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1、 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.
2、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
3、 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＝29
4、4.75 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
5、 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
6、 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
7、 ＝ ＝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
8、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
9、 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）
10、 ＝＝＝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＝
11、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 ＝
12、 ＝＝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（
13、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）
14、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
15、＝＝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
16、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
17、 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
18、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
19、 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×＝
20、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
21、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
22、 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〔〕1
23、20 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
24、 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
25、 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
26、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
27、 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
28、 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
29、 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
30、 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
31、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
32、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（
33、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
34、 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
35、 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
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