飞天V2104-支腿计算 2011-01-17
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软件批准号：D001—2004 石油化工静设备计算机辅助设计桌面系统 PV Desktop 版本号： 9, 1, 0, 5
立式容器计算报告
工厂(公司)名称
项目名称
装置及(或)单元名称特种油加氢装置
设备名称一段循环氢压缩机入口分液罐
设备位号V2104
项目文件号(设备图号)2010S003
专业文件号(计算书编号)
容器类别Ⅲ类
设 计
校 对
审 核
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中国石化集团设备设计技术中心站 发布
计算依据：
GB 150-1998《钢制压力容器》
JB/T 4710-2005《钢制塔式容器》
HG 20582-1998《钢制化工容器强度计算规定》
设计条件
抗震设计标准JB/T4710-2005 风载荷设计标准JB/T4710-2005 场地土类别Ⅱ类地面粗糙度B
基本风压 q
o350P
a
体型系数 K
10.70000
基础高度200.00mm
顶部管线直径 d
o0.00mm 顶部管线保温厚度 δ
s0.000mm
笼式扶梯与塔顶管线布置方式无笼梯
地震设防烈度7度
设计基本加速度0.1g设计地震分组第一组
地震影响系数最大值 α
max0.08
压力试验液压试验放置方式卧式/立式
试验压力程序确定 立试22.31250MPa 卧试22.34001MPa
受压元件汇总表
名称设计压力设计温度材 料腐蚀
裕量
焊接接头
系数
内径长度
名义厚度
注①
内压外压内压外压
MPa℃mm mm mm mm 底封头-球形封头17.850000.000001500Q345R(GB713-2008)(板材) 51500.0040.000圆筒17.850000.000001500Q345R(GB713-2008)(板材) 51500.002000.0040.000顶封头-窄面法兰连接17.850000.000001500
注① 输入名义厚度。
名称内径长度名义厚度最大允许工作压力
内压外压
mm mm mm MPa MPa 底封头-球形封头500.0040.00040.75482- 圆筒500.002000.0040.00020.37741- 顶封头-窄面法兰连接-
名称内径长度名义厚度计算长度许用外压mm mm mm MPa
名称内径名义厚度试验压力液柱高度
mm mm MPa mm 底封头-球形封头500.0040.00022.312502805.00圆筒500.0040.00022.312502805.00
介质
介质名称液面标高介质密度
mm kg/m3
循环氢1000.003200
保温
材料名称厚度材料密度
mm kg/m3
衬里
材料名称厚度材料密度
mm kg/m3
平台梯子
护栏高度平台宽度梯子高度梯子宽度mm mm mm mm 1100.001000.003200.00500.00
附属设备
管口表
偏心载荷
标高偏心质量
偏心距方位角mm
kg
mm
°
外载荷
距焊缝线距离 L
X向力 F x
Y向力 F y
Z向力 F z
X向弯矩 M x
Y向弯矩 M y
Z向弯矩 M z
方位角 α
开孔直径 d
mm
kN
kN
kN
kN-m
kN-m
kN-m
°
mm
附属设备
编号
名称
公称直径
最大允许工作压力
内压
外压
mm
MPa
名称
设计压力设计温度材 料
腐蚀裕量
焊接接头系数
内径长度名义厚度注①
内压外压内压外压MPa
℃
mm
mm
mm
mm
注① 输入名义厚度。
名称
内径长度名义厚度
最大允许工作压力
内压外压mm
mm
mm
MPa
MPa
管口编号
名称
公称压力公称直径
内伸长度
外伸长度
最大允许工作压力备注
内压外压
MPa
mm
mm
mm
MPa
接管
设计压力设计温度材 料腐蚀裕量
焊接接头 系数
内径名义厚度
最大允许工作压力内压
外压内压
外压
内压
外压
MPa
℃mm
mm
mm
MPa
名称
设计压力设计温度材 料腐蚀裕量
焊接接头系数
内径长度名义厚度注①
内压外压内压外压MPa
℃
mm
mm
mm
mm
注① 输入名义厚度。
名称
内径长度名义厚度
最大允许工作压力
内压外压mm
mm
mm
MPa
MPa
支座载荷计算
自振周期计算
最大高度 H
1
= 3000mm
外直径 D
o
= 580.00mm 自振周期 T = 0.56+0.4×10-3(H1/1000)2/(D o/1000)=0.5662s 质量汇总
壳体质量3324.82kg
附件质量1163.69kg
介质质量151.84kg
充水质量488.26kg
平台质量0.00kg
保温质量0.00kg
衬里质量0.00kg
偏心质量0.00kg
操作质量4768.35kg
试验质量5104.76kg
水平风载荷计算
壳体长度 l
2
= mm
容器有效直径 D
cf = D
i
+2δ
n
= +2× = 2446.67mm
基本风压值 q
o
= 350MPa
体型系数 K
1
= 0.70000
风振系数 K
2
= 1.70000
风压高度变化系数 f = 1.00000
水平风力 P
1=K
1
K
2
f l
2
q
o
D
cf
×10-6
= 0.70000×1.70000×1.00000×3000×350×2446.67×10-6 = 724.71N
地震载荷计算
最大地震影响系数 α
max
= 0.08
地震影响系数 α
1
= 0.07613
操作质量 Q
o
= 4768.35kg
水平地震力 F
e = α
1
Q
o
g = 0.07613×4768.35×9.81 = 3560.12N
底封头 - 球形封头
设计条件结构简图
内压外压
设计压力 p17.850000.00000MPa
设计温度 t1500℃
液柱静压力0.01412MPa
计算压力 p
c17.850000.00000MPa
内 直 径 D
i500.00mm
材料名称Q345R(GB713-2008)(板材)
腐蚀裕量 C
25mm
钢板负偏差 C
10.3mm
焊接接头系数 φ1
常温下许用应力 [σ]157.00MPa
常温下屈服点 σ
s305.00MPa
设计温度下许用应力 [σ]t157.00- MPa
外 直 径 D
o580.00mm
名义厚度 δ
n40.000mm
最小厚度 δ
min 3.000mm
内压计算
计算厚度按GB150 式(5 - 5)计算
δ= p c D i/(4[σ]tφ-p c)
= 17.85000×500.00/(4×157.00×1-17.85000) = 14.628mm
有效厚度 δ
e = δ
n
-C
2
-C
1
= 40.000-5-0.3 = 34.700mm
最大允许工作压力按GB150 式(5 - 7)计算
[p
w ] = 4[σ]tφδ
e
/(D
i
+δ
e
)
= 4×157.00×1×34.700/(500.00+34.700) = 40.75482MPa
压力试验时应力校核
压力试验类型液压试验
试验压力 p
T22.31250MPa
液柱高度 H
w2805.00mm
有效厚度 δ
e = δ
n
-C
2
-C
1
= 40.000-5-0.3 = 34.700mm
试验压力下，球壳的应力
σT = (P
T
+H
w
ρ×9.81×10-9)(D
i
+δ
e
)/(4δ
e
)
= (22.31250+2805.00×1000×9.81×10-9)×(500.00+34.700)/(4×34.700)=86.06MPa
液压试验时，球形封头的应力σ
T = 86.06≤0.9φσ
s
= 0.9×1×305.00 = 274.50 校核通过 !
容 积0.03m3质 量144.09kg
内压外压设计压力 p 17.850000.00000MPa
设计温度 t 1500℃液柱静压力0.00628MPa 计算压力 p c 17.850000.00000MPa 内 直 径 D i 500.00mm 材料名称Q345R(GB713-2008)(板材) 腐蚀裕量 C 25mm 钢板负偏差 C 10.3mm 焊接接头系数 φ1
常温下许用应力 [σ]157.00MPa 常温下屈服点 σs
305.00MPa 设计温度下许用应力 [σ]t 157.00-MPa 外 直 径 D o 580.00mm 名义厚度 δn 40.000mm 长 度 L
2000.00mm 最小厚度 δmin
3.000
mm
内压计算
计算厚度按GB150 式(5-1)计算
δ = p c D i /(2[σ]t φ-p c ) = 17.85000×500.00／(2×157.00×1-17.85000) = 30.137
mm 有效厚度 δe = δn -C 2-C 1 = 40.000-5-0.3 = 34.700mm
最大允许工作压力按GB150 式(5-4)计算
[p w ] = 2[σ]t φδe /(D i +δe )
= 2×157.00×1×34.700/(500.00+34.700) = 20.37741MPa
压力试验时，圆筒应力校核
压力试验类型液压试验试验压力 p T 22.31250MPa 液柱高度 H w 2805.00
mm 有效厚度 δe = δn -C 2-C 1 = 40.000-5-0.3 = 34.700mm
试验压力下，圆筒的应力
σT = (P T +H w ρ×9.81×10-9)(D i +δe )/(2δe )
= (22.31250+2805.00×1000×9.81×10-9)×(500.00+34.700)/(2×34.700)=172.12
MPa
液压试验时，圆筒的应力 σT = 172.12≤0.9φσs = 0.9×1×305.00 = 274.50 校核通过 ! 容 积
0.39
m 3
质 量
1065.38
kg
设计条件简 图
压紧面形状6
设计压力 p17.85000MPa
计算压力 p
c17.85000MPa
材料名称金属环 铁或软钢
垫片系数 m 5.50000
比压力 y124.10000MPa
垫片中径584.20mm
垫片宽度19.05mm
垫片厚度23.810mm
垫片接触面外径603.25mm
垫片接触面内径565.15mm
垫片接触宽度 N19.05mm
垫片基本密封宽度 b
o 2.38mm
垫片有效密封宽度
当 b
≤ 6.4 mm 时，
b = b
= 2.38mm 压紧力作用中心圆直径
当 b
≤ 6.4 mm 时，
D
G
= 垫片接触的平均直径 = (603.25+565.15)/2 = 584.20mm 垫片压紧力
预紧状态下需要的最小垫片压紧力
F G = πD
G
b y = 3.1415926×584.20×2.38×124.10000 = 542360.68N
操作状态下需要的最小垫片压紧力
F G = F
p
= 2πD
G
b m p
c
= 2×3.1415926×584.20×2.38×5.50000×17.85000 = 858118.62N
设计条件结构简图设计压力 p17.85000MPa
设计温度 t150℃
材料名称25Cr2MoVA
公称直径 d
B60.00mm
螺距 P 5.50mm
根径 d
254.05mm
光杆部分直径 d54.05mm
腐蚀裕量 C
20mm
常温下许用应力 [σ]254.00MPa
常温下屈服点 σ
s685.00MPa
设计温度下许用应力 [σ]t221.00MPa
螺栓数量 n16
螺栓载荷
a 预紧状态下需要的螺栓载荷
W a = πD
G
b y = F
G
= 3.1415926×584.20×2.38×124.10000 = 542360.68N
b 操作状态下需要的螺栓载荷
W p = π/4 D2
G
p
c
+ 2πD
G
b m p
c
= 3.1415926/4×584.202×17.85000+2×3.1415926×584.20×2.38×5.50000×17.85000 = 5642779.99N
螺栓面积
a 预紧状态下需要的最小螺栓面积
A a = W
a
/[σ]
b
= 542360.68/254.00 = 2135.28mm2
b 操作状态下需要的最小螺栓面积
A p = W
p
/[σ]t
b
= 5642779.99/221.00 = 25532.94mm2
c 需要的螺栓面积
A m = Max(A
a
，A
p
) = Max(2135.28，25532.94) = 25532.94mm2
d 实际螺栓面积
A b = π/4 n min(d
2
, d)2 =3.1415926/4×16×min(54.05,54.05)2 = 36705.99mm2
实际螺栓面积 A
b ≥ 需要的螺栓面积 A
m
， 合格。
螺栓设计载荷
a 预紧状态螺栓设计载荷
W = (A m + A b)/2[σ]b = (25532.94 + 36705.99)/2×254.00 = 7904344.64N b 操作状态螺栓设计载荷
W = W p = 5642779.99N
设计条件结构简图
设计压力 p17.85000MPa
液柱静压力0.00000MPa
外部轴向载荷0.00kN
外部弯矩0.00e+000kN-m
当量压力0.00MPa
计算压力 p
c17.85000MPa
设计温度 t150℃
法兰材料16Mn(锻件)
腐蚀裕量 C
25mm
常温下许用应力 [σ]150.00MPa
常温下屈服点 σ
s275.00MPa
设计温度下许用应力 [σ]t147.00MPa
内直径 D
i500.00mm 螺栓圆直径 D
b831.80mm
外直径 D
o985.00mm 螺栓孔直径 d
b64.00mm
名义厚度 δ
n220.000mm 颈部大端厚度 δ
170.500mm
颈部高度 h100.00mm颈部小端厚度 δ040.000mm 密封面直径 D
s584.20mm密封面宽度 w19.05mm 腐蚀后法兰结构参数
内直径 D
i510.00mm 有效厚度 δ
e220.000mm
大端有效厚度 δ
e165.500mm 小端有效厚度 δ
e035.000mm
螺栓布置
实际最小最大
螺栓中心至法兰颈部的径向距离95.4074.00mm 螺栓中心至法兰外径的径向距离76.6060.00mm 相邻螺栓中心的周向距离163.32122.00348.00mm
(1) 法兰力矩
a 载荷
作用于法兰内径截面上的流体压力轴向力
F D = π/4 D
i
2 p
c
= 3.1415926/4×510.002×17.85000 = 3646434.81N
流体压力引起的总轴向力
F = π/4 D G2 p c = 3.1415926/4×584.202×17.85000 = 4784661.38N 流体压力总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体压力轴向力之差
F T = F-F
D
= 4784661.38-3646434.81 = 1138226.57N
b 力臂
螺栓中心至法兰颈部与法兰背面交点的径向距离
L A = (D
b
-D
i
)/2-δ
1
= (831.80-510.00)/2-65.500 = 95.40mm
螺栓中心至F
D
作用位置处的径向距离
L D = L
A
+0.5 δ
1
= 95.40+0.5×65.500 = 128.15mm
螺栓中心至F
T
作用位置处的径向距离
L T = (L
A
+δ
1
+L
G
)/2 = (95.40+65.500+123.80)/2 = 142.35mm
螺栓中心至F
G
作用位置处的径向距离
L G = (D
b
-D
G
)/2 = (831.80-584.20)/2 = 123.80mm
c 力矩
预紧状态的力矩
M a = F
G
L
G
= 7904344.64×123.80 = 9.79e+008N·mm
操作状态的力矩
M p = F
D
L
D
+F
T
L
T
+F
G
L
G
= 3646434.81×128.15 + 1138226.57×142.35+858118.62×123.80 = 7.36e+008N·mm
法兰设计力矩
M
o
=
Max(M
a [σ]t
f
/[σ]
f
, M
p
)
= Max(7.36e+008, 9.79e+008×147.00/150.00) = 9.59e+008N·mm (2) 形状常数
h 0 = (D
i
δ
)1/2(510.00×35.000)1/2133.60389mm
h/h
0100.00/133.603890.74848
K = D o/D i985.00/510.00 1.93137
δ1/δ
065.500/35.000 1.87143
查图 9-8， T = 1.53260Z = 1.73255Y = 3.11509U = 3.42316查图 9-3， F I = 0.78426
查图 9-4， V I = 0.19595
查图 9-7， f = 1.00000
e = F I/h00.78426/133.603890.00587
ψ= δf e+1 220.000×0.00587+1 2.29141
d 1 = U/V
I
h
δ
2
3.42316/0.19595×133.60389×35.00022859120.19303
β= 4/3 δf e+1 4./3.×220.000×0.00587+1 2.72188γ= ψ/T 2.29141/1.53260 1.49511η= δf3/d1220.0003/2859120.19303 3.72422λ=γ+η 1.49511+3.72422 5.21933
(3) 应力计算
轴向应力 σ
H = f M
o
/(λδ
1
2D
i
)
= 1.00000×9.59e+008/(5.21933×65.5002×510.00) = 78.58MPa
径向应力 σ
R = βM
o
/(λδ
f
2D
i
)
= 2.72188×9.59e+008/(5.21933×220.0002×510.00) = 20.23MPa
切向应力 σ
T = Y M
o
/(δ
f
2D
i
) - Z σ
R
=3.11509×9.59e+008/(220.0002×510.00)-1.73255×20.23 = 85.98MPa
组合应力 σ
HR = (σ
H
+σ
R
)/2 = (78.58+20.23)/2 = 49.40MPa
组合应力 σ
HT = (σ
H
+σ
T
)/2 = (78.58+85.98)/2 = 82.28MPa
(4) 应力校核
|轴向应力 σ
H | = 78.58MPa小于 1.5[σ]
f
t与2.5[σ]
n
t之小值 合格
|径向应力 σ
R | = 20.23MPa小于 [σ]
f
t = 147.00合格
|切向应力 σ
T | = 85.98MPa小于 [σ]
f
t = 147.00合格
|组合应力 σ
HR | = 49.4MPa小于 [σ]
f
t = 147.00合格
|组合应力 σ
HT | = 82.28MPa小于 [σ]
f
t = 147.00合格
法兰刚度厚度
δ
f 刚 = (S-2d
b
)(m+0.5)/6 = (163.32-2×64.00)×(5.50000+0.5)/6 = 35.324mm
式中：螺栓间距 S = πD
b
/n = 3.1415926×831.80/16 = 163.32mm
法兰厚度 δ
f
= 220.000 mm， 满足刚度厚度要求
容 积0.06m3质 量963.86kg
螺栓连接平盖
设计条件
结构简图
设计压力 p 17.85000MPa
液柱静压力0.00000MPa
计算压力 p c 17.85000MPa 设计温度 t 150℃
平盖材料Q345R(GB713-2008)(板材) 腐蚀裕量 C 25mm 钢板负偏差 C 10.3mm 焊接接头系数 φ1
常温下许用应力 [σ]150.00MPa 常温下屈服点 σs
275.00MPa 设计温度下许用应力 [σ]t 147.00MPa 外直径 D o 985.00mm 名义厚度 δn 192.500mm 密封面直径 D s 584.20mm 密封面宽度 w 19.05mm 螺栓圆直径 D b 831.80
mm
螺栓孔直径 d b
64.00
mm
预紧状态
系数 K = 1.78 WL G /(p c D 3c )
= 1.78×7904344.64×123.80/(17.85000×584.203) = 0.48942δp = D c
[K·p c
/([σ]φ)]1/2
= 584.20×[0.48942×17.85000／(150.00×1)]1/2 = 140.986
mm
内压状态
系数 K = 0.3+1.78WL G /(p D 3c )
= 0.3 + 1.78×5642779.99×123.80/(17.85000×584.203) = 0.64939δp = D c
[K·p c
/([σ]t φ)]1/2
= 584.20×[0.64939×17.85000／(147.00×1)]1/2 = 164.049
mm
质 量
1151.50
kg
腿式支座
支腿数量 n
3
基础板底面至壳体焊缝线的距离800.00mm
支 腿
型式等边角钢 材料名称Q235B 腐蚀裕量 C 22mm 负偏差 C 1- mm 许用应力 [σ]137.00MPa 弹性模量 E 1.92e+005MPa
规 格L80x10截面积 A 1512.60mm 2惯性矩 I 8.84e+005mm 4形心距 Z 56.50mm 惯性半径 i 24.20mm 截面系数 W 15640.00mm
基础
板材料名称Q235B 腐蚀裕量 C 22mm 钢板负偏差 C
1
0.75mm 许用应力 [σ]137.00MPa 宽度 B 120.00mm 厚度 d 20.000mm
地
脚螺
栓材料名称Q235-A 腐蚀裕量3mm
规格M20x2.5许用应力
147.00MPa 基础螺栓中心圆直径 D b
567.33
mm
1 载荷的计算
外载水平力 F eh = 0.00N 外载垂直力 F el = 0.00N 地震弯矩 M E = 6.41e+006N-mm 风弯矩 M w = 7.25e+005
N-mm 外载产生的弯矩 M e = 0.00e+000N-mm 最大组合弯矩 M = 6.41e+006
N-mm 水平力F H 为F w +F eh 、F E +F eh 中的最大值 F H =3560.12N 水平反力 R= F H /n=3560.12/3=1186.71N
最大垂直反力取 F l1、F l2中的最大值F l1 = 4M/(n D o ) - W/n + F el /n
=4×6.41e+006/(3×580.00)-9.8×4768.35/3+0.00/3=-855.66N F l2=-4M/(n D o ) - W/n + F el /n
=-4×6.41e+006/(3×580.00)-9.8×4768.35/3+0.00/3=-30318.69N 取最大垂直反力 F l =30318.69N
2 支腿的强度
壳体外侧到支腿形心的距离
e=(a+T-2(a-Z))/21/2=(80.00+10.000-2×(80.00-56.50))/1.414=30.41
mm
弯曲应力 σ
b =(R L+F
l
e)/Z
l
=(1186.71×906.57+30318.69×30.41)/15640.00=71.09N/mm2
压缩应力 σ
c =F
l
/A
l
=30318.69/1512.60=20.04N/mm2
细长比 λ= l/i=906.57/24.20=37.46151
临界细长比 ∧=[π2E/(0.6[σ]
b
)]1/2=[π2×1.92e+005/(0.6×137.00)]1/2=151.83244系数 υ= 3/2+2/3(λ/∧)2=3./2.+2./3.×(37.46151/151.83244)2=1.54058
许用压缩应力 [σ]
c =[1-0.4(λ/∧)2][σ]
b
/υ=[1-0.4×(37.46151/151.83244)2]×137.00/1.54058=86.76MPa
许用弯曲应力 [σ]
b
=137.00MPa
σb /[σ]
b
+σ
c
/[σ]
c
=71.09/137.00+20.04/86.76=0.75
σb /[σ]
b
+σ
c
/[σ]
c
≤1,支腿强度满足要求。
3 地脚螺栓的强度
F
l
=-855.66≤0,螺栓拉应力不需要进行校核。
螺栓的剪应力
τ=R/(N A B)=1186.71/(1×234.89)=5.05N/mm2螺栓剪应力 τ=5.05≤0.8 螺栓许用应力=117.60,螺栓强度满足要求。
4 基础板的强度
混凝土的压缩载荷
B=F l/(b1×b2)= 30318.69/(120.00×120.00)=2.11N/mm2
计算超出支腿的部分a
1,a
2
a 1=a
2
=(b
2
-a)/2=(120.00-80.00)/2=20.00mm
计算超出支腿的部分a
3
a 3=(2b
1
-(2a
1
+a+T))/21/2=(2×120.00-(2×20.00+80.00+10.000))/21/2=77.78mm
l 为 a
1,a
2
,a
3
中的最大值, l=77.78mm
基础板的厚度
t
b
=l×(3B/S)1/2 =77.78×(3×2.11/137.00)1/2=16.701mm
取基础板的厚度为 20.000mm
5 安装支腿的焊缝强度
焊脚截面积
A=h t/21/2=113.14×10.00/21/2=1458.58mm2对焊接壳体环向轴的断面系数 Z
Z=2(h2/t)(t/21/2)=2×(113.142/10.00)×(10.00/21/2)=25072.26mm3焊缝剪切应力
τ=F l/A=30318.69/1458.58=20.79N/mm2焊缝剪切应力 τ=20.79≤0.8 支腿许用应力=109.60,焊缝剪切应力满足要求。
焊缝弯曲应力
σ=R L/Z=1186.71×906.57/25072.26=42.91N/mm2焊缝弯曲应力 τ=42.91≤0.8 支腿许用应力=109.60,焊缝弯曲应力满足要求。
支腿强度计算-冯延忠
支腿强度计算 对高度及直径比较小的立式容器常常采用支腿支撑的形式。一般采用4个支腿，本体直径较小时采用3个支腿，直径较大时采用支腿不少于6个。 这里介绍的支腿强度计算方法是在比较设备设计手册和JIS 标准中支腿强度计算方法的基础上，考虑中国规范的要求和工程实用性形成的。 1 适用范围 1.1 本计算方法适用于安装在刚性基础，且同时符合下列条件的容器： 1.1.1 容器高度比不大于5 1.1.2 总高度不大于10m 1.2 当容器超出1.1所规定的尺寸限制时，水平地震力和水平风载荷应按 JB4710-92计算，不能使用本文所述的简化计算方法。 2 载荷的考虑 2.1 本计算考虑了地震载荷、风载荷、自重、偏心载荷和管道载荷等。通 过对安装工况、操作工况和试验工况的分析，计算时取最危险的情况对各个部件进行计算。 2.2 操作工况考虑风载荷和地震载荷同时作用时，仅取0.25倍风载荷与地 震载荷组合工况。 2.3 试验工况不考虑地震载荷，仅考虑0.3倍的风载荷组合工况。 2.4 地震载荷和风载荷的计算采用简化的计算方法（见JB/T4725-92附录 A ）。 2.5 虽然JB4710-92规定地震设防烈度为8度时才考虑垂直地震力，但是在 工程中，地震设防烈度为8度的情况较多，在此均考虑垂直地震力的影响。 2.6 本文各计算式中垂直地震力F ev 仅在考虑地震影响时计入。 3 载荷计算 3.1 水平地震力 mg P e e α5 .0= m ——对应于各种工况的设备质量：
m 0——设备操作质量(包括壳体及其附件，内部介质及保温层的质 量),kg m w ——设备充水质量(水压试验时),kg m min ——设备最小质量(安装工况时),kg e α——地震系数，对7、8、9度地震分别取0.23、0.45、0.90 P e ——水平地震力,N 3.2 垂直地震力 e ev P F 4875.0= F ev ——垂直地震力,N 3.3 水平风载荷 6 001095.0-?=H D q f P O i W D O ——容器外径,mm,有保温层时取保温层外径 f i ——风压高度变化系数，按设备质心所处高度取 H 0——设备迎风有效高度,mm q 0——10m 高度处的基本风压值,N/m 2
门式起重机支腿计算的算例
目录 摘要.................................................................................................................... 错误！未定义书签。Abstract： .......................................................................................................... 错误！未定义书签。第一章总体计算 .. (1) 一、总图及主要技术参数 (1) （一）主要技术参数 (1) （二）总图 (1) 二、稳定性计算 (3) （一）工作状态稳定性计算 (3) 第二章主梁计算 (8) 一、载荷荷及内力计算 (8) （一）移动载荷及内力计算 (8) （二）静载荷及内力计算 (8) （三）风载及内力计算 (9) 及内力计算 (10) （四）大车紧急制动惯性力F 大惯 二、主梁截面几何参数计算 (12) （一）主梁截面图 (12) 三、载荷组合及强度稳定性验算 (14) （一）载荷组合 (14) （二）弯曲应力验算 (15) （三）主梁截面危险点验算 (15) （四）.主梁疲劳强度计算 (16) （五）稳定性验算 (18) （六）验算跨中主、副板上区格的稳定性。 (19) 第三章支腿设计计算 (24) 一、支腿简图 (24) （一）刚性支腿 (24) （二）柔性支腿 (25) 二、支腿截面几何参数设计计算 (27) （一）刚性支腿截面I-I (27)
（二）刚性支腿截面II-II .................................................................................................27 （三）柔性支腿截面I-I ....................................................................................................28 （四）柔性支腿截面II-II .................................................................................................28 三、载荷以及内力计算 .. (29) （一）主梁自重对刚柔腿的作用见下图 ..............................................................................29 （二）计算载荷对刚柔支腿的作用 .....................................................................................29 （一）马鞍和支腿自重对刚、柔腿的作用 ...........................................................................30 （二）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用 ..................................................30 （三）载荷组合 .................................................................................................................38 （四）刚性腿截面I-I 和II-II 柔性腿截面'I I -和'II II -的强度I I -σII II -σ和'I I -σ' II II -σ 计算 (40) 第四章门型架的计算 (42) 一、载荷及内力计算 .................................................................................................................42 二、强度计算 ............................................................................................................................45 参考文献 ..........................................................................................................................................47 致谢 .................................................................................................................................................48 附录2：外文翻译.. (49)
第六章 支腿的设计计算
第五章 支腿的设计计算 1.载荷计算 支腿平面内计算的最不利工况是：满载小车在悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并制动，同时有风载荷作用。 支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。 1） 一根梁上的起升载荷与小车自重： 36 1(12080)9.8110 1.1 1.079102 p N = ?+???=?∑ 2） 大车的自重 刚性支腿上端以上的自重 35 699.8110 6.77102 G G N = =??=?静总上 刚性支腿下端以上的自重 35 69189.81108.53102 G G G N = +=+??=?静总下刚（） 柔性支腿下端以上的自重 3 5 69129.81107.95102 G G G N = +=+??=?静总柔下柔（） 3）小车的惯性力为： 3 4 809.8110 2.810142 142 xc Hx G P N ??= = =??? 小车与货物的风载荷 4 1.6250(16 28.8) 1.7910 w P c q A N ==??+=? 4）垂直于门架平面的风载荷 1.604401/w q q N m =?=门 5）大车支腿以上桥架作用在支腿上的惯性力 4 2 6.23610414 H G Gx F N += =??静总惯 风载荷
4 2.5104Fw Pw N ?= ==?主（384+16+4）2504 6）作用与支腿架的风载荷和支腿自重惯性力： 464/A q N m =刚 536/A q N m =柔 1043.8/H q N m =刚 695.8/H q N m =柔 7) 偏斜运行侧向载荷 Ps 小车满载跨中4 s18.0910P N ==? 小车满载极限位置5 s2 1.06210P N =? 2.支腿内力计算 （1）门架平面的支腿内力计算 柔性支腿与主梁铰接，因此门架平面按静定简图进行内力计算： ○1满载小车位于臂端，c 点受弯矩 1 1c M H h = 32(2 3) L H P h k =?+ ∑ 21 I h k I L = ?
汽车吊支腿负荷计算
三一220t汽车吊支腿压力计算书 一、工程概况 大新大厦改扩建项目1#6015拆卸时需三一220t全路面汽车吊在地面上进行作业，220吨汽车吊吊装50m吊臂时作业半径12m，吊臂重量8.36t。 二.吊装计算参数 1).220t汽车吊整机自重72t; 2).220t汽车吊平衡重75t; 3).6015塔吊吊臂自重8.36t; 三、作业工况 分析现场情况，最不利吊装工况： 1.工况a— 220t汽车吊在作业半径12m处吊装吊臂；
四、支腿压力计算 1.支腿反力计算公式:N ∑∑+++=Xi Xi Xi My Yi Yi Yi Mx n Q G ****)( G ——汽车吊整车自重（含配重）； Q ——汽车吊起重载荷（吊重）； N ——汽车吊支腿反力； n ——汽车吊支腿数； Mx 、My ——作用于汽车吊上的外力对通过回转中心的X\Y 轴的力矩值； Xi 、Yi ——支腿至通过回转中心的X 、Y 轴的距离； 2.220t 汽车吊整机自重:G=72+75=147t; 3.工况a —吊装6015吊臂时的支腿最大压力: 1)50m 吊臂自重8.36t 考虑动载荷时汽车吊起吊重量:Q=8.36*1.5=12.54t(动载系数取为1.5) 2).吊装对X,Y 轴的力矩 Mx=12.54*10=125.4t.m My=12.54*6.6=82.76t.m t N 58.534 *3.8*3.8 3.8*76.824*3.8*3.8 3.8*4.1254.5421147)3(=+++= 4、220t 汽车吊支腿压力分散处理 1).600*600支腿对地下室顶板的压应力:
支腿计算书
法兰计算： （1）螺栓所受最大拉力的计算 弯矩Mx 和My 使角点上的螺栓A 产生最大拉力，而垂直压力Q 则使螺栓中的拉力减少。螺栓A 中的最大拉力Ta 计算如下： 高强度螺栓： ][2·2·2max max t i i i i N z Q y m y Mx x m x My Ta ≤-+=∑∑ 1、 支腿强度和稳定性 （1）支腿顶部截面（开始弯曲处） ][σσ≤++=x td y d td d I y M I x M A N （2）支腿上法兰截面 ][σσ≤++=x tf y f t d I y M I x M A N 式中，分母为支腿相应截面的几何性质， 2、稳定性 （1）整体稳定性 支腿两端与主梁、横梁刚接构成空间构架，计算支腿整体稳定性时，必须考虑主梁（横梁）对支腿端部的约束影响。 空间刚架的支腿稳定性计算十分复杂，为了简化可将空间刚架分解成两个互相垂直的平面刚架来计算，而忽略两个平面刚架的相互影响。 计算支腿整体稳定性时，必须先把变截面支腿转换成等效等截面构件，按其等效的惯性矩来计算单位刚度比和支腿长细比。 t 210l μμl =
支腿的长细表：r l 0=λ 支腿整体稳定性按右式计算：][σφσ≤++= x td y d td d I y M I x M A N 20吨小车计算： 钢丝绳的选择： （1） 钢丝绳的最大拉力：根据起重机的额定起重量Q=20吨， 查起重机手册选取滑轮组倍率m=4，起升机构缠绕如图：
钢丝绳最大拉力：组 ηm G Q S 2max += kg 式中Q ——额定起重量，Q=20*103kg G ——钓钩组重量，G=364kg m ——滑轮组倍率 m=4 组η——滑轮组效率，组η=0.975 根据公式得到Smax=2610kg （2）钢丝绳的选择 所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式； max S *n S 绳绳≥而∑=丝绳αS S * 式中；S 绳——钢丝绳破断拉力 ΣS 丝——钢丝绳破断拉力总和。 α——折减系数，对于绳6X37+1的钢丝绳α=0.82
液体对对容器底部的压力的计算题型
液体对对容器底部的压力的计算题型 1.如下图所示，在容器中装满水，容器底部受到的压力是( ) A.大于水的物重 B.等于水的物重 C.小于水的物重 D.等于ρgh 2.一个装满水后瓶盖密封的硬塑料瓶，放在水平地面上，水对瓶底 的压强为P1，瓶底对桌面的压强为F1；将瓶倒置后（如图乙所示），水对瓶盖的压强为P2，瓶盖对桌面的压强为P2′，则( ) A．P1＞P2 F1\＞F2 B、P1＝P2 F1＜F2 C．P1＜P2 F1＜F2 D、P1＝P2 F1＝F2 3.在桌面上放着底面积相同的四个容器A、B、C、D都装有高度相同的同种液体，如下图(容器重量不计)则容器底部所受的压力关系( ) A.F a＜F b＜F c＜F d B.F a＞F b＞F c＞F d C.F a=F b=F d＞F c D.F a=F b=F c=F d 变形：接上面的例题，容器对桌子面的压力F′关系( ) A.F′a＜F′b＜F′c＜F′d B.F′c＞F′b＞F′a＞F′d C.F′b=F′b=F′c＞d F D.F′a=F′b=F′b=F′c=F′d 4.（双选）有甲、乙两个相同的玻璃杯中，在甲中装满水，在乙中装半杯水， 如下图将两个相同的铁块分别慢慢吊入水中，但不与杯底接触，则( ) A.杯甲底面上的压力、压强都增加 B.杯甲底面上的压力、压强都不变 C.杯乙底面上的压力、压强都增加 D.杯乙底面上的压力、压强都不变 1.如图，玻璃杯重1N放在水平桌面上，杯中装有2N的酒精，液面高10cm， 已知杯底面积为20cm2 (ρ酒精＝0.8×103kg/m3 g＝10N/kg) 求： （1）酒精对杯底底压力及压强。 （2）玻璃杯对桌面底压力及压强。 2.如图所示，一开口的杯子，装上8 cm高的水后，放在水平桌面上。 已知杯子内部底面积为50 cm2，外部底面积为60 cm2；杯子装上水 后的总质量为0.6 kg。则水对杯底的压力为多少？杯子对桌面的压 强为多少？
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1 为上车和吊重的 重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿中心 的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2 、R 3 、R 4 分别是四支腿的支反力,其中R 3 、R 4 为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=3.78m，b=3.8m。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图 1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为18.8m，根据额定起重表，幅度14m、臂长21.28m最大吊重为29.3t>22t，满足起吊要求。 徐工QY130K汽车起重机车长14.95m，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。 表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数
吊机支腿纵向距离7.56m ，横向距离7.6m ，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为： 9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46 62200 6.78Rc m ?+?+?+?+?+?= = 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为6.78-4.9=1.88m 工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为3.63m ，上车配重及吊重支点G 1到支腿对称轴中心O 点距离e 1=0.15m ，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=1.88-0.15=1.73m 。 二 、边梁吊装吊机支腿反力计算 边梁重21.97t ，不考虑铺装层，按22t 计算。 1、边梁吊装支腿反力计算 由以上计算可知： a=3.8m ，b=3.78m ，e 0=1.73 m ，e 1=0.15m ， G 0=622KN,G 1=220+380=600KN ； (1)当а=1060时吊重至臂架回转中心G 1的水平距离为7.01m ，吊重产生的力矩M=6.964×220=1542.6KN ·m ；代入上述公式得： (2)当а=440时吊重至臂架回转中心G 1的水平距离为8.744m ，M=8.882×220=1923.7 KN ·m 。代入上述公式得：
常用容器容积及封头下料计算公式
常用容器圆筒体及封头几何容积、下料计算公式 1. 圆柱体容积:V=H Di 2 2??????π=; H R 2π2. 椭圆形封头容积:V 封=?? ????+6Di 4Di h π; 3. 半球形封头容积:V 封=312Di π=332R π; 4. 搅拌容器(椭圆底)容积:V 容=??????++642Di h H Di π=??????++67854.02Di h H Di ; (搅拌容积指筒体与下底的容积之和。搅拌容积与公称容积V N 的允许偏差为公称容积值的0～+16%)。 5. 储存容器(椭圆盖、底)全容积:V 全=??????++3242Di h H Di π=??????++327854.02Di h H Di ; (全容器指筒体与上、下底的容积之和。全容积与公称容积的允许偏差为公称容积值的±3%)。 注: 以上式中代号:V—圆柱体容积(m 3);V 封—封头容积(m 3 );V N —公称容积(m 3);V 全—容器全容积(m 3); Di—容器内直径(m);H—圆筒体高度(m);R—筒体(或封头)内半径(m);h—封头直边高度(m);π—圆周率3.1415926…; 1. 标准椭圆形封头下料直径:D 0=; ))((4)(38.12δ++++h S Di S Di 2. 标准椭圆形封头下料直径简式:Ｄ0=202)2(15.1+++h S Di ; 3. 标准椭圆形封头下料直径简式:D 0=δ++h Di 22.1; 4. 半球形封头下料直径:D 0=)(422δ++h Di Di ; 5. 半球形封头下料直径简式:D 0=δ++h Di 242.1; 注:以上式中代号:D 0—封头下料直径(㎜); Di—容器内直径(㎜);H—筒体高度(㎜);h—封头直边高度(㎜);S—封头板厚度(㎜);δ—封头边缘加工余量㎜(一般取封头厚度S); S＜10时,h=25㎜;10≤S≤18时,h=40㎜;S≥20时,h=50㎜。(或Di＜2000时,h 宜取=25㎜;Di≥2000时,h 宜取=40㎜）。
ASME支腿计算
Design Calculation ITEM NAME:xxxxxxxxxxxxxx DWG.NO.xxxxxxxxxxxxxx REVISION:x Date:Date:Date: PREPARED BY ：REVIEWED BY ：APPROVED BY ：
CONTENT 1Loadings Considered3 2Vessel Technology Parameters4 3Design Data4 Required Thickness of Ellipsoidal Head 44 5Required Thickness of Shell5 6Opening Reinforcement Calculation5 7Required Nozzle Thickness Under Internal Pressure 9 8Impact Test Exemption Evaluation10 9 Post Weld Heat Treatment Exemption Evaluation11 10Check for Flange11 11 Check Inspection Openings11 12Standard Hydrostatic Test11 13Leg Design Calculation 12 14Lifting Lug Design Calculation 15
xxxxxxxxxxxxxx APPLIES ITEM YES (a) External pressure NO (b) Weight of the vessel YES (b) Weight of normal condition under operating condition YES (b) Weight of normal condition under test condition YES (c) Superimposed static reactions from weight of attached equipment NO (d) The attachment of internals NO (d) The attachment of vessel supports (saddles, lifting lugs) YES (e) Cyclic and dynamic reactions due to pressure NO (e) Cyclic and dynamic reactions due to thermal variations NO (e) Cyclic and dynamic reactions due to equipment mounted on a vessel NO (e) Cyclic and dynamic reactions due to mechanical loadings NO (f) Wind reactions NO (f) Snow reactions NO (f) Seismic reactions NO (g) Impact reactions such as those due to fluid shock NO (h) Temperature gradients NO (h) Differential thermal expansions NO (i) Abnormal pressure NO (j) Test pressure and coincident static head acting during the test YES 1. Loadings Considered ◆ AS PER ASME CODE SECTION VIII , DIV.1,2015 UG-22 ◆ General Arrangement Drawing NO. (a) Internal pressure
支腿
支腿-裙座的区别 支腿-裙座的区别 裙座应该是从承重量和受力以及稳定性上都要好于支腿，一般用于塔器或者比较大、重的立式容器。支腿相对来说只能用于直径小重量轻的设备，支腿首选标准JB/T4713-92(不知道新标准是否开始执行)。裙座要通过计算校核的 细高形的塔器，较大且重的立式容器，一般都采用裙座。它可承受较大的风载；设备和裙座的连接呈环状，应力均匀，稳定性好，连接可靠。制作、安装较支腿难点。 一．支座 设备支座用来支承设备重量和固定设备的位置。支座一般分为立式设备支座、卧式设备支 座和球形容器支座。 立式设备支座分为悬挂式支座、支承式支座、腿式支座和裙式支座四种。 卧式设备支座分为鞍式支座、圈式支座和支腿三种。 球形容器支座分为柱式、裙式、半埋式、高架式支座四种。 1．悬挂式支座（JB/T4725-92） 悬挂式支座又称耳座，一般由两块筋板及一块底版焊接而成。耳座的优点是简单，轻 便；缺点是对器壁易产生较大的局部应力。 ●耳座适用范围（JB/T4725-92）：适用于公称直径不大于4000mm的立式圆筒形容器。 ●耳座数量一般应采用四个均布，但容器直径小于等于700mm时，支座数量允许采用2 个。 ●耳式支座标准中分为A、AN（不带垫板），B、BN（带垫板）四种; A、AN 型用于一般立式设备，B、BN型用于带保温的立式设备。 ●支座与筒体连接处是否加垫板，应根据容器材料与支座连接处的强度或刚度决定。对低温容器的支座，一般要加垫板。对于不锈钢制设备，当用碳钢制作支座时，为防止器壁与支座在焊接的过程中，不锈钢中合金元素的流失，也需在支座与筒连接处加垫板。 ●JB/T4725-92特点： 1.考虑支座弯矩对容器圆筒所产生的局部应力，避免筒体由于局部应力过大有可能引起失效。局部径向弯矩包括设备自重、水平载荷（风载荷或地震载荷）及偏心载荷所产生的弯 矩。 2.提出了支座的制造要求，以保证支座的制造质量。 若容器壳体有热处理要求时，支座垫板应在热处理前焊接在器壁上。 3.改进了垫板结构。为改善容器的受力情况，JB/T4725-92将垫板四角倒圆；并在垫板中心 开一通气孔，以利于焊接或热处理时气体的排放。 ●耳式支座设计计算：
压力容器的强度计算]
压力容器的强度计算 本章重点要讲解内容： （1）理解内压容器设计时主要设计参数（容器内径、设计压力、设计温度、许用应力、焊缝系数等）的意义及其确定原则； （2）掌握五种厚度（计算壁厚、设计壁厚、名义壁厚、有效壁厚、最小壁厚）的概念、相互关系以及计算方法；能熟练地确定腐蚀裕度和钢板负偏差； （3）掌握内压圆筒的厚度设计； （4）掌握椭圆封头、锥形封头、半球形封头以及平板封头厚度的计算。 （5）熟悉内压容器强度校核的思路和过程。 第一节设计参数的确定 1、我国压力容器标准与适用范围 我国现执行GB150－98 “钢制压力容器”国家标准。该标准为规则设计，采用弹性失效准则和稳定失效准则，应用解析法进行应力计算，比较简便。 JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》，其允许采用高的设计强度，相同设计条件下，厚度可以相应地减少，重量减轻。其采用塑性失效准则、失稳失效准则和疲劳失效准则，计算比较复杂，和美国的ASME标准思路相似。 2、容器直径（diameter of vessel） 考虑压制封头胎具的规格及标准件配套选用的需要，容器筒体和封头的直径都有规定。对于用钢板卷制的筒体，以内径作为其公称直径。 表1 压力容器的公称直径（mm） 如果筒体是使用无缝钢管直接截取的，规定使用钢管的外径作为筒体的公称直径。 表2 无缝钢管制作筒体时容器的公称直径（mm）
3、设计压力（design pressure） （1）相关的基本概念（除了特殊注明的，压力均指表压力） ?工作压力P W：在正常的工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。 ①由于最大工作压力是容器顶部的压力，所以对于塔类直立容器，直立进行水压 试验的压力和卧置时不同； ②工作压力是根据工艺条件决定的，容器顶部的压力和底部可能不同，许多塔器顶 部的压力并不是其实际最高工作压力（the maximum allowable working pressure）。 ③标准中的最大工作压力，最高工作压力和工作压力概念相同。 ?设计压力指设定的容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为设计载荷条 件，其值不低于工作压力。 ①对最大工作压力小于0.1Mpa 的内压容器，设计压力取为0.1Mpa； ②当容器上装有超压泄放装置时，应按“超压泄放装置”的计算方法规定。 ③对于盛装液化气体的装置，在规定的充满系数范围内，设计压力由工作条件下， 可能达到的最高金属温度确定。（详细内容，参考GB150-1998，附录B（标准的附 录），超压泄放装置。） ?计算压力P C是GB150-1998 新增加的内容，是指在相应设计温度下，用以确定元 件厚度的压力，其中包括液柱静压力，当静压力值小于5％的设计压力时，可略去 静压力。 ①注意与GB150-1989 对设计压力规定的区别； 《钢制压力容器》规定设计压力是指在相应设计温度下，用以确定容器壳壁计算厚度的压力，亦是标注在铭牌上的设计压力，取略高或等于最高工作压力。当容器受静压力值大于5％设计压力时，应取设计压力与液柱静压力之和进行元件的厚度计算。 使许多设计人员误将设计压力和液柱静压力之和作为容器的设计压力。 ②一台设备的设计压力只有一个，但受压元件的计算压力在不同部位可能有所变化。 ③计算压力在压力容器总图的技术特性中不出现，只在计算书中出现。 4、设计温度（Design temperature） 设计温度是指容器在正常工作情况下，在相应的设计压力下，设定的受压元件的金属温度。主要用于确定受压元件的材料选用、强度计算中材料的力学性能和许用应力，以及热应力计算时设计到的材料物理性能参数。 ●设计温度不得低于元件金属在工作状态可能达到的最高温度； ●当设计温度在0℃以下时，不得高于元件金属可能达到的最低温度； ●当容器在各部分工作状态下有不同温度时，可分别设定每一部分的设计温度； 5、许用应力(Maximum allowable stress values) 许用应力是以材料的极限应力除以适当的安全系数，在设计温度下的许用应力的大小，直接决定容器的强度，GB150-1998 对钢板、锻件、紧固件均规定了材料的许用应力。 表3 钢制压力容器中使用的钢材安全系数
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析电子教案
附件三： 汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M ；e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R 1、R 2、R 3、R 4分别是四支腿的支反力,其中R 3、R 4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K 汽车起重机支腿间距如图1中，a=3.78m ，b=3.8m 。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M 和吊重P ，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 011011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= ++--+???? 012011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= ++---???? 013011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= -++++???? 014011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα??= -+++-???? e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m ，臂长约为18.8m ，根据额定起重表，幅度14m 、臂长21.28m 最大吊重为29.3t>22t ，满足起吊要求。 徐工QY130K 汽车起重机车长14.95m ，宽3m ，行驶状态车重55t ，主要技术参数详见表1。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
汽车吊机支腿反力计算及 梁板受力分析 Prepared on 22 November 2020
附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析 一、模型建立及臂架回转过程受力分析 汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G0为下车重量；G1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e0、e1为G0、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中 R 3、R 4 为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。 为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚 度相同。 1、支点反力计算公式 由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得: 图1 四支腿反力简图 e 0、e 1 为G 、G 1 位置到四支腿对称中心的距离。 2、计算底盘重心点位置 当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为，根据额定起重表，幅度 14m、臂长最大吊重为>22t，满足起吊要求。 徐工QY130K汽车起重机车长，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。 表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数
吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。 图2 车轴及转盘中心位置尺寸 由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg 上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为： 9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46 62200 6.78Rc m ?+?+?+?+?+?= = 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为，上车配重及吊重支点G 1到支腿对称轴中心O 点距离e 1=，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=。 二 、边梁吊装吊机支腿反力计算 边梁重，不考虑铺装层，按22t 计算。 1、边梁吊装支腿反力计算
容器体积
精品文档 1、甲长方体容器有水3744 立方分米，水深14.4 分米。甲长方体容器和乙长方体容器底面 积的比是5:3 ，（从容器里面量），现在将甲容器中的水倒入乙容器（原来是空的）中一部分，使两个容器的水深相等。这时容器中的水深是多少分米？ 2、有一个长方体容器,底面边长为40 厘米, 容器中竖直放着一个底面边长为10 厘米,高为 90 厘米的长方体铁块，这时容器中水深为80 厘米。将长方体铁块轻轻向上提起30 厘 米时，露出水面的铁块被水浸湿的部分长多少厘米？ 3、在地面是边长为60 厘米的正方形的一个长方体容器，直立着一个长100 厘米，地面为边长15 厘米的正方形的长方体的铁棍。这时容器里的水50 厘米深。现在把铁棍轻轻地向正上方提起24 厘米，露出水面的长方体铁棍浸湿部分长多少厘米？ 4、一个长方体玻璃容器，底面积是250 平方厘米，高12 厘米，里面盛有 6 厘米的水，现 将一块石头放入水中，水面上升了 4 厘米，这块石头的体积是多少立方厘米？ 5、把一根细木棒垂直插到一墨水桶的桶底，浸湿的部分是1.2 分米，掉过头把另一端垂直 插到桶底，这样没有浸湿的部分比全长的一半还少0.4 分米。这根木棒没有浸湿的部分长多少分米？ 6、一个长方体容器，从里面量长40厘米，宽30厘米，深38 厘米，原来水深10厘米，放 进一个棱长20 厘米的正方形铁块后，铁块的顶面仍然高于水面么？这时水面高多少厘米? 7、圆柱形容器中装有一些水，容器底面半径 5 厘米，高20 厘米，水深10 厘米，现将一根底面半径 3 厘米、高25 厘米的圆柱形铁棒垂直插入容器，使铁棒底面与容器底面接触。这
体积和容积的计算
体积和容积的计算 教学内容：北师大版小学数学第12册第75-77页内容。 教学目标： 1、进一步理解立体图形体积和容积的意义，能区分二者的异同；复习和掌握立体图形的计算公式。 2、能熟练的计算立体图形的体积和容积，理解这些体积公式的推导过程，会运用公式解决实际问题，并从中培养学生的应用数学知识的意识。 3、在理解体积图形的推导过程中，渗透转化的思想。 4、在学习中获得成功的体验，增强对学好数学的自信心。 教学重点：整理归纳各种立体图形体积计算公式；理解它们之间的内在联系。 教学难点：能灵活熟练的应用所学知识解决生活中的实际问题 教学准备：正方体、圆柱体玻璃容器各一个，土豆一个。 教学过程： 一、问题回顾，再现新知。 （出示一组建筑的图片） 谈话：大家一起先欣赏一组美丽的建筑，想想都是由哪些不同的立体图形组成的？有我们已经学过的立体图形吗？这些立体图形除了在建筑物中应用很多，生活中有吗？谁来说说？你对它们有哪些了解？学生交流，图片中的立体图形，并从实际生活中找一找这些图形。 （学生叙述，教师板书：正方体长方体、、圆柱和圆锥） 师：这节课就和大家一起来回顾立体图形的体积容积。 师：谁来回顾下这几个立体图形的体积计算？学生交流，汇报。 （板书：用字母表示各立体图形的体积公式） 1、师：大家还记得这几种图形的体积公式是怎样推导出来的吗？我们最先学的立体图形是长方体。它的体积公式用字母表示是(长乘成宽乘高或者底面积乘高)它的体积公式我们是如何推导出来的呢？让课件帮助你回忆下旧知。 播放课件。教师解释。 2、后来我们学的立体图形是正方体。它的体积公式是怎样推导出来的呢？（因为正方体是特殊的长方体，长方体的体积公式是长乘宽乘高，所以正方体也是棱长乘棱长乘棱长，也就是棱长的三次方。）
压力容器、常压容器钢板壁厚计算选择和标准公式
压力容器、常压容器钢板壁厚计算选择和标准公式 容器标准： 《GB 150-2011 压力容器》 《NB/T 47003.1-2009 钢制焊接常压容器》 钢材标准： 《GB 713-2008 锅炉和压力容器用钢板》－－GB 150碳素钢和低合金钢的钢板标准 牌号Q245R、Q345R、Q370R、18MnMoNbR、13MnNiMoR、15CrMoR、14Cr1MoR、12Cr2Mo1R、12Cr1MoVR 《GB/T 3274-2007 碳素结构钢和低合金结构钢热轧厚钢板和钢带》－－GB150 Q235B钢板标准 《GB 24511-2009 承压设备用不锈钢钢板及钢带》－－GB150高合金钢的钢板标准 《GB/T 4237-2007 不锈钢热轧钢板和钢带》－－NB/T 47003高合金钢板标准，化学成分、力学性能《GB/T 3280-2007 不锈钢冷轧钢板和钢带》 《GB/T 20878-2007 不锈钢和耐热钢牌号及化学成分》 《GB/T 699-1999 优质碳素结构钢》 牌号08F、10F、15F、08、10、15、20、25、30、35、40、45、50、55、60、65、70、75、80、85、15Mn、20Mn、25Mn、30Mn、35Mn、40Mn、45Mn、50Mn、60Mn、65Mn、70Mn 《GB/T 700-2006 碳素结构钢》－－牌号Q195、Q215、Q235、Q275 《GB/T 709-2006 热轧钢板和钢带的尺寸、外形、重量级允许偏差》 不锈钢牌号对照表 《GB 150-2011 压力容器》 《GB/T 20878-2007 不锈钢和耐热钢牌号及化学成分》，有详细的不锈钢对照
压力容器的强度计算
第11章压力容器的强度计算 本章重点要讲解内容： （1）理解内压容器设计时主要设计参数（容器内径、设计压力、设计温度、许用应力、焊缝系数等）的意义及其确定原则； （2）掌握五种厚度（计算壁厚、设计壁厚、名义壁厚、有效壁厚、最小壁厚）的概念、相互关系以及计算方法；能熟练地确定腐蚀裕度和钢板负偏差； （3）掌握内压圆筒的厚度设计； （4）掌握椭圆封头、锥形封头、半球形封头以及平板封头厚度的计算。 （5）熟悉内压容器强度校核的思路和过程。 第一节设计参数的确定 1、我国压力容器标准与适用范围 我国现执行GB150－98 “钢制压力容器”国家标准。该标准为规则设计，采用弹性失效准则和稳定失效准则，应用解析法进行应力计算，比较简便。 JB4732-1995《钢制压力容器—分析设计标准》，其允许采用高的设计强度，相同设计条件下，厚度可以相应地减少，重量减轻。其采用塑性失效准则、失稳失效准则和疲劳失效准则，计算比较复杂，和美国的ASME标准思路相似。 2、容器直径（diameter of vessel） 考虑压制封头胎具的规格及标准件配套选用的需要，容器筒体和封头的直径都有规定。对于用钢板卷制的筒体，以内径作为其公称直径。 表1 压力容器的公称直径（mm） 如果筒体是使用无缝钢管直接截取的，规定使用钢管的外径作为筒体的公称直径。 表2 无缝钢管制作筒体时容器的公称直径（mm）
3、设计压力（design pressure） （1）相关的基本概念（除了特殊注明的，压力均指表压力） ?工作压力P W：在正常的工作情况下，容器顶部可能达到的最高压力。 ①由于最大工作压力是容器顶部的压力，所以对于塔类直立容器，直立进行水压 试验的压力和卧置时不同； ②工作压力是根据工艺条件决定的，容器顶部的压力和底部可能不同，许多塔器顶 部的压力并不是其实际最高工作压力（the maximum allowable working pressure）。 ③标准中的最大工作压力，最高工作压力和工作压力概念相同。 ?设计压力指设定的容器顶部的最高压力，与相应的设计温度一起作为设计载荷条 件，其值不低于工作压力。 ①对最大工作压力小于0.1Mpa 的内压容器，设计压力取为0.1Mpa； ②当容器上装有超压泄放装置时，应按“超压泄放装置”的计算方法规定。 ③对于盛装液化气体的装置，在规定的充满系数范围内，设计压力由工作条件下， 可能达到的最高金属温度确定。（详细内容，参考GB150-1998，附录B（标准的附 录），超压泄放装置。） ?计算压力P C是GB150-1998 新增加的内容，是指在相应设计温度下，用以确定元 件厚度的压力，其中包括液柱静压力，当静压力值小于5％的设计压力时，可略去 静压力。 ①注意与GB150-1989 对设计压力规定的区别； 《钢制压力容器》规定设计压力是指在相应设计温度下，用以确定容器壳壁计算厚度的压力，亦是标注在铭牌上的设计压力，取略高或等于最高工作压力。当容器受静压力值大于5％设计压力时，应取设计压力与液柱静压力之和进行元件的厚度计算。 使许多设计人员误将设计压力和液柱静压力之和作为容器的设计压力。 ②一台设备的设计压力只有一个，但受压元件的计算压力在不同部位可能有所变化。 ③计算压力在压力容器总图的技术特性中不出现，只在计算书中出现。 4、设计温度（Design temperature） 设计温度是指容器在正常工作情况下，在相应的设计压力下，设定的受压元件的金属温度。主要用于确定受压元件的材料选用、强度计算中材料的力学性能和许用应力，以及热应力计算时设计到的材料物理性能参数。 ●设计温度不得低于元件金属在工作状态可能达到的最高温度； ●当设计温度在0℃以下时，不得高于元件金属可能达到的最低温度； ●当容器在各部分工作状态下有不同温度时，可分别设定每一部分的设计温度； 5、许用应力(Maximum allowable stress values) 许用应力是以材料的极限应力除以适当的安全系数，在设计温度下的许用应力的大小，直接决定容器的强度，GB150-1998 对钢板、锻件、紧固件均规定了材料的许用应力。 表3 钢制压力容器中使用的钢材安全系数