毕业论文-20吨“l”型支腿、箱形单主梁门式起重机设计说明书

毕业论文20吨“L”型支腿、箱形单主梁门式起重机设计学院（部）机械工程学院专业机械设计与制造学生姓名班级学号指导教师姓名职称最终评定成绩2011年5月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新的乐章。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的环节。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。起重机机械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。它们是以间歇、重复的工作方式，通过起重吊钩或其他吊具的起升、下降及移动完成各种物品的装卸和移动。使用起重机械能减轻工人的劳动强度,提高劳动生产率,甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械的基本参数主要有以下内容1额定起重量G它是指起重机在正常使用情况下，允许最大限度起升的重物质量。2起升高度H它是指起重机取物装置上下极限位置的垂直距离。3跨度S和轨距KS是指桥架型起重机运行轨道中心线之间的水平距离。K是指起重机轨道中心线或车轮踏面中心线之间的水平距离。4运动速度V它主要包括起升、运行、变幅、回转等机构工作速度。5生产率Q它是表示起重机装卸能力的综合指标。6起重机械的工作级别M它是反映起重机械整机和各机构工作繁忙程度的指标。门式起重机作为货物装卸机械设备里的排头兵，值得我们深入的了解和学习。门式起重机由门架、小车、大车运行机构和电气设备等部分组成。门式起重机的分类和构造（1）按门式起重机的上部结构型式可分为葫芦单梁门式起重机、双梁门式起重机、单主梁门式起重机。（2）按其上部结构、主梁的结构又可分为单箱形主梁、双梁箱形主梁、型柜架截面桁架结构梁、矩形截面桁架结构梁、三角截面桁架结构梁等。设计前准备1图书馆借阅。通过阅读机械设计手册、起重机设计手册、起重运输机械、起重机课程设计、通用机械和现代起重运输机械等书目，对起重机有了一定的了解。2和同组同学的交流与合作,自我学习并请教指导老师等3实地参观学习。通过组织性地到天桥起重机公司（TQCC）的实地参观学习，进一步加深了我对起重机的认识和了解。不仅让我对理论知识不在盲从，而且在脑海中有了一个更贴切实际的设计步骤和流程。这些都对我接下来的设计工作帮助良多。诚然，毕业设计是一项比较系统的学习和锻炼过程。本人才疏学浅，一定有所遗漏和不足之处。诚请老师们批评指正，学生定当及时改进。在此，学生首先向批阅我毕业设计的老师们，致以诚挚的感谢和敬意设计说明书的导航一、设计者背景（1）二、前言（25）三、设计前准备（6）四、设计题目及过程（782）第1章已知数据和计算简图（1011）第2章起重小车的设计计算（1232）21主起升机构的设计（1222）211主起升机构的传动简图（1213）212选择钢丝绳（1314）213确定滑轮尺寸并验算强度（14）214确定卷筒尺寸（1416）215选择电动机（1617）216选择减速器（17）217验算起升速度和实际所需功率（1718）218选择制动器（18）219选择联轴器（1819）2110电动机的验算（1921）2111减速器的验算（2122）22小车运行机构的设计计算（2232）221轮压的计算（2224）222选择车轮与轨道，并验算其强度（2425）223运行阻力的计算（25）224电动机的选择（26）225选择减速器（2627）226选择联轴器（2728）227电动机的验算（2831）228制动器的选择（3132）第3章门架的设计计算（3272）31门架主要尺寸确定（3238）311主梁几何尺寸和特性（3233）312支腿几何尺寸和几何特性（3436）313下横梁截面尺寸及几何特性（3637）314主梁支腿抗弯刚度比（37）315大车轮距选取（38）32门架的计算载荷（3841）321主梁单位长度质量（38）322小车轮压（38）323小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力（39）324大车制动时产生的惯性力（3940）325风载荷（4041）33主梁的内力计算（4149）331垂直面内的内力（4147）332水平面内的内力（4749）34主梁的强度验算（4952）341弯曲应力验算（4950）342剪应力验算（50）343主梁扭转剪应力（5052）35支腿与下横梁的内力计算（5261）351门架平面支腿内力计算（5257）352支腿平面内的支腿内力计算（5761）36支腿和下横梁强度验算（6162）361支腿强度验算（6162）362下横梁强度验算（62）37门架的静刚架计算（6266）371主梁的刚度计算（6263）372支腿静刚度计算（6366）38主梁动刚度计算（6668）39起重机轮压计算（6872）391门架平面内轮压计算（6870）392支腿平面内轮压计算（7071）393轮压的合成（7172）第4章大车运行机构的设计计算（7282）41车轮与轨道的选择（7273）42运行阻力的计算（7374）421摩擦阻力的计算（73）422坡度阻力的计算（73）423风阻力的计算（73）424运行总阻力计算（74）43电动机的选择（74）44选择减速器（7475）45选择联轴器（75）46电动机的验算（7578）461电动机过载能力的验算（7576）462电动机的发热验算（76）463起动时间的验算（7678）47减速器的验算（78）48制动器的选择（7880）49起动和制动打滑验算（8082）五、结论（8384）六、参考文献（8586）七、致谢（87）设计题目及过程一、已知数据和计算简图题号10；起重量20；QT跨度165；LM悬臂长度双悬臂；72；63；50；1L1M1S工作级别、40；5AJC起升高度10；HM起升速度8机构工作级别VIN/5M小车运行速度45小车工作级别XCI/大车运行速度80大车运行级别DVM5小车轮距25；XB小车轨距123；L各构件质量数据起重机总质量49612KG；主梁18612KG；支腿ZGQG3853KG（一根）；下横梁2346KG一根；轨道2950KG；走TGHGG台栏杆2067KG；大车传动装置ZT1881KG；小车7286KG；操纵室566KG；电气均布质量DCXCC450KG；电气集中质量750KG；小车供电电缆314KG；操纵DQGDPGDLG室梯子安装124KG；CT吊具322KG。0计算简图如图819所示2、起重小车的设计计算21主起升机构的设计采用垂直反滚轮式单主梁小车。211主起升机构的传动简图根据结构紧凑原则，采用如图821所示的起升机构传动简图采用双联滑轮组,取主起升机构滑轮组倍率4HI如图、所示，主起升机构承载绳索分支数248；ABHIZ2查附表9，采用图号为T13621508的20吨吊钩组代用。吊钩组质量467KG。两滑轮间距87。0G0LM212选择钢丝绳滑轮组采用滚动轴承，当4时，查1表21，滑轮组效率HI0975；钢丝绳承受的最大拉力NIGQSH925714904286MAX0查1表24，工作级别；安全系数555MN今选用线接触钢丝绳型，其破断拉力换算系数W16850钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为由1式210求得BSNSNB5216390257480MAX查附表1，选择钢丝绳，其公称抗拉强度为1670MPA，直径D20W,其允许破断拉力总和为。KSB420选用钢丝绳标记如下20NAT619WFC1670ZS2204GB891888213确定滑轮尺寸由1式211，滑轮的许用最小直径DMED48012501式中，系数25由1表24查得E由附表2选用标准滑轮500M由附表2选用平衡滑轮06300PD214确定卷筒尺寸今选取卷筒直径与滑轮直径相同,即500M由3表143查得卷筒标准槽形螺距22T槽底半径11RM卷筒计算直径50020520DD0M卷筒长度MLTZHILH561480245201420参考现有结构,取卷筒长度1500M式中附加安全系数，2；0Z0Z卷筒中央不切槽部分长度，取其等于吊钩组两动滑轮间距1L140,AM实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适当增减。卷筒壁厚由1式（216）计算0026100025006101620DMM取20卷筒壁应力验算由1式（217）计算22095714MAXA/8CNTSY今选用卷筒的材料为147323HT抗压强度极限65000；抗拉强度极限15000BY/CMB2/CMN许用压应力2/159426054CY,卷筒壁强度足够。YYMAX由于，尚应验算弯矩产生的拉应力，如图822所示，当卷筒的DL3最大弯矩发生在钢丝绳位于中央时MNLSLMXW639140214957221MAA卷筒的断面系数34498506110CMDI式中50；25022046CMI卷筒承受的拉应力2/1360739248CMNWM合成应力2MAX/9103671529403607CMNYTLL式中，许用应力2/CBL，卷筒强度通过。YYMAXTL215选择电动机静功率计算KWVGQNJ453180619472601式中机构的总效率。取085。电动机计算功率KKJDE16254380，由1表61查得。由附表28选得电动机的型号如下YZR2508，工作制，40,6次/时。M3SJCZ720R/MIN60KWNE41N2GD2MKG由附表29选得电动机轴端尺寸70,140DL216选择减速器卷筒转速MIN/5912048RDVINHJ减速器的传动比753691200JNI由附表35选择ZQ650，传动比4017I输入功率26KWN由附表34查得输入轴直径60,11101DML输出轴端为形轴。C217验算起升速度和实际所需功率实际起升速度MIN/28714053680IV误差可用159实际所需功率KWVNJJ62874531KJDE80不需要改选电动机。E218选择制动器制动器的额定制动力矩EZMEZMMIDGQKHZJZ8413417028509650120式中制动安全系数。取150ZZK由附表15。选择YWZ5315/30制动力矩，MNMEZ45028315ZD制动器质量506。ZDGKG219选择联轴器选用两个起升机构的四支点小车。如下图所示，高速浮动轴的计算扭矩由2式82MNMNLJS56823051MAX式中安全系数15；刚性动载荷系数15；88MNNMEN25380972591由附表29查得电动机YZR250M8的轴端直径70，140DML从附表43选得CLZ3半齿联轴器，其图号为S139,最大允许扭矩。飞轮矩，质量浮动轴直径MN150AX2243MKGGDL62KGGL，。DL8由附表44选用一个带制动轮直径为315的半齿联轴器，其图号为S215，1400；042；191。MAXMNZKGZLKG2110电动机的验算由附录第九节验算电动机的过载能力1电动机过载能力的验算KWNEKVGQMHMN30527850169472164式中系数，21；电动机转矩允许过载倍率，24。MM机构中电动机个数。M，过载验算通过。ENN（2）电动机发热校核由附录第九节验算电动机发热电动机稳态功率YNKWMVGQNY8325608109472810式中，08，由附表23选取电动机动态功率2DNKWTMNGDNQD0976185029365365021式中222ZLDGD在此STTKGMGDQQZLD614203起动时间暂时取制动盘飞轮矩联轴器飞轮矩电动机转子飞轮矩按附录推荐的一般的发热法验算发热即按下式求出K值09137825NKDY式中机构电动机在40时的额定功率。JC今113。但按简易的发热效验,可以认定1771K由附图23查得YZR2508电动机的允许输出功率容量值M。今,发热校核通过。KWN26NY（3）起动时间起动时间按1式（610）计算QTSIDGQCMNTQJQ591850174262083615342387020121由1可知，对于350吨通用起重机。12S。因此满足要求。式QT中静力矩JMMNIDGQ823150174296020MNEQ37584983951平均起动力矩（4）制动时间制动时间按1式（611）计算ZTSIDGQCMNTJEZZ80317408526283615245720121制动时间太短，但型制动器的制动力矩可调，今将制动器的制动5YZW力矩调至计算制动力矩，则代入上式，制动时间MNME394,仍太短，可将制动器弹簧调松制动力矩350，则制STZ12EZMMN动时间,可用。TZ682111减速器的验算减速器输出轴最大径向力由1式（616）计算21MAXAXRGSRJ式中2绕到卷筒上去的绳段数目96138卷筒及8JGN轴的质量，由附表36参考取定；ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷，由NR98010附表40查得。因此合格，通过。830521962571MAXRR输出轴最大扭矩由1式（617）80MAXM0MAXMIE21990182513163MAXM574029807MN式中MAX28由附表21查得MNNE387059由附表36查得NKG6027/96通过MMAX22小车运行机构的设计计算221轮压计算现将小车设计为垂直反滚轮式小车，其受力简图如图所示参考类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重如下4509小车上机械部分质量；1GKG16322吊重和吊具重量之和；02Q2409小车架及防雨罩质量。3K各质量至小车主动车轮的距离为图示,其中距离1230；BM距离605；685；935；1LM2L3LM根据小车的平衡条件，求出主动轮轮压、从动轮轮压和反滚轮轮压；由0AM021321BPLGBLLG0123395401685365491365253335794821PKGN由Y00210121FGPGQ365253345092000032224900FG21320433129402FGPKGN因此，满载主动轮轮压PMAX357948/2178974满载垂直反滚轮压PFG129402/264710N空载主动轮轮压NBLGLLG13791230209354068512306540922021空载车轮轮压为NP56892137021空载垂直反滚轮轮压NGPFG420538923450981762120每个空载垂直反滚轮轮压42053/2210260FGPN222选择车轮与轨道，并验算其强度由附表17，选择单轮缘车轮500CDM由附表22，选择轻轨24KG/由1式（51）求车轮踏面疲劳计算载荷NPC13825356917804232MINAX因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取500,对于24DM轻轨,轨顶的曲率半径300KG/RM点接触的接触应力按1式53计算2132CMRKPC今选用车轮材料为ZG35CRMNSI，由4，B686N/MM2。由1表52，K20181。由1表55，4150,83025MR因车轮转速IN/64RDVNC由1表53，103。由1表54，1121C2C满足要求。80CP269503452223运行阻力的计算今为垂直反滚轮式小车，有两个垂直车轮和两个垂直反滚车轮。摩擦阻力矩的计算22210DKPDKPGQMFGFGXCM式中，主动车轮的参数K1005，1001；D120；2CMCM垂直反滚轮的参数K2006；2001；D29075。于是MN921275901629405094869470坡道阻力矩MDKGQDPMCPXCCP58134220风阻力矩由1式（73）FMFCQCWXCCFIFI73525018210式中150N/M2；IQC风力系数，取C12；小车迎风面积；XCF2吊重的迎风面积。WM224电动机的选择电动机静功率KWNMCFIPMJ8690756283142式中MIN/62850RVNXCC当小车运行机构采用集中驱动，即采用单电动机驱动时，初选电动机功率NKDNJ23861KW式中，KD由1表76查得为12对于运行机构，由附表28，应选S4工作制的电动机，JC25，CZ150，YZR160M26当40时70KW，945R/MIN，058KGM2JCEN1N2DGD225选择减速器减速器的传动比；9732684521NI由附表40选用立式减速器ZSC600，I379输入功率14KW，1000R/MINNN小车运行速度验算MI/9463725IVXC误差410596XCV可用226选择联轴器由附表29查得YZR160M26电动机的轴端尺寸为D48,L110M由附表37查得减速器ZSC600的输入轴端尺寸D135,L155；输出轴端尺寸D80；L2115；M1机构高速轴的计算扭矩NNMMENNAXJS709551705118IM其余符号的意义如前由附表47选择带制动轮的半联轴器，其图号为S217，质量GD2033KGM2,允许传递的最大扭矩MMAX1400,联轴器的质量G2181KGM2低速轴的计算扭矩MNIMJSJS9236015MNCJS915206878今选用四个半齿联轴器CLZ3，其图号为S160，质量GZ257KG0435KGM2，MMAX31502LGDM227电动机的验算2271电动机的过载能力验算根据附录第九节，验算电动机的过载能力；QXCFIPXCASTNGDVPKWGQM365011210式中AS平均起动转矩，取A17；W0006摩擦阻力系数，按2表12选取；KP0002坡道阻力系数。FWCQPXCIFI由1得250N/M2I4900NMFI222910358MKGGDLDL204719MKGKWN08243650971049802696712NE过载能力通过2272电动机的发热验算按附录第九节，小车运行机构电动机的发热验算稳态功率MVPKWGQNXCFIPXCS100按附表23、25，GG208（JC25,CZ300次）。因此，KWNS15390145298069467208动态功率NDKTMNGDQ7204915364221系数K08DS取K17按附图18查得K17，JC25,CZ300,N721KW故，满足发热要求。2273验算起动的时间满载起动时间按下式验算STIMMNIDGQDCNTQFPMJEQCXJQ62047190735642041389521089577123822220121式中验算空载起动时间CMNMPDUKPDUKPGIMGDCINQTMFGFGFGXCMFPJXCJQQ2314079275901642053105423896222238000100000221在此，而，式中，MNMDFCQKGJCWXCIFCPXP952903765821436008252365080所以，空载起动时间空载起动时间偏短。SGDCIMNQTCXJQQ9100471930565238421221228选择制动器由起重机课程设计可知，满载制动力矩时按下式计算MNDMDMPPIDMIGQCTNILCMCFCPJCMMCFPJCXZJZ053257482/90/24071425011238/2/ININ20121求得，即可由式中，制动静力矩NMZ463574890692047152892由设计指导书起重机课程设计中的附表15选用YWZ5200/30,制动力矩MNEZ31580验算制动时间SIDGQDCMNTCXJEZZ5705748906920471543168239221制动时间偏短。可将弹簧调松。第三章门架的设计计算31门架主要尺寸确定311主梁几何和特性门架的主要构件有主粱、支腿和下横粱，皆采用箱形结构。主粱截面如图824所示，其几何尺寸如下主梁几何尺寸高度H251L16511066M取1203M宽度B0608H0608120072096M取085076SMX取副膻板厚度205C其它板厚13406M其余尺寸150,90腹板间距HCB主梁几何特性面积37482FCM静面矩10150368603XSYSC惯性矩132876245594314ICIM截面模数170353108843XWMYLC94573YRWCM312支腿几何尺寸和几何特性支腿总体尺寸支腿几何图形如图825所示参考同类型超重机，采用“L”型支腿,确定总体几何尺寸如下H805，H1135，H2O40，H3150，H4200MMMH513765825160540405700HL2LALB8529M计算门架内力时，取计算高度，135十805十O498021HHM计算内力时，取计算高度805M2支腿截面尺寸及几何特性支腿截面尺寸如图826所示，其几何特性为截面AL432431；47258CMIXAYI4CM31508CMWAX310WAY截面B4032081951110；XI4CMBYI4CM31859CMWBX1956WBY折算惯性矩5653981691770。XZI4CMYZI4CM313下横梁截面尺寸及几何特下横梁截面几何尺寸如图827所示，其截面几何特性为，截面C,；43178926CMIZ4132CMICY35148CMWCYWCX截面D，；462359CMIY4905CMIDZ368CMCY301Z314主粱支腿抗弯刚度比系数LHIK12式中主梁绕轴惯性矩2X支腿折算惯性矩，4156398CMIX98，165HL251639827IK315大车轮距取MKMLDC76194351,5410取，32门架的计算载荷321主梁单位长度质量门架的计算载荷QMNLGQ/68590271685906CMN/主梁的单位长度质量CQJ/06591式中起升冲击系数，由第二章，取1。11322小车轮压小车轮单主梁小车有两个垂直车轮轮压XCGQP2计算轮压0212GQPXCJ由第二章得，动力系数可按下式计算2078110QV取115,则JP2N329584672015692992533/2JN323小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力由式（810）可知，小车制动时的惯性力受限于小车车轮与轨道的粘着力，即FVPXG式中粘着系数，015FF主动车轮轮压，NGQFVPXCXG512087289640324大车制动时产生的惯性力由式（87）可知，大车制动时引起的惯性力也受限于车轮与轨道的粘着力主梁自重引起的惯性力；1BHFAGPBQDG在本例中，大车车轮总数为4，主动车车轮数为2，尺寸和见图AB824NPQDG20478971504862货物自重和小车自重引起的惯性力若取作用在处；XCDGP2H210BHFAGQFPXCXCDGN35297289107054640支腿自重引起的惯性力支腿自重GT3853KGLBFGVPTTDG11015385378906N372主梁自重引起惯性力化成均布截荷CMNMNLPQQDGDG/486/7648251602325风载荷作用于货物的风载荷WFIQFIFCQP当Q20T时，10C12为工作状态最大风压，由1可知2MFIQ250假设在沿海工作FIQ2/NPQFI3015作用在小车上的风载荷XCFIXCFIFCQP式中小车的迎风面积，由小车防雨罩的尺寸确定，8XCXCF2M1225082400XCFIN作用在主梁上的风载荷QFIQFIFCP式中主梁长度方向迎风面积；Q2156432MLH122505516500FIPN将主梁上风载荷化为均布载荷QFIMLQQFIFI/3452716024533N/CM作用在支腿上的风力TFIPTFIPTFIFCQ式中FTHB80516751352M122501354050TFIN化为均布载荷CHPQTFITFI/134980533主梁的内力计算331垂直面内应力将门架分为门架平面和支腿平面，分别作为平面刚架计算下面将对主梁、支腿、下横梁逐个进行计算计算主梁的内力时，将门架当作平面静定结构分析主梁均布自重引起的内力由1表113的计算公式支反力NLQVJBA791245601剪力QJLQRCLD535061NJLCR54872192弯矩MNLQMJDC521308279061MNJ8427251690212/跨中由主梁自重引起的内力图由如图828，其中图A为计算简图，B为弯短图，C为剪刀图移动载荷引起的主梁内力取小车轮压NPJ6149221分别计算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力A小车位于跨中（如图829、和）由1表113ABCMNLPKM06143514927692721MAX如图828主梁由自由重引起的内力图由1最大弯矩作用位置XMLP59751649272472K21由1表113求得支反力；VA1PLKX21496275162971492567N8413VPAB165978437652剪刀NQADVBC16597B小车位于县臂端（图829、和）由1表113得DEF支反力NLKPLVA23890516231492756314721LPVB2897651623497514剪力NQRDLC8LD295430由1表113；弯矩NKLPMD1496270623149673MNLVBL6574032892/小车制动惯性力引起的主梁内力（图830、和）当小车制动时，ABC惯性力顺主梁方向引起的主梁内力，由1表113；支反力NLHPVXGBA159068927剪力NPXGHAQVBDC512087由1表113求得弯矩跨中MNPXGHML798189512072/支座处XGHD58197389120图830主梁由小车惯性力引起的内力图332水平面内的内力当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的和由满载小车自重引起的P的计算值已于前述QDGXCDG顺大车轨道方向的风载荷为、和（其值也列在前面），它们引起QFIXCFIQFI的主梁内力见图831A、小车在跨中由1表113求得弯矩DMMNLQFIDG68203273450211MNLPLQMQFIXCFIDGFIDGL9810542516302451642745163722/B、小车在悬臂端由1表113求得弯矩DM1212SPLQXCFIQFIXCDGFIDG5024305267034501MN86ML/221QFIDG1214SPLQFIXCFIDG703570250243056MN418现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下主梁垂直面内弯矩（NM）主梁均布质量Q移动载荷P生产弯矩的外力小车位置DM2/LDM2/L小车在跨中小车在悬臂153083521530835224887884248878840149626610434400674065365小车制动时产生惯性力XGP移动载荷P产生弯矩的外力小车位置DM2/LDM2/L小车在跨中197837589891879380442414869992小车在悬臂1978375898918791224645837400486主梁水平面内弯矩（NM）、等XCDGPQXCFIQFIPQFI产生弯矩的外力小车位置DM2/LM260236810542098小车在跨中小车在悬臂16383118341854334主梁的强度验算341弯曲应力验算954718631702485967519N/CM2由上表可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯短，小车在跨中时，跨中弯矩最大。小车在悬臂时，支承处弯矩最大。现分别验算主梁跨中和D支腿处的弯曲应力。由公式（814）求得跨中弯曲应力。DWYMSLX2/2/1201190N/CM2由公式（815），支承处弯曲应力CCWYMSDX15954716837034342剪应力验算根据上述计算,小车在悬臂端时,主梁支承处剪力最大,主梁支承处垂直面内的剪应力由式816计算21QISXD小车在跨中360936118807657635514726575ND小车在悬臂端360936252538763552962671NDQ剪应力2/16580132769CMNX343主梁扭转剪应力主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计。对于单主梁箱形门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还了在受约束弯曲应力、约束扭转正应力（以增大15的自由弯曲应力计入）和剪应力。此外，主梁截面还了在受纯扭转剪应力，现验算如下弯心的位置如图832所示，主梁截面弯心位置CMBE8739068021如图832主梁截面弯心计算简图小车各部分重量如下4509KG小车上机械部分重量；1G16322KG吊重及吊钩组重量；22490KG小车架及防雨罩重量。3外扭矩MNLGLMN9826748915240131502主腹板上的剪应力12NM1641N/2CM35支腿与下横梁的内应力计算351门架平面支腿内力计算计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为超静定结构由主梁均布自重产生的内力（如图833）由1表114可知，有悬臂的侧推力为式中907150813677560HB2CM185637294136937N/2CM盖板厚度与主腹板厚度相同副腹板上剪应力26051379MN32461KHLQHJ为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即HCMNKHLQJ693129804532弯矩HHMDC82740由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行A小车在跨中（图834）当97M时，26CAKM侧推力HNKHLKAPJ68025312568979413023）（）（弯矩CMDC65B小车在悬臂端（如图835）主钩左极限位置。MS5侧推力NHKXPKH36415892137891360728021弯矩416653698040832052NCMHHMDC作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力（如图836A、B所示）作用在支腿上的均布风载荷引起的支腿内力侧应力HANKHQTFI362941889013428B65TFI150弯矩CMNHMBC84912380319KQTFIL567283CMNHTFAX由于顺小车方向轨道的小车制动惯性力和风载荷产生的支腿内力（如图837A、B所示）由1表114可知，顺小车轨道方向的风载荷和小车制动惯性力产生的支腿内力侧推力21QFIXCFIYBAPH2018751240030001279375N弯矩CMNMDC1537890713小车在跨中的支腿合成弯矩MNC42051246056837MD978153789小车在悬臂端的支腿合成弯矩MNC2516912537842048350MD4796352支腿平面内的支腿内力计算计算支腿平面内的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷P2PGGGCJ2JJLQCTDP式中各符号的意义见前述。NC735898975012462701650126由垂直载荷引起的支腿内力（如图838A所示）在垂直载荷作用下引起的支腿内力由1表115得支反力CPNLAPVC31942876511NLAPVC3610752弯矩MLVM7031859142NL450362如图838支腿的内力计算简图MNAPMC3257610357893由水平载荷引起的支腿内力如图838在水平载荷和作用B1SP2S下引起的支腿内力由1表115计算作用在支腿顶部的水平载荷NPPQFIXCFIDGQFIDGS45833024516021071作用在支腿中部的水平载荷PTFITDGS7240572支反力NLHPVSS57197208058432121弯矩57191609148664NM1LMV6038754092MNHPSS4052513支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（如图838）C已知MN9263支反力NLVN38477092621弯矩MNMLVN92638207548163321支腿自重引起的支腿内力（如图838）D已知支腿自重，化为均布载荷CAKGGT160,385CMNQT/26109385弯矩NAMT302813支反力LBGVT11N2483780695NLBGVT1294678038512弯矩MNLVM4690853712下横梁自重引起的下横梁内力（如图838所示）在计算支腿E平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩和下横梁中的弯矩SM。除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩21及下横梁自重2346KG，化为均布载荷GCMNQH/84370946支反力LQV矩2/LMMNQHL5201478431在支腿与下横梁联接处的下横梁截面处的弯矩C21LQLMHCMN81462160843073支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩MN支腿平面内支腿下部弯矩合成MNMC12970302869425653148690759302336支腿和下横梁强度验算361支腿强度验算由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图815所示，对于支腿上部面，当小车位于跨中时，可按门架平面的A合成弯矩MC43700649NM和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩MN26933999NM验算弯曲应力17092631508437YNXCWM2/947MN对于支腿下部截面BB，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成弯矩和轴向力合成验算支腿强度3M轴向力NAPNC523687902837561SINSIN弯曲应力FWMBY3645287193562707553532/CMN362下横梁强度验算下横梁强度按截面的合成弯矩验算C2/109654813267CMNWMCY37门架的静刚架计算371主梁的刚度计算计算门架刚度时，应分别对主梁和支腿进行刚度计算。在进行主梁刚度计算时，应以门架平面作为计算平面。在进行支腿刚度计算时，以支腿平面作为计算平面。主梁刚度按超静定门架计算。当小车在跨中时，按式（823）计算23231648EIKPLEIF138704579626204631801FCM当小车在悬臂墙时，按式（824）计算21212343EIKLPEILPF1876051789632324061081FCM372支腿静刚度计算对于支腿，只需进行支腿平面内的刚计计算即可如图839支腿刚度计算简图1）水平刚度（如图839、）在水平载荷、作用下，支腿顶部的AB1SP2水平位移按式（830）计算DSEMPS11其中,单位水平载荷1引起的支腿内力为SNLHV1570821CMHPMLS805162432在水平载荷和作用下引起的内力由前述所知45835；7772S21SPN2SPN89134202686189134202760655670851697080122576052CM垂直刚度计算（如图839、）在垂直载荷作用下，支腿顶部的垂CDCP直位移按式（829）计算DSEIMPC12单位垂直载荷1引起的支腿内力CPNLAV543076112N45031CMM8672450472CN163由前述计算37756228CP51697049632829102613428CM26097502扭转刚度计算（如图839、）支腿受主梁传递的扭矩而引起扭转变EF形，其扭转刚度按式（831）验算DSEIMNN15169702381026342单位扭转刚度计算，单位扭转刚度计算按下式计算DSIMENN121134280680251697802106213420238主梁动刚度计算主梁的动刚度，可以由式（324）验算主梁满载自振频率来控制21160KMMSKF当小车在跨中时，由表37501GXCQLGS4106710758570CMSN/18289615030922132648ELKLELKS891327603164538709566CMN/314式中7021635QMS在此890GG16322CMSN/2式中48315670TKSK在此152670RTLNEF于是HZF1834170126583402小车在悬臂端时21160KMMSKF式中301S1XCGQLG896720135098CMNEIKLEILKS/170283243212式中050QSM68459KKTS1278ZHF3849606012皆大于2HZ,满足要求。39起重机轮压计算如图840所示为单主粱门式起重机的轮压计算简图。其计算步骤是先分别计算出在门架平面内和支腿平面内的轮压，然后叠加。在计算门架内的起重机的轮压时，应按小车位于左悬臂进行计算。这时，门架平面支腿处车轮产生最大轮压，支腿处车轮产生最小轮压AB在支龋平面，分别计入风力、大车制动惯性力和下横粱重量等，分别求出支腿和处的附加轮压EGC566KGG750KGG476466KG，G3853KG，DPBT8214CMSN/2按额定起重机计算轮压小车位于左悬臂端巳知数据如图840、如图841所示。门架的各部分质量和载荷如下G18814KGG145587KGG124KG，G7286KGDCQCTXCH113MQ16000KG，36M；G322KG,21MXBL0TLH1055M19M123M5375MCLH113M12MS6MB7MG2346KG4HP16500NQFP2400NP4050NP3000NP3222NXCFTFQFQAYP20047N，PPP221615NPP2PQDYXCDYGDYMDTDY20047N十2272225491NLLMP17141NQXC391门架平面内的轮压计算最大轮压NLSLGQLLGLLHPVXCBCDPCDCTCTQXCLEAL8047511MAX门架平面的最小轮压V（VV）LMINLBFLLGLGQDCBLGCTCTCDPCN31208392支腿平面内轮压计算支腿平面的轮压计算如图841所示1支座处轮压ANBGHPHPHPBVMDGXCQFITFIXCFIQFIT416392265431,2支座处轮压ENBGHPHPHPBVMDGXCQFITFIXCFIQFITF127508226543,393轮压的合成由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为,若在设计NVL84751MAX时，能够使得支座侧的两个小车轮轮压接近相等，则有VV2379094LAE2MAXL84751N同理，支座处的两个车轮轮压BVV6101416LF2MINL3108将支腿内的轮压和均分到每个车轮上，则TBAV,TFE,5819822TAVTB2,T41639NTEVTF2,T1275083754056N由上表看出，最大轮压为VA29610762N现将门架平面内和支腿平面内分别求得的轮压叠加得门式起重机车轮轮压叠加值（N）4、大车运行机构的设计计算41车轮与轨道的选择由附表18,选择双轮缘车轮700MM大车车轮轴径100MM车轮CDD轴承型号7524；轨道型号43由附表22，轨顶曲率半径30CMPR由1式51，求车轮踏面疲劳计算载荷3MINAXPC由前述门架计算可知NVA629107MAXPF34INC615926因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取，轨顶半径MD70点接触的接触应力按1式53计算MR30212CKPC今选用车轮为，由，。由1表5RMNSIZG3542/68MNB2，K0181,K66由1表55,0845,04