新疆起重机行业的优秀制造商
起重机生产、销售、维修一体化先进企业
QD100/20t-28m吊钩桥式起重机
设计计算书
基本参数：根据用户的实际使用要求，确定QD100/20t-28m为双主梁箱型门式起重机。其主要参数如下：起重量mQ=100/20t，跨度L=28m，小车轨道P43，小车质量mx=32363㎏，工作级别A5，最大起升高度:H=22m；梁高极限位置c1=2.57m小车轨距K=4.4m，轮距b=3.4m；冲击、动载系数分别取为ψ1=1.05； ψ2=1.2；ψ4=1.0；运行速度:大车为57.m/min；小车为33.89m/min；起升速度:主起升:3.53 m/min;副起升:7.10m/min材料：Q235-B；许用应力：[σ]=175Mpa，[τ]=100Mpa；许用挠度，跨中[YL]=L/700。
一、 金属结构的设计计算
（一）计算载荷：
① 内力计算：
移动载荷:
组合IIa:Pa=Ψ1Px+Ψ2PG=1.05×32363×9.8+1.2×100000×1.05×9.8=1567815.27N
组合IIb:Pb=Ψ4×(Px+PG)=1.15×(100000×1.05+32363)×9.8=1548081.01N
式中Px——小车自重引起的重力；
PG——起升载荷引起的重力；
Ψ1、Ψ2、Ψ4——分别为起升冲击系数和起升载荷动载系数及运行冲击系数
Ψ1=1.05；Ψ2=1.2；Ψ4=1.15
Pa>Pb,所以按载荷组合IIa计算.
具体轮压分布情况及大小详见图(2)
根据小车轨距和基距及其吊钩的作用点和杠杆平衡原理算出移动载荷(即轮压)F1和F2,.在垂直平面内受力如图3所示具体计算过程略.
水平惯性载荷(作用与轨顶):
2PH=μ(mx+mQ)gn0/n=47115.25N;PH=23557.625N
根据经验取主梁自重m=18000㎏
则Fq=mg÷28=6300N/m
水平均布载荷:FH=μFvn0/n=240N/m
跨中最大弯矩
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
② 截面选择
W=MVmax÷[σ]=35060705.4㎜3
主梁高度选择:设腹板厚度为δ1=δ2=8㎜
腹板高度h=√1.2W÷(δ1+δ2)=1621㎜
或h=(1/15～1/17)L=1647～1866㎜
或h=K√W÷(δ1+δ2)=2131㎜
或设σ=120Mpa,[YL]=L/1000=28㎜
h=σL2÷6E[YL]=2718㎜
综合考虑取h=2000㎜
腹板厚度的选择:
δ≥1.5Fmax÷(2h[τ])=0.899㎜
根据经验公式:
δ≥(1/160～1/200)h=(10～12.5)㎜
δ=7+3h=13
综合考虑取δ=8㎜
腹板间距选择:b≥L÷3=667㎜
或b≥L÷60=467㎜
综合考虑取b=620㎜
翼缘板宽:B=b＋2δ+164=800㎜
翼缘板厚：δ0≥b÷60=10.33㎜,考虑到上翼缘板还有局部弯曲应力作用,实际取δ0=22㎜
端梁高度hd=（0.5～0.6）h=1000～1200㎜,取hd=1000㎜.端梁宽度由大车车轮组支承构造尺寸确定。现取bd=360㎜，板厚：翼缘板δ1=12㎜，腹板δ2=8㎜，翼缘板宽B2=360+16+244=620㎜
③ 截面几何性质
图(一)
截面尺寸如图(一)所示
主梁: Ix=2×δ×h³÷12+2×B1×δ0³÷12＋2× B1×δ0(h+ δ0)²÷4
=46646745600.002㎜4
Iy=2×δ0×B1³÷12+2×h×δ³÷12＋2×h×δ(b+ δ)²÷4
=5032576000.000㎜4
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
=4871053141.333㎜4
Iyd=2×δ1×B2³÷12+2×hd×δ2³÷12＋2×hd×δ2(bd+ δ2)²÷4
=1005434581.332㎜4
④ 确定加劲肋(隔板)间距:
横向加劲肋的布置,根据a=(1～1.5)h=(2000～3000)㎜且间距不得小于0.5h,且不大于2m,取a=1500㎜
短隔板的间距a1=≤60δ=1320㎜,取a1=750㎜
因h/δ0=250,所以除设置横向加劲肋和两条纵向加劲肋,
第一条:h1=(0.15～0.25)h=（300～500）㎜,取h1 =480㎜
第二条:h2=(0.3～0.4)h=（600～800）㎜,取h2=750㎜
因为a1/b=1.21,c/b=0.5,查设计手册得,KF=0.14852,查轨道P43,Ig=1.489×107㎜4,Y1=68.5㎜,Y2=71.5㎜,则轨道和上翼缘板之间的接触力:
F=FA÷(1+96KFb²Ig÷δ0³a1³)=20544N
[a1]≤6Ig[σg]÷(FA-F)Y2=803㎜
现a1=750㎜<[a1],故合适.
⑤ 垂直方向:主梁受力情况如图(三)所示
图(2)
图（3）
⑥ 水平框架内力分析.双梁桥式起重机在水平载荷PH,FH作用下可抽象为一个水平框架,如图(4)所示.由于载荷对于框架z轴的反对称性,整个结构相对于端梁中点而言便成为反对称结构,仅端梁轴向力的分布存在着差异,但不影响内力分析的精度.当PH位于跨中或距左支点任意位置Z处时,均可利用结构力学中的力法原理求出主梁距中(L/2)处的内力值M,F,N.以下分别求解.
图（4）
主梁:满载PH位于跨中时的弯距
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
轴向力N(L/2)= PHL×(2d-K)÷8dK r1＋FHL²×(2d-K)÷12dK r1=-2413675.02N
(负号表示与所设未知力方向相反,为拉力,计算应力很小可不考虑)
端梁:当小车位于端部极限位置时,端梁的最大支反力FR=1÷2Ψ4Fmax
L/B=4.59查设计手册得λ=0.155,则侧向力:
Ps=1÷2×∑P×λ=1÷2×2FRλ=1÷2Ψ4×Fmaxλ=17634N
端梁与主梁连接处的端梁弯矩:
Mxd=Fmaxd=203074.35N.m
Myd=Psd=14988.9 N.m
端梁支承处剪力:Fd=1÷2×Fmax=119455.5N
⑦ 强度校核.
主梁静强度:
“1”点应力:包括整体弯曲应力σ0,局部弯曲应力σa, σb,
σ0= MVmaxYmax÷Ix=5561911.74×1.022÷46646745600×1000000
=121.8Mpa
轮压在上翼缘板由于轨道的支承,分布在a2b2的矩形面积上,其中
a2=(2hg+50)=330㎜;b2=114㎜.根据:
a2/b2=2.895,c/b=0.5,d1/b=√a2²+b2²÷b=0.5626,a1/b=1.21;
查设计手册得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=√(σ0+σa)²+σb²-(σ0+σa)σb=137.5 Mpa<[σ]=175Mpa
“2”点应力:
σ2= MVmaxYmax÷Ix＋MH(L/2)Xmax÷Iy
=5561911.74×1.022÷46646745600×1000000＋318421.2527×0.4÷5032576000×1000000=147Mpa<[σ]=175Mpa
“3”点应力考虑水平载荷以及走台偏心载荷引起的约束扭转应力和梁的约束弯曲应力,一并采用简化系数法计算:
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”点反力:
τ4=1.5Fmax÷(2δh)=11.2[σ]=175Mpa
端梁静强度:
“5”点应力σd5= MxdYmax÷Ixd＋MydXmax÷Iyd
=203074.35×0.5÷4871053141.333×1000000＋14988.9×0.31÷1005434581.332×1000000=25MPa<[σ]=175Mpa
“6”点应力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
车轮支承处“7”点反力:
τd7=1.5Fd÷(2δ2hd)=1.5×119455.5÷2÷8÷976=11.4<[τ]=100Mpa
主梁焊缝应力.通常验算主梁四条翼缘焊缝,而根据工艺要求,翼缘焊缝为自动焊,以提高焊接质量.设焊缝厚度hf=6㎜,则
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:根据图(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
⑧ 刚度校核
主梁垂直静挠度:
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㎜
⑨ 稳定性校核.
整体稳定性:h/b=2000÷620=3.22>3,所以梁的整体稳定性需要计算如下:
侧向屈曲稳定系数: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则查得ζ=17.75
所以ψw=ζIY/IX(H/L)²×1000=10.2>2.5,则ψw¹=1,表明梁的整体稳定性已保证.
局部稳定性:h/δ0=250,所以除设置横向加劲肋和两条纵向加劲肋,
第一条:h1=(0.15～0.25)h=（300～500）㎜,取h1 =480㎜
第二条:h2=(0.3～0.4)h=（600～800）㎜,取h2=750㎜.
这样受压腹板验算区格为:a1=750㎜,h1=480㎜
受压翼缘验算区格为: a1=750㎜,b=620㎜.
主梁跨中腹板:因水平弯矩引起的应力很小(25.2Mpa)可以忽略,此时应力按三角形分布,则应力比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,则
σcr=σs（1-σs÷5.3÷σ1cr）=203Mpa
[σcr]= σcr÷n=203÷1.33=152Mpa
而腹板受压缘焊缝处最大应力
σh=138 Mpa<[σ]=152Mpa,安全
二、 机构的设计计算
(一)主起升机构的设计计算
① 钢丝绳直径的选取
钢丝绳最大拉力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㎏
查设计手册选取钢丝绳型号为:6W(19)-32.5-1550
② 滑轮直径的选取与钢丝绳与滑轮的偏角计算。
根据起重机设计规范滑轮直径D=Domin-d=hd-d
查设计手册得h=25所以D=780㎜取D=800㎜
根据设计手册取滑轮组的倍率为m=6
直径1000㎜和800㎜的滑轮的槽角β为：22º；槽深K=所以钢丝绳的最大允许偏角为：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
所以定滑轮到动滑轮的高度应大于等于(550-350)÷2÷tgγ=627㎜
取H=1281㎜
则实际当中钢丝绳进滑轮的最大偏角为:
tgγ1=(550-350)÷2÷1281=0.078
γ1=4.46º<9º所以满足要求.
图（五）
③ 卷筒的尺寸与转速:
卷筒的直径与长度的选取:
卷筒直径D≥(h-1)d=(22-1)×32.5=682.5
取D=1000㎜
卷筒长度: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)取为45㎜
卷筒的转速nt=mvn/лDo=6×3.53÷(3.14×1.0325)=6.52r/min
钢丝绳进入卷筒的角度
tgγ2=(350-180)÷2÷(1281+1020)=0.03694
γ2=2.1º所以满足要求.
④ 起升静功率
Pj=(PQ+Po) vn/( 60×1000×η)=65KW
⑤ 初选电动机
PJc≥GPj=1.0×65=65KW
根据起升机构的特点选取电动机为YZR315M-10/85 nd=576r/min
⑥ 减速装置
传动比i=nd/nt=88.34
i=ij×ik=92.16
根据传动比和电机的额定功率选取减速器为:ZQA-850开式齿轮
速比I=20.49×4.32=88.5168
起升速度v=3.53m/min
⑦ 静力矩
起吊额定起升载荷时作用在卷筒轴上的静力矩为:
Mjt=(PQ+Po)Do/(2mηzηdηt)=100041N.m
作用在电机轴上的静力矩为:
Mj= Mjt/(iηch)=(PQ+Po) Do/(2miη)=1130 N.m
下降时作用在电机轴上的静功率M′j:
M′j=(PQ+Po)Doη′/(2mi)=921.7N.m
⑧ 制动器的选用
Mzh≥KzhM′j=1613 N.m
选择制动器为YWZ-500/125 制动力矩为1800 N.m
⑨ 起动、制动时间的验算
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
⑩ 电动机的过载及发热均合格.具体计算略.
⑪ 联轴器的选择:
根据以上计算的减速器输入\输出轴的力矩以及连接特点查设计手册选取满足要求的联轴器.
副起升机构的选取同标准20吨车一样
(二)动行机构的设计计算
大车运行机构的计算：
1．电机的选择：
① 运行阻力的计算：
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
② 电机的静功率按两角驱动:Pj=F.V/1000ηm=20.3KW
初选电动机:P=KdPj=1.1×20.3=22.42 KW
选电机:YZR-225M/8 P=26KW nd=708r/min
2．电动机的过载校验
① 减速器的速比:i= nd/ nl= ndπDl/Vy=23.73
根据设计手册和大车运行机构布置方式选择减速器为:
ZLC600-23.73-1/2
② 运行机构满载起动时间tq计算:
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
③ 机构满载起动时的过载功率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
④ P=26>Pd=19.6所以电机的过载校验合格.
⑤ 减速器所承受的实际功率Pj
Pj= 1÷2Fvy÷(1000η)+ΣGD²nd²÷(365000tq)=21KW
故所选减速器合格.
⑥ 运行机构打滑验算
空载起动工况时对机构进行打滑验算
通过主动轮与轨道之间的驱动力要小于它们之间的最大摩擦力.
空载起动时的摩擦力
Fr=(ψ÷K+μd÷Dl)Pmin=(0.12÷1.1+0.018×0.18÷0.7)×(973620)÷4=27680N
驱动力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
则Fr>F
所以打滑验算合格.
⑦ 制动器的选择
制动时间tzh=3.2s确定最小力矩Mzhmin=560 N.m
按打滑验算确定其最大力矩
Mzhmax=750N.m
选择制动器型号为:YWZB-300/45制动力矩为630N.m
小车运行机构的计算：
3．电机的选择：
(1)运行阻力的计算：
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)电机的静功率:PS=GF.V/1000ηm=12.73KW
初选电动机:Pn>PS
选电机:YZR-180L/8 P=13KW nd=700r/min
(3)减速器的速比:i= nd/ nl= ndπDl/Vy=38.99