0403031丁志荣龙门起重机大车机构的三维设计

济南大学毕业设计1 前言1.1 国内外龙门起重机发展的方向2 龙门起重机是用来降低笨重的体力劳动强度、提高工作生产效率、实现安全快捷生产的起重运输设备。起重机作为关键的工艺装卸设备或者主要的辅助机械在国民经济各部门中有着十分广泛的应用。龙门起重机作业于方形场地及其上空，多用于森林、船厂、港口码头等处的物品装卸。随着世界科学技术的飞速发展，现阶段国际上龙门起重机朝着液压化、大型化、高效率、多用途的方向发展。这在不同程度上使龙门起重机的产品趋于标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化，为起重机械制造的自动化和机械化提供了便捷的条件。同时国外有的企业也基本上实现了零部件的连续生产，应用了光电系统、数控系统以及激光器切割下料系统，形成的生产自动控制和管理系统广泛用于搬运、平料、组装。1.1.1国内起重机的发展方向2 （1）改进起重机械的结构，减轻了自重 目前计算机优化设计已经在国内起重机开始使用，这样可以用来提高整体龙门起重机的技术性能和同时减轻起重机的自重，并在此前提下采用新结构。 （2）充分吸收国外先进技术 目前，我国起重机行业已经明显落后于西方国家。但是，我们可以充分吸收和利用国外先进技术，这样一来可以明显缩短设计周期，提高起重机质量，降低生产的成本。 （3）向大型化方向发展 由于能源工业越来越受到国家的的重视和资助，政府建造了许多大中型水电站，同样发电机组越来越大。特别是长江三峡工程的建设对大型起重机的需要量迅速上升。我们可以预见是大吨位高性能的起重机前景广阔，将来的需要量非常大的。 1.1.2国外起重机的发展方向2 （1）简化设备结构，减轻自重，降低生产成本 芬兰 Kone 公司的起重机就是一个很好的例子。其中他们公司生产的起升结构的小车与架一段梁减速器的外壳合二为一，定滑轮与卷筒连组为一体。同时，绞车运行机构采用三合一驱动装置，减轻了龙门起重机的自重。 （2）更新零部件，提高整机性能 法国Patain公司的主梁采用偏轨箱型梁，其高、宽之比为4-3.5 左右，粱高是打筋板间距的1/2倍，就不用小筋板。将搭接方式运用于主梁与梁端的连接。 （3）设备大型化 随着世界经济的不断发展，起重机设备的重量和体积越来越趋于大型化，调运幅度和其重量也有所增加，为了节省使用和生产费用，其服务适用范围和场地也随之增大。 （4）机械化运输系统的组合应用 国外一些大型起重机厂为了降低生产成本和提高生产率，把起重机巧妙地组合在一起，形成了先进的机械化运输系统。 1.1.3 国内外起重机的比较2 现在，我国工程龙门起重机行业的发展也已经有了很好的基础，生产规模、产品门类，大、中、小企业框架的发展环境也都比较好，但与此同时我国同国际先进的起重机制造厂家相比起来差距还是比较大的，主要表现在产品的可使用寿命、可靠性、人性化设计、管理模式和高新技术的创新应用上。相对而言，我国自主发明创造的能力还比较薄弱，有自主知识产权的产品相对还比较少，大部分新产品的关键技术还靠依赖于引进国外的先进技术；另一方面对国外先进技术的消化、吸收、创新能力不足。其次，对市场反应的速度比较慢，产品更新的周期比较长。中国起重机机械市场虽然在保持持续增长的现状，但中国起重机机械行业技术的发展仍然任重而道远。 随着我国生产业和制造业的发展和进步，起重机机械制造业也得到长足的发展和应用，其中机械领域也已经从无到有、从小到大慢慢地发展起来，逐步建立了一批起重机机械的科研机构和大规模生产工厂。这些工厂不仅产品的种类齐全，而且有了自己的制造系列和标准。不但能生产轻小型的起重机，同时也能生产大吨位、技术先进的大型起重机。但是总的来说，与世界先进水品比起来，不管是在产品的数量、品种方面，亦或者在机械的质量、性能方面都存在着较大的差距。我们应该在独立自主的前提下，学习国外先进技术，努力赶超世界先进水平。1.2 龙门起重机的现状1.2.1 龙门起重机是减轻笨重的体力劳动、提高工作效率、实现安全生产的起重运输设备。在国民经济各部门的物质生产和物资流通中，起重机作为关键的工艺设备或主要的辅助机械，应用十分广泛。龙门起重机可在长方形场地及其上空作业，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸。随着我国物流业的迅猛发展,货物运输的日益繁忙,集装箱龙门起重机在港口、码头、货场起着不可替代的作用1。 1.2.2 龙门起重机的分类2： 普通龙门起重机：这种起重机在日常生活中的用途最为广泛，可以搬运各种成件物品以及散状物料，其起重量一般在100吨以下，跨度为435米。其中使用抓斗的普通门起重机工作级别相对较高。水电站龙门起重机:水电站龙门起重机主要用来吊运和启闭闸门,同时也可进行安装作业。起重量可以达80500吨,只是跨度较小,为816米；起升速度普遍较低,为15米/分。这种起重机虽然不是经常使用，但一旦使用起来工作却十分繁重，所以要适当提高工作级别。造船龙门起重机：造船龙门起重机用于船台装拼船身，常常备有两台起重小车来同时装拼：一台有两个主钩，在桥架上的轨道上运行；另一台只有一个主钩和一个副钩，在桥架下的轨道上运行，这样以便翻转和吊装大型的船体分段。这种起重机起重量一般为1001500吨；跨度也很大。可以达185米；起升速度一般为为 215米/分，同时还有0.10.5米/分的微动速度。集装箱龙门起重机：集装箱龙门起重机用于集装箱码头使用。拖挂起重机将船上的集装箱运载桥卸下来，并运到堆场或后方,再由集装箱龙门起重机堆码起来或直接装车运走,可加快集装箱运载桥或其他起重机的周转。可堆放高34层、宽6排的集装箱的堆场，一般用轮胎式,也有用有轨式的。集装箱龙门起重机与集装箱跨车相比，其跨度和门架两侧的高度都较大。为适应港口码头的运输需要，这种起重机的工作级别较高。起升速度为810米/分；跨度根据需要跨越的集装箱排数来决定,最大为60米左右相应于20英尺、30英尺、40英尺长集装箱的起重量分别约为20吨、25吨和30吨2。2 龙门起重机大车机构整体方案设计6 门式起重机(以下简称门机) 属于大型起重设备, 广泛使用在车站、码头、厂矿等露天作业场所, 其大车运行机构用于沿固定轨道在行程长度方向上改变起重机的工作位置。起重机使用的用途和场合不同, 大车运行机构的使用特点也不同。随着国民经济的飞速发展, 新兴行业不断涌现, 对门机的需求量越来越大, 要求越来越高。大车运行机构成为保证起重机整机性能的关键机构。因此, 大车运行机构的参数设计、结构选型格外重要3。2.1 驱动装置的设计 大车运行机构可分为分别驱动和集中驱动。若龙门起重机两边支腿下面的驱动轮分别由独立的驱动装置来驱动，则称为分别驱动；若只由一套驱动装置通过中间传动轴来驱动两边支腿下面的驱动轮，则称为集中驱动。由于集中驱动方式对传动轴力学要求严格，且不利于龙门起重机的启动和制动，故我选择分别驱动。 驱动装置是由电动机、制动器、减速装置和车轮等组成。按照减速方式的不同，驱动装置可以分为：采用立式减速器的驱动装置、采用卧式减速器的驱动装置、采用涡轮减速器的驱动装置等。在此次设计中，我选择采用卧式减速器的驱动装置。此装置的动力源来自于电动机，然后电动机经过卧式减速器、末级开式齿轮传动减速后，带动车轮传动。此驱动装置可以有效的降低减速器的负担，压缩安装空间，使机构更加紧凑。2.2 支承装置的设计 龙门起重机在枕木支承的轨道上运行，其许用轮压为1000020000kg；在混凝土和钢结构支承的轨道上运行的许用轮压为60000kg。当轮压过大时。往往用增加车轮数目的方法来降低车轮的轮压。为使每个车轮的轮压均匀，在结构上采用均衡台车的形式。本文设计的是二轮均衡台车，车轮固定在均衡梁上，且两个车轮距离中间的支撑架距离相等，以保证两个车轮轮压均等。2.3 车轮和轨道的设计2.3.1车轮的选择 车轮是起支承起重机使其沿轨道运行的作用。车轮的轮缘有双轮缘、单轮缘、无轮缘三种。轮缘的作用是导向和防止脱轨。其中大车运行机构采用双轮缘机构。车轮的踏面可制成圆柱形、圆锥形和鼓形。因为我采用的是分别驱动，所以我的车轮选用圆柱形。如图2.1：图2.1车轮参数表表2.1： 单位：mm D B B1 H 600160 110 20同时大车轮距要大于跨度的1/64，本次设计的龙门起重机跨度为26米，所以打车的轮距取5米。 三维设计如图2.2： 图2.22.3.2轨道的选择 龙门起重机大车运行机构的轨道多采用P型与QU型起重机专用钢轨5。为了和车轮相配合，我选用P50型号的轨道。如图2.3： 图2.3 轨道参数表表2.2： 单位：mmhbB1Y1Y2lr15270132718146133 大车运行机构的驱动装置63.1 计算运行静阻力龙门起重机的直线运行静阻力有：摩擦阻力、坡度阻力和风阻力。3.1.1 摩擦阻力 由三部分构成了龙门起重机的直线运行摩擦静阻力：车轮沿轨道滚动摩擦阻力、车轮轴承中的摩擦阻力、附加摩擦阻力。总的摩擦静阻力的计算公式为：P摩=（Q+G）K附（kg） (3.1)式中：Q额定起重量（kg）； G龙门起重机的自重（kg）； D轮车轮直径（cm）；K滚动摩擦系数（cm）；d车轮轴承内径（mm）； 轴承摩擦系数；K附附加阻力系数； 查阅龙门起重机设计手册表89，在选取车轮参数为600mm的前提下，取K=0.06。由于选择滚动轴承且为滚珠式的，查阅表810得=0.015。在车轮参数为600mm的前提下，轴承选择型号为32220的滚动轴承，内径为100mm。查表811得附加阻力系数K附=1.3。 所以，摩擦阻力: P摩=(Q+G)=1842.8 3.1.2坡度阻力 当龙门起重机在有一定坡度的轨道上运行时，须克服相应的坡度阻力。坡度阻力的计算公式为：P坡=（Q+G）K坡 （3.2） 其中K坡为坡道阻力系数，Q为额定起重量，G为龙门起重机自重。 查表812得K坡=0.001. 所以，坡度阻力P坡=（200000+115000）0.001=315。3.1.3货物风载阻力 当龙门起重机在室外工作时，还要考虑其风阻力。计算公式为：P风=q（F起+F货）C（kg） （3.3） 其中，q工作状态下的正常风压，在这里取q=400kg/m2。 F起龙门起重机的迎风面积，包括主桁架、支腿、沿小车方向的风 载等，在这里取F起=480m2。 F货起吊货物的迎风面积，在这里取F货=12m2。 C风载体形系数，取C=0.38。 所以，P风=400（480+12）0.38=74784。 3.1.4 总的运行静阻力 总的运行静阻力P静=P摩+P坡+P风=1842.8+315+74784=76941.83.2 按静功率初选电动机静功率 N静= （3.4）v龙门起重机的运行速度，v=30m/min。m电动机的数目，m=2。运行机构传动效率，取=0.91。所以N静= =20。初选电动机N=K电N静=1.120=22。查询电动机产品目录，选择YZR200L-6型，其参数如表3.1：电机参数表表3.1：型号额定功率转速转子飞轮矩最大扭矩YZR200L-6229646.992.883.3 减速器的选择起重机运输机构的减速器双面受力，而且起制动时惯性矩较大7。3.3.1 定出传动比由电机的转速和龙门起重机的运行速度定出传动比：=60 （3.5） （3.6）n电动机的转速（）；n轮车轮转速（）。3.3.2 减速器的输入功率对于运行机构，减速器的输入功率按启动工况确定：N= （3.7）其中，P惯起重机启动时的惯性力（kg）； P惯=3937.5 （3.8） v龙门起重机的运行速度，v=30m/min。 m减速器的个数； 平启动时的平均加速度（m/s2）。 运行机构传动效率，取=0.91。 N=31.3 根据以上计算，选取减速器的型号为ZQ-850-3，输入减速器的功率为33KW， 许用转速为1000r/min，输出轴上的短暂允许扭矩为11040，输出轴端的最大容许载荷8900，传动比为31.5。 同时选择联轴器的型号为LTZ13，许用转速为1000，公称转矩为16000。3.4 起动时间的验算满载、上坡、逆风时的上坡时间： （3.9）其中，电动机平均启动力矩； 满载时电动机的静力矩； n电动机转速（r/min）； 电动机转子风轮矩； 电动机轴上带制动联轴器的飞轮矩； k 转动件飞轮矩影响系数，换算到电动机轴上时可取=1.1-1.2, 在这里取1.2；其他符号同前。满载运行时电动机的静力矩： （3.11）根据表8-13得。 （3.12）所以 = 4s8-10s3.5电动机的过载能力验算 电机的过载能力的验算，其目的是为了校核电动机是否能克服在室外工作的龙门起重机在工作状态最大风压所引起的载荷，以免工作中发生停车现象。其计算式为： 电动机实际最大力矩（）满载时电动机的静力矩（）；电动机最大力矩倍数； 电动机额定力矩（）； 电动机的个数； 所以= （3.13） ,电机可以用。3.6制动器的选择龙门起重机大车运行机构的制动器是为了保正起重机的安全运行，提高工作效率而设计的一种装置，对于在室外工作的起重机，其制动器的制动力矩应该满足在满载、顺风、及下坡情况下，使起重机停住8，即：（） （3.14）其中，电动机的静力矩； 制动时间（s）；= 65.7故选择制动器的型号为YWZ-200/25，制动轮直径为200mm，推动器型号为YT1-25。3.7打滑验算 为了使起重机运行时可靠的启动或制动，应分别对驱动轮做启动和制动时的打滑验算。起动时要求： （3.15）其中，粘着系数，这里取0.12； 粘着安全系数，可取=1.05-1.2，这里取1.1； 机构在起动时的传动效率； 驱动轮的轮压（）,在这里为4700； 电动机转子飞轮矩之和（)； 电动机上带制动轮联轴器的飞轮矩（）； 其他传动件飞轮矩影响系数，换算到电动机上时可取 =1.1-1.2，在这里取1.1； 验算打滑一侧电动机的平均起动力矩（）; 起重机起重时的平均加速度（）； 式子左边= 式子右边 =式子成立，车轮不打滑。4 运行机构的设计94.1 卧式齿轮的传动设计4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据设计传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。根据机械设计表108查询，选用7级精度。根据机械设计表101可以选择小齿轮的材料为40Cr，大齿轮为45钢，其中40Cr调制处理，硬度为280HBS，45钢调制处理，硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。传动比为1.9，初选小齿轮齿数z1为18，则大齿轮齿数z2为34。4.1.2 按齿面接触强度设计按式，进行计算； （4.1）（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。 2）计算小齿轮传递的转矩 （4.2）3）由表10-7选取齿宽系数=1。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数。 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数，。7）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： （4.3） （4.4）（2）计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中较小的值。 2）计算圆周速度： 3）计算 齿宽。 4）计算齿宽与齿高之比。模数。齿高 。 5）计算载荷系数。 查表10-2得使用系数KA=1，根据v=0.48，7级精度，由图10-8查得 动载荷系数=1.04；直齿轮，;由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，再由查图10-13得;故载荷系数： （4.5） 6）按实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得： （4.6） 7）计算模数。 （4.7）4.1.3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度设计公式为： （4.8）（1） 确定计算参数1） 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限。2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,。3） 计算弯曲疲劳寿命许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4，由式10-12得： （4.9） （4.10） 4）计算载荷系数。 5)查询齿形系数。查得，。 6）查取应力校正系数。查得,。 7）计算大小齿轮的并加以比较。 大齿轮数值大。（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数值为16，则齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度都满足。 则，取18，大齿轮齿数。4.1.4几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径，。（2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度 取。 小齿轮三维图形如图4.1：图4.1 大齿轮三维图形如图4.2：图4.24.2 主动轮轴的设计与计算4.2.1 求出轴上的功率、转速和转矩 取制动器，减速器，联轴器，卧式减速器的总传动效率为10，则。同时主动轮轴的转速和车轮相同为。 则 （4.12）4.2.2 求出作用在齿轮上的力 （4.13） （4.14） 圆周力。径向力。4.2.3 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40，调制处理。根据表15-3，取A0=98，于是得。轴的最小直径是安装轴承的处得直径。取100mm。4.2.4 轴的结构设计 轴的结构设计如图4.3： 图4.3 其中C和D处有一处为危险截面。C处：由支座反力引起的=2139628，由齿轮切向力引起的=7852000。所以总的 （4.15）扭矩 （4.16）利用弯扭合成应力公式校核； （4.17）其中抗弯抗扭截面系数； 前已选定材料为40Cr，调制处理，由表15-1查得=70MPa。因为故安全。4.3 小齿轮轴的设计4.2.1 求出轴上的功率、转速和转矩 取制动器，减速器，联轴器，的总传动效率为，则。同时小齿轮轴的转速为。则 小齿轮轴的传入功率。 电动机的输出功率。 小齿轮轴上的转矩。4.2.2 求出作用在齿轮上的力 (4.18) (4.19)4.2.3 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40，调制处理。根据表15-3，取A0=98，于是得。轴的最小直径是安装小齿轮的处得直径。取90mm。4.3.4 轴的结构设计图4.44.4 从动轮1轴的设计 轴的结构设计：图4.54.5 从动轮2轴的设计 轴的结构设计如下：图4.65 安全技术 正确的润滑能决定起重机各机构的使用寿命，因此润滑技术是起重机维护的重要程序之一。5.1 润滑方式 起重机的主要润滑方式有集中润滑和分散润滑。当起重机的起重量偏大时，采用电动泵开油和手动泵开油的集中润滑。而当龙门起重机的起重量是中小吨位时大多采用分散润滑。润滑的时候用油杯或油枪对润滑点分别滴油6。本设计采用分散润滑。5.2 润滑油料 锭子、齿轮油、变压器油是龙门起重机最常用的轮滑油11。齿轮油中含有较多的角质和沥青质，粘度较大。锭子油和变压油则相反，其中所含有的角质和沥青质比较少，所以锭子油和变压油的粘度小，且流速性好。 龙门起重机常用的润滑脂包括：复合铝基润滑脂、钙基润滑脂、工业锂基润滑脂等。我们应该根据不同的部件和使用条件，相对适时的选用润滑脂和润滑时间，这样可以保证龙门起重机大车机构安全有效地运行。我这里设计的是卧式减速器，选用飞溅润滑12。 6 结 论 本次计的任务是设计龙门起重机的大车运行机构，通过对驱动装置以及运行机构的设计，这其中包括了电动机、制动器、减速器、联轴器等的选择和卧式传动齿轮、轴的设计与校核，我对龙门起重机的大车运行机构有了充分的了解。并且所选择和设计的内容都满足相关规定和要求，本次设计达到了设计初期的目的。 世界上发达的工业国家已经进入新的技术革命时代，在那些国家出现了大量的新技术，使企业向分散化、专业化、小型化方向发展15。而我国，现阶段还处在设计、生产周期化阶段，发明创造能力远低于发达国家，落后发达国家20年之久16。所以，我们必须调整生产结构，企业管理秩序，努力把我们的企业改革成独立的专业化工厂。 7 参 考 文 献1袁玫. 集装箱龙门起重机大车走行机构的设计计算M.铁道标准设计，2005（5）：117-119.23胡斌仁. 门式起重机大车运行机构典型结构分析J.起重机运输机械，2010（4）：34-35.4穆祥贞，白广利，刘广东等.龙门起重机的设计J.机械工程师2009（7）：143-144.5徐格宁，张维平. K-10000 塔式起重机大车轨道强度及轨枕间距计算J.起重机运输机械，2001（9）:6-8.6张质文，起重机设计手册M北京，中国铁路出版社，1998.7胡天明.30/10t龙门起重机减速器的设计M.建设机械技术与管理，2007,11:107-108.8谢合岭，郑树民. 门式起重机大车运行制动方案的改进J.起重机运输机械，1995,02:11-13.9濮良贵，纪名刚.齿轮传动M.机械设计，2009,05:186-213，360-385.10王勇兵.U型龙门起重机大车减速高速轴的改进J.起重机运输机械，2004,01:62.11 郭建农. 四轨龙门起重机大车运行机构的改进设计J.起重机运输机械，2000（7）：35.12 梁俊杰. 桥( 门) 式起重机金属结构接地存在的问题J.起重机运输机械，2007（5）：68-69.13穆祥贞，白广利，刘广东等.龙门起重机的设计J.机械工程师2009（7）：143-144.14 15 Mohd Ashraf Ahmad. Active Sway Suppression Techniques of a Gantry Crane SystemJ. Active Sway Suppression Techniques of a Gantry Crane System，2009（3）：322-333.16 V.A. Kopnov. Fatigue life prediction of the metalwork of a travelling gantry craneJ. Eknteriuburg，2010（2）:12-25.- 22 -