铰接单梁桥式起重机吉首

铰接单梁桥式起重机

铰接单梁桥式起重机 2011年12月04日 来源： 摘要：本专利提供了一种生产更为简便、工艺简单、自重轻的主梁截面；将单梁桥式起重机主、横梁的刚性连接在其一端，用铰接连接，解决了因制造和轨道安装误差造成大车运行3条腿问题，提高了运行性能；并用可调大车运行水平轮中心距的设计，不用带轮缘的大车轮，提高了大车轮的使用寿命。关键词：主梁截面；铰接；水平轮作者在1995年5月26日申请的《铰接单梁桥式起重机》实用新型专利，专利号：ZL95212892.6。为了让知识共享，现将专利的内容公开，为我国轻小型起重机行业的发展做点贡献。本专利共有3个内容：新型主梁截面；主横梁铰接结构；大车运行机构的可调中心距的水平轮设计。1　新型主梁截面目前生产的LD单梁桥式起重机和LX单梁悬挂起重机的主梁截面如图1(a)所示。LD和LX的主梁是由钢板冷压成形的“”字结构，并用两块斜腹板F′E′与工字钢焊接的主梁截面。斜腹板也需要冷压弯边，改善焊接条件和保证焊接质量。它共有4条主焊缝连接。电动葫芦门式起重机的主梁截面如图1(b)所示。它是由一块盖板B″B″、两块斜腹板B″C″与工字钢上腿焊成的主梁截面。它也有4条主焊缝连接。除以上两种实腹截面外，还有圆管与工字钢焊接的截面、焊接的组合工字钢截面、4块钢板焊接的矩形截面等实腹截面及桁架结构主梁。实用新型专利《铰接单梁桥式起重机》提供的是图1(c)截面。它是由一块钢板冷压成上“人”字形与工字钢上腿焊接的截面，它只有两条主焊缝。现比较图1中3种截面的优劣。

图1　主梁截面图

a.图1(a)截面，工字钢的上腿C′C′对截面的惯性矩I、抗弯模量W及对水平形心轴而言增加值较小，没有充分发挥它的承载能力。也就是说，由于上腿C′C′截面很接近整个截面的水平形心轴xx，它对截面的惯性矩和抗弯模量增加值较小，因此，截面的最大垂直方向的正应力和静刚度的下挠值比图1(b)、(c)要大。图1(b)、(c)截面的上腿距水平形心轴较远，增大了截面的垂直抗弯能力，提高了主梁的强度和刚度。b.图1(a)、(b)均有4条主焊缝，而图1(c)截面仅有2条主焊缝，没有集中载荷作用在腹板上的梁翼缘焊缝主要受剪应力作用，翼缘焊缝剪应力计算公式τ=QSx/2Ixhf≤［τh］，其中Q为截面内力(剪力)，Sx为截面静矩，hf为计算点的剪应力距中心形心轴的高度。F′F′和B″B″的焊缝剪应力要比CC焊缝剪应力值大。2条主焊缝比4条焊缝工时减少一半。斜腹板两边与工字钢腰在E′E′焊接，有损材质。c.图1(a)截面在E′E′的焊接，是在工字钢腰上同一位置，相当于十字焊缝。在疲劳强度计算时，考虑应力集中情况等级，水平载荷作用时为K4级。而C″C″和CC焊缝应力集中情况等级为K2。所以E′E′焊缝降低了抗疲劳的能力。d.按Ⅱ类载荷组合校核主梁危险截面的静强度时，图1(a)、(b)截面，垂直载荷和水平载荷产生的正应力在B′点和B″点最大，是垂直正应力σ⊥和水平正应力σ－的最大压应力之和σB′max和σB″max。而图1(c)则不同。垂直载荷在A点产生最大正应力σA⊥，而在B点的正应力并不是最大值，它等于σB⊥=σA⊥h2/h1。水平载荷产生的正应力在A点等于零，在B点正应力最大，σBmax=σB⊥+σ－，该截面对静强度校核有利。e.在主梁截面翼缘板的局部进行稳定性校核时，对图1(a)、(b)截面应取宽度B′B′和B″B″。而图1(c)截面取宽度AB ， 比以上两种截面宽度要小，同时比上翼缘板的局部稳结构设计、CAD/VM研究。定性应力值要小，不象图1(b)截面需要加纵向加强筋，或是增加翼缘板厚度δ，或是减小横向加劲板间距a。f.用一块平钢板冷压成上“人”字形截面，可省去3块钢板、可减少两种冷压成形过程、可少焊两条主焊缝(详见图1(a))，这样既省料，省工，又降低了成本。本专利的图1(c)截面的成形有两种方法：用压力机先将钢板冷压成“∏”，然后再用一套模具，将“∏”字结构再冷压成上“人”字形；另一种方法是用复合模具一次冷压成上“人”字形截面，然后根据局部稳定性条件，焊接横向加劲板，按照跨度大小，将主梁对接成需要的长度，最后与工字钢的上腿焊接。现在生产的LD和LX的主梁钢板厚度是5mm和6mm，最大宽度是1.6m。按GB709—88规定，5mm厚钢板宽度最大1.8m；6mm厚度钢板宽度最大2.0m。生产图1(c)截面的主梁，周边长度之和超过钢板宽度时，要两侧对称各对接一块钢板。如果将图1中3种主梁截面的截面积取为相等，然后求出截面各部位尺寸，将截面几何性质和性能作一比较，就可以充分说明实用新型专利《铰接单梁桥式起重机》主梁的优越性了。以LD单梁桥式起重机起重量5t、跨度22.5m的主梁截面为依据，分别求得图1(b)、(c)的截面尺寸，在载荷、速度和各载荷系数等条件均相同的情况下，比较3种截面的静强度、静刚度、局部稳定性和A6工作级别的疲劳强度的计算结果，并表示在表1和表2中，其中图1(c)截面正应力较小，而且翼缘板局部稳定性应力也合格，不需要象图1(b)截面增加纵向加强筋板。

门式起重机上翼缘板的最大压缩应力σBmax=-91.07MPa，它不满足σBmax≤〔σcr〕，所以，上翼缘板应当焊接纵向加强筋板或增加板厚δ。 此处要说明两点。首先是假定3种截面积相等，它们的动态刚度——主梁的满载自振频率不进行比较。因为主梁在跨中换算集中质量与电动葫芦质量之和相等，而主梁跨中的刚度系数Ks相差很小，分别为Ksa=27.106kN/cm；Ksb=29.212kN/cm；Ksc=28.866kN/cm。其次，3种截面实腹梁的总体稳定性，当时，也可以不必验算整体稳定性，ba=440mm，bb=606mm，bc=602mm，3种截面的整体稳定性也不作比较。如果将图1(c)截面主梁高度取为图1(a)截面的高度H=1100mm，计算结果也表示在表1中，最大正应力仍比图1(a)截面小，此时主梁自重图1(c)截面将比图1(a)截面减轻6.14%。以上专利推荐的图1(c)截面主梁，不仅省工，省料，工艺简单，成本低，而且结构更为合理。2　主横梁铰接结构LD单梁桥式起重机的主、横梁刚性连接见图2，其中一块钢板与横梁焊接在一起，带平面止口的钢板与主梁焊接在一起。主、横梁连接以平面止口定位，用6个或8个螺栓和螺母连接，它是典型的模块化设计。其优点是减小了生产占地，主、横梁可以单独生产，按合同组装。但是，主梁两端的平面止口相对扭转角为1°时，对车轮轴距为2m，2.5m和3m的3种横梁安装的车轮，当3个车轮踏面在一个平面上时，另一个车轮踏面将分别高出该平面34.9mm，43.63mm和52.36mm。出现3条腿现象不仅加快车轮轮缘磨损，而且会发生轮缘爬轨和车轮脱轨事故。当分别驱动的大车运行机构一旦发生主动车轮抬起、单边驱动时，驱动力与运行阻力总会构成力偶，产生侧压力及附加阻力，造成驱动电机负载过大，使运行速度减慢或运行不了。当然，造成平面止口相对误差不见得是因为扭转角为1°。造成3条腿的原因有：主梁轴线的扭转变形使两端面水平止口不在同一平面上；横梁车轮轴孔加工位置误差和横梁的焊接变形；车轮直径加工误差；轨道安装误差等。

图2　主、横梁连接图

实用新型专利《铰接单梁桥式起重机》的主、横梁连接，其一端仍保留图2的刚性连接，而另一端用图3的铰接结构。它是将带平面止口的钢板，先焊上一根圆轴，加工轴径和平面后再与主梁焊接。为了限制铰接横梁水平面的摆动，可控制轴孔配合和保持原连接板的宽度560mm和600mm。为了限制铰接横梁垂直平面的摆动，也可以保留水平止口，但是要使主梁水平止口平面高出横梁水平止口一个δ值，δ值就限制了横梁垂直面的摆动角度。铰接结构彻底地解决了3条腿现象。

图3　主、横梁铰接结构

作者设计的铰接轴是一根空心轴。孔的一端用钢板焊接封闭，轴端开槽用轴端定位板固定。轴的设计是按最大剪力校核剪切应力τ，承压面的挤压应力σcd应小于各自的许用应力。3　水平轮设计车轮轮缘与轨道的摩擦是一种无法避免的现象，一旦轮缘与轨道剧烈摩擦发生啃道现象时，便加快了轮缘的磨损和车轮的报废，也使轨道磨损严重。由于轮缘磨损报废的车轮比车轮踏面磨损报废的车轮多，为改变这一现象，用无轮缘车轮代替轮缘车轮，用水平轮导向运行，将轮缘与轨道的滑动摩擦改为水平轮的滚动摩擦，附加阻力系数由β=1.5降低到β=1.1，从而减小了运行阻力，提高了车轮寿命。带轮缘的槽形车轮，为满足不同轨面宽度b的轨道，车轮施工图上给出了适合不同轨面宽度b的槽宽B的加工尺寸，一般间隙δ=B-b=30mm，用户订货时，必须在合同上注明轨道型号或轨面宽度b，使出厂的产品即安装的车轮符合用户轨道要求。图4是大车轮与水平轮的简图。用水平轮导向运行，为适合不同轨面宽度b的要求，水平轮中心距L一定要求可调。作者是用水平轮安装在偏心轴上的方法获得水平轮中心距L的变化。偏心距e用下式计算：

式中：Bmax=bmax+δ，为水平轮间最大宽度(mm)；Bmin=bmin+δ，为水平轮间最小宽度(mm)。

图4　大车车轮和水平轮

作者设计的水平轮轴偏心距e=5mm，B=70～90mm。应用可调中心距水平轮，用户不必提供轨面宽度b，只要根据b按说明书上标明的水平轮偏心轴的偏心中心孔的位置安装，就可满足使用要求。这种方法也可以用在桥式起重机上，一旦bmax和bmin相差太大，可以分两段设计。水平轮设计的计算载荷Ps和滚动轴承校核的计算载荷按《起重机设计规范》GB3811—83附录E计算。水平轮安装在稍加改进的横梁盖板装置上，盖板装置原有的螺栓连接尺寸不变。本专利3个独立的设计内容，可以供生产厂家任意选用其中一个或全部设计用在单梁桥式起重机上，这必将使整机的性能有所提高。

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