無人化門式起重機結構設計摘要：隨著我國國民經濟的快速發展，國家對碼頭運輸加大了投資，而無人化碼頭運輸是未來的方向。本說明書為了滿足碼頭集裝箱運輸的需要，設計了這臺無人化門式起重機，通過合理的設計與選型，令其具有結構簡單而能滿足使用要求，操作便捷，維護保養便捷等特點。根據門式起重機的設計方法，主要對起重機的主梁，支腿，大車和小車及起升機構進行了設計計算。起重機控制方面，通過繼電器控制順序動作的進行，能做到無人化控制。在電氣系統設計中，主要對起重機起升機構、小車運行機構以及大車運行機構電路控制系統的設計，同時電路控制系統中包括短路保護，過載保護和失壓（零壓）保護和終端限位保護等保護裝置，保證起重機在無人操作時進行安全的作業。利用低壓電氣控制元件控制起重機，使其壽命較長，適合戶外環境。電氣系統采用新能源電源作為動力源，續航能力達到8h.關鍵詞：箱型；雙主梁；電氣控制系統；目錄1緒論 11.1門式起重機概況 11.2門式起重機發展趨勢及我國起重機發展水平 11.3設計參數 21.3.1已知參數 21.3.2其他參數 22起重小車的設計 22.1主要參數 22.2車輪和車輪組 22.2.1小車輪壓計算 32.2.2小車車輪疲勞強度校核 32.3小車軌道設計 42.4小車運行阻力計算 42.4.1靜力矩Fj 42.4.2摩擦阻力Fm 42.4.3坡道阻力Fp 52.4.4風阻力Fw 52.5小車電動機的選擇 62.5.1電動機的凈功率 62.5.2電動機的初選 72.5.3電動機過載能力校驗 72.5.4電動機發熱能力校驗 82.6減速器的選擇 82.6.1減速器傳動比 82.6.2標準減速器的選擇 92.7制動器的選擇 92.8連軸器的選擇 102.8.1高速軸聯軸器 102.8.2低速軸聯軸器 102.9運行打滑驗算 112.9.1啟動時不打滑驗算 112.9.2制動時不打滑驗算 123起重機主梁的設計 123.1主梁參數的確定 123.1.1初選主梁尺寸 123.1.2主梁的截面特性 133.2主梁上載荷計算 143.2.1主梁自重 143.2.2由主梁自重引起的內力 143.2.3移動載荷引起的內力 153.2.4大、小車水平運動引起的內力 173.2.5扭轉載荷引起的內力 193.3主梁的校核 213.3.1主梁金屬結構鋼材 213.3.2其基本許用應力 213.3.3剪切許用應力 213.3.4端面承壓許用應力 213.3.5彎曲正應力 213.3.6小車滿載時并位于懸臂端，無約束彎曲和扭轉彎曲 223.3.7小車輪壓對主梁端面產生的擠壓應力 223.3.8主梁剛度校核 234起重機支腿的設計 254.1支腿尺寸參數的確定 254.1.1支腿截面尺寸計算 254.1.2支腿截面尺寸如圖 254.1.3支腿截面特性 264.2支腿上載荷計算 264.2.1均布載荷引起的內力 264.2.2起升載荷引起的內力 284.2.3偏斜力引起的內力 294.2.4風載荷引起的內力 304.3支腿強度校核 324.3.1支腿的強度計算 325大車運行機構的設計 335.1主要參數 335.2車輪和車輪組 335.2.1大車輪壓的計算 335.2.2大車車輪疲勞校核 345.3大車軌道設計 355.4大車運行阻力計算 355.4.1靜阻力Fj 355.4.2摩擦阻力Fm 355.4.3坡阻力Fp 355.4.4風阻力Fw 365.5大車電機的選擇 365.5.1電動機的凈功率 365.5.2電動機的初選 365.5.3電動機過載能力校核 365.5.4電動機發熱校驗 375.6減速器的選擇 375.6.1減速器傳動比 375.6.2標準減速器的選擇 375.7制動器的選擇 385.8聯軸器的選擇 385.8.1高速軸聯軸器 385.8.2低速軸聯軸器 385.9運動打滑校核 395.9.1啟動時不打滑驗算 395.9.2制動時不打滑驗算 396起升機構的設計 406.1設計參數 406.2鋼絲繩的選型 406.2.1鋼絲繩承受的最大靜拉力 406.2.2鋼絲繩直徑 406.2.3鋼絲繩拉破斷力 416.3滑輪組的確定 416.3.1滑輪的構造 416.3.2滑輪直徑 416.4卷筒的設計 426.4.1卷筒的構造 426.4.2卷筒的長度 426.4.3卷筒的轉速 436.5電動機的選擇 436.5.1電動機的凈功率 436.5.2電動機的初選 446.5.3電動機過載能力校驗 446.5.4電動機發熱校核 446.6減速器的選擇 456.6.1減速器傳動比 456.6.2標準減速器的選擇 456.6.3減速器的驗算 456.7制動器的選擇 466.8聯軸器的選擇 466.9吊具的選擇 477電氣系統的設計 477.1電氣系統概述 477.2起重機主回路圖 487.2起重機控制回路圖 487.2.1電氣控制系統動力源 487.2.2電氣控制回路圖 49結論 51參考文獻 531緒論1.1門式起重機概況門式起重機(也稱龍門吊)，在結構上由主梁、支腿、小車運行機構、大車運行機構和起升機構。還有一種是半門式起重，它的一側有支腿，另一側支撐在建筑承重物上。為了擴大起重機的操作范圍，主梁也可以超越外伸臂延伸到一側或兩側形成懸臂。在應用方面，門式起重機多應用于露天場地的物料裝卸工程。與其他類型的起重機相比，具起重量大、工作空間廣、占地面積小、工作效率高、生產成本低、運行消耗能源小等優點。因此，門式起重機廣泛應用于各個行業，如電廠設備的地面裝配、設備的生產加工、水泥框架的預制、物體的吊裝等；在港口碼頭裝卸集裝箱；建筑及安裝工地的施工作業；在木材場堆放木材的場合。同時，門式起重機也是一種與不斷運輸機械形成自動化裝卸系統的表面模型。在國外工業發展一線的國家，不僅機械在作業中占比大，而且他們的機械作業也實現了程序化、專門化和機械化，應用場景更加寬廣。1.2門式起重機發展趨勢及我國起重機發展水平隨著科技的迅猛發展，當今國際起重運輸機械設備朝著無人化、液壓驅動化、多功能化、高效益的方向發展。這在不同程度上增加了不僅產品的多樣性，也增加了產品的多功能性，以及擴大了參數，尺寸規格的標準化，為起重機生產制造在全球范圍內提供了很好的便利，使裝卸、運輸工業能夠加強流水作業生產、提高勞動生產效率、實現無人化管理、降低生產成本、減少能源消耗、工藝性流程的優化具有及其重要的意義。世界前列企業已基本上實現了鋼構件的自動化、無人化生產，大大減小了人力物力。以及對光電系統的應用，如配合各類傳感器。指令順序控制系統及激光器切割下料，并從運送、進料到組裝等形成了生產的自動控制和無人化管理。當今起重機的發展方向如下：①大型化、高效和節能方向發展；②向自動化、智能化、集成化和信息化發展；③向成套化、系統化、綜合化和規模化發展；④向模塊化、組合化、系列化和通用化發展；⑤向小型化、輕型化、簡易化和多樣化發展；與之相比，雖然我國起重機機械的發展在信息爆炸的時代突飛猛，但是核心技術的創造與研發還需要時間的沉淀，與國際水平還存在著一定得差距，需要不斷的鉆研學習，開發自己的專業產品，現在的現狀是方方面面處于落后地位：①產品性能普通；②產品開發能力較弱；③制造工藝水平較低；④產品檢測水平能力不高；⑤配套件供應和質量問題影響較大；⑥產品技術標準更新滯后、設計乏力；1.3設計參數1.3.1已知參數額定載荷：10t；起升高度：20m；續航能力：8h；1.3.2其他參數起升速度：40m/min；小車運行速度：40m/min；大車運行速度：60m/min；主梁跨距：20m；主梁懸臂：6m;2起重小車的設計2.1主要參數小車自重：G小車=7t;小車運行速度：40m/min;工作級別：M5;2.2車輪和車輪組運行機構主要進行水平直線搬運重物，門式起重機通過小車運行機構與大車運行機構的運動，實現了空間上的橫、縱平移，大大提高了運輸、裝卸效率以及空間的利用率。起重機的每個工作循環中起重機都要吊重物運行，稱為工作性運行。在工作性運行期間，運行支撐裝置除了承受起重機的自重和起重重量外，還將所有這些載荷傳遞到軌道基礎上。運行支撐裝置主要包括平衡裝置、車輪、軌道等。本設計采用雙輪緣式，接觸面形狀為錐形。查《起重機設計手冊》表3-8-1得小車車輪尺寸參數如表2-1表2-1小車車輪尺寸參數DD1BB1dB2maxCminbmin315355110110110605202.2.1小車輪壓計算（2.1） （2.2）2.2.2小車車輪疲勞強度校核1.疲勞載荷計算（2.3）式中：Pmax—起重機正常工作時最大輪壓；Pmin—起重機正常工作時最小輪壓；2.車輪接觸面疲勞強度計算(1)線接觸按下式計算：（2.4）式中：K1—材料的許用應力線接觸力常數，查《起重機設計手冊》表3-8-6取k1=6.0；D—車輪直徑；L—車輪與軌道有效接觸長度；C1—轉速系數，查《起重機設計手冊》表3-8-7取C1=0.17；C2—工作級別系數，查《起重機設計手冊》表3-8-8取C2=1.0；滿足要求。（2）點接觸按下式計算：（2.5）式中：K2—與材料有關的許用點接觸應力常數，查《起重機設計手冊》表3-8-6取k2=1.0；R—曲率半徑，取車輪與軌道曲率半徑之中最大值；M—由軌道頂與車輪曲率半徑之比（r?R）所確定的系數，查《起重機設計規范》表3-8-7得m=0.536；滿足要求。2.3小車軌道設計本設計其中小車軌道采用鐵路鋼軌，查《起重機設計手冊》表3-8-15選用P18型，尺寸參數如下表2-2表2-2起重小車軌道尺寸參數型號hH1BB1LY1Y2RR質量P189020.9408028.242.947.190718.06kg/m2.4小車運行阻力計算2.4.1靜力矩Fj起重小車在正常工作狀態過程中所受到的阻力稱為靜力矩。靜力矩Fj由摩擦阻力Fm、坡道阻力Fp和風阻力Fw組成，且：（2.6）2.4.2摩擦阻力Fm當起重機小車滿載工作時的最大摩擦阻力為：（2.7）式中：f—滾動摩擦系數，查《起重機設計規范》表44取f=0.5；u—車輪軸承摩擦系數，查《起重機設計規范》表45取u=0.015；β—附加摩擦阻力系數，查《起重機設計規范》表46取β=1.5；d—與軸承相配合處車輪軸的直徑；D—車輪接觸面直徑；2.4.3坡道阻力Fp公式如下：（2.8）式中：α—坡度角。當坡度很小時，在運算時可用所選軌道坡度i代替sinα，其取值與起重機類型有關，門式起重機的i值取0.003；即：2.4.4風阻力Fw1.計算風壓本設計為碼頭使用無人化門式起重機，所以需考慮風載荷，并且假設風載荷是作用在起重機最不利的面，也就是受風載荷最大的面。工作狀態計算風壓分為PwⅠ和PwⅡ。PwⅠ是起重機工作狀態正常的計算風壓，用于選擇電動機功率的阻力計算及穩定性；PwⅡ是起重機工作狀態最大計算風壓，用于計算機構零部件和金屬結構強度、結構的剛性及穩定性等。查《起重機設計規范》表15可得：（2.9）（2.10）即：2.風阻力FwⅠ和FwⅡ當風載荷作用在起重物時：（2.11）（2.12）式中：AQ—吊運物品的最大迎風面積，取型號為10D集裝箱尺寸計算AQ=4012×2438×2438×10-6=23.85m2除以上三項基本運行阻力外，有時還須考慮特殊運行阻力，如加速運行時的慣性阻力Fg:(2.13)式中：a—起（制）動時的平均加速度，查《起重機設計規范》表13取a=0.15m/s22.5小車電動機的選擇2.5.1電動機的凈功率（2.14）式中：v0—初選運行速度；m—電機個數；η—機構傳動效率，η=0.88；2.5.2電動機的初選由于運行機構的靜載荷變化較小，動載荷較大，因此所選電動機的額定功率應比凈功率大，以滿足電動機的啟動要求。用式（2.14）計算所得的結果乘以一個大于1的系數，對照電動機產品目錄選用。對戶外作業的起重機，此系數為1.1-1.3。運行速度高者取大值。(2.15)根據《起重機設計手冊》表5-1-13，電動機初選YZR112M-6，在基準工作制S3-40%時，其額定輸出功率P=1.5KW，轉速866r/min.2.5.3電動機過載能力校驗(2.16)式中：Pn—在基準接電持續率時電動機的額定功率；λas—平均起動轉矩標準值（相對于基準接電持續率時的額定轉矩），對繞線型異步電動機取1.7；V—運行速度。；η—機構傳動效率，η=0.88；∑J—機構總傳動慣量（2.17）式中：J1—電機轉子轉動慣量，查手冊取0.03kg/m2J2—電動機軸上制動輪和聯軸器的轉動慣量，查手冊取0.015kg/m2K—考慮其他傳動件飛輪矩影響的系數，折算到電動機軸上可取k=1.1~1.2；ta—機構初選運動時間，可根據運行速度確定，查《起重機設計規范》表13取ta=5s；電動機不滿足要求。重新選擇選YZR132M2-6，在基準工作制S3-40%時，其額定輸出功率P=3.7KW，轉速908r/min.重新進行上述計算Pn=3.7KW≥2.55KW，電動機滿足要求。2.5.4電動機發熱能力校驗為避免電動機過熱損壞，需進行發熱校核，應滿足：P≥Ps(2.18)式中：P—電動機工作的接電持續率JC值、CZ值時允許的輸出功率；Ps—工作循環中，穩態平均功率；(2.19)式中：G—穩態負載平均系數，查《起重機規范設計》表P.1取G=G2=0.8P=3.49KW≥Ps=1.8sKW電動機發熱校核合格2.6減速器的選擇2.6.1減速器傳動比(2.20)2.6.2標準減速器的選擇由于運行機構起、制動時慣性載荷大，低速部分承受了絕大部分的慣性質量，因此傳動零件也承載了由于運行機構起、制時產生的慣性載荷。所以應該根據起動時的輸入功率來選用或設計減速器，減速器的計算輸入功率為：（2.21）式中：z—機構中減速器個數；本設計的小車運行機構的工作級別為M5，且在戶外工作，根據實踐經驗減速器的輸入功率應取1.8-2.2倍的計算輸入功率。查《起重機設計手冊》表3-10-6，選用QJS型減速器，名義中心距335mm。公稱傳動比為160。其型號參數如下表2-3表2-3減速器型號參數表型號功率（KW）許用輸出扭矩（N·m）傳動比最大允許徑向載荷（N）QJS335-1607.612500160370002.7制動器的選擇制動轉矩應滿足：（2.22）式中：m’—制動器個數；查《起重機設計手冊》表3-7-15，選制動器型號參數如下表2-4表2-4下車制動器型號參數制動器型號制動器輪徑D每側瓦塊退矩額定制動轉矩配用推動器型號YW160-2201601.063YTD220-502.8連軸器的選擇2.8.1高速軸聯軸器扭矩Tc1應滿足下式：（2.23）式中：n1—聯軸器安全系數，取n1=1.35；ψ8—剛性動載系數，一般取1.2~2.0；Tn—電機額定轉矩，；[T]—聯軸器許用扭矩；2.8.2低速軸聯軸器扭矩Tc2應滿足：（2.24）式中：i—電動機與低速連軸器傳動比；查《起重機設計手冊》3-12-6得：表2-5低速軸聯軸器型號許用轉矩（N·m）軸孔直徑（mm）軸孔長度（mm）D轉動慣量（kg/m2）質量（kg）CL7180001302123501.15109.5表2-6高速軸聯軸器型號許用轉矩（N·m）軸孔直徑（mm）軸孔長度（mm）D轉動慣量（kg/m2）質量（kg）TL512535821300.00118.362.9運行打滑驗算為了保證起重機運行時可靠地起動或制動，防止驅動輪在軌道上打滑，避免影響起重機的正常工作和加劇車輪的磨損，應分別對驅動輪做起動和制動時的打滑驗算。2.9.1啟動時不打滑驗算（2.25）式中：ψ—附著系數，取0.12；K—附著安全系數，取1.2；u—軸承摩擦系數，查《起重機設計規范》取0.015；d—軸承內徑；Pmin—驅動輪最小輪壓，Pmin=8.72×2=17.5KN；Tmq—打滑一側電動機的平均起動轉矩；（2.26）k—其他飛輪矩影響系數，取k=1.2；a—啟動時平均加速度；查《起重機規范設計》表13取a=0.098m/s2；滿足要求2.9.2制動時不打滑驗算(2.27)式中：Tz—打滑一側的制動器的制動慣量。；az—制動平均減速度，查《起重機規范設計》表13取az=0.078m/s2;滿足要求3起重機主梁的設計3.1主梁參數的確定3.1.1初選主梁尺寸根據額定起重量Q=10T，查《起重機設計手冊》表4-3-13，取主梁尺寸600×8×8×1600×6即：主梁上、下翼板寬度：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；兩腹板間距：b1=b－(30~40)=570~560mm；取兩腹板間距570mm；如圖3-1圖3-1主梁截面尺寸跨距的確定根據《起重機設計規范》表16，由于：；故：取風力系數C=1.96，則空氣動力細長比l/b=20，主梁全長L總=1616×20=32320mm;故取主梁跨距L=20m，懸臂長度l=(0.25~0.35)L=5~7m，取l=6m;3.1.2主梁的截面特性3.2主梁上載荷計算3.2.1主梁自重根據《起重金屬結構》，梁的自重計算公式為：G梁=[2A翼＋hg(1＋α)]Lγ（1＋λ）（3.1）式中：γ—單位容積重量，取7.85×103kg/m3α—腹板加勁板重量與腹板重量比值，取1/3λ—其他金屬設備與梁重的比值，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由主梁自重引起的內力1.主梁的均布載荷（3.2）式中：Gn—走臺欄桿的重量；Gg—小車的重量；Gf—小車運行軌道的重量；2.qm的內力計算如簡圖3-2圖3-2qm引起的內力彎矩圖支反力：FA=FB=qm（）=6.09×（＋6）=118.76KN（3.3）彎矩：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移動載荷引起的內力一根主梁上總的小車輪壓R=（3.7）式中：n—主梁根數—運行沖擊系數，查《起重機設計手冊》表4-5-2取=1.1；PC—小車自重—起升沖擊系數，查《起重機設計手冊》表4-5-3取=1.2；R=；①小車在跨中時：如圖3-3如圖3-3小車在跨中時彎矩圖支反力：FA=(3.8)式中：b—小車軸距（3.9）最大彎矩：（3.10）最大剪力：（3.11）②小車在懸臂時：圖3-4小車在懸臂時彎矩圖支反力：（3.12）（3.13）最大彎矩：（3.14）最大剪力：（3.15）3.2.4大、小車水平運動引起的內力①大車制動時引起的慣性力查《起重機設計手冊》表4-5-7得，主梁自重慣性力：（3.16）式中：上標δ表示水平方向作用力由此引起的彎矩；1.小車自重及起重慣性力：（3.17）2.小車位于跨中彎矩：（3.18）3.小車位于懸臂的彎矩：（3.19）②小車制動時引起的慣性力如簡圖3-5圖3-5小車制動引起的水平力彎矩圖（3.20）式中：nD—驅動輪數；nT—總輪數；最大彎矩：（3.21）式中：h—起重機門架平面投影高度；③風載荷引起的水平力（計算主梁最大迎風面積的風載荷）（3.22）式中：Fw—風壓；由上可知取FwⅡ彎矩：1.小車在跨中時：（3.23）2.小車在懸臂時：（3.24）3.2.5扭轉載荷引起的內力①額定起重量Q以及小車自重Pc引起的扭矩如圖3-6圖3-6額定起重量Q和小車自重Qc引起的扭矩圖（3.25）式中：B1—小車重心到軌道中心之間的距離，B1=1.5；B2—吊具中心至軌道中心之間的距離，取B2=1.5；e—主梁彎心至軌道中心之間的距離；（3.26）②大車制動時，小車輪壓的水平慣性力引起的扭矩為：（3.27）③側向歪斜力引起的扭矩：（3.28）式中：Pδ—側向歪斜力；h—近似取起重機支腿門架平面投影高度；（3.29）式中：∑R—起重機產生側向力一側最大輪壓之和；λ—水平側向力系數，與起重機跨度L和大車輪距B之比有關，查《起重機設計手冊》圖1-3-6（B）得，λ=0.15；3.3主梁的校核3.3.1主梁金屬結構鋼材根據GB/T700，選用Q235A鋼。3.3.2其基本許用應力由于Q235A剛的屈服強度和抗拉強度比值，，故由《起重機規范設計》表22得其強度安全系數為n=1.34;基本許用應力：（3.30）3.3.3剪切許用應力（3.31）3.3.4端面承壓許用應力（3.32）3.3.5彎曲正應力（3.33）可近似用下公式計算：（3.34）式中：Mz—由垂直載荷引起的梁中最大彎矩；Mqw—由風載荷引起的梁中最大彎矩；Mqs—由主梁自重慣性力引起的梁水平彎矩；Mps—小車輪壓引起的水平載荷造成的梁中最大彎矩；MT——小車制動引起的水平慣性力引起的梁中最大彎矩；滿足要求。3.3.6小車滿載時并位于懸臂端，無約束彎曲和扭轉彎曲剪切力：（3.35）式中：Qz—垂直方向最大剪力；Sz—中性軸X以上截面對于X軸的靜面矩，Sz＝2.15×107；Ix—對X軸慣性矩；Mk—作用于主梁的外扭矩；Q—截面中線所包圍面積的2倍，Q=2B0h0；剪切力滿足校核3.3.7小車輪壓對主梁端面產生的擠壓應力（3.36）式中：P—一個小車車輪最大輪壓；hp—小車軌道高度與上翼緣板厚度之和，hp=90+8=98mm；3.3.8主梁剛度校核由于主梁和支腿采用兩個剛性支腿的連接方式，故可以簡化成簡支梁來校核。其最大撓度為：①小車在跨中時：如圖3-7：圖3-7小車兩個車輪引起的撓度（3.37）式中：E—彈性模量；I—跨中界面慣性矩；C2—當小車輪壓作用于跨中時的合力計算撓度（3.38）滿足要求②小車在懸臂時：如圖3-8：圖3-8小車兩個車輪引起的有效懸臂端撓度支反力：（3.39）（3.40）式中：C3—當小車輪壓作用于有效懸臂端的合力計算撓度的換算系數。按下式計算：（3.41）當P1=P2，b1=b2時，滿足要求。4起重機支腿的設計4.1支腿尺寸參數的確定4.1.1支腿截面尺寸計算由于支腿上端與主梁連接，故上端寬度取成梁寬b上=600mm，尺寸C上略大于梁高，取c上=1800mm，支腿上下截面還滿足：（b上-b下）/b上=0.7（4.1）經計算取b下=180mm;（c上-c下）/c上=0.7（4.2）經計算取c下=540mm；4.1.2支腿截面尺寸如圖圖4-1支腿上截面尺寸圖4-2支腿下截面尺寸4.1.3支腿截面特性4.2支腿上載荷計算4.2.1均布載荷引起的內力如圖4-3圖4-3支腿承重均布載荷內力圖支反力：（4.3）式中：Fq—支腿自重的均布載荷；（4.4）彎矩：（4.5）式中：（4.6）b=5m；h1—支腿高度；h1=20m；A—下橫梁截面面積，A=108000mm2；B—大車軸距，B=15m；k1—計算系數，k1=1.37 ；l—支腿長度，l=20.67mm；F=0.82KNMq=8.91KN·m4.2.2起升載荷引起的內力如圖4-4圖4-4起升載荷引起的內力支反力：（4.7）（4.8）式中：（4.9）I1=4.3×109；E=3.1×105；δ11=7.93×10-4（4.10）彎矩：（4.11）（4.12）（4.13）4.2.3偏斜力引起的內力如圖4-5圖4-5偏斜力引起的內力支反力：（4.14）（4.15）彎矩：（4.16）（4.17）4.2.4風載荷引起的內力如圖3-6圖3-6風載荷引起的內力支反力：（4.18）由上計算風載荷可知：彎矩：（4.19）（4.20）4.3支腿強度校核由上述載荷計算可知，在門架平面內，支腿上端為危險截面，在支腿平面內，支腿下端為危險斷面，支腿是壓彎構件。4.3.1支腿的強度計算（4.21）（4.22）式中：MLmax—龍門架平面內驗算截面的最大彎矩；MZmax—支腿平面驗算截面的最大彎矩；NZmax—支腿平面驗算界面的最大軸力；A—驗算斷面的截面積；MT—慣性力引起的驗算截面的彎矩；Nt—慣性力引起的驗算截面的軸力；①在門架平面內滿足強度校核②在支腿平面內滿足強度要求5大車運行機構的設計大車運行機構與小車運行機構配合對目標起重物進行水平直線運輸，使門式起重機實現在空間上的橫縱運動。還是使起重機整機和起重重量載荷傳遞給支撐結構的基礎。5.1主要參數大車跨度L=30m大車運行速度V=60m/min5.2車輪和車輪組本設計采用雙輪緣式，踏面為錐形。查《起重機設計手冊》表3-8-1.表5-1車輪尺寸參數DD1BB1dB2maxCminbmin5005401301401307010205.2.1大車輪壓的計算（5.1）式中：G—起重機總重（包括起升重量Q）取G總=50t；L—大車跨度；（5.2）5.2.2大車車輪疲勞校核1.疲勞計算PC2.車輪接觸面疲勞計算①線接觸PC≤K1DLC1C2式中：K1—與材料有關的許用應力用線接觸力常數，查《起重機設計手冊》表3-8-6取k1=5.6；D—車輪直徑；L—車輪與軌道有效接觸長度；C1—轉速系數，查《起重機設計手冊》表3-8-7取C1=1.11；C2—工作級別系數，查《起重機設計手冊》表3-8-8取C2=1.0；滿足要求②點接觸式中：K2—與材料有關的許用點接觸應力常數，查《起重機設計手冊》表3-8-6取k2=0.1；R—曲率半徑，取車輪與軌道曲率半徑之中最大值；M—由軌道頂與車輪曲率半徑之比（r?R）所確定的系數，查《起重機設計規范》表3-8-7得m=0.4；滿足要求5.3大車軌道設計與小車軌道相同，采用鐵路鋼軌，查《起重機設計手冊》表3-8-15P38型表5-2表5-2軌道尺寸參數型號hh1bb1LY1Y2RrP3813427.76811443.966.767.3300135.4大車運行阻力計算5.4.1靜阻力FjFj=Fm＋Fp＋Fw5.4.2摩擦阻力Fm當小車滿載時Fm最大Fm=G總==4.12KN式中：f—滾動摩擦系數，查《起重機設計規范》表44取f=0.5；u—車輪軸承摩擦系數，查《起重機設計規范》表45取u=0.015；β—附加摩擦阻力系數，查《起重機設計規范》表46取β=1.5；d—與軸承相配合處車輪軸的直徑；D—車輪接觸面直徑；5.4.3坡阻力FpFp=G總sinα=G總?i=50×103×9.8×0.003=1.47KN式中：α—坡度角。當坡度很小時，在運算時可用所選軌道坡度i代替sinα，其取值與起重機類型有關，門式起重機的i值取0.0035.4.4風阻力FwFw=1260＋1.95×150×1616×10-3×32＋1.95×150×1800×10-3×25=22.24KN除以上運行阻力外，還需考慮偶然載荷，如加速運行時的慣性阻力FgFg=查《起重機設計規范》表13，a=0.25m/sFj=Fm＋Fp＋Fw=4.12＋1.47＋22.24=27.83KN5.5大車電機的選擇5.5.1電動機的凈功率式中：m—電機個數；5.5.2電動機的初選P=Kd·Pj=1.2×1.58=1.90KN查《起重機設計手冊》表5-1-13，初選YZR132M2-6,在S3-40%時，額定輸出功率P=3.7KW，轉速908r/min5.5.3電動機過載能力校核式中：Pn—在基準接電持續率時電動機的額定功率；λas—平均起動轉矩標準值（相對于基準接電持續率時的額定轉矩），對繞線型異步電動機取1.7；ta取10s（大車8~10s）電機滿足要求5.5.4電動機發熱校驗式中：P—電動機工作的接電持續率JC值、CZ值時允許的輸出功率；Ps—工作循環中，穩態平均功率；式中：G—穩態負載平均系數，查《起重機規范設計》表P.1取G=G2=0.8發熱校驗合格5.6減速器的選擇5.6.1減速器傳動比5.6.2標準減速器的選擇計算輸入功率：考慮工作環境：查《起重機設計手冊》表3-10-6，選QJS，名義中心距335m，公稱傳動比200，如表4-3表4-3減速器型號參數型號功率許用輸出扭距傳動比最大允許徑向載荷QJS335-2006.112500200370005.7制動器的選擇制動轉距：查《起重機設計手冊》表3-7-15，選取型號如表4-4表4-4制動器型號參數制動器型號制動輪徑D每側瓦塊退距額定制動轉距配用推動器型號YW160-2201601.063N·mYTD220-505.8聯軸器的選擇5.8.1高速軸聯軸器5.8.2低速軸聯軸器查《起重機設計手冊》表3-12-6，選取型號如表5-5表5-5低速軸聯軸器型號許用轉矩軸孔直徑軸孔長度D轉動慣量重量CL718000（Nm）130mm212mm350mm1.15kg·m2109.5kg表5-6高速軸聯軸器型號許用轉矩軸孔直徑軸孔長度D轉動慣量重量CL45600（Nm）65mm142mm250mm0.21kg·m234.9kg5.9運動打滑校核5.9.1啟動時不打滑驗算=16.9KN＜18.39KN滿足要求5.9.2制動時不打滑驗算滿足要求6起升機構的設計6.1設計參數額定起重量Q=10t；起升高度H=20m；起升速度v=40m/min；工作級別：M56.2鋼絲繩的選型6.2.1鋼絲繩承受的最大靜拉力（6.1）PQ—額定起升載荷（起重物和吊具）；查《起重機設計手冊》表2-2-2取G吊=2.5%Q=0.25t；z—繞上卷背的鋼絲繩分支數，雙聯滑輪組z=2；m—滑輪組的倍率，m=2；η—滑輪組的機械效率，η=0.97；η1—導向滑輪效率，η1=0.98；6.2.2鋼絲繩直徑（6.2）查《起重機設計手冊》表3-1-2，C—選擇系數，C=0.16.2.3鋼絲繩拉破斷力（6.3）根據《起重機設計手冊》表3-1-6，鋼絲繩選取6×19-17-1550-I-光-右（左）交GB1102-746.3滑輪組的確定6.3.1滑輪的構造在起重機的起升機構中，鋼絲繩在固定在卷筒上時，需要繞過若干個定滑輪和動滑輪定滑輪用來改變鋼絲繩的方向；動滑輪裝在移動的心軸上，改變鋼絲繩方向并與定滑輪一起組成滑輪組以達到省力或增速的目的。滑輪一般由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。滑輪的材質影響鋼絲繩的壽命。如果滑輪急速磨損或繩槽上產生壓痕就表明鋼絲繩壓在滑輪上的接觸壓力過大。如果鋼絲繩在滑輪上產生壓痕，將會加劇鋼絲繩的磨損。為了防止產生壓痕，可以通過加大滑輪直徑、增加滑輪的數目、采取較硬的耐磨性好的金屬制造的滑輪來改善其工作狀況。另外，滑輪的直徑對鋼絲繩的壽命也有很大的影響，6.3.2滑輪直徑滑輪的直徑對鋼絲繩的壽命有很大的影響，可通過增大滑輪直徑來降低鋼絲繩的擠壓應力和彎曲應力，有利于提高鋼絲繩壽命。根據《起重機規范設計》，滑輪最小直徑：D0min≥h2d（6.4）式中：D0min—按鋼絲繩中心計算的滑輪和卷筒的允許的最小卷繞直徑；d—鋼絲繩直徑，d=17mm；h2—滑輪直徑與鋼絲繩直徑比值，h2=20；e—輪繩直徑比，e=20；D0min=20×17=340mm卷繞直徑D0是以鋼絲繩中心年計算的直徑，為計算直徑。而滑輪直徑以槽底計算的直徑，用D表示，且D0=D＋d（6.5）D≥（h－1）d=19×17=323mm由《起重機設計手冊》表2-2-6，選尼滑輪LGS8.5×355-160-80表6-1滑輪尺寸參數鋼絲繩直徑DRabD1BD7＞16~173559.5387.5160804156.4卷筒的設計卷筒通過繞卷在其上的鋼絲繩來實現起升，變幅和牽引等運動，它作為一個中間媒介將驅動力轉化到鋼絲繩上，并把原動機的回轉運動變為所需要的運動。6.4.1卷筒的構造根據本設計要求選用單層雙聯卷筒，如圖6-1圖6-1卷筒結構卷筒直徑D與滑輪直徑一樣，應計算的槽底直徑，根據《起重機規范設計》，卷筒的卷繞直徑D0不能小于所規定的數值，即（6.6）查《起重機設計手冊》，表3-3-2，e=18設計時卷筒直徑D（槽底直徑）：（6.7）那么計算長度D0=d＋D=17＋289=306mm6.4.2卷筒的長度（6.8）式中：l0—螺旋繩槽部分長度；（6.9）式中：H—起升高度，H=20000mm；n—附加安全系數，n=3；t—繩槽節距，t=d＋3=20mm；—卷筒端部空余長度，=130mm；—卷筒中部空余長度，=200mm；取l0=570mm；故L=2×（570＋130）＋200=1600mm6.4.3卷筒的轉速（6.10）vq—額定起升速度，vq=40m/min；6.5電動機的選擇6.5.1電動機的凈功率（6.11）式中：Q—起升載荷，Q=PQ=10.25×104KNv—額定起升速度，v=40m/minη—起升總機械效率，6.5.2電動機的初選(6.12)式中：G—穩態負載平均系數，G=G2=0.8；根據《起重機設計手冊》表5-1-13，電機初選YZR（繞線型）250M1-8，在基準工作制S3-40%時，額定輸出功率Pw=30KW，轉速720r/min，滿足要求6.5.3電動機過載能力校驗（6.13）式中：Pn—電機額定功率；n—臺數；λM—電機允許的過載倍數；H—系數，按電壓有損失，最大轉矩或者轉矩有允差，起升1.25倍額定載荷等條件確定，繞線型異步電動機取H=2.1；電機滿足要求6.5.4電動機發熱校核（6.14）查表5-1-13，P=27.45KWP≥Ps發熱滿足要求6.6減速器的選擇6.6.1減速器傳動比（6.15）式中：n—電動機額定轉速；6.6.2標準減速器的選擇按QJ型起重機用減速器用于起重機的選用方法：（6.16）—起升載荷動載系數，取值范圍為1.1～1.9取=1.3；I—工作級別，I=5查《起重機設計手冊》表3-10-6，選用QJS型減速器，如下表5-2表6-2減速器型號參數型號功率許用輸出扭矩傳動比最大允許徑向載荷QJS450-50443000050640006.6.3減速器的驗算1.軸端最大徑向為Fmax（6.17）式中：S—鋼絲繩最大靜拉力；Gt—卷筒重量，Gt=1t；[F]—減速器輸出端的允許最大徑向載荷；滿足要求2.減速器輸出軸承的短暫最大扭矩應滿足（6.18）式中：T—鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產生的扭矩；[T]—減速器輸出軸允許的短暫最大扭矩；滿足要求6.7制動器的選擇制動轉矩：（6.19）式中：kz—制動安全系數，與機構重要程度和機構工作級別有關，取kz=1.75；m—滑輪組倍率2；查《起重機設計手冊》表3-7-15，選取制動器參數如下表5-3（2臺）表6-3制動器型號參數型號制動輪徑每側瓦塊退距額定制動轉矩配用推動器型號YW315-5003151.25450YTD500-606.8聯軸器的選擇所傳遞扭矩：（6.20）式中：—按第Ⅱ類載荷計算的傳動軸的最大扭矩，高速軸=（0.7~0.8）λMTn，，低速軸；k1—重要程度系數，k1=1.8；k3—其他類聯軸器，k3=1；高速軸：低速軸：查《起重機設計手冊》表3-12-6選取表6-4低速軸聯軸器型號許用轉矩軸孔直徑軸孔長度D轉動慣量重量CL6112001103525459.25371kg表6-5高速軸聯軸器型號許用轉矩軸孔直徑軸孔長度D轉動慣量重量TL8710631422240.1325.46.9吊具的選擇本設計用于碼頭集裝箱起重，故吊具采用雙梁件縮式集裝箱吊具。查《起重機設計手冊》表3-6-3，選用型號尺寸參數如表5-6表6-6吊具的型號、尺寸和規格型號旋鎖中心距的尺寸和極限隔差（mm）對角旋鎖中心距差值K=D1－D2旋鎖轉角（α）吊具的額定起重量（kg）相應的集裝箱型號ABJD-103807±6690°1000010D7電氣系統的設計7.1電氣系統概述起重機的載荷由鋼結構來支撐，運轉則由運行機構來實現，而電氣系統則能控制起重機機構完成起動，運轉和停止等一系列工作，所以為了使起重機能夠運行得穩定、準確、安全離不開電氣控制系統的有效傳動、保護和控制。7.2起重機主回路圖如圖7-1圖7-1起重機主回路圖（1）系統總保護采用斷路器Q1，其他起升機構，大小車運行機構等各個分回路短路保護采用斷路器Q2、Q3、Q4、Q5，并有熱繼電器FU1、FU2、FU3、FU4作為電動機的過載保護。（2）主回路圖中采用缺斷相序保護器IU1作為系統的失壓保護。（3）主接觸器