40噸π型結構軌道式集裝箱門式起重機金屬結構設計【4張CAD圖紙+文檔全套文件】

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目 錄 摘要 I 關 鍵 詞 I ABSTRACT II KEY WORD II 1 軌道式集裝箱門式起重機總概 1 2 總體設計 2 2 1設計參數(shù) 2 2 2主梁設計 3 2 3端梁設計 5 2 4剛性支腿設計 5 2 5柔性支腿設計 8 2 6下端梁設計 10 2 7上馬鞍設計 10 3 起重機整機穩(wěn)定性計算 11 3 1空載起重機沿軌道方向起 制動時的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 12 3 2起重機滿載時垂直于大車運行軌道方向的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 15 4 主橋架計算 17 4 1載荷計算 17 4 2主梁內(nèi)力計算 19 4 3 強度計算 21 4 4疲勞強度計算 24 4 5主梁穩(wěn)定性計算 27 5 支腿計算 29 5 1載荷計算 29 5 2支腿內(nèi)力計算 31 5 3支腿強度計算 34 5 4支腿穩(wěn)定性計算 36 6 下橫梁的強度計算 39 7 連接強度驗算 39 7 1計算法蘭板上焊縫的強度 39 7 2剛性支腿下端與下橫梁聯(lián)合 41 7 3螺栓連接計算 42 8 剛度計算 43 8 1靜剛度和位移 43 8 2橋架水平慣性位移 44 8 3起重機偏斜運行對主梁產(chǎn)生的水平位移 45 8 4垂直動剛度 45 9 起重機拱度 46 參 考 文 獻 47 致 謝 48 I 摘要 隨著國際集裝箱運輸事業(yè)的飛速發(fā)展 對軌道式集裝箱門式起重機 的要求越來越高 使得各大廠商在新研制的起重機堆碼高度 跨度以及速度等 主要參數(shù)上都有了較大的發(fā)展 我國從 90年代開始著手研制軌道式集裝箱門 式起重機 主要用于鐵路系統(tǒng)的集裝箱堆場 由于受各方面條件的限制 與國 外同類產(chǎn)品相比 國產(chǎn)軌道式集裝箱門式起重機還存在不少差距 如技術性能 質量水平 作業(yè)效率等相對較低 尤其是海港堆場使用的現(xiàn)代化軌道式集裝箱 門式起重機 國內(nèi)尚屬空白 國內(nèi)市場均被進口產(chǎn)品所占領 隨著鐵路 高速 公路集裝箱運輸業(yè)務的高速發(fā)展 我國必將形成以港口 內(nèi)陸轉運站為主的集 裝箱集疏運系統(tǒng) 就目前集裝箱運輸?shù)膶嶋H情況來說 龐大的鐵路運輸遠遠滯 后于海運和公路運輸 其中的關鍵因素主要是集裝箱堆場裝卸機械落伍和嚴重 匾乏 構成了鐵路集裝箱運輸?shù)钠款i 隨著集裝箱運輸業(yè)務的進一步發(fā)展 港 口吞吐量的增加 新建碼頭的陸續(xù)投入使用和舊碼頭的技術改造 對大型 高 效 性能先進的起重設備的需求量將逐年增加 本次設計就是本著提高港口機 械的裝卸效率的原則 設計的大噸位 大跨度 大起升高度的軌道式集裝箱門 式起重機 起重量 40t是現(xiàn)有最大的起重量 大跨度和高起升高度大大擴大了 起重機的工作區(qū)域 作業(yè)能力大大提高 本機設計是基于現(xiàn)有產(chǎn)品模型自行設 計出來的 設計內(nèi)容主要是金屬結構方面的內(nèi)容 包括主梁端梁的設計 剛性 支腿 柔性支腿等結構設計 關 鍵 詞 軌道式 集裝箱 門式起重機 柔性支腿 結構設計 II Abstract with the international container transportation the rapid development of our business for rail type container door crane demand more and more make each big manufacturers in the new development of the crane height span and speed the main parameters is the larger development Our country from the 90 s began developing rail type container door crane mainly for the railway system of the container yard Affected by various conditions the limit and compared with the prices of similar products abroad domestic rail type container door crane gap there are still many problems such as the technical performance and quality level the operation efficiency and relatively low especially harbor yard use of the modernization of the rail type container door crane is still in the domestic blank the domestic market are imported products capture Along with the railway highway container transportation business of rapid development China will form inland port container transportation system mainly transfer station Currently the actual situation of container transportation for the huge railway transport and road transportation sea lags far behind One of the key factors are the main container yard loading and unloading machinery behind and serious lack of plaque constitutes the railway container transport bottlenecks With the further development of container transportation business port throughput increases the new terminal s succession in use and the technological transformation of the old terminal for large highly effective the performance of advanced lifting equipment demand will increase year by year This design is in line with improving port machinery of loading and unloading the principles of efficiency the design of large tonnage big span big lifting height of the orbit of the container door crane The weight is the largest 40 t existing lifting weight the large span and high hoisting height expand greatly the crane work area operation capacity is greatly increased This machine design is based on the existing product model to design out design the content is mainly metal structure of aspects including the design of the main girder beams rigid a leg flexible a leg and structure design Key word rail type container door crane flexible a leg structure design 1 1 軌道式集裝箱門式起重機總概 本起重機專供集裝箱貨場上做集裝箱的裝卸車及堆垛之用 在龍門起重機 的行走距離內(nèi)可以進行吊一箱過三箱的作業(yè) 為擴大起重機的作業(yè)范圍 本機 具有兩側 13米的外伸距 加上龍門架跨度內(nèi)的 60米工作長度 形成 86米長的 小車作業(yè)線 起重機可以在門架跨度內(nèi)堆存 21排集裝箱 在外伸距處作車道的 集裝箱裝卸車作業(yè) 同時 為了適應不同的集裝箱堆放方向和集裝箱拖車行走 方向 本機配備伸縮式集裝箱索具 亦稱吊具 索具的開閉鎖動作和伸縮可以 由司機在操縱室操作 本起重機在軌距 60米的軌道上運行 軌道型號為 QU80 以保證起重機在 額定載荷下安全使用 操縱室懸掛在小車旋轉架上 和旋轉架 集裝箱索具一 起橫移和旋轉 保證司機有良好的視線 以便準確對箱操作 本起重機各機構 均為工作性機構 即都能帶載動作 完成 20英尺或 40 英尺集裝箱的起升 下 降 橫移 旋轉及整機沿堆場軌道運行 起重機的設計和校核均按我國國家現(xiàn) 行標準 GB3811 83 起重機設計規(guī)范 和 GB6070 85 起重機械安全規(guī)程 的 相應規(guī)定執(zhí)行 以保證本起重機在集裝箱裝卸作業(yè)時正常工作 本機金屬結構均是鋼板焊接而成的箱型結構 門架與門腿成 型 門腿內(nèi)設 直梯 主梁上設有人孔 以方便人員進如進行內(nèi)部結構檢查 門架與主梁用法 蘭方式聯(lián)結 主梁分成三段 用高強度螺栓聯(lián)結 以方便運輸和安裝 在運輸 過程中 注意枕木的擱置點應放在箱體的橫隔板部位 以免產(chǎn)生凹陷變形 本 機的起升機構 小車機構 旋轉機構和大車機構均有終點開關保護 開關位置 在總裝試車前按設計圖要求定位 大車行走機構上的頂軌器和防臺錨定銷和小 車錨定銷上均有行程或聯(lián)鎖開關 亦須在現(xiàn)場作定位調(diào)整 大車機構的附屬安全設備較多 有行程終點開關 門腿一側位置設有錨 定聯(lián)鎖開關 在另一側位置設有大風防爬裝置 裝在四條門腿上的大車行走聲 光報警器以及電纜放出完畢停車開關 這里需說明一下 當操縱大車運行手柄 欲令大車行走時 首先行走聲光報警器發(fā)出紅色閃光 且笛聲大作 警告軌道 附近人員避讓 同時 防爬器電動機啟動提防爬靴 當防爬靴提起高度碰及行 程開關時它一面接通行走控制電路 一面點亮松軌指示燈 行走電動機正向 2 或反向 接觸器動作 起重機啟動運行 停車時 操縱桿手柄扳回 0 位 行走電動機失電 此時行走制動器不立 即剎車 起重機可以籍慣行滑行一段距離 經(jīng)過一段延時 然后制動器才失電 抱閘停車 同時防爬電機失電 防爬靴下落至路軌上 碰動行程開關 切斷大 車控制回路 頂軌指示燈亮 吊具系統(tǒng) 吊具開閉鎖只有在著箱開關全部動作后 才能動作 開閉鎖動作完成后才 能進行起升動作 2 總體設計 2 1設計參數(shù) 起重量 Q 40t 10t 小車自重 G x 60t 小車軌距 b 14410mm 起升速度 V 起 25m min 大車運行速度 V 大 50m min 起升高度 H 0 16 5m 跨度 L 60m 有效懸臂長度 L0剛 13m L0柔 13m 懸臂全長 L0 剛 18m L0 柔 18m 沿海 工作風壓 q 250pa 非工作風壓 q 800pa 材料 A3 鋼 工作級別 M6 3 2 2主梁設計 1 基本尺寸設計 取主梁高度 H 1 1 14 1 17 L 3 6 6 8m 根據(jù)設計的實際要求和結構的要求取 H 1 4040mm 選用主梁為偏軌式箱形主梁 主梁寬度 B 1 0 6 0 8 H 1 1 3 2 1m 初選 B1 1 59m 變截面長度 初選為 3m 主梁上 下翼緣板厚 0 20mm 主腹板 1 12mm 副主板 2 8mm 箱形梁承軌部分采用寬翼緣 T字鋼拼合 型號為 600 T字鋼上翼緣厚 20 腹板厚 12 圖 2 1 主橋架總圖 2 主梁截面幾何參數(shù)計算 4 圖 2 2 主梁截面尺寸 截面積 A0 1774X20 1650X20 4000X12 4000X8 mm2 148520mm4 求重心坐標 1 748201640128340165208 5209 3x mm 1 3 y 求慣性矩 33332221411706504084069 9 93 85 m XI 33332222104117065404086 9 7 7 5 yI 5 2 3端梁設計 端梁高度 H 2 1 2H1 2020mm 寬度 B 2 1m 端梁上 下翼緣板厚 0 10mm 腹板 8mm 主梁和端梁采用法蘭盤螺栓鏈接 圖 2 3 端梁尺寸 2 4剛性支腿設計 根據(jù)跨度 60m 采用一剛性支腿和一柔性支腿的設計方法 柔性支腿鉸接 在門架平面計算按靜定簡圖 在計算支腿平面內(nèi)力時 采用超靜定簡圖 由于 設計起重機為工作級別為 M6 最大輪壓為 20 3t 查手冊選取車輪的車輪直徑 為 800 軌道型號為 QU80 由于起升高度 H0 16 5m 極限起升高度距主梁下 翼緣高度 h0 2 5m 支腿與質量連接支座高度 hz 0 3m 6 輪臺車高度 h 臺 3 415m 臺車與下端梁連接支座 H 支下 185mm下端梁高度 H 下端 600mm 得出支腿的高度為 H 支 H0 h0 hz h 臺 H 支下 H 下端 6 16 5 2 5 0 3 3 415 0 185 0 6 m 14 5m 14500mm 門架平面 剛性支腿上端寬度 b 剛上 1 2h 主 4 8m 為滿足彎矩和扭力的強度要求 取 b 剛上 5m 下端寬度 b 剛下 1 59 3 0 53m 考慮車輪和支腿支撐的構造 取 b 剛下 1000mm 為節(jié)省材料又能符合力學的要求 將剛性支腿的構造設計為如下圖形式 圖 2 4 剛性支腿 剛性支腿上截面 7 圖 2 5 1 1截面圖 剛性支腿下截面 圖 2 6 2 2截面圖 剛性支腿 1 1截面計算 222 640157610 49098Amm 圖 2 7 剛性支腿上端截面 整個截面是由兩個截面組成 一個截面 321041205762140795 68mxI 半 9y434半 整個截面的慣性矩 10423 6mxI 半 8 2124y2350 9mIA 半 計算剛性支腿中間截面的尺寸屬性 298剛 中 上 1043 6xxI 剛 中 上 214yy275 3mA 剛 中 半 剛性支腿下端截面計算 22 104160 60 3 1042574795 4mxI 29y 231 2 5柔性支腿設計 柔性支腿下端寬度設計于剛性支腿相同 b 柔下 1040mm 根據(jù) b0 7 柔 下柔 上 柔 上 取 b 柔上 1640mm 9 圖 2 8 柔性支腿 支腿上截面 圖 2 9 柔性支腿上端截面 柔性支腿下端截面和剛性支腿下端截面各尺寸一樣 圖 2 10 柔性支腿下端截面 柔性支腿上截面 22 1640215760 740Am 3 1044953 6mxI 2y12 10 柔性支腿中間截面 22 1340215760 6904Am 3 1044753 mxI 2y 812 柔性支腿下截面和剛性支腿下截面各尺寸一樣 截面性質一樣在此不再做 計算 2 6下端梁設計 圖 2 11 下端梁總尺寸 下端梁的兩端截面計算 圖 2 12 下端梁截面22 1046201 4580Am 3 9463 1mxI 2y 912 11 2 7上馬鞍設計 上馬鞍設計與主梁直接相連 截面比較細小 起到加強橋架穩(wěn)定性 水平 剛度 抗彎 抗扭能力 因為上馬鞍不在支腿平面與支腿直接剛性連接 所以 所受作用力相對較小 為了簡化模型在此我們不對其做考慮 把其當作進一步 加強作用 圖 2 13 支腿平面示意圖 圖 2 14 上馬鞍的尺寸設計 3 起重機整機穩(wěn)定性計算 帶懸臂的龍門起重機 除驗算沿大車運行方向空載起 制動時的穩(wěn)定性 還須驗算垂直于軌道方向的穩(wěn)定性 由于集裝箱的迎風面積不大 運行速度較 12 低 故滿載時的穩(wěn)定性可不計算 3 1空載起重機沿軌道方向起 制動時的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 1f1340 5 1 GBKPhPh 小橋 小橋 式中 G 橋 橋架重量2 剛 腿 柔 腿靜 總 馬 鞍 臺 車 下 橫 梁橋 G 185 40 6138t 梁靜 總 軌 欄 桿 電 G 梁 一根主梁的自重 G 梁 118t G 軌 一根主梁上的小車軌道自重 G 軌 5 4t G 欄桿 一根主梁一側的平臺欄桿的自重 G 欄桿 10t G 電 位于平臺上的電氣設備的重量 G 電 4 6t G 剛腿 剛性支腿的自重 G 剛腿 18t G 柔腿 柔性支腿的自重 G 柔腿 12t G 馬鞍 馬鞍自重 G 馬鞍 10t G 臺車 大車運行臺車總自重 G 臺車 40t G 下橫梁 下橫梁自重 G 下橫梁 15t2 tt 橋 138 210 45 6 Pf 作用在橋架和小車上的工作狀態(tài)最大風力 計算風力時 前面一排的主梁 馬鞍 支腿 下橫梁及大車 輪組遮擋后面一排主梁 馬鞍 支腿 下橫梁及大車輪組 故后面一排受 風面積應減小 減小程度用折算系數(shù) 表示 風力計算公式分別為 fnPckqA 前f 后 f nck 后 13 f nPckqA 后 式中 P 作用在橋架與小車上的非工作狀態(tài)的最大風力 C 風力系數(shù) c 1 6 Kh 風壓高度變化系數(shù) K h 1 計算非工作風壓時 K h 1 13 q 第 類載荷的風壓值 q 250Pa q 第 類載荷的風壓值 q 250Pa 折算系數(shù) 根據(jù) a h值查 a h 3 25 4 h1 橋架與小車擋風面積形心高度 工作狀態(tài)最大風力 Pf及非工作狀態(tài)最大風力 P f和其相應的迎風面和形心 至大車運行軌頂?shù)母叨?h 計算如表 表 3 1 力 矩 名稱 迎風面積 A m 2 形心高度 h1 m 工作風載 t 非工作風 載 t 1fPh 1 f 主梁 384 21 15 36 55 5 322 56 1165 5 剛腿 17 4 16 0 696 2 51 11 14 40 16 柔腿 18 85 17 0 752 2 71 12 78 46 07 馬鞍 2 8 25 4 0 112 0 40 2 84 10 16 下橫梁 12 8 3 8 0 48 1 80 1 82 6 84 小車 16 24 0 64 2 31 15 36 55 44 司機室 4 18 0 16 0 58 2 88 10 44 大車車輪組 2 0 5 0 08 0 29 0 04 0 145 求各部件迎風面積及形心至大車運行軌頂?shù)母叨葧r 分別參照符圖從表 3 1的值如下 132 561 42 7841 25 3680 4369 2 fPh tm 14 1 65 4016 70 16845 10 45134 7 fPh tm P橋 起重機運行起 制動時引起橋架水平慣性力 gtGV 橋 大橋 制 式中 t 制 起重機制動時間 t 制 7秒 在計算穩(wěn)定性時 取緊急制動時間 t 制 3 5秒 50 2439 8163 GPG 橋橋 橋 h3 橋架重心高度 由于 2剛 腿 柔 腿靜 總 馬 鞍 臺 車 下 橫 梁橋 故 P 橋 h3值列表中 表 3 2 名稱 重量 G t 重心高 度 h3 m 慣性力 P 橋 t 力矩 P 橋 xh3 t m 2G靜總 276 23 6 7 154 1 2G剛 39 16 0 9 14 4 2G柔 24 17 0 58 9 86 2G馬鞍 10 26 0 24 6 24 2G臺車 80 1 8 1 94 3 5 2G下橫梁 30 3 8 0 7 2 6633hh154 986 243 56190 7t mP 橋 橋 P 小 起重機運行啟動 制動時引起的小車水平慣性力 0 21 t9 8163 5GG 小小 小 h4 小車重心高度 h 4 24m B 軌距 B 16m10 5 680 1645287 1 449 7 43 K 15 3 2起重機滿載時垂直于大車運行軌道方向的載重穩(wěn)定性安全系數(shù) 驗算 圖 3 1 門架平面分析12201 0 h2 1 4QLGPhPKL 剛小 小橋 剛 式中 P 2 作用在集裝箱上的工作狀態(tài)最大風力 hq1 6259 317tCA 集 h2 小車軌頂至大車軌頂間的距離 h 2 23 2m PQ 小車運行起 制動時引起的物品水平慣性力 P 小 小車運行起 制動時引起的小車自重水平慣性力 24n7QG 制小小 式中 2 起升載荷系數(shù) 當 V 起 25m min時 2 1 17 4 運行沖擊系數(shù) V 小 小于 60m min時 4 1 1 n 制 小車制動的輪數(shù) n 制 4 16 n 小車的總輪數(shù) n 241 720 1845 t2QP 小 h2 h4 23 2m P1 作用在橋架與小車的縱向工作最大風力 h1 橋架與小車縱向擋風面積形心高度 P1 和 h1的計算列表為 表 3 3 名稱 迎風面積 A 形心高度 h1 工作風載 P 力矩 h 主梁 70 4 21 2 8 58 8 剛腿 46 4 16 1 85 29 6 柔腿 46 4 17 1 85 31 4 馬鞍 14 4 25 2 0 576 14 5 司機室 6 18 0 24 4 3 下橫梁 15 8 3 8 0 63 2 4 大車輪組 9 8 0 5 0 38 0 2 141 2t m hP 所以 16048134 2173 2543 22 761 40K 自重穩(wěn)定性安全系數(shù) 見圖和下式計算 110 51 5 hP G橋 小 B 式中 由上表數(shù)值得出 1 10 53 01547K 6 8 可見起重機的穩(wěn)定性滿足富余很大可保安全 17 4 主橋架計算 4 1載荷計算 起重機的各種載荷不可能同時作用于金屬結構 應按各種載荷出現(xiàn)的頻繁 程度與結構的重要性根據(jù)起重機不同工況 考慮最不利的情況下 進行合理組 合 1 主梁自重載荷 主梁的單位重量 34q019 801 2 6GFNmLl 靜 總 2 一根主梁上小車集中載荷 由于小車的軌距相對主梁橋梁的長度過小 故計算時將車輪壓力計算為一 點壓力 作為集中載荷 作用于主梁上的移動載荷 35 2 108 9 10 29 810Qxcpmg N 由于 簡便起見 用 代替 1 1421 4 24 3 端梁自重 分配于主梁端部為固定集中載荷 3449 810 91dFN 4 慣性載荷 一根主梁上的小車慣性力為 549 8107 104HxPN 18 一根主梁自重的慣性力 431 30 951 HFqPNm 端梁自重作用在主梁端的慣性力為 32 7014dH 5 偏斜運行側向力 由于本起重機采用剛 柔性支腿 故側向力主要作用在剛性支腿架下面 滿載小車在主梁跨中央 支腿下面采用 6車輪臺車 2 個一組 剛性支腿端總靜輪壓 361 1 1P 461208 9 0 79023RGP N 橋 由 查得06 8LB0 5 偏斜側向力為 641s 079 1508 9102RP N 滿載小車在主梁左端極限位置 剛性支腿下端車輪總靜輪壓為 362111P 468012 9 0 4032RGP N 橋 65s22 5 R N 6 扭轉載荷 偏軌箱形梁有垂直載荷和水平慣性力的偏心作用而產(chǎn)生的移動扭矩 其他 載荷產(chǎn)生的扭矩較小而且作用方向相反 故不做考慮 偏軌箱形梁彎心 A在梁截面的對稱形心在 x軸上 不考慮翼緣板外伸部分 19 彎心至主腹板中線的距離為 21281 1590 632ebm 圖 4 1 扭轉載荷計算 軌高 h g 152mm1 2015 2172gHhm 移動扭轉力為 551 9863 80pTe Nm 4 702 17 1HxPh 4 2主梁內(nèi)力計算 1 主梁垂直平面所受的內(nèi)力 小車位于跨中央對主梁產(chǎn)生的垂直彎矩 20 圖 4 2 垂直面受力分析 圖 4 3 小車位于跨中位置時主梁垂直截面內(nèi)力分析2 54242047 9 8106 3106 3108 8482 01qcvFLPlMNm 跨中內(nèi)扭矩為 5 4 1702ncPHTTNm 跨中主腹板所受剪力為 541 102pF 小車位于懸臂極限位置 對主梁跨端或懸臂根部產(chǎn)生的垂直彎矩 21 圖 4 4 小車位于懸臂極限位置時主梁垂直截面內(nèi)力分析 2 420 5 446 1 308 1 9803 9108 1 70qdvbdFlMPNm 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿端部截面所受扭矩 58 3410ndPHTNm 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿端部截面所受剪力為 64 pdF 2 主梁截面水平載荷產(chǎn)生的內(nèi)力 小車位于跨中時產(chǎn)生的水平彎矩 02104433233246 8710 60 951 768 95 71 022 80HWHWHWc sFlPLMpBNm 小車在懸臂極限位置時主梁跨端產(chǎn)生的水平彎矩 020 2033244 46 1 95 7 1871 3 6 91083 5HWcHWsFlMPlpBNm 4 3 強度計算 22 1 主梁跨中的強度計算 需要計算主梁跨中截面危險點 1 2 3 的強度 圖 4 5 主梁截面 主腹板上邊緣點 1的應力 主腹板邊至軌頂距離為 0520172yghm 主腹板邊的局部壓應力為 5411 987 06 270 12mPMpaC 垂直彎矩產(chǎn)生的應力為 7301 1 0496 6 893 850 xMy paI 水平彎矩產(chǎn)生的應力為 63102 102 72 7 6 5yx MpaI 慣性載荷與側向力對主梁產(chǎn)生的軸向力較小且作用相反 應力很少故這此不 計算 23 主梁上翼緣的靜矩為 0103 5 2174 986 10 72yBm 主腹板邊上的切應力為 57531 6 40 4 1020378 28 927 FpSyTnIxAMa 式中 A0 為主梁的過四邊中心線的截面面積 20159402639180Am 點 1的應力 002 5Mpa 222 231 957 0613 957 063 16 87 7mpa 點 2的應力 736321 10 0425 902 5892 3 8 710 736 1 9 yxIIMpapa 驗證合格 點 3的應力 736322 110 30 2 045 902 89 1 5 1 53857 0 7 6 yxIIMpapa 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿根部截面的強度計算 仍然驗算該截面的 1 2 3 點的強度 主腹板上邊的切應力為 5 420FpSyTnMpaIxA 24 點 1的應力 736311002 1 10 096 0 572 3858 37 56yxMIpa 2222 20067 0657 35 41 17m 點 2的應力 點 736322 1 10 025 90 592 3 8 79 54 1 5 yxMIIpaMpa 點 3的應力 736322 1 10 30 1 025 90 589 1 3875 947 816 yxIIpapa 4 4疲勞強度計算 橋架工作級別為 M6 應按載荷組合計算 計算主梁跨中的最大彎矩截面的 疲勞強度 由于水平慣性載荷產(chǎn)生的風載產(chǎn)生的應力相對較小 為了簡化計算故忽略 主梁自重彎矩 圖 4 6 主梁自重彎矩 25 滿載小車在跨中時對主梁的彎矩 圖 4 7 集中載荷作用的彎矩 滿載小車在懸臂極限位置時的彎矩 圖 4 8 集中載荷作用的彎矩 由此可見主梁中間位置截面的疲勞破壞最嚴重 以下驗算中間界面的疲勞 強度 跨中最大彎矩為 7max2 041McvNm 跨中的最小彎矩為 滿載小車在懸臂極限位置 200424256 in 81 361 389 103 2 810qFLlPl Nm 1 驗算主腹板受拉翼緣板焊縫 4點 的疲勞強度 26 圖 4 9 主梁截面 73max20ax 1 4203 909 685My MpaI 63in20in 1 5370 xI 應力循環(huán)特性 mi15 1ax09 6Mpa 根據(jù)工作級別 A6 應力集中等級 K1及材料 Q235 查得 1 119Mpa 焊縫拉伸強度許用應力為 1 67 6719 82 300 rt Mpar max9 rtMpa 合 格 2 驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處 5點疲勞強度 73max2ax 1 70 493 06 88y MpaI 27 63min2in 1 70 8973 014 65xMy MpaI 應力循環(huán)特性 i14 60 137ax038pa 根據(jù)工作等級 A6材料為 Q235 橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接 底板與 受拉翼緣板的間隙距離為 50mm 應力集中等級為 K3 查得 1 71Mpa 1 67 671 08 700 3rt Mpar 符合要求 max 38 rt 4 5主梁穩(wěn)定性計算 1 整體穩(wěn)定性 402 536hb 整體穩(wěn)定性符合要求 2 局部穩(wěn)定性 翼緣板穩(wěn)定性 015879602b 需設置一條縱向加勁肋在垂直中心線處 不再進行驗算 翼緣板最大外伸部分 0157 152eb 穩(wěn)定滿足 主腹板穩(wěn)定性 28 043 2012h 副腹板穩(wěn)定性 0450328h 需設置橫隔板及三條縱向加勁肋 主腹板設置相同 其布置顯示于圖 圖 4 10 主梁加強布局 橫向大隔板間距 a 2000mm 縱向加勁肋位置 140 28hhm 且23 3240ahm 寬翼緣添加小隔板的間距為 a0 400mm 加勁肋尺寸的確定 大隔板的厚度為 8mm 板中孔尺寸為 1200mm 3590mm 上翼緣板縱向加勁肋選用10 取 h 150 厚度 取 34l 10 腹板 1576 0b 8 38 需設置橫向加勁肋 a 1 5m 并設置一條縱向加勁肋在中線處 寬度 h 10 取 h 120 厚度 取 34l 8 圖 5 9 柔性支腿加緊肋 圖 5 10 剛性支腿加勁肋 39 6 下橫梁的強度計算 經(jīng)分析下端梁 5點為危險點 5 點受雙向載荷 5點的應力為 521 06yMNm 圖 6 1 下橫梁端截面6212 4510 xMNm 在截面內(nèi)位于支腿腹板正對下側添加 2橫向大隔板截面面積為 264080A 55563 39 91 12280 4501 063 1 1278 27 yxxNPMIIpa 7 連接強度驗算 支腿上端與主梁通過法蘭盤用螺栓連接 下端與下端梁焊接 7 1計算法蘭板上焊縫的強度 支腿與法蘭采用焊接連接 采用 40 周邊貼角焊縫連接 焊縫高度 8fhm 剛性支腿上法蘭平面和焊縫在 X方向的作用力為 圖 7 1 支腿受力 所受的彎矩為 612348 7510ccccMMNm 水平慣性力 F為 4w 6H大 車 大 車 計算焊縫的慣性矩 圖 7 2 焊縫連接 焊縫截面性質 22 64015762 0 49638 f fAhm 41 32104 7560 785 42 659f fIxhhm 3 2101104 26 984 732 659yf ff fIhhm 2 7 89 經(jīng)過分析焊縫端點 6點為應力最大點 6 點的應力為 4 7938 Ff MpaA 631 702509 5 4Myx paI 222 61nkFM 0 8 175 9pa 驗算合格 柔性支腿不受彎矩作用 其他受力過小 故在此不做計算 7 2剛性支腿下端與下橫梁聯(lián)合 采用 10mm焊縫 焊接計算 圖 7 3 焊接布置32 104120 75680140 72 397yf fIhhm 42 61 4250yMNm 任意外側的一點 7 63710 892 5 937yx MpapaI 7 3螺栓連接計算 圖 7 4 螺栓布置 1 剛性支腿與主梁的連接 由支腿的受力分析可得出距 y0軸最遠的一排螺栓的受力最大 豎直方向的 壓力最小值為 0 63921 8 7510508315niMGeyPl N 222219253608560144708 7niym 共采用 92個普通螺栓 孔徑的 40mm 螺紋小徑為 031 87dm 43 單個許用拉力為 22031 87 4016254lldPN 其中 l Mpa ll 驗算合格 單個螺栓的剪力 48 736109 562ljFPNn 10824ljd 合格ljjP 2 柔性支腿與主梁的連接 柔性支腿與主梁采用鉸接 受單向較小作用力 在此不在計算 8 剛度計算 8 1靜剛度和位移 圖 8 1 剛度計算 1 滿載小車位于主跨中產(chǎn)生的垂直靜撓度 333152614 8 8 4129 00 2613 7833 8 pLPLpKYEIKEIILLY 驗算通過 44 式中 集中載荷59 810pN 2 6E 137850Ix 為剛性支腿對垂直平面的折算慣性矩 可以近似取支腿距1 小端為 0 72H處的截面慣性矩 113 78502 36IHkL 2 滿載小車位于懸臂端極限位置產(chǎn)生的靜撓度 2 51 12839 8103 03126 760 497 0 cpLKYlLEIlcY 8 2橋架水平慣性位移 3224 422510510 3 880 766 356 3180 41 41 32Hs syyCPLFxlxEI LL 合格 8 3起重機偏斜運行對主梁產(chǎn)生的水平位移 342510 18602 70 85 3wspsypsPLXLEIX 45 式中 起重機偏斜運行超前力 wsP5401 620183 610siBNL 8 4垂直動剛度 門式起重機的動剛度以滿載小車位于起重機指定位置產(chǎn)生的滿載自振頻率 來表達 圖 8 2 門式起重機垂直自振頻率的計算 滿載小車位于跨中或懸臂端工作時 應按同一標準來檢驗起重機的垂直自 振頻率 計算模型如圖所示 門式起重機的垂直自振頻率 HZ 可用下列公式來計算 01 2 1v vgf fy 起重量 Qmk 小車量 8xg 橋架中點的質量為 10 50 51780 145260816725xkAL kg 起升鋼絲繩最大下放長度為 2rqrlHm 橋架跨中靜位移 3 530 189 81060 497 84248QxPLky mEI 46 起升鋼絲繩選用直徑為 36mm 鋼絲繩滑輪組的靜伸長為 60 51 70124 5887 3QrPl mnEA 結構影響系數(shù)為 2 20121619 0 19460845ym 起重機跨中的垂直自振頻率為 01198102 2 24 5 946 gfyfHZ 驗算合格 小車位于懸臂端頻率小在此不做驗算 9 起重機拱度 為使小車正常運行 門式起重機的主梁需在跨間設置拱度 在懸臂設置翹 度 主梁跨中央的上拱度取為 懸臂端的翹度取為 其它部分按二次拋10L30l 物線變化 考慮制造誤差和可能引起的變化 減小 允許將拱度和翹度值增大 40 47 參 考 文 獻 1 張質文 起重設計手冊 M 中國鐵道出版社 1998 120 135 2 王金諾 于蘭峰 起重機運輸機金屬結構 M 中國鐵道出版社 2002 167 254 3 起重機設計規(guī)范 GB3811 83 M 北京 國家標準局出版社 1983 231 287 4 港口機械設計手冊 M 人民交通出版社 2010 278 365 5 陳道南 盛漢中 起重機課程設計 M 冶金工業(yè)出版 第二版 122 154 6 徐格寧 機械裝備金屬結構設計 M 機械工業(yè)出版社 第二版 65 112 7 陸國賢 門座式起重機設計 M 人民交通出版社 1985 121 145 8 陳瑋璋 顧迪民 起重機械金屬結構 M 人民交通出版社 1986 145 176 9 胡宗武 顧迪民 起重機設計計算 M 北京 科學技術出版社 1989 156 178 10 起重機設計規(guī)范 GB T3811 2008 M 北京 國家標準局出版社 2008 114 201 11 張鋼 軌道式集裝箱門式起重機在港口的應用 J 2004 年第 7期 12 15 12 丁敏 張德文 大跨距軌道式集裝箱門式起重機結構計算分析 J 2009 年第 13期 34 39 13 彭傳圣 集裝箱門式起重機應用現(xiàn)狀分析 J 2004 年第 18期 25 30 48 致 謝 擬選 題目 40tπ型結構軌道式集裝箱門式起重機金屬結構設計 選題依據(jù)及研究意義 軌道式集裝箱門式起重機是眾多港口起重機械的一種，它以采用市電無污染、能源充足等有點適用于固定場所的長期作業(yè)，是港口貨物裝卸運輸?shù)谋貍湓O備。 針對世界貿(mào)易的全球發(fā)展，港口運輸在世界經(jīng)濟貿(mào)易中占居越來越重要的地位。港口貨物的裝卸運輸?shù)男矢叩椭苯雨P系到經(jīng)濟效益的高低，因此港口的起重運輸設備的革新和改進就刻不容緩。傳統(tǒng)的集裝箱裝卸運輸方法和系統(tǒng)已經(jīng)不能滿足日益增長的經(jīng)濟貿(mào)易的需求。 面對新時期的全球貿(mào)易的新挑戰(zhàn)，我們不斷的進行著技術、設備和管理方法的革新來提高港口的裝卸運輸效率，加大港口貨物的出入量。不斷的順應全球化經(jīng)濟貿(mào)易的高速發(fā)展。 就集裝箱裝卸運輸方面的革新，我們做出下面設想： 技術方面我們采用整船集裝箱定位掃描系統(tǒng)，起重機吊具采取數(shù)控系統(tǒng)由電腦操作自動尋取集裝箱坐標并經(jīng)行精確對接吊取，代替人工手動對準吊取。能夠大大提高工作效率和質量。 設備改進我們采取大噸位的高效率的起吊機械，改進集裝箱的裝載重上限?；蛘卟扇‰p箱、三箱同時裝卸來提高效率。 管理方面我們采取全面智能化系統(tǒng)管理，港口機械全面實現(xiàn)計算機系統(tǒng)操控。減少人工干預，實現(xiàn)高效率作業(yè)。 本次設計就是本著提高港口機械的裝卸效率的原則，設計的大噸位、大跨度、大起升高度的軌道式集裝箱門式起重機。起重量40t是現(xiàn)有最大的起重量，大跨度和高起升高度大大擴大了起重機的工作區(qū)域。作業(yè)能力大大提高。 選題的研究現(xiàn)狀 隨著國際集裝箱運輸事業(yè)的飛速發(fā)展，對軌道式集裝箱門式起重機的要求越來越高，使得各大廠商在新研制的起重機堆碼高度、跨度以及速度等主要參數(shù)上都有了較大的發(fā)展。 我國從90年代開始著手研制軌道式集裝箱門式起重機，主要用于鐵路系統(tǒng)的集裝箱堆場。由于受各方面條件的限制，與國外同類產(chǎn)品相比，國產(chǎn)軌道式集裝箱門式起重機還存在不少差距，如技術性能、質量水平、作業(yè)效率等相對較低，尤其是海港堆場使用的現(xiàn)代化軌道式集裝箱門式起重機，國內(nèi)尚屬空白，國內(nèi)市場均被進口產(chǎn)品所占領。隨著鐵路、高速公路集裝箱運輸業(yè)務的高速發(fā)展，我國必將形成以港口、內(nèi)陸轉運站為主的集裝箱集疏運系統(tǒng)。就目前集裝箱運輸?shù)膶嶋H情況來說，龐大的鐵路運輸遠遠滯后于海運和公路運輸。其中的關鍵因素主要是集裝箱堆場裝卸機械落伍和嚴重匾乏，構成了鐵路集裝箱運輸?shù)钠款i。隨著集裝箱運輸業(yè)務的進一步發(fā)展、港口吞吐量的增加、新建碼頭的陸續(xù)投入使用和舊碼頭的技術改造、對大型、高效、性能先進的起重設備的需求量將逐年增加。 擬研究的主要內(nèi)容和思路 本機金屬結構均是鋼板焊接而成的箱型結構,門架與門腿成π型,門腿內(nèi)設直梯，主梁上設有人孔，以方便人員進如進行內(nèi)部結構檢查。門架與主梁用法蘭方式聯(lián)結；主梁分成三段，用高強度螺栓聯(lián)結；以方便運輸和安裝。在運輸過程中，注意枕木的擱置點應放在箱體的橫隔板部位，以免產(chǎn)生凹陷變形。 本機的起升機構、小車機構、旋轉機構和大車機構均有終點開關保護。 主要內(nèi)容：1、主梁的設計，2、端梁的設計，3、剛性支腿設計， 4、柔性支腿的設計，5、下端梁設計，6、上馬鞍設計。 7、載荷計算，8、主梁計算，9、支腿計算， 10、下橫梁的強度計算，11、連接強度驗算，12、剛度計算 主要參考文獻 [1] 胡宗武 汪西應 汪春生.起重機設計與實例[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2009.6. [2] 陳道南等編，起重運輸機械，冶金工業(yè)出版社，1988年． [3] 《起重機設計手冊》編寫組．起重機設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1980． [4] 成大先.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [5] 張質文 等.起重機設計手冊[M].北京：中國鐵道出版社,1998 [6] 中國國家標準.起重機設計規(guī)范（GB3811-83）.北京：中國標準出版社,1984 [7] 倪慶興，王煥勇．起重機械[M]．上海：上海交通大學出版社，1990． 其他說明 指導教師意見 指導教師簽名： 年 月 日 指導教師小組意見 指導教師小組負責人： 年 月 日 院（系）備案意見 院（系）公章 年 月 日