PPY多层平面移动立体车库设计计算书知识讲解.docx
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PPY多层平面移动立体车库设计计算书知识讲解
PPY多层平面移动立体车库
设计计算书
设计计算
电气设计
校核
杭州福瑞科技有限公司
2014年12月
第一部分机构设计计算
一、提升速度及电机选型设计计算
二、链条的选用及校核
三、主轴的设计计算
四、行走速度及行走电机选型
五、行走传动轴的设计计算
六、横移速度及横移电机选型
第二部分结构设计计算
一、计算荷载分析
二、立柱设计计算
三、横梁(轨道梁)设计计算
四、立柱与横梁螺栓连接设计计算
五、焊缝连接设计
第三部分电气设计说明
PPY多层平面移动立体车库设计计算书
多层平面移动立体车库为平面移动类停车设备。
工作原理为多层车台使用提升电机工作,升降载车板及车辆至停车层,经行走电机行走台车,通过横移动作横移至停车位。
通过电控程序的合理设定,达到自动存取车的目的,使有限的停车空间可倍数停放车辆。
第一部分机构设计计算
一、提升速度及电机选型设计计算
1、提升载荷条件说明
(1)载车板自重G1:
1800kg载车重G2:
2300kg
配重G3:
3000kg提升链条重G4:
600kg
(2)空载时:
W空=3000-1800+600=1800kg
重载时:
W重=2300+1800-3000+600=1700kg
(3)在空载时提升承受最大载荷,按空载时设计计算提升电机
2、选用传动系统说明
3、提升电机采用SEW减速电机
拟选用行走电机型号:
K97DV160M4
规格:
AC380V,50Hz,11kW;
输出轴转速(n):
52r/min;
输出轴额定扭距:
2040Nm;
4、电机、传动链轮:
直径φ152.71mm齿数Z=15节距P=31.75mm
5、主轴上提升链轮:
直径φ152.71mm齿数Z=15节距P=31.75mm
提升速度:
V=ZNP/60/1000
=15*65×31.75/60/1000≈0.516m/s=31.16m/min
提升电机扭力及功率校核
提升重量W=1900Kg
(1)提升电机扭距校核:
主轴所承受的扭距
M=Fr=1900×9.8*(152.71/2/1000)/2≈1422.6Nm
M小于电机的额定扭距为2040Nm,所以符合要求。
(2)提升电机功率校核:
提升所需要功率为:
P静=FV=1900×9.8*0.413÷1000≈7.6kw
传动系统效率η=0.85
P计算=P静/η≈9.02kw
因为电机的额定功率为11kw,大于P计算,所以符合要求。
二、链条的选用及校核
选用双排链20AGB/T1243-2006;查机械设计手册:
双排链20A抗拉强度:
Fu=174kN
车载板自重:
G1=1800kg;车重:
G2=2300kg;配重:
G3=3000kg
提升速度:
V=0.413m/s
车载板吊挂方式:
采用四点吊挂,倍率1
每一吊点采用一根双排链吊;
每一吊点有一根20A双排链吊挂,汽车重量采用6:
4分配;
则,每根双排链所受的静载为:
F静=G1/4+0.6*G2/2+G3/4=1890*9.8=18.522kN
根据GB/T17907,链条安全系数为:
[S]≥6(V<1m/s时);
链条实际安全系数为:
S=Fu/F静
=174/18.522≈9.39≥[S]
符合准无人式停车设备6倍系数。
三、主轴的设计计算
1、主轴轴径计算
已知主轴所需传递扭矩:
T=1422.6Nm=1422600Nmm
查机械设计手册实心轴直径按转矩计算公式为:
d≥(5T/[τ])1/3
主轴材料45钢调质:
[τ]为30~40N/mm2取[τ]=40代入公式
d≥(5T/[τ])1/3=(5*1422600/40)1/3=55.1mm
截面有一键槽增大4%~5%d≥55.1*(100+4)%=57.3mm
整零后d=60mm
2、主轴强度安全系数校核
查机械设计手册第5版
S=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2≥[S]
Sσ=σ-1/﹛﹙Kσ/β/εσ)σα+Ψσσm﹜
Sτ=τ-1/﹛﹙Kτ/β/ετ)τα+Ψττm﹜
经受力分析:
σα=M/Wσm=0τα=τm=T/2Wp
M=FL=5238*0.0863=452.04Nm
受力分析图如下
86.3mm
960mm
F=5238N
T
M
查机械设计手册第5版并代入公式
σα=M/W=452.04/18.26=24.76MPa
τα=τm=T/2Wp=1496.56/39.47=18.96MPa
Sσ=270*106/﹛﹙1.97/0.92/0.81)*24.76*106+0﹜=4.125
Sτ=155*106/﹛﹙1.51/0.92/0.76)*18.96*106+0.21*18.96*106﹜=3.45
S=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=4.125*3.45/(4.1252+3.452)1/2=2.646
查机械设计手册:
[S]=1.3~2.5
S≥[S],主轴强度安全系数满足要求
四、行走速度及行走电机选型
1、台车自重:
1200kg载车重:
2300kg
行走滚轮:
φ130mm
2、拟选用行走电机型号:
S57DT80N4
规格:
AC380V,50Hz,2.2kW;
输出轴转速(n):
154r/min;
输出轴额定扭距:
123Nm;
3、
(1)行走速度:
V=154*π*130/1000≈62.86m/min
(2)行走所需扭矩:
行走时滚轮和导轨间的滚动摩擦扭矩M1(摩擦副材料为尼龙和钢)
M1=NK=(1200+2300)*9.8*2=68600Nmm=68.6Nm
滑动轴承(轴径φ50)mm的摩擦转矩T,摩擦因数u=0.02
T=FQd/2*﹛u/(1+u2)1/2﹜
=(1200+2300)*9.8*0.05/2*﹛0.02/(1+0.022)1/2﹜≈17.15Nm
行走所需扭矩M=(M1+T)/0.85≈100.88Nm
输出轴额定扭距124Nm大于所需扭矩100.88Nm,满足要求
(3)行走所需功率:
行走滚动摩擦所需电机功率:
P1=FV=M1/R*V=68.6/0.065*62.86/60/1000≈1.105KW
滑动轴承(轴径φ50)mm的摩擦损耗所需功率:
P2=FQπdn*﹛u/(1+u2)1/2﹜
=3.5*9.8*3.14*0.05*154/60*﹛0.02/(1+0.022)1/2﹜≈0.276KW
行走所需电机功率P=(P1+P2)/0.85≈1.626KW
选用电机功率2.2KW大于行走所需功率1.626KW,满足要求
五、行走传动轴的设计计算
1、传动轴轴径计算
已知主轴所需传递扭矩:
T=100.88Nm=100880Nmm
查机械设计手册实心轴直径按转矩计算公式为:
d≥(5T/[τ])1/3
主轴材料45钢:
[τ]为30~40N/mm2取[τ]=30代入公式
d≥(5T/[τ])1/3=(5*100880/30)1/3=25.62mm
截面有一键槽增大4%~5%d≥25.62*(100+5)%=26.9mm
取d1=30mm(无键槽)d2=35mmd3=40mm(无键槽)
2、主轴强度安全系数校核
查机械设计手册第5版
S=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2≥[S]
Sσ=σ-1/﹛﹙Kσ/β/εσ)σα+Ψσσm﹜
Sτ=τ-1/﹛﹙Kτ/β/ετ)τα+Ψττm﹜
经受力分析,危险截面在d3=40mm处;
且σα=M/Wσm=0τα=τm=T/2Wp
M=FL=5716.67*0.08=457.33Nm
受力分析图如下
查机械设计手册第5版并代入公式
σα=M/W=457.33/6.283=72.79MPa
τα=τm=T/2Wp=100.88/25.123=4.02MPa
Sσ=270*106/﹛﹙1.92/0.92/0.88)*72.79*106+0﹜=1.56
Sτ=155*106/﹛﹙1.58/0.92/0.81)*4.02*106+0.21*4.02*106﹜=16.55
S=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=1.56*16.55/(1.562+16.552)1/2=1.55
查机械设计手册:
[S]=1.3~2.5
S≥[S],主轴强度安全系数满足要求
六、横移速度及横移电机选型
拟横移电机选用型号:
JNAP-22DX1HP
规格:
AC380V,50Hz,0.75kW;
输出轴转速n:
95r/min;
输出轴额定扭距:
67Nm;
横移主动链轮:
直径φ45.08mm齿数Z=11节距P=12.7mm
横移被动链轮:
直径φ45.08mm齿数Z=11节距P=12.7mm
横移滚筒:
φ48mm
载车重G2:
2300kg
(1)横移框横移速度
V=95xπx0.048≈14.3m/min
(2)横移框所需扭矩(车载重量按6:
4)
滑动轴承(轴径φ24)mm的摩擦转矩T,摩擦因数取u=0.15
T摩=FQd/2*﹛u/(1+u2)1/2﹜
=2300*9.8*0.024/2*﹛0.15/(1+0.152)1/2﹜≈40.12Nm
查机械设计手册:
滚子链传动效率η1=0.96,联轴器效率η2=0.995,输送滚筒效率η3=0.96;
经受力分析,横移时在T1、T2、T3、T4位置所需扭矩为最大
T1=T摩*0.6/2/(η1η2η3)=40.12*0.6/2/(0.96*0.995*0.96)=13.13Nm
T2=T摩*0.6/2/(η115η2η3)=40.12*0.6/2/(0.9615*0.995*0.96)=22.7Nm
T3=T摩*0.4/2/(η1η2η3)=40.12*0.4/2/(0.96*0.995*0.96)=8.75Nm
T4=T摩*0.4/2/(η115η2η3)=53*0.4/2/(0.9615*0.995*0.96)=15.5Nm
横移所需扭矩Tmax=T1+T2+T3+T4≈60.1Nm
输出轴额定扭距67Nm大于所需扭矩60.1Nm,满足要求
(3)横移框所需电机功率
P=TN/9550=60.1*95/9550≈0.6kW
已知选用电机功率为0.75kW大于所需功率0.6kW符合要求。
第二部分结构设计计算
一、计算荷载分析
1、结构及载车机构自重
一组结构停车设备的重量约36吨。
2、载车重量
每辆车重2300kg
3、风载荷计算与分配
根据GB3811,风载荷PW的计算公式为:
PW=CKhqA
C—风力系数;
Kh—风压高度变化系数;
q—计算风压,N/M2
A起重机或物品垂直于风向的迎风面积,M2
对型钢制成的平面桁架(充实率0.3—0.6)其风力系数C:
C=1.6
风压高度变化系数Kh:
考虑当地为内陆地区,则和高度变化的对应关系为:
Kh=(h/10)0.3=1.25
计算风压q,按照GB3811
非工作状态计算风压(沿海)qⅢ=600-1000N/M2取qⅢ=1000N/M2
工作状态计算风压qⅡ=250N/M2
说明:
风载计算中,考虑上部车辆的挡风面积,最大挡风高度按21290mm取值。
起重机或物品垂直于风向的迎风面积A按垂直面算(见上图)
对二片并列等高的型式相同的结构
迎风面积A=A1+ηA2
A1=A2=Ψ1AL
Ψ1=0.3-0.6取Ψ1=0.6
AL=H*L =16.2*5.64 =92m2
η-两片相邻桁架结构前片对后片的挡风折减系数
根据间隔比a/h=3.03,查表得η=0.1
则迎风面积A=A1+ηA2
=(0.6+0.1*0.6)*92=60.72m2
下面计算风载荷PW
非工作状态下的风载荷PW1=1.6*1.25*1000*60.72=119.4*103N
工作状态下的风载荷PW2=1.6*1.25*250*60.72=29.6*103N
4、动载荷影响分析
车库运行中存在以下动载:
(1)横向平移起、制动惯性载荷,在结构上部为桁架支撑,此项动载远小于由风载荷引起的水平横向载荷,故忽略不再计算.
(2)横向平移因轨道间隙引起的冲击动载,影响甚微,忽略
(3)由突然起升或下降制动引起的冲击动载,动载系数1.1。
由于此项动载是一辆车及载车台的动负荷,主要影响活动车架及横梁的载荷,对于立柱受力可忽略。
二、立柱设计计算
1、立柱受力分析
本设备的立柱总共有四支,左、右各二支,,由力学分析可知:
中间的二支立柱受力最大,由于各立柱截面及外形尺寸相同,故只计算中间立柱底板的强度。
中间2根立柱承受设备自重和载车重量的1/2,也承受风载的1/2。
工作状态下,中间单立柱承受的最大轴力
N=N自重/4+N载车/2+(PW2*5.5/2)/5.55/2
N=36000/4*9.8+2300*9/2*9.8+29.6*103*5.5/(2*2*5.55)=254791N
=25101.1kgf
在非工作状态下,中间单立柱承受的最大轴力
N=36000/4*9.8+158.4*103*5.5/(2*2*5.55)=127443N=13004.4kgf
按工作状态下进行校核。
2、立柱底板之强度:
立柱底板采用厚度30毫米的Q235热轧钢板焊接而成,外形尺寸为500mm*500mm*30mm,可近似认为立柱底板为受等分布负荷之平面板,
根据GB3811—83,对Q235钢材,其σs=235Mpa,σb=390MPa
σs/σb=235/390=0.6〈0.7
对立柱底板,主要承受压应力,因此这里仅计算其端面承压许用应力[σcd]I:
[σcd]I=1.5[σ]I=σs=235MPa=2350KG/CM2
现在计算立柱底的实际承压应力σ=F/S
中间单只底板承重F=24351.1kgf。
底板面积S为:
S=50*50=2500CM2
那么σ=F/S=26101.1/2500=10.44KG/CM2=1.04MPa
σ﹤[σcd]I,立柱底板的实际承压应力σ符合规范要求。
对底板再进行局部压应力计算,设载荷偏向全部作用在240*240的单翼上
σm=F/(t*c)
t—板厚,t=30MM
c—集中负荷分布长度c=240MM
σm=F/(t*c)=26101.1*9.8/(30*240)=35.14Mpa
σm﹤[σcd]I立柱底板局部压应力σm,也符合规范要求
3、立柱强度计算:
选用立柱为200*200*8方管(见下图)
截面为200*200*8,其截面积S为:
S=61.44cm2
W=378.14cm3
立柱所受最大力F与立柱底板相同,F=255791N。
立柱受压强度σ:
σN=F/S=255791/61.44*102≈41.63Mpa
M风载=PW2/2×H/8=39.6*103×19.5/16≈48.3×103Nm
M车载=Mmax×2=7210.8*2Nm≈14.42×103Nm
σ车载=M车载/W=(14.42×103)/378.14≈38.1Mpa取σN
立柱受压受弯的强度和
σ=M风载/W+σN
=(48.3×103)/378.14+41.6≈127.73+41.6=169.3Mpa
对Q235200*200*8方管,其σs=235Mpa,根据GB3811,
拉伸、压缩、弯曲许用应力[σ]I为:
[σ]I=σs/1.3=180.8MPa
立柱实际承受应力在标准规定的许用应力内,故设计符合要求。
三、横梁(轨道梁)设计计算
1、横梁(轨道梁)强度校核
轨道梁选用125*125*6.5*9型钢,根据受力分析,其最大弯曲力矩在单跨中点处,由于各跨受力相等,故仅对一处进行弯曲强度设计和校核。
现在计算A处的实际最大弯曲应力σ:
σ=︱M︱max/W
对125*125*6.5*9型钢的截面系数计算为W≈131.14cm3
横梁选用200*100*5.5*8号H钢,截面系数为W≈323.63cm3,经分析受力最大处、跨度最大处与轨道梁相同,并且截面系数比轨道梁大,故只设计和校核轨道梁;
最大弯矩︱M︱max在单跨中点处,承载1辆车,动载系数1.1。
F=(1.1*2.3+0.5+1.2)*1000/2*9.8+210*9.8=22785N
经受力分析:
承载最大时FS=12258N
L=5640mm=5.64mL1=L2=1545mm=1.545mL3=2550mm=2.55m
︱M︱max=Fs*L/4=12258*5.64/4≈17283.8NM
计算其实际最大弯曲应力:
σ=︱M︱max/Wz=17283.8/131.14≈131.8MPa
此处[σ]=σs/1.3=180.8Mpa,显然故横梁强度符合要求。
2、横梁(轨道梁)刚度校核
根据标准,当满载小车位于跨中时,主横梁垂直静挠度YL应满足下述要求:
YL≤L/700,其中L为起重机跨度。
这里水平横梁为YL最大处其跨度L=5640mm
则许用挠度为5640/700=8.05mm
下面计算实际度挠度YL
实际挠度YL=-(F*X3*X3)/(3*E*IZL3)
E—材料的弹性模量,Q235为E=206*103MPa
IZ--材料的截面惯性矩
对125*125*6.5*9型钢的梁惯性矩Iz=824.77*104mm4
实际挠度YL=-(12258*28203*28203)/(3*206*103*824.8*104*56403)=-8mm
由于实际挠度YL≤许用挠度[YL]=8.05mm
所以结构件刚性校核合乎要求。
四、立柱与横梁螺栓连接设计计算
立柱与横梁连接为:
螺栓GB/T5782-2000M12*45,性能等级8.8级。
多层平面移动立柱与横梁的连接在重载时载荷相同,载荷分别有受轴向载荷紧螺栓连接8颗,受横向载荷紧螺栓连接4颗,且每组螺栓的每颗螺栓可视为所受力均匀分布。
受轴向载荷紧螺栓连接8颗为:
螺栓GB/T5780-2000M12*45,性能等级4.8级。
受横向载荷紧螺栓连接4颗为:
螺栓GB/T5780-2000M12*45,性能等级8.8级。
重载时12颗螺栓所受总载荷F总=6860+544=7404N
经连接板所能承受载荷分析:
受轴向载荷受1178N和横向载荷6226N分布,受轴向载荷的平均每颗螺栓载荷为:
F轴=1178/8=147.25N;受横向载荷的平均每颗螺栓载荷为:
F横=6226/4=1556.5N
1、受轴向载荷紧螺栓连接计算公式为:
σ=1.3F轴/(π/4*d12)≤[σ]
σ=1.3*147.25/(π/4*10.1062)=2.39MPa
查机械设计手册第五板[σ]=σS/SS=320/3=106.67MPa
M12螺栓[σ]≥σ故符合要求。
2、受横向载荷紧螺栓连接计算公式为:
σ=1.3FP/(π/4*d12)≤[σ]
其中FP=KfF横/(mf)=1.2*1556.5/(1*0.16)=11673.75N
σ=1.3*11673.75/(π/4*10.1062)=189.2MPa
查机械设计手册第五板[σ]=σS/SS=640/3=213.33MPa
M12螺栓[σ]≥σ故符合要求
五、焊接连接计算
当焊缝承受复合应力时,对接焊缝的强度σH按下式计算:
σH=(σ2+2τ2)1/2≤[σH]
[σH]--焊缝的许用应力(见下表)
焊缝的许用应力
焊缝种类
应力种类
符号
用普通方法检查的手工焊
自动焊、精确方法检查的手工焊
对接
拉伸、压缩应力
[σH]
0.8[σ]
[σ]
对接及贴角焊缝
剪切应力
[τH]
0.8[σ]/
[σ]/
表中[σ]为结构件材料的基本许用应力。
这里Q235钢板σs/σb<0.7,则:
拉伸、压缩、弯曲许用应力[σ]I为:
[σ]I=σs/1.5
剪切许用应力[τ]I为:
[τ]I=[σ]I/
端面承压许用应力[σcd]I为:
[σcd]I=1.5[σ]I
下面计算焊接应力,中间立柱的固定架受力最大,其筋板处为双面连续焊(见下图),
承受纵向剪力,根据前面
(二)的计算,
剪应力τ=F/A
剪力大小F为:
F=钢构分摊重量+车辆分摊重量=(29000/4+2300*9/4)/2=6987.5*9.8=68477.5N
受剪面的面积A为:
A=B*H*2
B—焊缝长度B=200+110=330MM
H—焊缝高度
查表得对10MM厚钢板焊缝高度H=4—6MM,取H=4MM
A=2*330*4=2640MM2
剪应力τ=F/A=68477.5/2640=25.94Mpa
剪切基本许用应力[τ]I为:
[τ]I=[σ]I/31/2=σs/1.5/31/2=235/1.5/31/2=90.5Mpa
焊缝的许用剪切应力[τH]=0.8[τ]I/21/2=0.8*90.5/1.414=51.2Mpa
焊缝的剪应力τ小于焊缝的许用剪切应力[τH]且倍率为51.2/25.94=1.97
故焊缝校核合乎要求。
第三部分电气设计说明
一、电气概述
为保障PSH升降横移立体停车设备的安全稳定运行,本产品电气设计遵循的规范如下:
《通用用电设备配电设计规范GB50055—93》
《爆炸和火灾危险环境电力装置设计规范GB50058-92》
《建设工程施工现场供用电安全规范GB50194-93》
《电力工程电缆设计规范GB50217-94》
《地下建筑照明设计标准CECS45∶92》
二、系统设计的主要内容
(1)控制系统设计的技术条件:
为节约系统元件,系统在同一时刻所有电机只能做一方向转动。
(2)电动机:
提升电机采用SEW公司电机和减速机:
K97DV160M4;行走采用SEW公司电机和减速机:
S57DT80N4;横移采用仲益公司电机和减速机JNAP-22DX1HP。
(3)PLC的型号:
采用三菱FX1N-60MR,外加FX0N-8ERY;
(4)PLC的输入采用矩阵输入方式,这样可以比较大的节约PLC输入点数,减少外部器件,保障系统的可靠性;
(5)系统按标准设置了相序、过热、过流保护;
(6)人机界面的设计:
面板上设置有:
电源、运行、故障指示灯。
按键包括左移、右移,上翻滚,下翻滚,确认,复位灯,另有急停和运行开关。
电气系统设计包括:
动力系统、控制系统、安全防护系统、照明系统、防雷接地系统等
动力系统:
本设备采用主要负荷有:
升降电机共2台15KW;行走电机2.2KW,共9台;横移电机0.75KW,共190台;根据产品的运行模式,同时运行的负荷为33.7KW,即产品作升降操作时为产品的最大
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- 关 键 词:
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