20吨L型单梁吊钩门式起重机毕业设计 78页

'20吨L型单梁吊钩门式起重机毕业设计1 摘要L型单梁吊钩门式起重机是通用门式起重机的一种，广泛用于铁路货场，港口和工厂。它主要由三大工作机构（起升机构、小车运行机构和桥架运行机构）、金属结构部分和电气设备构成，其中桥架运行机构和金属结构部分一起组成大车运行机构。本论文首先介绍了起重运输机械的用途和发展趋势，然后根据任务书给定参数，结合所学相关专业知识，按照相关国家标准及起重机设计手册，对各机构布置方案进行总体设计，对各机构和部件进行研究及计算并对主要技术指标进行校核，对相关电气设备及部件进行选择，最后依据计算和校核选择正确的部件，进行组合，参照国标选择部件尺寸，完成总图一张和若干工作装置图。通过本次的起重机设计计算，我知道了起重机的设计计算过程，巩固了自己所学的专业知识，通过绘图提升了自己的绘图能力，为以后的社会实践及工作奠定了知识基础。关键词：门式起重机工作机构大车运行机构电气设备78 AbstractL-typesinglegirdergantrycranegantrycraneisacommonandwidelyusedinrailwayyard,portsandfactories.Itmainlyconsistsofthreeworkingbodies(liftingmechanism,trolleytravelingmechanism,bridgeruninstitution),metalstructuralpartsandelectricalequipmentstructure,inwhichthestructuralpartofthebridgeruninstitutionsandmetaltogethermaketravelingmechanism.Thispaperintroducestheuseanddevelopmenttrendofmaterialhandlingequipment,andrelevantexpertiselearnedthegivenparametersaccordingtothemissionstatement,combined,inaccordancewiththerelevantnationalstandardsandcranedesignmanualforagenciesoveralldesignlayoutscheme,eachinstitutionsandresearchandcomputingcomponentsandthemaintechnicalindicatorstobecheckedforelectricalequipmentandcomponentsrelatedtoselectionandmatching,andfinallyonthebasisofthecalculationandverificationofchoosingtherightcomponents,combinedwithreferenceGBselectcomponentsizes,completegeneralplanandanumberofworkingdeviceofFIG.Throughthiscranedesigncalculations,familiarwiththecranedesigncalculationprocess,consolidatetheirexpertisebydrawinggraphicstoenhancetheirabilitytolaythefoundationforfuturepracticeandwork.Keywords:gantrycrane；workingbodies；travelingmechanism；electricalequipment78 第一章引言1.1L型单梁吊钩门式起重机概述门式起重机一般是由大车运行机构的门架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备等几大部分组成。外形就像一个屹立在工作场所的大门。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。  图1-1L型单梁吊钩门式起重机门式起重机是现在使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量可以从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩门式起重机，其他形式的门式起重机都是在通用吊钩门式起重机的基础上派生发展出来的。本论文设计的L型单梁吊钩门式起重机为中级（A5）工作制，主要由门架、大车运行机构、小车运行机构、起升机构、电气设备等组成，桥架采用单梁箱型焊接结构，大车运行机构采用分别驱动，全部机构均在操纵室内操纵。 78 ①供电方式：小车采用软缆供电，大车采用滑触线供电。 ②为防止倾翻和大车滑行，特设置手动别轨器及地锚固定。 ③为了安全使用，在起重机上装有避雷装置。 ④窗户安装玻璃，能开窗玻璃易擦洁更换，内设凸轮控制器，操作方便1.2课题研究思路和设计方案在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，应该注意以下几方面的要求： 整台起重机与工作场所的配合，以及小车与门架的配合。小车与门架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和门架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与门架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和门架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近门架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，从而减少了起重机的自重，节约了材料。 小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。 小车车轮的轮压分布要求均匀。如果能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机门架主梁上受到均匀的载荷，一般最大轮压不应该超过平均轮压得20%。 小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量符合钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到各部分之间的配合良好。78 1.2.1小车设计方案小车机构主要由主副起升机构、小车运行机构、小车架等机构组成。主副起升机构主副起升机构均由由电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒、钢丝绳、动滑轮、定滑轮、取物装置等零部件组成。起动机电动机一般为YZR冶金电动机。主副起升机构均采用两套制动器结构形式。主钩采用双月牙板钩，副钩采用锻造单钩。小车运行机构小车运行机构采用集中驱动结构形式，由电动机、联轴器、制动器、传动轴、减速器、车轮组等组成。为保证轮压，小车运行机构采用4车轮驱动方式.。小车台车布置如图，主动轮和被动轮各半。且四个主动轮位于一侧。图1-2小车布置示意图图1-3小车台车布置78 如图，小车运行参数性能如下表：序号项目单位数值备注1主动轮数目m/min22被动轮数目m/min23小车最大轮压KN5004小车速度m/min3816表1-1小车运行参数小车架小车架采用刚性框架焊接结构，设计保证车架足够的强度、刚度，小车架受载变形后不影响机构的正常工作；并且车架的构造设计考虑起升机构和小车运行机构的布置要求，小车架上的设备支座经加工后焊接在小车架上。小车架所允许的最大刚度为f=1/20001.2.2大车初定大车机构由桥架、大车运行机构组成，大车整体布置如图所示：图1-4大车布置示意图78 图1-5大车车轮布置示意图大车运行机构大车的传动系统为闭式传动。大车运行机构采用四角驱动型式，由四套机构组成。机构由电动机、制动器、联轴器、减速器、车轮组等组成。大车运行机构位于主梁内。大车运行机构有16个车轮8个台车组成组成，每个角由四个车轮组成，为保证起动和制动时不打滑，每个角有两个主动轮和两个被动轮组成。如图2-2。大车运行参数如表序号项目单位数值备注1主动轮数目m/min82被动轮数目m/min83小车最大轮压KN5004小车速度m/min54表1-2大车运行参数门架门架主要由主梁和端梁组成，桥架主梁采用整根梁箱形结构，中间不分段。端梁亦采用箱形梁结构，为便于运输，采取分两段形式，端梁接头形式为顶部翼缘板和腹板采用角钢对接。桥架的主梁与端梁采用高强度螺栓连接。1.2.3其它结构初定78 起重机除了小车和大车结构外，还有司机室，电气设备等。本次设计中，桥式起重机采用安全滑触线供电，滑触线布置在司机室的对侧。而司机室布置在主梁一边。起重机走台上通道的宽度不小于600mm，走台上方的净空高度不小于1800mm。走台能承受3kN移动的集中载荷而不产生永久变形。走台板面具有防滑性能。在桥架上设有高度不低于1100mm的栏杆，并设有间距不大于350mm的水平横杆，底部设有不低于80mm的围护板；栏杆上任何一处都能承受1kN来自任何方向的载荷而不会产生塑性变形。桥式起重机的通道和门一般设置在司机室的一侧。考虑到整机供电的安全性，起重机金属机构及所有电器设备的金属外壳、管槽、电缆金属外皮及变压器低压侧要全部接地。1.3起重机设计的主要相关参数序号项目单位数值备注1起重机跨度m302工作级别A53吊钩起重量t20/5吊钩起升高度m10主钩起升速度m/min716副钩起升速度m/min19184大车速度小车速度m/minm/min5438165大车最大轮压小车最大轮压KNKN5006起重机两边悬臂长度m107起升机构行走轨道扭矩Kg/m42表1-3起重机相关参数78 根据起重机性能参数，该起重机主副钩均可采用一组双联卷筒、一组动滑轮、一组定滑轮、一个吊钩结构形式，由2根钢丝绳起吊，每根钢丝绳一端固定于卷筒的外端，另一端固定于定滑轮旁边的平衡杆上；小车运行机构采用集中驱动方式；大车运行机构采用四角分别驱动方式；门架采用全偏轨箱形主梁、箱形端梁的单梁结构，小车架采用刚性框架焊接结构，为减轻整机重量，提高整机的性能，主要承载构件材质可采用Q345-A材料。第二章起重机起升机构的设计计算2.1主起升机构设计78 电动机通过联轴器和减速器的高速轴相联系，为了安装便利且提高补偿能力，通常如上图那样将齿轮轴用一段浮动轴联接。2.1.1门式起重机主起升机构设计参数主起重量Q=20t工作级别A5最大起升高度H=10m主钩起升速度Va=716m/min2.1.2确定传动方案，选择滑轮组按照传动机构布置易紧凑的原则，决定采用如上图所示的传动方案。如图所示，选择滑轮组倍率a=4的双联滑轮组，其钢丝绳的缠绕方式如图所示。图2-3双联滑轮组2.1.3钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量,选择双联起滑轮组，倍率为ih=4，承载绳的分支数Z=2ih=8.若滑轮组采用滚动轴承，当ih=4查得钢丝绳滑轮组效率ηh=0.97。(1)钢丝绳所受最大静拉力Smax=Q+G0/2ihηh=(20+0.96)×104/2×4×0.97=2.7×104N式中Q―—额定起重量，Q=20t；G0——吊钩组重量,G0=0.96t（吊钩的重量一般约占额定起重量的2~4%，这里取吊钩挂架重量为0.96t）；ih——滑轮组倍率，ih=4；ηh——滑轮组效率，ηh=0.97。78 根据上述数据选用钢丝绳，由参考文献[5]选择圆股线接触钢丝绳6W﹙19﹚，选择钢丝绳的破断拉力应满足Smax≦φSb/n式中Smax——钢丝绳工作时所受的最大拉力（N）；Sb——钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和（N）；ϕ——钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，查得ϕ=0.85；n——钢丝绳安全系数，对于M5工作类型n=5.0由上式可得Sb≧k/φ·Smax=5.0/0.85×2.7×104=15.88×104查参考文献[4]选择钢丝绳6W(19)，公称抗拉强度1850N/mm2，直径d=20.0mm，其钢丝破段拉力总和[Sb]=27.95×104N，标记如下钢丝绳20NAT6×(9+9+1)+FC1850ZS279.5GB/T19962.1.4滑轮、卷筒的选择为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径应满足：Dh≥d(h-1)(2.3)=20×(20-1)=380mm式中h——系数，由参考文献[4]查得，对工作类型M5的起重机，取h=20；d——所选择的钢丝绳的直径，mm。查参考文献[4]取滑轮的直径为Dh=560mm。平衡滑轮名义直径：d平=Dh=560mm查参考文献[2]，由钢丝绳直径d=20mm，得绳槽断面尺寸,由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。所选滑轮：滑轮B20×630起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层。1)卷筒的直径：DH≧d(h-1)=20×(18-1)=340mm式中h——78 系数，由《起重机设计手册》查得，对工作类型M5的起重机，取h=18；d——所选择的钢丝绳的直径，mm。取卷筒的直径为D=630mm。1)卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.53～0.56）d=10.6～11.2mm取11mm绳槽深度（标准槽）：c0=（0.25～0.4）d=5～8mm取6.0mm绳槽节距：p=d+（2～4）取22mm卷筒计算直径：D0=D+d=650mm2)确定卷筒长度并验算起强度根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：L=2(L0+L1+L2)+Lg(2.5)式中H——最大起升高度，H＝10m；Z——钢丝绳安全圈数，Z>1.5，取Z=2；P——绳槽节距，P=22mm；L1——无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，L1=300mm；L2——固定绳尾所需长度，L2≈3p=66mm；Lg——中间光滑部分长度，Lg=50mm0D——卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,0D＝D＋d=630＋20=650mm；代入上式得：L=2×(475.16+300+66)+50=1732.32mm取L=1800m，卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988，抗拉强度极限δL=195MPa，抗压δy=δL=585MPa其壁厚可按参考文献[14]公式确定δ=0.02D+（6～10）=0.02×630+8=18.6～22.6mm，取δ=20mm78 卷筒壁的压应力演算：许用压应力，故强度足够。由于卷筒L<3D，不计算由弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力小，一般忽略不计).卷筒转速计算电动机稳态起升功率PNPq--主起升机构额定起升载荷vq--主钩起升速度，单位m/sη--起升机构的总效率，一般取0.80.852.1.5初选电动机按照S4工作制，确定相应的CZ值和实际接电持续率下的功率，然后判定其工作状况。查阅参考文献[1]，其起升机构的JC值为JC%=25%,CZ=150稳态负载平均系数G=0.8。选用YZR280S-8型电动机，功率PC=51kw，转速ne=718r/min由JC=25%，CZ=150得P=25kw，GD2=23.5N.m22.1.6初选减速器根据要求选用QY系列硬齿面减速器计算起升机构传动比，选择减速器78 查《起重机设计手册》，取i=5根据传动比i=5，有电动机功率N=51kw,电动机转速718r/min，选择减速器，其型号为QJR-500-3CW其最大输出扭矩60000N.m验算最大扭矩Mmax=（0.70.8）M额i--电动机最大转矩倍率--电动机传递的效率，=0.9~0.95M额--电动机额定转矩因为Mmax<[M],最大扭矩验算通过。实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为：要求起升速度偏差应小于10%所以满足要求。2.1.7选择制动器主起升机构采用支持制动和控制制动，支持制动采用常闭电液盘式制动器，控制制动采用电气制动，在驱动装置每个减速器高速轴两端各设置一套电液盘式制动器，一套为工作制动器，另一套为辅助制动器，在任何情况下不会出现“溜钩”现象，每套制动器的安全系数≥1.25。78 计算制动力矩K2--制动器安全系数，K2取1.75PQ--额定起升重量，取2.96×104N--机构的效率，取0.85D--卷筒直径，单位m，取D=0.65a--滑轮组倍率，a=4i--减速器传动比，i取5故所选制动器型号为：YWZ5-315/80其制动轮直径为315mm，质量为62.4kg，最大制动力矩为1000N.m，其制动轮的联轴器转动惯量为5.4kg.m2。2.1.8选择联轴器依据所传递的扭矩，转速和被连接的轴颈等参数选择联轴器的具体规格，起升机构中，所选联轴器要满足M=K1×K2×Mmax[M]K1--联轴器重要程度系数，对起升机构，K1=1.8K2--角度偏差系数，对齿轮联轴器，其K2=1Mmax--按照第二类载荷计算的轴传递的最大扭矩选择型号为CLZ3，其最大许用扭矩为3150N.m。2.1.9起制动时间验算78 起动时间和起动加速度的验算J1--电动机转子的转动惯量，J1=17.08kgm2J2--联轴器的转动惯量，J2=0.22kgm2J3--制动轮的转动惯量，J3=35kgm2D--卷筒的直径，单位m，D=0.65mI--减速器的减速比，i=5n--电动机的额定转速n=718r/minM起平--电动机平均起动转矩，查参考文献[11]，为（1.51.8）M电。取M起平=1.6M电M起平=2808NmM电--电动机的转矩通常起升机构的启动时间为1~5s，故所选电动机合适.制动时间和制动加速度的验算n’--满载下降时电动机转速，通常取n’=1.1n=638r/minM静’--满载下降时制动轴静转矩，NmM制=4000Nm78 制动加速度为：其制动加速度小于推荐值，合理。2.1.10电动机的校核电动机的过载校核PN--电动机的额定功率，单位为（KW）H--系数，对于绕线式电动机取2.5m--电动机的台数，m=1--电动机的过载倍数，取3.2--起升机构的效率，取0.85vq--起升速度，单位为716（m/s）故，电动机的过载校核通过。电动机的发热校核(在S4工作制下)K--电动机的工作类型系数，取k=0.75r--系数，与的比值及使用情况有关，起升机构=（0.050.1），取其为0.1，查参考文献[2]，得r=0.87578 故发热校核通过。2.2副起升机构设计2.2.1门式起重机副起升机构设计参数起重量5t起升高度10m起升速度1918m/min工作级别A52.2.2确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组图2-4传动机构设计方案依据传动机构布置易紧凑的原则，现采用如上图所示的传动方案。如图所示，查阅参考文献[5]，选择滑轮组倍率a=2的双联滑轮组。查阅参考文献[5]，选取起重量为0.5t的锻造单钩，由G=（2%-4%）Q,计G=0.1t，故主起升载荷Pq=Q+G=0.6×104N2.2.3钢丝绳的选择滑轮组采用滚动轴承，采用a=2的倍率。查阅参考文献[5]，得到滑轮组的效率=0.96计算钢绳的静拉力78 a--滑轮组的倍率Pq--副起升机构额定起升载荷选用钢丝绳由钢丝绳选用的最小安全系数法F0SnF0--钢丝绳整绳的破断拉力n--钢丝绳的最小安全系数，查阅参考文献[4]，由机构工作级别选择n=4.5S--钢绳的最大静刚度F0=15.63×4.5=70.31KN对于单层绕卷筒一般选择纤维芯的钢丝绳对F0=*S丝S丝--钢丝的破断拉力--钢丝绳判断拉力换算系数，对于单层绕纤维芯钢丝绳取S丝=82.72KN由参考文献[4]中钢丝绳选择表中选择合适的钢丝绳，其编号为钢丝绳12.5NAT6×19W+FC1550ZS88.7-19962.2.4滑轮、卷筒的选择滑轮计算为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径（子绳槽底部算起的直径）应满足：Dh≥d(e-1)=12.5×(20-1)=237.5mm式中e——系数，由参考文献[5]查得，对工作类型M5的起重机，取e=20；d——所选择的钢丝绳的直径，mm。78 取滑轮的直径为Dh=315mm。平衡滑轮名义直径：d平=Dh=315mm查参考文献[4]，由钢丝绳直径d=12.5mm，得绳槽断面尺寸。由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。所选滑轮：滑轮B12.5×315卷筒计算起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层。(1)卷筒的直径：Dh≥d(e-1)=12.5×(18-1)=212.5mm式中e——系数，由《起重机设计手册》查得，对工作类型M5的起重机，取e=18；d——所选择的钢丝绳的直径，mm。查参考文献[4]，取卷筒的直径为D=400mm。(2）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.53～0.56）d=6.625～7mm取7mm绳槽深度（标准槽）：C0=（0.25～0.4）d=3.125～5mm取4mm绳槽节距：p=d+（2～4）=15mm卷筒计算直径：D0=D+d=412.5mm(3)确定卷筒长度并验算起强度根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：式中H——最大起升高度，H＝10m；Z——钢丝绳安全圈数，Z>1.5，取Z=2；P——绳槽节距，P=15mm；L1——无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，L1=80；78 L2——固定绳尾所需长度，L2≈3p=45mm；Lg——中间光滑部分长度，Lg=50mmD0——卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,D0＝D＋d=400＋12.5=412.5mm；代入上式得：L=2×(261.62+80+45)+50=773.23mm取L=1000mm，卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988，抗拉强度极限δL=195MPa，抗压δy=δL=585MPa。其壁厚可按经验公式确定δ=0.02D+（6～10）=14～18mm，取δ=18mm。卷筒壁的压应力演算，：许用压应力，故强度足够。由于卷筒L<3D，可以不计算由弯曲力矩产生的拉应（因扭转应力甚小，一般忽略不计）。卷筒转速2.2.5初选电动机计算电动机稳态起升功率PNPq--主起升机构额定起升载荷vq--主钩起升速度，单位m/s--起升机构的总效率，一般取0.80.85选择电动机78 按照S4工作制，确定相应的CZ值和实际接电持续率下的功率，判定其工作状况。查阅GB/T3811-2008，其起升机构的JC值为JC%=25%,CZ=150稳态负载平均系数G=0.8。由PnG×PNPn0.8×19.18=15.34KW查阅参考文献[5]，根据JC%=25%,CZ=150选择YZR冶金电动机，其型号为YZR180M–6其中，转速n=955r/min，额定功率N=17KW，质量m=840kg，转子转动惯量GD2=3.9Nm2最大转矩倍率=3.22.2.6初选减速器计算起升机构传动比，选择减速器查阅参考文献[11]，由电动机功率传动比i=32.5，转速n=955r/min，选择减速器，其型号为：QJR560-32.5ⅡCW其最大许用输出扭矩为60000Nm，最大径向力为75kN验算最大扭矩Mmax=（0.70.8）M额i--电动机最大转矩倍率--电动机传递的效率，=0.9~0.95M额--电动机额定转矩Mmax=（0.70.8）×3.2×170×32.5×0.95=13436.8Nm60000Nm78 最大扭矩验算通过验算最大径向力和传动比卷筒的质量G筒为其中为刚才的容积量=78.5KN/m3G筒=3.14×400×1000×3.48×78.5×10-6=34.31KNPmax=2Smax+0.5G筒=1.05×15.63×2+0.5×34.31=49.98KN[75KN]最大径向力校核通过选用合理2.2.7选择制动器副起升机构采用双制动器，制动前，下降速度自动降低至速度的最低档，在任何情况下不会出现“溜钩”现象。制动器采用焦作“金箍牌”常闭式液压推杆制动器，每套制动器的安全系数≥1.25。计算制动力矩K2--制动器安全系数，K2取1.75PQ--额定起升重量，取5.1×105N--机构的效率，取0.85D--卷筒直径，单位m，取D=0.4ma--滑轮组倍率，a=2i--减速器传动比，i取32.5故所选制动器的型号为：YWZ5–325/8078 其制动轮直径为315mm，质量为62.4kg，最大制动力矩为1000Nm查阅参考文献[1]表3-12-8，其带制动轮的联轴器转动惯量为5.4kgm22.2.8选择联轴器依据所传递的扭矩，转速和被连接的轴颈等参数选择联轴器的具体规格，起升机构中，所选联轴器要满足M=K1K2Mmax[M]K1--联轴器重要程度系数，对起升机构，K1=1.8K2--角度偏差系数，对齿轮联轴器，其K2=1Mmax--按照第二类载荷计算的轴传递的最大扭矩M=9550×51/955×3.2×（0.70.8）=1305.6Nm选择型号为CLZ3,其最大许用转矩为3150Nm2.2.9起制动时间验算起动时间和起动加速度的验算J1--电动机转子的转动惯量，J1=2.86kgm2J2--联轴器的转动惯量，J2=0.12kgm2J3--制动轮的转动惯量，J3=5.4kgm2D--卷筒的直径，单位m，D=0.4mI--减速器的减速比，i=32.5n--电动机的额定转速n=955r/minM起平--电动机平均起动转矩，查参考文献[1]，为（1.51.8）取M起平=1.5M电M起平=1080Nm78 M电--电动机的转矩起动加速度为：其起升加速度小于推荐值，合理。制动时间和制动加速度的验算n’--满载下降时电动机转速，通常取n’=1.1n=1064.8r/minM静’--满载下降时制动轴静转矩，NmM制=630Nm制动加速度为：其制动加速度小于推荐值，合理2.2.10电动机的校核电动机的过载校核PN--电动机的额定功率，单位为（KW）78 H--系数，对于绕线式电动机取2.5m--电动机的台数，m=1--电动机的过载倍数，取3.2--起升机构的效率，取0.85vq--起升速度，单位为（m/s）故，电动机的过载校核通过。电动机的发热校核(在S4工作制下)K--电动机的工作类型系数，取k=0.75r--系数，与的比值及使用情况有关。起升机构=（0.050.1），取其为0.1，查参考文献[5]，得r=0.875故发热校核通过。第三章起重机小车运行机构的设计计算3.1主要参数和机构的布置现将小车设计为垂直反滚轮式小车，起重量20t的起重机采用4个车轮支承的小车，起重四个为主动车轮，主动车轮由小车运行机构集中驱动。78 图3-1小车运行机构传动方式起重量：Q主=20tQ副=5t工作制度：中级工作制，JC%=25小车运行速度：3816m/min车轮数：4个（其中2个为主动车轮）其中外侧的一个主动轮由立式套装减速器的空心轴用键直接与车轮轴联接，而另一个主动轮由固定在2个车轮轴上的齿轮通过中间轴上的惰轮驱动。驱动形式：集中驱动参考类型，规格相近的单主梁小车，估计小车自重如下：；；。各质量至小车主动车轮的距离，其中距离B=1230mm;距离；；;根据小车的平衡条件，求出主动轮轮压，从动轮轮压和反滚轮轮压；由;代入数据可得由：78 代入数据可得因此，满载主动轮轮压；满载垂直反滚轮压：空载主动轮轮压：空载车轮轮压为：空载垂直反滚轮轮压：每个空载垂直反滚轮轮压3.2选择车轮和轨道根据起升重量，选择圆柱踏面单轮缘车轮，其D=500mm，选择轻轨求车轮踏面疲劳计算载荷因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取D=500mm，对于24kg/m轻轨，轨顶的曲率半径R=300mm：点接触的接触应力计算今选用车轮材料为ZG35CrMnSi，查文献得，。由表，78 .由表，因车轮转速查文献得，满足要求3.3稳态运行阻力的计算垂直反滚轮式小车，有两个垂直车轮和两个垂直反滚轮。3.3.1摩擦阻力的计算式中，主动车轮的参数：垂直反滚轮的参数：则可得Mm=9219N.m3.3.2坡道阻力的计算m--起重机总起升重量，单位kgmi--小车的质量，单位kgt--轨道的倾斜角度，门架上的小车为0.001Pt=（49.6+8）×103×10×0.001=5760N.m所以，稳态运行阻力Pj=Pm+Pt=14979N3.3.3风阻计算3.4电动机的选择3.4.1电动机静功率的计算78 PN--电动机稳态运行功率，单位kwPj--小车稳态运行阻力，Pj=14979Nvy--小车运行速度，单位m/svy=3816÷60=63.6m/s--机构的传递效率，=0.9m--电动机的总台数，m=13.4.2电动机的选择Kd--考虑到电动机起动时惯性影响的功率增大系数，取Kd=1.3P=1.3×10.58=13.76kw查阅参考文献[7]，CZ=150JC%=25按S4工作制，选择电动机YZR160M2-6其中，转速n=945r/min，额定功率N=15KW，质量m=390kg，转子转动惯量GD2=0.58kgm23.5减速器的选择减速器的传动比：由参考文献[14]选用立式减速器ZSC600，i=40输入功率小车运行速度验算误差：选择可用78 3.6制动器的选择运行机构的制动器根据起重机满载、顺风和下坡运行时制动工况选择，制动器应使起重机在规定的时间内停车，每套制动器的安全系数≥1.75；Pt--坡道阻力，单位N，Pt=5760NPm’--不考虑轮缘与轨道附加摩擦的摩擦阻力，单位N，Pm’=Pm/1.6=14979ND--车轮踏面直径，单位m--机构的传递效率，=0.9i--减速器的减速比，i=40n--电动机的额定转速tz--运行机构的制动时间，单位s，查阅参考文献[7]，tz=5.8sk--其他传动件的转动惯量这算到电动机轴上的影响系数，k=1.2mz--制动器的台数。前面已计算选择YWZ5–200/30的制动器3.7联轴器的选择由表查得YZR160M2-6电动机的轴端尺寸为d=48mm,L=110mm由表查得减速器ZSC-600的输入轴端尺寸d1=35mm,l1=55mm输出轴端尺寸D=80mm；l2=115mm；3.7.1机构高速轴的计算扭矩78 由参考文献[16]选择带制动轮的半联轴器，其图号为S217，质量G2=18.1kg，，允许传递的最大扭矩3.7.2低速轴的计算扭矩今选用四个半齿联轴器CLZ3，其图号为S160，质量Gz=25.7kg3.8电动机的校核3.8.1电动机的过载校核PN--基准接电持续率的时电动机额定功率，单位kwvas--平均起动转矩标么值，取1.7Pj--稳态运行阻力，14979Nv--运行速度，v==24.96m/s--机构传递效率，取0.9J总--机构总转动惯量J1--电动机转子转动惯量，取J2--电动机上制动轮和联轴器的转动惯量K--计及其他传动轮飞轮距影响的系数，可取1.11.2t--机构初选起动时间，小车运行机构取46s78 右边起动打滑验算通过4.9.2制动打滑验算NN左边>右边制动打滑验算通过4.10车轮的计算4.10.1计算轮压采用轨道头部有曲率的钢轨，车轮与轨道成点接触。4.10.2计算接触疲劳应力--冲击系数，根据运行速度v，取1.0kI--工作类型系数，取1.1R--二者接触物体中曲率半径较大的一个78 --系数，取其为1m--系数，由二者曲率半径比值确定，查阅参考文献[2]表8-6得m=0.46[点]--点接触许用应力，根据所用车轮材料为65Mn，查表8-7，得[点]=2200MPaMPa故，车轮接触疲劳强度验算通过4.10.3踏面的疲劳强度计算K2--与材料接触疲劳相关常数，取0.25C1--转速系数，取1.09C2--工作级别系数，取1.04.10.4强度校核最大轮压计算Pj=k2Pmax=1.013.663105=3.70105k2--第二类载荷冲击系数，取1.012200故强度校核通过第五章起重机门架和支腿的设计计算5.1门架主要尺寸确定78 5.1.1主梁几何和特性门架的主要构件有主梁、支腿和下横梁，都选择采用箱形结构。主梁截面如图所示，其几何尺寸如下：主梁几何尺寸高度取H=1.2m宽度取取副膻板厚度其他板厚其余尺寸h=150cm,b=90cm(腹板间距)图5-1主梁截面几何尺寸主梁几何特性面积静面矩78 惯性矩截面模数5.1.2支腿几何尺寸和几何特性支腿总体尺寸支腿几何图依据选题采用“L”型支腿，确定总体几何尺寸如下：图5-2支腿截面几何尺寸支腿截面尺寸及几何特性支腿截面尺寸如图：其几何特性为：A-A截面：78 B-B截面：折算惯性矩：图5-3支腿A-A,B-B截面几何尺寸5.1.3下横梁截面尺寸及几何特性图5-4下横梁截面C-C,D-D几何尺寸78 C-C截面：D-D截面：5.1.4主梁支腿抗弯刚度比系数：其中——主梁绕x轴惯性矩——支腿折算惯性矩h=9.8m,L=16.5m5.1.5大车轮距选取可以选择，5.2门架的计算载荷5.2.1主梁单位长度质量门架的计算载荷：主梁的单位长度质量：上式中——起升冲击系数，由参考文献，取5.2.2小车轮压小车轮：单主梁小车有两个垂直车轮轮压78 计算轮压：动力系数可以按照式子计算：选择，则可以算出5.2.3小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力小车制动时的惯性力受限于小车车轮与轨道的粘着力，即式中f——粘着系数，f=0.15V——主动轮轮压5.2.4大车制动时产生的惯性力大车制动时引起的惯性力也会受限于车轮与轨道的粘着力主梁自身引起的惯性力：，在本次设计中，大车车轮数为16，主动车轮数为8，可得货物自重和小车自重引起的惯性力若取作用在处：可以计算出支腿自重引起的惯性力支腿自重：Gt=3853kg④主梁自重引起的惯性力转化成为均布截面载荷78 5.2.5风载荷作用于货物的风载荷当Q=20t时，；C=1.2；为工作状态最大风压，假设（参照岸边集装箱起重机受风压）作用在小车上的风载荷式子中——小车迎风面积，由小车防雨罩尺寸确定，作用在主梁上的风载荷其中——主梁长度方向迎风面积；④将主梁上的风载荷转化成均布载荷⑤作用在支腿上的风力载荷其中78 转化成均布载荷：5.3主梁的内力计算5.3.1垂直面内应力将门架可分为门架平面和支腿平面，分别作为平面刚架计算下选择分别对主梁、支腿、下横梁进行计算，计算主梁内力时，将门架当做为平面静定结构分析主梁均匀分布自重引起的内力支反力：剪应力：弯矩;跨中：由主梁自重引起的内力图由图8-28，其中图a为计算简图，b为弯短图，c为剪刀图②移动载荷引起的主梁内力取小车轮压：P1=P2=Pj=149626.6N分别计算小车位于跨中和悬臂端时的主梁内力：A.小车位于跨中（图8-29a、b和c）由[1]表11-3：=1043440.06N·m78 图5-6支腿由移动载荷（在跨中）引起的内力图图5-5支腿由自重引起的内力图78 图5-7支腿由移动截荷（在悬臂端）引起的内力图由[1]最大弯矩作用位置：x==7.59m由[1]表11-3求得支反力；VA=P1=137656.84NVB=（P1+P2）-VA=（149627+149627）-137656.84=161597.16N剪刀QD=VA=137656.84NQC=VB=161597.16NB.小车位于悬臂端得：支反力VA=P1=389030.2NVB=-=-89776.2N剪力：弯矩MD=-P1L’-P2(L-K)=-149627×6.3-149627(6.3-2.6)=-1496270N78 ①小车制动惯性力引起的主梁内力当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力；支反力：剪力：求得弯矩：跨中=1/2ⅹ20187.51ⅹ9.8=98918.79N·m支座处=20187.51ⅹ9.8=197837.58N·m图5-8支腿由风载荷引起的内力图78 图5-9主梁由水平惯性力引起的内力图5.3.2水平面内的内应力①当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的和由满载小车自重引起的P的计算值已于前述顺大车轨道方向的风载荷为、和（其值也列在前面），它们引起的主梁内力见图A、小车在跨中求得弯矩：MD==-26023.68NmML/2=×=78 =-105420.98N·mB、小车在悬臂端求得弯矩：MD==×500=-163831.18N.mML/2=×=5.4主梁的强度验算5.4.1弯曲应力验算由于以上数据可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯短，小车在跨中时，跨中弯矩最大。小车在悬臂时，支承D处弯矩最大。现分别验算主梁跨中和支腿D处的弯曲应力。由公式（8-14）求得跨中弯曲应力。=12011.90N/cm2≤[]由公式，支承处弯曲应力78 σc==9675.19N/cm2≤[]5.4.2剪应力验算根据上述计算,小车在悬臂端时,主梁支承处剪力最大,主梁支承处垂直面内的剪应力由式计算：小车在踌中：ΣQD=36093.6+118807.65－7635.5=147265.75N小车在悬臂端：ΣQD=－36093.6－252538－7635.5=－296267.1N剪应力：5.4.3主梁扭转剪应力主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可不计。对于单主梁箱形门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还了在受约束弯曲应力、约束扭转正应力（以增大15%的自由弯曲应力计入）和剪应力。此外，主梁截面还了在受纯扭转剪应力，现验算如下：①弯心的位置发中图8-32所示，主梁截面弯心位置：78 图5-10主梁截面弯心计算简图小车各部分重量如下：G1=4509kg——小车上机械部分重量；G2=16322kg——吊重及吊钩组重量；G3=2490kg——小车架及防雨罩重量。②外扭矩=[(4509×122)+(16322×130)+（2490×155）]×9.8=299674.98N·m③主腹板上的剪应力τ1=式中π=b0h0=90.7×150.8=13677.56c㎡τ1==1369.37N/c㎡≤[τ]盖板厚度与主腹板厚度相同④副腹板上剪应力78 τ2==1641N/c㎡≤[τ]5.5支腿与下横梁的内应力计算5.5.1门架平面支腿内力计算计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为静定结构。图5-11支腿由自重引起的内力图①由主梁均布自重产生的内力，有悬臂时的侧推力为：H=为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即H==78 弯矩MC=MD=-Hh=-6963×980=-6823740N·cm②由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行A.小车在跨中当a=c=9.7m时，K=2.6m。侧推力：H===60255.68N弯矩MC=MD=-Hh=-60255.68×980=-590505.66N·cm图5-12支腿由移动载荷图5-13支腿由移动载荷（在跨中）引起的内力图（在悬臂端）引起的内力图B.小车在悬臂端主钩左极限位置S=5m侧推力：H=[P1（K+x1）+P2x]×=[136106.84(2.6+3.7)+136106.89×3.7]×弯矩MC=MD=Hh=41665.36×980=-40832052N.cm78 ①作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力作用在支腿上的均布风载荷引起的支腿内力。图5-14支腿由风载荷引起的内力图侧应力HA==2934.36NHB==509.31N弯矩MC=-HBh=509.31×980=-499123.8N.cm小车在跨中的支腿合成弯矩：ΣMC=-6823740-590505.66-499123.8-12537875=-204512.44N.mΣMD=-6823740-590505.66+594967.8+12537875=57185.97N.m小车在悬臂端的支腿合成弯矩：ΣMC=-6823740+40832052-204512.44-12537875=212659.25N.mΣMD=-6823740+40832052+594967.8+12537875=471411.55N.m5.5.2支腿平面内的支腿内力计算78 计算支腿平面的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷：Pc=2Pj+式中各符号的意义见前述PC=2×136106.84++(566+124+750)×9.8=377562.28N①由垂直载荷引起的支腿内力在垂直载荷Pc作用下引起的支腿内力得支反力：V1===204962.38NV2==172599.9N弯矩M1=V1l1=204962.28×160=327939.64N.mM2=V2l2=172599.90×540=932039.46N.m78 图5-15支腿由小车惯性力引起的内力图由水平载荷引起的支腿内力在水平载荷和作用下引起的支腿内力计算作用在支腿顶部的水平载荷：=45835N78 作用在支腿中部的水平载荷：支反力：弯矩：③支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力已知Mn=269339.99N.m支反力弯矩M1=V1l1=38477×160=61563.42N.mM2=V2l2=38477×540=207775.8N.mM3=Mn=269339.99N.m④支腿自重引起的支腿内力已知支腿自重Gt=3853kg,a=160cm，化为均布载荷。弯矩支反力=78 =12946N弯矩M1=V1l1=24813×160=39700.8N.mM2=V2l2=12946×540=69908.4N.m⑤下横梁自重引起的下横梁内力在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩Ms和下横梁中的弯矩M1及M2。除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩：下横梁自重G=2346kg，化为均布载荷支反力弯矩在支腿与下横梁联接处的下横梁C-C截面处的弯矩：==14186.88N.m支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩（N.m）78 外力构件PcPsMnGtGh支腿下横梁下横梁Ms=604099M1=327939M2=932039Ms=400254M1=91486M2=308766Ms=263399M1=61563M2=207775Ms=30208M1=29700M2=699080ML/2=20114M2=14186表5-1支腿各部位承受弯矩支腿平面内支腿下部弯矩合成：ΣM2=ΣMC-C=932039+308766+207775+69908+14186=1532674N.mΣM2=604099+400254+26339+30208=1297900N.m5.6支腿和下横梁强度验算5.6.1支腿强度验算由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：ΣMC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：σ==4472.9N/c㎡≤[σ]对于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成弯矩ΣMs和轴向力N合成验算支腿强度轴向力N=Pcsina=377562.28×sin77021’78 =377562.28×0.9757=368387.52N弯曲应力σ===7553.53N/c㎡5.6.2下横梁强度验算下横梁强度按C-C截面的合成弯矩验算：5.7门架的静刚架计算5.7.1主梁的刚度计算计算门架刚度时，应分别对主梁和支腿进行刚度计算。在进行主梁刚度计算时，应以门架平面作为计算平面。在进行支腿刚度计算时，以支腿平面作为计算平面。主梁刚度按超静定门架计算。①当小车在跨中时，计算==1.8-0.8=1.0cm≤[f1]②当小车在悬臂墙时，计算：==1.82-0.66=1.16cm≤[f2]78 5.7.2支腿刚度计算对于支腿，只需进行支腿平面内的刚度计算即可图5-16支腿刚度计算简图1）水平刚度在水平载荷PS1、PS2作用下，支腿顶部的水平位移计算:其中,单位水平载荷Ps=1引起的支腿内力为:V´1=V´2=h/l=8.05/7=1.15NM´1=V´111=1.15×160=184N㎝M2´=V´2L2=1.15×540=621N.㎝M´3=Psh=1×805=805N.㎝在水平载荷PS1和PS2作用下引起的内力由前述所知PS1=45835N；PS2=7772N78 =0.52cm②垂直刚度计算在垂直载荷Pc作用下，支腿顶部的垂直位移计算：单位垂直载荷Pc=1引起的支腿内力：由前述计算，Pc=377562.28N③扭转刚度计算支腿受梁传递的扭矩而引起扭转变形，其扭转刚度验算：78 ④单位扭转刚度计算，单位扭转刚度计算按下式计算5.8主梁动刚度计算主梁的动刚度，可以验算主梁满载自振频率来控制：①当小车在跨中时=126.25N·s2/cm=224126N/cm式中在此=163.22N·S2/cm78 式中在此于是②小车在悬臂端时：=82.14N·cm2=700280.11N/cm式中m===0.50K===4.59f=0.16=0.16×92.330.2967=4.38Hz皆大于2Hz,满足要求5.9起重机轮压计算图5-17所示为单主粱门式起重机的轮压计算简图。其计算步骤是：先分别计算出在门架平面内和支腿平面内的轮压，然后叠加。在计算门架内的起重机的轮压时，应按小车位于左悬臂进行计算。这时，门架平面A支腿处车轮产生最大轮压，B支腿处车轮产生最小轮压78 在支龋平面，分别计入风力、大车制动惯性力和下横粱重量等，分别求出支腿A和E处的附加轮压5.9.1门架平面内轮压按额定起重机计算轮压(小车位于左悬臂端)巳知数据如图5-17，图5-18所示。门架的各部分质量和载荷如下图5-17门架平面内轮压计算简图78 图5-18支腿平面内轮压计算简图门架平面内的最大轮压+=+++=475818.80N②门架平面的最小轮压：=+]=[]×9.8+9.8-×9.878 =122028.33N5.9.2轮压的合成由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为V=V===237909.4N同理，B支座出的两个车轮轮压：V=V===61014.16N将支腿内的轮压V和V均分到每个车轮上，则V=V===58198.22V=V===-37540.56综上所算数据，可以得出最大轮压为：第六章起重机电气设备和安全装置的选择及计算6.1电源与供电方式该门式式起重机供电电源为三相四线制交流，380V±10%,50Hz±2%。该门式起重机的电机总容量为250KW。桥机采用安全滑触线供电，滑触线布置在司机室对侧。在输电滑线处要设置输电滑线防护板，起到安全保护作用。起重机小车供电选择采用扁平多芯橡套电缆滑车拖缆的供电方式。供电方式采用移动供电方式，供电形式如下图所以：图6-1小车供电系统简图78 本系统选择采用钢丝绳电缆花车作为移动馈电装置，轨道采用的钢绳张紧，钢丝绳上挂有滑轮。6.2起重机安全装置1、上升极限位置限制器：主、副起升机构设置重锤和LX36-88型限位开关的双重上极限限位。起升机构选择设上升两级、下降一级限位保护装置。以保证当吊具起升到极限位置时，能够自动切断起升的动力电源。2、运行极限位置限制器：运行机构设置运行极限限制器；可以保证机构在其运行到极限位置时，能够自动切断前进的动力电源并且停止运动。3、超载限制器：起重机主、副起升机构均设置超载限制器。超载限制器具有在司机室内显示起重量的功能。当载荷达到额定起重量的90%时，能够发出提示性报警信号。当载荷达到额定载荷的105%时，能够自动切断电源，发出报警信号并且重物只可以下降。4、联锁保护装置：进入桥机的门、司机室和司机室到桥架上的门，设有电气联锁保护装置。当任意一个门打开时，起重机所有的机构都不能工作。5、缓冲器：大、小车运行机构缓冲器采用弹性胶体缓冲器，它与防碰装置一起可以限制极限位置。当大、小车运行到极限位置时，自动切断电源并且发出信号；两车相近时大车上的放碰装置发出信号并使大车上的制动器制动；小车限位装置采用行程开关与碰尺的结构形式。6、起重机间的安全保护：在梯子处设有人员登车信号，在行车发出同意上车的信号后方可上车。位于同跨同一轨道上的起重机之间设置声光报警、停车保护。7、扫轨板和支承架：在大、小车运行机构上设有扫轨板，扫轨板距轨面距离不大于10mm，支承架距轨面距离不大于20mm，两者合为一体时，距轨面不大于10mm。8、轨道端部车挡：在小车轨道端部设轨道挡头，挡头焊接牢固，有防止设备脱轨的良好性能。9、暴露的活动零部件的防护罩：桥机上外露的、有伤人可能的活动零部件均装设防护罩，如联轴器、传动轴等。防护罩方便拆卸，有利于维修工作。10、走道及防护板：78 起重机走台上的通道的宽度不应该小于500mm，走台上方净空高度不能小于1800mm，走台能承受3KN移动的集中载荷而不发生永久变形，并且走台板面具有防滑性。6.3起重机照明及信号照明及信号部分设有专用的隔离变压器。原边进线电压为交流380VC，副边出线电压为交流220VC、交流36VC。交流220VC为起重机照明电源，交流36VC为起重机安全信号和检修电源。照明变压器从主接触器上端引线，以保证主接触器断电时，照明回路不断电。电气室、走道均有合适的照明。为了检修方便在主梁内部设有100W/AC36V照明灯4～6盏（主梁内的两端大车运行装置处各有一盏）。桥下照明灯采用GC-29，500W防震行车灯，数量为8盏；设计方便维修人员更换灯头及灯泡，灯具带防护罩。在司机室内、主梁上分别设置AC220V/5A、AC36V/5A检修插座，并提供AC36V手提灯一套。以方便检修电气和机械设备。桥下照明灯采用GC-29,500W防震行车灯，数量满足行车使用的需要；设计上方便维修人员更换灯头及灯泡，灯具带防护罩照明及控制电源分别设专用的变压器供电，其变压器的原端和副端均设有短路保护。78 结语起重机毕业设计是我大学阶段最后一次也是最重要的一次作业,在指导老师的指导下,在同学们的帮助下,自我感觉收获颇多.毕业设计是对大学四年学习成果的综合性总结和检验,是一次全面应用所学理论知识和专业知识的训练,提高了自己分析问题,解决问题和独立工作的能力.与此同时我对整个起重机的设计方法有了初步了解,同时也提高了制定设计方案、调查研究、结构设计以及绘图和撰写技术文件的能力以及查阅有关设计手册及图表资料的能力.在起重机的设计方面,基本掌握了机械设计的有关的内容、方法及步骤,这是一次机械知识综合学习和运用的机会.在这次设计中,指导老师文红民进行了多方指导.对于老师的辛勤指导,在此深表谢意.78 参考文献[1]朱大林《起重机械设计》 华中科技大学出版社 2014[2]廖林清《机械设计方法学》 重庆大学出版社  1996[3]胡宗武《起重机设计与实例》机械工业出版社  1990[4]《起重机设计手册》机械工业出版社 1980[5]纪宏《起重与运输机械》冶金工业出版社2012[6]徐格宁《机械装备金属结构设计》（第二版）机械工业出版社2009[7]濮良贵、陈国定、吴立言《机械设计》高等教育出版社2013[8]章宝华、龚良贵《材料力学》北京大学出版社2011[9]朱张校、姚可夫《工程材料》（第五版）清华大学出版社2011[10]张青、张瑞军《工程起重机结构与设计》化学工业出版社2008[11]秦曾煌《电工学上下册》（第七版）高等教育出版社2012[12]何铭新、钱可强、徐祖茂《机械制图》高等教育出版社2010[13]王伯平《互换性与测量技术基础》（第三版）机械工业出版社2008[14]李育锡《机械设计课程设计》西北工业大学高等教育出版社2013[15]GB3811-2008.起重机设计规范.北京：国家标准局出版社2008[16]吴永平、姚怀新《工程机械设计》人民交通出版社2005[17]周开勤《机械零件手册》高等教育出版社2000[18]须雷现代起重机的特征和发展趋向[J]起重运输机械1997(10)：3～778 致谢首先向学校的全体老师表示衷心的感谢，在这四年的时间里，他们为我的成长和进步做出了贡献。在本次毕业设计的写作过程中，我的指导老师文红民老师一直给予我很大的帮助和支持。文老师担任很多学生的毕业设计指导工作，教学任务比较繁忙，为此他不得不抽出自己的休息时间对我进行辅导。在论文辅导时，文老师始终保持着严谨客观的态度，让我们积极思考问题，发挥创新思维，并告诉我们写论文要循序渐进，查找资料要有针对性。文老师治学严谨，待人宽厚，高深的理论水平及新颖的见解和独特的思路，让我深受启迪，收益颇丰，在此表示深深的谢意!其次，感谢各科老师在专业课知识的传授中对我的辛勤指导和耐心帮助,有了这些知识才使我能够完成这次毕业设计。再次，感谢各位老师，感谢他们在我毕业论文完成过程中给予了众多的建议与支持，让我克服种种难题，最终得以完成。感谢与我一起共同学习的同学。与同学的交往使我充分地感受到他们对生活的热爱、对学业的孜孜追求，这些都成为我不断努力的动力。与他们的讨论和交流拓宽了我的知识面，同时也为我毕业设计的写作提供了各方面的启发。本次完成论文过程中还参考了很多学者的著作文献，在此对他们深表谢意，没有他们的著作，在我在完成论文中肯定会存在很多的问题。最后，感谢各位评审专家对论文写作提出宝贵意见和指导！78'