毕业设计(论文)-门座起重机总体设计.doc

目 录

摘 要 I
Abstract II
1 绪论 1
1.1 课题研究的目的和意义 1
1.2 本文所做的主要工作 1
2 总体设计计算 2
2.1 主要技术参数 2
2.1.1 额定起重量 2
2.1.2 幅度 2
2.1.3 起升高度 2
2.1.4 机构的工作速度和工作级别 2
2.1.5 轨距和基距 3
2.1.6 计算风压 3
2.1.7 轨道型号 3
2.1.8 许用轮压 3
2.1.9 电源 3
2.2 确定主要工作机构和金属结构的形式 4
2.2.1 确定主要工作的机构形式 4
2.2.2 确定金属的结构形式 8
2.3 确定臂架结构主要尺寸 9
2.3.1 臂架尺寸计算 9
2.3.2 活对重确定 10
2.4 吊重水平位移补偿系统的设计 12
2.4.1 设计 12
2.4.2 计算 12
2.5 载荷的计算 13
2.5.1 自重载荷 13
2.5.2 起升载荷 14
2.5.3 动力载荷 17
2.5.4 风载荷 20

2.6 整机抗倾覆稳定性计算 20
2.6.1 无风静载工况 20
2.6.2 有风风载工况 21
2.6.3 突然卸载或吊具脱落工况 22
2.6.4 非工作状态暴风侵袭工况 22
2.7 轮压计算 23
3 齿条变幅机构设计计算 25
3.1 概述 25
3.1.1 变幅驱动系统传动方案 25
3.1.2 齿轮齿条变幅驱动系统传动方案 26
3.2 齿条变幅系统驱动计算 27
3.2.1 变幅阻力分析及计算 27
3.2.2 驱动功率计算及电机选取 27
3.2.3 制动力矩计算及制动方案确定 34
3.2.4 电动机联轴器及减速器型号的选取 35
4 总结与展望 37
4.1 总结 37
4.2 展望 37
参考文献 38
致谢 39

40

摘要
近年来，随着我国实力的不断进步，各行各业都有了巨大的发展，特别是在港口贸易方面，因此对港口起重机的研究与设计变得特别重要。
本文以MQ4530单臂架门座起重机为例，叙述了门座起重机总体设计的一般过程，并对其变幅机构进行了初步的设计与计算，绘制出了变幅机构装配图及总体的方案图，然后对参数进行整体稳定性的验算，结果满足要求。
本文借鉴了以往这方面学者的经验，也可以对后来人的学习设计提供一定的参考。
关键词：门座起重机；变幅机构；总体计算。

Abstract
In recent years，with the continuous progress of our country，various trades have a huge development，especially in the port transport，so the research and design of port crane becomes particularly important.
This article takes the MQ4530 portal crane as an example to describe the general process of portal crane’s design, and make a design and calculation of the luffing mechanism, and then draw out plans of luffing mechanism and the overall assembly diagram，the result reveals that the stability of the whole crane can meet the requirements.
This article draws on the experience of the scholars, also may provide the certain reference learning design of the people.
Key Words：portal crane；luffing mechanism；load computation.

1 绪论
1.1 课题研究的目的和意义
随着世界经济全球化的高速发展和我国对外贸易额的持续增长，港口业务蓬勃发展，决定了港口起重机面向高速化、自动化、高效化的全面升级。从而加大了对起重机设计要求，要求起重机质量轻、刚度好、效率高、工作空间大和速度快。
根据国内外起重机发展规律结合当今对起重机的要求，港口起重机呈现的主要发展趋势是：①发展大型专业的装卸机械，以适应船舶大型化、货物装卸散装化、集装箱化发展需要；②减轻机械自重，实现起重机械的轻型化，包括采用新的结构型式，新材料，新的传动机构，新工艺等；③将机械技术与电子技术结合，单机设计与机械化作业系统相结合，以改善起重机的工作性能，使操作更为方便高效。
在起重机中变幅是其重要的一个机构。起重机中用以改变幅度的专用机构称为变幅机构，在载重力矩不超过额定值的前提下，改变幅度以调整起重机的起重能力，提高起重机的利用程度，或者通过改变幅度来调整取物装置的工作位置，以适应装卸路线的需要，提高工作的机动性（非工作性变幅）；使物品绕回转轴线作径向水平移动，以提高生产率，扩大服务范围和改善工作机动性（工作性变幅）。因此一个好的变幅机构可以大大的减少起重机额外做功大大的增加起重机的作业量与效率。
而我这次的设计就侧重于起重机的变幅机构，就是在结合现有的科技材料结构的条件下，设计出一种有利提高作业效率减少额外做功并能与起重机良好结合的变幅机构，我相信这种改进后的变幅机构对于港口贸易的快速发展有着重大长远的意义。

1.2 本文所做的主要工作

本次设计以MQ4530型单臂架门座起重机为研究对象，进行整体设计计算和变幅机构的设计，根据给定的技术参数，进行门座起重机的总体设计，然后进行变幅机构装置及其驱动装置的设计计算，将得到的参数进行整体稳定性验算，并绘制整机总体方案图和变幅机构装配图。

2 总体设计计算
2.1 主要技术参数
2.1.1 额定起重量
额定起重量简称为起重量，是指起重机在各种工况下安全工作所允许起吊重
量。MQ4530 门座起重机采用吊钩组作为取物装置，因此额定起重量不包括吊钩装置的重量，仅是容许起升的最大物品质量。本设计 MQ4530 额定起重量为 45t。
2.1.2 幅度
臂架类型起重机回转中心线至取物装置中心线的水平距离称为幅度。臂架类机的作业范围由最大幅度和最小幅度来决定。MQ4530 单臂架门座式起重机最大幅度 Rmax =30m，最小幅度 Rmin =11m。
2.1.3 起升高度
港口起重机经常要求取物装置能深入到码头面或轨道顶面以下工作，其起升应为取物装置上、下极限位置之间的垂直距离。对采用吊钩时是取吊钩中心计算，MQ4530门座起重机的轨上起升高度是指吊钩组被提升到最高工作终点位置时，吊钩中心离轨道顶面的距离；轨下起升高度是指吊钩组被下降到正常终点位置时，吊钩中心离轨道顶面的距离。此次设计取轨上起升高度为 18m，轨下起升高度为 12m。
2.1.4 机构的工作速度和工作级别
起重机的工作速度包括起升、变幅、运行、回转四种工作速度。对于经常性的、对生产率有较高要求的起重机的工作机构速度较高；对于大起重量起重机采用低速，以提高工作的平稳性和安全性；对于工作行程小的起重机宜采用较低的工作速度。
起升机构速度取为 25m/min（满载），35m/min（空载），变幅机构速度取为 24m/min，运行机构速度25m/min，回转机构速度取为 1.0r/min。起重机工作级别是表征起重机机械工作繁重程度的重要参数。与起重机工作忙闲程度、载荷大小、作用特性有关。起重机工作级别根据起重机的利用等级和载荷状态划分为八级：A1—A8；起重机机构工作级别按机构的利用等级和载荷状态分为 8 级。起重机整机工作级别取为 A7，起升机构工作级别取为 M7，变幅机构工作级别取为 M7，回转机构工作级别取为 M7，运行机构工作级别取为 M4。
2.1.5 轨距和基距
轨距一般是指臂架类型起重机有轨运行的运行轨道中心线的水平距离MQ4530门座起重机一侧装有均衡梁装置，因此基距就是底架或下横梁与最大均衡梁连接铰轴之间的距离。本设计轨距取为 10.5m，基距取为 10.5m。
2.1.6 计算风压
此次设计的 MQ4530门座起重机主要适用于沿海港口，查《港口起重机设计规范》，并根据风压与风速的关系 p = 0.625v2，这里取工作时风速为 20m/s。非工作时风速为55m/s。
2.1.7 轨道型号
查询《起重机设计手册》知：中小型起重机的小车常采用 P 型铁路钢轨，大型起重机采用 P 型与 QU 型起重机专用钢轨，本设计中采用 QU80 型号轨道。
2.1.8 许用轮压
轮压是指一个车轮传递到轨道上的最大垂直载荷，轮压大小关系到码头的建造成本，从码头建造的经济性考虑，轮压不宜过大。设计起重机时，考虑到现有码头的承压能力，许用轮压为 280KN。
2.1.9 电源
电压采用 AC380V，频率采用 50Hz。

综合以上所述，本次设计的MQ4530门座式起重机的主要技术参数见

表2-1设计参数
起重量
45t（吊具）全幅度
风速
工作最大风速
20 m/s
工作幅度
最大/最小
30m/11m
非工作最大风速
55 m/s
起升高度
轨上/轨下
18m/12m
工作时最大轮压
≤280kN
各机构
工作速度
起升机构
25m/min
最大尾部回转半径
≤7.5m
变幅机构
24m/min
轨距/基距
10.5m/10.5m
回转机构
1.0r/min
轨道型号
QU80
运行机构
25m/min
门架净空高度
≥6m
车轮数
总轮数
32
每组台车行走轮数量为8个
驱动轮数
16
电 源
AC 380V 50HZ 三相

2.2 确定主要工作机构和金属结构的形式
门座式起重机是一种重要而又具有代表性的旋转类型的有轨运行式起重机。门座式起重机可转动的起重装置装在门形座架上，门形座架 4 条支腿构成“门洞”，供车辆通过。门座式起重机主要工作机构由起升机构、变幅机构、回转机构和运行机构这四大机构。门座起重机的金属结构大体上可以分为两大部分。上部回转部分金属结构：包括臂架系统、人字架、回转平台、转柱结构；下部运行部分金属结构主要是门架结构。
2.2.1 确定主要工作机构形式
（1）起升机构主要形式
起升机构是用来实现货物升降的工作机构，它是起重机械中不可缺少的部分，是起重机中最基本最重要的机构。起升装置主要包括：取物装置、钢丝绳卷绕系统以及驱动装置等部分，其工作性能的优劣将直接影响起重机的技术性能。门座起重机起升机构目前多采用电动机驱动，主要设计参数有：额定起重量、起升高度、起升速度和工作级别。
在港口起重机中，起重机的驱动型式有两种：集中驱动和分别驱动。港口起重机常用的驱动装置型式为电机分别驱动，电动机与卷筒并列布置是吊钩起重机应用最多的布置型式，电动机通过标准减速器带动卷筒转动，如图2-1

图2-1

电动机输出的扭矩经减速器放大后驱动卷筒旋转，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒中放 出，从而使吊具升降，实现货物的起升动作。卷筒的正反转通过改变电动机的转向实现，机构运动的停止或使货物悬吊在空中一定位置依靠制动装置来实现。
（2）运行机构主要型式
运行机构的作用是用来改变起重机的工作位置，从而达到在水平方向移动物品或改变 起重机工作范围的目的。门座起重机是有轨运行式起重机，它只能沿着专门铺设的轨道运行。
根据零部件的功用，运行机构的组成可以分为运行支承装置、运行驱动装置和运行安 全装置。运行支承装置用来支持起重机的重量，它包括均衡梁、车轮、销轴等；运行驱动 装置用用于克服运行阻力，实现起重机的运移，它包括电动机、制动器、减速装置等；运 行安全装置用来保证起重机的安全运行，它包括防止大风吹动起重机的夹轨器、防止起重机碰撞的缓冲器以及运行限位器等。
运行机构一般要求：
1）主动轮必须保证车轮总数的一半，否则应进行起制动时车轮的打滑验算。
2）由于在室外工作，工作环境恶劣，因此对电机有较高的防护等级要求。

3）具有性能良好的防止相邻两台起重机碰撞的措施。
4）安全可靠的防台风锚定和防台风钢索固紧装置或其他安全可靠的防护措施。
5）应装有性能良好的轨道清扫器。
本设计中，每套运行机构的形式如图 2.2，每个支腿上分别装有8个车轮，总共车轮数为32个，其中驱动轮数为16个。驱动方式为分别驱动，结构简单，自重较轻，轨道采用 QU80。如图2-2

图2-2

1-聚胺脂缓冲器；2-扫轨板；3-开式齿轮；4-车轮；5-电动液压防风铁楔；6-大均衡梁；7-小均衡梁；8-三合一减速电机；9-锚定装置

（3）回转机构主要型式

回转机构的作用是使起重机的回转部分作回转运动，以达到水平面内运移货物的目的。回转机构是回转类型起重机主要工作机构之一。回转机构由回转支承装置和回转驱动装置两部分组成。
回转支承装置的作用是将回转部分支承在固定的机架上，使之不下落或翻倒，并起到对中作用，以保证回转部分具有确定的运动。回转支承装置可分为柱式回转支承装置和转盘式回转支承装置，MQ4530 门座式起重机采用转盘式回转支承装置。转盘式回转支承装置的特点是没有很高的立柱，起重机的回转部分装在一个大转盘上，转盘通过滚动体支承于固定的基础上，转盘和回转部分一起回转。根据起重机的用途和构造，回转驱动装置可以按两种方案布置。MQ4530门座式起重机的回转驱动装置采用驱动部分装在起重机回转部分上的型式，最后一级大齿圈安装在不回转部分的机架上。驱动回转机构的结构型式如图 2-3所示：

图2-3

1-电机；2-上箱体；3-制动器；4-极限力矩联轴器；5-减速器；6-回转支承
（4）变幅机构主要型式
在起重机中用来改变幅度的机构称为变幅机构。改变起重机幅度的型式通常分为小车式和摆动臂架式两种，MQ4530 门座式起重机的变幅机构是采用摆动臂架的角度来改变起重机的幅度。变幅机构有两大部分组成：臂架系统和变幅驱动系统。前者主要决定于起重机的臂架系统的组成型式。而后者主要由驱动装置、传动装置、制动装置以及安全辅助装置等组成。其作用是实现臂架系统的运动，使得变幅机构安全可靠的工作。在现代生产中，多数情况下，要求实现工作性带载变幅，为了尽可能降低变幅机构的驱动功率和提高机构的操作性能，从而提高生产率，目前门座起重机变幅机构普遍采用下述两项措施，以达到平衡式变幅要求：载重（物品）水平位移：使物品在变幅过程中沿着水平线或接近水平线的轨迹运动。
臂架自重平衡：使臂架系统总重心高度在变幅过程中不变，或变化较小。
MQ4530 门座式起重机采用滑轮组绳索补偿方案，其特点是在变幅过程中利用起升绳总长度不变，但局部长度可变，自动补偿由于臂架摆动引起的吊重升降，使吊重能沿水平线或接近水平线轨迹移动。在臂架自重平衡方面，为了使得臂架系统自重的合成重心在变幅的过程中不移动或者沿水平线或者接近水平线轨迹移动，MQ4530 门座式起重机采用杠杆——活对重平衡法。
变幅驱动系统是驱动臂架系统摆动，实现起重机幅度的改变，常用的驱动型式有齿轮 齿条传动方案、螺杆螺母传动方案、液压传动方案。本次设计采用的是齿轮齿条传动方案， 它具有的优点是：齿条可以承受双向力；机构紧凑、重量轻；传动效率高；制造维护较为简单。
2.2.2确定金属结构的形式
主要承载结构构件受力明确、传力直接，以尽量避免应力集中的影响。主要承载结构如臂架、人字架、转台、门架平衡梁等全部采用焊接结构。
凡有可能积水之处设置有漏水孔排除积水。所有需要检查、维修的地方均设置检查孔及检查通道。
箱型构件上结构检查用密封入孔并作气密试验。细长箱型结构上采用抗风
振设计，以免引起风振失效。
臂架采用管形桁架结构，臂架设有杠杆—活配重自重平衡系统、臂架及平
衡梁各联接均采用滚动轴承连接。
臂架加工制定严格的施工工艺方案。臂架加工时制作工装胎架、主弦杆弯
曲部位用先进的弯曲工艺一次成型，以保证臂架整体成形精度。在臂架的制作中要控制好主弦杆衬管口对接工艺，要确保主弦杆的直线度和焊接质量，控制臂架腹杆与主弦杆焊接质量。腹杆与主弦杆相交的相贯采用加工工艺成形，不使用手工切割成形。
确保臂架头部滑轮定位孔与臂架下铰点孔的加工精度，严格控制好臂架
制造工艺标准及主要检验尺寸。
门架由支承园筒、主梁、端梁组成。与转台相联接的支承结构为园筒形。
支承园筒插入主梁连接。主梁与端梁均为箱形结构，主梁与端梁可通过法兰盘采用高强度螺栓连接。
严格控制支承园筒的加工工艺与回转支承相连接的结合面；与回转支承
连接螺栓孔等重要连接部位制定先进可靠加工工艺手段，以确保安装定位正确。
门架的跨度误差及四支点对角线误差不大于设计值的1/1000。
转台是门机主要受力附件之一，设计时充分保证有足够的强度、刚度和
稳定性。转台采用板梁结构、转台下部回转支承安装部位要考虑加工精度，又要考虑安装方便可靠，制定合理转台焊接制造工艺和转台与回转支承定位面整体加工工艺，以确保加工精度。
人字架、平衡梁的主要构件采用箱形截面、焊接时控制好波浪变形，人字
架与平衡梁连接铰点转动处采用滚动轴承。控制好制造工艺和检验标准。

2.3 确定臂架结构主要尺寸
2.3.1臂架尺寸计算
根据起重机最大幅度 Rmax = 30 m、最小幅度 Rmin = 11 m、最小幅度时臂架仰角可以求出臂架长度，然后圆整取整数。
采用图解法确定臂架各部分的尺寸和大拉杆下铰点位置

图2-4
表2-2 臂架各部分尺寸
项目
符号
圆整前参数
圆整后参数
臂架长度（mm）
L
31500
31500
象鼻梁前端（mm）
L1
15250
15250
象鼻梁后端（mm）
L2
6230
6230
大拉杆（mm）
L3
26850
26900

2.3.2活对重确定
根据前面的计算，已经选定对重杠杆支点的位置及活对重摆动的半径。注意要充分利用尾部允许半径，以减轻活对重重量及有利于整机稳定性。根据臂架结构初定小拉杆和臂架连接点，最后采用作图法求解杠杆尺寸、连杆长度及活对重重量。设计方法如下：
（1）架结构初定小拉杆和臂架连接点。
（2）尾部允许半径确定活对重摆动的半径。做出臂架最大幅度、中间幅度、最小幅度以及活对重在臂架最大幅度和最小幅度时的位置、。对重摆动的夹角越大，对减轻对重重量越有利，平衡效果好。通常对重在最大幅度时的上翘角和最小幅度时的下摆角均为50°左右，考虑到对重对整机及回转局部稳定性能充分发挥作用，一般取=10～20°，取=75～80°。
（3）最大幅度到最小幅度，臂架自重重心升高h2所增加的势能等于对重下降h2’所减小的势能，则再根据从最大幅度到中间幅度臂架势能的变化，确定相应于中间幅度的对重位置。
（4）活对重和臂架的相对位置不变，将活对重从和绕反转到重合的位置上，转动的角度为和，与此同时臂架铰点和也相应绕转动同样的角度和到了和，做的中垂线，交点就是b点的位置。平衡杠杆的前段尺寸为，连杆长度为。或者，实际设计时，可按臂架处于最大幅度以及对重位于行程最高点时，直接选定b点位置，连杆长度的尺寸也随之得出，然后检验相应于臂架最小幅度时的对重位置，如不符合要求，则调整b点位置，重新检验。总之对重的行程尽量要大，对重重量就可以减小。通常对重杠杆后臂的摆角是在铰点水平线以下不超过900范围，如果臂架在最大幅度时，对重越过水平位置而上翘，则对重重量由于行程加大而减得更小，但臂架系统的平衡性能将因而变差。
表2-3对重平衡系统
序号
仰角
臂架力臂
臂架力矩
小拉杆对O1
小拉杆力
小拉杆对O力臂
小拉杆对O力矩
1
28.21
12337.5
308437.5
2645.23
47.13
7470.31
352111.77
2
33.21
11713.93
292848.25
3188.91
41.77
7278.57
304041.50
3
38.21
11001.02
275025.5
3667.7
36.93
6803.28
251245.81
4
43.21
10204.48
255112
3645.54
36.88
6302.75
232472.55
5
48.21
9330.27
233256.75
3491.07
37.42
5697.79
213223.15
6
53.21
8385.06
209626.5
3046.24
39.28
5253.47
206384.93
7
58.21
7376.04
184401
2693.76
40.44
4547.9
183945.773
8
63.21
6310.87
157771.75
2262.49
42.44
3793.9
161026.34
9
68.21
5197.68
129942
1767.15
45.83
3009.72
137931.73
10
73.29
4025
100625
1207.16
35.28
2181.49
76965.29
活对重对O1力臂
活对重力矩
吊重未平衡矩
未平衡力矩
总未平衡力矩
5937.26
124682.46
30526.28
-43674.27
-13147.00
6343.22
133207.62
8388.132
-11193.25
-2805.12
6449.93
135448.53
-9667.13
23779.68
14112.56
6403.01
134463.21
-22444.4
22639.44
195.05
6221.1
130643.1
-28887.9
20033.59
-8854.30
5698.71
119672.91
-28179.9
3241.56
-24938.33
5188.22
108952.62
-19834.9
455.28
-19379.62
4572.76
96027.96
-3861.25
-3254.58
-7115.84
3856.49
80986.29
19245.33
-7989.73
11255.60
2028.09
42589.89
48917.58
23659.71
72577.29

2.4 吊重水平位移补偿系统的设计
2.4.1设计
吊重水平位移补偿系统可使吊重的重心在变幅过程中实现沿水平线或接近水平线轨迹运动，以降低能耗，提高操作性能。吊重水平位移补偿系统方案有多种，本设计采用滑轮组补偿方案。滑轮组补偿方案利用变幅过程中起升绳总长度不变，而局部长度可变，自动补偿由于臂架摆动引起的吊重升降。其基本构造形式是在起升绳绕绳系统中增设一个补偿滑轮组，使变幅过程中补偿滑轮组放出的绳长等于臂架头部升高而引起吊重升高所需的绳长。
2.4.2计算
对吊重水平位移补偿系统的设计可以采用作图法或解析法，如图 2.6 所示，
采用图解法求解时首先根据已知条件确定臂架下铰点 O 的位置，然后分别在离 Rmax 和Rmin 的 R / 4 处将吊重 Q 钢丝绳的拉力 FS 合成，两个位置上的两个合力的交点即为初定的臂架补偿滑轮 O1 的位置，最后在整个变幅幅度内取 6-10 个点来校验补偿系统吊重水平位移高度差吊重未平衡力矩。用如果不满足要求，则应修正 O1 的位置或其他尺寸参数，解法往往需要多次反复才能获得臂架理想的结果。
为了提高设计的效率和减小吊重水平位移高度的差值及吊重的未平衡力矩，我们采用了解析法来确定补偿滑轮的位置和起升滑轮的位置，因此首先我们需要建立水平位移补偿系统的数学模型。
得到的数据如表2-4

表2-4偏值和吊重未平衡矩
仰角
mb
△l
mq
△h
△y
l
RQ
rq
M
28.21
6
0
2
0
0
16733.97
150.60
202.69
30526.26
33.21
6
772.76
2
2400.12
-151.92
17151.54
154.36
54.34
8388.13
38.21
6
1516.32
2
4664.1
-209.88
17559.67
158.04
-61.17
-9667.13
43.21
6
2218.56
2
6773.33
-194.7
17954.11
161.59
-138.9
-22444.43
48.21
6
2930.8
2
8732.83
119.14
18330
164.97
-175.11
-28887.90
53.21
6
3490.35
2
10500.76
-59.42
18682
168.14
-167.6
-28179.93
58.21
6
4023.06
2
12073.66
-8.96
19004.3
171.04
-116.02
-19843.91
63.21
6
4476.3
2
13439.56
-21.32
19290.84
173.62
-22.24
-3861.25
68.21
6
4840.2
2
14588.08
-134.96
19535.63
175.82
109.46
19245.33
73.29
6
5109.8
2
15524.17
-389.54
19735.97
177.62
275.4
48917.58

2.5载荷的计算
起重机的外载荷有：起升载荷、自重载荷、动载荷、风载荷、碰撞载荷、工艺载荷、安装和运输载荷等。在起重机设计计算中，对于变化复杂的实际载荷，只能用简化的理论计算并与试验和经验相结合的方法来确定，由此得到的载荷只是真实载荷的近似，称之为计算载荷。
起重机械具有短暂、重复、周期性循环及载荷变化等特点。在起重机零部件的强度和疲劳、寿命计算，总体计算时，通常将计算载荷分为三类：工作情况下的正常载荷（Ⅰ类载荷）、工作情况下的最大载荷（Ⅱ类载荷） 、非工作情况下最大载荷（Ⅲ类载荷），通过不同的载荷组合来进行结构的计算或校核。
本次设计所作分析与计算均以依据GB/T3811-2008起重机设计规范依据。
2.5.1自重载荷
自重载荷是门座起重机计算的主要载荷。它是指起重机本身的结构、机械设备、电气设备以及在起重机工作时始终积结在它的某个部件上的物料（如附设在起重机上的漏斗料仓、连续运输机及在它上面的物料）等质量的重力。设计时，参考同类产品取自重为348.6t，则自重载荷：

P = 348.6 ´9800 = 3416280N
G
2.5.2起升载荷
起升载荷就是起升质量的重力，起升质量包括起重机允许起升的最大有效物品质量、取物装置（吊钩滑轮组、起重横梁、抓斗、容器或吸盘）质量、悬挂性
件以及其他在升降中的设备的质量。起升高度小于50m的起升钢丝绳忽略。
本设计中，起重量为45t，吊钩总成重量1350kg，则起升载荷：

P = (45 +1.35) ´9800 = 454230N
Q

2.5.3动力载荷
动力载荷是指起重机各质量由于运动状态变化而产生的动态力。它是强度计算的重要依据，对疲劳计算也有影响。起重机不工作或吊重静止在空中时，其自重载荷和起升载荷处于静止状态。
在起重机工作时，当运动状态改变，动载效应使原有静力载荷值增加，其增大的部分就是动载荷。动载荷包括在变速运动中结构自重和起升载荷产生的惯性载荷；由于车轮经过不平整轨道接头或运动部分对缓冲器的撞击产生的冲击载荷；惯性载荷和冲击载荷使金属结构和机构的弹性系统产生振动的振动载荷。
动载荷与运动方向和工作速度（加速度）有关，与结构因素（如系统质量的分布，系统的刚度和阻尼等）有关，而且与使用条件（如外载荷的大小及其变化规律、有无冲击等）有关。为了计算方便，通常用动力系数（动载荷与静载荷的比值）表示。使用时，一般根据实际情况，查阅起重机设计规范及有关手册选用。
（1）起升机构产生的动载荷计算
1）货物骤然离地起升（或下降制动）时起重机自重产生的冲击载荷
起升质量突然离地起升或下降制动时，起重机自身质量也将产生振动，自重载荷将产生沿其加速度相反方向的冲击。根据规定，为考虑起升质量突然离地对自身质量的冲击作 用，应将自重载荷乘以起升冲击系数j1，取j1 =1.05。
2）货物骤然离地或下降制动时产生的附加动载荷
起升质量突然离地起升或下降制动时，对承载构件和传动机构将会产生附加动载荷。
计算这种情况下的动载荷，其值等于起升载荷乘以起升载荷动载系数j 。起升速度越大，系统的刚度越大，操作越猛烈，则j 值就越大。查相关手册，由近似计算公式：

j
2
=1+ 0.35v

式中： v ——额定起升速度(m/s)

计算得j2 =1.110。

3）起升质量突然卸载时的动载荷
当起升质量部分或全部突然卸载时，将对结构产生动态减载作用，减小后的起升载荷 等于突然卸载的冲击系数j3 与起升载荷乘积。j3 的计算公式为：
j
3
=1 -
Dm 1+ b
3 )

m
(

式中： Dm ——起升质量中突然卸去的那
b3 ——对于抓斗起重机或类似起重机 b3 =0.5

计算得j3 =-0.5。

（2）运行机构产生的动载荷计算
1）运行机构工作时通过不平轨道时的冲击载荷
当起重机或起重小车沿道路或轨道运行，由于道路或轨道接缝的不平而使运动质量产 生沿铅垂方向的冲击。为考虑这种冲击，将起升载荷和自重乘以运行冲击系数j4 。有轨运 行时，运行冲击系数按下式计算:

j
4
=1.10 + 0.058v h

式中： v ——起重机或小车运行速度(m/s)；

h ——轨道不平的高低差(mm)。 取 h =1.5mm
计算得：
j4=1.130。

2）运行惯性力
当运行机构起动或制动时，起重机自身质量和起升质量将产生水平方向的振动，产生水平方向动载荷。计算时，可先按刚体动力学的方法计算起重机系统在机构起、制动时的 水平惯性力，水平惯性力的大小等于该质量 m 与加速度 a 的乘积。然后再将这些惯性力乘以考虑弹性振动影响的增大系数j5 。起重机起动或制动时，起重机自身质量以及起升质量产生的水平惯性力为：

P = j ma
H5
式中： m ——运行部分的质量；
a ——起动（制动）加速度；

j5 ——系数，考虑起重机机构驱动力（制动力）突加及突变时结构的动力效应，平均 取j5 =1.5。

m = 348.6 + 45 +1.35 = 303.7 t，查《起重机设计手册》，取 a = 0.10( m / s2 ) ， 计算得 PH = 446439 N。

3）物品偏摆载荷
臂架类型回转起重机，当回转机构起动或 m = 348.6 + 40 +1.35 = 389.9制动时，货物的 切向惯性力和离心力；变幅机构起动或制动时货物的水平惯性力；在物品上的风力作用下， 使悬吊的物品的钢丝绳相对于铅垂线产生偏摆角a 。起重机设计规范规定，在上述各水平载荷共同作用下，吊臂头部的水平力可按下式计算：

T = PQ × tana

式中：T ——货物偏摆产生的水平力(N)；

PQ ——起升载荷(N)；

a ——偏摆角。

在不同类别的计算中，选用不同的a 值。计算电动机功率和机构零件的疲劳时，用正常 工作情况下的偏摆角aI ；计算机构零件强度和起重机抗倾覆稳定性时，用工作状态下的 最大偏摆角aII 。查手册，取aII =10° 。计算电动机功率时：aI =0.25

T = P × tan a
= 404544 ´0.0524 = 513.24
N
I
Q
I

T
= P × tan a
II
= 405230 ´0.1763 = 71321.11
N

2.5.4 风载荷
起重机风载荷分为工作状态下的风载荷和非工作状态下的的风载荷两类。工作状态下的风载包括正常工作状态下的风载荷 PwI （用于选择电动机功率的阻力计算及发热验算）、工作状态下最大风载荷 PwII（用于计算机构零部件和金属结构强度、结构的刚性及稳定性，验算驱动装置过载能力以及起重机的抗倾覆稳定性等），以及非工作状态下的风载荷 PwIII是起重机在非工作状态时所受的最大风载荷（用于验算非工作状态下起重机零部件及金属结构的强度、起重机整机抗倾覆稳定性，并进行起重机的抗风防滑装置、铆钉装置等的设计计算）。风载荷可按下式进行计算：

Pw = C × K h ×q × A
M = Pw ´h

式中：

Pw — 风载荷（N）；

M — 风力矩（N.m）；

C — 风力系数，查起重机设计规范 P18，表 16；

Kh — 风压高度变化系数，工作状态时取 Kh =1，非工作状态《查起重机设计规范》；

q — 计算风压（N/m2 ），取工作状态正常风压 qⅠ =150N/m2 ，工作状态最大风压 q=250N/m2，非工作状态下的最大风压 qⅢ=1560N/m2；
A — 迎风面积（m2）；

h — 各迎风部分的形心高度（m）。
（1）计算风压
风压是风的速度能转化为压力能的结果，计算风压 q 与空气的密度和风速有关。
风压的计算式为：

q = 0.625v2 (2-38)

不同地区和不同计算工况的起重机按下表选取相应的计算风压值。
表2-5 起重机计算风压(N/m2)
地区
工作状态计算风压
非工作状态计算风压
风速(m/s)

内陆
15.5
0.6
150
500～600
沿海
台湾省及海南诸岛
20
250
600～1000
20
250
1500

（2）风压高度变化系数 Kh
1）风压高度变化系数Kh
起重机的工作状态计算风压不考虑高度变化，即Kh =1。所有起重机的非工作状态计算风压均须考虑高度变化。起重机沿高度划分为20m一段的等风压段，以各段中点的高度变化系数KI与计算风压相乘。陆上的风压高度变化系数可按下式计算：

2） 风力系数C
风力系数用以考虑结构物迎风的风压分布和背风面负压的影响，它与结构物的体型