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本科畢業(yè)論文(設計)開題報告
論 文 題 目：港口 35/10 噸雙梁門式吊鉤起重機設計學 院：
畢業(yè)論文（設計）開題報告要求
開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質(zhì)量畢業(yè)論文
（設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。一、選題依據(jù)
1. 論文（設計）題目及研究領域；
2. 論文（設計）工作的理論意義和應用價值；
3. 目前研究的概況和發(fā)展趨勢。二、論文（設計）研究的內(nèi)容1.重點解決的問題；
2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）；
3. 本論文（設計）預期取得的成果。三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）；
2. 論文（設計）進度計劃。四、文獻查閱及文獻綜述
學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上通過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調(diào)研、實驗或?qū)嵙暤幕A上遞交相關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通順， 較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。
五、其他要求
1. 開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內(nèi)完成；
2. 開題報告必須經(jīng)學院教學指導委員會審查通過；
3. 開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù)論文（設計）工作，否則不允許參加答辯；
4. 開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師；
5. 開題報告的內(nèi)容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙張上，但封面需按統(tǒng)一格式打印）。
8
一、選題依據(jù)
1、研究領域: 雙梁門式吊鉤起重機
2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值:
通過畢業(yè)設計，可以從各個方面綜合考察大學四年所學習的相關專業(yè)知識?？梢蚤_拓視野，提高我們分析問題解決問題的能力，以及把所學知識運用到實際工作中的能力。同時通過畢業(yè)設計還可了解到目前我國制造業(yè)的綜合水平，發(fā)展狀況。在畢業(yè)設計的過程中，我們培養(yǎng)了對機械設計獨立工作的能力，為以后進行設計工作打下良好的基礎，在查閱相關參考資料，計算手冊，圖表；熟悉有關的國家標準的過程中，已完成一個工程技術人員在機械設計方面所必備的基本技能訓練。
門式起重機是橋式起重機的一種變形，又稱龍門吊。主要用于室外的貨場、料場貨、散貨的裝卸作業(yè)。門式起重機具有場地利用率高、作業(yè)范圍大、適應面廣、通用性強等特點，在港口貨場得到廣泛使用。其中雙梁門式起重機承載能力強，跨度大，穩(wěn)定性好，品種多。雙梁門式起重機與單梁門式起重機相比自身重量較大，造價也較高。
門式起重機是現(xiàn)代工業(yè)在實現(xiàn)出產(chǎn)過程機械化、自己主動化，改善物料搬運前提， 提高勞動出產(chǎn)率必不可少的重要機械設備。它對于發(fā)展國民經(jīng)濟，改善人們的事物、文化生活的需要都起著重要的作用。隨著經(jīng)濟建設的迅速發(fā)展，機械化、自己主動化程度也在不停提高，與此相適應的起重機技能也在高速發(fā)展，產(chǎn)物種類不停增加，使用規(guī)模越來越廣。一些企業(yè)由于沒有起重機械，不僅工作效率低，勞動強度大，甚至難以工作。高層建筑的施工，上萬噸級或幾十萬噸級的大型船只的建造，火箭和導彈的發(fā)射，大型電站的施工和安裝，大重件的裝卸與搬運等，都離不開起重機的作業(yè)。
針對目前我國門式起重機的不足進行分析并在起重機的輕量化、自動化、模塊化和組合化等方面加以改進,以解決日益嚴峻的能源緊缺問題、滿足對智能化的需求和滿足用戶對于起重機的個性化新理念生產(chǎn)設計模式的需求。通過提升門式起重機的關鍵機械部件和智能化模塊化，不僅可以助推輕量化起重機領域的研發(fā)，同時對整個起重機制造業(yè)水平的提升均具有積極意義，甚至可以打破國際壟斷，替代進口，提升行業(yè)國際競爭力。
3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢:
1949 年 10 月 27 日，大連起重機器場生產(chǎn)出我國第一臺橋式起重機。近 70 年來， 我國生產(chǎn)的起重機從無到有，質(zhì)量不斷提高，品種不斷增加，技術水平與生產(chǎn)能力都有很大提高。雖然我國起重機發(fā)展迅速，但是與國際先進水平相比，還有不小的差距。其中主要問題有：1）長期沿襲粗大笨重的結構形式，制造成本和運行能耗較高，國內(nèi)傳統(tǒng)橋式起重機比國外先進產(chǎn)品重 100%以上（本設計主要解決的問題）；2）核心技術缺乏，關鍵部件（如減速器、高效電機、變頻器等）長期依賴進口，增加了產(chǎn)品成本，削弱了產(chǎn)品競爭力；3）控制智能化程度低，目前我國主要以人工操作為主，產(chǎn)品可靠性差。以上原因?qū)е挛覈鹬貦C產(chǎn)品技術含量較低，以粗放式生產(chǎn)的低端產(chǎn)品為主。國內(nèi)起重機體系技術水平相對較低，由于智能化起重機需要較高的信息化、精確的定位技術，國內(nèi)起重機由于研發(fā)能力限制并未將技術研發(fā)方向放到智能化研究方面，為了擠占初級市場，仍有些企業(yè)于不惜降低精度和技術要求而壓縮成本，而非系統(tǒng)化、智能化。
同時，隨著國家近年來不斷加強節(jié)能減排和裝備升級的政策引導，輕量化起重機成為發(fā)展趨勢，然而已有國產(chǎn)部件不能滿足整機需求，甚至被迫選用進口產(chǎn)品，只能控制水平相對滯后等因素，成為研發(fā)推廣過程中的瓶頸，開展起重機輕量化及智能控制技術研發(fā)勢在必行。
二、論文（設計）研究的內(nèi)容1.重點解決的問題:
1.1 金屬結構質(zhì)量的減輕：
金屬結構是起重機的骨架，所有機械、電氣設備皆裝于其上，是起重機起重機承載結構并使起重機構成一個機械設備的整體。在保持其應有工作要求強度下，通過減去不要的結構，選材，改變加工方式等辦法，盡可能對其質(zhì)量進行減輕。
1.2 減速器、電機和卷軸在起重機上的布局：
三者之間距離的改變會影響聯(lián)軸器的選用和制動器的布局。
1.3 大車運行機構的設計：
大車運行機構主要用于水平縱向（與主梁方向垂直）運移物體。本設計擬采用分別驅(qū)動方式。兩邊車輪分別由兩套獨立的無機械聯(lián)系的驅(qū)動裝置驅(qū)動，省去了中間傳動軸，自重輕，部件分組性好，安裝和維修方便。
2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）:
2.1 總體設計
2.1.1 材料選擇
2.1.2 總體結構設計
2.2 主梁的設計及計算
2.2.1 主梁載荷計算
2.2.2 主梁的強度、剛度、內(nèi)應力計算
2.3 支腿的設計及計算
2.3.1 支腿載荷計算
2.3.2 支腿的強度、剛度、內(nèi)應力計算
2.3.3 支腿的穩(wěn)定性計算
2.4 大車運行機構的設計
2.4.1 大車運行計算
2.4.2 電機、減速器、聯(lián)軸器的選擇
2.5 吊鉤的設計及計算
2.5.1 吊鉤承載能力計算
3. 本論文（設計）預期取得的成果:
本次港口 35/10 噸雙梁門式吊鉤起重的設計，考慮到其實際工作場地（港口，具有較強的海風的工作環(huán)境）及目前我國起重機行業(yè)的新的需求，對其進行輕量化，模塊化的設計，并且對現(xiàn)有結構進行分析計算校核，重新設計。可以在一定程度上降低港口 35/10 噸雙梁門式吊鉤起重機在實際生產(chǎn)生活中的制造及使用成本，從而提高作業(yè)能力，生產(chǎn)效率。
三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）：
利用合理的機械設計重新對起重機進行結構設計和原有設計的校核與優(yōu)化，如大小門梁的結構輕量化，選取立柱的形式，減輕輪胎的負載等問題。以此達到起重機解決模塊化與輕量化的問題。
2. 論文（設計）進度計劃:
第 1-2 周 匯報文獻查閱情況，分析畢業(yè)設計主要內(nèi)容，提出重點與難點。
第 3 周 提交出文獻綜述，并撰寫開題報告。
第 4 周 開題報告答辯，根據(jù)老師意見完善研究內(nèi)容。
第 5 周 研究了解雙梁門式起重機結構，給出初步設計方案。
第 6 周 根據(jù)給定參數(shù)，設計主要部件，包括大小門梁，并畫圖。
第 7 周 根據(jù)給定參數(shù)，設計主要部件，包括立柱及其計算與校核，并畫圖。
第 8 周 計算并選取電機。
第 9 周 完成裝配圖。
第 10 周 完成實體模型圖。
第 11 周 撰寫畢業(yè)設計說明書初稿，并完成要求圖紙。
第 12 周 翻譯外文文獻，并完善論文。
第 13 周 完成畢業(yè)設計論文，完成答辯 PPT。
四、需要閱讀的參考文獻
[1] 王登科,李曉.港口起重機防風管理實踐[J].科技風,2017(14):154.
[2] 常中龍,劉靜,袁哲.橋、門式起重機的輕量化和智能化需求及發(fā)展狀況[J].起重運輸機械,2017(04):9-13.
[3] 計三有,楊宗儒,吳銳鵬.集裝箱門式起重機吊重系統(tǒng)偏擺控制研究[J].自動化與儀表,2017,32(04):55-58+71.
[4] 莫輝. 大型門式起重機防風抗滑系統(tǒng)的原理與實現(xiàn) [J]. 裝備制造技術,2017(03):124-125+152.
[5] 王玉梅, 張波, 李彬, 禚圓圓. 起重機吊鉤防脫鉤裝置的改進[J]. 機械制造,2016,54(08):74-75+86.
[6] 董俊言 , 孫利民 . 雙梁門式起重機結構靜力與模態(tài)分析 [J]. 江西建材,2015(16):39+41.
[7] 李艷嬌,李瑞敏.橋式起重機吊裝過程動力學分析及最大動力響應解算[J].西華大學學報(自然科學版),2015,34(04):109-112.
[8] 李國斌. 500t 雙梁門式起重機主梁結構有限元與可靠性靈敏度分析[D].山東建筑大學,2015.
[9]陳怡明,侯星杰.新型的橋式起重機設計[J].輕工科技,2015,31(02):40-41+45.
[10] 強寶民,袁仁武,張德寬,魏興.橋式起重機吊鉤橫梁的疲勞壽命估算[J].科學技術與工程,2015,15(01):224-227+236.
[11] GB/T3811-200.起重機設計規(guī)范〔S〕
[12] Bernd Kolar,Hubert Rams,Kurt Schlacher. Time-optimal flatness based control of a gantry crane[J]. Control Engineering Practice,2017,60.
[13]. Mobile Gantry Crane [New Products][J]. Material Handling & Logistics,2016.
附：文獻綜述
文獻綜述
門式起重機作為起重機械的一種，主要是在一定范圍內(nèi)進行水平或垂直方向的移動，起重范圍從幾噸到幾百噸，在機械制造、建筑、碼頭集裝箱裝運等行業(yè)廣泛應用。近年來，我國造船工業(yè)快速發(fā)展，造船數(shù)量，造船噸位迅速增加。所以港口門式起重的需求也大幅度增加。門式起重機作為一種重要的物料搬用設備，在港口的重要使用作用日益顯現(xiàn)。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，它在國民經(jīng)濟中占有重要的位置，社會生產(chǎn)和生活的領域也不斷擴大。門式起重機隨著市場的發(fā)展和時代的進步，正在向產(chǎn)品大型輕量化、通用模塊化、智能自動化方向發(fā)展。
1. 大型輕量化：
由于港口船舶行業(yè)生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴大，生產(chǎn)效率日益提高，以及在生產(chǎn)過程中我聊裝卸的費用所占比例逐漸增加，促使大型的起重機需求量不斷增加，起重數(shù)量越來越大，同時隨著能源的緊缺和節(jié)能減排政策的實行，市場促使港口門式起重機向大型化、輕量化方向發(fā)展。
2. 通用模塊化：
有相當批量的起重機是在通用場地使用，此類起重機批量大、用途廣，考慮到綜合效益，要求起重機盡量簡化結構，減小自重和胎壓。同時用模塊化設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整體設計方式，將起重機上功能類似的部件、和零件制成可以相互可換的標準模塊，通過不同模塊的組合，拼裝出不同類型和規(guī)格的起重機。以此輕化結構，降低造價及運輸成本。
3. 智能自動化：
起重機械業(yè)的發(fā)展很大程度上取決于電氣傳動與控制的改進。將自動化技術和機械技術相結合，?？蓪⒂嬎銠C技術、電力電子技術、液壓技術和數(shù)控技術應用到機械驅(qū)動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。這樣可以大幅度降低人工成本，極高地提高生產(chǎn)效率，來達到社會發(fā)展所需要的生產(chǎn)水平。
隨著科學的進步和工業(yè)的發(fā)展需要，伴隨著港口船舶行業(yè)的發(fā)展，港口門式起重機械在實際生產(chǎn)生活中扮演著愈發(fā)重要的角色?，F(xiàn)代化的起重技術，已經(jīng)不是單純的減輕體力勞動的手段，而是現(xiàn)代化生產(chǎn)不可或缺的部分。在某些生產(chǎn)場合起重機效率的提高，會帶動生產(chǎn)效率成倍的增長。因此起重機行業(yè)應學習新的理論、心得技術，提高產(chǎn)品的可靠性，憑借強大的實力，融入國際市場。不僅可以拓展行業(yè)的市場，更重要的是提高生產(chǎn)效率，打造中國制造的旗幟，實現(xiàn)中華民族的偉大復興！
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摘 要
隨著社會的發(fā)展和進步，制造業(yè)也在不斷地發(fā)展，同時地位越來越重。門式起重機越來越多的應用到生產(chǎn)生活中。本次設計就是對中等噸位（35/10T）的港口門式起重機進行結構等設計。
本次設計預先在草紙上進行設計計算，再采用載荷計算等方式方法進行設計。設計首先查閱資料，進行結構尺寸的確定，再據(jù)此對起重機的強度、穩(wěn)定性、剛度等要求進行計算，等以上條件達到設計要求后，逐步繪制圖紙，完成起重機總圖。主梁強度和剛度的精確校核計算，通過主梁、支腿的自重載荷、垂直載荷，進行計算。再根據(jù)起重要求進行電機的設計。若推算錯誤，立刻修改直到達到設計要求。為精煉設計，部分初步校核在草紙上完成，本說明書沒有記錄。根據(jù)起重要求設計電機。
本次設計通過多次設計、修改，不斷完善，致力于盡可能設計合理。參考前人的經(jīng)驗，不斷學習改進。
關鍵詞：門式起重機；結構；主梁
I
ABSTRACT
With the development and progress of the society, the manufacturing industry is also constantly developing and becoming more and more important. More and more gantry cranes are used in the production factory. This paper is to design the structure of the medium-tonnage (35/10T) port gantry crane.
The design was first calculated in advance on the paper, and then designed by using the methods such as load calculation. The first step was to consult the data, determine the size of the structure, and then calculate the crane's strength, stability, and stiffness according to the requirements. After the above conditions are met, the drawings are gradually drawn to complete the crane's general plan. The accurate check calculation of the strength and stiffness of the main beam is calculated through the self-weight load and vertical load of the main beam and the support leg. Design the motor according to the requirements of the crane. If there were some mistakes, the calculation will be modified immediately until it meets the design requirements. In order to refine the design, some preliminary checks were done on the calculation paper, and was not recorded in this manual.
The design has been designed and modified many times, continuously improved, and is dedicated to designing as reasonable as possible with the help of former experience.
Key Words：Gantry crane; structure; main beam
II
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
2 總體及主梁設計 3
2.1 設計參數(shù) 3
2.2 主梁幾何尺寸和性質(zhì) 3
2.3 支腿幾何尺寸和性質(zhì) 4
2.4 下橫梁幾何尺寸和性質(zhì) 4
3 主梁的設計計算 5
3.1 主梁參數(shù)的確定 5
3.2 主梁載荷計算 6
3.3 垂直平面內(nèi)的主梁內(nèi)力計算 10
3.4 水平平面內(nèi)的主梁內(nèi)力計算 12
3.5 主梁驗算 12
4 支腿設計計算 21
4.1 支腿參數(shù)確定 21
4.2 門架平面內(nèi)的內(nèi)力計算 21
4.3支腿平面內(nèi)的支腿內(nèi)力計算 24
4.4支腿驗算 25
5 電機選擇與計算 29
5.1 主起升機構的計算 29
5.2 副起升機構的計算 33
6 其他計算 39
6.1 螺栓連接設計計算 39
6.2 整機抗傾覆性計算 40
7 結 論 41
參 考 文 獻 43
附錄1：外文譯文 44
附錄2：外文原文 58
致 謝 79
港口35/10噸雙梁門式吊鉤起重機設計
1 緒論
橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，同時起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，所以可以覆蓋很寬的面積，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。
普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬等結構組成。起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。
橋式起重機應用范圍廣泛，在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處都可應用,可以很好很快的完成工作任務，具有很高的工作效率和經(jīng)濟效益。橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易粱橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。
起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉(zhuǎn)動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。
橋架的金屬結構由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。本文設計研究的是吊鉤箱型雙梁橋式起重機。
起重機運行機構的驅(qū)動方式可分為兩大類：一類為集中驅(qū)動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅(qū)動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅(qū)動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅(qū)動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅(qū)動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調(diào)整，驅(qū)動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。
起重機的產(chǎn)品型號表示為：
類、組、型代號、特征代號、主參數(shù)代號、更新代號
例如：QD25/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤25 t，副鉤5 t。
自有人類文明以來，物料搬運便成為了人類活動的重要組成部分，距今已有五千多年的發(fā)展歷史。隨著生產(chǎn)規(guī)模的擴大，自動化程度的提高，作為物料搬運重要設備的起重機在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中應用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機的要求也越來越高，特別是產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料裝卸搬運費用所占比例緩慢增加，促進了大型或高速起重機的需求量不斷增長?？茖W技術的飛速發(fā)展，推動了現(xiàn)代設計和制造能力的提高，激烈的國際市場競爭也越來越依賴于技術的競爭。這些都促使起重機的技術性能進入嶄新的發(fā)展階段，起重機正經(jīng)歷著一場巨大的變革。
目前，國內(nèi)專業(yè)的生產(chǎn)大型起重機的廠家很多。其中一中聯(lián)重科、三一重工、撫挖等企業(yè)為代表。這是由于這些公司的產(chǎn)品系列較全，市場占有率較高。中聯(lián)重科在2007年12月宣布實行品牌的統(tǒng)一戰(zhàn)略后，現(xiàn)已成功的開發(fā)出50t-600t的履帶式起重機產(chǎn)品系列。而作為中國起重機行業(yè)的領頭羊，徐州重型機械有限公司現(xiàn)在已經(jīng)形成以汽車起重機為主導，履帶式起重機和全路面起重機為側翼的龐大的譜群。最后，撫挖在2007年推出了QUY350型起重機，填補了國內(nèi)350t履帶式起重機的產(chǎn)品型譜的空白。
目前，國外的專業(yè)生產(chǎn)起重機的廠家也有很多。其中，以利勃海爾、特雷克斯-德馬格、馬尼托瓦克與神鋼等公司為主。主要是和國內(nèi)原因一樣，產(chǎn)品系列較全，市場占有率較高。利勃海爾公司的產(chǎn)品技術先進、宮縮可靠，其生產(chǎn)的LR系列履帶起重機的最大起重量已經(jīng)達到1200 t。在2007年又推出了新產(chǎn)品LR1600/2，使產(chǎn)品的型譜更加的完善。
加入世貿(mào)組織后，雖然國內(nèi)市場(特別是配套件)將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來新技術的應用以及新的發(fā)展契機，在這種情況下使國內(nèi)主機和配套件企業(yè)更清晰認識到自己與國外同行的差距，更多地了解國產(chǎn)產(chǎn)品存在的致命問題，這使得國內(nèi)的企業(yè)有一種危機感，從而將導致主機和配套件企業(yè)不得不在技術創(chuàng)新和技術進步上下功夫，從而縮小這種差距。
國內(nèi)工程機械產(chǎn)品近十年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但同國外工程機械比較來看，還存在較大差距。近幾十年來，我國生產(chǎn)的起重機從無到有，質(zhì)量不斷提高，品種不斷增加，技術水平與生產(chǎn)能力都有很大提高。雖然我國起重機發(fā)展迅速，但是與國際先進水平相比，還有不小的差距。其中主要問題有：
1）長期沿襲粗大笨重的結構形式，制造成本和運行能耗較高，國內(nèi)傳統(tǒng)橋式起重機比國外先進產(chǎn)品重100%以上（本設計主要解決的問題）；
2）核心技術缺乏，關鍵部件（如減速器、高效電機、變頻器等）長期依賴進口，增加了產(chǎn)品成本，削弱了產(chǎn)品競爭力；
3）控制智能化程度低，目前我國主要以人工操作為主，產(chǎn)品可靠性差。以上原因?qū)е挛覈鹬貦C產(chǎn)品技術含量較低，以粗放式生產(chǎn)的低端產(chǎn)品為主。國內(nèi)起重機體系技術水平相對較低，由于智能化起重機需要較高的信息化、精確的定位技術，國內(nèi)起重機由于研發(fā)能力限制并未將技術研發(fā)方向放到智能化研究方面，為了擠占初級市場，仍有些企業(yè)于不惜降低精度和技術要求而壓縮成本，而非系統(tǒng)化、智能化。
同時，隨著國家近年來不斷加強節(jié)能減排和裝備升級的政策引導，輕量化起重機成為發(fā)展趨勢，然而已有國產(chǎn)部件不能滿足整機需求，甚至被迫選用進口產(chǎn)品，只能控制水平相對滯后等因素，成為研發(fā)推廣過程中的瓶頸，開展起重機輕量化及智能控制技術研發(fā)勢在必行。 2 總體設計
2.1 設計參數(shù)
表2.1 設計參數(shù)
起重機類型
通用
工作級別
A5
橋架形式
雙梁35/10t×26m
額定起重量（噸）
35/10
起升高度(米)
10/11
起升速度(米/分)
7.5/19.5
大車運行速度(米/分)
47.1
小車運行速度(米/分)
44.6
小車軌距（米）
2.5
小車輪距（米）
2.7
左右懸臂長
6.76
有效懸臂
4.5
工作風壓
250pa
2.2 主梁幾何尺寸和性質(zhì)
主梁是起重機橋架中主要受力元件,由左右兩塊腹板,上下兩塊蓋板(翼板)以及若干大小隔板及加強筋板組成。主要要求有:?
1.梁上拱度:當受載后，抵消按主梁剛度條件產(chǎn)生的下?lián)献冃?避免承載小車爬坡。
2.梁旁彎：在制造橋架時,走臺側后有拉伸殘余應力,當運輸及使用過程中殘余應力釋放后,導致兩主梁向內(nèi)旁彎;而且主梁在水平慣性載荷作用下，按剛度條件允許有一定側向彎曲,兩者迭加會造成過大彎曲變形。
3.板波浪變形:受壓區(qū)＜0.7δ0,受拉區(qū)＜1.2δ0,規(guī)定較低的波浪變形對于提高起重機的穩(wěn)定性和壽命是有利的。
主梁腹板高度=1450mm，腹板厚度=6mm，翼緣板厚度，=10mm主梁總高度=+2=1470mm，主梁寬度b=980mm。
2.3 支腿幾何尺寸和性質(zhì)
螺栓把支腿上面與主梁和馬鞍連接到一起，下面通和下橫梁連接到一起。支腿形狀呈現(xiàn)上大下小的形式。參考設計手冊支腿的設計計算時取一般支腿高度三分之二處的截面進行受力分析。因此計算時支腿尺寸值常取支腿高度三分之二處截面尺寸為支腿尺寸值。
支腿高度三分之二處截面尺寸，腹板厚度=8mm，寬度b=982mm，翼緣板厚度=6mm，寬度b=1227mm，支腿高度為h=9332mm
2.4 下橫梁幾何尺寸和性質(zhì)
①蓋板的厚度為8mm，腹板厚度為6mm。
②在設計支腿的連接位置的過程中，最好選用靠近大車處的連接，此做法的目的讓下橫梁支腿靠近連接位置，將導致此處受到的切應力增大，所以校核切應力。 3 主梁設計計算
3.1 主梁參數(shù)的確定
3.1.1 主梁尺寸
主梁整體構造形式如下圖所示，主梁總長度為39.52米，為了方便制造和運輸，現(xiàn)分為三段組成，每段之間通過高強度螺栓連接。兩側主梁長度為13060mm，中間一段長度為13400mm。
圖3.1 主梁簡圖
3.1.2 截面幾何性質(zhì)
主梁截面尺寸如下圖所示：
圖3.2 主梁截面尺寸
主梁整體高度為1470mm,蓋板寬度為980mm。
主梁截面積：
A=980102+145062=0.037m2 （3.1）
慣性矩：
主梁相對于X軸的慣性矩為：
（3.2）
主梁相對于Y軸的慣性矩為：
（3.3）
在計算主梁自重載荷時，用截面積長度進行計算。
=kρAg9.81=1.2=683 （3.4）
主梁的均布載荷由主梁自重，護欄，軌道等相關零部件組成，一般為自重的1.15倍
==1.15x6838=7863N （3.5）
3.2 主梁載荷計算
3.2.1 靜載荷計算
在垂直載荷作用下，當小車處于主梁中間和懸臂端時，主梁所收到的彎矩最大。靜載荷安全系數(shù)取n=1.5。在集中載荷作用下主梁跨中所受到的壓力為：
圖3.3 主梁靜載荷示意圖
小車自重G一般按照起重量的1/5計算，本次設計安裝保守量4噸進行計算。
（2.6）
3.2.2 移動載荷計算：
在垂直載荷作用下，當小車位于主梁中間和懸臂端時，主梁所收到的彎矩最大。動載荷安全系數(shù)取n=1.1。在集中載荷作用下主梁跨中所受到的壓力為：
圖3.4 主梁載荷示意圖
（3.7）
3.2.3 小車制動時的慣性力
小車在制動過程中會產(chǎn)生一個沿主梁方向的慣性力F，慣性力的大小與小車的加速度的大小a相關，在此體現(xiàn)為小車的制動時間。加速度與慣性力成線性關系。計算慣性力的公式如下：
（3.8）
式中——小車行走速度（m/min）
——小車制動時間（s）
通過帶入數(shù)據(jù)計算：
（3.9）
3.2.4 大車制動時的慣性力
大車在制動過程中會產(chǎn)生一個垂直主梁方向的慣性力，慣性力的大小與大車的加速度的大小有關，也就是制動器的制動時間。加速度與慣性力成線性關系。慣性力計算公式如下：
（3.10）
式中——大車行走速度（m/min）
——大車制動時間（s）
通過帶入數(shù)據(jù)計算：
3.2.5 風載荷計算
主梁的風載荷計算（沿大車行走方向）
工作狀態(tài)計算公式： （3.11）
——風力系數(shù)，取1.6
——工作狀態(tài)最大計算風壓（），取250
——垂直于風向的實體引風面積（）
（3.12）
——第一片結構的引風面充實率，取1
——第一片結構的外形輪廓面積
——擋風折減系數(shù)，取0.32
（3.13）
（3.14）
非工作狀態(tài)計算公式： （3.15）
——風力系數(shù)，取1.6
——非工作狀態(tài)計算風壓（），取800
——風壓高度變化系數(shù)，取1.08
——垂直于風向的實體引風面積（）
——第一片結構的引風面充實率，取1
——第一片結構的外形輪廓面積
——擋風折減系數(shù)，取0.32
（3.16）
（3.17）
3.2.6 主梁扭轉(zhuǎn)載荷
在集中載荷作用下主梁所受到的扭轉(zhuǎn)力矩為：
主梁受力狀態(tài)如下圖所示：
圖3.5 主梁受力狀態(tài)
主梁受到的扭轉(zhuǎn)彎矩為
（3.18）
=11.93
3.3 垂直平面內(nèi)的主梁內(nèi)力計算
3.3.1 主梁均布載荷引起的內(nèi)力
在均布載荷作用下主梁受力形式如下圖所示
圖3.5 主梁均布載荷作用受力圖
主梁在均布載荷作用下受到的彎矩為：
（3.19）
=
=664423.5
當小車位于主梁中間和懸臂端時，主梁所受到的彎矩最大。
當小車位于跨中時，主梁受到的彎曲應力最大
主梁靜載荷計算（安全系數(shù)n=1.5)：
（3.20）
=
=209.3
主梁動載荷計算（安全系數(shù)n=1.1)：
（3.21）
=
=153.73
當小車位于主梁懸臂端時
主梁受力形式如下圖所示
圖3.6 主梁受力形式圖
主梁收到的彎矩為
（3.22）
=145.13
在均布載荷作用下主梁受力形式如下圖所示
圖3.7 主梁均布載荷作用受力圖
主梁在均布載荷作用下受到的彎矩為：
（3.23）
=
=179660
3.4 水平平面內(nèi)的主梁內(nèi)力計算
3.4.1 小車位于跨中時
風載荷產(chǎn)生的水平主梁內(nèi)力
（3.24）
=
=33800
大車制動時的慣性力產(chǎn)生的主梁內(nèi)力
（3.25）
=
=163800
3.4.2 小車位于懸臂端時
（3.26）
=
=676
大車制動時的慣性力產(chǎn)生的主梁內(nèi)力
（3.27）
=170352
3.5 主梁驗算
3.5.1 彎曲應力驗算
在垂直載荷作用下
小車位于跨中時主梁最大應力計算
在靜載荷作用下主梁應力為：
（3.28）
在動載荷作用下主梁應力為：
（3.29）
在均布作用下主梁應力為：
（3.30）
小車位于懸臂端時主梁最大應力計算
集中載荷狀態(tài)下主梁彎曲應力為：
（3.31）
均布狀態(tài)下主梁彎曲應力為：
(3.32)
在水平載荷作用下主梁受到的彎曲應力
小車位于跨中時
風載荷產(chǎn)生的水平主梁應力：
（3.33）
大車制動時的慣性力產(chǎn)生的主梁應力：
（3.34）
小車位于懸臂端時
風載荷產(chǎn)生的水平主梁應力：
（3.35）
大車制動時的慣性力產(chǎn)生的主梁應力：
（3.36）
主梁扭轉(zhuǎn)切應力為：
（3.37）
在垂直載荷作用下主梁收到的應力為：
（3.38）
=
=102.1Mpa
在水平載荷作用下主梁收到的應力為：
（3.39）
=
=18.27Mpa
主梁受到的總應力為：
（3.40）
=
=121Mpa
（3.41）
校核通過。
通過對主梁的所受的載重力，均布載荷力，和扭轉(zhuǎn)力的計算分析可知，均布載荷對主梁的影響和載重力一樣重要。而扭轉(zhuǎn)力要小得多。
3.5.2 主梁疲勞強度校核
起重機工作級別為A5，主梁有Q235B板材焊接而成，疲勞需用應力為。
主梁受到的最大應力為小車位于主梁中央時，通過上述計算=126Mpa。
主梁受到的最小應力為小車位于支腿附近時，主梁僅僅受到均布載荷的作用，通過上述計算為=56Mpa。
應力循環(huán)特性：
==>0 （3.42）
焊縫拉伸疲勞需用應力為：
= （3.43）
=
=250MPa
=126MPa< （3.44）
校核通過。
3.5.3 主梁穩(wěn)定性校核
主梁整體穩(wěn)定性校
主梁高寬比：
（3.45）
所以主梁整體穩(wěn)定。
局部穩(wěn)定性
主腹板：
（3.46）
故需設置橫隔板及兩條縱向加勁肋，腹板受壓區(qū)布置一條，腹板受拉區(qū)布置一條，其設置如圖5-6
腹板間距a=18000 mm，縱向加勁肋位置
=（0.15-0.25）=217-362 mm取=320 mm =1055 mm
驗算跨中主腹板上區(qū)格Ⅰ的穩(wěn)定性。
區(qū)格兩邊正應力為
=126Mpa。
圖3.8 主梁加勁肋設置及穩(wěn)定性計算
（3.47）
=69MPa
， （屬不均勻壓板） （3.48）
區(qū)格Ⅰ的歐拉應力為：
= （3.49）
=65.39MPa
（b==320 mm）
區(qū)格分別受、和作用時的臨界壓應力為：
= （3.50）
嵌固系數(shù)為=1.2，==1450/360=4>1 （3.51）
屈服系數(shù) ==5.12 （3.52）
則
=1.25.1265.39 （3.53）
=401.7MPa>0.75=176.25MPa
需修正，則：
=（） （3.54）
=209 MPa
腹板邊局部壓應力：
（3.55）
壓力分布長：
c=2+50 （3.56）
=[2150+100]
=400 mm
局部壓應力為： （3.57）
==5.4>3，按a=3b計算，
=3
（3.58）
區(qū)格Ⅰ屬雙邊局部壓縮板，板的屈曲系數(shù)為：
= （3.59）
=1.9
= （3.60）
=1.21.965.39
=149MPa0.75
區(qū)格平均切應力為：
= （3.61）
=22.98 MPa
由==5.61，板的屈曲系數(shù)為：
= （3.62）
=8.46
= （3.63）
=1.28.4665.36
=663.8MPa
=663.81.73 （3.64）
=663 MPa
需修正，則
（3.65）
=126.77MPa
=126.77/1.73=73.27MPa （3.66）
區(qū)格上邊緣的復合應力為：
（3.67）
=168.72MPa
==5.62，區(qū)格的臨界復合應力為：
= （3.68）
=193.93 MPa
<
區(qū)格2的尺寸與1相同，而應力較小，故不需再算。
3.5.4.主梁拱度驗算
橋架跨度中央的標準拱度值為：
（3.69）
考慮制造因素，實?。? （3.70）
跨度中央兩邊按拋物曲線設置拱度，如圖所示：
距跨中的點 （3.71）
距跨中的點 （3.72）
距跨中的點 （3.73）
因此，橋架結構設計全部合格。
圖3.9拋物曲線圖
4 支腿設計計算
4.1 支腿參數(shù)確定
圖4.1 支腿簡圖
1.支腿高度為10830mm，蓋板和腹板均為8mm厚的板焊接而成，材料為Q235B。
2.支腿下側法蘭板與下橫梁相連接，上側法蘭板與主梁和馬鞍立柱相連接。
3.為了防止制作時焊接變形，和增加支腿的穩(wěn)定性，在支腿蓋板和腹板中間都增加了縱向加強筋和橫向的大隔，大隔板之間的間隔為1200mm。
4.由于支腿上下截面不同，通常取支腿高度三分之二處截面進行設計驗算。腹板高度為982mm,蓋板為998mm。
4.2 門架平面內(nèi)的內(nèi)力計算
4.2.1 由主梁均布載荷產(chǎn)生的內(nèi)力
圖4.2 主梁均布載荷產(chǎn)生的內(nèi)力
主梁均布載荷由四個支腿分別均勻承受。
（4.1）
4.2.2 由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力
當小車移動到一側的支腿上方時，此時支腿的受力最大。
（4.2）
4.2.3 由風載荷產(chǎn)生的內(nèi)力
支腿風載荷計算（沿大車行走方向）
工作狀態(tài)計算公式： ， （4.3）
——風力系數(shù)，取1.6
——工作狀態(tài)最大計算風壓（），取250
——垂直于風向的實體引風面積（）
（4.4）
——第一片結構的引風面充實率，取1
——第一片結構的外形輪廓面積
——擋風折減系數(shù)，取0.32
（4.5）
（4.6）
非工作狀態(tài)計算公式： ， （4.7）
——風力系數(shù)，取1.6
——非工作狀態(tài)計算風壓（），取800
——風壓高度變化系數(shù)，取1.08
——垂直于風向的實體引風面積（）
——第一片結構的引風面充實率，取1
——第一片結構的外形輪廓面積
——擋風折減系數(shù)，取0.32
（4.8）
（4.9）
4.3支腿平面內(nèi)的支腿內(nèi)力計算
4.3.1 垂直載荷作用在支腿平面
在均布載荷作用下支腿受到的力。
支腿與水平面的夾角通過測量為87度。支腿收到的力為：
（4.10）
在移動載荷作用下支腿受到的力。
（4.11）
由于垂直載荷并沒有位于支腿正上方，有一個偏距，垂直載荷會對支腿產(chǎn)生一個彎矩。
（4.12）
4.3.2 水平載荷作用在支腿頂部
大車在制動過程中會產(chǎn)生一個垂直主梁方向的慣性力，慣性力通過主梁傳遞給支腿。
（4.13）
4.3.3 風載荷載荷作用在支腿平面
當風垂直于起重機大車裕興方向時，載荷會對支腿產(chǎn)生一個彎矩。
（4.14）
4.3.4 馬鞍自重載荷作用在支腿平面
馬鞍位于支腿的上方，起重機兩側各有一個馬鞍。同側的兩個支腿承擔一個馬鞍的質(zhì)量。
（4.15）
4.4支腿驗算
4.4.1 支腿強度驗算
支腿截面形式如下圖所示：
圖4.3支腿截面形式
支腿采用Q235B的鋼板，厚度為8mm,
支腿截面
A=122782+98282 （4.16）
=0.035344m2
支腿慣性矩
支腿相對于X軸的慣性矩為：
（4.17）
支腿相對于Y軸的慣性矩為：
= =（4.18）
在垂直載荷作用下，支腿產(chǎn)生的應力
（4.19）
在彎矩作用下，支腿產(chǎn)生的應力
（4.20）
在水平平面內(nèi)，支腿會受到有制動慣性力和風載荷產(chǎn)生的應力。
制動慣性力產(chǎn)生的應力：
（4.21）
風載荷產(chǎn)生的應力：
（4.22）
支腿受到的總應力為：
（4.23）
（4.24）
強度做夠，支腿是安全的。
4.4.2 支腿穩(wěn)定性驗算
支腿穩(wěn)定性驗算公式為
（4.25）
單根剛腿直桿截面積（）
單根剛腿所受載荷（N）
——軸心受壓構件穩(wěn)定系數(shù)（查表確定）
（4.26）
——壓桿長度因素（一端固定，另一端鉸支，取）
——直桿計算長度（m）
——直桿截面慣性半徑(m)
（4.27）
查表得：
故：
（4.28）
支腿整體穩(wěn)定性 （4.29）
穩(wěn)定性符合要求。
5 電機選擇與計算
5.1 主起升機構的計算
5.1.1 主要參數(shù)與機構的布置簡圖
主起升機構傳動簡圖如下：
1—電動機：2—聯(lián)軸器：3—傳動軸：4—制動器：5—減速器：6—卷筒
圖 5.1 主起升機構傳動簡圖
已知： 起重量：Q＝38t；
工作級別：M5
最大起升高度：12 m
起升速度：7.5 m/min
5.1.2 鋼絲繩的選擇
根據(jù)起重機的額定起重量，選擇雙聯(lián)起升機構滑輪倍率為4，鋼絲繩纏繞方
式如圖所示。
圖 5.2 主起升機構鋼絲繩的纏繞方式
（1）鋼絲繩所受最大靜拉力
（5.1）
式中:
Q——額定起重量 Q=35 t；
G——吊鉤組重量，G＝1000kg（起重量的 2%~4%，這里取 1000kg）；
M——滑輪組倍率，m=4；
h 組 ——滑輪組效率， h 組 ＝0.87；
（5.2）
（2）鋼絲繩的選擇：
所選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足：
； （5.3）
；
——鋼絲繩安全系數(shù)，對于中級工作類型 ＝5；
由上式可得：
（5.4）
根據(jù)上式計算查鋼絲繩產(chǎn)品目錄可選用：
鋼絲繩選用6′ 19 破斷拉力 1670 的纖維芯鋼絲繩。
查所提供的參考資料取得鋼絲繩直徑為 12mm。
5.1.3 卷筒的計算
已知主起升機構卷筒的直徑為650 mm；
卷筒長度和厚度的計算：
卷筒半邊繩槽部分的長度：
（5.5）
n為鋼絲繩的安全系數(shù)；
選取鋼絲繩的安全系數(shù)為n=5；
t 為繩槽節(jié)距,取t=13 mm；
D0 為卷筒的計算直徑，已給出大小為650 mm；
（5.6）
卷筒長度L雙＝（2421+ 45′ 2）+ 135＝1639mm ，取長度為2000 mm，其壁厚可按經(jīng)驗
公式確定，取厚度為24 mm。
卷筒轉(zhuǎn)速 （5.7）
5.1.4 根據(jù)靜功率初選電動機
起升機構靜功率計算：
（5.8）
式中 ——起升機構的總效率：
（5.9）
（5.10）
初選電動機功率 （5.11）
查電機產(chǎn)品目錄，選YZR280s-10，在工作級別為 M5 時，功率N＝52千瓦，轉(zhuǎn)速n=970 轉(zhuǎn)/分。
5.1.5 減速器的選擇
（1）起升機構總的傳動比：
（5.12）
根據(jù)傳動比 i=40，電動機功率 N＝45kw，電動機轉(zhuǎn)速 n=581 轉(zhuǎn)/分；可選用電機 ZQH65－II－3CA 型減速器，傳動比 i=4，輸入減速器功率為 26kw。
（2）驗算減速器的最大扭矩及最大徑向載荷：
低速軸上最大扭矩的驗算： （5.13）
]
式中 為電動機的額定扭矩， （5.14）
i 為傳動比，i=40；
h 為電動機至減速器被動軸的傳動效率，η=0.94；
j 為電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù)，ψ=3.5；
減速器低速軸上的最大短暫容許扭矩， =6250kg·m ；
（5.15）
滿足要求
最大徑向載荷的驗算：
（5.16）
式中為卷筒上鋼絲繩的最大拉力，大小為 4170kg；
為卷筒重量，查大起起重廠資料，查得=800 kg ；
[P]為低速軸端的最大容許徑向載荷，查所提供的資料得[[P]=9940 kg ；
（5.17）
滿足要求
5.1.6 制動器的選擇
制動器裝在高速軸上，其制動力矩應滿足式：
（5.18）
式中——制動安全系數(shù)，對 M5 級工作類型取 1.75；
——滿載時制動軸上之靜力矩；
（5.19）
式中h——機構總效率值為 0.85；
（5.20）
（5.21）
根據(jù)以上計算，從制動器目錄選用YWZ-400/E80制動器。
5.2 副起升機構的計算
5.2.1 主要參數(shù)與機構的布置簡圖
已知：
起重量：Q＝10t
工作級別：M5
最大起升高度：11m
起升速度：19.5m
機構布置與主起升機構類似。
5.2.2 鋼絲繩的選擇
根據(jù)起重機的額定起重量，選擇雙聯(lián)起升機構滑輪倍率為 2，鋼絲繩纏繞方式如圖所示
圖 5.3 鋼絲繩的纏繞方式
鋼絲繩所受最大靜拉力：
（5.22）
式中 Q——額定起重量，Q=10000 kg；
G 鉤——吊鉤組重量，G 鉤＝200kg（起重量的 2%~4%，這里取 200 kg）；
M——滑輪組倍率，m=2；
——滑輪組效 =0.99；
（5.23）
所選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足：
（5.24）
——鋼絲繩安全系數(shù)，對于中級工作類型＝5
由上式可得：
（5.25）
根據(jù)上式計算查鋼絲繩產(chǎn)品目錄可選用：
鋼絲繩 619WFC 破斷拉力1670 的纖維芯鋼絲繩，從而確定鋼絲繩直徑13mm。
5.2.3 滑輪、卷筒的計算
（1）滑輪、卷筒最小直徑的確定：
為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪、卷筒的直徑應滿足:
（5.27）
式中 e 為系數(shù)，對工作級別為 M5 的橋式起重機，取 e=25；
所以，取卷筒和滑輪直徑為 400mm。
（2） 卷筒長度和厚度的計算：
（5.28）
卷筒長度，取長度為900mm，卷筒材料采用HT20－40，其壁厚可按經(jīng)驗公式確定，取厚度為 18mm。
（3）卷筒轉(zhuǎn)速：
（5.29）
5.2.4 根據(jù)靜功率初選電動機
起升機構靜功率計算；
（5.30）
式中 ——起升機構的總效率；
（5.31）
初選電動機功率 ； （5.32）
查電機產(chǎn)品目錄，選YZR180L-6在工作級別為M5時，功率N＝32千瓦，轉(zhuǎn)速n=955轉(zhuǎn)/分
5.2.5起升機構總的傳動比：
（5.33）
根據(jù)傳動比 i=22.99，電動機功率 N＝16 千瓦，電動機轉(zhuǎn)速 n=710 轉(zhuǎn)/分。
可選用電機 ZQ－500－IV－4CA 型減速器，傳動比 i=23.34，輸入減速器功率為21 千瓦，轉(zhuǎn)速 n=750 轉(zhuǎn)/分。
驗算減速器的最大扭矩及最大徑向力
最大扭矩的驗算
（5.34）
式中 為電動機的額定扭矩， =21.97
i 為傳動比，i=23.34；
為電動機至減速器被動軸的效率，大小為0.94
為電動機的最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù)，大小為 3.92
（5.35）
查 ZQ 系列減速器軸端容許扭矩 ；
]
滿足要求
最大徑向力的驗算：
（4.36）
卷筒上鋼絲繩最大拉力， 為 1288kg；
卷筒重量，=360 kg ；
查減速器低速軸端容許載荷表得 ；
滿足要求
5.2.6 制動器的選擇
制動器裝在高速軸上，其制動力矩應滿足式：
（5.36）
式中 ——制動安全系數(shù)，對中級工作類型取 1.75；
——滿載時制動軸上之靜力矩；
（5.37）
式中h ——機構總效率值為 0.917；
（5.38）
根據(jù)以上計算，從制動器目錄選用YWZ-300/E50制動器。 6 其他計算
6.1 螺栓連接設計計算
6.1.1 主梁接頭處螺栓連接強度校核
在主梁接頭部位，相應的貼了兩塊板，在強度上已經(jīng)超過主梁原截面，我們主要是對接頭的M24高強度螺栓組進行校核。
主梁螺栓接頭受力計算
吊重：G=16t
小車：=4t
主梁：q=1.36t/m
主梁跨中所受最大彎矩：355t/m
出于安全考慮，假設主梁彎矩全部由腹板螺栓承受。
腹板各個螺栓到形心中心的距離如下表所示
表6.1 腹板各個螺栓到形心中心的距離
74
160
160
215
256
294
354
383
453
476
552
571
652
668
螺栓承受的最大剪力為：
（6.1）
高強度螺栓預緊力為：
（6.2）
安全系數(shù)n=1.5
鋼材之間摩擦系數(shù)u=0.3
（6.3）
使用高強度螺栓M24 10.9S級，預拉力為223KN，符合要求。
使用高強度螺栓M24 10.9S級，預拉力為223KN，符合要求。
6.2 整機抗傾覆性計算
抗傾覆穩(wěn)定性校核計算式為：
（6.4）
——穩(wěn)定力矩
——自重載荷系數(shù),取0.95
——門機重力與吊重之和（N）
——前后支腿的跨距（m）
——橫向作用于門機上的工作狀態(tài)最大風力（N）
——門機橫向擋風面積自支腿鉸接點量起的形心高度（m）
——動力效應系數(shù)，值為1.2
a—— 緊急制動時加速度，a=0.8
代入得：
（6.5）
根據(jù)上述計算抗傾覆穩(wěn)定性滿足安全要求！
7 結 論
通過近幾個月對課題進行的設計和學習，在這個過程中我學習到了非常多的知識。馬上就要結束了大學最后的學習任務，現(xiàn)對近期的學習過程進行總結：
首先，在開始階段的設計計算過程中，幾乎復習了所有大學期間學習的專業(yè)知識，并對其進行鞏固。在起初的計算過程中，發(fā)現(xiàn)了一些學習上的重點、難點和自己以前掌握不牢固的知識點和方法。在設計過程中頻頻受阻，讓我意思到學會的知識和運用知識到實際設計中有很大的差距，更讓自己意思到了自己的種種不足。通過老師的諄諄教誨和知道，使我順利完成了前期的設計工作。
其次，在繪制圖紙的時候使用CAD軟件，雖然之前學習和使用過CAD，但是在畢業(yè)設計的過程中還是發(fā)現(xiàn)了很多的不足。學習和提高了許多的操作方法和技巧，尤其是快捷鍵的應用在制圖中給制圖工作提供了很大的便利。之前一直認為自己熟悉word的操作，但是在寫設計說明書的過程中，仍然發(fā)現(xiàn)了許多的不足，尤其體現(xiàn)在排版和公式編輯方面。盡管在寫設計說明書的時候遇到了一些苦難，但是在自己的努力、同學的幫助、老師的輔導共同作用下還是完成了設計說明書的任務。
在本次設計過程中，在圖書館和網(wǎng)絡上查閱借鑒了大量的相關研究文獻。在這個過程中學習到了許多沒有接觸和遺漏的知識。極大程度上提高自己的專業(yè)素養(yǎng)。尤其是一些在學校學習和實習過程中沒有接觸過的知識。例如：對從設計參數(shù)逆推選取電機。同時在這個過程中對目前國內(nèi)外起重機行業(yè)的行情與未來發(fā)展形勢有了初步的了解。
在本次畢業(yè)設計過程中，隨著學習和設計的深入，對起重機的了解不斷加強，發(fā)現(xiàn)自己的設計還純在很多的問題。一方面，由于實際生產(chǎn)實踐經(jīng)驗的匱乏，我的設計還局限在圖紙和理論上，在現(xiàn)實的生產(chǎn)過程中還是有很大的困難，比如大車的胎壓、機電裝置的選擇。另一方面，在設計的過程中，由于能力和時間的不足，所以對細節(jié)的設計還有很多的不足，目前僅僅對起重機大的結構進行了設計，實際還有許多的工作需要完成。
在大學最后的“一門考試”——畢業(yè)設計的工作中，我從中獲得了很多的收獲。在設計中培養(yǎng)了我不斷學習的意識，遇到問題積極解決的態(tài)度，還有CAD等學科相關軟件的應用。這些對于一個經(jīng)過四年專業(yè)教育的、即將走向相關工作崗位的新人是一個門培訓，是一門考試，同時也是平時所學的理論和實踐的一次結合。也是一面放大鏡，讓我找到了很多的不足，這樣會讓我在以后的工作更加的虛心謹慎。才能為祖國的制造業(yè)添磚加瓦！
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港口35/10噸雙梁門式吊鉤起重機設計
參 考 文 獻
[1]陳道南，傅東明主編.起重機械.北京：機械工業(yè)出版社，1992
[2]中華人民共和國《起重機設計規(guī)范》編寫組主編.國家標準GB3811—83《起重機設計規(guī)范》。北京：國家標準局出版社，1983
[3]張質(zhì)文.起重機設計手冊[M].北京:中國鐵道出版社，1997
[4]機械零件設計手冊，東北工學院
[5]江蘇泰隆機械QY減速器手冊
[6]成大先.機械設計手冊（第五版）2卷
[7]文豪.起重機械.太原：太原科技大學，2011.
[8]陳道南,盛漢中.起重機課程設計[M].北京：冶金工業(yè)出版社,1983
[9]倪慶興.《起重輸送機械圖冊》（上冊）[M].北京：機械工業(yè)出版社1992
[10]徐格寧.起重運輸機金屬結構設計[M].出版社
[11]起重機設計手冊編寫組.起重機設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社，1980
[12]起重機械，太原重型機械學院
[13]徐格寧.起重運輸機金屬結構設計，太原重型機械學院,2007
[14]濮良貴，紀名剛.機械設計(第七版).北京：高等教育出版社,2001
[15].張質(zhì)文,包起帆等.起重機設計手冊[M].北京：北京中國鐵道出版社，2001
[16]《起重機設計手冊》編寫組編.北京：機械工業(yè)出版社1980
[17]楊長揆,傅東明.起重機械(第二版).北京：機械工業(yè)出版社,1985
[18]唐增寶,何永然，劉安俊.機械設計課程設計（第二版）[M]. 武昌：華中科技大學出版社,1999
附錄1：外文譯文
風載引起的起重機墜毀和倒塌
摘要
本文分析了門式起重機的災難性脫軌問題。在持續(xù)強風的作用下，陣風大約110公里每小時，起重機開始移動，在走過大約60米后出軌并倒塌。幸運的是，沒有受傷的操作員因此事件而導致。起重機被賦予被動導軌夾具，其必須參照標準中給出的非常強的，即不工作的風力強度來確定尺寸。對起重機和安裝夾具的技術數(shù)據(jù)的分析得出結論，確定停用風力載荷時出現(xiàn)微不足道的錯誤，因為在評估風力時未考慮空氣動力學系數(shù)推力。
由于這個原因，夾具沒有響應當前的規(guī)定，而且實際上也不能保持起重機承受最強的風載荷，這可能發(fā)生在工廠安裝的區(qū)域。
根據(jù)起重機幾何形狀和風力記錄的分析表明，實際上，事故發(fā)生時的風力載荷超出了夾具的承載能力。基于梁模型的起重機裝載狀態(tài)的平面分析允許解釋起重機塌陷的方式，繞著一個腿的豎直軸線旋轉(zhuǎn)，并且估計在起重機轉(zhuǎn)向架和軌道之間交換的載荷，這導致了幾個軌道錨固螺栓的破裂。
事故是由設計錯誤引起的，這表明需要進行準確的評估，并進行多次獨立的檢查，特別是在大型工廠對操作員有重大風險的情況下，例如在這種情況下或環(huán)境中。
關鍵詞：門式起重機，脫軌，風載，失效，設計錯誤
1.引言
本文分析了門式起重機的災難性故障。如圖1和圖2所示，起重機開始漂移，脫軌和倒塌的強風促成了失敗。位于起重機頂部機艙上的操作員報告說，在強風的作用下，起重機在導軌夾具接合的情況下站立，并且在給定時間，起重機開始移動，并且在間隔大約幾十米（大約50-60m）行駛之后脫軌。
圖1.事故發(fā)生后的起重機圖片。擺腿仍然在行駛軌道上，而固定腿部旋轉(zhuǎn)并部分落入化石車隊中（也參見圖2）
圖2.事故發(fā)生后固定腿的細節(jié)。一些鐵路錨栓被打破，轉(zhuǎn)向架在化石車隊的旅行軌道下部脫軌。
與起重機相關的安全方面和風險分析被認為是職業(yè)和環(huán)境的重要問題，特別是在建筑行業(yè)[1-5]。然而，這種涉及起重機由于風引起的漂移的事故在以前沒有在技術文獻中記錄過。風動作用是起重機設計中考慮的氣候影響引起的負荷之一，風力對起重機結構的完整性和穩(wěn)定性的影響已在幾篇論文中討論過[6-9]。
根據(jù)標準，風載基于給定的參考速度，這與不同的運行條件