方浮式抓斗起重機起升系統(tǒng)設計

本科畢業(yè)論文（20屆）30方浮式抓斗起重機起升系統(tǒng)設計專業(yè)：機械設計制造及其自動化30方浮式抓斗起重機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設大梁安裝工程，可以360°旋轉，其起重范圍抓斗挖泥直舉500噸，起吊半徑R=15米；抓斗最大挖泥深度可達70米，吊鉤最大下放深度70米；本30方浮式抓斗起重機采用了液粘調速、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?？刂葡到y(tǒng)采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。本文介紹了30方浮式抓斗起重機起升機構設計參數(shù)的確定，整體性能的介紹，包括鋼絲繩的選擇和計算，滑輪和卷筒的選用和計算，臂架的設計和計算等，為整體的起重機設計提供起升機構的設計選用。整機由起升機構設計，臂架設計，底盤設計，控制系統(tǒng)設計，所以在尺寸和設計上需要一起配合，起升機構設計過程主要參照了18方浮式抓斗機的設計方案，并加以改進，對以后設計更大型的抓斗機有一定借鑒作用。當然設計主要是初步的部件選用和參數(shù)的確定，需要更多的細節(jié)上的驗算和校核。關鍵詞：起升機構；鋼絲繩；滑輪；卷筒；Abstract30squarefloatinggrabcranemaininstalledinengineeringtheship,withdredginghookonandhookhookondualfunction;mainlyengagedinthewaterwaydredgingportconstruction,etc,thecatch,dredgingprojectundertheengineeringmachinery.Alsocaninstallbetweenwatershipsengagedinthebaggageholdandwaterbridgeconstructiongirdersinstallationproject,theprojectcanbe360°onboardinrotation,itsliftingrangegrabdredgersstraightfor500tons,hookonradiusR=15meters;Grabdredgingdepthcanreachmaximum70metres,hookmaximumdepthof70metersdown;Becausethis30squarefloatinggrabcranewithfluidstickyascmotorspeed,torqueclutchand2setsofheavydieselenginecanbeburningwithsavingenergyconsumption,andreducethecost.Tocontrolthesystemthetabusearchalgorithmmanualandautomaticcontroltwo-wayswitchmode,theoperationismoreconvenientusageflexible.Thispaperintroduces30squarefloatinggrabcranehoistingmechanismthedeterminationofdesignparameters,theoverallperformanceofintroduction,includingtheselectionandcalculationofwirerope,pulleyanddrumtheselectionandcalculation,thedesignandcalculationofarmracketc,forwholecranedesignprovidesthedesignofliftingmechanismselection.Themachineisconsistedofliftingmechanismdesign,armframeisdesigned,chassisdesign,controlsystemdesign,soinsizeanddesignneedtogetherliftingmechanismdesignprocessisprimarilyreferto18squarefloatinggrabmachinedesignschemeandimproved,andafterthedesignmorelargeforareferenceforgrabmachine.Ofcoursedesignismainlypreliminarycomponentselectionandparameterisdetermined,needmoredetailoncheckingandchecking.Keywords:liftingmechanism;Wireropecalculation;Pulley;Drum;Armframedesign;TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章緒論 6L1前言 6\o"CurrentDocument"1.2研究目的和意義 6\o"CurrentDocument"L3國內外發(fā)展狀況 7\o"CurrentDocument"L4國內疏浚裝備發(fā)展趨勢 8\o"CurrentDocument"5本文的主要內容 8\o"CurrentDocument"第2章設計整機方案 9\o"CurrentDocument"1主要性能與技術參數(shù) 9\o"CurrentDocument"2整機傳動路線 9\o"CurrentDocument"3機構組成 10\o"CurrentDocument"4主要材料選用 10\o"CurrentDocument"第3章起升機構設計計算 12\o"CurrentDocument"3.1起升機構設計 12\o"CurrentDocument"2整機工作等級的確定 13\o"CurrentDocument"3機構分級 14\o"CurrentDocument"4結構件或機械零件的分級 14\o"CurrentDocument"5計算載荷及載荷組合 15\o"CurrentDocument"6強度計算 18\o"CurrentDocument"7疲勞計算 19\o"CurrentDocument"8等效載荷的計算 21\o"CurrentDocument"9鋼絲繩的選擇與計算 22\o"CurrentDocument"10滑輪和提升卷筒設計與計算 23\o"CurrentDocument"11聯(lián)軸器的計算 25\o"CurrentDocument"12主減速器的設計計算 31\o"CurrentDocument"第4章關鍵零部件的強度校核 39\o"CurrentDocument"1軸承的校核 39\o"CurrentDocument"2提升卷筒軸強度校核計算 41\o"CurrentDocument"3提升卷筒齒輪校核 42\o"CurrentDocument"4提升卷筒軸軸承校核 43

總結和使用標準依據(jù)致謝..... 44錯誤！未定義書簽。 44錯誤！未定義書簽。49第1章緒論前言世界貿易的快速發(fā)展增加了對集裝箱港口和航道的需求，港口數(shù)量也不斷增加，港口的大型化和深水化也越來越明顯，導致建設性和維護性疏浚量的不斷增加。這樣大型挖泥船越來越受到廣大用戶的青睞。而抓斗式挖泥船具有作業(yè)范圍大（可適用于中、小航道錨地的疏浚工防波堤、系船碼頭、河床的挖掘）；同時，適用范圍廣（除了挖取粘土、淤泥、卵石外，容重比大的抓斗能挖掘硬質土、珊瑚礁等），被廣泛應用于各種工程施工中。目前,整體吊裝工程越來越普遍,這就要求吊裝用起重機的起重能力、作業(yè)幅度和高度越來越大。國內大型吊裝用起重設備已由過去單一的抱桿方式，逐步擴大發(fā)展成為以高性能、更安全可靠的大型移動式起重機為核心的吊裝設備。除此以外,浮式起重機和龍門起重機也都擔負著海上和造船用大型吊裝工作。其中，用于海上吊裝的浮式起重機國內最大噸位已達到3800t,適于固定場合吊裝的龍門起重機最大噸位為900t,常用的大型移動式起重機主要有輪式起重機和履帶起重機,國內在這方面正逐步向大噸位發(fā)展。發(fā)達國家早在20世紀70年代就己生產制造和廣泛使用大型移動式起重機,而且仍在不斷研究新技術和新結構，向更大噸位挑戰(zhàn)。⑸研究目的和意義目前，在世界范圍內，疏浚市場正呈現(xiàn)出一番紅火的景象，其疏浚量已經高達每年數(shù)十億立方米，由此帶動國際疏浚業(yè)進入新一輪的黃金發(fā)展期，促成了疏浚裝備的升級換代以及疏浚船舶技術的快速發(fā)展。在擁有各類大中型疏浚船舶數(shù)量的國家排位中，位居前三名的國家分別為美國、荷蘭和中國。其中，排位第一的美國擁有的船舶數(shù)量高達593艘之多，比排位第二的荷蘭的242艘高出了整整一倍還多，足見其雄厚的實力。而荷蘭又比排位第三的中國的120艘高出了一大截。此外，比利時、英國、印度、加拿大、印度尼西亞、日本和巴西按大中型疏浚船數(shù)量的先后順序分別排位4-10名。⑷國內專業(yè)制造挖泥船抓斗機的廠家甚少，主要以生產小型挖泥船抓斗機為主，大型的抓斗機，基本依賴進口。國產的挖泥船抓斗機自動化程度不高、能耗大、營運效益差，工作時船舶上空一片黑煙，周圍噪音此起彼伏，起重機司機勞動強度大，不能滿足起重機向高效自動化、節(jié)能環(huán)保型發(fā)展的趨勢。國內疏浚企業(yè)迫切希望徹底改觀起重機這一作業(yè)現(xiàn)狀。研究開發(fā)、研制生產新一代具有自主知識產權的高效自動化、節(jié)能環(huán)保型的大型挖泥船抓斗機已經迫在眉睫。30方浮式抓斗起重機其起重范圍抓斗挖泥直舉500噸，起吊半徑R=15米；抓斗最大挖泥深度可達70米，吊鉤最大下放深度70米；具有高效自動化、節(jié)能環(huán)保等特點，最主要的是其抓斗容量屬于國內領先。國內外發(fā)展狀況國外挖泥船抓斗機的設計與制造主要集中在美國和日本。其中以日本的四國建機集團生產的SKK系列挖泥船抓斗機最為著名。其技術在目前世界抓斗挖泥船制造行業(yè)中比較先進，在大型抓斗機制造技術領域擁有主導地位。開發(fā)的GPS疏浚控制系統(tǒng)和水平疏?？刂葡到y(tǒng)，可以進行挖深控制、抓斗精確定位及海床平整控制等功能。隨著疏浚工程規(guī)模的大型化，促使國外挖泥船抓斗機向大型化、專業(yè)化、高效化、智能化方向發(fā)展，新挖泥船的建造達到了一個新高潮。如：日本己經建造了斗容達到200m3的超大型抓斗式挖泥船，該船最大生產能力達到6000m3/h。挖泥船作業(yè)高度儀表化和自動化。通過計算機技術和儀表將在水下不可見疏浚作業(yè)時取土過程的過程及時、準確地顯示在操作人員面前，大大簡化了操作程序，提高了效率，進而提高了經濟性。我國抓斗挖泥船制造業(yè)起步較晚，投入也不足，抓斗挖泥船制造水平一直得不到快速提高，我國造船企業(yè)幾乎不能建造技術含量高的大型抓斗挖泥船，只能建造小型的、技術含量不高的抓斗挖泥船。目前，國內大型抓斗挖泥船基本都是從國外買的。而抓斗式挖泥船的技術復雜性主要體現(xiàn)在抓斗機系統(tǒng)方面。挖泥船制造廠商都特別注重抓斗挖泥機具的專項開發(fā)研究，與美、日等工程機械強國相比，我國在這方面的差距尤為突出。主要表現(xiàn)在幾個方面：一是設計能力跟不上。我國挖泥船抓斗機在設計和建造上多年來相對較弱。國內設備及液壓部件普遍重量偏重，尺寸偏大，使用性能欠佳。二是制造水平落后。在主要儀表及液壓部件等配套裝備制造工藝、周期方面有較大的差距。多年來僅限于制造小型的抓斗機，而大型的尤其是超大型的抓斗機主要依賴進口。三是在產品壽命、可靠性以及產品自動化程度上，跟國外差距明顯。因此，亟須通過技術創(chuàng)新予以解決。自上世紀80年代后，我國挖泥船隊的增長方式，一方面，靠引進國外現(xiàn)代化大型挖泥船，另一方面，以引進的船舶為藍本，逐步實現(xiàn)挖泥船國產化。我國先后引進了一批當時國際先進的挖泥船，包括耙吸式挖泥船、絞吸式挖泥船、抓斗式挖泥船、鏈斗式挖泥船、自航開體泥駁等。同時，我國自行設計建造了一些新型挖泥船，通過這種對國外船舶的引進、消化、吸收方式以及港口建設的大量工程實踐，使我國逐步形成了一支能掌握現(xiàn)代化疏浚技術的疏浚隊伍。疏浚施工是在戰(zhàn)風斗浪中前進的，疏浚工程的質量，在很大程度上取決于挖泥船和水深測量定位的準確性。伴隨著中國港口的快速發(fā)展，中國疏浚業(yè)在不斷追蹤世界先進技術,通過引進、吸收后，開發(fā)出新的疏浚技術。很多疏浚工程需要隔江取土或跨越航道將疏浚泥土排至對岸，這要求解決排泥管線與航道通航的矛盾。為此，我國水下排泥管線系統(tǒng)得以發(fā)展，從最大排距16公里到40公里,排泥系統(tǒng)年生產能力可達200萬立方米。隨著國際國內水運行業(yè)向船舶大型化、碼頭深水化方向發(fā)展，卸船機及船用浮吊等大型設備在沿海港口大量應用，因此大噸位抓斗、特殊用途的抓斗的需求越來越多，但從上圖看出國內最先進的起重機也只是日本06年的淘汰品，而且在一些關鍵配件上還是要靠進口。國內疏浚裝備發(fā)展趨勢隨著疏浚業(yè)步入發(fā)展的快車道，國內航道疏浚、水利建設、港口建設對工程船的要求越來越高，需求數(shù)量越來越多，進而引發(fā)了疏浚業(yè)施工船舶的大型化和一系列技術問題的探索和實踐。工程船在向大型化、自動化方向拓展。縱觀近年來我國工程船發(fā)展，其發(fā)展呈現(xiàn)出以下特點：(1)工程船舶大型化。近年來，伴隨著我國大型疏浚工程的增多，大型疏浚裝備快速發(fā)展，大型耙吸式挖泥船快速增加。據(jù)不完全統(tǒng)計，1994年至2004年的10年間，世界上大型、超大型耙吸船猛增26艘，新增艙容42萬立方米，是這之前20年新增大耙船艙容的兩倍多。這些船舶挖深大多可達100米，其中一艘挖泥船最大挖深可達160米，特別適合我國大型疏浚工程的需要。此外，絞吸式和抓斗式挖泥船也出現(xiàn)大型化勢頭，絞吸式挖泥船最大總裝機功率達28500千瓦，抓斗式挖泥船最大抓斗斗容已達200立方米。⑹(2)創(chuàng)新設計。開展對起重機傳動型式創(chuàng)新、結構構造創(chuàng)新和功能原理創(chuàng)新等方面理論及技術基礎研究，為此著重研究新材料、新工藝、新的傳動裝置，從而通過對不同設計方案的優(yōu)選、分解和組合來產生新的設計方案，不斷推出創(chuàng)新設計成果。(3)核心技術化。各大知名企業(yè)均具有其獨特的核心技術，并不斷創(chuàng)新，努力保持在同行業(yè)內的領先地位?，F(xiàn)在各大公司均大力研究開發(fā)自己的核心技術，以不斷提升自己的產品檔次和競爭能力。(4)施工控制自動化。20世紀90年代前建造的大型工程船的控制室里都是按鈕，需要兩三個人操作，水下作業(yè)數(shù)據(jù)無法掌控，而現(xiàn)在大型工程船整個施工控制都由計算機控制,主要運行狀況如柴油機的運行參數(shù)、各施工機械的狀態(tài)控制等都可以通過計算機顯示屏模擬顯示。操縱人員還可以通過計算機的顯示扉直觀地了解施工作業(yè)軌跡和水下作業(yè)斷面的圖形，同時全程紀錄施工的實時數(shù)據(jù)，為水下施工檢驗程序提供極大的幫助。自動控制集成化程度的提高，使施工過程控制更加精確，大大提高了船舶的工作效率，降低操作人員的勞動強度。m本文的主要內容本文的設計方案是30方浮式抓斗起重機起升機構的設計，雖然與國外200方的相比不算先進，但國內來講30方的抓斗機已是很大型的，屬于國內領先。本文介紹了30方浮式抓斗起重機起升機構設計參數(shù)的確定，整體性能的介紹，包括鋼絲繩的選擇和計算，滑輪和卷筒的選用和計算，臂架的設計和計算等，為整體的起重:機設計提供起升機構的設計選用。第2章設計整機方案2.1主要性能與技術參數(shù)如下表2T：主要性能和技術參數(shù)卷筒直舉載荷1500kN起重機旋轉角度0°—360°吊桿長度30m起重機旋轉速度0—1.0rpm石J調起重臂變幅角度55°—75°抓斗抓水容積30m3作業(yè)回轉半徑15m—24m抓斗最大升高頂部23m載荷提升速度0-55m/min抓斗、吊鉤最大下放深度水面下70m抓斗（吊鉤）下降速度0-55m/min30方浮式抓斗起重機的使用等級A82.2整機傳動路線30方浮式抓斗起重機整體有4條傳動路線：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。2.3機構組成30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。2.4主要材料選用如卜.表2-2：主要材料選用及處理方式類型零件 材料 處理方式

類型零件 材料 處理方式開式齒輪卷筒大齒輪40Cr調質齒部表面淬火卷筒小齒輪38CrMoA1氮化處理軸40Cr調質處理主減速箱大齒輪40Cr調質齒部表面淬火小齒輪38CrMoA1氮化處理軸40Cr調質處理箱體Q235A去應力退火底盤構件主梁Q345CH型鋼自焊付梁Q345CH型鋼自焊橫梁Q345CH型鋼自焊上軌道板45厚板去應力退火吊桿構件四肢桿Q345C無縫鋼滑輪ZG42CrMO天軸40Cr象鼻臂Q345C厚板自焊滾輪45渡輪軸40Cr下軌道座構件下軌道板45下連接板Q345C厚板自焊放射連接板H型鋼上連接板Q345C厚板自焊立圈Q345C厚板自焊下軌道板45甲板座構件：接船梁筋板Q345C厚板自焊放射連接板T型鋼自焊卷筒ZG40Mn2卷筒擋IZG25卷筒擋nZG25卷筒構件卷筒加強板ZG25

第3章起升機構設計計算3.1起升機構設計30方浮式抓斗起重機的設計課題分了4個大塊：起升機構的設計，回轉系統(tǒng)的設計,臂架的設計和plc控制系統(tǒng)的設計?我負責對起升機構設計，起升機構是30方浮式抓斗起重機的主要構件，是30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。下面分別計算動力輸出的扭矩及起升重量。已知條件：.柴油機功率1600馬力換算千瓦為1176kw,轉速720rpm；.提升速度55m/in,卷筒直徑61500mm；.卷筒傳動比： Ze=95Z5=23i3=4.1304；.主減速箱傳動比：Zp95Z3=23i2=3.7143；Z2=95Zi=23ii=4.667；計算動力輸出的扭矩及起升重量求柴油機輸出扭矩：9549x11767209549x1176720=15596NM(3-1)求卷筒轉速:肌=55x1000

』1500x3.1415(3-2)求液粘調速離合器輸出轉速:n液=11.67x95t78x98=8361Pm液 23x21x21(3-3)求(3-3)求液粘調速離合器輸出扭矩:9549xll76=13432NM836(3-4)求卷筒扭矩:(3-5)求卷筒園周力：P卷=962264.3/0.75=1283019N=128噸考慮傳動效率系數(shù)取0.85,則卷筒可起升128x0.85=108口屯。即一臺柴油機可提升108噸的載荷，兩臺可提升216噸，而額定起升載荷150噸，其富余量為216/150=1.44可行2整機工作等級的確定已知條件：根據(jù)情況我們采取抓斗山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。.求使用壽命CtC,=604-3x20x320x20=2560000次=2.56xlO6循環(huán)次數(shù)查《起重機規(guī)范》（以下簡稱規(guī)范）［”表1圖3-1整機載荷循環(huán)狀態(tài)則整機使用等級為U8級。（整機載荷循環(huán)狀態(tài)見圖3-1所示）.求整機負荷狀態(tài)級別及載荷譜系數(shù)與根據(jù)浮式抓斗起重機的工作特點是經常抓挖較重載荷或超載的載荷如圖3-2所示，表示整機載荷會隨著使用時間的增加而增加。圖3-2載荷狀態(tài)查《規(guī)范》舊表2其0.250<240.500 則其載荷狀態(tài)級別Q3級。.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》m表3或者根據(jù)本文使用標準，可以確定整機工作等級為A8級。3機構分級根據(jù)《規(guī)范》小表4、表5、表6及本文使用標準表5-1,表5-2,表5-3來確定機構的分級。.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.機構載荷狀態(tài)起升機構為L3級回轉機構為L3級變幅機構為L3級.機構工作級別起升機構為M7級回轉機構為M6級變幅機構為Ml級4結構件或機械零件的分級根據(jù)《規(guī)范》E表7、表8、表9或者本文使用標準圖5-1,圖5-2,圖5-3來確定結構件機械零件的分級。.結構件及零件使用等級起升臂為B7級液粘離合器為B7級減速器為B7級卷筒為B6級擺動小齒輪為B4級.機構件及零件應力狀態(tài)級別起升臂為S4級液粘離合器為S4級減速器為S4級卷筒為S4級擺動小齒輪為S3級.結構件及零件工作級別起升臂為E7級液粘調速、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E5級5計算載荷及載荷組合.常規(guī)載荷：a.設備自重Pg=400噸b.額定起升載荷=150噸c.自重振動載荷式中的取土a（OWaWO.1）d.起升動載荷82P（?①2=22匕+①2min（3-6）式中：4、①2min查《規(guī)范》表1°，匕穩(wěn)定起升速度，單位米/每秒（m/s）。查表得=0.68①2min=L2 匕=55/60=0.916m/s①2=人%+①2min=0.68x55/60+1.2=1.93則起升動載荷02P2=150x1.82=273噸e.突然卸載時的動力效應03P0w：此時取Pqw=80噸 %MX1.1~1.3,取1.3（p3pQW=1.3x80=100噸f.在軌道上運行起重機由于軌道不平產生上下垂直沖擊力（P￡q：式中：內=1」+。058丫丫〃'，其中因為沖擊系數(shù)，Vy為運行速度m/s,h為軌面錯位高度mm,擺動式以一般取L125。g.變速運行引起的載荷Qp。：式中Q取值范圍1?3,求回轉離心力05=1，采用無級變速加（減）速度呈連續(xù)平穩(wěn)狀態(tài)弘=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)弘=1.5,傳動系統(tǒng)存在較大間隙加（減）速度呈突然非連貫性弘=2,傳動系統(tǒng)存在很大間隙或存在明顯反向沖擊必=3,根據(jù)本設備情況：取必=2。h.水平慣性力QP。：此時夕5=1-5，（見P14面該段落順5行）。j.起亞機回轉離心力和回轉與變幅運動起（制）動時的水平慣性力GP。：式中必取值范圍：離心力時四=L5,當回轉速度V2rpm時水平慣性力按鋼絲繩搜角的進行計算，即臂架平面內（前、后擺動），垂直臂架變幅平面內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500N/m計算,雪載荷暫不考慮。.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3-1表3-1：30方浮式起市:機整機載荷類型及載荷組合載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第la類第Ib類第Ha類第Hb類第1H類結構自重G=300噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸起升重量Q=150噸V?(1.1)X150=165噸150噸VII(1.82)X150=273噸150噸起升繩擺動重量引起的水平力T150Xtgl2=32噸150Xtgl2=32噸旋轉機構旋轉產生切向分力P旋P旋二L5X150=225噸Pse=1.5X150=225噸起重機旋轉時離心力P離P禺二L5X150=225噸P禽二1.5X150=225噸風載荷P風P-42=15噸P風產50噸b.底盤主梁載荷類型及載荷組合：見表3-2表3-2： 底盤主梁載荷類型及載荷組合載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第Ia類第Ib類第Ha類第11b類第III類結構自重G=300噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸起升重量Q=150噸V?(1.1)X150=165噸150噸VII(1.93)X150=273噸150噸

起升繩搓動重量引起的水平力T150Xtgl2°=32噸150Xtgl20=32噸旋轉機構旋轉產生切向分力P旋P旋二L5X150=225噸P旋=1.5X150=225噸起重機旋轉時離心力P離P禺二1.5X150=225噸P國二L5義150=225噸風載荷P風P42=15噸P時3=50噸c.主臂載荷類型及我荷組合：見表3-3表3-3： 主臂載荷類型及載荷組合載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算第la類第1b類第Ha類第Hb類第m類結構自重G=40噸G=200噸G=200噸G=200噸G=200噸G=200噸起升重量Q=150噸WI(1.1)X150=165噸150噸WH(1.82)X150=273噸150噸起升繩擺動重量引起的水平力T150Xtgl20=32噸150Xtgl2°=32噸旋轉機構旋轉產生切向分力P旋Pft=1.5X150=225噸P旋-1.5X150=225噸起重機旋轉時離心力P離P=1.5X150=225噸P離=1.5X150=225噸風載荷P風P風2=15噸P風3=50噸d.人字架載荷類型及載荷組合：見表3-4表3-4： 人字架載荷類型及載荷組合載荷類型疲勞計算（壽命計算）強度計算載荷驗算

第la類第1b類第Ha類第Hb類第HI類結構自重G=300噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸G=400噸起升重量Q=150噸V?(1.1)X150=165噸150噸Wit(1.93)X150=273噸150噸起升繩擺動重量引起的水平力T150Xtgl20=32噸150 Xtgl2°=32噸旋轉機構旋轉產生切向分力P旋P口.5義150=225噸P旋二1.5X150=225噸起重機旋轉時離心力P離P圖=1.5X150=225噸P禽二1.5X150=225噸風載荷P風P>42=15噸P風產50噸說明：抓斗迎風面積15加2,臂架迎風面積為20m2,機棚迎風面積為68nT,風壓ql=150N//n2,q2=500N/w2,q3=1000N//n2?3.6強度計算起重機的零部件和金屬結構按第H類載荷（工作狀態(tài)最大載荷）進行強度計算和按川類載荷（非工作狀態(tài)最大載荷）進行強度驗算「1 ［°1對于塑性材料（鋼、鋁合金等）。。=3；n對于脆性材料（鑄鐵、青銅等）。0［。］=田；。：不考慮應力集中的危險截面的最大應力：0$：材料的屈服極：。小材料的強度極限；n：安全系數(shù)；見表3-5,第］［類載荷計算用第IH類載荷計算用丹川表3-5：安全系數(shù)表載荷情況

計算零件名稱及材料按笫I類載荷疲勞計算或按笫1【類載荷強度計算時安全系數(shù)按笫I類載荷強度驗算時安全系數(shù)'ll機械起升、變幅機構、支鍛軋件1.601.40專承部件、防風裝置、件取物裝置、制動器等鑄鋼件1.801.60旋轉運動件鍛軋件1.60—鑄鋼件1.50一金屬一般起重機金屬結構Q235-A1.401.30Q345-B1.451.35結構運送液態(tài)金屬起重機金屬結構Q235-A1.61.30Q345-B1.61.35注明：Q345-B材料替代原16Mn材料。材料拉伸屈服極限q（拉）與材料彎曲屈服極限5（彎）與材料彎曲屈服極限5（扭）之間的關系：園形、矩形截面的碳鋼：q（彎）=1.2q（拉）其它截面的碳鋼，各種截面的合金鋼：巴（彎）=1.0/（拉）園形、矩形截面的碳鋼：q（扭）=0.6q（拉）3.7疲勞計算根據(jù)《規(guī)范》凡是工作級別為A6、A7,A8、級的構件或連接件都要作疲勞驗算。疲勞強度計算一般采用等效法，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：（3-7）式中：cr：零件危險截面上按疲勞載荷計算得出的最大計算應力；［。爾］：考慮了應力循環(huán)不對稱系數(shù)n，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；%：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5。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)N。，作為機械零件No=10x10%焊接板結構No=2xKT；焊接桁架結構No=5xKT時應按無限壽命計算。疲勞強度計算公式：2。,O= ! '(l+r)K+〃(l+r)(3-8)式中：o_l：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)查《起重機計算實例》⑼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)，對碳鋼和低合金鋼n=0.2,對合金鋼n=0.3or：應力循環(huán)特性。O T拉伸(或壓縮)時r=3"；剪切時「=」皿；%aX當r=-l時為對稱循環(huán)應力狀態(tài)： b#=0；K當r=0時為脈動循環(huán)應力狀態(tài)： tr.=0二工；k+n《規(guī)范》川推薦以下關系式：拉壓：cr_］拉=0.23(crs+crb)；彎曲：育=0.27(crs+crb)；扭轉：=cr_l??/V3=0.156(crs+crb)鋼材疲勞極限近似值見下表3-6表3-6：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彎=0.6%立＜L2q%彎=。?6%立KL2ct9Ui彎=。6%立WL2G拉伸J1彎=0.38%拉b_i彎二0?5%寸-5%彎=0.5%,以扭轉=0.22crbft。一1扭=0341立"0.6%7-1扭=03 40?6%8等效載荷的計算等效載荷計算可按下式計算:(3-9)式中：P額：起重機額定載荷；P：起重機在工作過程中的實際變載荷(i=1.2.3……)；M：變載荷片的作用次數(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m，=m,對于接應力m*=Vo/'；”等效：等效載荷系數(shù)；當資料不足時可用W等效計算等效載荷。P等效=”等效1-等效2P額或M等效="等效等效2M額(3-10)式中：效、M出效：額定載荷或額定力矩換算到計算零件上的載荷或力矩；”等效1：等效靜載荷系數(shù)見本章表3-7；”等效2:等效動載荷系數(shù)見本章表3-8；表3-7等效靜載荷系數(shù)W松?零件(或構件)輕級中級重級特重級名稱及應力計算類別零件轉速(轉/分)<400 2400<90 290<20 220<10 210<800 2800<180 2180<40 240<20 220齒輪接觸0.5 1.00.6 1.00.75 1.00.85 1.0起升強度供機構拉 甲0.75 1.00.85 1.00.9 1.00.95 1.0N及非壓、類零平衡彎 零件變幅扭、件機構疲勞乙0.750.850.900.95強皮丙類零

旋轉運行平衡變幅所有零件1.001.001.001.00及承寄仰吊具、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金幅經槍焊接板結構和鐘接結構——0.750.850.90焊接桁架結構——0.700.800.85注⑴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。⑵丙類零件是指起重機每一個工作循環(huán)完成?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)W焯效2 表3-8機構名稱零件名稱及位置工作類型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1.21.41.61.89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)選擇鋼絲繩直徑：=n^Smax (3T1)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=6Smax：鋼絲繩最大工作靜拉力；Smax=150噸由四條鋼絲繩承擔，則單根鋼絲繩最大工作靜拉力Smax=37.5噸，則：S掰un啕S=37.5x6=225噸繩繩max選用抗拉強度1870MPa,查《機械手冊笫五版》P8T7面表8-1-24表確定鋼絲繩直徑為①58mm,其單根最小破斷拉力226噸。校核在起升合斗過程中產生動載荷，而合斗、提升不同步由合斗鋼絲繩承擔是否安全：此時單根鋼絲繩我荷：S繩=02%0.66/2=%](1.82)xl50x0.66+2=90噸安全系數(shù)：n=226/90=2.5 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》⑵。3.10滑輪和提升卷筒設計與計算.求滑輪和卷筒最小直徑滑輪和卷筒最小直徑：D()=exd(3-12)式中：D。：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》"1表45)；d：所選的鋼絲繩直徑，鋼絲繩直徑①58nlln?；喓途硗补ぷ骷墑eM6查《規(guī)范》卬表45得el=22.4,e2=25；則滑輪直徑為D()=e,xd=25x58=1450mm；滑輪的材質為ZG42CrM0；卷筒直徑為Do=e2xd=22.4x58=1300mm；考慮到起升速度取卷筒直徑為D°=1500mm。卷筒的材質為ZG25o.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： o-Hi：=AixA2x%L^tcrJ，Of(3-13)式中：AI：多層卷繞系數(shù)；見表3-9表3-9：多層卷繞系數(shù)卷繞層數(shù)n12324系數(shù)A1 1.0 1.4 1.8 2.0A2：鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)，一般取A2=0.75；SmaX：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：6=d；鑄鐵：8=0.002D+(6~10)mm；t：卷筒繩槽節(jié)距(cm)；【。壓】：許用應力；對于鋼：【<7壓]=二"；對于鑄鐵：5=%：5?,,：抗壓強度已知鋼絲繩最大工作靜拉力SmaX=90噸=900000N,卷筒壁厚：5=65,卷筒繩槽：t=60,卷筒長度：L=4000<3D,節(jié)距多層卷繞系數(shù)：AI=l,鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)：A2=0.75,材料：ZG40Mn2,其屈月艮強度：。s=395MPa,其【。*】=197.5MPa。。厭=1X0.75X9000004-654-60=173MPa^l97.5Mpa 安全。當L>3D時,應驗算由彎曲和扭轉的復合應力；%=<[cr],'W式中：Mk為復合力矩；My=&Y弓 711(3-14)M"：鋼絲繩靜拉力產生的彎矩；(kgcm)Mw：鋼絲繩靜拉力產生的扭矩；(kgcm)W：卷筒截面抗彎模數(shù)：(cn?)w°"。4一〃)W= D(3T5)D內:卷筒內徑;(cm)D：卷筒繩槽底徑;(cm)[o]：許用應力；對于鋼【巧】=%;2.5對于鑄鐵【<7壓】=(±;72、啖:叱5"

0.1x(1404-1284)140(3-16)395o■旦=11Mpa<<—=158Mpa……安全。1eft安全系數(shù)：n=士吧=14.3……安全。11符合中國船級社2007年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵3.卷筒失穩(wěn)計算對於大尺寸卷筒(D>1500mm,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：對于鋼卷筒:Pr,=525000*Im6對于鋼卷筒:Pr,=525000*Im63充>P對于鑄鐵卷筒：取,=(250000?325000)53>P式中：R：卷筒底槽半徑;P：卷筒壁單位壓力；Dxt2x9000001500x60Dxt2x9000001500x60=20Mpa63貝ij：2高=525000—525000=341Mpa>P=20MpaR'失穩(wěn)系數(shù)：K=R臨/PN1.3?1.5K=330/17=1921.3?1.5 安全。確定卷筒底徑①1500mm,長度L=3950mm,壁厚6=65mm,節(jié)距t=60mm滿足設計使用要求3.11聯(lián)軸器的計算.聯(lián)軸器上的計算力矩：乂計=乂等效、、］(3-17)

式中：M計：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；(N-m)M等效=乂額X”等效［笠效uVw.：笫I類載荷系數(shù)：查本章表3-7；v-f?n：笫II類載荷系數(shù)；查本章表3-8；n.i：笫II類載荷的安全系數(shù)；查本章表3-5；.齒輪聯(lián)軸器的輪齒強度計算力(1)輪齒比壓強度計算單個輪齒所受的最大園周力：T=aB汝名(3-18)輪齒面上的比壓強度： P=—F(3-19)式中：a：載荷不均勻系數(shù)；一般取a=0.7?0.8：P：承載能力系數(shù)，與轉速及兩被連接軸的軸線的偏角大小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=1.8mb。m：模數(shù);Z：齒數(shù)；b：齒寬；代 入 后： P=-=-27計F0.9a3bm2z2(3-20)(2)輪齒彎曲強度(2)輪齒彎曲強度單個齒所受的力矩為:2.5M*M=1.25mxT= Z根彎曲應力_根彎曲應力_M_ 15MH.°齒一三一幻Bb(X0>z2(3-21)15X15X7則*a117則不同齒數(shù)的X值即丫值是不同的其平均值見表3-9表3-9 Z、Y值表Z30?4041?5051?6061?7071?80Y3.973.733.53.293.08A.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836rpm,輸出功率U76KW,巳設計的聯(lián)軸器的軸徑中165nlm,漸開線齒形花鍵分度園①320mm,齒數(shù)Z=32,模數(shù)m=10,長度b=45mm,軸采用40Cr材料，調質處理，。尸980MPa,os=785MPa,傳動鍵尺寸50X28X315采用45鋼，調質處理，o,=355MPa,漸開線齒形花鍵采用45鋼，調質處理，。.=355Mpa。1.試確定軸徑及驗算軸徑與漸開線齒形花鍵的安全系數(shù)：乂計=M等效x、］M等『M額x力等效］x材笠效］］(3-22)式中：M計：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：(N-m)〃等效i：笫I類載荷系數(shù)；查本章表7；”等效［=1力等效?：笫口類載荷系數(shù)；查本章表8；”等效u=2n?：笫II類載荷的安全系數(shù)；查本章表5；%|=1.6則計算力矩一9549x1176,?M箋紂= xlx2=26865Nm等效836M計=26865X1.6=42984N-m(3-23)式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩：3”(Ta］：材料允許扭轉強度；［Tw］=0.156(crs+o-b)=0.156(785+980)=275Mpanil n Mnil n M計，42984x103則： D=3—匚=3 ：0.2twV0.2x275根據(jù)結構取聯(lián)軸器的軸徑為①165mm。3.驗算軸徑的應力及安全系數(shù)：軸徑的扭轉應力：=92mmM42984xlO3M42984xlO3r-VV-0.2x165=48Mpan= =275/48=5……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》⑵4.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:2%F2%F0.9aPbm2z2（見《起重機設計手冊》P276K17-5b3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=0.8；B：承載能力系數(shù)；取B=0.8：Do：分度園直徑；6320m：模數(shù);m=10Z：齒數(shù);Z=32b：齒寬:m：模數(shù);m=10Z：齒數(shù);Z=32b：齒寬:b=452M計則：P=-= 。F0.9aBbm2x429840002Z20.9x0.8x0.75x45x102x322=34.5Mpa對于聯(lián)軸器漸開線直齒形的允許比壓強【P】為250?300MPa,（查《起重機設計手冊》沖278表17-3)?所以P<[P]……安全.輪齒彎曲強度計算:公式）YM計

aPbm2Z2（見《起重機設計手冊》⑻P277K17-7b3式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（公式）YM計

aPbm2Z2（見《起重機設計手冊》⑻P277K17-7b3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=0.8；P：承載能力系數(shù);取6=0.8；Do：分度園直徑；4>320m：模數(shù)；m=10Z：齒數(shù)；Z=32b：齒寬；b=45丫值查表9得丫=3.97則:3.97x42984000aPbm2Z20.8x0.75x45x102x322=62Mpa對于聯(lián)軸器漸開線直齒形的允許彎曲應力【。C為lOOMPa,（查《起重機設計手冊》⑻P278表17-3）?所以。有V【。G……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48.3rpm,輸入功率1176KW,巳設計的聯(lián)軸器的軸徑①250mln,漸開線齒形花鍵分度園①450mm,模數(shù)m=10,齒數(shù)Z=45,長度b=90mm,軸采用40Cr材料，調質處理，。產980MPa,。s=785MPa,傳動鍵尺寸40X22X200采用45鋼，調質處理，Os=355MPa,。產785MPa,漸開線齒形花犍采用45鋼，調質處理，。s=355Mpao試確定軸徑及驗算軸徑與漸開線齒形花鍵的安全系數(shù)：.輸入聯(lián)軸器上的計算力矩M計=M等效xnnM等效=卜1額X”等效? 等效u式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（N-m）M笠效：聯(lián)軸器傳遞的等效力矩；（N-m）”等效I：笫I類載荷系數(shù)；查本章表7；材等效「I力等效"笫II類載荷系數(shù)；查本章表8；”等效u=2n|l：笫II類載荷的安全系數(shù)；查本章表5；n?=1.6則計算力矩：、. 9549x1176,、 …M中油= xlx2=464995N?m等效48.3M計=464995X1.6=743992N-m2.確定軸徑：2.確定軸徑：D=3,IT式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（N-m）（］：材料允許扭轉強度；則：D=3—^=3 %=0.156(q+CTb)=則：D=3—^=3 吊0.2品\0.2x275Jftl根據(jù)結構取聯(lián)軸器的軸徑為①250mm。.驗算軸徑的應力及安全系數(shù):軸徑的扭轉應力:其安全系數(shù)：r<[r] 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》⑵。.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=7=2M計F0.9aBbm2z2式中：Mit：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（N"〃）a：載荷不均勻系數(shù)：取a=0.8：P：承載能力系數(shù)；取B=0.8；Do：分度園直徑；6450m：模數(shù)；m=10Z：齒數(shù)；Z=45b：齒寬；b=90cT2MH. 2x743992000P=—= = =76MpaF0.9aPbm2z20.9x0.8x0.75x90x102x452根據(jù)《起重機設計手冊》⑻P278面表17-3中對于漸開線直齒形的允許比壓強【P】為150-200MPa,【。齒】為100MPa。其安全系數(shù)：n=[P]/P=175/76=2……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》⑵。.輪齒彎曲強度計算：:YM計齒一apbm2Z2（3-24）式中：NU：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；（N-〃?）a：載荷不均勻系數(shù)；取a=0.8：P：承載能力系數(shù)；取6=0.8；D0：分度園直徑；*320m：模數(shù)；m=10Z：齒數(shù)；Z=32b：齒寬;b=45Y值查表9得y=3.73計3.73x743992000 ”、皿“a3bm2Z20.8x0.75x90x102x452。齒V【。齒】 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》⑵。3.12主減速器的設計計算圖3-4減速器傳動圖主減速器構成如圖3-4,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。確定主減速器的輸出、輸入最大的力矩：954gx][76.輸入最大的力矩：M入a= =42984Nm2 836.中間軸傳遞扭矩：Mux=42984x4.667=200606Nm.輸出最大的扭矩：M.Pmax=743992Nm=74392Nm確定主減速器的輸入軸，中間軸及輸出軸的宜徑已知輸入軸，中間軸及輸出軸采用材料為40Cr其抗扭強度為【。扭】=275MPa。.按純扭矩計算各軸軸徑按純扭矩計算輸入軸軸徑:J42984000J42984000V0.2x275=92mm而輸入端軸徑取的中220mm。因軸承原因取大。按純扭矩計算中間軸軸徑:Di./200606000V0.2x275=154mm實際取中間軸軸徑為中260mm。因軸承原因取大。按純扭矩計算III軸軸徑:/743992000/743992000V0.2x275=238mm而輸出端軸徑取的①260mm。因軸承原因取大。.按彎、扭組合變形校核主減速器的各軸的強度：(1)輸入軸采用材質為40Cr調質處理其抗彎強度：[cr =0.42bl的=420MPa,軸徑在C載面處為中195nlm。4074541414445414- 84CDOU5 1圖3-5輸入軸(a).校核輸入軸已知條件輸入扭矩MM=42984000Nmm小齒輪園周力P=255857N?其輸入軸受力圖如圖3-6所示:a.受力圖b.扭矩圖Cc.彎矩圖BM彎=32490656Nmn圖3-6輸入軸受力圖求支反力Ra、電、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得支反力：Ra=184606N,Rb=71251N；彎矩：M*”=32490656Nmm；扭矩：=42984000Nmm；則：危險截面在C處。組合彎矩：M組="/(+0.75%=yj\17926302+0.75x2006063282=51374666Nmm(3-25)求輸入軸組合變形下的抗彎強度:51374666—0.1x220351374666—0.1x2203=70Mpa<【*】(b).求輸入軸組合變形安全系數(shù):[%J=[%J=4200彎一而安全。符合中國船級社2001年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵。.中間軸采用材質為40Cr調質處理其抗彎強度：[cr_1砥】=0.42bb拉=420MPa,軸徑在D載面處為①220nlm。(a).校核中間軸已知條件中間軸扭矩Muw=200606328Nmm;

97圖3-7中間軸笫I級傳動大齒輪園周力P=255857N,笫H級傳動小齒輪園周P?=955268N,中間軸軸受力圖如圖3-8所示：Mc=95917875NnnMd=182861115Nnn圖3-8中間軸受力圖求支反力Ra、Rb、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得支反力：支反力：R.F-137855N,Rb=561546N；彎矩:Mw=117926230Nmm；扭矩：Mlll=20606328Nmm；則：危險截面在D處。組合彎矩：+O.75M^=7117926302+O.75x2OO6O63282=2O997326O7Vmm求中間軸組合變形下的抗彎強度:209973260.1x260209973260.1x2603=20Mpa<<（b）.求中間軸組合變形安全系數(shù):［。一。穹］=［。一。穹］=420=?］。彎20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》⑵。（3）輸出軸采用材質為40Cr調質處理其抗彎強度【cr_1穿】=0.42bb拉=420MPa,軸徑在D載面處為①280nlm。（a）.校核輸出軸已知條件輸入扭矩M批=230116000Nmm,小齒輪園周力P=955268N.圖3-9輸出軸輸出軸受力圖如圖3T0所示：RB=635820N受力圖AuD平M扭二230116000Nmmb扭矩圖Ma=0c彎矩圖Mc=9485559NmmMD=22933011Nmm圖3-10輸出軸受力圖求支反力R*、及、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得：支反力：Ra=320448N,Rb=635820N,彎矩：M彎=134158O2ONmm；扭矩：M.,,=745112084Nmm；危險截面在C處。組合彎距：M知=JmI+0J5MI=Jl341580202+0.75x7451120842=659084453NmmfflV弓 litv求in軸組合變形下的抗彎強度:659084453 “八、“ 11r -仁=五僅葡=300MpaVV【吟穹】(b).求輸出軸組合變形安全系數(shù):t-J=^=1,40……安全。。杳300符合中國船級社2007年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵校核各級傳動齒輪:已知減速器的輸入軸小齒輪傳遞扭矩為M|=26865Nm中間軸小齒輪傳遞扭矩為Mu=464995Nm,已知：Z,=21,Z2=98,Z3=21,Z4=78,ni|=16>B[=170；B2=150,i,=4.667；m2=20,i2=3.7143B,=250；B4=220小齒輪采用38CrM0Al,氮化處理HRC50?55；大齒輪采用42CrM0,調質表面淬火處理HRC46?50。通過《起重機計算實例》⑼P60面表2—14查得［o接］=1040MPa,【。彎】=430MPa.(a),校核I級傳動齒輪(I).齒面接觸疲勞強度校核=2呵小*(3-26)式式中：。接：齒面接觸疲勞強度 MPa；M,w：等效力矩換算成小齒輪計算力矩B：齒輪寬度 mm,B=170mm；N-mm；di：小齒輪分度園直徑 mm,O336mm；【。接1材料許用接觸強度…MPa,(【。接】=1040MPa,)。26865000

170x336x33626865000

170x336x336=889Mpa。接W【。接】……安全.齒根彎曲強度校核.MxCb門=2~~~Zm2YY(3-27)式中：?！?齒根彎曲強度 MPa；M：等效力矩換算成小齒輪計算力矩……Nmm；C：速度系數(shù)；C=l+0.16v=l+0.75=1.75B：齒輪寬度 mm,B=170mm：m：小齒輪模數(shù) mm,m=16mm：Y：齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》⑶笫五版第3卷圖14-1-98,圖14-1-104得Y=4.3884；Y：磨損系數(shù)，￥=1［o彎］：材料許用彎曲強度……MPa,［。彎］=430MPa,.步cMxCc26865000x1.75b穹=2 =2x =20MpaZBm2Yx21xl70xl62x4.3884xlb穹VV【b彎】 安全(b)校核II級傳動齒輪.齒面接觸疲勞強度校核式中：。接：齒面接觸疲勞強度……MPa；等效力矩換算成小齒輪計算力矩……Nmm；B：齒輪寬度 mm,B=250mm；dis小齒輪分度園直徑 mm,O420mm；(°接］：材料許用接觸強度……MPa,［o榕］=1040MPa,。464995000250x420x420°■接464995000250x420x420°■接W【b接】……安全=779Mpa.齒根彎曲強度校核2MxeZm2/Y式中：。"：齒根彎曲強度 MPa；M：等效力矩換算成小齒輪計算力矩……Nmm；C：速度系數(shù)：C=l+0.16v=l+0.75=1.75B：齒輪寬度 mm,B=250mm；m：小齒輪模數(shù) mm,m=20mm；Y：齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》⑶笫五版第3卷圖14T-98,圖14-1-104得Y=4.3884；Y:磨損系數(shù)，￥=1[?！埃翰牧显S用彎曲強度……MPa,[。G=430MPa,.cMxCc464995000x1.75=lOOMpa2 =2 =lOOMpaZBm2YY 21x250x202x4.3884xler彎VV【cr穹】 安全(O校核減速器發(fā)熱：箱體連續(xù)工作中產生的熱量為：Q,=1000(1-7)P|(w)(3-28)式中：n—傳動效率；見《機械設計手冊》⑶笫五版笫四卷P16T9表16-1-22,或者S《機械設計手冊》⑶笫五版笫一卷P1-5表1T-3表，得n=0.96,耳一輸入軸的傳動功率；kw,貝I] Q,=1000(1-7)P](w)=1000(1-7)P=1000(1-0.96)1880=47040W箱體表面排出的最大熱量：Q2max=KS(QYmax-Q0)W(3-29)式中：K一傳熱系數(shù)；一般取K為8.7?17.5W/m2℃,由于本箱體所處的位置通風狀態(tài)不太好，因此取K為8.7?10.5W/m2℃；S一為散熱計算面積：箱體表面積S=36mzQYmax—為汕溫最大許用值，對齒輪傳動允許60?70℃：Qo一為減速箱體所處的位置周圍空氣的溫度，一般取20℃,而作為本機取28~30℃；Q2g=KS(QYmax-Qo)W=8.7x16(70-28)=4454WQiNQm,減速箱體內的潤滑油需采取其它冷卻方式進行冷卻，我們采用冷卻器對潤滑油進行冷卻。第4章關鍵零部件的強度校核4.1軸承的校核圖4-1軸承種類減速器軸承校核已知：輸入軸，中間軸，輸出軸的支反力。輸入軸RA=58kN, RB=22kN；中間軸電=74kN, Rb=-144.5kN；輸出軸Ra=100kN,Rb=198.5kN；初步設計減速機軸的輸入軸，中間軸，輸出軸軸承分別如下：輸入軸軸承型號23244CC/W33,尺寸6220X巾370X144,額定動載荷1850kN,額定靜載荷3490kN；中間軸軸承型號24152CC/W33,尺寸6260X6440義180,額定動載荷2660kN,額定靜載荷5180kN；輸出軸軸承型號24152CC/W33,尺寸6260X9440義180,額定動載荷2660kN,額定靜載荷5180kN：利用額定動載荷來校核以上軸承安全性：

c=A./,?Z/.p<[c]fnfr(3-30)式中：C：基本額定動載荷計算值，N；P：當量動載荷，N；力：壽命因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P232表7-2-23；速度因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P233表7-2-24；fm：力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時fd=L5,力矩載荷較大時fd=2；儲沖擊載荷因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P235表7-2-25；fT：溫度因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P235表7-2-26；【C動】：軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N；輸入軸軸承壽命，128000小時，壽命因數(shù)：%=4.90；中間軸軸承壽命，128000小時，壽命因數(shù)：fh=4.90；輸出軸軸承壽命，128000小時，壽命因數(shù)：fh=4.90；輸入軸軸承速度，327rpm,速度因數(shù)：(=0.503；中間軸軸承速度，162rpm,速度因數(shù)：0=0.620；輸出軸軸承速度，78rpm,速度因數(shù)：(=0.775；輸入軸軸承力矩載荷因數(shù)，￡“=L5；中間軸軸承力矩載荷因數(shù),/?=1.5;輸出軸軸承力矩載荷因數(shù)，￡“=1.5；輸入軸軸承沖擊載荷因數(shù)，力=1.5：中間軸軸承沖擊載荷因數(shù)，力=1.5；輸出軸軸承沖擊載荷因數(shù)，力=L5；輸入軸軸承溫度因數(shù)，fT=lt中間軸軸承溫度因數(shù)，%=1;輸出軸軸承溫度因數(shù)，輸入軸基本額定動載荷計算值：4.9x1.5x1.50.38x1584.9x1.5x1.50.38x158=1795kN中間軸基本額定動載荷計算值:中間軸基本額定動載荷計算值:4.9x1.5x1.50.603x1144.54.9x1.5x1.50.603x1144.5=2642kN輸出軸基本額定動載荷計算值:輸出軸基本額定動載荷計算值:4.9x1.5x1.50.902x14.9x1.5x1.50.902x1198.5=2588kNGCHC?1都小于額定值……安全2提升卷筒軸強度校核計算已知條件卷筒最大起升重量為136.5噸，安全系數(shù)n=3,山二個滑輪分擔，初選直徑6=300mm,材料選用40C7,調質處理HRC36?40,o,=980MPa,。產785MPa,試校核其強度是否安全。圖4-2卷筒軸圖1.求支反力：其受力圖如圖4-3所示:.求彎矩：Mm=68.25x104x1780-24.25x104x1380=8802x104Nmm最大彎矩在E~F處截面。.求卷筒軸內應力:

M加ax=Mg陛.4[a]

卬穹O.lxj—今(3-31)式中：“哼小一軸上最大彎矩;【＜7穹】一彎曲許用應力；［cr^］=420Mpa；d：軸的直徑；中二300mm呀/=耨=造尸32.6MPa"J一安全。.計算安全系數(shù):n=[。穹]=420。辱n=[。穹]=420。辱32.6=12.6>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》⑵4.3提升卷筒齒輪校核己知減速機輸出扭矩為74399.2x1()3nmm，小齒輪齒數(shù)Z5=23,大齒輪齒數(shù)Z6=95,速比i?=4.1304,模數(shù)m=28mm,小齒輪寬度B5=350mm,齒輪寬度B6=330mm,小齒輪材料為38CrM0Al,氮化處理HRC50?55；大齒輪材料為42CrM0,調質+表面淬火處理HRC46?50。通過《起重機計算實例》P60面表2—14查得【o?接】=1040MPa,［仁］=430MPa。(a)校核卷筒傳動齒輪.齒面接觸疲勞強度校核(3-32)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……Nmm；B：齒輪寬度 mm,B=350nun；4：小齒輪分度園直徑……mm,①644；［。接］：材料許用接觸強度…MPa,(【。接】=1040MPa,).74399200350x644x644。?接4"接】74399200350x644x644。?接4"接】……安全=544Mpa.齒根彎曲強度校核(3-33)式中：仁：齒根彎曲強度……MPa；M：等效力矩換算成小齒輪計算力矩……N-intn；C：速度系數(shù);C=l+0.16v=l+0.75=1.75oB：B：齒輪寬度mm,B=350nunom：m：小齒輪模數(shù)mm,m=28oY：齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》⑶笫五版第3卷圖14-1-98,圖14-1-104得丫=4.3884；Y:磨損系數(shù)，丫=1【。G：材料許用彎曲強度……MPa,【。彎】=430MPa,,“絲=2x'Zm2“絲=2x'Zm2Yx743992000x1.7523x350x282x4.3884x1=100MPa<[cr.J安全彎=430/100=4.33<n<5……安全b安全彎=430/100=4.33<n<5……安全安全系數(shù)n：n=[ /a符合中國船級社2007年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵4.4提升卷筒軸軸承校核已知卷筒軸的支反力為Ra=Rb=68.25x104N；初步設計卷筒軸軸承型號23256/W33,尺寸6280X@460X180,額定動載荷2730KN,靜載荷5330KN,每端兩個軸承；則其額定動載荷為5460KN,靜載荷為10660KN,利用額定動載荷來校核以上軸承安全性：Fn=815/式中：C：基本額定動載荷計算值，N；P：當量動載荷，N；力：壽命因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P232表7-2-23：/,：速度因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P233表7-2-24；fm：力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時力=1.5,力矩載荷較大時，=2；力：沖擊載荷因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P235表7-2-25；4：溫度因數(shù)，查《機械手冊》笫五版P235表7-2-26；【C動】：軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N；卷筒軸軸承壽命，128000小時,壽命因數(shù):fh=4.9:

卷筒軸軸承速度，11.67rpm,速度因數(shù)：fn=1.359；卷筒軸軸承力矩載荷因數(shù)，4-1.5；卷筒軸軸承沖擊載荷因數(shù)，力=1.5；卷筒軸軸承溫度因數(shù)，分=1；卷筒軸基本額定動載荷計算值：C=fhffC=fhffdp_fnfr-4.9x1.5x1.51.359x1682.5=5394KN4【Cj安全。總結和使用標準依據(jù)總結：通過計算，整個結構強度安全，符合中國船級社2007年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵。整機由起升機構設計，臂架設計，底盤設計，控制系統(tǒng)設計，所以在尺寸和設計上需要一起配合，起升機構設計過程主要參照了18方浮式抓斗機的設計方案，并加以改進，對以后設計更大型的抓斗機有一定借鑒作用使用標準依據(jù)：中國船級社2007年《船舶與海上設施起重設備規(guī)范》⑵1.整機及零件工作等級表表：5-1起亞機載荷狀態(tài)極其名義載荷譜系數(shù)kp載荷狀態(tài)名義載荷譜系數(shù)kp說明Q1輕(A1-A4)0.125很少起升額定載荷，一般起升輕微載荷Qi-中(A5—A6)0.25有時起升額定載荷,-一般起升中等載荷?！钢?A7)0.5經常起升額定載荷特重(A8)1.00頻繁起升額定載荷表5