起重机设计

第一章绪论11学术背景及其理论与实际意义111学术背景及其理论起重机械是用来对物料进行其重、运输和安装作业的机械。它与我们的生活密切相关，它能减轻体力劳动，提高工作效率、实现安全生产的传统而重要的辅助机械。且起重机在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。随着生产规模日益扩大、特别是现代化、专业化生产的要求各种专门用途的起重机相继产生，许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械，它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。起重机械是一种循环的、间歇动作的、短程搬运物料的机械，一个工作循环一般包括上料、运送、卸料及回到原位的过程。起重机工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态之中。在高层建筑、冶金、华工及电站等建设施工中，需要吊装和搬运的工程量日益增多，其中不少组合件的吊装和搬运重量达几百吨。因此，必须选用一些大型起重机进行诸如锅炉及厂房设备的吊装工作。在道路、桥梁和水利电力等建设施工中，起重机的使用范围更是极为广泛。无论是装卸设备器材，吊装厂房构件、安装电站设备、吊运浇筑混凝土、摸板、开挖矿渣及其他建筑材料等，均需使用起重机，尤其是水电工程施工，不但工程规模浩大，而且地理条件特殊，施工季节性强，工程本身有很复杂，需要吊装搬运的设备、建筑材料量大品种多，所需要的起重机种类和数量就更多。二十世纪以来，由于钢铁、机械制造业和铁路、港口及交通运输业的发展，促进了起重运输机械的发展。对起重运输机械的性能也提出了更高的要求。现代起重运输机械担当着繁重的物料搬运任务，是工厂、铁路、港口及其他部门实现物料搬运机械化的关键。因而起重机的金属结构都用优质钢材制造，并用焊接代替柳接，不仅简化了结构，缩短了工期，而且大大地减轻了自重，焊接结构是现代金属结构的特征。我国是应用起重机械最早的国家之一，古代我们祖先采用杠杆几辘轳取水，就是用起重设备节省人力的列子。几千年的封建统治年代，工业得不到发展，我国自行设计制造的起重机很少，绝大多数起重运输设备主要依靠进口。解放以后，随着冶金、钢铁工业的发展，起重运输机械，获得了飞速的发展，全国刚解放就建立了全国最大的大连起重机械厂，1949年10月，在该厂试制成功我国第一台起重量为50吨、跨度为225M的桥式起重机。为培养起重运输机械专业的专门人才，在上海交通大学等多所高等工业学校中，创办了起重运输机械专业。到目前为止，我国通用门式类型起重机和工程起重机（汽车起重机、轮胎起重机、塔式起重机）已从过去的仿制渡到了自行设计制造的阶段。有些机种和产品，无论从结构形式，还是性能指标都达到了较高水平。112实际意义我国起重运输机械行业从上世纪五六十年代开始建立并逐步发展壮大，并已形成了各种门类的产品范围和庞大的企业群体，服务于国民经济各行各业。随着我国经济的快速发展，起重运输机械制造业也取得了长足的进步。2005年起重运输机械行业销售额达到1272亿元，“十五”期间平均每年增长超过30，2006年依然保持着持续增长的态势，目前的市场前景非常好。70年代以来，起重机的类型、规格、性能和技术水平获得了很大的发展，除了满足国内经济建设对起重机日益增长的需要外，还向国外出口各种类型的高性能、高水平的起重机。由此可见，起重机的设计制造，从一个侧面反映了一个国家的工业现代化水平。12研究现状及存在问题上个世纪70年代以来，随着生产和科学技术的发展，起重机械无论在品种及质量上都得到了极其迅速的发展。随着国民经济的快速发展，特别是国家加大基础工程建设规划的实施，建设工程规模日益扩大，起重安装工程量越来越大，需要吊装和搬运的结构件和机器设备的重量也越来越大，特别是大型水电站、石油、化工、路桥、冶炼、航天以及公用民用高层建筑的安装作业的迫切需要，极大的促进了起重机、特别是大型起重机的发展，起重机的设计制造技术得到了迅速发展。随着起重机的使用频率、起重量的增大，对其安全性能、经济性能、效率及耐久性等问题，也越来越引起人们的重视，并对设计理念、方法及手段的探讨也日趋深入由于在起重机设计中采取常规设计方法时，许多构件存在不合理性，进而影响整个设备性能。计算机技术的应用在很大范围内解决了起重机的设计问题，尤其是有限元分析方法与计算机技术的结合，为起重机结构的准确分析提供了强力的有效手段，在实际工程已日益普及，且今后的结构分析从孤立的单独构件转变到结构系统的整体空间分析。221选题意义第二章设计任务说明随着国民经济的快速发展，特别是国家加大基础工程建设规划的实施，建设工程规模日益扩大，起重安装工程量越来越大，需要吊装和搬运的结构件和机器设备的重量也越来越大，且对起重机的安全性能、效率及耐久性的要求愈来愈高。按照普遍的构造形式，及造桥用龙门吊应满足工艺性好、通用性好及机构安装检修方便，以便加快施工速度，缩短施工周期的特点，龙门架采用箱形双梁结构，支腿分别采用刚性支腿和柔性支腿，这种结构能够比较处理好功能和技术的要求。通过这次100T龙门吊设计，了解钢结构设计的基本过程，巩固大学四年以来所学的专业知识，为以后工作坚固的基础。22设计任务本次毕业设计题目为100T龙门吊设计，工程概况三环高架桥，全长600M，24跨，每跨为25M预制箱梁。梁板预制场位于三环高架桥的小桩号路基上，梁板最大重量77吨。龙门吊的主要设计参数为跨度50M、最大起升高度35M、主起升为100T、副起升60T。工作状态风压W0025KN/M2，非工作状态风压W010KN/M。要求（A）、简化结构的力学模型，荷载计算，设计和验算各主要构件；（B）、绘制一定量的特征节点的施工图；（C）、所有图纸均用AUTOCAD软件绘制；根据设计要求作出起重机的立面图，剖面图。立面图主要表达起重机的造型，各部分的高度及尺寸。剖面图应表达出起重机的结构情况，构件的组成情况。设计说明应着重表达自己的设计意图，满足使用功能要求的措施。龙门吊应力计算。起升机构设计计算，包括钢丝绳的计算、电动机的选择和校核。小车机构设计计算、减速器以及链传动计算、大车运行计算。23结构设计依据的主要现行设计及施工规范（1）起重机设计规范（GB381183）（2）起重机安全规程（GB606785）（3）通用门式起重机（GB/T1440693）（4）钢结构设计规范（GB500172003）（5）起重设备安装工程施工及验收规范（JBJ3196）第三章结构设计计算书31型式及主要技术参数311型式箱形双梁门式起重机，由一个两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架，在桥架上运行起重小车，可起吊和水平搬运各类物件。箱形双梁结构具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列优点。他的主要组成部分有小车（主、副起升机构、小车运行机构和小车架）、桥架（主梁）、大车运行机构和电气设备。312主要技术参数起重量主钩Q主250T，副钩Q副60T；跨度L50M；起升高度H35M；工作制度主起升中级副起升中级小车运行中级大车运行中级工作速度主起升速度V45M/MIN；副起升速度V45M/MIN；小车运行速度V24M/MIN；大车运行速度V24M/MIN；小车轨距2M；32起重小车的计算321主起升机构的计算1主要参数起重量Q主250T工作类型中级；最大起升高度H35M；起升速度V45M/MIN。2钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮组倍率为4。（1）钢丝绳所受最大静拉力SMAXQG钩2M组式中Q额定起重量，Q50000KG；G钩钓钩组的重量，G钩8400KG；M滑轮组倍率，M4；组滑轮组效率，组098。500008400SMAX240987449KG（2）钢丝绳的选择所选择钢丝绳的破断拉力应满足S绳SMAXN绳；而S绳AS丝N绳钢丝绳安全系数，对中级中级工作类型N绳55由上式可得SSMAXN绳744955丝A08548199KG根据S丝查钢丝绳产品可选用钢丝绳61928170（GB110274），S丝因S丝42648KG，满足要求。3滑轮、卷筒的计算49250KG，D（1）滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径（自绳槽底部算起的直径）应满足DE1D绳式中E系数，对中级工作类型的门式起重机，取E25所以D（251）28672MM。取卷筒直径和滑轮直径为D700MM。（2）卷筒长度和厚度计算L双（2L0L1L2）L光HM而LMAXNL00式中HMAX最大起升高度，HMAX35M；N钢丝绳安全圈数，N15，取N2；T绳槽节距，TD绳（24）3034，取T32MM；L1、L2空余部分和固定钢丝绳所需要的长度，L1L23T；D0卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算），D0DD绳70028728MM；L光卷筒左右绳槽之间不刻槽部分长度，根据钢丝绳允许偏斜角度确定L光L32HMINTGA2其中L3吊钩滑轮组位于绳槽中心线之间的距离，L3415MM；HMIN当吊钩滑轮组位于上部极限位置时，卷筒轴和滑轮轴之间的距离，HMIN1300MM；电NNNA2卷筒上绕出的钢丝绳分支相对与铅垂线的允许偏斜角A25O6O，取TGA2TG6O01。L光4152130001155MM4根据静功率初选电动机主起升机构静功率计算QGV静61200式中0起升机构的总效率，0组筒传098098095091QGV静10000084004568KW612006120091初选电动机功率NK电N静式中K电起升机构按静功率初选电动机的系数，JZR2型电动机，取K电085。N08568578KW查电动机产品目录，选择较接近的电动机JZR26310。在JC25，功率N60KW，转速N680转/分，最大转矩倍率348，电动机转子飞轮矩GD21489KG/M2。主起升机构静功率计算QGV静6000084004550KW612006120091初选电动机功率N08550425KW查电动机产品目录，选择较接近的电动机JZR26310。在JC25，功率电N60KW，转速N680转/分，最大转矩倍率348，电动机转子飞轮矩GD21489KG/M2。5减速器的选择（1）起升机构总的传动比IN电N卷6807874864根据传动比I864，电动机功率N60KW，电动机转速N680转/分，工作类型中级，从减速器产品目录，选用A850V216开式减速器，传动比I883，输入减速器功率为40KW。（2）验算减速器被动轴的最大扭矩及最大径向力最大扭矩的验算MMAX075M额IM式中M额电动机的额定扭矩，M额97560/68086KGM；I传动比，I883；电动机至减速器被动轴的传动效率，094；电动机最大转矩倍数，348；M减速器低速轴上的最大短暂允许扭矩，M19610KGM。MMAX0753488688309418631KGMMM（3）实际起升速度验算实际起升速度为VD0N314072868044M/MIN实际MI4883MMM起M平必式中平器要求起升速度偏差应小于15。VVV实际45442215V45满足要求。6起动时间与起动平均加速度的验算（1）起动时间的验算1（QT097G）V2NK（GD2GD2）（S）5M平起静N0375电联式中M平起电动机的平均启动力矩，M平起16M额16861376KGMM静电动机轴上的静力矩，QGD10840007280静114755KGM2MI024886091110840000752680T起1376114755097568009137512（1489）146S符合起动时间在12S之间。（2）起动加速度的验算AV0075T起1460051M/S2根据起重机设计手册表813规定A平02M/S2，所以起重机的平均加速度符合要求。（3）电动机起动可靠性的验算对中级工作类型的起升机构应满足下式平器15M静必电动机必须发出的平均起动力矩，MMM起起额MMMM起M必MAX必起平器MIN起2其中MMAX电动机的最大起动力矩，MMAXM348862993KGM；MIN起电动机必须发出的最大起动力矩，MIN起11M静；MIN起11114755126231KGM必平器15MMIN2993151262312126231212765KGM189347KGM平器15M静，满足要求。322副起升机构的计算1主要参数起重量Q主60T工作类型中级；最大起升高度H35M；起升速度V45M/MIN。2钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮组倍率为4。（1）钢丝绳所受最大静拉力SMAXQG钩2M组式中Q额定起重量，Q60000KG；G钩钓钩组的重量，G钩6200KG；M滑轮组倍率，M4；组滑轮组效率，组098。D600006200SMAX（2）钢丝绳的选择240988444KG所选择钢丝绳的破断拉力应满足S绳SMAXN绳；而S绳AS丝N绳钢丝绳安全系数，对中级中级工作类型N绳55由上式可得SSMAXN绳844455丝A08554638KG根据S丝查钢丝绳产品可选用钢丝绳61928185（GB110274），S丝57950KG，因S丝42648KG，满足要求。3滑轮、卷筒的计算（1）滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径（自绳槽底部算起的直径）应满足DE1D绳式中E系数，对中级工作类型的门式起重机，取E25所以D（251）28672MM。取卷筒直径和滑轮直径为D700MM。（2）卷筒长度和厚度计算L双（2L0L1L2）L光HM而LMAXNL00式中HMAX最大起升高度，HMAX35M；N钢丝绳安全圈数，N15，取N2；T绳槽节距，TD绳（24）3034，取T32MM；L1、L2空余部分和固定钢丝绳所需要的长度，L1L23T；D0卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算），D0DD绳70028728MM；L光卷筒左右绳槽之间不刻槽部分长度，根据钢丝绳允许偏斜角度确定L光L32HMINTGA2其中L3吊钩滑轮组位于绳槽中心线之间的距离，L3415MM；HMIN当吊钩滑轮组位于上部极限位置时，卷筒轴和滑轮轴之间的距离，HMIN1300MM；A2卷筒上绕出的钢丝绳分支相对与铅垂线的允许偏斜角A25O6O，取TGA2TG6O01。L光4152130001155MML0卷筒半边的绳槽部分的长度，350004L2201264MM0314728卷筒长度L双2（1264220）1552763MM，取L双2800MM（3）卷筒转速VMN卷D044314407287874转/MIN电N4根据静功率初选电动机主起升机构静功率计算N静QGV61200式中0起升机构的总效率，0组筒传098098095091QGV静6000062004550KW612006120091初选电动机功率NK电N静式中K电起升机构按静功率初选电动机的系数，JZR2型电动机，取K电085。N08550425KW查电动机产品目录，选择较接近的电动机JZR26210。在JC25，功率N45KW，转速N580转/分，最大转矩倍率316，电动机转子飞轮矩GD21227KG/M2。5减速器的选择（1）起升机构总的传动比IN电N卷5807874737根据传动比I864，电动机功率N60KW，电动机转速N680转/分，工作类型中级，从减速器产品目录，选用A850V216开式减速器，传动比I883，输入减速器功率为40KW。（2）验算减速器被动轴的最大扭矩及最大径向力最大扭矩的验算MMAX075M额IM式中M额电动机的额定扭矩，M额97560/5801009KGM；I传动比，I883；M起M电动机至减速器被动轴的传动效率，094；电动机最大转矩倍数，316；M减速器低速轴上的最大短暂允许扭矩，M21600KGMMMAX0753161009883094198485KGMMM（3）实际起升速度验算实际起升速度为VD0N314072858039M/MIN实际MI4883要求起升速度偏差应小于15。VVV实际453913315V45满足要求。6起动时间与起动平均加速度的验算（1）起动时间的验算1（QT097G）V2NK（GD2GD2）（S）5M平起静N0375电联式中M平起电动机的平均启动力矩，M平起16M额1610091614KGMM静电动机轴上的静力矩，QGD6620007280静6981KGM2MI0248860911T起161469810975662005800075209158037512（1227）MMMMM起起额MMMMM平必式中平器必178S符合起动时间在12S之间。（2）起动加速度的验算AV0075T起1780042M/S2根据起重机设计手册表813规定A平02M/S2，所以起重机的平均加速度符合要求。（3）电动机起动可靠性的验算对中级工作类型的起升机构应满足下式平器15M静必电动机必须发出的平均起动力矩，MAX必起平器MIN起2其中MMAX电动机的最大起动力矩，MMAXM3481009351113KGM；MIN起电动机必须发出的最大起动力矩，MIN起11M静；MIN起1169817679KGM必351113平器27679213952KGM15M静156981104715KGM平器15M静，满足要求。33龙门吊金属结构设计算331主梁设计计算主梁结构采用箱形双主梁结构形式，箱形桥架见简图1主要设计参数图31主梁结构形式起重量主钩Q主250T，副钩Q副60T；跨度L50M；起升高度H35M；工作制度中级；小车轮距A3M；2载荷计算1）起升荷载PQ2式中2为其升载荷动载系数，其计算公式为21CV1G0Y0C操作系数；C05；V额定其升速度，V45M/MIN；0在额定载荷作用下，下滑轮组对上滑轮组的位移量，000029H，H为起升高度，0000293501015M；Y0在额定载荷作用下，物品悬挂处的结构静变位值QC25（单位M），Y0L8005000080000625M；结构质量影响系数1M1Y0M2Y02；0M1物品悬挂处的折算质量（单位KG），M1055903/98（8462）4472T；M2额定起升质量（单位KG），M2160T；1447271421051051604571410151103260105980101500714PQ额定起重量（含吊具），吊具总重（167321852）98509KNPQ1609850916189KN起升载荷PQ21618910316675KNP小车小车自重引起的轮压，小车的轨距B3M；上小车自重P上84988232KN下小车自重P1下62986076KN满载时小车引起的轮压为P1P小车PQ2/48232607616189103/445265KN2）主梁自重载荷PG112A23自重PG3L313E式中Q额定起重量，Q160981568KN；5GC2小车轮压转化为跨中载荷计算挠度的换算系数，C2108；钢材单位容积重量，785KN/M3；腹板总厚度，E钢的弹性模数；001820036M；16098800108003621123P335037851025321E89524KN1起升冲击系数09111，取110；PG19524109524KN主梁均布载荷为QG总GLG总PGG轨G电管G其他9524式中G总单根主梁的重量，G总4762KN；2G轨主梁轨道的重量，G轨1296KN；G电管主梁上附有电缆钢管的重量，G电管64KN；G其他主梁上一些其他小物件如接线盒等，G其他38KN；L跨度，L50M；G总Q梁L3）水平惯性载荷47621296506438100KN/MPHMMA式中M考虑起重机驱动力突加或突变时，对金属结构的动22A力影响，通常取M15；M结构、小车或吊重的质量（KG），M结构9524（104）/981361T，M小车846216051981798TA加速度，A小车013M/S；A大车016M/S小车制动时，产生的水平载荷PH小1515070132262KN大车制动时，产生的水平载荷PH大_N4）风载荷PWPWCKHQA式中，C风力系数，由起重机设计规范GB38112005表56插值得C154；KH风压高度变化系数，工作状态时KH1，非工作状H态时KH，由起重机设计规范知KH153；10Q风压，工作状态时Q工作250N/M2，非工作状Q非工作1000N/M2A迎风面积，吊重物的迎风面积为45M2（起重机设计规范GB38112005附表E5），A正A1A2，由A/H1800/2400075，取03，故A35363536034232/22762M2吊重引起的风载荷为工作状态时PWCKHQA15415325045265KN非工作状态时PWCKHQA154153100045侧面106KN工作状态时PWCKHQA15415325010545621KN非工作状态时PWCKHQA154153100010545迎面2485KN工作状态时PW_梁CKHQA1541532502091231KN非工作状态时PW_梁CKHQA154153100024194925KN5）起重机偏斜运行时对龙门结构产生的附加载荷PSP2式中侧向力系数，LB5042由起重机金属结构12表36，得0156B为大车轮距，B12M；P起重机产生侧向力一侧的轮压之和，不考虑冲击系数和动力系数，P（1618982326076）/4881KN；01566）地震载荷PSP28812687KN根据我国几次大地震后，起重机金属结构均未遭到破坏的实际情况，在起重机金属结构设计中可不考虑地震力对结构的影响。3内力计算各载荷作用下的弯矩和剪力图如下表。龙门起重机主梁的危险截面一般是小车位于跨中时的跨中截面和满载小车位于支腿处。表31内力计算计算项目计算简图及内力图内力值A梁自重载荷Q梁引起的内力999计算简图弯矩图（单位KNM）剪力图（单位KN）跨中M3125KNML3M处QL2109M2245KNM支座处V250KNL3M处V220KNB满载时小车轮压P（跨中）引起的内力计算简图B满载时小车轮压P（跨中）引起的内力弯矩图（单位KNM）剪力图（单位KN）跨中M106373KNM支座处V4798KNC满载时小车轮压P（支座处）计算简图弯矩图（单位KNM）跨中M6788KNML3M处M12765KNM支座处V4255KN计算项目计算简图及内力图内力值C满载时小车轮压P（支座处）剪力图（单位KN）D风载荷作QW梁用下引起的内力（迎面）弯矩图XY面内（单位KNM）剪力图XY面（单位KN）跨中MY7563KNM支座处VY128KNE大车制动PH梁引起的内力（沿主梁长度方向）弯矩图XY面内（单位KNM）跨中MY39063KNM支座处VY313KN计算项目计算简图及内力图内力值E大车制动PH梁引起的内力（沿主梁长度方向）剪力图XY面内（单位KN）F小车制动时的水平惯性力PH引起的内力计算简图弯矩图（单位KNM）跨中M39585KNM支座处V1711KN计算项目计算简图及内力图内力值F小车制动时的水平惯性力PH引起的内力剪力图（单位KN）4主梁截面初选设单主梁截面初步尺寸为3000MM、上翼缘板宽1000MM、下翼缘板宽1000MM、上下翼缘板厚24MM、腹板厚18MM。如图图32主梁结构图主梁截面面积A181624MM2YC1500MMY惯性矩计算IX23325E11MM4IY035583E11MM4IX截面模量WXYC23326E111500192617671MM3WIXYC65772643MM3H300011L5000016720H3000B0880B0880L50000H0295201834156164351602705载荷组合1）工况1大车不动，吊重起升离地（疲劳和强度计算）。跨中或端支座为危险截面处，AB跨中弯矩最大MX31251063728137623KNMQ4255KNACL3M处弯矩最大M1032/21276513215KNMQ220（3983）6183KN则MXMAX137623KNMQ4255KN2）工况2大车不动，小车运行至跨中或支座制动，吊重下降制动，风向顺着大车轨道方向。ABDF跨中弯矩最大MX312510637287917/2177208KNMMY7563KNMQ4255171735966KNACDFL3M处弯矩最大MX1032/2127657917/25280KNMMY7563KNMQ220（3983）171734466KNMXMAX177208KNMMYMAX7563KNMQ5966KN3）工况3大车运行制动，小车运行至跨中或支座制动，吊重下降制动，风向顺着大车轨道方向，ABDEF跨中弯矩最大MX312510637287917/2177208KNMMY75633906311469KNMQ4255171735966KNACDEFL3M处弯矩最大3MX1032/8127657917/252463KNMMY75633906311469KNMQ250（4255）171735038KN则MXMAX177208KNMMYMAX11469KNMQ5966KN6主梁强度计算1）正应力主梁在两个平面内受弯，按下式验算正应力MXMYWXWY式中MX由固定载荷及移动载荷在主梁截面引起的弯矩（NMM）；MW由大车制动惯性载荷，风载荷和水平恻向力在主梁计算截面引起的弯矩（NMM）；WX，WW主梁截面抗弯模数（MM）。安全系数，取13MXMY1772081067563106WXWY19261767165772643满足要求2）切应力9201151035MPA/1317013131MPAQMAXSIX式中QMAX垂直平面内梁截面的最大剪力（N）；IX梁截面惯性矩（MM4）；S计算剪应力处以上截面积对中性轴的静面矩（MM3），S39694320MM3；一块腹板的厚度，18MM；许用剪应力（MPA），3170133755MPA。QS596610639694320MAXIX23326101118129MPA755MPA满足使用要求3）按强度理论计算复合应力在腹板边缘上的正应力1和剪应力1都比较大，应按下式验算复合应力1311110352312921058MPA11111311441MPA满足使用要求4）小车轮压产生的腹板局部挤压应力应起重小车压直接作用在腹板上（图33），在腹板的上边缘产生局部挤压应力P14挤CF式中P轮压中较大的一个车轮轮压；一块腹板的厚度；C集中载荷压力分布长度，可按下式计算C2HVA其中HV集中载荷的支承（包括梁翼缘板）高度；A集中载荷处的支承长度（对车轮取A50MM）。3C2HVA214450338MMP2738挤C1810333845N/MM214F141311834N/MM2满足要求图33小车轮压作用在轨道上跨中部分可能承受较大正应力、剪应力和局部挤压应力，还应按下式计算复合应力222挤挤111035245231292451035926N/MM211111311441N/MM2满足要求7刚度计算1）主梁的静刚度P小车P82326076161893PQ10880990N122静挠度PL3880990500003F148EI4821E523325E11468MMF625MM满足要求2）主梁的动刚度按空载时的自振周期T2MKT03S式中T自振周期（S）；M大车和小车的换算质量，按下式计算M105QLGG小车；K48EIXL3其中Q主梁单位长度质量（KG/CM）；G小车小车（带吊具）的重量（KG）；IX主梁的惯性矩（CM4）M19800550001019798457KG/CM/S2K48EIX482110523325E718812L350003T2MK231424571881203T03S满足7主梁整体稳定性箱形截面主梁抗转的刚性比较大，而且在水平方向上有一定的抗弯刚性，所以可以不验算整体稳定性。腹板局部稳定性计算计算区段内腹板最大剪应力为QMAX0H0QMAX5966103113N/MM20H0182952满足为限制薄板的翘曲变形，通常先在腹板上初步布置加劲板，然后再来验算腹板的局部稳定性并确定加劲板的布置尺寸。H0因腹板的高度H0与厚度1的比值16013000181667240（对16MN钢），应在梁全长内设置横向加劲板，并在在受压区设置一道纵向加劲板。纵向加劲板至腹板受压边缘高度H1应设置爱H0H0范围内，如下图。横向加劲板间45距A2H2,式中H2H0H1。因5904MMH05HH014738MM，故取H1600MM，则A2H2229526004704MM，取A3000MM。双主梁形式时，上小车和下小车的轮压直接作用在主梁腹板上，故应在腹板处设置纵向加劲杆，间距取300MM。如图34。图34腹板布置图短的横向加劲板间距为A300014750MMXX2）22横向加劲板的设计外伸宽度BH040劲3029523040138MM取B劲150MM厚度腹1501510MM，取腹10MM纵向加强筋的设计对纵向加强筋要求的惯性矩为当H1H060029520203,I需（2505AA3H0H0式中A横向大加劲板的间距，A2500MM；H0腹板的高度，H02952MM；腹板的厚度，18MM；I（25052500）250018325640430MM4需29522952选用707等边角钢，它对X1X1轴的惯性距为IX1X1IXFLE2式中I角钢对XX轴的惯性矩，I431CM4；FL角钢的截面积，FL942CM；E自XX轴到X1X1轴之间的距离（见图35），IX1X1431942E7199501CM。5012280CM4因II，符合要求。X1X1需上图35纵向加强筋简图9主梁盖板与腹板连接焊缝计算图36主梁盖板与腹板简图腹板采用Q345钢，E50系列型焊条，自动焊。焊缝正应力MMWHF6焊缝剪应力焊QMAX207S上H焊IX170N/MM2式中QMAX计算最大剪应力（取梁支反力），KN，QMAX5966KN；S上上盖板（不计钢轨）对梁整个水平轴线的静力矩，（MM3），SA上YC上上X2X轨3其中A上盖板断面积（MM2），A12002428800MM2，YC上盖板中心到水平轴线XX的距离，YC1221MM，S上A上YC28800122135164800MMH焊焊缝高度（MM），取H焊8MM；I主梁断面对XX的惯性矩（MM4），I23325E11MM472980035164800982N/MM2170N/MM2满足焊207823325E1110小车轨道应力计算小车钢轨受活动载荷后引起的弯曲应力P计A16WX轨170N/MM2式中P计小车计算最大轮压（N），P计2738KN；A1主梁垂直加劲板之间的最大间距（MM），A1750MMWX轨钢轨对自身水平轴线XX的断面模量（MM），WX轨251300MM3。P计A1轨27381037501362N/MM26WX轨6251300满足要求170N/MM2图37加劲肋布置图11垂直加劲板验算1）加劲板端部表面挤压应力计算P计挤A挤式中P计小车计算最大轮压（N），P计2738KNA加劲板端面的计算面积（MM2），AMLM其中M加劲板厚度（MM），M10MM；LM加劲板端面计算长度（MM），LMBB21其中BB轨道底面宽度读512KG/M的轨道，BB132MM；1腹板厚度，118MM；LMBB21132218168MMAMLM101681680MM2P计273600/1680162N/MM2挤A210N/MM222A332支腿设计1载荷计算1）自重载荷由机械工程手册12卷，箱形双梁龙门吊支腿单位长度自重取0204倍的主梁单位长度自重，则刚性支腿单位长度自重为P支腿04104KNM柔性支腿单位长度自重为P支腿02102KNM2）水平惯性载荷PHMMA式中M考虑起重机驱动力突加或突变时，对金属结构的动力影响，通常取M15；M支腿的质量（KG），A加速度，A小车013M/S；A大车016M/S大车制动时，产生的水平载荷PH大_刚支NPH大_柔支N3）风载荷PWCKHQA式中，C风力系数，由起重机设计规范GB38112005表56插值得C154；KH风压高度变化系数，工作状态时KH1，非工作状H态时KH，由起重机设计规范知KH153；10Q风压，工作状态时Q工作250N/M2，非工作状态时Q非工作1000N/M222A迎风面积，A刚（312）35/2735M，A柔2906174M刚性支腿工作状态时PWCKHQA154153250735368KN非工作状态时PWCKHQA1541531000735柔性支腿1471KN工作状态时PWCKHQA154153250174102KN非工作状态时PWCKHQA15415310001742内力计算41KN内力计算分龙门架平面内和支腿平面内两种情况讨论，见表32、表33。表32龙门架平面支腿内力计算名称计算简图和内力图内力值备注A由自重Q梁和Q支腿引起的内力6250000000005000050000MC0M0DQACQBD0KNNAC640KNNBD640KNVAVB640KN计算简简图弯矩图剪力图名称计算简图和内力图内力值备注500005000006400064000轴力图B起升载荷2Q小车自重G小车（跨中）引起的内力21121112670455MC0MD0QQ0KNACBDN9596KN刚N柔851KN计算简简图弯矩图959625435243285098名称计算简图和内力图内力值备注起升载荷2Q小车自重G小车（跨起的内力95962850980000008509895962VA9596KNVB851KN剪力图轴力图C起升载荷2Q小车自重G小车（端支座）引起的内力计算简简图名称计算简图和内力图内力值备注起升载荷2Q小车自重G小车（端支座）引起的内力2552958508958098543254320005432175628M0CMD0QACQBD0KNVA17663KNVB543KNNAC17663KN弯矩图剪力图轴力图15834062名称计算简图和内力图内力值备注D由小车惯性力PH小引起的内力79170079170022MC7917KNMVAVB1583KHA2262KNNACNBD1583KN计算简简图弯矩图剪力图41558383名称计算简图和内力图内力值备注4轴力图E由风载荷QW引起的内力110250110250M11025KNMCVAVB221KHA63KNN名称计算简图和内力图内力值备注由风载荷QW引起的内力2205630022052205剪力图轴力图表33支腿平面的支腿内力计算名称计算简图和内力图支座反力V或轴力和弯矩MVA22563KNVB5543KNVA14596KNVB1351KNA由起升载荷2Q、自重载荷、1PG、小车自重P小车引起的内力刚性支腿VE11282KNV11282KNFMO67689KNM67689676890A由起升载荷2Q、自重载荷、柔1PG、性MA527KNM小车自支重腿P小车引MGMH3474KNM起的内力52735273VG11282KNVH11282KN3474347434743474弯矩图（KNM）名称计算简图和内力图支座反力V或轴力和弯矩M柔性支腿1167251167252995829958NAGNAH11673KNN2996KNGHB大车制动时产生的水平惯性力PH大引起的内力刚性支腿326880113225376026880M5346KNM0VE448KNH336KNEVF448KN名称计算简图和内力图支座反力V或轴力和弯矩M大车制动时产生的水平惯性力PH大引起的内力柔性支腿342634263809258925892180218025246949弯矩图11031378154211641164轴力图M0KNMGMH443KNMV184KNGH336KNEVF184KNNAG138KNNAH154KN名称计算简图和内力图支座反力V或轴力和弯矩M刚性支腿124317446348831744弯矩图M06439KNMVE529KNV529KNFC由风载荷QW引起的内力柔性支腿41名称计算简图和内力图支座反力V或轴力和弯矩M由风载荷QW引起的内力柔性支腿265026502946200320031687168719535376弯矩图85310661193900900轴力图MG0KNMMH342KNMVG142KNHE131KNVF142KNNAG107KNNAH853KNNGH90KN2载荷组合1）龙门架平面内在龙门架平面内，支腿的上端为危险截面，需计算该截面处的最大轴向压力和最大弯矩。工况1大车不动，小车满载运行至跨中或支座处制动，吊重下降制动。小车在跨中时ABDM上端7917KNMV5009596158313013KN小车在支座时ACDM上端7917KNMV5001766315832108KNMMAX7917KNMVMAX2108KN工况2大车不动，小车满载运行至跨中或支座处制动，吊重下降制动，风向垂直于大车轨道。小车在跨中时ABDEM上端79171102590195KNMV5009596158322112792KN小车在支座时ACDEM上端79171102590195KNMV50017663158322120859KNMMAX90195KNMVMAX20859KN2）支腿平面内在支腿平面内，支腿的下端端为危险截面，需计算该截面处的最大轴向压力和最大弯矩。工况1AB大车运行制动，小车满载运行至支座处（支座处反力最大）不动。刚性支腿下端最大弯矩M下端67689537662313KNMV22563KN柔性支腿下端最大弯矩M下端443KNMV1167315411519KN下端横梁的轴力N2996116288KN工况2ABC刚性支腿下端最大弯矩M下端676895376634955964KNMV22563KN柔性支腿下端最大弯矩M下端443342785KNMV116731541191140KN下端横梁的轴力N299611690279KN3支腿设计1）刚性支腿刚性支腿采用变截面箱形结构，初选上端截面（与梁相相连接处）3000MM3000MM、厚度为24MM，下端截面为1200MM3000MM，厚度为24MM。截面形式见下图38433433图38刚性支腿截面上端截面截面特性截面积A285696MM2惯性矩IX45532E11MM4IY272984E11MM抗扭系数WX303552350MMWY325234661MMIX惯性半径IXA45532E112856961262CM下端截面截面特性截面积A199296MM2惯性矩IX161279E11MM4IY033744E11MM抗扭系数WX107519164MMWY67488104CM43图39刚性支腿立面图IX惯性半径IXA161279E11199296900MM2）柔性支腿柔性支腿采用圆管结构，选用无缝管，两圆管夹角为30O，外径为D680MM，厚度为20MM。见图310。截面积A364425CM2惯性矩IX153422816CM惯性半径IX20518CM抗扭系数WX10228190MM4支腿的强度校核图310柔性支腿在龙门架平面内，支腿上端为危险截面，在支腿平面内，支腿下端为危险截面。支腿为压弯构件，其危险截面的强度校核公式如下VMAW式中V支腿的轴向压力，由垂直载荷和水平载荷引起的垂直反力；M计算截面上的弯矩；A计算截面上的支腿截面积；W计算截面上的支腿截面抗弯模数；4433轴压稳定系数，根据支腿柔度1HI由轴压稳定系数表查取。其中1为变截面支腿的折算长度系数，由起重机金属结构表89查取；是由支腿的支承情况决定的折算长度系数，支腿在龙门架平面内的支承情况可视为上端固定，下端铰支，则07；支腿在支腿平面内的支承情况可视为下端固定、上端自由，则2，I为支腿计算截面的1）刚性支腿最小惯性半径。龙门架平面内IXMINIXMAX1612794553210354,由起重机设计手册表4515插值，得折0723，折为变截面构件的惯性矩折算系数。距支腿小端为L折折L的截面的实际惯性局为所求的折算惯性矩IX折。L折07233223136M该截面尺寸为24443000，求得其截面特性为截面积A25901CM2惯性矩IX362649794CMIY265857293CM惯性半径IX1183CMIY10131CM抗扭系数WX2417665CMWY2175592CM43由起重机金属结构表89插值，得变截面支腿折算长度系数11581。1HI15810753320067B3000T2412520，属于B类截面，Q345钢，FY6723534523581，查轴心受压构件稳定系数表，得稳定系数0681；工况1VM21081037917106AW0681259011022175592103483N/MM2140N/MM2工况2VM208510390195106AW0681259011022175592103533N/MM2140N/MM2满足要求支腿平面内IXMINIXMAX0337442729840124,由起重机设计手册表4515插值，得折0694。距支腿小端为L折折L的截面的实际惯性局为所求的折算惯性矩IX折。L折0694（325）22208M该截面尺寸为26813000，求得其截面特性为截面积A270384MM2惯性矩IY213849E11MM惯性半径IY8893MM抗扭系数WY172389632MM由起重机金属结构表89插值，得变截面支腿折算长度系数115941H15942320001147I8893FY2351147345235139查轴心受压构件稳定系数表，得稳定系数0349；VM2256310362313106601N/MM2AW0349270384172399632140N/MM2满足要求2）柔性支腿取单根钢管为计算单元，支腿上端与主梁用铰球相连接，故上端弯矩为0剪力为V1VCOS（A/2）V12108COS30/220362KNHL29100MM1H10729100872FY235I872345235205181057支腿截面为轧制圆形截面，属于A类截面，查轴心受压构件稳定系数表，插值得稳定系数0594；V120362103827N/MM2A059441469140N/MM2满足要求5连接计算1）主梁与支腿连接计算刚性支腿与主梁的连接2523支腿与主梁的连接采用M