吊耳计算书

1.1、T2101有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ2400/φ3000×39459 设备壳体材质 82t+25ｔ 设备组合重心位置 （离下端口距离） ？ 18m（估计） 1.2、T2101抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2101抬头时溜尾吊车吊钩受力F2 T2101抬头时主吊车吊钩受力F1

F1=G-F2=107-56.5=50.5t

F21070001900056.5t190001700 1.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=17m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 max2W6.28Di.S.(Hh)将：min107,000(kg) H3600(cm) Di240(cm)

S1.6(cm) h1700(cm) 代入上式得：

107000(3600)22max1261(kgf/cm)26.28(240)1.6(36001700)126110N62()126.110(N/m) 4210m126.1(MPa)

查GB150-98得：16MnR16mm在200C时的许用应力s345(MPa)

345230MPa

1.5则：max133.1MPa230(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 1.4、设备壳体上局部应力的计算

1

大中型设备吊装工艺计算书 水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算：

tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F150500(kg) 溜尾力：F2GF156500(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.5Rm0.51200686 0.8750.8750.438d0.438720 0.263(式中d为吊耳补墙板直径）R1200R120075

t16F50500力矩：M11604040000(kgmm)40400(Nm)

22 d式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按160mm计算 根据0.263和75查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.058 x0.025 McMcN(R2)Nx(R2)2.2 6.2 McMc将M39840(Nm) R1.2(m) 0.263 代入以上四式得：

M0.058M404000.0587425(Nm/m) R1.20.263M404000.0243073(Nm/m) R1.20.263Mx0.0242

大中型设备吊装工艺计算书 N2.2M404002.2234685(N/m) 22R1.20.263M404006.2661414(N/m) R21.220.263Nx6.2上式中：M，Mx，N，Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M23468567425214667813174023438 2t0.016t0.016159355625N2159(MPa)

mN6M23468567425214667813174023438 t0.016t0.0162188691251N2189(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx6614146307324133837572023438 t0.016t0.0162113361812N2113.3(MPa)

mN6M66141463073外表面：x外＝x2x4133837572023438 2t0.016t0.01630685063N230.7(MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

N6M23468567425214667813174023438 2t0.016t0.016159355625N2159(MPa)

mN6M2346856742514667813174023438 外表面：外＝2t0.016t0.0162188691251N2189(MPa)

m内表面：内＝3

大中型设备吊装工艺计算书 （4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx6614146307324133837572023438 2t0.016t0.01630685063N230.7(MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx6614146307324133837572023438 2t0.016t0.016113361812N2113.3(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

16MnRs345MPa16mm材质的许用应力345230MPa，所以水平1.5起吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=107000kg吊耳受力简图M

G107000l1608560000(kgmm)85600(Nm) 220.263，75 根据,查表得：

M(R)M(R)0.0094； x0.013 MlMlN(R2)Nx(R2)4.8； 2.4 MlMl4

大中型设备吊装工艺计算书 将 M85600(Nm) R1.2m 0.263 代入各式得：

M0.0094M2550(Nm)

mRMx0.013M3530(Nm)

mRN4.8M1084918(N) 2mR MNNx2.42542459()mR

以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: (1)吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M10849186255026780737559765625 t0.016t0.01628041750N28.04(MPa)

mN6M26780737559765625 tt127573000Nm2127.6(MPa)外表面：

外＝

（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx5424596353023390368882734375 t0.016t0.0162116638063N2116.6(MPa)

mN6M外表面：x外＝x2x3390368882734375

tt48830687N248.8(MPa)

m内表面：x内＝（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

内表面：内＝N6M26780737559765625 tt5

大中型设备吊装工艺计算书 8041750Nm28.04(MPa)

外表面：外＝N6M26780737559765625 tt127573000N2127.6(MPa)

m（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx5424596353023390368882734375 t0.016t0.016248830687N248.8(MPa)

mN6M54245963530外表面：x内＝x2x3390368882734375 2t0.016t0.016116638063N2116.6(MPa)

m内表面：x内＝所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未

s345MPa16mm的许用应力超出16MnR材质s全。

1.5、主吊耳强度校核

345230MPa，安1.5 由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为16MnR，吊耳管轴壁厚δ=10mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

＝S345(MPa)，许用应力345230(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7161(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按60t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

6

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV601000101.2720000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N)

径向弯矩（力矩）：

MFvl720,0001601.152108Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(35023302)10676(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d433043W(D)(350)(4287500033883457) 32D323503298954843(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M1.152108116N116(MPa)焊＝161(MPa) maxmm2W98954843吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

7

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A1160116（MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A1160116（MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝Fv72000067.4N焊96.6~128.8(MPa) 上267.4(MPa)mmA10676式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝138～184(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.796.6~128.8(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

1.6、溜尾板式吊耳强度校核

溜尾吊耳材质为Q235B，板厚δ=50mm，

235156.7(MPa)。 1.5＝相应S235(MPa)，许用应力＝0.6～0.8＝94～125.4(MPa) 相应的许用剪应力为：角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7109.7(MPa)。

75R1100503002020δ＝50350

按正向受力F2=57.2t=572000（N）进行强度校核。

开孔处截面的剪应力：

F257.2104 34.1(N/mm2)34.1(MPa)

A25017525028

大中型设备吊装工艺计算书 B-B截面的拉应力为：

BB1071000085.6(MPa)156.7(MPa)

50350100C-C截面的拉应力为：

10710000CC61.1(MPa)焊＝0.7109.7(MPa)

50350 结论：溜尾板式吊耳也满足强度要求，安全。 2.1、T2103有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ2000×23413 69.5t+20.5ｔ 设备壳体材质 设备组合重心位置 （离下端口距离） 16MnR 11m（估计） 2.2、T2103抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2103抬头时溜尾吊车吊钩受力F2

F290000960044.1t100009600 T2103抬头时主吊车吊钩受力F1

F1=G-F2=90-44.1=46.9t

2.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=10m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 maxW6.28Di2.S.(Hh)将：min90,000(kg) H1960(cm) Di200(cm)

S6.6(cm) h1000(cm) 代入上式得：

90000(1960)22max219.5(kgf/cm)6.28(200)26.6(19501000)219.510N(2)21.95106(N/m2) 410m21.95(MPa)

查GB150-98得：16MnR60mm在200C时的许用应力s265(MPa)

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大中型设备吊装工艺计算书 265176.7MPa

1.5则：max21.95MPa176.7(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 2.4、设备壳体上局部应力的计算

水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算：

tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F146900(kg) 溜尾力：F2GF144100(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.438d0.438720 0.315(式中d为吊耳补墙板直径）R1000R100015.2

t66F46900力矩：M11804221000(kgmm)42210(Nm)

22 式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按180mm计算 根据0.315和15.2查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.081 x0.039 McMcN(R2)Nx(R2)0.58 1.3 McMc将M38790(Nm) R1(m) 0.315 代入以上四式得：

10

大中型设备吊装工艺计算书 M0.081M422100.08110854(Nm/m) R10.315M422100.0395226(Nm/m) R10.315Mx0.039N0.58M422100.5877720(N/m) 22R10.315Nx1.3M422101.3174200(N/m) R2120.315上式中：M，Mx，N，Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M777206108542117757614950413 t0.066t0.066213772837N213.8(MPa)

mN6M777206108542117757614950413 t0.066t0.066216127989N216.1(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx17420065226226393947198347 2t0.066t0.0669837741N29.8(MPa)

mN6M1742006522626393947198347 外表面：x外＝x2x2t0.066t0.0664558953N24.6MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

内表面：内＝N6M777206108542117757614950413 2t0.066t0.06611

大中型设备吊装工艺计算书 13.8(MPa) m2N6M77720610854外表面：外＝2117757614950413 2t0.066t0.06616127989N216.1(MPa)

m13772837N（4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx17420065226226393947198347 2t0.066t0.0664558953N24.6MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx17420065226226393947198347 2t0.066t0.0669837741N29.8(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

16MnRs265MPa66mm材质的许用应力265176.7MPa，所以水1.5平起吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=107000kg吊耳受力简图M

G90000l1808100000(kgmm)81000(Nm) 220.315，15.2 根据,查表得：

12

大中型设备吊装工艺计算书 M(R)M(R)0.027； x0.045 MlMlN(R2)Nx(R2)1.7； 0.63 MlMl将 M81000(Nm) R1m 0.315 代入各式得：

M0.027M6943(Nm)

mRM11571(Nm)

mRMx0.045N1.7M437143(N) 2mR MNNx0.632162000()mR

以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: （1）吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M43714366943266233799563360 t0.066t0.06622939982N23.0(MPa)

mN6M43714366943266233799563360 t0.066t0.066216186739N216(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx1620006115712245454515938017 2t0.066t0.06618392562N218.4(MPa)

mN6M162000611571245454515938017 外表面：x外＝x2x2t0.066t0.066内表面：x内＝13

大中型设备吊装工艺计算书 13483472Nm213.5(MPa)

（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

N6M43714366943266233799563360 2t0.066t0.0662939982N23.0(MPa)

mN6M43714366943外表面：外＝266233799563360

t0.066t0.066216186739N216(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

162000611571内表面：x内＝245454515938017

0.0660.066213483472N213.5(MPa)

mN6M162000611571外表面：x内＝x2x245454515938017 2t0.066t0.06618392562N218.4(MPa)

m所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未

s265MPa66mm的许用应力超出16MnR材质s安全。

2.5、主吊耳强度校核

345176.7MPa，1.5 由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为16MnR，吊耳管轴壁厚δ=66mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

＝S265(MPa)，许用应力265176.7(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7123.7(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按60t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

14

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV601000101.1660000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N)

径向弯矩（力矩）：

MFvl660,0001801.188108Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(35023302)10676(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d433043W(D)(350)(4287500033883457) 32D323503298954843(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M1.188108120N120(MPa)焊＝123.7(MPa) maxmm2W98954843吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

15

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A1200120（MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A1200120（MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝Fv66000061.8N焊74.2~113.1(MPa) 上261.8(MPa)mmA10676式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝106～141.4(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.774.2~113.1(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

2.6、溜尾板式吊耳强度校核

溜尾吊耳材质为Q235B，板厚δ=50mm，

235156.7(MPa)。 1.5＝相应S235(MPa)，许用应力＝0.6～0.8＝94～125.4(MPa) 相应的许用剪应力为：角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7109.7(MPa)。

60R110050A250A2020δ＝50B320B

按正向受力F2=46.9t=469000（N）进行强度校核。

开孔处截面的剪应力：

16

大中型设备吊装工艺计算书 F246.9104 24.2(N/mm2)24.2(MPa)

A2502002502B-B截面的拉应力为：

BB46.91000042.6(MPa)156.7(MPa)

50320100C-C截面的拉应力为：

46.910000CC29.3(MPa)焊＝0.7109.7(MPa)

50320 结论：溜尾板式吊耳也满足强度要求，安全。

17

大中型设备吊装工艺计算书

3.1、T2102有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ4600×38956 79t+25ｔ 设备壳体材质 设备组合重心位置 （离下端口距离） 20R 20m（估计） 3.2、T2102抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2102抬头时主吊车吊钩受力F1

F11040001900056.6t1900015900 T2102抬头时溜尾吊车吊钩受力F2

F2=G-F1=104-56.5=47.4t

3.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=19m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 max2W6.28Di.S.(Hh)将：min104,000(kg) H3490(cm) Di460(cm)

S1.4(cm) h1900(cm) 代入上式得：

104000(3490)22max428.2(kgf/cm)26.28(460)1.4(34901900)428.210N62()42.8210(N/m) 4210m42.82(MPa)

查GB150-98得：20R20mm在200C时的许用应力s245(MPa)

18

大中型设备吊装工艺计算书 245163.3MPa

1.5则：max42.63MPa163.3(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 3.4、设备壳体上局部应力的计算

水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算：

tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F156600(kg) 溜尾力：F2GF147400(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.438d0.4381120 0.213(式中d为吊耳补墙板直径）R2300R2300164.3

t14F56600力矩：M11504245000(kgmm)42450(Nm)

22 式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按150mm计算 根据0.213和164.3查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.055 x0.022 McMcN(R2)Nx(R2)5.8 13 McMc将M42450(Nm) R2.3(m) 0.213 代入以上四式得：

19

大中型设备吊装工艺计算书 M0.055M424500.0554765(Nm/m) R2.30.213M424500.0221906(Nm/m) R2.30.213Mx0.022N5.8M424505.8218509(N/m) 22R2.30.213Nx13M4245013489763(N/m) R22.320.213上式中：M，Mx，N，Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M21850964765215607786145867347 t0.014t0.0142130259561N2130(MPa)

mN6M21850964765215607786145867347 t0.014t0.0142161475133N2161.5(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx4734376184323381692956418367 t0.014t0.01429023529635N290.2(MPa)

mN6M47343761843外表面：x外＝x2x3381692956418367 2t0.014t0.01422601438N222.6MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

内表面：内＝N6M21486864607215347714141030612 2t0.014t0.01420

大中型设备吊装工艺计算书 125.7(MPa) m2N6M21486864607外表面：外＝215347714141030612 2t0.014t0.014156378326N2156.4(MPa)

m125682898N（4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx4734376184323381692956418367 2t0.014t0.01422601438N222.6MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx4734376184323381692956418367 2t0.014t0.0149023529635N290.2(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

20Rs245MPa20mm材质的许用应力245所以水平起163.3MPa，

1.5吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=107000kg吊耳受力简图M

G104000l1507540000(kgmm)75400(Nm) 220.213，164.3 根据,查表得：

21

大中型设备吊装工艺计算书 M(R)M(R)0.0094； x0.01 MlMlN(R2)Nx(R2)8.8； 4.1 MlMl将 M75400(Nm) R2.3m 0.213 代入各式得：

M0.0094M1447(Nm)

mRMx0.01M1539(Nm)

mRN8.8M588869(N) 2mR MNNx4.12274359()mR

以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: (1)吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M5888696144724206207144295918 t0.014t0.01422233847N22.2(MPa)

mN6M5888696144724206207144295918 t0.014t0.014286357989N286.4(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx2743596153921959707147112245 2t0.014t0.01466709316N266.7(MPa)

mN6M27435961539外表面：x外＝x2x1959707147112245 2t0.014t0.014内表面：x内＝22

大中型设备吊装工艺计算书 27515174Nm227.5(MPa)

（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

N6M5888696144724206207144295918 2t0.014t0.0142233847N22.2(MPa)

mN6M58886961447外表面：外＝24206207144295918 2t0.014t0.01486357989N286.4(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx2743596153921959707147112245 t0.014t0.014227515174N227.5(MPa)

mN6M27435961539外表面：x外＝x2x1959707147112245 2t0.014t0.01466709316N266.7(MPa)

m内表面：x内＝所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未 超出20R材质ss245MPa20mm的许用应力全。

3.5、主吊耳强度校核

由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为20＃，吊耳管轴壁厚δ=10mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

245163.3MPa，安1.5＝S245(MPa)，许用应力245163.3(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7114.3(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按60t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

23

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV601000101.2720000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N) 径向弯矩（力矩）：

MFvl720,0001501.08108Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(35023302)10676(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d433043W(D)(350)(4287500033883457) 32D323503298954843(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M1.08108109.1N109.1(MPa)焊＝114.3(MPa) maxmm2W98954843吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

24

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A109.10109.（1MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A109.10109.（1MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝Fv72000067.4N焊68.5~91.4(MPa) 上267.4(MPa)mmA10676式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝97.9～130.6(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.768.5~91.4(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

3.6、溜尾板式吊耳强度校核

溜尾吊耳材质为Q235B，板厚δ=50mm， 相应S235(MPa)，许用应力＝235156.7(MPa)。 1.5＝0.6～0.8＝94～125.4(MPa) 相应的许用剪应力为：角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7109.7(MPa)。

R11006050B250B2020δ＝50C 320C

按正向受力F2=47.4t=474000（N）进行强度校核。

开孔处截面的剪应力：

F247.4104 62.4(N/mm2)62.4(MPa)

A50160250225

大中型设备吊装工艺计算书 B-B截面的拉应力为：

BB47.41000043.1(MPa)156.7(MPa)

50320100C-C截面的拉应力为：

47.410000CC29.6(MPa)焊＝0.7109.7(MPa)

50320 结论：溜尾板式吊耳也满足强度要求，安全。

4.1、T2105有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ2200×36311 51t+20ｔ 设备壳体材质 设备组合重心位置 （离下端口距离） 20R 18.5m（估计） 4.2、T2105抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2105抬头时主吊车吊钩受力F1

F1710001750038.7t1750014600 T2105抬头时溜尾吊车吊钩受力F2

F2=G-F1=71-38.7=32.3t

4.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=19m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 max2W6.28Di.S.(Hh)将：min71,000(kg) H3210(cm) Di220(cm)

S2(cm) h1750(cm) 代入上式得：

71000(3210)22max824.3(kgf/cm)26.28(220)2(32101750)824.310N62()82.4310(N/m) 4210m82.43(MPa)

26

大中型设备吊装工艺计算书 查GB150-98得：20R20mm在200C时的许用应力s245(MPa)

245163.3MPa

1.5则：max42.63MPa163.3(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 4.4、设备壳体上局部应力的计算

水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算：

tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F138700(kg) 溜尾力：F2GF132300(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.438d0.438720 0.287(式中d为吊耳补墙板直径）R1100R110055

t20F38700力矩：M11502902500(kgmm)29025(Nm)

22 式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按150mm计算 根据0.287和55查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.059 x0.025 McMcN(R2)Nx(R2)1.8 5 McMc将M29025(Nm) R1.1(m) 0.287 代入以上四式得：

27

大中型设备吊装工艺计算书 M0.059M290250.0595424(Nm/m) R1.10.287M290250.0252298(Nm/m) R1.10.287Mx0.025N1.8M290251.8150445(N/m) 22R1.10.287Nx5M290255459693(N/m) R21.120.287上式中：M，Mx，N，Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M150445654242752225081360000 t0.02t0.02273837750N273.8(MPa)

mN6M150445654242752225081360000 t0.02t0.02288.9N288.9(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx4596936229822298465034470000 t0.02t0.02257454650N257.5(MPa)

mN6M45969362298外表面：x外＝x2x2298465034470000 2t0.02t0.0211485350N211.5MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

内表面：内＝N6M150445654242752225081360000 2t0.02t0.0228

大中型设备吊装工艺计算书 73837750Nm273.8(MPa)

15044565424外表面：外＝752225081360000 20.020.0288.9N288.9(MPa)

m（4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx4596936229822298465034470000 2t0.02t0.0211485350N211.5MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx4596936229822298465034470000 2t0.02t0.0257454650N257.5(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

20Rs245MPa20mm材质的许用应力245所以水平起163.3MPa，

1.5吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=71000kg吊耳受力简图M

G710000l1505325000(kgmm)53250(Nm) 220.287，55 根据,查表得：

29

大中型设备吊装工艺计算书 M(R)M(R)0.01； x0.015 MlMlN(R2)Nx(R2)3.9； 1.9 MlMl将 M53250(Nm) R1.1m 0.287 代入各式得：

M0.01M1687(Nm)

mRM2530(Nm)

mRMx0.015N3.9M598022(N) 2mR MNNx1.92291344()mR

以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: （1）吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M5980226144722990110021705000 t0.02t0.0228196100N28.2(MPa)

mN6M5980226144722990110021705000 t0.02t0.02251606100N251.6(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx2913446253021456720037950000 2t0.02t0.0252517200N252.5(MPa)

mN6M29134462530外表面：x外＝x2x1456720037950000 2t0.02t0.02内表面：x内＝30

大中型设备吊装工艺计算书 36493280Nm236.5(MPa)

（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

N6M5980226144722990110021705000 2t0.02t0.028196100N28.2(MPa)

mN6M59802261447外表面：外＝22990110021705000 2t0.02t0.0251606100N251.6(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx2913446253021456720037950000 t0.02t0.02236493280N236.5(MPa)

mN6M29134462530外表面：x外＝x2x1456720037950000 2t0.02t0.0252517200N252.5(MPa)

m内表面：x内＝所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未 超出20R材质ss245MPa20mm的许用应力全。

4.5、主吊耳强度校核

由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为20＃，吊耳管轴壁厚δ=20mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

245163.3MPa，安1.5＝S245(MPa)，许用应力245163.3(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7114.3(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按60t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

31

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV401000101.2480000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N) 径向弯矩（力矩）：

MFvl4800001507.2107Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(32523052)9891(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d430543W(D)(325)(3432812526626617) 32D3232532755710(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M7.210795.3N95.3(MPa)焊＝114.3(MPa) maxmm2W755710吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

32

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A95.3095.（3MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A95.3095.（3MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝Fv48000048.5N焊68.5~91.4(MPa) 上248.5(MPa)mmA9891式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝97.9～130.6(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.768.5~91.4(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

4.6、溜尾板式吊耳强度校核

溜尾吊耳材质为Q235B，板厚δ=40mm， 相应S235(MPa)，许用应力＝235156.7(MPa)。 1.5＝0.6～0.8＝94～125.4(MPa) 相应的许用剪应力为：角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7109.7(MPa)。

3R170540B200B2020δ＝40C 270C

按正向受力F2=32.3t=323000（N）进行强度校核。

开孔处截面的剪应力：

F232.3104 62.6(N/mm2)62.6(MPa)

A40135240233

大中型设备吊装工艺计算书 B-B截面的拉应力为：

BB32.31000049.6(MPa)156.7(MPa)

50270140C-C截面的拉应力为：

32.310000CC29.9(MPa)焊＝0.7109.7(MPa)

40270 结论：溜尾板式吊耳也满足强度要求，安全。

5.1、T2106有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ800×22689 11.5t+5ｔ 设备壳体材质 设备组合重心位置 （离下端口距离） 20R 14.3m（估计） 5.2、T2106抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2106抬头时主吊车吊钩受力F1

F116500131008.5t1240013100 T2106抬头时溜尾吊车吊钩受力F2

F2=G-F1=16.5-8.5=8t

5.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=19m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 max2W6.28Di.S.(Hh)将：min16500(kg) H2550(cm) Di80(cm)

S2(cm) h1330(cm) 代入上式得：

16500(2550)22max1076(kgf/cm)26.28(80)2(25501330)107610N62()107.610(N/m) 4210m107.6(MPa)

34

大中型设备吊装工艺计算书 查GB150-98得：20R20mm在200C时的许用应力s245(MPa)

245163.3MPa

1.5则：max107.6MPa163.3(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 5.4、设备壳体上局部应力的计算

水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算：

tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F18500(kg) 溜尾力：F2GF18000(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.438d0.438300 0.329(式中d为吊耳补墙板直径）R400R40040

t10F8500力矩：M150212500(kgmm)2125(Nm)

22 式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按50mm计算 根据0.329和40查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.068 x0.029 McMcN(R2)Nx(R2)1.5 3.5 McMc将M2125(Nm) R0.4(m) 0.329 代入以上四式得：

35

大中型设备吊装工艺计算书 M0.068M21250.0681098(Nm/m) R0.40.329M21250.029468(Nm/m) R0.40.329Mx0.029N1.5M21251.560553(N/m) 22R0.40.329Nx5M21253.5141290(N/m) R20.420.329上式中：M，Mx，N， Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M60553610982605530065880000 t0.01t0.01259824700N259.8(MPa)

mN6M60553610982605530065880000 t0.01t0.01271935300N271.9(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx141290646821412900028080000 t0.01t0.01242209000N242.2(MPa)

mN6M1412906468外表面：x外＝x2x1412900028080000 2t0.01t0.0113951000N214MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

内表面：内＝N6M60553610982605530065880000 2t0.01t0.0136

大中型设备吊装工艺计算书 59824700Nm259.8(MPa)

外表面：外＝6055361098605530065880000 20.010.0171935300N271.9(MPa)

m（4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx141290646821412900028080000 2t0.01t0.0113951000N214MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx141290646821412900028080000 2t0.01t0.0142209000N242.2(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

16MnRs345MPa20mm材质的许用应力345230MPa，所以水平1.5起吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=71000kg吊耳受力简图MG16500l50412500(kgmm)4125(Nm) 22

0.329，40 根据,查表得：

37

大中型设备吊装工艺计算书 M(R)M(R)0.02 0.0098； xMlMlN(R2)Nx(R2)3.3； 1.8 MlMl将 M4125(Nm) R0.4m 0.329 代入各式得：

M0.0098M307(Nm)

mRMx0.02M627(Nm)

mRN3.3M258596(N) 2mR MNNx1.92148889()mR

以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: (2)吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M258596630722585960018420000 t0.01t0.0127439600N27.4(MPa)

mN6M258596630722585960018420000 t0.01t0.01244279600N244.2(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx148889662721488890037620000 2t0.01t0.0152508900N252.5(MPa)

mN6M1488896627外表面：x外＝x2x1488890037620000 2t0.01t0.01内表面：x内＝38

大中型设备吊装工艺计算书 22731100Nm222.7(MPa)

（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

N6M258596630722585960018420000 2t0.01t0.017439600N27.4(MPa)

mN6M2585966307外表面：外＝22585960018420000 2t0.01t0.0144279600N244.2(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx148889662721488890037620000 t0.01t0.01222731100N222.7(MPa)

mN6M1488896627外表面：x外＝x2x1488890037620000 2t0.01t0.0152508900N252.5(MPa)

m内表面：x内＝所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未 超出16MnR材质ss245MPa20mm的许用应力安全。

5.5、主吊耳强度校核

由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为20＃，吊耳管轴壁厚δ=10mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

245163.3MPa，1.5＝S245(MPa)，许用应力245163.3(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7114.3(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按60t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

39

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV101000101.2120000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N) 径向弯矩（力矩）：

MFvl120000506106Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(16821482)4961(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d414843W(D)(168)(47416322855864) 32D3216832185041(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M610632.4N32.4(MPa)焊＝114.3(MPa) maxmm2W185041吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

40

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A32.4032.（4MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A32.4032.（4MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝FvA120000496124.2Nmm224.2(MPa)焊68.5~91.4(MPa)式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝97.9～130.6(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.768.5~91.4(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

41

上 大中型设备吊装工艺计算书

6.1、T2201有关吊装技术参数 设备规格 设备吊装重量 φ2000×34091 33t+15ｔ 设备壳体材质 设备组合重心位置 （离下端口距离） 20R 18m（估计） 6.2、T2201抬头状态的受力计算(参见设计图)

T2102抬头时主吊车吊钩受力F1

F1480001700027.2t1700013000 T2102抬头时溜尾吊车吊钩受力F2

F2=G-F1=48-27.2=20.8t

6.3、水平吊装状态时筒体弯曲应力计算：

水平吊装状态时简体弯曲应力就对这台设备进行校核计算。经计算： h=17m（重心位置到溜尾吊耳距离）。

Mmaxmin.H2 max2W6.28Di.S.(Hh)将：min48,000(kg) H3000(cm) Di200(cm)

S1.6(cm) h1700(cm) 代入上式得：

48000(3000)22max826.8(kgf/cm)26.28(200)1.6(30001700)826.210N62()82.6210(N/m) 4210m42

大中型设备吊装工艺计算书 82.62(MPa)

查GB150-98得：20R20mm在200C时的许用应力s245(MPa)

245163.3MPa

1.5则：max82.62MPa163.3(MPa) 满足强度要求安全，所以水平吊装时，按吊装塔顶时塔体并不弯曲。 6.4、设备壳体上局部应力的计算

水平吊装状态时塔体吊耳焊接处的应力计算： tMdRM

lF1/2F1/2主吊耳受力图

主吊力：F127200(kg) 溜尾力：F2GF120800(kg)

在主吊力F1的作用下对设备壳体产生的应力计算如下：

0.438d0.438600 0.263(式中d为吊耳补墙板直径）R1000R100062.5

t16F27200力矩：M11502040000(kgmm)20400(Nm)

22 式中：为主吊力相对于筒体外缘的力臂单位mm，按150mm计算 根据0.263和62.5查有关表得（利用中间插值法）：

M(R)M(R)0.059 x0.026 McMcN(R2)Nx(R2)1.9 5.7 McMc43

大中型设备吊装工艺计算书 将M20400(Nm) R1(m) 0.263 代入以上四式得：

M0.059M204000.0594576(Nm/m) R10.263M204000.0262017(Nm/m) R10.263Mx0.026N1.9M204001.9147376(N/m) 22R10.263Nx13M204005.7442129(N/m) R2120.263上式中：M，Mx，N，Nx 分别为在周向力矩M 作用下产生的周向弯矩、纵向弯矩、周向薄壳力、纵向薄壳力。

因此，由M，Mx，N，Nx 可以计算出吊耳根部设备薄壳体的应力值。 （1）吊耳上部环向：

内表面：

内＝N6M1473766457629211000107250000 2t0.016t0.01698039000N298(MPa)

mN6M1473766457629211000107250000 2t0.016t0.016116461000N2116.5(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部纵向：

Nx6Mx4421296201722763306347273438 t0.016t0.016274906501N275(MPa)

mN6M44212962017外表面：x外＝x2x2763306347273438 2t0.016t0.01619640375N219.6MPa)

m内表面：x内＝

（3）吊耳下部环向

44

大中型设备吊装工艺计算书 N6M1473766457629211000107250000 t0.016t0.016298039000N298(MPa)

mN6M14737664576外表面：外＝29211000107250000 2t0.016t0.016116461000N2116.5(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部纵向：

内表面：

Nx6Mx4421296201722763306347273438 2t0.016t0.01619640375N219.6MPa)

mx外＝

外表面：x内＝Nx6Mx4421296201722763306347273438 2t0.016t0.01674906501N275(MPa)

m所得结果负值“-”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，水平状态时吊耳根部设备壳体所受的其他应力值均未超出

20Rs245MPa20mm材质的许用应力245所以水平起163.3MPa，

1.5吊安全。

设备吊装竖立后吊耳根部壳体的应力计算：

G/2管式吊耳G/2管式吊耳lG=107000kg吊耳受力简图M

G48000l1503600000(kgmm)36000(Nm) 220.263，62.3

45

大中型设备吊装工艺计算书 根据,查表得：

M(R)M(R)0.0099； x0.019 MlMlN(R2)Nx(R2)4.8； 2.3 MlMl将 M36000(Nm) R1m 0.263 代入各式得：

M0.0099M1355(Nm)

mRMx0.019M2600(Nm)

mRN4.8M657034(N) 2mR MNNx2.32314829()m R以上M,Mx,N,Nx分别为在纵向力矩作用下在设备壳体上产生的周向弯 矩，纵向弯矩，周向薄壳力，纵向薄壳力。则: （1）吊耳上部壳体所受的环向应力：

内表面：

内＝N6M6570346135524106462531757813 2t0.016t0.0169306812N29.3(MPa)

mN6M6570346135524106462531757813 t0.016t0.016272822438N272.8(MPa)

mNx6Mx3148296260021967681360937500 t0.016t0.016280614313N280.6(MPa)

m外表面：

外＝（2）吊耳上部壳体所受的纵向应力：

内表面：x内＝46

大中型设备吊装工艺计算书 外表面：x外＝Nx6Mx3148296260021967681360937500 t0.016t0.016241260687N241.3(MPa)

m（3）吊耳下部壳体所受的环向应力

N6M6570346135524106462531757813 t0.016t0.01629306812N29.3(MPa)

mN6M65703461355外表面：外＝24106462531757813 2t0.016t0.01672822438N272.8(MPa)

m内表面：内＝（4）吊耳下部壳体所受的纵向应力：

Nx6Mx3148296260021967681360937500 2t0.016t0.01641260687N241.3(MPa)

mN6M31482962600外表面：x外＝x2x1967681360937500

t0.016t0.016280614313N280.6(MPa)

m内表面：x内＝所得结果负值“－”表示受压，正值“+”表示受拉。

经计算，竖直状态时（即塔体吊直后）吊耳根部设备壳体所受的所有应力值均未 超出20R材质ss245MPa20mm的许用应力全。

6.5、主吊耳强度校核

由于吊耳在设备直立时所受的力最大，为此以设备直立后所受的力作为强度校核的依据。

所有材质为20＃，吊耳管轴壁厚δ=10mm，吊耳其他组件厚度选用见设计图：

245163.3MPa，安1.5＝S245(MPa)，许用应力245163.3(MPa)。 1.5角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7114.3(MPa)。 吊装动载综合系数取k=1.2，吊耳按30t/只进行强度校核。吊耳的受力简图：

47

大中型设备吊装工艺计算书 Fvl 经向载荷:

FV301000101.2360000(N)

由于用平衡梁吊装，横向载荷为0N，即

FH0(N) 径向弯矩（力矩）：

MFvl360,0001505.4107Nmm

为简化计算过程，吊耳筋板暂不列入计算范围，按没有筋板时考虑，若没有筋板时强度满足安全要求，有筋板时显然更满足安全要求。

吊耳管轴横截面积:

A4(27322532)10520(mm2)

吊耳抗弯截面模数：

d425343W(D)(273)(2034641715007883) 32D32273325338534(mm3)3吊耳根部受到的最大弯曲应力：

M5.4107101.2N101.2(MPa)焊＝114.3(MPa) maxmm2W5338534吊耳轴向压应力：

F0MPa） 1AHA（

组合应力： 吊耳上根部：

48

大中型设备吊装工艺计算书 L上max1A101.20101.（2MPa）焊 吊耳下根部：

L下max1A101.20101.（2MPa）焊

说明：经向载荷FV对吊耳根部上半部分产生压应力，下半部分产生拉应力。

由FV产生的吊耳管轴根部的剪应力：

＝Fv36000034.2N焊68.5~91.4(MPa) 上234.2(MPa)mmA10520式中，根据材料力学，对于塑性材料，有

＝0.6～0.8＝97.9～130.6(MPa)

考虑到焊接因素，实际

焊＝0.768.5~91.4(MPa)

因此，主吊耳本身强度也满足要求，安全。

6.6、溜尾板式吊耳强度校核

溜尾吊耳材质为Q235B，板厚δ=30mm， 相应S235(MPa)，许用应力＝235156.7(MPa)。 1.5＝0.6～0.8＝94～125.4(MPa) 相应的许用剪应力为：角焊缝系数按a0.7考虑，则焊缝处的焊＝0.7109.7(MPa)。

30R18030B200B2020δ＝30C 260C

按正向受力F2=20.8t=208000（N）进行强度校核。

开孔处截面的剪应力：

F220.8104 56(N/mm2)56(MPa)

A30130240249

大中型设备吊装工艺计算书 B-B截面的拉应力为：

BB20.81000043.3(MPa)156.7(MPa)

3026080C-C截面的拉应力为：

20.810000CC26.7(MPa)焊＝0.7109.7(MPa)

30260 结论：溜尾板式吊耳也满足强度要求，安全。

7、反应器R1001和R1002提升盖强度校核

舟山加氢项目中的两台反应器R2101和R2102采用提升盖进行吊装安装，由于反应器R2101和R2102顶部法兰尺寸相同，所以采用同一提升盖进行吊装安装，两台反应器中R2101比R2102重，所以仅对吊装反应器R2101时的提升盖强度进行校核，若强度满足要求，则必满足吊装反应器R2102时的强度要求。具体计算如下：

§7.1、提升盖构造

提升盖的结构如图1-1所示

反应器R2101/R2102提升盖主视图反应器R2101/R2102提升盖俯视图

图1-1

§7.2、提升盖吊耳板的强度校核 §7.2.1、设备呈卧态时

50

大中型设备吊装工艺计算书 提升盖的受力如图1-2所示：

FBAABCC

图1-2

提升盖的材料为15MnV钢，查GB150-1998得s315MPa， []s1.6197MPa，

许用剪应力[](0.6~0.8)118~157MPa，取中间值138MPa。

反应器R2101重量为G1322吨，提升盖重量G2为：

3.1432215029G2(64653.1410.62)267.83.14()3.14()228287.82221.0981063.51064.6106(g)4.6(t) 吊装总重量G为：

GG1G23224.6 326.6(t)设备计算吊装重量G计为：

G计1.2G1.2326.6392(t)

当设备为卧态时，抬头力F为：

FG计2392196(t) 2截面C-C处的最大弯曲应力CCmax为：

51

大中型设备吊装工艺计算书 CCmaxM1961039.865070.3(MPa)197MPa W26064026截面C-C处的平均剪应力CC平均为：

CC平均F1921039.811.3(MPa) A260640截面C-C处的最大剪应力CCmax为：

CCmax1.5CC平均1.511.317(MPa)138MPa 截面B-B处的最大剪应力BBmax为：

BBmaxF1961039.81.51.525.9MPa138MPa

A260640212§1.2.3、设备呈立态时

提升盖的受力如图1-3所示

图1-3

截面A-A处的最大弯曲应力AAmax为：

52

大中型设备吊装工艺计算书 AAmaxM339210009.8(106214)77.4(MPa)197MPa W42602142截面A-A处的最大剪应力AAmax为：

AAmaxF39210009.869(MPa)138MPa A214260截面B-B处的最大拉应力BBmax为：

BBmaxF39210009.82234.5MPa197MPa

A214260综上所述，提升盖吊耳板强度满足吊装要求。 §7.3、提升盖法兰盖板的强度校核 §7.3.1、设备呈卧态时

法兰盖板的最大弯曲应力m为：

mm12(Rbr0)lg12K1Rb4t1r0m3M31961039.8650412(665225)

1lg40.4566543.14280222517.8(MPa)197MPa[注：公式中r0－提升盖法兰盖板上吊耳板处的当量半径，

r0640260225(mm) 4t1－法兰盖板厚度 m－泊松比的倒数，m114 0.25Rb－法兰盖板螺栓圆半径，Rb21330665(mm) 20.49Rb0.496652K1－系数，K10.45 22(r00.7Rb)(2250.7665)§1.3.2、设备呈立态时

法兰盖板的最大弯曲应力m为：

53

大中型设备吊装工艺计算书 m1Rbr0(m1)(m1)lg(m1)2r2R0b33961039.81665225 (41)(41)lg(41)23.14280260222526659.83(MPa)3F2t1t2197MPa[注：公式中t2－吊耳板厚度，单位：mm，其它符号含义同上一公式] 综上所述，提升盖法兰盖板的强度满足吊装要求。 §7.4、提升盖紧固螺栓的强度校核

吊耳板法兰盖与设备主体的法兰用24个高强度螺栓摩擦型连接，螺柱使用的材料为25Cr2MoVA，型号为：M85×3×920(250)，查GB150-1998得，许用应力为：254MPa，螺母使用的材料为35CrMoA，型号为：M85×3。 §7.4.1、设备呈卧态时

抬头力F为：

F190t1.9106N

每个摩擦型连接高强度螺栓的设计预拉力P为：

P0.6075fuAe0.607580569952.8106(N)

[注：公式中fu－螺栓经热处理后的最低抗拉强度 Ae－螺栓有效截面面积]

在抗剪连接中，每个摩擦型连接的高强度螺栓的承载力Nvb为：

Nvb0.9nfP0.910.352.81068.82105(N) [注：公式中nf－传力摩擦面数 －摩擦面抗滑移系数] 螺栓群的抗剪承载力V为：

VnNvb248.821052.1107(N)1.9106N

§1.4.2、设备呈立态时

垂直拉力为：

54

大中型设备吊装工艺计算书 F392t3.92106(N)

螺栓群的抗拉承载力Ntb为：

Ntb0.8nP0.8242.81065.3107(N)3.92106N

综上所述，R2101、R2102提升盖及紧固螺栓均满足吊装要求。

§8、高压分离器(V2103)设备提升盖强度校核

舟山和邦170万吨加氢裂化项目中的高压分离器V2103采用提升盖进行吊装安装，吊装V2103时的提升盖强度进行校核。具体计算如下：（提升盖的具体设计尺寸参见附图） §8.1、提升盖构造

提升盖的结构见附图所示，提升盖头盖板材料为16MnR，管轴材料为20＃钢，其他部分材料为Q-235B（查GB150-1998表得16MnR： 150MPa，

105MPa； 20＃钢：123MPa、86.1MPa；Q-235B： 113MPa，79.1MPa）。

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大中型设备吊装工艺计算书

图2-1 图2-2 §8.2、提升盖受力计算

§8.2.1、水平抬头和设备直立时头盖受力状态

水平抬头和设备直立时头盖受力状态如图2-1、2-2所示。高压分离器V2103设备重100吨，水平抬头时提升盖所受的垂直向上的力F1、设备直立时提升盖所受的垂直向上的力F2

F1100100动载系数＝1.260(t)，F21001.2120(t) 22水平抬头时危险截面A-A处的拉应力AA

AAM6010009.845026.2MPa113MPa W29058026设备直立时危险截面A-A处的拉应力AA

AAF12010009.811.3113MPa A580902§8.2.2、设备直立时管轴强度计算 §8.2.2.1、外力计算

管轴受力如图2-3所示

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大中型设备吊装工艺计算书

图2-3 §8.2.2.2、内力计算

将管轴简化成简支梁如图2-4所示，内力图如图2-5所示

图2-4

图2-5

管轴危险截面拉应力为

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大中型设备吊装工艺计算书 M1050010009.850.3MPa123MPa 4422W3.14(356316)31620203163235666综上所述，高压分离器提升盖满足吊装要求。 §8.3、循环氢脱硫塔T1005提升盖螺栓预紧力计算

吊耳板法兰盖与设备主体的法兰用20个高强度螺栓摩擦型连接，螺柱使用的材料为25Cr2MoVA，型号为：M64×3×520(140)，查GB150-1998得其许用应力为：254MPa，0.7178MPa；螺母使用的材料为35CrMoA，型号为：M64×3。

头盖底部和循环氢脱硫塔法兰的摩擦系数为0.3，螺栓直径为64mm，共20个。

水平起吊时垂直向上的力为60t,

60200t 0.3200 每个螺栓预紧力F螺栓10t

20总预紧力F§8.3.1、设备起吊时紧固螺栓应力计算 §8.3.1.1、紧固螺栓拉应力 a式中

Q—每个螺栓载荷4Q41010009.878MPa 22d3.1440

d—螺杆光杆直径 n—螺栓数目

§2.3.1.2、紧固螺栓剪应力 螺栓＝4FH46010009.823.4MPa 22nd203.1440§2.3.12、设备直立时紧固螺栓应力计算

紧固螺栓拉应力a4Wc1412010009.846.8MPa

nd2203.14402综上所述，螺栓满足吊装强度要求。

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