双梁A型门式起重机结构设计【Q=32t S=26m H=11m】
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Q=32t S=26m H=11m
双梁A型门式起重机结构设计【Q=32t
S=26m
H=11m】
双梁
型门式
起重机
结构设计
32
26
11
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中文翻译起重机历史就起重机工业而言，二十世纪四十年代的一个重要词汇是“铁路”，因为起重机对于铁路行业来说仍然十分重要。例如，在1949年9月7日，Deutsche Bundesbahn（联邦德国铁路公司）成立。公司需要大载重量起重设备，将火车的一部分吊到工地现场。他们从Ardelt订购了四台起重量各57吨的蒸汽驱动起重机。1950年，出现了一种特殊的带有悬臂设计的起重机，用于在高架电线下工作。这种起重机带有一个连接到起重装置上的配重附着系统。这种创新设计被证明并不成功，但它于1955/56年被一种类似的液压机制所取代。也是在德国，MAN公司一直以来不仅积极制造港用、造船厂用和自走式起重机，还制造柴油动力驱动的带有汽动转向的旋臂式起重机。这种起重机自1946年起就开始制造（图204），它由70千瓦六缸卡车引擎驱动，起重量6吨，起重半径7米，自重48吨。公司还为了安全性作了一些小妥协而推出了一种装置，其宣传册上写着：这种载荷矩安全装置内置于悬臂机制内，从而与起重机制相连，在载荷矩超过允许值时断开。宣传册的作者认识到设备在负载超过极限时需要有所动作的重要性，而非. 如十年前那样，上层构造已经到了翻倒的临界点!。尽管这种载荷矩安全装置只是整台起重机的一小部分，但在起重机的发展过程中起着非常重要的作用。桥式起重机桥式起重机是横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，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。它是使用范围最广、数量最多的一种起重机械。桥式起重机是现代工业生产和起重运输中实现实现生产过程 机械化、自动化得重要工具和设备。所以桥式起重机在室内外工矿企业、钢铁化工、铁路交通、港口码头以及物流周转等部门和场所均得到广泛的运用。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组 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。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。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。起重机运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。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。主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主梁上焊有轨道，供起重小车运行。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。 箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。正轨箱形双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主梁是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主梁，自重较小，但制造较复杂。四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其他结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。空腹桁架结构类似偏轨箱形主梁，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形梁外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离桥式起重机控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。简易梁桥式起重机又称梁式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。桥架主梁是由工字钢或其他型钢和板钢组成的简单截面梁，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字梁的下翼缘上运行。桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂梁式起重机。冶金专用桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。主要有五种类型。桥式起重机的安全检查为了保证桥式起重机的安全运行，在起重机运行期间需进行一些安全常规检查，检查项目及要点如下：（1） 起升高度限位器、行程限位开关及各联锁机构性能正 桥式起重机常，安全可靠。（2）各主要零部件符合安全要求：开口增大小于原尺寸的15%，扭转变形小于10%；板钩衬套磨损小于原尺寸的50%，板钩心轴磨损小于5%，无剥落、毛刺、焊补。吊钩挂架及滑轮无明显缺陷。钢丝绳表面钢丝磨损、腐蚀量小于钢丝直径的40%，断丝在一个捻距内小于总丝数的10%，无断头，无明显变细，无芯部脱出、死角扭拧、挤压变形、退火、烧损现象。钢丝绳端部连接及固定的卡子、压板、锲块连接完好，无松动，压板不少于2个，卡子数量不少于3个。卷筒无裂纹，连接、固定无松动；筒壁磨损小于原壁厚的20%；安全卷不少于2圈，卷筒与钢丝绳直径比例符合要求。平衡轮固定完好，钢丝绳应符合的要求。制动器无裂纹，无松动，无严重磨损，制动间隙两侧相等尺寸合适，有足够的制动力，制动带磨损小于原厚度的50%。通过对桥式起重机的安全常规检查，对杜绝人身事故，减少设备事故，提高设备运转率，降低检修费用等均起到了显著作用。焊接机械装备和焊接滚轮架焊接是一种制造技术，它是适应工业发展的需要，以现代工业发展为基础发展起来的，并且直接服务于机械制造工业。焊接技术的发展与制造工业的需要紧密联系，一般工业先进国家，钢产量的一般左右需要采用焊接工艺才能形成产品，在石油华工、矿山冶金、金属结构、起重运输、水陆交通、航空航天、桥梁建筑电脑感机械设备制造部门，焊接有着重要而广泛的作用。许多设备中的大型结构，几乎都是焊接结构。现在随着科学技术的发展，生产规模的日益扩大，焊接结构正朝着超大型、高容量、高参数等的方向发展，这就不仅需要为焊接生产提供质量更高、性能更好的各种焊机、焊接材料和焊接工艺，而且要提供各性能优越的焊接工装设备，使焊接生产实现机械化和自动化，减少人为因素的干扰，达到保证和稳定焊接质量、改善焊工劳动条件、提高生产率的目的。但是焊接生产是综合性生产，在焊件制造过程中，出了焊接工序本身外还有还有很多工序的配合，因此焊接生产的机械化、自动化，不仅仅局限于焊接工序本身，还包括焊接工序衔接的上下各种工序的机械化、自动化，只有各个工序实现了机械化和自动化，才能实现焊接生产的综合性机械化和自动化。 焊接机械装备分为以下类型：焊接工装夹具、焊接变位机械、焊件输送机械和其他从属装置。从使用范围来看，焊接机械装备又分为通用和专用两类。通用焊接机械装备通用性强使用性广,整台机械能适应产品结构的变化重复使用。它们可以组合在一起使用，也可以组合在焊接生产线上，成为焊接生产的一个组成部分。专用焊接机械装备为了适应但品种、大批量的焊接生产需要专门设计制造的。这种装备专业性强、生产率高、控制系统先进，很好地满足产品结构、焊接工艺、生产批量的要求。焊接机械装备对焊接的生产的有利作用有如下几个方面： ）采用焊接工装夹具，零件有定位器定位，不用划线，不用测量就能得到准确的装配位置，从而保证了装配精度，加快了装配作业的进度。 ）由于焊件在夹具中可以强行加固或预先给予反变形，所以能控制或者消除焊接变形。 ）采用焊接工装夹具后，由于保证了焊接装配精度，控制了焊接变形，所以能够提高焊件的互换性能，焊件上的配合孔、配合槽等机械要素可由原来的先焊接后加工变为先加工后焊接，从而避免了大型焊接结构焊接后加工所代来的困难，有利于缩短焊接的生产周期。 ）采用焊接变位机械，可缩短装配和焊接过程中焊件反转变位的时间，减少了辅助工时，提高了焊机利用率和焊接生产率。 ）采用焊接变位机械可使焊件处于最有利的焊接位置。这有利于操作，有利保证焊接质量，而且可加大焊接工艺规范，充分发焊接方法的效能。 ）采用喊变位机可扩大焊机的焊接范围。 ）采用焊接机械装备后，可使手工操作变位机械操作，人仅处于控制的地位，减少了认为因素对焊接质量的影响，也降低焊工操作水平的要求。 ）只有与焊接机械装备相互配合，才能在条件困难、环境危险、不宜由人工直接操作的场合实现焊接作业。例如在高温、深水、有放射性的环境中进行焊接作业，都需要与相应的焊接机械装备相互配合才能实现。 ）欲使焊接工序本身实现机械化和自动化，或者使焊接生产过程实现综合自动化，都需要有焊接机械装备的配合才能实现。总之，焊接机械装备对焊接生产过程的有利作用是多方面的。总括而言，就是保证焊接质量，提高焊接生产率，改善工人卒业环境，实现机械化和自动化焊接生产过程四个方面。因此，无论在焊接车间或是在施工现场，焊接机械装备已经成为焊接生产过程中不可缺少的装备之一，从而获得了广泛应用。焊接滚轮架是借助主动滚轮和焊件之间的摩擦力，带动焊件旋转的变位机械。焊接滚轮架主要用于筒形焊件的装配和焊接。若对主、从动滚轮的高度做适当调整，也可以进行锥体、分段不等径回转体的装配与焊接。一些非圆长形焊件，若将其装卡在特制的环形卡器内，也可在焊接滚轮架上进行焊接装配作业。焊接滚轮架的结构形式和分类如下：第一类是长轴式滚轮架。滚轮沿两平行轴排列，与驱动装置相联的一排为主动滚轮，另一排为从动滚轮，也有两排均为知道滚轮的，主要用于细长薄形焊件的组对与焊接。有的长轴式滚轮架其滚轮为一长形滚柱，直径0.30.4、长度15。筒体置于其上不易轴向变形，适用于薄壁、小直径、多筒节焊件的组队和环缝的焊接。有的长轴式滚轮架其滚轮为一长形滚柱，直径、长度15。筒体置于其上不易变形，适用于薄壁、小直径、多筒节焊件的组队和环缝的焊接。长轴式滚轮架多是用户根据焊件的特点自行设计制造的，市场可供选用的定型产品很少。第二类是组合式滚轮架，它的主动滚轮架，从动滚轮架，混合式滚轮架（即在一个支架上有一个主动滚轮座和一个从动滚轮座）都是独立的，使用时可根据焊件的重量和长度进行任意组合，其组合比例也不仅是1比1的组合。因此，使用方便灵活，对焊件的适用性很强，是目前应用最为广泛的结构形式。国内外有关生产厂家，均有各自的系列产品供应市场。若焊接壁厚较小而长度很长的焊件时，宜用几台混合式滚轮架的组合，这样沿筒体长度方向均有主动滚轮驱动，使焊件不致打滑和扭曲。若装焊壁厚较大、刚性较好的筒形焊件时，则常采用主动滚轮架和从动滚轮架的组合，这样即使是主动滚轮架在筒体的一端驱动焊件旋转，但是由于焊件的刚性好，仍能保持转速均匀，也不致使扭曲变形。为了焊接不同直径的焊件，焊接滚轮架的滚轮间距应能调节。调节方式 两种：一种是自调式的；一种的非自调式的。自调式的可根据焊件的直径自动调整滚轮的间距；非自调式的是靠移动支架上的滚轮座来调节滚轮的间距。非自调式的焊接滚轮架是靠移动支架上的滚轮座来调节滚轮间距的。对重型滚轮架，多采用车间起重设备挪动滚轮座进行分段调节。对轻型滚轮架，多采用手动和电动丝杠螺母机构来移动滚轮座进行连续调节。为了便于调节滚轮架之间的距离，以适应不同长度焊件的焊接装配需要，有的滚轮架上还安装有机动或非机动的行走机构，沿轨道移行，以调节相互之间的距离。焊接滚轮架多采用直流电动机驱动，降压调速。但用于装配作业的滚轮架则采用交流电动机驱动，恒速运行。近几年，随着晶体闸流管变频器性能的完善以及价格的降低，采用交流电动机驱动、变频调速的焊接滚轮架也日趋增多。金属滚轮架多用铸钢和合金球墨铸铁制作，其表面热处理硬度约为50HRC，滚轮直径200700之间。国外焊接滚轮架的品种很多，系列较全，承载量11500、适用焊件直径18的标准组合式滚轮架（即两个主动滚轮座与两个从动滚轮座的组合）均成系列供应。其滚轮线速度多在690/之间无级可调，有的还有防止焊件轴向窜动的功能。我国已有不少厂家生产焊接滚轮架，最大承载量已达400、适用焊件直径可达6，滚轮线速度多在660/之间无级调速。防止轴向窜动的焊接滚轮架已有生产，但性能质量尚待提高。1997年中国焊接年鉴统计，我国已有23家焊接辅助机生产厂制造各种型号和规格的焊接滚轮架，用户需要时，应首先予以选用。选用时，除使焊接滚轮架满足焊接重量、筒径和焊接速度的要求外，还应使滚轮架的驱动力矩大于焊件的偏心阻力矩。但目前国内外生产厂家标示的滚轮架性能参数，均无此项数据，所以为使焊件转速稳定，避免打滑或因偏重而造成的自行下转，对大偏心矩焊件使用的滚轮架，进行驱动力矩和附着力的校验是非常必要的。另外对薄壁大镇静焊件使用的滚轮架，为防止筒体轴向变形，宜选用多个混合式滚轮架的组合。焊件轴向窜动的原因及影响因素的思考，首先，问题的提出，焊接滚轮架驱动焊件饶其自身轴线旋转时，往往伴有轴向窜动，从而影响焊接质量和焊接过程的正常进行，严重时会导致焊接过程的中断，甚至发生焊件颠覆等设备人身事故。因此，国内一些工厂常采用在焊件端头硬顶的办法，强制制止焊件的轴向窜动。这种办法对小吨位焊件还有效，但对大吨位焊件或实施对焊缝位置精度喊焊速稳定性要求很高的带极堆焊和窄间隙焊等工作时采用硬性阻挡，则势必使焊件旋转阻力增大，引起转速不稳定，产生焊接缺陷，并可能使焊件端部已加工好的坡口因挤压而破坏，有时甚至还会发生电动机过载烧坏事故。在此背景下，过开发了防轴向窜动技术，并于20世纪80年代中期推出了防止焊件窜动的焊接滚轮架，将焊件的窜动量控制在内，满足了各种焊接方法对施焊位置精度的要求。我国自20世纪80年代末期也开始了这项技术的研究，并研制出了样机。20世纪90年代初期，国内个别焊接辅机制造厂已有产品上市，但为形成规模。在防窜精度和使用可靠性方面，比瑞典意大利等国还存在差距。然后，焊件发生轴向窜动的原因及其影响因素的研究对焊接滚轮架而言，当焊件和滚轮都是理想圆柱体且各滚轮和焊件都是圆柱体，且各滚轮轴线都在同一水平面内并平行于焊件轴线时，则从动滚轮驱动焊件作用在焊件上的力，和从动滚轮作用到焊件上的反力是，均为圆周力。此时，焊件饶自身轴线转动，不会产生轴向窜动，但是当这一条件受到破坏，例如滚轮架制造安装存在误差、焊件几何形状不规则等，使前后排滚轮存在高差和滚轮轴线与焊件轴线不平行，从而导致焊件自重以及主动滚轮、从动滚轮与焊件接触处存在轴向分力时便形成了焊件轴向窜动的条件，但是各轴向力的方向并不完全一致。在生产实践中，由于前后排滚轮的高程精度很容易控制，且前后排滚轮的间距较大，因此焊件自重产生的轴向分量很少，不是产生轴向窜动的主要原因，而滚轮的安装制造误差、焊件几何形状偏离理想圆柱体等综合因素的作用，使滚轮轴线与焊件轴线不平行而产生空间交角，导致各滚轮都有轴向力作用于焊件，这才是发生轴向窜动的主要原因。通过大量的实验结果的分析表明：1）滚轮轴线与焊件轴线越不平行，所形成的螺旋角越大，则焊件的轴向窜动的速度就越大。2）焊件轴向窜动速度与其转速成正比。3）同向偏转同一角度的滚轮数目越多，焊件的轴向窜动速度越快，成非线性增长关系。焊件的椭圆度和焊件的偏重都使焊件的轴向窜动速度成周期性变化。4）各滚轮轴线在同一水平面的情况下，滚轮间距和滚轮之间的相互距离，对轴向窜动的速度没有影响。5）焊件重量的增加对焊件的轴向窜动速度几乎没有影响。由此可见，滚轮各轴线与焊件轴线的平行度应该是焊件轴向窜动的最主要原因。因此在制造和使用焊接滚轮架的时，应注意做到以下三点：滚轮轴线都在同一水平面内，并相互平行；滚轮间距应相等；滚轮架都位于同中心线上。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）中期检查表指导教师： 职称： 所在系部（单位）：机械与动力工程学院 教研室（研究室）： 机制系 题 目双梁A型门式起重机结构设计学生姓名专业班级学号一、选题质量（主要从以下四个方面填写：1、选题是否符合专业培养目标，能否体现综合训练要求；2、题目难易程度；3题目工作量；4、题目与生产、科研、经济、社会、文化及实验室建设等实际的结合程度）所选的题目与书本学习知识联系紧密,比较贴近生产实际情况，比较具有代表性;适合中批量生产，具有非常大的发挥空间和巧活多样的设计思路，对于本科机制专业的学生来说，题目难度相对适中; 课题对学生的专业素质要求较高，并且该题目由该同学单独完成，经由严谨的数学计算，具有较高的工作量;选题完全符合专业培养目标，属于机械设计制造工艺的一种,对即将毕业的学生的再学习有着较好的指引作用, 不仅仅局限在机械基础知识上更涉及了有关材料学、力学等多学科知识，使我们对交叉学科有了一定的涉足，综合训练的要求也得到充分的体现。二、开题报告完成情况开题报告已经完成。从适合实际工作环境出发，确定了明确的课题设计方向；对双梁A型门式起重机和工作过程已经有了一定的认识了解。已经对课题进行了设计、分析，并有了突破性的进展。同时，已完成了对相关资料的查阅，对课题有了总体的分析，开题报告完成质量相对较高。三、阶段性成果1、本次设计的开题报告已经完成，总体布置方案和主要结构参数已确定，并完成一些标准件的选型及和大多数零部件的设计计算工作。2、部分零件图的绘制已经基本完成，设计说明书已经开始整理。3、英文翻译工作已经基本完成，现在正对一些结构设计进行校核。四、存在主要问题由于专业基础知识学习不够深入，设计经验欠缺，参考资料收集有限，设计主题思路把握不够，简单问题解决不够灵活；设计中结构较复杂，特别是支腿、马鞍部分，设计难度较大，计算量较多。另外没有仿真软件的支持，无法确定设计是否有应有的设计效果，并且有比较多的相关专业知识的综合运用，所以需要进一步更多细致耐心的工作，需要进一步完善设计理念。 五、指导教师对学生在毕业实习中，劳动、学习纪律及毕业设计（论文）进展等方面的评语指导教师： （签名） 年 月 日河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）1摘要摘要进入 21 世纪以来，我国的铁路、造船工业进入了快速发展的轨道，门式起重机因其在露天作业环境中有其它类型起重机无法替代的优势，因此对其进行研究、创新，使其结构更合理，使用更方便，具有重要的战略和现实意义。本设计以双梁 A 型门式起重机结构设计为设计目标，内容包括主梁、支腿、马鞍、上下横梁等结构的设计。首先采用许用应力法及计算机辅助设计方法和第四强度理论对主梁结构进行载荷计算，然后对其强度、稳定性、刚度进行校核，最后进行螺栓连接的计算。如不符合，重复所做步骤。其设计很好的体现了结构力学、材料力学在金属结构件和起重机运输中的重要运用。关键词：门式起重机；金属结构；载荷计算；双梁 . .河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）1AbstractAbstract In the 21st century, Chinas railways, shipbuilding industry has entered a rapid development track, gantry crane in its operating environment in the open air there are other types of cranes can not be replaced advantage, so its research, innovation, its structure is more reasonable , More convenient, has important strategic and practical significance.The design-A double beam gantry crane design goals for the design, including the main beam, legs, saddle, upper and lower beams and other structures. Focus on part of the structure of the load and load combinations, the final calculation of the bolt connection. Good indication of the design of structural mechanics, mechanics of materials in the metal structure and the importance of transport used cranes.KeyKey wordswords：Gantrycranes; metalstructure; loadcalculation; doublebeam .河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）2目录第一章 前言.11.1 结构简介 .11.2 发展现状 .11.3 研究目的和意义 .2第二章 总体设计.42.1 总体设计 .42.1.1 材料选择 .42.1.2 总体结构设计 .42.1.3 设计参数.52.2 部件截面形状的确定 .62.3 截面惯性矩验算 .11第三章 主梁计算.123.1 载荷及内力计算 .123.1.1 载荷计算 .123.1.2 内力计算.173.2 主梁的强度 .243.2.1 主梁弯曲应力验算.243.2.2 主梁支撑处的剪力 .283.2.3 主梁疲劳强度 .293.3 主梁的稳定性 .303.4 主梁刚度设计计算 .353.4.1 主梁跨中一简支刚架静刚度计算 .353.4.2 小车悬臂一简支刚架静刚度计算 .363.4.3 主梁水平静刚度计算 .363.4.4 悬臂的水平静刚度 .373.4.5 主梁动刚度.37第四章 支腿平面内刚架的设计.404.1 钢架的三次超静定结构 .404.2 马鞍横梁跨中截面内力计算 .424.2.1 刚性腿侧计算 .424.2.2 结构弯矩计算 .43河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）3第五章 支承架设计及计算.455.1 支撑架刚度计算 .455.2 支撑架的小车轨顶处位移 .515.3 整体稳定性计算 .58第六章 螺栓连接强度计算.606.1 马鞍的连接强度计算 .606.2 支腿与横梁的连接计算 .616.3 主梁在跨中的连接计算 .626.4 主梁盖板的螺栓连接 .62结论.64致谢.65参考文献.66附录：外文资料与中文翻译.67河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）1第一章第一章 前言前言1.11.1 结构简介结构简介门式起重机是桥式起重机的一种变形。在港口主要用于室外的货场、料场货、散货的装卸作业。它的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。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。本次设计的起重机因支腿形状类似字母 A 又称 A 型门式起重机，该装置主要是由双主梁、两刚支腿、两柔支腿以及马鞍、上下横梁等结构组成。双梁 A 型门式起重机一般做成箱型结构，而且常做成双悬臂的桥架。有时也可做成桁架结构，但是桁架结构存在着制造劳动量大，维修保养不方便等缺点，所以一般设计成箱梁门式起重机。1.21.2 发展现状发展现状目前，国内专业生产大型起重机的厂家很多。其中以中联重科、三一重工、抚挖等公司产品系列较全，市场占有率较高。中联重科在 2007年 12 月宣布实行品牌统一战略后。现已成功开发了 50t600t 履带式起重机产品系列。作为中国起重机行业的领跑者，徐州重型机械有限公司现在已经形成了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强势推进的庞大型谱群。国内最具历史的履带式起重机生产企业抚挖现已拥有 35t350t 的履带式起重机产品系列。QUY350 是抚挖 2007 年推出的国产首台 350t 履带式起重机，填补了国内 350t 履带式起重机的产品型谱空白。国外专业生产大型起重机厂家很多。其中利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司产品系列较全， 市场占有率较高。利勃海尔公司的产品技术先进、工作可靠，其生产的 LR 系列履带起重河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）2机最大起重量已达 1200t。其桁架臂履带式起重机系列在 2007 年又喜添新品 LR1600/2，使其产品型谱更加完善。未来的一段时间内，起重机的发展趋势包括以下几个方面：（1）大吨位的自拆装系统。 （2）便利模块化和组合化。 （3）混合型起重机1.31.3 研究目的和意义研究目的和意义通过对双梁 A 型门式起重机的研究和创新设计，能够让我很好的掌握结构力学、材料力学在金属结构件和起重机运输中的运用。作为毕业设计的一大课题，在融合贯通机械专业的同时，更能很好的使自己所学专业知识全面化、系统化。本次设计的结构较复杂，特别是支腿、马鞍部分，设计难度较大，计算量也较多。不光是对专业知识的考察，更体现在自己对待生活和学习的态度上。通过这一环节的训练，更能很好的提高了以下方面的能力：1、综合运用所学知识和技能，独立分析和解决设计问题的能力；2、熟练运用基本技能，包括绘图、计算机应用、翻译、查阅文献等等的能力；实验研究的能力；撰写科技论文和技术报告，正确运用国家标准和技术语言阐述理论和技术问题的能力：3、收集加工各种信息的能力，获取知识的能力；5、多角度的培养我们综合运用和扩大所学知识面的能力，以提高理论联系实际的能力。6、通过依据数据、准确的制图，培养了我们收集、整理、分析及运用资料的能力 。7、另外它不仅仅局限在机械基础知识上更涉及了有关材料学、力学等多学科知识，使我们对交叉学科有了一定的涉足，拓宽了我们的知识河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）3面，更激发了进行本专业工作、学习的激情与兴趣。本设计为 32t 双梁 A 型门式起重机结构设计，根据给出的设计参数，设计出符合要求满足使用性能的起重机结构，并对设计出来的结构进行校核计算。所用到的研究方法主要有经验总结法、比较研究法、文献资料法等。借鉴前人对起重机结构设计的成熟经验，结合目前双梁 A 型门式起重机所存在的缺点和不足，进行起重机的创新性结构设计。通过翻阅相关文献书籍对涉及到的双主梁、两刚支腿、两柔支腿以及马鞍、上下横梁等结构进行计算，特别是载荷计算及载荷组合，螺栓的连接计算。比较研究法可以理解为是根据一定的标准，对两个或两个以上有联系的事物进行考察，寻找其异同，探求普遍规律与特殊规律的方法。具体要求如下：a、设计中要注意的问题是结构较复杂，特别是支腿、马鞍部分，设计难度较大，计算量较多。 b、通过本次设计，熟练掌握结构力学、材料力学在金属结构件和起重机运输中的运用。c、完成校院要求的工作量和毕业设计论文的撰写。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）4第二章第二章 总体设计总体设计2.12.1 总体设计总体设计.1 材料选择材料选择在选择起重机材料时一般应考虑以下几个方面：1.经济性：性能与材料价格成正比;2.设计要求：对于有重量限制的，可以选用强度等级好一些的材料;3.作业环境要求：对于有低温操作要求的产品，必须考虑材料的低温冲击性能，也就是 A/B/C/D/E 等;4.制造能力：如果对于高强度板的焊接能力达不到，就不能选用。参阅大连起重机厂编的起重机设计手册 ，起重机金属结构主要受力构件应采用平炉或转炉的碳素钢和普通合金钢，但端梁一般采用Q235B 的钢材或者型材。.2 总体结构设计总体结构设计依据原始资料及查阅起重机课程设计手册现列出门架的结构简图及其主要尺寸如图 2-1，2-2 和表 1-1 .图 2-1 门架结构简图河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）5图 2-2 门架结构简图具体尺寸如表 1-1：表 1-1A15.2mA24.2mA311.16mA41mA58mA61.4mL110mB21.89mB311.32m.3 设计参数设计参数总体参数起重量：Q=32t 跨度：S=26m工作级别 A6 起升高度：11m起升速度：工作风压;q=250Pamin/m3 . 9起V大车参数大车运行速度：V=37.8m/min 大车轮距（基距）：B=8.5m悬臂全长：有效悬臂长度：mLL921mS61河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）6整机总重：(估)马鞍自重：106.8tAGtGm36. 3操纵室重：电器集中质量：kgGc566kgGdq750梯子等重：单支腿自重：kgGct124tGt66. 3小车参数小车自重：小车轨：P38tGxc3 .11小车轮距：b=2.7m 小车轨距：K=2.5m小车轨面到小车最高点的高度：1.6m2.22.2 部件截面形状的确定部件截面形状的确定双梁门式起重机承载能力强，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。根据主梁结构不同，又可分为箱形梁和桁架两种形式。但考虑到制造劳动量大，维修保养不方便等缺点，目前一般多采用箱形结构 。1.主梁截面1）如图 2-3 所示主梁截面的形状及尺寸 。由已知条件和经验值可知主梁截面的主要结构尺寸及重要参数如下 ：高度： 取腹板高度：1200Hmm12000hmm翼缘板厚度; 取主腹板厚度：，10mm81mm副腹板厚度：62mm河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）7 图 2-3 主梁截面图2）主梁尺寸计算主梁高度如下：mmhH122010212002001主梁宽度：mm)611488(1220)5 . 04 . 0(mmHb主腹板外侧间距：mmmmLb3003601018)601501()601501(3侧且，取 b=614mm,上下翼缘板各不相同，分别1220140733Hbmmmm为及.取悬臂部分的横断面完全等同于中间主梁的横断面，16 75010 650选择偏轨箱型形式，采用偏轨省去了中轨支撑轨道而设置横向加劲板，从而也省去了大量的焊缝，减少制造过程变形为了能在主腹板上设置轨道和压板须使上翼缘板的悬伸宽度加大因而增加了保证悬臂部分局部稳定性而设置的三角肋。3）截面惯性矩验算面积：2210 654 10 7348 12006 120030800Ammmm 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）8222614 1220749080.7490Ammmmm型心坐标：8 1200 206 1200 634278.38 12006 1200Xmmmmc 10 734 1210 10 654 1067110 734 10 654Ymmmmc惯性矩:94947.18 102.06 10ImmxImmy2.马鞍截面 如图 2-4 马鞍截面的形状及尺寸图 2-4 马鞍的截面形状面积：222(384 8 2640 8 2)163840.0164Ammmmm 质量：mHmgFmaqN2744128.93360惯性矩：342.43 10ImX444.5 10ImY3.支腿截面 如图 2-5、2-6 所示支腿截面的形状及尺寸支腿上端的截面在门架平面内的惯性矩：河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）9113231.6 0.010.61.6 0.0120.01 1.221212IX 40.0144m支腿下端的截面在门架平面内的惯性矩： ， 342.916 10Imx448.15 10yIm图 2-5 支腿上端的截面形状图 2-6 支腿下端的截面形状4. 端梁截面 如图 2-7 所示端梁截面的形状及尺寸河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）10由于端梁一般是偏于安全的,参阅起重机课程设计选取截面截面如图 2-7图 2-7 端梁截面形状5.下横梁截面 如图 2-8 所示下横梁截面的形状及尺寸 图 2-8 下横梁的截面形状下横梁面积:222(2 800 8600 8 2)224000.0224Ammmmm 型心坐标： ， 0XC0YC惯性矩： ， 342.916 10Imx448.15 10yIm河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）112.32.3 截面惯性矩验算截面惯性矩验算因主梁为关键性部件，在起重机使用过程中承载主要载荷，现对主梁的惯性矩进行初步验算小车集中载荷：13233332332109.841087193210666 2217438mQpptGQxppNNjjPNN主满载小车位于主梁跨中产生的垂直静挠度为： mmLYEIpLYX5 .3280048131 2mm310206a910206221NPEEEIY取查取，材料力学教程表材料的弹性模量，由主梁的抗弯刚度册度），见起重机设计手主梁的许用静位移（挠1.17mm 13333485 .321020648)1026(2133331YEpLIX9104当满载小车位于悬臂端极限位置产生的垂直挠度为： mmlYEIlLPlYX14.1735060003503)(23222.32 14.1710206310)266()106(2133333)(3323222YElLplIX10104mm主梁截面许用惯性矩: 满足要求 491017. 1mmI河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）12第三章第三章 主梁计算主梁计算3.13.1 载荷及内力计算载荷及内力计算.1 载荷计算载荷计算（1）固定载荷主梁自重载荷：m2843428 . 9121840NLmgFq小车轨道重量：38.86 9.8/381/FmgN mN mgg栏杆及导电架质量：100 9.8/980/FmgN mN mL主梁的均布载荷：(2843381 980)/4205/FFFFN mqgLqN m（2）移动载荷首先假定小车的重量中心与起升载荷的重量中心均集中在小车的中心。起升载荷：()(32000 1000) 9.83237300PmmgNNQQ小车自重载荷：11330 9.8111147Pm gNNGxx满载小车静轮压有前面已知：10871912PPNjj空载小车静轮压：01000 9.8 111147302394412m gPGxPPNNjj217438pN河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）13(3)动力效应系数起升冲击系数：1.11起升动载系数：43. 18 .371368. 02 . 1222minqV运行冲击系数：601.1 0.0581.1 0.05811.158460Vhy(4)惯性载荷按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力一根主梁上的小车惯性力：108719 2155312 72 7PPNNxg大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为：均布惯性力主梁：4205/421/2 710FqFN mN mH小车集中惯性力：217438108722 102 10PPNNH(5)风载荷作用于货物的风载荷：NAqCkFihW121552625011 . 17 . 11非工作状态风载荷：NAqCkFihW6 .4101726800116. 17 . 113作用于主梁上的风载荷:小车：111.7 1.1 1 25082700hiPCPkq ANN 主梁:NAqCKPn36465) 122625. 0226(25011 . 17 . 1112(6)扭转载荷偏轨箱型梁由和的偏心作用而产生移动扭矩如图 3-1 所示。偏轨pHP箱型梁弯心 A 在梁截面的形心轴上（不考虑翼缘外伸部分）弯心至主腹板中心的距离为：河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）14686212()(614)260122862212ebmm轨高：134hmmg11(1220 134)744122hHhmmmmg移动扭矩：217438 0.26565341TPeNmN mp:10872 0.7448088TP hNmNmHH（7）惯性载荷下横梁产生的惯性力，下横梁面的截面，由大车轮直径 D=900m 选定下横梁截面尺寸，下横梁面积:222(2 800 8600 8 2)224000.0224Ammmmm 形心坐标： 0XC0YC图 3-1 下横梁截面形状及尺寸下横梁面积:222(2 800 8600 8 2)224000.0224Ammmmm 形心坐标： 0XC0YC河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）15惯性矩： 342.916 10Imx448.15 10yIm则下横梁产生的自重载荷为：1.2 7850 0.024 9.8/FkAgN mXhL1973.8/N m下横梁产生的惯性力为：NNLFPXhLHXhL14.59210268 .1973102马鞍的截面（在门架平面内）产生的惯性力： 面积：222(384 8 2640 8 2)163840.0164Ammmmm 质量：1.2 7850 0.016384 9.8/1515/FkAgN mN mqma惯性矩：342.43 10ImX444.5 10ImY惯性力：15152.61.63182 102 10FLqmaPNNHma支腿上截面产生的惯性力：惯性矩：113231.6 0.010.61.6 0.0120.01 1.221212IX 40.0144m支腿下截面产生的惯性力：惯性矩：342.916 10Imx448.15 10yIm取支腿从下截面开始的 0.7H 处作为计算截面如图 3-2 所示。平均面积：16006001200800221.122Ammm平均实体面积：120080016006002 82 8022A 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）1622336000.0336mmmm图 3-2 下支腿 0.7H 处截面形状及尺寸惯性矩：IX3440.007247.24 10mmm1IIy3440.00393.9 10mmm支腿自重载荷为：1.2 7850 0.0336 9.8/3102/2FkAgN mN mq(8)偏斜侧向力一根主梁的重量： NNLFPqG108034)6226(2843一组大车运行机构的重量：1200 9.811760Pm gNNGjj司机室及设备的重量（按合力计）：2000 9.819600Pm gNNGss一根端梁的重量：2843 2.57108PF LNNdLq满载小车在主梁跨中时，左侧下横梁总静轮压 PR1如下 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）17112()22(1)22111(323730 111147)2 767612 3102 11 1515223(2 4.25) 1973.8 47108 19600 (1)40279022dPpPPPPPPpRQGGztmaXhLdLGLxsN 由，查得5 . 64260BL0.175侧向力：11402790 0.175352442211PPNNSR满载小车在主梁与支腿相接处NLdPPPPPPPPPSXGdLXhLmaZtGGQR7 .631918263119600710848 .197354215151131022767611111473237301222122侧向力：11869754 0.175761032222PPNNSR.2 内力计算内力计算（1）垂直平面内的应力计算主梁内力时，将门架当作平面静定结构分析,由主梁自重均布载荷引起的力有：支反力：NNLLFVVqBA5 .86202) 1426226(4205) 142(剪力：NNLFQQqRCLD5 .31537) 1426(4205) 14(NLFQQqLCRD5466522642052河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）18跨中弯矩：mNlLFMqL138765012. 1)4426(24205)4(2224222跨端弯矩：4205225.51.158422FqMMlN mCD :图 3-3 内力模型图考虑移动载荷引起的主梁内力，取小车轮压分别10871921jjpp计算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）191）小车位于跨中，受力如图 3-4 所示。图 3-4 小车受力图跨中的剪力为：119843)2625. 11 (217438158. 121)21 (21LKPFPmN跨中的内扭矩：111.1585653480884422TTTN mnPH:mN367777最大弯矩作用位置：24.75)26217438(2265 . 22610871910871922121LpPLkLPPXjjjjmN河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）20求得支反力为:NLKXLPLXLPVjjA5 .12411426)5 . 28(26108719221022108719)(21NVpPVAjjB9332355 .1241142108719)(21剪力为： ， NVQAD5 .124114NVQBC9332352）小车位于悬臂端，如图 3-5 所示。图 3-5 小车受力图支持反力 VA计算如下：NLklLPLlLPVjjA25.25716226)5 . 26(2610871926626108719)(21河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）21NLklPLlPVjjB5 .39724265 . 2610871926610871921剪力：NVQQBRDLC5 .39724NQLD75.21743725.2571625 .39724弯矩：NklplPMjjD5 .1235648)5 . 26(1666676108719)(21NLVMBL5 .5164182265 .3972422满载小车处于主梁的左端时，如图 3-6 所示。图 3-6 满载小车受力图 跨端剪力为：NNLKLPFPC3 .227582265 . 226217438158. 14跨端内扭矩：(1.158 565348088)41TTTN mnPH:=mN4 .132238当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力，如图 3-7 所示支反力：NLhPVVgXBA8 .6570261115531河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）22剪力：NVVQQBADC8 .657015531QHPNAAXg 图 3-7 主梁受力示意图 跨中弯矩：1115531 11.1686663222MPhN mLXg:支座处弯矩：15531 11.16173326MPhN mN mDXg:（2）水平面内的应力在主梁水平面内，如图 3-8 所示当大车制动时由于惯性力和风载荷引起的主梁内力（其中由主梁自重引起的惯性力和小车自重引起的FH已计算过）：PH河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）23图 3-8 主梁内力简图是将风载荷均布在主梁上2q2p（顺大车轨道方向的风载荷）NmNlLpq1 .428622616269222小车在跨中：1122()(561421) 5.5222MFqlDH 14583N m :mNPpplLqFMHWHL236792)1087215.6750843740(416426)421561(21)(414)(212212222小车在悬臂端：122124LMFqlpPPDHWH N5 .173734426)1087284153740(7)421561(2122112212422LMFqlPPPLHwH75.9534426)1087284153740(216426)421561(2122现分别将主梁在水平面和垂直面产生的弯矩列表如表 3-1，3-2。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）24表 3-1 主梁在水平面内的弯矩（N/m）小车的位置DML2M小车在跨中-14853236792小车在悬臂-173734.59534.75表 3-2 主梁在垂直平面内的弯矩（N/m）产生弯矩的外力主梁均布质量 q 下移动载荷 P 下小车的位置DML2MDML2M小车在跨中-7364813876500981162小车在悬臂1235648-516418.5-706674-353337产生弯矩的外力小车在制动下外力合成下小车的位置DML2MDML2M小车在跨中17332686663997681191386小心在悬臂17332686663-606996-1431133.23.2 主梁的强度主梁的强度.1 主梁弯曲应力验算主梁弯曲应力验算由表 3-1，3-2 可知，在水平和垂直平面内，小车位于跨中和悬臂支撑处时产生的弯矩最大，现分别验算跨中和悬臂支撑两个位置处主梁的弯曲应力。由公式求得跨中弯曲应力：河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）251122221.121.12SSMMMyMxLLLLzWWIIxyxy331191386 549 10128540278.3 101.12 ()10100.718 102.06 10 235124.7176.71.33sMPMPaan悬臂支撑处弯曲应力：C33606996 549 1075932 278 101.121.15810100.718 100.206 10SMMDDCWxWy 65.16176.7MPMPaa主腹板上边缘点至轨顶距离为：0hhyg134 10144mm主腹板边的局部压应力为：41.158 108719146.6(2 14450) 82508PjMPMPmaahy在水平面内，主梁还受偏斜运行时的水平侧向载荷作用，由侧向力对双梁产生的水平弯矩如下：0MFSP BDWS水平刚架计算模型为如图 3-8 所示。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）26图 3-8 水平刚架计算模型图2(25002 278)30571Kkxmmmm 113057152822bKmmmm11900030572972022aBKmmmm小车在跨中，刚架的计算系数为：12. 1102916. 026310206. 0297215282131101021LIIkrs小车在跨中，偏斜侧向力为:352441PNS超前力为：NLBPPSW8 .1219926935244011下横梁中点的轴力为：111762288112211NPNNdW下横梁中点的水平剪切力为：112.9723524412970223.057 1.1211aFPNdSk rs主梁跨中的水平弯矩为:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）27=111ddSsNFPMmN452642268811528. 11297097. 235244主梁轴力为：(352449750)25494111NPFNNSsd小车在跨端时侧向力：547202PNS超前力：NLBppsw2713526954720022下横梁中点的轴力：112731513568222NPNNdW下横梁中点的水平剪力：112.9725427015013223.057 1.34422aFPNNdSk rs主梁跨端的水平弯矩：(54270 2.972 15013 1.528)18423022MPaFbN mN mCSSd:主梁跨端的水平剪力：212713522wFPNPNCSwd垂直弯矩产生的应力为：131191386 549 10291.090197.18 10MyLMPaIx水平弯矩产生的应力：3128540 10278122.802102.06 10MxDMPaIy惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）28可忽略不计。因而有主梁上翼缘的静矩：113310 7505941040800000 11022SBymmmmy跨中剪切力：111.12 333334186667422FPNNP173554125897 408000025.11022 734470 80.718 10860F STp ynMPaIAx点 1 的折算应力：91.0922.8113.8900102MPMPaa2222223113.8946.6113.89 46.63 5.100MPmma 95.1176MPMPaa点 2 的应力:2331191386 671 10128540 10328.322()10100.718 100.206 10MySLMxDMPaIIxy 131176MPMPaa点 3 的应力：233181191386 671 10128540 310.3 10221.151.1510100.718 100.206 10MyLMxDIIxy 满足要求 151176MPMPaa.2 主梁支撑处的剪力主梁支撑处的剪力（1）根据上述计算，小车在悬臂端时，主梁支撑处剪力最大，主梁支撑河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）29处的垂直平面内剪应力由下列公式计算：()12Q SD xxIx小车在跨中：(37845 1011699629)129385LQQQQNNDDDD VVAB小车在悬臂端：( 231282170789629)249835QNND 所以剪应力：96249835 1357094 101033.710120.718 100.0080.006101MPMPxaa主梁承受扭矩产生的切应力为：1Tn373554 1016.322 734470 1820aTnMPMPxaA33.76.34012MPMPxxaa（2）翼缘板承受水平剪力计算小车位于悬臂端时支撑处承受的最大水平剪力：21PFqlPPPFCHHwHCS5614215.537408415 108722713555563NN 31.5 5556373554 1012.2110010 (750650)2 8 734470MPMPMPaaa 主梁翼缘板厚度取，采用自动焊接，不需计算。8hmmf.3 主梁疲劳强度主梁疲劳强度（1）桥架工作级别为 A6，应按载荷组合 计算主梁跨中的最大弯矩截面河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）30的疲劳强度由于水平惯性力产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性，只求截面的最大弯矩和最小弯矩。截面最大弯矩：mNM1191386max满载小车位于悬臂端时，弯矩最小：143113minMN m :空载小车的轮压为：11330 9.827787412PPNNjj则空载小车位于悬臂时，对跨中产生的弯矩为：mNkiplPMjjL903082)5 . 26(277876277872)(221 ()27787 4.5277874.52.51290308222P lPlkjjMN mN mL :123561 9030886663119916,minMN mN m:则取1191386minMN m :3.33.3 主梁的稳定性主梁的稳定性1）.整体稳定性主梁高宽比为：稳定120023614hb2）.局部稳定性翼缘板600060100b需设置一条纵向加劲肋，不再验算河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）31翼缘板最大外伸部分 稳定100110100b主腹板12000120 8014016010h需设置横向加劲肋（隔板） ，期间距现取为 1200mm。副腹板12000155 1601752408h除需设置横向加劲肋外，还需在腹板最大受压处设置一条纵向加劲肋，将腹板分为上下两个格区，纵向加劲肋设置在距腹板受压边为 240mm 处，如图 3-9 所示：图 3-9 纵向加劲肋简图1.验算跨中主腹板上区格 的稳定性，区格两边正应力为：91.0922.8113.8910102MPMPaa549240191.0922.869.620102549 101yhMPMPaay河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）32属于不均匀压缩板69.620.64 00.641113.891区格 的欧拉应力为：2100 818.6206.72401240MPbhmmya区格分别受，和作用时的临界压应力：1m16xkcry嵌固系数x=1.2,屈曲系数，12005,240ab361.10.64 1.1k则23512351226.315.3 11985.31sMPMPcrsaacr腹板边局部压应力为：46.6MPma压力分布长：2502134 1050338chmmg，按 a=3b 计算53ab所以，33383380.4733 240cab区格 属双边局部压缩板，板的屈曲系数为：0.710.71 0.470.8 20.821.7223 0.473Km，需修正，则1.2 1.7 206.7429.8xkMPMPmcrm maa235235 12105.3 429.8MPMPmcraa区格平均切应力为：河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）3317355412589727.4921200862 734470 800FTpnMPahA由，板的屈曲系数为：51ab445.345.345.5225KI1.2 5.5 206.71364xkMPMPcrIyaa，需修正。33 136423630.75176MPMPMPcraaSa而，23532351231.75.3 3131MPMPcraa133.78MPcra区格上边缘的复合应力为：2222223113.8946.6113.89 46.63 7.4995.111MPMPmmaa 区格的临界复合应力为：5.382,ab2223112132211()4411mmcrpmcrcrmcrcr 95.1151.92221 0.6410830.6410844.67.4942264226210133.MPMPaa151.91141.33crMPcran合格222311mmcr 主腹板外侧设置短加劲肋与上翼缘板顶紧以支撑小车轨间距，取河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）34。2401amm2.验算跨中副腹板上区格 的稳定性副腹板上区格 只受及的作用，区格两边正应力为：12132821291.07 17.3769.710102278.31xMPMPaax切240 1021694260 163282112(91.0722.8)69.72010210694 1637211yxMPMPaayx应力：1735531258972()7.4921200862 744470 800FTpnMPMPaahA区格 的区拉应力为：2100 618.6116.3240MPya属于不均匀压缩板69.720.63110.31120051240ab61.10.6 1.1K1.2 4.86 116.367816xkMPMPcryaa需修正0.751crs2352351219.615.3 678MPMPcraa，51445.345.345.5225kI1.2 5.5 116.3767.6xkMPMPcrIyaa河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）35需修正，则：33767.713300.75176MPMPMPcraasa，235323512275.3 1329MPMPcraa227131.23MPMPcraa复合应力为：22223110.33 7.491111MPMPaa ，区格 的临界复合应力为：522231221314411crcrcrcr100.881882210.63110.330.63110.37.44219.64219.6131.2MPMPaa合格188223111141.411.33crMPMPaan3.43.4 主梁刚度设计计算主梁刚度设计计算.1 主梁跨中一简支刚架静刚度计算主梁跨中一简支刚架静刚度计算小车作用在跨中时，2LY 1800017.2922.5800800LmmYmm跨中静刚度：主梁按静定结构简图计算静刚度时为最不利情况2334822PbYLLbLEIx河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）36232.7 1021743833280003 180002.7 10510248 2.06 100.718 10mm 2200019.9927.5800800LmmYmm.2 小车悬臂一简支刚架静刚度计算小车悬臂一简支刚架静刚度计算小车作用在悬臂极限时，计算简图如图 3-10 所示：图 3-10 小车悬臂极限位置静刚度计算简图mmIELLLmmYXIxQd3 .111010718. 01006. 2600)263 . 3(3 . 3)33.1132(600)()(123522 1800050360360Lmmmm其中，mmbLL3 . 3)227426(24是比实际值小，故算出的偏大，故在悬臂端的静刚度是很安全的xIYd.3 主梁水平静刚度计算主梁水平静刚度计算水平框架为多次超静定结构，利用结构力学的对称性，从而端梁中间截开取超静定框架一侧为基本系统，满载小车位于悬臂时，超静定门河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）37架水平静位移按图 3-11 模型计算：mmHmmEILHPLX12100012000100007.111010718. 01006. 212112662174381212109.4 悬臂的水平静刚度悬臂的水平静刚度由于产生挠度相互抵消现只考虑：HFHP图 3-11 超静定门架水平静位移示意图 mYmEILLLPYyH0057. 070041099. 010008 . 910718. 02060001600)263 . 3(3 . 310008 . 9108721600)(522.5 主梁动刚度主梁动刚度1.小车位于跨中位置时，主梁跨中垂直动刚度计算式为：119.815.7635221110000002gfvyyLy河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）38 15.76352.288217.2937.951 0.51fv其中，17.290ymm2000(12000 15002000)11500lHHmmmmrqr332 109.8 11.505668 1 1010188 10P LQ rn E Ar r r 22.4 1024mmm结构质量影响系数：151. 02429.1729.17330002113308 . 92)5 . 5226(420500021yymm2.位于悬臂端时，垂直动刚度由于，易得,不需计算17.290Yyd222ffHvvL3.水平静刚度门架和小车刚架的水平自振频率，按物品高位悬挂的满载小车计算：=110.15292fHmmhh0.159263659.5 101029800HZ1.341.52fHHZ:其中，为集中于门架或支腿刚架顶部的换算质量hm2120.3 423HSmmmmmmmmhqQxztsdmaHzt1420518 1132000 113300.3 4 2759 129.82 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）392210.1610004205 2.59.812752 1.64.22312 29800kg为单位水平力作用于门架或支腿刚架顶部产生的水平位移，对超静定门架有NmmEIkLH/105 .6591010718. 01006. 212) 114. 12(122612) 12(612101122综上可以看出水平动刚度并不能满足要求，但由于添加了加劲肋板、横隔板等，真实的惯性矩大于，符合要求，所以不再调1040.718 10mm整主梁尺寸。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）40第四章第四章 支腿平面内刚架的设计支腿平面内刚架的设计4.14.1 钢架的三次超静定结构钢架的三次超静定结构支腿平面内的结构是以支撑架为基础的三次超静定结构，由马鞍横梁横梁中间截面断开作为超静定的基本结构。因为结构载荷对称，截开截面又有弯矩和轴向力，为了求解超静定内力简单，将均布载荷，3Q，与集中力作用分开考虑，设均布载荷引起截面弯矩为，4P2Q6Q2P1Y轴向力为,由集中力引起的截面弯矩为,轴向力为，然后将内2Y2P3Y4Y力求和进行校核计算.结构受力分析简图如 4-1。图 4-1 结构受力分析简图mtFQmtABFQmtABFQXhLqmaq201.013.02.510008.989.11515662.14.110008.932.11312061236322河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）41 ttAFPtNPLLLPPPqmGGQx429. 010008 . 93 . 315153427676126)25. 02626)(111147323730(2)25. 0)(242马鞍在梁端产生的弯矩为220.13 5.23 10.2892.84883 3Q AMt mKN mX Q:2.845 33 3MMKN mX QX Q:5.25.22111.890.131.6115.832342426 3AAMBQt mKN mX Q:1.89 0.4290.8117.942 46 4MB Pt mt mKN mX P:221.662 1.892 22.9729.1226 2Q BMt mKN mX Q:15.837.9429.152.8666 36 46 2MMMMKN mKN mX QX QX PX QX:为在处产生的总弯矩6MX QX2Q3Q4P6X5.2 0.130.201 91 36 11.662 1.89 0.4294.7546.62 2422221AQQ LVQ BPttKNA220.201 106 119.96887 6Q LMKN mX Q:为在下横梁跨中产生的弯矩7 6MX Q6Q3422VPtA34 1.43832 65 2MP At mKN mX P:341.4 1.899002626 2MPABt mKN mX P:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）42(90034 9.8 1)103748 26 22MMVAKN mKN mX PX PA:10377 28 2MMKN mX PX P:4.24.2 马鞍横梁跨中截面内力计算马鞍横梁跨中截面内力计算 .1 刚性腿侧计算刚性腿侧计算钢架受到水平载荷及扭矩作用，且两侧作用载荷相3P4Q5Q6P5PnM等。计算简图如图 4-2 所示：图 4-2 计算简图5.2 0.131 30.01733232A QPtt342252 816PPtt9 0.2011 60.05763232L QPtt河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）430.4294/0.0186 /477 4.22PQt mt mA1.89 1.6622 2/0.040 /577 11.163B QQt mt mA2565345.763MTN mt mnP:.2 结构弯矩计算结构弯矩计算水平载荷作用下基本结构同前，由于结构对称，马鞍横梁断开只有剪力，为求解简单，将载荷分为三种情况作用在基本结构上一种是均布载荷，一种是集中载荷，第三种是弯矩作用，三种情况下内力分别假定为,然后求合内力，最后进行校核计算。5Y6Y7Y在均布载荷，扭矩作用下各截面弯矩计算：5PnM0.0167 4.20.553 24 3MP At mKN mX P:220.0186 3.34 20.99224 4Q AMt mKN mX Q:0.555 34 3MMKN mX PX P:0.995 44 4MMKN mX QX Q:0.0174.2 11.162.413236 3MPAAt mKN mX P:420.0186 614 23226 4AMQ AAt mKN mX Q :220.04 11.165 324.44226 5Q AMt mKN mX Q:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）442.41 7.71 24.4434.5666 36 46 5MMMMKN mKN mX QX PX QX QY:234.56 267.68931MX QYVKNKNAL34.567.68 130.724863MMVAKN mKN mX QX QAYY:07MX QY22 2 11.165 34.9648.7941P AVttKN mAL :05 5MX P2 11.16218.965 36 5MP At mKN mX P:218.9648.7 1194.648 56 54MMVAKN mKN mX PX PA:07 5MX P22 5.76312.56951MnVtKNAL5.76756.585MMtKNX Mnn56.586MMKNX Mnn07MX MnmNAVMMAnMXn3 .505 . 056.1258.56458河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）45第五章第五章 支承架设计及计算支承架设计及计算5.15.1 支撑架刚度计算支撑架刚度计算支撑架刚度的计算，是以支撑架小车轨道点垂直、水平位移为计算内容，主要考虑垂直移动载荷及水平惯性力（忽略风力）引起的位移。由于两种位移很少同时出现，因此不考虑位移叠加。1.在计算垂直移动载荷下，支撑架的小车轨顶处位移时，仅考虑满载小车位于悬臂极限位置时（由吊重及小车自重引起的垂直和水平位移）而其他垂直载荷不引起结构位移的变化，故不作考虑。满载小车位于悬臂极限位置时，支撑架处作用垂直压力为，计算7P引起的位移其计算简图如图 5-1 所示。7P图 5-1kNLLLmmQPa7 .27126242626) 113.1132(24)(07在作用下，支撑架超静定力的计算基本结构如前，在作用下，马鞍7P7P河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）46横梁中间截面内弯矩为，轴向力为。8Y9Y1）基本结构在单位力作用下，弯矩简图如图 5-2 所示 ：图 5-2 弯矩简图2）基本结构在作用下，弯矩简图如图 5-3 所示：7P图 5-3 弯矩简图3）在作用下，各截面弯矩值：7P27.7 9.8 1.4380.47 65 7MP AKN mKN mX P:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）47271.71.4 1.89893.97626 7MPABKN mKN mX P:271.776VPKNA893.9271.7 11029.848 76 76MMVAKN mKN mX PX PA:1029.87 78 7MMKN mX PX P:求解超静定力：8Y9Y135122211310117BAAADTEIIIIXXXX682.09533332.06 102 2.43 102.43 107.24 102 2.916 102223331322 33523232221110117BAA AAAAAADTEIIE IXXX22210.7 3 4.23 4.2 11.16 11.16384.2 11.1614.22.09533533 2.06 102.43 107.24 102 2.06 102.916 10 2213235232212110117BAAAAAADTEIIIXXX211.1624.211.1684.211.1614.20.175533322.06 102.43 107.24 102.916 10517 73221 75 76 711117A MX PDBMMT PX PX PE IE IXX河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）483318 1029.811.32380.4 893.911.69552 2.06 107.24 102 2.06 102.916 107777576117213253232312232361XPXPXPXXPTIEMAAAMAAMAABIED=11.323 4.22 11.16894 1.32 1 3 4.2 11.16380.4 384.2 11.161029.814452 2.06 102.916 101440.025 1440.1751 7222 71235.58220.0252.090.175112212DDDDT PTT PTYKN mKN mDDDTTT :144 0.025 11.69 0.1752 7111 71271.89220.025 02.090.175112212DDDDT PTT PTYKNKNDDDTTT图 5-4 弯矩简图在作用下，弯矩简图如图 5-4 所示：8Y9Y在超静定内力作用下，基本系统的截面内力分别为：9Y71.8 4.2236.99 25 9MY AKN mKN mX Y:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）4971.84.2 11.1610389236 9MYAAKN mKN mX Y:10388 9MKN mX Y:小车轨道顶点沿垂直水平方向加单位力，基本结构的弯矩简图，如图5-5、5-6 所示 ：图 5-5 沿 Y 轴方向图 5-6 沿 X 轴方向 11XKN1.461 6AX AKN m:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）50 1.8922 1BB XKN m:111VXKNX 1441AA VKN mX:11YKN1.02 1.630.63.796248 1MABAKN mKN mX X: 11.1633 1AA YKN m:11.16831MAKN mY:2 .位移计算1）. 垂直载荷下引起的小车轨道点水平位移826262613232322957596761171YBAMMBAMMBAIEBYYXPXYXPXXPX315438238 78 9617AAAMMYVX PX YAE IX 3321.41.89894 1038311.32 10522 2.06 107.24 101.402189380.4236.92 1.4 1.8935.513 33180.511.161030 103835.5217.75232.06 102.916 10 满足要求。 18902.6489.45200mmmmmm2）. 垂直载荷下引起的小车轨道点的垂直位移81335 . 15 . 13957596781171YMMMMIEBAYYXPXYXPXXPY153828 78 917AAMMYX PX YE IX河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）51333311.16 11.32 101029.8 10381.5380.4236.91.5 97.4753 2.06 107.24 101 10811160011.161030 103835.57.2955.8522002.06 102.916 10mmmmm5.25.2 支撑架的小车轨顶处位移支撑架的小车轨顶处位移由于风力作用下不引起支撑架位移的变化即不影响门机的正常工作，因此计算位移不予考虑，只考虑经常变化的惯性力的影响 。1.惯性力作用下，计算支撑架超静定力时，由于结构对称，载荷反对称，马鞍横梁截面内力只有剪力作用，为方便计算将载荷分为三种情况，一是均布载荷，二是集中力，三是，各内力值分别为。5PMn10Y12Y14Y（可以忽略不计）0.276 5.23 10.002732020Q APtt3421.1311.1253030PPttKN0.201 96 10.060.5963030Q LPttKN8.1MKN mn:0.42940.013 /41010 3.32PQt mA1.662 1.892 2/0.013 /52020 11.163Q BQt mt mA1）在均布力作用下基本结构的弯矩简图如图 5-7 所示。河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）52图 5-7 弯矩简图各截面弯矩值：0.027 4.2 9.80.873 24 3MP AKN mKN mX P:0.875 34 3MMKN mX PX P:0.995 44 4MMKN mX QX Q:0.0274.2 3236 3MPAAKN mKN mX P:4.220.013 6 9.811.165.394 23226 4AMQ AAKN mKN mX Q :0.0132259.8 11.167.93226 5QMAKN mX Q:3.85.3912.11 7.917.0966 36 46 5MMMMKN mKN mX QX PX QX QY:17.0961.9931MX QYVKNKNAL17.09 1.9 0.516.144863MMVAKN mKN mX QX QAYY:河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）5307MX QY内力的计算：10Y2223236421311 225211122441224111310117BAA BBABAAA ADTEIIIIXXXX332211.323 5.26 5.2 1.894 1.8933312 7.24 1024 2.66 104 2.43 10282 1.895.224 2.916 10 152.06 100.1153221 251214 34 481211107A AMMAABMX PX QX QYDT QEIIYXX3231214 34 412111BABMMX PX QEIX34233121216 36 46 512111BABMMABMX PX QX QEIX35.2 4.2.3 0.872 0.9985.22 1.8916.141532.916 1012 2.06 102.43 10 311.323 5.22 1.890.870.99157.24 1012 2.06 10 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）54 310.73 5.24 1.894.225.392 5.23 1.897.9157.24 1012 2.06 10 =0.3630.36313.16100.11511DT QYYKNKNDT2）在内力单独作用下，基本结构的弯矩简图如图 5-8 所示：5P各截面弯矩计算如下：22 11.12 11.165 327.6941P AVKNKNAL 05 5MX P07 5MX P11.12 11.16124.15 36 5MP AKN mKN mX P:124.1 27.6 1110.348 56 54MMVAKN mKN mX PX PA:内力计算：12Y34231251216 58 5121 51117BABMAABMX PX PDT PIIEXX 3311.323 5.24 1.891124.185.22 1.89110.312.5757.24 102.916 1012 2.06 10 2.571 522.35120.11511DT PYKNKNDT河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）55图 5-8 弯矩简图 3）单独作用下基本结构各截面的弯矩值:Mn22 8.11.8951MnVKNKNAL8.15MMKN mX Mnn:8.16MMKN mX Mnn:07MX Mn8.1 1.8 17.2485MMVAKN mKN mX MnAn:内力的计算：14Y25121312821211117AABMBABMX MnnDT MIIEnXX3311.325.2 1.8914.285.22 1.8912.306152 7.24 1012 2.916 102.06 10 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）560.260.2612.3140.11511DT MnYKNKNDT当=1KN 时，单位力作用下弯矩简图如图 5-9：1X图 5-9 弯矩简图取1,11AKN XKNY 1.461 6AX AKN m:1.8921 2BX BKN m:1.4 1.893.29628 1MABKN mKN mX X:当时，单位力作用下弯矩简图如图 5-10 所示
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