34电动起锚机设计计算书.docx

Φ34 电 动 起 锚 机

计

算

书

目 录

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
八.虎牙离合器应力校核

一、主 要 参 数
1．锚链直径： 参数1 Φ34(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： ≤82.5m
7．电动机规格： 型 号：JZ2-H51-4/8/16
功 率：16/16/11kW
转 速：1400/665 不知道665是不是等于T破断参数2/300r/min
工作制：10/30/5min
电 源：AC360V ；50Hz
二．总体计算
1.工作负载计算
T1＝42.5d＝42.5×34＝49.13kN 公式中42.5我不懂根据什么？
2.过载拉力计算
T2＝1.5 T1＝1.5×49.13＝73.7 kN 公式中1.5我不懂根据什么？
3.支持负载计算
T3＝0.45T破断＝0.45×655＝294.75 kN公式中0.45我不懂根据什么？
4.传动比计算
大齿轮Z1=15 参数3 Z2=90 参数4
i1＝＝6
蜗轮付（改为蜗轮副）i2＝11.67 参数5蜗轮传动比
总传动比i＝i1×i2＝6×11.67＝70.02
5.速度计算
＝＝12.9（m/min）公式中0.04我不懂根据什么？
6.效率计算
影响锚机效率的因素有下列几种
蜗 轮 箱 效 率 η1＝0.80 参数7
开式齿轮传动效 率 η2＝0.95参数8
链 轮 啮 合 效 率 η3＝0.95参数9
滑 动 轴 承 效 率 η4＝0.96参数10
虎牙离合器啮合效率 η5＝0.98参数11
联 轴 器 效 率 η6＝0.98参数12
锚机总效率
η＝η1η2η3η4η5η6
＝0.80×0.95×0.95×0.96×0.98×0.98＝0.67
7.功率计算
工作负载时
N＝
＝
＝15.77（kW）
选取电机型号：JZ2-H51-4/8/16根据什么选型手册多少页选择？说明选型依据
功率：16/16/11kW
8.各传动轴扭矩计算
（1）工作负载时
锚轮轴M1＝
＝
＝12471（Nm）
式中：Dh0—锚链轮计算直径；Dh0 =463mm 参数13
蜗轮轴M2＝
＝
＝2232.5（Nm）
蜗杆轴M3＝
＝
＝239.1（Nm）
（2）电机堵转时各轴转矩
电机额定功率时
蜗杆轴转矩M3′＝ N电 参数14
＝
＝225.2（Nm）
电机堵转时
蜗杆轴额定转矩Mmax＝2.5 M3′＝2.5×225.2＝563（Nm）
＝＝2.35
即：电机堵转时
各轴承受的转矩在工作负载的基础上，加大到2.35倍
各轴承受（建议去掉承受二字）的应力也在工作负载转矩工况的基础上加大到2.35倍
P支×1380＝RA×1760 需要提供跟上图同样的图，尺寸按上图格式标注，数值为你们需要校核的实际数值 需提供图1
RA＝＝＝231.1 kN
P点处弯矩MP＝380RA＝380×231.1＝87818（Nm）
三.蜗轮箱选择
按JB/ZQ4390-86标准选择WD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即参数5，中心距250 参数15，蜗轮轴许用计算转矩
TP2＝1705×1.44＝2455.2（Nm）（蜗杆轴硬度HRC＞45）1705、1.44是表示什么参数？ 参数16、17
TP2＞2232.5（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
Z1＝15，m＝10 参数18、19 45钢调质 220～250HB ＝360（MPa）如果你们的材料参数不同，校核就需提供

Z2＝90，m＝10 参数20、21 ZG310－570 正火170～200HB ＝310（MPa）如果你们的材料参数不同，校核就需提供

小齿轮＝130 大齿轮＝120 参数22、23
校核齿根弯曲疲劳强度
1.齿根应力σF计算
工作负载时 小齿轮轴转矩T1＝2232.5（Nm）
大齿轮轴转矩T2＝12471（Nm）
圆周力: ＝＝＝29766.7（N）
＝＝＝27713.3（N）
公式中2000不知道表示什么？ 如果你们跟他们用的数值不同则需要提供
使用系数： KA=1.25
动载系数： KV＝1.14
齿向载荷分布系数: KFβ＝1.3
齿间载荷分布系数： KFα＝1
复合齿形系数： YFS1＝4.2，YFS2＝3.95
重合度与螺旋角系数： Yεβ＝0.67 如果你们的系数不同，校核就需提供
齿根应力
σF＝KAKVKFβKFαYFSYεβ
σF1＝×1.25×1.14×1.30×1×4.2×0.67＝119.4（MPa）
σF2＝×1.25×1.14×1.30×1×3.95×0.67＝113.2（MPa）2.许用齿根应力σFP计算
齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值 σFE1＝500（MPa）
σFE2＝360（MPa）
抗弯强度计算的寿命系数 YNT=1
相对齿根圆角敏感性系数 YδrelT＝1
相对表面状况系数 YRrelT＝0.9
抗弯强度计算的尺寸系数 YX＝0.97
弯曲强度最小安全系数 SFmin=1.4
许用齿根应力
＝
＝＝311.8（MPa）＞σF1＝119.4（MPa）
＝＝224.5（MPa）＞σF2＝113.2（MPa）
3.弯曲强度的计算安全系数
＝
＝＝3.66
＝＝2.36
4.电机堵转时应力校核
电机堵转时，应力为工作负载时的2.35倍
电机堵转时，小齿轮计算应力
σF堵1＝2.35σF1＝2.35×119.4＝280.59（MPa）
大齿轮计算应力
σF堵2＝2.35σF2＝2.35×113.2＝266.02（MPa）
小齿轮0.95＝0.95×360（MPa）＝324（MPa）＞σF堵1＝280.59（MPa）
大齿轮0.95＝0.95×310（MPa）＝279（MPa）＞σF堵2＝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，伸出端与小齿轮联结，悬壁（悬臂）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HB217～255 ＝360MPa
由产品样本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＝＝＝29766.7（N）
径向力＝×＝29766.7×＝10834.2（N）
根部承受弯矩M＝×105＝10834.2×105＝1137591（Nm）
按弯扭合成计算危险截面应力
＝＝＝21.4（MPa）
许用应力〔〕＝0.4＝0.4×360＝144（MPa）
许用应力远大于计算应力，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HB217～255 ＝360MPa
<一>.轴的疲劳强度校核（请确认此处是否为疲劳强度校核）
轴的受力简图

工作负载时，
链轮处的水平力
＝＝49130×0.9563
＝46983（N）
链轮处的垂直力
＝＝49130×0.2924
＝14366（N）
工作负载时，链轮轴转矩M＝12471（Nm）
大齿轮圆周力（即垂直力）
＝＝＝27713（N）
大齿轮径向力（即水平力）
＝＝27713×＝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

求A点受力
1760×＝（795＋585）×－585× ＝33486（N）
求B点受力
1760×＝380×－（795＋380）× ＝3410（N）
<2>.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
1760×＝（795＋585）×－585× ＝2053（N）
求B点受力
1760×＝380×－（795＋380）× ＝－15400（N）
<3>.在C点承受工作负载时，求A、B点合力
＝＝＝33549（N）
＝＝＝15773（N）
<4>.在C点承受工作负载时，求C、E点弯矩
＝＝＝12749（Nm）
＝＝＝9227（Nm）
<5>.在D点承受工作负载时，求A、B点水平受力
水平受力图

1760×＝380×－（205＋380）× ＝6791（N）
1760×＝（1175+205）×－1175× ＝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

1760×＝380×－（205＋380）× ＝－6110（N）
1760×＝（1175＋205）×－1175× ＝－7237（N）
<7>.在D点承受工作负载时，求A、B点合力
＝＝＝9135（N）
＝＝＝30963（N）
<8>.在D点承受工作负载时，求D、E点弯矩
＝＝＝11766（Nm）
＝＝＝10734（Nm）
<9>.用弯矩合成法计算危险截面应力
比较<4>和<8>，可知C点受力时，＝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）
许用应力〔〕＝0.4＝0.4×360＝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
＝2.35＝2.35×41.5＝97.5（MPa）
电机堵转时，轴的许用应力
〔〕＝0.95＝0.95×360＝342（MPa） 故安全
<三>.承受支持负载时，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
＝＝294750×0.9563＝281869（N）
链轮处的垂直力
＝＝294750×0.2924＝86185（N）
制动力＝243434N，＝36662N
制动力的水平力
＝＝36662×0.656＝24050（N）
制动力的垂直力
＝-＝243434－36662×0.7547＝215765（N）
<1>.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

求A点受力
1760×＝1380×－(1380+155)× ＝200035（N）
求B点受力
1760×＝380×－（380－155）× ＝57784（N）
<2>.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

求A点受力
1760×＝1380×＋（1380＋155）× ＝255758（N）
求B点受力
1760×＝380×＋（380－155）× ＝46192（N）
<3>.在C点承受工作负载时，求A、B点合力
＝＝＝324694（N）
＝＝＝73978（N）
<4>.在C点承受工作负载时，求C、F点弯矩
＝＝＝123384（Nm）
＝＝＝73056（Nm）
所以＝123384Nm为最大弯矩，可在此点计算轴的应力。
＝＝＝331（MPa）
此公况下，轴的许用应力〔〕＝0.95×360＝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 ＝ 23 MPa 2.35 54MPa
键工作长度l 104 mm
键工作高度k 4 mm 许用应力〔〕120 MPa 许用应力 342 MPa
键 数 1 〔〕＝0.95
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 计算结果 计算公式 计算结果 工作转矩T 2232.5 Nm
轴 径D 90 mm ＝ 97.3 MPa 2.35 229 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 〔〕＝0.95
键数系数n 1 结论 合格 结论 合格
3.主轴大齿轮处
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 12471 Nm
轴 径D 160 mm ＝ 110 MPa 2.35 259 MPa
键工作长度L 105 mm
键工作高度k 9 mm 许用应力〔〕120 MPa 许用应力 342 MPa
键 数 2 〔〕＝0.95
键数系数n 1.5 结论 合格 结论 合格
七.刹车带部分计算(这个章节粉色标的都需要提供)
1.刹车带紧边拉力P1和松边拉力P2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D1 660 mm ＝ 206772 N
链 轮 节 径 D2 463 mm 紧边拉力P1计算
刹 车 带 宽 度B 100 mm 公 式 数值 单位
刹 车 带 包 角 5.41（310°）rad ＝ 243434 N
摩 擦 系 数 0.35 松边拉力P2计算
6.64 公 式 数值 单位
支 持 负 载 294750 N ＝ 36662 N
2.制动带强度计算
计 算 参 数 应力计算
名 称 数值 单位 公 式 数值 单位 钢 带 宽 B 100 mm
钢 带 厚 δ 16 mm ＝ 172 MPa
紧 边 拉 力 243434 N
铆 钉 排 数 i 2 结 论
铆 钉 直 径 d 6 mm
钢 带 材 料 Q235－A 合 格
钢带材料屈服极限 240 MPa
钢带许用应力〔〕＝0.95 228 MPa
3.销轴应力计算
计 算 参 数 弯矩M计算
名 称 数值 单位 公 式 数值
销 轴 直 径 d 50 mm M＝ 3834085.5Nmm
公式中2乘2不知道表示什么？如果你们的数值不同则需要提供
横 向 力 243434 N
销 轴 跨 距 L 63 mm 应力计算
销 轴 材 料 45钢调质 公 式 数值
材料屈服极限 360 MPa ＝ 307 Mpa
公式中10不知道表示什么？如果你们的数值不同则需要提供

许用应力〔〕＝0.95 342 MPa 结论 合格
4.螺杆应力计算
计 算 参 数 螺纹升角计算 摩擦角计算
名 称 数值 单位 公 式 数值 公式 数值
螺纹规格M×S T30×6
螺纹小径 23 mm ＝ 4.05°＝ 5.91°
螺纹中径 27 mm
螺纹牙形角 30° 螺杆当量应力计算
摩擦系数 0.10 计 算 公 式 数 值
轴向载荷F＝ 24050 N ＝ 58.4 MPa
屈服极限 300 MPa ＞ ＜〔〕
许用应力〔〕= 100 MPa 结论 合 格 合 格
5.梯形螺母计算
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M×S T30×6
螺纹大径 31 mm P＝ 8.6MPa＜〔P〕 合格
螺纹中径 27 mm
螺纹工作高度h=0.5S 3 mm 螺纹牙抗剪强度计算
螺纹牙底宽度b=0.65S 3.9 mm 公 式 数 值 结论
螺母高度H 66 mm ＝ 5.8MPa＜〔〕 合格
旋合圈数z＝ 11
轴向载荷F＝ 24050 N 螺纹牙抗弯强度计算
许用压强〔P〕 18 MPa 公 式 数 值 结论
许用切应力〔〕 40 MPa
许用应力〔〕b 60 MPa ＝ 13.3MPa＜〔〕b 合格
6.手柄力计算
手柄力臂D手＝300 f滑＝0.1
F周＝Ftg(+)+F f滑
＝24050×[tg(4.05+5.91)+0.1]
＝6628（N）
P手＝＝＝596.5（N）
八.虎牙离合器应力校核
1.工作转矩时应力计算
计 算 参 数 中径处牙根厚度计算
名 称 数值 单位 公 式 数值 单位 工 作 转 矩 T 12471000 Nmm ＝ 111.1 mm
计算转距TC＝1.2T 14965200 Nmm
离合器外径D 380 mm 牙工作面压强P计算
离合器内径D1 240 mm 公 式 数值 单位
离合器中径Dm＝ 310 mm P＝ 27.6 MPa
离合器牙宽b＝ 70 mm
离合器牙高h 25 mm 牙根抗弯强度计算
离合器牙数z 4 公 式 数值 单位
离合器计算牙数zj 2 ＝ 4.2 MPa
离合器虎牙中心角 42°
离合器材料 ZG310－570 P＜〔P〕 安全
材料屈服强度 310 MPa 结论
牙表面许用挤压应力〔P〕90～120 MPa ＜〔〕 安全
牙根许用弯曲应力〔〕90 MPa
2.电机堵转时应力计算
短期超载时，转矩放大2.35倍，应力相应放大2.35倍
则牙面挤压应力＝2.35P＝64.9 （MPa）
牙根弯曲应力＝2.35＝9.9（MPa）
0.95＝310×0.95＝295（MPa）
故安全

主要参考资料：
CCS《钢质海船入级与建造规范》，2001
GB/T4447-1992《海船用起锚机和起锚绞盘》
CB/T3179—1996锚链轮
《机械设计手册》（新版），机械工业出版社，2004