450t门式起重机金属结构设计

1目 录摘要1关键词11 前言22 总体设计52.1 总体参数设计62.2 总体结构设计63 金属结构设计计算73.1 基本设计参数73.2 载荷情况74 载荷的计算104.1 移动载荷104.2 单根主梁上由移动载荷产生的最大弯矩114.3 主梁及附属物重力114.4 主梁及附属物自重在跨中截面的弯矩114.5 大车运行机构起动、制动产生的水平惯性载荷和稳定力矩114.6 风载荷125 抗颠覆稳定性135.1 作业状态动态稳定性135.2 非工作最大风载稳定性136 金属结构的截面的几何特性146.1 主梁跨中截面几何特性146.2 主梁两端截面几何特性157 主梁强度计算167.1 金属结构构件的材料167.2 金属结构构件的许用应力1627.3 主梁上承受的应力计算178 主梁静刚度验算189 主梁整体稳定性验算1910 主梁局部稳定性验算 2011 主梁拼接设计 2311.1 拼接位置 2311.2 拼接处的载荷 23 11.3 翼缘拼接处的螺栓连接计算 2311.4 腹板拼接处的螺栓连接计算 2412 支腿强度计算 2512.1 支腿截面几何特性 2512.2 柔性支腿最不利工况下的强度计算 2512.3 刚性支腿最不利工况下的强度计算 2713 支腿局部稳定性计算 2814 支腿拼接设计 2815 结束语 29参考文献 29致谢 303450t 门式起重机金属结构设计 摘 要：门式起重机是桥式起重机的一种变型。在港口，主要用于室外的货场、料场货、散货的装卸作业。本设计以双梁门式起重机结构设计为设计目标，内容主要包括包括主梁、支腿、上下横梁等结构的设计。重点为部分结构的载荷计算及载荷组合，以及对门式起重机各个结构的金属强度和稳定性的验算，最后进行螺栓连接的计算。其设计很好的体现了结构力学、材料力学在金属结构件和起重机运输中的重要运用。进入 21 世纪以来，我国的铁路、造船工业进入了快速发展的轨道，门式起重机因其在露天作业环境中有其它类型起重机无法替代的优势，因此对其进行研究、创新，使其结构更合理，使用更方便，具有重要的战略和现实意义。关键词：门式起重机；金属结构；载荷计算；双梁 4The Metal Structure Design for 450t Gantry Crane Abstract：The Gantry crane is a adaptation of the bridge crane. In ports, it mainly used to load and unload for outdoor freight yard, material goods market and bulk cargo. My article is aimed at designing adouble beam gantry crane. it main content includes the design of main beam, legs, saddle, upper and lower beams and the other structure designs. The design focus on the load calculations and Combined Loads for several parts of gantry crane. The final part of this article is the calculation of bolt connection. This design is very well reflected the important role of Structural mechanics and material mechanics. Into the 21st century, Chinas railways, shipbuilding industry has entered a rapid development track, gantry crane because of its operating open environment ,has a lot of advantages that the other types of cranes can not replace. So doing its research, innovation to make sure that its structure become more reasonable , more convenient, has significant strategic and practical effect.Keywords：Gantry crane; metal structure; load calculation; double beam51 前言1.1 起重机的用途、工作特点及其对社会主义建设的意义起重机用来对物料作起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备,它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率或在生产过程中进行某些特殊的工艺操作,实现机械化和自动化。起重机运送的物料可以是成件物品,也可以是散料或者是液态的.升降机还可以进行人员的运送。起重机在搬运物料时,经历着上料、运送、卸料以及回到原处的过程.因此,起重机受的载荷是变化的,是一种间歇动作的机械。起重机一般由机械、金属结构和电气等三大部分组成,机械方面是指起升、运行、变幅和旋转等机构,即起重机一般是多动作的.轻小型起重设备和升降机一般是单动作的。人类在生产活动中,必然要进行物料搬运。一个现代化的大型钢铁联合企业或者一个现代化的港口,每年通过的各种物料有几千万吨乃至上亿吨 1。大量的物料搬运在建筑工地、铁路枢纽和工厂企业中存在。在一个水电站的闸门启闭或水轮发电机厂房内,都有强大的起重机。所以各部门的生产要得到维持和发展,就离不开起重机。在许多场合下,如淬火起重机、安装起重机和炼铁厂装卸桥,他们不仅是进行装卸搬运工作,而且还进行工艺操作,实际上还是工艺机械的一部分。因此,起重机在现代化的生产过程中不再只是在生产过程中起辅助作用,而是成了国民经济的所有主要部门中合理组织大批生产和流水作业的工艺过程的基础。此外,还可以用来满足人民物质和文化的需要,例如,在建筑中装设的电梯或自动扶梯。1.2 起重机发展史及其发展方向在古代已经有起升和移动重量较大的物品的需要，因此就采用起重装置来进行这个工作。在公元前五千年到四千年的新石器时代的末期，我国古代劳动人民已经开凿和搬运巨石到远处，砌成石棺石台来埋葬和纪念死者 2。在商朝（公元前 1765 到1760 年之间） ，我国劳动人民就用了汲水的桔槔，这是一种用杠杆、对重和取物装置组成的起重装置 2。以后到公元前 1115 年至 1079 年之间，又有辘轳的发明。在古代埃及建造金字塔时，广泛采用滚子、斜面和杠杆来起升大石头、石碑和雕像，这些物品的的质量有的甚至达到 1000 吨。那时候起重机械都是人力驱动。公元前 120 年，在盖隆的著作中描述了幅度不变的起重机和幅度可变的起重机。在这些书籍中记载了下列零部件的采用：自锁式蜗轮传动装置、齿轮、起重卷筒等 3。在以后的一些年代里，陆续地出现了一些不同类型的起重机，例如在阿格里高拉6（14901550 年）的著作中，曾经描述了旋转起重机。工业中蒸汽机的出现大大地推动了起重机的发展和改善。1827 年，出现了第一台用蒸气驱动的固定式旋转起重机。1846 年，第一次制成了用液力驱动的起重机。工业中电力驱动的出现，是起重机进一步蓬勃发展的转折点。1880 年，出现了第一台用电力驱动的载客升降机。1885 年制成了电力驱动的旋转起重机。接着制成电力驱动的桥式起重机和门式起重机 4。随着冶金工业、煤炭和采矿工业、机械制造业、海港和内河码头的装备和建筑工程等发展，起重机械的品种和参数都大大扩大。起重机械制造已经成长成一门独立的机械制造部门。第二次世界大战以后的几十年，起重机获得极其迅速的发展。由于机械制造技术的提高，起重机的质量、产量和品种得到大大的发展。例如，由于焊接技术的发展，箱形结构的桥式起重机得到广泛的应用；由于金属材料的改善和加工技术的改进，起重机零部件的寿命也提高；由于电机和控制技术的发展，大大提高了起重机电力驱动的品质和自动化水平 5。我国的起重机制造业由于长期受到封建主义、帝国主义和官僚资本主义的深重压迫，没有自己的机器制造业，没有起重机械制造业 6。中华人民共和国成立以来，在中国共产党的领导下，我国已经建立能独立制造各种起重机的工业体系。对桥式起重机、汽车起重机、门式起重机和塔式起重机等已具有一定的生产能力。但是，即使已经建立能独立制造各种起重机的工业体系。对桥式起重机、汽车起重机、门式起重机塔式起重机等已具有一定的批量生产能力。但是，即使已经取得了很大的成绩，在今后相当长时期里，要抓好起重机的质量和产量，要抓好各个环节，如原料、基本零部件以及生产管理等环节，使我国起重机质量和产量达到国际先进水平。当前各国起重机发展的重点大体为 7：(1)大型起重设备的发展，其中尤以大型造船起重机、大型浮式起重机以及安装用的大型门式起重机的研制为多，起重量可达 25003000 吨。(2)大型装卸设备的发展，其中以港口的大型岸壁装卸桥、集装箱装卸桥以及斗轮和埋刮板等大型散料装卸设备为多。这是为了现代化港口和矿场有大量的散料、块状物料和集装装箱运输的需要。(3)减轻机器的自重，包括新材料的采用及结构形式的改进。例如，对于门式起重机的骨架、门座起重机的象鼻以及大型装卸设备的关键部分采用高强度钢材和合理的结构形式，对提高机器的可靠性和减轻自重有很大作用。7(4)提高起重机械的作业性能，应用自动控制及电子计算机技术，研究电力驱动。例如在高效率的装卸设备上要求高的起升和运行速度，以及精密的自动控制；在自动化的运输系统中要求起运的平滑性和保证停车的准确性、快速性。(5)人体工程学的应用。例如研究起重机司机室的合理布置，采取措施以减少司机作业强度；加强环境保护，减少振动和噪音，减少内燃机驱动的起重机的废气污染，使其符合健康规范的要求。(6)新的搬运技术的研究，包括自动化仓库用自动化堆存取料系统，气垫、水垫和油垫的搬运设备，以及放射性物料的特种搬运工艺。1.3 门式起重机的类型门式起重机一般根据门架结构形式、主梁形式、吊具形式来进行分类。1.3.1 按门框结构形式分（1）全门式起重机：主梁无悬伸，小车在主跨度内进行。（2）半门式起重机：支腿有高低差，可根据使用场地的土建要求而定。（3）双悬臂门式起重机：最常见的一种结构形式，其结构的受力和场地面积的有效利用都是合理的。（4）单悬臂门式起重机：这种结构形式往往是因场地的限制而被选用。1.3.2 按主梁结构形式分（1）单主梁门式起重机单主梁悬臂门式起重机结构简单，制造安装方便，自身质量小，主梁多为偏轨箱形架结构。与双主梁门式起重机相比，整体刚度要弱一些。因此，当起重量 Q50t、跨度 S35m 时,可采用这种形式.单主门梁式起重机门腿有 L 型和 C 型两种形式。L 型的制造安装方便,受力情况好,自身质量较小,但是,吊运货物通过支腿处的空间相对小一些.C 型的支脚做成倾斜或弯曲形,目的在于有较大的横向空间,以使货物顺利通过支脚。（2）双梁桥式起重机双梁桥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.目前一般多采用箱形结构。1.4 门式起重机的表示方法用代号、额定起质量、跨度、工作级别 4 个主要要素特征表示门式起重机的型号.(1) 代号含义8M:表示门式类型,M 后一个符号为双梁门式起重机.其符号有:MG、ME、MZ、MC、MP、MS,加两个符号为单主梁门式起重机,其符号有:MDG、MDE、MDZ、MDN、MDP、MDS 8。MG双梁单小车吊钩门式起重机；ME双梁双小车吊钩门式起重机；MDN单主梁单小车抓斗吊钩门式起重机；MDS单主梁小车三用门式起重机。1.5 门式起重机的选用1.5.1 单主梁和双梁门式起重机的选用一般情况下，起重量在 50t 以下，跨度在 35m 以内，无特殊使用要求，宜选用单主梁式。如果要求门腿宽度大，工作速度较高，或经常吊运重件、长大件，则宜选双梁门式起重机 9。1.5.2 跨度和悬臂长度门式起重机的跨度是影响起重机自身质量的重要因素。选择中，在满足设备使用条件和符合跨度系列标准的前提下，应尽量减少跨度。1.5.3 轮距的确定原则（1）能满足门架沿起重机轨道方向的稳定性要求；（2）货物的外形尺寸要能顺利通过支腿平面钢架；（3）注意使轮距 B 与跨度 S 成一定比例关系，一般取轮距 B=（1/41/6）S1.5.4 门式起重机间距尺寸确定在工作中，门式起重机外部尺寸与堆场的货物及运输车辆通道之间应留有一定的空间尺寸，以利于装卸作业。一般运输车辆在跨度内装卸时，应保持与门腿有 0.7m以上的间距。吊具在不工作时应与运输车辆有 0.5m 以上的间距，货物过门腿时，应有 0.5m 以上的间距。1.5.5 门式起重机电气设备的选用它应符合通用门式起重机 GB/T144061993 的有关规定 10。2 总体设计总体设计主要包括总体设计参数以及总体结构设计。2.1 总体参数设计起重机的参数是说明起重机工作性能的指标，也是设计的依据。起重机的主要参数有：起重量、跨度、幅度、起升高度、各机构的工作速度及起重机各机构的工作类9型。对于某些起重机，生产率也是主要参数。此外，轨距、基距、外形尺寸、最大轮压等也是重要参数。起重机的参数是说明起重机工作性能的指标，也是设计的依据。起重机的主要参数有：起重量、跨度、幅度、起升高度、各机构的工作速度及起重机各机构的工作类型。对于某些起重机，生产率也是主要参数。此外，轨距、基距、外形尺寸、最大轮压等也是重要参数。起重机的主要参数首先由使用单位根据生产需要提出，具体数字应按照国家标准或工厂标准来确定，同时也要考虑到制造厂的现实条件。因此，在确定参数时，应当进行调查研究，充分协商和慎重确定 11。 根据设计的要求，起重机的原始参数如下：额定起重量： KgCp450跨度： mL38起升高度： H29额定起升速度： smy /0916.in/5.0大车运行速度： h71小车运行速度： x /83.i/起重机整机的工作级别：A3（U1，Q4）金属结构的工作级别：E3（B2，S4）起升机构工作级别：M4大车运行机构级别：M3小车运行机构级别：M32.2 总体结构设计依据原始资料及查阅起重机课程设计手册 1架的结构简图及其主要尺寸如图1 和图 2 所示，具体尺寸如下说明。图中具体尺寸如下：L1=40100mm；L2=38000mm；L3=3400mm；L4=4650mm；10图 1 门式起重机总体结构Figure 1 The general structure of the gantry craneL5=14100mm；H1=29000mm；H2=32300mm。3 金属结构设计计算3.1 基本设计参数 额定起重量：450t跨度：38m工作级别：E33.2 载荷情况为使起重机能可靠地工作，必须对起重机及其零部件进行必要的计算。例如，那些由脆性材料（如铸铁）制成零件，当其危险点的应力达到强度极限时就会产生脆性断裂；那些由韧性较好的材料（如钢）制成的零件，当应力超过屈服极限时将产生塑性变形，过大的塑性变形将破坏起重机的正常工作 12。保证对上述破坏形式具有一定安全裕度（或使破坏的概率在一定范围内）的计算，就是通常所说的强度计算。对某些受压、弯的细长杆或薄壁构件，还必须检查它会不会局部失稳或屈曲现象。另外，11图 2 门式起重机总体结构Figure 2 The general structure of the gantry crane 对运行式起重机，为保证它在起升载荷和风险载荷作用下不致翻倒，还必须进行起重机抗倾覆稳定性的计算。显然，对上述这些情况，只要在起重机使用期中发生一次致使上述破坏出现的尖峰载荷，事故就可能发生。因此，对这类计算选择的计算载荷应是工作中产生的最大载荷，而不管这种载荷作用的时间长短和作用次数的多少。另一方面，还有一些破坏形式，例如，机器零件在反复应力作用下产生的疲劳破坏，电动机及涡轮减速器之类的部件因温度超过允许值而破坏，都具有时间累积的性质。显然，这种失效的出现，不仅与载荷的大小而且与载荷作用的时间长短或作用次数有关。还有，在露天使用的起重机即使在不工作期间也要能在暴风袭击下支持得住，因12之，也要对有关构件进行相应的验算。总之，在设计起重机时，要针对不同的计算类型，将载荷作适当的分类和组合。目前，一般考虑下列三种载荷情况对 13。3.2.1 正常的载荷（一类载荷）这是用来计算零件疲劳、磨损和发热的一种计算载荷。它所要考虑的是起重机在正常工作情况下产生的载荷。对起重机的零部件，它所承受的载荷通常是在很大范围内变化的，因此要根据一定的方法找出一个假想的载荷来代替交变的载荷，其对零部件产生的效应与实际载荷想当。这个假象的载荷就是通常所说的等效载荷。一般讲，在确定等效载荷时作用次数很少的尖峰载荷（如急剧起动制动时的动载荷）可以不予考虑。除计算电动机功率外，风载荷也可以不考虑。在考虑零件疲劳计算的等效载荷时可根据载荷变化选择典型的载荷图及整个使用期的应力循环次数计算载荷的等效值。3.2.2 工作最大载荷（二类载荷）这是用来计算零件强度、构件局部稳定性以及起重机抗倾倒稳定性的计算载荷。所考虑的应是起重机工作时间可能发生的最不利的载荷组合，如最大起升载荷、工作最大风载荷、急剧起动制动产生的动载荷、最大偏载荷等的可能组合。为兼顾安全性和经济性，对那些同时出现最大值的概率很小的载荷组合可以不考虑。在确定这种计算载荷时通常有两种可能的组合。（1）在剧烈起、制动时产生的动载荷的组合。例如，货物从地面突然提升时动载荷组合；旋转剧烈地起、制动与变幅起、制动或运行起、制动之一的组合等。（2）机构在短时间中遇到很大静阻力的组合。例如强风的突发、货物偏摆到最大、浮式起重机处于最大倾角所产生的载荷等。某些用途的起重机，在某种工艺作业时也可能出现较大的静阻力。如果在机构中装有限制极限载荷的安全装置，则最大载荷限制在一定的范围内。3.2.3 非工作最大载荷（三类载荷）这是用来计算起重机非工作安全性，如暴风将起重机吹走或翻倒以及某些有关零件强度的一种计算载荷。并不是每一零部件都要根据这三种载荷进行相应的计算。一般说来，对起重机的所有受力零件都要用二类载荷进行强度计算。要进行疲劳计算的零部件仅仅是当应力反复作用次数超过一定值（一般大于 ）时，表中列出了需要进行疲劳计算的零件510的一些例子，可供设计参考。要用三类载荷验算强度的仅仅是在非工作状态下承受该载荷的零部件，如运行及旋转支承装置及变幅机构等有关零件。对于起升机构、运行13机构的传动装置在非工作时不会受到大的载荷，允许自由旋转或有专门固定装置的旋转机构也是如此。防风夹轨器应按三类载荷进行计算。下面叙述各种载荷以及各类金属结构强度的计算方法。4 载荷的计算4.1 移动载荷 移动载荷包括额定起重量，吊具质量和小车质量等的重力： N4410510450小车平均静轮压： 63844静P起升载荷动载系数 ：起升机构采用变频电机，查表 1 取起升状态为对应2的 14。05.1min2表 1 系数 及 的推荐值2minTable 1 coefficients and recommended valuesi起升等级 2min2起升等级 2min2HC4 0.68 1.20 HC2 0.37 1.10HC3 0.51 1.15 HC1 0.17 1.05运行冲击系数 ：在不平轨道（或道路）上运行时，由于轨道有接缝或不平，起4重机（包括货物，如果带货运行的话）将产生振动，在实际计算中，是将振动系数及运行冲击系数乘以有关质量重力来考虑的。根据运行速度和轨头错位高度差可以4计算出：(1)1048.1083.5.158.014 hv式中： 运行冲击系数；小车运行速度即为 ；v smx /.in/两轨间存在的高度差。h则小车动轮压：(2)NP444 103.69103. 静动 式中： 小车动轮压；动P小车静轮压；静机构制动时产生的动载荷 ：当起重机的某一机构起动或制动时，由于系统振动，514从而产生动载荷。4.2 单根主梁上由移动载荷产生的最大弯矩（1）载荷位于最不利的位置（图 1）的支反力NRA 441075.3038)65.0(694 图 2 主梁载荷最不利的位置Figure 2 Main beam load the most unfavorable position（2）载荷位于最不利位置的截面最大弯矩： mNNMx 44ma1 1023810)3.695.187.3(4.3 主梁及附属物重力主梁及附属物包括单根主梁，轨道，走台等的重力： N 441067310)27.586.217.6( 4.4 主梁及附属物自重在跨中截面的弯矩 mNMx 442 53.4.5 大车运行机构起动、制动产生的水平惯性载荷和稳定力矩大车运行机构起动时产生的水平惯性载荷：(3)maPH5.15根据大车运行最高速度 ，查表得 ，则有那么水平惯性in/02/064.s力矩与垂直力之比为 15： 1.978.81.964.1ga大车运行机构的水平惯性载荷对主梁跨中截面的水平弯矩为：(4)mNLgmLMy 442411 0.)2( 代入数据，由公式（3） ， （4）得：y 41 1.)381.6.783.50(15mN4108.29大车制动引起的水平惯性载荷如下表所示 16：表 2 大车制动引起的水平惯性载荷（净高 30m）Table 2 carts braking caused the level of the inertial load (height 30m)名 称 重力/kN 高度/m 水平惯性载荷/ mkN稳定力矩/ mkN货物 4500 34 1530.00 货物吊具 138.3 34 47.02 953.99小车 440 35 154.00 3033.80电架、轨道 111 33 36.63 766.01主梁 1220 31.5 384.30 8424.71上横梁 162 28.5 46.17 1120.15加高节 246.3 22.6 55.66 1707.40变截面节 102 16.06 16.38 709.09分叉节 92 12.5 11.50 640.55斜支腿 260 7.2 18.72 1814.38下横梁 442 2.5 11.05 3090.69大车 500 0.9 4.50 3498.65合计 8213.6 2315.9 25759.44.6 风载荷 在露天使用的起重机，其各部分的挡风面积将受到风力的作用，在计算的时候是将风力的作用化成静压力的作用。根据具有速度的空气质量的动能化为挡风面的压力功的原理，可导出单位面积的风压与风速的关，见下式：(5)2613.0vP式中： 作用在挡风面上的静止风压（ ） ；P/mN风速（m/s） 。v风载荷对主梁截面产生的弯矩： mNMy 442 105.3810)382.513849.01(风力引起的水平力矩如表 3 所示 17:表 3 风力引起的水平力矩（净高 30m）Table 3 Wind caused by the level of torque (height 30m)名 称 C hK2/mAH/m )10(/254mNHACmNHAKCh410/016货物吊具 1.6 1.23 23 34 31.28 153.90续表三名 称 C hK2/mAH/m )10(/254mNHACmNHAKCh410/0小车 1.3 1.39 15 34 16.58 92.16电架、轨道 1.6 1.39 5 33 6.60 36.70主梁 1.6 1.39 132 31.75 167.64 932.08上横梁 1.3 1.23 11.25 28.7 10.49 51.63加高节 1.3 1.23 38.4 21.2 26.46 130.17变截面节 1.3 1.23 15 0 0.00 0.00分叉节 1.3 1.23 7.8 14.3 3.63 17.84斜支腿 1.3 1 24 8.4 6.55 26.21下横梁 1.3 1 35 2.5 2.84 11.38大车 1.3 1 14 0.9 0.41 1.64合计 272.07 1454.055 抗颠覆稳定性450t 门式起重机属于工作场地固定，并且没有悬臂，因此只需校核 “作业状态动态稳定性”和“非工作最大风载稳定性”两种工况。根据 ISO 规定，抗倾覆稳定性可以采用力矩法校验 18。 njjstmiitpM119.0式中： 工作风载荷和惯性载荷作用力矩的代数和；miitpM1自重力矩的代数和。njjst15.1 作业状态动态稳定性 mNmNM44107.53107.26.31）（倾 495稳安全。.7.03k5.2 非工作最大风载稳定性 mNmNM 441065.3105.216.2）（倾 40957稳17安全。9.068.15.3027k6 金属结构的截面的几何特性6.1 主梁跨中截面几何特性7 主梁强度计算 7.1 金属结构构件的材料在保证金属结构安全可靠、经济的合力的前提下，选择起重机金属结构材料时需要考虑的主要影响因素有金属结构的形式、连接形式、承受的载荷的性质及起重机的工作环境等。起重机工作时经常承受变化载荷和冲击载荷，工作任务繁重而且频繁、工作环境差，因此要求金属材料强度高，塑性好，韧性好，耐冲击，焊接性好。起重机金属机构构建多采用普通碳素钢材、优质碳素钢材、低合金和铸钢等钢材，主要承受结构一般常用普通碳素结构钢如 Q235 钢。当起重量超过 400t 时且工作级别较低时，宜采用 Q345、Q390、Q420 等低合金高强度钢，在选用这一类钢材时，应特别注意选择合理的焊接工艺并进行相应试验，以减少其制造内应力，防止焊缝开裂及控制搞强度钢材结构的变形。钢材在出厂时应要提供抗拉强度、屈服点、伸长点、冷弯试验、常温或低温下的冲击试验和碳、硫、磷的质量分数的等六个方面的技术性能保证，并且前三项是必须保证的。本设计中门式起重机为 450t，所以采用 Q345 低合金高强度钢，查表得其屈服点 ，抗拉强度 19。2/35mNs2/50mNb7.2 金属结构构件的应力7.2.1 拉伸、压缩、弯曲的基本许用应力结构在弹性范围内，承受拉伸、压缩、弯曲等载荷时正常工作的强度标准就是钢材的许用应力。按不同的载荷组合，其安全系数和许用应力也不同 19。（1）对于 的钢材，基本许用应力为：7.0/bS(6)nS式中： 材料的屈服点，当材料无明显的屈服点时，用屈服强度 代替S 2.0（ 为材料标准拉力试验残余应变达 0.2%时的试验应力）2.0n安全系数，考虑结构的重要性、材料的不均匀、计算误差、制造缺陷及不同的载荷组合 A，载荷组合 B、载荷组合 C 等因素所选取的相应的安全系数。18（2）对于 的高强度钢材，基本许用应力为：7.0/bS(7)nbS35.0.式中： 材料的抗拉强度。b7.2.2 剪切许用应力结构件的剪切许用应力为：(8)37.2.3 端面许用应力结构件的端面承压许用应力为：(9)5.1cd7.3 主梁上承受的应力计算7.3.1 主梁跨中附近下翼缘板下边缘角处：8 主梁静刚度验算弹性结构在外载荷作用下将产生弹性变形并震动，多大的变形和振动影响起重机的正常使用，因此在设计和计算时对起重机金属结构的刚度有相应的要求。起重机的刚度分为静态刚度和动态刚度，对于一般的起重机不规定校核动态刚度，所以这里只校核静态刚度。静态刚度以在规定的载荷作用于指定的位置时结构或结构构件在某一位置的静态弹性变形值（挠度）来表征 20。8.1 单梁或双梁门式起重机的静态刚度（1）跨中工作位置满载小车（或电动葫芦）位于跨中时，由于额定起升载荷和小车（或电动葫芦）自重使主梁在跨中产生的垂直静挠度 与起重机跨度 L 的关系 2，推荐为：f对低定位精度要求起重机： 501对中等定位精度要求起重机： f7对高定位精度要求的起重机： L1（2）悬臂上的有效工作位置由于额定起升载荷和小车自重引起的，在有效悬臂长度处的垂直静挠度 ，与此1f有效悬臂长度 的关系，推荐为：1L1911350Lf当两个不相等的移动集中载荷对称作用于梁的跨度中央时，其最大静挠度由下式确定 2： 对于图 6 所示情况，梁的最大静挠度：图 6 主梁满载时载荷分布Figure 6 Load distribution in the main beam at full load)75.0()75.0(12)( 22121 lLlLlEIPf )67.138.(638.32019 22f求得 m7.48，满足静刚度要求。70Lff 9 主梁整体稳定性验算门式起重机由钢板焊接的箱形组合梁的抗侧向弯曲刚度和抗扭转刚度很大，如果梁的高宽比 ，或者 并满足 ，则梁的整体稳定性就不需3/bh6/bhsbl2359/要验算；但对于大跨度梁，若增大梁高而不能满足上述高宽比时，则需要验算梁的整体稳定性，其侧向屈曲稳定系数按下式计算 21：(14)3210lhIyxb由于 ，可以不计算侧向屈曲稳定性。375.2103BH10 主梁局部稳定性验算11 主梁拼接设计11.1 拼接位置（1）拼接位置（中间段长度为 18m） ，主梁拼接处载荷最不利的位置如图 7 所示。2011.2 拼接处的载荷 移动载荷引起左端的支反力： NRA 44106.91038.694主梁、轨道、走台自重引起的均布载荷:图 7 主梁拼接处载荷最不利的位置Figure 7 main beam splicing at the most unfavorable load positionmNNq /1094./10386.14它对拼接处形成的弯矩： M 4422 6.27)9.94.1( 21 10810678( NqPRQA 44.)9.3.4)0动11.3 翼缘拼接处的螺栓连接计算总的毛截面惯性矩： 4168.2mIx腹板毛截面惯性矩： 03翼缘承受弯矩： mNMIxfy 41086.2.63= mN4102.6拼接处翼缘受力： (22)y 44102.853. 翼缘拼接采用 10.9S 级 M30 的螺栓，其承载能力为 22：孔壁承压：(23)NtdNCey 4105.2308 21式中： 螺栓直径；d同一受力方向的承压构件的较小总厚度；t螺栓的或构件的许用承压应力；C螺栓抗剪：(24)NmNvy 422 103.5430430 式中： 受剪面数目；螺栓的许用剪切应力。则翼缘拼接所需要的螺栓数为：，实际采用的螺栓数为 30 个，所以符合设计要求。195.284n11.4 腹板拼接处的螺栓连接计算腹板拼接采用 10.9S 级 M20 的螺栓，其承载能力为：由公式（23）计算得出，孔壁承压： Ney4102.由公式（24）计算得出，螺栓抗剪： v75腹板承受的弯矩：(25)mMyf 410.3由弯矩产生的剪力：(26)NyxNiifmx 42211 103.785.2. (27)iify 42211 9.1036.由主梁剪力产生的剪力：(28)NnQNf 4.2684螺栓所受的总最大剪力为：(29)fmyx 42121 107.)(取螺栓孔壁承压与螺栓剪力中最小值跟最大剪力校核，有：(30)NNNvye441 .in07. ，所以验算通过。12 支腿强度计算由于起重机跨度较大，为了避免主梁承载变形而使支腿出现较大水平力，起重机22支腿采用一刚一柔结构，当移动载荷起重小车满载与空载在主梁上的行走时，其中当移动载荷走行至接近主梁端部时为支腿最不利的位置（吊装箱梁实际作业工况） ，吊重（混泥土箱梁）中心至刚性支腿中心最小距离为 8425mm，至柔性支腿中心最小距离为 7650mm。12.1 支腿截面几何特性（门架平面内）刚性支腿的横梁与立柱连接处的截面几何特性：， ，41057.9mIx3710.mWx210576mA整个刚性支腿折算惯性矩 。4689.II柔性支腿的横梁与立柱联接处的截面几何特性：， ，41056.Ix 37102.x 2657整个柔性支腿折算惯性矩 。4.I12.2 柔性支腿最不利工况下的强度计算（1）空载时大车来回走动轨道对车轮的侧向力已经释放。大车不动，吊起混泥土箱梁，小车走到离支腿中心 7650mm 处，结构变形产生车轮对轨面的水平力 ，计1X算简图如 7。主梁 ；4411 1032.606.32mI 柔性腿: ；I刚性腿: 。14103.8I图 8 门架平面计算简图Figure 8 aircraft plane calculation diagram主梁最大弯矩： mNmNMx 10387.30)765(765540231811011 036.2360837.50 EIEIP 2.6.63 21131 IEI= 14102.EI由上图中积分求得 NX3751（2）竖向载荷混泥土箱梁及起重小车重力： 410.主梁、走台、柔性支腿自重： N42 1082.)763(起重绳拉力： NN4375.2柔性支腿轴向力： 5980321（3）横向载荷主梁、起重小车、柔性支腿、箱梁产生的风力见表 3，大车运行制动产生的水平惯性力矩根据表 2 重新计算 2。（4）运行歪斜侧向力根据实际结构最大横向位移可以达到 55mm，用来计算运行歪斜侧向力，柔性支腿 。NPS6510（5）柔性支腿的最大应力为：轴向压应力（31）22/4.8/6537190mNAN在 作用下产生的弯矩引起的应力1X（32）2271 /9.16/1028.WHX在 的作用下产生的扭应力SP（33）221 /3/9465mNBPS 在 作用下产生的切应力1X（34）2212 /5.0/1)928(375AX24合成应力（35）212)(3)(xN得到 。2 /.09/5.03)9.1648( mN12.3 刚性支腿最不利工况下的强度计算（1）竖向载荷箱梁及起重小车重力： N410.5主梁、走台、柔腿侧转向机构自重： N42 18.)63.7(起升小车牵引力：。N430275.1柔性支腿轴向力： 58804321（2）横向载荷主梁、起重小车、刚性支腿、箱梁产生的风力见表 32。（3）运行歪斜侧向力根据实际结构最大横向位移可以达到 55mm，用来计算运行歪斜侧向力，柔性支腿 。NPS2106（4）刚性支腿的最大应力由公式（31）可计算出轴向压应力为 2/5.73mN由公式（32）可计算出在 作用下产生的弯矩引起的应力为1X 2/7.16mN由公式（33）可计算出在 的作用下产生的扭应力为SP1/.0由公式（33）可计算出在 作用下产生的切应力为1 223合成应力为212)(3)(xN得到 。2 /9.6/.01(3)7.1653( m13 支腿局部稳定性计算 25需要满足 ，纵肋之间的距离应小于 400mm，在设计中纵肋的距34520tb离最高为 370mm，所以已经满足了要求。14 支腿拼接设计 支腿拼接最不利的位置为柔性支腿上的横梁与支腿变截面连接处。图 9 柔性支腿上横梁与立柱连接板Figure 9 flexible support legs beam and column connection plate根据上述柔性以及刚性支腿的应力计算可知，