18方浮式抓斗起重機設計計算書

1、18方浮式抓斗起重機設 計 計 算 書設it: 編制: 校對: 審核: 批準：舟山海川船舶機械有限公司目錄概論1一，概述1二，主要性能與技術參數(shù)1三，機械傳動路線2四，結構形式組成2五，主要材料選用3六，起升機構動力計算4（-）動力輸出的扭矩及起升重量4（二）整機工作等級的確定5（三）機構分級7（四）結構件或機械零件的分級7（五）計算載荷及載荷組合9（六）強度計算：14（七）疲勞計算：15（八）等效載荷的計算（參考起重機計算實例p25面）17（九）鋼絲繩的選擇與計算19（十）滑輪和卷筒設計與計算20（十一）聯(lián)軸器的計算23（十二）主減速器的設計計算31（十三）軸承的校核38（十四）迴轉擺動齒輪

2、校核計算40（十五）擺動行星減速機的計算42（十六）迴轉滾輪與軌道板的校核計算43（十七）天軸強度校核計算46（十八）卷筒軸強度校核計算47（十九）卷筒齒輪校核49（二十）卷筒軸軸承校核50（二-一）底盤抗傾翻校核計算51（二十二）底盤主梁設計計算54（二十三）臂架（吊桿）的設計與計算56（二十四）人字架的計算與校核66（二十五）起升制動器的計算74總結76 使用標準依據(jù)77 參考文獻18方浮式抓斗起重機設計計算書一，概述18方浮式抓斗起重機主要安裝在工程船上，具備挖泥起吊和吊 鉤起吊雙重功能；主要從事航道疏浚，港口建設等水下的抓、挖泥工 程的工程機械。也可以從事水上船舶之間的裝卸及水上橋梁建

3、設大梁 安裝工程，其在工程船上可以360。旋轉，其起重范圍抓斗挖泥直舉 120噸，起吊半徑r二15米；抓斗最大挖泥深度可達70米，吊鉤最大 下放深度70米；市于本30方浮式抓斗起重機釆用了液粘調(diào)速、變矩 離合器和2臺可燃燒重油的柴油機具有節(jié)能降耗，降低使用成本。由 于控制系統(tǒng)釆用了手動與自動控制雙向切換方式，使操作使用更方便 靈活。主要性能與技術參數(shù)1 卷筒直舉載荷：1200kn2.吊桿長度：23m3起重臂變幅角度：55° 75°4 作業(yè)回轉半徑：15m 24m5.載荷提升速度：0 一 55m/min6抓斗（吊鉤）下降速度：0 55m/min7起重機旋轉角度：0c'

4、360°&起重機旋轉速度：0一 1. 0 rpm 可調(diào)9 抓斗抓水容積：18m310抓斗最大升高（頂部）：15m11. 抓斗、吊鉤最大下放深度：水面下70m12. 30方浮式抓斗起重機的使用等級：a6三，機械傳動路線1, 抓斗提升傳動路線：柴油機一液粘偶合器一主減速箱一互動 軸一內(nèi)漲一提升小齒輪一提升卷筒大齒輪一提升鋼絲繩一抓斗。2, 抓斗合斗傳動路線：柴油機一液粘偶合器一主減速箱一互動 軸一內(nèi)漲一合斗小齒輪一合斗卷筒大齒輪一合斗鋼絲繩一合斗 滑輪組一抓斗。3, 回轉傳動路線：柴油機尾軸一尾軸變速箱一油泵一油管一控 制系統(tǒng)一油馬達一立式減速機一擺動小齒輪一大齒圈一滾輪一 底盤

5、轉動。4, 抓斗下降傳動路線：合斗、提升外剎脫離開及互動軸內(nèi)漲、 外剎脫離一互動軸的小齒輪及提升、合斗的卷筒大齒輪均處于自 由狀態(tài)一合斗、提升鋼絲繩一抓斗靠其自重自由落體下降。四，結構型式的組成18式抓斗起重機它是由抓斗、吊桿、主鋼絲繩、卷筒、主減 速箱、液粘偶合器、柴油機、柴油機尾軸變速箱、油泵、油管、油馬 達、立式減速機、擺動小齒輪、大齒圈、底盤、上軌道板、滾輪組件、 下軌道板、轉盆、甲板座、變幅人字架、變幅卷揚、變幅滑輪組、控 制室、機棚等按一定次序組合起來成為一個整機。五，主要材料選用1, 開式齒輪：a ,卷筒大齒輪zg42crmo表面淬火。c ,軸40c r調(diào)質(zhì)處理。主減速箱：a ,

6、大齒輪40c r調(diào)質(zhì)齒部表面淬火。b ,小齒輪38c r m o a 1氮化處理。c ,軸40c r調(diào)質(zhì)處理。d ,箱體q235a去應力退火。底盤構件：a ,主梁q345c h型鋼自焊。b,付梁q345c h 型鋼。c,橫梁q345c ii 型鋼。d ,上軌道板 45厚板去應力退火。吊桿構件：a ,四肢桿q345c無縫鋼。b,撐桿q345c無縫鋼。c ,桿腳q345c厚板自焊。d ,滑輪zg42 c r mooe ,天軸40c r o下軌道座構件：a ,滾輪45。b ,卷筒小齒輪38c r m o a 1氮化處理。2,3,4,5,b ,滾輪軸40c r o下軌道板zg25 立圈 zg25厚板自

7、焊。放射連接板q235-a h型鋼。（其中c. d兩項可從整體鑄造）7,卷筒構件：a ,卷筒25#鋼卷制。b ,卷筒擋izg25oc ,卷筒擋11zg25od ,卷筒加強板zg25oe ,軸承座zg25o六，設計計算a, 起升機構設計計算起升機構是18方浮式抓斗起重機的主要構件，是18方浮式 抓斗起重機的心臟，它是由抓斗、吊桿、主鋼絲繩、卷筒、主減速箱、 液粘偶合器、柴油機組成。下面分別計算：（一），動力輸出的扭矩及起升重量已知條件：1.柴油機功率2560馬力換算千瓦為1880kw,轉速1500rpm；（常用轉速1200rpm）。2. 提升速度65m/in,卷筒直徑（1）1500mm；3. 卷

8、筒傳動比： z8=97 z7=35 14=2. 7714；4.主減速箱傳動比：z 6=62z5=31i3=2；z4二 79z3 二 38i2二2.079；z2二 71zi=35i2=2. 028 ；計算動力輸出的扭矩及起升重量1. 求柴油機輸出扭矩：m 柴=9549x1880 =2000麗15002. 求卷筒轉速:3.4.興 65x1000 一n 巻二=14rpm1500x3.1415求液粘偶合器輸出轉速：,1a 97x62x79x71 qq7 qn 液二 14二327. 3 rpm35x31x38x35求液粘偶合器輸出扭矩：m 液二 9549x1880 二54849 nm5.求卷筒扭矩:32

9、7.3m 卷二 9549x1880 二282295 nm146.求卷筒園周力:p 卷二1282295/0. 75-1709725 n二170 噸7.考慮傳動效率系數(shù)取0. 9,則卷筒可起升170x0. 9=153噸。滿足120噸的設計要求。（二），整機工作等級的確定已知條件：根據(jù)情況我們釆取抓斗由下降一合斗一提升一擺動一開斗卸載一擺動回程一開始下個循環(huán)需3分鐘。每天工作20小時, 每年工作320天，使用20年。1. 求整機循環(huán)次數(shù)（使用壽命）c t =604-3x20x320x20=2560000 次二2. 56x 106循環(huán)次數(shù)查規(guī)范表 1 其 2. 00x 106c t w4. 00x 1

10、06一欄,圖則整機使用等級為u6級。（整機載荷循環(huán)狀態(tài)見圖（一）所示）2. 求整機負荷狀態(tài)級別及載荷譜系數(shù)kp根據(jù)浮式抓斗起重機的工作特點是經(jīng)常抓挖較重載荷或超載的載荷如圖（二）所示。查規(guī)范表2其0. 250wk” wo. 500則其載荷狀態(tài)級別q4級。3. 求整機工作級別根據(jù)使用級別和載荷狀態(tài)級別查規(guī)范表3或者根據(jù)附錄a,可以確定整機工作等級為a6級。（三），機構分級 根據(jù)規(guī)范表4、表5、表6及附錄b來確定機構的分級。1. 機構使用等級起升機構為t6級回轉機構為t4級變幅機構為t1級2. 機構工作級別起升機構為m6級回轉機構為m3級變幅機構為ml級（四），結構件或機械零件的分級根據(jù)規(guī)范表7、

11、表8、表9來確定結構件機械零件的分級。1. 結構件及零件使用等級起升臂為b3級液粘偶合器為b4級減速器為b4級卷筒為b6級擺動小齒輪為b6級3. 結構件及零件工作級別起升臂為e7級液粘調(diào)速、變矩離合器為e6級減速器為e6級卷筒為e6級擺動小齒輪為e6級(五) ，計算載荷及載荷組合1. 常規(guī)載荷：a.設備自重pg二300噸b.額定起升載荷p° = 120噸c.自重振動載荷| pg：式中取±aowawo. 1d起升動載荷2 pc：2二b 2 v 2+2麗式中2、2訕查規(guī)范表10，v 2穩(wěn)定起升速度，單位米/每秒(m/s)o查表得 b 2 二0. 68 2仍=1.2v 2 =65

12、/60=1. 083 m/s 2 二 b 2 v 2+ 2麗二° 68x65/60 + 1.2=1.93則起升動載荷2 p©二120x1. 93二230噸e. 突然卸載時的動力效應3 p餌：已知抓斗重55噸67噸，則抓容物重65噸53噸此時取pq砂二65噸3取1. 11.3,取1.3 3 pqw 二1.3x65二85 噸f. 在軌道上運行起重機由于軌道不平產(chǎn)生上下垂直沖擊力q :式中4二1l + 0058vyvk其中4為沖擊系數(shù)，j為運行速 度m/s, h為軌而錯位高度mm,擺動式4般取1125。g. 變速運行引起的載荷5卩小式中5取值范圍13,求回轉離心力5二1，釆用無級

13、變速加（減） 速度呈連續(xù)平穩(wěn)狀態(tài)5二12,傳動系統(tǒng)存在微小間隙加（減）速度呈 連續(xù)但非平穩(wěn)狀態(tài)5=15,傳動系統(tǒng)存在較大間隙加（減）速度呈突 然非連貫性5二2,傳動系統(tǒng)存在很大間隙或存在明顯反向沖擊 5=3,根據(jù)本設備情況:取5=2。h. 水平慣性力5卩宀此吋5二15,（見pg面該段落順5行）。j.起重機回轉離心力和回轉與變幅運動起（制）動時的水平慣式中5取值范圍：離心力吋5二15，當回轉速度v2rpni時水 平慣性力按鋼絲繩擺角j進行計算，即臂架平面內(nèi)10。（前、后擺 動），垂直臂架變幅平面內(nèi)12° （左、右擺動）。k.偶然載荷風載荷、雪載荷及船體傾斜引起偏斜分力載荷：風載荷按50

14、0n/m計算，雪載荷暫不考慮。2. 載荷類型及載荷組合a. 30方浮式起重機整機載荷類型及載荷組合：見表130方浮式起重機整機載荷類型及載荷組合表1載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第la類第lb類第ila類第lib類第iii類結構自重g=300噸g=300 噸g=300 噸g=300 噸g=300 噸g=300 噸起升重量q=120噸* i (1. 1)x 120=132 噸120噸巾 ii (1.93)x 120 = 230 噸120噸起升繩擺動重量引起 的水平力t120xtgl2 °=26噸120x tgl2°=26噸旋轉機構旋轉產(chǎn)生切 向分力p旋p 旋=1

15、.5x 120=180 噸p 旋=1.5 x120=180 噸起重機旋轉吋離心力p 離p 離=1.5x120=180 噸p 離=1. 5 x120=180 噸風載荷p風p風2二15噸p風3=50噸說明：抓斗迎風面積15m2,臂架迎風面積20m2,機棚迎風面積68m2,風壓 qz=150n/ m2, q2=500n/ m2, q3=1000n/ m2ob. 底盤主梁載荷類型及載荷組合：見表2底盤主梁載荷類型及載荷組合表2載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第la類第lb類第ila類第lib類第iii類結構自重g二300噸g二300 噸g二300 噸g二300 噸g二300 噸g二300

16、噸起升重量q二120噸* i (1. 1)x 120=132 噸120噸巾 ii (1.93)x 120 = 230 噸120噸起升繩擺動重量引起 的水平力t120xtgl2 °=26噸120x tgl2° =26噸旋轉機構旋轉產(chǎn)化切 向分力p旋p 旋二 1.5x120=180 噸p 旋=1.5 x120=180 噸起重機旋轉時離心力p 離p 離=1. 5x120=180 噸p 離=1. 5 x120=180 噸風載荷p風p風2二15噸p風3 =30噸c.主臂載荷類型及載荷組合：見表3主臂載荷類型及載荷組合表3載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第la類第lb類第1

17、2類第lib類第iii類結構自重 g二40 噸g二40 噸g二40 噸g二40 噸g二40 噸g二40 噸起升重量q二120 噸* i (1. 1)x 120 = 132噸120噸巾 ii (1.93) x120 = 230 噸120噸起升繩擺動 重量引起的 水平力t120x tgl2° =26噸120x tgl2° =26噸旋轉機構旋 轉產(chǎn)生切向 分力p旋p 旋=1.5 x 120=180 噸p 旋二 1.5 x 120=180 噸起重機旋轉 時離心力p 離p 離二 1.5 x120=180 噸p 離二1.5 x120=180 噸風載荷p風p風2 =15噸p風3=50噸（

18、六），強度計算：起重機的零部件和金屬結構扌妥第ii類載荷（工作狀態(tài)最大載荷）進行強度計算和按iii類載荷（非工作狀態(tài)最大載荷）進行強度驗算對于塑性材料（鋼、鋁合金等）owo| = fej；n對于脆性材料（鑄鐵、青銅等）血；n0：不考慮應力集中的危險截面的最大應力；材料旳屈服極；材料旳強度極限；n：安全系數(shù)；見表5,第ii類載荷計算用r，第iii類載荷計算用安全系數(shù)表 表5載荷情況計算零件名稱及材料按笫i類載荷疲勞計算按笫i類載荷強度驗算時安或按笫ii類載荷強度計全系數(shù)n ul算時安全系數(shù)n,、n機起升、變幅機構、支 承部件、防風裝置、鍛軋件1.601.40械取物裝置、制動器等鑄鋼件1.801.

19、60零旋轉運動件鍛軋件1.60件鑄鋼件1.50金一般起重機金屬結構q235-a1.401. 30屬q345-b1.451.35結運送液態(tài)金屬起重機 金屬結構q235-a1.61.30構q345-b1.61. 35注明：q345-b材料替代原16mn材料。n /o材料拉伸屈服極限。$ （拉）與材料彎曲屈服極限。s （彎）與材料 彎曲屈服極限o $ （扭）之間的關系：園形、矩形截面的碳鋼：o s （彎）二12 o s （拉）其它截面的碳鋼，各種截面的合金鋼：。s （彎）二10。s （拉）園形、矩形截面的碳鋼c o s （扭）=06 o s （拉）（七），疲勞計算：根據(jù)起重機設計規(guī)范凡是工作級別為a

20、6、a7、a8、級的構件或連接件都要作疲勞驗算。疲勞強度計算一般釆用等效法，把笫i類載荷換算為耐久性效果 的等效載荷來計算，這時計算應力應滿足：式中：o：零件危險截面上按疲勞載荷計算得出的最大計算應力；。丿：考慮了應力循環(huán)不對稱系數(shù)h，有效應力集中系數(shù)k, 零件尺寸及熱處理等因素后的疲勞強度；n,：按笫i類載荷（工作狀態(tài)正常載荷）計算時安全系數(shù)； 安全系數(shù)見表5o當零件、構件的應力循環(huán)次數(shù)n,超過基本循環(huán)次數(shù)no,作為機 械零件no二10x106；焊接板結構no二2x106；焊接桁架結構no二5x106 時應按無限壽命計算。疲勞強度計算公式：o rk二筠（1 + ck + m1 +廠）式中：0

21、-1:不考慮應力集中時，對稱循環(huán)無限壽命疲勞極限（或 稱條件疲勞極限。k：有效應力集中系數(shù) 査起重機計算實例附錄3有關 碳鋼零件在彎曲、拉伸和扭轉時有效應力集中系數(shù)k的近似值。n：材料對應力循環(huán)不對稱性敏感系數(shù)，對碳鋼利低合金鋼n二02,對合金鋼幾二03。"應力循環(huán)特性。拉伸（或壓縮）時 尸£叫° maxo rk=maxo rk=剪切時當r二t時為對稱循環(huán)應力狀態(tài):當r=0時為脈動循環(huán)應力狀態(tài)：起重機設計規(guī)范推薦以下關系式：壓：o -1 拉二0. 23 （。s+。b）；彎曲:。-1彎二0.27 （os+ob）；扭轉：ti 扭二 o-1 彎/館二0 156 （os+

22、ob）。鋼材疲勞極限近似值見下表6表6鋼材疲勞極限近似值變形對稱循環(huán)脈動循環(huán)碳鋼和低合金鋼合金鋼彎曲o -1彎二043 o b拉0 1 彎二0. 6。b 拉o -i 彎二0. 6 0 b拉 w1.2oso s拉伸。_1 拉二0. 38。b 拉o -1 拉二0. 5 o b 拉 w。t拉二05。b拉wo s0 s扭轉t -1扭二022。b拉t 1扭二03。b拉wt t扭二03 0 b拉w0. 6 o s0. 6 o s（八），等效載荷的計算（參考起重機計算實例p25面）等效載荷計算可按下式計算:二巾等效p額式中:p額：起重機額定載荷；pi：起重機在工作過程中的實際變載荷（1=1.2. 3）；ni

23、：變載荷pi的作用次數(shù)；m':由應力換算成載荷的疲勞曲線指數(shù)，對于拉，壓，彎 曲，扭轉應力nt=nb對于接觸應力m' =m/3；®等效：等效載荷系數(shù)；當資料不足時可用巾等效計算等效載 荷。p等效二w等效1巾等效2 p零額或m等效二w等效1巾等效2m零額式中：p等效、m等效：額定載荷或額定力矩換算到計算零件上的載荷或 力矩；巾等效1：等效靜載荷系數(shù)見表7巾等效2：等效動載荷系數(shù)見表8零件（或構件） 名稱及應力計算類別輕級中級重級特重級零件轉速（轉/分）<400>400<90290<20$20<10>10<8003800<1

24、80>180<40>40<20320齒輪接觸強度0.51.00.61.00. 751.00. 851.0等效靜載荷系數(shù)巾等效1表7傳起升機 構及非 平衡變 幅機構拉壓、彎扭、 疲勞強 皮甲類零件0. 751.00. 851.00.91.00.951.0動乙丙類零0. 750. 850.900. 95件旋轉運行平衡變幅 所有零件1.001.001.001.00/支承件吊具、滑輪組、卷 筒部件、從動輪軸、 銷軸等拉、壓、彎、 扭疲勞強度計算0. 750. 850.900. 95滾動軸承、車輪、 滾輪等接觸疲勞強 度計算0. 500. 600. 750. 85金 屬 結 構焊

25、接板結構和釧接 結構0. 750. 850.90焊接桁架結構0. 700. 800.85注甲類零件是指每旋轉一周完成一次應力循環(huán)零件，乙類零件是指每開動一次完 成一次應力循環(huán)零件。丙類零件是指起重機每一個工作循環(huán)完成一次應力循環(huán)零件，表中零件轉速欄 中分子表示耐磨零件，分母表示易磨損零件。等效動載荷系數(shù)v等效2表8工作類型機構名稱零件名稱及位置輕級中級重級特重級所有機構動力源到制動器 區(qū)段1.41.62.02.0起升、非平衡變 幅機構制動器以后的區(qū) 段1.01. 11.21.3旋轉、運行、平 衡變幅機構1.21.41.61.8（九），鋼絲繩的選擇與計算采用最小安全法系數(shù)法（見規(guī)范p83面）選擇

26、鋼絲繩直徑:s繩二n繩s陽*式中：s繩：鋼絲繩破斷拉力;n繩：鋼絲繩最小安全系數(shù)；n繩二6sffwx：鋼絲繩最大工作靜拉力；s,椒二120噸由四條鋼絲繩承擔，則單根鋼絲繩最大工作靜拉力s”叔二30噸，s 繩二30x6=180 噸選用抗拉強度1870mpa,查機械手冊笫五版p8-17面表8-1-24表確定鋼絲繩直徑為52mm,其單根最小破斷拉力180噸。校核在起升合斗過程中產(chǎn)生動載荷，而合斗、提升不同步由合斗鋼絲繩承擔是否安全：此時單根鋼絲繩載荷：s 繩二 2 pq 0. 66/2= v ii （1. 82） x 120x0. 664-2 = 72 噸安全系數(shù)：n二180/72二2. 5安全。符

27、合中國船級社2007年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。（十），滑輪和卷筒設計與計算1 求滑輪和卷筒最小直徑：滑輪和卷筒最小直徑：do二exd式中：do：按卷繞鋼絲繩中心計算的滑輪或卷筒的最小直徑;e：與機構工作級別有關的系數(shù)（查規(guī)范表45）；d：所選的鋼絲繩直徑，鋼絲繩直徑52mm?；喓途硗补ぷ骷墑em6查規(guī)范表45得ei二25, e2二26；則滑輪直徑為 do 二 e2xd二26x52二 1352mm；取滑輪直徑為do=14oomm；滑輪的材質(zhì)為zg42crmo ；卷筒直徑為do = eixd=25x52=1300mm；考慮到起升速度取卷筒直徑為do = 1400mm。卷筒的材質(zhì)為zg25。2.

28、 卷筒強度計算當卷筒的長度小于或等于3倍卷筒直徑是lw3d時，主要計算壓應力，而彎曲、扭轉的合成應力一般不大于壓應力的10%15%, 所以忽略不計。卷筒壓應力：0壓二aixa2x§遲w【0壓】,式中：ai：多層卷繞系數(shù)；見表9多層卷繞系數(shù)表9卷繞層數(shù)n123$4系數(shù)ai1.01.41.82.0a2：鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)，一般取a2二0.75；smx:鋼絲繩最大工作靜拉力；8 :卷筒壁厚；計算時可按下式初選：鑄鋼：5 =d；鑄鐵： 5 =0. 002d+ (610)mm；t：卷筒繩槽節(jié)距(cm)；【。壓】：許用應力；對于鋼：【o壓】二空;2對于鑄鐵：5二+； o y：抗壓強度o

29、壓二a1xa2><mw壓】，5/已知鋼絲繩最大工作靜拉力s椒二72噸二720000n,卷筒壁厚：5=60,卷筒繩槽:t=60,卷筒長度：l=3150<3d,節(jié)距多層卷繞系數(shù):ai二1,鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)：a2二0.75,材料：zg40mn2,其 屈服強度：。s二395mpa,其【。壓】二197. 5mpao。壓二1x0. 75x720000260十60二150 mpal97. 5mpa 安全。當l>3d時，應驗算由彎曲和扭轉的復合應力；。復二如w【。】，式中：m復為復合力矩；m復二m彎：鋼絲繩靜拉力產(chǎn)生的彎矩；(kg-cm)m扭：鋼絲繩靜拉力產(chǎn)生的扭矩；(kg-

30、cm)w：卷筒截面抗彎模數(shù)；(cm3)dd內(nèi)：卷筒內(nèi)徑；(cm)d：卷筒繩槽底徑；(cm)o 1：許用應力；對于鋼【o壓】;2.5對于鑄鐵【。壓】二空；。復<必+必=如11嚴+(72x75)：切mpavv【。復】 w0.1x(14041284)140。復二 11 mpavv竺二 158 mpa安全。2.5安全系數(shù) n二晉二14. 3安全。符合中國船級社2007年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。3 卷筒失穩(wěn)計算對於大尺寸卷筒(i)>1200伽，l>2d),應對卷筒壁進行穩(wěn) 定驗算，穩(wěn)定性臨界壓應力計算：&3對于鋼卷筒：p臨二525000二pr3對于鑄鐵卷筒：p臨二(2500

31、00325000)53>p式中：r：卷筒底槽半徑;p：卷筒壁單位壓力;p= 2x5 = 2x720000 =2qm dxt 1400x60p 臨二525000竺二330 mpa>p二 17mpa7003失穩(wěn)系數(shù):k二p臨/ p213l5k二 330/17=1921.31.5安全。確定卷筒底徑1400mm,長度l二3140mm,壁厚6 =60mm,節(jié)距t=60mm滿足設計使用要求(十一)，聯(lián)軸器的計算1. 聯(lián)軸器上的計算力矩：m計二m等效x mi式中：m計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(7m)m等效：聯(lián)軸器傳遞的等效力矩；（nm）m等效=m零額x w等效i x等效ii巾等效1：笫i類載荷系

32、數(shù)；查表7；巾等效心笫ii類載荷系數(shù)；查表8；nm笫ii類載荷的安全系數(shù)；查表5；3. 齒輪聯(lián)軸器的輪齒強度計算力輪齒比壓強度計算單個輪齒所受的最大園周力：t二竿匚 a b bzd（）輪齒而上的比壓強度：p=-f式中：ci :載荷不均勻系數(shù)；一般取a =0.7-0. 8；b:承載能力系數(shù)，與轉速及兩被連接軸的軸線的偏角大小有關見圖三；do：分度園直徑；f：單個齒的受力面在垂直于力線方向的投影面積；f=l. 8mbom：模數(shù);z：齒數(shù)；b：齒寬；代入后：p卡2m汁0.9a p bm2z2圖177鼓形齒的q值件一聯(lián)軸器轉迷m“一朕動雅容許最大轉沫葉兩咬連接軸或同的偏角輪齒彎曲強度把齒看成一端固定的

33、懸臂梁見圖四，此時單個齒所受旳力矩為:12.5n圖四m 二 1.25nixt 二竺紐齒根彎曲應力:m°齒二一z15%a 13/? (xm)2z215p則°齒二ym計a 0 bm2z2則不同齒數(shù)的x值即y值是不同旳其平均值見表9表9z、丫值表z30 4041 5051 6061 7071 803. 733. 53. 293. 083.02a, 輸出聯(lián)軸器的計算巳知條件，主減速箱輸出聯(lián)軸器輸出轉速39rpm,輸出功率1176kw,巳設計的聯(lián)軸器的軸徑0 250mm，漸開線齒形花鍵分度園532mm,齒數(shù)z=38,模數(shù)m二14,長度b=80mm,軸釆用40cr材料，調(diào)質(zhì)處理，s二9

34、80mp&, o s=785mpa,傳動鍵 尺寸50x28x315采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，o s=355mpa,漸開 線齒形花鍵采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，os二370mp&, ob二630mpa, 試確定軸徑及驗算軸徑與漸開線齒形花鍵的安全系數(shù)：1. 輸出聯(lián)軸器上的計算力矩理論扭矩：m 9549x1880 =460310n-m39m計二m等效xniim等效二m零額x v等效ix小等效ii式中：m it：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(nm)m等效：聯(lián)軸器傳遞的等效力矩；(n-m)"等效笫i類載荷系數(shù)；查表7；巾等效i二1巾等效心笫ii類載荷系數(shù)；查表8；巾等效嚴2mi：笫ii類載荷

35、的安全系數(shù)；查表5； nn=1.6則計算力矩m等效二 9549x1880 xx2二920620 n-m39m 計-920620x1. 6二1472992n-m2確定軸徑：d飛匕匸v 0公扭式中:mit：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(n-m)【t扭】：材料允許扭轉強度；【t 扭】二0. 156 ( o s+ o b) =0. 156 (785 + 980)=275mpan j1472992x103 onnd=3=299mmv 0.2x275根據(jù)結構取聯(lián)軸器的軸徑為350mm。3. 驗算軸徑的應力及安全系數(shù)：軸徑的扭轉應力： m 1472992x10s “小t 二二-170mpaw 0.2x350st

36、w【t扭】安全。4. 驗算漸開線齒形花鍵的應力與安全系數(shù):齒面上比壓強度："呂尸(見起重機設計手冊叨6k17-5bu 公式）式中：mit：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（nm）a :載荷不均勻系數(shù)；取a =0.8；p :承載能力系數(shù)；取0=0.8；do：分度園直徑；©450m：模數(shù)；m-14z：齒數(shù)；z二38b：齒寬；b=80p=2x1472992000_ =225mpa0.9x0.8x0.8x80x142 x382對于聯(lián)軸器漸開線直齒形的允許比壓強【p】為250300mpa,（查起重機設計手冊p278表17-3）o所以p< p安全（2）.輪齒彎曲強度計算：。彎二丫 （見起重

37、機設計手冊p277 k17-7b5 a 3 bm2z2公式）式中：m計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（n-m）a :載荷不均勻系數(shù)；取a二0.9；3 :承載能力系數(shù)；取3=0.9；do：分度園直徑；o532m：模數(shù)；m=14z：齒數(shù)；z=38b：齒寬；b二80y值查表9得丫二3.50=3.5x1472992000 x0.9x0.9x80x142x382對于聯(lián)軸器漸開線直齒形的允許彎曲應力【。攣】為loompa, （查起重機設計手冊p278表17-3）。所以o彎v【o攣】安全b, 輸入聯(lián)軸器的計算巳知條件，主減速箱輸入聯(lián)軸器輸入轉速329rpm,輸入 功率1880kw,巳設計的聯(lián)軸器的軸徑260mm,

38、漸開線齒形花鍵分度 園380mm,模數(shù)m二10,齒數(shù)z二38,長度b二80mm,軸釆用40"材料, 調(diào)質(zhì)處理，ob二980mpa, o s-785mpa，傳動鍵尺寸40x22x200采用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，os=370mpa, o b=670mpa，漸開線齒形花鍵采用45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，os二355mps, o b=670mpa, o試確定軸徑及驗算軸徑與漸開線齒形花鍵的安全系數(shù)：1. 輸入聯(lián)軸器上的計算力矩m計二m等效xniim等效二m零額x “等效【x w等效ii式中：mil-：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（n-m）m等效：聯(lián)軸器傳遞的等效力矩；（nm）等效i：笫i類載荷系數(shù)；查表7；

39、 ibwi=l2等效ii：笫ii類載荷系數(shù)；查表8； v等效h二2nn：笫ii類載荷的安全系數(shù)；查表5； mi二1.6則計算力矩m 等拓 rxlx2=109130nm 計=109130 x 1.6=174610n-m2確定軸徑：d=j-v 扭式中：m計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(n-m)【工扭】：材料允許扭轉強度;t 扭二0. 156(os+ ob)=0. 156(785 + 980)=275mpa 174610000 二 147聊v 0.2x275根據(jù)結構取聯(lián)軸器的軸徑為260儷。3. 驗算軸徑的應力及安全系數(shù)：軸徑的扭轉應力：丁 m 174610x10s r-nut =50mpaw 0.2x

40、2603其安全系數(shù)：n=t _hh/t =275/50=5安全。符合中國船級社2001年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。4. 驗算漸開線齒形花鍵的應力與安全系數(shù)：齒面上比壓強度：p= t 二2m 訃f 0.9a p/?m2z2式中：mi-i-：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(nm)a :載荷不均勻系數(shù)；取a =0.8；3 :承載能力系數(shù)；取p =0. 8；do：分度園直徑；*380 m：模數(shù)；m=10z：齒數(shù);z=32b：齒寬；b二80p=2x174610000 _ =56mpa0.9x0.8x0.8x80x102x382根據(jù)起重機設計手冊p278面表17-3中對于漸開線直齒形的允許比壓強【p】為1502

41、00mpa,【。齒】為100 mpa。其安全系數(shù)：n= p /p=l75/56=3安全。符合中國船級社2001年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。（2）.輪齒彎曲強度計算：a 3 hmz2式中：m i+：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（n-m）a :載荷不均勻系數(shù)；取a =0. 8；3 :承載能力系數(shù)；取3=0.8；do：分度園直徑；d）320m：模數(shù)；m=10z：齒數(shù)；z=32b：齒寬；b二45丫值查表9得丫 -3.970齒二3.97x1746100000.8x0.8x80x102 x382=83mpa所以。齒v【o齒】安全符合中國船級社2001年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。(十二)，主減速器的設計計算主

42、減速器對于動載荷較大的機構應按實際載荷來設計，必要時按笫ii類載荷校核。a.確定主減速器的輸出、輸入最大的力矩：9549x1880 一“訕 二54565n-m3291 輸入最大的力矩：m入max2. ii軸傳遞扭矩：miimax=42984x714-35=110689n-mmax3. ill軸傳遞扭矩:mm _ =110689 x 79 三 38二230116n-m4. 輸出最大的扭矩：m出喚二230116x62*31二460233n-mb.確定主減速器的輸入軸、ii、【ii軸及輸出軸的直徑:利用公式di=k x 3m0.2xo 扭式中k=l5, m為傳遞扭矩，o扭為抗扭強度已知輸入軸、ii、

43、iii軸及輸出軸釆用材料為40"其抗扭強度為【o扭】=275mpaoi. 按純扭矩計算各軸軸徑 (1).按純扭矩計算輸入軸軸徑:di=1.5s54565000 二.5x100二 150伽,0.2x275而輸入端軸徑取的260mmo因軸承原因取大。（2）.按純扭矩計算ii軸軸徑:dii二1. 5扌«=1.5x126=190mm,實際取ii軸軸徑為280mm。因軸承原因取大。（3）.按純扭矩計算iii軸軸徑:dm=l. 5?230116000 =k 5 x 161 二240mm0.2x275而輸出端軸徑取的320mmo因軸承原因取大。（4）.按純扭矩計算輸出軸軸徑:div=1.

44、5s0 =1.5x203=304mm而輸出端軸徑取的320mmo因軸承原因取大。ii.按彎、扭組合變形校核主減速器的各軸的強度：（1）. i軸釆用材質(zhì)為40cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度：【o -5】二042 o b拉二420mpa,軸徑在c載面處為260mm。（a ）.校核i軸已知條件輸入扭矩m扭二54565000nmmi軸小齒輪分度園為4）875mm;則小齒輪園周力p二124720n。其i軸受力圖如圖五所示：j 一如=54565000*m:i訂lc=29531320n-minb. 扭矩圖c. 彎矩團圖五.822.5 .332.51bf 二35904、rf.=88816ni1155pm24720n4

45、54565000-nim 廠乳受力圖求支反力ra、rb、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得支反力：ra二35904n, rb-88816n；彎矩：m 彎max=29531320nmm,扭矩：m 扭=54565000nmm,危險截面在c處。組合彎矩 m 組二 jm2+o.75m： =295313202 +0.75x545650002二55723453n-mm求i軸組合變形下的抗彎強度：o 彎二 5572345?二32mpsv【0 1 彎】0.1x2603(b).求i軸組合變形安全系數(shù)：迺=13安全。彎 32符合中國船級社2001年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。(2). ii軸釆用材質(zhì)為400調(diào)質(zhì)處理

46、其抗彎強度：o-i二042ob拉二420mpa,軸徑在d載面處為280mm。(a )校核ii軸已知條件ii軸扭矩mil扭二110689000nmm;其笫i級傳動大齒輪分度園為2 1775mm;則其園周力pi二124720n,笫ii級傳動小齒輪分度園為© 1064;則其園周力pu二208062n, ii軸受力圖如圖六所示：求支反力ra、rb、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得支反力：支反力:ra二28675n, rb二54667n；彎矩：ma= mb=o, mc=9591787. 5 nmm, md二 18286111. 5 nmm;扭矩：m 扭=110689000nmm；危險截面在d處

47、。組合彎矩 m 組二護了+0.75必右=18286111.52 + 0.75x 1106890002=97588026nmm求ii軸組合變形下的抗彎強度：o 彎=9758802? =45mpa v v【o -1 彎】0.1x2803(b).求ii軸組合變形安全系數(shù)：n二也二倒二9安全。%45符合中國船級社2007年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。（3 ） . ill軸釆用材質(zhì)為40cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度【。1彎】二0.42s拉二420mps,軸徑在d載面處為320mm。（a ）校核iii軸已知條件輸入扭矩m扭=230116000nmm,笫ii級大 齒輪分度園d）2212nmi，則其園周力p2-20

48、8062n,笫iii級小齒輪分度園 4）1116mm 則其園周力 p二412394n。iii軸受力圖如圖七所示：a.受力圖b.扭矩圖c.彎矩圖求支反力ra、rb、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得：支反力：ra二27981n, rb二67649n,彎矩：m尸 m尸0, me二9485559 nmm, md二22933011 nmm;扭矩：m 扭-230116000nmm；危險截面在c處。組合彎矩 m 組二+0.75m；二 j229330112 +0.75x2301160002=200601478n-mm求【ii軸組合變形下的抗彎強度：o 彎=200601478 =62mpa v <【0-5

49、】 0.1x3203（b）.求iii軸組合變形安全系數(shù)：n二二倒二6. 7安全。彎 62符合中國船級社2007年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。（4）. iv軸釆用材質(zhì)為40cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度【o -1彎】二0. 42 o b拉二420mpa,軸徑在d載面處為320mm。（a ）校核iv軸已知條件輸出扭矩m扭二460233000nmm,笫iii級大齒輪分度園4>2232min,則其園周力p二412394n。iv軸受力圖如圖七所示：m12394n-16(1233000-*ii求支反力ra、rb、彎矩、扭矩及危險截面:通過計算得：支反力：ra二 120572n, rb二291821n,彎矩：

50、ma= mb=o, mc=100678245nmm;扭矩：m 扭二460233000n-mm；危險截面在c處。組合彎矩 m 組二+0.75m盒=1006782452 +0.75x4602330002=411092350n-linn求iv軸組合變形下的抗彎強度：o 彎=411°923號° =i25mpav 【o -1 彎】0.1x3203(b).求iv軸組合變形安全系數(shù)： n二匹二迺二3.36安全。%125符合中國船級社2007年船舶與海上設施起重設備規(guī)范。c. 校核各級傳動齒輪：已知減速器的輸入i軸小齒輪傳遞扭矩為mi二545657m, ii軸小齒輪傳遞扭矩為mn=1106

51、89nm, iii軸小齒輪傳遞扭矩為mn 二230116nm；已知:zi=359mi=25,bi=420；z2=71,b2=400,ii=2. 028；z3=38,012=28,b3=420,z4=79,bf400,i2二2. 079；zs=31,ni3=36,bs=420,ze=62,bs 二400,i3=2；小齒輪釆用38crmoal,氮化處理1irc50-55；大齒輪釆用42crmo，調(diào)質(zhì)表面淬火處理hrc4650。通過起重機計算實例p60面表214査得【。接】=1040mpa,【o 彎】=430mpao(a),校核i級傳動齒輪(1) 齒面接觸疲勞強度校核。接二2400邑逬w【。接】ylobdj式中：。接：齒面接觸疲勞強度 mpa；m1等效：等效力矩換算成小齒輪計算力矩x-mm；b：齒輪寬度-mm, b二400mm；ch：小齒輪分度園直徑-mm, 0875mm；【。接】:材料許用接觸強度mpa, ( o接】二1040mp")。 o 接二2400 sz = i 5456500(2 =320mpa屮0嗽 v 10x400x875x875o接w【o接】安全(2) 齒根彎曲強度校核。彎二2 mxc w【o