t-m箱型單主梁龍門起重機設(shè)計機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計畢業(yè)論文

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1、16t/22m箱型單主梁龍門起重機設(shè)計 摘要：門式起重機(簡稱門機)是我國國民經(jīng)濟發(fā)展必不可少的設(shè)備。本文為了滿足鐵路搬運物品的需要，設(shè)計了這臺16t/22m的箱型單主梁門式起重機，并通過合理選型設(shè)計，使其具有結(jié)構(gòu)形式簡單實用，使用操作方便，維護保養(yǎng)簡便等特點。根據(jù)門式起重機的設(shè)計方法，主要對起重機的主梁、支腿、端梁、小車及運行機構(gòu)進行了設(shè)計計算。 關(guān)鍵詞：箱型，單主梁，門機 16t/22m single box girder gantry crane design Abstract Gnarty crnae is absolutely necessarily equipment in

2、 our national development of economy. In order to meet the need of railway handling items, design the 16t / 22m box -single-main-girder of gnarty cranes, and through the reasonable selection of the design, make its structure is simple and practical, use convenient operation and maintenance, etc. Acc

3、ording to the gnarty crane design method,had been design and calculationmain point to the crane girders, leg, cars and operation mechanism. Keywords:box, single-main-girder, gnarty cranes 目 錄 1 緒論1 1.1 門式起重機的應(yīng)用1 1.2 門式起重機的分類1 1.3 起重機的發(fā)展趨勢及我國起重機發(fā)展水平2 1.4 本課題使用的設(shè)計方法2 2設(shè)計參數(shù)的確定4 2.1 已知參數(shù)4 2

4、.2 其它參數(shù)的確定4 3起重小車的設(shè)計計算7 3.1 起升機構(gòu)的設(shè)計7 3.2 小車運行機構(gòu)的設(shè)計22 4門架的設(shè)計計算32 4.1 確定門架主要尺寸32 4.2門架的計算載荷35 4.3 門架的內(nèi)力計算38 4.4 門架的強度驗算52 4.5 門架的剛度驗算55 4.6 門架的穩(wěn)定性驗算56 5大車運行機構(gòu)的設(shè)計計算59 5.1 大車輪壓的計算59 5.2 車輪與軌道的選擇與計算 62 5.3 運行阻力的計算 62 5.4選擇電動機 64 5.5 選擇減速器 64 5.6 選擇聯(lián)軸器 65 5.7 電動機的驗算 65 5.8 減速器的驗算 67 5.

5、9 選擇制動器 67 5.10 啟動和制動打滑驗算 68 參考文獻69 謝 辭70 附錄71 1 緒論 1.1 門式起重機的應(yīng)用 門式起重機又稱龍門起重機，是露天物料搬運廣泛采用的大型裝卸機械，它與其它類型起重機相比，具有起重量大，作業(yè)空間大，貨場面積利用率高，裝卸效率高，基建投資少，運行成本低等優(yōu)點。因此，門式起重機廣泛運用于各個行業(yè)之中，例如在電力場設(shè)備的地面組合、設(shè)備的制作加工配合、水泥框架的預(yù)制、物件的吊裝等；在港口碼頭裝卸集裝箱；在工廠內(nèi)部起吊和搬運笨重的物件；在建筑安裝工地進行施工作業(yè)；在儲木場堆積木材等場合。同時，門式起重機也是與連續(xù)輸送機械組成機械化裝卸系統(tǒng)的

6、理論機種，在國外工業(yè)先進國家，不僅機械作業(yè)比重大而且機械作業(yè)已實現(xiàn)體系化、專業(yè)化和自動化，所以門式起重機已被列為改擴建綜合性貨場、集裝箱貨場和散料貨場的主要配套機種，應(yīng)用前景寬廣。 1.2 門式起重機的分類 門式起重機的形式很多，根據(jù)不同的分類方法，可以概括為以下幾種： ①依據(jù)主梁數(shù)目不同，可分為單主梁和雙主梁門式起重機； 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，可分為桁架式、箱型梁式、管型梁式、混合結(jié)構(gòu)式等起重機； ④依據(jù)支腳結(jié)構(gòu)形式不同，可分為L型、C型單主梁門式起重機和八字形、O型、半門型等雙梁門式起重機； ⑤依據(jù)支腳與主梁的連接

7、方式不同，可分為兩個剛性支腳、一個剛性支腳與一個柔性支腳兩種結(jié)構(gòu)形式的門式起重機，柔性支腳與主梁之間可采用螺栓、球鉸鏈和柱形鉸連接或其它方式連接； ⑥依據(jù)用途不同，可分為一般用途門式起重機、造船用門式起重機、水電站用門式起重機、集裝箱用門式起重機以及裝卸用門式起重機等。 此外，還可分為單懸臂、雙懸臂或無懸臂，軌道式或輪胎式等。 1.3 起重機的發(fā)展趨勢及我國起重機發(fā)展水平 隨著科技的日新月異，當今國際起重運輸機械朝著大型化、液壓化、多用途、高效率的方向發(fā)展。這在不同程度上擴大了產(chǎn)品標準化，參數(shù)、尺寸規(guī)格化和零部件通用化的范圍，為起重機運輸機械制造的機械化和自動化提供了方便的條件，對實現(xiàn)

8、自動化設(shè)計、加強流水作業(yè)生產(chǎn)、提高勞動生產(chǎn)率、降低產(chǎn)品成本和材料消耗，改進工藝流程，增強和提高企業(yè)管理水平都具有很大意義。有的企業(yè)已基本上實現(xiàn)了鋼構(gòu)件的連續(xù)生產(chǎn)，應(yīng)用光電系統(tǒng)、數(shù)字程序控制系統(tǒng)及激光器切割下料，并從搬運、平料到組裝等形成了生產(chǎn)的自動控制和系統(tǒng)管理。 當今起重機的發(fā)展方向如下： ①向大型化、高效和節(jié)能方向發(fā)展； ②向自動化、智能化、集成化和信息化發(fā)展； ③向成套化、系統(tǒng)化、綜合化和規(guī)模化發(fā)展； ④向模塊化、組合化、系列化和通用化發(fā)展； ⑤向小型化、輕型化、簡易化和多樣化發(fā)展； ⑥采用新理論、新方法、新技術(shù)和新手段提高質(zhì)量； ⑦采用新結(jié)構(gòu)、新部件、新材料和新工藝提高

9、產(chǎn)品性能。 由于我國起重機機械行業(yè)起步較晚，雖然在技術(shù)水平上有了很大的發(fā)展與進步，但是與國際水平相比，還存在著一定差距。 ①產(chǎn)品性能一般； ②產(chǎn)品開發(fā)能力較弱； ③制造工藝水平較低； ④產(chǎn)品檢測水平不高； ⑤配套件供應(yīng)和質(zhì)量問題影響較大； ⑥產(chǎn)品技術(shù)標準更新滯后、實施乏力。 1.4 本課題使用的設(shè)計方法 本課題采用以經(jīng)典力學(xué)和數(shù)學(xué)為基礎(chǔ)的半理論、半經(jīng)驗設(shè)計法和模擬法、直覺法等傳統(tǒng)設(shè)計方法。 2設(shè)計參數(shù)的確定 2.1 已知參數(shù) 根據(jù)設(shè)計課題“16t/22m箱形單主梁門機的整體設(shè)計”可知：起重機的最大起重量為16噸，跨度為22米。 2.2 其它參數(shù)的確定 2.2.1

10、起重量的確定 當龍門起重機起重量等于或大于15噸時，起重小車應(yīng)設(shè)置兩個起升機構(gòu)，其中起重量大的稱為主鉤，即本課題中主鉤起重量為16噸，起重量小的為副鉤，根據(jù)門式重機的起重系列選取副鉤起重量為3噸。則本課題所設(shè)計起重機的起重量為16/3噸。 2.2.2懸臂長度的確定 首先確定起重機的懸臂類型為雙懸臂。設(shè)計起重機懸臂長時，應(yīng)根據(jù)支腿處的彎矩在當小車位于懸臂端時和當小車位于跨度中點附近時相等，這一條件設(shè)計。這樣設(shè)計出來的上部主梁是最經(jīng)濟的。因此，根據(jù)這一條件并參照同類起重機的懸臂長度，選定本課題所設(shè)計起重機的懸臂長度。 2.2.3 起升高度的確定 起重機的起升高度是指當?shù)蹉^升至最高位置時，

11、大車運行軌面到吊鉤中心的垂直距離。參照同類起重機的起升高度，選定本課題所設(shè)計起重機的起升高度，主鉤為12米，副鉤為14米。 2.2.4 工作速度的確定 工作速度包括起升速度和運行速度。工作速度的選擇應(yīng)與工作行程相適應(yīng)。 1) 起升速度 起升速度指吊鉤的上升速度。在確定起升速度時，主起升機構(gòu)的速度較慢，副起升機構(gòu)的速度較快。初步確定主起升機構(gòu)的速度為7.8米/分，副起升機構(gòu)的速度為22米/分。 2) 運行速度 運行速度指龍門起重機大車和起重小車的行走速度。一般小車行走速度在35~45米/分之間，大車行走速度在30~80米/分之間。初步確定大車的行走速度為40米/分，小車的行走速度為3

12、7.5米/分。 2.2.5工作類型的確定 為使設(shè)計的起重機安全可靠在設(shè)計時必須考慮由起重機的載荷特性和工作繁忙程度所確定的工作類型。因課題沒有做特別要求，自定工作類型為中級，從而起重機的工作級別為機構(gòu)負載持續(xù)率。 綜上所述得起重機的主要設(shè)計參數(shù)如表2.1。 表2.1 起重機的基本設(shè)計參數(shù)表 參數(shù) 參數(shù)大小 名稱 符號 起重量 主鉤 Q（t） 16 副鉤 3 跨度 L（m） 22 懸臂長度 L1（m） 7.5 起升高度 主鉤 H(m) 12 副鉤 14 起升速度 主鉤 (m/min) 7.8 副鉤 22 運行速度 大車 (

13、m/min) 40 小車 (m/min) 37.5 工作類型 工作級別 A4 機構(gòu)負載持續(xù)率 JC 25% 3 起重小車的設(shè)計計算 起重小車主要包括起升機構(gòu)、小車運行機構(gòu)和小車架三部分。各部分具體設(shè)計如下所示。 3.1 起升機構(gòu)的設(shè)計 起升機構(gòu)用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、也是最基本的機構(gòu)。根據(jù)結(jié)構(gòu)緊湊的原理，采用如圖3.1所示的起升機構(gòu)傳動簡圖。 其工作原理為：電動機通過聯(lián)軸器和傳動軸與減速器的高速軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼絲繩滑輪組連接起來。當電動機正反兩個方向的運動傳遞給

14、卷筒時，通過卷筒不同方向的旋轉(zhuǎn)將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為吊鉤的垂直上下的直線運動。常閉式制動器在通電時松閘，使機構(gòu)運轉(zhuǎn)；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨物停止升降，并在指定位置上保持靜止狀態(tài)。當滑輪組升到最高極限位置時，上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。 1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-傳動軸 4-制動器 5-制動輪 6-減速器 7-卷筒 8-滑輪組 9-鋼絲繩 10-吊鉤 圖3.1 起升機構(gòu)傳動簡圖 3.1.1 主起升機構(gòu)的設(shè)計 1) 鋼絲繩的計算 鋼絲繩一般采用靜力計算法，即鋼絲繩

15、的最大靜拉力必須小于或等于鋼絲繩的許用拉力。 a鋼絲繩的最大拉力計算 根據(jù)起重機的額定起重量Q＝16噸，查表，選取滑輪組倍率，起升機構(gòu)鋼絲繩纏繞系統(tǒng)如圖3.2所示。查表，選取短鉤形16噸吊鉤組。 鋼絲松承受的最大拉力由下式計算： （2.1） 式中 ——額定起重量，＝16000公斤； ——品鉤組重量，=322公斤； ——滑輪組倍率，＝3； 圖3.2 起升機構(gòu)鋼絲繩纏繞系統(tǒng) ——滑輪組效率，查表，取＝0.98。 ∴ b鋼絲繩的選擇 所選擇的鋼絲繩破斷拉力應(yīng)滿足下式:

16、 （3.2） 而 （3.3） 式中 ——鋼絲繩的破斷拉力； ——鋼絲繩破斷拉力總和； a——折減系數(shù)，對于繩6×19的鋼絲繩a＝0.85； ——鋼絲繩安全系數(shù)，對于中級工作類型=5.5。 由上式可得 查表，選擇鋼絲繩6×19，其公稱強度為1700MPa，直徑為17mm，其允許破斷拉力總和為184000N。 選用鋼絲繩標記如下：鋼絲繩6×19-17.0-1700-I-光-右交GB1102-74。 2) 滑輪、卷筒

17、的計算 a 滑輪、卷筒最小直徑的確定 為確保鋼絲繩具有一定的安全使用壽命，滑輪、卷筒名義直徑(鋼絲繩卷繞直徑)應(yīng)滿足下式： （3.4） 式中 e——系數(shù)，對于中級工作類型的龍門起重機取e=25。 所以，。 取滑輪、卷筒的名義直徑＝500mm。 b 卷筒長度的確定 根據(jù)圖3.3，可知卷筒的長度可由下式計算： 圖3.3 卷筒尺寸 （3.5）

18、 （3.6） 式中 ——最大起升高度，＝12米； n——鋼絲繩安全圈數(shù)，取n=2； t——繩槽節(jié)距， mm，取t=20mm； ——根據(jù)結(jié)構(gòu)確定卷筒空余部分，?。?t＝60mm； ——固定鋼絲繩所需要的長度、取入＝3t＝60mm； ——根據(jù)鋼絲繩允許偏斜角確定, , ，取＝120mm； ——卷繞部分長度 ，取=500mm。 則卷筒長度 取卷筒長度L=1500mm。 c 卷筒壁厚的計算 根據(jù)經(jīng)驗計算公式，卷筒的壁厚： （3.7） 取卷筒壁厚。

19、 d 卷筒軸上的扭矩計算 卷筒軸上的扭矩計算公式： （3.8） 式中 ——卷筒效率，取=0.98。 則扭矩 。 e 卷筒轉(zhuǎn)速的計算 （3.9） 式中 ——起升速度，=7.8m/min。 則卷筒的轉(zhuǎn)速。 3) 選擇電動機 在起重機械中，電動機選用YZR、JZR系列冶金起重用繞線轉(zhuǎn)子三相異步電動機，其具有較高的過載能力和機械強度，適應(yīng)于短時或斷續(xù)周期性工作制，頻繁啟動、制動，及有顯著的震動或沖擊的設(shè)備。具體選擇電動機

20、時根據(jù)起升機構(gòu)起升載荷、額定起升速度及機構(gòu)效率計算出機構(gòu)的靜功率和接電持續(xù)率來選擇。 電機所需靜功率計算： （3.10） 式中 ——機構(gòu)總效率，取=0.85。 則 。 電動機的計算功率： （3.11） 式中 ——起升機構(gòu)按靜功率初選電動機的系數(shù)，JC＝40%的電動機的=0.8。 則 由表選擇電動機的型號如下： YZR225M-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次

21、，，轉(zhuǎn)速=715r/min,飛輪矩為。 4) 選擇減速器 根據(jù)傳動比和所需輸入功率選擇減速器。 減速器的理論傳動比： （3.12） 由表,根據(jù)傳動比=43.18，電機功率。選擇減速器為：ZQ650,實際傳動比=40.17，輸入功率為26Kw。 5)選擇制動器 起升機構(gòu)制動器的制動力矩應(yīng)滿足下式： （3.13） 式中 ——制動安全系數(shù)，由表對于中級工作類型＝1.5； ——滿載時制動軸上的靜力矩， 則 由表，

22、選擇制動器型號為，制動力矩，，制動器質(zhì)量。 6) 選擇聯(lián)軸器 聯(lián)軸器計算力矩應(yīng)滿足下式要求： （3.14） 而 （3.15） 式中 ——聯(lián)袖器的計算扭矩； ——聯(lián)軸器的最大允許扭短； n——安全系數(shù)，取n=1.5； ——剛性動載系數(shù)，取=1.5； ——電動機軸上的額定扭矩 則 由表查得，電動機YZR225M-8的軸端直徑為65mm，軸伸為140mm。根據(jù)以上條件，由

23、表選得聯(lián)軸器號數(shù)為，其圖號為S139，最大允許扭矩為，飛輪矩為，質(zhì)量。從而，浮動軸直徑d=45mm。 再由表選一個帶制動輪直徑為315mm的半齒輪聯(lián)軸器，其圖號為S215，，飛輪矩為，質(zhì)量。 7) 電動機的驗算 a電動機的過載能力驗算 過載能力校驗是驗算電動機克服機構(gòu)在短時間內(nèi)可能出現(xiàn)的較大工作載荷的能力。當電機在基準接電持續(xù)率時，其額定功率應(yīng)滿足下式： （3.16） 式中 ——系數(shù)，取=2.1； ——電動機個數(shù)，m=1； ——允許過載倍率，取=2.4； 由上可知，，過載驗算通過。 b電動機發(fā)

24、熱校核 根據(jù)等效功率法，驗算電動機不過熱的條件為： （3.17） 式中 ——電動機在JC=40%時的額定功率，=22Kw； ——滿載靜功率，； ——系數(shù)，取=0.8； ——系數(shù)，取=0.95。 則 。 由上可知電動機不會過熱。 c啟動時間的驗算 電動機的啟動時間按下式計算： （3.18） 式中 ——平均啟動轉(zhuǎn)矩，； ——系數(shù)，取=1.15； ——飛輪矩， ； ——靜阻力矩，。 則。 由起重機的允許啟動時間

25、，可知啟動時間滿足啟動條件。 d制動時間的驗算 電動機的制動時間按下式計算： （3.19） 式中 ——電動機所產(chǎn)生的制動力矩， 則 由上可知制動時間太短，型制動器的制動力矩可調(diào)，將制動器的制動力矩調(diào)至?xí)r，代入上式，制動時間為0.96s，仍太短，可將制動器制動力矩調(diào)至，此時的制動時間為1.15s，可滿足制動要求。 綜上所述，電動機驗算通過。 8) 減速器的驗算 減速器主要承受的外力有卷筒、軸及重物產(chǎn)生的徑向力和扭矩。因此減速器的驗算主要包括最大徑向力、最大扭矩驗算，另外還需對減速器進行功率驗算及速度誤差驗算。 a速度誤差驗算

26、實際起升速度： （3.20） 速度誤差：,所以減速器速度誤差驗算通過。 b功率驗算 實際所需功率： （3.21） 則 因，所以減速器功率驗算通過。 c減速器輸出軸最大徑向力 減速器輸出軸最大徑向力可由下式計算： （3.22） 式中 ——繞到卷筒上的繩段數(shù)目,=2； ——卷筒及軸的質(zhì)量，參照同類產(chǎn)品，初步取定； ——減速器輸出軸允許最大徑

27、向力，=98000N。 則,所以滿足此條件。 d減速器輸出軸最大扭矩 減速器輸出軸最大扭矩可由下式計算： （3.23） 式中 ——電動機最大力矩倍數(shù)，取=2.8； ——減速器效率，取=0.95； ——減速器輸出軸上的最大短暫容許扭矩，。 則，所以滿足此條件。 綜上所述，減速器驗算通過。 3.1.2 副起升機構(gòu)的設(shè)計 參照主起升機構(gòu)的設(shè)計，副起升機構(gòu)的設(shè)計方案如下： 1) 鋼絲繩的計算 a鋼絲繩的最大拉力計算 根據(jù)起重機的額定起重量Q＝3噸，查表，選取滑輪組倍率。查表，選取短鉤形3噸吊鉤組，吊鉤

28、組質(zhì)量。 鋼絲繩的最大拉力： 式中 ——滑輪組效率，＝0.99。 b鋼絲繩的選擇 所選擇的鋼絲繩破斷拉力應(yīng)滿足下式: 而 由上可得 查表，選擇鋼絲繩6×19，其公稱強度為1550MPa，直徑為14mm，其允許破斷拉力總和為112000N。 選用鋼絲繩標記如下：鋼絲繩6×19-14.0-1550-I-光-右交GB1102-74。 2) 滑輪、卷筒的計算 a滑輪、卷筒最小直徑的確定 為確保鋼絲繩具有一定的安全使用壽命，滑輪、卷筒名義直徑應(yīng)滿足下式： 式中 e——系數(shù)，對于中級工作類型的龍門起重機取e=25。 取滑輪、卷筒的名義直徑＝400mm。 b卷筒

29、長度的確定 根據(jù)圖2.3，可知卷筒的長度可由下式計算： ，取=300mm； 式中 ——最大起升高度，＝14m； n——鋼絲繩安全圈數(shù)，取n=2； t——繩槽節(jié)距，取t=18mm； ——根據(jù)結(jié)構(gòu)確定卷筒空余部分，取＝3t＝54mm； ——固定鋼絲繩所需要的長度、?。?t＝54mm； ——根據(jù)鋼絲繩允許偏斜角確定，?。?00mm。 則卷筒長度 取卷筒長度L=1000mm。 c卷筒壁厚的計算 根據(jù)經(jīng)驗計算公式，卷筒的壁厚： 取卷筒壁厚。 d卷筒軸上的扭矩計算 卷筒軸上的扭矩計算公式：。 e卷筒轉(zhuǎn)速的計算 式中 ——起升速度，=22m/min。 3) 選擇電動機

30、 根據(jù)起升機構(gòu)起升載荷、額定起升速度及機構(gòu)效率計算出機構(gòu)的靜功率和接電持續(xù)率選擇電動機。 靜功率計算： 式中 ——機構(gòu)總效率，取=0.9。 電動機的計算功率： 式中 ——起升機構(gòu)按靜功率初選電動機的系數(shù)，JC＝40%的電動機的=0.8。 由表選擇電動機的型號如下： YZR180L-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次，，轉(zhuǎn)速=715r/min,飛輪矩為。 4) 選擇減速器 減速器的理論傳動比： 由表,根據(jù)傳動比=40.81，電機功率。選擇減速器為：ZQ500,實際傳動比=40.17，輸入功率為12Kw。 5)選擇制動器 起升機構(gòu)制動器的制動力矩應(yīng)滿足下式： 式

31、中 ——制動安全系數(shù)，由表對于中級工作類型＝1.5； ——滿載時制動軸上的靜力矩， 由表，選擇制動器型號為，制動力矩，，制動器質(zhì)量。 6)選擇聯(lián)軸器 聯(lián)軸器應(yīng)滿足下式要求： 而 式中 ——聯(lián)軸器的計算扭矩； ——聯(lián)軸器的最大允許扭短； n——安全系數(shù)，取n=1.5； ——剛性動載系數(shù)，取=1.5； ——電動機軸上的額定扭矩 由表查得，電動機YZR180L-8的軸端直徑為55mm，軸伸為110mm。根據(jù)以上條件，從表選得聯(lián)軸器號數(shù)為，其圖號為S241，最大允許扭矩為，飛輪矩為，質(zhì)量。從而，浮動軸直徑d=45mm。 再由表選一個帶制動輪直徑為250mm的半齒輪聯(lián)軸器，其

32、圖號為S120，，飛輪矩為，質(zhì)量。 7) 電動機的驗算 a電動機的過載能力驗算 過載能力校驗是驗算電動機克服機構(gòu)在短時間內(nèi)可能出現(xiàn)的較大工作載荷的能力。當電機在基準接電持續(xù)率時，其額定功率應(yīng)滿足下式： 。 式中 ——系數(shù)，取=2.1； ——電動機個數(shù)，m=1； ——允許過載倍率，取=2.4； 由上可知，，過載驗算通過。 b電動機發(fā)熱校核 根據(jù)等效功率法，驗算電動機不過熱的條件為： 式中 ——電動機在JC=40%時的額定功率，=11Kw； ——滿載靜功率，； ——系數(shù)，取=0.8； ——系數(shù)，取=0.95。 則 。 由上可知電動機不會過熱。 8) 減速器的

33、驗算 a速度誤差的驗算 實際起升速度： 速度誤差：,所以符合要求。 b功率驗算 實際所需功率： 則 因，所以符合要求。 3.2 小車運行機構(gòu)的設(shè)計 小車運行機構(gòu)采用立式圓錐減速器形式的垂直反滾輪式小車。其中兩水平輪都為主動輪，這樣可以有效地的防止小車車輪啃道，提高小車運行的靈活性。 3.2.1 輪壓計算 本起重機小車為垂直反滾輪式起重小車，參考同類型，規(guī)格相近的起重機，估計小車架總重量及其重心至主軌道中心線的距離。小車受力簡圖如圖3.4。根據(jù)起重小車架的平衡條件，求出主動輪輪壓和垂直反滾輪輪壓。 a滿載時輪壓計算 由小車垂直反滾輪處力矩：

34、 （3.24） 得： 從而，滿載時主動輪輪壓。 參考同類型、規(guī)格相近的單主梁小車，估計小車自重，及相關(guān)尺寸。 式中 ——兩車輪輪壓之和； ——小車上機械部分質(zhì)量，； ——吊重及吊具重量之和，； ——小車架重量，； ——小車軌距，； ——小車重心至主軌道中心線的距離，； ——吊重及吊具重心至主軌道中心線的距離，； ——小車架重心至主軌道中心線的距離，。 由垂直方向受力平衡： （3.25） 得,從而求得滿載時垂直反滾輪輪壓。 b空載時輪壓計算 按輪壓計算方法得： 主

35、動輪之和：； 主動輪輪壓：； 垂直反滾輪輪壓：。 圖3.4 垂直反滾輪式小車受力簡圖 3.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 a車輪與軌道的選擇 根據(jù)滿載時車輪輪壓，由表，選擇直徑為400mm的小車車輪，車輪的踏面為圓柱形。 中小型起重機小車的軌道采用P型鐵路鋼軌，根據(jù)車輪直徑，配套選用鋼軌型號為P38。 b驗算車輪與軌道強度 車輪踏面疲勞計算載荷由下式計算得： 。 （3.26） 式中 ——載荷變化系數(shù)，由表有，從而有=0.8； ——沖擊載荷，由表有=1。 因為軌道有禿頂，故車

36、輪與軌道為點接觸。對于型號為P38的鋼軌，其軌頂曲率半徑R=300mm。 點接觸的接觸應(yīng)力由下式計算得： （3.27） 選用車輪材料為，其。 3.2.3 運行阻力的計算 1)滿載運行時靜阻力計算 a運行摩擦阻力 對于帶垂直反滾輪式小車的單主梁龍門起重機,由下式有小車滿載運行時的最大摩擦阻力為： （3.28） 式中 ——滾動摩擦系數(shù)，由表有=0.06； ——軸承摩擦系數(shù)，由表有=0.015； ——附加摩擦阻力系數(shù)，由表有=1.2； ——車輪直徑，=40cm； ——軸承內(nèi)徑，d＝10cm； ——垂直反滾

37、輪直徑，?。?5cm； ——垂直反滾輪軸承內(nèi)徑，=6cm。 則小車滿載運行時的最大摩擦阻力為： 。 b坡度阻力 當龍門起重機在與水平面成傾角的軌道上爬坡遠行時，須克服貨重及小車自重引起的坡度阻力，其值按下式計算： （3.29） 式中 ——坡道阻力系數(shù)，由表有=0.002。 則滿載運行時最大坡度阻力為： 。 c迎風(fēng)阻力 滿載運行時最大風(fēng)阻力按下式計算： （3.30） 式中 ——風(fēng)載體形系

38、數(shù)，； ——Ⅰ類載荷的標準風(fēng)壓值，； ——起重小車迎風(fēng)面積，； ——貨物迎風(fēng)面積，由表有。 則滿載運行時最大風(fēng)阻力。 綜上所述，滿載時小車運行時的靜阻力為： 。 （3.31） 2) 空載運行時靜阻力計算 a運行摩擦阻力 小車空載運行時的摩擦阻力可由下式計算： （3.32） 則 。 b坡度阻力 空載運行時的坡度阻力可由下式計算： （3.33） 則空載運行時的坡度阻力為： 。 c迎風(fēng)阻力

39、空載運行時迎風(fēng)阻力可按下式計算： （3.34） 則空載運行時迎風(fēng)阻力：。 綜上所述，空載時小車運行時的靜阻力為： 。 （3.35） 3.2.4 選擇電動機 滿載運行時的靜功率： （3.36） 式中 ——機構(gòu)效率，取=0.9。 則 。 初選電動機的功率： 式中 ——起動時克服慣性力，電動機功率的增大系數(shù)=1.2。 則電動機所需最

40、小總功率為，單個電機所需的功率為4.90kw。 由表選擇電動機的型號為，S4工作制，JC=40%，CZ=300次，，轉(zhuǎn)速=959r/min,飛輪矩為。 3.2.5 選擇減速器 車輪轉(zhuǎn)速: （3.37） 減速器的理論傳動比： （3.38） 由表,根據(jù)傳動比=31.6，選擇減速器為：ZSC-600,實際傳動比=31.2，輸入功率為16.1Kw,轉(zhuǎn)速為1000r/min。 實際運行速度： （3.39） 速度誤差：,所以減速器符合要求。 3.2.6 選擇聯(lián)軸器

41、由表查得電動機的軸端直徑為48mm，軸伸長度為110mm。由表查得ZCS-600輸入軸軸端直徑為35mm，軸伸長度為55mm；輸出軸軸端直徑為80mm，軸伸長度為115mm。 a高速軸的扭矩計算 聯(lián)軸器應(yīng)滿足下式要求： （3.40） 而 （3.41） 則 由表選一個帶制動輪的半齒輪聯(lián)軸器，其圖號為S328，，飛輪矩為，質(zhì)量。 b低速軸的計算扭矩 低速軸的計算扭矩， 式中

42、 。 由表選得聯(lián)軸器號數(shù)為，其圖號為S160，最大允許扭矩為，飛輪矩為，質(zhì)量。 3.2.7 電動機的驗算 a電動機軸上的靜力矩 滿載時：（3.42） 空載時：（3.43） b起動時間的驗算 滿載時： 啟動時間：（3.44） 式中 ——電動機的平均啟動轉(zhuǎn)矩，； ——飛輪矩， 。 則。 空載時： 啟動時間： （3.45） 式中 ——電動機的平均啟動轉(zhuǎn)矩，。 則。 起重機的允許啟動時間3至6秒，由上可知啟動時間滿足啟動條件。 c電機發(fā)熱功率驗算 根據(jù)等效功率法，驗算電動機不過熱的條件為：

43、 （3.46） 。 由上可知電動機不會過熱。 3.2.8 選擇制動器 對于室外工作的起重小車，制動力矩應(yīng)滿足在滿載、順風(fēng)及下坡的工況下，使小車停住的要求。 a電機軸上的靜力矩 。 （3.47） 式中 ——迎風(fēng)阻力，。 b制動力矩的計算 （3.48） 式中 ——制動時間，取小車制動時間，＝3s。 則制動力矩為 c選擇制動器 查表選用制動器型號：，制動輪直徑，制動力矩，質(zhì)量。 d驗算制動時間 （3.49） 式中 ——按需要調(diào)接后的制動器的制動力矩，取。 則制動時間：

44、 符合制動要求。 4 門架的設(shè)計計算 門架主要構(gòu)件有主梁、支腿、和下端梁，皆采用箱型結(jié)構(gòu)。 4.1 確定門架主要尺寸 4.1.1 主梁的幾何尺寸和幾何特性 主梁的箱型結(jié)構(gòu)主要截面如圖4.1。 1) 主梁幾何尺寸 a主梁高度h由下式有： （4.1） 取h=1.5m。 b主梁寬度B由下式有： 圖4.1 主梁截面圖 （4.2） 取，。 c腹板厚度： 取主腹板，副腹板。 d蓋板厚度： 主梁的上下蓋板。 則H

45、=1.516m，b=0.9m。 2)主梁幾何特性 經(jīng)計算得： 主梁面積：； 主梁截面的型心： 截面靜力矩： ， ； 慣性矩：,； 截面模數(shù)：； 左邊的截面系數(shù)：； 右邊的截面系數(shù)：。 4.1.2 支腿的幾何尺寸和幾何特性 1)支腿總體尺寸 支腿幾何尺寸如圖4.2所示，參考同類“L”型支腿門式起重機，確定其總體幾何尺寸如下： ，，，，，，，，，，，。 其中B為大車輪距： （4.3） 取。 圖4.2 支腿總體幾何尺寸圖 2)支腿截面尺寸及幾何特性 aA-A橫截面如圖4.3 a）所示，同理可得： 慣性矩：

46、，； 截面模數(shù)：,。 bB-B橫截面如圖4.3 b）所示，同理可得： 慣性矩：，； 截面模數(shù)：,。 圖4.2 支腿總體幾何尺寸圖 c折算慣性矩 圖4.3 支腿截面尺寸圖 b） B-B截面 a） A-A截面 折算慣性矩可按下式計算: （4.4） ：,由表有， 從而有； 同理有。 4.1.3 下橫梁的幾何尺寸和幾何特性 C-C縱截面如圖4.4所示： 圖4.4 下橫梁C-C截面尺寸圖 慣性矩：，； 截面模數(shù)：,。 4.2門架的載荷計算 4.2.1 主梁

47、單位長度質(zhì)量 參照其它起重機，估計主梁自重。 主梁的計算載荷：。 4.2.2 小車輪壓計算 單主梁小車有兩個垂直車輪，車輪輪壓： （4.5） 計算輪壓： （4.6） 式中 ——起升沖擊系數(shù)，當小車運行速度小于1m/s時，取=1； ——動力系數(shù)，取=1.2。 則車輪計算輪壓,單個車輪輪壓。 4.2.3 小車制動慣性力 小車制動時由于貨物和小車自重會引起慣性力，小車制動時的慣性力受限于小車車輪與軌道的粘著力，即： （4.7） 式中 ——粘著系數(shù)，取=0.15； ——主動輪輪壓，。 則小車制動慣性力。

48、 4.2.4 大車制動慣性力 1)自重慣性力 主梁自重引起的慣性力（4.8） 式中a，B尺寸見圖4.2，為門架內(nèi)力計算高度。 則。 主梁自重引起的慣性力化成均布載荷。 2)貨物自重和小車自重引起的慣性力 取其作用在處，則貨物自重和小車自重引起的慣性力 （4.9） 3)支腿自重引起的慣性力 支腿自重：。 則支腿自重引起的慣性力 （4.10） 4.2.5 風(fēng)載荷 1)作用

49、于貨物上的風(fēng)載荷 （4.11） 當Q=16t時，查表，取迎風(fēng)面積；C為風(fēng)載體型系數(shù)，取C=1.2；為標準風(fēng)壓值，取。 則。 2)作用在小車上的風(fēng)載荷 （4.12） 式中 ——小車迎風(fēng)面積，查表取。 則 3)作用在主梁上的風(fēng)載荷 （4.13） 式中 ——主梁長度方向迎

50、風(fēng)面積，。 則。 主梁上的風(fēng)載荷化為均布載荷。 4)作用在支腿上的風(fēng)載荷 （4.14） 式中 ——支腿迎風(fēng)面積，。 則。 支腿上的風(fēng)載荷化為均布載荷。 4.3 門架的內(nèi)力計算 將門架分為門架平面和支腿平面，分別作為平面剛架計算，下面分別對主梁、支腿、下橫梁逐個進行計算。 4.3.1 主梁的內(nèi)力計算 1) 垂直面內(nèi)的內(nèi)力 a主梁均布自重引起的支反力和內(nèi)力 支反力和內(nèi)力的計算簡圖見圖4.5，其中a）為計算簡圖，b）為彎矩圖，c）為剪力圖。 支反

51、力： （4.15） 剪力： （4.16） （4.17） 跨中彎矩： （4.18） C、D支點處彎矩： （4.19） 圖4.5 主梁由自重引起的內(nèi)力圖 b移動載荷引起的主梁支反力和

52、內(nèi)力 小車輪壓，小車輪距K=2.6m。 小車位于跨中： 圖4.6中a）為計算簡圖，b）、c）為內(nèi)力圖。 支反力： （4.20） （4.21） 最大彎矩： （4.22） 剪力：，。 小車位于懸臂端： 圖4.7中a）為計算簡圖，b）、c）為內(nèi)力圖。 支反力：

53、 (4.23） ； （4.24） 圖4.6 移動載荷位于跨中主梁內(nèi)力圖圖4.7 移動載荷位于懸臂端主梁內(nèi)力圖 彎矩： （4.25） （4.26） 剪力：, （4.27） c小車制動慣性力引起的主梁內(nèi)力 當小車制動時，慣性力順主梁方向引起的主梁內(nèi)力如圖4.8。 圖4.8 小

54、車制動慣性力引起主梁內(nèi)力圖 支反力： （4.28） 剪力：， ； 彎矩：支點 （4.29） 跨中 （4.30） 2) 水平面內(nèi)的內(nèi)力 主梁在水平面內(nèi)主要作用載荷為大車制動時的水平慣性力和風(fēng)載荷。主梁在水平面內(nèi)的計算簡圖可近似的視為靜定簡支梁。受力簡圖見圖4.9。 大車制動時．滿載小車引起的

55、水平慣性力作為集中力作用在主梁上，主梁自重引起主梁自重引起的慣性力化成均布載荷作用在主梁上，主梁上的風(fēng)載荷化為均布載荷作用在主梁上。 圖4.9 小車水平面內(nèi)受力簡圖 a小車在跨中 支點處彎矩 （4.31） 跨中處彎矩（4.32） b小車在懸臂端 支點處彎矩 （4.33） 跨中處彎矩 （4.34） 綜上所述，分別將主梁垂直面和水平面內(nèi)彎矩列表，如表4.1所示。 表4.1 主梁垂直面和水平面內(nèi)彎矩表 主梁垂直面內(nèi)彎矩（） 產(chǎn)生彎矩的外力 主梁均布載荷

56、移動載荷 小車在跨中 -141525 162911 0 1268661 小車在懸臂 -141525 162911 -1302740 -651365 產(chǎn)生彎矩的外力 小車制動時產(chǎn)生的慣性力 外力合成 小車在跨中 184277 92138 42752 1523710 小車在懸臂 184277 92138 -1259988 -396316 主梁水平面內(nèi)彎矩（） 產(chǎn)生彎矩的外力 等 小車在跨中 -23063 181523 小車在懸臂 -171495 -1544 4.3.2 支腿與下橫梁的內(nèi)力計算

57、 1) 門架平面內(nèi)支腿的內(nèi)力計算 計算支腿內(nèi)力時，可分別取門架平面和支腿平面的門架作為平面剛架進行計算，門架平面的剛架為一次超靜定結(jié)構(gòu)，支腿平面的剛架為靜定結(jié)構(gòu)。 a由主梁均布自重產(chǎn)生的內(nèi)力 其受力簡圖見圖4.10，側(cè)推力（4.35） 則； 彎矩 （4.36） 圖4.10 支腿由自重引起的內(nèi)力圖 b由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力 （a） （b） 圖4.11 支腿由移動載荷引起的內(nèi)力圖 由移動載荷產(chǎn)生的內(nèi)力即由小車輪壓產(chǎn)生的主梁內(nèi)力，分小車

58、在跨中和在懸臂端進行計算。圖4.11為其受力圖，其中（a）為小車在跨中時引起的內(nèi)力圖，（b）為小車在懸臂端時引起的內(nèi)力圖。 小車在跨中： 當a=c時， 側(cè)推力（4.37） 則； 彎矩。 小車在懸臂端： 側(cè)推力（4.38） 則； 彎矩。 c作用在支腿上的風(fēng)載荷產(chǎn)生的內(nèi)力 作用在支腿上的風(fēng)載荷為均布載荷，其受力簡圖見圖4.12。 側(cè)推力：（4.39） （4.40） 彎矩： ， （4.41） 最大彎矩： （4.42） d由小車慣性力產(chǎn)生的內(nèi)力 順小車軌道方向的風(fēng)載荷和小車制動慣性力產(chǎn)生的支腿力，其受力簡圖見圖4.13。

59、側(cè)推力（4.43） 彎矩。 圖4.12 支腿由風(fēng)載荷引起的內(nèi)力圖圖4.13 支腿由小車制動慣性力產(chǎn)引起的內(nèi)力圖 e支腿彎矩合成 小車在跨中的合成彎矩： 小車在懸臂端的合成彎矩： 2)支腿平面內(nèi)支腿的內(nèi)力計算 a由垂直載荷引起的支腿反力 計算支腿平面內(nèi)的內(nèi)力時，可按小車運行到支腿位置時計算。此時可知載荷： （4.44） 在垂直載荷作用下引起支腿的內(nèi)力，其內(nèi)力計算簡圖見圖4.14 a）。 由下式計算支反力：

60、 （4.45） （4.46） 由支反力引起的彎矩： （4.47） (4.48） （4.49） b由水平載荷引起的支腿內(nèi)力 在水平載荷作用下引起的支腿內(nèi)力，其內(nèi)力計算簡圖見圖4.14 b）。 作用在支腿頂部的水平載荷： （4.50） 作用在

61、支腿頂部的水平載荷： ； 支反力： （4.51） 彎矩：， ， （4.52） 圖4.14 支腿平面內(nèi)支腿的內(nèi)力計算簡圖 c扭矩作用引起的支腿反力 支腿承受從主梁傳遞扭矩作用引起的支腿反力，其內(nèi)力計算簡圖見圖4.14 c）。 主梁扭矩： （4.53） 支反力：

62、 （4.54） 彎矩：， ， 。 d支腿自重引起的支腿內(nèi)力 支腿自重，支腿自重引起的支腿內(nèi)力計算簡圖見圖4.14 d）。b=a/2=0.8m. 將支腿自重化為均布載荷：； 支反力: （4.55） （4.56） 彎矩:， ， 。 e下橫梁自重引起的支腿內(nèi)力 下橫梁自重，下橫梁自重引起的支腿內(nèi)力計算簡圖見圖4.14 e）。 將下橫梁自重化為均布載荷： 支反力 （4

63、.57） 彎矩 （4.58） 支腿與下橫梁連接處的下橫梁C-C截面處彎矩： （4.59） 通過以上計算，支腿平面內(nèi)支腿和下橫梁承受的彎矩見表4.2。 表4.2 支腿平面內(nèi)支腿和下橫梁承受的彎矩 引起彎矩的外力 支腿 0 下橫梁 下橫梁 4.4 門架的強度驗算 4.4.1 主梁強度驗算 現(xiàn)在按第Ⅱ類載荷組合驗算主梁

64、的強度，分別計算垂直方向和水平方向的彎曲應(yīng)力和剪應(yīng)力。 1)彎曲應(yīng)力 由表4.1可知，主梁在垂直面和水平面內(nèi)的合成彎矩：小車在跨中時，跨中彎矩最大；小車在懸臂時，支承D處彎矩最大。分別驗算主梁跨中和支承D處的彎曲應(yīng)力。 跨中最大彎曲應(yīng)力： （4.60） 支承D處最大彎曲應(yīng)力： （4.61） 2)剪應(yīng)力驗算 小車在跨中時，主梁支承處剪力，小車在懸臂端時，主梁支承處剪力。則計算時取小車在跨中時主梁支承處剪力=

65、306664N。 主梁支承處垂直面內(nèi)的剪應(yīng)力： （4.62） 主梁在水平面內(nèi)受水平慣性力和風(fēng)力引起的剪應(yīng)力較小，可略去不計。 3)主梁扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 作用于主梁上的外扭矩： （4.63） 主腹板上的剪應(yīng)力： （4.64） 副腹板上的剪應(yīng)力：

66、 （4.65） 由以上計算可知主梁滿足強度要求。 4.4.2 支腿和下橫梁強度驗算 1)支腿強度驗算 由上述計算可知，在門架平面內(nèi)支腿上部彎矩較大；在支腿平面內(nèi)，支腿下部彎矩較大。對于支腿上部截面A-A，可按門架平面小車在跨中的合成彎矩和支腿平面內(nèi)支腿承受主梁傳遞的扭矩驗算彎曲應(yīng)力： （4.66） 對于支腿下部截面B-B，可按支腿平面支腿下部的合成彎矩和軸向力N驗算彎曲應(yīng)力： 合成彎矩：； 軸向力： （4.67） B-B截面面積：； 彎曲應(yīng)力： （4.68） 2)下橫梁強度驗算 下橫梁強度按C-C截面的合成彎矩進行驗算: 合成彎矩：； 彎曲應(yīng)力：