JC50钻机绞车设计计算_钻机绞车传动计算

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中间轴设计计算

一、滚筒轴链条力 1链条力方向

图1.绞车滚筒轴链条拉力

图2.绞车中间轴链条拉力

绞车的计算按最危险工况进行，即快绳拉力为最大时的工况进行。低档中心轴链轮：

z4=19，p4=50.8，d4=308.635mm 低档滚筒链轮：

Z1=74，p1=50.8，d1=1196.95mm 求链条力与水平线夹角β。两轴中心距： α= =1427.5mm 两轮中心连线与水平线夹角α： α=9°。根据 tanα’=d1d41196.95308.635==0.311

21427.52aα’=17.2757°

∴β=α-α’=9-17.2757=-8.2757°。3.1.2作用在滚筒轴上的力

由基本参数可知快绳最大拉力P快=350KN.m，并近似认为快绳力为垂直拉力。扭矩T=P快 Dm0.972=350=170.1kN.m

22F=KF.Ft（3-1）式中：KF为载荷系数，查表选得KF=1.3；

Ft为有效圆周力。Ft=2T2170.1==375.2kN（3-2）3d906.7510∴F= KF.Ft =1.3×375.2=487.76KN 水平分力 F-=Fcosβ=487.76×cos（-8.2757°）=482.68kN, 垂直分力 F⊥=Fsinβ=487.76×sin（-8.2757°）=-70.20kN。

二、中间轴Ⅰ设计

由额定输入功率可知：

P中=P×η=1100×0.913=1004.3kW

n中=nλ1 =468.5×i19=207r/min

（2-3）

T中=9550

1004.3P中 =9550×=46333.6N.m

（2-4）

207n中

中间轴的材料为35CrM0

[σb]=192MPa;剪切应力为0.58，许用转应力[τ]=111Mpa

中间轴的最小直径：

5T3546333.6103d≥3==128mm

（2-5）

111[]

考虑装配关系等因素，取d=155mm。（1）拟定轴上零件的装配方案

图3.中间轴Ⅰ装配

图4.中间轴Ⅰ结构

（2）为了满足半联轴器的周向定位要求，半联轴器与轴承之间采用弹簧垫圈相连，右端需制轴肩，故取d2-3=160mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1-2=250mm，右端离合器与轴承之间用隔套分开l5-6=200mm.（3）选择轴承

由于轴承同时受径向力和周向力的作用，故选用调心滚子轴承，参照工作要求，并根据d2-3 =16mm，左端轴承由轴承产品目录选取轴承22232，其尺寸为dxD×T=160x290×80，右端轴承由于受力较大，采用三个轴承分上下两排布置，上面采用调心滚子轴承，选轴承23064，其尺寸为320x480×121，下面采用一个圆柱滚子轴承为轴承NUl032，尺寸为160x240×38，和一个调心滚子轴承为轴承23032，尺寸为160×240×60。

(4)由于两个链轮相邻安装，中间需设一轴肩d2-3=185mm，l3-4=51mm，考虑到与其它轴配合选取l4-5=481mm，l2-3=617mm。

至此已初步确定轴的各段长度和直径。（5）轴上零件的周向定位

链轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按安装链轮、半联轴器段的直径选取平键，Z19链轮处选键B40x200，安装半联轴器和离合器处均选C40x200，安装半联轴器、离合器和安装链轮处平键的采用两个90°夹角平键布置，这样对中性好，便于定位。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸。

三、中间轴Ⅱ设计

中间轴II与中间轴I的设计方法相同，由于它们有同步万向联轴器相连，所以它们的扭矩是相同的，轴的材料又是相同的，所以它们的最小直径就是相同的。因中间轴II要安装单向导气龙头和快排阀，所以离合器需采用径向式双气胎摩擦离合器2-LT700×135.图5.中间轴Ⅱ装配

图6.中间轴Ⅱ结构

(1)据拟定的轴上零件的装配方案可知，为了满足半联轴器的周向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取度d2-3=160mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1-2=250mm，右端半联轴器与轴之间采用平键连接l7-8=286mm。

（2）选择轴承

由于轴承同时受径向力和周向力的作用，故选用调心滚子轴承，参照工作要求，并根据d2-3=160mm，左端轴承由轴承产品目录选取轴承23032，其尺寸为d×D×T=160x240x60，右端轴承由于受力较大，采用三个轴承分上下两排布置，上面采用调心滚子轴承，选轴承23064，其尺寸为320x480×121，下面采用一个圆柱滚子轴承为轴承NUl032，尺寸为160x240x38，和一个调心滚子轴承为轴承23032，尺寸为160×240×60。

（3）由于两个链轮相邻安装，中间需设一轴肩d5-6=190mm，l5-6=235mm，而Z34链轮左侧需设一轴肩d4-5=210mm，l4-5=45mm考虑到与其它轴配合选取l3-4=180mm，l6-7=530mm。

至此已初步确定轴的各段长度和直径。

（4）轴上零件的周向定位

链轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按安装链轮、半联轴器段的直径选取平键，Z34链轮处选键B45 ×200，安装半联轴器和离合器处均选C40 × 200，安装半联轴器、离合器和安装链轮处平键的采用两个90°夹角平键布置，这样对中性好，便于定位。

（5）确定轴上圆角和倒角尺寸。

四、中间轴校核

图7.中间轴校核

五、受力分析

图5为中间轴的传动原理图。

绞车中间轴受链条力和自重力的共同作用，载荷特点是经常变化，并伴有振动和冲击，计算工况取链条力最大工况即最低档工况。根据工况可知当传动比大时受力大，所以选择最大受力的情况校核，即滚筒轴传动链轮4再由链轮6传给输入轴上链轮9。滚筒轴与中间轴Ⅰ的传动比：i=扭矩M中= =Ti74=3.89 19170.1=43.73kNm，（3-3）3.89滚筒轴输出链条力（即中间轴输入链条力）： F4=487.76kN β=-8.2757°°，水平分力 F4-=482.68 kN，垂直分力 F4⊥=-70.20 kN，中间轴输出链条力（即输入轴输入链条力）中间轴链轮6：

Z6=42，P6=50.8，d6=679.78mm，中间轴链轮9：

Z9=19，P9=50.8，d9=308.637mm，两轴中心距:a=672mm 两链轮中心线与水平线夹角α： α=72.68°。根据tanα,=d6-d9679.78308.673 ==0.276

26722a∴α,=15.436°

∴β=α-α,=84.87-15.064=57.244°，∴圆周力F6t= 2M243.73 ==128.66kN d6679.78103作用在轴上的力 F6= KF×F6t, 查表选得：KF=1.3 ∴F6=1.3×128.66=167.257kN 水平分力F6-= F6sinβ=167.257×sin57.244°=140.66kN 垂直分力F6⊥= F6cosβ=167.257×cos57.244°=90.496kN 链轮重力：

G3=112.2×10=1.122kN G4=49.6×10=0.496kN G5=172.4×10=1.724kN G6=86.2×10=0.862kN 中间轴I和中间轴II传递弯矩和扭矩，中间的同步万向联轴器只传递扭矩不传递弯矩，故只校核中间轴I和中间轴II即可。

六、中间轴I的校核

作弯矩图和扭矩图如图

8、图

9、图

10、图11。

图

8、中间轴Ⅰ的受力分析

链轮4和自重力远小于F4⊥，故可忽略不计.∑Mλ-=0

F4-×447= FB-×894

RB-=243.88kN ∑Mλ⊥=0

F4⊥×447= FB⊥×894

RB⊥=-35.1kN ∑MB-=0

F4-×（894-447）= Rλ-×894

RA-=241.34kN ∑MB⊥=0

F⊥×（894-447）= Rλ⊥×894

RA⊥=-35.1kN My=F4447(894447)=107878.98N.m 894

图

9、中间轴Ⅰ水平方向弯矩图 MZ= F4447(894447)=-15689.7N.m 894

图

10、中间轴Ⅰ水平方向弯矩图

2M=My2Mz2=107878.982=109013.95N.m

（-15689.7）

图

11、中间轴Ⅰ弯矩图

T=F4-×d4308.635=482.68×=74485.97N.m 22

图

12、中间轴Ⅰ弯扭矩图

静强度校核

根据载荷较大截面较小的原则选取Ⅰ-Ⅰ为危险截面

图

13、中间轴Ⅰ

图

14、中间轴Ⅰ危险截面

校核公式 Ss=SsSsSsSs22[Ss]

Ssб=sMmaxW

Sst=sTmaxW

其中：бs、ts 为材料的拉伸和扭转屈服点（Mpa）； Mmax、Tmax为轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩（N.m）； [St ]为静屈服强度的需用安全系数；

W、Wp为轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数（m³）。∵中间轴Ⅰ材料为35CrMo T=F4-×d4308.635=482.68×=74485.97N.m 22查表得：бb=885Mpa，бs=725Mpa，τs=0.6бs=0.6×725=429Mpa s725 ==0.819 b885查[10]表19.3-14得：[St]=1.8 查[10]表19.3-15得：

2d3bt（d-t）160340（160-147）[160（-160-147）]2W=-=-=

16032d323.32×10-4m³

（3-8）

2d3bt（d-t）（160-147）[160（-160-147）]2160340Wp=-=-=

16016d167.34×10-4m³

（3-9）又由弯扭矩图可知： Mmax=M=109013.95N.m，Tmax=T=74485.97 N.m，∴Ssб=sMmaxW=

725=2.21 1090***.6∴Sst=s429==4.22 Tmax74485970Wp734018.47SsSsSsSs22∴Ss==

2.214.222.214.2222=1.96＞[Ss] ∴安全。

3.2.3 中间轴Ⅱ校核

作弯矩图和扭矩图如图

15、图

16、图

17、图18.图

15、中间轴Ⅱ受力分析

链轮6的自重力远小于F6⊥故可忽略不计 ∑Mc-=0

F6-×（389+245）=RD-×832

RD-=107.19KN ∑Mc⊥=0 F6⊥×（389+245）=RD⊥×832

RD⊥=68.93KN

∑MD-=0 F6-×198=RC-×832

RC-=33.47KN ∑MD⊥=0 F6⊥×198=RC⊥×832

RC⊥=21.54KN My=F6(389245)198=21222.75N.m 832

图

16、中间轴Ⅱ水平方向弯矩图

Mz=F6(389245)198=13654.02N.m 832

图

17、中间轴Ⅱ水平垂直弯矩图

M=My2Mz2=21222.75213654.022=25235.64N.m

图

18、中间轴Ⅱ弯矩图

d6679.78103T=F6-×=140.66×10³×=47808.93N.m

图

18、中间轴Ⅱ扭矩图

静强度校核

根据载荷较大截面较小的原则选取Ⅱ-Ⅱ为危险截面。

校核公式：Ss=

SsSsSsSs22≥[Ss]，Ss=

sMmaxW，Ss=

s TmaxWp式中：бs、ts为材料的拉伸和扭转屈服点（Mpa）； Mmax、Tmax为轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩（N.m）； [S3]为静屈服强度的许用安全系数；

W、Wp为轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数（m³）。∵中间轴Ⅰ材料为35CrMo 查[10]表19.1-1得： бb=885Mpa，бs=725Mpa，бb/бs=0.819

ts=0.6бs=0.6×725=429Mpa，查[10]表19.3-14得：[Ss]= 1.8，查[10]表19.3-15得：

W=0.1d³=0.1×160³=4.096×10-4m³，Wp=0.2d³=0.2×160³=8.192×10-4m³，又由弯扭矩图可知： Mmax=M=25235.64N.m Tmax=T=47808.93N.m ∴Ss=sMmaxW=

725=11.77

25235640409600∴Ss=s429==7.35 47808930Tmax819200WpSsSsSsSs22∴Ss==

11.777.3511.777.3522=6.22>[Ss] ∴ 安全。