16T葫芦门机计算书

电动葫芦门式起重机(Q=16t L k=20.5m H=9m A3)
设
计
计
算
书
江苏华东起重机有限公司
16t 葫芦龙门起重机是我公司设计制造的。

根据双方拟定的“技术协议”，我工程技术人员积极成立专业设计小组，进行认真地设计计算。

参照标准电动葫芦门式起重机相关内容，现对该起重机的电动葫芦的起升、运行速给于确定及起重机大车运行速度进行设计，并对相应的电动机、减速机给于确定；对起重机的门架进行设计（包括主梁的设计、支腿的内力计算以及下横梁的设计和强度校核）；对起重机的大车运行方式进行设计，并对轮压进行计算，确定车轮型号及合适道轨型号。

一、葫芦起升、运行速度的确定
在《起重机金属结构设计》对葫芦龙门各机构和工作速度作了如下的规定：
起升速度：V q =3~7.5m/min
运行速度：V x =10~40m/min
大车运行速度：V d =20~60m/min
其工作级别依用途不同而定，一般定为A3~A5。

根据本起重机的使用情况及使用现场，可选为A3工作制度。

再查《电动葫芦技术文件》选用CD 116-9电动葫芦即可满足本起重机的使用要求，其具体参数如下：
电动葫芦型号：CD 116-9
起升高度：H=9m
起升速度：V q =3.5m/min
运行速度：V x =20m/min
二、确定大车运行速度及相对应的电动机、减速机规格
1、初估电动机的功率W'
由大车运行静功率计算公式：
W'=
W （Q +G ）V 6
式中 W ——大车每吨重量所产生的运行阻力（Kg/t)
Q ——起重量 （t ）
G ——大车自重 （t ）
η——大车支行机构总效率 （取0.9)
其中， W= （μd/2+f)K
R ——车轮半径（cm ）
d —— 车轮轴承内径（cm ）
μ—— 滚动轴承摩擦系数 f —— 滚动摩擦力臂
K ——轮缘摩擦阻力系数
又参照标准电磁吊大车运行参数性能参数，选取：
车轮直径：R=φ600mm ， d=90mm
再查《起重机设计手册》μ=0.015 f=0.06 K=1.6
所以将数据代入公式中得 W'=8.5KW
故，初选电动机 YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/min
2、确定减速机及大车运行速度
由公式 V 大=
其中 D ——车轮直径 （mm)
i= = =38
查标准减速机样本取 i=77.5
所以，选定减速机的型号： ZSC600-IIV-1/2 i=77.5
1R n πD i n πD V 大93
所以，实际大车运行速度 V 小= =20.5m/min
3、确定电动机的型号
反算电动机功率，将大车实际运行速度V 大代入公式中得
W=8.5KW
所以，初定电机能满足。

所以，大车运行速度：V 大=20m/min
电动机型号：YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/mi 减速器型号：ZSC600-III-1/2 i=77.5
三、主梁强度和稳定性的确定
1、主梁材料的选用
《起重机设计手册》规定以下选材原则：
a 、对于常温（-20℃~40℃）环境中工作的起重机宜采用Q235B.
b 、对于工作环境在-20℃以下或40℃以上时的起重机或-20℃~40 ℃ 环境中冶金起重机宜采用16Mn.
另外，16Mn 材料制造工艺复杂，对焊接处应力集中非常敏感。

本起重机安装地点属正常环境温度，故选用普通碳素钢Q235B 更为经济合理。

δs =235MPa δb =375~460MPa
2、安全系数和许用应力的确定
查《起重机运输机械金属结构设计》手册得
安全系数 n I =1.5 许用应力[δ]= =157MPa
3、主梁所承受自重载荷G 和葫芦集中载荷F
G=56180g=550564N
F=（16000+1206）g=169819N
9
3δs n
F q = =16946N/ m
4、葫芦位于跨中时对主梁产生的垂直弯矩
2 2 2 M=φ[ + + ]
式中， φ——运行冲击系数，这里取2.9
L ——起重机跨度，这里取18m
l —— 起重机外悬，这里取5m
代入公式中得：
M=5780997N.m
5、主梁截面惯性矩的计算
（1）形心轴 X-X 位置的确定
初选如下图所示的主梁截面
I z =I z 1+I z 2+I z 3+I z 4+I z 5
=1.2×1010 mm
4
而对于该起重机的主梁截面所需的截面惯性矩为
5
3F 4F 8F 1
3
I ≥
式中，L ——主梁的跨度（mm)
[f]——主梁的许用挠度，这里取 P ——额定起重量时总轮压（N ）
P=G+F=660383N
所以，代入相关数据， I=3.1 ×109mm 4 而 I z >I
所以，初定的主梁能满足刚度要求，主梁刚度通过。

6、主梁的稳定性
由于主梁的截面为封闭截面，并且宽高之比A= =2.5<3 所以，主梁的整体稳定性不必验算一定能满足。

四、支腿强度和稳定性的验算
1、支腿强度的校核
刚性支腿除承压外，还在两个刚架平面内承受弯矩，故为双向压弯构件，柔性支腿则为单向压弯构件，支腿强度为：
（1）支腿顶部截面（开始弯曲处）
δ1= + + <[δ]
（2）支腿上法兰截面
δ2= + + < [δ]
经计算，δ1=123MPa
δ2=125.5MPa
P 4E [f ]28N A M I
M I N A M I M I
所以，δ1<[δ] δ2<[δ]
所以，支腿的强度能满足，支腿强度通过。

2、支腿的稳定性
? 由下列经验公式
δ= + + <[δ] 代入相关数据，计算得：
δ=109MPa δ<[δ]
所以，支腿的稳定性能够满足起重机的性能要求。

五、下横梁的强度验算
下横梁是支腿的基础梁，其截面主要由大车车轮组安装尺寸决定。

下横梁承受支腿传来的垂直力和水平力以及自身的重量。

由经验可知，跨中截面产生的弯矩最大，其公式为
2
M c =F RD - -F D -N x1h 2 所以下横梁强度按下式计算
δ = + <[δ]
代入相关数据，可得
δ=162MPa>[δ]
所以，在下横梁内需增设横板，以加强强度。

六、大车轮压的计算及车轮道轨的确定
参照标准16t 葫芦龙起重机，大车运行机构的驱动形式，采用四车轮两主动两被动的驱动形式。

N φA M I M I
B 02φF 1B 08B 02
N 1A M I 1
初估起重机总重 G=43180Kg
又估Q 葫=1206Kg Q=16000Kg
由 起重机自重引起的平均轮压为
2 P 1= =36 KN
由起重载荷引起的平均轮压为
2 P 2= =13.7 KN
设距A 端车轮中心 x m 处，车轮轮压P 最大
则 由力矩平衡原理得
∑Δ=P 2 x+P 1L
代入相关数据得 x=14.1 m
所以，此时A 端的两车轮的轮压最大
P' (L-x)=P 1L
P' =9KN
所以，该起重机最大轮压为P=P 1+P'=45KN
再《起重机设计手册》可选用直径D 为600mm 车轮组，与之相适应的道轨可选用P43
七、设计总结
经过计算该起重机技术性能参数确定如下：
1、额定起重量：Q=16 t
2、工作级别：A3 ( 起升机构M3, 大车运行M3, 小车运行M3)
3、跨度：Lk=32m 悬臂各5m
(8(8
4、最大起升高度：H=9m
5、电动葫芦型号：CD116-9
起升高度：H=9m
起升速度：V q=3.5m/min
运行速度：V x=20m/min
6、大车运行速度：V大=20m/min
电动机型号：YZR160M2-6 P=8.5KW n=908m/mi
减速器型号：ZSC600-IIV-1/2 i=77.5
7、主梁截面（详见初定的主梁截面示意图）：
工字钢30特
上盖板δ1=16mm
腹板δ3=6mm
总宽s=700mm
总高s=1550mm（包括上下盖板厚）
8、大车运行车轮组为φ600，最大轮压45KN，可选用P43.
总之，该起重机整体设计新颖，造型美观、结构合理、技术先进、安全可靠。

尽可能地满足用户的特殊要求，严格遵照国家GB3811-2008起重机设计规范、JB 5663-2008电动葫芦门式起重机技术要求、
GB6067-85起重机安全规程、GB14405-94通用门式起重机产品质量标准、GB5909-86起重机试验和程序，严格按照ISO 9001国际质量体系标准规定的程序进行设计，并采用国内外最新设计标准，所有配件选用国内外最先进配套件。

设计完成后，通过评审，确认合格批准后，方可投入生产。