32-5t 40m A型双梁门式起重机设计及有限元分析 说明书.doc
32-5t 40mA型双梁门式起重机设计及有限元分析含3张CAD图
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A型双梁门式起重机设计及有限元分析含3张CAD图
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32/5t 40m A型双梁门式起重机设计及有限元分析 Design and finite element analysis of 32 / 5t 40m a double girder gantry crane摘 要起重机作为现在工业中不可缺失的一员，在物流领域中被广泛使用。港口码头、企业及物流园等各个生产场所都能见到门机的身影。物流行业高速发展的今天，我国的工业正处在飞速发展的阶段，它不仅在我们的工业经济体系中一直占有重要的位置，在我们的社会生产和人们日常生活等各个领域的广泛应用范围也在逐步得到扩大。它的整体结构设计被认为是起重机动力系统设计的一个重要组成环节，合理的整体结构设计对于改善整体结构的力学性能、提高自然资源综合利用率,具有重要的前瞻性和现实意义。与此同时，起重机的设计方式也由传统力学分析方法逐步朝着先进的使用电脑进行设计计算的方法改变1。本次设计主要是对双梁A型门式起重机进行三维建模和有限元分析。使用SolidWorks对它的各个零件进行建模，最后进行装配得到双梁门式起重机的三维立体模型，将模型进行简化后导入到有限元分析软件ANSYS里，对模型定义约束，在跨中和悬臂极限位置处分别加载，进行分析得到模型整体应力分布情况和主梁的变形程度。关键词：门式起重机；结构设计；ANSYSAbstract As an important equipment for carrying large goods, gantry crane is widely used in manufacturing plants, docks, enterprises and logistics parks in peoples daily life.At present, Chinas industry is in the stage of rapid development. It not only occupies an important position in our industrial economic system, but also has a wide range of applications in our social production and peoples daily life. Its overall structure design is considered to be an important part of the crane power system design.Reasonable overall structure design has important forward-looking and practical significance for improving the mechanical properties of the overall structure and improving the comprehensive utilization of natural resources. At the same time, the design method of crane is also from the traditional mechanical analysis method to the modern computer-aided design technology. Then use SolidWorks to establish the three-dimensional model of its various parts, define various constraints on it, and finally assemble to get the three-dimensional model of the double beam gantry crane. After simplifying the three-dimensional model, import it into the three-dimensional model analysis software ANSYS to carry out loading analysis, and get the overall stress distribution of the model and the deformation degree of the main beam.Key words：Gantry cranes; metal structure; ANSYS V目 录第一章 绪论11.1 起重机概述及结构简介11.2 国内外发展现状11.2.1国内发展现状11.2.2国外发展现状41.3 研究目的和意义71.3 设计任务书及基本参数8第二章 整体尺寸确定102.1材料选择及许用应力：102.2整体尺寸确定102.2.1主梁截面尺寸102.3主梁计算122.3.1主梁载荷及内力计算122.3.2主梁的内部载荷及应力的计算12第三章 主梁截面几何参数计算183.1.确认主梁截面183.2主梁迎风面积183.3求重心坐标183.4求主梁截面的惯性矩193.5截面的弹性模量193.6载荷组合及强度、稳定性验算193.6.1载荷组合193.6.2强度计算213.6.3稳定性计算233.7主梁框架的刚度计算263.8主梁静刚度计算263.9主梁动刚度计算27第四章 支腿计算294.1支腿截面尺寸294.2支腿截面几何参数计算294.3载荷及内力计算314.5支腿的稳定性计算38第五章 门形架（马鞍）计算455.1门形架截面尺寸及参数计算455.2载荷及内力计算465.3门形架强度计算49第六章 下横梁以及连接与校核的计算516.1下横梁截面尺寸及参数计算516.2主梁之间的法兰连接536.3刚度支腿与主梁联接处螺栓强度计算546.4 柔式支腿与主梁联接处螺栓强度计算556.5工作状态稳定性566.6自重稳定性安全系数验算57第七章 起重机模型的建立587.1SOLIDWORKS概述587.1.1应用软件SOLIDWORKS简介587.2模型创建607.2.1. 主梁三维建模607.3有限元分析的过程687.4 工况的确定及载荷分析717.4.1 强度校核结果717.4.2 刚度校核结果73总 结75参考文献76致 谢782第一章 绪论1.1 起重机概述及结构简介起重机是指一种能够与连续传送机械设备一同组成机械装卸系统的设备，它是一种通过间歇的、反复的、机械的工作过程循环来完成货物装卸或设备安装的辅助机械。工作的循环过程由：装载、提升、水平移动、下降、卸载，然后回到其空吊架的原始位置。由于需要在露天环境搬运重型货物，所以就把已有的桥式起重机改造成门式起重机。起重机的主要工作地点在工地、码头等。它主要被我们用于露天货场、堆放场、散装货物等工作起重机在现场的使用率高，适应性强，使用寿命长，所以在港口货场广泛使用2。本课题设计的起重机，因为它的结构是门形，主梁与支腿形成了字母A，所以也被称为双梁A型门式起重机。它的结构主要由两个主梁、两个刚式墩、两个柔式墩、鞍座、上梁和下梁等构成。双梁A型起重机一般为箱型结构，多为双悬臂桥。虽然还有一些起重机采用的是桁架结构，但桁架结构存在无法大量生产的缺点，且由于维护不方便，一般它被设计成箱式起重机3。1.2 国内外发展现状1.2.1国内发展现状 起重机的发明有着悠久的历史，是一位古罗马时期的设计师发明的用于抬起较为巨大的物体而发明的，也是起重机最早的原始形态。在十九世纪到当代，起重机的发展有着相当巨大的变化，也形成了不同的阶段。一共经历以下三个阶段，首先是蒸汽阶段于十九世纪初到十九世纪七十年代，其次时电力阶段于蒸汽阶段的一百年之后，最后是电力电子阶段也就是当下4。由于现代化技术得到了无与伦2比的提升，门式起重机的发展也逐渐向自动化与电力电子方向发展与创新，并且其形状和形态也发生了巨大的改变5。到目前为止，我国起重机已经发展了将近半个多世纪，一开始我国起重机行业相比较于世界各国几乎就是空白的，在设计方面主要靠着工程师们的直觉设计，之后开始学习西方先进的科学方法，起重机设计有了基础的理论知识作为依靠，但起重机核心重大技术仍然被国外牢牢掌控，我国只能进行一些小型轻量的起重机设计应用于基本生活，之后随之国家的发展和强大，我国起重机发展有了质的飞跃，越来越多的高级工程师、设计师参与起重机的研发与制造，我国掌握的起重机核心技术也越来越多，我国起重机行业也不再单单只靠经验摸索发展，而是依靠科学的方法接轨世界。近年来，随着我国重工业的发展，政府对起重机制造业也大力扶持，目前为止，国家质监局已经向一千多家起重机制造商发出来生产许可。在国内起重机市场中具有代表性的起重机制造厂家有徐州重工、三一重工、 中联重科和抚挖等公司，凭借着所制造的起重机种类齐全、质量过硬、价格合适且掌握自创核心技术等优势，这些公司占据了国内起重机的主要市场6。凭借着积极学习国外先进技术并吸引优秀人才，加大创新力度等积极措施，我国的起重机技术已经能够达到世界先进水平，自主制造的起重机获得了国内外一致的好评，在许多重量级的起重机械交流展览会上也取得了夺人眼球的成绩。某些方面甚至创下了新的世界纪录，其中，国内著名起重机制造厂家徐州重工，提出新的发展战略：千亿元、国际化、世界级，推出一系列富有特点，竞争力的起重机。其中例如 XCA5000 型 1600t 全地面起重机，这种新型起重机采用世界先进技术：双动力驱动及九轴分时驱动重载转场技术，即使在国际同领域中也可称为佼佼者。另外中联重科研发出一种全地面起重机起重重量可达到 2000 吨，并一举拿下多个世界记录7。除上述比较典型的公司外，国内的其他起重机制造厂商已都积极克服技术难题，加大技术创新的力度，努力研制拥有完整技术链的起重机产品，并向小型化，智能化发展，抢占国内小型起重机的市场。在各种因素的影响下，我国的起重机行业得到了长足的进步和发展， 但是与国外技术相比，但仍存在一定的差距，主要表现在以下几个方面：(1)制造工艺水平低 由于我国国内的加工制造业发展较晚，制造工艺还不成熟，工艺技术水平相比较于国外仍停留在一个较落后的时期，有一些高水平产品制造过程中没有可靠的技术和理论知识支撑，只能不断依靠实际操作的经验不断改进，但过程进度很缓慢且改进方向不稳定。对于一些精密仪器，需要依靠高精度的零部件才能做到，但国内缺乏高精度技术和该精度机器8。 (2)产品技术标准更新滞后 制定一个产品的技术标准的要求过高，往往需要数人甚至数代人的不断试验花费数年的更新速度来制定一个适合公司发展的技术标准，但国内相当数量的公司并没有掌握相关机械的技术标准，其关键技术标准的滞后和缺失就导致了部分公司不能更上国际设计发展的进程，阻碍了我国起重机相关产品的更新与发展9。 (3)核心部件技术水平欠缺 众所周知，想要制造出一台性能优秀的起重机，发动机就是不可缺少的一个重要环节。由于早期我们国家为了能够在起重机行业快速获得利益，绝大部分公司都选择从发达国家购买现成的发动机进行组装，忽略了自主发动机的研发与设计，导致我国发动机还很大程度下依靠外来公司，这就相当于命脉被别人握在手10。一旦对方停止供应，自己起重机制造行业便会陷入瘫痪。另外，由于我国对钢铁的基本材料的加工工艺仍然处于较低的水平，很多起重机的特殊部位的制造材料如异性钢材和起重机轨道型材等结构材料生产量很少，主要依靠进口来满足需求。但也仅仅是某些有实力的公司能承受高昂的代价，一些小公司只能寻求较为廉价的替代品，这就会导致整机结构的匹配程度不高，进而影响起重机的工作性能11。 (4)产品研发能力差 起重机研究制造属于重工业行业。早期由于发达国家对我国的技术，我国对于起重机 的研究资料很多都是来源于前苏联。本来起步就较晚，即使现在有一些资料还有很多是前 苏联时期留下来的。缺少研究资料导致起重机产品研发能力不足。同样，有一套完整的管理模式对于起重机市场的开拓也是非常重要的。目前国内只有一小部分公司有能力完成这样的管理12。 1.2.2国外发展现状 就当下世界起重机发展来看，由于国外起重机起步相当早，很多厂家都有能力制造大型起重机。在其中比较出名的有利勃海尔、德国格鲁夫、波坦，马克托瓦克和特克雷斯一德马格等，凭借其诸多优势，在世界起重机行业具有举足轻重的地位。其中起重机巨头利勃海尔公司积极鼓励创新，研发新技术。由其制造的一种 LTM 1160-5.2 机型起重机大胆放弃一般大吨位起重机需要使用两台发动机的理念，仅仅设置一台发动机，使起重机更加轻易维护和修理，也提高了起重机的负载能力13。同为起重机行业领先者的马克托瓦克公司乃至数十年的时间，拥有先进技术和大量资金的制造厂家可以通过分析市场的变化和技术在设计的 MC120型起重机中采用先进的变频技术，在实际起重过程中依旧能够实现平稳变速，解决了大型起重机起重过程中的变速停顿、延缓等问题。还有特克雷斯QuaymateM50 移动式港口起重机，首次采用外接电源的供电方式，在实际作业过程中也能 做到零污染排放的目标。这越来越符合现代人们对自然的追求。未来随着社会的进步、科学技术的发展和工业自动化水平的提高。起重机必将会更加贴合人们的生活需求14。起重机的发展也越来越呈现出以下几种发展趋势： (1)模块化、组合化 模块化是指在起重机上功能一样的零部件进行连接组成相连的单元，可以进行互换，使其功能广泛更便于门机的保养与维护在当下新概念的模块化设计中，相比于传统的设计模块化的色痕迹对于想要设计出能够满足使用者需求的门式起重机的新机型时我们只需要了解他们的需求并在他们的需求中挖掘出我们设计时需要的各种参数然后把设计参数替换成为任务参数即可15。这种只需要改变参数的设计方法对于设计者而言可以不仅使得设计值得依赖，而且还能大幅度可以提高设计效率对于机械的维护与改进也得到了巨大得提升。德国的一个公司就采用了在传统的设计上再结合模块化设计与系列化生产，这个据顶使得公司的设计费用降低到了 12%，制造陈本也降低接近一半，得到了巨大的收益。时任山西太原中北大学教授的王宗彦，由他设计研发出系统模块化变形设计从三个层次把门式起重机的产品模块零部件系列化，同时还把各个不同型号的不同类型的产品之间的结构与数据一起表现出来，它的成果被广州的一个制造起重机的公司拿走使用，这个成果非常明显的带动了了这个企业的研发新产品的能力16。在实际作业中，如果起重机因为故障问题而停止工作，在维修过程中，由于无法确定到底是哪一部位出现问题，常需要检修具有相同功能的模块，在很长一段时间内这个问题都困扰着起重机研发人员。未来随着工艺制造水平的提高，将基本功能相同的零部件制成标准化模块，就可以解决这个问题。而且当这项技术成熟之后还可以通过模块的拼接，快速制造不同规格的起重机。将会大大促进起重机大批量的研究脚步。值得令人兴奋的是，某些发达国家的公司已经开始这项研究，并取得了相当可观的数据。 (2)大型化和高速化 大型起重机相当一部分应用于造船业。随着社会的发展，需要搬运的货物会越来越重，物料搬运费也会随之增加，为了适应生产需要，起重机的大型化将越来越被人们看重。比如说全球最大的履带起重机的最大起重量的记录不断被突破，2019 年由中国徐工制造的XGC88000 已达到 4000 吨级的大关。这也只会是一项短暂的记录，未来势必会有更加强大的起重机出现。由于对大吨位船的需求的不断扩大门式起重机的跨度和起吊重量也逐渐向更大的方向发展德国的一个公司设计生产了起重量达580吨，跨度102米的特大型门机，瑞典生产制造出了的起重量1700吨的门机。这种超大的结构的出现对现在已经有的行业校核标准提出了更大的挑战，对于一般起重机刚度和稳定性的校核要求对超大型起重机已不再适用。所以，现在世界上很多的国家为了提高他们本地起重机产品质量，对于自己国家起重机的标准提出了更加严格的条件甚至出现了有的国家直接拿国家标准作为他们国家起重机的行业标准逐渐提高本国门机的国家标准，甚至个别国家把国际标准作为他们门机的行业标准17。 （3）轻型化和多样化 目前国内生产的起重机大都有尺寸偏大，结构笨重，不能适应复杂的环境变化的问题，就现如今国际其中自的发展趋势，起重机的轻型化已经成为必然的得趋势。许多国内大型 公司接轨世界也已经将轻型化，多样化作为未来研究的一个大方向。在这方面国外领先于国内，未来减轻起重机的质量，选用了铝合金材料。并应用新的切割焊接工艺使起重机更加轻型化。随着工厂无人化的慢慢出现，对于在工厂内进行生产搬运等一系列实现操作实现系动画提出了更高的要求，要求这一类特殊的起重机能够在无人看管的情况下能够与其他生产设备相互配合完成生产任务。所以这类起重机就需要实现能够自动地进行对检测进行信息、对信号进行处理、以及对它的远程监控和还有在输入一定程序后就可以让起重机自动控制进行一系列自动化的动作，从而把货物搬运到准确的位置。目前，新兴起的产业自动化物流成功应用了这项技术。美国一个的金属结构厂就把物料自动搬运系统引入到它的入库流水线就，然后流水线的工作效率就被大大地提高了。传统起重机中的控制系统已经从原先的机械控制时代逐渐发展到后来的电气控制时代再到现在又发展出了新的了微型控制装置与大型机械结合的电子数字化时代。再后来各种传感器、PLC控制器装置被开发出来又渐渐被用在了重型机械上，起重机这个行业已经不知不觉地走上了智能化数字化新时代道路上，在实现智能制造的这一条道路越走越远。由于对大吨位船的需求的不断扩大门式起重机的跨度和起吊重量也逐渐向更大的方向发展德国的一个公司设计生产了起重量达580吨，跨度102米的特大型门机，瑞典生产制造出了的起重量1700吨的门机18。这种超大的结构的出现对现在已经有的行业校核标准提出了更大的挑战，对于一般起重机刚度和稳定性的校核要求对超大型起重机已不再适用。所以，现在世界上很多的国家为了提高他们本地起重机产品质量，对于自己国家起重机的标准提出了更加严格的条件，甚至出现了有的国家直接拿国家标准作为他们国家起重机的行业标准逐渐提高本国门机的国家标准，甚至个别国家把国际标准作为他们门机的行业标准。我国门式起重机的市场潜能是非常大但是国内门机产品的设计水平相对落后，主要只能够向外出口机械框架，且框架大多太笨重，轻量化明显不足。近几十年来，对于桥式起重机的结构设计方法多参照国外19，往轻量化的方向上发展，成果显著，现在我国的桥机产品的质量相比较于从前有明显的下降，而门机一直坚持使用传统的设计方法且自动化方向上发展不足，落后于世界先进水平，无法与世界进行进一步的交流与发展。在零八年前后对我们国家起重机的规范的其中的计算进行进步的简化这对门机以后的发展有着重要的意义20。1.3 研究目的和意义通过对 A 型双梁门式起重机的设计与了解，可以很好地将在学校学到的机械专业的知识与 A 型门式起重机的研究相融合，不仅得到了系统全面地研究方法，而且还可以将所学的专业知识掌握的更加的牢固。在这段时间里我通过学习使用SolidWorks 软件，不仅很好地对 A 型双梁门式起重机建立了三维立体模型，进行了受力仿真分析，而且还很好的锻炼了我学习新知识的能力。我的毕业设计是基于 SolidWorks 对32/5t 40m A 双梁型门式起重机三维建模及仿真分析，用任务书给出的设计参数，设计出技术符合要求，并且能满足实际使用要求的门式起重机。运用 SolidWorks 软件对起重机进行建模，并且运用 ANSYS-Workbench 软件进行模拟仿真分析。根据模拟现实环境来设置仿真所需要的各个参数，使设计更加接近现实工作过程，然后还分析门式起重机在现实环境中工作的受力情况。通过在电脑上查阅了起重机相关设计手册和文献，进行了主梁、支腿、马鞍、下横梁等的计算，还通过视频教程了解 SolidWorks 软件、仿真分析 ANSYS-Workbench 软件的使用方法，主要包括：(1)材料的选择及许用应力；门架的载荷计算；(2)主梁的几何尺寸和特性；主梁的内力、强度、稳定性的计算；(3)支腿的几何尺寸和特性；支腿的内力、强度；稳定性的计算；(4)创建三维实体，绘制各零部件、装配、定义材料；(5)三维模型进行受载仿真，校核设计效果；本设计使用标准的设计规范对A型双梁门式起重机各机构进行了分析。首先利用网络， 查阅了大量关于门式起重机的中外文献、书籍，掌握了门式起重机的发展和使用现状，学习了门式起重机机械金属结构的设计方法。然后，在网络上学习并掌握了 SolidWorks 、 ANSYS-Workbench 、AutoCAD 软件的简单使用，掌握日常使用的绘图技巧和计算分析过程。1.3 设计任务书及基本参数起重量：Q=32/5t跨度：S=41m起升高度：H=12m工作级别：A6 起升速度：V起=7.79m/min起升载荷动力系数：1.2运行冲击系数：1.1大车制动桥架水平冲击系数：1工作场合：室外主梁轨道型式：偏轨工作风压: p=251N/m2非工作风压: p=911 N/m2小车自重：Gxc=11.331t小车轮距：b=2711mm小车轨距：K=2511mm小车轮数：n=4（2轮驱动）小车车轮直径DXC=511mm 小车沿大车轨道方向迎风面积：9m2小车沿支腿平面迎风面积：6m2小车轨道型号：P39小车轨面到小车最高点的高度：1611mm小车主吊钩上限至小车轨面高度：1671mm小车副吊钩上限至小车轨面高度：925mm第二章 整体尺寸确定2.1材料选择及许用应力：根据资料显示一般主梁结构主要采用制造成本较低容易制造的偏轨箱形梁，一般选择Q235作为主梁和端梁的材料，一般会选择螺栓将主梁与端梁连接在一起。材料许用应力及性质： 取 (2-1) 取 (2-2) 取 (2-3)2.2整体尺寸确定2.2.1主梁截面尺寸1.主梁截面高度h =(1/151/21) (2-4) =(1/151/21)41 =22.67m , 取为h=2.4m=2411mm。2.主梁翼缘板宽度b=(1/21/3)h (2-5) =(1/21/3)2411 =9111211mm 选取B = 1111mm。偏见铁路箱形梁,为了把追踪和跟踪的主要网络上压板,法兰板外伸的主web应该更大,通常作为B = B +(71 - 121)毫米,所以低凸缘板的长度是1111毫米,上部法兰板是1191毫米。3.对照同系列相同型号的起重机，取它的主梁主腹板厚度，辅腹板厚度 上下翼缘板厚度。 4.主梁截面如图所示：图2-1主梁截面图大车基距B =(1/41/6)S (2-6) =(1/41/6)41 =6.6711m取大车基距B=9m。大车轮距K=(1/41/6)S1 (2-7) =(1/41/6)61 =11.1715.25m式中S1主梁全长，S1= S +L1刚+L1柔 =41+11+11=61m;取大车轮距K=12m。2.3主梁计算2.3.1主梁载荷及内力计算1、移动载荷及内力计算(1)作用在一根主梁上的移动载荷为静载荷（固定载荷）P=1/2（Q+Gxc） (2-8) =1/2(32+11.331)=21.665t 小车满载下降制动时载荷P计计算 (2-9) =1/2（1.232+1.111.331） =24.965t式中4 是跟运行轨道接头时小车的运行冲击系数，取1(2)小车移动至主梁效悬臂L1处悬臂根部弯矩M悬M悬= P计L1 (2-10)=24.9659=199.921t*m=1999.2KNm剪力Q悬= P计=24.965t=249.651KN（3）小车位于跨中时，主梁跨中弯矩M中为 (2-11) =1/4249.6541=2496.511KN.m剪力Q中=2.3.2主梁的内部载荷及应力的计算 单根主梁的重量 (2-12)估算主梁与支腿的总重量G1=1.5 =1.5=76.525= Gq +G支 (2-13) 式中G支 =1.21.4 q计L支一根主梁的分布载荷q和q计计算，如下由于4=1.1故 q=q计 =G静/(L+L1刚+L1柔)(2-14)=91/41+11+11)=1.3115t/m=13.115KN/m从而得出Gq =72.271t，G支 =4.254t。(1)柔性支腿一侧的静载弯矩M柔和剪力Q柔计算 M柔 =1/2q计L1柔2 (2-15) =1/2（13.115112）=793.459KNm Q柔= q计L1柔=13.11511=144.265KN（2）刚性支腿一侧静载弯矩M刚和剪力Q刚的计算 M刚=1/2（q计L1刚2） (2-16) =1/213.115112=655.751 KNm Q刚= q计L1刚 =13.11511=131.151KN （3）跨中的静载弯矩M自中计算 M自中=1/9 q计S2+1/2(M自柔+M自刚) (2-17)=1/913.115412+1/2(793.459 655.751)=1997.396 KNm3 、风载及内力计算（1）当风向与大车轨道方向平行时，作用在小车上的均布风力计算 Pwxc=CpA xc(2-18) = 1.22519=1.24t=2.4KN 所以P小风=1/22.4=1.2t(一根主梁上的均布风力)。 （2）主梁的均布风载荷P主风计算q主风= P w主前/(S+L1柔+L1刚)= CpA 主前/(S+L1柔+L1刚) (2-19) =1.2251146.4/61 =1.215 KN/mC 风力系数C=2.125；A主前=hS1=2.461=146.4m2 即为起重机的迎风面积。4、小车分别在走到刚性和柔性支腿那一侧有效悬臂处的主梁受风力作用产生水平弯矩M风柔和M风刚和剪力Q风柔以及Q风刚计算M风柔=1/2 q主风(L1柔)2 P小风L1 (2-20)=1/21.2151121.29=93.119 KNmM风刚=1/2 q主风(L1刚)2 P小风L1 (2-21)=1/21.2151121.29=71.351 KNmQ风柔= q主风L1柔 + P小风 (2-22)=1.21511+1.2=14.565KNQ风刚= q主风L1刚 + P小风=1.21511+1.2=13.351KN (2-23)5、小车位于跨中主梁水平弯矩M水平计算M水平=1/4 P小风S+1/9 q主风 S21/4 q主风(L1柔2+L1刚2) (2-24)=1/41.241+1/91.2154121/41.215(112+112) =197.971 KNm6、大车紧急制动时产生的惯性力F大惯及产生的内力计算 （1）作用在一根主梁上的小车自重和货物重量的惯性力P小大惯计算 起重机运行起制动时引起的桥架水平惯性力 P小大惯 =5m2a/2 (2-25) =1.1(113.311+321)1.122/2 =4.766KN式中， 5 大车制动时与门架水平冲击时的系数，值为1； m2 小车自重及吊物自重之和，； a 大车起制动时加速度。 （2）单根主梁均布载荷惯性力q主大惯计算 q主大惯 =q计a (2-26) =13.1151.1221 =1.29953KN/m7、小车位于刚性支腿和柔性支腿侧有效悬臂位置，大车紧急制动，主梁水平弯矩M柔大惯和M刚大惯以及悬臂根部剪力Q柔大惯和Q刚大惯计算M柔大惯=1/2 q主大惯L1柔2+p小大惯L1 (2-27)=1/21.29953112+4.7669=55.594KNmM刚大惯 =1/21.29953112+4.7669= 52.555KNm Q柔大惯 = q主大惯 L1柔+ p小大惯 (2-28)=1.2995311+4.766=7.94 1KNQ刚大惯=1.2995311+4.766=7.652KN8、小车位于跨中大车制动主梁水平弯矩M中大惯计算M中大惯=1/4 p小大惯S+1/9 q主大惯S2-1/4 q主大惯(L1柔2+L1刚2) (2-29)=1/44.76641+1/91.29953412-1/41.29953 (112+112) =99.429 KNmQ中大惯= q主大惯 S+ p小大惯 (2-30)=1.2995341+4.766=11.537KN9 、主梁外扭矩计算图2-2主梁外扭矩图由于选用的时偏轨箱型梁所以会产生弯心e，主梁外扭矩MKPMKP =P计ex (2-31)=249.651.49795=121.314 KNm式中ex 弯心至主腹板中心的距离;e1对于弯心中心位置的计算. = (2-32) = =497.95mm=1.49795m式中e1 = =512.41mm第三章 主梁截面几何参数计算3.1.确认主梁截面 如图1所示，选择了箱式结构。使用偏离轨道省略右侧轨道的支撑轨道，设置横向刚度板，省略大量焊接，减少变形。为了将卡车和冲压板设置在主网上，需要加大上部凸缘板的伸出幅度，因此为了确保悬臂梁部分的局部稳定性，三角形的刚度变高。上图3-1 主梁截面图3.2主梁迎风面积A=（1191+1111）11+2391（11+9）=63641mm23.3求重心坐标y1=1215.1mmx1= =541.9mm3.4求主梁截面的惯性矩图3-2主梁惯性矩分析图Ix=1/121191113+1/121111113+1/121.92163+1191111179.9793+1111111211.1222+19239115.1222 =49911641.3113mm4 =4.9911111mm4Iy=1/122391113+1/12239193+1/121111113+1/121111913+239111431.1333+23919515.9672+1191111.9672=9491779.664113mm4 =9.4911111mm43.5截面的弹性模量 Wx上= = 4.212114 cm3 Wx下= = 4.119114 cm3 Wy右= = 1.752114 cm3 Wy左= = 2.172114 cm3 3.6载荷组合及强度、稳定性验算3.6.1载荷组合 在不考虑起重机可能会受到特殊载荷时，工作风压为251Pa。(1)小车满载位于刚支腿那侧的效悬臂处，悬臂根部由于垂直载荷产生的弯矩M刚总重、Q刚总重及水平载荷产生的弯矩M刚总水平、Q刚总水平分别为 (3-1) =1999.2+655.75=2644.95 KNmM刚总水平=M水刚+M刚大惯 (3-2)=71.35+52.555=122.915 KNmQ刚总垂=Q悬+Q自刚 (3-3)=249.65+131.15=379.91KNQ刚总水=Q水刚+Q刚大惯=13.35+7.652=21. 122 KN（2）小车满载位于柔式支腿侧有效悬臂，悬臂根部由于垂直载荷产生的弯矩M柔总垂、Q柔总垂及水平载荷产生的弯矩M柔总水和Q柔总水计算。M柔总垂=M悬+M自柔 (3-4)=1999.2+793.459=2793.659 KNmM柔总水=M水柔+M柔大惯 (3-5)=93.119+55.594=139.692 KNmQ柔总垂=Q悬+Q自柔 (3-6)=249.65+144.265=392.965 KN（3）小车满载位于跨中处，跨中截面由于垂直载荷产生的弯矩M中总重和水平载荷产生的弯矩M中总水计算：M中总重=M中+M自中 (3-7)=2496.5+1999.396=4394.996 KNmM中总水=M水中+M中大惯 (3-8)=516.299+99.429=615.726 KNmQ中总重=Q中=124.325 KNQ中总水=Q水中+Q中大惯 (3-9)=1.2+4.766=5.966 KN上述三种载荷中,以小车满载下降制动位于跨中，同时大车紧急制动，风向平行于轨道方向时，M中总垂、M中总水和Q中总垂、Q中总水的计算值最大，故下面强度和稳定性仅按跨梁中工况进行计算.3.6.2强度计算（1）由于截面弹性模数的计算值较小，因此最大正应力在柔式腿侧根部主梁截面右下角下右= (3-10)= =141.34MPa(2)由于箱部的束缚扭法线应力的比例小于15%，所以被简化了。在计算中，将涡轮机箱盖的弯曲法线应力乘以1.15的系数，考虑被束缚的扭转法线应力的影响。考虑约束扭力的全弯曲法线应力总下右=1.15下右 =1.15141.34=162.54MPa=175 MPa（3）由于跨中截面右下角点弯曲正应力最大，则剪切力t中总垂和t中总水也应计算在右下交点，计算如下= (3-11) = =11.345MPa式中Sz 以剪力零点为起点至计算点的截面对x轴的静矩，SZ =h/2(b-e1)2 (3-12)=2391/2(947-512.4) 9=4154776mm3由于Q柔总水值较小t柔总水不再计算。（4）闭口截面自由扭转时，在截面产生的最大剪应力计算 tk= (3-13) = =3.351MPa式中：A1箱型截面周边中线所围成的面积,A1=b1h1=9472391=4526661mm2 ;min 截面最小壁厚，min=9mm.（5）副腹板右下角点剪应力叠加t总计算t总=t中总垂+tk (3-14)=11.345+3.351=13.695MPa（6）折算应力折计算折= (3-15) =116.92mp51，故需加一条纵向加劲肋，加劲后的区格宽度C51=511mm，取C=511mm。下盖板临界应力KP= 11111112/(b/2) =1111111112/(937/2) =213.45MPan下=1.3131.3(满足要求)(2)主腹板稳定性验算最大轮压的计算表明,当电车的满载位于有效悬臂的灵活的腿,电车的刹车和风向平行的轨道方向电车,有轨电车制动将导致重量和负载惯性力和行动。小车上的风荷载增加了小车的车轮压力(一根主梁的两个车轮)，最大车轮压力Pmax为车轮压力Pmax轮=p计/2+R/2 （3-16）= p计/2+（p货+p小+-p小风）h小/2b=249.65/2+（6.96+2.429+9.914）1611/(22511)=131.119KN式中大车制动时货物摆动水平力p货= Qa/g=32114 / 9.91.211=6.96KN；小车自重惯性力p小= G小a/g=11.334114 / 9.91.211=2.429KN；小车风载物品风载水平分力之和A小车-小车迎风面积9m2，A物- 物品迎风面积，根据起重量估算，查属结构表3-11取为19m2 。由表3-11取C=1.2，Kn由表3-14取为1.13；h小-小车面积形心和重心高度，h小=1611mm。由于主腹板，因此，除了需要在主梁内部添加横向加劲板，同时还要在在受压区设置一条纵向加劲肋，纵向加劲肋至腹板受压边为=（1/41/5）2391=476595mm取为511mm ，且上下对称布置。主腹板加劲示意图如下： 图3-3主腹板加劲示意图主梁跨端区h1 (3-17)由于取h为511mm故满足条件。为了方便制造和使用安全，我们需要把添加在内部的横向加劲板等间距布置，且间距a=11.5h=24113611mm且a2111mm，故取 a=2111mm，设置一些小隔板，间距取511mm。（3）腹板纵向加劲肋计算由于a/h1=2111/2391=1.941.95，故纵向劲所需惯性矩I纵1.5h13=1.52391113=357cm4采用的角钢11111112,其截面面积A=19.261cm2I纵= Ay2+ Ix =19.2612.912 +219.91=372.114357cm4（满足要求）。图3-4腹板纵向加劲肋图（4）翼缘板纵向加劲肋尺寸同理，翼缘板加劲肋所需惯性矩I纵取91919，则I纵= Ay2+ Ix =12.3132.272+73.49=136.996cm4121.274 cm4 同样满足要求。（5）横向加劲板尺寸外伸板宽度bs厚度s取为1.2bs=144mm,则外伸宽度定为161mm，厚度9mm.I纵= Ay2+ Ix =1/12111613 +1619952=1197.967cm4I纵3h13=32391113=714cm4,也满足条件。3.7主梁框架的刚度计算主梁横向加劲板构成的框架应具有一定的刚度，以保证箱型梁受扭后截面周边形状改变极小，即通常的刚度计算假定如图9所示.图3-5箱型梁受扭后截面图式中 H1 、B1为横向框架（隔板）形心线间的距离，H1 =2121mm B1=779mm；I1、I2、I3、I4分别为框架（大隔板）的惯性矩，其值I横=1241.25cm4 。3.8主梁静刚度计算由于采用一刚一柔支腿，故静挠度按静定门架简图计算1.小车位于有效悬臂9m处最大经挠度f端计算f端=PL1(S+L1)/（3EI） = (3-18)=21.411mm= L1/351=9111/351=22.957mm,故悬臂刚度足够。式中：为主梁有效悬臂端的许用挠度根据起重机设计规范，一般取L1悬臂有效长度S跨度2.小车位于跨中处最大挠度f中计算f中=PL3/(48EI) =26.542mm f中= 满足。3.9主梁动刚度计算 1、主梁垂直动刚度f1和水平动刚度f2f1= =2.927f1=2Hz,满足条件，能保证司机操作的舒适性。=；m1结构在物品悬挂处的换算质量（含小车）；m2额定起升质量。f2= f2 =11.2Hz，故主梁水平动刚度同样满足。式中 M空载小车、门架上部结构、及1/3全部支腿质量之和，为19.366t。门架上部结构在单位水平力下的纵向位移N/mm，其计算公式为：式中，-k=；S、h分别为龙门起重机跨度及主梁中心线至大车轨面的高度；I全部主梁结构的惯性矩；I1刚度支腿折算惯性矩。第四章 支腿计算由于门机跨度S=41m35m,故采用一刚一柔支腿，在计算门架平面内力时，采用静定简图计算支腿平面内力时，采用超静定简图。4.1支腿截面尺寸图4-1刚性支腿截面尺寸图4.2支腿截面几何参数计算 AI-I=241192+179492=6.6944114mm2 IxI-I=1/121794392+9241199622=3.9411111mm4 WxI-I=3.9411111/911=4.267117mm3 IyI-I=1/129241132+91794117622=4.9691111mm4 WyI-I=4.9691111/1211=4.159117mm3 AII-II=27219+97942=2.4164114mm2 IxII-II=2/1279493+721939622=1.917119mm4WxII-II=1.917119/411=4.5175116mm3IyII-II=1/12972132+794934122=1.949119 mm4WyII-II=1.949119/361=5.411116 mm3AI-I= 911112+917942=44544mm2IxI-I=1/1291794 3+9111199622=2.1421111 mm 4WxI-I=2.1421111 /911=2.269117 mm 3IyI-I=1/12911113+917944762=7.911119 mm 4WyI-I=7.911119/511=1.561117mm 3AII-II=99112+97492=25344mm2IXii-II=1/1297493+299113962=2.651119mm4WXII-II=2.651119/411=6.62116mm3IYII-II=1/1299113+974937622=2.456119mm4WYII-II=2.456119/411=6.141116mm34.3载荷及内力计算1、主梁自重对刚柔腿的作用支腿反力R自刚= (4-1) = =391.117KNR自柔= 2、计算载荷对刚、柔支腿的作用小车载重位于刚度支腿侧有效悬臂L1处支腿反力R计刚和R计柔计算=299.39KN（压） R计柔=(P计L1）/L=49.73KN（拉）小车载重位于柔式支腿侧有效悬臂处支腿反力R计刚R计柔的计算R计刚= P计L1/L = 249.659/41 =49.73KN（拉）R计柔= P计（L1+L）/L =299.39KN（压）3、马鞍和支腿自重对刚、柔支腿的作用（1）门形架和刚度支腿自重对刚度腿的作用如图，则刚度腿的反力 =3.2/2+4.254 =5.954t(2)门形架和柔式支腿自重对柔式腿的作用，引起的柔式腿的反力 (4-2)= 3.2/2+3= 4.6t4、大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用（1）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚度支腿的作用下图中，为简化计算将主梁全长对称于支腿计算。由于主梁、小车、门架以及支腿自身受到的风载荷及惯性力皆会对支腿自身产生力的作用，故将这四部分的风载受力、惯性力大小进行列表计算，风载列表如表1所示，惯性力图列表2所示。表1主要结构件所受风载名称面积m2形心高度h工作风载KN非工作风载KN力矩KNmP1前P1后前后P1hh主梁146.612.1674.117.412266.9126.691991.973571.661刚腿14.11 6.99442.114.211134.4113.442323.171134.141柔腿9.916.21126.412.64194.4919.449191.14576.154门架3.1215.1369.1941.91929.1692.917151.23493.965小车914.4111.211-3.941-17.29155.296表2主要结构件所受惯性力名 称重 量 G(t)重心相对大车轨高度h（m）惯性力P（t）力矩Ph（tm）2G静总291 11.934 21.76221.1212G刚腿24.254 9.47221.19421.7962G柔腿23 7.72421.16621.5112G门23.2 14.99121.171421.149 则P梁前=74.115+1.7611=91.715KN H梁前=12.123m P梁后=7.412+1.7611=25.112KN H梁后=12.119mP门后=9.194+1.17411=9.799KN H门后=15.119mP门后=1.919+1.17411=1.612KN H门后=15.124mP刚腿前=42.116+1.19411=42.946KN H刚腿前=7.111mP刚腿后=4.211+1.19411=5.141KN H刚腿后=7.127mP小车前=6.441KN=P小车后 H小车前=14.411m =H小车后 刚腿垂直反力H刚= =97.542KNR=+=234.176KN（3）大车行走方向风载及惯性力对柔式支腿的作用，同理为简化计算，将梁全长对称于支腿计算P柔腿前=26.4+1.16611=27.161KN H柔腿前=6.237mP柔腿后=2.64+1.16611=3.31KN H柔腿后=6.515m柔腿垂直反力H柔= (4-3) = =97.542KNR= =+=217.142KN带马鞍的箱型双门龙门起重机支腿，通常认为支腿和下横梁的链接为理想铰接，故取为一次超静定计算简图，求得水平静不定力X后，按平面静定刚架分析内力。由于垂直载荷N计和主梁自重载荷N自的作用，在支腿下端作用的水平静不定里X刚和X柔的计算如下=+=497.959KN其中V刚=N计刚+N自刚=299.39+391.117=699.397KN；=1.929m;门架截面惯性矩=2（+117594652）=4.316119mm4 ，门架截面如图4-2所示;图4-2门架截面图刚度支腿换算惯性矩，对于截面沿两个方向变化的支腿按下式确定换算矩=1+(1) 2 (4-4) =1.9171191+(1) 2 =2.1111111 mm4 式中I2/I1=4.316119 /(2.1111111) =1.216； =21.3，取为1.67=2/3，即刚度支腿距下部小端位置2/3处，2/3=5.994m。c=(b2.5)/2=1.322m。由于X刚与X柔的计算公式，仅I与V柔不同，所以计算只需将V 柔、I2/I1 =1.215带入即可。X柔=+=314.574KN其中，V柔=N计柔+N自柔=49.73+411.119=459.739KN；柔式支腿换算惯性矩=1+(-1) 2 = 2.6511191+(-1) 2 =1.2651111mm4 =7.71，仍为1.67=2/3。下图简图4-3中将主梁看作刚体，图4-3主梁简图小车制动力的计算：T制= P制=PQ+P小=31.95KNR制= P制11.696/S =31.9511.696/41 =9.276KN5、载荷组合（支腿平面内）（1）刚度支腿截面I-I和II-II轴向力NI-I和NII-II的计算: NI-I=R刚+(N刚G刚腿)+ V刚 =234.176+（59.5442.54）+699.397 =939.563 NII-II=R刚+N刚+ V刚=234.176+59.54+699.397=991.113KN（2）柔式支腿截面I- I和II-II轴向压力NI-I和NII-II的计算NI-I= R柔+(N柔-G柔腿) +V柔 =217.142+1.611+459.739=692.79KN NII-II= N柔+R柔+ V柔=46+ 217.142+ 459.739=722.79KN（3）刚度支腿截面I-I（B点）和II-II（G点）弯矩MB 及MG的计算MB= =-3946.999KNmMG=H刚（h3h2+h4）+X刚h4= 97.542（11.7169.416+1.4）+497.9591.4=365.115 KNm（4）柔式腿截面I-I和II-II弯矩M的计算MB= =2495.135 KNmMG=H柔（h3-h2+h4）+X柔h4= 95.711（11.7169.416+1.4）+314.5741.4=271.521 KNm（5）在门架平面内刚度腿截面I-I（B点）和II-II（G点）弯矩MB 、 MG 计算 MB =T制/211.716= 31.95/211.716=165.931 KNmMG =T制/21.7=26.319 KNm4.4刚度腿截面I-I和II-II柔式腿截面I-I和II-II的强度I-I 、II-II和I-I 、II-II的强度计算1、刚度腿截面I-I强度计算I-I= NI-I/AI-I+N 制/2/ NI-I+ MI-I/WXI-I+ MI-I门/ WXI-I门 =119.123 Mpa=175Mpa2、刚度腿截面II-II强度计算 II-II= NII-II /AII-II+N 制/2/ NII-II+ MII-II/WXII-II+ MII-II门/ WII-II门= =127.565 Mpa=175Mpa3、柔式腿截面I-I强度计算I -I = NI -I /AI I + M I -I /WXI -I= =125.179 Mpa I纵=7.55114 mm4 ,满足要求。柔式支腿腹板加劲肋，采用矩形加劲肋，尺寸同刚支腿。翼缘板加劲肋所需惯性矩I纵 = = 1.19115 mm4故采用31314，其计算惯性矩I纵= Ay2+ Ix =2.276(3-1.99)2 +1.94=11.97cm4 I纵=11.9114 mm4,满足要求。（4）横向加劲板的布置图4-7 横向加劲板的布置图为增加支腿的抗扭刚度，必须设横向加劲板。横向加劲板的间距通常取为（2.53）b1（或c1）=16612111mm，如图所示，取其间距为1611mm。横向加劲板外伸宽度bsb/31+41=911/31+41=66.67mm.厚度s取为6mm。 第五章 门形架（马鞍）计算5.1门形架截面尺寸及参数计算图5-1门架尺寸图5-2 门架横截面尺寸A门=2（111111+11739）=34761mm2 ;门 =2 I门/h=3.3491111 /476=7.134117 mm3 ;I门=1/1221111113+724114762 =3.3491111 mm4 .5.2载荷及内力计算支腿平面内，门形架CD轴向力NCD及C点危险截面弯矩MC计算1、刚度支腿平面内工作风载和大车制动惯性力作用与门形架CD轴向力NCD计算NCD=H刚+X刚P总后 (5-1)=97.542+497.95939.215=557.295KNH总后= (5-2) = =11.992mP总后=P门后+P小车后+P梁后+P刚腿后=1.612+6.441+25.112+5.141=39.215KN；同理H总前= (5-3) = =11.959mP总前=P门前+P小车前+P梁前+P刚腿前=42.946+91.715+6.441+9.799=151.999KNH刚=94.547KN2、刚度支腿平面内工作风载和大车制动惯性力作用下门形架C点弯矩计算MC=H刚h1+X刚（h5+h2）+G刚腿l2(V刚+N刚+R刚)l1V刚l3P总后（hH总后） (5-4)= 94.54716.377+497.959（9.416+5.661）+42.541.254991.1132.777699.3971.49339.215（16.37711.992）=5991.996KNm 3、柔式支腿平面内工作风载荷大车制动惯性力作用下门形架CD轴向力N CD计算4、柔式支腿平面内的工作风载荷大车制动惯性力作用下门架C点弯矩M C=H柔h1+X柔（h1h3）+G柔腿l2(V柔+N柔+R柔)l1V柔l3P总后（hH总后） (5-5)= 95.71116.377+629.147（9.416+5.661）+311.254722.7912.777459.7391.49336.972（16.37711.992）=9531.941KNmH总后= (5-6) = =11.719mP总后=P门后+P小车后+P梁后+P柔腿后=36.972KN5、刚度支腿平面内非工作风载作用下门形架CD轴向力NCD非计算H总前非= (5-7) = =11.742mP总前=P门前+P小车前+P梁前+P刚腿前= =433.192KNH总后非= (5-8) = =11.979mP总后非=P门后+P小车后+P梁后+P柔腿后=44.95KN（1）刚度腿支承反力R非与支承水平力H非计算R非= (5-9)=571.356KN-H非=239.166KN（2）水平静不定里X非计算X非= (5-10)=333.343KN-V空=71.913KN从而得出NCD非=H非+X非P总后非 (5-11) =239.116+333.34344.95=527.495KN6、刚度支腿平面内非工作风载作用下门形架C点弯矩MC非计算MC非=H非h1+X非(h1h3)+G刚腿l2-(V空+N刚+R非)l1-P总后非H总后非-(V空+N自刚)l3 (5-12) =239.11616.377+333.343(16.37-1.3)+42.541.254-(71.913+59.54+571.356)2.77-44.9511.979-(71.913 +391.117)1.493=6316.15 KNm7、柔式支腿平面内非工作风载作用下门形架CD轴向力N CD非计算H总前非= (5-13) = =11.195mP总前非=P门前+P小车前+P梁前+P柔腿前= =392.293KNH总后非= = (5-14) =11.229mP总后非=P门后+P小车后+P +P柔腿后=39.956KN（1）柔式腿支承反力R非与支承水平力H非计算R非= (5-15)=521.693KNH非=211.121KN（2）水平静不定里X非计算X非= (5-16)=329.111KN从而得出N D非=H非+X非P总后非 (5-17) =211.12+32939.956=141.561KN9、柔式支腿平面内非工作风载作用下门形架C点弯矩M C非计算M C非=H非h1+X非（h1h3）+G柔腿l2(V空+N柔+R非)l1P总后非（h1H总后非）（V空+N自柔）l3 (5-18)= 211.12 16.377+329（16.3771.3）+311.961637.5162.77739.956（16.37711.229）491.9211.493=6592.412 KNm5.3门形架强度计算 1、刚度支腿平面内工作状态强度刚刚 = (5-19) =99.641MPa=175 MPa2、柔式支腿平面内工作状态强度柔柔 = (5-20) =141.799MPa=175 MPa3、刚度支腿平面内非工作状态强度刚非刚非 = (5-21) =114.971MPa=175 MPa4、柔式支腿平面内非工作状态强度刚非柔非 = (5-22) =97.624MPa=175 MPa综上所述，门架的强度足够，满足工作状态和非工作状态的使用要求。第六章 下横梁以及连接与校核的计算下横梁是支腿架的基础梁，其截面主要由大车车轮安装尺寸决定，有时为了防止车轮打滑在下横梁内浇注水泥压重，或者采用铸铁压重。下横梁承受支腿传来的垂直力和水平力（通过下法兰）以及自重和压重。G=191.919t，考虑到扶梯、司机室、栏杆、电气系统等取G=211t,即总轮压P=2111KN大车车轮选D=711轨道型号QU71 ，使用级别为A6 重级。则车轮许用轮压P许用=241KN。所以所需车轮数目n=P/P许用= 2111/2419 ，取n=9。 下横梁在支腿法兰座面和跨中截面都产生弯矩，后者较大。故以跨中截面为危险截面进行计算。跨中由支腿水平力对下横梁引起的反向力矩将起减载作用，下图为计算简图.图6-1支腿水平力对下横梁引起的反向力矩的计算简图6.1下横梁截面尺寸及参数计算1、截面参数计算跨中截面面积A=29(611+794)=22144mm2 。跨中截面惯性矩I= =1.374119 mm4 则=3.435116 mm32弯矩MA及MF计算MA及MF点弯矩参考支腿强度计算中方法，则可以得出MA = MA = (6-1) = =32.161KNm二、下横梁强度计算 = (6-2) = =36.911MPa91且小于161，故腹板间需要加横向加劲肋。其间距1.5b=272mmI纵= 75.91 cm4（满足要求）。6.2主梁之间的法兰连接由于主梁长度较长，为避免安装运输不方便，将主梁全长分为两部分，全梁长41+11+11=61m（长）。所以将其截为L1=31m ，L2=31 m。 图7-1主梁拼装示意图主梁连接时必须在上下翼缘板以及主腹板（上下两侧）以及内外两侧腹板贴上一块板，用来连接两个断开主梁螺栓孔用。 图7-2连接板图高强栓连接是靠连接板之间的摩擦来传力的，连接时连接板件（构件）的表面需要清污喷砂处理，以提高其摩擦力，螺栓直径与孔径的间隙不大于12mm，高强栓常用力矩扳手拧紧，能使每个螺栓达到均匀的预紧力值。6.3刚度支腿与主梁联接处螺栓强度计算 图7-3 刚度支腿与主梁联接图已知：刚度支腿轴向力N=939.563KN；刚度支腿平面内弯矩MB=4393.429KNm;门架平面内刚度支腿承受弯矩MB=165.931KN；刚度支腿平面内剪力Q=H刚+X刚P总后=97.542+497.95939.215=557.295KN；门架平面内刚度支腿轴向压力N制=9.276KN；门架平面内刚度支腿承受剪力Q = T制/2=15.475KN。(6-3) =116.245KN式中，=251cm, =125cm, =95cm, =191cm； =212512+2（12.52+252+37.52+197.52） =1.71116cm2 ；=191912+2（12.52+252+37.52+237.52） =1.422116cm2同样使用d=32mm的高强度螺栓，共有n=71个螺栓。A栓=9.1425cm2则螺栓所受轴向拉力在剪力作用下，一个螺栓受到的作用力则单个螺栓剪应力总折算应力总刚=151.528MPa=175MPa6.4 柔式支腿与主梁联接处螺栓强度计算 已知：柔式支腿轴向力N =1112.797KN；柔式支腿平面内弯矩M B=4393.429KNm;柔式支腿平面内剪力Q =H柔+X柔=314.574+95.711=557.295KN；（1）Pmax= (6-4) =53.511KN式中，=191cm, =95cm； =91912+2（12.52+252+37.52+237.52） =1.161116cm2 ；同样使用d=32mm的高强度螺栓，共有n=71个螺栓。则螺栓所受轴向拉力单个螺栓受到的剪应力总折算应力总柔= (6-5)=69.91MPa=175MPa6.5工作状态稳定性在带悬臂的钢梁起重机的情况下，沿着起重机的行驶轨道方向的无负荷起动及断路的稳定性被事前检查。垂直于轨道方向的稳定性也需要确认。由于风力的影响的对风力也无法确定，还有其行运行速度慢，无法计算全负荷时的稳定性。 （6-6） 2.1611.4故满足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。=991.957+323.172+191.149+151.239+17.291=1663.596KNm;，桥架制动引起的水平惯性力，式中其他参数同前。 (6-7) 1.4991.4故起重机的小车满载时与大车运行轨道方向垂直的载重稳定性安全系数验算满足要求。式中：=3571.661+1134.14+576.154+493.965+55.296=5721.215KNm;，桥架制动引起的水平惯性力，式中其他参数同前。6.6自重稳定性安全系数验算 （6-8） =1.521.15，故自重稳定性同样满足要求。第七章 起重机模型的建立7.1SOLIDWORKS概述7.1.1应用软件SOLIDWORKS简介solidworks 在1995年研发出来使用windows它的操作系统为基础而设计出的的一款优秀方便快捷的软件，在它出世之后就不断进行研发新的功能改革它的技术，其优异的性能受到机械行业设计者的追捧22，它简单的界面，无需非常复杂的操作，就可以建立出3D零件，还可以根据自己的需要，对模型进行约束、把零散的零件装配到一起方便地对模型进行浏览、分析等23，还能帮助设计者及时的发现设计工作中的错误，大大的减少了前期进行设计开发的时间。再后来这个软件引进了基于特征的变量化、参数化的技术，而使得其界面简洁24，使用功能时无需设置太多的参数，而变得容易上手操作，这对刚接触cad软件的同学来讲是一个好消息，也让我们在作毕业设计的时候省下了不少的时间25。在该软件中还增加一个功能，这个功能包括可以将用户在使用该软件对产品进行设计的整个过程都记录下来26。有限元分析有限元分析其实就是使用我们曾经学过的经常使用的数学上的一个方法替代法，用简单的数学问题代替复杂物理问题然后通过对简单化后的数学问题进行建立数学模型后从中提取中我们所需要的参数，再把参数输入到在分析软件中在通过计算机程序帮我们计算出我们所需要的结果，甚至可以是利用与这个复杂的物理问题有关系的简单的数学问题，再利用有限的数学模型，去模拟出现实中复杂的现实问题。我们只需要把我们细化出的每一个小的数学问题求出它的解，来把这个解组成解集，再推导出这个解集里能够满足这个实际数学问题所有条件的解再筛选出自己所需要的解，由于我们是从复杂多变实际问题中抛弃掉我们所不需要的考虑的因素再细化出有限个我们能够进行分析的数学模型，所以实际问题变得简单化了，能够得到的这个解也是关于这个实际问题的近似解，但是跟实际情况不会有太大的出入。由于这个方法使得很多复杂的工程分析问题能够得到很好的解决，所以在工程和机械行业得到了广泛的使用27。Ansys简介ANSYS软件是美国ANSYS公司研究的一款专业对3D模型进行分析有限元分析软件，它能与市面上大多数计算机辅助设计软件互相进行模型导入，实现数据的共享和互换。一开始受制于计算机体型所以只能是被用在航天的领域对航天器的结构进行分析，后来随着半导体的出现计算机渐渐变的小型化，计算能力和存储能力都得到了很大的提升，ansys软件在世界上才逐渐被传播开来，ansys中所有的模块大致被分为有建模和网格化能力的前处理、能够帮助我们进行分析计算复杂参数的中间处理以及将各种计算结果以表格图表等呈现在我们面前的后处理的三个部分。在此设设计中我只用到了前两个模块，前处理模块可以帮助我们把模型进行导入，添加材料设置材料的参数、模型网格化，计算模块可以帮助我们在设置完一系列的参数之后，在添加好各种约束后帮助我们把模型各个地方所受各种的载荷、变形量、挠度等复杂的参数给算出来还能通过用颜色表达的方法28。本次毕业设计中的三维模型32/5t 40 A型双梁门式起重机是根据数据利用solidworks建立的。由于门式起重机的结构尺寸较大,导致其在 SolidWorks 中直接进行有限元分析分析非常的困难,所以我们直接将三维模型进行简化将它导入到 ANSYS利用其软件强大的功能,从而达到我们需要的分析,能满足门式起重机实际工作状态的目的。对门式起重机的工作状况,完成分析。7.2模型创建7.2.1. 主梁三维建模(1)第一步，在找主界面中到草绘，创建草绘制，并在草绘创建环境下的在前视基准面上绘制主梁的主腹板的草绘视图，然后分别对主腹板的两个侧面拉伸，完成主腹板的绘制，如图7-1 所示。图7-1主梁主腹板图绘制主梁其余外部结构的组成机构，如图7-2所示:图7-2主梁其它零件图(2) 第二步，在草绘视图中的设置前视基准面进入草绘视图在草绘视图中绘制主梁内部结构的横向隔板，然后找到拉伸功能设置向中间为基准向两侧拉伸，然后再中间通过拉伸出一个方形孔再选择切除就得到主梁的隔板。图 7-3 主梁隔板图(3) 最后，打开并进入装配功能中将所有的绘制完的零部载入到装配功能中，进行装配，这样就完成了整个主梁的三维立体模型，如图7-4所示：图 7-4主梁装配图(1)第一步，创建草绘视图，根据在前面论文中计算的支腿上端的各种尺寸，然后在草绘视图的把前面作为基准面上的基础上画出支腿上端与主梁连接的法兰板，再通过拉伸切除出各个螺栓孔，这样就完成了完成了法兰板的绘制，如图 9-7 所示。然后，根据上述步骤同样在草绘视图中的前面用基准面，画出支腿下端与下横梁连接的法兰板，同样通过拉伸切除出各个螺栓孔，完成支腿下端与下横梁连接处的法兰板，如图7-5所示。图7-5 连接法兰图(2) 第二步，分别把两个把支腿上端法兰板与支腿下端法兰板载入到装配模式中，把两个支腿下端的法兰板设置成固定，再根据支腿得高度，设置支腿上端得法兰板的 如图 7-6所示。然后分别再两块法兰板上创建基准面 1 和基准面 2，在接着点击下拉菜单栏点击新建点击零件分别在两个基准面下绘制支腿的主腹板。接着用下侧连接法兰板的前面为基准平面进入草绘视图，绘制出支腿的侧面腹板形状，再点击拉伸分别向两侧拉伸出两个主腹板。重复上述不走，绘制另外两侧的腹板，完成支腿外形的绘制。图 7-6 支腿绘制过程图第三步，找到支腿跟腹板的文件路径把他们载入到装配功能里根据前面计算得出的腹板在支腿位置进行装配再接着按按尺寸依次画出隔板，在隔板的中间部分开孔，用来减少支腿它的重量，如图 7-7 所示。图7-7支腿隔板绘制图最后，在草绘视图中绘制加强角筋如图7-8所示，将其与前面创建的装配体一起载入到装配功能中到中，再把绘制好的加强筋约束在支腿腹板与连接法兰板连接部位，把整个装配好的进行镜像，这样就画完了支腿，如图7-9 所示。图 7-8 连接法兰加强角筋图7-9支腿装配图(1)首先，创建草绘视图，在草绘视图中的把前面作为基准面，绘制下横梁的腹板的基本草绘视图，然后两侧拉伸 10mm，完成腹板的绘制。按照腹板的绘制方法，在草绘视图环境中继续绘制下横梁上盖板和下盖板，如图7-10。图7-10 腹板绘制图(2) 第二步，创建草绘视图，在草绘视图的界面中的把前面作为基准面然后绘制下横梁里面空间中的横的向隔板及纵向的隔板，在拉伸功能里选择向两边拉伸，这样就完成对两个横纵向隔板的建立,如图7-11所示。图7-11 盖板图(3) 第三步，创建草绘视图，在草绘视图的界面中的把前面作为基准面绘制下横梁与支腿连接的法兰板， 在拉伸功能里选择向两边拉伸，拉伸选择切除功能切除处螺栓孔，这样对连接法兰的绘制就完了。如图7-12所示。图7-12连接部图(4) 第四步，门机行走机构的建立，在草绘视图的界面中用前面作为基准面分别画完并通过拉伸旋转等各个能力画出车轮、驱动轴及它的各个控制部分的零件，将画完的各个零部件在装配功能里分别一一对应约束好他们的位置，再把标准件插进去，然后就完成了整个的行走机构。如图 7-13所示。图 7-13行走机构图(5) 最终把之前画出来的各个零件法兰盘、上下盖板、腹板、还有之前装好的整个的行走机构，把上盖板的位置进行，再把其他画好的各个零件对应的固定到到上盖板的各个位置上，然后下横梁就装好了，如图 7-14 所示。图7-14下横梁图马鞍如图 7-15所示，上端梁如图7-16 所示。图7-15 下横梁装配体图7-16 端梁图最后再把所有的零件都装配起来，在软件的装配功能里首先把主梁导入固定其位置，然后通过主梁下面法兰板的位置把支腿固定在法兰板的下边，同样的步骤，将另一端的支腿也装到主梁的下面，再通过镜像功能，把装好的主梁跟支腿镜像到另一边，再把下横梁装配到支腿的下面另一边也是再把马鞍梁和上端梁一起装配到支腿的上面贴近主梁的位置的这样就完成了起重的装配。 起重机装配过程图7-1755图 7-18 门式起重机装配图7.3有限元分析的过程图7-19 模型导入anys的过程图首先我们在电脑上打开 ANSYS-Workbench 17.0 ，在上方的菜单栏中点击view下拉菜单栏中找到Toolbox选项点击打开在主界面的左边有一个菜单栏在其中找到Static Structural 把它拖入右边的框框中右键点击Geometry右键从弹出窗口中选择三维模型文件。2. 分割截面在做分割截面的模块中，在主梁上盖板位于跨中位置，绘制两个圆形，然后点击 Tools 中的 Face Split 分割截面，点 Generate 选项后就回产生分割后的截面，下图7-20是对截面分割后的截图。图 7-20 分割截面3.定义改模型的特性4.进入分析模块界面，如图7-21 分析模块界面所示：图7-21分析界面图首先我们对对导入的三维模型进行材质的定义，点击材料编辑模块进行添加材料及材料性能再选中各个零部件，在Material 的选项中找到并选择Assignment 选项中的structuralsteel模块，进行设置材料的参数，对导入其中的模型进行材料的添加。如下图7-22 ：图7-23材料定义模块4. 网格划分通过软件把模型自动生成网格化最后网格化的模型如下图7-23：7-23图 网格划分模型5. 对模型进行分析先对模型进行约束。找到选择“Project”树中的“Static Structural”，右键选择“Insert”中的“Fixed Support”，的选项进行输入载荷参数，我们再找到“Details of Fixed Support”选项中的“Geometry” 选项，根据指示我们输入固定面，在这个模型中，我们把大车车轮设置成与底面固定接触。如下图7-24所示：图7-24约束设置7.4 工况的确定及载荷分析工况的确定及载荷分析表极限工作情况1小车处在门架跨度中间的位置，起吊满载重量，不考虑风载荷。=320000N极限工作情况2小车位于悬臂的极限位置，起吊满载重量，不考虑风载荷。=320000N7.4.1 强度校核结果(1)主梁校核强度小车位于极限工作情况1的位置时在支腿下方和跨度中间设置载荷如下图7-25 所示：图 7-25 载荷设置情况图运行软件，查看分析主梁应力分布云图，如下图7-26所示：图 7-26 应力分布图如图 7-26 所示，小车处于极限工作情况1时的最大应力为108.39 ,则 强度校核通过，满足强度要求。小车位于极限工作情况2的情况时主梁强度校核图 7-27 载荷设置情况图运行软件分析，查看主梁应力分布云图，如下图 7-27 所示：图 7-28应力分布图如图 7-28 所示，小车处于极限工作情况2最大的应力为123.04 ,则 强度校核满足强度要求。7.4.2 刚度校核结果根据机械行业关于起重机的标准，通用型门式起重机，只用对静刚度行校核，不用对动刚度进行校核。只要对静刚度进行校核式即可，下面是校对公式: (7-1) = 5根据应力分布图，小车处在极限工作情况1的位置时，主梁所受到的应力大部分集中在主梁中间的部分，由于本课题设计的起重机它的总体属于对称的，在这种对称的结构下，起重机能够更容易的做平稳的运行，做直线运动，而且可知大部分应力都集中在运动得轨道，能产生的横向作用力是很小的，能够忽略不计的。极限工作情况1情况下主梁变形的分布情况，如下图 7-29 所示：图 7-29 主梁变形图如图 7-29 ，我们可以看出，小车位于极限工作情况1情况下主梁的中间部分的变形是最大的，最大的变形量是31.997 , 。从图7-30中可以看出（我们忽略掉尾部）其主梁的载荷明显的对称，它运动过程中的阻力也是对称的，小车不容易发生翻转，且横向推力可以被忽略。图 7-30 主梁变形图如图7-30主梁变形图所示，小车位于极限工作情况2位置时计算结果显示出的最大的变形量为45.598，主梁的最大挠度均满足，未超过许可值，可以认为达到校核要求。为了能够方便进行分析门式起重机模型，我选择了ANSYS-Workbench 17.0软件，此次分析这次只分析了小车在承受最大载荷的情况下主梁的变形分布和载荷分布的情况，没有考虑别的情况7783山西能源学院 2021届本科毕业设计（论文）总 结在这次设计过程中经历了大量的准备。从刚开始对门式起重机的结构的分析，到确定设计的方案路线，和最终的门式起重机整体设计。在这一步步的设计过程中，
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