Φ34电动起锚机设计计算书

1、34电动起锚机 一.主要参数 二总体计算 三蜗轮箱选择 四. 开式齿轮强度校核 五. 轴的强度校核 六. 键的挤压强度校核 七刹车部分计算 A.虎牙离合器应力校核 -、主要参数 1 锚链直径： 34(AM2) 2.工作负载： 49. 13kN 3.过载拉力： 73. 7kN 4.支持负载： 294. 75 kN 5.起锚速度： 12. 9m/min 6.抛锚深度： W82. 5m 7.电动机规格： 型 号：JZ2-H51-4/8/16 功率：16/16/llkW 转速：1400/665/300r/min 工作制：10/30/5min 电源：AC360V ； 50Hz 二.总体计算 1.工作负载

2、计算 L = 42. 5d =42. 5X342 =49. 13kN 2. 过载拉力计算 T2 = l. 5 T】 = l. 5X49. 13 = 73. 7 kN 3. 支持负载计算 T3 = 0.45T 伽=0.45X655 = 294. 75 kN 4. 传动比计算 大齿轮 Zi=15Z：=90 90 c ii=6 15 蜗轮付12=11.67 总传动比 i = iiXi2=6Xll. 67 = 70. 02 5. 速度计算 0.04x665x34 70.02 = 12. 9 (m/min) 6. 效率计算 蜗轮箱效 率 n i=o. so 开式齿轮传动效 率 n：=o. 95 链轮啮合

3、效 率 n 3=0.95 滑动轴承效 率 H 4 0. 96 虎牙离合器啮合效率 n 5=0.98 联轴器效 率 n 6=0.98 锚机总效率 n = n 1 n 2 n 3 n 4 影响锚机效率的因素有下列几种 =0. 80X0. 95X0. 95X0. 96X0. 98X0. 98 = 0. 67 7. 功率计算 工作负载时 XT 1000 xT xu N=! 6120 x 9.8x7； _ 1000 x49.13x12.9 6120 x9.8x0.67 = 15.77 (kW) 选取电机型号：JZ.-H51-4/8/16 功率：16/16/1 lkW 8. 各传动轴扭矩计算 (1)工作负

4、载时 锚轮轴型 2皿 =49.13x463 2x0.95x0.96 = 12471 (Nm) 式中：锚链轮计算直径；Dh0二463mm 蜗轮轴 =12471 6x0.95x0.98 = 2232. 5 (Nm) 蜗杆轴m3=四丄 _2232.5 11.67x0.80 = 239. 1 (Nm) (2)电机堵转时各轴转矩 电机额怎功率时 蜗杆轴转矩=空沁 9550 x16x0.98 665 = 225.2 (Nm) 电机堵转时 蜗杆轴额定转矩 M=2. 5 M/ =2.5X225.2 = 563 (Nm) M.239.1 HP:电机堵转时 各轴转矩在匸作负载的基础匕 加大2. 35倍 各轴承受的

5、应力也在工作负载转矩的基础上加大2. 35倍 80 、F1 1 0 1 1 气）00 z 1 760 380 P 支X1380 = RaX1760 役如8。= 294.75 心 0=231.1 kN 17601760 P 点处弯矩 Mp=380Ra= 380X231. 1=87818 (Nm) 三.蜗轮箱选择 按JB/ZQ4390-86标准选择TO型普通圆柱蜗杆减速器 工作负载时,蜗轮轴转矩2232. 5 (Nm) 查承载能力表，传动比i = 11.67,中心距250,蜗轮轴许用计算转矩 Tp产 1705XI. 44 = 2455. 2 (Nm)(蜗杆轴硬度 HRO45) Tp=2232. 5

6、 (Nm) 故选WD250型减速器(蜗轮轴和蜗杆轴需定做) 四开式齿轮强度校核 Z】=15, m=10 45 钢调质220250HBq=360 (MPa) Z：=90, m=10ZG310-570 正火 170200HB oF1 = 119. 4 (MPa) 1.4 360 x1 xlx09x097 L4 = 224.5 (MPa) 。贮=1132 (MPa) 3 弯曲强度的计算安全系数 o = bpE 丫应打应7 Yrm Yx SF2 =360 xlxlx0.9x0.97 =2 36 113.2 500 xlxlx0.9x0.97 119.4 =3. 66 4.电机堵转时应力校核 电机堵转时

7、，应力为工作负载时的2. 35倍 电机堵转时，小齿轮计算应力 o f堵 1 = 2. 35 o 珂=2. 35X119. 4 = 280. 59 (MPa) 大齿轮计算应力 o “ = 2. 35 o 贮=2. 35X113. 2 = 266. 02 (MPa) 小齿轮 0. 95g=0. 95X360 (MPa) =324 (MPa) o f卅= 280. 59 (MPa) 大齿轮 0. 95% =0.95X310 (MPa) =279 (MPa) 02=266. 02 (MPa) 五.轴的强度校核 1. 蜗轮轴 蜗轮轴由减速箱厂家提供，厂家按国家标准要求制造，保证轴的强度要 求，伸出端与小

8、齿轮联结，悬壁布置，在承受扭矩的同时，承受大齿轮 的径向力，现校核蜗轮轴伸出端根部承受的弯扭应力。 轴材料45钢，调质处理HB217255o-(=360MPa 由产品样木做出蜗轮轴伸出端受力图 1工作负载时，小齿轮轴扭矩 T=2232. 5 (Nm) =2232500 (Nm) 圆周力斥= 20007； 20(X)x22325 150 = 29766. 7 (N) 径向力 Fr = FtX 即=29766. 7X 懐20。= 10834. 2 (N) 根部承受弯矩 M=FrX 105 = 10834. 2X105=1137591 (Nm) 按弯扭合成计算危险截而应力 OylM2+(aTY o

9、: =10 x Jl083422+(0.7x2232500)2 =“(肝 d3 9O5 许用应力(a ) =0.46=0.4X360=144 (MPa) 许用应力远大计算应力7，超载时强度校核略。 2. 链轮轴强度校核 轴材料45钢，调质处理HB217255rv=360MPa .轴的疲劳强度校核 轴的受力简图 380 205 380, y i E z 000 1760 工作负载时， 链轮处的水平力 Fu = F xcosl7 =49130X0. 9563 =46983 (N) 链轮处的垂直力 Flr = F, xsin 17 =49130 X0. 2924 = 14366 (N) 工作负载时，

10、链轮轴转矩12471 (Nm) 大齿轮圆周力(即垂直力) 2。叽 二 2000 x12471 =27713 (N) d900 大齿轮径向力(即水平力) Flr = F2, xtg20 =27713X tg20 =10087 (N) 1.在C点承受工作负载时，求A、B点水平力 C点受力时的水平受力图 F?二 VC8 小 Ra 38G 795 585 E z F+二 i6983N Z 1 760 求A点受力心 1760Xr，i= (795 + 585) X F-585X F2r 心=33486 (N) 求B点受力心 1760X/?fl=380XFlf- (795 + 380) X Flr 心=34

11、10 (N) .在C点承受工作负载时，求A、B点垂直受力 C点受力时的垂直受力图 求A点受力心 1760X= (795 + 585) X Flr-585X F2l R； =2053 (N) 求B点受力心 1760X 心=380X 片一 (795 + 380) X Flf /?； = -15400 (N) .在C点承受工作负载时，求A、B点合力 PA = JR, + rJ = 334862 + 20532 =33549 (N) Pp = g + R=J34IO?+15400, =15773 (N) 4.在C点承受工作负载时，求C、E点弯矩 M33549x380 =辽749 (Nm) 1000 1

12、000 M = Pr x585 = 15773x585 =9227 (Nm) /; 1000 1000 5.在D点承受工作负载时，求A、B点水平受力 水平受力图 F?r=10087N 75_ _?05380_ p2 F.= i6983 1760 1760X 心=380XF“一 (205 + 380) X Flr 心=6791 (N) 1760X“= (1175+205) X F1Z-1175X F2r 心=30105 (N) 6.在D点承受工作负载时，求A、B点垂直受力 垂直受力图 F 心 77 1 1 1 75 205 2 E 760 D 1760X/?；=380XFlr (205 + 38

13、0) X F2l 心=一6110 (N) 1760X 阳=(1175 + 205) X Flr-1175X Flt = -7237 (N) .在D点承受工作负载时，求A、B点合力 P =昆2 +R= J6791，+61 IO? =9135 (N) PH = JrJ + Rr，= 301052+72372 = 30963 (N) .在D点承受工作负载时，求D、E点弯矩 册 =他 x 讯)=30963x 3X() = R766 (Nm) 1000 1000 = 10734 (Nm) M =3x1175 = 9135x1175 e looo iooo .用弯矩合成法计算危险截面应力 比较4和8,可知

14、C点受力时，Mc = 12749Nm为最大弯矩，可在 此点计算轴的应力。由前计算可知，工作负载时，轴的扭矩M =12471Nm 计算轴的应力 = 41.5 (MPa) =10加2+(刃)2 = 10 X 7127490002 +(0.7 x 12471000)2 J315? 许用应力(b ) =0.4b( =0.4X360=144 (MPa) 故安全 二电机堵转时轴强度的校核 按前计算可知，电机堵转时，轴的应力放大2. 35倍 b =2. 35/=2. 35X41.5=97. 5 (MPa) 电机堵转时，轴的许用应力 b=0.95bs=0. 95X360 = 342 (MPa) 故安全 三.承

15、受支持负载时，轴的强度校核 主轴只承受支持负载拉力及制动力处于静止状态，只承受弯矩 链轮的支持负载拉力F支=294750 N 链轮处的水平力 F.z = xcos 17 =294750 X 0. 9563 = 281869 (N) 链轮处的垂直力 Fzy = Fz xsin 17 =294750X0. 2924 = 86185 (N) 制动力片=243434N, P2 =36662N 制动力的水平力 Ft|z = P2 xcos49 =36662X0. 656 = 24050 (N) 制动力的垂直力 F眦= P| Exsin49 =243434 36662X0. 7547 = 215765 (

16、N) .在C点承受支持负载时，求A、B点水平力 C点受力时的水平受力图 50 民二 . . p 4- 1760 F 竝二 28 出 69N 求A点受力心 1760X ra =1380X F支z 一 (1380+155) X FwzRA =200035 (N) 求B点受力心 1760X/?,=380Xz- (380-155) X Fw 心=57784 (N) .在C点承受支持负载时，求A、B点垂直受力 C点受力时的垂直受力图 k58O 760 求A点受力心 1760X/?；= 1380 XFV+ (1380 + 155) X FWY 心=255758 (N) 求B点、受力Rb 1760X 心=3

17、80XF汀 + (380 155) X F,Jr 心=46192 (N) 3.在C点承受工作负载时，求A、B点合力 PA = V2OOO352 +2557582 = 324694 (N) Pb = JRb +Rb，=、/57784?+461922 =73978 (N) 4.在C点承受工作负载时，求C、F点弯矩 = x38O = 324694x380 = 1233g4(ym) 10001000 “ P. x225324694x225小、 M&= =730b6 (Nm) 所以Mc = 123384Nm为最大弯矩，可在此点计算轴的应力。 10% d3 J 皆 00。35) 此公况下，轴的许用应力（b

18、 ） =0.95X360 = 342 （MPa） 故安全 六.键的挤压强度校核 1.蜗杆轴 主要参数工作负载时应力计算电机堵转时应力计算 名称 数值单位计算公式 计算结果 计算公式 计算结果 工作转矩T 239. 1 Nm 轴径D 50 mm 20007 6 = nkDl 23 MPa 2. 35 bp 54MPa 键工作长度1 104 mm 键工作高度k 4 mm 许用应力（刁 120 MPa 许用应力 342 MPa 键数 1 (cr ) =0.95r$ 键数系数n 1 结论 合格 结论 合格 2.蜗轮轴 主要参数 工作负载时应力计算 电机堵转时应力计算 名称 数值 单位 计算公式 计算结

19、果 计算公式 计算结果 工作转矩T 2232. 5 Nm 轴径D 90 mm 2000T nkDL 97. 3 MPa 2. 35 刁 229 MPa 键工作长度L 85 mm 键工作高度k 6 mm 许用应力 120 MPa 许用应力 342 MPa 键数 1 (a ) =0.95无 键数系数n 1 结论 合格 结论 合格 3. 主轴大齿轮处 名称 数值 单位 计算公式 计算结果 计算公式 计算结果 工作转矩T 12471 Nm 轴径D 160 mm 2000T nkD L 110 MPa 2. 35 勺 259 MPa 键工作长度L 105 mm 键工作高度k :9 mm 许用应力 120

20、 MPa 许用应力 342 MPa 键数 2 (a ) =0.95o 键数系数n 1. 5 结论 合格 结论 合格 主要参数 工作负载时应力计算 电机堵转时应力计算 七.刹车带部分计算 1.刹车带紧边拉力匕和松边拉力巳的计算 计算参数刹车带圆周力计算 名称 数值 单位 公式数值 单位 链轮刹车毂直径D 660 mm pP支 xQ206772 D N 链 轮节径D? 463 mm 紧边拉力玖计算 刹 车带宽度B 100 mm 公式数值 单位 刹 车带包角a 5.41 (310 )rad P严 片=y243434 - 1 N 摩 擦系数“ 0. 35 松边拉力匕计算 严 6. 64 公式数值 单位

21、 支 持负载P支 294750 N P严 #736662 N 2.制动带强度计算 名称 数值 单位 公式 数值 钢 帀见 B 100 mm 钢 带厚 6 16 mm 十R 172 (B idp 紧 边拉力 片 243434 X 钏 钉排数 1 2 结 论 钏 钉直径 d 6 mm 钢 带材料 Q235-A 合 格 计算参数 应力计算 MPa 钢带材料屈服极限乙 240 MPa 单位 许用应力 ) =0. 95 b$ 228 MPa 3. 销轴应力计算 名称 数值 单位 公式 数值 销轴直径d 50 mm M- RL 2x2 3834085. 5Nmm 横向力P, 243434 N 销轴跨距L

22、63 mm 应力 I 4.05 p b蔦 cos 2 5.91 螺纹中径厶 27 mm 螺纹牙形角。 30 噺歸应力b计算 摩擦系数儿 0. 10 计算公式 数值 轴向载荷F =心z 24050 N Fd2tg(p-P) 2x0.2/_ 2 58.4 MPa 屈服极限6 300 MPa P (P b (b ) 许用应力G) 100 MPa 结论合格 合 格 5.梯丿绸母1 十算 计算参 数 工作压强P计算 名称 数值 单位 公式 数值 结论 螺纹规格MXS T30X6 螺纹大径D 31 mm P- F ttDJiz 8. 6MPa (P) 合格 螺纹中径0 27 mm 燻tL作高度h=0. 5S 3 mm 舷刊m强度厂计算 影牙底宽度b=0. 65S 3.9 mm 公式 数值 结论 螺母高度H 66 mm F T = JtDbz 5. 8MPa ( r ) 合格 旋合圈数z= S 11 轴向载荷F= F啊z 24050 N 艷牙抗弯强度6,计算 许用压强(P) 18 MPa 公式 数值 结论 许用切应力(r ) 40 MPa 螺纹规格MXS T30X6 许用应力（bb 60 MPa