计算书10t30m浮式起重机分解.docx

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计算书10t30m浮式起重机分解

1.1整机性能参数

利用等级U6

载荷级别Q3

工作级别A7

船型：

长×宽×型深×吃水：

65×16×2.8×1.2

电制：

380V50HZ

尾部半径（回转半径）：

7m

整机自重：

129.1.t

总装机重量：

209kW

1.2机构性能参数

起重量：

10t（带抓斗）

起升高度：

水面上：

17m（吊钩）12m（抓斗）

水面下：

6m

工作幅度：

最小幅度9m

最大幅度30m

工作速度：

　起升48m/min

变幅42.6m/min

旋转1.5r/min

工作级别：

起升：

M7

变幅：

M6

旋转：

M6

回转大轴承：

132.45.2800

1.3不水平位移及不平衡力矩

通过上机选点计算，不水平位移及平平衡力矩如下：

NR（m）△Y（m）△M（t.m）

130.0000.00015.967

228.7850.08310.656

327.4470.1345.809

425.9960.1571.548

524.4380.155-2.017

622.7780.133-4.787

721.0250.097-6.684

819.1870.052-7.653

917.270-0.003-7.666

1015.284-0.042-6.732

1113.238-0.079-4.879

1211.139-0.102-2.245

139.000-0.1051.099

不水平位移及不平衡力矩满足要求，同时其走势较好。

1.4整机重量重心分别，附表1

整机风载荷，qI=100kN/m2qⅡ=150kN/m2qⅢ=600N/m2

风垂直臂架吹（高度方向），附表二

风顺臂架吹（旋转方向），附表三

空载时最大幅度整机倾覆力矩M1=-63.66t.m

空载时最小幅度整机倾覆力矩M2=-216.42t.m

空载时，最大幅度旋转力矩阻力T=5.9t.m

1.5动载系数及偏摆角

起升动载系数Ψ2=1+0.53V=1+0.53×

=1.424

货物偏摆角αⅡ=artg

=artg

=11.59°

工作状态下对船体最大载荷M、N、T

取αⅡ=12°αI=0.35αⅡ=4.2°

3.6齿条传动计算

根据起重机设计规范的规定，对本变幅机构中的齿轮齿条传动进行弯曲疲劳强度校核与弯曲静强度校核。

开式齿条传动的有关设计参数初步确定为：

模数m＝16[mm]，齿轮的齿数z1＝16，传动精度为9级，小齿轮材料采用40Cr调质，齿条材料采用45钢调质。

3.6.1齿轮的弯曲疲劳确定计算

齿轮的等效切向力Fte=knkmFtⅠmax

式中：

kn为应力循环次数系数，按T6及nz计算应力循环次数N=7.56×105，从而得kn＝0.80

km为载荷系数，查取km＝0.85

FtⅠmax为齿条上的基本切向力，考虑刚性动载系数的影响，按Ⅰ类载荷的1.5倍计算：

FtⅠmax＝1.5×3.7×104=5.55×104[N]

则：

Fte＝0.8×0.85×5.55×104＝3.77×104[N]

齿轮的计算切向力Ftc=kvkβkFαFte

式中：

kv为动载系数，查取kv＝1.02；

kβ为齿向载荷分布系数，查取kβ＝1.15；

kFα为弯曲疲劳计算的齿间载荷分配系数，查取kFα＝1.2

则：

Ftc＝1.02×1.15×1.2×5.55×104=7.81×104[N]

齿根弯曲应力σF＝YFαYSaYεYβYLwFtc/bm

式中：

YFα为齿型系数，查取YFα＝2.6；

YSa为应力修正系数，查取YSa＝1.63；

Yε为重合度系数，查取Yε＝0.7；

Yβ为螺旋角系数，取Yβ＝1；

YLw为磨损系数，查取YLw＝1.4;

b为齿宽值，b＝180[mm].

则：

σF＝2.6×1.63×0.7×1.4×7.81×104/（180×16）

＝112.63[N/mm2]

许用弯曲疲劳应力σFP＝YSTYxσFlim

式中：

YST为试验齿轮的应力修正系数，查取YST＝2；

Yx为尺寸系数，查取Yx＝0.62；

σFlim为试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力，σFlim＝240[N/mm2]

则：

σFP＝2×0.62×240＝297.6[N/mm2]

弯曲疲劳强度安全系数对双向载荷考虑0.8的折减系数：

SF＝0.8σFP/σF＝0.8×297.6/112.63＝2.11

＞[SF]＝1.0

齿轮弯曲疲劳强度满足要求。

3.6.2齿根弯曲静强度计算

最大计算切向力Ftcmax=kβkFαFzⅡ

＝1.15×1.2×13.3×104＝1.835×105[N]

齿根弯曲最大计算应力

σFmax＝YFαYSaYεYβYLwFtcmax/bm

＝2.6×1.63×0.7×1.4×1.835×105/（180×16）＝264.6[N/mm2]

齿根弯曲静强度安全系数：

SFs＝YⅡYSTσFlim/σFmax

式中：

YⅡ为齿轮齿弯曲静强度极限应力计算系数，取YⅡ＝2.5

则：

SFs＝2.5×2×240/264.6＝4.54

＞[SFs]＝1.0

齿根弯曲静强度满足要求。

4、10t-30m回转计算

参数：

工作级别：

M6

回转速度：

n=1.50r/min

起重量：

Q＝10t最大幅度Rmax=30m最小幅度Rmin=9m

旋转部分重量重心（带载）：

Rmax：

G＝112t　　x=1.69m

Rmin：

G＝112t　　x=-0.19m

旋转部最大幅度时，迎风面积（含货物）：

　顺臂架方向：

CA=88㎡形心高：

Z=4.72m

形心到回转中心：

x=1.69m

各类风压：

qⅠ=250N/㎡qⅡ=385N/㎡qⅢ=1850N/㎡

4.1回转支承装置计算：

考虑最大倾覆力矩工况幅度30m起重量10t

a.计Ⅱ类风的最大工作载荷：

回转部分总重（满载）：

Fa=G+Q=122×104N

倾覆力矩：

M=QRmax+GL+C×qⅡ×A×h

=202×104N·m

b.不计风力考虑，125%试验载荷时最大工作载荷：

回转部分总量：

Fa=G+1.25Q=125×104N

倾覆力矩：

M=1.25QRmax+GL=277×104N·m

以工况

（一）作为动态工况计算载荷，工况

（二）作为静态工况计算载荷，回转支承结构型式采用三排滚柱式回转支承（13系列）。

对抓斗起重机，fs=1.45,fd=1.7

动态：

Fa′=1.7×Fa=207×104N

M′=1.7×M=343×104N·m

静态：

Fa′=1.45×Fa=181×104N

M′=1.45×M=401×104N·m

螺栓计算载荷：

Fa=125×104N

M=277×104N·m

根据上述结果，对照承载能力曲线，可确定选用132、45、2800型回转支承，螺栓采用8.8级强度螺栓。

4.2驱动机构的计算：

4.2.1电动机的选择

根据机构稳定运行时的等效静阻力矩、回转速度和机构效率，计算机构的等效功率：

Pe=

a.回转等效静阻力矩：

T=Tm+Tp+Tw+TαⅠ

Tm=

ωD∑Nω取0.012，D=2800mm,T=202×104N·m

∑N=

（1-

）+

+

Ψ=arccos

=arcos

=67.9°

Fr=CqⅠA=1.4×250×116=4.06×104N

∑N=

（1-

）+

+

=29.95×104+191.5×104+5.2×104=226.7×104N

Tm=1/2×0.012×2.8×226.7×104=3.8×104N·m

b.坡道阻力矩Tp=G2B2/（2γ）（1/（J1-Vh）-1/（J2-Vh））=13.8×104N·m

c.风阻力矩Tw

Twmax=FwQR+FwGl

Ⅰ类风载荷TwⅠmax=FwⅠQR+FwⅠGL=C（qⅠA货R+qⅠA迎L）=3.9×104N·m

Ⅱ类风载荷TwⅡmax=FwⅡQR+FwⅡGL=C（qⅡA货R+qⅡA迎L）=6.3×104N·m

d.偏摆阻力矩TαⅠ

有风起动时间10秒,得F=V/t=4712N,得αⅠ=2.69°

TαⅠ=PHQR=PQRtgαⅠ=10×104×30×tan2.69°=14×104N·m

4.2.2计算功率，选择电机：

Pe=

=（3.8+19.7709+3.9+0.8769）×104×1.5/9550

/0.85/1.4=37Kw

本机采用两套回转驱动，选用两台YTSZ立式电动机，每台容量：

Pd=Pe/2,则Pd=Pe/218.5Kw

选用YZSZ225S-8型立式电机两台，参数如下：

S3=40%Pd=22Kwne=735r/minλm=2.8G=360kg

校核电动机过载能力：

Pn≧

=

×

=41.2Kw

4.2.3减速器选型：

采用硬齿面立式行星齿轮减速器，

开式齿轮传动ik=153/19=8.052

传动的扭矩为：

T减=T/2ik=2.13×104N·m

总体要求回转速度为：

n=1.5r/min

减速器传动比：

ij=

=

=60.85

选用减速型号：

M710202B

参数如下：

许用17300N·m

ij=59.14

实际回转速度：

n=

=

=1.54r/min

4.3制动力矩计算：

本机采用脚控式液压制动器，其最大制动力矩应能在顺风顺坡条件下，将机构在一定时间内5～8秒制动停止。

N=T/2i=344000/476.195/2=361N·m

选用TYWZ-400型脚踏式液压制动器，最大制动力矩为784N·m

8、转盘计算

8.1概述

本转盘结构根据规格书要求，全部都采用箱型结构，工艺简单，制作方便。

本结构计算采用Ansys计算分析软件计算，采用其Shell63单元有限元分析其计算结果，满足本设计的强度、刚度、精度的分析要求。

8.2建模

采用Ansys自带建模方式建立模型，为了更加直观地表现转盘的受力情况，特将人字架的铰座加入其中，见图一。

图一转盘模型

8.3模型力加载

a．臂架下铰点：

臂架下铰点的受力大小由臂架系统计算得出；

b．人字架铰点力：

人字架铰点受力由人字架结构计算提供；

c．起升卷筒拉力：

d．起升机构重量载荷：

两套起升机构重量载荷分别在起升轴线上取点加载。

e．配重载荷：

配重采用平均加载，受力点为各角点。

f．自重：

采用惯性负荷方式，由程序自动加入。

加速度g＝10m/s2。

８.４工况

工况一：

臂架位于最大幅度30m、额定起重量10.5t、风沿X方向、外摆10°与船外摆5°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

工况二：

臂架位于最大幅度30m、额定起重量10.5t、风沿Y方向、侧摆12°与船外摆3.5°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

工况三：

臂架位于最大幅度30m、额定起重量10.5t、外摆10.6°与侧摆11°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

工况四：

臂架位于最小幅度9m、额定起重量10.5t、风沿-X方向、内摆6°与船内摆3°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

工况五：

臂架位于最小幅度9m、额定起重量10.5t、风沿Y方向、侧摆7.2°与船侧摆1.5°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

工况六：

臂架位于最小幅度9m、额定起重量10.5t、外摆7.8°与侧摆6.15°结合的工况下，分析转盘得受力与变形。

各点的载荷如下：

单位（N）

工况一：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-111579.8

3121.4

-41571.0

（左）620

-136434.2

-1931.5

-117975

（右）579

-164760.4

1932.7

-71279.7

（右）580

-113676.0

-3122.6

-38350.6

2

人字架

前铰点

（左）607

26248

-3199.5

-0.47462E+06

（左）615

30615

4000.8

-0.46282E+06

（右）582

30610

-4008.7

-0.46299E+06

（右）581

26252

3227.9

-0.47431E+06

3

人字架

后铰点

（左）593

94256

2411.5

0.36041E+06

（左）596

93381

-2774.1

0.35469E+06

（右）533

93058

2762.8

0.35487E+06

（右）531

94531

-2420.7

0.36010E+06

工况二：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-244167.0

15196

-132868.8

（左）620

-300772.6

4311.6

-161900.7

（右）579

-11355.8

8050

11329.4

（右）580

35826.2

9173.2

41605.1

2

人字架

前铰点

（左）607

22681

-4041.3

-0.41466E+06

（左）615

25250

2580.1

-0.44739E+06

（右）582

25390

-4293.6

-0.41449E+06

（右）581

22524

2409.6

-0.45352E+06

3

人字架

后铰点

（左）593

89048

1683.1

0.34472E+06

（左）596

82775

-3110.9

0.31655E+06

（右）533

87058

2046.9

0.33739E+06

（右）531

83970

-2721.2

0.32055E+06

工况三：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-232556.3

14246

-126861.2

（左）620

-288606.0

3838.2

-155690.5

（右）579

-22411.9

7610.2

3279.4

（右）580

25080.2

8250.8

34036.3

2

人字架

前铰点

（左）607

22521

-4229.8

-0.39909E+06

（左）615

25014

2213.9

-0.43975E+06

（右）582

25164

-3926.8

-0.40685E+06

（右）581

22354

2597.4

-0.43795E+06

3

人字架

后铰点

（左）593

89955

1576.6

034747E+06

（左）596

82264

-3234.4

0.31604E+06

（右）533

86547

2169.4

0.33688E+06

（右）531

84877

-2613.5

0.32331E+06

工况四：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-12700.8

3006.9

-92852.2

（左）620

-24946.3

-944.7

-139464

（右）579

-22142.2

953.9

-139900.4

（右）580

-15599.7

-3016.1

-92811.6

2

人字架

前铰点

（左）607

9322.3

-2193.7

-0.19806E+06

（左）615

9347.4

986.18

-0.21525E+06

（右）582

9374.5

-990.53

-0.21531E+06

（右）581

9294.3

2207.8

-0.19793E+06

3

人字架

后铰点

（左）593

38497

717.36

0.14634E+06

（左）596

35484

-1338.3

0.13739E+06

（右）533

35359

1330.9

0.13747E+06

（右）531

38600

-719.75

0.14620E+06

工况五：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-69231.5

15536

-266207.6

（左）620

-87112.6

4831.3

-324697.7

（右）579

7909.1

7553.9

3813.5

（右）580

3047.6

8883.7

56414.7

2

人字架

前铰点

（左）607

15336

-2854.4

-0.26174E+06

（左）615

18065

1419.3

-0.29406E+06

（右）582

18202

-3129.1

-0.26108E+06

（右）581

15182

1213.0

-0.30069E+06

3

人字架

后铰点

（左）593

53816

659.84

0.20406E+06

（左）596

47749

-2098.4

0.17573E+06

（右）533

52152

1038.0

0.19651E+06

（右）531

48633

-1695.5

0.18000E+06

工况六：

序号

名称

节点号

Fx

Fy

Fz

备注

1

臂架下

铰点

（左）610

-52385.8

10011

190967.8

（左）620

-69882.0

2141.3

-245738.4

（右）579

-26696.7

4832

-74652.5

（右）580

-15643.23

3316.1

19020.3

2

人字架

前铰点

（左）607

449.39

-113.07

-21853

（左）615

419.53

221.94

-20294

（右）582

416.99

-222.88

-20292

（右）581

451.88

114.10

-21850

3

人字架

后铰点

（左）593

-1548.0

-32.357

-8887.7

（左）596

-1152.3

92.144

-8044.0

（右）533

-1147.8

-91.858

-8045.1

（右）531

-1552.4

31.976

-8885.2

８.５约束

转盘下法兰与大轴承连接，因此将圆筒下法兰面进行全约束方式计算，见如下模型图：

８.６计算结果分析:

工况一应力云图:

工况一应变云图:

工况二应力云图：

工况二应变云图：

工况三应力云图：

工况三应变云图：

工况四应力云图：

工况四应变云图：

工况五应力云图：

工况五应变云图：

工况六应力云图：

工况六应变云图：

总结：

转盘结构采用的是Q345-B材料，Q345-B材料的许用应力为259Mpa，转盘的最大应力出现在工况一中，为144Mpa，小于结构许用应力；转盘起升卷筒的许用变形量为4400（起升卷筒离回转中心距离）的1/500，即为8mm，而工况中实际变形最大变形量为4.07mm在许可范围内所以结构的强度和挠度能够满足设计要求。

10t-32m回转计算书

参数：

1、工作级别：

M6

2、回转速度：

n=1.50r/min

3、起重量：

Q＝10t最大幅度Rmax=30m最小幅度Rmin=9m

4、旋转部分重量重心（带载）：

Rmax：

G＝112t　　x=1.69m

Rmin：

G＝112t　　x=-0.19m

5、旋转部最大幅度时，迎风面积（含货物）：

　顺臂架方向：

CA=88㎡形心高：

Z=4.72m

形心到回转中心：

x=1.69m

6、各类风压：

qⅠ=250N/㎡qⅡ=385N/㎡qⅢ=1850N/㎡

一、回转支承装置计算：

考虑最大倾覆力矩工况幅度30m起重量10t

1）、计Ⅱ类风的最大工作载荷：

回转部分总重（满载）：

Fa=G+Q=122×104N

倾覆力矩：

M=QRmax+GL+C×qⅡ×A×h

=202×104N·m

2）、不计风力考虑，125%试验载荷时最大工作载荷：

回转部分总量：

Fa=G+1.25Q=125×104N

倾覆力矩：

M=1.25QRmax+GL=277×104N·m

以工况

（一）作为动态工况计算载荷，工况

（二）作为静态工况计算载荷，回转支承结构型式采用三排滚柱式回转支承（13系列）。

对抓斗起重机，fs=1.45,fd=1.7

动态：

Fa′=1.7×Fa=207×104N

M′=1.7×M=343×104N·m

静态：

Fa′=1.45×Fa=181×104N

M′=1.45×M=401×104N·m

螺栓计算载荷：

Fa=125×104N

M=277×104N·m

根据上述结果，对照承载能力曲线，可确定选用132、45、2800型回转支承，螺栓采用10.9级强度螺栓。

二、驱动机构的计算：

（一）电动机的选择

根据机构稳定运行时的等效静阻力矩、回转速度和机构效率，计算机构的等效功率：

Pe=

1）回转等效静阻力矩：

T=Tm+Tp+Tw+TαⅠ

Tm=

ωD∑Nω取0.012，D=2800mm,T=202×104N·m

∑N=

（1-

）+

+

Ψ=arccos

=arcos

=67.9°

Fr=CqⅠA=1.4×250×116=4.06×104N

∑N=

（1-

）+

+

=29.95×104+191.5×104+5.2×104=226.7×104N

Tm=1/2×0.012×2.8×226.7×104=3.8×104N·m

2）坡道阻力矩Tp=G2B2/（2γ）（1/（J1-Vh）-1/（J2-Vh））

=13.8×104N·m

3）风阻力矩Tw

Twmax=FwQR+FwGl

Ⅰ类风载荷TwⅠmax=FwⅠQR+FwⅠGL=C（qⅠA货R+qⅠA迎L）

=3.9×104N·m

Ⅱ类风载荷TwⅡmax=FwⅡQR+FwⅡGL=C（qⅡA货R+qⅡA迎L）

=6.3×104N·m

4）偏摆阻力矩TαⅠ

有风起动时间10秒,得F=V/t=4712N,得αⅠ=2.69°

TαⅠ=PHQR=PQRtgαⅠ=10×104×30×t