铸造起重机计算书19米

1、YZ125/32t铸造起重机设计计算书 河南省新科起重机有限公司 YZ125/32t-19m A7铸造起重机设计计算书编制： 审核： 批准： 起重机有限公司二零零八年十月 YZ125/3219m A7铸造起重机是玉溪汇溪金属铸造制品有限公司的主要设备之一，安装于钢水接收跨，主要用于吊运钢包作业。作业现场较恶劣，起重机作业率较高。通过竞标，玉溪汇溪金属铸造制品有限公司委托我公司设计、制造该特种设备，并对设备的性能作了具体的规定。1. 主起升机构采用行星三减速器方案，桥架采用二梁二轨结构。2. 主要性能参数：a. 额定起重量： 125/32tb. 工作级别： A7c. 跨度： 19md. 引入电源

2、： 380V 50HZ，三相交流e. 起重机轮压： 672KNf. 最大起升高度： 24/28mg. 额定主起升速度： 0.77m/min h. 额定付起升速度： 9.7m/min i. 小车运行速度： 34.8m/min j. 大车运行速度： 77.5m/min 本计算书针对铸造起重机最关键部位进行设计、计算和校核。主要分主小车的设计与计算、副小车的设计与计算、大车运行电机选择及钢结构部分强度计算与校核四大部分。一、小车的设计与计算已知数据：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,小车运行速度V=34.8m/min,工作级别

3、为M7。机构接电持续率JC=60%，小车质量约为G0=79412kg，吊钩梁装配约重G1=13226Kg.1. 确定起升机构传动方案,选择定滑轮组和动滑组.按照布置紧凑的原则,决定采用图1方案,按Q=125t取滑轮组倍率a=6, 承载绳分支数:z=2×2×6，滑轮组采用滚动轴承,当a=6,得滑轮组效率取n=0.985.图1小车布置图2.钢丝绳型号的确定及所受最大拉力的计算Smax=(Q+G1)/Zn=9068kg=88.87kN钢丝绳破断拉力Sb.Sb.=n×Smax=7×88.87=622.09KN.特重级工作类型（工作级别M7）时安全系数n=7.故，

4、选用瓦林吞型钢芯右交互捻钢丝绳，NAT6×19W+IWR。钢丝公称抗拉强度1770MPa,直径d=36mm，钢丝绳最小破短拉力（Sb）=761KN.标记如下：钢丝绳28NAT6×19W+IWR1770ZS3.滑轮组主要尺寸的确定 滑轮的最小直径：Dd(e-1)=28×(25-1)=672mm故平衡滑轮直径取底槽D1=500，动滑轮底槽直径取D2=580mm，滑轮轴径取200mm。4.卷筒组规格型号的确定 D=1250mm，卷筒绳槽尺寸由钢丝绳直径决定取槽距P=30mm 卷筒尺寸L0=2（Ha/D+Z0+4）P+l1+l2=4960mm取L0=5000mm。式中，Z

5、0附加安全圈，取Z0=3L1卷槽不切槽部分长度。D0卷筒计算直径D0=D+d=1306mm鉴于铸造起重机特殊要求，卷筒壁厚=0.02D+（25-30）=50-55mm 取=52.5mm。1) 卷筒壁压应力验算ymax=SMAX/×P=88.87×103/60×30=44MPa 卷筒材质选用Q345B，最小抗拉强度b=235MPa,许用压应力y=b/n1=157MPaymax<y,故抗压强度足够。2) 卷筒拉应力验算弯矩产生的拉应力，由卷筒弯矩如图示2： 图 2 卷筒弯矩图 卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：MW=SMAX1=SMAX（L-L2-L1/

6、2）=4.345×108Nmm卷筒断面系数:W=0.1×(DMAX4-Di4)/D=6.311×107mm3式中：D卷筒外径，DMAX=1250mmDi卷筒内径，Di=D-2=1145mm 于是L=MW/W=6.88MPa合成应力: L=L+LLymax/y =6.88+12.3=14.66 MPa式中许用拉应力L=b/n2=69 MPa所以L<L，卷筒强度验算合格。故选定卷筒直径D=1250mm,长度L=5000mm.卷筒槽形的槽底半径r=15mm,槽距t=30mm,起升高度H=24m,倍率a =6,靠近减速器一端的卷筒槽向为左旋卷筒:1250×

7、5000-15×30-24×6 左ZBJ8007-2-875.主起升电动机的选择初选电动机YZR355L2-10/110KW n=591r/min.1) 起升速度的确定V=Djsn/ai式中： Djs卷筒直径+钢丝绳直径=1250+28=1278mm=1.278ma滑轮倍率 a=6 i- 减速机速比 i=56.38n-电机转速 n=591r/min代入数据得：V=7m/min 该机构为变频调速控制方式,调速比1:10,故V=0.7-7m/min2) 起升电机静功率的计算Nj=(Q+G1)V/6120=206.3kw, 起升机构的效率取=0.9NJ/=NJ/n=103.15k

8、wn-电机的个数，取n=23) 验算电机发热条件按照等效功率法：Ne25Nj/.电机在25%时额定功率Ne25与机构在一个循环中的工作部分的等效功率Ndx的比值，本机M7工作制=Ne25/Ndx=1.5启动时间tq与平均工作时间tg的比值，tq=2s,tg=3s, 2/3故E25=1.5×2/3×103.1=103.1kw, Ne40=110kw时，即电动机YZR355L1-10/110KW n=591r/min满足工作要求。 6运行电机的选择1) 摩擦阻力pm=(2u+d.f)(Qq+G0G1)×kf/D, 式中Qq-起升载荷，取值为125tG0-起重机或小车的

9、自重，取值为66tG1-吊钩等装配的重量，取值13.2tu-滚动摩擦力臂，取u=0.07f-为滚动轴承摩擦系数，取f=0.02D-车轮直径，取D=70cmd-车轮轴承内径，取d=17cmkf-考虑车轮轮缘与轨道摩擦的系数，取kf=1.8代入数据得pm=1995.3kg.2) 坡度阻力：P坡=(Qq+G0+G1).Kp,Kp自然坡度系数，取Kp=0.002,Pp=408.4kg.3) 运行总阻力：P=Pm+P坡=2403.7kg.4) 满载运行时的静功率：Nj=PV/6120m,V=34.8m/min,m-电机的个数，取m=2,机械效率，=0.9代入数据 Nj=7.59kw5) 考虑由于起加速度

10、过程惯性力的影响，故电机功率N=Nj.Kg=7.59×1.1=8.349,其中Kg为惯性力影响系数，查表取Kg=1.1选电机YZR200L8/15kw，n=712r/min，（JC=40%,2台），满足使用要求。二、 副起升的设计与计算 以验算32t起升机构为例。取滑轮组倍率a=4，承载绳分支数：Z=2×4，机械效率取值为0.985，2.钢丝绳型号的确定Smax=Q/Zm=8248.7kg=39.8kN钢丝绳计算破断拉力Sb =n×Smax=6×39.8=238.8KN，工作级别为M6，安全系数为n=6预选用瓦林吞型钢芯钢丝绳NAT6×19W+

11、IWR钢丝公称抗拉强度1770MPa，直径d=22mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=304KN.标记如下：钢丝绳22NAT6×19W+IWR17703.卷筒型号的确定 1)卷筒长度的确定：选用D=650mm，卷筒槽距P=24mm，卷筒尺寸：L=2Hi/(D0+d)Z0+3P+l1L1卷槽不切槽部分长度，取L1=250L/=2870mm，圆整得L2900mm。鉴于铸造起重机特殊要求， 卷筒壁厚：=0.02D+（2025）=0.02×650+（2025）=3338mm，取=37mm， 2)卷筒壁压应力验算ymax=Smax /×P=39.8/37×24=25.8

12、2MPa卷筒材质选用Q345B，最小抗拉强度b=345MPa，则许用压应力y=b/n1=345/1.5=230MPa，ymaxy，故强度足够。又因L3D，弯曲和扭转发合成应力不大于压应力，无需进行验算。故32t起升卷筒型号为650×2800-28×24 4起升电机的选择1).起升电机静功率的计算Ng=K×（Q×V）/6120×=61.9kw初选电机YZR315M-10/75kw 2).验算电机发热条件Ne25Nj，Ne25=61.9kwNj=1.5×2/3×61.9=61.9KW故Ne25Nj，满足生产要求。 三大车运行电机

13、选择 起重机总重为G=186.589t，载荷总重为Q=125+79.412=204.412t，v=715m/min， 1运行时摩擦阻力计算： 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总阻力：P总=Pm+P坡=6907.9+1417=593.1kg， 4. 载运行时的静功率： Nj=P总V/6120m， 式中 m电机个数，m=4，=0.9 Nj=593.1×77.5/6120×0.9&#

14、215;4=13.2kw，电机型号的确定：N=KNj，式中K惯性力影响系数，查设计手册得K=1.6，故N=1.6×13.2=21.12。选电机YZR225M-8/22KW，n=715r/min，（JC40%）满足使用要求。四钢结构强度计算与校核 主要对主梁以及端梁强度的计算与校核1.主梁强度计算结构形式采用偏轨，宽箱型，材料选用Q345B，由于小车垂直作用在主腹板上，所以该主梁受弯曲和扭转共同作用。主梁在垂直轮压作用下，使截面产生弯曲应力（正应力和剪应力）在扭转作用下，截面产生约束扭转正和约束扭转应力 主梁截面图 端梁截面图 图 4 初定主主梁和端梁截面如图4： Ix主=1.09&#

15、215;1011mm4Iy主=5.66×1010mm4Wx主=8.71×107mm3WY主=5.58×107mm4Ix端=7.7×109mm4Iy端=2.9×109mm4Wx端=1.54×107mm3Wy端=1×107mm3主主梁的强度按第II类载荷组合进行1).弯曲应力主梁的垂直方向的弯曲应力按简支梁计算,水平方向的弯曲应力按框架计算,见简图5. a)主主梁垂直受力计算模型 b) 主主梁水平刚架计算模型 图5主梁计算简主主梁垂直方向跨中弯矩为: Mv =0.25iPG小车L+iQl2/8+0.252PQL+0.5iPG司(

16、1-a) 式中:PG小车小车自重载荷,取PG小车=7.78×105NPG司司机室自重载荷,取PG司=1.5×104PQ起升载荷,取PQ =1.225×106N i运行冲击系数4 =1.2 2起升载荷动系数,取2=1-3q主梁均布自重,取q=13.3N/mma司机室距端部距离,取a=1100mm 代入数据MV=1.165×1010N/mm 由大车水平惯性力P大惯和桥架惯性力q惯引起的跨中水平弯矩: MH=P大惯L/4(1-L/2r)+q惯L2 (3-2L/r) 式中: r=L+2/3(L1-C/B)I1/I2 C大车车轮中心至主梁轨道中心 ,C=100mm

17、 B大车轮距,B=6900mm I1主主梁水平方向惯性矩. I1=Iy主5.66×1010mm4I2端梁水平方向惯性矩. I2=Iy端=2.9×109mm4 r=18306.8mm P大惯=1/20P=2.25×104N q惯=1/20q=0.665N/mm P1一根主主梁小车总轮压, P1=(PG小车+PQ)/2=1.0×106N MH=3.418×108N/mm 跨中截面最大弯曲正应力: w=MV/WX+MH/WY 代入数据; w=56.9+3.6=60.5MPa2).约束扭转应力主主梁在垂直载荷和水平载荷作用下,承受的扭转为:MN= MN

18、V+MNH如图6,在载重小车作用下的受力简图,O点是主梁截面弯心,将主梁上的偏心外力i, G小车和2PQ转化到截面弯心上,可得扭矩:MNV=iPG小车(B1+e)+ 2PQ(B2+e) 式中: B1小车重心至轨道中心之间距离B1=2850mm B2吊钩中心至轨道中心之间距离B2=1600mm. e主梁弯心至轨道中心之间距离e=B01/(1+2)=704mm MNV=6.428×109N/mm 图6主主梁扭距计算简图在偏水平载荷作用下引起扭距MNH: MNH=P1e=1×106×704=7.04×108N.mMN= MNV+MNH=7.132×1

19、09N.mw=MV/WX+MH/W=73.8+12.6=86.4MPa 3).平均挤压应力:小车轮压对主腹板产生的平均挤压应力应满足 bs=PZ/(2hy+50)21.4式中: PZ一个车轮的轮压,PZ =0.25P1=2.5×105N hy小车轨道高度上翼缘板厚之和。hy=120+16=136mm2主腹板厚度2 =12mm所以bs=2.5×105/(2×136+50)×12=64.7MPa bs<1.44).应力合成: =w+n=60.5+86.4=146.9MPa=235/1.5=157MPa<主主梁强度满足使用要求. 2.主梁刚度计算

20、1).垂直静刚度 主梁垂直静刚度按简支梁计算,应满足下列条件:f=( PQ+PG小车)l(0.75L2- l2)/12EIXf式中:l=L-b=19000-2315=16685mmf-许用静刚度,为A7工作级别f=L/1000=19mmf=8.56mm ，f<f,垂直静刚度满足要求。 2).水平静刚度: 水平静刚度主要由大车起(制)动引起的水平惯性力P大惯 和桥架自重引起的水平惯性力q惯,在主梁跨中引起的水平变位,应满足下列条件:fH=P大惯L3/48EIy(1-3L/4r)+ q惯L4/384EIX(5-4L/r)fHfH=L/2000=9.5mmfH=2.1mmfH<fH水平静

21、刚度能满足使用要求.3).动刚度的校核: 动刚度按铸造起重机设计标准f2HZ fd=2×（f0.5G桥+G小车+G运）/gQq1/2 fd=2.23所以,fd>2,满足生产需要.故经验算, 主主梁垂直静刚度、水平静刚度及动刚度均能满足生产需要.5端梁的计算 端梁采用钢板焊接而成箱型结构型，在水平方向内与主梁成刚性连接，为运输方便在两主梁端处断开，并用通过加强板用高强度螺栓联接。初选端梁截面如图4,端梁的强度计算可按载荷组合，建立计算模型如图9及图10。 在垂直载荷作用下，端梁承受自重载荷Fq1和主梁传来的最大支撑力Fr以满载小车位于跨端极限位置来确定FR 图9 a)主梁支撑力F

22、R b)端梁计算式中： P1=P2=1×106N 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 代入数据： Fr=1×106N 1. 在Fr及端梁自重的作用下，产生的垂直弯距：MV=iFr(B0- B1)/2+iq端B20/代入相关数据：MV=1.32×108N/mm2. 在小车惯性力作用下产生的水平弯距，图10 图10 水平载荷下端梁计算MH=PGa=1×106×100=1×108N/m =MV/WX端+MH/WY端=26.8MPa 故：端梁强度能满足使用要求。至此，通过对主小车的设计与计算、副小车的设计与计算、大车运行电机选择及钢结构部分强度计算与校核，设计全部合格。并按计算书的数据绘制各零部件的生产用图。我公司在严格按照国家相关标准进行设计、计算，合理配置，并在关键部位适当采用进口优质产品，尽可能地全面满足用户要求，本着对工程的高度责任感，针对该铸造起重机的特