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集装箱龙门起重机结构设计 本科毕业设计（论文）本科毕业设计（论文） 题目：题目： 集装箱龙门起重机 结构设计 学 院： 机电与车辆工程学院 专 业：机械设计制造及自动化- 学生姓名： 学 号： 指导教师： 评阅教师： 完成时间： 2018.6.8 本科毕业设计（论文）原创性声明本科毕业设计（论文）原创性声明 本人郑重声明：所提交的毕业设计（论文），是本人在导师指导下，独立 进行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的内容外，本论文不包含任何 其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文研究做出过重要贡献的 个人和集体，均已在文中以明确方式标明。 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名（亲笔）： 年 月 日 - - 本科毕业设计（论文）版权使用授权书本科毕业设计（论文）版权使用授权书 本毕业设计（论文）作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定， 本科生在校攻读期间毕业设计（论文）工作的知识产权单位属重庆交通大学， 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文 被查阅和借阅；本人授权重庆交通大学可以将毕业设计（论文）的全部或部分 内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、 汇编毕业设计（论文）。 作者签名（亲笔）： 年 月 日 导师签名（亲笔）： 年 月 日 I 摘 要 本次设计根据国内现状设计满足国内港口运输需要的港口轨道式集装箱龙 门起重机(简称 RMG)。本 RMG 由门架结构、起升机构、小车运行机构、大车 运行机构、减摇机构等组成，本次设计的主要是任务是对门架部分的设计。为 了满足起重量 45t 的较大起重量、工作频繁选用安全性较高的箱型梁结构；支 腿设计成一柔性支腿一边一刚性支腿以解决，其中刚性支腿设计成 Y 字型以提 升刚度同时减少了自重和迎风面积。为满足跨度 40m 以及有效悬臂 11m 确定主 梁的长度为 70m，然后再由起重量与小车总成的重量带来的强度确定主梁的截 面及材料选用 Q235。本次设计的 RMG 集装箱堆场的方案为堆三过四，以此确 定支腿高度为 14.5m；再由两主梁自重 186t 和起升重量及小车总成重量带来的 强度问题确定支腿截面。以标准集装箱长度确定大车跨距为 14.4m，然后再由 大车轨距和主梁支腿结构来确定上横梁与下横梁的长度与截面。 利用 CATIA 进行三维建模来辅助研究，将 CATIA 模型导入 ANSYS 对小 车在跨中和悬臂极限位置对主梁和支腿进行有限元分析。跨中位置主梁最大应 力为 115.74Mpa，最大变形量 30.44mm，支腿最大应力 58.179Mpa；悬臂位置 主梁最大应力 140.92Mpa，最大变形量 41.276mm，支腿最大应力 69.008Mpa。 结果符合设计要求。 关键字关键字：RMG；门架结构设计；CATIA；CAD；ANSYS 全套图纸加扣全套图纸加扣 3012250582 II The Structural Design of The Container Gantry Abstract This design is based on the domestic status and design of a port-orbit-type container gantry crane (RMG) that meets domestic needs. The RMG is composed of a gantry structure, a hoisting mechanism, a trolley running mechanism, a trolley running mechanism, a roll reduction mechanism, etc. The main task of this design is the design of the gantry part. In order to meet the larger lifting capacity of 45t, the box beam structure with high safety is frequently selected for work; the leg is designed to be a flexible leg and a rigid leg to solve, in which the rigid leg is designed as a Y-shape to enhance Stiffness reduces both deadweight and frontal area. To meet the span of 40m and effective cantilever 11m to determine the length of the main beam is 70m, then select the Q235 by the weight and the weight of the trolley assembly to determine the main beam section and material. The plan of the RMG container yard designed for this time is three or more piles, and the leg height is determined to be 14.5m. The cross-section of the leg is determined by the weight of the two main beams and the lifting weight and the weight of the trolley assembly. The length of the standard container is used to determine that the span of the carriage is 14.4m. Then the length and cross section of the upper beam and the lower beam are determined by the rail gauge and the main beam leg structure. Using CATIA for 3D modeling to assist in the study, the CATIA model was imported into ANSYS for finite element analysis of the main beam and outriggers at the mid-span and cantilever extreme positions of the trolley. The maximum stress of the main beam at the mid-span position is 115.74Mpa, the maximum deformation is 30.44mm, the maximum stress of the leg is 58.179Mpa; the maximum stress of the main beam of the cantilever is 140.92Mpa, the maximum deformation is 41.276mm, and the maximum stress of the leg is 69.008Mpa. The results meet the design requirements. Keyword: RMG; Structural design; CATIA; CAD;ANSYS III 目录目录 摘 要.I ABSTRACT.II 1 绪论.1 1.1 研究背景 .1 1.2 国内现状 .1 1.3 国外现状 .2 1.4 发展趋势 .2 1.5 本文任务 .4 2 总体设计.5 2.1 起重机总概 .5 2.2 设计参数 .7 2.3 主梁设计 .7 2.3.1 基本尺寸设计 .7 2.3.2 主梁截面几何参数计算 .8 2.4 端梁设计 .9 2.5 刚性支腿设计 .10 2.6 柔性支腿设计 .13 2.7 下端梁设计 .15 3 整机稳定性计算.16 3.1 空载起制动时载重稳定性 .16 3.2 满载时载重稳定性 .18 4 主要部分的计算.21 4.1 主桥架计算 .21 4.1.1 载荷计算 .21 4.1.2 主梁内力计算 .24 4.1.3 强度计算 .27 4.1.4 疲劳强度计算 .29 IV 4.1.5 主梁稳定性计算 .32 4.2 支腿计算 .34 4.2.1 载荷计算 .34 4.2.2 支腿内力计算 .36 4.2.3 支腿强度计算 .39 4.2.4 支腿稳定性计算 .41 4.3 下横梁的强度计算 .43 4.4 连接强度验算 .44 4.4.1 计算法兰板上焊缝的强度 .44 4.4.2 刚性支腿下端与下横梁联合 .46 4.4.3 螺栓连接计算 .47 4.5 刚度计算 .48 4.5.1 静刚度和位移 .48 4.5.2 桥架水平惯性位移 .49 4.5.3 起重机偏斜运行对主梁产生的水平位移 .49 4.5.4 垂直动刚度 .50 4.6 起重机拱度 .51 5 有限元分析.52 5.1 有限元介绍 .52 5.2 龙门起重机模型建立 .52 5.3 门架结构有限元分析 .53 5.3.1 模型导入 .53 5.3.2 模型特性定义 .54 5.3.3 网格划分 .55 5.3.4 起重机结构静力分析 .56 总结.62 致谢.63 参考文献.64 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 1 - 1 绪论 1.1 研究背景 集装箱龙门起重机是现代港口运输极为重要的一环，是提高港口集装箱运 输效率必不可少的机械设备。随着经济全球化与市场国际化，世界货物进出口 量以每年 70%的速度增长，且 80%以上通过集装箱越洋运输，集装箱运输就显 得尤为重要。我国乃至全球都及其重视集装箱龙门起重机的研发，特别是大吨 位专用化高速化集装箱龙门起重机。国家十三五重点项目“提高港口智能化水平” 给集装箱龙门起重机带来了新的要求。在我国集装箱龙门起重机的使用中，作 业时候也是要靠司机自己对位作业，作业效率相对依赖性太大，效率低，故障 率较高。现有的堆场设备虽然有大车纠偏，高低速控制技术，但在日益激烈的 行业竞争中，所追求的是更准确，更高效的设备需求。 本集装箱龙门起重机采用的是轨道式，双主梁，跨距 45t-40m，两端有效 悬臂 11m，可进行 20到 40国际标准集装箱的装卸、转运及堆放等作业。其具 有作业效率高、场地利用率高、自动化程度高、故障率低、能耗低、运营成本 低和环保以及其跨度大，起重量大，经济耐用等优势十分符合未来大型港口码 头的运输要求。因此，根据目前大型港口码头的需求，改进其结构使其更加合 理，使用更加方便，成本更加低廉，设计这样一台起重机有着十分积极的现实 意义。 1.2 国内现状 我国现有集装箱专用码头二十多个，大多数港口使用的是轮胎式集装箱龙 门起重机，而目前许多新建的大型集装箱专业码头越来越多地舍弃传统的轮胎 式集装箱门式起重机的堆场装卸，而改用轨道式集装箱门式起重机进行堆场装 卸。大型的集装箱码头新建的集装箱门式起重机几乎都采用双梁式龙门起重机， 其承载能力强,跨度大、整体稳定性好,品种多, 但自身质量与相同起重量的单 主梁门式起重机相比要大些, 造价也较高。 目前我国一般的轨道式集装箱龙门起重机为起重量 40t 跨度为 40m 以下的 机型，其堆高一般为 45 层。世界上比较先进的机型其堆高已达 78 层、吊具 下的起重量已达 45t、满载起升速度达 30m/min、小车速度超过 50m/min、大车 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 2 - 运行速度超过 120m/min。美国 2018 年订购的科尼 BOXPORTER 轨道式龙门起重 机（RMG）将在双层列车车厢上装卸集装箱。它们将为在九条轨道上的列车提供 装卸服务，并采用悬臂作业进行集卡装卸。起重机将配备科尼动态载荷控制系 统，避免集装箱摇动，确保集装箱装卸效率最大化。同时，起重机还配备出入 车道安全系统。现如今的发展方向不单单要求大吨位而且要求高度智能化，如 青岛港全自动集装箱码头，由青岛港自主构建全球领先的智能生产控制系统， 采用世界一流的全自动化技术设备，颠覆了传统集装箱码头作业模式、管理模 式，实现决策智能化、生产流程化、操作自动化、现场无人化、能源绿色化。 市场对集装箱起重机的智能化要求有了新的高度。 1.3 国外现状 目前国外许多新建的大型集装箱专业码头越来越多地舍弃传统的轮胎式集 装箱门式起重机（简称 RTG）的堆场装卸，而改用 RMG 进行堆场装卸，如英国 泰晤士港、鹿特丹港 ECT 码头、台湾高雄港、香港国际货柜码头（HIT）、青岛 港前湾集装箱码头四期工程、青岛招商局集装箱码头等。2018 年 1 月 6 日，荷 兰玛姆特公司（Mammoet）为芬兰图尔库船厂吊装了一座新的龙门起重机，采 用了履带吊空间效率法，能够充分利用千吨履带吊各种作业半径下强大的起重 力矩，且使用最少的站位空间与行走距离，完成所有的大件模块吊装。该型号 起重机号称是北欧地区最大的龙门起重机，重 1200 吨，跨度 154 米，高 120 米。 大型的集装箱码头新建的集装箱门式起重机几乎都采用双梁式龙门起重机，其 承载能力强,跨度大、整体稳定性好,品种多, 但自身质量与相同起重量的单主梁 门式起重机相比要大些, 造价也较高。 1.4 发展趋势 （1）龙门起重机大型化 由于经济全球化和市场国际化，工业生产规模不断扩大, 生产效率日益提 高, 以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加, 促使大型或高 速集装箱龙门起重机的需求量不断增长,工作速度越来越高,并对能耗和可靠性 提出更高的要求。由于我国现阶段大部分港口依旧使用轮胎式集装箱龙门起重 机，短时间内对于中小型港口的发展状态是将现有的 RTG 的堆高能力进行提升， 这样通过对 RTG 的改进比新购入轨道式集装箱龙门起重机会节约巨量的费用。 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 3 - 对于新兴港以及大港未来的发展趋势是大吨位大跨度大堆高以及较高的起吊速 度的 RMG。其作业效率高、场地利用率高、自动化程度高、故障低、能耗低、 运营成本低和环保等优势符合未来的发展方向。 （2）模块化设计 当前，我国的龙门起重机多采用传统单一设计手法，不仅产品重量过大， 而且通用化程度低，加大了成本投入。而模块化设计能够促进龙门起重机的更 新换代，提升经济效益，因此，对大吨位龙门起重机模块化设计系统研究有着 重要的实践意义与应用价值。用模块化设计代替传统的整机设计方法,将起重机 上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途, 有相同联接要素和可互 换的 标准模块,通过不同模块的相互组合,形成不同类型和规格的起重机。对起 重机进行改进,只需针对某几个模块。设计新型起重机,只需选用不同模块重新 进行组合。 可使单件小批量生产的起重机改换成具有相当批量的模块生产，实 现高效率的专业化生产，企业的生产组织也可由产品管理变为模块管理。达到 改善整机性能,降低制造成本,提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多 品种、多规格的系列产品,充分满足用户需求。 （3）参数标准化 轨道式集装箱龙门起重机参数标准化是发展所驱，但目前 RMG 结构形式非 常多，各集装箱码头大多数根据各自情况进行参数确定，起重量、起升高度、 跨距、速度、控制方式等主要技术性能参数从最低到最高均有运用，造成轨道 式集装箱门式起重机参数多种多样，甚至混乱，阻碍了轨道式龙门起重机的快 速推广和使用。 （4）动态优化设计 对集装箱起重机基于有限元的动态优化设计，对不同动态优化目标下的两 个方案，从经济性等各个方面进行全面比较，在满足所需的静态、动态性能的 前提下，可以使集装箱龙门起重机的质量尽量小，使材料得到充分利用。 （5）PCL 控制 在集装箱龙门起重机中应用基于 PCL 控制的变频调速。传统的桥式起重机 （门式起重机是桥式起重机的一种变形）控制系统主要采用继电器接触器进行 控制，采用交流绕线串电阻的方法进行启动和调速，这种控制系统存在可靠性 差，操作复杂，故障率高。电能浪费大，效率低下等缺点。因此对集装箱龙门 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 4 - 起重机控制系统进行研究具有现实意义。 （6）调度优化 龙门起重机调度优化对集装箱运输也意义重大。不单是集装箱起重机本身 影响作业效率，港口集装箱起重机的调度也对作业效率影响很大。由于龙门起 重机的作业速度慢（作业率仅为桥吊的一半），如果不能有效使用，在场堆段 附近或者段内拖车通道处将引发拖车拥堵或闲置，致使桥吊窝工，整个码头作 业发生延误。对龙门起重机作业进行优化调度，可以缩短拖车的等待时间，提 高桥吊作业率，降低船舶周转时间，最终提高港口集装箱码头的作业效率。 （7）整机过驳 轨道龙门起重机整机过驳与之前的散发装运相比有以下优势：降低了总成 本，散发的打包运发以及现场装调测试要占总费用 15%以上，而整机发运不需 要装调测试；滚装过驳的效率更高；整机装运比散件对船舶的利用率高；整装 过驳受天气等外界因素影响较小。 1.5 本文任务 集装箱龙门起重机是集装箱货场进行装卸、堆码集装箱的专用机械。要求 设计一台港口用轨道式集装箱门式起重机，该起重机采用双主梁，跨距 45t- 40m，两端有效悬臂 11m，可进行 20到 40国际标准集装箱的装卸、转运及堆 放等作业。 1、学习和掌握起重机设计的基本理论和设计规范； 2、进行集装箱门式起重机门架部分的设计，包括受力分析与强度校核； 3、对起重机结构进行三维建模（Solidworks、CATIA、UG、Pro/E 等软件 不限）和装配； 4、绘制各夹具零件和总装的 2D 图，标定技术要求； 5、撰写模具设计说明书，明确零件的公差与配合等各方面进行全方位合理 的设计与论证 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 5 - 2 总体设计 2.1 起重机总概 本起重机专供集装箱货场上作未来集装箱的装卸车及堆垛之用。在龙门 起重机的行走距离内可以进行吊一箱过三箱的作业，为扩大起重机的作业范 围，本机具有两侧 11 米的外伸距，加上龙门架跨度内的 40 米工作长度，形 成 62 米长的小车作业线。起重机可以在门架跨度内堆存 14 排集装箱；在外 伸距处作车道的集装箱装卸车作业。同时，为了适应不同的集装箱堆放方向 和集装箱拖车行走方向。本机配备伸缩式集装箱索具（亦称吊具），索具的 开闭锁动作和伸缩可以由司机在操纵室操作。 本起重机在轨距 40 米的轨道上运行，轨道型号为 QU80，轨道安装质量 必须达到中华人民共和国交通部标准 JT5022-86港口起重机轨道安装技术 条件的规定，以保证起重机在额定载荷下安全使用。 操纵室悬挂在小车旋转架上，和旋转架、集装箱索具一起横移和旋转， 保证司机有良好的视线，以便准确对箱操作。 本起重机各机构均为工作性机构。即都能带载动作，完成 20 英尺或 40 英尺集装箱的起升、下降、横移、旋转及整机沿堆场轨道运行。起重机的设 计和校核均按我国国家现行标准 GB3811-83起重机设计规范和 GB6070- 85起重机械安全规程的相应规定执行，以保证本起重机在集装箱装卸作 业时正常工作。起重机总体性能如表 1.1。 表 1.1 起重机总体性能 项目参数 起重量起重量 45 吨 吊具下起重量 65 吨 起升高度轨上 16.5 米 门架跨距40 米 门架两侧外伸距11 米 门架基距16 米 工作速度起升 25 米/分 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 6 - 小车横行 62 米/分 大车运行 50 米/分 起重机最大工作轮压32 吨/轮 大车使用钢轨QU80 使用电源种类 3 相 380 伏 50 赫 方式 电缆卷筒绕入/200 米 起重机总重量470 吨 本机金属结构均是钢板焊接而成的箱型结构,门架与门腿成 型,门腿内设 直梯，主梁上设有人孔，以方便人员进如进行内部结构检查。门架与主梁用 法兰方式联结；主梁分成两段，用高强度螺栓联结；以方便运输和安装。在 运输过程中，注意枕木的搁置点应放在箱体的横隔板部位，以免产生凹陷变 形。 本机的起升机构、小车机构、旋转机构和大车机构均有终点开关保护。 开关位置在总装试车前按设计图要求定位。起升卷筒轴承座设重量传感器。 大车行走机构上的顶轨器和防台锚定销和小车锚定销上均有行程或联锁开关， 亦须在现场作定位调整。 大车机构的附属安全设备较多，有行程终点开关；门腿一侧位置设有锚 定联锁开关；在另一侧位置设有大风防爬装置；装在四条门腿上的大车行走 声光报警器以及电缆放出完毕停车开关。这里需说明一下：当操纵大车运行 手柄欲令大车行走时，首先行走声光报警器发出红色闪光，且笛声大作，警 告轨道附近人员避让，同时，防爬器电动机启动提防爬靴。当防爬靴提起高 度碰及行程开关时它一面接通行走控制电路，一面点亮松轨指示灯，行走电 动机正向（或反向）接触器动作，起重机启动运行。停车时，操纵杆手柄扳 回“0”位，行走电动机失电，此时行走制动器不立即刹车，起重机可以籍惯行 滑行一段距离。经过一段延时，然后制动器才失电抱闸停车，同时防爬电机 失电，防爬靴下落至路轨上，碰动行程开关，切断大车控制回路，顶轨指示 灯亮。 吊具系统:吊具开闭锁只有在着箱开关全部动作后，才能动作。开闭锁动 作完成后才能进行起升动作。 超载保护系统：测重传感器安装在一台起升卷 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 7 - 筒的轴承座内重量传感器，这里的钢丝绳是没有收放的，利用钢绳的张力测 量吊重。讯号传至司机室内的微电脑载荷限制器，它显示所吊物品的重量。 当载荷达到 90%额定值时蜂鸣器发出断续声响，同时报警灯闪烁，是为了预 报警。当达到 105%额定起重量时，蜂鸣器发出连续声响，报警灯长亮，约经 0.5 秒延时后，若荷重仍没减小，继电器即行动作，切断起升电机上升控制回 路。此时，重物只能下降不能上升。载荷限制器的调试详细情况请见“载荷限 制器使用说明书”，并应定期进行检查标定。 2.2 设计参数 根据任务书设计要求选列出相应的设计参数如表 2.1。 表 2.1 设计参数 项目参数 起重量 Q=45t 小车自重 Gx=60t 小车轨距 b=14000mm 起升速度V起=25m/min 大车运行速度V大=50m/min 起升高度V大=50m/min 跨度 L=40m 有效悬臂长度L0 刚=11m L0 柔=11m 悬臂全长L0刚=15m L0柔=15m 沿海 工作风压 非工作风压 q=250pa q=800pa 材料Q235 钢 工作级别 M6 2.3 主梁设计 2.3.1 基本尺寸设计 取主梁高度 H1=（1/14-1/17）L=4.15.0m 根据设计的实际要求和结构的要求取 H1=4040mm 选用主梁为偏轨式箱形主梁 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 8 - 主梁宽度 B1=（0.60.8）H1=1.82.4m 初选 B1=1.59m 变截面长度初选为 3m 主梁上、下翼缘板厚 0 =20mm 主腹板 1=12mm 副主板 2=8mm 箱形梁承轨部分采用宽翼缘 T 字钢拼合，型号为 600 T 字钢上翼缘厚 20、腹板厚 12 图 2.1 主桥架总图 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 9 - 2.3.2 主梁截面几何参数计算 图 2.2 主梁截面 截面积： 2 0 2 1774 20 1650 204000 124000 8 () 148520 Amm mm 求重心坐标： 1 1 (1774 888 20 1624 4000 128 34 4000 1650 20 825) 148520 921.3 xmm mm 1 1 (1774 20 403020 4000 2020 1650 20 10) 148520 2053.9 ymm mm 求惯性矩： 3333 222 114 1111 1774 201650 2012 40008 4000 12121212 1776 20 1976.11650 20 2043.94000 20 33.9 3.785 10 (mm ) X I 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 10 - 3333 2222 104 1111 20 177420 16504000 124000 8 12121212 1776 20 33.31650 20 96.34000 20 702.74000 8 887.3 6.57 10 (mm ) y I 2.4 端梁设计 端梁高度 H2=1/2H1=2020mm 宽度 B2=1m 端梁上、下翼缘板厚 0=10mm 腹板 =8mm 主梁和端梁采用法兰盘螺栓链接 图 2.3 端梁截面 2.5 刚性支腿设计 根据跨度 40m，采用一刚性支腿和一柔性支腿的设计方法，柔性支腿铰接。 在门架平面计算按静定简图，在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。由于 设计起重机为工作级别为 M6，最大轮压为 35.5t，查手册选取车轮的车轮直径 为 800，轨道型号为 QU80。 由于起升高度 H0=16.5m，极限起升高度距主梁下翼缘高度 h0=2.5m， 支腿与主梁连接支座高度 hz=0.3m 。 4 轮台车高度=3.383mh台 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 11 - 台车与下端梁连接支座=185mmh支下 下端梁高度=632mmh下端 得出支腿的高度为：=+-hz-h支H0h0h台h支下h下端 =（16.5+2.5-0.3-3.383-0.185-0.632）m =14.5m=14500mm 门架平面 刚性支腿上端宽度：=1.2=4.8mb刚上b主 为满足弯矩和扭力的强度要求，取=5mb刚上 下端宽度1.59/3=0.53mb刚下 考虑车轮和支腿支撑的构造，取 b刚下=1000mm 为节省材料又能符合力学的要求，将刚性支腿的构造设计为如下图形式： 图 2.4 刚性支腿 刚性支腿上截面： 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 12 - 图 2.5 刚性支腿上截面 刚性支腿下截面： 图 2.6 刚性支腿下截面 刚性支腿上截面计算： 22 2 (640 14 2 1576 10 2) 249440 2 98880 Ammmm mm 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 13 - 图 2.7 刚性支腿整个上截面 整个截面是由两个截面组成，一个截面的惯性矩： 32104 1 210 15762 14 640 7951.682 10mm 12 x I 半 （） 3294 y 1 214 6402 10 1576 2953.45 10mm 12 I 半 （） 整个截面的惯性矩： 104 23.364 10 mm xx II 半 2124 yy 2223501.095 10 mmIIA 半 计算刚性支腿中间截面的尺寸属性： 2 98880mmAA 刚中上 104 3.64 10mm xx II 刚中上 （） 2114 yy 2211752.73 10mmIIA 刚中半 （） 刚性支腿下端截面计算： 22 (1040 14 2 1576 10 2)60640Ammmm 32104 1 210 15762 14 1040 7952.492 10mm 12 x I （） 3294 y 1 214 10402 10 1576 4959.347 10mm 12 I （） 2.6 柔性支腿设计 柔性支腿下端宽度设计于刚性支腿相同：b 柔下=1040mm 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 14 - 根据 bb 0.7 b 柔下柔上 柔上 取 b柔上=1640mm 图 2.8 柔性支腿 支腿上截面： 图 2.9 柔性支腿上端截面 柔性支腿下端截面和刚性支腿下端截面各尺寸一样： 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 15 - 图 2.10 柔性支腿下端截面 柔性支腿上截面： 22 (1640 14 2 1576 10 2)77440Ammmm 32104 1 210 15762 14 1640 7953.56 10mm 12 x I （） 32104 y 1 214 16402 10 1576 7953.015 10mm 12 I （） 柔性支腿中间截面： 22 (1340 14 2 1576 10 2)69040Ammmm 32104 1 210 15762 14 1340 7953.02 10mm 12 x I （） 32104 y 1 214 13402 10 1576 6451.87 10mm 12 I （） 柔性支腿下截面和刚性支腿下截面各尺寸一样，截面性质一样在此不再做 计算。 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 16 - 2.7 下端梁设计 图 2.11 下端梁尺寸 下端梁的两端截面计算： 图 2.12 下端梁截面 22 (1040 16 2600 10 2)45280Ammmm 3294 1 210 6002 16 1040 3083.51 10mm 12 x I （） 3294 y 1 216 10402 10 600 4965.95 10mm 12 I （） 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 17 - 3 整机稳定性计算 3.1 空载起制动时载重稳定性 带悬臂的龙门起重机，除验算沿大车运行方向空载起、制动时的稳定性， 还须验算垂直于轨道方向的稳定性，由于集装箱的迎风面积不大，运行速度较 低，故满载时的稳定性可不计算。 空载起重机沿轨道方向起、制动时的载重稳定性安全系数验算 (3.1) 1 f134 0.5() 1.4 GGB K PhP hP h 小桥 小桥 式中 G桥桥架重量 2GGGGGG 刚腿柔腿桥静总台车下横梁 （） 935.4 104.6113tGGGGG 静总梁轨栏杆电 G 梁一根主梁的自重 =93tG梁 G 轨一根主梁上的小车轨道自重 =5.4tG轨 G 栏杆一根主梁一侧的平台栏杆的自重 =10tG栏杆 G 电位于平台上的电气设备的重量 =4.6tG电 G 刚腿刚性支腿的自重 =18tG刚腿 G 柔腿柔性支腿的自重 =12tG柔腿 G 台车大车运行台车总自重 =50tG台车 下横梁自重 =15tG下横梁G下横梁 2113 18 1250 15416Gtt 桥 （） Pf作用在桥架和小车上的工作状态最大风力。 计算风力时，前面一排的主梁，支腿、下横梁及大车 轮组遮挡后面一排主梁、支腿、下横梁及大车轮组。故后面一排受风面积 应减小，减小程度用折算系数 表示。 风力计算公式分别为： (3.2) fn Pck q A 前 fn Pck qA 后 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 18 - f n Pck qA 后 f n Pck qA 后 式中 p作用在桥架与小车上的非工作状态的最大风力； C风力系数 c=1.6 Kh风压高度变化系数 Kh=1 计算非工作风压时，Kh=1.13 q第类载荷的风压值 q=250Pa q第类载荷的风压值 q=250Pa 折算系数，根据 a/h 值查 a/h=1.4/4=3.25 4 h1桥架与小车挡风面积形心高度 工作状态最大风力 Pf 及非工作状态最大风力 Pf 和其相应的迎风面和形心 至大车运行轨顶的高度 h，计算如表 3.1： 表 3.1 各部件的风力状况 力 矩名称迎风面积 A （m2） 形心高度 h1 (m) 工作风载 t 非工作风 载 t 1f P h 1 f Ph 主梁 2882111.5241.63244.76884.32 刚腿 17.4160.6962.5111.1440.16 柔腿 18.85170.7522.7112.7846.07 下横梁 12.83.80.481.801.826.84 小车 16240.642.3115.3655.44 司机室 4180.160.582.8810.44 大车车轮组 20.50.080.290.040.145 求各部件迎风面积及形心至大车运行轨顶的高度时，分别参照符图从表 3.1 的值如下： 1 244.76 11.14 12.78 1.82 15.362.880.04288.78 / f P ht m 1 884.3240.1646.076.8455.44 10.440.1451043.41 / f Pht m P 桥起重机运行起、制动时引起桥架水平惯性力 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 19 - (3.3) gt GV P 桥大 桥 制 式中 t 制起重机制动时间，t 制=7 秒 在计算稳定性时，取紧急制动时间，t 制=3.5 秒 (3.4) 50 0.0243 9.8160 3.5 G PG 桥 桥桥 h3桥架重心高度 由于2G 刚腿桥静总台车下横梁 （G+G+G+G） 故 P桥xh3值列表 3.2： 表 3.2 各部件P桥xh3值 名称重量 G（t）重心高 度 h3(m) 惯性力 P桥（t） 力矩 P桥xh3 （t/m） 2G 静总 226235.7132.4 2G 刚 39160.914.4 2G 柔 24170.589.86 2G 台车 801.81.943.5 2G 下横梁 303.80.72.66 33 hh132.4 14.49.866.243.52.66162.84t/mPP 桥桥 P小起重机运行启动，制动时引起的小车水平惯性力 (3.5) 50 0.02431.944t 9.8160 3.5 G PG 小 小小 h 4小车重心高度 h 4=24m B轨距 B=16m (3.6) 1 0.5 (41680) 164113 6.41.4 400 190.76 1.944 24637.4 K 3.2 满载时载重稳定性 起重机满载时垂直于大车运行轨道方向的载重稳定性安全系数验算： 重庆交通大学 2018 届机械设计制造及自动化专业毕业设计（论文） - 20 - 图 3.1 门架平面分析 (3.7) 112220 1 0 h 2 1.4 Q L GG LP hPhP hP K QL 4刚小小桥 刚 式中 P2作用在集装箱上的工作状态最大风力。 (3.8) 2