400t梁場門式起重機設計要點

1、畢業(yè)設計類型：畢業(yè)設計說明書畢業(yè)論文題目:400t梁場門式起重機設計指導教師：學生姓名：專業(yè)：船舶工程技術班級：學號：時間：2013年5月400t400t梁場門式起重機設計摘要本設計以梁場門式起重機結構設計為設計目標， 內容包括主梁、支腿、上下 橫梁等結構的設計。重點為部分結構的載荷計算及載荷組合。 其設計很好的體現 了結構力學、材料力學在金屬結構件和起重機運輸中的重要運用。 我國的鐵路工 業(yè)進入了快速發(fā)展的軌道，梁場門式起重機因其在露天作業(yè)環(huán)境中有其它類型起 重機無法替代的優(yōu)勢，因此對其進行研究、創(chuàng)新，使其結構更合理，使用更方便， 具有重要的戰(zhàn)略和現實意義。關鍵詞：門式起重機、金屬結構、載荷

2、計算ABSTRACTABSTRACTThe desig n Beam field gantry crane desig n goals for desig n, in clud ing the main beam, legs, upper and lower beams and other structures. Focus on part of the structure of the load and load comb in ati ons. Good in dicati on of the desig n of structural mechanics, mechanics of ma

3、terials in the metal structure and the importanee of tran sport used cran esChi narailways in dustry has en tered a rapid developme nt track, Beam field gantry crane in its operating environment in the open air there are other types of cranes can not be replaced advantage, so its research, innovatio

4、n, its structure is more reas on able, More convenient, has importa nt strategic and practical sig nifica nee.KeyKey word:word: Gantrycranes, metal structure, load calculation目錄1.緒論 .12.金屬結構設計計算.42.1基本設計參數 .42.2載荷 .42.3抗傾覆穩(wěn)定性 .62.4金屬結構的截面幾何特性 .62.5主梁強度計算 .82.6主梁靜剛度 .92.7主梁整體穩(wěn)定性驗算 .92.8主梁局部穩(wěn)定性驗算 .92.

5、9主梁拼接設計 .112.10支腿強度計算 .122.11支腿整體穩(wěn)定性計算 .142.12支腿局部穩(wěn)定性計算 .142.13支腿拼接設計 .143.起升機構設計計算 .173.1概述 .173.2鋼絲繩選擇 .173.3卷筒 .173.4電動機選擇 .193.5開式齒輪傳動 .203.6減速器選擇 .203.7制動器的選擇 .203.8高速軸聯軸器 .213.9低速軸聯軸器 .213.10液壓失效保護制動器 .213.11機構起動時間計算 .213.12零件疲勞計算實例 .223.13吊桿的強度校核 .244.大車走行機構設計計算 .264.1概述 .264.2運行靜阻力 .264.3電動機

6、的選擇與計算 .274.4選擇減速器 .274.5選擇緩沖器 .274.6車輪與軌道 .285.起重小車牽引機構設計計算 .305.1概述 .305.2運行靜阻力 .305.3牽弓I繩的選擇 .305.4卷筒的選擇 .305.5選擇電動機 .315.6選擇減速機 .315.7選擇聯軸器 .325.8選擇制動器 .325.9小車車輪的強度計算 .336.結論與展望 .34參考文獻 .35致謝 .361.緒論起重機械是用來升降物品或人員的，有的還能使這些物品或人員在其工作范 圍內作水平或空間移動的機械。取物裝置懸掛在可沿門架運行的起重小車或運行 式葫蘆上的起重機，稱為“門架型起重機”。門式起重機一

7、般有大車運行機構的 門架、裝有起升機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備、司機室等幾大部分 組成。外形像一個屹立在工作場所的大門。 起升機構用來垂直升降物品，起重小 車用來帶著載荷作橫向移動，以達到在跨度內和規(guī)定高度內組成的三維空間里做 搬運和裝卸貨物用。門式起重機是使用最廣泛、擁有量最大的一種軌道運行式起 重機，其額定起重量從幾噸到幾百噸。 最基本的形式是通用吊鉤門式起重機， 其 他形式的門式起重機都是在通用吊鉤門式起重機的基礎上派生發(fā)展出來的。在設計過程中，結合起重機的實際工作條件，注意了以下幾方面的要求：整 臺起重機與工作場所的配合，以及小車與門架的配合要恰當。小車與門架的相互 配合，主

8、要在于：小車軌距（車輪中心線間的水平距離）和門架上的小車軌距應 相同，其次，在于小車的緩沖器與門架上的擋鐵位置要配合好，小車的撞尺和門架上的行程限位裝置要配合好。小車的平面布置愈緊湊小車愈能跑到靠近門架的 兩端，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應的可使起重機的高度減小， 從而減少了起重機的自重，節(jié)約了材料。小車上機構的布置及同一機構中各零件 間的配合要求適當。起升機構和小車平面的布置要合理，二者之間的距離不應太 小，否則維修不便，或造成小車架難以設計。但也不應太大，否則小車就不緊湊。 小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿足這個要求，則可以獲得最小的車輪，輪 軸及軸承箱的尺寸，并且使起重機

9、門架主梁上受到均勻的載荷。一般最大輪壓不應該超過平均輪壓得20%小車架上的機構與小車架配合要適當。為使小車上 的起升、運行機構與小車架配合得好，要求二者之間的配合尺寸相符；連接零件 選擇適當和安裝方便。在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置 也要盡量使鋼結構的設計制造和運行機構的要求設計，但在不影響機構的工作的 條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單，合理和便于制造。 盡量選用標準零部件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。本起重機是在高速鐵路工程的混凝土梁制作場（簡稱“梁場” ）使用；梁場 制作的混凝土箱梁，質量為800t，通常用兩臺跨鐵路線的

10、400t門式起重機聯合 吊裝；這臺起重機也可用來組裝架橋機。梁場的布置情況與作業(yè)方式不同，起重機的跨度和起升高度也不同。為適應 不同的要求，結構形式也有差異。這類起重機主梁大都采用箱型雙梁， 支腿采用 A型結構，與主梁為剛性連接。為改善支腿的受力情況，支腿與主梁的連接也可采用一側為剛性，一側為柔性的結構。柔性支腿與主梁的連接，通常有三種形式：假想鉸；球鉸；圓 柱鉸。老式設計用的事球鉸，可用推力向心球面滾子軸承來實現。這樣，整個門 架為一個靜定系統(tǒng)，消除由于吊重所產生的側向（水平）推力；大車歪斜運行時 靜定門架系統(tǒng)的受力狀態(tài)也比較明確。隨著近代大型結構分析計算軟件的普遍應 用柔性支腿與橋架的連接

11、，一般都采用假想鉸，也就是把一側的支腿設計成柔性 結構。梁場的使用年限都比較短，軌道基礎比較淺，所以起重機的輪壓控制在35t以內。對梁場使用的門式起重機的金屬結構，由于工作級別低，使用年限短，可不進行疲勞強度計算。本起重機的跨度大，為了減少小車自重，采用牽引式小車。這種小車的運行 用繩索牽引，繩索驅動機構裝在起重機的端梁上。起升機構裝在支腿的橫梁上， 起升繩索通過端梁的導向滑輪，繞過小車的起升滑輪組，從滑輪組出來的鋼絲繩 固定在另一側的端梁上。這樣，當起升機構停止、運行機構運動時，起升滑輪組 的繩索在運動，但吊鉤只作水平運動（無升降運動）；運行機構停止、起升機構 運動時，吊鉤只作鉛垂運動。當兩

12、個機構同時開動時，吊鉤作傾斜運動。根據客戶的要求，起重機的原始參數如下：額定起重量：Cp=400000kg跨度：L=38m起升高度：H=29m額定起升速度：v y=0.55m/min大車運行速度：v h=10m/min小車運行速度：v x=5m/min起重機整機的工作級別：A3 (U1 , Q4) 金屬結構的工作級別：E3 (B2, S4) 起升機構工作級別：M4大車運行機構工作級別：M3小車運行機構工作級別：M31）載荷位于最不利位置（如圖2-1）的支座反力 b圖2-12-1主梁載荷最不利位置2.2.金屬結構設計計算2.12.1基本設計參數額定起重量：400t跨度：38m工作級別：E32.2

13、2.2載荷（1）移動載荷 移動載荷包括額定起重量、吊具質量和小車質量等的重力：44（400+10+44）X 104N = 454 X 104N小車平均靜輪壓：P靜=454 X 104/ 8 N=56.75X 104N起升載荷動載系數 2：起升機構采用變頻電機，查表1取起升狀態(tài)為HC1 對應的 2= 2min = 1.05。表2-12-1 系數3 2及 2min的推薦值起升等級3 2 2min起升等級3 2 2minHC40.681.20HC20.341.10HC30.511.15HC10.171.05運行沖擊系數 4：根據運行速度和軌頭錯位差可計算出: 4= 1.1+ 0.058 V y h0

14、.5= 1.1 + 0.058X 0.0083X 10.5 1.1 小車動輪壓：P 動= 4P 靜=1.1 X 56.75X 104 = 62.425X 104N(2)單根主梁上由移動載荷產生的最大彎矩2）載荷位于最不利位置的截面最大彎矩：44Mximax= (120.48X 18.335 69.3X 1)x 104N m =2139.7X 104N m(3) 主梁及附屬物重力主梁及附屬物包括單根主梁、軌道、走臺等的重 力：44(61.117+0.5X 6.865+0.5X 5.227)X 10 N = 67.163X 10 N(4) 主梁及附屬物自重在跨中截面的彎矩：44MX2= 1/8 X

15、 67.163X 1.1 X 38X 10 N m = 351X 10 N m(5) 大車運行機構起動、制動產生的水平慣性載荷和穩(wěn)定力矩表2大車運行機構制動時產生的水平慣性載荷：PH= 5ma= 1.5ma根據大車運行最高速度v = 10m/min,查表得a = 0.064m/s2，那么水平慣性力矩與垂直力之比為：1.5a/g= 1.5X 0.064/9.81 = 0.009780.01。大車運行機構的水平慣性載荷對主梁跨中截面的水平彎矩為：My1 = 1/4 X( 454X 1.1 ) /2X 38+ 1/8 X 67.163X 1.1X 38 X 0.01 X 104N m4=27.23X

16、 10 N m大車制動引起的水平慣性載荷見表2-2表2-22-2大車制動引起的水平慣性載荷名稱重力/kN高度/m水平慣性載荷/kN m穩(wěn)定力矩/kN m貨物4000341530.00貨物吊具138.33447.02953.99小車44035154.003033.80電架、軌道、走臺1113336.63766.01主梁122031.5384.308424.71上橫梁16228.546.171120.15加咼節(jié)246.322.655.661707.40變截面節(jié)10216.0616.38709.09分岔節(jié)9212.511.50640.55斜支腿2607.218.721814.38下橫梁4422.51

17、1.053090.69大車5000.94.503498.65合計8213.62315.9025759.40(6)風載荷風載荷對主梁截面產生的彎矩：My2= 1/4 X( 0.92+ 0.49)X 38+ 1/8X 5.28X 38 X 104N m = 38.5X 104N m風力引起的水平力矩如表2-3所示表2-32-3風力引起的水平力矩名稱CK.A/m2CX AX 250 X H (104N m)CX K X AX 1000 X H ( 104N m)貨物吊具1.61.232331.28153.90小車1.3 11.391516.5892.16電架、軌道、走臺1.61.3956.6036.

18、70主梁1.6 11.39132167.64P 932.08上橫梁1.3 11.2311.2510.4951.63加咼節(jié)1.31.2338.426.46130.17變截面節(jié):1.3 1.23150.00P 0.00分岔節(jié)1.3 11.237.83.6317.84斜支腿1.31246.5526.21下橫梁1.31352.8411.38大車1.3 11140.411.64合計272.071452.052.32.3抗傾覆穩(wěn)定性400t門式起重機屬于工作場地固定，且無懸臂，因此只需校核“作業(yè)狀態(tài)動 態(tài)穩(wěn)定性”和“非工作最大風載穩(wěn)定性”兩種工況。(1)作業(yè)狀態(tài)動態(tài)穩(wěn)定性M 傾=(231.6+ 272.0

19、7 )X 104N m = 503.7X 104N mM 穩(wěn)=2575.9X 104N mk= 2575.9/503.7= 4.5安全。(2)非工作風載荷穩(wěn)定性M 傾=(231.6- 153+ 1452.05)X 104N m= 1530.65X 104N mM 穩(wěn)=2575.9X 104N mk= 2575.9/1530.65= 1.68安全。2.42.4金屬結構的截面幾何特性(1)主梁跨中截面幾何特性(圖2-2)圖2-22-2主梁跨中截面y1= 1581.85mmIx = 3.16X 1011mm4Iy = 4.95X 1010mm483Wxs= 1.998X 10 mm8383Wxx =

20、 1.84X 10 mmWy = 0.82X 10 mm腹板上邊緣處的靜面矩：Ss=( 1600X 28 X 1553.85)mm3= 69.6 x 106mm3腹板下邊緣處的靜面矩：Sx=( 1560X 28X 1690.15) mm3= 73.8X 106mm3中性層處的靜面矩：S=( 1560X28X 1690.15X 12) mm3= 1.09X 108mm32.52.5主梁強度計算(1) 主梁跨中附近下翼緣板下邊緣角處：(T =(2.383X 1010+ 3.1934X 109)/ 1.84X 108+ (2.953X 108+ 3.85X 108 )/0.82 x 108N / m

21、m2= 155.2N/ mm2考慮約束彎曲應力： 0 = 0.805X m/K X (nK3+ 7) /(nK3+ 3) (10nK3 + 14) 05=0.805X 0.172/2.7X( 0.43X 2.7+ 7 )/ ( 0.43 X 2.73+ 3 (10X 0.43X 2.7+ 14) = 0.064d = 0.064X 155.2N/mm2 = 7.14N/mm2此處的組合應力：2 2 2 2d = ( 155.2+ 7.14 ) N/ mm = 162.34N / mm d = 325/1.33 N/ mm = 244N / mm 強度驗算通過。(2)主梁跨中附近下翼緣板與腹板下

22、邊緣焊縫處：d = 162.34X 1690.15/1718.15 N / mm2= 160N / mm2T = 1673315X 73.8X 106/( 3.16X 1011X 24 )= 16.3N/mm2T = 4X 69.3X 104X 600/( 2X 3272X 1212X 12 )= 17.5N/mm2 此處的組合應力：d = 162.342 + 3X( 13.92+ 9.4) 2 0.5= 167.3 N /mm2 216.7N/mm2, 強度通過驗算。(3)主梁跨中附近腹板上邊緣與上翼緣板焊縫處：d =( 2.383X 1010+ 2.193X 109 )/( 1.998X

23、108 ) + ( 2.953X 108+ 3.85X 108/( 0.82X 108 )= 144.2N/ mm2T= 1673315X 73.8X 106/( 3.16X 1011X 24)= 16.3N / mm2 T = 4X 69.3X 104X 600/( 2X 3272X 1212X 12 )= 17.5N/mm2小車車輪產生的局部壓應力：4od m= p/ S ( a + 2h ) = 69.3X 10 /12 ( 50+ 2X 195 ) = 131.25N/mm2 此處的組合應力：2 2d = 144.2X( 1 + 0.046) + 131.25 - 131.25X 14

24、4.2X( 1 + 0.046 )+ 3 X( 16.3+ 17.5 ) 2 I 0.5N/ mm2=154 N/ mm2 v 216.7N/ mm2強度驗算通過。2.62.6主梁靜剛度利用ANSYS建模分析，求得撓度為：f= 50.5mm= L/752 f = L/700mm,滿足靜剛度要求。2.72.7主梁整體穩(wěn)定性驗算由于H/B = 3300/1200= 2.75 0.85 時，滿足：2334=9853091.7mm驗算通過。(4) 受壓翼緣板縱肋采用角鋼L100X 10lz( 2.5- 0.45 a / h0 ) a 2/hX S ( 2.5- 0.45X 0.909)X 2727X

25、123bo/ S = 1200/28= 42.85 40( 235/345)0.5= 33,需要加一道縱向肋。縱肋 Iz3三(0.64+ 0.09X 700/1200 )X 7002/1200X 283 = 6207385mm4 滿足要求，驗算通過。2.92.9主梁拼接設計(1)拼接位置(中間段長度18m)主梁拼接處載荷最不利位置如圖2-3所示。圖2-3 主梁拼接處載荷最不利位置(2) 拼接處的載荷 移動載荷引起左端支反力：RA = 4X62.425X( 38- 11.33)/38X 104N = 194.6X 104N移動載荷引起拼接處最大彎矩：44M1 =( 194.6X 10-69.3X

26、 1 )X 10 N m= 1876.7X 10 N m主梁、軌道、走臺自重引起的均布載荷：44q= 1.1X 67.163/ 38 X 104N / m= 1.9444X 104N / m它對拼接處形成的彎矩：24M2=( 0.5X 1.944X 38 X 10- 0.5X 1.944X 10 )X 10 N m=272.16X 104N m44刀M= M1 + M2=( 1876.7+ 272.16)X 10 N m = 2148.8610N mQ= RA P 動 + q ( 19- 10) = ( 194.6- 69.3+ 1.944X 9)X 104N4=142.8X 10 N(3)翼

27、緣拼接處的螺栓連接計算：總的毛截面慣性矩：Ix = 2.68X 1011mm4腹板毛截面慣性矩：If = 6.83X 1010mm4翼緣承受彎矩：My =( Ix- If )/ Ix X M =( 26.8- 6.83 )/26.8X 2148.86X4410 N m= 1601.2X 10 N m拼接處翼緣受力：N= My/3.3= 485.2X 104N翼緣拼接采用10.9S級M30的螺栓，其承載能力為：孔壁承壓：Ney = dxEtX c c = 30X28X 303N= 25.5X 104N螺栓抗剪：Nvy = nXnX 302/4X T = 2XnX 302/4X 250N= 35.

28、5X4104N則翼緣拼接所需螺栓數為：n = 482.8/25.5= 19實際拼接采用30個，符合設計要求(4 )腹板拼接處的螺栓連接計算腹板拼接采用10.9S級M20的螺栓，其承載能力為：孔壁承壓：Ney = dXEtX c e = 20X20X 303N= 12.12X 104N螺栓抗剪：Nvy = nXnX 202/4X T = 2XnX 202/4X 250N= 15.7X 4104N腹板承受彎矩：Mf= M My= 531.1 X 104N m由彎矩產生的剪力：Nmxi = Mf X yi /(刀 Xi2 + E yi2)= 531.1X 1522.5/471387300X 1000

29、N= 11.3X 10 N由主梁剪力產生的剪力：Nmy1 = Mf X X1/(E Xi2 + E Xi2)= 531.1X 125.6/471387300X 1000N= 0.93X 104N合力 N1 = Nmx12+( Nmy1 + Nf ) 2 0.5 = 11.7X 10N 12.2X 104N，通過。2.102.10支腿強度計算由于起重機跨度較大，為避免主梁承載變形而使支腿下端出現較大水平力， 起重機支腿采用一剛一柔結構，利用有限元軟件建模分析，利用移動載荷模擬起 重小車在主梁的走行過程，其中當移動載荷走行至接近主梁端部時為支腿最不利 位置(吊裝箱梁實際作業(yè)情況)，吊重(混凝土箱梁

30、)中心至剛性支腿中心最小 距離為8425mm,至柔性支腿中心最小距離為 7650mm。(1)支腿截面幾何特性(門架平面內)剛性支腿的橫梁與立柱聯接處的截 面幾何特性：Ix= 9.575X 1010mm4，WX= 7.74X 107mm3，A = 102576mm2;整個剛性支腿折算慣性矩I = 0.9X 9.575= 8.6X 1010mm4。柔性支腿的橫梁與立柱聯接處的截面幾何特性：lx= 1.056X 1010mm4, Wx= 2.28X 107mm4, A = 65376mm5 6;整個柔性支腿折算慣性矩I = 1.2 x lx= 1.27X 1010mm4。(2)柔性支腿最不利工況下的

31、強度計算1)空載時大車來回走動軌道對車輪的側向力已經釋放。大車不動，吊起混 凝土箱梁，小車走到離支腿中心7650mm處，結構變形產生車輪對軌道面的水平 力X1，計算簡圖如下(圖2-4)。圖2-4 門架平面計算簡圖5)柔性支腿的最大應力。根據以上求得的外載荷建立起重機金屬結構的整 主梁 11 = 2x3.16X 1011mm4 = 6.32X 1011mm4,柔性支腿 l2= 1.27x 1010mm4 =0.02 I1,剛性腿 l3 = 8.6X 1010mm4= 0.136 I1。主梁最大彎矩 Mx = 5544000X 7650X( 38000- 7650)/ 38000N m10=3.3

32、87X 10 N m 1p= 1/EI1X 0.5X 3.387X 1010X 38000 X 31600=- 1/EI1 X 20.336X 1018S 11= 1/3 X 316003 4X 1 /( EX 0.136I1)+( EX 0.02I1)+ 1/EI1X 316002X 38000= 1/EI1 X 6.412X 1014用圖乘法求得 X1 = 31715N。6 豎向荷載。混凝土箱梁及起重小車重力：N1 = 554.4X 104N主梁、走臺、柔性支腿自重：N2=( 67.163+ 7.4 )X 1.1N = 82X 104N起重繩拉力：N3= 2X 13.15N= 27X 10

33、4N柔性支腿軸向力：N= N1 ( 38000- 7650)/38000+ N2+ N3 = 5517900N體有限元計算模型，得到柔性支腿部分危險截面的最大應力為121N/mm2(3)剛性支腿最不利工況下的強度計算1) 豎向荷載。箱梁及起重小車重力：Ni = 554.4X 104N主梁、走臺、柔腿側轉向機構自重： 2=( 67.3+ 10)X 1.1N= 85.03X 104N 起升小車牽引力：2X 13.5N = 27X 104N。2) 橫向荷載。主梁、起重小車、剛性支腿、箱梁產生的風力見表2-3。3) 運行歪斜側向力。根據實際結構最大橫向位移可以達到55m m,用來計 算運行歪斜側向力P

34、s= 210600N。4)剛性支腿的最大應力。根據以上求得的外載荷建立起重機金屬結構的整體有限元計算模型，得到剛性支腿部分危險截面的最大應力為121N/mm2。2.112.11支腿整體穩(wěn)定性計算(1) 柔性支腿整體穩(wěn)定性計算采用有限元軟件進行計算，結構的一階 失穩(wěn)模態(tài)和其對應的屈曲特征值為 6.7588,求得臨界應力為810N/mm2。由(T cr= n 2E/入2求得入=50.6,查表得 = 0.798。c = 121N/ mm2 0.798X =172.9N/mm2，支腿整體穩(wěn)定性符合設計 要求。(2) 剛性支腿整體穩(wěn)定性計算采用有限元軟件進行計算，結構的一階 失穩(wěn)模態(tài)和其對應的屈曲特征值

35、為 7.1631，求得臨界應力為685Nmm2。由(T cr= n 2E/入2求得入=55，查表得 = 0.771。85N / mm2 5003505.00.053 6003505.60.100 7005106.50.181 8005107.20.245 9006007.8 10007008.5表4-4車輪轉速與轉速系數Ci值車輪轉速n/ (r/min )C1車輪轉n/ (r/mi )C1車輪轉速n/ (r/min )C1200r 0.661250.771000.821600.721120.79900.8480r 0.8731.51.0012.51.11500.94281.0211.21.12

36、450.96251.03101.1340r 0.97161.0981.1435.50.99141.106.31.15表4-5 工作級別系數C2運行機構工作級別C2運行機構工作級別C2M1H M3M4M51.251.121.00M6M7- M80.900.805.起重小車牽引機構設計計算5.15.1概述(1)設計參數設計參數見表5-1表5-1小車運行機構設計參數表名稱數值名稱數值起重量Qt400小車軌道坡度i2/1000小車軌距L/m2.2小車加吊具質量Gt41.5走行速度v/ (m/min)05機構工作級別M3(2)機構特點 采用兩套布置在橋架端梁上的卷揚機構牽引小車運行5.25.2運行靜阻力

37、(1)有軌運行摩擦阻力：Ff=( Q + G)(卩 d + 2k) c/ D=(4000000+ 4150000)X( 0.015X 170+ 2X 0.6)/ 700 X 1.5N =39496N(2)坡道阻力：FY=( G + Q ) sin Y=( 4000000+ 4150000)X 0.002N= 9830N(3)風阻力FW = CqA= 1.6X 150X( 16X 3 + 4X 3 ) N = 14400N(4)起升繩的僵性和滑輪軸的摩擦阻力：Fq = Q/q ( Kkq+1- 1)= 4600000/20X( 1.00 1 ) N = 197868N(5)使牽引繩保持一定垂度所

38、需的張力：Fz= 2X ql2/8f = 2X 38.9X 362/( 8X 0.7) N = 18006N(6)總的靜阻力：Fst Ff + FY + Fw+ Fq+ Fz= 279600N5.35.3牽引繩的選擇選用6X 37S+ FC321870-1光交，鋼絲繩最小破斷拉力 632kN，安全 系數：n 2X 632000/279600 4.52，滿足要求。5.45.4卷筒的選擇(1) 形式選用大齒輪式單層繞的結構形式。當小車離卷筒最近時，鋼絲 繩的一端固定在左卷筒左端最少有 5圈安全圈。繞過牽引滑輪以后，固定在右卷 筒右端且有5圈安全圈，從卷筒上面出入。相應，另一根繩固定在左卷筒右端從

39、卷筒下面繞出，繞過牽引滑輪后，從下面繞入右卷筒，固定在它的左端。左卷筒 的繩槽左旋，右卷筒右旋，卷筒名義直徑 Do = 800mm。(2) 卷筒長度：Lt = L0 + 2Li + 2L2 =( 674 + 2 X 40 + 2 X 105)mm = 1034mm，圓整為 1050mm。式中 L=( Lx/ n D0+ Z1 ) p= 32/( n X 0.832)+ 2X 3.5 X 35mm=674mm；P = d+( 2 4 )= 32 + 3mm= 35mm；L1卷筒無繩槽端部尺寸，L1 = 40mm;L2固定鋼絲繩所需長度，L2= 105mm；(3) 卷筒壁厚的確定扭轉和彎曲應力可以

40、忽略不計，只考慮壁內壓應力：2 2C = S/1 S = 0.5X 279600/( 35X 25 ) N/mm = 160N/mmC = 295/ 1.5N/mm2= 197N/mm25.55.5選擇電動機(1) 電動機靜功率：P0= FstVt/1000 n0 = 0.5X 279600X 5/( 60 X 1000X 0.86)kW=13.55kW(2)按穩(wěn)態(tài)負荷系數法求平均穩(wěn)態(tài)功率：Ps= GP0= 13.55kW式中G= 1(3) 選擇電動機型號選擇型號為 YZP200L 8的電動機，額定功率為 15kW，額定轉速735r/min，工作制為S3 40%,最大轉矩倍數2.8,額定轉矩

41、192N m，凈重 260kg。5.65.6選擇減速機(1)卷筒轉速:n2= v/ n Do= 5/( n x 0.832 ) r/min = 1.91r/ min(2) 總速比：i = ni/ 匕=735/1.91 = 384.8(3) 速比分配 減速機i = 100,開式齒輪i= zi/Z2= 73/19= 3.842(4)標準減速器的選用：PM3三書 5 書 8Pn = 1.5x 1.2x 15kW = 27kW折算為 M5 時，PM5 = 27/ 1.122kW = 21.5kW，選用型號 QJRS D450100IH(W) P,當輸入軸轉速710r/min，工作級別M5時，高速軸許用

42、功率22kW, 滿足要求。輸出轉矩30000N m,最大允許徑向載荷64000N。計算傳遞最大轉矩為：Tmax=書 5 書 8SD0 n /2i=1.5X 1.2X 139800X 0.832/( 2x 3.842 )x 0.95N m=25885N m安全系數為：n= 30000/25885= 1.16。計算最大徑向載荷：Rmax= Tmax/m0.5Z2COs20= 25885X 103/ 18X 0.5x 73x 0.94N = 41913N安全系數為：n= 64000/41913= 1.535.75.7選擇聯軸器安裝在電動機與減速器之間聯軸器選擇為 ML系列梅花形彈性聯軸器，其計 算轉

43、矩為：Tc= K1K2Tn= 2x 1.12X192N m= 430N m選用型號 MLLZ6 200 x 85 x 82.5 聯軸器 YA55 x 110/( YA55 x 110)x334,公稱轉矩630N m5.85.8選擇制動器運行機構按滿載、順風下坡運行制動工況和非工況狀態(tài)最大風壓作用下空載，這兩種情況中較大的選擇制動器。(1)工作狀態(tài)下 工作狀態(tài)下制動轉矩應滿足：TZ =( F Y + FWH + FZ 一 Ff Fq ) D n /2000im + 1 /m tz 0.975 ( Q+ G)v2 n/n+ k( Ji + J2 ) nm/9.55式中 FY= 9830N, FZ

44、= 18006N, Ff= 39496N, Fq= 197868N;Fwn = 14400X 250/ 150N = 24000N。由于上式中第一個括號內前三項之和小于后兩項之和，說明在工作狀態(tài)下沒 有制動器也可以。(2)非工作狀態(tài)非工作狀態(tài)下制動轉矩應滿足：Tz三 1.25D n /200im ( F Y + FW m + FZ Ff- Fq )=1.25X 832 X 0.95/( 2000X 384.2X 2)X( 1245 + 26688 + 1800633354301 ) N m=24.6N m式中 F 丫 = Gsin 丫 = 415000X 0.003N= 1245N;Fwm =

45、 CKhqA= 1.6X 1.39X 1000X 3X 4N = 26688N;FZ = 18006N;Ff = G (卩 d+ 2k ) c/D = 415000X( 0.015X 170+ 2 X 0.6 )X 1.5/ 700N =3335NFq= Gd/q ( kkq+1- 1)= 100000/20X( 1.00 1 ) N = 430N。選用制動型號為YWZ8200/E23,制動力矩為135200N m,滿足要求。5.95.9小車車輪的強度計算靜輪壓 R= 630kN,動輪壓 Rmax= 1.1X 63kN，空載輪壓 Rmin = 415000/8N =51875N,根據太原重型機

46、械廠資料，初定車輪直徑 700mm,軌道QU100，車 輪材料65Mn。(1) 疲勞計算載荷：R1 = 2Rmax+ Rmin/3=( 2X693000+ 51875 )/3N = 479292N(2) 車輪踏面線接觸許用載荷：Fc= C1C2k1DL = 1.12X 1.25X 7.2X 700X 100N= 705600N，校核通過。6.結論與展望結論：在此次設計中本文對梁場門式起重機的基本知識進行了闡述，并對起重 機基本結構進行了介紹，另外對梁場門式起重機的各機構電機、 減速器、制動器 進行了參數計算和選擇，綜合講述了起重機的工作原理。梁場門式起重機在當今機械化程度越來越高， 鐵路成本相

47、對較低的社會中得 到了越來越多的應用，再加上門式起重機的方便高效，給其帶來了極大的動力。起重機調速系統(tǒng)中的各個機構選擇是一個復雜的過程，首先要考慮起重機的工作特點：反復運行；頻繁啟動、制動和發(fā)轉；過負載；較強的機械振動和沖擊 等。這樣就需要選擇電動機的功率，機械特性等。起重機各個結構的強度、穩(wěn)定性等的計算與驗算，需要考慮多種因素，包括 運行沖擊、風力影響、運行穩(wěn)定、傾覆力矩等；大車和小車運行機構，包括卷筒、 起升系統(tǒng)的設計，都運用了大量的計算和驗算。在整個設計過程中，從提出問題到解決問題，設計中一直按照實事求是的原 則進行計算和分析。在此次設計中還得到了老師的大力支持，在此表示衷心感謝。 展望：起重機械用來對物料起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)的機械設備，它可 以減輕體力勞動、提高勞動生產率和在生產過程中進