桥式起重机主端梁连接计算分析

桥式起重机主端梁连接计算分析
摘要：本文对桥式起重机主端梁的连接形式加以介绍，着重对该处的连接螺栓进行了分析计算，得出结论。

关键词：.桥式起重机法兰高强度螺栓分析计算
我厂桥式起重机的桥架大部分为偏轨箱型结构，其主梁与端梁间的连接是采用两块厚度20mm以上的法兰板，分别焊在主梁和端梁上，然后用高强度螺栓通过法兰板将主梁和端梁连接起来。

这种型式的连接是通过施加给螺栓的预紧力，使法兰板间产生强大的压紧力，利用构件接触面间的摩擦力来传递剪力，螺栓本身并不受剪切和挤压。

经过实践证明，这种连接方式无论在起重机的制造还是在运输和安装方面都显示了它的优越性。

下面，通过对螺栓的受力分析和计算，得出所需螺栓大小和数量。

一、对于这种连接型式的设计计算，我们先做如下假定：
1、在载荷作用下，连接接缝处仍保持为平面接触；
2、所有高强度螺栓的直径和长度相同；
3、所有高强度螺栓的预紧力相同；
4、法兰板的凹凸台只起定位作用，不传递作用力；
5、小车前轮运行至法兰连接的接缝处，且小车处于满载下降
制动状态(见图1)。

算：
1、法兰连接接缝处距端梁支撑点有一段距离a，因此法兰板
承受弯矩作用而使螺栓受拉，假定因弯矩作用使法兰板绕最上边一排螺栓中心轴线转动，则距此轴线最远的螺栓在
1
3
2i
1
1
4
1
M P=R A·a
)(2
21电轨主传计计G G G G L K a L P L a L P R k T k k k A +++⨯ψ+--⨯+-⨯= 式中：N P max ——螺栓所承受的最大外拉力，(N)；
M P ——法兰板所承受的弯矩，(N ·mm)；
l 1、l 2……l i ——螺栓轴线至法兰板上边沿的距离，(mm)；
a ——小车前轮至端梁支撑点的距离，(mm)；
R A ——主梁支反力，见图1所示，(N)；
Lk ——起重机跨度； (mm)；
K T ——小车轮距；(mm)；
P 1计、P 2计——小车计算轮压； (N)
Ψ——系数，Ψ=1.2~1.3； （*2）
G 传、G 主、G 轨、G 电——分别为大车传动机构、主梁、轨
道、导电滑架等的自重。

(N)
2、 由于起重机采用的是偏轨箱形梁结构，在偏心轮压的作用
下产生一个力矩。

该力矩作用在法兰连接的接缝平面内，
使法兰绕通过螺栓组中心而与接缝平面垂直的轴线回转。

同时该力矩也需要法兰板间产生的摩擦力矩来平衡。

若假
定每个螺栓所产生的摩擦力均集中在螺栓中心，从而形成
与图3所示r 1……r i 线垂直的各集中力，则最外侧螺栓所受
的最大扭转剪力可表示为：
∑==n i i
e e r r M N 12
1
（*2）
1计2计式中：N e ——螺栓组中所需产生的最大摩擦力，(N)；
r 1……r i ——每个螺栓中心至螺栓组中心的距离，(mm)；
Me ——在偏心轮压的作用下产生的力矩，(N ·mm)；
e ——轨道中心线至主梁弯曲中心的距离，(mm)；
近似为 2212
d e ⨯+=δδδ
δ1、δ2——分别为主、副腹板厚度，(mm)；
d2——主、副腹板中心线间距；
K ——系数，K=0.95~0.98；
n ——螺栓个数；
3、 因小车的计算轮压和主梁、大车运行机构等自重产生的作
用力在法兰板接缝处产生剪切，该切力同样需要法兰板间的摩擦力来平衡，每个螺栓所受的剪力应为：
A G R n
N 1 三、对螺栓进行校验
1、螺栓抗剪承载力的检验
①每个螺栓的许用承载力为：[N]=0.7mf （P-1.4N P ） (N) （*1） 式中：0.7——系数，考虑连接受压变形见效螺栓的预拉力；
N P ——螺栓在其自身轴线方向所受外拉力，(N)；
m ——传力摩擦面的数量；
f ——摩擦系数，根据接触面材质及表面处理不同而不同，
详见下表。

P ——螺栓预紧力，(N)。

P=0.6σb ·F i
σb ——高强度螺栓材料经热处理后的抗拉强度极限，
(N/mm 2)；
F i ——螺栓计算面积（按内径计算），(mm 2)。

摩擦系数f 值（*1）
②螺栓计算剪力为：N=N e+N G （*1）
③螺栓的校核条件为：N≤[N] （*1）
2、螺栓抗拉承载力的校验
高强度螺栓所承受的轴向拉力不允许大于许用拉力，即：
N P＜[N P]
式中：[N P]——许用拉力，(N)。

[N P]=0.7P
P——螺栓的预紧力，(N)；
四、结论
通过上述分析不难看出，这种连接形式具有计算较为简单、受力明确等特点，并在实际应用中，满足强度、刚度的要求，而且此种连接方式还有安装和拆卸简便、运输尺寸小等优点，值得在起重机的设计中广泛推广和应用。

参考文献（*）
1、《起重机设计手册》1998版张质文等著中国铁道出版社
2、《起重运输机金属结构设计》1997版徐格宁著机械工业出版社。