起重机吊环的曲梁计算

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1、起重机吊环的曲梁计算太原重工技术中心设计院宋恒家摘要:起重量较大的起重机的取物装置(一般大于500t),采用吊环而不用双钩比较适用和经济合理,本文对吊环的受力分析、变形计算按实际的轴孔配合公差的配合间隙值计算出危险断面的弯矩,最后对吊环进行强度校核。关键词:起重机吊环;受力分析;强度校核Abstract:Forheavycrane,itisreasonableandeconomictousehoistingringasasubstitutetodoublehooks.Thepaperconductsforceanalysisanddeformationcalcul

2、ationofhoistingring.Accordingtothefittingallowanceoftheshaft-hole,itde2ducesthebendingmomentandchecksthestrength.Keywords:cranehoistingring;forceanalysis;strengthcheck的压力为零。由图1c可看出作用在孔内表面上的1吊环孔受力分析及合力位置计算压力可以分解为2个分力,其水平分力互相平衡,111受力分析垂直分力和外力P平衡。平衡方程式为ππ在一般的计算中认为孔上的压力是平均分布22d的,即p′=P/dL。

3、实际上压力不是平均分布的,P=2·∫Lpcos

4、DEF看出X=acos<(X为D点的半PdZ=∫pcos

5、长度ds=R0d<π∫3π0在曲梁的DC段内(即合力位置在Z的区间2d解出Z=3π=01212d(3)内)其弯矩为Z01212P合力的中心角为sinα===01424M2=MA-(R0-Z)015d0152α=2511°,此处的Z值是在吊环的轴与孔无配合端面A的转角为AD和DC两段积分之和。间隙的情况下算出的。ππ-α2211θ=M1ds+M2dsEJ∫EJ∫0π-α2π-α21P=MA-(1-cos<)R0R0d<+EJ∫20π21PMA-(R0-Z)R0d<=0EJ∫2π-α2图2合力位置分析图R0从式中消去后简化为EJ2吊环危险断面弯矩的计算π2P在A点和B

6、点将吊环截成2部分(见图3),∫MA-(1-cos<)·R0d<+20在此2个断面上垂直内力各为P/2,而切力为零。π2只有弯矩MA为未知数。根据对垂直中心的对称条P∫MA-(R0-Z)d<=02件,在半环受力变形时,端面A和C不会转动,π-α2所以可以将1/4的圆环AC看成端面C为固定端,π-αP2自由端A承受外力P/2和弯矩MA的曲梁,端面AMA<-2(<-sin<)·R0+0的转角θ为零。πP2S(R)4MA<-20<-Z<π=00-dMM2即θ=∫ds=00FJ上式中Z=R0sinα简化得0PR式中,M=1为作用在端面A上沿MA方向的单位0ππαMA==-

7、cosα-sinα(4)力矩。π2180分析断面A的MA变化范围(1)吊环的轴与孔无间隙配合由112节已求出重心位置α=2511°PR0π2511MA=-cos2511°-sin2511°×π×π2180=01152PR0PMC=MA-(1-sinα)R02图3危险断面受力分析1-sin2511°=01152-PR0=-01136PR0在曲梁的AD段内夹角为<的任意断面上的弯2(2)当P为集中力作用在孔上时《起重运输机械》2006(8)—53—π此时a=0,则21PR0PR0πcos<(-sin<)d

8、0sin<