铸造起重机计算书19米.docx

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铸造起重机计算书19米

YZ125/32t-19mA7

铸造起重机

设

计

计

算

书

编制：

审核：

批准：

起重机有限公司

二零零八年十月

YZ125/32－19mA7铸造起重机是玉溪汇溪金属铸造制品有限公司的主要设备之一，安装于钢水接收跨，主要用于吊运钢包作业。

作业现场较恶劣，起重机作业率较高。

通过竞标，玉溪汇溪金属铸造制品有限公司委托我公司设计、制造该特种设备，并对设备的性能作了具体的规定。

1.主起升机构采用行星三减速器方案，桥架采用二梁二轨结构。

2.主要性能参数：

a.额定起重量：

125/32t

b.工作级别：

A7

c.跨度：

19m

d.引入电源：

380V50HZ，三相交流

e.起重机轮压：

〈672KN

f.最大起升高度：

24/28m

g.额定主起升速度：

0.7～7m/min

h.额定付起升速度：

9.7m/min

i.小车运行速度：

34.8m/min

j.大车运行速度：

77.5m/min

本计算书针对铸造起重机最关键部位进行设计、计算和校核。

主要分主小车的设计与计算、副小车的设计与计算、大车运行电机选择及钢结构部分强度计算与校核四大部分。

一、小车的设计与计算

已知数据：

起重量Q=125t,起升高度H=24m.起升速度：

V=0.7～7m/min,付起升速度：

V=9.7m/min,小车运行速度V=34.8m/min,工作级别为M7。

机构接电持续率JC=60%，小车质量约为G0=79412kg，吊钩梁装配约重G1=13226Kg.

1.确定起升机构传动方案,选择定滑轮组和动滑组.

按照布置紧凑的原则,决定采用图1方案,按Q=125t取滑轮组倍率a=6,承载绳分支数:

z=2×2×6，滑轮组采用滚动轴承,当a=6,得滑轮组效率取ηn=0.985.

图1　小车布置图

2.钢丝绳型号的确定及所受最大拉力的计算

Smax=（Q+G1）/Zηn=9068kg=88.87kN

钢丝绳破断拉力Sb.

Sb.=n×Smax=7×88.87=622.09KN.

特重级工作类型（工作级别M7）时安全系数n=7.

故，选用瓦林吞型钢芯右交互捻钢丝绳，NAT6×19W+IWR。

钢丝公称抗拉强度1770MPa,直径d=36mm，钢丝绳最小破短拉力（Sb）=761KN.

标记如下：

钢丝绳28NAT6×19W+IWR1770ZS

3.滑轮组主要尺寸的确定

滑轮的最小直径：

D≥d（e-1）=28×（25-1）=672mm

故平衡滑轮直径取底槽D1=φ500，动滑轮底槽直径取D2=φ580mm，滑轮轴径取φ200mm。

4.卷筒组规格型号的确定

D=φ1250mm，卷筒绳槽尺寸由钢丝绳直径决定取槽距P=30mm

卷筒尺寸L0=2（Ha/πD+Z0+4）P+l1+l2=4960mm

取L0=5000mm。

式中，

Z0－附加安全圈，取Z0=3

L1－卷槽不切槽部分长度。

D0－卷筒计算直径D0=D+d=1306mm

鉴于铸造起重机特殊要求，卷筒壁厚δ=0.02D+（25-30）=50-55mm

取δ=52.5mm。

1）卷筒壁压应力验算

σymax=SMAX/δ×P=88.87×103/60×30=44MPa

卷筒材质选用Q345－B，最小抗拉强度σb=235MPa,许用压应力

〔δy〕=δb/n1=157MPa

δymax<〔δy〕,故抗压强度足够。

2）卷筒拉应力验算

弯矩产生的拉应力，由卷筒弯矩如图示2：

图2卷筒弯矩图

卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：

MW=SMAX1=SMAX（L-L2-L1/2）=4.345×108Nmm

卷筒断面系数:

W=0.1×（DMAX4-Di4）/D=6.311×107mm3

式中：

D－卷筒外径，DMAX=1250mm

Di－卷筒内径，Di=D-2δ=1145mm

于是σL=MW/W=6.88MPa

合成应力:

σ`L=σL+[σL]Lσymax/[σy]

=6.88+12.3=14.66MPa

式中许用拉应力[δL]=δb/n2=69MPa

所以δ`L<[δL]，卷筒强度验算合格。

故选定卷筒直径D=1250mm,长度L=5000mm.卷筒槽形的槽底半径r=15mm,槽距t=30mm,起升高度H=24m,倍率a=6,靠近减速器一端的卷筒槽向为左旋卷筒:

φ1250×5000-15×30-24×6左ZBJ8007-2-87

5.主起升电动机的选择

初选电动机YZR355L2-10/110KWn=591r/min.

1）起升速度的确定

V=πDjsn/ai

式中：

Djs－卷筒直径+钢丝绳直径=1250+28=1278mm=1.278m

a－滑轮倍率a=6

i-减速机速比i=56.38

n-电机转速n=591r/min

代入数据得：

V=7m/min

该机构为变频调速控制方式,调速比1:

10,故V=0.7-7m/min

2）起升电机静功率的计算

Nj=（Q+G1）V/6120η=206.3kw,

η－起升机构的效率取η=0.9

NJ/=NJ/n=103.15kw

n--电机的个数，取n=2

3）验算电机发热条件

按照等效功率法：

Ne25≥βγNj/.

β－电机在25%时额定功率Ne25与机构在一个循环中的工作部分的等效功率Ndx的比值，本机M7工作制β=Ne25/Ndx=1.5

γ－启动时间tq与平均工作时间tg的比值，tq=2s,tg=3s,γ＝2/3

故E25=1.5×2/3×103.1=103.1kw,

Ne40=110kw时，即电动机YZR355L1-10/110KWn=591r/min满足工作要求。

6．运行电机的选择

1）摩擦阻力

pm=（2u+d.f）（Qq+G0＋G1）×kf/D,

式中Qq--起升载荷，取值为125t

G0--起重机或小车的自重，取值为66t

G1--吊钩等装配的重量，取值13.2t

u--滚动摩擦力臂，取u=0.07

f--为滚动轴承摩擦系数，取f=0.02

D--车轮直径，取D=70cm

d--车轮轴承内径，取d=17cm

kf--考虑车轮轮缘与轨道摩擦的系数，取kf=1.8

代入数据得pm=1995.3kg.

2）坡度阻力：

P坡=（Qq+G0+G1）.Kp,

Kp－自然坡度系数，取Kp=0.002,

Pp=408.4kg.

3）运行总阻力：

P=Pm+P坡=2403.7kg.

4）满载运行时的静功率：

Nj=PV/6120ηm,

V=34.8m/min,

m-电机的个数，取m=2,

η－机械效率，η=0.9

代入数据Nj=7.59kw

5）考虑由于起加速度过程惯性力的影响，故电机功率

N=Nj.Kg=7.59×1.1=8.349,

其中Kg为惯性力影响系数，查表取Kg=1.1

选电机YZR200L—8/15kw，n=712r/min，（JC=40%,2台），满足使用要求。

二、副起升的设计与计算

以验算32t起升机构为例。

取滑轮组倍率a=4，承载绳分支数：

Z=2×4，机械效率取值为0.985，

2.钢丝绳型号的确定

Smax=Q/Zηm=8248.7kg=39.8kN

钢丝绳计算破断拉力

Sb=n×Smax=6×39.8=238.8KN，工作级别为M6，安全系数为n=6

预选用瓦林吞型钢芯钢丝绳NAT6×19W+IWR钢丝公称抗拉强度1770MPa，直径d=22mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=304KN.

标记如下：

钢丝绳22NAT6×19W+IWR1770

3.卷筒型号的确定

1）．卷筒长度的确定：

选用D=650mm，卷筒槽距P=24mm，

卷筒尺寸：

L=2〔Hi/π（D0+d）Z0+3〕P+l1

L1—卷槽不切槽部分长度，取L1=250

L/=2870mm，圆整得L＝2900mm。

鉴于铸造起重机特殊要求，

卷筒壁厚：

δ=0.02D+（20—25）=0.02×650+（20—25）=33－38mm，

取σ=37mm，

2）．卷筒壁压应力验算

δymax=Smax/δ×P=39.8/37×24=25.82MPa

卷筒材质选用Q345－B，最小抗拉强度δb=345MPa，

则许用压应力

〔δy〕=δb/n1=345/1.5=230MPa，

δymax〈〔δy〕，故强度足够。

又因L〈3D，弯曲和扭转发合成应力不大于压应力，无需进行验算。

故32t起升卷筒型号为ф650×2800-28×24

4．起升电机的选择

1）.起升电机静功率的计算

Ng=K×（Q×V）/6120×η=61.9kw

初选电机YZR315M-10/75kw

2）.验算电机发热条件

Ne25≥βγNj，

Ne25=61.9kw

βγNj=1.5×2/3×61.9=61.9KW

故Ne25〉βγNj，满足生产要求。

三．大车运行电机选择

起重机总重为G=186.589t，载荷总重为Q=125+79.412=204.412t，v=715m/min，

1．运行时摩擦阻力计算：

Pm=（Q+G）（2u-df）kf/D=608960kg，Pm=184.3kg

式中,D=80cm，d=17cm，u=0.05，f=0.02，Kf=1.5，

2．坡度阻力：

PP=KP（Q+G）=408.8kg，式中KP=0.002，

3．总阻力：

P总=Pm+P坡=6907.9+1417=593.1kg，

4.载运行时的静功率：

Nj=P总V/6120ηm，式中m—电机个数，m=4，η=0.9

Nj=593.1×77.5/6120×0.9×4=13.2kw，

电机型号的确定：

N=KNj，式中K—惯性力影响系数，查设计手册得K=1.6，

故N=1.6×13.2=21.12。

选电机YZR225M-8/22KW，n=715r/min，（JC40%）满足使用要求。

四．钢结构强度计算与校核

主要对主梁以及端梁强度的计算与校核

1.主梁强度计算

结构形式采用偏轨，宽箱型，材料选用Q345－B，由于小车垂直作用在主腹板上，所以该主梁受弯曲和扭转共同作用。

主梁在垂直轮压作用下，使截面产生弯曲应力（正应力和剪应力）在扭转作用下，截面产生约束扭转正和约

束扭转应力

主梁截面图端梁截面图

图4

初定主主梁和端梁截面如图4：

Ix主=1.09×1011mm4

Iy主=5.66×1010mm4

Wx主=8.71×107mm3

WY主=5.58×107mm4

Ix端=7.7×109mm4

Iy端=2.9×109mm4

Wx端=1.54×107mm3

Wy端=1×107mm3

主主梁的强度按第II类载荷组合进行

1）.弯曲应力

主梁的垂直方向的弯曲应力按简支梁计算,水平方向的弯曲应力按框架计算,见简图5.

a）主主梁垂直受力计算模型b）主主梁水平刚架计算模型

图5主梁计算简

主主梁垂直方向跨中弯矩为:

Mv=0.25ψiPG小车L+ψiQl2/8+0.25ψ2PQL+0.5ψiPG司（1-a）

式中:

PG小车—小车自重载荷,取PG小车=7.78×105N

PG司—司机室自重载荷,取PG司=1.5×104

PQ—起升载荷,取PQ=1.225×106N

ψi—运行冲击系数ψ4=1.2

ψ2—起升载荷动系数,取ψ2=1-3

q—主梁均布自重,取q=13.3N/mm

a—司机室距端部距离,取a=1100mm

代入数据MV=1.165×1010N/mm

由大车水平惯性力P大惯和桥架惯性力q惯引起的跨中水平弯矩:

MH=P大惯L/4（1-L/2r）+q惯L2（3-2L/r）

式中:

r=L+2/3（L1-C/B）I1/I2

C—大车车轮中心至主梁轨道中心,C=100mm

B—大车轮距,B=6900mm

I1—主主梁水平方向惯性矩.I1=Iy主5.66×1010mm4

I2—端梁水平方向惯性矩.I2=Iy端=2.9×109mm4

r=18306.8mm

P大惯=1/20P=2.25×104N

q惯=1/20q=0.665N/mm

P1—一根主主梁小车总轮压,P1=（PG小车+PQ）/2=1.0×106N

MH=3.418×108N/mm

跨中截面最大弯曲正应力:

σw=MV//WX+MH/WY

代入数据;

σw=56.9+3.6=60.5MPa

2）.约束扭转应力

主主梁在垂直载荷和水平载荷作用下,承受的扭转为:

MN=MNV+MNH

如图6,在载重小车作用下的受力简图,O点是主梁截面弯心,将主梁上的偏心外力ψi,G小车和ψ2PQ转化到截面弯心上,可得扭矩:

MNV=ψiPG小车（B1+e）+ψ2PQ（B2+e）

式中:

B1—小车重心至轨道中心之间距离B1=2850mm

B2—吊钩中心至轨道中心之间距离B2=1600mm.

e—主梁弯心至轨道中心之间距离e=B0δ1/（δ1+δ2）=704mm

MNV=6.428×109N/mm

图6主主梁扭距计算简图

在偏水平载荷作用下引起扭距MNH:

MNH=P1e=1×106×704=7.04×108N.m

MN=MNV+MNH=7.132×109N.m

σw=MV//WX+MH/W=73.8+12.6=86.4MPa

3）.平均挤压应力:

小车轮压对主腹板产生的平均挤压应力应满足

σbs=PZ/（2hy+50）δ2≤1.4「σ」

式中:

PZ—一个车轮的轮压,PZ=0.25P1=2.5×105N

hy—小车轨道高度δ上翼缘板厚之和。

hy=120+16=136mm

δ2—主腹板厚度δ2=12mm

所以σbs=2.5×105/（2×136+50）×12=64.7MPa

σbs<1.4「σ」

4）.应力合成:

σΣ=σw+σn≤「σ」

σΣ=60.5+86.4=146.9MPa

「σ」=235/1.5=157MPa

σΣ<「σ」主主梁强度满足使用要求.

2.主梁刚度计算

1）.垂直静刚度

主梁垂直静刚度按简支梁计算,应满足下列条件:

f=（PQ+PG小车）l（0.75L2-l2）/12EIX≤[f]

式中:

l=L-b=19000-2315=16685mm

[f]--许用静刚度,为A7工作级别[f]=L/1000=19mm

f=8.56mm，f<[f],垂直静刚度满足要求。

2）.水平静刚度:

水平静刚度主要由大车起（制）动引起的水平惯性力P大惯和桥架自重引起的水平惯性力q惯,在主梁跨中引起的水平变位,应满足下列条件:

fH=P大惯L3/48EIy（1-3L/4r）+q惯L4/384EIX（5-4L/r）≤[fH]

[fH]=L/2000=9.5mm

fH=2.1mm

fH<[fH]水平静刚度能满足使用要求.

3）.动刚度的校核:

动刚度按铸造起重机设计标准f≥2HZ

fd=2π×［（f0.5G桥+G小车+G运）/gQq］1/2

fd=2.23

所以,fd>2,满足生产需要.

故经验算,主主梁垂直静刚度、水平静刚度及动刚度均能满足生产需要.

5．端梁的计算

端梁采用钢板焊接而成箱型结构型，在水平方向内与主梁成刚性连接，为运输方便在两主梁端处断开，并用通过加强板用高强度螺栓联接。

初选端梁截面如图4,端梁的强度计算可按载荷组合Ⅱ，建立计算模型如图9及图10。

在垂直载荷作用下，端梁承受自重载荷Fq1和主梁传来的最大支撑力Fr以满载小车位于跨端极限位置来确定FR

图9a）主梁支撑力FRb）端梁计算

式中：

P1=P2=1×106N

C1=1379mm

C2=2300mm

Fq=13.3N/m

b=4630mm

B0=6900mm

B1=6700mm

Fq端=4.94N/m

由力矩平衡原理：

FrL+P1（L-C1）+P2（L-C1-b）+PQ（L-C2）/2+FqL/2=0

代入数据：

Fr=1×106N

1.在Fr及端梁自重的作用下，产生的垂直弯距：

MV=ψiFr[（B0-B1）/2]+ψiq端B20/δ

代入相关数据：

MV=1.32×108N/mm

2.在小车惯性力作用下产生的水平弯距，图10

图10水平载荷下端梁计算

MH=PGa=1×106×100=1×108N/m

σ=MV/WX端+MH/WY端=26.8MPa

σ〈[σ]

故：

端梁强度能满足使用要求。

至此，通过对主小车的设计与计算、副小车的设计与计算、大车运行电机选择及钢结构部分强度计算与校核，设计全部合格。

并按计算书的数据绘制各零部件的生产用图。

我公司在严格按照国家相关标准进行设计、计算，合理配置，并在关键部位适当采用进口优质产品，尽可能地全面满足用户要求，本着对工程的高度责任感，针对该铸造起重机的特殊工作条件和使用工艺，从技术方案的先进性，使用的安全可靠性，操作维护的方便性，设备造价经济合理性出发，尽可能地使该起重机成为性能优良，总体布置合理，整机美观的优质产品。

我公司在设计过程中主要参照的标准有：

1.GB3811-83起重机设计规范

2.GB6067-85通用机械安全规程

3.GB/T14405-93通用桥式起重机

4.JB6129-92铸造起重机

5.GB12602-90起重机械超载保护装置安全技术规范

6.GB5972-86起重机械用钢丝绳检验和报废实用规范

7.GB5905-86起重机试验规范和程序

8.GB7592-87通用桥式起重机界限尺寸

9.GB8923-88涂装前钢材表面锈蚀等级和除锈等级

10.GB9286-88色漆和清漆漆膜的划格试验

11.JB/T7688.1-95冶金起重机技术条件通用要求

12.JB/T53442-94通用桥式起重机产品质量分等

13.GB10051.1～10051.5-88起重机吊钩

14.JB/T6406.1～6406.3-93电力液压块式制动器

15.ZBJ80007.1～80007.3-87起重机用铸造卷筒

16.JB/T6392.1～6392.2-92起重机车轮

17.GB5973～5976-86钢丝绳夹

18.JB/T53459-94电力液压块式制动器产品质量分等

19.ZBJ19010-88起重机减速器

20.JB3241～3242-83十字轴式万向联轴器

21.GBJ17-88钢结构设计规范

主要参考文献：

《起重机设计手册》大连起重机器厂编1997版

《起重机设计手册》中国铁道出版社出版2001版

《起重机金属结构设计》机械工业出版社出版1995版

《起重运输机金属结构》中国铁道出版社出版2002版

《机械设计手册》化学工业出版社出版2002版