橋式起重機橋架結構設計

橋式起重機橋架結構設計,橋式起重機,結構設計 ****學院****屆畢業(yè)設計說明書 第一章 緒論 1.1 課題的背景 由于工業(yè)生產規(guī)模不斷擴大，生產效率日益提高，以及產品生產過程中物料裝卸搬運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長，起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更高的要求。起重機已成為自動化生產流程中的重要環(huán)節(jié)。起重機不但要容易操作，容易維護，而且安全性要好，可靠性要高，要求具有優(yōu)異的耐久性、無故障性、維修性和使用經濟性,起重機的出現(xiàn)大大提高了人們的勞動效率，以前需要許多人花長時間才能搬動的大型物件現(xiàn)在用起重機就能輕易達到效果，尤其是在小范圍的搬動過程中起重機的作用是相當明顯的。橋式起重機作為起重機的一種，是現(xiàn)代工業(yè)生產和起重運輸中實現(xiàn)生產過程機械化、自動化的重要工具和設備，可減輕操作者的勞動強度，提高生產率。橋式起重機在工礦企業(yè)、鋼鐵化工、鐵路交通、港口碼頭以及物流周轉等部門和場所均得到廣泛的運用，它是人們生產活動中不可缺少的一種設備。 1.2國內外橋式起重機現(xiàn)狀與發(fā)展前景 1.2.1 國內起重機現(xiàn)狀 經過幾十年的發(fā)展，我國橋式起重機行業(yè)已經形成了一定的規(guī)模，市場競爭也越發(fā)激烈。橋式起重機行業(yè)在國內需求旺盛和出口快速增長的帶動下，依然保持高速發(fā)展，產品幾近供不應求 盡管我國起重機行業(yè)發(fā)展迅速，但是國內起重機仍缺乏競爭力。從技術實力看，與歐美日等發(fā)達地區(qū)相比，中國的技術實力還有一定差距。目前，過內大型起重機尚不具備大量生產能力。從產品結構看，由于技術能力所限，中國起重機在產品結構上也不完善，難以同國外匹敵。同時我國起重行業(yè)目前存在幾個突出問題，歸納如下： （1）整體技術含量偏低，突出表現(xiàn)在產品的品種規(guī)格少，性能、可靠性等指標低于發(fā)達國家同類產品的水平。 （2）知名品牌寥寥無幾，能打入國際市場并享有一定聲譽的知名品牌幾乎沒有。 （3）產品低價惡性競爭嚴重，企業(yè)合理利潤難保，已嚴重制約企業(yè)生產技術的持續(xù)發(fā)展。 1.2.2 國外起重機發(fā)展前景 近年來，隨著國際合作的增加，國際起重機行業(yè)發(fā)展迅速。到目前為止，國際主要知名起重機制造廠商有德國的DEMAG?起重機，芬蘭的Kone起重機，美國CM集團等。上述企業(yè)在起重機行業(yè)內較為知名。 橋式起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動與控制的改進。將機械技術和電子技術相結合，將先進的計算機技術、微電子技術、電力電子技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技術應用到機械的驅動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。大型高效橋式起重機新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。主要由全數(shù)字化控制驅動裝置、可編程序控制器、故障診斷及數(shù)據(jù)管理系統(tǒng)、數(shù)字化操縱給定檢測等設備組成。變壓變頻調速、射頻數(shù)據(jù)通訊、故障自診監(jiān)控、吊具防搖的模糊控制、激光查找起吊物重心、近場感應防碰撞技術、現(xiàn)場總線、載波通訊及控制、無接觸供電及三維條形碼技術等將廣泛得到應用。使起重機具有更高的柔性，以適合多批次少批量的柔性生產模式，提高單機綜合自動化水平。重點開發(fā)以微處理機為核心的高性能電氣傳動裝置，使起重機具有優(yōu)良的調速和靜動特性，可進行操作的自動控制、自動顯示與記錄，起重機運行的自動保護與自動檢測，特殊場合的遠距離遙控等，以適應自動化生產的需要 隨著現(xiàn)代科學技術的發(fā)展，各種新技術、新材料、新結構、新工藝在橋式起重機上得到廣泛的應用。所有這些因素都有里地促進了橋式起重機的發(fā)展。根據(jù)國內外現(xiàn)有橋式起重機產品和技術資料的分析，近年來橋式起重機的發(fā)展趨勢主要體現(xiàn)在以下幾個方面： （1）重點產品大型化，高速化和專用化 （2）系列產品模塊化、組合化和標準化 （3）通用產品小型化、輕型化和多樣化 （4）產品性能自動化、智能化和數(shù)字化 （5）產品組合成套化、集成化和柔性化 1.3 本設計的主要內容、目標和方法 (1)主要內容：了解橋式起重機的發(fā)展和應用現(xiàn)狀，設計50/10t雙梁橋式起重機的橋架結構，并用Solidworks繪圖軟件繪制出橋架結構的三維結構圖和二維結構圖。設計開始時，根據(jù)橋式起重機的跨度和起重量查閱《起重機設計手冊》確定橋架結構的基本參數(shù)及主端梁的結構尺寸，再根據(jù)基本參數(shù)查閱《起重機設計手冊》確定主端梁所受的各種內力載荷、穩(wěn)定性及上拱度等并逐一進行校核。 (2)目標：本文完成了50/10t×25.5m偏軌雙梁橋式起重機主端梁等橋架結構各構件的設計驗算。功能實現(xiàn)合理，結構簡單適用，工作可靠。 (3)方法：本設計采用規(guī)范的設計計算對橋式起重機各機構進行了分析。首先，通過查閱相關書籍和資料，學習橋式起重機的相關知識，了解橋式起重機的發(fā)展和應用現(xiàn)狀，掌握橋式起重機金屬結構的設計方法，學習并掌握Solidworks繪圖軟件的使用，掌握一般的繪圖方法和計算分析步驟；其次，根據(jù)現(xiàn)今國內外生產橋式起重機采用的各種結構類型，結合課本知識和參考文獻信息，設計符合使用要求的結構；然后，根據(jù)參考文獻[8]和參考文獻[10]，分析橋式起重機的受力情況，計算橋式起重機的自重載荷、起升載荷、水平慣性載荷，并對橋式起重機的抗傾覆穩(wěn)定性進行校核，檢驗結構的靜剛度、強度和穩(wěn)定性。本文還對結構進行了Solidworks三維和二維繪圖，便于生產制造。 第二章 橋式起重機偏軌箱型雙梁橋架總體設計 2.1 基本參數(shù) 橋架形式為雙梁橋架，軌道放置為偏軌 跨度L=25.5m，起重量mQ=50/10t 由設計手冊查的起重量在3t～50t范圍內起升高度取Hq=16/18m 由通用起重機吊鉤類型為重級故取吊鉤起升速度（主/副）vq=13/20m/min 根據(jù)《起重機設計手冊》表1-1-9查的，大車運行速度在（70～120） m/min范圍內，取vd=90m/min 小車軌距K=2.5m，小車軌道方鋼軌道 根據(jù)起重機的載荷狀態(tài)和利用等級取其工作級別為A6 該起重機在室內工作，工作溫度為-20℃～40℃。 2.2主梁尺寸 大車軸距 Bo=m取Bo=5.8m，端梁全長為6.7m。 主梁高度 h=（）L=1821～1500 mm 取h=1600 根據(jù)《機械設計手冊》查的： 取腹板高度 h0=1600 mm 腹板厚度 δ1=8 mm 副腹板厚度 δ2=6 mm 翼緣板厚度 δ0=10mm 下翼緣板寬度 b1= b0+2δ0+40=800mm 上翼緣板寬度 b2=930 主梁總高度 H1=+2δ0=1620 mm 主梁寬度 b=(0.4～0.5)=648～810 mm 腹板外側間距 b=760 mm>=425 mm 且>=540 mm， 上下翼緣板不相同，分別為10mm×930mm及10mm×800mm 主梁端部變截面長d==3187.5mm，取d=3.15m 2.3端梁尺寸 端梁高度 H2≈=810mm，取H2=900mm 端梁翼緣板厚度 δ2=10mm 端梁腹板厚度 δ3=8mm 考慮大車輪安裝，端梁內寬b0=360mm 總寬 B2=440mm， 根據(jù)《機械設計手冊》得，當時，翼緣板處不需要設置任何加勁肋。 2.4主、端梁的連接 主、端梁采用焊接連接，端梁為拼接式。上翼緣板與主腹板間的承軌角焊縫采用雙面坡口熔透角焊縫，并用深熔焊或清根以保證根部的熔透。主腹板與下翼緣板間的角焊縫采用單面坡口封底焊縫坡口開在腹板外側。副腹板與上下翼緣板間的角焊縫采用外側開坡口，內側角焊縫。 2.5橋架結構與主、端梁截面示意圖 圖2-1 雙梁橋架結構 圖2-2 主梁截面與端梁截面 第三章 主端梁的設計計算 3.1 主梁的計算 3.1.1載荷與內力計算 主梁自重載荷包括：主梁、小車軌道、走臺、欄桿等重量載荷、主梁上的機電設備及操控室的重量載荷等。 主梁截面積 A1=10×930+1600×8×2+800×10=39700mm2 端梁截面積 A2=440×10×2+900×8×2=23200mm2 主梁自重載荷 F’q=kρAg=1.2×7850×0.0397×1×9.81N/m=3668.7N/m 小車軌道重量 Fɡ=mɡg=38.86×9.81=381N/m 欄桿等重量 Fl=mlg=100×9.81=981N/m 主梁的均布載荷 Fq=F’q+Fɡ+Fl=5031N/m 起升載荷為 =g==490000 N 小車自重載荷 =mg=12.129.811000=107910.2 N 3.1.2動力效應系數(shù) 起升沖擊系數(shù) ψ1=1.1 動載系數(shù) ψ2=1+0.7vq=1+0.7×13/60 =1.1517 運行沖擊系數(shù) ψ4=1.1+0.058vd =1.1+0.058×1.5 =1.187≈1.19 3.1.3慣性力計算 大、小車都是4個車輪，其中主動輪各占一半，按車輪打滑條件去確定大、小車運行的慣性力 一根主梁上的小車慣性力為 Pxg==16343N 大車運行起、制動慣性力（一根主梁上）為 FH==16343N PH==N/m =359.4N/m 主梁跨端設備慣性力影響小可以忽略。 3.1.4偏斜運行側向力 一根主梁的重量為 PQ=Fq（L-0.4）=5031×（25.5-0.4）N =126278N 一根端梁單位長度的重量為 Fq1=kpAg=1.1×7850×0.021184×9.81N/m =1794.5N/m 一根端梁的重量為 PGd=Fq1B=1794.5×6.7N =12023N 一組大車運行機構的重量（兩組對稱配置）為 PGj=mjg=803×9.81N=7877N 司機室及設備的重量（按合力記）為 PGs=msg=2000×9.81N=19620N （1）滿載小車在主梁跨中央 圖3-1 端梁總輪 左側端梁總靜輪壓壓計算 PR1=(PQ+PGx)+(2PQ)+PGs(1-)+PGj+PGd =[(323730+107910)+126278+19620(1-)+7877+21023]N =379310N 由==4.397,查的λ=0.172 側向力為 Ps1=×PR1λ =×379310×0.172N=32620.7N （2）滿載小車在主梁左端極限位置 左側端梁總靜輪壓為 PR2=(PQ+PGx)（1-）+×(2PQ)+PGs(1-)+PGj+PGd =561275.7N 側向力為 Ps2=×PR2λ=×561275.7×0.172=48270N 故選取大車車輪直徑為Φ800 mm,軌道為QU70 3.1.5 扭轉載荷計算 偏軌箱型梁由Pn和PH的偏心作用而產生移動扭矩，其它載荷PGj、PGs，產生的扭矩較小且作用方向相反，故不計算。 圖 3-2 扭轉載荷計算 偏軌箱型梁彎心A在梁截面的對稱形心軸x上（不考慮翼緣外伸部分）彎心至主腹板中線的距離為 e1=×(--) = ×(760-7)mm=322.7mm 軌高hg=134mm，故小車軌道選用P38 h”=+hg=(×1620+134)mm=944mm 移動扭矩 Tp=Pne1=228800×322.7N·mm=73834N·m TH=PHh”=16343×944N·mm =15428N·m 3.1.6 內力 （1）垂直載荷 計算大車傳動側的主梁。在固定載荷與移動載荷作用下，主梁按簡支梁計算，如圖5。 圖3-3 主梁計算模型 固定載荷作用下主梁跨中的彎矩為 Mq=ψ4 =1.19× =530455N·m 跨端剪切力為 Fqc≈ψ4[] =106307.5N 移動載荷作用下主梁的內力 1）滿載小車在跨中，跨中E點彎矩為 MP= 輪壓合力Pn與左輪的距離為 b1= =1.344m 則 MP=N·m =1557600N·m 跨中E點剪切力為 FP≈ψ4Pn(1-) =128960.8N 跨中內扭矩為 Tn=(ψ4TP+TH)=51645N·m 2）滿載小車在跨端極限位置（z=e1）。小車左輪距梁端距離為 c1=e1-L1=0.7m 跨端剪切力為 FPc= =1.19× =250447.5N 跨端內扭矩為 Tn1=(ψ4TP+TH)(1-) =(1.19×73834+15428)×N·m =95189N·m 主梁跨中總彎矩為 Mx=Mq+Mp=(530455+1557600)N·m =2088055N·m 主梁跨端總剪切力（支承力）為 FR=Fc=Fpc+Fqc =(106307.5+250447.5)N=356755N （2） 水平載荷 1）水平慣性載荷。在水平載荷PH及FH作用下，橋架按剛架計算。因偏軌箱形梁與端梁連接面較寬，應采取兩主梁軸線間距K’代替原小車軌距K構成新的水平剛架，這樣比較符合實際，因此 K'=K+2x1=(2.5+2×0.331)m ≈3.16m b=K'=1.58m a=(Bo-K')=1.32m 圖3-4 水平剛架計算模型 ①小車在跨中。剛架的計算系數(shù)為 r1=1+ =1+ =1.1342 跨中水平彎矩（與單梁橋架公式相同） MH= =N·m =70299N·m 跨中水平剪切力為 PPH≈PH=8171.5N 跨中軸力為 NH= =N =-7866N ②小車在跨端?？缍怂郊羟辛? F'cH= = =19643.5N 2)偏斜側向力。在偏斜側向力作用下，橋架也按水平剛架分析。 圖3-5 剛架側向力作用分析 這時計算系數(shù)為 rs=1+= =1.2948 ①小車在跨中。側向力為 Ps1=0.5PR1λ=32620.7N 超前力為 =N=7419.6N 端梁中點的軸力為 =3710N 端梁中點的水平剪切力為 Fd1=Ps1=32620.7N =5786.4N 主梁跨中的水平彎矩為 Ms= =N·m =4899.3N·m 主梁軸力為 Ns1=Ps1-Fd1=26834N 主梁跨中總的水平彎矩為 My=MH+Ms=(70299+4899.3)N·m =75198.3N·m ②小車在跨端。側向力為 Ps2=48270N 超前力為 Pw2==48270.5×N =10979N 端梁中點的軸力為 Nd=Pw2=5489.5N 端梁中點的水平剪切力為 Fd2=Ps2()=48270N =8562.4N 主梁跨端的水平彎矩為 Mcs=Ps2a+Fd2b =(48270×1.32+8562.4×1.58)N·m =77245N·m 主梁跨端的水平剪切力為 Fcs=Pw2-Nd=0.5Pw=5489.5N 主梁跨端總的水平剪切力為 FcH=F'cH+Fcs=25133N 小車在跨端時，主梁跨中水平彎矩組合值較小，不需要計算 3.1.7強度 需要計算主梁跨中截面危險點的強度 (1)主腹板上邊緣危險點的應力 主腹板邊至軌頂距離為 hy=hg+δ0=144mm 主腹板邊的局部壓應力為 бm==MPa50.57MPa 垂直彎矩產生的應力為 б01==MPa=101.2MPa 水平彎矩產生的應力為 б02==MPa=5.9MPa 慣性載荷與側向力對主梁產生的軸向力較小且作用方向相反，應力很小，故不計算。 主梁上翼緣的靜矩為 Sy=δ0B1(y1-o.5δ0) =10×930(783.6-5)mm3 =7240980mm3 主腹板上邊的切應力為 τ= =MPa =6.84MPa 該點的折算應力為 б0=б01+б02=107.1MPa б1= = MPa =93.6MPa< =175MPa (2)副腹板下邊緣危險點的應力 б2= =MPa =117.3MPa< =175MPa (3)下蓋板下邊緣危險點的應力 б3=1.15 =MPa =134.5MPa< =175MPa (4)主梁跨端的切應力 主梁跨端截面變小。為便于主、端梁連接，取腹板高度等于端梁高度hd=900mm，跨端只需計算切應力。 1)主腹板。承受垂直剪力Fe及扭矩Tn1.故主腹板中點切應力為 τ=+ 主梁跨端封閉截面面積為 A0=（b-7）(h0+δ0) =753×910mm2 =685230mm2 代入上式 τ=MPa =51.15MPa< =100MPa 副腹板中兩切應力反向可不計算 2)翼緣板。承受水平剪應力 FcH=25133N及扭矩Tn1=95189N·m τ=[]MPa =9.12MPa< =100MPa 主梁翼緣焊縫厚度取hf=8mm,采用自動焊接，不需計算。 3.1.8主梁疲勞強度 橋架工作級別為A6，應按載荷組合I計算主梁跨中最大彎矩截面（E）的疲勞強度。 由于水平慣性載荷產生的應力很小，為了計算簡明而忽略慣性應力 求截面E的最大彎矩和最小彎矩，滿載小車位于跨中（輪壓P1在E點上），則 Mmax=Mx=2088055N·m 空載小車位于右側跨端時。 圖3-6 主梁跨中最小彎矩的計算 左端支反力為 FR1=[P'1(b+c2)+P'2c2] =N =4392N Mmin=Mq+Ψ4FR1z =[530455+1.19×4392×0.5×(25.5-1.344)]N·m =593580.4N·m （1）驗算主腹板受拉翼緣焊縫①的疲勞強度。 圖3-7 主梁截面疲勞強度驗算點 бmax==MPa =108.1MPa бmin= =MPa =30.73MPa 應力循環(huán)特性 r==30.73/108.1=0.2843>0 根據(jù)工作級別A6，應力集中等級K1及材料Q235， 查的[б-1]=119MPa ,бb=370MPa. 焊縫拉伸疲勞許用應力為 [бrl]=1.67[б-1]/[1-(1-119/0.45×370)×0.2843]MPa =216.3MPa бmax=108.1MPa<[бrl] (合格) （2）驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處② бmax==MPa =101.6MPa бmin==MPa =28.87MPa r==28.87/101.6=0.2842>0 顯然，相同工況下的應力循環(huán)特性是一致的。 根據(jù)A6和Q235，橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接，板底與受拉翼緣間隙為50mm，應力集中等級為K3，查的[б-1]=71MPa 拉伸疲勞許用應力 [бrl]=1.67[б-1]/[1-(1-71/0.45×370)×0.2842]MPa =141.7MPa бmax=101.6MPa<[бrl] (合格) 由于切應力很小，忽略不計 3.1.9主梁穩(wěn)定性 （1）整體穩(wěn)定性 ==2.13<3 (穩(wěn)定) （2）局部穩(wěn)定性 翼緣板 ==74.6>60 需設置一條縱向加勁肋，不在驗算。 翼緣板最大外伸部分=150/10=15 (穩(wěn)定) 主腹板 副腹板 故需設置橫隔板及兩條縱向加勁肋，主、副腹板相同，其布置示于圖10。 圖3-8 主梁加勁肋設置及穩(wěn)定性計算 隔板間距a=1600mm,縱向加勁肋位置 h1=h2=0.2h0=0.2×1600mm=320mm 1）驗算跨中主腹板上區(qū)格I的穩(wěn)定性，區(qū)格兩邊正應力為 б1=б01+б02=(101.2+5.9)MPa=107MPa б2 =б01-+б02 =65.2MPa φ==65.2/107= （屬于不均勻壓縮板） 區(qū)格I的歐拉應力為 бE=18.6×MPa =116.25MPa (b=h1=320mm) 區(qū)格分別受б1、бE和τ作用的臨界壓應力為 б1cr=ΧKббE 嵌固系數(shù)Χ=1.2，α==5>1,屈曲系數(shù)Kб=則 б’1cr=1.2×4.912×116.25MPa =685.2MPa>0.75бs=176MPa 需修正，則 б1cr=бs（） =235×(1-)MPa =219.8MPa 腹板邊局部壓應力бm=50.57MPa 壓力分布長c=2hy+50=[2×(134+10)+50]mm=338mm α==5>3,按a=3b計算α=3 β==0.352 區(qū)格I屬雙邊局部壓縮板，板的屈曲系數(shù)為 б'mcr=ΧKmбE =1.2×2.128×116.25MPa =296.86Mpa>0.75бs 需修正，則 бmcr=235()MPa =200Mpa 區(qū)格平均切應力 τ= =MPa =8.42Mpa 由α==1600/320=5>1,板的屈曲系數(shù)為 Kτ=5.34+ τ'cr=ΧKτбE=1.2×5.5×116.25MPa需修正 =767.25MPa =1329MPa>0.75бs 需修正，則 Mpa =227.16MPa MPa=131.15MPa 區(qū)格上邊緣的復合應力為 =MPa =93.85MPa α==5>2,區(qū)格的臨界復合應力為 бcr= =MPa =160MPa [бcr]==160/1.33MPa=120.3MPa < [бcr] 區(qū)格Ⅱ的尺寸與區(qū)格I相同，而應力較小，故不需要再算。主腹板外側設置短加勁肋，與上翼緣板頂緊以支撐小車軌道，間距a1=400mm. 1）驗算跨中副腹板上區(qū)格I的穩(wěn)定性 副腹板上區(qū)格I只受б1和τ的作用，區(qū)格兩邊的正應力為 б1=б01+б02 =（101.2+5.9MPa =108.7MPa б2= =MPa =66.9MPa 切應力 τ= =MPa =2.2Mpa（很小） 區(qū)格I的歐拉應力為 бE=18.6 =18.6×MPa =65.4MPa φ==0.615<1 (屬于不均勻壓縮板) α==1600/320=5>1 Kб==4.898 б’1cr=ΧKббE =1.2×4.898×65.4MPa =384.4MPa б’1cr>0.75бs 需要修正，則 б1cr=235()MPa=208MPa α=5>1,Kr=5.34+=5.5 τ'cr=ΧKτбE=1.2×5.5×65.4MPa =431.6MPa ×431.6MPa =747.55MPa>0.75бs 需要修正，則 235()MPa =221MPa τcr=MPa=127.6MPa 復合應力為 =MPa =108.77MPa α=5>2,區(qū)格I的臨界復合應力為 бcr= =MPa =207.94MPa =108.77MPa<=156.3MPa 區(qū)格Ⅱ和跨端應力較小，不再計算 2）加勁肋的確定。橫隔板厚度δ=6mm，板中開孔尺寸為340mm×1100mm 翼緣板縱向加勁肋選用角鋼∠70×70×6，A=816mm2 ，Ix1=377700mm4 縱向加勁肋對翼緣板厚度中線（1-1）的慣性矩為 Ix=Ix1+Ae2=Ix1+A(b+0.5δ0-Z0)2 =377700+816×（70+0.5×10-19.5）2mm4 =2.891×106mm4 [Ix]= =2.7453×106mm4 Ix>[Ix](合格) 主、副腹板采用相同的縱向加勁肋∠63×63×5，A=614.3mm2，Ix1=231700mm4 縱向加勁肋對主腹板厚度中線的慣性矩為 Ix=Ix1+Ae2 =231700+614.3×49.62mm4 =1742976mm4 [Ix]= = =1679360mm4S1，可只計算靠彎板的腹板邊的折算應力，該處正應力為 б==MPa =37.3MPa 切應力 τ==MPa =46.5MPa 折算應力 MPa =88.76MPa <[τ]Ⅱ (合格) 假設端梁支承水平剪力只由上翼緣板承受，不計入腹板 上翼緣板的切應力為 τy==MPa =32.9MPa<[τ]Ⅱ 端梁支承處的翼緣焊縫截面計算厚度（2×0.7×8mm=11.2mm）比腹板厚度（8mm）大，故焊縫不需驗算，截面4-4的水平彎矩較小，忽略不計 3.2.3 疲勞強度 端梁疲勞強度計算只考慮垂直載荷的作用 （1）彎板翼緣焊縫 驗算截面4-4的彎板翼緣焊縫 滿載小車在主梁跨端時，端梁截面4-4的最大彎矩和剪切力為 Mmax=Mx4=68705N·m Fmax=Fv4==362542N 空載小車位于跨中不移動時端梁的支承反力為 F'vd≈ =N =98580.6N 這時端梁截面4-4相應的彎矩和剪切力為 Mmin= =(98580.6×0.19-1794.5×0.5×0.642)N·m =18363N·m Fmin==97432N 彎板翼緣焊縫應力為 бmax==37.3MPa бmin==9.97MPa τmax= =MPa =33.2MPa τmin==8.9MPa 根據(jù)A6和Q235及彎板用雙面貼角焊縫連接K4，查的[б-1]=43MPa,бb=370MPa rб====0.2673>0 焊縫拉伸疲勞許用應力為 [бrl]= =MPa =89.57MPa rτ===0.2686>0 按K0查的[б-1]=133MPa，取拉伸式 [бrl]= =MPa =234.8MPa [τr]===166MPa = =0.213<1.1 （2）端梁中央拼接截面 根據(jù)端梁拼接設計。連接螺栓的布置形式已經確定，可只計算受力大的翼緣板 拼接截面1-1的內力為 Mmax=Mx1=597409N·m 空載小車位于跨中不移動時。主梁跨端的支承力為 F’R= =N =92569N M’R=F’Rx1=92569×0.33N·m =30547.8N·m 這時端梁支反力為 F'vd=98580.6N 端梁拼接截面1-1的彎矩為 Mmin= =N·m =160103N·m 翼緣板的平均應力（按毛截面計）為 бy= =MPa =114.8MPa 翼緣板傳遞的內力為 Ny=бyAy=114.8×8×440N=404096N 端梁拼接處翼緣板截面上布置有4-Φ21mm的螺栓孔，翼緣板靜截面積為 Af=（440-4×21）×8mm2 =2848mm2 應力 бmax==MP =141.9MPa r====0.268>0 可見，在相同的循環(huán)工況下，應力循環(huán)特性是一致的。根據(jù)A6和Q235及帶孔板的應力集中等級W2，查的[б-1]=122MPa。 翼緣板拉伸疲勞許用應力為 [бrl]= =MPa =219.5MPa бmax<[бrl] 若考慮垂直載荷與水平載荷同時作用，則計算應力要大些腹板受力較小，不再計算 3.2.4 穩(wěn)定性 整體穩(wěn)定 ==2.39<3 (穩(wěn)定) 局部穩(wěn)定 翼緣板 （穩(wěn)定） 腹板 故只需要對著主梁腹板位置設置四塊橫隔板，δ=6mm 3.2.5 端梁拼接 端梁在中央截面1-1采用拼接板精制螺栓連接，翼緣用雙面拼接板8mm×420mm×440mm及8mm×350mm×440mm,腹板用單面拼接板8mm×440mm×860mm，精制螺栓選取M20mm,拼接構造及螺栓布置如圖14所示。 圖3-12 端梁拼接構造 （1）內力及分配 滿載小車在跨端時，求的截面1-1的內力為 Mx1=597409N·m,剪力Fv1=0 My1=26966N·m,FH1=21130.5N Nd=25133N 端梁的截面慣性矩為 Ix=2.32149×109mm4 Iy=5.9251×108mm4 腹板對x和y軸的總慣性矩為 Ifx=9.2108×108mm4 Ify=4.7894×108mm4 翼緣對x和y軸的總慣性矩為 Iyx=1.400408×109mm4 Iyy=1.1358×108mm4 彎矩分配 Mx1:腹板 Mfx=Mx1=237029.4N·m 翼緣 Myx=Mx1=360379.6N·m My1:腹板 Mfy=My1=21797N·m 翼緣 Myy=My1=5169N·m 水平剪切力分配 剪力由上、下翼緣板平均承受，一塊翼緣板所受剪切力為 F1=0.5FH1=10565N 軸力分配 軸力按截面積分配 一塊翼緣板受軸力 N'y==4176N 一塊腹板受軸力 N'f==8390.3N A=21184mm2,Ay=3520mm2,Af=7072mm2 （2）翼緣拼接計算 由Myx產生的翼緣軸力為 N”y===404013N 一塊翼緣板總軸力為 Ny=N'y+N”y=408189N 拼接縫一邊翼緣板上有8個螺栓，一個螺栓受力（剪切力）為 PyN==N =50123.6N Myy由上下翼緣板平均承受，一塊翼緣板的水平彎矩為 M'y==2585N·m 拼接縫一邊翼緣板上螺栓的布置尺寸為==3，可按窄式連接計算 x1=150mm,Σxi2=4(502+1502)mm2=100000mm2 翼緣板角點螺栓的最大內力為 Py1==N=3877.5N 角點螺栓順梁軸的內力和為 FN=PyN+Py1=(51023.6+3877.5)N=54901N 水平剪切力F1由焊接縫一邊翼緣上的螺栓平均承受，一個螺栓的受力為 Fs===1320.6