A型门式起重机设计要点.doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上 绪 论 0.1 简介 A型门式起重机（也称门吊）是属于桥式类型起重机的一种，由于它的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支腿，可以直接在地面的轨道上行走，并且主梁两端具有悬臂梁（主梁的延长），相似“龙门”故称为龙门起重机。架桥两侧的支腿一般都是刚性支腿：跨度超过30m时，常是一侧为刚性支腿，而另一侧通过球铰和桥架连接的柔性支腿，使门架成为静定系统，这样可以避免在外载荷所用下由于侧向推力而引起附加应力，也可补偿桥架纵向的温度变形龙门起重机的受风面积大，为防止在强风作用下滑行或翻倒，装有测风仪和与运行机构连锁的起重机夹轨器。桥架可以是两端无悬臂的：也可以是一端有悬臂或

2、两端都有悬臂的，以扩大作业范围。半龙门起重机桥架一端有支腿，另一端无支腿，直接在高台架上运行。 图 0-1 A型门式起重机门式起重机也是由机械传动，金属结构和电器设备三大部分组成。机械传动部分又由起升机构、起重小车走行机构等构成。即为门式起重机的三大工作机构。它们分别实现吊装货物的上下升降，左右横向（纵向）搬运三个动作，构成一个作业区域。任何生产机械都由原动机、传动装置、工作机构和操纵控制设备等组成。如果以电动机作为原动机来拖动生产机械的工作机构，则它的驱动、传动装置通常称为电力拖动系统。该系统中的电动机、控制操纵部分，电气电路和电气器件等等习惯统称电气设备。电气设备部分主要由电动机、电器元件

3、和电气线路等组成。它将电力网中的电能转变为机械能，实现起重机工作的目的，同事控制各工作机构按照工作要求进行作业。电气设备的公用主要在于：由电动机将电能转变成机械能，通过传动装置拖动工作机构：控制设备通过各种控制器件和电器元件来控制电动机按工作机构的要求完成各种动作。 0.2 主要技术性能参数门式起重机的主要技术参数有起重量、起升高度、跨距和伸距、工作速度以及工作类型等。 门式起重机的起重量有三个指标，即额定起重量、吊具下起重量、吊钩下起重量。本设计门式起重机的起重量为32t。 门式起重机的跨距目前最小为15m，最大超过60m,大多在2535m之间;起重机的工作伸距一般不超过10m。本设计轨道是

4、A型门式起重机的跨距为25m，两端悬臂均长5.5m。门式起重机的速度参数包括起升速度，小车运行速度、随着经济的不断发展和技术水平的不断提高，对起重机的速度要求也越来越高。门吊的工作速度有三种，根据起重机用途和起重量的不同而不同；起重小车走行速度V小车，一般不超过50m/min；本设计轨道式集装箱门式起重机；大车运行速度是37.9m/min，小车运行速度是38.5m/min 0.3 小车运行机构 门式起重机的小车运行机构分为双梁小车运行机构和单主梁小车运行机构两种，本设计起重机的小车运行机构属于双梁型； 门吊起重小车常见的形式有； 单梁门架用的起重小车，小车架下面有三个走行轮，起重一个为驱动轮，

5、其余两个为从动轮。 双梁门架用的起重下车，一般由小车架、起升机构和小车走行机构组成。起升机构安装在小车架平台上。小车走行机构又由电动机、带制动轮齿轮联轴器、减速器、传动轴和轮对等组成，小车走行机构传动形式一般为集中驱动，即采用一台电动机、一台制动器、一台减速器驱动一个走行轮。 它的传动过程；电动机齿轮联轴器减速器齿轮联轴器传动轴走行轮。 工作原理是；起动起重小车走行机构，电动机通电，制动器松闸，动力通过联轴器将动力输入减速器，它将电动机的高转速低转矩变成低转速大转矩，所以减速器不仅能起减速作用，而且能起到增大转矩的作用。减速器低速轴输出的转矩经过传动轴，驱动走行轮对在轨道上滚动，从而实现起重小

6、车、吊重横向移动于小车轨道上。 0.4 支腿设计支腿主要承受起重机全部载荷，包括主梁的自重，小车的自重，对于支腿的选择尤为重要，本设计采用双刚性支腿设计。专心-专注-专业 1 小车运行机构设计 小车的运行机构，是用来实现对吊物的横向运动，由减速器，制动器，联轴器，浮动轴，电动机等组成。 1.1 小车运行机构传动方案 按照设计要求，小车运行机构传动如图1-1 图 1-1 小车运行机构传动简图 1-减 速 机2-电机联轴器 3-电 动 机4-制 动 器5-齿轮联轴器 6-主动车轮 7-轴 承 箱 8-传 动 轴 1.2小车运行机构总体计算 小车运行机构计算包括电机的选取、减速器、制动器、车轮、联轴

7、器、制动器等。 1.2.1 轮压计算 车轮最大轮压，小车质量 =（0.20.4)Q =13000Kg 。 假定轮压均匀分布； =1/4(+）=1/4（13000+32000）=11250Kg=N式中 为小车自重 Q为额定载荷量 车轮最小轮压： =1/4=32500N 初选车轮：由相关资料可知，当运行速度60m/min时,/=2.51.6，工作级别为中级，车轮直径Dr=500mm，轨道型号为43Kg/m的许用轮压为=16.5t根据GB462884规定，直径系列为Dc=250、315、400、500、620mm，故初步选定车轮直径为Dr=500mm.而后校准强度。 强度验算；最大计算轮压式中：冲击

8、系数，由相关资料查的当运动速度时，系数为1.0点接触时进行强度校准的接触应力：式中 为车轮直径 R为副起升机构卷筒半径车轮材料用ZG55-II.由相关资料查的： 强度校合通过。 1.2.2 运行阻力计算 摩擦力矩： 由参考资料知Dc=500车轮的轴承型号为22213c调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值由相关资料查的：滚动轴承摩擦系数k=0.0006；轴承摩擦系数=0.015，附加阻力系数。带入上式得，满载时运行阻力矩： 运行摩擦阻力； 式中 满载时运行阻力矩满载时摩擦阻力矩 轴承内径和外径的平均值当无载运行时进行阻力矩： 式中 为无载荷时摩擦阻力矩 运行摩擦阻力：式中 无载时运动阻力矩无载时

9、运行摩擦阻力矩 1.2.3 选电动机 电动机功率： 式中 满载运行时静阻力：小车运行速度机构传动效率 m=1驱动电动机台数。 初选电动机功率： 式中 电动机功率增大系数，相关资料查的=1.1 电动机功率查相关资料选用电动机 YZR-160-6, ：飞轮矩 电动机重量如图12为YZR-160M电动机外形安装尺寸。 图 1-2 YZR-160M电动机安装尺寸：（单位mm）HABCCAK螺栓直径DEFGGD16025421010833015M12481101442.59 1.2.4 验算电动机发热条件 等效功率：式中 工作类型系数，由相关资料查的0.75： 根据值由相关资料得。 为电机静功率由此可知

10、，故初选电动机发热条件通过。 1.2.5 选择减速器 车轮转速： 机构传动比： 式中 电机转速 车轮转速查相关资料选用图23 ZSC600- 减速器：可见，故初选电动机发热条件通过。 图 1-3 ZSC600 减速器表 1-1 ZSC600型减速器外形和安装尺寸(mm)中心距A1A2A3外形尺寸中心高LHBH0600150200250980481312481轴端尺寸L1L2L3L4主动轴被动轴d1l1B1b1t1Dl2B2t2165410262.5117.535552201037.88011529085地脚安装尺寸kK1K2K3K4孔径P孔数（个）1403012023021634030 1.2

11、.6 验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： 式中 机构传动比 小车运行速度 减速器额定机构传动比 误差；，合适。实际所需要电动机静功率式中为电机静功率为电机额定静功率 故所选电动机和减速器均合适。 1.2.7 验算启动条件起动时间：式中 额定转速1000r/m m=1驱动电机台数当满载时运行静阻力矩：式中 机构传动效率减速器额定机构传动比满载时运行阻力矩 无载时运动阻力矩当无载时运行静阻力矩： 初步估算制动轮和连轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩： 满载启动时间： =6.37s无载启动时间： 由相关资料查的，当时，启动时间推荐值为56s，,故所选电动机满足快速起动要求。 1.2.8 按起动工况校

12、核减速器功率 起动状况减速器传递的功率： 式中 其中 为满载启动时间 满载时摩擦阻力矩计算载荷：M运行机构中同一级传动减速器的个数：m=1，因此 所选用减速器的,如改大一号，则中心距将增大，相差太大，考虑减速器有定的过载能力，故不再改动。 1.2.9 验算起动不打滑条件由于起重机重量大，不考虑风阻力矩，以及坡度力矩均不计，主动车轮上与导轨接触处的圆周切向力： =510kg式中 无载启动时间 附加阻力系数 滚动轴承摩擦系数 =轴承摩擦系数 轴承内径和外径的平均值 每个轮所分到的重量车轮与轨道粘着力： 其中 为载荷后每个轮分到重量车轮与轨道粘着力：故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。 1.2

13、.10 选择制动器查相关资料的小车运行机构的制动时间取因此所需的制动力矩： 由资料查的选用制动器YWZ-200/30,额定制动力矩，考虑到所取制动时间与起动实际比较接近，并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算，图1-4为YWZ型制动器。 图 1-4 YWZ-200/30型制动器型号DGfkYWZ-200/3020016012510816590145445idnEMBbTS561481601109280160117 1.2.11 选择联轴器 机构高速轴上全齿连轴器的计算扭矩: 式中 等效系数，由相关资料查得 安全系数，由相关资料查得 机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩由相关资

14、料查电动机两端伸出轴为圆柱形及由相关资料查的ZSC600减速器高速轴端为圆柱形d=30mm，。故从相关资料中选一个全齿联轴器；S391联轴器，其最大允许扭矩飞轮矩重量。高速轴端制动轮，根据制动器YWZ-200/100由相关资料选用制动轮200-Z48，飞轮矩，重量。以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。 1.2.12 低速轴的计算扭矩由相关资料查的减速器低速轴端为圆柱形d=65mm由相关资料查的主动轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm故从中选四个半齿轮联轴器；联轴器（如图1-5）。 图 1-5 CLZ联轴器型号公称转矩Tn许用转速n1轴孔直径d1 d1轴孔长度LDD1YJ1N

15、.mr/minmmCLZ311204000481128412795D2CHABe润滑剂用量重量转动惯量JmmmLKgKg.m27582449042688.60.045 1.2.13验算低速浮动轴强度低速浮动轴的等效扭矩： 式中 由相关资料查的的等效系数由上节已取浮动轴端直径d=65mm, 其扭矩转应力 浮动轴的载荷变化为对称循环，许用扭转应力； 式中：材料用45钢，取 ； ； ； ；考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参考起升机构计算，取K=2.5。 安全系数，由参考资料查得。因此疲劳验算通过(图1-6为小车浮动轴简图)。 1.2.14 静强度计算静强度计算扭矩： 式中 动力系数，查

16、相关资料得2.25。扭转应力： 许用扭转应力因此静强度验算通过。 图1-6 小车运行机构浮动轴结构简图 2 小车的布置设计选定电动机、减速器、卷筒和车轮等零部件以后，就可以做运行机构的平面布置，按有关小车设计的基本原则进而要求进行。 2.1确定小车轨距和小车轮距小车轨距按机构布置紧凑的原则确定，或参考已有的设计数据决定，必要时可以调整小车轨距，因为轨距与卷筒长度及架桥尺寸有关，在一般的起升高度下小车的轨距变化不大；而小车轮距则受电动机减速器等零部件尺寸的影响，变化较大。 表2-1 小车轨距和小车轮距（mm）起重量（t） 5 10 15 20/5 30/5 50/10小车轨道L140000020

17、00200025002500小车轮距K中级110014001700240027003300重量150018002000240027003300 2.2 按照选定的小车运行机构方案进行机构布置并求其重心 小车运行机构的布置，根据已选定的运行机构传动方案，最好现在坐标纸上按比例画出减速器的轮廓，并准确画出外伸端的位置，注好尺寸，其次，在减速器低速轴线上，根据选出的小车轨距画出车轮和车轮轴的位置。然后沿减速器高速轴画出电动机，制动器等的位置。电动机的位置与所选的传动方案有关，为增加传动轴长度应使电动机尽量靠外，其最外段可稍微超出小车台面，但要以不妨碍桥架走台上站人或布置滑触线为原则，一般可超出台面1

18、00mm。在安装时，减速器高速轴和电动机出轴端之间应留有一定的间隙c。此间隙c的大小决定于联轴器型号的大小，若装有高速浮动轴时，它的两端和电动机、减速器的出轴端之间隙c值，也同样按连轴器型号决定。由于高速浮动轴的长度在减速器和电动机的位置已定，所以安装联轴器的间隙确定后，既可以在图上确定下来。同理，低速浮动轴的长度在减速器与车轮为位置和安装联轴器的间隙确定后，同样可在图上确定出来。制动的位置则由制动轮的位置来决定。制动器的重心平面应与制动轮的中心平面相重合，但应注意，当采用制动轮时，制动器的中心平面常不在轴端的间隙中间，诺利用单独制动轮时，其中心平面位置，应与制动器的安装位相适应。求小车运行机

19、构重心的目的，在于使各机构连同起升载荷的总重心能处于或接近于小车架的中心上，从而能使各车轮的轮压均匀分布，其求法是先把对称中心平面的各零部件质量合在一起考虑，并假定其总质量为G，它应该包括减速器、低速传动轴及四个联轴器等质量，但不包括车轮部件的自重，因四个车轮与小车架一起考虑其重心与小车架的中心重合。其次，求其它非对称中心平面的零部件的质量；如联轴器自重，电动机质量，制动器与制动轮质量，并定出各零件中心作用现位置。然后再计算小车运行机构的总中心作用线距中心平面的距离。式中 小车运行机构总质量（）： a、b、c相应于各重心与中心平面的距离mm。 图2-2 小车运行机构布置最后确定小车运行机构台架

20、布置方案如图2-2所示。 2.3 小车轮压计算和最后确定机构的安装位置按照理想的布置情况，四个小车轮的轮压应使相等的，即等于 和Q四者之和的1/4.但实际上，四个车轮的轮压计算值可能不等。计算出来的最大和最小轮压不应超过规定值，（一般与平均轮压之差不应超过20%），否则需要重新调整尺寸，直至合适时为止，之后确定小车机构安装位置如图2-3。 图2-3小车运行机构安装起重量Q(t）5101515/320/530/550/10工作类型中重中重中重中重中重中重中重小车架质量32539962173933934211901222135813942222224928432870影响小车轮压的因素，除上述的

21、和Q的质量外，还有车轮的轨道的安装误差，小车架的刚度和车轮轴承，轨道和桥架的变性等等。故实际上小车轮压计算值仍有一定误差。 图2-3 小车架参考质量（kg) 以上所述，是建议的小车布置图的画法。由于小车轮压不但影响小车本身工作的平稳性和车轮的寿命，而且影响桥架的设计。因此界尚属轮压均匀分布的原则来设计小车布置的方法，很有使用价值。各机构零部件最后位置的确定，还要考虑到安装等实际情况吗。 综上所述小车运行机构总安装配图如图2-4. 图2-4 小车运行机构装配图 3. 刚性支腿的设计计算 3.1 支腿设计计算 两侧刚性支腿的门架，当起重机不动时考虑支腿收到支承横推力的作用，对轨道的安装误差和起重机

22、的偏斜相当敏感，门架的跨度限制在30m内。双侧刚性支腿门架，按起重机静止不动的一次超静定钢架结构进行内力计算支腿设计采用双刚支腿，在设计计算门架平面内力时，采用静定简图如31： 图 31 支腿设计简图在门架平面内，支腿上端宽度取，h为主梁的高度。对于带马鞍的门式起重机，如下图32支腿，在支腿两个平面都制成上宽下窄，通常尺寸宽差率为： 计算： mm所以： 因此， 即 (1)刚性支腿： 图 32 刚性支腿正面 图33 刚性支腿侧面 图 34 刚性支腿-截面 图 35 支腿截面 - 支腿截面几何参数设计计算：1 刚性支腿截面-上截面面积： 上截面垂直惯性力矩： 上截面横向惯性力矩： 上截面门架力矩：

23、 2： 刚性支腿截面 -下截面面积： 下截面垂直惯性力矩： 下截面横向惯性力矩： 下截面门架力矩： 3.2 A型双梁门式起重机支腿内力计算 3.2.1 支腿受均布载荷内力计算如下图： 图 36 支腿受力截面图36上尺寸分别是 a=1.6m b=7m H=10m B=8.5m 支腿反力刚性支腿计算； 式中 P=2.2KN/m 为马鞍自重均布载荷 3.2.2计算载荷对刚性支腿的作用 小车载重位于刚性支腿侧有效悬臂处支腿反力的计算：所以： 3.2.3 马鞍和支腿自重对刚性腿的作用： 支腿的反力： 且马鞍的重量取=6t所以 = 3.2.4 大车运行方向风载荷以及惯性力对刚的作用如图3-7所示， 图37

24、 大车风载对支腿作用 图 38 主梁对支腿的作用 图3-8为主梁对支腿的作用力简图，支腿钢架承受由主梁传来的载荷和腿架的重量等，所有载荷可转化成作用钢架的集中力p：式中 1.09为查相关资料得系数 25 为跨度 36为跨度加悬臂长 70为支腿载荷悬梁小车总自重支腿钢架顶部的水平力： 大车运行方向风载荷以及惯性力对柔性支腿的作用，如图3-2 得 式中 g为额定载荷G小车自重L跨度因此 3.2.5 载荷组合 1.刚性支腿截面图3-4-和图3-5-轴向力和的计算： =73+10.5=83.5t式中数据由上述计算得到。 2.刚性支腿截面-和-弯矩的计算： 3.2.6 刚性腿截面图3-4-和3-5-的强

25、度的计算1. 刚性截面腿-强度计算： 式中数据由以上计算可得 2 . 刚型截面强度-的计算： 3.2.7 支腿的稳定性计算计算支腿整体稳定性时，必须先把截面支腿转换成等效截面，按其等效的惯性矩来计算单位刚度比r和支腿的长细比：门式起重机支腿是受压和受弯构件，故应验算总体稳定性，支腿总体稳定来验算：式中 ，门架平面和支腿平面的计算弯矩 N支腿承受的轴力。 距支腿小端0.45h截面的断面积和截面抗弯模量。 压杆的作用应力折减系数，根据支腿柔度由轴压稳定系数表查取支腿在门架平面年的支撑情况可视为上段固定下端铰支，则支腿在平面内的支撑情况可视为下端固定上段自由，则，为支腿计算截面的最小惯性半径。 3.

26、2.8 门架平面整体稳定性计算：由图3-4-和3-5-可知； A=386 3.2.9 局部稳定性 为了防止支腿的腹板和翼缘板发生波浪变形，应对支腿进行局部稳定性校核，否则有可能导致结构过早损失： 对于截面支腿，其腹板的高度与厚度和截面两腹板间的翼缘板宽度与其厚度之比应满足下式；式中 为支腿柔度，可由轴稳定系数查询在刚性腿有：=8mm =1646mm =20mm所以因此： 要加纵向劲杆，纵向劲通常由钢板或者扁钢制成，纵向加劲应成对布置，其宽度 （腹板或翼缘板的厚度，即8mm）同时为增加支腿的抗扭刚度，必须设置横向加劲肋： 横向加劲间距通常为（2.53）或者所以 纵向加劲的宽度为 加劲的厚度： 取

27、6 横向加劲的宽度为： 所以 ，横向加劲的间距： ，取2250mm横向加劲的厚度：取。柔性腿：纵向加劲对称布置： 纵向加劲的宽度：所以： 以及加劲的宽度： =8mm横向加肋板：=10mm =900mm =23mm所以需要加肋。宽度：横向加劲的间距：横向加劲的厚度：取=8mm布置纵向加劲应该对称成对布置。 结 论 通过此次毕业设计，让我了解到了很多方面东西。首先，此次毕业设计把大学四年来的理论知识复习、总结并应用于实践当中，特别是机械设计这门学科。让我们对工程机械特别是起重机械有了更深入的了解。从整体结构到各个部件都有了一个全面的认识。此次设计不但是对我们以前学习的一种深入，更是我们今后工作的一

28、种理论基础。现代双梁门式起重机设计是在学完起重机械相关内容之后的一个重要实践性教学环节。其目的在于通过双梁门式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风。本论文的内容上，我主要是做小车运行机构和支腿的设计，对小车运行的结构力学分析计算还有欠缺，虽然也对主要关键部分作了详细分析及计算，但某些环节如超载限制器设计方面，由于种种原因，没有对其加深研究，并不一定适应

29、现代生产的要求。但我们渴望达到一定精度。对于延长使用寿命，减少成本有一定帮助。但在某种程度上依然有点失陷，所以要不断的学习，研究，才能提高，突破。 致 谢毕业设计是我们大学生活中很重要的一个课题，本论文的研究和撰写，是在黄老师的悉心指导和帮助下完成的。从选题到成文的每一步工作，无不倾注着黄老师的心血。半年来，黄老师不仅以其渊博的学识理论、严谨的治学态度、敏锐的学术洞察力使我在学术上受益匪浅，而且言传身教，以其高尚的人格和强烈的责任心教导我做人做事的道理。在此，谨向他的辛勤培养和悉心关怀表示衷心的感谢。我们设计小组内诸位同学热烈的交流氛围和严谨的治学态度为本论文的撰写提供了非常优秀的客观条件，衷

30、心感谢本小组的各位师兄弟的帮助、支持和启发，与他们在一起是快乐和充实的。大家的友好与协作使我度过了一段美好的大学生活。在论文的选题和撰写过程中，我也得了到本专业其他几位老师的热心帮助，在此也一并向他们表示真诚的感谢。另外，我在学习生活中都得到了同寝室同学班上全体同学和身边其他同学友好的热情帮助与鼓励，在此也对他们表示诚挚的谢意和真心的祝福。最后，我也要深深感谢父母等家人对我的全力支持。他们给我提供了深造的机会和很好的生活学习环境，衷心祝他们身体健康，幸福如意。非常感谢百忙中抽空指导评审本论文的评阅老师和答辩委员会的老师。参考文献1 起重机设计手册编写组起重机设计手册机械工业出版社 2 陈道南、

31、过玉清、周培德、盛汉中起重运输机械冶金工业出版社，20053 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册高等教育出版社，2006.54 陈道南、盛汉中 起重机课程设计 冶金工业出版社，2002.65 濮良贵、纪名刚机械设计高等教育出版社，2000.126 陈国璋、孙桂林、金永懿、孙学伟、徐秉业起重机计算实例中国铁道出版社，20057 周开勤机械零件手册高等教育出版社，2000.128 廖念钊等互换性与技术测量中国计量出版社，2000.19 马希青、苏梦香、赵月罗机械制图中国矿业大学出版社，2004.710 (日)坂本种芳、长谷川政弘桥式起重机设计计算中国铁道出版社，1987.1111 李生银20t起重机主梁的稳定性设计计算宁夏机械，2006.212 张质文起重机设计手册中国铁道出版社，1997 13 顾迪民工程起重机中国建筑工业出版社，1988