40吨门式起重机大车运行机构设计
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日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
40吨级门式起重机大车运行机构设计
摘 要
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。本论文所设计的机构是门式起重机的大车运行机构。大车运行机构主要用于水平调整起重机的工作位置。本设计在前人基础上，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。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。最终本论文完成了大车运行传动设计、大车运行支架设计。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-车轮。这种传动方案机构紧凑，使用寿命长。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。设计大车支架时，使用三维建模软件进行建模，并引入有限元分析软件进行受力变形分析，在分析基础上改进设计，并最终获得二维工程图，收到了良好的效果。
关键词：门式起重机；大车运行机构；大车架；传动方式
Design on Drive Mechanics of 40t Gantry Crane
Abstract
With 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. The drive mechanics used to adjust the level of the crane working position. This design based on predecessors, optimizes the design of gantry crane travel agency structure, allocating size reasonable, so that to design to meet the needs drive mechanics of real life which is compact structure, smooth transmission, and running well. First of all, finish the design calculation according to the required of user on the device's performance, size, quality, price and other aspects. Design and calculation method is the most basic, refer to the manual and related album. And then, design traveling mechanism and cart support by the form of drawing, depending on the design calculation. The popularity of CAD technology provides a powerful tool to accelerated the design progress. Finite element analysis software offers testing and optimization method. Finally, this paper finish the design of traveling transmission and traveling bracket. Drive way is Motor- Coupling-Reducer-Coupling-Wheel. This transmission program is compact and has long service life. This design in the design calculation is different than the method they used to be. Instead, It use the method of classification of power, which makes the calculations are more concise and accurate. When designing the cart stand, It use a 3D modeling software to model, and a finite element analysis software for mechanical deformation analysis. Then improve the design based on the analysis, ultimately get two-dimensional drawings and good results.
KEY WORDS: gantry crane；the drive mechanics；traveling bracket；drive way
目 录
第一章 绪 论 1
1.1引言 1
1.2国内外工程起重机的发展趋势 1
1.3起重机械的分类 2
1.4起重机的组成及其工作原理 3
1.4.1 工作机构 3
1.4.2取物装置 4
1.4.3金属结构 4
1.4.4动力装置 4
1.4.5控制系统 4
1.5起重机的设计方法及规范 5
1.5.1设计方法 5
1.5.2设计规范 5
1.6门式起重机简介 5
1.6.1门式起重机组成 5
1.6.2门式起重机大车运行机构 6
1.6.3门式起重机设计中的问题 6
第二章 方案设计 7
2.1 设计任务和已知参数 7
2.2传动方案设计 7
2.3传动过程中的零部件的选择 7
2.3.1电动机的选择 7
2.3.2制动器的选择 8
2.3.3减速器的选择 8
2.3.4车轮与轨道设计 9
第三章 大车运行机构的设计及计算 10
3.1大车轮压计算 10
3.1.1均布载荷产生压力计算 10
3.1.2集中载荷产生压力计算 10
3.1.3大车轮压的分配 11
3.1.4风载荷产生的轮压 13
3.1.5总轮压的计算 14
3.2车轮的计算 15
3.2.1车轮的计算轮压 15
3.2.2疲劳计算 16
3.2.3强度校核 17
3.3电动机的选择 17
3.3.1运行阻力计算 17
3.3.2初选电动机 18
3.3.3启动时间与平均加速度验算 19
3.3.4校核电动机的过载能力 20
3.3.5电动机发热验算 20
3.4制动器的选择 21
3.5打滑验算 22
3.5.1起动打滑验算 22
3.5.2制动打滑验算 22
3.6减速器的选择 23
3.6.1载荷的计算 23
3.6.2减速器计算输入功率 23
3.6.3初选减速器 23
3.6.4强度验算 24
3.7联轴器的选择 24
3.7.1电动机轴上联轴器的选择 24
3.7.2车轮轴上联轴器的选择 25
3.8安全附加装置 25
3.8.1缓冲器 25
3.8.2防风及锚定装置 25
第四章 大车支架设计及改进 27
4.1大车支架初步设计 27
4.2利用有限元方法分析变形 27
4.3优化改进后的变形 28
第五章 总结 29
致谢 30
参考文献 31
附表 32
4
40t门式起重机大车运行机构设计
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、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，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，我和其他三位同学将共同完成40吨级门式起重机的设计。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。
欧洲作为工程起重机的发源地，也是经济非常发达的地区，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。日本作为二战后崛起的经济强国，轮式起重机开发生产虽然起步较晚（起步于20 世纪70 年代），但发展很快，这得益于日本人善于模仿同时讲究实用，因而其产品比较贴合市场，很受亚太市场的欢迎。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。其他地区如印度主要生产小吨位汽车起重机、移动式起重机（可吊重 行驶但不能回转），韩国生产小吨位全路面起重机，俄罗斯等独联体国家生产中小 图1 港口起重机
吨位汽车起重机，其产量较低，技术比较落后，发展前景不容乐观。
欧美工程起重机产品的技术水平代表了当今行业的最高水平。通过多次参加国际级展览会和技术交流，工程起重机的发展态势将体现在以下几方面：全路面起重机向大型化发展；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。
我国工程起重机行业的发展需要全行业的共同参与和协力合作，加强同科研院校的交流以及同其他行业的渗透，加强国内同行业的技术交流，瞄准国际先进技术，不断进行技术创新，使我国工程起重机行业得以健康、快速的发展。
1.3起重机械的分类
起重机的详细分类见图2。
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、滑车、绞车、升降机。
（2） 桥式类型起重机。如桥式起重机、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、流动起重机、浮式起重机。
图2 起重机分类示意图
1.4起重机的组成及其工作原理
起重机械由动力装置、工作机构、取物装置、操纵控制系统和金属结构组成。通过对控制系统的操纵，驱动装置将动力能量输入，转变为机械能（即适宜的力或运动速度），再传递给取物装置。取物装置将被搬运物料与起重机联系起来，通过工作机构单独或组合运动，完成物料搬运任务。可移动的金属结构将各组成部分连接成一个整体，并承载起重机的自重和吊重。
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，被称为起重机的四大机构。
（1）起升机构，是用来实现物料的垂直升降的机构，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、最基本的机构。
（2）运行机构，是通过起重机或起重小车运行来实现水平搬运物料的机构，有无轨运行和有轨运行之分，按其驱动方式不同分为自行式和牵引式两种。
（3）变幅机构，是臂架起重机特有的工作机构。变幅机构通过改变臂架的长度和仰角来改变作业幅度。
（4）旋转机构，是使臂架绕着起重机的垂直轴线作回转运动，在环形空间运移动物料。 起重机通过某一机构的单独运动或多机构的组合运动，来达到搬运物料的目的。
1.4.2取物装置
取物装置是通过吊、抓、吸、夹、托或其他方式，将物料与起重机联系起来进行物料吊运的装置。根据被吊物料不同的种类、形态、体积大小，采用不同种类的取物装置。例如，成件的物品常用吊钩、吊环；散料（如粮食、矿石等）常用抓斗、料斗；液体物料使用盛筒、料罐等。也有针对特殊物料的特种吊具，如吊运长形物料的起重横梁，吊运导磁性物料的起重电磁吸盘，专门为冶金等部门使用的旋转吊钩，还有螺旋卸料和斗轮卸料等取物装置，以及集装箱专用吊具等。合适的取物装置可以减轻作业人员的劳动强度，大大提高工作效率。防止吊物坠落，保证作业人员的安全和吊物不受损伤是对取物装置安全的基本要求。
1.4.3金属结构
金属结构是以金属材料轧制的型钢（如角钢、槽钢、工字钢、钢管等）和钢板作为基本构件，通过焊接、铆接、螺栓连接等方法，按一定的组成规则连接，承受起重机的自重和载荷的钢结构。金属结构的重量约占整机重量的40％～ 70％左右，重型起重机可达90％；其成本约占整机成本的30％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）两类，组成起重机金属结构的基本受力构件。这些基本受力构件有柱（轴心受力构件）、梁（受弯构件）和臂架（压弯构件），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（如汽车起重机、轮胎起重机和履带起重机）多采用内燃机驱动。人力驱动适用于一些轻小起重设备，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。
1.4.5控制系统
通过电气、液压系统控制操纵起重机各机构及整机的运动，进行各种起重作业。控制操纵系统包括各种操纵器、显示器及相关元件和线路，是人机对话的接口。安全人机学的要求在这里得到集中体现。该系统的状态直接关系到起重作业的质量、效率和安全。
起重机与其他一般机器的显著区别是庞大、可移动的金属结构和多机构的组合工作。间歇式的循环作业、起重载荷的不均匀性、各机构运动循环的不一致性、机构负载的不等时性、多人参与的配合作业等特点，又增加了起重机的作业复杂性、安全隐患多、危险范围大。事故易发点多、事故后果严重，因而起重机的安全格外重要。
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。现代设计法指的是近年发展起来的设计方法, 如、优化设计、可靠性设计、有限元分析、反求工程设计、动态仿真设计、模块化设计、工业艺术造型设计等等, 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，详见参考文献[2]。 本论文旨在锻炼基础能力，故仍以传统设计方法为主，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《起重机设计规范》标准，以对起重机设计所牵涉到的重要问题予以规定。我国的第一个起重机设计规范于1983年发布[3]。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
门式起重机又称龙门起重机，是一种桥架通过两侧支腿支承在地面轨道的或基础上的桥架型起重机[4]。目前广泛应用于各行业中，如在铁路货场装卸火车、汽车，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结构、载重小车、大车运行机构、电气设备和驾驶室等五部分。本人负责其中的大车运行机构。
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。大车只能在桥架上横向来回运动，大车装在支腿底下，支腿底下有横梁连接起来，加强稳定，通常叫做下横梁。稳定可靠地大车运行机构能提高起重机的工作效率。大车运行机构多采用分别驱动[5]。因为是露天作业，其支腿下部装有夹轨器或压轨器。在起重机不工作或遇有大风时，用夹轨器夹紧轨道，防止起重机被风吹动造成事故。本设计也采用分别驱动。具体设计见方案论证和设计论文。
1.6.3门式起重机设计中的问题
门式起重机的设计早已规范化，但设计中出的问题却从没有消失过。最近上海某单位进行试吊验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，首先就是设计。问题①：门式起重机静刚度设计及相关问题。②门式起重机结构设计和使用中的抗风问题[6]，同一般结构物一样, 风载荷可以导致起重机结构过载破坏、疲劳破坏或者产生大位移或变形, 甚至诱发发散性的振动失稳。③门式起重机啃轨问题。
第二章 方案设计
2.1 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：起重量Q=40t；跨度L=30m；大车运行速度v=42m/min；整机工作级别均A5； 机构工作级别M5；
2.2传动方案设计
一般大车运行机构有分别驱动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-车轮。这种传动方案机构紧凑，使用寿命长。
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。
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。
综合比较上述三种方案，第一种方案最适合我们的设计需要。
2.3传动过程中的零部件的选择
2.3.1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：
①静功率 由式（2-1）计算
kw（2-1）
式中：— 运行静阻力，为摩擦阻力、风阻力、坡道阻力之和，见式（7-18），N；
Vy— 运行速度，m/s；
η — 运行机构的传动效率；
m — 运行机构电动机台数。
②电动机功率初选
由式（2-1）计算所得的结果和该机构的接电持续率，从电动机样本上初选所需的电动机。
此时应特别注意到运行机构起动加速惯性力大的特点，用一个功率增大系数乘以静功率将所需选用的电动机功率放大：对室外作业的起重机，此放大系数为1.1～1.3；运行速度高者取大值。
2.3.2制动器的选择
制动器有常开和常闭两种形式，常用的制动器又有瓦块式和盘式两种。具体型号由下述方法确定：由给定的制动时间选择需要的制动转矩. 运行机构制动器的制动力矩加上运行摩擦阻力（不包括轮缘与轨道侧面的摩擦阻力）应能使处于不利情况（满载、顺风及下坡状态）下的起重机或小车在要求的时间内停止（所要求的时间按起重机工作条件决定）。
制动转矩:
(2-2)
式中： ——不考虑轮缘与轨道侧面摩擦因素的摩擦阻力系数；
i ——由制动器轴到车轮的总传动比；
m ——制动器的台数；
——坡道阻力系数，坡道阻力见本规范5.2.2.2 节；
tz——制动时间，s，参考本规范表5-3；
k ——换算到电动机轴上的计及其它传动件转动惯量影响的系数；
根据本设计需求，暂定为常闭式瓦块制动器。
2.3.3减速器的选择
（1）在一般情况下，运行机构的减速器可选为与机构工作级别一致的寿命期。但对一些工作特别繁重，允许在起重机使用期限内更换减速器的，则所选减速器的预期寿命可小于起升机构的工作寿命；
（2）在选用标准减速器，如果所选用的减速器参数表上没有给定工作级别，或标定的工作级别与本运行机构的工作级别不一致时，应引入适应减速器繁忙使用条件的功率修正系数。
根据本设计的传动方案，暂定选择标准立式减速器。
2.3.4车轮与轨道设计
（1）车轮与滚轮的材料
车轮与滚轮的材料、热处理、尺寸等，推荐按JB/T6392。当采用球墨铸铁作车轮或滚轮时，其踏面和轮缘同样应进行必要的热处理。车轮的轮缘有双轮缘、单轮缘和无轮缘三种，大车运行机构多采用双轮缘，故此处采用双轮缘。
（2）轨道材料
GB/T11264 轻轨，材质不低于55Q，；
GB/T 2585 重轨，材质不低于U71Mn，；
YB/T 5055 起重机钢轨，材质不低于U71Mn，；
具体选择等设计计算后确定。
（3）计算内容：
疲劳计算载荷：
(2-3)
车轮踏面点接触许用载荷：
由上述运算结果确定选用的车轮及轨道具体型号。
第三章 大车运行机构的设计及计算
3.1大车轮压计算
3.1.1均布载荷产生压力计算
由主梁、走台、栏杆等均布载荷在支腿上产生的压力(图3)。
图3均布载荷示意图
在均布载荷作用下，支腿A和B的支反力为：
t (3-1)
式中 L——跨度，L=30m；
l——悬臂长度，l=8m；
q——主梁走台栏杆的均布载荷集度，参考有关资料取q=0.85t/m；
3.1.2集中载荷产生压力计算
小车位于悬臂端时，由小车自重、起升载荷、司机房自重等集中载荷产生的支腿压力
G司
l2
l1
L
图4是集中载荷受力简图
(3-2)
所以
(3-3)
式中 ——小车自架和起升载荷重量之和；
——司机房自重，=1.33t
因为 ；
(3-4)
(3-5)
由均布载荷和集中载荷产生的支腿压力：
(3-6)
(3-7)
3.1.3大车轮压的分配
由均布载荷和集中载荷产生的大车轮压的分配（图5）
（1）刚性支腿A侧的轮压
主动轮：
(3-8)
从动轮：
(3-9)
式中：—支腿A承受的均布载荷和集中载荷；
—支腿A的重量；
—下横梁重量；
—电缆卷筒重量；
—驱动装置重量；
P从A
P缆
P横
P支A
PA
c
b
a
P主
P从
d
P主A
B
图5 轮压分配图
—从动车轮组重量；
—满载小车对主梁的扭矩，=29103公斤米
尺寸： a=4.1米
b=3.05米
c=2米
d=1.6米
B=8.5米
（2）挠性支腿B侧的轮压
主动轮：
(3-10)
(3-11)
式中 —支腿B承受的均布载荷和集中载荷；
3.1.4风载荷产生的轮压
如（图6）
Y风A
Y风B
L
P桥
P司
l2
l1
P小
图6 风载荷支腿反力计算简图
（1） 由风载荷产正的支腿反力的计算
支腿B的反力Y风B可由下式计算：
(3-12)
式中 —桥架所承受的风力，；
—司机室所承受的风力，；
—满载小车所承受的风力，；
—处于悬臂端极限位置的小车重心至支腿A的距离；
—司机室重心至支腿A的距离；
L—跨度；
支腿A的反力：
(3-13)
(2)由风载荷产生的轮压计算
①支腿A的轮压计算
作用在支腿上的风载荷有和支腿风力，图7为受力简图。
支腿A的主动轮、被动轮轮压可按下式计算：
B
图7风载荷作用下受力简图
(3-14)
式中 —支腿风力；
②支腿B的轮压
(3-15)
3.1.5总轮压的计算
（1）支腿A主动轮、从动轮的总轮压值：
(3-16)
(3-17)
(2) 支腿B主动、从动轮的总轮压值
(3-18)
(3-19)
3.2车轮的计算
根据轮压可以从设计手册中选择车轮直径D。现，轮压较大，采用二轮组分担，每个轮子最大轮压，查手册可初选D=600mm的圆柱踏面车轮，工作类型中级，轨道型号QU70。
3.2.1车轮的计算轮压
(1)疲劳计算时的计算轮压
取起重小车停在支腿A处作为确定等效轮压的计算位置。
根据图8的受力分析，由集中载荷产生的支腿A的压力为：
L
l2
图8 受力分析见图
(3-20)
式中 —等效静载系数，查[8]中表4-8得=0.6
—起重小车重量；
由集中载荷和均布载荷产生的支腿A处的压力为：
(3-21)
于是参考图3可算出等效轮压为：
(3-22)
计算轮压：
(3-23)
式中 —等效冲击系数，查[8]19-1得=1.0
—载荷变化系数，根据查[8]19-2得=0.91
(2) 强度校核时的最大计算轮压
(3-24)
式中 —动力系数，查资料得=1.45；
—最大轮压；
因为使用的是二轮组，故实际
同理
3.2.2疲劳计算
大车车轮按点接触计算，局部接触应力为：
(3-25)
式中 —轨道头部曲率半径，r=400mm；
—点接触许用应力，；
3.2.3强度校核
(3-26)
式中 —强度校核的最大计算轮压；
—点接触许用应力最大值，；
3.3电动机的选择
3.3.1运行阻力计算
运行静阻力包括摩擦阻力、运行轨道的坡度阻力和风阻力。
(3-27)
（1） 运行摩擦阻力
(3-28)
式中 Q—额定起重量；
—起重机总重量，查同类产品资料取=100t；
k—滚动摩擦系数，k=0.08；
—轴承摩擦系数，=0.02；
—附加阻力系数，=1.5；
当不考虑时，满载时的最小摩擦阻力为：
空载运行时的最小摩擦阻力：
(3-29)
（2） 坡度阻力
(3-30)
式中 —坡度阻力系数，=0.002；
（3） 最大风阻力
(3-31)
式中 —风载体型系数；
—第Ι类载荷下的标准风压，对于沿海地区的起重机取
=15公斤/米2；
—起重机迎风面积，
； (3-32)
—物品迎风面积，；
运行静阻力：
迎风上坡工况：
(3-33)
顺风下坡工况：
(3-34)
3.3.2初选电动机
(3-35)
式中 —起重机运行速度；
—电动机台数；
—机构传动效率，立式减速器取0.9；
初选电动机按下式计算出需要的功率：
(3-36)
根据静功率查电动机产品目录选择一台功率相近的电动机：
JZR2-31-6型电动机，当JC%=25时，功率N=11kw，转速n=948r/min,最大转矩倍数
，转子飞轮矩，联轴器飞轮矩。
电动机额定力矩：
(3-37)
电动机实际最大力矩：
(3-38)
四台电动机的实际最大力矩：
减速器的传动比和车轮转速：
(3-39)
式中 —大车运行速度；
选用ZSC-750-V型减速器，从传动比i=38.97（详见下文减速器的选择）。
满载运行时，电动机的静力矩：
(3-40)
3.3.3启动时间与平均加速度验算
（1） 满载、上坡、迎风时的启动时间
(3-41)
式中 —电动机平均启动力矩，对绕线式电动机=（1.5~1.8），这里取严
格的1.5，=16.95kg·m；
一般应使，所以验算满足要求。
（2） 平均加速度的验算
(3-42)
龙门起重机的平均加速度一般控制在，所以基本满足要求。
3.3.4校核电动机的过载能力
即电动机实际最大力矩应超过电动机轴上的最大静阻力矩：
(3-43)
式中 —由第II类载荷的标准风压产生的风阻力，
；
电动机实际最大力矩：
(3-44)
因为，所以校核通过。
3.3.5电动机发热验算
电动机不过热条件：
(3-45)
式中 —电动机在JC%=25的条件下发出的额定功率，=11kw；
K—机构工作类型系数，K=0.75；
—系数，对于龙门起重机，=1.13；
所以
即成立，从发热角度，所选电动机符合要求。
3.4制动器的选择
对于龙门起重机，所选择制动器的制动力矩应能在满载、顺风、下坡的工况下使起重机停住。
(3-46)
式中 —电动机的静功率
(3-47)
其中 —由第II类载荷的标准风压产生的风阻力，
；
—满载最小摩擦阻力；
—制动时间，采用推荐值=6s；
每个制动器的制动转矩：
根据制动器规格，选择JWZ-200型制动器。额定制动力矩[M]=20kg·m，使用时可将制动力矩调到。
制动时间的验算：
(3-48)
龙门起重机大车制动时间应控制在6～8秒之间，所以制动时间合格。
3.5打滑验算
3.5.1起动打滑验算
起动时，按下式验算
(3-49)
式中 —粘着系数，龙门起重机=0.12；
—粘着安全系数，=1.05；
—主动轮最小轮压，小车在悬臂端，，但考虑，其它部件的重量约16t，平均分配车轮，则；
(3-50)
计算结果不满足打滑要求，为此可通过改变小车位置使主动轮的最小轮压增加，从而避免打滑。
3.5.2制动打滑验算
制动时按下式验算：
(3-51)
式中 —起重机制动减速度；
—满载小车在跨中，轮压按平均轮压计算
；
(3-52)
打滑验算不通过，但差距很小，可以调整制动器的制动力矩，或者加些压铁增加轮压从而避免打滑。
3.6减速器的选择
3.6.1载荷的计算
按承载能力选择减速器时，对于运行机构，计算载荷应根据启动工况确定，即
式中 —起重机运行时的最大静阻力；
—起重机起动时的惯性力，
(3-53)
3.6.2减速器计算输入功率
(3-54)
式中 —运行机构中减速器的台数；
3.6.3初选减速器
根据计算输入功率、传动比及高速轴转速，可从减速器功率表中初选减速器：
ZSC-750-V型减速器，容许输入功率，N=16.8kw，传动比i=38.97，容许转速
n=1000r/min。
实际运行速度：
(3-55)
速度偏差：
△v=9.17%<15%
3.6.4强度验算
（1）电动机最大起动力矩换算到减速器从动轴上的力矩：
(3-56)
（2）制动力矩换算到减速器从动轴上的力矩：
(3-57)
（3）打滑力矩：
(3-58)
因为<<，所以减速器的计算力矩取电动机最大起动力矩换算到减速器从动轴上的力矩。
减速器容许输入力矩：
减速器容许输出力矩：
(3-59)
式中K为最大短暂力矩系数，一般取K=5~6。
因为
<
所以，强度验算通过。
3.7联轴器的选择
3.7.1电动机轴上联轴器的选择
选择联轴器的计算载荷应按工作状态的最大载荷确定联轴器的扭矩：
(3-60)
再根据电动机尺寸，查手册[8]选取带制动轮的联轴器。
3.7.2车轮轴上联轴器的选择
再根据减速器输出轴尺寸，查手册[8]选取CL7型联轴器。
3.8安全附加装置
3.8.1缓冲器
碰撞时的动能扣除运行阻力和制动器的制动力而消耗的摩擦功外由缓冲器吸收。应满足下式:
(3-61)
式中 —碰撞瞬时的运行速度；
—起重机重量；
—缓冲器数量；
—摩擦阻力与制动力之和；
选用一个缓冲容量为400kg·m的起重机用缓冲器。最大缓冲行程0.14m。
3.8.2防风及锚定装置
选用手动夹轨器。
（1） 钳口夹紧力
(3-62)
（2） 钳口面积
(3-63)
（3） 螺杆轴向力
(3-64)
（4） 手轮上所需力矩
(3-65)
式中 —螺杆螺纹平均半径；
—螺纹升角；
—螺纹副摩擦角；
a，b—杠杆臂；
—螺杆轴线与上部杠杆轴线夹角；
第四章 大车支架设计及改进
4.1大车支架初步设计
大车支架的设计是在安排大车传动装置时根据布局需要进行设计的。根据初步设计结果，利用三维建模软件Proe简化建模如图：
这是根据实际需要的设计，具体尺寸见大车支架图纸。
图9 大车支架三维模型
4.2利用有限元方法分析变形
根据轮压计算的最大轮压56t施加于连接处，并根据现场情况，固定车架与车轮接触面。
分析软件为Ansys12.1，选取单元为八节点实体单元solid45，材料为Q235，弹性模量 E=206000 N/mm2，密度为7850 kg/m3，泊松比是 0.304。
具体步骤：1）从ansys导入模型，按上述已知参数设置相关前处理，并划分网格，在特殊部位细化网格。2）在连接处施加56t的力，并施加边界条件，固定车轮与车架接触面。3）选择静力结构分析，并执行分析。4）获得结果，观察变形。
分析结果：
图10 优化前的ansys形变图
由图可见垂直于受力方向的板料变形最大，其中变形尤其严重的是中间挡板向两边有分开趋势，久而久之有断裂危险。需要对支架进行改进。
4.3优化改进后的变形
针对上述问题，改进方法是在中间挡板最下方加一横板，连接两边的挡板，承受向两边
图11优化后的ansys形变图
的拉力。改进模型后重复上述分析过程，得分析结果如下：
由图，并比较改进前，可见改进后变形明显减小，符合要求，采用该设计。
第五章 总结
三个月的毕业设计即将结束，这段时间里我们以严谨、求实、科学、探索的态度设计了 40t门式起重机。其中我负责完成了大车运行机构的设计。大车运行机构传动设计采用了目前工程中常用的立式减速器传动方式，着重对布局结构进行优化，简化了设计的结构尺寸，大车架的设计经过分析改进符合了整机要求。安全装置上，采用缓冲器夹轨器等，增加了安全性。整体结构上，达到了美观、简洁、紧凑等要求。
在本次设计中，我们学到了许多课本以外的东西，巩固了基础知识，接触到了工程实际问题，提高了自学能力。同学之间的相互探讨优势互补以及自己独立的思考使我受益匪浅。但由于设计者水平有限，难免有遗漏、错误之处，请大家给予指正。
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附表
图纸名称
图纸代号
备注
装配图
大车运行机构
QZ-1
A0一张
被动车轮组
QZ-2
A1一张
大车支架
QZ-3
A1一张
零件图
车轮轴
QZ-1-1
A2一张
铰接轴
QZ-1-2
A2一张
主动车轮
QZ-1-3
A2一张
角形轴承箱
QZ-2-1
A2一张
减速器固定挡板
QZ-3-1
A2一张
32
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