40t轨道式集装箱门式起重机设计.doc

太原科技大学 2008届毕业设计说明书
毕业设计（论文）封面

太原科技大学

毕 业 设 计（论 文）

设计(论文)题目：40t轨道式集装箱门式起重机
结构设计

姓 名：舒云峰
学院（系）：机械电子工程学院
专 业：起重运输机械
班 级：机自041201班
学 号：200412030124
指导教师：张文军

2008年 6月

40t轨道式集装箱门式起重机设计

设计摘要

摘要：轨道式集装箱龙门起重机（英文缩写RMG）是集装箱堆场专用机械之一，它利用市电，通过行走轮在轨道上的移动，配有20'，40'可伸缩吊具（根据需要亦可配双箱吊具），在集装箱堆场的规定范围内起吊、堆放集装箱。
RMG与RTG（轮胎式集装箱龙门起重机）相比，具有用市电驱动，无污染，可加大起重量和起升速度，大车可吊货快速行走等优点。
本机由起升机构、小车运行机构、大车机构、减摇机构等组成。起升、大车、小车机构多为交流变频控制。起升机构一般为单卷筒形式，亦可根据需要设计成双卷筒开式。
关键字：轨道式，集装箱，门式，起重机，结构设计

Abstract design

Abstract: The track-type container gantry cranes (the initials RMG) is one of machinery specialized for Container Yard, which uses electricity to run round the track on the mobile, with 20 ', 40' retractable spreader (also based on need Can double with me spreader), in the container yard of the provisions of the lifting and stacking of containers.
RMG and the RTG (tire container gantry cranes) compared with using electricity-driven, non-polluting, can increase from the weight lifting and speed, large carts may be suspended cargo fast walking, etc.
The plane from lifting, running car agencies, large carts, roll bodies composed. Lifting, large carts, car bodies for the exchange of multi-frequency control. Lifting bodies is generally single-reel form, or under the dual needs of open-reel.
Keyword: Track Crane, containers, Gantry crane, structural design

前 言

轨道式集装箱门式起重机是众多港口起重机械的一种，它以采用市电无污染、能源充足等有点适用于固定场所的长期作业，是港口货物装卸运输的必备设备。
针对世界贸易的全球发展，港口运输在世界经济贸易中占居越来越重要的地位。港口货物的装卸运输的效率高低直接关系到经济效益的高低，因此港口的起重运输设备的革新和改进就刻不容缓。传统的集装箱装卸运输方法和系统已经不能满足日益增长的经济贸易的需求。
面对新时期的全球贸易的新挑战，我们不断的进行着技术、设备和管理方法的革新来提高港口的装卸运输效率，加大港口货物的出入量。不断的顺应全球化经济贸易的高速发展。
就集装箱装卸运输方面的革新，我们做出下面设想：
技术方面我们采用整船集装箱定位扫描系统，起重机吊具采取数控系统由电脑操作自动寻取集装箱坐标并经行精确对接吊取，代替人工手动对准吊取。能够大大提高工作效率和质量。
设备改进我们采取大吨位的高效率的起吊机械，改进集装箱的装载重上限。或者采取双箱、三箱同时装卸来提高效率。
管理方面我们采取全面智能化系统管理，港口机械全面实现计算机系统操控。减少人工干预，实现高效率作业。
本次设计就是本着提高港口机械的装卸效率的原则，设计的大吨位、大跨度、大起升高度的轨道式集装箱门式起重机。起重量40t是现有最大的起重量，大跨度和高起升高度大大扩大了起重机的工作区域。作业能力大大提高。
本机设计是基于现有产品模型自行设计出来的，设计过程中难免会有疏漏和过失之处，在后期的设计当中作者会不断的更新改正。本设计仅仅设计金属结构的设计，机构设计将后会继续完成。设计过程中，学校老师和导师为我们提供了巨大的帮助，再次向我们的指导老师表示诚挚的感谢！

目 录

一． 轨道式集装箱门式起重机总概 6
二．总体设计 8
1.设计参数 8
2.主梁设计 8
（1）基本尺寸设计 8
（2）主梁截面几何参数计算 9
3.端梁设计 10
4.刚性支腿设计 11
5.柔性支腿设计 13
6.下端梁设计 15
7.上马鞍设计 16
三．起重机整机稳定性计算 17
1.空载起重机沿轨道方向起、制动时的载重稳定性安全系数验算 17
2.起重机满载时垂直于大车运行轨道方向的载重稳定性安全系数验算 20
四．主桥架计算 21
1.载荷计算 21
（1）主梁自重载荷 23
（2）一根主梁上小车集中载荷 23
（3）端梁自重 23
（4）惯性载荷 23
（5）偏斜运行侧向力 23
（6）风载荷 24
（7）扭转载荷 24
2.主梁内力计算 25
(1)主梁垂直平面所受的内力 25
(2)主梁截面水平载荷产生的内力 27
3. 强度计算 27
4．疲劳强度计算： 30
5.主梁稳定性计算 32
五．支腿计算 34
1. 载荷计算 34
2. 支腿内力计算 36
3．支腿强度计算 39
4. 支腿稳定性计算 41
六．下横梁的强度计算 44
七． 连接强度验算 44
（1）计算法兰板上焊缝的强度 45
（2）刚性支腿下端与下横梁联合 46
（3）螺栓连接计算 47
八．刚度计算 48
（1）静刚度和位移 48
（2）桥架水平惯性位移 49
（3）起重机偏斜运行对主梁产生的水平位移 49
（4）垂直动刚度 49
九．起重机拱度 51
十．参 考 文 献 51
十一. NEW TECHNIQUE OF ZPMC 52

一． 轨道式集装箱门式起重机总概
本起重机专供集装箱货场上作未来集装箱的装卸车及堆垛之用。在龙门起重机的行走距离内可以进行吊一箱过三箱的作业，为扩大起重机的作业范围，本机具有两侧13米的外伸距，加上龙门架跨度内的60米工作长度，形成86米长的小车作业线。起重机可以在门架跨度内堆存21排集装箱；在外伸距处作车道的集装箱装卸车作业。同时，为了适应不同的集装箱堆放方向和集装箱拖车行走方向。本机配备伸缩式集装箱索具（亦称吊具），索具的开闭锁动作和伸缩可以由司机在操纵室操作。
本起重机在轨距60米的轨道上运行，轨道型号为QU80，轨道安装质量必须达到中华人民共和国交通部标准 JT5022-86《港口起重机轨道安装技术条件》的规定，以保证起重机在额定载荷下安全使用。
操纵室悬挂在小车旋转架上，和旋转架、集装箱索具一起横移和旋转，保证司机有良好的视线，以便准确对箱操作。
本起重机各机构均为工作性机构。即都能带载动作，完成20英尺或40英尺集装箱的起升、下降、横移、旋转及整机沿堆场轨道运行。起重机的设计和校核均按我国国家现行标准 GB3811-83《起重机设计规范》和 GB6070-85《起重机械安全规程》的相应规定执行，以保证本起重机在集装箱装卸作业时正常工作。
起重机总体性能表
起重量 起重能力 40吨
吊（索）具下起重量 60吨
起升高度 轨上16.5米
门架跨距 60米
门架两侧外伸距 13米
门架基距 16米
工作速度 起 升 25米/分
小车横行 62米/分
大车运行 50米/分
起重机最大工作轮压 32吨/轮
大车使用钢轨 QU80
使用电源 种类 3相 380伏 50赫
方式 电缆卷筒绕入/±200米
起重机总重量520吨
本机金属结构均是钢板焊接而成的箱型结构,门架与门腿成π型,门腿内设直梯，主梁上设有人孔，以方便人员进如进行内部结构检查。门架与主梁用法兰方式联结；主梁分成三段，用高强度螺栓联结；以方便运输和安装。在运输过程中，注意枕木的搁置点应放在箱体的横隔板部位，以免产生凹陷变形。
本机的起升机构、小车机构、旋转机构和大车机构均有终点开关保护。开关位置在总装试车前按设计图要求定位。
起升卷筒轴承座设重量传感器。
大车行走机构上的顶轨器和防台锚定销和小车锚定销上均有行程或联锁开关，亦须在现场作定位调整。
大车机构的附属安全设备较多，有行程终点开关；门腿一侧位置设有锚
定联锁开关；在另一侧位置设有大风防爬装置；装在四条门腿上的大车行走声光报警器以及电缆放出完毕停车开关。
这里需说明一下：当操纵大车运行手柄欲令大车行走时，首先行走声光报警器发出红色闪光，且笛声大作，警告轨道附近人员避让，同时，防爬器电动机启动提防爬靴。当防爬靴提起高度碰及行程开关时它一面接通行走控制电路，一面点亮松轨指示灯，行走电动机正向（或反向）接触器动作，起重机启动运行。
停车时，操纵杆手柄扳回“0”位，行走电动机失电，此时行走制动器不立即刹车，起重机可以籍惯行滑行一段距离。经过一段延时，然后制动器才失电抱闸停车，同时防爬电机失电，防爬靴下落至路轨上，碰动行程开关，切断大车控制回路，顶轨指示灯亮。
吊具系统:
吊具开闭锁只有在着箱开关全部动作后，才能动作。开闭锁动作完成后才能进行起升动作。
超载保护系统：
测重传感器安装在一台起升卷筒的轴承座内重量传感器，这里的钢丝绳是没有收放的，利用钢绳的张力测量吊重。讯号传至司机室内的微电脑载荷限制器，它显示所吊物品的重量。当载荷达到90%额定值时蜂鸣器发出断续声响，同时报警灯闪烁，是为了预报警。当达到105%额定起重量时，蜂鸣器发出连续声响，报警灯长亮，约经0.5秒延时后，若荷重仍没减小，继电器即行动作，切断起升电机上升控制回路。此时，重物只能下降不能上升。载荷限制器的调试详细情况请见“载荷限制器使用说明书”，并应定期进行检查标定。

二．总体设计
1.设计参数
起重量 Q=40t
小车自重 Gx=60t
小车轨距 b=14410mm
起升速度 V起=25m/min
大车运行速度V大=50m/min
起升高度 H0=16.5m
跨度 L=60m
有效悬臂长度
L0刚=13m
L0柔=13m
悬臂全长
L0’刚=18m
L0’柔=18m
沿海 工作风压 qⅡ=250pa
非工作风压qⅢ=800pa
材料 A3钢 工作级别 M6
2.主梁设计
（1）基本尺寸设计
取主梁高度 H1=（1/14-1/17）L=5.6～6.8m
根据设计的实际要求和结构的要求取 H1=4040mm
选用主梁为偏轨式箱形主梁
主梁宽度 B1=（0.6～0.8）H1=1.8～2.4m
初选 B1=1.59m
变截面长度 初选为3m
主梁上、下翼缘板厚 δ0 =20mm
主腹板δ1=12mm 副主板δ2=8mm
箱形梁承轨部分采用宽翼缘T字钢拼合，型号为600
T字钢上翼缘厚20、腹板厚12

主桥架总图

（2）主梁截面几何参数计算

截面积
A0=(1774X20+1650X20+4000X12+4000X8)mm2
=148520mm4
求重心坐标：

求惯性矩：

3.端梁设计
端梁高度 H2=1/2H1=2020mm
宽度 B2=1m
端梁上、下翼缘板厚δ0’=10mm
腹板δ=8mm
主梁和端梁采用法兰盘螺栓链接

4.刚性支腿设计
根据跨度60m，采用一刚性支腿和一柔性支腿的设计方法，柔性支腿铰接。
在门架平面计算按静定简图，在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。
由于设计起重机为工作级别为M6，最大轮压为20.3t，查手册选取车轮的车轮直径为Φ800，轨道型号为QU80。
由于起升高度H0=16.5m，极限起升高度距主梁下翼缘高度h0=2.5m，
支腿与质量连接支座高度hz=0.3m 。
6轮台车高度h台=3.415m
台车与下端梁连接支座 H支下=185mm
下端梁高度 H下端=600mm
得出支腿的高度为：H支=H0+h0-hz-h台-H支下-H下端
=（16.5+2.5-0.3-3.415-0.185-0.6）m
=14.5m=14500mm
门架平面
刚性支腿上端宽度：b刚上=1.2h主=4.8m
为满足弯矩和扭力的强度要求，取 b刚上=5m
下端宽度 b刚下>1.59/3=0.53m
考虑车轮和支腿支撑的构造，取b刚下=1000mm
为节省材料又能符合力学的要求，将刚性支腿的构造设计为如下图形式：

刚性支腿上截面：

刚性支腿下截面：

刚性支腿1-1截面计算：

整个截面是由两个截面组成，一个截面

整个截面的惯性矩：

计算刚性支腿中间截面的尺寸属性：

刚性支腿下端截面计算：

5.柔性支腿设计
柔性支腿下端宽度设计于刚性支腿相同：b柔下=1040mm
根据
取b柔上=1640mm
60
支腿上截面：

柔性支腿下端截面和刚性支腿下端截面各尺寸一样：

柔性支腿下端截面
柔性支腿上截面：

柔性支腿中间截面：

柔性支腿下截面和刚性支腿下截面各尺寸一样，截面性质一样在此不再做计算。
6.下端梁设计

下端梁的两端截面计算：

7.上马鞍设计
上马鞍设计与主梁直接相连，截面比较细小，起到加强桥架稳定性、水平刚度、抗弯、抗扭能力。因为上马鞍不在支腿平面与支腿直接刚性连接，所以所受作用力相对较小。为了简化模型在此我们不对其做考虑，把其当作进一步加强作用。

支腿平面示意图

三．起重机整机稳定性计算
带悬臂的龙门起重机，除验算沿大车运行方向空载起、制动时的稳定性，还须验算垂直于轨道方向的稳定性，由于集装箱的迎风面积不大，运行速度较低，故满载时的稳定性可不计算。
1.空载起重机沿轨道方向起、制动时的载重稳定性安全系数验算

式中 G桥——桥架重量

G梁——一根主梁的自重 G梁=118t
G轨——一根主梁上的小车轨道自重 G轨=5.4t
G栏杆——一根主梁一侧的平台栏杆的自重 G栏杆=10t
G电——位于平台上的电气设备的重量 G电=4.6t
G刚腿——刚性支腿的自重 G刚腿=18t
G柔腿——柔性支腿的自重 G柔腿=12t
G马鞍——马鞍自重 G马鞍=10t
G台车——大车运行台车总自重 G台车=40t
G下横梁——下横梁自重 G下横梁=15t

Pf——作用在桥架和小车上的工作状态最大风力。
计算风力时，前面一排的主梁，马鞍、支腿、下横梁及大车
轮组遮挡后面一排主梁、马鞍、支腿、下横梁及大车轮组。故后面一排受风面积应减小，减小程度用折算系数η表示。
风力计算公式分别为：

式中p’——作用在桥架与小车上的非工作状态的最大风力；
C——风力系数 c=1.6
Kh——风压高度变化系数 Kh=1
计算非工作风压时，Kh=1.13
qⅡ——第Ⅱ类载荷的风压值qⅡ=250Pa
qⅢ——第Ⅲ类载荷的风压值qⅢ=250Pa
η——折算系数，根据a/h值查<起重机金属结构>
a/h=1.4/4=3.25 <4
h1——桥架与小车挡风面积形心高度

工作状态最大风力Pf及非工作状态最大风力P’f和其相应的迎风面和形心至大车运行轨顶的高度h，计算如表：
名称
迎风面积
A （m2）
形心高度h1 (m)
工作风载 t
非工作风载 t
力 矩

主梁
384
21
15.36
55.5
322.56
1165.5
刚腿
17.4
16
0.696
2.51
11.14
40.16
柔腿
18.85
17
0.752
2.71
12.78
46.07
马鞍
2.8
25.4
0.112
0.40
2.84
10.16
下横梁
12.8
3.8
0.48
1.80
1.82
6.84
小车
16
24
0.64
2.31
15.36
55.44
司机室
4
18
0.16
0.58
2.88
10.44
大车车轮组
2
0.5
0.08
0.29
0.04
0.145
求各部件迎风面积及形心至大车运行轨顶的高度时，分别参照符图从表1-1的值如下：

P桥——起重机运行起、制动时引起桥架水平惯性力

式中 t制——起重机制动时间，t制=7秒
在计算稳定性时，取紧急制动时间，t制=3.5秒

h3——桥架重心高度
由于
故 P桥xh3值列表中
名称
重量G（t）
重心高
度h3(m)
惯性力
P桥（t）
力矩P桥xh3 （t/m）
2G静总
276
23
6.7
154.1
2G刚
39
16
0.9
14.4
2G柔
24
17
0.58
9.86
2G马鞍
10
26
0.24
6.24
2G台车
80
1.8
1.94
3.5
2G下横梁
30
3.8
0.7
2.66

P小——起重机运行启动，制动时引起的小车水平惯性力

h 4——小车重心高度 h 4=24m
B——轨距 B=16m

2.起重机满载时垂直于大车运行轨道方向的载重稳定性安全系数验算：

式中 P2——作用在集装箱上的工作状态最大风力。

h2——小车轨顶至大车轨顶间的距离 h2=23.2m
PQ——小车运行起、制动时引起的物品水平惯性力
P小——小车运行起、制动时引起的小车自重水平惯性力

式中 φ2——起升载荷系数 当V起=25m/min时φ2=1.17
φ4——运行冲击系数 V小小于60m/min时φ4=1.1
n制——小车制动的轮数， n制=4
n——小车的总轮数 n=24

h2=h4=23.2m
P1’’——作用在桥架与小车的纵向工作最大风力；
h 1——桥架与小车纵向挡风面积形心高度P1’’和h1的计算列表为：
名称
迎风面积 A
形心高度h1
工作风载p’’
力矩
主梁
70.4
21
2.8
58.8
刚腿
46.4
16
1.85
29.6
柔腿
46.4
17
1.85
31.4
马鞍
14.4
25.2
0.576
14.5
司机室
6
18
0.24
4.3
下横梁
15.8
3.8
0.63
2.4
大车轮组
9.8
0.5
0.38
0.2
=141.2t/m
所以

自重稳定性安全系数 ，见图和下式计算

式中 ——由上表数值得出

可见起重机的稳定性满足富余很大可保安全。

四．主桥架计算
1.载荷计算
起重机的各种载荷不可能同时作用于金属结构，应按各种载荷出现的频繁程度与结构的重要性根据起重机不同工况，考虑最不利的情况下，进行合理组合。对于龙门集装箱起重机载荷组合如下：
计算项目

工况

载荷
情况
主 梁

支 腿
疲劳和强度计算
强度计算
疲劳和强度计算
强度计算
龙门架平面
支腿平面
龙门架平面
支腿平面
龙门架或支腿平面
大车不动、吊重起升离地
大车不动、小车运行至跨中或悬臂端制动，吊重下降制动，风向顺着大车轨道方向
大车运行制动、小车满载运行至跨中或悬臂端下降制动，吊重下降制动，风向顺着大车轨道方向
大车不动、小车运行至跨中或悬臂端制动，吊重下降制动
大车运行制动、小车满载运行至跨中或跨内不动
大车不动、小车满载运行至跨中或悬臂端制动，吊重下降制动，风向垂直于大车轨道
大车运行制动、小车位于跨中或悬臂端下降不动，吊重下降制动，风向平行于大车轨道方向
大车不动、空载小车位于跨中或悬臂端，非工作状态下风载荷顺大车轨道方向
结构自重载荷PG

小车自重载荷Gxc

起升载荷PQ

大车惯性载荷PH

小车惯性载荷PHx

工作状态风载荷Pw，i

偏斜运行侧向力Ps

非工作状态风载荷Pw,0

碰撞载荷PC

实验载荷Pt

垂直平面载荷
（1）主梁自重载荷 主梁的单位重量：

（2）一根主梁上小车集中载荷
由于小车的轨距相对主梁桥梁的长度过小，故计算时将车轮压力计算为一点压力，作为集中载荷，作用于主梁上的移动载荷。

由于 简便起见 用代替，
=1.1
（3）端梁自重 分配于主梁端部为固定集中载荷

（4）惯性载荷 一根主梁上的小车惯性力为：

一根主梁自重的惯性力

端梁自重作用在主梁端的惯性力为：

（5）偏斜运行侧向力 由于本起重机采用刚、柔性支腿，故侧向力主要作用在刚性支腿架下面。
满载小车在主梁跨中央 支腿下面采用6车轮台车，2个一组
刚性支腿端总静轮压：
由 查得
偏斜侧向力为：

满载小车在主梁左端极限位置 刚性支腿下端车轮总静轮压为：

（6）风载荷
见前述，此处略解。
（7）扭转载荷
偏轨箱形梁有垂直载荷和水平惯性力的偏心作用而产生的移动扭矩，其他载荷产生的扭矩较小而且作用方向相反，故不做考虑。
偏轨箱形梁弯心A在梁截面的对称形心在x轴上，（不考虑翼缘板外伸部分）弯心至主腹板中线的距离为：

轨高 hg=152mm （p50）

移动扭转力为

2.主梁内力计算
(1)主梁垂直平面所受的内力
小车位于跨中央对主梁产生的垂直弯矩：

跨中内扭矩为：

跨中主腹板所受剪力为：

小车位于悬臂极限位置，对主梁跨端或悬臂根部产生的垂直弯矩：

小车位于悬臂极限位置处主梁支腿端部截面所受扭矩：

小车位于悬臂极限位置处主梁支腿端部截面所受剪力为：

(2)主梁截面水平载荷产生的内力
小车位于跨中时产生的水平弯矩：

小车在悬臂极限位置时主梁跨端产生的水平弯矩：

3. 强度计算
【1】主梁跨中的强度计算
需要计算主梁跨中截面危险点1、2、3的强度

（1） 主腹板上边缘点1的应力
主腹板边至轨顶距离为：

主腹板边的局部压应力为：

垂直弯矩产生的应力为：

水平弯矩产生的应力为：

惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用相反。应力很少故这此不计算。
主梁上翼缘的静矩为:

主腹板边上的切应力为：

式中：A0为主梁的过四边中心线的截面面积：

点的折算应力为：

（2）点的应力：
验证合格

（3）点的应力：
【2】小车位于悬臂极限位置处主梁支腿根部截面的强度计算
仍然验算该截面的1、2、3点的强度
（1） 点的应力
主腹板上边的切应力为:

1点的应力
（2）点2的应力
（3）点2的应力

4．疲劳强度计算：
桥架工作级别为M6，应按载荷组合计算Ⅰ计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度。
由于水平惯性载荷产生的风载产生的应力相对较小，为了简化计算在此忽略。
主梁自重弯矩：

满载小车在跨中时对主梁的弯矩：

满载小车在悬臂极限位置时的弯矩：

由此可见主梁中间位置截面的疲劳破坏最严重，以下验算中间界面的疲劳强度：
跨中最大弯矩为：

跨中的最小弯矩为，满载小车在悬臂极限位置：

（1） 验算主腹板受拉翼缘板焊缝4点的疲劳强度

应力循环特性：

根据工作级别A6，应力集中等级K1及材料Q235，查得
[σ-1]=119Mpa
焊缝拉伸强度许用应力为：

（2）验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处5点疲劳强度

应力循环特性:

根据工作等级A6材料为Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，底板与受拉翼缘板的间隙距离为50mm，应力集中等级为K3，
查得[σ-1]=71Mpa。

符合要求

5.主梁稳定性计算
【1】整体稳定性

整体稳定性符合要求。
【2】局部稳定性
翼缘板稳定性

需设置一条纵向加劲肋在垂直中心线处，不再进行验算。
翼缘板最大外伸部分

稳定满足
主腹板稳定性

副腹板稳定性

需设置横隔板及三条纵向加劲肋，主腹板设置相同，其布置显示于图：

横向大隔板间距a=2000mm
纵向加劲肋位置
且
宽翼缘添加小隔板的间距为a0=500mm
加劲肋尺寸的确定:
大隔板的厚度为δ=8mm，板中孔尺寸为1200mmx3590mm
上翼缘板纵向加劲肋选用<125x125x8mm
A=27.770cm2 Ix=514.65cm
纵向加劲肋对翼缘板厚度中线的惯性矩为：

主、副腹板采用相同的纵向加劲肋：
A=19.75 Ix=297.03
纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩:

或者：

合格
端梁一样在翼缘板上添加一根纵向加劲肋，在腹板上加两根，分别在0.2h处和0.4h处。大隔板也相同，间距a=2m 厚度δ=8mm
劲板均采用<125x125x8

五．支腿计算
1.载荷计算
支腿平面内计算的最不利工况是：满载小车在悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并制动，同时有风载荷作用。
支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。
1） 一根梁上的起升载荷与小车自重：

2） 大车的自重
刚性支腿上端以上的自重

刚性支腿下端以上的自重

柔性支腿下端以上的自重

3）小车的惯性力为：

小车与货物的风载荷

4）垂直于门架平面的风载荷

5）大车支腿以上桥架作用在支腿上的惯性力

风载荷

6）作用与支腿架的风载荷和支腿自重惯性力：

7) 偏斜运行侧向载荷 Ps
小车满载跨中
小车满载极限位置
2.支腿内力计算
（1）门架平面的支腿内力计算
柔性支腿与主梁铰接，因此门架平面按静定简图进行内力计算：

满载小车位于臂端，c点受弯矩

小车惯性和风载荷：

支腿风载荷

偏斜运行侧向力为Ps引起内力

B1=1m

（2）在支腿平面内的支腿内力
在支腿平面内支腿与桥架连接相对为柔性连接，支腿与下横梁为刚性连接
大车制动惯性力PH和风载荷Pw作用引起内力：

作用于支腿平面的风载荷与支腿自重惯性力

刚性支腿

柔性支腿

3．支腿强度计算
门架平面内，刚性支腿上端截面受到弯矩。柔性支腿与主梁铰接不受弯矩。 支腿上端与主梁法兰用螺栓连接，下端与下端梁焊接。
刚性支腿上端，内测分支的最大内测1点的应力为：

My为水平弯矩产生的应力
在支腿平面内，刚性和柔性支腿下端截面都受到弯矩作用。因刚性支腿下端截面与柔性一样，但是刚性支腿所受的载荷对截面的作用较大。故在此只对刚性支腿下端进行计算：
由于支腿下端只受单向弯曲，故下翼缘最外侧各点都是危险点，去任意点2
2点的应力：

计算刚柔性支腿的中心长度处
刚性支腿受双向弯曲。柔性受单向弯曲且所受载荷是支腿下截面的一半，截面面积比下端截面大，故在此也不做计算；
刚性支腿3点处
刚性支腿4点处

4.支腿稳定性计算
（1）整体稳定性
龙门起重机刚性支腿是双向压弯构件，柔性支腿是单向压弯构件，支腿的整体稳定性验算按下面简化计算式验算：

Mx、My——龙门架平面和支腿平面的计算弯矩（常取距支腿小端0.45h处截面的弯矩）
φ——轴心压杆稳定系数，根据支腿长细比
其中龙门架平面支腿为上端固定，下端铰支μ1=0.7
支腿平面，支腿下端固定，上端自由μ2=2
μ2为变截面支腿的折算长度系数由表查取：

查取μ2=1.1

取

验算通过。
由于柔性支腿只受单项弯曲，故不作验算。
（2） 局部稳定性
刚腿的盖板
合格
柔腿的盖板
需在中心线处设置一条纵向加劲板
宽度h>10δ 取h=150
厚度 取
腹板

需设置横向加劲肋 a=1.5m
并设置一条纵向加劲肋在中线处
宽度h>10δ 取h=120
厚度 取

六．下横梁的强度计算
经分析下端梁5点为危险点，5点受双向载荷
5点的应力为：

在截面内位于支腿腹板正对下侧添加2横向大隔板截面面积为：

七．连接强度验算
支腿上端与主梁通过法兰盘用螺栓连接，下端与下端梁焊接
（1）计算法兰板上焊缝的强度
支腿与法兰采用焊接连接，采用周边贴角焊缝连接，焊缝高度。
刚性支腿上法兰平面和焊缝在X方向的作用力为：

所受的弯矩为：

水平惯性力F为：

计算焊缝的惯性矩:

焊缝截面性质：

经过分析焊缝端点6点为应力最大点，6点的应力为：

验算合格
柔性支腿不受弯矩作用，其他受力过小，故在此不做计算。
（2）刚性支腿下端与下横梁联合
采用10mm焊缝，焊接计算

任意外侧的一点7

（3）螺栓连接计算

刚性支腿与主梁连接
由支腿的受力分析可得出距y0轴最远的一排螺栓的受力最大,竖直方向的压力最小值为0

共采用92个普通螺栓，孔径的Φ40mm。螺纹小径为
单个许用拉力为：

其中
验算合格
单个螺栓的剪力

合格
柔性支腿与主梁采用铰接，受单向较小作用力，在此不在计算。

八．刚度计算
（1）静刚度和位移

满载小车位于主跨中产生的垂直静挠度:

验算通过。
式中 集中载荷

为刚性支腿对垂直平面的折算惯性矩，可以近似取支腿距小端为0.72H处的截面惯性矩。

满载小车位于悬臂端极限位置产生的静挠度为:

（2）桥架水平惯性位移

合格
（3）起重机偏斜运行对主梁产生的水平位移

式中——起重机偏斜运行超前力

（4）垂直动刚度
门式起重机的动刚度以满载小车位于起重机指定位置产生的满载自振频率来表达。

满载小车位于跨中或悬臂端工作时，应按同一标准来检验起重机的垂直自振频率，计算模型如图所示，门式起重机的垂直自振频率（HZ）
可用下列公式来计算：

起重机满载小车于跨中的垂直自振频率
起重量：
小车量：
桥架中点的质量为:

起升钢丝绳最大下放长度为：

桥架跨中静位移：

起升钢丝绳选用直径为Ф36mm，钢丝绳滑轮组的静伸长为：

结构影响系数为：

起重机跨中的垂直自振频率为：

验算合格
小车位于悬臂端频率小在此不做验算。
九．起重机拱度
为使小车正常运行，门式起重机的主梁需在跨间设置拱度，在悬臂设置翘度。
主梁跨中央的上拱度取为，悬臂端的翘度取为 ，其它部分按二次抛物线变化。考虑制造误差和可能引起的变化（减小），允许将拱度和翘度值增大40%。

十．参 考 文 献
[1] 起重设计手册 （张质文 等主编）中国铁道出版社 1998年
[2] 起重机设计手册（起重机设计手册编导组编）机械工业出版社1980年
[3] 起重机械 内部使用
[4] 起重机运输机金属结构 （王金诺、于兰峰）中国铁道出版社
[5] 起重机设计规范（GB3811-83）
[8] 港口机械设计手册 人民