20吨电动双梁桥式起重机毕业设计(编辑修改稿)

20吨电动双梁桥式起重机毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

运动和动力仿真软件。 主要研究工作如下： 1)用 ANSYS的内部命令和 APDL 语言以及参数化技术建立了龙门起重机结构的有限元参数化模型。 它使得有限元分析过程中对模型的修改以及再次计算很方便、快捷，而且不容易出错。 2)用建立好的有限元参数化模型和 ANSYS 的内部命令以及 APDL 语言编写了小车吊载运动过程中起重机运动数值仿真的命令流文件，具体实现 了仿真，获得了仿真动画，经分析得出了有参考价值的结论。 3)研究了龙门起重机结构的动态特性。 结合有限元参数化模型编写了模态分析的命令流文件。 提取了前 10 阶固有频率 、主振型及其振型图，并对结果进行了分析。 14 4)对龙门起重机结构在货物突然起吊受到动载荷的情况进行了瞬 态分析。 结合有限元参数化模型编写了瞬态分析的命令流文件。 该瞬态分析主要是以小车满载跨中为基点进行分析的，获得了龙门起重机突然起吊的瞬态动力响应，包括龙门起重机结构主梁垂直位移、垂直速度、垂直加速度与时间的响应曲线，并对结果进行了分析。 5)有效地运用 VisualBasic软件对龙门起重机结构的运动数值仿真和动力学分析进行了封装。 独立开发了龙门起重机运动和动力数值仿真软件【 4】。 单海云 对 《 起重机结构安全性评价系统及基于有限元法的可 靠性研究 》一文该论文以港口起重机为研究对象 ,考虑影响起重机结构的各种因素 ,确定金属结构的技术状态 ,对其安全使用期限进行预测 ,并采用 Vi sual C++ 开发了一套主要针对装卸桥和门座起重机的安全性综合评价系统 .此外 ,运用有限元分析软件 ANSYS 对一台龙门起重机进行可靠性分析 .全文的总体结构如下：全文共分为 7章 ,在第一章绪论中综合叙述了国内外对起重机结构安全性评价的研究和现状、未来的发展趋势和方向、机械可靠性的发展和应用以及该文的研究目的和意义 ,简单介绍了该文所做的工作 .第二章主要阐述了起重机结构安全 性评价的理论基础 .在该章的第二节中 ,对起重机金属结构的裂纹形式和分类进行比较详细的描述 ,同时应用断裂力学的知识 ,推导出裂纹扩展速度公式 ,控制裂纹的进一步扩展 .该章的第三节论述了起重机金属结构的重要技术性能指标 ,详细讨论了指标状态指数和权重 ,并提出了基于模糊数学的随机模糊法来进一步细化结构的状态指数和权重 .根据结构的裂化指数评价结构的状态 ,并对结构的安全使用期限 15 进行预测 .第三章是开发起重机结构安全性评价系统软件的技术基础 .简单介绍了面向对象的可视化技术和程序设计语言、 Windows程序的消息和程序流程 .在第二 章和第三章的理论支撑基础上 ,第四章就是起重机结构安全性评价系统软件的实际应用实例 ,并对计算结果进行分析 ,确定起重机金属结构的使用状态 .第五章对有限元的基本思想和有限元分析软件 ANSYS进行了简单的介绍 ,同时也重点介绍了三种可靠性分析的方法 :蒙特卡罗法、响应面法、基于敏感性的分析方法 .第六章是有限元法在可靠性分析中的应用实例 ,以一台龙门起重机为例 ,详细描述了在有限元中进行可靠性分析的三个重要步骤 :模型文件的生成、可靠性分析阶段、后处理和结果的提取 ,因此该文将理论与实践密切结合起来了 .该文的最后一章对全文进行了 总结 ,提出了几点在将来应当继续研究的问题 【 5】。 毛文刚 对《 起重机疲劳寿命估算与疲劳可靠性安全检测 》一文起重机由于能快速方便地对货物进行搬运、转移，在国 民经济建设中发挥了越来越大的作用，但在工作过程中其结构要承受反复交变载荷作用，很容易产生疲劳破坏，据统计金属结构的破坏有 50％ ~90％属于疲劳破坏，因此需要对其结构进行疲劳寿命估算，并根据起重机的服役状况进行相应的安全检测，从而保证其能安全有效地运行。 本文通过对各种不同起重机实际工作情况下结构的受力特征进行计算分析，并参考相关的检测规范以及同类型起重机结构发生破坏的历史记录情况，选取起重机结构的应力测试点；然后在起重机正常工作情况下测试这些点在不同工况下的应力值，并选取应力相应比较大的点作为疲劳寿命估算点， 测量其应力 — 时间历程；采用雨流计数法对动态采样得到的应力 — 时间历程进行循环计数统计，编制出结 16 构的测试疲劳载荷谱。 由于结构的现场动态采样时间远比其整个疲劳寿命短，本文应用疲劳载荷谱理论将测试疲劳载荷谱外推，得出结构整个服役期间的全寿命疲劳载荷谱；在依据起重机设计规范推导起重机结构构件的 S— N曲线时，本文考虑到小于疲劳极限的应力幅值在结构的疲劳载荷谱中占了很大部分，对结构的累积损伤同样具有很大的影响，因此本文将结构构件的 S— N曲线分成两个阶段来表达；最后结合 Miner累积损伤法则，计算结构的疲劳损伤值，并根据起 重机的实际工作情况，估算出其剩余疲劳寿命。 同时按照上述原理，编制了一套起重机结果疲劳寿命估算程序，为起重机使用和检测部门提供了一种准确、实用的估算起重机疲劳寿命的新手段，为相关部门对起重机的安全检测和合理应用提供了一个很好的参考依据。 目前国内起重机都是通过定期对其重要部位进行检测后，来判断结构的安全状况，这种检测方式具有很大的盲目性。 本文将基于疲劳可靠性的安全检测方式应用到起重机结构的安全检测中，并根据实际工作状况下测量的应力 — 时间历程进行统计分析，确定出结构的疲劳可靠度指标曲线，与保证起重机可以安全运行的 结构最低目标可靠度指标进行比较，来判断结构的安全状况以及下次需要再次进行检测的时间间隔。 这种基于疲劳可靠性的起重机结构安全检测方式在起重机刚投入使用初期，要求的检测次数较少，这样就节约了检测成本；但到了起重机结构服役的后期，由于累积疲劳损伤的影响，结构的疲劳可靠度指标曲线下降明显，这样根据基于疲劳可靠性的方式进行检测可以保证在检测期间起重机结构的安全度水平始终可以满足安全需要。 考虑到 Matlab在数值计算、图形数据转换等方面的优点，本文所有的工作都以它为计算平台，同时相关部门可以根据具体的起 17 重机形式，不同的 工作环境状况对上述应用程序进行改进，以满足特殊的需要 【 6】。 林伟华 对《 基于 COSMOS/Works的龙门起重机金属结构的整体静态性能分析及结构细节设计 的研究 》一文针对目前国内外龙门起重机的大型起重设备金属结构设计的现状、发展动态和发展方向及其在现代工业中的重要作用，进行了龙门起重机金属结构整体和局部细节的课题研究。 目前国内起重机等大型设备金属结构的设计方法多采用以经典力学和数学为基础的半理论，半经验设计法和模拟法、直觉法等传统设计方法，使设计的精度比较低，而且对于结构一些细节部分的设计并没有做深入的研究。 本文运用有限元工程分析理论，对龙门起重机金属结构整体静态力学特性以及结构局部细节处的应力状态分布进行分析，希望达到指导设计、优化设计方案和提高起重机技 术性能的目的。 根据上海振华港机公司的设计需要，对其设计的 600t 造船龙门起重机展开研究，就有限元方法用于起重机的相关理论和实现原理进行了阐述，在现有的结构分析基础上，对龙门起重机金属结构进行了建模，单元划分、约束处理，载荷处理以及计算分析等方面的工作。 研究主要分龙门起重机整体结构的静态特性分析和结构细节的应力状态分析两个部分，分析过程使用了新兴的 CAD/CAE 集成软件COSMOS/Works，对其在结构分析中的实用性做了研究，得到了结构的主要力学特性和结构开孔以及相贯钢管节点的应力集中情况，对设计的产品进行 了较为科学的评价并总结了设计中应予以重视的问题。 本文旨在对我国起重机的计算机工程分析应用手段及设计的细节做进一步的分析研究，希望本文中用于分析的一些手段与方法以及一些分析结论对我国起重机行业 18 的相关研究有借鉴作用 【 7】。 邪小健在对《港口起重机钢结构抗脆断设计的研究》一文 港口起重机的钢结构是起重机的重要组成部分 ,是整台起重机的骨架 .《起重机设计规范》 (GB381183)对钢结构提出了抗屈服、抗失稳和抗疲劳失效的安全性核算要求 ,但不能保证抗脆性破坏的安全性。 在 《欧洲起重机械设计规范》 (1998 年 修订版 )中对钢结构抗脆性破坏提出了钢材质量选择办法。 本文针对现行起重机钢结构设计 ,从防止结构脆断的角度就如何合理选用钢材等级做 探讨 【 8】。 19 第三章 起重机的技术与说明 设计内容 计 算 与 说 明 结 果 1）确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 2）选择钢丝绳 起重机主 起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图 31的方案。 按 Q=20t，查 [1]表 41 取滑轮组倍率 ih=3， 承载绳分支数： Z=2ih=6 L 1A 图 31 主 起升机构计算简图 查 [2]附表 9选图号为 ，得其质量：G0=467kg,两端滑轮间距 A=87mm 若滑轮组采用滚动轴承，当 ih=3，查 [1]表 21 得滑轮组效率 :η h= 钢丝绳所受最大拉力： Smax=hiGQ2 0= 46720xx0  == ih=3 Z=6 选吊钩组， 20 设计内容 计 算 与 说 明 结 果 3）确定滑轮主要尺寸 4）确定卷筒尺寸，并验算强度 查 [1]表 24和 [3]表 12 129,中级工作类型 (工作级别 M6)时 ,安全系数 n=。 钢丝绳计算破断拉力 Sb： Sb=n Smax= = 查 [2]附表 1 选用纤维芯钢丝绳 6 19W+FC，钢丝公称抗拉强度 1670MPa， 光面钢丝，左右互捻，直径 d=20mm，钢丝绳最小破断拉力 [Sb]=，标记如下： 钢丝绳 20NAT6 19W+ 滑轮的许用最小直径： D≥ d(e1) =20(251) =480mm 式中系数 e=25 由 [1]表 24 查得。 由 [2]附表 2 选用滑轮直径 D=560mm，取平衡滑轮直径 Dp= 560=336mm，由[2]附表 2选用 Dp=355mm。 滑轮的绳槽部分尺寸可由 [2]附表 3查得。 由 [2]附表 4选用钢丝绳 d=20mm， D=560mm，滑轮轴直径 D5=100mm 的 E1型滑轮，其标记为： 滑轮 E120 560100 ZB J80 由 [2]附表 5 平衡滑轮选用 d=14mm， D=225mm，滑轮轴直径 D5=100mm 的 F 型滑轮，其标记为： 滑轮 F14 225100 ZB J80 卷筒直径： D≥ d(e1) =20(201) =380mm 式中系数 e=20 由 [3]表 322 查得。 由 [2]附表 13 选用D=400mm，卷筒绳槽尺寸由 [3]附表 333 查得槽距，t=22mm，槽底半径 r=11mm 卷筒尺寸： L=100 42 LtZD iH h  = 872242 3101823    = 取 L=2500mm d=20mm D=560mm Dp=355mm D=400mm L=2500mm 21 设计内容 计 算 与 说 明 结 果 式中 Z0—— 附加安全系数，取 Z0=2； L1—— 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即 L1=A=87mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0—— 卷筒计算直径 D0=D+d=400+20=420mm 卷筒壁厚：  =+（ 6～ 10） = 400+（ 6～ 10） =14～ 18 取δ =23mm 卷筒壁压应力验算： maxy = tSnax = 34630 =  N/m2= 选用灰铸铁 HT200，最小抗拉强度 b =195MPa 许用压应力： [σ ]y=1nb = =130MPa maxy ＜ [σ ]y 故抗压强度足够 卷筒拉应力验算：由 于卷筒长度 L＞ 3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图 2 L 1l。