25吨凿井绞车设计计算书.docx

前言
JZ系列绞车主要根据《凿井绞车》标准设计的。在设计计算中，我们参考国内最新资料主要是化学工业出版社第四版《机械设计手册》。本计算书是按部件序号编写，自成一书，可供制造、使用和改造凿井绞车时参考。由于水平有限并且为了使凿井绞车系列产品的质量不断提高，望指出缺点与不妥之处。

目录
一、绞车设计方案及基本参数 1
二、运动参数计算 5
（一）、电动机的选择计算 5
（二）、传动比的分配 7
三、卷筒装置设计计算 10
（一）、卷筒设计计算 10
（二）、开式齿轮设计计算 12
（三）.主轴设计与校核计算： 13
四、减速器设计计算 20
（一）、变速齿轮设计及校核计算 20
（二）球面蜗杆付设计选用 26
五、中间轴设计计算及校核 28
六、安全制动器计算 32
七、十字滑块联轴器的选择计算 34
八、轴承选择计算 35

一、绞车设计方案及基本参数
（一）、凿井绞车外形图……………………………………………图一
（二）、凿井绞车传动系统图………………………………………图二
（三）、绞车的基本参数……………………………………………4

1.电动机 2.联轴器 3.工作制动器 4.减速机 5.浮动联轴器
6.中间轴装置 7.主轴装置 8.安全制动器 9.底座 10.防逆转装置
图一 JZ-25/1300B型凿井绞车外形图

1.电动机 2.工作制动器 3.弹性联轴器 4.减速机
5.浮动联轴器 6.中间轴装置 7.主轴装置 8.安全制动器

图二 JZ-25/1300B型凿井绞车传动系统图

JZ-25/1300B凿井绞车的基本参数
参 数
数值
单位
钢丝绳最大静张力
250
KN
卷筒容绳量
1300
m
第一层钢丝绳速度
快速
0.075
m/s
慢速
0.038
m/s
卷筒规格
直径
1000
mm
宽度
1500
mm
钢丝绳直径

40
mm
钢丝绳缠绕层数

9

电动机
型号
YR280M-8
功率

55
KW
转数

725
r/min
电压

380
V
绞车质量
15726
Kg
外型尺寸
3912×3623×2500
mm

二、运动参数计算
（一）、电动机的选择计算
1、电动机类型的选择
选择电动机类型必须适应机械负载特征、运行状态、工作环境的要求，凿井绞车工作平稳、无冲击、启动不频繁、对电机机无调速要求、但其工作环境恶劣、粉尘多、灰水飞溅，因此选用具有高效、节能、启动力矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠的需带负荷启动，故可选Y系列绕线式电动机。绞车一般是半露天工作环境，防护等级选IP23。
2、功率及转速确定
电机功率由下确定：

式中 F—主钢丝绳最大静拉力N
V—卷筒上第一层钢丝绳速度m/s
—传动效率

D、d分别为卷筒直径、钢丝绳直径 mm
f为钢丝绳缠绕层数

查自GB/T15112-2007《凿井绞车》

滚珠轴承效率：
滚柱轴承效率：
弹性联轴器效率：
十字滑块联轴器效率：
变速齿轮效率：
开式齿轮效率：
蜗杆副效率：
将各式代入上式

因此，
考虑到绞车工作的安全要求及电机的型号规格，我们选YZR280M-8电机，功率55KW转速725r/min。
电机的裕度：

裕度足够。

（二）、传动比的分配
合理地分配传动比是绞车设计中的一个主要问题，它将直接影响到传动系统和减速器的外廓尺寸、重量、润滑等很多方面。下面具体说明分配原则及具体计算：
（1）开式齿轮传动比：由于卷筒和缠绕钢丝绳尺寸已定，大齿轮及制动轮尺寸基本确定，提高开式齿轮传动比，只有尽量减小小齿轮尺寸。
（2）减速器传动比：总传动比计算得出，当确定后也就确定了。而减速器传动比又由变速齿轮传动比和蜗杆付传动比组成，
即
其中由涡轮承载能力确定，随之确定
具体计算如下：
电机转速：
卷筒转速：
（快速）
理论总传动比理论值
（1）

（2）开式齿轮传动比i1
开式齿轮参数

（3）减速机传动比i2

实际选取：
（1）蜗杆付传动比

（2）变速齿轮传动比
快速

慢速

故

（3）实际传动比

传动误差：（计算法）
快速：

慢速：

说明：根据以往实际使用和检测情况，当全负荷运行时，由于钢丝绳拉紧而使缠绕半径要小于计算值。电压波动低于额定电压时，绳速的测试速度均低于计算值，故将设计速度略加提高。慢速为辅助速度，由于速度过慢，略加提高但实测值不会超出标准规定的。

三、卷筒装置设计计算
（一）、卷筒设计计算
1、卷筒容绳量检验
根据GB/T15112-94《凿井绞车》标准要求
25吨绞车卷筒直径为1050mm，钢丝绳直径52mm
验证所示卷筒能否容下1300m钢丝绳。计算式如下
选取缠绳系数ψ=1.05
缠绕层数10
这时容量

其中：B为卷筒宽度1500mm
D卷筒直径 1050mm
d钢丝绳直径 d=52mm
将以上数据代入上式

缠绕8层时的最大外径

最外层距最大外圆距离

结论：卷筒可缠下1300m钢丝绳并且卷筒外沿单边有130mm距离。

2、卷筒强度计算
当时，按下式计算

A—卷筒层数有关的参数
Smax—钢丝绳最大拉力 N
p—钢丝绳节距 mm
δ—卷筒壁厚 mm
σyp—许用压力 Mpa
钢 —屈服张度
选取

代入公式

故卷筒强度合格

（二）、开式齿轮设计计算
此级齿轮按弯曲强度确定齿轮模数按下式计算

—系数 直齿轮取
K—载荷系数 载荷平稳取
—小齿轮的扭矩 大齿轮的扭矩为137750N•m
小齿轮的扭矩为
—复合齿形系数
—齿形系数
—应力修正系数

—齿宽系数 取
—小齿轮齿数
—许用齿根应力
—齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值45#钢调质取

将以上数值代入上式

根据使用安全重要性应准许将上值增大20%
，圆整后选取
选取开式齿轮模数20
（三）.主轴设计与校核计算：
在凿井绞车提升（或下降）过程中，卷筒上钢丝绳从一边绕到另一边、因此，主轴计算力的作用点、我们选取两个极限位置：钢丝绳靠近大齿轮和钢丝绳靠近制动轮。
1. 主轴所受诸力计算：
（1）.开式齿轮作用在轴上的力

（2）.安全制动器产生的径向力：由于较小，忽略不计。
（3）.钢丝绳张力分配于主轴轮毂作用点上的力
（按出绳角45°计算）
当钢丝绳靠近大齿轮一端时：

当钢丝绳靠近制动轮一端时：

（4）.轴上固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力
（1）.主轴自重

主轴单位长度重量

（2）.卷筒自重

（3）.大齿轮自重

（4）.制动轮自重

因此：附加于C点上的力

因此：附加于D点上的力

2.主轴受力分析及弯矩图：
当钢丝绳靠近大齿轮时：
水平面：

支反力：

弯矩：

垂直面：

支反力：

弯矩：

合成弯矩：

当钢丝绳靠近制动轮时：
水平面：

支反力：

弯矩：

垂直面：

支反力：

弯矩：

合成弯矩：

3、主轴轴径计算：
由以上计算知危险截面弯矩为：

主轴材料为45#钢、调质处理

由于C处有键槽，增加10%
选取：，
均能满足强度要求

四、减速器设计计算
凿井绞车减速器采用齿轮-涡轮蜗杆传动形成。
（一）、变速齿轮设计及校核计算
在分配凿井绞车传动比时，已根据结构尺寸及工作要求，根据弯曲强度的计算初步选取了变速齿轮的尺寸，因此下面对其进行校核计算。
列表计算如下：
项目
数值
单位
m
7
mm
a
255.5
mm
Z1
29

Z2
44

d1
203
mm
d2
308
mm
b
60
mm
u
1.517

ε
1.55

Zε
查图14-1-19得0.915

n1
720
r/min
精度等级
8-8-7 GB/T10095-1988
材料
45# HB240～260

接上表
受力（分度圆圆周力）

N
σb
638
N/mm2

1、接触强度校核
项目
代号
项目公式及说明
结果
单位
工况系数

查表
1.25

动载系数

1.2

端面载荷分配系数

查表14-1-102得
1.1

齿向载荷分布系数

齿轮经过仔细跑合，故取1
1

节点区域系数

查图14-1-16得
2.5

弹性系数

查表14-1-105得
189.8

寿命系数

查图8-39得
1.15

润滑系数

选用V50=100厘沲矿物油润滑油，查图8-40得
1

速度系数

查图8-40得
0.98

光洁度系数

根据查图8-42得
0.86

工作硬化系数

大小齿轮都为软齿面
1

重合度系数

查图14-1-19得
0.915

齿轮的接触应力

345.9
N/mm2

项目
代号
项目公示及说明
结果
单位
接触强度计算尺寸系数

查表14-1-109得
1.0

实验齿轮的接触疲劳极限

由图14-1-23得
720
N/mm2
极限齿轮的接触疲劳极限

697.8
N/mm2
安全系数

2.02

最小安全系数

查表8-121
1.25

结论

接触强度校核通过

2、弯曲疲劳强度校核
项目
代号
项目公式及说明
结果
单位
端面载荷分配系数

由图8-34，根据
，得
再由表8-120，按8
级精度即得

齿形系数

由图8-44查得

寿命系数

由图8-124查得调质
钢的，
，

应力集中系数

由图8-49，、
、查得即可

尺寸系数

由图8-50查
0.99

螺旋角系数

查图8-46得
1

项目
代号
项目公式及说明
结果
单位
齿轮的弯曲应力

N/mm2
齿轮弯曲疲劳强度极限

查图8-47
170
N/mm2
齿轮的弯曲极限应力

N/mm2
安全系数

最小安全系数

查表8-121
1.5

结论

弯曲强度校核通过

（二）球面蜗杆付设计选用
各传动副效率：
滚珠轴承效率：
滚柱轴承效率：
弹性联轴器效率：
十字滑块：
变速齿轮效率：
蜗杆副效率：
开式齿轮效率：
圆锥齿轮效率：
绞车的负荷功率：

传动效率：

各项工作系数的选择：
蜗杆副按TSL型设计、选取
传动类型系数
绞车工作平稳、无冲击，选取
工作状况系数
蜗杆副专用设备加工，并做足包含运转，选取
加工质量系数
涡轮材料为，选取
涡轮材料
蜗杆的计算功率：

蜗杆副传动比：
电动机转速：
变速齿轮速比：
蜗杆转数：
蜗杆副中心距：
按，，中心距
查取蜗杆许用功率，

选取蜗杆裕度：

结论：选取的蜗杆副传动比为50，蜗杆转速477r/min，蜗杆副中心距450mm，可满足使用。

五、中间轴设计计算及校核
由于凿井绞车工作时，大部分时间是在“静止”（悬吊状态）
状态下工作，因此，对轴的疲劳强度校核就显得没必要了。
这里只按扭曲合成强度计算：
1. 轴的材料：
主轴材料为45#钢、调质处理
2. 轴的受力分析：

支反力及弯矩如下图：
水平面：
垂直面：
合成弯矩：
当量弯矩：

3. 轴径计算：
C截面轴径按下式计算：

将
代入上式：

取C截面的轴径为Ф155.
4. 轴的结构：
由以上计算及使用要求，确定轴的结构：

六、安全制动器计算
安全制动器结构示意图：

F—圆周力 N
T—制动转矩 Nm
D—制动轮直径 m
μ—摩擦因数，取0.4
α—制动轮包角，取270°

查阅图纸相关数据，经过计算可得：

所以，
查图可知实际重锤质量197kg，
所以，
故制动安全。

参考：机械设计手册，化学工业出版社，第四版6-324

七、十字滑块联轴器的选择计算
联轴器的强度.验算通槽与凸榫
侧面比压：

式中：—计算扭矩

h—滑块凸榫的厚度
D．d—滑块外径和内径

—许用比压
将各值代入上式：

本节计算参考《机械工程手册》

八、轴承选择计算
按 凿井绞车技术条件：凿井绞车的使用寿命为3600小时，亦即轴承使用寿命为3600小时。
计算
位置
性能参数
fP（kg）
n（r/min）
公式
寿命（小时）
型号
C（kg）
中间轴两端
42328
53100
1.2×6712
8.37
见下[注]
1070076
主轴两端
22238
83384
1.2×19406
1.217
962047
[注]

因此所选轴承充分满足使用要求