壁行式起重机毕业设计
毕业设计说明书
题目:2t/8.7m壁行式起重机
班级:机自041203班
姓名: 王治江
学号:[1**********]2
指导老师:秦义校
目 录
设计任务书-----------------------------------------------------------------------------------------------3 概述------------------------------------------------------------------------------4
第1章 壁行式起重机金属结构设计---------------------------------5
1. 1 壁行式起重机总体设计---------------------------------5
1. 2 悬臂梁、端梁截面几何性质---------------------------------6
1. 3悬臂梁计算---------------------------------8
1. 4 端梁、(上)下端梁计算---------------------------------13
1.5 悬臂梁与端梁、(上)下端梁连接计算---------------------------------17
1. 6 刚度计算---------------------------------30
1. 7 悬臂梁的翘度---------------------------------31 第2葫芦小车的选择---------------------------------------------------------------------32
2. 1 电动葫芦的基本参数---------------------------------32
2. 2 电动葫芦的选择---------------------------------32
第3章 大车运行机构-------------------------------------------------------------------35
3. 1 大车运行机构传动方案的确---------------------------------35
3.2选择车轮与轨道、并验算其强度---------------------------------36
3. 3 运行阻力计算---------------------------------37
3.4“三合一”驱动运行机构的选择计算---------------------------------38 参考文献---------------------------------40
太原科技大学毕业设计任务书
学院(直属系):机电工程学院 时间:2008年 月 日
说明:一式两份,一份装订入学生毕业设计(论文)内,一份交学院(直属系)。
概述
壁行式起重机是在壁柱式旋臂起重机的基础上研制的一种新型物料吊运设备。该机运行于3条轨道上,安装于厂房的立柱支撑上,沿着道轨可做纵向运动,同时电动葫芦又可完成沿悬臂的横向运动以及垂直方向的起吊。另外壁行式起重机具有独立的行走轨道,行走在常规桥式起重机之下,它不同于常规的工作岗位旋臂吊,可以同时服务于多个工作岗位,极大的扩展了作业范围,更为有效的利用了厂房空间,对大跨径厂房提供合适的起重机工作区域,使用效果更加理想。 适用于库房,码头,货物作短距离搬运装卸之用,为钢结构厂房或生产流水线提供理想的起重机械,使用安全可靠,转动灵活,从而减轻工人的作业强度,提高生产率。
悬臂起重机分类:
1、定柱式旋臂起重机(BZ 形式,如有电动则BZD )
在这种起重机中,按大臂不一样,又分成:
①BZ-L ,型钢,箱形大臂
②BZ-KBK ,KBK 大臂
2、壁式旋臂起重机(BX 形式,如有电动则BXD ),也就我们所说的墙壁吊 同样按大臂不一样,分成:
①BX-L ,型钢,箱形大臂
②BX-KBK ,KBK 大臂
3、壁行式起重机,这种起重机在我国标准里没有,国外的不少起重机厂家已有生产,效果不错,我们国内也有,比较少。
第一章 壁行式起重机金属结构设计
1.1 壁行式起重机总体设计
壁行式起重机金属结构主要尺寸和连接的确定:
1.1.1大车轮距的确定
2222垂直滚轮轮距 B 0=(~) L =(~) ⨯8700=2485. 7~3480mm 7575
实际取B 0=3100mm 。
3333上水平反滚轮轮距 B 1=(~) L =(~) ⨯8700=3728. 5~5220mm 7575
实际取B 1=3800mm 。
下水平反滚轮轮 B 2=B 1=3800mm
实际取B 2=3800mm
1.1.2 悬臂梁尺寸的确定
由于起重量和悬臂长都偏大,故宜选用箱形截面梁。
悬臂梁根部截面的理论高度为: 2222 H 1=h =(~) L =(~) ⨯8700=1023. 5~1242. 8mm 17141714
1悬臂梁两腹板外侧间距为: b ≥h =341. 2~414. 3mm 3
悬臂梁翼缘板宽度B 1受CXT 低净空小车钢丝绳电动葫芦尺寸的限制,故取B 1=410mm,考虑到箱形梁内部焊接的要求,两腹板外侧间距取为b =312mm ;按箱形梁整体稳定性条件H 1≤3b =936mm ,实际取H 1=h =768mm ,这样选定的悬臂梁截面尺寸偏小,只能采用较厚的翼缘和腹板才能满足强度要求,故选取翼缘板厚度分别为上翼缘板厚度为12mm 、下翼缘板厚度为16mm 、腹板厚度为6mm 。
1.1.3 端梁尺寸的确定
端梁理论高度为H 2=(0. 4~0. 6) h =(0. 4~0. 6) ⨯768=307. 2~460. 8mm 实际取H 2=300mm ,考虑到垂直大车轮安装尺寸,端梁总宽取B 2=200mm
端梁两腹板外侧间距为182mm 。由于端梁受较大载荷,为满足强度要求,选取较厚翼缘板和腹板,翼缘板厚度为25mm 、腹板厚度为10mm 。
上端梁理论高度为H 2上=(0. 4~0. 6)h =307. 2~460. 8mm ,实际取
考虑到水平大车轮安装尺寸,上端梁总宽取B 2上=270mm ,H 2上=300mm ,
上端梁两腹板往外侧间距为218mm, 由于上端梁受较大载荷,为满足强度要求,选取较厚翼缘板和腹板,翼缘板厚度为16mm 、腹板厚度为14mm 。 下端梁与上端梁由于受到的载荷基本相同,故取相同尺寸,下端梁总 宽 B 2下=B 2上=270mm ,两腹板外侧间距为218mm 、翼缘板厚度为16mm 、
腹板厚度为14mm 。
1.1.4 悬臂梁与端梁连接采用度螺栓连接,其余均为焊缝连接,并尽量采用自动
焊。
1.2悬臂梁、端梁截面几何性质
悬臂梁 A=20360m m 2=0.02036m 2
I x =1. 726⨯109mm 4 I y =3. 686⨯108mm 4 x =205mm y 1=413mm y 2=
355mm
端梁 A=15000m m 2=0.015m 2
I x =2. 156⨯108mm 4 I y =0. 703⨯108mm 4 x =100mm y =150mm
端梁截面图
上、下端梁由于尺寸相同,故 A 上=A 下=16144mm 2=0. 016144m 2
I x =2. 193⨯108mm 4 I y =1. 307⨯108mm 4 x =135mm y =150mm
1.3、悬臂梁计算
1.3.1 垂直载荷及内力
悬臂梁自重载荷为F q =k ρAg =1. 05⨯7850⨯0. 02036⨯9. 81=1646. 3N /m 葫芦小车集中载荷为∑P =(m Q +m x )g =(2000+220)⨯9. 81=21778. 2N m Q — 起重质量(kg ) ; m x — 葫芦小车质量(kg )。 动力效应系数为: 起升冲击系数ϕ1=1. 1, 起升载荷动载系数ϕ2=1+0. 7v q =1+0. 7⨯5=1. 058, 60
v q — 起升速度(m/s)
运行冲击系数ϕ4=1. 1+0. 058v d h =1. 1+0. 058⨯
v d —起重机运行速度(m/s)
当葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,悬臂梁根部受到最大弯矩,按悬 臂梁计算,如下简图所示:
32=1. 13 (h=1mm) 60
葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时壁行式起重机垂直受力简图 悬臂梁根部的弯矩为
⎡F q L 2⎤⎡1646⎤. 3⨯8. 72
M x =ϕ4⎢+∑P (L -c 1)⎥=1. 13⎢+21778. 2⨯(8. 7-0. 5)⎥ 2⎢⎥⎣⎦⎣2⎦
=2. 722⨯105N ⋅m
悬臂梁根部的剪切力为
F =ϕ4(∑P +F q L )=1. 13(2177 )=4079. 28+1432. 82N 4
当葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,悬臂梁根部受到最小弯矩,按悬 臂梁计算,如下简图所示:
葫芦小车位于悬臂梁根部极限位置时壁行式起重机受力简图 悬臂梁根部的弯矩为
2⎡⎤F L ⎡1646⎤. 3⨯8. 72q ' M x =ϕ4⎢+∑Pc 2⎥=1. 13⎢+21778. 2⨯0. 8⎥=90091. 2N ⋅m 22⎢⎥⎣⎦⎣⎦
悬臂梁根部的剪切力为
F =ϕ4(∑P +F q L )=1. 13(21778. 2+14322. 8)=40794N
1.3.2水平载荷及内力
大车运行起、制动产生的水平惯性力,按大车车轮主动打滑条件确定 悬臂梁均布水平惯性力为 F H =F q
14=1646. 3=117. 6N /m 14
葫芦小车载荷集中水平惯性力为 P H P 21778. 2∑===1555. 6N 1414
当葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,悬臂梁根部受到最大弯矩,按悬 臂梁计算,如下简图所示:
葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时壁行式起重机水平受力简图 悬臂梁根部弯矩为
L 28. 72
M y =ϕ4⨯[P H ⨯(L -c 1)+F H ⨯]=1. 13[1555. 6⨯(8. 7-0. 5)+117. 6⨯]=19443N ⋅m 22
悬臂梁根部剪切力为
F PH =ϕ4(F H ⨯L +P H ) =1. 13(117. 6⨯8. 7+1555. 6) =2913. 8N
当葫芦小车位于悬臂梁根部极限位置时,悬臂梁根部受到最小弯矩,按悬 臂梁计算,如下简图所示:
葫芦小车位于悬臂梁根部极限位置时壁行式起重机水平受力简图 悬臂梁根部弯矩为
L 28. 72
. 6⨯0. 8+117. 6⨯) =6435N ⋅m M =ϕ4(P H ⨯c 2+F H ⨯) =1. 13(1555
22
'
y
悬臂梁根部剪切力为
F PH =ϕ4(F H ⨯L +P H ) =1. 13(117. 6⨯8. 7+1555. 6) =2913. 8N
1.3.3强度校核
需要计算悬臂梁根部截面危险点①、②、③、④点的强度
当葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,悬臂梁根部截面最远角点①的应力 垂直弯矩产生的应力为 σ01
M x y 12. 722⨯108⨯413===65MPa
I x 1. 726⨯109
水平弯矩产生的应力为 σ02=
M y x I y
19443⨯103⨯205==10. 8MPa 8
3. 686⨯10
悬臂梁根部截面危险点①的组合应力为 σ0=σ01+σ02=65+10. 8=75. 8MPa 按载荷组合Ⅱ计算许用应力 安全系数 n ∏=1. 33
拉伸、压缩、弯曲许用应力为:[σ] = 实际取[σ] =175MPa 切应力为:[τ] =
σs
1. 33
=
235
=176MPa 1. 33
[σ]
=100MPa
故 σ0
当葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,悬臂梁根部截面腹板边缘②的应力 垂直弯矩产生的应力为 σ01
M x (y 1-12)2. 722⨯108⨯401===63MPa 9
I x 1. 726⨯10
水平弯矩产生的应力为 σ02=
M y (x -49)I y
19443⨯103⨯156
==8. 2MPa 8
3. 686⨯10
悬臂梁根部垂直切应力为
τ0=
1. 5F 1. 5⨯40794
==6. 9M P a
2h 0δ2⨯740⨯6
h 0为主梁腹板高度, δ为主梁腹板厚度 悬臂梁根部截面危险点②的组合应力为
σ=
σ01+σ022+3τ02
=
63+8. 22+3⨯6. 92
=+143=72. 2MPa
故σ
当葫芦小车位于悬臂梁根部极限位置时,悬臂梁根部截面轮压作用点③翼缘板的
弯曲应力
垂直弯矩产生的应力为
' σ01
' M x y 290091⨯103⨯355===18. 5MPa 9
I x 1. 726⨯10
水平弯矩产生的应力为
σ
'
02
=
'
(x -8)M y
I y
6435⨯103⨯197
==3. 4MPa 8
3. 686⨯10
轮压作用下翼缘板的局部弯曲应力 葫芦小车最大轮压为 P =
ϕ4K
n
(m
Q
+m x )g =
1. 13⨯1. 45⨯21778. 2
=8920. 89N
4
取不均匀系数为K=1.45,根据ε=
c 49-8==0. 84,有图5-6查得计算系b e 49
b
数K x p =0. 8,K z p =2. 3,K z =2。
局部弯曲应力
轮压作用点 :横向应力 σpx = K x p 纵向应力 σpz
P 8920. 89
= 2⨯=69. 69MPa 22t 16
式中,t 为下翼缘板厚度。
悬臂梁根部截面危险点③的组合应力为
P 8920. 89= 0. 8⨯=27. 87M P a 22t 16P 8920. 89
= K z p 2= 2. 3⨯=80. 15M P a
t 162
翼缘板外边缘:σbz = K z b
σ=
=
σ
'
01' +σ02+σpz
2
' '
+σpx -σ01+σ02+σpz σpx
2
18. 5+3. 4+80. 152+27. 872-18. 5+3. 4+80. 8727. 87=91. 4MPa
故σ
' '
σ=σ01+σ02+σbz =18. 5+3. 4+69. 69=91. 59MPa
故σ
悬臂梁翼缘焊缝厚度h f =8mm ,采用自动焊接,不需要验算。
1.3.4 悬臂梁稳定性 整体稳定性
h 768
=1. 87
b 410
局部稳定性
悬臂梁受压翼缘外伸部分不失稳的极限宽厚比为
b e
δ0
=
49
=3. 06
=
288
=18
悬臂梁两腹板之间的受压翼缘板不失稳的极限宽厚比为
h 0
δ0
悬臂梁腹板不失稳的极限宽厚比为
δ
=
>80740
=123. 3
b 0——两腹板内侧间距 δ0——下翼缘板厚
b e ——下翼缘外伸净宽度 h 0——腹板高度
δ——腹板厚度
满足要求,不需验算局部稳定性,只需设置横向隔板,间距为a=1.4m
1.4 端梁、(上)下端梁计算
由壁行式起重机结构和受力确定,端梁承受很大的垂直载荷作用,而上、下端梁承受水平载荷和自重载荷作用,故端梁只计算垂直载荷作用,上、下端梁计算水平载荷作用和自重载荷作用。 1.4.1 端梁计算
端梁垂直载荷及应力
端梁承受垂直载荷作用,按简支梁计算
端梁受力简图
满载葫芦小车在任意位置时,端梁承受力都为
F R =F +F 上+F 下=40794+2⨯5378=51550N
悬臂梁支承力F =40794N
端梁均布自重载荷为F q 1=k ρAg =1. 05⨯7850⨯0. 015⨯9. 81=1212. 8N /m 上、下端梁均布自重载荷为
F q 上=F q 下=k ρAg =1. 05⨯7850⨯0. 016144⨯9. 81=1305N /m 上、下端梁自重载荷为F 上=F 下=F q 上B 上=1035⨯4. 12=5378N 端梁跨中垂直弯矩为
F R B 0ϕ4F q 1B 051550⨯3. 11. 13⨯1212. 8⨯3. 12
M x =+=+=41597. 5N ⋅m
4848跨端剪切力为 F =端梁应力
F R +ϕ4F q 1B 0
2
=
51550+1. 13⨯1212. 8⨯3. 1
=27899N
2
2
M x y 41597. 5⨯103⨯150
端梁跨中所受应力为 σ===28. 9MPa 8
I x 2. 156⨯10端梁跨端所受剪应力为 τ=
1. 5F 1. 5⨯27899
==8. 4MPa 2h 0δ2⨯250⨯10
故 σ
1.4.1.2 端梁稳定性 整体稳定性
h 300
=1. 65
b 182
局部稳定性
端梁受压翼缘外伸部分不失稳的极限宽厚比为
b e
δ0
=
9
=0. 36
端梁两腹板之间的受压翼缘板不失稳的极限宽厚比为
b 0
δ0
=
162
=6. 48
h 0
=
250
=25
端梁腹板不失稳的极限宽厚比为
δ
验算局部稳定性。
故端梁不需要设置任何加劲肋。 1.4.2 上、下端梁计算
1.4.2.1 上、下端梁水平载荷及应力
上、下端梁承受水平载荷作用,按简支梁计算
上端梁水平受力简图
下端梁水平受力简图
当满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,根据平衡条件可求出上、下端梁承受水平载荷作用
P H =
∑P (L -c )+
1
F q L 2L '
1646. 3⨯8. 72
21778. 2(8. 7-0. 5)+
==110KN
2. 2
满载葫芦小车运行起、制动惯性力为 P g =
(m
Q
+m x )g 14
=
(2000+220)⨯9. 81=1555. 6N
14
上、下端梁跨中水平弯矩为
M 上x =M 下x
P g ⎫⎛ P H +2⎪⎪⨯B 1110⨯103+777. 8⨯3. 8
⎭=⎝==105239N ⋅m 44
()
P g ⎫⎛
⎪P + H
2⎪⎝⎭=55388上、下端梁跨端剪切力为 F =. 9N 2上、下端梁所受弯曲正应力为 σ上=σ下
M 上x y 1. 05239⨯108⨯150===71. 98MPa 9
I x 2. 193⨯10
上、下端梁所受剪切应力为 τ上=τ下=
1. 5F 1. 5⨯55388. 9
==11. 07MPa 2h 0δ2⨯268⨯14
上、下端梁承受自重载荷作用,按简支梁计算
上端梁垂直受力简图
下端梁垂直受力简图 上、下端梁跨中垂直弯矩为 M 上y =M 下y =
F q 上B 12
8
1305⨯3. 82==1868. 2N ⋅m
8
上、下端梁所受弯曲正应力为
σ
' 上
=σ
' 下
=
M 上y x I y
1868. 2⨯103⨯135==1. 93MPa 8
1. 307⨯10
上、下端梁的组合应力为
‘
σ=σ上+σ 上=71. 98+1. 93=73. 9MPa
τ=τ上=11. 07MPa
故 σ
1.4.2.2 上、下端梁稳定性 整体稳定性
h 300
=1. 37
b 218
定性。
局部稳定性
上、下端梁受压翼缘外伸部分不失稳的极限宽厚比为
b e
δ0
=
26
=1. 625
上、下端梁两腹板之间的受压翼缘板不失稳的极限宽厚比为
b 0
δ0
=
190
=11. 87
h 0
=
268
=19. 1
上、下端梁腹板不失稳的极限宽厚比为 不需要验算局部稳定性。
故端梁不需要设置任何加劲肋。 1.5 悬臂梁与端梁、(上)下端梁连接计算 1.5.1焊缝连接计算
δ
悬臂梁与端梁支承立柱的连接,采用贴角焊缝连接,焊缝厚度h f =10mm 悬臂梁与端梁支承立柱的焊缝连接简图如下图所示
悬臂梁与端梁支承立柱的焊缝连接简图
悬臂梁与端梁支承立柱的连接处贴角焊缝承受垂直弯矩和水平弯矩作用,当满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,连接处贴角焊缝承受最大垂直弯矩和水平弯矩作用
连接处贴角焊缝承受最大垂直弯矩
⎡F q L 2⎤⎡1646⎤. 3⨯8. 72
M x =ϕ4⎢+∑P (L -c 1)⎥=1. 13⎢+21778. 2⨯(8. 7-0. 5)⎥
2⎢⎥⎣⎦⎣2⎦
=2. 722⨯105N ⋅m
连接处贴角焊缝承受最大水平弯矩
L 28. 72
M y =ϕ4⨯[P H ⨯(L -c 1)+F H ⨯]=1. 13[1555. 6⨯(8. 7-0. 5)+117. 6⨯]=19443N ⋅m
22
在最大垂直弯矩和水平弯矩作用下,与焊缝连接的悬臂梁下翼缘板所受的
应力为:
M x y 1M y x 2. 722⨯108⨯41319443⨯103⨯205
+=+=65+10. 8=75. 8MPa σ=
1. 726⨯1093. 686⨯108I x I y 由于悬臂梁与端梁支承立柱的连接是悬臂梁下翼缘板与立柱贴角焊缝连接,故
在最大弯矩作用下,下翼缘板的最大承载能力可按翼缘板承受的轴向力
N n 计算
即 N n =A n σ=6560⨯75. 8=497248N
A n ——悬臂梁下翼缘板的截面积,A n =410⨯16=6560mm 2 下翼缘板与立柱采用四周围焊,焊缝的焊脚尺寸h f =10mm ,下翼缘板焊
缝承载剪力应等于N n ,则焊缝剪切应力为:
τw =
N n 497248
==26. 9MPa
0. 7h f l 总0. 7⨯10⨯2644
材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa 故τw
悬臂梁上翼缘板与斜板连接焊缝计算
由于上翼缘板与斜板焊缝连接同样承受最大垂直弯矩和水平弯矩作用,所以 在最大垂直弯矩和水平弯矩作用下,与焊缝连接的悬臂梁上翼缘板所受的应力为:
M x y 1M y x 2. 722⨯108⨯41319443⨯103⨯205
+=+=65+10. 8=75. 8MPa σ=
1. 726⨯1093. 686⨯108I x I y 故在最大弯矩作用下,上翼缘板的最大承载能力可按翼缘板承受的轴向力N n 计 算
即 N n =A n σ=4920⨯75. 8=372936N
A n ——悬臂梁上翼缘板的截面积,A n =410⨯12=4920mm 2
上翼缘板与斜板为单焊缝,焊缝的焊脚尺寸h f =10mm ,上翼缘板焊缝承载剪力 应等于N n ,则焊缝剪切应力为:
τw =
N n 372936
==129. 9MPa
0. 7h f l 总0. 7⨯10⨯410
材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa 故τw
由于端梁上翼缘板与连接板处受最大弯矩为
F R B 0ϕ4F q 1B 051550⨯3. 11. 13⨯1212. 8⨯3. 12
M x =+=+=41597. 5N ⋅m
4848 所以端梁上翼缘板与连接板处承受弯曲正应力为
2
M x y 41597. 5⨯103⨯150σ===28. 9MPa 8
I x 2. 156⨯10故端梁上翼缘板与连接板处承受的轴向力为
N n =A n σ=5000⨯28. 9=144500N
A n ——端梁上翼缘板的截面积,A n =200⨯25=5000mm 2
端梁上翼缘板与连接板处焊缝简图如下
端梁上翼缘板与连接板处焊缝简图
上翼缘板与连接板为四周围焊缝,焊缝的焊脚尺寸h f =8mm ,上翼缘板焊缝
承载剪力应等于N n ,则焊缝剪切应力为:
τw =
N n 144500
==19MPa
0. 7h f l 总0. 7⨯8⨯1360
材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa
故τw
上端梁连接分别有右连接板和下连接板,它们分别承受水平弯矩作用和垂直弯矩
作用。
右连接板与上端梁上翼缘板连接处承受的水平弯矩为
M 上x
P g ⎫⎛ ⎪P +⨯B 1 H ⎪2⎭110⨯103+777. 8⨯3. 8⎝===105239N ⋅m
44
()
右连接板与上端梁上翼缘板连接处承受的弯曲正应力为 σ上
M 上x y 1. 05239⨯108⨯150
===71. 98MPa
I x 2. 193
则右连接板与上端梁上翼缘板承受的轴向力为
N n =A n σ上=4320⨯71. 98=310954N
A n ——上端梁上翼缘板的截面积,A n =270⨯16=4320mm 2 右连接板焊缝为四周围焊缝,如图所示
右连接板焊缝简图 由于右连接板焊缝承载的剪切力应等于N n
故右连接板焊缝的剪应力为
τw =
N n 310954
==38. 4MPa
2⨯0. 7h f l 1+2⨯0. 7h f l 22⨯0. 7⨯10⨯410+2⨯0. 7⨯6⨯280材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa
故τw
F q 上B 12
8
1305⨯3. 82==1868. 2N ⋅m
8
下连接板与上端梁腹板连接处承受的弯曲正应力为
σ
' 上
=
M 上y x I y
1868. 2⨯103⨯135==1. 93MPa 8
1. 307⨯10
则下连接板与上端梁腹板承受的轴向力为
N n =A n σ上=3752⨯1. 93=7241. 4N
A n ——上端梁腹板的截面积,A n =268⨯14=3752mm 2 下连接板焊缝为四周围焊缝,如图所示
下连接板焊缝简图 由于下连接板焊缝承载的剪切力应等于N n 故下连接板焊缝的剪应力为
τw =
N n 310954
==0. 89MPa
2⨯0. 7h f l 1+2⨯0. 7h f l 22⨯0. 7⨯10⨯410+2⨯0. 7⨯6⨯288材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa 故τw
下端梁连接板焊缝计算
下端梁连接板分别有左连接板和上连接板,由于左连接板焊缝与上连接焊缝共用一条焊缝,而且上连接板主要受轴力,故只计算上连接板焊缝。
上连接板所受轴向力N n =P H =110000N
上连接板焊缝简图如下
上连接板焊缝简图
上连接板焊缝所受剪应力为 τw =
N n 110000
==13. 5M P a
2⨯0. 7h f l 1+2⨯0. 7h f l 22⨯0. 7⨯10⨯410+2⨯0. 7⨯6⨯290
材料Q 235, 贴角焊缝时,焊缝的许用应力为[τw ]=160MPa 故τw
1.5.2 螺栓连接计算
由于上端梁与悬臂梁连接处螺栓只受拉力,故上端梁与悬臂梁连接采用普
通螺栓M 16连接,上端梁螺栓连接简图如下图所示
上端梁螺栓连接简图
上端梁的右连接板螺栓连接分布简图如下图所示,由于螺栓只受拉力,故只 计算螺栓连接的抗拉承载力。
右连接板螺栓连接分布简图
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力
[σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140MPa 。
l l
右连接板单个螺栓所承受的拉力为P l = 右连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
N 110000==13750N n 8
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l
l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
上端梁的下连接板螺栓连接分布简图如下图所示,由于螺栓只受拉力,故只 计算螺栓连接的抗拉承载力。
[]
下连接板螺栓连接分布简图
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力。 [σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140M P a
l
l
下连接板单个螺栓所承受的拉力为P l = 下连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
N 5378==896. 3N n 6
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l
l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
由于下端梁与立柱连接处螺栓只受拉力,故下端梁与立柱连接采用普通螺栓
M 16连接,下端梁螺栓连接简图如下图所示
[]
下端梁螺栓连接简图
下端梁的左连接板螺栓连接分布简图如下图所示,由于螺栓只受拉力,故只 计算螺栓连接的抗拉承载力。
左连接板螺栓连接分布简图
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力。 [σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140M P a
l
l
左连接板单个螺栓所承受的拉力为P l =
N 110000==13750N n 8
左连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
下端梁的上连接板螺栓连接分布简图如下图所示,由于螺栓只受拉力,故只 计算螺栓连接的抗拉承载力。
[]
上连接板螺栓连接分布简图
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力。 [σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140M P a
l
l
上连接板单个螺栓所承受的拉力为P l = 上连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
N 5378==896. 3N n 6
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l
l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
由于端梁与立柱连接处螺栓只受拉力,故端梁与立柱连接采用 普通螺栓M 16连接,端梁螺栓连接分布简图如下图所示
[]
端梁连接板螺栓连接分布简图
由于端梁与立柱连接处螺栓只受拉力,故只计算螺栓连接的抗拉承载力。
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力。 [σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140M P a
l
l
上连接板单个螺栓所承受的拉力为P l = 上连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
N 51550==12887. 5N n 4
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l
l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
支承管与悬臂梁螺栓连接受轴向力,采用普通螺栓M 16, 支承管与悬臂 梁螺栓连简图如下图所示
[]
支承管与悬臂梁螺栓连接简图
由于连接处悬臂梁弯矩作用,故连接板受轴向力作用 支承管与悬臂梁连接处弯矩为
⎡F q L ⨯4. 7⎤. 3⨯8. 7⨯4. 7⎡1646⎤
M =ϕ4⎢+∑P (4. 7-c 1)⎥=1. 13⎢+21778. 2⨯(4. 7-0. 5)⎥
22⎣⎦⎣⎦ =125127N ⋅m
支承管与悬臂梁连接处上翼缘板应力为
My 11. 25127⨯108⨯413σ===29. 9MPa
I x 1. 726⨯109
支承管与悬臂梁连接处连接板所受轴向力为N =σA =29. 9⨯4920=147307N
mm 2 A——悬臂梁上翼缘板截面积 A =410⨯12=4920
支承管与悬臂梁上连接板螺栓分布简图
支承管与悬臂梁下连接板螺栓分布简图
由于采用普通螺栓M 18连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =15. 3mm ,螺栓杆径d =18mm ,螺栓的剪切许用应力
[τ]=0. 6[σ]=0. 6⨯175=105M P a 。
l
连接板单个螺栓所承受的剪切力为P j = 连接板单个螺栓的许用剪切力为P =
N 147307==24551N n 6
[]
l
j
πd 2
4
[τ]=
l
π⨯182
4
⨯105=26705. 7N
故P j
[]
支承管与上端梁螺栓连接受拉力,支承管与上端梁螺栓连接简图如下图所示
支承管与上端梁螺栓连接简图
支承管与上端梁螺栓连接分布简图
由于有两根支承管与上端梁螺栓连接,故两个连接板螺栓群受的拉力为
N 147307==73653. 5N N=147307,每个连接板螺栓群受拉力为N ' =22
由于采用普通螺栓M 16连接,材料为Q235,故螺栓螺纹小径
d 0=0. 85d =13. 6mm ,螺栓杆径d =16mm ,螺栓的拉伸许用应力。 [σ]=0. 8[σ]=0. 8⨯175=140M P a
l
l
连接板单个螺栓所承受的拉力为P l = 连接板单个螺栓的许用拉力为P l =
N 73653. 5==18413. 4N n 4
[]
l
πd 02
4
[σ]=
l
l
π⨯13. 62
4
⨯140=20327N
故P l
1.6 刚度计算
1.6.1 悬臂梁垂直静挠度
满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,产生的静挠度为
[]
∑PL Y =
6EI x
3
21778. 2⨯870031. 434101⨯1016
==5915
6⨯2. 06⨯10⨯1. 726⨯102. 133336⨯10
L 8700
==24. 86mm 350350
悬臂梁垂直静挠度, 满足设计要求。 1.6.2悬臂梁水平惯性位移
满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时,大车运行、制动产生的悬臂梁端部惯性位移,按水平悬臂梁计算
=6. 72
P H L 35F H L 41555. 6⨯870035⨯117. 6⨯87004
X =+=+5858
6EI y 24EI y 6⨯2. 06⨯10⨯3. 686⨯1024⨯2. 06⨯10⨯3. 686⨯10 =2. 248+0. 2125=2. 46mm
L
=10. 7mm 800
悬臂梁水平惯性位移, 满足设计要求。 1.6.3 起重机垂直动刚度
起重机垂直刚度,以满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时的垂直自振频率来表征
起重量m Q =2000kg 葫芦小车质量m x =220kg 吊具质量m 0=0. 02m Q =40kg 悬臂梁端部换算质量为
m 1=k ρAL +(m x +m 0)=1. 05⨯7850⨯0. 02036⨯8. 7+(220-40)=1640kg
起升质量 m 2=m Q +m 0=2000+40=2040kg 起升载荷 P Q =(m Q +m 0)g =2040⨯9. 81=20012. 4N 起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为l r =7. 5m
20012. 4⨯87003 悬臂梁端部静位移为 y 0===6. 16mm 59
6EI x 6⨯2. 06⨯10⨯1. 726⨯10起升钢丝绳滑轮组的静伸长为 λ0=
P Q L 3
P Q l r n r E r A r
=
20012. 4⨯7500
=7. 5mm 5
4⨯1. 0⨯10⨯50
结构质量影响系数为
m 1⎛y 0
β=
m 2 ⎝y 0+λ0
⎫1640⎛6. 16⎫
⎪= ⎪=0. 1635 ⎪20406. 16+7. 5⎝⎭⎭
2
2
悬臂梁端部的垂直自振频率为
f v =
12π
g
y 0+λ01+β=
12π9810
=3. 96Hz >[f v ]=2Hz
6. 16+7. 51+0. 1635悬臂梁端部的垂直自振频率,满足设计要求。 1.6.4起重机水平动刚度
起重机水平动刚度以物品高位悬挂、满载葫芦小车位于悬臂梁端部极限位置时的水平自振频率来表征
悬臂梁端部换算质量为
m e =k ρAL +m Q +(m x +m 0)=1. 05⨯7850⨯0. 02036⨯8. 7+2000+(220+40)=3640kg 悬臂梁端部在单位水平力作用下产生的水平位移为
L 387003 δe ===0. 001445mm /N
6EI y 6⨯2. 06⨯105⨯3. 686⨯108
悬臂梁起重机的水平自振频率为
f H =
12π
1m e δe
=
12π1000
=2. 19Hz >[f H ]=2Hz
3640⨯0. 001445
悬臂梁端部的水平自振频率,满足设计要求。 1.7 悬臂梁的翘度
L 8700==24. 85mm 悬臂梁的标准翘度值为f 0=350350
考虑制造因素,实际取悬臂梁的翘度值y 0=1. 4f 0=34. 8mm ,悬臂梁端部
a 2
一边按抛物线y =y 0(1-2) ,设置翘度,如下图所示:
L
悬臂梁的翘度简图 悬臂梁a 0=0的点,y 0=34. 8mm
⎛⎛L ⎫2 ⎪2
a L 4
悬臂梁a 1=的点,y 1=y 0(1-12) =34. 8⨯ 1-⎝2⎭
4L L
⎝⎛⎛L ⎫2 ⎪2
a 2 ⎝2⎭L
y =y (1-) =34. 8⨯1-2a =悬臂梁2的点,20 2
2L L
⎝
⎫⎪⎪
⎪=32. 63m m ⎪⎪⎭
⎫⎪⎪
⎪=26. 1m m ⎪⎪⎭
⎫⎪⎪
⎪=15. 23m m ⎪⎪⎭
⎛⎛3L ⎫2 ⎪2
a ⎝4⎭3L
) =34. 8⨯悬臂梁a 3=的点,y 3=y 0(1-3
1-L 2
4L 2
⎝
2
⎛L 2⎫a 4
悬臂梁a 4=L 的点,y 4=y 0(1-2) =34. 8⨯ 1-2⎪=0mm ⎪L ⎝L ⎭
第二章 葫芦小车的选择 2.1 电动葫芦的基本参数
起重量 m Q =2000kg ,起升高度H =7. 5m ,起升速度
v q =5/0. 8m /m i 双速n () ,运行速度v t =20m /min ,工作级别M 5, 接电持续率25%。
2.2 电动葫芦的选择
根据电动葫芦的基本参数和悬臂梁结构形式,可选择电动葫芦为
德仕达起重输送设备有限公司的CXT 低净空小车钢丝绳电动葫芦,型号为 CXT30410025P2。
CXT30410025P2低净空小车钢丝绳电动葫芦的基本参数为 起重量
m Q =2000kg ,起升高度H =9. 5m ,起升速度v q =5/0. 8m /min(双速) ,运行速度v t =20m /min ,工作级别M 5, 钢丝绳绳径d =8mm ,钢丝绳结构6⨯35+7FE 接电持续率25%,电源380/48V 、50Hz, 总重m x =220kg 。
根据CXT30410025P2低净空小车钢丝绳电动葫芦的基本参数可以确定此电动葫芦满足选择要求。
德仕达起重输送设备有限公司的CXT 低净空小车钢丝绳电动葫芦的结构形式和基本参数表:
CXT 低净空小车钢丝绳电动葫芦
。
第三章 大车运行机构的计算
3.1 大车运行机构传动方案的确定
经比较后,为了起重机运行机构经凑布置,运行机构采用“三合一”驱动部件分别驱动,传动方案如下图
3.2选择车轮与轨道、并验算其强度 3.2.1 端梁的车轮与轨道
按轮压均布计算大车车轮的最大轮压和最小 满载时,最大轮压 P max =
P G +P Q
2
=
42+20
=31KN 2
P G ——起重机估计总重(包括葫芦小车重量)
空载时,最小轮压P min =
P G 42==21KN 22
2P max +P min 2⨯31+21
==27. 7KN 33
车轮踏面疲劳计算载荷P c =
车轮材料:采用16Mn(调质) ,抗拉强度σb =620MPa 屈服点σs =295MPa 选择车轮直径D=300mm,由表查得轨道型号为50(方钢)。
由圆柱形踏面与平顶轨道接触,故按线接触条件进行计算: 线接触局部挤压强度验算
P c ' =K l Dlc 1c 2=6⨯300⨯50⨯0. 99⨯1=89100N =89. 1KN K l ——许用线接触应力常数(N /mm 2)由表查得K l =6
l ——车轮与轨道的有效接触长度,方钢50轨道的l =50mm
D ——车轮直径
c 1、c 2——分别为转速系数、工作级别系数,车轮转速
n c =
v tc 32==33. 97r /min 时,c 1=0.99 πD 3. 14⨯0. 3
当工作级别为M5时,查得c 2=1 由于P c ' >P c ,故验算通过。
3.2.2上、下端梁的车轮与轨道
由于上、下端梁的车轮与轨道受力一样,故车轮和轨道选择一样。
按轮压均布计算大车车轮的最大轮压和最小 满载时,最大轮压 P max =
P H 110
==55KN 22
P G ——起重机估计总重(包括葫芦小车重量)
空载时,最小轮压P min
' P H 36. 4===18. 2KN 22
车轮踏面疲劳计算载荷P c =
2P max +P min 2⨯55+18. 2
==24. 4KN 33
车轮材料:采用16Mn(调质) ,抗拉强度σb =620MPa 屈服点σs =295MPa 选择车轮直径D=300mm,由表查得轨道型号为50(方钢)。
由圆柱形踏面与平顶轨道接触,故按线接触条件进行计算: 线接触局部挤压强度验算
P c ' =K l Dlc 1c 2=6⨯300⨯50⨯0. 99⨯1=89100N =89. 1KN K l ——许用线接触应力常数(N /mm 2)由表查得K l =6
l ——车轮与轨道的有效接触长度,方钢50轨道的l =50mm
D ——车轮直径
c 1、c 2——分别为转速系数、工作级别系数,车轮转速
n c =
v tc 32==33. 97r /min 时,c 1=0.99 πD 3. 14⨯0. 3
当工作级别为M5时,查得c 2=1 由于P c ' >P c ,故验算通过。 3.3运行阻力计算
起重机在直线轨道上稳定运行的静阻力F j ,它由摩擦阻力F m 和坡道阻力F p
组成。
3.3.1摩擦阻力F m 计算
起重机大车运行机构在两条水平轨道和一条垂直轨道上运行,故水平反滚轮大车的摩擦阻力为
μd +2f μd +2f
F m =(P G +P Q )+2P H
D D 0. 015⨯110+2⨯0. 30. 015⨯110+2⨯0. 3
+2⨯110⨯=2115N =(42+20)⨯
3003003.3.2坡道阻力F p 计算
F P =(P G +P Q )sin α=(P G +P Q )i =(42+20)⨯0. 001=62N 当坡道很小时,在计算中可用轨道坡度i 代替sin α,i =0. 001。 故起重机运行静阻力为F j =F m +F P =2115+62=2177N
3.4 “三合一”驱动运行机构的选择计算
由起重机设计手册查得“三合一”驱动运行机构为“三合一”减速器,它的选择需要确定“三合一”减速器的电动机的额定功率和减速器的传动比。 3.4.1 “三合一”减速器的电动机的选择 “三合一”减速器的电动机的静功率
P j ' =
F j v tc 1000ηm
=
2177⨯32
=0. 645KW
1000⨯60⨯0. 9⨯2
F j ——起重机运行静阻力 v tc ——起重机运行速度
η——机构传动效率,可取η=0.9
m ——电动机个数
由于运行机构的静载荷变化较小,动载荷较大,因此所选用电动机的额
定功率应比静功率大,以满足电动机的起动要求。
大车运行机构可按下式初选电动机
P =K d P j ' =1. 5⨯0. 645=0. 968KW
K d ——电动机起动时惯性影响的功率增大系数 可取K d =1.5 故根据基准工作制为S 3, 负载持续率为25%,和初选功率P =0. 968KW 选用“三合一”专用电动机,型号:ZDR112-4, 技术参数:额定功率转速n =1350r /min ,制动力矩T =13. 5N ⋅m ,重量m =31kg 。 P n =1.5KW,
“三合一”减速器的传动比i a =
πnD
60000⨯v tc
=
3. 14⨯1350⨯300
=39. 7 326000⨯
60
“三合一”运行机构减速器的选择要满足P j =ϕ5P n 1. 12[I -6]≤[P ] P j =ϕ5P n 1. 12[I -6]=1. 6⨯1. 5⨯1. 12-1=2. 678KW
ϕ5——弹性震动力矩增大系数,可取ϕ5=2
P n ——基准接电持续率时,电动机的额定功率
I ——工作级别 ,I =5
[P ]——标准减速器承载能力表中的许用功率
由于P j =3KW 和i a =39. 7,故选择“三合一”运行机构减速器为QS208(ZDR112-4,ML2) 3.4.2 运行打滑验算
为了使起重机运行时可靠地起动和制动,防止出现驱动轮在轨道上的打滑现象,避免车轮打滑影响起重机的正常工作和加剧车轮的磨损,应分别对驱动轮做起动和制动时的打滑验算
对于起重机大车运行机构验算空载小车位于悬臂梁根部时轮压最小的驱动轮,其验算公式为
500k (J 1+J 2)i ⎤2000i η⎡⎛ϕμd ⎫
T -a p ⎥ +⎪P min ≥⎢mq
K D D D ⎝⎭⎣⎦
2000⨯40⨯0. 9⎡500⨯1. 1⨯(0. 03+0. 075)⨯40⎛0. 150. 015⨯110⎫⎤
+21000≥10. 6-⨯0. 106 ⎪⎢⎥300300300⎝1. 1⎭⎣⎦
2979≥1350
ϕ——粘着系数,ϕ=0.15
K ——粘着安全系数,K =1.1
μ——轴承摩擦系数,μ=0.015
d ——轴承内径,d =110mm D ——车轮直径,D=300mm
P min ——驱动轮最小轮压
T m q ——电动机的起动力矩,考虑到空载起动容易打滑,司机于起动时在转子回路中接入较多的电阻器,以适当减小电动机输出力矩,可取
T m q =P n 1. 5=9550⨯=10. 6N ⋅m 。 n 1350
k ——传动机构中其他传动零件飞轮矩影响的系数,k =1.1
J 1——电动机转子转动惯量,J 1=0.03kg ⋅m 2
J 2——电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量,J 2=0.075kg ⋅m 2
a p ——起动平均加速度,a p =0.106m /s 2 故大车驱动轮不打滑。
参考文献
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