门机设四计计算书.doc

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 1.57.5m/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 5 m/min4.大车行走机构行走速度 20 m/min5.门机轨距 12.5m6.大车行走距离 139m7.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/61200 41.3201.6KWQ起：额定起荷载125×103KgV： 起升速度1.57.5m/min0：机构总效率0组卷开减联0.88×0.97×0.95×0.94×0.9950.76组：滑轮组效率（滑轮倍率为6，自润滑轴承支承轮0.95）组0.88卷：卷筒装置效率（滚动轴承支承）卷0.97开：开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）开0.95减：减速器效率（三级中硬齿轮传动）减0.94联：联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）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（0.70.8）P静（28.933.04）（144.5165.2）KW选择电动机型号为YZSP315M2-4 160KW 1490r/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/61200 67，80.6KWQ起：额定起荷载125×103Kg，50×103KgV： 起升速度1.52.5m/min，1.57.5m/min0：机构总效率0组卷开减联0.88×0.97×0.95×0.94×0.9950.76组：滑轮组效率（滑轮倍率为6，自润滑轴承支承轮0.95）组0.88卷：卷筒装置效率（滚动轴承支承）卷0.97开：开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）开0.95减：减速器效率（三级中硬齿轮传动）减0.94联：联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）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（0.70.8）P静50，60.5KW选择电动机型号为YZSP280S-4 75KW 1480r/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.mM制：制动器制动力矩K制：安全系数，对轻级工作制取1.75M制静：满载时，制动轴上的静力矩M制静9549 N静/n1025.4.7N.m选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3400/12512.5，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.mM制：制动器制动力矩K制：安全系数，对轻级工作制取1.75M制静：满载时，制动轴上的静力矩M制静9549 N静/n484N.m选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3400/12590，额定制动力矩为2×1600N.m3.钢丝绳选择计算钢丝绳计算破断拉力SnSmax5.9×104KgSmaxQ起（1）/2（16）11.8×103Kg（钢丝绳滑轮倍率取a=6，自润滑轴承支承轮0.95，双联滑轮组起吊）n：安全系数，对中级工作制取n5.0选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳，其规格为6×19（W）321770，对应破断拉力为5.98×104Kg，绳槽节距为t34mm，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Ded20×32640mmD：卷筒直径e：缠绕系数，轻级工作制时取20d：钢丝绳直径由自由双层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求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H65m，动滑轮计算间距988，卷筒开档尺寸440，则tg（988440）/2/65000则0.24°2)上极限位置H5m，动滑轮计算间距988，卷筒开档尺寸L，则（988L）/2/5000tg2°0.0349则L639mm3）返程角计算H35m，动滑轮计算间距988，返程位置卷筒开档尺寸L，则（L988）/2/35000tg2°0.0349则L3432mm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（3432440）/2=1496=44（第一层缠绕圈数）×34 由n=a.h/D06×30/D044圈则D01302mm圆整后取卷筒直径为1400mm。此时第一层实际缠绕圈数为a.h/D06×30.5/D041.6圈取43圈，则返程位置卷筒开档尺寸L44043×2×3433643432mm。位于上极限时，第二层缠绕圈数na.h/D06×28.48/1.45437.4（取为38圈计算）卷筒开档尺寸L336438×2×34780639mmc.卷筒厚度确定卷筒采用HT200材料，抗压强度7500Kg/cm2 抗拉强度1800Kg/cm2卷筒内表面压应力计算：A Smax/t1.4×0.75×11.8×103/3.4×压压/4.57500/51500Kg/cm2则2.43 cm由于L>2D，D1200，进行卷筒稳定性验算：稳定性系数KP稳/P>1.3P稳3000003/R33000003/68.43卷筒壁单位压应力P2Smax /Dt2×11.8×103/136.8×3.450.74 Kg/cm2则4.12 cm 综上，取卷筒壁厚为4.4 cm（取ZG270500时3.6 cm）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1490/10.23145.65n卷a.V/D06×7.5/1.410.23r/min结合减速器选择表，同时开式齿轮传动i6.3，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=160×1×1.4240KWP1290KWP2m：计算功率P2：传递功率取电机功率为160KWKA：减速器工况系数为1（每天工作3h，中等冲击）SA：安全系数为1.5P1：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=75×1×1.6120KWP1197KWP2m：计算功率P2：传递功率取电机功率为75KWKA：减速器工况系数为1（每天工作3h，中等冲击）SA：安全系数为1.6P1：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=160×1.15×0.56×1.15119KWPG1155KWP2t：计算热功率f1：环境温度系数为1.15f2：负荷率系数为0.56f3：公称功率利用系数为1.15PG1：减速器公称功率P2：传递功率取电机功率为160KW2）热功率校验P2t=P2×f1×f2×f3=75×1.35×0.56×1.3576.5KWPG186KWP2t：计算热功率f1：环境温度系数为1.35f2：负荷率系数为0.56f3：公称功率利用系数为1.35PG1：减速器公称功率P2：传递功率取电机功率为75KW6.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MM计：计算力矩M计2nMe1.3×1.8×9549×160/14902399N.mM：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400mm与制动器吻合，且其额定力矩为9000 N.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QGXB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=145.65/31.54.72285/18（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），B200mm，9级精度a.弯曲强度计算（第类荷载计算）大齿轮计算弯2MC/Zm2By2×1.7×106×1.312/ 85m220×0.438×1弯2668Kg/cm2（材料为ZG40Mn2，正火回火处理s3950 Kg/cm2）m1.5cmM：传递扭矩MSmaxD0/卷1.7×106 Kg.cmC：速度系数M1+0.35×v1+0.35×1490D小/1890 1.312Z：大齿轮齿数Z85m：齿轮模数B：大齿轮宽度B200mmy：大齿轮齿形系数y0.438：磨损系数对轻级工作制取1小齿轮计算弯2MC/Zm2By2×2.6×105×1.044/ 17m216×0.301×1弯3750Kg/cm2（材料为40Cr，调质处理s5000 Kg/cm2）m1.33cmM：传递扭矩MSmaxD0/卷开i开3.6×105 Kg.cmC：速度系数M1+0.35×v1+0.35×1490D小/1890 1.312Z：大齿轮齿数Z18m：齿轮模数B：大齿轮宽度B220mm，计算值为200mmy：大齿轮齿形系数y0.308：磨损系数对轻级工作制取1b.接触强度计算（第类荷载计算）接2400M1（i+1）/Bd12(i+0.14)24003.6×105（4.72+1）/20×182×m2(4.72+0.14)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）m1.8cm综上，取开式齿轮传动模数m2.0cm9.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Smax11.8×103Kg 卷筒自重G卷6000 Kg 大齿轮自重G大2400 Kg 齿轮圆周力P19.5×103Kg 齿轮径向力Pr7.1×103KgPa1Smax+G卷/214.8×103Kg Pb1Smax+G卷/2G大P-2.3×103Kg则Q113.9×103Kg Q2-1.4×103Kg对应M13.1×105Kg.cm 卷筒轴强度计算1M1/W13.1×105/0.0982d3s/2.51160Kg/cm2（45钢正火）d14cm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：8M/nD（d12 d12）432 Kg/cm2850Kg/cm2（45钢调质）M：套管所传递扭矩MSmaxD01.65×106Kg.cmn：套管数量n6D：套管间中间圆直径D1100mmd1、d1：套管外、内径分别为5.0，3.2cmc.钢丝绳压板螺栓计算钢丝绳在卷筒上包角3，梯形压板槽。则压板螺栓拉应力为：1Smax（0.785+0.986L/d）/n d211.8×103（0.785+0.986×5.65/3）/6×32577.3Kg/cm21s/2.5940Kg/cm2（Q235钢，取d3cm）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Ded20×32640mmD：卷筒直径e：缠绕系数，轻级工作制时取20d：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（0.60.8）640480mm2.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（+2）Smax21.9×103Kg S2（3+4）Smax20×103KgQ121.3×103Kg Q220.6×103KgM12.24×105Kg.cm 1M1/W12.24×105/0.0982d3s/2.45000/2.42083Kg/cm2（40Cr调质）d10.3cm取11.0cm。核算折算应力合12+3217132+3×28621783Kg/cm22083Kg/cm2b.支承座板选择计算水平截面计算压jQ1/（bd）2.52×21.3×103/（4811）s/1.72350/1.72029Kg/cm2（采用Q235材料）j：与d/b有关的系数Q1：支承座板所受压力Q121.3×103Kgb：支承板宽度为b48cmd：孔径d 11cm：支承座板厚度1.051cm挤压强度计算挤Q1/d21.3×103/11s/42350/4587.5Kg/cm23.3cm综上取基板为1.6 cm，补强板厚度为2×1.0cm3. 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（5+4）Smax18.7×103Kg S2（3+2）Smax20.8×103KgS3（+1）Smax23×103KgQ162.5×103Kg M18.71×105Kg.cm 强度计算1M1/W18.71×105/0.0982d3s/2.45000/2.42083Kg/cm2（40Cr调质）d16.2cm取17.0cm。b.吊板选择计算滑轮轴配套吊板水平截面计算压jQ1/（bd）2.25×62.5×103/（4217）s/1.73250/1.71914Kg/cm2（采用Q345材料）j：与d/b有关的系数Q1：支承座板所受压力Q162.5×103Kgb：支承板宽度为b 42cmd：孔径d 17cm：吊板厚度2.94cm垂直截面计算压Q1（h22+0.25d2）/d（h220.25d2）62.5×103（272+0.25×182）/18×（2720.25×182）s/33450/31150Kg/cm2h2：垂直方向尺寸h227cm（验算闸门吊轴）3.8cm挤压强度计算挤Q1/d62.5×103/17s/53250/4812.5Kg/cm24.53cm综上取基板为3.0 cm，补强板厚度为2×1.0cm4.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（5+4）Smax18.7×103Kg （按均布载荷计算） Q9.35×103Kg M17.48×104Kg.cm 强度计算1M1/W17.48×104/0.0982d3s/2.45000/2.42083Kg/cm2（40Cr调质）d7.2cm取8cm。b.吊板选择计算水平截面计算压jQ1/（bd）2.25×9.35×103/（208）s/1.73450/1.72029Kg/cm2（采用Q345材料）j：与d/b有关的系数Q1：支承座板所受压力Q19.35×103Kgb：支承板宽度为b20cmd：孔径d 8cm：吊板厚度0.87cm挤压强度计算挤Q1/d9.35×103/8s/43450/4862.5Kg/cm21.36cm综上取基板为1.2 cm，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/61200 33.9KWQ起：额定起荷载2×25×103KgV： 起升速度7.0m/min0：机构总效率0组卷开减联0.98×0.97×0.95×0.94×0.9950.845组：滑轮组效率（滑轮倍率为2，自润滑轴承支承轮0.95）组0.98卷：卷筒装置效率（滚动轴承支承）卷0.97开：开式齿轮传动效率（9级精度，干油润滑）开0.95减：减速器效率（三级中硬齿轮传动）减0.94联：联轴器效率（弹性尼龙柱销联轴器）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（0.70.8）P静47.454.4KW选择电动机型号为YZR280S-8 52KW 712r/min2.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.mM制：制动器制动力矩K制：安全系数，对轻级工作制取1.75M制静：满载时，制动轴上的静力矩M制静9549 N静/n912N.m选择YWZ3型电力液压块式制动器，规格为YWZ3400/121，额定制动力矩为1600N.m3.钢丝绳选择计算钢丝绳计算破断拉力SnSmax3.21×104KgSmaxQ起（1）/2（12）6.41×103Kg（钢丝绳滑轮倍率取a=2，自润滑轴承支承轮0.95，双联滑轮组起吊）n：安全系数，对轻级工作制取n5.0选用镀锌、交互捻、线接触、纤维芯钢丝绳，其规格为6×19（W）241770，对应破断拉力为3.36×104Kg，绳槽节距为t26mm，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Ded20×24480mmD：卷筒直径e：缠绕系数，轻级工作制时取20d：钢丝绳直径由单层缠绕钢丝绳偏移螺旋槽角度要求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+5.3565.35mh：起升高度60m则D0250mm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D01150mm，则钢丝绳有效缠绕圈数为na.h/D02×60/D0=33圈b.卷筒长度确定L2（L1+L2）e2128mmL1：钢丝绳有效缠绕长度L1nt 33×26858L2：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（32）t1.5×d166e： 中间光面长度e2×4080c.卷筒厚度确定卷筒采用HT200材料，抗压强度7500Kg/cm2 抗拉强度1800Kg/cm2卷筒内表面压应力计算：A Smax/t1×6.41×103/2.6×压压/4.257500/4.251764.7Kg/cm2则1.4 cm由D1200，进行卷筒稳定性验算：稳定性系数KP稳/P>1.3P稳3000003/R33000003/56.33卷筒壁单位压应力P2Smax /Dt2×6.41×103/112.6×2.643.78 Kg/cm2则3.23 cm综上，取卷筒壁厚为3.3 cm5.减速器选择计算a.传动速比分配总传动比i总n电/n卷712/3.875183.74n卷a.V/D02×7.0/1.153.875r/min结合减速器选择表，同时开式齿轮传动i6.3，则i减29.2。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.减速器功率核算减速器承载能力表中高速轴许用功率值PM5PMi×1.12（i-5）本启闭机为轻级工作制，对应为M3工作制。对起升机构PMin Mmax/954952KWMmax：疲劳计算基本荷载Mmax6Me0.5（1+2）9549×52/712706N.m2：起升荷载系数21+0.71V1+0.71×1.6/601.019Me：电动机额定扭矩根据减速器承载能力表，选择减速器型号为QJRD40031.5，其允许输入功率为61.5KW，输出轴扭矩为21200 N.m。6.联轴器选择计算a.高速轴联轴器选用TLL型弹性套柱销联轴器。联轴器计算力矩应满足：M计MM计：计算力矩M计2nMe1.3×1.8×9549×52/7121632 N.mM：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TLL6型。其直径为400mm与制动器吻合，且其额定力矩为2000N.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15t，设于平衡滑轮装置上。高度传感器选用E63MA型进口光电绝对编码型，设于卷筒装置轴端。同时配QGXB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=5.84111/19（互质要求，小齿轮轮毂与轴间不能过薄要求小齿轮齿数为19，同时大齿轮可满足与卷筒匹配连接），B140mm，9级精度a.弯曲强度计算（第类荷载计算）大齿轮计算弯2MC/Zm2By2×7.6×105×1.11/ 111m214×0.449×1弯2668Kg/cm2（材料为ZG40Mn2，正火或回火处理s3950 Kg/cm2）m0.96cmM：传递扭矩MSmaxD0/卷7.6×105 Kg.cmC：速度系数C1+0.35×v1+0.35×712D小/18901.11Z：大齿轮齿数Z111m：齿轮模数B：大齿轮宽度B140mmy：大齿轮齿形系数y0.449：磨损系数对轻级工作制取1小齿轮计算弯2MC/Zm2By2×1.37×105×1.11/ 19m214×0.314×1弯3750Kg/cm2（材料为40Cr，调质处理s5000 Kg/cm2）m0.99cmM：传递扭矩MSmaxD0/卷开i开1.37×105 Kg.cmC：速度系数C1+0.35×v1+0.35×712D小/18901.11Z：大齿轮齿数Z19m：齿轮模数B：小齿轮宽度B150mm，计算值为140mmy：小齿轮齿形系数y0.314：磨损系数对轻级工作制取1b.接触强度计算（第类荷载计算）接2400M1（i+1）/Bd12(i+0.14)24001.37×105（5.84+1）/14×192×m2(5.84+0.14)接12×1600Kg/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）m1.19cm综上，取开式齿轮传动模数m1.4cm，大齿轮材料调整为ZG340640。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，轴承座中心距为1900mm。其中：钢丝绳最大拉力Smax6.41×103Kg 卷筒自重G卷2000 Kg 大齿轮自重G大600 Kg 齿轮圆周力P9.5×103Kg 齿轮径向力Pr3.5×103KgPa1Smax+G卷/27.41×103Kg Pb1Smax+G卷/2G大P1.5×103Kg则Q16.9×103Kg Q2-1.0×103Kg对应M11.04×105Kg.cm卷筒轴强度计算1M1/W11.04×105/0.0982d3s/2.51160Kg/cm2（45钢正火）d9.7cm取10.5cm。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：8M/nD（d12 d12）247Kg/cm2850Kg/cm2（45钢调质）M：套管所传递扭矩MSmaxD07.37×105Kg.cmn：套管数量n6D：套管间中间圆直径D1300mmd1、d1：套管外、内径分别为4.0，2.5cmc.钢丝绳压板螺栓计算钢丝绳在卷筒上包角3，梯形压板槽。则压板螺栓拉应力为：1Smax（0.785+0.986L/d）/n d26.41×103（0.785+0.986×4.3/2）/8×22582 Kg/cm21s/2.5940Kg/cm2（Q235钢，取d2cm，数量8件）L：摩擦力作用的力臂为4.3cm（二）滑轮组设计计算1.滑轮直径确定由钢丝绳缠绕要求Ded20×24480mmD：卷筒直径e：缠绕系数，轻级工作制时取20d：钢丝绳直径取动滑轮直径为480mm，宽度取90mm，平衡滑轮直径为（0.60.8）400360mm2. 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（1+）Smax12.5×103Kg S2 Q112.5×103Kg M11.3×104Kg.cm 强度计算1M/W11.3×104/0.0982d3s/2.45000/2.42083Kg/cm2（40Cr调质）d8.2cm取9.0cm。核算折算应力合12+3215792+3×19721615 Kg/cm22083Kg/cm2b.吊板选择计算滑轮轴配套吊板水平截面计算压jQ1/（bd）2.25×12.5×103/（22.59.0）s/1.73250/1.71914Kg/cm2（采用Q345材料）j：与d/b有关的系数Q1：支承座板所受压力Q112.5×103Kgb：支承板宽度为b22.5cmd：孔径d 9.0cm：吊板厚度1.09cm挤压强度计算挤Q1/d12.5×103/9.0s/43250/4812.5Kg/cm21.71cm综上取基板为1.2 cm，补强板厚度为2×0.4cm，若与抓梁吊耳孔接口时，则厚度不变，宽度及孔与闸门吊耳孔吻合。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S2Smax12.2×103Kg （按均布载荷计算） Q6.1×103Kg M13.4×104Kg.cm 强度计算1M1/W13.4×104/0.0982d3s/2.45000/2.42083Kg/cm2（40Cr调质）d5.5cm取6.0cm。核算折算应力合12+3216032+3×21621646Kg/cm22083Kg/cm2b.吊板选择计算水平截面计算压jQ1/（bd）2.25×6.1×103/（156）s/1.73450/1.72029Kg/cm2（采用Q345材料）j：与d/b有关的系数Q1：支承座板所受压力Q16.1×103Kgb：支承板宽度为b 18cmd：孔径d 6cm：吊板厚度0.75cm挤压强度计算挤Q1/d6.1×103/6s/43450/4862.5Kg/cm21.12cm综上取基板为1.0cm，加强板0.4cm。八、主、副起升机构主要计算简图（一）2×1600KN主起升机构1. 卷筒夹角计算简图2. 卷筒长度计算3. 卷筒轴计算简图4. 定滑轮组计算简图5. 动滑轮组计算简图6. 平衡装置计算简图7. 起升机构总体布置（二）2×250KN副起升机构1.卷筒长度计算2.卷筒轴计算简图3.动滑轮组计算简图4.平衡装置计算简图5.起升机构总体布置九、小车架设计计算小车架布置采用主、副起升机构同层布置，两吊点相近布置原则考虑。各平衡装置梁应与平衡滑轮装置吻合。小车架材料采用Q235B，其机械性能为：对16mm时，其s2350 Kg/cm2，1700Kg/cm2 1000Kg/cm2 对16mm时，其s2150 Kg/cm2，1550Kg/cm2 900Kg/cm2（一）、小车架计算简图小车架计算简图及总体布置见附页。其中梁15、10、11以主起升机构工作时进行计算，梁69以副起升机构工作时进行计算，同时应整体考虑框架结构的协调性。主、副起升机构工作时受力情况分析见主、副起升机构计算结果。（二）梁2设计计算梁2受力分析由主起升机构受力结果可知Q113.9×103 Kg 工字梁截面选择，根据构造要求Ix79132cm4（翼缘板厚12，腹板8，高600，宽度取320，计算后调整为300）1）强度计算弯曲应力计算Q16.2×103Kg Q27.7×103KgMmax7.32×105Kg.cm（同时也为危险截面，对应Q7.7×103Kg） MmaxY/ Ix7.32×105×30/79132278Kg/cm2QS/Ix7.7×103×32×1.2×30/2×0.8×7913270Kg/cm2局部挤压应力计算挤Q1/（a+2hy）13.9×103/1×0.8（45+2×1.2）367Kg/cm2核算折算应力合2+挤2挤+322782+3672278×367 +3×702353Kg/cm21.11870Kg/cm22）刚度计算E=2.1×106Kg/cm2fmax0.02cm3）整体稳定性计算受压翼缘板的自由长度l与其宽度b比值l/b2130/3206.7，不需进行整体稳定性计算。4）腹板局部稳定性计算腹板高度与腹板厚度比值h/=7270，需设置横向加强板，设计时按照在轴承座相应位置布置横向筋板即可。5）受压翼缘板的局部稳定性外伸翼缘宽度与受压翼缘板厚度比值b/=20/1.216.716，则将外伸宽度调整为180，翼缘板局部稳定性即可满足要求。（三）梁3设计计算梁3受力分析由主起升机构受力结果可知Q11.4×103 Kg 工字梁截面选择，根据构造要求Ix87722cm4（翼缘板厚12