刘彦威QD型1632T电动桥式双梁起重机的机械设计.docx
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刘彦威QD型1632T电动桥式双梁起重机的机械设计
河南科技学院
2009届本科毕业论文(设计)
论文题目:
QD型16/3.2T电动桥式双梁起重机的机械设计
学生姓名:
刘彦威
所在院系:
机电学院
所学专业:
机电技术教育
导师姓名:
杜家熙卞平艳
完成时间:
2009年05月19日
摘要
起重机是减轻人们笨重劳动体力劳动,提高作业效率,实现安全生产的起重运输设备。
在国民物资生产中和物资运输中起到关键的基础作用或辅助作用。
本文是为了更好的节省成本,提高材料的利用率,提高起重机的性价比,而设计完成的。
本文主要介绍了QD型16/3.2T,A5级电动桥式双梁起重机的机械设计过程及制造加工图纸。
关键词:
双梁起重机,QD型16/3.2T,电动桥式。
Abstract
Itistoreducetheheavycranemanuallaborandimproveoperationalefficiencyandachievesafeproductionofhoistingandconveyingequipment.。
Materialsintheproductionofnationalgoodstransportandplayakeyroleinthefoundationorasupportingrole。
Thisarticleisbetterinordertosavecostsandimprovematerialutilizationandimprovecost-effectivecrane,designedtobecompleted。
ThispapermainlyintroducestheQDtype16/3.2T,A5-classdouble-beambridgecraneelectricalmechanicaldesignprocessandmanufacturingprocessdrawings。
KeywordsDouble-beamcrane,QD-based16/3.2T,Electricbridge。
1.绪论1
1.1选题的意义:
1
1.2起重机的发展概况:
1
2.16/3.2T电动桥式起重机主起升机构的设计2
2.1钢丝绳的选择2
2.1.1钢丝绳受到静拉力的计算2
2.1.2钢丝绳型号选择2
2.1.3滑轮组选择3
2.2卷筒的选择3
2.2.1卷筒直径选择3
2.2.2卷筒长度3
2.2.3卷筒的转速计算3
2.3选择电动机4
2.3.1电动机静功率的计算4
2.3.2电动机功率4
2.3.3电动机过载能力校验4
2.4减速器的选择4
2.4.1传动比的计算4
2.4.2标准减速器的选择4
2.4.3.验算减速器5
2.5选择制动器5
2.6选择轴及联轴器5
2.6.1轴的选择:
5
2.6.2联轴器的的选择6
2.7起动及制动时间验算6
2.7.1起动时间和起动加速度验算6
2.7.2制动时间和制动平均加速度验算7
3.16/3.2T电动桥式起重机副起升机构的设计7
4电动小车运行机构的设计8
4.1运行阻力的计算8
4.1.1摩擦力Fm的计算8
4.1.2坡道力Fp的计算8
4.1.3运行风阻力Fw8
4.2电动机的选择8
4.2.1电动机的静功率的计算8
4.2.2电动机的初选9
4.3起动时间与起动平均加速度的验算。
10
4.4标准减速器的选择10
4.5制动器的选择11
4.6传动轴和联轴器的选择11
4.7运行打滑验算12
5大车运行机构的设计12
6双梁小车式桥式起重机金属结构设计13
6.1载荷的计算13
计算得:
所以轮压分布如图4所示;13
6.2主梁的结构及尺寸选择14
6.2.1按梁的强度条件确定梁高hs14
6.3主梁设计计算。
15
6.3.2主梁的刚度计算16
结束语17
致谢17
主要参考文献与资料18
1.绪论
1.1选题的意义:
在现代工业化的社会里,起重机在我们生活的方方面面都能用到,从港口的装卸港机到建筑上的建筑塔吊,从车间的行车到汽车试吊车。
解决了我们过去的人力抬作,完成着过去所不能完成的任务。
处处为人类的制造的进步作贡献。
最常用的通用起重机承担着生产车间许多,许多方面的基础工作,为工业高效生产提供保证。
在这个全球经济危机的大的背景下,起重行业受到了严峻的挑战,竞争更加激烈。
那么更合理的,更先进的制造起重机,以最优性价比来赢得市场。
那么,为了赢得挑战,选择了起重机的机械部分设计。
1.2起重机的发展概况:
我国的起重机行业是从建国后开始建设,多部分是采用苏联标准。
改革开放以后,随着我国的工业迅速发展,各行工业起重机的要求也随之提高。
作为特种设备,检验也要求相对严格。
国家也逐步形成了一定制造,检验标准。
电气设备也随着不同的要求而改变。
有传统的接触器控制,也逐步向自动化方面发展。
随着变频器,可编程控制器(PLG)的技术成熟,也被广泛应用在起重机当中。
为了起重机方面操作人员的安全,无线远程控制也逐渐普及。
为了,满足高精度,多速度行车的需要,机械部分要求也越来越高,设计更精确,
钢丝绳起重机作为一种大型起重设备,广泛用于国民经济各个领域,而国内钢丝绳起重机近几年的发展却十分缓慢。
上世纪60年代到70年代初,我国从前苏联引进了TV型钢丝绳式起重机。
其间,曾有一些厂家引进国外先进的生产制造技术,但均未获得广泛的推广应用。
桥式起重机的现状:
桥式起重机是作为生产车间最常用的基础设备,也是在各类起重机中,需求量最大的。
一般桥式起重机有以下几部分组成。
有起升机构,小车运行机构,大车运行机构,控制电路,金属框架结构等主要机构组成。
在现在的桥式起重机机械制造中,还是传统的用大的钢构成本,还有沉重的运行机构,来超大的满足需要,在制造工艺中还存在着种种问题,对于材料有很多的浪费情况,为了极大的节省成本,故要精确的计算受力及选择配件。
在原有的基础上进行改进,符合实际工作场合。
2.16/3.2T电动桥式起重机主起升机构的设计
设计要求:
起重量16T,跨度16.5m,起升速度7.9m/min,起升高度为10m。
通常在起重机的设计过程中,在根据实际现场的工作环境,来确定起重机的工作级别。
那么在本设计中,考虑到通常情况,那么选择一般级别A5级。
在我们一般的设计过程中严格执行国家的标准。
不能过擅自进行非标的设计。
必须通过国家特种设备检验中心的许可。
2.1钢丝绳的选择
通常采用省力的机构,一般采用动,静滑轮组的组合,从而减轻对传动机构的要求。
那么,但我们还要考虑到运行速度以及所占得到设备外形尺寸的大小,以及还有运行效率的问题。
这样我就把二者的结合,取中进行优化,在滑轮组的选择手册上选得。
初步选择双联滑轮组,如图1所示。
滑轮组省力倍数m=3,滑轮效率ηz=0.95。
2.1.1钢丝绳受到静拉力的计算
最大静拉力:
式中:
Q是起升量=16t;
ηz=0.95;
m=3.
那么S=16x103x9.8/2x3x0.95
=27.8KN
2.1.2钢丝绳型号选择
钢丝绳是起重机的重要部件,也是安全系数要求较高的部件。
已经形成了国家标准,那么我们要考虑到各种型号的功能,以及材料的利用率,进行有比较的选择。
d=cs其中式中:
d为钢丝绳直径,c钢丝绳选择系数取0.104.
d=17.34mm.
图1钢丝绳绕线图
在起重机设计手册钢丝绳选择列表6w(19)-17.5-1550-I型L=10x103x6+26(额外长度)=86m。
额外长度是包括固定钢丝绳长度以及滑轮缠绕长度。
2.1.3滑轮组选择
经过对钢丝绳的选择,双联滑轮组可以满足该机构的需要。
滑轮组滑轮直径的计算
D>=e.d
式中:
e为滑轮直径选择系数取20.
所以D=350mm.DO在起重机设计手册的滑轮组列表中选择355mm,滑轮组选择代号为LGS58.5x355-169-80型。
2.2卷筒的选择
2.2.1卷筒直径选择
卷筒直径D0=(e1-1)d,
式中e1是卷筒选择系数取26.所以D0=25x17.5=437.5mm.
2.2.2卷筒长度
Ls=(L0+L1+L2)+Lg
式中:
L0是钢丝绳缠绕部分长度,L0=L*p/πD0.其中卷筒的螺距为20mm.L0=86x103x20/437.5x3.14=1095mm.
L1无绳端尺寸取200mm
L2固定钢丝绳用长度取80mm
Lg为中间光滑部分长度取50mm
那么,Ls=1425mm
所以查起重机设计手册表3-3-6.取T1024-500-1500-右-16t-20.
2.2.3卷筒的转速计算
nt=60mv/πD0式中v是起升速度(m/s).
所以nt=15.09转/min
2.3选择电动机
2.3.1电动机静功率的计算
Pj=Q*V/1000η
式中η机构总功率。
η=ηz*ηd*ηt*ηc
ηz为在表3-2-10中取0.95,
ηd导向轮到效率在表2-2-3中取0.985.
ηc卷筒的效率0.985.
ηt传动效率,在表2-2-4中取0.85。
所以,η=0.783
那么,Pj=26.366kw
2.3.2电动机功率
Pj=GQv/1000η=21.1kw
式中G于表2-2-5取0.8
所以Pj取26kw,初步选择YZR225M8-708型电动机。
2.3.3电动机过载能力校验
Pn
其中式中:
Pn基准通电持续率是电机额定功率(kw)
λm电机转矩允许过载倍数,取2.8.
H超载系数,绕线型电机取2.1
U电机台数,为一台。
所以,Pn
因为YZR225M8-708型电动机在JC25%,CZ=150时,输出P=24.096kw大于Pn故满足要求。
2.4减速器的选择
2.4.1传动比的计算
式中:
n为电动机的额定转速
nt为转筒的转速
2.4.2标准减速器的选择
式中:
K为减速器选择系数取1.1.
故
故在减速器手册上选择ZQ-650-I-3CA型减速机。
传动比48.57。
因为ZQ型制造容易,价格低廉,能够满足设计需要。
2.4.3.验算减速器
最大径向力Fmax,短暂最大扭矩Tmax。
其中:
起升载荷系数取1.2.
S钢丝绳最大静拉力
Gt卷筒的重力7379.4N
[F]是减速器允许的最大径向载荷。
Fmax=37.05kN≤[F]=42000N
Tmax=φ2T≤[T]
T钢丝绳产生的最大扭矩。
Tmax=1.2xsx0.5=16.6kN.m≤[T]=19000
所以减速器符合设计要求。
2.5选择制动器
制动器是保证起重机安全的重要部件,制动器制动力矩必须要大于货物产生力矩。
在货物处于悬吊状态时具有足够的安全裕度。
制动转矩应满足下式要求:
式中:
Tz制动器制动转矩。
Kz制动安全系数,与机构的重要程度和机构的工作等级有关取1.75
Q额定起升载荷
D0卷筒的卷绕直径500
η机构的总效率0.785
M滑轮组的倍率为3
i传动结构的传动比48.57
计算得:
TZ≥737.26N.m
在制动器样本上选取YWZ3-315/90型。
其制动力矩为900N.m直径350mm
2.6选择轴及联轴器
2.6.1轴的选择:
轴所传递力矩T=9550P/n=350.7N.m
其中:
所以:
直径取55mm.
2.6.2联轴器的的选择
依据所传递的扭矩,转速和被连接的轴径等参数选择。
起升机构联轴器应满足下式的要求:
式中:
T所传扭矩的计算值
按第
类载荷计算的轴最大扭矩。
对于高速轴
s所以,
=617.24N.m
联轴器的许用扭矩。
K1联轴器的重要程度系数,起升机构取1.8
K3角度偏差系数,从表3-12-4中选1.25
所以:
T=1388N.m
故选用CL3型。
2.7起动及制动时间验算
2.7.1起动时间和起动加速度验算
起动时间
式中:
n电动机的额定转速
Tq电动机平均起动转矩,查表2-2-8,Tq=1.5Tn
Tn=350N.m
式中:
Jd电动机转子转动惯量。
查表0.82
Je为制动轮和联轴器转动惯量/。
在表3-7-4和3-12-7中选择0.6,0.12
[J]=1.771+0.059=1.83
所以,Tq=0.475s
查表2-2-9[Tq]一般小于1.5s.所以合适
起动时间还要验算平均加速度来验证。
aq=v/tq≤[a]
式中:
aq是起动平均加速度。
V起升速度
[a]推荐值为0.2.
所以aq=0.177≤[a]
符合起重机设计标准。
2.7.2制动时间和制动平均加速度验算
满载下降制动时间
式中:
nˋ满载下降时电动机的转速,通常取1.1n
Tz制动器的制动转矩为900N.m
Tj满载下降时制动轴静转矩。
所以,Tj`=Mj`=210.6N.m
[J`]是满载下降时换算到机构总的转动惯量,按下式计算
那么,Tz=0.6942s
[tz]推荐时间可取[tz]≈[tq]=1.5s
制动平均减速度
Vˋ是满载下降速度m/s可取vˋ=1.1v
aj无特殊要求不的大于表2-2-10中0.2
计算得aj=0.1901<[a]=0.2
符合设计规范的要求。
限位开关取Lx36-84型。
3.16/3.2T电动桥式起重机副起升机构的设计
设计要求起重量16T,起升速度16.5m/min,起升高度为12m。
由于主副起升的机构选择基本上相同,设计过程不在叙述。
钢丝绳选择6W(19)-11-1551型。
工作拉力8.26KN
滑轮组选择如图
(2):
卷筒选择直径300mm型号为T1020-300-1500-右-5T-20
电动机选YZR180L-8,功率13Kw,转速为700转/分。
减速器的型号为ZQ-400-v-3CA传动比20.47
制动器型号YWZ3-250/45型。
限位开关选择Lx10-11型
图2钢丝绳绕线图
4电动小车运行机构的设计
设计要求:
运行速度45m/s
4.1运行阻力的计算
双梁起重机小车在平直的轨道上运行静阻力Fj包括有摩擦力Fm的作用
有坡道阻力Fp的作用,还用风阻力Fw的作用。
这里所设计的起重机是在室内使用,故风阻力Fw=0.
4.1.1摩擦力Fm的计算
小车满载运行的最大摩擦阻力
式中:
Q是起升载荷。
G是小车自重约为6200kg.f滚动摩擦系数,差表2-3-2取0.3.
d是与轴承相配合出轴的直径65mm。
μ为车轮轴承摩擦系数,差表2-3-3取0.015
D是车轮的踏面直径是350mm
4.1.2坡道力Fp的计算
Fp=(Q+G)sinα
式中:
α为坡度角。
因为一般坡度角很小,计算中可用轨道坡度i来替代sinα,一般桥式起重机i值取0.001。
那么Fp=217.8N
4.1.3运行风阻力Fw
由于所设计的桥式起重机是在室内运作,不考虑风的因素。
故取0。
所以,Fj=3483.8N
4.2电动机的选择
4.2.1电动机的静功率的计算
V0是初选运行速度为44.6m/min
η机构运行效率。
取0.9。
m电动机个数为1个。
那么,Pj=2.88Kw
4.2.2电动机的初选
由于运行机构的静功率载荷变化小,动载的变化大,因此电动机的额定功率应大于静功率,以满足要求。
桥式起重机一般按以下公式选择。
Kd是考虑到电动机起动时惯性影响的功率增大系数,室内的可取1.3
所以,Pj=3.774Kw
故在样本中选取4kw,根据工作情况,该电动机的通电持续率Jc=25℅,CZ=300.转速选择1000转/分。
故选取YZR132M2-6型。
4.2.3电动机的过载能力校验。
Pn是基准通电持续率的电动机功率。
M电动机个数。
Λas是相对于基准通电持续率的平均起动转矩的表厶值。
一般饶线型异步电动机取1.7。
Fj
运行静阻力为3483.8N
V运行速度,
根据与初选的电动机转速确定传动比。
所以v=0.743,
∑J机构的总的转动惯量,即折算到电动机轴上的转动惯量,按照下式计算
J1是电动机转子的转动惯量
J2电动机轴上制动轮上和联轴器的转动惯量。
K计及到其他传动件飞轮矩的影响系数可取1.1。
Ta机构的初选起动时间,一般情况下桥架类的小车运行机构去5s,
n电动机的额定转速。
那么,Pd=2.9kw
4.3起动时间与起动平均加速度的验算。
4.3.1满载。
上坡,迎风的起动时间
式中:
n电动机的额定转速
∑J机构的总的转动惯量,在上边已经求的为1.90Kg.m2
Tmq电动机的平均起动转矩,计算的92.5N.m
Tj满载,上,迎风时作用在电动机轴上的静阻力矩,按下式计算:
其中Fj1是运行阻力3483.8N
所以,t=5.19s
4.3.2起动平均加速度计算
为了避免过大的冲击及物品摆动,应验算起动时间的平均加速度,一般应在允许范围内,参考表2-3-6。
a=v/t=0.13,故在允许范围内。
4.4标准减速器的选择
4.4.1减速器传动比
机构的计算传动比
D车轮的踏面直径,为350mm
n电动机的额定转速
v0初选电动机的运行速度45m/min
4.4.2标准减速器的选用
减速机的设计寿命该与机构的总的寿命相符合。
由于运行机构的动载荷较大所以应该以实际载荷来选择。
由于起动和制动时的惯性载荷几乎全部传给传动零件,那么我们就要根据起动是的工况来确定。
减速机的计算输入功率为:
m减速机的个数,这里为1个
V运行速度0.730
Η运行机构的效率0.9
Fg运行起动是的惯性力,按下式计算:
=3467.4N
其中λ是考虑到机构中旋转质量的惯性力的增大系数。
取1.2。
那么Pj=2.86Kw
4.5制动器的选择
制动器是根据起重机满载时,且顺风情况,下坡运行制动时进行选择,应在规定时间内停车,制动转距按下式计算;
Fp坡道阻力,为217.8N
Fw
风阻力,在室内为0。
Fm1满载是的最小摩擦力。
m`制动器的个数1
tz制动时间在表2-3-6中选择为4.0s.
那么Tz=68.825N.m
故在制动器样本当中选择YW160-220-2型电力液压块式制动器。
4.6传动轴和联轴器的选择
4.6.1轴的直径选择
由于轴只是受到扭矩作用,强度计算公式是
所以
=61.25
其中
Wz传动轴计算截面的截面模量,Wz=0.2
那么,取65mm
4.6.2高速轴联轴器
计算扭矩Tc1应满足
式中:
n1联轴器的安全系数取2.5。
φ8刚性动载系数取1.1
Tn电动机的额定扭矩42N.m
Tt联轴器的许用扭矩
那么Tc1=157.7N.m,故选择CL1型
4.6.3低速轴的联轴器
计算扭矩Tc2应满足:
η减速器效率取0.9
所以Tc2=2304.57N.m选择CL3型。
4.7运行打滑验算
为了使起重机在运行时可靠的起动或制动,防止出现驱动轮在轨道上打滑现象,避免车轮打滑影响起重机正常工作和加剧车轮的磨损,应分别对起制动进行验算。
4.7.1起动时按下式进行验算:
4.7.2制动时按下式进行验算;
以上两式中:
φ粘者系数,室内的起重机取0.15
K粘着安全系数,取1.1
µ轴承的摩擦系数,根据表2-3-3取0.08
d是轴承内径65mm
D车轮踏面直径350mm
Rmin驱动轮的最小轮压,112KN
Tmq打滑时电动机的平均起动转距,计算出的为92.5N.m
K计及其他传动件飞轮矩影响的系数。
折算到电动机轴上可取1.1。
J1电动机转子转动惯量0.062
J2电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量0.451
a起动平均加速度0.13
Tz打滑一侧的制动转距取68.8
az制动平均减速度。
0.13,一般对于桥式起重机的减加速度相同计算。
经过验算合格。
5大车运行机构的设计
大车运行机构与小车运行机构的运行方式相同,大车的运行速度84.7m/min,估计自重2500Kg。
那么同理,可得出以下选材,设计过程略。
电动机选择YZR160M1-6,功率2个6.3kw.转速为921转,工作制同小车相同。
减速机型号为PJ-350-V-Z(Ф65),传动比为20.49
制动器型号为YW200-300-2型,制动力矩为2x180N.m
缓冲行程为140mm,车轮直径600mm,
机构的布置情况,在附图,大车运行图
6双梁小车式桥式起重机金属结构设计
6.1载荷的计算
作用在桥架上的载荷有自重载荷,起升载荷,活动载荷,水平惯性载荷,等。
6.1.1自重载荷
自重载荷可以分为均布载荷和集中载荷两种。
均布载荷有:
主梁,走台栏杆,配电管道等的重力。
。
集中载荷有:
司机室,大车运行机构,,布置在走台上的气设备的重力。
在普通设计当中只是以照经验图4-3-36选择载荷。
那么本车的一根主梁的半个桥架即G桥为4T.
6.1.2移动载荷
移动载荷为小车的自重载荷和起升载荷,以小车轮压方式作用在主梁上。
轮压图如图
图3轮压计算图
小车各支撑;轮压的计算:
R1=(G2+Q)(1-t/b)(1-e/L)
R2=(G2+Q)(1-t/b)e/L
R3=(G2+Q)(1-e/L)t/b
R4=(G2+Q)et/bL
G2是小车的自重
Q是货物的重力。
t,e是小车及货物的重心在支撑平面内的投影。
t=1040mm,e=1000mm.
计算得:
所以轮压分布如图4所示;
图4轮压分布图
6.2主梁的结构及尺寸选择
6.2.1按梁的强度条件确定梁高hs
式中:
其中:
c1将小车轮压转化为跨中集中载荷时小车的换算系数,
C1=1-b/2L
b小车的轴距,
[δ]腹板的饿总厚度,为20mm[б]材料的许用应力取120Mp
α=腹板加劲板的重量/腹板的重量︽1/3
6.2.2按刚度条件确定梁高
,
E=200Gpa
计算得:
hr≈672.6mm
6.2.3梁的截面参数取值
一般的设计中按照表4-3-12选择:
梁高h选择,h/L=1/14~1/20那么在以上几个条件都允许的情况下,结合表选择h=850mm
腹板,翼缘板的厚度。
因为起重量是16t所以腹板的厚度取10mm,受压翼板的厚度,有局部稳定性条件,一般为δ≥b/60,所以取10mm..
翼缘板宽度b,对于正规箱型取b=(0.33!
~0.55)h,所以取450mm。
两腹板的间距b0=b-(40~60),所以选