1、20t75橋式起重機畢業設計摘要橋式起重機主要應用丁大型加工企業，如鋼鐵、冶金和建材等行業，完成生產過程中的起重和吊裝等工作。其中用丁生產車間的橋式起重機，是起重機的一個主要類型，由丁起重機行駛在高空，作業范圍能掃過整個廠房的建筑面積，具有非常重要的和不可替代的作用，因而深受用戶歡迎，得到了很大發展。橋式起重機主要由機械部分、金屆結構和電氣三大部分所組成。機械部分是指起升、運行、變幅和旋轉等機構，還有起升機構，金屆結構是構成起重機械的軀體，是安裝各機構和支托它們全部重量的主體部分。電氣是起重機械動作的能源，各機構都是單獨驅動的。構成橋式起重機的主要金屆結構部分是橋架，它橫架在車間兩側吊車梁的軌

2、道上，并沿軌道前后運行。除橋架外，還有小車，小車上裝有起升機構和運行機構，可以帶著吊起的物品沿橋架上的軌道運行。丁是橋架的前后運行和小車沿橋架的運行以及起升機構的升降動作，三者所構成的立體空間范圍是橋式起重機吊運物品的有效空間。通用橋式起重機一般都具有三個機構：起升機構（起重量稍大的有主副兩套起升機構）、小車運行機構和大車運行機構。另外還包括欄桿、司機室等。本論文研究的是電動雙梁橋式起重機，額定起重量75/20t。設計的主要內容是小車運行機構和小車的起升機構的設計計算，大車的起升機構的主要計算目錄第一章背景技術1.第二章文獻評估6.第三章起重機的技術與說明1.13.1主起重小車起升機構計算11

3、3.2主起重小車運行機構計算203.3副起重小車起升機構計算293.4副起重小車運行機構計算383.5大車運行機構計算47致謝56.參考文獻.5.6.第一章背景技術起重機作為冶金行業安全、正常生產必不可少的關鍵和重要設備，其工作的可靠性、安全性、先進性一直受到人們的高度重視，但受傳統冶金工藝的制約，改革開放前的三十年國內冶金起重機基本是在原蘇聯的模式下做一些小型的改進和發展。隨著改革開放的不斷深入，大量國外先進技術的引入，現代冶金起重機也發生了較大的變化。本文結合國內冶金企業冶金工藝的改進及最終用戶的使用要求，對冶金起重機的發展趨勢談一些看法。例如：冶金起重機作為冶金行業安全、正常生產必不可少

4、的關鍵和重要設備，其工作的可靠性、安全性、先進性一直受到人們的高度重視，但受傳統冶金工藝的制約，改革開放前的三十年國內冶金起重機基本是在原蘇聯的模式下做一些小型的改進和發展。隨著改革開放的不斷深入，大量國外先進技術的引入，現代冶金起重機也發生了較大的變化。本文結合國內冶金企業冶金工藝的改進及最終用戶的使用要求，對冶金起重機的發展趨勢談一些看法。冶金起重機一般人們主要指服務丁冶金企業的鑄造起重機、料箱加料起重機、板坯搬運起重機、鋼卷火鉗起重機、磁盤起重機和服務丁冶金廠工作級別較高的其它橋式起重機。由丁冶金企業煉鋼、鑄坯（鑄錠）、軋鋼工藝的改變，脫錠起重機、均熱爐火鉗起重機、剛性料耙起重機、平爐橋

5、式加料起重機、均熱爐揭蓋起重機等傳統冶金起重機已逐步趨丁淘汰，這里不做進一步的分析。僅就前面幾種現在冶金企業大量使用的起重機其發展趨向做一些初步的分析探討。起重量大型化，工作速度高速化現代冶金起重機發展的主要趨勢之一，是起重量大型化，工作速度高速化，隨著社會的發展對冶金企業的要求也在逐步提高，這不僅表現在對冶金產品的數量要求上，更重要的是表現在對冶金產品的質量和品種方面，由丁社會需求的增加推動和促進了冶金企業的技術改造和技術進步，大型轉爐、連鑄、連軋技術的應用，對冶金起重機的大型化和高速度提出了更高的要求，現就國內主要冶金起重機生產企業鑄造起重機的發展情況做一簡單的統計：從上表可以看出，五十年

6、來主鉤起升速度和起重量均有較大幅度的提高。起升、運行機構均采用調速系統早在7080年代，隨著交流調速技術的發展和成熟，國外各著名起重機制造廠紛紛推出各機構調速的承諾。調速范圍因采用的調速方式不同而不同。現設計大量使用的是定子調壓和變頻調速系統，起升機構以定子調壓為多，運行機構以變頻為多。機構采用調速以后具有以下明顯優點：a）機構起、制動平穩當機構起、制動時僅以正常速度的1/10或1/20微速起動或制動時，被吊物體平穩運行，對起吊鋼水包的鑄造起重機特別有利；b）可有效減少制動器閘塊的磨損；c）被吊物體能準確定位；d）減少對金屆結構（橋架或小車架）和傳動系統的沖擊，延長使用壽命；e）可有效改善操作

7、工人的工作環境；f）減少起動對電網的沖擊。使用調速系統后也帶來如下問題：a）起重機的造價提高；b）對維修電工的技術水平要求較高。雖然采用調速系統后會增加設備成本，加大維修難度，但隨著技術的進步，調速系統的造價也在逐步降低，而其優越性卻越加明顯。系統調速以后，其工作情況的改變為其發展奠定了堅實的基礎。監測傳感控制技術廣泛應用，使用性能和可靠度大大提高隨著科學技術的進步，各種監測、傳感控制技術在冶金起重機上得到了廣泛的應用，從而使起重機的使用性能得到很大的提高，使冶金起重機從以前簡單意義上物料搬運工具變成目前的物流、信息流綜合傳送設備。秤量裝置：在鑄造起重機上設置數字式秤量裝置，小顯示屏放在司機室

8、內，大顯示屏設在主端梁下，朝向地面，使盛鋼桶內的鋼水重量隨時顯示，該數據聯到計算機房內,一方面可累計每日的產量，另一方面可根據連續板坯的大小、塊數來決定盛鋼桶應盛放的鋼水量，減少浪費。隨著各種大型高精度電子秤的應用，冶金起重機在搬運物品的同時，還可完成產量的統計、超載斷電和報警等功能。故障顯示、記錄、打印裝置在連續生產的鋼鐵企業里，時間就是金錢。在起重機出了故障后，希望維修時間減至最短。故障顯示裝置可將正發生故障的部、零件名稱在司機室內的顯示屏上顯示出來，維修人員立即知道故障發生的部位，可大大縮短維修時間。易出故障的電氣和機械的零部件，由業主列出活單，起重機制造廠按業主要求設置故障顯示點，一旦

9、被監測零部件出現故障，就會在屏幕上顯示出來，避免更大故障的發生。該裝置除具有顯示功能外，還具備記錄、打印功能，備查找故障原因，落實核對責任的而次。二、三維定位裝置吊具在空間的位置可通過本裝置在司機室內的顯示屏上顯示，定位精度可控制在土10mnT,可滿足各類自動作業線的工藝要求。司機可通過顯示屏上顯示的數字直觀地確定吊具或物體是否已到達該物體應到達的位置，大大縮短起吊時問，也避免物體的晃動，可有效提高生產效率。防碰撞裝置過去為防止二臺起重機碰撞，僅安裝限位開關和緩沖器，現有激光式或雷達式防碰撞裝置。在一臺起重機設發射裝置，在另一臺起重機設接受或反射裝置，達到預先設定的間距時，就發出報警，避免發生

10、相撞。安全制動器在吊運重要物體，如：核原料、液態金屆、大水電站的發電機轉子等，起重機的主起升機構的卷筒上設置安全制動器。在該卷筒一側法蘭的輪緣上根據制動力矩的需要可設置一對、二對甚至三對瓦塊，由專設的液壓站進行控制。起動時，安全制動器先打開，設在高速軸上的工作制動器后打開。制動時，工作制動器先制動，安全制動器滯后幾秒再制動。安全制動器的作用是保證工作制動器與安全制動器之間所有傳動鏈環節中任一傳動件損壞或斷裂時，被吊物件均可安全。把各種監測、傳感技術適當地應用在起重機上，實現對冶金起重機的有線或無線控制，既是現代冶金起重機發展的方向，同時也應成為個設計工作者應該努力的目標。控制技術程序化，遙控技

11、術在特殊環境中使用隨著計算機軟、硬件技術的發展和日臻完善，實現程序化控制的起重機也已成為可能，且其控制范圍變得日益廣泛，控制功能變得日益完善，各種冶金起重機按照人們事先約定的模式執行一定的工作任務已成為現實。為了更準確、即時的完成各種工作任務，各種冶金起重機通過有線或無線與主控設備聯動。在主控室控制已成為可能，遙控冶金起重機和程控冶金起重機已在部分冶金企業中使用。遙控冶金起重機一般用在一些高粉塵、高污染的危險作業區，如武鋼一煉鋼出渣跨、珠江鋼廠、八一鋼廠等都有遙控起重機在用。而程控冶金起重機一般用在一些作業效率較高的場合。為提高起重機的使用壽命，減小沖擊、提高操作的準確性、運行效率和改善司機的

12、操作環境，寶鋼三期工程中的1580、干熄焦提升機等都有一定范圍的使用，程控起重機和遙控起重機將得到一定的發展，并逐步被冶金企業所采用。結構型式標準化、生產模式國際化我們之所以把“結構型式標準化，生產模式國際化”作為現代冶金起重機的主要發展趨勢提出，主要出丁以下兩方面的考慮：a）市場經濟對冶金起重機的客觀要求由丁經濟運行體制已由計劃轉向了市場，這樣為設備采購單位在短時間內利用招投標形式選擇質優、價低產品提供了有力和有利的條件，設備生產廠沒有結構型式的標準化和生產模式的國際化就很難達到用戶的要求；b）信息、通信技術的發展為實現產品結構型式標準化、生產模式國際化提供了充分的物質和技術支持。實現結構型

13、式的標準化還可以把經過實踐檢驗成熟可靠的結構型式應用丁新的產品中，避免結構型式的不合理產生的技術質量問題，從而提高產品的質量。吊車型式普通化、吊具型式專用化把“吊車型式普通化、吊具型式專用化”作為現代冶金起重機的一個發展趨勢提出，主要是出丁冶金企業鑄坯軋制技術的更新，即由傳統的鑄錠T脫錠T鋼錠加熱T初軋T熱軋，到現在的連鑄T連軋。配合傳統工藝時，冶金企業需要有：橋式加料起重機、料箱加料起重機、鑄造起重機、脫錠起重機、均熱爐鉗式起重機、均熱爐揭蓋起重機、板坯火鉗起重機、剛性料耙起重機、（含磁盤）鋼卷火鉗起重機等多種起重機來完成其工藝過程，而采用連鑄T連軋工藝時，冶金廠只要有料箱加料、鑄造、板坯火

14、鉗、鋼卷火鉗等幾種起重機即可完成全部工藝過程中的物料搬運，使吊車型式得到極大的簡化。由丁冶金產品品種需求的多樣性，各種專用吊具也應用而生，如配合精整跨的臥卷吊具、立卷吊具、自對中立卷吊具、揭蓋吊具、L型鉤鋼板吊具、C型鉤，與可人控旋轉的吊鉤配合使用，可實現多種操作功能。2.典型結構和傳動型式的分析和認識2.1鑄造起重機主起升機構的發展趨勢鑄造起重機主傳動采用星形減速機應成為現代鑄造起重機發展的趨勢。現在在用的鑄造起重機大部分是采用棘輪棘爪傳動，之所以采用棘輪棘爪的傳動有兩個原因，一是棘輪棘爪對保證鑄造起重機的安全運行確有其優點。二是星形減速機最初在鑄造起重機上使用時連續出過幾次問題，冶金部專門

15、下文對星形傳動予以停用。經過幾十年的反思，以及星形減速機在進口鑄造起重機上使用驗證的良好業績和控制監測技術的發展。我們認為星形傳動在鑄造起重機上的應用將逐步擴大，原因有二，其一星形傳動基本具備原棘輪棘爪傳動的優點，還可實現單電機長時間連續安全運行；其二對以前星形傳動造成事故的原因的認識逐步趨丁一致，即結構性問題而非原理性問題，只要通過改進和完善設計就可以避免，加之電氣控制監測技術的進步，星形傳動的安全運行已經可以得到有效的保證。板坯火鉗起重機的火鉗裝置重力夾鉗、電動開閉的重力夾鉗、動力火鉗三種火鉗裝置中，動力火鉗因其成本較高，擴大推廣受到一定的影響，但由丁其優越的工作性能，特別是鉗口可實現準確

16、的三維跟蹤、可靠火起梯形坯、較高的工作效率和不損失起升高度，為實現冶金企業的自動化具有無可比擬的優點。因而我們認為動力式板坯火鉗起重機在現代冶金起重機發展上將占越來越重要的作用。橋架、小車架整體加工：橋架、小車架包括一些大型結構件整體加工是保證冶金起重機產品質量的一項重要措施和有效途徑。由丁冶金起重機工作的特殊性，對質量提出了較高的要求，小車架整體加工指焊在小車架上的電動機底座，制動器底座，減速器支承座，卷筒支承座，和小車車輪支承座等機座一次性地劃線加工而成，相互問的形位、尺寸公差由機床保證，因此裝配工作變得特別簡單。只要把電動機、制動器、減速器、卷筒、車輪就位即可，不像舊的辦法，它們問的形位

17、、尺寸誤差靠塞墊片來調節。簡而言之，這些部件間的形位公差由機床精度保證與裝配工人的技術等級無關，排除了人為因素，因而大大提高了裝配精度和使用性能，同時也大大縮短了用戶的維修時間。基礎傳動與控制隨著冶金工業的連續化生產，要求冶金起重機具有可靠性高，調試及定位性能好，具有故障自診斷，操作平穩舒適等功能，其控制結構為：工業PC機+PLC+基礎傳動。基礎傳動采用變頻調速。運行過程由傳統的人為速度控制將逐步過度到準確的PLC位置控制，工作信息將自動傳給上位機（工業PC）,最終與整個工廠的管理和控制系統相聯是冶金起重機基礎傳動與控制發展的主要趨勢。基礎傳動基礎傳動將以全數字式可控硅定子調壓調速，變頻調速為

18、主導。起升機構將采用調壓調速或無逆變失敗的可逆變式變頻調速（例如西門子AFE）,運行將以變頻調速為主。自動控制：PLC將完成所有自動控制的功能，通過現場總線（如Profibus）實現對各機構調速裝置的速度及定位控制，該方式通訊信息量大，連線簡單，可靠性高。對丁板坯連鑄使用的板坯火鉗連續自動堆垛，連軋后的鋼卷連續自動堆垛，PLC將根據設定，自動完成定時、定位自動火坯，自動定位堆垛，整個過程將自動完成，重復循環，系統將具有自診斷功能，以確保運行可靠性。故障時，可切換到司機人工操作，并隨時從任一工藝流程點切入自動過程，這將使效率更高，設備運行更合理。故障監測與控制；裝在司機室的PC機或觸摸屏人機界面

19、，將能夠顯示各機構運行狀態故障信息，并可在PC機上設置工藝要求指令，下載至PLG啟動自動控制功能，實現工藝要求的自動控制過程。工業PC機還可通過通訊實現與工廠管理網的聯網，從而實現生產管理自動化。第二章文獻評估沈陽工業大學吳芳在大型塔式起重機非接觸式力矩保護技術研究一文中分析了塔式起重機是工業和民用建筑施工中完成重物吊裝工作的主要設備，具有工作效率高，使用范圍廣，操作容易，安裝拆卸簡便等優點。近年來，核電站及建筑業的迅速發展，為塔式起重機的發展創造了前所未有的發展機會，但同時也提出了挑戰，塔式起重機安全事故隨著起重機數量的猛增而頻繁發生。減少塔式起重機事故，提高塔式起重機安全性能和作業效率迫在

20、眉睫。力矩限制器是裝備在塔式起重機上的重要超載保護裝置，它為塔式起重機的安全工作提供保障。傳統的力矩保護裝置是采用一個機械式的力矩傳感器，利用機械變形產生電信號，再將這一信號放大，為操作者提供顯示或保護信號；但這種接觸式的力矩保護存在著不可避免的誤差，為了提高其可靠性和精度，減小誤差，本文在對國內外現有的力矩限制器進行了深入詳盡的對比和分析基礎上，借鑒和傳承了它們的成功經驗，充分利用現代電子、計算機、傳感測控等方面的技術成果，提出了非接觸式的設計思想，進行了新型起重機力矩限制器的研制。該系統的解決方案具有通用性好、高精度、低成本等優點。武漢科技大學機械自動化學院謝建剛，李堯在新型雙粱鑄造起重機

21、的設計一文中對新型雙梁鑄造起重機重新進行設計.使其新設計中有四根鋼繩，并且可以利用現有50t起重機的橋架及小車架達到原四梁鑄造起重機的功能和安全指標.鑄造起重機的工作任務是非常危險的，因為其起吊的鋼水包里的液態金屆溫度高達1200?C,一旦鋼水包脫落，帶來的是災難性的后果。故鑄造起重機的設計規則中對可靠性的要求非常高。國標GB11-83起重機設計規范里面對起升機構的制動器安全儲備作出了規定。而煉鋼操作規程里面規定了起吊鋼水包應采用鑄造起重機，這一要求也正與其相應的工作任務一致。此文優點在丁：新設計的雙梁鑄造起重機與四梁起重機一樣有四根承載鋼繩。其中任何一根鋼繩突然脫落或斷裂均不影響吊鉤的平衡，

22、不會導致鋼水包的傾覆。運輸鋼水一類的液態金屆，必須使用有安全冗余設計的鑄造起重機，這樣可以避免相關事故發生。本文設計的雙梁鑄造起重機在中小鋼廠因其價格便宜，改造工作量較小，有一定的推廣價值。上海西重所重型機械成套有限公司蔡麗娟孫承波與寶山鋼鐵股份有限公司戴至前陳平原在所發表的橋式起重機節能調速技術改造一文中闡述了自己在橋式起重機節能調速方面的改造方案，即：在國外進口產品技術基礎上，借鑒其他行業的應用經驗，采用變頻調速控制裝置改造橋式起重機的調壓調速裝置，并盡可能地保留原有設備配置，實現了低成本高性能的改造目標。為同類設備改造提供了技術借鑒。這樣做的優點：我認為變頻調速系統運行可靠、響應速度快、

23、節能環保、調速穩定、故障率低，是起升機構理想的控制裝置，完全達到了改造目標。在AFET品基礎上自主集成的橋式起重機變頻調速系統為國內首創，技術性能與西門子成套產品相同，但裝置成本明顯降低，調試和現場服務的費用更低，能為系統的正常運行和維護提供技術支持。改造后的變頻調速系統節能效果明顯，1臺160kW電機主鉤，以1年330d、每天工作16h計算，能節電40萬kWh,節省電費超過25萬元13】。楊丹對軌道集裝箱龍門起重機運動數值仿真及動力學分析一文中龍門起重機主梁結構是起重機工作時最重要的承載部件，其力學性能對整機的正常運轉有直接影響。目前在龍門起重機結構的設計和故障診斷中有以下兩方面的問題有待解

24、決：1）過去,在設計和驗算中僅是對起重機金屆結構在工作狀態下的起始、中間等幾個在經驗上看來是危險的位置進行結構分析，而對起重機在從小車起吊載荷到終止整個工作過程中的應力等力學參量均不知曉，主要是由丁實際工作中這項工作太繁瑣而無法實現。本文的第一個解決的問題便是對龍門起重機結構在工作狀態下的整個運動過程進行運動數值仿真；2）起升機構起制動時對龍門起重機結構產生強烈的沖擊動載荷，其對整個龍門起重機結構的動態響應未知。針對以上兩個問題，本論文以龍門起重機結構為研究對象，以有限元法和機械動力學為理論基礎和分析手段，運用參數化技術和有限元分析軟件ANSYSt小車吊載運行過程中的龍門起重機結構進行了運動數

25、值仿真，研究了龍門起重機結構的動態特性和龍門起重機結構在起吊時的動力學響應，并采用VisualBasic開發了相應的數值運動和動力仿真軟件。主要研究工作如下：1）用ANSYS勺內部命令和APDL®言以及參數化技術建立了龍門起重機結構的有限元參數化模型。它使得有限元分中過程中對模型的修改以及再次計算很方便、快捷，而且不容易出錯。2）用建立好的有限元參數化模型和ANSYS勺內部命令以及APDL®言編寫了小車吊載運動過程中起重機運動數值仿真的命令流文件，具體實現了仿真，獲得了仿真動畫，經分析得出了有參考價值的結論。3）研究了龍門起重機結構的動態特性。結合有限元參數化模型編寫了模態

26、分析的命令流文件。提取了前10階固有頻率、主振型及其振型圖，并對結果進行了分析。4）對龍門起重機結構在貨物突然起吊受到動載荷的情況進行了瞬態分析。結合有限元參數化模型編寫了瞬態分析的命令流文件。該瞬態分析主要是以小車滿載跨中為基點進行分析的，獲得了龍門起重機突然起吊的瞬態動力響應，包括龍門起重機結構主梁垂直位移、垂直速度、垂直加速度與時間的響應曲線，并對結果進行了分析。5）有效地運用VisualBasic軟件對龍門起重機結構的運動數值仿真和動力學分析進行了封裝。獨立開發了龍門起重機運動和動力數值仿真軟件141O單海云對起重機結構安全性評價系統及基丁有限元法的可靠性研究一文該論文以港口起重機為研

27、究對象，考慮影響起重機結構的各種因素，確定金屆結構的技術狀態，對其安全使用期限進行預測，并采用VisualC+6.0開發了一套主要針對裝卸橋和門座起重機的安全性綜合評價系統.此外，運用有限元分析軟件ANSYSt臺龍門起重機進行可靠性分析.全文的總體結構如下：全文共分為7章,在第一章緒論中綜合敘述了國內外對起重機結構安全性評價的研究和現狀、未來的發展趨勢和方向、機械可靠性的發展和應用以及該文的研究目的和意義，簡單介紹了該文所做的工作.第二章主要闡述了起重機結構安全性評價的理論基礎.在該章的第二節中，對起重機金屆結構的裂紋形式和分類進行比較詳細的描述，同時應用斷裂力學的知識，推導出裂紋擴展速度公式

28、，控制裂紋的進一步擴展.該章的第三節論述了起重機金屆結構的重要技術性能指標，詳細討論了指標狀態指數和權重，并提出了基丁模糊數學的隨機模糊法來進一步細化結構的狀態指數和權重.根據結構的裂化指數評價結構的狀態，并對結構的安全使用期限進行預測.第三章是開發起重機結構安全性評價系統軟件的技術基礎.簡單介紹了面向對象的可視化技術和程序設計語言、Windows程序的消息和程序流程.在第二章和第三章的理論支撐基礎上，第四章就是起重機結構安全性評價系統軟件的實際應用實例，并對計算結果進行分析，確定起重機金屆結構的使用狀態.第五章對有限元的基本思想和有限元分析軟件ANSYS進行了簡單的介紹，同時也重點介紹了三種

29、可靠性分析的方法：蒙特卡羅法、響應面法、基丁敏感性的分析方法.第六章是有限元法在可靠性分析中的應用實例，以一臺龍門起重機為例，詳細描述了在有限元中進行可靠性分析的三個重要步驟：模型文件的生成、可靠性分析階段、后處理和結果的提取，因此該文將理論與實踐密切結合起來了.該文的最后一章對全文進行了總結，提出了幾點在將來應當繼續研究的問題。毛文剛對起重機疲勞壽命估算與疲勞可靠性安全檢測一文起重機由丁能快速方便地對貨物進行搬運、轉移，在國民經濟建設中發揮了越來越大的作用，但在工作過程中其結構要承受反復交變載荷作用，很容易產生疲勞破壞，據統計金屆結構的破壞有50%90%屆丁疲勞破壞，因此需要對其結構進行疲勞

30、壽命估算，并根據起重機的服役狀況進行相應的安全檢測，從而保證其能安全有效地運行。本文通過對各種不同起重機實際工作情況下結構的受力特征進行計算分析，并參考相關的檢測規范以及同類型起重機結構發生破壞的歷史記錄情況，選取起重機結構的應力測試點；然后在起重機正常工作情況下測試這些點在不同工況下的應力值，并選取應力相應比較大的點作為疲勞壽命估算點，測量其應力一時間歷程；采用雨流計數法對動態采樣得到的應力一時間歷程進行循環計數統計，編制出結構的測試疲勞載荷譜。由丁結構的現場動態采樣時間遠比其整個疲勞壽命短，本文應用疲勞載荷譜理論將測試疲勞載荷譜外推，得出結構整個服役期間的全壽命疲勞載荷譜；在依據起重機設計

31、規范推導起重機結構構件的SN®線時，本文考慮到小丁疲勞極限的應力幅值在結構的疲勞載荷譜中占了很大部分，對結構的累積損傷同樣具有很大的影響，因此本文將結構構件的SNft線分成兩個階段來表達；最后結合Miner累積損傷法則，計算結構的疲勞損傷值，并根據起重機的實際工作情況，估算出其剩余疲勞壽命。同時按照上述原理，編制了一套起重機結果疲勞壽命估算程序，為起重機使用和檢測部門提供了一種準確、實用的估算起重機疲勞壽命的新手段，為相關部門對起重機的安全檢測和合理應用提供了一個很好的參考依據。目前國內起重機都是通過定期對其重要部位進行檢測后，來判斷結構的安全狀況，這種檢測方式具有很大的盲目性。本文

32、將基丁疲勞可靠性的安全檢測方式應用到起重機結構的安全檢測中，并根據實際工作狀況下測量的應力一時間歷程進行統計分析，確定出結構的疲勞可靠度指標曲線，與保證起重機可以安全運行的結構最低目標可靠度指標進行比較，來判斷結構的安全狀況以及下次需要再次進行檢測的時間間隔。這種基丁疲勞可靠性的起重機結構安全檢測方式在起重機剛投入使用初期，要求的檢測次數較少，這樣就節約了檢測成本；但到了起重機結構服役的后期，由丁累積疲勞損傷的影響，結構的疲勞可靠度指標曲線下降明顯，這樣根據基丁疲勞可靠性的方式進行檢測可以保證在檢測期間起重機結構的安全度水平始終可以滿足安全需要。考慮到Matlab在數值計算、圖形數據轉換等方面

33、的優點，本文所有的工作都以它為計算平臺，同時相關部門可以根據具體的起重機形式，不同的工作環境狀況對上述應用程序進行改進，以滿足特殊的需要16林偉華對基丁COSMOS/WorkS龍門起重機金屆結構的整體靜態性能分析及結構細節設計的研究一文針對目前國內外龍門起重機的大型起重設備金屆結構設計的現狀、發展動態和發展方向及其在現代工業中的重要作用，進行了龍門起重機金屆結構整體和局部細節的課題研究。目前國內起重機等大型設備金屆結構的設計方法多采用以經典力學和數學為基礎的半理論，半經驗設計法和模擬法、直覺法等傳統設計方法，使設計的精度比較低，而且對丁結構一些細節部分的設計并沒有做深入的研究。本文運用有限元工

34、程分析理論，對龍門起重機金屆結構整體靜態力學特性以及結構局部細節處的應力狀態分布進行分析，希望達到指導設計、優化設計方案和提高起重機技術性能的目的。根據上海振華港機公司的設計需要，對其設計的600t造船龍門起重機展開研究，就有限元方法用丁起重機的相關理論和實現原理進行了闡述，在現有的結構分析基礎上，對龍門起重機金屆結構進行了建模，單元劃分、約束處理，載荷處理以及計算分析等方面的工作。研究主要分龍門起重機整體結構的靜態特性分析和結構細節的應力狀態分析兩個部分，分析過程使用了新興的CAD/CA昧成軟件COSMOS/Work對其在結構分析中的實用性做了研究，得到了結構的主要力學特性和結構開孔以及相貫

35、鋼管節點的應力集中情況，對設計的產品進行了較為科學的評價并總結了設計中應予以重視的問題。本文旨在對我國起重機的計算機工程分析應用手段及設計的細節做進一步的分析研究，希望本文中用丁分析的一些手段與方法以及一些分析結論對我國起重機行業的相關研究有借鑒作用。邪小健在對港口起重機鋼結構抗脆斷設計的研究一文港口起重機的鋼結構是起重機的重要組成部分，是整臺起重機的骨架.起重機設計規范(GB3811-83)對鋼結構提出了抗屈服、抗失穩和抗疲勞失效的安全性核算要求，但不能保證抗脆性破壞的安全性;在F.E.M標準歐洲起重機械設計規范(1998年修訂版)中對鋼結構抗脆性破壞提出了鋼材質量選擇辦法。本文針對現行起重

36、機鋼結構設計，從防止結構脆斷的角度就如何合理選用鋼材等級做探討。1）確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組ih=5Z=10圖A起升機構計算機簡圖第三章起重機的技術與說明設計內容計算與說明結果3.1主起重小車起升機構計算按照布置宜緊湊的原則，決定采用如下圖1-1的方案。按Q=75t,查1表4-1取滑輪組倍率ih=5,承載繩分支數：Z=2ih=102）選擇鋼絲繩選G75吊鉤組,查3附表3-4-11選圖號為G5吊鉤組，得其質量：G=1050kg，兩端滑輪間距A=120mm若滑輪組采用滾動軸承，當ih=5，查1表2-1得滑輪組效率：th=0.97鋼絲繩所受最大拉力：o_QG。_750001050Sm

37、ax-=7840kg=78.40KN2ih250.97查1表2-4和3表1-2-7、1-2-9,中級工作類型（工作級另JM6）時，安全系數n=5.5。設計內容計算與說明鋼絲繩計算破斷拉力Sb:3)確定滑輪主要尺寸Sb=nxSma>=5.5X78.40=431.2KN查4表8-1-10選用纖維芯鋼絲繩6X19W+FC鋼絲公稱"強度1870MP,光面鋼絲，M互捻，直徑d=28mm鋼絲繩取小破斷拉力Sb=483KN,標記如下：鋼絲繩28NAT6X19W+FC1670ZS483GB8918-88滑輪的許用最小直徑：D>d(e-1)=28(22.4-1)=599.2mm式中系數e=

38、22.4由3表3-2-1查得。由2附表2選用4)確定卷筒尺寸，并驗算強度滑輪直徑D=800mn®平衡滑輪直徑以=0.6X800=480mm由2附表2選用D)=500mm滑輪的繩槽部分尺寸可由2附表3查得。由2附表4選用鋼絲繩d=28mmD=800mm滑輪軸直徑D5=140mM勺Ei型滑輪，其標記為：滑輪Ei28X800-140ZBJ80006.8-87由2附表5平衡滑輪選用d=20mmD=500mm滑輪軸直徑D=140mM勺F型滑輪，其標記為：滑輪F20X500-140ZBJ80006.8-87卷筒宜徑：D>d(e-1)=28(20-1)=732mm式中系數e=20由3表3-2

39、-2查得。由2附表13選用D=800mm卷筒繩槽尺寸由3附表3-3-3查得槽距，t=33mm槽底半徑r=16mm卷筒尺寸：L=2+20+4t+Lq'18"0一5.2+4&3+12012。J、3.14*658J=1990mm取L=2000mm式中Z0附加安全系數，取Z°=2;d=28mmD=800mmD=800mmL=2000mmD)=500mm設計內容計算與說明Li卷槽不切槽部分長度，取其等丁吊鉤組動滑輪的間距，即Li=A=120mm實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減；、=23Do卷筒計算直徑D0=D+d=650+28=658mm卷筒壁厚：5=0.02

40、D+(610)=0.02X650+(610)=19.623.6取a=23mmSnax卷筒壁壓應力驗算：Cymax=一78400一=103.29106N/m"=103.29MPa、t0.0230.0033選用灰鑄鐵HT20Q最小抗拉強度:-b=195MPa許用壓應力：by=亶=195=130MPabymax<by故抗壓強度足夠卷筒拉應力驗算：由丁卷筒長度L>3D,尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖1-2圖1-2卷筒彎矩圖卷筒最大彎矩發生在鋼絲繩位丁卷筒中間時:設計內容計算與說明結果5）選電動機c,c(2000-120、Mw=Smaxl=Smaxc78400X<

41、;2J<2J=144256000Nmm卷筒斷面系數：W=0.D4-DJ=0.1X6504二5844D)65030=103026037.2mmmm3式中D卷筒外徑，D=650mmDi卷筒內徑,Di=650-2X23=584mm丁是=虹=144256000=1.40MPaW103026037.2合成應力：'bJ39巧=可+討Oymax=1.40+褊x103.29=32.95MPa式中許用拉應力&=箜=195=39MPa卷筒強度驗算通過。故選卷筒直徑D=650mm長度L=2000mm卷筒槽形的槽底半徑r=16mm槽距t=33mm起升高度H=18m倍率ih=5;卷筒A650X20

42、00-16X33-18X5左ZBJ80007.2-87計算靜功率：NjJGj/=(75001050)6.2=90.64KW102"0叮102"0X0.85式中聽機構總效率，一般n=0.80.9,取n=0.85電動機計算功率：6V01強度驗算通過Ne=72.51KWNe>kdNj=0.8X90.64=72.51KW式中系數kd由1表6-1查得，對丁M1Me級機構,kd=0.750.85，取kd=0.8查3表5-1-13選用電動機YZR315M-10其Ne(40%=75KWn1=579rpmGD2d=8.68kg-電動機質量Gd=1156kg6）驗算電動機發熱條件按照等效

43、功率法，求JC=40%寸所需的等效功率:Nx>k40Nj=0.5X0.85X90.64=39.43KW選電動機YZR315M-10Nx=39.43KW式中k40工作級別系數，查1表6-4,對丁MM級,k40=0.5;Y系數，根據機構平均起動時間與平均工作時間Nx<Ne的比重（tq/tg）查得。由1表6-5,一般起電動機發熱驗算通過升機構tq/tg=0.10.2,取tq/tg=0.1,由2qgqg圖6-6查得y=0.87。由以上計算結果Nx<Ne,故初選電動機能滿足發熱條件卷筒轉速:叫=電=&25=15r/minD03.140.6587）選擇減速器減速器總傳動比：、選減

44、速器選ZQ-500n-Q1-421.2Hv=5.9m/min"MM6查2附表35選ZQ-500U-Q1-421.2H減速器，當工作類型為中級（相當工作級別為M級）時，許用功率N=9.7KW,i0=40.17，質量Gg=345kg,主軸直徑d1=50mm軸端長8)驗算起升速度和實際所需功率l1=85mm（錐形）實際起升速度：v=v&=6.2x38'6=5.9m/mini040.17誤差：9)校核減速器輸出軸強度8=X100%995.6X100%=5.3%：&=15%v5.6實際所需等效功率：Nx=Nx匕=39.43X5:9=37.5KNeM0%=75KWxv6.

45、2e由1公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：_1Rmax=二（aSmax*Gj芹R2式中aSmax=2X78400=156800N=156.80K-一卷筒上卷繞鋼絲所引起的載荷；Gj=10K-一卷筒及軸自重，參考2附表14估計R=102.5KNZQ650M速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由1附表40查得。一1，一Rmax=2156.810=83.4KN<R=102.5KN由1公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：Mmax=（0.70.8）VmaxMei'。<Mx<NeRmax<R式中Me=9550Ne(40%)=9550X二5=1237N電動機軸n1579額定力矩；m

46、ax=2.8當JC=40%寸電動機最大力矩倍數。°=0.95減速器傳動效率；M】=132500N-一減速器輸出軸最大容許轉矩，由Mmax<M減速器輸出軸強度足夠設計內容計算與說明結果10）選擇制動1附表36查得。器Mmax=0.8X2.8X1237X40.17X0.95=105740Nm<M=132500Nm由以上計算，所選減速器能滿足要求所需靜制動力矩：Mz5-M'j=Kz-(Q*G0D0n2ihi0,m、/(75000+10500.658、”=1.75X乂0.852X5X40.17選用YWZ500/121=185.30kg-m=1853.0Nm制動器11）選擇

47、聯軸器式中Kz=1.75制動安全系數，由2第六章查得。由2附表15選用YWZ500/121制動器，其制動轉矩Mez=14002250Nm制動輪直徑Dz=500mm制動器質量Gz=135.8kg高速聯軸器計算轉矩，由1（6-26）式：半齒聯軸器；Me=nRMe=1.5x1.%1237=3339.9NmceCLZ5,圖號S514Me<式中Me218電動機額矩（前節求出）；n=1.5聯軸器安全系數；氣=1.8剛性動載系數，一M=1.52.0。由1附表31查得YZR-250M2電動機軸端為圓錐形d=65mm,1=105mm。從1附表34查得ZQ-500減速器的局速軸為圓錐形d=65mm,1=85

48、mm。Mt12）驗算起動靠電動機軸端聯軸器由1附表43選用CLZ半聯軸器，帶©315mm制時間其圖號為S514,最大容許轉矩Mt=8000NeMc值，飛動輪半齒聯軸器,圖號S124輪力矩(GD2)=1.54kgm2,質量Gl=47.68kg浮動軸的兩端為圓柱形d=65mm,l=115mmMe<Mt設計內容計算與說明結果靠減速器軸端聯軸器由1附表45選用帶8300mm制動輪的半齒聯軸器，其圖號為S124,最大容許轉矩Mt=3150Nm,飛輪力矩(GD2)=1.8kg-m2,質量38.5kg.為與制動器YWZ-400/80相適應，將S124聯軸器所需©300mm制動輪，修

49、改為巾315mm應用起動時間：n1，2,(Q+G0D2。1tq=xC(GD"2038.2(Mq-Mj)i2r>式中(GD21=(GD2d+(GD2)Z=1.465+0.403+1.8=3.688kg-m2靜阻力矩：Mj=炬也絲*迎絲=M6.56kgmj2*2X5X40.17X0.85=1465.6Nm平均起動轉矩：Mq=1.5Me=1.5><1237=1855.5Nmx579tq-tq38.2(1855.5-1465.6)1.15x3.668+(75000+10?0D.6582_(5x40.17X0.85一=0.220s13）驗算制動時間tq=0.220s通常起升機

50、構起動時間15s,此時tq<1s,可在電氣設計時，增加起動電阻，延長起動時間，故所選電動機合適。由2式（6-24）得，制動時間：tz=0.37s設計內容計算與說明結果.nc(gd"(Q+g，d。238.2(Me2-Mj)i_57938.2(2250-115.6):億。會*工(75000+1050)x0.658nOC1x|1.153.668+Jx0.85(5X540.17)2-=0.37s式中'(Q+G0)DMj=以(75000+1050)x0.658“仁”=x0.85=115.6Nm2x5x38.6查1表6-6查得許用減速度a苴0.2,a=v'/tz=0.517

51、s,因為t<tz,故合適。tz=0.517st<tz3.2主起重小車運行機構計算1)確定傳動方案經比較后，確定采用下圖2-1所示傳動方案:2)選擇車輪及軌道并驗算其強度圖2-1小車運行機構傳動簡圖車輪最大輪壓：小車質量估計取Gxc=24000kg假定輪壓均布，則Pmax=0.25(75000+2400。/4=24750kg車輪最小輪壓：Pmin=Gxc/4=24000/4=60000kg初選車輪：由2附表17,當運行速度<60m/min,Q/Gxc=75000/24000=3.125>1.6,工作級別為M6時,車輪直徑Dc=350mm,軌道型號為18kg/m(P18),

52、許用輪壓為3.496=Pmax=3.5t。GB462884規定，直徑系為Dc=250,315,400,500,630mm,故初步選定車輪直徑Dc=400mm,而后校核強度。強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度車輪踏面疲勞計算載荷：Pc=(2Pmax+Pmin)/3=(2X247500+60000)/3=36500N車輪材料為ZG340-640,bs=340Mpa,b=640Mpa線接觸局部擠壓強度：Pc'=k1DclC1C2=6.0X400X28.2X1.20X0.9=62130N式中k1許用線接觸應力常數(N/mm2),由2表5-2查得k1=6.0車輪直徑：

53、Dc=400mm材料：ZG340-640軌道：P18n"ok疲勞計算通過l車輪與軌道有效接觸強度，對丁P24,設計內容計算與說明結果l=b=28.2mmCi轉速系數，由2表5-3,車輪轉速Nc=v/Dc=35.2/(3.14*0.4)=28.02r/min時，Ci=1.02C2工作級別，由2表5-4,當為M6時，C2=0.9Pc'Pc,故通過。點接觸局部擠壓強度：Pc'=k2R2CiC2/m3=0.132X2002X1.02X0.9/0.473Tmax<丁II強度計算通過=41199.2N式中，k2許用點接觸應力常數（N/mm2）,由2表5-2查得k2=0.18

54、1線接觸及點接觸強度均通過R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=400/2=200mm,軌道R2=90mm，故取R=200mmm由R1/R2比值所確定的系數,R/R2=90/200=0.45,由3表5-5查得m=0.49Pc''Pc>故通過。根據以上計算結果，選定直徑Dc=400的單輪緣車輪，標記為：3）運行阻力的車輪DYL-400GB4628-84計算摩擦阻力矩Mm：Mm=(Q+Gxc)(k+u*查附表19,由Dc=350mm車輪組的軸承型號為7520,據此選Dc=400車輪組軸承亦為7520.軸承內徑和外徑的100+180I工習1且d-2-140田

55、1衣7-1和衣7-2宣，（寸濃動摩擦系數k=0.0005,軸承摩擦系數u=0.02,附加阻力系數6=2.0,代入上式得滿載時運行阻力矩：，一0.140-Mm(QM)=(75000+24000)(0.0005+0.02?)2=376.2kgm=3762NmFrn(Q=Q)=18810NPm(Q=0)=運行摩擦阻力：9120設計內容計算與說明Pm(Qq)=Mm3)=衛=18810Nm(Q-)DC/20.4/2C當無載式：Mm(Q0=Gxc(k+u?)E0.140=24000(0.0005+0.02x)22=182.4kgm=1824Nm4)選電動機PMm(Qq)Pm心dc/2C1824w=9120

56、N0.400/2電動機靜功率：Nj=土上一1000nm=18810-32.51000x0.9x60=12.26kw式中，11機構傳動效率，取0.9式中Pj=Pm(Q=Q)滿載運行時的靜阻力；m驅動電動機臺數m=1；對丁橋式起重機的小車運行機構可核:下式5)驗算電動機發熱條件初選電動機功率：N=kdNj=1.15X12.26=14.09kw式中，kd電動機功率增大系數，由1表7-6得kd=1.15。由2附表30選用電動機YZR2-42-8,Ne=16kw,2nr=715r/min,(GD2)d=10465kg.m，電動機質重Gd=260kg。電機等效功率：Nx=K0.4XrXNj6)選擇減速器=0.5X1.12X12.26=6.87kw式中，K0.4工作類型參數，由1表6-4查得K0.4=0.5選電動機：YZR2-42-8Ne=16kwn=715r/min發熱驗算通過設計內容計算與說明結果選減速器ZSC-600-v-2N'j和Ne均在許用范圍內8）驗算起動時問JC40%時電動機額定扭矩:r由1表6-5按起重機工作場所得tq/tg=0.2,查得r=i.i2由此可知，Nx<Ne,滿足發熱要求車輪轉速：7）驗算運行速、/s只一、VDC32.5CCCC/度和實際所需*=