MQ-80起重机计算说明书

1、M-80/16门式起重机设计计算说明书MQ-80t/16t门式起重机计算说明书编制： 复核： 审核： 批准： 中铁大桥局集团第七工程有限公司2007年1月目录目录21.起重天车51.1起升机构的设计计算51.1.1 卷扬机的选型计算51.1.2 钢丝绳选型计算61.1.3 滑轮组选择计算71.1.4 扁担梁的强度验算81.2 运行机构的设计计算91.2.1运行阻力的计算：91.2.2电动机的选择101.2.3减速器的选择111.2.4联轴器的选型121.2.5车轮与钢轨的选型141.2.6钢丝绳与滑轮和卷筒夹角验算151.2.7限制器的选择162电动葫芦及其轨道的选型162.1电动葫芦的选型1

2、62.2轨道的选型及验算172.2.1轨道的选型172.2.2 轨道的验算173起重机走行机构的设计计算193.1运行阻力的计算203.1.1 起重机满载运行时的最大摩擦阻力Fm203.1.2 坡道阻力Fp203.1.3 风阻力Fw213.2电动机的选择223.2.1电动机的静动功率223.2.2电动机初选223.2.3电动机验算223.3减速器的选择233.4制动器的选择243.5联轴器的选型253.6运行打滑验算253.7车轮与钢轨的选型273.7.1车轮的疲劳验算273.7.2车轮踏面接触强度计算283.8销轴验算（连接活动支座与走行车箱）284起重机金属结构的设计计算294.1主梁的设

3、计计算304.2起重机的主梁腹杆的校核334.3角焊缝强度校核344.4起重机的抗倾覆稳定性354.5起重机防风抗滑装置的选择375.其他计算385.1起重机的支腿校核3852起重机的支腿弯曲应力校核395.3螺栓强度的校核411.起重天车1.1起升机构的设计计算起升机构由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置由卷扬机构成；钢丝绳卷绕系统包括定滑轮组、动滑轮组（扁担梁）和钢丝绳等组成；取物装置由吊钩、抓斗、点磁吸盘等组成；安全保护装置由超负荷限制器、起升高度限位器等组成，下面分别对起升机构的主要零部件进行设计计算。机构工作级别为M4，电器绝缘等级为E级。1.1.1 卷

4、扬机的选型计算（1） 起升吊点荷载Q=Q0+G动+G绳=80+4.8/2+2.7=85.1Q0单吊点额定起重量G动动滑轮组及吊具重量G绳钢丝绳重量（2） 卷扬机的额定拉力 根据设计要求，驱动力由两台卷扬机提供，则每台卷扬机的吊点荷载为：=4.65tQ起升吊点荷载M滑轮组倍率总滑轮组效率 =0.9146滑轮效率0.98（3）卷扬机的选型 根据设计要求及卷扬机钢丝绳的额定拉力，卷扬机整机外购两台，由南通力威机械厂提供，其主要技术参数为：型 号钢丝绳额定拉力钢丝绳额定速度钢丝绳直径卷筒容量电动机整机重量型号功率 JK55t40m/minØ26mm285mY225-637KW3000Kg1.

5、1.2 钢丝绳选型计算（1） 钢丝绳的直径 卷扬机额定拉力C选择系数，C=0.1（2）钢丝绳破断拉力= =46.55=232.5kN卷扬机额定拉力n钢丝绳安全系数,按照工作级别M4选取n=5（3）钢丝绳选型选用钢丝绳6×37b-26-1670 GB/T1918-1996钢丝绳直径:26mm最小破断拉力: 281.2kN(1670N/mm2)钢丝绳重量:234kg/100m实际安全系数:n= /=281.2/(4.65×9.8)=6.2>5式中： 最小破断拉力卷扬机额定拉力故设计选型符合要求。1.1.3 滑轮组选择计算（1）定滑轮组的选择根据设计需要，定滑轮组由两套组成

6、，每套五个滑轮，安装在起重小车台车梁架的两端。按照设计要求，综合考虑技术、经济等因素，本设计采用铸造滑轮，其材质为ZG35。滑轮直径的选择 式中： 按钢丝绳中心计算的滑轮直径 钢丝绳直径 轮绳直径比系数，查起重设计手册表3-2-1取根据设计要求，选用定滑轮，ZBJ80006.3-87（2）动滑轮组的选择动滑轮组由两套组成，每套五个滑轮，安装在扁担梁的两根据设计要求和强度校核，综合考虑扁担梁的设计型式，动滑轮拟采用铸造滑轮，其材质为ZG35。1.1.4 扁担梁的强度验算扁担梁采用箱形梁（材质Q235B），其工作级别为M4，两套动滑轮组布置在两端，吊点布置在中间位置，示意图1-1所示， 下面对箱梁

7、销轴强度进行检验，其材质采用45钢。销轴受力分析如图1-2所示： 图1-1 图1-2RA=RB=40t故设计符合要求。1.2 运行机构的设计计算起重天车运行机构，主要由运行支承装置和运行驱动装置两个部分组成。运行支承装置包括台车梁架、车轮与轨道等；运行驱动装置主要由电动机、减速器、制动器、联轴器等组成。下面对起重天车运行机构的主要零部件进行设计计算。1.2.1运行阻力的计算： 运行静阻力Fj由摩擦阻力Fm、坡道阻力Fp和风阻力FW三项组成，即：Fj=Fm+Fp+FW(1)摩擦阻力Fm小车满载运行时的最大摩擦阻力：Fm=(Q+G)W=(80+30)×0.01=1.1t式中： Q起升载荷

8、 G运行小车自重载荷 W摩擦阻力参数，取w =0.01(2)坡道阻力FP FP=(Q+G)i=(80+30)×0.003=0.33t式中： Q起升载荷 G运行小车自重载荷 i坡度，取i=0.003(3)风阻力Fw FW=则： Fj=Fm+ FW +FP=1.78t1.2.2电动机的选择(1)电动机的静功率 Pj= 式中： Fj起重天车运行阻力 V0初选运行速度，取V0=0.4m/s 机构传动效率,取=0.86(2)电动机的初选 P=Kd×Pj=1.3×8.267=10.75kw查械设计手册选YZR180L8型电动机，该电动机由机物部外购，生产厂家为无锡市大力电机厂

9、,工作级别为A3；其主要参数为：功 率（Kw）额定电压（v）额定转速（r/min） FC 11 380 700 40%(3)电动机的验算电动机的额定扭矩为： 式中： N电动机的额定功率 n电动机的额定转速 i减速器的传动比电动机的实际扭矩为： 式中： Fj运行阻力 V运行速度，V=24/60=0.40m/s 因为 ，所以电机选型符合要求。1.2.3减速器的选择(1) 机构的计算传动比： 式中： n电动机的额定转速 D车轮踏面直径 V0初选运行速度，取V0=0.4m/s (2)标准减速器的选用根据传动比，输入轴的转速，工作级别和电动机的额定功率选择减速器的型号为：ZSC750-54.51-2-P

10、L减速器(该减速器外购，由江苏泰兴减速机厂生产)，其主要参数为：输出扭矩（） 传动比 许用功率（Kw） 7500 54.51 12.3（3）起重天车的实际运行速度 式中： n额定转速D车轮直径i减速器的传动比1.2.4联轴器的选型(1)连接电机与减速器的联轴器根据电机输出轴（主动端）的直径=55，减速器的输入轴(从动端)的直径=40，选用带制动轮的齿型联轴器，型号为：NC联轴器Z55×82/50×85 JB/ZQ 4644-97其主要参数为：最大扭矩（）最大转速（r/min） 最大质量（Kg） 1400 3000 27.6联轴器的实际扭距： 式中： P电动机额定功率 n电动

11、机额定转速 k工作情况系数，取k=1.6 故选型符合要求。(2)连接减速器与主动轴的联轴器 根据减速器输出轴(主动端)直径=90，车轮主动轴(主动端) 的直径为=75，选择联轴器的型号为： CL7联轴器其主要参数为：许用扭矩（）许用转速（r/min）质量（Kg） 18000 1270 109.5联轴器的实际扭距： 式中： P减速器额定功率 k工作情况系数，取k=1.6n减速器输出转速 其中， 电动机额定转速 i减速器传动比故选型符合要求。1.2.5车轮与钢轨的选型根据设计要求，车轮选用600，材质为ZG55；钢轨可选用P43；由起重机设计手册可知，600与 P43的车轮组的最大许用轮压为23.

12、5t，当车轴采用45#钢时，HB=228225时，最大许用轮压可提高20%。(1) 车轮的疲劳验算车轮的疲劳计算载荷PC 式中： Pmax起重天车工作时的最大轮压 其中， Q额定起升载荷 G起重天车自重 Pmin起重天车正常工作时的最小轮压 其中， G起重天车自重 故车轮的疲劳强度符合设计要求。（2）车轮踏面接触强度计算10 线接触的允许轮压： Pck1DLC1C2=6×600×50×1.09=16.35t式中： k1与材料有关的许用线接触应力常数，取k1=6 D车轮直径，D=600 L车轮与轨道有铰接触长度L=50 C1转速系数，取C1=1.09 C2工作级别系

13、数，取C2=120 点线触的允许轮压 式中： K2与材料有关许用点接触应力常数，取K2=0.053R曲率半径，R=300 M由轨道顶面与车轮曲率半径之比所确定的系数，取m=0.388综上所述，车轮的踏面接触强度符合设计要求。1.2.6钢丝绳与滑轮和卷筒夹角验算 当起重天车起升重物到起升限位时，钢丝绳和滑轮有最大夹角.=arctan其中 l为滑轮间距.H起升限位位置到定滑轮垂直高度.故校验符合要求。 排绳角校验 = arctan故卷扬机可不设排绳器。其中 L为卷筒长度.h在起升限位位置时卷扬机出绳位置到动滑轮的长度.1.2.7限制器的选择天车上的起升高度限位器安装在卷扬机上选用上海乔正电器生产的

14、多功能限位器，其型号为DXZ 。 起重量限制器用于门式起重机的超载保护装置。起重量大于10t门式起重机应装起重量限制器。80吨龙门起重机选用WTZ-B型号起重限制器。2电动葫芦及其轨道的选型2.1电动葫芦的选型根据设计要求，综合考虑起重机起升高度、运行速度等因素，机构工作级别为M4，电器绝缘等级为E级。依据厂家提供的电动葫芦型号，初选电动葫芦的参数为：额定起重量起升速度起升高度运行速度16t3.5m/min26.5m18m/min 与电动葫芦相配的电机参数为：起升电机运行电机型号功率型号功率ZD51-4/134KWZDY121-0.8×20.8×2KW 2.2轨道的选型及验

15、算 2.2.1轨道的选型根据选配要求，16t的电动葫芦适用的轨道为45b的工钢。 2.2.2 轨道的验算（1）集中载荷对轨道根部产生的弯曲应力 当电动葫芦在轨道满载运行时，运行小轮对轨道根部产生局部弯曲应力，集中载荷按小轮所受的最大轮压计算，其受力情况及产生的局部弯曲应力如图2-1所示， 图2-1 运行小轮所受的最大轮压 式中： Q电动葫芦额定起重量 G电动葫芦的自重 n运行小轮的个数根据起重运输机金属结构（P237）可知，轮压作用点处工字钢下翼缘下表面应力的计算式为：式中： 、系数， 其中，b=152mm,d=13.5mm,r=13.5mm,i=18.5mm t轮压作用点处翼缘的厚度，t=1

16、8mm则折算应力为： 式中： 工字钢的许用应力 其中， 材料的屈服强度 n安全系数，取n=1.33 故由电动葫芦轮压引起的局部弯曲应力符合强度要求。 （2）工钢的局部受力验算 电动葫芦的轨道（工钢）通过小块钢板搭接在主梁的下弦杆上，因此当电动葫芦起升重物时，工钢上有多点受力，需要对其进行局部验算，取其中一段进行受力分析，可简化为简支梁受力的情况，如图2-2所示， 图 2-2 (为葫芦自重和吊重作用产生的弯矩， 为工钢截面系数)故轨道强度符合设计要求。3起重机走行机构的设计计算起重机走行机构主要由运行支承装置与运行驱动装置两大部分组成。走行机构工作级别为M4，电器绝缘等级为E级。运行支承装置主要

17、包括活动支座、走行轮箱、车轮组与轨道等；运行驱动装置主要由电动机减速器、制动器等组成。下面对走行机构的主要零部件进行造型计算。走行机构的主要设计参数：额定起重量 80t额定运行速度 16.2m/min3.1运行阻力的计算根据起重运输机械（P93）中运行机构的计算可知，起重机在直线轨道上稳定运行的静阻力由摩擦阻力Fm，坡道阻力Fp和风阻力Fw三项组成，即：Fj=Fm+Fn+Fp3.1.1 起重机满载运行时的最大摩擦阻力Fm Fm=(Q+G)W=(110+190)×0.008=2.4t式中： Q额定起升荷载 G起重机的自重W摩擦阻力参数，取W=0.0083.1.2 坡道阻力FpFp=（Q

18、+G）i=(110+190)×0.002=0.6t式中： Q额定起升荷载 G起重机的自重 i轨道坡度，取i=0.0023.1.3 风阻力Fw 式中： c风力参数，取c=1.2 q计算风压，取q=15Kg/m2 A迎风面积起重机结构和物品的迎风面积，按其净面积与最不利风向的垂直投影面积计算。(1)起重机的迎风面积主梁的迎风面积 其中， 充实率,取主梁的计算面积 支腿及斜撑的迎风面积 起重天车的迎风面积，取(2)起升重物的迎风面积 额定起升载荷为80t，取A物=30 m2Fj=Fm+Fn+Fp=2.4+4.02+0.6=7.02t3.2电动机的选择3.2.1电动机的静动功率 式中： Fj

19、起重机运行静阻力V0初选运行速度 机构传动效率，取=0.86m电动机个数，取m=43.2.2电动机初选P=kd·Pj=1.3×5.45=7.08kw式中： kd电动机起动时惯性影响的功率增大参数，取kd=1.3Pj 电动机静功率参考起重机设计手册及机械设计手册，其工作级别为M4。选用YZB160L-6型电动机，由机物部外购四台,生产厂家为无锡市大力电机厂；其基本参数为：功 率（Kw）额定电压（v）额定转速（r/min） FC 7.5 380 722 40%3.2.3电动机验算 电动机的额定扭矩为： 式中： N电动机的额定功率 n电动机的额定转速 i减速器的传动比电动机的实际

20、扭矩为： 式中： Fj运行阻力 V运行速度，V=16.2/60=0.27m/s 因为 ，所以电机选型符合要求。3.3减速器的选择 机构的计算传动比： 式中： n电动机的额定转速 D车轮踏面直径，拟选车轮直径D=700mm V0初选运行速度，取V0=0.27m/s根据设计要求及计算传动比，选用ZSC（A）650-i=96.64-1/2型减速器，则起重机的实际运行速度为： 式中： n电动机额定转速D车轮直径i减速器的传动比3.4制动器的选择 计算制动转矩为： 式中： Fp坡道阻力 Fw风阻力 Fm1满载运行时最小摩擦阻力 其中， Q额定起升荷载 G起重机自重 f滚动摩擦系数，取f=0.8 u车轮轴

21、承摩擦系数，取u=0.015 d与轴承相配合处车轮轴的直径，d=120mm D车轮踏面直径根据电动机和减速器的选型，参考机械设计手册第三卷，选取制动器的型号为：YWZ200/25制动器 JB/ZQ4388-1997该型制动器的制动转矩为200,大于设计制动转矩，完全符合使用要求。3.5联轴器的选型 根据电机输出轴（主动端）的直径=60，减速器的输入轴(从动端)的直径=40，选用带制动轮的联轴器，其主要参数为：最大扭矩（）最大转速（r/min）制动轮直径（mm）飞轮矩（Kg·m2）质 量（Kg） 1400 3000 200 0.42 27.6联轴器的实际扭距： 式中： P电动机额定功率

22、 n电动机额定转速 k工作情况系数，取k=1.6 故选型符合要求。3.6运行打滑验算为了使起重机运行时可靠安全地起动或制动，防止出现驱动轮在轨道上的打滑现象 ，避免车轮打滑影响起重机的正常工作和加剧车轮的磨损，应分别对驱动轮作起动和制动时的打滑验算。1起动时按下式验算： 即：左边= 右边= = =11407.47 左边大于右边，故起重机起动符合打滑验算要求。2制动时按下式验算： 即：左边= 右边= = =10190.5左边大于右边，故起重机制动动符合打滑验算要求。式中： 粘着系数，取=0.12 K粘着安全系数，取K=1.2 u轴承摩擦系数，取u=0.015 d轴承内径，取d=120mm D车轮

23、踏面直径,取D=700mm 驱动轮的最小轮压,取=150000N 打滑一侧电机的平均启动转矩,取 k计及其他传动件飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取k=1.2 电动机转子的转动惯量，取=0.67Kg·m2 电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量，取=0.42Kg·m2 a起动平均加速度，取a=0.078m/s2 打滑一侧的制动器的制动转矩，取 制动平均减速度，取3.7车轮与钢轨的选型根据设计要求，车轮选用700，材质为ZG55；钢轨选用P43；由起重机设计手册可知，车轮与钢轨的最大许用轮压为26.8t。3.7.1车轮的疲劳验算 车轮的疲劳计算载荷PC 式中： Pmax起重机

24、工作时的最大轮压 其中， Q额定起升载荷 G起重机自重 Pmin起重机正常工作时的最小轮压 其中,G起重机自重 故车轮的疲劳强度符合设计要求。3.7.2车轮踏面接触强度计算10 线接触的允许轮压： Pck1DLC1C2=6×700×55×1.11=25.64t式中： k1与材料有关的许用线接触应力常数，取k1=6.8 D车轮直径，D=700 L车轮与轨道有铰接触长度L=55 C1转速系数，取C1=1.11 C2工作级别系数，取C2=120 点线触的允许轮压 式中： K2与材料有关许用点接触应力常数，取K2=0.132R曲率半径，R=350 m由轨道顶面与车轮曲率半

25、径之比所确定的系数，取m=0.4综上所述，车轮的踏面接触强度符合设计要求。3.8销轴验算（连接活动支座与走行车箱） 销轴采用钢45（调质处理），直径=140，其受力分析与弯矩简图如图3-1所示： 图3-1活动支座上所受的最大集中载荷为： 式中： Q额定起升载荷 G起重机自重故销轴设计符合要求。4起重机金属结构的设计计算 起重机的金属结构主要包括主梁，支腿和斜撑等。根据实际情况，确定金属结构的工作级别为M4。下面对起重机的主要结构进行设计验算。4.1主梁的设计计算主梁的结构是由钢管、角钢、工字钢拼接而成，其结构截面示意图如图4-1所示： 图4-1 由CAD软件计算查询得：主梁总惯性矩I=2.7m

26、m 主梁截面系数W=0.143 (1)求主梁所受的弯曲应力起重天车运行到跨中满载时，主梁所受的弯曲应力最大。其受力分析与弯矩简图如图4-2所示： 图4-2主梁上所受的最大集中载荷为： 式中： Q额定起升载荷80t G起重天车及吊具自重30t主梁上受的最大集中载荷产生的弯矩主梁自重产生的弯矩式中： l 起重机主跨长度 45m 起重机主梁自重96.4t=故主梁强度符合设计要求。(2)求主梁的最大弯曲变形（挠度） 式中： 吊机吊具和额定吊重使主梁产生的弯曲变形 其中，P集中载荷（吊机吊具和额定吊重总和），P=110t l主梁跨度，l=45m E弹性模量，E=210Gpa I总惯性距，I=0.27m4

27、式中： 主梁自重使主梁产生的弯曲变形 其中， q均布载荷，q= =2.1t l主梁跨度，l=45m E弹性模量，E=210Gpa I总惯性距，I=0.27m4 因为 主梁挠度 所以主梁的刚度符合设计要求。4.2起重机的主梁腹杆的校核 当起重天车运行到支腿位置时，腹杆受力最大。在腹杆所在的平面上其受力简图如图4-6所示。 图4-6由 得， 代入 RA=52.98t=66.5°解得，其中：主梁自重，=96.4tP集中载荷 P=G+ =80+30=110t腹杆长细比计算 = =45.5<=120其中：l腹杆长度，l=2300mmi腹杆回转半径(125号角钢和8号角钢组成的腹杆回转半径

28、为5.06cm)强度计算max=82MPa(N1=T2)稳定性计算腹杆为12.5号和8号角钢背靠背的截面形式确定腹杆为b类轴心受压杆件。由附表1.27查得 稳定系数=0.878 (钢结构设计方法与例题P328,P340)max=93.4 MPa<所以主梁腹杆的刚度，强度，稳定性符合设计要求。故主梁及腹杆符合设计要求。4.3角焊缝强度校核 在靠近支腿位置主梁上的腹杆由两根12.5号背靠背角钢和两根8号角钢组成，角钢通过连接板与主梁钢管连在一起，角钢与连接板的焊接如图5-2所示。根据起重运输金属结构中的焊接连接可知 该处侧焊缝的强度为： 式中： N角钢所受的轴向压力，取N=T1 角焊缝的厚度

29、，取=10mm 角焊缝的长度，取=180mm 角焊缝的许用剪应力，=160MPa故焊缝强度符合设计要求。4.4起重机的抗倾覆稳定性 当起重机承受的外力（包括自身重力）对支承面的倾覆曲线产生的倾覆力矩大于稳定力矩时，起重机就绕倾覆轴线倾翻：1.在大车运行方向倾翻；2.在垂直大车轨道的龙门架平面内倾翻。 1.起重机空载运行制动，龙门架平面受第类风载荷作用，如图4-3所示，起重机在大车轨道方向不发生绕倾覆轴线倾翻的条件为： 式中： G1起重机大车自重(不包含小车重量的起重机重量) G2起重机小车自重 P风1大车所受的风载荷 P风2小车所受的风载荷 P1大车制动时的大车水平惯性力 P2大车制动时的小车

30、水平惯性力 B大车基底轴距，B=12m h1、h2、h3、h4分别为相应的风载荷和惯性力作用点至轨面的垂直高度 图4-32.起重机满载运行时，当起重天车运行到主梁一端时，在货物和小车重力及惯性力、风力作用下，如图4-4所示，起重机在垂直大车轨道方向的平面内，不发生绕倾覆轴线倾翻的条件为： 式中： G1起重机大车自重(不包含小车重量的起重机重量) G2起重机小车自重 P风1大车所受的风载荷h1大车所受风载荷和惯性力作用点至轨面的垂直高度 Q额定起升载荷 l小车运行到主梁一端时距支腿的距离 图 4-4 4.5起重机防风抗滑装置的选择 非工作状态下沿轨道方向作用在起重机上的最大风离c风力系数 取1.

31、39风力高度变化系数q计算风压 取800N/A起重机或起吊物品垂直于风向的迎风面积N轨道最大坡度时吊机自重产生的下滑力最大坡度起重机运行摩擦阻力运行摩擦阻力系数根据抗滑力FK=选用电动液压式夹轨器。5.其他计算5.1起重机的支腿校核当起重天车运行到主梁与支腿连接处时，支腿所受的集中载荷最大，为最不利的情况。根据此处的最大轮压，可将支腿受力简化为如图4-5所示。支腿管长细比计算 = =92.6<=120其中：l支腿管长度，l=26200mmi支腿管回转半径(直径820 壁厚=10回转半径为28.29cm)稳定性计算支腿管截面形式为直径820 壁厚=10钢管确定支腿管为b类轴心受压杆件。由附

32、表1.27查得稳定系数=0.728 稳定性计算： （G主=87.6t P= G天车+G吊重= 30+80=110t) 支腿稳定性符合要求52起重机的支腿弯曲应力校核当起重天车在跨中小车制动时，支腿受的两项弯矩叠加为最大，为不利情况 (P轮压 取P=55×10 N L龙门起重机跨度 取L=45m b天车轮距 取b=4.5m h主梁高度 取h=31m I1支腿惯性距 取I1=4.21×10 m I2主梁惯性距 取I2=0.27 m代入得k=44.18 HA=0.647×10 N Mc=20.06×10 Nm Ic=4.21×10m W= =10.27×10 弯1=19.6MPa小车制动时惯