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快乐十分最近50期:QD100/20t-28m吊鉤橋式起重機 設計計算書

來源:新疆作者:卿海網址:吉林11选五一定牛歨势图

吉林11选五一定牛歨势图 www.nrdbc.com QD100/20t-28m吊鉤橋式起重機

設計計算書

基本參數:根據用戶的實際使用要求,確定QD100/20t-28m為雙主梁箱型門式起重機。其主要參數如下:起重量mQ=100/20t,跨度L=28m,小車軌道P43,小車質量mx=32363㎏,工作級別A5,最大起升高度:H=22m;梁高極限位置c1=2.57m小車軌距K=4.4m,輪距b=3.4m;沖擊、動載系數分別取為ψ1=1.05;  ψ2=1.2;ψ4=1.0;運行速度:大車為57.m/min;小車為33.89m/min;起升速度:主起升:3.53 m/min;副起升:7.10m/min材料:Q235-B;許用應力:[σ]=175Mpa,[τ]=100Mpa;許用撓度,跨中[YL]=L/700。

一、           金屬結構的設計計算

(一)計算載荷:

  內力計算:

移動載荷:

組合IIa:Pa=Ψ1Px+Ψ2PG=1.05×32363×9.8+1.2×100000×1.05×9.8=1567815.27N

組合IIb:Pb=Ψ4×(Px+PG)=1.15×(100000×1.05+32363)×9.8=1548081.01N

式中Px——小車自重引起的重力;

PG——起升載荷引起的重力;

Ψ1、Ψ2、Ψ4——分別為起升沖擊系數和起升載荷動載系數及運行沖擊系數

Ψ1=1.05;Ψ2=1.2;Ψ4=1.15

Pa>Pb,所以按載荷組合IIa計算.

具體輪壓分布情況及大小詳見圖(2)

根據小車軌距和基距及其吊鉤的作用點和杠桿平衡原理算出移動載荷(即輪壓)F1F2,.在垂直平面內受力如圖3所示具體計算過程略.

水平慣性載荷(作用與軌頂):

2PH=μ(mx+mQ)gn0/n=47115.25N;PH=23557.625N

根據經驗取主梁自重m=18000㎏

則Fq=mg÷28=6300N/m

水平均布載荷:FH=μFvn0/n=240N/m

跨中最大彎矩

MVmax≈Ψ4FqL2÷8+∑Pa÷4×(L-3.4)=5561911.74N.m

主梁跨端剪力Fmax=(ψ1mxg+ψ2mQg)÷2×(1- c1/L)+Ψ4FqL÷2

=238911N

  截面選擇

W=MVmax÷[σ]=35060705.4㎜3

主梁高度選擇:設腹板厚度為δ12=8㎜

腹板高度h=√1.2W÷(δ12)=1621㎜

或h=(1/15~1/17)L=1647~1866㎜

或h=K√W÷(δ12)=2131㎜

或設σ=120Mpa,[YL]=L/1000=28㎜

h=σL2÷6E[YL]=2718㎜

綜合考慮取h=2000㎜

腹板厚度的選擇:

δ≥1.5Fmax÷(2h[τ])=0.899㎜

根據經驗公式:

δ≥(1/160~1/200)h=(10~12.5)㎜

δ=7+3h=13

綜合考慮取δ=8㎜

腹板間距選擇:b≥L÷3=667㎜

或b≥L÷60=467㎜

綜合考慮取b=620㎜

翼緣板寬:B=b+2δ+164=800㎜

翼緣板厚:δ0≥b÷60=10.33㎜,考慮到上翼緣板還有局部彎曲應力作用,實際取δ0=22㎜

端梁高度hd=(0.5~0.6)h=1000~1200㎜,取hd=1000㎜.端梁寬度由大車車輪組支承構造尺寸確定。現取bd=360㎜,板厚:翼緣板δ1=12㎜,腹板δ2=8㎜,翼緣板寬B2=360+16+244=620㎜

  截面幾何性質

                     圖(一)

截面尺寸如圖(一)所示

主梁: Ix=2×δ×h3÷12+2×B1×δ03÷12+2× B1×δ0(h+ δ0)2÷4

=46646745600.0024

Iy=2×δ0×B13÷12+2×h×δ3÷12+2×h×δ(b+ δ)2÷4

=5032576000.0004

Sy= B1×δ0×(h+ δ0)÷2=17793600㎜3

端梁: Ixd=2×δ2×hd3÷12+2×B2×δ13÷12+2× B2×δ1(hd+ δ1)2÷4

=4871053141.3334

Iyd=2×δ1×B23÷12+2×hd×δ23÷12+2×hd×δ2(bd+ δ2)2÷4

=1005434581.3324

  確定加勁肋(隔板)間距:

橫向加勁肋的布置,根據a=(1~1.5)h=(2000~3000)㎜且間距不得小于0.5h,且不大于2m,取a=1500㎜

短隔板的間距a1=≤60δ=1320㎜,取a1=750㎜

因h/δ0=250,所以除設置橫向加勁肋和兩條縱向加勁肋,

第一條:h1=(0.15~0.25)h=(300~500)㎜,取h1 =480㎜

第二條:h2=(0.3~0.4)h=(600~800)㎜,取h2=750㎜

因為a1/b=1.21,c/b=0.5,查設計手冊得,KF=0.14852,查軌道P43,Ig=1.489×107㎜4,Y1=68.5㎜,Y2=71.5㎜,則軌道和上翼緣板之間的接觸力:

F=FA÷(1+96KFb2Ig÷δ03a13)=20544N

[a1]≤6Ig[σg]÷(FA-F)Y2=803㎜

現a1=750㎜<[a1],故合適.

  垂直方向:主梁受力情況如圖(三)所示

(2)

 圖(3)

  水平框架內力分析.雙梁橋式起重機在水平載荷PH,FH作用下可抽象為一個水平框架,如圖(4)所示.由于載荷對于框架z軸的反對稱性,整個結構相對于端梁中點而言便成為反對稱結構,僅端梁軸向力的分布存在著差異,但不影響內力分析的精度.當PH位于跨中或距左支點任意位置Z處時,均可利用結構力學中的力法原理求出主梁距中(L/2)處的內力值M,F,N.以下分別求解.

圖(4)

主梁:滿載PH位于跨中時的彎距

MH(L/2)=PHL÷4(1-1÷2r1)+FHL2÷8×(1-2÷3 r1)=318421.2527N.m

式中r1=1+2dKIy÷(3BLIyd)=1.07

剪力F H(L/2)=PH÷2=11778.8 N

軸向力N(L/2)= PHL×(2d-K)÷8dK r1+FHL2×(2d-K)÷12dK r1=-2413675.02N

(負號表示與所設未知力方向相反,為拉力,計算應力很小可不考慮)

端梁:當小車位于端部極限位置時,端梁的最大支反力FR=1÷2Ψ4Fmax

L/B=4.59查設計手冊得λ=0.155,則側向力:

Ps=1÷2×∑P×λ=1÷2×2FRλ=1÷2Ψ4×Fmaxλ=17634N

端梁與主梁連接處的端梁彎矩:

Mxd=Fmaxd=203074.35N.m

Myd=Psd=14988.9 N.m

端梁支承處剪力:Fd=1÷2×Fmax=119455.5N

  強度校核.

主梁靜強度:

“1”點應力:包括整體彎曲應力σ0,局部彎曲應力σa, σb,

σ0= MVmaxYmax÷Ix=5561911.74×1.022÷46646745600×1000000

=121.8Mpa

輪壓在上翼緣板由于軌道的支承,分布在a2b2的矩形面積上,其中

a2=(2hg+50)=330㎜;b2=114㎜.根據:

a2/b2=2.895,c/b=0.5,d1/b=√a22+b22÷b=0.5626,a1/b=1.21;

查設計手冊得Ka=0.808   Kb=1.103

σa=KaF÷δ02=0.808×20544÷222=34 Mpa

σb=KbF÷δ02=1.21×20544÷222=51.36 Mpa

所以σ1=√(σ0a)2+σb2-(σ0ab=137.5 Mpa<[σ]=175Mpa

“2”點應力:

σ2= MVmaxYmax÷Ix+MH(L/2)Xmax÷Iy

=5561911.74×1.022÷46646745600×1000000+318421.2527×0.4÷5032576000×1000000=147Mpa<[σ]=175Mpa

“3”點應力考慮水平載荷以及走臺偏心載荷引起的約束扭轉應力和梁的約束彎曲應力,一并采用簡化系數法計算:

σ3= MVmaxY÷Ix+MH(L/2)Xmax÷Iy

=1.15×(5561911.74×1.011÷46646745600×1000000+318421.2527×0.314÷5032576000×1000000)=161Mpa<[σ]=175Mpa

跨端”4”點反力:

τ4=1.5Fmax÷(2δh)=11.2[σ]=175Mpa

端梁靜強度:

“5”點應力σd5= MxdYmax÷Ixd+MydXmax÷Iyd

=203074.35×0.5÷4871053141.333×1000000+14988.9×0.31÷1005434581.332×1000000=25MPa<[σ]=175Mpa

“6”點應力σd6=1.15 (MxdY÷Ixd+MydX÷Iyd)

=1.15(203074.35×0.494÷4871053141.333×1000000+14988.9×0.18÷1005434581.332×1000000)=26.7MPa<[σ]=175Mpa

車輪支承處“7”點反力:

τd7=1.5Fd÷(2δ2hd)=1.5×119455.5÷2÷8÷976=11.4<[τ]=100Mpa

主梁焊縫應力.通常驗算主梁四條翼緣焊縫,而根據工藝要求,翼緣焊縫為自動焊,以提高焊接質量.設焊縫厚度hf=6㎜,則

σh= MVmaxY÷Ix+MH(L/2)Xmax÷Iy

=5561911.74×1.0÷46646745600×1000000+318421.2527×0.31÷5032576000×1000000=138Mpa<[σ]=175Mpa

跨中剪力:根據圖(3)可求得FV(L/2)=393990+90000=483990N

τd7= FV(L/2)×SY÷(Ix×2hf)=15.38Mpa<[τ]=100Mpa

σ=√σh2+2τd72=139.7 Mpa<[σ]=175Mpa

  剛度校核

主梁垂直靜撓度:

YL=(FA+FB)[L3-b02÷2×(3L-b0)]÷48EI=36.5㎜<L/700=40㎜

主梁水平位移:

X=PHL3÷48EI×(1-3÷4r1)+5FHL4÷384EIY×(1-4÷5r1)

=3.57㎜<L/2000=14㎜

  穩定性校核.

整體穩定性:h/b=2000÷620=3.22>3,所以梁的整體穩定性需要計算如下:

側向屈曲穩定系數:ψw=ζIY/IX(H/L)2×1000

又因In=4×6282×20222×8×22÷(628×8+2022×22)=2.29×1010

 a=1.6In/Iy(L/H)=1367>400則查得ζ=17.75

所以ψw=ζIY/IX(H/L)2×1000=10.2>2.5,則ψw1=1,表明梁的整體穩定性已保證.

局部穩定性:h/δ0=250,所以除設置橫向加勁肋和兩條縱向加勁肋,

第一條:h1=(0.15~0.25)h=(300~500)㎜,取h1 =480㎜

第二條:h2=(0.3~0.4)h=(600~800)㎜,取h2=750㎜.

這樣受壓腹板驗算區格為:a1=750㎜,h1=480㎜

受壓翼緣驗算區格為: a1=750㎜,b=620㎜.

主梁跨中腹板:因水平彎矩引起的應力很小(25.2Mpa)可以忽略,此時應力按三角形分布,則應力比ψ=(1000-480)σ1÷1000σ1=0.52

α=780÷480=1.625>1

Kα=8.4÷(ψ+1.1)=5.185

取X=1.2, σE=18.6(100δ÷b)2=18.6×(100×8÷480)2=51.7 Mpa

σ1cr=XKασE=322 Mpa>0.75σs=176 Mpa需修正,則

σcr=σs(1-σs÷5.3÷σ1cr)=203Mpa

[σcr]= σcr÷n=203÷1.33=152Mpa

而腹板受壓緣焊縫處最大應力

σh=138 Mpa<[σ]=152Mpa,安全

二、           機構的設計計算

(一)主起升機構的設計計算

  鋼絲繩直徑的選取

鋼絲繩最大拉力Smax=(PQ+Po)/( xmηzηd)

=100×1.04÷(2×6×0.98×0.99)×1000=89832㎏

取m=6,x=2  ;ηz=0.97 ; ηd=0.99

Sp≥Smax[n]=44664㎏

查設計手冊選取鋼絲繩型號為:6W(19)-32.5-1550

  滑輪直徑的選取與鋼絲繩與滑輪的偏角計算。

根據起重機設計規范滑輪直徑D=Domin-d=hd-d

查設計手冊得h=25所以D=780㎜取D=800㎜

根據設計手冊取滑輪組的倍率為m=6

直徑1000㎜和800㎜的滑輪的槽角β為:22o;槽深K=所以鋼絲繩的最大允許偏角為:tgγ=2tgβ÷√(1+Do÷K)

式中K=50-32.5÷2=33.75㎜ Do=800+32.5=832.5㎜

所以tgγ=0.159497844,所以γ=9o

所以定滑輪到動滑輪的高度應大于等于(550-350)÷2÷tgγ=627㎜

取H=1281㎜

則實際當中鋼絲繩進滑輪的最大偏角為:

tgγ1=(550-350)÷2÷1281=0.078

γ1=4.46o<9o所以滿足要求.

圖(五)

  卷筒的尺寸與轉速:

卷筒的直徑與長度的選取:

卷筒直徑D≥(h-1)d=(22-1)×32.5=682.5

取D=1000㎜

卷筒長度:L=2(Lo+l1+2l2)+l3

式中Lo=(Hm/лDo+n)t=1573㎜;l1=3 t=108㎜;l3=180 ㎜

所以取L=3670㎜

卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)取為45㎜

卷筒的轉速nt=mvn/лDo=6×3.53÷(3.14×1.0325)=6.52r/min

鋼絲繩進入卷筒的角度

tgγ2=(350-180)÷2÷(1281+1020)=0.03694

γ2=2.1o所以滿足要求.

  起升靜功率

Pj=(PQ+Po) vn/( 60×1000×η)=65KW

  初選電動機

PJc≥GPj=1.0×65=65KW

根據起升機構的特點選取電動機為YZR315M-10/85 nd=576r/min

  減速裝置

傳動比i=nd/nt=88.34

i=ij×ik=92.16

根據傳動比和電機的額定功率選取減速器為:ZQA-850開式齒輪

速比I=20.49×4.32=88.5168

起升速度v=3.53m/min

  靜力矩

起吊額定起升載荷時作用在卷筒軸上的靜力矩為:

Mjt=(PQ+Po)Do/(2mηzηdηt)=100041N.m

作用在電機軸上的靜力矩為:

Mj= Mjt/(iηch)=(PQ+Po) Do/(2miη)=1130 N.m

下降時作用在電機軸上的靜功率M′j:

M′j=(PQ+Po)Doη′/(2mi)=921.7N.m

  制動器的選用

Mzh≥KzhM′j=1613 N.m

選擇制動器為YWZ-500/125 制動力矩為1800 N.m

  起動、制動時間的驗算

Jg=15.6÷4×2=7.8㎏.㎡=78N. ㎡

[J]=1.15Jg+(PQ+Po) Do2/(4gm2i2η)=89.15N.㎡

Mqp=1.7Mn=1.7×9550×45÷580=1259.6 N.

Tq=[J]nd/9.55(Mqp-Mj)=10.17s

  電動機的過載及發熱均合格.具體計算略.

?   聯軸器的選擇:

根據以上計算的減速器輸入\輸出軸的力矩以及連接特點查設計手冊選取滿足要求的聯軸器.

副起升機構的選取同標準20噸車一樣

(二)動行機構的設計計算

大車運行機構的計算:

1.電機的選擇:

  運行阻力的計算:

摩擦阻力:

Fm=μβ(G+Q)=0.011×1.5×(1000000×1.05+973620)=33389.73N

坡道阻力:

Fα=α×(G+Q)=0.001×(320000×1.03+659270)=2023.62N

F=35413.35N

  電機的靜功率按兩角驅動:Pj=F.V/1000ηm=20.3KW

初選電動機:P=KdPj=1.1×20.3=22.42 KW

選電機:YZR-225M/8  P=26KW nd=708r/min

2.電動機的過載校驗

  減速器的速比:i= nd/ nl= ndπDl/Vy=23.73

根據設計手冊和大車運行機構布置方式選擇減速器為:

ZLC600-23.73-1/2

  運行機構滿載起動時間tq計算:

tq=1/(mMpQ-Mj)[0.975(PG+PQ)Vy2÷nd+mkndGD2÷375]

式中MpQ=β×9750×Pn/nd=1.8×9750×26/708=644.5N.m

Mj=FDl/(2iη)=35413.35×0.7÷(2×23.74×0.85)=614N.m

k=1.1  GD2= GDd2+ GDl2+ GDzh2=5.7+1.25+1.65=8.6㎏.㎡

所以tq=3.3s

  機構滿載起動時的過載功率Pd

Pd=1/mλas[Fvy÷(1000η)+ΣGD2nd2÷(365000tq)]

=1÷2÷1.7×[35413.35×65.6÷60÷1000÷0.85+8.6×708×708÷365000÷3.3]=19.6KW

  P=26>Pd=19.6所以電機的過載校驗合格.

  減速器所承受的實際功率Pj

Pj= 1÷2Fvy÷(1000η)+ΣGD2nd2÷(365000tq)=21KW

故所選減速器合格.

  運行機構打滑驗算

空載起動工況時對機構進行打滑驗算

通過主動輪與軌道之間的驅動力要小于它們之間的最大摩擦力.

空載起動時的摩擦力

Fr=(ψ÷K+μd÷Dl)Pmin=(0.12÷1.1+0.018×0.18÷0.7)×(973620)÷4=27680N

驅動力F=2iη÷Dl×(Mq-kGD2iap÷2÷g÷Dl)

=2×23.73×0.85÷0.7×(9550×26÷708-1.1×8.6×23.73÷3.3÷2÷9.8÷0.7)=19925N

則Fr>F

所以打滑驗算合格.

  制動器的選擇

制動時間tzh=3.2s確定最小力矩Mzhmin=560 N.m

按打滑驗算確定其最大力矩

Mzhmax=750N.m

選擇制動器型號為:YWZB-300/45制動力矩為630N.m

小車運行機構的計算:

3.電機的選擇:

(1)運行阻力的計算:

摩擦阻力:

Fm=μβ(G+Q)=0.011×1.5×(1000000×1.05+323630)=22665N

坡道阻力:

Fα=α×(G+Q)=0.002×(1000000×1.03+32363)=2747.3N

F=25412N

(2)電機的靜功率:PS=GF.V/1000ηm=12.73KW

初選電動機:Pn>PS

選電機:YZR-180L/8  P=13KW nd=700r/min

(3)減速器的速比:i= nd/ nl= ndπDl/Vy=38.99

根據設計手冊和大車運行機構布置方式選擇減速器為:

ZSC750-V-2

(4)制動器的選擇

制動時間tzh=3.2s

按照制動時間確定其最小制動力矩Mzhmin=156 N.m

Mzhmax=1.75×9550×13÷700=310N.m

選擇制動器型號為:YWZB-300/45 制動力矩為196N.m

根據結構按最大力矩選擇各相應的聯軸器此處略.

經過以上計算該起重機設計合理,符合各項要求.


產品型號:QD100/20t-L=28m

吊鉤橋式起重機

新疆新起重工有限公司

2014年3月8