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整理门机设计计算书
四川嘉陵江新政航电工程
尾水2×1600门机
设计计算书
殷永忠
2003年4月
一、设计计算依据
四川嘉陵江新政航电工程闸坝及厂房闸门(含拦污栅)、启闭机制造招标及合同文件以及相关澄清答疑文件。
二、参考资料
1.起重机设计手册;
2.启闭机设计规范(SL41-93);
3.机械设计手册;
4.相关同类工程启闭机设计资料。
三、门机设计原则
1.确保门机安全可靠、经济可行,并满足招标及合同要求;
2.尽量考虑利用类似工程门机结构,对有关部位进行设计优化。
四、门机主要设计参数
1.2×1600KN主起升机构
启闭荷载2×1600KN
工作级别Q2-轻(总设计寿命1600小时)
吊点距
扬程60m(轨上12.5m)
启闭速度1.5~7.5m/min
上极限根据设计尺寸定
2.2×250KN副起升机构
启闭荷载2×250KN
工作级别Q2-轻(总设计寿命1600小时)
吊点距3.8m
扬程60m(轨上12.5m)
启闭速度~7.0m/min
上极限根据设计尺寸定
3.小车行走机构
行走速度~5m/min
4.大车行走机构
行走速度~20m/min
5.门机轨距12.5m
6.大车行走距离~139m
7.其他要求
主起升主钩上游极限距离(距上游侧轨道中心线)≤4.8m
主起升主钩下游极限距离(距下游侧轨道中心线)≤2.2m
副起升副钩上游极限距离(距上游侧轨道中心线)≤2.3m
动滑轮及钢丝绳防水
主起升机构配液压式自动抓梁、专用锻造吊钩
付起升机构配清污抓斗
门机设风向风速仪及支轨器
门机司机室设于上游中横梁上
电缆卷筒设于下游侧,位于轨道端头
小车采用电缆滑车或封闭滑线
五、门机设计总体规划
根据门机设计参数要求,则门机主要部件设计总体规划如下:
金属结构主要材料采用Q235B。
1.小车装置
小车采用电缆滑车供电。
根据上下游极限位置尺寸控制要求,主、副起升机构吊点相近布置,其中付起升机构靠上游布置。
1)主起升机构
采用单吊点自由双层缠绕方式,工作制为Q2-轻,滑轮倍率取6。
主起升机构设垂直式电缆卷筒。
2)付起升机构
采用双吊点单层缠绕方式,集中驱动。
因其扬程较大,与主起升机构结构布置较紧张,且启闭速度较快,则其滑轮倍率取2,工作制为Q2-轻。
3)小车架
小车架采用起升机构直接与其连接方式(吊点距轨道中心线尺寸要求),各梁采用高强度螺栓等强度连接。
4)小车运行机构
“三合一”减速器驱动,4个车轮组与小车架连接。
5)机房
机房采用薄板钢结构,排风扇空气流通。
2.进水口液压抓梁
借用金银台门机图,尼龙滑块改为铸铁。
3.门架结构
门架各梁为箱形结构,采用高强度螺栓连接,其连接板经机加工处理。
4.大车运行机构
“三合一”减速器驱动,8个车轮组与门架铰接。
六、2×1600KN主起升机构设计
2×1600KN主起升机构总体布置形式见图1。
(一)机构选型设计
1.电动机选型计算
电动机静功率计算:
N静=Q起V/6120η0=41.3~201.6KW
Q起:
额定起荷载125×103Kg
V:
起升速度1.5~7.5m/min
η0:
机构总效率η0=η组η卷η开η减η联=0.88×0.97×0.95×0.94×0.995=0.76
η组:
滑轮组效率(滑轮倍率为6,自润滑轴承支承η轮=0.95)η组=0.88
η卷:
卷筒装置效率(滚动轴承支承)η卷=0.97
η开:
开式齿轮传动效率(9级精度,干油润滑)η开=0.95
η减:
减速器效率(三级中硬齿轮传动)η减=0.94
η联:
联轴器效率(弹性尼龙柱销联轴器)η联=0.995
启闭机为轻级工作制,满足电动机起动时间与不发热要求,按照S3,FC25%工作制选择电动机。
则有:
NFC=(0.7~0.8)P静=(28.9~33.04)~(144.5~165.2)KW
选择电动机型号为YZSP315M2-4160KW1490r/min,根据运行速度要求按照高速情况选择电机型号(功率及转速),选择时应考虑到扭矩不变。
电动机静功率计算:
N静=Q起V/6120η0=67,80.6KW
Q起:
额定起荷载125×103Kg,50×103Kg
V:
起升速度1.5~2.5m/min,1.5~7.5m/min
η0:
机构总效率η0=η组η卷η开η减η联=0.88×0.97×0.95×0.94×0.995=0.76
η组:
滑轮组效率(滑轮倍率为6,自润滑轴承支承η轮=0.95)η组=0.88
η卷:
卷筒装置效率(滚动轴承支承)η卷=0.97
η开:
开式齿轮传动效率(9级精度,干油润滑)η开=0.95
η减:
减速器效率(三级中硬齿轮传动)η减=0.94
η联:
联轴器效率(弹性尼龙柱销联轴器)η联=0.995
启闭机为轻级工作制,满足电动机起动时间与不发热要求,按照S3,FC25%工作制选择电动机。
则有:
NFC=(0.7~0.8)P静=50,60.5KW
选择电动机型号为YZSP280S-475KW1480r/min,根据运行速度要求按照高速情况选择电机型号(功率及转速),选择时应考虑到功率不变。
2.制动器选择计算
制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静=1795N.m
M制:
制动器制动力矩
K制:
安全系数,对轻级工作制取1.75
M制静:
满载时,制动轴上的静力矩M制静=9549N静/n=1025.4.7N.m
选择YWZ3型电力液压块式制动器,规格为YWZ3-400/125-12.5,额定制动力矩为1800N.m
制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静=847N.m
M制:
制动器制动力矩
K制:
安全系数,对轻级工作制取1.75
M制静:
满载时,制动轴上的静力矩M制静=9549N静/n=484N.m
选择YWZ3型电力液压块式制动器,规格为YWZ3-400/125-90,额定制动力矩为2×1600N.m
3.钢丝绳选择计算
钢丝绳计算破断拉力S≥nSmax=5.9×104Kg
Smax=Q起(1-η)/2(1-η6)=11.8×103Kg(钢丝绳滑轮倍率取a=6,自润滑轴承支承η轮=0.95,双联滑轮组起吊)
n:
安全系数,对中级工作制取n=5.0
选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳,其规格为6×19(W)-32-1770,对应破断拉力为5.98×104Kg,绳槽节距为t=34mm,满足安全要求。
4.卷筒装置设计
a.卷筒直径确定
由钢丝绳缠绕要求
D≥ed=20×32=640mm
D:
卷筒直径
e:
缠绕系数,轻级工作制时取20
d:
钢丝绳直径
由自由双层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求α≤2.0°。
(钢丝绳偏移螺旋槽角度计算简图见图2)第一层缠绕扬程按30m考虑。
滑轮组缠绕时,从卷筒出来的钢丝绳先经两边动滑轮,则钢丝绳返程角、各典型位置钢丝绳偏移卷筒夹角计算如下:
1)下极限位置
H=65m,动滑轮计算间距988,卷筒开档尺寸≈440,则tgα=(988-440)/2/65000
则α≤0.24°
2)上极限位置
H=5m,动滑轮计算间距988,卷筒开档尺寸L,则(988-L)/2/5000≤tg2°=0.0349
则L≥639mm
3)返程角计算
H≈35m,动滑轮计算间距988,返程位置卷筒开档尺寸L,则(L-988)/2/35000≤tg2°=0.0349
则L≤3432mm
由于卷筒(非缠绕段)中间尺寸为440(5各安全圈,中间光面尺寸长度100mm),则钢丝绳有效缠绕长度为L=(3432-440)/2=1496=44(第一层缠绕圈数)×34
由n=a.h/πD0=6×30/πD0=44圈
则D0≥1302mm
圆整后取卷筒直径为1400mm。
此时第一层实际缠绕圈数为a.h/πD0=6×30.5/πD0=41.6圈取43圈,则返程位置卷筒开档尺寸L=440+43×2×34=3364≤3432mm。
位于上极限时,第二层缠绕圈数n=a.h/πD0=6×28.48/π1.454=37.4(取为38圈计算)卷筒开档尺寸L=3364-38×2×34=780≥639mm
c.卷筒厚度确定
卷筒采用HT200材料,抗压强度σ=7500Kg/cm2抗拉强度σ=1800Kg/cm2
卷筒内表面压应力计算:
σ=ASmax/δt=1.4×0.75×11.8×103/3.4×δ≤[σ压]=σ压/4.5=7500/5=1500Kg/cm2
则δ≥2.43cm
由于L>2D,D>1200,进行卷筒稳定性验算:
稳定性系数K=P稳/P>1.3
P稳=300000δ3/R3=300000δ3/68.43
卷筒壁单位压应力P=2Smax/Dt=2×11.8×103/136.8×3.4=50.74Kg/cm2
则δ≥4.12cm
综上,取卷筒壁厚为δ=4.4cm(取ZG270-500时δ=3.6cm)
5.减速器选择计算
a.传动速比分配
总传动比i总=n电/n卷=1490/10.23=145.65
n卷=a.V/πD0=6×7.5/1.4π=10.23r/min
结合减速器选择表,同时开式齿轮传动i≤6.3,则i减≥23。
考虑卷筒直径与大齿轮尽量吻合,机架结构尺寸不致过大,同时充分利用减速器功率(与电动机功率接近),选择i减=31.5。
据此进行减速器规格选择。
b.减速器功率核算
1)机械强度计算
P2m=P2×KA×SA=160×1×1.4=240KW≤P1=290KW
P2m:
计算功率
P2:
传递功率取电机功率为160KW
KA:
减速器工况系数为1(每天工作~3h,中等冲击)
SA:
安全系数为1.5
P1:
减速器公称功率
i减取31.5,则选择减速器机座号为ZSY355。
1)机械强度计算
P2m=P2×KA×SA=75×1×1.6=120KW≤P1=197KW
P2m:
计算功率
P2:
传递功率取电机功率为75KW
KA:
减速器工况系数为1(每天工作~3h,中等冲击)
SA:
安全系数为1.6
P1:
减速器公称功率
i减取31.5,则选择减速器机座号为ZSY315。
2)热功率校验
P2t=P2×f1×f2×f3=160×1.15×0.56×1.15=119KW≤PG1=155KW
P2t:
计算热功率
f1:
环境温度系数为1.15
f2:
负荷率系数为0.56
f3:
公称功率利用系数为1.15
PG1:
减速器公称功率
P2:
传递功率取电机功率为160KW
2)热功率校验
P2t=P2×f1×f2×f3=75×1.35×0.56×1.35=76.5KW≤PG1=86KW
P2t:
计算热功率
f1:
环境温度系数为1.35
f2:
负荷率系数为0.56
f3:
公称功率利用系数为1.35
PG1:
减速器公称功率
P2:
传递功率取电机功率为75KW
6.联轴器选择计算
选用NGCL型带制动轮鼓形齿联轴器。
联轴器计算力矩应满足:
M计≤[M]
M计:
计算力矩M计=Φ2nⅡMe=1.3×1.8×9549×160/1490=2399N.m
[M]:
所选用联轴器承载能力表额定力矩值。
根据联轴器承载能力表选择NGCL8型。
其直径为Φ400mm与制动器吻合,且其额定力矩为9000N.m大于制动器额定力矩,符合安全要求。
7.荷重及高度传感器
荷重传感器选用ZX轴销式,规格为25t,设于平衡滑轮装置上。
高度传感器选用EAM63A型光电绝对编码型,设于卷筒装置轴端。
同时配QGX-B型机械式限位装置。
8.开式齿轮传动计算
开式齿轮传动速比i开=i总/i减=145.65/31.5=4.722=85/18(互质要求,小齿轮轮毂与轴间不能过薄要求小齿轮齿数为18,同时大齿轮可满足与卷筒匹配连接),B=200mm,9级精度
a.弯曲强度计算(第Ⅱ类荷载计算)
大齿轮计算
σ弯=2MC/Zm2Byγ=2×1.7×106×1.312/85m220×0.438×1≤[σ弯]=2668Kg/cm2(材料为ZG40Mn2,正火回火处理σs=3950Kg/cm2)
m≥1.5cm
M:
传递扭矩M=SmaxD0/η卷=1.7×106Kg.cm
C:
速度系数M=1+0.35×v=1+0.35×1490πD小/1890=1.312
Z:
大齿轮齿数Z=85
m:
齿轮模数
B:
大齿轮宽度B=200mm
y:
大齿轮齿形系数y=0.438
γ:
磨损系数对轻级工作制取γ=1
小齿轮计算
σ弯=2MC/Zm2Byγ=2×2.6×105×1.044/17m216×0.301×1≤[σ弯]=3750Kg/cm2(材料为40Cr,调质处理σs=5000Kg/cm2)
m≥1.33cm
M:
传递扭矩M=SmaxD0/η卷η开i开=3.6×105Kg.cm
C:
速度系数M=1+0.35×v=1+0.35×1490πD小/1890=1.312
Z:
大齿轮齿数Z=18
m:
齿轮模数
B:
大齿轮宽度B=220mm,计算值为200mm
y:
大齿轮齿形系数y=0.308
γ:
磨损系数对轻级工作制取γ=1
b.接触强度计算(第Ⅰ类荷载计算)
σ接=2400√M1(i+1)/Bd12(i+0.14)=2400√3.6×105(4.72+1)/20×182×m2(4.72+0.14)≤[σ接]=10780Kg/cm2(取开式齿轮副中接触强度较小的材料ZG40Mn2作为许用接触应力值)
m≥1.8cm
综上,取开式齿轮传动模数m=2.0cm
9.卷筒装置附件计算
a.卷筒轴计算
卷筒轴受力分析与计算简图,其中:
钢丝绳最大拉力Smax=11.8×103Kg卷筒自重G卷=6000Kg
大齿轮自重G大=2400Kg齿轮圆周力P=19.5×103Kg齿轮径向力Pr=7.1×103Kg
Pa1=Smax+G卷/2=14.8×103KgPb1=Smax+G卷/2+G大—P=-2.3×103Kg
则Q1=13.9×103KgQ2=-1.4×103Kg
对应M1=3.1×105Kg.cm
卷筒轴强度计算
σ1=M1/W1=3.1×105/0.0982d3≤[σ]=σs/2.5=1160Kg/cm2(45钢正火)
d≥14cm取14.5cm。
b.卷筒与大齿轮连接计算
卷筒与大齿轮采用套管与螺栓连接。
套管仅承受扭矩,其剪应力为:
τ=8M/nπD(d12-d12)=432Kg/cm2≤[τ]=850Kg/cm2(45钢调质)
M:
套管所传递扭矩M=SmaxD0=1.65×106Kg.cm
n:
套管数量n=6
D:
套管间中间圆直径D=1100mm
d1、d1:
套管外、内径分别为5.0,3.2cm
c.钢丝绳压板螺栓计算
钢丝绳在卷筒上包角α=3π,梯形压板槽。
则压板螺栓拉应力为:
σ1=Smax(0.785+0.986L/d)/nd2=11.8×103(0.785+0.986×5.65/3)/6×32=577.3Kg/cm2≤[σ1]=σs/2.5=940Kg/cm2(Q235钢,取d=3cm)
L:
摩擦力作用的力臂为5.65cm
(二)滑轮组设计计算
1.滑轮直径确定
由钢丝绳缠绕要求D≥ed=20×32=640mm
D:
卷筒直径
e:
缠绕系数,轻级工作制时取20
d:
钢丝绳直径
取定、动滑轮直径为640mm,宽度取120mm,平衡滑轮直径为(0.6~0.8)640=480mm
2.定滑轮组设计计算
a.定滑轮轴选择计算
定滑轮轴受力分析
S1=(η+η2)Smax=21.9×103KgS2=(η3+η4)Smax=20×103Kg
Q1=21.3×103KgQ2=20.6×103Kg
M1=2.24×105Kg.cm
σ1=M1/W1=2.24×105/0.0982d3≤[σ]=σs/2.4=5000/2.4=2083Kg/cm2(40Cr调质)
d≥10.3cm取11.0cm。
核算折算应力
σ合=√σ12+3τ2=√17132+3×2862=1783Kg/cm2≤[σ]=2083Kg/cm2
b.支承座板选择计算
水平截面计算
σ压=αjQ1/(b-d)δ=2.52×21.3×103/(48-11)δ≤[σ]=σs/1.7=2350/1.7=2029Kg/cm2(采用Q235材料)
αj:
与d/b有关的系数
Q1:
支承座板所受压力Q1=21.3×103Kg
b:
支承板宽度为b=48cm
d:
孔径d=11cm
δ:
支承座板厚度
δ≥1.051cm
挤压强度计算
σ挤=Q1/dδ=21.3×103/11δ≤[σ]=σs/4=2350/4=587.5Kg/cm2
δ≥3.3cm
综上取基板为1.6cm,补强板厚度为2×1.0cm
3.动滑轮组设计计算
a.动滑轮轴选择计算
动滑轮轴受力分析
S1=(η5+η4)Smax=18.7×103KgS2=(η3+η2)Smax=20.8×103Kg
S3=(η+1)Smax=23×103Kg
Q1=62.5×103KgM1=8.71×105Kg.cm
强度计算
σ1=M1/W1=8.71×105/0.0982d3≤[σ]=σs/2.4=5000/2.4=2083Kg/cm2(40Cr调质)
d≥16.2cm取17.0cm。
b.吊板选择计算
滑轮轴配套吊板
水平截面计算
σ压=αjQ1/(b-d)δ=2.25×62.5×103/(42-17)δ≤[σ]=σs/1.7=3250/1.7=1914Kg/cm2(采用Q345材料)
αj:
与d/b有关的系数
Q1:
支承座板所受压力Q1=62.5×103Kg
b:
支承板宽度为b=42cm
d:
孔径d=17cm
δ:
吊板厚度
δ≥2.94cm
垂直截面计算
σ压=Q1(h22+0.25d2)/dδ(h22-0.25d2)=62.5×103(272+0.25×182)/18×δ(272-0.25×182)≤[σ]=σs/3=3450/3=1150Kg/cm2
h2:
垂直方向尺寸h2=27cm(验算闸门吊轴)
δ≥3.8cm
挤压强度计算
σ挤=Q1/dδ=62.5×103/17δ≤[σ]=σs/5=3250/4=812.5Kg/cm2
δ≥4.53cm
综上取基板为3.0cm,补强板厚度为2×1.0cm
4.平衡滑轮装置设计计算
a.平衡滑轮轴选择计算
平衡滑轮轴受力分析
S=(η5+η4)Smax=18.7×103Kg(按均布载荷计算)
Q=9.35×103KgM1=7.48×104Kg.cm
强度计算
σ1=M1/W1=7.48×104/0.0982d3≤[σ]=σs/2.4=5000/2.4=2083Kg/cm2(40Cr调质)
d≥7.2cm取8cm。
b.吊板选择计算
水平截面计算
σ压=αjQ1/(b-d)δ=2.25×9.35×103/(20-8)δ≤[σ]=σs/1.7=3450/1.7=2029Kg/cm2(采用Q345材料)
αj:
与d/b有关的系数
Q1:
支承座板所受压力Q1=9.35×103Kg
b:
支承板宽度为b=20cm
d:
孔径d=8cm
δ:
吊板厚度
δ≥0.87cm
挤压强度计算
σ挤=Q1/dδ=9.35×103/8δ≤[σ]=σs/4=3450/4=862.5Kg/cm2
δ≥1.36cm
综上取基板为1.2cm,补强板厚度为2×0.4cm
七、2×250副起升机构设计
2×250副起升机构总体布置见图2。
(一)机构选型设计
1.电动机选型计算
电动机静功率计算:
N静=Q起V/6120η0=~33.9KW
Q起:
额定起荷载2×25×103Kg
V:
起升速度~7.0m/min
η0:
机构总效率η0=η组η卷η开η减η联=0.98×0.97×0.95×0.94×0.995=0.845
η组:
滑轮组效率(滑轮倍率为2,自润滑轴承支承η轮=0.95)η组=0.98
η卷:
卷筒装置效率(滚动轴承支承)η卷=0.97
η开:
开式齿轮传动效率(9级精度,干油润滑)η开=0.95
η减:
减速器效率(三级中硬齿轮传动)η减=0.94
η联:
联轴器效率(弹性尼龙柱销联轴器)η联=0.995
启闭机为轻级工作制,满足电动机起动时间与不发热要求,按照S3,FC25%工作制选择电动机。
则有:
NFC=(0.7~0.8)P静=47.4~54.4KW
选择电动机型号为YZR280S-852KW712r/min
2.制动器选择计算
制动器制动力矩应满足M制≥K制M制静=1596N.m
M制:
制动器制动力矩
K制:
安全系数,对轻级工作制取1.75
M制静:
满载时,制动轴上的静力矩M制静=9549N静/n=912N.m
选择YWZ3型电力液压块式制动器,规格为YWZ3-400/121,额定制动力矩为1600N.m
3.钢丝绳选择计算
钢丝绳计算破断拉力S≥nSmax=3.21×104Kg
Smax=Q起(1-η)/2(1-η2)=6.41×103Kg(钢丝绳滑轮倍率取a=2,自润滑轴承支承η轮=0.95,双联滑轮组起吊)
n:
安全系数,对轻级工作制取n=5.0
选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳,其规格为6×19(W)-24-1770,对应破断拉力为3.36×104Kg,绳槽节距为t=26mm,满足安全要求。
4.卷筒装置设计
a.卷筒直径确定
由钢丝绳缠绕要求
D≥ed=20×24=480mm
D:
卷筒直径
e:
缠绕系数,轻级工作制时取20
d:
钢丝绳直径
由单层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求α≤3.5°。
(钢丝绳偏移螺旋槽角度计算简图见图3)
L1:
钢丝绳有效缠绕长度
H:
计算钢丝绳偏移卷筒螺旋槽最大夹角时的高度H=60+5.35=65.35m
h:
起升高度60m
则D0≥250mm
因付起升吊点距为3.8m,则单边卷筒长度不大于1.5m。
为使小车结构尽可能紧凑(充分考虑上下游吊点至轨道中心线尺寸),取卷筒直径为D0=1150mm,则钢丝绳有效缠绕圈数为n=a.h/πD0=2×60/πD0=33圈
b.卷筒长度确定
L=2(L1+L2)+e=2128mm
L1:
钢丝绳有效缠绕长度L1=nt=33×26=858
L2:
钢丝绳紧固及安全圈数所需长度、卷筒两端构造所需长度
L2=(3+2)t+1.5×d=166
e:
中间光面长度e=2×40=80
c.卷筒厚度确定
卷筒采用HT200材料,抗压强度σ=7500Kg/cm2抗拉强度σ=1800Kg/cm2
卷筒内表面压应力计算:
σ=ASmax/δt=1×6.41×103/2.6×δ≤[σ压]=σ压/4.25=7500/4.25=1764.7Kg/cm2
则δ≥1.4cm
由D≈1200,进行卷筒稳定性验算:
稳定性系数K=P稳/P>1.3
P稳=300000δ3/R3=300000δ3/56.33
卷筒壁单位压应力P=2Smax/Dt=2×6.41×103/112.6×2.6=43.78Kg/cm2
则δ≥3.23cm
综上,取卷筒壁厚为δ=3.3cm
5.减速器选择计算
a.传动速比分配
总传动比i总=n电/n卷=712/3.875=183.74
n卷=a.V/πD0=2×7.0/1.15π=3.875r/min
结合减速器选择表,同时开式齿轮传动i≤6.3,则i减≥29.2。
考虑
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