龙门起重机设计

PAGE概述起重机是指在一定范围内垂直提升和水平搬运重物的多动作起重机械。又称吊车。属于物料搬运机械。起重机的工作特点是做间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。中国古代灌溉农田用的桔是臂架型起重机的雏形。14世纪，西欧出现了人力和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期，出现了桥式；起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造，并开始采用水力驱动。19世纪后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代开始，由于电气工业和内燃机工业迅速发展，以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。主要包括起升机构、运行机构、变幅机构、回转机构和金属结构等。起升机构是起重机的基本工作机构，它们大多是由吊挂系统和绞车组成，也有通过液压系统升降重物的。运行机构用以纵向水平运移重物或调整起重机的工作位置，一般是由电动机、减速器、制动器和车轮组成。变幅机构只配备在臂架型起重机上，臂架仰起时幅度减小，俯下时幅度增大，分平衡变幅和非平衡变幅两种。回转机构用以使臂架回转，是由驱动装置和回转支承装置组成。金属结构是起重机的骨架，主要承载件如桥架、臂架和门架可为箱形结构或桁架结构，也可为腹板结构，有的可用型钢作为支承梁。起重机是减轻笨重的体力劳动、提高工作效率、实现安全生产的起重运输设备。在国民经济各部门的物质生产和物资流通中，起重机作为关键的工艺设备或主要的辅助机械，应用十分广泛。起重机根据结构的不同可以分为：①桥架型起重机。可在长方形场地及其上空作业，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸，有梁式起重机、桥式起重机、龙门起重机、缆索起重机、运载桥等。②臂架型起重机。可在圆形场地及其上空作业，多用于露天装卸及安装等工作，有门座起重机、浮游起重机、桅杆起重机、壁行起重机和甲板起重机等。另外，起重机也可以根据驱动方式、工作类型、机动性和用途等进行分类。龙门起重机只是其中的一种。随着物流业的迅速发展，起重机的作用也越来越大，在各大料场、钢厂、码头、铁路货场、港口等地方无处不见起重机的身影。目前起重机的制造大都趋向标准化、模块化、大型化、自动化方向发展，目前国外制造大型龙门起重机的厂商主要有美国的Paceco、德国的Noell、英国的Morris、芬兰的Val-met、韩国的三星和现代，以及日本的三菱、三井、住友等。随着国际集装箱运输事业的飞速发展，对龙门起重机的要求越来越高，使得各大厂商在新研制的起重机堆码高度、跨度以及速度等主要参数上都有了较大的进展。长期以来，龙门起重机仅小车运行机构采用交流驱动，近年来，起升机构和大车运行也相继采用了交流驱动技术，这样减少了维护和修理费，降低了营运成本。最近日本三井公司成功地采用了交流变频调速装置，解决了起升机构位势负载和车轮支承压力变化导致车轮转速变化的关键技术，达到了集装箱堆场作业的使用要求。德国派纳公司将其在自动控制领域所拥有的丰富经验成功地应用在大型轨道吊上,满足了现代化集装箱堆场对自动化控制的需要。如欧洲联合码头公司应用光缆传输技术，可靠地将龙门起重机与港站管理计算机联网，实现了无人装卸作业和堆物全盘自动化。据统计，欧洲作为传统上的轮胎吊的大订户，1995年订购的龙门起重机多达58台，从一个侧面反映出轨道吊的市场潜力和应用前景。另一方面，从世界上一些著名的港口的发展趋势看，龙门起重机将向大型化、高效化、自动化方向发展。我国从90年代开始着手研制龙门起重机，主要用于铁路系统的集装箱堆场。由于受各方面条件的限制，与国外同类产品相比，国产龙门起重机还存在不少差距，如技术性能、质量水平、作业效率等相对较低，尤其是海港堆场使用的现代化轨道吊，国内尚属空白，国内市场均被进口产品所占领。随着铁路、高速公路集装箱运输业务的高速发展，我国必将形成以港口、内陆转运站为主的集装箱集疏运系统。就目前集装箱运输的实际情况来说，庞大的铁路运输远远滞后于海运和公路运输。其中的关键因素主要是集装箱堆场装卸机械落伍和严重匾乏，构成了铁路集装箱运输的瓶颈。随着集装箱运输业务的进一步发展、港口吞吐量的增加、新建码头的陆续投入使用和旧码头的技术改造、对大型、高效、性能先进的集装箱堆场起重设备的需求量将逐年增加。目前我国已能批量生产具有国际90年代先进水平的岸边集装箱起重机和轮胎吊，而龙门起重机的研究与开发能力相对落后，尤其是中转枢纽港堆场使用的龙门起重机，国内目前还是空白。因此，开发大型、高效、性能先进的龙门起重机变得尤为迫切。龙门起重机主要由起升机构、大车运行机构、小车运行机构、横梁、支腿、地梁等组成，该设计采用的是单梁桁架式，起升机构和小车运行机构采用电动葫芦，横梁为三角形桁架结构，支腿一个采用刚性支腿，另一个采用柔性支腿，支腿用角钢焊接成格构式，地梁采用双槽钢焊接而成。本设计由于小车运行机构电动葫芦为标准件，因此不用设计计算，要对横梁、支腿、地梁等进行强度和刚度设计计算，并且对横梁各杆进行内应力分析。第一章龙门起重机的总体设计1.1、龙门起重机设计选题的意义及目的近年来，随着国民经济的飞速发展，物资流通周转的速度明显加快，这就增加了人的体力劳动。正是在这种情况下，起重机为减轻笨重的体力劳动、提高工作效率、实现安全生产等方面贡献了巨大的力量。它的使用，使生产、运输等更加驱于大型化、规模化。龙门起重机是起重机中的一种，主要用于大型料场、码头、钢厂、铁路货场等，它的形式主要有两种，一种是桁架式，一种是箱形结构。桁架式龙门起重机简单、轻巧，主要由型钢焊接而成。箱形笨重，主要由板材焊接而成。本课题设计参数跨度为35米，悬臂长度为13.5米，起升高度为13.5米，额定起重量为20吨。本课题设计采用单梁桁架式结构，小车选用电动葫芦，电动葫芦在主梁下面的工字钢上工作，这类起重机构造简单，自重轻，制造与安装容易。1.2、龙门起重机结构造型及技术参数1.2.1、结构造型图1是20吨电动葫芦龙门起重机的外形照片，图2是该起重机的金属结构示意图。图1图2它的主梁截面采用三角桁架结构，上弦由两根的角钢组成，下弦也采用的角钢，电动葫芦轨道采用I40b工字钢。支腿是用角钢组成的钢架结构，一侧是刚性支腿，另一侧是柔性支腿。因为这种结构对于轨道的安装误差以及可能发生的沉陷、制造时起重机跨度偏差都能较好的适应，支腿尺寸见图3。图3这种龙门起重机结构简单、制造方便，适用于各种堆场装卸和搬运，而且安装容易。1.2.2、主要技术参数起重量————————————————————20吨起升高度———————————————————13.5米跨度—————————————————————35米悬臂长度———————————————————13.5米大车运行速度———————————————————30m/min大车行走启动或制动时间————————————3秒电动葫芦最大起升高度—————————————18米起升速度———————————————————3.5m/min运行速度———————————————————20m/mnin10、最大轮压———————————————————78KN1.3、各个构件的选择1.3.1、起升机构起升机构选用电动葫芦起升机构(示例图片如右所示)。由于电动葫芦是标准件，查标准手册选择。型号：CD1型质量：2450kg工作类型：FC=25%运行速度：20m/min运行电机：ZDY121-4/0.8KW起升速度：3.5m/min起升电机：ZD151-4/13KW1.3.2、主梁1）、主梁选择的思想根据桁架式龙门起重机的起重量、总体尺寸、工作速度和工作级别设计计算它的主梁桁架，选取合理的桁架截面形式和腹杆体系，确定相应的节点构造等。一般用途的桁架龙门起重机采用单跨简支的轻型桁架结构。桁架的主要参数有：桁架高度h（或水平桁架的宽度H），桁架的节间数与节间长度a，桁架腹杆体系的倾角和桁架的自重。2）、主梁的设计主梁设计成三角形结构形式，主梁下部焊接工字钢，工字钢选I40b。主梁高度h的取值一般大于等于L/12~L/15，并小于等于3.4米，以满足运输界限。取h=2m。桁架主梁的宽度H是由主梁走台的通行宽度和保证起重机大车运行的刚度要求，通常取H=L/12~L/20，且H大于等于0.7米。取H=2.3m。腹杆体系中腹杆倾角取为45度。桁架的节间数与节间长度a由a取50mm的倍数决定，a=1.5m～3.5m，去a=2m。3）、主梁简图1.3.3、支腿由于本课题设计为35米大跨度龙门起重机，故选用一刚一柔支腿结构，具体尺寸见支腿设计校核及图纸。1.3.4、地梁（示例图片如右所示）地梁采用双槽钢焊接而成，其尺寸大小及具体外观大小见图纸及地梁的设计校核。1.3.5、大车运行机构（示例图片如右所示）大车运行机构有两个，分别由一个电动机、一个制动器、一个减速器、一个联轴器、一个驱动轮以及一个自由轮组成。其组成简图如下：a、车轮、轨道的选择根据最大轮压，选择车轮直径为600mm，轨道型号为Qu120型，轴承型号为3626。b、联轴器的选择选择联轴器型号为CLZ12。c、减速器的选择选择减速器的型号为ZSC-600，速比为60，运行速度为30m/min。d、制动器的选择选择制动器的型号为YWZ-200/25，制动轮直径为200mm，制动力矩200N/m,液压推动器型号YT1-25。e、电动机的选择YZR200L-6型电动机，N＝22kw，转速964r/min.1.3.6、驾驶室的设计（示例片如右所示）1）、内部净高2000mm；2）、顶部承压；3）、内部选用防火材料；4）、面板厚度一般取1～1.2mm；5）、司机视线好；6）、椅子按照起重机司机用的国标选用；7）、窗户可开启；8）、玻璃为钢化，夹层，有机，厚度为5厘；1.3.7、驾驶室支承平台的设计1）、驾驶室门口处有平台，有栏杆，度为1050mm，栏杆有踢脚板，高150mm(防重物坠下)；2）、载重；3）、驾驶室与平台的下方设计有一框架，框架由8号槽钢组成，框架中部有8号槽钢两根，用于插入支腿用；1.3.8、爬梯的设计1）、爬梯布置在刚性支腿上；2）、爬梯宽为600mm;3)、爬梯主肢：用3mm厚的板折成槽形，也可直接使用12号槽钢；4）、爬梯踏步：用3mm厚网纹板折边制作，短边为5mm厚；5）、爬梯两侧有防护栏，用电线管制作；6）、爬梯与支腿接触处设计有高100～150mm高的支座，支座用12号槽钢焊接而成，设计3～4个支座；7）、进入司机室处无防护栏，爬梯另一侧主肢有防护栏，并一通到顶；8）、进入司机室平台，向上1600～1800mm处，有一个拉手，用于司机由爬梯向司机室平台迈腿时，用手抓紧用，目的是为了安全；9）、爬梯踏步的间隔按人体工程学的规定设计，一般为250～300mm。1.3.9、大车滑线装置设计1）、选用380V光裸线，共三根；2）、滑动装置设计：制作铜滑轮三个，直径约100 ～150mm，铜滑轮支座上安装有带弹簧的铜拉杆两个，铜顶杆一端与铜滑轮侧壁利用弹簧压紧接触，铜顶杆另一端焊导线。1.3.10、小车行走滑线装置的设计1）、选用工字钢轨道橡套线结构；2）、钢丝绳直径一般取9mm，橡套线在行走时不许承受拉力，所以需装尼龙绳或者细钢丝绳，细钢丝绳直径约为2mm，牵引时它们受力，钢丝绳安装在工字钢两端。用8～10号槽钢焊接在工字钢两端处。上面打两个孔，孔径28mm。做两个相符丝杠：M27，长约300mm，上面焊有绳环。用丝杠拉紧钢丝绳，钢丝绳卡子一端三个。1.3.11、轨道基础的设计龙门起重机轨道一般长40～100m，根据场地大小及需要而定。一般轨道基在两端容易出问题，所以轨道在基础端部应超出实际运行到达位置2～3m，并采用大车限位撞尺的控制和车挡的限制。地基应采用钢筋混凝土地基，并且上面铺有枕木。1.3.12、安全装置设计1）、大车运行缓冲器的设计：选用橡胶式缓冲器；2）、安装位置在地梁两端，一般长度为400～600mm，焊在大车运行扫轨板上；3）、大车运行扫轨板的设计：距轨道10mm，板厚10mm，宽度与地梁等同，目的是将轨道上的物体扫掉；4）、大车运行电器撞尺（限位）的设计：用扁铁或的角钢制作。总长度约1500～2000mm，两端做斜边，用于电器行程开关搬动用；5）、轨道端部车挡的设计：大车运行缓冲器撞在此处，要满足强度要求。不得与铁轨焊接，因为铁轨是65Mn高碳合金钢，可焊性差，设计时参考标准图集；6）、电动葫芦运行限位器的设计：选用橡胶式，安装在大梁两端的工字钢上。1.3.13、电器设备位置的确定1）、探照灯两个，安装在主梁的两侧；2）、警铃安装在驾驶室处；3）、电阻器安装在驾驶室的下方。第三章载荷计算3.1、固定载荷固定载荷包括主桁架、刚性腿、柔性腿等质量，计算主梁时不计门腿质量。计算固定载荷时应考虑冲击系数，因大车运行速度小于60m/min，故取估算：取=110000N其中Q——起重量L——龙门起重机的跨度3.2、活动载荷活动载荷包括电动葫芦自重、额定载荷的重量。其中——电动葫芦自重，=24500NQ——额定起重量，Q=200000Ng——重力加速度，g=10m/——动载系数，取=1.2因此，3.3、惯性力3.3.1、电动葫芦水平惯性力1）、沿大车运行方向当大车运行机构起、制动时，由小车和货物重量引起的惯性力以一个集中力作用于跨中。沿大车行走方向水平惯性力为：其中——电动葫芦和额定起重量之和=24500+200000=224500N——重力加速度，g=10m/——平均加速度，其中——大车运行速度，=30/min——大车制动时间，=3秒所以，2）、沿电动葫芦行走方向的小车水平惯性力式中n——电动葫芦的驱动轮数，n=4——电动葫芦总轮数，=8所以，取=22450N即3.3.2、主梁桁架水平惯性力沿大车运行方向，当大车运行机构起、制动时，主桁架引起的水平惯性力作用在主梁上。3.3.3、刚性腿与柔性腿的惯性力忽略不计3.4、风载荷3.4.1、货物风载式中q——计算风压，q=400N/——货物迎风面积，=12因此，3.4.2、工字钢风载式中q——计算风压，q=400N/=24.8因此，3.4.3、主梁桁架风载根据已有类似龙门起重机，选迎风面积系数c=0.38、沿大车行走方向的主梁桁架风载式中c——充满系数，取c=0.38——高度修正系数，取=1q——计算风压，q=400N/F——迎风面积，，为每一片斜桁架的迎风面积其中——上弦杆长度，=60m——下弦杆长度，=62m——主梁桁架高度，=2m所以，、沿小车行走方向的主梁桁架风载其中c=0.38，=1，q=400N/——主梁桁架截面迎风面积，其值为其中——主梁桁架截面宽度，=2.3m——主梁桁架高度，=2m则，所以，、刚性腿风载式中——刚性腿迎风面积，=6所以、柔性腿风载因为本设计柔性支腿与刚性支腿的大小一样，只是与地梁的连接方式不同而已，所以第四章金属结构4.1、主梁桁架内力计算及校核4.1.1、龙门起重机横梁内力计算1）.起重横梁参数竖直方向：抗弯模量1835900cm4面积220cm2水平方向：抗弯模量384956cm4截面高度200cm,宽度220cm2）.横梁竖直方向最大弯矩当吊重在任一臂端时,最大弯矩在支腿上端的横梁中。其中吊重距离Lx=1350cm当吊重在梁中时,最大弯矩在支腿上端和横梁中部。支腿上部梁中弯矩：横梁中间部分弯矩（按最不利支撑计算，简支）：其中跨距Lx=3500cm横梁长度L=6200cm3).横梁水平方向最大弯矩当起重机带载启动或制动时，由惯性力引起横梁的水平方向变形，由于横梁水平方向抗弯能力较差，易产生大内力和变形。由惯性力引起的最大水平弯矩：4).横梁上主弦杆最大应力（由两根L160×160×10角钢构成）横梁主弦杆角钢L160×160×10截面积A1=31.5cm2支腿上部横梁弦杆在两种工况下的应力分别是：应力超标！！！！≤=215Mpa横梁跨中上部主弦杆的应力是：满足要求，但应力偏大，安全系数小5).横梁下主弦杆最大应力（由两根L160×160×10角钢和40b工字钢构成）工字钢面积94.1cm2,加角钢面积，下主弦的总面积A2=157.1cm2。≤=215Mpa满足要求。6)．横梁主弦杆在惯性力影响下的应力惯性力主要考虑梁中，受惯性力作用的主弦杆为下主弦杆的两侧主角钢，应力主要由角钢承受。≤=215Mpa可见在启动速度小于25m/min的情况下，主弦杆强度满足。由于风载荷影响小于惯性力，因此，不对风载荷进行计算。4.1.2、工字钢40b的强度校核对跨中下弦杆工字钢进行校核，下翼缘补焊12mm厚的敷板。选定截面尺寸后，应校核主梁截面的弯曲正应力和跨端截面的剪应力。1)、载荷引起的跨中弯曲应力跨中截面的弯曲正应力包括梁的整体弯曲应力和小车轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分，将它们合成后进行强度校核。计算简图如下：均布载荷引起的主梁弯矩图集中载荷引起的主梁弯矩图上图中，P为集中活荷载之和q为龙门吊恒载之和沿龙门吊35米跨径上的均布线载荷载荷组合后跨中最大弯距：根据刚度条件，主梁所需的截面惯性矩为：式中，L——梁的跨度（m）——主梁许用挠度，取P——电动葫芦在额定起重量时的总轮压（不计动力系数）其中，——额定起重量（N），=200000N——电动葫芦自重，=24500N因此，P=200000+24500=224500N则表示梁的下表面距截面形心轴x-x的距离（m）：故2）、主梁下翼缘局部弯曲应力普通工字钢在电动葫芦小车轮压的作用下，工字钢下翼缘的局部弯曲应力按下式计算：工字钢下翼缘受力简图敷板跟部1点由翼缘在xoz平面内及xoy平面内弯曲引起的应力分别为作用点2下表面由翼缘在xoz平面内及xoy平面内弯曲引起的应力分别为靠近自由端的点3由翼缘在xoy平面内弯曲引起的应力为式中、、、、——由轮压作用点位置比值决定的系数，故所以=0.62，=0.75，=0.25，=1.1，=0.95上面各式中，P——电动葫芦一个车轮的最大轮压（N）P=33062.5Nt——距边缘处的翼缘厚度（mm）加上敷板厚度（mm）t=16.5+12=28.5mm因此，3）、合成应力由水平载荷引起的弯曲应力较小，可忽略不计。工字钢下翼缘下表面1点的合成应力为作用点2的合成应力下翼缘下表面3点的合成应力式中，——主梁整体弯曲应力0.9——考虑工字钢下翼缘因磨损而减弱的系数4.1.3、刚度校核如果小车在跨中时，主桁架的跨中挠度小于或者等于许用挠度，小车在悬臂端处时，主桁架的悬臂挠度小于或者等于许用挠度，则说明主梁桁架满足刚度要求。跨中：悬臂端：式中，k——系数，常取k=1.1～1.2，取k=1.2——惯性矩，=0.19E=210Gpa=paP——小车净轮压，P=224500NL——跨度，L=35ml——悬臂端有效长度，l=13m因此，所以主梁满足刚度要求。4.1.4、抗剪强度校核最不利的工况：龙门吊在最大设计吊重下，电动葫芦行使至I40b与I28a分配梁的交界处。支点最大剪力支点最大剪应力因此支点处最大剪应力强度符合要求。4.1.5.龙门起重机横梁稳定性计算1）．横梁上主弦杆压杆稳定计算横梁主枝为双角钢L160×160×10，单个角钢截面面积A=31.5cm2角钢惯性矩cm4,主枝节距l=200cm角钢压杆稳定临界压力：E为弹性模量E＝2100000Kg/cm2L为角钢受压长度cm当吊重在跨度中点，横梁上主弦杆受压最大，其受压力为：N=M2max/200=13938138/200=69690.69kg单个角钢受压力为N=34845.35kg则安全系数n=Nero/N=11.5838>1.8～3.0安全。2）．横梁下主弦杆压杆稳定计算横梁下主枝为双角钢L160×160×10，和工字钢I40b,单个角钢截面面积A=31.5cm2,惯性矩cm4,主枝节距l=200cm,工字钢面积A2=94cm2，惯性矩cm4，按工字钢承受压力计算工字钢的受压稳定性。工字钢压杆稳定临界压力：E为弹性模量E＝2100000Kg/cm2L为角钢受压长度cm当最大吊重悬臂端，支腿上不横梁下主弦杆受压最大，其最大受压力为：Nmax=M1max/200=33981895/200=169909.48kg如只让工字钢承受此压力，则安全系数：n=Ncro/Nmax=69.27>1.8～3.0安全4.2、刚性腿主支承梁内力计算及强度校核4.2.1、支腿的几何尺寸支承梁的尺寸如下图所示：在上图中，为了计算简单偏于安全，假定腿与地梁的连接简化为铰接。在上图中，刚性腿主支承杆与垂直方向的倾角为，故因此，4.2.2、主梁受对称单位力作用时的内力分析当对称载荷作用时，两个支腿支承的力如图所示：则作用于刚性腿支杆的力R为底部的支反力为在上横梁中两端部的轴向力为地梁的轴力为4.2.3、电动葫芦位于支腿处的应力校核角钢L125×125×10受力简图1）、压杆稳定性校核因为两端为球铰，各个方向约束相同，=1。查表得等边角钢=38.5mm，，于是因此对于Q235钢，，E=210Mpa,,所以，用欧拉公式进行临界应力计算。该压杆的临界载荷为压杆的工作安全因数为：故压杆稳定性是安全的。2）、强度校核故该压杆满足强度要求。3）、弯矩和剪力校核因为一根刚性支腿有两组由角钢组成的立柱，一组的弯矩和剪力由另一组立柱来平衡，因此不用计算。4）、压杆长细比计算l=15688mm，故长细比因此，压杆长细比符合要求。4.2.4、电动葫芦位于悬臂端处刚性支腿校核1）、支反力计算电动葫芦位于悬臂端处的受力简图如上图所示，即：因此最大支反力为2）、支腿稳定性校核因为两端为球铰，各个方向约束相同，=1。查表得等边角钢=38.5mm，，于是因此对于Q235钢，，E=210Mpa,,所以，用欧拉公式进行临界应力计算。该压杆的临界载荷为压杆的工作安全因数为：故压杆稳定性是安全的。3）、压杆支腿强度校核4）柔性支腿校核因为本设计柔性支腿与刚性支腿截面尺寸相同，只是连接方式不同而已，因此它的稳定性计算、强度计算、长细比计算与刚性支腿一样，故不用校核。第五章机构设计5.1、大车运行机构的设计计算5.1.1、电动机的选取1)、运行阻力轮的受力简化图：如上图所示，其中P=264.5KN取=2500kg因此2）、运行阻力的计算(N)(2.41)式中——起重机运行静阻力；——起重机运行摩擦阻力；——起重机在有坡度的轨道上运行时需克服的由起重机重量分力引起的阻力；——室外起重机运行时由风载荷引起的阻力；a、运行摩擦阻力起重机满载运行时的最大摩擦阻力（N）式中G——起重机自重(N)；Q——起升载荷（N）；——滚动摩擦系数；——轴承内径（mm）；——轴承摩擦系数；D——车轮直径（mm）；——附加摩擦阻力系数；b、满载运行时最小摩擦阻力(N)空载运行时最小摩擦阻力c、坡度阻力满载运行时最大坡度阻力(2.43)式中i——坡度阻力系数；由手册得i=0.001；满载运行时最大风阻力●、货物风载式中q——计算风压，q=400N/——货物迎风面积，=12因此，●、工字钢风载式中q——计算风压，q=400N/=24.8因此，●、主梁桁架风载根据已有类似龙门起重机，选迎风面积系数c=0.38沿大车行走方向的主梁桁架风载式中c——充满系数，取c=0.38——高度修正系数，取=1q——计算风压，q=400N/F——迎风面积，，为每一片斜桁架的迎风面积其中——上弦杆长度，=60m——下弦杆长度，=62m——主梁桁架高度，=2m所以，沿小车行走方向的主梁桁架风载其中c=0.38，=1，q=400N/——主梁桁架截面迎风面积，其值为其中——主梁桁架截面宽度，=2.3m——主梁桁架高度，=2m则，所以，●、刚性腿风载式中——刚性腿迎风面积，=6所以●、柔性腿风载因为本设计柔性支腿与刚性支腿的大小一样，只是与地梁的连接方式不同而已，所以综上总的风载阻力=4800+9220+37088+10488+2400+2400=66396N=1310.4+314.5+66396=68021N3）、初选电动机a、满载运行时电动机的静功率(2.45)式中——起重机满载运行时的阻力（Kg）V——起重机的运行速度（m/min）——机构传动效率，起重机采用立式齿轮减速器取0.9M—电动机个数=17.5kwb、初选电动机对于桥式、龙门起重机的大车运行机构，可按下式初选电动机：N=(2.46)式中——电动机起动时为克服惯性的功率增大系数，对于在室外工作的龙门起重机大、小车，当电动机为JZR型或YZR型取=1.1~1.3N=＝=22.8kw查电动机产品目录选择YZR200L-6型电动机，N＝22kw，转速964r/min，转子飞轮矩6.99，最大扭矩=2.88。c、电动机选定后确定减数器的传动比和车轮的转速：16R/mind、起动时间与起动平均加速度验算●、满载、上坡、迎风时的上坡时间（s）式中——电动机平均起动力矩；——电动机转速（r/min）；——电动机转子飞轮矩（）；——电动机轴上带制动联轴器的飞轮矩（）；——计及转动件飞轮矩影响的系数，换算到电动机轴上时可取=1.1~1.2；其他符号同前。满载运行时电动机的静力矩：据表8-11得，=1.6（2.15）=1.6=35.6Kg==3s●、平均加速度为了避免过大的冲击以及物品摆动，应验算起动平均加速度：(2.49)由手册表9-7查得=；●、对于室外工作的起重机，校核第类载荷时电动机实际的最大力矩应超过电动机轴上的最大静阻力矩，即=(2.50)==0.7=44.85kg式中——由第类载荷的标准风压引起的风阻力（Kg）；——由电气保护装置限制的电动机实际最大力矩（kg）；——电动机最大力矩倍数；——电动机额定力矩（kg）；——电动机个数；=35.8所以该电动机可用。●、打滑验算为了使起重机运行时可靠的起动或制动，应分别对驱动轮作起动和制动时的打滑验算。小车空载时起重机容易发生打滑；对于有悬臂的龙门起重机，当满载小车在起重机一侧悬臂端时其对面的侧驱动轮较易打滑。1、起动时要求(2.52)式中——粘着系数，对于室外工作的起重机取0.12（下雨时取0.08）；室内工作的起重机取0.15K——粘着安全系数，可取K=1.051.2——机构在起动时的传动效率——驱动轮最小轮压（公斤）——电动机转子飞轮矩之和（）——电动轴上带制动轮联轴器的飞轮矩（）k——计及其他传动件飞轮矩影响的系数，换算到电动机轴上时可取k=1.1--1.2——验算打滑一侧电动机的平均起动力矩（公斤米）——起重机起动时的平均加速度（米/）==3195kg=2500kg式子成立，车轮不打滑。5.1.2、制动器选择对于室外工作的起重机，其制动器的制动力矩应满足在满载、顺风及下坡的情况下，使起重机停住，即式中——电动机的静力矩，由下式计算：式中——由第类风载荷引起的风阻力（Kg）；——制动时间（s）；——按（9-3a）式计算；（kg； =34.4+选择制动器的型号为YWZ-200/25，制动轮直径为200mm，制动力矩200N/m,液压推动器型号YT1-25。5.1.3、减速器选择根据标准减速器的承载能力表选用对于运行机构，其计算载荷按起动工况确定：式中——起重机运行时的静阻力（）；——起重机起动时的惯性力（）；减速器的计算输入功率为式中v——起重机运行速度（m/min）；——运行机构中减速器的个数；——运行机构的传动效率。6802+5360=12162kg选择减速器的型号为ZSC-600，运行速度为30m/min。5.2、地梁的设计计算5.2.1、地梁结构尺寸简图受力简化图：如上图所示，其中P=264.5KN取=2500kg因此故5.2.2、强度计算地梁的截面形式如下图：（材料为20号槽钢）地梁是由两根槽钢组成共同承载，因此每根槽钢的受力相同。因此，地梁在力作用下形成的弯矩为抗弯模量故因此20号槽钢不满足强度要求，选25a号槽钢进行校核。抗弯模量故因此，25a号槽钢满足强度要求。5.2.3、刚度计算式中k——系数，常取k=1.1～1.2，取k=1.2I——截面惯性矩，E=210GpaP==43759.46NL==12m因此故地梁满足刚度要求。第六章龙门起重机整体稳定性验算6.1、龙门起重机沿大车运行方向的整体稳定性验算6.1.1、龙门起重机沿大车运行方向的受力简图沿大车运行方向的稳定性计算简图如上图所示，沿大车运行方向龙门起重机受如下力作用：——主梁沿大车方向的惯性力，=1870N——主梁沿大车运行方向的风载，=37088N——工字钢沿大车运行方向的风载，=9220N——小车沿大车运行方向的惯性力，=3816.5N——货物所受风载，=4800N——刚性支腿收风载大小，=2400N——龙门起重机自重，=280KN——额定起重量，=200KN6.1.2、稳定性计算因为故龙门起重机沿大车运行方向是稳定的。6.2、龙门起重机沿小车运行方向的稳定性计算6.2.1、龙门起重机沿小车运行方向的受力简图最不利工况：小车满载位于悬臂端极限位置。沿小车运行方向的稳定性计算简图如上图所示，沿小车运行方向龙门起重机受如下力作用：——主梁沿小车方向风载，=10488N——小车沿主梁方向的惯性力，=22450N——刚性支腿所受的风载，=2400N——柔性支腿风载，=2400N——货物所受风载，=4800N——除小车外龙门起重机自重，=255.5KN——小车自重，=24500N——额定起重量，=200KN6.2.2、龙门起重机沿小车运行方向稳定性验算因为故龙门起重机沿小车运行方向是稳定的。第七章安全技术起重机各机构的使用寿命，很大程度取决于正确的润滑，因此润滑是起重机维护工作的主要内容之一。7.1、润滑方式起重机各机构的润滑方法有分散润滑和集中润滑。1）集中润滑在大起重量的起重机上，采用手机泵开油（润滑脂）和电动泵开油集中润滑两种。2）分散润滑中小吨位的起重机一般都采用分散润滑。润滑时使用油枪或油杯对各润滑点分别注油。分散润滑的优点是：结构简单、润滑可靠、维护方便。缺点是：润滑油分散，添加油脂时占用时间较长，工作量大。本设计采用集中润滑。7.2、润滑油料起重机常用的润滑油锭子油、变压器油、齿轮油。锭子油和变压器油含沥青质和胶质少，粘度小，流速性好，可进入到较小的缝隙中。齿轮油含沥青质和胶质多，粘度大，在较大的压力下油膜仍然完好。常用的润滑脂有：钙基润滑脂、钠基润滑脂、复合铝基润滑脂、工业锂基润滑脂和特种润滑脂等。在具体使用时，应根据不同的部件和使用条件，选择不同的润滑材料和添加时间，保证各机构安全有效地工作。此次毕业设计的目的在于通过龙门起重机整机各个环节的设计，对大学所学专业知识做一次全面的回顾和提升，使本人对起重机设计乃至机械设计的过程有一个初步的了解，为以后的工作做好初步准备。见于本人实践经验严重缺乏，为很好的完成本次设计任务，在完成开题报告之前，在指导老师的组织下，在当地进行了多次参观实习，其中有龙门起重机的作业场所，像西北五洋钢材市场等；还有龙门起重机的生产厂家，像西安神力起重机厂等。并得到现场技术人员耐心的讲解。与此同时，多方搜集相关资料，为设计的开题打好了基础。结合设计任务书的设计要求和所学专业的侧重面，把机构设计作为重点设计内容是本次设计的特点。在设计中，对起升机构、小车运行机构和大车运行机构的设计给予充分的时间支持，力求做细做精。对金属结构和电气设备的设计计算则有些欠缺，对其他附件的选取也只是做了一些简单的说明。通过本次设计，完全达到了拟订的设计目的。第八章设计总结8.1、本次设计得到的心得本次设计任务是设计35米大跨度龙门起重机，悬臂长度为13.5m，额定起重量为20吨。该龙门起重机采用单梁桁架结构形式，小车采用电动葫芦。设计中对梁进行了强度、刚度校核，剪力校核，内应力计算与分析，计算结果均符合起重机相关的规定要求，对支腿进行内应力分析、压杆稳定性计算、强度校核和长细比计算，其计算结果均符合相关规定要求。地梁采用双25a号槽钢焊接而成，对其进行了强度和刚度校核，其结果也满足相关规定和要求。此外，对行走机构、驾驶室、安全装置等起重机相关零部件或机构进行了选择和设计。从以上设计计算的过程和结果来看，该35米大跨度龙门起重机完全符合使用要求，本次设计也完全达到了设计起初的目的。近年来起重机行业发展迅速，大跨度龙门起重机应用而生，这为设计计算等增加了相应的难度。对于客户来说更趋向于喜欢大型化、自动化、智能化的起重机，这为起重机的设计更加增加了难度。而起重机设计生产厂商由于竞争激烈，技术相互保密，相互之间不甚了解，因此各生产设计厂商的标准也不太一致，这也为设计制造起重机增加了困难。因此，起重机设计制造应该解决如下两个问题：1、标准化各生产设计厂商应相互沟通，或者通过某个组织或机构统一标准，建立起重机行业的统一标准，便于设计制造。2、模块化起重机按照不同的起重量、跨度等，各机构、零部件应建立相应的一系列模块，使它们模块化。设计时只需按照实际需要从中选择、组装，达到快速设计的目的。8.2、未来起重机的发展方向1、重点产品大型化、高速化、耐久化和专用化

由于工业生产规模不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长。起重量越来越大，工作越来越频繁，并对能耗和可靠性提出更高的要求。起重机已成为自动化生产流程中的重要环节。起重机不但要好用，容易维护，操作方便，而且安全性要好，故障要少，平均无故障工作时间要长。可靠性是国际市场产品竞争的焦点，国外许多大公司都制定了可靠性内控标准。我国起重机的性能要赶超世界先进水平，最关键的是要改变传统的思维理念,提高可靠性，使起重机具有优异的耐久性、无故障性、维修性和使用经济性。

现代工业生产方式和用户需求的多样性，使专用起重机的市场不断扩大，品种也不断增多，以特有的功能满足特殊的需要，发挥出最佳的效用。冶金专用起重机，防爆、防腐、绝缘起重机和铁路、船舶、车辆专用起重机以及一些特殊行业专用起重机的功能不断增加，性能不断提高，适应性比以往更强。德国德马格公司研制出一种飞机维修保养专用起重机，在国际市场上打开了销路；芬兰科尼起重机公司也针对飞机制造行业所专用的起重机进行了研制，这种起重机的跨度大，起升高度高，定位要求精度高，这次的研制在中国四川成飞集团得到了很好的应用。科尼起重机针对造纸行业开发出了自动纸卷仓储系统起重机，专利产品真空吸取装置的设计使最软的纸卷也能在搬运中毫不受损，在现代化造纸工业领域起着领军作用。随着世界核电事业的迅速发展，核电站专用起重机也得到相应发展，如反应堆室内的环形桥式起重机在放射性环境中工作，用于起吊压力容器顶盖及堆内构件等危险载荷，要求可靠性高，安全性好，能自动精确定位和缓慢下放物品等，并有多种保护装置和特殊安全装置。

2、系列产品模块化、组合化、标准化和实用化

3、通用产品小型化、轻型化、简易化和多样化

4、产品性能自动化、智能化、集成化和高效化

5、产品组合成套化、系统化、复合化和信息化

6、产品设计微机化、精确化、快速化和全面化

7、产品构造新型化、美观化、宜人化和综合化

8、产品制造柔性化、灵捷化、精益化和规模化

9、售后服务专业化8.3、国内外起重机的发展趋势及存在的问题1、国外起重机制造业的发展趋势

（1）设计、制作的计算机化、自动化

近年来，随着电子计算机的广泛应用，许多国外起重机制造商从应用计算机辅助设计系统（CAD），提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。根据市场调查预测的统计数字和积5累的资料、图表、图线规律，在严密的科学理论指导下，拟定起重机结构、机构、部件等多层次的标准化、模块化单元。起重机采用模块单元化设计，不仅是一种设计方法的改革，而且将影响整个起重机行业的技术、生产和管理水平，老产品的更新换代、新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进，只需针对几个需要修改的模块；设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合；提高了通用化程度，可使单件小批量的产品改换成相对批量的模块生产。亦能以较少的模块形式，组合成不同功能和不同规格的起重机，满足市场的需求，增加竞争能力。德马克公司最近开发了一种标准车轮箱模块系列，上面有多组联接孔，选用不同型号的驱动单元，可组装成台车，可与金属构件组合后用作桥式、门式起重机或其它轨行式起重运输机械。其车轮有多种踏面形式可供选用，由于不受轮距的限制，组合更加灵活，用途更加广泛。据资料介绍，德马克公司的葫芦双梁起重机系列改用模块化设计后，比单件的设计其设计费用下降了12%,自重轻，与国内产品相比较，起重量32t、跨度25m，国内双梁起重机自重为46.4t，电动葫芦桥式起重机自重为28.3t，而德马克电动葫芦桥式起重机的自重只有18.5t，比国内产品分别轻60%和35%.

(2)起重机控制元件的革新与应用

起重机的定位精度是对起重机的重要要求，多数采用转角码盘、齿轮链、激光头与钢板孔带来保证，定位精度通常为±3mm，高于1mm的精度需外加定位系统[2]。在起重机起升速度、制动器方面的改进，则使用低速运行的起重机吊钩精确定位，起重机的刹车系统也应用微处理进行控制和监视工作。

遥控系统用于桥式起重机及其它移动式起重运输机械，这种系统包括操作者携带的控制器和安装在起重机上的接收器，控制器具有电磁辐射发生器，接收器与作用在起重机传动装置操纵机械上的转换部分相连。遥控器的应用，不仅节省人力，提高工作效率，而且使操作者的作业条件得到改善。

起重机的距离检测防撞装置，采用无线电信号型防撞装置，防撞装置由三相系统组成，用来监控起重机前端行驶距离，一般首先发出信号警告，接着将大车车速减小到50%，最后切断电机电源，将大车制动。

(3)新材料、新工艺的应用

由于钢铁工业新技术的应用，钢材质量得以提高，如瑞典的SSAB薄钢板公司，其生产的DOMEX系列高强度及超高强度钢材[3]，在设计起重机主梁强度时，可使用较高的许用应力，而不需要很高的安全系数，以便减少起重机材料用量(这并不意味着不安全)，从而降低设备的重量和价格。因起重机重量的减小，可用功率较小的驱动装置启动，因此而减少电力，节省开支。国外电动葫芦在新材料应用方面，车轮采用空气硬化镍铬钼合金钢制造，可解决车轮的磨损和使用寿命的问题，据资料介绍，普通钢材车轮的寿命约18个月，采用这种新材料制造的车轮，其使用寿命可达5年。近年来，聚合材料在电葫芦上用作制造运行机构的齿轮、滑轮和导绳器等。

在机加工方面，尽管采用少切削的精密铸件，尤其是铝合金铸件占多；加