毕业设计（论文）-40t门式起重机设计(60页).doc

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1、-毕业设计（论文）-40t门式起重机设计2016-JXSJ080202-054 本科毕业设计 40t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06日-第 51 页商 丘 工学院诚信承 诺 书本人郑重承诺和声明:我承诺在毕业论文撰写过程中遵守学校有关规定,恪守学术规范,此毕业论文(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。毕业论文（设计）作者签名： 年 月 日摘

2、要随着我国制造产业和物流产业的迅猛发展,轨道式门式起重机在各个港口、码头、货场起着至关重要的作用。国家也加大对交通基础设施的投资建设。本课题所设计的机构是40t门式起重机的结构设计。首先根据用户对设备提出的性能参数、外形尺寸、质量、价格等方面的要求进行设计计算。设计和计算方法是最基本的，参考了手册及相关图册。然后根据设计计算，以图纸形式设计了门式起重机整体及大车运行机构和大车支架。CAD技术的普及提供了加速设计进度的有力工具，有限元分析软件提供了检验和优化设计的方法。本设计在设计计算时不同于以往分不同平面进行计算的方法，而是采用了对力分类的方法，使得计算更加简洁准确。我还查阅和翻译了一些外文的

3、资料以及国内外关于门式起重机的一些最新的设计成果，大大提高了我对门式起重机的认识，方便了我的设计。关键词：门式起重机；大车运行机构；大车架；传动方式ABSTRACTWith the developing of our manufacturing and logistics rapidly, gantry cranes play an irreplaceable role at the port, docks and freight yard. The design is the drive mechanics of a gantry crane. Along with the our coun

4、try manufacturing industry and logistics industry rapid development, portal crane in port, dock, goods yard plays a irreplaceable role. The design of this paper is the structure design of the 40 ton gantry crane. According to the users performance parameters, size, quality, price and other aspects o

5、f the device, the design and calculation are carried out. The design and calculation method is the most basic, reference manuals and related books. Then according to the design drawings, to form the overall design of gantry crane and crane traveling mechanism and the bracket. The popularity of CAD t

6、echnology provides a powerful tool to accelerate the design progress, the finite element analysis software provides a method of testing and optimization design. In the design of the calculation is different from the different plane calculation method, instead of using the method of stress classifica

7、tion, which makes the calculation more simple and accurate. I still check and translated a number of foreign language data and at home and abroad on the gantry crane some latest design results, and greatly increased awareness of the gantry crane, convenient for my design.Key Words Gantry crane；The d

8、rive mechanics；Traveling bracket；Drive way目 录第一章 绪 论11.1 引言11.2 国内外工程起重机的发展趋势11.3 起重机械的分类21.4 起重机的组成及其工作原理21.5 起重机的设计方法及规范31.6 门式起重机简介4第二章 方案设计52.1 设计参数52.2 主梁设计52.3 端梁设计72.4 刚性支腿设计72.5 柔性支腿设计102.6 下端梁设计122.7 上马鞍设计13第三章 门式起重机整机稳定性能的计算143.1 空载起重机安全系数验算14第四章 主桥架计算184.1 载荷计算184.2 主梁内力计算214.3 强度计算224.4

9、主梁稳定性计算25第五章 支腿计算305.1 载荷计算305.2 支腿内力计算315.3 支腿强度计算345.4 支腿稳定性计算35第六章 下横梁的强度计算38第七章 起重机大车运行机构设计427.1 设计任务和已知参数427.2 传动方案设计427.3 传动过程中的零部件的选择427.4 大车运行机构的设计及计算447.5 电动机的选择467.6 制动器的选择507.7 打滑验算517.8 减速器的选择527.9 联轴器的选择537.10 安全附加装置54总结.55 致谢.56参考文献57第一章 绪 论1.1引言起重机是一种非标准机械设备，通常是按订单生产。首先根据用户对设备提出的性能参数、

10、外形尺寸、质量、价格等方面的要求进行设计，然后开始生产。CAD技术的普及提供了加速设计进度的有力工具，但设计和计算方法却是最基本的。今年来，工程机械发展异常迅猛、持续火爆、新理念、新工艺、新材料不断给予工程机械新的活力，因而工程机械行业的工程技术人员随之面临着新的挑战和考验。随着我国制造业和物流业的迅猛发展,门式起重机在港口、码头、货场起着不可替代的作用。我国门式起重机行业已经形成了一定的规模，市场竞争也越发激烈。但我国起重行业目前存在的突出问题是整体技术含量偏低，性能、可靠性等指标低于发达国家同类产品的水平。门式起重机的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，

11、主梁两端可以具有外伸悬臂梁。门式起重机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强等特点。大车运行机构主要用于水平调整起重机的工作位置。稳定可靠地大车运行机构能提高起重机的工作效率。我们在前人基础上，优化门式起重机大车走行机构结构设计, 合理分配外形尺寸，目的在于设计出满足现实生产生活需要的结构紧凑、传动平稳、整体运行良好的大车走行机构。运行机构分为有轨和无轨运行机构两种，本设计为有轨运行机构。为了锻炼这方面的设计能力，完成40t门式起重机的设计。本论文所设计的机构是起重机的大车运行机构。由于起重机时常处于超负荷的工作状态,这对整机的性能尤其大车的性能提出了更高的要求。1.2 国内外工程起

12、重机的发展趋势工程起重机作为一种重要起重设备，与一个国家的基础设施建设和经济发展水平是息息相关的，其发展水平具有显著的地域性。欧洲不但工程起重机的发源地，也是经济贸易发达的地区，代表轮式起重机的最高水平。美国作为经济大国，虽然工程机械总体水平领先于欧洲，但工程起重机相对落后于欧洲水平。作为全球经济发展最快、最活跃的中国，工程起重机取得了长足的发展，使我国成为亚太地区乃至全球最大的工程起重机生产大国。 轮胎起重机向高通过性方面发展；履带起重机向特大型化发展；汽车起重机将逐渐向全路面起重机过渡；工程起重机分化出混合型起重机；工程起重机向机- 电- 液一体化及智能化发展；采用先进研发手段，缩短产品开

13、发周期，降低新产品早期故障反馈率。我国工程起重机的发展对策：必须首先解决整机可靠性低的问题；工程起重机生产企业必须依托汽车行业；在行业内开展像高新技术产品竞赛的活动，逐渐淘汰低技术含量、低性能产品，开发符合中国国情的全地面起重机产品，提高行业整体水平；着力研制大吨位工程起重机产品；产品改造和开发注重环保、安全、可靠、节能高效，以提高产品的社会效益；加大科研投入，提高研发能力。1.3 起重机械的分类从结构特征看，种类繁多的起重机可归纳为三大类1：(1)单动作起重设备。如千斤顶、升降机。(2)桥式类型起重机。如门式起重机、缆索起重机。(3)回转类型起重机。如塔式起重机、门座起重机。1.4 起重机的

14、组成及其工作原理 1.4.1 工作机构工作机构包括：起升机构、运行机构、变幅机构和旋转机构。 1.4.2 取物装置取物装置是通过吊、抓、吸、夹、托或其他方式，吊物不受损伤是对取物装置安全的最基本要求。 1.4.3 金属结构金属结构是以金属材料轧制的型钢,其成本约占整机成本的25以上。金属结构按其构造可分为实腹式（由钢板制成，也称箱型结构）和格构式（一般用型钢制成，常见的有根架和格构柱）两大类，组成起重机金属结构的基本受力元件。这些基本受力构件有柱（支撑元件）、梁（受弯构件）和臂架（压弯元件），各种构件的不同组合形成功能各异的起重机。受力复杂、自重大、耗材多和整体可移动性是起重机金属结构的工作特

15、点。重机的金属结构是起重机的重要组成部分，它是整台起重机的骨架，将起重机的机械、电气设备连接组合成一个有机的整体，承受和传递作用在起重机上的各种载荷井形成一定的作业空间，以便使起吊的重物顺利搬运到指定地点。金属结构的垮塌破坏会给起重机带来极其严重甚至灾难性的后果。1.4.4 动力装置驱动装置是用来驱动工作机构的动力设备的。常见的驱动装置有电力驱动、内燃机驱动和人力驱动等。电能是清洁、经济的能源，电力驱动是现代起重机的主要驱动型式，几乎所有的在有限范围内运行的有轨起重机、升降机、电梯等都采用电力驱动。对于可以远距离移动的流动式起重机（履带起重机）多采用内燃机驱动。人力驱动适用于一些轻小起重设备，

16、也用作某些设备的辅助、备用驱动和意外（或事故状态）的临时动力。1.5 起重机的设计方法及规范1.5.1 设计方法产品设计是保证产品质量、性能和价格的关键因素, 起重机设计方法理论和技术的研究和应用对产品设计具有重要意义。有关门式起重机的设计方法可以简单地划分为传统设计方法、现代设计方法和未来设计方法三类。传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法、直觉法、经验法等设计方法, 该法仍用于我国门式起重机的设计。这些方法在门式起重机的设计中都有应用。未来设计方法还有模糊优化设计、基于特征的设计、面向制造和装配的设计、基于并行工程的设计以及智能设计等。 本论文旨在锻炼基础能力，故仍以传统设计方法

17、为主，不排除借鉴上述现代设计方法来研究改进。1.5.2 设计规范工业先进国家都制定了一部起重机设计规范 3标准，对起重机设计所牵涉到的重要复杂问题的规定。我国的第一个起重机设计规范于1983年发布。本文设计“门式起重机大车运行机构设计”就是依据此规范设计。纵观各国起重机设计规范可以看出如下三点：（1）在起重机及其机构和零部件工作等级的划分、起重机外载荷的计算、起重机稳定性计算、金属结构设计等四方面，取得了比较一致的意见，并给出了设计原则和设计计算方法的说明；（2）对于机构，除了工作等级划分和载荷组合的原则说明外、没有给出更详细的设计计算方法； （3）对于起重机专用零件，给出了钢丝绳和车轮的选择

18、方法。1.6 门式起重机简介1.6.1 门式起重机组成门式起重机是目前广泛应用于各行业中，如在码头装卸集装箱，在船厂吊装轮船部件总成等。门式起重机的结构组成主要分为三大部分：机械部分、结构部分和电气部分。具体来说，门式起重机主要由门架横梁结构、载重大小车运行机构、电气设备和操作室等五部分。1.6.2 门式起重机大车运行机构 门式起重机大车运行机构大车用于整台门机的行走，即沿着预先铺设好的轨道行走，从而将货物运送到目的地。稳定可靠地大车运行机构能提高起重机的有效工作效率。1.6.3 门式起重机设计中的问题门式起重机的设计理念早已规范化，但是设计中出现的问题却从没有消失过。最近上海某单位进行试吊验

19、收的起重机发生死亡二人严重事故。据悉这次事故并非是起重机制造厂的制作质量问题，而是设计在计算和设计配套的选型上存在一些不足是造成这次事故的主要原因。由此可见起重机要保证安全使用 1，首先就是设计问题：门式起重机静刚度设计及相关问题门式起重机结构设计和使用中的抗风问题门式起重机啃轨问题第二章 方案设计2.1 设计参数起重量Q=40t小车自重Gx=60t小车轨距b=14.4m起升速度V起=25m/min大车运行速度V大=42m/min起升高度H0=16.5m跨度L=60m有效悬臂长度L0刚=13m L0柔=13m悬臂全长L0刚=18m L0柔=18m沿海工作风压q=250pa非工作风压q=800p

20、a材料为A3钢 工作级别为M62.2 主梁设计（1）基本尺寸设计取主梁高度H1=（1/14-1/17）L=(3.64.6)m根据设计的实际要求和结构的要求取H1=4040mm选用主梁为偏轨式箱形主梁 主梁宽度B1=（0.60.8）H1=1.82.4m初选B1=1.59m，变截面长度初选3m主梁上、下翼缘板厚0 =20mm主腹板1=12mm 副主板2=8mmT字钢上翼缘厚20mm、腹板厚12mm 图2.1 主桥架总图（2）主梁截面几何参数计算截面积A0=(177420+165020+404012+40408)mm2=148520mm 求重心坐标： 求惯性矩：2.3 端梁设计端梁高度 H2=1/2

21、H1=2020mm 宽度 B2=1m端梁上、下翼缘板厚0=10mm 腹板=8mm主梁和端梁采用法兰盘螺栓相链接图2.3 端梁尺寸2.4 刚性支腿设计根据跨度60m，采用一刚性支腿和一柔性支腿的设计方法，柔性支腿铰接。 在门架平面计算按静定简图 1，在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。由于起升高度H0=16.5m极限起升高度距主梁下翼缘高度h0=2.5m 支腿与质量连接支座高度hz=0.3m轮台车高度h台=3.415m台车与下端梁连接支座H支下=185mm下端梁高度H下端=600mm得出支腿的高度为H支=H0+h0-hz-h下端（16.5+2.5-0.3-3.415-0.185-0.6）m =

22、14.5m=14500mm门架平面刚性支腿上端宽度b刚上=1.2h主=4.8m为满足弯矩和扭力的强度要求，取 b刚上=5m下端宽度b刚下1.59/3=0.53m考虑车轮和支腿支撑的构造取b刚下=1000mm为节省材料又能符合力学的要求将刚性支腿的构造设计为如下图形式：图2.4 刚性支腿 刚性支腿上截面：图2.5 刚性支腿上截面图刚性支腿下截面：图2.6 刚性支腿下截面图刚性支腿截面计算：图2.7 截面图整个截面是由两个截面组成，一个截面惯性矩：整个截面的惯性矩：计算刚性支腿中间截面的尺寸属性：刚性支腿下端截面计算：2.5 柔性支腿设计 柔性支腿下端宽度设计于刚性支腿相同 根据 （2.1） 取b

23、柔上=1640mm图2.8 柔性支腿支腿上截面：柔性支腿下端截面和刚性支腿下端截面各尺寸一样：图2.9 柔性支腿上端截面柔性支腿上截面：柔性支腿中间截面：柔性支腿下截面和刚性支腿下截面各尺寸一样，截面性质一样。2.6 下端梁设计图2.10 下端梁总尺寸下端梁的两端截面计算：图2.11 下端梁截面2.7 上马鞍设计 上马鞍设计与主梁直接相连，截面面积较小，起到加强桥架稳定性、水平刚度、抗弯、抗扭能力。原因是上马鞍不在支腿平面与支腿直接刚性连接，所以所受作用力相对较小。所以把其当作进一步加强作用。 图2.12 支腿平面示意图图2.13 上马鞍的尺寸设计第三章 门式起重机稳定性能的计算龙门起重机，除

24、验算沿大车运行方向空载起、制动时的稳定性，还须验算垂直于轨道方向的稳定性，由于集装箱的迎风面面积小，而且运行速度不高，所以满载时的稳定性能可不此计算。3.1 空载起重机安全系数验算 (3.1) 式中G桥桥架重量 (3.2)G梁根主梁的自重G梁=118tG轨根主梁上的小车轨道自重G轨=5.4tG栏杆根主梁一侧的平台栏杆的自重G栏杆=10tG电位于平台上的电气设备的重量G电=4.6tG刚退刚性支腿的自重G刚腿=18tG柔腿柔性支腿的自重G柔腿=12t G马鞍马鞍自重G马鞍=10tG大车大车运行台车总自重G大车=40tG下横梁下横梁自重G下横梁=15tPf作用在桥架和小车上的工作状态最大风力计算风力

25、时，前面一排的主梁，马鞍、支腿、下横梁及大车轮组遮挡面，后面一排主梁、马鞍、支腿、下横梁及大车轮组。后面一排受风面积应减小，减小程度用折算系数表示。风力计算公式分别为：， 8， (3.3)式中p作用在桥架与小车上的非工作状态的最大风力C风力系数C=1.6Kh风压高度变化系数Kh=1计算非工作风压时，Kh=1.13q第类载荷的风压值q=250Paq第类载荷的风压值q=250Pa折算系数，根据a/h值查 8 a/h=1.4/4=0.325 4h1桥架与小车挡风面积形心高度工作状态最大风力Pf及非工作状态最大风力Pf和其相应的迎风面和形心至大车运行轨顶的高度h，求各部件迎风面积及形心至大车运行轨顶的

26、高度时，计算如下 P桥起重机运行起、制动时引起桥架水平惯性力 (3.4)式中t制起重机制动时间，t制=7秒在计算稳定性时，取紧急制动时间，t制=3.5秒h3桥架重心高度由于 8P小起重机运行启动，制动时引起的小车水平惯性力h 4小车重心高度h 4=24mB轨距B=16m3.2 起重机满载时稳定性安全验算：图3.1门架平面分析 (3.5)式中 P2作用在集装箱上有效工作状态最大风力 H2小车轨顶至大车轨顶间的距离 h2=23.2m PQ小车运行起、制动时引起的物品水平惯性力 1式中 2起升载荷系数当V起=25m/min时2=1.17 4运行冲击系数V小小于60m/min时4=1.1小车制动的轮数

27、，=4n小车的总轮数 n=24H2=h4=23.2mP1作用在桥架与小车的纵向工作最大风力；h1桥架与小车纵向挡风面积有效高度P1和h1的数据列表为：名称迎风有效面积 A有效高度h1工作风载荷p力矩主梁70.4212.858.8刚腿46.4161.8529.6柔腿46.4171.8531.4马鞍14.425.20.57614.5司机室6180.244.3下横梁15.83.80.632.4大车轮组9.80.50.380.2=141.2t/m自重稳定性安全系数 ，见图和下式计算 (3.6)经检验稳定性符合安全标准。第四章 主桥架计算4.1 载荷计算 起重机的各种载荷不能同时作用于金属构架上，应按照

28、各种载荷出现的次数和结构的重要性根据起重机工作时不同情况，考虑最危险的情况下，进行有效的合理组合。（1）主梁自重载荷 主梁的单位重量： (4.1)（2）一根主梁上小车集中载荷 由于小车的轨距相对主梁桥梁的长度过小，故计算时将车轮压力计算为一点压力，当作是集中载荷，作用于主梁上的移动载荷。由于 简便起见 用代替，=1.1（3）端梁自重 分配于主梁两端端部为固定集中载荷（4）惯性载荷 一根主梁上的小车惯性力为：一根主梁自重的惯性力为： 端梁自重作用于主梁端的惯性力矩为：（5）偏斜运行侧向力 本起重机采用一刚、一柔性支腿，所以侧向力主要作用在刚性支腿架上小车满载时在主梁跨中央 支腿下面采用六车轮台车

29、，每两个一组刚性支腿端总静轮压：由查7得 偏斜侧向力为：小车满载在主梁左端极限位置刚性支腿下端车轮总静轮压为：偏斜侧向力为：（6）扭转载荷 偏轨箱形梁有垂直载荷和水平惯性力的偏心作用而产生的移动扭矩，其他载荷产生的扭矩较小而且作用方向相反。偏轨箱形梁弯心A在梁截面的对称形心在x轴上，弯心至主腹板中线的距离为：图4.1扭转载荷的计算 轨高hg=152mm 移动扭转力为 经计算满足要求。4.2 主梁内力计算(1)主梁垂直平面所受的内小车位于跨中央对主梁产生的弯矩分析图4.2垂直受力面分析图4.3小车位于跨中点时主梁垂直截面内力分析跨中内扭矩为：跨中主腹板所受剪力为：小车在主梁悬臂极限位置，对主梁跨

30、端产生的弯矩为：图4.4 小车位于极限位置时主梁垂直截面内力分析小车在主梁悬臂极限位置处主梁支腿端部截面所受扭矩： 小车在主梁悬臂极限位置处主梁支腿端部截面所受剪力为：(2)主梁截面水平载荷产生的内力 小车在主梁跨中时产生的水平弯矩： 小车在主梁悬臂两端极限位置时主梁跨端产生的水平弯矩： 4.3 强度计算 (1)主梁跨中的强度计算需要在主梁跨中校核截面点1、2、3的强度分别为图4.5 主梁截面（1） 主腹板上边缘点1的应力主腹板边至轨顶距离为： (4.2)主腹板边的局部压应力为：垂直弯矩产生的应力为：水平弯矩产生的应力为： (4.3)主梁上翼缘的静矩为: 主腹板边上的切应力为： 式中：A0为主

31、梁的过四边中心线的截面面积： 点的折算应力为：点的应力： 验证合格点的应力：(2)小车在主梁悬臂极限位置处主梁支腿根部截面的强度校核计算 仍然验算该截面的1、2、3点的强度，点1的切应力主腹板上边的切应力为: (4.4)（2）点2的应力（3）点3的应力 经验算符合要求。4.4 疲劳强度计算 主梁桥架工作级别为M6，应按照主梁跨中的最大截面处的疲劳强度进行验算。 水平惯性载荷产生的风载荷较小，主梁自重产生的弯矩如下：图4.6主梁自重弯矩小车满载在跨中心时对主梁产生的弯矩：图4.7 集中载荷作用的弯矩小车满载在主梁两端悬臂极限位置时产生的弯矩：图4.8 集中载荷作用的弯矩由上面图可知主梁中间截面的

32、疲劳破坏最严重，这时的疲劳强度为： 跨中最大弯矩为： 跨中的最小弯矩为，小车满载时在主梁悬臂极限位置：（1） 验算主腹板焊缝4点的疲劳强度图4.9 主梁截面 应力循环特性： (4.5)根据工作级别A6，应力集中等级K1及材料Q235，查3得 -1=119Mpa 焊缝拉伸强度许用应力为： （2）验算横隔板下端连接处5点疲劳强度应力循环特性:根据工作等级A6材料为Q235，横隔板焊缝连接，板与受拉翼缘板的间隙距离为50mm，应力集中等级为K3 12 符合要求4.5 主梁稳定性计算 (1)整体稳定性 整体稳定性符合要求。 (2)局部稳定性 翼缘板稳定性需添加一条纵向加劲肋在垂直中心线处。翼缘板最大伸

33、展部分 稳定满足主腹板稳定性副腹板稳定性需添加横隔板纵向加劲肋，主腹板设置相同，其布置显示于下图：图4.10主梁加强布局横向大隔板间距a=2000mm 纵向加劲肋位置 宽翼缘添加小隔板的间距为a0=500mm加劲肋尺寸的确定: 大隔板的厚度为=8mm，板中孔尺寸为1200mm3590mm 上翼缘板纵向加劲肋选用 A=27.770cm2 Ix=514.65cm纵向加劲肋对翼缘板厚度中线的惯性矩为：3 主、副腹板采用相同的纵向加劲肋： A=19.75 Ix=297.03 纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩：或者：合格两端端梁一样在翼缘板上添加一根一样的纵向加劲肋，在腹板上加两根，分别在距离0.2h

34、处和0.4h处。大隔板也相同，间距a=2m 厚度=8mm劲板均采用第五章 支腿计算 5.1 载荷计算支腿平面内计算的最不利的情况是：小车满载在主梁悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并停止。同时有风载荷作用效果。支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。一根梁上的起升载荷与小车自重： 刚性支腿上端以上的自重 刚性支腿下端以上的自重 柔性支腿下端以上的自重小车的惯性力为：垂直于门架平面的风载荷大车支腿以上桥架作用在支腿上的惯性力作用与支腿架的风载荷和支腿自重惯性力： ， 8偏斜运行侧向载荷 Ps，小车满载跨中 小车满载极限位置5.2 支腿内力计算 （1）门架

35、平面的支腿内力计算 柔性支腿与主梁铰接，因此门架平面按静定简图进行内力计算：图5.1 集中载荷作用力满载小车位于臂端，c点受弯矩 (5.1) 小车惯性和风载荷：图5.2 小车惯性力和风载荷作用力支腿风载荷图5.3支腿所受的风载荷作用偏斜运行侧向力为Ps引起内力图5.4 偏斜侧向力作用 B1=1m（2） 在支腿平面内的支腿内力 在支腿平面内支腿与桥架连接相对为柔性连接，支腿与下横梁为刚性连接 大车制动惯性力PH和风载荷Pw作用引起内力图5.5 桥架的惯性载荷和风载荷 作用在柔性支腿平面的风载荷与支腿产生的自重惯性力图5.6 支腿的惯性载荷和风载荷 (5.2)刚性支腿 柔性支腿5.3 支腿强度计算

36、 支腿门架内，刚性支腿上端截面受到弯矩。柔性支腿与主梁铰接不受弯矩。 支腿上端与主梁法兰用螺栓连接，下端与下端梁焊接。 刚性支腿上端,内测分支的最大内测1点的应力为： (5.3) My为水平弯矩产生的应力在支腿平面内，刚性和柔性支腿下端截面都受到弯矩作用。虽然刚性支腿 下端截面与柔性支腿一样，但是刚性支腿所受的载荷对截面产生的作用较大。因为支腿下端只受单向弯曲作用，所以下翼缘最外侧各点都是危险点，每一点产生的应力：图5.7 支腿下端截面验算刚柔性支腿的中心长度处刚性支腿受双向弯曲产生的作用。 刚性支腿3点处5.4 支腿稳定性计算（1）整体稳定性 门式起重机刚性支腿是双向压弯的作用，柔性支腿是单

37、向压弯作用，支腿的整体稳定性验算按下面简化的公式进行验算： (5.4) Mx、My龙门架平面和支腿平面的计算弯矩系数，根据支腿长细比 14其中龙门架平面支腿为上端固定，下端铰支1=0.7支腿平面，支腿下端固定，上端自由2=22为变截面支腿的折算长度系数取： (5.5)取2=1.1 取验算通过。由于柔性支腿只受单项弯曲作用，所以在此不作验算。 （3） 局部稳定性刚腿的盖板合格柔腿的盖板需在中心线处添加一条纵向加劲板 宽度h10 取h=150厚度取腹板需添加横向加劲肋 a=1.5m需要添加一条纵向加劲肋在中心位置处宽度h10 取h=120厚度取图5.8 柔性支腿加劲肋第六章 连接强度验算支腿上端与

38、主梁通过法兰盘用螺栓连接，下端与下端梁焊接（1）计算法兰板上焊缝的强度 支腿与法兰采用焊接连接，四周用焊缝连接，焊缝高度。图6.1 支腿受力所受的弯矩为：水平惯性力F为：计算焊缝的惯性矩：图6.2 焊缝连接焊缝截面性质： 经过验算焊缝端点6点受到的应力为最大点，6点的应力为：验算合格柔性支腿在此不受弯矩作用，所以在此不需要做验算。（2）刚性支腿下端与下横梁联合 采用10mm焊缝，焊接计算图6.3 下端横梁任意外侧的一点7（3）螺栓连接计算图6.4 螺栓布置刚性支腿与主梁进行连接时，由支腿的受力分析可得出距y0轴最远的一排螺栓的受力最大,竖直方向所受到的压力最小值为0 6共采用92个普通螺栓，孔

39、径的40mm。螺纹小径为 其中 验算合格单个螺栓的剪力 验算合格第七章 起重机大车运行机构设计7.1 设计任务和已知参数 本论文要完成大车运行传动设计、大车运行支架设计。设计大车运行机构所需几大参数：大车运行速度v=42m/min；整机工作级别均A5；机构工作级别M5；7.2传动方案设计一般大车运行机构有分别和集中驱动两种方式。本设计中起重量Q=40t，轮数较少，故采用分别驱动。驱动装置是由电机，制动器，减速装置和车轮等组成。按照减速方式的不同，驱动方案1有一下几种：方案一：采用立式减速器的驱动方案 这是门式起重机采用的最广泛的驱动方案。传动方式为电机联轴器-减速器高速轴-减速器低速轴-联轴器

40、-车轮。这种传动方案机构简单，使用寿命也比较长。方案二：采用卧式减速器的驱动方案 传动方式为电机-卧式减速器高速轴-卧式减速器低速轴-末级开式齿轮-车轮。末级开式传动的大齿轮固定在车轮上，车轮轴不传递扭矩的作用。 对于中小型门式起重机有时用链传动代替末级开式齿轮传动，这样机构布置方便，安装精度要求低。方案三：采用蜗轮减速器的驱动方案 传动方式为电动机-联轴器-蜗杆-蜗轮-末级开式齿轮-车轮。这种传动形式比卧式减速器结构紧凑。同样，对于中小型门式起重机可以采用链传动代替末级开式齿轮。综合上述涉及的三种方案，第一种方案最适合我们设计所需要的。7.3传动过程中的零部件的选择 7.3.1电动机的选择 (1)型式初选：起重机上使用的电动机主要有交流和直流两大类型。选用交流还是直流由电气传动方案决定。交流异步电机分鼠笼型和绕线型两种，直流电机分串激、复激和并激三种。根据我们设计的工作环境和级别需求等因素，暂定选择绕线型交流异步电动机。(2)具体功率选择方法如下： 静功率为： kw (7.1)式中； 阻力之和 Vy 运行速度，m/s 运行机构的传动效率m 运行机构电动机台数 电动机功率初选计算所得的结果和该机构的接电频率，从电动机样本上初选所需的电动机。此时应特别注意到大车运行机构起动加速时惯性力大的特点，用一个所需选用的电动机功率放大：对于室外作业的门式