双梁a型门式起重机结构设计

1、 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）提供全套毕业设计，各专业都有摘要进入 21 世纪以来，我国的煤炭工业进入了快速发展的轨道，门式采样机因其在露天作业环境中有其它类型采样机无法替代的优势，因此对其进行研究、创新，使其结构更合理，使用更方便，具有重要的战略和现实意义。本设计以通用门式采样机结构设计为设计目标，内容包括主梁、支腿、马鞍、上下横梁等结构的设计。首先采用许用应力法及计算机辅助设计方法和第四强度理论对主梁结构进行载荷计算，然后对其强度、稳定性、刚度进行校核，最后进行螺栓连接的计算。如不符合，重复所做步骤。其设计很好的体现了结构力学、材料力学在金属结构件和采样机运输中的重要运用。关键词：

2、门式采样机；金属结构；载荷计算；双梁 .1 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）AbstractIn the 21st century, Chinas railways, shipbuilding industry hasentered a rapid development track, gantry crane in its operatingenvironment in the open air there are other types of cranes can notbe replaced advantage, so its research, innovation, its st

3、ructureis more reasonable , More convenient, has important strategic andpractical significance.The design-A double beam gantry cranedesign goals for the design, including the main beam, legs, saddle,upper and lower beams and other structures. Focus on part of thestructure of the load and load combin

4、ations, the final calculationof the bolt connection. Good indication of the design of structuralmechanics, mechanics of materials in the metal structure and theimportance of transport used cranes.Key words ： Gantrycranes; metalstructure; loadcalculation;doublebeam .2 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）目录第一章 前言.11.1

5、结构简介 .11.2 发展现状 .11.3 研究目的和意义 .2第二章 总体设计.42.1 总体设计 .42.1.1 材料选择 .42.1.2 总体结构设计 .42.1.3设计参数.52.2 部件截面形状的确定 .62.3 截面惯性矩验算 .11第三章 主梁计算.123.1 载荷及内力计算 .123.1.1 载荷计算 .123.1.2内力计算.173.2 主梁的强度 .243.2.1主梁弯曲应力验算.243.2.2 主梁支撑处的剪力 .283.2.3 主梁疲劳强度 .293.3主梁的稳定性 .303.4 主梁刚度设计计算 .353.4.1 主梁跨中一简支刚架静刚度计算 .353.4.2 小车悬

6、臂一简支刚架静刚度计算 .363.4.3 主梁水平静刚度计算 .363.4.4 悬臂的水平静刚度 .373.4.5主梁动刚度.37第四章 支腿平面内刚架的设计.404.1 钢架的三次超静定结构 .404.2 马鞍横梁跨中截面内力计算 .424.2.1 刚性腿侧计算 .424.2.2 结构弯矩计算 .432 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）第五章 支承架设计及计算.455.1支撑架刚度计算 .455.2 支撑架的小车轨顶处位移 .515.3 整体稳定性计算 .58第六章 螺栓连接强度计算.606.1 马鞍的连接强度计算 .606.2 支腿与横梁的连接计算 .616.3 主梁在跨中的连接计算

7、.626.4主梁盖板的螺栓连接 .62结论.64致谢.65参考文献.66附录：外文资料与中文翻译.673 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）第一章 前言1.1 结构简介门式采样机是桥式采样机的一种变形。在港口主要用于煤流中，火车，汽车，船上以及煤堆上采样然后加以分析，以确定煤的各种特性，用此分析结果确定合同价格，并根据要求将采样机进行了运动分析，对其进行整机结构设计。它的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。门式采样机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强等特点，在港口货场得到广泛使用。本次设计的采样机因支腿形状类似字母

8、 A 又称 A 型门式采样机，该装置主要是由双主梁、两刚支腿、两柔支腿以及马鞍、上下横梁等结构组成。双梁 A 型门式采样机一般做成箱型结构，而且常做成双悬臂的桥架。有时也可做成桁架结构，但是桁架结构存在着制造劳动量大，维修保养不方便等缺点，所以一般设计成箱梁门式采样机。1.2 发展现状目前，国内专业生产大型采样机的厂家很多。其中以中联重科、三一重工、抚挖等公司产品系列较全，市场占有率较高。中联重科在 2007 年12 月宣布实行品牌统一战略后。现已成功开发了 50t600t 履带式采样机产品系列。作为中国采样机行业的领跑者，徐州重型机械有限公司现在已经形成了以汽车采样机为主导，履带式采样机和全

9、路面采样机为侧翼强势推进的庞大型谱群。国内最具历史的履带式采样机生产企业抚挖现已拥有35t350t 的履带式采样机产品系列。QUY350 是抚挖 2007 年推出的国产首台 350t 履带式采样机，填补了国内 350t 履带式采样机的产品型谱空白。国外专业生产大型采样机厂家很多。其中利勃海尔、特雷克斯 -德马格、马尼托瓦克与神钢等公司产品系列较全， 市场占有率较高。利勃海尔公1 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）司的产品技术先进、工作可靠，其生产的LR 系列履带采样机最大起重量已达 1200t。其桁架臂履带式采样机系列在 2007 年又喜添新品 LR1600/2，使其产品型谱更加完善。未来的

10、一段时间内，采样机的发展趋势包括以下几个方面：（1）大吨位的自拆装系统。（2）便利模块化和组合化。（3）混合型采样机1.3 研究目的和意义通过对通用门式采样机的研究和创新设计，能够让我很好的掌握结构力学、材料力学在金属结构件和采样机运输中的运用。作为毕业设计的一大课题，在融合贯通机械专业的同时，更能很好的使自己所学专业知识全面化、系统化。本次设计的结构较复杂，特别是支腿、马鞍部分，设计难度较大，计算量也较多。不光是对专业知识的考察，更体现在自己对待生活和学习的态度上。通过这一环节的训练，更能很好的提高了以下方面的能力：1、综合运用所学知识和技能，独立分析和解决设计问题的能力；2、熟练运用基本技

11、能，包括绘图、计算机应用、翻译、查阅文献等等的能力；实验研究的能力；撰写科技论文和技术报告，正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题的能力：3、收集加工各种信息的能力，获取知识的能力；5、多角度的培养我们综合运用和扩大所学知识面的能力，以提高理论联系实际的能力。6、通过依据数据、准确的制图，培养了我们收集、整理、分析及运用资料的能力 。7、另外它不仅仅局限在机械基础知识上更涉及了有关材料学、力学2 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）等多学科知识，使我们对交叉学科有了一定的涉足，拓宽了我们的知识面，更激发了进行本专业工作、学习的激情与兴趣。本设计为 32t 通用门式采样机结构设计，根据给出

12、的设计参数，设计出符合要求满足使用性能的采样机结构，并对设计出来的结构进行校核计算。所用到的研究方法主要有经验总结法、比较研究法、文献资料法等。借鉴前人对采样机结构设计的成熟经验，结合目前通用门式采样机所存在的缺点和不足，进行采样机的创新性结构设计。通过翻阅相关文献书籍对涉及到的双主梁、两刚支腿、两柔支腿以及马鞍、上下横梁等结构进行计算，特别是载荷计算及载荷组合，螺栓的连接计算。比较研究法可以理解为是根据一定的标准，对两个或两个以上有联系的事物进行考察，寻找其异同，探求普遍规律与特殊规律的方法。具体要求如下：a、设计中要注意的问题是结构较复杂，特别是支腿、马鞍部分，设计难度较大，计算量较多。b

13、、通过本次设计，熟练掌握结构力学、材料力学在金属结构件和采样机运输中的运用。c、完成校院要求的工作量和毕业设计论文的撰写。3 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）第二章 总体设计2.1 总体设计2.1.1 材料选择在选择采样机材料时一般应考虑以下几个方面：1.经济性：性能与材料价格成正比;2.设计要求：对于有重量限制的，可以选用强度等级好一些的材料;3.作业环境要求：对于有低温操作要求的产品，必须考虑材料的低温冲击性能，也就是 A/B/C/D/E等;4.制造能力：如果对于高强度板的焊接能力达不到，就不能选用。参阅大连采样机厂编的采样机设计手册，采样机金属结构主要受力构件应采用平炉或转炉的碳素钢

14、和普通合金钢，但端梁一般采用 Q235B的钢材或者型材。2.1.2 总体结构设计依据原始资料及查阅采样机课程设计手册现列出门架的结构简图及其主要尺寸如图 2-1，2-2和表 1-1 .4 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）具体尺寸如表 1-1：A1A3A5L1B34.2m1m1.4m1.89m11.32m2.1.3 设计参数总体参数起重量：Q=32t 跨度：S=26m工作级别 A6 起升高度：11m 9.3m / min起升速度：V工作风压;q=250Pa起大车参数大车运行速度：V=37.8m/min 大车轮距（基距）：B=8.5m L 9m6m悬臂全长： L有效悬臂长度：S1125 中南林

15、业科技大学本科毕业设计（论文） 106.8t 566kg3.36t750kg整机总重：G(估)马鞍自重：GAmG 电器集中质量：dq操纵室重：Gc 124kg 单支腿自重：G 3.66t梯子等重：Gctt小车参数11.3t小车自重：G小车轨：P38xc小车轮距：b=2.7m 小车轨距：K=2.5m小车轨面到小车最高点的高度：1.6m2.2 部件截面形状的确定双梁门式采样机承载能力强，跨度大、整体稳定性好，品种多，但自身质量与相同起重量的单主梁门式采样机相比要大些，造价也较高。根据主梁结构不同，又可分为箱形梁和桁架两种形式。但考虑到制造劳动量大，维修保养不方便等缺点，目前一般多采用箱形结构。1.

16、主梁截面1）如图 2-3 所示主梁截面的形状及尺寸。 由已知条件和经验值可知主梁截面的主要结构尺寸及重要参数如下 ：1200mmh 1200mm高度： H取腹板高度：010mm 8mm，翼缘板厚度;取主腹板厚度：1 6mm副腹板厚度：26 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）2）主梁尺寸计算主梁高度如下： H h 2 1200 210 1220mm100主梁宽度：b (0.4 0.5)H 1220mm (488 611) mm主1111腹板外侧间距：b ( )L ( )1810 mm 360 300mm350 6050 60侧H1312203且 mm 407mm，取 b=614mm,上下翼缘板

17、各不相同，分别为b及16750 10650 .取悬臂部分的横断面完全等同于中间主梁的横断面，选择偏轨箱型形式，采用偏轨省去了中轨支撑轨道而设置横向加劲板，从而也省去了大量的焊缝，减少制造过程变形为了能在主腹板上设置轨道和压板须使上翼缘板的悬伸宽度加大因而增加了保证悬臂部分局部稳定性而设置的三角肋。3）截面惯性矩验算面积： 22A 10654 10734 81200 61200 mm 30800mm7 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）222A 6141220mm 74908mm 0.749m08120020 61200634mm 278.3mm型心坐标： Xc81200 6120010734

18、1210 106541010734 10654Y mm 671mmcI 7.1810mm94x惯性矩:I 2.0610mm94y2.马鞍截面 如图 2-4 马鞍截面的形状及尺寸图 2-4马鞍的截面形状面积： (38482 64082)mm2 16384mm2 0.0164m2AmgH3360 9 .8 2744 N m质量： F12qma惯性矩： I 2.4310 m34XI 4.5104m4Y3.支腿截面 如图 2-5、2-6 所示支腿截面的形状及尺寸支腿上端的截面在门架平面内的惯性矩：8 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）113234I 1.60.01 0.6 1.60.01 2 0.0

19、11.2 2 0.0144mX1212支腿下端的截面在门架平面内的惯性矩：I 2.91610m，I 8.15104ym344x图 2-5支腿上端的截面形状4. 端梁截面 如图 2-7所示端梁截面的形状及尺寸9 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）由于端梁一般是偏于安全的,参阅采样机课程设计选取截面截面如图2-7图 2-7 端梁截面形状5.下横梁截面 如图 2-8 所示下横梁截面的形状及尺寸222下横梁面积: A (28008 60082)mm 22400mm 0.0224m： X 0 ， Y 0型心坐标CC惯性矩： 2.91610， I 8.1510 mI3m444xy10 中南林业科技大学本

20、科毕业设计（论文）2.3 截面惯性矩验算因主梁为关键性部件，在采样机使用过程中承载主要载荷，现对主梁的惯性矩进行初步验算小车集中载荷：mQ主132p p 3 Q tG33x3233p p 32 10 9.8 4N 108719Njj2 P 106662N 217438N满载小车位于主梁跨中产生的垂直静挠度为：pL3 LY Y 32.5mm48EI80011XY 主梁的许用静位移（挠度），见起重机设计手册1EI 主梁的抗弯刚度E 材料的弹性模量，由材料力学教程表2 2查取，取E 206109 Pa 206103Nmm2213333 (2610 )pL33 3I X1 1.17 10 mm9448

21、 20610 32.5 48E Y31当满载小车位于悬臂端极限位置产生的垂直挠度为：( )Pl3L l 6000lY 2 Y 17.14mm3EI350 3502X2( )pl2L l213333 (610 ) (6 26)10323I X2 2.321010 mm43E Y3 20610 17.1432 主梁截面许用惯性矩: I 1.17 10 mm 满足要求9411 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）第三章 主梁计算3.1 载荷及内力计算3.1.1 载荷计算（1）固定载荷主梁自重载荷：mg 121849.8F q 2843N m42L0小车轨道重量：F m g 38.869.8N / m

22、 381N / mgg栏杆及导电架质量 F mg 1009.8N / m 980N / m：L主梁的均布载荷：F F F F (2843 381 980)N / mqgLq 4205N / m（2）移动载荷首先假定小车的重量中心与起升载荷的重量中心均集中在小车的中心。起升载荷 P (m m )g (32000 1000)9.8N 323730N：QQ0小车自重载荷 P m g 113309.8N 111147N：Gxx满载小车静轮压有前面已知： P P 108719Nj1j2m g P0Gx10009.8111147空载小车静轮压： P P N 30239N44jj12 217438Np12

23、中南林业科技大学本科毕业设计（论文）(3)动力效应系数起升冲击系数：11.113起升动载系数： V 1.2 0.681.4337.8222 qmin60运行冲击系数：41.1 0.058V h 1.1 0.058 1 1.158y60(4)惯性载荷按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力P1087192一根主梁上的小车惯性力 P N 15531N：x2727g大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为：Fq4205均布惯性力主梁 F ：N / m 421N / mH 27 P10217438小车集中惯性力 P ：N 10872NH 210 210(5)风载荷作用于货物的风载荷 F Ck q A 1.71

24、.11 25026 12155N：h1 iW非工作状态风载荷 F Ck q A 1.7 1.16 1800 26 41017 .6N：W3作用于主梁上的风载荷:h1 i小车 P CPk q A 1.71.11 2508N 2700N：1h1i主梁 P CK q A 1.7 1.11 250 (26 2 0.25 26 21) 36465N:2n1 1(6)扭转载荷偏轨箱型梁由 p 和 P 的偏心作用而产生移动扭矩如图 3-1 所示。偏轨H箱型梁弯心 A 在梁截面的形心轴上（不考虑翼缘外伸部分）弯心至主腹板中心的距离为：13 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）2 68 61 2e (b ) (

25、614 ) 260mm12 28 62 21 2轨高 h 134mm：g11h H h ( 1220 134)mm 744mm1 g22移动扭矩 T Pe 2174380.26Nm 56534N m：p1T P h 108720.744Nm 8088NmHH（7）惯性载荷下横梁产生的惯性力，下横梁面的截面，由大车轮直径 D=900m 选定下横梁截面尺寸，2 22400mm2 0.0224m2下横梁面积 (28008 60082): Amm形心坐标 X 0：Y 0CC图 3-1 下横梁截面形状及尺寸222下横梁面积 A (28008 60082)mm 22400mm 0.0224m:形心坐标 X

26、 0：Y 0CC14 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）惯性矩 I 2.91610 mI 8.1510 my：3444x则下横梁产生的自重载荷为：FXhL k Ag 1.278500.0249.8N / m 1973.8N / mF L 1973.8 6下横梁产生的惯性力为 PXhLN 592.14N：210210HXhL马鞍的截面（在门架平面内）产生的惯性力：面积： A (38482 64082)mm2 16384mm2 0.0164m2质量 F k Ag 1.278500.0163849.8N / m 1515N / m：qma惯性矩 I 2.4310 m：34XI 4.510 m44Y

27、FqL2.6 1.61515惯性力：ma2 10PHN 318 N2 10ma支腿上截面产生的惯性力：11323惯性矩 I ：1.60.01 0.6 1.60.01 2 0.011.2 2X1212 0.0144m4支腿下截面产生的惯性力：惯性矩 I 2.91610 m：34xI 8.1510 m44y取支腿从下截面开始的 0.7H 处作为计算截面如图 3-2 所示。1600 600 1200 800mm 1.1m22平均面积 A ：221200 8001600 600 28平均实体面积 A 28： 02215 中南林业科技大学本科毕业设计（论文） 33600mm 0.0336mm22图 3-

28、2 下支腿 0.7H 处截面形状及尺寸4mm4惯性矩 I 0.00724 7.2410：m3XI I 0.0039m 3.9103 mm441 y支腿自重载荷为 F k Ag 1.278500.03369.8N / m 3102N / m：q2(8)偏斜侧向力一根主梁的重量： P F L 2843(26 26)N 108034NGq一组大车运行机构的重量： P m g 12009.8N 11760NGjj司机室及设备的重量（按合力计） P m g 20009.8N 19600N：Gss一根端梁的重量 P F L 28432.5N 7108N：dLq满载小车在主梁跨中时，左侧下横梁总静轮压 P

29、如下R116 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）d112P ( p P ) 2P 2P P P P p (1 )R 2 Q G2Gzt ma XhL dLGL1xs11(323730 111147) 276761 23102111515223(24.2 5) 1973.84 7108 19600(1 ) 402790N22L 26由 6.5 查得 0.175， B0411侧向力： PP N N 4027900.175 35244S1 2 R12满载小车在主梁与支腿相接处1 d P P P 2P 2P P P P P 1 22L SR2QGGZtmaXhLdLGX 323730111147 7

30、6761 23102111515 2 4 5 1973.8 43 7108196001 26 631918.7N11侧向力：P N N 8697540.175 76103PS22 R223.1.2 内力计算（1）垂直平面内的应力计算主梁内力时，将门架当作平面静定结构分析,由主梁自重均布载荷引起的力有：L L2 426 26支反力 V V F ( 1) 4205 ( 1)N 86202.5N：24ABqL26剪力 Q Q F ( 1) 4205 ( 1)N 31537.5N：LRC44DqL26Q Q F 4205 54665NRL22DCq17 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）Fq2 4L

31、24205 262跨中弯矩 M ( l ) ( 4 )1.12 1387650 N m：2224L42F42052q 22跨端弯矩 M M l： 5.5 1.158N mCD24图 3-3 内力模型图考虑移动载荷引起的主梁内力，取小车轮压 p p 108719 分别计j1j2算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力。18 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）1）小车位于跨中，受力如图 3-4 所示。跨中的剪力为：1K11.2526F P (1 ) 1.158 217438 (1P) 119843N m22L 21 1跨中的内扭矩 T T T 1.158 565348088 N m：n 2 4 P 4

32、 H2 367777 N m最大弯矩作用位置： k26 2.5LP P108719 10871926LX j1j224.75N mP p2174382 ()2j1j226L19 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）L XL (X K)求得支反力为 V P P:LLAj1j222 1026 (8 2.5) 108719108719 124114.5N2226V (P p ) V 108719 2 124114.5 933235NBj1j2A剪力为 Q V 124114.5NQ V 933235N，：DACB2）小车位于悬臂端，如图 3-5 所示。支持反力 V 计算如下：AL lV P 10871

33、9 108719LLAj126 (6 2.5) 257162 .25 N2620 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）ll k662.5V P P108719 10871939724.5NLL2626Bj1j2剪力 Q Q V 39724 .5N：LRCDBQ 39724.5 257162.25 217437.75NLD弯矩：M P l p (l k) 1087196 166667(6 2.5) 1235648.5NDj1j2L26M V 39724.5 516418.5N22LB2满载小车处于主梁的左端时，如图 3-6所示。L KN 227582.3NP264L跨端内扭矩 T T T (1.

34、158565348088)N m：n1当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力，如图 3-7 所示P h 1553111支反力： V V 6570.8NXLg26AB21 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）剪力：Q Q V V 6570.8NCDABQ H P15531NAAXg图 3-7 主梁受力示意图11 P h 1553111.16 86663N m2 X22g支座处弯矩： M P h 1553111.16N m 173326N mDXg（2）水平面内的应力在主梁水平面内，如图 3-8 所示当大车制动时由于惯性力和风载荷引起的主梁内力（其中由主梁自重引起的惯性力 F 和小车自重引起

35、的HP 已计算过）：H 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）图 3-8 主梁内力简图q 是将风载荷 p 均布在主梁上22p16269q 2N m 428.1N （顺大车轨道方向的风载荷）2L 2l 26 2 6小车在跨中：1122M (F q )l (561 421)5.5D2 H22 14583N m1L 12M (F q ) ( lp pP )2244L2H21WH 1122624(561 421) 6 (3740 675084.1510872) 236792N m24小车在悬臂端： L1 2M F q l p P1 W2 H PH 4D2126 (561 421) 7 (3740 841

36、5 10872) 173734.5N224 1 L212ML F q lP P 2 1 wP2 4H2 H21 262 126 (561 421) 6 (3740 8415 10872) 9534.752242423 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）现分别将主梁在水平面和垂直面产生的弯矩列表如表 3-1，3-2。表 3-1 主梁在水平面内的弯矩（N/m）M小车的位置MD小车在跨中小车在悬臂173734.59534.75表 3-2 主梁在垂直平面内的弯矩（N/m）主梁均布质量 q 下移动载荷 P 下MM小车的位置MMLLDD22-7364813876500-7066

37、74小车在制动下MMMML2DD小车在跨中小心在悬臂17332617332686663866631191386-143113-6069963.2 主梁的强度3.2.1 主梁弯曲应力验算由表 3-1，3-2 可知，在水平和垂直平面内，小车位于跨中和悬臂支撑处时产生的弯矩最大，现分别验算跨中和悬臂支撑两个位置处主梁的弯曲应力。由公式求得跨中弯曲应力：24 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）S SLML2MM y M x1.1211 L2L221.12zWxWyIxIy33119138654910 128540278.3101.12()0.7181 0102.061010235 s124.7MP

38、176.7MPa1.33an悬臂支撑处弯曲应力：CS 33MDWx WM60699654910 75932278101.121.158D0.71810100.2061010Cy 65.16MP 176.7MPaa主腹板上边缘点至轨顶距离为： h h 13410 144mmyg 0主腹板边的局部压应力为：P4 j1.1581087191MP 46.6MPm (2144 50)8 aa2h 50 8 y在水平面内，主梁还受偏斜运行时的水平侧向载荷作用，由侧向力对双梁产生的水平弯矩如下： M F S P BDWS 0水平刚架计算模型为如图 3-8 所示。25 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）图

39、3-8水平刚架计算模型图K k 2x (2500 2278)mm 3057mm111b K 3057mm 1528mm2121 a B K 9000 3057 mm 2972mm022小车在跨中，刚架的计算系数为：kI121528 2972 0.2061010r 111.123LI3 26 0.29161010s2小车在跨中，偏斜侧向力为 P 35244N:S1P B 352449超前力为 P 12199.8N：0S1L26W111下横梁中点的轴力为： Nd1 P 17622N 8811N2 W 21下横梁中点的水平剪切力为：1a12.972F P 35244 12970Nk rdS 22 3

40、.0571.1211 s主梁跨中的水平弯矩为:26 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）26M P F N =35244 2.97 129701.528 8811 45264 N m2sS1d1d1主梁轴力为 N P F (352449750)N 25494N：Ssd111小车在跨端时侧向力 P 54720N：S2p B 547209超前力 p 27135N：0s2L26w211下横梁中点的轴力： N 27315 13568PNNd 2 W22下横梁中点的水平剪力：1 a12.972F PS 22 54270 N 15013N d2 3.0571.3442k rs主梁跨端的水平弯矩：MCS P

41、 a F b (542702.972150131.528)N m 184230N mSd22主梁跨端的水平剪力：1F P N P 27135NCSwd 2w22垂直弯矩产生的应力为：M y2L 11191386549103 91.09MP017.18109aIx水平弯矩产生的应力：3M x12854010 278D 1 22.8MP022.061 010aIy惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，27 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）可忽略不计。因而有主梁上翼缘的静矩：11 2mm 4080000mm3310750 59410S B y y0 1 1 2 011跨

42、中剪切力 F ：P 1.12333334N 186667N P 2 42173554F SIxTn1258974080000p y2 5.1MP10 2 734470 8 2 aA0.71810 8 60点 1 的折算应力： MP 91.09 22.8 113.89MP001 02aa2022 222 3113.8946.6 113.89 46.635.1MPm 0 ma 95.1MP 176MPaa点 2 的应力:M y2L 2S33M xD 2119138667110 12854010 328.3 ()MP0.71810100.2061 010aIxIy 131MP 176MPaa点 3

43、的应力： M y2L 233M xD181.151.15119138667110 128540310.31021010IxIy0.718100.20610 151MP 176MP 满足要求aa3.2.2 主梁支撑处的剪力（1）根据上述计算，小车在悬臂端时，主梁支撑处剪力最大，主梁支撑28 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）处的垂直平面内剪应力由下列公式计算：Q SD x( )xIx 1 2小车在跨中：LDQDQQ (37845101169 9629)N 129385NQDD V VBA小车在悬臂端： Q (231282170789629)N 249835ND9249835135709410

44、106所以剪应力：MP 33.7MP10 12xaa1 0.71810 0.008 0.006 10主梁承受扭矩T 产生的切应力为：n1Tn173554103MP 6.3MPx2 2 273447018aAa0MP 40MP 33.7 6.3xx2aa1（2）翼缘板承受水平剪力计算小车位于悬臂端时支撑处承受的最大水平剪力： P F q l P P P FCSCHH21 wH 561 421 5.5 3740841510872 27135 N 55563N735541031.555563 MP 12.21MP100MP10(750 650) 28734470aaa主梁翼缘板厚度取 h 8mm，采

45、用自动焊接，不需计算。f3.2.3 主梁疲劳强度（1）桥架工作级别为 A6，应按载荷组合 计算主梁跨中的最大弯矩截面29 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）的疲劳强度由于水平惯性力产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性，只求截面的最大弯矩和最小弯矩。截面最大弯矩 M： 1191386 N mmax满载小车位于悬臂端时，弯矩最小 M： 143113N mN 27787Nmin113309.8空载小车的轮压为： PPj1j24则空载小车位于悬臂时，对跨中产生的弯矩为： P l p (i k) 27787 6 27787 (6 2.5) M 90308 N mj1j2L222 P l P (l k

46、)jj277874.527787 4.5 2.5L12M N m 90308N m222Mmin 1235619030886663 N m 119916N m, 1191386N m则取 Mmin3.3 主梁的稳定性1）.整体稳定性h 1200主梁高宽比为： 2 3稳定b 6142）.局部稳定性b0600翼缘板 60100需设置一条纵向加劲肋，不再验算30 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）b100101翼缘板最大外伸部分10 稳定0h1200100主腹板 120 80 140 160需设置横向加劲肋（隔板），期间距现取为 1200mm。h120080副腹板 155 160 175 240除

47、需设置横向加劲肋外，还需在腹板最大受压处设置一条纵向加劲肋，将腹板分为上下两个格区，纵向加劲肋设置在距腹板受压边为 240mm 处，如图 3-9 所示：图 3-9 纵向加劲肋简图1.验算跨中主腹板上区格 的稳定性，区格两边正应力为：91.09 22.8 MP 113.89MP101 02aay h549 24022.81 0291.09MP 69.6MP201aa549 10y 131 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）269.6 0.64 0 0.64 1 属于不均匀压缩板1 113.89区格 的欧拉应力为：1008 218.6 206.7MP b h 240mmy240a1区格分别受 ，

48、 和 作用时的临界压应力 xk：1cr6 y1ma 12008.48.4嵌固系数则 5, 屈曲系数k 4.83，x=1.2,62401.1 0.64 1.1b235s1cr 1s 5.3 1cr 235 1MP 226.3MPaa 5.31198腹板边局部压应力为： 46.6MPma压力分布长 c 2h 50 2 134 10 50 338mm：ga 5 3，按 a=3b 计算bc 338338 3， 0.47所以，a 3b 3240区格 属双边局部压缩板，板的屈曲系数为：0.7 1 0.7 1 0.47K 0.82 0.82 1.7232m30.47 m m xk1.21.7 206.7MP

49、 429.8MP ，需修正，则mcraa235 235 1MP 210MPmcr5.3429.8aa区格平均切应力为：32 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）173554FpTn1258972 7.49MP a 2 1200 8 6 2 734470 8h0A0a 5 1由，板的屈曲系数为：b4452K 5.34 5.34 5.52I 1.25.5206.7 xkMP 1364MPcrI yaa3 3 1364MP 2363MP 0.75 176MP，需修正。craaSa2355.331313 235 1MP 231.7MP133.78MP而，craacra区格上边缘的复合应力为：2 222

50、22 3 113.89 46.6 113.8946.637.4995.1MPMP1m 1 maaa 5.38 2,区格的临界复合应力为：b2 cr232)21m (4 4 1cr1cr mcr cr95.1MP 151.9MP222aa44.62107.49133. 42264226 151.91.33cr114MPcran21232 合格m 1 m cr 主腹板外侧设置短加劲肋与上翼缘板顶紧以支撑小车轨间距，取33 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）a 240mm。12.验算跨中副腹板上区格 的稳定性副腹板上区格 只受 及 的作用，区格两边正应力为：1x 21328 21278.3 2 9

51、1.07 17.37MP 69.7MP101 02aax1y 24010 x 21694260163282112切 02(91.0722.8)MP 69.7MP201aay 10 x6941637211173553FpTn1258972()MP 7.49MP应力： aa 2 1200 8 6 2 744470 8h0A02100618.6116.3MP区格 的区拉应力为：y240a269.70.63属于不均匀压缩板 110.31a 12008.48.4 5 1 K 4.86240 1.1 0.6 1.1b1.2 4.86 116.3MP 678MP xk 1cr6 yaa0.75需修正1cr1

52、crs235 235 1MP 219.6MP5.3678aa4452 5 1， kI 5.34 5.34 5.52I y xk1.25.5116.3MP 767.6MPcraa34 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）3 3 767.7MP 1330MP 0.75 176MP需修正，则：crcraasa2353 235 1MP 227MP，5.31329aa227MP 131.2MPcr3aa21222 3110.3 3 7.49 111MP MP复合应力为：aa 5 2，区格 的临界复合应力为：2cr22 1314 cr4 cr 1 1 cr100.88MP 188MP22aa1 0.63

53、110.37.44219.64219.6131.2 188212cr 3 111141.4MPMP 合格1.33aan3.4 主梁刚度设计计算3.4.1 主梁跨中一简支刚架静刚度计算18000800 L小车作用在跨中时 Y 17.29mm Y 22.5mm，800L2跨中静刚度：主梁按静定结构简图计算静刚度时为最不利情况23Pb YL L3L b 48EI 22x35 中南林业科技大学本科毕业设计（论文） 2 32.71021743853328000 3180002.710 mm102482.0610 0.7181022000 L19.99mm Y 27.5mm8008003.4.2 小车悬臂

54、一简支刚架静刚度计算小车作用在悬臂极限时，计算简图如图 3-10 所示：图 3-10 小车悬臂极限位置静刚度计算简图2Y d11.3mmQx600 2.0610 0.71810 105312IX360360 ( ) 3.3mm其中， L4 242I 是比实际值小，故算出的Y 偏大，故在悬臂端的静刚度是很安全的dx3.4.3 主梁水平静刚度计算水平框架为多次超静定结构，利用结构力学的对称性，从而端梁中间截开取超静定框架一侧为基本系统，满载小车位于悬臂时，超静定门架水36 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）平静位移按图 3-11 模型计算：PL LH112EI217438 6 2611 11.0

55、7mm12 2.0610 0.71810 1091012XH12000 12mm1000 10003.4.4 悬臂的水平静刚度由于 F 产生挠度相互抵消现只考虑 P ：HHP LH2 L)10872 9.8 10003.3 (3.3 26)2Y 0.9910 m51600 206000 0.71810 9.810002y1 4 Y 7003.4.5 主梁动刚度1.小车位于跨中位置时，主梁跨中垂直动刚度计算式为：1g19.815.7635 fv 22 1 1 y y Ly 1 0 00 020 037 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）15.7635 2.288 f 2 v17.29 37.9

56、5 1 0.51其中， y 17.29mm0l H H 2000 (120001500 2000)mm 11500mmrqr3P LQ r3210 9.811.50566n E A8110 10 18810r r r2 2.410 m 24mm结构质量影响系数：4205 (26 25.5) 1133017.29my2 9.82 0.1511003300017.29 24m y 202.位于悬臂端时，垂直动刚度由于Y y 17.29 ，易得 f f 2H ,不需计算d0vvL223.水平静刚度门架和小车刚架的水平自振频率，按物品高位悬挂的满载小车计算：110.15290.1592f H 2=HZ

57、mh63mh659.510 10 29800 1.34 f H 1.5 2HZ其中， m 为集中于门架或支腿刚架顶部的换算质量h2SH12zt m m m m 0.34m m m mh 2 qQxsd 3 ma Hzt1 4205 1811 32000 11330 0.34275912 9.8238 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）2210.1612 1000 42052.59.8 1275 21.6 4.22 3 29800kg为单位水平力作用于门架或支腿刚架顶部产生的水平位移，对超静定门架有LH2(2k 1)26122(21.14 1) 659.510 mm/ N612EI12 2.0

58、610 0.71810 10111012综上可以看出水平动刚度并不能满足要求，但由于添加了加劲肋板、横隔板等，真实的惯性矩大于0.7181010 4mm ，符合要求，所以不再调整主梁尺寸。39 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）第四章 支腿平面内刚架的设计4.1 钢架的三次超静定结构支腿平面内的结构是以支撑架为基础的三次超静定结构，由马鞍横梁横梁中间截面断开作为超静定的基本结构。因为结构载荷对称，截开截面又有弯矩和轴向力，为了求解超静定内力简单，将均布载荷Q ，P ，Q ，3 42Q 与集中力 P 作用分开考虑，设均布载荷引起截面弯矩为Y ，轴向力为621Y ,由集中力 P 引起的截面弯矩为

59、Y ,轴向力为Y ，然后将内力求和进行2234校核计算.结构受力分析简图如 4-1。F BQ 1 .662 t m 0 .13 t m3q2A62F Bqma1515 1 .89 9.8 1000Q 23A1Q F 0 .201 t m6XhL40 中南林业科技大学本科毕业设计（论文）(P P )(L 0.25L)(323730 111147)(26 26 0.25) 76761PP 2GN 34tQGxL2262P F A 15153.3 9.8 1000t 0.429t4qm2马鞍在梁端产生的弯矩为23 10.135.22Q AMM 0.289t m 2.84KN mX Q3 388 M

60、2.84KN mX Q5 3X Q3 3AA5.245.22211MM B Q 31.890.131.61t m 15.83KN m 2X Q6 342 B P 1.890.429t m 0.811t m 7.94KN mX P2 46 422 21.6621.892Q BMMM 2.97t m 29.1KN mX Q226 2 MMM 15.837.9429.1 KN m 52.86KN mX QX QX PX Q6 26 X6 36 4为Q Q P 在 X 处产生的总弯矩X Q23466 XAQV A 21Q L5.20.130.20191 36 1Q B P 1.6621.890.429