龙门式起重机总体设计及金属结构设计

辽宁工程技术大学

本科毕业设计（论文）

教 务 处 2005年12月

中文题目：龙门式起重机总体设计及金属结构设计

外文题目：Dragon Gate Cranes design and metal structure design

毕业设计（论文）共

页（其中：外文文献及译文02页）完成日期 2006年6月 答辩日期

2张 图纸共

摘要：

起重运输机金属结构主要构件所用的材料有普通碳素钢，优质碳素结构钢，普通低合金钢，合金结构钢。金属结构的支座常用铸钢。金属结构的联分为焊接和螺栓联接两大类。 关键词： 起重机，金属结构，承载能力，疲劳强度，强度。

Summary

Since the reform and opening up, with the rapid development of the national economy, the growing market demand for cranes. In recent years, the crane industry has been around for 15% growth rate, rapid development, the ownership of components crane industry has undergone tremendous changes, with the exception of state-owned professional crane plant, collective, joint ventures, investment and private development has been rapid.

Promote research to improve productivity and product quality, reduce costs and expand the scope of application of the various field cranes and crane technology development directions. Current and emerging high-performance succession process, the capacity to adapt to the working environment, supports a strong ability to function, to resist fatigue strength to resist bending performance and the performance of refined performance, colleges, and economic crane design new methods.

Although Chinese crane industry in the past 10 years has made remarkable progress, but with many industry lags far behind developed countries.

Currently, the major lift transport aircraft structural components used in the metal materials with ordinary carbon steel, quality carbon structural steel, low alloy steel ordinary, alloy structural steel. Common cast steel base metal structure. Metal welding and bolts into the structure of the links in two broad categories.

key wordS: Cranes, metal structure, carrying capacity, fatigue strength,

intensity

目录

2龙门式起重机设计的总体设计方案………………………………5 2.1龙门起重机总体设计所需的基本参数„„„„„„„„„„„„„„5 2.2起重机的选型„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 2.2.1起重机基本型式的选择…………………………………………6 2.2.2起重机主要性能指标的选择………………………………………6 3 起重机金属结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 3.1金属结构概述„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 3.2箱形结构门架强度计算„„„„„„„„„„„„„„„„„8 3.2.1金属结构的基本参数选择与设计计算„„„„„„„„„„10 3.2.2 主减速器的润滑„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 3.3驱动桥-差速器„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 3.3.1对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数选择与设计计算„„19 3.4 驱动桥-半轴„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„25 3.4.1全浮式半轴的设计计算与校核„„„„„„„„„„„„„25 3.5 驱动桥-桥壳„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 3.5.1 钢板冲夺焊接整体式桥壳的受力分析及强度计算„„„„„29 4 总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„32

致谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„33 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„34 附录A„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„35 附录B„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„37

概述

龙门起重机的种类很多，按龙门起重机龙门架的七部结构型式可以分为单梁龙门起重机、双梁龙门起重机和单梁龙门起重机和单主梁龙门起重机等等各种类型起重机。按照上部结构，主梁的结构又可分为单箱形主梁和双箱形主梁等等各种类型。

由于本人设计的起重机结构为龙门式箱形结构，支腿型式为“”型。就不考虑其他类型起重机的结构，箱形梁式结构起重机结构是国内外起重机中应用最普遍的一种梁架结构型式。因为箱形梁式具有设计简单、制造工艺性好等优点，而这些有利条件对于尺寸规格多、生产批量较大的箱式起重机标准化系列产品来说，显得更加重要。由于小车轨道整正中铺设的箱形梁式结构至今仍然是我国成批生产的、最常用的、典型的一种结构。我主要设计的内容是龙门起重机的总体设计和金属结构设计。总体设计中有起重机的选型、设计参数、质量、等。金属结构包括：梁、直架、力、强度、刚度、稳定性的校核和计算。

起重机总体设计方案

起重机选择类型为：箱形梁式龙门起重机，箱形梁式结构起重机主要由两根主梁和两根端梁组成。主梁是由上、下盖板和两块垂直腹板组成封闭的箱形截面的实体板梁结构。小车运行的轨道可以铺设在主梁上盖板的正中间，也可以设在靠里侧的垂直腹板的上方或介于上述两者之间的位置。因此，梁架中两根主梁的间距主要取决于起重小车的轨距，主要与起升机构的布置有关，梁架的两端梁间的距离取决于梁架的跨度大小。

相比之下，箱型梁结构比衍架结构耐用度高、抗弯能力强、稳定性好、经济实用。是市场上最为实用的一种类型起重机，深受客户欢迎的理想的起重机。

1起重机的总体设计主要内容包括以下方面：

1.1门式起重机总体设计方案确定。

1．1．1起重机的设计参数是指：起重量Q(t)、跨度L(m)起升高度H(m)起升速度

Vq(m/min)、和工作级别等。

已知数据和计算

起重量：50t 起升高度：4.2m

跨度：5m 起升速度：7.5 工作级别：M5级； 机构接电持续率：25%

1.2．龙们起重机的总体方案和基本参数确定

各构件质量数据如下：

起重机总质量：GL49612；下横kg；主梁：Gq18612kg（一根）kg；支腿：Gt3853kg（一根）梁：G2346；轨道：Gg2950kg走台栏杆：Gzt=2067kg；电气均布质量：

Gdq450kg；吊具：G0322kg。

吊钩的选择：吊钩装置是起重机最重要的一个承载部件。它要求强度足够，工作安全可靠，转动灵活，不会发生突然破坏和钢丝绳脱槽等现象。

吊钩装置有长型和短型两种。长型吊钩装置的构造特点：吊钩装在横轴上，滑轮装在单独的心轴上。而短型吊钩装置的构造特点：吊钩横轴与滑轮心轴合而为一。长型吊钩装置的吊钩较短；而短型吊钩的装置的吊钩较长。我的设计选择长吊钩。

滑轮组数选择：滑轮组是由定滑轮组和动滑轮组组成。由于动滑轮组与吊钩装在一起，称为吊钩组，所以我选择定滑轮组。定滑轮组的滑轮数依滑轮组倍率不同而不同，安装在起重小车架上。双梁箱形结构形式起重机提升50t的滑轮组为双联滑轮组。

吊钩组上起重机应用最广泛的取物装置，它由吊钩、吊钩螺母、横梁、动滑轮组、推力轴承和拉板等组成。

起重机常用的轨道有三种：1）起重机钢轨道；2）铁路轨道；3）方钢轨道。本次设计我选用起重机钢轨道（即正轨）。详细步骤如下：

1．3．1主起升机构的设计：

根据结构紧凑原则采用如图 所示的起升机构传动简图：

图 主起升机构传动简图

1——电动机；2——联轴器；3——传动轴；4——制动轮联轴器；5——制动器；6——减速器；7——卷筒；8——滑轮组；9——吊钩组

选择钢丝绳：采用双联滑轮组，取主起升机构滑轮组倍率ih3

如图 a、b所示，主起升机构承载绳索分支数Z2ih236采用图号为

T362.1607的50t吊钩组代用。吊钩组质量G0322kg，两滑轮间距t0358mm。滑轮组采用滚动轴承，当ih3时，滑轮组效率0.985。钢丝绳承受最大拉力：

SmaxQGv(16000322)9.827065N 2ihh230.985选用钢丝绳标记如下：

18NAT619WFC1670ZS178.6GB1888 确定滑轮尺寸：

滑轮的许用最小直径：Dd(e1)18(251)432mm 式中，系数e25。选用标准滑轮D450mm。选用平衡滑轮Dp0.6D280mm。 选择电动机： 静功率计算：

Nj(QGn)v(16000322)9.87.824.5kW

1000601000600.85式中 ——机构的总效率，取=0.85。 电动机计算功率：

NeKdNj0.824.519.6kW.式中，Kd0.8, 选则电动机的型号如下：

YZAR255M-8，Ss工作制，JC=40%，CZ6次，Ne(40%)22kw，

n1715r，GD23.3kgm2。电动机轴端尺寸d65mm，l140mm min 电动机的验算： 电动机的过载能力 Nn(QGo)v(16000322)7.89.8H2.121.4kW mM60100012.46010000.85 式中 H——系数。H2.1；

M——电动机转矩允许过载倍率，M2.4。 m——机构中电动机个数。 NnNe，过载演算通过 1．3门架的结构选择型式：

采用板梁结构。由于板梁结构制造方便，采用这种型式的门式起重机占多数。门架可制成双腿(全门架)，门架主梁与支腿的选择是刚性连接的。门架采用双梁。门架结构是板梁式箱形结构。双梁箱形结构门架的支腿制成“”型。

1．4门架的主要尺寸的确定：

门架主要构件有主梁、支腿和下横梁，皆采用箱形结构。主梁截面如图 所示，其几何尺寸如下：

11 箱行主梁的截面以矩形截面。门式起重机的主梁高度H(~)L：当采用两条刚性

152011112支腿时，取H(~)L，B(~)H，采用单箱型时，取B(~1)H。主梁几何特性：

1525233面积 F374.8cm2；静面矩 Sx10150cm；Sy6860cm4；cm3；惯性矩 Ix1328762cm3；Wyl10884Iy559431cm4 截面模数 Wx17035cm3；Wyr9457cm3。

对于支腿，腿高h由所要求的门架净空尺寸确定。刚性支腿的上部连接按箱形结构宽度

bH(主梁高度)确定；柔性支腿的上、下部和刚性支腿的下部连接按门架下横梁宽度及具

体结果确定。

11考虑到起重机沿大车轨道方向稳定性的要求，门式起重机的轮距K(~)Lo，Lo为主

46梁全长。

1．4．1门式起重机的载荷及其组合：

载荷：

作用在门式起重机上的载荷有：起重载荷、门架自重、电气设备及司机室等自重；、及风力等。

1．4．2箱形结构的门架自重：

箱形截面桥架自重 对于75t以下的普通门式起重机，桥架(主梁)自重按下式估算： 带悬臂 Gq0.5QLoHo=0.53632131283.32 无悬臂 Gq0.7QLoHo=0.73632133158.21 式中 Q——额定起重量(t)； Lo——桥架(主梁)全长(m)； Ho——起升高度(m)。

门架的计算载荷：qf1q150.1350.13N

支腿自重：双梁门架的支腿单位长度自重常取为主梁单位长度自重的0.2～0.4倍单主梁门

架的支腿单位长度自重取为主梁的0.7～0.9倍。

1．4．3惯性力(惯性载荷)

机构起、制动时产生的惯性力和冲击振动引起的惯性载荷的确定。

对于主动轮仅布置在一侧的门式起重机，设1轮为主动轮，2轮为从动轮，则大车制动惯性力Pdg为：

cm

PdgPPPqdgQdgxcdgGqvdgtz(QGxc)vd35.7821.23(3426)21.23231.85 =

50315031gtzq式中 Pdg——大车制动时，由桥架自重引起的水平惯性力；

Gp、Gxc、vd和tz等符号 1．4．4大车运行偏斜侧向力

当门式起重机的运行速度与桥式起重机的运行速度相近时，可按下式计算侧向力： S0.1Vmax 式中 Vmax——大车的最大轮压。

当门式起重机的运行速度较低时，侧向力按照之腿由于运行阻力不同时求出 S(WAWB)(37.521.9)311023.6 L=

2512B表示主梁由于侧向力引起的弯矩。其中： MLSBWAWB15310630127.30 L=32512922式中 WA和WB——两支腿处的运行阻力，且WA>WB； TA和TB——两支腿运行牵引力，且TATB。 1．4．5进行最大拉力验算： TAMxymax4485024532kN 22222miyi2(25521502245)1．4．6计算受拉单栓承载力

Nt0.7P0.7175122.5kN

故 TANt 验算通过。

1．4．7载荷组合

由于各种载荷不可能同时作用在门架结构上，因此要根据门式起重机的使用情况来确定这些载荷的组合。

1．5 门式起重机的计算载荷组合通常考虑以下几种情况：

1．5．1对于主梁，考虑小车位于跨中或悬臂端，小车满载下降制动，同时大车平稳制动，风力平行大车轨道方向。称为计算情况IIa。

1．5．2对于支腿，分别考虑门架平面和支腿平面内的两种载荷组合：

1．5．3支腿几何尺寸和几何特性：支腿总体尺寸 采用型支腿，确定总体

几何尺寸如下：

① 在门架的平面内，大车不动，小车位于跨端或悬端，小车满载下降制动，同时小车运行机构制动，风力沿小车轨道方向，称为计算情况IIb。

表 门式起重机的计算载荷组合

计 算 构 件 载荷情况及组合 门架自重 起升载荷 小车惯性力 大车惯性力 大车偏斜侧向力 门架支承横推— — 主 梁 IIa IId 支 腿 IIb IIc IId 4Gq 2Q — Gq — — — — Gm 4Gm 2Q — Gm — — — — 2Q Pxg — Pdg S Pdg S H S H — 力 风力 小车自重 PFm PF t PFPFt PF 4Gxc Gxc xc 4Gxc Gxc 注：表中Gq——桥架(主梁)自重；Gm——门架(包括主梁和支腿等)自重，PFm——在门架平面内，沿小车轨道方向

的风力；PF——在支腿平面内，沿大车轨道方向的风力。其余符号同前述。

t ② 在支腿平面内，小车位于跨度端或悬臂端，小车满载下降制动，同时大车平稳制动，风力平行大车轨道。称为计算情况c。

1．5．4对于主梁和支腿，还应考虑非工作状态下的载荷组合，这时大车和小车皆不动，空载。仅作用有非工作状态的最大风载荷，称为技术情况d。

对于每种计算情况，由于其载荷组合出现的可能性不同，所以在设计计算时，对金属结构的许用应力值也各不相同。

2．起重机金属结构设计：

箱型结构形式，支腿型式为“”型。主要参数及校核计算如下： 2．1．1主梁危险载面的强度校核计算：

主梁的内力计算：计算主梁的内力时，将门架当作平面静定分析 2．1．2正应力的校核验算：

根据公式计算的垂直弯矩同时作用在主梁上，并考虑约束弯曲和约束扭转的影响，主梁再面上的正应力可按下式叠加： 主梁跨中：

MzmaxMz3max310.21210.763)1.1513127.23 2()1.15=(3539WzxWy主梁支承载面：

McmaxMcsmax214.36321.65)1.1512158.25 z()1.15=(4537WcxWys式中 Mzma、xMzmax——主梁跨中的最大垂直弯矩和水平弯矩；

s Mcma、xMcmax——主梁支承载面的最大垂直弯矩和水平弯矩；

Wzx、Wcx——主梁跨中和支承载面对x轴的载面摸数；

Wy——主梁对y轴的载面摸数。

强度许用应力为： sn240180.45MPa 1.33 确定应力循环特性rNmin150000.01 Nmax1500000Q235A钢的强度许用应力为：

240180.45MPa s

n1.33式中 n为载荷组合的安全系数。

2．1．3剪应力的校核验算：

箱形载面主梁支承载面处的剪力Qc在腹板上引起的剪应力按下式计算：

xQcSx325203=131.59

Ix(12)39(6956)式中 Sx——主梁载面的一部分对中性轴的静矩； Ix——主梁载面对x轴的惯性矩； 1、2——主梁的主、副腹板的厚度。 在水平载荷作用下，盖板上的剪应力：

yQsSy2Iyo=

3224106.1

21325式中 Qs——支承处的水平剪力；

Sy——主梁载面的一部分对y轴的静矩； Iy——主梁载面对y轴的惯性矩；

o——上、下盖板厚度。

主梁受扭的影响。则按纯扭转计算，计算式为： 主腹板上 1Mk325216.3 =

21219630Mk325312.0 =

22219636Mk325416.0 =

2o219639副腹板上 2盖板上 o式中 MK——作用与主梁支承载面的扭矩； ——主梁封闭载面的轮廓面积，bh。

在主梁载面上，各种载荷在同一点引起的剪应力予叠加。

主梁扭转剪应力：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，还承受约束弯曲应力、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。主梁截面还承受纯扭转剪应力，县验算如下： e

2．1．4支腿危险载面的强度校核验算：

对于单主梁箱形结构门架的支腿应分别选取几个载面进行强度计算： 强度验算式为：

mttMmaxMmaxNmax

WyWxF212bo0.690.738.87cm

0.80.6m式中 Mm a——门架平面，支腿验算载面的最大弯矩；xt Mm a——支腿平面，支腿验算载面的最大弯矩；xt Nm a——支腿平面，支腿验算载面的轴向力；x Wx、Wy——验算载面对x轴和y轴的载面模数； F——验算载面的面积。

根据静强度和疲劳强度条件计算截面需要的面积：

AjNmax20000001108.43mm2 180.45 AjNImaxrt150000020732.4mm2

72.35由计算结构知，杆件应根据疲劳强度条件确定截面积。杆件需要的最小截面积为20732.55mm2。

2．1．5下横梁的截面尺寸及几何特性强度验算：

将各种载荷作用在门架上引起的下横梁的弯矩叠加，然后按下式验算其强度，即弯曲应力：

318M185 =

322Wx式中 M——作用在下横梁载面的总弯矩； Wx ——验算载面对x轴的载面模数。 主梁支腿抗弯刚度比：系数： K式中 I2——主梁绕x轴惯性矩；

I1=Ix2565398cm4——支腿折算惯性矩； h=9.8m，L22m kI2h32428243.7 =

I1L12016I2h13287629.81 I1L565398222．1．6支腿与下横梁的内力校核计算：

由主梁均布自重产生的内力。有悬臂时的侧推力为：

2qj(L26L1)320(120263122) H=172.56

4129(21403)4h(2k3)为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即

50.1322002 H12379.04N

4h(2k3)4980(213)弯矩McMDHh12379.0498012131459.2Ncm

qjL22．1．7支腿平面内的支腿内力计算：

由垂直载荷引起的支腿内力在垂直载荷pc作用下引起的支腿内力为支反力：

Vpcl(l1a)377562.287(1.61.6)204962.38N

l7pc(l1a)377562.28(1.61.6)1725.9N9 l7 V2

2．1．8箱型梁的约束弯曲校核计算：

根据理论分析和实验验证，在薄壁箱型梁的角点上，最大约束弯曲正应力可近似取为：

o(1)

式中 o——自由弯曲正应力； 1.75B——考虑约束弯曲而使应力增大的系数； L B——翼缘板宽度。

初选箱形截面腹板厚度26612cm0.012m

C22A2L3EGxc3C241Q2131.41000211.41050.012288.82 8(1.41.20.4)13332.110213

A2 Q1B28.823Q16kN0,刚度是控制条件。 27kN10.363

图 薄壁箱形梁约束弯曲时截面正应力分布

图 腹板受轮压局部挤压计算

2．1．9轮压产生的局部压应力校核计算：

L由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为Vmax=475818.8N，若在是设计时，能使得

A支座侧的两个车轮轮压接近相等，则：

当起重机小车的轮压直接作用在梁的腹板上时（图 ），腹板边缘产生的局部压应力为：

Pm=



2N 式中 m_——局部压应力mm；  P———集中载荷（N）； ——板厚（mm）；

——集中载荷分布长度，可按下式计算：

2h1=50+210=70 式中 ——集中载荷作用长度，对车轮取50mm；

h1—-自构件顶面（无轨时）或轨顶（有轨时）至板计算高度上边缘的距离（mm）.

当起重机小车的轮压直接作用在梁的上盖板时，局部弯曲应力为：普通正轨布置在两腹板中间的上盖板上，由轮压作用而使上盖板产生局部弯曲，此时上盖板应按被两腹板和相邻两筋板分隔成的矩形板计算，如图 所示。

箱型梁上盖板是超静定薄板。它支承在梁的腹板和横向加筋板上。这种薄板的计算简图较复杂，再加上在小车轮压作用下，起重机箱型梁的盖板连同轨道一起承受局部弯曲，使其计算简图更加复杂。

为了简化计算，特作如下假设：

1）把上盖板看作为是腹板和横向加筋板约束的自由支承的薄板； 2）轨道视为一根中部受集中载荷的梁； 3）根据薄板受集中载荷作用来计算盖板挠度；

4）计算应力时，假设轨道和盖板间仅在边长为a和b矩形面积上接触。此时，12hp5 (cm),b1为轨道宽度，hp为轨道高度。

图 上盖板的局部弯曲计算简图

对于正轨箱型梁，由于集中载荷的作用点在板的中心或偏一距离，故应采用板壳理论计算。根据板壳理论，作用在受载面积中心（图）弯距：

4bsinNb)(1v)()(1v) Mx(2ln8d

2.1426431sin35143920)(129)(2513)(120)2153.10 (2ln83.143.14314bsinNb)(1v)()(1v) (2ln Mx8d

2.1426431sin3514(2ln3920)(129)(2513)(120)2153.10

83.143.1431式中 da12b12(a1、b1)

296kIb1 NP33

1a 在此处 I---------轨道的惯性矩； ——上盖板的厚度；

k1—系数，取决于ab之间值，见表 。 表 系数k1

a b1.0 1.1 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 k1

0.127 0.138 0.148 0.162 0.171 0.177 0.180 ——轨道中心线至腹板的距离，正轨时，b；

2 ktg1111111tgk =3tg1tg39 kk3125 =318.10

111tgk kk111tg39 =3tg13125 ktg1 =203.5

b k1a；

1 v________波桑比；

，——系数，其值取决于b和的值（参见表 ）；

aa 上盖板上的折算应力按下式求得： 折(z)2ax2(z)z

=(30213)230212(30213)2312318

式中 ——由垂直弯矩引起的正应力， ，x，z应带各自的正负号代入。

表 对于矩形板的因子和的值  0.10 0.5 2.792 2.352 1.945 1.686 1.599 0.557 --0.179 -0.7 -0.852 -0.906 0.20 0.3. 0.40 0.50  0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 3.0 2.861 2.545 2.227 2.011 1.936 0.677 0.053 2.904 2.677 2.433 2.259 2.198 0.758 0.240 2.933 2.768 2.584 2.448 2.399 0.814 0.391 2.952 2.932 2.694 2.591 2.533 0.856 0.456 2.966 2879 2.766 2.698 2.669 0.887 0.611 2.982 2.936 2.880 2.836 2.820 0.931 0.756 2.900 2.966 2.936 2.912 2.903 0.958 0.849 2.955 2.982 2.966 2.953 2.948 0.975 0.908 2.977 2.900 2.982 2.975 2.972 0.985 0.945 2.999 2.955 2.900 2.987 2.985 0.991 0.968 3.000 3.000 3.000 2.999 2.999 0.999 0.998 3.000 3.000 3.000 3.000 3.000 1.000 1.000 -0.439 -0.701 -0.779 -0.229 -0.514 -0.605 -0.031 -0.310 -0.4.04 0.148 -0.108 -0.198 0.304 -0.080 0.000 0.551 0.393 0.335 0.719 0.616 0.578 0.828 0.7 0.740 0.7 0.858 0.834 0.939 0.915 0.906 0.996 0.995 0.994 1.000 1.000 1.000 

2．10主梁的刚度校核计算：

梁除了满足强度条件外，还需具有一定的刚度（变形）才能满足使用要求。用于起重机的梁只验算由有效载荷（移动载荷）产生的静挠度（不计动力系数），梁的这种变形是弹性变形，外载荷消失后梁能复原，绝对不允许残余（永久）变形。

1）静刚度

当两个不相等的移动集中载荷对称作用于梁的跨度时（图），其最大静挠度由下式确定：

对于图 所示情况，梁的最大静挠度： f =

(p1p2)2l1(0.75L2l12)l2(0.75L2l2)f

12EI(130102)10(0.75252132)(0.75252132)106.2

123210 允许静挠度值

f分别推荐如下：

2）门式起重机的跨中挠度

11 f~L

7001000式中 L——起重机的跨度。 3）门式起重机的悬臂挠度

f11L1=13=12930 350350式中 L1________悬臂长度。 4）门式起重机跨中水平位移 fsfs11L=1328310 20002000根据刚度条件，型钢梁需要的截面惯性矩为：

PL3700PL352 I 6.9410PL548Ef482.110L式中 L——梁的跨度（mm）； f——型钢梁的许用挠度，fL； 700 p——电动葫芦在额定起重量时的总轮压（不计动力系数）。按下式计算： PQGh 其中，Q——额定起重量(N)， Gh——电动葫芦自重(N)。

5）动刚度

在起重机小车卸载时，主梁在垂直方向将产生衰减振动，这种振动对结构强度的影响不大，但对于起重机的正常使用以及司机的操作田间却是不利的，缓慢的衰减过程影响到起重机的生产率，因此，从现代化生产的要求出发（特别是对高速运行的起重机以及要求所吊运件能精确安装的起重机），起重机应保证一定的动刚度。

图 梁的刚度计算

对于一般使用的起重机，不必验算起动刚度。对于工艺上及生产率上有较高要求的桥式起重机，应验算动刚度，要求小车位于跨中时的满载自振频率f不应低于2HZ。

可按下列公式验算满载自振频率： f0.6Ks7821m(1k)=0.6=1367.1 .23216Msm(1k) 式中 f________满载自振频率，（HZ）；

ks————主梁结构在跨中的刚度系数，其物理意义为使主梁在跨中处产生单位垂直静挠度所需的集中力的大小kNcm；按表 计算；

2Ms——主梁结构在跨中的换算集中质量与小车质量之和（对于双梁结构，如果小车质量按整台小车计算，则Ms近似等于一根主梁结构的质量）（kNscm）；按表 计算；

m——Ms与额定起升载荷的质量MQ之比，即mK——KS与钢丝绳绕组的刚度系数Ki之比，即kMMQKs；

Kt。

钢丝绳绕组的刚度系数kT（其物理意义为使钢丝绳绕组在荷重悬挂处产生单位静伸长所需的力）可按下式计算：

ktnErFr2163311280 =

45lr式中 Kt——钢丝绳绕组的刚度系数kN； cm n——绕组的分支数；

Er——所用的钢丝绳的纵向弹性模数，与钢丝绳结构有关，一般取值1.0104kNcm2；

Fr——一根钢丝绳的钢丝截面积cm2;

lr_____钢丝绳绕组在相当于额定起升高度时的实际平均下放长度，可近似取为卷筒中心与上部固定滑轮中心之半处至吊滑轮中心的实际平均下放长度（cm）,见图 。



2．11稳定性校核计算：

对于双梁箱形截面桥式和门式起重机以及单主梁门式起重机，一般不进行整体稳定性验算，但应进行腹板和盖板的局部稳定性验算。

1）桥式类型起重机梁的腹板可能在下列几种应力作用下丧失稳定性：

2）弯曲剪应力：在剪力作用下，梁的腹板会在45度方向受压而在斜向失去局部稳定性（图）；

3）弯曲正（压）应力。这时，梁的腹板和盖板的受压区有可能在梁长方向失去局部稳定性（图）；

4）弯曲正（压）应力和轴向压应力（如门式起重机的支腿）；

5）作用在腹板上缘的载荷（如集中轮压等）产生压应力（如偏轨桥式和门式起重机），这时，腹板会因挤压应力在竖向失去稳定（图和图）。

金属结构也可能在以上几种应力共同作用在梁的腹板上时丧失局部稳定。这时，腹板随着作用于其上的载荷性质不同翘曲各种曲面（图）。

图 腹板局部稳定的计算

。

为了保证梁的腹板的局部稳定性，通常用加劲板或加劲杆来加固腹板，这样要比增加腹板的厚度经济些。加固的方式如下：

1）在箱形截面梁整个高度上设置横向加劲板（图）；

2）对于正轨箱形结构桥式起重机，除设置横向加劲板外，在箱形截面腹板受压区域设置短横向加劲板（图）；

3）在跨度较大的桥式和门式起重机中。梁的高度比较大，这时，除设置横向加劲板外，常常在腹板的受压区设置一条纵向加劲线，如果需要，例如从工艺方面腹板旁弯和波浪形，在腹板受压区也设置纵向加劲杆（图）。

1．

12箱形截面梁腹板加劲的设计原则：

1）通常沿腹板全高设置横向加劲板（图和）加固腹板。当之间的距离不应大于2h或3m；当

hh100时，横向加劲板

100时，不应大于2.5h。在跨度较大时横

向加劲板的间距，在支座附近较小些，而在跨中较大些。考虑到实际生产中，为了腹板波浪度，一般取间距2.2m。 2）如果腹板仅在剪应力作用下；当

h70（对于低碳钢）或

h(55~60)（对

于低合金钢）时，可不必设置横向加劲板，但是为了增加截面的扭转刚度，提高梁的整体稳定性，一般仍设置横向加劲板。

3）如果腹板仅在正应力作用下，当

于低合金钢）时，可不必加固。

4）对于高度较大的梁，必须在腹板受压区设置纵向加劲条（图的3），且设置在离受压翼缘板（0.2~0.25）h处（图 ）；当

hh1（对于低碳钢）或

h(135~145)（对

240（对于低碳钢）或

h220（对于低合金钢）时，一般只加一根纵向加劲条，如果因梁高很大，而必须用两根纵向加劲条来加固腹板时，则第一根纵向加劲条离受压边缘距离为（0.15~0.20）h ，第二根离受压边缘距离为（0.35~0.40）h。纵向加劲条截面必须的惯性矩见表3-6。

图 箱形主梁加劲板的设置

5）若腹板仅仅只用横向劲板加固时，对于箱形截面梁，横向劲板宽度取为等于两腹板间距b，若梁宽B较大，横向加劲板中部可开孔，但应保证bf(劲板厚度不应小于

1bj。 15h40)mm，加306）在有纵向加劲条的情况下，横向劲板的惯性矩为： Jh3h3

=327322=117.32

纵向加劲条所需的惯性矩根据比值h1h确定

7）当梁的上翼缘作用有集中载荷（例如正轨箱形结构桥式起重机）时，一般在腹板上须设置短横向加劲板（图 ），其高度h10.3h或h10.41。

如果腹板上有纵向加劲条，则短横向加劲板应与纵向加劲条相连，短横向加劲板

的间距1(40~50)。

2．13腹板局部稳定性的校核验算：

对于正轨箱形梁，腹板同时受弯曲正应力，剪应力和集中轮压作用在腹板上缘产生的压应力。 根据板的弹性稳定理论，结合工程实际，可将工字型截面的腹板看作是由上下翼缘板支承着的弹性嵌固板，但有水平位移的可能。弹性嵌固起提高腹板屈曲系数的作用，能水平位移，有降低抗屈曲能力的作用，所以可以偏安全地认为腹板的上下支承是只能转动的简支支

承，不考虑其嵌固影响。

在有较强翼缘板的情况下，工字型截面的腹板弹性嵌固支承影响系数可以取x=1.5。 薄板在各种载荷情况和各种支承情况下的局部稳定的临界屈曲应力公式可写成如下通式：

1crxkE crxkrE mcrxkmE、

式中 1cr、cr、mcr——分别为x方向正应力、剪切应力和y方向局部压应力作用下的临界屈曲应力Nmm2；

x——板边支承情况影响系数，也称嵌固系数，两非承载边简支支承时取1，弹性嵌固时取1.2~1.5，详见表 ；

k、kr、km——分别为简支支承板在受x方向正应力、剪应力和y方向局部应力时的屈曲系数，其值参见表 ；

E——板屈曲的欧拉应力Nmm2，可按下式计算：

D2E2010 E219 2b12(1)bb =163.31

22E3式中 D=——板的单位宽度弯曲刚度； 212(1) ——板厚；

b____垂直于正应力方向的板宽，验算腹板时为腹板的计算高度；

a____垂直于局部压应力方向的板长，验算腹板时为横向加劲板间的距离； E——弹性模数N —波桑比。

mm2；

板在压应力1剪应力和局部压应力m共同作用时的等效临界复合应力可按下式 、

d,cr1411cr212m1m32311cr4mmcrcr22、

=

36133453102741.3

131.2340249.1式中，为板边两端应力之比2，1为板边最大应力，1、2各带自己的正负符

1号；其它符号同前。

当临界应力超过0.75s时，按式（ ）求得折减临界复合应力cr：

s1 crs5.3t,cr 式中 s——材料的屈服点Nmm2。

表 示出局部区格板的屈曲系数。

薄板局部稳定性的验算是以屈曲临界应力为极限应力的。只要作用在板上的载荷应力（在非均布应力时取最大的应力值）小于极限应力（或许用应力），板是稳定的，其验算公式如下：

11cr或1cr cr或cr1crn=312.1

362.6 n1.5=

mcr mmc或rmcr305n1.332.14

式中 n——安全系数，其值与强度安全系数一致，按载荷组合分别取1.5、1.33、和1.15；

1cr\\cr 和mcr——分别为正应力、剪应力和局部压应力作用下的许用屈曲临界应

力。

当板受压应力，剪应力和局部压应力同时作用的等效复合应力按式（ ）计算时，板的屈曲安全系数可以取得小一些，一般可以减小百分之十。

2．14加肋板的稳定性校核计算：

在工程设计中，为了满足公式（ ），有时不得不增加板厚，这常常要增加钢材用量。而在板的受压部位加上几根加劲条或加强肋则可以提高板的抗屈曲能力，而且相比之下要经济些。刚性的加强肋（加劲条）能起到支承作用，将板分割为若干区格，改变了板在计算稳定性时的宽度b和a的值。而且，区格板的屈服系数与

a

a有关，屈曲临界应力与宽（b）b

平方成反比。但要注意的是刚性加强肋要有足够的弯曲刚度，要能起到支承板的作用。加强肋的刚度以 IsE 的乘积表示。 Is是加强肋绕被加强板板厚中心线的面积惯性矩。加强肋的弯曲刚度和该板的弯曲刚度比称为加强肋的刚度比，常以  表示，即

EI bsD

EIs1212Is121.631372.21 =23b3b1.3210E1212 式中 b, 为板的宽度和厚度。对于刚性加强肋而言，有最小刚度比 min ，亦即当刚性加强肋使区格板的屈曲临界应力小于（最多是等于）这块加肋整板的屈曲临界应力时，此加强肋的刚度比即为最小刚度比。这时，板的屈曲只能限于区格板内，也就是说区格板的屈曲将先于整板。当加强板刚度不够时，加肋板仍以整板屈曲模态失稳。此时的加强肋称为柔性加强肋。带柔性肋板的屈曲系数可按公式计算。

在求得刚性肋的最小刚度后，即可计算刚性肋的面积惯性矩。所有刚性肋的面积惯性矩（Is）必须大于此值。

当桥式类型起重机主梁腹板被纵向肋分格为上，下两区格，并受有y 方向的局部压力m时，

则上区格板（图 ）的局压屈曲系数 按表 km0.8km 计算 ，而下区格板则按a1或

1a3。此时上区格板的验算公式应为改写的式（ ），即

I mmcr

n 下区格板的局部验算公式则为：

mcr 0.4m

n

I式中， mcr和mcr分别为上区格板和下区格板的屈曲临界应力。

对于普通桥式起重机，由于梁的受压翼缘板属于均匀受压情况，只要合理选取板宽B和厚度 的比值（表 ），则勿需用纵向加劲条加固梁的受压翼缘。根据满足局部稳定性条件，图3-11列出了受压翼缘尺寸比例关系。对于偏轨宽翼缘桥式类型起重机，其主梁截面较宽，而翼缘板厚 相对较薄（b-------两腹板间距；1 -------------------上翼缘板厚度），因此受压翼缘板必须根据局部稳定性布置纵向加劲条。

当60（50）b1，应设置一条纵向加劲条，120100 时（括号内数字用于低合金钢）

纵向加劲条的惯性矩：

Iz0.12b131 cm4

式中 1-------------系数，按表3-11选用。

表3-10 受压翼缘板的宽厚比

板的长边支承特性 不大于b 钢Q235 一边简支，一边自由 15 1 低合金钢 12 一边嵌固，一边自由 两边简支 两边嵌固 当120(100)b 30 60 70 25 50 60 1150(150)时，应设置两条纵向加劲条，纵向加劲条的惯性矩：

Iz0.12b132cm4 式中 2——系数； b——两腹板间距。

图 受局部压力的区格板 图 受压翼缘的尺寸比例

2．15受扭构件的校核计算 1）自由扭转和约束扭转的概念

起重机金属结构中的梁为非圆截面直杆，而且是开口薄壁（工字形截面等）后闭口薄壁（箱形截面）结构。

非圆截面直杆受扭时，其横截面不再保持平面而产生翘曲现象。如果所有的截面都自由翘曲，则在截面上不会产生正应力，这称为自由扭转，这时，杆件所有截面的翘曲量相同。因此，在横截面内只产生与外扭转相平衡的剪力。这种情况只有当等截面直杆的两端作用大小相等而方向相反的力偶，且无任何约束时才会产生。

图 a为工字形截面杆件两自由端受两个力偶作用而产生自由扭转，图 a为变形后的情况，平行于杆轴的纵向直线（例如翼缘）仍保持直线，截面ABCD已有翘曲不再成平面，由于各截面均能自由翘曲，且翘曲量相同，故纵向纤维长度不改变，截面上就不会产生正应力。

表 系数 1 值 0.5 0.6 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.8 3.0 0.05 3.40 5.59 8.05 0.10 3.69 6.11 8.55 0.15 3.97 6.22 9.65 10.75 10.75 13.58 16.67 19.90 22.36 26.95 30.28 30.28 30.28 8.55 9.65 11. 15.14 18.72 22.48 26.56 30.83 35.43 36.72 36.72 13.04 16.70 20.77 25.07 29.76 34.72 40.03 43.72 43.72 0.20 4.25 7.13 10.45 10.45 14.18 18.26 22.32 27.65 32.96 38.61 44.63 51.28 51.28

注：a，式中a——箱形梁横向加劲板间距；b——两腹板间距。

b 

表 系数2 值 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 0.05 7.39 11.53 16.30 21.70 27.55 33.99 40.93 48.30 56.00 .38 72.97 0.10 8.04 12.68 18.10 24.29 31.07 38.60 46.76 55.46 .70 74.75 85.13 0.15 8.68 12.83 19.90 26.88 34.60 43.21 52.59 62.62 73.40 85.12 97.30 82.04 96.16 91.54 107.74 2.2 2.4 2.6 2.8 3.0 Az一般可先取0.1试算，式中Az——一条纵向加劲条的面积cm2. 0.2，

b1110.28 123.94 0.20 9.33 14.98 21.70 29.48 35.12 47.82 58.40 69.79 82.10 95.90 109.47 124.28 140.14

注：集中和的意义同前表。

图3-12 杆件的自由扭转

如果杆件受扭时截面不能自由翘曲，也即由于支座的阻碍或其它原因的，这称为约束扭转。

当杆件产生约束扭转时，由于各截面的凹凸不相同，因此杆件的纵向纤维将产生拉伸活压缩变形，杆件单位长度的扭角也沿杆长变化。由于纵向纤维的轴向应变，就使得截面上不仅存在着扭转剪应力，还存在发向应力，又因为各纵向纤维的法向应力不一定相同，就导致杆件产生弯曲（图 ） ，所以约束扭转也常称为弯曲扭转。

另一方面由于杆件弯曲必将产生弯曲剪应力，这一系列情况，就使得杆件的约束扭转问题比自由扭转问题复杂得多。

如图 中的工字梁右端刚性固定，左端自由，并作用着扭转，于是也将产生约束扭转。工字梁的翼缘不保持直线而产生弯曲，而且这种弯曲是在其自身平面内作相反方向的弯曲。因此在翼缘上产生了正应力（如图 a ），同时由于弯曲变形，又产生了附加剪应力 （如图 b ），这种附加剪应力 只能平衡一部门外扭转，剩下的外扭转将由纯扭转剪应力 k（图 c）来达到平衡。由此可知，开口薄壁截面受扭转时，截面上将产生三种应力，即约束扭转正应力 ，约束扭转剪应力 和纯扭转剪应力 k 。由  合成内扭矩记为 M ，称为约束扭转力矩；由 k 合成的内扭矩记为 Mh ，称为自由扭转力矩。根据静力平衡条件得：

图 杆件的约束扭转 图 约束扭转的截面应力

FdF0

MhMMn 328+120=448

2．16开口薄板构件的扭转校核计算：

1）自由扭转

开口截面薄壁构件自由扭转时，在截面上产生的最大剪应力力按下式计算（图 ）： maxMk30212739.15 ma=x15Ik 式中 Mh——纯扭矩Ncm； ma-------计算截面中最大壁厚； x Ik1-------截面的扭转惯性矩，由矩形窄条组成的截面（T字形，工字形。槽形）， 其扭转惯性矩 Ik1 ，按下式计算： b1、1 -------------矩形窄条相应的宽度和厚度（cm） k1----------修正系数，对于各种截面的 值列出如下： 轧制 L 形截面 k11.00 轧制 T 形截面 k11.20 轧制 I 形截面 k11.20

开口截面剪应力沿截面上的分布如图 所示。

图3-15 开口薄壁构件的自由扭转计算简图

单位长度的相对扭转角，按下式计算：

1 =2）约束扭转

开口薄壁构件约束扭转引起的法向应力  和剪应力  的计算比较复杂，可参看起重机设计手册。

开口薄壁构件约束扭转引起的应力很高，有时甚至超过构件受自由弯曲时的应力，必须予以重视。

2．17闭口薄壁构件的扭转校核计算

闭口截面由于截面外形所具有的特征，它在纯扭转时，纯扭转剪应力的分布与开口截面中不相同（图 ），它沿壁厚是按常量分布的，因此中间层上的剪应力并不等于零，这是闭口与开口截面的最主要区别。

闭口截面纯扭转剪力流由于在整个截面上环行封闭，因而其扭抗能力特别强，这是它的主要优点，因而得到广泛应用。闭口截面的纯扭转剪力流已单独平衡外扭矩，而约束扭转剪力流在截面上是自相平衡的。

闭口截面薄壁构件自由扭转时，在截面上产生的最大剪应力按下式计算： maxMkcm1 GIk13960=362.4

.3257.4MkN2

mincm1.210693.71 =

0.2883245 式中

 ------------截面轮廓中线所围成的面积的两倍； min-------------截面中最小壁厚（cm）;

Mk-------------作用在所计算截面的扭矩（Ncm）。 剪应力的分布示意图 中。

1）闭口截面薄壁构件单位长度相对扭转角按下式计算： 2 = 式中 Ik22k2 ，k2 ----------系数，对焊接构件 k21 ：对铆接构件

dsMhcm1 GIk27295=2238.1 3241.5k20.3 ；

ds ----------对截面闭合轴线全积分。

正轨双梁桥式起重机和单主梁门式起重机的箱形主梁属于闭口薄壁构件受约束扭转，理论分析和计算以及实验说明，闭口截面的抗扭能力很强，其约束扭转法向应力  很低，一般只有构件受自由弯曲时的法向应力的 5%左右，因此在实际计算时，可以取

0.050 ，在此，0 为自由弯曲法向应力。

约束扭转剪应力  约为自由弯曲剪应力Q 的 10~20 % ，而  比自由扭

转剪应力 k小得多，在实际计算时，可以忽略  而只按自由扭转计算剪应力。

2．18连接的计算

由于设计，制造，安装和运输等方面的要求，金属结构通常是用型刚（或钢板）

彼此用连接件连接成杆件，各杆件又用连接件互相连接起来，组成各个结构物以承受外力作用。结构物的各安装，运输单元之间也是用连接件互相连接构成整体，由此可见，连接方法及其可靠性对于金属结构的正常工作有着重要影响。金属结构的连接方法主要有焊接，螺接和铆接。

下面介绍两种常用的连接方法--------焊接和螺接。

图 闭合截面薄壁构件的扭转计算

2．19焊接

焊接是把连接金属局部加热成液态或胶体状态，用压力或填充金属，是金属结合成

一个整体的方法。

起重机金属结构应用的焊接主要有电焊和气焊两类。电焊又可分为电弧焊，电阻焊

（用于焊钢筋，薄板等）和电渣焊（用于焊厚度和截面特大的构件），其中以电弧焊应用最广。

电弧焊是借电弧产生的高温（-3600度）来熔化焊件与焊条进行焊接的。电弧焊是金属结构焊接的主要方法，它又可以分为手工焊，埋弧自动焊气体保护焊三种。埋弧自动焊质量较高，生产率比手工焊大10-40倍，所以自动焊在工业中得到广泛应用。而手工焊因设备简单，工作方便，不受结构型式（如桁架结构不能用自动焊），所以在焊接中，手工焊仍占重要地位。气体保护焊是一种提高焊接质量的新工艺，即利用氩气或 co2 作为电弧区保护介质的电弧焊。

气焊也叫氧炔焊，它是利用氧和乙炔气体燃烧发热来熔化焊件与焊条进行焊接，通常多用来切割金属或焊接薄板。

焊接本身也存在着不少缺点。如焊缝质量检查方法较费事，焊接需要一些附加的工艺设备（如风铲，刨边机，转台等），同时焊接容易引起结构的变形，需要进行防止和校正工作。 电焊条有涂药焊条（用于手工焊）和光焊条（用于自动焊）两种。其作用是，可作为电路通过电流和填充金属与焊件构成焊缝。

焊条的选择主要与被焊钢材的品种有关，另外还应考虑结构的工作条件及使用性能，施焊及设备条件，改善，施焊工艺和劳动条件以及节约等。

注：1，检查焊缝的普通方法系指外观检查，测量尺寸，钻孔检查等方法；精确方法是指在

普通方法的基础上用X射线等方法进行补充检查； 1）高空安装焊缝的许用应力应考虑降低 ； 2）

单角钢焊件端部用一个边（包括等边角钢用任一边和不等边角钢用短边）

单面连接时，其连接焊缝的许用应力降低 。

手工焊接所用焊条应符合国际（GB5117-85）规定的要求。当焊接材料为Q235钢时，

应采用E43型焊条（E4300至E4328）；当焊接材料为16MN钢时，应采用E50型焊条（E5001至E5048）。焊条常用直径为3，4，5，6，8和10cm.

自动焊和半自动焊的焊丝和焊剂应通过试验选定，以保证焊逢和钢材的强度。在一般情况下，焊Q235号钢和Q215号钢时，可采用H08，H08A，H08MNA焊丝配合高锰高硅型焊剂，或H08MNA和H10MNZ焊丝配合低锰高硅型焊剂。焊接16MN钢可采用H08A，H08MNA，H10MNZ和H10MNSI焊丝配合高锰高硅型焊剂。焊丝常用直径为4，5，6，及8mm。 2．20焊逢的种类的型式

按够造焊逢可分为对接焊缝（图 a-c）和贴角焊逢（图 d-i）。

按用途焊逢可分为工作焊逢和构造焊逢。工作焊逢是受力焊逢，常用连接焊逢（图1）；而构造焊逢，即非主要受力的焊逢，常用断续焊逢（图 b）.

图 焊逢的型式 图 焊逢的型式

2）对接焊逢和贴角焊逢可制成各种型式。对接焊逢断面主要型式（与连接金

属的厚度有关），如图 所示。贴角焊逢断面主要型式如图 所示。

图 对接焊逢的断面型式

为了防止未熔透起见，贴角焊逢最小厚度hf 不得小于4mm。而最大厚度 hf 不得大于1.2，为焊件中的最小厚度。 2．21焊逢连接计算：

1）对接焊逢（图 ） 承受轴向力和弯矩的对接焊逢应力按下式计算：

NMl或 y FW63 =38

3035 式中 Flj ；W

l2j6 ；焊逢许用应力 l 或 y 。

公式 中，拉应力为正值，压应力为负值。 当对接焊逢只承受剪力作用时，焊逢剪应力为：

Q F61 =32 

图 贴角焊逢的断面型式 式中

-------焊逢许用剪应力，见表 。

当同时作用着N。M及Q时，焊逢折算应力为：

232l

=310333602l 2）贴角焊逢

1） 承受轴向力的贴角焊逢（图 ） 如图 a所示情况，焊逢剪应力为：

图 对接焊逢的计算

图 贴角焊逢的计算 N 2ljhj式中 =

351

21638hf-------焊逢计算厚度；

lf-------焊逢的计算长度；

-------焊逢许用剪应力，按公式选用。

如图 b所示情况，焊逢1受到轴向力 N1和焊逢2受到轴向力 N2 为： N1Ns2Ns2，N2 s1s2s1s2 式中

和 ------------焊逢1和焊逢2至型钢重心线的距离。 焊逢1的剪应力为：



焊逢2的剪应力为：



2）由弯矩M和剪切力Q作用的贴角焊逢（图 ）由弯矩M产生的焊逢最大剪应力为： M式中

Mb 2IN1 lhfN2 l2hfhfb2bIl为焊逢的惯性矩， hf 为焊逢计算厚度。

26 由剪切力产生的焊逢剪应力为：

Q2v2 折算剪应力为：MQ bhf3）连接焊缝所能承受的最大拉力：

N10.7hf4lfh0.7844501001008kN 4）拼接板所能承受的最大拉力： N22105501801980kN 5）对焊缝形心的轴力引起的剪应力： A3.0510710088.6MPa

3.4361073.0510710593MPa 73.43610 Ay 2．22螺栓连接

1）构造与布置

门式起重机主梁与支腿和下横梁皆用螺栓连接。

按工作特点螺栓连接分为普通半精致螺栓连接，精致铰孔螺栓连接和高强度螺栓连接。起重机金属结构中应尽可能采用半精致和高强度螺栓连接避免采用需配铰孔的精致螺栓。

采用高强度螺栓时，为了防止被连接件在螺母或螺栓头部下被局部压坏，应在该两处均设置高强度垫圈。高强度螺栓连接中不必采用防止螺母松动的防松件，其孔径比螺栓直径大1-2mm。

采用螺栓连接传递作用力时，每一构件在节点上以及在接头的一边，至少需要两个螺栓，并应满足由强度计算确定的数量。

在节点和接头处，按上面公式的最小孔距布置螺栓，对于拼接组合截面构件的螺栓，则按上面公式中的最大孔距来布置。

2．23螺栓连接的强度校核计算

按受力性质，螺栓连接可分受剪力螺栓连接和拉力螺栓连接两种。

起重机金属结构中螺栓连接的计算要点是：1）按外力和螺栓的许用承载能力（最小的）确定传递内力所必须的螺栓数目；2）验算杆件在连接处的强度。 各种载荷作用下的螺栓连接的计算如下：

（1） 受轴向力的螺栓连接（图 ）此时，假定内力由螺栓平均支

承。确定螺栓的数目为：

n 式中

N---------作用于螺栓中的计算轴向力；

Nmin --------螺栓的许用承载能力。 在抗剪连接中：

nd2 NminN4360d2392 =36904N Nmin 或 NminNydy

=321354 =3562 =139.12

取较小值。

在抗拉连接中：

NminNld0241

=

330546243

1321.0

、 式中 d-----------螺栓杆的外径； dn------------螺栓螺纹处内径；

-------------在同一方向承压的构件的较小总厚度； N --------------每个螺栓的受剪面数目；

l、y、---------------螺栓的许用拉，压，剪应力。

1）按抗剪条件计算单栓支承载力（双剪）

Nnjjd242d2414087.96kN

2）按承压条件计算单栓承载力：

Ncdc2020320128kN 因此抗剪是控制条件，故N87.96kN。 所需精致螺栓数目z为 z故取z=9。

2．24受弯矩作用的剪力螺栓连接 1）当

h3 时：图3-25所示为受一弯矩M的螺栓连接，假定连bN7508.5 N87.96接一侧钢板在弯矩作用下绕螺栓群中心C旋转，并假定钢板是一刚体，

因此螺栓的变形与它到中心C的距离L成正比，螺栓所受的力或钢板上的反作用力也就与L成正比，并且与L的方向垂直。 钢板的平衡条件是：

MPPnLnPiLij=39131845 1L1P2L2P3L3..........

根据螺栓受力与到螺栓群中心C的距离成正比例的关系，可知： P2P1

综合以上两式得：

MPiLi

距离C最远的一个螺栓受力最大，其值为： PmaxP1

在剪切力Q作用下，一个螺栓受到的作用力为： T式中

n-------接头的一边所采用的螺栓数目。

Q nLLL213,P3P13.......P.n...P1n=391324

19L1L1L1P139192 =L2i19L1ML138012==37.38 22L1L1

图 受轴向力的螺栓连接计算 图 受弯矩的螺栓连接计算

在弯矩M和剪切力Q同时作用下，一个螺栓上的最大合力：

)2(TP1sin)2 R1(P1cos =31061.81031226.2

在箱形梁或工字梁的接头中（图 a），腹板部分所承担的弯矩与该接头所承受的全部弯矩之比，等于腹板部分净截面惯性矩与接头处整个净截面惯性矩之比，即 MfMIfI=32115127.3 10

接头所承受的弯矩减去腹板部分所承担的弯矩，再按上，下翼板中心距

hi 相除，即得出作用在一块翼缘板上的轴向力： NMM98341.245 =

36hi 可按前述方法计算腹板与翼缘板的连接强度。 2）当

h 3时（b为连接一侧首末两行的钉距）：如图 所示，箱b形结构桥架端梁中部的连接属于这种型式。

在弯矩M作用下，一个螺栓承受的最大作用力 P1为： P1

ML1352131027.5 =23125uL2i 式中u和Li 的含义见图 所示。

在剪切力Q作用下，一个螺栓承受的作用力为： T387Q2934 =

uv3112

在弯矩M和剪切力Q同时作用下，一个螺栓承受的最大合力为： RiP12T2=1432362127.35

3）构件同时受压和受弯的连接螺栓 门式起重机支腿和主梁以及支腿与下横梁的连接承受压力和弯矩（图 ），一般采用普通螺栓连接，装置抗简挡块以承受剪力或扭距（螺栓不受剪切）。

图 受弯矩的螺栓连接计算

图 同时受弯矩和压力的螺栓连接计算

在弯矩作用下（绕X轴旋转）受压的螺栓在计算中不予考虑。 距x轴 y1 处最边行的一个螺栓所受的拉力为：

2.5(MPl1y) N1yi2

=2.5(13065)

1.2103 式中 l-------------压力P距x轴的距离； M---------作用在连接处的计算弯矩；

yi2---------每个受拉螺栓距x轴的距离平方之和（设共有i个受拉螺栓）。

式中，系数 2.5 是考虑螺栓预紧力及载荷不均匀性的影响。 当 MPl0时，就不必进行强度的验算。 2．25风载荷的计算：

露天工作的起重机金属结构应考虑风载荷的作用。视风载荷是可能作用于任何方向的水平

载荷。对我们所讨论的常用的起重机，只计算风压的静力作用，不考虑风压的动力效应。 按照起重机在一定风力下能否正常工作，把作用于起重机金属结构的风载荷分为工作状态的风载荷和非工作状态的风载荷两类。工作状态的风载荷是起重机金属结构在正常工作情况下所能承受的最大计算风压(N所能承受的最大计算风压。

工作状态和非工作状态的风载荷按下式计算： PwCKhqA 式中

C——风力系数；

Kh——风压高度变化系数；

——风振系数（对常用起重机1.0）； A——结构或物品垂直于风向的迎风面积（m2）; q_____计算风压（N q=0.613v2， 式中

v——计算风速(m)。

s 1）作用于货物的风载荷： pQfcqfF

m2)；非工作状态的风载荷则是起重机金属结构不工作时

m2）。

当Q=16t时，F10m2；C1.2；qf为工作状态最大风压，可知qf250Nm2（设在沿海工作）poN f1.2250103000

3龙门起重机的使用和修理

龙门起重机是装卸长大，苯重货物的重要设备，其运行的好坏对生产影响很大，运行安全与否直接与人身伤亡事故有关，所以，龙门起重机司机必须熟悉安全技术规程。 龙门起重机的安全技术规程要点为： 1）龙门起重机司机要求：

龙门起重机司机必须思想进步，年满18岁以上，具有良好的视力与听力，身体健康；受过龙门起重机的操作以及龙门起重机电气，机械设备方面维修保养的学习和训练，经过安全技术部门的考试合格者，方可成为龙门起重机的司机。

龙门起重机的两个侧面和吊具上必须挂上标牌，注明起重机的最大起重量。

2）龙门起重机工作时禁止进行检查，加油，拭擦和修理，禁止有人停留在上部主梁，小车和司机升降机上。

3）起重机工作完毕后，必须切断总电源，在因修理而停止工作时候应拉开闸刀开关，去掉保险器。

4）为了预防有毛病的龙门起重机被开动操作，必须在起重机上及操作控制室内挂上“故障”的警告牌，把保护盘操作柄锁闭。

5）龙门起重机空车运行时，吊钩必须提起，至少要离地面阻碍物1米以上；带货运行时，货物必须提起，高出移动线路上最高阻碍物 米以上，严禁在人头上越过。 6）检修工具及备件必须放在专门的柜子里，禁止散放在上部主梁，走台和小车上。 7）司机通常只听从当班司索工所发出的信号；但在紧急情况下，“停车”信号不论由谁发出，司机都应立即停车。

8）起升机构禁止提升人；禁止将易燃品放在起重机上；吊运危险品时，事先必须检查制动器的动作是否安全可靠。

9）龙门起重机司机上车前不可饮酒，作业时要精神集中，头脑清醒

结论

紧张而又充实的毕业设计即将结束，通过这次设计，我充分认识到毕业设计是对学生综合运用所学知识，解决本专业范围内工程技术问题能力的很好检验，同时也进一步提高了学生理论联系实际的能力，综合思考的能力。也进一步培养和提高了学生的设计计算能力、绘图表达能力，应用标准规范能力和查阅资料的能力。

在这次设计中，我很好的完成了设计任务，并设计了龙门式起重机总体及金属结构设计。在是设计中我对起重机有了很明确的认识、理解以及工作原理。我的设计是龙门式起重机，龙门式起重机主要是由横梁、支架、箱形梁等金属构成右螺栓连接，金属焊接组成。 我设计的起重机符合实际的工作情况，适应任何工作条件，提升高度，跨度能满足工作需要，希望能得到广大客户的认可。

改革开放以来，随着国民经济的高速发展，市场对起重机的需求量不断增长。近年来，起重机工业一直以15%左右的增长速度快速发展，起重机工业企业的所有制成分也发生了巨大变化，除了国有专业起重机厂外，集体、合资、独资和私营也得到了快速发展。 研究推广能提高劳动生产率及产品质量、降低成本和扩大起重机应用范围的各种领域工作，也是起重机技术的发展方向之一。目前国内外相继涌现了高性能工艺、适应工作环境能力、承载能力强功能、抗疲劳强度性能及抗弯曲性能性能等精制、经济的起重机设计新方法。

虽然中国起重机工业在过去十多年中取得了令人瞩目的发展，但许多方面与工业发达国家相比仍有较大的差距。

致谢

在本文即将结束之际，特向我的指导老师师建国老师表示衷心的感谢！本设计是在他的悉心指导和关怀下完成的，论文从选题、总体结构的确定、直至撰写和修改的每一步都凝聚着老师们的大量心血和汗水。师老师以其严谨的治学态度、渊博的专业知识、严密的逻辑思维和高度的责任心给我留下了深刻的印象，

在本论文写作过程中，师老师曾多次提供富有创意的建议和意见，可以说，本文也饱含着师老师的汗水和心血。

在论文选题和写作过程中师老师又给我提出了中肯的建议，在此对师老师致以诚挚的谢意！

参考文献

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附录A1

附录B1