32 t雙梁電解天車出鋁車結構設計

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流程工藝的要求，出鋁噸位也不同。根據出鋁噸位的不同，大車的橋架結構形式分為雙梁結構和三梁結構。為減小出鋁小車對主梁傾翻力矩的影響，傳統設計32 t位出鋁小車的大車橋架均采用三梁結構。即工具小車和出鋁小車分別平跨在兩根主梁上。本設計打破傳統設計方案，選用雙梁偏掛結構來實現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，由于在該雙梁結構電解起重機與三梁結構電解起重機工具車部分結構沒有較大變化，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

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

調速方式 變頻調速

2 小車起升機構

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，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，查設計手冊得h=22.4。

根據機械設計手冊，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

在優化傳動機構設計方案時，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的傳動速比，因此選取整機結構更小的的減速機，以此來達到使傳動機構更加緊湊的目的[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，根據等效接電持續率法來初選電機。

穩態起升功率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小時內的連續運行和現場惡劣環境，按GB/T 3811—2008附錄G表格選擇起升機構的工作水平為M7，根據GB/T 3811—2008附錄中表P.2查得電動機等效接電持續率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%)，轉速750 r/min。

2.4 減速器選型

卷筒的計算轉速：

(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，額定輸出轉矩63.9 kN·m，連接形式為空心軸力矩臂結構。

(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%。

卷筒的實際轉速：

nj=n′(1+ε)=10.46 r/min

(9)

卷筒運轉所需的轉矩：

(10)

式中PN—卷筒運轉所需靜功率，PN=33.3 kW；

nj—卷筒實際轉速nj=10.46 r/min。

所選減速器輸出轉矩足夠。

(2)使用系數驗算

(11)

式中FS—使用系數，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，動作頻率高，制動襯墊磨損具有自動補償功能，可實現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，具有結構緊湊，制動力矩大，響應時間短，自動補償等特點。

(1)高速軸制動器的選擇

電動機的輸出轉矩：

(12)

所需制動力矩：

TZ=KZTd=770 N·m

(13)

式中KZ—制動安全系數，取KZ=1.75；

Td—電動機輸出的實際轉矩(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—卷筒運轉轉矩，即制動所需轉矩，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，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 電動機的過載和發熱校驗

(1)電動機的過載驗算

(16)

式中Pn—基準接電持續率時，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—機構總效率，η=0.85；

Vn—起升速度，Vn=0.082 m/s；

λM—基準接電持續率時，電動機力矩允許過載倍數，λM=3.48；

H—系數，繞線異步電動機H=2.5；

m—電動機個數。

(17)

(2)電動機發熱校驗

根據起重機設計規范，首先應選擇電機進行發熱測試。按機構工作級別及等效接電持續率進行電動機的發熱校驗。

按照起重機設計規范附錄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熱驗算通過。

3 小車驅動裝置的計算和選型

3.1 小車驅動裝置的初選

(1)小車運行磨擦阻力Pm

(18)

式中Pm—運行摩擦阻力，N；

P∑—運動部分所有質量的重力，P∑=4.7×105N；

μ—車輪軸承摩摩擦阻力系數，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面摩擦或牽引供電電纜及集電器摩擦等的摩擦阻力系數，Cf=1.2。

(2)坡道阻力Pa

Pa=(m1+mi)g·tana=1 121 N

(19)

式中m—起重機的總起升質量，m=32 000 kg；

mi—起重機或小車的質量，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)穩態運行阻力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)穩態運行功率PN

(21)

式中PN—電動機的穩態運行功率，kW；

Pj—穩態運行阻力，Pj=3 753 N；

vy—運行速度，vy=0.5 m/s；

η—運行機構總傳動效率，η=0.9；

m—運行機構電動機數量，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—電動機的穩態運行功率，PN=0.4 kW；

K—系數，K=1.2～2.6，取K=2.6。

本裝置使用在鋁廠，鋁廠車間內磁場強度特別大，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，只能依靠經驗來估算其對電機的影響。根據在鋁廠使用情況，電動機功率選擇定為5.5 kW，采用雙驅動方式。

(6)減速器的計算速比

(23)

式中n′1—行走電動機轉速，取n′1=1 500 r/min；

D—車輪踏面直徑，取D=300 mm；

為提高傳動系統傳動效率，減小體積，傳動系統采用三合一減速，該減速能耗低，性能優越，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)運行機構滿載時起動時間tq

(24)

式中m—運行機構電動機數量，取m=2；

β—平均起動力矩倍數，取β=1.8；

k—設計傳動機構中其他飛輪矩影響的系數，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—運行機構總傳動效率，取η=0.9；

n1—電動機轉速，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 小車行走電機的發熱驗算

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

運行機構電動機的發熱計算功率Ps

(26)

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

3.4 運行機構打滑驗算

行走小車的打滑現象，一般發生在空載運行時，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，基本不會發生打滑現象，故按空載起動工況對運行機構進行打滑驗算：

(27)

式中φ—鋼制車輪與軌道的摩擦系數，室內起重機取φ=0.15；

K—粘著系數，取K=1.05；

μ—車輪軸承摩摩擦阻力系數，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構與所需要的行走減速、提升電機、減速器、制動器等配套件。

4 結論

本論文以“32 t雙梁鋁電解天車的研發”作為主要內容，圍繞“出鋁小車噸位為32 t的多功能起重機采用兩梁結構，降低制造成本，提高企業市場競爭力”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構進行了對比和分析，提出32 t出鋁小車采用偏掛結構的兩梁設計方案，并完成了結構設計和配套件選型。