塔式起重機機構選型計算書

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1、機構選型計算書 4.機構設計與校核 4.1 起升機構 4.1.1 主要性能參數(shù) 起升速度：速度1： 0 m/min 速度 2： 0 m/min 速度 3: 0 m/min 工作級別：M5 Jc=40% Z=150 4.1.2 鋼絲繩的選擇 1 .鋼絲繩的最大拉力 鋼絲繩的最大拉力：Smax =-FQ- =0 KN 式中：FQ一最大起升載荷 F Q=(Qma+G)62=129.78 KN “一滑輪組及導向滑輪總效率 『0.98 X0.992 =0.96 a 一起升滑輪組倍率a=2 其中：Qmax 最大起重量 G d--吊鉤組重 62—動載系數(shù) 62=1.05 2

2、 .鋼絲繩的選擇 所選的鋼絲純，其破斷拉力Sp必須滿足下式： SP K = ->K nr S max 式中：K----鋼絲純安全系數(shù) K nr--鋼絲繩最小安全系數(shù) 取Kr = 5.5 則破斷拉力為： S P> S1ax Knr = 0 KN 故選取鋼絲繩型號為： 直徑為：d=0 mm 4.1.3卷筒設計 1、主要幾何參數(shù)的確定 (1)卷筒直徑的計算 ①卷筒最小直徑D筒min = h M =0 mm 式中：h—與機構工作級別和鋼繩結構有關的系數(shù) 取h=18 d 一鋼絲繩直徑 ②按起升速度選卷筒直徑： D 筒=上a d X2xm 1) n筒 &g

3、t;<九 式中：n筒= ' (高，中，低)r/min(初選電機及減速器，確定n電及i) i n 筒一卷筒轉速 n 電一電機額定轉速 減速器傳動比 v 一起升速度 m/min m 一多層卷撓層數(shù) 求得卷筒直徑為D筒高 參照廠家產品選取標準卷筒。D筒=0 mm (2)卷筒長度計算 設定鋼絲繩全部卷入時需纏繞 2層,最大起升高度時需繞入卷筒的純長: L卷=1.1 Hmax 0+Zm - Do d = % n (D0 +d n) 式中：1.1----鋼絲繩排列不均勻系數(shù) Z 0----附加安全圈數(shù)，取Zo=3 H ma.---最大起升高度ha=200 m

4、D 0----卷筒的計算直徑D0= Dmin=0 mm n---- 鋼絲繩卷繞層數(shù)n=4 d---- 鋼絲繩直徑 實際取卷筒長度為L筒=0 mm 卷筒最高要求轉速為： a V max _ n1 = = 九(Do +3d) 0 r/min 4.1.4電動機設計 4.1.4.1電動機功率的確定 6000 Xn 式中：N —電機靜功率 F q一起升載荷N V 一額定起升速度 n =機構的總效率， 『他X垮Xrfe =0.88 高速起吊最大重量時：N高=0 Kw 由塔式起重機設計規(guī)范附錄 M中表M,起升機構的電機的接電持續(xù)率及正值 可選Jc=40蜂口 Z=150,由以

5、上計算的靜功率和 JC=40%選擇電機型號為。 以下就初選電機進行校核。 4.1.4.2電動機過載校驗 丁 . 9.55書飛 Ts》Ku nm xn 式中：Ts----基準接電持續(xù)率時電動機的啟動轉矩 K----系數(shù)，對異步電動機，取 Ku=2.3 Fq----額定起升載荷N v h ----額定起升速度 m/s “一傳動機構總效率 n m—電動機轉速 r/min 高速起吊： ,9.55 XF0 洶n _ K1 k u x =0 N.m nm X4 空鉤高速: 9.55 XFe >Vn k g 義 =0 N.m nm Xr] 由電機型號可

6、知，過載校核合格 4.1.4.3電動機發(fā)熱校核 T T Tre *nm Pi — 9550 Xn >kz 由 “GB/T 13752-92" 附錄 M z=150 系數(shù) kz =1 — =0.85 1000 等效平均阻力矩：Tre =Tr >kG 式中：kG一系數(shù) 取0.70 T r 一電動機靜阻力矩 T = Nj r 2九nm 高速起重時：Pn高=0 KW 由電機型號可知，發(fā)熱校核合格。 4.1.4.3起制動校核 由于本塔機采用低速、高速逐級起動和高速、低速，逐級制動的運行方式， 由于要用低速起制動，故該電機上具備良好的起制動性能， 要求

7、控制系統(tǒng)使啟 動時物品的平均加速度a< 0.8m/s2 4.1.5 減速器選擇 4.1.5.1 傳動裝置傳動比確定 i幣=區(qū)=0 心、 n筒 式中：ne —電動機高速 所以減速器選擇為： 傳動比為：i總=0 4.1.5.2 校核： 減速器輸出軸上的阻力矩為： M X&ma次（D+3d）/2 式中：SQmax—— 鋼絲繩的最大拉力N D 、d----卷筒、鋼絲繩直徑 M 阻=0 N.m 減速器輸出軸上的許用扭矩為： M 許用=0 N.m 故M且＜Mmax 表明滿足負荷要求，故所選減速器合格。 4.1.6 制動器選擇 由塔機設計規(guī)范GB/T13

8、752-92知，應使用制動所引起的物品的升降減速度 不大于0.8m/s 2 ,據(jù)此進行制動器選擇計算： 制動力矩的計算 起升機構制動器的制動力矩需滿足下面條件： Mzh》K制XM制 式中：K制一制動安全系數(shù)K制=1.7 M制一滿載時制動軸止的靜力矩 A, FQ ^m 乂制二 2 AB 將 Xq 式中：Dm = D+(2m 1)d m一鋼絲繩層數(shù) d一鋼絲繩直徑 i b =卷筒至制動器軸間轉動比 n= 1機構總效率 刀二庫且x懵x鶴x4幾=0.88 所以M制=0 N.m 根據(jù)制動器所需制動力矩選用標準制動器： 制動力矩為：0 N.m 由上可知，制動器滿足要求

9、 4.1.7驗算實際工作速度 rr ,，八 ,、■, 冗 v 高=[D 筒 +d(2m-1)] xn筒 X—=0 m/min 2 v 中=3 筒 +d(2m-1)] Xn筒 x2t =0 m/min 2 一 … 兀_ 一 一 v 低=[D 筒 +d(2m-1)] M筒 q=0 m/min 2 4.2小車牽引機構 4.2.1 牽引小車運行阻力計算 機構工作級別：M3、Jc = 25%、Z =150 起動時間：4s 運行阻力為： W 總=W1 +W2 +W3 +W4 +W5 +W6 +W7 (1)小車運行的磨擦阻力 W - H >d 2Xf W i=(

10、FQmax+G) X-L +——Xo D D 式中：FQma----最大起升載荷N G----小車自重N d —軸頸直徑 取d=40mm D —走輪外徑 取D=100mm 祖—滾動軸承磨擦系數(shù) 取以=0.015 f -車輪滾動阻力系數(shù) 取f=0.03 K)—附加阻力系數(shù)取K=1.5 則：W=0 N (2)小車運行時的風力W W 2= Cw XRi XA 式中：C----風力系數(shù)，Cw=1.3 Pwi----計算風壓 PWi=150 N/mn2 A---- 物品及小車的迎風面積 取A=1.04m 則：W= 0 N (3)小車運行的坡度阻力W W 3=(FQmax

11、+G) XSin a=0 N 式中：a —軌道坡度角取1 0 (4)起升純阻力W ... 1 二 W4=FQmax X/ 1 < =0 N (1 + t])Xt] 式中：刀一滑輪效率 取4=0.98 (5)牽引純下垂度引起的阻力 W W5=5 Xq M (較小忽略不計) q —牽引純單位自重 (6)慣性阻力W 小車運行的起動慣性阻力W: FQ max +G V C 2 W 6= X—=0 N g ts V -小車運行速度 T s一起動時間 (7)起重機回轉時小車和重物的離心力 W \A/ (FQmax+G) Xn2XR W 7= L 900

12、 n —起重機回轉速度 R —幅度 最大吊重時： W7= 0 N 所以牽引小車最大運行阻力為： W 總=叫 +W2 +W3 +W4 +W5 +W6 +W7 =0 N 4.2.2 牽引鋼絲繩的選擇計算： 由牽引機構的W總計算工作機構的牽引繩的最大張力: 鋼絲直徑：d=C xJs =0 mm 式中：C —鋼絲純系數(shù) C=0.1 qi —牽引繩導向滑輪效率 「=0.98 選取變幅純直徑應不小于上述計算直徑。 故鋼絲繩型號為： 4.2.3 卷筒設計 卷筒主要幾何參數(shù)的確定： 卷筒直徑按鋼絲繩中心計算的卷筒的最小纏繞直徑 D° m. =h M 式中：h—與機構工作

13、級別和鋼絲繩結構有關系數(shù) h=18 d —牽引純直徑d=0 mm 0 min =0 mm 綜合各方面考慮，選取現(xiàn)有標準產品，取 D=0 mm以下針對所選機構進行校核 4.2.4 電動機功率的確定 1、電動機初選的原則應使電動機的容量及機構控制使變幅小車的加(減)速度 不小于0.5m/s 2 o 電機靜功率：N = Fr Xv (KW) 60000 n 式中：Fr一變幅靜阻力F r=W=0 N v — 小車運行速度 m/min n—小車驅動機構的機械效率 “=7M滑 x臃 x晦=0.90 則：Nj=0 kw 根據(jù)電機靜功率，選取電機為： 變幅機構的JC% Z的

14、確定據(jù)設計規(guī)范附錄 M的表M1 JC%=25 Z=150 據(jù)N值和JC%可對初電機校核。 2、過載校驗 T s>(Fs + Fw2)X—Dw- (設計規(guī)范) 2 M Xq XZm 式中：Ts 一基準接電持續(xù)率時電動機的啟動轉矩 N.m F r一運行靜阻力 F w2—正常工作狀態(tài)的最大風阻力(按風壓 Pw2計算)Pw2=250N/mrm D w一驅動輪直徑m i —總傳動比 Z m —電機個數(shù) (Fr+Fw2)x—Dw——=0 N.m 2 M Xt] >Zm 根據(jù)所選電機型號可知，過載校驗符合。 3、發(fā)熱驗算 p > Tre Xnm P n =

15、 9550 XT] Xkz 式中：Pn —電動機額定功率，其工作制 Si,接電持續(xù)率，JC%實際機構的 值相同 T re —最不利工作循環(huán)的等效平均阻力轉矩。（塔機設計規(guī)范） N m—電機轉速r/min T re =Tr /G T r 一電動機靜阻力矩 T r = F）” 式中：R一卷筒半徑 i K g 一系數(shù) 取 Kg=0.73z K z=1—— 1000 式中：z—電動機每小時折算全起次數(shù)為150 150 _ K z=1-150 =0.85 100 Tre 可=0 Kw 9550 XqXkz 根據(jù)所選電機可知，發(fā)熱校驗合格。 4.2.5減速器選擇 1

16、、變幅靜阻力矩：M=Fr XD1 =0 N.m 2 式中：D1-卷筒計算直徑m 2、所選減速器的減速比： nec i= — =0 n筒 式中：ne-電機轉速 n筒-卷筒轉速 v n 筒= =0 r/min n UXD1 減速器輸出軸轉速即為卷筒轉速 根據(jù)以上參數(shù)選取減速器為： 其速比 i=0 3 、減速器校核 據(jù)電動機最大輸出轉矩計算 減速器輸出軸需傳遞的最大扭矩： T= Ts ¥ X”減=0Mm 減速器額定輸出扭矩為 T max max p T max p =0 N.m 滿足尖峰負荷要求 4.3 回轉機構及回轉支承裝置設計 4.3.1 主要性

17、能參數(shù) 回轉速度：0.8 r/min 驗算工況：在最大起重量幅度，吊起最大起重量。 工作級別 M5、JC=40% Z=300 4.3.2 回轉支承裝置受力計算 作用在回轉支承上的載荷主要包括：起重臂架、平衡臂架、平衡重、塔頂部 分的自重、起升載荷、風載荷及慣性載荷以及回轉齒輪嚙合力的作用。 這些力均 可向回轉中心簡化成回轉支承的計算載荷垂直力 V、水平力H和力矩M V=G h (N) H=P h+PShSin T (N) M=M h (N.m) 式中：G、Ph、M----分別為回轉支承以上部件對回轉支承產生的垂直力、水 平力和力矩 Y —按最危險工況產冗/2 P sh-

18、---驅動的小齒輪與大齒圈的嚙合力 N P - Msh PSh D cos oc M sh----齒輪傳遞的扭矩N.m D o——大齒圈的分度圓直徑m 民—— 齒輪壓力角 民=20° 由前設計可知，回轉支承以上部件對回轉支承產生的載荷如下： 垂直載荷：G =0 N 水平載荷：Ph =18720.04 N 力矩 M =4253254.01 N.m 扭矩 Mh=334648.56 N.m 則齒圈受力為： V=G h=0 N H=P h+ Mnh sin t/(D cos20 ° )=0 N M=M h =334648.56 N.m 4.3.3 回

19、轉機構傳動裝置的計算 1、回轉總阻力矩的計算： M=Mf+M+M+M 式中：M一摩擦阻力矩 M w—風阻力矩 M p一慣性阻力矩 M q一重物偏擺引起的阻力矩 其中：Mw+M+M=Mh ①回轉支承的摩擦阻力矩計算：Mf M f = Md XD0 X工;N 2 式中：也一當量摩擦系數(shù)，e=0.01 D0一滾道中心直徑 N N 一作用在回轉支承止的總壓力 工N =0 N M f = % X—— x〉：N =0 N.m 2 起動時回轉支承的內摩擦阻力矩增加 50%則： M f max =1.5 XM f =0 N.m ② 回轉支承最大回轉阻力矩 M=M fmax

20、+Mh=0 N.m 2、回轉機構計算： ①電動機選擇與校核： 電動機及機構控制系統(tǒng)的選擇應使起重臂頭部切向加速度小于 0.8m/s 2。 在電動機與減速箱之間采用液力偶合器， 回轉時起動和停止都很平穩(wěn)，減少 了回轉主動輪和從動輪的沖擊，改善了塔身回轉工作時的受扭狀況從而增強了塔 機的使用壽命。 計算： <1>初選電動機 按回轉機構穩(wěn)定運動時靜阻力矩，回轉速度和機構的效率計算機構的等效功 率。 z M Xh X0.6 N= 9550 Xn 式中：M一等效靜阻力矩 n 一回轉速度 “一回轉機構的總效率 “二啼 Xn咸 X峋=0.90 則，N=0 Kw 據(jù)

21、塔式起重機設計規(guī)范附錄 M中表M1,回轉機構的電動機選用JC%=40Z=300 即可。 初選電機型號為： 功率：0 kw 轉速：0 r/min <2>過載校驗 k ? X「+Ts +Tw ） Ts ? " " s1—』（塔式起重機設計規(guī)范） i X” >Zm 式中：Ts一基準接電持續(xù)率時電動機的啟動轉矩 N m k^一系數(shù)、電動機選的是繞線異步電機，可取 1.52 TN 一回轉摩擦阻力矩 Ts,一坡道阻力矩，按0.5%M度計算 Tw一計算風壓Pw產生的風阻力矩 w 2 vv 2 zm —電動機個數(shù) 即：k-2）=0 N m i

22、 X” >zm 根據(jù)所選電動機，過載校核合格 <3>發(fā)熱校核 胃Tre刈m （塔機設計規(guī)范） 9550 xnxkz 式中：Pn —電動機額定功率，接電持續(xù)率與實際機構的值相同 kw T © 一最不利工作循環(huán)的等效平均阻力轉矩 n m —電動機轉速 k z 一系數(shù) re=Tr kG 式中: T r 一電動機靜阻力轉矩 G 一系數(shù) 取k G =0.7 kz =1 —z— 1000 式中：Z—電動機每小時折算全啟動次數(shù)取 300 八「 kz =1 = 0.7 1000 300 則: Tre 人=0 Kw 9550 Xt]

23、Xkz 故發(fā)熱校驗合格 ②減速器選擇與校核 <1>.回轉機構總傳動比計算 ；_ nm i總 n =0 式中：i總一回轉機構總傳動比 n m—電動機轉速 n 一回轉速度 <2>.傳動比分配 乙 式中：Z2—大齒圈齒數(shù)取Z2=0 Z 1—小齒圈齒數(shù) 取Zi=0 故減速器傳動比：i減='1— =0 i0 〈3〉小齒輪轉速計算： 減速器輸出軸轉速要求與小齒輪轉速相等。 即：n出=口齒=0 r/min 〈4〉減速器選擇： 根據(jù)電動機最大輸出轉矩，則： 減速器輸出軸需傳遞的最大轉矩: Tmax =Ts *0 X『0 N

24、.m 式中：“一齒輪傳動效率0.95 則減速器型號為，其額定輸出扭矩為 Tmax p T maxp=0 N.m 滿足尖峰負荷要求 4.4 頂升機構設計 固定、附著狀態(tài)頂升系統(tǒng)的選擇計算 4.4.1 頂升機構液壓系統(tǒng)示意圖 液壓頂升油路原理圖 1、油缸 2 、平衡閥 3 、換向閥 4 、溢流閥 5 、油泵 油箱 7、濾油器 8 、電機 9 、壓力表開關 10 、壓力表 4.4.2 設計參數(shù) 1、載荷F：油缸工作時其作用力F必須克服的阻力 F = P 1 + P回+ P慣+ P摩+ P密 式中：P1——活塞桿上的靜工作阻力 P 1=0 KN P 回 回油阻

25、力 P 慣 油缸在起動，制動或換向時的慣性力 P 摩——油缸以外運動部件的摩擦阻力 P 密——油缸活塞及活塞桿密封處的磨擦阻力 以上諸力中，一般情況下主要是R、P回和P慣三種，簡化計算：F= R+ 0.2*Pi V —頂升速度 V =0 m/min F =R + P 回 + P 慣 + P 摩 + P 密=1.2 XB=0 KN 2、系統(tǒng)工作壓力 P = 0 MPa 3、工作行程： h = 0 mm 4.4.3 液壓系統(tǒng)的工作壓力和流量的計算 1、油缸 (1)油缸內徑計算： d= J4F / -~P =0 mm 取 d=0 mm (2)油缸所需的流量: =0

26、 l/min 式中：刀容—油缸容積效率 取“容=0.95 v 頂升速度 取v=0 m/min 2、油泵 輸入功率按下式計算: P XQ =0 W 式中：”一齒輪泵總效率 取“=0.85 Q -油缸排油量 P —油缸工作壓力 由此選擇頂升油泵和電機 4.4.4 穩(wěn)定性校核 er = Ks X, XE M a l2/nh =0 KN 式中：k——支撐條件系數(shù)Ks =2 E----- 材料的彈性模量 E=2.1 x 1011 Pa I a 活塞桿橫截面慣性矩 I a=0 Cm4 l—— 油缸的計算長度l=400 mm K nh 安全系數(shù)，取 Knh =3 因為 F= 0 KN< Fer 故滿足要求 根據(jù)以上計算選購液壓頂升系統(tǒng)。