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185t 40m A型双梁门式起重机结构设计 185 40 梁门 起重机 结构设计

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35/5t 40m A型双梁门式起重机结构设计太原科技大学本科毕业设计（说明书）18/5t 40m A型双梁门式起重机结构设计 18/5t 40m A double girder gantry crane 学 院（系）： 专 业： 学 生 姓 名： 学 号： 指 导 教 师： 评 阅 教 师： 完 成 日 期： 太原科技大学Taiyuan University of Science and Technology 18/5t 40m A型双梁门式起重机结构设计 摘 要本次设计为18/5t 40m A型双梁门式起重机结构设计；门式起重机实现港口货场装卸作业效率，减轻工人劳动强度，改善工人操作条件；是货场重要的起重运输机械。A型双梁门式起重机主要由双主梁、两刚性支腿、两柔性支腿、马鞍以及上下横梁组成门式起重机的主要金属结构。关键词：A型门式起重机；结构；强度；刚度18/5t 40m A double girder gantry crane Abstract The design for the 18/5 t 40m A dual-beam structure design gantry crane；Gantry crane to achieve operating efficiency of the port loading and unloading freight yard，Workers to reduce labor intensity and improve conditions for workers to operate；Gantry crane was lifting the freight yard important transport machinery；A dual-beam gantry crane mainly from two main beam，two rigid outrigger，two flexible outrigger， two the saddle and beams of top and bottom gantry crane of the main metal structure.Key Words： A dual-beam gantry crane；he main beam；outrigger；Strength； stiffnessIII目 录摘 要IAbstractII前 言- 1 -第一章总体计算- 2 -一、主要技术参数- 2 -第二章 主梁计算- 2 -一、载荷荷及内力计算- 2 -（一）移动载荷及内力计算- 2 -（二）静载荷及内力计算- 3 -（三）风载及内力计算- 4 -（四）大车紧急制动惯性力F及内力计算- 5 -二、主梁截面几何参数计算- 7 -（一）主梁截面图- 7 -三、载荷组合及强度稳定性验算- 10 -（一）载荷组合- 10 -（二）弯曲应力验算- 11 -（三）主梁截面危险点验算- 11 -（四）主梁疲劳强度计算- 13 -（五）稳定性验算- 15 -（六）验算跨中主、副板上区格的稳定性- 16 -第三章支腿设计计算- 22 -一、支腿简图- 22 -（一）刚性支腿- 22 -（二）柔性支腿- 23 -二、支腿截面几何参数设计计算- 25 -（一）刚性支腿截面I-I- 25 -（二）刚性支腿截面II-II- 26 -（三）柔性支腿截面I-I- 26 -（四）柔性支腿截面II-II- 27 -三、载荷以及内力计算- 27 -（一）主梁自重对刚柔腿的作用- 27 -（二）计算载荷对刚柔支腿的作用- 28 -（三）马鞍和支腿自重对刚、柔腿的作用- 29 -（四）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用- 30 -（五）载荷组合（支腿平面内）- 35 -（六）刚、柔支腿上下两个截面的强度计算- 36 -（七）支腿的稳定性计算：- 37 -第四章 下横梁的计算- 43 -(一)下横梁尺寸的确定- 43 -(二)强度验算- 44 -(三)端梁稳定性计算：- 45 -第五章 起重机刚度验算- 45 -（一）静刚度和位移- 46 -（二）门式起重机的动刚度计算- 50 -第六章 主梁的翘度和拱度- 52 -第七章 连接- 54 -（一）腿与主梁连接处螺栓强度计算- 54 -（二）支腿与下横梁连接计算- 55 -1.刚性支腿- 56 -2.柔性支腿：- 57 -(三)主梁与端梁间的连接计算- 59 -1.主端梁连接形式- 59 -2主梁与端梁连接计算（以及校核）：- 61 -参考文献- 63 -致 谢- 64 -外文翻译- 65 -前 言 知识的日新月异、社会的进步、信息的全球化，无不昭示着一个急切呼唤创新型人才的时代的来临。培养和造就创新型人才已经成为我们这个时代心得乐章。毕业设计是大学生在校学习的最后一个教学环节，也是培养学生创新意识的一个重要环节。搞好毕业设计，不断提高毕业质量，是师生对社会和国家的一种承诺，更是一种创新型学习和研究的一种新的尝试。起重机主要用于装卸和搬运物料，不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、建筑工地等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。起重机的工作特点是做间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。双主梁门式起重机承载能力强，跨度大、整体稳定性好，品种多，但自身质量与相同起重量的单主梁门式起重机相比要大些，造价也较高。根据主梁结构不同，又可分为箱形梁和桁架两种形式。一般多采用箱形结构。在港口，主要用于室外的货场、料场货、散货的装卸作业。它的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。门式起重机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强等特点，在港口货场得到广泛使用。门式起重机可按门框结构形式，按主梁形式，按主梁结构，按用途形式分类;1. 按门框结构：分为门式起重机和悬臂门式起重机2. 按主梁形式：分为单主梁门式起重机和双主梁门式起重机3. 按主梁结构：分为桁架梁、箱梁和蜂窝梁4. 按用途形式：分为普通龙门起重机、水电站龙门起重机、造船龙门起重机、集装箱龙门起重机- 67 -第一章总体计算一、主要技术参数起重量：Q=18/5t小车自重：G小=6t小车轮距：b =2.0m小车轨距：K=2.5m起升速度：V起=9.3m/min大车运行速度：V大=48m/min大车基距：B=10m起升高度：H0=14m跨度：L=40m有效悬臂（刚性支腿侧）长度：L0刚=8m有效悬臂（柔性支腿侧）长度：L0柔=8m悬臂（刚性支腿侧）全长：L刚=10m悬臂（柔性支腿侧）全长：L柔=10m工作风压; q=250pa非工作风压; q=6001000pa工作级别A6小车车轮直径D小车=500mm ，2轮驱动n=4第二章 主梁计算一、载荷荷及内力计算（一）移动载荷及内力计算1. 作用在一根主梁上的移动载荷为：静载荷P=(Q+G小车)gP=(18+6)104=120kN小车满载下降制动时载荷P计计算： P计=(2Q+1G小车2)g其中，起升冲击系数1=1.0；该起重机用作装卸船，起升状态级别为HC3, 2min=1.15、=0.51，动载系数2 =2min + V起 =1.3 P计=(1.318+1.06)10 =147kN2. 移动载荷位于有效悬臂处主梁悬臂根部弯矩M悬计算：M悬= P计L有悬所以：M悬=14710310=1470000N.m剪力：Q悬= P计=147kN3. 移动载荷位于跨中时，主梁跨中弯矩M中为：M中=P计LM中=14710340=1470000N.m剪力：Q中=P计=147=73.5kN（二）静载荷及内力计算一根主梁自重G静=28.5t一根主梁的分布载荷q和q计计算，如下：q计=q=G静/(L+L刚+L柔)q计=q=28.5104 /(40+10+10)=4750N/m1. 柔性支腿侧静载弯矩M自柔和剪力Q自柔计算：M自柔=q计L柔2M自柔=4750102=237500N.mQ自柔= q计L柔Q自柔=475010=47.5kN2. 刚性腿侧静载弯矩M自刚和剪力Q自刚的计算M自刚=q计L刚2M自刚=4750102=237500N.mQ自刚= q计L刚Q自刚=475010=47.5kN3. 跨中的静载弯矩M自中计算M自中=q计L2+(M自柔+M自刚)M自中=4750402+(237500237500)=712500N.m（三）风载及内力计算1. 风向平行大车轨道方向时的均布风力计算：（1） 小车风载荷P小风计算P小风=0.4210=2.1kN(作用在一根主梁上)。（2） 主梁的均布风载荷q主风计算q主风= P1前/(L+L柔+L刚)q主风=5.25104/(40+10+10)=875N/m2. 小车分别位于刚性和柔性支腿侧有效悬臂处主梁风载产生水平弯矩M水柔和M水刚和剪力Q水柔以及Q水刚计算。M水柔=L02q主风-P小风L0柔M水柔=10287521008=60550N.mM水刚=10287521008=60550N.mQ水柔= q主风L0柔 P小风Q水柔=87510+2100=10.85kNQ水刚=87510+2100=10.85kN3. 小车位于跨中主梁水平弯矩M水平计算M水平= P小风L+q主风 L2-q主风(L0柔2+L0刚2)M水平=210040+875402-875(102+102)=173250N.m（四）大车紧急制动惯性力F大惯及内力计算1. 作用在一根主梁上的小车自重和货物重量的惯性力P小大惯计算 起重机运行制动时引起的门架水平惯性力 所以 所以 2. 一根主梁均布载荷惯性力q主大惯计算q主大惯=0.0233q计q主大惯=0.02334750=110.68N/m3. 小车位于刚性支腿和柔性支腿侧有效悬臂位置，大车紧急制动，主梁水平方向弯矩M柔大惯和M刚大惯以及悬臂根部剪力Q柔大惯和Q刚大惯计算M柔大惯=q主大惯L柔2+p小大惯L0柔M柔大惯=110.68102+27968=27902N.mM刚大惯=110.68102+27968=27902N.mQ柔大惯= q主大惯L柔+ p小大惯Q柔大惯=110.6810+2796=3902.8NQ刚大惯=110.6810+2796=3902.8N4. 小车位于跨中大车制动主梁水平弯矩M中大惯计算M中大惯=p小大惯L+q主大惯L2q主大惯 (L柔2+L刚2)M中大惯=279640+110.68402110.68(102+102)=44562N.m5. 主梁外扭矩计算：（由于偏轨箱型梁对弯心ex的作用）偏轨箱型梁由和作用而产生移动扭矩，其他载荷产生的扭矩小，且作用方向相反，忽略不计，偏轨箱型梁弯心A在梁截面的对称形心轴上，（不考虑翼缘外伸部分）弯心至主腹板距离为：图2- 1小车轨道选用P43轨，轨高为：移动扭矩：满载小车位于跨中时，跨中最大剪切力：跨中内扭矩：二、主梁截面几何参数计算（一）主梁截面图：主梁截面的选取：H=（1/101/17）L=42.35m取H=3m=3000mm主梁在主端梁连接处的高度：H0=(0.40.6)H=12001800mm取H0=1500mm主梁两腹板内壁间距：b=（）H=15001000mm 取b=1200mm。选择偏轨箱型形式：采用偏轨省去正轨支撑轨道而设置横向加劲板，从而也省去大量焊缝，减少制造过程变形。为了能在主腹板上设置轨道和压板，须使上翼缘板的悬伸宽度加大，因而增加啦保证悬臂部分局部稳定性而设置的三角劲.箱型梁各板厚度：主腹板1=10mm, 副腹板厚度：2=8mm；上下盖板厚度：=10mm。翼缘板厚度： 取翼缘板宽度： 取b=1260mm盖板宽度：上盖板B上=1388mm B下=1258mm主梁截面简图如图：图2-21. .求面积。 净面积: 毛面积： 2.求形心坐标。3.求主梁截面的惯性矩： 对x轴： 总惯性矩： 对x轴： 总惯性矩：三、载荷组合及强度稳定性验算（一）载荷组合按2类载荷组合考虑;即小车位于有效悬臂和跨中位置，小车满载下降制动，同时大车制动，风向平行于大车轨道方向，工作风压为250pa。1. 小车满载位于刚性腿有效悬臂处，悬臂根部由于垂直载荷产生的弯矩M刚总重和Q刚总重以及水平载荷产生的弯矩M刚总水平和Q刚总水平分别为：M刚总重=M悬+M自刚M刚总重=1470000+237500=1707500N.mM刚总水平=M水刚+M刚大惯M刚总水平=60550+27902=88452N.mQ刚总垂=Q悬+Q自刚=1470000+47500=194500NQ刚总水=Q水刚+Q刚大惯=10850+3902.8=14752.8N2. 小车满载位于柔性支腿侧有效悬臂，悬臂根部由于垂直载荷产生的弯矩M柔总垂和Q柔总垂以及水平载荷产生的弯矩M柔总水和Q柔总水计算。 M柔总垂=M悬+M自柔 M柔总垂=1470000+237500=1707500N.mM柔总水=M水柔+M柔大惯 M柔总水=60550+27902=88452N.m Q柔总水=Q水柔+Q柔大惯=10850+3902.8=14752.8NQ柔总垂=Q悬+Q自柔=1470000+47500=194500N3. 小车满载位于跨中处，跨中截面由于垂直载荷产生的弯矩M中总重和水平载荷产生的弯矩M中总水计算：M中总重=M中+M自中M中总重=1470000+712500=2182500N.mM中总水=M水中+M中大惯M中总水=173250+44562=217812N.m上述三种载荷中,以小车 满载下降制动位于柔性支腿侧有效悬臂处，同时大车紧急制动，风向平行于轨道方向时，M柔总垂,M柔总水和Q柔总垂,Q柔总水的计算值最大，故下面强度和稳定性仅按该工况进行计算。 （二）弯曲应力验算由上表可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯矩：小车在跨中时弯矩最大，现在分别验算主梁跨中弯曲应力： 跨中垂直弯矩= M中总重=2182500m跨中水平弯矩= M中总水=217812N.m（三）主梁截面危险点验算主梁跨中截面危险点：的强度（1） 主腹板上边翼缘点的应力：主腹板边至轨顶距离：主腹板边的局部压应力为：垂直弯矩产生的应力：水平弯矩产生的应力：惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小，且作用方向相反，应力很小，故可不计算，主梁上翼缘板静矩：主腹板上边的切应力：点的折算应力为：（2） 点的应力：（3） 点的应力：（四）主梁疲劳强度计算计算主梁跨中最大弯矩截面的疲劳强度：由于水平惯性载荷产生的惯性力很小，为了计算简明，忽略惯性力。求跨中最大弯矩和最小弯矩：Mmax= M中总重=2182500N.m空载小车位于有效悬臂处。跨中弯矩最小：作用在一根主梁上的空车轮压；远离小车一侧的支反力;小车轮压在跨中产生的弯矩（1） 验算主腹板受拉翼缘焊缝的疲劳强度：应力循环特性：根据工作级别E8，应力集中等级K1，及材料Q235，查的，Q235的材料强度极限，焊缝拉伸疲劳许用应力为：，故焊缝合格（2） 验算横隔板下端焊缝与主腹板的连接处：取横隔板下端至下翼缘板上表面距离为50mm , 则：应力循环特性：根据工作级别E8，及材料Q235，横隔板采用双面连续角焊缝连接，应力集中等级K3，查的，焊缝拉伸疲劳许用应力为：，故焊缝合格。由于切应力很小，忽略不计。（五）稳定性验算 （1）整体稳定性 ：（稳定）（2）局部稳定性：翼缘板：，因为需要设置2条纵向加劲肋，不再验算。翼缘最大外伸部分：（稳定）主腹板： 副腹板：，大于320。考虑到跨端受力情况设置两条纵向加劲肋，副腹板相同，隔板间距a=2000mm，纵向加劲肋，如下图：图2- 3 （六）验算跨中主、副板上区格的稳定性。（1） 验算跨中主腹板上区格I的稳定性。区格两边正应力：属于不均匀压缩板。区格I的欧拉应力：区格分别受、和作用时的临界压力为：式中：板边弹性嵌固系数由于，屈曲系数需要修正，则腹板的局部压应力压力分布长度按a=3b计算，。区格I属于双边局部压缩板，板的屈曲系数:需要修正，则区格切应力由，板的屈曲系数为需要修正，则区格上边缘的复合应力：，区格临界复合应力为复合应力。区格II的尺寸与I相同且应力较小，故不需要再验算，主腹板外侧设短加劲肋与上盖板外伸部分顶紧用以支撑轨道，间距500mm。（2） 验算跨中副腹板上区格I的稳定性。区格两边正应力：属于不均匀压缩板。区格I的欧拉应力：区格分别受和作用时的临界压力为：式中：板边弹性嵌固系数由于，屈曲系数需要修正，则区格切应力由，板的屈曲系数为需要修正，则区格上边缘的复合应力：，区格临界复合应力为复合应力。区格II的尺寸与I相同且应力较小，故不需要再验算。（3） 加劲肋的确定横隔板厚度为8mm，孔的周边板宽不得大于20，版中开孔尺寸为8002520mm。翼缘板纵向加劲肋选用角钢：、。纵向加劲肋对翼缘板厚度中心线1-1的惯性矩： ,验算通过。主、副腹板采用相同的纵向加劲肋选用角钢：、。纵向加劲肋对主腹板厚度中心线1-1的惯性矩：,验算通第三章支腿设计计算由于门机的L30m采用一刚一柔支腿，在计算门架平面内力时，采用静定简图，但是在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。一、支腿简图（一）刚性支腿在门架平面内，支腿上端宽度取bl=(1.21)H=(1.21)3000=36003000mm， H为主梁的高度。取bl=3100mm。在支腿门架平面内，支腿上端宽度C上=1000mm，对于带马鞍的门式起重机，如下图一支腿，在支腿两个平面都制成上宽下窄，通常其尺寸宽差率为；(b上-b下)/ b上0.7，通过计算：b下=1350mm，取b下=1350mm(c上-c下)/c上0.7，通过计算：c下=700mm，由于支腿为一刚一柔，取c下=700mm刚性支腿截面图如下：图3-1图3-2（二）柔性支腿由于门架采用一刚一柔结构，在门架平面内柔性支腿不承受任何水平力，仅承受垂直载荷，故其在门架平面内为平面结构，即：支腿上、下端一样宽取b上=b下=1000mm；而在支腿平面内必须承受水平载荷，其支腿平面形状与刚退相同，c上=1000mm、c下=700mm。柔性支腿截面图如下：图3-3二、支腿截面几何参数设计计算（一）刚性支腿截面I-I净面积:对x轴： 总惯性矩： 对y轴： 总惯性矩：（二）刚性支腿截面II-II净面积:对x轴： 总惯性矩： 对y轴： 总惯性矩：（三）柔性支腿截面I-I净面积:对x轴： 总惯性矩： 对y轴： 总惯性矩：（四）柔性支腿截面II-II净面积: 对x轴： 总惯性矩： 对y轴： 总惯性矩：三、载荷以及内力计算（一）主梁自重对刚柔腿的作用见下图：图3-4支腿反力R自刚以及R自柔计算：R自刚= (压) R自柔= (压)（二）计算载荷对刚柔支腿的作用：图3-5小车载重位于刚性支腿侧有效悬臂处支腿反力R计刚和R计柔的计算：R计刚=P计（L0刚+L）/L所以：R计刚=（压）R计柔=(P计L0刚）/L所以：R计柔=（拉）小车载重位于柔性支腿侧有效悬臂处支腿反力R计刚和R计柔的计算如下：R计刚=29400N（拉）R计柔=176400N（压）（三）马鞍和支腿自重对刚、柔腿的作用 1.支腿的反力：2G马鞍=12t 2G 刚腿=10t 2G柔腿=6t 所以：R刚= G马鞍/2+ G 刚腿 故：R刚= 2.马鞍和柔性腿自重对柔性腿的作用： 支腿的反力计算：R柔= G马鞍/2+ G 柔腿所以：R柔=（四）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用：见下图。 1.大车运行方向风载荷以及惯性力对刚性支腿的作用：见下图。图2-1 图2-2中（简化计算将主梁全长对支腿的计算）：支腿钢架承受由主梁传来的载荷和腿架的重量等，所有载荷可转化成作用于支腿刚架的集中力Pv：Pv=4【（mq+mx）（L+lc）/L +1/2mG+1/22ml +m3 +md +2/3(mfl+mpt）】Pv= 支腿刚架顶部的水平力：PHl=Pv/14Q计所以：PHl= Pwl=(L+LC) Pw/L+1/2FW(L+2L)Fw=CqA1-主梁侧向风力，为94.5KN。Pw= CqAw-物品侧向风力，为4.2KN。 所以：PHl=R刚=R刚=P=PV/2= 2：大车运行方向风载荷以及惯性力对柔性支腿的作用，见下图：图2-2PV=4【（mq+mx）（L+lc）/L +m】PV=因此：RA=RB=带马鞍的箱型双梁门式起重机（A型）支腿平面通常认为支腿和下横梁的连接为理想铰接，故取一次超静定计算，求得水平超静定力X后，按平面静定刚架分析内力：由于垂直载荷(计算载荷N计和主梁自重载荷N自)的作用，在支腿下端作用的水平超静定力X刚和X柔的计算。X刚=F刚=PH/3I 3(d2+dc-a2)+2abk1 /B/A +H2b/3I (3+2k k1) d=3.5 a=10 c=3 b=2.0m H=14m k1=I/I1LI/b 取LI=12 P=518KNB=L,A-支腿截面积。A取803cm2所以由于X刚和X柔的计算公式中仅I和P值不同，下面进行柔性腿换算惯性矩I计算；I= Ixmin1+( -1)换算2 所以：小车制动力的计算：（图3-3）图3-3P制=PQ+P小=22.4+2.796=25.2KN所以：T制= P制=25.2KN （五）载荷组合：（支腿平面内） 1:刚性支腿截面I-I和II-II轴向力NI-I和NII-II的计算: NI-I=R刚+(R刚-G刚腿) =518+(80-50）=548KN NII-II=518+80=598KN 2:柔性支腿截面I-I和II-II轴向压力NI-I和NII-II的计算: NI-I= R柔+(R柔-G柔腿) =511+（60-30）=541KN NII-II=511+60=571KN 3刚性支腿截面I-I和II-II弯矩M计的计算： MII-II=156(14-13+0.4)+319.20.4=346KN.m 4柔性腿截面I-I和II-II弯矩M的计算： MI-I= MII-II=231.20.4+156(14-13+0.4)=311KN.m 5在门架平面内刚性腿截面I-I和II-II弯矩M“计算” MII-II=T制/22=25.2 KN.m MI-I=P制/214= （六）刚、柔支腿上下两个截面的强度计算1：刚性腿截面I-I强度计算：I-I= NI-I/AI-I+R 制/2/ AI-I+ MI-I/WXI-I+ MI-I门/ WXI-I门 2：刚性腿截面II-II强度计算： I-I= NII-II /AII-II+N 制/2/ AII-II+ MII-II/WXII-II+ MII-II门/ WII-II门3:柔性腿截面I-I强度计算： I-I= NI-I/AI-I+ M I-I /WXI-I所以： 4:柔性腿截面II-II强度计算： （七）支腿的稳定性计算：计算支腿整体稳定性时，必须先把截面支腿转换成等效截面，按其等效（或最大）的惯性矩来计算单位刚度比ri和支腿的长细比：门式起重机支腿是受压和受弯构件，故应验算总体稳定性，支腿总体稳定下式来验算： =N/A +MX/WX+MY/WY式中：MX ，MY-门架平面和支腿平面的计算弯矩（常取距支腿小端0.45h处截面弯矩） N-支腿承受的轴力。 A, WX, WY-距支腿小端0.45h截面的断面积和截面抗弯模量。 -压杆的作用应力折减系数，根据支腿柔度=L0/r=12LI/r,由轴压稳定系数表查取； 支腿在们架平面的支承情况可视为上端固定下端铰支，则=0.7。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=0.2，r为支腿计算截面的最小惯性半径。 1：门架平面整体稳定性计算： 距支腿045h截面的断面-面积刚支腿如下图（3-5） 距支腿045h截面的断面-面积-柔支腿-如下图（3-6） 图3-5图3-5 刚性截面性质计算： 柔性截面性质计算： 图3-6 -压杆许用应力的折减系数。由支腿柔度=12LI/r，由轴呀稳定系数查询；所以：查表6-3取1=0.926 查表7-2取2=1.19 ，查得=1所以： N柔=541KN Mx=460KN.m My=40t1和2分别为0.911和1.19 ，=1 2局部稳定性： 为了防止支腿的腹板和翼缘板发生波浪变形，应对支腿进行局部稳定性校核，否则，有可能导致结构过早损失： 对于箱型截面支腿，其腹板的计算高度与厚度之比和箱型截面两腹板间的翼缘板宽度与其厚度之比应满足下式： b0/150235/s+0.1 c0/250235/s+0.1(1)刚性腿：1=8mm b0=1320mm =15mm所以：因此：要加纵向劲杆，纵向劲通常由钢板或者扁钢制成，纵向加劲应成对布置，其宽度bl10（-腹板或翼缘板的厚度，即80mm）同时为增加支腿的抗扭刚度，必须设置横向加劲肋：横向加劲间距通常为（2.53）b0或者c0所以：纵向加劲的宽度为bl=108=80mm加劲的厚度：l=3/48=6mm横向加劲的宽度为：blc0/30+40mm所以，取150mm横向加劲的间距：取b0=2500mm横向加劲的厚度：l150/15=10mm,取l=10mm。（2）柔性腿：纵向加劲对称布置： 纵向加劲的宽度：bl10所以：bl=108=80mm，取100mm 加劲的宽度： 横向加肋板：1=8mm b0=940mm =15 所以需要加肋。 （柔性）宽度： 取75mm横向加劲的间距（大隔板间距）：2.5b0=2350mm 取2400mm 横向加劲的厚度：，取l=6mm 布置纵向加劲应该对称成对布置。第四章 下横梁的计算(一)下横梁尺寸的确定 下横梁是支腿架的基础梁，其截面主要由大车车轮安装尺寸决定，有时为了防止车轮打滑在下横梁内浇注水泥压重，或者采用铸铁压重。下横梁承受支腿传来的垂直力和水平力（通过下法兰）以及自重和压重。 G=6+10+12+80+6=114t 取：G=150t 即：P=1500kN 大车车轮选D=700轨道型号QU70 , A6 重级。P许用=240KN所以： 取：n=8车轮组宽度：等于 520mm （下横梁简图） (二)强度验算 下横梁在支腿法兰座面和跨中截面都产生弯矩，后者较大。在跨中由支腿水平力对下横梁引起的反向力矩将起减载作用：下横梁的跨中弯矩计算： FRA= FRD=5110KN A= =0.032m2 所以： (三)端梁稳定性计算： 1整体稳定性： h/b=1000/600=1.73则不需要验算端梁的整体稳定性，一般均满足。 2局部稳定性：翼缘板： b/0=550/10=5560仍满足要求。腹板： b/=1000/20=5080.所以：不需要设置任何加劲肋，不需验算腹板稳定性。第五章 起重机刚度验算 根据行业标准的要求对于门式起重机结构除了验算强度和稳定性外还需验算门架结构的静刚度（位移）和起重机的动刚度：（一）静刚度和位移 门架结构的静刚度和位移以满载小车位于门架指定位置产生的静挠度水平位移和惯性位移表达式。 1门架的垂直静刚度，门架垂直静刚度用垂直静挠度表达，对于具有两侧一刚一柔支腿的门架，应按静定门架简支伸臂梁模型计算。 小车位于跨中时，按简支梁计算用式：f=(P1+P2)C0/(48EI)f进行静刚度校核由于这种工况是对称结构对称载荷，其运行阻力也对称，大车运行不易走歪斜，车轮轮缘可能不参与或约束作用很小，横推力课忽略不计。 小车位于有效悬臂端时，有效悬臂端静挠度建议按一次超静定门架计算简图计算，即：f=(P1+P2)L1L3 (L1+L（）) /(38EI)f 进行静刚度计算校核，由于这种工况是对称不对称载荷，其运行阻力也不对称，大车运行容易发生歪斜，车轮轮缘参与约束，产生横推力。 f=(P1+P2)C0/(48EI)f P1+P2=220.5KN C0=40m E=2.06 所以： f=(P1+P2)L1L3 (L1+L（）) /(38EI)fL1=10m L=40m (P1+P2)=120KNI2=1.281011 mm4 C3=0.9 所以： （二）门式起重机的动刚度计算 门式起重机的动刚度以满载小车位于起重机指定位置产生的满载自振频率来表达： 1垂直动刚度： 满载小车位于跨中或悬臂端工作时，应按同一标准来检验起重机的垂直振动频率，计算模型如下图所示： 门式起重机的垂直自振频率（hz）可用下列公式之一来计算： fv =1/(2)g/(y0+0)(1+)fv 式中：y0=由起升载荷PQ=(mQ+m0)g对超静定门架或静定门架跨中或悬臂端产生的静位移。 y0中=6mm y0悬=7.73mm 0=由起升载荷PQ对起升钢丝绳滑轮组产生的静长度（mm）。0= PQlr /(nrErAr) lr =为起升钢丝绳滑轮组的实际最大下方长度。课近似的取为： lr =Hq+Hr-2000=（16+1）-3=14m Ar=240.01mm2 Er= 所用钢丝绳的纵向弹性模量；一般取1105 mp-结构质量影响系数=m1/mq(y0/(y0+)2 m1-结构在跨中或者悬臂端的换算质量，包括小车净质量但不包括吊具质量。mq-起升质量。g-重力加速度。9.81kg/s2 fv-起重机满载垂直自振频率控制值，取2 HZ. PQ=(mQ+m0)g=（18000+0.0218000）9.81=180111.6N所以： 所以：跨中 ： 跨端悬臂：动刚度校核： （图a） （图b） 门式起重机垂直自振频率的计算示意图。（图a，b）第六章 主梁的翘度和拱度 为使小车正常运行，门式起重机的主梁也需在跨间设置拱度，在悬臂设置翘度： 主梁跨中央上拱度可取：L/1000即0.04m 悬臂端的翘度取为：l、350即：0.04m 其它部分按二次抛物线变化，考虑制造误差和可能引起的变化（减小）允许将拱度和翘度值增大40%。 斜拉杆与主梁的夹角越小越好，（沿主梁方向轴向力变小）。 一般取20 45 -拉杆一边铰接一边固定。 取=25 第七章 连接（一）、腿与主梁连接处螺栓强度计算刚性支腿轴向压力N=548KN刚性支腿平面各力矩Mb=448.46KN，门架平面内刚性支腿承受弯矩Mb=25.2KN.m式中：l1=1690mm lx=845mm ly=1560mm l1y=780mm 采用螺栓内径d=28mm 合格（二）、支腿与下横梁连接计算 门式起重机支腿与下横梁连接，同时受压，弯，剪的栓接。 剪切力由精制螺栓平均承受，如水平扭矩由精制螺栓承受，螺栓最大内力的计算如前面所述。 所有螺栓均受拉力，假设法兰板足够刚度，在弯矩M作用下，法兰板绕右边螺栓线x轴旋转，使左边列螺栓受压最大拉力。 距x轴最远的一个螺栓的拉力为： Pl= 2（M-Ne）y1/ yi2 Pl 式中：M ,N -连接所受弯矩和压缩力。 e-压缩力至x轴的距离。 y1=左边列出至x轴的距离。 yi =某个螺栓至x轴的距离。 yi2 =各螺栓至x轴的距离平方和。 2-个螺栓预紧力不均匀系数。 1.刚性支腿：M取为346KN.m N=511KN采用M30的螺栓，按其扳手间距布置螺栓分布： 刚支腿下截面尺寸长1000mm 宽700mm所以：再向其截面外扩张80mm 共采用28个M30的精致螺栓连接。：连接计算校核：y1=1130mm=1.13m e=565mm=0.565m 所以： 刚支腿与下横梁连接计算结束，同时，在刚支腿与下横梁法兰连接处的法兰上，每个螺栓连接之间加上小的劲肋-增强其连接可靠性（必须在保证扳手空间距离的前提下）-适当加劲肋。2.柔性支腿： ：M=311KN N=511KN 采用M30的高强栓；按其扳手间距布置螺栓的分布，由柔性腿截面尺寸，扩大至各边增加80mm，同采用24个M30高强栓连接。 ：连接计算（校核）。y1=1.13m e=0.565m 所以：(三)、主梁与端梁间的连接计算： 双主梁形式的A型门式起重机，两主梁端部之间须有根端梁，而端梁的底面形式以及尺寸与主梁一致。 1.主端梁连接形式： （主梁与端梁连接）螺栓间距取150mm，一根主梁和一根端梁共采用M30的螺栓24个连接主端梁，2主梁与端梁连接计算（以及校核）： X1=1350 n=12个 Y1=1650 yi2-各螺栓至凸缘距离的平方和。 M垂直弯矩：Fr= =13164N所以：Mx= Frb1=131641.29=16982N*mMy=176.8KN*m【Pl】=d2/4 l = =75541.6NPl= l参考文献1 陈道南等编，起重机课程设计，冶金工业出版社，1993年.2 徐格宁，机械装备金属结构，内部发行教材，2008年.3 起重机设计手册编写组编，起重机设计手册，机械工业出版社，1998年.4 起重机械编写组编，起重机械，内部发行教材，2008年.5 徐克晋，金属结构习题集，机械工业出版社，1982年.6 殷玉凤，机械设计课程设计，机械工业出版社，2006年.7 刘鸿文，材料力学，高等教育出版社，2004年.8 大连理工大学工程画教研室编，机械制图，高等教育出版社，2003年.9 张青.王晓伟，工程软件开发技术，国防工业出版社，2006.10 大连起重机厂；，起重机设计手册，辽宁人民出版社，1980年. 11 西南交通大学，龙门起重机，人民铁道出版社，1978年. 致 谢本设计从今年的四月下旬开始，至现在的六月中旬，从开始的查资料，实习，计算，验算，修正数据，到最后的画图、打印说明书，整个设计过程历时将近两个半月，这其中遇到很多的困难，尤其对结构的构造和参数的确定，多亏指导老师高有山老师给了我无私的帮助，集中解决我们设计过程中碰到的难题，另外，在平时只要有问题打电话，总是能得到详细满意的答复，还帮我们找了不少很重要的资料，对我的设计受益匪浅；此外我还要感谢起机教研室的老师们，每次碰到问题，正是老师们的帮助和支持，我才能克服一个一个的困难和疑惑，直至本设计的顺利完成。在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!最后我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母，谢谢你们! 外文翻译原文：Introduction to TribologyTribology is defined as the science and technology of interacting surfaces in relative motion, having its origin in the Greek word tribos meaning rubbing. It is a study of the friction,lubrication, and wear of engineering surfaces with a view to understanding surface interactions in detail and then prescribing improvements in given applications.The work of the tribologist is truly interdisciplinary, embodying physics, chemistry, mechanics, thermodynamics and materials science, and encompassing a large, complex, and interwinded area of machine design, reliability, and performance where relative motion between surface is involved.It is estimated that approximately one-third of the worlds energy resources in present use appear as friction in one form or another. This represents a staggering loss of potential power for todays mechanized society. The purpose of research in tribology os understandably the minimization and elimination of unnecessary waste ai all levels of technology where the rubbing of surfaces is involved.One che important objectives in tribology is the regulation of the magnitude of frictional forces according to whether we require a minimum (as in machinery) or a maximum (as in the case of anti-skid surfaces). It must be emphasized,however, that this objective can be realized only after a fundamental understanding of the frictional process is obtained for all condition of temperature, sliding velocity,lubrication, surface texture ,and material properties.The most important criterion form a design viewpoint in a given application is whether dry or lubricated conditions are to prevail ai the sliding interface. In many applications such as machinery, it is known that only one condition shall prevail (usually lubrication), although several regimes of lubrication may exist. There are a few cases, however, where it cannot be known in advance whether the interface is dry or wet, and it is obviously more difficult to proceed with any design.The commonest example of this phenomenon is the pneumatic tire.Under dry conditions it is desirable to maximize the adhesion component of friction by ensuring a maximum contact area between tire and road and this is achieved by having a smooth tread and a smooth toad surface. Such a combination, however, would produce a disastrously low coefficient of friction under wet conditions. In the latter case, an adequate tread pattern and a suitably textured road surface offer the best conditions,although this combination gives a lower coefficient of friction in dry weather.The several lubrication regimes which exist may be classified an hydrodynamic, boundary, and elastohydrodynamic.The different types of bearing used today are the best examples of fully hydrodynamic behavior, where the sliding surfaces are completely separated by an interfacial lubricant film. Boundary or mixed lubrication is a combination of hydrodynamic and solid contact between moving surfaces, and this regime is normally assumed to prevail when hydrodynamic lubrication fails in a given product design.For example, a journal beating is designed to operate at a given load and speed in the fully hydrodynamic region, but a fall in speed or an increase in load may cause part solid and part hydrodynamic lubrication conditions to occur between the journal and bearing surfaces.This boundary lubrication condition is unstable,and normally recovers to the fully hydrodynamic behavior or degenerates into complete seizure of the surfaces. The pressures developed in thin lubricant films may reach proportions capable of elastically deforming the boundary surfaces of the lubricant, and conditions ai the