程前進

廣東永通起重機械股份有限公司

GB/T 3811—2008《起重機設計規(guī)范》（以下簡稱《規(guī)范》）中規(guī)定了各種工作級別時卷筒的計算直徑D與鋼絲繩直徑d之間的比值（即筒繩直徑比）h=D/d需不小于規(guī)定值h1，并規(guī)定了鋼絲繩繞進和繞出卷筒時鋼絲繩的偏角不應大于3.5°。在實際工作中，在較大起重量（通常50 t以上）起重機設計時，希望選取較小的h值，較小直徑的卷筒，較大倍率的繞繩方式，以選取較小機座號的減速器，從而達到降低成本的目的。然而，由此會加大卷筒長度，使吊鉤（具）趨于下極限位置時，卷筒鋼絲繩偏角可能不符合設計規(guī)范的規(guī)定。本文以常規(guī)單層卷繞、雙聯(lián)卷筒的吊鉤橋（門）式起重機為對象，討論如何確定筒繩直徑比、鋼絲繩偏角與倍率間的設計關系。

1 卷筒鋼絲繩偏角的定義及說明

在《規(guī)范》中，卷筒鋼絲繩的偏角定義為鋼絲繩中心線偏離繩槽中心線的角度，等于鋼絲繩中心線與卷筒截面的夾角（與卷筒繩槽的螺旋角方向相同為正，反之為負）減去卷筒繩槽的螺旋角。如果偏角過大，會造成鋼絲繩跳槽、排繩錯亂和引起沖擊載荷，GB/T 34529—2017《起重機和葫蘆鋼絲繩 、卷筒和滑輪的選擇》中指出：“如果偏斜角超過推薦值，鋼絲繩可能會發(fā)生最嚴重的損傷，其形式是加劇的磨損/磨傷以及相鄰間的鋼絲繩之間出現(xiàn)刮擦，這是由于運行到極端位置時，橫向載荷超出正常值造成的”；“鋼絲繩以一個偏斜角繞進繞出卷筒時，會將由于沿卷筒繩槽邊緣滾落至槽底而產生扭轉，這種作用會改變鋼絲繩的捻距，影響鋼絲繩的性能和纏繞，嚴重時會出現(xiàn)鳥籠狀結構損害，故鋼絲繩偏斜角要盡可能小”。

起升高度H一定時，卷筒直徑越小或倍率越大，所需卷筒越長，鋼絲繩中心線與卷筒截面的夾角就越大；卷筒直徑通常與所選取的鋼絲繩直徑及筒繩直徑比相關，本文主要研究卷筒鋼絲繩偏角與筒繩直徑比、倍率三者之間的關系。

2 理論推導

為了將筒繩直徑比、鋼絲繩偏角與倍率間的設計關系推導簡明，根據實際工作中的一般情況，假設當吊鉤處于上極限位置時，繞進和繞出卷筒的鋼絲繩垂直于卷筒軸線，如圖1所示。

按一般實際情況近似取卷筒繩槽節(jié)距p=1.1d。卷筒繩槽螺旋角為β，繞進（繞出）卷筒的鋼絲繩與卷筒截面的角度為α，鋼絲繩的卷筒偏角為γ。

滑輪組倍率為m，上極限時吊鉤滑輪軸線至卷筒軸線的距離為S，當吊鉤由上極限位置下降H高度時，鋼絲繩在卷筒上的軸向行程為L，令S=k·H(k為系數），則

假定設計允許卷筒偏角為θ，《規(guī)范》規(guī)定θ=3.5°，在國際標準中，在不采用阻旋轉鋼絲繩的前提下可將鋼絲繩允許偏角θ=4°。

從式（1）可以看出，若k=0，相當于吊鉤下降很大H高度時，卷筒極限最大偏角為

通常的起升高度H=9～40 m，S=0.8～4 m，k≈0.1，為使結論簡潔明了，并具有較好的實用性，以下取k=0.1，可推導出，為滿足鋼絲繩的卷筒偏角小于等于θ的要求，筒繩直徑比hθ與倍率m間應滿足

取θ=3.5°（《規(guī)范》規(guī)定θ=3.5）得

3 實例應用分析

按式（4）取各種不同倍率m分別計算出筒繩直徑比的臨界值h3.5，按式（2）取不同筒繩直徑比h分別計算出卷筒極限最大偏角γm，計算結果如表1所示。

表 1 h3.5、hj、γm 計算值

3.1 滑輪倍率m較小時，即m=2～5

常規(guī)的吊鉤橋（門）式起重機的工作級別為M4～M6，《規(guī)范》中已規(guī)定卷筒的最小筒繩直徑比M4～M6時為分別為16、18、20，通常實際選取的筒繩直徑比≥20，即滑輪倍率m≤5時，下極限位置時鋼絲繩的卷筒偏角均符合規(guī)范的規(guī)定。

3.2 滑輪倍率較大時，即m=6～10

由表1可知，當m=6，若h≤h3.5=25.5，應注意鋼絲繩的卷筒偏角超標。例如，某歐式QE202 t（125 t+125 t）吊鉤橋式起重機，其m=6，起升高度24 m、鋼絲繩直徑Φ26 mm，卷筒計算直徑Φ633 mm，螺距28 mm，卷筒輪徑比h=24.35≤h3.5=25.5。采用調整吊鉤組局部尺寸的方法解決下極限時鋼絲繩卷筒偏角超標問題，如圖2所示，原設計B=705 mm，b=99mm，計算出上極限時鋼絲繩的卷筒偏角為0°，下極限時的卷筒偏角為3.65°?；嗇S間距加大到300 mm，使B=1 005 mm，b=399 mm，計算出上極限時鋼絲繩的卷筒偏角為-3.49°（負值表示與卷筒螺旋角方向相反），下極限時的卷筒偏角為3.33°，偏角有所改善，符合《規(guī)范》的規(guī)定。

圖2 125 t、m=6吊鉤組

3.3 滑輪倍率很大時，即m≥12

從表1可知，當m=8～10時，若要符合《規(guī)范》的規(guī)定，卷筒直徑須取值較大，例如1臺傳統(tǒng)式QD200 t吊鉤橋式起重機，其m=8、起升高度20 m、鋼絲繩直徑為36 mm、螺距38 mm，需取卷筒輪徑比h≥33.3、卷筒計算直徑≥1 200 mm，方可符合《規(guī)范》的規(guī)定。當m≥12時，卷筒直徑須取值很大，使起重機成本大大提高，故設計大起重量（160 t以上）起重機時應避免滑輪倍率m≥12，宜采用加大鋼絲繩直徑，取滑輪倍率m=8或10的方式。以1臺起重量200 t、工作級別M5、起升高度24 m的歐式起重機來說明此問題，如表2所示。

從表2可知，在保證起重機各主要技術參數相近及卷筒偏角合適時，200 t歐式起重機的滑輪倍率m=8時較m=12時滑輪組效率高，減速器選型規(guī)格相近、卷筒更輕小、鋼絲繩質量更輕、小車架相近、吊鉤組成本更低，整機成本更經濟。

表2 不同倍率時歐式200 t起重機設計對比表

4 結論

對于常規(guī)單層卷繞、雙聯(lián)卷筒的吊鉤橋（門）式起重機，本文給出了許用卷筒鋼絲繩偏角與筒繩直徑比、倍率間的一般設計關系式、卷筒極限最大偏角計算公式，通過實例對比說明了設計160 t以上起重機時，取滑輪倍率m=8或10較m≥12更經濟。