门式起重机设计说明书

PAGE8720吨“L”型支腿、箱形单主梁门式起重机设计学院（部）：机械工程学院专业：机械设计与制造学生姓名：班级：学号指导教师姓名：职称最终评定成绩2011年5月 前言知识的日新月异、社会的进步、信息的全球化，无不昭示着一个急切呼唤创新型人才的时代的来临。培养和造就创新型人才已经成为我们这个时代新的乐章。毕业设计是大学生在校学习的最后一个教学环节,也是培养学生创新意识的一个重要的环节。搞好毕业设计,不断提高毕业质量,是师生对社会和国家的一种承诺，更是一种创新型学习和研究的一种新的尝试。起重机机械主要用于装卸和搬运物料。不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、建筑工地等生产领域,而且也应用到人们的生活领域。它们是以间歇、重复的工作方式，通过起重吊钩或其他吊具的起升、下降及移动完成各种物品的装卸和移动。使用起重机械能减轻工人的劳动强度,提高劳动生产率,甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械的基本参数主要有以下内容： 1.额定起重量G.它是指起重机在正常使用情况下，允许最大限度起升的重物质量。起升高度H.它是指起重机取物装置上下极限位置的垂直距离。跨度S和轨距K.S是指桥架型起重机运行轨道中心线之间的水平距离。K是指起重机轨道中心线或车轮踏面中心线之间的水平距离。运动速度V.它主要包括起升、运行、变幅、回转等机构工作速度。生产率Q.它是表示起重机装卸能力的综合指标。起重机械的工作级别M.它是反映起重机械整机和各机构工作繁忙程度的指标。门式起重机作为货物装卸机械设备里的排头兵，值得我们深入的了解和学习。门式起重机由门架、小车、大车运行机构和电气设备等部分组成。门式起重机的分类和构造：按门式起重机的上部结构型式可分为葫芦单梁门式起重机、双梁门式起重机、单主梁门式起重机。按其上部结构、主梁的结构又可分为单箱形主梁、双梁箱形主梁、∩型柜架截面桁架结构梁、矩形截面桁架结构梁、三角截面桁架结构梁等。

设计前准备图书馆借阅。通过阅读机械设计手册、起重机设计手册、起重运输机械、起重机课程设计、通用机械和现代起重运输机械等书目，对起重机有了一定的了解。2.和同组同学的交流与合作,自我学习并请教指导老师等.3.实地参观学习。通过组织性地到天桥起重机公司（TQCC）的实地参观学习，进一步加深了我对起重机的认识和了解。不仅让我对理论知识不在盲从，而且在脑海中有了一个更贴切实际的设计步骤和流程。这些都对我接下来的设计工作帮助良多。诚然，毕业设计是一项比较系统的学习和锻炼过程。本人才疏学浅，一定有所遗漏和不足之处。诚请老师们批评指正，学生定当及时改进。在此，学生首先向批阅我毕业设计的老师们，致以诚挚的感谢和敬意！设计说明书的导航一、设计者背景（1）二、前言（25）三、设计前准备（6）四、设计题目及过程（782）第1章已知数据和计算简图（1011）第2章起重小车的设计计算（1232）2.1主起升机构的设计（1222）2.1.1主起升机构的传动简图（1213）2.1.2选择钢丝绳（1314）2.1.3确定滑轮尺寸并验算强度（14）2.1.4确定卷筒尺寸（1416）2.1.5选择电动机（1617）2.1.6选择减速器（17）2.1.7验算起升速度和实际所需功率（1718）2.1.8选择制动器（18）2.1.9选择联轴器（1819）2.1.10电动机的验算（1921）2.1.11减速器的验算（2122）2.2小车运行机构的设计计算（2232）2.2.1轮压的计算（2224）2.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度（2425）2.2.3运行阻力的计算（25）2.2.4电动机的选择（26）2.2.5选择减速器（2627）2.2.6选择联轴器（2728）2.2.7电动机的验算（2831）2.2.8制动器的选择（3132）第3章门架的设计计算（3272）3.1门架主要尺寸确定（3238）3.1.1主梁几何尺寸和特性（3233）3.1.2支腿几何尺寸和几何特性（3436）3.1.3下横梁截面尺寸及几何特性（3637）3.1.4主梁支腿抗弯刚度比（37）3.1.5大车轮距选取（38）3.2门架的计算载荷（3841）3.2.1主梁单位长度质量（38）3.2.2小车轮压（38）3.2.3小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力（39）3.2.4大车制动时产生的惯性力（3940）3.2.5风载荷（4041）3.3主梁的内力计算（4149）3.3.1垂直面内的内力（4147）3.3.2水平面内的内力（4749）3.4主梁的强度验算（4952）3.4.1弯曲应力验算（4950）3.4.2剪应力验算（50）3.4.3主梁扭转剪应力（5052）3.5支腿与下横梁的内力计算（5261）3.5.1门架平面支腿内力计算（5257）3.5.2支腿平面内的支腿内力计算（5761）3.6支腿和下横梁强度验算（6162）3.6.1支腿强度验算（6162）3.6.2下横梁强度验算（62）3.7门架的静刚架计算（6266）3.7.1主梁的刚度计算（6263）3.7.2支腿静刚度计算（6366）3.8主梁动刚度计算（6668）3.9起重机轮压计算（6872）3.9.1门架平面内轮压计算（6870）3.9.2支腿平面内轮压计算（7071）3.9.3轮压的合成 （7172）第4章大车运行机构的设计计算（7282）4.1车轮与轨道的选择（7273）4.2运行阻力的计算（7374）4.2.1摩擦阻力的计算（73）4.2.2坡度阻力的计算（73）4.2.3风阻力的计算（73）4.2.4运行总阻力计算（74）4.3电动机的选择（74）4.4选择减速器（7475）4.5选择联轴器（75）4.6电动机的验算（7578）4.6.1电动机过载能力的验算（7576）4.6.2电动机的发热验算（76）4.6.3起动时间的验算（7678）4.7减速器的验算（78）4.8制动器的选择（7880）4.9起动和制动打滑验算（8082）五、结论（8384）六、参考文献（8586）七、致谢（87）设计题目及过程一、已知数据和计算简图题号：10；起重量：20；跨度：=16.5；悬臂长度：双悬臂；=7.2；=6.3；=5.0；工作级别：、40%；起升高度：10；起升速度:8机构工作级别：小车运行速度：45小车工作级别：大车运行速度：80大车运行级别：小车轮距:2.5；小车轨距:1.23；各构件质量数据：起重机总质量：=49612kg；主梁:=18612kg；支腿：=3853kg（一根）；下横梁：=2346kg(一根)；轨道：=2950kg；走台栏杆：=2067kg；大车传动装置：=1881kg；小车：=7286kg；操纵室：=566kg；电气均布质量：=450kg；电气集中质量：=750kg；小车供电电缆：=314kg；操纵室梯子安装：=124kg；吊具：=322kg。计算简图如图8-19所示：起重小车的设计计算2.1主起升机构的设计采用垂直反滚轮式单主梁小车。2.1.1主起升机构的传动简图根据结构紧凑原则，采用如图8-21所示的起升机构传动简图：采用双联滑轮组,取主起升机构滑轮组倍率=4;如图、所示，主起升机构承载绳索分支数=24=8；查附表9，采用图号为T1—362.1508的20吨吊钩组代用。吊钩组质量=467kg。两滑轮间距=87。2.1.2选择钢丝绳滑轮组采用滚动轴承，当=4时，查[1]表2-1，滑轮组效率=0.975；钢丝绳承受的最大拉力：查[1]表2-4，工作级别；安全系数=5.5今选用线接触钢丝绳型，其破断拉力换算系数钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为由[1]式(2-10)求得：查附表1，选择钢丝绳，其公称抗拉强度为1670MPa，直径d=20,其允许破断拉力总和为。选用钢丝绳标记如下：20NAT619WFC1670ZS220.4GB8918—882.1.3确定滑轮尺寸由[1]式(2-11)，滑轮的许用最小直径：D式中，系数=25由[1]表2-4查得由附表2选用标准滑轮=500由附表2选用平衡滑轮=0.6=3002.1.4确定卷筒尺寸今选取卷筒直径与滑轮直径相同,即=500由[3]表14-3查得卷筒标准槽形螺距=22;槽底半径=11卷筒计算直径=500+20=520卷筒长度:参考现有结构,取卷筒长度=1500式中—附加安全系数，=2；—卷筒中央不切槽部分长度，取其等于吊钩组两动滑轮间距==140,实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适当增减。卷筒壁厚δ由[1]式（2-16）计算：=0.02+(6~10)=0.02500+(6~10)=16~20取=20卷筒壁应力验算由[1]式（2-17）计算：今选用卷筒的材料为147-323抗压强度极限=65000；抗拉强度极限=15000许用压应力,卷筒壁强度足够。由于，尚应验算弯矩产生的拉应力，如图8-22所示，当卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于中央时：卷筒的断面系数：式中=50；=-2=50-22.0=46卷筒承受的拉应力：合成应力：式中，许用应力，卷筒强度通过。2.1.5选择电动机静功率计算:式中—机构的总效率。取=0.85。电动机计算功率：，由[1]表6-1查得。由附表28选得电动机的型号如下：YZR250-8，工作制，=40%,=6次/时。=720r/min.=6.0由附表29选得电动机轴端尺寸=70,=选择减速器卷筒转速减速器的传动比由附表35选择ZQ650，传动比=40.17输入功率=26kW.由附表34查得输入轴直径=60,1=110.输出轴端为形轴。2.1.7验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：误差可用实际所需功率：不需要改选电动机。2.1.8选择制动器制动器的额定制动力矩式中—制动安全系数。取=1.50由附表15。选择YWZ5-315/30.制动力矩，=315.制动器质量=50.6。2.1.9选择联轴器选用两个起升机构的四支点小车。如下图所示：，高速浮动轴的计算扭矩由[2]式82：式中—安全系数=1.5；—刚性动载荷系数=1.5；由附表29查得：电动机YZR250M-8的轴端直径=70，=140.从附表43选得CLZ3半齿联轴器，其图号为S139,最大允许扭矩。飞轮矩，质量浮动轴直径，。由附表44选用一个带制动轮直径为Φ315的半齿联轴器，其图号为S215，=1400；=0.42；=19.1。2.1.10电动机的验算由附录第九节验算电动机的过载能力(1)电动机过载能力的验算式中—系数，=2.1；—电动机转矩允许过载倍率，=2.4。—机构中电动机个数。，过载验算通过。（2）电动机发热校核由附录第九节验算电动机发热电动机稳态功率：式中，=0.8，由附表23选取电动机动态功率式中在此按附录推荐的一般的发热法验算发热即按下式求出K值：式中—机构电动机在=40%时的额定功率。今=1.13。但按简易的发热效验,可以认定=1.7由附图23查得YZR250-8电动机的允许输出功率容量值。今,发热校核通过。（3）起动时间起动时间按[1]式（6-10）计算：由[1]可知，对于3～50吨通用起重机。1～2S。因此满足要求。式中:静力矩=（4）制动时间制动时间按[1]式（6-11）计算：制动时间太短，但型制动器的制动力矩可调，今将制动器的制动力矩调至计算制动力矩，则代入上式，制动时间,仍太短，可将制动器弹簧调松制动力矩=350，则制动时间,可用。2.1.11减速器的验算①减速器输出轴最大径向力由[1]式（6-16）计算：式中=2—绕到卷筒上去的绳段数目=9613.8—卷筒及轴的质量，由附表36参考取定；—ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷，由附表40查得。因此：[]合格，通过。②输出轴最大扭矩由[1]式（6-17）：=21990.18～25131.63式中ψmax=2.8由附表21查得由附表36查得.通过2.2小车运行机构的设计计算2.2.1轮压计算现将小车设计为垂直反滚轮式小车，其受力简图如图所示参考类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重如下：=4509—小车上机械部分质量；=16322—吊重和吊具重量之和；=2409—小车架及防雨罩质量。各质量至小车主动车轮的距离为图示,其中距离=1230；距离=605；=685；=935；根据小车的平衡条件，求出主动轮轮压、从动轮轮压和反滚轮轮压；由：=36525.33=357948由ΣY=0：36525.33-4509-(20000+322)-2490-=02=13204.33=129402因此，满载主动轮轮压：Pmax=357948/2=178974满载垂直反滚轮压：Pfg=129402/2=64710空载主动轮轮压：空载车轮轮压为：空载垂直反滚轮轮压：每个空载垂直反滚轮轮压=42053/2=210262.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度由附表17，选择单轮缘车轮=500由附表22，选择轻轨24由[1]式（5-1）求车轮踏面疲劳计算载荷因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取=500,对于24轻轨,轨顶的曲率半径=300;点接触的接触应力按[1]式(5-3)计算今选用车轮材料为ZG35CrMnSi，由[4]，σb=686N/mm2。由[1]表5-2，K2=0.181。由[1]表5-5，因车轮转速由[1]表5-3，=1.03。由[1]表5-4，=1.12满足要求。2.2.3运行阻力的计算今为垂直反滚轮式小车，有两个垂直车轮和两个垂直反滚车轮。摩擦阻力矩的计算：式中，主动车轮的参数：k1=0.05，μ1=0.01；d1=20；β=2垂直反滚轮的参数：k2=0.06；μ2=0.01；d2=9075。于是坡道阻力矩：风阻力矩由[1]式（7-3）：式中=150N/m2；C—风力系数，取C=1.2；—小车迎风面积()；—吊重的迎风面积()。2.2.4电动机的选择电动机静功率：式中当小车运行机构采用集中驱动，即采用单电动机驱动时，初选电动机功率：N=KdNj=式中，Kd由[1]表7-6查得为1.2对于运行机构，由附表28，应选S4工作制的电动机，JC=25%，CZ=150，YZR160M2-6当=40%时=7.0kW，=945r/min，=0.58kgm22.2.5选择减速器减速器的传动比；由附表40选用立式减速器ZSC600，i’=37.9输入功率[]=14kW，=1000r/min小车运行速度验算：误差:可用2.2.6选择联轴器由附表29查得YZR160M2-6电动机的轴端尺寸为d=48,L=110由附表37查得减速器ZSC-600的输入轴端尺寸d1=35,l1=55；输出轴端尺寸D=80；l2=115；(1)机构高速轴的计算扭矩：其余符号的意义如前由附表47选择带制动轮的半联轴器，其图号为S217，质量GD2=0.33kgm2,允许传递的最大扭矩[Mmax]=1400,联轴器的质量G2=18.1kg(2)低速轴的计算扭矩：今选用四个半齿联轴器CLZ3，其图号为S160，质量Gz=25.7=0.435kgm2，[Mmax]=31502.2.7电动机的验算电动机的过载能力验算根据附录第九节，验算电动机的过载能力；式中λas—平均起动转矩，取λa=1.7；W=0.006—摩擦阻力系数，按[2]表12选取；Kp=0.002—坡道阻力系数。由[1]得=250N/m2=4900NMN<过载能力通过电动机的发热验算按附录第九节，小车运行机构电动机的发热验算：稳态功率按附表23、25，G=G2=0.8（JC=25%,CZ=300次）。因此，动态功率Nd=系数K=取K=1.7.按附图18查得K=1.7，JC=25%,CZ=300,N=7.21kW.故，满足发热要求。验算起动的时间满载起动时间按下式验算：验算空载起动时间：空载起动时间：2.2.8选择制动器由《起重机课程设计》可知，满载制动力矩时按下式计算：由设计指导书《起重机课程设计》中的附表15选用YWZ5-200/30,制动力矩.验算制动时间：制动时间偏短。可将弹簧调松。第三章门架的设计计算3.1门架主要尺寸确定3.1.1主梁几何和特性门架的主要构件有主粱、支腿和下横粱，皆采用箱形结构。主粱截面如图8-24所示，其几何尺寸如下：①主梁几何尺寸高度≥()=()16.5=1.1～0.66取=1.203宽度B≥(0．6～0.8)=(0.6～0.8)1.20=0.72～0.96取=0.85;=0.76取副膻板厚度δ2=0.5其它板厚δ1=δ3=δ4=0.6其余尺寸=150,=90(腹板间距)②主梁几何特性 面积=374.82静面矩=101503;=68603惯性矩=13287624=5594314截面模数=170353;=108843;=94573;3.1.2支腿几何尺寸和几何特性支腿总体尺寸支腿几何图形如图8-25所示参考同类型超重机，采用“L”型支腿,确定总体几何尺寸如下:H=8.05，H1=1.35，H2=O.40，H3=1.50，H4=2.00H5=13.765=8.25=1.60=5.40=4.05=7.00B=8.529计算门架内力时，取计算高度，=1.35十8.05十O.4=9.80计算内力时，取计算高度:=8.05支腿截面尺寸及几何特性支腿截面尺寸如图8-26所示，其几何特性为：截面:;=l432431;；.截面：=403208;=1951110;；折算惯性矩：=565398;=1691770。3.1.3下横梁截面尺寸及几何特下横梁截面几何尺寸如图8-27所示，其截面几何特性为，截面：;,；截面：;，；3.1.4主粱支腿抗弯刚度比系数:式中——主梁绕轴惯性矩;——支腿折算惯性矩，=9.8，=16.53.1.5大车轮距取3.2门架的计算载荷3.2.1主梁单位长度质量门架的计算载荷：q=59.06主梁的单位长度质量：式中——起升冲击系数，由第二章，取=1。3.2.2小车轮压小车轮：单主梁小车有两个垂直车轮轮压计算轮压：由第二章得，动力系数可按下式计算：=取=1.15,则==299253.3/2=3.2.3小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力由式（8-10）可知，小车制动时的惯性力受限于小车车轮与轨道的粘着力，即式中——粘着系数，=0.15——主动车轮轮压，3.2.4大车制动时产生的惯性力由式（8-7）可知，大车制动时引起的惯性力也受限于车轮与轨道的粘着力①主梁自重引起的惯性力；在本例中，大车车轮总数为4，主动车车轮数为2，尺寸和见图8-24：②货物自重和小车自重引起的惯性力若取作用在处；=③支腿自重引起的惯性力支腿自重：Gt=3853kg=0.15×3853×④主梁自重引起惯性力化成均布截荷3.2.5风载荷作用于货物的风载荷当Q=20t时，=10;C=1.2;为工作状态最大风压，由[1]可知=250(假设在沿海工作)②作用在小车上的风载荷式中——小车的迎风面积，由小车防雨罩的尺寸确定，=81.2×250×8=2400③作用在主梁上的风载荷式中——主梁长度方向迎风面积；=1.2×250×55=16500④将主梁上风载荷化为均布载荷=4.533N/cm⑤作用在支腿上的风力式中Ft=H×B=8.05×1.675=13.5=1.2×250×13.5=4050化为均布载荷：3.3主梁的内力计算3.3.1垂直面内应力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将对主梁、支腿、下横梁逐个进行计算计算主梁的内力时，将门架当作平面静定结构分析①主梁均布自重引起的内力由[1]表11-3的计算公式：支反力：剪力：弯矩：由主梁自重引起的内力图由如图8-28，其中图a为计算简图，b为弯短图，c为剪刀图②移动载荷引起的主梁内力取小车轮压：分别计算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力：小车位于跨中（如图8-29、和）由[1]表11-3：如图8-28主梁由自由重引起的内力图由[1]最大弯矩作用位置：x=由[1]表11-3求得支反力；VA==149627剪刀B.小车位于县臂端（图8-29、和）由[1]表11-3得：支反力:剪力：=由[1]表11-3；弯矩小车制动惯性力引起的主梁内力（图8-30、和）当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力，由[1]表11-3；支反力：剪力：由[1]表11-3求得弯矩：跨中：支座处:图8-30主梁由小车惯性力引起的内力图3.3.2水平面内的内力①当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的和由满载小车自重引起的P的计算值已于前述顺大车轨道方向的风载荷为、和（其值也列在前面），它们引起的主梁内力见图8-31.A、小车在跨中由[1]表11-3求得弯矩：=B、小车在悬臂端由[1]表11-3求得弯矩：===ML/2==现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下：主梁垂直面内弯矩（Nm）生产弯矩的外力小车位置主梁均布质量q移动载荷p小车在跨中小车在悬臂-153083.52-153083.52248878.84248878.840-149626.61043440.06-740653.65产生弯矩的外力小车位置小车制动时产生惯性力移动载荷P小车在跨中197837.5898918.7938044.241486999.2小车在悬臂197837.5898918.79-1224645.8-374004.86主梁水平面内弯矩（Nm）产生弯矩的外力小车位置、、、、等小车在跨中小车在悬臂-26023.68-105420.98-163831.18-34185.433.4主梁的强度验算3.4.1弯曲应力验算由上表可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯短，小车在跨中时，跨中弯矩最大。小车在悬臂时，支承处弯矩最大。现分别验算主梁跨中和支腿处的弯曲应力。由公式（8-14）求得跨中弯曲应力。=12011.90N/cm2≤[]由公式（8-15），支承处弯曲应力==9675.19N/cm2≤[]3.4.2剪应力验算根据上述计算,小车在悬臂端时,主梁支承处剪力最大,主梁支承处垂直面内的剪应力由式(8-16)计算：小车在跨中：=36093.6+118807.65－7635.5=147265.75N小车在悬臂端：=－36093.6－252538－7635.5=－296267.1N剪应力：3.4.3主梁扭转剪应力主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计。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，还了在受约束弯曲应力、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，主梁截面还了在受纯扭转剪应力，现验算如下：①弯心的位置如图8-32所示，主梁截面弯心位置：如图8-32主梁截面弯心计算简图小车各部分重量如下：=4509kg——小车上机械部分重量；=16322kg——吊重及吊钩组重量；=2490kg——小车架及防雨罩重量。②外扭矩③主腹板上的剪应力τ1=式中=90.7×150.8=13677.56τ1==1369.37N/≤[τ]盖板厚度与主腹板厚度相同④副腹板上剪应力τ2==1641N/≤[τ]3.5支腿与下横梁的内应力计算3.5.1门架平面支腿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，支腿平面的刚架为超静定结构=1\*GB3①由主梁均布自重产生的内力（如图8-33）由[1]表11-4可知，有悬臂的侧推力为：为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即H=弯矩：=2\*GB3②由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行A.小车在跨中（图8-34）当=9.7m时，=2.6侧推力：=弯矩：B.小车在悬臂端（如图8-35）主钩左极限位置。侧推力：弯矩：=41665.36980=40832052N.cm=3\*GB3③作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力（如图8-36a、b所示）作用在支腿上的均布风载荷引起的支腿内力：侧应力：弯矩=4\*GB3④由于顺小车方向轨道的小车制动惯性力和风载荷产生的支腿内力（如图8-37a、b所示）由[1]表11-4可知，顺小车轨道方向的风载荷和小车制动惯性力产生的支腿内力：侧推力:=(20187.51+2400+3000)=12793.75N弯矩:小车在跨中的支腿合成弯矩：小车在悬臂端的支腿合成弯矩：3.5.2支腿平面内的支腿内力计算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，此时垂直载荷：P=2P++G+G+G式中各符号的意义见前述。=1\*GB3①由垂直载荷引起的支腿内力（如图8-38a所示）在垂直载荷作用下引起的支腿内力由[1]表11-5得支反力：弯矩:如图8-38支腿的内力计算简图=2\*GB3②由水平载荷引起的支腿内力(如图8-38)在水平载荷和作用下引起的支腿内力由[1]表11-5计算：作用在支腿顶部的水平载荷：作用在支腿中部的水平载荷：支反力：弯矩=5719160=91486.64Nm③支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（如图8-38）已知支反力弯矩：④支腿自重引起的支腿内力（如图8-38）已知支腿自重，化为均布载荷：弯矩支反力=弯矩：⑤下横梁自重引起的下横梁内力（如图8-38所示）在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩和下横梁中的弯矩。除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩：下横梁自重=2346kg，化为均布载荷支反力弯矩在支腿与下横梁联接处的下横梁截面处的弯矩：=支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩支腿平面内支腿下部弯矩合成：3.6支腿和下横梁强度验算3.6.1支腿强度验算由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：ΣMC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：σ=对于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成弯矩和轴向力合成验算支腿强度轴向力弯曲应力==7553.533.6.2下横梁强度验算下横梁强度按截面的合成弯矩验算：3.7门架的静刚架计算3.7.1主梁的刚度计算计算门架刚度时，应分别对主梁和支腿进行刚度计算。在进行主梁刚度计算时，应以门架平面作为计算平面。在进行支腿刚度计算时，以支腿平面作为计算平面。主梁刚度按超静定门架计算。①当小车在跨中时，按式（8-23）计算=②当小车在悬臂墙时，按式（8-24）计算：=3.7.2支腿静刚度计算对于支腿，只需进行支腿平面内的刚计计算即可如图8-39支腿刚度计算简图1）水平刚度（如图8-39、）在水平载荷、作用下，支腿顶部的水平位移按式（8-30）计算:其中,单位水平载荷=1引起的支腿内力为:在水平载荷和作用下引起的内力由前述所知=45835；=7772=0.52②垂直刚度计算（如图8-39、）在垂直载荷作用下，支腿顶部的垂直位移按式（8-29）计算：单位垂直载荷=1引起的支腿内力：由前述计算：=377562.28③扭转刚度计算（如图8-39、）支腿受主梁传递的扭矩而引起扭转变形，其扭转刚度按式（8-31）验算：④单位扭转刚度计算，单位扭转刚度计算按下式计算：3.8主梁动刚度计算主梁的动刚度，可以由式（3-24）验算主梁满载自振频率来控制：①当小车在跨中时，由表3-7式中在此=163.22式中在此于是②小车在悬臂端时：式中=82.14式中===0.50===4.59皆大于2Hz,满足要求。3.9起重机轮压计算如图8-40所示为单主粱门式起重机的轮压计算简图。其计算步骤是：先分别计算出在门架平面内和支腿平面内的轮压，然后叠加。在计算门架内的起重机的轮压时，应按小车位于左悬臂进行计算。这时，门架平面支腿处车轮产生最大轮压，支腿处车轮产生最小轮压在支龋平面，分别计入风力、大车制动惯性力和下横粱重量等，分别求出支腿和处的附加轮压按额定起重机计算轮压(小车位于左悬臂端)巳知数据如图8-40、如图8-41所示。门架的各部分质量和载荷如下Gc=566kgG=750kg;G=4764.66kg，G=3853kg，G=1881.4kgG=14558.7kgG=124kg，G=7286kg;h=11.3m;Q=16000kg，=3.6m；G=322kg,=21m;h=10.55m;=19m;=12.3m;=5.375m;=11.3m=12ms=6m;B=7mG=2346kgP=16500N;P=2400N;p=4050N;p=3000N;p=3222N;p=20047N，p=p+p=22161．5N;P=p+2p=20047N十2×2722=25491N=llm;p=17141N3.9.1门架平面内的轮压计算最大轮压：②门架平面的最小轮压：V=（V+V）=+]3.9.2支腿平面内轮压计算支腿平面的轮压计算如图8-41所示：支座处轮压：支座处轮压:3.9.3轮压的合成由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为,若在设计时，能够使得支座侧的两个小车轮轮压接近相等，则有：V=V===237909.4同理，支座处的两个车轮轮压：V=V===61014.16将支腿内的轮压和均分到每个车轮上，则====58198.22====-37540.56现将门架平面内和支腿平面内分别求得的轮压叠加得：门式起重机车轮轮压叠加值（N）由上表看出，最大轮压为：∑VA=296107．62N大车运行机构的设计计算4.1车轮与轨道的选择由附表18,选择双轮缘车轮=700mm大车车轮轴径:=100mm;车轮轴承型号：7524；轨道型号:43;由附表22，轨顶曲率半径=30cm由[1]式(5-1)，求车轮踏面疲劳计算载荷：由前述门架计算可知:因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取，轨顶半径点接触的接触应力按[1]式(5-3)计算：今选用车轮为，由，。由[1]表5-2，k=0.181,k=6.6由[1]表5-5,=0.845,=0.443因车轮转速由[1]表5-3，C=1.08由[1]表5-4，C=1.12P=kCC=0.1811.08×1.12=317370N满足要求。4.2运行阻力的计算4.2.1摩擦阻力的计算摩擦阻力的计算，由[1]式(7-1)：由[1]，取=0.02,=0.08cm,=1.5=1.5(16000+49612)(0.08+0.02×)=231479=4.2.2坡度阻力的计坡度阻力的计算，根据[1]式(7—2)：4.2.3风阻力的计算风阻力的计算：4.2.4运行总阻力计运行总阻力：4.3电动机的选择初选电动机电动机静功率：已知运行速度按[1]式(7-10)电动机功率：由[1]表7-6选得=1.2,由附表28可选择电动机，YZR200L-6，JC=40％，，，。4.4选择减速器减速器的传动比：===26.74今选用立式套装减速器，由附表40查得：ZSC—600V，=27.3，=18，大车运行速度验算：速度误差验算:可用电动功率，因现选减速器传动比较的增大，即大车运行速度降低，故电动机功率合适4.5选择联轴器由附表37查得，ZSC-600的输入轴尺寸：=35,=55,减速器输出端为套装式，不需联轴器，故只需选高速轴联轴器机构高速轴扭矩：式中其中符号如前由附表44,选择带制动轮的半齿联轴器，120，4.6电动机的验算4.6.1电动机过载能力的验算根据附录第九节，按下式验算电动机的过载能力：通过。式中：GD=1.15（GD+GD）=1.15（2.6+0.38)=3.42kgm其余符号同前4.6.2电动机的发热验算按附录第九节，大车运行机构电动机的发热按下式验算:稳态功率：附表25和23,G=G=0.8(JC=25％，CZ=450次)。因此动态功率:N==系数根据附图19，取K=1.7时JC=40％的YZR200-6在CZ=450次时的允许输出功率为.发热验算通过4.6.3起动时间的验算①满载起动时间(分别驱动)验算：t(Q=0)=[式中静力矩:==222.33起动时间：t=[②空载起动时间验算空载起动时的静力矩：摩擦阻力的计算：坡道阻力的计算：风阻力；空载起动时的静阻力矩：M==192.88N空载起动时间：（Q=0）==[=4.7减速器的验算减速器的轴人功率按起动时的功率确定:已知每个电动机的静功率为16.38kW,而式中:N＞[N],宜改选ZSC-750输入轴转速时，但与原要求大车运行速度时的减速器传动比接近相等，故不再验算。4.8制动器的选择制动力矩的计算：对于室外门式起重机，由[1]得式中取由附表15,选得制动器型号为YWZ5-200/23制动力矩验算制动时间:可用对于室外门式起重机,还应验算制动力矩:则：YWZ5-200/23型制动器的制动力矩可以调到,但仍用夹轨器。4.9启动与制动的打滑条件打滑验算分别按起动和制动两种情况进行1)起动时期不打滑验算由[1]式(7—24):由前述的轮压计算可知，主动车轮在、车轮处，从动车轮在、处，主动车轮轮压总和：从动车轮轮压总和:取代入上式得:如果作用在门架支腿平面内惯性力，风力等方向与图8-41所示的相反时，则主动轮轮压和(N)如下表所示：主动轮轮压之和:从动轮轮压之和:所以会产生起动打滑。若在轨道上撒沙,使，则可把高到。制动不打滑的验算：若与互换,则结论经过较系统的计算，加上独立思考并结合与本组团队的交流和讨论，我浅尝后，得到了以下几点结论。一、经过系统、认真的计算和校核，我发现我所设计的各个主要参数在误差允许的范围之内，大体达到了设计论题中的相关要求。二、为使安装工作顺利进行并符合技术要求，安装前要对零部件进行如下检查：1.用经纬仪、水平仪、卷尺等检查大型结构件的技术参数。2.部装和总装时，对零部件应注意清洁，特别是滚动轴承、齿轮、滑轮、行走轮、吊具、电器等部件的清洁。3.以部件整体运输的机件，总装前应对所有的连接螺栓进行检查并进行紧固。4.检查轨道的铺设偏差，跨度偏差应小于4，轨道接头间隙为1～２，温度间隙为4～6，轨道接头左右上下偏差小于1。三、对起重机的调整应满足以下要求：1.确定好主梁和支腿的位置，其尺寸偏差应小于1。2.主梁跨中和悬臂端应有一定的上拱度。3.跨中不应超过/2000（为起重机的跨度），悬臂不应超过/1000（为起重机的悬臂长度）。四、为提高钢丝绳的使用寿命，至少每周要润滑两次。钢丝绳在一个捻节距内断丝数达到钢丝绳总丝数的10%，则应报废更新。钢丝绳有断股时，应报废更新。滑轮与卷筒每年至少要全面检查一次，如发现以下情况则应报废：1.滑轮槽壁或卷筒壁磨损量达原厚度的15%。2.滑轮槽径向磨损达钢丝绳直径的25%。3.滑轮轮缘磨损面积超过3。4.滑轮和卷筒上有裂纹。六、减速器内油面，应始终保持在油针指示的油位上，每年至少要作一次全部的减速器和齿轮联轴器的齿轮工况检查。如出现以下情况则应更换：齿根上有疲劳裂纹。轮齿崩裂。齿厚磨损超过原齿的20%。制动器要求定期检修，检修时应着重以下各项：1.铰链关节处不得有卡塞现象。2.制动器各部分应动作灵活。3.制动瓦衬位置适当。4.制动轮表面完好且无大于2的抓痕。5.制动瓦衬边缘的磨损量不应超过其原厚度的1/3，中间部分不应超过1/2。6.电磁铁引用线应有良好的绝缘。参考文献[1]《起重运输机械》陈道南等编冶金工业出版社1988年{第一版}[2]《起重机设计规范》(GB3811-83)中华人民共和国国家标准中国标准出版社1984年（备注：图书馆暂缺，本设计依《起重机课程设计》{第2版}中相关数据作参考选取）[3]《起重机设计手册》起重机设计手册编写组编机械工业出版社1980年3月{天津第一版}[4]《机械零件设计手册》东北工学院编写组《机械零件设计手册》{第二版、中册}冶金工业出版社1982年1月[5]《机械设计手册》冶金工业出版社1996年[6]《现代工程制图》刘东燊等编著化学工业出版社2004年[7]《通用机械》齐大信主编化学工业出版社2008年4月{第一版}[8]《机械设计基础》银金光、王洪主编科学出版社2005年8月{第一版}[9]《机械设计课程设计》银金光、王洪主编中国林业出版社2006年3月{第一版}[10]《公差配合与测量技术》邓英剑、杨冬生主编国防工业出版社2007年3月{第一版}[11]《起重机课程设计》陈道南、盛汉中主编冶金工业出版社1993年10月{第2版}基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究\t"_blan