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单梁双吊钩门式起重机结构设计含2张CAD图,单梁双,吊钩,起重机,结构设计,CAD
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单梁双吊钩门式起重机结构设计Structural design of single beam double hook gantry crane摘 要随着经济和社会的快速发展，不论是建筑行业还是运输行业，各种各样的物资运输必不可少，起重机由于可以搬运一些人力无法轻易移动的重型货物而被建造使用。本课题研究的门式起重机有着其它类型起重机无法替代的优势，它可以适应不同的复杂场地环境，场地利用率高、作业面很广，在大型船厂、露天货场、铁路、煤矿等行业，都有发挥着重要的作用。此次课题进行的是门式起重机结构设计，根据要求选择所需的材料，对主要结构进行设计，并完成验算及校核，为了确定起重机是否能在各种环境下稳定工作，要计算起重机的抗倾覆稳定性，通过使用计算机绘图软件Auto CAD，绘制所要设计门式起重机的总图以及其他部位的零件图。经计算校核，本次设计的起重机的强度和稳定性符合工作要求，该起重机在不同环境下能稳定工作。关键词：门式起重机；主梁；支腿IABSTRACTAlong with the rapid development of society and economy , whether it is the construction industry or the transportation industry, all kinds of material transportation is essential. Crane is built and used because it can carry some heavy goods that cannot be easily moved by human. The gantry crane studied in this paper has the advantages that other types of cranes can not replace. It can adapt to different complex site environment, with high site utilization rate and wide working area. It plays an important role in large shipyard, open freight yard, railway, coal mine and other industries.This topic is about the structural design of gantry crane. According to the requirements, select the required materials, design the main structure, and complete the checking calculation and check. In order to determine whether the crane can work stably in various environments, the anti overturning stability of the crane should be calculated by using the computer drawing software Auto CAD, Draw the general drawing of the gantry crane to be designed and the parts drawing of other parts. After calculation and verification, the strength and stability of the crane meet the working requirements, and the crane can work stably in different environments.Keywords: Type gantry crane; main girder ; outriggerV目 录1 绪论11.1 起重机简介11.2 起重机国内外发展现状41.2.1 国内发展现状41.2.2 国外发展现状61.2.3 未来发展趋势61.3 课题研究意义82 总体方案设计92.1 原始数据（资料）92.2 材料选择与许用应力102.3 载荷的计算102.3.1 箱形结构门架自重102.3.2 风载荷的计算112.3.3 起升载荷的计算122.3.4 水平惯性载荷123 主梁的计算143.1 主梁截面计算143.2 主梁强度验算153.3 主梁稳定性的计算164 支腿的计算184.1 支腿截面几何特性184.2 支腿强度计算185 下横梁及门架的计算205.1 下横梁的几何尺寸和特性205.2 下横梁的内力计算215.3 下横梁的强度、稳定性验算215.4 门架的抗倾覆稳定性校核226 起升机构的设计计算256.1 结构材料力学参数256.2 起升机构电动机的选择276.3 起升机构制动器和减速器的选择286.4 钢丝绳、滑轮组及卷筒的选择297 小车机构设计计算327.1 小车车轮强度的计算327.2 小车运行机构的静阻力计算338 大车机构设计计算348.1 大车运行静阻力的计算348.2 大车机构电动机的选择358.3 大车惯性载荷的计算358.4 大车机构缓冲器的选择368.5 车轮与轨道368.6 刚性支腿与主梁连接处的螺栓强度验算369结论40参考文献42致 谢43 1 绪论1.1 起重机简介起重机是通过间歇、反复的工作循环完成货物装卸或是设备安装的一种机械。它的工作循环包括：原始规定位置取上货物、通过绳索起吊装置将货物提起、通过起重机在轨道上移动并改变小车位置使货物到达规定的下降的位置、放下货物到规定位置、然后以相反的操作进行反向运动使取物装置回到起初原始位置以便进行下一次循环。通过这种运动方式以完成大型场地搬运或起吊货物的目的，一个工作循环时间根据货物的不同一般从几分钟到几十分钟不等，为了降低起重机部件疲劳强度的，应该在每一步或相隔一段时间时留出短暂的休息时间。起重机在中国很早便有使用记录，虽然古人并没有对现代起重机的理解，但也应用了起重机的基本原理，并且最先开始应用于农业生产。研究相关资料便可发现，中国古代农夫为 降低灌溉农田的劳动程度提高劳动效率，发明的农具“桔”就采用了起重机的原理可以认为是臂架型起重机的雏形。不同于中国，资料显示西方国家在起重机方面的使用记录最早出现在与建筑相关的行业，其描述的机械主要用于人们建造房屋时搬运较大、较重的的材料。该机械主要由桅杆、滑轮、绞盘、以及绳索组成，根据其描述桅杆顶部安装一个滑轮，以绳索穿过滑轮通过绞盘拉升以提升重物。这种机械可以通过增加一根桅杆的方法来提升重量较大的物体，之后意大利生产出起重机的雏形臂架型起重机，但由于当时生产力低下其驱动方式依旧主要靠人力或者畜力为主。到了19世纪的前期，由于人们对起重机的需求程度越来越高随之发明了桥式起重机；同时由于各种基础科学理论的相继提出并实现大大加快了社会生产力的发展，工业生产迅速扩张，人们对各种金属的使用也越来越熟练并且人们也越来越认识到拥有一种性能优秀的起重机对提高生产效率的重要性，部分起重机零部件开始使用高质量的金属和先进的金属工艺技术，随之改变的还有驱动方式的改变：逐渐淘汰原来效率低下人力或畜力驱动并换成采用能量较大且体量丰富的水力驱动。到了19世纪后期，第一次工业革命发生，社会各方面都发生的巨大的改变，在工业发展迅速的条件下，起重机的驱动方式又一次发生巨大的改变：蒸汽时代的出现，这是历史上的一座里程碑，极大的加快了起重机改进创新的发展历程。我国起重机发展是从无到有，从弱到强的历程，20世纪中叶，我们新中国刚刚成立，我国的工业相对落后而且薄弱，我们的起重机发展受制于人，世界强国打压着我们，根据党和国家要加速发展工业的指示，我们逐步从刚开始只是书本上的图片，慢慢学习，到对起重机有了一定了解。由于当时大家对起重机只是概念上的认识，为了对研究人员进行培养，采取团队合作的方法，大家住在一起，试验研究条件比较简陋，生活设施也不太完善，但大家都不轻易说苦喊累，身体上的累尚且能接受，但知识的不足让大家有了奋斗目标，大家都是从不同专业过来的，有的是学冶金的，有的是学零件制造的，有的是抛光师傅，有的则是数学老师。大家在一起集思广益，克服知识上的短板，努力学习，夜以继日学习，挑灯夜战钻研概念理论，不懂就学。先后讨论并逐渐了解了起重机的基本设计流程，设计各种机器零件材料的选取，并且有时自己亲自打磨零件，一步一步的实验，全体总动员，边学习，边设计，边研究。虽然条件艰苦，但大家都毫无怨言，始终在自己的学习岗位上努力着。那个时候，大家见面都不怎么谈有什么困难，谈得是大家又饿米有把东西搞出来，以大无畏的勇气和自强不息的精神开始了新的征程。我们所需要的资料受制于人，且原先本打算教我们的外国专家也单方面撕毁协议离开了。在没有外部力量支持的情况下，为了打破外国的垄断，我们坚持“独立自主、自力更生”的方针，加快学习进程，怀着对起重机械研究的责任感，先锋们勇敢的担当起了重任。可在当时一穷二白的情况下，要设计生产出一个起重机械谈何容易，既没有现成的资料，也没有厂房，更没有专业设备，于是，研究人员就根据生产的需要，自己设计画图纸，请有经验的机器修理厂的老师傅来加工制造，并帮助完成安装。机器的生产都是钢铁什么的，大家免不了磕磕碰碰，受点伤在无所谓，研究的过程举步维艰，当时自然灾害频发，给原本艰难困苦的起重机械的研发更是雪上加霜。面对时时刻刻面对的困难，我们的研究人员发奋图强，刻苦钻研。没有条件就创造条件。在技术资料和设备都很缺乏的条件下完成了所需的任务。研究人员发扬大无畏精神，创造和发展了起重机械事业。时间进入21世纪的今天，随着社会的发展和经济的增加，起重机发展迈上了新台阶。起重机主要包括以下三个机构：运行机构：控制起重机的运行。该机构通常只用四个车轮1，这样的装置已经可以满足大部分起重机需求。 起升机构：是起重机一定不能缺少的一种机构，在以前起重机不完善的时候此机构便承担了主要工作，因此也被人们认为是起重机最基本的机构。现如今流行的起重机该机构的驱动方式有三类：内燃机（灵活独立）、电动机（配合内燃机广泛使用）、液压驱动（流动式起重机广泛应用。 回转机构：为了负责配合其他机构完成货物的运输和移动任务，该机构会将臂架通 过旋转合适的角度，使货物能够更方便的放置到规定的位置。根据起重机结构的不同，可以分为以下几类：轻小型起重设备：这种设备经常出现在我们视野中，像我们熟知的汽车的千斤顶就是轻小型起重设备，这种起重设备凭借着轻便，便于携带、操作简单、成本较低的众多优势已经成为人们生活维修、搬运不可缺少的一种工具。 桥架式起重机：桥架式起重机的包含范围相对广泛，桥架式起重机在实际生活中常被称为天车，被用于工程建设中搬运和移动难以移动的大型货物。起重机运动主要靠小车、大车运动，桥式起重机的分类特别广泛，按构造可分为梁式起重机、双小车桥式、单小车桥式等。 臂架式起重机：在港口装卸中臂架式起重机起着最为关键的作用。缆索起重机:以柔性钢索作为大跨距架空承载构件，以供悬吊重物的载重小车在承载索上往返运行，可以垂直运输和水平运输2。悬臂起重机的形式主要分为以下三种： 立柱式悬臂起重机：旋臂吊立柱由圆形管组成，确保了起重机的稳定性。腰圈轨道用于立柱式旋臂吊的旋转。轨道上有几个小孔安装旋转限位块，可实现0-360度角度的限制。用三角支撑，其优越的机械结构，重量轻，安全性高。壁上起重机：主体部分固定在墙上，起重机运行轨道安装在墙上或者墙上的其他支撑结构，工作时沿着这种轨道运行。由于这种起重机独特的结构以及该起重机不必占用过多的空间而又有良好的机械性能，常被应用于空间较小的地方。 平衡起重机：被广泛应用短距离的物料传输和较大型的实验室的实验物品的搬运。由门式起重机主梁结构的不同，可以分为桁架式、箱梁式和蜂窝梁3。 桁架式：起重量较低的小型工厂多采用这种结构，由于建造材料使用 成本较低的角钢或工字钢，零件之间也采用了焊接的方式，这种结构有着成本低，抗风性能良好的优点更容易被追求效益的人群采用。但是同样的由于需要焊接的地方太多以及桁架自身的缺陷，桁架梁也具有很多不可忽视的缺点，比如说桁架结构挠度大，刚度小的自身缺陷，而且为了作业安全考虑需要频繁检测焊点处是否发生断裂现象也增加了人工成本。 箱梁式：使用的钢板质量高，成本高，这个在大型机构上经常使用，因为受风面积大，这种结构的抗风型并不突出。 蜂窝梁：这是在一种随着施工经验的总结和技术的改进而出现的一种结构形式，它是由工字钢经过切割、然后焊接而形成的空腹梁。在实际的设计和运用中，会将扩张比扩大，这样做的目的它是为了通过增加截面模量以及惯性矩，从而达到增加梁的抗弯强度和梁的刚度的目的。在实际的设计应用中， 由于蜂窝梁与一般梁的形态不同，它可以适应工程建设的要求，提高可观赏性，而且还可以利用空洞的特性来进行接线布置。箱型结构：维修检查不需要太高的技术要求，很适合小型工厂大量生产的优势，被应用于日常生活中。相比较于箱型结构，在我国四桁式主梁结构已经较少生产，在进行主梁形式选择是也不会被优先选择，主要是因为其虽然刚度很大但也有与其他结构相比外形尺寸过大，工艺制造较复杂而且起重机抗疲劳强度较低的不可忽略的缺点。但研究该结构以发明更好地结构也有必要。该结构是由四片平面桁架组合，各个桁架之间之间用角钢或者槽钢使用焊接的方式连接。我国对起重机主梁的结构优化随着技术的发展和先进理论的引进大体上采取这样的原则：在满足各行业的所需要求下尽量降低建造成本（减小零部件体积、减少材料用量、寻找廉价的替代材料），提高性能（提高提升效率、降低能耗）、提高工艺要求、增加生产力（通过发明改进是起重机能够大批量生产）、制造以及使用维护维护（培养高科技人才发明研究），在这些方面做研究下功夫，从小问题小部件出发达到起重机整体优化的目的。1.2 起重机国内外发展现状1.2.1 国内发展现状到目前为止，我国起重机发展几乎是一个从无到有的历程，从刚刚起步时，我国起重机行业相比较于世界各国要落后许多，在设计方面主要靠着工程师们的知识经验来设计，之后开始学习西方先进的科学方法，起重机设计有了基础的理论知识作为依靠，但起重机核心重大技术仍然被国外牢牢掌控，我国只能进行一些小型轻量的起重机设计应用于基本生活，之后随着国家的发展和强大，我国起重机发展有了质的飞跃，时代在进步，越来越多的高级工程师、设计师参与起重机的研发与制造，我国掌握的起重机核心技术也越来越多，我国起重机行业也不再单单只靠经验摸索发展，而是依靠科学的方法接轨世界。我国起重机制造业不断快速发展，有许多生产制造商我们听过，比如在它们中间比较有名是：三一、卫华、徐重和太重等公司，由于它们生产的起重机产品新能卓越，性价比较高。所以在市面上的产品大多数出自它们之中。在此之前的宝马中国工程机械展上，很多生产厂商推出了许多新型的产品，其中某些产品还打破了国际记录。虽然我国起重机生产技术较原先有了很大的改善，但是和国外先进的生产技术仍有一定的差异，主要突出体现在下面几个方面：（1）制造工艺的水平相对较低 ：我国先进技术和专用技术的开发和经验的不足，制造出的起重机零部件使用体验感受很差，而且质量较差，从而导致起重机的设计能力无法进步。此外，国内起重机生产设计厂商为了抢占市场，往往忘记了在细节方面的优化，只知道对五花八门的功能进行升级，其在开发和优化的时间上较短，导致起重机在运行体现出许许多多的不足之处。（2）核心技术水平不足 ：目前，对于机器有关的核心数据我国还需从海外引进先进技术。我们现在资金上不用考虑太多，愁得是技术，当要研究新的东西时，没有知识技术很难开始。此外，薄钢、异种钢和起重机钢轨型材等结构材料供应短缺，规格和品种也非常的少，导致零部件的供应不足，使机器结构的整体结合能力变低。在如此的情况下势必会降低我国起重机在国际上的竞争力，在国际市场上的份额不断的减少。在核心技术都被国外龙头企业掌握的时候，我国企业就应该不断取长补短，创新自身的技术 。（3） 产品的自主研发能力相对较差 ：我国新产品更新迭代较慢的原因是起重机行业起步较晚，缺乏技术信息以及过信息过时。同时，我国起重机的发展 也受到了严重挫折，其原因是由于管理水平低下、科研经费不足和科技人员水平参差不齐等因素，还有国外的设计师已经开利用计算机辅助对设计的效率。稳定性、模块化和自动编程的应用。（4）创新型人才的短缺：我们缺乏制造人才和技能的继承，创新能力相对薄弱。“人尽其才则百事兴”，我们的人才培养中有短板和不足，做事关键在人才，对于机器的创造需要的人才，一定要百折不挠，现在高科技的精准应用，让人们受到了无比的震撼，机器逐渐占据了很大的地位，人要敢试敢为，努力从无到有，从小到大。只有将更多优秀的行业人才充实到研究队伍中来，将对起重机械的新型研发有积极的支撑作用，有利于进一步推进起重机事业发展。人才要劳模精神、工匠精神，牢记使命、真抓实干，推动专业技能建设。为了适应各行各业的需求,我国起重机的发展正在向前发展。1.2.2 国外发展现状 现在，国外有许多起重机生产厂家，它们之中的代表有:美国的 MCE 和 TEREX、德国的 Liebherr 和 Demag Cranes AG 等起重机制造企业，其产品使用性能优异，涉及领域全面， 在市场上的占有率远远高于其他厂商。Liebherr 公司在开发 LTM1160-5.2 机型的时候运用到很多高新科技的先进设计思路，直接打破传统思想不再使用双引擎设计。新设计使用一个发动机驱动整个上半部分，意思就是用一个发动机通过机械轴来驱动重达 150 多吨的机盖，由此就可以减少机器的整体重量和维护工作量，相应的使负载能力增强。MEC 公司则另辟蹊径在变频技术方面做出改进设计出了 MC120B 起重机，使得发动机变速提升实现了五倍变速，这样可以大大提升起重机的稳定性。1.2.3 未来发展趋势目前，起重机朝着向好向快进步，体现出以下方面：(1)模块化、组合化 ：模块化的应用使机器的用途更加广泛而且互换性更强，便于更换。而且可以根据不同的组合，成为新的起重机机型。在这样的前提下，尤其是在新机型的创新和设计中，就可以不用从头设计，就凭借着模块化的特点就能完成新型起重机的安装和改造。模块化的设计理念就是可以将生产效率提升，把小规模生产转变到大规模生产，增加了公司的竞争力。现如今以日本等发达国家为代表的大型起重机生产企业，都是限量模块化设计，使得本公司效益大大提升。比如说是德国的 Demag Cranes AG 公司进行设计理念变革，使得新型机型，自身重量降低三分之一，生产成本降低百分之十二，在此前提之下取得了丰厚的回报。(2)大型化和高速化 ：由于现在工业发展的速度飞快，劳动的效率也越来越高，未来，生产出来的产品顺应市场的方向，起重机的发展趋势正逐步面向大型化，高速化的方向。(3)自动化和智能化：随着高新科技时代的来临，自动化、信息化和智能化越来越明显，例如：激光搜索举升物体的重心，故障判断系统，吊具防摆的模糊控制，可变电压和变频调速，射频数据通信和现场总线都被广泛使用。（4）轻型化和多样化：为了节约消耗的材料，使得整体机械承重能力的提升，在不同的实际工作环境中可以完成目标任务，现在各大研究院和公司纷纷将起重机向多样化和轻量化发展。国内起重机与国外生产的对于，就显得整体尺寸过大，运行笨重。在此前提之下，国内的起重机也随着国际的潮流开始向多元化和轻量化发展。国外的一些研究起重机的企业通过应用新材料来向轻量化发展，由于材料本身的重量轻加上强度够用，这样就大大减少了起重机结构的重量。另外在技术优化方面的促进下，可以使用新型焊接和切割工艺，这也让起重机的发展变得更加便利迅速。随着经济社会的发展，机械领域的佼佼者们，运用着先进的思想和世界大格局带来的机遇，利用互联网大数据、开发建设等。未来，我们可以看到起重机的巨大变化，随着起重机械的必要性和重要性，它涉及到的范围很多，它也将服务于我们的生活中，从小到我们的身边，大到各个建筑工地。不论是修路还是架桥，也不论是盖楼还是挖隧道，这个起重机械始终服务于我们的生活，服务于我们的社会，服务于我们国家的方方面面，使我们的生活体验更加快捷方便，“中国速度”更加国际化，这个将归功于经济全球化转型力度的加大，开放发展能力的提升，相信不久的将来起重机会越来越发达。1.3 课题研究意义门式起重机在现代工业中是必不可少的，在本次设计涉及到大量的计算，在计算过程中带入的一些数据有的并不是通过实验而来，而是根据实际作业中由操作工人长期的经验所得，所以本次设计也借鉴了前人对门式起重机结构设计的成熟经验。通过本次的设计，可以非常好地提升自身以下几个方面的技能： (1)提高自己理解文章的能力； (2)熟练学习掌握基本设计技能，包括计算机软件的运用，例如word文档、电子表格 ,查阅各种文献库的能力，使用Auto CAD绘图软件等； (3)提高我们收集各种文献资料的能力，以运用和拓展所需的知识，锻炼了自己查找和过滤信息的能力，提高理论和实际的联系；(4)通过基础数据可以精准的绘制图形，培养了我们培养收集，组织，分析和使用数据的能力，开拓眼界，丰富自己的知识储备 ；(5)提高自己解决困难的能力，增强与老师、同学的团队合作意识。通过毕业设计的实践，提高自己对所学专业知识的能力汇总，学习对不同知识的糅合，促进对专业动手操作能力的增加。为更好地了解门式起重机的结构特点，增强自己的专业技能，为之后毕业后的工作打下一定基础，使自己学到的更多课内书本以外的知识，增强自己的学习能力，增强专业知识储备。8 2 总体方案设计2.1 原始数据（资料）表2-1 门式起重机主要性能参能起重量190+190（t）工作制度A4总高度35.5m总跨度L = 46.8m净空跨度44.9m起升速度1m/min起升高度30m运行速度11m/min最大工作风速15.6m/s最大非工作风速28m/s支撑形式三轨两轮支撑千斤顶型号LSD1000D462.2 材料选择与许用应力本次设计的起重机是为某高速公路跨河大桥吊装钢箱梁而设计，且工作级别为A4，对焊接结构的材料，焊接性、时效性、防腐性缺一不可4，才能保证结构的性能优良、安全可靠。根据的相关资料，本次实际起重机起重量为 190+190(t)， 本着降低成本的原则，起重机的主梁结构采用较为经济、易于制造的偏轨箱形梁，其基础材料主要选用型材及板材。Q235-A 作为主梁、端梁使用的钢材, 它们之间的联接方式为螺栓连接。其建造材料所需的 Q235-A 钢 的许用应力以及性质： = n = 2351.33 176 MPa 取 = 176 MPa (2-1) = 3 = 1753 101 MPa 取 = 100 MPa (2-2) h = 2 = 1752 123 MPa 取h=120 MPa (2-3)2.3 载荷的计算2.3.1 箱形结构门架自重查阅资料起重机设计手册可知箱形结构主梁自重可用以下公式计算： Gq=0.538046.830 = 365.21t (2-4) 式中Q: 额定最大起重量 L0: 主梁全长H0：起升高度2.3.2 风载荷的计算 起重机是一种露天安装设备必然会承受一定的风压，作为一种大型的机械，如果没有满足安装地点最大风速和风压要求，在作业时因为风压过大而造成的后果是巨大的。（1）作用于货物的风载荷 Pw= CK qA 式中一 C： 风力系数 ； K: 风力高度变化系数，起重机在工作状态下取1；q：根据原始数据工作状态最大风压，取149.2 N /m2 ；A ：货物迎风面积，由表 2-1 可知当 Q 为380t 时，估算 Fw 82m2。 风力系数的选取：在工作状态下正面C = 1.55，侧面C = 1。 计算风压：q= 0.613v2 = 0.613 15.62 = 149.2 Nm2 （2-5）式中 q：类载荷风压（Nm2） v : 计算风速，在7级风下，取v = 15.6 ms 迎风面积：根据徐格宁主编的起重运输机金属结构设计中关于物品迎风面积近似值（下表2-2）的数据表来估算其迎风面积。工作状态起升机金属结构的迎风面积为：正面A1 390m2,侧面A2 80m2。综上：起重机所受风载荷为：正面: Pw1= CKh qA1 = 1.551 149.2390 = 90191.4N （2-6）侧面：Pw2= CKh qA2 = 1.551 149.280 = 18500.8N （2-7）表2-2 物品迎风面积近似值物品质量（t）123.2(3)6.3(5)81012.5162032迎风面积（m2)1235678101218物品质量（t）40506380100125160200250320（300）迎风面积（m2)222523303540455565752.3.3 起升载荷的计算静载试验工况，静载系数取1.25；其它工况，由于起重机在起吊时起升相对平稳，所以起升载荷动载系数取1.1。本起重机设计额定载荷380吨，单个吊具的重量7.5吨，起升载荷作为表面均布载荷施加在起重机主梁相应位置上5。计算静载试验工况：PQ = G梁 + 2 G吊 = 1.25 380 104+27.5104 = 4.90 106 N （2-8）计算其他工况：PQ = G梁 + 2 G吊 = 1.1 380 104+27.5104 = 4.33 106 N （2-9）其中 G梁：起重机的额定起重量，单位N； G吊：单个起吊吊具重量，单位N ； ： 起升载荷系数2.3.4 水平惯性载荷起重机和天车的水平惯性载荷以加速度的形式体现，箱梁及吊具的水平惯性载荷作为集中载荷施加在主梁吊点位置6。a1 = PH1m1 = am1 m1 = 0.0641.5(173+1.52)173+1.52 = 0.1 ms2 （2-10） PH2= am1 = 0.064 1.5 （380103）= 37920 N （2-11）其中 ：系数，取=1.5； m1: 起重机和天车的质量； m2：箱梁及吊具的质量； a : 起动（制动）加速度，取a = 0.064 ms2； a1 : 起重机及天车起动（制动）加速度。 3 主梁的计算3.1 主梁截面计算(1) 主梁截面的选取： H = (110 117 )L = (110 117 ) 46.8 = 4.68 2.75 m （3-1） 取 H = 2m = 2000mm(2) 主梁在主端梁连接处的高度：H0 =（0.4 0.6）H = 800 1200 mm （3-2） 取H0 = 1000 mm(3)主梁两腹板内壁间距：b = ( 12 13 )H = 1000 666.67 mm (3-3) 取 b = 800 mm为了使主梁更加轻便，增加主梁稳定性，将主梁设计成偏轨箱型梁，目的是为了确保悬臂端局部稳定性，增加上翼缘板的延伸宽度，并设三角形加劲板。参考同尺寸类型门式起重机，箱型梁各板厚度：主腹板厚度：1 = 10 mm副腹板厚度： 2 = 8 mm翼缘板厚度 ： 0 = (1.24) 10 = 1240 mm , 取 0 = 15 mm 翼缘板宽度 ：B = b + 2 + 40 mm = 800 + 18 + 40 = 858 mm 为了轨道及轨道压板能够在主腹板的上面安装，主腹板侧的翼缘板突出部分应该加大很多，从而保证稳定性。通常取为：B上 = B下 + ( 70 150 ) 故取下翼缘板长度为：858 mm，上翼缘板为：988 mm3.2 主梁强度验算（1）主梁跨中附近下翼缘板下边缘角处的应力： = 2.3831010+3.19341091.84108 + 2.953108+3.851080.82108 = 155.2 N/mm2 （3-4）考虑约束弯曲应力:0 = 0.805 mK nK3+7（nK3+3）（10nK+14） = 0.046 （3-5） = 0 = 0.046 155.2 = 7.14 N/mm2 （3-6）所以此处的组合应力： = 155.5 + 7.14 = 162.34 N/mm2 （3-7）162.34 N/mm2 = 3251.33 = 244N/mm2 强度验算通过。当风力产生的应力相对较小时，依照载荷的合成形式，所以它的组合应力为： = 3251.5 = 216.7 N/mm2 = 3251.33 = 244N/mm2 强度验算通过。（2）主梁跨中附近下翼缘板与腹板下边缘焊缝处的应力： = 162.34 1690.151718.15 = 160 N/mm2 （3-8） = 167331573.81063.16101124 = 16.3 N/mm2 （3-9） = 469.310460023272121212 = 17.5N/mm2 （3-10） 此处的组合应力为： = 162.342+3(13.92+9.4)2 = 167.3 N/mm2 216.7 N/mm2 （3-11）强度验算通过。（3）主梁跨中附近腹板上边缘与上翼缘板焊缝处的应力： = 2.3831010+2.1931091.998108 + 2.953108+3.851081.998108 = 144.2 N / mm2 (3-12) = 167331573.81063.16101124 = 16.3 N/mm2 (3-13) = 469.310460023272121212 = 17.5 N/mm2 (3-14) 小车车轮产生的局部压应力：m = p(a+2) = 131.25 N/mm2 (3-15)此处的组合应力：= 144.2（1+0.046）2 + 131.252 - 131.25 144.2 （1+0.046）+ 3 (16.3+17.5)2 = 154 N/mm2 216.7 N/mm2 (3-16)强度验算通过。3.3 主梁稳定性的计算（1）主梁整体稳定性的计算 : 主梁高宽比：b = 2000800 = 2.5 3 (3-17)门式起重机箱梁具有较强的抗弯和抗扭刚度，因此只需简单计算主梁高宽比。（2）主梁局部稳定性的计算: A：主梁翼缘板：b00 = 8001815 = 52.13 60 (3-18)因为 b00 50, 所以 需要设置2条纵向加劲肋翼缘板最大外伸部分： be0 = 15015 = 10 (3-19)B：主梁主腹板： b01 = 197010 =197 160 197 240 (3-20)C：主梁副腹板： h01 = 19708 = 246.25 240 246.25 320 (3-21) 4 支腿的计算本课题起重机跨度较大，为了避免主梁承载变形而使支腿下端出现较大的水平力，起重机支腿采用一刚一柔结构。4.1 支腿截面几何特性(1) 刚性支腿的横梁和立柱联接处的截面几何特性：Ix = 9.575 1010 mm4 Wx = 7.74 107 mm3 A = 102576 mm2 整个刚性支腿折算惯性矩： I = 0.9 9.575 = 8.6 1010 mm4 (4-1) (2) 柔性支腿的横梁与立柱联接处的截面几何特性： Ix = 1.056 1010 mm4 Wx = 2.28 107 mm3 A = 65376 mm2 整个柔性支腿折算惯性矩： I = 1.2 Ix = 1.27 1010 mm4 (4-2)4.2 支腿强度计算（1）柔性支腿处在最不利工况下的强度计算主梁： I1 = 2 3.16 1011 = 6.32 1010 mm4 (4-3)柔性腿：I2 = 1.27 1010 mm4 = 0.02 I1 刚性腿: I2 = 8.6 1010 mm4 = 0.136 I1 主梁最大弯矩:MX = 554400 7650(380007650)38000 = 3.387 1010 N m (4-4)1p = - 1EI1 0.5 3.387 1010 38000 31600 = - 1EI1 20.336 1018 (4-5)1 = 13 316003 ( 1E0.136I1 + 1E0.2I1）+ 1EI1 316002 38000 = 1EI1 6.412 104 (4-6)求得 x1 = 31715 N 竖向载荷：混凝土箱梁及起重小车重力： N1 = 554.4 104N 主梁、走台、柔腿侧转向机构自重：N2 = (67.163 + 7.4) 1.1 = 82 104 N (4-7) 起重绳拉力 ： N3 = 2 13.5 = 27 104 N (4-8)柔性支腿轴向力： N = N1 38000765038000 + N2 + N3 = 5517900 N (4-16)（2）刚性支腿处在最不利工况下的强度计算箱梁及起重小车重力：N1= 544.4 104 N 主梁、走台、柔腿侧转向机构自重： N2 = (67.3 + 10 ) 1.1 = 85.03 104 N (4-9)起升小车牵引力：N3 = 2 13.5 = 27 104 N (4-10) 5 下横梁及门架的计算 5.1 下横梁的几何尺寸和特性 门式起重机下横梁存在的意义主要是为了使起重机保持平衡，提高工作效率。同时下 横梁作为支腿的基础梁，可以减少支腿的受力变形。下横梁截面尺寸主要取决于车轮尺寸，起重机移动式由于轨道安装，货物等问题会出现打滑的问题时起吊不稳定，为了防止该现象的发生，常采用向下横梁中浇筑质量较大水泥的方法。下横梁截面的几何尺寸如图5-1所示，截面的几何特性为:截面面积 ： A = 2 0.6 0.01 + 2 0.01 = 0.032 m2 (5-1)对x 轴的惯性矩： Ix = ( 600 10312 + 600104952 ) 2 + ( 10 980312 ) 2 = 4.51 109 mm4 (5-2)Wx = 9.11 106 mm4 对y轴的惯性矩： Iy = ( 10 600312 ) 2 + ( 980 10312 +10 980 2902 ) 2 = 2.01 109 mm4 (5-3)Wy = 7.17 106 mm4 图5-1 下横梁截面几何特性5.2 下横梁的内力计算 从起重机侧面方向分析下横梁的受力：下横梁的自重以及浇筑的水泥的自重，还有支腿处受到的力。下横梁的跨中弯矩计算： 图 5-2 跨中弯矩 下横梁截面面积：A = 2 0.6 0.01 + 2 1 0.01 = 0.032 m2 (5-4) ML / 2 = 12 FRBB0 18 4 qh B02 12 FD B = 610714.56 N m (5-5) 式中 一 qh = Ag = 7850 0.032 10 = 2512 N / m - FRB = 200000 N FD = 110000 N5.3 下横梁的强度、稳定性验算（1）下横梁强度按下式验算： = M L/2Mxx = 352095.36 1039.11 106 = 67.03 (5-6) （2）下横梁局部稳定性的验算7： 翼缘板 ：b00 = 55010 = 55 60 (5-7) 腹板： 01 = 100010 =100 60 (5-8) 5.4 门架的抗倾覆稳定性校核由于起重机常常安装在室外工作，工作环境复杂多变，常常需要面对大风大雨等天气。抗倾覆稳定性是起重机研究中不可缺少的一个环节。 本文所设计的双吊钩式龙门起重机，要求起重量190+190=380吨，考虑到设备过载情况下的安全性，设计计算时选取更大的起重量，按照起重量450吨来计算。起重机的抗倾覆稳定性可以参考下表2-3： 表5-1 验算工况验算工况工况特征1无风静载2有风动载3突然卸载或吊具脱落4暴风侵袭下的非工作状态对于工况 3 发生的原因主要是因为吊具的强度不够，起吊装置突然发生断裂。本次设计主要考虑天气的因素，所以只研究工况 1、2、4 工况下的稳定性。研究起重机的抗倾覆稳定性时必须将起重机置于最不利于起重机工作的载荷条件下，计算在这些条件下对起重机的倾覆线的力矩，规定计算力矩为正，则对起重机起稳定作用，相反则起倾覆作用，如果各力矩代数和 M 大于 0，表明该起重机符合规定。（1）作业状态动态稳定性 ：M倾 = （231.6 + 272.07 ) 104 = 503.7 104 Nm (5-9) M稳 = 2575.9 104 Nm K = M稳M倾 = 4.5 通过验算是安全的。（2）非作业状态动态稳定性 ：M倾 = （231.6 153 + 1452.05 ) 104 = 1530.65 104 Nm (5-10)M稳 = 2575.9 104 Nm K = M稳M倾 = 1.68 通过验算是安全的。（3）起重机主梁跨中截面的几何特性，其简图如下图所示： 图 5-3 主梁跨中截面图y1 = 1581.85 mm Ix = 3.16 1011 mm4 Iy = 4.95 1010 mm4 Wxs =1.998 108 mm3 Wxs =1.84 108 mm3 Wy = 0.82 108 mm3 腹板上边缘处的静面矩： Ss = (1600 28 1553.85 ) = 69.6 106 mm3 (5-11)腹板下边缘处的静面矩: Sx = (1560 28 1690.15 ) = 73.8 106 mm3 (5-12)中性层处的静面矩： S = (1560 28 1704.15 + 1690.152 12 ) = 1.09 108 mm3 (5-13)(2)起重机主梁两端截面的几何特性，其简图如下图所示： 图5-4 主梁两端截面图y1 = 1597.32 mm Ix = 2.932 1011 mm4 Iy = 4.48 1010 mm4 Wxs = 1.84 108 mm3 Wxs = 1.72 108 mm3 腹板上边缘处的静面矩： Ss = 1410 28 1569.32 = 61.96 106 mm3 (5-14)腹板下边缘处的静面矩：Sx = 1440 28 1674.68 = 67.5 106 mm3 (5-15)中性层处的静面矩：S = 1440 28 1688.68 + 1674.68 2 12 = 1.02 108 mm3 (5-16)6 起升机构的设计计算门式起重机起升机构传动方案的设计如图6-1所示： 1.电动机 2.半齿联轴器 3.浮动轴 4.带制动轮的半齿联轴器 5.制动器 6.减速器 7.卷筒图 6-1 起升机构的传动方案设计86.1 结构材料力学参数 表6-1 板材材料力学性能材料材料特性屈服极限s/ MPa载荷组合I许用应力 I = snQ345B 弹性模量（GPa)206345233泊松比0.3密度（ kg/m3)7850 表6-2 销轴材料力学性能材料材料特性屈服极限s/ MPa载荷组合I许用应力 I = sn40Cr 弹性模量（GPa)206490326泊松比0.3密度（ kg/m3)7850整个提升系统示意简图下所示。 1.钢绞线导架装置 2.LSD2000D-300提升千斤顶 3.天车 4.起重机主架 5.钢绞线 6.吊具装置图 6-2 起重机提升系统图 1.吊具横梁 2.吊具 3.液压缸座 4.销轴1 5.衬套6.销轴2 7.吊带 8.销轴3 9.分配梁 10.支座图6-3 起重机吊具结构6.2 起升机构电动机的选择(1)电动机的稳态功率：按静功率来计算： P0 = Qv1000n = 46663700.5415600000.784 = 13.5 kW （6-1）式中，0= b t c1 c2 = 0.9146 0.98 0.93 = 0.78b 一 滑轮组效率 t 一 卷筒组效率c1 减速器效率 c2 开式齿轮效率 （2）电动机的选型： 选择用4台YZP200L-8号型的电动机（3）电动机发热校验根据公式验算发热得： Pn Ps = GP0 = 0.8 13.5 = 10.8 kW （6-2） 式中 G - 平均稳态负载系数； Ps - 机构的稳态平均功率 P0 - 计算功率 通过验证，校核通过。(4)电动机过载能力校验：通过公式校验得： pn HmM QV10000 = 2.242.8 46663700.597600000.78 = 11.69 kW （6-3）式中，pn 在机构接电持续率下的电动机基准功率； m 电动机的转矩允许过载倍率； 6.3 起升机构制动器和减速器的选择制动器的制动转矩为： Tb = k QRqi 0 = 1.25 4666370 1.15234101004.412 0.78 = 148 N m (6-4)选用 YWZs - 200 / E30型的制动器，制动转矩 T = 135310 N m。标准减速器的选用： PM3 5 8 Pn = 1.5 1.2 15 = 27 kW (6-5) 折算成M5时： PM5 = 271.122 = 21.5 kW (6-6)选用的型号为QJRS - D450 - 100 - P，输入轴的转速为710 r / min。工作级别是M5的时候时，高速轴许用功率为22kW9。（1）减速器传递的最大转矩为： Tmax = 58 S D02i = 25585Nm (6-7) 其最大转矩安全系数为： n = 3000025885 = 1.16 (6-8)（2）最大径向载荷的计算：Rmax = Tmaxm2Z2 cos20 = 41913 N (6-9)最大径向载荷的安全系数为： n = 6400041913 = 1.53 (6-10)6.4 钢丝绳、滑轮组及卷筒的选择（1）钢丝绳型号见下表：表65 选用钢丝绳型号单层绕卷多层绕卷吊钩及抓斗起重机起升高度大的起重机e20e20型号：6X ( 31 ) 6X ( 37 )6W ( 36 )6T ( 25 )8T ( 25 )型号：6X ( 19 )6W ( 19 )8X ( 19 )8W ( 19 )多股不扭动 18*7 18*19型号：6W ( 19 )金属芯当起升机构工作时的钢丝绳最大拉力为：Smax= Qqab12 = 380000+96370+700004100.91460.980.98 = 58059.66N (6-11)在上述计算中，取重力即速度 g = 10 m/s2运行时的钢丝绳最大拉力为：Smax = 132812 0.91460.83 = 146394 N (6-12)根据资料，选用钢丝绳直径的公式，系数 C 是 0.095 ，得：dmin = C S = 0.095 146394 = 36.34 mm (6-13)承载绳除承受拉伸载荷外，还承受由小车车轮的轮压产生的局部弯曲应力和接触应力，因而使钢丝发生疲劳破坏。增大承载绳的拉力，可使钢丝绳的弯曲应力减小。在小车车轮踏面上镶裹橡胶，能显著增长承载绳的使用寿命10。（2) 下表为门式起重机常用的双联滑轮组倍率数:额定起重量Q（t)101625324063100150200m1111或 244444表63 门式起重机常用的双联滑轮组倍率数滑轮组的效率： a = 1qq(1) = 10.981010(10.98) = 0.9146 (6-14) 下降时的轮滑组效率： b = （2- 10.9146）= 0.9 (6-15) 小车行走时滑轮组效率：c = 10.9820200.02 = 0.9 (6-16)下表为6种形式标准化的铸造滑轮：表6-4 铸造滑轮标准化型号密封形式是否带有滚动轴承工作环境A严密密封有滚动轴承，有内轴套工作条件恶劣B严密密封有滚动轴承，无内轴套工作条件恶劣C较严密密封有滚动轴承，有内轴套D较严密密封有滚动轴承，无内轴套E一般密封有滚动轴承，无内轴承起重机用得较多的是C型、D型和E型。(3) 卷筒的计算 四绕卷筒长度:L = 1.1L1Pn(D+nd) = 1.12901000404(900+436) = 972 mm (6-17) 整取为1000 mm 。卷筒壁厚：选用50 mm的壁厚 , 层数 = 2 ，那么卷筒壁的应力是： = St = 2 1463965040 = 146.3 N / mm2 = 197 N/ mm2 (6-18)钢丝绳线速度： 钢丝绳在第一层时线速度的计算： v1= 730442.1 0.936 = 4.86 m / min (6-19) 钢丝绳在第二层时线速度的计算： v1 = 730442.1 1.152 = 5.97m / min (6-20) 平均线速度为： v = v1+v22 = 4.86+5.972 = 5,415 m / min (6-21)卷筒的静转矩： T = 132812 1.1522 = 76500 N m (6-22)7 小车机构设计计算小车机构的传动方案的设计如图所示： 1.电动机 2.联轴器 3.制动器 4.减速器 5.车轮 6.联轴器 7.浮动轴图 7-1 小车机构的传动方案设计7.1 小车车轮强度的计算已知: 静轮压 R = 630 kN ; 动轮压 Rmax = 1.1 63 = 693 kN 空载轮压Rmin = 415000 / 8 = 51875 N初定：车轮直径 D 为 700 mm ；轨道型号选用QU100 ;车轮材料为 65 Mn 计算其疲劳载荷为： R1 = 2Rmax+Rmin3 = 479292 N （7-1） 车轮踏面点接触许用载荷 ： Fc = k1 c1 c2 D L = 705600N （7-2）校核通过。7.2 小车运行机构的静阻力计算有轨运行摩擦阻力计算： Ff = ( Q + G ) d+2kD c= ( 4500000 + 4150000 ） 0.015170+20.6700 1.5= 39496 N （7-3）坡道阻力计算:Fr = (G + Q ) Sin r = 9830 N （7-4）风阻力计算： Fw = 1.6 150 (163+43) = 14400 N （7-5）起升绳和滑轮的摩擦阻力：Fq = Qq (Kkq+1 1) =197868 N （7-6）让牵引绳保持一定的垂度所需要的张力： Fz = 2 ql28f = 18006 N （7-7）总的静阻力： Fst = Ff + Fr + Fw +Fq+ Fz = 39496N + 9830N + 14400N + 197868N + 18006N= 279600 N （7-8）8 大车机构设计计算如图8-1所示，此为大车行走机构图。图8-1 大车的行走机构8.1 大车运行静阻力的计算(1)有轨运行摩擦阻力计算： Ff = ( G + Q ）d+2kD c =（ 4150000 + 4500000 ） 0.015130+20.5600 1.5 = 63808 N （8-1） 式中 一 D,d:车轮直径及与其轴承相配合处的轴径； k: 车轮沿轨道路的滚动摩擦力臂； m: 轴承摩擦系数； C : 偏斜运行的侧向附加阻力系数。(2) 坡道阻力计算：Fr = ( G + Q ) sinr = 8650000 0.003 = 25950 N （8-2）(3)风阻力计算：Fw = 1.6 150 ( 118.4 + 37.8 ) + 1.3 150 20 = 41388 N （8-3）(4)总的静阻力： Fst = Ff +Fr +Fw = 63808 N + 25950 N + 41388 N = 131146 N （8-4）8.2 大车机构电动机的选择电动机的静功率 : P0 = FstVt10000 = 30 kW （8-5）在加速阶段消耗的功率，起动时间为1015s，初定ta = 10 s，则加速阶段消耗的功率为： Pa = mvt21000ta + J0n291200t0 = 38 kW （8-6）因为考虑到电动机短期的过载能力，选择用下式来选择电动机的额定功率：Pn 1as ( P0 + P1) = 38 kW （8-7）8.3 大车惯性载荷的计算大车运行机构的制动作用运行时，产生的水平惯性载荷: P = 5 ma = 1.5 ma （8-8）（1）由大车运行时的最高速度 v = 10 m /min ,通过查表可得：a = 0.064 m / s2,则水平惯性力矩与垂直力只比为：1.5ag = 1.50.0649.8 = 0.00978 0.01 （8-9）（2）大车运行机构的水平惯性载荷对主梁跨中截面的水平弯矩为：My1 = 14 5041.12 38 + 18 67.163 1.1 38 0.01 104 = 29.84 104 Nm （8-10）8.4 大车机构缓冲器的选择聚氨酯缓冲器主要性能参数的确定11: 缓冲行程: S = vc2amax = 0.042 m (8-11) 需要的缓冲容量A: A = mvc22 - (Ff + Fz+ Fw +Fr )S = 3625 N m (8-12)将Fz换算到车轮踏面的制动力，因为平时调整得较松，所以Fz取 = 20000 N, 所以总的最大缓冲力14： Fmax = 2AS = 173 kN (8-13)8.5 车轮与轨道按要求轮压要小，大车行走选用48个轮子，轮压 Rmax 为24 t，Rmin 是 9 t。许用轮压：车轮直径D = 600mm，运行速度60m/min，Q/G = 1.1, 工作级别为M3，车轮组最大许用轮压为24.6t。疲劳计算载荷： R1= 2(Rmax+Rmin)3 = 190000N (8-14) 车轮踏面点接触许用载荷12： Fc = k1c1c2 R2m3 = 273353N （8-15)当轨顶r = 300、车轮 R =300 时，m = 0.338；k2 = 0.1256；根据相关资料选用C1和C2。校核通过。8.6 刚性支腿与主梁连接处的螺栓强度验算本设计采用摩擦型高强度螺栓连接，以保证起重机的强度要求。由于这种螺栓是通过摩擦力实现连接，在进行连接之前，需要将其表面进行清污喷砂处理13， 并用力矩扳手拧紧，能使每个螺栓达到均匀的预紧力值。规范规定用构件接触面间70%的摩擦力来传递剪力，这时接触面间不发生滑移，整体工作性能良好。每个高强度螺栓抗剪切许用承载力为： Pj = 0.7 mfp8 = 0.7 2 0.45 80000 =50400 N （8-16）式中一 0.7：安全储备系数 m : 传力摩擦面数；m = 2 f ：摩擦系数14 ；f = 0.45 ( 喷砂Q235钢 ), 由表8-1 查取 Pg: 单个高强度螺栓预紧力 ；Pg = 80000 N， 由表8-2 查取表8-1 摩擦系数 f 值连接处构件接触面处理方法构件材料Q23516 Mn喷砂0.45 0.55喷砂（或酸洗）后涂无机富硒漆0.350.40轧制表面、钢丝刷清理浮锈（或未经处理，但轧制表面干净）0.300.35表8-2 高强度螺栓的预紧力15螺栓规格螺栓材料 M16M20M22M24M27M3045钢8012015017523028040B钢105160200230300370其螺栓布置如下图所示: 图8-2 螺栓布置图 门架平面内的弯矩：Mc = 394132.03 N m 支腿平面内的弯矩： M1 = 219424 N m 支腿轴向力： N = 69000 N 距 x 轴最远处的一个螺栓的拉力为：P1 = 2（Ml Ne)y1i=1 nyi2 = 26125.85 N （8-17）式中一 e : 轴向力到x轴的距离 y1 : 左边力到x轴的距离 i=1 nyi2 :各螺栓至x轴距离的平方和 2：螺栓预紧力不均匀系数 距y轴最远处的一个螺栓的拉力为：P2 = 2（Mc Ne)x1i=1 nxi2 = 30020.85 N （8-18）该螺栓所受合力： P总= P1+P2 = 26125.852 + 30020.642 = 39796.97 N （8-19）对于高强度螺栓： = P1A = 39765.97263 = 151.32 MPa = 200MPa (8-20)9结论本次课程设计包括了起重机的历史发展进程，从过去到现在的发展变化，以及对未来发展的展望。包括在已知数据下对门式起重机材料的选择，各种载荷的计算，对主要结构及零部件的设计等。通过学习门式起重机，我学习到了起重机的好多知识，加深了我对门式起重机的印象。本次课题是一次相对综合的毕业设计，对于我来说是理论加实践的大学习。通过此次比较系统的学习设计门式起重机，我不再仅仅依靠书本这个单一平台，还需要和实际设计的范例做对照，学习实例增强经验。其中计算起重机各结构在不同情况下所受内力问题，以及各结构强度的校核问题等，这些都必须搜寻查阅大量资料来尽量使自己设计的过程顺畅。在此过程中不免遇到好多困难，从公式的正确运用到结构的整体设计，最后到图纸的绘制，审核。过程虽复杂，收获却不少。在寻找相关资料的过程中锻炼了自己查找和过滤信息的能力，接触到了除课本外学到的东西，有时还会自己去实地参观一些起重机的结构和作业情况，很大程度上开拓了眼界，丰富了自己的知识储备，为了更好、更快的完成设计，有时在组内进行交流学习。随着学习的不断深入，我的经验也变得愈加丰富。在这个过程中提高了我做计划的能力，充分利用学校提供的各种网络资源、书籍材料，我学会了如何发现并恰当的利用文献中的信息来做课题设计，还有我熟练掌握了对各类公式的使用和计算，从一开始看设计手册，各种资料，不厌其烦的推导公式，学习门式起重机的各种图像资料，到现在我可以对起重机的历史、门式起重机的各种类型、结构有了一定的了解，基本的word软件也可以熟悉掌握对于毕业之后工作起到一定作用，理论与实践相结合，必能使我快速成长，独当一面，努力和勤奋是学习的指南针，促使我们对起重机有更大的研究兴趣。在设计过程中遇到一些困难时总是让人很头疼，这时一直有两个概念在耳边盘旋，“坚持”与“放弃”，最终坚持做下去最终占据了主导，这是因为身边有好多人的鼓励和帮助。在做毕业设计时遇到困难是很正常的，而如何快速解决困难，则是我们应该去思考的。平时不忙时，我们可以翻阅身边的课本，专业书籍等，诸如机械制造基础、机械原理等，或者是行业内比较出名的杂志、周刊，一点一滴的积累专业知识，虽然可能
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