起重机计算说明书下.doc

2）水平面内的内力 4、主梁的强度 验算1）弯曲应力验算2）剪应力验算3）主梁扭 转剪应力2）支腿平面内的支腿内力计算2）支腿平面内的支腿内力计算6、支腿和下横梁强度验算1）支腿强度验算2）下横梁强度验算7、门架的静刚架计算1）主梁的刚度计算2）支腿静刚度算8、主梁动刚度计算9.起重机轮压计算1门架平面内的轮压计算2)支腿平面内轮压计算轮压的合成1 车轮与轨道的选择2 运行阻力的计算1)摩擦阻力的计算2)坡度阻力的计3)风阻力的计算4)运行总阻力计3 电动机的选4 选择减速器5 选择联轴器6电动机的验算：1) 电动机过载指力的验算2)电动机的发热验算3）起动时间的验算7减速器的验算8.制动器的选择9.启动与制动的打滑条件当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的和由满载小车自重引起的P的计算值已于前述顺大车轨道方向的风载荷为、和（其值也列在前面），它们引起的主梁内力见图8-31A、小车在跨中 由1表11-3 求得弯矩：MD= =-26023.68NmML/2=B、小车在悬臂端 由1表11-3求得弯矩：MD= =500=-163831.18N.mML/2=现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下：主梁垂直面内弯矩（N.m）产生弯矩的外力小车位置主梁均布质量q移动载荷PMDML/2MDML/2小车在跨中-129936.96173349.5401229659.18小车在悬臂中-129936.96173349.54-1262690-631345产生弯矩的外力小车位置小车制动时产生惯性力Pxg外力合成MDML/2MDML/2小车在跨中167981.283990.638044.241486999.2小车在悬臂中167981.283990.6-1224645.8-374004.86主梁水平面内弯矩（N.m）产生弯矩的外力小车位置MDML/2小车在跨中-26023.68+163831.18小车在悬臂中-116869.93-34185.43 由于表可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯短，小车在跨中时，跨中弯矩最大。小车在悬臂时，支 承D处弯矩最大。现分别验算主梁跨中和支腿D处的弯曲应力。由公式（8-14）求得跨中弯曲应力。=12011.90N/cm2由公式（8-15），支承处弯曲应力cc= =9675.19N/cm2=12011.90N/cm2由公式（8-15），支承处弯曲应力cc= =9675.19N/cm2 根据上述计算,小车在悬臂端时,主梁支承处剪力最大,主梁支承处垂直面内的剪应力由式(8-16)计算：小车在踌中： QD=36093.6+118807.657635.5=147265.75N小车在悬臂端：QD=36093.62525387635.5=296267.1N剪应力：主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计 对于单主梁箱形门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还了在受约束弯曲应力、约束扭转正应力（以增大15%的自由弯曲应力计入）和剪应力。此外，主梁截面还了在受纯扭转剪应力，现验算如下：弯心的位置发中图8-32所示，主梁截面弯心位置：图8-32 主梁截面弯心计算简图小车各部分重量如下：G1=4509kg小车上机械部分重量； G2=16322kg吊重及吊钩组重量；G3=2490kg小车架及防雨罩重量。外扭矩Mn=G1l1+G2l2+G3l3=(4509122)+(16322130)+（2490155）9.8=299674.98Nm 主腹板上的剪应力1=式中 =b0h0=90.7150.8=13677.56c1=1369.37N/c盖板厚度与主腹板厚度相同 副腹板上剪应力2=1641N/c计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为静定结构。 由主梁均布自重产生的内力（图8-33） 由1表11-4可知，有县臂时的侧推力为：图8-33 支腿由自重引起的内力图H=为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即H=弯矩MC=MD=-Hh=-12379.04980=-12131459.2Ncm由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行A. 小车在跨中（图8-34） 当a=c=9.7m时，K=2.6m。侧推力：H= =弯矩 MC=MD=-Hh=45191.76980=-44287924NcmB. 小车在悬臂端（图8-35） 主钩左极限位置 S=5m图8-34 支腿由移动载荷 图8-35 支腿由移动截荷（在跨中）引起的内力图 （在悬臂端）引起的内力图侧推力：H=P1（K+x1）+P2x=136106.84(2.6+3.7)+136106.893.7弯矩MC=MD=Hh=41665.36980=-40832052N.cm 作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力（图8-36a、b）作用在支腿上的均布风载荷 引起的支腿内力。图8-36 支腿由风载荷引起的内力图侧推力HA=2934.36NHB=509.31N弯矩MC=-HBh=509.31980=-499123.8N.cm小车在跨中的支腿合成弯矩：MC=-12131459.2-44287924-499123.8-11045060.6=-437006.49N.mMD=-12131459.2-44287924+594967.8 +11045060.6=-205164.36N.m小车在悬臂端的支腿合成弯矩：MC=-12131459.2+40832052-437006.49-11045060.6=17218525N.mMD=-12131459.2+40832052+594967.8 +11045060.6=40340621.2N.m计算支腿平面的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷：Pc=2Pj+式中各符号的意义见前述PC=2136106.84+(566+124+750)9.8=377562.28N由垂直载荷引起的支腿内力（图8-38a）在垂直载荷Pc作用下引起的支腿内力由1表11-5得支反力：V1= =204962.38NV2=172599.9N弯矩 M1=V1l1=204962.28160=327939.64N.mM2=V2l2=172599.90540=932039.46N.m=400254N.m支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（图8-38C）已知Mn=269339.99N.m支反力 弯矩M1=V1l1=38477160=61563.42N.mM2=V2l2=38477540=207775.8N.mM3=Mn=269339.99N.m支腿自重引起的支腿内力（图8-38d）已知支腿自重Gt=3853kg , a=160cm，化为均布载荷 。弯矩支反力 = =12946N弯矩 M1=V1l1=24813160=39700.8N.m M2=V2l2=12946540=69908.4N.m=400254N.m支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（图8-38C）已知Mn=269339.99N.m支反力 弯矩M1=V1l1=38477160=61563.42N.mM2=V2l2=38477540=207775.8N.mM3=Mn=269339.99N.m支腿自重引起的支腿内力（图8-38d）已知支腿自重Gt=3853kg , a=160cm，化为均布载荷 。弯矩支反力 = =12946N弯矩 M1=V1l1=24813160=39700.8N.m M2=V2l2=12946540=69908.4N.m 下横梁自重引起的下横梁内力（图8-38e）在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩Ms和下横梁中的弯矩M1及M2。除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩：下横梁自重G=2346kg，化为均布载荷支反力弯矩 在支腿与下横梁联接处的下横梁C-C截面处的弯矩：=14186.88N.m支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩（N.m）外力构件PcPsMnGtGh支腿下横梁下横梁Ms=604099M1=327939M2=932039Ms=400254M1=91486M2=308766Ms=263399M1=61563M2=207775Ms=30208M1=29700M2=699080ML/2=20114M2=14186 支腿平面内支腿下部弯矩合成：M2=MC-C=932039+308766+207775+69908+14186=1532674N.mM2=604099+400254+26339+30208=1297900N.m由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：MC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：=4472.9N/c由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：MC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：=4472.9N/c对于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成弯矩Ms和轴向力N合成验算支腿强度轴向力 N=Pcsina=377562.28sin77021=377562.280.9757=368387.52N弯曲应力= =7553.53N/c下横梁强度按C-C截面的合成弯矩验算：计算门架刚度时，应分别对主梁和支腿进行刚度计算。在进行主梁刚度计算时，应以门架平面作为计算平面。在进行支腿刚度计算时，以支腿平面作为计算平面。主梁刚度按超静定门架计算。当小车在跨中时，按式（8-23）计算=1.8-0.8=1.0cmf1当小车在悬臂墙时，按式（8-24）计算：=1.82-0.66=1.16cmf2对于支腿，只需进行支腿平面内的刚计计算即可1）水平刚度（图8-39a、b）在水平载荷PS1、PS2作用下，支腿顶部的水平位移按式（8-30）计算:t1=Mps=1Mps/Eds其中,单位水平载荷Ps=1引起的支腿内力为:V1=V2=h/l=8.05/7=1.15NM1= V111=1.15160=184NM2= V2L2=1.15540=621N.M3=Psh=1805=805N.在水平载荷PS1和PS2作用下引起的内力由前述所知PS1=45835N；PS2=7772N=0.52cm垂直刚度计算（图8-39c、d）在垂直载荷Pc作用下，支腿顶部的垂直位移按式（8-29）计算：单位垂直载荷Pc=1引起的支腿内力：由前述计算，Pc=377562.28N扭转刚度计算（图8-39e、f）支腿受梁传递的扭矩而引起扭转变形，其扭转刚度按式（8-31）验算： 单位扭转刚度计算，单位扭转刚度计算按下式计算： 主梁的动刚度，可以由式（3-24）验算主梁满载自振频率来控制：当小车在跨中时，由表3-7 =126.25Ns2/cm=224126N/cm式中 在此 =163.22NS2/cm式中 在此 于是 小车在悬臂端时： 式中 =82.14Ns2cm=700280.11N/cm 式中 m=0.50 K=4.59 f=0.16=0.1692.330.2967=4.38Hz 皆大于2Hz,满足要求图840所示为单主粱门式起重机的轮压计算简图。其计算步骤是：先分别计算出在门架平面内和支腿平面内的轮压，然后叠加 在计算门架内的起重机的轮压时，应按小车位于左悬臂进行计算。这时，门架平面A支腿处车轮产生最大轮压，B支腿处车轮产生最小轮压 在支龋平面，分别计入风力、大车制动惯性力和下横粱重量等，分别求出支腿A和E处的附加轮压 按额定起重机计算轮压(小车位于左悬臂端)巳知数据如图8-40，图841所示。门架的各部分质量和载荷如下Gc=566kg G=750kg; G=4764.66kg，G=3852kg，G=1881.4kg G=145587kg G=124kg，G=7286kg;h=113m;Q=16000kg，= 36m；G=322kg,=21cm;h=1055m; =19m;=123m;=5375m;=113m =12ms =6m; B=7m G=2346kg P=16500N;P=2400N; p=4050N; p=3000N; p =3222N;p=20047N， p=p+p=221615N; P=p+2p=20047N十22722=25491N =llm; p=17141N=+=475818.80N 门架平面的最小轮压： V=（V+V） =+ =9.8+9.8-9.8=122028.33N 由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为V=V=237909.4N同理，B支座出的两个车轮轮压：V=V=61014.16N将支腿内的轮压V和V均分到每个车轮上，则V=V=58198.22V=V=-37540.56现将门架平面内和支腿平面内分别求得的轮压叠加：门式起重机车轮轮压叠加值（N）门架平面V=273909.4V=237909.4V=61014.16V=61014.16支腿平面V=5819822V=-375056V=58198.22V=3754056叠加擅=29610762=200368.84=119212.38V=23473.6由上表看出，最大轮压为： ， VA=29610762N 四大车运行机构的设计计算由附表18,选择双轮缘车轮Dc=700mm大车车轮轴径:d=100mm;车轮轴承型号：7524；轨道型号:P43;由附表22，轨顶曲率半径R=30cm 由1式(5-1)，求车轮踏面疲劳计算载荷： Pc=1/3(2Pmax+Pmin) 由前述门架计算可知， Pmax= Pmin= Pc=1/3(2296107.62+23473.60)=205229.61N 因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取D=700mm，轨顶半径R=300mm点接触的接触应力按1式(5-3)计算： PckRCC/m今选用车轮为ZG35CrMnSi，由(4)，b=686Nmm。由1表5-2，k=0.181,k=6.6 由1表5-5,=0.845,m=0.443 因车轮转速 n=17.70r/min 由1表5-3，C=1.08由1表5-4，C=1.12 P=kCC=0.1811.081.12=317370N摩擦阻力的计算，由1式(7-1)： Mm=(Q十G)(k+) 由1， 取=0.02, k=0.08cm,=1.5 Mm=1.5(16000+49612)(0.08+002)=231479N.cm Pm=坡度阻力的计算，根据1式(72)： Pp=(Q十G)Kp=(16000+49612)0.002x 9.8=1286N 风阻力的计算： P=q(十F)二150(1.2x76.5十10)=15270N 运行总阻力： P=Pm十P+P=65205十1286十15270=230765N 初选电动机 电动机静功率：已知运行速度v=395mmin N=kW 按1式(7-10)电动机功率： N=kN=12x 844=1013kW由1表7-6选得k=1.2,由附表28可选择电动机，YZR160L-6，JC=40，S，N=969r/min, GD=0.78kgm, d=48mm 减速器的传动比： =54.74 今选用立式套装减速器，由附裹40查得： ZSC600，=59，N=92kW，n=1000rmin大车运行速度验算： v=v=39.5=36.65 速度误差验算:=7.7可用电动功率N=9KW，因现选减速器传动比较的增大，即大车运行速度降低，故电动机功率合适由附表37查得，ZSC-600的输入轴尺寸：d=35mm,=55mm, 减速器输出端为套装式，不需联轴器，故只需选高速轴联轴器 机构高谴轴扭矩： M=nM-nMn=1.51.5=19966Nm 式中Mn=975=9759.8=88.74Nm 其中符号如前由起重机课程设计附表44,选择带制动轮的半齿联轴器，S120w GD二O38kgm，M=710Nm 根据附录第九节，按下式验算电动机的过载能力： N(Q+G)(W+Kp)+P=25450=6.36kWNN通过。式中： P=q（CF+F）=250（1.276.5+10）=25450NGD=1.15（GD+GD）=1.15（0.78+0.38）=1.334kgm其余符号同前 按附录第九节，大车运行机构电动机的发热按下式验算I稳态功率： N=G（Q+G）（w+K）+P 附裹25和23,G=G=0.8(JC=25，CZ=450次)。因此 N=O8(16000+491612)(O006十0002) 98+15270=5.54KW动态功率:N=0.47Kw 系数K= 根据附图19，取K=1.7时 JC=40的YZR160-6在CZ=450次时的允许输出功率为N=9.45KW.发热验算通过 满载起动时间(分别驱动)验算： t(Q=0)= 式中M=1.7M=1.788.74=150.89Nm 静力矩: M=222.33Nm起动时间： t=5.73s 空载起动时间验算 空载起动时的静力矩： M= 摩擦阻力的计算：P=2G（k+/D=4930N 坡道阻力的计算： P=GK=49612=972.39N风阻力；P=q=250=22950N空载时的静阻力矩： M=192.88N 空载起动时间： t= =2.48S 减速器的轴人功率按起动时的功率确定:Ng=pgvdc/100060m式中:pg=（Q+Gdc/g）vdc/60tq=（16000+49612）36.659.8/9.8605.73=6994.41NNg=pgvdc/1000m60=6994.4136.65/100020.960=2.37kWNN,宜改选ZSC-750 输入轴转速 n=1000rmin时，但i=54.75与原要求大车运行速度vdc=395mmin时的减速器传动比i=54.74相等，故不再验算 制动力矩的计算， Mz=1/mMj+n1/38.2tzmc（GD2）1+（Q+G）D2C/i12 对于室外门式起重机，由(1)得 Mj=（pp+pf-pmmin）Dc/2i=（1286+25450-4347）0.710.9/254.75=130.65Nm 式中 pmmin=（Q+Gdc）（k+d/2）2/DC 取=1pmmin=1（16000+49612）（0.08+0.0216/2）2/71=4347NMz=1/2130.65+969/38.2621.51.16+（16000+49612）0.712/54.752=72.18Nm由附表15,选得制动器型号为YWZ5-200/23制动力矩Mez=112225Nm验算制动时间:tz=n1/38.2（mMez-Mj）mc（GD）21+（Q+Gdc）d2c/i2=969/38.2（2112-130.65）21.151.16+（16000+49612）0.712/54.7520.9=3.42s,可用对于室外门式起重机,还应验算制动力矩:Mz=1.25Dc/2im（p+pf-pmmin）式中: pf-空载时非工作状态风压,pf=qCFq=6001.276.5=55080NPp=GKp=496120.029.8=972.39NPmmin=G(k+d/2)2/DC=149612(0.08+0.0216/2)2/109.8=3332N则M2=1.250.710.9/254.752(972.39+55080-3332)=192NmYWZ5-200/23型箭动器的刮动力矩可以调到225 Nm,但仍用夹轨器打滑验算分别按起动和制动两种情况进行1)捏动时期不打滑验算由C1式(724): n=p1f/pp+pf+GdcVc/g60tq+P2（k+d/2）+P1k/DC/2nz由前述的轮压计算可知，主动车轮在A.B车轮处，从动车轮在E.F处，主动车轮轮压总和： P1=VA+VB=29610762+119212.38=415320N 从动车轮轮压总和: P2=VE十VF=200368.84+234736=22384244N 取 f=0.12,nz=0.8代入上式得: n=4153200.12/1286+25450+4961239.5/605.73+223842.44（0.08+0.0216/2）1.5/71/2+4153200.08/71/2=1.39n如果作用在门架支腿平面内惯性力，风力等方向与图8-41所示的图相反时，则主动轮轮压和(N)如下表所示：门架平面VLA=237909.4VLE=237909.4VLB=61014.16VLF=61014.16支腿平面VtA=37540.56VtE=58198.22VtB=-37540.56VtF=58198.22叠加值VA=200368.84VE=296107.62VB=23473.6VF=64299.38 主动轮轮压之和: P1=A+B=200368.84+23473.6=223842.44N从动轮轮压之和: P2=VF+VE=296107.6+64299=360407N所以n=223842.440.12/1286+25450+4961239.5/605.73+415320（0.08+0.0216/2）1.5/35.5=0.72nz会产生起动打滑 若在轨道上r撒沙,使f=0.25,15，则nz可把高到1.50 2)制动不打滑的验算： 所以n=p1f/pp+pf+Gdc/gVc/60tz-p2（k+d/2）+p1k/Dc/2n=4153200.12/1286+25450+4961239.5/603.42-4153.20（0.08+0.0216/2）1.5+4153200.8/35.5=1.50若P1与P2互换,则n=223842.440.12/1286+25450+4961239.5/603.42-4153.20（0.08+0.0216/2）1.5/35.5-223842.44 0.08/35.5=0.85MD=-26023.68N.mML/2=-116869.93N.mMD=-163831.18N.MML/2=-34185.43N.mz=12011.9N/cm2c=9675.19N/cm2QD=147265.75NQD=296267.1Nx=1615N/cm2e=38.87cmMn=299674.98Nm1=1369.37N/c2=1641N/cH=41665.36NMC=MD=-40832052N.cmHA=2934.36NHB=509.31NMC=-49