门式起重机设计说明书.doc

20吨“L”型支腿、箱形单主梁 门式起重机设计学 院（部）：机械工程学院 专 业：机械设计与制造 学 生 姓 名： 班 级： 学号 指导教师姓名： 职称 最终评定成绩 2011年5月 前言知识的日新月异、社会的进步、信息的全球化，无不昭示着一个急切呼唤创新型人才的时代的来临。培养和造就创新型人才已经成为我们这个时代新的乐章。毕业设计是大学生在校学习的最后一个教学环节,也是培养学生创新意识的一个重要的环节。 搞好毕业设计,不断提高毕业质量,是师生对社会和国家的一种承诺，更是一种创新型学习和研究的一种新的尝试。 起重机机械主要用于装卸和搬运物料。不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、建筑工地等生产领域,而且也应用到人们的生活领域。它们是以间歇、重复的工作方式，通过起重吊钩或其他吊具的起升、下降及移动完成各种物品的装卸和移动。使用起重机械能减轻工人的劳动强度,提高劳动生产率,甚至完成人们无法直接完成的某些工作。 起重机械的基本参数主要有以下内容： 1.额定起重量G.它是指起重机在正常使用情况下，允许最大限度起升的重物质量。2. 起升高度H.它是指起重机取物装置上下极限位置的垂直距离。3. 跨度S和轨距K.S是指桥架型起重机运行轨道中心线之间的水平距离。K是指起重机轨道中心线或车轮踏面中心线之间的水平距离。4. 运动速度V.它主要包括起升、运行、变幅、回转等机构工作速度。5. 生产率Q.它是表示起重机装卸能力的综合指标。6. 起重机械的工作级别M.它是反映起重机械整机和各机构工作繁忙程度的指标。门式起重机作为货物装卸机械设备里的排头兵，值得我们深入的了解和学习。门式起重机由门架、小车、大车运行机构和电气设备等部分组成。门式起重机的分类和构造：（1） 按门式起重机的上部结构型式可分为葫芦单梁门式起重机、双梁门式起重机、单主梁门式起重机。（2） 按其上部结构、主梁的结构又可分为单箱形主梁、双梁箱形主梁、型柜架截面桁架结构梁、矩形截面桁架结构梁、三角截面桁架结构梁等。 设计前准备1. 图书馆借阅。通过阅读机械设计手册、起重机设计手册、起重运输机械、起重机课程设计、通用机械和现代起重运输机械等书目，对起重机有了一定的了解。 2.和同组同学的交流与合作,自我学习并请教指导老师等. 3.实地参观学习。通过组织性地到天桥起重机公司（TQCC）的实地参观学习，进一步加深了我对起重机的认识和了解。不仅让我对理论知识不在盲从，而且在脑海中有了一个更贴切实际的设计步骤和流程。这些都对我接下来的设计工作帮助良多。 诚然，毕业设计是一项比较系统的学习和锻炼过程。本人才疏学浅，一定有所遗漏和不足之处。诚请老师们批评指正，学生定当及时改进。在此，学生首先向批阅我毕业设计的老师们，致以诚挚的感谢和敬意！ 设计说明书的导航一、设计者背景 （1）二、前言 （25） 三、设计前准备 （6）四、设计题目及过程 （782）第1章 已知数据和计算简图 （1011）第2章 起重小车的设计计算 （1232） 2.1 主起升机构的设计 （1222）2.1.1 主起升机构的传动简图 （1213）2.1.2选择钢丝绳 （1314）2.1.3确定滑轮尺寸并验算强度 （14）2.1.4确定卷筒尺寸 （1416）2.1.5选择电动机 （1617）2.1.6选择减速器 （17）2.1.7验算起升速度和实际所需功率 （1718）2.1.8选择制动器 （18）2.1.9选择联轴器 （1819）2.1.10电动机的验算 （1921）2.1.11减速器的验算 （2122） 2.2小车运行机构的设计计算 （2232）2.2.1轮压的计算 （2224）2.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度 （2425）2.2.3运行阻力的计算 （25）2.2.4电动机的选择 （26）2.2.5选择减速器 （2627）2.2.6选择联轴器 （2728）2.2.7电动机的验算 （2831）2.2.8制动器的选择 （3132）第3章 门架的设计计算 （3272） 3.1门架主要尺寸确定 （3238）3.1.1主梁几何尺寸和特性 （3233）3.1.2支腿几何尺寸和几何特性 （3436）3.1.3下横梁截面尺寸及几何特性 （3637）3.1.4主梁支腿抗弯刚度比 （37）3.1.5大车轮距选取 （38） 3.2门架的计算载荷 （3841）3.2.1主梁单位长度质量 （38）3.2.2小车轮压 （38）3.2.3小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力 （39）3.2.4大车制动时产生的惯性力 （3940）3.2.5风载荷 （4041） 3.3主梁的内力计算 （4149）3.3.1垂直面内的内力 （4147）3.3.2水平面内的内力 （4749） 3.4主梁的强度验算 （4952）3.4.1弯曲应力验算 （4950）3.4.2剪应力验算 （50）3.4.3主梁扭转剪应力 （5052） 3.5支腿与下横梁的内力计算 （5261）3.5.1门架平面支腿内力计算 （5257）3.5.2支腿平面内的支腿内力计算 （5761） 3.6支腿和下横梁强度验算 （6162）3.6.1支腿强度验算 （6162）3.6.2下横梁强度验算 （62） 3.7门架的静刚架计算 （6266）3.7.1主梁的刚度计算 （6263）3.7.2支腿静刚度计算 （6366） 3.8主梁动刚度计算 （6668） 3.9起重机轮压计算 （6872）3.9.1门架平面内轮压计算 （6870）3.9.2支腿平面内轮压计算 （7071）3.9.3 轮压的合成 （7172）第4章大车运行机构的设计计算 （7282） 4.1车轮与轨道的选择 （7273） 4.2运行阻力的计算 （7374） 4.2.1摩擦阻力的计算 （73）4.2.2坡度阻力的计算 （73）4.2.3风阻力的计算 （73）4.2.4运行总阻力计算 （74） 4.3电动机的选择 （74） 4.4选择减速器 （7475） 4.5选择联轴器 （75） 4.6电动机的验算 （7578）4.6.1电动机过载能力的验算 （7576）4.6.2电动机的发热验算 （76）4.6.3起动时间的验算 （7678） 4.7减速器的验算 （78） 4.8制动器的选择 （7880） 4.9起动和制动打滑验算 （8082）五、结论 （8384）六、参考文献 （8586）七、致谢 （87） 设计题目及过程一、已知数据和计算简图题号：10；起重量：20；跨度：=16.5；悬臂长度：双悬臂；=7.2；=6.3；=5.0；工作级别：、40%；起升高度：10；起升速度:8 机构工作级别：小车运行速度：45 小车工作级别：大车运行速度：80 大车运行级别：小车轮距: 2.5；小车轨距: 1.23；各构件质量数据：起重机总质量：=49612kg；主梁:=18612kg；支腿：=3853kg（一根）；下横梁：=2346kg(一根)；轨道：=2950kg；走台栏杆：=2067kg；大车传动装置：=1881kg；小车：=7286kg；操纵室：=566kg；电气均布质量：=450kg；电气集中质量：=750kg；小车供电电缆：=314kg；操纵室梯子安装：=124kg；吊具：=322kg。计算简图如图8-19所示：二、 起重小车的设计计算2.1 主起升机构的设计 采用垂直反滚轮式单主梁小车。2.1.1 主起升机构的传动简图 根据结构紧凑原则，采用如图8-21所示的起升机构传动简图：采用双联滑轮组,取主起升机构滑轮组倍率=4;如图、所示，主起升机构承载绳索分支数=24=8；查附表9，采用图号为T1362.1508的20吨吊钩组代用。吊钩组质量=467kg。两滑轮间距=87。2.1.2选择钢丝绳 滑轮组采用滚动轴承，当=4时，查1表2-1，滑轮组效率=0.975；钢丝绳承受的最大拉力：查1表2-4，工作级别；安全系数=5.5今选用线接触钢丝绳型，其破断拉力换算系数钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为 由1式(2-10)求得：查附表1，选择钢丝绳，其公称抗拉强度为1670MPa，直径d=20,其允许破断拉力总和为。选用钢丝绳标记如下：20NAT619WFC1670ZS220.4 GB8918882.1.3确定滑轮尺寸由1式(2-11)，滑轮的许用最小直径：D式中，系数=25由1表2-4查得由附表2选用标准滑轮=500由附表2选用平衡滑轮=0.6=3002.1.4确定卷筒尺寸今选取卷筒直径与滑轮直径相同,即=500由3表14-3查得卷筒标准槽形螺距=22;槽底半径=11卷筒计算直径=500+20=520卷筒长度:参考现有结构,取卷筒长度=1500式中附加安全系数，=2；卷筒中央不切槽部分长度，取其等于吊钩组两动滑轮间距=140,实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适当增减。卷筒壁厚由1式（2-16）计算：=0.02+(610)=0.02500+(610)=1620取=20卷筒壁应力验算由1式（2-17）计算：今选用卷筒的材料为147-323抗压强度极限=65000；抗拉强度极限=15000许用压应力,卷筒壁强度足够。由于，尚应验算弯矩产生的拉应力，如图8-22所示，当卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于中央时：卷筒的断面系数：式中=50；=-2=50-22.0=46 卷筒承受的拉应力：合成应力：式中，许用应力 ， 卷筒强度通过。2.1.5选择电动机静功率计算:式中机构的总效率。取=0.85。电动机计算功率：，由1表6-1查得。由附表28选得电动机的型号如下：YZR250-8，工作制，=40%,=6次/时。 =720r/min. =6.0由附表29选得电动机轴端尺寸=70,=140.2.1.6选择减速器卷筒转速减速器的传动比由附表35选择ZQ650，传动比=40.17输入功率=26kW.由附表34查得输入轴直径=60,1=110.输出轴端为形轴。2.1.7验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：误差可用实际所需功率： 不需要改选电动机。2.1.8选择制动器制动器的额定制动力矩式中制动安全系数。取=1.50由附表15。选择YWZ5-315/30.制动力矩 ，=315.制动器质量=50.6。2.1.9选择联轴器选用两个起升机构的四支点小车。如下图所示：，高速浮动轴的计算扭矩由2式82：式中安全系数=1.5；刚性动载荷系数=1.5；由附表29查得：电动机YZR250M-8的轴端直径=70，=140.从附表43选得CLZ3半齿联轴器，其图号为S139,最大允许扭矩。飞轮矩，质量浮动轴直径，。由附表44选用一个带制动轮直径为315的半齿联轴器，其图号为S215，=1400；=0.42；=19.1。2.1.10电动机的验算由附录第九节验算电动机的过载能力 (1)电动机过载能力的验算式中系数，=2.1；电动机转矩允许过载倍率，=2.4。机构中电动机个数。，过载验算通过。（2）电动机发热校核由附录第九节验算电动机发热电动机稳态功率：式中，=0.8，由附表23选取电动机动态功率式中在此按附录推荐的一般的发热法验算发热 即按下式求出K值：式中机构电动机在=40%时的额定功率。今=1.13。但按简易的发热效验,可以认定=1.7由附图23查得YZR250-8 电动机的允许输出功率容量值。今,发热校核通过。（3）起动时间起动时间按1式（6-10）计算：由1可知，对于350吨通用起重机。12S。因此满足要求。式中:静力矩=（4）制动时间制动时间按1式（6-11）计算： 制动时间太短，但型制动器的制动力矩可调，今将制动器的制动力矩调至计算制动力矩，则代入上式，制动时间,仍太短，可将制动器弹簧调松制动力矩=350，则制动时间,可用。2.1.11减速器的验算减速器输出轴最大径向力由1式（6-16）计算：式中 =2绕到卷筒上去的绳段数目=9613.8卷筒及轴的质量，由附表36参考取定；ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷，由附表40查得。因此： 合格，通过。输出轴最大扭矩由1式（6-17）：=21990.1825131.63式中max=2.8由附表21查得由附表36查得. 通过2.2小车运行机构的设计计算2.2.1轮压计算现将小车设计为垂直反滚轮式小车，其受力简图如图所示参考类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重如下：=4509小车上机械部分质量；=16322吊重和吊具重量之和；=2409小车架及防雨罩质量。各质量至小车主动车轮的距离为图示,其中距离=1230；距离=605；=685；=935；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：=36525.33=357948由Y=0：36525.33-4509-(20000+322)-2490-=02=13204.33=129402因此，满载主动轮轮压：Pmax=357948/2=178974 满载垂直反滚轮压：Pfg=129402/2=64710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=42053/2=210262.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度由附表17，选择单轮缘车轮=500由附表22，选择轻轨24由1式（5-1）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=500,对于24轻轨,轨顶的曲率半径=300;点接触的接触应力按1式(5-3)计算今选用车轮材料为ZG35CrMnSi，由4，b=686N/mm2。由1表5-2，K2=0.181。由1表5-5，因车轮转速由1表5-3，=1.03。由1表5-4，=1.12 满足要求。2.2.3运行阻力的计算今为垂直反滚轮式小车，有两个垂直车轮和两个垂直反滚车轮。 摩擦阻力矩的计算：式中，主动车轮的参数：k1=0.05，1=0.01；d1=20；=2垂直反滚轮的参数：k2=0.06；2=0.01；d2=9075 。于是 坡道阻力矩： 风阻力矩由1式（7-3）：式中=150N/m2； C风力系数，取C=1.2； 小车迎风面积()；吊重的迎风面积()。2.2.4电动机的选择电动机静功率：式中当小车运行机构采用集中驱动，即采用单电动机驱动时，初选电动机功率：N=KdNj=式中，Kd由1表7-6查得为1.2对于运行机构，由附表28，应选S4工作制的电动机，JC=25%，CZ=150，YZR160M2-6当=40%时 =7.0kW，=945r/min，=0.58kgm22.2.5选择减速器减速器的传动比；由附表40选用立式减速器ZSC600，i=37.9输入功率=14kW，=1000r/min小车运行速度验算：误差:可用2.2.6选择联轴器由附表29查得YZR160M2-6电动机的轴端尺寸为d=48,L=110由附表37查得减速器ZSC-600的输入轴端尺寸d1=35,l1=55；输出轴端尺寸D=80；l2=115；(1)机构高速轴的计算扭矩：其余符号的意义如前由附表47选择带制动轮的半联轴器，其图号为S217，质量GD2=0.33kgm2,允许传递的最大扭矩Mmax=1400,联轴器的质量G2=18.1kg(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=25.7=0.435kgm2，Mmax=31502.2.7电动机的验算2.2.7.1电动机的过载能力验算根据附录第九节，验算电动机的过载能力；式中as平均起动转矩，取a=1.7；W=0.006摩擦阻力系数，按2表12选取；Kp=0.002坡道阻力系数。由1得=250N/m2=4900NMN过载能力通过2.2.7.2电动机的发热验算按附录第九节，小车运行机构电动机的发热验算：稳态功率按附表23、25，G=G2=0.8（JC=25%,CZ=300次）。因此，动态功率Nd=系数K=取K=1.7.按附图18查得K=1.7，JC=25%,CZ=300,N=7.21kW.故，满足发热要求。2.2.7.3验算起动的时间满载起动时间按下式验算： 验算空载起动时间：空载起动时间： 2.2.8选择制动器由起重机课程设计可知，满载制动力矩时按下式计算：由设计指导书起重机课程设计中的附表15选用YWZ5-200/30,制动力矩.验算制动时间：制动时间偏短。可将弹簧调松。第三章 门架的设计计算3.1门架主要尺寸确定3.1.1主梁几何和特性门架的主要构件有主粱、支腿和下横粱，皆采用箱形结构。主粱截面如图8-24所示，其几何尺寸如下：主梁几何尺寸 高度() =()16.5 =1.10.66 取 =1.203 宽度B(060.8) =(0.60.8)1.20=0.720.96 取 =0.85; =0.76 取副膻板厚度 2=0.5 其它板厚 1=3=4=0.6 其余尺寸 =150,=90(腹板间距) 主梁几何特性 面 积 =374.82 静面矩 =101503; =68603 惯性矩 =13287624 =5594314 截面模数 =170353; =108843; =94573;3.1.2支腿几何尺寸和几何特性 支腿总体尺寸 支腿几何图形如图8-25所示参考同类型超重机，采用“L”型支腿, 确定总体几何尺寸如下:H=8.05，H1=1.35，H2=O.40，H3=1.50，H4=2.00H5=13.765 =8.25 =1.60 =5.40 =4.05 =7.00B=8.529 计算门架内力时，取计算高度， =1.35十8.05十O.4=9.80 计算内力时，取计算高度: =8.05 支腿截面尺寸及几何特性支腿截面尺寸如图8-26所示，其几何特性为：截面: ; =l432431;；.截面：=403208; =1951110;；折算惯性矩：=565398 ;=1691770。3.1.3下横梁截面尺寸及几何特下横梁截面几何尺寸如图8-27所示，其截面几何特性为，截面： ; , ； 截面： ; ， ；3.1.4主粱支腿抗弯刚度比系数:式中 主梁绕轴惯性矩; 支腿折算惯性矩， =9.8，=16.5 3.1.5大车轮距取3.2门架的计算载荷3.2.1主梁单位长度质量门架的计算载荷：q=59.06主梁的单位长度质量：式中起升冲击系数，由第二章，取=1。3.2.2小车轮压小车轮：单主梁小车有两个垂直车轮轮压 计算轮压：由第二章得，动力系数可按下式计算：=取=1.15,则=299253.3/2=3.2.3小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力由式（8-10）可知，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 粘着系数，=0.15 主动车轮轮压，3.2.4大车制动时产生的惯性力由式（8-7）可知，大车制动时引起的惯性力也受限于车轮与轨道的粘着力主梁自重引起的惯性力； 在本例中，大车车轮总数为4，主动车车轮数为2，尺寸和见图8-24：货物自重和小车自重引起的惯性力 若取作用在处； =支腿自重引起的惯性力支腿自重：Gt=3853kg=0.153853主梁自重引起惯性力化成均布截荷3.2.5风载荷 作用于货物的风载荷当Q=20t时，=10; C=1.2;为工作状态最大风压，由1可知=250(假设在沿海工作)作用在小车上的风载荷式中小车的迎风面积，由小车防雨罩的尺寸确定，=81.22508=2400作用在主梁上的风载荷式中主梁长度方向迎风面积；=1.225055=16500将主梁上风载荷化为均布载荷=4.533N/cm作用在支腿上的风力式中 Ft=HB=8.051.675=13.5=1.225013.5=4050化为均布载荷： 3.3主梁的内力计算3.3.1垂直面内应力将门架分为门架平面和支腿平面，分别作为平面刚架计算下面将对主梁、支腿、下横梁逐个进行计算计算主梁的内力时，将门架当作平面静定结构分析主梁均布自重引起的内力由1表11-3的计算公式：支反力：剪力： 弯矩： 由主梁自重引起的内力图由如图8-28，其中图a为计算简图，b为弯短图，c为剪刀图移动载荷引起的主梁内力取小车轮压：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（如图8-29、和）由1表11-3：如图8-28 主梁由自由重引起的内力图由1最大弯矩作用位置：x=由1表11-3求得支反力；VA=149627剪刀B. 小车位于县臂端（图8-29、和）由1表11-3得：支反力:剪力：=由1表11-3；弯矩 小车制动惯性力引起的主梁内力（图8-30、和）当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力，由1表11-3；支反力：剪力：由1表11-3 求得弯矩：跨中： 支座处: 图8-30 主梁由小车惯性力引起的内力图3.3.2水平面内的内力当大车制动时，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8-31.A、小车在跨中 由1表11-3 求得弯矩：= B、小车在悬臂端 由1表11-3求得弯矩：= = =ML/2=现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下：主梁垂直面内弯矩（Nm） 生产弯矩的 外力小车位置 主梁均布质量q移动载荷p小车在跨中小车在悬臂-153083.52-153083.52248878.84248878.840-149626.61043440.06-740653.65 产生弯矩的 外力 小车位置小车制动时产生惯性力移动载荷P小车在跨中197837.5898918.7938044.241486999.2小车在悬臂197837.5898918.79-1224645.8-374004.86主梁水平面内弯矩（Nm） 产生弯矩的 外力 小车位置、 、 、 、 等小车在跨中小车在悬臂-26023.68-105420.98-163831.18-34185.433.4主梁的强度验算3.4.1弯曲应力验算由上表可知，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 承处弯矩最大。现分别验算主梁跨中和支腿处的弯曲应力。由公式（8-14）求得跨中弯曲应力。=12011.90N/cm2由公式（8-15），支承处弯曲应力= =9675.19N/cm23.4.2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(8-16)计算：小车在跨中： =36093.6+118807.657635.5=147265.75N小车在悬臂端：=36093.62525387635.5=296267.1N剪应力：3.4.3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，可略去不计。 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：弯心的位置如图8-32所示，主梁截面弯心位置： 如图8-32 主梁截面弯心计算简图小车各部分重量如下：=4509kg小车上机械部分重量；=16322kg吊重及吊钩组重量；=2490kg小车架及防雨罩重量。外扭矩 主腹板上的剪应力1=式中 =90.7150.8=13677.561=1369.37N/盖板厚度与主腹板厚度相同 副