資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 東 南 大 學 畢 業(yè) （設 計）論 文 使 用 授 權 聲 明 東南大學有權保留本人所送交畢業(yè)（設計）論文的復印件和電子文檔，可以采用影印、縮印或其他復制手段保存論文。本人電子文檔的內容和紙質論文的內容相一致。除在保密期內的保密論文外，允許論文被查閱和借閱，可以公布（包括刊登）論文的全部或部分內容。論文的公布（包括刊登）授權東南大學教務處辦理。 論文作者簽名： 導師簽名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日 40噸級門式起重機大車運行機構設計 摘 要 隨著我國制造業(yè)和物流業(yè)的迅猛發(fā)展,門式起重機在港口、碼頭、貨場起著不可替代的作用。本論文所設計的機構是門式起重機的大車運行機構。大車運行機構主要用于水平調整起重機的工作位置。本設計在前人基礎上，優(yōu)化門式起重機大車走行機構結構設計, 合理分配外形尺寸，目的在于設計出滿足現(xiàn)實生產(chǎn)生活需要的結構緊湊、傳動平穩(wěn)、整體運行良好的大車走行機構。首先根據(jù)用戶對設備提出的性能參數(shù)、外形尺寸、質量、價格等方面的要求進行設計計算。設計和計算方法是最基本的，參考了手冊及相關圖冊。然后根據(jù)設計計算，以圖紙形式設計了大車運行機構和大車支架。CAD技術的普及提供了加速設計進度的有力工具，有限元分析軟件提供了檢驗和優(yōu)化設計的方法。最終本論文完成了大車運行傳動設計、大車運行支架設計。傳動方式為電機—聯(lián)軸器-減速器高速軸-減速器低速軸-聯(lián)軸器-車輪。這種傳動方案機構緊湊，使用壽命長。本設計在設計計算時不同于以往分不同平面進行計算的方法，而是采用了對力分類的方法，使得計算更加簡潔準確。設計大車支架時，使用三維建模軟件進行建模，并引入有限元分析軟件進行受力變形分析，在分析基礎上改進設計，并最終獲得二維工程圖，收到了良好的效果。 關鍵詞：門式起重機；大車運行機構；大車架；傳動方式 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 錄 第一章 緒 論 1 1.1引言 1 1.2國內外工程起重機的發(fā)展趨勢 1 1.3起重機械的分類 2 1.4起重機的組成及其工作原理 3 1.4.1 工作機構 3 1.4.2取物裝置 4 1.4.3金屬結構 4 1.4.4動力裝置 4 1.4.5控制系統(tǒng) 4 1.5起重機的設計方法及規(guī)范 5 1.5.1設計方法 5 1.5.2設計規(guī)范 5 1.6門式起重機簡介 5 1.6.1門式起重機組成 5 1.6.2門式起重機大車運行機構 6 1.6.3門式起重機設計中的問題 6 第二章 方案設計 7 2.1 設計任務和已知參數(shù) 7 2.2傳動方案設計 7 2.3傳動過程中的零部件的選擇 7 2.3.1電動機的選擇 7 2.3.2制動器的選擇 8 2.3.3減速器的選擇 8 2.3.4車輪與軌道設計 9 第三章 大車運行機構的設計及計算 10 3.1大車輪壓計算 10 3.1.1均布載荷產(chǎn)生壓力計算 10 3.1.2集中載荷產(chǎn)生壓力計算 10 3.1.3大車輪壓的分配 11 3.1.4風載荷產(chǎn)生的輪壓 13 3.1.5總輪壓的計算 14 3.2車輪的計算 15 3.2.1車輪的計算輪壓 15 3.2.2疲勞計算 16 3.2.3強度校核 17 3.3電動機的選擇 17 3.3.1運行阻力計算 17 3.3.2初選電動機 18 3.3.3啟動時間與平均加速度驗算 19 3.3.4校核電動機的過載能力 20 3.3.5電動機發(fā)熱驗算 20 3.4制動器的選擇 21 3.5打滑驗算 22 3.5.1起動打滑驗算 22 3.5.2制動打滑驗算 22 3.6減速器的選擇 23 3.6.1載荷的計算 23 3.6.2減速器計算輸入功率 23 3.6.3初選減速器 23 3.6.4強度驗算 24 3.7聯(lián)軸器的選擇 24 3.7.1電動機軸上聯(lián)軸器的選擇 24 3.7.2車輪軸上聯(lián)軸器的選擇 25 3.8安全附加裝置 25 3.8.1緩沖器 25 3.8.2防風及錨定裝置 25 第四章 大車支架設計及改進 27 4.1大車支架初步設計 27 4.2利用有限元方法分析變形 27 4.3優(yōu)化改進后的變形 28 第五章 總結 29 致謝 30 參考文獻 31 附表 32 4 40t門式起重機大車運行機構設計 第一章 緒 論 1.1引言 起重機是一種非標準機械設備，通常是按訂單生產(chǎn)。首先根據(jù)用戶對設備提出的性能參數(shù)、外形尺寸、質量、價格等方面的要求進行設計，然后開始生產(chǎn)。CAD技術的普及提供了加速設計進度的有力工具，但設計和計算方法卻是最基本的。今年來，工程機械發(fā)展異常迅猛、持續(xù)火爆、，新理念、新工藝、新材料不斷給予工程機械新的活力，因而工程機械行業(yè)的工程技術人員隨之面臨著新的挑戰(zhàn)和考驗。 隨著我國制造業(yè)和物流業(yè)的迅猛發(fā)展,門式起重機在港口、碼頭、貨場起著不可替代的作用。我國門式起重機行業(yè)已經(jīng)形成了一定的規(guī)模，市場競爭也越發(fā)激烈。但我國起重行業(yè)目前存在的突出問題是整體技術含量偏低，性能、可靠性等指標低于發(fā)達國家同類產(chǎn)品的水平。 門式起重機的金屬結構像門形框架，承載主梁下安裝兩條支腳，可以直接在地面的軌道上行走，主梁兩端可以具有外伸懸臂梁。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。 大車運行機構主要用于水平調整起重機的工作位置。穩(wěn)定可靠地大車運行機構能提高起重機的工作效率。我們在前人基礎上，優(yōu)化門式起重機大車走行機構結構設計, 合理分配外形尺寸，目的在于設計出滿足現(xiàn)實生產(chǎn)生活需要的結構緊湊、傳動平穩(wěn)、整體運行良好的大車走行機構。運行機構分為有軌和無軌運行機構兩種，本設計為有軌運行機構。 為了鍛煉這方面的設計能力，我和其他三位同學將共同完成40噸級門式起重機的設計。本論文所設計的機構是起重機的大車運行機構。由于起重機時常處于超負荷的工作狀態(tài),這對整機的性能尤其大車的性能提出了更高的要求。 1.2國內外工程起重機的發(fā)展趨勢 工程起重機作為一種重要起重設備，與一個國家的基礎設施建設和經(jīng)濟發(fā)展水平是息息相關的，其發(fā)展水平具有顯著的地域性。 歐洲作為工程起重機的發(fā)源地，也是經(jīng)濟非常發(fā)達的地區(qū)，代表輪式起重機的最高水平。美國作為經(jīng)濟大國，雖然工程機械總體水平領先于歐洲，但工程起重機相對落后于歐洲水平。日本作為二戰(zhàn)后崛起的經(jīng)濟強國，輪式起重機開發(fā)生產(chǎn)雖然起步較晚（起步于20 世紀70 年代），但發(fā)展很快，這得益于日本人善于模仿同時講究實用，因而其產(chǎn)品比較貼合市場，很受亞太市場的歡迎。作為全球經(jīng)濟發(fā)展最快、最活躍的中國，工程起重機取得了長足的發(fā)展，使我國成為亞太地區(qū)乃至全球最大的工程起重機生產(chǎn)大國。其他地區(qū)如印度主要生產(chǎn)小噸位汽車起重機、移動式起重機（可吊重 行駛但不能回轉），韓國生產(chǎn)小噸位全路面起重機，俄羅斯等獨聯(lián)體國家生產(chǎn)中小 圖1 港口起重機 噸位汽車起重機，其產(chǎn)量較低，技術比較落后，發(fā)展前景不容樂觀。 歐美工程起重機產(chǎn)品的技術水平代表了當今行業(yè)的最高水平。通過多次參加國際級展覽會和技術交流，工程起重機的發(fā)展態(tài)勢將體現(xiàn)在以下幾方面：全路面起重機向大型化發(fā)展；輪胎起重機向高通過性方面發(fā)展；履帶起重機向特大型化發(fā)展；汽車起重機將逐漸向全路面起重機過渡；工程起重機分化出混合型起重機；工程起重機向機- 電- 液一體化及智能化發(fā)展；采用先進研發(fā)手段，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，降低新產(chǎn)品早期故障反饋率。 我國工程起重機的發(fā)展對策：必須首先解決整機可靠性低的問題；工程起重機生產(chǎn)企業(yè) 必須依托汽車行業(yè)；在行業(yè)內開展像高新技術產(chǎn)品競賽的活動，逐漸淘汰低技術含量、低性能產(chǎn)品，開發(fā)符合中國國情的全地面起重機產(chǎn)品，提高行業(yè)整體水平；著力研制大噸位工程起重機產(chǎn)品；產(chǎn)品改造和開發(fā)注重環(huán)保、安全、可靠、節(jié)能高效，以提高產(chǎn)品的社會效益；加大科研投入，提高研發(fā)能力。 我國工程起重機行業(yè)的發(fā)展需要全行業(yè)的共同參與和協(xié)力合作，加強同科研院校的交流以及同其他行業(yè)的滲透，加強國內同行業(yè)的技術交流，瞄準國際先進技術，不斷進行技術創(chuàng)新，使我國工程起重機行業(yè)得以健康、快速的發(fā)展。 1.3起重機械的分類 起重機的詳細分類見圖2。 從結構特征看，種類繁多的起重機可歸納為三大類[1]： （1） 單動作起重設備。如千斤頂、滑車、絞車、升降機。 （2） 橋式類型起重機。如橋式起重機、門式起重機、纜索起重機。 （3） 回轉類型起重機。如塔式起重機、門座起重機、流動起重機、浮式起重機。 圖2 起重機分類示意圖 1.4起重機的組成及其工作原理 起重機械由動力裝置、工作機構、取物裝置、操縱控制系統(tǒng)和金屬結構組成。通過對控制系統(tǒng)的操縱，驅動裝置將動力能量輸入，轉變?yōu)闄C械能（即適宜的力或運動速度），再傳遞給取物裝置。取物裝置將被搬運物料與起重機聯(lián)系起來，通過工作機構單獨或組合運動，完成物料搬運任務。可移動的金屬結構將各組成部分連接成一個整體，并承載起重機的自重和吊重。 1.4.1 工作機構 工作機構包括：起升機構、運行機構、變幅機構和旋轉機構，被稱為起重機的四大機構。 （1）起升機構，是用來實現(xiàn)物料的垂直升降的機構，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、最基本的機構。 （2）運行機構，是通過起重機或起重小車運行來實現(xiàn)水平搬運物料的機構，有無軌運行和有軌運行之分，按其驅動方式不同分為自行式和牽引式兩種。 （3）變幅機構，是臂架起重機特有的工作機構。變幅機構通過改變臂架的長度和仰角來改變作業(yè)幅度。 （4）旋轉機構，是使臂架繞著起重機的垂直軸線作回轉運動，在環(huán)形空間運移動物料。 起重機通過某一機構的單獨運動或多機構的組合運動，來達到搬運物料的目的。 1.4.2取物裝置 取物裝置是通過吊、抓、吸、夾、托或其他方式，將物料與起重機聯(lián)系起來進行物料吊運的裝置。根據(jù)被吊物料不同的種類、形態(tài)、體積大小，采用不同種類的取物裝置。例如，成件的物品常用吊鉤、吊環(huán)；散料（如糧食、礦石等）常用抓斗、料斗；液體物料使用盛筒、料罐等。也有針對特殊物料的特種吊具，如吊運長形物料的起重橫梁，吊運導磁性物料的起重電磁吸盤，專門為冶金等部門使用的旋轉吊鉤，還有螺旋卸料和斗輪卸料等取物裝置，以及集裝箱專用吊具等。合適的取物裝置可以減輕作業(yè)人員的勞動強度，大大提高工作效率。防止吊物墜落，保證作業(yè)人員的安全和吊物不受損傷是對取物裝置安全的基本要求。 1.4.3金屬結構 金屬結構是以金屬材料軋制的型鋼（如角鋼、槽鋼、工字鋼、鋼管等）和鋼板作為基本構件，通過焊接、鉚接、螺栓連接等方法，按一定的組成規(guī)則連接，承受起重機的自重和載荷的鋼結構。金屬結構的重量約占整機重量的40％～ 70％左右，重型起重機可達90％；其成本約占整機成本的30％以上。金屬結構按其構造可分為實腹式（由鋼板制成，也稱箱型結構）和格構式（一般用型鋼制成，常見的有根架和格構柱）兩類，組成起重機金屬結構的基本受力構件。這些基本受力構件有柱（軸心受力構件）、梁（受彎構件）和臂架（壓彎構件），各種構件的不同組合形成功能各異的起重機。受力復雜、自重大、耗材多和整體可移動性是起重機金屬結構的工作特點。重機的金屬結構是起重機的重要組成部分，它是整臺起重機的骨架，將起重機的機械、電氣設備連接組合成一個有機的整體，承受和傳遞作用在起重機上的各種載荷井形成一定的作業(yè)空間，以便使起吊的重物順利搬運到指定地點。金屬結構的垮塌破壞會給起重機帶來極其嚴重甚至災難性的后果。 1.4.4動力裝置 驅動裝置是用來驅動工作機構的動力設備的。常見的驅動裝置有電力驅動、內燃機驅動和人力驅動等。電能是清潔、經(jīng)濟的能源，電力驅動是現(xiàn)代起重機的主要驅動型式，幾乎所有的在有限范圍內運行的有軌起重機、升降機、電梯等都采用電力驅動。對于可以遠距離移動的流動式起重機（如汽車起重機、輪胎起重機和履帶起重機）多采用內燃機驅動。人力驅動適用于一些輕小起重設備，也用作某些設備的輔助、備用驅動和意外（或事故狀態(tài)）的臨時動力。 1.4.5控制系統(tǒng) 通過電氣、液壓系統(tǒng)控制操縱起重機各機構及整機的運動，進行各種起重作業(yè)?？刂撇倏v系統(tǒng)包括各種操縱器、顯示器及相關元件和線路，是人機對話的接口。安全人機學的要求在這里得到集中體現(xiàn)。該系統(tǒng)的狀態(tài)直接關系到起重作業(yè)的質量、效率和安全。 ???????? 起重機與其他一般機器的顯著區(qū)別是龐大、可移動的金屬結構和多機構的組合工作。間歇式的循環(huán)作業(yè)、起重載荷的不均勻性、各機構運動循環(huán)的不一致性、機構負載的不等時性、多人參與的配合作業(yè)等特點，又增加了起重機的作業(yè)復雜性、安全隱患多、危險范圍大。事故易發(fā)點多、事故后果嚴重，因而起重機的安全格外重要。 1.5起重機的設計方法及規(guī)范 1.5.1設計方法 產(chǎn)品設計是保證產(chǎn)品質量、性能和價格的關鍵因素, 起重機設計方法理論和技術的研究和應用對產(chǎn)品設計具有重要意義。有關門式起重機的設計方法可以簡單地劃分為傳統(tǒng)設計方法、現(xiàn)代設計方法和未來設計方法三類。傳統(tǒng)設計方法指的是以古典力學和數(shù)學為基礎的類比法、直覺法、經(jīng)驗法等設計方法, 該法仍用于我國門式起重機的設計。現(xiàn)代設計法指的是近年發(fā)展起來的設計方法, 如、優(yōu)化設計、可靠性設計、有限元分析、反求工程設計、動態(tài)仿真設計、模塊化設計、工業(yè)藝術造型設計等等, 這些方法在門式起重機的設計中都有應用。未來設計方法還有模糊優(yōu)化設計、基于特征的設計、面向制造和裝配的設計、基于并行工程的設計以及智能設計等，詳見參考文獻[2]。 本論文旨在鍛煉基礎能力，故仍以傳統(tǒng)設計方法為主，不排除借鑒上述現(xiàn)代設計方法來研究改進。 1.5.2設計規(guī)范 工業(yè)先進國家都制定了《起重機設計規(guī)范》標準，以對起重機設計所牽涉到的重要問題予以規(guī)定。我國的第一個起重機設計規(guī)范于1983年發(fā)布[3]。本文設計“門式起重機大車運行機構設計”就是依據(jù)此規(guī)范設計。縱觀各國起重機設計規(guī)范可以看出如下三點： （1）在起重機及其機構和零部件工作等級的劃分、起重機外載荷的計算、起重機穩(wěn)定性計算、金屬結構設計等四方面，取得了比較一致的意見，并給出了設計原則和設計計算方法的說明； （2）對于機構，除了工作等級劃分和載荷組合的原則說明外、沒有給出更詳細的設計計算方法； （3）對于起重機專用零件，給出了鋼絲繩和車輪的選擇方法。 1.6門式起重機簡介 1.6.1門式起重機組成 門式起重機又稱龍門起重機，是一種橋架通過兩側支腿支承在地面軌道的或基礎上的橋架型起重機[4]。目前廣泛應用于各行業(yè)中，如在鐵路貨場裝卸火車、汽車，在船廠吊裝輪船部件總成等。門式起重機的結構組成主要分為三大部分：機械部分、結構部分和電氣部分。具體來說，門式起重機主要由門架結構、載重小車、大車運行機構、電氣設備和駕駛室等五部分。本人負責其中的大車運行機構。 1.6.2門式起重機大車運行機構 門式起重機大車運行機構大車用于整臺門機的行走，即沿著預先鋪設好的軌道行走，從而將貨物運送到目的地。大車只能在橋架上橫向來回運動，大車裝在支腿底下，支腿底下有橫梁連接起來，加強穩(wěn)定，通常叫做下橫梁。穩(wěn)定可靠地大車運行機構能提高起重機的工作效率。大車運行機構多采用分別驅動[5]。因為是露天作業(yè)，其支腿下部裝有夾軌器或壓軌器。在起重機不工作或遇有大風時，用夾軌器夾緊軌道，防止起重機被風吹動造成事故。本設計也采用分別驅動。具體設計見方案論證和設計論文。 1.6.3門式起重機設計中的問題 門式起重機的設計早已規(guī)范化，但設計中出的問題卻從沒有消失過。最近上海某單位進行試吊驗收的起重機發(fā)生死亡二人嚴重事故。據(jù)悉這次事故并非是起重機制造廠的制作質量問題，而是設計在計算和設計配套的選型上存在一些不足是造成這次事故的主要原因。由此可見起重機要保證安全使用，首先就是設計。問題①：門式起重機靜剛度設計及相關問題。②門式起重機結構設計和使用中的抗風問題[6]，同一般結構物一樣, 風載荷可以導致起重機結構過載破壞、疲勞破壞或者產(chǎn)生大位移或變形, 甚至誘發(fā)發(fā)散性的振動失穩(wěn)。③門式起重機啃軌問題。 第二章 方案設計 2.1 設計任務和已知參數(shù) 本論文要完成大車運行傳動設計、大車運行支架設計。 設計大車運行機構所需幾大參數(shù)：起重量Q=40t；跨度L=30m；大車運行速度v=42m/min；整機工作級別均A5； 機構工作級別M5； 2.2傳動方案設計 一般大車運行機構有分別驅動和集中驅動兩種方式。本設計中起重量Q=40t，輪數(shù)較少，故采用分別驅動。驅動裝置是由電機，制動器，減速裝置和車輪等組成。按照減速方式的不同，驅動方案有一下幾種： 方案一：采用立式減速器的驅動方案 這是門式起重機采用的最廣泛的驅動方案。傳動方式為電機—聯(lián)軸器-減速器高速軸-減速器低速軸-聯(lián)軸器-車輪。這種傳動方案機構緊湊，使用壽命長。 方案二：采用臥式減速器的驅動方案 傳動方式為電機-臥式減速器高速軸-臥式減速器低速軸-末級開式齒輪-車輪。末級開式傳動的大齒輪固定在車輪上，車輪軸不傳遞扭矩。 對于中小型門式起重機有時用鏈傳動代替末級開式齒輪傳動，這樣機構布置方便，安裝精度要求低。 方案三：采用蝸輪減速器的驅動方案 傳動方式為電動機-聯(lián)軸器-蝸桿-蝸輪-末級開式齒輪-車輪。這種傳動形式比臥式減速器結構緊湊。同樣，對于中小型門式起重機可以采用鏈傳動代替末級開式齒輪。 綜合比較上述三種方案，第一種方案最適合我們的設計需要。 2.3傳動過程中的零部件的選擇 2.3.1電動機的選擇 (1)型式初選：起重機上使用的電動機主要有交流和直流兩大類型。選用交流還是直流由電氣傳動方案決定。交流異步電機分鼠籠型和繞線型兩種，直流電機分串激、復激和并激三種。根據(jù)我們設計的工作環(huán)境和級別需求等因素，暫定選擇繞線型交流異步電動機。 (2)具體功率選擇方法如下： ①靜功率 由式（2-1）計算 kw（2-1） 式中：— 運行靜阻力，為摩擦阻力、風阻力、坡道阻力之和，見式（7-18），N； Vy— 運行速度，m/s； η — 運行機構的傳動效率； m — 運行機構電動機臺數(shù)。 ②電動機功率初選 由式（2-1）計算所得的結果和該機構的接電持續(xù)率，從電動機樣本上初選所需的電動機。 此時應特別注意到運行機構起動加速慣性力大的特點，用一個功率增大系數(shù)乘以靜功率將所需選用的電動機功率放大：對室外作業(yè)的起重機，此放大系數(shù)為1.1～1.3；運行速度高者取大值。 2.3.2制動器的選擇 制動器有常開和常閉兩種形式，常用的制動器又有瓦塊式和盤式兩種。具體型號由下述方法確定：由給定的制動時間選擇需要的制動轉矩. 運行機構制動器的制動力矩加上運行摩擦阻力（不包括輪緣與軌道側面的摩擦阻力）應能使處于不利情況（滿載、順風及下坡狀態(tài)）下的起重機或小車在要求的時間內停止（所要求的時間按起重機工作條件決定）。 制動轉矩: (2-2) 式中： ——不考慮輪緣與軌道側面摩擦因素的摩擦阻力系數(shù)； i ——由制動器軸到車輪的總傳動比； m ——制動器的臺數(shù)； ——坡道阻力系數(shù)，坡道阻力見本規(guī)范5.2.2.2 節(jié)； tz——制動時間，s，參考本規(guī)范表5-3； k ——換算到電動機軸上的計及其它傳動件轉動慣量影響的系數(shù)； 根據(jù)本設計需求，暫定為常閉式瓦塊制動器。 2.3.3減速器的選擇 （1）在一般情況下，運行機構的減速器可選為與機構工作級別一致的壽命期。但對一些工作特別繁重，允許在起重機使用期限內更換減速器的，則所選減速器的預期壽命可小于起升機構的工作壽命； （2）在選用標準減速器，如果所選用的減速器參數(shù)表上沒有給定工作級別，或標定的工作級別與本運行機構的工作級別不一致時，應引入適應減速器繁忙使用條件的功率修正系數(shù)。 根據(jù)本設計的傳動方案，暫定選擇標準立式減速器。 2.3.4車輪與軌道設計 （1）車輪與滾輪的材料 車輪與滾輪的材料、熱處理、尺寸等，推薦按JB/T6392。當采用球墨鑄鐵作車輪或滾輪時，其踏面和輪緣同樣應進行必要的熱處理。車輪的輪緣有雙輪緣、單輪緣和無輪緣三種，大車運行機構多采用雙輪緣，故此處采用雙輪緣。 （2）軌道材料 GB/T11264 輕軌，材質不低于55Q，； GB/T 2585 重軌，材質不低于U71Mn，； YB/T 5055 起重機鋼軌，材質不低于U71Mn，； 具體選擇等設計計算后確定。 （3）計算內容： 疲勞計算載荷： (2-3) 車輪踏面點接觸許用載荷： 由上述運算結果確定選用的車輪及軌道具體型號。 第三章 大車運行機構的設計及計算 3.1大車輪壓計算 3.1.1均布載荷產(chǎn)生壓力計算 由主梁、走臺、欄桿等均布載荷在支腿上產(chǎn)生的壓力(圖3)。 圖3均布載荷示意圖 在均布載荷作用下，支腿A和B的支反力為： t (3-1) 式中 L——跨度，L=30m； l——懸臂長度，l=8m； q——主梁走臺欄桿的均布載荷集度，參考有關資料取q=0.85t/m； 3.1.2集中載荷產(chǎn)生壓力計算 小車位于懸臂端時，由小車自重、起升載荷、司機房自重等集中載荷產(chǎn)生的支腿壓力 G司 l2 l1 L 圖4是集中載荷受力簡圖 (3-2) 所以 (3-3) 式中 ——小車自架和起升載荷重量之和； ——司機房自重，=1.33t 因為 ； (3-4) (3-5) 由均布載荷和集中載荷產(chǎn)生的支腿壓力： (3-6) (3-7) 3.1.3大車輪壓的分配 由均布載荷和集中載荷產(chǎn)生的大車輪壓的分配（圖5） （1）剛性支腿A側的輪壓 主動輪： (3-8) 從動輪： (3-9) 式中：—支腿A承受的均布載荷和集中載荷； —支腿A的重量； —下橫梁重量； —電纜卷筒重量； —驅動裝置重量； P從A P纜 P橫 P支A PA c b a P主 P從 d P主A B 圖5 輪壓分配圖 —從動車輪組重量； —滿載小車對主梁的扭矩，=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）撓性支腿B側的輪壓 主動輪： (3-10) (3-11) 式中 —支腿B承受的均布載荷和集中載荷； 3.1.4風載荷產(chǎn)生的輪壓 如（圖6） Y風A Y風B L P橋 P司 l2 l1 P小 圖6 風載荷支腿反力計算簡圖 （1） 由風載荷產(chǎn)正的支腿反力的計算 支腿B的反力Y風B可由下式計算： (3-12) 式中 —橋架所承受的風力，； —司機室所承受的風力，； —滿載小車所承受的風力，； —處于懸臂端極限位置的小車重心至支腿A的距離； —司機室重心至支腿A的距離； L—跨度； 支腿A的反力： (3-13) (2)由風載荷產(chǎn)生的輪壓計算 ①支腿A的輪壓計算 作用在支腿上的風載荷有和支腿風力，圖7為受力簡圖。 支腿A的主動輪、被動輪輪壓可按下式計算： B 圖7風載荷作用下受力簡圖 (3-14) 式中 —支腿風力； ②支腿B的輪壓 (3-15) 3.1.5總輪壓的計算 （1）支腿A主動輪、從動輪的總輪壓值： (3-16) (3-17) (2) 支腿B主動、從動輪的總輪壓值 (3-18) (3-19) 3.2車輪的計算 根據(jù)輪壓可以從設計手冊中選擇車輪直徑D?，F(xiàn)，輪壓較大，采用二輪組分擔，每個輪子最大輪壓，查手冊可初選D=600mm的圓柱踏面車輪，工作類型中級，軌道型號QU70。 3.2.1車輪的計算輪壓 (1)疲勞計算時的計算輪壓 取起重小車停在支腿A處作為確定等效輪壓的計算位置。 根據(jù)圖8的受力分析，由集中載荷產(chǎn)生的支腿A的壓力為： L l2 圖8 受力分析見圖 (3-20) 式中 —等效靜載系數(shù)，查[8]中表4-8得=0.6 —起重小車重量； 由集中載荷和均布載荷產(chǎn)生的支腿A處的壓力為： (3-21) 于是參考圖3可算出等效輪壓為： (3-22) 計算輪壓： (3-23) 式中 —等效沖擊系數(shù)，查[8]19-1得=1.0 —載荷變化系數(shù)，根據(jù)查[8]19-2得=0.91 (2) 強度校核時的最大計算輪壓 (3-24) 式中 —動力系數(shù)，查資料得=1.45； —最大輪壓； 因為使用的是二輪組，故實際 同理 3.2.2疲勞計算 大車車輪按點接觸計算，局部接觸應力為： (3-25) 式中 —軌道頭部曲率半徑，r=400mm； —點接觸許用應力，； 3.2.3強度校核 (3-26) 式中 —強度校核的最大計算輪壓； —點接觸許用應力最大值，； 3.3電動機的選擇 3.3.1運行阻力計算 運行靜阻力包括摩擦阻力、運行軌道的坡度阻力和風阻力。 (3-27) （1） 運行摩擦阻力 (3-28) 式中 Q—額定起重量； —起重機總重量，查同類產(chǎn)品資料取=100t； k—滾動摩擦系數(shù)，k=0.08； —軸承摩擦系數(shù)，=0.02； —附加阻力系數(shù)，=1.5； 當不考慮時，滿載時的最小摩擦阻力為： 空載運行時的最小摩擦阻力： (3-29) （2） 坡度阻力 (3-30) 式中 —坡度阻力系數(shù)，=0.002； （3） 最大風阻力 (3-31) 式中 —風載體型系數(shù)； —第Ι類載荷下的標準風壓，對于沿海地區(qū)的起重機取 =15公斤/米2； —起重機迎風面積， ； (3-32) —物品迎風面積，； 運行靜阻力： 迎風上坡工況： (3-33) 順風下坡工況： (3-34) 3.3.2初選電動機 (3-35) 式中 —起重機運行速度； —電動機臺數(shù)； —機構傳動效率，立式減速器取0.9； 初選電動機按下式計算出需要的功率： (3-36) 根據(jù)靜功率查電動機產(chǎn)品目錄選擇一臺功率相近的電動機： JZR2-31-6型電動機，當JC%=25時，功率N=11kw，轉速n=948r/min,最大轉矩倍數(shù) ，轉子飛輪矩，聯(lián)軸器飛輪矩。 電動機額定力矩： (3-37) 電動機實際最大力矩： (3-38) 四臺電動機的實際最大力矩： 減速器的傳動比和車輪轉速： (3-39) 式中 —大車運行速度； 選用ZSC-750-V型減速器，從傳動比i=38.97（詳見下文減速器的選擇）。 滿載運行時，電動機的靜力矩： (3-40) 3.3.3啟動時間與平均加速度驗算 （1） 滿載、上坡、迎風時的啟動時間 (3-41) 式中 —電動機平均啟動力矩，對繞線式電動機=（1.5~1.8），這里取嚴 格的1.5，=16.95kg·m； 一般應使，所以驗算滿足要求。 （2） 平均加速度的驗算 (3-42) 龍門起重機的平均加速度一般控制在，所以基本滿足要求。 3.3.4校核電動機的過載能力 即電動機實際最大力矩應超過電動機軸上的最大靜阻力矩： (3-43) 式中 —由第II類載荷的標準風壓產(chǎn)生的風阻力， ； 電動機實際最大力矩： (3-44) 因為，所以校核通過。 3.3.5電動機發(fā)熱驗算 電動機不過熱條件： (3-45) 式中 —電動機在JC%=25的條件下發(fā)出的額定功率，=11kw； K—機構工作類型系數(shù)，K=0.75； —系數(shù)，對于龍門起重機，=1.13； 所以 即成立，從發(fā)熱角度，所選電動機符合要求。 3.4制動器的選擇 對于龍門起重機，所選擇制動器的制動力矩應能在滿載、順風、下坡的工況下使起重機停住。 (3-46) 式中 —電動機的靜功率 (3-47) 其中 —由第II類載荷的標準風壓產(chǎn)生的風阻力， ； —滿載最小摩擦阻力； —制動時間，采用推薦值=6s； 每個制動器的制動轉矩： 根據(jù)制動器規(guī)格，選擇JWZ-200型制動器。額定制動力矩[M]=20kg·m，使用時可將制動力矩調到。 制動時間的驗算： (3-48) 龍門起重機大車制動時間應控制在6～8秒之間，所以制動時間合格。 3.5打滑驗算 3.5.1起動打滑驗算 起動時，按下式驗算 (3-49) 式中 —粘著系數(shù)，龍門起重機=0.12； —粘著安全系數(shù)，=1.05； —主動輪最小輪壓，小車在懸臂端，，但考慮，其它部件的重量約16t，平均分配車輪，則； (3-50) 計算結果不滿足打滑要求，為此可通過改變小車位置使主動輪的最小輪壓增加，從而避免打滑。 3.5.2制動打滑驗算 制動時按下式驗算： (3-51) 式中 —起重機制動減速度； —滿載小車在跨中，輪壓按平均輪壓計算 ； (3-52) 打滑驗算不通過，但差距很小，可以調整制動器的制動力矩，或者加些壓鐵增加輪壓從而避免打滑。 3.6減速器的選擇 3.6.1載荷的計算 按承載能力選擇減速器時，對于運行機構，計算載荷應根據(jù)啟動工況確定，即 式中 —起重機運行時的最大靜阻力； —起重機起動時的慣性力， (3-53) 3.6.2減速器計算輸入功率 (3-54) 式中 —運行機構中減速器的臺數(shù)； 3.6.3初選減速器 根據(jù)計算輸入功率、傳動比及高速軸轉速，可從減速器功率表中初選減速器： ZSC-750-V型減速器，容許輸入功率，N=16.8kw，傳動比i=38.97，容許轉速 n=1000r/min。 實際運行速度： (3-55) 速度偏差： △v=9.17%<15% 3.6.4強度驗算 （1）電動機最大起動力矩換算到減速器從動軸上的力矩： (3-56) （2）制動力矩換算到減速器從動軸上的力矩： (3-57) （3）打滑力矩： (3-58) 因為<<，所以減速器的計算力矩取電動機最大起動力矩換算到減速器從動軸上的力矩。 減速器容許輸入力矩： 減速器容許輸出力矩： (3-59) 式中K為最大短暫力矩系數(shù)，一般取K=5~6。 因為 < 所以，強度驗算通過。 3.7聯(lián)軸器的選擇 3.7.1電動機軸上聯(lián)軸器的選擇 選擇聯(lián)軸器的計算載荷應按工作狀態(tài)的最大載荷確定聯(lián)軸器的扭矩： (3-60) 再根據(jù)電動機尺寸，查手冊[8]選取帶制動輪的聯(lián)軸器。 3.7.2車輪軸上聯(lián)軸器的選擇 再根據(jù)減速器輸出軸尺寸，查手冊[8]選取CL7型聯(lián)軸器。 3.8安全附加裝置 3.8.1緩沖器 碰撞時的動能扣除運行阻力和制動器的制動力而消耗的摩擦功外由緩沖器吸收。應滿足下式: (3-61) 式中 —碰撞瞬時的運行速度； —起重機重量； —緩沖器數(shù)量； —摩擦阻力與制動力之和； 選用一個緩沖容量為400kg·m的起重機用緩沖器。最大緩沖行程0.14m。 3.8.2防風及錨定裝置 選用手動夾軌器。 （1） 鉗口夾緊力 (3-62) （2） 鉗口面積 (3-63) （3） 螺桿軸向力 (3-64) （4） 手輪上所需力矩 (3-65) 式中 —螺桿螺紋平均半徑； —螺紋升角； —螺紋副摩擦角； a，b—杠桿臂； —螺桿軸線與上部杠桿軸線夾角； 第四章 大車支架設計及改進 4.1大車支架初步設計 大車支架的設計是在安排大車傳動裝置時根據(jù)布局需要進行設計的。根據(jù)初步設計結果，利用三維建模軟件Proe簡化建模如圖： 這是根據(jù)實際需要的設計，具體尺寸見大車支架圖紙。 圖9 大車支架三維模型 4.2利用有限元方法分析變形 根據(jù)輪壓計算的最大輪壓56t施加于連接處，并根據(jù)現(xiàn)場情況，固定車架與車輪接觸面。 分析軟件為Ansys12.1，選取單元為八節(jié)點實體單元solid45，材料為Q235，彈性模量 E=206000 N/mm2，密度為7850 kg/m3，泊松比是 0.304。 具體步驟：1）從ansys導入模型，按上述已知參數(shù)設置相關前處理，并劃分網(wǎng)格，在特殊部位細化網(wǎng)格。2）在連接處施加56t的力，并施加邊界條件，固定車輪與車架接觸面。3）選擇靜力結構分析，并執(zhí)行分析。4）獲得結果，觀察變形。 分析結果： 圖10 優(yōu)化前的ansys形變圖 由圖可見垂直于受力方向的板料變形最大，其中變形尤其嚴重的是中間擋板向兩邊有分開趨勢，久而久之有斷裂危險。需要對支架進行改進。 4.3優(yōu)化改進后的變形 針對上述問題，改進方法是在中間擋板最下方加一橫板，連接兩邊的擋板，承受向兩邊 圖11優(yōu)化后的ansys形變圖 的拉力。改進模型后重復上述分析過程，得分析結果如下： 由圖，并比較改進前，可見改進后變形明顯減小，符合要求，采用該設計。 第五章 總結 三個月的畢業(yè)設計即將結束，這段時間里我們以嚴謹、求實、科學、探索的態(tài)度設計了 40t門式起重機。其中我負責完成了大車運行機構的設計。大車運行機構傳動設計采用了目前工程中常用的立式減速器傳動方式，著重對布局結構進行優(yōu)化，簡化了設計的結構尺寸，大車架的設計經(jīng)過分析改進符合了整機要求。安全裝置上，采用緩沖器夾軌器等，增加了安全性。整體結構上，達到了美觀、簡潔、緊湊等要求。 在本次設計中，我們學到了許多課本以外的東西，鞏固了基礎知識，接觸到了工程實際問題，提高了自學能力。同學之間的相互探討優(yōu)勢互補以及自己獨立的思考使我受益匪淺。但由于設計者水平有限，難免有遺漏、錯誤之處，請大家給予指正。 參考文獻 [1] 胡宗憲,汪西應,汪春生.起重機設計與實例[M].機械工業(yè)出版社,2009. [2] 朱志成.起重機的未來設計方法探討[J].武漢水利電力大學,1997. [3] 中國國家標準.起重機設計規(guī)范（GB3811-83）[S].北京：中國標準出版社,1984. [4] 石殿鈞.工程起重機械[M].北京：水利電力出版社,1987. [5] 袁玫.集裝箱龍門起重機大車走行機構的設計計算[J].中鐵工程設計咨詢集團有限公司機動院, 2005. [6] 孫桂林.龍門起重機[M]. 北京：人民鐵道出版社,1980. [7] 倪慶興,王煥勇.起重機械[M].上海：上海交通大學出版社,1990. [8] 《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. [9] 機械工程手冊編委會.機械工程手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1997. [10] 吳克堅,錢瑞明主編.機械設計[M].北京：高等教育出版社,2003. [11] 任德平.26t門式起重機大車走行電機的計算與校核[J]. 杭州鐵路分局裝卸分處,2002. [12] 王金諾,周志鰲,余敏年.龍門起重機[M].人民鐵道出版社,1978. [13] 管彤賢,潘力行,龔賢.起重機典型結構圖冊[M].人民交通出版社,1990. [14] 陳國章,孫桂林.起重機計算實例[M].中國鐵道出版社,1985. [15] Blajer W, Ko?odziejczyk K. Motion planning and control of gantry cranes in cluttered work environment[J]. Control Theory & Applications. 2007, 1(5): 1370-1379. 附表 圖紙名稱 圖紙代號 備注 裝配圖 大車運行機構 QZ-1 A0一張 被動車輪組 QZ-2 A1一張 大車支架 QZ-3 A1一張 零件圖 車輪軸 QZ-1-1 A2一張 鉸接軸 QZ-1-2 A2一張 主動車輪 QZ-1-3 A2一張 角形軸承箱 QZ-2-1 A2一張 減速器固定擋板 QZ-3-1 A2一張 32