鑄造起重機計算書19米課件

1、YZ125/32t鑄造起重機設計計算書 河南省新科起重機有限公司 YZ125/32t-19m A7鑄造起重機設計計算書編制： 審核： 批準： 起重機有限公司二零零八年十月 YZ125/3219m A7鑄造起重機是玉溪匯溪金屬鑄造制品有限公司的主要設備之一，安裝于鋼水接收跨，主要用于吊運鋼包作業(yè)。作業(yè)現場較惡劣，起重機作業(yè)率較高。通過競標，玉溪匯溪金屬鑄造制品有限公司委托我公司設計、制造該特種設備，并對設備的性能作了具體的規(guī)定。1. 主起升機構采用行星三減速器方案，橋架采用二梁二軌結構。2. 主要性能參數：a. 額定起重量： 125/32tb. 工作級別： A7c. 跨度： 19md. 引入電源

2、： 380V 50HZ，三相交流e. 起重機輪壓： 672KNf. 最大起升高度： 24/28mg. 額定主起升速度： 0.77m/min h. 額定付起升速度： 9.7m/min i. 小車運行速度： 34.8m/min j. 大車運行速度： 77.5m/min 本計算書針對鑄造起重機最關鍵部位進行設計、計算和校核。主要分主小車的設計與計算、副小車的設計與計算、大車運行電機選擇及鋼結構部分強度計算與校核四大部分。一、小車的設計與計算已知數據：起重量Q=125t,起升高度H=24m.起升速度：V=0.77m/min,付起升速度：V=9.7m/min,小車運行速度V=34.8m/min,工作級別

3、為M7。機構接電持續(xù)率JC=60%，小車質量約為G0=79412kg，吊鉤梁裝配約重G1=13226Kg.1. 確定起升機構傳動方案,選擇定滑輪組和動滑組.按照布置緊湊的原則,決定采用圖1方案,按Q=125t取滑輪組倍率a=6, 承載繩分支數:z=226，滑輪組采用滾動軸承,當a=6,得滑輪組效率取n=0.985.圖1小車布置圖2.鋼絲繩型號的確定及所受最大拉力的計算Smax=(Q+G1)/Zn=9068kg=88.87kN鋼絲繩破斷拉力Sb.Sb.=nSmax=788.87=622.09KN.特重級工作類型（工作級別M7）時安全系數n=7.故，選用瓦林吞型鋼芯右交互捻鋼絲繩，NAT619W+

4、IWR。鋼絲公稱抗拉強度1770MPa,直徑d=36mm，鋼絲繩最小破短拉力（Sb）=761KN.標記如下：鋼絲繩28NAT619W+IWR1770ZS3.滑輪組主要尺寸的確定 滑輪的最小直徑：Dd(e-1)=28(25-1)=672mm故平衡滑輪直徑取底槽D1=500，動滑輪底槽直徑取D2=580mm，滑輪軸徑取200mm。4.卷筒組規(guī)格型號的確定 D=1250mm，卷筒繩槽尺寸由鋼絲繩直徑決定取槽距P=30mm 卷筒尺寸L0=2（Ha/D+Z0+4）P+l1+l2=4960mm取L0=5000mm。式中，Z0附加安全圈，取Z0=3L1卷槽不切槽部分長度。D0卷筒計算直徑D0=D+d=130

5、6mm鑒于鑄造起重機特殊要求，卷筒壁厚=0.02D+（25-30）=50-55mm 取=52.5mm。1) 卷筒壁壓應力驗算ymax=SMAX/P=88.87103/6030=44MPa 卷筒材質選用Q345B，最小抗拉強度b=235MPa,許用壓應力y=b/n1=157MPaymaxy,故抗壓強度足夠。2) 卷筒拉應力驗算彎矩產生的拉應力，由卷筒彎矩如圖示2： 圖 2 卷筒彎矩圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：MW=SMAX1=SMAX（L-L2-L1/2）=4.345108Nmm卷筒斷面系數:W=0.1(DMAX4-Di4)/D=6.311107mm3式中：D卷筒外徑，DMAX

6、=1250mmDi卷筒內徑，Di=D-2=1145mm 于是L=MW/W=6.88MPa合成應力: L=L+LLymax/y =6.88+12.3=14.66 MPa式中許用拉應力L=b/n2=69 MPa所以LL，卷筒強度驗算合格。故選定卷筒直徑D=1250mm,長度L=5000mm.卷筒槽形的槽底半徑r=15mm,槽距t=30mm,起升高度H=24m,倍率a =6,靠近減速器一端的卷筒槽向為左旋卷筒:12505000-1530-246 左ZBJ8007-2-875.主起升電動機的選擇初選電動機YZR355L2-10/110KW n=591r/min.1) 起升速度的確定V=Djsn/ai式

7、中： Djs卷筒直徑+鋼絲繩直徑=1250+28=1278mm=1.278ma滑輪倍率 a=6 i- 減速機速比 i=56.38n-電機轉速 n=591r/min代入數據得：V=7m/min 該機構為變頻調速控制方式,調速比1:10,故V=0.7-7m/min2) 起升電機靜功率的計算Nj=(Q+G1)V/6120=206.3kw, 起升機構的效率取=0.9NJ/=NJ/n=103.15kwn-電機的個數，取n=23) 驗算電機發(fā)熱條件按照等效功率法：Ne25Nj/.電機在25%時額定功率Ne25與機構在一個循環(huán)中的工作部分的等效功率Ndx的比值，本機M7工作制=Ne25/Ndx=1.5啟動時

8、間tq與平均工作時間tg的比值，tq=2s,tg=3s, 2/3故E25=1.52/3103.1=103.1kw, Ne40=110kw時，即電動機YZR355L1-10/110KW n=591r/min滿足工作要求。 6運行電機的選擇1) 摩擦阻力pm=(2u+d.f)(Qq+G0G1)kf/D, 式中Qq-起升載荷，取值為125tG0-起重機或小車的自重，取值為66tG1-吊鉤等裝配的重量，取值13.2tu-滾動摩擦力臂，取u=0.07f-為滾動軸承摩擦系數，取f=0.02D-車輪直徑，取D=70cmd-車輪軸承內徑，取d=17cmkf-考慮車輪輪緣與軌道摩擦的系數，取kf=1.8代入數據

9、得pm=1995.3kg.2) 坡度阻力：P坡=(Qq+G0+G1).Kp,Kp自然坡度系數，取Kp=0.002,Pp=408.4kg.3) 運行總阻力：P=Pm+P坡=2403.7kg.4) 滿載運行時的靜功率：Nj=PV/6120m,V=34.8m/min,m-電機的個數，取m=2,機械效率，=0.9代入數據 Nj=7.59kw5) 考慮由于起加速度過程慣性力的影響，故電機功率N=Nj.Kg=7.591.1=8.349,其中Kg為慣性力影響系數，查表取Kg=1.1選電機YZR200L8/15kw，n=712r/min，（JC=40%,2臺），滿足使用要求。二、 副起升的設計與計算 以驗算3

10、2t起升機構為例。取滑輪組倍率a=4，承載繩分支數：Z=24，機械效率取值為0.985，2.鋼絲繩型號的確定Smax=Q/Zm=8248.7kg=39.8kN鋼絲繩計算破斷拉力Sb =nSmax=639.8=238.8KN，工作級別為M6，安全系數為n=6預選用瓦林吞型鋼芯鋼絲繩NAT619W+IWR鋼絲公稱抗拉強度1770MPa，直徑d=22mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=304KN.標記如下：鋼絲繩22NAT619W+IWR17703.卷筒型號的確定 1)卷筒長度的確定：選用D=650mm，卷筒槽距P=24mm，卷筒尺寸：L=2Hi/(D0+d)Z0+3P+l1L1卷槽不切槽部分長度，取L1

11、=250L/=2870mm，圓整得L2900mm。鑒于鑄造起重機特殊要求， 卷筒壁厚：=0.02D+（2025）=0.02650+（2025）=3338mm，取=37mm， 2)卷筒壁壓應力驗算ymax=Smax /P=39.8/3724=25.82MPa卷筒材質選用Q345B，最小抗拉強度b=345MPa，則許用壓應力y=b/n1=345/1.5=230MPa，ymaxy，故強度足夠。又因L3D，彎曲和扭轉發(fā)合成應力不大于壓應力，無需進行驗算。故32t起升卷筒型號為6502800-2824 4起升電機的選擇1).起升電機靜功率的計算Ng=K（QV）/6120=61.9kw初選電機YZR315

12、M-10/75kw 2).驗算電機發(fā)熱條件Ne25Nj，Ne25=61.9kwNj=1.52/361.9=61.9KW故Ne25Nj，滿足生產要求。 三大車運行電機選擇 起重機總重為G=186.589t，載荷總重為Q=125+79.412=204.412t，v=715m/min， 1運行時摩擦阻力計算： 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總阻力：P總=Pm+P坡=6907.9+1417=593.1k

13、g， 4. 載運行時的靜功率： Nj=P總V/6120m， 式中 m電機個數，m=4，=0.9 Nj=593.177.5/61200.94=13.2kw，電機型號的確定：N=KNj，式中K慣性力影響系數，查設計手冊得K=1.6，故N=1.613.2=21.12。選電機YZR225M-8/22KW，n=715r/min，（JC40%）滿足使用要求。四鋼結構強度計算與校核 主要對主梁以及端梁強度的計算與校核1.主梁強度計算結構形式采用偏軌，寬箱型，材料選用Q345B，由于小車垂直作用在主腹板上，所以該主梁受彎曲和扭轉共同作用。主梁在垂直輪壓作用下，使截面產生彎曲應力（正應力和剪應力）在扭轉作用下，

14、截面產生約束扭轉正和約束扭轉應力 主梁截面圖 端梁截面圖 圖 4 初定主主梁和端梁截面如圖4： Ix主=1.091011mm4Iy主=5.661010mm4Wx主=8.71107mm3WY主=5.58107mm4Ix端=7.7109mm4Iy端=2.9109mm4Wx端=1.54107mm3Wy端=1107mm3主主梁的強度按第II類載荷組合進行1).彎曲應力主梁的垂直方向的彎曲應力按簡支梁計算,水平方向的彎曲應力按框架計算,見簡圖5. a)主主梁垂直受力計算模型 b) 主主梁水平剛架計算模型 圖5主梁計算簡主主梁垂直方向跨中彎矩為: Mv =0.25iPG小車L+iQl2/8+0.252PQ

15、L+0.5iPG司(1-a) 式中:PG小車小車自重載荷,取PG小車=7.78105NPG司司機室自重載荷,取PG司=1.5104PQ起升載荷,取PQ =1.225106N i運行沖擊系數4 =1.2 2起升載荷動系數,取2=1-3q主梁均布自重,取q=13.3N/mma司機室距端部距離,取a=1100mm 代入數據MV=1.1651010N/mm 由大車水平慣性力P大慣和橋架慣性力q慣引起的跨中水平彎矩: MH=P大慣L/4(1-L/2r)+q慣L2 (3-2L/r) 式中: r=L+2/3(L1-C/B)I1/I2 C大車車輪中心至主梁軌道中心 ,C=100mm B大車輪距,B=6900m

16、m I1主主梁水平方向慣性矩. I1=Iy主5.661010mm4I2端梁水平方向慣性矩. I2=Iy端=2.9109mm4 r=18306.8mm P大慣=1/20P=2.25104N q慣=1/20q=0.665N/mm P1一根主主梁小車總輪壓, P1=(PG小車+PQ)/2=1.0106N MH=3.418108N/mm 跨中截面最大彎曲正應力: w=MV/WX+MH/WY 代入數據; w=56.9+3.6=60.5MPa2).約束扭轉應力主主梁在垂直載荷和水平載荷作用下,承受的扭轉為:MN= MNV+MNH如圖6,在載重小車作用下的受力簡圖,O點是主梁截面彎心,將主梁上的偏心外力i,

17、 G小車和2PQ轉化到截面彎心上,可得扭矩:MNV=iPG小車(B1+e)+ 2PQ(B2+e) 式中: B1小車重心至軌道中心之間距離B1=2850mm B2吊鉤中心至軌道中心之間距離B2=1600mm. e主梁彎心至軌道中心之間距離e=B01/(1+2)=704mm MNV=6.428109N/mm 圖6主主梁扭距計算簡圖在偏水平載荷作用下引起扭距MNH: MNH=P1e=1106704=7.04108N.mMN= MNV+MNH=7.132109N.mw=MV/WX+MH/W=73.8+12.6=86.4MPa 3).平均擠壓應力:小車輪壓對主腹板產生的平均擠壓應力應滿足 bs=PZ/(

18、2hy+50)21.4式中: PZ一個車輪的輪壓,PZ =0.25P1=2.5105N hy小車軌道高度上翼緣板厚之和。hy=120+16=136mm2主腹板厚度2 =12mm所以bs=2.5105/(2136+50)12=64.7MPa bs1.44).應力合成: =w+n=60.5+86.4=146.9MPa=235/1.5=157MPa主主梁強度滿足使用要求. 2.主梁剛度計算 1).垂直靜剛度 主梁垂直靜剛度按簡支梁計算,應滿足下列條件:f=( PQ+PG小車)l(0.75L2- l2)/12EIXf式中:l=L-b=19000-2315=16685mmf-許用靜剛度,為A7工作級別f

19、=L/1000=19mmf=8.56mm ，ff,垂直靜剛度滿足要求。 2).水平靜剛度: 水平靜剛度主要由大車起(制)動引起的水平慣性力P大慣 和橋架自重引起的水平慣性力q慣,在主梁跨中引起的水平變位,應滿足下列條件:fH=P大慣L3/48EIy(1-3L/4r)+ q慣L4/384EIX(5-4L/r)fHfH=L/2000=9.5mmfH=2.1mmfH2,滿足生產需要.故經驗算, 主主梁垂直靜剛度、水平靜剛度及動剛度均能滿足生產需要.5端梁的計算 端梁采用鋼板焊接而成箱型結構型，在水平方向內與主梁成剛性連接，為運輸方便在兩主梁端處斷開，并用通過加強板用高強度螺栓聯接。初選端梁截面如圖4

20、,端梁的強度計算可按載荷組合，建立計算模型如圖9及圖10。 在垂直載荷作用下，端梁承受自重載荷Fq1和主梁傳來的最大支撐力Fr以滿載小車位于跨端極限位置來確定FR 圖9 a)主梁支撐力FR b)端梁計算式中： P1=P2=1106N 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 代入數據： Fr=1106N 1. 在Fr及端梁自重的作用下，產生的垂直彎距：MV=iFr(B0- B1)/2

21、+iq端B20/代入相關數據：MV=1.32108N/mm2. 在小車慣性力作用下產生的水平彎距，圖10 圖10 水平載荷下端梁計算MH=PGa=1106100=1108N/m =MV/WX端+MH/WY端=26.8MPa 故：端梁強度能滿足使用要求。至此，通過對主小車的設計與計算、副小車的設計與計算、大車運行電機選擇及鋼結構部分強度計算與校核，設計全部合格。并按計算書的數據繪制各零部件的生產用圖。我公司在嚴格按照國家相關標準進行設計、計算，合理配置，并在關鍵部位適當采用進口優(yōu)質產品，盡可能地全面滿足用戶要求，本著對工程的高度責任感，針對該鑄造起重機的特殊工作條件和使用工藝，從技術方案的先進性，使用的安全可靠性，操作維護的方便性，設備造價經濟合理性出發(fā)，盡可能地