400t梁场门式起重机设计(5)

或 m＝﹙㏒2×106－㏒8×103﹚／﹙㏒352－㏒64﹚＝3.24

当nT＝8720000≧2×106时的斜率为2m：

﹙㏒8720000－㏒2000000﹚／﹙㏒110－㏒σ

σrkN＝87.6N／mm2rkN﹚＝6.446

安全系数n＝87.6／46.8＝1.87≧nf，验算通过。

式中nf按FEM规范，疲劳计算许用安全系数：nf＝3.21／m＝3.21／3.24＝1.43

3.13吊杆的强度校核

800t混凝土箱梁用8根吊杆吊起，每台400t门式起重机的吊具有4根吊杆，

要求安全系数n≧5，中间光杆直径d＝95mm，结构图3-3所示。

图3-3 吊杆结构

（1） 吊杆强度验算 吊杆材料35CrMo，调质状态，σs＝835N／mm2。 拉伸载荷：N＝1.05×4000000／4N＝1050000N

拉伸静应力：σ＝N／0.25πd2＝1181250／0.25π952＝166.6N／mm2

许用应力：[σ] ＝835／5N／mm2＝167N／mm2

（2）吊杆螺纹部分的强度验算 杆下端为梯形圆螺纹TY110×12是钩号32

的标准螺纹。

查GB／T10051.1—1988当σs＝835N／mm2吊钩的强度为V级，工作级别

为M3时，32号吊钩的起重量为160t。

螺牙的切应力验算时认为只有一圈螺牙受力

τ＝Q／πd2h0＝1181250／﹙π×96.8×12﹚N／mm2＝324N／mm2

安全系数n＝835／﹙√3×324﹚＝1.49﹥[n ]，满足强度要求。

4.大车走行机构设计计算

4.1概述

（1）设计参数见表4-1。

表4-1 大车运行机构基本参数

（2）机构特点 驱动装置采用斜齿轮—伞齿轮减速机16套，分别驱动，减

速器型号为KAT107—YEJ3—6P 146.4，变频调速0 ~12.36m／min，图4-1所示为一组大车走行机构图。

图4-1 大车走行机构

4.2运行静阻力

（1）有轨运行摩擦阻力：

Ff＝﹙G＋Q﹚﹙μd＋2k﹚c／D

＝﹙4000000＋4150000﹚×﹙0.015×130＋2×0.5﹚／600×1.5N

＝63808N

式中 D，d—车轮直径及其与轴承相配合处轴径；

k—车轮沿轨道的滚动摩擦力臂；

μ—轴承摩擦系数；

c—偏斜运行的侧向附加阻力系数。

（2）坡道阻力：

Fγ＝﹙G＋Q﹚sinγ＝8650000×0.003N＝25950N

﹙3﹚风阻力：

FW＝CqA＝1.6×150×﹙118.4＋37.8﹚＋1.3×150×20N＝41388N

﹙4﹚总的运行阻力：

Fst＝Ff＋Fγ＋FW＝﹙63808＋25950＋41388﹚N＝131146N

4.3电动机的选择与计算

（1）电动机的静功率：

P0＝Fst Vt／1000η0＝131146×12.36／﹙60×1000×0.9﹚kW

＝30kW

﹙2﹚加速阶段消耗的功率 变频调速设定的起动时间为10 ~15s，定ta＝

10s，那么在加速阶段消耗的功率为：

Pa＝∑mvt2／1000ta＋J0n2／91200 t0

＝8650000×0.2062／1000×10＋16×0.0525×1.5×9602／91200×10kW

＝38kW

（3）考虑电动机短期过载能力，按下式选电动机的额定功率：

Pn≧1／λas﹙P0＋Pa﹚＝1／0.9×2﹙30＋38﹚kW＝38Kw

总共16台电动机，每台电动机需大于2.375kW，选用3kW电动机满足要求。

4.4选择减速器

初选斜齿轮—锥齿减速机，型号为KAT107—YEJ3—6P—146.4额定功率

3kW，输出转速6.56r／min，输出转矩5835N·m，传动比146.4，使用系数1.33。

4.5选择缓冲器

（1）缓冲器计算的原始数据

1）碰撞质量：415200kg

2）碰撞速度不小于额定速度的50％，我们按70％进行计算：

Vc＝（0.7×12.36／／60﹚m／s＝0.1442m／s

3）最大减速度： amax＝0.5m／s（GB／T3811—2008规定允许最大减速度

4m／s﹚。

（2）聚氨酯缓冲器主要性能参数的确定

1）缓冲行程：

S＝Vc2／amax＝0.14422／0.5m＝0.042m

2）需要的缓冲容量A( J或N·m)：

A＝mVc2／2－﹙Ff＋FZ－FW－Fγ﹚S

＝[415200×0.14422／2－﹙63808＋20000－41388－25950﹚×0.042 ]N·m

＝3625N·M

式中的FZ为换算到车轮踏面的制动力，平时调整得较松，取FZ＝20000N。

3）总的最大缓冲力：

Fmax＝2A／S＝2×3625／0.042kN＝173kN

选用两个型号为JHQ—C—9的缓冲器。单个参数：容量1.96kN·m，缓冲

行程120mm，缓冲力103kN，可以满足要求。

4.6车轮与轨道

为了地基投资最小，要求轮压小。大车走行采用48个轮，轮压Rmax＝24t，

Rmin＝9t，车轮直径D＝600mm，轨道型号为P60。

1）许用轮压。根据大连起重机厂资料，当车轮直径600mm，轨道P43，运

行速度≦60m／min，Q／G＝1.1，工作级别为M3时，车轮组最大许用轮压为24.6t。

2）疲劳计算载荷：

RI＝2Rmax＋Rmin／3＝﹙2×24＋9﹚／3×104N＝190000N

3)车轮踏面点接触许用载荷：

Fc＝k2c1c2R2／m3＝0.1256×1.13×1.25×3002／0.3883N＝273353N，校核通

过。

式中：当轨顶r＝300，车轮R＝300时，查表4-2得m＝0.388；

车轮材料ZG340—640查表4-3，插值；k2＝0.1256；

c1，c2由表4-4和表查4-5的。

表4-2 系 数 m 值

表4-3 应力系数k1、k2值

表4-4 车轮转速与转速系数c1值

表4-5 工作级别系数c2

5.起重小车牵引机构设计计算

5.1概述

（1）设计参数 设计参数见表5-1。

表5-1 小车运行机构设计参数表

（2）机构特点 采用两套布置在桥架端梁上的卷扬机构牵引小车运行。

5.2运行静阻力

﹙1）有轨运行摩擦阻力：

Ff＝﹙Q＋G﹚﹙μd＋2k﹚c／D

＝﹙4000000＋4150000﹚×﹙0.015×170＋2×0.6﹚／700×1.5N ＝39496N

（2） 坡道阻力：

Fγ＝﹙G＋Q﹚sinγ＝﹙4000000＋4150000﹚×0.002N＝9830N

（3） 风阻力

FW＝CqA＝1.6×150×﹙16×3＋4×3﹚N＝14400N

（4） 起升绳的僵性和滑轮轴的摩擦阻力：

Fq＝Q／q﹙Kkq＋1－1﹚＝4600000／20×﹙1.0321－1﹚N＝197868N

（5） 使牵引绳保持一定垂度所需的张力：

Fz＝2×ql2／8f＝2×38.9×362／﹙8×0.7﹚N＝18006N

（6） 总的静阻力：

Fst＝Ff＋Fγ＋Fw＋Fq＋Fz＝279600N

5.3牵引绳的选择

选用6×37S＋FC—32—1870—I—光交，钢丝绳最小破断拉力632kN，安全系数：

n＝2×632000／279600＝4.52，满足要求。

5.4卷筒的选择

（1）形式 选用大齿轮式单层绕的结构形式。当小车离卷筒最近时，钢丝

绳的一端固定在左卷筒左端最少有5圈安全圈。绕过牵引滑轮以后，固定在右卷筒右端且有5圈安全圈，从卷筒上面出入。相应，另一根绳固定在左卷筒右端从卷筒下面绕出，绕过牵引滑轮后，从下面绕入右卷筒，固定在它的左端。左卷筒的绳槽左旋，右卷筒右旋，卷筒名义直径D0＝800mm。

（2）卷筒长度：

Lt＝L0＋2L1＋2L2＝﹙674＋2×40＋2×105﹚mm＝1034mm，圆整为

1050mm。

式中 L0＝﹙LX／πD0＋z1﹚p＝[32／﹙π×0.832﹚＋2×3.5 ] ×35mm

＝674mm；

P＝d＋﹙2 ~4﹚＝32＋3mm＝35mm；

L1—卷筒无绳槽端部尺寸，L1＝40mm；

L2—固定钢丝绳所需长度，L2＝105mm；

（3） 卷筒壁厚的确定 扭转和弯曲应力可以忽略不计，只考虑壁内压应

力：

σ＝S／tδ＝0.5×279600／﹙35×25﹚N／mm2＝160N／mm2

[σ] ＝295／1.5N／mm2＝197N／mm2

5.5选择电动机

（1）电动机静功率：

P0＝Fst Vt／1000η0＝0.5×279600×5／﹙60×1000×0.86﹚kW

＝13.55kW

（2） 按稳态负荷系数法求平均稳态功率：

Ps＝GP0＝13.55kW

式中G＝1

（3）选择电动机型号 选择型号为YZP200L—8的电动机，额定功率为

15kW，额定转速735r／min，工作制为S3—40％，最大转矩倍数2.8，额定转矩192N·m，净重260kg。

5.6选择减速机

（1）卷筒转速：

n2＝v／πD0＝5／﹙π×0.832﹚r／min＝1.91r／min

（2）总速比：

i＝n1／n2＝735／1.91＝384.8

（3） 速比分配 减速机i＝100，开式齿轮i＝z1／z2＝73／19＝3.842

（4） 标准减速器的选用：

PM3≧ψ5ψ8Pn＝1.5×1.2×15kW＝27kW

折算为M5时，PM5＝27／1.122kW＝21.5kW，选用型号QJRS—D450—100

Ⅲ﹙Ⅳ﹚—P，当输入轴转速710r／min，工作级别M5时，高速轴许用功率22kW，满足要求。输出转矩30000N·m，最大允许径向载荷64000N。

计算传递最大转矩为：

Tmax≧ψ5ψ8SD0η／2i

＝1.5×1.2×139800×0.832／﹙2×3.842﹚×0.95N·m

＝25885N·m

安全系数为：n＝30000／25885＝1.16。

计算最大径向载荷：

Rmax＝Tmax／m0.5Z2cos20°＝25885×103／18×0.5×73×0.94N＝41913N

安全系数为：n＝64000／41913＝1.53

5.7选择联轴器

安装在电动机与减速器之间联轴器选择为ML系列梅花形弹性联轴器，其计

算转矩为：

Tc＝K1K2Tn＝2×1.12×192N·m＝430N·m

选用型号MLLZ6—200×85×82.5联轴器YA55×110／﹙YA55×110﹚×

334，公称转矩630N·m

5.8选择制动器

运行机构按满载、顺风下坡运行制动工况和非工况状态最大风压作用下空

载，这两种情况中较大的选择制动器。

（1）工作状态下 工作状态下制动转矩应满足：

TZ＝﹙Fγ＋FwⅡ＋FZ－Ff－Fq﹚Dη／2000im′＋1／m′tZ [0.975﹙Q＋G﹚v2η

／n＋k﹙J1＋J2﹚nm／9.55 ]

式中 Fγ＝9830N，FZ＝18006N，Ff＝39496N，Fq＝197868N；

FwⅡ＝14400×250／150N＝24000N。

由于上式中第一个括号内前三项之和小于后两项之和，说明在工作状态下没

有制动器也可以。

（2）非工作状态 非工作状态下制动转矩应满足：

TZ≧1.25Dη／200im﹙Fγ＋FwⅢ＋FZ－Ff－Fq﹚

＝1.25×832×0.95／﹙2000×384.2×2﹚×﹙1245＋26688＋18006－

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