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整理门机设计计算书

四川嘉陵江新政航电工程

尾水2×1600门机

设计计算书

殷永忠

2003年4月

一、设计计算依据

四川嘉陵江新政航电工程闸坝及厂房闸门（含拦污栅）、启闭机制造招标及合同文件以及相关澄清答疑文件。

二、参考资料

1.起重机设计手册；

2.启闭机设计规范（SL41-93）；

3.机械设计手册；

4.相关同类工程启闭机设计资料。

三、门机设计原则

1.确保门机安全可靠、经济可行，并满足招标及合同要求；

2.尽量考虑利用类似工程门机结构，对有关部位进行设计优化。

四、门机主要设计参数

1.2×1600KN主起升机构

启闭荷载2×1600KN

工作级别Q2-轻（总设计寿命1600小时）

吊点距

扬程60m（轨上12.5m）

启闭速度1.5～7.5m/min

上极限根据设计尺寸定

2.2×250KN副起升机构

启闭荷载2×250KN

工作级别Q2-轻（总设计寿命1600小时）

吊点距3.8m

扬程60m（轨上12.5m）

启闭速度～7.0m/min

上极限根据设计尺寸定

3.小车行走机构

行走速度～5m/min

4.大车行走机构

行走速度～20m/min

5.门机轨距12.5m

6.大车行走距离～139m

7.其他要求

主起升主钩上游极限距离（距上游侧轨道中心线）≤4.8m

主起升主钩下游极限距离（距下游侧轨道中心线）≤2.2m

副起升副钩上游极限距离（距上游侧轨道中心线）≤2.3m

动滑轮及钢丝绳防水

主起升机构配液压式自动抓梁、专用锻造吊钩

付起升机构配清污抓斗

门机设风向风速仪及支轨器

门机司机室设于上游中横梁上

电缆卷筒设于下游侧，位于轨道端头

小车采用电缆滑车或封闭滑线

五、门机设计总体规划

根据门机设计参数要求，则门机主要部件设计总体规划如下：

金属结构主要材料采用Q235B。

1.小车装置

小车采用电缆滑车供电。

根据上下游极限位置尺寸控制要求，主、副起升机构吊点相近布置，其中付起升机构靠上游布置。

1）主起升机构

采用单吊点自由双层缠绕方式，工作制为Q2-轻，滑轮倍率取6。

主起升机构设垂直式电缆卷筒。

2）付起升机构

采用双吊点单层缠绕方式，集中驱动。

因其扬程较大，与主起升机构结构布置较紧张，且启闭速度较快，则其滑轮倍率取2，工作制为Q2-轻。

3）小车架

小车架采用起升机构直接与其连接方式（吊点距轨道中心线尺寸要求），各梁采用高强度螺栓等强度连接。

4）小车运行机构

“三合一”减速器驱动，4个车轮组与小车架连接。

5）机房

机房采用薄板钢结构，排风扇空气流通。

2.进水口液压抓梁

借用金银台门机图，尼龙滑块改为铸铁。

3.门架结构

门架各梁为箱形结构，采用高强度螺栓连接，其连接板经机加工处理。

4.大车运行机构

“三合一”减速器驱动，8个车轮组与门架铰接。

六、2×1600KN主起升机构设计

2×1600KN主起升机构总体布置形式见图1。

（一）机构选型设计

1.电动机选型计算

电动机静功率计算：

N静＝Q起V/6120η0＝41.3～201.6KW

Q起：

额定起荷载125×103Kg

V：

起升速度1.5～7.5m/min

η0：

机构总效率η0＝η组η卷η开η减η联＝0.88×0.97×0.95×0.94×0.995＝0.76

η组：

滑轮组效率（滑轮倍率为6，自润滑轴承支承η轮＝0.95）η组＝0.88

η卷：

卷筒装置效率（滚动轴承支承）η卷＝0.97

η开：

开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）η开＝0.95

η减：

减速器效率（三级中硬齿轮传动）η减＝0.94

η联：

联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）η联＝0.995

启闭机为轻级工作制，满足电动机起动时间与不发热要求，按照S3，FC25％工作制选择电动机。

则有：

NFC＝（0.7～0.8）P静＝（28.9～33.04）～（144.5～165.2）KW

选择电动机型号为YZSP315M2-4160KW1490r/min，根据运行速度要求按照高速情况选择电机型号（功率及转速），选择时应考虑到扭矩不变。

电动机静功率计算：

N静＝Q起V/6120η0＝67，80.6KW

Q起：

额定起荷载125×103Kg，50×103Kg

V：

起升速度1.5～2.5m/min，1.5～7.5m/min

η0：

机构总效率η0＝η组η卷η开η减η联＝0.88×0.97×0.95×0.94×0.995＝0.76

η组：

滑轮组效率（滑轮倍率为6，自润滑轴承支承η轮＝0.95）η组＝0.88

η卷：

卷筒装置效率（滚动轴承支承）η卷＝0.97

η开：

开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）η开＝0.95

η减：

减速器效率（三级中硬齿轮传动）η减＝0.94

η联：

联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）η联＝0.995

启闭机为轻级工作制，满足电动机起动时间与不发热要求，按照S3，FC25％工作制选择电动机。

则有：

NFC＝（0.7～0.8）P静＝50，60.5KW

选择电动机型号为YZSP280S-475KW1480r/min，根据运行速度要求按照高速情况选择电机型号（功率及转速），选择时应考虑到功率不变。

2.制动器选择计算

制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静＝1795N.m

M制：

制动器制动力矩

K制：

安全系数，对轻级工作制取1.75

M制静：

满载时，制动轴上的静力矩M制静＝9549N静/n＝1025.4.7N.m

选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3－400/125－12.5，额定制动力矩为1800N.m

制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静＝847N.m

M制：

制动器制动力矩

K制：

安全系数，对轻级工作制取1.75

M制静：

满载时，制动轴上的静力矩M制静＝9549N静/n＝484N.m

选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3－400/125－90，额定制动力矩为2×1600N.m

3.钢丝绳选择计算

钢丝绳计算破断拉力S≥nSmax＝5.9×104Kg

Smax＝Q起（1－η）/2（1－η6）＝11.8×103Kg（钢丝绳滑轮倍率取a=6，自润滑轴承支承η轮＝0.95，双联滑轮组起吊）

n：

安全系数，对中级工作制取n＝5.0

选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳，其规格为6×19（W）－32－1770，对应破断拉力为5.98×104Kg，绳槽节距为t＝34mm，满足安全要求。

4.卷筒装置设计

a.卷筒直径确定

由钢丝绳缠绕要求

D≥ed＝20×32＝640mm

D：

卷筒直径

e：

缠绕系数，轻级工作制时取20

d：

钢丝绳直径

由自由双层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求α≤2.0°。

（钢丝绳偏移螺旋槽角度计算简图见图2）第一层缠绕扬程按30m考虑。

滑轮组缠绕时，从卷筒出来的钢丝绳先经两边动滑轮，则钢丝绳返程角、各典型位置钢丝绳偏移卷筒夹角计算如下：

1）下极限位置

H＝65m，动滑轮计算间距988，卷筒开档尺寸≈440，则tgα＝（988－440）/2/65000

则α≤0.24°

2）上极限位置

H＝5m，动滑轮计算间距988，卷筒开档尺寸L，则（988－L）/2/5000≤tg2°＝0.0349

则L≥639mm

3）返程角计算

H≈35m，动滑轮计算间距988，返程位置卷筒开档尺寸L，则（L－988）/2/35000≤tg2°＝0.0349

则L≤3432mm

由于卷筒（非缠绕段）中间尺寸为440（5各安全圈，中间光面尺寸长度100mm），则钢丝绳有效缠绕长度为L＝（3432－440）/2=1496=44（第一层缠绕圈数）×34

由n=a.h/πD0＝6×30/πD0＝44圈

则D0≥1302mm

圆整后取卷筒直径为1400mm。

此时第一层实际缠绕圈数为a.h/πD0＝6×30.5/πD0＝41.6圈取43圈，则返程位置卷筒开档尺寸L＝440＋43×2×34＝3364≤3432mm。

位于上极限时，第二层缠绕圈数n＝a.h/πD0＝6×28.48/π1.454＝37.4（取为38圈计算）卷筒开档尺寸L＝3364－38×2×34＝780≥639mm

c.卷筒厚度确定

卷筒采用HT200材料，抗压强度σ＝7500Kg/cm2抗拉强度σ＝1800Kg/cm2

卷筒内表面压应力计算：

σ＝ASmax/δt＝1.4×0.75×11.8×103/3.4×δ≤[σ压]＝σ压/4.5＝7500/5＝1500Kg/cm2

则δ≥2.43cm

由于L>2D，D＞1200，进行卷筒稳定性验算：

稳定性系数K＝P稳/P>1.3

P稳＝300000δ3/R3＝300000δ3/68.43

卷筒壁单位压应力P＝2Smax/Dt＝2×11.8×103/136.8×3.4＝50.74Kg/cm2

则δ≥4.12cm

综上，取卷筒壁厚为δ＝4.4cm（取ZG270－500时δ＝3.6cm）

5.减速器选择计算

a.传动速比分配

总传动比i总＝n电/n卷＝1490/10.23＝145.65

n卷＝a.V/πD0＝6×7.5/1.4π＝10.23r/min

结合减速器选择表，同时开式齿轮传动i≤6.3，则i减≥23。

考虑卷筒直径与大齿轮尽量吻合，机架结构尺寸不致过大，同时充分利用减速器功率（与电动机功率接近），选择i减＝31.5。

据此进行减速器规格选择。

b.减速器功率核算

1）机械强度计算

P2m=P2×KA×SA=160×1×1.4＝240KW≤P1＝290KW

P2m：

计算功率

P2：

传递功率取电机功率为160KW

KA：

减速器工况系数为1（每天工作～3h，中等冲击）

SA：

安全系数为1.5

P1：

减速器公称功率

i减取31.5，则选择减速器机座号为ZSY355。

1）机械强度计算

P2m=P2×KA×SA=75×1×1.6＝120KW≤P1＝197KW

P2m：

计算功率

P2：

传递功率取电机功率为75KW

KA：

减速器工况系数为1（每天工作～3h，中等冲击）

SA：

安全系数为1.6

P1：

减速器公称功率

i减取31.5，则选择减速器机座号为ZSY315。

2）热功率校验

P2t=P2×f1×f2×f3=160×1.15×0.56×1.15＝119KW≤PG1＝155KW

P2t：

计算热功率

f1：

环境温度系数为1.15

f2：

负荷率系数为0.56

f3：

公称功率利用系数为1.15

PG1：

减速器公称功率

P2：

传递功率取电机功率为160KW

2）热功率校验

P2t=P2×f1×f2×f3=75×1.35×0.56×1.35＝76.5KW≤PG1＝86KW

P2t：

计算热功率

f1：

环境温度系数为1.35

f2：

负荷率系数为0.56

f3：

公称功率利用系数为1.35

PG1：

减速器公称功率

P2：

传递功率取电机功率为75KW

6.联轴器选择计算

选用NGCL型带制动轮鼓形齿联轴器。

联轴器计算力矩应满足：

M计≤[M]

M计：

计算力矩M计＝Φ2nⅡMe＝1.3×1.8×9549×160/1490＝2399N.m

[M]：

所选用联轴器承载能力表额定力矩值。

根据联轴器承载能力表选择NGCL8型。

其直径为Φ400mm与制动器吻合，且其额定力矩为9000N.m大于制动器额定力矩，符合安全要求。

7.荷重及高度传感器

荷重传感器选用ZX轴销式，规格为25t，设于平衡滑轮装置上。

高度传感器选用EAM63A型光电绝对编码型，设于卷筒装置轴端。

同时配QGX－B型机械式限位装置。

8.开式齿轮传动计算

开式齿轮传动速比i开＝i总/i减=145.65/31.5＝4.722＝85/18（互质要求，小齿轮轮毂与轴间不能过薄要求小齿轮齿数为18，同时大齿轮可满足与卷筒匹配连接），B＝200mm，9级精度

a.弯曲强度计算（第Ⅱ类荷载计算）

大齿轮计算

σ弯＝2MC/Zm2Byγ＝2×1.7×106×1.312/85m220×0.438×1≤[σ弯]＝2668Kg/cm2（材料为ZG40Mn2，正火回火处理σs＝3950Kg/cm2）

m≥1.5cm

M：

传递扭矩M＝SmaxD0/η卷＝1.7×106Kg.cm

C：

速度系数M＝1+0.35×v＝1+0.35×1490πD小/1890＝1.312

Z：

大齿轮齿数Z＝85

m：

齿轮模数

B：

大齿轮宽度B＝200mm

y：

大齿轮齿形系数y＝0.438

γ：

磨损系数对轻级工作制取γ＝1

小齿轮计算

σ弯＝2MC/Zm2Byγ＝2×2.6×105×1.044/17m216×0.301×1≤[σ弯]＝3750Kg/cm2（材料为40Cr，调质处理σs＝5000Kg/cm2）

m≥1.33cm

M：

传递扭矩M＝SmaxD0/η卷η开i开＝3.6×105Kg.cm

C：

速度系数M＝1+0.35×v＝1+0.35×1490πD小/1890＝1.312

Z：

大齿轮齿数Z＝18

m：

齿轮模数

B：

大齿轮宽度B＝220mm，计算值为200mm

y：

大齿轮齿形系数y＝0.308

γ：

磨损系数对轻级工作制取γ＝1

b.接触强度计算（第Ⅰ类荷载计算）

σ接＝2400√M1（i+1）/Bd12（i+0.14）＝2400√3.6×105（4.72+1）/20×182×m2（4.72+0.14）≤[σ接]＝10780Kg/cm2（取开式齿轮副中接触强度较小的材料ZG40Mn2作为许用接触应力值）

m≥1.8cm

综上，取开式齿轮传动模数m＝2.0cm

9.卷筒装置附件计算

a.卷筒轴计算

卷筒轴受力分析与计算简图，其中：

钢丝绳最大拉力Smax＝11.8×103Kg卷筒自重G卷＝6000Kg

大齿轮自重G大＝2400Kg齿轮圆周力P＝19.5×103Kg齿轮径向力Pr＝7.1×103Kg

Pa1＝Smax+G卷/2＝14.8×103KgPb1＝Smax+G卷/2＋G大—P＝-2.3×103Kg

则Q1＝13.9×103KgQ2＝-1.4×103Kg

对应M1＝3.1×105Kg.cm

卷筒轴强度计算

σ1＝M1/W1＝3.1×105/0.0982d3≤[σ]＝σs/2.5＝1160Kg/cm2（45钢正火）

d≥14cm取14.5cm。

b.卷筒与大齿轮连接计算

卷筒与大齿轮采用套管与螺栓连接。

套管仅承受扭矩，其剪应力为：

τ＝8M/nπD（d12－d12）＝432Kg/cm2≤[τ]＝850Kg/cm2（45钢调质）

M：

套管所传递扭矩M＝SmaxD0＝1.65×106Kg.cm

n：

套管数量n＝6

D：

套管间中间圆直径D＝1100mm

d1、d1：

套管外、内径分别为5.0，3.2cm

c.钢丝绳压板螺栓计算

钢丝绳在卷筒上包角α＝3π，梯形压板槽。

则压板螺栓拉应力为：

σ1＝Smax（0.785+0.986L/d）/nd2＝11.8×103（0.785+0.986×5.65/3）/6×32＝577.3Kg/cm2≤[σ1]＝σs/2.5＝940Kg/cm2（Q235钢，取d＝3cm）

L：

摩擦力作用的力臂为5.65cm

（二）滑轮组设计计算

1.滑轮直径确定

由钢丝绳缠绕要求D≥ed＝20×32＝640mm

D：

卷筒直径

e：

缠绕系数，轻级工作制时取20

d：

钢丝绳直径

取定、动滑轮直径为640mm，宽度取120mm，平衡滑轮直径为（0.6～0.8）640＝480mm

2.定滑轮组设计计算

a.定滑轮轴选择计算

定滑轮轴受力分析

S1＝（η+η2）Smax＝21.9×103KgS2＝（η3+η4）Smax＝20×103Kg

Q1＝21.3×103KgQ2＝20.6×103Kg

M1＝2.24×105Kg.cm

σ1＝M1/W1＝2.24×105/0.0982d3≤[σ]＝σs/2.4＝5000/2.4＝2083Kg/cm2（40Cr调质）

d≥10.3cm取11.0cm。

核算折算应力

σ合＝√σ12+3τ2＝√17132+3×2862＝1783Kg/cm2≤[σ]＝2083Kg/cm2

b.支承座板选择计算

水平截面计算

σ压＝αjQ1/（b－d）δ＝2.52×21.3×103/（48－11）δ≤[σ]＝σs/1.7＝2350/1.7＝2029Kg/cm2（采用Q235材料）

αj：

与d/b有关的系数

Q1：

支承座板所受压力Q1＝21.3×103Kg

b：

支承板宽度为b＝48cm

d：

孔径d＝11cm

δ：

支承座板厚度

δ≥1.051cm

挤压强度计算

σ挤＝Q1/dδ＝21.3×103/11δ≤[σ]＝σs/4＝2350/4＝587.5Kg/cm2

δ≥3.3cm

综上取基板为1.6cm，补强板厚度为2×1.0cm

3.动滑轮组设计计算

a.动滑轮轴选择计算

动滑轮轴受力分析

S1＝（η5+η4）Smax＝18.7×103KgS2＝（η3+η2）Smax＝20.8×103Kg

S3＝（η+1）Smax＝23×103Kg

Q1＝62.5×103KgM1＝8.71×105Kg.cm

强度计算

σ1＝M1/W1＝8.71×105/0.0982d3≤[σ]＝σs/2.4＝5000/2.4＝2083Kg/cm2（40Cr调质）

d≥16.2cm取17.0cm。

b.吊板选择计算

滑轮轴配套吊板

水平截面计算

σ压＝αjQ1/（b－d）δ＝2.25×62.5×103/（42－17）δ≤[σ]＝σs/1.7＝3250/1.7＝1914Kg/cm2（采用Q345材料）

αj：

与d/b有关的系数

Q1：

支承座板所受压力Q1＝62.5×103Kg

b：

支承板宽度为b＝42cm

d：

孔径d＝17cm

δ：

吊板厚度

δ≥2.94cm

垂直截面计算

σ压＝Q1（h22+0.25d2）/dδ（h22－0.25d2）＝62.5×103（272+0.25×182）/18×δ（272－0.25×182）≤[σ]＝σs/3＝3450/3＝1150Kg/cm2

h2：

垂直方向尺寸h2＝27cm（验算闸门吊轴）

δ≥3.8cm

挤压强度计算

σ挤＝Q1/dδ＝62.5×103/17δ≤[σ]＝σs/5＝3250/4＝812.5Kg/cm2

δ≥4.53cm

综上取基板为3.0cm，补强板厚度为2×1.0cm

4.平衡滑轮装置设计计算

a.平衡滑轮轴选择计算

平衡滑轮轴受力分析

S＝（η5+η4）Smax＝18.7×103Kg（按均布载荷计算）

Q＝9.35×103KgM1＝7.48×104Kg.cm

强度计算

σ1＝M1/W1＝7.48×104/0.0982d3≤[σ]＝σs/2.4＝5000/2.4＝2083Kg/cm2（40Cr调质）

d≥7.2cm取8cm。

b.吊板选择计算

水平截面计算

σ压＝αjQ1/（b－d）δ＝2.25×9.35×103/（20－8）δ≤[σ]＝σs/1.7＝3450/1.7＝2029Kg/cm2（采用Q345材料）

αj：

与d/b有关的系数

Q1：

支承座板所受压力Q1＝9.35×103Kg

b：

支承板宽度为b＝20cm

d：

孔径d＝8cm

δ：

吊板厚度

δ≥0.87cm

挤压强度计算

σ挤＝Q1/dδ＝9.35×103/8δ≤[σ]＝σs/4＝3450/4＝862.5Kg/cm2

δ≥1.36cm

综上取基板为1.2cm，补强板厚度为2×0.4cm

七、2×250副起升机构设计

2×250副起升机构总体布置见图2。

（一）机构选型设计

1.电动机选型计算

电动机静功率计算：

N静＝Q起V/6120η0＝～33.9KW

Q起：

额定起荷载2×25×103Kg

V：

起升速度～7.0m/min

η0：

机构总效率η0＝η组η卷η开η减η联＝0.98×0.97×0.95×0.94×0.995＝0.845

η组：

滑轮组效率（滑轮倍率为2，自润滑轴承支承η轮＝0.95）η组＝0.98

η卷：

卷筒装置效率（滚动轴承支承）η卷＝0.97

η开：

开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）η开＝0.95

η减：

减速器效率（三级中硬齿轮传动）η减＝0.94

η联：

联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）η联＝0.995

启闭机为轻级工作制，满足电动机起动时间与不发热要求，按照S3，FC25％工作制选择电动机。

则有：

NFC＝（0.7～0.8）P静＝47.4～54.4KW

选择电动机型号为YZR280S-852KW712r/min

2.制动器选择计算

制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静＝1596N.m

M制：

制动器制动力矩

K制：

安全系数，对轻级工作制取1.75

M制静：

满载时，制动轴上的静力矩M制静＝9549N静/n＝912N.m

选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3－400/121，额定制动力矩为1600N.m

3.钢丝绳选择计算

钢丝绳计算破断拉力S≥nSmax＝3.21×104Kg

Smax＝Q起（1－η）/2（1－η2）＝6.41×103Kg（钢丝绳滑轮倍率取a=2，自润滑轴承支承η轮＝0.95，双联滑轮组起吊）

n：

安全系数，对轻级工作制取n＝5.0

选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳，其规格为6×19（W）－24－1770，对应破断拉力为3.36×104Kg，绳槽节距为t＝26mm，满足安全要求。

4.卷筒装置设计

a.卷筒直径确定

由钢丝绳缠绕要求

D≥ed＝20×24＝480mm

D：

卷筒直径

e：

缠绕系数，轻级工作制时取20

d：

钢丝绳直径

由单层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求α≤3.5°。

（钢丝绳偏移螺旋槽角度计算简图见图3）

L1：

钢丝绳有效缠绕长度

H：

计算钢丝绳偏移卷筒螺旋槽最大夹角时的高度H=60+5.35＝65.35m

h：

起升高度60m

则D0≥250mm

因付起升吊点距为3.8m，则单边卷筒长度不大于1.5m。

为使小车结构尽可能紧凑（充分考虑上下游吊点至轨道中心线尺寸），取卷筒直径为D0＝1150mm，则钢丝绳有效缠绕圈数为n＝a.h/πD0＝2×60/πD0=33圈

b.卷筒长度确定

L＝2（L1+L2）＋e＝2128mm

L1：

钢丝绳有效缠绕长度L1＝nt＝33×26＝858

L2：

钢丝绳紧固及安全圈数所需长度、卷筒两端构造所需长度

L2＝（3＋2）t＋1.5×d＝166

e：

中间光面长度e＝2×40＝80

c.卷筒厚度确定

卷筒采用HT200材料，抗压强度σ＝7500Kg/cm2抗拉强度σ＝1800Kg/cm2

卷筒内表面压应力计算：

σ＝ASmax/δt＝1×6.41×103/2.6×δ≤[σ压]＝σ压/4.25＝7500/4.25＝1764.7Kg/cm2

则δ≥1.4cm

由D≈1200，进行卷筒稳定性验算：

稳定性系数K＝P稳/P>1.3

P稳＝300000δ3/R3＝300000δ3/56.33

卷筒壁单位压应力P＝2Smax/Dt＝2×6.41×103/112.6×2.6＝43.78Kg/cm2

则δ≥3.23cm

综上，取卷筒壁厚为δ＝3.3cm

5.减速器选择计算

a.传动速比分配

总传动比i总＝n电/n卷＝712/3.875＝183.74

n卷＝a.V/πD0＝2×7.0/1.15π＝3.875r/min

结合减速器选择表，同时开式齿轮传动i≤6.3，则i减≥29.2。

考虑