电力建设新型龙门起重机设计【Q：30t；L：32m】
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电力建设新型龙门起重机设计【Q：30t；L：32m】,电力,建设,新型,龙门,起重机,设计,30,32
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密级_本科毕业论文电力建设新型龙门起重机设计院（系）名 称：工学院专 业 名 称 ：机械设计及其自动化学 生 姓 名 ：指 导 教 师 ： 教授二一一年四月BACHELORS DEGREE THESIS Construction ofa newgantrycrane designpower College ：Institute of TechnologySubject ：Machine Designand AutomationName ： Directed by ： Professor June 2011学术声明示例： 郑 重 声 明本人呈交的学位论文，是在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，所有数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本学位论文的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究工作做出贡献的其他个人和集体，均已在文中以明确的方式标明。本学位论文的知识产权归属于培养单位。本人签名： (手写)日期： 摘要随着我国交通运输行业的发展，起重运输机械的需求量越来越大，其使用性能的要求也越来越高。因此起重运输机械的设计方法需要不断地更新和完善，使其更注重经济性、科学性、可靠性和安全性。火电建设广泛应用龙门起重机作为组合场吊装机械。由于火电建设工程经常转移工作场地，龙门起重机经常要拆卸和安装，龙门起重机的拆卸和安装既需要其他大型起重机而且准备周期长。因此根据火电建设龙门起重机存在的实际问题，本课题通过龙门起重机架设安装方法研究，提出解决自安装的新型龙门起重机结构型式。同时通过龙门起重机系列化设计研究，起重机安全性设计研究、龙门起重机主梁结构尺寸的优化设计以及起重机人机工程学研究，为电力建设提供系列新型龙门起重机。关键词：龙门起重机；火电建设；系列化研究；安全性设计AbstractWith the development of transportation industry in China, there is an increasing demand for Lifting the transport machinery as well as higher requirements for its operational performance. Therefore, the design method of Lifting the transport machinery needs constant updating and improvement with importance attached to its economic efficiency scientificity, reliability and security. Thermal power construction should extensively apply gantry crane as combined field assembly equipment. Due to the current transfers of operation sites in thermal power construction, Gantry crane needs frequent dismantlement and installation, which requires other heavy life and long preparation period. Consequently, according to the real problems existing in gantry crane of thermal power construction, this paper is aimed to propose a new-type gantry crane structural style which solves the auto- installation based on the research of installation and design method for gantry crane frame. At the same time, according to the research on series design, security design, and Girder structure size optimization design for gantry crane as well as research on ergonomics of Lifting the transport machinery, this paper will provide series of new-type gantry cranes for electric power construction.Key words: gantry crane; thermal power construction; series studies; security design目录第一章绪言11.1引言11.1.1课题背景11.1.2国内发展概况11.1.3国外发展概况11.1.4国内外发展趋势21.2 设计目的意义及设计内容21.2.1 设计目的意义21.2.2 设计内容31)内容32)主要技术参数和条件3第二章总体设计与结构简图42.1 已知技术参数和条件42.2 悬臂长度的确定42.3 主梁高度的确定42.4 主梁宽度的确定42.5 小车轨距42.6 大车轮距的确定42.7 小车轮距的确定42.8 桁架的节间长度的确定52.9 自定义数据5第三章载荷计算53.1 自重载荷53.2 移动载荷53.3 惯性力63.3.1 小车水平惯性力61)沿大车运行方向62)沿小车行走方向63.3.2 主梁桁架水平惯性力63.3.3 刚性支腿与柔性支腿的惯性力忽略不计73.4 风载荷73.4.1 货物风载73.4.2 主梁桁架风载71)沿大车行走方向的主梁桁架风载72)沿小车行走方向的主梁桁架风载73)刚性腿风载84)柔性腿风载8第四章金属结构设计与校核84.1 主梁桁架内力计算及校核84.1.1 龙门起重机横梁内力计算81)横梁竖直方向最大弯矩82)横梁水平方向最大弯矩103)横梁上主弦杆最大弯曲应力104)工字钢63c的局部弯曲强度校核114.1.2 主梁刚度校核114.2 刚性腿支撑梁内力计算及强度校核114.2.1 支腿的几何尺寸114.2.2 主梁受对称单位力作用时的内力分析124.2.3 小车位于支腿处的应力校核131)压杆稳定性校核132)压杆强度校核143)压杆弯矩和剪切校核144.2.4小车位于悬臂端处刚性支腿校核141)支反力计算142)压杆稳定性校核143)强度校核154)弯矩和剪切校核15第五章起升机构的设计155.1 副钩电葫芦的选择155.2 主钩小车的设计165.2.1 小车起升机构计算161)钢丝绳的计算162)滑轮的计算173)卷筒的计算174)根据静功率选择电动机185)减速器的选择196)制动器的选择207)联轴器的选择208)验算制动时间219)起动时间与起动平均加速度的验算2110)电动机的起动可靠性的验算2211)电动机发热验算225.2.2 小车运行机构计算221)主要参数和机构布置简图22第六章参考文献23第一章 绪言1.1 引言1.1.1 课题背景龙门起重机是桥式起重机的一种变形。主要用于室外的货场、料场货、散货的装卸作业。它的金属结果像门形框架，承载主梁下安装两条支腿，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。龙门起重机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强等特点。火电建设广泛应用龙门起重机作为组合场吊装机械。1.1.2 国内发展概况近几十年来，随着我国生产制造业的发展和进步，龙门起重机械也得到了很大的发展和应用，一批龙门起重机械的科研机构和生产工厂逐步建立，设计、研发力量日趋壮大。不仅产品的种类基本齐全，而且有了自己的系列和标准。但与设计先进水平比较，无论在产品的品种、数量方面，还是机械的性能、质量等方面都存在比较大的差距。主要表现为1、产品性能一般；2、产品开发能力较弱；3、制造工艺水平较低；4、产品检测水平不高；5、配套件供应和质量问题影响较大；6、产品技术标准更新滞后、实施乏力。1.1.3 国外发展概况国外对龙门起重机科学的规范研究始于20世纪80年代，由于受实验技术、金属材料的限制，当时的设计为了安全而偏于保守，变现为粗大笨重但坚固耐用；90年代以后，随着科学技术的发展，龙门起重机的设计更注重科学和简捷，研究的方向是安装的便捷性，工作的可靠性、稳定性及节能环保性。在保证传统设计安全的同时，采用许多新方法新技术。表现为：大型履带起重机的出现，龙门起重机的主梁和支腿采用销子连接，在摆放好行走台车后，主梁和支腿一次吊装就位，加快了安装进度，减少了高空作业的危险；电机串级调速技术的应用，在提高工作平稳性的同时，节能效果十分明显；行走机构液力耦合器的使用，大大改善了龙门起重机启动和制动的平柔性：安全装置的设计和安装标准提高；操作室注重设计的舒适性和操作的简便灵活：电缆卷筒改变原来靠机械式配重和龙门起重机行走收放动力电缆的设计，改变力矩电机与龙门起重机行走同步收放电缆，简化了设计，提高了工作的可靠性，延长了电缆的使用寿命。欧洲地区作为老牌起重机机械生产地区，技术先进、性能高、可靠性高，产品遍布全球。美国起重机机械相对落后于欧洲水平，近年来通过收购和合并手段使美国起重机行业得以蓬勃发展，技术较先进、性能较高、可靠性能高。日本作为二战后崛起的经济强国，起重机发展较晚，但发展很快，受到亚太地区欢迎。产品技术水平、性能、可靠性落后于欧美水平，40%的产品用于出口。1.1.4 国内外发展趋势当今起重机的发展趋势如下。1、向大型、高效和节能方向发展；2、向自动化、智能化、集成化和信息化发展；3、向成套化、系统化、综合化合规模化发展；4、向模块化、组合化、系列化合通用化发展；5、向小型化、轻型化、简易化和多样化发展；6、采用新理论、新方法、新技术和新手段提高设计质量；7、采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。1.2 设计目的意义及设计内容1.2.1 设计目的意义火电建设广泛应用龙门起重机作为组合场吊装机械。由于火电建设工程经常转移工作场地，龙门起重机经常要拆卸和安装，龙门起重机的拆卸和安装既需要其他大型起重机而且准备周期长。因此根据火电建设龙门起重机存在的实际问题，本课题通过龙门起重机架设安装方法研究，提出解决自安装的新型龙门起重机结构型式。同时通过龙门起重机系列化设计研究，起重机安全性设计研究、龙门起重机主梁结构尺寸的优化设计以及起重机人机工程学研究，为电力建设提供系列新型龙门起重机。本课题的设计涉及到大学专业学习的综合体现，涉及到机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械设计基础、机械制造基础、电工电子技术、单片机原理与接口技术、机械控制工程基础、传感器与检测技术、PLC原理与应用、互换性与技术测量、电机传动与控制、数控技术、计算机辅助设计、计算机辅助制造等相关知识，是对所有课程的综合应用，培养了我们运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力，掌握了通用机械零件的设计原理、方法、机械设计的一般规律，进而具有综合而运用所学知识，研究改进或开发新的基础件及设计简单的机械的能力。1.2.2 设计内容1) 内容本课题通过龙门起重机架设安装方法研究，提出解决自安装的新型龙门起重机结构型式。同时通过龙门起重机系列化设计研究，起重机安全性设计研究、龙门起重机主梁结构尺寸的优化设计以及起重机人机工程学研究，为电力建设提供系列新型龙门起重机。2) 主要技术参数和条件3起重量Q：30t；跨度L：32m；起升速度V：36m/min；起升高度H：1116m；结构型式：带双悬臂的桁架结构；电源：三相交流380V，50Hz，电缆供电。计 算 与 说 明结 果第二章 总体设计与结构简图2.1 已知技术参数和条件起重量Q：30t；跨度L：32m；起升速度V：36m/min，取V=4.5m/min（主钩）7m/min（电葫芦）；起升高度H：1116m，取H=10.5m（主钩）/12m（电葫芦）；结构型式：带双悬臂的桁架结构；电源：三相交流380V，50Hz，电缆供电；2.2 悬臂长度的确定由参考文献2可知，悬臂长度：L1=0.250.35L，所以L1=0.250.3532=811.2m ，取L1=8.4m。2.3 主梁高度的确定由参考文献2可知，主梁高度：H1=1/51/3L1，所以H1=1/51/38.4=1.682.8m，取H1=2.55m。2.4 主梁宽度的确定由参考文献1可知，主梁宽度：H2=1/201/15L，所以H2=1/201/1232=1.62.67m，取H2=2.55m。2.5 小车轨距根据小车运行机构特点，取小车轨距与主梁宽度一致。2.6 大车轮距的确定由参考文献1可知，大车轮距：B1/6L，所以 B5.3m，取B=7.85m。2.7 小车轮距的确定类似大车轮距，小车轮距一般取大于等于小车轨距的1/6。则取小车轮距为1.842m。2.8 桁架的节间长度的确定由参考文献1可知，一般桁架的节间长度a=1.53.0m，常取a=H1，所以a=2.55m。2.9 自定义数据大车运行速度22m/min，小车运行速度21m/min，电葫芦20m/min，大车制动时间3s。主梁设计成正三角形结构形式，主梁下部焊接工字钢，工字钢选63c，桁架结构由L16016010角钢焊接而成，角钢材料为Q235A，起重机司机室选择浙江箭环电器机械有限公司的SQJ7型保温式，使用环境温度为-2540的场所。第三章 载荷计算3.1 自重载荷由参考文献3，对于起重机Q30t的龙门起重机，跨内部分主桁架总重量可用经验公式Gzl=10QL-5+700计算，所以：Gzl=1030032-5+700=81.7kN。3.2 移动载荷由参考文献3，对于单主梁小车自重当Q=2050t时，有Gxc=Q33.5，所以：Gxc=30033.5=100kN。因为移动载荷Ghd=Gxc+Q，是动载系数，主钩与副钩速度都不高，所以在此取=1，所以：Ghd=100+300=400kN。3.3 惯性力3.3.1 小车水平惯性力1) 沿大车运行方向当大车运行机构起、制动时，由小车和货物重量引起的惯以力以一个集中Pxd作用于中。由参考资料1知，沿大车运行方向水平惯性力为：Pxd=Ghdga平其中Ghd小车与起重量之和，Ghd=400kN； g重力加速度，g=10m/s2； a平平均加速度，a平=vdctdz；其中vdc大车运行速度，vdc=22m/min； tdz大车制动时间，tdz=3s；则a平=22603=0.12m/s2；所以，Pxd=400100.12=4.8kN。2) 沿小车行走方向由参考文献1知，沿小车行走方向的小车水平惯性力Pxx=17Ghdnn0其中n小车驱动轮数，n=2； n0小车总轮速，n0=4；所以Pxx=1740024=28.57kN,取Pxx=30kN。3.3.2 主梁桁架水平惯性力沿大车运行方向，当大车运行机构起、制动，主桁架引起的水平惯性力所用在主梁上。Pdd=Gzlga平=81.7100.12=0.98kN3.3.3 刚性支腿与柔性支腿的惯性力忽略不计3.4 风载荷3.4.1 货物风载Pfz=qFh其中q计算风压，q=0.15kN/m2； Fh货物迎风面积，Fh=18m2；因此Pfz=0.1518=2.7kN。3.4.2 主梁桁架风载1) 沿大车行走方向的主梁桁架风载由参考文献1知，Pdf=cKhqFd其中c迎风面积系数，取c=1.6；Kh高度修正系数，取Kh=1；q计算风压，q=0.15kN/m2；Fd沿大车行走方向主梁迎风面积，Fd=Fd1+Fd2，式中Fd1前片结构的迎风面积，取Fd1=107.77m2； Fd2后片结构的迎风面积，取Fd2=107.77m2； 结构的充实率，取=0.4；故Fd=107.77+0.4107.77=150.88m2；所以Pdf=1.610.15150.88=36.2kN。2) 沿小车行走方向的主梁桁架风载Pxf=cKhqFx其中c=1.6，Kh=1，q=150N/m2 Fx沿小车行走方向主梁迎风面积，Fx1=2.8m2；所以Pxf=1.610.152.820=13.44kN。上式中乘以20表示斜杆的根数。3) 刚性腿风载Pgf=qFgf其中Fgf刚性腿迎风面积，Fgf=33.15m2；所以Pgf=0.1533.15=4.97kN。4) 柔性腿风载因为本设计柔性支腿的计算同刚性支腿一样，只是与地梁的连接方式不同而已，所以Prf=0.1520.52=3kN。第四章 金属结构设计与校核4.1 主梁桁架内力计算及校核4.1.1 龙门起重机横梁内力计算1) 横梁竖直方向最大弯矩当吊重在任一臂端时， 受力分析简图如图1，弯矩图如图2，经过计算，在F1处弯矩最大。图1图2M1=8.4Ghd+12Gzl48.88.42=3419kNm当吊重在梁中时，受力简图如图3，弯矩图如图4。图2图3由弯矩图可知，最大弯矩出现在梁的中间，弯矩大小M2=16F1-12Ghd48.824.42=3355.23kNm2) 横梁水平方向最大弯矩当起重机带载启动或制动时，由惯性力与风载引起横梁的水平方向变形，惯性力与风载相对来说都比较小，在此不以计算。 3) 横梁上主弦杆最大弯曲应力由材料力学书知，弯曲应力公式为：=MyI其中M最大弯矩，M=M1=3419kN； y梁的下表面距截面形心的距离，y=0.736mI惯性矩，这里我们把主桁架视为实体梁时，该梁的折算惯性矩。计算公式为：I=AsAxh2uAs+Ax式中As、Ax主桁架的上、下弦杆截面积，上弦杆、下弦杆皆为16016010角钢，查资料得As=Ax=31.50210-4m2 h主桁架的计算高度，h=H1=2.55m； u系数，由参考文献1查表的，u=0.8；所以I=31.50210-422.5520.3231.50210-4=341.410-4m4；所以1=34191030.736341.410-4=73.7Mpa厚度16mm以下的Q235A角钢的屈服强度=235Mpa，1，满足要求。4) 工字钢63c的局部弯曲强度校核4.1.2 主梁刚度校核如果小车在主梁中部时，主桁架的中部挠度小于或者等于许用挠度，小车在悬臂端处时，主桁架的悬臂挠度小于或者等于许用挠度，则说明主梁桁架满足刚度要求。这里我们采用近似公式，跨中：fz=kPL348EIz悬臂端：fd=kPl33EIz式中k系数，常取k=1.11.2，取k=1.1；P小车静轮压，P=Ghd=400kN；L龙门起重机跨度，L=32m；l悬臂有效长度，l=8.4m；E材料的弹性模量，E=2.11011pa；Iz惯性矩，Iz=12810-4m4；所以fz=1.1400103323482.11011341.410-4=0.0419mm； fd=1.14001038.4332.11011341.410-4=0.0121mm；许用挠度为fz=L700=32700=0.0457m； fd=l350=8.4350=0.024m；fzfz，fd1所以满足稳定要求。2) 压杆强度校核由材料力学知，拉、压应力公式为：=FA，F=R=51.12kN，A=31.50210-4m2，所以3=51.1210331.50210-4=16.23Mpa。Q235角钢的许用拉应力为=450Mpa，31所以满足稳定要求。3) 强度校核由材料力学知，拉、压应力公式为：=FA，F=R=69.766kN，A=31.50210-4m2，所以4=69.76610331.50210-4=22.15Mpa。Q235角钢的许用拉应力为=450Mpa，4，所以拉杆强度要求合格。4) 弯矩和剪切校核因为一根刚性支腿由两组由角钢组成的立柱，一组的弯矩和剪切力由另一组立柱来平衡，因此不用计算。第五章 起升机构的设计5.1 副钩电葫芦的选择已知条件：载重量10T、起升高度12m、起升速度7m/min、运行速度20m/min。网络查找，综合考虑，我们最终选择烟台龙海起重工具有限公司CD1型钢丝绳10T电动葫芦，主要数据如下：载重量10T、基准工作级别M3、起升高度12m、起升速度7m/min、运行速度20m/min、滑轮倍数2/1、起升电机型号及功率ZDS1-1.5/13、运行电机型号及功率2ZDY21-4(0.8)、防护等级IP54、工字钢轨道型号63c、最小弯矩半径1.5、自重650kg。产品如图5.1所示。图 5.15.2 主钩小车的设计5.2.1 小车起升机构计算按照布置宜紧凑的原则，决定采用图5.2的起升方案。1) 钢丝绳的计算根据起重机的额定起重量Q=30t，查起重机设计手册，选取滑轮组倍率m=4。起升机构钢丝绳缠绕系统如图5.3所示。钢丝绳最大拉力：Smax=Q+G2m式中 Q额定起重量，Q=300kN； G吊钩组重量，查表得G=6.97kN； m滑轮组倍率，m=4； 滑轮组效率，查表得=0.97。所以Smax=300+6.97240.97=39.558kN所选择的钢丝绳破断拉力应满足条件：S绳n绳Smax而S绳=aS丝式中 S绳钢丝绳的破断拉力；S丝钢丝绳破断拉力总和；a 折减系数，对于619+1的钢丝绳a=0.85；n绳钢丝绳安全系数，对于中级工作类型n绳=5.5。由上式可得：S丝n绳Smaxa=5.539.5580.85=255.96kN查钢丝绳产品目录表得：钢丝绳型号 619-16-1700-I GB 1102-742) 滑轮的计算滑轮的许用最小直径：Dmin=d绳e式中 d绳钢丝绳直径，d绳=16mm； e系数，对于中级工作类型的龙门起重机，e=25。所以Dmin=1625=400mm查表，选取滑轮直径Dh=450mm。3) 卷筒的计算卷筒的名义直径Dj=e-1d=384mm，取Dj=400mm。卷筒的选取单层绕双联卷筒如图5.4。图5.4卷筒的长度L双=2L0+L1+L2+L光式中 L0卷绕部分长度，L0=HmaxmDj1+zt 其中 Hmax最大起升高度，Hmax=10.5m m滑轮组倍率，m=4 Dj1卷筒计算直径，Dj1=Dj+d=416mm z固定钢绳的安全圈数，取z=2 t绳槽节距，t=d+(24)=1822，取t=20mm所以L0=1050043.14416+220=683mm；L1无绳槽卷筒空余部分，取L13t=60mm；L2固定钢丝绳所需要的长度，取L23t=60mm；L光中间光滑部分长度，根据钢绳允许偏差角确定，取偏差角为3，L光=120mm；所以L双=2683+60+60+120=1726mm取L双=1800mm。卷筒壁厚：=0.02Dj+610=1418mm取=15mm。卷筒轴上扭矩：M卷=SmaxDjj=395580.40.98=16146Nm卷筒转速：n卷=mvDj=44.53.140.4=14.33r/min4) 根据静功率选择电动机起升机构静功率计算公式：N静=Q+Gv61200其中 0起升机构的总效率，对于封闭式齿轮传动的起升机构，取0=0.9N静=30000+6974.561200.9=25kW按下式初选与JC%=25相应的电动机功率NJC%=25K电N静式中 K电起升机构按静功率初选电动机的系数，取K电=0.85所以NJC%=250.8525=21.25kW，查电动机产品目录初选：YZR225M，功率22kW，转速715r/min，转动惯量0.82kgm2。5) 减速器的选择总传动比：i=n电n卷式中 n电电动机的转速，n电=715r/min； n卷卷筒的转速，n卷=14.33r/min；所以i=71514.33=49.9。根据总传动比i=49.9，电动机功率N=22kW，电动机转速n=715r/min，工作制度JC%=25，查减速器产品目录，选用ZQA650-50CA型减速器：传动比i=50，输入功率15.8kW。最大扭矩验算：Mmax=0.75M额iM式中 M额电动机的额定扭矩，M额=975022715=300Nm； i传动比，i=50； 电动机至减速器被动轴的传动效率，取=0.94； 电动机最大转矩倍数，=0.8； M减速器低速轴上容许的最大扭矩，M=11382Nm因为Mmax=8460NmM，所以满足要求。最大径向力的验算：Pmax=Smax+G卷2P式中 Smax卷筒上钢丝绳最大拉力，Smax=39558N； G卷卷筒质量，G卷=6970N P最大容许径向载荷，P=106.3kN所以Pmax=39558+69702=43.043kNP，满足条件。实际起升速度验算v实际=Djnmi=3.140.4715450=4.49m/min因为v=v-v实际v=4.5-4.494.5=0.22%15%，满足要求。6) 制动器的选择制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足：M制K制M制静式中 K制制动完全系数，对中级工作类型，K制=1.75； M制静满载时制动轴上之静力矩，M制静=Q+GDj12mi 式中 机构总效率，=0.91M制静=300000+69700.41624500.91=290.5NmK制M制静=290.51.75=508.375Nm从制动器产品目录选用YWZB-300/50，匹配推动器为YTD500-60，制动轮直径300mm，最大制动力矩为630Nm。7) 联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，根据其所传递的扭矩、被连接轴的轴颈尺寸和转速，从系列表中选出具体型号，使之满足：M计M式中 M计联轴器传递的计算力矩； M联轴器的许用扭矩；M计=M等效n1其中 n1相应于第一类载荷的安全系数，n1=1.8； M等效联轴器传递的等效力矩，M等效=等效1等效2M零额其中 等效1计及实际起重量变动影响的等效静载荷系数，取 等效1=1； 等效2计及机构起动、制动时动动载荷对传动零件影响的等效动载荷系数，查表得等效2=1.6； M零额相应于机构JC%值的电动机额定力矩传至计算零件的力矩，M零额=M额=300Nm；M等效=11
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