125kN液压单侧式绞车计算书

1、125kN125kN 液压单侧式绞车液压单侧式绞车 计算书计算书 编制：编制： 任利平任利平 校对：校对： 审核：审核： 批准：批准： 2010.06 上虞专用风机有限公司船用机械设备厂上虞专用风机有限公司船用机械设备厂 一、一、 基本参数基本参数 1 型号：YB-125/15 2 绳索直径 d0：80mm 3 卷筒工作负载 Fc：125kN 4 卷筒容绳量（Ld0）：200m80（单个） 5 系缆速度 Vc：15 m/min（第一层） 6 副卷筒拉力 F：80kN 7 支持负载 F支：375kN 二、二、 设计参数计算设计参数计算 1. 卷筒计算 卷筒材料：Q235B， 直径：初定 D500

2、mm 长度：初定 LO1150mm 每层圈数 ZLOd011508014.375(圈) 取 14 圈 绳索层数 n=(D/d)2+4L/Zd1/2/2-D/2d =(500/80)2+4/(1480)1/2/2-500/(280) =5.04(层) 卷筒大径：500+5802+803=1540 取 1550 卷筒壁厚 25mm 强度校核： 根据公式 1=A1A2Fmax/Pbc（Nmm2） 式中 1 卷筒内壁表面最大压应力 A1 应力减小系数，一般取 A1=0.75 A2与卷绕层数有关的系数，查表得 A22 Fmax缆绳拉力，N P卷筒节距，mm。本卷筒为光卷筒，P 参照相同钢丝绳直径的开槽

3、卷筒, 取 P80.8mm bc许用压应力，N/mm2 bcs2235/2117.5N/mm2 计算得 1=0.752/(2580.8)=92.8N/ mm2bc 强度校核通过。 2.卷筒输出扭矩 Tc(按中间层第一层算) Tc=Fc(D+d)/2=(0.58)2=36250N.m 3.卷筒转速 nc(按中间层第一层算) nc=Vc/(D+d)=15000/(580)=8.2322r/min 4.总传动比 采用二级齿轮减速器，传动比取 i=11490/（1719）=31.7647 液压马达转速：n0= nCi =8.232231.7647=261.5 r/min 5.液压马达计算 初定液压马达

4、排量 q0745ml/r 齿轮传动效率 c0.96， 马达机械效率 0=0.85，其余轴承传动效率 3=0.85， 则传动总效率 =0.960.850.85=0.694 液压马达的工作压差 P P=2T/ iq0=236250/(31.76470.694745)=13.9MPa 系统工作压力：P0=P+1.7 MPa=15.6 MPa 液压马达工作流量 Q=q0n0/v=0.745261.5/0.9=216.5L/min(v马达容积效率) 液压马达输出扭矩 T0= TC /i=36250/31.7647=1141.2Nm 6.液压马达选型： 型号：MRH2-750-1-PW 排量: 745/3

5、73mL/r 额定压力：20.6MPa 转速范围：5400r/min 工作转速：261.5r/min 工作流量：216.5L/min 7.油泵选型 型号：A10VSO140DFR1/32R-VPB12N00 排量：qB0=140ml/r 额定压力：P=25Mpa 额定转速：1790r/min 8. 电动机选择 电机功率 Pw= P0Q/60=15.6216.5600.91=62.5kW b b n 电机参数： 型号：Y280S-4-H-B3 电制：440V 60Hz 功率：75kW 转速：1790 r/min 输出轴直径：75mm 9.液压管路计算 （1）.进出油口尺寸 根据公式（43.6-2

6、6） ，P43-230， 机械设计手册 ，第五卷 Q60VS 式中：Q-流量, Q216.5L/min V-通过油口最小截面处的速度，V5m/s S-油口的最小截面积，Sdmin2/4, dmin 油口最小直径 所以 dmin2103605/4216.5 dmin30.3mm 为确保油液顺利流通，取油口通径为 32mm （2）.阀通径大小 根据2计算结果 为确保油液顺利流通，取主阀通径为 d=32mm （3）.油管内径计算 根据公式 d4.61Q/V 式中: Q-通过油管的流量，L/min V油在管内的允许流动速度,m/s, 取压力油管 V1=5m/s 回油管 V2=2.6m/s 吸油管 V3

7、=1m/s 则 d14.61216.5/5=30.3mm d24.61216.5/2.6=42mm d34.61216.5/1=67.8mm d44.6165/5=16.6mm 压力油管规格：425(20 无缝钢管) 回油管规格： 483(20 无缝钢管) 吸油管规格： 764(20 无缝钢管) 辅助压力油管规格：273.5(20 无缝钢管) （4）油管壁厚计算 根据 CCS钢质海船入级规范 2009第 3 篇 2.2.2 要求 O +b +c 式中: -油管壁厚，mm O-基本计算壁厚，mm O=PD/(2e+P) b-弯曲附加余量，mm ，b=0.4O D/R （R-平均弯曲半径，mm ，

8、R3D） ，故 b0.4O/3 c- 腐蚀余量，mm，液压油管系取 0.3 故 PD/(2e+P)(1+ 0.4/3)+0.3， P油管设计压力，MPa P=1.25P0=19.5MPa D油管外径, mm e焊接有效系数 ，取 1 -钢管许用应力, MPa 查 CCS钢质海船入级规范 2009第 3 篇第 2 章（泵与管系）2.2.2.4 取下列公式中的最小值：（因油管工作温度较低，故、无计算意 T D T C 义，仅列公式如下） 1、= ReHT/1.6 2、= Rm /2.7 3、= DT/1.6 4、= CT Rm-材料在常温下的抗拉强度，MPa 强度等级 b=410MPa 时 ，Rm

9、=410MPa ReHT -材料在设计温度下的屈服强度，MPa 查材料与焊接规范 2009第 1 篇第 4 章 4.2.4.2， 取强度等级 b=410MPa 时 ，ReHT=217MPa（T=50C） 故 1= ReHT/1.6 =217/1.6=135.63MPa 2= Rm /2.7=410/2.7=151.85MP， 1 2，故最小值为 135.63MPa 则压力油管 119.542/（2135.6319.5）(1+0.4/3)+0.3=3.5mm 回油管 2448/（2135.634）(1+0.4/3)+0.3=1.1mm 吸油管 3476/（2135.634）(1+0.4/3)+0

10、.3=1.6mm 辅助压力油管 419.527/（2135.6319.5）(1+0.4/3)+0.3=2.35mm 故以上油管满足要求。 三、齿轮计算：三、齿轮计算： 减速箱采用二级直齿轮传动，总传动比 i=31.7647 i=i12i23 =114901719=31.7647 一级传动 一、设计参数 传递功率 P=31.25(kW) 传递转矩 T=1141.2(Nm) 齿轮 1 转速 n1=261.5(r/min) 齿轮 2 转速 n2=39(r/min) 传动比 i=6.71 原动机载荷特性 SF=轻微振动 工作机载荷特性 WF=均匀平稳 预定寿命 H=2000(小时) 二、布置与结构 结

11、构形式 ConS=闭式 齿轮 1 布置形式 ConS1=对称布置 齿轮 2 布置形式 ConS2=对称布置 三、材料及热处理 齿面啮合类型 GFace=硬齿面 热处理质量级别 Q=MQ 齿轮 1 材料及热处理 Met1=40Cr 齿轮 1 硬度取值范围 HBSP1=4855 齿轮 1 硬度 HBS1=52 齿轮 1 材料类别 MetN1=0 齿轮 1 极限应力类别 MetType1=11 齿轮 2 材料及热处理 Met2=45 齿轮 2 硬度取值范围 HBSP2=4550 齿轮 2 硬度 HBS2=48 齿轮 2 材料类别 MetN2=0 齿轮 2 极限应力类别 MetType2=11 四、齿

12、轮精度 齿轮 1 第组精度 JD11=7 齿轮 1 第组精度 JD12=7 齿轮 1 第组精度 JD13=7 齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F 齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L 齿轮 2 第组精度 JD21=8 齿轮 2 第组精度 JD22=8 齿轮 2 第组精度 JD23=8 齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F 齿轮 2 齿厚下偏差 JDD2=L 五、齿轮基本参数 模数(法面模数) Mn=6(mm) 端面模数 Mt=6.00000(mm) 螺旋角 =0.(度) 基圆柱螺旋角 b=0.(度) 齿轮 1 齿数 Z1=17 齿轮 1 变位系数 X1=0.00 齿轮 1 齿宽 B1=90(mm)

13、 齿轮 1 齿宽系数 d1=0.882 齿轮 2 齿数 Z2=114 齿轮 2 变位系数 X2=0.00 齿轮 2 齿宽 B2=80(mm) 齿轮 2 齿宽系数 d2=0.117 总变位系数 Xsum=0.000 标准中心距 A0=393.00000(mm) 实际中心距 A=393.00000(mm) 中心距变动系数 yt=0.00000 齿高变动系数 yt=0.00000 齿数比 U=6.70588 端面重合度 =1.69056 纵向重合度 =0.00000 总重合度 =1.69056 齿轮 1 分度圆直径 d1=102.00000(mm) 齿轮 1 齿顶圆直径 da1=114.00000(

14、mm) 齿轮 1 齿根圆直径 df1=87.00000(mm) 齿轮 1 基圆直径 db1=95.84865(mm) 齿轮 1 齿顶高 ha1=6.00000(mm) 齿轮 1 齿根高 hf1=7.50000(mm) 齿轮 1 全齿高 h1=13.50000(mm) 齿轮 1 齿顶压力角 at1=32.(度) 齿轮 2 分度圆直径 d2=684.00000(mm) 齿轮 2 齿顶圆直径 da2=696.00000(mm) 齿轮 2 齿根圆直径 df2=669.00000(mm) 齿轮 2 基圆直径 db2=642.74975(mm) 齿轮 2 齿顶高 ha2=6.00000(mm) 齿轮 2

15、齿根高 hf2=7.50000(mm) 齿轮 2 全齿高 h2=13.50000(mm) 齿轮 2 齿顶压力角 at2=22.(度) 齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=9.41137(mm) 齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=6.21756(mm) 齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=8.32229(mm) 齿轮 1 固定弦齿高 hch1=4.48534(mm) 齿轮 1 公法线跨齿数 K1=2 齿轮 1 公法线长度 Wk1=27.99775(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=9.42448(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=6.03247(mm) 齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=8.32

16、229(mm) 齿轮 2 固定弦齿高 hch2=4.48534(mm) 齿轮 2 公法线跨齿数 K2=13 齿轮 2 公法线长度 Wk2=230.98964(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 *=20(度) 端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 端面顶隙系数 c*t=0.25000 端面压力角 *t=20.(度) 端面啮合角 t=20.(度) 六、检查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 Fp1=0.05394 齿轮 1 齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04520 齿轮 1 公法线长度变动公差 Fw1=0.03172 齿轮 1 齿距极限偏差 fpt()1=0

17、.01887 齿轮 1 齿形公差 ff1=0.01528 齿轮 1 一齿切向综合公差 fi1=0.02049 齿轮 1 一齿径向综合公差 fi1=0.02666 齿轮 1 齿向公差 F1=0.01816 齿轮 1 切向综合公差 Fi1=0.06921 齿轮 1 径向综合公差 Fi1=0.06327 齿轮 1 基节极限偏差 fpb()1=0.01773 齿轮 1 螺旋线波度公差 ff1=0.02049 齿轮 1 轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01816 齿轮 1 齿向公差 Fb1=0.01816 齿轮 1x 方向轴向平行度公差 fx1=0.01816 齿轮 1y 方向轴向平行度公差 fy1

18、=0.00908 齿轮 1 齿厚上偏差 Eup1=-0.07549 齿轮 1 齿厚下偏差 Edn1=-0.30196 齿轮 2 齿距累积公差 Fp2=0.17639 齿轮 2 齿圈径向跳动公差 Fr2=0.09558 齿轮 2 公法线长度变动公差 Fw2=0.07146 齿轮 2 齿距极限偏差 fpt()2=0.03167 齿轮 2 齿形公差 ff2=0.03328 齿轮 2 一齿切向综合公差 fi2=0.03897 齿轮 2 一齿径向综合公差 fi2=0.04497 齿轮 2 齿向公差 F2=0.01000 齿轮 2 切向综合公差 Fi2=0.20967 齿轮 2 径向综合公差 Fi2=0.

19、13381 齿轮 2 基节极限偏差 fpb()2=0.02976 齿轮 2 螺旋线波度公差 ff2=0.03897 齿轮 2 轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.01000 齿轮 2 齿向公差 Fb2=0.01000 齿轮 2x 方向轴向平行度公差 fx2=0.01000 齿轮 2y 方向轴向平行度公差 fy2=0.00500 齿轮 2 齿厚上偏差 Eup2=-0.12669 齿轮 2 齿厚下偏差 Edn2=-0.50677 中心距极限偏差 fa()=0.04417 七、强度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1186.4(MPa) 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=672.0(

20、MPa) 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 H1=1496.1(MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 F1=983.0(MPa) 齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1150.0(MPa) 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=640.0(MPa) 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 H2=1450.2(MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 F2=936.2(MPa) 接触强度用安全系数 SHmin=1.00 弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 接触强度计算应力 H=971.1(MPa) 接触疲劳强度校核 HH=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=254.5(MPa) 齿轮 2 弯曲疲

21、劳强度计算应力 F2=220.9(MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足 八、强度校核相关系数 齿形做特殊处理 Zps=不处理 齿面经表面硬化 Zas=表面硬化 齿形 Zp=一般 润滑油粘度 V50=120(mm2/s) 有一定量点馈 Us=不允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m) 载荷类型 Wtype=静强度 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m) 刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=22376.471(N) 齿轮线速度 V=1.397(m/s) 使用系数 Ka=1.100 动载系数 Kv=1.025 齿向载荷

22、分布系数 KH=1.399 综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.210 安装精度对载荷分布的影响 Km=0.189 齿间载荷分布系数 KH=1.100 节点区域系数 Zh=2.495 材料的弹性系数 ZE=189.800 接触强度重合度系数 Z=0.877 接触强度螺旋角系数 Z=1.000 重合、螺旋角系数 Z=0.877 接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000 润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000 工作硬化系数 Zw=1.00000 接触强度尺寸系数 Zx=1.00000 齿向载荷分布系数 KF=1.399 齿间载荷分布系数 KF=1.100 抗弯强度重合度系数 Y=0.694 抗弯

23、强度螺旋角系数 Y=1.000 抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.694 寿命系数 Yn=2.06859 齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000 齿根表面状况系数 Yrr=1.00000 尺寸系数 Yx=0.99000 齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=4.53369 齿轮 1 应力校正系数 Ysa1=1.51921 齿轮 2 复合齿形系数 Yfs2=3.93584 齿轮 2 应力校正系数 Ysa2=1.79383 二级传动 一、设计参数 传递功率 P=31.26(kW) 传递转矩 T=7652.78(Nm) 齿轮 1 转速 n1=39(r/min) 齿轮 2 转速 n2=8.2322(r/

24、min) 传动比 i=4.74 原动机载荷特性 SF=轻微振动 工作机载荷特性 WF=均匀平稳 预定寿命 H=2000(小时) 二、布置与结构 结构形式 ConS=闭式 齿轮 1 布置形式 ConS1=对称布置 齿轮 2 布置形式 ConS2=对称布置 三、材料及热处理 齿面啮合类型 GFace=硬齿面 热处理质量级别 Q=MQ 齿轮 1 材料及热处理 Met1=40Cr 齿轮 1 硬度取值范围 HBSP1=4855 齿轮 1 硬度 HBS1=52 齿轮 1 材料类别 MetN1=0 齿轮 1 极限应力类别 MetType1=11 齿轮 2 材料及热处理 Met2=45 齿轮 2 硬度取值范围

25、 HBSP2=4550 齿轮 2 硬度 HBS2=48 齿轮 2 材料类别 MetN2=0 齿轮 2 极限应力类别 MetType2=11 四、齿轮精度 齿轮 1 第组精度 JD11=7 齿轮 1 第组精度 JD12=7 齿轮 1 第组精度 JD13=7 齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F 齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L 齿轮 2 第组精度 JD21=8 齿轮 2 第组精度 JD22=8 齿轮 2 第组精度 JD23=8 齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F 齿轮 2 齿厚下偏差 JDD2=L 五、齿轮基本参数 模数(法面模数) Mn=10(mm) 端面模数 Mt=10.00000(mm)

26、螺旋角 =0.(度) 基圆柱螺旋角 b=0.(度) 齿轮 1 齿数 Z1=19 齿轮 1 变位系数 X1=0.00 齿轮 1 齿宽 B1=150(mm) 齿轮 1 齿宽系数 d1=0.789 齿轮 2 齿数 Z2=90 齿轮 2 变位系数 X2=0.00 齿轮 2 齿宽 B2=140(mm) 齿轮 2 齿宽系数 d2=0.156 总变位系数 Xsum=0.000 标准中心距 A0=545.00000(mm) 实际中心距 A=545.00000(mm) 中心距变动系数 yt=0.00000 齿高变动系数 yt=0.00000 齿数比 U=4.73684 端面重合度 =1.69207 纵向重合度

27、=0.00000 总重合度 =1.69207 齿轮 1 分度圆直径 d1=190.00000(mm) 齿轮 1 齿顶圆直径 da1=210.00000(mm) 齿轮 1 齿根圆直径 df1=165.00000(mm) 齿轮 1 基圆直径 db1=178.54160(mm) 齿轮 1 齿顶高 ha1=10.00000(mm) 齿轮 1 齿根高 hf1=12.50000(mm) 齿轮 1 全齿高 h1=22.50000(mm) 齿轮 1 齿顶压力角 at1=31.(度) 齿轮 2 分度圆直径 d2=900.00000(mm) 齿轮 2 齿顶圆直径 da2=920.00000(mm) 齿轮 2 齿根

28、圆直径 df2=875.00000(mm) 齿轮 2 基圆直径 db2=845.72336(mm) 齿轮 2 齿顶高 ha2=10.00000(mm) 齿轮 2 齿根高 hf2=12.50000(mm) 齿轮 2 全齿高 h2=22.50000(mm) 齿轮 2 齿顶压力角 at2=23.(度) 齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=15.69008(mm) 齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=10.32447(mm) 齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=13.87048(mm) 齿轮 1 固定弦齿高 hch1=7.47557(mm) 齿轮 1 公法线跨齿数 K1=3 齿轮 1 公法线长度 Wk1=76.4

29、6434(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=15.70717(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=10.06854(mm) 齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=13.87048(mm) 齿轮 2 固定弦齿高 hch2=7.47557(mm) 齿轮 2 公法线跨齿数 K2=11 齿轮 2 公法线长度 Wk2=322.57878(mm) 齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 *=20(度) 端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 端面顶隙系数 c*t=0.25000 端面压力角 *t=20.(度) 端面啮合角 t=20.(度) 六、检查项目参数 齿轮 1 齿距累积

30、公差 Fp1=0.07033 齿轮 1 齿圈径向跳动公差 Fr1=0.05802 齿轮 1 公法线长度变动公差 Fw1=0.03622 齿轮 1 齿距极限偏差 fpt()1=0.02330 齿轮 1 齿形公差 ff1=0.02038 齿轮 1 一齿切向综合公差 fi1=0.02621 齿轮 1 一齿径向综合公差 fi1=0.03281 齿轮 1 齿向公差 F1=0.02161 齿轮 1 切向综合公差 Fi1=0.09070 齿轮 1 径向综合公差 Fi1=0.08122 齿轮 1 基节极限偏差 fpb()1=0.02190 齿轮 1 螺旋线波度公差 ff1=0.02621 齿轮 1 轴向齿距极

31、限偏差 Fpx()1=0.02161 齿轮 1 齿向公差 Fb1=0.02161 齿轮 1x 方向轴向平行度公差 fx1=0.02161 齿轮 1y 方向轴向平行度公差 fy1=0.01080 齿轮 1 齿厚上偏差 Eup1=-0.09321 齿轮 1 齿厚下偏差 Edn1=-0.37282 齿轮 2 齿距累积公差 Fp2=0.20050 齿轮 2 齿圈径向跳动公差 Fr2=0.11200 齿轮 2 公法线长度变动公差 Fw2=0.07800 齿轮 2 齿距极限偏差 fpt()2=0.03788 齿轮 2 齿形公差 ff2=0.04400 齿轮 2 一齿切向综合公差 fi2=0.04913 齿

32、轮 2 一齿径向综合公差 fi2=0.05390 齿轮 2 齿向公差 F2=0.01000 齿轮 2 切向综合公差 Fi2=0.24450 齿轮 2 径向综合公差 Fi2=0.15680 齿轮 2 基节极限偏差 fpb()2=0.03559 齿轮 2 螺旋线波度公差 ff2=0.04913 齿轮 2 轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.01000 齿轮 2 齿向公差 Fb2=0.01000 齿轮 2x 方向轴向平行度公差 fx2=0.01000 齿轮 2y 方向轴向平行度公差 fy2=0.00500 齿轮 2 齿厚上偏差 Eup2=-0.15150 齿轮 2 齿厚下偏差 Edn2=-0.606

33、00 中心距极限偏差 fa()=0.05075 七、强度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 Hlim1=1186.4(MPa) 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 FE1=672.0(MPa) 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 H1=1447.3(MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 F1=943.3(MPa) 齿轮 2 接触强度极限应力 Hlim2=1150.0(MPa) 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 FE2=640.0(MPa) 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 H2=1402.9(MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 F2=898.4(MPa) 接触强度用安全系数 SHmin=1.00 弯曲强度用安全系

34、数 SFmin=1.40 接触强度计算应力 H=1047.2(MPa) 接触疲劳强度校核 HH=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 F1=305.9(MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 F2=273.6(MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足 八、强度校核相关系数 齿形做特殊处理 Zps=不处理 齿面经表面硬化 Zas=表面硬化 齿形 Zp=一般 润滑油粘度 V50=120(mm2/s) 有一定量点馈 Us=不允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m) 载荷类型 Wtype=静强度 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m

35、(Ra2.6m) 刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=80555.579(N) 齿轮线速度 V=0.388(m/s) 使用系数 Ka=1.100 动载系数 Kv=1.004 齿向载荷分布系数 KH=1.427 综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.175 安装精度对载荷分布的影响 Km=0.252 齿间载荷分布系数 KH=1.100 节点区域系数 Zh=2.495 材料的弹性系数 ZE=189.800 接触强度重合度系数 Z=0.877 接触强度螺旋角系数 Z=1.000 重合、螺旋角系数 Z=0.877 接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000 润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000 工作硬化系

36、数 Zw=1.00000 接触强度尺寸系数 Zx=0.96739 齿向载荷分布系数 KF=1.427 齿间载荷分布系数 KF=1.100 抗弯强度重合度系数 Y=0.693 抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000 抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.693 寿命系数 Yn=2.06859 齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000 齿根表面状况系数 Yrr=1.00000 尺寸系数 Yx=0.95000 齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=4.42487 齿轮 1 应力校正系数 Ysa1=1.53717 齿轮 2 复合齿形系数 Yfs2=3.95792 齿轮 2 应力校正系数 Ysa2=1.78392

37、四、卷筒离合器计算四、卷筒离合器计算 牙嵌离合器牙盘外径 D=400mm、内径 D0=300mm、牙数 z=4、牙高 h=35mm、 牙宽 b=50mm 卷筒离合器牙工作面的压强条件 p=2TC/DmApZjp 式中 p牙面压强 Mpa Dm牙分布的圆周平均直径 Ap牙的承受工作面面积 mm2 Zj计算牙数， Zj（1/21/3）Z p静止结合时p90120MPa 2362501000/35025035=59.2MPap满足要求。 卷筒离合器牙根抗弯强度条件 6h TC/DmL2mbZj= 355/1.5=236.7 N/mm2 式中 Lm中径处牙根的厚度 635362501000/35012

38、52502=13.92N/mm2 =236.7 N/mm2 五、主轴设计计算及强度校核五、主轴设计计算及强度校核 1.设计计算： （1） 输入轴一计算 输入轴材料选用 40Cr a. 输入扭矩 T=1141.2Nm b. 工作转速 n=8.2322r/min c. 最小轴径计算 dmin=17.2(1141.2/)1/3 式中：取 48 dmin=17.2(1141.2/48)1/3=49.5mm 取 d1=50mm （2） 输入轴二计算 输入轴材料选用 40Cr a. 输入扭矩 T=7652.78Nm b. 工作转速 n=55.2042r/min c. 最小轴径计算 dmin=17.2(76

39、52.78/)1/3 式中：取 48 dmin=17.2(7652.78/48)1/3=93.3mm 取 d1=100mm （3） 输出轴最小直径计算 输出轴材料选用 40Cr a. 传递扭矩 T=36250Nm b. d=17.2（T/）1/3=156.6m 圆整后 d=160mm 六、制动计算制动计算 按支持负载计算 最大制动扭矩： Tmax=0.58/2=Nm 制动轮直径：DZ1080 制动圆周力： Ft=2Tmax/DZ =21000/1080= N 带的两边拉力：（采用欧拉公式计算） F1=Fte/(e-1) 式中：F1紧边拉力。N e自然对数的底 e=2.718 摩擦系数 覆盖面为石棉摩擦带 取 0.6 制动带的包角。取 5.71 =2.7180.65.71/(2.7180.65.71-1) = N F2=Ft/(e-1) =/(2.7180.65.71-1) =6771 N (1)刹车钢带计算 F1为最大拉力，据此计算钢带的尺寸。 带宽 160，带厚 20，材料 Q345B，s=345N/mm2 拉伸应力 L=/(16020)=65N/mm2 L s 强度校核通过。 (2)制动带比压计算（机械设计手册第五版第 2 卷 P6-371，化学工业出