《无人化门式起重机结构设计》13000字（论文）

无人化门式起重机结构设计摘要：随着我国国民经济的快速发展，国家对码头运输加大了投资，而无人化码头运输是未来的方向。本说明书为了满足码头集装箱运输的需要，设计了这台无人化门式起重机，通过合理的设计与选型，令其具有结构简单而能满足使用要求，操作便捷，维护保养便捷等特点。根据门式起重机的设计方法，主要对起重机的主梁，支腿，大车和小车及起升机构进行了设计计算。起重机控制方面，通过继电器控制顺序动作的进行，能做到无人化控制。在电气系统设计中，主要对起重机起升机构、小车运行机构以及大车运行机构电路控制系统的设计，同时电路控制系统中包括短路保护，过载保护和失压（零压）保护和终端限位保护等保护装置，保证起重机在无人操作时进行安全的作业。利用低压电气控制元件控制起重机，使其寿命较长，适合户外环境。电气系统采用新能源电源作为动力源，续航能力达到8h.关键词：箱型；双主梁；电气控制系统；目录1绪论 11.1门式起重机概况 11.2门式起重机发展趋势及我国起重机发展水平 11.3设计参数 21.3.1已知参数 21.3.2其他参数 22起重小车的设计 22.1主要参数 22.2车轮和车轮组 22.2.1小车轮压计算 32.2.2小车车轮疲劳强度校核 32.3小车轨道设计 42.4小车运行阻力计算 42.4.1静力矩Fj 42.4.2摩擦阻力Fm 42.4.3坡道阻力Fp 52.4.4风阻力Fw 52.5小车电动机的选择 62.5.1电动机的净功率 62.5.2电动机的初选 72.5.3电动机过载能力校验 72.5.4电动机发热能力校验 82.6减速器的选择 82.6.1减速器传动比 82.6.2标准减速器的选择 92.7制动器的选择 92.8连轴器的选择 102.8.1高速轴联轴器 102.8.2低速轴联轴器 102.9运行打滑验算 112.9.1启动时不打滑验算 112.9.2制动时不打滑验算 123起重机主梁的设计 123.1主梁参数的确定 123.1.1初选主梁尺寸 123.1.2主梁的截面特性 133.2主梁上载荷计算 143.2.1主梁自重 143.2.2由主梁自重引起的内力 143.2.3移动载荷引起的内力 153.2.4大、小车水平运动引起的内力 173.2.5扭转载荷引起的内力 193.3主梁的校核 213.3.1主梁金属结构钢材 213.3.2其基本许用应力 213.3.3剪切许用应力 213.3.4端面承压许用应力 213.3.5弯曲正应力 213.3.6小车满载时并位于悬臂端，无约束弯曲和扭转弯曲 223.3.7小车轮压对主梁端面产生的挤压应力 223.3.8主梁刚度校核 234起重机支腿的设计 254.1支腿尺寸参数的确定 254.1.1支腿截面尺寸计算 254.1.2支腿截面尺寸如图 254.1.3支腿截面特性 264.2支腿上载荷计算 264.2.1均布载荷引起的内力 264.2.2起升载荷引起的内力 284.2.3偏斜力引起的内力 294.2.4风载荷引起的内力 304.3支腿强度校核 324.3.1支腿的强度计算 325大车运行机构的设计 335.1主要参数 335.2车轮和车轮组 335.2.1大车轮压的计算 335.2.2大车车轮疲劳校核 345.3大车轨道设计 355.4大车运行阻力计算 355.4.1静阻力Fj 355.4.2摩擦阻力Fm 355.4.3坡阻力Fp 355.4.4风阻力Fw 365.5大车电机的选择 365.5.1电动机的净功率 365.5.2电动机的初选 365.5.3电动机过载能力校核 365.5.4电动机发热校验 375.6减速器的选择 375.6.1减速器传动比 375.6.2标准减速器的选择 375.7制动器的选择 385.8联轴器的选择 385.8.1高速轴联轴器 385.8.2低速轴联轴器 385.9运动打滑校核 395.9.1启动时不打滑验算 395.9.2制动时不打滑验算 396起升机构的设计 406.1设计参数 406.2钢丝绳的选型 406.2.1钢丝绳承受的最大静拉力 406.2.2钢丝绳直径 406.2.3钢丝绳拉破断力 416.3滑轮组的确定 416.3.1滑轮的构造 416.3.2滑轮直径 416.4卷筒的设计 426.4.1卷筒的构造 426.4.2卷筒的长度 426.4.3卷筒的转速 436.5电动机的选择 436.5.1电动机的净功率 436.5.2电动机的初选 446.5.3电动机过载能力校验 446.5.4电动机发热校核 446.6减速器的选择 456.6.1减速器传动比 456.6.2标准减速器的选择 456.6.3减速器的验算 456.7制动器的选择 466.8联轴器的选择 466.9吊具的选择 477电气系统的设计 477.1电气系统概述 477.2起重机主回路图 487.2起重机控制回路图 487.2.1电气控制系统动力源 487.2.2电气控制回路图 49结论 51参考文献 531绪论1.1门式起重机概况门式起重机(也称龙门吊)，在结构上由主梁、支腿、小车运行机构、大车运行机构和起升机构。还有一种是半门式起重，它的一侧有支腿，另一侧支撑在建筑承重物上。为了扩大起重机的操作范围，主梁也可以超越外伸臂延伸到一侧或两侧形成悬臂。在应用方面，门式起重机多应用于露天场地的物料装卸工程。与其他类型的起重机相比，具起重量大、工作空间广、占地面积小、工作效率高、生产成本低、运行消耗能源小等优点。因此，门式起重机广泛应用于各个行业，如电厂设备的地面装配、设备的生产加工、水泥框架的预制、物体的吊装等；在港口码头装卸集装箱；建筑及安装工地的施工作业；在木材场堆放木材的场合。同时，门式起重机也是一种与不断运输机械形成自动化装卸系统的表面模型。在国外工业发展一线的国家，不仅机械在作业中占比大，而且他们的机械作业也实现了程序化、专门化和机械化，应用场景更加宽广。1.2门式起重机发展趋势及我国起重机发展水平随着科技的迅猛发展，当今国际起重运输机械设备朝着无人化、液压驱动化、多功能化、高效益的方向发展。这在不同程度上增加了不仅产品的多样性，也增加了产品的多功能性，以及扩大了参数，尺寸规格的标准化，为起重机生产制造在全球范围内提供了很好的便利，使装卸、运输工业能够加强流水作业生产、提高劳动生产效率、实现无人化管理、降低生产成本、减少能源消耗、工艺性流程的优化具有及其重要的意义。世界前列企业已基本上实现了钢构件的自动化、无人化生产，大大减小了人力物力。以及对光电系统的应用，如配合各类传感器。指令顺序控制系统及激光器切割下料，并从运送、进料到组装等形成了生产的自动控制和无人化管理。当今起重机的发展方向如下：①大型化、高效和节能方向发展；②向自动化、智能化、集成化和信息化发展；③向成套化、系统化、综合化和规模化发展；④向模块化、组合化、系列化和通用化发展；⑤向小型化、轻型化、简易化和多样化发展；与之相比，虽然我国起重机机械的发展在信息爆炸的时代突飞猛，但是核心技术的创造与研发还需要时间的沉淀，与国际水平还存在着一定得差距，需要不断的钻研学习，开发自己的专业产品，现在的现状是方方面面处于落后地位：①产品性能普通；②产品开发能力较弱；③制造工艺水平较低；④产品检测水平能力不高；⑤配套件供应和质量问题影响较大；⑥产品技术标准更新滞后、设计乏力；1.3设计参数1.3.1已知参数额定载荷：10t；起升高度：20m；续航能力：8h；1.3.2其他参数起升速度：40m/min；小车运行速度：40m/min；大车运行速度：60m/min；主梁跨距：20m；主梁悬臂：6m;2起重小车的设计2.1主要参数小车自重：G小车=7t;小车运行速度：40m/min;工作级别：M5;2.2车轮和车轮组运行机构主要进行水平直线搬运重物，门式起重机通过小车运行机构与大车运行机构的运动，实现了空间上的横、纵平移，大大提高了运输、装卸效率以及空间的利用率。起重机的每个工作循环中起重机都要吊重物运行，称为工作性运行。在工作性运行期间，运行支撑装置除了承受起重机的自重和起重重量外，还将所有这些载荷传递到轨道基础上。运行支撑装置主要包括平衡装置、车轮、轨道等。本设计采用双轮缘式，接触面形状为锥形。查《起重机设计手册》表3-8-1得小车车轮尺寸参数如表2-1表2-1小车车轮尺寸参数DD1BB1dB2maxCminbmin315355110110110605202.2.1小车轮压计算（2.1） （2.2）2.2.2小车车轮疲劳强度校核1.疲劳载荷计算（2.3）式中：Pmax—起重机正常工作时最大轮压；Pmin—起重机正常工作时最小轮压；2.车轮接触面疲劳强度计算(1)线接触按下式计算：（2.4）式中：K1—材料的许用应力线接触力常数，查《起重机设计手册》表3-8-6取k1=6.0；D—车轮直径；L—车轮与轨道有效接触长度；C1—转速系数，查《起重机设计手册》表3-8-7取C1=0.17；C2—工作级别系数，查《起重机设计手册》表3-8-8取C2=1.0；满足要求。（2）点接触按下式计算：（2.5）式中：K2—与材料有关的许用点接触应力常数，查《起重机设计手册》表3-8-6取k2=1.0；R—曲率半径，取车轮与轨道曲率半径之中最大值；M—由轨道顶与车轮曲率半径之比（r⁄R）所确定的系数，查《起重机设计规范》表3-8-7得m=0.536；满足要求。2.3小车轨道设计本设计其中小车轨道采用铁路钢轨，查《起重机设计手册》表3-8-15选用P18型，尺寸参数如下表2-2表2-2起重小车轨道尺寸参数型号hH1BB1LY1Y2RR质量P189020.9408028.242.947.190718.06kg/m2.4小车运行阻力计算2.4.1静力矩Fj起重小车在正常工作状态过程中所受到的阻力称为静力矩。静力矩Fj由摩擦阻力Fm、坡道阻力Fp和风阻力Fw组成，且：（2.6）2.4.2摩擦阻力Fm当起重机小车满载工作时的最大摩擦阻力为：（2.7）式中：f—滚动摩擦系数，查《起重机设计规范》表44取f=0.5；u—车轮轴承摩擦系数，查《起重机设计规范》表45取u=0.015；β—附加摩擦阻力系数，查《起重机设计规范》表46取β=1.5；d—与轴承相配合处车轮轴的直径；D—车轮接触面直径；2.4.3坡道阻力Fp公式如下：（2.8）式中：α—坡度角。当坡度很小时，在运算时可用所选轨道坡度i代替sinα，其取值与起重机类型有关，门式起重机的i值取0.003；即：2.4.4风阻力Fw1.计算风压本设计为码头使用无人化门式起重机，所以需考虑风载荷，并且假设风载荷是作用在起重机最不利的面，也就是受风载荷最大的面。工作状态计算风压分为PwⅠ和PwⅡ。PwⅠ是起重机工作状态正常的计算风压，用于选择电动机功率的阻力计算及稳定性；PwⅡ是起重机工作状态最大计算风压，用于计算机构零部件和金属结构强度、结构的刚性及稳定性等。查《起重机设计规范》表15可得：（2.9）（2.10）即：2.风阻力FwⅠ和FwⅡ当风载荷作用在起重物时：（2.11）（2.12）式中：AQ—吊运物品的最大迎风面积，取型号为10D集装箱尺寸计算AQ=4012×2438×2438×10-6=23.85m2除以上三项基本运行阻力外，有时还须考虑特殊运行阻力，如加速运行时的惯性阻力Fg:(2.13)式中：a—起（制）动时的平均加速度，查《起重机设计规范》表13取a=0.15m/s22.5小车电动机的选择2.5.1电动机的净功率（2.14）式中：v0—初选运行速度；m—电机个数；η—机构传动效率，η=0.88；2.5.2电动机的初选由于运行机构的静载荷变化较小，动载荷较大，因此所选电动机的额定功率应比净功率大，以满足电动机的启动要求。用式（2.14）计算所得的结果乘以一个大于1的系数，对照电动机产品目录选用。对户外作业的起重机，此系数为1.1-1.3。运行速度高者取大值。(2.15)根据《起重机设计手册》表5-1-13，电动机初选YZR112M-6，在基准工作制S3-40%时，其额定输出功率P=1.5KW，转速866r/min.2.5.3电动机过载能力校验(2.16)式中：Pn—在基准接电持续率时电动机的额定功率；λas—平均起动转矩标准值（相对于基准接电持续率时的额定转矩），对绕线型异步电动机取1.7；V—运行速度。；η—机构传动效率，η=0.88；∑J—机构总传动惯量（2.17）式中：J1—电机转子转动惯量，查手册取0.03kg/m2J2—电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量，查手册取0.015kg/m2K—考虑其他传动件飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取k=1.1~1.2；ta—机构初选运动时间，可根据运行速度确定，查《起重机设计规范》表13取ta=5s；电动机不满足要求。重新选择选YZR132M2-6，在基准工作制S3-40%时，其额定输出功率P=3.7KW，转速908r/min.重新进行上述计算Pn=3.7KW≥2.55KW，电动机满足要求。2.5.4电动机发热能力校验为避免电动机过热损坏，需进行发热校核，应满足：P≥Ps(2.18)式中：P—电动机工作的接电持续率JC值、CZ值时允许的输出功率；Ps—工作循环中，稳态平均功率；(2.19)式中：G—稳态负载平均系数，查《起重机规范设计》表P.1取G=G2=0.8P=3.49KW≥Ps=1.8sKW电动机发热校核合格2.6减速器的选择2.6.1减速器传动比(2.20)2.6.2标准减速器的选择由于运行机构起、制动时惯性载荷大，低速部分承受了绝大部分的惯性质量，因此传动零件也承载了由于运行机构起、制时产生的惯性载荷。所以应该根据起动时的输入功率来选用或设计减速器，减速器的计算输入功率为：（2.21）式中：z—机构中减速器个数；本设计的小车运行机构的工作级别为M5，且在户外工作，根据实践经验减速器的输入功率应取1.8-2.2倍的计算输入功率。查《起重机设计手册》表3-10-6，选用QJS型减速器，名义中心距335mm。公称传动比为160。其型号参数如下表2-3表2-3减速器型号参数表型号功率（KW）许用输出扭矩（N·m）传动比最大允许径向载荷（N）QJS335-1607.612500160370002.7制动器的选择制动转矩应满足：（2.22）式中：m’—制动器个数；查《起重机设计手册》表3-7-15，选制动器型号参数如下表2-4表2-4下车制动器型号参数制动器型号制动器轮径D每侧瓦块退矩额定制动转矩配用推动器型号YW160-2201601.063YTD220-502.8连轴器的选择2.8.1高速轴联轴器扭矩Tc1应满足下式：（2.23）式中：n1—联轴器安全系数，取n1=1.35；ψ8—刚性动载系数，一般取1.2~2.0；Tn—电机额定转矩，；[T]—联轴器许用扭矩；2.8.2低速轴联轴器扭矩Tc2应满足：（2.24）式中：i—电动机与低速连轴器传动比；查《起重机设计手册》3-12-6得：表2-5低速轴联轴器型号许用转矩（N·m）轴孔直径（mm）轴孔长度（mm）D转动惯量（kg/m2）质量（kg）CL7180001302123501.15109.5表2-6高速轴联轴器型号许用转矩（N·m）轴孔直径（mm）轴孔长度（mm）D转动惯量（kg/m2）质量（kg）TL512535821300.00118.362.9运行打滑验算为了保证起重机运行时可靠地起动或制动，防止驱动轮在轨道上打滑，避免影响起重机的正常工作和加剧车轮的磨损，应分别对驱动轮做起动和制动时的打滑验算。2.9.1启动时不打滑验算（2.25）式中：ψ—附着系数，取0.12；K—附着安全系数，取1.2；u—轴承摩擦系数，查《起重机设计规范》取0.015；d—轴承内径；Pmin—驱动轮最小轮压，Pmin=8.72×2=17.5KN；Tmq—打滑一侧电动机的平均起动转矩；（2.26）k—其他飞轮矩影响系数，取k=1.2；a—启动时平均加速度；查《起重机规范设计》表13取a=0.098m/s2；满足要求2.9.2制动时不打滑验算(2.27)式中：Tz—打滑一侧的制动器的制动惯量。；az—制动平均减速度，查《起重机规范设计》表13取az=0.078m/s2;满足要求3起重机主梁的设计3.1主梁参数的确定3.1.1初选主梁尺寸根据额定起重量Q=10T，查《起重机设计手册》表4-3-13，取主梁尺寸600×8×8×1600×6即：主梁上、下翼板宽度：b=600mm；主梁上、下翼板厚度：δ1=δ2=8mm；主、副腹板厚度：δ0=6mm；主梁高度：h0=1600mm；两腹板间距：b1=b－(30~40)=570~560mm；取两腹板间距570mm；如图3-1图3-1主梁截面尺寸跨距的确定根据《起重机设计规范》表16，由于：；故：取风力系数C=1.96，则空气动力细长比l/b=20，主梁全长L总=1616×20=32320mm;故取主梁跨距L=20m，悬臂长度l=(0.25~0.35)L=5~7m，取l=6m;3.1.2主梁的截面特性3.2主梁上载荷计算3.2.1主梁自重根据《起重金属结构》，梁的自重计算公式为：G梁=[2A翼＋hg(1＋α)]Lγ（1＋λ）（3.1）式中：γ—单位容积重量，取7.85×103kg/m3α—腹板加劲板重量与腹板重量比值，取1/3λ—其他金属设备与梁重的比值，取0.2~0.3G梁=[2A翼＋hg(1＋α)]Lγ（1＋λ）=[2×600×8＋1600×9.8×（1＋1/3）]×32×7.85×106×（1＋0.3）=16.53t3.2.2由主梁自重引起的内力1.主梁的均布载荷（3.2）式中：Gn—走台栏杆的重量；Gg—小车的重量；Gf—小车运行轨道的重量；2.qm的内力计算如简图3-2图3-2qm引起的内力弯矩图支反力：FA=FB=qm（）=6.09×（＋6）=118.76KN（3.3）弯矩：MAq=MBq=1/2qml2=×6.09×62=149.21KN·m（3.4）M中=1/2qm（）=×6.09×（）=326.58KN·m（3.5）剪力：FA左=FB右=qm·=6.09×6=42.63KN（3.6）FA右=FB左===21.31KN3.2.3移动载荷引起的内力一根主梁上总的小车轮压R=（3.7）式中：n—主梁根数—运行冲击系数，查《起重机设计手册》表4-5-2取=1.1；PC—小车自重—起升冲击系数，查《起重机设计手册》表4-5-3取=1.2；R=；①小车在跨中时：如图3-3如图3-3小车在跨中时弯矩图支反力：FA=(3.8)式中：b—小车轴距（3.9）最大弯矩：（3.10）最大剪力：（3.11）②小车在悬臂时：图3-4小车在悬臂时弯矩图支反力：（3.12）（3.13）最大弯矩：（3.14）最大剪力：（3.15）3.2.4大、小车水平运动引起的内力①大车制动时引起的惯性力查《起重机设计手册》表4-5-7得，主梁自重惯性力：（3.16）式中：上标δ表示水平方向作用力由此引起的弯矩；1.小车自重及起重惯性力：（3.17）2.小车位于跨中弯矩：（3.18）3.小车位于悬臂的弯矩：（3.19）②小车制动时引起的惯性力如简图3-5图3-5小车制动引起的水平力弯矩图（3.20）式中：nD—驱动轮数；nT—总轮数；最大弯矩：（3.21）式中：h—起重机门架平面投影高度；③风载荷引起的水平力（计算主梁最大迎风面积的风载荷）（3.22）式中：Fw—风压；由上可知取FwⅡ弯矩：1.小车在跨中时：（3.23）2.小车在悬臂时：（3.24）3.2.5扭转载荷引起的内力①额定起重量Q以及小车自重Pc引起的扭矩如图3-6图3-6额定起重量Q和小车自重Qc引起的扭矩图（3.25）式中：B1—小车重心到轨道中心之间的距离，B1=1.5；B2—吊具中心至轨道中心之间的距离，取B2=1.5；e—主梁弯心至轨道中心之间的距离；（3.26）②大车制动时，小车轮压的水平惯性力引起的扭矩为：（3.27）③侧向歪斜力引起的扭矩：（3.28）式中：Pδ—侧向歪斜力；h—近似取起重机支腿门架平面投影高度；（3.29）式中：∑R—起重机产生侧向力一侧最大轮压之和；λ—水平侧向力系数，与起重机跨度L和大车轮距B之比有关，查《起重机设计手册》图1-3-6（B）得，λ=0.15；3.3主梁的校核3.3.1主梁金属结构钢材根据GB/T700，选用Q235A钢。3.3.2其基本许用应力由于Q235A刚的屈服强度和抗拉强度比值，，故由《起重机规范设计》表22得其强度安全系数为n=1.34;基本许用应力：（3.30）3.3.3剪切许用应力（3.31）3.3.4端面承压许用应力（3.32）3.3.5弯曲正应力（3.33）可近似用下公式计算：（3.34）式中：Mz—由垂直载荷引起的梁中最大弯矩；Mqw—由风载荷引起的梁中最大弯矩；Mqs—由主梁自重惯性力引起的梁水平弯矩；Mps—小车轮压引起的水平载荷造成的梁中最大弯矩；MT——小车制动引起的水平惯性力引起的梁中最大弯矩；满足要求。3.3.6小车满载时并位于悬臂端，无约束弯曲和扭转弯曲剪切力：（3.35）式中：Qz—垂直方向最大剪力；Sz—中性轴X以上截面对于X轴的静面矩，Sz＝2.15×107；Ix—对X轴惯性矩；Mk—作用于主梁的外扭矩；Q—截面中线所包围面积的2倍，Q=2B0h0；剪切力满足校核3.3.7小车轮压对主梁端面产生的挤压应力（3.36）式中：P—一个小车车轮最大轮压；hp—小车轨道高度与上翼缘板厚度之和，hp=90+8=98mm；3.3.8主梁刚度校核由于主梁和支腿采用两个刚性支腿的连接方式，故可以简化成简支梁来校核。其最大挠度为：①小车在跨中时：如图3-7：图3-7小车两个车轮引起的挠度（3.37）式中：E—弹性模量；I—跨中界面惯性矩；C2—当小车轮压作用于跨中时的合力计算挠度（3.38）满足要求②小车在悬臂时：如图3-8：图3-8小车两个车轮引起的有效悬臂端挠度支反力：（3.39）（3.40）式中：C3—当小车轮压作用于有效悬臂端的合力计算挠度的换算系数。按下式计算：（3.41）当P1=P2，b1=b2时，满足要求。4起重机支腿的设计4.1支腿尺寸参数的确定4.1.1支腿截面尺寸计算由于支腿上端与主梁连接，故上端宽度取成梁宽b上=600mm，尺寸C上略大于梁高，取c上=1800mm，支腿上下截面还满足：（b上-b下）/b上=0.7（4.1）经计算取b下=180mm;（c上-c下）/c上=0.7（4.2）经计算取c下=540mm；4.1.2支腿截面尺寸如图图4-1支腿上截面尺寸图4-2支腿下截面尺寸4.1.3支腿截面特性4.2支腿上载荷计算4.2.1均布载荷引起的内力如图4-3图4-3支腿承重均布载荷内力图支反力：（4.3）式中：Fq—支腿自重的均布载荷；（4.4）弯矩：（4.5）式中：（4.6）b=5m；h1—支腿高度；h1=20m；A—下横梁截面面积，A=108000mm2；B—大车轴距，B=15m；k1—计算系数，k1=1.37 ；l—支腿长度，l=20.67mm；F=0.82KNMq=8.91KN·m4.2.2起升载荷引起的内力如图4-4图4-4起升载荷引起的内力支反力：（4.7）（4.8）式中：（4.9）I1=4.3×109；E=3.1×105；δ11=7.93×10-4（4.10）弯矩：（4.11）（4.12）（4.13）4.2.3偏斜力引起的内力如图4-5图4-5偏斜力引起的内力支反力：（4.14）（4.15）弯矩：（4.16）（4.17）4.2.4风载荷引起的内力如图3-6图3-6风载荷引起的内力支反力：（4.18）由上计算风载荷可知：弯矩：（4.19）（4.20）4.3支腿强度校核由上述载荷计算可知，在门架平面内，支腿上端为危险截面，在支腿平面内，支腿下端为危险断面，支腿是压弯构件。4.3.1支腿的强度计算（4.21）（4.22）式中：MLmax—龙门架平面内验算截面的最大弯矩；MZmax—支腿平面验算截面的最大弯矩；NZmax—支腿平面验算界面的最大轴力；A—验算断面的截面积；MT—惯性力引起的验算截面的弯矩；Nt—惯性力引起的验算截面的轴力；①在门架平面内满足强度校核②在支腿平面内满足强度要求5大车运行机构的设计大车运行机构与小车运行机构配合对目标起重物进行水平直线运输，使门式起重机实现在空间上的横纵运动。还是使起重机整机和起重重量载荷传递给支撑结构的基础。5.1主要参数大车跨度L=30m大车运行速度V=60m/min5.2车轮和车轮组本设计采用双轮缘式，踏面为锥形。查《起重机设计手册》表3-8-1.表5-1车轮尺寸参数DD1BB1dB2maxCminbmin5005401301401307010205.2.1大车轮压的计算（5.1）式中：G—起重机总重（包括起升重量Q）取G总=50t；L—大车跨度；（5.2）5.2.2大车车轮疲劳校核1.疲劳计算PC2.车轮接触面疲劳计算①线接触PC≤K1DLC1C2式中：K1—与材料有关的许用应力用线接触力常数，查《起重机设计手册》表3-8-6取k1=5.6；D—车轮直径；L—车轮与轨道有效接触长度；C1—转速系数，查《起重机设计手册》表3-8-7取C1=1.11；C2—工作级别系数，查《起重机设计手册》表3-8-8取C2=1.0；满足要求②点接触式中：K2—与材料有关的许用点接触应力常数，查《起重机设计手册》表3-8-6取k2=0.1；R—曲率半径，取车轮与轨道曲率半径之中最大值；M—由轨道顶与车轮曲率半径之比（r⁄R）所确定的系数，查《起重机设计规范》表3-8-7得m=0.4；满足要求5.3大车轨道设计与小车轨道相同，采用铁路钢轨，查《起重机设计手册》表3-8-15P38型表5-2表5-2轨道尺寸参数型号hh1bb1LY1Y2RrP3813427.76811443.966.767.3300135.4大车运行阻力计算5.4.1静阻力FjFj=Fm＋Fp＋Fw5.4.2摩擦阻力Fm当小车满载时Fm最大Fm=G总==4.12KN式中：f—滚动摩擦系数，查《起重机设计规范》表44取f=0.5；u—车轮轴承摩擦系数，查《起重机设计规范》表45取u=0.015；β—附加摩擦阻力系数，查《起重机设计规范》表46取β=1.5；d—与轴承相配合处车轮轴的直径；D—车轮接触面直径；5.4.3坡阻力FpFp=G总sinα=G总▪i=50×103×9.8×0.003=1.47KN式中：α—坡度角。当坡度很小时，在运算时可用所选轨道坡度i代替sinα，其取值与起重机类型有关，门式起重机的i值取0.0035.4.4风阻力FwFw=1260＋1.95×150×1616×10-3×32＋1.95×150×1800×10-3×25=22.24KN除以上运行阻力外，还需考虑偶然载荷，如加速运行时的惯性阻力FgFg=查《起重机设计规范》表13，a=0.25m/sFj=Fm＋Fp＋Fw=4.12＋1.47＋22.24=27.83KN5.5大车电机的选择5.5.1电动机的净功率式中：m—电机个数；5.5.2电动机的初选P=Kd·Pj=1.2×1.58=1.90KN查《起重机设计手册》表5-1-13，初选YZR132M2-6,在S3-40%时，额定输出功率P=3.7KW，转速908r/min5.5.3电动机过载能力校核式中：Pn—在基准接电持续率时电动机的额定功率；λas—平均起动转矩标准值（相对于基准接电持续率时的额定转矩），对绕线型异步电动机取1.7；ta取10s（大车8~10s）电机满足要求5.5.4电动机发热校验式中：P—电动机工作的接电持续率JC值、CZ值时允许的输出功率；Ps—工作循环中，稳态平均功率；式中：G—稳态负载平均系数，查《起重机规范设计》表P.1取G=G2=0.8发热校验合格5.6减速器的选择5.6.1减速器传动比5.6.2标准减速器的选择计算输入功率：考虑工作环境：查《起重机设计手册》表3-10-6，选QJS，名义中心距335m，公称传动比200，如表4-3表4-3减速器型号参数型号功率许用输出扭距传动比最大允许径向载荷QJS335-2006.112500200370005.7制动器的选择制动转距：查《起重机设计手册》表3-7-15，选取型号如表4-4表4-4制动器型号参数制动器型号制动轮径D每侧瓦块退距额定制动转距配用推动器型号YW160-2201601.063N·mYTD220-505.8联轴器的选择5.8.1高速轴联轴器5.8.2低速轴联轴器查《起重机设计手册》表3-12-6，选取型号如表5-5表5-5低速轴联轴器型号许用转矩轴孔直径轴孔长度D转动惯量重量CL718000（Nm）130mm212mm350mm1.15kg·m2109.5kg表5-6高速轴联轴器型号许用转矩轴孔直径轴孔长度D转动惯量重量CL45600（Nm）65mm142mm250mm0.21kg·m234.9kg5.9运动打滑校核5.9.1启动时不打滑验算=16.9KN＜18.39KN满足要求5.9.2制动时不打滑验算满足要求6起升机构的设计6.1设计参数额定起重量Q=10t；起升高度H=20m；起升速度v=40m/min；工作级别：M56.2钢丝绳的选型6.2.1钢丝绳承受的最大静拉力（6.1）PQ—额定起升载荷（起重物和吊具）；查《起重机设计手册》表2-2-2取G吊=2.5%Q=0.25t；z—绕上卷背的钢丝绳分支数，双联滑轮组z=2；m—滑轮组的倍率，m=2；η—滑轮组的机械效率，η=0.97；η1—导向滑轮效率，η1=0.98；6.2.2钢丝绳直径（6.2）查《起重机设计手册》表3-1-2，C—选择系数，C=0.16.2.3钢丝绳拉破断力（6.3）根据《起重机设计手册》表3-1-6，钢丝绳选取6×19-17-1550-I-光-右（左）交GB1102-746.3滑轮组的确定6.3.1滑轮的构造在起重机的起升机构中，钢丝绳在固定在卷筒上时，需要绕过若干个定滑轮和动滑轮定滑轮用来改变钢丝绳的方向；动滑轮装在移动的心轴上，改变钢丝绳方向并与定滑轮一起组成滑轮组以达到省力或增速的目的。滑轮一般由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成。滑轮的材质影响钢丝绳的寿命。如果滑轮急速磨损或绳槽上产生压痕就表明钢丝绳压在滑轮上的接触压力过大。如果钢丝绳在滑轮上产生压痕，将会加剧钢丝绳的磨损。为了防止产生压痕，可以通过加大滑轮直径、增加滑轮的数目、采取较硬的耐磨性好的金属制造的滑轮来改善其工作状况。另外，滑轮的直径对钢丝绳的寿命也有很大的影响，6.3.2滑轮直径滑轮的直径对钢丝绳的寿命有很大的影响，可通过增大滑轮直径来降低钢丝绳的挤压应力和弯曲应力，有利于提高钢丝绳寿命。根据《起重机规范设计》，滑轮最小直径：D0min≥h2d（6.4）式中：D0min—按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的允许的最小卷绕直径；d—钢丝绳直径，d=17mm；h2—滑轮直径与钢丝绳直径比值，h2=20；e—轮绳直径比，e=20；D0min=20×17=340mm卷绕直径D0是以钢丝绳中心年计算的直径，为计算直径。而滑轮直径以槽底计算的直径，用D表示，且D0=D＋d（6.5）D≥（h－1）d=19×17=323mm由《起重机设计手册》表2-2-6，选尼滑轮LGS8.5×355-160-80表6-1滑轮尺寸参数钢丝绳直径DRabD1BD7＞16~173559.5387.5160804156.4卷筒的设计卷筒通过绕卷在其上的钢丝绳来实现起升，变幅和牵引等运动，它作为一个中间媒介将驱动力转化到钢丝绳上，并把原动机的回转运动变为所需要的运动。6.4.1卷筒的构造根据本设计要求选用单层双联卷筒，如图6-1图6-1卷筒结构卷筒直径D与滑轮直径一样，应计算的槽底直径，根据《起重机规范设计》，卷筒的卷绕直径D0不能小于所规定的数值，即（6.6）查《起重机设计手册》，表3-3-2，e=18设计时卷筒直径D（槽底直径）：（6.7）那么计算长度D0=d＋D=17＋289=306mm6.4.2卷筒的长度（6.8）式中：l0—螺旋绳槽部分长度；（6.9）式中：H—起升高度，H=20000mm；n—附加安全系数，n=3；t—绳槽节距，t=d＋3=20mm；—卷筒端部空余长度，=130mm；—卷筒中部空余长度，=200mm；取l0=570mm；故L=2×（570＋130）＋200=1600mm6.4.3卷筒的转速（6.10）vq—额定起升速度，vq=40m/min；6.5电动机的选择6.5.1电动机的净功率（6.11）式中：Q—起升载荷，Q=PQ=10.25×104KNv—额定起升速度，v=40m/minη—起升总机械效率，6.5.2电动机的初选(6.12)式中：G—稳态负载平均系数，G=G2=0.8；根据《起重机设计手册》表5-1-13，电机初选YZR（绕线型）250M1-8，在基准工作制S3-40%时，额定输出功率Pw=30KW，转速720r/min，满足要求6.5.3电动机过载能力校验（6.13）式中：Pn—电机额定功率；n—台数；λM—电机允许的过载倍数；H—系数，按电压有损失，最大转矩或者转矩有允差，起升1.25倍额定载荷等条件确定，绕线型异步电动机取H=2.1；电机满足要求6.5.4电动机发热校核（6.14）查表5-1-13，P=27.45KWP≥Ps发热满足要求6.6减速器的选择6.6.1减速器传动比（6.15）式中：n—电动机额定转速；6.6.2标准减速器的选择按QJ型起重机用减速器用于起重机的选用方法：（6.16）—起升载荷动载系数，取值范围为1.1～1.9取=1.3；I—工作级别，I=5查《起重机设计手册》表3-10-6，选用QJS型减速器，如下表5-2表6-2减速器型号参数型号功率许用输出扭矩传动比最大允许径向载荷QJS450-50443000050640006.6.3减速器的验算1.轴端最大径向为Fmax（6.17）式中：S—钢丝绳最大静拉力；Gt—卷筒重量，Gt=1t；[F]—减速器输出端的允许最大径向载荷；满足要求2.减速器输出轴承的短暂最大扭矩应满足（6.18）式中：T—钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的扭矩；[T]—减速器输出轴允许的短暂最大扭矩；满足要求6.7制动器的选择制动转矩：（6.19）式中：kz—制动安全系数，与机构重要程度和机构工作级别有关，取kz=1.75；m—滑轮组倍率2；查《起重机设计手册》表3-7-15，选取制动器参数如下表5-3（2台）表6-3制动器型号参数型号制动轮径每侧瓦块退距额定制动转矩配用推动器型号YW315-5003151.25450YTD500-606.8联轴器的选择所传递扭矩：（6.20）式中：—按第Ⅱ类载荷计算的传动轴的最大扭矩，高速轴=（0.7~0.8）λMTn，，低速轴；k1—重要程度系数，k1=1.8；k3—其他类联轴器，k3=1；高速轴：低速轴：查《起重机设计手册》表3-12-6选取表6-4低速轴联轴器型号许用转矩轴孔直径轴孔长度D转动惯量重量CL6112001103525459.25371kg表6-5高速轴联轴器型号许用转矩轴孔直径轴孔长度D转动惯量重量TL8710631422240.1325.46.9吊具的选择本设计用于码头集装箱起重，故吊具采用双梁件缩式集装箱吊具。查《起重机设计手册》表3-6-3，选用型号尺寸参数如表5-6表6-6吊具的型号、尺寸和规格型号旋锁中心距的尺寸和极限隔差（mm）对角旋锁中心距差值K=D1－D2旋锁转角（α）吊具的额定起重量（kg）相应的集装箱型号ABJD-103807±6690°1000010D7电气系统的设计7.1电气系统概述起重机的载荷由钢结构来支撑，运转则由运行机构来实现，而电气系统则能控制起重机机构完成起动，运转和停止等一系列工作，所以为了使起重机能够运行得稳定、准确、安全离不开电气控制系统的有效传动、保护和控制。7.2起重机主回路图如图7-1图7-1起重机主回路图（1）系统总保护采用断路器Q1，其他起升机构，大小车运行机构等各个分回路短路保护采用断路器Q2、Q3、Q4、Q5，并有热继电器FU1、FU2、FU3、FU4作为电动机的过载保护。（2）主回路图中采用缺断相序保护器IU1作为系统的失压保护。（3）主接触器