32 t雙梁電解天車出鋁車結(jié)構(gòu)設計

武志林， 張玲玲

(中國有色(沈陽)冶金機械有限公司， 遼寧 沈陽 110141)

0 引言

鋁電解多功能起重機為滿足于電解鋁生產(chǎn)流程工藝的要求，出鋁噸位也不同。根據(jù)出鋁噸位的不同，大車的橋架結(jié)構(gòu)形式分為雙梁結(jié)構(gòu)和三梁結(jié)構(gòu)。為減小出鋁小車對主梁傾翻力矩的影響，傳統(tǒng)設計32 t位出鋁小車的大車橋架均采用三梁結(jié)構(gòu)。即工具小車和出鋁小車分別平跨在兩根主梁上。本設計打破傳統(tǒng)設計方案，選用雙梁偏掛結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)32 t出鋁小車的基本功能。鋁電解多功能起重機方案采用出鋁小車偏掛形式，由于在該雙梁結(jié)構(gòu)電解起重機與三梁結(jié)構(gòu)電解起重機工具車部分結(jié)構(gòu)沒有較大變化，因而該部分設計與選型在本論文中不討論。

1 主要技術性能參數(shù)

工作級別 M7

起重量 32 t

運行速度 2～30 m/min

起升速度 4.9 m/min

起升高度 9 m

調(diào)速方式 變頻調(diào)速

2 小車起升機構(gòu)

2.1 鋼絲繩的計算

鋼絲繩所受的最大拉力：

(1)

式中PQ—額定起重量，PQ=32 000 kg；

G0—吊鉤組重量，G0=2 500 kg；

m—滑輪組倍率，m=4；

ηh—滑輪組效率，取ηh=0.95。

鋼絲繩的破斷拉力：

T=nSmax=226 100 N

(2)

式中n—安全系數(shù)，n=7；

Smax—最大拉力，Smax=32 300 N。

設計采用鋼絲繩直徑d=24 mm，最終確定鋼絲繩型號：24NAT6×36WS+IWR1770SZ(ZS)。

2.2 確定滑輪和卷筒直徑

(1)滑輪

通過增加滑輪直徑來增大鋼絲繩直徑，來達到提高鋼絲繩壽命的目的。鋼絲繩的直徑與滑輪直徑之間按一定倍數(shù)成比例，即：

D≥hd=537.6

(3)

式中D—按鋼絲繩子中心線計算的滑輪的最小直徑單位，mm；

d—鋼絲繩直徑單位，d=24 mm；

h—與工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù)，查設計手冊得h=22.4。

根據(jù)機械設計手冊，滑輪直徑與鋼比繩直徑的匹配關系，滑輪直徑定為Φ630 mm。

(2)卷筒

在優(yōu)化傳動機構(gòu)設計方案時，首選將卷筒直徑盡可能縮小，因其縮小直徑后，可直接降低減速機構(gòu)的傳動速比，因此選取整機結(jié)構(gòu)更小的的減速機，以此來達到使傳動機構(gòu)更加緊湊的目的[1]。但卷筒直徑太小又會影響鋼絲繩使用壽命，在提升很高時，常常為了不使卷筒太長，而選用較大的直徑。本設計綜合考慮靠邊距離等因素影響而不能使卷筒太長，卷筒直徑選為Φ630 mm。

2.3 初選電機

通常選用YZR型繞組異步電動機，能有效適應鋁電解天車的短工作周期，但啟動頻繁，制動頻繁，長期間歇運行，根據(jù)等效接電持續(xù)率法來初選電機。

穩(wěn)態(tài)起升功率PN：

(4)

式中PQ—額定起重量，PQ=32 000 kg；

G0—吊鉤組重量，G0=2 500 kg；

η—機構(gòu)總效率，η=0.85；

V—起升速度，V=4.92 m/min=0.082 m/s。

考慮到鋁電解多功能起重機24小時內(nèi)的連續(xù)運行和現(xiàn)場惡劣環(huán)境，按GB/T 3811—2008附錄G表格選擇起升機構(gòu)的工作水平為M7，根據(jù)GB/T 3811—2008附錄中表P.2查得電動機等效接電持續(xù)率JC′為60%。

初步確定電動機型號：YZR280S- 8C，功率45 kW(S3、40%)，等效功率39 kW(S3、60%)，轉(zhuǎn)速750 r/min。

2.4 減速器選型

卷筒的計算轉(zhuǎn)速：

(5)

式中V—起升速度，V=4.9 m/min；

m—滑輪組倍率，m=4；

D0—卷筒的計算直徑，D0=630 mm。

減速器的計算速比：

(6)

式中n1—電動機轉(zhuǎn)速，n1=722 r/min。

設計選用減速器型號M3PHT60，公稱速比71，精確速比為68.896，輸出額定功率74.5 kW，額定輸出轉(zhuǎn)矩63.9 kN·m，連接形式為空心軸力矩臂結(jié)構(gòu)。

(1)扭矩驗算

因此，實際起升速度：

(7)

誤差：

(8)

一般允許的起升速度誤差為[ε]=15%。

卷筒的實際轉(zhuǎn)速：

nj=n′(1+ε)=10.46 r/min

(9)

卷筒運轉(zhuǎn)所需的轉(zhuǎn)矩：

(10)

式中PN—卷筒運轉(zhuǎn)所需靜功率，PN=33.3 kW；

nj—卷筒實際轉(zhuǎn)速nj=10.46 r/min。

所選減速器輸出轉(zhuǎn)矩足夠。

(2)使用系數(shù)驗算

(11)

式中FS—使用系數(shù)，查減速機樣本得出FS=1.75；

PJ—減速器輸出額定功率，PJ=74.5。

綜上所述，所選減速器使用系數(shù)滿足要求。

2.5 制動器選型

本設計中考慮吊運的物品為高溫熔化的鋁液，為保證吊動過程中的安全[2]，設置兩套互相獨力的制動器，其中一套安裝在高速軸上，為防止傳動系統(tǒng)意外斷軸而使物品墜落，造成人身傷亡事故，另一套安裝在卷筒上[3]。高速軸制動器采用電動液壓鼓式制動器，鼓式制動器性能安全可靠，制動平穩(wěn)，動作頻率高，制動襯墊磨損具有自動補償功能，可實現(xiàn)制動襯墊磨損時制動力矩的無級主動補充。低速軸制動器采用液壓盤式制動器，具有結(jié)構(gòu)緊湊，制動力矩大，響應時間短，自動補償?shù)忍攸c。

(1)高速軸制動器的選擇

電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：

(12)

所需制動力矩：

TZ=KZTd=770 N·m

(13)

式中KZ—制動安全系數(shù)，取KZ=1.75；

Td—電動機輸出的實際轉(zhuǎn)矩(N·m)；設計選用高速軸工作制動器型號YWZ9- 400/E80，制動力矩630～1 250 N·m。

低速軸制動器的選擇：

(14)

式中B—制動盤直徑，B=1 040 mm；

Tj—卷筒運轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，即制動所需轉(zhuǎn)矩，Tj=30.4 kN·m；

N′—卷筒制動所需制動力,N。

所需制動力：

N=K′ZN′=84 071 N·m

(15)

式中K′Z—制動安全系數(shù)，取K′Z=1.25(因為液壓盤式制動器在制動時較鼓式制動器滯后，因而在制動安全系數(shù)上無需太大)。

設計選用低速軸工作制動器型號ST3SH，額定制動力105 000 N。

2.6 電動機的過載和發(fā)熱校驗

(1)電動機的過載驗算

(16)

式中Pn—基準接電持續(xù)率時，電動機額定功率，kW；

PQ—額定起重量，PQ=32 000 kg；

G0—吊鉤組重量，G0=2 500 kg；

η—機構(gòu)總效率，η=0.85；

Vn—起升速度，Vn=0.082 m/s；

λM—基準接電持續(xù)率時，電動機力矩允許過載倍數(shù)，λM=3.48；

H—系數(shù)，繞線異步電動機H=2.5；

m—電動機個數(shù)。

(17)

(2)電動機發(fā)熱校驗

根據(jù)起重機設計規(guī)范，首先應選擇電機進行發(fā)熱測試。按機構(gòu)工作級別及等效接電持續(xù)率進行電動機的發(fā)熱校驗。

按照起重機設計規(guī)范附錄S.2.2方法，工作級別為M7時，JC=60%時電機輸出功率為39 kW，大于起升靜功率33.3 kW，因此起升電動機的發(fā)熱驗算通過。

3 小車驅(qū)動裝置的計算和選型

3.1 小車驅(qū)動裝置的初選

(1)小車運行磨擦阻力Pm

(18)

式中Pm—運行摩擦阻力，N；

P∑—運動部分所有質(zhì)量的重力，P∑=4.7×105N；

μ—車輪軸承摩摩擦阻力系數(shù)，μ=0.004；

d—車輪軸徑，d=100 mm；

fK—車輪沿軌道的滾動摩擦力臂，fK=0.5 mm；

D—車輪踏面直徑，D=300 mm；

Cf—考慮車輪輪緣與軌頂側(cè)面摩擦或牽引供電電纜及集電器摩擦等的摩擦阻力系數(shù)，Cf=1.2。

(2)坡道阻力Pa

Pa=(m1+mi)g·tana=1 121 N

(19)

式中m—起重機的總起升質(zhì)量，m=32 000 kg；

mi—起重機或小車的質(zhì)量，mi=15 000 kg；

g—重力加速度，g=9.8 m/s2；

a—坡道傾斜的角度，a=0.136°。

(3)穩(wěn)態(tài)運行阻力Pj

Pj=Pm+Pa+PWI=3 753 N

(20)

式中Pm—運行摩擦阻力，Pm=2 632 N；

Pa—坡道阻力，Pa=1 121 N；

PWI—風阻力，PWI=0 N。

(4)穩(wěn)態(tài)運行功率PN

(21)

式中PN—電動機的穩(wěn)態(tài)運行功率，kW；

Pj—穩(wěn)態(tài)運行阻力，Pj=3 753 N；

vy—運行速度，vy=0.5 m/s；

η—運行機構(gòu)總傳動效率，η=0.9；

m—運行機構(gòu)電動機數(shù)量，m=2。

(5)電動機的初選

電動機計算功率PS

PS=KPN=1.04

(22)

式中PN—電動機的穩(wěn)態(tài)運行功率，PN=0.4 kW；

K—系數(shù)，K=1.2～2.6，取K=2.6。

本裝置使用在鋁廠，鋁廠車間內(nèi)磁場強度特別大，研究表明磁場對電機本身容量并無較大影響，但會在車輪與軌道夾角處產(chǎn)生較大的磁感應強度，電機起動時需本身的運行阻力外，還必須克服其所產(chǎn)生的磁感應強度。但磁感應強度的大小的計算是一個世界難題，至今仍沒有功克，只能依靠經(jīng)驗來估算其對電機的影響。根據(jù)在鋁廠使用情況，電動機功率選擇定為5.5 kW，采用雙驅(qū)動方式。

(6)減速器的計算速比

(23)

式中n′1—行走電動機轉(zhuǎn)速，取n′1=1 500 r/min；

D—車輪踏面直徑，取D=300 mm；

為提高傳動系統(tǒng)傳動效率，減小體積，傳動系統(tǒng)采用三合一減速，該減速能耗低，性能優(yōu)越，振動小，噪音低。因電動機、減速器和制動器配套選取，因而無需再對減速器和制動器進行計算選型。

設計選用減速器型號為KA87TDV132S4BMG/HF/V，功率5.5 kW，精確傳動速比49.16。

3.2 小車行走電機的過載驗算

(1)運行機構(gòu)滿載時起動時間tq

(24)

式中m—運行機構(gòu)電動機數(shù)量，取m=2；

β—平均起動力矩倍數(shù)，取β=1.8；

k—設計傳動機構(gòu)中其他飛輪矩影響的系數(shù)，取k=1.15；

GD2—高速軸系上所有零部件飛輪矩之和，取GD2=0.178；

vy—運行速度，取vy=0.5 m/s；

η—運行機構(gòu)總傳動效率，取η=0.9；

n1—電動機轉(zhuǎn)速，取n1=722 r/min。

(2)滿載時過載功率Pd

(25)

式中λas—電動機平均起動力矩標準值，取λas=1.7。

所選電機Pn>Pd，考過載驗算合格。

3.3 小車行走電機的發(fā)熱驗算

小車行走電機也采用按機構(gòu)工作級別及其等效接電持續(xù)率進行電動機的發(fā)熱校驗的方法。

運行機構(gòu)電動機的發(fā)熱計算功率Ps

(26)

該行走電機在接電持續(xù)率JC=60%時，輸出功率為4.5 kW，大于0.39 kW，因而發(fā)熱校驗通過。

3.4 運行機構(gòu)打滑驗算

行走小車的打滑現(xiàn)象，一般發(fā)生在空載運行時，其原因是當時的輪壓是最小值，而在行走小車滿載時，輪壓值最大，基本不會發(fā)生打滑現(xiàn)象，故按空載起動工況對運行機構(gòu)進行打滑驗算：

(27)

式中φ—鋼制車輪與軌道的摩擦系數(shù)，室內(nèi)起重機取φ=0.15；

K—粘著系數(shù)，取K=1.05；

μ—車輪軸承摩摩擦阻力系數(shù)，取μ=0.004；

d—車輪軸徑，取d=100 mm；

D—車輪踏面直徑，取D=300 mm；

g—重力加速度，取g=9.8 m/s2；

Mq—電動機的起動力矩，取Mq=36 N·m；

GD2—高速軸系上所有零部件飛輪矩之和，取GD2=0.178；

i—傳動比，取i=49.16；

η—運行機構(gòu)總傳動效率，取η=0.9。

(28)

(29)

即滿足驗算公式。

(30)

因而打滑驗算合格。

通過一系列計算，確定出鋁小車基本結(jié)構(gòu)與所需要的行走減速、提升電機、減速器、制動器等配套件。

4 結(jié)論

本論文以“32 t雙梁鋁電解天車的研發(fā)”作為主要內(nèi)容，圍繞“出鋁小車噸位為32 t的多功能起重機采用兩梁結(jié)構(gòu)，降低制造成本，提高企業(yè)市場競爭力”這一根本目的，對三梁鋁電解多功能起重機和兩梁電解多功能起重機功能和結(jié)構(gòu)進行了對比和分析，提出32 t出鋁小車采用偏掛結(jié)構(gòu)的兩梁設計方案，并完成了結(jié)構(gòu)設計和配套件選型。