1、YZ125/32t鑄造起重機設計計算書 河南省新科起重機有限公司 YZ125/32t-19m A7鑄造起重機設計計算書編制： 審核： 批準： YZ125/3219m A7主起升機構采用行星三減速器方案，橋架采用二梁二軌結構。1. 主要性能參數：a. 額定起重量： 125/32tb. 工作級別： A7c. 跨度： 19md. 引入電源： 380V 50HZ，三相交流e. 起重機輪壓： 672KNf. 最大起升高度： 24/28mg. 額定主起升速度： 0.77m/min h. 額定付起升速度： 9.7m/min i. 小車運行速度： 34.8m/min j. 大車運行速度： 77.5m/min

2、本計算書針對鑄造起重機最關鍵部位進行設計、計算和校核。主要分主小車的設計與計算、副小車的設計與計算、大車運行電機選擇及鋼結構部分強度計算與校核四大部分。一、小車的設計與計算已知數據：起重量Q=125t,起升高度H=24m.起升速度：V=0.77m/min,付起升速度：V=9.7m/min,小車運行速度V=34.8m/min,工作級別為M7。機構接電持續率JC=60%，小車質量約為G0=79412kg，吊鉤梁裝配約重G1=13226Kg.1. 確定起升機構傳動方案,選擇定滑輪組和動滑組.按照布置緊湊的原則,決定采用圖1方案,按Q=125t取滑輪組倍率a=6, 承載繩分支數:z=2×2&

3、#215;6，滑輪組采用滾動軸承,當a=6,得滑輪組效率取n=0.985.圖1小車布置圖2.鋼絲繩型號的確定及所受最大拉力的計算Smax=(Q+G1)/Zn=9068kg=88.87kN鋼絲繩破斷拉力Sb.Sb.=n×Smax=7×88.87=622.09KN.特重級工作類型（工作級別M7）時安全系數n=7.故，選用瓦林吞型鋼芯右交互捻鋼絲繩，NAT6×19W+IWR。鋼絲公稱抗拉強度1770MPa,直徑d=36mm，鋼絲繩最小破短拉力（Sb）=761KN.標記如下：鋼絲繩28NAT6×19W+IWR1770ZS3.滑輪組主要尺寸的確定 滑輪的最小直徑：

4、Dd(e-1)=28×(25-1)=672mm故平衡滑輪直徑取底槽D1=500，動滑輪底槽直徑取D2=580mm，滑輪軸徑取200mm。4.卷筒組規格型號的確定 D=1250mm，卷筒繩槽尺寸由鋼絲繩直徑決定取槽距P=30mm 卷筒尺寸L0=2（Ha/D+Z0+4）P+l1+l2=4960mm取L0=5000mm。式中，Z0附加安全圈，取Z0=3L1卷槽不切槽部分長度。D0卷筒計算直徑D0=D+d=1306mm鑒于鑄造起重機特殊要求，卷筒壁厚=0.02D+（25-30）=50-55mm 取=52.5mm。1) 卷筒壁壓應力驗算ymax=SMAX/×P=88.87×

5、103/60×30=44MPa 卷筒材質選用Q345B，最小抗拉強度b=235MPa,許用壓應力y=b/n1=157MPaymax<y,故抗壓強度足夠。2) 卷筒拉應力驗算彎矩產生的拉應力，由卷筒彎矩如圖示2： 圖 2 卷筒彎矩圖 卷筒的最大彎矩發生在鋼絲繩位于卷筒中間時：MW=SMAX1=SMAX（L-L2-L1/2）=4.345×108Nmm卷筒斷面系數:W=0.1×(DMAX4-Di4)/D=6.311×107mm3式中：D卷筒外徑，DMAX=1250mmDi卷筒內徑，Di=D-2=1145mm 于是L=MW/W=6.88MPa合成應力: L

6、=L+LLymax/y =6.88+12.3=14.66 MPa式中許用拉應力L=b/n2=69 MPa所以L<L，卷筒強度驗算合格。故選定卷筒直徑D=1250mm,長度L=5000mm.卷筒槽形的槽底半徑r=15mm,槽距t=30mm,起升高度H=24m,倍率a =6,靠近減速器一端的卷筒槽向為左旋卷筒:1250×5000-15×30-24×6 左ZBJ8007-2-875.主起升電動機的選擇初選電動機YZR355L2-10/110KW n=591r/min.1) 起升速度的確定V=Djsn/ai式中： Djs卷筒直徑+鋼絲繩直徑=1250+28=1278

7、mm=1.278ma滑輪倍率 a=6 i- 減速機速比 i=56.38n-電機轉速 n=591r/min代入數據得：V=7m/min 該機構為變頻調速控制方式,調速比1:10,故V=0.7-7m/min2) 起升電機靜功率的計算Nj=(Q+G1)V/6120=206.3kw, 起升機構的效率取=0.9NJ/=NJ/n=103.15kwn-電機的個數，取n=23) 驗算電機發熱條件按照等效功率法：Ne25Nj/.電機在25%時額定功率Ne25與機構在一個循環中的工作部分的等效功率Ndx的比值，本機M7工作制=Ne25/Ndx=1.5啟動時間tq與平均工作時間tg的比值，tq=2s,tg=3s,

8、2/3故E25=1.5×2/3×103.1=103.1kw, Ne40=110kw時，即電動機YZR355L1-10/110KW n=591r/min滿足工作要求。 6運行電機的選擇1) 摩擦阻力pm=(2u+d.f)(Qq+G0G1)×kf/D, 式中Qq-起升載荷，取值為125tG0-起重機或小車的自重，取值為66tG1-吊鉤等裝配的重量，取值13.2tu-滾動摩擦力臂，取u=0.07f-為滾動軸承摩擦系數，取f=0.02D-車輪直徑，取D=70cmd-車輪軸承內徑，取d=17cmkf-考慮車輪輪緣與軌道摩擦的系數，取kf=1.8代入數據得pm=1995.3k

9、g.2) 坡度阻力：P坡=(Qq+G0+G1).Kp,Kp自然坡度系數，取Kp=0.002,Pp=408.4kg.3) 運行總阻力：P=Pm+P坡=2403.7kg.4) 滿載運行時的靜功率：Nj=PV/6120m,V=34.8m/min,m-電機的個數，取m=2,機械效率，=0.9代入數據 Nj=7.59kw5) 考慮由于起加速度過程慣性力的影響，故電機功率N=Nj.Kg=7.59×1.1=8.349,其中Kg為慣性力影響系數，查表取Kg=1.1選電機YZR200L8/15kw，n=712r/min，（JC=40%,2臺），滿足使用要求。二、 副起升的設計與計算 以驗算32t起升機

10、構為例。取滑輪組倍率a=4，承載繩分支數：Z=2×4，機械效率取值為0.985，2.鋼絲繩型號的確定Smax=Q/Zm=8248.7kg=39.8kN鋼絲繩計算破斷拉力Sb =n×Smax=6×39.8=238.8KN，工作級別為M6，安全系數為n=6預選用瓦林吞型鋼芯鋼絲繩NAT6×19W+IWR鋼絲公稱抗拉強度1770MPa，直徑d=22mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=304KN.標記如下：鋼絲繩22NAT6×19W+IWR17703.卷筒型號的確定 1)卷筒長度的確定：選用D=650mm，卷筒槽距P=24mm，卷筒尺寸：L=2Hi/(D0+

11、d)Z0+3P+l1L1卷槽不切槽部分長度，取L1=250L/=2870mm，圓整得L2900mm。鑒于鑄造起重機特殊要求， 卷筒壁厚：=0.02D+（2025）=0.02×650+（2025）=3338mm，取=37mm， 2)卷筒壁壓應力驗算ymax=Smax /×P=39.8/37×24=25.82MPa卷筒材質選用Q345B，最小抗拉強度b=345MPa，則許用壓應力y=b/n1=345/1.5=230MPa，ymaxy，故強度足夠。又因L3D，彎曲和扭轉發合成應力不大于壓應力，無需進行驗算。故32t起升卷筒型號為650×2800-28×

12、;24 4起升電機的選擇1).起升電機靜功率的計算Ng=K×（Q×V）/6120×=61.9kw初選電機YZR315M-10/75kw 2).驗算電機發熱條件Ne25Nj，Ne25=61.9kwNj=1.5×2/3×61.9=61.9KW故Ne25Nj，滿足生產要求。 三大車運行電機選擇 起重機總重為G=186.589t，載荷總重為Q=125+79.412=204.412t，v=715m/min， 1運行時摩擦阻力計算： Pm=（Q+G）（2u-df）kf/D=608960kg，Pm=184.3kg式中,D=80cm，d=17cm，u=0.05

13、，f=0.02，Kf=1.5， 2坡度阻力：PP=KP（Q+G）=408.8kg，式中KP=0.002， 3總阻力：P總=Pm+P坡=6907.9+1417=593.1kg， 4. 載運行時的靜功率： Nj=P總V/6120m， 式中 m電機個數，m=4，=0.9 Nj=593.1×77.5/6120×0.9×4=13.2kw，電機型號的確定：N=KNj，式中K慣性力影響系數，查設計手冊得K=1.6，故N=1.6×13.2=21.12。選電機YZR225M-8/22KW，n=715r/min，（JC40%）滿足使用要求。四鋼結構強度計算與校核 主要對主梁

14、以及端梁強度的計算與校核1.主梁強度計算結構形式采用偏軌，寬箱型，材料選用Q345B，由于小車垂直作用在主腹板上，所以該主梁受彎曲和扭轉共同作用。主梁在垂直輪壓作用下，使截面產生彎曲應力（正應力和剪應力）在扭轉作用下，截面產生約束扭轉正和約束扭轉應力 主梁截面圖 端梁截面圖 圖 4 初定主主梁和端梁截面如圖4： Ix主=1.09×1011mm4Iy主=5.66×1010mm4Wx主=8.71×107mm3WY主=5.58×107mm4Ix端=7.7×109mm4Iy端=2.9×109mm4Wx端=1.54×107mm3Wy端

15、=1×107mm3主主梁的強度按第II類載荷組合進行1).彎曲應力主梁的垂直方向的彎曲應力按簡支梁計算,水平方向的彎曲應力按框架計算,見簡圖5. a)主主梁垂直受力計算模型 b) 主主梁水平剛架計算模型 圖5主梁計算簡主主梁垂直方向跨中彎矩為: Mv =0.25iPG小車L+iQl2/8+0.252PQL+0.5iPG司(1-a) 式中:PG小車小車自重載荷,取PG小車=7.78×105NPG司司機室自重載荷,取PG司=1.5×104PQ起升載荷,取PQ =1.225×106N i運行沖擊系數4 =1.2 2起升載荷動系數,取2=1-3q主梁均布自重,取

16、q=13.3N/mma司機室距端部距離,取a=1100mm 代入數據MV=1.165×1010N/mm 由大車水平慣性力P大慣和橋架慣性力q慣引起的跨中水平彎矩: MH=P大慣L/4(1-L/2r)+q慣L2 (3-2L/r) 式中: r=L+2/3(L1-C/B)I1/I2 C大車車輪中心至主梁軌道中心 ,C=100mm B大車輪距,B=6900mm I1主主梁水平方向慣性矩. I1=Iy主5.66×1010mm4I2端梁水平方向慣性矩. I2=Iy端=2.9×109mm4 r=18306.8mm P大慣=1/20P=2.25×104N q慣=1/20

17、q=0.665N/mm P1一根主主梁小車總輪壓, P1=(PG小車+PQ)/2=1.0×106N MH=3.418×108N/mm 跨中截面最大彎曲正應力: w=MV/WX+MH/WY 代入數據; w=56.9+3.6=60.5MPa2).約束扭轉應力主主梁在垂直載荷和水平載荷作用下,承受的扭轉為:MN= MNV+MNH如圖6,在載重小車作用下的受力簡圖,O點是主梁截面彎心,將主梁上的偏心外力i, G小車和2PQ轉化到截面彎心上,可得扭矩:MNV=iPG小車(B1+e)+ 2PQ(B2+e) 式中: B1小車重心至軌道中心之間距離B1=2850mm B2吊鉤中心至軌道中心

18、之間距離B2=1600mm. e主梁彎心至軌道中心之間距離e=B01/(1+2)=704mm MNV=6.428×109N/mm 圖6主主梁扭距計算簡圖在偏水平載荷作用下引起扭距MNH: MNH=P1e=1×106×704=7.04×108N.mMN= MNV+MNH=7.132×109N.mw=MV/WX+MH/W=73.8+12.6=86.4MPa 3).平均擠壓應力:小車輪壓對主腹板產生的平均擠壓應力應滿足 bs=PZ/(2hy+50)21.4式中: PZ一個車輪的輪壓,PZ =0.25P1=2.5×105N hy小車軌道高度上

19、翼緣板厚之和。hy=120+16=136mm2主腹板厚度2 =12mm所以bs=2.5×105/(2×136+50)×12=64.7MPa bs<1.44).應力合成: =w+n=60.5+86.4=146.9MPa=235/1.5=157MPa<主主梁強度滿足使用要求. 2.主梁剛度計算 1).垂直靜剛度 主梁垂直靜剛度按簡支梁計算,應滿足下列條件:f=( PQ+PG小車)l(0.75L2- l2)/12EIXf式中:l=L-b=19000-2315=16685mmf-許用靜剛度,為A7工作級別f=L/1000=19mmf=8.56mm ，f<f,垂直靜剛度滿足要求。 2).水平靜剛度: 水平靜剛度主要由大車起(制)動引起的水平慣性力P大慣 和橋架自重引起的水平慣性力q慣,在主梁跨中引起的水平變位,應滿足下列條件:fH=P大慣L3/48EIy(1-3L/4r)+ q慣L4/384EIX(5-4L/r)fHfH=L/2000=9.5mmfH=2.1mmfH<fH水平靜剛度能滿足使用要求.3).動剛度的校核: 動剛度按鑄造起重機設計標準f2HZ fd=2×（f0.5G橋+G小車+G運）/gQq1/2 fd=2.23所以,fd>2