(論文)18方浮式抓斗起重機設計計算書最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

18方浮式抓斗起重機設計計算書 設 計： 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(jié)構(gòu)形式組成2五，主要材料選用3六，起升機構(gòu)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(gòu)分級7(四) 結(jié)構(gòu)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) 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(zhuǎn)擺動齒輪校核計算40(十五) 擺動行星減速機的計算42(十六) 迴轉(zhuǎn)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(二十一)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74一 總結(jié)76二 使用標準依據(jù)77三 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缷及水上橋梁建設大梁安裝工程，其在工程船上可以360旋轉(zhuǎn)，其起重范圍抓斗挖泥直舉120噸，起吊半徑=15米；抓斗最大挖泥深度可達70米，吊鉤最大下放深度70米；由于本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。二， 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： 55 754.作業(yè)回轉(zhuǎn)半徑： 15m 24m5.載荷提升速度： 0 55m/min6.抓斗(吊鉤) 下降速度： 0 55m/min7.起重機旋轉(zhuǎn)角度：0 3608.起重機旋轉(zhuǎn)速度：0 1.0 rpm可調(diào)9.抓斗抓水容積： 18m10.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：柴油機液粘偶合器主減速箱互動軸內(nèi)漲提升小齒輪提升卷筒大齒輪提升鋼絲繩抓斗。2，抓斗合斗傳動路線：柴油機液粘偶合器主減速箱互動軸內(nèi)漲合斗小齒輪合斗卷筒大齒輪合斗鋼絲繩合斗滑輪組抓斗。3，回轉(zhuǎn)傳動路線：柴油機尾軸尾軸變速箱油泵油管控制系統(tǒng)油馬達立式減速機擺動小齒輪大齒圈滾輪底盤轉(zhuǎn)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)合斗、提升鋼絲繩抓斗靠其自重自由落體下降。四，結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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：，卷筒大齒輪 ZG42CrMo表面淬火。，卷筒小齒輪 38CMA氮化處理。，軸 40C調(diào)質(zhì)處理。 2，主減速箱：，大齒輪 40C調(diào)質(zhì)齒部表面淬火。，小齒輪 38CMA氮化處理。，軸 40C調(diào)質(zhì)處理。 ，箱體 Q235A去應力退火。3，底盤構(gòu)件：，主梁 Q345C H型鋼 自焊。，付梁 Q345C H型鋼。，橫梁 Q345C H型鋼。 ，上軌道板 45厚板去應力退火。4，吊桿構(gòu)件：，四肢桿 Q345C 無縫鋼。，撐桿 Q345C無縫鋼。，桿腳 Q345C厚板自焊。 ，滑輪 ZG42 CM0。 ，天軸 40C。5，下軌道座構(gòu)件：，滾輪 45。，滾輪軸 40C。，下軌道板 ZG25 ，立圈 ZG25厚板自焊。 ，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(gòu)件： ，卷筒 25#鋼卷制。，卷筒擋 ZG25。，卷筒擋 ZG25。 ，卷筒加強板 ZG25。 ，軸承座 ZG25。六，設計計算A，起升機構(gòu)設計計算起升機構(gòu)是18方浮式抓斗起重機的主要構(gòu)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(zhuǎn)速1500rpm； (常用轉(zhuǎn)速1200rpm) 。2. 提升速度65m/in，卷筒直徑1500mm；3. 卷筒傳動比： 8=97 Z7=35 i4=2.7714；4. 主減速箱傳動比：=62 Z=31 i3=2； 4=79 Z3=38 i2=2.079； 2=71 Z1=35 i2=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=12000N一m2. 求卷筒轉(zhuǎn)速： n巻=14rpm3. 求液粘偶合器輸出轉(zhuǎn)速： n液=14=327.3 rpm4. 求液粘偶合器輸出扭矩： M液=54849 N-M5. 求卷筒扭矩： M卷=1282295 N-M6. 求卷筒園周力： P卷=1282295/0.75=1709725 N=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合斗提升擺動開斗缷載擺動回程開始下個循環(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=6032032020=2560000次=2.5610循環(huán)次數(shù)查規(guī)范表1 其2.0010C4.0010一欄，則整機使用等級為6級。(整機載荷循環(huán)狀態(tài)見圖() 所示)2.求整機負荷狀態(tài)級別及載荷譜系數(shù)k 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0.250k0.500 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(gòu)分級根據(jù)規(guī)范表4、表5、表6及附錄B來確定機構(gòu)的分級。1. 機構(gòu)使用等級 起升機構(gòu)為T6級 回轉(zhuǎn)機構(gòu)為T4級 變幅機構(gòu)為T1級2.機構(gòu)工作級別 起升機構(gòu)為M6級 回轉(zhuǎn)機構(gòu)為M3級 變幅機構(gòu)為M1級(四)，結(jié)構(gòu)件或機械零件的分級根據(jù)規(guī)范表7、表8、表9來確定結(jié)構(gòu)件機械零件的分級。1.結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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P=300噸 b. 額定起升載荷P=120噸 C. 自重振動載荷 P： 式中取a 0a0.1 d. 起升動載荷 P： =式中、查規(guī)范表10，穩(wěn)定起升速度，單位米/每秒（m/s）。查表得=0.68 =1.2 =65/60=1.083 m/s=0.6865/601.2=1.93則起升動載荷 P=1201.93=230噸e. 突然缷載時的動力效應 P：已知抓斗重55噸67噸，則抓容物重65噸53噸此時取P=65噸 取1.11.3，取1.3 P=1.365=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P：式中=1.10.058v 其中為沖擊系數(shù)，v為運行速度m/s，h為軌面錯位高度mm，擺動式般取1.125。 g. 變速運行引起的載荷P： 式中取值范圍13，求回轉(zhuǎn)離心力=1，釆用無級變速加(減) 速度呈連續(xù)平穩(wěn)狀態(tài)=1.2，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)=1.5，傳動系統(tǒng)存在較大間隙加(減) 速度呈突然非連貫性=2，傳動系統(tǒng)存在很大間隙或存在明顯反向沖擊=3，根據(jù)本設備情況：取=2。 h. 水平慣性力P：此時=1.5，(見P面該段落順5行)。 j. 起重機回轉(zhuǎn)離心力和回轉(zhuǎn)與變幅運動起(制) 動時的水平慣性力P：式中取值范圍：離心力時=1.5，當回轉(zhuǎn)速度2rpm時水平慣性力按鋼絲繩擺角a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500N/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a類第b類第a類第b類第類結(jié)構(gòu)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(1.1)120132噸120噸(1.93)120230噸120噸起升繩擺動重量引起的水平力T120tg1226噸120tg1226噸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生切向分力P旋P旋=1.5120=180噸P旋=1.5120=180噸起重機旋轉(zhuǎn)時離心力P離P離=1.5120=180噸P離=1.5120=180噸風載荷P風P風=15噸P風=50噸說明：抓斗迎風面積15M，臂架迎風面積20M，機棚迎風面積68M，風壓q=150N/ M，q=500N/ M，q=1000N/ M。 b. 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a類第b類第a類第b類第類結(jié)構(gòu)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(1.1)120132噸120噸(1.93)120230噸120噸起升繩擺動重量引起的水平力T120tg1226噸120tg1226噸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生切向分力P旋P旋=1.5120=180噸P旋=1.5120=180噸起重機旋轉(zhuǎn)時離心力P離P離=1.5120=180噸P離=1.5120=180噸風載荷P風P風=15噸P風=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a類第b類第a類第b類第類結(jié)構(gòu)自重G=40噸G=40噸G=40噸G=40噸G=40噸G=40噸起升重量Q=120噸(1.1)120132噸120噸(1.93)120230噸120噸起升繩擺動重量引起的水平力T120tg1226噸120tg1226噸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生切向分力P旋P旋=1.5120=180噸P旋=1.5120=180噸起重機旋轉(zhuǎn)時離心力P離P離=1.5120=180噸P離=1.5120=180噸風載荷P風P風=15噸P風=50噸（六），強度計算：起重機的零部件和金屬結(jié)構(gòu)挼第類載荷(工作狀態(tài)最大載荷) 進行強度計算和按類載荷(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) ；對于脆性材料(鑄鐵、青銅等) ；：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；：安全系數(shù)；見表5，第類載荷計算用，第類載荷計算用安全系數(shù)表 表5 計算零件名稱及材料 載 荷 情 況按笫類載荷疲勞計算或按笫類載荷強度計算時安全系數(shù)n、n按笫類載荷強度驗算時安全系數(shù)n機械零件 起升、變幅機構(gòu)、支承部件、防風裝置、取物裝置、制動器等鍛軋件1.601.40鑄鋼件1.801.60旋轉(zhuǎn)運動件鍛軋件1.60鑄鋼件1.50金屬結(jié)構(gòu)般起重機金屬結(jié)構(gòu)Q235-A1.401.30Q345-B1.451.35運送液態(tài)金屬起重機金屬結(jié)構(gòu)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（拉）與材料彎曲屈服極限（彎）與材料彎曲屈服極限（扭）之間的關系： 園形、矩形截面的碳鋼：（彎）=1.2（拉） 其它截面的碳鋼，各種截面的合金鋼：（彎）=1.0（拉） 園形、矩形截面的碳鋼C（扭）=0.6（拉）(七) ，疲勞計算：根據(jù)起重機設計規(guī)范凡是工作級別為A6、A7、A8、級的構(gòu)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：零件危險截面上按疲勞載荷計算得出的最大計算應力； ：考慮了應力循環(huán)不對稱系數(shù)，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(gòu)件的應力循環(huán)次數(shù)N，超過基本循環(huán)次數(shù)N0，作為機械零件N0=1010；焊接板結(jié)構(gòu)N0=210；焊接桁架結(jié)構(gòu)N0=510時應按無限壽命計算。疲勞強度計算公式： rk= 式中：-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丶拉伸和扭轉(zhuǎn)時有效應力集中系數(shù)K的近似值。 ：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=0.2，對合金鋼=0.3。 r：應力循環(huán)特性。 拉伸(或壓縮)時 r=；剪切時 r=；當r=-1時為對稱循環(huán)應力狀態(tài)： rk=；當r=0時為脈動循環(huán)應力狀態(tài)： rk=；起重機設計規(guī)范推薦以下關系式：拉壓：-1拉=0.23（s+b）；彎曲：-1彎=0.27（s+b）；扭轉(zhuǎn)：-1扭=-1彎/=0.156（s+b）。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-1彎=0.43b拉-1彎=0.6b拉1.2S-1彎=0.6b拉S拉伸-1拉=0.38b拉-1拉=0.5b拉S-1拉=0.5b拉S扭轉(zhuǎn)-1扭=0.22b拉-1扭=0.3b拉0.6S-1扭=0.3b拉0.6S（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： P等效=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（i=1.2.3）； Ni：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(zhuǎn)應力m=m，對于接觸應力m=m/3；等效：等效載荷系數(shù)；當資料不足時可用等效計算等效載荷。P等效=等效1等效2 P零額或M等效=等效1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；等效1：等效靜載荷系數(shù)見表7 等效2：等效動載荷系數(shù)見表8等效靜載荷系數(shù)等效1 表7 零件(或構(gòu)件)名稱及應力計算類別輕級中級重級特重級 零件轉(zhuǎn)速(轉(zhuǎn)/分)40040090902020101080080018018040402020傳動零件起升機構(gòu)及非平衡變幅機構(gòu)齒輪接觸強度0.51.00.61.00.751.00.851.0拉壓、彎扭、疲勞強庋甲類零件0.751.00.851.00.91.00.951.0乙丙類零0.750.850.900.95旋轉(zhuǎn)運行平衡變幅所有零件1.001.001.001.00支承零件吊具、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(jié)構(gòu)焊接板結(jié)構(gòu)和鉚接結(jié)構(gòu) 0.750.85 0.90焊接桁架結(jié)構(gòu) 0.70 0.800.85注甲類零件是指每旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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)等效2 表8機構(gòu)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(gòu)動力源到制動器區(qū)段1.41.62.02.0起升、非平衡變幅機構(gòu)制動器以后的區(qū)段1.01.11.21.3旋轉(zhuǎn)、運行、平衡變幅機構(gòu)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)選擇鋼絲繩直徑： S繩=n繩S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=6 S：鋼絲繩最大工作靜拉力；S=120噸由四條鋼絲繩承擔，則單根鋼絲繩最大工作靜拉力S=30噸， S繩=306=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= P.0.66/2=(1.82)1200.66272噸安全系數(shù)： n=180/72=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。(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：D0 =ed 式中：D0：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(gòu)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e1=25，e2=26；則滑輪直徑為D0 = e2d=2652=1352mm； 取滑輪直徑為D0=1400mm；滑輪的材質(zhì)為ZG42CrM0 ；卷筒直徑為D0 = e1d=2552=1300mm；考慮到起升速度取卷筒直徑為D0 = 1400mm 。卷筒的材質(zhì)為ZG25 。 2. 卷筒強度計算 當卷筒的長度小于或等于3倍卷筒直徑是L3D時，主要計算壓應力，而彎曲、扭轉(zhuǎn)的合成應力般不大于壓應力的10%15%，所以怱略不計。 卷筒壓應力：壓=A1A2【壓】，式中： A1：多層卷繞系數(shù)；見表9多層卷繞系數(shù) 表9卷繞層數(shù)n 1 234系數(shù)A1 1.0 1.4 1.8 2.0 A2：鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)，一般取A2 =0.75； S：鋼絲繩最大工作靜拉力； ：卷筒壁厚；計算時可按下式初選： 鑄鋼： =d； 鑄鐵： =0.002D(610)mm； t：卷筒繩槽節(jié)距 (cm) ； 【壓】：許用應力； 對于鋼： 【壓】=； 對于鑄鐵： =； ：抗壓強度壓=A1A2【壓】，已知鋼絲繩最大工作靜拉力S=72噸=720000N，卷筒壁厚：=60，卷筒繩槽：t=60，卷筒長度：L=31503D，節(jié)距多層卷繞系數(shù)：A1 =1，鋼絲繩繞入時的應力減小系數(shù)：A2=0.75，材料：ZG40Mn2，其屈服強度：s=395MPa，其【壓】=197.5MPa。壓=10.757200006060=150 MPa197.5Mpa 安全。當L3D時，應驗算由彎曲和扭轉(zhuǎn)的復合應力； 復= 【】， 式中：M復為復合力矩；M復=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-cm)W：卷筒截面抗彎模數(shù)；(cm) W=D內(nèi)：卷筒內(nèi)徑；(cm)D：卷筒繩槽底徑；(cm) 【】：許用應力；對于鋼【壓】=；對于鑄鐵【壓】=；復=11 Mpa【復】復=11 Mpa=158 Mpa安全。安全系數(shù) n=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(D1200mm，L2D) ，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：P臨=525000P 對于鑄鐵卷筒：P臨=(250000325000)P式中：R：卷筒底槽半徑； P：卷筒壁單位壓力； P=20MpaP臨=525000=330 MpaP=17Mpa失穩(wěn)系數(shù)：K= P臨/ P1.31.5K= 330/17=191.31.5安全。 確定卷筒底徑1400mm，長度L=3140mm，壁厚=60mm，節(jié)距t=60mm滿足設計使用要求（十），聯(lián)軸器的計算 1. 聯(lián)軸器上的計算力矩：M計=M等效nII 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 = M零額等效I等效II 等效I：笫I類載荷系數(shù)；查表7； 等效II：笫II類載荷系數(shù)；查表8； nII：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= 輪齒面上的比壓強度：P= 式中：載荷不均勻系數(shù)；一般取=0.70.8； ：承載能力系數(shù)，與轉(zhuǎn)速及兩被連接軸的軸線的偏角大小有關見圖三；D0：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=輪齒彎曲強度把齒看成端固定的懸臂梁見圖四，此時單個齒所受旳力矩為：M=1.25mT=齒根彎曲應力：齒=令= 則齒=則不同齒數(shù)的X值即值是不同旳其平均值見表9表9 Z、值表Z3040 4150 5160 61707180 3.73 3.5 3.29 3.08 3.02A， 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(zhuǎn)速39rpm，輸出功率1176KW，巳設計的聯(lián)軸器的軸徑250mm，漸開線齒形花鍵分度園532mm，齒數(shù)Z=38，模數(shù)m=14，長度b=80mm，軸釆用40Cr材料，調(diào)質(zhì)處理，b=980MPa，s=785MPa，傳動鍵尺寸5028315采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，s=355MPa，漸開線齒形花鍵采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，s=370MPa，b=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理=460310N-m M計= M等效niiM等效= M零額等效I等效II 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)；查表7；等效I=1 等效II：笫II類載荷系數(shù)；查表8；等效II=2nII：笫II類載荷的安全系數(shù)；查表5；nII=1.6則計算力矩 M等效=12=920620 N-m M計 =9206201.6=1472992N-m2.確定軸徑：D= 式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)【】：材料允許扭轉(zhuǎn)強度；【】=0.156(Sb)=0.156(785980) =275MPa D=299mm根據(jù)結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)應力：= =170Mpa 【】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：P=（見起重機設計手冊P27617-5b公式）式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)：載荷不均勻系數(shù)；取=0.8； ：承載能力系數(shù)；取=0.8； D0：分度園直徑；450 m：模數(shù)；m=14 Z：齒數(shù)；Z=38 b：齒寬；b=80P=225Mpa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）。所以P【P】安全 . 輪齒彎曲強度計算：彎=（見起重機設計手冊P27717-7b公式）式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)：載荷不均勻系數(shù)；取=0.9； ：承載能力系數(shù)；取=0.9；D0：分度園直徑；532 m：模數(shù)；m=14 Z：齒數(shù)；Z=38 b：齒寬；b=80 值查表9得=3.5彎=173Mpa 對于聯(lián)軸器漸開線直齒形的允許彎曲應力【攣】為100MPa，（查起重機設計手冊P278表17-3）。所以彎【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(zhuǎn)速329rpm，輸入功率1880KW，巳設計的聯(lián)軸器的軸徑260mm，漸開線齒形花鍵分度園380mm，模數(shù)m=10，齒數(shù)Z=38，長度b=80mm，軸釆用40Cr材料，調(diào)質(zhì)處理，b=980MPa，s=785MPa，傳動鍵尺寸4022200采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，s=370MPa，b=670MPa，漸開線齒形花鍵采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，s=355Mpa，b=670MPa，。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= M等效nii M等效= M零額等效I等效II 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)；查表7；等效I=1 等效II：笫II類載荷系數(shù)；查表8；等效II=2nII：笫II類載荷的安全系數(shù)；查表5；nII=1.6 則計算力矩 M等效= 12 =109130N-mM計 =109130 1.6=174610N-m2.確定軸徑：D= 式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)【】：材料允許扭轉(zhuǎn)強度；=0.156(Sb)=0.156(785980) =275MPa D=147mm根據(jù)結(jié)構(gòu)取聯(lián)軸器的軸徑為260mm。 3.驗算軸徑的應力及安全系數(shù)： 軸徑的扭轉(zhuǎn)應力：= =50Mpa 其安全系數(shù)：n=/=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=式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)：載荷不均勻系數(shù)；取=0.8； ：承載能力系數(shù)；取=0.8； D0：分度園直徑；380 m：模數(shù)；m=10 Z：齒數(shù)；Z=32 b：齒寬；b=80P=56Mpa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150200MPa，【齒】為100 MPa。 其安全系數(shù)：n=【P】/P=175/56=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。 . 輪齒彎曲強度計算：齒=式中：M計：聯(lián)軸器傳遞的計算力矩；(N-m)：載荷不均勻系數(shù)；取=0.8； ：承載能力系數(shù)；取=0.8；D0：分度園直徑；320 m：模數(shù)；m=10 Z：齒數(shù)；Z=32 b：齒寬；b=45 值查表9得=3.97齒=83MPa所以齒【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 主減速器對于動載荷較大的機構(gòu)應按實際載荷來設計，必要時按笫類載荷校核。A. 確定主減速器的輸出、輸入最大的力矩：1.輸入最大的力矩：M入= =54565N-m 2.軸傳遞扭矩：M=429847135=110689N-m3. 軸傳遞扭矩： M=1106897938=230116N-m4. 輸出最大的扭矩： M出=2301166231=460233N-mB. 確定主減速器的輸入軸、軸及輸出軸的直徑： 利用公式D=k 式中k=1.5，M為傳遞扭矩，為抗扭強度已知輸入軸、軸及輸出軸釆用材料為40Cr其抗扭強度為【】=275MPa。 . 按純扭矩計算各軸軸徑1. 按純扭矩計算輸入軸軸徑：D=1.5=1.5100=150mm，而輸入端軸徑取的260mm。因軸承原因取大。2. 按純扭矩計算軸軸徑：D=1.5=1.5126=190mm，實際取軸軸徑為280mm。因軸承原因取大。3. 按純扭矩計算軸軸徑：D=1.5=1.5161=240mm 而輸出端軸徑取的320mm。因軸承原因取大。4. 按純扭矩計算輸出軸軸徑：D=1.5=1.5203=304mm 而輸出端軸徑取的320mm。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 .軸釆用材質(zhì)為40Cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度：【-1彎】=0.42b拉=420MPa，軸徑在C載面處為260mm。a. 校核軸已知條件輸入扭矩M扭=54565000Nmm軸小齒輪分度園為875mm;則小齒輪園周力P=124720N。其軸受力圖如圖五所示：求支反力RA、RB、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得支反力：RA=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=55723453N-mm 求軸組合變形下的抗彎強度：彎=32Mpa【-1彎】 b.求軸組合變形安全系數(shù)： n=13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.軸釆用材質(zhì)為40Cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度：【-1彎】=0.42b拉=420MPa，軸徑在D載面處為280mm。a. 校核軸已知條件軸扭矩M扭=110689000Nmm; 其笫級傳動大齒輪分度園為1775mm; 則其園周力P=124720N，笫級傳動小齒輪分度園為1064; 則其園周力P=208062N，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=28675N，RB=54667N； 彎矩：MA= MB=0，MC=9591787.5 Nmm，MD=18286111.5 Nmm;扭矩：M扭=110689000Nmm； 危險截面在D處。 組合彎矩M組=97588026N-mm求軸組合變形下的抗彎強度： 彎=45Mpa【-1彎】 b.求軸組合變形安全系數(shù)： n=9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.軸釆用材質(zhì)為40Cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度【-1彎】=0.42b拉=420MPa，軸徑在D載面處為320mm。a. 校核軸已知條件輸入扭矩M扭=230116000Nmm，笫級大齒輪分度園2212mm，則其園周力P2=208062N，笫級小齒輪分度園1116mm則其園周力P=412394N。軸受力圖如圖七所示：求支反力RA、RB、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得：支反力：RA=27981N，RB=67649N， 彎矩：MA= MB=0，MC=9485559 Nmm，MD=22933011 Nmm;扭矩：M扭=230116000Nmm； 危險截面在C處。 組合彎矩M組=200601478N-mm 求軸組合變形下的抗彎強度：彎=62Mpa【-1彎】 b.求軸組合變形安全系數(shù)： n=6.7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。4.軸釆用材質(zhì)為40Cr調(diào)質(zhì)處理其抗彎強度【-1彎】=0.42b拉=420MPa，軸徑在D載面處為320mm。a. 校核軸已知條件輸出扭矩M扭=460233000Nmm，笫級大齒輪分度園2232mm，則其園周力P=412394N。軸受力圖如圖七所示：求支反力RA、RB、彎矩、扭矩及危險截面：通過計算得：支反力：RA=12057