起重机计算说明书(下).doc

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2）水平面内的内力

4、主梁的强度验算

1）弯曲应力验算

2）剪

应力验算

3）主梁扭转剪应力

2）支腿平面内

的支腿内力计算

2）支腿平面内

的支腿内力计算

6、支腿和下横梁强度验算

1）支腿强度验算

2）下横梁强度验算

7、门架的静刚架计算

1）主梁的刚度计算

2）支腿静刚度算

8、主梁动刚度计算

9.起重机轮压计算

1>门架平面内的轮压计算

2）支腿平面内轮压计算

轮压的合成

1．车轮与轨道

的选择

2．运行阻力的

计算

1）摩擦阻力的计算

2）坡度阻力的计

3）风阻力的计算

4）运行总阻力计

3．电动机的选

4选择减速器

5．选择联轴器

6．电动机的验

算：

1）电动机过载

指力的验算

2）电动机的发热

验算

3）起动

时间

的验算

7．减速

器的

验算

8.制动器的选择

9.启动与制动的打滑条件

①当大车制动时，由于惯性力和风载荷引起的主梁内力，在主梁水平面内，由于大车制动时产生的惯性力顺大车轨道方向，其中由主梁自重引起的和由满载小车自重引起的P的计算值已于前述

顺大车轨道方向的风载荷为、和（其值也列在前面），它们引起的主梁内力见图8-31

A、小车在跨中由[1]表11-3求得弯矩：

MD=

=-26023.68Nm

ML/2=×

=

B、小车在悬臂端由[1]表11-3求得弯矩：

MD=

=

×500

=-163831.18N.m

ML/2=×

=

现分别将主梁垂直面和水平面内的弯矩列表如下：

主梁垂直面内弯矩（N.m）

产生弯矩的外力

小车位置

主梁均布质量q

移动载荷P

MD

ML/2

MD

ML/2

小车在跨中

-129936.96

173349.54

0

1229659.18

小车在悬臂中

-129936.96

173349.54

-1262690

-631345

产生弯矩的外力

小车位置

小车制动时

产生惯性力Pxg

外力合成

MD

ML/2

MD

ML/2

小车在跨中

167981.2

83990.6

38044.24

1486999.2

小车在悬臂中

167981.2

83990.6

-1224645.8

-374004.86

主梁水平面内弯矩（N.m）

产生弯矩的外力

小车位置

MD

ML/2

小车在跨中

-26023.68

+163831.18

小车在悬臂中

-116869.93

-34185.43

由于表可知，主梁在垂直面和水平面内的合成弯短，小车在跨中时，跨中弯矩最大。

小车在悬臂时，支承D处弯矩最大。

现分别验算主梁跨中和支腿D处的弯曲应力。

由公式（8-14）求得跨中弯曲应力。

=12011.90N/cm2≤[]

由公式（8-15），支承处弯曲应力σc

σc=

=9675.19N/cm2≤[]

=12011.90N/cm2≤[]

由公式（8-15），支承处弯曲应力σc

σc=

=9675.19N/cm2≤[]

根据上述计算,小车在悬臂端时,主梁支承处剪力最大,主梁支承处垂直面内的剪应力由式（8-16）计

算：

小车在踌中：

ΣQD=36093.6+118807.65－7635.5=147265.75N

小车在悬臂端：

ΣQD=－36093.6－252538－7635.5=－296267.1N

剪应力：

主梁在水平面内受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计

对于单主梁箱形门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还了在受约束弯曲应力、约束扭转正应力（以增大15%的自由弯曲应力计入）和剪应力。

此外，主梁截面还了在受纯扭转剪应力，现验算如下：

①弯心的位置发中图8-32所示，主梁截面弯心位置：

图8-32主梁截面弯心计算简图

小车各部分重量如下：

G1=4509kg——小车上机械部分重量；

G2=16322kg——吊重及吊钩组重量；

G3=2490kg——小车架及防雨罩重量。

②外扭矩

Mn=G1l1+G2l2+G3l3

=[（4509×122）+（16322×130）+（2490×155）]×9.8=299674.98N·m

③主腹板上的剪应力

τ1=

式中π=b0h0=90.7×150.8=13677.56c㎡

τ1=

=1369.37N/c㎡≤[τ]

盖板厚度与主腹板厚度相同

④副腹板上剪应力

τ2=

=1641N/c㎡≤[τ]

计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面的门架作为平面刚架进行计算，门架平面的刚架为一次超静定结构，支腿平面的刚架为静定结构。

①由主梁均布自重产生的内力（图8-33）由[1]表11-4可知，有县臂时的侧推力为：

②

图8-33支腿由自重引起的内力图

H=

为了安全起见，现将有悬臂门架当作无悬臂门架计算，即

H==

弯矩MC=MD=-Hh=-12379.04×980

=-12131459.2N·cm

②由移动载荷产生的内力（由小车轮压产生的主梁内力），分为小车在跨中和小车在悬臂端进行

A.小车在跨中（图8-34）当a=c=9.7m时，K=2.6m。

侧推力：

H=

=

弯矩MC=MD=-Hh

=45191.76×980=-44287924N·cm

B.小车在悬臂端（图8-35）主钩左极限位置S=5m

图8-34支腿由移动载荷图8-35支腿由移动截荷

（在跨中）引起的内力图（在悬臂端）引起的内力图

侧推力：

H=[P1（K+x1）+P2x]×

=[136106.84（2.6+3.7）+136106.89×3.7]

×

弯矩MC=MD=Hh=41665.36×980

=-40832052N.cm

③作用在支腿上的风载荷产生的支腿内力（图8-36a、b）作用在支腿上的均布风载荷引起的支腿内力。

④

图8-36支腿由风载荷引起的内力图

侧推力

HA=

=2934.36N

HB=

=509.31N

弯矩MC=-HBh=509.31×980

=-499123.8N.cm

小车在跨中的支腿合成弯矩：

ΣMC=-12131459.2-44287924-499123.8

-11045060.6=-437006.49N.m

ΣMD=-12131459.2-44287924+594967.8

+11045060.6=-205164.36N.m

小车在悬臂端的支腿合成弯矩：

ΣMC=-12131459.2+40832052-437006.49

-11045060.6=17218525N.m

ΣMD=-12131459.2+40832052+594967.8

+11045060.6=40340621.2N.m

计算支腿平面的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷：

Pc=2Pj+

式中各符号的意义见前述

PC=2×136106.84+

+（566+124+750）×9.8

=377562.28N

①由垂直载荷引起的支腿内力（图8-38a）在垂直载荷Pc作用下引起的支腿内力由[1]表11-5得支反力：

V1=

=

=204962.38N

V2=

=172599.9N

弯矩M1=V1l1=204962.28×160

=327939.64N.m

M2=V2l2=172599.90×540

=932039.46N.m

=400254N.m

③支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（图8-38C）已知Mn=269339.99N.m

支反力

弯矩M1=V1l1=38477×160=61563.42N.m

M2=V2l2=38477×540=207775.8N.m

M3=Mn=269339.99N.m

④支腿自重引起的支腿内力（图8-38d）已知支腿自重Gt=3853kg,a=160cm，化为均布载荷。

弯矩

支反力

=

=12946N

弯矩M1=V1l1=24813×160=39700.8N.m

M2=V2l2=12946×540=69908.4N.m

=400254N.m

③支腿承受从主梁传递据矩作用引起的支腿内力（图8-38C）已知Mn=269339.99N.m

支反力

弯矩M1=V1l1=38477×160=61563.42N.m

M2=V2l2=38477×540=207775.8N.m

M3=Mn=269339.99N.m

④支腿自重引起的支腿内力（图8-38d）已知支腿自重Gt=3853kg,a=160cm，化为均布载荷。

弯矩

支反力

=

=12946N

弯矩M1=V1l1=24813×160=39700.8N.m

M2=V2l2=12946×540=69908.4N.m

⑤下横梁自重引起的下横梁内力（图8-38e）在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩Ms和下横梁中的弯矩M1及M2。

除此之外，下横梁自重在下横梁产生的弯矩：

下横梁自重G=2346kg，化为均布载荷

支反力

弯矩

在支腿与下横梁联接处的下横梁C-C截面处的弯矩：

=

=14186.88N.m

支腿平面内支腿和下横梁承受的弯矩（N.m）

外力

构件

Pc

Ps

Mn

Gt

Gh

支腿

下横梁

下横梁

Ms=604099

M1=327939

M2=932039

Ms=400254

M1=91486

M2=308766

Ms=263399

M1=61563

M2=207775

Ms=30208

M1=29700

M2=69908

0

ML/2=20114

M2=14186

支腿平面内支腿下部弯矩合成：

ΣM2=ΣMC-C=932039+308766+207775+69908

+14186=1532674N.m

ΣM2=604099+400254+26339+30208

=1297900N.m

由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。

而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。

所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：

ΣMC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：

σ=

=4472.9N/c㎡≤[σ]

由上述门架的内力计算可知，在门架平面内，支腿上部弯矩较大，向下逐渐小。

而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐变小。

所以单主梁门式起重机支腿在两个方向的宽度尺寸可变化成为变截面形状，如图8-15所示，对于支腿上部面A-A，当小车位于跨中时，可按门架平面的合成弯矩：

ΣMC=-437006.49N.m和支腿平面内支腿承受主梁传递的扭矩Mn=269339.99N.m验算弯曲应力：

σ=

=4472.9N/c㎡≤[σ]

对于支腿下部截面B-B，可只按支腿平面、支腿下部承受的合成弯矩ΣMs和轴向力N合成验算支腿强度

轴向力N=Pcsina=377562.28×sin77021’

=377562.28×0.9757=368387.52N

弯曲应力σ=

=

=7553.53N/c㎡

下横梁强度按C-C截面的合成弯矩验算：

计算门架刚度时，应分别对主梁和支腿进行刚度计算。

在进行主梁刚度计算时，应以门架平面作为计算平面。

在进行支腿刚度计算时，以支腿平面作为计算平面。

主梁刚度按超静定门架计算。

①当小车在跨中时，按式（8-23）计算

=

=1.8-0.8=1.0cm≤[f1]

②当小车在悬臂墙时，按式（8-24）计算：

=

=1.82-0.66=1.16cm≤[f2]

对于支腿，只需进行支腿平面内的刚计计算即可

1）水平刚度（图8-39a、b）在水平载荷PS1、PS2作用下，支腿顶部的水平位移按式（8-30）计算:

△t1=∑∫Mps=1Mps/E×ds

其中,单位水平载荷Ps=1引起的支腿内力为:

V´1=V´2=h/l=8.05/7=1.15N

M´1=V´111=1.15×160=184N㎝

M2´=V´2L2=1.15×540=621N.㎝

M´3=Psh=1×805=805N.㎝

在水平载荷PS1和PS2作用下引起的内力由前述所知PS1=45835N；PS2=7772N

=0.52cm

②垂直刚度计算（图8-39c、d）在垂直载荷Pc作用下，支腿顶部的垂直位移按式（8-29）计算：

单位垂直载荷Pc=1引起的支腿内力：

由前述计算，Pc=377562.28N

③扭转刚度计算（图8-39e、f）支腿受梁传递的扭矩而引起扭转变形，其扭转刚度按式（8-31）验算：

④单位扭转刚度计算，单位扭转刚度计算按下式计算：

主梁的动刚度，可以由式（3-24）验算主梁满载自振频率来控制：

①当小车在跨中时，由表3-7

=126.25N·s2/cm

=224126N/cm

式中

在此

=163.22N·S2/cm

式中

在此

于是

②小车在悬臂端时：

式中

=82.14N·s2cm

=700280.11N/cm

式中m===0.50

K===4.59

f=0.16=0.16×92.33×0.2967=4.38Hz

皆大于2Hz,满足要求

图8—40所示为单主粱门式起重机的轮压计算简图。

其计算步骤是：

先分别计算出在门架平面内和支腿平面内的轮压，然后叠加

在计算门架内的起重机的轮压时，应按小车位于左悬臂进行计算。

这时，门架平面A支腿处车轮产生最大轮压，B支腿处车轮产生最小轮压

在支龋平面，分别计入风力、大车制动惯性力和下横粱重量等，分别求出支腿A和E处的附加轮压

按额定起重机计算轮压（小车位于左悬臂端）巳知数据如图8-40，图8—41所示。

门架的各部分质量和载荷如下

Gc=566kgG=750kg;G=4764.66kg，G=3852kg，

G=1881.4kgG=14558．7kgG=124kg，G=7286kg;

h=11．3m;Q=16000kg，=3．6m；G=322kg,=21cm;

h=10．55m;=19m;=12．3m;=5．375m;

=11．3m=12ms=6m;B=7mG=2346kgP=16500N;

P=2400N;p=4050N;p=3000N;p=3222N;

p=20047N，p=p+p=22161．5N;P=p+2p=

20047N十2×2722=25491N=llm;p=17141N

=+

+

+

=475818.80N

②门架平面的最小轮压：

V=（V+V）

=+

]=[]9.8+9.8-×9.8=122028.33N

由于门架平面内A支座处轮压最大，其值为V=V===237909.4N

同理，B支座出的两个车轮轮压：

V=V===61014.16N

将支腿内的轮压V和V均分到每个车轮上，则

V=V===58198.22

V=V===-37540.56

现将门架平面内和支腿平面内分别求得的轮压叠加：

门式起重机车轮轮压叠加值（N）

门架平面

V=273909.4

V=237909.4

V=61014.16

V=61014.16

支腿平面

V=58198．22

V=-3750．56

V=58198.22

V=37540．56

叠加擅

=296107．62

=200368.84

=119212.38

V=23473.6

由上表看出，最大轮压为：

，

∑VA=296107．62N

四大车运行机构的设计计算

由附表18,选择双轮缘车轮Dc=700mm大车车轮轴径:

d=100mm;车轮轴承型号：

7524；轨道型号:

P43;由附表22，轨顶曲率半径R=30cm

由[1]式（5-1），求车轮踏面疲劳计算载荷：

Pc=1/3（2Pmax+Pmin）

由前述门架计算可知，

Pmax=

Pmin=

Pc=1/3（2×296107.62+23473.60）=205229.61N

因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。

取D=700mm，轨顶半径R=300mm点接触的接触应力按[1]式（5-3）计算：

Pc≤kRCC/m

今选用车轮为ZG35CrMnSi，由（4），b=686N／mm。

由[1]表5-2，k=0.181,k=6.6

由[1]表5-5,=0.845,m=0.443

因车轮转速n=17.70r/min

由[1]表5-3，C=1.08由[1]表5-4，C=1.12

P=kCC=0.1811.08×1.12=317370N

摩擦阻力的计算，由[1]式（7-1）：

Mm=（Q十G）（k+）由[1]，取=0.02,k=0.08cm,=1.5

Mm=1.5（16000+49612）（0.08+0．02×）=231479N.cm

Pm==

坡度阻力的计算，根据[1]式（7—2）：

Pp=（Q十G）Kp=（16000+49612）×0.002x9.8=1286N风阻力的计算：

P=q（十F）二150（1.2x76.5十10）=15270N

运行总阻力：

P=Pm十P+P=6520．5十1286十15270=23076．5N

初选电动机

电动机静功率：

已知运行速度v=39．5m／min

N==kW

按[1]式（7-10）电动机功率：

N=kN=1．2x8．44=10．13kW

由[1]表7-6选得k=1.2,由附表28可选择电动机，YZR160L-