125kN液压单侧式绞车计算书(改)

1125kN液压单侧式绞车计算书编制：任利平校对：审核：批准：2010.06上虞专用风机有限公司船用机械设备厂2一、基本参数1．型号：YB-125/152．绳索直径d0：φ80mm3．卷筒工作负载Fc：125kN4．卷筒容绳量（L×d0）：200m×φ80（单个）5．系缆速度Vc：15m/min（第一层）6．副卷筒拉力F：80kN7．支持负载F支：375kN二、设计参数计算1.卷筒计算⑴卷筒材料：Q235B，⑵直径：初定D＝500mm⑶长度：初定LO＝1150mm⑷每层圈数Z＝LO／d0＝1150／80＝14.375(圈)取14圈⑸绳索层数n=［(D/d)2+4L/Zπd］1/2/2-D/2d=［(500/80)2+4×200000/(14×π×80)］1/2/2-500/(2×80)=5.04(层)卷筒大径：500+5×80×2+80×3=1540取1550⑹卷筒壁厚δ＝25mm强度校核：根据公式σ1=A1A2Fmax/δP≤［σbc]（N／mm2）式中σ1－卷筒内壁表面最大压应力A1–应力减小系数，一般取A1=0.75A2－与卷绕层数有关的系数，查表得A2＝2Fmax－缆绳拉力，125000NP－卷筒节距，mm。本卷筒为光卷筒，P参照相同钢丝绳直径的开槽卷筒,取P＝80.8mm[σbc]－许用压应力，N/mm2[σbc]＝σs／2＝235/2＝117.5N/mm2计算得σ1=0.75×2×125000/(25×80.8)=92.8N/mm2[σbc]强度校核通过。2.卷筒输出扭矩Tc(按中间层第一层算)3Tc=Fc(D+d)/2=125000×(0.58)／2=36250N.m3.卷筒转速nc(按中间层第一层算)nc=Vc/π(D+d)=15000/(580π)=8.2322r/min4.总传动比采用二级齿轮减速器，传动比取i=114×90/（17×19）=31.7647液压马达转速：n0=nC×i=8.2322×31.7647=261.5r/min5.液压马达计算初定液压马达排量q0＝745ml/r齿轮传动效率ηc＝0.96，马达机械效率η0=0.85，其余轴承传动效率η3=0.85，则传动总效率η=0.96×0.85×0.85=0.694液压马达的工作压差ΔPΔP=2πT/iq0η=2π×36250/(31.7647×0.694×745)=13.9MPa系统工作压力：P0=ΔP+1.7MPa=15.6MPa液压马达工作流量Q=q0·n0/ηv=0.745×261.5/0.9=216.5L/min(ηv—马达容积效率)液压马达输出扭矩T0=TC/i=36250/31.7647=1141.2N·m6.液压马达选型：型号：MRH2-750-1-PW排量:745/373mL/r额定压力：20.6MPa转速范围：5～400r/min工作转速：261.5r/min工作流量：216.5L/min7.油泵选型型号：A10VSO140DFR1/32R-VPB12N00排量：qB0=140ml/r额定压力：P=25Mpa额定转速：1790r/min8.电动机选择电机功率Pw=P0Q/60bηbn=15.6×216.5÷60÷0.9÷1=62.5kW4电机参数：型号：Y280S-4-H-B3电制：440V60Hz功率：75kW转速：1790r/min输出轴直径：φ75mm9.液压管路计算（1）.进出油口尺寸根据公式（43.6-26），P43-230，《机械设计手册》，第五卷Q＝60·V·S式中：Q-流量,Q≥216.5L/minV-通过油口最小截面处的速度，V＝5m/sS-油口的最小截面积，S＝π·dmin2/4,dmin油口最小直径所以π·dmin2·10－3·60·5/4≥216.5dmin≥30.3mm为确保油液顺利流通，取油口通径为32mm（2）.阀通径大小根据＜2＞计算结果为确保油液顺利流通，取主阀通径为d=32mm（3）.油管内径计算根据公式d≥4.61×√Q/V式中:Q-通过油管的流量，L/minV－油在管内的允许流动速度,m/s,取压力油管V1=5m/s回油管V2=2.6m/s吸油管V3=1m/s则d1≥4.61×√216.5/5=30.3mmd2≥4.61×√216.5/2.6=42mmd3≥4.61×√216.5/1=67.8mmd4≥4.61×√65/5=16.6mm压力油管规格：φ42×5(20无缝钢管)回油管规格：φ48×3(20无缝钢管)吸油管规格：φ76×4(20无缝钢管)辅助压力油管规格：φ27×3.5(20无缝钢管)（4）油管壁厚计算根据CCS《钢质海船入级规范2009》第3篇2.2.2要求5δ≥δO+b+c式中:δ-油管壁厚，mmδO-基本计算壁厚，mmδO=PD/(2[σ]e+P)b-弯曲附加余量，mm，b=0.4δOD/R（R-平均弯曲半径，mm，R≥3D），故b≤0.4δO/3c-腐蚀余量，mm，液压油管系取0.3故δ≥PD/(2[σ]e+P)×(1+0.4/3)+0.3，P－油管设计压力，MPaP=1.25P0=19.5MPaD－油管外径,mme－焊接有效系数，取1[σ]-钢管许用应力,MPa查CCS《钢质海船入级规范2009》第3篇第2章（泵与管系）2.2.2.4[σ]取下列公式中的最小值：（因油管工作温度较低，故TDσ、TCσ无计算意义，仅列公式如下）1、[σ]=ReHT/1.62、[σ]=Rm/2.73、[σ]=σDT/1.64、[σ]=σCTRm-材料在常温下的抗拉强度，MPa强度等级σb=410MPa时，Rm=410MPaReHT-材料在设计温度下的屈服强度，MPa查《材料与焊接规范2009》第1篇第4章4.2.4.2，取强度等级σb=410MPa时，ReHT=217MPa（T=50°C）故[σ]1=ReHT/1.6=217/1.6=135.63MPa[σ]2=Rm/2.7=410/2.7=151.85MP，[σ]1＜[σ]2，故最小值为135.63MPa则压力油管δ1≥19.5×42/（2×135.63＋19.5）×(1+0.4/3)+0.3=3.5mm回油管δ2≥4×48/（2×135.63＋4）×(1+0.4/3)+0.3=1.1mm吸油管δ3≥4×76/（2×135.63＋4）×(1+0.4/3)+0.3=1.6mm辅助压力油管δ4≥19.5×27/（2×135.63＋19.5）×(1+0.4/3)+0.3=2.35mm故以上油管满足要求。三、齿轮计算：6减速箱采用二级直齿轮传动，总传动比i=31.7647i=i12·i23=114×90÷17÷19=31.7647一级传动一、设计参数传递功率P=31.25(kW)传递转矩T=1141.2(N·m)齿轮1转速n1=261.5(r/min)齿轮2转速n2=39(r/min)传动比i=6.71原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=2000(小时)二、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=对称布置齿轮2布置形式ConS2=对称布置三、材料及热处理齿面啮合类型GFace=硬齿面热处理质量级别Q=MQ齿轮1材料及热处理Met1=40Cr表面淬火齿轮1硬度取值范围HBSP1=48～55齿轮1硬度HBS1=52齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=11齿轮2材料及热处理Met2=45表面淬火齿轮2硬度取值范围HBSP2=45～50齿轮2硬度HBS2=48齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=117四、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=7齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7齿轮1第Ⅲ组精度JD13=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2第Ⅰ组精度JD21=8齿轮2第Ⅱ组精度JD22=8齿轮2第Ⅲ组精度JD23=8齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L五、齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=6(mm)端面模数Mt=6.00000(mm)螺旋角β=0.000000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=17齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=90(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=0.882齿轮2齿数Z2=114齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=80(mm)齿轮2齿宽系数Φd2=0.117总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=393.00000(mm)实际中心距A=393.00000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.000008齿数比U=6.70588端面重合度εα=1.69056纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.69056齿轮1分度圆直径d1=102.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=114.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=87.00000(mm)齿轮1基圆直径db1=95.84865(mm)齿轮1齿顶高ha1=6.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=7.50000(mm)齿轮1全齿高h1=13.50000(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=32.777676(度)齿轮2分度圆直径d2=684.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=696.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=669.00000(mm)齿轮2基圆直径db2=642.74975(mm)齿轮2齿顶高ha2=6.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=7.50000(mm)齿轮2全齿高h2=13.50000(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.558097(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=9.41137(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=6.21756(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=8.32229(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=4.48534(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=2齿轮1公法线长度Wk1=27.99775(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=9.42448(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=6.03247(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=8.32229(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=4.48534(mm)9齿轮2公法线跨齿数K2=13齿轮2公法线长度Wk2=230.98964(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)六、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.05394齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04520齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03172齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.01887齿轮1齿形公差ff1=0.01528齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.02049齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.02666齿轮1齿向公差Fβ1=0.01816齿轮1切向综合公差Fi'1=0.06921齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06327齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01773齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.02049齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01816齿轮1齿向公差Fb1=0.01816齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01816齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00908齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.07549齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.30196齿轮2齿距累积公差Fp2=0.17639齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.0955810齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.07146齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.03167齿轮2齿形公差ff2=0.03328齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.03897齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.04497齿轮2齿向公差Fβ2=0.01000齿轮2切向综合公差Fi'2=0.20967齿轮2径向综合公差F