LD32t电动单梁起重机计算书.docx

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LD32t电动单梁起重机计算书

LD132—16.4A3电动单梁起重机

校核计算书

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日期：

审核:

日期：

批准:

日期：

XXXXXX起重机械有限公司

第一节设备概述、型式及主要技术参数

一、设备概述、型式及结构特点

LD1型电动单梁起重机是按照GB/T3811-2008、JB/T1306-2008及TSGQ0002-2008《起重机械安全技术监察规程---桥式起重机》的有关条款研制出来的产品，突出特点为电动葫芦运行轨道采用异型工字钢，使起重机主梁结构更趋合理，是单梁起重机发展的一个方向。

其外形简图见图1.

图1LD1型电动单梁起重机简图

二、主要技术参数

起重量Gn=32t；跨度L=16.4m；大车运行速度V运=20m/min；

工作制度A3；小车采用32吨电动葫芦；葫芦最大轮压Pmax=3140kg；葫芦起升高度=9m；葫芦运行速度V小车=20m/min；操纵型式：

地面手电门。

32吨电动单梁起重机基本技术参数

序号

名称

型号/单位

参数值

备注

1

起重量

吨

32

2

操纵形式

地操

3

大车运行

运行速度V运

米/分

20

摆线针轮减速机

BLY27-25（水平安装）

i=25

电机法兰与减速机法兰相配

4

电机型号

YSE100L2-4

软启动

5

功率N

千瓦

2×3kw

宁波新大通软启动

6

转速n

转/分

1200

7

电动葫芦

电动葫芦型号

HC32-9M3

32t

8

起升速度V起

米/分

3.5

9

起升高度H

米

9

10

运行速度V运

米/分

20

11

电机型号

ZDY121-4

12

功率N

千瓦

4×0.8

13

转速n

转/分

1200

14

小车最大轮压

t

~3.14

15

工作级别

M3

16

重量

kg

2500

17

整机工作级别

A3

18

电源

380V50HZ

19

车轮踏面直径

mm

460

小齿轮与齿圈17/59（齿数）i=3.47

20

主动轮数

套

2

21

轮槽宽

mm

70

22

跨度L

m

16.4

23

起重机最大轮压

t

21

起重机总重

kg

9860

含电动葫芦

第二节主梁计算

一、主梁断面几何特性

主梁及主要参数如下图3、图4

图3

图4

主梁断面尺寸及截面几何特性CAD计算机自动计算结果，如图5。

采用定轧的异型工字钢I30#（特种型号），尺寸为;h=300mm,b=128mm,d=11mm,t1=20mm,t2=14.68mm,Fj=73.66cm2,g1=57.82kg/m,Ix=10462.53cm4,Iy=529.84cm4

图5

主梁断面尺寸及截面CAD计算机自动计算结果（单位：

mm）

通过AoTuCAD2000以上版本1:

1画出主梁截面图，然后面域，再使用面域质量特性得出结论。

由上图可得：

1．主梁横截面面积；

F=319.11cm2

2．梁断面水平形心轴X`-X`位置

Z=76.34（cm）

3．主梁断面惯性矩；

jX=875218.8cm4

jy=132319.02cm4

二、主梁强度的计算

根据这种结构形式起重机的特点，不考虑水平惯性力对主梁造成的应力，及其水平平面内载荷对主梁的扭转作用也可忽略不计。

主梁强度的计算按第Ⅱ类载荷进行组合。

对活动载荷，由于小车轮距很小，可以近似按集中载荷计算。

验算主梁跨中断面弯曲正应力和跨端断面剪应力。

跨中断面弯曲正应力包括梁的整体弯曲应力和由小车轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分，合成后进行强度校核。

本起重机用于一般用途，所以金属结构采用许用应力设计法设计计算，载荷组合按B类算，安全系数n=1.34，故：

许用应力

梁的整体弯曲在垂直平面内按简支计算。

在水平平面内按刚接的框架计算。

见图6

图6

1.垂直载荷在下翼缘引起的弯曲正应力

式中；

其中Gn—额定起重量Gn=32000kg

G葫—电动葫芦自重G葫=2500kg

--动载系数按GB/T3811-2008计算得

=

（查GB/T3811-2008标准P19页）

--冲击系数按GB/T3811-2008计算得

=

（查GB/T3811-2008标准P21页）

S—跨度，S=16.4m=1640cm

Z—主梁下表面距断面形心轴X-X的距离Z=76.34cm

jx--主梁跨中断面对轴X-X的惯性矩；jx=875218.8cm4

c--操纵室重心支点的距离c=0cm（地操无此值）

G室--操纵室重量G室=0kg（地操无此值）

q—桥架单位长度重量（均布载荷）（kg/m）

q=1000·F·γ+q'式中F--主梁断面的总面积；F=319.11cm2=0.031911m2

γ—材料比重γ=7.85t/m3

q'--主梁隔板、纵向加劲肋重量所产生的均布载荷，查图纸得q'=52.44kg/m

q=1000×0.031911×7.85+52.44=302.94kg/m=3.03kg/cm

kg/cm2

∵

1538＜1754kg/cm2∴符合要求

2.主梁工字钢下翼缘局部弯曲计算见图7

图7

（1）计算轮压作用点位置i及系数ξ

i=a+c-e

式中；i--轮压作用点与腹板表面的距离（cm）

c--轮缘同工字钢翼缘边缘之间的间隙；取c=0.4cm

e=0.164R对普通工字钢，翼缘表面斜度为1/6

R--电动葫芦走轮踏面曲率半径；可从电动葫芦图纸查得；R=17.2cm

e=0.164×17.2=2.82

∴i=5.85+0.4-2.82=3.43

ξ=i/a=3.43÷5.85=0.58

图8

（2）工字钢下翼缘局部弯曲应力计算；见图8

图8中1点横向（xy平面内）局部弯曲应力σ1由下式计算

∵1点受拉，故

式中；a1--翼缘结构形式系数；贴补强板时取a1=0.9

K1--局部弯曲系数；查图9得K1=1.8

P轮—电动葫芦轮压P轮=3140kg

t0=t+δ；t--工字钢翼缘平均厚度，t=2.0cm

δ--补强板厚度δ=1.2cm

t02=（2+1.2）2=10.24cm2

图9局部弯曲曲线图

图8中1点纵向（yz平面内）局部弯曲应力σ2由下式计算

式中；a1--翼缘结构形式系数；贴补强板时取a1=0.9

K2--局部弯曲系数；查图9得K2=0.6

P轮—电动葫芦轮压P轮=3140kg

t0=t+δ；t--工字钢翼缘平均厚度，t=2.0cm

δ--补强板厚度δ=1.2cm

t02=（2+1.2）2=10.24cm2

图8中2’点纵向（yz平面内）局部弯曲应力σ3由下式计算

式中；K3-局部弯曲系数；查图9得K3=0.4;

a2--翼缘结构形式系数；贴补强板时取a2=1.5

3.主梁跨中断面当量应力计算

图8中1点当量应力σ当1由下式计算

∵1517kg/cm2<σ许=＜1754kg/cm2∴符合要求

图8中2’点当量应力σ当2’由下式计算

σ当2’=σx+σ3

=1538+183.9

=1721.9kg/cm2<σ许=1754kg/cm2∴符合要求

三、刚度计算

LD1型电动单梁桥式起重机应对主梁的垂直静刚度和水平静刚度进行验算，并必须符合要求。

而对动刚度一般可不验算，只有在使用上提出特殊要求时，如高速运行或精确安装的起重机，尚需验算动刚度。

1.垂直静刚度计算

式中；f--主梁垂直静挠度（cm）

P--静载荷P=Gn+G葫=32000+2500=34500（kg）

S—跨度S=1640cm

E—材料弹性横量，Q235钢的E=2.1×106kg/cm2

jx--主梁跨中断面垂直惯性矩（cm4）jX=875218.8cm4

[f]--许用垂直静挠度（cm）；按GB/T3811-2008中等定位精度特性起重机取[f]=S/750=1640/750=2.19cm

∵1.72cm≤2.19cm∴符合要求

2.水平静刚度计算

f水=

式中；f水--主梁水平静挠度（cm）

P′--水平惯性力（kg）

P′=P/20=34500/20=1725kg

jy--主梁跨中断面水平惯性矩（cm4）jy=132319.02cm4

[f水]---许用水平静挠度（cm）；取[f水]=S/2000=1640/2000=0.82cm

f水=

∵0.57cm<0.82cm∴符合要求

注：

系数

的选取是按p惯=

p惯—水平惯性力（kg）

g —重力加速度g=9.8米/秒2

a平—起重机运行的平均加速度，当驱动轮为，总轮数的1/2

时，一般取a平=0.5米/秒2左右

3.动刚度计算

在垂直方向上的自振周期

秒

式中：

T—自振周期（秒）

M—起重机和葫芦的换算质量（单位：

公斤.秒2/厘米）

M=

g—重力加速度（g=9.8米/秒2=980cm/秒2）

q—主梁均布载荷（kg/m），q=3.03kg/cm

K—桥梁在垂直平面内的刚度，

E—弹性模量E=2.1×106（kg/cm2）

jx—主梁跨中断面垂直惯性矩（cm4）jX=875218.8cm4

S—跨度S=1640cm

∵0.071秒≤[T]=0.3秒∴符合要求

四、稳定性计算

稳定性计算包括两部分，即主梁“整体稳定性计算和主梁腹板受压翼缘板的局部稳定性计算。

1、起重机整体稳定性

当主梁具有足够的水平刚度时，就能明显的阻止主梁断面的扭转。

当主梁水平挠度

，即水平刚度得以保证，一般可以不计算主梁的整体稳定性。

本产品均能保证水平刚度，所以以下将不再计算主梁的整体稳定性。

2、主梁腹板的局部稳定性

一般当主梁腹板受拉区直接作用有集中轮压时可以不考虑集中轮压对腹板稳定性的影响。

本产品正符合这一特征，即葫芦小车的轮压是作用在主梁的受拉区，所以以下也将对主梁腹板局部稳定性不予以计算。

3、受压翼缘板局部稳定性

本产品主梁是由钢板拼接成的Π型槽通过每隔一间距的横向加劲板及斜侧板同异型工字钢组焊成一体，Π形槽的两直角都将大大减小翼缘板（上盖板）的局部不稳定性，有关这方面的计算，此处暂不计算。

第三节端梁计算

本产品的端梁结构采用钢板拼焊成Π型槽，再组焊成箱形端梁。

见图10。

端梁通过车轮将主梁支承在轨道上。

端梁同车轮的连接形式是将车轮通过心轴安装在端梁腹板上。

端梁应验算中央断面（支承主梁处断面）的弯曲应力和支承在车轮处断面的剪应力；还应验算车轮轴对腹板的挤压应力。

图10

一、轮距的确定

K=（1/7~1/5）S=（1/7~1/5）·16.4=2.34-3.28m

取K=2.5m.

二、端梁中央断面几何特性

根据系列产品设计资料，初步给出端梁断面尺寸，断面尺寸及截面几何特性CAD计算机自动计算结果如图11。

图11

端梁中央断面尺寸及截面特性CAD计算机自动计算结果（单位：

mm）

通过AoTuCAD2000以上版本1:

1画出主梁截面图，然后面域，再使用面域质量特性得出结论。

由上图可得：

1.截面总面积

F=240.66cm2

2.形心位置

Y=31.05cm

X=3.65cm

3.截面惯性矩

JX=90726.32cm4

Jy=38891.71cm4

4．断面模量

三、起重机最大轮压

此冶金单梁起重机是由四个车轮支承的，起重机的载荷通过这些支承点传到轨道上。

1．起重机支承反力作用见图12。

图12

2．起重机最大轮压的计算

带额定载荷小车分别移动到左、右两端极限位置时，按第II类载荷计算最大轮压。

（1）地面操纵，载荷移到左端时，各车轮轮压：

式中：

--动载系数按GB/T3811-2008计算得

=1.17

--冲击系数按GB/T3811-2008计算得

=1.12

G端—端梁重G端=511（kg）

G轮主—主动车轮装置重（kg）

G驱—驱动装置重（kg），近似以为G驱完全由主动车轮承受。

S—跨度（cm）。

L1—跨中至载荷的极限位置之距离（cm）。

式中;Gn--额定起重量.Gn=32000Kg

G葫---电葫芦重量.G葫=2500Kg

G端—端梁重量.查图纸得G端=511Kg

G轮主—主动车轮装置重量.查图纸得G轮主=293Kg

G轮从--从动车轮装置重量查图纸得G轮从=227Kg

G驱---驱动装置重量查样本得G驱=189Kg

G操--操纵室重量G操=0Kg

q---主梁单位长度重量q=3.03Kg/cm

L----跨度L=1640cm

K----轮距K=250cm

L1——主梁重心到小车左极限位置距离查图纸得L1=655cm

L2——主梁重心到小车右极限位置距离查图纸得L2=595cm

（2）地面操纵，载荷移到右端时，各车轮轮压：

地操电动单梁起重机，它的最大轮压是在当载荷移动到左端极限位置时的驱动轮A上，即NA为最大轮压。

Nmax=20313Kg

四、最大歪斜侧向力

起重机运行时，由于各种原因会出现跑偏歪斜现象，此时车轮轮缘与轨道侧面的接触并产生与运动方向垂直的侧向力S1。

如图13。

图13

由图13知，当载荷移动到左端极限位置时，地面操纵时，最大轮压

NA=20313Kg，并认为NA=ND，这时最大侧向力SD=λ·N

式中N--最大轮压N=20313Kg

λ—侧压系数。

对于轮距K同跨度L比例关系在K/L=1/5—1/7之间时，可取λ≈0.1。

SD=0.1×20313≈2031Kg

当载荷移动到右端极限位置时，地面操纵时，最大轮压为NB=19577Kg

并认为NC=NB，这时最大侧向力SB=λ·NB=0.1×19577≈1958Kg

五、端梁中央断面合成应力

由于是地面操纵，所以最大侧向力考虑当载荷移动到左端极限位置时，最大侧向力在轮A上，即SA=SD=2031Kg

式中K---轮距K=250cm

SA--最大侧向力SA=2031Kg

N--最大轮压N=20313Kg

WX，，WY------端面模数WX=2921.9cm3WY=1796.4cm3

[σ]----许用应力，本起重机金属结构许用应力载荷组合按II类算，强度安全系数n=1.34，故：

许用应力

六、车轮轮轴对端梁腹板的挤压应力σ挤

图10的B-B截面如图14。

图14

车轮轴对端梁支承腹板的挤压应力为σ挤

[σ挤]——许用挤压应力（kg/cm2），

本产品对Q235材料的[σ挤]取[σ挤]=1150kg/cm2

式中N---最大轮压N=20313Kg

δ0--端梁支承板厚度δ0=2cm

d0---端梁腹板轴孔直径d0=14cm

[σ挤]—许用挤压应力[σ挤]=1150Kg/cm2

＜[σ挤]=1150Kg/cm2

∴符合要求.

第四节主、端梁连接计算

一、主、端梁连接形式及受力分析

（一）、主、端梁连接形式

本产品主、端梁连接是采用螺栓+减载凸缘结构的形式，如图15所示。

主梁两端同横梁之间各用16个M24的螺栓（高强螺栓）连接。

（二）、受力分析

这种结构的连接形式，经分析可以认为在主、横梁之间，垂直载荷由主梁鞍座承受，鞍座将承受剪力及挤压力。

这种情况下的螺栓主要承受拉力，其拉力主要是由起重机运行时的歪斜侧向力S1和起重机支承反力所造成的。

一般水平惯性对螺栓的影响可忽略而不计。

图15中，经受力分析，设螺栓d受拉力最大，以下将从螺栓d为计算对象。

这里仅验算最大轮压一侧的主.端梁连接强度。

图15

二、螺栓拉力的计算

已知参数：

起重量Gn=32000Kg，跨度L=1640cm，起重机运行速度

V=20米/分。

1．起重机歪斜侧向力矩的计算；如图13

起重机歪斜侧向力矩为MS=S1·K

S1--歪斜侧向力；由前节计算得S1=SB=1958Kg

K---轨矩K=2.5米

MS=2.5×1958=4895Kg·m

2．歪斜侧向力矩对螺栓拉力的计算；见图15（b）；

对螺栓d拉力N1;

N1=2.5MS·X/∑Xi2

式中：

系数2.5是考虑螺栓预紧力及载荷不均性的影响;

MS--歪斜侧向力矩;MS=4895Kg·m;

X--螺栓d距离图15（b）Y—Y轴的距离X=0.72m

∑X2---每个受拉螺栓距离图15（b）Y—Y轴的距离平方之和（m2）。

N1=2.5×4895×0.72÷（8×0.722+8×0.032）

=8811÷4.1544=2120Kg

3.起重机支反力对螺栓的作用力矩

当载荷移动到非最大轮压一侧的极限位置时，取端梁作为受力分离体，其受力图如图16。

图16

取C点为受力平衡点；

∑MC=0得MR=MN=RB·ι0

式中ι0--如图取ι0=0.18m

MR—支反力RB对C点作用力矩（Kg·m）

MN—所有受拉螺栓对C点作用力矩（Kg·m）

RB--起重机右端（图12）支反力可以认为是

RB=NB+NC=19577+19290=38867Kg

∴MN=MR=RB·ι0=38867×0.18=6996Kg·m

4.支反力矩对螺栓的拉力

设支反力矩MR对螺栓的拉力为N2（Kg）

N2=2.5MN·Y/∑YI2

式中MN—各螺栓力矩之和MN=6996Kg·m

Y---距离z轴最远的螺栓中心线至图16中z—z轴的距离（m）Y=0.45m

∑YI2—每个螺栓中心线至图16中z—z轴的距离平方之和

2.5--考虑螺栓预紧力及载荷不均性的影响;

N2=2.5×MN×0.45÷（2×0.452+2×0.352+2×0.252+2×0.152+2×0.052）

=2.5×6996×0.45÷0.83=9483Kg

5.螺栓承受的总拉力N0

N0=N1+N2=2120+9483=11603Kg

6.验算螺栓强度

受力螺栓强度

式中N0--螺栓总拉力N0=11603Kg

F0--螺栓净断面面积；

cm2

d0--螺栓小径，对高强螺栓M24，d0=2.1cm

[σ]--螺栓的许用应力（Kg/cm2）[σ]=（0.5—0.6）σS

其中σS—材料的屈服极限；对材料高强M24螺栓，σ0.2=6600Kg/cm2

[σ]=0.55×6600=3630Kg/cm2

7.凸缘垂直剪切应力计算

剪应力

c—截面形状系数，受剪截面为矩形截面时取

RB--起重机右端（图12）支反力，RB=NB+NC=19577+19290=38867Kg

图17

—受剪面积（cm2）见图17

=238cm2

—许用剪切应力（kg/cm2）对于Q235-B材料,σs=2350kg/cm2,1.34系数，得

∵τ=245kg/cm2＜[τ]=1013kg/cm2∴符合要求.

8.支承连接处，对凸缘的挤压应力

挤压应力

—支反力（kg）,RB=38867KgKg

—承压端面面积（cm2）见图15（b）、（c）,

=33.5×75=2513cm

端面承压时，对于Q235-B材料,σs=2350kg/cm2,1.34系数

=2350/1.34=1754kg/cm2

＜

=1754kg/cm2

∴符合要求。

第五节、运行机构计算

运行机构主要是用来作水平运移物品的，根据电动单梁桥式起重机的使用，操作特点，其运行速度将随着操纵形式而不同。

一般地面操纵的起重机运行速度必须小于操作者的步行速度（v步=50米/分），本产品确定地面操纵运行速度20米/分。

运行机构由驱动装置（电动机），制动装置（制动器）传动装置（减速器），车轮装置四部分组成，LD1型电动单梁桥式起重机运行机构如图18所示，驱动同制动装置是由一台实心转子软启动制动电动机加上传动装置构成，传动装置是由一闭一开式齿轮加摆线针减速器所构成，车轮装置是由一固定心轴（车轮轴）安装在横梁上。

本产品起重机运行机构的驱动形式是采用分别驱动，即由两套独立，完全无机械联系的运行机构组成。

在改善起重机跑偏，啃道现象中，分别驱动将优越于集中驱动。

图17

一、运行机构电动机及减速机的选择

1）运行摩擦阻力

式中：

Go—起重机自重（包括葫芦重）（kg）Go=9860kg

Gn—额定起重量（kg）Gn=32000kg

K—滚动摩擦系数（cm）（见表1）因车轮直径460mm，故取k=0.05

d—车轮轴承内径（cm）查图纸得d=12cm

μ—轴承磨擦系数（见表2）μ=0.02

K附—附加磨擦阻力系数，对于分别驱动的园柱车轮踏面，支承车轮的轴承为圆锥轴承时，取K附=1.5

D轮—车轮直径（cm）D轮=46cm

单位磨擦阻力系数

滚动磨擦系数表1

钢轨型号

车轮直径（mm）

250

300

350

400

500

轻重钢轨

或方钢

钢质车轮

0.030

0.035

0.040

0.045

0.050

轴承磨擦系数表μ表2

轴承形式

滚动轴承

轴承结构

滚珠式或滚柱式

锥形滚子式

μ

0.015

0.02

2满载运行时最大坡度阻力

式中：

k坡—起重机轨道允许有一定的倾斜，但对在钢筋混凝土基础和金属梁上的轨道取轨道坡度阻力系数k坡=0.001

3满载运行时最大风阻力

可以不考虑风载荷，因为该起重机主要是用在室内工作.

4、满载运行时总静阻力

464+41.86=505.86kg

5、满载运行时电动机的静功率

式中：

V—起重机运行速度（米/分）V=20m/min

—运行机构传动效率，本产品取

=0.9

m—电动机个数m=2

初选电动机

式中：

k电—电动机起动时，克服惯性的功率增大系数，k电=1.2

由计算功率，选择标准（或专用）电动机。

※LD1型电动单梁桥式起重机运行机构的电动机是实心转子制动电动机。

现将本系列产品起重机运行机构所选用的电动机列于表3中。

LD1型运行制动电动机表3

运行速度（m/min）

20

电

动

机

电动机型号

YSE100L2-4

功率N（km）

3.0

转速n电（r·p·m）

1200

额定力矩M额（kg.m）

23.9（Tn=9550*p/n=9550*3.0/1