25T-門式起重機設計論文

論文（設計）題目：25t門式起重機金屬結(jié)構(gòu)及大車運行機構(gòu)設計姓名呂**學號09**0110**院系機電工程學院專業(yè)機械設計制造及其自動化年級2009級指導教師陳**2013年5月19日目錄TOC\o"1-3"\h\u2555摘要 摘要本次設計將注重對作業(yè)范圍的擴大和非常規(guī)起重量的設計。同時由于起重機械工作頻繁、承受的大多是隨機動載荷，其焊接鋼結(jié)構(gòu)在低應力反復作用下，會產(chǎn)生疲勞現(xiàn)象，當疲勞破壞發(fā)生時，構(gòu)件會發(fā)生突然斷裂，導致災難性的設備事故和人身傷亡。因此在強度、剛度方面也將進行一系列的設計計算，確保起重機在在工作過程中安全可靠，同時在工作范圍上有所提高。本次設計就是本著提高起重機的作業(yè)范圍，設計的較大噸位、大跨度、大起升高度的單軌箱型門式起重機。我設計的25t將是是現(xiàn)有MH系列的最大的起重量，跨度和起升高度也將有所提高，這將大大擴大起重機的工作區(qū)域，作業(yè)能力大大提高。關(guān)鍵字：軌道式；偏軌箱型；門式起重機；結(jié)構(gòu)設計；大車運行機構(gòu)

AbstractThedesignwillfocusontheweightofthedesigntoexpandthescopeofworkandunconventional.Atthesametime,becauseofthefrequentoperation,bearmostlyrandomdynamicloads,theweldingsteelunderlowstressrepeatedloading,willproducefatiguephenomenon.Whenfatiguefailureoccurs,thecomponentwillbeasuddenrupture,causingcatastrophicaccidentsandpersonalinjuries.Sointermsofstrength,stiffnesswillalsocalculateaseriesofdesign,toensurethatthecraneintheworkprocessissafeandreliable,alsoincreasedinthescopeofwork.Thisdesignisbasedonimprovingthecraneoperatingrange,single-trackboxtypegantrycraneliftingheightlargertonnage,largespan,largedesign.My25tistheexistingMHseriesthelargestweight,spanandheightwillbeincreased,whichwillgreatlyexpandthecraneworkarea,workabilityisgreatlyimproved.Keyword:Tracktype；structuraldesignpartialrailbox；gantrycranecrane；travelingmechanism

緒論軌道式偏軌箱型門式起重機是眾多起重機械中的一種，它以采用市電無污染、能源充足等有點適用于固定場所的長期作業(yè)，是貨物裝卸運輸?shù)谋貍湓O備。單梁偏軌箱型門式起重機是橋式起重機的一種變形，主要用于室外的貨場、料場,對貨物進行裝卸作業(yè)。它的金屬結(jié)構(gòu)像門形框架，承載主梁下安裝兩條支腳，可以直接在地面的軌道上行走，主梁兩端可以具有外伸懸臂梁。單主梁門式起重機結(jié)構(gòu)簡單，制造安裝方便，自身質(zhì)量小，主梁多為偏軌箱形架結(jié)構(gòu)。與雙主梁門式起重機相比，整體剛度要弱一些。因此，當起重量Q≤50t、跨度S≤35m時,可采用這種形式。單主梁門式起重機門腿有L型、C型和A型三種形式。L型的制造安裝方便，受力情況好,自身質(zhì)量較小，但是，吊運貨物通過支腿處的空間相對小一些。C型的支腿做成傾斜或彎曲形，目的在于有較大的橫向空間，以使貨物順利通過。一般情況下，起重量在50t以下，跨度在35m以內(nèi)，無特殊使用要求，宜選用單主梁式。如果要求門腿寬度大，工作速度較高，或經(jīng)常吊運重件、長大件，則宜選雙梁門式起重機。本次設計是基于現(xiàn)有產(chǎn)品模型自行設計出來的，設計過程中難免會有疏漏和過失之處，在后期的設計當中作者會不斷的更新改正。本設計僅僅設計金屬結(jié)構(gòu)的設計和大車運行機構(gòu)。設計過程中，學校老師和導師為我們提供了巨大的幫助，再次向我的指導老師表示誠摯的感謝！

第1章總體設計1.1設計參數(shù)起重量：Q=25t；小車自重：Gx=7286kg；小車軌距：b=888mm；起升速度：V起=12m/min；大車運行速度：V大=30m/min；起升高度：H0=18m；跨度：L=18m；懸臂長度：L1=(0.25～0.35)L，取L1=5m；材料A3鋼；工作級別M5。1.2主梁設計1.2.1基本尺寸設計取主梁高度：H1=（1/14-1/17）L=1.06～1.29m根據(jù)設計的實際要求和結(jié)構(gòu)的要求取H1=1240mm選用主梁為偏軌式箱形主梁。主梁寬度B1=（0.6～0.8）H1=744～992mm,取B1=980mm；B2=860mm。變截面長度初選為2m；主梁上、下翼緣板厚δ0=20mm；腹板厚度δ1=12mm。查可知：小車軌道選用QU120，材料為U71Mn；箱形梁采用寬翼緣T字鋼拼合，型號為600；T字鋼上翼緣厚20、腹板厚12。圖1-1主橋架總圖1.2.2主梁截面幾何參數(shù)計算求截面積：A0=(980X20+860X20+1200X12X2)=65600（1-1）圖1-2主梁截面尺寸求重心坐標：由主梁的截面圖可知，主梁左右對稱，因此y軸在截面的對稱軸上，現(xiàn)只需計算x軸的位置。（1-2）求慣性矩：（1-3）（1-4）1.3端梁設計端梁高度H2=1/2H1=620mm；寬度與主梁段相同。端梁上、下翼緣板厚δ0=10mm；腹板δ=8mm。主梁和端梁采用法蘭盤螺栓接。圖1-3下端梁截面圖1.4支腿設計考慮此起重機的跨度S=18m＜30m，故兩條支腿全部用剛性支腿，支腿為“L”型。具體尺寸如下：；；主梁高；腿高。在門架平面計算按靜定簡圖，在計算支腿平面內(nèi)力時，采用超靜定簡圖。由于設計起重機為工作級別為M5，查手冊選取車輪的車輪直徑為Φ800，軌道型號為QU80。剛性支腿上端寬度：b剛上=1.2h主=1.488m，考慮支腿要受到彎矩和扭力的共同作用，故取b剛上=1.49m。下端寬度b剛下>1.1／3=0.34m，考慮車輪和支腿支撐的構(gòu)造，取b剛下=1000mm。支腿的結(jié)構(gòu)尺寸設計如圖1-4所示。圖1-4支腿簡圖支腿上截面尺寸如圖1-5所示。圖1-5支腿上部截面支腿下截面如圖1-6所示。支腿上部截面計算：(1-5)(1-6)(1-7)圖1-6支腿下部截面支腿下部截面計算：(1-8)(1-9)(1-10）1.5下端梁設計圖1-7外形下端梁圖下端梁的C-C截面計算：（1-11）（1-12）（1-13）圖1-8下端梁C-C截面圖下端梁的D-D截面計算：圖1-9下端梁D-D截面圖(1-14)(1-15)(1-16）

第2章主橋架的計算2.1載荷計算起重機中所承受的各種載荷不可能同時出現(xiàn)，所以應按各種載荷出現(xiàn)的頻繁程度和對結(jié)構(gòu)的影響程度的不同，根據(jù)起重機的各種不同工作情況，考慮在最不利情況下，進行合理組合。對于單梁門式箱型起重機載荷組合如下：2.1.1主梁及單梁的自重載荷由可知：對于80t以下的通用門式起重機，也可按下列經(jīng)驗公式計算主梁和支腿的總質(zhì)量，有懸臂時：（2-1）所以主梁的單位重量：（2-2）2.1.2小車輪壓的計算由于小車的軌距相對主梁橋梁的長度過小，所以在計算時可以將車輪上的壓力作為一點的壓力，可視為作用在主梁上的移動載荷。計算輪壓：(2-3)式中：；(2-4)--與起升狀態(tài)級別相應的起升動載系數(shù)的最小值；--按起升狀態(tài)級別設計的系數(shù)，表3-2可查的。(2-5)2.1.3小車制動時由于貨物和小車自重引起的慣性力小車制動時的慣性力主要受小車車輪和軌道的粘著力影響，即：(2-6)式中：μ--粘滑系數(shù)，一般取??；V--主動車輪輪壓。（2-7）2.1.4大車制動時產(chǎn)生的慣性力大車制動時的慣性力也主要受大車車輪和軌道的黏著力影響，由于此起重機四角上的主動輪數(shù)為全部輪數(shù)的一半，所以其水平慣性力取為結(jié)構(gòu)及設備重力的1/10，即(2-8)(2-9)2.1.5風載荷作用于貨物上的風載荷：(2-10)當起重量為25t時，式中：C--風力系數(shù)，查可得C=1.2；--作用在起重機上的工作狀態(tài)最大風載荷，查表3-9可得=150N/。(2-11)由于小車的面積相對于主梁來說很小，可將其面積均布于主梁面積中進行計算。因此作用在主梁和小車上的風載荷：(2-12)式中：由于小車面積為估算，故A取整為。(2-13)將主梁上的風載荷化為均布風載荷：(2-14)作用在支腿上的風載荷：(2-15)式中：。(2-16)(2-17)化為均布載荷：。(2-18)2.2主梁內(nèi)力計算2.2.1主梁垂直平面內(nèi)所受內(nèi)力2.2.1.1小車位于跨中小車位于跨中央時，主梁的受力圖如圖2-1所示。圖2-1小車位于跨中時的受力圖小車在跨中時在垂直面內(nèi)受的剪力如圖2-2所示。圖2-2垂直面內(nèi)的剪力圖小車在跨中時在垂直面內(nèi)主梁所受彎矩如圖2-3所示。圖2-3彎矩圖(2-19)(2-20)支反座力：(2-21)主梁跨中彎矩：(2-22)跨中主腹板所受剪力為：(2-23)2.2.1.2小車位于懸臂極限位置小車位于懸臂極限位置時，主梁上的受力如圖2-4所示。圖2-4小車位于極限位置時的受力分析計算支反座力：(2-24)(2-25)由以上兩式可解得：小車位于極限位置時的彎矩圖如圖2-5所示。圖2-5彎矩圖由圖3-5可以看出：最大彎矩在與之相鄰的支腿處，此時彎矩(2-26)圖2-6小車位于極限位置時的剪力圖由圖2-6可知：小車位于懸臂極限位置時主梁支腿端部截面所受剪力最大。最大剪力：(3-27)2.2.2主梁水平平面內(nèi)所受內(nèi)力大車制動時，由于慣性力和風載荷的作用，所以主梁在水平面沿大車軌道方向?qū)⑹艿綇澗睾图羟辛Φ淖饔谩?.2.2.1小車位于跨中小車位于跨中時主梁在水平面內(nèi)的所受到的外力如圖2-7所示，產(chǎn)生的剪力和彎矩如圖2-8所示。圖2-7小車位于跨中時的受力分析圖2-8小車位于跨中時的剪力和彎矩由可查得產(chǎn)生的水平彎矩：(2-28)(2-29)2.2.2.2小車在懸臂極限位置時小車位于懸臂處時，主梁在水平面內(nèi)所受到的外力如圖2-9所示，產(chǎn)生的剪力和彎矩如圖3-10所示。圖2-9小車位與極限位置時的受力圖圖2-10小車位于懸臂端時的彎矩和剪力水平彎矩：(2-30)(2-31)2.2.2.3小車制動慣性力引起的主梁內(nèi)力小車制動時主梁產(chǎn)生的內(nèi)力和由此產(chǎn)生的彎矩如圖2-11所示。圖2-11小車制動時引起的內(nèi)力分析和彎矩小車制動時慣性力將在沿主梁方向上產(chǎn)生內(nèi)力，因此可得：(2-32)，(2-33)小車制動時主梁所受的剪力如圖2-12所示。圖2-12小車制動時引起的剪力剪力：(2-34)2.3主梁的強度驗算2.3.1主梁跨中的強度計算圖2-13主梁截面需要計算主梁跨中截面危險點1、2、3的強度，圖如下.主腹板上邊緣點1的應力,主腹板邊至軌頂距離為：(2-35)主腹板邊的局部壓應力為：(2-36)式中：C--集中載荷的分布長度，。垂直彎矩產(chǎn)生的應力為：(2-37)水平彎矩產(chǎn)生的應力為：(2-38)慣性載荷和側(cè)向力對主梁產(chǎn)生的軸向力較小且作用相反，應力很少，故不需進行計算。主梁上翼緣的靜矩為:(2-39）主腹板邊上的切應力為：（2-40）2.3.1.1點1的折算應力為：

（2-41）（2-42）2.3.1.2點2的應力：（2-43）所以2點的強度符合要求。2.3.1.3點3的應力（2-44）2.3.2小車懸臂極限位置處主梁支腿根部截面的強度小車位于懸臂極限位置時仍然驗算該截面的1、2、3點的強度。2.3.2.1點1的應力主腹板上邊的切應力為:（2-45）（2-46）（2-47）2.3.2.2點2的應力（2-48）2.3.2.3點3的應力（2-49）2.3.3主梁的扭轉(zhuǎn)剪應力主梁在水平面內(nèi)所受水平慣性力和風力引起的剪應力一般較小，可略去不計算。對于單主梁箱型門式起重機，其主梁截面除承受自由彎曲應力外，還承受約束彎曲應力，約束扭轉(zhuǎn)正應力和剪切力，此外，主梁還承受純扭轉(zhuǎn)剪應力。主梁所受彎矩如圖2-14所示。主梁所受外扭矩:（2-50）式中：小車上機械部分重量；吊鉤和最大起升載荷的重量；小車架及防雨罩的重量。腹板上的剪切力：（2-51）（2-52）圖2-14彎心位置圖2.4疲勞強度計算橋架工作級別為M5，應按載荷組合計算A計算主梁跨中的最大彎矩截面的疲勞強度。由于水平慣性載荷產(chǎn)生的風載產(chǎn)生的應力相對較小，因此可以不對其進行計算。由前面的計算可知在梁中間位置和極端位置時相鄰支腿處的應力最大，但極端位置時受力最大處在支腿處，因此可以不必對其進行計算。小車位于跨中時的最大彎矩為：（2-53）滿載小車在懸臂極限位置時，跨中的彎矩最小，其為：（2-54）圖2-15主梁截面驗算主腹板受拉翼緣板焊縫4點的疲勞強度：（2-55）（2-56）應力循環(huán)特性：（2-57）根據(jù)工作級別A5，應力集中等級K1及材料Q235，可知:，。焊縫拉伸強度許用應力為：（2-58）焊縫拉伸強度滿足要求。驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處5點疲勞強度：（2-59）（2-60）應力循環(huán)特性:（2-61）根據(jù)工作等級A5材料為Q235，橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接，底板與受拉翼緣板的間隙距離為50mm，應力集中等級為K3，查得[σ-1]=71Mpa。（2-70）符合要求。2.5主梁穩(wěn)定性計算2.5.1整體穩(wěn)定性故整體穩(wěn)定性符合要求。（2-71）2.5.2局部穩(wěn)定性翼緣板穩(wěn)定性：（2-72)故需在垂直中心線處設置一條縱向加勁肋。翼緣板最大外伸部分：所以翼緣板穩(wěn)定性滿足。腹板穩(wěn)定性：(2-73)因為，所以應按等間距設置兩條縱向加勁肋和若干橫向加勁肋，其布置如圖2-16所示。圖2-16主梁加強后的截面圖橫向大隔板間距a=1000mm；縱向加勁肋位置；寬翼緣添加小隔板的間距為a0=500mm。加勁肋尺寸的確定:大隔板的厚度為：(2-74）所以大隔板厚度取為6mm。由于中間開孔的橫隔板邊寬不應大于20δ，所以板中間孔尺寸取為750mm×376mm。腹板采用相同的縱向加勁肋：∠125×125×10，，，。縱向加勁肋對主腹板厚度中線的慣性矩:(2-75)(2-76)所以縱向加勁肋選擇合適。端梁同樣在翼緣板上添加小隔板，在腹板上加兩根加勁肋，都在距翼緣板0.3h處。所用大隔板與主梁相同，間距a=1000mm，厚度δ=6mm，加勁肋均采用。

第3章支腿計算3.1載荷計算支腿平面內(nèi)計算的最不利工況是：滿載小車在懸臂極限位置，起重機不動或帶載荷偏斜運動并制動，同時有風載荷作用。支腿承受的載荷有：結(jié)構(gòu)設備重量、小車載荷、運動沖擊力、偏斜側(cè)向力及工作風力。主梁及主梁上的其它設備的重量：(3-1)大車及起吊重物的重量：(3-2)其余載荷前面均已計算。3.2支腿內(nèi)力計算計算支腿內(nèi)力時，可分別取門架平面和支腿平面作為平面剛架進行計算，門架平面按一次超靜定結(jié)構(gòu)。由于起重機的跨度小于30m所以采用兩側(cè)都是剛性支腿的結(jié)構(gòu)，因此門架平面按一次超靜定結(jié)構(gòu)進行內(nèi)力計算。3.2.1門架平面的支腿內(nèi)力計算3.2.1.1主梁均布自重產(chǎn)生的內(nèi)力有懸臂時的側(cè)推力為：為了安全起見，現(xiàn)將有懸臂門架當做無懸臂門架計算，即：(3-3)(3-4)(3-5)(3-6)(3-7)(3-8)主梁均布自重引起的支腿彎矩如圖3-1所示。圖3-1主梁均布自重引起的支腿彎矩圖彎矩：(3-9)3.2.1.2由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力分為小車在跨中和小車在懸臂端兩種情況。當小車在跨中，時，小車由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力和彎矩如圖3-2所示。支座推力：(3-10)(3-11)圖3-2小車位于跨中時的內(nèi)力及彎矩圖當小車在懸臂端時，小車由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力和彎矩如圖3-3所示。圖3-3小車受力圖側(cè)推力：(3-12)彎矩：(3-13)3.2.1.4作用在支腿上的風載荷產(chǎn)生的內(nèi)力圖3-4風載荷產(chǎn)生的內(nèi)力側(cè)推力：(3-14)(3-15)彎矩：(3-16)(3-17)(3-18)3.2.1.5順小車軌道方向的小車制動慣性力和風載荷產(chǎn)生的支腿內(nèi)力順小車軌道方向的風載荷和小車制動慣性力產(chǎn)生的支腿內(nèi)力，如圖3-5所示。圖3-5順小車方向支腿內(nèi)力側(cè)推力：(3-19)彎矩：(3-20)A.當小車在跨中時支腿上的合成彎矩：(3-21)(3-22)B.當小車在懸臂端時支腿上的合成彎矩：(3-23)(3-24)3.3在支腿平面內(nèi)的支腿內(nèi)力計算支腿平面內(nèi)的內(nèi)力時，可按小車運行到支腿位置時計算，此時垂直載荷為：(3-25)在支腿平面內(nèi)支腿在各種情況下的受力簡圖如圖3-6所示：(a)(b)(c)(d)(e)圖3-63.3.1由垂直載荷引起的支腿內(nèi)力在垂直載荷P作用下引起的支腿內(nèi)力如圖3-6（a）所示。支反座力：(3-26)(3-27)(3-28)(3-29)(3-30)3.3.2水平載荷引起的支腿內(nèi)力水平載荷引起的支腿內(nèi)力如圖3-6（b）所示。作用在支腿頂部的水平力：(3-31)作用在支腿中部的水平載荷：(3-32)支反力:(3-33)彎矩：(3-35)(3-36)(3-37)3.3.3支腿上承受從主梁傳遞的扭矩引起的內(nèi)力支腿上承受的從主梁傳遞過來的的扭矩引起的內(nèi)力如圖3-6（c）所示，已知。支反力：(3-38)彎矩：(3-39)(3-40)(3-41)3.3.4支腿自重引起的支腿內(nèi)力支腿自重引起的支腿內(nèi)力如圖3-6（e）所示。已知支腿自重；?；癁榫驾d荷：(3-42)彎矩：(3-43)支反力：(3-44)(3-45)彎矩：(3-46)(3-47)3.3.5下橫梁自重引起的下橫梁內(nèi)力在計算支腿平面內(nèi)的門架內(nèi)力時，可同時求出支腿上的彎矩和下橫梁中的彎矩。下橫梁自重在下橫梁上產(chǎn)生的彎矩如圖3-6(d)所示。下橫梁自重。化為均布載荷：(3-48)支反力：(3-49)彎矩：(3-50)在支腿與下橫梁聯(lián)接處的下橫梁C-C截面處的彎矩：(3-51)支腿平面內(nèi)支腿下部彎矩的合成：(3-52)(3-53)3.4支腿強度計算在門架平面內(nèi)，支腿上部的彎矩較大，向下逐漸減小，而在支腿平面內(nèi)，支腿下部彎矩較大，向上逐漸減小，所以單梁門式起重機支腿的兩個方向上的尺寸都設計成變截面形式。對于支腿的上部截面，當小車位于跨中時，可用門架平面內(nèi)支腿的合成彎矩和支腿平面內(nèi)支腿所受主梁傳遞的扭矩來驗算支腿上部截面的強度。彎曲應力：(3-54)故支腿上部截面符合要求。對于下部支腿截面可按在支腿平面內(nèi)，支腿下部承受的合成彎矩和軸向力來驗算支腿強度。由前面的計算可知：軸向力：(3-55)彎曲應力：(3-56)故支腿下部截面符合要求。3.5支腿穩(wěn)定性計算3.5.1整體穩(wěn)定性門式起重機剛性支腿是雙向壓彎構(gòu)件，支腿的整體穩(wěn)定性驗算按下面簡化計算公式驗算：(3-57)式中：Mx、My——門架平面和支腿平面的計算彎矩（常取距支腿小端0.45h處截面的彎矩）；φ——軸心壓桿穩(wěn)定系數(shù)，根據(jù)支腿長細比。其中龍門架平面支腿為上端固定，下端鉸支，為變截面支腿的折算長度系數(shù)由《起重機設計手冊》查得取。 (3-58)(3-59)取(3-60)故支腿的穩(wěn)定性滿足要求。兩根支腿連接形式和外形尺寸完全一樣，所以不對另一根支腿進行驗算。3.5.2局部穩(wěn)定性剛腿的翼緣板：所以應等間距地設置三條加勁肋和若干的橫隔板?？v向加勁肋的尺寸：寬度h>10δ取h=110；厚度取。橫隔板的尺寸：橫隔板的外伸寬度根據(jù)式依具體情況而定，。腹板：，所以應同時設置兩條縱向加勁肋位置同前，橫向加勁肋為置也同前?？v向加勁肋的尺寸：寬度h>10δ取h=110；厚度取。所用加勁肋全部采用同樣的規(guī)格即:∠110×110×8，。(3-61)(3-62)故所選加勁肋符合要求。加勁肋的布置如圖3-7所示：圖3-7支腿加勁肋布置圖

第4章連接強度驗算支腿上端與主梁通過法蘭盤用螺栓連接，下端與下橫梁焊接。4.1計算下橫梁上焊縫的強度支腿與法蘭采用焊接連接，采用周邊貼角焊縫連接，焊縫高度，焊縫連接如圖4-1所示。支腿上法蘭平面內(nèi)焊縫在X軸所受的彎矩為：(4-1)水平作用力F為：(4-2)焊縫截面的面積：(4-3)計算焊縫的慣性矩:(4-4)(4-5)經(jīng)過分析點6處為焊縫應力最大點，6點的應力為：圖4-1焊縫連接圖(4-6)(4-7)(4-8)(4-9)所以焊縫強度符合要求。兩條支腿受力相同，故不對另一根支腿焊縫強度進行驗算。4.2支腿上端與法蘭盤連接支腿上端與法蘭盤連接采用10mm焊縫焊接，焊接形式如圖4-2所示。圖4-2焊縫連接圖(4-10)(4-11)分析可知外側(cè)點7處應力最大故需對其進行計算。(4-12)故點7處滿足要求。4.3螺栓連接計算圖4-3螺栓布置圖支腿與主梁連接的螺栓布置如圖4-3所示。由支腿的受力分析可得出距y軸最遠的一排螺栓的受力最大,豎直方向的壓力最小值為0。(4-13)(4-14)共采用44個8.8級碳素鋼螺栓，孔徑的Φ40mm。螺紋小徑為單個許用拉力為：(4-15)其中由《機械設計》查的。螺栓強度滿足要求。單個螺栓的剪力： (4-16)(4-17)螺栓的抗剪強度滿足要求。兩條支腿受力一樣,所以不對另一條支腿進行驗算。

第5章剛度計算5.1靜剛度和位移當起升載荷在主梁中點和懸臂端時，主梁的受力變形如圖5-1所示。圖5-1主梁受力變形圖滿載小車位于主跨中產(chǎn)生的垂直靜撓度為：(5-1)驗算通過。式中：；；；為剛性支腿對垂直平面的折算慣性矩，可以近似取支腿距小端為0.72H處的截面慣性矩；故小車位于跨中時靜剛度符合要求。滿載小車位于懸臂端極限位置產(chǎn)生的靜撓度為：(5-2)符合要求。5.2橋架水平慣性位移主梁上的水平慣性力為:(5-3)橋架的水平慣性位移：(5-4)橋架的水平慣性位移滿足要求。

第6章垂直動剛度門式起重機的動剛度用滿載小車位于起重機指定位置時產(chǎn)生的滿載自振頻率來表示。圖6-1門式起重機垂直自振頻率的計算滿載小車位于跨中或懸臂端工作時，應按同一標準來檢驗起重機的垂直自振頻率，計算模型如上圖所示，門式起重機的垂直自振頻率可用下面公式來計算： (6-1)起重量：小車重量：橋架中點的質(zhì)量為:(6-2)起升鋼絲繩最大下放長度為：(6-3)橋架跨中的靜位移：(6-4)起升鋼絲繩選用直徑為Ф40mm，鋼絲繩滑輪組的靜伸長為：

(6-5)結(jié)構(gòu)影響系數(shù)為：(6-6)起重機跨中的垂直自振頻率為：(6-7)滿足要求。小車位于懸臂端時頻率很小，故不做驗算。

第7章起重機的整體穩(wěn)定性驗算根據(jù)起重機設計規(guī)范規(guī)定：門式起重機需要驗算縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性。7.1縱向穩(wěn)定性工況1的驗算該工況是只有小車、橋架和起升載荷在縱向方向上作用時的情況，應滿足下式要求。(7-1)式中:；；；小車自重重心到傾覆邊的距離，；橋架自重重心到傾覆邊的距離，。故縱向工況1下穩(wěn)定性滿足要求。7.2縱向穩(wěn)定性工況2的驗算傾覆邊載荷組合最不利情況應是滿載小車在橋架懸臂端制動時的情況。當時起重機穩(wěn)定性滿足要求，即：(7-2)故縱向工況2下穩(wěn)定性滿足要求。7.3橫向穩(wěn)定性驗算該工況是起重機在非工作狀態(tài)下最大風力作用時的自重穩(wěn)定性驗算。(7-3)因此橫向穩(wěn)定性也滿足要求。

第8章起重機拱度為使小車正常運行，門式起重機的主梁需在跨間設置拱度，在懸臂設置翹度。主梁跨中央的上拱度取為：懸臂端的翹度取為：其它部分按二次拋物線變化，考慮制造誤差和可能引起的變化（減?。试S將拱度和翹度值增大40%。

第9章大車運行機構(gòu)的設計9.1車輪與軌道的選擇由附表可知選擇雙輪緣，大車輪軸徑d=170mm，車輪軸承型號7524，軌道型號QU80，軌頂曲率半徑R=50mm。由（1）式求車輪踏面疲勞計算載荷(9-1)因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸，取=600，軌頂半徑R=500，點接觸的應力公式為：。(9-2)今選用車輪ZG35CHM52，所以=686N/。m=0.315車輪轉(zhuǎn)速：(9-3)由查得；(9-4)故滿足要求。9.2運行阻力的計算9.2.1摩擦阻力的計算(9-5)(9-6)9.2.2坡度阻力的計算(9-7)9.2.3風阻力的計算(9-8)9.2.4運行總阻力(9-9)9.3電動機的選擇電動機的靜功率，已知運行速度。(9-11)按式（7-10）電動機功率由可查得：電動機應選擇YZ160L-6，JC=40%， ，。9.4減速器的選擇減速器的傳動比：(9-12)由減速器選型表可查得減速器應選用ZQ-650-I-3CA，。大車運行速度：(9-13)運行誤差：符合要求。電動機功率，因現(xiàn)在選用減速器的傳動比原來的大，即大車的運行速度降低，故電動機的功率合適。9.5選擇聯(lián)軸器由表37查得ZQ-650的輸出軸尺寸，；輸入軸尺寸，。機構(gòu)輸入軸的扭矩:（9-14）由可知：輸入軸處選用梅花形彈性聯(lián)軸器LM5-b，；輸出軸處選用梅花形彈性聯(lián)軸器LM9-c，。9.6電動機的驗算9.6.1電動機過載能力的驗算電動機的過載能力：符合要求。（9-15）9.6.2電動機的發(fā)熱校驗大車運行機構(gòu)電動機的發(fā)熱校驗。穩(wěn)態(tài)功率：（9-16）由可知：。（9-17）動態(tài)功率：（9-18）YZ160-6在JC=40%時：，所以發(fā)熱校驗通過。9.6.3運行時間驗算9.6.3.1滿載起動時間驗算（9-19）（9-20）靜力矩：（9-21）起動時間：所以起動時間符合要求。（9-22）9.6.3.2滿載起動時間驗算空載啟動時的靜力矩：（9-23）摩擦阻力的計算：（9-24）坡道阻力的計算:（9-25）風阻力：（9-26)空載起動時的靜力矩：