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16t/22m箱型单主梁龙门起重机设计摘要：门式起重机(简称门机)是我国国民经济发展必不可少的设备。本文为了满足铁路搬运物品的需要，设计了这台16t/22m的箱型单主梁门式起重机，并通过合理选型设计，使其具有结构形式简单实用，使用操作方便，维护保养简便等特点。根据门式起重机的设计方法，主要对起重机的主梁、支腿、端梁、小车及运行机构进行了设计计算。关键词：箱型，单主梁，门机16t/22m single box girder gantry crane designAbstract Gnarty crnae is absolutely necessarily equipment in our national development of economy. In order to meet the need of railway handling items, design the 16t / 22m box -single-main-girder of gnarty cranes, and through the reasonable selection of the design, make its structure is simple and practical, use convenient operation and maintenance, etc. According to the gnarty crane design method,had been design and calculationmain point to the crane girders, leg, cars and operation mechanism.Keywords:box, single-main-girder, gnarty cranes目 录1 绪论11.1 门式起重机的应用11.2 门式起重机的分类11.3 起重机的发展趋势及我国起重机发展水平21.4 本课题使用的设计方法22设计参数的确定42.1 已知参数42.2 其它参数的确定43起重小车的设计计算73.1 起升机构的设计73.2 小车运行机构的设计224门架的设计计算324.1 确定门架主要尺寸324.2门架的计算载荷354.3 门架的内力计算384.4 门架的强度验算524.5 门架的刚度验算554.6 门架的稳定性验算565大车运行机构的设计计算595.1 大车轮压的计算595.2 车轮与轨道的选择与计算625.3 运行阻力的计算625.4选择电动机645.5 选择减速器645.6 选择联轴器655.7 电动机的验算655.8 减速器的验算675.9 选择制动器675.10 启动和制动打滑验算68参考文献69谢 辞70附录711 绪论1.1 门式起重机的应用门式起重机又称龙门起重机，是露天物料搬运广泛采用的大型装卸机械，它与其它类型起重机相比，具有起重量大，作业空间大，货场面积利用率高，装卸效率高，基建投资少，运行成本低等优点。因此，门式起重机广泛运用于各个行业之中，例如在电力场设备的地面组合、设备的制作加工配合、水泥框架的预制、物件的吊装等；在港口码头装卸集装箱；在工厂内部起吊和搬运笨重的物件；在建筑安装工地进行施工作业；在储木场堆积木材等场合。同时，门式起重机也是与连续输送机械组成机械化装卸系统的理论机种，在国外工业先进国家，不仅机械作业比重大而且机械作业已实现体系化、专业化和自动化，所以门式起重机已被列为改扩建综合性货场、集装箱货场和散料货场的主要配套机种，应用前景宽广。1.2 门式起重机的分类门式起重机的形式很多，根据不同的分类方法，可以概括为以下几种：依据主梁数目不同，可分为单主梁和双主梁门式起重机；依据取物装置不同，可分为吊钩式、抓斗式、电磁吸盘式等起重机；依据结构形式不同，可分为桁架式、箱型梁式、管型梁式、混合结构式等起重机；依据支脚结构形式不同，可分为L型、C型单主梁门式起重机和八字形、O型、半门型等双梁门式起重机；依据支脚与主梁的连接方式不同，可分为两个刚性支脚、一个刚性支脚与一个柔性支脚两种结构形式的门式起重机，柔性支脚与主梁之间可采用螺栓、球铰链和柱形铰连接或其它方式连接；依据用途不同，可分为一般用途门式起重机、造船用门式起重机、水电站用门式起重机、集装箱用门式起重机以及装卸用门式起重机等。此外，还可分为单悬臂、双悬臂或无悬臂，轨道式或轮胎式等。1.3 起重机的发展趋势及我国起重机发展水平随着科技的日新月异，当今国际起重运输机械朝着大型化、液压化、多用途、高效率的方向发展。这在不同程度上扩大了产品标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化的范围，为起重机运输机械制造的机械化和自动化提供了方便的条件，对实现自动化设计、加强流水作业生产、提高劳动生产率、降低产品成本和材料消耗，改进工艺流程，增强和提高企业管理水平都具有很大意义。有的企业已基本上实现了钢构件的连续生产，应用光电系统、数字程序控制系统及激光器切割下料，并从搬运、平料到组装等形成了生产的自动控制和系统管理。当今起重机的发展方向如下：向大型化、高效和节能方向发展；向自动化、智能化、集成化和信息化发展；向成套化、系统化、综合化和规模化发展；向模块化、组合化、系列化和通用化发展；向小型化、轻型化、简易化和多样化发展；采用新理论、新方法、新技术和新手段提高质量；采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。由于我国起重机机械行业起步较晚，虽然在技术水平上有了很大的发展与进步，但是与国际水平相比，还存在着一定差距。产品性能一般； 产品开发能力较弱；制造工艺水平较低；产品检测水平不高；配套件供应和质量问题影响较大；产品技术标准更新滞后、实施乏力。1.4 本课题使用的设计方法本课题采用以经典力学和数学为基础的半理论、半经验设计法和模拟法、直觉法等传统设计方法。2设计参数的确定2.1 已知参数根据设计课题“16t/22m箱形单主梁门机的整体设计”可知：起重机的最大起重量为16吨，跨度为22米。2.2 其它参数的确定2.2.1 起重量的确定当龙门起重机起重量等于或大于15吨时，起重小车应设置两个起升机构，其中起重量大的称为主钩，即本课题中主钩起重量为16吨，起重量小的为副钩，根据门式重机的起重系列选取副钩起重量为3吨。则本课题所设计起重机的起重量为16/3吨。2.2.2悬臂长度的确定首先确定起重机的悬臂类型为双悬臂。设计起重机悬臂长时，应根据支腿处的弯矩在当小车位于悬臂端时和当小车位于跨度中点附近时相等，这一条件设计。这样设计出来的上部主梁是最经济的。因此，根据这一条件并参照同类起重机的悬臂长度，选定本课题所设计起重机的悬臂长度。2.2.3 起升高度的确定起重机的起升高度是指当吊钩升至最高位置时，大车运行轨面到吊钩中心的垂直距离。参照同类起重机的起升高度，选定本课题所设计起重机的起升高度，主钩为12米，副钩为14米。2.2.4 工作速度的确定工作速度包括起升速度和运行速度。工作速度的选择应与工作行程相适应。1) 起升速度起升速度指吊钩的上升速度。在确定起升速度时，主起升机构的速度较慢，副起升机构的速度较快。初步确定主起升机构的速度为7.8米/分，副起升机构的速度为22米/分。2) 运行速度运行速度指龙门起重机大车和起重小车的行走速度。一般小车行走速度在3545米/分之间，大车行走速度在3080米/分之间。初步确定大车的行走速度为40米/分，小车的行走速度为37.5米/分。2.2.5工作类型的确定为使设计的起重机安全可靠在设计时必须考虑由起重机的载荷特性和工作繁忙程度所确定的工作类型。因课题没有做特别要求，自定工作类型为中级，从而起重机的工作级别为机构负载持续率。综上所述得起重机的主要设计参数如表2.1。表2.1 起重机的基本设计参数表参数参数大小名称符号起重量主钩Q（t）16副钩3跨度L（m）22悬臂长度L1（m）7.5起升高度主钩H(m)12副钩14起升速度主钩 (m/min)7.8副钩22运行速度大车 (m/min)40小车 (m/min)37.5工作类型工作级别A4机构负载持续率JC25%3 起重小车的设计计算起重小车主要包括起升机构、小车运行机构和小车架三部分。各部分具体设计如下所示。3.1 起升机构的设计起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、也是最基本的机构。根据结构紧凑的原理，采用如图3.1所示的起升机构传动简图。其工作原理为：电动机通过联轴器和传动轴与减速器的高速轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。 1-电动机 2-联轴器 3-传动轴 4-制动器 5-制动轮6-减速器 7-卷筒 8-滑轮组 9-钢丝绳 10-吊钩图3.1 起升机构传动简图3.1.1 主起升机构的设计1) 钢丝绳的计算钢丝绳一般采用静力计算法，即钢丝绳的最大静拉力必须小于或等于钢丝绳的许用拉力。a钢丝绳的最大拉力计算根据起重机的额定起重量Q16吨，查表，选取滑轮组倍率，起升机构钢丝绳缠绕系统如图3.2所示。查表，选取短钩形16吨吊钩组。钢丝松承受的最大拉力由下式计算： （2.1）式中 额定起重量，16000公斤；品钩组重量，=322公斤；滑轮组倍率，3； 图3.2 起升机构钢丝绳缠绕系统滑轮组效率，查表，取0.98。b钢丝绳的选择所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式: （3.2）而 （3.3）式中 钢丝绳的破断拉力；钢丝绳破断拉力总和； a折减系数，对于绳619的钢丝绳a0.85；钢丝绳安全系数，对于中级工作类型=5.5。由上式可得查表，选择钢丝绳619，其公称强度为1700MPa，直径为17mm，其允许破断拉力总和为184000N。选用钢丝绳标记如下：钢丝绳619-17.0-1700-I-光-右交GB1102-74。2) 滑轮、卷筒的计算a 滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径(钢丝绳卷绕直径)应满足下式： （3.4）式中 e系数，对于中级工作类型的龙门起重机取e=25。所以，。取滑轮、卷筒的名义直径500mm。b 卷筒长度的确定根据图3.3，可知卷筒的长度可由下式计算：图3.3 卷筒尺寸 （3.5） （3.6）式中 最大起升高度，12米； n钢丝绳安全圈数，取n=2；t绳槽节距， mm，取t=20mm；根据结构确定卷筒空余部分，取3t60mm；固定钢丝绳所需要的长度、取入3t60mm；根据钢丝绳允许偏斜角确定, ,，取120mm；卷绕部分长度，取=500mm。则卷筒长度取卷筒长度L=1500mm。c 卷筒壁厚的计算根据经验计算公式，卷筒的壁厚： （3.7）取卷筒壁厚。d 卷筒轴上的扭矩计算卷筒轴上的扭矩计算公式： （3.8）式中 卷筒效率，取=0.98。则扭矩 。e 卷筒转速的计算 （3.9）式中 起升速度，=7.8m/min。则卷筒的转速。3) 选择电动机在起重机械中，电动机选用YZR、JZR系列冶金起重用绕线转子三相异步电动机，其具有较高的过载能力和机械强度，适应于短时或断续周期性工作制，频繁启动、制动，及有显著的震动或冲击的设备。具体选择电动机时根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续率来选择。电机所需静功率计算： （3.10）式中 机构总效率，取=0.85。则 。电动机的计算功率： （3.11）式中 起升机构按静功率初选电动机的系数，JC40%的电动机的=0.8。则 由表选择电动机的型号如下：YZR225M-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次，转速=715r/min,飞轮矩为。4) 选择减速器根据传动比和所需输入功率选择减速器。减速器的理论传动比： （3.12）由表,根据传动比=43.18，电机功率。选择减速器为：ZQ650,实际传动比=40.17，输入功率为26Kw。5)选择制动器起升机构制动器的制动力矩应满足下式： （3.13）式中 制动安全系数，由表对于中级工作类型1.5；满载时制动轴上的静力矩，则由表，选择制动器型号为，制动力矩，制动器质量。6) 选择联轴器联轴器计算力矩应满足下式要求： （3.14）而 （3.15）式中 联袖器的计算扭矩；联轴器的最大允许扭短；n安全系数，取n=1.5；刚性动载系数，取=1.5；电动机轴上的额定扭矩则由表查得，电动机YZR225M-8的轴端直径为65mm，轴伸为140mm。根据以上条件，由表选得联轴器号数为，其图号为S139，最大允许扭矩为，飞轮矩为，质量。从而，浮动轴直径d=45mm。再由表选一个带制动轮直径为315mm的半齿轮联轴器，其图号为S215，飞轮矩为，质量。7) 电动机的验算a电动机的过载能力验算过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。当电机在基准接电持续率时，其额定功率应满足下式： （3.16）式中 系数，取=2.1；电动机个数，m=1；允许过载倍率，取=2.4；由上可知，过载验算通过。b电动机发热校核根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为： （3.17）式中 电动机在JC=40%时的额定功率，=22Kw；满载静功率，；系数，取=0.8；系数，取=0.95。则 。由上可知电动机不会过热。c启动时间的验算电动机的启动时间按下式计算： （3.18）式中 平均启动转矩，；系数，取=1.15；飞轮矩，；静阻力矩，。则。由起重机的允许启动时间，可知启动时间满足启动条件。d制动时间的验算电动机的制动时间按下式计算： （3.19）式中 电动机所产生的制动力矩，则由上可知制动时间太短，型制动器的制动力矩可调，将制动器的制动力矩调至时，代入上式，制动时间为0.96s，仍太短，可将制动器制动力矩调至，此时的制动时间为1.15s，可满足制动要求。综上所述，电动机验算通过。8) 减速器的验算减速器主要承受的外力有卷筒、轴及重物产生的径向力和扭矩。因此减速器的验算主要包括最大径向力、最大扭矩验算，另外还需对减速器进行功率验算及速度误差验算。a速度误差验算实际起升速度： （3.20）速度误差：,所以减速器速度误差验算通过。b功率验算实际所需功率： （3.21）则因，所以减速器功率验算通过。c减速器输出轴最大径向力减速器输出轴最大径向力可由下式计算： （3.22）式中 绕到卷筒上的绳段数目,=2；卷筒及轴的质量，参照同类产品，初步取定；减速器输出轴允许最大径向力，=98000N。则,所以满足此条件。d减速器输出轴最大扭矩减速器输出轴最大扭矩可由下式计算： （3.23）式中 电动机最大力矩倍数，取=2.8；减速器效率，取=0.95；减速器输出轴上的最大短暂容许扭矩，。则，所以满足此条件。 综上所述，减速器验算通过。3.1.2 副起升机构的设计参照主起升机构的设计，副起升机构的设计方案如下：1) 钢丝绳的计算a钢丝绳的最大拉力计算根据起重机的额定起重量Q3吨，查表，选取滑轮组倍率。查表，选取短钩形3吨吊钩组，吊钩组质量。钢丝绳的最大拉力：式中 滑轮组效率，0.99。b钢丝绳的选择所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式:而 由上可得 查表，选择钢丝绳619，其公称强度为1550MPa，直径为14mm，其允许破断拉力总和为112000N。选用钢丝绳标记如下：钢丝绳619-14.0-1550-I-光-右交GB1102-74。2) 滑轮、卷筒的计算a滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径应满足下式：式中 e系数，对于中级工作类型的龙门起重机取e=25。取滑轮、卷筒的名义直径400mm。b卷筒长度的确定根据图2.3，可知卷筒的长度可由下式计算：，取=300mm；式中 最大起升高度，14m；n钢丝绳安全圈数，取n=2；t绳槽节距，取t=18mm；根据结构确定卷筒空余部分，取3t54mm；固定钢丝绳所需要的长度、取3t54mm；根据钢丝绳允许偏斜角确定，取100mm。则卷筒长度取卷筒长度L=1000mm。c卷筒壁厚的计算根据经验计算公式，卷筒的壁厚：取卷筒壁厚。d卷筒轴上的扭矩计算卷筒轴上的扭矩计算公式：。e卷筒转速的计算式中 起升速度，=22m/min。3) 选择电动机根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续率选择电动机。静功率计算：式中 机构总效率，取=0.9。电动机的计算功率：式中 起升机构按静功率初选电动机的系数，JC40%的电动机的=0.8。由表选择电动机的型号如下：YZR180L-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次，转速=715r/min,飞轮矩为。4) 选择减速器减速器的理论传动比：由表,根据传动比=40.81，电机功率。选择减速器为：ZQ500,实际传动比=40.17，输入功率为12Kw。5)选择制动器起升机构制动器的制动力矩应满足下式：式中 制动安全系数，由表对于中级工作类型1.5；满载时制动轴上的静力矩，由表，选择制动器型号为，制动力矩，制动器质量。6)选择联轴器联轴器应满足下式要求：而式中 联轴器的计算扭矩；联轴器的最大允许扭短；n安全系数，取n=1.5；刚性动载系数，取=1.5；电动机轴上的额定扭矩由表查得，电动机YZR180L-8的轴端直径为55mm，轴伸为110mm。根据以上条件，从表选得联轴器号数为，其图号为S241，最大允许扭矩为，飞轮矩为，质量。从而，浮动轴直径d=45mm。再由表选一个带制动轮直径为250mm的半齿轮联轴器，其图号为S120，飞轮矩为，质量。7) 电动机的验算a电动机的过载能力验算过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。当电机在基准接电持续率时，其额定功率应满足下式：。式中 系数，取=2.1；电动机个数，m=1；允许过载倍率，取=2.4；由上可知，过载验算通过。b电动机发热校核根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为：式中 电动机在JC=40%时的额定功率，=11Kw；满载静功率，；系数，取=0.8；系数，取=0.95。则 。由上可知电动机不会过热。8) 减速器的验算a速度误差的验算实际起升速度：速度误差：,所以符合要求。b功率验算实际所需功率：则因，所以符合要求。3.2 小车运行机构的设计小车运行机构采用立式圆锥减速器形式的垂直反滚轮式小车。其中两水平轮都为主动轮，这样可以有效地的防止小车车轮啃道，提高小车运行的灵活性。3.2.1 轮压计算本起重机小车为垂直反滚轮式起重小车，参考同类型，规格相近的起重机，估计小车架总重量及其重心至主轨道中心线的距离。小车受力简图如图3.4。根据起重小车架的平衡条件，求出主动轮轮压和垂直反滚轮轮压。a满载时轮压计算由小车垂直反滚轮处力矩： （3.24）得：从而，满载时主动轮轮压。参考同类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重，及相关尺寸。式中 两车轮轮压之和； 小车上机械部分质量，；吊重及吊具重量之和，；小车架重量，；小车轨距，；小车重心至主轨道中心线的距离，；吊重及吊具重心至主轨道中心线的距离，； 小车架重心至主轨道中心线的距离，。由垂直方向受力平衡： （3.25）得,从而求得满载时垂直反滚轮轮压。 b空载时轮压计算按轮压计算方法得：主动轮之和：；主动轮轮压：；垂直反滚轮轮压：。 图3.4 垂直反滚轮式小车受力简图3.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度a车轮与轨道的选择根据满载时车轮轮压，由表，选择直径为400mm的小车车轮，车轮的踏面为圆柱形。中小型起重机小车的轨道采用P型铁路钢轨，根据车轮直径，配套选用钢轨型号为P38。b验算车轮与轨道强度车轮踏面疲劳计算载荷由下式计算得：。 （3.26）式中 载荷变化系数，由表有，从而有=0.8；冲击载荷，由表有=1。因为轨道有秃顶，故车轮与轨道为点接触。对于型号为P38的钢轨，其轨顶曲率半径R=300mm。点接触的接触应力由下式计算得： （3.27）选用车轮材料为，其。3.2.3 运行阻力的计算1)满载运行时静阻力计算a运行摩擦阻力对于带垂直反滚轮式小车的单主梁龙门起重机,由下式有小车满载运行时的最大摩擦阻力为： （3.28）式中 滚动摩擦系数，由表有=0.06；轴承摩擦系数，由表有=0.015；附加摩擦阻力系数，由表有=1.2；车轮直径，=40cm；轴承内径，d10cm；垂直反滚轮直径，取25cm；垂直反滚轮轴承内径，=6cm。则小车满载运行时的最大摩擦阻力为： 。b坡度阻力当龙门起重机在与水平面成倾角的轨道上爬坡远行时，须克服货重及小车自重引起的坡度阻力，其值按下式计算： （3.29）式中 坡道阻力系数，由表有=0.002。则满载运行时最大坡度阻力为：。c迎风阻力满载运行时最大风阻力按下式计算： （3.30）式中 风载体形系数，；类载荷的标准风压值，；起重小车迎风面积，；货物迎风面积，由表有。则满载运行时最大风阻力。综上所述，满载时小车运行时的静阻力为：。 （3.31）2) 空载运行时静阻力计算a运行摩擦阻力小车空载运行时的摩擦阻力可由下式计算： （3.32）则 。b坡度阻力空载运行时的坡度阻力可由下式计算： （3.33）则空载运行时的坡度阻力为：。c迎风阻力空载运行时迎风阻力可按下式计算： （3.34）则空载运行时迎风阻力：。综上所述，空载时小车运行时的静阻力为：。 （3.35）3.2.4 选择电动机满载运行时的静功率： （3.36）式中 机构效率，取=0.9。则 。初选电动机的功率： 式中 起动时克服惯性力，电动机功率的增大系数=1.2。则电动机所需最小总功率为，单个电机所需的功率为4.90kw。由表选择电动机的型号为，S4工作制，JC=40%，CZ=300次，转速=959r/min,飞轮矩为。3.2.5 选择减速器车轮转速: （3.37）减速器的理论传动比： （3.38）由表,根据传动比=31.6，选择减速器为：ZSC-600,实际传动比=31.2，输入功率为16.1Kw,转速为1000r/min。实际运行速度： （3.39）速度误差：,所以减速器符合要求。3.2.6 选择联轴器由表查得电动机的轴端直径为48mm，轴伸长度为110mm。由表查得ZCS-600输入轴轴端直径为35mm，轴伸长度为55mm；输出轴轴端直径为80mm，轴伸长度为115mm。a高速轴的扭矩计算联轴器应满足下式要求： （3.40）而 （3.41）则由表选一个带制动轮的半齿轮联轴器，其图号为S328，飞轮矩为，质量。b低速轴的计算扭矩低速轴的计算扭矩，式中 。由表选得联轴器号数为，其图号为S160，最大允许扭矩为，飞轮矩为，质量。3.2.7 电动机的验算a电动机轴上的静力矩满载时：（3.42）空载时：（3.43）b起动时间的验算满载时： 启动时间：（3.44）式中 电动机的平均启动转矩，；飞轮矩，。则。空载时：启动时间：（3.45）式中 电动机的平均启动转矩，。则。起重机的允许启动时间3至6秒，由上可知启动时间满足启动条件。c电机发热功率验算根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为： （3.46）。由上可知电动机不会过热。3.2.8 选择制动器对于室外工作的起重小车，制动力矩应满足在满载、顺风及下坡的工况下，使小车停住的要求。a电机轴上的静力矩 。 （3.47）式中 迎风阻力，。b制动力矩的计算 （3.48）式中 制动时间，取小车制动时间，3s。则制动力矩为c选择制动器查表选用制动器型号：，制动轮直径，制动力矩，质量。d验算制动时间（3.49）式中 按需要调接后的制动器的制动力矩，取。则制动时间：符合制动要求。4 门架的设计计算门架主要构件有主梁、支腿、和下端梁，皆采用箱型结构。4.1 确定门架主要尺寸4.1.1 主梁的几何尺寸和几何特性主梁的箱型结构主要截面如图4.1。1) 主梁几何尺寸a主梁高度h由下式有： （4.1）取h=1.5m。b主梁宽度B由下式有：图4.1 主梁截面图 （4.2）取，。c腹板厚度：取主腹板，副腹板。d盖板厚度：主梁的上下盖板。 则H=1.516m，b=0.9m。2)主梁几何特性经计算得：主梁面积：；主梁截面的型心：截面静力矩：，；惯性矩：,；截面模数：；左边的截面系数：；右边的截面系数：。4.1.2 支腿的几何尺寸和几何特性1)支腿总体尺寸支腿几何尺寸如图4.2所示，参考同类“L”型支腿门式起重机，确定其总体几何尺寸如下：，。其中B为大车轮距： （4.3）取。图4.2 支腿总体几何尺寸图2)支腿截面尺寸及几何特性aA-A横截面如图4.3 a）所示，同理可得：惯性矩：，；截面模数：,。bB-B横截面如图4.3 b）所示，同理可得：惯性矩：，；截面模数：,。 图4.2 支腿总体几何尺寸图c折算惯性矩图4.3 支腿截面尺寸图b） B-B截面a） A-A截面折算惯性矩可按下式计算: （4.4）：,由表有，从而有；同理有。4.1.3 下横梁的几何尺寸和几何特性C-C纵截面如图4.4所示：图4.4 下横梁C-C截面尺寸图惯性矩：，；截面模数：,。4.2门架的载荷计算4.2.1 主梁单位长度质量参照其它起重机，估计主梁自重。主梁的计算载荷：。4.2.2 小车轮压计算单主梁小车有两个垂直车轮，车轮轮压： （4.5）计算轮压： （4.6）式中 起升冲击系数，当小车运行速度小于1m/s时，取=1；动力系数，取=1.2。则车轮计算轮压,单个车轮轮压。4.2.3 小车制动惯性力小车制动时由于货物和小车自重会引起惯性力，小车制动时的惯性力受限于小车车轮与轨道的粘着力，即：（4.7）式中 粘着系数，取=0.15；主动轮轮压，。则小车制动惯性力。4.2.4 大车制动惯性力1)自重惯性力主梁自重引起的惯性力（4.8）式中a，B尺寸见图4.2，为门架内力计算高度。则。 主梁自重引起的惯性力化成均布载荷。2)货物自重和小车自重引起的惯性力取其作用在处，则货物自重和小车自重引起的惯性力 （4.9）3)支腿自重引起的惯性力支腿自重：。则支腿自重引起的惯性力 （4.10）4.2.5 风载荷1)作用于货物上的风载荷 （4.11）当Q=16t时，查表，取迎风面积；C为风载体型系数，取C=1.2；为标准风压值，取。则。2)作用在小车上的风载荷 （4.12）式中 小车迎风面积，查表取。则3)作用在主梁上的风载荷 （4.13）式中 主梁长度方向迎风面积，。则。 主梁上的风载荷化为均布载荷。4)作用在支腿上的风载荷 （4.14）式中 支腿迎风面积，。则。 支腿上的风载荷化为均布载荷。4.3 门架的内力计算 将门架分为门架平面和支腿平面，分别作为平面刚架计算，下面分别对主梁、支腿、下横梁逐个进行计算。4.3.1 主梁的内力计算1) 垂直面内的内力a主梁均布自重引起的支反力和内力支反力和内力的计算简图见图4.5，其中a）为计算简图，b）为弯矩图，c）为剪力图。支反力： （4.15）剪力： （4.16） （4.17）跨中弯矩： （4.18）C、D支点处弯矩： （4.19）图4.5 主梁由自重引起的内力图b移动载荷引起的主梁支反力和内力小车轮压，小车轮距K=2.6m。小车位于跨中：图4.6中a）为计算简图，b）、c）为内力图。支反力： （4.20） （4.21）最大弯矩： （4.22）剪力：，。小车位于悬臂端：图4.7中a）为计算简图，b）、c）为内力图。支反力： (4.23）； （4.24）图4.6 移动载荷位于跨中主梁内力图图4.7 移动载荷位于悬臂端主梁内力图弯矩： （4.25） （4.26）剪力：,（4.27）c小车制动惯性力引起的主梁内力 当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力如图4.8。图4.8 小车制动惯性力引起主梁内力图支反力： （4.28）剪力：， ；弯矩：支点 （4.29） 跨中 （4.30）2) 水平面内的内力主梁在水平面内主要作用载荷为大车制动时的水平惯性力和风载荷。主梁在水平面内的计算简图可近似的视为静定简支梁。受力简图见图4.9。大车制动时满载小车引起的水平惯性力作为集中力作用在主梁上，主梁自重引起主梁自重引起的惯性力化成均布载荷作用在主梁上，主梁上的风载荷化为均布载荷作用在主梁上。图4.9 小车水平面内受力简图a小车在跨中支点处弯矩 （4.31）跨中处弯矩（4.32）b小车在悬臂端支点处弯矩（4.33）跨中处弯矩 （4.34）综上所述，分别将主梁垂直面和水平面内弯矩列表，如表4.1所示。表4.1 主梁垂直面和水平面内弯矩表主梁垂直面内弯矩（）产生弯矩的外力主梁均布载荷移动载荷小车在跨中-14152516291101268661小车在悬臂-141525162911-1302740-651365产生弯矩的外力小车制动时产生的惯性力外力合成小车在跨中18427792138427521523710小车在悬臂18427792138-1259988-396316主梁水平面内弯矩（）产生弯矩的外力等小车在跨中-23063181523小车在悬臂-171495-15444.3.2 支腿与下横梁的内力计算1) 门架平面内支腿的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，支腿平面的刚架为静定结构。a由主梁均布自重产生的内力其受力简图见图4.10，侧推力（4.35）则；弯矩 （4.36）图4.10 支腿由自重引起的内力图b由移动载荷产生的内力 （a） （b）图4.11 支腿由移动载荷引起的内力图由移动载荷产生的内力即由小车轮压产生的主梁内力，分小车在跨中和在悬臂端进行计算。图4.11为其受力图，其中（a）为小车在跨中时引起的内力图，（b）为小车在悬臂端时引起的内力图。小车在跨中： 当a=c时，侧推力（4.37） 则；弯矩。小车在悬臂端：侧推力（4.38）则；弯矩。c作用在支腿上的风载荷产生的内力 作用在支腿上的风载荷为均布载荷，其受力简图见图4.12。侧推力：（4.39）（4.40） 弯矩： ，（4.41）最大弯矩：（4.42）d由小车惯性力产生的内力 顺小车轨道方向的风载荷和小车制动惯性力产生的支腿力，其受力简图见图4.13。侧推力（4.43）弯矩。图4.12 支腿由风载荷引起的内力图图4.13 支腿由小车制动惯性力产引起的内力图e支腿弯矩合成小车在跨中的合成弯矩：小车在悬臂端的合成弯矩：2)支腿平面内支腿的内力计算a由垂直载荷引起的支腿反力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。此时可知载荷： （4.44）在垂直载荷作用下引起支腿的内力，其内力计算简图见图4.14 a）。由下式计算支反力： （4.45） （4.46）由支反力引起的弯矩： （4.47） (4.48） （4.49）b由水平载荷引起的支腿内力 在水平载荷作用下引起的支腿内力，其内力计算简图见图4.14 b）。作用在支腿顶部的水平载荷：（4.50）作用在支腿顶部的水平载荷：；支反力： （4.51） 弯矩：， （4.52）图4.14 支腿平面内支腿的内力计算简图c扭矩作用引起的支腿反力 支腿承受从主梁传递扭矩作用引起的支腿反力，其内力计算简图见图4.14 c）。主梁扭矩： （4.53）支反力： （4.54） 弯矩：，。d支腿自重引起的支腿内力 支腿自重，支腿自重引起的支腿内力计算简图见图4.14 d）。b=a/2=0.8m.将支腿自重化为均布载荷：；支反力: （4.55）（4.56）弯矩:，。e下横梁自重引起的支腿内力下横梁自重，下横梁自重引起的支腿内力计算简图见图4.14 e）。将下横梁自重化为均布载荷：支反力 （4.57）弯矩 （4.58）支腿与下横梁连接处的下横梁C-C截面处弯矩： （4.59）通过以上计算，支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩见表4.2。表4.2 支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩引起弯矩的外力支腿0下横梁下横梁4.4 门架的强度验算4.4.1 主梁强度验算现在按第类载荷组合验算主梁的强度，分别计算垂直方向和水平方向的弯曲应力和剪应力。1)弯曲应力由表4.1可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯矩：小车在跨中时，跨中弯矩最大；小车在悬臂时，支承D处弯矩最大。分别验算主梁跨中和支承D处的弯曲应力。跨中最大弯曲应力： （4.60）支承D处最大弯曲应力： （4.61）2)剪应力验算小车在跨中时，主梁支承处剪力，小车在悬臂端时，主梁支承处剪力。则计算时取小车在跨中时主梁支承处剪力=306664N。主梁支承处垂直面内的剪应力： （4.62）主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力较小，可略去不计。3)主梁扭转剪应力作用于主梁上的外扭矩： （4.63）主腹板上的剪应力： （4.64）副腹板上的剪应力： （4.65）由以上计算可知主梁满足强度要求。4.4.2 支腿和下横梁强度验算1)支腿强度验算由上述计算可知，在门架平面内支腿上部弯矩较大；在支腿平面内，支腿下部弯矩较大。对于支腿上部截面A-A，可按门架平面小车在跨中的合成弯矩和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩验算弯曲应力： （4.66）对于支腿下部截面B-B，可按支腿平面支腿下部的合成弯矩和轴向力N验算弯曲应力：合成弯矩：；轴向力： （4.67）B-B截面面积：；弯曲应力： （4.68）2)下横梁强度验算下横梁强度按C-C截面的合成弯矩进行验算:合成弯矩：；弯曲应力：
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