港口35-10吨双梁门式吊钩起重机设计.zip
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双梁吊钩门式起重机
双梁门式起重机
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吊钩门式起重机
10吨双梁吊钩
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6一、选题依据 1、研究领域: 双梁门式吊钩起重机 2、论文（设计）工作的理论意义和应用价值: 通过毕业设计，可以从各个方面综合考察大学四年所学习的相关专业知识。可以开 拓视野，提高我们分析问题解决问题的能力，以及把所学知识运用到实际工作中的能 力。同时通过毕业设计还可了解到目前我国制造业的综合水平，发展状况。在毕业设 计的过程中，我们培养了对机械设计独立工作的能力，为以后进行设计工作打下良好 的基础，在查阅相关参考资料，计算手册，图表；熟悉有关的国家标准的过程中，已 完成一个工程技术人员在机械设计方面所必备的基本技能训练。 门式起重机是桥式起重机的一种变形，又称龙门吊。主要用于室外的货场、料场货、 散货的装卸作业。门式起重机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强 等特点，在港口货场得到广泛使用。其中双梁门式起重机承载能力强，跨度大，稳定 性好，品种多。双梁门式起重机与单梁门式起重机相比自身重量较大，造价也较高。 门式起重机是现代工业在实现出产过程机械化、自己主动化，改善物料搬运前提， 提高劳动出产率必不可少的重要机械设备。它对于发展国民经济，改善人们的事物、 文化生活的需要都起着重要的作用。随着经济建设的迅速发展，机械化、自己主动化 程度也在不停提高，与此相适应的起重机技能也在高速发展，产物种类不停增加，使 用规模越来越广。一些企业由于没有起重机械，不仅工作效率低，劳动强度大，甚至 难以工作。高层建筑的施工，上万吨级或几十万吨级的大型船只的建造，火箭和导弹 的发射，大型电站的施工和安装，大重件的装卸与搬运等，都离不开起重机的作业。 针对目前我国门式起重机的不足进行分析并在起重机的轻量化、自动化、模块化和 组合化等方面加以改进,以解决日益严峻的能源紧缺问题、满足对智能化的需求和满 足用户对于起重机的个性化新理念生产设计模式的需求。通过提升门式起重机的关键 机械部件和智能化模块化，不仅可以助推轻量化起重机领域的研发，同时对整个起重 机制造业水平的提升均具有积极意义，甚至可以打破国际垄断，替代进口，提升行业国际竞争力。 3、目前研究的概况和发展趋势: 1949 年 10 月 27 日，大连起重机器场生产出我国第一台桥式起重机。近 70 年来， 我国生产的起重机从无到有，质量不断提高，品种不断增加，技术水平与生产能力都 有很大提高。虽然我国起重机发展迅速，但是与国际先进水平相比，还有不小的差距。 其中主要问题有：1）长期沿袭粗大笨重的结构形式，制造成本和运行能耗较高，国 内传统桥式起重机比国外先进产品重 100%以上（本设计主要解决的问题）；2）核心技 术缺乏，关键部件（如减速器、高效电机、变频器等）长期依赖进口，增加了产品成 本，削弱了产品竞争力；3）控制智能化程度低，目前我国主要以人工操作为主，产 品可靠性差。以上原因导致我国起重机产品技术含量较低，以粗放式生产的低端产品 为主。国内起重机体系技术水平相对较低，由于智能化起重机需要较高的信息化、精确的定位技术，国内起重机由于研发能力限制并未将技术研发方向放到智能化研究方 面，为了挤占初级市场，仍有些企业于不惜降低精度和技术要求而压缩成本，而非系 统化、智能化。 同时，随着国家近年来不断加强节能减排和装备升级的政策引导，轻量化起重机成 为发展趋势，然而已有国产部件不能满足整机需求，甚至被迫选用进口产品，只能控 制水平相对滞后等因素，成为研发推广过程中的瓶颈，开展起重机轻量化及智能控制 技术研发势在必行。 二、论文（设计）研究的内容 1.重点解决的问题: 1.1 金属结构质量的减轻： 金属结构是起重机的骨架，所有机械、电气设备皆装于其上，是起重机起重机承载 结构并使起重机构成一个机械设备的整体。在保持其应有工作要求强度下，通过减去 不要的结构，选材，改变加工方式等办法，尽可能对其质量进行减轻。 1.2 减速器、电机和卷轴在起重机上的布局： 三者之间距离的改变会影响联轴器的选用和制动器的布局。 1.3 大车运行机构的设计： 大车运行机构主要用于水平纵向（与主梁方向垂直）运移物体。本设计拟采用分别 驱动方式。两边车轮分别由两套独立的无机械联系的驱动装置驱动，省去了中间传动 轴，自重轻，部件分组性好，安装和维修方便。 2.拟开展研究的几个主要方面（论文写作大纲或设计思路）: 2.1 总体设计 2.1.1 材料选择 2.1.2 总体结构设计 2.2 主梁的设计及计算 2.2.1 主梁载荷计算 2.2.2 主梁的强度、刚度、内应力计算 2.3 支腿的设计及计算 2.3.1 支腿载荷计算 2.3.2 支腿的强度、刚度、内应力计算 2.3.3 支腿的稳定性计算 2.4 大车运行机构的设计 2.4.1 大车运行计算 2.4.2 电机、减速器、联轴器的选择 2.5 吊钩的设计及计算 2.5.1 吊钩承载能力计算 3.本论文（设计）预期取得的成果: 本次港口 35/10 吨双梁门式吊钩起重的设计，考虑到其实际工作场地（港口，具有 较强的海风的工作环境）及目前我国起重机行业的新的需求，对其进行轻量化，模块 化的设计，并且对现有结构进行分析计算校核，重新设计。可以在一定程度上降低港 口 35/10 吨双梁门式吊钩起重机在实际生产生活中的制造及使用成本，从而提高作业 能力，生产效率。 三、论文（设计）工作安排 1.拟采用的主要研究方法（技术路线或设计参数）： 利用合理的机械设计重新对起重机进行结构设计和原有设计的校核与优化，如大 小门梁的结构轻量化，选取立柱的形式，减轻轮胎的负载等问题。以此达到起重机 解决模块化与轻量化的问题。 2.论文（设计）进度计划: 第 1-2 周 汇报文献查阅情况，分析毕业设计主要内容，提出重点与难点。 第 3 周 提交出文献综述，并撰写开题报告。 第 4 周 开题报告答辩，根据老师意见完善研究内容。 第 5 周 研究了解双梁门式起重机结构，给出初步设计方案。 第 6 周 根据给定参数，设计主要部件，包括大小门梁，并画图。 第 7 周 根据给定参数，设计主要部件，包括立柱及其计算与校核，并画图。 第 8 周 计算并选取电机。 第 9 周 完成装配图。 第 10 周 完成实体模型图。 第 11 周 撰写毕业设计说明书初稿，并完成要求图纸。 第 12 周 翻译外文文献，并完善论文。 第 13 周 完成毕业设计论文，完成答辩 PPT。 四、需要阅读的参考文献 1王登科,李晓.港口起重机防风管理实践J.科技风,2017(14):154. 2常中龙,刘静,袁哲.桥、门式起重机的轻量化和智能化需求及发展状况J.起重 运输机械,2017(04):9-13. 3计三有,杨宗儒,吴锐鹏.集装箱门式起重机吊重系统偏摆控制研究J.自动化与 仪表,2017,32(04):55-58+71. 4 莫辉 . 大 型 门 式 起 重 机 防 风 抗 滑 系 统 的 原 理 与 实 现 J. 装 备 制 造 技 术,2017(03):124-125+152. 5 王 玉 梅 , 张波 , 李彬 , 禚 圆 圆 . 起 重 机 吊 钩 防 脱 钩 装 置 的 改 进 J. 机械制 造,2016,54(08):74-75+86. 6 董俊言 , 孙 利 民 . 双 梁 门 式 起 重 机 结 构 静 力 与 模 态 分 析 J. 江西建 材,2015(16):39+41. 7李艳娇,李瑞敏.桥式起重机吊装过程动力学分析及最大动力响应解算J.西华 大学学报(自然科学版),2015,34(04):109-112. 8李国斌. 500t 双梁门式起重机主梁结构有限元与可靠性灵敏度分析D.山东建 筑大学,2015. 9陈怡明,侯星杰.新型的桥式起重机设计J.轻工科技,2015,31(02):40-41+45. 10强宝民,袁仁武,张德宽,魏兴.桥式起重机吊钩横梁的疲劳寿命估算J.科学技 术与工程,2015,15(01):224-227+236. 11 GB/T3811-200.起重机设计规范S 12Bernd Kolar,Hubert Rams,Kurt Schlacher. Time-optimal flatness based control of a gantry craneJ. Control Engineering Practice,2017,60. 13. Mobile Gantry Crane New ProductsJ. Material Handling & Logistics,2016. 附：文献综述文献综述门式起重机作为起重机械的一种，主要是在一定范围内进行水平或垂直方向的移 动，起重范围从几吨到几百吨，在机械制造、建筑、码头集装箱装运等行业广泛应用。 近年来，我国造船工业快速发展，造船数量，造船吨位迅速增加。所以港口门式起重 的需求也大幅度增加。门式起重机作为一种重要的物料搬用设备，在港口的重要使用 作用日益显现。随着经济的发展，它在国民经济中占有重要的位置，社会生产和生活 的领域也不断扩大。门式起重机随着市场的发展和时代的进步，正在向产品大型轻量 化、通用模块化、智能自动化方向发展。1大型轻量化： 由于港口船舶行业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及在生产过程中我聊装卸的费用所占比例逐渐增加，促使大型的起重机需求量不断增加，起重数量越来 越大，同时随着能源的紧缺和节能减排政策的实行，市场促使港口门式起重机向大型化、轻量化方向发展。 2通用模块化：有相当批量的起重机是在通用场地使用，此类起重机批量大、用途广，考虑到综合 效益，要求起重机尽量简化结构，减小自重和胎压。同时用模块化设计代替传统的整 体设计方式，将起重机上功能类似的部件、和零件制成可以相互可换的标准模块，通 过不同模块的组合，拼装出不同类型和规格的起重机。以此轻化结构，降低造价及运 输成本。3智能自动化： 起重机械业的发展很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将自动化技术和机械技术相结合，。可将计算机技术、电力电子技术、液压技术和数控技术应用到机械驱 动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。这样可以大幅度降低人工成本，极高 地提高生产效率，来达到社会发展所需要的生产水平。随着科学的进步和工业的发展需要，伴随着港口船舶行业的发展，港口门式起重机 械在实际生产生活中扮演着愈发重要的角色。现代化的起重技术，已经不是单纯的减 轻体力劳动的手段，而是现代化生产不可或缺的部分。在某些生产场合起重机效率的 提高，会带动生产效率成倍的增长。因此起重机行业应学习新的理论、心得技术，提 高产品的可靠性，凭借强大的实力，融入国际市场。不仅可以拓展行业的市场，更重 要的是提高生产效率，打造中国制造的旗帜，实现中华民族的伟大复兴！ 摘 要随着社会的发展和进步，制造业也在不断地发展，同时地位越来越重。门式起重机越来越多的应用到生产生活中。本次设计就是对中等吨位（35/10T）的港口门式起重机进行结构等设计。本次设计预先在草纸上进行设计计算，再采用载荷计算等方式方法进行设计。设计首先查阅资料，进行结构尺寸的确定，再据此对起重机的强度、稳定性、刚度等要求进行计算，等以上条件达到设计要求后，逐步绘制图纸，完成起重机总图。主梁强度和刚度的精确校核计算，通过主梁、支腿的自重载荷、垂直载荷，进行计算。再根据起重要求进行电机的设计。若推算错误，立刻修改直到达到设计要求。为精炼设计，部分初步校核在草纸上完成，本说明书没有记录。根据起重要求设计电机。本次设计通过多次设计、修改，不断完善，致力于尽可能设计合理。参考前人的经验，不断学习改进。关键词：门式起重机；结构；主梁ABSTRACTWith the development and progress of the society, the manufacturing industry is also constantly developing and becoming more and more important. More and more gantry cranes are used in the production factory. This paper is to design the structure of the medium-tonnage (35/10T) port gantry crane. The design was first calculated in advance on the paper, and then designed by using the methods such as load calculation. The first step was to consult the data, determine the size of the structure, and then calculate the cranes strength, stability, and stiffness according to the requirements. After the above conditions are met, the drawings are gradually drawn to complete the cranes general plan. The accurate check calculation of the strength and stiffness of the main beam is calculated through the self-weight load and vertical load of the main beam and the support leg. Design the motor according to the requirements of the crane. If there were some mistakes, the calculation will be modified immediately until it meets the design requirements. In order to refine the design, some preliminary checks were done on the calculation paper, and was not recorded in this manual. The design has been designed and modified many times, continuously improved, and is dedicated to designing as reasonable as possible with the help of former experience. Key Words：Gantry crane; structure; main beam目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论12 总体及主梁设计32.1 设计参数32.2 主梁几何尺寸和性质32.3 支腿几何尺寸和性质42.4 下横梁几何尺寸和性质43 主梁的设计计算53.1 主梁参数的确定53.2 主梁载荷计算63.3 垂直平面内的主梁内力计算103.4 水平平面内的主梁内力计算123.5 主梁验算124 支腿设计计算214.1 支腿参数确定214.2 门架平面内的内力计算214.3支腿平面内的支腿内力计算244.4支腿验算255 电机选择与计算295.1 主起升机构的计算295.2 副起升机构的计算336 其他计算396.1 螺栓连接设计计算396.2 整机抗倾覆性计算407 结 论41参 考 文 献43附录1：外文译文44附录2：外文原文58致 谢79港口35/10吨双梁门式吊钩起重机设计1 绪论桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，同时起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，所以可以覆盖很宽的面积，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属等结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。桥式起重机应用范围广泛，在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处都可应用,可以很好很快的完成工作任务，具有很高的工作效率和经济效益。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易粱桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类。单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。本文设计研究的是吊钩箱型双梁桥式起重机。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号、特征代号、主参数代号、更新代号例如：QD25/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩25 t，副钩5 t。自有人类文明以来，物料搬运便成为了人类活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高，特别是产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例缓慢增加，促进了大型或高速起重机的需求量不断增长。科学技术的飞速发展，推动了现代设计和制造能力的提高，激烈的国际市场竞争也越来越依赖于技术的竞争。这些都促使起重机的技术性能进入崭新的发展阶段，起重机正经历着一场巨大的变革。目前，国内专业的生产大型起重机的厂家很多。其中一中联重科、三一重工、抚挖等企业为代表。这是由于这些公司的产品系列较全，市场占有率较高。中联重科在2007年12月宣布实行品牌的统一战略后，现已成功的开发出50t-600t的履带式起重机产品系列。而作为中国起重机行业的领头羊，徐州重型机械有限公司现在已经形成以汽车起重机为主导，履带式起重机和全路面起重机为侧翼的庞大的谱群。最后，抚挖在2007年推出了QUY350型起重机，填补了国内350t履带式起重机的产品型谱的空白。目前，国外的专业生产起重机的厂家也有很多。其中，以利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司为主。主要是和国内原因一样，产品系列较全，市场占有率较高。利勃海尔公司的产品技术先进、宫缩可靠，其生产的LR系列履带起重机的最大起重量已经达到1200 t。在2007年又推出了新产品LR1600/2，使产品的型谱更加的完善。加入世贸组织后，虽然国内市场(特别是配套件)将受到较大冲击，但同时也给我们带来新技术的应用以及新的发展契机，在这种情况下使国内主机和配套件企业更清晰认识到自己与国外同行的差距，更多地了解国产产品存在的致命问题，这使得国内的企业有一种危机感，从而将导致主机和配套件企业不得不在技术创新和技术进步上下功夫，从而缩小这种差距。国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距。近几十年来，我国生产的起重机从无到有，质量不断提高，品种不断增加，技术水平与生产能力都有很大提高。虽然我国起重机发展迅速，但是与国际先进水平相比，还有不小的差距。其中主要问题有：1）长期沿袭粗大笨重的结构形式，制造成本和运行能耗较高，国内传统桥式起重机比国外先进产品重100%以上（本设计主要解决的问题）；2）核心技术缺乏，关键部件（如减速器、高效电机、变频器等）长期依赖进口，增加了产品成本，削弱了产品竞争力；3）控制智能化程度低，目前我国主要以人工操作为主，产品可靠性差。以上原因导致我国起重机产品技术含量较低，以粗放式生产的低端产品为主。国内起重机体系技术水平相对较低，由于智能化起重机需要较高的信息化、精确的定位技术，国内起重机由于研发能力限制并未将技术研发方向放到智能化研究方面，为了挤占初级市场，仍有些企业于不惜降低精度和技术要求而压缩成本，而非系统化、智能化。同时，随着国家近年来不断加强节能减排和装备升级的政策引导，轻量化起重机成为发展趋势，然而已有国产部件不能满足整机需求，甚至被迫选用进口产品，只能控制水平相对滞后等因素，成为研发推广过程中的瓶颈，开展起重机轻量化及智能控制技术研发势在必行。2 总体设计2.1 设计参数表2.1 设计参数起重机类型通用工作级别A5桥架形式双梁35/10t26m额定起重量（吨）35/10起升高度(米)10/11起升速度(米/分)7.5/19.5大车运行速度(米/分)47.1小车运行速度(米/分)44.6小车轨距（米）2.5小车轮距（米）2.7左右悬臂长6.76有效悬臂4.5工作风压250pa2.2 主梁几何尺寸和性质主梁是起重机桥架中主要受力元件,由左右两块腹板,上下两块盖板(翼板)以及若干大小隔板及加强筋板组成。主要要求有:1.梁上拱度:当受载后，抵消按主梁刚度条件产生的下挠变形,避免承载小车爬坡。2.梁旁弯：在制造桥架时,走台侧后有拉伸残余应力,当运输及使用过程中残余应力释放后,导致两主梁向内旁弯;而且主梁在水平惯性载荷作用下，按刚度条件允许有一定侧向弯曲,两者迭加会造成过大弯曲变形。3.板波浪变形:受压区0.70,受拉区1.20,规定较低的波浪变形对于提高起重机的稳定性和寿命是有利的。主梁腹板高度=1450mm，腹板厚度=6mm，翼缘板厚度，=10mm主梁总高度=+2=1470mm，主梁宽度b=980mm。2.3 支腿几何尺寸和性质螺栓把支腿上面与主梁和马鞍连接到一起，下面通和下横梁连接到一起。支腿形状呈现上大下小的形式。参考设计手册支腿的设计计算时取一般支腿高度三分之二处的截面进行受力分析。因此计算时支腿尺寸值常取支腿高度三分之二处截面尺寸为支腿尺寸值。支腿高度三分之二处截面尺寸，腹板厚度=8mm，宽度b=982mm，翼缘板厚度=6mm，宽度b=1227mm，支腿高度为h=9332mm2.4 下横梁几何尺寸和性质盖板的厚度为8mm，腹板厚度为6mm。在设计支腿的连接位置的过程中，最好选用靠近大车处的连接，此做法的目的让下横梁支腿靠近连接位置，将导致此处受到的切应力增大，所以校核切应力。3 主梁设计计算3.1 主梁参数的确定3.1.1 主梁尺寸主梁整体构造形式如下图所示，主梁总长度为39.52米，为了方便制造和运输，现分为三段组成，每段之间通过高强度螺栓连接。两侧主梁长度为13060mm，中间一段长度为13400mm。图3.1 主梁简图3.1.2 截面几何性质主梁截面尺寸如下图所示：图3.2 主梁截面尺寸主梁整体高度为1470mm,盖板宽度为980mm。主梁截面积： A=980102+145062=0.037m2 （3.1）惯性矩：主梁相对于X轴的惯性矩为： （3.2）主梁相对于Y轴的惯性矩为： （3.3）在计算主梁自重载荷时，用截面积长度进行计算。 =kAg9.81=1.2=683 （3.4）主梁的均布载荷由主梁自重，护栏，轨道等相关零部件组成，一般为自重的1.15倍 =1.15x6838=7863N （3.5）3.2 主梁载荷计算3.2.1 静载荷计算在垂直载荷作用下，当小车处于主梁中间和悬臂端时，主梁所收到的弯矩最大。静载荷安全系数取n=1.5。在集中载荷作用下主梁跨中所受到的压力为：图3.3 主梁静载荷示意图小车自重G一般按照起重量的1/5计算，本次设计安装保守量4吨进行计算。 （2.6）3.2.2 移动载荷计算：在垂直载荷作用下，当小车位于主梁中间和悬臂端时，主梁所收到的弯矩最大。动载荷安全系数取n=1.1。在集中载荷作用下主梁跨中所受到的压力为：图3.4 主梁载荷示意图 （3.7）3.2.3 小车制动时的惯性力小车在制动过程中会产生一个沿主梁方向的惯性力F，惯性力的大小与小车的加速度的大小a相关，在此体现为小车的制动时间。加速度与惯性力成线性关系。计算惯性力的公式如下： （3.8）式中小车行走速度（m/min）小车制动时间（s）通过带入数据计算： （3.9） 3.2.4 大车制动时的惯性力大车在制动过程中会产生一个垂直主梁方向的惯性力，惯性力的大小与大车的加速度的大小有关，也就是制动器的制动时间。加速度与惯性力成线性关系。惯性力计算公式如下： （3.10）式中大车行走速度（m/min）大车制动时间（s）通过带入数据计算：3.2.5 风载荷计算主梁的风载荷计算（沿大车行走方向）工作状态计算公式： （3.11）风力系数，取1.6工作状态最大计算风压（），取250垂直于风向的实体引风面积（） （3.12）第一片结构的引风面充实率，取1第一片结构的外形轮廓面积挡风折减系数，取0.32 （3.13） （3.14）非工作状态计算公式： （3.15）风力系数，取1.6非工作状态计算风压（），取800风压高度变化系数，取1.08垂直于风向的实体引风面积（）第一片结构的引风面充实率，取1第一片结构的外形轮廓面积挡风折减系数，取0.32 （3.16） （3.17）3.2.6 主梁扭转载荷在集中载荷作用下主梁所受到的扭转力矩为：主梁受力状态如下图所示：图3.5 主梁受力状态主梁受到的扭转弯矩为 （3.18） =11.933.3 垂直平面内的主梁内力计算3.3.1 主梁均布载荷引起的内力在均布载荷作用下主梁受力形式如下图所示图3.5 主梁均布载荷作用受力图主梁在均布载荷作用下受到的弯矩为： （3.19）= =664423.5当小车位于主梁中间和悬臂端时，主梁所受到的弯矩最大。当小车位于跨中时，主梁受到的弯曲应力最大主梁静载荷计算（安全系数n=1.5)： （3.20） =209.3主梁动载荷计算（安全系数n=1.1)： （3.21） =153.73当小车位于主梁悬臂端时主梁受力形式如下图所示图3.6 主梁受力形式图主梁收到的弯矩为 （3.22） =145.13在均布载荷作用下主梁受力形式如下图所示图3.7 主梁均布载荷作用受力图主梁在均布载荷作用下受到的弯矩为： （3.23）= =1796603.4 水平平面内的主梁内力计算3.4.1 小车位于跨中时风载荷产生的水平主梁内力 （3.24）=33800大车制动时的惯性力产生的主梁内力 （3.25）= =1638003.4.2 小车位于悬臂端时 （3.26）= =676大车制动时的惯性力产生的主梁内力 （3.27） =1703523.5 主梁验算3.5.1 弯曲应力验算在垂直载荷作用下小车位于跨中时主梁最大应力计算在静载荷作用下主梁应力为： （3.28）在动载荷作用下主梁应力为： （3.29）在均布作用下主梁应力为： （3.30）小车位于悬臂端时主梁最大应力计算集中载荷状态下主梁弯曲应力为： （3.31） 均布状态下主梁弯曲应力为： (3.32)在水平载荷作用下主梁受到的弯曲应力小车位于跨中时风载荷产生的水平主梁应力： （3.33）大车制动时的惯性力产生的主梁应力： （3.34）小车位于悬臂端时风载荷产生的水平主梁应力： （3.35）大车制动时的惯性力产生的主梁应力： （3.36）主梁扭转切应力为： （3.37）在垂直载荷作用下主梁收到的应力为： （3.38）= =102.1Mpa在水平载荷作用下主梁收到的应力为： （3.39）= =18.27Mpa主梁受到的总应力为： （3.40）= =121Mpa （3.41）校核通过。通过对主梁的所受的载重力，均布载荷力，和扭转力的计算分析可知，均布载荷对主梁的影响和载重力一样重要。而扭转力要小得多。3.5.2 主梁疲劳强度校核起重机工作级别为A5，主梁有Q235B板材焊接而成，疲劳需用应力为。主梁受到的最大应力为小车位于主梁中央时，通过上述计算=126Mpa。主梁受到的最小应力为小车位于支腿附近时，主梁仅仅受到均布载荷的作用，通过上述计算为=56Mpa。应力循环特性：=0 （3.42）焊缝拉伸疲劳需用应力为：= （3.43） = =250MPa=126MPa1 （3.51）屈服系数 =5.12 （3.52）则=1.25.1265.39 （3.53）=401.7MPa0.75=176.25MPa需修正，则：=（） （3.54）=209 MPa腹板边局部压应力： （3.55）压力分布长：c=2+50 （3.56）=2150+100=400 mm局部压应力为： （3.57）=5.43，按a=3b计算，=3 （3.58）区格属双边局部压缩板，板的屈曲系数为：= （3.59） =1.9= （3.60）=1.21.965.39=149MPa0.75区格平均切应力为：= （3.61）=22.98 MPa由=5.61，板的屈曲系数为：= （3.62） =8.46= （3.63） =1.28.4665.36=663.8MPa=663.81.73 （3.64）=663 MPa需修正，则 （3.65） =126.77MPa=126.77/1.73=73.27MPa （3.66）区格上边缘的复合应力为： （3.67）=168.72MPa=5.62，区格的临界复合应力为：= （3.68） =193.93 MPa区格2的尺寸与1相同，而应力较小，故不需再算。3.5.4.主梁拱度验算桥架跨度中央的标准拱度值为： （3.69） 考虑制造因素，实取： （3.70） 跨度中央两边按抛物曲线设置拱度，如图所示：距跨中的点 （3.71）距跨中的点 （3.72）距跨中的点 （3.73）因此，桥架结构设计全部合格。图3.9抛物曲线图4 支腿设计计算4.1 支腿参数确定图4.1 支腿简图1.支腿高度为10830mm，盖板和腹板均为8mm厚的板焊接而成，材料为Q235B。2.支腿下侧法兰板与下横梁相连接，上侧法兰板与主梁和马鞍立柱相连接。3.为了防止制作时焊接变形，和增加支腿的稳定性，在支腿盖板和腹板中间都增加了纵向加强筋和横向的大隔，大隔板之间的间隔为1200mm。4.由于支腿上下截面不同，通常取支腿高度三分之二处截面进行设计验算。腹板高度为982mm,盖板为998mm。4.2 门架平面内的内力计算4.2.1 由主梁均布载荷产生的内力图4.2 主梁均布载荷产生的内力 主梁均布载荷由四个支腿分别均匀承受。 （4.1）4.2.2 由移动载荷产生的内力当小车移动到一侧的支腿上方时，此时支腿的受力最大。 （4.2）4.2.3 由风载荷产生的内力支腿风载荷计算（沿大车行走方向）工作状态计算公式： ， （4.3）风力系数，取1.6工作状态最大计算风压（），取250垂直于风向的实体引风面积（） （4.4）第一片结构的引风面充实率，取1第一片结构的外形轮廓面积挡风折减系数，取0.32 （4.5） （4.6）非工作状态计算公式： ， （4.7）风力系数，取1.6非工作状态计算风压（），取800风压高度变化系数，取1.08垂直于风向的实体引风面积（）第一片结构的引风面充实率，取1第一片结构的外形轮廓面积挡风折减系数，取0.32 （4.8） （4.9）4.3支腿平面内的支腿内力计算4.3.1 垂直载荷作用在支腿平面在均布载荷作用下支腿受到的力。支腿与水平面的夹角通过测量为87度。支腿收到的力为： （4.10）在移动载荷作用下支腿受到的力。 （4.11）由于垂直载荷并没有位于支腿正上方，有一个偏距，垂直载荷会对支腿产生一个弯矩。 （4.12）4.3.2 水平载荷作用在支腿顶部大车在制动过程中会产生一个垂直主梁方向的惯性力，惯性力通过主梁传递给支腿。 （4.13）4.3.3 风载荷载荷作用在支腿平面当风垂直于起重机大车裕兴方向时，载荷会对支腿产生一个弯矩。 （4.14）4.3.4 马鞍自重载荷作用在支腿平面马鞍位于支腿的上方，起重机两侧各有一个马鞍。同侧的两个支腿承担一个马鞍的质量。 （4.15）4.4支腿验算4.4.1 支腿强度验算支腿截面形式如下图所示：图4.3支腿截面形式支腿采用Q235B的钢板，厚度为8mm,支腿截面 A=122782+98282 （4.16）=0.035344m2支腿惯性矩支腿相对于X轴的惯性矩为： （4.17）支腿相对于Y轴的惯性矩为：= =（4.18）在垂直载荷作用下，支腿产生的应力 （4.19）在弯矩作用下，支腿产生的应力 （4.20）在水平平面内，支腿会受到有制动惯性力和风载荷产生的应力。制动惯性力产生的应力： （4.21）风载荷产生的应力： （4.22）支腿受到的总应力为： （4.23） （4.24）强度做够，支腿是安全的。4.4.2 支腿稳定性验算支腿稳定性验算公式为 （4.25）单根刚腿直杆截面积（）单根刚腿所受载荷（N）轴心受压构件稳定系数（查表确定） （4.26）压杆长度因素（一端固定，另一端铰支，取）直杆计算长度（m）直杆截面惯性半径(m) （4.27）查表得：故： （4.28）支腿整体稳定性 （4.29）稳定性符合要求。5 电机选择与计算5.1 主起升机构的计算5.1.1 主要参数与机构的布置简图主起升机构传动简图如下：1电动机：2联轴器：3传动轴：4制动器：5减速器：6卷筒图 5.1 主起升机构传动简图已知： 起重量：Q38t；工作级别：M5最大起升高度：12 m起升速度：7.5 m/min5.1.2 钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮倍率为4，钢丝绳缠绕方式如图所示。图 5.2 主起升机构钢丝绳的缠绕方式（1）钢丝绳所受最大静拉力 （5.1）式中:Q额定起重量 Q=35 t；G吊钩组重量，G1000kg（起重量的 2%4%，这里取 1000kg）；M滑轮组倍率，m=4；h 组 滑轮组效率， h 组 0.87； （5.2）（2）钢丝绳的选择：所选择钢丝绳的破断拉力应满足：； （5.3）； 钢丝绳安全系数，对于中级工作类型 5；由上式可得： （5.4）根据上式计算查钢丝绳产品目录可选用：钢丝绳选用6 19 破断拉力 1670 的纤维芯钢丝绳。查所提供的参考资料取得钢丝绳直径为 12mm。5.1.3 卷筒的计算已知主起升机构卷筒的直径为650 mm；卷筒长度和厚度的计算：卷筒半边绳槽部分的长度： （5.5）n为钢丝绳的安全系数；选取钢丝绳的安全系数为n=5；t 为绳槽节距,取t=13 mm；D0 为卷筒的计算直径，已给出大小为650 mm； （5.6）卷筒长度L双（2421+ 45 2）+ 1351639mm ，取长度为2000 mm，其壁厚可按经验公式确定，取厚度为24 mm。卷筒转速 （5.7）5.1.4 根据静功率初选电动机起升机构静功率计算： （5.8）式中 起升机构的总效率： （5.9） （5.10）初选电动机功率 （5.11）查电机产品目录，选YZR280s-10，在工作级别为 M5 时，功率N52千瓦，转速n=970 转/分。5.1.5 减速器的选择（1）起升机构总的传动比： （5.12）根据传动比 i=40，电动机功率 N45kw，电动机转速 n=581 转/分；可选用电机 ZQH65II3CA 型减速器，传动比 i=4，输入减速器功率为 26kw。（2）验算减速器的最大扭矩及最大径向载荷：低速轴上最大扭矩的验算： （5.13）式中 为电动机的额定扭矩， （5.14）i 为传动比，i=40；h 为电动机至减速器被动轴的传动效率，=0.94；j 为电动机最大转矩倍数，=3.5；减速器低速轴上的最大短暂容许扭矩， =6250kgm ； （5.15）满足要求最大径向载荷的验算： （5.16）式中为卷筒上钢丝绳的最大拉力，大小为 4170kg； 为卷筒重量，查大起起重厂资料，查得=800 kg ；P为低速轴端的最大容许径向载荷，查所提供的资料得P=9940 kg ； （5.17）满足要求5.1.6 制动器的选择制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足式： （5.18）式中制动安全系数，对 M5 级工作类型取 1.75；满载时制动轴上之静力矩； （5.19）式中h机构总效率值为 0.85； （5.20） （5.21）根据以上计算，从制动器目录选用YWZ-400/E80制动器。5.2 副起升机构的计算5.2.1 主要参数与机构的布置简图已知：起重量：Q10t工作级别：M5最大起升高度：11m起升速度：19.5m机构布置与主起升机构类似。5.2.2 钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮倍率为 2，钢丝绳缠绕方式如图所示图 5.3 钢丝绳的缠绕方式钢丝绳所受最大静拉力： （5.22）式中 Q额定起重量，Q=10000 kg；G 钩吊钩组重量，G 钩200kg（起重量的 2%4%，这里取 200 kg）；M滑轮组倍率，m=2； 滑轮组效 =0.99； （5.23）所选择钢丝绳的破断拉力应满足： （5.24）钢丝绳安全系数，对于中级工作类型5由上式可得： （5.25）根据上式计算查钢丝绳产品目录可选用：钢丝绳 619WFC 破断拉力1670 的纤维芯钢丝绳，从而确定钢丝绳直径13mm。5.2.3 滑轮、卷筒的计算（1）滑轮、卷筒最小直径的确定：为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径应满足: （5.27）式中 e 为系数，对工作级别为 M5 的桥式起重机，取 e=25；所以，取卷筒和滑轮直径为 400mm。（2） 卷筒长度和厚度的计算： （5.28）卷筒长度，取长度为900mm，卷筒材料采用HT2040，其壁厚可按经验公式确定，取厚度为 18mm。（3）卷筒转速： （5.29）5.2.4 根据静功率初选电动机起升机构静功率计算； （5.30）式中 起升机构的总效率； （5.31）初选电动机功率 ； （5.32）查电机产品目录，选YZR180L-6在工作级别为M5时，功率N32千瓦，转速n=955转/分5.2.5起升机构总的传动比： （5.33）根据传动比 i=22.99，电动机功率 N16 千瓦，电动机转速 n=710 转/分。可选用电机 ZQ500IV4CA 型减速器，传动比 i=23.34，输入减速器功率为21 千瓦，转速 n=750 转/分。验算减速器的最大扭矩及最大径向力最大扭矩的验算 （5.34）式中 为电动机的额定扭矩， =21.97i 为传动比，i=23.34；为电动机至减速器被动轴的效率，大小为0.94为电动机的最大转矩倍数，大小为 3.92 （5.35）查 ZQ 系列减速器轴端容许扭矩 ；满足要求最大径向力的验算：（4.36）卷筒上钢丝绳最大拉力， 为 1288kg；卷筒重量，=360 kg ；查减速器低速轴端容许载荷表得 ；满足要求5.2.6 制动器的选择制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足式： （5.36）式中 制动安全系数，对中级工作类型取 1.75； 满载时制动轴上之静力矩； （5.37）式中h 机构总效率值为 0.917；（5.38）根据以上计算，从制动器目录选用YWZ-300/E50制动器。6 其他计算6.1 螺栓连接设计计算6.1.1 主梁接头处螺栓连接强度校核在主梁接头部位，相应的贴了两块板，在强度上已经超过主梁原截面，我们主要是对接头的M24高强度螺栓组进行校核。主梁螺栓接头受力计算吊重：G=16t小车：=4t主梁：q=1.36t/m主梁跨中所受最大弯矩：355t/m出于安全考虑，假设主梁弯矩全部由腹板螺栓承受。腹板各个螺栓到形心中心的距离如下表所示表6.1 腹板各个螺栓到形心中心的距离74160160215256294354383453476552571652668螺栓承受的最大剪力为： （6.1）高强度螺栓预紧力为： （6.2）安全系数n=1.5钢材之间摩擦系数u=0.3 （6.3）使用高强度螺栓M24 10.9S级，预拉力为223KN，符合要求。使用高强度螺栓M24 10.9S级，预拉力为223KN，符合要求。6.2 整机抗倾覆性计算抗倾覆稳定性校核计算式为： （6.4）稳定力矩自重载荷系数,取0.95门机重力与吊重之和（N）前后支腿的跨距（m）横向作用于门机上的工作状态最大风力（N）门机横向挡风面积自支腿铰接点量起的形心高度（m）动力效应系数，值为1.2a紧急制动时加速度，a=0.8代入得： （6.5）根据上述计算抗倾覆稳定性满足安全要求！7 结 论通过近几个月对课题进行的设计和学习，在这个过程中我学习到了非常多的知识。马上就要结束了大学最后的学习任务，现对近期的学习过程进行总结：首先，在开始阶段的设计计算过程中，几乎复习了所有大学期间学习的专业知识，并对其进行巩固。在起初的计算过程中，发现了一些学习上的重点、难点和自己以前掌握不牢固的知识点和方法。在设计过程中频频受阻，让我意思到学会的知识和运用知识到实际设计中有很大的差距，更让自己意思到了自己的种种不足。通过老师的谆谆教诲和知道，使我顺利完成了前期的设计工作。其次，在绘制图纸的时候使用CAD软件，虽然之前学习和使用过CAD，但是在毕业设计的过程中还是发现了很多的不足。学习和提高了许多的操作方法和技巧，尤其是快捷键的应用在制图中给制图工作提供了很大的便利。之前一直认为自己熟悉word的操作，但是在写设计说明书的过程中，仍然发现了许多的不足，尤其体现在排版和公式编辑方面。尽管在写设计说明书的时候遇到了一些苦难，但是在自己的努力、同学的帮助、老师的辅导共同作用下还是完成了设计说明书的任务。在本次设计过程中，在图书馆和网络上查阅借鉴了大量的相关研究文献。在这个过程中学习到了许多没有接触和遗漏的知识。极大程度上提高自己的专业素养。尤其是一些在学校学习和实习过程中没有接触过的知识。例如：对从设计参数逆推选取电机。同时在这个过程中对目前国内外起重机行业的行情与未来发展形势有了初步的了解。在本次毕业设计过程中，随着学习和设计的深入，对起重机的了解不断加强，发现自己的设计还纯在很多的问题。一方面，由于实际生产实践经验的匮乏，我的设计还局限在图纸和理论上，在现实的生产过程中还是有很大的困难，比如大车的胎压、机电装置的选择。另一方面，在设计的过程中，由于能力和时间的不足，所以对细节的设计还有很多的不足，目前仅仅对起重机大的结构进行了设计，实际还有许多的工作需要完成。在大学最后的“一门考试”毕业设计的工作中，我从中获得了很多的收获。在设计中培养了我不断学习的意识，遇到问题积极解决的态度，还有CAD等学科相关软件的应用。这些对于一个经过四年专业教育的、即将走向相关工作岗位的新人是一个门培训，是一门考试，同时也是平时所学的理论和实践的一次结合。也是一面放大镜，让我找到了很多的不足，这样会让我在以后的工作更加的虚心谨慎。才能为祖国的制造业添砖加瓦！35港口35/10吨双梁门式吊钩起重机设计参 考 文 献1陈道南，傅东明主编.起重机械.北京：机械工业出版社，19922中华人民共和国起重机设计规范编写组主编.国家标准GB381183起重机设计规范。北京：国家标准局出版社，19833张质文.起重机设计手册M.北京:中国铁道出版社，19974机械零件设计手册，东北工学院5江苏泰隆机械QY减速器手册6成大先.机械设计手册（第五版）2卷7文豪.起重机械.太原：太原科技大学，2011.8陈道南,盛汉中.起重机课程设计M.北京：冶金工业出版社,19839倪庆兴.起重输送机械图册（上册）M.北京：机械工业出版社199210徐格宁.起重运输机金属结构设计M.出版社11起重机设计手册编写组.起重机设计手册M.北京:机械工业出版社，198012起重机械，太原重型机械学院13徐格宁.起重运输机金属结构设计，太原重型机械学院,200714濮良贵，纪名刚.机械设计(第七版).北京：高等教育出版社,200115.张质文,包起帆等.起重机设计手册M.北京：北京中国铁道出版社，200116起重机设计手册编写组编.北京：机械工业出版社198017杨长揆,傅东明.起重机械(第二版).北京：机械工业出版社,198518唐增宝,何永然，刘安俊.机械设计课程设计（第二版）M. 武昌：华中科技大学出版社,1999附录1：外文译文风载引起的起重机坠毁和倒塌摘要本文分析了门式起重机的灾难性脱轨问题。在持续强风的作用下，阵风大约110公里每小时，起重机开始移动，在走过大约60米后出轨并倒塌。幸运的是，没有受伤的操作员因此事件而导致。起重机被赋予被动导轨夹具，其必须参照标准中给出的非常强的，即不工作的风力强度来确定尺寸。对起重机和安装夹具的技术数据的分析得出结论，确定停用风力载荷时出现微不足道的错误，因为在评估风力时未考虑空气动力学系数推力。由于这个原因，夹具没有响应当前的规定，而且实际上也不能保持起重机承受最强的风载荷，这可能发生在工厂安装的区域。根据起重机几何形状和风力记录的分析表明，实际上，事故发生时的风力载荷超出了夹具的承载能力。基于梁模型的起重机装载状态的平面分析允许解释起重机塌陷的方式，绕着一个腿的竖直轴线旋转，并且估计在起重机转向架和轨道之间交换的载荷，这导致了几个轨道锚固螺栓的破裂。事故是由设计错误引起的，这表明需要进行准确的评估，并进行多次独立的检查，特别是在大型工厂对操作员有重大风险的情况下，例如在这种情况下或环境中。关键词：门式起重机，脱轨，风载，失效，设计错误1.引言本文分析了门式起重机的灾难性故障。如图1和图2所示，起重机开始漂移，脱轨和倒塌的强风促成了失败。位于起重机顶部机舱上的操作员报告说，在强风的作用下，起重机在导轨夹具接合的情况下站立，并且在给定时间，起重机开始移动，并且在间隔大约几十米（大约50-60m）行驶之后脱轨。图1.事故发生后的起重机图片。摆腿仍然在行驶轨道上，而固定腿部旋转并部分落入化石车队中（也参见图2）图2.事故发生后固定腿的细节。一些铁路锚栓被打破，转向架在化石车队的旅行轨道下部脱轨。与起重机相关的安全方面和风险分析被认为是职业和环境的重要问题，特别是在建筑行业1-5。然而，这种涉及起重机由于风引起的漂移的事故在以前没有在技术文献中记录过。风动作用是起重机设计中考虑的气候影响引起的负荷之一，风力对起重机结构的完整性和稳定性的影响已在几篇论文中讨论过6-9。根据标准，风载基于给定的参考速度，这与不同的运行条件有关10-12。以N/m2表示的动态风压必须通过以下关系作为风速V的函数以m/s为单位进行评估：p=0.613 V2（1）在役风速可达28 m/s（100.8 km/h），相当于约500 N/m2的动态压力（标准中给出的值）。另一方面，失效风是地面高度的函数，对于高度在20m和100m之间的建筑物，风速为42m / s（151.2km / h），对应的动态压力约为1100 N/m2（标准中给出的值）。标准还说明了如何评估风力引起的漂移阻力，并建议使用导轨夹具或类似的替代措施来防止停工漂移。2.起重机几何和失效说明起重机是一个古老的建筑，可以追溯到20世纪四十年代，并为化石船队服务。图3显示了起重机的示意图：它由两条长度不同的腿和一个带起升机构的上部结构组成。行驶道与载荷提升高度之间的跨度分别为约90米和24米。总高度为33米，上部结构的高度约为9米。摆锤和固定腿的腿高分别约为22.5米和17米。每条腿以两个转向架结束，每个转向架有两个带双凸缘的钢轮（直径120厘米），以将转向架保持在导轨上（图4）。图3.示意图：（a）门式起重机的前视图（b）门式起重机的侧视图图4.带轮子的转向架之一（拆除起重机后拍摄的照片）图5.两个转向架（摆动腿的转向架）图片其中可以看到被动夹具。由于非常高的接触载荷导致的永久变形，两个夹具的轴线在相同的方向上相对于轨道相对于轨道倾斜。最近，在21世纪初，每个转向架都被赋予了一个新的被动导轨夹具（安装在属于摆腿的转向架上的夹具在图5中可见）。在被动夹具中，摩擦垫通过一系列Belleville垫圈压靠在轨道上，并且在制动过程中，摩擦载荷被反作用块（在摩擦垫的每一侧上有一个块）抵消，其是固定的通过3个螺栓连接到夹具外壳（图6）。为了允许起重机在行驶轨道上运动，使用液压回路来克服弹簧预紧力，从而使夹具脱离（图6）。图6.导轨钳位示意图对起重机进行检查，特别是在紧随其后的夹具的详细检查事故导致以下考虑：摆动腿保持在行走轨道上的两个转向架上（图1），而在另一侧，固定支腿在俯视图中逆时针旋转并在轨道的一些锚固螺栓破裂后脱轨图2）;结果，起重机的一些结构坍塌;由于承载垫的系统破裂（图7a），安装在摆腿上的夹具的摩擦垫不再处于其工作位置，或者由于将反应块固定到夹具上的螺栓的破裂 （图7b）;其中一个摩擦垫位于化石船队内，靠近起重机起始位置附近，在漂移之前，另一个仍在夹具下，即使它不能再施加制动作用（见图7b和图8）。图7.事故发生后，属于摆腿的导轨夹的底视图。由于承载摩擦垫（a）的系统破裂或者反应块（b）的螺栓破裂（参见图8），摩擦垫不再位于适当的位置。图8.摆腿的一个夹子的底视图(图7b所示）失去制动功能（a）左侧的三个螺栓（在图7b和8a中）为反应块（b）3.事故重建作者被意大利法院聘为专家顾问的事故分析和重建分两个阶段进行。在第一部分中，将导轨夹具的容量与当前规定的要求和事故发生时的风载进行比较，以了解夹具是否设计合理，并验证实际风载是否超出其最大容量。之后，呈现分析以试图解释吊车坍塌的方式，其已经参考图1和图2进行了描述。3.1在事故发生时夹具设计和风荷载根据标准10-12，风荷载F以牛顿表示，作用于每个单元起重机必须通过以下关系获得：F = p A Cf（2）其中p是由（1）给出的动态风压，A是（1）式的有效锋面积考虑单元，Cf是该部分风向的形状系数。 这个系数取决于元素的几何形状，并在参考表中给出：用于平面那些构成起重机结构的部分Cf=1.79。起重机上的总风荷载可以通过总结构成起重机的所有部件的贡献来获得，也考虑屏蔽效应。在编制用于安装导轨夹具的技术报告中，动态风压p=1.1kN/m2（相当于42m/s的风速）和总有效值是起重机A=350 m2。没有考虑形状系数，因此，停用条件下的总风载估计为462 kN（46.2吨）。每个选定的导轨夹具的最大理论能力为124 kN，总制动能力为496 kN（49.6吨）。就上述估计的停业条件而言，选择了小幅度的保证金。此外，建议的安全系数未考虑在内。有鉴于此，值得注意的是，考虑到垫和轨之间的理论0.58摩擦系数，最大夹具能力被估计;该值通过TUV为新摩擦垫确认。对事故分析重建期间进行的有效面积的准确评估显示，有效面积有所低估; 同样考虑到形状系数Cf=1.7，导致服务停止的风力载荷等于1100 kN（110吨），即， 相对于考虑用于选择导轨夹具的估算的服务外负载，这个数值为2.2倍。 起重机应该已经被赋予了夹具或者其他防漂移系统，并具有更大的能力，并且这是由于计算不准确而导致的不良证据。另一方面，尽管选择了卡箍，事故重建必须基于事故发生时的风荷载。 根据两个独立的数据估算实际的风荷载：由位于起重机附近的工厂设施内的风速计（图9a）和来自南丫岛网站的数据给出的记录;南丫岛是由托斯卡纳地区和意大利国家研究委员会共同建立的公共财团，在事故发生地区设有气象站（图9b）。事故发生在午夜后，在那两次录音的基础上，平均风速约为90-100公里/小时，阵风在大约110公里/小时（见图9b）。对于起重机漂移来说，平均速度真的接近最大阵风速度是相关的，这意味着风力强劲而持续不断。搜寻南丫岛网站上的录像证实，风速是过去3年来最强风（特别是以平均速度为参考），并证实在事故发生的那一刻存在特别危险的情况。沿着滑动方向的风荷载通过考虑风向（在图9b中为西南方向）来评估，并且考虑到减少的正面面积和来自额外的贡献而获得的更新的有效面积。图9.事故当天的风力记录。记录位于起重机附近的风速计（a）并记录南丫岛气象站（b）对于V=108的风速，使用关系式（1）和（2）获得的总风荷载km/h（30 m/s）为431 kN，这实际上接近最大理论钳位容量496KN。 类似地，可以发现341kN的风载对应于96km / h的风速（26.7 m/s）。可以很容易地看出，如果摩擦系数为0.5，则风载荷超过夹持能力或更低（而不是0.58的标称值）。特别是整体夹具如果假设摩擦系数为0.5或0.4，则容量分别为428 kN或342 kN。考虑到摩擦垫的磨损，这些摩擦系数值似乎是可能的（参见图1，图10）以及垫和轨道表面的非完美状态。图10.事故发生后摩擦垫的图片，显示了接触的显着磨损表面以前的分析表明，在事故发生的那一刻，风很有可能负载超过了最大夹持能力，并且是一个正确的，安全的夹具设计系统肯定会阻止这种情况。3.2起重机载荷分析与失效分析可以合理地假设，在漂移开始时，摆腿的夹钳失去了他们的摩擦垫;事实上，正如第2节所述摆锤腿的摩擦垫之一在起重机起始位置附近的化石船队中发现（漂流前）。摩擦垫由于垫输送系统或螺栓破裂而不再处于位置将反应块固定在夹具外壳上（图7和图8）。这种破裂可能是由高摩擦载荷和粘滑引起的动态载荷引起的现象，最终由转向架结构的可变形性增强（这些可以是在图5中也可以看出）以及轨道表面可能的非完美线性。为了简单起见，图11表示加载方案和变形的平面模型在分布的风和惯性负载的作用下，在脱轨之前的起重机的形状。具有通过腿部由轨道施加在起重机上的约束作用是不同的。假定在摆腿侧摩擦垫在初始漂移阶段期间丢失（见第2节的末尾）。在两侧，铁路通过转向架上的车轮交换了一个弯曲反应（见图4）。这些分别用M1和M2表示。另外，在左侧参照到图11，固定腿的两个摩擦垫处于适当位置并且可以施加纵向制动在图中用F表示。分析被认为是静态的，在图中是这样的假定纵向载荷F代表安装夹具的总制动载荷在固定支路上，等于分布风和惯性负载的合力作用，表示为q。图11.顶视图中的加载方案（a）和起重机在作用下的变形形状（b）分布的风和惯性负载在图11的方案中，假设所有的载荷都应用在平面上。其实，结果的分布式风压和惯性负载在相对于某一高度施加铁路轨道，这导致了两条腿的转向架上的不同垂直载荷（前转向架漂移方向，在起重机减速期间承受较高的垂直载荷反之亦然）。但是，这里假定这个垂直载荷传递不是影响制动负荷，因为夹紧作用是由贝氏弹簧的预载荷决定的位于夹具内部（见图6），而不是在车轮和车轮之间交换垂直载荷铁路轨道（就像在车辆中发生的那样）。由于提供了旋转平衡，图11所示的系统是静态不确定的由捐款M1和M2。该系统可以通过标准的解决方案轻松解决静定不定梁，并获得以下结果：然后，可以得出结论，在假定固定腿侧的制动作用的情况下，事故发生时刻，轨道对固定腿施加的反作用力矩是其两倍由轨道施加在摆腿上。这意味着在转向架和转向架之间交换载荷导轨在固定腿侧较大，因此解释了固定腿的锚固螺栓的断裂相应的铁轨和由此产生的脱轨。可以观察到，反应时刻的方向与图1中已经表明的一致和图2;事实上，固定腿通过轨道上的转向架所施加的时刻在与图11所示的时刻M1的方向相反。值得注意的是，时刻M1和上面给出的M2在实际价值方面有些高估，因为它们是假定梁在水平面中的末端部分为零旋转而获得; 那与假设无限硬腿是一样的。考虑到属于同一腿的两个转向架之间的相对距离d是明显大于相同转向架（图12）的轮子之间的距离，结果每个转向架与导轨T之间的载荷可以通过以下关系获得：图12.载荷T在车轮和导轨之间交换根据以前的考虑，发现总风荷载在该范围内340-430千牛，而总钳能力，与新垫（摩擦系数0.58）被发现是496千牛。考虑到0.45的摩擦系数，每条腿的制动能力估计约为F=190kN。通过这个数值，由方程（4）得到的与钢轨交换的力是大约T=350kN。另一方面，由于M2=0.5M1，负载之间交换负载转向架和铁路是这个价值的一半。如此估计的350kN的载荷，分布在两个轮子上，是造成该轮胎破裂的原因如图2所示固定导轨的螺栓。4.结论本文讨论了龙门式起重机出现持续强风时发生的脱轨和故障。两次独立的风力记录表明，在事故发生时，平均风速在90至100 km/h之间，阵风速度为108 km/h。起重机已被赋予被动钢轨夹钳。然而，夹具的能力是约由于一个微不足道的设计错误，导致现行标准要求的容量的一半对风载荷的评估没有考虑空气动力系数，另外，有效面积有
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