QB20-5t-22.5m A3防爆桥式起重机计算书

QB20/5t-22.5m A3

防爆桥式起重机

设计计算书

编 写 校 对 审 核

2012.8.1

重工集团有限公司

目 录

一、 设计依据…………………………………………2

二、 主要技术参数……………………………………3

三、 机构配置计算……………………………………4

四、 金属结构计算……………………………………8

设计依据

1．GB3811-2008《起重机设计规范》 2．GB6067.1-2010《起重机械安全规程》 3．GB/T14405-2011《通用桥式起重机》 4．JB/T5897-2006《防爆桥式起重机》 5．起重机设计手册（中国铁道出版社） 6．起重机设计手册（大连起重机器厂） 7．机械设计手册（化学工业出版社）

一、 主要技术参数

起重量：主钩20t，副钩 5t 跨 度：22.5m 起升高度：16/16m 小车轨距：2.4m 大车基距：4.5m

起升速度：主起升2.5m/min 副起升4m/min

运行速度：小车11 m/min，大车15.5m/min 小车路轨：24kg/m 大车路轨：43kg/m 小车车轮直径：υ350mm 大车车轮直径：υ700mm 工作级别：A3 小车重量：6.6t

主钩滑轮组倍率m=4 副钩滑轮组倍率m=2 整机自重：约30t

二、 机构配置计算

（一） 主起升机构的计算

1. 主要参数

已知：起重量：Q=20000kg ；工作类型：轻级（JC%=25） ； 起升速度：2.5m/mn 2. 钢丝绳的选择：

根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮组倍率m=4 （1） 钢丝绳所受最大静拉力：

Smax=（Q+G钩）/(2*m*η组)=（20000+500）/(2*4*0.95)=26.97KN （2） 钢丝绳的选择： 所选钢丝绳的破断力应满足：

S绳/Smax≥n绳 即S绳≥n绳*Smax=4*26.97=107.88kN

本起重机工作类型为A3中级，根据GB3811-2008中要求取钢丝绳安全系数n绳=4 查钢丝绳产品目录可选用：钢丝绳18NAT6x19W+FC1570ZS S绳=167kN＞107.88kN 所以满足要求! 3. 滑轮、卷筒的计算：

（1） 滑轮、卷筒最小直径的确定：

为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径（自绳槽底部算起的直径）应满足： D≥（e-1）d绳=（25-1）*18=432mm。 式中 e—系数，取e=25

以此并根据标准滑轮、卷筒尺寸可取D=500mm。 （2） 卷筒长度和厚度的计算：

L双=2（L0+L1+L2）+L光

式中 L0=（Hmax*m/πD0+n）t=（16*4/π*0.518+2）*20=827mm L1=L2=1t=20mm L光=120mm

则得L双=2*（827+20+20）+120=1854mm 取L双=1900mm 其壁厚可根据经验公式确定δ=0.02D+（6~10）=18mm 取δ=30mm

二、 机构配置计算

（一） 主起升机构的计算

1. 主要参数

已知：起重量：Q=20000kg ；工作类型：轻级（JC%=25） ； 起升速度：2.5m/mn

2. 钢丝绳的选择：

根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮组倍率m=4

（1） 钢丝绳所受最大静拉力：

Smax=（Q+G钩）/(2*m*η组)=（20000+500）/(2*4*0.95)=26.97KN

（2） 钢丝绳的选择：

所选钢丝绳的破断力应满足：

S绳/Smax≥n绳 即S绳≥n绳*Smax=4*26.97=107.88kN

本起重机工作类型为A3中级，根据GB3811-2008中要求取钢丝绳安全系数n绳=4 查钢丝绳产品目录可选用：钢丝绳18NAT6x19W+FC1570ZS

S绳=167kN＞107.88kN 所以满足要求!

3. 滑轮、卷筒的计算：

（1） 滑轮、卷筒最小直径的确定：

为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径（自绳槽底部算起的直径）应满足： D≥（e-1）d绳=（25-1）*18=432mm。

式中 e—系数，取e=25

以此并根据标准滑轮、卷筒尺寸可取D=500mm。

（2） 卷筒长度和厚度的计算：

L双=2（L0+L1+L2）+L光

式中 L0=（Hmax*m/πD0+n）t=（16*4/π*0.518+2）*20=827mm

L1=L2=1t=20mm

L光=120mm

则得L双=2*（827+20+20）+120=1854mm 取L双=1900mm

其壁厚可根据经验公式确定δ=0.02D+（6~10）=18mm 取δ=30mm

4. 主起升电机功率计算：

主起升机构静功率P静=（Q+G钩）*v/（6120*η）=（20000+500）*2.5/(6120*0.9) =9.3kw

查电动机产品目录，可选择电动机型号YBZE180L-8，P=11kw＞9.3kw 满足!

5. 减速机的选择：

（1） 起升机构总的传动比：

i=n*π*（D+d）/（m*v）=750*3.14*（0.5+0.018）/（4*2.5） =122.05

根据i=122.05，电动机功率P=11kw，卷筒直经D=500mm，查减速机产品目录，可选 择减速机ZQD650-121.1-IX-3CA

6. 制动器的选择：

主起升机构采用双制动，制动力矩M=1.25*9550*P/N=1.25*9550*11/750

=175N/m

查制动器产品目录，可选用制动器 BYWZ-300/25 制动力矩320＞175 N/m 满足!

最终确定主起升机构配置如下：

钢丝绳：18NAT6x19W+FC1570

滑轮、卷筒直径：υ500 卷筒长度：1900mm

电动机：YBZE180L-8/11kw/750r/min

减速机：ZQD650-121.1-IX-3CA

制动器：BYWZ-300/25

（二） 副起升机构的计算

1. 主要参数

已知：起重量：Q=5000kg ；工作类型：轻级级（JC%=25） ； 起升速度：4m/mn

2. 钢丝绳的选择：

根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮组倍率m为2

（1） 钢丝绳所受最大静拉力：

Smax=（Q+G钩）/(2*m*η组)=（5000+107）/(2*2*0.95)=13.44kN

（2） 钢丝绳的选择：

所选钢丝绳的破断力应满足：

S绳/Smax≥n绳 即S绳≥n绳*Smax=5*13.44=67.2kN

本起重机工作类型为A3中级，根据GB3811-2008中要求取钢丝绳安全系数n绳=4 查钢丝绳产品目录可选用：钢丝绳14NAT6x19W+FC1570ZS

S绳=101kN＞67.2kN 所以满足要求!

3. 滑轮、卷筒的计算：

（3） 滑轮、卷筒最小直径的确定：

为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径（自绳槽底部算起的直径）应满足： D≥（e-1）d绳=（25-1）*14=336mm。

式中 e—系数，取e=25

以此并根据标准滑轮、卷筒尺寸可取D=400mm。

（4） 卷筒长度和厚度的计算：

L双=2（L0+L1+L2）+L光

式中 L0=（Hmax*m/πD0+n）t=（16*2/π*0.414+2）*16=425.6mm

L1=L2=3t=48mm

L光=150mm

则得L双=2*（425.6+48+48）+150=1194mm 取L双=1500mm

其壁厚可根据经验公式确定δ=0.02D+（6~10）=16mm 取δ=17.5mm

4. 主起升电机功率计算：

副起升机构静功率P静=（Q+G钩）*v/（6120*η）=（5000+107）*4/(6120*0.95) =3.51kw

查电动机产品目录，可选择电动机型号YZBE132M2-6，P=3.7kw＞3.51kw 满足!

5. 减速机的选择：

（5） 起升机构总的传动比：

i=n*π*（D+d）/（m*v）=1000*3.14*（0.4+0.014）/（2*4）

=162.77

根据i=162.77，电动机功率P=3.7kw，卷筒直经D=400mm，查减速机产品目录，可选 择减速机ZQD500-163.38-VII-3CA

6. 制动器的选择：

副起升机构采用双制动，制动力矩M=1.25*9550*P/N=1.25*9550*4/1000

=47.75N/m

查制动器产品目录，可选用制动器 BYWZ-200/25 制动力矩200＞47.75 N/m 满足!

最终确定副起升机构配置如下：

钢丝绳：14NAT6x19W+FC1570

滑轮、卷筒直径：υ400 卷筒长度：1500mm

电动机：YZBE132M2-6/7.5kw/1000r/min

减速机：ZQD500-163.38-VII-3CA

制动器：BYWZ-200/25

小车运行机构的计算

小车自重为6600kg，载荷总重为20000kg，车轮直径Φ350mm

运行时摩擦阻力计算：

P摩＝（Qq+G）（2u+df）×Kf/D

式中：Qq－起升载荷（kg）

G－起重机（或小车）自重（kg）

μ－滚动摩擦系数（cm），取μ=0.05cm

f－滚动轴承摩擦系数，推荐取f＝0.02

D－车轮直径（cm）35

d－车轮轴承内径（cm）10

Kf－考虑车轮轮缘与轨道或与轮毂摩擦的系数，取Kf =1.5

P摩＝342kg

坡度阻力：P坡=2×（20000+6600）/1000＝53.2kg

总阻力：P总＝Pm+P坡＝395.2kg

满载运行时的静功率：

Nj＝P总V/(6120ηm)

V＝11m/min m－电机个数 m＝1， η ＝0.85

Nj＝ 0.84KW

运行速度：（三） 11m/min

考虑由于起动加速度过程惯性力影响。

Nj＝0.84x1.1=0.924KW

选电机YBZE132M1-6/2.2kw n＝1000r/min 满足要求!

确定减速机：

减速机传动比：i=π*D*n/v=3.14*0.35*1000/11=99.96

小车运行机构减速机采用ZCS型立式安装，查减速机产品目录，可选择ZSCD400-100-IX-1

最终确定小车运行机构配置如下：

电动机：YBZE132M1-6/2.2kw n＝1000r/min 1台

减速机：ZSCD400-100-IX-1 1台

大车运行机构的计算

大车自重为30000kg，载荷总重为20000kg，车轮直径Φ700mm

运行时摩擦阻力计算：

P摩＝（Qq+G）（2u+df）×Kf/D

式中：Qq－起升载荷（kg）

G－起重机（或小车）自重（kg）

μ－滚动摩擦系数（cm），取μ=0.09cm

f－滚动轴承摩擦系数，推荐取f＝0.02

D－车轮直径（cm）70

d－车轮轴承内径（cm）15

Kf－考虑车轮轮缘与轨道或与轮毂摩擦的系数，取Kf =1.5

P摩＝514kg

坡度阻力：P坡=2×（30000+20000）/1000＝100kg

总阻力：P总＝Pm+P坡＝614kg

满载运行时的静功率：

Nj＝P总V/6120ηm

V＝14.4m/min m－电机个数 m＝2， η ＝0.85 运行速度：15.5m/min

（四）

Nj＝ 0.85KW

考虑由于起动加速度过程惯性力影响。

Nj＝0.85x1.1=0.935KW

选电机YBZE132M1-6/2.2kw n＝1000r/min 满足要求!

确定减速机：

减速机传动比：i=π*D*n/v=3.14*0.7*1000/15.5=141.878

查减速机产品目录，可选择ZQD400-141.73-VIII-1/2 各一台。

最终确定大车运行机构配置如下：

电动机：YBZE132M1-6/2.2kw n＝1000r/min 2台

减速机：ZQD400-141.73-VIII-1/2 各一台

注：因采用的电动机为YBZE系列锥形转子防爆电机，电机自带电磁制动器，所以运行机构不再配置制动器。

三、 金属结构计算

已知满载小车静轮压P1=Q*（1120/2420）/2+G小/4

=6278kg =62780N

P2=Q*（1300/2420）/2+G小/4

=7022kg=70220N

（一） 主梁强度计算

1.主梁跨中截面特性

b1= 550 mm, b2= 550 mm

b3= 490 mm, d1= 12 mm

d2= 10 mm, d3= 6 mm

d4= 6 mm, h= 1150 mm

h1= 250 mm

角钢采用L75×50×6

面积：

s1= 27340 mm2

形心：

ox= 275 mm, oy= 650 mm

惯性矩：

ix= 5696469907 mm4

iy= 1209124399 mm4

抗弯系数：

(右上点)：

wx1= 10415068mm3

wy1= 4396816mm3

(右下点)：

wx2= 9113551 mm3

wy2= 4396816 mm3

(左上点)：

wx3= 10415068mm3

wy3= 4396816 mm3

(左下点)：

wx4= 9113551 mm3

wy4= 4396816 mm3

2.主梁跨端截面特性

b1= 550 mm, b2= 550 mm

b3= 490 mm, d1= 12 mm

d2= 10 mm, d3= 6 mm

d4= 6 mm, h= 700 mm

面积：

s2= 20500mm2

形心：

ox2= 275 mm, oy2= 379 mm

惯性矩：

ix2= 1865028015.8 mm4

iy2= 821679633.3 mm4

3.主梁的计算载荷

11250

22500

主梁的均布载荷产生的弯矩：

m1= 173812500 N.mm

走台的均布载荷产生的弯矩：

m2= 30938625N.mm

轮压作用下的集中载荷产生的弯矩：

m3= 785531250 N.mm

总的垂直弯矩：

mz= 990282375 N.mm

当起重机工作时,

主梁要承受起重机在工作情况下因起重机大车行走机构突然启动

或制动时主梁上的固定载荷和上下小车及小车上的载荷产生的惯性力,前者是以均布的形式作用在主梁上,而后者则以集中力的形式作用在主梁上.

惯性载荷产生的水平弯矩：

mg= 12143220N.mm

4.主梁跨中截面的应力

(1)点的的正应力：

σ1= 98Mpa

(2)点的的正应力：

σ2= 98 Mpa

(3)点的的正应力：

σ3= 112 Mpa

(4)点的的正应力：

σ4= 112 Mpa

[σ]---许用应力

[σ]＝140 Mpa ( Q235 )

5.主梁跨中腹板中点的剪应力

主梁跨中腹板中点的剪力：

Qz= 101500 N

(6)点的的剪应力：

τ6= 7.36 Mpa

(7)点的的剪应力：

τ7= 7.36 Mpa

6.主梁跨端腹板中点的剪应力

主梁跨端腹板中点的剪力：

Qd= 133000 N

(8)点的的剪应力：

τ8= 15.83 Mpa

(9)点的的剪应力：

τ9= 15.83 Mpa

故主梁的强度满足要求!

7.主梁的垂直静刚度

f= (PQ+PG小)*L3/(2*48*E*Jx)=26.38 mm

故主梁的刚度满足要求!

式中：L=22500mm；

E=2.1×105 N/mm2；

Jx=5696469907 mm4

因为行车工作级别为中级A3，在刚度、强度满足的情况下不需要验算钢结构的疲劳强度。