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機電與車輛工程學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計論文 學(xué)生姓名 李子毅 專 業(yè) 機械工程及自動化 班 級 機 11 1 學(xué) 號 指導(dǎo)教師 張楠 北京建筑大學(xué) 二 O 一五年二月 I 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第 1 章 緒 論 1 1 1 研 究 背 景 及 意 義 1 1 2 起 重 機 簡 介 1 1 3 國 內(nèi) 外 起 重 機 研 究 及 發(fā) 展 現(xiàn) 狀 2 第 2 章 龍 門 起 重 機 介 紹 及 選 型 4 2 1 龍 門 起 重 機 概 述 4 2 1 1 龍 門 起 重 機 的 分 類 4 2 1 2 龍 門 起 重 機 的 結(jié) 構(gòu) 4 2 1 3 龍 門 起 重 機 的 主 要 形 式 5 2 1 4 龍 門 起 重 機 的 基 本 參 數(shù) 6 2 2 龍 門 起 重 機 的 選 型 7 2 2 1 設(shè) 計 數(shù) 要 求 7 2 2 2 方 案 選 型 7 第 3 章 龍 門 起 重 機 總 體 及 金 屬 結(jié) 構(gòu) 設(shè) 計 8 3 1 總 體 結(jié) 構(gòu) 及 尺 寸 設(shè) 計 8 3 1 1 主 梁 設(shè) 計 8 3 1 2 端 梁 設(shè) 計 9 3 1 3 剛 性 支 腿 設(shè) 計 10 3 1 4 柔 性 支 腿 設(shè) 計 12 3 1 5 下 端 梁 設(shè) 計 14 3 1 6 上 馬 鞍 設(shè) 計 14 3 2 主 橋 架 計 算 15 3 2 1 載 荷 計 算 15 3 2 2 強 度 計 算 17 3 2 4 主 梁 穩(wěn) 定 性 計 算 21 3 3 支 腿 計 算 23 3 3 1 載 荷 計 算 23 3 3 2 支 腿 強 度 計 算 25 3 3 3 支 腿 穩(wěn) 定 性 計 算 26 3 4 下 橫 梁 的 強 度 計 算 27 3 5 連 接 強 度 驗 算 28 II 3 5 1 計 算 焊 縫 的 強 度 28 3 5 2 計 算 螺 栓 連 接 強 度 30 3 6 剛 度 計 算 31 3 6 1 靜 剛 度 和 位 移 31 3 6 2 垂 直 動 剛 度 32 第 4 章 起 升 機 構(gòu) 和 運 行 機 構(gòu) 設(shè) 計 34 4 1 起 升 機 構(gòu) 設(shè) 計 34 4 1 1 鋼 絲 繩 選 擇 34 4 1 2 卷 筒 35 4 1 3 電 動 機 的 選 擇 35 4 1 4 減 速 器 的 選 擇 37 4 1 5 制 動 器 的 選 擇 37 4 1 6 機 構(gòu) 起 動 時 間 計 算 37 4 2 小 車 的 行 走 機 構(gòu) 設(shè) 計 和 計 算 38 4 2 1 運 行 機 構(gòu) 的 基 本 參 數(shù) 38 4 2 2 運 行 靜 阻 力 38 4 2 3 電 動 機 的 選 擇 與 計 算 39 4 2 4 減 速 器 的 選 擇 與 計 算 39 4 2 5 連 軸 器 的 選 擇 40 4 2 6 制 動 器 的 選 擇 40 4 2 7 小 車 車 輪 的 強 度 計 算 41 第 5 章 行 走 機 構(gòu) 設(shè) 計 42 5 1 運 行 機 構(gòu) 的 基 本 參 數(shù) 42 5 2 運 行 靜 阻 力 42 5 3 電 動 機 的 選 擇 與 計 算 42 5 4 減 速 器 的 選 擇 43 5 5 緩 沖 器 的 選 擇 43 5 6 車 輪 與 軌 道 43 結(jié) 論 45 參 考 文 獻 46 致 謝 47 III 摘 要 龍門式起重機是一種重要的物料搬運設(shè)備 廣泛應(yīng)用于廠礦 車站 港口 電站 等生產(chǎn)領(lǐng)域中 本文對龍門起重機進行了總體設(shè)計及金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計研究 龍門起重機 主要由門架 起升機構(gòu) 運行機構(gòu) 行走機構(gòu)等組成 本文首先研究了單梁龍門式起重機的分類 結(jié)構(gòu) 主要形式 基本參數(shù)及其選型 等 其次 對單梁龍門式起重機進行了總體設(shè)計 對主梁的強度進行了計算 以及對 龍門式起重機的金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 接著 起升機構(gòu)和運行機構(gòu)進行了設(shè)計與計算 然后 起重機的行走機構(gòu)進行了設(shè)計與計算 最后 采用 AutoCAD 制圖軟件繪制了龍 門起重機裝配圖及主要零部件圖 通過本次設(shè)計 鞏固了大學(xué)所學(xué)專業(yè)知識 如 機械原理 機械設(shè)計 材料力學(xué) 公差與互換性理論 機械制圖等 掌握了普通機械產(chǎn)品的設(shè)計方法并能夠熟練使用 AutoCAD 制圖軟件 對今后的工作于生活具有極大意義 關(guān)鍵詞 龍門起重機 金屬結(jié)構(gòu) 起升機構(gòu) 行走機構(gòu) IV Abstract Gantry crane is an important material handling equipment factories and mines widely used in the production areas railway stations ports power plants and the like In this paper gantry cranes for the overall design and structural design of metal mainly by the door frame gantry crane lifting mechanism operating agencies travel agencies and other components This paper studies the single beam gantry crane classification structure the main form and their selection and other basic parameters secondly to single beam gantry crane for the overall design of the main beam intensity was calculated and the Dragon Metal Structure Design and calculation cranes then lifting mechanism and operation mechanism is designed and calculated then crane running gear is designed and calculated finally using AutoCAD drawing software to draw a gantry crane and main parts and assembly drawings parts drawing Through this design the consolidation of the university is the professional knowledge such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerances and interchangeability theory mechanical drawing and the like mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life Keywords Gantry crane Metal structures Hoisting mechanism Travel agencies 1 第 1 章 緒論 1 1 研究背景及意義 隨著人類的進步 經(jīng)濟的發(fā)展 現(xiàn)代工業(yè)和現(xiàn)代社會越來越離不開物料搬運 物 料搬運的經(jīng)濟意義顯示在各個方面 據(jù)不完全統(tǒng)計和專家們估計 如今的物料搬運費用在工業(yè)生產(chǎn)成本中所占比例可 能超過 30 在工業(yè)發(fā)達國家 物料搬運技術(shù)己成為機械制造業(yè)最大的分支之一 被 西方國家稱之為第三利潤的源泉 如德國 1996 年其年產(chǎn)值為 175 億馬克 約占整個 機械制造業(yè)產(chǎn)值的 8 全國約有 350 家企業(yè) 從業(yè)人數(shù)超過了 77000 人 在美國 產(chǎn) 值約達到 120 億美元 我國的物料搬運業(yè)近年來呈增長的態(tài)勢 在國民經(jīng)濟中的作用也越來越大 如在 港口中 實際上物料搬運的費用己經(jīng)超過 30 在汽車制造業(yè) 也己接近 30 據(jù)統(tǒng) 計 1997 年末 我國獨立核算的物料搬運機械設(shè)備生產(chǎn)廠總數(shù)達 958 家 其中國營企 業(yè) 211 家 全行業(yè)從業(yè)人數(shù)為 35 3 萬人 1997 年物料搬運機械總產(chǎn)值 255 億元人民幣 比上年增長 3 6 約占當年機械工業(yè)總產(chǎn)值的 1 7 起重機作為物料搬運工具 裝備 在國民經(jīng)濟的各個部門 在現(xiàn)代化生產(chǎn)中占有重要地位 起重機 在完成一個工作過程中 一般包括 儲 裝 運 卸 作業(yè) 因而對于提 高生產(chǎn)能力 保證產(chǎn)品質(zhì)量 減輕勞動強度 降低生產(chǎn)成本 提高運輸效率 加快物 資周轉(zhuǎn) 流通等方一面均有著重要的影響 對安全生產(chǎn) 減少事故更有顯著作用 龍 門起重機作為物料搬運機械中的最主要的一種 在各行各業(yè)中得到廣泛的應(yīng)用 龍門 起重機起重范圍可以從幾噸到幾十噸甚至幾百噸 在機械制造 冶金 鋼鐵 碼頭集 裝箱裝運等行業(yè)都必須有龍門起重機 因此 對其進行研究 改進其結(jié)構(gòu) 使其更加 合理 使用更加方便 成本更加低廉 具有重要的現(xiàn)實意義 13 14 1 2 起重機簡介 起重機是起升 搬運和輸送物料及產(chǎn)品的機具 是國民生產(chǎn)各部門提高勞動生產(chǎn) 率 生產(chǎn)過程機械化不可缺少的大型機械設(shè)備 如圖 1 1 所示 起重機對于提高工程機 械各生產(chǎn)部門的機械化 縮短生產(chǎn)周期和降低生產(chǎn)成本 起著非常重要的作用 起重機是現(xiàn)代工業(yè)生產(chǎn)不可缺少的設(shè)備 被廣泛的應(yīng)用于各種物料的起重 運輸 裝卸 安裝和人員輸送等作業(yè)中 從而大大減輕了體力勞動強度 提高了勞動生產(chǎn)率 是保證施工生產(chǎn)質(zhì)量和效益的關(guān)鍵起重設(shè)備 有些起重機還能在生產(chǎn)過程中進行某些 特殊的工藝操作 使生產(chǎn)過程實現(xiàn)機械化和自動化 在工廠 礦山 車站 港口 建 筑工地 水電站 倉庫等各生產(chǎn)部門中 都得到廣泛地應(yīng)用 在現(xiàn)代化鋼鐵企業(yè)中 起重機更是不可缺少的 近年來 由于工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展 生產(chǎn)水平不斷提高 起 2 重機的作用已超出作為輔助設(shè)備的范圍 進而直接應(yīng)用于生產(chǎn)工藝過程中 成為生產(chǎn) 流水作業(yè)線上的主體設(shè)備組成部分 因此 世界各國都在不斷改進起重機產(chǎn)品的性能 提高運轉(zhuǎn)速度和生產(chǎn)能力 提高自動化水平 制造方便可靠 新型 高效能的起重機 和運輸機來滿足生產(chǎn)的需要 1 圖 1 1 龍門式起重機 隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的飛躍發(fā)展 在國民經(jīng)濟各部門和基本建設(shè)中 新結(jié)構(gòu) 新工 藝 新技術(shù) 新材料的不斷應(yīng)用 一些大 中型構(gòu)件 橋梁等設(shè)備的垂直運輸及在高 難度建筑上的安裝就位等工作 沒有起重機設(shè)備是很難完成的 我國在發(fā)明和使用起重機方面 歷史是最悠久的 早在奴隸社會的商朝時期 由 于農(nóng)業(yè)灌溉上的需要 以創(chuàng)造了用于汲水的起重工具 這是由杠桿和取物裝置構(gòu)成的 簡單起重裝置 早在古代我國勞動人民就發(fā)明了轆護以汲取更深的井水 轆護是由支 架 卷筒 繩索和曲柄等簡單元件組成的 成為現(xiàn)代絞車的原始雛形 在公元 200 年 左右出現(xiàn)了用于汲水和排水的翻車 翻車的發(fā)明 從工作原理上說 是一個很大的飛 躍 它從間歇動作發(fā)展為連續(xù)動作 與現(xiàn)代的刮板運輸機極為相似 2 隨著我國生產(chǎn)制造業(yè)的發(fā)展和進步 起重機制造業(yè)也得到了很大的發(fā)展和應(yīng)用 起重機領(lǐng)域也從無到有 由小到大的逐步發(fā)展起來 一批起重機的科研機構(gòu)和生產(chǎn)加 工逐步建立 設(shè)計一 研制力量日趨壯大 不僅產(chǎn)品的種類基本齊全 而且有了自己 的系列和標準 不僅能生產(chǎn)小型輕巧的起重機械 而且也能生產(chǎn)噸位很大的 技術(shù)較 先進的大型起重機 但是 與世界先進水平比較 無論在產(chǎn)品的種類 數(shù)量方面 還 是機械性能 質(zhì)量等方面都存在著較大的差距 為盡快趕超世界先進水平 我們應(yīng)該 在獨立自主的原則下 認真學(xué)習國外先進技術(shù) 3 1 3 國內(nèi)外起重機研究及發(fā)展現(xiàn)狀 現(xiàn)在 我國工程機械行業(yè)發(fā)展已經(jīng)有了很好的基礎(chǔ) 產(chǎn)品門類 生產(chǎn)規(guī)模 大 中 小企業(yè)構(gòu)架和發(fā)展環(huán)境都比較好 但同國際先進的工程機械制造廠一家相比差距 還比較大 主要表現(xiàn)在產(chǎn)品的可靠性 使用壽命 綠色工程設(shè)計 高新技術(shù)的創(chuàng)新應(yīng) 用以及管理模式上 相對而言 我國自主開發(fā)能力還比較薄弱 有自主知識產(chǎn)權(quán)的產(chǎn) 3 品還比較少 新產(chǎn)品的關(guān)鍵技術(shù)大部分還依賴于引進國外技術(shù) 另一方面對國外先進 技術(shù)的消化 吸收 創(chuàng)新不足 其次 對市場反應(yīng)速度慢 產(chǎn)品更新周期長 而美國 一些機械企業(yè) 1990 年已經(jīng)做到了三個 3 即產(chǎn)品的生命周期為 3 年 產(chǎn)品的試制周 期為 3 個月 產(chǎn)品的設(shè)計周期為 3 個星期 我國工程機械的規(guī)格還有空缺 以上事實 證明 中國工程機械市場雖然可保持持續(xù)增長的勢頭 但中國工程機械行業(yè)的技術(shù)發(fā) 展仍然任重道遠 隨著我國生產(chǎn)和制造業(yè)的發(fā)展和進步 起重機制造業(yè)也得到了很大的發(fā)展和應(yīng)用 起重機領(lǐng)域也從無到有 從小到大逐步發(fā)展起來 一批起重機的科研機構(gòu)和生產(chǎn)工廠 也逐步建立 設(shè)計 研制力量日趨壯大 不僅產(chǎn)品的種類基本齊全 而且有了自己的 系列和標準 不僅能生產(chǎn)小型輕巧的起重機械 而且也能生產(chǎn)噸位很大的 技術(shù)較先 進的大型起重機 3 但是 與世界先進水平比較 無論在產(chǎn)品的品種 數(shù)量方面 還 是機械的性能 質(zhì)量方面都存在著較大的差距 我們應(yīng)該在獨立自主的基礎(chǔ)上 積極 學(xué)習國外先進技術(shù) 趕超世界先進水平 從 20 世紀后期開始 國際上龍式起重機的生產(chǎn)向大型化 多功能化 專用化和自 動化的方向發(fā)展 5 重點產(chǎn)品大型化 高速化和專用化 系列產(chǎn)品模塊化 組合化和標準化 通用產(chǎn)品小型化 輕型化和多樣化 產(chǎn)品性能自動化 智能化和數(shù)字化 產(chǎn)品組合成套化 集成化和柔性化 基于以上起重機的發(fā)展特點和國內(nèi)外集裝箱碼頭的現(xiàn)狀 世界上絕大多數(shù)大型的 集裝箱港口都采用跨運車 輪胎式龍門起重機和軌道式龍門起重機系統(tǒng) 相比于跨運 車 龍門起重機因其較高的堆場利用率而受到大型集裝箱碼頭的歡迎 特別是亞洲集 裝箱碼頭 據(jù) Cargo System 統(tǒng)計 在 2004 2009 年交貨定單中 中國堆場龍門起重機 訂單占世界總訂單的 34 而通用型中大型門式起重機的需求量日益劇增 因此對中 大型門式起重機優(yōu)化設(shè)計 輕量化設(shè)計研究已經(jīng)成為該領(lǐng)域的熱點問題 14 16 4 第 2 章 龍門起重機介紹及選型 2 1 龍門起重機概述 2 1 1 龍門起重機的分類 龍門起重機的形式很多 根據(jù)不同的分類方法 可以概括為以下幾種 l 依據(jù)主梁數(shù)量不同 可分為單主梁龍門起重機和雙主梁龍門起重機 如圖 2 1 a 和 2 1 b 所示 2 依據(jù)取物裝置不同 可分為吊鉤式 抓斗式 電磁吸盤式等起重機 3 依據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同 可分為析架式 箱形梁式 管型梁式 混合結(jié)構(gòu)式等起重 機 4 依據(jù)支腿結(jié)構(gòu)形式不同 可分為 L 形 C 形單主梁龍門起重機和八字形 O 形 半門形等雙梁龍門起重機 5 依據(jù)支腿與主梁的連接方式不同 可分為兩個剛性支腿 一個剛性支腿與一個 柔性支腿兩種結(jié)構(gòu)形式的龍門起重機 柔性支腿與主梁之間可采用螺栓 球形鉸和柱 形鉸連接或其它方式連接 6 依據(jù)用途不同 可分為一般用途龍門起重機 造船用龍門起重機 水電站用龍 門起重機 集裝箱用龍門起重機以及裝卸橋用龍門起重機等 此外 還可以分為單梁 或雙梁 單懸臂 雙懸臂或無懸臂 軌道式或輪胎式等 2 圖 2 1 a 單主梁龍門起重機 圖 2 1 b 雙主梁龍門起重機 2 1 2 龍門起重機的結(jié)構(gòu) 總體來說 無論龍門起重機的形式如何 其組成主要分為三大部分 機械部分 結(jié)構(gòu)部分和電氣部分 具體來說 龍門起重機主要由門架結(jié)構(gòu) 載重小車 大車運行 機構(gòu) 電氣設(shè)備和駕駛室等幾部分組成 1 門架結(jié)構(gòu) 門架結(jié)構(gòu)主要由主梁和支腿組成 主梁用以支撐載重小車 并且通過支腿沿軌道 運行 小型龍門起重機采用單梁 大型龍門起重機采用雙梁 主梁的結(jié)構(gòu)通常有箱形 5 和析架式兩種 箱形梁結(jié)構(gòu)簡單 便于制造 但迎風面積大 運行阻力大 且自重大 不利于節(jié)省鋼材 支腿的構(gòu)造 大型機上一般一側(cè)用剛性支腿 另一側(cè)用柔性支腿 以減輕自重 補償跨度誤差 2 載重小車 雙梁龍門起重機的載重小車與橋式起重機小車基本相同 但主梁通常用電動葫蘆 做載重小車 但單主梁的龍門起重機不使用普通的電動葫蘆做載重小車 由 20t 龍門起 重機箱形主梁力學(xué)分析及優(yōu)化設(shè)計于吊鉤需要放置在主梁的外側(cè) 即側(cè)向懸掛的方式 所以小車形式也相應(yīng)有變化 除了沿軌道形式的車輪外 還增加了防止傾翻和導(dǎo)向的 水平和垂直滾輪 3 大車運行機構(gòu) 大車運行機構(gòu)同橋式起重機 多采用分別驅(qū)動 因為是露天作業(yè) 其支腿面裝有 夾軌器或壓軌器 在起重機不工作或偶有大風時 采用夾軌器夾緊軌道 防止起重機 被風吹動造成事故 4 電氣設(shè)備 a 電機 電機的運行狀態(tài)分為電動狀態(tài)和制動 發(fā)電 狀態(tài)兩種 在龍起重機中 當電機引進電能時 電機開始運轉(zhuǎn) 將電能轉(zhuǎn)化為機械能 這種運狀態(tài)稱為電動狀態(tài) 當電機軸上加入機械能 除去電機本身的損耗外在電機內(nèi)變成電能 這種運動狀態(tài)成 為制動 發(fā)電 狀態(tài) 在一定條件下 任何一臺電機都可以采用上述兩種狀態(tài)中的任何一 種狀態(tài)運行 b 照明與信號 照明分為內(nèi)部照明和工作場地照明兩種 內(nèi)部照明包括縱室照 明 電氣設(shè)備室照明和手提檢修燈 在露天場地工作的起重機一般由于地照明條件較 差 往往需要增設(shè)探照燈 2 4 只 c 駕駛室 駕駛室是操作人員對龍門起重機進行具體使用的場所 由于龍門起重機是卸大型 貨物的重要起重設(shè)備 其運行的好壞直接影響運行的效率 因此 對操作人員有很嚴 格的要求 例如熟悉龍門起重機的用途 設(shè)備 操作方法 起重能力以及保養(yǎng)知識等 5 2 1 3 龍門起重機的主要形式 龍門起重機的形式很多 這里主要介紹幾種主要形式 根據(jù)主梁形式 可為單主 梁龍門起重機和雙主梁龍門起重機 龍門起重機的起重小車若采用電動蘆 稱為單梁 電動葫蘆式龍門起重機 單梁電動葫蘆龍門起重機的承重結(jié)構(gòu)是上部主梁和支腿 當起重量較小時 用單 梁工字鋼即可作為電動葫蘆的跑道 又可作為承載梁 當起重量和跨度較時 工字鋼 上需加矩形斷面析架梁起重要承載作用 單梁電動葫蘆龍門起重機有結(jié)構(gòu)簡單 安裝 方便等優(yōu)點 缺點是速度低 起重量小 一般在 10t 以下 6 單梁龍門起重機若采用專制小車則稱單主梁小車式龍門起重機 由于其支的形式 不同 可分為單主梁 L 形和單主梁 C 形龍門起重機 L 形單主梁龍門起機的起重小車 多采用垂直反滾輪式 兩支點 小車 C 形單主梁龍門起重機多用水平反滾輪式 三支點 小直反滾輪小車構(gòu)造簡單 維修方便 但起機構(gòu)啟動和制動時垂直方向的跳動比較大 水平反滾輪小車工作過程中比較穩(wěn) 但維修不太方便 按龍門起重機支腿的數(shù)目 可分為龍門起重機和半龍門起重機 半龍門起重機的 一個支腿沿地面軌道運行 另一側(cè)則沿安置于廠房或倉庫結(jié)構(gòu)上的軌道運行 按龍門起重機金屬結(jié)構(gòu)的形式 有可分為析架式龍門起重機和板梁式龍門起重機 這兩種結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是板梁結(jié)構(gòu)的生產(chǎn)量大些 主要原因在于析架式結(jié)構(gòu) 起重量 雖然要比板梁結(jié)構(gòu)要輕一些 但制造勞動量大 多采用手工焊 維修 保養(yǎng)也不太容 易等 2 1 4 龍門起重機的基本參數(shù) 龍門起重機的特性可用下列基本參數(shù)來表征 起重量 起升高度 跨度 懸臂長度 工作速度和生產(chǎn)率 1 起重量 龍門起重機的起重量 及額定起重量 是指起重機在正常工作時允許起吊的最大貨物 的重量以及能從起重機上取下的取物裝置 不包括吊鉤裝置 重量之和 對于配置抓斗一 和電磁吸盤的龍門起重機 起重量包括抓斗和電磁洗盤重量 起重量系列已有國家標 準 龍門起重機國家規(guī)定的標準系列如表 2 1 表 2 1 龍門起重機起重量系列 單位 t 3 5 8 10 12 5 16 20 32 40 50 80 100 125 140 160 180 200 225 250 2 跨度 龍門起重機的跨度是指大車行走軌道中心線之間的距離 單位是米 m 跨度是由 使用單位根據(jù)起重機的工作范圍 起重機跨度內(nèi)鋪設(shè)線路的股數(shù) 運輸車輛通道及需 要貨位多少而定 龍門起重機通常采用兩種跨度系列 如表 2 2 表 2 2 龍門起重機現(xiàn)行跨度系列 單位 m 系列 1 11 14 17 20 23 26 29 32 35 38 系列 2 10 5 13 5 16 5 19 5 22 5 25 5 28 5 31 5 34 5 37 5 3 起升高度 龍門起重機的起升高度是當?shù)蹉^上升到最高位置時 大車運行軌面到吊鉤中心的 垂直距離 單位是米 m 對于抓斗龍門起重機 起升高度則是當抓斗上升到最高位置 時 大車運行軌面到抓斗最低點之間的垂直距離 對于某些裝卸船只的龍門起重機 吊鉤或抓斗需要下到大車運行軌面以下進入船艙裝卸貨物 此時起升高度應(yīng)該包括軌 7 面以下的部分 稱下放深度 軌面以上的起升高度與下放深度之和總稱起升高度 4 工作速度 龍門起重機的工作速度包括起升和運行 大車運行和小車運行 速度 起升速度是指 吊鉤 抓斗 的起升速度 單位為米 分 m min 運行速度是指龍門起重機大車和起重小 車的行走速度 單位為米 分 m min 工作速度的選擇應(yīng)與工作行程相適應(yīng) 協(xié)同工作 機構(gòu)的速度應(yīng)該協(xié)調(diào) 不至于因某一機構(gòu)太慢或太快影響工作循環(huán)時間 5 生產(chǎn)率 生產(chǎn)率是表明龍門起重機裝卸能力的綜合指標 單位為噸 時 t h 生產(chǎn)率可根據(jù) 起重量 機構(gòu)的工作速度 工作行程以及機構(gòu)重疊工作的程度進行計算 實際生產(chǎn)率 還取決于生產(chǎn)條件和操作者的熟練程度 龍門起重機的基本參數(shù)一般是在設(shè)計前根據(jù)使用單位的要求合理選定的 起重量 及表示工作范圍的尺寸參數(shù)可根據(jù)所裝卸的單件重量及工作場地的情況決定 工作速 度與生產(chǎn)率大小有關(guān) 一般來說 對裝卸量大 生產(chǎn)率要求高的裝卸時取較高的工作 速度 對大件貨物裝卸或安裝時取較小的工作速度 7 2 2 龍門起重機的選型 2 2 1 設(shè)計數(shù)要求 起重量 16t 最大跨度 24m 最大起升高度 18m 軌距 24m 工作級別 A6 起升速度 2 20m min 起重機運行速度 8 80 m min 車運行速度 4 40 m min 2 2 2 方案選型 龍門起重機的選型必須建立在調(diào)查研究的基礎(chǔ)上 選型時應(yīng)充分了解用戶要求 機械的工作條件 制造工藝水平 設(shè)備維修能力和料源等因素 無論選擇了什么形式 的龍門起重機 都要力求達到節(jié)約材料 使用性能好 制造安裝容易 維修方便 專 用費用少和外形美觀等目的 選型時應(yīng)該由使用 制造 設(shè)計技術(shù)人員三方面相互協(xié) 商 汲取各方面的經(jīng)驗和成果 尤其是國外先進技術(shù) 6 8 第 3 章 龍門起重機總體及金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 1 總體結(jié)構(gòu)及尺寸設(shè)計 3 1 1 主梁設(shè)計 1 基本尺寸設(shè)計 取主梁高度 H1 1 14 1 17 L 3 6 6 8m 根據(jù)設(shè)計的實際要求和結(jié)構(gòu)的要求取 H1 4040mm 選用主梁為偏軌式箱形主梁 主梁寬度 B1 0 6 0 8 H1 1 3 2 1m 初選 B1 1 59m 變截面長度 初選為 3m 主梁上 下翼緣板厚 0 20mm 主腹板 1 12mm 副主板 2 8mm 箱形梁承軌部分采用寬翼緣 T 字鋼拼合 型號為 600 T 字鋼上翼緣厚 20 腹板厚 12 圖 3 1 主橋架總圖 9 2 主梁截面幾何參數(shù)計算 圖 3 2 主梁截面尺寸 截面積 A0 1774X20 1650X20 4000X12 4000X8 mm2 148520mm4 求重心坐標 1 748201640128340165208 5209 3x mm 1 365 48 y 求慣性矩 33332221411706504084069 9 93 85 m XI 33332222104117065404086 9 7 7 5 yI 3 1 2 端梁設(shè)計 端梁高度 H2 1 2H1 2020mm 寬度 B2 1m 端梁上 下翼緣板厚 0 10mm 10 腹板 8mm 主梁和端梁采用法蘭盤螺栓鏈接 圖 3 3 端梁尺寸 3 1 3 剛性支腿設(shè)計 根據(jù)跨度 60m 采用一剛性支腿和一柔性支腿的設(shè)計方法 柔性支腿鉸接 在門 架平面計算按靜定簡圖 在計算支腿平面內(nèi)力時 采用超靜定簡圖 由于設(shè)計起重機 為工作級別為 M6 最大輪壓為 20 3t 查手冊選取車輪的車輪直徑為 800 軌道型號 為 QU80 由于起升高度 H0 16 5m 極限起升高度距主梁下翼緣高度 h0 2 5m 支腿 與質(zhì)量連接支座高度 hz 0 3m 6 輪臺車高度 h 臺 3 415m 臺車與下端梁連接支座 H 支下 185mm 下端梁高度 H 下端 600mm 得出支腿的高度為 H 支 H0 h0 hz h 臺 H 支下 H 下端 16 5 2 5 0 3 3 415 0 185 0 6 m 14 5m 14500mm 門架平面 剛性支腿上端寬度 b 剛上 1 2h 主 4 8m 為滿足彎矩和扭力的強度要求 取 b 剛上 5m 下端寬度 b 剛下 1 59 3 0 53m 考慮車輪和支腿支撐的構(gòu)造 取 b 剛下 1000mm 為節(jié)省材料又能符合力學(xué)的要求 將剛性支腿的構(gòu)造設(shè)計為如下圖形式 11 圖 3 4 剛性支腿 剛性支腿上截面 圖 3 5 1 1 截面圖 剛性支腿下截面 圖 3 6 2 2 截面圖 剛性支腿 1 1 截面計算 12 222 640157610 49098Amm 圖 3 7 剛性支腿上端截面 整個截面是由兩個截面組成 一個截面 321041205762140795 68mxI 半 9y434半 整個截面的慣性矩 10423 6mxI 半 2124y5 9A 半 計算剛性支腿中間截面的尺寸屬性 2980 剛 中 上 143 6mxxI 剛 中 上 214yy275 30A 剛 中 半 剛性支腿下端截面計算 22 10416 6m 3 10425740795 4xI 29y 231 3 1 4 柔性支腿設(shè)計 柔性支腿下端寬度設(shè)計于剛性支腿相同 b 柔下 1040mm 根據(jù) b0 7 柔 下柔 上 柔 上 13 取 b 柔上 1640mm 圖 3 8 柔性支腿 支腿上截面 圖 3 9 柔性支腿上端截面 柔性支腿下端截面和剛性支腿下端截面各尺寸一樣 圖 3 10 柔性支腿下端截面 柔性支腿上截面 22 1640215760 740Am 3 1044953 6mxI 14 32104y124602157693 5mI 柔性支腿中間截面 22 3 04Am3 104120576147953 xI 2y42068m 柔性支腿下截面和剛性支腿下截面各尺寸一樣 截面性質(zhì)一樣在此不再做計算 3 1 5 下端梁設(shè)計 圖 3 11 下端梁總尺寸 下端梁的兩端截面計算 圖 3 12 下端梁截面22 1046201 4580Am 3 9463 1mxI 2y 912 3 1 6 上馬鞍設(shè)計 上馬鞍設(shè)計與主梁直接相連 截面比較細小 起到加強橋架穩(wěn)定性 水平剛度 抗彎 抗扭能力 因為上馬鞍不在支腿平面與支腿直接剛性連接 所以所受作用力相 對較小 為了簡化模型在此我們不對其做考慮 把其當作進一步加強作用 15 圖 3 13 支腿平面示意圖 圖 3 14 上馬鞍的尺寸設(shè)計 3 2 主橋架計算 3 2 1 載荷計算 起重機的各種載荷不可能同時作用于金屬結(jié)構(gòu) 應(yīng)按各種載荷出現(xiàn)的頻繁程度與 結(jié)構(gòu)的重要性根據(jù)起重機不同工況 考慮最不利的情況下 進行合理組合 1 主梁自重載荷 主梁的單位重量 34q019 801 2 6GFNmLl 靜 總 2 一根主梁上小車集中載荷 由于小車的軌距相對主梁橋梁的長度過小 故計算時將車輪壓力計算為一點壓力 作為集中載荷 作用于主梁上的移動載荷 35 2 108 9 10 29 810Qxcpmg N 由于 簡便起見 用 代替 1 1421 4 24 3 端梁自重 分配于主梁端部為固定集中載荷 16 3449 810 91dFN 4 慣性載荷 一根主梁上的小車慣性力為 549 8107 14HxP 一根主梁自重的慣性力 431 30 951 HFqNm 端梁自重作用在主梁端的慣性力為 32 7014dHP 5 偏斜運行側(cè)向力 由于本起重機采用剛 柔性支腿 故側(cè)向力主要作用在剛性支腿架下面 滿載小車在主梁跨中央 支腿下面采用 6 車輪臺車 2 個一組 剛性支腿端總靜輪壓 36111P 46208 9 0 7903RGP N 橋 由 查得0 6 8LB 15 偏斜側(cè)向力為 641s 079 08 9102RP N 滿載小車在主梁左端極限位置 剛性支腿下端車輪總靜輪壓為 362111P 468012 9 0 4032RGP N 橋 5s22 0 5 N 6 扭轉(zhuǎn)載荷 偏軌箱形梁有垂直載荷和水平慣性力的偏心作用而產(chǎn)生的移動扭矩 其他載荷產(chǎn) 生的扭矩較小而且作用方向相反 故不做考慮 偏軌箱形梁彎心 A 在梁截面的對稱形心在 x 軸上 不考慮翼緣板外伸部分 彎心 17 至主腹板中線的距離為 21281 1590 632ebm 圖 3 15 扭轉(zhuǎn)載荷計算 軌高 hg 152mm1 2015 2172ghHhm 移動扭轉(zhuǎn)力為 551 9863 80pTe Nm 4 702 1 HxPh 3 2 2 強度計算 1 主梁跨中的強度計算 需要計算主梁跨中截面危險點 1 2 3 的強度 圖 3 16 主梁截面 主腹板上邊緣點 1 的應(yīng)力 18 主腹板邊至軌頂距離為 01527yghm 主腹板邊的局部壓應(yīng)力為 54 98107 6 27 2mPMpaC 垂直彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力為 7301 1 049 06 893 85xMy paI 水平彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力為 63102 102 72 7 6 5yx MpaI 慣性載荷與側(cè)向力對主梁產(chǎn)生的軸向力較小且作用相反 應(yīng)力很少故這此不計算 主梁上翼緣的靜矩為 0103 5 2174 986 10 72yBm 主腹板邊上的切應(yīng)力為 57531 6 4 04 100378 28 927 2FpSyTnIxAMa 式中 A0 為主梁的過四邊中心線的截面面積 201594063918m 點 1 的應(yīng)力 002 5pa 2222 231 957 0613 957 063 16 87 7mMpa 點 2 的應(yīng)力 736321 10 042 2 82 3855710 736 1 9 yxIpaMpa 驗證合格 19 點 3 的應(yīng)力 736322 110 30 2 045 902 89 1 5 1 53857 0 7 6 yxMIIpaMpa 小車位于懸臂極限位置處主梁支腿根部截面的強度計算 仍然驗算該截面的 1 2 3 點的強度 主腹板上邊的切應(yīng)力為 5 40FpSyTnpaIxA 點 1 的應(yīng)力 736311002 1 10 096 0 572 3858 37 56yxMIpa 2222 20067 0657 35 41 175m 點 2 的應(yīng)力 點點 3 736322 1 10 02 90 592 3 85 79 54 1 yxMIIpaMpa 的應(yīng)力 736322 1 10 30 1 025 90 589 1 5 3875 947 816 yxIIpapa 3 2 3 疲勞強度計算 橋架工作級別為 M6 應(yīng)按載荷組合計算 計算主梁跨中的最大彎矩截面的疲勞強 度 由于水平慣性載荷產(chǎn)生的風載產(chǎn)生的應(yīng)力相對較小 為了簡化計算故忽略 主梁自重彎矩 20 圖 3 17 主梁自重彎矩 滿載小車在跨中時對主梁的彎矩 圖 3 18 集中載荷作用的彎矩 滿載小車在懸臂極限位置時的彎矩 圖 3 19 集中載荷作用的彎矩 由此可見主梁中間位置截面的疲勞破壞最嚴重 以下驗算中間界面的疲勞強度 跨中最大彎矩為 7max2 041McvNm 跨中的最小彎矩為 滿載小車在懸臂極限位置 200424256 in 81 361 389 103 2 810qFLlPl Nm 1 驗算主腹板受拉翼緣板焊縫 4 點的疲勞強度 21 圖 3 20 主梁截面73max20a 1 423 909 685My MpaI 63in20in 1 57xI 應(yīng)力循環(huán)特性 mi150 3a09 6Mpa 根據(jù)工作級別 A6 應(yīng)力集中等級 K1 及材料 Q235 查得 1 119Mpa 焊縫拉伸強度許用應(yīng)力為 1 67 6719 82 300 rt Mpar max9 rtMpa 合 格 2 驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處 5 點疲勞強度73ax2max 1 70 49 06 838y paI 63in2in 1 4 750 x MI 應(yīng)力循環(huán)特性 mi14 6 3a038Mpa 根據(jù)工作等級 A6 材料為 Q235 橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接 底板與受拉 翼緣板的間隙距離為 50mm 應(yīng)力集中等級為 K3 查得 1 71Mpa 1 67 671 08 703rt Mpar 符合要求 max 38t 3 2 4 主梁穩(wěn)定性計算 1 整體穩(wěn)定性 402 536hb 22 整體穩(wěn)定性符合要求 2 局部穩(wěn)定性 翼緣板穩(wěn)定性 01587960b 需設(shè)置一條縱向加勁肋在垂直中心線處 不再進行驗算 翼緣板最大外伸部分 0157 2eb 穩(wěn)定滿足 主腹板穩(wěn)定性 043 2012h 副腹板穩(wěn)定性 0450328h 需設(shè)置橫隔板及三條縱向加勁肋 主腹板設(shè)置相同 其布置顯示于圖 圖 3 21 主梁加強布局 橫向大隔板間距 a 2000mm 縱向加勁肋位置 140 28hhm 且230 h 3240a 寬翼緣添加小隔板的間距為 a0 400mm 加勁肋尺寸的確定 大隔板的厚度為 8mm 板中孔尺寸為 1200mm 3590mm 上翼緣板縱向加勁肋選用10 取 h 150 厚度 取 34l 10 腹板 1576 0b 8 需設(shè)置橫向加勁肋 a 1 5m 并設(shè)置一條縱向加勁肋在中線處 寬度 h 10 取 h 120 厚度 取 34l 8 3 4 下橫梁的強度計算 28 經(jīng)分析下端梁 5 點為危險點 5 點受雙向載荷 5 點的應(yīng)力為 521 06yMNm 圖 3 24 下橫梁端截面621 42510 xMNm 在截面內(nèi)位于支腿腹板正對下側(cè)添加 2 橫向大隔板截面面積為 2640580A 55563 39 91 12 4501 0620312 78 7 yxxNPMIpa 3 5 連接強度驗算 支腿上端與主梁通過法蘭盤用螺栓連接 下端與下端梁焊接 3 5 1 計算焊縫的強度 支腿與法蘭采用焊接連接 采用周邊貼角焊縫連接 焊縫高度 8fhm 剛性支腿上法蘭平面和焊縫在 X 方向的作用力為 圖 3 25 支腿受力 29 所受的彎矩為 612348 7510ccccMMNm 水平慣性力 F 為 4w 6H大 車 大 車 計算焊縫的慣性矩 圖 3 26 焊縫連接 焊縫截面性質(zhì) 22 64015762 0 49638 f fAhm 32104 5 659f fIxhm 32101104 76 7 26 984 32 659yf ff fI hm 2 89 經(jīng)過分析焊縫端點 6 點為應(yīng)力最大點 6 點的應(yīng)力為 4 7 78 Ff MpaA 63102509 4Myx paI 2227 61nkFM 30 0 8 175 92n Mpa 驗算合格 柔性支腿不受彎矩作用 其他受力過小 故在此不做計算 3 5 2 計算螺栓連接強度 圖 3 27 螺栓布置 1 剛性支腿與主梁的連接 由支腿的受力分析可得出距 y0 軸最遠的一排螺栓的受力最大 豎直方向的壓力最小 值為 0 63921 8 75108015niMGeyPl N 22221925360851640478 7niym 共采用 92 個普通螺栓 孔徑的 40mm 螺紋小徑為 031 87dm 單個許用拉力為 22031 87 4016254lldPN 其中 l Mpa 31 llP 驗算合格 單個螺栓的剪力 48 736109 562ljFNn 10824ljdP 合格 ljj 2 柔性支腿與主梁的連接 柔性支腿與主梁采用鉸接 受單向較小作用力 在此不在計算 3 6 剛度計算 3 6 1 靜剛度和位移 圖 3 28 剛度計算 1 滿載小車位于主跨中產(chǎn)生的垂直靜撓度 33352614 8 8 4129 00 61 783 2 pLPpLKYEIKEILY 驗算通過 式中 集中載荷 59 810pN 2 6E 137850Ix 為剛性支腿對垂直平面的折算慣性矩 可以近似取支腿距小端1 為 0 72H 處的截面慣性矩 32 113 78502 36IHkL 2 滿載小車位于懸臂端極限位置產(chǎn)生的靜撓度 2 51 1289 8103 031236 760 497 0 cpKYlLEIlcY 3 橋架水平慣性位移 3224 422510510 3 880 766 356 3180 41 41 32Hs syyCPLFxlxEI LL 合格 4 起重機偏斜運行對主梁產(chǎn)生的水平位移 342510 18620 70 5 wspypsPXLEILX 式中 起重機偏斜運行超前力 wsP5401 62183 60siBNL 3 6 2 垂直動剛度 門式起重機的動剛度以滿載小車位于起重機指定位置產(chǎn)生的滿載自振頻率來表達 圖 3 29 門式起重機垂直自振頻率的計算 滿載小車位于跨中或懸臂端工作時 應(yīng)按同一標準來檢驗起重機的垂直自振頻率 33 計算模型如圖所示 門式起重機的垂直自振頻率 HZ 可用下列公式來計算 01 2 1v vgf fy 起重量 Qmk 小車量 8xg 橋架中點的質(zhì)量為 10 50 51780 145260816725xkAL kg 起升鋼絲繩最大下放長度為 2rqrlHm 橋架跨中靜位移 3 530 189 81060 497 84248QxPLky mEI 起升鋼絲繩選用直徑為 36mm 鋼絲繩滑輪組的靜伸長為 60 51 70124 587 3QrlnA 結(jié)構(gòu)影響系數(shù)為 2 20121619 8 0 1946045ym 起重機跨中的垂直自振頻率為 018 2 9 24 5 10 946 2 gfyfHZ 驗算合格 小車位于懸臂端頻率小在此不做驗算 34 第 4 章 起升機構(gòu)和運行機構(gòu)設(shè)計 4 1 起升機構(gòu)設(shè)計 龍門式起重機起升機構(gòu)的傳動方案的設(shè)計如圖 4 1 所示 主要包括電動機 半齒聯(lián) 軸器 浮動軸 帶制動輪的半齒聯(lián)軸器 制動器 減速器 卷筒等 23 1 電動機 2 半齒聯(lián)軸器 3 浮動軸 4 帶制動輪的半齒聯(lián)軸器 5 制動器 6 減速器 7 卷筒 如圖 4 1 起升機構(gòu)的傳動方案設(shè)計 4 1 1 鋼絲繩選擇 滑輪組的效率 4 1 9146 08 1 qb 下降時的滑輪組效率 4 2 9 0146 2 b 小車走行時滑輪組效率 4 3 9 02 8 b 鋼絲繩最大靜拉力 當起升機構(gòu)工作時鋼絲繩的最大拉力為 4 4 max126037013284 91 89bQS Nq 在上式計算中 由重量向重力換算時取重力加速度 20 gms 35 當小車運行時鋼絲繩的最大拉力為 4 5 max 0 91463283SN 根據(jù)計算鋼絲繩直徑公式 選擇系數(shù) C 取為 0 095 得 4 6 min0 95146 dCm 選用面接觸鋼絲繩 最小直徑為 36mm 破斷拉力為 904000N 參考質(zhì)量 531kg 100m 所選用的鋼絲繩的計算安全系數(shù) n 904000 146349 6 177 滿足所設(shè)計的 要求 4 1 2 卷筒 當采用國產(chǎn)直徑 的鋼絲繩 卷筒節(jié)距 標準繩槽名義直徑 36 09Dm 四層繞卷筒長度 因為繞繩量大 采用多層纏繞 層數(shù)多卷筒長度可以短 但起升速度變化較大 經(jīng)初步計算 認為采用 4 層較為有利 每一卷筒的繞繩量 節(jié)距取為12lH 40mm 在 4 層情況下 卷筒的長度 L 可用下式計算 4 7 1 2901497236lpLmnDd 圓整取為 1000mm 卷筒壁厚 取卷筒壁厚為 50mm 驗算其強度 對于 4 層取 卷筒壁的應(yīng)力為 2 4 8 2146392 197 50SNmNmt 鋼絲繩線速度 鋼絲繩在第一層時的線速度為 4 9 1 730 964 8 in42 v 鋼絲繩在第一層時的線速度為 4 10 2 7301 5 97 min4 v 平均線速度為 4 11 12 865 41 inv 36 卷筒的靜轉(zhuǎn)矩 4 12 1328 5 2760TNm A 4 1 3 電動機的選擇 1 起升機構(gòu)電動機的穩(wěn)態(tài)功率 即靜功率按上計算 4 13 0046370 5413 8QvPkWn 式中 12 9 09 78btc 滑輪組效率 卷筒組效率 t 減速器效率 1c 開式齒輪效率 2 2 電動機選型 起升機構(gòu)選擇擇 4 臺 YZP200L 8 型電動機 根據(jù)相關(guān)資料 對于一般用途的起重 機 取 CZ 300 JC 25 轉(zhuǎn)速 735r min 轉(zhuǎn)動慣量 J 0 339kg 自重為 260kg 2mA 變頻控制的電動機最小起動轉(zhuǎn)矩 1 79236 4TN A 3 起升電動機發(fā)熱校驗 根據(jù)公式驗算發(fā)熱得 4 14 0 81350 nsPGkW 式中 所選電動機在相應(yīng) CZ 值和 JC 值下的額定功率 平均穩(wěn)態(tài)負載系數(shù) 機構(gòu)的穩(wěn)態(tài)平均功率 sP 計算功率 0 校驗通過 4 起升電動機過載能力校驗 根據(jù)公式校驗得 4 15 0 2 46370 591 6188nMHQvP kWm 37 式中 在機構(gòu)接電持續(xù)率下電動機基準功率 nP 電動機轉(zhuǎn)矩的允許過載倍數(shù) M 考慮電壓降及轉(zhuǎn)矩允差及靜載試驗超載的系數(shù) H 校驗通過 4 1 4 減速器的選擇 因為起升速度很小 從理論上說起升載荷動載系數(shù)接近于 1 現(xiàn)在根據(jù)鐵道部制定 報 900t 箱梁運架設(shè)備技術(shù)條件中的規(guī)定 取 21 05 疲勞計算的基本載荷為 4 16 max1 057680325TNm 選擇用 4 臺 QJRS D 400 i 100 安裝形式為 或 輸出軸的連接形式為平鍵 工作級別為 M5 當輸入軸轉(zhuǎn)速為 710r min 時 高速軸許用功率為 15 5kW 額定輸出 轉(zhuǎn)矩 21200 輸出轉(zhuǎn)矩安系數(shù)為 NA 4 17 210 1 7835n 轉(zhuǎn) 矩 實際工作級別為 M4 許用功率為 輸出功率安系數(shù)為 41 25 736MPkW 4 18 17 36 5n 功 率 4 1 5 制動器的選擇 每套驅(qū)動裝置設(shè)計兩個制動器 每一個制動器的制動轉(zhuǎn)矩為 4 19 0463701 52 1 250 78144bQRTk Nmqi 選用 YW 200 E30 型的制動器 制動轉(zhuǎn)矩 T 135 310 安裝時調(diào)整 一套sZ A 起升機構(gòu)安裝兩臺制動器 使其中一臺延時動作 就不會產(chǎn)生太大沖擊 4 1 6 機構(gòu)起動時間計算 轉(zhuǎn)動慣量 4 20 20 3920 53 10 59J kgm A 靜轉(zhuǎn)矩 38 4 21 max13280 5761849rSRTNmi A 變頻控制的電動機軸上的平均起動轉(zhuǎn)矩 4 22 1 7236 tm 起升質(zhì)量 4 23 4 0 起升速度 4 24 10 in 167 vms 電動機轉(zhuǎn)速 4 25 735 ir 總的起動時間 4 26 20 19 5atmrtmJnvtTTn 本起升速度非常小 故上式第 2 項之值也非常之小 可忽略不計 因此機構(gòu)起動 時間為 4 27 0 5973 10 2648t s 4 2 小車的行走機構(gòu)設(shè)計和計算 小車運行機構(gòu)的傳動方案的設(shè)計如圖 4 2 所示 主要包括電動機 聯(lián)軸器 浮動軸 制動器 減速器 車輪等 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 制動器 4 減速器 5 車輪 6 聯(lián)軸器 7 浮動軸 圖 4 2 小車運行機構(gòu)的傳動方案設(shè)計 4 2 1 運行機構(gòu)的基本參數(shù) 39 根據(jù)設(shè)計要求 小車運行機構(gòu)的設(shè)計參數(shù)如下 起重量 16tQ 小車加吊具質(zhì)量 5tG 小車軌道坡度 i2 0 小車運行速度 4 minv 小車軌距 A3 L 機構(gòu)工作級別 A6 4 2 2 運行靜阻力 有軌運行摩擦阻力 4 28 20 15720 616041539f dkFQGcDN 坡道阻力 4 29 sin80rFGQr 風阻力 4 30 1 653410wCqAN 起升繩的僵性和滑輪的摩擦阻力 4 31 1978qqkQFKN 使牽引繩保持一定垂度所需的張力 4 32 21806zlf 總的靜阻力 4 33 27960stfrwqzFFN 4 2 3 電動機的選擇與計算 電動機的靜功率 4 34 0013 5stvPkW 按穩(wěn)態(tài)負荷系數(shù)法求平均穩(wěn)態(tài)功率 40 4 35 013 5sPGkW 式中 G 1 電動機選擇的選型為 YZP200L 8 額定功率為 15kW 額定轉(zhuǎn)速為 735r min 工作 制為 S3 40 最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù)為 2 8 額定轉(zhuǎn)矩為 192 NmA 4 2 4 減速器的選擇與計算 標準減速器的選用 4 36 3581 257MnPkW 折算為 M5 時 4 37 257 選用型號 QJRS D450 100 P 當輸入軸轉(zhuǎn)速為 710r min 工作級別為 M5 時 高 速軸許用功率 22kW 滿足要求 輸出轉(zhuǎn)矩 30000 最大允許徑向載荷 64000N NmA 計算傳遞最大轉(zhuǎn)矩為 4 38 0max58258DTSNmi A 安全系數(shù)為 4 39 31 6258n 計算最大徑向載荷 4 40 maxax24193Ncos0TRZ 安全系數(shù) 4 41 641 539n 4 2 5 連軸器的選擇 安裝在電動機與減速器之間聯(lián)軸器選擇為 ML 系列梅花形彈性聯(lián)軸器 其計算轉(zhuǎn) 矩為 4 42 12 192430cnTKNm A 選用型號 MLLZ6 200 85 82 5 聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩 630 51034Y NmA 41 4 2 6 制動器的選擇 運行機構(gòu)按滿載 順風下坡運行制動工況和非工作狀態(tài)最大風壓作用下空載 這 兩種情況中較大的選擇制動器 1 工作狀態(tài)下制動轉(zhuǎn)矩滿足 4 43 212 00 9759 5zrwzfqz DTFFimQGvkJnmtn 式中 83rN 806z 346fN 1976qF24wF 由開上式中第一個括號內(nèi)前三項之和小于后兩項之和 說明在工作狀態(tài)下沒有制 動器也可以 2 非工作狀態(tài)下制動轉(zhuǎn)矩應(yīng)滿足 4 44 1 524 60z rwzfqDTFFNmim A 式中 sn1245rGN 68whFCKqA 180z 235fdkGcND 140qdqkFK 選用制動器型號為 200 E23 制動力矩為 135 200 滿足要求 sYWZNmA 4 2 7 小車車輪的強度計算 靜輪壓 630RkN 動輪壓 max1 93k 空載輪壓 in 45187 初定車輪直徑 D 700mm 軌道型號為 QU100 42 車輪材料 65Mn 疲勞計算載荷 4 45 maxin247923RN 車輪踏面點接觸許用載荷 4 46 12056cFkDL 校核通過 第 5 章 行走機構(gòu)設(shè)計 5 1 運行機構(gòu)的基本參數(shù) 根據(jù)設(shè)計要求 大車運行機構(gòu)的設(shè)計參數(shù)如下 起重量 16tQ 整機自重 5 2G 跨度 m4L 大車運行速度 0 inhv 整機工作級別 A6 機構(gòu)工作級別 M3 5 2 運行靜阻力 1 有軌運行摩擦阻力 43 5 1 20 15320 516041638f dkFGQcDN 式中 D d 車輪直徑及其與軸承相配合處軸徑 k 車輪沿軌道路的滾動摩擦力臂 軸承摩擦系數(shù) c 偏斜運行的側(cè)向附加阻力系數(shù) 2 坡道路阻力 5 2 sin8650 32590rFGQrN 3 風阻力 5 3 1 4781 4138wCqA 4 總的運行靜阻力 5 4 36stfrwFN 5 3 電動機的選擇與計算 電動機的靜功率 5 5 0031stFvPkW 加速階段消耗的功率 即變頻調(diào)速設(shè)定的起動時間為 10 15s 定 那么在10ats 加速階段消耗的功率為 5 6 2203819taamvJnPkt 考慮電動機短期過載能力 按下式選擇電動機的額定功率 5 7 038naaskW 共有 16 臺電動機 每臺電動機需大于 2 375kW 所以 3kW 選擇用電動機滿足要 求 5 4 減速器的選擇 初選擇斜齒輪 錐齒輪減速器 型號為 KAT107 YEJ3 6P 146 4 額定功率