1、YZ100/30t-19m A7 鑄造橋式起重機計算書編制： 華廣義 校核： 劉金鋒 批準： 張德海 新鄉市起重運輸機械廠有限公司二OO七年七月一十二日一、主要技術參數：1、額定起重量：mQ=100/30t（主起升為被起吊的鋼水包及鋼水質量總和）2、跨度：LQ=1900cm3、工作級別:A74、起升高度：Hq=20/22m5、起升速度：Vq=7.43/9.3m/min6、小車運行速度：Vx=37.24m/min7、大車運行速度:Vd=84.55m/min8、小車軌距：K=6.616m9、小車輪距：b=3.163m10、小車軌道：QU10011、大車軌道：QU12012、大車輪距：230+431

2、.6+230=477.6cm13、吊鉤梁重：mo=11.258t14、小車重：Pxc=53.95t15、起重機總重：G=146.36t二、主梁截面的力學特性1）主梁跨中截面選用如圖1所示。 a. 截面面積： F=（191+178）0+215（1+2） +3（7.26+9.617） =997.231cm2 主梁封閉截面面積： A0=171×216.4=37004.4cm2 b.主梁斷面，對x軸形心位置 y1=104.7cm y2=113.1cmc.主梁斷面對y軸形心位置 圖（1）主梁截面圖 x1=76.2cm x2=98.2cmd.主梁斷面對x軸慣性矩：Ix=7827940cm4e.主

3、梁斷面垂直抗彎模數：Wx=f.主梁斷面對x軸面積矩：Sx=41290cm3g.主梁斷面對y軸慣性矩：Iy=4651270cm4h.主梁斷面水平抗彎模數：Wy=48860cm32) 主梁跨端選用截面如圖2，對截面進行簡化，去掉蓋板外伸部分只計算閉口截面。a.截面面積：F= 727.76cm2b.封閉截面面積：A0= 15101cm2 c.斷面對x軸形心位置 y1= 46.7cm， y2= 42.6cmd.主梁斷面對x軸慣性矩： Ix= 659907cm4 圖（2）主梁端部截面e.斷面垂直抗彎模數： Wx= 14315cm3f.斷面對x軸面積矩： Sx= 12875cm33）端梁選用截面如圖3所示

4、a.截面面積： Fd=390.8cm2 b.端梁斷面對x軸形心位置 yd1=46.15cm yd2=43.15cmc.端梁斷面對x軸慣性矩：Idx=481248cm4d.端梁斷面垂直抗彎模數：Wdx=10428cm3e.端梁斷面對y軸慣性矩：Idy=154277cm4 圖（3）端梁截面圖三、主梁載荷1) 固定載荷說明：主梁分司機室側主梁及導電側主梁，因司機室、電氣設備、梯子平臺等集中載荷都位于司機室側，大車運行為四角分別驅動，僅豎架及導電側欄桿布 于導電側主梁，故此計算以司機室側主梁為準。a.主梁自重（含保溫電氣室）： =24390kgb.由主梁自重引起的均布載荷： q1=12.84kg/cm

5、c.由小車軌道引起的均布載荷： q2=0.8896kg/cmd.主梁總均布載荷： Fq=q1+q2=13.73kg/me.操縱室重： G操=1238kgf.操縱室至左端軌心距離： L2=245cmg.梯子平臺重： G梯=600kgh.梯子平臺重心距左端軌心距離： L3=546cm i.電氣室設備重： 電=2580kgj.電氣室設備重心距左端軌心距離：L4=950cmK.一端大車運行裝置重 ： G大=3429kg2) 移動載荷 起升載荷： Qq=mQ+mo=100000+11258=111 258kg 小車重量： Pxc=53950kg小車輪壓計算： 吊鉤中心距小車從動車輪中心距離：b1=140

6、.9cm；并于兩主梁間對稱分布。 小車輪距：b=316.3cma.則小車滿載靜輪壓： 小車單側靜輪壓之和：b.空載小車輪壓： =3）動力效應系數：a.b.c. 因本公司為焊接軌道接頭，故h0.5 統一取較大值4）慣性載荷因大、小車的主動車輪數都占到了車輪總數的一半，按車輪打滑條件確定大小車運行的慣性力。a.一根主梁上的小車慣性力： b.大車運行起，制動（一根主梁上）慣性力： 小車輪壓引起的慣性力： 均布慣性載荷引起的慣性力： 主梁跨端設備慣性力影響較小，故忽略。5）偏斜運行側向力右側總靜輪壓計算：半個橋架重量：一側大車運行機構重：吊心左極限距離為：=145+185=330cm吊心右極限距離：=

7、175cm (見總圖)a.則滿載小車在主梁右端極限位置右側端梁總靜輪壓： Py= 由 查表得，=0.14 則最大側向力：b.滿載小車在主梁跨中，右側端梁總靜輪壓為： 則最大側向力：6）扭轉載荷（按簡化截面計算）偏軌箱形梁由于和而產生移動扭矩（圖4），其彎心A在梁截面對稱形心軸x上，彎心至主腹板中心線距離：小車軌面距形心軸X距離：,（其15為QU100軌高）則移動扭矩： 四、主梁計算1、內力1）垂直載荷 計算司機室側主梁，在固定載荷與移動載荷作用下 主梁按簡支梁計算： a.固定載荷作用下主梁內力 a1.固定載荷作用下主梁跨中彎矩 圖（4）扭轉載荷圖 a2.固定載荷對主梁跨端的剪切力： b.移動載

8、荷作用下主梁內力：輪壓合力與右輪的距離： b1.滿載小車在跨中最大彎矩： b2.小車位于跨中剪切力： b3.跨中內扭矩: 小車在跨端極限位置小車右輪距梁端距離： =175-140.9=34.1cmb4.則滿載小車在跨端右極限位置跨端剪切力： b5.跨端內扭矩： 主梁跨中總彎矩： 主梁跨端總剪切力：2）水平載荷a.水平慣性載荷，在水平慣性載荷PH及FH作用下橋架按剛性計算： 小車在跨中，剛架計算系數 a1.跨中水平彎矩：=2353182kg.cma2.跨中水平剪切力： a3.小車在跨端，跨端水平剪切力為： b.偏斜側向力 在偏斜側向力作用下，橋架按水平剛架分析，計算系數： b1.因小車在跨中側向

9、力為： 超前力： 端梁中點軸力： 端梁中點水平剪切力： 主梁跨中水平彎矩： 主梁軸力： 主梁跨中總的水平彎矩： =2732160kg.cmb2.跨端 因小車在跨端側向力為： 超前力 端梁中點軸力： 端梁中點水平剪切力： 主梁跨端水平彎矩： 主梁跨端水平剪切力： 主梁跨端總的水平剪切力：五、強度需要計算主梁跨中截面危險點的強度（圖4）1)主腹板上邊緣點的應力： 主腹板邊至軌頂距離：a.主腹板邊的局部壓應力： b.垂直彎距產生的應力為： c.水平彎距產生的應力： 主梁上翼緣的靜矩： d.主腹板上邊的切應力為： e.點的計算正應力為： f.復合應力： 2)點的應力（梁的截面最遠點） 3)點的應力（下

10、翼緣板和腹板連接處的外側表面應力） 4)主梁跨端的切應力：a.主腹板承受垂直剪力及扭矩，故主腹板中點切應力為： hd跨端腹板高度 1-跨端主腹板厚度 -跨端腹板總厚度b.翼緣板承受水平剪切力及扭矩： 主梁翼緣板對接焊縫采用自動焊接，故不需計算。六、主梁的穩定性1）整體穩定性 主梁高寬比：h/b=217.8/172.0=1.266<3，則主梁整體穩定。2）局部穩定性a.翼緣板： 在上翼緣板設置兩條縱向加強肋，分為三個區格，使 ，則滿足要求不需驗算b.翼緣板最大外伸部分，則穩定c.腹板：主腹板 160<179.1<240 副腹板 240<269<320 則需設置橫向隔

11、板間距a=1750，并在距上翼緣板500（h=50cm）處加一縱向加強肋將腹板分為兩個區格。 驗算跨中主腹板上區格的穩定性 區格兩邊正應力為： 彎曲應力比： 則區格I載荷情況屬不均勻壓縮。 區格I的歐拉應力： 區格I分別受 和作用時的臨界壓應力為： 取嵌固系數 屈曲系數： 則 則臨界壓應力需修正 腹板邊局部壓應力: 壓力分布長度： 按a=3b計算 該區格屬雙邊局部壓縮板，板的屈曲系數為： 則 需修正則： 區格平均切應力為： 由于 則，屈曲系數： 則 需修正 則 區格上邊緣的復合應力 區格的臨界復合應力為： = 則 該加勁肋設置位置合格。驗算跨中副腹板上區格I 的穩定性 副腹板上區格I只受正應力

12、及剪切力的作用 區格兩邊正應力為： 切應力： 區格I的歐拉應力為： 彎曲應力比： 屬不均勻壓縮板 板的邊長比： 屈曲系數： 需要修正 則 因 則 需要修正 則 則 復合應力 因板的邊長比： 則區格I的臨界復合應力為： = 故該區格穩定性合格。 鑒于腹板受壓區局部失穩主要在腹板上部，故下區格不再計算。并在上區格設置了間距小于600的橫向加勁肋，以確保主梁受壓區的局部穩定性。七、橋架的垂直靜剛度滿載小車位于主梁跨中產生的靜撓度為： =0.69cm則垂直靜剛度合格。八、橋架的水平慣性位移 則橋架水平靜剛度合格。九、主梁疲勞強度橋架工作級別為A7應按載荷組合I計算主梁跨中最大彎矩截面疲勞強度。滿載小車

13、跨中最大彎矩Mmax=Mx=47702400kg.cm空載小車位于右側跨端時，左端支反力為：空載小車跨中最小彎矩： 1）驗算主腹板與受拉翼緣焊縫的疲勞強度(圖1) 應力循環特性： 根據工作級別A7，應力集中等級K1級材料Q235查得： 焊縫拉伸疲勞許用應力為： 合格2) 驗算橫隔下端焊縫與副腹板連接處 (圖1) 根據A7及Q235，橫隔新以板采用面連續貼角焊縫連接與腹板和翼緣板連接，隔板切角60×45°，應力集中等級為K3，查得 拉伸疲勞許用應力為： 則主梁疲勞強度合格。十、主起升機構1）計算電機靜功率： 機構總效率，取=0.852）電機計算功率Ne NeKdNj 因本起重

14、機為鑄造起重機 取Kd=0.91.1 則Ne(0.91.1) Nj=103.3126.3KW 根據鑄造起重機標準關于安全規定，主起升應有兩套驅動系統，當其中一套發生故障，另一套應能保證在額定起重量下完成一個工作循環的要求。 選用YZR355L2-10H S3 JC=40% 功率：Pn=132KW 轉速：n1=588r/min 電機兩臺串聯運行 合計運行功率為264KW3）電動機過載檢驗（單電機工作） Pn=132KW 式中H-系數， 繞線電機取H=2.1 m電動機個數 m電機轉矩允許過載倍數，YZR355L2-10電機為3.48 經校驗電動機能滿足要求。4）驗算電機發熱條件 起升機構的穩態平均

15、功率(兩電機串聯工作時) 單電機工作則 Ps=129.6KWPn 則電動機發熱校核滿足要求。5）選擇減速機 卷筒轉速：r/min 式中滑輪倍率 取4 卷筒計算直徑 Do=D+do=1.028 式中 D卷筒繩槽 直徑 D=100cm=1m Do鋼絲繩直徑 do=2.8cm=0.028m 減速器總傳動比： 選用QJSD710-63中硬 齒面減速機兩臺，減速比 單臺輸出扭矩M=118000N.m 高速軸許用功率<Pm5 =110KW(M5) 輸出軸許用最大徑向力R=17000kg6）校核減速器輸出軸強度 單臺減速機輸出軸所受最大徑向力Rmax 式中a4 Smax鋼絲繩最大拉力 Gj卷筒重量 G

16、j=6750kg 則 則， 減速器輸出軸所受最大扭矩Mmax 則減速機能滿足使用要求7）制動器的選擇 所需靜制動力矩 Mz Kz制動安全系數 因是有兩套互動驅動機構，每套機構配有兩臺制動器 故 取1.15 則 故主起升選用四臺YWZ4-500/E121制動器每臺制動器額定制動力矩制動輪直徑500可滿足制動要求。十一、小車運行機構電機及制動器1）運行電機選擇 摩擦阻力： 式中 滾動摩擦力臂 取 =0.06cm d車輪軸承內徑 d=10cm f滾動軸承摩擦系數 f=0.02 D車輪直徑 D=60cm Kf車輪緣與軌道摩擦系數 kf=2則 坡度阻力 Kp自然坡度阻力系數 Kp取0.002則 Pp=（

17、111258+53950）×0.002=330.4kg 穩定運行靜阻力 （室內） 滿載運行一個電機靜功率 應選電機功率 N=Kg.Nj 式中 kg慣性力影響系數 取kg=1.3 則N=1.3×6.7=8.7KW 選用S3工作制：JC=40% YZR180L-8H 電動機 電機功率：Ne=11KW 電機轉速：n=700r/min 電動機的發熱校驗 根據等效功率法，求在JC=25%時，所需等效功率 式中 -工作級別系數，重級取=1 -系數，根據平均起動時間和平均工作時間比值 （tq/tg）確定查得（tq/tg） =0.20.3，取tq/tg=0.25 則 =1.18 NxNe=11KW,則合格 所以，選用電機YZR180KL-8H，Ne=11KW,可滿足要求。 電機的過載校驗： 式中 PN<Ne，則電機過載校驗滿足要求。 制動器的選擇 計算制動力矩（所需總制動力矩） 式中tz制動時間tztq 取tz=3s -機構傳動比 =34.4 故 選擇YWZB200/25制動器兩臺，制動力矩200×2=400N.m,可滿足要求。十二、大車運行機構電機及制動器、運行電機的選擇 起重機滿載運行時最大和最小摩擦阻力： 坡度阻力： 起重機穩定運行靜阻力： 滿載運行時一個電機靜功率： 電動機應選功率： 式中：kg慣性力影響系數，取kg=2 故，選用S3工作制，J