門式起重機設計說明書

20噸“L”型支腿、箱形單主梁 門式起重機設計學 院（部）：機械工程學院 專 業(yè)：機械設計與制造 學 生 姓 名： 班 級： 學號 指導教師姓名： 職稱 最終評定成績 2011年5月 前言知識的日新月異、社會的進步、信息的全球化，無不昭示著一個急切呼喚創(chuàng)新型人才的時代的來臨。培養(yǎng)和造就創(chuàng)新型人才已經成為我們這個時代新的樂章。畢業(yè)設計是大學生在校學習的最后一個教學環(huán)節(jié),也是培養(yǎng)學生創(chuàng)新意識的一個重要的環(huán)節(jié)。 搞好畢業(yè)設計,不斷提高畢業(yè)質量,是師生對社會和國家的一種承諾，更是一種創(chuàng)新型學習和研究的一種新的嘗試。 起重機機械主要用于裝卸和搬運物料。不僅廣泛應用于工廠、礦山、港口、建筑工地等生產領域,而且也應用到人們的生活領域。它們是以間歇、重復的工作方式，通過起重吊鉤或其他吊具的起升、下降及移動完成各種物品的裝卸和移動。使用起重機械能減輕工人的勞動強度,提高勞動生產率,甚至完成人們無法直接完成的某些工作。 起重機械的基本參數(shù)主要有以下內容： 1.額定起重量G.它是指起重機在正常使用情況下，允許最大限度起升的重物質量。2. 起升高度H.它是指起重機取物裝置上下極限位置的垂直距離。3. 跨度S和軌距K.S是指橋架型起重機運行軌道中心線之間的水平距離。K是指起重機軌道中心線或車輪踏面中心線之間的水平距離。4. 運動速度V.它主要包括起升、運行、變幅、回轉等機構工作速度。5. 生產率Q.它是表示起重機裝卸能力的綜合指標。6. 起重機械的工作級別M.它是反映起重機械整機和各機構工作繁忙程度的指標。門式起重機作為貨物裝卸機械設備里的排頭兵，值得我們深入的了解和學習。門式起重機由門架、小車、大車運行機構和電氣設備等部分組成。門式起重機的分類和構造：（1） 按門式起重機的上部結構型式可分為葫蘆單梁門式起重機、雙梁門式起重機、單主梁門式起重機。（2） 按其上部結構、主梁的結構又可分為單箱形主梁、雙梁箱形主梁、型柜架截面桁架結構梁、矩形截面桁架結構梁、三角截面桁架結構梁等。 設計前準備1. 圖書館借閱。通過閱讀機械設計手冊、起重機設計手冊、起重運輸機械、起重機課程設計、通用機械和現(xiàn)代起重運輸機械等書目，對起重機有了一定的了解。 2.和同組同學的交流與合作,自我學習并請教指導老師等. 3.實地參觀學習。通過組織性地到天橋起重機公司（TQCC）的實地參觀學習，進一步加深了我對起重機的認識和了解。不僅讓我對理論知識不在盲從，而且在腦海中有了一個更貼切實際的設計步驟和流程。這些都對我接下來的設計工作幫助良多。 誠然，畢業(yè)設計是一項比較系統(tǒng)的學習和鍛煉過程。本人才疏學淺，一定有所遺漏和不足之處。誠請老師們批評指正，學生定當及時改進。在此，學生首先向批閱我畢業(yè)設計的老師們，致以誠摯的感謝和敬意！ 設計說明書的導航一、設計者背景 （1）二、前言 （25） 三、設計前準備 （6）四、設計題目及過程 （782）第1章 已知數(shù)據(jù)和計算簡圖 （1011）第2章 起重小車的設計計算 （1232） 2.1 主起升機構的設計 （1222）2.1.1 主起升機構的傳動簡圖 （1213）2.1.2選擇鋼絲繩 （1314）2.1.3確定滑輪尺寸并驗算強度 （14）2.1.4確定卷筒尺寸 （1416）2.1.5選擇電動機 （1617）2.1.6選擇減速器 （17）2.1.7驗算起升速度和實際所需功率 （1718）2.1.8選擇制動器 （18）2.1.9選擇聯(lián)軸器 （1819）2.1.10電動機的驗算 （1921）2.1.11減速器的驗算 （2122） 2.2小車運行機構的設計計算 （2232）2.2.1輪壓的計算 （2224）2.2.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度 （2425）2.2.3運行阻力的計算 （25）2.2.4電動機的選擇 （26）2.2.5選擇減速器 （2627）2.2.6選擇聯(lián)軸器 （2728）2.2.7電動機的驗算 （2831）2.2.8制動器的選擇 （3132）第3章 門架的設計計算 （3272） 3.1門架主要尺寸確定 （3238）3.1.1主梁幾何尺寸和特性 （3233）3.1.2支腿幾何尺寸和幾何特性 （3436）3.1.3下橫梁截面尺寸及幾何特性 （3637）3.1.4主梁支腿抗彎剛度比 （37）3.1.5大車輪距選取 （38） 3.2門架的計算載荷 （3841）3.2.1主梁單位長度質量 （38）3.2.2小車輪壓 （38）3.2.3小車制動時由于貨重和小車自重引起的慣性力 （39）3.2.4大車制動時產生的慣性力 （3940）3.2.5風載荷 （4041） 3.3主梁的內力計算 （4149）3.3.1垂直面內的內力 （4147）3.3.2水平面內的內力 （4749） 3.4主梁的強度驗算 （4952）3.4.1彎曲應力驗算 （4950）3.4.2剪應力驗算 （50）3.4.3主梁扭轉剪應力 （5052） 3.5支腿與下橫梁的內力計算 （5261）3.5.1門架平面支腿內力計算 （5257）3.5.2支腿平面內的支腿內力計算 （5761） 3.6支腿和下橫梁強度驗算 （6162）3.6.1支腿強度驗算 （6162）3.6.2下橫梁強度驗算 （62） 3.7門架的靜剛架計算 （6266）3.7.1主梁的剛度計算 （6263）3.7.2支腿靜剛度計算 （6366） 3.8主梁動剛度計算 （6668） 3.9起重機輪壓計算 （6872）3.9.1門架平面內輪壓計算 （6870）3.9.2支腿平面內輪壓計算 （7071）3.9.3 輪壓的合成 （7172）第4章大車運行機構的設計計算 （7282） 4.1車輪與軌道的選擇 （7273） 4.2運行阻力的計算 （7374） 4.2.1摩擦阻力的計算 （73）4.2.2坡度阻力的計算 （73）4.2.3風阻力的計算 （73）4.2.4運行總阻力計算 （74） 4.3電動機的選擇 （74） 4.4選擇減速器 （7475） 4.5選擇聯(lián)軸器 （75） 4.6電動機的驗算 （7578）4.6.1電動機過載能力的驗算 （7576）4.6.2電動機的發(fā)熱驗算 （76）4.6.3起動時間的驗算 （7678） 4.7減速器的驗算 （78） 4.8制動器的選擇 （7880） 4.9起動和制動打滑驗算 （8082）五、結論 （8384）六、參考文獻 （8586）七、致謝 （87） 設計題目及過程一、已知數(shù)據(jù)和計算簡圖題號：10；起重量：20；跨度：=16.5；懸臂長度：雙懸臂；=7.2；=6.3；=5.0；工作級別：、40%；起升高度：10；起升速度:8 機構工作級別：小車運行速度：45 小車工作級別：大車運行速度：80 大車運行級別：小車輪距: 2.5；小車軌距: 1.23；各構件質量數(shù)據(jù)：起重機總質量：=49612kg；主梁:=18612kg；支腿：=3853kg（一根）；下橫梁：=2346kg(一根)；軌道：=2950kg；走臺欄桿：=2067kg；大車傳動裝置：=1881kg；小車：=7286kg；操縱室：=566kg；電氣均布質量：=450kg；電氣集中質量：=750kg；小車供電電纜：=314kg；操縱室梯子安裝：=124kg；吊具：=322kg。計算簡圖如圖8-19所示：2、 起重小車的設計計算2.1 主起升機構的設計 采用垂直反滾輪式單主梁小車。2.1.1 主起升機構的傳動簡圖 根據(jù)結構緊湊原則，采用如圖8-21所示的起升機構傳動簡圖：采用雙聯(lián)滑輪組,取主起升機構滑輪組倍率=4;如圖、所示，主起升機構承載繩索分支數(shù)=24=8；查附表9，采用圖號為T1362.1508的20噸吊鉤組代用。吊鉤組質量=467kg。兩滑輪間距=87。2.1.2選擇鋼絲繩 滑輪組采用滾動軸承，當=4時，查1表2-1，滑輪組效率=0.975；鋼絲繩承受的最大拉力：查1表2-4，工作級別；安全系數(shù)=5.5今選用線接觸鋼絲繩型，其破斷拉力換算系數(shù)鋼絲繩的計算鋼絲繩破斷拉力總和為 由1式(2-10)求得：查附表1，選擇鋼絲繩，其公稱抗拉強度為1670MPa，直徑d=20,其允許破斷拉力總和為。選用鋼絲繩標記如下：20NAT619WFC1670ZS220.4 GB8918882.1.3確定滑輪尺寸由1式(2-11)，滑輪的許用最小直徑：D式中，系數(shù)=25由1表2-4查得由附表2選用標準滑輪=500由附表2選用平衡滑輪=0.6=3002.1.4確定卷筒尺寸今選取卷筒直徑與滑輪直徑相同,即=500由3表14-3查得卷筒標準槽形螺距=22;槽底半徑=11卷筒計算直徑=500+20=520卷筒長度:參考現(xiàn)有結構,取卷筒長度=1500式中附加安全系數(shù)，=2；卷筒中央不切槽部分長度，取其等于吊鉤組兩動滑輪間距=140,實際長度在鋼絲繩偏斜角允許范圍內可適當增減。卷筒壁厚由1式（2-16）計算：=0.02+(610)=0.02500+(610)=1620取=20卷筒壁應力驗算由1式（2-17）計算：今選用卷筒的材料為147-323抗壓強度極限=65000；抗拉強度極限=15000許用壓應力,卷筒壁強度足夠。由于，尚應驗算彎矩產生的拉應力，如圖8-22所示，當卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于中央時：卷筒的斷面系數(shù)：式中=50；=-2=50-22.0=46 卷筒承受的拉應力：合成應力：式中，許用應力 ， 卷筒強度通過。2.1.5選擇電動機靜功率計算:式中機構的總效率。取=0.85。電動機計算功率：，由1表6-1查得。由附表28選得電動機的型號如下：YZR250-8，工作制，=40%,=6次/時。 =720r/min. =6.0由附表29選得電動機軸端尺寸=70,=140.2.1.6選擇減速器卷筒轉速減速器的傳動比由附表35選擇ZQ650，傳動比=40.17輸入功率=26kW.由附表34查得輸入軸直徑=60,1=110.輸出軸端為形軸。2.1.7驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度：誤差可用實際所需功率： 不需要改選電動機。2.1.8選擇制動器制動器的額定制動力矩式中制動安全系數(shù)。取=1.50由附表15。選擇YWZ5-315/30.制動力矩 ，=315.制動器質量=50.6。2.1.9選擇聯(lián)軸器選用兩個起升機構的四支點小車。如下圖所示：，高速浮動軸的計算扭矩由2式82：式中安全系數(shù)=1.5；剛性動載荷系數(shù)=1.5；由附表29查得：電動機YZR250M-8的軸端直徑=70，=140.從附表43選得CLZ3半齒聯(lián)軸器，其圖號為S139,最大允許扭矩。飛輪矩，質量浮動軸直徑，。由附表44選用一個帶制動輪直徑為315的半齒聯(lián)軸器，其圖號為S215，=1400；=0.42；=19.1。2.1.10電動機的驗算由附錄第九節(jié)驗算電動機的過載能力 (1)電動機過載能力的驗算式中系數(shù)，=2.1；電動機轉矩允許過載倍率，=2.4。機構中電動機個數(shù)。，過載驗算通過。（2）電動機發(fā)熱校核由附錄第九節(jié)驗算電動機發(fā)熱電動機穩(wěn)態(tài)功率：式中，=0.8，由附表23選取電動機動態(tài)功率式中在此按附錄推薦的一般的發(fā)熱法驗算發(fā)熱 即按下式求出K值：式中機構電動機在=40%時的額定功率。今=1.13。但按簡易的發(fā)熱效驗,可以認定=1.7由附圖23查得YZR250-8 電動機的允許輸出功率容量值。今,發(fā)熱校核通過。（3）起動時間起動時間按1式（6-10）計算：由1可知，對于350噸通用起重機。12S。因此滿足要求。式中:靜力矩=（4）制動時間制動時間按1式（6-11）計算： 制動時間太短，但型制動器的制動力矩可調，今將制動器的制動力矩調至計算制動力矩，則代入上式，制動時間,仍太短，可將制動器彈簧調松制動力矩=350，則制動時間,可用。2.1.11減速器的驗算減速器輸出軸最大徑向力由1式（6-16）計算：式中 =2繞到卷筒上去的繩段數(shù)目=9613.8卷筒及軸的質量，由附表36參考取定；ZQ650減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，由附表40查得。因此： 合格，通過。輸出軸最大扭矩由1式（6-17）：=21990.1825131.63式中max=2.8由附表21查得由附表36查得. 通過2.2小車運行機構的設計計算2.2.1輪壓計算現(xiàn)將小車設計為垂直反滾輪式小車，其受力簡圖如圖所示參考類型、規(guī)格相近的單主梁小車，估計小車自重如下：=4509小車上機械部分質量；=16322吊重和吊具重量之和；=2409小車架及防雨罩質量。各質量至小車主動車輪的距離為圖示,其中距離=1230；距離=605；=685；=935；根據(jù)小車的平衡條件，求出主動輪輪壓、從動輪輪壓和反滾輪輪壓；由：=36525.33=357948由Y=0：36525.33-4509-(20000+322)-2490-=02=13204.33=129402因此，滿載主動輪輪壓：Pmax=357948/2=178974 滿載垂直反滾輪壓：Pfg=129402/2=64710空載主動輪輪壓：空載車輪輪壓為：空載垂直反滾輪輪壓：每個空載垂直反滾輪輪壓=42053/2=210262.2.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度由附表17，選擇單輪緣車輪=500由附表22，選擇輕軌24由1式（5-1）求車輪踏面疲勞計算載荷因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸。取=500,對于24輕軌,軌頂?shù)那拾霃?300;點接觸的接觸應力按1式(5-3)計算今選用車輪材料為ZG35CrMnSi，由4，b=686N/mm2。由1表5-2，K2=0.181。由1表5-5，因車輪轉速由1表5-3，=1.03。由1表5-4，=1.12 滿足要求。2.2.3運行阻力的計算今為垂直反滾輪式小車，有兩個垂直車輪和兩個垂直反滾車輪。 摩擦阻力矩的計算：式中，主動車輪的參數(shù)：k1=0.05，1=0.01；d1=20；=2垂直反滾輪的參數(shù)：k2=0.06；2=0.01；d2=9075 。于是 坡道阻力矩： 風阻力矩由1式（7-3）：式中=150N/m2； C風力系數(shù)，取C=1.2； 小車迎風面積()；吊重的迎風面積()。2.2.4電動機的選擇電動機靜功率：式中當小車運行機構采用集中驅動，即采用單電動機驅動時，初選電動機功率：N=KdNj=式中，Kd由1表7-6查得為1.2對于運行機構，由附表28，應選S4工作制的電動機，JC=25%，CZ=150，YZR160M2-6當=40%時 =7.0kW，=945r/min，=0.58kgm22.2.5選擇減速器減速器的傳動比；由附表40選用立式減速器ZSC600，i=37.9輸入功率=14kW，=1000r/min小車運行速度驗算：誤差:可用2.2.6選擇聯(lián)軸器由附表29查得YZR160M2-6電動機的軸端尺寸為d=48,L=110由附表37查得減速器ZSC-600的輸入軸端尺寸d1=35,l1=55；輸出軸端尺寸D=80；l2=115；(1)機構高速軸的計算扭矩：其余符號的意義如前由附表47選擇帶制動輪的半聯(lián)軸器，其圖號為S217，質量GD2=0.33kgm2,允許傳遞的最大扭矩Mmax=1400,聯(lián)軸器的質量G2=18.1kg(2)低速軸的計算扭矩：今選用四個半齒聯(lián)軸器CLZ3，其圖號為S160，質量Gz=25.7=0.435kgm2，Mmax=31502.2.7電動機的驗算2.2.7.1電動機的過載能力驗算根據(jù)附錄第九節(jié)，驗算電動機的過載能力；式中as平均起動轉矩，取a=1.7；W=0.006摩擦阻力系數(shù)，按2表12選??；Kp=0.002坡道阻力系數(shù)。由1得=250N/m2=4900NMN<過載能力通過2.2.7.2電動機的發(fā)熱驗算按附錄第九節(jié)，小車運行機構電動機的發(fā)熱驗算：穩(wěn)態(tài)功率按附表23、25，G=G2=0.8（JC=25%,CZ=300次）。因此，動態(tài)功率Nd=系數(shù)K=取K=1.7.按附圖18查得K=1.7，JC=25%,CZ=300,N=7.21kW.故，滿足發(fā)熱要求。2.2.7.3驗算起動的時間滿載起動時間按下式驗算： 驗算空載起動時間：空載起動時間： 2.2.8選擇制動器由起重機課程設計可知，滿載制動力矩時按下式計算：由設計指導書起重機課程設計中的附表15選用YWZ5-200/30,制動力矩.驗算制動時間：制動時間偏短?？蓪椈烧{松。第三章 門架的設計計算3.1門架主要尺寸確定3.1.1主梁幾何和特性門架的主要構件有主粱、支腿和下橫粱，皆采用箱形結構。主粱截面如圖8-24所示，其幾何尺寸如下：主梁幾何尺寸 高度() =()16.5 =1.10.66 取 =1.203 寬度B(060.8) =(0.60.8)1.20=0.720.96 取 =0.85; =0.76 取副膻板厚度 2=0.5 其它板厚 1=3=4=0.6 其余尺寸 =150,=90(腹板間距) 主梁幾何特性 面 積 =374.82 靜面矩 =101503; =68603 慣性矩 =13287624 =5594314 截面模數(shù) =170353; =108843; =94573;3.1.2支腿幾何尺寸和幾何特性 支腿總體尺寸 支腿幾何圖形如圖8-25所示參考同類型超重機，采用“L”型支腿, 確定總體幾何尺寸如下: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 計算門架內力時，取計算高度， =1.35十8.05十O.4=9.80 計算內力時，取計算高度: =8.052 支腿截面尺寸及幾何特性支腿截面尺寸如圖8-26所示，其幾何特性為：截面: ; =l432431;；.截面：=403208; =1951110;；折算慣性矩：=565398 ;=1691770。3.1.3下橫梁截面尺寸及幾何特下橫梁截面幾何尺寸如圖8-27所示，其截面幾何特性為，截面： ; , ； 截面： ; ， ；3.1.4主粱支腿抗彎剛度比系數(shù):式中 主梁繞軸慣性矩; 支腿折算慣性矩， =9.8，=16.5 3.1.5大車輪距取3.2門架的計算載荷3.2.1主梁單位長度質量門架的計算載荷：q=59.06主梁的單位長度質量：式中起升沖擊系數(shù)，由第二章，取=1。3.2.2小車輪壓小車輪：單主梁小車有兩個垂直車輪輪壓 計算輪壓：由第二章得，動力系數(shù)可按下式計算：=取=1.15,則=299253.3/2=3.2.3小車制動時由于貨重和小車自重引起的慣性力由式（8-10）可知，小車制動時的慣性力受限于小車車輪與軌道的粘著力，即式中 粘著系數(shù)，=0.15 主動車輪輪壓，3.2.4大車制動時產生的慣性力由式（8-7）可知，大車制動時引起的慣性力也受限于車輪與軌道的粘著力主梁自重引起的慣性力； 在本例中，大車車輪總數(shù)為4，主動車車輪數(shù)為2，尺寸和見圖8-24：貨物自重和小車自重引起的慣性力 若取作用在處； =支腿自重引起的慣性力支腿自重：Gt=3853kg=0.153853主梁自重引起慣性力化成均布截荷3.2.5風載荷 作用于貨物的風載荷當Q=20t時，=10; C=1.2;為工作狀態(tài)最大風壓，由1可知=250(假設在沿海工作)作用在小車上的風載荷式中小車的迎風面積，由小車防雨罩的尺寸確定，=81.22508=2400作用在主梁上的風載荷式中主梁長度方向迎風面積；=1.225055=16500將主梁上風載荷化為均布載荷=4.533N/cm作用在支腿上的風力式中 Ft=HB=8.051.675=13.5=1.225013.5=4050化為均布載荷： 3.3主梁的內力計算3.3.1垂直面內應力將門架分為門架平面和支腿平面，分別作為平面剛架計算下面將對主梁、支腿、下橫梁逐個進行計算計算主梁的內力時，將門架當作平面靜定結構分析主梁均布自重引起的內力由1表11-3的計算公式：支反力：剪力： 彎矩： 由主梁自重引起的內力圖由如圖8-28，其中圖a為計算簡圖，b為彎短圖，c為剪刀圖移動載荷引起的主梁內力取小車輪壓：分別計算小車位于跨中和懸臂端時的主梁內力：A. 小車位于跨中（如圖8-29、和）由1表11-3：如圖8-28 主梁由自由重引起的內力圖由1最大彎矩作用位置：x=由1表11-3求得支反力；VA=149627剪刀B. 小車位于縣臂端（圖8-29、和）由1表11-3得：支反力:剪力：=由1表11-3；彎矩 小車制動慣性力引起的主梁內力（圖8-30、和）當小車制動時，慣性力順主梁方向引起的主梁內力，由1表11-3；支反力：剪力：由1表11-3 求得彎矩：跨中： 支座處: 圖8-30 主梁由小車慣性力引起的內力圖3.3.2水平面內的內力當大車制動時，由于慣性力和風載荷引起的主梁內力，在主梁水平面內，由于大車制動時產生的慣性力順大車軌道方向，其中由主梁自重引起的和由滿載小車自重引起的P的計算值已于前述順大車軌道方向的風載荷為、和（其值也列在前面），它們引起的主梁內力見圖8-31.A、小車在跨中 由1表11-3 求得彎矩：= B、小車在懸臂端 由1表11-3求得彎矩：= = =ML/2=現(xiàn)分別將主梁垂直面和水平面內的彎矩列表如下：主梁垂直面內彎矩（Nm） 生產彎矩的 外力小車位置 主梁均布質量q移動載荷p小車在跨中小車在懸臂-153083.52-153083.52248878.84248878.840-149626.61043440.06-740653.65 產生彎矩的 外力 小車位置小車制動時產生慣性力移動載荷P小車在跨中197837.5898918.7938044.241486999.2小車在懸臂197837.5898918.79-1224645.8-374004.86主梁水平面內彎矩（Nm） 產生彎矩的 外力 小車位置、 、 、 、 等小車在跨中小車在懸臂-26023.68-105420.98-163831.18-34185.433.4主梁的強度驗算3.4.1彎曲應力驗算由上表可知，主梁在垂直面和水平面內的合成彎短，小車在跨中時，跨中彎矩最大。小車在懸臂時，支 承處彎矩最大。現(xiàn)分別驗算主梁跨中和支腿處的彎曲應力。由公式（8-14）求得跨中彎曲應力。=12011.90N/cm2由公式（8-15），支承處彎曲應力= =9675.19N/cm23.4.2剪應力驗算根據(jù)上述計算,小車在懸臂端時,主梁支承處剪力最大,主梁支承處垂直面內的剪應力由式(8-16)計算：小車在跨中： =36093.6+118807.657635.5=147265.75N小車在懸臂端：=36093.62525387635.5=296267.1N剪應力：3.4.3主梁扭轉剪應力主梁在水平面內受水平慣性力和風力引起的剪應力一般較小，可略去不計。 對于單主梁箱形門式起重機，其主梁截面除承受自由彎曲應力外，還了在受約束彎曲應力、約束扭轉正應力（以增大15%的自由彎曲應力計入）和剪應力。此外，主梁截面還了在受純扭轉剪應力，現(xiàn)驗算如下：彎心的位置如圖8-32所示，主梁截面彎心位置： 如圖8-32 主梁截面彎心計算簡圖小車各部分重量如下：=4509kg小車上機械部分重量；=16322kg吊重及吊鉤組重量；=2490kg小車架及防雨罩重量。外扭矩 主腹板上的剪應力1=式中 =90.7150.8=13677.561=1369.37N/蓋板厚度與主腹板厚度相同 副腹板上剪應力2=1641N/3.5支腿與下橫梁的內應力計算3.5.1門架平面支腿內力計算計算支腿內力時，可分別取門架平面和支腿平面的門架作為平面剛架進行計算，門架平面的剛架為一次超靜定結構，支腿平面的剛架為超靜定結構由主梁均布自重產生的內力（如圖8-33）由1表11-4可知，有懸臂的側推力為： 為了安全起見，現(xiàn)將有懸臂門架當作無懸臂門架計算，即 H=彎矩： 由移動載荷產生的內力（由小車輪壓產生的主梁內力），分為小車在跨中和小車在懸臂端進行 A. 小車在跨中（圖8-34） 當=9.7m時，=2.6側推力：=彎矩：B. 小車在懸臂端（如圖8-35）主鉤左極限位置。側推力：彎矩：=41665.36980=40832052N.cm 作用在支腿上的風載荷產生的支腿內力（如圖8-36a、b所示） 作用在支腿上的均布風載荷引起的支腿內力：側應力： 彎矩 由于順小車方向軌道的小車制動慣性力和風載荷產生的支腿內力（如圖8-37a、b所示）由1表11-4可知，順小車軌道方向的風載荷和小車制動慣性力產生的支腿內力：側推力: =(20187.51+2400+3000)=12793.75N彎矩:小車在跨中的支腿合成彎矩：小車在懸臂端的支腿合成彎矩：3.5.2支腿平面內的支腿內力計算計算支腿平面內的內力時，可按小車運行到支腿位置時計算，此時垂直載荷：P=2P+G+G+G式中各符號的意義見前述。 由垂直載荷引起的支腿內力（如圖8-38a所示）在垂直載荷作用下引起的支腿內力由1表11-5得支反力：彎矩: 如圖8-38 支腿的內力計算簡圖由水平載荷引起的支腿內力 (如圖8-38) 在水平載荷和作用下引起的支腿內力由1表11-5計算：作用在支腿頂部的水平載荷：作用在支腿中部的水平載荷：支反力：彎矩=5719160=91486.64Nm 支腿承受從主梁傳遞據(jù)矩作用引起的支腿內力（如圖8-38）已知支反力 彎矩：支腿自重引起的支腿內力（如圖8-38）已知支腿自重，化為均布載荷：彎矩支反力 = 彎矩： 下橫梁自重引起的下橫梁內力（如圖8-38所示） 在計算支腿平面內的門架內力時，可同時求出支腿上的彎矩和下橫梁中的彎矩。除此之外，下橫梁自重在下橫梁產生的彎矩：下橫梁自重=2346kg，化為均布載荷支反力彎矩 在支腿與下橫梁聯(lián)接處的下橫梁截面處的彎矩：=支腿平面內支腿和下橫梁承受的彎矩支腿平面內支腿下部彎矩合成：3.6支腿和下橫梁強度驗算3.6.1支腿強度驗算由上述門架的內力計算可知，在門架平面內，支腿上部彎矩較大，向下逐漸小。而在支腿平面內，支腿下部彎矩較大，向上逐漸變小。所以單主梁門式起重機支腿在兩個方向的寬度尺寸可變化成為變截面形狀，如圖8-15所示，對于支腿上部面，當小車位于跨中時，可按門架平面的合成彎矩：MC=-437006.49N.m和支腿平面內支腿承受主梁傳遞的扭矩Mn=269339.99N.m驗算彎曲應力：=對于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成彎矩和軸向力合成驗算支腿強度軸向力 彎曲應力 =7553.533.6.2下橫梁強度驗算下橫梁強度按截面的合成彎矩驗算：3.7門架的靜剛架計算3.7.1主梁的剛度計算計算門架剛度時，應分別對主梁和支腿進行剛度計算。在進行主梁剛度計算時，應以門架平面作為計算平面。在進行支腿剛度計算時，以支腿平面作為計算平面。主梁剛度按超靜定門架計算。當小車在跨中時，按式（8-23）計算=當小車在懸臂墻時，按式（8-24）計算：=3.7.2支腿靜剛度計算對于支腿，只需進行支腿平面內的剛計計算即可如圖8-39 支腿剛度計算簡圖1）水平剛度（如圖8-39、）在水平載荷、作用下，支腿頂部的水平位移按式（8-30）計算:其中,單位水平載荷=1引起的支腿內力為:在水平載荷和作用下引起的內力由前述所知=45835；=7772=0.52垂直剛度計算（如圖8-39、）在垂直載荷作用下，支腿頂部的垂直位移按式（8-29）計算：單位垂直載荷=1引起的支腿內力：由前述計算：=377562.28扭轉剛度計算（如圖8-39、）支腿受主梁傳遞的扭矩而引起扭轉變形，其扭轉剛度按式（8-31）驗算： 單位扭轉剛度計算，單位扭轉剛度計算按下式計算： 3.8主梁動剛度計算主梁的動剛度，可以由式（3-24）驗算主梁滿載自振頻率來控制：當小車在跨中時，由表3-7 式中 在此 =163.22式中 在此 于是 小車在懸臂端時：式中 =82.14 式中 =0.50 =4.59 皆大于2Hz,滿足要求。3.9起重機輪壓計算如圖8-40所示為單主粱門式起重機的輪壓計算簡圖。其計算步驟是：先分別計算出在門架平面內和支腿平面內的輪壓，然后疊加。 在計算門架內的起重機的輪壓時，應按小車位于左懸臂進行計算。這時，門架平面支腿處車輪產生最大輪壓，支腿處車輪產生最小輪壓 在支齲平面，分別計入風力、大車制動慣性力和下橫粱重量等，分別求出支腿和處的附加輪壓 按額定起重機計算輪壓(小車位于左懸臂端)巳知數(shù)據(jù)如圖8-40、如圖8-41所示。門架的各部分質量和載荷如下Gc=566kg G=750kg; G=4764.66kg，G=3853kg，G=1881.4kg G=14558.7kg G=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=7m G=2346kgP=16500N;P=2400N; p=4050N; p=3000N; p =3222N;p=20047N， p=p+p=221615N; P=p+2p=20047N十22722=25491N =llm; p=17141N3.9.1門架平面內的輪壓計算最大輪壓： 門架平面的最小輪壓： V=（V+V）=+3.9.2支腿平面內輪壓計算支腿平面的輪壓計算如圖8-41所示：1 支座處輪壓：2 支座處輪壓:3.9.3輪壓的合成由于門架平面內A支座處輪壓最大，其值為,若在設計時，能夠使得支座側的兩個小車輪輪壓接近相等，則有： V=V=237909.4 同理，支座處的兩個車輪輪壓： V=V=61014.16 將支腿內的輪壓和均分到每個車輪上，則=58198.22 =-37540.56 現(xiàn)將門架平面內和支腿平面內分別求得的輪壓疊加得：門式起重機車輪輪壓疊加值（N）由上表看出，最大輪壓為：VA=29610762N4、 大車運行機構的設計計算4.1車輪與軌道的選擇由附表18,選擇雙輪緣車輪=700mm大車車輪軸徑:=100mm;車輪軸承型號：7524；軌道型號:43;由附表22，軌頂曲率半徑=30cm 由1式(5-1)，求車輪踏面疲勞計算載荷： 由前述門架計算可知: 因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸。取，軌頂半徑點接觸的接觸應力按1式(5-3)計算：今選用車輪為，由，。由1表5-2，k=0.181,k=6.6 由1表5-5,=0.845,=0.443 因車輪轉速 由1表5-3，C=1.08由1表5-4，C=1.12 P=kCC=0.1811.081.12=317370N滿足要求。4.2運行阻力的計算4.2.1摩擦阻力的計算摩擦阻力的計算，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坡度阻力的計坡度阻力的計算，根據(jù)1式(72)： 4.2.3風阻力的計算風阻力的計算： 4.2.4運行總阻力計運行總阻力： 4.3電動機的選擇初選電動機 電動機靜功率：已知運行速度 按1式(7-10)電動機功率： 由1表7-6選得=1.2,由附表28可選擇電動機，YZR200L-6，JC=40， ，。4.4選擇減速器減速器的傳動比： =26.74今選用立式套裝減速器，由附表40查得： ZSC600V，=27.3，=18，大車運行速度驗算： 速度誤差驗算: 可用電動功率，因現(xiàn)選減速器傳動比較的增大，即大車運行速度降低，故電動機功率合適4.5選擇聯(lián)軸器由附表37查得，ZSC-600的輸入軸尺寸：=35,=55, 減速器輸出端為套裝式，不需聯(lián)軸器，故只需選高速軸聯(lián)軸器 機構高速軸扭矩： 式中 其中符號如前由附表44,選擇帶制動輪的半齒聯(lián)軸器，120，4.6電動機的驗算4.6.1電動機過載能力的驗算根據(jù)附錄第九節(jié)，按下式驗算電動機的過載能力： 通過。式中：GD=1.15（GD+GD）=1.15（2.6+0.38)=3.42kgm其余符號同前4.6.2電動機的發(fā)熱驗算按附錄第九節(jié)，大車運行機構電動機的發(fā)熱按下式驗算:穩(wěn)態(tài)功率： 附表25和23,G=G=0.8(JC=25，CZ=450次)。因此 動態(tài)功率:N= 系數(shù) 根據(jù)附圖19，取K=1.7時 JC=40的YZR200-6在CZ=450次時的允許輸出功率為.發(fā)熱驗算通過4.6.3起動時間的驗算滿載起動時間(分別驅動)驗算： t(Q=0)= 式中 靜力矩: =222.33起動時間： t= 空載起動時間驗算空載起動時的靜力矩： 摩擦阻力的計算： 坡道阻力的計算：風阻力；空載起動時的靜阻力矩： M=192.88N 空載起動時間： （Q=0）= =4.7減速器的驗算減速器的軸人功率按起動時的功率確定:已知每個電動機的靜功率為16.38kW,而 式中:NN,宜改選ZSC-