HLMD40+05-18(3)-16A门式起重机设计计算书.doc

桁架组合横梁门式起重机（HLMD40+05-18/16A型）设计计算书 编制： 审核： 批准： 佛 山 市 南 海 合 力 创 兴 机 械 有 限 公 司目 录1. 计算书有关说明.21.1计算目的.21.2计算过程中计算原则.21.3参考资料.21.4计算过程中采用的部分常数.22.技术参数.33.龙门吊主横梁设计验算3 3.1结构说明3 3.2计算模型及参数3 3.3主横梁最大剪力Qmax及最大弯矩Mmax的计算.3 3.4主横梁最大挠度fmax验算计算.43.5主横梁强度校核.4 3.6主横梁局部强度校核.54.龙门吊支腿设计验算.5 4.1左支腿设计验算.5 4.2右支腿设计验算.65.龙门吊行走台车驱动轮验算.8 5.1天车车轮踏面疲劳计算8 5.2整机运行车轮踏面疲劳计算.86.龙门吊驱动功率计算9 6.1整机运行功率计算.9 6.2天车运行功率计算.107.防滑验算108.起升牵引力F计算119.导向滑轮轴及支架计算1110.龙门吊的稳定性计算1211.吊具计算.1312.结论.141计算书有关说明1.1 计算目的本产品由三角桁架组合成门架横梁，方管和型材组合成门架腿，每边四轮承重运行结构组合成的门式起重机设备，为保证设备运行的可靠性和安全性，特对设备的一些关键零部件进行强度、刚度和稳定性验算。1.2 计算过程中计算原则设备有些工作状态的受力较复杂，本计算书中的部分工作状态计算模型进行了简化，其简化原则是：计算工作状态比实际工作状态更趋保守。1.3 参考资料 机械设计手册（94年版、化学工业出版社） 材料力学（84年版、高等教育出版社） 起重机械金属结构（86年版、人民交通出版社） GB3811-起重机械设计规范港口起重机械1.4 计算过程中采用的部分常数Q235钢材的许用应力=1450(kg/cm2)Q345钢材的许用应力=1700(kg/cm2)钢材弹性模量 E=2.06*106(kg/cm2 )2.技术参数设备工作级别为：A3额定起重量： 40t设备自重： 37t龙门吊跨度： 18m龙门吊净高： 16m龙门吊大车运行速度： V17m/min龙门吊起重小车运行速度：V9m/min三角横梁的惯性矩: 1547692(cm4)三角横梁的Wmin: 16915(cm3)左支腿惯性矩max: 1120662(cm4)右支腿惯性矩: 23055(cm4)右支腿净截面积S: 144(cm2)3.龙门吊主横梁的设计验算3.1 结构说明 本验算结构为单梁龙门架的主横梁3.2计算模型及参数3.2.1 计算模型见右图3.2.2 相关主参数及表示符号跨度L=18m净高H=16m，立柱支腿高h=17.5m集中载荷W=46(t)(其中：电动起重小车为6t)主横梁均布载荷q=0.5(t/m)(包括钢轨、钢轨压板及螺栓质量)3.3 主横梁最大剪力Qmax和最大弯矩Mmax的计算3.3.1 Qmax的计算 主横梁所承受的剪力为横梁自重均布载荷q和最大集中载荷Wmax作用的叠加，分析得知：当天车吊梁,载荷距立柱1m（即：预制梁端面与龙门吊立柱相接触时的最小安全尺寸）时，横梁承受剪力出现最大:Qmax =qL/2+(L-1)*W/L=0.5*2*18/2+(18-1)*46/18=52.5(t)3.3.2 Mmax的计算主横梁所承受的弯矩为横梁自重均布载荷q和额定集中载荷W作用的叠加，当额定集中载荷运动到横梁正中时，横梁承受弯矩为最大。 Mmax=Mp+MqMp=WL/4 =46*18/4=207(tm)Mq=q*L2/8 =0.5*182/8=20.25(tm) Mmax=Mp+Mq=207+20.25=227.25(tm)3.4 主横梁最大挠度fmax验算计算 fp=WL3/48EI=46000*18003/(48*2.06*106*1547692)=1.75(cm)集中载荷产生的最大挠度fmaxj=1.75cmL/700=2.57(cm)3.5 主横梁强度校核max=Mmax/Wmin =227.25*105/16915=1344(kg/cm2)=1700(kg/cm2)3.6 主横梁局部强度校核主横梁支腿托梁处弦杆局部强度计算M=P*L/4P=Qmax/2=52.5/2(t)L=1.5mM=52.5*1.5/8=9.84375(tm)max=Mmax/Wmin =9.84375*105/636=1546(kg/cm2)=1700(kg/cm2)结论：由上述计算知，主横梁的刚度、结构稳定性及强度均满足要求4.龙门吊支腿的设计验算4.1 左支腿设计验算4.1.1门架平面内支腿所承受的最大弯矩M腿=3/2N N=2K+3 K=I梁*H/I柱*L I梁=1547692cm4A字形主横梁截面的惯性矩 I柱=1120662cm4左支腿截面的惯性矩 H=1750cm， L=1800cmK=1547692*1750/(1120662*1800)=1.34N=2K+3=2*1.34+3=5.68=3/2N=3/(2*5.68)=0.26M腿 =-WL/4-L2q/4N=-46*18*0.26/4-(0.5*182)/(4*5.68)=-60.95(Tm)1=M腿/Wmin=60.95*100000/(1120662/128)=696(kg/cm2)4.1.2 支腿平面内的受力支腿承受的最大压力Pmax支腿承受的最大压力Pmax为横梁所承受的最大剪力Qmax加上支腿等的重量，Pmax=Qmax+8=52.5+9=61.5(T)每根支腿方管承受最大压力为: N=(61.5/2)/cos11.3=31.35(t)S=113(cm2)=31.35*1000/S+1=277+696=973(kg/cm2)4.1.3支腿的稳定性验算(按理想的中心压杆稳定)已知: 支腿轴向压力N=31000kg,材料为300*300*10/Q235i=11.9cm支腿可简化为两端铰支即=1。=l/i=1*1750/11.9=147查得=0.31P=0.31*113*1450=50793(kg)4.1.4支腿付撑杆法兰处计算M=60.95*5.8/17.5=20.2()单侧M=20.2/2=10.1()F=M/L=10.1*100000/66=15303(kg)此法兰处用16个M16大于5.8级的螺栓完全可满足要求,焊缝有效长度为118cm4.2 右支腿设计验算4.2.1门架平面内支腿所承受的最大弯矩M腿=3/2N N=2K+3 K=I梁*H/I柱*L I梁=1547692cm4A字形主横梁截面的惯性矩 I柱=23055cm4右支腿截面的最大惯性矩 H=1750cm， L=1800cmK=1547692*1750/(23055*1800)=65N=2K+3=2*65+3=133=3/2N=3/(2*133)=0.011M腿 =-WL/4-L2q/4N=-46*18*0.011/4-(0.5*182)/(4*133)=-2.58(Tm)1=M腿/Wmin=2.58*100000/1440=179(kg/cm2)4.2.2 支腿平面内的受力支腿承受的最大压力Pmax支腿承受的最大压力Pmax为横梁所承受的最大剪力Qmax加上支腿等的重量，Pmax=Qmax+5.2=52.5+5.5=58(T)每根支腿方管承受最大压力为:N=58*0.5/cos11.3=29(t)S=144(cm2)=29*1000/S+1=29*1000/144+179=380(kg/cm2)4.2.3支腿的稳定性验算(按理想的中心压杆稳定)已知: 支腿轴向压力N=29000kg,材料为320*320*12/Q235i=12.65cm支腿可简化为两端铰支即=1。=l/i=1*1750/12.65=138查得=0.35P=0.35*144*1450=73080(kg)结论: 由上述计算和分析可知，支腿的强度及结构的稳定性均满足要求。5.龙门吊行走台车驱动轮的验算5.1 天车车轮踏面疲劳计算Pmax=46/4=11.5(t)，Pmin=6/4=1.5(t)Pc=(2*Pmax+Pmin)/3=(2*11.5+1.5)/3=8.17(t)=81700(N)式中，Pmax设备正常工作时的最大轮压；Pmin设备正常工作时的最小轮压；Pc车轮踏面疲劳计算载荷Pc=k2*R2*C1*C2/m3式中，Pc许用车轮踏面疲劳载荷k2与车轮材料有关的许用点接触应力常数，取k2=0.155(N/mm2);R曲率半径,R=300mm;m由车轮与轨道曲率半径之比确定的系数，取m=0.472C1转数系数，取C1=1.15;C2工作级别系数，取C2=1.25Pc=0.155*3002*1.15*1.25/0.4723=189495(N)PcPc= 189495(N)5.2 整机运行车轮踏面疲劳计算Pmax=61.5/4=15.375(t)，Pmin=37/8=4.625(t)Pc=(2*Pmax+Pmin)/3=(2*15.375+4.625)/3=11.79(t)=117900(N)式中，Pmax设备正常工作时的最大轮压；Pmin设备正常工作时的最小轮压；Pc车轮踏面疲劳计算载荷Pc=k2*R2*C1*C2/m3式中，Pc许用车轮踏面疲劳载荷k2与车轮材料有关的许用点接触应力常数，取k2=0.155(N/mm2);R曲率半径,R=300mm;m由车轮与轨道曲率半径之比确定的系数，取m=0.472C1转数系数，取C1=1.09;C2工作级别系数，取C2=1.25Pc=0.155*3002*1.09*1.25/0.4723=180752(N)PcPc=180752(N)结论:由上述计算可知运行台车驱动轮的强度满足要求6.龙门吊驱动功率计算6.1 整机运行功率计算门式起重机自重:37(t)门式起重机额定起重量:40(t)纵坡2%滚动摩擦力臂0.05(cm)门式起重机台车行走线速度17(m/min)P滚阻=(37+40)*0.05/17.5=0.22(t)P坡阻=0.02*(37+40)=1.54(t)P风=1.6*0.6*25*0.5*24*1.77/1000=0.51(t)P=0.22+1.54+0.51=2.27(t)N净=PV/=2.27*9.8*17/(0.85*60)=7.4(kw)N电=1.25*7.4=9.3(kw)门式起重机的行走台车配备8台1.5kw的带制动电机即12kw，完全能满足其工作要求。6.2 天车运行功率计算P滚阻=46*0.05/17.5=0.13(t)P坡阻=0.005*46=0.23(t)P风=1.6*0.6*25*0.8*2*0.8/1000=0.03(t) P=0.13+0.23+0.03=0.39(t) N净=PV/=0.39*9.8*9/(0.85*60)=0.7(kw)N电=1.25*0.7=0.875(kw)行走天车配备4台1.5kw的带制动电机即6kw，完全能满足其工作要求。7.防滑验算 钢轮与钢轨之间的静滑动摩擦系数=0.15P滑=（W自+W荷）=0.1577=11.55(T)P=2.27(T)P滑=*W自=0.1537=5.55(T)P=2.57(T)正常情况下负载和空载都不会打滑8.起升牵引力F计算设备选用的是JM6卷扬机,滑车组倍率m为8,其效率=0.877。F=W/（*m）=40/(0.877*8)=5.76(T)9.导向滑轮轴及支架计算9.1导向滑轮轴计算已知:导向滑轮轴支点间距L=850mm,min=17,T=5.7(t),材料为20CrMnTiF=5.7+5.7*0.15=6.555(t)0.15为导向滑轮与轴之间的阻力系数P=Tx2+Ty20.5Ty+F*COS73=5.7Tx= F* COS17解得: Tx=6.26(t); Ty=3.78(t)P=6.262+3.7820.5=7.3(t)Mmax=P*L/4=1.55()=Mmax/W=1.55*100000*32/(*83)=3083(kg/cm2)=(10800*0.35+8300*0.5)/1.7=4665(kg/cm2)9.2导向滑轮轴的支架计算支架尾部焊缝: L=8.8*2(cm);H=8mmTy*345=Th*295 Th=3.78*345/295=4.42(t)=4.42*1000/(8.8*2*0.8*0.7)=448(kg/cm2)0.8=1160(kg/cm2)10.龙门吊的稳定性计算尽管有悬臂吊物工况,但吊允许重量的情况下远远安全,故只需验算暴风侵袭下的非工作状态的横向稳定性。沿轨道方向的稳定性计算K=0.5*0.95G门B/(p1h1+p2h2+p3h3)式中:K-沿轨道方向的稳定系数应1.15G门-门式起重机自重G门=36500kgB-行走台车宽度B=8(m)起重机计算风压q=80（kg/m2）平面桁架风力系数C=1.6结构充实率=0.5P1-作用于门架横梁上的风力p1=1.6*80*24*1.77*0.5=2719(kg) P2-作用于起重小车上的风力P2=1.6*80*2.2*1.2=337.9(kg)p3-作用于门架立柱上的风力p3=1.6*80*1*0.32*17.5=716.8(kg)h1-门架横梁挡风面积的形心高度 h1=17.15(m)h2-电动起重小车挡风面积的形心高度 h2=18.525(m)h3-门架立柱挡风面积的形心高度 h3=9(m)K=0.5*0.95*36500*8/(2719*17.15+337.9*18.525+716.8*9)=2.31.15故:设备的稳定性符合安全求。11吊具计算11.1平衡梁计算(2*32a/Q235B)M=P*L/4=40*1.6/4=16()=Mmax/W=16*100000/(692*2)=11