3000米海洋探矿绞车设计【卷扬机】【说明书+CAD】
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湖南科技大学本科生毕业设计摘要设计产品3000米海洋探矿绞车参照了提升绞车 JT0.80.6型号和调度绞车JD-11.4的部分参数结构，通过三维仿真等图形软件拟定草案。设计产品拟采用变频调速技术、行星减速技术及单轴卷筒传动技术、机电液结合控制技术来实现当代海洋探矿绞车体积小、标准化、质量轻、结构简单紧凑、工作稳定可靠、寿命高、效率高、节能环保、低噪音、功率大、适应力强、整体技术先进等目标。本次设计主要内容有：1参照陆用绞车滚筒的参数结构对产品的卷筒进行结构设计及参数校正。2根据市场调研与产品需求对变频调速电机进行计算与选型。3根据市场调研与产品需求对行星减速器进行计算与选型。4对一级外啮合齿轮传动进行设计。5对机架结构进行初步设计。关键字：海洋绞车；滚筒绞车；齿轮传动；变频调速；行星减速湖南科技大学本科生毕业设计AbstractProduct design of Marine prospecting winch for 3000 m with reference to someparameters of hoist winch JT0.8 0.6 and scheduling winch JD-11.4 model,and prepared adraft by three-dimensional graphical simulation software as well as other software. Productdesign is proposed to adopt variable frequency speed regulation technology, planetaryreduction technology and uniaxial drum liquid transmission technology, mechanical andelectrical control technology to achieve the goal of designing a contemporary marineprospecting winch with the performance of small size, standardization, light weight, simpleand compact structure, stable and reliable, high life, high efficiency, energy conservation andenvironmental protection, low noise, high power, strong adaptability,and advanced technologyon the whole.The design of the main contents are:1.Designing structure and correcting parameter of the Product roll with reference to theparameters and structure of the stationary winch drum .2.Calculation and selection of frequency conversion speed regulating motor are according tothe market research and demand.3.Calculation and selection of Planetary gear reducer are according to the market research anddemand.4. Designing outer meshing gear transmission of the first level.5.Preliminary design of the frame structure.Key words: Marine winch；Drum winch；Frequency control of motor speedGear transmission； Planetary reduction gear drive湖南科技大学本科生毕业设计目录前言.1第一章概述.21.1绞车的发展.21.1.1我国绞车的发展.21.1.2国外绞车的发展.21.1.3国内外水平对比.21.1.4总体发展趋势.3第二章海洋绞车总体机械结构设计方案选订.42.1海洋绞车整体结构形式.42.2绞车主传动系统结构.62.2.1驱动电机数量.62.2.2电机布置方式.72.2.3传动机构.82.3绞车总体机械方案确定.12第三章海洋绞车详细技术方案设计计算.133.1产品主要性能指标.133.2滚筒基本尺寸计算.133.3电机功率设计计算.143.4主传动系统传动比设计计算.153.5绞车扭矩校核.163.6电动机的选型.173.6.1概述.173.6.2电机型号选择.17湖南科技大学本科生毕业设计3.6.3工作制及技术数据.173.6.4使用条件.183.6.5安装及外型尺寸.193.6.5.1YZP系列IMB5法兰安装电动机外形.193.6.5.2法兰盘尺寸.193.7行星减速器的选型.213.7.1概述.213.7.28000系列摆线针轮减速机产品特点.213.7.3机型选定.213.7.4安装结构形式.223.7.5单级减速机型号规格选择表.223.7.6减速器结构.233.8圆柱齿轮轮系设计计算.263.8.1已知.263.8.2选择材料确定齿轮的疲劳极限应力.263.8.3按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数.263.8.4校核齿面接触疲劳强度.273.8.5校核齿根弯曲疲劳强度.293.8.6齿轮参数表.313.9卷筒结构设计及强度计算.323.9.1卷筒结构设计.323.9.2卷筒强度常规计算.323.10机架结构设计与强度计算.343.11轴承选型与寿命计算.353.11.1轴承选型.353.11.2轴承寿命计算.363.11.3轴承静载荷计算.37第四章结论.38湖南科技大学本科生毕业设计参考文献.39致谢.40附录.41湖南科技大学本科生毕业设计前言绞车是一种用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。本次设计对象是海洋探矿绞车，海洋探矿绞车主要用于海洋探矿过程中信号缆绳的收放与存储。在设计过程中根据绞车牵引力选择电动机的型号以及钢丝绳的直径，选择后验证速度是否与设计要求速度一致，根据要求设计绞车是通过一级行星齿轮减速器及一级圆柱齿轮轮系等机构来完成绞车的减速和传动，其行星减速器与圆柱齿轮轮系在滚筒的同侧，从而根据设计要求确定行星减速器的结构、位置和各个传动部件的尺寸与位置，根据滚筒的结构形式选择制动装置为刹车片制动，并对各个设计零部件进行校核等等。绞车通过控制变频调速电机来实现绞车卷筒的正转、反转和停转，从而实现对信号缆绳（脐带缆）的收放和停止三种工作状态。使其工作灵活、制动可靠、噪音低、设计合理、操作方便，用途广泛等。我国的矿用提升机和绞车交流调速技术一直处于比较落后状态，几乎没有发展，导致高能耗和效率低的电动机转子串电阻装置一直占据主导地位，大大制约了其整机水平的提高。因此，改变现在矿用提升机和绞车的现状和发展前景，是一项迫切的工作。绞车最主要的机械部位就是齿轮传动部位，它的选择严重影响绞车的外貌和性能，而渐开线行星齿轮传动与普通齿轮传动相结合则具有了一系列的优点。如：承载能力大，体积小，效率高，重量轻，传动比大，噪声小，可靠性高，寿命长以及便于维修的优点。同时行星传动的箱体比普通定轴齿轮传动的箱体在同样条件下，其重量要小几倍，这也是本次设计选用行星齿轮传动的重要原因。- 1 -湖南科技大学本科生毕业设计第一章概述1.1绞车的发展1.1.1我国绞车的发展我国绞车主要经历了仿制、自行设计两个阶段。解放初期使用的产品主要来自日本与苏联，1958年以后，这些产品相继被淘汰，并对苏联绞车进行了改进，于1964年进入自行设计阶段。淮南煤机厂曾设计了摆线齿轮绞车和少齿轮差传动绞车，徐州矿山设备制造厂也曾设计制造了摆线和行星齿轮传动绞车，一些厂还设计试制了25kw的调度绞车。目前，矿用小绞车已经在标准化方面得到了相应发展，于1982年，对以前制定的标准进行了修订。其标准方为JB965-83，JB1409-83。1.1.2国外绞车的发展国外矿用小绞车使用很普遍，生产厂家也很多。苏联、美国、日本、瑞典等国都制造了矿用小绞车，而且，国外矿用小绞车种类、规格较多，比如调度绞车牵引力以100kgf到3600kgf，动力有电动的，液力的，风动的。工作机构有单筒、双筒和摩擦。传动形式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、涡轮传动、液压传动、行星轮传动、摆线齿轮传动等。其中采用行星轮传动。其中采用行星轮传动的比较多。发展趋势是向着标准化系列方向发展，向着体积小、重量轻、结构紧凑方向发展，向着高效、节能、寿命长、低噪音、一机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。1.1.3国内外水平对比（1）品种国外矿用小绞车的规格较多，适用于不同场合，我国的矿用小绞车规格较少，品种型号多，也较繁琐，标准化程度不够高。（2）型式从工作机构上分，国外有单筒、双筒、摩擦式，而我国则较少。从原动力上分，国外有电动的、风动的、液压驱动的。我国只有少量的电动和风动的。但近几年有了较大程度的发展。（3）结构我国及国外的调度绞车大多数采用行星齿轮传动，其传动系统结构简单，使用方便，但牵引力过小，特别是上山、下山很难实现较大设备的搬运工作。随着采煤的机械化发展，综采设备的频繁搬迁，绞车也得到了相应的发展。使得绞车还需要具备快速回绳的功能。（4）产品性能主要寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联等国还有一定的差距。- 2 -湖南科技大学本科生毕业设计（5）三化水平虽然我国的矿用小绞车参数系列化方面水平优于国外，但在标准化和通用化方面还远不如发达机械制造国。（6）技术经济指标我国的矿用小绞车技术经济指标与国外特别是与苏联等机械发达国家还有一定的差距。1.1.4总体发展趋势纵观国内外矿用小绞车的发展情况，其发展趋势有以下几个特点：（1）向着标准化系列化方向发展使各制造公司都有自己的产品系列型谱中，对绞车的性能、参数做进一步的明确规定，并强力推行实施，将设计、制造、使用、维护、带来极大的方便。（2）向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展力求将绞车的运动及传动装置、工作滚筒、制动装置部分底座等主要部件综合在一个系统中并加以统筹布局，充分利用空间，提高紧凑程度，做好外形封闭。（3）向高效节能的方向发展选取最佳参数，最大限度提高产品功能，采用合理的制造精度，提高生产效率。向寿命长，低噪音的方向发展，使得综合性能指标得到提高。(4)向一机多能化、通用化方向发展。(5)向大功率的方向发展。(6）向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。- 3 -湖南科技大学本科生毕业设计第二章海洋绞车总体机械结构设计方案选订2.1海洋绞车整体结构形式海洋绞车在结构上,目前主要有两种类型,即单卷筒一体化绞车和牵引机构与储缆机构各自分开、前后布置的分离式绞车收放系统。单卷筒一体化绞车适合安装在海洋船舶的甲板上，具有负载小、系统简单、结构紧凑、运输与安装方便、制造成本低等特点，能很好的完成投放和回收工作，但收放重物的重量直接作用在绞车卷筒和缆绳上，导致绞车卷筒上缆绳的张力、缆绳之间的摩擦和挤压很大，会加剧钢缆磨损，缩短使用寿命等不足。英国的SlingsbyAviation公司生产的单卷筒一体化绞车如图2.1所示。目前丹麦MacArtney公司、美国Dynacon公司、江苏海泰船舶成套设备有限公司、上海劳雷仪器系统有限公司等都生产单卷筒一体化海洋绞车。图2.1英国SlingsbyAviation单卷筒一体化绞车图2.2美国Dynacon521型单卷筒液压绞车- 4 -湖南科技大学本科生毕业设计图2.3江苏海泰电动单卷筒拖曳绞车图2.4上海劳雷仪器电动单卷筒CTD绞车分离式绞车收放系统主要由牵引绞车和储缆绞车两部分组成，牵引绞车布置在收放架的后面，排缆机构和储缆机构依次顺序布置在牵引绞车的后面。牵引绞车由结构相同、顺序排列的两个绞盘构成，每个绞盘上带有6-8个平行或以一定角度倾斜缆槽。绞车工作时，缆绳由负重端进入牵引绞车，依次在牵引绞车的两个绞盘上缠绕多圈后（通常有6-8个缆槽），两个绞车盘同步驱动，由缆槽与缆绳之间的摩擦力完成提升或下放功能。由于缆绳在牵引绞车缠绕圈数较多，缆绳与绳槽摩擦力作用使牵引绞车后端（与储缆绞车连接）的张力相对于前端（负载连接端）大大减少。并且由于储缆绞车缆索承受的张力较小，还可以大大减少深海绞车多层排缆对脐带缆的破坏。但这种分离式绞车的结构相对较复杂，尺寸较庞大，运输和安装所需空间较大，适合安装在船舱内或船舶甲板空间比较富余的场合。目前挪威Odim公司和美国Dynacon公司都生产这种分离式绞车收- 5 -湖南科技大学本科生毕业设计放系统如图2.5，图2.6所示，其中挪威Odim公司主要生产电驱动绞车，而美国Dynacon公司主要生产液压驱动绞车。图2.5挪威ODIM公司绞车收放系统图2.6美国Dynacon公司766型深拖液压绞车为适应海洋绞车向体积小，重量轻，便于运输、安装及维修的发展趋势，本次研发的海洋绞车采用单卷筒一体化绞车的结构形式，并采用交流变频电驱动。2.2绞车主传动系统结构2.2.1驱动电机数量单卷筒一体化绞车因卷筒所需驱动力矩较大，一般都设计成多台电机同时驱动绞车卷筒的结构形式，目前已知的有2台,3台和6台电机驱动的几种形式。电机数量越多，一方面电机均匀布置在绞车卷筒上，则绞车卷筒受力越均衡，另一方面当部分电机损坏- 6 -湖南科技大学本科生毕业设计了不能工作时，其它电机也可以将起吊物收上来，故可以大大提高绞车系统提升可靠性,实现功率和电气设备冗余配置。综上所述，本次研发的海洋绞车拟采用6台电机同时驱动绞车卷筒的方式。2.2.2电机布置方式电机布置方式有如下图所示2种形式：与卷筒轴线平行布置和与卷筒轴线垂直布置。图2.7电机水平布置(1)电机与卷筒轴线平行布置（如图2.7所示）：电机可均匀布置在绞车卷筒主轴周围，工作时绞车卷筒主轴受力均衡，可以同时布置更多的电机，如上图所示为6台电机，如果尺寸允许可以布置更多的电机，但这种布置方式增大了绞车的长度尺寸。(2)电机与卷筒轴线垂直布置（如图2.8所示）：这种布置方式可以减小绞车的长度尺寸，使绞车结构更紧凑，但电机难以均匀布置在绞车卷筒主轴周围，工作时绞车卷筒主轴受力不均衡，且电机布置数量受到限制。图2.8电机垂直布置综上所述，电机布置方式宜采用电机与卷筒轴线平行布置的方式。- 7 -湖南科技大学本科生毕业设计2.2.3传动机构（1）多电机+多行星减速器+固定轮系+主轴支撑丹麦MacArtney公司的新一代海洋绞车（MERMACR40AHC型，图2.7）主传动系统采用的就是这种结构形式，如图2.9所示。每台电机的主轴直接与1台行星减速器相连，每个行星减速器输出轴上安装1个小齿轮，6个小齿轮以外啮合方式同时驱动1个大齿轮（6个小齿轮和1个小齿轮形成1个固定轮系减速），大齿轮直接安装在卷筒上，绞车卷筒通过主轴支撑在机架上。这种传动方案的机械传动原理如图2.10所示。图2.9多电机+多行星减速器+固定轮系+主轴支撑的传动机构模型图图2.10多电机+多行星减速器+固定轮系+主轴支撑的传动原理图- 8 -湖南科技大学本科生毕业设计这种传动机构的部件之间连接很紧密，结构比较紧凑，行星减速器可以直接从市场上采购标准行星减速器，卷筒通过主轴支撑，支撑结构比较简单，支撑轴承比较小，光电滑环可以直接安装在卷筒支撑主轴内。6个电机均匀布置在卷筒上，工作卷筒受力均衡，无偏应力。与卷筒连接的大齿轮可以直接固定在卷筒上，卷筒主轴上基本上只承受弯矩不承受扭矩，受力状态较好。（2）多电机+多减速器+固定轮系+转盘轴承支撑英国的SlingsbyAviation公司生产的绞车（图2.1）就是采用这种结构形式，即2台电机分别连接2台减速器，再通过中间传动件驱动2个小齿轮，2个小齿轮驱动转盘轴承外齿圈（形成固定轮系），绞车卷筒直接固定在转盘轴承外圈上，转盘轴承内圈固定在机架上，绞车卷筒是通过2个转盘轴承支撑在机架上，不需要卷筒主轴。如图2.11所示，这种传动结构的绞车将电机反向布置在卷筒的下方，可以缩短绞车轴向尺寸，或增大卷筒长度以增大缆绳储绳量；该结构直接通过2个大的转盘轴承将卷筒与机架相连，卷筒不需要通过主轴支撑，减少了卷筒主轴，简化了主轴结构，降低了转动惯量；因电机布置在卷筒下方，工作时卷筒会承受一定的侧应力。图2.11多电机+多减速器+固定轮系+转盘轴承支撑方案模型图- 9 -湖南科技大学本科生毕业设计这种传动方案的机械传动原理如图2.12所示。图2.12多电机+多减速器+固定轮系+转盘轴承支撑方案传动原理图（3）多电机+固定轮系+行星减速器+主轴支撑株洲立达公司曾做过类似这种传动结构形式的煤矿绞车，与此不同的是株洲立达采用的多台（6台）液压马达驱动而不是多台电机驱动绞车。这种传动结构形式实际上是将丹麦MacArtney绞车传动结构的1、2级传动反过来做，即电机连接小齿轮，小齿轮驱动大齿轮，大齿轮与行星减速器输入轴连接，行星减速器输出轴与卷筒连接。这种传动方案的机械传动原理如图2.13所示。图2.13多电机+固定轮系+行星减速器+主轴支撑方案传动原理图- 10 -湖南科技大学本科生毕业设计这种传动结构实际上是也可认为是将方案（1）中的多个行星减速器合并成1个大的行星减速器，减少了行星减速器的个数。同样具有部件之间连接很紧密，结构比较紧凑，卷筒通过主轴支撑，支撑结构比较简单，支撑轴承比较小，光电滑环可以直接安装在卷筒支撑主轴内，卷筒受力均衡，无偏应力等特点。但行星减速器需要定制，且卷筒需要通过与行星减速器输出主轴相连的卷筒主轴来传递扭矩进行驱动，因此卷筒主轴不仅会承受很大的弯矩而且还会承受很大的扭矩，受力状态不好。（4）多电机+多行星减速器+固定轮系（内啮合）+转盘轴承支撑这种传动结构是在综合上述几种传动结构之后的提出拟采用的一种新的传动结构形式（如图2.14所示），第1级传动采用方案1中电机直接连接行星减速器，第2级的固定轮系传动采用齿轮内啮合形式，即多个小齿轮同时驱动转盘轴承的带齿轮内圈，卷筒固定在转盘轴承内圈上，转盘轴承外圈固定在机架上，绞车卷筒通过2个转盘轴承进行支撑。这种传动方案的机械传动原理如图2.15所示。图2.14多电机+多行星减速器+固定轮系（内啮合）+转盘轴承支撑模型图图2.15多电机+多行星减速器+固定轮系（内啮合）+转盘轴承支撑传动原理图- 11 -湖南科技大学本科生毕业设计这种传动结构集中了上述几种方案的优点:机构简单、结构紧凑、受力均衡、运动平稳,且标准部件多，而且固定轮系改为内啮合方式可以增大对卷筒的驱动力矩。电机和行星减速器可以直接采购，转盘轴承也可以直接订购，大齿轮（内齿）由转盘轴承内圈自带，对于主传动系统只剩下设计制造小齿轮，因此从制造角度来说，相对会比较方便和容易，同时也省掉了绞车卷筒主轴。2.3绞车总体机械方案确定多电机+多行星减速器+固定轮系+卷筒+卷筒轴+轴承经过以上分析与论证，拟定的绞车总体机械结构方案如图2.16所示方案。图2.16拟定绞车总体机械结构方案- 12 -湖南科技大学本科生毕业设计第三章海洋绞车详细技术方案设计计算3.1产品主要性能指标根据专项申报书确定的主要性能指标如下：1、适用于4级以下海况2、安全工作载荷：138kN3、最大静张力(卷筒载荷)：255kN-(200KN)4、最大提升速度：第8层100m/min5、公称速度：72m/min6、储缆卷筒容绳量：3700m7、缆绳直径：32mm8、主动升沉补偿能力：3m9、驱动方式：交流变频电驱动,3台变频器驱动6台电机的驱动方式3.2滚筒基本尺寸计算根据直径d = 32mm脐带缆最小弯曲半径要求,确定卷筒直径为 D1 =1600mm由于深海海洋绞车缆绳长度可达 Ls = 3500m,按储缆总层数 N = 8计算,则卷筒储缆第8层直径为：D8 =1600+3282 = 2112mm先大致估算绞车卷筒长度 LjD1LjL1 =d第1层缠绕长度：（3.1）- 13 -湖南科技大学本科生毕业设计D8Lj第8层缠绕长度：L8 =（3.2）（3.3）d总共8层平均缠绕总长度：L1 + L8 N2(D1 +D8)LjN即Ls =2d（3.4）（3.5）由此得到：2Lsd23500100032 = 2401mmLj =(D1 + D8)N = (1600 2112) 8+考虑到平均估算的误差，取卷筒长度 Lj = 2500mm卷筒底层能存储缆绳列数为：n1 = 2500 32 = 78.1= 78列，卷筒底层储缆长度为： L1 =D1n1 = 1.678 = 392.07m卷筒外层（第8层）储缆长度为： L8 =D8n1 = 2.11278 = 517.53m卷筒总共的平均储缆长度可达L =(L1 + L8)4 =(392.07+517.53)4 = 3638m 3500m（3.6）若按卷筒储缆长度3500m计算，最外层无需储满，合乎实际需要。按照CB*3128-82船舶技术绞车设计标准，卷筒法兰高度必须超出最外层缆绳的高度，超出值应不小于钢丝绳直径的2.5倍，即Df D8 + 2.5d = 2112+ 2.532 = 2192mm（3.7）Df = 2200卷筒厚度=90mm最终确定滚筒尺寸如下:（1）卷筒直径：（2）卷筒长度：1600mm2500mm（3）卷筒法兰直径：2200mm- 14 -湖南科技大学本科生毕业设计3.3电机功率设计计算绞车主传动总效率： =1234 = 0.930.940.960.94 = 0.791单级行星减速器效率，取0.93；3滚子轴承效率，取0.96；（3.8）（3.9）2开式圆柱齿轮传动效率，取0.94；4绞车卷筒效率，取0.94FV= 20072 = 303.8KW600.79绞车所需输入总功率（电机输出的总功率）：P =每台电机功率为：P/6=50.64Kw,取55Kw电机。绞车输入总功率为：556=330Kw。电机类型选：交流变频电机55kW6台，极对数6/4,工作电压380-440v电动机额定转速：nd=985rpm电机额定输出扭矩：TM = 9550 P = 9550 55 = 533.25N m（3.10）n985d3.4主传动系统传动比设计计算(1)以卷筒底层直径为准，提升速度72m/min,v72滚筒转速为：总传动比：n1 =14.32rpm（3.11）（3.12）D1 3.141.6i = n=985 = 68.7819.10dn1(2)卷筒中间层（第4层）直径为：D4 =1600+3242 =1865mm按最大提升速度v=100m/min，- 15 -湖南科技大学本科生毕业设计v100滚筒转速为：总传动比：n4 =i = n=17.15D4 3.141.856=985 = 57.4317.15dn4(3)以卷筒外层直径为准，提升速度100m/min,v100滚筒转速为：总传动比：n8 =i = n=15.07rpmD8 3.142.112=985 = 65.3615.07dn8综合三种情况,总传动比确定为i=70。3.5绞车扭矩校核：绞车滚筒最底层承受200KN载荷所需扭矩为：T1 = 20010 1.6/2 =1.610 N.m3 5绞车滚筒最外层承受138KN载荷所需扭矩为：T8 =13810 2.112/2 =1.4572810 N.m3 5绞车滚筒的驱动扭矩为：T = 6TMi = 6533.250.7970 =1.76932105N.m max(T1,T10)扭矩满足要求绞车滚筒中间层（第4层）最大承受载荷为：F4 = T 2 = 1.76105 2 =190.6KN（3.13）D41.856绞车滚筒最外层（第8层）最大承受载荷为：F8 = T 2 = 1.76105 2 =167.549KND82.112- 16 -湖南科技大学本科生毕业设计3.6电动机的选型3.6.1概述YZP系列冶金及起重用变频调速三相异步电动机是以变频调速装置为供电电源的调速三相异步电动机，与变频装置组成的系统能够实现无级调速；达到节能和控制自动化的目的。由于具有效率高、调速范围广、精度好、起制动运行稳定，且过载能力大等特点，特别适用于需要变频调速，短时或断续周期运行、频繁起制动的场合。电动机基本技术要求符合IEC34-1和GB755标准的要求，安装尺寸符合IEC72国际标准。电动机可附装热保护器、加热器、编码器、电磁制动器、超速开关及测速发电机等附加装置，以满足用户配套需求。3.6.2电机型号选择YZP280S-6Y异步电动机6极数Z起重用P变频调速280轴中心高()S机座长度代号3.6.3工作制及技术数据：适应变频器输出的高载波频率电压。额定电压380V，额定频率50Hz。绝缘等级F级，防护等级IP54和IP55。调速范围3100Hz；350Hz为恒转矩运行；50100Hz为恒功率运行。海拔不超过1000m，相对湿度不大于90%。冷却方式，112132机座号为自扇冷式（IC411），160335机座号为他扇冷式（IC416）。180及以下机座号为Y接法，200及以上机座号为接法。额定电压、频率时，能承受额定转矩2倍过载历时1min。技术数据见表3.1：- 17 -湖南科技大学本科生毕业设计表3.1yzp系列电机型号参数型号额定功率（kw）额定电压（v）额定电流（A）额定转矩（N.M）额定转速堵转转最大转矩额定转矩（倍）转动惯量（kgm2）重量（rpmin）矩额定转矩（kg）（倍）YZP280S-6553801045299851.52.03.01.395503.6.4使用条件不同工作制下功率折算表3.2表3.2功率折算表S3S2S4和S5工作制30分钟60分钟15%1.3525%1.140%160%0.83150次/时300次/时功率折算系数1.110.830.73- 18 -湖南科技大学本科生毕业设计3.6.5安装及外型尺寸：3.6.5.1YZP系列IMB5法兰安装电动机外形如图3.1图3.1电动机外形3.6.5.2法兰盘尺寸（见表3.3）（出轴的尺寸同底脚安装电机图3.2）表3.3电机法兰盘外形尺寸(B5)型号尺寸Yzp280sMNPLA25ST55004505508-19- 19 -湖南科技大学本科生毕业设计YZP系列IM1001、IMB3底脚安装电动机相关尺寸如图3.2图3.2底脚安装电动机YZP系列IM1001、IMB3底脚安装电动机相关尺寸如表3.4表3.4电机基本尺寸型号基本尺寸ABCHKLAA93ABACADBBHA38Yzp280s-6457368190280M201120550555390基本尺寸TBH驱动端轴HDLDLLTBWKKB1DFEGGAEDED167017311161220281M50752014067.579.51255- 20 -湖南科技大学本科生毕业设计3.7行星减速器的选型3.7.1概述8000系列摆线针轮减速机是一种应用行星传动原理，采用摆线针轮啮合，设计先进、结构新颖的减速机构。这种减速机在绝大多数情况下已替代两级、三级普通圆柱齿轮减速机及圆柱蜗杆减速机，在军工、航天、冶金、矿山、石油、化工、船舶、轻工、食品、纺织、印染、制药、橡胶、塑料、及起重运输等方面得到日益广泛的应用。3.7.28000系列摆线针轮减速机产品特点1.传动比大。一级减速时传动比为1/6-1/87。两级减速时传动比为1/99-1/7569；三级传动时传动比为1/5841-1/658503。另外根据需要还可以采用多级组合，速比达到指定大。2.传动效率高。由于啮合部位采用了滚动啮合，一般一级传动效率为90%-95%。3.结构紧凑，体积小，重量轻。体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小2/1-2/3。4.故障少，寿命长。主要传动啮合件使用轴承钢磨削制造，因此机械性能与耐磨性能均佳，又因其为滚动摩擦，因而故障少，寿命长。5.运转平稳可靠。因传动过程中为多齿啮合，所以使之运转平稳可靠，噪声低。6.拆装方便，容易维修。7.过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。3.7.3机型选定经过前期调研考查，初步选定摆线针轮减速器，减速器型号为：XWDV55-8235-15。8000系列法兰式水平装配调速电动机(1000rpm)输入功率55kw机型号8235传动比15安装方式B5输出转速59(67)rpm许用转矩7296NM使用系数k=1.70- 21 -湖南科技大学本科生毕业设计3.7.4安装结构形式见图3.3图3.3安装结构形式3.7.5单级减速机型号规格选择表3.5表3.5单级减速机型号规格选择传动比电机频率HZ输出转速rpmin输入转速rpmin级数6506067801000120015电动机功率KW5550HZ60HZ机型号8235输出扭矩NM7296使用系数输出扭矩NM使用系数1.701.706080- 22 -湖南科技大学本科生毕业设计3.7.6减速器结构外形安装联接尺寸如下图所示：（1）结构示意图：图3.5图3.5减速器结构示意图- 23 -湖南科技大学本科生毕业设计（2）尺寸参照图表图3.6XLD8190-8275立式直联型相关尺寸图- 24 -湖南科技大学本科生毕业设计表3.6XLD8190-8275立式直联型相关尺寸表尺寸CF378MEPD2570D3510D4450n-dKW输出端DebthSmM2441823525040108-4133441302003211913727DMJ5804701658功率 55kwL（3）电动机接盘联接尺寸图表图3.7接盘外形尺寸图- 25 -湖南科技大学本科生毕业设计表3.7接盘外形尺寸表型号8235电机级数6尺寸KW55机型号PANAMALAXVRATA6N-SA8-19dbh280M55045050018814025752079.93.8圆柱齿轮轮系设计计算3.8.1已知：电机功率55kw，功率因数1，经减速器后输入轮系，则取小齿轮传递的额定功率p=550.93=51.15=52kw,小齿轮转速n=9850.9315=61.07=62rpm,传动比i=70/15=4.67,双向转速，满载工作时间6000h。3.8.2选择材料确定齿轮的疲劳极限应力，初选：小齿轮：40Cr，调质处理后表面淬火，齿芯硬度241286HBS,齿面硬度4855HBS。大齿轮：45#钢，调制处理后表面淬火，齿芯硬度217255HBS，面硬度4050HBS齿按MQ级质量要求取有：齿面接触疲劳极限：Hlim1 = 690N/ mmHlim2 = 660N/ mm22齿根弯曲疲劳极限Flim1 = 275N/ mm2Flim2 = 285N/ mm23.8.3按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数。KT1a 483(u +1)3(3.14)a2uHP式中小齿轮传递的扭矩T1：T1 = 9549 52 N m = 7933N m(3.15)62载荷系数K：考虑齿轮轴承非对称布置，速度较低，冲击载荷较小，取K=2- 26 -湖南科技大学本科生毕业设计齿宽系数a：取a=0.4u = i = 4.67 Hlim齿数比u：许用接触应力 HP=(3.16)SH min取最小安全系数 SHmin =1.1按大齿轮计算660 HP2= 600N mm21.1将以上数据代入计算中心距的公式(3.14)得27933a 483(4.67+1) 3= 785.5mm0.4600 4.672取中心距a=786mm取模数m=11小齿轮分度圆直径d1由接触强度有KT1 u +1 = 766 3 279332 4.67 +1 = 271.6mmd1 766 3d2u1.26004.67HP取d1=275mmd1275= 25小齿轮齿数z1 = m=(3.17)(3.18)11大齿轮齿数取z2 = uz1 = 254.67 =116.75 =117Z2=114d2 =1254mm齿宽b =ad = 0.4275 =110mm(3.19)3.8.4校核齿面接触疲劳强度计算应力Ft u +1K AKVKHKHbd1 H = ZHZEZ(3.20)(3.21)u式中分度圆上的圆周力 Ft：2T1279333 N = 57694N=27510Ft = d1- 27 -湖南科技大学本科生毕业设计使用系数动载系数K A =1.25K1Z1Vu2KV =1+Ft + K2 (3.22) 100 1+u2K A bd1n1 27562 m s = 0.8927m sV =(3.23)60100060000选取齿轮精度等级为8级精度，则： K1 = 39.1K2 = 0.019339.157694 +0.0193 250.894.6722 =1.02KV =1+1+ 4.671001.25110齿向载荷分布系数22 b b KH =1.23+0.181+6.7 +0.61103b d1d1 (3.24)110 110 22=1.23+0.181+6.7 275 275 +0.61103 110 =1.356齿间载荷分布系数材料弹性系数节点区域系数KH =1.2ZE =189.8ZH = 2.5441.78 = 0.86接触强度计算的重合度及螺旋角系数 Z =(3.25)33则以上数值代入计算应力公式： H = 2.5189.80.86 57694 4.67+11.251.021.3561.2 = 894.43N mm110275 4.672 HP = HlimZNTZLVRZ Z XW许用应力SH min应力循环次数： Ni1 = 60kn1t = 601626000 = 2.232107(3.26)- 28 -湖南科技大学本科生毕业设计Ni2 = 60kn2t = 60113.286000 = 4.78106由应力循环次数查得调质钢（允许有一定量点蚀）寿命系数 ZNT有：ZNT1 =1.3ZNT 2 =1.55ZLVR1 = ZLVR2 =1ZW1 = ZW 2 =1.05Z X1 = Z X 2 =1SHlim =1.1润滑油膜影响系数：工作硬化系数尺寸系数安全系数所以许用应力： HP=6901.311.11 = 897 N mm H21.1SH = HlimZNZLVRZ Z X:W安全校核(3.27) HSH1=6901.311.11 =1.103894.43SH 2=6601.5511.11 =1.25894.43SH SHmin，符合安全要求3.8.5校核齿根弯曲疲劳强度计算应力： F = Ft K AKVKFKFYFSY(3.28)bm弯曲强度计算的载荷分布系数 KF:弯曲强度计算的载荷分配系数 KF：复合齿形系数:KF = KH =1.356KF = KH =1.2YFS1 =1.62YFS 2 =1.82- 29 -湖南科技大学本科生毕业设计重合度与螺旋角系数：Y1 = 0.67将以上数值代入应力计算公式： F1=57694 1.251.021.3561.21.620.67 =107.4N mm211011YFS 2 =107.41.82 =120.6N mm F 2 = F1 Y21.62FS1许用应力：= FEYNTYrelTYRrelTYX FP1(3.29)SF min齿轮材料弯曲疲劳强度基本值： FE1 = 550N mm2 FE2 = 580N mm2YNT 2 =1.01抗弯强度计算寿命系数相对齿根圆角敏感系数相对齿根表面状况系数尺寸系数：YNT1 =1.0: YtelT1 =YtelT 2 =1：RrelT =1： YX =1： SFmin =1.25安全系数= FEYNTYrelTYRrelTYX5501111 = 440N mm FP1=2SF min1.25= FEYNTYrelTYRrelTYX5801111 = 464N mm FP12SF min1.25计算安全系数：SF1 = FEYNTYrelTYRrelTYX5501111 = 5.1= F1107.4= FEYNTYrelTYRrelTYX5801111 = 4.8SF 2 F120.6SF SFmin所以安全- 30 -湖南科技大学本科生毕业设计3.8.6齿轮参数表表3.8齿轮参数表序号项目代号计算公式小齿轮25大齿轮1141112345678齿数z模数mbha*c*a11齿宽110（120） 110齿顶高系数顶隙系数压力角分度圆直径齿顶高1.01.00.250.25200200dhad = m.z27511125411ha = ha.m910111213齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径hfhhf = (ha +c).mh = (2ha +c).mda = (z 2ha).md f = d 2hf13.7524.7529713.7524.7512761226.51178.37dadfdb247.5258.41db = d.cosp =.m1415齿距p34.514.134.514.1基圆齿距pbpb = p.coss = p2e = p21617齿厚se17.2517.2517.2517.25齿槽宽181920顶隙cad2.752.75c = c .ma = d 3+d4 2标准中心距节圆直径764.52751254d = d- 31 -湖南科技大学本科生毕业设计3.9、卷筒结构设计及强度计算3.9.1卷筒结构设计绞车卷筒及主轴结构设计如下图3.8所示：图3.8卷筒结构示意图3.9.2卷筒强度常规计算（参考机械设计手册）卷筒材料材料采用40Cr（35SiMn）,调质处理若忽略卷筒自重力，卷筒在钢丝绳最大拉力作用下，使卷筒产生压、弯曲和扭应力。其中压应力最大。当 L 3D时，弯曲和扭应力合成应力不超过10%压应力。所以，当L 3D时只计算压应力即可。当 L 3D时还要考虑弯曲应力。因绞车卷筒上 L = 2500 2D时，还要对卷筒进行稳定性计算。稳定性计算主要计算稳定性系数K，K = p1.3 1.5wp1式中： pw失去稳定时临界压力（MPa）对钢卷筒， pw = 52500 3；D32Fmaxp1卷筒壁单位压力， p1 =mpaDp卷筒壁厚90（mm）;D卷筒直径1600(mm)Fmax钢丝绳最大静拉力200(kN);p卷筒槽槽距35mm;K稳定性系数。pw = 52500 3 = 5250039033 = 9.35mpa1600D2Fmax = 2200103p1 = 7.1160035DpK = p= 9.35 =1.32，满足要求。7.1wp1- 33 -湖南科技大学本科生毕业设计3.10机架结构设计与强度计算有限元计算绞车主传动系统结构设计如下图3.9所示，总体尺寸为：518329162745（LWH）图3.9绞车主传动系统结构图绞车机架结构强度计算应力结果如下图3.10所示（最大应力30MPa）图3.10机架结构强度计算应力图绞车机架结构强度计算变形结果如下图3.11所示（最大变形0.14mm）- 34 -湖南科技大学本科生毕业设计图3.11机架结构强度计算变形结果图绞车机架结构强度计算应变结果如下图3.12所示（最大应变0.00016mm/mm）图3.12机架结构强度计算应变结果图绞车主传动系统的强度和刚度满足要求。3.11轴承选型与寿命计算3.11.1轴承选型调心滚子轴承滚道面的曲率中心与轴承中心一致，具有调心性能，在轴、外壳挠曲时，可自动调整，而不增加轴承负担，可承受径向负荷和双向轴向负荷，径向负荷能力大，适用于重负荷，冲击负荷的场合。此类轴承广泛应用于冶金、矿山、石油、造纸、建筑等- 35 -湖南科技大学本科生毕业设计图3.22轴承形状尺寸图轴承型号:24056CC/W33,基本参数：d=280；D=420；B=140；基本额定载荷动载荷Cr=1910KN；静载荷C0r=3980KN极限转速：脂：600r/min；油：800r/min；其他尺寸：d2=310；D2=369.6；B0=140；r=4；安装尺寸：da=298；Da=402；ra=3计算系数:e=0.30；Y1=2.3；Y2=3.4；Y0=2.2；3.11.2轴承寿命计算滚筒初步设计：重量为9950Kg，滚筒支撑距离为3565mm；卷筒法兰与支撑最小距离为245mm；3500米的脐带缆重量为：35003.3=11550Kg；绞车安全工作载荷：138kN最大静张力(卷筒载荷)：200KN；缆绳对滚筒拉力方向按与滚筒重力方向垂直计算（这样计算结果偏于安全）则轴承在两个极限状态受力情况如下：（1）缆绳全部放出（第1层），卷筒重量分到轴承上的径向力为：F1=99509.82=48755N=48.76KN；缆绳载荷分到轴承上的最大径向力为： F2 = 3565245200 =186.26KN3565轴承所受最大径向力为 Pr = Fr = 48.76 +186.26 =192.54KN2 2（2）缆绳全部收回（第8层），卷筒重量分到轴承上的径向力为：F1=（9950+11550）9.82=105350N=105.350KN；- 36 -湖南科技大学本科生毕业设计缆绳载荷分到轴承上的最大径向力为： F2 = 3565245138 =128.52KN3565轴承所受最大径向力为 Pr = Fr = 105.350 +128.52 =166.180KN2 2校核轴承工作寿命为：10Lh = 106 ftC 1061.01910h 8000h（3.31）(3.32)360n P = 6014.21 192.54 = 2.461063.11.3轴承静载荷计算静载荷安全系数为：S0 = C0r 3980 = 20.7 S(取S = 3）=Fr 192.54轴承满足要求。- 37 -湖南科技大学本科生毕业设计结论本次设计产品采用了变频调速技术、行星减速技术及单轴卷筒传动技术、机电液结合控制技术，齿轮轮系传动技术。具体解决了变频调速电机的计算与选型、行星减速器的计算与选型、齿轮轮系传动的设计计算、滚动卷筒的设计计算、轴承的选型与计算及机架的结构设计。初步实现了当代海洋探矿绞车体积小、质量轻、结构简单、工作稳定可靠、效率高、功率大、适应力强、整体技术先进等目标。与其他类型的交流变频电驱动绞车有所不同，该新型绞车专门研制成功了行星减速器作为滚筒的传动装置，比传统的平行轴减速器体积小，重量轻，能传递更大的力矩，机械效率更高。综合运用了全数字交流变频控制技术、能耗制动与盘刹技术、自动送钻、机电液一体化控制等新技术，整体技术性能先进，并具有结构简单、体积小、质量轻、效率高、适应能力强、在绞车设计过程中，技术性能及参
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