箱体底座强度校核
瓦愣纸箱设计中的强度校核
关 键词 ：包装 生产
瓦楞 纸 箱 强 度棱 核
Ｋ ｙ ｒ ｃ ｒ ｇ ｌｄ ｂ ｘ，ｓｒ ｎ ｔ ｅ ｗｏ ｄ ｏ ｒ ａｅ ｏ ｕ ｔ ｇｈ ｅ
ｏ一环压试验试样长。 －
４ ２ 瓦楞 纸 葙 计 算 机 辅 助 设 计 ．
流 程 图 （ １ 囤 ）
近，其抗压强度越 手孔位置 高中
（ ）随着温度和湿度的提 高 ， １ 各 种纸箱的抗 压强 度急速下降。
（） ２ 不同的印刷方式会导致纸箱
抗压强 度不 同程度地下降。 ４ 瓦楞纸箱设计方法 ４１ 设计程序步骧
维、 草质纤 维 ， 即便是木质纤维 也多
用次材 ， 园而耗木星低。 （ ） 用性 能好。质轻、 ２使 装拆方 便 ． 封性 能好 ， 密 本身就有
Ｘ２３ × １． ６ ＝ ５ ４ ２ ６７ 围 １
５ １抗 压强 度 技 核 ．
Ｐｚ ． ４ ｃ ：５ ５ Ｎ／ ｄ Ｉ ６ ７×Ｐ ｚ １ Ｐ ：５ ． ＝３ ４１ １ Ｎ／ｃ ｄ＞
Ｐ ＝２１ ９Ｎ ／ ８
ｆ）所制纸箱 瓦楞纸 扳的综合环 ６
强度。 ｆ ｊ综合上述 各项 ， ８ 本设计选定的
（）流通环境要求纸 箱具有的抗 ４
压强度
ｐ＝Ｋｃ ＿ １ ６ ×２ｌ ．５ ｏ
纸扳代 号
Ｓ一１３ ． ；箱型代号 ：Ｂ ｓ一
１３ ． ；箱内腔尺寸 ： ＬＸＢＸＨ： １ｍ Ｘ ６ ｃ
５６ ｍ ×４１ Ｉ ｅ ＣＩ １
微。
一
垫
ｏ－
ａ ｄ ｔｅ ｐ ｏ ｅ ｏ ｅｓｇ ｄ ｎ ｈ ｒｂｌｍ ｆｄ ，ｉｎ ａｎ
ｔ ｓ ｆｃ ｒ ａ ｔ ｄ ｂｏ ｅ ｅ ｔｏ ｏｒ ｕｇ ｅ ｘ ａｒ
强度校核的基本步骤
强度校核的基本步骤强度校核是工程设计中非常重要的一环，它可以确保设计的结构在使用中具备足够的强度和承载能力，保证结构的安全性。
本文将介绍强度校核的基本步骤，帮助读者了解如何进行强度校核。
1. 确定设计目标和要求强度校核的首要任务是明确设计目标和要求。
根据工程的具体情况，确定结构的使用要求、载荷条件、安全系数等参数。
这些参数将直接影响强度校核的结果，因此必须准确明确。
2. 确定结构模型在进行强度校核之前，需要确定结构的模型。
根据设计要求和结构形式，选择适当的数学模型或者三维模型进行分析。
对于简单的结构，可以使用经验公式进行计算，对于复杂的结构，可以使用有限元分析等方法进行模拟。
3. 确定载荷条件载荷条件是强度校核中非常重要的一步。
根据设计要求和结构的使用情况，确定结构所受到的各种静载荷、动载荷、温度载荷等。
这些载荷将作为输入参数，用于后续的计算。
4. 计算内力在强度校核中，需要计算结构各个截面的内力。
根据结构的受力特点和载荷条件，利用静力学原理计算结构各个截面的受力情况。
可以通过手算、数值计算或者专业软件进行计算。
5. 选择材料参数强度校核中还需要选择合适的材料参数。
根据结构的材料特性、设计要求和强度标准，选择适当的材料参数。
这些参数包括弹性模量、屈服强度、抗拉强度等。
6. 进行强度校核计算在完成前面的准备工作后，可以进行强度校核的计算。
根据结构的受力情况、材料参数和强度标准，计算结构各个截面的强度。
可以使用手算、数值计算或者专业软件进行计算。
7. 比较计算结果和要求强度校核的结果需要与设计要求进行比较。
根据结构的使用要求和安全系数，判断结构是否满足强度要求。
如果计算结果小于设计要求，说明结构强度不足，需要进行优化设计或者调整结构参数。
8. 进行验算和优化完成强度校核后，还需要进行验算和优化。
通过对结构的各个截面进行验算，验证校核结果的准确性。
如果发现问题，可以进行调整和优化，确保结构的强度和安全性。
校核与强度计算
综合3、4得：t=34mm
校核与强度计算轴的强度校核计算齿轮强度校核计算轴的强度校核强度校核螺栓强度校核轴的校核计算强度校核公式齿轮强度校核软件螺纹强度校核
（1）校核与强度计算
凹模厚壁和垫板厚度、刚度与强度计算与校核
R—凹模外半径mm;
r—凹模内半径mm;
p—模具型腔内最大的压力Mpa;
u—模具钢材的泊松比u＝0.25
p—模具强度计算的许用变形量mm
p—模具强度计算许用应力（Mpa）
p＝23
R＝52mmE＝2.2×105Mpa
P＝40MpaU＝ p 0.25
p＝300Mpa
②刚度
(1）凹模侧壁刚度条件计算
公式：R=r( p E/rp+1-u)/( p E/rp+（1-u）)
代人公式得：R=52（0.023×2.2×105+0.75×52×40/0.23×2.2×105-1.25×52×40）=85mm
(2)凹模侧壁强度条件计算
公式：R=r[( p/ p-2p)-1)] ( p＞2p)
p=133Mpa
25Mpa
将数据代入公式得: R=64.4mm
综合1、2得R=85mm
（3）凹模垫板刚度计算
公式：t=0.91r(p/ p)1/2
将数据代入公式得：
t=21mm
4)凹模垫板的强度计算
公式：t=1.1r(p/ p) 1/2
箱体底部框架结构强度计算课件资料
箱体底部框架结构强度计算内容：一、强度计算说明二、有限元模型的建立三、添加材料力学参数四、有限元模型网格划分五、边界条件与载荷设置六、求解结果与分析七、结论2017年3月21日张胜伦一、强度计算说明该包装箱用于某天线的运输包装，以确保天线在存放、运转时的稳定、干燥，使后续的试验能正常顺利地进行，并保证试验过程中产品质量与安全。
其主要安装方式为将天线吊装固定于转接板组件上，再将转接板组件固定于包装箱内的运输支撑板上，之后将箱盖吊装于包装箱底框架上，对正箱底对应安装槽，使用锁扣固定箱盖与底框架，完成天线的包装。
本次分析主要针对包装箱的转接板和底部焊接框架，分析其变形量和强度、刚度是否满足产品使用要求。
下图为为箱体底部框架的结构示意图。
图1 包装箱结构示意图对箱体底部框架的线性静力学强度计算，其过程如下：1、建立箱体底部框架的结构模型与静力学计算模型；2、设置箱体底部框架的材料力学性能参数；3、进行结构化网格划分；4、编辑合理的边界条件和荷条件；5、运用线性静态结构求解器进行求解；6、在后处理模块中加载模型的变形、等效应力情况；7、根据计算结果，得出结论。
经过长时间的求解计算，最终得出箱体底部框架的线性静力学强度计算结果。
二、有限元模型的建立本研究中，由于箱体底部框架的一些零件形状结构比较复杂，所以本研究中在不影响整体就够强度的前提条件下对复杂零件进行简化。
忽略对箱体底部框架强度影响较小的零部件如螺栓、螺母、扣减以及包装箱内的物品。
如图2，为箱体底部框架的详细设计结构模型。
图2 箱体底部框架详细设计模型箱体底部框架的各个零部件均是由焊接、铆钉连接或者螺栓连接，所以零件上存在大量的焊缝、铆钉孔或者螺栓孔，这些焊缝间隙和孔的尺寸相对于箱体底部框架的整体结构而言很小。
而大量的间隙和小孔的存在会在很大程度上影响箱体底部框架整体结构的网格划分，且导致求解不收敛，所以在力学模型中大量的焊缝、铆钉孔和螺栓孔被忽略。
支架强度校核
4、
风载强度校核
除尘器箱体 N 面受风时受风面积为 6700× 9200=61.64m2， S 面受风时受风面
积 为 6700 × 10080=67.54m2 。 设 风 载 为 0.4 KN m2 ， 则 WN = 61.64 × 400 = 24656N，WS = 67.54 × 400 = 27014.4N。 （1）当 N 面受风时 N1 = −N4 = 3WN H2 20L = 3 × 24656 × 6.7 20 × 3.36 = 7374.8N
LCMD3300 支架强度校核
LCMD3300 支架强度校核简图如下：
1、
Байду номын сангаас
支腿强度校核
支腿长度l=515cm,ix=8.62cm,λ=l ix = 515 8.62=59.74，λ × 0.956 = 57.12，
查 表 可 知 φ = 0.745 ， 则 支 腿 最 大 承 受 压 力 N = σ × A × φ = 21.5 × 63.53 × 0.931 = 1017.59KN，装备静载为2000KN，分布在 16 个支腿上，因此满足强度 要求，可以使用。
N2 = WN H2 20L = 24656 × 6.7 20 × 3.36 = 2458.3N N3 = −WN H2 20L −WN H1 L = −2458.3 − 24656 × 5.15 3.36 = −40248N 截面选择：材料为 HW200× 200 × 8 × 12，A=63.53cm2,Wx = 472cm3,γx = 1.05。 σ1 = N Mx + = 51.16 + 104.56 = 155.72MPa < ������； An γx Wx
（2）当 S 面受风时 NA = −ND = 3WS H2 20L1 = 3 × 27014.4 × 6.7 20 × 3.20 = 8484.21N NB = WS H2 20L1 = 27014.4 × 6.7 20 × 3.20 = 2828.07N NC = −WS H2 20L1 −WN H1 L2 = −50394.23N 截面选择：材料为 HW200× 200 × 8 × 12，A=63.53cm2,Wx = 472cm3,γx = 1.05。 σ1 = N Mx + = 51.56 + 130.92 = 182.08MPa < ������； An γx Wx
浮式起重机底座加强结构强度评估及优化
浮式起重机底座加强结构强度评估及优化
浮式起重机常常用于海上工程中，它可以在海上起吊和运输大型设备和材料。
由于运
作环境的特殊性质，浮式起重机需要满足严格的安全和结构要求。
其中，底座结构是浮式
起重机的支撑基础，其强度和稳定性对于整个起重机的安全运作至关重要。
本文以一种现有的浮式起重机底座结构为研究对象，通过有限元分析的方法对其进行
结构强度评估，并对其进行优化。
首先，选择合适的建模工具，采用Pro/Engineer软件进行三维建模，并通过导入ACIS模型和模态分析，确定模型的固有频率和模态形状。
然后，将模型导入到ANSYS软件中进行有限元分析，计算其受力情况和应力分布。
分析结果表明，该底座结构在顶部连接处和底部连接处受力最大，存在一定的应力集中现象，需要进行加强。
接着，通过对设计参数的调整和加强结构的优化，提出一种强化底座结构的方案。
具
体措施包括增加底座的整体厚度，并在连接处处增加钢板加固，增加底座的自重，提高结
构的稳定性。
采用相同的有限元分析方法对新方案进行评估，结果表明，在不影响整体性
能的情况下，结构的强度和稳定性得到了显著的提高。
最后，本文总结了浮式起重机底座加强结构强度评估及优化的方法和步骤。
通过建立
合适的有限元模型，采用适当的分析方法，对底座结构进行深入评估和优化，实现了底座
结构的强化和整体性能的提高。
这一方法可以为类似工程中的结构优化提供借鉴和指导，
提高工程的设计效率和质量。
强度校核文档
强度校核什么是强度校核？强度校核是一种工程设计过程中的重要步骤，用于确定结构的承载能力是否满足设计要求。
通过对结构材料的强度和应力进行分析和计算，可以评估结构的安全性，并做出必要的调整和优化。
强度校核的重要性在工程设计中，强度校核是非常重要的，它直接关系到结构的安全性和性能。
如果结构的强度不满足设计要求，可能会发生结构失效的风险，导致灾难性后果。
因此，进行强度校核是确保工程结构安全可靠的必要步骤。
强度校核的步骤强度校核通常包括以下几个步骤：1. 确定设计要求在进行强度校核之前，需要明确结构的设计要求，包括所需的承载能力、要求的安全系数等。
这些要求将成为进行强度校核的依据。
2. 确定材料的强度根据结构所使用的材料，需要确定其强度参数，包括抗拉强度、屈服强度、剪切强度等。
这些参数将作为计算和分析的基础。
3. 计算结构的应力根据结构的载荷情况和几何形状，进行应力分析和计算。
通过计算得到的应力情况，可以评估结构是否满足设计要求，并确定可能存在的问题。
4. 进行强度校验将计算得到的应力与材料的强度进行比较，判断结构的强度是否满足设计要求。
如果强度不足，则需要对结构进行调整和优化，直到满足要求为止。
5. 编写强度校核报告根据实际的强度校核结果，编写强度校核报告，详细记录校核的过程和结果，并提出相应的建议和改进措施。
强度校核常见方法强度校核可以采用多种方法和理论进行计算和分析。
常见的强度校核方法包括以下几种：1. 极限强度设计方法极限强度设计方法是一种常用的强度校核方法，它基于结构在极限状态时的承载能力进行评估。
通过比较结构的极限承载力和设计要求的承载能力，来判断结构的强度是否满足要求。
2. 弹性理论校核方法弹性理论校核方法基于材料的弹性行为进行计算和分析。
它通过模拟结构在受力过程中的变形和应力分布，来评估结构的强度和安全性。
3. 塑性理论校核方法塑性理论校核方法适用于具有较大变形的结构，它考虑了结构在塑性变形区域的强度和稳定性。
支座强度校核计算
1M 3立式储气罐支座强度校核计算设备采用支承式支座，参考标准JB/T 4712-2007。
已知设备外壳内经mm D i 850=，无法直接选用标准型号的支承式支座，故参考标准采用设计强度大于A1的3个支承式支座用于设备支撑。
设备总高度mm H 26000=，设置地区基本风压，地面瞬时最大风速：19.5s /m 风的动压为 wp=0.5·ro·v² (1) 其中wp 为风压[kN/m²]，ro 为空气密度[kg/m³]，v 为风速[m/s]。
20/2282000m N q =，地震设防烈度为7度，（取a=0.12）。
设计压力MPa P 1.1=，外壳设计温度50=t ℃，封头为标准椭圆型封头，材料为S30408，许用应力137MPa ］σ［=，封头名义厚度mm n 6=δ；设备总质量Kg m 5770=。
支座强度校核仍按A1（其允许载荷20KN ］Q ［=）计算，校核计算如下：计算支座承受的实际载荷Q地震载荷：N g am P e 6.6788.957712.00=⨯⨯==风载荷：6000102.1-⨯=H D q f P i w1=i f N P w 5429152102300862228200012.16=⨯⨯⨯⨯⨯=-水平力: N P P P w e 1357967542915225.06.67825.0=⨯+=+= mm D 600=取3个支座，故n=3，3010)(4-⨯⎥⎦⎤⎢⎣⎡+++=nD P G PH kn G g m Q e e e3106003113413579674318.9577-⨯⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯⨯⨯+⨯⨯=Q Q = 3424KN < 200KN[]Q Q < ，所以满足支座本体许用载荷要求。
i f ——— 风压高度变化系数，按设备质心高度取 ；e G ——— 偏心载荷 ；e S ——— 偏心距 ；k ——— 安装3个支座时k=1 ，安装3个以上时取k=0.85 ;D ——— 支座安装尺寸，（螺栓中心圆直径） 。
主要零部件的设计和强度校核(参考)
4 主要零部件的设计和强度校核4.1 曲轴的尺寸及强度校核一、曲轴的尺寸设计曲轴的结构尺寸如下图所示：二、曲轴的校核1、受力分析1）被校核曲轴的结构尺寸如图所示。
靠近轴承B的一列布置Ⅱ级气缸，靠近轴承C的一列布置Ⅰ级气缸。
2）按照强度计算和刚度计算的需要，从动力计算提供的各列活塞力表、切向力表和法向力表，找出曲轴的几个特殊旋转位置，α、2α、3α、······，再找出与1α、2α、3α、······相应的法向力'X R、'X R，切向力T、'T和输入扭矩M。
在表1中，列出根1据Ⅱ级气缸所在列确定的几个曲轴特殊旋转位置。
3）根据曲轴结构尺寸图和表1中的已知数据，按[1]表5-2公式计算支反力，计算结果填入表1。
4）按照强度计算和刚度计算的需要，根据曲轴结构尺寸图和表1中的数据，按[1]表5-3公式，计算曲轴在各个特殊旋转位置时有关截面上的弯矩、扭矩、轴力。
计算结果列入表2。
表1 曲轴所受外力表2 曲轴力2强度计算1）静强度计算以9-9截面和8-8-截面为例，按[]n式5-29、5-24、5-26、5-27、5-28进行计算，计算结果列入表3。
表3 静强度计算结果2）疲劳强度计算以9-9截面和8-8截面所在过渡圆为例，过渡圆角半径为5毫米，按[]n式5-35、5-54、5-51、5-33、图5-49、5-50、5-51进行计算，计算结果列入表4。
表4 疲劳强度计算结果4.2 连杆的尺寸设计及强度校核一、连杆的尺寸设计根据计算得连杆各主要尺寸，画出连杆结构图，如下所示：连杆主要尺寸的确定如表一所示表一连杆的主要尺寸二、连杆的强度校核连杆材料选用45锻钢，连杆螺栓材料选用40Cr钢，根据相关公式校核连杆强度，详见表二：表二5 惯性力的平衡5.1 旋转惯性力的平衡在该设计中，由于连杆的大小相等，以及曲轴结构特点，可得到旋转质量相等，旋转惯性力为零，即I=0，那么可以不设置平衡重。
联箱强度校核计算书.
本计算依照中华人民共和国国家标准GB9222-08“水管锅炉受压元件强度计算” 标准进行计算。
序号
名 称
符号
单位
计算公式或依据
数值
一
联箱最高允许计算压力
1
联箱外径
Dw
㎜
结构尺寸
219
2
联箱材料壁厚
S
㎜
结构尺寸
8
3
考虑腐蚀减薄附加壁厚
C1
㎜
按计算标准3.5.2条
0.5
4
钢管下偏差与壁厚百分比
1.465
32
斜向孔桥当量减弱系数
φd
Kφ″
1.158
33
纵向焊缝减弱系数
φh
无缝钢管无纵向焊缝
0.8
34
最小减弱系数
φmin
按计算标准2.4.1条
0.651163
35
允许最小减弱系数
[φ]
P(Dw-Sy)/2[σ] Sy
0.201
36
最小减弱系数0.65大于允许最小减弱系数0.2，合格
37
联箱最高允许计算压力
m
%Байду номын сангаас
按计算标准表10
0
5
系数
A
按计算标准表10
0
6
考虑钢管加工附加壁厚
C2
㎜
ASL
0
7
联箱附加壁厚
C
㎜
C= C1+ C2
0.5
8
联箱有效壁厚
Sy
㎜
Sy =S-C
7.5
9
联箱材料
15CrMo
10
省煤器水温
自卸汽车车厢纵梁强度校核分析
自卸汽车车厢纵梁强度校核分析郑莉，周琼（江西交通职业技术学院汽车工程系，江西南昌 ３３００１３）摘要：以某公司自卸汽车为例，根据整车总体布置确定的举升机构方式及安装点，在载重２０００ｋｇ（不含车厢自重２００ｋｇ）举升时对车厢纵梁强度进行校核计算，结果表明１０＃槽钢和（８０×６０×５）ｍｍ矩形钢管能满足使用要求，从材料成本及备料方面考虑，该车型车厢纵梁最终采用１０＃槽钢制作，试装验证及可靠性试验结果显示车厢强度能满足整车承载要求。
关键词：汽车；自卸汽车；车厢；纵梁；强度校核中图分类号：Ｕ４６９．４ 文献标志码：Ａ 文章编号：１６７１－２６６８（２０２０）０１－００１１－０３ 自卸汽车车厢纵梁不仅承载着车厢自重和载质量，在车厢倾卸时，还受到来自举升机构的举升力作用，此时车厢纵梁的负荷较大。
因此，在车厢设计前，需根据整车布置对车厢纵梁强度进行校核计算，据此选择合适的车厢纵梁截面和材料。
１ 自卸汽车车厢纵梁的结构和材料自卸汽车车厢纵梁多为平直且截面形状不变，截面形状一般有匚形（见图１）和口形（见图２）两种。
匚形截面可由普通钢板机械加工而成，也可以是槽钢；口形截面为矩形钢管或方形钢管，也可由槽钢对接焊接而成。
纵梁截面的形状和尺寸决定其截面系数，而纵梁材料决定其许用应力。
抗弯截面系数越大，纵梁的抗弯性能越好；许用应力越大，则纵梁的安全性越高。
因此，纵梁的结构和材料极为重要。
犺为高度；犫为腿宽度；狋为腰厚度。
图１ 自卸汽车车厢纵梁的截面形状（匚形截面）２ 自卸汽车车厢纵梁强度的校核计算以某公司自卸汽车为例，对车厢强度进行校核计算。
２．１ 自卸车概况该车型设计载质量为８５５ｋｇ，考虑到实际使用中图２ 自卸汽车车厢纵梁的截面形状（口形截面）存在的超载现象，以２０００ｋｇ的载质量进行校核。
车厢未进行举升时，等同于非自卸车厢，车厢不受垂直方向的弯曲应力，车厢纵梁强度能满足使用要求。
车厢举升过程中，车厢受到载荷犌、举升机构举升力犉和后翻转处的力犖的作用。
大型塔设备整体吊装时裙座底端强度校核
大型塔设备整体吊装时裙座底端强度校核关键字：塔设备塔设备的安装方法有分段吊装和整体吊装两类。
分段吊装对抱杆的要求较低,但增加了现场高空作业的工作量。
整体吊装用抱杆将设备一次起吊并安装就位。
通常采用整体吊装法。
整体吊装法又可分为单杆及双杆整体吊装,较大型的塔一般采用后者。
而双杆整体吊装又有双杆整体滑移吊装、双杆整体递夺吊装以及联合整体吊装之分。
对于载荷、高度和直径等都很大的塔设备,应采用双杆整体滑移吊装法〔1〕,其吊装情况如图1。
用双杆整体滑移吊装时,在起吊的一瞬间,应对吊点处塔体断面的切应力和弯曲应力进行校核,详见文献〔1〕。
塔设备在起吊的瞬间,裙座底端受到较大的作用力,从而使裙座底端轴向截面处产生了弯曲应力。
因此,在最大弯矩截面处应将其最大应力控制在许可范围内,否则有可能使该部位产生较大的不可恢复变形,严重者将使塔设备无法就位安装。
因此,对起吊瞬间裙座底端的最大应力进行强度校核,是一个值得研究的问题,笔者对其进行了分析与研究。
1起吊瞬间裙座底端强度校核1.1建立力学模型裙座底端由底板、盖板以及部分裙座筒体组成,见图2。
较大的塔设备,其盖板应为整体式圆环板,不宜采用分块式结构。
当盖板采用整体式圆环板时,其位于盖板和底板之间的部分可作为裙座筒体的一部分;但当盖板采用分块式时,则不可计入裙座筒体部分。
由于筋板是分散的和有限的,因此在考虑起吊瞬间裙座底端的受力时,可忽略筋板的作用。
还有,环板或底板因螺孔对强度的削弱亦可忽略不计。
起吊瞬间作用于裙座底端的力如图2所示。
Q为塔的其它部分的作用剪力,W′为底端部分的重力,p为地面反作用力,显然Q+W′=p。
由于截面高度与裙座半径的比值较小,故可将其视为如图3a的一个圆环,裙座底端的应力就可以简化为圆环承受一对集中压力作用下的应力来分析。
1.2计算最大应力圆环的几何形状和受力的对称性,使其变形和内力也是对称的。
现将圆盘分成两部分(图3b),利用内力的对称性以及力平衡方程,则可求得作用于圆环截面上的力N0=p/2,剪力Q0=0。
基于有限元计算的交换箱箱体结构强度校核方法
测试结果：通过。
. 纵向加载试验
箱体加载最⼤载荷（R-T）=12 580
测试结果：通过。
. 堆码试验
箱内加载载荷: 1.8R-T= 25 380 kg ；每根⻆柱加载竖
测试结果：通过。
. 吊顶试验
箱内加载载荷: 2R-T= 28 580 kg，通过四根⻆柱匀速竖
测试结果：通过。
. 吊底试验
测试结果：通过。
. 纵向栓固
测试结果：通过。
仿真分析与试验数据对⽐
图 侧壁试验变形量图 侧壁测试位置点图 前端试验变形量图 前端测试位置点图 后端试验变形量图 后端测试位置点图 加载⽅式及测试位置点
图 空载、加载、卸载之后的变形量图 底架测试变形量图 加载⽅式及附架测试位置点图 底架测试变形量图 加载⽅式底架测试位置点图 底架测试变形量图 加载⽅式底架测试位置点
. All Rights Reserved.。
电气柜疲劳强度校核及结构优化
电气柜疲劳强度校核及结构优化摘要：伴随着科学技术的快速发展，各行各业都有了长足的进步。
电气柜是一种运用极为广泛的结构部件，其在化工行业、环保行业、电力系统、冶金系统、工业、交通行业等等领域都有应用。
其主要的制作材料是钢材质，经过相应的加工之后制作成可以保护元器件正常工作的柜子，它的制作材料通常的来说有两种，一种是热轧钢板，另一种是冷轧钢板，冷轧钢板相较于热轧钢板来说，质地比较的柔软，更加的适合运用在电气柜制作的材质上。
对于一些型号的电气柜来说，进行振动耐久试验的时候，会有裂纹的出现，使用有效的方法对于电气柜进行随机的振动分析和强度校核，发现问题原因并进行结构的优化。
对于电气柜的疲劳强度校核及结构优化，可以为电气柜部件的质量进步发展提供一些经验。
关键词：电气柜；疲劳强度校核；结构优化电气柜在多种行业的广泛应用，使得对于其相应质量的要求不断提高，而随着技术水平的持续提升，电气柜的制作工艺也在不断的发展之中。
在一些行业之中对于电气柜的结构稳定性有着较高的要求，在进行具体的应用之前必须要有振动耐久性的试验，如果出现了影响电气柜性能的结构变形与损伤的问题，就应该对于结构进行优化设计。
运用适当的方法进行电气柜振动特性和结构疲劳强度的分析，并且对于减振器和其支座结构进行优化，最终完成电气柜疲劳强度校核及结构的优化任务[1]。
一、关于电气柜存在问题的概述通过对于电气柜的结构分析来说，电气柜主要的承载部件结构是冷轧钢板，冷轧钢板彼此之间通过一定的焊接连接在一起，电子部件则通过螺栓被连接到承载结构上。
电气柜在安装到支座上之前，还要有减振器的安装，组合安装之后安装到支座上，支座就能够通过螺栓安装到具体的结构之上了。
最后是把封盖与门利用螺栓和轴承安装到承载结构之上。
在进行振动耐久性试验的时候，电气柜出现的两个方面的问题是：第一，减振器安装孔附件结构出现疲劳断裂；第二，某些设备的振动量级非常的大，并且直接的影响到了设备的使用[2]。
新造船舶结构强度校核ppt课件
(6) 作为货舱中部位置的吃水的函数的方式给出每一舱内最大许用载货量及所要求的最小载 货量和双层底内水和油的分量；
(7) 内底板的最大许用载荷以及除散货以外的货物性质的阐明书； (8) 甲板和舱口盖的最大许用载荷。假设船舶未同意在甲板和舱口盖载货，那么在装载手册 中应予以明确阐明；
所谓的大开口船定义符合下述任一条件的甲板开口为大开口
〔1〕b/B1〉=0.7
(2)lH/lBH>=0.89 (3)b/B1>0.6 和lH/lB>0.7 式中 b---开口宽度m 假设有几个舱口并列那么b 代表各开口宽度之和 B1--在开口长度中点处包括开口在内的甲板宽度，m。 LH---舱口长度m LBH---每一舱口两端横向甲板条中心线之间的间隔m 如图1 1 2 17 如舱口前或后再无其他舱口 么lB H 算到舱壁为止
特殊装载工况如小于最大吃水时的集装箱装载或轻载工况重货空舱或 非均匀货物装 载工况装甲板货工况等如适用时 短程航行或港内工况如适用时 坞内起浮工况 装卸瞬时工况〔适用时〕 〔2〕油船： 均匀装载工况〔不包括干压载舱和清洁压载舱〕和压载或部分装载工 况 任何指定的非均匀装载工况 在航行途中明显不同于压载工况的与清舱或其他操作有关的工况 坞内起浮工况 装卸瞬时工况如适用时 〔3〕 化学品船 计算工况与油船指定的工况一样 装载高密度货或加热货和需隔离的货的工况
三．直接计算简介
四． CCS审图所用计算软件简介
100米及以上的能够非均匀装载的船舶即货物和或压载可以是不均匀分布； 100米及以上的化学品船和气体运输船 船长150 m 及以上的散货船矿砂船和兼用船 3.5.1 装载仪的普通要求 总强度
六 轿厢架强度校核
六轿厢架强度校核1.轿厢上梁强度校核当轿厢顶部站有二名检修人员（每人按100kg与计数）时1）轿厢上梁的静拉力计数= 10(P+Q+100x2)=10* (1250+1000+200)=24500NF jt2）轿厢上梁的动拉力计数F d=10(P+Q+Fg)(1+a/g)= 10* (1250+1000+58)*(1+1.0/9.8)=25400N t3)上梁结构简介惯性矩：J1=(ab*223)/12+0.6* 22 * (11)2=2129.6cm4J3=(9.4*0.63)/12+9.4 *0.6* (11-0.3)2=0.1692+645.72=645.88cm4J2=(9.4*0.63)/12+9.4 *0.6* (21.07-11)2=0.1692+571.92=572.09cm4 则∑J=2(J1+J2+J3)=2* (2129.6+645.88+572.09)=6695.14 cm4根据受力情况假设二名工作人员作为集中载荷来处理。
*177.5)/2=(25400*177.5)/2=2254250N-cm 则Umax=(F utWx=608.65cm3即σmax= Mmax/Wx=2254250/(608.65*103)=3.7Mpa<[σ ]=95Mpa 可以上梁满足强度要求：轿厢下梁强度校核下梁结构简介下梁受冲点载荷集合特性计数：S1=26*2=52cm2S3=S2=9.4*0.6= 5.64cm2S4=22*0.6=13.2cm2所以：总面积∑S总=S1+4S2+2S4=52+4*5.64+2*13.2=100.98 cm2Yc=6.82中性轴惯性矩;J1=(26*23)/12+26*2* (6.82-2)2=1208.08+17.33=1225.41 cm4J2=(9.4*0.63)/12+9.4*0.6*(6.82 -2.3)2=0.1692+115.23=115.399cm4J3=(9.4*0.63)/12+9.4*0.6* (6.82 -23.7)2=1607.03+0.1692=1607.19cm4 J4=(0.6*223)/12+0.6*22* (6.82 -2.3)2=532.4+504.4=1036.54cm4则∑J=J1+2J2+2J3+2J4=1225.41+2* (115.399)+ 2* (1607.19) +2* (1036.54)=8820.85cm4所以：Wx=1292.43 cm3则Jmax=[（P+Q）gL0]/（4*w*103）=[（1200+1000）*9.8*1775]/（4*1292.43*103）=7.40Mpa <[σ ]=95Mpa证明冲击载荷下梁是安全的3 轿厢立柱稳定性计数(1)轿厢立柱截面积其中S=34.5cm2Ye=2.35cm其中J1=(1/12)*19.5*13+19.5*1* (2.35-0.5)2=1.625+66.74=68.36cm4J2=J3=(1/12)*1*7.53+7.5*1* (2.35-4.75)2=35.16+43.2=78.36cm4所以总∑J=J1+J2+J3=68.36+78.36+78.36=225.09 cm4则<W x=J/(7.5-2.35)=43.71 cm31(2)轿架立梁偏心弯矩计数=10Qb/8=(10*1000*1.4)/8=1750NmM x1式中b---- 轿厢的内净宽度(3)立梁的弯曲应力计数J W I =M x1L/4nW x1=(1750*3.15)/(4*3.7*43.71*10-6)=8.5Mpa式中L-------- 立梁连接点长度L=3150mm n--------上下导轨之间的垂直中心距n=3700mm (4)立梁拉伸应力计数：J11=10(P+Q)/(2A)=10* (1250+1000)/(2*34.5*104)=3.26Mpa 式中A---------立梁的截面积A=34.5*10-4m2(5)立梁复合应力计数J H 1=J W1+J I1=8.5+3.26=11.76Mpa<[σ ]=95Mpa(6)立梁的细长比计数立梁的许用柔度[λ]=120λ=μL/ (Ie) =（0.5*3.15）/（43.71*103）=36.03<=[λ]=120 式中μ---------压杆两端固定时的系数μ=0.5 Ie---------立梁截面的最小回转半径。
轴结构设计和强度校核要点
一、轴的分类按承受的载荷不同, 轴可分为：转轴——工作时既承受弯矩又承受扭矩的轴。
如减速器中的轴。
虚拟现实。
心轴——工作时仅承受弯矩的轴。
按工作时轴是否转动，心轴又可分为：转动心轴——工作时轴承受弯矩，且轴转动。
如火车轮轴。
固定心轴——工作时轴承受弯矩，且轴固定。
如自行车轴。
虚拟现实。
传动轴——工作时仅承受扭矩的轴。
如汽车变速箱至后桥的传动轴。
固定心轴转动心轴转轴传动轴二、轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。
钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。
由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造尤为广泛，其中最常用的是45号钢。
合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能。
因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。
必须指出：在一般工作温度下（低于200℃），各种碳钢和合金钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度与耐磨性，而不是轴的弯曲或扭转刚度。
但也应当注意，在既定条件下，有时也可以选择强度较低的钢材，而用适当增大轴的截面面积的办法来提高轴的刚度。
各种热处理（如高频淬火、渗碳、氮化、氰化等）以及表面强化处理（如喷丸、滚压等），对提高轴的抗疲劳强度都有着显著的效果。
高强度铸铁和球墨铸铁容易作成复杂的形状，且具有价廉，良好的吸振性和耐磨性，以及对应力集中的敏感性较低等优点，可用于制造外形复杂的轴。
轴的常用材料及其主要力学性能见表。
三、轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。
轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。
由于影响轴的结构的因素较多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。
2 箱式变电站箱体钢底架强度计算(2)
箱式变电站箱体钢底架强度计算苏州爱信输配电设备公司肖云骧蒋剑刚倪敏摘要：箱体的钢底架是整个箱式变电站承重载体，其强度直接影响箱式变电站在起吊、装卸过程受力变形后完好程度，故在设计、施工中备受关注。
对于非金属GRC 脆质材料箱体更显重要。
关于箱式变电站、起吊受力分析及底架变形量挠度，计算方法供讨论参考。
关键词：起吊受力、挠度、实例计算预装式箱式变电站，从生产制造企业，到箱变使用场所，都有一个运输过程，也就是说箱式变电站要经过整体起吊、装卸和运输过程。
而箱变箱体的强度重点体现在保证运输、起吊、装卸过程中箱体不发生变形，损坏。
而箱体是箱变的承重载体，箱体底座钢架的刚度，是保证箱变起吊过程中，受力不发生破坏性变形关键部件。
其受力后的变形大小将影响到箱变的整体强度，所以箱体的钢制底座的机械强度、刚度是极其重要的。
现就其底架的起吊受力及受力的变形进行分析计算，供参考。
1箱式变电站在搬运起吊的受力状况经对箱式变电站在装卸起吊过程的受力情形见图1分析，认为与门式起重机或锅炉筒体，其支撑点向中间移动相似，其自重为均布载荷作用于箱体底架上。
门式大梁和建筑中的一些梁在工程中按材料力学观点均简化为简支梁。
简支梁作为受弯杆件，在梁受力弯曲后的轴线是一条曲线，称挠曲线。
轴线的纵向挠曲位移称挠度。
箱式变电站在起吊时，钢底架要受自重载荷G作用，还要受起重时行车起吊速度V所产生的惯性力Q影响。
以及起重操作中的“点动”形成的冲击动载荷P d的影响，见图2。
这时钢底架会产生纵向弯曲、变形，其变形程度由挠度f大小来衡量。
2箱体钢底架受力弯曲所产生挠度f 计算（1）箱体钢底架所受的力，由图1a 示，当箱变以提升速度V 向上起吊时： ①底架所受力平衡方程R –G –Q = 0 R 合力 R = G + Q a 加速度 Q = ma = gG.a g 重力加速度a = tV V 01m 质量V 0 起始速度 V 1 最终速度 t时间②底架在箱变起吊“点动”操作时，见图2，产生冲击载荷P a P d = G .K d K d 动荷系数 K d =1+lG g AE V (2)V吊车速度 E 钢索弹性模数 A钢索截面积G 箱变重l钢索长度③底架上所受的均布载荷q由图1b知，底架的载荷为均布载荷qq1 = R/L = G+Q/L 箱变自重G与惯性力Q形成的均布载荷q2 = P d /L = G . K d /L 箱变自重与纵向冲击力作用形成的均布载荷（2）底架受力后产生的最大挠度fmaxfmax =λ24245(384-EIl q） q q1或q2E 底架槽钢弹性模数I 底架槽钢惯性矩λ =lm｛见图1b｝3实例计算现以一台外型尺寸5200×2500×2500（墙高）m/m箱式变电站为例，箱体材料为GRC复合材料制造，底架采用14a槽钢焊接而成，底架见图3。
基于有限元分析的厢式运输半挂车的强度校核
基于有限元分析的厢式运输半挂车的强度校核乔莉【摘要】利用有限元法对厢式运输半挂车的整体结构进行分析,并根据分析结果对局部结构进行优化.【期刊名称】《机械工程师》【年(卷),期】2016(000)012【总页数】2页(P231-232)【关键词】厢式运输半挂车;载荷;有限元分析;强度校核【作者】乔莉【作者单位】中航工业安徽开乐专用车辆股份有限公司,安徽阜阳236000【正文语种】中文【中图分类】U463.32进入21世纪以来，随着中国市场经济的快速发展，国民经济生产总值快速提升，社会各行各业得到了快速发展。
在此背景下，我国专用汽车行业进入发展快车道，不仅成为我国汽车工业的重要组成部分，而且参与到国际市场竞争，在国际专用车行业占据了重要地位。
其中厢式车在专用车行业中占据着举足轻重的地位。
为了确保其强度和装载性能，利用常规的理论设计方法无法快速精确地进行整体结构设计。
然而受其结构的复杂性、装载货物的多样性，以及行驶路况的不确定性，很难给出完美的设计。
凭经验的设计，要么是强度不足，寿命短；要么笨重，浪费材料的同时，增加了客户的运输成本。
有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）的基本概念是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。
它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适（较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件（如结构的平衡条件），从而得到问题的解。
有限元法是一种近似的计算方法，它以位移法为基础，将对象离散化，计算出各个单元的应力和位移。
1）厢式运输半挂车几何模型的建立。
厢式运输半挂车的三维模型如图1所示，其外廓尺寸为：长度14 600 mm，宽度2550 mm，高度4000 mm;车架外廓尺寸：长度14600mm，宽度2550 mm，高度1300 mm；底架部分用3～12 mm不同厚度的钢板焊接而成，厢体部分由高强度复合板和铝型材铆接而成。
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单位 N mm Mpa mm mm4
说明
mm
ρ
max=6.81PL
3
/384EI
弯曲正应力计算 变量名 F L N M W σ
max
变量值 80262 3200 6 7134400 39700 179.71 180
变量解释 最大载荷 梁长度 等效梁根数 最大弯矩 抗弯截面模量 弯曲正应力 许用应力
单位 N mm
说明
N•mm mm3 Mpa Mpa
M=FL/4N W=IZ/ymax σ
max=Mmax/W
[σ ]
安全系数K取1.3
弯曲剪应力计算 变量名 F N d Smax 变量值 80262 6 5.3 23229.96 变量解释 最大载荷 等效梁根数 槽钢腹板厚度 截面静距的最大值 mm mm3 该值为等效计算 单位 N 说明
I
1983000 14.78 100 48 8.5
截面惯性距 弯曲剪切应力 槽钢高度 槽钢腿宽度 平均腿厚度
mm4 Mpa mm mm mm τ
max=Qmax•Smax/I•d
τmax
h b t
（最大变形量）计算
XXX(N) 说明附件 受力模型(简化)
F
N(梁根数)
文档
L 底座长
受力模型（简化） 说明附件198000 6 23mmρ
max=PL
/48EI
弯曲正应力计算 变量名 F L N M W σ
max
变量值 80262 3200 6 10701600 39700 269.56 180
变量解释 最大载荷 梁长度 等效梁根数 最大弯矩 抗弯截面模量 弯曲正应力 许用应力
单位 N mm
说明
N•mm mm3 Mpa Mpa
F
ρ
max
惯性矩
最大变形量
N(梁根数)
H
L 底座长
梁的应力.pdf
没有依据 受力模型（简化） 说明附件
F
ρ
max
材料力学 剪力与弯矩.pdf
最大变形量
N(梁根数)
H
L 底座长
梁的应力.pdf
GBT 70788热轧槽钢 尺寸、外形、重量及允许偏差.pdf
ρ
max
最大变形量
H
受力模型二
（最大变形量）计算 说明附件 受力模型(简化)
文档
惯性矩
受力模型（简化） 说明附件
材料力学 剪力与弯矩.pdf
梁的应力.pdf
没有依据 受力模型（简化） 说明附件
梁的应力.pdf
GBT 70788热轧槽钢 尺寸、外形、重量及允许偏差.pdf
max=Qmax•Smax/I•d
单位 N
说明
该值为等效计算
t
8.5
平均腿厚度
mm
受力模型二 挠度（最大变形量）计算 变量名 F L E H I N ρ
max
变量值 80262 3200 200000 100 1980000 6 19.6
变量解释 最大载荷 梁长度 弹性模量 梁高度 惯性矩 等效梁根数 最大变形量
M=FL/4N W=IZ/ymax σ
max=Mmax/W
[σ ]
安全系数K取1.3
弯曲剪应力计算 变量名 F N d Smax I τmax h b 变量值 80262 6 5.3 23229.96 1983000 14.78 100 48 变量解释 最大载荷 等效梁根数 槽钢腹板厚度 截面静距的最大值 截面惯性距 弯曲剪切应力 槽钢高度 槽钢腿宽度 mm mm3 mm4 Mpa mm mm τ
挠度（最大变形量）计算 TR重=XXXXkg 变量名 F L E H I N ρ
max
BASE重：XXXXkg 变量值 80262 3200 200000 100
合计：XXXXkg 变量解释
F=合计×9.8=XXXXX(N) 单位 N mm Mpa mm mm4
3
说明
最大载荷 梁长度 弹性模量 梁高度 惯性矩 等效梁根数 最大变形量