方浮式抓斗起重机起升系统设计

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本科毕业论文（20届）30方浮式抓斗起重机起升系统设计专业：机械设计制造及其自动化

130方浮式抓斗起重机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卸及水上桥梁建设大梁安装工程，可以360°旋转，其起重范围抓斗挖泥直举500吨，起吊半径R=15米；抓斗最大挖泥深度可达70米，吊钩最大下放深度70米；本30方浮式抓斗起重机采用了液粘调速、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。控制系统采用了手动与自动控制双向切换方式，使操作使用更方便灵活。本文介绍了30方浮式抓斗起重机起升机构设计参数的确定，整体性能的介绍，包括钢丝绳的选择和计算，滑轮和卷筒的选用和计算，臂架的设计和计算等，为整体的起重机设计提供起升机构的设计选用。整机由起升机构设计，臂架设计，底盘设计，控制系统设计，所以在尺寸和设计上需要一起配合，起升机构设计过程主要参照了18方浮式抓斗机的设计方案，并加以改进，对以后设计更大型的抓斗机有一定借鉴作用。当然设计主要是初步的部件选用和参数的确定，需要更多的细节上的验算和校核。关键词：起升机构；钢丝绳；滑轮；卷筒；

2Abstract30squarefloatinggrabcranemaininstalledinengineeringtheship,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;

3第1章绪论6L1前言61.2研究目的和意义6L3国内外发展状况7L4国内疏浚装备发展趋势81.5本文的主要内容8第2章设计整机方案92.1主要性能与技术参数93.2整机传动路线94.3机构组成105.4主要材料选用10第3章起升机构设计计算123.1起升机构设计123.2整机工作等级的确定133.3机构分级143.4结构件或机械零件的分级143.5计算载荷及载荷组合153.6强度计算183.7疲劳计算193.8等效载荷的计算213.9钢丝绳的选择与计算223.10滑轮和提升卷筒设计与计算236.11联轴器的计算253.12主减速器的设计计算31第4章关键零部件的强度校核394.1轴承的校核394.2提升卷筒轴强度校核计算414.3提升卷筒齿轮校核42

41.4提升卷筒轴轴承校核43

5总结和使用标准依据致谢.....44错误！未定义书签。49参考文献

6第1章绪论1.1前言世界贸易的快速发展增加了对集装箱港口和航道的需求，港口数量也不断增加，港口的大型化和深水化也越来越明显，导致建设性和维护性疏浚量的不断增加。这样大型挖泥船越来越受到广大用户的青睐。而抓斗式挖泥船具有作业范围大（可适用于中、小航道锚地的疏浚工防波堤、系船码头、河床的挖掘）；同时，适用范围广（除了挖取粘土、淤泥、卵石外，容重比大的抓斗能挖掘硬质土、珊瑚礁等），被广泛应用于各种工程施工中。目前,整体吊装工程越来越普遍,这就要求吊装用起重机的起重能力、作业幅度和高度越来越大。国内大型吊装用起重设备已由过去单一的抱杆方式，逐步扩大发展成为以高性能、更安全可靠的大型移动式起重机为核心的吊装设备。除此以外,浮式起重机和龙门起重机也都担负着海上和造船用大型吊装工作。其中，用于海上吊装的浮式起重机国内最大吨位已达到3800t,适于固定场合吊装的龙门起重机最大吨位为900t,常用的大型移动式起重机主要有轮式起重机和履带起重机,国内在这方面正逐步向大吨位发展。发达国家早在20世纪70年代就己生产制造和广泛使用大型移动式起重机,而且仍在不断研究新技术和新结构，向更大吨位挑战。⑸1.2研究目的和意义目前，在世界范围内，疏浚市场正呈现出一番红火的景象，其疏浚量已经高达每年数十亿立方米，由此带动国际疏浚业进入新一轮的黄金发展期，促成了疏浚装备的升级换代以及疏浚船舶技术的快速发展。在拥有各类大中型疏浚船舶数量的国家排位中，位居前三名的国家分别为美国、荷兰和中国。其中，排位第一的美国拥有的船舶数量高达593艘之多，比排位第二的荷兰的242艘高出了整整一倍还多，足见其雄厚的实力。而荷兰又比排位第三的中国的120艘高出了一大截。此外，比利时、英国、印度、加拿大、印度尼西亚、日本和巴西按大中型疏浚船数量的先后顺序分别排位4-10名。⑷国内专业制造挖泥船抓斗机的厂家甚少，主要以生产小型挖泥船抓斗机为主，大型的抓斗机，基本依赖进口。国产的挖泥船抓斗机自动化程度不高、能耗大、营运效益差，工作时船舶上空一片黑烟，周围噪音此起彼伏，起重机司机劳动强度大，不能满足起重机向高效自动化、节能环保型发展的趋势。国内疏浚企业迫切希望彻底改观起重机这一作业现状。研究开发、研制生产新一代具有自主知识产权的高效自动化、节能环保型的大型挖泥船抓斗机已经迫在眉睫。30方浮式抓斗起重机其起重范围抓斗挖泥直举500吨，起吊半径R=15米；抓斗最大挖泥深度可达70米，吊钩最大下放深度70米；具有高效自动化、节能环保等特点，最主要的是其抓斗容量属于国内领先。

71.1国内外发展状况国外挖泥船抓斗机的设计与制造主要集中在美国和日本。其中以日本的四国建机集团生产的SKK系列挖泥船抓斗机最为著名。其技术在目前世界抓斗挖泥船制造行业中比较先进，在大型抓斗机制造技术领域拥有主导地位。开发的GPS疏浚控制系统和水平疏浚控制系统，可以进行挖深控制、抓斗精确定位及海床平整控制等功能。随着疏浚工程规模的大型化，促使国外挖泥船抓斗机向大型化、专业化、高效化、智能化方向发展，新挖泥船的建造达到了一个新高潮。如：日本己经建造了斗容达到200m3的超大型抓斗式挖泥船，该船最大生产能力达到6000m3/h。挖泥船作业高度仪表化和自动化。通过计算机技术和仪表将在水下不可见疏浚作业时取土过程的过程及时、准确地显示在操作人员面前，大大简化了操作程序，提高了效率，进而提高了经济性。我国抓斗挖泥船制造业起步较晚，投入也不足，抓斗挖泥船制造水平一直得不到快速提高，我国造船企业几乎不能建造技术含量高的大型抓斗挖泥船，只能建造小型的、技术含量不高的抓斗挖泥船。目前，国内大型抓斗挖泥船基本都是从国外买的。而抓斗式挖泥船的技术复杂性主要体现在抓斗机系统方面。挖泥船制造厂商都特别注重抓斗挖泥机具的专项开发研究，与美、日等工程机械强国相比，我国在这方面的差距尤为突出。主要表现在几个方面：一是设计能力跟不上。我国挖泥船抓斗机在设计和建造上多年来相对较弱。国内设备及液压部件普遍重量偏重，尺寸偏大，使用性能欠佳。二是制造水平落后。在主要仪表及液压部件等配套装备制造工艺、周期方面有较大的差距。多年来仅限于制造小型的抓斗机，而大型的尤其是超大型的抓斗机主要依赖进口。三是在产品寿命、可靠性以及产品自动化程度上，跟国外差距明显。因此，亟须通过技术创新予以解决。自上世纪80年代后，我国挖泥船队的增长方式，一方面，靠引进国外现代化大型挖泥船，另一方面，以引进的船舶为蓝本，逐步实现挖泥船国产化。我国先后引进了一批当时国际先进的挖泥船，包括耙吸式挖泥船、绞吸式挖泥船、抓斗式挖泥船、链斗式挖泥船、自航开体泥驳等。同时，我国自行设计建造了一些新型挖泥船，通过这种对国外船舶的引进、消化、吸收方式以及港口建设的大量工程实践，使我国逐步形成了一支能掌握现代化疏浚技术的疏浚队伍。疏浚施工是在战风斗浪中前进的，疏浚工程的质量，在很大程度上取决于挖泥船和水深测量定位的准确性。伴随着中国港口的快速发展，中国疏浚业在不断追踪世界先进技术,通过引进、吸收后，开发出新的疏浚技术。很多疏浚工程需要隔江取土或跨越航道将疏浚泥土排至对岸，这要求解决排泥管线与航道通航的矛盾。为此，我国水下排泥管线系统得以发展，从最大排距16公里到40公里,排泥系统年生产能力可达200万立方米。随着国际国内水运行业向船舶大型化、码头深水化方向发展，卸船机及船用浮吊等大型设备在沿海港口大量应用，因此大吨位抓斗、特殊用途的抓斗的需求越来越多，但从上图看出国内最先进的起重机也只是日本06年的淘汰品，而且在一些关键配件上还是要靠进口。

81.1国内疏浚装备发展趋势随着疏浚业步入发展的快车道，国内航道疏浚、水利建设、港口建设对工程船的要求越来越高，需求数量越来越多，进而引发了疏浚业施工船舶的大型化和一系列技术问题的探索和实践。工程船在向大型化、自动化方向拓展。纵观近年来我国工程船发展，其发展呈现出以下特点：(1)工程船舶大型化。近年来，伴随着我国大型疏浚工程的增多，大型疏浚装备快速发展，大型耙吸式挖泥船快速增加。据不完全统计，1994年至2004年的10年间，世界上大型、超大型耙吸船猛增26艘，新增舱容42万立方米，是这之前20年新增大耙船舱容的两倍多。这些船舶挖深大多可达100米，其中一艘挖泥船最大挖深可达160米，特别适合我国大型疏浚工程的需要。此外，绞吸式和抓斗式挖泥船也出现大型化势头，绞吸式挖泥船最大总装机功率达28500千瓦，抓斗式挖泥船最大抓斗斗容已达200立方米。⑹(2)创新设计。开展对起重机传动型式创新、结构构造创新和功能原理创新等方面理论及技术基础研究，为此着重研究新材料、新工艺、新的传动装置，从而通过对不同设计方案的优选、分解和组合来产生新的设计方案，不断推出创新设计成果。(3)核心技术化。各大知名企业均具有其独特的核心技术，并不断创新，努力保持在同行业内的领先地位。现在各大公司均大力研究开发自己的核心技术，以不断提升自己的产品档次和竞争能力。(4)施工控制自动化。20世纪90年代前建造的大型工程船的控制室里都是按钮，需要两三个人操作，水下作业数据无法掌控，而现在大型工程船整个施工控制都由计算机控制,主要运行状况如柴油机的运行参数、各施工机械的状态控制等都可以通过计算机显示屏模拟显示。操纵人员还可以通过计算机的显示扉直观地了解施工作业轨迹和水下作业断面的图形，同时全程纪录施工的实时数据，为水下施工检验程序提供极大的帮助。自动控制集成化程度的提高，使施工过程控制更加精确，大大提高了船舶的工作效率，降低操作人员的劳动强度。m1.2本文的主要内容本文的设计方案是30方浮式抓斗起重机起升机构的设计，虽然与国外200方的相比不算先进，但国内来讲30方的抓斗机已是很大型的，属于国内领先。本文介绍了30方浮式抓斗起重机起升机构设计参数的确定，整体性能的介绍，包括钢丝绳的选择和计算，滑轮和卷筒的选用和计算，臂架的设计和计算等，为整体的起重:机设计提供起升机构的设计选用。第2章设计整机方案2.1主要性能与技术参数如下表2T：主要性能和技术参数

9卷筒直举载荷1500kN起重机旋转角度0°—360°吊杆长度30m起重机旋转速度0—1.0rpm石J调起重臂变幅角度55°—75°抓斗抓水容积30m3作业回转半径15m—24m抓斗最大升高顶部23m载荷提升速度0-55m/min抓斗、吊钩最大下放深度水面下70m抓斗（吊钩）下降速度0-55m/min30方浮式抓斗起重机的使用等级A82.2整机传动路线30方浮式抓斗起重机整体有4条传动路线：1、抓斗提升传动路线：柴油机一液粘偶合器一主减速箱一互动轴一内涨一提升小齿轮一提升卷筒大齿轮一提升钢丝绳一抓斗。2、抓斗合斗传动路线：柴油机一液粘偶合器一主减速箱一互动轴一内涨一合斗小齿轮一合斗卷筒大齿轮一合斗钢丝绳一合斗滑轮组一抓斗。3、回转传动路线：柴油机尾轴一尾轴变速箱一油泵一油管一控制系统一油马达一立式减速机一摆动小齿轮一大齿圈一滚轮一底盘转动。4、抓斗下降传动路线：合斗、提升外刹脱离开及互动轴内涨、外刹脱离一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一合斗、提升钢丝绳一抓斗靠其自重自由落体下降。

102.3机构组成30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、机棚等按一定次序组合起来成为一个整机。2.4主要材料选用如卜.表2-2：主要材料选用及处理方式类型零件材料处理方式

11开式齿轮卷筒大齿轮40Cr调质齿部表面淬火卷筒小齿轮38CrMoA1氮化处理轴40Cr调质处理主减速箱大齿轮40Cr调质齿部表面淬火小齿轮38CrMoA1氮化处理轴40Cr调质处理箱体Q235A去应力退火底盘构件主梁Q345CH型钢自焊付梁Q345CH型钢自焊横梁Q345CH型钢自焊上轨道板45厚板去应力退火吊杆构件四肢杆Q345C无缝钢滑轮ZG42CrMO天轴40Cr象鼻臂Q345C厚板自焊滚轮45渡轮轴40Cr下轨道座构件下轨道板45下连接板Q345C厚板自焊放射连接板H型钢上连接板Q345C厚板自焊立圈Q345C厚板自焊下轨道板45甲板座构件：接船梁筋板Q345C厚板自焊放射连接板T型钢自焊卷筒ZG40Mn2卷筒挡IZG25卷筒挡nZG25卷筒构件卷筒加强板ZG25

12第3章起升机构设计计算3.1起升机构设计30方浮式抓斗起重机的设计课题分了4个大块：起升机构的设计，回转系统的设计,臂架的设计和plc控制系统的设计•我负责对起升机构设计，起升机构是30方浮式抓斗起重机的主要构件，是30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。下面分别计算动力输出的扭矩及起升重量。已知条件：1.柴油机功率1600马力换算千瓦为1176kw,转速720rpm；2.提升速度55m/in,卷筒直径61500mm；3.卷筒传动比：Ze=95Z5=23i3=4.1304；4.主减速箱传动比：Zp95Z3=23i2=3.7143；Z2=95Zi=23ii=4.667；计算动力输出的扭矩及起升重量求柴油机输出扭矩：9549x1176720=15596NM(3-1)求卷筒转速:肌=55x1000』1500x3.1415(3-2)求液粘调速离合器输出转速:n液=11.67x95t78x98=8361Pm液23x21x21(3-3)求液粘调速离合器输出扭矩:9549xll76=13432NM836(3-4)求卷筒扭矩:(3-5)求卷筒园周力：P卷=962264.3/0.75=1283019N=128吨考虑传动效率系数取0.85,则卷筒可起升128x0.85=108口屯。即一台柴油机可提升108

13吨的载荷，两台可提升216吨，而额定起升载荷150吨，其富余量为216/150=1.44可行3.2整机工作等级的确定已知条件：根据情况我们采取抓斗山下降一合斗一提升一摆动一开斗卸载一摆动回程一开始下个循环需3分钟。每天工作20小时，每年工作320天，使用20年。1.求使用寿命CtC,=604-3x20x320x20=2560000次=2.56xlO6循环次数查《起重机规范》（以下简称规范）［”表1图3-1整机载荷循环状态则整机使用等级为U8级。（整机载荷循环状态见图3-1所示）2.求整机负荷状态级别及载荷谱系数与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3-2所示，表示整机载荷会随着使用时间的增加而增加。图3-2载荷状态查《规范》旧表2其0.250<240.500则其载荷状态级别Q3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》m表3或者根据本文使用标准，可以确定整机工作等级为A8级。

143.3机构分级根据《规范》小表4、表5、表6及本文使用标准表5-1,表5-2,表5-3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.机构载荷状态起升机构为L3级回转机构为L3级变幅机构为L3级3.机构工作级别起升机构为M7级回转机构为M6级变幅机构为Ml级3.4结构件或机械零件的分级根据《规范》E表7、表8、表9或者本文使用标准图5-1,图5-2,图5-3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B7级液粘离合器为B7级减速器为B7级卷筒为B6级摆动小齿轮为B4级2.机构件及零件应力状态级别起升臂为S4级液粘离合器为S4级减速器为S4级卷筒为S4级摆动小齿轮为S3级3.结构件及零件工作级别起升臂为E7级

15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E5级3.5计算载荷及载荷组合1.常规载荷：a.设备自重Pg=400吨b.额定起升载荷=150吨c.自重振动载荷式中的取土a（OWaWO.1）d.起升动载荷82P（?①2=22匕+①2min（3-6）式中：4、①2min查《规范》表1°，匕稳定起升速度，单位米/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则起升动载荷02P2=150x1.82=273吨e.突然卸载时的动力效应03P0w：此时取Pqw=80吨%MX1.1~1.3,取1.3（p3pQW=1.3x80=100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£q：式中：内=1」+。058丫丫〃'，其中因为冲击系数，Vy为运行速度m/s,h为轨面错位高度mm,摆动式以一般取L125。g.变速运行引起的载荷Qp。：式中Q取值范围1〜3,求回转离心力05=1，采用无级变速加（减）速度呈连续平稳状态弘=12,传动系统存在微小间隙加（减）速度呈连续但非平稳状态弘=1.5,传动系统存在较大间隙加（减）速度呈突然非连贯性弘=2,传动系统存在很大间隙或存在明显反向冲击必=3,根据本设备情况：取必=2。h.水平惯性力QP。：此时夕5=1-5，（见P14面该段落顺5行）。j.起亚机回转离心力和回转与变幅运动起（制）动时的水平惯性力GP。：式中必取值范围：离心力时四=L5,当回转速度V2rpm时水平惯性力按钢丝绳搜角的进行计算，即臂架平面内（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

16a.30方浮式起重机整机载荷类型及载荷组合：见表3-1表3-1：30方浮式起市:机整机载荷类型及载荷组合载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第la类第Ib类第Ha类第Hb类第1H类结构自重G=300吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨起升重量Q=150吨V।(1.1)X150=165吨150吨VII(1.82)X150=273吨150吨起升绳摆动重量引起的水平力T150Xtgl2=32吨150Xtgl2=32吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P旋二L5X150=225吨Pse=1.5X150=225吨起重机旋转时离心力P离P禺二L5X150=225吨P禽二1.5X150=225吨风载荷P风P-42=15吨P风产50吨b.底盘主梁载荷类型及载荷组合：见表3-2表3-2：底盘主梁载荷类型及载荷组合载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第Ia类第Ib类第Ha类第11b类第III类结构自重G=300吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨起升重量Q=150吨V।(1.1)X150=165吨150吨VII(1.93)X150=273吨150吨

17起升绳搓动重量引起的水平力T150Xtgl2°=32吨150Xtgl20=32吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P旋二L5X150=225吨P旋=1.5X150=225吨起重机旋转时离心力P离P禺二1.5X150=225吨P国二L5义150=225吨风载荷P风P42=15吨P时3=50吨c.主臂载荷类型及我荷组合：见表3-3表3-3：主臂载荷类型及载荷组合载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算第la类第1b类第Ha类第Hb类第m类结构自重G=40吨G=200吨G=200吨G=200吨G=200吨G=200吨起升重量Q=150吨WI(1.1)X150=165吨150吨WH(1.82)X150=273吨150吨起升绳摆动重量引起的水平力T150Xtgl20=32吨150Xtgl2°=32吨旋转机构旋转产生切向分力P旋Pft=1.5X150=225吨P旋-1.5X150=225吨起重机旋转时离心力P离P=1.5X150=225吨P离=1.5X150=225吨风载荷P风P风2=15吨P风3=50吨d.人字架载荷类型及载荷组合：见表3-4表3-4：人字架载荷类型及载荷组合载荷类型疲劳计算（寿命计算）强度计算载荷验算

18第la类第1b类第Ha类第Hb类第HI类结构自重G=300吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨G=400吨起升重量Q=150吨V।(1.1)X150=165吨150吨Wit(1.93)X150=273吨150吨起升绳摆动重量引起的水平力T150Xtgl20=32吨150Xtgl2°=32吨旋转机构旋转产生切向分力P旋P口.5义150=225吨P旋二1.5X150=225吨起重机旋转时离心力P离P图=1.5X150=225吨P禽二1.5X150=225吨风载荷P风P>42=15吨P风产50吨说明：抓斗迎风面积15加2,臂架迎风面积为20m2,机棚迎风面积为68nT,风压ql=150N//n2,q2=500N/w2,q3=1000N//n2»3.6强度计算起重机的零部件和金属结构按第H类载荷（工作状态最大载荷）进行强度计算和按川类载荷（非工作状态最大载荷）进行强度验算「1［°1对于塑性材料（钢、铝合金等）。。=3；n对于脆性材料（铸铁、青铜等）。0［。］=田；。：不考虑应力集中的危险截面的最大应力：0$：材料的屈服极：。小材料的强度极限；n：安全系数；见表3-5,第］［类载荷计算用第IH类载荷计算用丹川表3-5：安全系数表载荷情况

19计算零件名称及材料按笫I类载荷疲劳计算或按笫1【类载荷强度计算时安全系数按笫I类载荷强度验算时安全系数'll机械起升、变幅机构、支锻轧件1.601.40专承部件、防风装置、件取物装置、制动器等铸钢件1.801.60旋转运动件锻轧件1.60—铸钢件1.50一金属一般起重机金属结构Q235-A1.401.30Q345-B1.451.35结构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q（拉）与材料弯曲屈服极限5（弯）与材料弯曲屈服极限5（扭）之间的关系：园形、矩形截面的碳钢：q（弯）=1.2q（拉）其它截面的碳钢，各种截面的合金钢：巴（弯）=1.0/（拉）园形、矩形截面的碳钢：q（扭）=0.6q（拉）3.7疲劳计算根据《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。疲劳强度计算一般采用等效法，把笫I类载荷换算为耐久性效果的等效载荷来计算，这时计算应力应满足：（3-7）式中：cr：零件危险截面上按疲劳载荷计算得出的最大计算应力；［。尔］：考虑了应力循环不对称系数n，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N。，作为机械零件No=10x10%焊接板结构No=2xKT；焊接桁架结构

20No=5xKT时应按无限寿命计算。疲劳强度计算公式：2。,O=!'(l+r)K+〃(l+r)(3-8)式中：o_l：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：有效应力集中系数查《起重机计算实例》⑼附录3有关碳钢零件在弯曲、拉伸和扭转时有效应力集中系数K的近似值。n:材料对应力循环不对称性敏感系数，对碳钢和低合金钢n=0.2,对合金钢n=0.3or：应力循环特性。OT拉伸(或压缩)时r=3"；剪切时「=」皿；%aX当r=-l时为对称循环应力状态：b#=0；K当r=0时为脉动循环应力状态：tr.=0二工；k+n《规范》川推荐以下关系式：拉压：cr_］拉=0.23(crs+crb)；弯曲：育=0.27(crs+crb)；扭转：=cr_l??/V3=0.156(crs+crb)钢材疲劳极限近似值见下表3-6表3-6：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弯=0.6%立＜L2q%弯=。・6%立KL2ct9Ui弯=。6%立WL2G拉伸J1弯=0.38%拉b_i弯二0・5%寸-5%弯=0.5%,以扭转=0.22crbft。一1扭=0341立"0.6%7-1扭=0340・6%3.8等效载荷的计算等效载荷计算可按下式计算:

21(3-9)式中：P额：起重机额定载荷；P：起重机在工作过程中的实际变载荷(i=1.2.3……)；M：变载荷片的作用次数；M:由应力换算成载荷的疲劳曲线指数，对于拉，压，弯曲，扭转应力m，=m,对于接应力m*=Vo/'；”等效：等效载荷系数；当资料不足时可用W等效计算等效载荷。P等效=”等效1-等效2P额或M等效="等效等效2M额(3-10)式中：效、M出效：额定载荷或额定力矩换算到计算零件上的载荷或力矩；”等效1：等效静载荷系数见本章表3-7；”等效2:等效动载荷系数见本章表3-8；表3-7等效静载荷系数W松।零件(或构件)轻级中级重级特重级名称及应力计算类别零件转速(转/分)<4002400<90290<20220<10210<8002800<1802180<40240<20220齿轮接触0.51.00.61.00.751.00.851.0起升强度供机构拉甲0.751.00.851.00.91.00.951.0N及非压、类零平衡弯零件变幅扭、件机构疲劳乙0.750.850.900.95强皮丙类零

22旋转运行平衡变幅所有零件1.001.001.001.00及承寄仰吊具、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、滚轮等接触疲劳强度计算0.500.600.750.85金幅经枪焊接板结构和钟接结构——0.750.850.90焊接桁架结构——0.700.800.85注⑴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。⑵丙类零件是指起重机每一个工作循环完成•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W焯效2表3-8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1.21.41.61.83.9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：=n^Smax(3T1)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

23Smax：钢丝绳最大工作静拉力；Smax=150吨由四条钢丝绳承担，则单根钢丝绳最大工作静拉力Smax=37.5吨，则：S掰un啕S=37.5x6=225吨绳绳max选用抗拉强度1870MPa,查《机械手册笫五版》P8T7面表8-1-24表确定钢丝绳直径为①58mm,其单根最小破断拉力226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：此时单根钢丝绳我荷：S绳=02%0.66/2=%](1.82)xl50x0.66+2=90吨安全系数：n=226/90=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》⑵。3.10滑轮和提升卷筒设计与计算1.求滑轮和卷筒最小直径滑轮和卷筒最小直径：D()=exd(3-12)式中：D。：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》"1表45)；d：所选的钢丝绳直径，钢丝绳直径①58nlln。滑轮和卷筒工作级别M6查《规范》卬表45得el=22.4,e2=25；则滑轮直径为D()=e,xd=25x58=1450mm；滑轮的材质为ZG42CrM0；卷筒直径为Do=e2xd=22.4x58=1300mm；考虑到起升速度取卷筒直径为D°=1500mm。卷筒的材质为ZG25o2.卷筒强度计算当卷筒的长度小于或等于3倍卷筒直径是LW3D时，主要计算压应力，而弯曲、扭转的合成应力一般不大于压应力的10%〜15%,所以忽略不计。卷筒压应力：o-Hi：=AixA2x%L^tcrJ，Of(3-13)式中：AI：多层卷绕系数；见表3-9表3-9：多层卷绕系数卷绕层数n12324系数A11.01.41.82.0A2：钢丝绳绕入时的应力减小系数，一般取A2=0.75；SmaX：钢丝绳最大工作静拉力；

248：卷筒壁厚；计算时可按下式初选：铸钢：6=d；铸铁：8=0.002D+(6~10)mm；t：卷筒绳槽节距(cm)；【。压】：许用应力；对于钢：【<7压]=二"；对于铸铁：5=%：5«,,：抗压强度已知钢丝绳最大工作静拉力SmaX=90吨=900000N,卷筒壁厚：5=65,卷筒绳槽：t=60,卷筒长度：L=4000<3D,节距多层卷绕系数：AI=l,钢丝绳绕入时的应力减小系数：A2=0.75,材料：ZG40Mn2,其屈月艮强度：。s=395MPa,其【。*】=197.5MPa。。厌=1X0.75X9000004-654-60=173MPa^l97.5Mpa安全。当L>3D时,应验算由弯曲和扭转的复合应力；%=<[cr],'W式中：Mk为复合力矩；My=&Y弓711(3-14)M"：钢丝绳静拉力产生的弯矩；(kgcm)Mw：钢丝绳静拉力产生的扭矩；(kgcm)W：卷筒截面抗弯模数：(cn?)w°"。4一〃)W=D(3T5)D内:卷筒内径;(cm)D：卷筒绳槽底径;(cm)[o]：许用应力；对于钢【巧】=%;2.5

25对于铸铁【<7压】=(±;72、啖:叱5"0.1x(1404-1284)140(3-16)395o■旦=11Mpa<<—=158Mpa……安全。1eft安全系数：n=士吧=14.3……安全。11符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵3.卷筒失稳计算对於大尺寸卷筒(D>1500mm,L>2D),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:Pr,=525000*Im63充>P对于铸铁卷筒：取,=(250000〜325000)53>P式中：R：卷筒底槽半径;P：卷筒壁单位压力；Dxt2x9000001500x60=20Mpa63贝ij：2高=525000—525000=341Mpa>P=20MpaR'失稳系数：K=R临/PN1.3〜1.5K=330/17=1921.3〜1.5安全。确定卷筒底径①1500mm,长度L=3950mm,壁厚6=65mm,节距t=60mm满足设计使用要求3.11联轴器的计算1.联轴器上的计算力矩：乂计=乂等效、、］(3-17)

26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=乂额X”等效［笠效uVw.：笫I类载荷系数：查本章表3-7；v-f»n：笫II类载荷系数；查本章表3-8；n.i：笫II类载荷的安全系数；查本章表3-5；1.齿轮联轴器的轮齿强度计算力(1)轮齿比压强度计算单个轮齿所受的最大园周力：T=aB汝名(3-18)轮齿面上的比压强度：P=—F(3-19)式中：a：载荷不均匀系数；一般取a=0.7〜0.8：P：承载能力系数，与转速及两被连接轴的轴线的偏角大小Do：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=-=-27计F0.9a3bm2z2(3-20)(2)轮齿弯曲强度单个齿所受的力矩为:2.5M*M=1.25mxT=Z根弯曲应力_M_15MH.°齿一三一幻Bb(X0>z2(3-21)15X7则*a117

27则不同齿数的X值即丫值是不同的其平均值见表3-9表3-9Z、Y值表Z30〜4041〜5051〜6061〜7071〜80Y3.973.733.53.293.08A.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836rpm,输出功率U76KW,巳设计的联轴器的轴径中165nlm,渐开线齿形花键分度园①320mm,齿数Z=32,模数m=10,长度b=45mm,轴采用40Cr材料，调质处理，。尸980MPa,os=785MPa,传动键尺寸50X28X315采用45钢，调质处理，o,=355MPa,渐开线齿形花键采用45钢，调质处理，。.=355Mpa。1.试确定轴径及验算轴径与渐开线齿形花键的安全系数：乂计=M等效x、］M等『M额x力等效］x材笠效］］(3-22)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；查本章表7；”等效［=1力等效„：笫口类载荷系数；查本章表8；”等效u=2n„：笫II类载荷的安全系数；查本章表5；%|=1.6则计算力矩一9549x1176,〜M笺纣=xlx2=26865Nm等效836M计=26865X1.6=42984N-m(3-23)式中：M计：联轴器传递的计算力矩：3”(Ta］：材料允许扭转强度；［Tw］=0.156(crs+o-b)=0.156(785+980)=275MpanilnM计，42984x103则：D=3—匚=3：0.2twV0.2x275根据结构取联轴器的轴径为①165mm。3.验算轴径的应力及安全系数：轴径的扭转应力：=92mm

28M42984xlO3r-VV-0.2x165=48Mpan==275/48=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》⑵4.验算渐开线齿形花键的应力与安全系数:（1）.齿面上比压强度:2%F0.9aPbm2z2（见《起重机设计手册》P276K17-5b3公式）式中：M计：联轴器传递的计算力矩；（N-m）a：载荷不均匀系数；取a=0.8；B：承载能力系数；取B=0.8：Do：分度园直径；6320m：模数;m=10Z：齿数;Z=32b：齿宽:b=452M计则：P=-=。F0.9aBbm2x429840002Z20.9x0.8x0.75x45x102x322=34.5Mpa对于联轴器渐开线直齿形的允许比压强【P】为250〜300MPa,（查《起重机设计手册》冲278表17-3)„所以P<[P]……安全（1）.轮齿弯曲强度计算:公式）YM计aPbm2Z2（见《起重机设计手册》⑻P277K17-7b3式中：M计：联轴器传递的计算力矩；（N-m）a：载荷不均匀系数；取a=0.8；P：承载能力系数;取6=0.8；Do：分度园直径；4>320m：模数；m=10Z：齿数；Z=32b：齿宽；b=45丫值查表9得丫=3.97则:3.97x42984000aPbm2Z20.8x0.75x45x102x322=62Mpa

29对于联轴器渐开线直齿形的允许弯曲应力【。C为lOOMPa,（查《起重机设计手册》⑻P278表17-3）»所以。有V【。G……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48.3rpm,输入功率1176KW,巳设计的联轴器的轴径①250mln,渐开线齿形花键分度园①450mm,模数m=10,齿数Z=45,长度b=90mm,轴采用40Cr材料，调质处理，。产980MPa,。s=785MPa,传动键尺寸40X22X200采用45钢，调质处理，Os=355MPa,。产785MPa,渐开线齿形花犍采用45钢，调质处理，。s=355Mpao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xnnM等效=卜1额X”等效।等效u式中：M计：联轴器传递的计算力矩；（N-m）M笠效：联轴器传递的等效力矩；（N-m）”等效I：笫I类载荷系数；查本章表7；材等效「I力等效"笫II类载荷系数；查本章表8；”等效u=2n|l：笫II类载荷的安全系数；查本章表5；n„=1.6则计算力矩：、.9549x1176,、…M中油=xlx2=464995N•m等效48.3M计=464995X1.6=743992N-m2.确定轴径：D=3,IT式中：M计：联轴器传递的计算力矩；（N-m）（］：材料允许扭转强度；则：D=3—^=3%=0.156(q+CTb)=0.156(785+980)=275MPa吊0.2品\0.2x275Jftl根据结构取联轴器的轴径为①250mm。3.验算轴径的应力及安全系数:轴径的扭转应力:其安全系数：r<[r]安全。

30符合中国船级社2001年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。3.验算渐开线齿形花键的应力与安全系数：（1）.齿面上比压强度：P=7=2M计F0.9aBbm2z2式中：Mit：联轴器传递的计算力矩；（N"〃）a：载荷不均匀系数：取a=0.8：P：承载能力系数；取B=0.8；Do：分度园直径；6450m：模数；m=10Z：齿数；Z=45b：齿宽；b=90cT2MH.2x743992000P=—===76MpaF0.9aPbm2z20.9x0.8x0.75x90x102x452根据《起重机设计手册》⑻P278面表17-3中对于渐开线直齿形的允许比压强【P】为150-200MPa,【。齿】为100MPa。其安全系数：n=[P]/P=175/76=2……安全。符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。（2）.轮齿弯曲强度计算：:YM计齿一apbm2Z2（3-24）式中：NU：联轴器传递的计算力矩；（N-〃?）a：载荷不均匀系数；取a=0.8：P：承载能力系数；取6=0.8；D0：分度园直径；*320m：模数；m=10Z：齿数；Z=32b：齿宽;b=45Y值查表9得y=3.73计3.73x743992000”、皿“a3bm2Z20.8x0.75x90x102x452。齿V【。齿】安全

31符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。

323.12主减速器的设计计算图3-4减速器传动图主减速器构成如图3-4,对于动载荷较大的机构应按实际载荷来设计，必要时按笫II类载荷校核。确定主减速器的输出、输入最大的力矩：954gx][761.输入最大的力矩：M入a==42984Nm28362.中间轴传递扭矩：Mux=42984x4.667=200606Nm3.输出最大的扭矩：M.Pmax=743992Nm=74392Nm确定主减速器的输入轴，中间轴及输出轴的宜径已知输入轴，中间轴及输出轴采用材料为40Cr其抗扭强度为【。扭】=275MPa。1.按纯扭矩计算各轴轴径按纯扭矩计算输入轴轴径:J42984000V0.2x275=92mm而输入端轴径取的中220mm。因轴承原因取大。按纯扭矩计算中间轴轴径:

33Di./200606000V0.2x275=154mm实际取中间轴轴径为中260mm。因轴承原因取大。按纯扭矩计算III轴轴径:/743992000V0.2x275=238mm而输出端轴径取的①260mm。因轴承原因取大。1.按弯、扭组合变形校核主减速器的各轴的强度：(1)输入轴采用材质为40Cr调质处理其抗弯强度：[cr=0.42bl的=420MPa,轴径在C载面处为中195nlm。40745414144-84CDOU51图3-5输入轴(a).校核输入轴已知条件输入扭矩MM=42984000Nmm小齿轮园周力P=255857N„其输入轴受力图如图3-6所示:

34a.受力图b.扭矩图Cc.弯矩图BM弯=32490656Nmn图3-6输入轴受力图求支反力Ra、电、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得支反力：Ra=184606N,Rb=71251N；弯矩：M*”=32490656Nmm；扭矩：=42984000Nmm；则：危险截面在C处。组合弯矩：M组="/(+0.75%=yj\17926302+0.75x2006063282=51374666Nmm(3-25)求输入轴组合变形下的抗弯强度:51374666—0.1x2203=70Mpa<【*】(b).求输入轴组合变形安全系数:[%J=4200弯一而安全。符合中国船级社2001年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。(2).中间轴采用材质为40Cr调质处理其抗弯强度：[cr_1砥】=0.42bb拉=420MPa,轴径在D载面处为①220nlm。(a).校核中间轴已知条件中间轴扭矩Muw=200606328Nmm;

3597图3-7中间轴笫I级传动大齿轮园周力P=255857N,笫H级传动小齿轮园周P?=955268N,中间轴轴受力图如图3-8所示：Mc=95917875NnnMd=182861115Nnn图3-8中间轴受力图求支反力Ra、Rb、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得支反力：支反力：R.F-137855N,Rb=561546N；弯矩:Mw=117926230Nmm；扭矩：Mlll=20606328Nmm；则：危险截面在D处。组合弯矩：+O.75M^=7117926302+O.75x2OO6O63282=2O997326O7Vmm

36求中间轴组合变形下的抗弯强度:209973260.1x2603=20Mpa<<（b）.求中间轴组合变形安全系数:［。一。穹］=420=?］。弯20安全。符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。（3）输出轴采用材质为40Cr调质处理其抗弯强度【cr_1穿】=0.42bb拉=420MPa,轴径在D载面处为①280nlm。（a）.校核输出轴已知条件输入扭矩M批=230116000Nmm,小齿轮园周力P=955268N.图3-9输出轴输出轴受力图如图3T0所示：RB=635820N受力图AuD平M扭二230116000Nmmb扭矩图Ma=0c弯矩图Mc=9485559NmmMD=22933011Nmm

37图3-10输出轴受力图求支反力R*、及、弯矩、扭矩及危险截面：通过计算得：支反力：Ra=320448N,Rb=635820N,弯矩：M弯=134158O2ONmm；扭矩：M.,,=745112084Nmm；危险截面在C处。组合弯距：M知=JmI+0J5MI=Jl341580202+0.75x7451120842=659084453NmmfflV弓litv求in轴组合变形下的抗弯强度:659084453“八、“11r-仁=五仅葡=300MpaVV【吟穹】(b).求输出轴组合变形安全系数:t-J=^=1,40……安全。。杳300符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵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|=26865Nm中间轴小齿轮传递扭矩为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小齿轮采用38CrM0Al,氮化处理HRC50〜55；大齿轮采用42CrM0,调质表面淬火处理HRC46〜50。通过《起重机计算实例》⑼P60面表2—14查得［o接］=1040MPa,【。弯】=430MPa.(a),校核I级传动齿轮(I).齿面接触疲劳强度校核=2呵小*(3-26)式式中：。接：齿面接触疲劳强度MPa；M,w：等效力矩换算成小齿轮计算力矩B：齿轮宽度mm,B=170mm；N-mm；

38di：小齿轮分度园直径mm,O336mm；【。接1材料许用接触强度…MPa,(【。接】=1040MPa,)。26865000170x336x336=889Mpa。接W【。接】……安全(2).齿根弯曲强度校核.MxCb门=2~~~Zm2YY(3-27)式中：。■:齿根弯曲强度MPa；M：等效力矩换算成小齿轮计算力矩……Nmm；C：速度系数；C=l+0.16v=l+0.75=1.75B：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》⑶笫五版第3卷图14-1-98,图14-1-104得Y=4.3884；Y：磨损系数，¥=1［o弯］：材料许用弯曲强度……MPa,［。弯］=430MPa,.步cMxCc26865000x1.75b穹=2=2x=20MpaZBm2Yx21xl70xl62x4.3884xlb穹VV【b弯】安全(b)校核II级传动齿轮(1).齿面接触疲劳强度校核式中：。接：齿面接触疲劳强度……MPa；等效力矩换算成小齿轮计算力矩……Nmm；B：齿轮宽度mm,B=250mm；dis小齿轮分度园直径mm,O420mm；(°接］：材料许用接触强度……MPa,［o榕］=1040MPa,。464995000250x420x420°■接W【b接】……安全=779Mpa(2).齿根弯曲强度校核

392MxeZm2/Y式中：。"：齿根弯曲强度MPa；M：等效力矩换算成小齿轮计算力矩……Nmm；C：速度系数：C=l+0.16v=l+0.75=1.75B：齿轮宽度mm,B=250mm；m：小齿轮模数mm,m=20mm；Y：齿形系数，查《机械设计手册》⑶笫五版第3卷图14T-98,图14-1-104得Y=4.3884；Y:磨损系数，¥=1[。“：材料许用弯曲强度……MPa,[。G=430MPa,.cMxCc464995000x1.75=lOOMpa2=2ZBm2YY21x250x202x4.3884xler弯VV【cr穹】安全(O校核减速器发热：箱体连续工作中产生的热量为：Q,=1000(1-7)P|(w)(3-28)式中：n—传动效率；见《机械设计手册》⑶笫五版笫四卷P16T9表16-1-22,或者S《机械设计手册》⑶笫五版笫一卷P1-5表1T-3表，得n=0.96,耳一输入轴的传动功率；kw,贝I]Q,=1000(1-7)P](w)=1000(1-7)P=1000(1-0.96)1880=47040W箱体表面排出的最大热量：Q2max=KS(QYmax-Q0)W(3-29)式中：K一传热系数；一般取K为8.7〜17.5W/m2℃,由于本箱体所处的位置通风状态不太好，因此取K为8.7〜10.5W/m2℃；S一为散热计算面积：箱体表面积S=36mzQYmax—为汕温最大许用值，对齿轮传动允许60〜70℃：Qo一为减速箱体所处的位置周围空气的温度，一般取20℃,而作为本机取28~30℃；Q2g=KS(QYmax-Qo)W=8.7x16(70-28)=4454WQiNQm,减速箱体内的润滑油需采取其它冷却方式进行冷却，我们采用冷却器对润滑油进行冷却。

40第4章关键零部件的强度校核4.1轴承的校核图4-1轴承种类减速器轴承校核已知：输入轴，中间轴，输出轴的支反力。输入轴RA=58kN,RB=22kN；中间轴电=74kN,Rb=-144.5kN；输出轴Ra=100kN,Rb=198.5kN；初步设计减速机轴的输入轴，中间轴，输出轴轴承分别如下：输入轴轴承型号23244CC/W33,尺寸6220X巾370X144,额定动载荷1850kN,额定静载荷3490kN；中间轴轴承型号24152CC/W33,尺寸6260X6440义180,额定动载荷2660kN,额定静载荷5180kN；输出轴轴承型号24152CC/W33,尺寸6260X9440义180,额定动载荷2660kN,额定静载荷5180kN：利用额定动载荷来校核以上轴承安全性：

41c=A./,„Z/.p<[c]fnfr(3-30)式中：C：基本额定动载荷计算值，N；P：当量动载荷，N；力：寿命因数，查《机械手册》笫五版P232表7-2-23；速度因数，查《机械手册》笫五版P233表7-2-24；fm：力矩载荷因数，力矩载荷较小时fd=L5,力矩载荷较大时fd=2；储冲击载荷因数，查《机械手册》笫五版P235表7-2-25；fT：温度因数，查《机械手册》笫五版P235表7-2-26；【C动】：轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；输入轴轴承寿命，128000小时，寿命因数：%=4.90；中间轴轴承寿命，128000小时，寿命因数：fh=4.90；输出轴轴承寿命，128000小时，寿命因数：fh=4.90；输入轴轴承速度，327rpm,速度因数：(=0.503；中间轴轴承速度，162rpm,速度因数：0=0.620；输出轴轴承速度，78rpm,速度因数：(=0.775；输入轴轴承力矩载荷因数，£“=L5；中间轴轴承力矩载荷因数,/„=1.5;输出轴轴承力矩载荷因数，£“=1.5；输入轴轴承冲击载荷因数，力=1.5：中间轴轴承冲击载荷因数，力=1.5；输出轴轴承冲击载荷因数，力=L5；输入轴轴承温度因数，fT=lt中间轴轴承温度因数，%=1;输出轴轴承温度因数，输入轴基本额定动载荷计算值：4.9x1.5x1.50.38x158=1795kN中间轴基本额定动载荷计算值:4.9x1.5x1.50.603x1144.5=2642kN输出轴基本额定动载荷计算值:4.9x1.5x1.50.902x1198.5=2588kNGCHC„1都小于额定值……安全

424.2提升卷筒轴强度校核计算已知条件卷筒最大起升重量为136.5吨，安全系数n=3,山二个滑轮分担，初选直径6=300mm,材料选用40C7,调质处理HRC36〜40,o,=980MPa,。产785MPa,试校核其强度是否安全。图4-2卷筒轴图1.求支反力：其受力图如图4-3所示:2.求弯矩：Mm=68.25x104x1780-24.25x104x1380=8802x104Nmm最大弯矩在E~F处截面。3.求卷筒轴内应力:

43M加ax=Mg陛.4[a]卬穹O.lxj—今(3-31)式中：“哼小一轴上最大弯矩;【＜7穹】一弯曲许用应力；［cr^］=420Mpa；d：轴的直径；中二300mm呀/=耨=造尸32.6MPa"J一安全。2.计算安全系数:n=[。穹]=420。辱32.6=12.6>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》⑵4.3提升卷筒齿轮校核己知减速机输出扭矩为74399.2x1()3nmm，小齿轮齿数Z5=23,大齿轮齿数Z6=95,速比i?=4.1304,模数m=28mm,小齿轮宽度B5=350mm,齿轮宽度B6=330mm,小齿轮材料为38CrM0Al,氮化处理HRC50〜55；大齿轮材料为42CrM0,调质+表面淬火处理HRC46〜50。通过《起重机计算实例》P60面表2—14查得【o•接】=1040MPa,［仁］=430MPa。(a)校核卷筒传动齿轮(1).齿面接触疲劳强度校核(3-32)式中：。接：齿面接触疲劳强度……MPa；M1等效：等效力矩换算成小齿轮计算力矩……Nmm；B：齿轮宽度mm,B=350nun；4：小齿轮分度园直径……mm,①644；［。接］：材料许用接触强度…MPa,(【。接】=1040MPa,).74399200350x644x644。•接4"接】……安全=544Mpa(2).齿根弯曲强度校核

44(3-33)式中：仁：齿根弯曲强度……MPa；M：等效力矩换算成小齿轮计算力矩……N-intn；C：速度系数;C=l+0.16v=l+0.75=1.75oB：齿轮宽度mm,B=350nunom：小齿轮模数mm,m=28oY：齿形系数，查《机械设计手册》⑶笫五版第3卷图14-1-98,图14-1-104得丫=4.3884；Y:磨损系数，丫=1【。G：材料许用弯曲强度……MPa,【。弯】=430MPa,,“丝=2x'Zm2Yx743992000x1.7523x350x282x4.3884x1=100MPa<[cr.J安全弯=430/100=4.33

45卷筒轴轴承速度，11.67rpm,速度因数：fn=1.359；卷筒轴轴承力矩载荷因数，4-1.5；卷筒轴轴承冲击载荷因数，力=1.5；卷筒轴轴承温度因数，分=1；卷筒轴基本额定动载荷计算值：C=fhffdp_fnfr-4.9x1.5x1.51.359x1682.5=5394KN4【Cj安全。总结和使用标准依据总结：通过计算，整个结构强度安全，符合中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵。整机由起升机构设计，臂架设计，底盘设计，控制系统设计，所以在尺寸和设计上需要一起配合，起升机构设计过程主要参照了18方浮式抓斗机的设计方案，并加以改进，对以后设计更大型的抓斗机有一定借鉴作用使用标准依据：中国船级社2007年《船舶与海上设施起重设备规范》⑵1.整机及零件工作等级表表：5-1起亚机载荷状态极其名义载荷谱系数kp载荷状态名义载荷谱系数kp说明Q1轻(A1-A4)0.125很少起升额定载荷，一般起升轻微载荷Qi-中(A5—A6)0.25有时起升额定载荷,-一般起升中等载荷。「重(A7)0.5经常起升额定载荷特重(A8)1.00频繁起升额定载荷表5-2起重机机构的利用等级机构47;724，々八444利用等级总设200400800160032006300125002500050000100000计寿

46命备注不经常使用经常经常较频繁忙的使用清闲中等繁的的使的使使用用用衣5-3起重机机构的利用等级载荷名义机构利用等级状态载荷T。R/T3T4TsT6Tl£R谱系数Km4-0.125MM2MiM4M5MbM7%轻4-0.25M.M,M.M,M,M.M,%中0.5M}M2M4M5M1a重1-1.00m2m3m4m5m6m7ms2.吊杆部份：⑴.吊杆的仰角一般不小于70°。（2.1.2.2条）（2）.摩擦系数（钢索通过滑车或滑轮应考虑滑轮的摩擦系数和钢索的僵直损失，此值对滑动轴承取5%,对滚动轴承取2%。（2.1.5.1条）（3）.绳索安全系数（2.1.6.1条）动索、吊货索、千斤索、摆动索，3

47(6).屈强比系数：(2.3.5条)；表(2.3.5)屈强比。s/obW0.700.750.800.850.90系数B1.001.0451.0841.1501.155屈强比超过0.90时B按0.9计算⑺・吊杆钢材安全系数一般取n=2：(2.4.9条);(8).作业系数(3.2.4.1条)表(3.2.4.1)起重机型式和用途作业系数Vd抓斗式起重机1.2⑼.起升动载荷和起升系数Wh；(3.2.5.1条)。Wh=l+CV式中：V为起升速度m/s：当起升速度超过lm/s时，仍按lm/s计算。C为决定起重机刚度的系数，对臂架式取0.3。但在任何情况下，臂架式起重机甲h应不小于1.10,龙门起重机的甲h应不小于1.15；(10).起重机行走时的惯性力；(3.2.6.1条)。P=(G+Q)a式中：P为行走时的惯性力；G为起重机的自重；Q为起升重量；a为行走时行走机构起动或制动时的加速度或减速度；当行走速度为0.4~1.5m/S时,加速度小a=O.15«m/s2。当行走速度为1.5〜4m/S时，加速度中等a=0.25>/Vm/s2.当行走速度为1.5〜4m/S时，加速度大a=O.33Vvm/s2,(11).回转与变幅运动的惯性力；(3.2.9.3条)。为水平惯性力的L5倍。⑫.风载荷；(3.2.12条)。q=0.613v2Pa起重机工作时的风速取20m/S,起重机放置状态下的风速取55m/S,作用在起升载荷上的风力Fn,50吨以下『7。……N50吨以上0=815/……N⑬.作用在起重机结构上或单个构件上的风力：(3.2.12.3条)。Fn=CXqXA式中：C为风力系数；查《船舶与海上设施起重设备规范》⑵P26的表(3.2.12.3)

48和图（3.2.12.3）q为作用风压；A为构件投影面积，方向与风向垂直。（M）.平台与走道上的载荷；（3.2.13条）。应能承受均布载荷为5000N与单个构件上应能承受集中载荷为3000N。（15）.工况组合和载荷组合；（3.2.14条）。见《船舶与海上设施起重设备规范》⑵P26（16）.抗倾复稳定性；（3.2.15条）。a.起重机工作于无风状态。b.起重机工作于有风状态。c.起重机处于放置状态受暴风侵袭。d.起重机所处于特殊载荷状态（发生碰撞，钢索断裂，平衡跌落等）。起重机类别1.况自重载荷起升载荷惯性力（包括起升载荷）风力备注抓斗10.951.500式起20.951.3511.0重机30.950.0001.140.95-0.2001（17）.浮式起重机应校核整体抗倾复稳定性：（3.2.15.4条）。（18）.许用应力R。%（3.2.16条）。[M=-^-/?xn式中：＜7,为材料屈服极限；B为系数，根据钢材屈服比，查表（2.3.5）。工况1234安全系数n1.51.331.151.15表(3.2.16.1)表(3.2.16.2)安全系数nn安全系数，按工况查表（3.2.16.1）。应力状态符号失效应力拉伸应力°,1.0b、压缩应力°、1.04钢材失效应力剪切应力T0.58crs承压应力%1.0(7、

49承受复合应力的结构件许用应力；（3.2.16.3条）。%=（b：+cr；-4XtFy+3d41.1Kcr1式中：4p：合成后的复合应力；Mpa；

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