龙门式起重机金属结构设计-起重量 16t【6张CAD图纸及说明书全套】【YC系列】

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In this paper, gantry cranes for the overall design and structural design of metal, mainly by the door frame gantry crane, lifting mechanism, operating agencies, travel agencies and other components. This paper studies the single-beam gantry crane classification, structure, the main form, and their selection and other basic parameters; secondly, to single-beam gantry crane for the overall design of the main beam intensity was calculated, and the Dragon Metal Structure Design and calculation cranes; then, lifting mechanism and operation mechanism is designed and calculated; then, crane running gear is designed and calculated; finally, using AutoCAD drawing software to draw a gantry crane and main parts and assembly drawings parts drawing. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life. Keywords: Gantry crane; Metal structures; Hoisting mechanism; Travel agencies 47 第1章 绪论 1.1研究背景及意义 随着人类的进步，经济的发展，现代工业和现代社会越来越离不开物料搬运，物料搬运的经济意义显示在各个方面。 据不完全统计和专家们估计，如今的物料搬运费用在工业生产成本中所占比例可能超过30%。在工业发达国家，物料搬运技术己成为机械制造业最大的分支之一，被西方国家称之为第三利润的源泉。如德国，1996年其年产值为175亿马克，约占整个机械制造业产值的8%，全国约有350家企业，从业人数超过了77000人。在美国，产值约达到120亿美元。 我国的物料搬运业近年来呈增长的态势，在国民经济中的作用也越来越大。如在港口中，实际上物料搬运的费用己经超过30%，在汽车制造业，也己接近30%。据统计，1997年末，我国独立核算的物料搬运机械设备生产厂总数达958家，其中国营企业211家，全行业从业人数为35.3万人。1997年物料搬运机械总产值255亿元人民币，比上年增长3.6%，约占当年机械工业总产值的1.7%。起重机作为物料搬运工具，装备在国民经济的各个部门，在现代化生产中占有重要地位。 起重机，在完成一个工作过程中，一般包括“储、装、运、卸”作业，因而对于提高生产能力、保证产品质量、减轻劳动强度、降低生产成本、提高运输效率、加快物资周转、流通等方一面均有着重要的影响，对安全生产、减少事故更有显著作用。龙门起重机作为物料搬运机械中的最主要的一种，在各行各业中得到广泛的应用，龙门起重机起重范围可以从几吨到几十吨甚至几百吨，在机械制造、冶金、钢铁、码头集装箱装运等行业都必须有龙门起重机。因此，对其进行研究，改进其结构，使其更加合理，使用更加方便，成本更加低廉，具有重要的现实意义[13-14]。 1.2起重机简介 起重机是起升、搬运和输送物料及产品的机具，是国民生产各部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可缺少的大型机械设备，如图1.1所示。起重机对于提高工程机械各生产部门的机械化，缩短生产周期和降低生产成本，起着非常重要的作用。 起重机是现代工业生产不可缺少的设备，被广泛的应用于各种物料的起重、运输、装卸、安装和人员输送等作业中，从而大大减轻了体力劳动强度，提高了劳动生产率，是保证施工生产质量和效益的关键起重设备。有些起重机还能在生产过程中进行某些特殊的工艺操作，使生产过程实现机械化和自动化。在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、水电站、仓库等各生产部门中，都得到广泛地应用。在现代化钢铁企业中，起重机更是不可缺少的。近年来，由于工业技术的不断发展，生产水平不断提高，起重机的作用已超出作为辅助设备的范围，进而直接应用于生产工艺过程中，成为生产流水作业线上的主体设备组成部分。因此，世界各国都在不断改进起重机产品的性能，提高运转速度和生产能力，提高自动化水平，制造方便可靠、新型、高效能的起重机和运输机来满足生产的需要[1]。 图1.1 龙门式起重机 随着现代科学技术的飞跃发展，在国民经济各部门和基本建设中，新结构、新工艺、新技术、新材料的不断应用。一些大、中型构件、桥梁等设备的垂直运输及在高难度建筑上的安装就位等工作，没有起重机设备是很难完成的。 我国在发明和使用起重机方面，历史是最悠久的。早在奴隶社会的商朝时期，由于农业灌溉上的需要，以创造了用于汲水的起重工具，这是由杠杆和取物装置构成的简单起重装置。早在古代我国劳动人民就发明了辘护以汲取更深的井水，辘护是由支架、卷筒、绳索和曲柄等简单元件组成的，成为现代绞车的原始雏形。在公元200年左右出现了用于汲水和排水的翻车。翻车的发明，从工作原理上说，是一个很大的飞跃，它从间歇动作发展为连续动作，与现代的刮板运输机极为相似[2]。 随着我国生产制造业的发展和进步，起重机制造业也得到了很大的发展和应用，起重机领域也从无到有、由小到大的逐步发展起来，一批起重机的科研机构和生产加工逐步建立，设计一、研制力量日趋壮大。不仅产品的种类基本齐全，而且有了自己的系列和标准。不仅能生产小型轻巧的起重机械，而且也能生产吨位很大的、技术较先进的大型起重机。但是，与世界先进水平比较，无论在产品的种类、数量方面，还是机械性能、质量等方面都存在着较大的差距。为尽快赶超世界先进水平，我们应该在独立自主的原则下，认真学习国外先进技术[3]。 1.3国内外起重机研究及发展现状 现在，我国工程机械行业发展已经有了很好的基础，产品门类，生产规模，大、中、小企业构架和发展环境都比较好，但同国际先进的工程机械制造厂一家相比差距还比较大，主要表现在产品的可靠性、使用寿命、绿色工程设计、高新技术的创新应用以及管理模式上。相对而言，我国自主开发能力还比较薄弱，有自主知识产权的产品还比较少，新产品的关键技术大部分还依赖于引进国外技术；另一方面对国外先进技术的消化、吸收、创新不足。其次，对市场反应速度慢，产品更新周期长。而美国一些机械企业1990年已经做到了三个“3”，即产品的生命周期为3年，产品的试制周期为3个月，产品的设计周期为3个星期。我国工程机械的规格还有空缺。以上事实证明：中国工程机械市场虽然可保持持续增长的势头，但中国工程机械行业的技术发展仍然任重道远。 随着我国生产和制造业的发展和进步，起重机制造业也得到了很大的发展和应用，起重机领域也从无到有、从小到大逐步发展起来，一批起重机的科研机构和生产工厂也逐步建立，设计、研制力量日趋壮大。不仅产品的种类基本齐全，而且有了自己的系列和标准。不仅能生产小型轻巧的起重机械，而且也能生产吨位很大的、技术较先进的大型起重机[3]。但是，与世界先进水平比较，无论在产品的品种、数量方面，还是机械的性能、质量方面都存在着较大的差距。我们应该在独立自主的基础上，积极学习国外先进技术，赶超世界先进水平。 从20世纪后期开始，国际上龙式起重机的生产向大型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展[5]。 ①重点产品大型化，高速化和专用化 ②系列产品模块化、组合化和标准化 ③通用产品小型化、轻型化和多样化 ④产品性能自动化、智能化和数字化 ⑤产品组合成套化、集成化和柔性化 基于以上起重机的发展特点和国内外集装箱码头的现状，世界上绝大多数大型的集装箱港口都采用跨运车、轮胎式龙门起重机和轨道式龙门起重机系统。相比于跨运车，龙门起重机因其较高的堆场利用率而受到大型集装箱码头的欢迎，特别是亚洲集装箱码头，据Cargo System统计，在2004-2009年交货定单中，中国堆场龙门起重机订单占世界总订单的34%，而通用型中大型门式起重机的需求量日益剧增。因此对中大型门式起重机优化设计、轻量化设计研究已经成为该领域的热点问题[14-16]。 第2章 龙门起重机介绍及选型 2.1龙门起重机概述 2.1.1龙门起重机的分类 龙门起重机的形式很多，根据不同的分类方法，可以概括为以下几种： (l)依据主梁数量不同，可分为单主梁龙门起重机和双主梁龙门起重机，如图2.1（a）和2.1（b）所示； (2)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； (3)依据结构形式不同，可分为析架式、箱形梁式、管型梁式、混合结构式等起重机； (4)依据支腿结构形式不同，可分为L形、C形单主梁龙门起重机和八字形、O形、半门形等双梁龙门起重机； (5)依据支腿与主梁的连接方式不同，可分为两个刚性支腿、一个刚性支腿与一个柔性支腿两种结构形式的龙门起重机。柔性支腿与主梁之间可采用螺栓、球形铰和柱形铰连接或其它方式连接； (6)依据用途不同，可分为一般用途龙门起重机、造船用龙门起重机、水电站用龙门起重机、集装箱用龙门起重机以及装卸桥用龙门起重机等；此外，还可以分为单梁或双梁，单悬臂、双悬臂或无悬臂，轨道式或轮胎式等[2]。 图2.1（a） 单主梁龙门起重机 图2.1（b）双主梁龙门起重机 2.1.2龙门起重机的结构 总体来说，无论龙门起重机的形式如何，其组成主要分为三大部分：机械部分、结构部分和电气部分。具体来说，龙门起重机主要由门架结构、载重小车、大车运行机构、电气设备和驾驶室等几部分组成。 （1）门架结构 门架结构主要由主梁和支腿组成。主梁用以支撑载重小车，并且通过支腿沿轨道运行。小型龙门起重机采用单梁，大型龙门起重机采用双梁。主梁的结构通常有箱形和析架式两种，箱形梁结构简单、便于制造，但迎风面积大，运行阻力大，且自重大，不利于节省钢材。支腿的构造，大型机上一般一侧用刚性支腿，另一侧用柔性支腿，以减轻自重，补偿跨度误差。 （2）载重小车 双梁龙门起重机的载重小车与桥式起重机小车基本相同。但主梁通常用电动葫芦做载重小车，但单主梁的龙门起重机不使用普通的电动葫芦做载重小车。由20t龙门起重机箱形主梁力学分析及优化设计于吊钩需要放置在主梁的外侧(即侧向悬挂的方式)，所以小车形式也相应有变化，除了沿轨道形式的车轮外，还增加了防止倾翻和导向的水平和垂直滚轮 （3）大车运行机构 大车运行机构同桥式起重机，多采用分别驱动。因为是露天作业，其支腿面装有夹轨器或压轨器。在起重机不工作或偶有大风时，采用夹轨器夹紧轨道，防止起重机被风吹动造成事故。 （4）电气设备 （a）电机：电机的运行状态分为电动状态和制动(发电)状态两种。在龙起重机中，当电机引进电能时，电机开始运转，将电能转化为机械能，这种运状态称为电动状态:当电机轴上加入机械能，除去电机本身的损耗外在电机内变成电能，这种运动状态成为制动(发电)状态。在一定条件下，任何一台电机都可以采用上述两种状态中的任何一种状态运行。 （b）照明与信号：照明分为内部照明和工作场地照明两种。内部照明包括纵室照明、电气设备室照明和手提检修灯；在露天场地工作的起重机一般由于地照明条件较差，往往需要增设探照灯2-4只。 （c）驾驶室 驾驶室是操作人员对龙门起重机进行具体使用的场所，由于龙门起重机是卸大型货物的重要起重设备，其运行的好坏直接影响运行的效率，因此，对操作人员有很严格的要求。例如熟悉龙门起重机的用途、设备、操作方法、起重能力以及保养知识等[5]。 2.1.3龙门起重机的主要形式 龙门起重机的形式很多，这里主要介绍几种主要形式。根据主梁形式，可为单主梁龙门起重机和双主梁龙门起重机。龙门起重机的起重小车若采用电动芦，称为单梁电动葫芦式龙门起重机。 单梁电动葫芦龙门起重机的承重结构是上部主梁和支腿，当起重量较小时，用单梁工字钢即可作为电动葫芦的跑道，又可作为承载梁。当起重量和跨度较时，工字钢上需加矩形断面析架梁起重要承载作用。单梁电动葫芦龙门起重机有结构简单、安装方便等优点。缺点是速度低、起重量小(一般在10t以下)。 单梁龙门起重机若采用专制小车则称单主梁小车式龙门起重机。由于其支的形式不同，可分为单主梁L形和单主梁C形龙门起重机。L形单主梁龙门起机的起重小车多采用垂直反滚轮式(两支点)小车；C形单主梁龙门起重机多用水平反滚轮式(三支点)小直反滚轮小车构造简单，维修方便，但起机构启动和制动时垂直方向的跳动比较大。水平反滚轮小车工作过程中比较稳，但维修不太方便。 按龙门起重机支腿的数目，可分为龙门起重机和半龙门起重机。半龙门起重机的一个支腿沿地面轨道运行，另一侧则沿安置于厂房或仓库结构上的轨道运行。 按龙门起重机金属结构的形式，有可分为析架式龙门起重机和板梁式龙门起重机。这两种结构的发展趋势是板梁结构的生产量大些，主要原因在于析架式结构，起重量虽然要比板梁结构要轻一些，但制造劳动量大，多采用手工焊，维修、保养也不太容易等。 2.1.4龙门起重机的基本参数 龙门起重机的特性可用下列基本参数来表征:起重量、起升高度、跨度、悬臂长度、工作速度和生产率。 （1）起重量 龙门起重机的起重量(及额定起重量)是指起重机在正常工作时允许起吊的最大货物的重量以及能从起重机上取下的取物装置(不包括吊钩装置)重量之和。对于配置抓斗一和电磁吸盘的龙门起重机，起重量包括抓斗和电磁洗盘重量。起重量系列已有国家标准。龙门起重机国家规定的标准系列如表2.1。 表2.1龙门起重机起重量系列 单位：t 3 5 8 10 12.5 16 20 32 40 50 80 100 125 140 160 180 200 225 250 （2）跨度 龙门起重机的跨度是指大车行走轨道中心线之间的距离，单位是米(m)。跨度是由使用单位根据起重机的工作范围、起重机跨度内铺设线路的股数、运输车辆通道及需要货位多少而定。龙门起重机通常采用两种跨度系列。如表2.2。 表2.2龙门起重机现行跨度系列 单位：m 系列1 11 14 17 20 23 26 29 32 35 38 系列2 10.5 13.5 16.5 19.5 22.5 25.5 28.5 31.5 34.5 37.5 （3）起升高度 龙门起重机的起升高度是当吊钩上升到最高位置时，大车运行轨面到吊钩中心的垂直距离，单位是米(m)。对于抓斗龙门起重机，起升高度则是当抓斗上升到最高位置时，大车运行轨面到抓斗最低点之间的垂直距离。对于某些装卸船只的龙门起重机，吊钩或抓斗需要下到大车运行轨面以下进入船舱装卸货物，此时起升高度应该包括轨面以下的部分(称下放深度)，轨面以上的起升高度与下放深度之和总称起升高度。 （4）工作速度 龙门起重机的工作速度包括起升和运行(大车运行和小车运行)速度。起升速度是指吊钩(抓斗)的起升速度，单位为米/分(m/min)。运行速度是指龙门起重机大车和起重小车的行走速度，单位为米/分(m/min)。工作速度的选择应与工作行程相适应。协同工作机构的速度应该协调，不至于因某一机构太慢或太快影响工作循环时间。 （5）生产率 生产率是表明龙门起重机装卸能力的综合指标，单位为吨/时(t/h)。生产率可根据起重量、机构的工作速度、工作行程以及机构重叠工作的程度进行计算。实际生产率还取决于生产条件和操作者的熟练程度。 龙门起重机的基本参数一般是在设计前根据使用单位的要求合理选定的。起重量及表示工作范围的尺寸参数可根据所装卸的单件重量及工作场地的情况决定。工作速度与生产率大小有关。一般来说，对装卸量大、生产率要求高的装卸时取较高的工作速度，对大件货物装卸或安装时取较小的工作速度[7]。 2.2龙门起重机的选型 2.2.1设计数要求 起重量： 16t 最大跨度： 24m 最大起升高度： 18m 轨距： 24m 工作级别： A6 起升速度： 2～20m/min 起重机运行速度：8～80 m/min 车运行速度： 4～40 m/min 2.2.2方案选型 龙门起重机的选型必须建立在调查研究的基础上。选型时应充分了解用户要求，机械的工作条件，制造工艺水平，设备维修能力和料源等因素。无论选择了什么形式的龙门起重机，都要力求达到节约材料，使用性能好，制造安装容易，维修方便，专用费用少和外形美观等目的。选型时应该由使用、制造、设计技术人员三方面相互协商，汲取各方面的经验和成果，尤其是国外先进技术[6]。 第3章 龙门起重机总体及金属结构设计 3.1总体结构及尺寸设计 3.1.1主梁设计 （1）基本尺寸设计 取主梁高度 H1=（1/14-1/17）L=3.6～6.8m 根据设计的实际要求和结构的要求取 H1=4040mm 选用主梁为偏轨式箱形主梁 主梁宽度 B1=（0.6～0.8）H1=1.3～2.1m 初选B1=1.59m 变截面长度 初选为3m 主梁上、下翼缘板厚δ0 =20mm 主腹板δ1=12mm 副主板δ2 =8mm 箱形梁承轨部分采用宽翼缘T字钢拼合，型号为600 T字钢上翼缘厚20、腹板厚12 图3-1 主桥架总图 （2）主梁截面几何参数计算 图3-2 主梁截面尺寸 截面积: A0=(1774X20+1650X20+4000X12+4000X8)mm2=148520mm4 求重心坐标： 求惯性矩： 3.1.2端梁设计 端梁高度 H2=1/2H1=2020mm 宽度 B2=1m 端梁上、下翼缘板厚δ0′=10mm 腹板δ=8mm 主梁和端梁采用法兰盘螺栓链接 图3-3 端梁尺寸 3.1.3刚性支腿设计 根据跨度60m，采用一刚性支腿和一柔性支腿的设计方法，柔性支腿铰接。在门架平面计算按静定简图，在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。由于设计起重机为工作级别为M6，最大轮压为20.3t，查手册选取车轮的车轮直径为Φ800，轨道型号为QU80。由于起升高度H0=16.5m，极限起升高度距主梁下翼缘高度h0=2.5m，支腿与质量连接支座高度hz=0.3m 。6轮台车高度h台=3.415m 台车与下端梁连接支座 H支下=185mm下端梁高度 H下端=600mm 得出支腿的高度为： H支= H0+h0-hz-h台-H支下-H下端 =（16.5+2.5-0.3-3.415-0.185-0.6）m=14.5m=14500mm 门架平面: 刚性支腿上端宽度:b刚上=1.2h主=4.8m。 为满足弯矩和扭力的强度要求，取 b刚上=5m。 下端宽度 b刚下>1.59/3=0.53m。 考虑车轮和支腿支撑的构造，取b刚下=1000mm。 为节省材料又能符合力学的要求，将刚性支腿的构造设计为如下图形式： 图3-4 刚性支腿 刚性支腿上截面： 图3-5 1—1截面图 刚性支腿下截面： 图3-6 2—2截面图 刚性支腿1-1截面计算： 图3-7 刚性支腿上端截面 整个截面是由两个截面组成，一个截面 整个截面的惯性矩： 计算刚性支腿中间截面的尺寸属性： 刚性支腿下端截面计算： 3.1.4柔性支腿设计 柔性支腿下端宽度设计于刚性支腿相同：b柔下=1040mm 根据 取b柔上=1640mm 图3-8 柔性支腿 支腿上截面： 图3-9 柔性支腿上端截面 柔性支腿下端截面和刚性支腿下端截面各尺寸一样： 图3-10 柔性支腿下端截面 柔性支腿上截面： 柔性支腿中间截面： 柔性支腿下截面和刚性支腿下截面各尺寸一样，截面性质一样在此不再做计算。 3.1.5下端梁设计 图3-11 下端梁总尺寸 下端梁的两端截面计算： 图3-12 下端梁截面 3.1.6上马鞍设计 上马鞍设计与主梁直接相连，截面比较细小，起到加强桥架稳定性、水平刚度、抗弯、抗扭能力。因为上马鞍不在支腿平面与支腿直接刚性连接，所以所受作用力相对较小。为了简化模型在此我们不对其做考虑，把其当作进一步加强作用。 图3-13 支腿平面示意图 图3-14 上马鞍的尺寸设计 3.2主桥架计算 3.2.1载荷计算 起重机的各种载荷不可能同时作用于金属结构，应按各种载荷出现的频繁程度与结构的重要性根据起重机不同工况，考虑最不利的情况下，进行合理组合。 （1）主梁自重载荷 主梁的单位重量： （2）一根主梁上小车集中载荷 由于小车的轨距相对主梁桥梁的长度过小，故计算时将车轮压力计算为一点压力，作为集中载荷，作用于主梁上的移动载荷。 由于 简便起见 用代替，，=1.1 （3）端梁自重 分配于主梁端部为固定集中载荷: （4）惯性载荷 一根主梁上的小车惯性力为: 一根主梁自重的惯性力: 端梁自重作用在主梁端的惯性力为: （5）偏斜运行侧向力 由于本起重机采用刚、柔性支腿，故侧向力主要作用在刚性支腿架下面。 ①满载小车在主梁跨中央 支腿下面采用6车轮台车，2个一组 刚性支腿端总静轮压： 由 查得 偏斜侧向力为： ②满载小车在主梁左端极限位置 刚性支腿下端车轮总静轮压为： （6）扭转载荷 偏轨箱形梁有垂直载荷和水平惯性力的偏心作用而产生的移动扭矩，其他载荷产生的扭矩较小而且作用方向相反，故不做考虑。 偏轨箱形梁弯心A在梁截面的对称形心在x轴上，（不考虑翼缘板外伸部分）弯心至主腹板中线的距离为： 图3-15 扭转载荷计算 轨高 hg=152mm 移动扭转力为： 3.2.2强度计算 （1）主梁跨中的强度计算 需要计算主梁跨中截面危险点1、2、3的强度 图3-16 主梁截面 主腹板上边缘点1的应力 主腹板边至轨顶距离为： 主腹板边的局部压应力为： 垂直弯矩产生的应力为： 水平弯矩产生的应力为： 惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用相反。应力很少故这此不计算。 主梁上翼缘的静矩为: 主腹板边上的切应力为： 式中：A0为主梁的过四边中心线的截面面积： 点1的应力： 点2的应力： 验证合格 点3的应力： ⑵小车位于悬臂极限位置处主梁支腿根部截面的强度计算 仍然验算该截面的1、2、3点的强度 主腹板上边的切应力为: 点1的应力: 点2的应力: 点点3的应力: 3.2.3疲劳强度计算 桥架工作级别为M6，应按载荷组合计算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风载产生的应力相对较小，为了简化计算故忽略。 主梁自重弯矩: 图3-17 主梁自重弯矩 满载小车在跨中时对主梁的弯矩: 图3-18 集中载荷作用的弯矩 满载小车在悬臂极限位置时的弯矩: 图3-19 集中载荷作用的弯矩 由此可见主梁中间位置截面的疲劳破坏最严重，以下验算中间界面的疲劳强度: 跨中最大弯矩为: 跨中的最小弯矩为，满载小车在悬臂极限位置: （1）验算主腹板受拉翼缘板焊缝4点的疲劳强度 图3-20 主梁截面 应力循环特性： 根据工作级别A6，应力集中等级K1及材料Q235，查得 [σ-1]=119Mpa 焊缝拉伸强度许用应力为： （2）验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处5点疲劳强度 应力循环特性: 根据工作等级A6材料为Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，底板与受拉翼缘板的间隙距离为50mm，应力集中等级为K3。 查得[σ-1]=71Mpa。 符合要求。 3.2.4主梁稳定性计算 （1）整体稳定性 整体稳定性符合要求。 （2）局部稳定性 翼缘板稳定性: 需设置一条纵向加劲肋在垂直中心线处，不再进行验算。 翼缘板最大外伸部分: 稳定满足。 主腹板稳定性: 副腹板稳定性: 需设置横隔板及三条纵向加劲肋，主腹板设置相同，其布置显示于图： 图3-21 主梁加强布局 横向大隔板间距a=2000mm 纵向加劲肋位置 且 宽翼缘添加小隔板的间距为a0=400mm 加劲肋尺寸的确定: ①大隔板的厚度为δ=8mm，板中孔尺寸为1200mm×3590mm ②上翼缘板纵向加劲肋选用<125×125×8mm A=27.770cm2 Ix=514.65cm 纵向加劲肋对翼缘板厚度中线的惯性矩为： ③主、副腹板采用相同的纵向加劲肋: A=19.75 Ix=297.03 纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩: 或者： 合格 ④端梁一样在翼缘板上添加一根纵向加劲肋，在腹板上加两根，分别在0.2h处和0.4h处。大隔板也相同，间距a=2m 厚度δ=8mm 劲板均采用125×125×8 3.3支腿计算 3.3.1载荷计算 支腿平面内计算的最不利工况是：满载小车在悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并制动，同时有风载荷作用。 支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。 （1）一根梁上的起升载荷与小车自重 （2）大车的自重 刚性支腿上端以上的自重: 刚性支腿下端以上的自重: 柔性支腿下端以上的自重: （3）小车的惯性力 小车与货物的风载荷: （4）垂直于门架平面的风载荷 （5）大车支腿以上桥架作用在支腿上的惯性力 风载荷: （6）作用与支腿架的风载荷和支腿自重惯性力 （7) 偏斜运行侧向载荷Ps 小车满载跨中 小车满载极限位置 3.3.2支腿强度计算 门架平面内，刚性支腿上端截面受到弯矩。柔性支腿与主梁铰接不受弯矩。 支腿上端与主梁法兰用螺栓连接，下端与下端梁焊接。 （1）刚性支腿上端，内测分支的最大内测1点的应力 图3-22 刚性支腿上端 My为水平弯矩产生的应力: （2）刚性支腿下端的计算 在支腿平面内，刚性和柔性支腿下端截面都受到弯矩作用。因刚性支腿下端截面与柔性一样，但是刚性支腿所受的载荷对截面的作用较大。故在此只对刚性支腿下端进行计算： 由于支腿下端只受单向弯曲，故下翼缘最外侧各点都是危险点，去任意点2 2点的应力： 图3-23 支腿下端截面 （3）计算刚柔性支腿的中心长度处 刚性支腿受双向弯曲。柔性受单向弯曲且所受载荷是支腿下截面的一半，截面面积比下端截面大，故在此也不做计算。 刚性支腿3点处: 刚性支腿4点处: 3.3.3支腿稳定性计算 （1）整体稳定性 龙门起重机刚性支腿是双向压弯构件，柔性支腿是单向压弯构件，支腿的整体稳定性验算按下面简化计算式验算： Mx、My——龙门架平面和支腿平面的计算弯矩（常取距支腿小端0.45h处截面的弯矩） φ——轴心压杆稳定系数，根据支腿长细比 。 其中龙门架平面支腿为上端固定，下端铰支μ1=0.7。 支腿平面，支腿下端固定，上端自由μ2=2。 μ2为变截面支腿的折算长度系数由表查取： 查取μ2=1.1 取 验算通过。 由于柔性支腿只受单项弯曲，故不作验算。 （2）局部稳定性 ①刚腿的盖板: 合格 柔腿的盖板: 需在中心线处设置一条纵向加劲板。 宽度h>10δ 取h=150。 厚度，取。 ②腹板: 需设置横向加劲肋a=1.5m。 并设置一条纵向加劲肋在中线处。 宽度h>10δ，取h=120。 厚度，取。 3.4下横梁的强度计算 经分析下端梁5点为危险点，5点受双向载荷。 5点的应力为： 图3-24 下横梁端截面 在截面内位于支腿腹板正对下侧添加2横向大隔板截面面积为： 3.5连接强度验算 支腿上端与主梁通过法兰盘用螺栓连接，下端与下端梁焊接。 3.5.1计算焊缝的强度 支腿与法兰采用焊接连接，采用周边贴角焊缝连接，焊缝高度。 刚性支腿上法兰平面和焊缝在X方向的作用力为: 图3-25 支腿受力 所受的弯矩为: 水平惯性力F为: 计算焊缝的惯性矩: 图3-26 焊缝连接 焊缝截面性质: 经过分析焊缝端点6点为应力最大点，6点的应力为： 验算合格。 柔性支腿不受弯矩作用，其他受力过小，故在此不做计算。 3.5.2计算螺栓连接强度 图3-27 螺栓布置 （1）刚性支腿与主梁的连接 由支腿的受力分析可得出距y0轴最远的一排螺栓的受力最大,竖直方向的压力最小值为0。 共采用92个普通螺栓，孔径的Φ40mm。螺纹小径为。 单个许用拉力为： 其中 验算合格 单个螺栓的剪力: 合格 （2）柔性支腿与主梁的连接 柔性支腿与主梁采用铰接，受单向较小作用力，在此不在计算。 3.6刚度计算 3.6.1静刚度和位移 图3-28 刚度计算 （1）满载小车位于主跨中产生的垂直静挠度 验算通过。 式中:集中载荷 为刚性支腿对垂直平面的折算惯性矩，可以近似取支腿距小端为0.72H处的截面惯性矩。 （2）满载小车位于悬臂端极限位置产生的静挠度 （3）桥架水平惯性位移 合格。 （4）起重机偏斜运行对主梁产生的水平位移 式中——起重机偏斜运行超前力 3.6.2垂直动刚度 门式起重机的动刚度以满载小车位于起重机指定位置产生的满载自振频率来表达。 图3-29 门式起重机垂直自振频率的计算 满载小车位于跨中或悬臂端工作时，应按同一标准来检验起重机的垂直自振频率，计算模型如图所示，门式起重机的垂直自振频率（HZ）。 可用下列公式来计算： 起重量： 小车量： 桥架中点的质量为： 起升钢丝绳最大下放长度为： 桥架跨中静位移： 起升钢丝绳选用直径为Ф36mm，钢丝绳滑轮组的静伸长为： 结构影响系数为： 起重机跨中的垂直自振频率为： 验算合格。 小车位于悬臂端频率小在此不做验算。 第4章 起升机构和运行机构设计 4.1起升机构设计 龙门式起重机起升机构的传动方案的设计如图4.1所示，主要包括电动机，半齿联轴器，浮动轴，带制动轮的半齿联轴器，制动器，减速器，卷筒等[23]。 1电动机2半齿联轴器3浮动轴4带制动轮的半齿联轴器5制动器6减速器7卷筒 如图4-1 起升机构的传动方案设计 4.1.1钢丝绳选择 滑轮组的效率： （4-1） 下降时的滑轮组效率： （4-2） 小车走行时滑轮组效率： （4-3） 钢丝绳最大静拉力 当起升机构工作时钢丝绳的最大拉力为： （4-4） 在上式计算中，由重量向重力换算时取重力加速度。 当小车运行时钢丝绳的最大拉力为： （4-5） 根据计算钢丝绳直径公式，选择系数C取为0.095，得： （4-6） 选用面接触钢丝绳，最小直径为36mm,破断拉力为904000N，参考质量531kg/100m。所选用的钢丝绳的计算安全系数n=904000/146349=6.177，满足所设计的要求。 4.1.2卷筒 当采用国产直径的钢丝绳，卷筒节距，标准绳槽名义直径。 四层绕卷筒长度 因为绕绳量大，采用多层缠绕，层数多卷筒长度可以短，但起升速度变化较大，经初步计算，认为采用4层较为有利，每一卷筒的绕绳量,节距取为40mm，在4层情况下，卷筒的长度L可用下式计算： （4-7） 圆整取为1000mm。 卷筒壁厚 取卷筒壁厚为50mm，验算其强度，对于4层取，卷筒壁的应力为： （4-8） 钢丝绳线速度 钢丝绳在第一层时的线速度为： （4-9） 钢丝绳在第一层时的线速度为： （4-10） 平均线速度为： （4-11） 卷筒的静转矩： （4-12） 4.1.3电动机的选择 （1）起升机构电动机的稳态功率，即静功率按上计算： （4-13） 式中， ——滑轮组效率； ——卷筒组效率； ——减速器效率； ——开式齿轮效率； （2）电动机选型 起升机构选择择4台YZP200L-8型电动机，根据相关资料，对于一般用途的起重机，取CZ=300，JC=25%；转速735r/min，转动惯量J=0.339kg，自重为260kg。变频控制的电动机最小起动转矩。 （3）起升电动机发热校验 根据公式验算发热得： （4-14） 式中，——所选电动机在相应CZ值和JC值下的额定功率； ——平均稳态负载系数； ——机构的稳态平均功率； ——计算功率； 校验通过。 （4）起升电动机过载能力校验 根据公式校验得： （4-15） 式中，——在机构接电持续率下电动机基准功率； ——电动机转矩的允许过载倍数； ——考虑电压降及转矩允差及静载试验超载的系数； 校验通过。 4.1.4减速器的选择 因为起升速度很小，从理论上说起升载荷动载系数接近于1，现在根据铁道部制定报900t箱梁运架设备技术条件中的规定，取。 疲劳计算的基本载荷为： （4-16） 选择用4台QJRS-D-400，i=100，安装形式为Ⅶ或Ⅷ，输出轴的连接形式为平键，工作级别为M5，当输入轴转速为710r/min时，高速轴许用功率为15.5kW，额定输出转矩21200，输出转矩安系数为： （4-17） 实际工作级别为M4，许用功率为，输出功率安系数为： （4-18） 4.1.5制动器的选择 每套驱动装置设计两个制动器，每一个制动器的制动转矩为： （4-19） 选用YW-200/E30型的制动器，制动转矩T=135~310，安装时调整，一套起升机构安装两台制动器，使其中一台延时动作，就不会产生太大冲击。 4.1.6机构起动时间计算 转动惯量： （4-20） 静转矩： （4-21） 变频控制的电动机轴上的平均起动转矩： （4-22） 起升质量： （4-23） 起升速度： （4-24） 电动机转速： （4-25） 总的起动时间： （4-26） 本起升速度非常小，故上式第2项之值也非常之小，可忽略不计，因此机构起动时间为： （4-27） 4.2小车的行走机构设计和计算 小车运行机构的传动方案的设计如图4.2所示，主要包括电动机，联轴器，浮动轴，制动器，减速器，车轮等。 1电动机2联轴器3制动器4减速器5车轮6联轴器7浮动轴 图4-2 小车运行机构的传动方案设计 4.2.1运行机构的基本参数 根据设计要求，小车运行机构的设计参数如下： 起重量： 小车加吊具质量： 小车轨道坡度： 小车运行速度： 小车轨距：A3 机构工作级别：A6 4.2.2运行静阻力 有轨运行摩擦阻力： （4-28） 坡道阻力： （4-29） 风阻力： （4-30） 起升绳的僵性和滑轮的摩擦阻力： （4-31） 使牵引绳保持一定垂度所需的张力： （4-32） 总的静阻力： （4-33） 4.2.3电动机的选择与计算 电动机的静功率： （4-34） 按稳态负荷系数法求平均稳态功率： （4-35） 式中G=1。 电动机选择的选型为YZP200L-8，额定功率为15kW，额定转速为735r/min，工作制为S3-40%，最大转矩倍数为2.8，额定转矩为192。 4.2.4减速器的选择与计算 标准减速器的选用： （4-36） 折算为M5时： （4-37） 选用型号QJRS-D450-100Ⅲ-P，当输入轴转速为710r/min，工作级别为M5时，高速轴许用功率22kW，满足要求，输出转矩30000，最大允许径向载荷64000N。 计算传递最大转矩为： （4-38） 安全系数为： （4-39） 计算最大径向载荷： （4-40） 安全系数： （4-41） 4.2.5连轴器的选择 安装在电动机与减速器之间联轴器选择为ML系列梅花形弹性联轴器，其计算转矩为： （4-42） 选用型号MLLZ6—2008582.5联轴器，公称转矩630。 4.2.6制动器的选择 运行机构按满载、顺风下坡运行制动工况和非工作状态最大风压作用下空载，这两种情况中较大的选择制动器。 （1）工作状态下制动转矩满足： （4-43） 式中，，，； ，： 由开上式中第一个括号内前三项之和小于后两项之和，说明在工作状态下没有制动器也可以。 （2）非工作状态下制动转矩应满足： （4-44） 式中，； ； ； ； ； 选用制动器型号为—200/E23，制动力矩为135~200，满足要求。 4.2.7小车车轮的强度计算 静轮压； 动轮压； 空载轮压； 初定车轮直径D=700mm； 轨道型号为QU100； 车轮材料65Mn； 疲劳计算载荷： （4-45） 车轮踏面点接触许用载荷： （4-46） 校核通过。 第5章 行走机构设计 5.1运行机构的基本参数 根据设计要求，大车运行机构的设计参数如下： 起重量： 整机自重： 跨度： 大车运行速度： 整机工作级别：A6 机构工作级别：M3 5.2运行静阻力 1有轨运行摩擦阻力： （5-1） 式中，D，d——车轮直径及其与轴承相配合处轴径； k——车轮沿轨道路的滚动摩擦力臂； ——轴承摩擦系数； c——偏斜运行的侧向附加阻力系数； 2坡道路阻力： （5-2） 3风阻力 （5-3） 4总的运行静阻力： （5-4） 5.3电动机的选择与计算 电动机的静功率： （5-5） 加速阶段消耗的功率，即变频调速设定的起动时间为10~15s，定，那么在加速阶段消耗的功率为： （5-6） 考虑电动机短期过载能力，按下式选择电动机的额定功率： （5-7） 共有16台电动机，每台电动机需大于2.375kW，所以3kW选择用电动机满足要求。 5.4减速器的选择 初选择斜齿轮—锥齿轮减速器，型号为KAT107—YEJ3—6P—146.4额定功率3kW，输出转速6.56r/min，输出转矩5835，传动比146.4，使用系数1.33。 5.5缓冲器的选择 聚氨酯缓冲器主要性能参数的确定 缓冲行程： （5-10） 需要的缓冲容量A： （5-11） 式中，——换算到车轮踏面的制动力，平时调整得较松，取=20000N 总的最大缓冲力： （5-12） 选择用两个型号为JHQ—C—9的缓冲器，单个参数：容量1.96，缓冲行程式120mm，缓冲力103kN，可以满足要求。 5.6车轮与轨道 为了地基投资小，要求轮压小，大车走行采用48个轮，轮压，，车轮直径D=600mm，轨道型号为P60。 许用轮压：根据大连起重机厂资料，当车轮直径D=600mm，轨道P43，运行速度，工作级别为M3时，车轮组最大许用轮压为24.6t。 疲劳计算载荷： （5-13） 车轮踏面点接触许用载荷： （5-14） 式中，当轨顶r=300，车轮R=300时，m=0.338；=