100米鉆機變速箱設計【5張圖紙】

喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有,請放心下載，=【QQ：3278627871 可咨詢交流】喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有,請放心下載，=【QQ：3278627871 可咨詢交流】喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有,請放心下載，=【QQ：3278627871 可咨詢交流】 緒論國內(nèi)外的科技現(xiàn)狀國內(nèi)：“六五”“九五”期間，我國地質(zhì)調(diào)查工作中探礦工藝與設備獲得長足發(fā)展，在引進、消化、吸收的基礎上，研究開發(fā)了一大批新技術、新裝備，如：以繩索取心為主體的金剛石鉆探技術；液動沖擊回轉鉆探技術；受控定向鉆探技術（含對接井施工技術）；多工藝空氣鉆探技術（中心反循環(huán)連續(xù)取樣及空氣潛孔錘鉆探技術）；水力反循環(huán)連續(xù)取心鉆探技術；人造金剛石超硬復合材料及其鉆頭；低固相泥漿等鉆井液應用及護壁堵漏技術；XY系列、CD系列、全液壓等新型巖心鉆機及配套裝備；水文水井鉆探設備；短淺坑道機械化作業(yè)線等等。在這一領域，我省煤田地質(zhì)局在煤田地質(zhì)鉆探方面，成功地采用了受控定向鉆探技術，并完善了SMQ-1型取芯器，發(fā)展成3SMQ-2型取芯器；此外，還研制改進了煤層氣儲存監(jiān)測罐。地礦、煤田系統(tǒng)多工藝空氣鉆探技術的采用更加完善和成熟。 國外：傳統(tǒng)的地質(zhì)勘查工程技術與裝備已十分成熟。立軸式液壓鉆機仍然是主要機型，全液壓動力頭鉆機獲得廣泛應用，美國金剛石巖心鉆機制造商協(xié)會制定的DCDMA標準仍然占據(jù)鉆探管材和鉆具市場的主流，國際標準化組織（ISO）的TC82（礦業(yè)技術委員會）/SC6（金剛石鉆探設備分技術委員會）也制定了一些標準，可能成為今后的發(fā)展方向。 通過調(diào)研了解到，對鉆孔深度100米左右的鉆機需求量比較大，而目前的100米鉆機，存在著勞動強度大、適應性差等缺點。鑒于以上原因，我們決定開發(fā)100米鉆機。經(jīng)幾次方案討論決定，鉆機應具有以下特點：1. 經(jīng)濟耐用可靠、質(zhì)優(yōu)價廉；2. 便于解體搬運；3. 體積小，重量輕；4. 操作簡單，維修方便；5. 適用于42、50mm兩種鉆桿；6. 適用于合金鉆頭或金剛石鉆頭鉆進；7. 鉆進速度快，效率高；8. 動力為電機或柴油機。第1章 總體設計經(jīng)過調(diào)研和幾次方案論證，考慮到現(xiàn)場特點，從實用角度出發(fā)，確定方案如下：1. 考慮到井下、井上和野外作業(yè)，動力可選電機或柴油機。2. 考慮到有軟巖石、硬巖石的鉆進，除了正常的鉆進速度外，增加高速340r/min。3. 鉆機除配機動絞車外，增加了液壓卡盤減輕勞動強度，節(jié)約時間，提高有效鉆進速度。4. 考慮到高轉速時，絞車速度不能太快，所以增加了互鎖裝置，安全可靠。5. 由于本機動力較大，動力由V型帶傳動到變速箱的傳動軸上易使傳動軸彎曲，所以增加了卸荷裝置。6. 采用二級回歸式變速箱，減少變速箱體積，根據(jù)不同的地質(zhì)條件，選用不同的鉆進速度。7. 設置壓帶輪，皮帶調(diào)整安全可靠。8. 在滿足上述要求的同時，盡量結構簡單，操作方便，適于整體或解體搬運。盡量做到標準化, 通用化，系列化。第2章 鉆機技術特性1. 鉆進深度 100m 2. 鉆孔直徑 1開孔直徑 892終孔直徑 603. 鉆孔傾斜角度 03604. 立軸轉速 110、190、340/min5. 立軸行程 4006最大液壓給進壓力 4MPa7卡盤最大工作壓力（彈簧常閉式液壓卡盤） 6MPa8立軸內(nèi)孔直徑 529油缸最大起拔力 28.5KN 10油缸最大給進力 20KN 11. 絞車提升速度 0.25、0.57、0.65m/s 12. 絞車轉速 28、50、78r/min 13絞車提升負荷 0.75m/s 3.35KN . 0.44m/s 6.00KN . 0.22m/s 12KN 14. 卷筒 直徑 140mm 寬度 100m 鋼絲繩直徑 8.8mm 容繩長度 32.8m 15配備動力 1 電動機 型號 YB160M4 電壓 380/660V 功率 5.5KW 轉速 1440r/min2 柴油機 型號 S1100 功率 5.5KW 轉速 1500r/min 16外型尺寸（Lhb） 13706851200mm 17重量（不含柴油機） 750Kg 第3章 動力機的確定本機組的驅(qū)動裝置采用交流感應電動機，因為這種動力機重量輕、結構簡單、使用維護方便易實現(xiàn)防爆。為了便于搬運和機場的布置，鉆機和水泵各用一臺電機單獨驅(qū)動，而回轉器與油泵共用一臺電機聯(lián)合驅(qū)動。輸出功率為N。N。1.2Nj式中：Nj鉆機所需功率 KW Nj（NhNy）/式中: Nh回轉鉆進所需功率 KW 效率 =0.85 Ny油泵所需功率 KW Nh=N1+N2+N3式中: N1井底破碎巖石、土層所需功率 KW N2鉆頭與孔底摩擦所需功率 KW N3回轉鉆桿所需功率 KW3.1 回轉鉆進及破碎巖石、土層所需功率 KWNh=N1+N2+N3 1. N1= 3-1式中: m鉆頭切削刃數(shù) 取m=6 n立軸轉速 r/min h鉆進速度 h=1.5cm/min. 巖石抗壓強度,其值見表3-1A 井底環(huán)狀面積，取鉆頭直徑D=7.3cm,內(nèi)孔直徑 d=5.8cm,A=(D2d2)/4=(7.325.82)/4=15.43cm2 2. N2=fen(R+r)/1944800 3-2式中: 孔底壓力或巖石抗壓強度. f鉆具與巖石直接的摩擦系數(shù) f=0.3 e側摩擦系數(shù) e=1.1 n立軸轉速 R鉆頭外圓半徑 R=3.65cm r鉆頭內(nèi)孔半徑 r=2.91cm 將立軸不同轉速和不同空底壓力代入式3-2中,所得相應數(shù)值見表3-2。 3. N3=7.81011Ldn1。7 (當n200r/min時) 3-3-2式中：L孔深 ， 硬質(zhì)合金鉆進時，取L150000mm 金剛石鉆進時，取L75000mm d鉆桿直徑 ，取d=42mm計算 n立軸轉速， r沖洗液比重。 r=1.15 將上述參數(shù)及立軸不同轉速代入上式，所得值列表32中。 3.2 給進油缸所需功率的計算 3.2.1. 給進油缸的基本參數(shù) 1）給進油缸的數(shù)量 n2 2）油缸直徑 D55mm 3）活塞桿直徑 d30mm 4）活塞桿有效行程 L400mm 5）油缸面積 A123.76cm2 6）活塞桿面積 A27cm2 7）有效面積 AA1A216.76cm2 3.2.2油缸工作壓力的計算 鉆機大水平孔時，油缸的最大推力為： WCFm式中：W油缸最大推力 C孔底最大壓力 C10000N Fm鉆桿與孔壁間的摩擦力 FmqLf式中：q鉆桿單位長度重量 q45.6N/m L鉆桿長度 L1050m f摩擦系數(shù) f0.35 Fm45.610500.35=1675.8N W=10000+1675.8=11675.8N 油泵的工作壓力PP=W/A=11675.8/16.76=696.6N/cm2 3.2.3.油泵最大工作流量計算 油缸回程時的最大容油量: V1=A1L=23.7640=950.4mL=0.9504L 油缸送進時的最大容油量: V2=AL=16.7640=0.6704L當選用立軸的鉆進速度V=0.06m/min=0.6dm/min時,立軸送進時每分鐘所需的油量為: Q=2AV=20.16760.6=0.2 令活塞回程時間為0.3min,則回程所需油量為: Q1=0,95042/0.3=6.336 3.2.4.給進油缸功率Ny Ny=PQ/60102=696.60.2/60102=0.0233.2.5.根據(jù)上面的計算,選用YBC10/80型齒輪油泵(排油量10L/min,壓力800N/cm2 )。油泵滿負荷時所需功率是:Ny=PQ/6010212式中:P額定壓力 P=800N/cm2 Q額定流量 Q=10L/min 1機械效率 1=0.9 2容積效率 2=0.71 Ny=80010/601020.90.71=2.04KW3.3動力機功率的確定 通過上述的計算說明，立軸鉆進時給進所需功率很小，而且油泵滿負荷工作時一般是立軸停止轉動狀態(tài)，液壓卡盤松開時，必須停止鉆進。所以參考表32本機選用5.5KW電機或柴油機，基本能滿足表32中粗線以上各種工作狀態(tài)。表31巖 石 名 稱 抗 壓 強 度 （N/cm2 ）粘土、頁巖、片狀砂巖4000石灰?guī)r、砂巖8000大理石、石灰?guī)r10000堅硬的石灰?guī)r、頁巖12000黃鐵況、磁鐵礦14000煤2000N (kw) r/minN/cm2110190340N120000.06930.07940.091840000.13860.15890.183780000.27710.31770.3675100000.34640.39710.4593120000.4157 0.4765 0.5512N220000.24430.42300.756940000.48980.84601.513880000.97951.69193.0277100001.22442.114937846 12000 1.4693 2.5379 4.5346N3 r/minN/cm21.01602.57282.2804Nh20001.32963.07523.129240001.64443.57693.977980002.27264.58245.6756100002.58685.08486.5243120002.90105.58797.3662Ny r/minN/cm20.0230.0230.023Nj=Nh/3.41293.61793.6814N0=1.2Nj4.09204.34154.4177第4章 機械傳動系統(tǒng)設計 4.1 主要參數(shù)的選擇 4.1.1 回轉器立軸的轉速，主要取決于地質(zhì)條件、鉆頭直徑及鉆進方式，當使用直徑為75mm鉆頭時，采用硬質(zhì)合金和鉆粒，根據(jù)國內(nèi)外的經(jīng)驗，立軸轉速取n90400r/min比較適宜；采用金剛石鉆頭鉆進時，立軸轉速取n4001000r/min比較適宜。本機選用110340r/min，即適合合金鉆頭鉆進，由適合金剛石鉆頭鉆進。4.1.2 升降機為了減輕鉆機重量，不使動力機過大，絞車的纏繩速度不宜過高，基本上采用低速，本機升降機速度為0.220.66m/s。4.1.3 變速箱參考國內(nèi)外現(xiàn)有小型鉆機的轉速系列，本機采用了不規(guī)則排列的中間轉速系列。（1） 立軸有三種轉速，110、190、340r/min轉速適合合金鉆頭鉆進。（2） 卷筒纏繩速度為三種，見表41 表41檔檔檔立軸轉速 r/min110190340 纏繩速度 m/s0.220.370.664.2 機械傳動系統(tǒng)機械系統(tǒng)傳動路線見圖41傳動計算如下：1.立軸的轉速:n=nD1/D2Z1/Z2Z3/Z4Z10/Z11式中: n立軸的第一檔轉速 r/min n電機轉速 n=1440r/min D1主動皮帶輪直徑 D1=125mm D2大皮帶輪直徑 D2=285mm Z1Z11傳動鏈中各齒輪的齒數(shù),Z1=31,Z2=54,Z3=31,Z4=54Z10=21,Z11=39 n=1440125/28531/5431/5421/39=112.1110r/min n=nD1/D2Z1/Z2Z5/Z6Z10/Z11式中:Z5=42,Z6=43 n=1440125/28531/5442/4321/39=190.69190r/min n=nD1/D2Z1/Z4內(nèi)Z10/Z11式中: Z4內(nèi)=31 n=1460160/36531/3121/39=340.08340r/min考慮到皮帶傳動、齒輪傳動、軸承等的效率，所以各檔轉速確定為110、190、340r/min。2. 絞車的纏繩速度V1=D(nD1/D2Z1/Z2Z3/Z4Z9/Z12/Z13/Z14)/60000 m/s式中:D=D0+d=140+8.8=148.8mm式中:D0=140mm為卷筒直徑,d=8.8mm為鋼絲繩直徑。V1=148.8(1460160/36525/3118/3833/8318/1818/54)/60000 =0.22m/s V2=0.44m/s V3=0.75m/s (計算從略)考慮到皮帶、軸承、齒輪等的效率，確定絞車提升速度分別為：U10.22m/s U2=0.44m/s U3=0.75m/s。第5章 回轉器5.1 結構特點 回轉器的結構如圖51所示，是由本體、立軸、立軸導管、弧齒錐齒輪等組成。立軸上端裝有常閉式液壓卡盤。其特點是：1、回轉器尺寸小、緊湊。2、回轉器適用于各種角度的孔的鉆進。3、離開孔口采用開箱式，簡單可靠，減輕鉆機重量。4、立軸行程比過去小型鉆機大，為500mm，縮短鉆進輔助時間。5.2 零部件的強度與壽命計算弧齒錐齒輪副的強度校核:Z10與Z11的主要參數(shù)見表51。齒面硬度Z10為HRC52、Z11為HRC57，錐距R77.515m,節(jié)錐角10=28018 22”,11=6104128”表5-1齒 號齒 數(shù)模數(shù)變位系數(shù)齒寬材料齒頂系數(shù)壓力角螺旋角旋向精度Z10213.502220CrMnTi0.85200350右8DCZ11393.502220CrMnTi0.85200350左8DC齒輪在各種轉速下傳遞的功率、轉速及轉矩見表52 表52功率 KW轉速 r/min轉矩 nm 5.1763280 5.07208233 5.07354137 5.2.1 齒面按接觸疲勞強度計算（1）接觸應力HZE 1.5ftmaxKAKVKHZR 3 Ft1 N/mm2 bd1I Ftmax ZE彈性系數(shù) ZE189.8 N/mm2 Ft1=Ftmax小輪運轉中最小切向力 Ftmax=2758N KA使用系數(shù) KA=1.25 Kv動載系數(shù) KV1=KV2=1 KH齒間載荷分布系數(shù) KH=1.2 Zx尺寸系數(shù) Zx=1.0 ZR表面狀況系數(shù) ZR=1 b有效齒寬 b=22mm d1小輪大端分圓直徑 d1=94.5mm I幾何系數(shù) I=0.1 將以上各值代入上式,得H=1197N/mm2 (2)接觸疲勞極限應力 HIin=HIinZNZW/ZQ N/mm2 HIin接觸疲勞極限應力 HIin1352 Zwgz工作硬化系數(shù) Zw1 ZN壽命系數(shù) ZN1 ZQ溫度系數(shù) ZQ=1 HIin=135211=1352 (3)安全系數(shù):SH=HIin/H=1352/1197=1.12SHIin=1 所以安全。 5.2.2 彎曲疲勞強度極限應力（1） 計算齒根彎曲應力 FFtKAKUKFYX/bmsJ N/mm2 Ft作用于大端分度圓上的切向力 Ft=2758N KA使用系數(shù) KA =1.25 Kv動載系數(shù) Kv=1 KF載荷分布系數(shù) KF1.15 Yx尺寸系數(shù) Yx1 ms大端端面模數(shù) ms=4.5 J幾何系數(shù) J0.18 F141N/mm2（2） 齒根彎曲疲勞極限應力 FIimFIimYN/YQ N/mm2 YQ溫度系數(shù) YQ1 YN壽命系數(shù) YN1 FIim齒根彎曲疲勞極限應力 FIim206.82N/mm2（3） 安全系數(shù) SFFIim/F206.82/141=1.46SFmin=1所以安全。第6章 變速箱的設計與計算 6.1 變速箱的結構特點變速箱的結構如圖61所示，它是由變速部分、分動部分及操縱部分和殼體等組成。也是變速部分和分動部分合為一體的傳動箱。其特點是：1、采用了回歸式的傳動形式，箱體呈扁平狀，有利于降低鉆機的高度，齒輪Z4即是移動齒輪由是結合子，因此結構緊湊。2、變速、分動相結合，減少了零件數(shù)目，有效利用變速箱內(nèi)的空間。3、操縱結構采用了齒輪齒條撥叉機構，操縱靈活可靠，每個移動齒輪單獨控制，并有互鎖裝置，這種互鎖裝置安全可靠，結構簡單。4、增加了卸荷裝置，減少了軸齒輪的受力狀況。6.2 零件的強度計算 1、在校核零件的強度時，假設電機的功率全部輸入變速箱，然后再輸入絞車和回轉器。2、變速箱在不更換齒輪的情況下，可連續(xù)工作10000小時，純機動時間每班16小時，可連續(xù)工作20個月。每個速度的工作時間分配情況如下：第一速（110r/min） 為40即4000小時；第二速（190r/min） 為40即4000小時；第三速（340r/min） 為20即2000小時； 3、本機零部件的強度和壽命計算方法和數(shù)據(jù)是按機械設計手冊（冶金工業(yè)出版社）計算的。6.3齒輪強度計算 1、變速箱內(nèi)各齒輪主要參數(shù)及材料見表61表61齒數(shù)模數(shù)齒寬變位系數(shù)Xn材料硬度RC應力角備注Z1312351.040Cr40-45200Z2542220.140Cr40-45200Z3312261.0 40Cr 40-45200Z4542 260.140Cr40-50200Z5422240.140Cr40-45200Z6432241.040Cr40-45200Z735325040Cr40-45200Z826326 040Cr45-50200Z933422040Cr45-50200Z121732604540-45200Z13183350.1520CrMnTi57-62200 Z14183200.120CrMnTi57-62200 Z15543280.3540Cr2002、Z3、Z4齒輪副的強度校核1) 齒根彎曲疲勞強度驗算（A） 計算齒輪的彎曲疲勞極限應力式中被校核齒輪的彎曲疲勞極限應力實驗齒輪的彎曲疲勞極限應力，由圖F813查得：（Mpa） 彎曲壽命系數(shù)，因兩齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：=*0.4*60*365=0.87*次=*0.4*60*210=0.5*次由圖F814知=1尺寸系數(shù)=1（圖F815）有效應力集中系數(shù)，有圖F816查知=1.03，=0.97所以 =*/=400*1*1/1.03=370（Mpa） =*/=400*1*1/0.97=412（Mpa）（B） 比較彎曲強度圖F86查得齒形系數(shù)=1.94，=2.26 則有/=370/1.94=191/=412/2.26=182因此齒輪彎曲強度弱。（C） 計算彎曲工作應力=/bm() （Mpa）式中 計算圓周力，而=其中 工作圓周力=2000/=2000*132.5/62=4273（N）工作狀況系數(shù)，由表F87查知=1.25 動載系數(shù)，因為V/100=1.18*31/100=0.37，由F84知=1載荷分配系數(shù)，=1/，當=1.6時，=0.7，所以=1/0.7=1.43載荷分布系數(shù)，因=b/=26/62=0.45,故由表F85查知=1.05則 =4273*1*1*1.43*1.05=6417.5（N） 載荷作用位置數(shù) =0.7 螺旋角系數(shù) =1 b 齒寬 b=26 (毫米) m模數(shù) m=2 (毫米) =/bm()=6417.5/26*2(2.26*0.7*1=195（Mpa） (d)計算齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù) =/=412/195=2.11可靠2）齒面接觸疲勞強度驗算（A）計算齒輪的接觸疲勞極限應力=*式中 實驗齒輪的接觸疲勞極限應力，由F817查知 =1100（Mpa）壽命系數(shù)，由圖F818查知=1.19， =1.22硬化系數(shù)， 取=1所以 =1100*1.19*1.03=1348（Mpa）=1100*1.22*1.03=1424 （Mpa） （B）計算接觸工作應力=（Mpa）式中 材料系數(shù)，由F89查知=189.8節(jié)點系數(shù)，=2.27 由圖F810重合度系數(shù) =0.9由圖F89U齒數(shù)比 U=54/31=1.74則 =189.8*2.27*0.9=889（Mpa）（C） 算安全系數(shù)=/=1384/889=1.516 安全可靠3）短期過載強度校驗計算取最大短期尖峰載荷是額定工作載荷的1.5倍短期過載彎曲極限應力，根據(jù)表F812知 =18*=18*45=810（Mpa）最大的彎曲工作應力為 =*1.5/=195*1.5/1.25=234（Mpa）短期過載彎曲強度安全系數(shù) =/=810/234=3.5（安全）短期過載接觸極限應力，根據(jù)表F812知 =41，3*45=1859 （Mpa）而最大接觸應力為=889*=974（Mpa）短期過載接觸強度的安全系數(shù)為=1.9（安全）3、其他齒輪對的強度校核 按上面的方法和步驟，對變速箱中的其他齒輪對可進行類似的計算，略。6.4 軸系零件與部件的強度與壽命的校核計算在變速箱中共有三根軸，其中軸負荷最大，而且相對尺寸直徑小、長度長。下面僅以該軸的強度壽命進行驗算。軸共有七種工作狀態(tài)，向回轉器傳遞四種狀態(tài)的動力，驅(qū)動絞車三種狀態(tài)。相比而言回轉器的130r/min的轉速時該軸扭矩最大，受力最大。1、軸的驅(qū)動校核已知下列條件：材料40Cr，調(diào)質(zhì)T220-250，各齒輪分度圓直徑為：d4108、d684、d8105.該軸的四個轉速及傳遞的扭矩見表6-2表6-2轉速（r/min）扭矩（Nm）備 注檔2102217檔3561184 III檔 636 7928（A） 在各種轉速下齒輪受力支反力計算結果列表63中（B） 軸的疲勞強度校核：從表62中得知，校核軸的強度時，應取低轉速的受力狀態(tài)。表63 RCY RBY Ft6 Ft4 RAY C B Ft6 FR4 A RCX RBX RAX 125 94.5 115 60.5 270 395 續(xù)表63檔檔檔檔Ft45362Fr41952Ft642594Fr6944Ft131132450Fr11133892Ft82450Fr8292RAX194174RBX8831092RCX60375RAY3680724RBY7201502RCY4921027RR3684745RB11391506RC7781030軸的扭矩圖如圖63所示，現(xiàn)計算，截面的安全系數(shù)。截面-的彎矩：水平彎矩：Mxz=Fr410010-3+RBX17010-3199Nm垂直彎矩-：MYZ=Ft410010-3+RBY910-3542Nm合成彎矩：M Mxz2 + MYZ2 575Nm截面-的彎矩： 水平彎矩：MxzRAX60510-3+19460.510-3=11Nm 垂直彎矩：MYZRAY60.510-3=223.6Nm合成彎矩：M Mxz +MYZ =223Nm 12量截面扭矩T356.6Nm下面是按當量彎矩計算-、-兩截面的安全系數(shù)。 水平受力圖： C B Frx A 180 47 水平彎矩圖： 11 199 Fty 垂直受力圖： C B 垂直彎矩圖： 80 145 223 542合成彎矩圖： 60 231 223 575扭矩圖： 356 圖63 表64名 稱-截面-截面 說 明扭 矩T（Nm）356356彎 矩M（Nm）575223當量力矩Ml652380軸 經(jīng)d（mm）36、4236、42工作應力m(Mpa)13176.92w=4.9410-6疲勞極限-1(Mpa)350350尺寸系數(shù)0.770.77表面質(zhì)量0.850.85有效應力集中系數(shù)K1.571.57安全系數(shù)S2.293.91許用安全系數(shù) 2.292.29 安 全 通過上述驗算軸通過,其它軸系從略。第7章 絞車7.1 結構特點 本鉆機考慮到井上、井下鉆探作業(yè)，故設置了絞車，如圖71。在井下矮巷道內(nèi)鉆孔時，絞車難以發(fā)揮作用，這時可將絞車拆除。設置絞車也給機器在井下短距離搬運提供自牽的方便。在結構上選擇常用的固定輪系的NGW型行星式傳動絞車，其特點是：1、結構簡單而緊湊，傳動裝置兼起離合作用，并有過載保護作用。2、在一定范圍內(nèi)，可實現(xiàn)無級調(diào)速和微動升降。3、傳動功率大，效率高。4、傳動平穩(wěn)，操縱靈活。7.2 主要參數(shù)的選擇 1、確定鋼絲繩直徑d根據(jù)GB110274標準，選定鋼絲繩直徑如下：外 徑：d=8.8mm總斷面積：A=27.88mm2總破斷力：S=47300N抗拉強度：=1700Mpa繩 型：繩637（纖維芯）2、鋼絲繩的強度校核絞車最大提升負荷：Q=12000N最小安全系數(shù)：S=45在正常情況下，最大起重時的安全系數(shù)為：S=S/Q=47300/12000=3.49S在急剎車時，取Q2.5Q，則安全系數(shù)SS/Q1.63、卷筒參數(shù)確定如下：卷筒內(nèi)徑：D140mm卷筒外徑：D230mm卷筒有效長度：L0100mm容繩長度：LnD式中：n鋼絲繩圈數(shù) n11 D每層纏繩長度之和，共五層， D5（D+d）+20d32m。 4、絞車參數(shù)提升速度 卷筒轉速 提升力V1=0.22m/s n1=28r/min 12000NV2=0.44m/s n2=50r/min 6000NV3=0.75m/s n3=78r/min 3350N7.3 絞車所需功率1. 卷筒所受扭矩：MT0.5(D+d)Q=0.5(0.14+0.0088)12000 =893Nm 2.絞車軸所受扭矩: MZ=MT/2=298Nm 3.絞車軸所需功率: P=MZn1I/9550=2.6KW7.4 零部件的強度及壽命計算（一）齒輪強度校核對NGW型行星齒輪傳動，只校核外嚙合。即Z13與Z14。Z1318、 m3、 X13=0.15、 材料為20CrMnTi、 HRC=5762Z1418、 m3、 X14=0.15、 材料為20CrMnTi、 HRC=5762HIim=1500N/mm2 FIim=450 N/mm2傳遞扭矩：Mz298Nm轉 速：nz=n1i84r/min按接觸強度校核：1. 分度圓圓周力 Ft=1000MZ/CSR1=5518.5N2. 工況系數(shù) KA=1.253. 動載系數(shù) KV=14. 齒間載荷分配系數(shù) KH=1.055. 齒向載荷分配系數(shù) KH=16. 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.357. 彈性系數(shù) ZE=189.8 N/mm28. 重合度系數(shù) Z=0.979. 螺旋角系數(shù) Z=110. 計算接觸應力 H Fti+1KAKVKHKH ZHZEZZ db i 11.壽命系數(shù) ZN1=1.02 ZN2=1.1112.最小安全系數(shù) SHmin=1 SFmin1.413.潤滑劑系數(shù) ZL=114.速度系數(shù) ZV=0.915.粗糙度系數(shù) ZR=0.916.齒面工作硬化系數(shù) ZW=117.尺寸系數(shù) ZX=118.許用接觸應力HP1ZL1ZV1ZR1ZW1ZX1 1239N/mm2 HP2=1308.7N/mm219.接觸強度判斷因為 H978N/mm2HP11239N/mm2,所以接觸強度校核通過。按彎曲疲勞強度校核1. 齒向載荷分布系數(shù) KF=12. 應力修正系數(shù) YS1=1.62 YS2=1.583. 重合度系數(shù) Y=0.94. 螺旋角系數(shù) Y=15. 計算齒根應力FF1 KAKVKFKFYF1YS1YY263.5N/mm2F2=423 N/mm26. 壽命系數(shù) YNT=17. 相對齒根圓角敏感系數(shù) YreIT=18. 相對齒根表面狀況系數(shù) YRreIT=1.049. 尺寸系數(shù) YX=110. 許用齒根應力FP1=FP2 YreIT1YRreIT1YX1 668.6N/mm2因為 F1 =263.5N/mm2FP1668.6N/mm2;F2=423 N/mm2FP2668.6N/mm2。所以彎曲強度校核通過。 （二）絞車軸強度校核絞車軸材料為20CrMnTi，b1080N/mm2,S835N/mm2,-1480N/mm2,HRC=5762，輸入功率P2.6KW,小傳動齒輪扭矩 T1=9550P/n1=95502.6/211=118Nm,傳動齒輪分度圓圓周力 Ft=2000T1/d1=2000118/433=1788N,徑向力 Fr=tgFt=651N。 1. 支反力 單位 N作用點 水 平 面垂 直 面合 成A RAX=322Ft/350 =1645 RAY=(125Q332Fr)/350 =3668RA= =4020BRBX28Ft/350 143RBY=(225Q28Fr)/350 =7662RB= =76642. 彎矩 單位 Nm作用點水平面垂直面合成CMcx28RAX/1000 46MCY=28RAY/1000103Mc= 113DMDX125RBX/1000 =18MDY125RBY/1000 958MD 9583. 危險截面的確定 選取、截面來考慮，因為該兩截面所受載荷較大，且一個有鍵槽，一個有應力較集中的地方。4. 校核危險截面安全系數(shù)計算內(nèi)容及公式計算值或數(shù)據(jù)截面截面扭矩T， Nm298298彎矩M， NmM=11MD/176=60M=81MD/176=441截面模數(shù)Z， cm25.368.95截面模數(shù)Zp, cm211.617.9-1 N/mm2480480,0. 150.15圓角處應力集中系數(shù) K,K, 圓角K=3.1,槽處K=2.26 圓角K=1.81,槽處K=2.22圓角K=1.8圓角K=3.1表面粗糙度系數(shù)KR11.2絕對尺寸影響系數(shù) ，=0.81,=0.77=0.78=0.73=(KKR-1)/圓角=4, 槽處=3配合處=3.45圓角=4.52配合=2.5=(K+KR-1)/圓角=2.23, 槽處=2.74配合處=2.48圓角=2.3配合處=2 安全系數(shù) -1 S= （M/Z）2+0.75(+)T/ZP2 S=6S=2.1 取許用安全系數(shù)S=1.8,表中計算S均大于S,故軸的疲勞強度足夠。 軸結構草圖 RAY RAY受力簡圖 Fr D B A C RAX Ft Q RBX 28 60 125 130 350 Ft水平力 RAX RBX水平彎矩圖 18N m 46N m 17 RAY Fr RBY垂直力 Q 958N m垂直彎矩圖