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            河南華東起重機械設備公司

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            大型造船龍門起重機小車車架結構有限元分析

            時間:2022-03-06來源:起重機廠家瀏覽次數:

                 1引言

             
                造船龍門起重機上小車車架是支承和安裝起升機構和運行機構的機架,是小車上諸多機構的安裝基座。在設計時,要求足夠的強度和具有一定的剛度,重量輕,制造安裝方便。因它是重量較大的一個部件,所以在保證強度、剛度足夠的前提下,提高小車架設計計算的準確性,充分挖掘其潛在的承載能力,不但可以減輕小車架的自重、降低小車輪壓,而且可以減輕橋架負載、節約鋼材方面和改善整臺起重機的使用性能具有一定的意義。過去我國設計計算小車架,均將其簡化為縱、橫簡支梁的計算模型,用材料力學原理進行計算,并采用較大的安全系數以確保安全使用。但近年來我國引進的起重機中,一些新產品的小車架幾乎可以比我國重量輕一半,表明我國的產品過于保守,有必要采用新設計辦法減輕小車架的自重。
             
                小車架的型式有鑄造的、鉚接的和焊接的三種。鑄造的小車架特點是,在鑄造的同時軸承座和減速器的箱殼都鑄成一體。其具有架子堅固、孔的制造精確,工作時軸承座不易移動和變位等優點,但鑄造和加工比較麻煩,重量較重,應用較少。鉚接的小車架重量較輕,曾被采用,近年來隨著焊接工藝的發展被焊接車架所替代。
             
                焊接的車架由型鋼(槽鋼、工字鋼、角鋼)和鋼板焊接而成,對于小起重量的起重機小車由型鋼焊接而成;對于大起重量的起重機,全用鋼板焊接而成。型鋼剛度較好,但受尺寸規格數量的限制,起重機小車多用鋼板焊接而成。近年來,為了減少焊接工作量,在車架中采用一部分鋼板沖壓成型的構件來代替焊接構件,使車架的重量減輕,制造更加方便。
             
                制造小車架所用的型鋼和鋼板一般為Q235B和Q345B。采用高強度的鋼材制造小車架,雖然可以減輕重量,但因此而過分降低小車架的剛度會影響到其上各種機構傳動的工作性能。根據國內各種大型造船龍門起重機設計經驗表明,小車每減重1噸,龍門起重機主梁自重將降低10噸左右,因此合理優化小車架結構對起重機整機減重有著至關重要的意義。起重機小車的最大輪壓是一個重要的性能參數,輪壓分布不但影響小車的工作平穩性,而且影響小車車輪壽命和橋架設計。按照輪壓分配進行小車的布置設計是有實用價值的。
             
                2小車架的結構
             
                造船龍門起重機的上小車架是承受空間力系作用的平面框架,圖1上小車起升機構及排繩裝置布置,圖2造船龍門起重機上小車車架結構。
             
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                圖1上小車起升機構及排繩裝置布置
             
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                圖2造船龍門起重機上小車車架結構
             
                機械結構對所承受載荷的響應外部表現形式為應力和變形,而這種響應取決于其構成材料。利用ANSYS進行分析,必須指明結構所用材料的屬性,可以從材質庫中選擇材料,也可手動輸入屬性值。上小車車架的材料均為Q345B,其屬性值如下:
             
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                3小車架有限元模型的建立及網格劃分
             
                小車架劃分網格后的模型(圖3網格劃分模型)選擇的單元類型為Shell63,此單元由4各節點組成,每個節點具有X、Y、Z位移自由度和X、Y、Z旋轉方向自由度,共6個自由度,可以較真實的反應上小車車架結構的實際承載狀況。對整個小車架結構幾何模型的規則面采用自由網格劃分,選擇適當的單元尺寸,同時對小車架平衡梁和滑輪支座處做相關處理,為了得到較為準確的計算結果,網格劃分為規則的四邊形。整個模型劃分的單元數為50483個,節點數為48574個。對左邊支腿銷軸連接處施加全約束,即約束2個支撐面X、Y、Z方向的平移自由度和X、Y、Z方向的旋轉自由度;右邊支腿銷軸連接處施加局部約束,即約束2個圓柱面部分節點Z方向的平移自由度。貼板開孔代替銷軸耳板孔。假設軸剛度很大,貼板位于銷軸孔處節點的徑向位移受到約束,平衡梁軸只能自由轉動,受鋼軌及輪軌摩擦力的約束,車輪只沿鋼軌方向運動,有限元模型在位于銷軸孔處節點的軸向位移受到約束,位移為零。
             
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                圖3網格劃分模型
             
                4靜態載荷及約束條件的施加
             
                該起重機在船廠露天使用,承受風載,當起重機工作時,由于結構的振動,自重載荷有動載效應。根據分析,自重載荷的垂直動載效應主要發生在以下兩種工況所激發的振動過程中,其一是起升質量離地起升或下降制動時所激發的振動過程;其二是起重機或起重機的部分裝置經軌道接頭處所激發的振動過程。該工況下小車架受的外載荷分四部分:
             
                (1)自重載荷G
             
                自重載荷包括小車架金屬結構自重、及其上的機構自重、電器設備。由自重載荷及其相應的慣性載荷和動載效應所造成的機構的內應力在總的內應力中所占的比重是相當可觀的,因此自重載荷的正確確定對確保設計質量和產品安全具有重要意義。實腹式梁構件的自重一般作為沿全長的均布載荷處理;機械和電氣設備的自重作為作用在其安裝部位處的集中載荷處理。
             
                (2)起升載荷Q
             
                小車起升載荷為額定起重量100t、吊鉤自重3。4t及鋼絲繩懸垂段產生的重力??紤]起升載荷動載效應,應乘以起升沖擊系數φ1或起升動載系數φ2。
             
                ①起升載荷動載系數φ2的計算
             
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                式中:c——物體離地速度系數,吊鉤作業取0。5;
             
                v——額定起升速度(m/s);
             
                f0——允許撓度,f0=L/2000=0。0041
             
                λ0——λ0=0。0029H=0。203
             
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                ②起升載荷沖擊系數φ1的計算
             
                當物體離地起升時,對上小車本身將產生振動激勵,小車架自身重量受到起升沖擊而出現的動力增長,用起升沖擊系數φ1乘以小車架自身質量的重力來考慮。
             
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                起升載荷分為2部分,一部分作用在起升卷筒上,另一部分通過定滑輪組作用在定滑輪組支承板上,載荷的分配比例與起升機構的速比有關。卷筒所承受的起升載荷通過減速器及另一端的支承以均布載荷的形式,作用在縱梁腹板的正上方。動滑輪組處的載荷為集中載荷,實際結構定滑輪組支承板要局部加厚,因此建立殼單元模型時,此處是一厚板,中間開孔,安裝定滑輪軸。作用在此處的部分起升載荷按分布力處理,均勻作用在圓孔的下半部分,分布力方向沿半徑方向:
             
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                式中:q——滑輪組軸孔處分布力;
             
                Q——作用在定滑輪組的起升載荷;
             
                d——定滑輪組滑輪軸軸孔直徑;
             
                m——起升機構倍率。
             
                由于分布力沿徑向方向,其合力為起升載荷的一半,實際徑向力要放大π/2倍。
             
                (3)水平慣性載荷
             
                小車運行起制動時產生一定的加速度,小車受到慣性力的作用,該慣性力沿水平方向作用在小車各組成部分及重物上。本機起制動加速度取為0。2328m/s2,考慮上小車驅動力突變時結構的動載效應,施加載荷時,該加速度放大φ5=1。5倍。這些慣性力都作用在相應的質量上,撓性懸掛的起升荷重按作用于起重機剛性連接同等對待。ANSYS建模時,小車架慣性力為均布體積力,作用在起升機構及重物的慣性力要先行計算,然后根據起升機構與小車架的接觸面積算出均布力,作為面載荷施加在模型上。小車制動時產生的水平慣性載荷為
             
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                因此,PH=1。5×312×0。2328=1089。5KN
             
                (4)運行產生的沖擊載荷
             
                上小車在運行時由于軌道接頭間隙或高低差會使運動的質量在鉛垂方向產生沖擊作用。用運行沖擊系數φ4乘以自重載荷G和起升載荷Q來考慮。
             
                對有軌運行起重機可根據實際情況按下列方法確定:
             
                ①對于軌道接頭保持保持良好狀態的上小車,如軌道用焊接連接,并對接頭進行打磨光滑的高速起重機,取φ4=1。
             
                ②對于雖未采用焊接連接,但軌道接頭質量符合GB/T10183的起重機,取φ4=1。
             
                ③對一般軌道接頭情況,根據運行速度和軌道高低差按下式計算:
             
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                式中:Vy——運行速度;
             
                h——軌道接頭處兩軌面的高度差,mm。
             
                (5)偏斜運行時水平側向載荷Ps
             
                偏斜運行時的水平側向載荷:
             
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                式中:λ——水平側向載荷系數,與軌距L和基距B的比值有關,λ=0。1;
             
                ∑P——上小車產生側向載荷一側經常出現的最大運行輪壓之和,∑P=1560KN;
             
                根據以上分析,分別以空載和滿載加載,然后應用試湊法計算出上小車的吊重差和相應的結構變形值及結構應力云圖。
             
                5靜態計算結果
             
                應用Ansys軟件對建立有限元模型,并施加約束和載荷后的上小車車架結構進行靜態計算,并應軟件的后處理功能對計算結果進行分析。
             
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                圖4空載工況下小車架的下撓值
             
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                圖5a平行于小車軌道方向的變形圖5b垂直于小車軌道方向的變形
             
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                圖5c垂直方向上的變形圖5d垂直于大車軌道方向轉角
             
                圖5上小車結構位移云圖
             
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                圖6上小車Von-stress應力云圖
             
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                圖7a平行于小車軌道方向的變形圖7b垂直于小車軌道方向的變形
             
                圖7上小車結構應力云圖
             
                計算結果表明小車架較大變形處位于連接定滑輪組支承板的兩橫梁中間位置和小車架支座法蘭處,其豎向變形為fmax=1。319mm<4。1mm,該處最大應力為σmax=132。097MPa<259MPa,除平衡梁與小車架的連接區域外,小車架其余各部分應力變形皆小于此位置。由于應力集中的存在,平衡梁與小車架的連接處應力值達到54。14Mpa,此處筋板厚度為16mm,設計時應加強。建立起重機小車架的殼單元模型、施加載荷和約束要根據實際結構作適當處理,才能使計算結果更準確。
             
                從圖5上小車結構位移云圖、圖7上小車結構應力云圖,結合小車架剛度條件,歸結為:
             
                (1)小車架剛度裕度比較大,按照起重機設計規范GB3811-83規定為f0=L/2000=4。1mm。
             
                (2)在所測定的梁中,剛度稍差的梁為跨中橫梁,下撓值為1。319mm。

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