75-20t-桥式起重机设计计算书-secret

75/20T桥式起重机设计计算书
1. 主要技术参数
. 主起升机构
起重量75t（750kN）
起升速度 4.79m/min
起升高度16m
工作级别M5
. 副起升机构
起重量20t（200kN）
起升速度7.16m/min
起升高度18m
工作级别M5
. 小车行走机构
行走速度32.97m/min
工作级别M5
轮距 3.3m
轨距 3.4m
. 大车行走机构
行走速度75.19m/min
工作级别M5
轮距 5.1m
轨距16.5m
2. 机构计算
.主起升机构
主起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。

2.1.1. 钢丝绳
A. 钢丝绳最大拉力S max ：
错误!错误!= 78868 N
式中，Q ――额定起升载荷，Q = 750000 N
a -----进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒，
q ------- 滑轮组倍率，q 二5;
n ----- 滑轮组效率，n =。

B. 钢丝绳最小直径d min :
d min = C S max = x v 78868 = 28.08 mm
式中，C ――钢丝绳选择系数，C =;
c.钢丝绳选择
按 6X 19W+FC-28-170-!光-右交型钢丝绳，d = 28mm , e = （钢丝绳公称抗拉强度），钢丝破断拉力总和S ）= 492500N,
钢丝绳实际安全系数：
钢丝绳型号为：
6X 19W+FC-28-170光-右交 GB1102-74 2.1.2. 卷筒尺寸与转速 A. 卷筒直径
卷筒最小直径 D min >（ e-1）d=17x 28=476mm,
式中，e ——筒绳直径比，e = 20 取D 0=800mm （卷筒名义直径）， 实际直径倍数e s = 800 = > 18,满足。

B. 卷筒长度
绳槽节距p = 32mm ,绳槽半径r=15+0.2mm ,绳槽顶峰高h= 单边固定圈数：n gd = 3圈； 单边安全圈数：n aq =圈； 单边工作圈数：
S 0
S max
492500 78868 = > 5
通过。

a = 2；
1700MPa
10.5mm 。

n gz = n D错误!=圈
式中，H ――起升高度，H=16m。

D ——卷绕直径，D= D0+ d=0.828m。

取n gz =圈；。

单边绳槽圈数：n二圈。

绳槽排列长度：L gz = X 32 = 1128 mm;
卷筒长度：L jt = 2800 mm。

C. 卷筒转速
卷筒转速：
q u
n t = n D 错误!= r/min
式中，u ------ 起升速度，u =4.79m/min。

2.13电动机
A. 机构效率
减速机效率：n =
卷筒效率：n =
机构效率：n = n n n = XX =
B. 电动机静功率
电动机静功率：
错误!错误!=
选择电动机YZR315—10, &, FC25% N e = 63 kW, n e = 580 r/min; 9, FC40% N40 = 55kW, n4o = 580 r/min ,（力矩倍数）T m =,（飞轮矩）GD d2 =28.2 kgm2,（自重）G = 1026 kg
电动机额定力矩：
N e 63
T n= 9550 —
n e 580
C. 在静功率下的电动机转速
在静功率下的电动机转速：
N j
n d = n o—N40 (n o—n4o)
错误!= min
式中，n°-------- 电动机同步转速，n o二600 m/min;
n4o ——电动机在基准制S3, FC40%寸的转速, n4o = 58o m/mi n;
N4o ——电动机在基准制Ss, FC4。

％寸的功率,
D. 电动机过载验算
电动机必须满足下式：
H N
N4o 错误!= kW
m T m
式中，H ——系数，对于绕线电动机，H二；
m ------- 电动机个数，对于一个吊点，m二1；
N40 = 55kW,满足。

E. 电动机发热验算
稳太平均功率：
G N “
N s = 错误!= kW < 63 kW 通过。

式中，G ——稳太系数，对于本机，G =；
2.14速比与分配
A. 总传动比
i =—错误!=
n t
B. 减速机
按QJRS-D560-63E C减速机考虑，减速机实际传动比许用输出扭矩T ija = 60000N • m。

实际起升速度u = 4.79m/min。

2.1.5. 制动器选择
制动器按2个计，计算制动力矩：
错误!错误！
=N m
式中，k——安全系数，k=;
n ―― 制动时的机构效率，n〜n二；
选择制动器YWZ2—500/125,额定制动力矩T zha = 1800 Nm,自重G zh =220kg。

2.1.6. 起、制动时间验算
平均起动力矩：T tm = = X
=N m
机构空载启动的转动惯量：（高速轴之后的部分按5%计）J o （空 3.66 2 欢）1.05 15.1
4 4
对于起升机构，启动时，阻力矩：T r = 0。

启动时间：
错误！
错误！
=+ 二S
式中，m ——重物及吊具质量，m二X 75000=76500 kg 启动加速度：
a = ~T~错误!= 0.144m/s2 < 0.4m/W t a
带载启动时，静力矩：
错误!错误匸Nm
重物及吊具质量m,换算到高速轴上的转动惯量为：
错误！
=1.65 kgm2•
带载启动时间：
错误！
=错误！
二+ 二S
启动加速度：
N4o= 55kW^ i s= 63,减速机
带载制动时，静力矩:
错误!错误!= N m
制动时间:
错误！
=错误！
=+ 二S
制动加速度：
U s
a = 错误!= 0.059m/s2 < 0.4m/$ 通过。

t a
2.1.7. 起升机构计算载荷平均起动力矩倍数：B =; 系数E = T r错误!=；
式中，――轴上计算处前段的转动惯量; 少一一轴
上计算处后段的转动惯量;
动载系数：
一类载荷（疲劳载荷）T i= （^s T n （ Nm ）;
二类载荷（正常工作最大载荷）T n=進gT n = （2唇E ）T n （ Nm ）; 机构（换算到高速轴上的）计算载荷系数见表1。

表:起升机构计算载荷系数
目
轴段'\
Ji Ju a©8©5©5 ©8电动机轴
减速机高速轴
从上面表1可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都大于1, 根据规范，分别用如、©5摘计算一、二类载荷
在电动机轴段，
一类载荷T i = ©T n =x = N m ;
t a 错误!= 0.042m/s
2 < O.4m/s? 通过。

二类载荷T n = © ©8T n =xx = N m。

在减速机高速轴段一类载荷T i = ©T n =x = Nm ;
二类载荷T n= ©5 ©T n =xx = N m o
换算到减速机低速轴上的一类载荷：
T i j = x 63 x = N m ;
可见，减速机满足。

换算到减速机低速轴上的二类载荷:
T叮二x 63 x = N m ;
2.1.8. 卷筒轴计算
A. 卷筒轴尺寸与轴上载荷卷筒轴受力分析见图1;
卷筒自重：G jt = 23850 N
图1卷筒轴受力分析
B. 支反力
R =错误!=错误!
=96860N
R d = 2X 78868 + 23850-96860
=84726 N
R a =错误!=错误！
=97965N
甩=96860 + 84726 -97965
=83621N
正号表示力的方向与图示力的方向相同。

C. 卷筒轴危险截面上的弯矩
由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重忽略不计，卷筒轴弯矩图见图2,显然，危险截面在图1所示的1-1、11-11截面上。

M I = 61573X = 17142 Nm-
M II = 61573X = 7568
图2卷筒轴弯矩图
D. 卷筒轴危险截面的抗弯量
n d nX 16032
W ni = 401920 N/mm2
n 33nX 11032
Wm i = 32 = 32 = 130671 N/mm2
E. 卷筒轴危险截面的弯曲应力 卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187~217屈服极
限c s = 285 N/mm 2 ,
许用应力c a = 178 N/mm 2，各截面上的应力：
M I 17142X 1000 2
c
= W ni = 401920
= 42 .65N/mm
M II 7568X 1000 2
也=W nII = 130671
= mm
< 178 N/mm 2 =前;
强度满足。

2.1.9.卷筒的强度与稳定性 A.卷筒的强度验算
由于卷筒长度L jt = 2800 mm,卷筒直径 挤压应力：
D=828mm。

S max 78868
沪A1A2 祈=XX 40 X 32
N/mm 2
式中，
A i
卷筒壁厚，§t =40 mm ;
应力减小系数，一般取
A ----- 卷绕系数，单层卷筒A 2=；
卷筒用HT200制作，抗压极限c y = 736 N/mm 2，许用挤压应力:
c 736 2
c ya = 5 =
= N/mm 2
A i =;
c y < ya ，强度满足。

B.卷筒的稳定性验算 由于L jt > 2D ），须作稳定
性验算。

卷筒单位面积上所受的外压力：
2S max
2 X 78868
Py
=AlA2 "DT =XX 828X 32
N/mm 2
卷筒的绳槽底径：D o = 800mm ,卷筒的内径：D n = 720mm; 卷筒壁中部的半径：r p = 380mm ;
2
< 178 N/mm =够;
强度满足。

卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为:
_ 176000 HP 176000 Pyi
= IT r p 3 = 18莎,3803
由于：
P yi r p
2
2
=错误!= N/mm 2 >736 N/mm 2 =込
则:
> ~，稳定性满足。

.副起升机构
副起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠 绕设计。

2.2.1. 钢丝绳
A. 钢丝绳最大拉力S max ：
错误!错误!=26020 N
式中，Q ――额定起升载荷，Q = 200000 N
a ----- 进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒，
q ------ 滑轮组倍率，q 二4;
n —滑轮组效率，n =。

=3
40
380
L t
2800
p yi
P y
=错误!= N/mm 2
a = 2；
B. 钢丝绳最小直径d min :
d min = C S max = x 26020 = 16.13 mm
式中，C ――钢丝绳选择系数，C二；
C. 钢丝绳选择
按6x 19W+FC-16-170光-右交型钢丝绳，d = 16mm, （钢丝绳公称抗拉强度），钢丝破断拉力总和S0= 183000N, 钢丝绳实际安全系数：
S0 183000
n = s mx = ^6020 = > 6通过。

钢丝绳型号为：
6X 19W+FC-16-17C光--右交GB1102-74
2.2.2. 卷筒尺寸与转速
A. 卷筒直径
卷筒最小直径D min >（e-1）d=19x 16=304mm,
式中，e ——钢丝绳直径倍数，e = 20 取D0=500mm （卷筒名义直径），实际直径倍数h s= 500 = > 19,满足。

B. 卷筒长度
绳槽节距p = 20mm,绳槽半径r=10+0.2mm,绳槽顶峰高单边固定圈数：n gd = 2圈；
单边安全圈数：n aq =圈；
单边工作圈数：
qH 厂
n gz = D错误!=圈
式中，H ――起升高度，H=18m。

D ——卷绕直径，D= D0+ d=0.516m。

取n gz =圈；。

单边绳槽圈数：n二48圈。

绳槽排列长度：L gz = 48X 20 = 960 mm;
=1700MPa h= 6mm。

卷筒长度：L jt = 2200 mm。

C. 卷筒转速
卷筒转速：
q u
n t = n D 错误!= r/min
式中，u——起升速度，u =7.16m/min。

2.2.
3. 电动机
A. 机构效率
减速机效率：n =
卷筒效率：n =
机构效率：n= n n n二xx =
B. 电动机静功率
电动机静功率：
错误!错误!=
选择电动机YZR225M-8 S3, FC25% N e = 26 kW, n e = 708 r/min; S3, FC40% N40 = 22kW, n4o = 715 r/min ,（力矩倍数）T m =,（飞轮矩）GD d2 =3.2 kg m2,（自重）G d = 390 kg
电动机额定力矩：
N e 26
T n= 9550 — = 9550 708 = m
C. 在静功率下的电动机转速
在静功率下的电动机转速：
_N L
n d = n o—N40（n o—n40）
错误!= r/min
式中，n°-------- 电动机同步转速，n°二750 m/min ;
n40 ——电动机在基准制S3, FC40%寸的转速，
n40 = 715 m/mi n;
N40 ——电动机在基准制S3, FC40%寸的功率，N40= 22kW。

D. 电动机过载验算
电动机必须满足下式:
N40 m^T错误!= kW
m I m
式中，H ——系数，对于绕线电动机，H二；m 电动机个数，对于一个吊点，m二1;
N40 = 22kW,满足。

E. 电动机发热验算稳太平均功率：
G N ,
N s =—错误!= kW < 26 kW 通过。

式中，G ——稳太系数，对于本机，G =；
2.2.4. 速比与分配
A. 总传动比
n d
i =二错误!=
B. 减速机
按ZQA650-H -3CA减速机考虑，减速机实际传动比i s二，减速机许用输出扭矩Tu a = 61500N- m。

误差%,
实际起升速度u s = 7.14m/min。

2.2.5. 制动器选择
制动器按1个计，计算制动力矩：
错误!错误！
=N m
式中，k——安全系数，k=;
n ――制动时的机构效率，n〜n二;
选择制动器YW%—300/90，额定制动力矩T zha = 630 Nm,自重G zh = 104 kg。

2.2.6. 起、制动时间验算
X
平均起动力矩：T tm =
=N m
机构空载启动的转动惯量：(高速轴之后的部分按5%计)
.z 3.2 1.86
0.435 \、/ 彳’一 . o
J 0=(
0.01
)x =1.454 kg.m r
4
4
4
对于起升机构，启动时，阻力矩：T r = 0。

启动时间：
错误！ 错误！
=+ 二
式中，m —— 重物及吊具质量，m 二X 20000=20400 kg 启动加速度：
带载启动时，静力矩：
错误!错误!= 360 Nm
重物及吊具质量m ,换算到高速轴上的转动惯量为: 错误！
=0.42 kgm 2 •
带载启动时间：
错误！
=错误！
=+ 二 S 启动加速度:
a = ~T~ 错误匸 0.166m/s 2 < 0.4m/V 通过。

t a
带载制动时，静力矩：
错误!错误!= 304 Nm
制动时间:
错误！
=错误!
u s
t a
错误!= 0.6m/s
2
制动加速度:
U s - -
a=書错误!= 0.215m/S< 0 4m//S通过。

2.2.7. 起升机构计算载荷
平均起动力矩倍数：B =;
式中，J：――轴上计算处前段的转动惯量; 少一一轴上
计算处后段的转动惯量;
动载系数:
一类载荷（疲劳载荷）T i= ^T n （ Nm ）;
二类载荷（正常工作最大载荷）T n=進gT n = （2唇E ）T n （ Nm ）; 机构（换算到高速轴上的）计算载荷系数见表2。

表2:起升机构计算载荷系数
轴段'\
Ji Jn a©8©5©5 ©8电动机轴
减速机高速轴
从上面表2可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都大于1,
根据规范，分别用禹、©5摘计算一、二类载荷
在电动机轴段，
一类载荷T i = ©T n =x = 476 Nm-; ——类载何T n= © ©8T n =x = N m o 在减速机高速轴段
一类载荷T i = ©T n =x = Nm ;
二类载荷T n = ©5 ©Ti =x = Nm
换算到减速机低速轴上的一类载荷:
T叮二XX = 15780 Nm ;
T r
= 错误!= I n
系数a J
】
T ija 61500
= =>1
T ij 15780 >'，
可见，减速机满足。

换算到减速机低速轴上的二类载荷:
T 叮=XX = N m ；
2.2.8. 卷筒轴计算
A.卷筒轴尺寸与轴上载荷
卷筒轴受力分析见图3;
卷筒自重：G jt = 3370 N
-」
I II XI
图3卷筒轴受力分析
B.支反力
R c =错误!=错误！
=28934N
Rd = 2X 26020 + 3370 -28934
=26476 N
Ra =错误!=错误!
=29366N
R b
= 28934 + 26476 -29366 =26044 N
正号表示力的方向与图示力的方向相同。

C. 卷筒轴危险截面上的弯矩
由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重简化忽略不计，，讣绢 卷筒轴弯矩
图见图4,显然，危险截面在图1所示的1-1、
M II = 26044X = 2578 Nm
D. 卷筒轴危险截面的抗弯量
n d nX 1053 2
W ni = "32 = —32 — = 113646 N/mm 2 n &
nX 853
o
Wm i = 32 =
32 = 60290 N/mm 2
E. 卷筒轴危险截面的弯曲应力
卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187~217屈服极限cs = 285 N/mm 2 , 许用应力ca =
178 N/mm 2，各截面上的应力：
M i 4232 X 1000
2
c
= W ni = 113646
= N/mm
< 178 N/mm 2 =
M ii _ 2578X 1000 _ W nii = 60290 =
< 178 N/mm 2 = c ;
强度满足。

强度满足。

N/mm 2
避抚铢料下藍就在銀尢网
M I = 26044X = 4232 Nm
・
229.卷筒的强度与稳定性 A. 卷筒的强度验算
由于卷筒长度L jt = 2200 mm,卷筒卷绕直径 D=516mm 。

挤压应力：
S max
26020
2
沪A1A2 前=XX 2^0 = N/mm
卷筒壁厚，圧=25 mm ;
应力减小系数，一般取A i =;
A 2 ----------- 卷绕系数，A 2 = ；
卷筒用HT200制作，抗压极限c y = 736 N/mm 2，许用挤压应力:
cy
< ya ，强度满足。

B. 卷筒的稳定性验算
由于5 > 2D 0，须作稳定性验算。

卷筒单位面积上所受的外压力：
2Sn ax 2 X 26020
Py
=A 1A2 D 0p =XX 500X 20
卷筒的绳槽底径：D o = 500mm ,卷筒的内径：D n = 450mm; 卷筒壁中部的半径：r p = 237.5mm;
卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为:
式中，
A i
y
736 "=5 = ~5~
N/mm 2
N/mm 2
可见,
＜旦
r p
则:
P yi
p y =错误!=
> ~，稳定性满足。

•小车行走机构
小车行走机构由4组车轮组组成，两组主动，两组从动，对称布置 分别驱动。

主动车轮组的电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴， 减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。

2.3.1. 行走轮压计算
计算轮压时，小车重量 按G Xc =计， 主钩满载时的行走载荷
Q Hi =750kN ;
副钩满载时的行走载荷
Q H2=200kN ;
计算简图见图5。

A.空载轮压
小车重量近似均匀分布。

用
P 1k ， P 2k ， P 3k ， P 4k 分别表示小 车重
量G xc 折算到四组车轮组 的轮压，
错误！ 错误！
B.主钩满载时的行走轮压
由于:
Ri 8
帀=错误匸
为错误!= N/mm 2 r p
176000
Pyi
=飞—
N/mm 2 <736 N/mm 2 =
图5小车轮压计算简图
用P1H1，P2H1，P3H1，
P4H1分别表示主钩满载时的行走载荷Q H1折算到
用P lH2, P 2H2, P 3H2, P 4H2分别表示副钩满载时的行走载荷
Q H2折算到
四组车轮组的轮压，用 车轮组的合轮压，则
2.3.2. 车轮组选择
最小轮压：R min = kN ，最大轮压：R max = kN ； 车轮等效疲劳载荷：
R min + 2Rn ax
R D = =错误！ = kN
选用车轮直径为D e 二630mm 的角型车轮组，配P43轨，点接触，车 轮轮压
Q ii , Q 21, Q 31, Q 41分别表示主钩满载时四组 P 2H1 二 F 4HI 二 2a
Q l1= Pl k + P lH1 = + 二 kN
; Q 21二 Rk + P 2H1 = + 二 kN ; Q 31二 Rk + P 3H1 = + 二 kN ; Q 41= Pk + F 4HI = + 二
kN
;
C .副钩满载时的行走轮压
四组车轮组的轮压，用 车轮组的合轮压，则
a Q HI 2+h
3300
750 X —+40
2X 3300 kN
Pl H2 =
Q H2 a
—
12
2 12 3300 —
200X 亍—1285 :RH2 =
2a
= 2X 3300 P 2H2
=
Q H2
a , 2 +12
3300 — 200X — + 1285 :F4H 2 = 2a
=
2X 3300
Q l2= Rk + P lH2= + 二 kN ; Q 22= Pk + P 2H2= + 二 kN ; Q 32二 Rk + P =
+ 二 kN ; Q 42= Rk + P 4H2= + 二 kN ;
kN
可见，主钩满载时行走轮压最大，为
kN
Q 12, Q 22, Q 32, Q 42分别表示副钩满载时四组
P = 224 kN 车轮的许用轮压：
忌=GC 2P
式中，C 1 -
车轮
转速系数；
:转速： I
行走速度；U :
=32.97 m/mi
n ;
错误 U
查得： G =
Q - -—工作级别系数；
C 2 =； 所以， Ra =
224X X 1 = kN > kN = R,通过
233.电动机 2.331.行走阻力计算 A.摩擦阻力
|
-1
F f = 3 G
式中，G xx ------------ 行走重量；G xx = G Xc + GH I = + 750 = kN
3 ------------- 阻力系数：
ud + 2k
D c
式中，u ——轴承摩擦系数；尸
d c 车轮轴径，d c =160mm ;
C ------ 偏斜运行的侧向附加阻力系数；C=
k —— 车轮轨道方向的滚动摩擦力臂；k= 所以，F f = X = 12
kN 。

B.坡道阻力
F Y =
G Xx Sin 丫
式中， 丫
坡度角；
•般按Sin
Y
所以， F Y
= :X = kN 。

C.风阻力
F 3
= =C A q k
式中， C - -—风力系数;
C =；
k h ---------- 风压高度变化系数；k h = 1；
q ---- 风压；一类风压 q=150N/m 2,二类风压 q ii 二 250N/m 2；
A ------ 受风面积；A = 7m2。

所以，F d = x7X 150 /1000 = kN;
Fa = x 7x 250 /1000 = kN。

D.静阻力
F sti = F + F T+ Fdi = 12 + + = kN
F stii = F + F Y- F d ii= 12 + + = kN
2332机构效率
减速机效率：n j =
联轴器效率：n I =
轴承效率：n z =
机构效率：n = n j n I2 n z = x =
2333电动机选择
A. 电动机静功率
F sti u
N j = 错误!= kW
60 n
B. 电动机启动加速功率
加速时间：t a = 5 s加速度:a = 0.11 m/$。

启动加速功率：
_ mxx u2艺GDi d2
IP, = +
" 1000 t a 365000 t a
式中，m xx --------------行走总质量，m xx = 100111kg;
n d ---------- 电动机额定转速，r/min ;
艺GD 机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg m2;
一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的20%计，所以, m xx U , 100111 x
Pa = 1000 t a = x1000—x 5 2x= 6&W
C. 电动机额定功率
电动机额定功率：
1
P n》(N j + F3 )错误! = k^V m朋'
式中，m ------- 电动机数量，m 二1 ;
b s ---- 电动机平均启动转矩倍数，忌S =；
选择电动机 YZR160L-6 S 3, FC25% N e = 13 kW, n e = 912 r/min , GD 2
=kgm 2, G d = 174 kg S 3, FC40% N 40 = 11 kW, n 4o = 945 r/min , T m =。

D. 电动机过载验算
电动机在F stII 下的静功率：
F stii u N j =
错误!= kW
60 n
电动机额定功率：
1
乔(N j + Pa )错误!
=
与电机静功率很相近，所以电机过载验算通过
E. 电动机发热验算
P s =罟错误! <13 kW = M
发热验算通过。

式中，G ——稳态系数，G =;
F. 电动机的额定扭矩
电动机额定力矩：
N e 13
T n = 9550 仁=9550 抚 二 N m
G. 电动机在静功率下的转速 在静功率下的电动机转速:
=1000- 7^衿(100— 945) = 956 r/min
式中，n ° ——电动机同步转速，
n o =1000 m/min ;
n 4o ——电动机在基准制 S 3, FC40%寸的转速，
n 4o 二 945m/min ;
N 40 ——电动机在基准制 S3, FC40%寸的功率,
nd =n0
- Nt
(n o — n 4o )
2.34速比与分配 A.总传动比
n d i
= n c 错误!
=
B.速比分配
按ZSC750川-1减速机考虑，减速机的传动比为：i j 二。

此减速机为软齿面减速机，在同步转速为
1000r/min 时，许用功率
N ja =，减速机自重 G = 452kgo
传动比误差％，实际行走速度u s = 32.97m/min 。

2.3.5. 制动器
计算制动力矩:
艺m x u D
—F f + Ri ； t a i s
1（
5v 1
60- 12000 + 1260 X
5X 60
=Nm
选择择制动器YWZ2-20025，制动力矩T zha =180 N m ，制动器自重
G i = 29kg 。

2.3.6. 主动轮打滑验算
当小车空载运行时主动轮轮压与从动轮轮压同样， 所以这种工况下主 动轮不会
打滑，打滑验算从略
当主起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相近， 所以这种工况下
小车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反的方向 吹，主动轮压的和为:
N t = 2 X 73835 = 147670 N
取粘着系数：w =（室外）
N 40 = 11 kW 。

T zh =
630
X 1000 主动轮不会打滑，打滑验算从略
当副起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相差较大，
I 验 ig.r.>r-i
粘着力为：W N t = X 147670二 1772Q N 满足下式时，车轮不打滑：
u c
W d
LO N t 》m xx + F w + N t
t a D c
等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力 （牵引
力）：
_ ap + E _ wd
F d =
mF n —
N t
1+ a
D c
按电动机功率13 kW 配启动电阻，电动机产生的驱动力为：
错误！
货载及小车本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：
错误！
=18809 N ~ L N t
即，满足条件，验算通过。

2.3.7. 机构计算载荷
机构传动采用分别驱动，闭式传动。

在计算启动或启动过程中的惯性 载荷时，一般应考虑货载质量。

在计算弹性振动尖峰载荷
T I I 时，可不考
虑货载质量。

因为行走机构启动时，传动机构弹性振动扭转转矩很快达 到它的尖峰值T I ，这时载荷的摆角还很小；但在考虑刚体动态转矩时， 一般要考虑货载的质量。

小车本身的质量m xc = 25111 kg 换算到高速轴上的转动惯量为： 错误！
2
J 1 0.001 0.235 0.42 0.78
0.36
444
错误 !
E =
F sti 21400
mF n =1 X 11830=
取p 二，于是：
错误 !
高速轴及联轴器的转动惯量:
=kgm 2
平均起动力矩倍数：B =; 高速轴及联轴器的转动惯量:
0.235 0.42 0.78 J 1 0.001
0.36
4
4 4
错误！
摩擦阻力F f =15 kN
坡道阻力F ；= kN 风阻力F Q I = kN 静阻力F sti = kN
F sti _ 21400 _
mF n = 1 x 11830=
系数a = J
Ji
式中，J ：――轴上计算处前段的转动惯量; 少一
一轴上计算处后段的转动惯量;
动载系数：
一类载荷（疲劳载荷）T i = （^s T n （ Nm ）; 二类载荷（正常工作最大载荷）T n =
©8T n = （2妊E ）T n （ Nm ）;
机构（换算到高速轴上的）计算载荷见表2。

表:小车行走机构计算载荷
\项目
轴段\
Ji
Ju
a
©5
©5 ©8
电动机轴
3
从上面表2可以看出，行走机构的减速机高速轴上一类载荷（疲劳载荷） 系数达到
电动机额定转矩的倍，尖峰转矩达到倍。

一类载荷T i = (8T n =x = N m ; 二类载荷T n =(5厲T n =x = Nm。

换算到减速机低速轴上的一类载荷:
T叮二xx = 11436 Nm ;
换算到减速机低速轴上的二类载荷:
T 叮=xx = N m ;
.大车行走机构
大车行走机构由4组台车组成，每组台车由一个主动轮一个从动轮组成。

走行台车由电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴，减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。

2.4.1.行走轮压计算
计算轮压时，门机总重量按G m二计，小车重G xc=，行走载荷Q x=750kN。

I 侧为司机室一侧，司机室及梯子平台重量按G s二计，G S只作用在台车1上，门机除去小车、司机室和梯子的重量G二--二可视为均布于四组台车上，计算简图见下图6。

用P1j , P2j，內,P4j分别表示G折算到四组车轮组的轮压, 可见, 错误!
A. 空载最小轮压
当空载小车位于门机II侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离
c=2568.5mm,此时I侧轮压可达到最小值。

见图7。

P^k+Plk
].L
Plm4P^m
图7空载最小轮压计算简图
用P lm , Rm, P3m , P4m分别表示空载小车在此位置时折算到四组大车车轮组的轮压，可见，P lm = P?m , Ps m = Pl m
且P lm + P2m + P3m + p4m=P lk + R?k+ P3k+ P4k=G xc=
a a
(P lm + P2m) B=(P k + P3k)(C+$) + 厲+ P4k)(C—$)则
a a
(P lk + P3k)(C + 2)+(P k + P4k)(C —?) (P lm + P2m) = B 错误！
=kN
P lm= P2m= kN
P3m= F4m= 106 kN
用Q ik, Q2k, Q sk, Q4k分别表示空载时四组大车车轮组的轮压，则
Q ik=P ij + P im+ G S= ++ 二kN
Q2k=P2j + P2m = + = kN
Q3k=P3j + P3m 二+ 106 = kN
Q4k=P4j + P4m 二+ 106 = kN
B. 满载最大轮压
当主起升满载且小车位于门机I侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离d=2748.5mm,此时I侧轮压可达到最大值。

见图8。

Q：d + v.f11
1 lh+1 小
用P ih，F2h, P3h, P4h分别表示满载小车在此位置时折算到
四组大车车轮组的轮压，可见，P lh = F2h，P3h = Pl h
图8满载最大轮压计算简图
且P ih + P2h + P3h+ P4h=Q l1 + Q21 + Q31 + Q41=G xc + Q x=
a a
(眇+ P4h) B=(Q1 + Q41)(d —2)+ (Q11 + Q31) (d+2)贝S
(Q21 + Q41) (d —》+(Q11 + Q31) (d+|) 错误!I 1:+} 11
(P3h + P4h)=
=kN ,丐kN ,
=kN
P 3h = F 4h = kN P ih = F 2h = kN
用Q ih , Q 2h , Q sh , Q 4h 分别表示满载时四组大车车轮组的轮压，则
Q ih =P ij + P ih + G s = ~\—\~ = kN
2.4.2. 车轮组选择
最小轮压：R min = kN ， 最大轮压：R max = kN ； 车轮等效疲劳载荷：
Rnin
+ 2Rn ax R? =
3 =错误!
选用车轮直径为D c = 700mm 的角型车轮组，配 QU100轨，点接触, 车轮轮压P = 347 kN ，车轮的许用轮压：
R a = C 1C 2P 式中， G - 转速系数；
车轮转速：
错误!
I
U
仃走速度；u - 75.19 m/min ;
查得： C i =
C 2 - 工作级别系数；C 2 =；
所以， R a =
XX 347 = kN > kN = R,通过。

2.4.
3. 电动机 2.
4.3.1.行走阻力计算 A. 摩擦阻力
Q 2h = P 2j + F 2h = +
kN
Q 3h =F 3j + F 3h = + = kN Q 4h = P 4j + F 4h = + = kN
所以罟=kN ，
Q 2h
Q 3h Q 4h
2 = kN ，
= kN
行走重量；G dx = G m + Q = + 750 = kN 阻力系数： 式中，u ——轴承摩擦系数；u =
d c --- 车轮轴径；d c = 170mm
C ------- 偏斜运行的侧向附加阻力系数；
C =
k —— 车轮轨道方向的滚动摩擦力臂。

k = 所以，F f = x = kN 。

B. 坡道阻力
F Y =
G dx Sin 丫
式中，丫
坡度角；一般按Sin Y ；
所以，F Y = x = kN 。

C. 风阻力
F w = C A q k
式中，C ——风力系数；C =；
k h ----------- 风压高度变化系数；k h = 1；
q ------ 风压；一类风压 q i = 150N/m 2,二类风压 q ii = 250N/m 2 ；
A — —受风面积；A =
42m 2。

所以， F w i
=
:x 42 x 150 /1000 =
=kN ；
F w ii : =x 42 x 250 /1000 =kN 。

D.静阻力
F sti =
:F + F+ F wi = + + =kN
F stII = F + F+ F w II = + + = kN
2432机构效率
减速机效率：n j = 联轴器效率：n | = 轴承效率：n z =
机构效率：n = n j n I 2 n z = x =
2433电动机选择 A. 电动机静功率
F sti u
式中,
G dx
3 GJ
ud + 2k
D c
N j = 错误!= kW
60 n
B. 电动机启动加速功率
加速时间：t a = 6 s加速度:a = 0.21 m/$。

启动加速功率：
m dx u2艺Gfe d2
IP, = +
" 1000 t a 365000 t a
式中，m dx ——行走总质量，m dx = 64172+75000=139172kg
n d ---------- 电动机额定转速，r/min ;
艺GD ——机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg • m2;
一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的20%计，所以，m dx u2139172 X
R = 1000 t a = X1000—X 6 2 6(kW
C. 电动机额定功率
电动机额定功率：
1
P n》二7 (N j + Fa )错误!= kW
m /as
式中，m -------- 电动机数量，m二4 ;
/s ----------- 电动机平均启动转矩倍数，/s =；
选择电动机YZR200L-8 S3, FC25% N e = kW, n e = 701 r/min，飞轮矩GD2 = 2.6 kgm2,-G d = 317 kg S3, FC40% N40 = 15 kW, n4o = 712 r/min, T m = o
D. 电动机过载验算
电动机在F stii下的静功率：
F stii u
N iij = 错误!= k^V
60 n
电动机额定功率：
1
iij a 错误！二
m /s
小于电动机额定功率N 40 =15 kW,可用，电动机过载验算通过 E. 电动机发热验算
G N P s = ~m 错误！ < kW = M
发热验算通过。

F. 电动机的额定扭矩
电动机额定力矩：
N e T n = 9550 错误!
n e
G. 电动机在静功率下的转速
在静功率下的电动机转速：
_NL 皿=“一N
O
（n o — n 40）
=750—
^(750 712) = r/min
式中，n ° ——电动机同步转速，
n °=750 m/min ;
n 40 ——电动机在基准制 S3, FC40%寸的转速，
n 40 = 712m/min ;
N 40 ——电动机在基准制 S3, FC40%寸的功率,
N 40 = 15 kW 。

2.4.4. 速比与分配 A.总传动比
B.速比分配
按减速机考虑，减速机的传动比为：i j =。

此减速机为软齿面减速机，在同步转速为750 r/min 时，许用功率N ja
=55kW,许用扭矩T Ija = 5250Nm ,减速机自重 G = 880k®
传动比误差％，实际行走速度u s = 75.19m/min 。

2.4.5. 制动器选择
n d
n c
错误!=
1000
4
错误！
=Nm
选择制动器YWZ5-31530，许用制动力矩T zha =，自重G zh = 300 k®
2.4.6. 主动轮打滑验算
大车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反的方向 吹，且
A.主起升满载时
小车处于桥机上任何位置，主从动轮压的和均相等，为：
N t = 1391720X 1 = 695860 N
取粘着系数：w =
粘着力为：w N t = 695860 X N 。

满足下式时，车轮不打滑：
u w d
W N t 》m dx + F w +
N t
t a
D c
等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力 力）：
按电动机功率kW 配启动电阻，电动机产生的驱动力为:
错误！
货载及门机本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：
错误！
计算制动力矩:
T zh =
艺m x
u
—F f + F «
D c
21S
1：
6：W 12530 + 7560
6X 60 乂 700 F d =
ap + E
1+ a
N t
1000
4
错误
J 1
0.007
2.6 1.86 1.75
1.56
=20.3 kgm 2
-
高速轴及联轴器、制动轮的转动惯量:
° F sti 21480 £ = = ■ mF n
4X 14755
取B 二，于是：
错误！
=N ~ e N t
即，满足条件
u ed
e N t 〜m dx — + Feo + D C N t ,
2.4.7. 机构计算载荷
机构传动采用电动机、带制动轮联轴器、减速器的结构。

在计算启动 或启动过程中的惯性载荷时，一般应考虑货载的质量。

在计算弹性振动 尖峰载荷T H 时，可不考虑货载质量。

因为行走机构启动时，传动机构弹 性振动扭转转矩很快达到它的尖峰值
T II ，这时载荷的摆角还很小；但在
考虑刚体动态转矩时，一般要考虑货载的质量。

门机本身质量m m = 64172kg 换算到高速轴上的转动惯量为：
错误！
=9.36kgm 2・
平均起动力矩倍数：B =;
系数a = J
Ji
式中，J ：――轴上计算处前段的转动惯量；
少一一轴上计算处后段的转动惯量；
动载系数：
aB + £
£
姑=1 + a ；妬=2_
^8 ；
一类载荷（疲劳载荷）T i = ^T n （ Nm ）;
二类载荷（正常工作最大载荷）T n =遏©8T n = （2妊£ ）T n （ Nm ）；
验算通过。

系数£
T r T n F sti mF n
机构（换算到高速轴上的）计算载荷见表3。

表3:大车行走机构计算载荷
从上面表3可以看出，行走机构的电动机轴上一类载荷(疲劳载荷)
系数达到电动机额定转矩的倍，尖峰转矩达到倍 一类载荷 T i =(8T n =x 252 = N m ;
二类载荷 T n =(5 摘T n =x 252 = N m 。

换算到减速机低速轴上的一类载荷：
T 叮二 XX = N m ;
可见，减速机满足。

换算到减速机低速轴上的二类载荷:
T n j = XX = 12927 Nm
3.桥架计算
桥吊结构数据 跨度：
小车轴距： 小车轮距： 小车自重： 结构总重： 额定起重量：
L o =16.5m B=3300mm A=3400mm G xc =25111kg G=64172kg Q=75000kg
动载荷系数
起升冲击系数： © 1 =
起升速度： V=4.79m/mi n=0.08m/s
起升动载系数：
© 2=1+=1+X = 运行冲击系数：
© 4 =
T lja
错误!=
Q ii = Q 31 = 245725 N ;
Q 21 = Q 41 = 254825 N ； 3.3.2风载荷计算
(1) 计算公式及参数
风载荷：
P CK h qA (N)
其中C 体形系数；
K h 风压高度系数； 风振系数，一般取 10 ；
A 结构垂直于风向的迎风面积
(m 2);
q 计算风压，计算风压为 150N m 2。

(2) 货物
迎风面积： A L 6m 2 查表得： C 1.2
K h 1.0
风载荷： P WL 1.2 1 1.0 6 150 1080N
(3) 桥架
桥架平面迎风面积：
A HL 35m 2
查表得：
C 1.2
K h 1.13
桥架平面风载荷：
P WHL 1.2 1.13 1 35 150 7119N
3.3.3大车运行制动惯性载荷
小车惯性载荷： P XH 1.5m x a V 1.5 25111 0.21 7910N 货物惯性载荷：
P LH
1.5m L a V 1.5 75000 0.21 23625 N
3.3.4大车运行制动小车轮压
大车运行加速度: 小车运行加速度: a v =0.21m/s 2 a x =0.11m/s 2
小车轮压计算
331静载工况
小车架自重认为由 轮反方向)40mm,则有
4个车轮均匀分担，起升载荷偏离中心(驱动
G
XC 4
1610
巳1
P
73
7
4
4143 12375 1080 7119
12358.5N
金属结构（桥架）风力计算
3.4.1端梁平面：
迎风面积： 端梁： A 1 2.3 2.3 0.1 4.7m 2
查表有：
2 3300
2
Q
251110 1.1
1.09 750000 268475N
3300
P p G XC
Z2 Z4
~
4
251110 1.1
1690 2 3340 1690 1.09 750000 278385N
2 3300
P Y
^V L ^HL P XH P LH
2
1080 7119 7910 23625
19867N
335小车运行制动惯性载荷
小车惯性载荷: P XH 1.5m x a x
1.5 25111 0.11
货物惯性载荷:
P LH
1.5m L a x 1.5 0.11 75000 4143N
.[I
12375N
3.3.6小车运行制动小车轮压
P
Z1
p G
XC 1 P 73
4
251110 1.0
1610 2 3300 1610 2
Q
P
Z2
G xc 1
P Z 4
~T ~
251110 1.0
P X
P XH P LH
2
2 3300
1690 2 3300 1690 2 3300
R VL
K WHL
750000 1.09
2
Q
750000 1.09
262198N
272107N
端梁：K
h1 1.06
C 1.2
W-150(1.2 1.064.7)
897N
3.4.2桥架平面
迎风面积：
桥架：A
135m2
查表有：
桥架：K
h1 1.13C1 1.2总风载荷：
W L 150 1.13口
1.235
7119N
有限元分析模型
有限元分析模型主梁均采用板元，有限元模型的单元网格划分如下图所示。

模型重量为：G m 78786Kg ,结构部分实际重量为:
G r 112370Kg。

分布载荷比例
3.6.1风载荷
龙门架平面: 支腿平面：W L25147
L0.032 G m787860
W Z15638
- 0.02 G m 787860
362惯性载荷
屠晋怜1-5146360 0-14 0-39
计算工况及载荷组合
静刚度和强度计算结果
3.8.1强度计算讨论
金属结构材料均采用Q235钢，其屈服极限为s 235MPa ,许用应力为：
小车位于悬臂起吊额定载荷时，结构最大复合应力为 81Mpa ，均未超过 许用应力，满足强度要求。

3.8.2静刚度计算讨论
按照《起重机设计规范 GB3811-83》，跨中许用静刚度 （A4?A6）:
悬臂许用静刚度（A4?A6）:
由此可见，结构静刚度满足要求
4.抗倾覆稳定性计算
.最大轮压计算
工况：起重小车满载在靠近司机室一侧并且在悬臂端极限位置时起动
除起升载荷和门吊自重外，水平载荷大小和作用高度见下表 表4）:
载荷 名称
小车起动惯性
力 大车制动惯性力 U 类风载荷（大车运行方
向）
小车 W x1
货物 W j1
小车 W x2
货物 W j2
门架 W m2
小车 W x3
货物 W j3
门架 W m3 大小 (kN)
37
作用咼 度（m ）
12
12
12
水平力矩：
M 1 =W x1 h x1 +W j1 h j1 =x +x 12=207 kN • m M 2=W x2 h x2 +W j2 h j2 +W m2 h m2 =x +x 12+x =608 kN • m M 3=W x3 h x3 +W j3 h j3 +W m3 h m3 =x +x 12+37x =622 kN • m
235
1.33
1.33
176.69MPa
当小车位于跨中起吊额定载荷时，结构最大复合应力为 86Mpa ；
当 S 1000
30000 1000
30.0mm 8.9mm
l
350 7500
350
21.42mm 17.3mm
对于带悬臂轨行门式起重机应验算以下四个主要工况： (1) 无风静载，小车位于司机室侧悬臂端时
(门架平面内),
最大轮压 4P Amax =
+ 4P Amax L + L i
G j + (G xc + Q x ) -2L~
1x +
+ 500) X 30 + 2X 30 207 +
2X 30
M i
+
2L
M 2 + M 3
2L
+ G S
608 + 622 2 X 30 + 55
kN
P Amax = kN 1 L 1 M 1 M 2 + M 3 4 Gj - -(G xc + Q X )2L - -2L — - 2L
4错误
608 + 622 2 X 30 kN
P Amax = kN
最小轮压 4P Amax
总体稳定性计算
V I。