zj70電動驅動鉆機絞車設計3

zj70電動驅動鉆機絞車設計3,zj70,電動,驅動,鉆機,絞車,設計 塔里木大學 畢業(yè)論文（設計）任務書 學院 機械電氣化工程學院 班級 學生姓名 金曉龍 學號 課題名稱 ZJ70電驅動鉆機絞車設計 起止時間 2013年11月5日—— 2014年 5月 25日（共 14周） 指導教師 廖結安 職稱 講師 課題內容 設計內容：1、根據(jù)油田生產的實際需要，擬定總體方案設計； 2、設計ZJ70電驅動鉆機絞車 3、在設計ZJ70電驅動鉆機絞車的基礎上，進行運動仿真。 4、ZJ70電驅動鉆機絞車的設計，三維實體的實現(xiàn)。 5、說明書的編制。 擬定工作進度（以周為單位） 第1到2周： 熟悉題目,開始查閱資料，完成開題報告。 第3到4周： 消化資料，設計方案。 第5周： 方案研究，確定具體方案，做出開題報告。 第6到7周： 進行結構分析，計算。 第8到9周： 進行設計結構草圖。 第10到11周：完成圖紙，進行設計論文。 第12到13周：完成設計論文，準備有關畢業(yè)答辯。 第14周： 交畢業(yè)設計的各種資料，并進行答辯。 主要參考文獻 [1] 張連山.我國抽油機的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6）. 任務下達人（簽字） 年 月 日 任務接受人意見 任務接受人簽名 年 月 日 注：1、此任務書由指導教師填寫，任務下達人為指導教師。 2、此任務書須在學生畢業(yè)實踐環(huán)節(jié)開始前一周下達給學生本人。 3、此任務書一式三份，一份留學院存檔，一份學生本人留存，一份指導教師留存。 200KN絞車 設 計 計 算 書 編制： 校對： 審核： 1、 2、 3、 主要技術參數(shù) 1.1卷筒部分 卷筒額定拉力（第三層，共五層） 200KN 額定速度（第三層） 12m/min（50Hz） 輕載速度（第三層） 24m/min（100Hz） 支持負載 600KN 卷筒直徑×長度 Φ970×1000mm 卷筒容繩量 500m 鋼絲繩直徑（GB/T8918--96） Φ34mm 1.2電機參數(shù) 型號 YVF2315S-8-H 功率 55KW 轉速 740r/min 電制 380V /3∽100Hz/3P 1.3 傳動比 221.165 1.5 機械效率 0.8 2.卷筒的性能計算 2.1卷筒直徑的確定 D≥16d=16×34=544mm (鋼索直徑d=Φ34mm) 根據(jù)需要取卷筒直徑D=Φ970mm 2.2卷筒凸緣直徑 D′=D+2(5+2.5)d=970+2×(5+1.5)×34=1412mm　取D′=1420mm 2.3卷筒容繩量計算(以5層繩計算) 卷筒長度L=1000mm 總容繩量L′=5πL(D+5d)/1.05×d×103 =5π×1000×(970+5×34)/1.05×34×103=501.3m 滿足500m容繩量要求。 2.4整機效率 η總=η13×η22η32η42η5=0.85 其中卷筒軸承副 η13—0.95 齒輪軸III軸承副 η22—0.98 齒輪軸(II)軸承副 η32—0.98 齒輪軸(I)軸承副 η42—0.98 卷筒裝置效率 η5—0.95 為保險起見,選用電機時按0.8計算. 2.5傳動比的確定 額定速度(第3層)V=12m/min D=φ970mm d=φ34mm n=740r/min i=(D+5d)π×n/1000v =(970+5×34) π×740/1000×12=220.85 實際傳動比為221.165 則實際額定速度V ′=D0π×n/1000 i ≈12m/min 2.6電機功率的確定(按第3層計算) P=F3V3/60η=200×12/60×0.8=50kw 滿足要求的電機型號為YVF2315S-8-H 功率55kw 轉速740r/min 3.齒輪彎曲疲勞強度計算 計算公式如下： 彎曲應力：σF=FtKAKVKFβKFαYFSYεβ/bMn 許用彎曲應力：σFP=σFPYNYsrdtYrndtYx/SFmin 彎曲強度安全系數(shù)：SF=σFPYNYsrdtYrndtYx/σF 序號 名稱 符號 單位 公式或來源 Z1 Z2 1 齒數(shù) Z 根據(jù)使用要求 16 89 2 法向模數(shù) Mn mm 初算確定 16 3 分度圓螺旋角 β 0 4 中心距 α mm 840 5 徑向變位系數(shù) Xn 0.5 -0.5 6 分度圓直徑 d mm d=zm/cosβ 256 1424 7 齒頂圓直徑 da mm da=d+2ha 304 1440 8 傳動比 i 5.5625 9 齒根圓直徑 df mm 232 1368 10 傳動扭矩 T N·m 20494 114000 11 節(jié)圓上圓周力 Ft N Ft=2000T/d 160112 160112 12 齒寬 b mm 210 200 13 使用系數(shù) KA 表35.2-24 1.1 1.1 14 動載系數(shù) KV 式35.2-12 1.015 1.015 15 軸向重合度 εβ bsinβ/3.14n 0 0 16 端面重合度 εα 圖35.2-10 1.517 17 齒向載荷分布系數(shù) KHβ KFβ 1 1 18 齒間載荷分布系數(shù) KHα KFα 1.2 1.2 19 齒形系數(shù) YFs 圖35.2-22、23 4.45 3.93 20 螺旋角與重合度系數(shù) Yε-β 式35.2-18 35.2-19 Yεβ= Yε×Yβ 1.24 1.07 21 計算彎曲應力 σF N/mm2 表35.2-22 352.3 281.9 22 壽命系數(shù) YN 圖35.2-28 1.2 1.2 23 相對齒根圓角敏感系數(shù) Ysrdt 表35.2-33 1 1 24 表面狀況系數(shù) Yrndt 1 1 25 尺寸系數(shù) Yx 圖35.2-29 0.88 0.88 25 齒輪材料 42CrMo 40Cr 27 熱處理 調質 28 硬度 HRB 220-240 200-220 29 彎曲疲勞強度基本值 σFE N/mm2 圖35.2-27 580 580 30 最小安全系數(shù) SFmin 表35.2-32 1.6 1.6 31 許用彎曲應力 σFP N/mm2 表35.2-22 382.8 382.8 32 安全系數(shù) SF 表35.2-22 1.7 2.2 33 計算結果Ⅱ σF＜σFP SF＞SFMIN 齒根彎曲強度滿足要求 4.剎車裝置強度校核 4.1剎車裝置剎車帶的強度校核 4.1.1制動輪的圓周力 Ft=F制×D4/D制=600×(970+34) /1400=430.3KN 4.1.2剎車帶緊邊拉力 F緊=Ft×еμα/（еμα－1） F松=Ft /（еμα－1）= F緊－Ft 剎車帶包角α=305?=5.32弧度,摩擦系數(shù)μ=0.33 F緊=520.1KN F松=89.8KN 4.1.3剎車帶強度校核(以緊邊鋼帶校核) 拉應力 σ拉=F緊/[ (B－2d)×δ] (危險截面為鋼帶打孔處) 鋼帶寬B=160mm 厚度δ=16mm 鋼帶材料：Q345-A 兩排孔直徑 d=8.5mm σs=325N/mm2 σ拉=520100/[ (160－2×8.5)×16]=227.3N/mm2 制動負載時許用應力[σ拉]=0.9σs =292.5N/mm2 計算結果σ拉<[σ拉], 強度滿足要求 4.1.4剎車彈簧力計算： F松/F3=16 F3=5.61KN=0.561T=561kgf (其中16為杠桿比) 考慮油缸活塞摩擦力及杠桿機構等的摩擦力，油缸初始力按600kgf,行程S=200mm進行制造。 4.2銷軸強度校核 緊邊拉板上銷軸受力最大,則校核緊邊銷軸的強度。 4.2.1緊邊銷軸的剪應力 τ=F緊/ (2πd2/4)=163.5N/mm2 d=Φ45mm σs =360 N/mm2 許用剪應力 τ s=0.55σs =198N/mm2 [τ]=0.95τs=188.1N/mm2s τ <[τ] 強度滿足要求 4.3緊邊拉板的強度校核 緊邊拉板的材料為Q345－A， 寬度B=100， 厚度S=50 緊邊拉板的危險截面在銷孔處 屈服強度σ s=325MPa σ拉= F緊/S=520100/（100×50－45×50）=189.1MPa 許用應力[σ]=0.9σ s =292.5MPa 計算結果σ拉<[σ]，強度滿足要求。 5. 主軸的強度計算: 主軸材料及性能參數(shù) 主軸材料： 40Cr 熱處理： 調質HB180—225 σs=500N/mm2 [σ-1]=200Mpa σb=700N/mm2 5.1工作負載時的強度校核 5.1.1主軸的結構及載荷圖見后 5.1.2 大齒輪Z傳遞扭矩為卷筒輸出扭矩T0=114000N·m 5.1.3 大齒輪Z受力：圓周力：Ft=2000T0/d=160.1KN 徑向力：Fr= Ft×tan20°=58.3KN 軸向力：FZ1=0 Fy= Ft×Sin 62.7°＋Fr×COS 62.7° =160.1×Sin 62.7°＋58.3×COS 62.7 =169KN Fz= Ft×COS 62.7°－Fr×Sin 62.7° =160.1×COS 62.7°－58.3×Sin 62.7° =21.6KN 5.1.4因卷筒左軸瓦中點D至支點RA的距離540大于右軸瓦中點E至RB支點距離490,因此鋼絲繩拉力 F=200KN作用在D處將引起較大彎矩,故以此計算 5.1.5垂直方向受力： 根據(jù)ΣMA=0 RBY= Fy×220/1920= 169×220/1920=19.4KN RAY= Fy－RBY= 169－19.4=149.6KN 5.1.6垂直方向彎矩： MGY= RAY×220/1000=149.6×220/1000=32.9KN·m MDY= RAY×540/1000=149.6×540/1000=80.8KN·m 5.1.7水平方向受力： 根據(jù)ΣMA=0 RBZ= (F×540－FZ×220)/1920= (200×540－21.6×220)/1920=53.8KN RAZ= F－FZ－RBZ=200－21.6－53.8=124.6KN 5.1.8水平方向彎矩： MGZ= RAZ×220/1000=124.6×220/1000=27.4K N·m MDZ= RAZ×540/1000= 124.6×540/1000=67.3K N·m 5.1.9合成彎矩: MG=( MGY2+ MGZ2)0.5=( 32.92+ 27.42)0.5=42.8KN·m MD=( MDY2+ MDZ2)0.5=(80.82+ 67.32)0.5=105.2KN·m 5.1.10.則軸的總合成彎矩圖如圖示 由以上計算可知G和D兩處為危險截面。 5.1.11 G處強度校核: 校核公式(根據(jù)表38.3-3):σ=10×［M2+(αT)2］1/2/d3≤〔σ〕 由于馬達帶動軸旋轉引起轉應力的脈動循環(huán),所以取α=0.7 〔σ〕=0.4×σS=200Mpa(表38.1-1 σS=500Mpa) G處： d=210mm 則: σ=10×［M2+(αT)2］1/2/d3=97.8Mpa <〔σ〕 故該截面強度滿足要求。 5.1.12 D處強度校核: d=210mm 則: σ=10×M /d3=10×105.2×106/2103 =113.6Mpa<〔σ-1〕 故該截面強度滿足要求. 5.2主卷筒支持負載時軸的計算; 卷筒支持負載: F支＝600KN 剎車緊邊拉板作用于軸上的力: F緊＝520.1KN 5.2.1如圖所示,剎車力經(jīng)卷筒輪轂傳遞至軸上E點,此時,卷筒支持負載全部作用于此點時將引起軸的最大彎矩和應力,因此下面的強度計算以支持負載作用于E點,而D點不受力進行。由圖知垂直方向不受力。 5.2.2水平方向受力 FZ＝F支－F緊＝600－520.1＝79.9KN RAZ＝FZ×490/1920＝79.9×490/1920＝20.4KN RBZ＝FZ－RAZ＝79.9－20.4＝59.5KN 5.2.3水平方向彎矩 MZ＝RBZ×490/1000 ＝59.5×0.49＝29.2KN·m 5.2.6合成彎矩 M＝　MY2+ MZ2 ＝29.2KN·m 5.2.7由以上計算可知,E處截面為危險截面, 該截面應力: σ＝10×M/d3＝10×29200000/2083＝32.4Mpa 許用應力:[σ]＝0.9×σS＝0.9×500＝450Mpa σ＜[σ],強度滿足要求。 6.大齒輪圓柱銷的強度校核: 圓柱銷的剪應力: Fh=2000T/Dn=2000×114000/（1285×6）=29.6KN τ=Fh/ d L≤[τ]（ｄ為圓柱銷直徑， L為圓柱銷長度，n為圓柱銷個數(shù)） τ=29600/32×50=18.5MPa [τ]= 80MPa(45＃調質) τ <[τ] 強度滿足要求 7.卷筒強度校核 7.1彎曲應力： Pb=0.96×Fmax×(1/δ3×D)0.5=89.3MPa 7.2壓縮應力： PD=0.5×Fmax/δds=252.1MPa Fmax:鋼絲繩最大拉力600KN δ:卷筒壁厚35mm D: 卷筒直徑970mm ds:鋼絲繩直徑34mm 7.3合成應力： P=（Pb2+PD2）=267.4MPa 7.4許用應力：[P]=0.9σs=0.9×325=292.5MPa P＜[P],強度滿足要求。 8.輸入軸制動力矩校核: 電機輸入軸扭矩:T=9550P/n=9550×55/741=709.8N·m 選擇YWZ4－400/125液壓塊式制動器,其制動力矩為: T制=1800N·m＞1.5 T=1065N·m，滿足絞車使用要求。 9. 聯(lián)軸器的強度校核： 聯(lián)軸器尼龍棒的剪應力： T=9550×P/n=709.8N·m F=2T/D=6453N τ=F/ n A=0.64MPa＜【τ】=11MPa（見《機械設計手冊》機械版P41-117）。 式中的D為圓柱銷所在的直徑φ220mm； T為工作負載作用在圓柱銷上的扭矩； n為圓柱銷的個數(shù)，共8只； A為單個圓柱銷截面積(φ40mm)； F為尼龍棒所受的剪切力； τ≤[τ]所以剪切強度滿足要求。 10.鍵聯(lián)接的強度校核: 名稱 符號 單位 公式或來源 大齒輪 鍵尺寸 b×h×l mm 50×28×290 軸徑 D mm Φ210 接觸高度 hl mm Hl=1/2h 14 工作長度 Ll mm 11=l-b 240 傳遞扭矩 T N.m 114000 擠壓應力 P N/mm2 P= 2000T/D·h1l·11.5 189.5 許用擠壓應力 [P] N/mm2 表25.2-3 200-250 校核結果 P<[P],P過<[P過] 強度滿足 參考資料: 1. 機械工業(yè)出版社:《機械設計手冊》第二版 2. 化學工業(yè)出版社:《機械設計手冊》第四版