机械制造及其自动化专业毕业论文-电力建设新型龙门起重机设计

第一章绪言1.1引言1.1.1课题背景龙门起重机是桥式起重机的一种变形。主要用于室外的货场、料场货、散货的装卸作业。它的金属结果像门形框架，承载主梁下安装两条支腿，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。龙门起重机具有场地利用率高、作业范围大、适应面广、通用性强等特点。火电建设广泛应用龙门起重机作为组合场吊装机械。1.1.2国内发展概况近几十年来，随着我国生产制造业的发展和进步，龙门起重机械也得到了很大的发展和应用，一批龙门起重机械的科研机构和生产工厂逐步建立，设计、研发力量日趋壮大。不仅产品的种类基本齐全，而且有了自己的系列和标准。但与设计先进水平比较，无论在产品的品种、数量方面，还是机械的性能、质量等方面都存在比较大的差距。主要表现为1、产品性能一般；2、产品开发能力较弱；3、制造工艺水平较低；4、产品检测水平不高；5、配套件供应和质量问题影响较大;6、产品技术标准更新滞后、实施乏力。1.1.3国外发展概况国外对龙门起重机科学的规范研究始于20世纪80年代，由于受实验技术、金属材料的限制，当时的设计为了安全而偏于保守，变现为粗大笨重但坚固耐用;90年代以后，随着科学技术的发展，龙门起重机的设计更注重科学和简捷，研究的方向是安装的便捷性，工作的可靠性、稳定性及节能环保性。在保证传统设计安全的同时，采用许多新方法新技术。表现为：大型履带起重机的出现，龙门起重机的主梁和支腿采用销子连接，在摆放好行走台车后，主梁和支腿一次吊装就位，加快了安装进度，减少了高空作业的危险；电机串级调速技术的应用，在提高工作平稳性的同时，节能效果十分明显；行走机构液力耦合器的使用，大大改善了龙门起重机启动和制动的平柔性：安全装置的设计和安装标准提高；操作室注重设计的舒适性和操作的简便灵活：电缆卷筒改变原来靠机械式配重和龙门起重机行走收放动力电缆的设计，改变力矩电机与龙门起重机行走同步收放电缆，简化了设计，提高了工作的可靠性，延长了电缆的使用寿命。欧洲地区作为老牌起重机机械生产地区，技术先进、性能高、可靠性高，产品遍布全球。美国起重机机械相对落后于欧洲水平，近年来通过收购和合并手段使美国起重机行业得以蓬勃发展，技术较先进、性能较高、可靠性能高。日本作为二战后崛起的经济强国，起重机发展较晚，但发展很快，受到亚太地区欢迎。产品技术水平、性能、可靠性落后于欧美水平，40%的产品用于出口。1.1.4国内外发展趋势当今起重机的发展趋势如下。1、 向大型、高效和节能方向发展；2、 向自动化、智能化、集成化和信息化发展；3、 向成套化、系统化、综合化合规模化发展；4、 向模块化、组合化、系列化合通用化发展；5、 向小型化、轻型化、简易化和多样化发展；6、 采用新理论、新方法、新技术和新手段提高设计质量；7、 采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。1.2设计目的意义及设计内容1.2.1设计目的意义火电建设广泛应用龙门起重机作为组合场吊装机械。由于火电建设工程经常转移工作场地，龙门起重机经常要拆卸和安装，龙门起重机的拆卸和安装既需要其他大型起重机而且准备周期长。因此根据火电建设龙门起重机存在的实际问题，本课题通过龙门起重机架设安装方法研究，提出解决自安装的新型龙门起重机结构型式。同时通过龙门起重机系列化设计研究，起重机安全性设计研究、龙门起重机主梁结构尺寸的优化设计以及起重机人机工程学研究，为电力建设提供系列新型龙门起重机。本课题的设计涉及到大学专业学习的综合体现，涉及到机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械设计基础、机械制造基础、电工电子技术、单片机原理与接口技术、机械控制工程基础、传感器与检测技术、PLC原理与应用、互换性与技术测量、电机传动与控制、数控技术、计算机辅助设计、计算机辅助制造等相关知识，是对所有课程的综合应用，培养了我们运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力，掌握了通用机械零件的设计原理、方法、机械设计的一般规律，进而具有综合而运用所学知识，研究改进或开发新的基础件及设计简单的机械的能力。1.2.2设计内容1） 内容本课题通过龙门起重机架设安装方法研究，提出解决自安装的新型龙门起重机结构型式。同时通过龙门起重机系列化设计研究，起重机安全性设计研究、龙门起重机主梁结构尺寸的优化设计以及起重机人机工程学研究，为电力建设提供系列新型龙门起重机。2） 主要技术参数和条件起重量Q：30t；跨度L：32m；起升速度V：3—6m/min；起升高度H：11—16m；结构型式：带双悬臂的桁架结构；电源：三相交流380V，50Hz，电缆供电。

计算与说明结果第二章总体设计与结构简图2.1已知技术参数和条件起重量Q：30t；跨度L：32m；起升速度V：36m/min，取丁 5mV4mini］（主钩）7m/min（电葫芦）；起升高度H：侦16m,取H=10.5m（主钩）/12m（电葫芦）；结构型式：带双悬臂的桁架结构；电源：三相交流380V，50Hz，电缆供电；2.2悬臂长度的确定由参考文献［2］可知，悬臂长度：，所以L1=.：O.25-O.35）X32=8-H.2m，取L】=8.4m。2.3主梁高度的确定由参考文献［2］可知，主梁高度：％—"53.，-所以Hi=|---|X8.4=1.68^2.8m甘口口 cd<5夕 ，取由二Z.55m。2.4主梁宽度的确定由参考文献［1］可知，主梁宽度：，所以Ht=1—〜—1X32=1.6^2.67in同口 匚己祯。12/ ，取血二2.5Sin。2.5小车轨距根据小车运行机构特点，取小车轨距与主梁宽度一致。2.6大车轮距的确定 6L由参考文献［1］可知，大车轮距： ，所以B15.3m，取B=7.BSm。2.7小车轮距的确定类似大车轮距，小车轮距一般取大于等于小车轨距的1/6。则取小车轮距为1.842m。2.8』桁架的节间长度的确定由参考文献［1］可知，一般桁架的节间长度日二1'5・土顿】，常取 ，所以a二二55口】。2.9自定义数据22m 21m 20m大车运行速度:二:二，小车运行速度:二二：，电葫芦】二:二，大车制动时间3s。主梁设计成正三角形结构形式，主梁下部焊接工字钢，工字钢选63c，桁架结构由LEWX10角钢焊接而成，角钢材料为I起重机司机室选择浙江箭环电器机械有限公司的旨一III型保温式，使用环境温度为 的场所。第三章「载荷计算QI30t3.1自重载荷由参考文献［3］，对于起重机 的龙门起重机，跨内部分主桁架总重量可用经验公式 计算，所以：。3.2移动载荷由参考文献［3］，对于单主梁小车自重当"二：OWOt时，有G.=卧35，所以：&口二G+叩Q。因为移动载荷 ，--是动载系数，主钩与副钩速度都不高，所以在此取--='1，所以：C-,.=1X1-330=4DDk\。3.3惯性力3.3.1小车水平惯性力1）沿大车运行方向当大车运行机构起、制动时，由小车和货物重量引起的惯以力以一个集中P•土作用于中。由参考资料［1］知，沿大车运行方向水平惯性力为：P*=鱼目其中八一小车与起重量之和，；重力加速度，'二亍；3|=0二3sM——平均加速度， …JMdMXII其中％—大车运行速度，'"—】:】:■二；t$—大车制动时间， ；a|=Q-Q3X0.^2in则400所以，'二日〜「fBkN。2）沿小车行走方向由参考文献［1］知，沿小车行走方向的小车水平惯性力Pjui=1G1InnD其中n一小车驱动轮数，n=2；】】q一小车总轮速，；P由=7X4D0x3=28.57kN取］»。 ,3.3.2主梁桁架水平惯性力沿大车运行方向，当大车运行机构起、制动，主桁架引起的水平惯性力所用在主梁上。3.3.3刚性支腿与柔性支腿的惯性力忽略不计3.4恐载荷3.4.1货物风载Fh=18En_15k玉其中q一计算风压，‘—」’】】「；F：.—货物迎风面积， ；因此P二二〔"5口日=。3.4.2主梁桁架风载出-=「Xqff1）沿大车行走方向的主梁桁架风载由参考文献［1］知， H：：=其中c—迎风面积系数，取:二L6；K：.一高度修正系数，，取；h=fl4 n-n拍心q—计算风压，—】节；n一沿大车行走方向主梁迎风面积，，式中M.一前片结构的迎风面积，取F,.=!：■-. ；

F&一后片结构的迎风面积，取F-= ；-一结构的充实率，取=4；故F,= =ISD.SBm-；2）沿小车行走方向的主梁桁架风载150M

mzF：一沿小车行走方向主梁迎风面积所以^=1.5■1■J.15■ 2D=13.44MN。上式中乘以20表示斜.杆的根数。3） 刚性腿风载其中写一刚性腿迎风面积，喝二萨；所以％=。上 =43*1。4） 柔性腿风载因为本设计柔性支腿的计算同刚性支腿一样，只是与地梁的连接方式不同而已，所以P；t=。上YO.S：=3kX。第四章金属结构设计与校核4.1主梁桁架内力计算及校核4.1.1龙门起重机横梁内力计算1）横梁竖直方向最大弯矩当吊重在任一臂端时，受力分析简图如图1，弯矩图如图2,经过计算，在F.处弯矩最大。

F.以RtIIrTjr!IA Z图23355,23“7_59 _59图3由弯矩图可知，最大弯矩出现在梁的中间，弯矩大小2） 横梁水平方向最大弯矩当起重机带载启动或制动时，由惯性力与风载引起横梁的水平方向变形，惯性力与风载相对来说都比较小，在此不以计算。3） 横梁上主弦杆最大弯曲应力由《材料力学》书知，弯曲应力公式为：Mli" M= =3419kN其中:—最大弯矩， ；y—梁的下表面距截面形心的距离，'■=I—惯性矩，这里我们把主桁架视为实体梁时，该梁的折算惯性矩。计算公式为：式中一主桁架的上、下弦杆截面积，上弦杆、下弦杆皆为h.二Hi=2.SSm=［，="一。角钢，查资料得h—主桁架的计算高度， ；u一系数，由参考文献［1］查表的，1】二。.8；所以;所以厚度16mm以下的:角钢的屈服强度［=］二二由pa，「1<［「］，满足要求。4）工字钢63c的局部弯曲强度校核4.1.2主梁刚度校核如果小车在主梁中部时，主桁架的中部挠度小于或者等于许用挠度，小车在悬臂端处时，主桁架的悬臂挠度小于或者等于许用挠度，则说明主梁桁架满足刚度要求。这里我们采用近似公式，f3=k9&E±跨中：

fd=k9Ei悬臂端： p=^=400kN式中k—系数，常取k=1.1—1.2，取k=1.1；P一小车静轮压， ；L—龙门起重机跨度，L=32m；l—悬臂有效长度，l=8.4in；E一材料的弹性模量，；L—惯性矩，L=〔2BX10l4m4；所以；；许用挠度为；；所以主梁满足刚度要求。4.2刚性腿支撑梁内力计算及强度校核4.2.1支腿的几何尺寸支撑梁的尺寸如下图5所示：s.部图5在上图中，为了计算简单偏于安全，假定支腿与地梁的连接简化为铰接。4.2.2主梁受对称单位力作用时的内力分析当对称载荷作用时，两个支腿支撑的力如图6所示：Pn1‘申图6作用于刚性腿支杆的力R为;p底部的支反力为二TOC\o"1-5"\h\z在上横梁中两端部的轴向力为 ；地梁的轴力为 。4.2.3小车位于支腿处的应力校核1）压杆稳定性校核F- |A由《材料力学》知，压杆稳定性由临界压力匚与作用于刚性支腿的力R决定。tizE式中N—临界应力，公式为==户其中E一弹性模量，；J—巴：一引用记号，.一亍，其中一压杆的长度因子，压杆的约束条件为两端铰支，所以•=1，】一压杆长度，12I= =12.23mcos12，i—截面的惯性半径，查角钢表得i=0.0498m，,_1X12.28_所以二、壬？=-46；A1I1001另外此式成立的条件 ，查书知Q2353.14ZX2,1X1（｝5'所以％二 =34二A一压杆的横截面面积，查表得所以 。支腿处由四个角钢构成小车位于支腿处时P=^=IftOkN，所以所以满足稳定要求。2） 压杆强度校核_F由《材料力学》知，拉、压应力公式为：「二M，F=R=51.12kN，，所以。Q235角钢的许用拉应力为E］二三IMpa，「？＜［「］，所以拉杆强度要求合格。3） 压杆弯矩和剪切校核因为一根刚性支腿由两组由角钢组成的立柱，一组的弯矩和剪切力由另一组立柱来平衡，因此不用计算。4.2.4小车位于悬臂端处刚性支腿校核1）支反力计算(izlesnun&4♦ 32小车位于悬臂端处的受力简图如上图所示，通过弯矩，力学分析得出F.二MS.ElSkN。2）压杆稳定性校核前面已知 。支腿处由四个角钢构成，所以小车位于端点处时支腿的压力所以.M136,46=69.766LN所以满足稳定要求。3）强度校核由《材料力学》知，拉、压应力公式为：「二3,F=R=69.766kN，，所以。Q235角钢的许用拉应力为

同二45QMpa,%VM],所以拉杆强度要求合格。4)弯矩和剪切校核因为一根刚性支腿由两组由角钢组成的立柱，一组的弯矩和剪切力由另一组立柱来平衡，因此不用计算。第五章起升机构的设计5.1副钩电葫芦的选择已知条件：载重量10T、起升高度12m、起升速度7m/min、运行速度20m/min。网络查找，综合考虑，我们最终选择烟台龙海起重工具有限公司CD1型钢丝绳10T电动葫芦，主要数据如下：载重量10T、基准工作级别M3、起升高度12m、起升速度7m/min、运行速度20m/min、滑轮倍数2/1、起升电机型号及功率ZDS1-1.5/13、运行电机型号及功率2XZDY21-4(0.8)、防护等级IP54、工字钢轨道型号63c、最小弯矩半径1.5、自重650kg。产品如图5.1所示。图5.15.2主钩小车的设计5.2.1小车起升机构计算按照布置宜紧凑的原则，决定采用图5.2的起升方案。1）钢丝绳的计算根据起重机的额定起重量Q=30t，查起重机设计手册，选取滑轮组倍率m=4。起升机构钢丝绳缠绕系统如图5.3所示。钢丝绳最大拉力：式中Q—额定起重量，Q=300kN；G—吊钩组重量，查表得G=6.97kN；m—滑轮组倍率，m=4；n—滑轮组效率，查表得n=0.97。所以J=3004刷刷79本39.558kNS|IhISiax所选择的钢丝绳破断拉力应满足条件:S|=aI〉:S|式中y—钢丝绳的破断拉力；式中乙一钢丝绳破断拉力总和；a—折减系数，对于6X19+1的钢丝绳a=0.85；]“—钢丝绳安全系数，对于中级工作类型]L|二5.5。由上式可得:查钢丝绳产品目录表得:钢丝绳型号D：=.耻滑轮的计算滑轮的许用最小直径：式中九一钢丝绳直径，4|=房口】口】；e—系数，对于中级工作类型的龙门起重机，e=25。所以□；：：；；•.=L5-艾=7。口】口】查表，选取滑轮直径队二与。口】口】。3）卷筒的计算卷筒的名义直径，取二口口】口】。卷筒的选取单层绕双联卷筒如图5.4。

所以取L|=lBOO]mn。卷筒壁厚：J0‘O2Dj4"10)=14W18mm取=15tniii。卷筒轴上扭矩：M[=率工ID=B955BX0,498=16146NIin卷筒转速：n|=n&=备z!44;50.4=14.9iSn4)根据静功率选择电动机起升机构静功率计算公式：M|二迎U回v|'|其中如一起升机构的总效率，对于封闭式齿轮传动的起升机构，取说=0.9Ml=煎日十0697X4.5=25kW按下式初选与JC%=25相应的电动机功率式中K|—起升机构按静功率初选电动机的系数，取K|=D.85所以 ，查电动机产品目录初选：YZR225M，功率22kW，转速715r/min，转动惯量:三0】萨。5）减速器的选择总传动比:715r式中】1［—电动机的转速，"I一：二翌］；】”一卷筒的转速，"I一d：二1：1；715i=-^-,33=49.914所以 。根据总传动比i=49.9，电动机功率N=22kW，电动机转速n=715r/min，工作制度JC%=25，查减速器产品目录，选用ZQA650-50IIICA型减速器：传动比i=50，输入功率15.8kW。最大扭矩验算： ，式中西一电动机的额定扭矩，叶=975"呆二如DIIm；i—传动比，i=50；一电动机至减速器被动轴的传动效率，取•.二：・94；-—电动机最大转矩倍数，「二L8；［汨一减速器低速轴上容许的最大扭矩，【］=NI口】因为兀*•；二忌JNlmI［11］，所以满足要求。最大径向力的验算：式中—卷筒上钢丝绳最大拉力，s；m；=xms日1；G】一卷筒质量，如二脂,DN回一最大容许径向载荷，［P］二成.3kN所以，满足条件。实际起升速度验算V|[=nJ)n备灯4500,4x71S=4.Adnn因为vlUIv= =4514.495=022%<15%，满足要求。：M6i制动器的选择制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足：式中K|—制动完全系数，对中级工作类型，坷=L7S；-■lll-满载时制动轴上之静力矩，M||=QlniG备T]式中•'一机构总效率，"=L91M||=30DM0+5ft97Ox0416XQ.91=290.5NlinYWZeI500K|M||=290,5X1.75=508.375NIm从制动器产品目录选用 ，匹配推动器为'500-60，制动轮直径300mm，最大制动力矩为630Nm。7)联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，根据其所传递的扭矩、被连接轴的轴颈尺寸和转速，从系列表中选出具体型号，使M|I卬之满足：式中唱I—联轴器传递的计算力矩；M一联轴器的许用扭矩；其中】】.—相应于第一类载荷的安全系数，匚二L8；Vll-联轴器传递的等效力矩，其中一计及实际起重量变动影响的等效静载荷系数，取；—计及机构起动、制动时动动载荷对传动零件影响的等效动载荷系数，查表得；Mll—相应于机构JC%值的电动机额定力矩传至计算零件的力矩，；M||=1X1,6X2B6=48ONIm叫=457.6x1.8=864NIm查表知电动机轴端为圆锥形d=65mm，1=140,减速器高速级轴端为圆锥形d=60mm，l=430mm。靠近电动机轴端联轴器查表选用CIICLZ2半联轴器，最大容许转矩1120Nm，转动惯量0.01675脂I】•。浮动轴的两轴端为圆柱形，d=45mm，l=85mm。靠减速器轴端联轴器查表选用带300mm制动轮的半齿联轴器，最大许用转矩1120Nm。8）验算制动时间t.=BlIM0975Q4Gwq075KGD4GDF" i'式中M[—制动器的制动力矩，；Mll-满载时制动轴上的静力矩，汕|二皿5NI口】；Q—额定起重量，Q=300kN；