毕业设计（论文）-63t门式起重机设计(39页).docx

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1、-毕业设计（论文）-63t门式起重机设计2016-JX-SJ080202-055本科毕业设计63t门式起重机设计学 院机械工程学院专 业机械设计制造及其自动化学 号学生姓名指导教师提交日期2016 年05月10日-第 31 页商 丘工学院诚信承 诺 书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业设计撰写过程中遵守学校有关规定,恪守学术规范,此毕业设计中均系本人在指导教师指导下独立完成,没有剽窃、抄袭他人的学术观点、思想和成果,没有篡改研究数据,凡涉及其他作者的观点和材料,均作了注释,如有违规行为发生,我愿承担一切责任,接受学校的处理,并承担相应的法律责任。毕业设计作者签名： 年 月 日摘 要随着我国国民经

2、济的快速发展，国家加大了对交通基础设施的建设，相对于物流业和制造业的发展,门式起重机在港口和码头等工程场地更是起到了不可替代的作用。本次设计的63吨门式起重机是大跨度，大起升高度的起重机设备。主要完成起升机构、大车行走机构、小车行走机构以及金属结构的设计和计算。设计过程中需要查阅相关设计手册，了解设备各部分机构的构成以及运行原理。根据提供的公式和数据来计算设备的外形尺寸、性能参数等。为了使设计的结果更加准确，我还搜集了一些参考资料，通过参考相关的设计思路，大大提高了我对门式起重机的进一步了解，从而不断改进自己的设计方案，力求精确。另外CAD技术的广泛应用也成为了本次设计的非常有力的工具。最后根

3、据设计的计算结果，以图纸的形式设计了门式起重机的整体结构以及小车运行机构、大车机构和大车支架。并用CAD做出本次起重机设备的装配图以及零件图。关键词：门式起重机；起升机构；设计思路；CADABSTRACTWith the rapid development of national economy in our country, the states increased on construction of transport infrastructure, relative to the development of logistics industry and manufacturing,

4、gantry crane in port and dock engineering site but also plays an irreplaceable role. The design of 63 tons of gantry crane is a large span, large lifting equipment lifting height. Mainly to complete the lifting mechanism, travel mechanism cart, trolley traveling mechanism and metal structure design

5、and calculation. Design process need to consult the relevant design manual, understand the equipment composition and operation principle of each part mechanism. According to the formula and data to calculate the equipment appearance size, performance parameters and so on.To make the design more accu

6、rate results, I also search some resources, by reference to other peoples design idea, greatly improved my gantry crane further understanding, so as to continuously improve their own design, makes every effort to accurately. The wide application of CAD technology also has become a very powerful tool

7、 in the design of. According to the design of the calculation results, in the form of a drawing design the overall structure of gantry crane and the car running mechanism, cart institutions and cart stents. Using CAD to the crane equipment assembly drawing and part drawing.Key words: Gantry crane; L

8、ifting mechanism; Design thinking; CAD目 录1绪论11.1学术背景及其理论11.2研究现状及存在问题12钢丝绳、卷筒、滑轮组的选型设计32.1门式起重机的主要技术参数32.2钢丝绳的计算32.3滑轮、卷筒的计算43电机的选型及校核计算73.1根据静功率初选电机73.2电动机过载能力、校核73.3电机发热验算74减速器的选型及校核计算94.1减速器传动比94.2标准减速器的选用94.3验算减速器被动轴端最大径向力94.4减速器输出轴承受短暂最大扭矩校核95制动器.联轴器的选型及校核计算115.1制动器的选择115.2联轴器的选择115.3起动和制动时间验算1

9、26小车运行机构的计算146.1电动机的选择146.2减速器的选择156.3联轴器的选择166.4空载.满载起动打滑的验算166.5制动器的选用186.6车轮计算187大车运行机构设计计算227.1设计相关参数227.2运行机构型式227.3电动机的选择227.4联轴器的选择237.5减速器的选型及计算247.6电机的发热及过载校核247.7空载、满载起动打滑验算257.8制动器的选型及校核计算268金属结构的总体设计288.1设计初始参数288.2主梁设计288.3主梁应力校核计算348.4主梁整体稳定性369支腿的设计计算379.1支腿的设计379.2支腿整体稳定性计算3810龙门架刚度设

10、计计算4010.1主梁垂直静刚度计算4010.2主梁水平静刚度计算4110.3门架纵向静刚度计算4211连接螺栓强度计算4411.1马鞍立柱下截面螺栓强度4411.2支腿下截面螺栓强度计算45总结47致谢48参考文献491 绪论1.1 学术背景及其理论门式起重机是可以用来对物料进行运输、安装和起重作业的机械。它密切关系着我们的生活，它不仅可以减少体力劳动，还可以提高工作效率以及实现安全生产。而且起重机在车站、工厂、矿山、建筑工地、港口、水电站、仓库、等多个领域中起到了广泛的应用。随着现代化生产规模的日益扩大以及专业化生产的要求使得各种专门用途的起重机也相继产生，在许多重要的领域中，起重机不仅是

11、生产过程中的辅助机械，它更是对国民经济建设起到了积极的促进作用。起重机械是一种间歇动作的、循环的、短程搬运物料的机械，一个工作循环包括上料、运送、卸料和回到原位这几个过程。起重机在工作时，各机构一般是处于起动、制动和正向、反向相互交替的运动状态。在冶金、华工、电站及高层建筑等建设施工当中，需要搬运和吊装的工程量也日益增多，其中不少组合件的搬运和吊装重量达到几百吨。因此，必需选用一些大型起重机来进行诸如厂房设备及锅炉的吊装工作。在水利电力和桥梁、道路等建设施工当中，起重机也有着极为广泛的作用。无论是吊装厂房构件、装卸器材设备，安装电站设备、摸板、开挖矿渣、吊运浇筑混凝土及其他的建筑材料等，均需要

12、用到起重机，尤其是在水电工程方面的施工，不仅工程规模比较浩大，而且地理条件比较特殊，施工季节性较强，工程本身就很复杂，需要搬运吊装的建筑材料、设备量大且品种多，所以需要用到的起重机数量和种类就更多。二十世纪以来，由于机械制造业和交通运输业的快速发展，促进了起重运输机械的快速发展。对其性能也提出了更高要求。现代起重运输机械承担着繁重的物料搬运任务，成为了铁路、港口、工厂及其他部门用来实现物料搬运机械化的关键。因而起重机的金属结构选用优质钢材制造，用焊接代替了铆接，不仅使结构简化，工期缩短，而且还很大程度地减轻了自身重量，焊接结构成为了现代金属结构的特征。1.2 研究现状及存在问题上个世纪 70

13、年代以来，随着科学技术和生产的发展，起重机械在品种和质量上都得到了较为迅速的发展。随着我国国民经济的快速发展，特别是国家加大了对基础工程建设规划的实施，建设工程规模逐步扩大，起重安装工程量也越来越大，需要搬运和吊装的机器设备和结构件的重量也越来越大，特别是在大型水电站、化工、石油、路桥、航天、冶炼以及用于高层建筑安装作业方面的迫切需求，极大底促进了起重机械行业的发展，起重机的设计制造技术也得到了迅速发展。 随着起重机的使用频率、起重量的增加，对其安全性能、效率、经济性能、及耐久性等方面的问题也越来越引起了人们的重视，对其设计理念和方法的探讨也日趋深入：由于在起重机的设计中采用常规的设计方法时，

14、很多构件存在不合理性，进而影响到整个设备性能。计算机技术的应用在很大范围上解决了起重机的设计问题，尤其是有限元分析方法和计算机技术的结合，给起重机结构的准确分析提供了有效手段，在实际工程中已日益普及，今后的结构分析从孤立的单独构件转变到结构系统的整体空间分析。2 钢丝绳、卷筒、滑轮组的选型设计2.1 门式起重机的主要技术参数起重量：主钩，跨 度：；起升高度：主钩；工作制度：主起升工作级别：重级（）；小车运行工作级别：中级（；大车运行工作级别：中级（；工作速度：主起升速度：（轻载）；（重载）；小车运行速度：；大车运行速度：； 小车轨距：；2.2 钢丝绳的计算根据起重机的额定起重量Q=63T，查起

15、重机设计手册表8-2选择双联起升机构滑轮组倍率为M=4。 2.2.1 钢丝绳所受最大静拉力 （1.1）式中 Q额定起重量， ；取物装置自重(吊挂挂架的重量一般约占额定起重量的24%；这里取吊钩挂架重量为1074.5kg)滑轮组倍率，滑轮组效率， 2.2.2 钢丝绳的选择所选取的钢丝绳破断拉力应满足下式：而 式中： 所选钢丝绳的破断拉力；钢丝绳安全系数，对于重级工作类型取=6；钢丝绳破断力总和；折减系数，对于绳637+1的钢丝绳=0.82；对于绳619+1的钢丝绳=0.85。由上式可得：查钢丝绳产品目录表可选用：钢丝绳6W(19)-26-7X7-170-I-Z(GB1102-74) =43114

16、9.5N409041.46N所以选择的钢丝绳满足强度要求，钢丝绳的直径=26mm。2.3 滑轮、卷筒的计算2.3.1 滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒名义直径（钢丝绳卷绕直径）应足下式：式中 e系数，对于重级工作类型的门式起重机，e=32； 是卷筒和滑轮的名义直径；钢丝绳的直径（）。所以 （）取卷筒、滑轮的名义直径2.3.2 卷筒长度和厚度的计算图2-1 双联卷筒的主要尺寸卷筒的长度由下式计算： 而 （2.1）式中 最大起升高度为（地面以上），（地面以下）取钢丝绳安全圈数，取；T 绳圈节距，取；根据结构确定卷筒空余部分，；固定钢丝绳所需要的长度， ；卷筒的计算

17、直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）参考同一类型的起重机取 双联卷筒中不切槽部分长度，依据钢丝绳允许的偏斜角确定对于螺旋槽卷筒tg，根据该装置的特殊性相比较同类型起重机取： =440mm卷筒半边卷绕部分的长度；卷筒长度=，取=4100mm,取卷筒材料采用,壁厚可根据经验公式来确定，取 。 2.3.3 卷筒转速 （2.2）式中 起升速度, =(重载) 滑轮组倍率2.3.4 强度的计算卷筒壁主要受钢丝缠绕而产生的压缩应力。除此之外还承受弯曲和扭转。压缩应力计算公式： (2.3)式中钢丝绳工作时的最大张力；许用压应力； =（铸铁卷筒）抗压强度极限， =750dMPa；故满足其使用条件由于l3D,需要计算的

18、是弯曲力矩所产生的拉应力（因为扭转应力很小，一般可以忽略不计）； 合成应力应该满足：式中 卷筒所承受的弯矩,=1830mm；W 卷筒断面系数，W=0.8 ；许用拉应力； （铸铁卷筒）抗拉强度极限，=200Mpa；故满足其使用要求。3 电机的选型及校核计算3.1 根据静功率初选电机3.1.1 起升机构静功率计算 （3.1）式中 起升机构总效率，V起升速度（重载）；3.1.2 初选电动机功率式中 电动机的额定功率； 按静功率初选起升机构电动机的系数，由1表61取=0.90；查阅电机产品目录，在时选择接近的电动机型，额定功，转速n=，转动惯量。3.2 电动机过载能力、校核起升机构中电机过载能力根据下

19、式进行校核： （3.2）式中：电动机在基准接电持续率时的额定功率为110KW；电动机台数为1；基准接电持续率时的电动机转矩的允许过载倍数取2.5；考虑电压降及转矩允差以及静载荷试验超载的系数。绕线异步电机2.1笼型异步电动机取2.2，直流电机取1.4。 满足要求。3.3 电机发热验算电机发热效验合格时应满足：式中：电动机工作的接电持续率值、值时的允许输出功率（）,查取为（）工作循环中，稳态平均功率（）； 起升机构总效率；稳态负载平均系数。其计算公式为 （3. 3） 满足使用要求 。4 减速器的选型及校核计算4.1 减速器传动比式中 电机的额定转速卷筒的转速4.2 标准减速器的选用依据传动比，,

20、电动机转速、可选用减速器，传动比i=80允许最大径向载荷为，减速器输出轴端瞬时允许转矩为。4.3 验算减速器被动轴端最大径向力轴端最大径向力应满足：=； （4.1）式中 钢丝绳所受最大静拉力；卷筒重力；a卷筒上缠绕钢丝绳的分支数，a=2；减速器输出轴端的最大允许径向载荷（N）= 满足使用要求。4.4 减速器输出轴承受短暂最大扭矩校核减速器输出轴所承受的短暂最大扭矩应该满足： ； (4.2)式中电动机额定扭矩, 、减速器的效率和传动比，；当JC%=40%时电动机的最大力矩倍数，；减速器输出轴端所允许的最大短暂扭矩 满足要求。实际起升速度验算实际的起升速度为： 满足要求。5 制动器.联轴器的选型及

21、校核计算5.1 制动器的选择起升机构的制动转矩应满足： (5.1)式中：制动器制动力矩；制动安全系数取=1.75 ；起升机构总传动比，其值=；起升机构总效率，其值=； 根据上面计算得出的制动转矩，选用YWZ-400/90制动器，其制动轮直径为400mm，最大制动力矩为。因为 故满足使用要求。5.2 联轴器的选择带制动轮的联轴器大多采用齿轮形的联轴器，跟据所传递的转速、扭矩和被连接轴径等参数来选择联轴器，起升机构联轴器应该满足： (5.2)式中：所传递的扭矩的计算值按第二类载荷计算的传动轴的最大扭矩。对于高速轴，=（0.70.8） 电动机转矩所允许得过载倍数； 电动机的额定转矩。 (5.3)电动

22、机的额定功率； 电动机的额定转速。联轴器许用扭矩；联轴器重要程度系数。对起升机构，取1.8；角度偏差系数在此取1.75；根据以上计算结果选用S3408带制动轮的齿轮联轴器，联轴器最大允许扭矩为，制动轮直径为400毫米，飞轮矩为4.6，并选出S2482型联轴器，其允许扭矩，飞轮矩为。因为，故满足使用要求。5.3 起动和制动时间验算5.3.1 起动时间验算 （s） (5.4)式中：电动机平均起动转矩电动机静阻力矩，按下式计算。 (5.5)推荐起动时间 机构运动质量计算到电动机轴上，得到总转动惯量（），根据下式计算： =1.15（J+J）+（）式中：J电动机转子的转动惯量（）。从电动机样本中可查取，

23、如样本中给出的是飞轮矩，则按计算；J制动轮联轴器的转动惯量（）门式起重机中起升机构的起动时间大多控制在12s之间，因此起动时间符合要求.。5.3.2 制动时间验算满载时下降制动时间： (5.6) 式中： 满载下降时电动机转速，通常取 制动器制动转矩；满载下降时制动轴静转矩，按下式计算： (5.7) 下降时计算到电动机轴上得到的机构总转动惯量（），根据下式计算 (5.8)推荐制动时间（s），可取=门式起重机的起升机构制动时间大多控制在1-2s之间，因此制动时间符合要求。起动加速度的验算 门式起重机的起升机构起动加速度应小于，因此平均加速度是满足要求的。6 小车运行机构的计算6.1 电动机的选择6

24、.1.1 轮压的计算参考同类型规格相近的起重机，估计小车总重为20t，近似认为由四个车轮平均承受。吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上，根据小车架布置偏离主、从动轮之间的中心线为100mm。根据下列小车架平衡方程式，可以求出主动轮以及从动轮的轮压：主动轮： (6.1)式中 主动轮轮压；小车轮距，；同理，可得从动轮轮压为：6.1.2 运行阻力的计算 (6.2) 静阻力； 摩擦阻力 ； 坡道阻力； 起重机或小车满载运行阻力时的最大摩擦阻力: (6.3) Q起升载荷（N）； G起重机或运行小车的自重载荷；f流动摩擦系数（mm）； 车轮轴承摩擦系数；d与轴承配合外车轮轴的直径（mm）； D车轮踏面直径；

25、附加摩擦阻力系数； W摩擦阻力系数； 满载运行时最小摩擦阻力：空载运行时最小摩擦阻力：由得：由得：由得：坡道阻力：坡道阻力系数与起重机类型有关，桥架上的小车取为0.002；最大静阻力：电机静功率：运行速度； 机构传动效率； 电机个数；6.1.3 电机初选 (6.3)考虑到电动机起动时惯性影响的功率增大系数，门式起重机小车运行机构取为1.2；选取：YZB160M-8 ； 功率:7.5KW ； n=730r/min；转动惯量0.06； 最大转矩倍数2.86；电动机发热校验： 电动机工作的节点持续率JC值、CZ值时的允许输出容量（）；查表取 P=31.6工作循环中负载的稳态功率（）； (6.4)G稳

26、态负载平均系数，取为0.8；6.2 减速器的选择由电动机转速与车轮转速确定减速器的传动比为：参考QJ型起重机减速器用于运行机构的选用方法：减速器的计算输入功率（）；刚性动载系数，=（1.22.0）；基准接电持续率时，电动机额定功率（）；I工作级别，I=18；标准减速器承载能力表中的许用功率（）；查标准：选ZSC(D)-600+125-I-2 公称传动比i=95.5；实际传动比i=91.73r/min； 输出轴转矩：36000高速轴许用功率：26 ； =26KW速度偏差： 符合要求。6.3 联轴器的选择高速轴：式中 计算扭矩；联轴器安全系数，取1.35；刚性动载系数，取（1.22.0）；电动机额

27、定扭矩（）联轴器许用扭矩（）；选用TLL（带制动轮）联轴器：=300制动轮直径 转动惯量= ；低速轴： i电动机至低速联轴器的传动比 ；选用S2429联轴器； 许用扭矩：800；制动轮直径； 转动惯量=；6.4 空载.满载起动打滑的验算满载上坡时 (6.5)式中： 电动机平均起动转矩；n电动机额定转速 n=730r/min；机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（），按下式计算：=k（J+J）+（） m电机个数；电动机静阻力矩，按下式计算： (6.6)运行静阻力 ； D车轮踏面直径； i减速器的传动比 ； 机构的传动效率； 满足要求z起动平均加速度：式中：a起动平均加速度v运行机构的稳定运行

28、速度t起动时间 满足要求。运行打滑验算：起动时：制动时：驱动轮最小轮压；打滑一侧电动机的平均起动转；计及其他传动飞轮矩影响的系数，K=1.11.2；附着系数，对室外工作的起重机取0.12；附着安全系数取1.051.2；d轴承内径； D车轮踏面直径；轴承摩擦系数取0.015； 起动平均加速度； 打滑一侧的制动器的制动转矩；制动平均减速度 ， ；代入数据得： 起动时左边55745.530164.4 满足要求； 制动时右边53345.519688.25 满足要求。6.5 制动器的选用 坡道阻力； 满载运行时最小摩擦阻力；电动机个数，一般； 制动时间；电动机转子转动惯量；电动机轴上制动轮和联轴器的转动

29、惯量；V圆形速度；选取YWZ-200/25； 推动器型号：YT1-252-4 制动力矩6.6 车轮计算根据轮压、小车运行速度、工作类型初选： 车轮：踏面直径D=500mm，材料ZG310-570 HB 配合轴径d=65mm6.6.1 车轮的计算轮压疲劳计算时的等效起升载荷由下式确定： (6.7)式中 等效静载荷系数，=0.16起升载荷质量，=46074.5N 车轮计算轮压： 式中 小车在门架上位于地下位置（一般取为离支点1/4跨度处）时，根据门架自重、小车自重及等效起升载荷计算的最大轮压：等效冲击系数，=1；根据 ， 查得 ；强度校核时的最大计算轮压式中满载大车最大轮压，；动力系数，取；6.6

30、.2 车轮踏面应力接触疲劳计算车轮点接触的允许轮压 (6.8)起重机正常工作时的最大轮压；起重机正常工作时的最小轮压；点接触 ： 与材料有关许用点接触应力常数，=0.1，钢制车轮按1表5-2选取；R曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值，R=300mm；m由轨道顶面与车轮曲率半径的比值所确定的系数，查1表5-5选取；转速系数，按1表5-3选取=1.11；转速系数，按1表5-3选取=1.00；车轮踏面强度校核式中 最大许用接触应力，当时，其余符号意义同前。 符合要求6.6.3 车轮轴的计算（1）轴受纯弯曲时的应力 (6.9)式中两侧轴所承受的计算弯矩，式中车轮两个轴承的间距，；轴的抗弯断

31、面模数所以（2）轴受纯扭矩时的应力 (6.10)式中 其中 第一类载荷的动力系数，（3）弯曲应力和扭转应力合成的计算应力为 (6.11)式中 将扭转应力换算为弯矩应力的系数，由于弯曲和扭转均对称，所以;因为轴在弯矩、扭矩作用时，大小和方向均发生不变化，是对称循环；对称循环弯曲许用应力，对轴采用45号钢则：式中 K应力集中系数，K=2；n安全系数，n=1.4 6.6.4 强度计算（1）受纯弯曲时的计算应力式中用最大轮压（第二类载荷）计算轴的最大弯矩，；轴的抗弯断面模数，（2）受纯扭转时的计算应力式中第二类载荷计算情况所产生的扭矩，抗扭断面模数，（3）弯曲应力和扭矩应力合成的计算应力式中 将扭转应

32、力换算为弯曲系数，；弯曲许用应力因为， 所以强度计算通过。7 大车运行机构设计计算计算选型结果：轨材：P43； r=300(mm)轮材：ZG55-2； 轮径：=700.0(mm)；选用：高速YZB160M2-6/7.5KW型电动机选用：ZSC(A)-650- 96.5-1/2型减速器选用：YWZ-200/25型制动器 选用：JHQ-A17型缓冲器7.1 设计相关参数起重量 Q=63T； 跨 度 S=26000(mm)；工作级别 M5(级)； 大车运行速度 =440(m/min)；半桥架质量 F=41700(kg)； 车轮数量 =24(个)；车轮直径 =700.0(mm)； 最大静轮压 =263

33、.425(kN)； 最小静轮压 =97.7（kN）7.2 运行机构型式 7.3 电动机的选择7.3.1 大车轮压的计算半桥架质量 F=41700(kg)； 小车质量 Gx=20740.0(kg)；起重量 Q=63000.0(kg)； 跨 度 S=26000(mm)；有效悬臂长 S1=5500(mm) ； 梯子质量 Gt=1000.0(kg)；电气室质量 Gd=1500.0(kg)； 司机室质量 Gs=2000.0(kg)；电机等质量和 Gdj=1173.0(kg)； 均衡梁质量 Gl=0.0(kg)当小车位于支腿一侧的正上方时正常工作时最大轮压之和：一个车轮正常工作时最小静轮压7.3.2 车轮

34、踏面疲劳强度校核应力常数 计算半径(r和R较大者) =350.0(mm)； 转速系数 =1.120； 工作级别系数 =1.000； r/R相关系数 m=0.410； 车轮踏面许用疲劳强度Pcp：满足条件： Pc=Ps；电机额定转速=930.0(r/min)； 电机飞轮矩。 7.4 联轴器的选择电机额定转矩 安全系数n=1.35；刚性动载系数；联轴器承受的计算扭矩选用S1602-5型联轴器；联轴器的许用扭矩, 满足使用条件联轴器飞轮矩电动机轴径:48.0(mm); 轴伸:110.0(mm)；轴锥长:110.0 (mm).减速器轴径:40.0(mm); 轴伸:85.0(mm)；7.5 减速器的选型

35、及计算减速器：(A650-2)； 传动比i1=81.9；运行机构总飞轮矩HGD2：电机联轴器飞轮矩和起动总飞轮矩: 大车实际速度Vs=40.0(m/min)；依照规范选用起制动时间 tq=2.8(s)；单台电机平均起动功率 减速器许用输入功率 xPq=13.45(KW) 满足条件 Pq=Pnn。7.7 空载、满载起动打滑验算平均加速度 单电机承担的飞轮矩 起动安全粘着系数； 车轮粘着系数车轮轴承摩擦系数车轮轴承摩擦直径右式左式满足不打滑条件： qdzqdy 7.8 制动器的选型及校核计算制动总转动惯量： 按满载顺风计算单台制动器的最小制动力矩按空载时不打滑来计算单台制动器的最大制动力矩Mzhm

36、ax制动粘着安全系数Kzh=1.1； 选用YWZ-200/25型制动器。许用制动力矩Mzh=200.0()使用时调整至Mzhmax值。8 金属结构的总体设计8.1 设计初始参数8.1.1 基本参数起重量 PQ=63 t； 跨 度 S=26m；左悬臂长 L1=8m； 左悬臂长 L11=5. 5m；右悬臂长 L2=8 m； 起升高度 H0=9m；整机工作级别为 A7； 主起升工作级别为 E7；小车运行工作级别为 E5； 大车运行工作级别为 E5；主起升速度 VZQ=重载1.212(m/min) /轻载1.818 (m/min)小车运行速度 VXY=330 (m/min) 大车运行速度 VDY=44

37、0(m/min) 8.1.2 选用相关设计许用参数钢结构材料Q235许用正应力许用剪应力 龙门架许用刚度：主梁垂直许用静刚度：跨中 ；悬臂 主梁水平许用静刚度：跨中 ；悬臂 ；龙门架纵向静刚度：主梁沿小车轨道方向 H/80011.25mm；许用动刚度 2.0Hz； 连接螺栓材料 8.8级螺栓许用正应力 210.0Mpa；板屈曲强度和疲劳强度依据 计算许用值来选取。8.2 主梁设计8.2.1 主梁基本尺寸设计选取主梁为偏轨式箱型主梁；主梁的合理高度一般应取：根据设计的结构要求和实际要求，取 箱型梁翼缘板的宽度（两腹板净间距）按整体稳定性和水平刚度要求确定，取为及,计算得 根据起重机工作级别较高和方便施焊等因素考虑，取b=944mm一般取腹板厚为 ，箱型梁翼缘板总宽度为=b+2+40=1000mm，选取=1000mm 箱型梁受压翼缘板的厚度按其局部稳定条件决定：选取=20mm8.2.2 主梁截面形式主梁的截面形式如下图8-1所示图8-1 主梁截面形式端梁基本尺寸设计:取端梁高度 端梁宽度 端梁上下翼缘板厚 腹板 主梁和端梁间采用法兰盘螺栓连接端梁的截面形式如下图8-2所示。图8-2 端梁截面形式8.2.3 主梁内力计算1、主梁截面积 S 计算S=0.950.02+0.890.02+1.45(0.008