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擬選
題目
40tπ型結構軌道式集裝箱門式起重機金屬結構設計
選題依據(jù)及研究意義
軌道式集裝箱門式起重機是眾多港口起重機械的一種，它以采用市電無污染、能源充足等有點適用于固定場所的長期作業(yè)，是港口貨物裝卸運輸?shù)谋貍湓O備。
針對世界貿(mào)易的全球發(fā)展，港口運輸在世界經(jīng)濟貿(mào)易中占居越來越重要的地位。港口貨物的裝卸運輸?shù)男矢叩椭苯雨P系到經(jīng)濟效益的高低，因此港口的起重運輸設備的革新和改進就刻不容緩。傳統(tǒng)的集裝箱裝卸運輸方法和系統(tǒng)已經(jīng)不能滿足日益增長的經(jīng)濟貿(mào)易的需求。
面對新時期的全球貿(mào)易的新挑戰(zhàn)，我們不斷的進行著技術、設備和管理方法的革新來提高港口的裝卸運輸效率，加大港口貨物的出入量。不斷的順應全球化經(jīng)濟貿(mào)易的高速發(fā)展。
就集裝箱裝卸運輸方面的革新，我們做出下面設想：
技術方面我們采用整船集裝箱定位掃描系統(tǒng)，起重機吊具采取數(shù)控系統(tǒng)由電腦操作自動尋取集裝箱坐標并經(jīng)行精確對接吊取，代替人工手動對準吊取。能夠大大提高工作效率和質量。
設備改進我們采取大噸位的高效率的起吊機械，改進集裝箱的裝載重上限?；蛘卟扇‰p箱、三箱同時裝卸來提高效率。
管理方面我們采取全面智能化系統(tǒng)管理，港口機械全面實現(xiàn)計算機系統(tǒng)操控。減少人工干預，實現(xiàn)高效率作業(yè)。
本次設計就是本著提高港口機械的裝卸效率的原則，設計的大噸位、大跨度、大起升高度的軌道式集裝箱門式起重機。起重量40t是現(xiàn)有最大的起重量，大跨度和高起升高度大大擴大了起重機的工作區(qū)域。作業(yè)能力大大提高。
選題的研究現(xiàn)狀
隨著國際集裝箱運輸事業(yè)的飛速發(fā)展，對軌道式集裝箱門式起重機的要求越來越高，使得各大廠商在新研制的起重機堆碼高度、跨度以及速度等主要參數(shù)上都有了較大的發(fā)展。 我國從90年代開始著手研制軌道式集裝箱門式起重機，主要用于鐵路系統(tǒng)的集裝箱堆場。由于受各方面條件的限制，與國外同類產(chǎn)品相比，國產(chǎn)軌道式集裝箱門式起重機還存在不少差距，如技術性能、質量水平、作業(yè)效率等相對較低，尤其是海港堆場使用的現(xiàn)代化軌道式集裝箱門式起重機，國內尚屬空白，國內市場均被進口產(chǎn)品所占領。隨著鐵路、高速公路集裝箱運輸業(yè)務的高速發(fā)展，我國必將形成以港口、內陸轉運站為主的集裝箱集疏運系統(tǒng)。就目前集裝箱運輸?shù)膶嶋H情況來說，龐大的鐵路運輸遠遠滯后于海運和公路運輸。其中的關鍵因素主要是集裝箱堆場裝卸機械落伍和嚴重匾乏，構成了鐵路集裝箱運輸?shù)钠款i。隨著集裝箱運輸業(yè)務的進一步發(fā)展、港口吞吐量的增加、新建碼頭的陸續(xù)投入使用和舊碼頭的技術改造、對大型、高效、性能先進的起重設備的需求量將逐年增加。
擬研究的主要內容和思路
本機金屬結構均是鋼板焊接而成的箱型結構,門架與門腿成π型,門腿內設直梯，主梁上設有人孔，以方便人員進如進行內部結構檢查。門架與主梁用法蘭方式聯(lián)結；主梁分成三段，用高強度螺栓聯(lián)結；以方便運輸和安裝。在運輸過程中，注意枕木的擱置點應放在箱體的橫隔板部位，以免產(chǎn)生凹陷變形。 本機的起升機構、小車機構、旋轉機構和大車機構均有終點開關保護。
主要內容：1、主梁的設計，2、端梁的設計，3、剛性支腿設計，
4、柔性支腿的設計，5、下端梁設計，6、上馬鞍設計。
7、載荷計算，8、主梁計算，9、支腿計算，
10、下橫梁的強度計算，11、連接強度驗算，12、剛度計算
主要參考文獻
[1] 胡宗武 汪西應 汪春生.起重機設計與實例[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2009.6.
[2] 陳道南等編，起重運輸機械，冶金工業(yè)出版社，1988年．
[3] 《起重機設計手冊》編寫組．起重機設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1980．
[4] 成大先.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2004.
[5] 張質文 等.起重機設計手冊[M].北京：中國鐵道出版社,1998
[6] 中國國家標準.起重機設計規(guī)范（GB3811-83）.北京：中國標準出版社,1984
[7] 倪慶興，王煥勇．起重機械[M]．上海：上海交通大學出版社，1990．
其他說明
指導教師意見
指導教師簽名：
年 月 日
指導教師小組意見
指導教師小組負責人：
年 月 日
院（系）備案意見
院（系）公章
年 月 日
Application of GPS on Yard Cranes
Abstract：GPS is a satellite navigation and positioning system developed by America. Through 24 satellites evenly distributed in the air，the system ensures that positioning information could be well received all over the world at any time. Since the system was put into operation，it has been widely applied to uses such as oil surveying，ship and aircraft navigation，construction positioning and military operation.
Key Words: GPS cranes Port Machinery
GPS is a satellite navigation and positioning system developed by America. Through 24 satellites evenly distributed in the air，the system ensures that positioning information could be well received all over the world at any time. Since the system was put into operation，it has been widely applied to uses such as oil surveying，ship and aircraft navigation，construction positioning and military operation.
ZPMC began the study of GPS application on yard cranes two years ago with the purpose of providing the RTG with functions such as reliable straight traveling of gantry and automatic container management like RMG (Rail Mounted Crane) while keeping the RTG of its flexibility on yard changing(through longitudinal traveling). The GPS products developed by ZPMC have a positioning accuracy a round±15mm and could be widely applied on yard cranes for functions like gantry auto-steering，gantry auto-traveling and automatic container management More than 50 sets of GPS products have been operating on ports in Hong Kong，Oman and Shanghai.
Application of GPS on Yard Cranes
It has been long known that the RTG，due to its ability of changing operation yard easily via wheel turning and longitudinal travel，is the favorite choice of many ports when ordering new equipment Due to the fact that RTG has no fixed rail however，the function of the gantry steering and position tracking are not well solved，which brings the following drawback：
1.Gantry steering work is becoming more difficult following that the RTG is becoming large r and quicker；
2.Rapid growth of international trade and container transshipment are making the stacking arrangement and operation management of containers more difficult；if the RTG is not tracked，it is inevitable that the container may be misplaced--such a mistake will result in expensive loses;Automation development of RTG is being hindered due to the shortcoming of gantry it now becomes critical to developing gantry automation while trolley and hoist of RTG has been automated to some extent；Synchronous control of gantry usually is difficult to reach for large span RMG／QC In the case that gantry on seaside and landside don t travel at same speed，the crane will present skew phenomena and its performance will be degraded. such as “critical path method” to manage the operation more efficiently.
3. Auto-steering of gantry for RTG No maker how high and quick the RTG is，by making use of the “vitual rail” from GPS，excellent gantry auto—steering of RTG could be realized thus the RTG Could travel very straight like an RMG and potential gantry collision with other RTG／vehicles is eliminated; operators also could be relieved from the fatigue of manual steering. Gantry auto traveling of RTG with position data (initial and destination position) from the GPS system the RTG could have gantry auto traveling function at the same lane.
4. Fault free operation of RTG By combining gantry position from GPS and positions from trolley and hoist an “e-map” of containers on the yard could be set up The RTG could be so designed that its operation is only possible when the directed container from control center is coincide with the real container(by comparing the positions)．
5. Automatic container management with gantry／tro1ey／hoist position information of the RTG messages including the operation status，current position etc could be sent all the time to the control center；In that way stacking profile of the yard could be continuously updated and manual operation statistics could be reduced to a minimum；
6. Synchronous control for large—span RMG or QC large span RMG or QC is liable to having slipping problem during gantry t raveling which in turn resents skew phenomena; then the performance of the crane will decrease. With position monitoring on both seaside and land side Synchronous control could be used to remove this problem；
7. AGV navigation traveling of AGV could be remotely controlled with the help from GPS data；
8. Position monitoring for container truck the GPS product could also be applied on container trucks for position monitoring.
Application of GPS on container operation management
The traditional mode of container operation in many ports is：firstly，in the operation department，information on the containers to be operated would be stored in a main computer；Secondly，the operation message for a certain container with container ID and its position will be sent via radio to an RTG Thirdly the RTG operator will drive the RTG t finish the operation；Finally，the completion of the operation will be acknowledged by the operator in that sequence, some potential problem may occur: 1.the positions of the RTGS are not clearly indicated and RTG having optimal path can’t be selected；the cost then increases；2. there is no monitoring of the container，then the container may be misplaced：3. manual interference for acknowledgement is required.
However the whole operation could be made in a closed loop by computers without any potential mistake involved by equipping RTGs with GPS. Also the efficiency could be raised greatly See the charts for details.
Technical data of the GPS from ZPMC
1．System configuration
1). The whole project of RTGs will be equipped with one GPS base station it consists of a dual—frequency GPS receiver and a modulating radio transmitter. The function of the base station is to send correction data of GPS position to each crane station.
2). Each crane will be equipped with a GPS rover station which consists of two GPS receivers and a common radio receiver. This rover station will check the current position of the RTG with a precision at centimeter level. The position signal will be sent to the main PC to be dealt with for functions of container position and auto steering control etc.
??? The whole GPS system is compact, simple and independent and it is easy to be 1nstalled on RTG without imposing any influence on the mechanical design.
2. Technical data
* power supply：1 80—264VAC 50／60Hz
*?initialization time<3 min
*?measurement precision of GPS：around±15mm (for twin GPS system);for single GPS system， the?precision could be±1 5mm (recommended)or 0.5m;
*?radio application range：3 km
*?frequency：450—470MHz 223.025—235MHz or others;
*?signal output：discrete I／O 8 pts，optically isolated
* RS232 Interface
3．Series of GPS products for easy selection
1). Twin GPS system—Accuracy around±15mm for following application：
?* auto-steering of RTG
?* gantry auto—traveling of RTG
?* automatic container management for RTG
?* fault-free operation of RTG
?* “e—map” function for RTG
?* synchronous control of gantry for large—span RMG
?* AGV navigation
2). single GPS system-accuracy available at±15mm or 0.5m for following function
?* “e-map” function for RTG
?* automatic container management for RTG
?* fault—free operation of RTG
?* position monitoring for container truck
GPS在輪胎式集裝箱起重機上的應用
摘要：GPS(全球衛(wèi)星定位系統(tǒng))，是由美國開發(fā)創(chuàng)建的衛(wèi)星導航和定位系統(tǒng)。通過空中均勻分布的24顆導航衛(wèi)星，保證了定位信號在全球任何地方任意時間全天候的可靠接收。自系統(tǒng)投入運行以來，已廣泛應用于國民經(jīng)濟的各行各業(yè)如石油勘探，船舶和航空導航，土建工程定位和重大軍事行動。
關鍵詞：GPS，起重機，港口機械
GPS(全球衛(wèi)星定位系統(tǒng))，是由美國開發(fā)創(chuàng)建的衛(wèi)星導航和定位系統(tǒng)。通過空中均勻分布的24顆導航衛(wèi)星，保證了定位信號在全球任何地方任意時間全天候的可靠接收。自系統(tǒng)投入運行以來，已廣泛應用于國民經(jīng)濟的各行各業(yè)如石油勘探，船舶和航空導航，土建工程定位和重大軍事行動。
ZPMC于兩年前開始進行GPS在場橋上的應用研究，使場橋既能保持原有靈活轉場的功能，又能象RMG(軌道式集裝箱起重機)一樣保證大車可靠運行和箱位管理功能。ZPMC研制的場橋用GPS系統(tǒng)，定位精度達到±15mm左右，具有高度的自動化特征，可廣泛用于場橋的自動大車行走，自動大車糾偏，自動箱位管理等功能。自開發(fā)成功，已有近50多套產(chǎn)品應用于香港、阿曼和上海的客戶。
GPS在場橋上的應用
長久以來，由于RTG能夠通過輪胎轉向功能，靈活地改變箱區(qū)位置而深受碼頭用戶喜愛。然而也因為沒有固定軌道，RTG在大車方向上的糾偏和定位功能一直沒能很好解決，從而帶來以下幾方面的問題．
一、 隨著RTG變得越高越快．司機的大車運行日益變得困難，糾偏操作更加艱苦；
二、而隨著國際貿(mào)易的發(fā)展和集裝箱數(shù)量的迅猛增長，碼頭集裝箱的堆放安排和作業(yè)統(tǒng)計管理也變得日益困難。成千上萬集裝箱的數(shù)據(jù)記錄 手工工作量是巨大的，另外RTG缺乏有效位置監(jiān)控，難免造成集裝箱的錯誤安放而無法跟蹤——這種錯誤．對于繁忙的集裝箱碼頭來說，造成的損失是嚴重的。
三、此外，RTG在大車方向上的不足．也嚴重阻礙了RTG在自動化功能上的發(fā)展。在當前RTG的小車和起升機構實行了相當程度自動化的情況下，如何解決大車機構的自動化變得更加迫切。對于大跨距RMG和Qc．其大車同步控制是令人頭疼的問題。同步控制不好，則會造成大車車輪打滑或“啃軌”現(xiàn)象，從而降低起重機的使用性能和壽命。
機需要長時間低頭進行手動糾偏的疲勞作業(yè)和RTG行大車時同集裝箱或其它車輛相撞的隱患：從而使RTG具有同RMG一樣的大車運行功能。
四.RTG大車自動行走利用RTG的當前位置和要求作業(yè)集裝箱的目標位置，結合大車自動糾偏和位置監(jiān)控功能，可實現(xiàn)RTG的大車自動行走。屆時司機只要輕觸按鈕，就可以實現(xiàn)在同跑道上RTG大車位置的自動變換。RTG防誤操作功能利用RTG大車的精確位置，并結合小車和起升機構位置，組成RTG吊具的三維信息，根據(jù)碼頭堆場的實際布置，可轉換成具體的集裝箱大車箱位、小車堆位和起升層高(BERTH，BAY, LANE／STACK, TIER)等信息．此信息同要作業(yè)的集裝箱比較．如不符則禁止吊具動作，只有信息致才允許作業(yè)。這樣就保證了RTG無故障操作；
五．RTG箱位自動管理利用RTG的三維位置，可隨時隨地發(fā)布RTG的操作信息譬如作業(yè)箱量作業(yè)位置，RTG狀態(tài)等信息。信息通過無線系統(tǒng)發(fā)送到中控室，由主機自動記錄統(tǒng)計，實時獲得RTG的各種操作數(shù)據(jù)，及時更新堆場集裝箱分布情況．從而節(jié)省大量的人工登記工作，并消除各種誤差，實現(xiàn)了自動信息化管理．有利于信息保存歸檔。
六．大跨距RMG和QC的同步控制大跨距的RMG或QC在大車運行過程中容易產(chǎn)生因車輪而引起的“啃軌”現(xiàn)象，從而降低起重機的使用性能和壽命。利用GPS系統(tǒng)可監(jiān)測大車兩側打滑情況，以利于同步控制。
七． AGV自動導航在廣闊的碼頭堆場上，可利用RTG用GPS移動站實現(xiàn)對AGV的自動行走控制。
八．集卡位置監(jiān)控RTG用GPS移動站也可用于碼頭裝卸設備如集卡等的位置監(jiān)控，便于調度。
GPS系統(tǒng)在碼頭管理上的應用
傳統(tǒng)的碼頭堆場集裝箱作業(yè)模式為理貨操作部把當日要裝卸的集裝箱，根據(jù)原先計劃安排好并儲存在碼頭主機中的位置通過對講機系統(tǒng)或理貨員(有些碼頭通過無線電系統(tǒng)把信息顯示在司機室監(jiān)控屏上)把箱子代碼和位置(如幾號箱區(qū)幾號位置等信息)告知某臺RTG司機，司機再把車開到對應位置操作。其中涉及的不足有: 1.RTG的位置不夠清楚，調度上容易產(chǎn)生舍近求遠問題，增加生產(chǎn)成本；2. RTG實際吊具位置沒有可靠監(jiān)控,司機作業(yè)存在認為錯誤的可能性；3．司機作業(yè)完畢需要人工確認
配備了RTG用GPS系統(tǒng)后，利用當前普遍的無線電系統(tǒng)，可以有效消除RTG作業(yè)中存在的各種人工因素．整個生產(chǎn)過程由系列電腦實現(xiàn)閉環(huán)控制極大地提高碼頭生產(chǎn)的正確性和信息化水平，實現(xiàn)無紙化管理。此過程中每臺RTG都將充分應用前述的箱位自動管理防誤操作等功能。
RTG用GPS系統(tǒng)技術參數(shù)
一、系統(tǒng)配置
? 1.整個項目配備一個GPS基準站，具體包括個GPS接收器和一個調制無線發(fā)射電臺，用于提供基準位置信號給起重機上的GPS移動站；
??? 2每臺機配置一個GPS移動站，具體硬件包括兩個GPS接收器和一個公共無線接收電臺用于檢測當前起重機所處位置，并接收基準站差分信號從而獲得厘米級的檢測精度位置信號將在主機運算后送至機上PLC進步進行箱位管理和自動糾偏等處理。
??? 整個GPS系統(tǒng)結構精巧，安裝簡單，系統(tǒng)具有很強的獨立性對RTG的設計不產(chǎn)生任何結構上的影響。
二、技術參數(shù)
? * 工作電源輸入電壓：AC220V±10％50Hz／60Hz
? * 開機定位時間約3 min
? * GPS定位精度: ±15mm(雙GPS系統(tǒng)):(單GPS系統(tǒng)精度可選±1 5mm或0.5米，推薦±15mm)
? * 電臺有效范圍：3km
? *?電臺頻率可選范圍：450-470MHz； 223.025M-235M或其它用戶申請頻率
? * 標準RS232接口輸出，適用于各種PLC裝置
? * 狀態(tài)量8位,24VDC光耦隔離輸出
三、為了方便用戶選購，目前ZPMC可以提供兩種類型的RTG用GPS系統(tǒng)：
1．雙GPS系統(tǒng)——定位精度±15mm左右，主要應用于：
?* RTG大車自動糾偏
?*?RTG大車自動行走
?*?RTG箱位自動管理
?*?RTG防誤操作功能
?*?RTG定位監(jiān)控(電子地圖)功能
?* 大跨距RMG同步控制
?*?AGV自動導航
2．單GPS系統(tǒng)——定位精度可選(±15mm或50厘米左右)，主要應用于．
?*?RTG定位監(jiān)控(電子地圖)功能
?*?RTG箱位自動管理
?*?RTG防誤操作功能
?*?集卡位置監(jiān)控
9
畢業(yè)論文（設計）任務書
題目名稱 40tπ型結構軌道式集裝箱門式起重機金屬結構設計
學生姓名
所學專業(yè)
機械制造及其自動化
班級
指導教師姓名
所學專業(yè)
機械工藝
職稱
完成期限
一、論文（設計）主要內容及主要技術指標
1、主梁的設計，2、端梁的設計，3、剛性支腿設計，
4、柔性支腿的設計，5、下端梁設計，6、上馬鞍設計。
7、載荷計算，8、主梁計算，9、支腿計算，
10、下橫梁的強度計算，11、連接強度驗算，12、剛度計算
二、畢業(yè)論文（設計）的基本要求
1.繪制總裝配圖
2.繪制零部件圖
3.繪圖量不少于三張零號圖紙
4.按設計格式要求撰寫設計說明書
三、畢業(yè)論文（設計）進度安排
1-5 周：布置設計內容，查閱資料
6-8 周：起重機設計方案擬定
9-10 周：起重機設計計算
11-12周：起重機設計數(shù)據(jù)驗算
13-15周：整理畢業(yè)設計
16 周： 答辯
目 錄 摘要 .I 關 鍵 詞 .I ABSTRACT .II KEY WORD.II 1.軌道式集裝箱門式起重機總概 .1 2.總體設計 .2 2.1設計參數(shù) .2 2.2主梁設計 .3 2.3端梁設計 .5 2.4剛性支腿設計 .5 2.5柔性支腿設計 .8 2.6下端梁設計 .10 2.7上馬鞍設計 .10 3.起重機整機穩(wěn)定性計算 .11 3.1空載起重機沿軌道方向起、制動時的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 .12 3.2起重機滿載時垂直于大車運行軌道方向的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 .15 4.主橋架計算 .17 4.1載荷計算 .17 4.2主梁內力計算 .19 4.3 強度計算 .21 4.4疲勞強度計算 .24 4.5主梁穩(wěn)定性計算 .27 5.支腿計算 .29 5.1載荷計算 .29 5.2支腿內力計算 .31 5.3支腿強度計算 .34 5.4支腿穩(wěn)定性計算 .36 6.下橫梁的強度計算 .39 7.連接強度驗算 .39 7.1計算法蘭板上焊縫的強度 .39 7.2剛性支腿下端與下橫梁聯(lián)合 .41 7.3螺栓連接計算 .42 8.剛度計算 .43 8.1靜剛度和位移 .43 8.2橋架水平慣性位移 .44 8.3起重機偏斜運行對主梁產(chǎn)生的水平位移 .45 8.4垂直動剛度 .45 9.起重機拱度 .46 參 考 文 獻 .47 致 謝 .48 I 摘要：隨著國際集裝箱運輸事業(yè)的飛速發(fā)展，對軌道式集裝箱門式起重機 的要求越來越高，使得各大廠商在新研制的起重機堆碼高度、跨度以及速度等 主要參數(shù)上都有了較大的發(fā)展。 我國從 90年代開始著手研制軌道式集裝箱門 式起重機，主要用于鐵路系統(tǒng)的集裝箱堆場。由于受各方面條件的限制，與國 外同類產(chǎn)品相比，國產(chǎn)軌道式集裝箱門式起重機還存在不少差距，如技術性能、 質量水平、作業(yè)效率等相對較低，尤其是海港堆場使用的現(xiàn)代化軌道式集裝箱 門式起重機，國內尚屬空白，國內市場均被進口產(chǎn)品所占領。隨著鐵路、高速 公路集裝箱運輸業(yè)務的高速發(fā)展，我國必將形成以港口、內陸轉運站為主的集 裝箱集疏運系統(tǒng)。就目前集裝箱運輸?shù)膶嶋H情況來說，龐大的鐵路運輸遠遠滯 后于海運和公路運輸。其中的關鍵因素主要是集裝箱堆場裝卸機械落伍和嚴重 匾乏，構成了鐵路集裝箱運輸?shù)钠款i。隨著集裝箱運輸業(yè)務的進一步發(fā)展、港 口吞吐量的增加、新建碼頭的陸續(xù)投入使用和舊碼頭的技術改造、對大型、高 效、性能先進的起重設備的需求量將逐年增加。本次設計就是本著提高港口機 械的裝卸效率的原則，設計的大噸位、大跨度、大起升高度的軌道式集裝箱門 式起重機。起重量 40t是現(xiàn)有最大的起重量，大跨度和高起升高度大大擴大了 起重機的工作區(qū)域，作業(yè)能力大大提高。本機設計是基于現(xiàn)有產(chǎn)品模型自行設 計出來的，設計內容主要是金屬結構方面的內容，包括主梁端梁的設計、剛性 支腿、柔性支腿等結構設計。 關 鍵 詞：軌道式 集裝箱 門式起重機 柔性支腿 結構設計 II Abstract: with the international container transportation the rapid development of our business, for rail type container door crane demand more and more, make each big manufacturers in the new development of the crane height, span and speed, the main parameters is the larger development. Our country from the 90 s began developing rail type container door crane, mainly for the railway system of the container yard. Affected by various conditions the limit, and compared with the prices of similar products abroad, domestic rail type container door crane gap there are still many problems, such as the technical performance and quality level, the operation efficiency and relatively low, especially harbor yard use of the modernization of the rail type container door crane, is still in the domestic blank, the domestic market are imported products capture. Along with the railway, highway container transportation business of rapid development, China will form, inland port container transportation system mainly transfer station. Currently the actual situation of container transportation, for the huge railway transport and road transportation sea lags far behind. One of the key factors are the main container yard loading and unloading machinery behind and serious lack of plaque, constitutes the railway container transport bottlenecks. With the further development of container transportation business, port throughput increases, the new terminals succession in use and the technological transformation of the old terminal, for large, highly effective, the performance of advanced lifting equipment demand will increase year by year. This design is in line with improving port machinery of loading and unloading the principles of efficiency, the design of large tonnage, big span, big lifting height of the orbit of the container door crane. The weight is the largest 40 t existing lifting weight, the large span and high hoisting height expand greatly the crane work area, operation capacity is greatly increased. This machine design is based on the existing product model to design out, design the content is mainly metal structure of aspects, including the design of the main girder beams, rigid a leg, flexible a leg and structure design. Key word: rail type container door crane flexible a leg structure design 1 1.軌道式集裝箱門式起重機總概 本起重機專供集裝箱貨場上做集裝箱的裝卸車及堆垛之用。在龍門起重機 的行走距離內可以進行吊一箱過三箱的作業(yè)，為擴大起重機的作業(yè)范圍，本機 具有兩側 13米的外伸距，加上龍門架跨度內的 60米工作長度，形成 86米長的 小車作業(yè)線。起重機可以在門架跨度內堆存 21排集裝箱；在外伸距處作車道的 集裝箱裝卸車作業(yè)。同時，為了適應不同的集裝箱堆放方向和集裝箱拖車行走 方向。本機配備伸縮式集裝箱索具（亦稱吊具） ，索具的開閉鎖動作和伸縮可以 由司機在操縱室操作。 本起重機在軌距 60米的軌道上運行，軌道型號為 QU80，以保證起重機在 額定載荷下安全使用。操縱室懸掛在小車旋轉架上，和旋轉架、集裝箱索具一 起橫移和旋轉，保證司機有良好的視線，以便準確對箱操作。本起重機各機構 均為工作性機構。即都能帶載動作，完成 20英尺或 40 英尺集裝箱的起升、下 降、橫移、旋轉及整機沿堆場軌道運行。起重機的設計和校核均按我國國家現(xiàn) 行標準 GB3811-83起重機設計規(guī)范和 GB6070-85起重機械安全規(guī)程的 相應規(guī)定執(zhí)行，以保證本起重機在集裝箱裝卸作業(yè)時正常工作。 本機金屬結構均是鋼板焊接而成的箱型結構,門架與門腿成 型,門腿內設 直梯，主梁上設有人孔，以方便人員進如進行內部結構檢查。門架與主梁用法 蘭方式聯(lián)結；主梁分成三段，用高強度螺栓聯(lián)結；以方便運輸和安裝。在運輸 過程中，注意枕木的擱置點應放在箱體的橫隔板部位，以免產(chǎn)生凹陷變形。本 機的起升機構、小車機構、旋轉機構和大車機構均有終點開關保護。開關位置 在總裝試車前按設計圖要求定位。大車行走機構上的頂軌器和防臺錨定銷和小 車錨定銷上均有行程或聯(lián)鎖開關，亦須在現(xiàn)場作定位調整。 大車機構的附屬安全設備較多，有行程終點開關；門腿一側位置設有錨 定聯(lián)鎖開關；在另一側位置設有大風防爬裝置；裝在四條門腿上的大車行走聲 光報警器以及電纜放出完畢停車開關。這里需說明一下：當操縱大車運行手柄 欲令大車行走時，首先行走聲光報警器發(fā)出紅色閃光，且笛聲大作，警告軌道 附近人員避讓，同時，防爬器電動機啟動提防爬靴。當防爬靴提起高度碰及行 程開關時它一面接通行走控制電路，一面點亮松軌指示燈，行走電動機正向 2 （或反向）接觸器動作，起重機啟動運行。 停車時，操縱桿手柄扳回“0”位，行走電動機失電，此時行走制動器不立 即剎車，起重機可以籍慣行滑行一段距離。經(jīng)過一段延時，然后制動器才失電 抱閘停車，同時防爬電機失電，防爬靴下落至路軌上，碰動行程開關，切斷大 車控制回路，頂軌指示燈亮。 吊具系統(tǒng): 吊具開閉鎖只有在著箱開關全部動作后，才能動作。開閉鎖動作完成后才 能進行起升動作。 2.總體設計 2.1設計參數(shù) 起重量 Q=40t/10t 小車自重 G x=60t 小車軌距 b=14410mm 起升速度 V 起 =25m/min 大車運行速度 V 大 =50m/min 起升高度 H 0=16.5m 跨度 L=60m 有效懸臂長度 L0剛 =13m L0柔 =13m 懸臂全長 L0 剛 =18m L0 柔 =18m 沿海 工作風壓 q =250pa 非工作風壓 q =800pa 材料 A3 鋼 工作級別 M6 3 2.2主梁設計 （1）基本尺寸設計 取主梁高度 H 1=（1/14-1/17）L=3.66.8m 根據(jù)設計的實際要求和結構的要求取 H 1=4040mm 選用主梁為偏軌式箱形主梁 主梁寬度 B 1=（0.60.8）H 1=1.32.1m 初選 B1=1.59m 變截面長度 初選為 3m 主梁上、下翼緣板厚 0 =20mm 主腹板 1=12mm 副主板 2 =8mm 箱形梁承軌部分采用寬翼緣 T字鋼拼合，型號為 600 T字鋼上翼緣厚 20、腹板厚 12 圖 2-1 主橋架總圖 （2）主梁截面幾何參數(shù)計算 4 圖 2-2 主梁截面尺寸 截面積: A0=(1774X20+1650X20+4000X12+4000X8)mm2 =148520mm4 求重心坐標： 1(748201640128340165208)5209.3x mm1(3).y 求慣性矩： 33332221411706504084069. .9.93.85(m)XI33332222104117065404086.9.7.7.5()yI 5 2.3端梁設計 端梁高度 H 2=1/2H1=2020mm 寬度 B 2=1m 端梁上、下翼緣板厚 0 =10mm 腹板 =8mm 主梁和端梁采用法蘭盤螺栓鏈接 圖 2-3 端梁尺寸 2.4剛性支腿設計 根據(jù)跨度 60m，采用一剛性支腿和一柔性支腿的設計方法，柔性支腿鉸接。 在門架平面計算按靜定簡圖，在計算支腿平面內力時，采用超靜定簡圖。由于 設計起重機為工作級別為 M6，最大輪壓為 20.3t，查手冊選取車輪的車輪直徑 為 800，軌道型號為 QU80。由于起升高度 H0=16.5m，極限起升高度距主梁下 翼緣高度 h0=2.5m，支腿與質量連接支座高度 hz=0.3m 。6 輪臺車高度 h 臺 =3.415m 臺車與下端梁連接支座 H 支下 =185mm下端梁高度 H 下端 =600mm 得出支腿的高度為： H 支 = H0+h0-hz-h 臺 -H 支下 -H 下端 6 =（16.5+2.5-0.3-3.415-0.185-0.6）m =14.5m=14500mm 門架平面: 剛性支腿上端寬度:b 剛上 =1.2h 主 =4.8m。 為滿足彎矩和扭力的強度要求，取 b 剛上 =5m。 下端寬度 b 剛下1.59/3=0.53m。 考慮車輪和支腿支撐的構造，取 b 剛下 =1000mm。 為節(jié)省材料又能符合力學的要求，將剛性支腿的構造設計為如下圖形式： 圖 2-4 剛性支腿 剛性支腿上截面： 7 圖 2-5 11截面圖 剛性支腿下截面： 圖 2-6 22截面圖 剛性支腿 1-1截面計算： 222(640157610)49098Amm 圖 2-7 剛性支腿上端截面 整個截面是由兩個截面組成，一個截面 321041205762140795.68mxI半 （ ）9y434半 （ ） 整個截面的慣性矩： 10423.6mxI半 8 2124y2350.9mIA半 計算剛性支腿中間截面的尺寸屬性： 298剛 中 上 1043.6xxI剛 中 上 （ ）214yy275.3mA剛 中 半 （ ） 剛性支腿下端截面計算： 22(104160)603 1042574795.4mxI（ ）29y 231 （ ） 2.5柔性支腿設計 柔性支腿下端寬度設計于剛性支腿相同：b 柔下 =1040mm 根據(jù) b0.7柔 下柔 上 柔 上 取 b 柔上 =1640mm 9 圖 2-8 柔性支腿 支腿上截面： 圖 2-9 柔性支腿上端截面 柔性支腿下端截面和剛性支腿下端截面各尺寸一樣： 圖 2-10 柔性支腿下端截面 柔性支腿上截面： 22(1640215760)740Am3 1044953.6mxI （ ）2y12 （ ） 10 柔性支腿中間截面： 22(1340215760)6904Am3 1044753.mxI （ ）2y 812 （ ） 柔性支腿下截面和剛性支腿下截面各尺寸一樣，截面性質一樣在此不再做 計算。 2.6下端梁設計 圖 2-11 下端梁總尺寸 下端梁的兩端截面計算： 圖 2-12 下端梁截面22(1046201)4580Am3 9463.1mxI （ ）2y 912 （ ） 11 2.7上馬鞍設計 上馬鞍設計與主梁直接相連，截面比較細小，起到加強橋架穩(wěn)定性、水平 剛度、抗彎、抗扭能力。因為上馬鞍不在支腿平面與支腿直接剛性連接，所以 所受作用力相對較小。為了簡化模型在此我們不對其做考慮，把其當作進一步 加強作用。 圖 2-13 支腿平面示意圖 圖 2-14 上馬鞍的尺寸設計 3.起重機整機穩(wěn)定性計算 帶懸臂的龍門起重機，除驗算沿大車運行方向空載起、制動時的穩(wěn)定性， 還須驗算垂直于軌道方向的穩(wěn)定性，由于集裝箱的迎風面積不大，運行速度較 12 低，故滿載時的穩(wěn)定性可不計算。 3.1空載起重機沿軌道方向起、制動時的載重穩(wěn)定性安全系數(shù)驗算 1f1340.5()1.GBKPhPh小橋 小橋 式中 G 橋 橋架重量2剛 腿 柔 腿靜 總 馬 鞍 臺 車 下 橫 梁橋 （ +G）185.40.6138t梁靜 總 軌 欄 桿 電 G 梁 一根主梁的自重 G 梁 =118t G 軌 一根主梁上的小車軌道自重 G 軌 =5.4t G 欄桿 一根主梁一側的平臺欄桿的自重 G 欄桿 =10t G 電 位于平臺上的電氣設備的重量 G 電 =4.6t G 剛腿 剛性支腿的自重 G 剛腿 =18t G 柔腿 柔性支腿的自重 G 柔腿 =12t G 馬鞍 馬鞍自重 G 馬鞍 =10t G 臺車 大車運行臺車總自重 G 臺車 =40t G 下橫梁 下橫梁自重 G 下橫梁 =15t2 tt橋 （ 138+210+45） =6 Pf作用在橋架和小車上的工作狀態(tài)最大風力。 計算風力時，前面一排的主梁，馬鞍、支腿、下橫梁及大車 輪組遮擋后面一排主梁、馬鞍、支腿、下橫梁及大車輪組。故后面一排受 風面積應減小，減小程度用折算系數(shù) 表示。 風力計算公式分別為： fnPckqA前f 后 f nck后 13 f nPckqA后 式中 P 作用在橋架與小車上的非工作狀態(tài)的最大風力 C風力系數(shù) c=1.6 Kh風壓高度變化系數(shù),K h=1 計算非工作風壓時,K h=1.13 q 第類載荷的風壓值 q =250Pa q 第類載荷的風壓值 q =250Pa 折算系數(shù)，根據(jù) a/h值查 a/h=3.25 4 h1橋架與小車擋風面積形心高度 工作狀態(tài)最大風力 Pf及非工作狀態(tài)最大風力 P f和其相應的迎風面和形心 至大車運行軌頂?shù)母叨?h，計算如表： 表 3-1 力 矩 名稱 迎風面積 A （m 2） 形心高度 h1 (m) 工作風載 t 非工作風 載 t 1fPh 1f 主梁 384 21 15.36 55.5 322.56 1165.5 剛腿 17.4 16 0.696 2.51 11.14 40.16 柔腿 18.85 17 0.752 2.71 12.78 46.07 馬鞍 2.8 25.4 0.112 0.40 2.84 10.16 下橫梁 12.8 3.8 0.48 1.80 1.82 6.84 小車 16 24 0.64 2.31 15.36 55.44 司機室 4 18 0.16 0.58 2.88 10.44 大車車輪組 2 0.5 0.08 0.29 0.04 0.145 求各部件迎風面積及形心至大車運行軌頂?shù)母叨葧r，分別參照符圖從表 3- 1的值如下： 132.561.42.7841.25.3680.4369.2/fPh tm 14 165.4016.70.16845.10.45134.7/fPh tm P橋起重機運行起、制動時引起橋架水平慣性力 gtGV橋 大橋 制 式中 t 制 起重機制動時間，t 制 =7秒。 在計算穩(wěn)定性時，取緊急制動時間，t 制 =3.5秒。50.2439.8163.GPG橋橋 橋 h3橋架重心高度。 由于 2剛 腿 柔 腿靜 總 馬 鞍 臺 車 下 橫 梁橋 （ +） 故 P 橋 h3值列表中： 表 3-2 名稱 重量 G（t） 重心高 度 h3(m) 慣性力 P 橋 （t） 力矩 P 橋 xh3 （t/m） 2G靜總 276 23 6.7 154.1 2G剛 39 16 0.9 14.4 2G柔 24 17 0.58 9.86 2G馬鞍 10 26 0.24 6.24 2G臺車 80 1.8 1.94 3.5 2G下橫梁 30 3.8 0.7 2.6633hh154.986.243.56190.7t/mP橋 橋 P 小 起重機運行啟動，制動時引起的小車水平慣性力 0.21.t9.8163.5GG小小 小 h4小車重心高度 h 4=24m B軌距 B=16m10.5(680)1645287.1.449.7.43.K 15 3.2起重機滿載時垂直于大車運行軌道方向的載重穩(wěn)定性安全系數(shù) 驗算 圖 3-1 門架平面分析12201 0 h2 1.4QLGPhPKL 剛小 小橋 剛 式中 P 2作用在集裝箱上的工作狀態(tài)最大風力。hq1.6259.317tCA集 h2小車軌頂至大車軌頂間的距離 h 2=23.2m PQ小車運行起、制動時引起的物品水平慣性力 P 小 小車運行起、制動時引起的小車自重水平慣性力 24n7QG制小小 式中 2起升載荷系數(shù) 當 V 起 =25m/min時 2=1.17 4運行沖擊系數(shù) V 小 小于 60m/min時 4=1.1 n 制 小車制動的輪數(shù)， n 制 =4 16 n小車的總輪數(shù) n=241.720.1845.t2QP小 h2=h4=23.2m P1 作用在橋架與小車的縱向工作最大風力； h1橋架與小車縱向擋風面積形心高度 P1 和 h1的計算列表為： 表 3-3 名稱 迎風面積 A 形心高度 h1 工作風載 P 力矩 h 主梁 70.4 21 2.8 58.8 剛腿 46.4 16 1.85 29.6 柔腿 46.4 17 1.85 31.4 馬鞍 14.4 25.2 0.576 14.5 司機室 6 18 0.24 4.3 下橫梁 15.8 3.8 0.63 2.4 大車輪組 9.8 0.5 0.38 0.2 =141.2t/mhP 所以： 16048134.2173.2543.22 761.40K 自重穩(wěn)定性安全系數(shù) ，見圖和下式計算。 110.51.5hP（ G橋 +小 ） B 式中 由上表數(shù)值得出：110.53.01547K（ 6+8） 可見起重機的穩(wěn)定性滿足富余很大可保安全。 17 4.主橋架計算 4.1載荷計算 起重機的各種載荷不可能同時作用于金屬結構，應按各種載荷出現(xiàn)的頻繁 程度與結構的重要性根據(jù)起重機不同工況，考慮最不利的情況下，進行合理組 合。 （1）主梁自重載荷 主梁的單位重量： 34q019.801./26GFNmLl靜 總 （2）一根主梁上小車集中載荷 由于小車的軌距相對主梁橋梁的長度過小，故計算時將車輪壓力計算為一 點壓力，作為集中載荷，作用于主梁上的移動載荷。 35()/2(108)9.10/29.810Qxcpmg N 由于 簡便起見 用 代替 ， ， =1.1421424 （3）端梁自重 分配于主梁端部為固定集中載荷: 3449.810.91dFN （4）慣性載荷 一根主梁上的小車慣性力為: 549.8107.104HxPN 18 一根主梁自重的慣性力: 431.30.951/HFqPNm 端梁自重作用在主梁端的慣性力為: 32.7014dH （5）偏斜運行側向力 由于本起重機采用剛、柔性支腿，故側向力主要作用在剛性支腿架下面。 滿載小車在主梁跨中央 支腿下面采用 6車輪臺車，2 個一組 剛性支腿端總靜輪壓： 361 1 1P()(461208)9.0.79023RGP N橋 由 查得06.8LB0.5 偏斜側向力為： 641s.079.1508.9102RP N 滿載小車在主梁左端極限位置 剛性支腿下端車輪總靜輪壓為： 362111P)468012)9.0.4032RGP N橋（ （ 65s22.5.R N （6）扭轉載荷 偏軌箱形梁有垂直載荷和水平慣性力的偏心作用而產(chǎn)生的移動扭矩，其他 載荷產(chǎn)生的扭矩較小而且作用方向相反，故不做考慮。 偏軌箱形梁彎心 A在梁截面的對稱形心在 x軸上， （不考慮翼緣板外伸部分） 19 彎心至主腹板中線的距離為： 21281()(1590)632ebm 圖 4-1 扭轉載荷計算 軌高 h g=152mm1 (2015)2172gHhm 移動扭轉力為： 551.9863.80pTe Nm4702.17.1HxPh 4.2主梁內力計算 （1）主梁垂直平面所受的內力 小車位于跨中央對主梁產(chǎn)生的垂直彎矩： 20 圖 4-2 垂直面受力分析 圖 4-3 小車位于跨中位置時主梁垂直截面內力分析2 542420479.8106.3106.3108()( )8482.01qcvFLPlMNm 跨中內扭矩為： 5()4.1702ncPHTTNm 跨中主腹板所受剪力為： 541.102pF 小車位于懸臂極限位置，對主梁跨端或懸臂根部產(chǎn)生的垂直彎矩： 21 圖 4-4 小車位于懸臂極限位置時主梁垂直截面內力分析 2 420 5 446 1.308()1.(9803.9108)1.70qdvbdFlMPNm 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿端部截面所受扭矩： 58.3410ndPHTNm 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿端部截面所受剪力為： 64.pdF （2）主梁截面水平載荷產(chǎn)生的內力 小車位于跨中時產(chǎn)生的水平彎矩： 02104433233246 ()()()8710.60.951.768(.95.71).022.80HWHWHWc sFlPLMpBNm 小車在懸臂極限位置時主梁跨端產(chǎn)生的水平彎矩： 020 2033244 46()1().95.7)1871.3 6.91083.5HWcHWsFlMPlpBNm 4.3 強度計算 22 （1）主梁跨中的強度計算 需要計算主梁跨中截面危險點 1、2、3 的強度 圖 4-5 主梁截面 主腹板上邊緣點 1的應力 主腹板邊至軌頂距離為： 0520172yghm 主腹板邊的局部壓應力為： 5411.987.06(270)12mPMpaC 垂直彎矩產(chǎn)生的應力為： 7301 1.0496.6.893.850 xMy paI 水平彎矩產(chǎn)生的應力為： 63102 102.72.7.6.5yx MpaI 慣性載荷與側向力對主梁產(chǎn)生的軸向力較小且作用相反。應力很少故這此不 計算。 23 主梁上翼緣的靜矩為: 0103(.5)2174(986.10)72yBm 主腹板邊上的切應力為： 57531 6.40.4.1020378(28)927.FpSyTnIxAMa 式中：A0 為主梁的過四邊中心線的截面面積： 20159402639180Am 點 1的應力：002.5Mpa222 231.957.0613.957.063.16.877mpa 點 2的應力： 736321 10.0425.902.5892.3.8.710.736.1.9yxIIMpapa 驗證合格 點 3的應力： 736322 110(30)2.045.902.89.1.51.53857.(0.7)6.yxIIMpapa（ （ ） 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿根部截面的強度計算 仍然驗算該截面的 1、2、3 點的強度 主腹板上邊的切應力為: 5.420FpSyTnMpaIxA 24 點 1的應力: 736311002 1 10.096.0.572.3858.37.56yxMIpa 2222 20067.0657.35.41.17m 點 2的應力: 點 736322 1 10.025.90.592.3.8.79.54.1.5yxMIIpaMpa 點 3的應力: 736322 1 10(30)1.025.90.589.1.(3875(947.816.yxIIpapa ） 4.4疲勞強度計算 橋架工作級別為 M6，應按載荷組合計算計算主梁跨中的最大彎矩截面的 疲勞強度。 由于水平慣性載荷產(chǎn)生的風載產(chǎn)生的應力相對較小，為了簡化計算故忽略。 主梁自重彎矩: 圖 4-6 主梁自重彎矩 25 滿載小車在跨中時對主梁的彎矩: 圖 4-7 集中載荷作用的彎矩 滿載小車在懸臂極限位置時的彎矩: 圖 4-8 集中載荷作用的彎矩 由此可見主梁中間位置截面的疲勞破壞最嚴重，以下驗算中間界面的疲勞 強度: 跨中最大彎矩為: 7max2.041McvNm 跨中的最小彎矩為，滿載小車在懸臂極限位置: 200424256in()81.361.389.103)2.810qFLlPl Nm （1）驗算主腹板受拉翼緣板焊縫 4點 的疲勞強度 26 圖 4-9 主梁截面 73max20ax 1().4203.909.685My MpaI63in20in 1().5370 xI 應力循環(huán)特性： mi15.1ax09.6Mpa 根據(jù)工作級別 A6，應力集中等級 K1及材料 Q235，查得 -1=119Mpa 焊縫拉伸強度許用應力為： 1.67.6719 82.300.rt Mparmax9.rtMpa（ 合 格 ） （2）驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處 5點疲勞強度 73max2ax 1(70).493.06.88y MpaI 27 63min2in 1(70).8973.014.65xMy MpaI 應力循環(huán)特性: i14.60.137ax038pa 根據(jù)工作等級 A6材料為 Q235，橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接，底板與 受拉翼緣板的間隙距離為 50mm，應力集中等級為 K3。 查得-1=71Mpa。 1.67.671 08.700.3rt Mpar 符合要求。max.38rt 4.5主梁穩(wěn)定性計算 （1）整體穩(wěn)定性 402.536hb 整體穩(wěn)定性符合要求。 （2）局部穩(wěn)定性 翼緣板穩(wěn)定性: 015879602b 需設置一條縱向加勁肋在垂直中心線處，不再進行驗算。 翼緣板最大外伸部分: 0157.152eb 穩(wěn)定滿足。 主腹板穩(wěn)定性: 28 043.2012h 副腹板穩(wěn)定性: 0450328h 需設置橫隔板及三條縱向加勁肋，主腹板設置相同，其布置顯示于圖： 圖 4-10 主梁加強布局 橫向大隔板間距 a=2000mm 縱向加勁肋位置 140.28hhm 且23 3240ahm 寬翼緣添加小隔板的間距為 a0=400mm 加勁肋尺寸的確定: 大隔板的厚度為 =8mm，板中孔尺寸為 1200mm3590mm 上翼緣板縱向加勁肋選用10 取 h=150。 厚度 ，取 。34l10 腹板: 1576.0b8 38 需設置橫向加勁肋 a=1.5m。 并設置一條縱向加勁肋在中線處。 寬度 h10，取 h=120。 厚度 ，取 。34l8 圖 5-9 柔性支腿加緊肋 圖 5-10 剛性支腿加勁肋 39 6.下橫梁的強度計算 經(jīng)分析下端梁 5點為危險點，5 點受雙向載荷。 5點的應力為： 521.06yMNm 圖 6-1 下橫梁端截面6212.4510 xMNm 在截面內位于支腿腹板正對下側添加 2橫向大隔板截面面積為： 264080A55563 39 91.12280.4501.063.1.1278.27yxxNPMIIpa（ ） 7.連接強度驗算 支腿上端與主梁通過法蘭盤用螺栓連接，下端與下端梁焊接。 7.1計算法蘭板上焊縫的強度 支腿與法蘭采用焊接連接，采用 40 周邊貼角焊縫連接，焊縫高度 。8fhm 剛性支腿上法蘭平面和焊縫在 X方向的作用力為: 圖 7-1 支腿受力 所受的彎矩為: 612348.7510ccccMMNm 水平慣性力 F為: 4w.6H大 車 大 車 計算焊縫的慣性矩: 圖 7-2 焊縫連接 焊縫截面性質: 22(64015762)0.49638.f fAhm 41 32104(.7560.785)42.659f fIxhhm3 2101104(. .)26.984.732.659yf ff fIhhm2【 （ ） +7（ +89） 】 經(jīng)過分析焊縫端點 6點為應力最大點，6 點的應力為：4.7938.Ff MpaA 631.702509.5.4Myx paI 222.61nkFM 0.8.175 9pa 驗算合格。 柔性支腿不受彎矩作用，其他受力過小，故在此不做計算。 7.2剛性支腿下端與下橫梁聯(lián)合 采用 10mm焊縫，焊接計算。 圖 7-3 焊接布置32 104120.75680140.72.397yf fIhhm 42 61.4250yMNm 任意外側的一點 7: 63710.892.5937yx MpapaI 7.3螺栓連接計算 圖 7-4 螺栓布置 （1）剛性支腿與主梁的連接 由支腿的受力分析可得出距 y0軸最遠的一排螺栓的受力最大,豎直方向的 壓力最小值為 0。 63921()8.7510508315niMGeyPl N222219253608560144708.7niym 共采用 92個普通螺栓，孔徑的 40mm。螺紋小徑為 。031.87dm 43 單個許用拉力為： 22031.874016254lldPN 其中 .l Mpall 驗算合格 單個螺栓的剪力: 48.736109.562ljFPNn.10824ljd 合格ljjP （2）柔性支腿與主梁的連接 柔性支腿與主梁采用鉸接，受單向較小作用力，在此不在計算。 8.剛度計算 8.1靜剛度和位移 圖 8-1 剛度計算 （1）滿載小車位于主跨中產(chǎn)生的垂直靜撓度 333152614 8()8()4129.00.(2613.7833.8pLPLpKYEIKEIILLY 驗算通過。 44 式中: 集中載荷59.810pN 2.6E 137850Ix 為剛性支腿對垂直平面的折算慣性矩，可以近似取支腿距1. 小端為 0.72H處的截面慣性矩。 113.78502.36IHkL （2）滿載小車位于懸臂端極限位置產(chǎn)生的靜撓度 2 51 12839.8103() (03126.760.497)0.cpLKYlLEIlcY 8.2橋架水平慣性位移 3224 422510510(3)880.766.356(3180)41.41.32Hs syyCPLFxlxEI LL 合格。 8.3起重機偏斜運行對主梁產(chǎn)生的水平位移 342510.18602.70.853wspsypsPLXLEIX 45 式中 起重機偏斜運行超前力 wsP5401.620183.610siBNL 8.4垂直動剛度 門式起重機的動剛度以滿載小車位于起重機指定位置產(chǎn)生的滿載自振頻率 來表達。 圖 8-2 門式起重機垂直自振頻率的計算 滿載小車位于跨中或懸臂端工作時，應按同一標準來檢驗起重機的垂直自 振頻率，計算模型如圖所示，門式起重機的垂直自振頻率（HZ） 。 可用下列公式來計算： 012()(1v vgf fy 起重量： Qmk 小車量： 8xg 橋架中點的質量為： 10.50.51780.145260816725xkAL kg 起升鋼絲繩最大下放長度為： 2rqrlHm 橋架跨中靜位移： 3 530 189.81060.497() .84248QxPLky mEI 46 起升鋼絲繩選用直徑為 36mm，鋼絲繩滑輪組的靜伸長為： 60 51.70124.5887.3QrPl mnEA 結構影響系數(shù)為： 2 20121619.()()0.19460845ym 起重機跨中的垂直自振頻率為： 01198102()(2(.24.5)(.946).gfyfHZ 驗算合格。 小車位于懸臂端頻率小在此不做驗算。 9.起重機拱度 為使小車正常運行，門式起重機的主梁需在跨間設置拱度，在懸臂設置翹 度。 主梁跨中央的上拱度取為 ，懸臂端的翹度取為 ，其它部分按二次拋10L30l 物線變化?？紤]制造誤差和可能引起的變化（減小） ，允許將拱度和翹度值增大 40%。 47 參 考 文 獻 1張質文.起重設計手冊M.中國鐵道出版社,1998:120135. 2王金諾,于蘭峰.起重機運輸機金屬結構M.中國鐵道出版社,2002:167254. 3起重機設計規(guī)范（GB3811-83）M.北京:國家標準局出版社,1983:231287. 4港口機械設計手冊M.人民交通出版社,2010:278365. 5陳道南,盛漢中.起重機課程設計M.冶金工業(yè)出版,第二版:122154. 6徐格寧.機械裝備金屬結構設計M.機械工業(yè)出版社,第二版:65112. 7陸國賢.門座式起重機設計M.人民交通出版社,1985:121145. 8陳瑋璋,顧迪民.起重機械金屬結構M.人民交通出版社,1986:145176. 9胡宗武,顧迪民.起重機設計計算M.北京:科學技術出版社,1989:156178. 10起重機設計規(guī)范（GB/T3811-2008）M.北京:國家標準局出版社,2008:114201. 11張鋼.軌道式集裝箱門式起重機在港口的應用J.2004 年第 7期：1215. 12丁敏,張德文.大跨距軌道式集裝箱門式起重機結構計算分析J.2009 年第 13期: 3439. 13彭傳圣.集裝箱門式起重機應用現(xiàn)狀分析J.2004 年第 18期：2530. 48 致 謝