18方浮式抓斗起重机设计论文计算书

18方浮式抓斗起重机设计计算书 设 计： 编 制： 校 对： 审 核： 批 准：目录概论1一，概述1二，主要性能与技术参数1三，机械传动路线2四，结构形式组成2五，主要材料选用3六，起升机构动力计算4() 动力输出的扭矩及起升重量4(二) 整机工作等级的确定5(三) 机构分级7(四) 结构件或机械零件的分级7(五) 计算载荷及载荷组合9(六) 强度计算：14(七) 疲劳计算：15(八) 等效载荷的计算(参考起重机计算实例P25面)17(九) 钢丝绳的选择与计算19(十) 滑轮和卷筒设计与计算20(十) 联轴器的计算23(十二) 主减速器的设计计算31(十三) 轴承的校核38(十四) 迴转摆动齿轮校核计算40(十五) 摆动行星减速机的计算42(十六) 迴转滚轮与轨道板的校核计算43(十七) 天轴强度校核计算46(十八) 卷筒轴强度校核计算47(十九)卷筒齿轮校核49(二十)卷筒轴轴承校核50(二十一)底盘抗倾翻校核计算51(二十二)底盘主梁设计计算54(二十三)臂架（吊杆）的设计与计算56(二十四)人字架的计算与校核66(二十五)起升制动器的计算74一 总结76二 使用标准依据77三 参考文献18方浮式抓斗起重机设计计算书一， 概述18方浮式抓斗起重机主要安装在工程船上，具备挖泥起吊和吊钩起吊双重功能；主要从事航道疏浚，港口建设等水下的抓、挖泥工程的工程机械。也可以从事水上船舶之间的装缷及水上桥梁建设大梁安装工程，其在工程船上可以360旋转，其起重范围抓斗挖泥直举120吨，起吊半径=15米；抓斗最大挖泥深度可达70米，吊钩最大下放深度70米；由于本30方浮式抓斗起重机釆用了液粘调速、变矩离合器和2台可燃烧重油的柴油机具有节能降耗，降低使用成本。由于控制系统釆用了手动与自动控制双向切換方式，使操作使用更方便灵活。二， 主要性能与技术参数1.卷筒直举载荷： 1200kN2.吊杆长度： 23m3.起重臂变幅角度： 55 754.作业回转半径： 15m 24m5.载荷提升速度： 0 55m/min6.抓斗(吊钩) 下降速度： 0 55m/min7.起重机旋转角度：0 3608.起重机旋转速度：0 1.0 rpm可调9.抓斗抓水容积： 18m10.抓斗最大升高 （顶部）：15m11.抓斗、吊钩最大下放深度：水面下70m12.30方浮式抓斗起重机的使用等级： A6三，机械传动路线1，抓斗提升传动路线：柴油机液粘偶合器主减速箱互动轴内涨提升小齿轮提升卷筒大齿轮提升钢丝绳抓斗。2，抓斗合斗传动路线：柴油机液粘偶合器主减速箱互动轴内涨合斗小齿轮合斗卷筒大齿轮合斗钢丝绳合斗滑轮组抓斗。3，回转传动路线：柴油机尾轴尾轴变速箱油泵油管控制系统油马达立式减速机摆动小齿轮大齿圈滚轮底盘转动。4，抓斗下降传动路线：合斗、提升外刹脫离开及互动轴内涨、外刹脫离互动轴的小齿轮及提升、合斗的卷筒大齿轮均处于自由状态合斗、提升钢丝绳抓斗靠其自重自由落体下降。四，结构型式的组成 18式抓斗起重机它是由抓斗、吊杆、主钢丝绳、卷筒、主减速箱、液粘偶合器、柴油机、柴油机尾轴变速箱、油泵、油管、油马达、立式减速机、摆动小齿轮、大齿圈、底盘、上轨道板、滚轮组件、下轨道板、转盆、甲板座、变幅人字架、变幅卷扬、变幅滑轮组、控制室、机棚等按定次序组合起来成为一个整机。五，主要材料选用1，开式齿轮：，卷筒大齿轮 ZG42CrMo表面淬火。，卷筒小齿轮 38CMA氮化处理。，轴 40C调质处理。 2，主减速箱：，大齿轮 40C调质齿部表面淬火。，小齿轮 38CMA氮化处理。，轴 40C调质处理。 ，箱体 Q235A去应力退火。3，底盘构件：，主梁 Q345C H型钢 自焊。，付梁 Q345C H型钢。，橫梁 Q345C H型钢。 ，上轨道板 45厚板去应力退火。4，吊杆构件：，四肢杆 Q345C 无缝钢。，撑杆 Q345C无缝钢。，杆脚 Q345C厚板自焊。 ，滑轮 ZG42 CM0。 ，天轴 40C。5，下轨道座构件：，滚轮 45。，滾轮轴 40C。，下轨道板 ZG25 ，立圈 ZG25厚板自焊。 ，放射连接板 Q235-A H型钢。 （其中c.d两项可从整体铸造） 7，卷筒构件： ，卷筒 25#钢卷制。，卷筒挡 ZG25。，卷筒挡 ZG25。 ，卷筒加强板 ZG25。 ，轴承座 ZG25。六，设计计算A，起升机构设计计算起升机构是18方浮式抓斗起重机的主要构件，是18方浮式抓斗起重机的心脏，它是由抓斗、吊杆、主钢丝绳、卷筒、主减速箱、液粘偶合器、柴油机组成。下面分别计算：(一) ，动力输出的扭矩及起升重量已知条件：1.柴油机功率2560马力換算千瓦为1880kw，转速1500rpm； (常用转速1200rpm) 。2. 提升速度65m/in，卷筒直径1500mm；3. 卷筒传动比： 8=97 Z7=35 i4=2.7714；4. 主减速箱传动比：=62 Z=31 i3=2； 4=79 Z3=38 i2=2.079； 2=71 Z1=35 i2=2.028；计算动力输出的扭矩及起升重量 1. 求柴油机输出扭矩： M柴=12000N一m2. 求卷筒转速： n巻=14rpm3. 求液粘偶合器输出转速： n液=14=327.3 rpm4. 求液粘偶合器输出扭矩： M液=54849 N-M5. 求卷筒扭矩： M卷=1282295 N-M6. 求卷筒园周力： P卷=1282295/0.75=1709725 N=170吨7. 考虑传动效率系数取0.9，则卷筒可起升170x0.9=153吨。 滿足120吨的设计要求。(二)，整机工作等级的确定已知条件：根据情况我们釆取抓斗由下降合斗提升摆动开斗缷载摆动回程开始下个循环需3分钟。每天工作20小时，每年工作320天，使用20年。1. 求整机循环次数(使用寿命) C=6032032020=2560000次=2.5610循环次数查规范表1 其2.0010C4.0010一栏，则整机使用等级为6级。(整机载荷循环状态见图() 所示)2.求整机负荷状态级别及载荷谱系数k 根据浮式抓斗起重机的工作特点是经常抓挖较重载荷或超载的载荷如图(二) 所示。查规范表2 其0.250k0.500 则其载荷状态级别Q4级。3.求整机工作级别根据使用级别和载荷状态级别查规范表3或者根据附录A，可以确定整机工作等级为A6级。(三)，机构分级根据规范表4、表5、表6及附录B来确定机构的分级。1. 机构使用等级 起升机构为T6级 回转机构为T4级 变幅机构为T1级2.机构工作级别 起升机构为M6级 回转机构为M3级 变幅机构为M1级(四)，结构件或机械零件的分级根据规范表7、表8、表9来确定结构件机械零件的分级。1.结构件及零件使用等级 起升臂为B3级 液粘偶合器为B4级减速器为B4级卷筒为B6级摆动小齿轮为B6级3. 结构件及零件工作级别 起升臂为E7级 液粘调速、变矩离合器为E6级减速器为E6级卷筒为E6级摆动小齿轮为E6级 (五) ，计算载荷及载荷组合 1. 常规载荷：a. 设备自重P=300吨 b. 额定起升载荷P=120吨 C. 自重振动载荷 P： 式中取a 0a0.1 d. 起升动载荷 P： =式中、查规范表10，稳定起升速度，单位米/每秒（m/s）。查表得=0.68 =1.2 =65/60=1.083 m/s=0.6865/601.2=1.93则起升动载荷 P=1201.93=230吨e. 突然缷载时的动力效应 P：已知抓斗重55吨67吨，则抓容物重65吨53吨此时取P=65吨 取1.11.3，取1.3 P=1.365=85吨f. 在轨道上运行起重机由于轨道不平产生上下垂直冲击力P：式中=1.10.058v 其中为冲击系数，v为运行速度m/s，h为轨面错位高度mm，摆动式般取1.125。 g. 变速运行引起的载荷P： 式中取值范围13，求回转离心力=1，釆用无级变速加(减) 速度呈连续平稳状态=1.2，传动系统存在微小间隙加(减) 速度呈连续但非平稳状态=1.5，传动系统存在较大间隙加(减) 速度呈突然非连贯性=2，传动系统存在很大间隙或存在明显反向冲击=3，根据本设备情况：取=2。 h. 水平惯性力P：此时=1.5，(见P面该段落顺5行)。 j. 起重机回转离心力和回转与变幅运动起(制) 动时的水平惯性力P：式中取值范围：离心力时=1.5，当回转速度2rpm时水平惯性力按钢丝绳摆角a进行计算，即臂架平面内10(前、后摆动) ，垂直臂架变幅平面内12(左、右摆动) 。k. 偶然载荷风载荷、雪载荷及船体倾斜引起偏斜分力载荷：风载荷按500N/m计算，雪载荷暂不考虑。2. 载荷类型及载荷组合a.30方浮式起重机整机载荷类型及载荷组合：见表130方浮式起重机整机载荷类型及载荷组合 表1载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第a类第b类第a类第b类第类结构自重G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨起升重量Q=120吨(1.1)120132吨120吨(1.93)120230吨120吨起升绳摆动重量引起的水平力T120tg1226吨120tg1226吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P旋=1.5120=180吨P旋=1.5120=180吨起重机旋转时离心力P离P离=1.5120=180吨P离=1.5120=180吨风载荷P风P风=15吨P风=50吨说明：抓斗迎风面积15M，臂架迎风面积20M，机棚迎风面积68M，风压q=150N/ M，q=500N/ M，q=1000N/ M。 b. 底盘主梁载荷类型及载荷组合：见表2底盘主梁载荷类型及载荷组合 表2载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第a类第b类第a类第b类第类结构自重G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨G=300吨起升重量Q=120吨(1.1)120132吨120吨(1.93)120230吨120吨起升绳摆动重量引起的水平力T120tg1226吨120tg1226吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P旋=1.5120=180吨P旋=1.5120=180吨起重机旋转时离心力P离P离=1.5120=180吨P离=1.5120=180吨风载荷P风P风=15吨P风=30吨c. 主臂载荷类型及载荷组合：见表3主臂载荷类型及载荷组合 表3载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第a类第b类第a类第b类第类结构自重G=40吨G=40吨G=40吨G=40吨G=40吨G=40吨起升重量Q=120吨(1.1)120132吨120吨(1.93)120230吨120吨起升绳摆动重量引起的水平力T120tg1226吨120tg1226吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P旋=1.5120=180吨P旋=1.5120=180吨起重机旋转时离心力P离P离=1.5120=180吨P离=1.5120=180吨风载荷P风P风=15吨P风=50吨（六），强度计算：起重机的零部件和金属结构挼第类载荷(工作状态最大载荷) 进行强度计算和按类载荷(非工作状态最大载荷) 进行强度验算对于塑性材料(钢、铝合金等) ；对于脆性材料(铸铁、青铜等) ；：不考虑应力集中的危险截面的最大应力；：材料旳屈服极；：材料旳强度极限；：安全系数；见表5，第类载荷计算用，第类载荷计算用安全系数表 表5 计算零件名称及材料 载 荷 情 况按笫类载荷疲劳计算或按笫类载荷强度计算时安全系数n、n按笫类载荷强度验算时安全系数n机械零件 起升、变幅机构、支承部件、防风装置、取物装置、制动器等锻轧件1.601.40铸钢件1.801.60旋转运动件锻轧件1.60铸钢件1.50金属结构般起重机金属结构Q235-A1.401.30Q345-B1.451.35运送液态金属起重机金属结构Q235-A1.61.30Q345-B1.61.35注明：Q345-B材料替代原16Mn材料。材料拉伸屈服极限（拉）与材料弯曲屈服极限（弯）与材料弯曲屈服极限（扭）之间的关系： 园形、矩形截面的碳钢：（弯）=1.2（拉） 其它截面的碳钢，各种截面的合金钢：（弯）=1.0（拉） 园形、矩形截面的碳钢C（扭）=0.6（拉）(七) ，疲劳计算：根据起重机设计规范凡是工作级别为A6、A7、A8、级的构件或连接件都要作疲劳验算。疲劳强度计算一般釆用等效法，把笫I类载荷換算为耐久性效果的等效载荷来计算，这时计算应力应滿足： 式中：零件危险截面上按疲劳载荷计算得出的最大计算应力； ：考虑了应力循环不对称系数，有效应力集中系数K，零件尺寸及热处理等因素后的疲劳强度； ：按笫I类载荷(工作状态正常载荷) 计算时安全系数；安全系数见表5。 当零件、构件的应力循环次数N，超过基本循环次数N0，作为机械零件N0=1010；焊接板结构N0=210；焊接桁架结构N0=510时应按无限寿命计算。疲劳强度计算公式： rk= 式中：-1：不考虑应力集中时，对称循环无限寿命疲劳极限或称条件疲劳极限。 K：有效应力集中系数 査起重机计算实例附录3有关碳钢零件在弯曲丶拉伸和扭转时有效应力集中系数K的近似值。 ：材料对应力循环不对称性敏感系数，对碳钢和低合金钢=0.2，对合金钢=0.3。 r：应力循环特性。 拉伸(或压缩)时 r=；剪切时 r=；当r=-1时为对称循环应力状态： rk=；当r=0时为脉动循环应力状态： rk=；起重机设计规范推荐以下关系式：拉压：-1拉=0.23（s+b）；弯曲：-1弯=0.27（s+b）；扭转：-1扭=-1弯/=0.156（s+b）。钢材疲劳极限近似值见下表6表6 钢材疲劳极限近似值变形对称循环脉动循环碳钢和低合金钢合金钢弯曲-1弯=0.43b拉-1弯=0.6b拉1.2S-1弯=0.6b拉S拉伸-1拉=0.38b拉-1拉=0.5b拉S-1拉=0.5b拉S扭转-1扭=0.22b拉-1扭=0.3b拉0.6S-1扭=0.3b拉0.6S（八），等效载荷的计算(参考起重机计算实例P25面) 等效载荷计算可按下式计算： P等效=等效P额式中：P额：起重机额定载荷； Pi：起重机在工作过程中的实际变载荷（i=1.2.3）； Ni：变载荷Pi的作用次数；m： 由应力換算成载荷的疲劳曲线指数，对于拉，压，弯曲，扭转应力m=m，对于接触应力m=m/3；等效：等效载荷系数；当资料不足时可用等效计算等效载荷。P等效=等效1等效2 P零额或M等效=等效1等效2M零额式中：P等效、M等效：额定载荷或额定力矩換算到计算零件上的载荷或力矩；等效1：等效静载荷系数见表7 等效2：等效动载荷系数见表8等效静载荷系数等效1 表7 零件(或构件)名称及应力计算类别轻级中级重级特重级 零件转速(转/分)40040090902020101080080018018040402020传动零件起升机构及非平衡变幅机构齿轮接触强度0.51.00.61.00.751.00.851.0拉压、弯扭、疲劳强庋甲类零件0.751.00.851.00.91.00.951.0乙丙类零0.750.850.900.95旋转运行平衡变幅所有零件1.001.001.001.00支承零件吊具、滑轮组、卷筒部件、从动轮轴、销轴等拉、压、弯、扭疲劳强度计算0.750.850.900.95滚动轴承、车轮、滾轮等接触疲劳强度计算0.500.600.750.85金属结构焊接板结构和铆接结构 0.750.85 0.90焊接桁架结构 0.70 0.800.85注甲类零件是指每旋转一周完成一次应力循环零件，乙类零件是指每开动一次完成一次应力循环零件。 丙类零件是指起重机每一个工作循环完成一次应力循环零件，表中零件转速栏中分子表示耐磨零件，分母表示易磨损零件。等效动载荷系数等效2 表8机构名称零件名称及位置 工作类型轻级中级重级特重级所有机构动力源到制动器区段1.41.62.02.0起升、非平衡变幅机构制动器以后的区段1.01.11.21.3旋转、运行、平衡变幅机构1.21.41.61.8(九)，钢丝绳的选择与计算采用最小安全法系数法(见规范P83面)选择钢丝绳直径： S绳=n绳S式中：S绳：钢丝绳破断拉力； n绳：钢丝绳最小安全系数；n绳=6 S：钢丝绳最大工作静拉力；S=120吨由四条钢丝绳承担，则单根钢丝绳最大工作静拉力S=30吨， S绳=306=180吨 选用抗拉强度1870MPa，查机械手册笫五版P8-17面表8-1-24表确定钢丝绳直径为52mm，其单根最小破断拉力180吨。校核在起升合斗过程中产生动载荷，而合斗、提升不同步由合斗钢丝绳承担是否安全：此时单根钢丝绳载荷：S绳= P.0.66/2=(1.82)1200.66272吨安全系数： n=180/72=2.5安全。符合中国船级社2007年船舶与海上设施起重设备规范。(十)，滑轮和卷筒设计与计算 1.求滑轮和卷筒最小直径： 滑轮和卷筒最小直径：D0 =ed 式中：D0：按卷绕钢丝绳中心计算的滑轮或卷筒的最小直径； e：与机构工作级别有关的系数(查规范表45)； d：所选的钢丝绳直径，钢丝绳直径52mm。滑轮和卷筒工作级别M6查规范表45得e1=25，e2=26；则滑轮直径为D0 = e2d=2652=1352mm； 取滑轮直径为D0=1400mm；滑轮的材质为ZG42CrM0 ；卷筒直径为D0 = e1d=2552=1300mm；考虑到起升速度取卷筒直径为D0 = 1400mm 。卷筒的材质为ZG25 。 2. 卷筒强度计算 当卷筒的长度小于或等于3倍卷筒直径是L3D时，主要计算压应力，而弯曲、扭转的合成应力般不大于压应力的10%15%，所以怱略不计。 卷筒压应力：压=A1A2【压】，式中： A1：多层卷绕系数；见表9多层卷绕系数 表9卷绕层数n 1 234系数A1 1.0 1.4 1.8 2.0 A2：钢丝绳绕入时的应力减小系数，一般取A2 =0.75； S：钢丝绳最大工作静拉力； ：卷筒壁厚；计算时可按下式初选： 铸钢： =d； 铸铁： =0.002D(610)mm； t：卷筒绳槽节距 (cm) ； 【压】：许用应力； 对于钢： 【压】=； 对于铸铁： =； ：抗压强度压=A1A2【压】，已知钢丝绳最大工作静拉力S=72吨=720000N，卷筒壁厚：=60，卷筒绳槽：t=60，卷筒长度：L=31503D，节距多层卷绕系数：A1 =1，钢丝绳绕入时的应力减小系数：A2=0.75，材料：ZG40Mn2，其屈服强度：s=395MPa，其【压】=197.5MPa。压=10.757200006060=150 MPa197.5Mpa 安全。当L3D时，应验算由弯曲和扭转的复合应力； 复= 【】， 式中：M复为复合力矩；M复=M弯：钢丝绳靜拉力产生的弯矩；(kg-cm)M扭：钢丝绳靜拉力产生的扭矩；(kg-cm)W：卷筒截面抗弯模数；(cm) W=D内：卷筒內径；(cm)D：卷筒绳槽底径；(cm) 【】：许用应力；对于钢【压】=；对于铸铁【压】=；复=11 Mpa【复】复=11 Mpa=158 Mpa安全。安全系数 n=14.3安全。符合中国船级社2007年船舶与海上设施起重设备规范。 3. 卷筒失稳计算 对於大尺寸卷筒(D1200mm，L2D) ，应对卷筒壁进行稳定验算，稳定性临界压应力计算： 对于钢卷筒：P临=525000P 对于铸铁卷筒：P临=(250000325000)P式中：R：卷筒底槽半径； P：卷筒壁单位压力； P=20MpaP临=525000=330 MpaP=17Mpa失稳系数：K= P临/ P1.31.5K= 330/17=191.31.5安全。 确定卷筒底径1400mm，长度L=3140mm，壁厚=60mm，节距t=60mm滿足设计使用要求（十），联轴器的计算 1. 联轴器上的计算力矩：M计=M等效nII 式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m) M等效：联轴器传递的等效力矩；(N-m) M等效 = M零额等效I等效II 等效I：笫I类载荷系数；查表7； 等效II：笫II类载荷系数；查表8； nII：笫II类载荷的安全系数；查表5； 3.齿轮联轴器的轮齿强度计算力 轮齿比压强度计算 单个轮齿所受的最大园周力：T= 轮齿面上的比压强度：P= 式中：载荷不均匀系数；一般取=0.70.8； ：承载能力系数，与转速及两被连接轴的轴线的偏角大小有关见图三；D0：分度园直径； F：单个齿的受力面在垂直于力线方向的投影面积；F=1.8mb。 m：模数； Z：齿数； b：齿宽； 代入后：P=轮齿弯曲强度把齿看成端固定的悬臂梁见图四，此时单个齿所受旳力矩为：M=1.25mT=齿根弯曲应力：齿=令= 则齿=则不同齿数的X值即值是不同旳其平均值见表9表9 Z、值表Z3040 4150 5160 61707180 3.73 3.5 3.29 3.08 3.02A， 输出联轴器的计算 巳知条件，主减速箱输出联轴器输出转速39rpm，输出功率1176KW，巳设计的联轴器的轴径250mm，渐开线齿形花键分度园532mm，齿数Z=38，模数m=14，长度b=80mm，轴釆用40Cr材料，调质处理，b=980MPa，s=785MPa，传动键尺寸5028315采用45钢，调质处理，s=355MPa，渐开线齿形花键采用45钢，调质处理，s=370MPa，b=630MPa，试确定轴径及验算轴径与渐开线齿形花键的安全系数：1. 输出联轴器上的计算力矩 理论扭矩: M理=460310N-m M计= M等效niiM等效= M零额等效I等效II 式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m) M等效：联轴器传递的等效力矩；(N-m) 等效I：笫I类载荷系数；查表7；等效I=1 等效II：笫II类载荷系数；查表8；等效II=2nII：笫II类载荷的安全系数；查表5；nII=1.6则计算力矩 M等效=12=920620 N-m M计 =9206201.6=1472992N-m2.确定轴径：D= 式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)【】：材料允许扭转强度；【】=0.156(Sb)=0.156(785980) =275MPa D=299mm根据结构取联轴器的轴径为350mm。 3.验算轴径的应力及安全系数： 轴径的扭转应力：= =170Mpa 【】安全。4.验算渐开线齿形花键的应力与安全系数： 齿面上比压强度：P=（见起重机设计手冊P27617-5b公式）式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)：载荷不均匀系数；取=0.8； ：承载能力系数；取=0.8； D0：分度园直径；450 m：模数；m=14 Z：齿数；Z=38 b：齿宽；b=80P=225Mpa对于联轴器渐开线直齿形的允许比压强【P】为250300MPa，（查起重机设计手冊P278表17-3）。所以P【P】安全 . 轮齿弯曲强度计算：弯=（见起重机设计手冊P27717-7b公式）式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)：载荷不均匀系数；取=0.9； ：承载能力系数；取=0.9；D0：分度园直径；532 m：模数；m=14 Z：齿数；Z=38 b：齿宽；b=80 值查表9得=3.5弯=173Mpa 对于联轴器渐开线直齿形的允许弯曲应力【挛】为100MPa，（查起重机设计手冊P278表17-3）。所以弯【挛】安全B，输入联轴器的计算 巳知条件，主减速箱输入联轴器输入转速329rpm，输入功率1880KW，巳设计的联轴器的轴径260mm，渐开线齿形花键分度园380mm，模数m=10，齿数Z=38，长度b=80mm，轴釆用40Cr材料，调质处理，b=980MPa，s=785MPa，传动键尺寸4022200采用45钢，调质处理，s=370MPa，b=670MPa，渐开线齿形花键采用45钢，调质处理，s=355Mpa，b=670MPa，。试确定轴径及验算轴径与渐开线齿形花键的安全系数：1. 输入联轴器上的计算力矩 M计= M等效nii M等效= M零额等效I等效II 式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m) M等效：联轴器传递的等效力矩；(N-m) 等效I：笫I类载荷系数；查表7；等效I=1 等效II：笫II类载荷系数；查表8；等效II=2nII：笫II类载荷的安全系数；查表5；nII=1.6 则计算力矩 M等效= 12 =109130N-mM计 =109130 1.6=174610N-m2.确定轴径：D= 式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)【】：材料允许扭转强度；=0.156(Sb)=0.156(785980) =275MPa D=147mm根据结构取联轴器的轴径为260mm。 3.验算轴径的应力及安全系数： 轴径的扭转应力：= =50Mpa 其安全系数：n=/=275/50=5安全。符合中国船级社2001年船舶与海上设施起重设备规范。4.验算渐开线齿形花键的应力与安全系数： 齿面上比压强度：P=式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)：载荷不均匀系数；取=0.8； ：承载能力系数；取=0.8； D0：分度园直径；380 m：模数；m=10 Z：齿数；Z=32 b：齿宽；b=80P=56Mpa根据起重机设计手册P278面表17-3中对于渐开线直齿形的允许比压强【P】为150200MPa，【齿】为100 MPa。 其安全系数：n=【P】/P=175/56=3安全。 符合中国船级社2001年船舶与海上设施起重设备规范。 . 轮齿弯曲强度计算：齿=式中：M计：联轴器传递的计算力矩；(N-m)：载荷不均匀系数；取=0.8； ：承载能力系数；取=0.8；D0：分度园直径；320 m：模数；m=10 Z：齿数；Z=32 b：齿宽；b=45 值查表9得=3.97齿=83MPa所以齿【齿】安全符合中国船级社2001年船舶与海上设施起重设备规范。 (十二) ，主减速器的设计计算 主减速器对于动载荷较大的机构应按实际载荷来设计，必要时按笫类载荷校核。A. 确定主减速器的输出、输入最大的力矩：1.输入最大的力矩：M入= =54565N-m 2.轴传递扭矩：M=429847135=110689N-m3. 轴传递扭矩： M=1106897938=230116N-m4. 输出最大的扭矩： M出=2301166231=460233N-mB. 确定主减速器的输入轴、轴及输出轴的直径： 利用公式D=k 式中k=1.5，M为传递扭矩，为抗扭强度已知输入轴、轴及输出轴釆用材料为40Cr其抗扭强度为【】=275MPa。 . 按纯扭矩计算各轴轴径. 按纯扭矩计算输入轴轴径：D=1.5=1.5100=150mm，而输入端轴径取的260mm。因轴承原因取大。. 按纯扭矩计算轴轴径：D=1.5=1.5126=190mm，实际取轴轴径为280mm。因轴承原因取大。. 按纯扭矩计算轴轴径：D=1.5=1.5161=240mm 而输出端轴径取的320mm。因轴承原因取大。. 按纯扭矩计算输出轴轴径：D=1.5=1.5203=304mm 而输出端轴径取的320mm。因轴承原因取大。.按弯、扭组合变形校核主减速器的各轴的强度： .轴釆用材质为40Cr调质处理其抗弯强度：【-1弯】=0.42b拉=420MPa，轴径在C载面处为260mm。a. 校核轴已知条件输入扭矩M扭=54565000Nmm轴小齿轮分度园为875mm;则小齿轮园周力P=124720N。其轴受力图如图五所示：求支反力RA、RB、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得支反力：RA=35904N，RB=88816N；弯矩：M弯max=29531320Nmm，扭矩：M扭=54565000Nmm， 危险截面在C处。 组合弯矩M组=55723453N-mm 求轴组合变形下的抗弯强度：弯=32Mpa【-1弯】 b.求轴组合变形安全系数： n=13安全。符合中国船级社2001年船舶与海上设施起重设备规范。2.轴釆用材质为40Cr调质处理其抗弯强度：【-1弯】=0.42b拉=420MPa，轴径在D载面处为280mm。a. 校核轴已知条件轴扭矩M扭=110689000Nmm; 其笫级传动大齿轮分度园为1775mm; 则其园周力P=124720N，笫级传动小齿轮分度园为1064; 则其园周力P=208062N，轴受力图如图六所示：求支反力RA、RB、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得支反力：支反力：RA=28675N，RB=54667N； 弯矩：MA= MB=0，MC=9591787.5 Nmm，MD=18286111.5 Nmm;扭矩：M扭=110689000Nmm； 危险截面在D处。 组合弯矩M组=97588026N-mm求轴组合变形下的抗弯强度： 弯=45Mpa【-1弯】 b.求轴组合变形安全系数： n=9安全。符合中国船级社2007年船舶与海上设施起重设备规范。3.轴釆用材质为40Cr调质处理其抗弯强度【-1弯】=0.42b拉=420MPa，轴径在D载面处为320mm。a. 校核轴已知条件输入扭矩M扭=230116000Nmm，笫级大齿轮分度园2212mm，则其园周力P2=208062N，笫级小齿轮分度园1116mm则其园周力P=412394N。轴受力图如图七所示：求支反力RA、RB、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得：支反力：RA=27981N，RB=67649N， 弯矩：MA= MB=0，MC=9485559 Nmm，MD=22933011 Nmm;扭矩：M扭=230116000Nmm； 危险截面在C处。 组合弯矩M组=200601478N-mm 求轴组合变形下的抗弯强度：弯=62Mpa【-1弯】 b.求轴组合变形安全系数： n=6.7安全。符合中国船级社2007年船舶与海上设施起重设备规范。4.轴釆用材质为40Cr调质处理其抗弯强度【-1弯】=0.42b拉=420MPa，轴径在D载面处为320mm。a. 校核轴已知条件输出扭矩M扭=460233000Nmm，笫级大齿轮分度园2232mm，则其园周力P=412394N。轴受力图如图七所示：求支反力RA、RB、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得：支反力：RA=120572N，RB=291821N， 弯矩：MA= MB=0，MC=100678245Nmm;扭矩：M扭=460233000N-mm； 危险截面在C处。 组合弯矩M组=411092350N-mm 求轴组合变形下的抗弯强度：弯=125Mpa【-1弯】 b.求轴组合变形安全系数： n=3.36安全。符合中国船级社2007年船舶与海上设施起重设备规范。C. 校核各级传动齿轮：已知减速器的输入轴小齿轮传递扭矩为M=54565N-m，轴小齿轮传递扭矩为M=110689N-m，轴小齿轮传递扭矩为M=230116Nm；已知：Z1=35，m1=25，BI=420； Z2=71，B2=400，i1=2.028；Z3=38，m2=28，B3=420，Z4=79，B4=400， i2=2.079；Z5=31，m3=36，B5=420，Z6=62，B6=400，i3=2；小齿轮釆用38CrM0Al，氮化处理HRC5055；大齿轮釆用42CrM0，调质表面淬火处理HRC4650。通过起重机计算实例P60面表214査得【接】=1040MPa，【弯】=430MPa。(a) ，校核级传动齿轮(1).齿面接触疲劳强度校核 接=2400【接】 式中： 接：齿面接触疲劳强度 MPa； M等效：等效力矩換算成小齿轮计算力矩N-mm； B：齿轮宽度-mm，B=400mm； d1：小齿轮分度园直径-mm，875mm； 【接】：材料许用接触强度MPa，(【接】=1040MPa，)。 接=2400=320Mpa 接【接】安全 (2).齿根弯曲强度校核 弯=2【弯】式中： 弯：齿根弯曲强度 MPa； M：等效力矩換算成小齿轮计算力矩N-mm； C：速度系数；C=1+0.16v=1+0.75=1.75 B：齿轮宽度-mm，B=170mm； m：小齿轮模数-mm，m=16mm； Y：齿形系数，查机械设计手册笫五版第3卷图14-1-98，图14-1-104得Y=4.3884； ：磨损系数，=1 【弯】：材料许用弯曲强度MPa，【弯】=430MPa，。弯=2=2=3 Mpa 弯【弯】安全 (b) ，校核级传动齿轮(1).齿面接触疲劳强度校核 接=2400【接】 式中： 接：齿面接触疲劳强度 MPa； M等效：等效力矩換算成小齿轮计算力矩N-mm； B：齿轮宽度-mm，B=400mm； d1：小齿轮分度园直径-mm，1164mm； 【接】：材料许用接触强度MPa，【接】=1040MPa，。 接=2400=2400=345Mpa 接【接】安全 (2).齿根弯曲强度校核 弯=2【弯】式中： 弯：齿根弯曲强度 MPa； M：等效力矩換算成小齿轮计算力矩N-mm； C：速度系数；C=1+0.16v=1+0.75=1.75 B：齿轮宽度-mm，B=400mm； m：小齿轮模数-mm，m=20mm； Y：齿形系数，查机械设计手册笫五版第3卷图14-1-98，图14-1-104得Y=4.3884； ：磨损系数，=1 【弯】：材料许用弯曲强度MPa，【弯】=430MPa，。弯=2=2=10 Mpa 弯【弯】安全(c) ，校核级传动齿轮(1).齿面接触疲劳强度校核 接=2400【接】 式中： 接：齿面接触疲劳强度 MPa； M等效：等效力矩換算成小齿轮计算力矩N-mm； B：齿轮宽度-mm，B=400mm；