最新MG10t28m门式起重机设计计算书要点.doc

精品资料MG10t28m门式起重机设计计算书要点.双梁通用门式起重机MLH10T28M 设 计 计 算 书目 录一、产品用途二、主要技术参数三、设计计算校核 1主梁设计 2支腿设计校核 3上下横梁设计校核 4起重机刚度设计校核 5起重机拱度设计校核6减速电机的选用 设计计算校核：一、产 品 用 途一、用途门式起重机是广泛用于工厂、建筑工地、铁路货场、码头仓库等处的重要装卸设备，按其用途不同，分为通用门式起重机，造船门式起重机和集装箱门式起重机。本产品为双梁门式起重机，为应用最广的一种。二、主要技术参数项目名称主要技术参数备注安全起重量10T跨距28m起升高度9m起重机等级A5起升机构等级M4起升速度5/0.83m/min大车速度32m/min 变频无级调速小车速度20m/min 变频无级调速起重机桥架质量32T 起重机控制室内地面操作总功率23KW主梁形式箱形梁焊接表面处理要求抛丸处理小车质量0.7T最大轮压140KN控制电压48V电源380V/50Hz三设计计算校核（一）主梁计算 主梁的截面高度取决于强度、刚度条件，一般取h=（）L=2333.32000 主梁计算的最不利工况为：起重机带载（小车在任意位置）运行起、制动并发生偏斜的情况。主梁承受的载荷有：结构重量，小车载荷，起升或运行冲击力，运行惯性力，偏斜侧向力。1.载荷与内力主梁承受垂直载荷与水平载荷，应分别计算。A，垂直平面主梁在垂直平面内的计算模型应按门式起重机的各种工况分析确定。当门式起重机静止工作时，由于超静定门架的刚性支腿下端有水平约束,而使主梁减载、支腿加载；当门式起重机带载运行工作时，却能明显地减小超静定门架支腿下端的水平约束，甚至降低到零，这时主梁受载最大。因此，应取简支梁计算模型。对门式起重机的静定门架，不管其工况如何，主梁始终为简支梁模型。（1）载荷1）主梁自重载荷自重载荷可参照相近的结构估算，也可根据预选的主梁截面推算，已知一根主梁质量mG=21070kg，则一根主梁的单位重量（N/m）Fg=7101.5N/m小车轨道重量 Fg=mgg=24×9.81=235.4N/m主梁的均布载荷Fq=Fq+Fg=7336.9N/m 2）小车集中载荷 小车轮压 根据提升机构和运行机构的设计布置，近似看成吊钩铅垂线中心通过小车中心O，小车重心也在O点，l1=400mm，l2=400mm计算小车轮压：提升载荷为 PQ=（mQ+m0）g=99081N小车重量为 PGx=mxg=6867N满载小车的静轮压为Pj1=0.5PQ（1-l1/b）+ PGx×l2/2b=26487NPj2=0.5PQl1/b+ 0.5PGx（1-l2/b）=26487NP= Pj1+Pj2=52974N空载小车轮压为P1=0.5 m0g（1-l1/b）+ PGx×l2/2b=1717NP2=0.5 m0gl1/b+ 0.5PGx（1-l2/b）=1717N3）冲击力自重载荷与小车载荷还应考虑起重机工作时的动力效应。起升冲击系数1=1.1起升动载系数2=1+0.7Vq=1+0.7×5/60=1.0583运行冲击系数4=1.1+0.058vd=1.1+0.058×32/60=1.130 （h=1mm）统一取较大值4=1.13通常根据运行速度可以查表得到4 的值为1.0综上所述：4 =1.0（2）内力 小车位于跨中央对主梁产生的垂直弯矩 Mcv=4（）=1089834.2B.水平平面主梁在水平平面内采取一侧与支腿铰接另一侧与支腿刚接的简支梁模型，以便传递偏斜侧向力产生的力偶作用，这种模型计算最简单，（1） 载荷 主梁在是水平面内承受大车运行起、制动产生的惯性载荷和偏斜侧向力作用。1）大车运行起、制动的惯性力大车运行起、制动时由结构自重和小车质量产生的水平惯性力，与大车主动轮的轮数及其分布有关，因：主动轮数为全部轮数的一半且分配与下横梁的四角，所以结构或小车的惯性力分别取为各自重量的一根主梁的惯性力PGg=20669.7N大，小车都是4各车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大， 一根主梁上小车的惯性力为Pxg =P/2×7=52974/14=3783.9N大车运行起、制动惯性力为（一根主梁上）PH=P/2×7=52974/14=3783.9N FH=Fq/2×7=524.1N/m主梁跨端设备惯性力影响小，忽略2）偏斜运行侧向力 门式起重机偏斜运动时，大车轮的轮缘与轨道侧面接触而产生水平侧向力。通常侧向力仅作用在一侧支腿架底部，一根主梁的重量为PG=mQg=206696.7N一根端梁单位长度的重量为Fq1= kAg=1.5×7850×0.026×9.81N/m=3003.3N/m一根端梁的重量为PGd=Fq1B=3003.3×5.9N=17761.5N（1） 满载小车在主梁跨中央左侧端梁总静轮压按下图计算PR1=0.5（PQ+PGx）+0.5（2PG） +PGd =277432.2N由L/B0的数值可查得=0.175侧向力为 Ps1=0.5PR1=24275.3N（2） 满载小车在主梁左端极限位置左侧端梁总静轮压为PR2=（PQ+PGx）（1-e1/L）+0.5（2PG）+PGd=224458.4N侧向力为Ps2=0.5PR2=19640.1N（2）内力 1）垂直载荷 计算大车传动侧得主梁，在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图所示 固定载荷作用下主梁跨中的弯矩为Mq=4（FqL2/8+PGjd1/2） =1（+8829×） =721885.6N跨端剪切力为Fqc4（0.5 FqL+PGj）=1×(0.5×7336.9×28+8829) =111546N移动载荷作用下主梁的内力a满载小车在跨中。跨中E点弯距为 Mp 4 （b）4L轮压合力与左轮的距离为 b1=b/2=0.45m则 Mp=52974×（28-0.45）2 /4×28 =358995N·m 跨中E点剪切力为Fp 0.54 （1b/L）=26061.39N跨中内扭矩为Tn=0.5（4TP+TH）=23176.1·mb。满载小车在跨端极限位置。小车左轮距梁端距离为c1=e1-l1=0.263m跨端剪切力为=4（Lbc）51719.7N跨端内扭矩为n1（4p）（e） =46055.9N主梁跨中总弯矩为xq1080880.6N·m主梁跨端总剪切力（支承力）为q163265.7N ）水平载荷a.水平惯性载荷。在水平载荷作用下，桥架按刚架计算。因箱形主梁与端梁连接面较宽，应取两主梁轴线间距'代替原小车轨距构成先的水平刚架，这样比较符合实际，于是'x1= 2+2×0.225=2.450000m b=0.5' =1.225m a=0.5（B0K）=2.1375m水平刚架计算模型如下图所示： 小车在跨中。刚度的计算系数为 r1=1+2abI1/3（a+b）LI2 =1.0232 跨中水平弯矩 与单梁计算相同MH=17670.8N·m跨中水平剪切力为FPH0.5PH=3153.5N跨中轴力为NH=（a-b）（FHL2/12+PHL）/abr1=-23681.4r小车在跨端。跨端水平剪切力为PH（e1/L） =6334.6N2）偏斜侧向力。在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析这时，计算系数为rS=1+KI1/3LI2=1.0654 小车在跨中。侧向力为PS1=8681.96N超前力为PW1= PS1B0/L=3307.4N端梁中点的轴力为Nd1=0.5 PW1=1653.7N端梁中点的水平剪切力为Fd1=1450.52N主梁跨中的水平弯矩为MS=221.2N·m主梁轴力为NS1=7231.44N主梁跨中总的水平弯矩为My=17892 N·m同理小车在跨端时的应力也能计算出来：侧向力 Ps2=13246.6N超前力 PW2=5046N端梁中点的轴力为 Nd2=2523N端梁中点的水平剪切力为Fd2=2213.1N主梁跨端的水平弯矩为Mcs= Ps2a+Fd2b=13583.8 N·m主梁跨端的水平剪切力为Fcs= Pw2- Nd2=0.5 Pw2=2523N主梁跨端总的水平剪切力为FcH= FcH +Fcs=8857.6N 小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩与惯性载荷下的水平弯矩组合值较小，不需计算。2强度需计算主梁跨中截面危险点的强度（1）主腹板上边缘点的应力 主腹板边至轨顶距离为hy=107+5=112mm主腹板边的局部压力应为m=32.22Mpa垂直弯矩产生的应力为01= Mxy/Ix=58.4MPa水平弯矩产生的应力为02=Myx1/Iy=1.58MPa惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，故不计算主梁上翼缘板的静矩为Sy=1654800mm3主腹板上边的切应力为=1.25Mpa该点的折算应力为0=01+02=59.98Mpa=02+m2-0m+32 =51.96 Mpa<II=259Mpa同理校核其他危险点，其应力也都小于许用应力（2）主梁跨端的切应力主梁跨端截面变小，为便与大，端梁连接，取腹板高度等于端梁高度hd=1300mm，跨端只需计算切应力a) 主腹板。承受垂直剪力Fc及扭矩Tn1，故主腹板中点切应力为=37.13Mpa<II=150Mpa副腹板中两切应力反向，可不计算b) 翼缘板。承受水平剪切力FCH及扭矩Tn1 =8.21MPa<II=150Mpa 主梁翼缘焊缝厚度取hf=8mm。采用自动焊接，不需计算。3主梁疲劳强度桥架工作级别为A5，应按载荷组合I计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度。由于水平惯性载荷产生的应力小，为了计算简明而忽略惯性应力。求截面E的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中，则Mmax=Mx=258663.9N·m空载小车位于右侧跨端时左端支反力为FR1=1/LP1（b+c2）+ P2c2=1636NMmin=Mq+4FR1z=245844.2N·m 上图主梁跨中最小弯矩计算 4主梁的稳定性（1） 整体稳定性主梁宽高比h/b=1300/450=2.9<3 稳定（2）局部稳定性翼缘板b0/0=350/16=21.875<50翼缘板最大外伸部分be/0=42/8=5.25<12 稳定主，副腹板 h0/=162.5>160 除设置横向加劲肋外，还需设置两条纵向加劲肋，第一条设置在距腹板受压边为h1=175mm，h2=745mm，通常只验算最上面的区格I的稳定性。 1)中主腹板上区格I的稳定性。区格两边正应力为1=o1+o2=(101.2+5.9)MPa =107 MPa2=o1 y1-330 +o2=65.2 y1-10 =o1 /2= 65.2/107=0.61 01(属不均匀压缩板) 区格I的欧拉应力为B =18.6(100/b)2=18.6×(100×8/320)2MPa=116.25 MPa(b=h1=320mm) 区格分别受1、m和用时的临界压应力为 1 c r =XKE 嵌固系数X=1.2, a=a/b=1600/32051 ,屈曲系数k=8.4/+1.1=4.912, 则 1cr =1.2×4.912×116.25 MPa = 685.2 MPa0.75B=176 MPa需修正,则1 c r=B (1B /5.31cr )=235 (1235/5.3×685.2) MPa=219.8 MPa腹板边局部压应力 m =50.57 MPa压力分布长C =2hy +50 =2×(134+10)+50mm= 338mm=a/b=53, 按 a= 3b 计算，= 3= c/a = c/3b =338/3×320 =0.352区格I属双边局部压缩板，板的屈曲系数为 lm = 0.8(2 + 0.7/ a2 ) (1+/)= 0.8 (2 +0.7/32 ) (1+0.352/3×0.352 )=2.128 mcr = XKmE = 1.2×2.128×116.25 MPa = 296.86 MPa 0.75E 需修正， 则mcr =235 (1- 235/5.3×296.86 ) MPa= 200 MPa区格平均切应力为 = Fp / h0 +Tn /2A0 =128960.8/1600(8+6) + 51645×103/2×1212330×8MPa =8.42 MPa由= / = 1600/320 = 51, 板的屈曲系数为K = 5.34 + 4/2 = 5.34 + 4/52 = 5.5cr =X KE =1.2×5.5×116.25 MPa =767.25 MPa3cr = 3 ×767.25 MPa =1329 MPa 0.75需修正，则3cr = 235（1- 235/5×1329）MPa = 227.16 MPa cr = 227.16/3 MPa =131.15MPa区格上边缘的复合应力为21 +2m 1m +32= 1072+50.572-107×50.57+3×8.422 MPa=93.85 MPa= / = 52,区格的临界复合应力为cr = 21 +2m 1m +32 +2+2+2 = MPa =160 MPa = = MPa = 120.3 MPa21 +2m 1m +32 区格的尺寸与相同，而应力较小，与上翼缘板顶紧以支承小车轨道，间距a1=400mm2) 验算跨中副腹板上区格的稳定性。 副腹板上区格只受1与的作用。 区格两的正应力为 1=01+02 = MPa = MPa =108.7 MPa 2=01+02 =(101.2X+7.53) MPa =66.9 MPa切应力=- = MPa =2.2 MPa （很小）区格的欧拉应力为E =18.62 =18.6X2 MPa =65.4 MPa=0.6151(属于不均匀压缩板)=51K=4.8981cr= XKE=1.2X4.898X65.4 MPa =384.4 MPa1cr0.75E 需要修正，则1 c r =235MPa =208 MPa=51, K=5.34+ =5.34+=5.5cr = XKE =1.2X5.5X65.4 MPa =431.6 MPacr =X431.6 MPa =747.55 MPa0.75E需修正，则cr =235 MPa =221 MPacr = MPa=127.6 MPa复合应力为 = MPa =108.77 MPa2,区格的临界复合应力为 cr = = MPa =207.94 MPa=108.77 MPa = MPa =156.3 MPa区格和跨端应力较小，不再计算3) 加劲肋的确定，横隔板厚度=6mm,板中开孔尺寸为340mmX1100MM. 翼缘板纵向加劲肋选用角钢70X70X6,A=816mm2, x1=377700mm4 ，纵向加劲肋以翼缘板厚度中线（1-1）的惯性矩为Z =x1+Ae2 =x1+A(b+0.50-Z0)2=377700+816(70+0.5X10-19.5)2mm4 (x) =0.8m30 =0.8XX103mm4 =2.7453X106mm4 x (x) （合格） 主、副腹板采用相同的纵向加劲肋60*63*5, A=614.3mm2, x1 =231700mm4 纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩为 x = x1+Ae=231700+614.3X49.62mm4=1742976mm4(Z) =(2.5-0.45)()23=(2.5-0.45X)()2 X83mm4 Z(x) =1.5h03=1.5X1600X83mm4 =1228800mm4 x （合格）（二）支腿计算因此行车支腿上下截面是一样的，故不用折算。1 载荷及内力 支腿平面内计算饿最不利工况是：满载小车在主梁极限位置，起重机不动或带偏斜运行并制动，支腿在门架平面和支腿平面同时受载，应按同一工况进行计算。支腿承受的载荷有：结构重量，小车载荷，运行冲击力，运行惯性力，偏斜侧向力。（1） 门架平面受力如上图所示支反力 FA=P=26487N FB=P=26487N F= =4048.4N弯矩 MC=MD=-FH=-32585.4N·m Mmax=397443.8N·m 支腿顶部垂直弯矩 Mdv= （2） 支腿平面由计算模型简图可得： FA=FB=P=26487N F=1972.3N MC=MD=FAa-FHi=17.2N·mMP=FAd-FHi=17.2N·m2 支腿强度与稳定性（1） 强度刚性支腿除承压外，还在两个刚架平面内承受弯矩，故为双向压弯构件。支腿强度为：a.支腿顶部截面 （开始弯曲处） =支腿顶部截面惯性矩b.支腿上法兰截面 =支腿法兰截面惯性矩（2） 稳定性1） 整体稳定性 支腿两端与主梁、横梁刚接构成空间刚架，计算支腿稳定性时，必须考虑主梁对支腿端部的约束影响。空间刚架的支腿稳定性计算十分复杂，为了简化，可将空间刚架分解成两个相互垂直的平面刚架来计算，而忽略两个平面刚架之间的相互影响。根据研究，各种刚架在失稳事将发生对称屈曲或反对称屈曲，除U形门架外，各种门架反对称屈曲的稳定性最差，最不利。门架设计中考虑主梁横梁对腿端的约束的影响，主要是根据刚构件的刚度比ri来确定支腿的计算长度系数1，从而求得支腿的计算长度。各种门架，支腿刚架的支腿，考虑腿端约束的计算长度系数1可以查表得出。这样门架平面支腿的计算长度为 l0=1l1=2×7.54=15.08m稳定系数=1 支腿稳定性=2） 局部稳定性由薄钢板制成的固定截面箱形支腿，其截面受力是均匀压应力。所以比较稳定。（三）上，下横梁计算1上横梁上横梁由钢板组成箱形截面，与支腿上部构成曲梁，它承受弯矩，扭矩，剪力和轴向力的作用。但因其截面较大，强度和整体稳定性一般都没问题，只要是验算翼缘板和腹板的局部稳定性。 整体的稳定性=1.793 稳定局部稳定翼缘板=52.560 稳定腹板=92.125 大于65，小于130因此，需设置隔板，根据情况需要，也可以调整。2.下横梁整体的稳定性=1.933 稳定局部稳定翼缘板=16.87560 稳定腹板=27.3 小于65因此，不需设置隔板，根据情况需要，也可以调整。下横梁在支腿法兰座截面和跨中截面都产生弯矩，后者最大，在跨中由支腿水平力对下横梁引起的反向力矩将起减载的作用，下横梁跨中弯矩 MC=FRD= 下横梁的计算模型（四）刚度计算根据行业标准的要求，对于门式起重机结构，除了计算强度和稳定性外，还要验算门架结构的静态刚度和起重机的动态刚度。1静刚度门架结构的静刚度以满载小车位于门架指定位置产生的静挠度、水平位移和惯性位移来表达。（1）门架的垂直刚度门架垂直静刚度用垂直静挠度表达。对于具有两侧刚性支腿的门架，应按外部一次超静定刚度来计算主梁跨中的静挠度，计算模型按门加受力图。 满载小车位于悬臂端极限位置产生的垂直静挠度为 2门架水平惯性位移满载小车运行惯性力对超静定门架顶部产生的惯性位移，门架水平位移计算3 桥架水平惯性位移 满载小车位于跨中时由大车运行起、制动对主梁跨中产生的惯性位移， 4 支腿刚架水平惯性位移满载小车位于支腿刚架处，物品高位悬挂，起重机运行起、制动时支腿刚架顶部的惯性位移，按下图计算。支腿刚架顶部的惯性力为2动刚度门式起重机的动刚度以满载小车位于起重机的指定位置产生的满载自振频率表达。（1） 垂直动刚度 满载小车位于跨中工作时， 应按同一标准来检验起重机的垂直自振频率。起重机的垂直自振频率 v=2Hz2水平动刚度 起重机和小车运行工作时，将使门架和支腿刚架产生水平振动，需验算结构的水平自振频率，门架和支腿刚架的水平自振频率，按物品高位悬挂的满载小车计算。经研究推荐取fH=1.52Hz门架和支腿刚架水平自振频率的计算（五）主梁的拱度。 为使小车正常运行，门式起重机的主梁也需要在跨间设置拱度。主梁跨中央上拱度取为，其他部分按二次抛物线变化。根据计算，此梁的挠度符合要求。 （六）减速电机的选用根据机械行业标准，选用此行车的减速电机。1 结构形式减速机构采用三级渐开线圆柱齿轮传动，采用GES5-F07电动机加电磁制动器系列减速器。2 安装形式减速机构与运行车轮轴采用插装方式，并通过减速器上力矩支承孔保持平衡，按分别驱动配置。3 电动机的选用初步选定使用GES5-F07系列电动机，根据具体条件计算：要求大车运行速度为32m/min(0.533m/s)，已知小车满载时，车轮的最大轮压为140KN.(1) 计算电机功率确定运行静阻力，即摩擦静阻力，包括车轮沿轨道滚动的阻力，车轮轴承内的摩擦阻力以及车轮轮缘与轨头侧面间的附加摩擦阻力，一般只考虑前2种基本摩擦阻力之和乘以附加系数来考虑。由于起重机的工作等级为A5，所以其接电持续率JC取25% 计算运行静阻力F=f1+f2=N(1+2)=140000(0.024+0.0056)=4144N计算电机额定功率P=FV=4144×0.53=2196W2.2KW选用电机对于三合一减速电机来说，知道所选用的电机，以及传动比可以确定其减速机构。最后选用减速电机型号为GES590PS2BOF07XA200