zj70電動驅(qū)動鉆機(jī)絞車設(shè)計3

zj70電動驅(qū)動鉆機(jī)絞車設(shè)計3,zj70,電動,驅(qū)動,鉆機(jī),絞車,設(shè)計 塔里木大學(xué) 畢業(yè)論文（設(shè)計）任務(wù)書 學(xué)院 機(jī)械電氣化工程學(xué)院 班級 學(xué)生姓名 金曉龍 學(xué)號 課題名稱 ZJ70電驅(qū)動鉆機(jī)絞車設(shè)計 起止時間 2013年11月5日—— 2014年 5月 25日（共 14周） 指導(dǎo)教師 廖結(jié)安 職稱 講師 課題內(nèi)容 設(shè)計內(nèi)容：1、根據(jù)油田生產(chǎn)的實際需要，擬定總體方案設(shè)計； 2、設(shè)計ZJ70電驅(qū)動鉆機(jī)絞車 3、在設(shè)計ZJ70電驅(qū)動鉆機(jī)絞車的基礎(chǔ)上，進(jìn)行運動仿真。 4、ZJ70電驅(qū)動鉆機(jī)絞車的設(shè)計，三維實體的實現(xiàn)。 5、說明書的編制。 擬定工作進(jìn)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(shè)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(jìn)行結(jié)構(gòu)分析，計算。 第8到9周： 進(jìn)行設(shè)計結(jié)構(gòu)草圖。 第10到11周：完成圖紙，進(jìn)行設(shè)計論文。 第12到13周：完成設(shè)計論文，準(zhǔn)備有關(guān)畢業(yè)答辯。 第14周： 交畢業(yè)設(shè)計的各種資料，并進(jìn)行答辯。 主要參考文獻(xiàn) [1] 張連山.我國抽油機(jī)的發(fā)展趨勢[J].鉆采工藝，1996，19（6）. 任務(wù)下達(dá)人（簽字） 年 月 日 任務(wù)接受人意見 任務(wù)接受人簽名 年 月 日 注：1、此任務(wù)書由指導(dǎo)教師填寫，任務(wù)下達(dá)人為指導(dǎo)教師。 2、此任務(wù)書須在學(xué)生畢業(yè)實踐環(huán)節(jié)開始前一周下達(dá)給學(xué)生本人。 3、此任務(wù)書一式三份，一份留學(xué)院存檔，一份學(xué)生本人留存，一份指導(dǎo)教師留存。 200KN絞車 設(shè) 計 計 算 書 編制： 校對： 審核： 1、 2、 3、 主要技術(shù)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(fù)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(jī)參數(shù) 型號 YVF2315S-8-H 功率 55KW 轉(zhuǎn)速 740r/min 電制 380V /3∽100Hz/3P 1.3 傳動比 221.165 1.5 機(jī)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?cè)堇K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(jī)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(jī)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(jī)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(jī)型號為YVF2315S-8-H 功率55kw 轉(zhuǎn)速740r/min 3.齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計算 計算公式如下： 彎曲應(yīng)力：σF=FtKAKVKFβKFαYFSYεβ/bMn 許用彎曲應(yīng)力：σFP=σFPYNYsrdtYrndtYx/SFmin 彎曲強(qiáng)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(yīng)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(diào)質(zhì) 28 硬度 HRB 220-240 200-220 29 彎曲疲勞強(qiáng)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(yīng)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(jié)果Ⅱ σF＜σFP SF＞SFMIN 齒根彎曲強(qiáng)度滿足要求 4.剎車裝置強(qiáng)度校核 4.1剎車裝置剎車帶的強(qiáng)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(qiáng)度校核(以緊邊鋼帶校核) 拉應(yīng)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(fù)載時許用應(yīng)力[σ拉]=0.9σs =292.5N/mm2 計算結(jié)果σ拉<[σ拉], 強(qiáng)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(jī)構(gòu)等的摩擦力，油缸初始力按600kgf,行程S=200mm進(jìn)行制造。 4.2銷軸強(qiáng)度校核 緊邊拉板上銷軸受力最大,則校核緊邊銷軸的強(qiáng)度。 4.2.1緊邊銷軸的剪應(yīng)力 τ=F緊/ (2πd2/4)=163.5N/mm2 d=Φ45mm σs =360 N/mm2 許用剪應(yīng)力 τ s=0.55σs =198N/mm2 [τ]=0.95τs=188.1N/mm2s τ <[τ] 強(qiáng)度滿足要求 4.3緊邊拉板的強(qiáng)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(qiáng)度σ s=325MPa σ拉= F緊/S=520100/（100×50－45×50）=189.1MPa 許用應(yīng)力[σ]=0.9σ s =292.5MPa 計算結(jié)果σ拉<[σ]，強(qiáng)度滿足要求。 5. 主軸的強(qiáng)度計算: 主軸材料及性能參數(shù) 主軸材料： 40Cr 熱處理： 調(diào)質(zhì)HB180—225 σs=500N/mm2 [σ-1]=200Mpa σb=700N/mm2 5.1工作負(fù)載時的強(qiáng)度校核 5.1.1主軸的結(jié)構(gòu)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(qiáng)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(dá)帶動軸旋轉(zhuǎn)引起轉(zhuǎn)應(yīng)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(qiáng)度滿足要求。 5.1.12 D處強(qiáng)度校核: d=210mm 則: σ=10×M /d3=10×105.2×106/2103 =113.6Mpa<〔σ-1〕 故該截面強(qiáng)度滿足要求. 5.2主卷筒支持負(fù)載時軸的計算; 卷筒支持負(fù)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(fù)載全部作用于此點時將引起軸的最大彎矩和應(yīng)力,因此下面的強(qiáng)度計算以支持負(fù)載作用于E點,而D點不受力進(jìn)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(yīng)力: σ＝10×M/d3＝10×29200000/2083＝32.4Mpa 許用應(yīng)力:[σ]＝0.9×σS＝0.9×500＝450Mpa σ＜[σ],強(qiáng)度滿足要求。 6.大齒輪圓柱銷的強(qiáng)度校核: 圓柱銷的剪應(yīng)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(diào)質(zhì)) τ <[τ] 強(qiáng)度滿足要求 7.卷筒強(qiáng)度校核 7.1彎曲應(yīng)力： Pb=0.96×Fmax×(1/δ3×D)0.5=89.3MPa 7.2壓縮應(yīng)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(yīng)力： P=（Pb2+PD2）=267.4MPa 7.4許用應(yīng)力：[P]=0.9σs=0.9×325=292.5MPa P＜[P],強(qiáng)度滿足要求。 8.輸入軸制動力矩校核: 電機(jī)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(qiáng)度校核： 聯(lián)軸器尼龍棒的剪應(yīng)力： T=9550×P/n=709.8N·m F=2T/D=6453N τ=F/ n A=0.64MPa＜【τ】=11MPa（見《機(jī)械設(shè)計手冊》機(jī)械版P41-117）。 式中的D為圓柱銷所在的直徑φ220mm； T為工作負(fù)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(qiáng)度滿足要求。 10.鍵聯(lián)接的強(qiáng)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(yīng)力 P N/mm2 P= 2000T/D·h1l·11.5 189.5 許用擠壓應(yīng)力 [P] N/mm2 表25.2-3 200-250 校核結(jié)果 P<[P],P過<[P過] 強(qiáng)度滿足 參考資料: 1. 機(jī)械工業(yè)出版社:《機(jī)械設(shè)計手冊》第二版 2. 化學(xué)工業(yè)出版社:《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版