十噸位橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

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Along with the development of Chinas manufacturing industry,bridge crane is applied to industrial production more and more . Carrying heavy loads in factories , machine tool fluctuation pieces, shipping work on the assembly line for hoisting parts, the designated work with a crane.On the basis of literature review, summarized the bridge crane development and research results, focusing on bridge crane during operation organization, main beam,end beam weld and connection for design and the strength calculation; Mainly for the girders extent design and strength calculation and the support of contact stress analysis program in calculation. Design including motor, reducer, coupling, bearing choosing and checking. The design refer to many related information, reference to apply a variety of ways, make the existing conditions to complete design. By considering various design scheme repeatedly, thinking deeply,strive to design reasonable; By taking computer aided design method and reference the experience of others,strive to make innovation; Through computer aided design method, graphics and design calculations give fullplay to the powerful auxiliary function, computer to design efficient.Key words: bridge crane; during operation organization; main beam; end beam;weld目 錄摘 要IVAbstractV目 錄VI1 緒論1 1.1 起重機(jī)背景及其理論1 1.2 實(shí)際意義1 1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題1 1.4 起重機(jī)國內(nèi)與國外發(fā)展動向2 1.4.1 國內(nèi)橋式起重機(jī)發(fā)展動向2 1.4.2 國外起重機(jī)的發(fā)展動向2 1.5 橋式起重機(jī)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容3 2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)5 2.1 設(shè)計(jì)的基本原則和要求5 2.1.1 機(jī)構(gòu)傳動方案5 2.1.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)具體布置的主要問題：5 2.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的計(jì)算6 2.2.1 確定機(jī)構(gòu)的傳動方案6 2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗(yàn)算其強(qiáng)度6 2.2.3 運(yùn)行阻力計(jì)算8 2.2.4 選擇電動機(jī)9 2.2.5 驗(yàn)算電動機(jī)的發(fā)熱功率條件9 2.2.6 減速器的選擇10 2.2.7 驗(yàn)算運(yùn)行速度和實(shí)際所需功率10 2.2.8 驗(yàn)算起動時(shí)間10 2.2.9 起動工況下校核減速器功率11 2.2.10 驗(yàn)算啟動不打滑條件11 2.2.11 選擇制動器13 2.2.12 選擇聯(lián)軸器14 2.2.13 浮動軸的驗(yàn)算14 2.2.14 緩沖器的選擇153 端梁的設(shè)計(jì)17 3.1 端梁的尺寸的確定17 3.1.1端梁的截面尺寸17 3.1.2 端梁總體的尺寸17 3.2 端梁的計(jì)算17 3.3 主要焊縫的計(jì)算20 3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫20 3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力驗(yàn)算214 端梁接頭的設(shè)計(jì)22 4.1 腹板和下蓋板螺栓受力計(jì)算22 4.2 計(jì)算螺栓和焊縫的強(qiáng)度24 4.2.1 螺栓的強(qiáng)度校核24 4.2.2 焊縫的強(qiáng)度校核245 焊接工藝設(shè)計(jì)266 結(jié)論與展望30致 謝31參考文獻(xiàn)32V十噸位橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)1 緒論1.1 起重機(jī)背景及其理論橋式起重機(jī)是架設(shè)在高架軌道上運(yùn)行的一種橋架型起重機(jī)，又稱為天車。橋式起重機(jī)的橋架沿著鋪設(shè)在兩側(cè)的高架軌道縱向運(yùn)行，起重小車沿著鋪設(shè)在橋架上的軌道橫向運(yùn)行，構(gòu)成覆蓋一定面積的工作區(qū)域，這樣可以充分利用橋架下面的空間吊運(yùn)、裝卸貨物，不受地面設(shè)施、貨物的阻礙。橋式起重機(jī)廣泛地應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、機(jī)場、港口和露天貨物場所等處。二十世紀(jì)以來，隨著鋼鐵、機(jī)械制造業(yè)和鐵路、港口、航空運(yùn)輸及交通業(yè)的的發(fā)展，大大的促進(jìn)了起重運(yùn)輸機(jī)械行業(yè)的發(fā)展。對起重運(yùn)輸機(jī)械的性能也提出了更高的要求。現(xiàn)代起重運(yùn)輸機(jī)械擔(dān)當(dāng)著繁重的貨物搬運(yùn)任務(wù)，是工廠、港口、貨運(yùn)鐵路等工作部門實(shí)現(xiàn)貨物搬運(yùn)、裝卸現(xiàn)代化、機(jī)械化的關(guān)鍵。因而起重機(jī)的金屬結(jié)構(gòu)都用質(zhì)量可靠的鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不但簡化機(jī)構(gòu)，縮短了制造時(shí)間，而且大大地減輕了自身的重量，焊接結(jié)構(gòu)是現(xiàn)代金屬結(jié)構(gòu)的特征。我國是應(yīng)用起重機(jī)械最早的國家之一，我們的祖先采用杠桿搬運(yùn)石料建造城墻，就是利用起重設(shè)備節(jié)省人力、裝卸貨物的例子。幾千年的封建統(tǒng)治和近代革命戰(zhàn)爭的影響，我國工業(yè)基礎(chǔ)薄弱，自行設(shè)計(jì)制造的起重機(jī)械很少，絕大多數(shù)起重運(yùn)輸機(jī)械需要依靠進(jìn)口。新中國成立以來，隨著冶金、鋼鐵工業(yè)的發(fā)展，起重運(yùn)輸機(jī)械也獲得了很好的發(fā)展，全國剛解放就建立了全國最大的大連起重機(jī)械廠，1949 年10月，在該廠試制成功我國第一臺起重量為50 噸，跨度為22.5m 的橋式起重機(jī)。為培養(yǎng)起重運(yùn)輸機(jī)械專業(yè)的人才，多所高等工業(yè)學(xué)校，創(chuàng)辦了起重運(yùn)輸機(jī)械專業(yè)。到目前為止，我國通用門式起重機(jī)和工程起重機(jī)已擺脫了仿制進(jìn)口，完全有能力設(shè)計(jì)制造各種大型先進(jìn)的起重設(shè)備。無論從結(jié)構(gòu)形式，還是性能指針都達(dá)到世界領(lǐng)先水平。1.2 實(shí)際意義我國起重運(yùn)輸機(jī)械行業(yè)從新中國成立后開始建立并逐步發(fā)展壯大，并已形成了各種類型的產(chǎn)品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務(wù)于國家經(jīng)濟(jì)各個(gè)行業(yè)。改革開房以來，隨著我國經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，我國的起重運(yùn)輸機(jī)械制造業(yè)也取得了長足的進(jìn)步。目前起重機(jī)械銷售應(yīng)用市場的前景非常廣闊，2011年度起重運(yùn)輸機(jī)械行業(yè)銷售額達(dá)到2730億元，“十一五”期間平均每年超過15%，20112年度市場依然保持著持續(xù)增長的態(tài)勢。 70年代以來，起重機(jī)的類型、規(guī)格、性能和技術(shù)水平都獲得了極大的發(fā)展，除了滿足國內(nèi)經(jīng)濟(jì)建設(shè)對起重機(jī)日益增長的需要外，還向國外出口各種類型的高性能、高水平的起重機(jī)。由此可見，起重機(jī)的設(shè)計(jì)制造，也能從一個(gè)方面反映出一個(gè)國家的工業(yè)現(xiàn)代化水平。1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題上個(gè)世紀(jì)70年代以來，隨著生產(chǎn)力和科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，起重機(jī)械無論在類型及質(zhì)量上都得到了極其迅速的發(fā)展。隨著國民經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，特別是國家加大基礎(chǔ)工程建設(shè)的結(jié)構(gòu)部件和機(jī)械設(shè)備的重量也越來越大，特別是大型水電站、石油、化工、港口、冶金、航天以及公用民用高層建筑的安裝作業(yè)的迫切需要，極大的促進(jìn)了起重機(jī)、特別是大型起重機(jī)的發(fā)展，起重機(jī)的設(shè)計(jì)制造技術(shù)得到了迅速發(fā)展。隨著起重機(jī)的使用頻率、起重量的增大，對其安全性能、經(jīng)濟(jì)性能、效率以及耐久性能等問題，也越來越引起人們的重視，并對設(shè)計(jì)理念、方法及手段的探討也日趨深入。由于在起重機(jī)設(shè)計(jì)中采取常規(guī)設(shè)計(jì)方法時(shí)，許多構(gòu)件存在不合理性，進(jìn)而影響整個(gè)設(shè)備性能。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的應(yīng)用，在很大范圍內(nèi)解決了起重機(jī)的設(shè)計(jì)中遇到的一些問題，尤其是有限元分析方法與計(jì)算機(jī)技術(shù)的結(jié)合，為起重機(jī)結(jié)構(gòu)的準(zhǔn)確分析提供了強(qiáng)力的有效手段，在實(shí)際工程已日益普及，且今后的結(jié)構(gòu)分析從孤立的單個(gè)構(gòu)件轉(zhuǎn)變到整體結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的整體空間分析。1.4 起重機(jī)國內(nèi)與國外發(fā)展動向起重機(jī)作為一種古老的機(jī)械，時(shí)至今日，在其承載方式、驅(qū)動裝置、取物機(jī)構(gòu)、控制方法及安全等方面上都有了完善的發(fā)展，其設(shè)計(jì)理念、制造工藝、檢測方法等都日趨規(guī)范、完善，已經(jīng)成為安全可靠的機(jī)械。隨著生產(chǎn)力發(fā)展，起重機(jī)的種類、形式也需要相應(yīng)地發(fā)展和創(chuàng)新，性能也需要不斷加強(qiáng)與完善。隨著現(xiàn)代化設(shè)計(jì)方法的建立，以及計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)等現(xiàn)代設(shè)計(jì)手段的廣泛應(yīng)用，起重機(jī)設(shè)計(jì)理念和方法得到了進(jìn)一步的發(fā)展，其它技術(shù)領(lǐng)域和相鄰工業(yè)部門不斷取得的新科技成果在起重機(jī)上不斷的滲透、推廣應(yīng)用等，使得起重機(jī)的各方面都不斷地發(fā)得到展。因此，起重機(jī)向現(xiàn)代化、智能化、數(shù)字化、更安全可靠方便的方向不斷發(fā)展。1.4.1 國內(nèi)橋式起重機(jī)發(fā)展動向加入世貿(mào)組織后，雖然國內(nèi)市場(特別是配件)將受到較大沖擊，但同時(shí)也給我們帶來了大量的新技術(shù)，使國內(nèi)主要起重機(jī)械生產(chǎn)企業(yè)更深刻認(rèn)識到差距，更深刻地了解國產(chǎn)起重機(jī)械存在的致命問題，引導(dǎo)主要起重機(jī)械設(shè)備生產(chǎn)企業(yè)的進(jìn)行進(jìn)一步的技術(shù)創(chuàng)新。隨著機(jī)械起重產(chǎn)品十多年來隨著技術(shù)的引進(jìn)、消化、吸收，有了長足的進(jìn)步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的改善和提升，但同國外同類型產(chǎn)品比較來看，仍然存在較大差距，就工程起重機(jī)而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個(gè)方面：（1）整機(jī)性能，隨著先進(jìn)技術(shù)和新型材料的應(yīng)用,同種型號的產(chǎn)品，整機(jī)重量將要比現(xiàn)在輕15%左右。隨著結(jié)構(gòu)分析應(yīng)用和先進(jìn)設(shè)備的使用,使得起重機(jī)的結(jié)構(gòu)形式更加合理（2）高性能、高可靠性的配件,零部件選擇范圍大、適應(yīng)性能好,使得起重機(jī)性能得到充分發(fā)揮（3）智能數(shù)字控制顯示系統(tǒng)的推廣應(yīng)用和電液比例控制系統(tǒng)的廣泛應(yīng)用（4）完善操作方法，使得起重機(jī)更方便、舒適、安全（5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。1.4.2 國外起重機(jī)的發(fā)展動向（1）重點(diǎn)產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。由于工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模不斷擴(kuò)大，生產(chǎn)效率日益提高，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料將卸搬運(yùn)費(fèi)用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機(jī)的需求量不斷增長，起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更嚴(yán)格的要求。目前世界上最大的履帶起重機(jī)起重量3000t，最大的橋式起重機(jī)起升重量200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運(yùn)行速度已達(dá)350m/min，堆垛起重機(jī)級最大運(yùn)行速度240m/min，垃圾處理用起重機(jī)的起升速度達(dá)100m/min。（2）系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標(biāo)準(zhǔn)化用模塊化設(shè)計(jì)代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機(jī)設(shè)計(jì)方法，將起重機(jī)上功能基本相同的構(gòu)件、部件和零件制成有多種用途的標(biāo)準(zhǔn)件，有相同連接方法和可互換的標(biāo)準(zhǔn)模塊，通過不同模塊的相互組合，形成不同功能和規(guī)格的起重機(jī)。（3）通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化絕大部分的起重機(jī)是在通用的場合使用，工作重量不是很重。這類起重機(jī)生產(chǎn)批量大、用途廣，考慮到綜合效益，要求起重機(jī)重量降低高度，簡化結(jié)構(gòu)，減小自重和輪壓，使得整體建筑物高度下降，建筑結(jié)構(gòu)輕型化，降低造價(jià)，降低成本。（4）產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化起重機(jī)的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動控制系統(tǒng)的發(fā)展。將機(jī)械技術(shù)和電子技術(shù)相結(jié)合，將先進(jìn)的計(jì)算機(jī)技術(shù)、電子技術(shù)、電力技術(shù)、光纜技術(shù)、液壓技術(shù)、模糊控制技術(shù)等技術(shù)應(yīng)用到機(jī)械的驅(qū)動和控制系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)起重機(jī)的自動化和智能化。大型高效起重機(jī)新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。（5）產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化在起重機(jī)單機(jī)自動化的基礎(chǔ)上，通過計(jì)算機(jī)把各種起重運(yùn)輸機(jī)械組成一個(gè)物料搬運(yùn)集成系統(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產(chǎn)設(shè)備有機(jī)結(jié)合，與生產(chǎn)系統(tǒng)協(xié)調(diào)配合。（6）產(chǎn)品構(gòu)造新型化、美觀化和實(shí)用化結(jié)構(gòu)方面采用薄壁型材和異形鋼、減少結(jié)構(gòu)的拼接焊縫，提高抗疲勞性能。采用各種高強(qiáng)度低合金鋼新材料，提高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。1.5 橋式起重機(jī)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)： 了解設(shè)計(jì)的基本原則和要求，確定機(jī)構(gòu)傳動方案， 解決大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)具體布置的主要問題， 計(jì)算大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的相關(guān)計(jì)算， 通過計(jì)算結(jié)果選擇車輪與軌道，驗(yàn)算校核其強(qiáng)度。 選擇電動機(jī)，驗(yàn)算電動機(jī)的發(fā)熱功率條件 選擇合適的減速器 驗(yàn)算運(yùn)行速度和實(shí)際所需功率 驗(yàn)算起動時(shí)間，并驗(yàn)算啟動不打滑條件 選擇制動器、聯(lián)軸器 驗(yàn)算浮動軸 選擇緩沖器 端梁的設(shè)計(jì)： 焊縫的計(jì)算，選擇合適的焊接方法， 端梁端部上翼緣焊縫， 驗(yàn)算下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力， 設(shè)計(jì)端梁接頭 計(jì)算腹板和下蓋板螺栓受力 計(jì)算校核螺栓和焊縫的強(qiáng)度 設(shè)計(jì)焊接工藝 2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)2.1 設(shè)計(jì)的基本原則和要求大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)通常和橋架的設(shè)計(jì)一起考慮，兩者的設(shè)計(jì)工作要交叉進(jìn)行，一般的設(shè)計(jì)步驟：1）確定橋架結(jié)構(gòu)的形式和大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的傳方式2）布置橋架的結(jié)構(gòu)尺寸3）安排大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的具體位置和尺寸4）綜合考慮二者的關(guān)系和完成部分的設(shè)計(jì) 對大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求是：1）機(jī)構(gòu)要緊湊，重量要輕2）和橋架配合要合適，這樣橋架設(shè)計(jì)容易，機(jī)構(gòu)好布置3）盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架剛度4）維修檢修方便，機(jī)構(gòu)布置合理2.1.1 機(jī)構(gòu)傳動方案大車機(jī)構(gòu)傳動方案，基本分為兩類：主要分為集中驅(qū)動和分別驅(qū)動。集中驅(qū)動又分為高速和低速兩種。高速集中驅(qū)動的大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)，由電動機(jī)通過制動輪與聯(lián)軸器、傳動軸直接連接，減速器安裝在主梁走臺的兩端。采用這種運(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動方案的傳動軸轉(zhuǎn)速較高，傳遞轉(zhuǎn)矩小，而傳動軸和軸系零件尺寸也較小、傳動機(jī)構(gòu)的重量輕。低速集中驅(qū)動的大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)，由電機(jī)通過制動輪直接與減速器聯(lián)接，減速器安裝在主梁走臺的中間。采用這種傳動方案傳動軸轉(zhuǎn)速低，比較安全，但傳動軸轉(zhuǎn)矩大，因而一些零件的尺寸較大，使得整個(gè)機(jī)構(gòu)較重。 分別驅(qū)動是在橋式起重機(jī)上裝兩套相同，但互不相連的驅(qū)動裝置。其特點(diǎn)是省去了傳動軸而使運(yùn)行機(jī)構(gòu)自重減輕，由于分組性能好，使得安裝和維護(hù)保養(yǎng)都很方便。 分別傳動和集中傳動，橋式起重機(jī)常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的方案本設(shè)計(jì)采用分別傳動的方案。2.1.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)具體布置的主要問題：（1）聯(lián)軸器的選擇（2）軸承位置的安排（3）軸長度的確定這三著是互相聯(lián)系的。在具體布置大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的零部件時(shí)應(yīng)該注意以幾點(diǎn)： （1）因?yàn)榇筌囘\(yùn)行機(jī)構(gòu)要安裝在起重機(jī)橋架上，橋架的運(yùn)行速度很高，而且受載之后向下?lián)锨?，機(jī)構(gòu)零部件在橋架上的安裝可能不十分準(zhǔn)確，所以如果單從保持機(jī)構(gòu)的運(yùn)動性能和補(bǔ)償安裝的不準(zhǔn)確性著眼，凡是靠近電動機(jī)、減速器和車輪的軸，最好都用浮動軸。 （2）為了減少主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，應(yīng)該使機(jī)構(gòu)零件盡量靠近主梁而遠(yuǎn)離走臺欄桿；盡量靠近端梁，使端梁能直接支撐一部分零部件的重量。 （3）對于分別傳動的大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)應(yīng)該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的長度的條件下，使安裝運(yùn)行機(jī)構(gòu)的平臺減小，占用橋架的一個(gè)節(jié)間到兩個(gè)節(jié)間的長度，總之考慮到橋架的設(shè)計(jì)和制造方便。（4）制動器要安裝在靠近電動機(jī)，使浮動軸可以在運(yùn)行機(jī)構(gòu)制動時(shí)發(fā)揮吸收沖擊動能的作用。2.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的計(jì)算已知數(shù)據(jù)：起重機(jī)的起重量Q=10T，橋架跨度L=22.5m，大車運(yùn)行速度Vdc=43.8m/min，工作類型為中級，機(jī)構(gòu)運(yùn)行持續(xù)率為JC%=25，起重機(jī)的估計(jì)重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結(jié)構(gòu)。計(jì)算過程如下：2.2.1 確定機(jī)構(gòu)的傳動方案本起重機(jī)采用分別傳動的方案如圖2.11電動機(jī) 2制動器 3高速浮動軸 4聯(lián)軸器 5減速器 6聯(lián)軸器 7低速浮動軸 8聯(lián)軸器 9車輪圖2.1 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗(yàn)算其強(qiáng)度按照如圖所示的重量分布，計(jì)算大車的最大輪壓和最小輪壓：滿載時(shí)的最大輪壓：Pmax = （2.1）= =95.6KN 空載時(shí)最大輪壓：Pmax= = =50.2KN 空載時(shí)最小輪壓：Pmin = （2.2） = =33.8KN式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m載荷率：Q/G=100/168=0.595由1表19-6選擇車輪：當(dāng)運(yùn)行速度為Vdc=30-60m/min，Q/G=0.595時(shí)工作類型為中級時(shí)，車輪直徑Dc=500mm，軌道為P38的許用輪壓為150KN，故可用。（1）疲勞強(qiáng)度的計(jì)算疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的等效載荷：Qd=2Q=0.6*100000=60000N 式中2等效系數(shù)，由1表4-8查得2=0.6車論的計(jì)算輪壓：Pj= KCI r Pd （2.3）=1.050.8977450 =72380N式中：Pd車輪的等效輪壓Pd = = =77450Nr載荷變化系數(shù)，查1表19-2，當(dāng)Qd/G=0.357時(shí)，r=0.89，Kc1沖擊系數(shù)，查1表19-1。第一種載荷當(dāng)運(yùn)行速度為V=1.5m/s時(shí)，Kc1=1.05根據(jù)點(diǎn)接觸情況計(jì)算疲勞接觸應(yīng)力： sj=4000 （2.4） =4000 =13555Kg/cm2sj =135550N/cm2式中r軌頂弧形半徑，由3附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當(dāng)HB320時(shí)，sjd =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強(qiáng)度計(jì)算。（2）強(qiáng)度校核最大輪壓的計(jì)算：Pjmax=KcIIPmax （2.5）=1.195600=105160N式中KcII沖擊系數(shù)，由3表2-7第II類載荷KcII=1.1按點(diǎn)接觸情況進(jìn)行強(qiáng)度校核的接觸應(yīng)力：4jmax= （2.6）=15353Kg/cm2jmax =153530N/cm2車輪采用ZG55II，查1表19-3得，HB320時(shí)， j=240000-300000N/cm2，jmax j。故強(qiáng)度足夠。2.2.3 運(yùn)行阻力計(jì)算摩擦總阻力距Mm=（Q+G）（K+*d/2） （2.7）由1表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm。由1中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數(shù)K=0.0006m，軸承摩擦系數(shù)=0.02，附加阻力系數(shù)=1.5，代入上式中：當(dāng)滿載時(shí)的運(yùn)行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）（0.0006+0.020.14/2） =804Nm 運(yùn)行摩擦阻力：Pm（Q=Q）= （2.8） =3216N空載時(shí)：Mm（Q=0）=G（K+d/2） =1.5168000（0.0006+0.020.14/2） =504NP m（Q=0） = Mm（Q=0）/（Dc/2） =5042/0.5 =2016N2.2.4 選擇電動機(jī)電動機(jī)靜功率：Nj=PjVdc/（60m ） （2.9）=321643.8/60/0.95/2=2.54KW式中Pj=Pm（Q=Q）(P m（Q=0）=2016N)滿載運(yùn)行時(shí)的靜阻力，m=2驅(qū)動電動機(jī)的臺數(shù)初選電動機(jī)功率：N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW式中Kd電動機(jī)功率增大系數(shù)，由1表9-6查得Kd=1.3，查2表31-27選用電動機(jī)YR160M-8；Ne=4KW，n1=705r/min，（GD2）=0.567kg/m2，電動機(jī)的重量Gd=160kg2.2.5 驗(yàn)算電動機(jī)的發(fā)熱功率條件等效功率：Nx=K25rNj （2.10） =0.751.32.54 =2.48KW式中K25工作類型系數(shù)，由1表8-16查得當(dāng)JC%=25時(shí)，K25=0.75，r由1按照起重機(jī)工作場所得tq/tg=0.25，由1圖8-37估得r=1.3由此可知：NxNe,故初選電動機(jī)發(fā)熱條件通過。選擇電動機(jī)：YR160M-82.2.6 減速器的選擇車輪的轉(zhuǎn)數(shù)：nc=Vdc/（Dc） （2.11）=43.8/3.14/0.5=57.3rpm機(jī)構(gòu)傳動比：i。=n1/nc=705/57.3=12.3查2表19-11，選用兩臺ZLZ-160-12.5-IV減速器i=12.5；N=9.1KW，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為750rpm，可見NjN中級。(電動機(jī)發(fā)熱條件通過,減速器：ZLZ-160-12.5-IV )2.2.7 驗(yàn)算運(yùn)行速度和實(shí)際所需功率實(shí)際運(yùn)行的速度：Vdc=Vdc i。/ i。 （2.12） =43.812.3/12.5=42.43m/min誤差：=（Vdc- V dc）/ Vdc （2.13）=（43.8-42.43）/43.8100%=6%15%合適實(shí)際所需的電動機(jī)功率：N j=NjV dc/ Vdc （2.14）=2.5442.43/43.8=2.49KW由于NjN,故所選減速器功率合適。2.2.10 驗(yàn)算啟動不打滑條件由于起重機(jī)室內(nèi)使用,故坡度阻力及風(fēng)阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計(jì)算.（1）兩臺電動機(jī)空載時(shí)同時(shí)驅(qū)動：n=nz （2.18）式中 p1=33.8+50.2=84KN主動輪輪壓p2= p1=84KN從動輪輪壓 f=0.2粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)nz防止打滑的安全系數(shù).nz1.051.2n = =2.97nnz,故兩臺電動機(jī)空載啟動不會打滑（2）事故狀態(tài)當(dāng)只有一個(gè)驅(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時(shí),則n=nz式中p1=50.2KN主動輪輪壓 p2=2+=233.8+50.2=117.8KN從動輪輪壓一臺電動機(jī)工作時(shí)空載啟動時(shí)間= =13.47 sn= =2.94nnz,故不打滑.（3）事故狀態(tài)當(dāng)只有一個(gè)驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠(yuǎn)離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時(shí),則n=nz式中P1=33.8KN主動輪輪壓P2 =2=33.8+2*50.2=134.2KN從動輪輪壓= 13.47 S 與第(2)種工況相同n=1.89 故也不會打滑結(jié)論:根據(jù)上述不打滑驗(yàn)算結(jié)果可知,三種工況均不會打滑2.2.11 選擇制動器由1中所述,取制動時(shí)間tz=5s按空載計(jì)算動力矩,令Q=0,得:Mz= （2.19）式中= =-19.2NmPp=0.002G=1680000.002=336NPmin=G=1344NM=2制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作Mz=41.2 Nm現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查1表18-10其制動力矩M=200 Nm，為避免打滑，使用時(shí)將其制動力矩調(diào)制3.5 Nm以下。2.2.12 選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動方案,每套機(jī)構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸.（1）機(jī)構(gòu)高速軸上的計(jì)算扭矩：=110.61.4=154.8 Nm （2.20）式中MI連軸器的等效力矩. MI=255.3=110.6 Nm等效系數(shù) 取=2查2表2-7Mel=9.75*=55.3 Nm由2表33-20查的:電動機(jī)Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機(jī)端從由表2選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;MI=630Nm,(Gd2ZL=0.063Kgm,重量G=12.6Kg） ；在靠近減速器端，由2選用兩個(gè)聯(lián)軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;MI=630 Nm, (Gd2)L=0.015Kgm, 重量G=8.6Kg. 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (Gd2)ZL+(Gd2)L=0.063+0.015=0.078 Kgm與原估算的基本相符，故不需要再算。（2）低速軸的計(jì)算扭矩： =154.815.750.95=2316.2 Nm2.2.13 浮動軸的驗(yàn)算（1）疲勞強(qiáng)度的計(jì)算低速浮動軸的等效力矩：MI=1Meli=1.455.312.50.95=919.4Nm式中1等效系數(shù)，由2表2-7查得1=1.4由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=40mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： N/cm2 （2.21）由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因?yàn)楦虞S在運(yùn)行過程中正反轉(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： （2.22） =4910 N/cm2式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.2260000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.630000=18000N/cm2K=KxKm=1.61.2=1.92考慮零件的幾何形狀表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4安全系數(shù)，由2表2-21查得tnt-1k 故疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算通過。（2）靜強(qiáng)度的計(jì)算計(jì)算強(qiáng)度扭矩：Mmax=2MelI （2.23） =2.555.312.50.95=1641.7 Nm式中2動力系數(shù)，查2表2-5的2=2.5扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：t=3800N/cm2許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：N/cm2ttII,故強(qiáng)度驗(yàn)算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強(qiáng)度還是足夠，故高速軸驗(yàn)算省去。2.2.14 緩沖器的選擇（1）碰撞時(shí)起重機(jī)的動能 W動= （2.24） G帶載起重機(jī)的重量G=168000+1000000.1 =178000N V0碰撞時(shí)的瞬時(shí)速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取10m/s2則W動= =5006.25 N m（1）緩沖行程內(nèi)由運(yùn)行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩運(yùn)行阻力，其最小值為Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008 P制制動器的制動力矩?fù)Q算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計(jì)算 P制 =178000.5=9790N =0.55 m /s2 S緩沖行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）0.14=1569.96Nm（3）緩沖器的緩沖容量一個(gè)緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應(yīng)該具有的緩沖容量為： （2.25）=5006.25-1569.96 =3436.29Nm式中 n緩沖器的個(gè)數(shù) 取n=1由1表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120mm，d=30mm3 端梁的設(shè)計(jì)3.1 端梁的尺寸的確定3.1.1端梁的截面尺寸（1）端梁截面尺寸的確定：上蓋板d1=10mm,中部下蓋板d1=10 mm頭部下蓋板d2=12mm按照1表19-4直徑為500mm的車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的高度時(shí)，首先應(yīng)該配置好支承車輪的截面，其次再確定端梁中間截面的尺寸。配置的結(jié)果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側(cè)面距離支承處兩下蓋板內(nèi)邊為10 mm，因此車輪與端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離為55 mm。如圖示3.1圖3.1 端梁的截面尺寸3.1.2 端梁總體的尺寸大車輪距的確定：K=（）L=（）22.5=2.063.3m取K=3300 端梁的高度 H0=（0.40.6）H 主取H0=500確定端梁的總長度L=41003.2 端梁的計(jì)算（1）計(jì)算載荷的確定設(shè)兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相等，則端梁的最大支反力：RA= （3.1）式中 K大車輪距，K=330cm Lxc小車輪距，Lxc=200cm a2傳動側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N （2）端梁垂直最大彎矩端梁在主梁支反力作用下產(chǎn)生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=11769960=7.06106N a1導(dǎo)電側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。（3）端梁的水平最大彎矩端梁因車輪在側(cè)向載荷下產(chǎn)生的最大水平彎矩： =Sa1 （3.2）式中：S車輪側(cè)向載荷，S=lP； l側(cè)壓系數(shù)，查得，l=0.08； P車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA因此： =lRAa1=0.0811769960=564954Ncm端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩： =a1 （3.3）式中小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： =327018Ncm 比較和兩值可知，應(yīng)該取其中較大值進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。(4)端梁的強(qiáng)度驗(yàn)算端梁中間截面對水平重心線X-X的截面模數(shù)： （3.4） =2380.8端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩： （3.5） =2380.8 =59520 端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數(shù)： （3.6） =1154.4 端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩： （3.7） =1325.6 端梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力： （3.8） =2965+489=3454N/cm2端梁中間截面的剪應(yīng)力： （3.9） =2120 N/cm2 端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計(jì)算如下： 首先求水平重心線的位置水平重心線距上蓋板中線的距離： C1= =5.74 cm水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.512.7 =-1.11 cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩： =4013+4015.742+212.730.6+212.70.61.112+2111.23+2111.28.062=3297cm4端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù)： = （3.10） =3297 =406.1 cm3 端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩： =2111.28.06+（8.06-0.6）0.6（8.06-0.6）/2 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=11769914=1647786Ncm 端梁支承截面的彎曲應(yīng)力： （3.11） =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪應(yīng)力： （3.12） =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成應(yīng)力： （3.13） =12501.5 N/cm2 端梁材料的許用應(yīng)力： sdII=(0.800.85) sII =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 tdII=(0.800.85) tII = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 驗(yàn)算強(qiáng)度結(jié)果，所有計(jì)算應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力，故端梁的強(qiáng)度滿足要求。3.3 主要焊縫的計(jì)算3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫端梁支承截面上蓋板對水平重心線X-X的截面積矩：=4015.74=229.6 cm3端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力： =4878.8 N/cm2 式中n1上蓋板翼緣焊縫數(shù)； Hf焊肉的高度，取hf=0.6 cm3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力驗(yàn)算端梁支承截面下蓋板對水平重心線X-X的面積矩：=2121.28.06=232.128 cm3端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力： =4929.8 N/cm2由1表查得t=9500 N/cm2，因此焊縫計(jì)算應(yīng)力滿足要求。4 端梁接頭的設(shè)計(jì)端梁的安裝接頭設(shè)計(jì)在端梁的中部，根據(jù)端梁輪距K大小，則端梁有一個(gè)安裝接頭。端梁的街頭的上蓋板和腹板焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板和受剪切的螺栓連接。頂部的角鋼是頂緊的，其連接螺栓基本不受力。同時(shí)在下蓋板與連接板鉆孔是應(yīng)該同時(shí)鉆孔。如下圖為接頭的安裝圖 圖4.1 接頭安裝圖4.2 接頭安裝下蓋板與連接板的連接采用M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用M16的螺栓。4.1 腹板和下蓋板螺栓受力計(jì)算（1）腹板最下一排螺栓受力最大，每個(gè)螺栓所受的拉力為：N拉= （4.1）=12500N（2）下腹板每個(gè)螺栓所受的剪力相等，其值為： N剪= （4.2） = =7200N式中 n0 下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12 N剪下蓋板一個(gè)螺栓受剪面所受的剪力： 編號題目：十噸位橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動化 專業(yè)2013年5月25日目 錄一、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開題報(bào)告二、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）外文資料翻譯及原文三、學(xué)生“畢業(yè)論文（論文）計(jì)劃、進(jìn)度、檢查及落實(shí)表”四、實(shí)習(xí)鑒定表畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開題報(bào)告題目：十噸位橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2012年11月25日 課題來源生產(chǎn)實(shí)踐需求科學(xué)依據(jù)（包括課題的科學(xué)意義；國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應(yīng)用前景等）1 課題的科學(xué)意義橋式起重機(jī)廣泛地應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。二十世紀(jì)以來，由于鋼鐵、機(jī)械制造業(yè)和鐵路、港口及交通運(yùn)輸業(yè)的的發(fā)展，促進(jìn)了起重運(yùn)輸機(jī)械的發(fā)展。對起重運(yùn)輸機(jī)械的性能也提出了更高的要求?，F(xiàn)代起重運(yùn)輸機(jī)械擔(dān)當(dāng)著繁重的物料搬運(yùn)任務(wù)，是工廠、鐵路、港口及其他部門實(shí)現(xiàn)物料搬運(yùn)機(jī)械化的關(guān)鍵。2 國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢 起重機(jī)作為一種古老的機(jī)械，時(shí)至今日，在其承載結(jié)構(gòu)、驅(qū)動機(jī)構(gòu)、取物裝置、控制系統(tǒng)及安全裝置等各方面都有了很大的發(fā)展，其設(shè)計(jì)理論、制造工藝、檢測手段等都逐漸趨于完善和規(guī)范化，并已經(jīng)成為一種較完善的機(jī)械。但由于生產(chǎn)發(fā)展提出新的使用要求，起重機(jī)的種類、形式也需要相應(yīng)地發(fā)展和創(chuàng)新，性能也需要不斷變化與究善。由于現(xiàn)代化設(shè)計(jì)方法的建立和計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)等現(xiàn)代設(shè)計(jì)手段的應(yīng)用，使起重機(jī)設(shè)計(jì)思維觀念和方法有了進(jìn)一步的更新，其它技術(shù)領(lǐng)域和相鄰工業(yè)部門不斷取得的新科技成果在起重機(jī)上的滲透、推廣應(yīng)用等，更使起重機(jī)的各方面不斷地豐富更新。因此，起重機(jī)面向現(xiàn)代化、智慧化、更安全可靠方便的方向發(fā)展。3 應(yīng)用現(xiàn)狀及其前景加入世貿(mào)組織后，雖然國內(nèi)市場(特別是配套件)將受到較大沖擊，但同時(shí)也給我們帶來新技術(shù)的應(yīng)用，使國內(nèi)主機(jī)和配套件企業(yè)更清晰認(rèn)識到差距，更多地了解國產(chǎn)產(chǎn)品存在的致命問題，必將引導(dǎo)主機(jī)和配套件企業(yè)的技術(shù)創(chuàng)新和技術(shù)進(jìn)步。隨著工程機(jī)械產(chǎn)品近十年來隨著技術(shù)的引進(jìn)、消化、吸收，有了長足的進(jìn)步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但同國外工程機(jī)械比較來看，還存在較大差距，就工程起重機(jī)而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個(gè)方面：（1）整機(jī)性能，由于先進(jìn)技術(shù)和新材料的應(yīng)用,同種型號的產(chǎn)品，整機(jī)重量要輕20%左右。隨著結(jié)構(gòu)分析應(yīng)用和先進(jìn)設(shè)備的使用,結(jié)構(gòu)形式更加合理（2）高性能、高可靠性的配套件,選擇余地大、適應(yīng)性好,性能得到充分發(fā)揮（3）電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)的推廣應(yīng)用（4）操作更方便、舒適、安全、保護(hù)裝置更加完善（5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。研究內(nèi)容十噸位橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 確定機(jī)構(gòu)傳動方案 選擇電動機(jī)，并驗(yàn)算電動機(jī)的發(fā)熱功率條件 選擇減速器，制動器，聯(lián)軸器 端梁的設(shè)計(jì) 運(yùn)用CAD繪制裝配圖零件圖撰寫畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 擬采取的研究方法、技術(shù)路線、實(shí)驗(yàn)方案及可行性分析 去實(shí)習(xí)工廠實(shí)地研究學(xué)習(xí)，查閱橋式起重機(jī)的相關(guān)資料，分析總結(jié)。按照機(jī)械設(shè)計(jì)的相關(guān)要求按步驟進(jìn)行設(shè)計(jì)和驗(yàn)算。明確設(shè)計(jì)要求，調(diào)查研究，收集設(shè)計(jì)資料，繪出零件圖，裝配圖。按照步驟，實(shí)驗(yàn)方案可行。 研究計(jì)劃及預(yù)期成果研究計(jì)劃：2012年11月12日-2012年12月2日：教師下達(dá)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，學(xué)生初步閱讀資料，完成畢業(yè)設(shè)計(jì)開題報(bào)告。2013年1月21日-2013年3月1日：指導(dǎo)畢業(yè)實(shí)習(xí)。2013年3月4日-2013年3月15日：確定總設(shè)計(jì)方案。2013年3月18日-2013年3月22日：總體設(shè)計(jì)（包括參數(shù)計(jì)算及結(jié)構(gòu)分析計(jì)算）。2013年3月25日-2013年4月5日：總體設(shè)計(jì)（完成參數(shù)計(jì)算及結(jié)構(gòu)分析計(jì)算后繪制草圖；裝配圖）。2013年4月8日-2013年4月26日：零件設(shè)計(jì)。2013年4月29日-2013年5月25日：畢業(yè)論文說明書撰寫和修改工作。預(yù)期成果：認(rèn)識了解橋式起重機(jī)的相關(guān)知識了解和工作方式。設(shè)計(jì)出10噸位橋式起重機(jī)的大車部分。完成畢業(yè)設(shè)計(jì)論文和CAD制圖。特色或創(chuàng)新之處對橋式起重機(jī)進(jìn)行全面的了解，分析設(shè)計(jì)橋式起重機(jī)的大車機(jī)構(gòu)已具備的條件和尚需解決的問題我已學(xué)習(xí)機(jī)械數(shù)控專業(yè)三年之久，掌握了一些這專業(yè)的部分知識，老師也給了一些參照資料，可以進(jìn)行這方面的研究。尚需解決的問題：（1）車輪的計(jì)算及車輪的設(shè)計(jì)對各部件之間連接方法和傳動方式的選擇。（2）進(jìn)給部件的強(qiáng)度剛度校核需要對進(jìn)給部件的強(qiáng)度和剛度有保證，滿足工作時(shí)的受力要求，需要進(jìn)行校核計(jì)算。指導(dǎo)教師意見 指導(dǎo)教師簽名：年 月 日教研室（學(xué)科組、研究所）意見 教研室主任簽名： 年 月 日系意見 主管領(lǐng)導(dǎo)簽名： 年 月 日外文資料翻譯及原文英文原文：Fatigue life prediction of the metalwork of a travelling gantrycraneAbstractIntrinsic fatigue curves are applied to a fatigue life prediction problem of the metalwork of a traveling gantry crane. A crane, used in the forest industry, was studied in working conditions at a log yard, an strain measurements were made. For the calculations of the number of loading cycles, the rain flow cycle counting technique is used. The operations of a sample of such cranes were observed for a year for the average number of operation cycles to be obtained. The fatigue failure analysis has shown that failures some elements are systematic in nature and cannot be explained by random causes.卯1999 Elsevier Science Ltd. All rights reserved.Key words: Cranes; Fatigue assessment; Strain gauging1. Introduction Fatigue failures of elements of the metalwork of traveling gantry cranes LT62B are observed frequently in operation. Failures as fatigue cracks initiate and propagate in welded joints of the crane bridge and supports in three-four years. Such cranes are used in the forest industry at log yards for transferring full-length and sawn logs to road trains, having a load-fitting capacity of 32 tons. More than 1000 cranes of this type work at the enterprises of the Russian forest industry. The problem was stated to find the weakest elements limiting the cranes fives, predict their fatigue behavior, and give recommendations to the manufacturers for enhancing the fives of the cranes.2. Analysis of the crane operation For the analysis, a traveling gantry crane LT62B installed at log yard in the Yekaterinburg region was chosen. The crane serves two saw mills, creates a log store, and transfers logs to or out of road trains. A road passes along the log store. The saw mills are installed so that the reception sites are under the crane span. A schematic view of the crane is shown in Fig. 1.1350-6307/99/$一see front matter 1999 Elsevier Science Ltd. All rights reserved.PII: S 1 3 5 0一6307(98) 00041一7A series of assumptions may be made after examining the work of cranes:if the monthly removal of logs from the forest exceeds the processing rate, i.e. there is a creation of a log store, the crane expects work, being above the centre of a formed pile with the grab lowered on the pile stack;when processing exceeds the log removal from the forest, the crane expects work above an operational pile close to the saw mill with the grab lowered on the pile;the store of logs varies; the height of the piles is considered to be a maximum;the store variation takes place from the side opposite to the saw mill;the total volume of a processed load is on the average k=1.4 times more than the total volume of removal because of additional transfers. 2.1. Removal intensityIt is known that the removal intensity for one year is irregular and cannot be considered as a stationary process. The study of the character of non-stationary flow of road trains at 23 enterprises Sverdlesprom for five years has shown that the monthly removal intensity even for one enterprise essentially varies from year to year. This is explained by the complex of various systematic and random effects which exert an influence on removal: weather conditions, conditions of roads and lorry fleet, etc. All wood brought to the log store should, however, be processed within one year.Therefore, the less possibility of removing wood in the season between spring and autumn, the more intensively the wood removal should be performed in winter. While in winter the removal intensity exceeds the processing considerably, in summer, in most cases, the more full-length logs are processed than are taken out.From the analysis of 118 realizations of removal values observed for one year, it is possible to evaluate the relative removal intensity g(t) as percentages of the annual load turnover. The removal data fisted in Table 1 is considered as expected values for any crane, which can be applied to the estimation of fatigue life, and, particularly, for an inspected crane with which strain measurement was carried out (see later). It would be possible for each crane to take advantage of its load turnover per one month, but to establish these data without special statistical investigation is difficult. Besides, to solve the problem of life prediction a knowledge of future loads is required, which we take as expected values on cranes with similar operation conditions.The distribution of removal value Q(t) per month performed by the relative intensity q(t) is written aswhere Q is the annual load turnover of a log store, A is the maximal designed store of logs in percent of Q. Substituting the value Q, which for the inspected crane equals 400,000 m3 per year, and A=10%, the volumes of loads transferred by the crane are obtained, which are listed in Table 2, with the total volume being 560,000 m3 for one year using K,. 2.2. Number of loading blocksThe set of operations such as clamping, hoisting, transferring, lowering, and getting rid of a load can be considered as one operation cycle (loading block) of the crane. As a result to investigations, the operation time of a cycle can be modeled by the normal variable with mean equal to 11.5 min and standard deviation to 1.5 min. unfortunately, this characteristic cannot be simply used for the definition of the number of operation cycles for any work period as the local processing is extremely irregular. Using a total operation time of the crane and evaluations of cycle durations, it is easy to make large errors and increase the number of cycles compared with the real one. Therefore, it is preferred to act as follows.The volume of a unit load can be modeled by a random variable with a distribution function(t) having mean22 m3 and standard deviation 6;一3 m3, with the nominal volume of one pack being 25 m3. Then, knowing the total volume of a processed load for a month or year, it is possible to determine distribution parameters of the number of operation cycles for these periods to take advantage of the methods of renewal theory 1.According to these methods, a random renewal process as shown in Fig. 2 is considered, where the random volume of loads forms a flow of renewals: In renewal theory, realizations of random:，having a distribution function F(t), are understoodas moments of recovery of failed units or request receipts. The value of a processed load:，afterth operation is adopted here as the renewal moment. Let F(t)=Pt. The function F(t) is defined recurrently, Let v(t) be the number of operation cycles for a transferred volume t. In practice, the total volume of a transferred load t is essentially greater than a unit load, and it is useful therefore totake advantage of asymptotic properties of the renewal process. As follows from an appropriatelimit renewal theorem, the random number of cycles v required to transfer the large volume t hasthe normal distribution asymptotically with mean and variance.without dependence on the form of the distribution function月t) of a unit load (the restriction isimposed only on nonlattice of the distribution). Equation (4) using Table 2 for each averaged operation month,function of number of load cycles with parameters m,. and 6,., which normal distribution in Table 3. Figure 3 shows the average numbers of cycles with 95 % confidence intervals. The values of these parametersfor a year are accordingly 12,719 and 420 cycles.3. Strain measurementsIn order to reveal the most loaded elements of the metalwork and to determine a range of stresses, static strain measurements were carried out beforehand. Vertical loading was applied by hoisting measured loads, and skew loading was formed with a tractor winch equipped with a dynamometer. The allocation schemes of the bonded strain gauges are shown in Figs 4 and 5. As was expected, the largest tension stresses in the bridge take place in the bottom chord of the truss (gauge 11-45 MPa). The top chord of the truss is subjected to the largest compression stresses.The local bending stresses caused by the pressure of wheels of the crane trolleys are added to the stresses of the bridge and the load weights. These stresses result in the bottom chord of the I一beambeing less compressed than the top one (gauge 17-75 and 10-20 MPa). The other elements of the bridge are less loaded with stresses not exceeding the absolute value 45 MPa. The elements connecting the support with the bridge of the crane are loaded also irregularly. The largest compression stresses take place in the carrying angles of the interior panel; the maximum stresses reach h0 MPa (gauges 8 and 9). The largest tension stresses in the diaphragms and angles of the exterior panel reach 45 MPa (causes 1 and hl.The elements of the crane bridge are subjected, in genera maximum stresses and respond weakly to skew loads. The suhand, are subjected mainly to skew loads.1, to vertical loads pports of the crane gmmg rise to on the other The loading of the metalwork of such a crane, transferring full-length logs, differs from that ofa crane used for general purposes. At first, it involves the load compliance of log packs because ofprogressive detachment from the base. Therefore, the loading increases rather slowly and smoothly.The second characteristic property is the low probability of hoisting with picking up. This is conditioned by the presence of the grab, which means that the fall of the rope from the spreader block is not permitted; the load should always be balanced. The possibility of slack being sufficient to accelerate an electric drive to nominal revolutions is therefore minimal. Thus, the forest traveling gantry cranes are subjected to smaller dynamic stresses than in analogous cranes for general purposes with the same hoisting speed. Usually, when acceleration is smooth, the detachment of a load from the base occurs in 3.5-4.5 s after switching on an electric drive. Significant oscillations of the metalwork are not observed in this case, and stresses smoothly reach maximum values. When a high acceleration with the greatest possible clearance in the joint between spreader andgrab takes place, the tension of the ropes happens 1 s after switching the electric drive on, theclearance in the joint taking up. The revolutions of the electric motors reach the nominal value inO.r0.7 s. The detachment of a load from the base, from the moment of switching electric motorson to the moment of full pull in the ropes takes 3-3.5 s, the tensions in ropes increasing smoothlyto maximum. The stresses in the metalwork of the bridge and supports grow up to maximumvalues in 1-2 s and oscillate about an average within 3.5%.When a rigid load is lifted, the accelerated velocity of loading in the rope hanger and metalworkis practically the same as in case of fast hoisting of a log pack. The metalwork oscillations are characterized by two harmonic processes with periods 0.6 and 2 s, which have been obtained from spectral analysis. The worst case of loading ensues from summation of loading amplitudes so that the maximum excess of dynamic loading above static can be 13-14%.Braking a load, when it is lowered, induces significant oscillation of stress in the metalwork, which can be r7% of static loading. Moving over rail joints of 3 mm height misalignment induces only insignificant stresses. In operation, there are possible cases when loads originating from various types of loading combine. The greatest load is the case when the maximum loads from braking of a load when lowering coincide with braking of the trolley with poorly adjusted brakes.4. Fatigue loading analysisStrain measurement at test points, disposed as shown in Figs 4 and 5, was carried out during the work of the crane and a representative number of stress oscillograms was obtained. Since a common operation cycle duration of the crane has a sufficient scatter with average value 11.5min, to reduce these oscillograms uniformly a filtration was implemented to these signals, and all repeated values, i.e. while the construction was not subjected to dynamic loading and only static loading occurred, were rejected. Three characteristic stress oscillograms (gauge 11) are shown inFig. 6 where the interior sequence of loading for an operation cycle is visible. At first, stressesincrease to maximum values when a load is hoisted. After that a load is transferred to the necessary location and stresses oscillate due to the irregular crane movement on rails and over rail joints resulting mostly in skew loads. The lowering of the load causes the decrease of loading and forms half of a basic loading cycle. 4.1. Analysis of loading process amplitudes Two terms now should be separated: loading cycle and loading block. The first denotes one distinct oscillation of stresses (closed loop), and the second is for the set of loading cycles during an operation cycle. The rain flow cycle counting method given in Ref. 2 was taken advantage of to carry out the fatigue hysteretic loop analysis for the three weakest elements: (1) angle of the bottom chord(gauge 11), (2) I-beam of the top chord (gauge 17), (3) angle of the support (gauge 8). Statistical evaluation of sample cycle amplitudes by means of the Waybill distribution for these elements has given estimated parameters fisted in Table 4. It should be noted that the histograms of cycle amplitude with nonzero averages were reduced afterwards to equivalent histograms with zero averages. 4.2. Numbers of loading cycles During the rain flow cycle counting procedure, the calculation of number of loading cycles for the loading block was also carried out. While processing the oscillograms of one type, a sample number of loading cycles for one block is obtained consisting of integers with minimum and maximum observed values: 24 and 46. The random number of loading cycles vibe can be describedby the Poisson distribution with parameter =34.Average numbers of loading blocks via months were obtained earlier, so it is possible to find the appropriate characteristics not only for loading blocks per month, but also for the total number of loading cycles per month or year if the central limit theorem is taken advantage of. Firstly, it is known from probability theory that the addition of k independent Poisson variables gives also a random variable with the Poisson distribution with parameter k,. On the other hand, the Poisson distribution can be well approximated by the normal distribution with average, and variation ,. Secondly, the central limit theorem, roughly speaking, states that the distribution of a large number of terms, independent of the initial distribution asymptotically tends to normal. If the initial distribution of each independent term has a normal distribution, then the average and standard deviation of the total number of loading cycles for one year are equal to 423,096 and 650 accordingly. The values of k are taken as constant averages from Table 3.5. Stress concentration factors and element enduranceThe elements of the crane are jointed by semi-automatic gas welding without preliminary edge preparation and consequent machining. For the inspected elements 1 and 3 having circumferential and edge welds of angles with gusset plates, the effective stress concentration factor for fatigue is given by calculation methods 3, kf=2.r2.9, coinciding with estimates given in the current Russian norm for fatigue of welded elements 4, kf=2.9.The elements of the crane metalwork are made of alloyed steel 09G2S having an endurance limit of 120 MPa and a yield strength of 350 MPa. Then the average values of the endurance limits of the inspected elements 1 and 3 are ES一l=41 MPa. The variation coefficient is taken as 0.1, and the corresponding standard deviation is 6S-、一4.1 MPa.The inspected element 2 is an I-beam pierced by holes for attaching rails to the top flange. The rather large local stresses caused by local bending also promote fatigue damage accumulation. According to tables from 4, the effective stress concentration factor is accepted as kf=1.8, which gives an average value of the endurance limit as ES一l=h7 Map. Using the same variation coiffing dent th e stand arid d emit ion is =6.7 MPa. An average S-N curve, recommended in 4, has the form:with the inflexion point No=5106 and the slope m=4.5 for elements 1 and 3 and m=5.5 for element 2. The possible values of the element endurance limits presented above overlap the ranges of load amplitude with nonzero probability, which means that these elements are subjected to fatigue damage accumulation. Then it is possible to conclude that fatigue calculations for the elements are necessary as well as fatigue fife prediction.6. Life predictionThe study has that some elements of the metalwork are subject to fatigue damage accumulation.To predict fives we shall take advantage of intrinsic fatigue curves, which are detailed in 5and 6.Following the theory of intrinsic fatigue curves, we get lognormal life distribution densities for the inspected elements. The fife averages and standard deviations are fisted in Table 5. The lognormal fife distribution densities are shown in Fig. 7. It is seen from this table that the least