【《抓斗桥式起重机结构设计》9200字（论文）】

抓斗桥式起重机结构设计摘要起重机被人们喻为“巨人之臂”、“画在空中的弧线”，是现代工业生产中必需的装卸外，还可以减轻人类的力劳动，极大程度地提高生产率，是国家明文规定的一种特种设备。熟练掌握起重机的结构，原理，运行方式，能够给人们的生活带来极大地便利。用抓斗作为吊具的双梁桥式起重机，在原料准备作业过程中，可以进行卸车、堆储、倒运、取料和上料等作业。金属结构在起重机械中起到“骨骼”的保护支承作用，约占整机总的60%~70%。此外，作为起重机械装备的架，金属结构载和传递了起重机械备负担的各种作载荷、自然载以及自重载等。因此在设计抓斗桥式起重机过程中进行起重机的金属结构设计具有十分重要的意义。关键词：起重机；金属结构；抓斗桥式起重机；结构设计第1章绪论1.1研究背景与意义1.1.1本文研究领域本文所研究的是QZ20t×28.5m抓斗双梁桥式起重机的金属结构设计，主要应用于室内环境的散体物料的装卸作业。1.1.2本文研究背景起重机本身就是一种实现空间运动位移的工具，是国家明文规定的一种特种设备，能给人们的生活带来很大地便利，其应用也十分的广泛。除了掌握好起重机的工作原理外，还要掌握基本结构和运行方式等，本文所研究的是QZ20t×28.5m抓斗双梁桥式起重机的金属结构设计，此类型起重机应用于工矿企业中散体物料的装卸作业。抓斗双梁桥式起重机，俗称抓斗起重机。抓斗起重机是指配备有抓斗的起重运输机械，除了广泛应用于港口、码头、料场、矿山等作业地点之外，还可以装载和运输各式各样的散装货物，如矿石、煤炭、原木等。抓斗桥式起重机是一种自动卸取料机，由司机室司机操作其抓取和移动卸载动作，可以极大程度的避免工人的繁重劳动，除了节省工人的工作时间以及提高工作效率之外，还节约了成本。抓斗桥式起重机是国民经济建设的重要起重设备，对我国的基础设施建设以及现代代化产有着不可替代的重要作用，抓斗桥式起重机在散料的抓取、装卸和转运等相关作业中，可以进行卸车取料、堆存或者搬运等作业。抓斗双梁桥式起重机、抓斗装卸桥等设备在国内外各种煤炭或者工矿及露天货场普通货物散料的装卸作业中使用相当广泛，此类设备通常需要配备特殊专用吊具--抓斗（通常为四绳或者双绳抓斗）进行作业。1.1.3本文研究意义众所周知，作为起机械备的主组成部分，金结构起到了“骼”的保护支承作用，金属结构约占起机整机总重的二分之一以上。在设计起重机械装备金属结构时，在满足坚固耐用、方便使用的前提下，要尽可能最大限度地充分利用材料，减轻自身重量，并结合机械装备的特殊性，注意解决运输、安装、维护、美观等问题，因此在设计抓斗桥式起重机过程中进行起重机的金属结构设计具有十分深远的意义。1.2本文研究现状以及发展趋势史实证明，我国是最早发明及应用起重机械装备的国家之一，早在春秋战国时期，我们的祖先就开始采用杠杆提取重物以及轱辘取水等相关类起重设备，这就是采用起重设备节省人力和作业时间的相关范例。但是由于采用的是人力驱动方式，故其起重能力小，效率很低，但也是一项伟大的技术进步。上世纪40年代，我国起重机行业就已经开始得到发展，但受战乱等因素的影响发展缓慢，停滞不前。但随着我国经济现代化水平的加快和国内基础设施建设的迫切需要，施工机械化程度水平迅速提高，起重机等相关制造行业也得到了非常大的发展，各种各样的起重机也随处可见，工业化水平也得到了长足的进步。从侧面来说，起重机械的生产设计水平，也反映了国家工业现代化的技术水平。机械装备金属结构具有受力复杂、自重大、消耗材料较多等特点。这些工作特点也导致金属结构的成本较高，约占产品生产总成本的1/3以上。起重机的工作条件复杂多变，因此设计计算过程中，我们要充分考虑多种计算工况。而且起重机金属结构设计必须要进行主、端梁设计校核，在空间结构中，梁的设计校核涉及到静定与超静定问题。因此，有关专家和学者指出：金属结构设计制造领域未来的发展方向是在满足使用需求和结构安全的前提下，合理利用材料，减轻起重机自身重量，降低设计制造和运行维护过程中所产生的成本。21世纪以来，国内外许多科研院所和企业高校对金属结构进行大量的研究工作，举办了各种大型的金属结构发展科技高端论坛，金属结构的设计和制造取得了巨大成就。但是在现有科技条件以及材料的制约之下，金属结构的设计和制造的不足之处以及可发展的地方还有很多，有待进行进一步的深入研究和完善。1.3主要技术参数（1）额定起重量:20t（含抓斗自重）（2）跨度：28.5m（3）整机工作级别：A7（4）抓斗最大起升高度：20m（5）小车基距和轨距：根据机构设计确定（6）起升以及开闭机构提升速度：37.1m/min（7）抓斗抓取散料种类：散装煤炭（8）抓斗型式：中型颚板式抓斗（9）小车、大车运行速度：44.7/85.1m/min（10）环境温度：-10℃-30℃1.4工作条件与技术要求抓斗桥式起重机一般在室内进行作业，环境温度一般在之间，对温度也有所限制，而且每天工作的平均温度要低于+35℃。在对起重机主要金属结构的设计过程中，除了要进行主要零部件的度、刚度计外，还应该进行稳定性以及疲劳强度的校核计算。主要钢材应选用Q235B或以上材质，主梁和端梁之间采用焊接连接，运输接头设置在端梁上，大车运行机构为分别驱动。整机操作方式为司机室操作。1.5桥架尺寸的计算桥架中运行端梁总长度受大车轴距直接影响，该数值按照跨度进行初选，根据张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]式计算，并最终根据小车轨距、运行机构布置等因素进行校核：考虑检修通道等设置布局，取。1.6主梁尺寸的计算1.6.1主梁在跨度中部的截面总高度h0起重机主梁通常为梁结构，为了使主梁应力以弯曲应力为主，并满足相应梁结构结构计算的公式，需要合理确定梁的长细比，其数值由式估算：为确保使用安全，满足结构强度，一般情况下，腹板高度通常是估算所得主梁高度，腹板高的尾数应圆整为0。故，取腹板高。1.6.2腹板和上下盖板厚度腹板厚度通常由起重量来决定，中轨箱型梁主腹板与副腹板取相同厚度：，，主、端梁上、下盖板厚度，对于中轨道箱型梁，通常上、下盖板取相同厚度。查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]知：主梁翼缘板厚度初选为，端梁头部下翼缘板厚度初选，上翼缘板与中部下翼缘板板厚度初选，端梁腹板厚度初选。1.6.3主梁主、副腹板内壁间距验算：且，同时，根据焊接施工等条件的需要，，为使计算简便，故取距离b0为900mm，满足要求。1.6.4上、下盖板的宽度根据张质文版《起重机设计手册》[19]由公式得：,取整1.6.5端梁高度的计算根据上文1.6.1的计算结果，主梁总高度（含上下盖板）：根据主梁尺寸、车轮直径（Φ800mm）及车轮角箱尺寸，端梁高度按下式进行初选：主梁两端变截面长，根据等强度梁理论计算：主梁两端变截面长按上式结果圆整为=4450mm。1.7主、端梁截面起重机桥架结构尺寸与主梁与其支承截面见图1和图2。图1桥架结构图2主梁与主梁支承截面的尺寸简图1.8端梁截面尺寸的计算起重机的总质量根据张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]式1-3-1估算：小车质量按式1-4-2[19]计算： ，而大车运行速度，根据工作级别估算大车轮压。本文中抓斗桥式起重机工作级别为A7,查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表4-8-10及4-8-12得：抓斗桥式起重机大、小车需采用起重机钢轨，一般情况下，有关轨型号和规格，将按照大、小车轮的压力来选择确定REF_Ref70923696\r\h[19]。查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表4-8-11初选车轮组尺寸为，大车轨道选取铁路专用轨道，型号为，自重为38.733kg/m。其最大许用轮压为。大车车轮材料用，制作完毕后进行工频淬火，车轮轴用45，经调质处理后时，最大许用轮压按标准值可提高REF_Ref70923095\r\h[1]。查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表4-8-10得：起重机车轮组相关尺寸，。，取整：B3=250mm由于本次设计抓斗桥式起重机的跨度较大，为增大端梁水平刚度，使主、端梁连接更合理，使用寿命更长，通常比小50~100mm左右，但由于箱型梁过窄，会给制造带来不便，故通常需要按照实际数值增加尺寸。端梁中部上、下盖板宽度：，圆整：。

第2章金属结构的计算校核在相关资料中，梁被定义为承受横向弯曲的实腹式构件。梁的合理截面应具有两个对称轴，当截面面积相，材料远离对称轴时，为节省材料等相关制造成本，可通过增大抗弯刚度（EI）的方式来进行。根据受力特点，梁截面可分为工字形和箱型两种类型。相关实验表明：在垂直载荷作用下，最理想的型式是工字形截面梁，可以满足使用安全校核的要求，为使使用合理安全，一般采用空间刚度大的箱型梁，因箱形梁可同时承受水平和垂直方向的载荷，除了满足强度的要求之外，还须满足刚度以及稳定性的要求。轨箱抓斗双梁架是抓斗桥式起重机最常用的结构形式，这种典型的箱形梁桥架不仅高，刚度好，而且造、维方便，应广泛，常常用于起重量的式起机中，在主、端梁计算校核过程中，主要计算来自垂、水方向的载荷以及扭载载荷等，桥架端多采用钢接的箱构，并在水面内与主刚性接。以下内容是金属结构相关计算及有限元分析。2.1载荷的计算进行载荷强度计算时，按最不利情况进行组合，并考虑相应的冲击系数和动载系数，此时需考虑的载荷包括：起重机受自重载荷PG、小车处于跨中时的满载起升载荷PQ2（含小车自重）、满载小车制动惯性力PH2、大车制动惯性力PT作用、大车偏斜侧向力PS作用。其计算简图见图3。图3桥架受力简图2.1.1小车轮压的计算由上文1.8计算知小车重量：起升载荷：假定轮压均布，查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表4-8-15得：小车轨道轨距K=2400mm。小车满载轮压的计算：满载合轮压：空载轮压：满载小车制动惯性力：2.1.2动力效应系数的计算查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表1-3-24得：2.1.3大、小车惯性载荷的计算由于大车和小车都是个车轮，而主动轮各占惯性力，小车根据车轮打滑条件来确定运行时的惯性力以力的形式加载于小车轮压作用点[18]。大车根据加减速条件计算加速度，由有限元软件按惯性力进行计算。具体数值见表1单根主梁上的沿着小车轨道方向的小车惯性力为：总制动惯性力（N）9810单个轮压作用点的惯性力（N）2452.5表1小车启动、制动惯性力单根主梁上的大车水平惯性力根据大车运行加速度进行计算，以水平加速度的方式加载，因此可不计算出具体数值，只需计算处大车起、制动时的加速度即可，故式中：-大车运行速度m/st-大车加减速时间这里取5s2.1.4大、小车运行偏斜侧向力的计算该力的产生主要是由于起重机承轨梁发生横向变形、纵向轨道由于安装和使用原因导致变形或者由于起重机本身桥架变形、大车车轮安装误差或者车轮轮缘磨损，及分别驱动的运行机构两边运行阻力不相等而导致运行不同步等因素，该作用力发生在大车车轮处，由于轮缘的导向引起的一种偶然出现的载荷,由于大车偏斜运行同时会产生一对偏斜侧向力和一对超前力，两对力形成反方向的力偶相互抵消。偏斜侧向力和超前力按公式和进行计算。计算数据见表2跨度S（m）28.5大车轮距B(m)5侧向力系数0.1425单侧最大静轮压（N）4×137340偏斜力（N）9785.5超前力PW（N）1716.75表2计算数据注：侧向力系数根据图4折线图取值图4偏斜侧向力系数λ单根主梁与端梁单位长度重量根据徐格宁版《机械装备金属结构设计》REF_Ref70923656\r\h[13]式7-25及式7-26分别计算为：考虑大车车轮直径、主、端梁连接相关零件，查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]表4-8-10取[19]。由上述计算得单根端梁重量为：一组大车运行机构的重量（分别驱动两组对配置）[19]为：查表3-2-1得：，重心作用位置。司机室及相关设备重量根据上文1.6可知，按下式计算：主梁端部与重心位置的距离初选。1)当满载小车在主梁跨中时一侧端梁总静轮压为：由，由上文2.1.4计算数据：。计算侧向力：2)当小车满载，在主梁左端梁极限位置时求得轮压：侧向力为：载荷以轮压形式由小车传递给起重机主梁，所以在计算时需根据载荷以及小车的布置（见图5和表3）计算相应的轮压数值。图5小车轮压分布图满载静轮压PR（kN）考虑动载系数的轮压（kN）空载静轮压（kN）P1220.7242.7719.62P2163.7180.0716.3P3220.7242.7719.62P4163.7180.7716.3表3小车轮压2.2主梁稳定性的校核2.2.1整体稳定性根据上文1.6.4，1.6.5计算数据可知，主梁高宽比为：，满足要求。2.2.2局部稳定性主要对翼缘板及腹板等进行校核，若未满足要求须设置加筋板等相应措施。翼缘板：，未满足要求。故需在受压上盖板里侧轨道正下方设置一条角钢制作的纵向加强筋。腹板：故至少需设置两条纵向角钢加强筋以及横向大隔板，而且主、腹腹板角钢型号相同，筋板的设置如图10图6主梁加筋板设置横向大隔板间距，纵向加强筋定位：，初选，初选2.2.3跨中腹板上区格Ⅰ的稳定性的计算区格两侧正应力为：区格Ⅰ的欧拉应力为：查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]区格受、和作用，临界压应力公式为。其中嵌固系数为[19]，,屈服系数，则不满足要求，需进行修正，上盖板局部压应力由上文得集中载荷分布长度：，板屈曲系数按下式计算：，满足要求腹板区格平均切应力按下式计算：由，故腹板的屈曲系数按下式计算为，不满足使用要求，需修正，区格边缘处复合应力按张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]2-3-127为：许用应力：(查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]得：n=1.48)，区格Ⅱ不再验算。2.2.4大小隔板和纵向加强筋的设置根据腹板厚度，横隔板厚度初选，隔板采用焊接拼接结构，为了方便拼接和组装，中间需进行开孔，尺寸为。翼缘板纵向加强筋选用热轧型角钢L80x50x6.5，,，。纵向加强筋对翼缘板厚度的中线惯性矩为：为方便计算，查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]采用近似公式：腹板采用纵向加强筋选用热轧角钢L80x50x6.5。纵向加强筋对腹板厚度中线惯性矩为：2.3端梁疲劳强度的计算端梁计算简图如图7所示，只需考虑垂直载荷的作用。图7端梁计算2.3.1弯板翼缘焊缝的疲劳强度空载小车在跨中静止时，根据张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]及工作级别A7和材料Q235，查得：，。焊缝拉伸疲劳许用应力为：按查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]得，得：2.3.2端梁中央拼接截面疲劳强度的计算拼接截面1-1的内力与端梁截面4-4的最大弯矩数值相等,为：空载小车位于主梁跨中静止时，跨端所产生的支座反力为：此时端梁车轮轮压作用点处的支座反力根据张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]式1-6-17计算为：端梁拼接截面1-1的弯矩为：上盖板的平均应力（根据实际情况按毛截面计算）为：翼缘板传递的内力为： 端梁拼接处翼缘板面对称布局的全螺纹螺栓，孔净截面积为：应力：在相同的循环工况下，应力循环特性一致，均为对称循环交变应力。根据和及下法兰板的应力集中等级，查张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]得。上、下翼缘板拉伸疲劳许用应力为：即：2.4端梁稳定性的校核整体稳定性（稳定）局部稳定性局部稳定性主要对腹板及翼缘板进行校核，若不满足要求时需设置横隔板或加劲肋。翼缘板（稳定）腹板为增强端梁稳定性，根据其实际需求，对主梁腹板位置处设置四块大横隔板，大横隔板厚度t0=8mm，隔板间距a=1100mm。2.4.1端梁内力的计算当满载小车在跨端时，截面1-1的内力为：，,，,腹板对x与y轴的总惯性矩分别为：翼缘对x和y轴的总惯性矩分别为：弯板分配:腹板翼缘上、下盖板平均承受剪力。单块盖板所受剪切力与轴力分别为：，单块腹板受轴力：2.4.2翼缘板拼接计算由产生的翼缘轴力为：单块翼缘板总的轴力为：拼接缝一侧上、下盖板上共有个全螺纹螺栓，单个全螺纹螺栓受剪切力为：由上、下翼缘板平均承受，单块盖板水平弯矩为弯板分配给翼缘对y轴惯性矩的惯性矩的：上、下盖板布置全螺纹螺栓的尺寸为：，,全螺纹螺栓承受的极限内应力为：内力和为：接缝一侧翼缘上的全螺纹螺栓平均承受水平剪切力。单个全螺纹螺栓的受力为：全螺纹螺栓的合力为：选精制全螺纹螺栓M20，孔径，拼板厚8mm。单个螺栓许用承载力（按剪切和承压分别计算）为：即：满足要求2.4.3腹板的拼接计算根据张质文版《起重机设计手册》REF_Ref70923696\r\h[19]式3-6-25知，对腹板产生的轴力为：单块腹板受轴力共为：单个全螺纹螺栓平均受力为：两腹板同时承受垂直弯矩。任意块腹板的弯矩为腹板对x轴惯性矩的为，即：拼接缝一侧腹板上布置全螺纹螺栓的尺寸定位为：，,腹板全螺纹螺栓最大内力根据张质文版《起重机设计手册》式2-2-44REF_Ref70923696\r\h[19]计算为：根据张质文版《起重机设计手册》式2-2-27REF_Ref70923696\r\h[19]，单剪全螺纹螺栓许用承载力：，满足要求。2.4.4端梁拼接净截面1-1强度的计算在相同截面中，各板的铰制孔用螺栓螺栓孔对x和y轴的惯性矩分别为：净截面对x和y轴的惯性矩分别为：该位置处铰制孔用螺栓螺纹孔截面总面积为：端梁拼接板净截面积（二者相减）为：根据徐格宁版《机械装备金属结构设计》REF_Ref70923656\r\h[13]式7-112，端梁拼接处强度为：满足要求。

第3章金属结构的有限元模型分析在对QZ20t×28.5m抓斗桥式起重机金属结构主要参数进行进行了计算后，为增强金属结构计算校核数据的稳定性和准确性，引入计算机软件继续对起重机金属结构进行分许验算。有限元分析软件对金属结构的分析计算最为常见。利用Ansys软件建立金属结构的有限元模型，选取基本单元对金属结构进行仿真分析计算，得到金属结构的应力云图及结构变形，验证了上文金属结构计算的准确性与合理性，以下内容是抓斗桥式起重机金属结构的有限元模型分析运算。3.1有限元模型的建立3.1.1单元类型的选取本计算中主要选取以下单元：主梁和端梁：beam188；BEAM188适用于分析细长形状的梁。此单元能很好的应用于线性（分析），大偏转，大应力的非线性（分析）。元素是基于铁摩辛哥梁理论的。具有扭切变形效果。BEAM188能够采用SECTYPE,SECDATA,SECOFFSET,SECWRITE,和SECREAD来定义任何截面（形状）REF_Ref70924538\r\h[2]。3.1.2单位制的选择在Ansys中并没有定义任何一套单位制，所有的物理量均为无量纲数据，只要根据实际需要选择封闭单位制即可，并保证所有数据中在分析中统一。本次分析中力、质量、密度、尺寸的单位分别设置为：N、kg、kg/m3、mm。3.1.3材料选择主要材质为Q355B，性能参数见表4。强度安全系数（B类载荷）1.34许用应力(MPa)175弹性模量(MPa)21e4密度kg/m37.86x10e-6泊松比0.3表4Q235B主要性能参数3.1.4建模根据相关技术参数及计算求得的抓斗桥式起重机的结构尺寸，建立其金属结构的有限元模型，如图8所示。图8金属结构的有限元模型3.2载荷及加载方式根据上文计算数据得：1)自重载荷：在Ansys有限元分析软件中加载时，采用重力加速度的方式加载，不需要专门对自重载荷PG进行加载，并需要考虑自重冲击系数。重力加速度理论数值：自重冲击系数：故修正后的加载铅锤方向的加速度：g修正=g=1.1×9.8m/s2=10.78m/s22）起升载荷：加载在小车跨中节点11，12，21和22，方向为Y轴负方向，数值见表4。3）小车水平惯性力：以力的方式加载。计算数值见表5，该力加载与轮压作用点，即节点节点11，12，21和22。4）大车水平惯性力：与自重载荷相同，大车水平惯性力不需要直接加载数值，而是以水平加速度的方式加载，根据上文2.1.4公式所得a=0.18m/s2。5）大车偏斜侧向力和超前力：以力的方式加载，具体计算数值见表2。3.3边界条件起重机的边界条件见表5，其中0代表约束释放，1代表约束。节点编号UXUYUZROTXROTYROTZ303111010304111010409001010410001010表5边界条件3.4有限元计算3.4.1计算结果桥架加载后的有限元分析结果见表6项目静强度计算刚度计算满载主梁垂直方向变形空载主梁垂直方向变形垂直静刚度（前二者之差）水平静刚度计算值170.06653.86521.0832.78511.79许用值175——3814.25结果满足要求——满足要求满足要求 表6计算结果表6中强度许用值与表4中的许用应力相同，垂直静刚度的许用值按中等定位精度进行计算即：fL=S/750，水平静刚度按fH=S/2000，S为起重机跨度。3.4.2应力云图及结构变形应力云图及结构变形见图9，10，11和12。图9满载时应力图10静载满载时桥架垂直变形值图11静载空载时桥架垂直变形值图12水平刚度值3.4.3结论通过有限元分析计算，本起重机的强度和刚度均满足相关国家标准规定。至此，QZ20t×28.5m抓斗桥式起重机金属结构设计全部合格。

第4章结语与展望4.1本文结论抓斗双梁桥式起重机、抓斗装卸桥是国民经济建设的重要起重设备，对我国基础设施建设及现代化煤炭工矿产业生产应用有不可替代的重要作用REF_Ref70923612\r\h[21]，然而由于起重机械金属结构而引发的事故不断发生，严重则造成机毁人亡的惨痛事故。本文在理论上通过许用应力法、极限状态法及有限元法三种设计方法对抓斗桥式起重机金属结构进行了校核验算设计，同时进行了定量分析和比较，经过主端梁等设备一系列设计校核验算，验证了QZ20t×28.5m抓斗桥式起重机金属结构的合理性以及正确性。但由于计算工况较多，许用应力法妥善处理在不同以及不同工况下起重机金属的安全性问题，也削弱了计算结果的准确性，进而引入极限状态法和有限元分析法(按最不利的情况进行分析)，利用ANSYS软件分析平台充分的考虑载荷作用和材料的极限承载能力，准确性精度值以及安全性大大提高。4.2本文创新之处本文设计思路来自于现实生活中工矿产业常见的抓斗双梁桥式起重机实例，即设计来源于实践，经过主、端梁等设备一系列设计校核验算，采用有限元法进行金属结构校核分析。验证了QZ20t×28.5m抓斗桥式起重机金属结构的合理性以及正确性。该设计可直接应用于实践，实用性大大增强。4.3本文不足与展望在进行抓斗桥式起重机金属结构设计验算时，主要采用许用应力法进行设计校核验算，而极限状态法以及有限元分析法作为补充加以论证，许用应力法中的安全系数没有考虑结构抗力和载荷的随机性，更多的是依靠数理统计和国内外专家长期积累的经验来进行设计定值。在进行设计校核时，由于作者时间以及精力原因，缺乏相关设计经验，难免有考虑不周到的地方，同时未进行优化设计，计算操作也较为繁琐复杂，同时结构强度以及优化分析验算有待进一步完善。目前起重机金属结构设计更多的是依靠经验以及相关起重机械设计手册，对于金属结构设计验证和安全评价时，应利用计算机引入不同的软件分析平台，如有限元分析、MATLAB软件仿真、优化设计等。在今后的设计中，应当将二者有机结合起来，将需要长期的开发和研究。

参考文献王文魁,洪郴,李靖.一种新型桥式起重机主端梁组合工装的结构及应用[J].建筑机械化,2021,42(01)：6364.苏文利,基于ANSYS的双梁桥式起重机主梁振动特性研究[J].机电产品开发与创新,2020,33(06)龚琪.起重机机械设备安全技术