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毕业设计说明书目 录CAD图值请联系本人，qq：68661508摘要.III 前言.1第一章 桥式起重机金属结构设计参数. 2第二章 .总体设计3 2.1 大车轴距3 2.2 主梁尺寸3第三章 主端梁截面积几何性质4第四章、载荷5 4.1 固定载荷5 4.2 小车轮压5 4.3 动力效应系数6 4.4 惯性载荷6 4.5 偏斜运行侧向力6 4.6 扭转载荷8第五章 主梁计算9 5.1 内力11 5.2 强度14 5.3 主梁疲劳强度16 5.4 主梁稳定性18第六章、 端梁计算25 6.1 载荷与内力26 6.2 水平载荷27 6.3 疲劳强度31 6.4 稳定性34 6.5 端梁拼接35第七章 、主梁和端梁的连接39第八章 、刚度计算40 8.1 桥架的垂直静刚度40 8.2 桥架的水平惯性位移41 8.3 垂直动刚度41 8.4 水平动刚度42第九章、桥架拱度43 总结45 参考文献46 致 谢47 英文资料48 摘要本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。设计过程先用估计的桥式起重机各结构尺寸数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材料的许用要求后，画出桥架结构图。然后计算出主梁和端梁的自重载荷，再用此载荷进行桥架强度和刚度的精确校核计算。若未通过，再重复上述步骤，直到通过。由于桥架的初校是在草稿中列出，在设计说明书中不予记录，仅记载桥架的精校过程。设计中参考了各种资料,运用各种途径,努力利用各种条件来完成此次设计.本设计通过反复斟酌各种设计方案,认真讨论,不断反复校核,力求设计合理;通过采取计算机辅助设计方法以及参考前人的先进经验,力求有所创新;通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。关键词:桥式起重机,校核,许用应力Metal Framework Of Bridge Crane(10t 25.5m) DesignAbstractThe project designs metal framework of bridge crane in use of allowable stress method and CAD. At first ,I chose size assumably.Then, proofreaded the size.If the proof was not passed,must choose the size again up to pass the proof.If the proof was passed,it could carry on the specific structural design.At last,its plot and clean up the calculation process. Designed to make reference to the various of data in the process, make use of various paths, work hard to make use of the various of condition to complete this design in reason. I considered various design projects, discussed earnestly,calculated time after time, try hard for a reasonable design;via CAD and make reference advanced experiences,try hard for a innovatory design;via CAD,ploting and calculation can make good use of powerfull computer,try hard for a high efficiency design.I knew the various of design methods,newest machine design methods both here and abroad also found various of good data. Key Words:bridge crane,proofread,allowable stress前 言此次设计是对桥式起重机双梁桥架进行结构设计。通过这次设计，我对起重机械，特别是金属结构的设计有了更进一步的认识和了解。通过本次设计,加深对桥式起重机各部分功能和设计特点的掌握,学会使用许用应力法设计.设计中认真参考各种资料如,运用各种途径如上网,采取计算机辅助设计AUTOCAD2007努力对桥式起重机桥架金属结构进行合理设计.桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行构成一矩形的工作范围就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料不受地面设备的阻碍。这种起重机广泛用在室内外仓库厂房码头和露天贮料场等处。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3种。 物料搬运成了人类生产活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高。起重机正经历着一场巨大的变革。大型化和专业化、模块化和组合化、轻型化和多元化、自动化和智能化、成套化和系统化以及新型化和实用化是这场变革得主题。由于本人还是个即将离校的应届毕业生，介于水平和能力有限，设计中有不少不合理处和错误望各位老师批评指正。第一章：桥式起重机金属结构设计参数起重量： 12.5 t跨度： 25.5 m工作级别： A6起升高度： 16 m小车轮距： 2.7 m小车轨距： 2.5 m起升倍率： 4起升速度： 13m/min小车运行速度： 45 m/min小车工作级别： M 5大车运行速度： 90 m/min第二章 .总体设计桥架尺寸的确定2.1 大车轴距 =（）L=（）22.5=6.3754.25 m根据小车轨距和偏轨箱型梁宽度以及大车运行机构的设置，取=5.2 m端梁全长B=6.7 m2.2 主梁尺寸 高度h=（）L=18211500 mm 取h=1600 mm取腹板高度 =1500 mm翼缘板厚度 =120 mm腹板厚度 =8 mm, =6 mm主梁总高度 =+2=1620 mm主梁宽度 b=(0.40.5) =648810mm腹板外侧间距 b=760mm=425mm 且=540mm上下翼缘板不相同，分别为 10930及10800 mm主梁端部变截面长 d=3187 mm,取 d=3150 mm. 图2-1、 双梁桥架结构第三章 主端梁截面积几何性质图3-1、 主梁与端梁截面a) 主梁截面 b)端梁截面主梁 A=39700mm2=0.0397m2 Ao=7531610=1212330mm2 惯性矩=1.59621010mm4=4.229109mm4端梁 A=21184mm2=0.02118mm2=2.3215109mm4=5.9215108mm4第四章、载荷 4.1 固定载荷主梁自重载荷为 =kAg9.81=1.2=3668.7 N小车轨道重 =38.869.81=381.22N/m栏杆等重量 =g=1009.81=981 N/m主梁的均布载荷 =+=5031N/m4.2 小车轮压 起升载荷为 =g=12500N小车自重 =107910N小车自重载荷 =mg=12.129.811000=107910.2N=+=115904.2N空载轮压 =33.5kN=38.3kN4.3 动力效应系数 1=1.1 2=1+0.7Vq=1+0.713/60=1.1517 =1.+0.058=1.1+0.05890/60=1.19 h=1mm,接头高度差 4.4 惯性载荷 大小车都是4个车轮，其中主动轮各占一半，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为 =8278.87 N大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为 =8278.87 N= =359.4 N/m主梁跨端设备惯性力影响力小，忽略4.5 偏斜运行侧向力一根主梁的重量力 =5031(25.5-0.4)=126278.1 N一根端梁单位长度的重量为= =1.1=1794.5N一根端梁的重量为= B=1794.56.7=12023 N一组大车运行机构的重量（两组对称配置）为=g=8039.81=7877 N司机室及设备的重量和为=g=20009.81=19620 N4.5.1 满载小车在主梁跨中央 左侧端梁总静轮压按图4-1计算 图4-1、 端梁总轮压计算=（323730+107910）+126278+19620（1-3/25.5）+7877+12023=379310 N由=25.5/5.3=4.245查得=0.17侧向力=3793100.17=32620.7N4.5.2 满载小车在主梁左端极限位置 左侧端梁总静轮压为= = 561275.5侧向力 = =48270 N估算大车轮压 P=18 t选取大车车轮直径为800 mm,轨道为QU71.4.6 扭转载荷 中轨梁扭转载荷较小，且方向相反，可忽略。故在此不用计算。 第五章 主梁计算5.1 内力5.1.1 垂直载荷 计算大车传动侧的主梁。在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图所示5-1 图5-1、 主梁计算模型 固定载荷作用下主梁跨中的弯矩为=（）=1.19 ()=530455N跨端剪切力为 =1.14 503125.5+7877+19620（1-）=106307.5N移动载荷作用下主梁的内力1） 满载小车在跨中，跨中E点弯矩为 =轮压合力与左轮的距离为=2.653 m则 =705836.86N.m跨中E点剪切力为 （1-）=61788.036 N跨中内扭矩为=（+）=（1.1973758.57+14530.14）=51645N.m2)满载小车在跨端极限位置（z=）.小车左轮距梁端距离为=-=0.7 mm端梁剪切力为=（）=1.19（25.5-2.653-0.7）=119789.87N.m跨端内扭矩为 零主梁跨中总弯距为=+=530455+705836.86=1236291 N.m主梁跨端总剪切力=+=106307.5+119789.8=226097.3 N5.1.2 水平位置1）水平惯性力载荷在水平载荷及作用下，桥架按刚架计算。K=3b=K=1.5 a=(-K)= (5.8-3)=1.3水平刚架计算模型示表图5-2 图5-2、水平刚架计算模型 小车在跨端。刚架的计算系数为 =1+=1+=1.1342跨中水平弯矩=41533 N.m跨中水平剪切力为=4139.4 N跨中轴力为=3875.5N 小车在跨端。跨端水平剪切力为=10652.3 N2） 偏斜侧向力。在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析（如图5-3） 图5-3、 侧向力作用下刚架的分析这时，计算系数为 =1+=1.295 小车在跨中。侧向力 =3688350.1695=32620.7N超前力为=7419.6 N端梁中点的轴力为=3710 N端梁中点的水平剪切力为=32620.7（-）=5786.4N主梁跨中的水平弯距为= =32620.71.3+5786.41.58-3678.83 =4899.3N主梁轴力为=26834 N主梁跨中总的水平弯矩为=41533+4899.3=46432.3 N.m 小车在跨端。侧向力为 =48270N超前力为=10979N端梁中点的轴力为=5489.5N端梁中点的水平剪切力为= （）=48270（-）=8562.4 N主梁跨端的水平弯矩为= a+b=482701.3+8562.41.58=77245 N.m主梁跨端的水平剪切力为=-=5489.5 N主梁跨端总的水平剪切力为=16141.8 N 小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩与惯性载荷的水平弯矩组合值较小，不需计算5.2 强度需要计算主梁跨中截面（如图3-1所示）危险点、的强度5.2.1 主腹板上边缘的应力 主腹板边至轨顶距离为=144 mm主腹板边的局部压应力为 = =50.57 MPa垂直弯矩产生的应力为= =101.2 MPa水平弯矩产生的应力为= MPa惯性载荷与侧应力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，故不计算主梁上翼缘板的静矩为=10930（783.6-5） =7240980 mm4主腹板上边的切应力为=3.8 MPa点的折算应力为=+=107.1MPa= = =68 MPa=175 MPa（1） 点的折算应力为= =117.3MP=175 MPa（2） 点的应力为=1.15 =134.5 MPa=175 MPa5.2.2 主梁跨端的切应力 主梁跨端截面变小，以便于主端梁连接，取腹板高度等于=900mm。跨端只需计算切应力1） 主腹板。承受垂直剪力及扭矩，故主腹板中点切应力为 =主梁跨端封闭截面面积为=（b-7）(+)=753910=685230 mm2代入上式= =51.15 MPa=100 MPa副腹板中两切应力反向，可不计算2） 翼缘板。承受水平剪切力 =16141.8 N及扭矩=95189N.m= =8 MPa=100 MPa主梁翼缘焊缝厚度取=8mm，采用自动焊接，不需计算5.3 主梁疲劳强度桥架工作级别为A7,应按载荷组合计算主梁跨中的最大弯矩截面（E）的疲劳强度 由于水平惯性载荷产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性力 求截面E的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中(轮压在E点上)则=2088055 N.m空载小车位于右侧跨端时（如图5-4） 图5-4、 主梁跨中（E）最小弯矩的计算左端支反力为 =4392 N=530455+1.194392 0.5（25.5-1.344） =593580.4 Nm5.3.1 验算主腹板受拉翼缘板焊缝的疲劳强度 = = =108.1MPa=30.73 MPa 图5-5、 主梁截面疲劳强度验算点 应力循环特性 =0.2840根据工作级别A6，应力集中等级及材料Q235，查得MP，=370 MPa焊缝拉伸疲劳需用应力为 =216.3MPa=108.1 MPa （合格）（1） 验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处 = =101.6 MPa = =55.02 MPa=0.28420显然，相同工况下的应力循环特性是一致的根据A7及Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，板底与受拉翼缘间隙为50 mm，应力集中等级为K3，查得=71MPa拉伸疲劳需用应力为=141.7MPa=101.6 MPa （合格）由于切应力很小，忽略不计 5.4 主梁稳定性5.4.1 整体稳定性主梁高宽比=3 （稳定）5.4.2 局部稳定性 翼缘板=74.660，需设置一条纵向加劲肋，不再计算 翼缘板最大外伸部分=15 （稳定）主腹板 =200副腹板 =266.7故需设置横隔板及两条纵向加劲肋，主副腹板相同，其设置如图5-6腹板间距a=1600mm，纵向加劲肋位置=0.2=380mm1) 验算跨中主腹板上区格的稳定性。区格两边正应力为=（101.2+5.9）=107 MPa 图5-6、 主梁加劲肋设置及稳定性计算= =65.2 MPa=0.61 （属不均匀压板）区格的欧拉应力为=116.25 MPa（b=320mm）区格分别受、和作用时的临界压应力为=嵌固系数为=1.2，=51,屈服系数=4.912 则=1.24.912116.25 =798 MPa 0.75=176 MPa需修正，则=（） =235 =219.8 MPa腹板边局部压应力=50.57 MPa压力分布长c=2+50=2 (134+10)+50=338 mm=53，按a=3b计算，=3=0.376区格属双边局部压缩板，板的屈曲系数为= = =2.028=1.22.028116.25=296.86MPa0.75=176 MPa需修正，则=235 =200 MPa区格平均切应力为= = =5.7 MPa由=51，板的屈曲系数为=5.5=1.25.5116.25=767.25 MPa =1329 MPa需修正，则= =227.16 MPa=131.15 MPa区格上边缘的复合应力为=86.32MPa=52，区格的临界复合应力为= = =155 MPa=116.54 MPa区格的尺寸与相同，而应力较小，故不需再算。主腹板外侧设置短加劲肋，与上翼缘板顶紧以支承小车轨道，间距=390 mm2) 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，区格两边的正应力为= =101.2+5.97 =108.7 MPa= = =66.9 MPa切应力 = = =5.5MPa区格的欧拉应力为= =65.4 MPa= （属不均匀压板）=51屈服系数=4.9=1.24.965.4=384.4 MPa0.75=176 MPa需要修正，则=235=208 MPa由=51，板的屈曲系数为=5.5=1.25.565.4=431 MPa=747.55 MPa需修正，则=235（1-） =222 MPa=127.6 MPa区格上边缘的复合应力为=85MPa=52，区格的临界复合应力为= =207.94 MPa=118.66 MPa区格和跨端应力较小，不再计算3）加劲肋的确定。 横隔板厚度=8 mm，板中开孔尺寸为3401100mm翼缘板纵向加劲肋选用角钢70706，A=816 mm2, =377700 mm4纵向加劲肋对翼缘板厚度中线（11）的惯性矩为= =377700+816（70+0.510-19.5） =2.891106 mm4 = =2.745106 mm4 (合格)主副腹板采用相同的纵向加劲肋63635，A=614.3 mm2，=231700 mm4纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩为= =231700+614.349.62 =1742976 mm4= = =1679360mm4 =1.5=1.5160083=1228800 mm4 (合格)第六章、 端梁计算端梁截面已初步选定，现进行具体计算端梁计算工况取满载小车位于主梁跨端，大小车同时运行起制动及桥架偏斜6.1 载荷与内力6.1.1 垂直载荷端梁按修改的钢架尺寸计算，=5.8 m, a=1.3 m, b=1.5 m, K=2b=3 m, B=6.7 m, =0.45 m, =0.19 m, 主梁轴线与主腹板中线距离=0.33 m主梁最大支承力=356755N 因作用点的变动引起的附加力矩为零端梁自重载荷为= 1794.5N/m端梁在垂直载荷作用下按简支梁计算如图6-1端梁支反力为=+ =356755+ =363908.8 N 图6-1、 垂直载荷下端梁的计算截面1-1弯矩=- =363908.82.9-3567551.58-+0 =479680 N.m剪力 =0截面2-2弯矩=a- =353684.191.07-0.5 =477014.5N.m剪力 =- =363908.8- =360129N.m截面3-3弯矩 =0剪力 =- =363908.8- =362948 N.m截面4-4（沿着竖直定位板表面）- =363908.80.19- =68705 N.m剪力 =- =363908.8- =362542 N6.2 水平载荷 端梁的水平载荷有、等，亦按简支梁计算，如图所示6-2截面1-1因作用点外移引起的附加水平力矩为=163430.331=5393 N.m弯矩 =a =163431.32 =21572.8N.m钢架水平支反力 = = =12568.1 N.=8562.4 N.=+ =+ 图6-2、 水平载荷下端梁的计算剪切力 +=12568.1+8562.4 =21130.5N轴力=25133 N截面 2-2在、水平力作用下，端梁的水平支反力为=+ =12568.1+48270+16343 =77181 N水平剪切力=77181 N弯矩为=a=771811.32 =101878.8 N.m截面3-3水平剪切力 =77181 N其他内力小，不计算截面1-1的应力计算需待端梁拼接设计合格后方可进行（按净截面）截面 2-2截面角点= = =157.5 MPa =175 MPa腹板边缘= =（） =148.92 MPa =175 MPa翼缘板对中轴的静矩为 =8X440（450-4）=1569920 mm3= =15.07 MPa 折算应力为= =151.2 MPa=175 MP截面3-3及4-4端梁支承处两个截面很近，只计算受力稍大的4-4端梁支承处为安装大车轮角轴承箱座而切成缺口并焊上两块弯板（14mm130mm）,端部腹板两边都采用双面贴角焊缝，取=8mm,支承处高度400mm，弯板两个垂直面上都焊有车轮组定位垫板（16mm90mm440mm）,弯板参与端梁承载工作，支承处截面（3-3及4-4）如图所示6-3 图6-3、 端梁支承处截面形心= =199.6 mm惯性矩为=3.4296108mm4中轴以上截面静矩 S=982197 mm3 上翼缘板静矩 =688512 mm3下翼缘板静矩 =703976 mm3截面4-4腹板中轴处的切应力为= =64.9MPa=100 MPa因静矩，可只计算靠弯板的腹板边的折算应力，该处正应力为=37.3 MPa 切应力为= =46.5 MPa折算应力为= =88.76 MPa =175 MP （合格）假设端梁支承水平剪切力只由上翼缘板承受，不计入腹板上翼缘板切应力为=32.9 MPa端梁支承处的翼缘焊缝截面计算厚度（20.78mm=11.2 mm）比腹板厚度（8mm）大，故焊缝不需验算，截面4-4的水平弯矩小，忽略不计6.3 疲劳强度端梁疲劳强度计算只考虑垂直载荷的作用6.3.1 弯板翼缘焊缝验算截面4-4的弯板翼缘焊缝满载小车在梁跨端时，端梁截面4-4的最大弯矩的剪切力为=68705 N. m=362542 N空载小车位于跨中不移动时端梁的支反力为=98580.6 N这时端梁截面4-4相应的弯矩和剪切力为= =98580.6 =18363 N. m=97432N弯板翼缘焊缝的应力为=37.3 MPa=9.97 MPa = =33.2MPa=8.9MPa根据A6和Q235及弯板用双面贴角焊缝连接，查的 =48MPa，=370 MPa= = =0.26730焊缝拉伸疲劳需用应力为= = =89.57MPa=0.2686 0按查的=133 MPa，取拉伸式= = =234.8 MPa=166 MPa=0.213 1.1 6.3.2 端梁中央拼接截面根据端梁拼接设计，连接螺栓的布置形式已经确定，可只计算受力大的翼缘板拼接截面1-1的内力为=597409 N. m空载小车位于跨中不移动，主梁跨端的支承力为= =92569 N这时的端梁支反力为=98580.6 N端梁拼接截面1-1的弯矩为=98580.6=29555.8 N. m翼缘板的平均应力（按毛截面计算）为 = =114.8 MPa翼缘板传递的内力为= =114.88440=404096 N端梁拼接处翼缘板面上布置有4-mm的螺栓孔，翼缘板净截面积为=（440-421）8=2848 mm2应力=141.9 MPa=0.268 0可见，在相同的循环工况下，应力循环特性是一致的。根据A7和Q235及带孔板的应力集中等级，查得=101 MPa翼缘板拉伸疲劳需用应力为= = =219.5 MPa若考虑垂直载荷与水平载荷同时作用，则计算应力要大些腹板应力较小，不再计算6.4 稳定性整体稳定性=2.393 （稳定）局部稳定翼缘板 =45 60 （稳定）腹板 =110.5故只需对着主梁腹板位置设置四块横隔板，=6 mm6.5 端梁拼接端梁在中央截面1-1采用拼接板精制螺栓连接，翼缘用双面拼接板8mm420mm440mm及8mm350mm440mm腹板用单面拼接板8mm440mm860mm,精制螺栓选用M20mm,拼接构造及螺栓布置如图所示6-4 图6-4、 端梁拼接构造6.5.1 内力及分配满载小车在跨端时，求得截面1-1的内力为=597409 N.m，剪力 =0=26966 N.m，=21130.5 N=25133 N端梁的截面惯性矩为=2.32149109 mm4=5.9251108 mm4腹板对x和y轴的总惯性矩为=9.2108108 mm4=4.7894108 mm4翼缘对x和y轴的总惯性矩为=1.400408109 mm4=1.1358108 mm4弯板分配： 腹板 =237029.4N.m 翼缘 =360379.6 N.m： 腹板 = =21797 N.m 翼缘 = =5196 N.m水平剪切力分配剪力有上下翼缘板平均承受，一块翼缘板所受的剪切力为= =10565 N 轴力分配轴力按截面积分配一块翼缘板受轴力=4176 N一块腹板受轴力=8390.3 N=（900-16）8=7072 mm2=4408=3520 mm2A=(+)2=21184 mm26.5.2 翼缘拼接计算由产生的翼缘轴力为=404013 N一块翼缘板总的轴力为=+=408189 N拼接缝一边翼缘板上有8个螺栓，一个螺栓受力（剪切力）为=51023.6 N由上下翼缘板平均承受，一块翼缘板的水平弯矩为=2585Nm拼接缝一边翼缘板上螺栓的布置尺寸为= =3，可按窄式连接计算=150 mm , =4(502+1502)=100000 mm2翼缘板角点螺栓的最大内应力为=3877.5N角点螺栓顺梁轴的内力和为=+=51023.6+3877.5=54901N水平剪切力由接缝一边翼缘上的螺栓平均承受，一个螺栓的受力为=1320.6 N角点螺栓的合成内力为=54916.9 N选精制螺栓M20mm,孔d=21mm, =8mm一个螺栓的许用承载力为剪切=96981N承压 =2181.8=52920 N1.05=55566 N （仍属合格）6.5.3腹板拼接计算由对腹板产生的轴力为=59231N一块腹板总轴力为=+=67621.3 N焊缝一边腹板螺栓平均受力，一个螺栓受力为=4226.3 N腹板垂直弯矩由两腹板承受，一块腹板的弯矩为=118515 N.m拼接缝一边腹板上螺栓的布置尺寸为=7.7 3，属窄式连接 =770 mm, =1102+3302+5502+7702=1016400 mm2腹板角点螺栓的最大内力为=44892 N腹板角点螺栓顺梁轴的内力和为=+=4226.3+44892=49118.3 N单剪螺栓的许用承载力=10.8175=48490.6 N1.05=50915 N （仍属合格）6.5.4 端梁拼接净截面1-1的强度因拼接处螺栓孔减少了截面惯性矩，需用净截面验算强度同一截面中各板的螺栓孔对x和y轴的惯性矩为=2188（450-4）2+4（552+1652+2752+3852）=4.381108 mm4=1.07805108 mm4端梁拼接处净截面惯性矩为=-=2.3215109-4.381108=1.8834108 mm4=-=5.9251108-1.07805108 =4.847108mm4全部板材的螺栓孔截面积为=218=4032 mm2拼接处净截面积为=A-=21184-4032=17152 mm2端梁拼接处强度为= =156.4 MPa （合格）显然，垂直载荷产生的应力是主要的。端梁计算中，载荷齐全，个别取值偏大，如小车运行惯性力仅由一侧端梁承受等，实际上要比计算结果小些。第七章 、主梁和端梁的连接主、端梁采用连接板贴角焊缝连接，主梁两侧各用一块连接板与主、端梁的腹板焊接，连接板厚度=8mm，高度=0.95=0.95900=855 mm,取=850 mm，主梁腹板与端梁腹板之间留有2050的间隙，在组装桥架时用来调整跨度。主梁翼缘板伸出梁端套装在端梁翼缘板外侧，并用贴角焊缝（=8 mm）周边焊住。必要时可在主梁端部内侧主、端梁的上、下翼缘处焊上三角板，以增强连接的水平刚度，承受水平内力，连接构造示于表图7-1 图7-1、主梁与端梁的连接主梁最大支承力为=356755N连接板需要的焊缝长度为=392.2mm实际 （足够）主、端梁的连接焊缝足够承受连接的水平弯矩和剪切力，故不再计算第八章 、刚度计算8.1 桥架的垂直静刚度满载小车位于主梁跨中产生的静挠度为=23.65 mm =31.875 mm8.2 桥架的水平惯性位移 =2.86 mm =12.75 mm8.3 垂直动刚度起重机垂直动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直自振频率来表征，计算如下主梁质量 =12872.4 kg全桥架中点换算质量为=0.5（2）+=12872.4+11000=23872.4 kg起升质量=+=32000+1000=33000 kg起升载荷 =(+)g=323730 N起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为=16+2-2=16 m桥架跨中静位移为= = =16.73mm起升钢丝绳滑轮组的静伸长为=36.9 mm结构质量影响系数为=0.07039桥式起重机的垂直自振频率为=2.08 HZ（合格）8.4 水平动刚度起重机水平动刚度以物品高度悬挂，满载小车位于桥架跨中的水平自振频率来表征。半桥架中点的换算质量为=0.5=0.5（12872.4+11000+33000）=28436.2 kg 半主梁跨中在单位水平力作用下产生的水平位移为=0.00013432 mm/N桥式起重机的水平自振频率为 =2.575HZHZ（合格）第九章、桥架拱度桥架跨度中央的标准拱度值为=25.5 mm考虑制造因素，实取=1.4=35.7 mm跨度中央两边按抛物线曲线设置拱度，如图所示9-1 图9-1、 桥架的拱度距跨中为=的点=33.47mm距跨中为= 的点=26.775mm距跨中为= 的点mm因此，桥架结构设计全部合格。总结通过3个月的金属结构毕业设计学习，使我学到了许多非常重要的知识和技术。马上就要结束了现对在3个月的学习进行以下总结： 首先，在前期的设计计算过程中，温习了以前所学的所有知识，并对其进行了巩固。在计算过程中，发现了一些疑难问题和自己以前没有注意的知识点和方法，通过老师的指导和讲解，自己的复习对其进行了理解和掌握。在规定的时间内完成了前期计算过程。 其次，通过应用CAD技术绘图，使我掌握了CAD的使用方法，同时也从中学到了许多绘图方法和技巧，特别是快捷键的应用。使我在比较短的时间内能够完成所要画的图纸。在写设计说明书的过程中，掌握了word和公式编辑器的应用。虽然在编写过程中遇到的难题，通过向自己的摸索和同学的帮助都的到了解决。 在这次设计过程中，我查阅了大量的相关资料。掌握了许多新方法和新知识。使自己的专业知识的到了大大补充。特别是一些自己平时所学课本上没有介绍的知识。例如：翼缘板和腹板加劲肋的选用、计算和校核。4分管的尺寸，还有起重机的一些安全设备的应用和工作过程。同时还了解了目前的起重机的发展情况以及以后的发展，并掌握一些最新技术和设计理论。 针对此次的设计，随着对整机的不断深入了解，也发现了设计存在的一些问题。一方面，由于缺乏必要的生产实践知识，我们的设计还局限于一定的想象空间上，实际中不生产或加工比较困难。另一方面，在设计的过程中，缺乏对细节的考虑，只抓住了其中大的框架，后续的工作还有很多。 通过这次毕业设计，使我感觉收获颇多。在设计中培养了大家的团队合作精神，遇到问题大家集体讨论进行解决，还有CAD技术的应用，这些对于我们即将走向工作岗位的新人是一个很好的培训和锻炼，同时也是平时所学的理论和实践的一次结合。这次设计将对我们的以后工作和学习奠下重要的理论知识基础和实践经验。参考文献1、大连理工大学杨长，傅东明主编。起重机械。北京：机械工业出版社，19922、起重机设计规范编写组主编。国家标准GB381183起重机设计规范。北京：国家标准局出版社，19833、张质文等主编。起重机设计手册。北京：中国铁道出版社，20014、上海交通大学王殿臣，倪庆兴主编。起重输送图册，上册起重机械。北京：机械工业出版社，19925、起重机械教材6、起重机课程设计7、堂增宝等主编。机械设计课程设计（第二版）。华中科技大学出版社，19988、材料力学刘鸿文主编 高等教育出版社 2003 致 谢我通过三个月的时间，结合了大学四年所学的专业知识，同时查阅了大量起机专业的相关资料，以及起机教研室各位老师的帮助指导。使我对起重机械的设计有了新的较系统的认识。特别是对起重机金属结构有了较深刻的了解。在近两个月的毕业设计即将完成之际，衷心的向帮助过我，鼓励过我的老师同学们表示感谢。首先要感谢在此次设计中给与我全程细心指导的老师。由于本人学识水平和设计经验的缺乏，在设计的开始阶段，遇到了很多棘手的问题，在后来的设计绘图过程中，又暴露很多实际的画图问题，自己毫无经验。秦老师的及时耐心有效的指导，才使我能顺利、如期的完成毕业设计。老师们渊博的知识、严谨的治学态度、高度的责任感和对我们时时刻刻的关怀之心，都深深的感染着我。、感谢同组的同学对我的帮助。最后，向毕业设计评审委员会的各位老师表示崇高敬意和衷心感谢。 在增强集装箱装卸起重机负荷摆动的控制 M.W.M.G.迪萨纳亚克， J.W.R.科茨，D，C. 阁下楼达兰特-怀特，和硕士Louda 澳大利亚中心的外勤机器人 机械和机电一体化工程 悉尼大学的2006年新南威尔士州，澳大利亚。 摘要：本文介绍的是强化集装箱码头起重机的设计，执行和控制 。新的起重机是基于一种新型的 reeving安排，这种安排允许快速和准确的运动 以及细小的定位。也介绍了机械设计和控制器设计的最小化 负荷摆动的重要的理论。该控制器使用测量绳的紧张局势，以提供人工阻尼负载。实验结果从1/15th 缩尺模型的提出。控制策略被认为是极其 有效在振荡阻尼吊具内两个或三个周期。 1 。说明 码头集装箱的中率是影响集装箱港口效率独一的，最重要的因素。一个集装箱港口。起重机周期被两个主要的因素限制 。首先，容器可能并不总是对齐，不方便装取。第二，负荷，悬吊的绳索长达50米，在作业过程中有摆动的趋势。这些因素可以减少中率约50 。 增大中率的潜在好处就变的十分重大。持续不断的 减少集装箱定位时间可能会使一个码头运营商节省 几百万美元左右。本文所述旨在 通过提高reeving刚度和阻尼， 并通过增加控制自由度的码头起重机来克服这些问题。 码头起重机是用来在港口装卸船上的集装箱。 一个典型的码头起重机是如图1所示。集装箱被挂在一个“吊具”上 ，吊具安装在一个“头块” 上。一套钢丝绳（该reev - 法）用来从架空铁路式手推车上提升机头部块。那个 龙门上运行的小车也可以沿着垂直轴运动的小车，使起重机的三个转变自由度。 经营码头起重机是一项艰巨的任务，需要高度熟练 司机。第一个步骤，为实现加强起重机操作就要有效控制吊具使负荷摆动减少，从而增加起重机的潜在运行速度。 目前的这一领域的工业实践由以下方面组成；依靠起重机司机的技术去避免负荷摆动，在reeving或控制系统中纳入电力或液压防摇机制。这些装置可以大大提高 复杂的起重机，许多设置似乎是在特设的基础上选择和评价的 。由吊车司机关掉些防摇机制很常见的。 许多吊机操作员在实践中发现对几何对形状的reeving做一些小的调整， 可以对起重机行为产生重大影响。 为了量化这些观察意见，对动态行为的起重机的模型示范和理解它的动态行为是很重要的，并确定影响负荷摆动的关键设计 参数。这些理解，反过来说可以导致 改善reeving几何尺寸和控制战略，尽量减少负荷摆动。 本文研究的是一种模式码头起重机的动态行为 它是基于Stewart平台结构的 1 reeving安排 。该使用的reeving 2 和，所报告的 3 和Dagalakis 4 相似。之一 的优势，这个reeving的安排好处之一是能调整载荷的 空间位置和方向而病不移动电车或 龙门。这种“微定位” 是通过独立 绞车电机改变携带头块的长度绳索，或 通过其他手段实现的。此外，不像传统的四绳reeving， 这种充分制约的Stewart平台意味着任何负荷摆动都会导致 弹性绳索1变形。这种效应大大增加 起重机的刚度，从而降低负荷摆动和潜在增加控制带宽。 2 。 Reeving几何 在reeving安排中6个绳索和一套滑轮被用来悬吊一个在平台上沿龙门束运行的电车的头块。那个 滑轮的位置装在根尖两个横向的直角梯形上，此梯形是在一个共同的垂直轴的 旋转约180时抵消 。这种直角
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