16t-22m箱形单主梁门机的整体设计

16t-22m箱形单主梁门机的整体设计 16t/22m箱型单主梁龙门起重机设计 摘要:门式起重机(简称门机)是我国国民经济发展必不可少的设备。本文为了满足铁路搬运物品的需要，设计了这台16t/22m的箱型单主梁门式起重机，并通过合理选型设计，使其具有结构形式简单实用，使用操作方便，维护保养简便等特点。根据门式起重机的设计方法，主要对起重机的主梁、支腿、端梁、小车及运行机构进行了设计计算。 关键词:箱型，单主梁，门机 i 16t/22m single box girder gantry crane design Abstract Gnarty crnae is absolutely necessarily equipment in 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. According to the gnarty crane design method,had been design and calculation main point to the crane girders, leg, cars and operation mechanism. Keywords: box, single-main-girder, gnarty cranes ii 目 录 1 绪论 .................................................................. 1 1.1 门式起重机的应用 .................................................. 1 1.2 门式起重机的分类 .................................................. 1 1.3 起重机的发展趋势及我国起重机发展水平 .............................. 2 1.4 本课题使用的设计方法 .............................................. 2 2 设计参数的确定 ....................................................... 4 2.1 已知参数 .......................................................... 4 2.2 其它参数的确定 .................................................... 4 3 起重小车的设计计算 .................................................. 7 3.1 起升机构的设计 .................................................... 7 3.2 小车运行机构的设计 ............................................... 22 4 门架的设计计算..................................................... 32 4.1 确定门架主要尺寸 ................................................. 32 4.2门架的计算载荷 ................................................... 35 4.3 门架的内力计算 ................................................... 38 4.4 门架的强度验算 ................................................... 52 4.5 门架的刚度验算 ................................................... 55 4.6 门架的稳定性验算 ................................................. 56 5 大车运行机构的设计计算 ............................................ 59 5.1 大车轮压的计算 ................................................... 59 iii 5.2 车轮与轨道的选择与计算 ........................................... 62 5.3 运行阻力的计算 ................................................... 62 5.4选择电动机 ....................................................... 64 5.5 选择减速器 ....................................................... 64 5.6 选择联轴器 ....................................................... 65 5.7 电动机的验算 ..................................................... 65 5.8 减速器的验算 ..................................................... 67 5.9 选择制动器 ....................................................... 67 5.10 启动和制动打滑验算 .............................................. 68 参考文献 ............................................................... 69 谢 辞 ................................................................. 70 附 录 ................................................................. 71 iv 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1 绪论 1.1 门式起重机的应用 门式起重机又称龙门起重机，是露天物料搬运广泛采用的大型装卸机械，它与其它类型起重机相比，具有起重量大，作业空间大，货场面积利用率高，装卸效率高，基建投资少，运行成本低等优点。因此，门式起重机广泛运用于各个行业之中，例如在电力场设备的地面组合、设备的制作加工配合、水泥框架的预制、物件的吊装等;在港口码头装卸集装箱;在工厂内部起吊和搬运笨重的物件;在建筑安装工地进行作业;在储木场堆积木材等场合。同时，门式起重机也是与连续输送机械组成机械化装卸系统的理论机种，在国外工业先进国家，不仅机械作业比重大而且机械作业已实现体系化、专业化和自动化，所以门式起重机已被列为改扩建综合性货场、集装箱货场和散料货场的主要配套机种，应用前景宽广。 1.2 门式起重机的分类 门式起重机的形式很多，根据不同的分类方法，可以概括为以下几种: ?依据主梁数目不同，可分为单主梁和双主梁门式起重机; ?依据取物装置不同，可分为吊钩式、抓斗式、电磁吸盘式等起重机; ?依据结构形式不同，可分为桁架式、箱型梁式、管型梁式、混合结构式等起重机; ?依据支脚结构形式不同，可分为L型、C型单主梁门式起重机和八字形、O型、半门型等双梁门式起重机; ?依据支脚与主梁的连接方式不同，可分为两个刚性支脚、一个刚性支脚与一个柔性支脚两种结构形式的门式起重机，柔性支脚与主梁之间可采用螺栓、球铰链和柱形铰连接或其它方式连接; ?依据用途不同，可分为一般用途门式起重机、造船用门式起重机、水电站用门式 第1页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 起重机、集装箱用门式起重机以及装卸用门式起重机等。 此外，还可分为单悬臂、双悬臂或无悬臂，轨道式或轮胎式等。 1.3 起重机的发展趋势及我国起重机发展水平 随着科技的日新月异，当今国际起重运输机械朝着大型化、液压化、多用途、高效率的方向发展。这在不同程度上扩大了产品标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化的范围，为起重机运输机械制造的机械化和自动化提供了方便的条件，对实现自动化设计、加强流水作业生产、提高劳动生产率、降低产品成本和材料消耗，改进工艺流程，增强和提高企业管理水平都具有很大意义。有的企业已基本上实现了钢构件的连续生产，应用光电系统、数字程序控制系统及激光器切割下料，并从搬运、平料到组装等形成了生产的自动控制和系统管理。 当今起重机的发展方向如下: ?向大型化、高效和节能方向发展; ?向自动化、智能化、集成化和信息化发展; ?向成套化、系统化、综合化和规模化发展; ?向模块化、组合化、系列化和通用化发展; ?向小型化、轻型化、简易化和多样化发展; ?采用新理论、新方法、新技术和新手段提高质量; ?采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。 由于我国起重机机械行业起步较晚，虽然在技术水平上有了很大的发展与进步，但是与国际水平相比，还存在着一定差距。 ?产品性能一般; ?产品开发能力较弱; ?制造工艺水平较低; ?产品检测水平不高; ?配套件供应和质量问题影响较大; ?产品技术标准更新滞后、实施乏力。 1.4 本课题使用的设计方法 第2页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 本课题采用以经典力学和数学为基础的半理论、半设计法和模拟法、直觉法等传统设计方法。 第3页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2设计参数的确定 2.1 已知参数 根据设计课题“16t/22m箱形单主梁门机的整体设计”可知:起重机的最大起重量为16吨，跨度为22米。 2.2 其它参数的确定 2.2.1 起重量的确定 当龙门起重机起重量等于或大于15吨时，起重小车应设置两个起升机构，其中起重量大的称为主钩，即本课题中主钩起重量为16吨，起重量小的为副钩，根据门式重机的起重系列选取副钩起重量为3吨。则本课题所设计起重机的起重量为16/3吨。 2.2.2悬臂长度的确定 首先确定起重机的悬臂类型为双悬臂。设计起重机悬臂长时，应根据支腿处的弯矩在当小车位于悬臂端时和当小车位于跨度中点附近时相等，这一条件设计。这样设计出 [2]来的上部主梁是最经济的。因此，根据这一条件并参照同类起重机的悬臂长度，选定 L,7.5m1本课题所设计起重机的悬臂长度。 2.2.3 起升高度的确定 起重机的起升高度是指当吊钩升至最高位置时，大车运行轨面到吊钩中心的垂直距 [2]离。参照同类起重机的起升高度，选定本课题所设计起重机的起升高度，主钩为12米，副钩为14米。 第4页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2.2.4 工作速度的确定 工作速度包括起升速度和运行速度。工作速度的选择应与工作行程相适应。 1) 起升速度 起升速度指吊钩的上升速度。在确定起升速度时，主起升机构的速度较慢，副起升机构的速度较快。初步确定主起升机构的速度为7.8米/分，副起升机构的速度为22米/分。 2) 运行速度 运行速度指龙门起重机大车和起重小车的行走速度。一般小车行走速度在35~45米 [2]/分之间，大车行走速度在30~80米/分之间。初步确定大车的行走速度为40米/分，小车的行走速度为37.5米/分。 2.2.5工作类型的确定 为使设计的起重机安全可靠在设计时必须考虑由起重机的载荷特性和工作繁忙程度所确定的工作类型。因课题没有做特别要求，自定工作类型为中级，从而起重机的工 [2]AJC,25%4作级别为机构负载持续率。 综上所述得起重机的主要设计参数如表2.1。 第5页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 表2.1 起重机的基本设计参数表 参数 参数大小 名称 符号 主钩 16 起重量 Q(t) 副钩 3 跨度 L(m) 22 悬臂长度 L1(m) 7.5 主钩 12 起升高度 H(m) 副钩 14 主钩 7.8 起升速度 (m/min) v 副钩 22 (m/min) v大车 40 dc 运行速度 (m/min) v小车 37.5 xc 工作级别 A4 工作类型 机构负载持续率 JC 25% 第6页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 3 起重小车的设计计算 起重小车主要包括起升机构、小车运行机构和小车架三部分。各部分具体设计如下所示。 3.1 起升机构的设计 起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、也是最基本的机构。根据结构紧凑的原理，采用如图3.1所示的起升机构传动简图。 其工作原理为:电动机通过联轴器和传动轴与减速器的高速轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转;在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。 第7页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1-电动机 2-联轴器 3-传动轴 4-制动器 5-制动轮 6-减速器 7-卷筒 8-滑轮组 9-钢丝绳 10-吊钩 图3.1 起升机构传动简图 3.1.1 主起升机构的设计 1) 钢丝绳的计算 钢丝绳一般采用静力计算法，即钢丝绳的最大静拉力必须小于或等于钢丝绳的许用 拉力。 a钢丝绳的最大拉力计算 第8页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 根据起重机的额定起重量Q,16吨，查表[1]i,3，选取滑轮组倍率，起升机构钢丝绳h [1]缠绕系统如图3.2所示。查表，选取短钩形16吨吊钩组。 钢丝松承受的最大拉力由下式计算: QG，[4]0 (2.1) S,max2i,hh 式中 ——额定起重量，,16000公斤; QQ ——品钩组重量，=322公斤; GG00 ——滑轮组倍率，,3; 图3.2 起升机构钢丝绳缠绕系统 iihh [1]——滑轮组效率，查表，取,0.98。 ,,hh Q，G16000，3220S,,，9.8N,27203.33N? max,2i2，3，0.98hh b钢丝绳的选择 所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式: [4]S,nS (3.2) max绳绳 [4]S,a,S而 (3.3) 丝绳 式中 ——钢丝绳的破断拉力; S绳 ,S ——钢丝绳破断拉力总和; 丝 [5] a——折减系数，对于绳6×19的钢丝绳a,0.85; [5]——钢丝绳安全系数，对于中级工作类型=5.5。 nn绳绳 nS5.5，27203.33max绳由上式可得 ,S,,,176021.55N丝a0.85 [1]查表，选择钢丝绳6×19，其公称强度为1700MPa，直径为17mm，其允许破断拉 第9页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 力总和为184000N。 选用钢丝绳标记如下:钢丝绳6×19-17.0-1700-I-光-右交GB1102-74。 2) 滑轮、卷筒的计算 a 滑轮、卷筒最小直径的确定 为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径(钢丝绳卷绕直径)应 满足下式: [4]D,ed (3.4) 0绳 式中 e——系数，对于中级工作类型的龙门起重机取e=25。 D,ed,25，17,425mm。 所以，0绳 取滑轮、卷筒的名义直径,500mm。 D0 b 卷筒长度的确定 根据图3.3，可知卷筒的长度可由下式计算: 图3.3 卷筒尺寸 [4]L,2(L，L，L)，L (3.5) 012光 Hi[4]maxh (3.6) L,(，n)t0,D0 HH式中 ——最大起升高度，,12米; maxmax n——钢丝绳安全圈数，取n=2; [4]t,d，(2~4),19~21t——绳槽节距， mm，取t=20mm; 绳 第10页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) [4]——根据结构确定卷筒空余部分，取,3t,60mm; LL11 [4]——固定钢丝绳所需要的长度、取入,3t,60mm; LL22 ——根据钢丝绳允许偏斜角确定, L光 [2]L,2Htan,L,L，2Htan,, , hminhmin光 ,,210,2，1500，tan3,L,210，2，1500，tan3 光 53mm,L,473mm，取,120mm; L光光 ——卷绕部分长度 L0 Hi12000，3maxh，取=500mm。 L,(，n)t,(，2)，20,498.6mmL00,D,，5000 L,2(L，L，L)，L,2，(500，60，60)，120,1360mm则卷筒长度 012光取卷筒长度L=1500mm。 c 卷筒壁厚的计算 根据经验计算公式，卷筒的壁厚: [2],0.02D，(6~10),0.02，500，(6~10),(16~20)mm, (3.7) 0 ,,17.5mm取卷筒壁厚。 d 卷筒轴上的扭矩计算 SD[4]max0卷筒轴上的扭矩计算公式: (3.8) M,卷,卷 [4]式中 ——卷筒效率，取=0.98。 ,,卷卷 SD27203.33，0.5max0则扭矩 。 M,,,12491.33N,m卷,0.98卷 e 卷筒转速的计算 iv[4]hn (3.9) ,卷,D0 式中 ——起升速度，=7.8m/min。 vv 第11页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) iv3，7.8h则卷筒的转速。 n,,,16.56r/min卷,,D，0.450 3) 选择电动机 在起重机械中，电动机选用YZR、JZR系列冶金起重用绕线转子三相异步电动机，其具有较高的过载能力和机械强度，适应于短时或断续周期性工作制，频繁启动、制动，及有显著的震动或冲击的设备。具体选择电动机时根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续率来选择。 电机所需静功率计算: (Q，G)v[4]0 (3.10) N,j1000，60,总 [2]式中 ——机构总效率，取=0.85。 ,,总总 (Q，G)v(16000，322)，9.8，7.80则 。 N,,,24.5Kwj,1000，601000，60，0.85总 电动机的计算功率: [4]N,KN (3.11) edj [2]式中 ——起升机构按静功率初选电动机的系数，JC,40%的电动机的=0.8。 KKdd N,KN,0.8，24.5,19.6Kw则 edj [3]由表选择电动机的型号如下: N,22KwYZR225M-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次，，转速=715r/min, 飞ne(40%)电 23.2kg,m轮矩为。 4) 选择减速器 根据传动比和所需输入功率选择减速器。 第12页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) n电[4]'减速器的理论传动比: (3.12) i,n卷 715 ,,43.1815.56 [3]'N,22Kw由表,根据传动比=43.18，电机功率。选择减速器为:ZQ650,实ie(40%)际传动比=40.17，输入功率为26Kw。 i 5)选择制动器 起升机构制动器的制动力矩应满足下式: [4]M,KM (3.13) 制制制,静 [5]式中 ——制动安全系数，由表对于中级工作类型,1.5; KK制制 M ——满载时制动轴上的静力矩， 制,静 (QG)D，,00总 M,,制静2iih (16000，322)，0.5，0.85，9.8则 KM,1.5,381N,m制制,静2，3，40.17 [3]YWZ,315/30[M],280~450N,m由表，选择制动器型号为，制动力矩，5ez D,315mmG,50.6kg，制动器质量。 zzd 6) 选择联轴器 联轴器计算力矩应满足下式要求: [4]M,M (3.14) max计 [4]M,n,M而 (3.15) s计额 式中 ——联袖器的计算扭矩; M计 M——联轴器的最大允许扭短; max [4]n——安全系数，取n=1.5; [4]——刚性动载系数，取=1.5; ,,ss 第13页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) ——电动机轴上的额定扭矩 M额 N22e M,9550,9550，,294N,m额n715电 M,n,M,1.5，1.5，294,661.5N,m 则s计额 [3]由表查得，电动机YZR225M-8的轴端直径为65mm，轴伸为140mm。根据以上条件， [3]CLZ[M],3150N,m由表选得联轴器号数为，其图号为S139，最大允许扭矩为，3max 20.403kg,mG,23.6kg飞轮矩为，质量。从而，浮动轴直径d=45mm。 L [3]再由表选一个带制动轮直径为315mm的半齿轮联轴器，其图号为S215， 2[M],1400N,m0.42kg,mG,19.1kg，飞轮矩为，质量。 maxL 7) 电动机的验算 a电动机的过载能力验算 过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。 当电机在基准接电持续率时，其额定功率应满足下式: Nn (，)QGvH[3]0,, (3.16) Nn,60，1000，,mM总 2.1(16000，322)，9.8，7.8 ,，,21.4Kw1，2.460，1000，0.85 [3]式中 ——系数，取=2.1; HH [3]——电动机个数，m=1; m [3]——允许过载倍率，取=2.4; ,,MM N,[N]由上可知，，过载验算通过。 ne b电动机发热校核 根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为: [4]N,K,N (3.17) 40静 第14页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 式中 ——电动机在JC=40%时的额定功率，=22Kw; NN4040 '(Q，G)v(16000，322)，9.8，8.380——满载静功率，; NN,,,26.3Kw静静,1000，60，1000，60，0.85总 [3]——系数，取=0.8; KK [3]——系数，取=0.95。 ,, K,N,0.8，0.95，26.3,20.0Kw,N则 。 40静 由上可知电动机不会过热。 c启动时间的验算 电动机的启动时间按下式计算: tq 2nQGD()，电2[4]00 (3.18) tCGD{()},,，q2MMii,38.2()(),h起静总 M,1.5M,1.5，294,441N,m式中 ——平均启动转矩，; M起额起 [2]——系数，取=1.15; CC 2,GD——飞轮矩， 22222,GD,GD，GD，GD,3.2，0.403，0.42,4.023kg,m; 电联制 (Q，G)D16000，322，9.8，0.45()00——静阻力矩，。 MM,,,351N,m静静,2ii2，3，40.17，0.85h总 2715(16000，322)，9.8，0.45则。 t,{1.15，4.023，},1.14sq238.2(441,351)(3，40.17)，0.85 [5][t],1~2s由起重机的允许启动时间，可知启动时间满足启动条件。 q d制动时间的验算 电动机的制动时间按下式计算: tz 2nQGD()，电2[4]00tCGD (3.19) {()},,，z’2MMii,38.2()(),h总制静 ’式中 ——电动机所产生的制动力矩， M静 第15页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) (Q，G)D16000，322，9.8，0.45()’00M,,,254N,m, 总静2ii2，3，40.17，0.85h 2715(16000，322)，9.8，0.45则 t,{1.15，4.023，，0.85},0.62sz238.2(450,254)(3，40.17) YWZ由上可知制动时间太短，型制动器的制动力矩可调，将制动器的制动力矩调5 M,380N,m至时，代入上式，制动时间为0.96s，仍太短，可将制动器制动力矩调制 M,360N,m至，此时的制动时间为1.15s，可满足制动要求。 制 综上所述，电动机验算通过。 8) 减速器的验算 减速器主要承受的外力有卷筒、轴及重物产生的径向力和扭矩。因此减速器的验算 主要包括最大径向力、最大扭矩验算，另外还需对减速器进行功率验算及速度误差验算。 a速度误差验算 'i[4]'实际起升速度: (3.20) vv,i 43.18 ,7.8，,8.38m/min40.17 8.38,7.8速度误差:,所以减速器速度误差验算通,,，100%,7.44%,[,],15%7.8 过。 b功率验算 'v'[4]NN实际所需功率: (3.21) ,jjv 8.38 ,24.5，,26.3Kw7.8 ''N,KN,0.8，26.3,21.1Kw则 edj 'N,[N]因，所以减速器功率验算通过。 ee c减速器输出轴最大径向力 减速器输出轴最大径向力可由下式计算: 第16页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1[4] (3.22) R,(aS，G),[R]maxmax卷2 [4]式中 ——绕到卷筒上的绳段数目, =2; aa [1]G,900kg——卷筒及轴的质量，参照同类产品，初步取定; G卷卷 [3]——减速器输出轴允许最大径向力，=98000N。 [R][R] 11则,所以满足此R,(aS，G),(2，27203.33，900，9.8),31613.33N,[R]maxmax卷22 条件。 d减速器输出轴最大扭矩 减速器输出轴最大扭矩可由下式计算: '[4]M,(0.7~0.8),Mi,,[M] (3.23) maxmax额减 [5],,式中 ——电动机最大力矩倍数，取=2.8; maxmax [5]——减速器效率，取=0.95; ,,减减 [3][M],60207N,m——减速器输出轴上的最大短暂容许扭矩，。 [M] M,(0.7~0.8)，2.8，294，40.17，0.95,(21990.18~25131.63)N,m,[M]则，所max 以满足此条件。 综上所述，减速器验算通过。 3.1.2 副起升机构的设计 参照主起升机构的设计，副起升机构的设计如下: 1) 钢丝绳的计算 a钢丝绳的最大拉力计算 [1][1]i,1根据起重机的额定起重量Q,3吨，查表，选取滑轮组倍率。查表，选取h G,65kg短钩形3吨吊钩组，吊钩组质量。 0 钢丝绳的最大拉力: 第17页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) Q，G3000，650 S,,，9.8N,15170.2Nmax,2i2，1，0.99hh 式中 ——滑轮组效率，,0.99。 ,,hh b钢丝绳的选择 所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式: S,nS max绳绳 S,a,S而 丝绳 nS5.5，15170.2max绳由上可得 ,S,,,98160N丝a0.85 [1]查表，选择钢丝绳6×19，其公称强度为1550MPa，直径为14mm，其允许破断拉 力总和为112000N。 选用钢丝绳标记如下:钢丝绳6×19-14.0-1550-I-光-右交GB1102-74。 2) 滑轮、卷筒的计算 a滑轮、卷筒最小直径的确定 为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径应满足下式: D,ed,25，14,350mm 0绳 式中 e——系数，对于中级工作类型的龙门起重机取e=25。 取滑轮、卷筒的名义直径,400mm。 D0 b卷筒长度的确定 根据图2.3，可知卷筒的长度可由下式计算: L,2(L，L，L)，L 012光 Hi14000，1maxhL，取=300mm; ,(，n)t,(，2)，18,265mmL00,D,，4000 HH式中 ——最大起升高度，,14m; maxmax n——钢丝绳安全圈数，取n=2; 第18页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) t——绳槽节距，取t=18mm; ——根据结构确定卷筒空余部分，取,3t,54mm; LL11 ——固定钢丝绳所需要的长度、取,3t,54mm; LL22 ——根据钢丝绳允许偏斜角确定，取,100mm。 LL光光 L,2(L，L，L)，L,2，(300，54，54)，100,916mm则卷筒长度 012光 取卷筒长度L=1000mm。 c卷筒壁厚的计算 根据经验计算公式，卷筒的壁厚: ,0.02D，(6~10),0.02，400，(6~10),(14~18)mm, 0 ,,15mm取卷筒壁厚。 d卷筒轴上的扭矩计算 SD15170.2，0.4max0卷筒轴上的扭矩计算公式:。 M,,,6191.92N,m卷,0.98卷e卷筒转速的计算 iv1，22h n,,,17.52r/min卷,,D，0.40 式中 ——起升速度，=22m/min。 vv 3) 选择电动机 根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续 率选择电动机。 静功率计算: (Q，G)v(3000，65)，220 N,,,12.24Kwj,1000，601000，60，0.9总 [2]式中 ——机构总效率，取=0.9。 ,,总总 电动机的计算功率: N,KN,0.8，12.24,9.79Kw edj 第19页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 式中 ——起升机构按静功率初选电动机的系数，JC,40%的电动机的=0.8。 KKdd [3]由表选择电动机的型号如下: N,11Kw-8,S3工作制，JC=40%，CZ=6次，，转速=715r/min, 飞YZR180Lne(40%)电 21.5kg,m轮矩为。 4) 选择减速器 n715电'减速器的理论传动比: i,,,40.81n17.52卷 [3]'N,11Kw由表,根据传动比=40.81，电机功率。选择减速器为:ZQ500,实ie(40%) 际传动比=40.17，输入功率为12Kw。 i 5)选择制动器 起升机构制动器的制动力矩应满足下式: (3000，65)，0.4，0.85，9.8 M,KM,1.5,190.68N,m制制制,静2，1，40.17 [5]式中 ——制动安全系数，由表对于中级工作类型,1.5; KK制制 (QG)D，,00总M ——满载时制动轴上的静力矩， M,制,静,制静2iih [3]YWZ,250/30[M],140~225N,m由表，选择制动器型号为，制动力矩，5ezD,250mmG,37.6kg，制动器质量。 zzd 6)选择联轴器 联轴器应满足下式要求: M,M max计 M,n,M,1.5，1.5，146.92,330.57N,m而 s计额 式中 ——联轴器的计算扭矩; M计 第20页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) M——联轴器的最大允许扭短; max n——安全系数，取n=1.5; ——刚性动载系数，取=1.5; ,,ss ——电动机轴上的额定扭矩 M额 N11e M,9550,9550，,146.92N,m额n715电 [3]由表查得，电动机YZR180L-8的轴端直径为55mm，轴伸为110mm。根据以上条件， [3]CLZ[M],3150N,m从表选得联轴器号数为，其图号为S241，最大允许扭矩为，3max 20.435kg,mG,19.74kg飞轮矩为，质量。从而，浮动轴直径d=45mm。 L [3]再由表选一个带制动轮直径为250mm的半齿轮联轴器，其图号为S120， 2[M],710N,m0.38kg,mG,17kg，飞轮矩为，质量。 maxL 7) 电动机的验算 a电动机的过载能力验算 过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。 当电机在基准接电持续率时，其额定功率应满足下式: Nn (Q，G)vH2.1(3000，65)，9.8，22.350。 N,,,，,10.88Kwn,,m60，1000，1，2.460，1000，0.85M总 式中 ——系数，取=2.1; HH ——电动机个数，m=1; m ——允许过载倍率，取=2.4; ,,MM N,[N]由上可知，，过载验算通过。 ne b电动机发热校核 根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为: N,K,N 40静 第21页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 式中 ——电动机在JC=40%时的额定功率，=11Kw; NN4040 '(Q，G)v(3000，65)，9.8，22.350——满载静功率，; NN,,,12.43Kw静静,1000，60，1000，60，0.9总 ——系数，取=0.8; KK ——系数，取=0.95。 ,, K,N,0.8，0.95，12.43,9.45Kw则 。 静 由上可知电动机不会过热。 8) 减速器的验算 a速度误差的验算 'i43.81'实际起升速度: v,v,22，,22.35m/mini40.17 22.35,22速度误差:,所以符合要求。 ,,，100%,1.59%,[,],15%22 b功率验算 'v22.35'实际所需功率: N,N,10.53，,10.7Kwjjv22 ''N,KN,0.8，10.7,8.6Kw则 edj 'N,[N]因，所以符合要求。 ee 3.2 小车运行机构的设计 小车运行机构采用立式圆锥减速器形式的垂直反滚轮式小车。其中两水平轮都为主动轮，这样可以有效地的防止小车车轮啃道，提高小车运行的灵活性。 3.2.1 轮压计算 本起重机小车为垂直反滚轮式起重小车，参考同类型，规格相近的起重机，估计小车架总重量及其重心至主轨道中心线的距离。小车受力简图如图3.4。根据起重小车架 第22页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 的平衡条件，求出主动轮轮压和垂直反滚轮轮压。 a满载时轮压计算 由小车垂直反滚轮处力矩: ,M,G(l，B)，G(l，B)，G(l，B),(P，P)B,0 (3.24) 11223311 得: 4500，(1230，110)，16322，(1230，650)，2500，(1230，900),(P，P)，1230,0 11 (P，P)12(P，P),318822N从而，满载时主动轮轮压。 P,,159411N12max2 参考同类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重，及相关尺寸。 (P，P)式中 ——两车轮轮压之和; 12 G,4500kg——小车上机械部分质量，; G11 G,Q，G,16322kg——吊重及吊具重量之和，; G202 G,2500kg——小车架重量，; G33 B,1230mm——小车轨距，; B l,110mm——小车重心至主轨道中心线的距离，; l11 l,650mm——吊重及吊具重心至主轨道中心线的距离，; l22 l,900mml33——小车架重心至主轨道中心线的距离，。 由垂直方向受力平衡: ,Y,(P，P),G,G,G,2P,0 (3.25) 11123fg 318822,(4500，2500，16322)，9.8,2P,0得,从而求得满载时垂直反滚轮轮压fg P,45133N。 fg b空载时轮压计算 按轮压计算方法得: (P，P),79164N主动轮之和:; 120 第23页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) (P，P)120主动轮轮压:; P,,39582Nmin2 P,3704N。 垂直反滚轮轮压:fg,0 图3.4 垂直反滚轮式小车受力简图 3.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 a车轮与轨道的选择 [2]根据满载时车轮轮压，由表，选择直径为400mm的小车车轮，车轮的踏面为圆柱形。 中小型起重机小车的轨道采用P型铁路钢轨，根据车轮直径，配套选用钢轨型号为 [2]P38。 b验算车轮与轨道强度 车轮踏面疲劳计算载荷由下式计算得: [2]P,KP,0.8，1，159411,127529N,。 (3.26) max计冲 Q16000[2]式中 ——载荷变化系数，由表有，从而有=0.8; ,,,,2.3G，G4500，350013 [2]——冲击载荷，由表有=1。 KK冲冲 第24页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 因为轨道有秃顶，故车轮与轨道为点接触。对于型号为P38的钢轨，其轨顶曲率半 径R=300mm。 点接触的接触应力由下式计算得: 212[2],,P，3 (3.27) ,4000()计点DR 21223 ,4000，127592，(，),353N/mm 5030 2[2]ZG55CrMnSi[,],686N/mm选用车轮材料为，其。 点 3.2.3 运行阻力的计算 1)满载运行时静阻力计算 a运行摩擦阻力 对于带垂直反滚轮式小车的单主梁龙门起重机,由下式有小车满载运行时的最大摩 Kd2，,Kd2，,反轮[2]擦阻力为: (3.28) P(QGGGP)KP,，，，，2，2附013fgfg摩满DD轮反轮 [2]式中 ——滚动摩擦系数，由表有=0.06; KK [2]——轴承摩擦系数，由表有=0.015; ,, [2]——附加摩擦阻力系数，由表有=1.2; KK附附 ——车轮直径，=40cm; DD轮轮 ——轴承内径，d,10cm; d DD——垂直反滚轮直径，取,25cm; 反轮反轮 dd——垂直反滚轮轴承内径，=6cm。 反轮反轮 则小车满载运行时的最大摩擦阻力为: 2，0.06，0.015，10 P,{(16000，322，4500，2500)，9.8，90266)}，，1.2摩满40 2，0.06，0.015，6 。 ，90266，,2582，474,8056N25 第25页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) b坡度阻力 当龙门起重机在与水平面成倾角的轨道上爬坡远行时，须克服货重及小车自重引起 的坡度阻力，其值按下式计算: [2]P,(Q，G，G，G)K (3.29) 013坡坡 [2]式中 ——坡道阻力系数，由表有=0.002。 KK坡坡 则满载运行时最大坡度阻力为: P,(16000，322，4500，2500)，9.8，0.002,457N。 坡 c迎风阻力 满载运行时最大风阻力按下式计算: [2]P,Cq(F，F) (3.30) ,风起货 [2]式中 ——风载体形系数，; CC,1.2 2[2]q,150N/m——?类载荷的标准风压值，; q,, 2[2]F,8m——起重小车迎风面积，; F起起 2[2]F,10m——货物迎风面积，由表有。 F货货 P,1.2，150，(8，10),3240N则满载运行时最大风阻力。 风 综上所述，满载时小车运行时的静阻力为: P,P，P，P,8056，457，3240,11753N。 (3.31) 风静摩,满坡 2) 空载运行时静阻力计算 a运行摩擦阻力 小车空载运行时的摩擦阻力可由下式计算: Kd2，,Kd2，,反轮[2] (3.32) P(GGGP)KP,，，，2，2附013fgfg摩空DD轮反轮 2，0.06，0.015，10则 P,{(322，4500，2500)，9.8，90266)}，，1.2摩空40 2，0.06，0.015，6 。 ，90266，,1312，474,1786N25 第26页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) b坡度阻力 空载运行时的坡度阻力可由下式计算: [2]P,(G，G，G)K (3.33) 013坡空坡 则空载运行时的坡度阻力为: P,(322，4500，2500)，9.8，0.002,144N。 坡空 c迎风阻力 空载运行时迎风阻力可按下式计算: [2]P,CqF (3.34) ,风空起 P,1.2，150，8,1440N则空载运行时迎风阻力:。 风 综上所述，空载时小车运行时的静阻力为: P,P，P，P,1786，144，1440,3370N。 (3.35) 静空摩,空坡空风空 3.2.4 选择电动机 满载运行时的静功率: Pvxc静[4], (3.36) Nj1000，60, [2]式中 ——机构效率，取=0.9。 ,, 11753，37.5则 。 N,,8.16Kwj1000，60，0.9 N,KN初选电动机的功率: edj [2]式中 ——起动时克服惯性力，电动机功率的增大系数=1.2。 KKdd N,1.2，8.16,9.79Kw则电动机所需最小总功率为，单个电机所需的功率为4.90kw。 e [3]YZR160M-6由表选择电动机的型号为，S4工作制，JC=40%，CZ=300次，2 2N,5.5Kw0.58kg,m，转速=959r/min, 飞轮矩为。 ne(40%)电 3.2.5 选择减速器 第27页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) v37.5[4]dc车轮转速: (3.37) n,,,29.9r/min轮,,D，0.4轮 n959电[4]'减速器的理论传动比: (3.38) i,,,32.1n29.9轮 [3]'由表,根据传动比=31.6，选择减速器为:ZSC-600,实际传动比=31.2，输入功ii率为16.1Kw,转速为1000r/min。 Dn,，0.4，959,电轮'[4]实际运行速度: (3.39) v,,,38.6m/mini31.2 38.6,37.5速度误差:,所以减速器符合要求。 ,,，100%,2.9%,[,],15%37.5 3.2.6 选择联轴器 [3][3]YZR160M-6由表查得电动机的轴端直径为48mm，轴伸长度为110mm。由表查2 得ZCS-600输入轴轴端直径为35mm，轴伸长度为55mm;输出轴轴端直径为80mm，轴伸 长度为115mm。 a高速轴的扭矩计算 联轴器应满足下式要求: [4]M,M (3.40) max计 [4]M,n,M而 (3.41) s计额 N5.5e M,9550,9550，,55N,m额n959电 M,n,M,1.5，1.5，55,124N,m则 s计额 [3][M],710N,m由表选一个带制动轮的半齿轮联轴器，其图号为S328，，飞轮max 20.38kg,mG,20.2kg矩为，质量。 L b低速轴的计算扭矩 1'低速轴的计算扭矩， M,M,,0.5，4213，0.9,1896N,m计低2 第28页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 5.5‘式中 。 M,n,M,1.5，1.5，9550,3850N,ms低额30.7 [3]CLZ由表选得联轴器号数为，其图号为S160，最大允许扭矩为3 2[M],3150N,m0.435kg,mG,25.7kg，飞轮矩为，质量。 maxL3.2.7 电动机的验算 a电动机轴上的静力矩 PD11753，0.4静轮[4]满载时: (3.42) M,,,83.7N,m满,2i2，31.2，0.9 PD3370，0.4,静空轮[4]M,,,24.0N,m空载时: (3.43) 静,空,2i2，31.2，0.9 b起动时间的验算 满载时: '2KnG，G，Gv()1d[4]电2123 启动时间: (3.44) t,{9.55，,GD}起,M,Mn375平起静电 MM,1.5M,1.5，55,83N,m式中 ——电动机的平均启动转矩，; 平,起平,起额 2,GD——飞轮矩， 22222,GD,GD，GD，GD,0.58，0.33，0.435,1.345kg,m。 电联制则 38.62(16322，4500，2500)，()11.2，95960t,{9.55，，，1.345，9.8},3.5s。 起83,(83.7/2)959，0.9375空载时: 启动时间: '2KnG，G，Gv()1d电[4]2023 (3.45) t,{9.55，,GD}起,空,M,Mn375起静空电min MM,0.7M,0.7，55,39N,m式中 ——电动机的平均启动转矩，。 起,min起,min额 第29页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 38.62(322，4500，2500)，()11.2，95960t,{9.55，，，1.345，9.8},4.6s则。 起,空39,24959，0.9375 [5]起重机的允许启动时间3至6秒，由上可知启动时间满足启动条件。 c电机发热功率验算 根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为: [4]N,K,N (3.46) 40静 K,N,0.8，1.2，8.16,7.83Kw。 静 由上可知电动机不会过热。 3.2.8 选择制动器 对于室外工作的起重小车，制动力矩应满足在满载、顺风及下坡的工况下，使小车 停住的要求。 a电机轴上的静力矩 P，P,P5400，457,3056风,坡摩满,‘[4] 。 (3.47) M,D,,，0.4，0.9,16.2N,m静轮2i2，31.2 PP,Cq(F，F),1.2，250，(8，10),5400N,m式中 ——迎风阻力，。 风,,,风起货 b制动力矩的计算 2Kn(G，G，G)v1d[4]电‘2123 (3.48) M,M，{9.55,，,GD}制静tn375制电 式中 ——制动时间，取小车制动时间，,3s。 tt制制 则制动力矩为 38.62(16322，4500，2500)，()11.2，95960M,16.2，{9.55，，0.9，，1.345，9.8},57.9N,m制3959375c选择制动器 [3]YWZ,200/23D,200mm查表选用制动器型号:，制动轮直径，制动力矩5z[M],112~225N,mG,26.6kg，质量。 zdez 第30页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) d验算制动时间 '2KnG，G，Gv()1d[4]2电123 (3.49) t,{9.55,，,GD}制‘’n375M,M电制静 ‘‘M,160N,m式中 ——按需要调接后的制动器的制动力矩，取。 M制制 则制动时间: 38.62(16322，4500，2500)，()11.2，95960t,{9.55，0.9，，1.345，9.8},2.85s 制160,16.2959375符合制动要求。 第31页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 4 门架的设计计算 门架主要构件有主梁、支腿、和下端梁，皆采用箱型结构。 4.1 确定门架主要尺寸 ,3 4.1.1 主梁的几何尺寸和几何特性 主梁的箱型结构主要截面如图4.1。 1) 主梁几何尺寸 a主梁高度h由下式有: ,,12 11[2] (4.1) h,(~)L1018 11 ,(~)，22,(1.2~2.2)m1018 取h=1.5m。 b主梁宽度B由下式有: [2]图4.1 主梁截面图 B,(0.6~0.8)h (4.2) ,(0.6~0.8)，1.5,(0.9~1.2)m B,1.1mB,0.96m取，。 sx c腹板厚度: [2],,8mm,,6mm取主腹板，副腹板。 21 d盖板厚度: [2],,8mm主梁的上下盖板。 3 则H=1.516m，b=0.9m。 2)主梁几何特性 第32页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 经计算得: 2F,(B，B),,，(,，,),h,374.8cm主梁面积:; sx312 h,(b/2，/2),,h,(b/2，/2),,,,,2211主梁截面的型心: x,,36.58F B,(h/2，/2),,B,(h/2，/2),,,,,s33x33 y,,22.53F截面静力矩: hxh，,/2/233S,yd,y(,，,)d，y(,，,)d，y(B，B)d,10150cm， xAAhyyhxsy,/21212/2,,,,x 3S,xd,6860cm; yAA, 2424I,yd,1328762cmI,xd,559431cm惯性矩:,; xAAyAA,, I3x截面模数:; W,,17035cmx(h/2，y) Ix3左边的截面系数:; W,,10884cmyL(B/2，x)s Ix3右边的截面系数:。 W,,9547cmyR(B/2,x)s 4.1.2 支腿的几何尺寸和几何特性 1)支腿总体尺寸 [5]支腿几何尺寸如图4.2所示，参考同类“L”型支腿门式起重机，确定其总体几 何尺寸如下: H,9mh',9.25mH,1.35mH,0.4mH,1.5mH,2mH,14.25m，，，，，，，12345 l,1.6ml,5.4ma,2.6mB,7m，，，，。 l,8m21 其中B为大车轮距: 11[3]B,(~)L (4.3) 046 第33页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 11 ,(~)，37,(9.3~6.2)m46 B,7m取。 2)支腿截面尺寸及几何特性 图4.2 支腿总体几何尺寸图 aA-A横截面如图4.3 a)所示，同理可得: A,A4A,A4I,727588cmI,1432431cm惯性矩:，; xy A,A3A,A3W,15080cmW,17101cm截面模数:,。 xy bB-B横截面如图4.3 b)所示，同理可得: B,B4B,B4I,403208cmI,1951110cm惯性矩:，; xy B,B3B,B3W,11859cmW,19356cm截面模数:,。 图4.2 支腿总体几何尺寸图 xy c折算惯性矩 b, B-B截面 a, A-A截面 图4.3 支腿截面尺寸图 折算惯性矩可按下式计算: 2[3]I,I[1，(K,1),] (4.4) zzmin A,AI[3]x,,0.758: K,由表有， I,,1.81zxzB,BIx 第34页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) BB,24从而有I,I[1，(K,1),],640370cm; xzxz 4I,1868209cm同理有。 yz 4.1.3 下横梁的几何尺寸和几何特性 C-C纵截面如图4.4所示: 图4.4 下横梁C-C截面尺寸图 C,C4I,178926cm，惯性矩:xA,A4I,1113442cm; y C,C3C,C3W,4771cmW,6339cm截面模数:,。 xy 4.2门架的载荷计算 4.2.1 主梁单位长度质量 [5]G,19000kg参照其它起重机，估计主梁自重。 q G19000，9.8q主梁的计算载荷:。 q,,,5032N/mjL，2L22，2，7.51 4.2.2 小车轮压计算 第35页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2P,Q，G，G，G单主梁小车有两个垂直车轮，车轮轮压: (4.5) 012 [2]2P,,(G，G)，,(Q，G)计算轮压: (4.6) j11220 [2]式中 ——起升冲击系数，当小车运行速度小于1m/s时，取=1; ,,11 [2]——动力系数，取=1.2。 ,,22 2P,[1，(2500，4500)，1.2(16000，322)]，9.8,260547N则车轮计算轮压,单个车j P,130274N轮轮压。 j 4.2.3 小车制动惯性力 小车制动时由于货物和小车自重会引起惯性力，小车制动时的惯性力受限于小车车 轮与轨道的粘着力，即: [2]P,fV (4.7) xg [2]式中 ——粘着系数，取=0.15; ff G，G，G16322，2500，4500123 ——主动轮轮压，。 V,,，9.8,114278NV22 P,0.15，114278,17142N则小车制动惯性力。 xg 4.2.4 大车制动惯性力 1)自重惯性力 fGaqq[2]主梁自重引起的惯性力P, (4.8) dghB(1,f)B h,H，H，H,10.75m式中a，B尺寸见图4.2，为门架内力计算高度。 h12 0.15，19000，9.8，2.6qP,,13479N则。 dg10.757，(1,0.15，)7 第36页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 13479q 主梁自重引起的惯性力化成均布载荷。 q,,365N/mdg22，2，7.52)货物自重和小车自重引起的惯性力 h取其作用在处，则货物自重和小车自重引起的惯性力 2 fGGGa(，，)xc[2]123P, (4.9) dghBf(1,)B2 0.15，(16322，2500，4500)，9.8，2.6 ,,14391N10.757，(1,0.15，)2，7 3)支腿自重引起的惯性力 [5]G,3900kg支腿自重:。 t 则支腿自重引起的惯性力 fGllb[,(，)]t[2]t1P (4.10) ,dgl 0.15，3900，[8,(1.6，0.8)] ,,4013N8 4.2.5 风载荷 1)作用于货物上的风载荷 Q[2]P,CqF (4.11) f,f,W 2[2]F,10m当Q=16t时，查表，取迎风面积;C为风载体型系数，取C=1.2;qWf, 2q,250N/m为标准风压值，取。 f, QP,1.2，250，10,3000N/m则。 ,f 2)作用在小车上的风载荷 xc[2]P,CqF (4.12) f,f,xc 2[2]F,8m式中 ——小车迎风面积，查表取。 Fxcxc xcP,1.2，250，8,2400N/m则 ,f 第37页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 3)作用在主梁上的风载荷 q[2]P,CqF (4.13) f,f,q 2F,1.516，37,56.1m式中 ——主梁长度方向迎风面积，。 Fqq qP,1.2，250，56.1,16830N/m则。 ,f 16830q 主梁上的风载荷化为均布载荷。 q,,455N/m,f374)作用在支腿上的风载荷 t[2]P,CqF (4.14) f,f,t 2F,9，1.675,15.1m式中 ——支腿迎风面积，。 Ftt tP,1.2，250，15.1,4530N/m则。 ,f 4530t 支腿上的风载荷化为均布载荷。 q,,503N/m,f94.3 门架的内力计算 将门架分为门架平面和支腿平面，分别作为平面刚架计算，下面分别对主梁、支腿、 下横梁逐个进行计算。 4.3.1 主梁的内力计算 1) 垂直面内的内力 a主梁均布自重引起的支反力和内力 支反力和内力的计算简图见图4.5，其中a)为计算简图，b)为弯矩图，c)为剪力图。 L[2]支反力: (4.15) V,V,q(，L)ABj12 22 ,5032，(，7.5),93092N2 LR[2]Q,Q,qL剪力: (4.16) DCj1 ,5032，7.5,37740N 1RL[2],, (4.17) QQqLDCj2 第38页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1 ,，5032，22,55352N2 2qLj2[2]跨中弯矩: (4.18) M,(,L)L1242 25032222 ,，(,7.5),162911N,m24 12[2]MMqLC、D支点处弯矩: (4.19) ,,CDj12 12 ,，5032，7.5,141525N,m2 图4.5 主梁由自重引起的内力图 b移动载荷引起的主梁支反力和内力 P,P,130274N小车轮压，小车轮距K=2.6m。 12 小车位于跨中: 图4.6中a)为计算简图，b)、c)为内力图。 K[2]支反力:V,P(1,) (4.20) A2L 2.6 ,130274(1,),122576N2，22 第39页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) K[2] (4.21) V,P(1，)B2L 2.6 ,130274(1，),137973N2，22 b2P(L),2[2]M,最大弯矩: (4.22) 中max2L 2.62130274，(22,)2,,1268661N,m 2，22 LRQ,V,122576NQ,V,137973N剪力:，。 DADB 小车位于悬臂端: 图4.7中a)为计算简图，b)、c)为内力图。 支反力: ''LLK,[2]11VPP (4.23) (1)(1),，，，A12LL 6.36.3,2.6,130274(1，)，130274(1，) 2222 ,319763N ''LLK,[2]11VPP; (4.24) ,，B12LL 6.36.3,2.6 ,130274，，130274，,59215N2222 第40页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图4.6 移动载荷位于跨中主梁内力图 图4.7 移动载荷位于悬臂端主梁内力图 弯矩: ''[2]M,PL，P(L,K) (4.25) D1121 ,130274，6.3，130274，(6.3,2.6),1302740N,m L[2] (4.26) ,MVLB22 22 ,59215，,651365N,m2 LRQ,Q,V,59215N剪力:, CDB L[2]Q,V,V (4.27) DAB ,319763,59215,260548N c小车制动惯性力引起的主梁内力 当小车制动时，惯性力顺主梁方向引起的主梁内力如图4.8。 第41页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图4.8 小车制动惯性力引起主梁内力图 Phxg[2]VV支反力: (4.28) ,,ABL 17142，10.75 ,,8376N22 Q,Q,V,8376N剪力:， CDB Q,H,P,17142N ; HAxg [2]M,Ph弯矩:支点 (4.29) Dxg ,17142，10.75,184277N,m 1[2] 跨中 (4.30) M,PhLxg22 1 ,，17142，10.75,92138N,m2 2) 水平面内的内力 主梁在水平面内主要作用载荷为大车制动时的水平惯性力和风载荷。主梁在水平面 第42页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 内的计算简图可近似的视为静定简支梁。受力简图见图4.9。 xcPdg大车制动时(满载小车引起的水平惯性力作为集中力作用在主梁上，主梁自重 qqqPqP,dgdgf引起主梁自重引起的惯性力化成均布载荷作用在主梁上，主梁上的风载荷化 qq,f为均布载荷作用在主梁上。 图4.9 小车水平面内受力简图 a小车在跨中 12qq[5]支点处弯矩 (4.31) M,(q，q)LDdgf,12 12 ,，(365，455)，7.5,23063N,m2 1112[5]qq2xcxcQ跨中处弯矩 (4.32) M,(q，q)(L,L)，(P，P，P)LLdgf,1dgf,f,2442 11122,，(365，455)，(，22，7.5)，，(14391，3000，2400)，22 244 ,181523N,m b小车在悬臂端 支点处弯矩 12qqxcxcQ[5] (4.33) M,(q，q)L，(P，P，P)L11Ddgf,dgf,f,2 12,，(365，455)，7.5，(14391，3000，2400)，7.5 2 ,171495N,m 跨中处弯矩 11122[5]qqxcxcQ (4.34) M,(q，q)(L,L),(P，P，P)L11Ldgf,dgf,f,2422 第43页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 11122,，(365，455)，(，22，7.5),，(14391，3000，2400)，7.5 242 ,,1544N,m 综上所述，分别将主梁垂直面和水平面内弯矩列表，如表4.1所示。 表4.1 主梁垂直面和水平面内弯矩表 主梁垂直面内弯矩() N,m 主梁均布载荷 移动载荷 产生弯矩的外力 MM MML/2L/2DD 小车在跨中 -141525 162911 0 1268661 小车在悬臂 -141525 162911 -1302740 -651365 小车制动时产生的惯性力 外力合成 产生弯矩的外力 MM MML/2L/2DD 小车在跨中 184277 92138 42752 1523710 小车在悬臂 184277 92138 -1259988 -396316 主梁水平面内弯矩() N,m qqxcxcQq、q、P、P、P等 ,,,dgfdgff 产生弯矩的外力 M ML/2D 小车在跨中 -23063 181523 小车在悬臂 -171495 -1544 4.3.2 支腿与下横梁的内力计算 1) 门架平面内支腿的内力计算 计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门 架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为静定结构。 a由主梁均布自重产生的内力 2qLj[5]H,其受力简图见图4.10，侧推力 (4.35) 4h(2k，3) 第44页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 25032，22则; H,H,H,,11328NAB4，10.75，(2，1，3) [5]M,M,Hh弯矩 (4.36) CD ,11328，10.75,121776N,m 图4.10 支腿由自重引起的内力图 第45页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) b由移动载荷产生的内力 (a) (b) 图4.11 支腿由移动载荷引起的内力图 由移动载荷产生的内力即由小车轮压产生的主梁内力，分小车在跨中和在悬臂端进行计算。图4.11为其受力图，其中(a)为小车在跨中时引起的内力图，(b)为小车在悬臂端时引起的内力图。 小车在跨中: 当a=c时， 3Pa(a，K)3，130274，9.7，(9.7，2.6)j[5]侧推力 (4.37) H,,,39433NhL(2k，3)10.75，22，(2，1，3) H,H,H,39433N 则; AB M,M,Hh,39433，10.75,423905N,m弯矩。 CD 小车在悬臂端: KK31[5]H[P(S)P(S)]侧推力 (4.38) ,，，,,,12222k32h， 2.62.631则; H,H,[130274，(5，)，130274，(5,)]，，,36356NAB222，1，32，10.75 第46页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) M,M,Hh,36356，10.75,390827N,m弯矩。 CD c作用在支腿上的风载荷产生的内力 作用在支腿上的风载荷为均布载荷，其受力简图见图4.12。 tqh11k，18,f[5]侧推力:H,, (4.39) A82k，3 503，10.7511，1，18 ,，,3920N82，1，3 tqh5k，6,f[5]H,, (4.40) B82k，3 503，10.755，1，6 ,，,1487N82，1，3 M,Hh,1478，10.75,15889N,m 弯矩: ， CB t23qh(k，2),f[5]M, (4.41) D8(2k，3) 23，503，10.75，(1，2) ,,13079N,m8，(2，1，3) 最大弯矩: tqhk11，18,f[5]2M (4.42) ,,(,)maxk28(2，3) 50310.7511，1，182 ,，(，),15277N,m282，1，3 d由小车惯性力产生的内力 顺小车轨道方向的风载荷和小车制动惯性力产生的支腿力，其受力简图见图4.13。 1xcxcQ[5]侧推力 (4.43) H,H,(P，P，P),,ABxgff2 1,，(17142，3000，2400) 2 ,11271N M,M,Hh,11271，10.75,161163N,m弯矩。 CD 第47页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图4.12 支腿由风载荷引起的内力图 图4.13 支腿由小车制动惯性力产引起的内力图 e支腿弯矩合成 小车在跨中的合成弯矩: ,M,,121776,423905,15889,161163,,722733N,m C ,M,,121776,423905，13079，161163,,3658199N,m D 小车在悬臂端的合成弯矩: ,M,,121776，390827,15889,161163,91999N,m C ,M,,121776，390827，13079，161163,443293N,m D 2)支腿平面内支腿的内力计算 a由垂直载荷引起的支腿反力 计算支腿平面内的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算。此时可知载荷: (2)qL，Lj1[5]2 (4.44) P,P，cj2 第48页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 5032，(22，2，7.5) ,2，130274，,353640N2 在垂直载荷作用下引起支腿的内力，其内力计算简图见图4.14 a)。 由下式计算支反力: PBla[,(，)][5]c1V (4.45) ,1B 353640，[7,(1.6，1.6)] ,,191976N7 Pla(，)[5]c1V (4.46) ,2B 353640，(1.6，1.6) ,,161664N7 由支反力引起的弯矩: [5]M,Vl,191976，1.6,307162N,m (4.47) 111 [5]M,Vl,161664，5.4,872986N,m (4.48) 222 [5]M,Pa,353640，1.6,565824N,m (4.49) 3c b由水平载荷引起的支腿内力 在水平载荷作用下引起的支腿内力，其内力计算简图见图4.14 b)。 作用在支腿顶部的水平载荷: 11qqxcxcQ[5] (4.50) P,P，P，P，P，P1,,,sdgfdgff22 11 ,，13479，，16830，14391，3000，2400,34946N22 作用在支腿顶部的水平载荷: ttP,P，P,4013，4530,8543N; 2,sdgf 2PhPh，[5]s1s2VV支反力: (4.51) ,,122B 2，34946，10.75，8543，10.75 ,,60227N2，7 M,Vl,60277，1.6,96443N,m 弯矩:， 111 M,Vl,79026，5.4,325496N,m， 222 第49页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1[5],， (4.52) MPhPh3s1s22 1 ,34946，10.75，，8543，10.75,421589N,m2 图4.14 支腿平面内支腿的内力计算简图 c扭矩作用引起的支腿反力 支腿承受从主梁传递扭矩作用引起的支腿反力，其内力计算简图见图4.14 c)。 主梁扭矩: [5]M,Gl，Gl，Gl (4.53) n112233 ,(4500，122，16322，130，2500，155)，9.8 ,299719N,m 第50页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) M[5]n支反力:VV (4.54) ,,12B 299719 ,,42817N7 M,Vl,42817，1.6,68507N,m 弯矩:， 111 M,Vl,42817，5.4,231212N,m， 222 M,M,299719N,m。 3n d支腿自重引起的支腿内力 G,3900kg 支腿自重，支腿自重引起的支腿内力计算简图见图4.14 d)。t b=a/2=0.8m. 3900，9.8将支腿自重化为均布载荷:; q,,23888N/mt1.6 GBlb[,(，)][5]t1V支反力: (4.55) ,1B 3900，9.8，[7,(1.6，0.8)] ,,25116N7 Glb(，)[5]t1V (4.56) ,2B 3900，9.8，(1.6，0.8) ,,13104N7 M,Vl,25116，1.6,40186N,m弯矩:， 111 M,Vl,13104，5.4,70762N,m， 222 22qa23888，1.6t。 M,,,30577N,m322 e下横梁自重引起的支腿内力 G,2350kg下横梁自重，下横梁自重引起的支腿内力计算简图见图4.14 e)。 h 2350，9.8将下横梁自重化为均布载荷: q,,3290N/mh7 ql[5]h支反力 (4.57) ,,VV122 第51页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 3290，7 ,,11515N2 12[5]Mqhl弯矩 (4.58) ,Lh/28 12 ,，3290，10.75，7,216626N,m8 支腿与下横梁连接处的下横梁C-C截面处弯矩: 2qhllqhl[5]hh11 (4.59) ,,M,CC22 23290，10.75，7，1.63290，10.75，1.6,, 22 ,152788N,m 通过以上计算，支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩见表4.2。 表4.2 支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩 引起弯矩 PPMGGcsnth的外力 M,565824M,421589M,299719M,30577 支腿 0 3333 M,216626M,307162M,96443M,68507M,40186 下横梁 L/21111 M,152788M,872986M,325496M,231212M,70762 下横梁 C,C2222 4.4 门架的强度验算 4.4.1 主梁强度验算 现在按第?类载荷组合验算主梁的强度，分别计算垂直方向和水平方向的弯曲应力和剪应力。 1)弯曲应力 由表4.1可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯矩:小车在跨中时，跨中弯矩最大;小车在悬臂时，支承D处弯矩最大。分别验算主梁跨中和支承D处的弯曲应力。 跨中最大弯曲应力: 第52页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 垂直水平MM[5]L/2L/2 (4.60) ,,1.15(，)zWWxy 1523710181523,1.15，(，) 170359547 ,1124.7MPa,[,],160MPa 支承D处最大弯曲应力: 垂直水平MM[5]DD (4.61) ,,1.15(，)0WWxy 1259988171495,1.15，(，) 170359547 ,105.7MPa,[,],160MPa 2)剪应力验算 ,Q,,37740,260548,8376,,306664N小车在跨中时，主梁支承处剪力，小车D ,Q,37740，122576,8376,151940N在悬臂端时，主梁支承处剪力。则计算时取小D ,Q车在跨中时主梁支承处剪力=306664N。 D 主梁支承处垂直面内的剪应力: ,QS[5]Dx, (4.62) ,xI(,，,)x12 306664，10150 ,,16.7MPa,[,],90MPa1328762(0.6，0.8) 主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力较小，可略去不计。 3)主梁扭转剪应力 作用于主梁上的外扭矩: [5]M,Gl，Gl，Gl (4.63) n112233 ,(4500，122，16322，130，2500，155)，9.8 ,299719N,m 主腹板上的剪应力: 第53页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) M[5]n, (4.64) ,12A,1 299719 ,,13.7MPa,[,],90MPa2，90.7，150.8，0.8 副腹板上的剪应力: M[5]n, (4.65) ,22A,2 299719 ,,18.3MPa,[,],90MPa2，90.7，150.8，0.6 由以上计算可知主梁满足强度要求。 4.4.2 支腿和下横梁强度验算 1)支腿强度验算 由上述计算可知，在门架平面内支腿上部弯矩较大;在支腿平面内，支腿下部弯矩 ,M较大。对于支腿上部截面A-A，可按门架平面小车在跨中的合成弯矩和支腿平面C内支腿承受主梁传递的扭矩验算弯曲应力: Mn M,M[5]n (4.66) ,,，aA,AA,AWWxy 722733299719 ,，,65.5MPa,[,],160MP1508017101 ,M对于支腿下部截面B-B，可按支腿平面支腿下部的合成弯矩和轴向力N验算弯3曲应力: ,M,1449304N,m合成弯矩:; 3 H[5]NP轴向力: (4.67) ,c'h 9 ,353640，,344082N9.25 B,B2A,428880mmB-B截面面积:; 弯曲应力: 第54页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) M,N[5]3 (4.68) ,,，B,BB,BWAy 1449304344082,， 19356428880 ,75.7MPa,[,],160MPa 2)下横梁强度验算 下横梁强度按C-C截面的合成弯矩进行验算: ,M,1754488N,m合成弯矩:; C,C M,[5]C,C (4.69) 弯曲应力:,,C,CWy 1754488 ,,117.9MPa,[,],160MPa14886 通过以上计算可知支腿和下横梁的强度满足要求。 4.5 门架的刚度验算 [5]对于单主梁龙门起重机，支腿的变形小，且其大小不影响使用，故一般不予校核。 只需对主梁进行刚度校核。在对主梁进行刚度校核时，对于一般用途起重机可不校核动 刚度，则只对主梁的静刚度进行校核。进行主梁刚度计算时，以门架平面作为计算平面， 按超静定门架结构进行计算。 主梁的静刚度验算: 1)小车在跨中时 33PL3PL[5]主梁最大挠度 (4.70) f,,148EI64(2k，3)EIxx 33260547，22003，260547，2200 ,,6648，2.1，10，132876264，(2，1，3)，2.1，10，1328762 11 (为最大允许挠度) ,1.14cm,[f],L,，2200,3.14cm[f]11700700 2)小车在悬臂端时 第55页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 22PL(L，L)3PLL[5]111主梁最大挠度 (4.71) f,,13EI4(2k，3)EIxx 22260547，500，(2200，500)3，260547，500，2200 ,,663，2.1，10，13287624，(2，1，3)，2.1，10，1328762 11 ,1.75cm,[f],L,，500,2cm11250250 通过以上计算可知主梁的刚度满足要求。 4.6 门架的稳定性验算 4.6.1 主梁的稳定性验算 1)上下盖板的稳定性验算 图4.15 主梁加强肋布置图 对于箱型梁，当腹板中心距b与受压翼板厚度之比小于70时，可不必验算其局,部稳定性，在本设计中: 907b[2],,112,70 (4.72) ,8 因此应设置纵向加强肋板，实际结构图如图4.15所示。 设置一根纵向加强肋板后， '454b[2] (4.73) ,,57,70,8 稳定性满足要求。 第56页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2)主腹板的稳定性验算 h/,,1508/8,189,160由于主腹板，则应在梁全长范围内设置横向加强肋板并同时在受压区设置纵向加强肋杆。主梁加横向加强肋板后的简图如图3.15所示。 11，取h=350mm; h,(~)，1500,(300~375)mm45 a,(2.5~3)，0.9,(2.25~2.7)ma,2.5ma,0.85m，取，。 1 4.6.2 支腿的稳定性验算 为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坏。 对于偏心受压的箱型截面支腿，其腹板的计算高度与厚度之比和箱型截面两腹板间的翼缘板与其厚度之比(见图4.16(a))应满足下式: ,b925[2]0 (4.74) ,100,100，,350,,75.71max b9490而 ,,119,81 ,c925[2]0 (4.75) ,100,100，,350,,75.72min c14500而 ,,181,82 通过计算，支腿满足稳定性要求，但考虑到结构要求，应对支腿分别加纵向和横向加强肋板。图4.16为支腿加强肋板布置图 纵向加劲杆应成对布置，其宽度取100mm，厚度取6mm;横向加劲板宽度取100mm，厚度取6mm，间距取2m。 第57页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图4.16 支腿加强肋板布置图 第58页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 5 大车运行机构的设计计算 5.1 大车轮压的计算 大车轮压的计算是指大车和小车都处于工作状态，而且是考虑紧急制动的工况时起重机的轮压。在计算时，先分别计算出门架平面内和支腿平面内的轮压，然后再叠加。图5.1、图5.2为轮压计算简图。在计算门架平面内的轮压时，应按小车位于悬臂端进行计算，此时A支腿处产生最大轮压，B支腿处产生最小轮压。在支腿平面内，分别计入风载荷、大车制动惯性力和下横梁重量，分别求出支腿A和E处的附加轮压。 5.1.1 满载时起重机自重引起的轮压计算 满载时起重机自重引起的轮压计算简图见图5.1。轮压由满载小车位于悬臂端时的集中载荷，以及起重机自重的均布载荷产生。 图5.1 满载时起重机自重引起的轮压计算简图 1)均布载荷产生的轮压 [4]G,0.5QLH (5.1) 起重机自重:0 ,0.5，16，37，14,45.5t 第59页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 均布均布[4]V,V产生的轮压: (5.2) AB 3G45.5，10，9.8 ,,,222950N22 2)集中载荷产生的轮压 [4]P,G，G，G集中载荷: (5.3) 123 ,(16322，2500，4500)，9.8,228556N 集中载荷作用于A处轮压: PLS(，)集中[4]V (5.4) ,AL 228556，(22，5) ,,280500N22 PS集中[4]V集中载荷作用于B处轮压: (5.5) ,BL 228556，5 ,,50089N223)满载小车位于悬臂端时A、B处轮压 均布集中[4]V,V，V,228556，280500,503450NA处轮压: (5.6) AAA 均布集中[4]V,V，V,228556,50089,172861NB处轮压: (5.7) BBB 5.1.2 支腿平面内的轮压计算 支腿平面内轮压计算简图见图5.2。 1)A处轮压 1BqxctQxcm[4] (5.8) ,(，，2，，，，2)VPhPhPhPhPhPhGAf,1f,2f,3f,4dg5dg6h2B 1 ,(16830，11.5，2400，13.2，2，4530，5.95，3000，6.77 7 ，22694，12.25，4114，6.5，2，2350，9.8，)2 ,109312N 第60页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图5.2 支腿平面内轮压计算简图 2) E处轮压 1BqxctQxcm[4] (5.9) ,(，，2，，，,2)VPhPhPhPhPhPhGEf,1f,2f,3f,4dg5dg6h2B 1 ,(16830，11.5，2400，13.2，2，4530，5.95，3000，6.77 7 ，22694，12.25，4114，6.5,2，2350，9.8，)2 ,63252N 5.1.3 轮压合成 门架平面内A处的轮压最大，若在设计时，能使得A处的两轮压接近相等，则有: 503450172861LLLL;同理，B处的两车轮轮压:。 V,V,,251725NV,V,,86431NAEBF22 109312tt支腿平面内有:A处的两车轮轮压;E处的两车轮轮压:V,V,,54656NAB2 63252tt。 V,V,,31626NEF2 第61页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 将以上轮压叠加得表5.1。 表5.1 大车运行机构轮压表 轮A(N) 轮E(N) 轮B(N) 轮F(N) LLLLV,251725V,251725V,86431V,86431门架平面 AEBF ttttV,54656V,31626V,54656V,31626支腿平面 AEBF ,V,V,V,V=306381 =220099 =141087 =54805 叠加值 AEBF ,V,V 由上表可知:最大轮压为=306381;最小轮压为=54805。 AF5.2 车轮与轨道的选择与计算 1，车轮与轨道的选择 [2]根据车轮最大轮压，查表，选择直径为700mm的大车车轮。根据车轮直径，配套选用钢轨型号为QU70。 2，验算车轮与轨道强度 车轮踏面疲劳计算载荷由下式计算得: P,KP,0.89，1，306389,272686N, max计冲 Q16[2]式中 ——载荷变化系数，由表有，从而有=0.89; ,,0.35,,G45.5 [2]——冲击载荷，由表有=1。 KK冲冲 因为轨道有秃顶，故车轮与轨道为点接触。对于型号为QU70的钢轨，其轨顶曲率半径R=400mm。 点接触的接触应力由下式计算得: 212122233 ,,4000,P(，),4000，272686，(，),368N/mm计点DR7040 2[2]ZG55CrMnSi[,],686N/mm选用车轮材料为表，其最大允许接触应力。 点5.3 运行阻力的计算 第62页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 1)运行摩擦阻力 [2]龙门起重机沿直线运行时的摩擦阻力，其值按下式计算: Kd2，,[2] (5.10) P(QG)K,，附摩D轮 [2]式中 ——滚动摩擦系数，由表有=0.08; KK [2]——轴承摩擦系数，由表有=0.015; ,, [2]——附加摩擦阻力系数，由表有=1.5; KK附附 ——车轮直径，=70cm; DD轮轮 ——轴承内径，d,12cm; d 2，0.08，0.015，123则摩擦阻力为:。 P,(16，45.5)，10，9.8，，1.5,4391N摩702)坡度阻力 当龙门起重机在与水平面成倾角的轨道上爬坡远行时，须克服货重及自重引起的坡 度阻力，其值按下式计算: [2]P,(Q，G)K (5.11) 坡坡 [2]式中 ——坡道阻力系数，由表有=0.002。 KK坡坡 则坡度阻力为: 3P,(16，45.5)，10，9.8，0.002,1205N。 坡 3)迎风阻力 运行时风阻力由其值按下式计算: [2]P,Cq(F，F) (5.12) ,风起货 式中 ——风载体形系数，; CC,1.2 2q,150N/m——?类载荷的标准风压值，; q,, 2F,80m——起重机迎风面积，; F起起 2[2]F,10m——货物迎风面积，由表有。 F货货 第63页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) P,1.2，150，(80，10),16200N则风阻力。 风 综上所述，起重机运行时的静阻力为: [2]P,P，P，P,4391，1205，16200,21796N (5.13) 风静摩坡 5.4选择电动机 电动机的静功率: Pvdc静N, j1000，60m, 式中 ——机构效率，取=0.9; ,, ——电动机个数，=2。 mm 21796，40则 。 N,,8.07Kwj1000，60，2，0.9 N,KN初选电动机的功率: edj 式中 ——力克服起动时的惯性，电动机功率的增大系数=1.2。 KKdd N,1.2，8.07,9.69Kw则 。 e [3]YZR160L-6由表选择电动机的型号为，S4工作制，JC=40%，CZ=150次， 2N,10Kw0.78kg,m，转速=957r/min, 飞轮矩为。 ne(40%)电 5.5 选择减速器 v40dc车轮转速: n,,,18.2r/min轮,,D，0.7轮 n957电'减速器的理论传动比:i ,,,52.6n18.2轮 [3]'根据传动比=52.6，查表,选择减速器为:ZSC-750,实际传动比=54.75，输入ii功率为14Kw,转速为1000r/min。 第64页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) Dn,，0.7，957,电轮'实际运行速度: v,,,38.4m/mini54.75 40,38.4速度误差:,所以减速器符合要求。 ,,，100%,4%,[,],15%40 5.6 选择联轴器 [3]YZR160L-6由表查得电动机的轴端直径为48mm，轴伸长度为110mm。由[3]附表37查得ZSC-750输入轴轴端直径为50mm，轴伸长度为110mm;输出轴轴端直径为95mm，轴伸长度为145mm。减速器输出轴端为套装式不需要联轴器，故只需选高速轴联轴器。 高速轴的计算扭矩: 联轴器应满足下式要求: M,M max计 M,n,M而 s计额 N10e M,9550,9550，,99.8N,m额n957电 M,n,M,1.5，1.5，99.8,224.5N,m则 s计额 [3][M],710N,m由表选一个带制动轮的半齿轮联轴器，其图号为S120，，飞轮max 20.38kg,mG,17kg矩为，质量。 L 5.7 电动机的验算 1)电动机的过载能力验算 过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。当电机在基准接电持续率时，其额定功率应满足下式: Nn 22P，Pv(),GDn1,jfdcN,， ()nm,，,t1000365000asq 38.4(21796，27000)，211.16，95760,，(，),9.8Kw 2，1.71000，0.9365000，4 第65页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 式中 ——允许过载倍率，取=2.4; ,,MM P,Cq(F，F),1.2，250，(80，10),27000N——?类风阻力，; Pf,,起货f, ——电动机个数，m=2; m 22222,GD,GD,1.15(GD，GD),1.15，1.16,1.334kg,m——机构飞轮矩，; dl ——启动时间，取=4s。 ttqq N,[N]由上可知，，过载验算通过。 ne 2)电动机发热校核 根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为: N,K,N 40静 K,N,0.8，1.2，8.07,7.8Kw。 j 式中——系数，取=0.8;——系数，取=1.25。 KK,,由上可知电动机不会过热。 3)启动时间的验算 电动机的启动时间按下式计算: tq 2QGD(，)n2dt{mC(GD)},,， q238.2(mMM),i,qj M,1.7M,1.7，99.8,170N,m式中 ——平均启动转矩，; M起额q ——系数，取=1.15; CC 22222,GD,GD,GD，GD,0.78，0.38,1.16kg,m——飞轮矩，; dl 2PD2，21796，0.7j——静阻力矩，。 M,,,288N,mMjj,2i2，59，0.9 2957(16000，45500)，0.7则。 t,{1.15，2，1.16，},5.92sq238.2(2，170,288)59，0.9 [t],8s由起重机的允许启动时间，可知启动时间满足启动条件。 q 第66页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 5.8 减速器的验算 减速器的输出功率按启动时的功率确定: N,N，N,[N] (5.14) jg N,8.07Kw已知， j Pv6649，38.4gdc而 (5.15) N,,,2.36Kwg,1000，60m1000，60，2，0.9 v38.4dc其中 (5.16) P,(Q，G),(16000，45500)，,6649Ng60t60，5.92q N,8.07，2.36,10.43Kw,[N],14Kw所以减速器的输出功率。 综上所述，减速器验算通过。 5.9 选择制动器 运行机构制动器的力矩应根据满载顺风下坡的工况，能使起重机安全平稳的制动来 确定。 1，制动力矩的计算 21n(Q，G)D2 M,{M，[,，mc,GD]}zj2m38.2tiz 式中 ——起重机静力矩， Mj (P，P,P)D(1205，27000,4391)，0.7pf,m; M,,,，0.9,137N,mj2i2，54.75 ——制动时间，取小车制动时间，,6s。 ttZZ 则制动力矩为 21957(16000，45500)，0.7。 M,{137，[，0.9，2，1.5，1.16]},94.7N,m制2238.2，654.75 2，选择制动器 D,200mmYWZ,200/23查表选用制动器型号:，制动轮直径，制动力矩5z 第67页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) [M],112~225N,mG,26.6kg，质量。 zdez 3，验算制动时间 '2()1G，Qvmn2t,{9.55,，,GD} z‘n375mM,Mzj ‘‘M,100N,m式中 ——按需要调接后的制动器的制动力矩，取。 MZZ 38.42(16322，45500)，()12，1.5，95760t,{9.55，0.9，，1.16，9.8},7s则 Z2，100,137957375 符合制动要求。 5.10 启动和制动打滑验算 一般悬臂式龙门起重机打滑验算都通不过，但在运行过程中可通过改变小车位置使主动轮的最小轮压增加，调整制动力矩或通过加压铁的方式增加轮压，从而避免起重机 [5]打滑。 第68页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 参考文献 [1] 张质文等主编.起重机设计手册,,,.北京:中国铁道出版社，1997. 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[15]曲中谦，实用轴承手册[M].沈阳:辽宁科学技术出版社，2001. 第69页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 致 谢 通过本次设计使我学习到了很多新的知识，提高了我的学习能力。 在周为民老师严格，认真和负责的指导才使得设计能够按时保质的完成。在此向周为民老师表示崇高的敬意和衷心的谢意～ 同时感谢四年以来辛苦传授知识给我的老师们，你们给予的不仅仅是知识，还有很多的做人道理，这些都是我一生用之不竭的财富。感谢各位老师～ 在学习的几年中，很多同学也给了我无私的帮助，是你们令我度过了一个美好而充实的大学生活。感谢各位同学～ 最后，感谢各位评委老师审阅我的设计，并提出宝贵意见。 谢谢～ 学生签名: 日 期: 第70页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 附录 英文原文 Calculation method and control value of static stiffness of tower crane Lanfeng Yu* Research Institute of Mechanical Engineering, Southwest JiaoTong University, (Manuscript Received August 31, 2006; Chengdu, Sichuan, 610031, P. R. China Revised November 30, 2007; Accepted December 13, 2007) Abstract The static stiffness of tower cranes is studied by using the proposed formulations and finite element method in this paper. A reasonable control value based on theoretical calculation and finite element method is obtained and verified via collected field data. The results by finite element method are compared with the collected field data and that by the proposed formula. Corresponding to theoretical formulations and field data, it is found that the results by finite element method are closer to the real data. Keywords: Tower crane; Static stiffness; Control value; Static displacement 1. Introduction Sagirli, Bococlu and Omurlu (2003) realized the simulation of a rotary telescopic crane by utilizing an experimental actual system for geometrical and dynamical parameters [1]. With the intention of comparing the real system and the model and of verifying the sufficiency of the model accuracy, various scenarios were defined corresponding to different loading and operating conditions. Of the scenarios defined, impulse response, time response and static 第70页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) response are used to experimentally gather such system parameters and variables as damping coefficient, cylinder displacements, and stiffness of the telescopic boom, respectively. Following are the simulations for two dissimilar scenarios which are static response and impulse response and the results that were presented. Barrett and Hrudey (1996) performed a series of tests on a bridge crane to investigate how the peak dynamic response during hoisting is affected by the stiffness of the crane structure, the inertial properties of the crane structure, the stiffness of the cable-sling system, the payload mass, and the initial conditions for the hoisting operation [2]. These factors were varied in the test program, and time histories were obtained for displacements, accelerations, cable tension, bridge bending moment, and end truck wheel reactions. Values for the dynamic ratio, defined as peak dynamic value over corresponding static value, are presented for displacements, bridge bending moment, and end truck wheel reactions. A two degree of freedom analytical model is presented, and theoretical values for the dynamic ratio are calculated as a function of three dimensionless parameters that characterize the crane and payload system. Grierson (1991) considered the design under static loads whereby the members of the structure are automatically sized by using commercial steel sections in full conformance with design standard provisions for elastic strength/ stability and stiffness [3]. This problem was illustrated for the least-weight design of a steel mill crane framework comprised of a variety of member types and subject to a number of load effects. Huang et al (2005, 2006, 2007) analyzed the static and dynamic characteristics of mechanical and structural systems using fuzzy and neural network methods [4-11]. For static stiffness of a tower crane, the requirements of GB 3811-1983 “Design rules for cranes” and GB/T 13752-1992 “Design rules for tower cranes” of China are as follows. “Under the rated load, the horizontal static displacement of the tower crane body ?x at the connection place with the jib 第71页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) (or at the place of rotary column with the jib) should be no larger than H/100. In which H is the vertical distance of the tower body of the rail-mounted tower crane from the jib connection place to the rail surface, and the vertical distance from the jib connection place of the attached tower crane to the highest adhesion point”. In this paper a special research on the static stiffness of tower cranes was carried out aimed at relieving the over-strict control on the static stiffness (?x H/100) in the rules above, so as to meet the requirement for revising , GB/T 3811-1983 “Design rules for cranes”. The remainder of this paper is organized as follows. Section 2 gives the suggested control value of static stiffness of a tower crane. Section 3 verifies the static stiffness control value. Theoretical calculation method of static displacement of the tower body corresponding to the static stiffness control value is provided in Section 4. Section 5 compares various methods for calculation of static displacement with the actually measured values. A brief conclusion is given in Section 6. 2. The suggested control value of static stiffnessof tower crane Because of the wide use of high-strength steel, it is not difficult to meet the structural strength and stability.Requirements on structural stiffness are becoming a dominant factor restricting tower crane development of towards the lightweight. The revised control value of static stiffness of tower crane should not only meet requirements of the current product development, but also should be suitable for future development. Based on the actual situation in China to ensure tower crane quality, so that design and inspection of the tower crane could have rules to follow, proper widening 第72页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) of the control value of static stiffness is the inevitable trend. Fig. 1. Schematic diagram of static displacement of the tower crane. On the basis of a large number of investigations and visits to tower crane manufacturers and users, Yu, Wang, Zheng, and Wang proposed the recommended the control value of the tower crane static stiffness and the corresponding inspection method, i.e., taking the hinge-connection point of the jib end under noload condition (at this moment there is an absolute backward displacement of the jib end hingeconnection point in relation to the theoretic centerline of the non-deformed tower body as shown in Fig.1) as the reference, and taking the absolute displacement ?x at the jib end hinge-connection point after loading as the measurement value of static displacement. This value will be used to measure the static stiffness [12].For measuring static displacement this is the method used in inspection and acceptance of the tower crane. This value can be easily measured, and the measured value has basically eliminated the verticality deviation of the tower crane. Yu, Wang, Zheng, and Wang recommended that the static displacement control value corresponding to this measuring method is ?x1.33H/100, i.e., the static stiffness control value is 1/3rd larger than , the control value specified in the mentioned “rules” [12]. According to opinion of the experts of “Appraisal & evaluation meeting on special research project Revision of Rules on Crane Design,” Yu, Wang, Zheng, and Wang recommended that the static stiffness control val ue is a proper limit value meeting the voice of the tower crane industry for revising and widening the ?x limit value [12]. Moreover, this method is convenient for inspection. However, in order to be consistent with the coefficient value specified in international standard, it is recommended to take the static stiffness control value of the tower crane ?x(1.34/100) . H, 第73页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) Widening the static stiffness control value (1.34H/ 100) of the tower crane can reduce the tower crane production cost, so that the tower crane can develop towards lightweight in favor of the technical progress of this industry. 3. Verification of the static stiffness controlvalue In order to make the revised static stiffness control value of the tower crane really reflect the current actual situation of the static stiffness, a special research group carried out measurements of static stiffness of 20 types of representative tower cranes which are within the period of their lifespan (see Table 1). The measurement results have shown that if measured according to the current measurement method, only one type of tower crane (sequence no. 5) can meet the static stiffness control value H/100, accounting for 5%, but 15 types of tower crane show a static stiffness control value of no more than 1.34H/100, accounting for 75%. It can be seen that proper widening the static stiffness control value of tower crane can let most of tower cranes, which meet the usage requirements,pass the inspection and acceptance conducted by the test & inspection authority. It should be explained that all these 20 types of tower cranes are in excellent working condition. Table 1. The actually measured static stiffness control value and the original control value of 20 types of tower cranes. Origina Actually Height at the l Actually Maximum measured Nohingeconnectiocontrol measured lifting Type value . n point of the value value moment(Q×R) /height tower H (m) (mm) (mm) ?x (?x/H) (H/100) 1 16015.1m Rail-mounte57.2 572 655 1.15% 第74页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) d Rail-mounte 2 16016.0m 57.2 572 768 1.34% d Rail-mounte 3 200×22 4m 83.83 838 962 1.15% d Rail-mounte 4 320×28.7m 91.3 91.3 1092 1.20% d 5 100×200m Stationary 51.65 517 382 0.74% Rail-mounte 6 120×16.3m 47.3 473 573 1.21% d 7 100×11.8m Stationary 57.1 571 678 1.19% 8 100×13.9m Stationary 57.1 571 686 1.20% Rail-mounte 9 25×12.18m 28.291 283 325 1.15% d 10 40×11.84m Stationary 31.3 313 425 1.36% 11 40×13.4m Stationary 36.8 368 495 1.35% 12 6013.98m Stationary 40.5 405 536 1.32% Rail-mounte 13 6018.0 31.36 314 360 1.15% d 14 80×18.6m Stationary 30.55 306 373 1.22% Rail-mounte 15 80×12.5m 47.14 471 585 1.24% d Rail-mounte 16 500×19.9m 110 1100 1600 1.45% d Rail-mounte 17 160×16.0m 51.7 517 730 1.41% d 18 200×30.0m Stationary 115 1150 1700 1.48% 19 40×10.0m Stationary 37.2 372 480 1.29% 第75页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 20 200×22.4m Climbing 32 320 395 1.23% 4. Theoretical calculation method of static displacement of the tower body corresponding to the static stiffness control value The static displacement calculation methods include the traditional mechanics method or finite element methods. The calculation model of the traditional mechanics method can be divided into mechanics model of continuum pressed-bending member and lattice-type frame mechanics model. The first one is simple and practical, while the second one is more accurate but the calculation is more complicated. 4.1 Theoretical model for continuum pressed-bending According to the mechanics model of continuum pressed-bending member shown in Fig. 2, it is possible to obtain the theoretical calculation value corresponding to the static displacement measurement value described in this paper. According to the measurement method described in this paper, the bending moment caused by the self-load of the tower crane under no-load and loaded conditions can be balanced heoretically. Besides, the wind load and other horizontal loads are not considered during measuring static displacement. Therefore, in the calculation model there are only vertical load N and the bending moment M caused by the hoisting weight; the differential equation of column bending is as below. EIy",M，N (f-y) (1) Finding the solution of the above equation, we can obtain a precise calculation method of static displacement of the crane body top point: M (2) f,(secu-1)N Where N (3) u,Kh,HEI where N is all the vertical force above the hingeconnection point of the crane 第76页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) body and the jib under the rated load (including the converted force of the crane body at this place; the conversion method is referred to in attachment G of GB/T 13752 – 1992).M is bending moment caused by the hoisting load,M=QR (where Q is the rated hoisting load, and R is the working amplitude corresponding to Q). Fig. 2. Mechanical model of static displacement of the towercrane. The above equation can be also converted as follows.From the Euler critical load of the pressed column, 2,EI (4) N,cr2(,H) For the cantilever pressed column:=2， , N,therefore (5) u,2Ncr Expand the triangle function sec u into power series 1561277,,,,,,,,2468secu1uuuu (6) ,，，，，，？,,,,,,,,2247208064,,,,,,,, Then Eq. (2) can be simplified into 第77页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2342468，，,,,,,,MNNNN1561277,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,f,，，，，？,,,,,,,,,,,,,,NNNNN22242720280642,,,,,,,,,,,,,,,,crcrcrcr，， 232,,,,,,MHNNN,,(7) ,,,,,，，，，？11.02811.03161.032,,,,,,EINNN2crcrcr,,,,,, Defining the proximity value f as f1, 2,,,MH1M,, (8) f,,t,,2EI1,N/N1,N/Ncrcr,, whereM is horizontal displacement of the connection place between the tower , body and the jib caused by the bending moment M of the rated hoisting load to the centerline of the tower body 2MH = (9) ,M2EI 1andis deflection amplification factor considering influence of 1,N/Ncr axial force. 4.2 Finite element model Fig. 3. Finite element model of tower crane. It is possible for the tower crane to be modeled by the finite element method. The finite element model is based on a simplification of the geometry of the 第78页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) tower crane structure. As a numerical method, the result from the finite element method is also approximate. The model of the tower crane is broken into many elements (as shown in Fig. 3). There are three types of elements in this model of tower crane: the beam, bar and beam-spar element. The bow pole is modeled by using beam element. The paunch pole and tensile pole are modeled by using rod element. Steel wire is modeled with the link element. Balance weight is modeled with mass element. The commercial finite element code ANSYS (ANSYS Inc., USA) was used to set up and solve the problem and to analyzethe results. The material property and load condition is the same as the above section. The dimension of the tower crane is also identical with that in the above formulations. 5. Comparison of various methods for calculation of static displacement with actually measured values To understand the error value between different calculation methods and the accurate measure, the results of analytical expressions (2) and (8) are compared to the numerical results. Numerical analysis was carried out by software ANSYS. Meanwhile the compared experiment data is the static displacements of the first five types of the tower cranes. Comparison of the obtained static displacement values of the three calculating methods 1, 2, 3 (calculation values of finite element methods) fff with the actually measured values is shown in Table 2. Table 2. Comparison of maximum static displacement of the tower body f1, f2, f3 and the actually measured values. Actually f/f,,xf,,xf,,x//，，f,f/f/m/ffmeasured 12112No. value?x/mmm /?x/% m ?x/% mm ?x/% /% m 1 655 724 10.5 720 9.9 691 5.5 0.55 第79页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 2 768 811 5.6 807 5.1 741 3.5 0.49 3 962 1028 6.9 1022 6.2 927 3.6 0.58 4 1092 1026 6.0 1021 6.5 985 9.8 0.49 5 382 428 12.0 426 11.5 410 7.3 0.47 It can be seen from Table 2 that the error of the static displacement calculation values obtained from pressure-bending column mechanics model of the actual body according to Eqs. (2) and (8) is less than 12%. However, the error of finite element methods calculation values is less than 10%. The reason is that the pressure-bending column mechanics model of the continuum mainly considers the stiffness of the chord members and does not consider the web members and its arrangement. Meanwhile, the stiffness of the web members has a great influence on the stiffness of the tower body. There is almost no difference between the proximity calculation value f1 and the precise value f calculated under a similar mechanics model,while the error does not exceed 1%. Therefore, when calculating the maximum static displacement of thetower body according to the mechanics model, it is reasonable to use Eq. (2) or Eq. (8). The calculation method of the maximum horizonta lstatic displacement value of the relative theoretic centerline of the tower body in actual work is referred to [12]. Besides vertical load, it is necessary to consider the bending moment caused by the self-weight and the lifting load. The wind load is distributed along the tower body, because the wind force, changing amplitude and rotation plays the role of brake, and the rotating centrifugal force causes concentrated horizontal force on the end part of the tower body. 6. Conclusions Based on the analysis of the static stiffness filed data collected from many tower cranes which are in good working condition, if the static stiffness control value is specified to be H/100 (as required in GB 3811-1983 “Design rules for 第80页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) cranes” and GB/T 13752–1992 “Design rules for tower cranes”) only 5% of the investigated tower cranes can meet this requirement. If the control value of 1.34H/100 as suggested in this paper is used, 75% of the investigated tower cranes can meet this requirement. The simplified formula proposed in this paper and the Finite Element method are used to calculate the static stiffness of several types of tower cranes. The results show that the finite element method is more accurate. However, the simplified formulas in Eq. (2) or Eq. (8) provide a simpler and easier approach.Future work is necessary to study the dynamic response of tower cranes induced by different kinds of payloads, such as the job of Ju [13] and Chin [14]. 第81页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 中文翻译 塔机静刚度控制值及计算方法研究 于兰峰 西南交通大学机械工程研究所，中国，四川，成都 610031 【摘要】在本文中对塔式起重机静刚度的研究通过运用被提出的公式法和有限元法。合理控制值是建立在理论计算和有限元方法在得到通过对现场数据的收集验证的基础上。用有限元法得到的结果和用提出的公式得到的结果分别与现场收集的数据进行了比较。理论公式和现场数据相一致，发现通过有限元方法得到的结果更接近真实的数据。 【关键词】塔机;静刚度;控制值;静位移 1.引言 Sagirli，Bococlu和Omurlu(2003年)通过真实的试验系统实现了对旋转伸缩式起重机的几何和动力学参数的模拟[1]。目的是通过将规定了相应的不同的负载和操作条件的各种情况，与真实的系统和模型比较，核实是否有足够的模拟精度。在规定的情况下，脉冲响应，响应时间和静态响应在实验中被用来收集系统参数和变量，如阻尼系数，汽缸排量和伸缩臂的刚度等。以下是两种不同的模拟情况下静态响应和脉冲响应的 第82页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 结果。Barrett和Hrudey(1996年)针对桥式起重机的进行了一系列试验，来研究起重机的结构刚度，起重机的结构惯性，钢索吊钩系统的刚度，有效负载和吊装作业时的初始条件，在提升重物时是如何影响动态响应峰值的[2]。这些因素随时间的变化，在测试项目中获得的位移，加速度，缆索拉力，桥梁弯矩和端车反作用力值各不相同。动态增益比的值被定义为:位移，桥梁弯矩和端车反作用力的动态峰值超过相应的静态值。提出两自由度的分析模型和用一个具有三个无因次参数的函数计算动态增益比的理论值，来描叙起重机和有效载荷系统。Grierson(1991年)审议了静载荷作用下的设计，即组成的各成员会自动使用完全符合设计标准规定的弹性强度/稳定和刚度大小的商业型钢[3]。这个问题阐述了钢厂起重机最小权设计最重结构包含多个组成类型和承受若干负载的影响。黄等人(2005年，2006年，2007年)利用模糊神经网络法分析了机械系统和结构系统的静态和动态特性[4-11]。 GB 3811—1983《起重机设计规范》和GB/T 13752—1992《塔式起重机设计规范》对塔式起重机静态刚性的要求为:“塔式起重机在额定起升载荷作用下，塔身在臂架连接处(或在臂架转柱连接处)的水平静位移位?x应不大于H/100。其中H，对自行式塔式起重机为塔身在臂架连接处至轨面的垂直距离，对附着式塔式起重机为塔身在臂架连接处至最高一个附着点的垂直距离。” 针对塔机静态刚性在上述规范中控制过严的问题(?x?H/100)，对塔机静刚度进行了专项研究，以配合修订GB/T 3811—1983《起重机设计规范》。 本文其余内容安排如下。第2节，对塔机静刚度控制值的修订意见。第3节，塔机静刚度控制值合理性验证。第4节，与静刚度控制值对应的塔身静位移理论计算方法。第5节，塔身静位移各种计算方法与实测值的比较。第6节，对本文做一个简单的总结。 2(对塔机静刚度控制值的修订意见 由于高强度钢的普遍使用，结构的强度及稳定性已不难满 足，结构的刚度要求正成为制约塔机向轻量化发展的重要指标。 修订后的塔机静刚度控制值不仅要满足当前产品开发的需要， 还应适应今后的发展。针对我国实际情况，要保证塔机产品的 质量，使塔机的设计和检测有据可依，适当放宽塔机静刚度控 第83页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 制值是必然趋势。 图1 塔机静位移示意图 在对塔机生产厂家和用户进行大量调研走访的基础上，于，王，郑和王提出了拟推荐的塔机静刚度控制值及对应的检测方法，即以空载状态下臂根铰点的位置(此时相对于未变形时塔身理论中心线有一后倾位移，如图1)为基准，吊载后臂根铰点的绝对位移?x作为静位移测量值，用该值来衡量塔机的静刚度[12]。这种测量静位移的方法也是目前塔机检测验收时使用的方法，该值较易测得，且所测值中基本消除了塔身垂直度偏差。于，王，郑和王建议与此测量方法对应的静位移控制值为?x?1.33H/100，即静刚度控制值比上述“规范”中的控制值增大1/3。 根据“《起重机设计规范》修订专题研究项目鉴定评审会“专家的意见，认为于，王，郑和王推荐的塔机静刚度控制值是一个合适的限度值，顺应了塔机行业放宽?x限值的修改呼声，且该方法检测方便，但为了与国际标准的系数取值系列一致，建议塔机静刚度控制值取为?x?(1.34/100)H。 放大塔机静刚度控制值(1.34H/100)，可以降低塔机成本，使塔机向轻量重载化发展，利于行业的技术进步。 3, 塔机静刚度控制值合理性验证 为使修订后的塔机静刚度控制值能真实地反映当前塔机静刚度的实际情况，专题研究组对正在使用寿命期限内并具有代表性的20种型号塔机的静刚度进行了实测(见表1)。结果表明，按现行测量方法，并满足现行“规范”中静刚度控制值H/100的塔机，只有一种型号(序号5)，占5%;而静刚度测量值不大于1.34H/100的有15个，占75%。由此可见，适当放大塔机静刚度控制值，能使大多数满足使用要求的塔机通过检测部门的验收。 表1 20种不同型号的塔机塔身静刚度实测值及原控制值 第84页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 塔身铰点 序最大起重力矩 原控制值 实测值 实测值/高 型式 处高度 号 (Q×R) (H/100)/mm ?x/mm 度(?x/H) H/m 1 16015.1m Rail-mounted 57.2 572 655 1.15% 2 16016.0m Rail-mounted 57.2 572 768 1.34% 3 200×22 4m Rail-mounted 83.83 838 962 1.15% 4 320×28.7m Rail-mounted 91.3 91.3 1092 1.20% 5 100×200m Stationary 51.65 517 382 0.74% 6 120×16.3m Rail-mounted 47.3 473 573 1.21% 7 100×11.8m Stationary 57.1 571 678 1.19% 8 100×13.9m Stationary 57.1 571 686 1.20% 9 25×12.18m Rail-mounted 28.291 283 325 1.15% 10 40×11.84m Stationary 31.3 313 425 1.36% 11 40×13.4m Stationary 36.8 368 495 1.35% 12 6013.98m Stationary 40.5 405 536 1.32% 13 6018.0 Rail-mounted 31.36 314 360 1.15% 14 80×18.6m Stationary 30.55 306 373 1.22% 15 80×12.5m Rail-mounted 47.14 471 585 1.24% 16 500×19.9m Rail-mounted 110 1100 1600 1.45% 17 160×16.0m Rail-mounted 51.7 517 730 1.41% 18 200×30.0m Stationary 115 1150 1700 1.48% 19 40×10.0m Stationary 37.2 372 480 1.29% 20 200×22.4m Climbing 32 320 395 1.23% 需要说明的是，这20种型号的塔机到目前为止，均能正常使用，且性能优良。 4. 与静刚度控制值对应的塔身静位移理论计算方法 静位移计算方法可采用传统力学方法或有限元法，传统力学方法的计算模型有实体压弯杆件力学模型和格构式桁架力学模型，前者简单实用，后者精度略高但计算繁琐。 第85页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 4.1实体压弯杆件理论力学模型 根据塔机的静位移力学模型图2所示，实体压弯杆件力学模型可得到与本文所述静位移测量值相对应的理论计算值，因按本文所述测量方法，塔机自重载荷引起的弯矩在空载及吊载两种状态下理论上可完全相抵，又因测量静位移时不考虑风载及其它水平载荷，故图2的计算模型中只有垂直载荷N及吊重引起的弯矩M，其挠曲杆的微分方程为: EIy",M，N (f-y) (1) 求解上式可得到塔身项部静位移的精确计算式: M (2) f,(secu-1)N 式中 N (3) u,Kh,HEI N——在额定起升载荷作用下，塔身与臂架连接处以上所有垂直力(包括塔身自重在此处 的折算力，折算方法见GB/T 13752-1992附录G); M——吊重引起的弯矩，M =OR，Q为额定起升载荷，R为与Q对应的工作幅度。 图2 塔机的静位移力学模型 也可将上式变换如下。由压杆的欧拉临界载荷, 2,EI (4) N,cr2(,H) 第86页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) N,对悬臂压杆:=2，故有: (5) u,,2Ncr 将三角函数secu展开为幂级数 1561277,,,,,,,,2468secu1uuuu (6) ,，，，，，？,,,,,,,,2247208064,,,,,,,, 则式(2)可简化成 2342468，，,,,,,,MNNNN1561277,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,f,，，，，？,,,,,,,,,,,,,,NNNNN22242720280642,,,,,,,,,,,,,,,,crcrcrcr，， 232,,,,,,MHNNN,,(7) ,,,,,，，，，？11.02811.03161.032,,,,,,EINNN2crcrcr,,,,,, f将f近似值定义为 ，则有 t 2,,,MH1M,, (8) f,,t,,2EI1,N/N1,N/Ncrcr,, 式中 ?M——额定起升载荷对塔身中心线的弯矩M引起的塔身与起重臂连接处的 2MH水平位移， = (9) ,M2EI 1——考虑轴向力影响的挠度放大系数。 1,N/Ncr 4.2 有限元模型 这是有限元法可能的塔式起重机的模型。有限元模型是基于简化的塔式起重机结构几何模型。作为一种数值计算法，由有限元得到的法结果也是近似的。该塔式起重机模型被分成许多元素(如图3所示)。在这种塔式起重机的模型中有3种类型的元素:横梁，横杆和翼梁元素。弯的支撑用横梁元素作模型。腹部支撑和可伸长的支撑使用横杆元素作模型。钢丝绳用链接元素作模型。平衡重物用块元素作模型。商业有限元程序ANSYS软件(ANSYS软件公司，美国)是用来建立和解决这个问题，并分析结果。 该材料性能和负载情况与上述部分相同。塔式起重机尺寸也与上面阐述的相同。 第87页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 图3 塔机有限元模型 5. 塔身静位移各种计算方法与实测值的比较 为了了解不同的计算方法和精确的测量之间的错误值，用解析表达式(2)和(8)的结果与数值结果相比较，并利用有限元分析程序ANSYS对其进行分析。同时，比较性实验数据是前面五种类型的塔式起重机的静态位移。 f,f,f3种计算方法所得静位移的数值 (有限元计算值)与实测值的比较见表2。 123 由表2可知，按式(2)或(3)实体压弯杆件力学模型所得静位移计算值的误差小于12%，而有限元计算值的误差均小于10%。因实体压弯杆件力学模型主要考虑弦杆的刚度，未考虑腹杆及其布置形式，而腹杆的刚度及布置形式对塔身的刚度有较大影响。塔身最 f大静位移的近似计算值与相同力学模型下的精确计算值相差无几，误差不超过1%，f1 故按该力学模型计算塔身最大静位移时,可选用式(2)或(8)。 f,f,f表2 塔身最大静位移及与实测值的比较 123 f/f,,xf,,xf,,x/，，f,f/f/m/ff序实测值12112 号 ?x/mm mm /?x/% m /?x/% mm ?x/% /% 1 655 724 10.5 720 9.9 691 5.5 0.55 2 768 811 5.6 807 5.1 741 3.5 0.49 3 962 1028 6.9 1022 6.2 927 3.6 0.58 第88页，共88页 南华大学机械工程学院毕业设计(论文) 4 1092 1026 6.0 1021 6.5 985 9.8 0.49 5 382 428 12.0 426 11.5 410 7.3 0.47 塔机的塔身在实际工作中相对理论中心线的最大水平位移值的计算方法见文献[12]，计算载荷除垂直载荷外，还应考虑自重及吊重引起的弯矩，沿塔身分布的风载荷，因风力、变幅、回转起制动、回转离心力等引起的塔身端部的集中水平力。 6,总结 在分析了收集的许多保持良好的工作状态的塔式起重机静刚度数据的基础上，如果静刚度控制值指定为H/100 (根据GB 3811—1983《起重机设计规范》和GB/T 13752—1992《塔式起重机设计规范》的要求 )调查中只有5%的塔式起重机满足这一要求。如果安本文中提出的使用控制价值为1.34H/100，则中75%的塔式起重机可满足这一要求。 本文中提出的简化公式和有限元法被用来计算许多类型的塔式起重机的静刚度。结果表明，有限元法更准确。然而，简化公式的方程(2)或方程(8)提供了一种更简单和更容易的方法。今后的工作是研究各种不同的有效载荷下塔式起重机的动态响应，如Ju[13]和Chin[14]所做的工作 。 第89页，共88页