高手实例之由龙门起重机的底部水平力如何考虑？所引发的六连问

扫街

问题1
1 I. W! t- N+ G8 w' A在龙门吊设计时，在龙门吊的平面内，整个吊车应该就相当于一个单层框架。很明显，在竖向荷载作用下，两边的腿必定会有垂直于轨道的水平反力，不知在龙门吊设计时这个水平反力是如何考虑的？门式刚架中可通过抗剪件来受这个水平力，但龙门吊是要沿着轨道走的，不知设计时，这个水平力是把它释放掉还是通过轮子与轨道的接触来承受？换句话说，龙门吊的计算模型中是两个固定铰支座还是有一个滑动铰支座。
* C6 N5 G; y& A0 o2 w5 N) z! E回答
在龙门吊的平面内（门架平面内），整个吊车是就相当于一个刚性框架。
    龙门吊的门架是通过车轮支承在起重机的轨道上的，支承的性质取决于轨道能否给车轮以足够的侧向推力来约束车轮相对于轨道表面的侧向滑动，事实上，侧向推力的大小与龙门吊是否处于运行状态有关。
    当龙门吊不运动时，轨道对车轮的侧向摩擦力通常足以阻止车轮的侧向滑动；
) J. M. n$ P! V% t+ _5 g# B# e1 q    当龙门吊移动的时候，车轮的侧向滑移阻力会急剧下降，侧向推力接近于0。
) V1 I; G" D* U' F* X    试验证明，当圆柱车轮在极小的侧向力H（H/P《f ）作用下滚动的时候，车轮可发生侧向滑移，沿偏角α的斜线方向运行。


# `2 x$ S3 A. |在任何情况下，车轮总能够绕轨道顶部自由摆动，如附图，因此，侧向推力为0时，支承性质属于可动铰支座，当车轮不能侧移时，支承属于固定铰支座。顺便说一句，车轮的轮缘和轨道之间是有一定间隙的，这个间隙一般在20~30mm，车轮轮缘和轨道侧面相接触，共同形成侧向约束。产生横推力。


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对于主梁而言，如前述，当有横推力时，龙门架为一次超静定结构（图1），无横推力时，为静定支承刚架（图2），很简单，当为静定结构时，主梁处于最不利工况，因此，主梁一般的按两端简支梁计算（图3），这个不会因结构形式和支承情况而改变
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2 A& l' B2 t5 v" M" ]
- G# U3 C: f& @7 j但是对于支腿而言，门架按一次超静定刚架计算。
支腿的计算也不是一成不变的。
9 S9 U, `/ s. x8 o! O+ _2 m如果龙门吊的支腿都是刚性支腿，门架按一次超静定刚架；当龙门吊的跨度很大的时候，考虑温度变化等因素，支腿一般做成一个刚性腿和一个柔性腿，这个时候，门架就按静定结构计算了，此时允许柔性腿顶部有一定的变形。
一般，跨度30米以内的做成2个刚性腿，大于30米为一个刚性腿，一个柔性腿。
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7 r$ u' T5 M  j% W1 x问题2

四方体的移动架在路轨上移动,路轨铺在承轨梁上,承轨梁标高13m,移动架支腿高(含行走机构)6m,吊重400t,钢索长20m.移动架长10.5m,宽3.5m(我也认为不合理,但没办法,安装要求)

我在计算支腿柱头弯矩(移动架主梁和支腿连接处)时,遇到如何考虑计算模型的问题.一般来讲,移动架体行走时,轮轨侧向力可以视为零,移动架体处于静止状态时,有轮轨侧向力.

计算支腿柱头弯矩,应该考虑两种情况:

一位移动架处于静止时,吊重作用在移动架主梁上引起柱头处的弯矩,另外开始起吊时(即把吊重提升到一定高度,然后再移动移动架体),由于吊重偏离垂直方向2度到3度时引起的轮轨反力反映在支腿柱头处的弯矩;

另外一种工况时,移动架体处于运动状态,原则上不考虑轮轨侧向力,这样柱头处的弯矩只是由于吊重引起的柱头弯矩(支腿柱头为刚节点),但是,当两侧轮轨有一侧卡死(这种情况很少,但如果有这种情况),整个移动架体有一个惯性力(一边卡死,另一边用卷扬机的拉力仍在,这里是需要考虑惯性力还是卷扬机的拉力?),架体整体受扭,有轮轨侧向力,支腿柱头处表现出额外附加弯矩.

现在的问题是:感觉这些力并不能硬性跌价,毕竟轮轨处有一定的协调变形,这些力需要折算,然后计算柱头弯矩.

想请教一下在设计时,如何准确计算支腿柱头弯矩?

另外,对于吊重量大(比如200吨以上)的移动架体,个人认为,采用"三合一"并不一定合适的,主要是如果两侧车轮运行不均,很容易引起轮与轮轨卡死,这样,整体架子受扭力很大,表现在柱头的弯矩就不得了了,以为如何?
回答
0 s1 O' P# P1 j6 t  l' n, l

先说一说"三合一"的问题。
    桥式类型的起重机大车运行机构的运行方式无非就是集中驱动和分别驱动二种方式，在早期的桥式类型的起重机设计中，具体就是50年代，都认为集中驱动是唯一的选择方式，认为只有这样才能保证大车运行同步，原因是只有两侧主动轮的转速保持同步才能使起重机走直线，多年的理论与实践证明，分别驱动并不破坏起重机直线运动的规律。而且，集中驱动因为传动零件多，安装调整复杂，已经被分别驱动所代替。
8 P! A- _5 g3 z# f. v8 s% K    一般，只要你的刚架有足够的刚度，并且其轮距与轨距B/L在1/4~1/6，两侧电动机的输出力矩可以互相调节，车轮与轮轨卡死的现象基本不会出现，再者，你的运行速度不会很快的，也就更不会出现了。
    所谓的三合一就是电机、减速器、制动器三合一，没有了联轴器，和一般的分别驱动的区别是用电磁制动而不是液压制动，冲击大一些，但是如果运行速度低，且在运行机构上是可以的。
& q6 M3 l1 a1 l! P# e' }    你关心的是起重机跑偏后的水平侧向力，那么这个力到底多大呢？
    你的这个架子自重估计50吨，吊重400吨，如果轮压分布均匀，则一侧的轮压为225吨，则水平侧向力为P=1/2（∑R*λ），因你的架子跨距3.5米，轮距10.5米，L/B很小，取λ=0.1，则P=11.25吨。
这个力已经算的很大，由于运行速度低，侧向力不会达到上述计算值。

问题3
对于移动架轮子偏斜运行时的水平侧向力应该按照你所说的近似公式计算；但是，这里关于L和B的取值，我觉得应该是：L为起重机的跨距，反映在移动架体上就是两侧轮轨的水平距离，应该取10.5m;B应该为水平轮轮距，即一侧行走机构最外侧轮子中心线的距离，这里应该取3.5m。
2 z2 b/ F5 r+ E8 |4 z; K所以，λ=0.15，则P=16.875t。
总体感觉这个架子的尺寸不大合理，即L/B太大，但这是根据安装要求定下来的，虽然是不合理，但只能在设计上弥补了。不过对这个问题的认识有了提高，非常感谢了。
不知以为如何？
/ V* C2 s; x. e2 ~6 k5 ]回答
6 b! \' G) @, z! D' \% f6 q由于吊重偏离垂直方向2度到3度时引起的轮轨反力反映在支腿柱头处的弯矩;
这个角度考虑有误。1、由于在载荷起升的过程中（大车不动），起升速度缓慢起升，且吊重的开始位置不会偏离起升垂直轴线很多，因此不存在偏摆角的问题。一般假设若偏离0.2米（已经很多了），起吊高度18米，则夹角0.63度，偏摆力约1%，才4吨。况且，起升是一个缓慢的过程，不是一下就发生的。再说，起吊过程会拴牵引绳，不让他偏摆。
2、大车运行起制动的时候，倒是有水平运行惯性力。那么这个力多大呢？
3 g" V) J8 }8 l2 A, q0 K* ^. Y* P* K你的大车运行速度不会超过10m/min吧，一般大车起制动时间约4~6秒，则加j减速度为10/（60*4）=0.04m/^^s，则偏摆角=arctg 2*a/g=arctg 2*0.04/9.8=0.46度，偏摆力的大小可想而知。
3、顺便说一句，只有在塔吊等臂架类型起重机才考虑吊重由于回转、变幅的偏摆角，由此引起的惯性力及离心力。
1 Q; h- T  f4 S: |9 c- t0 u
4 W: }& \& S4 i4 ^问题4
, h+ W/ q' }1 y偏角的问题，你考虑的非常好，我可能是太保守了。不过，我认为，偏离半米左右是可以作为计算的依据的。
另外，计算起制动引起的惯性力时，偏摆角应该是arctg a/g吧？
+ v' M* I* d1 _  p# _, }% ]回答
6 W) `4 L# F: _+ l1、是arctg 2*a/g，见《起重机设计手册》（机械工业出版社） P23
7 G1 g% E, L. b6 S2、由于运行机构的水平惯性载荷很大，所以，一般运行机构的起制动时间很长，为4~6秒，有的时间更长。这个惯性力也可用理论力学的刚体动力学计算。
     运行速度10米/分，时间为5秒，则加减速度a为0.033，P=ma，则惯性力就可以计算出来了，我认为对于该结构来说是微乎其微了。

6 h! {! r% c+ H+ [- h0 _问题5
, j; k3 h6 N/ X) R3 v我现在最大的问题是，轮子水平力叠加的问题，由于最终我要计算柱头处的弯矩，所以，你认为那（哪）些力系组合是合理的？
0 Z. Q" W4 G  D回答
% G5 w! m1 U+ c* m6 r; ~* g轮子水平力叠加的问题从何说起？综合我前述的内容，车轮轮缘与轨道侧面相抵触，形成侧向约束，产生横向推力，这个力对支腿产生弯矩。
计算柱头处的弯矩其实就是龙门吊计算支腿的强度问题。
你的这个结构可以简化成正面刚架（沿跨度方向）和侧面（支腿平面）两种平面刚架进行计算。
1、正面刚架如果是2个刚性腿的话，在大车运行时，是静定门架，大车不动时是一次超静定门架。如前所述，计算支腿时按一次超静定考虑。
2、支腿平面是静定门架。
3、作用在龙门架上的力只有吊重、自重、大车制动惯性力、大车歪斜侧向力，因为你没有小车，在室内，所以不考虑风载荷、小车制动力和小车碰撞载荷。
4、支腿的计算分上述2个平面计算。
7 v0 y9 s) l1 n/ F7 T) p5 h在正面，由吊重会对支腿根部产生水平推力，从而在柱头产生1个弯矩。
大车运行水平惯性力会在支腿平面对支腿产生1个弯矩。
* C/ A* S  b! o4 s5 z还有就是大车运行的歪斜侧向力也会产生弯矩。
! Q  `& q% Q! f还有就是吊重对支腿产生的压力。
7 ^! a. ^9 Q! a/ K以上弯矩不是简单叠加，在正面，弯矩在支腿顶部最大，而在支腿平面，支腿根部弯矩最大。
& e4 ~2 u: U% G  E因此，支腿是一个双向压弯构件。
, A  `; h5 _7 U, F如果搞清了这个结构的受力，计算应该不麻烦了吧。
# X( \( C. |) M3 t  g, A) }我没有你的具体的结构图，不知你是单梁还是双梁，在门架平面内吊点离支腿距离是多少，在支腿平面，吊点离支腿多少等，所以不好直接计算，但是，算法是一样的。
, w+ y0 D  N- v  ?/ Y0 w需要另外提醒的是有关车轮的问题。
5 g& d" V4 h/ e  i你的吊重400吨，自重就算50吨，总共450吨，每个支腿100多吨，一个支腿一个轮子共4个轮子肯定不行了，因为，一般的轨道到60吨左右，所以，至少是一个支腿2个轮子共8个轮子，这样，轮压如果分布均匀的话，是56.25吨，一般的铁路钢轨肯定不行（P系列），需要起重机专用钢轨（QU系列），轮子的直径至少要700以上，而且是合金钢的，普通的铸钢直径要到900了。
+ ?/ y7 s2 L% I; z2 @% u因此，车轮组及轨道的计算也很重要，请注意。
还有就是大车运行的驱动问题。
我不知道你是用三合一或者别的机构等自身能够动的机构呢，还是用卷扬机牵引运行。两个各有优缺点。如果使用频率不高，一年也就几件，用卷扬机比较合算，因为在施工单位来说，卷扬机到处都是，临时拿来就可以用了，有自身的动力如三合一当然更好，但要考虑经济因素。
- O8 I7 p  j) |2 H8 l, e- D不管哪一种方式，你都要计算出运行的阻力出来。
/ R8 X$ l+ X3 E' w% `% n8 K8 c
问题6
6 n: E* O' U6 k5 t+ {; D0 P看我的设计方案
1.考虑采用卷扬机,采用6倍的滑轮组,应该没有问题.
2.关于车轮的选用,不敢大意,现采用一边8个,共16个轮子.
3.结构用双梁,双梁间用工字钢连接,所以,受力主要是门架平面,计算支腿时,主要考虑为超静定结构.关于受力,一方面是由于吊重引起的柱头弯矩,吊重引起的垂直压力.对于大车起制动引起的惯性力和偏轨引起的侧向力对于支腿的影响,我觉得反映在一点是一样的,即轮轨偏轨引起的侧向力,侧向力对柱头应该有弯矩作用.
对于支腿平面,由于支腿和主梁中心线重合,应该没有柱脚的弯矩,如果是单梁的,应该有吧.
" i2 K8 x! [, ?9 H主梁长10.5m,上作用两个力,关于中心成对称，两个力间距离4.5m.
+ p! z! `. {5 C8 [. y+ \% s6 j大车起制动引起的惯性力大概为13.2t,轮子跑偏引起的侧向力为16.7t,个人认为,附加侧向力应该只考虑轮子跑偏引起的侧向力,即16.7t,如你所说,侧向力是轮子与轮轨接触引起的约束力,不知道这样考虑是否正确.这个侧向力对柱头应该有个附加弯矩,然后和由于吊重引起的弯矩叠加,应该是很大的值.
由于力的作用线和支腿的中心线重合,支腿属于单向压弯构件.
6 a3 z- e1 w$ b2 K$ w- _回答
1、用卷扬机，我感觉这个方案比较简单、经济。至于滑轮组，我感觉没有这么复杂吧，不过，这要看你机构的设计计算了，我不好断言。
+ U) R) ]$ q& x+ A" i: [/ ]2、用16个车轮，也只有如此了，这是降低轮压的唯一办法，不过，你用的是一边2条轨道共4条轨道，那么，这个台车的结构可是够复杂，够重的了。
- b5 `$ h9 B# N0 s" D参照他人设计，采用两条轨道，成功案例是可承重450t的移动架体，所以，用16个车轮应该是可以的。
对于弯矩的计算，感觉昨天考虑的不大合适，轮轨跑偏时，引起侧向力，对柱头引起弯矩，这时候，由于移动架处于运动状态，所以 ，不考虑吊重引起的柱头弯矩；除非是移动架在运动中突然卡死，有水平惯性力引起的柱头弯矩，和由于吊重引起的弯矩，这两个叠加，视为静止状态。综合几种情况下的弯矩，比较柱头处的弯矩值，取大作为计算依据。
以为如何？
现在我的大梁计算出来，采用箱形梁，翼缘30，腹板1200，也够大了，证明是强度控制的梁，这跟以前计算中的刚度控制不同，可能跟吊重和吊重的位置有关。
# c) U/ j) p( U  Q, E0 r& t+ R另外，现在初步选定支腿柱头面法兰长度为1200，柱头处腹板间距离为900，支腿柱脚处腹板距离400，主要是考虑和行走机构配合。没有细算，先把示意图画出来，然后和业主讨论。
3 {6 u4 n" \- S3 H# ]2 ?% e0 M而且麻烦的是，限高要求比较严，只能反复比较了，所以，最终结果不是优化结果或接近优化结果，只能保证安全即可。
一个台车大概8t左右，两个16t,所以，也不是很轻的。
3、关于支腿的弯矩，按照上述原则计算就是，感觉大车惯性力计算偏大。注意大车惯性力应作用在主梁（简单计算），在根部弯矩最大，吊重产生的横向水平推力产生的弯矩在柱头最大，这个力是大头，估计在150吨米左右。
4、主梁是箱型梁，计算太保守了吧？我初步估算一下：集中载荷100吨，腹板高1200，就算10mm厚，粗算剪应力为100*1.5/（120cm*2）=0.625t/^^cm，这计算已经够保守的了。
5、限高要求比较严的话，用法兰就是，不过，和台车连接的法兰在局部细节上注意工人穿螺栓方便。至于法兰及螺栓的计算按照常规就是，规范已经很详细。
以上的讨论只是大概的总体方案的讨论，实际写计算书的时候要复杂，比如水平惯性力的计算要分别计算支腿、主梁等，但实际结果肯定比估计的小。 要考虑起重机设计有关的动力系数。在主梁、支腿的截面选择时要符合规范的要求，这我就不多说了。 在结构的细部结构设计时，应考虑防腐，如果油漆不到的地方，应加构造堵头板，防止锈蚀。 建议结构确定后，再采用软件进行校核计算，与手算进行对比，如SAP，这样就会心里更有数。
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点评：
# n0 ~1 K/ m) v, @# [ 搞起重设备的，在各方面要备加小心，国家对这一块管的很严，它和压力容器、电梯、大型游乐设施等都属于特种设备。因为未知的因素太多，包括制造（特别是焊接）、安装、使用等，所以要通盘考虑。上海沪东造船厂2001.7.17事故就是个例子，那可是有博导在现场啊！因此，起重设备无小事，一旦出事就是大事。无论哪个环节出了事，都不是好事，你也不可能一点没事。之所谓一失足成千古恨。
, I6 R7 u$ J) j0 r  安全是第一位的，绝对要保证万无一失，因此，应力取小一些会让人放心，不就是多用几吨钢材吗？换来的是你能够安心的睡着觉。即使你设计无问题，制造也无问题，但是用的时候，碰到胆大的，指不定会给你怎么用呢！如果你经常去现场，有一些对起重设备违规的现象，你做梦都想不到。搞起重的，越懂，胆子越小，你信不信？
  

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玩大结构，巨型结构，玩到一个年头，就再也不敢信谁了，尤其在国内，自己能玩的年代就自己玩一把，自己感觉能力下降了，不能玩了，就主动退出这个江湖，
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- I0 X* V; ]; J$ l楼主谈的这些问题很对，越玩越胆小，即使这些东西都懂，假如对材料一知半解，在国内，一下就可以翻车，万劫不复，这也正是国内害怕玩这些，全面引进的一个原因，

8 O$ S8 T6 o0 K! G$ Q2 H( T举例说，你计算好了，没问题，但对于厚板结构，什么都还好好的呢，钢板层间撕裂了，结构一下就全面崩溃了，重大事故，到时候，你说都说不清楚，

探索号QM

安全和质量的保证是针对风险而言。

吟荡第九步

楼上的好可怜，我是来学习经验的。

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设计和使用是两回事啊

739046455

收藏仔细慢慢看

bamboo

表示完全看不懂，但扫街大侠新换的头像很霸气 很玄幻，手里还是扫帚么？

剑南春17385

长篇大论！
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潇湘逸梦

理论依据啊，以后设计相关东西可以拿来计算验证一下了

万古悲风

太复杂了，有点看不懂