英文文獻翻譯學(xué) 生 姓 名： 學(xué) 院： 機電工程學(xué)院 專 業(yè) 及 班 級 ： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 號： 指 導(dǎo) 教 師 ： 年 5 月 24 日拖網(wǎng)絞車的計算和實驗分析桶變形弗拉基米爾·索洛維約夫堪察加職業(yè)技術(shù)學(xué)院，列寧格勒 37 街，堪察加彼得羅巴甫洛夫斯克 683003 ，俄羅斯亞歷山大 切爾尼亞夫斯基南烏拉爾州立大學(xué)，應(yīng)用力學(xué)系， 76 列寧大街，車?yán)镅刨e斯克 454080 ，俄羅斯摘要使用重型絞車拖網(wǎng)必要時會引起絞車桶產(chǎn)生被稱為'滾動''塑性變形。數(shù)值分析表明，產(chǎn)生這種變形主要的原因是因為電纜層的壓力，而其他原因，例如，每次桶彎曲和扭轉(zhuǎn)在繩筒接觸點附近壓力的“波動”這是一個小因素。我們在不同的因素（桶的尺寸，材料特性，繩屬性和負(fù)載水平）上的應(yīng)變積累率的影響進行了分析。所描述的方法提供了新的絞車卷筒設(shè)計和現(xiàn)有絞車負(fù)載限制。新繩索張力計和專用軟件的開發(fā)，可以幫助拖網(wǎng)漁船主預(yù)測導(dǎo)致桶產(chǎn)生塑性變形的原因。關(guān)鍵詞：拖網(wǎng)絞車 實力 耐久力 繩張力計1.簡介工業(yè)捕魚需要增加拖網(wǎng)速度和深度。 600-800 米深處往往是必要的，有的海鮮需求深度可達 2000 米。隨著拖網(wǎng)速度的增加，例如，4-6 個結(jié)（約 11 公里/小時）。增加的流體動力學(xué)阻力和重量使拖網(wǎng)系統(tǒng)傳遞負(fù)載至甲板機械，強迫它持續(xù)在其能力的極限工作。一對拖網(wǎng)漁船關(guān)鍵件裝備的是絞車卷桶。這些卷桶都相當(dāng)大，最多可容納繩子 3 公里，直徑在 25-30 毫米，所以產(chǎn)生變形了的卷桶不能在海上修復(fù)或更換。盡管一些設(shè)計和技術(shù)的差異，所有的檢查桶（俄羅斯建造的絞車 LETR 2-3 和 2-5 LETR，波蘭 WTJ-12.5 等），可以減少到一個單一的方案。圖 1 示出 WTJ-12.5 絞車和 12.5 噸拉力桶安裝在一個 5500 噸排水量的冰箱上。所述卷桶由一個主軸和兩個法蘭（具有 495 毫米的外徑和內(nèi)為 420 毫米的圓盤）組成。拖網(wǎng)和拖網(wǎng)漁船周期的提升循環(huán)加載導(dǎo)致卷桶變形。這種變形，由虛線在圖 1 中表示。這種變形導(dǎo)致槍管主軸和凸緣之間，槍管和周圍結(jié)構(gòu)（剎車，支架等）裂紋的產(chǎn)生，破壞料筒軸承。我們觀察到的所有的堪察加的漁船，大約每年以防止制動器，軸承等的接觸和斷裂，約 10％的要求圓筒的修復(fù)（或替換）是因為裂化。圖、1.桶和它的變形方案。2.計算和結(jié)果繩張力導(dǎo)致扭力筒主軸和彎曲。筒的彎曲最大的時是繩索是在主軸長度的中間。由于筒體旋轉(zhuǎn)的一個事實，即制動器和齒輪離合器驅(qū)動筒體位于其相對側(cè)（圖 1），與此相關(guān)的彎曲和扭轉(zhuǎn)機械應(yīng)力變化周期在桶的任意點。除此之外，由于額外的壓力接觸繩索和桶之間的相互作用可以預(yù)期：應(yīng)力峰值相對形成小的接觸點，并通過繩索纏繞張力下產(chǎn)生均勻的壓力的應(yīng)力附近（整個線圈可以包含最多 25 繩層）。應(yīng)力和強度下面給出的數(shù)值估計是為 12.5 噸的絞盤 216 兆帕屈服應(yīng)力和 432 兆帕的極限強度鋼算出。通過材料的強度公式進行簡單的估計（參見，例如[1]）說明，最大彎曲應(yīng)力不超過 18兆帕，所以彎曲不是塑性變形的主要來源。也可以這樣說，大約扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生約 5 兆帕。接觸應(yīng)力的計算和要求數(shù)值分析的使用是非常困難的。這些類型的應(yīng)力的危險在于，由于筒的旋轉(zhuǎn)在圓周方向上的接觸點的運動連接，并在由于與繩筒的漸變填充軸線方向在'滾動''時如果應(yīng)力足夠大，這樣的運動可能會導(dǎo)致桶的塑性變形。數(shù)值模型包括針筒，卷繞繩索和繩索件在負(fù)載下（圖 2）。我們對這些進行了調(diào)查與有限元分析的幫助。桶被視為線性彈性各向同性體，繩作為線性彈性各向異性體。鋼絲繩在軸向的彈性模量被選為測量伸長的工作量下的基礎(chǔ)上（1％伸長率使用;在[2,3]得到的 0.4-1.6％的值的實驗結(jié)果）;在橫向方向上的彈性模量，吸收比在軸向方向上低 5-10 倍。此一量的精確值對計算結(jié)果的影響不大。繩包裹層通過適當(dāng)?shù)母飨虍愋詮椥怨腆w缸進行建模。 ANSYS 有限元碼被用于計算。計算應(yīng)力出現(xiàn)令人驚訝的小--不大于 5 兆帕，主要是由于傷口繩索的相對小的剛性（注意的是，根據(jù)該絞車手動，至少兩個卷繞層必須保持在桶） 。因此，在桶變形這些應(yīng)力的影響力并不明顯。高應(yīng)力在這種情況下，塑性變形的主要來源是從預(yù)拉伸繩的層的桶壓。在計算此任務(wù)類似于加熱不均勻的計算，其中繩索的預(yù)張力由熱收縮建模。這種收縮從高層變化到低層因為在水較短拖網(wǎng)繩具有較小的水力阻力和重量，所以在拖網(wǎng)吊裝繩牽引下降達2-3 倍[4]。因此，該計算方案是一個兩層圓筒：內(nèi)層一個是，而外繞繩索的鋼筒'冷卻''模仿預(yù)應(yīng)力條件。冷卻，從絞車手工拉出和實驗數(shù)據(jù)[4]上.在拖網(wǎng)曳引采取力在最大的基礎(chǔ)上計算如何減小此力。假設(shè)兩個桶和繩索是完全彈性的，這個任務(wù)可以解析地求解已知解決方案的基礎(chǔ)上（例如參見[5]）圖。將溶液 3 所示的結(jié)果：只要卷繞六層最大絞車，一些塑性變形必須出現(xiàn)。隨后的彈塑性分析，不能滿足解析和再次使用 ANSYS 軟件的數(shù)值解。系統(tǒng)的為的主要特征是高的應(yīng)力并不意味著斷裂立即發(fā)生; 由于塑性變形減小了繩產(chǎn)生的壓力在筒半徑甚至出現(xiàn)一個小的下降;相應(yīng)地減少應(yīng)力停止塑性變形時的壓力和桶的阻力位是平衡的。在隨后的周期中的鋼索繞在一個已經(jīng)'減少'桶，但拉力，從而預(yù)張力是獨立于筒半徑。在筒半徑的彈性縮短和其軸向長度的連接伸長被限制在拖網(wǎng)曳引的一個周期。然而，這樣的改變會累積周期數(shù)。圖 4 示出與循環(huán)數(shù)的槍管計算伸長的一個例子。如果桶的材料強化變形足夠大，也就是說，如果材料的極限強度適當(dāng)提高會發(fā)生一些周期后的穩(wěn)定。計算結(jié)果采用拖網(wǎng)萬桶檢查絞車 WTJ-12.5 變形測量，為巴甫洛夫斯克船廠提交從 2010年二月到六月卷桶維修。絞車修理表明筒體凸緣外點之間的距離增加比所述筒體的內(nèi)部部分的伸長較高（約 1.5 倍），因為彎曲的凸緣的調(diào)查 - 見圖.1.有一些情況下，機筒和凸緣之間的裂縫和桶之間的差異變形都相當(dāng)高，主要原因是看似沒有準(zhǔn)確的負(fù)載固定在絞車上。此外，該筒的收縮既不嚴(yán)格軸對稱也不對稱相對于桶中平面（兩個桶式測量結(jié)果表示在圖 5 由細線;段表示從對稱最大偏差）。然而，在計算出的半徑減小了桶的中間部分，附近的實測筒體凸緣鄰近.Deviations 與特定的載荷因子連接（上圖的粗實線 5 表示計算而細線代表被測圓筒型材。）上從繩子纏繞該飾面層的凸緣壓力（參照圖 6）。盡管有用于形成繩層的特殊裝置，精軋卷繞落入前述包裝和凸緣之間的間隙但還是會導(dǎo)致在凸緣附加力和彎曲桶形。采用有限元分析這種力量和相應(yīng)的應(yīng)力計算）。有必要要記住的是在繩的不同層這些載荷被施加到不同的點。還有一種改進的數(shù)值模型，考慮到這些額外的負(fù)荷和應(yīng)力，得到與實驗一致（圖粗虛線 5）。除了協(xié)議中的變形，該模型預(yù)測的地方被發(fā)現(xiàn)使用的桶裂縫一樣最大應(yīng)力的點。經(jīng)過測試的數(shù)值模型允許不夠準(zhǔn)確估計每桶應(yīng)變積累與循環(huán)數(shù)，如圖 4.關(guān)于這種結(jié)果的主要問題是伸長是否循環(huán)和什么之后停止長度的增加。有限元計算是很費時的，更方便的方法是使用''勒索理論''[6,7]，這給出了一個直接的方式來估計承載能力而不用進行周期的計算。這個理論的一個優(yōu)點是相對簡單的計算，可累積材料的性能和結(jié)構(gòu)的尺寸的應(yīng)變的依賴性（在這種情況下桶伸長和半徑減少）上的研究。比較逐周期計算的缺點是一個未知的速率應(yīng)變積累;只有經(jīng)過無數(shù)次的周期可以發(fā)現(xiàn)應(yīng)變，循環(huán)必要數(shù)量仍然不明。如果我們試圖做一個桶有足夠長的壽命，這是有用的一種方法。省略計算的細節(jié)，在圖中的實線。圖 7a 對應(yīng)于所分析的桶中使用的材料的應(yīng)力 - 應(yīng)變圖。虛線給出設(shè)想的 1.5 倍強材料，并且虛線表示多兩倍的強度。圖 2b 表示桶后視繩彈性率 E 1（高 ?1 對應(yīng)于較硬繩）無數(shù)次計算的伸長率（使用勒索的做法）;實線示出本發(fā)明材料結(jié)果的，而點劃線和短更有力的那些（參見圖 7a）。為了比較，圖圖 7c示出了卷筒延伸的第一個周期后，通過有限元分析計算的結(jié)果。3.討論計算結(jié)果相似于圖所示。圖 7b 可以用來尋找最小的強度筒材料（即最便宜的），同時提供適當(dāng)?shù)南拗粕扉L。這也證明了桶的表面硬化不利于延伸問題的解決：所有材料必須是因為高應(yīng)力內(nèi)（最接近車軸）。如果材料不變，計算出 25 毫米（雙）厚度的增加變形仍比那些要求維修更大，因此增加桶的壁厚也無效：有趣的是，在第一個周期 D L 1（圖 7c）與伸長眾多周期 D L 最大后后比較伸長（圖7b）。第一（D L 1）隨繩索的剛度減小，而第二（D 升最大），反之，增加。其原因在于，可以通過硬繩產(chǎn)生最大壓力大于由拉伸繩索，但與的筒（半徑減?。┳冃谓┯怖K索拉力減小比柔性繩索的速度更快?？紤]到桶在每個周期的變形，有可能表明僵繩應(yīng)變積累在第一周期將減少，但在周期數(shù)增加時將繼續(xù)下去。需要注意的是操作過程中隨著繩索伸長的繩的剛度增加。像上面所示的計算可以用在絞車設(shè)計（或修理），以選擇用于絞車桶合適的材料。在有些情況下，當(dāng)桶已經(jīng)由鋼不夠強，以消除最大負(fù)荷下應(yīng)變積累制成。作為緩和，有可能提供給約束最大加載 - 但在某些情況下，最大負(fù)載能力可以是用戶需要。為了幫助拖網(wǎng)主要解決這個問題，硬件和軟件的特定組合的開發(fā)[8]。它由繩子張力計，軟件，預(yù)測筒在繩索被拖拉的壓力，并且計算以確定在給定的壓力桶是否會發(fā)生變形，。繩索拉力計使用應(yīng)變傳感器（tensometers）安裝在上滑輪（圖 8）的空心軸內(nèi)。儀表放在那里在不打擾他們的船員得到很好的保護下工作。八個傳感器的特殊連接模式提供有關(guān)索張力的信息，即使在繩索和甲板之間的未知角度的情況下 ，也可以利用傳感器信號計算。一個放大器和發(fā)射機安裝在空心軸內(nèi)傳送數(shù)字形式的信號到在甲板室的接收機中。預(yù)測塑性變形發(fā)生的軟件不僅測量繩索拉力 - 它包括一個模型，考慮到耐水性和拖網(wǎng)系統(tǒng)和繩索的重量計算。以及塑性變形的預(yù)測，該軟件解決了一個更重要的任務(wù)：它是否可以在給定的深度和速度使用拖網(wǎng)漁船定拉力提供的拖網(wǎng)。四，結(jié)論數(shù)值分析揭示了重型絞車桶變形的原因：覆蓋材料桶的總?cè)莘e纏繞繩索原因塑性應(yīng)變的分布均勻的壓力、接觸應(yīng)力的'跑點'附近的繩索和桶，桶彎扭之間的接觸點的重要性。應(yīng)變（桶伸長率）與循環(huán)次數(shù)的增加，和應(yīng)變積累速率取決于桶的尺寸，材料，繩索拉力和繩剛度?？梢园l(fā)現(xiàn)，所描述的數(shù)值模型允許選擇適當(dāng)?shù)模ㄗ銐驈姶?，但最便宜的）材料，以消除這一問題。對于絞車已在使用負(fù)載限制以避免應(yīng)變積累。硬件和軟件的特殊組合通知拖網(wǎng)主有關(guān)塑性變形的可能性，并幫助他決定怎樣限制負(fù)載（下降速度，提升拖網(wǎng)），或使用滿負(fù)荷能力。參考文獻[1]季莫申科 S.材料強度。第 1 部分和第 2 部分第 3 版?？死锔窬瓢晒? 1983 年1010pp。 ISBN-10：0898746213. 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Currently, marine winch, which is high performance, high reliability: such as submersible transportation system, oceanographic survey hydrographic winch, platform crane, still relies on import in our country. So designing marine winch by ourselves is extremely urgentAccording to the marine winch and the condition of the transmission principle of winch drive system, this design analyzes ,calculates and check winch drive system ,including: drum winch rope winding calculation, winch drum size calculation and calculation of the motor selection, reducer selection calculation, type selection calculation of bearing, gear design and calculation of transmission, drum strength calculation and winch base check.By a series of calculation, 1500 meters of the marine prospecting winch main drive system can meet requirements of the task book and related standards. And it has many advantages, for instance, simple structure, high efficiency, strong ability of adapt and so on.Key Words：winch；gear transmission；tumbling cylinderiii目 錄第一章 緒論………………………………………………………………………11.1 課題背景及研究的意義…………………………………………………………11.2 國內(nèi)外相關(guān)研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢………………………………………………21.2.1 國內(nèi)海洋探礦絞車研究現(xiàn)狀……………………………………………21.2.2 國外海洋探礦絞車研究現(xiàn)狀……………………………………………21.2.3 國內(nèi)外海洋探礦絞車的差距……………………………………………21.2.4 海洋絞車發(fā)展趨勢………………………………………………………31.3 本課題的主要研究內(nèi)容…………………………………………………………3第二章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)方案的設(shè)計…………………………………42.1 海洋探礦絞車的主要技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)及設(shè)計原則………………………………………42.1.1 海洋探礦絞車的使用工況…………………………………………………42.1.2 主要技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)及設(shè)計原則……………………………………………………42.2 各類海洋探礦絞車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)…………………………………………………52.2.1 多電機+多行星減速器+固定輪系+主軸支撐……………………………52.2.2 多電機+多減速器+固定輪系+轉(zhuǎn)盤軸支撐…………………………………62.2.3 多電機+固定輪系+行星減速器+主軸支撐…………………………………82.2.4 多電機+多行星減速器+固定輪系+轉(zhuǎn)盤軸支撐……………………………9 2.3 海洋絞車傳動系統(tǒng)方案的分析選擇………………………………………………10 第三章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)主要部件參數(shù)計算………………………113.1 主要性能指標(biāo)………………………………………………………………………113.2 絞車滾筒尺寸………………………………………………………………………113.3 電動機和減速器的選取……………………………………………………………143.3.1 電動機的選取………………………………………………………………143.3.2 減速器的選取………………………………………………………………163.4 固定輪系設(shè)計計算…………………………………………………………………163.4.1 輪齒受力分析………………………………………………………………173.4.2 選擇齒輪材料………………………………………………………………173.4.3 初步確定主要參數(shù)…………………………………………………………173.4.4 齒面接觸強度核算…………………………………………………………203.4.5 輪齒彎曲強度核算…………………………………………………………22 iv第四章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………264.1 滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度計算…………………………………………………………264.1.1 滾筒強度常規(guī)計算…………………………………………………………26 4.1.2 滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………………………274.2 機架結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度計算…………………………………………………………284.2.1 軸承座 ……………………………………………………………………28 4.2.1 左支架設(shè)計…………………………………………………………………294.2.2 右支架設(shè)計…………………………………………………………………294.2.3 主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………………304.3 軸承選型與壽命計算………………………………………………………………31第五章 結(jié)論……………………………………………………………………………33參考文獻……………………………………………………………………………………34致謝…………………………………………………………………………………………35附錄………………………………………………………………………………………36- 1 -第一章 緒論1.1 課題背景及研究的意義隨著世界經(jīng)濟的迅猛發(fā)展，能源的消耗量也在大幅度的增長。我國從改革開放以來，國家的工業(yè)化不斷提高，能耗企業(yè)也相對增多，對能源的開發(fā)和利用日益緊迫。隨著陸地資源的枯竭，越來越多的國家將眼光投向海洋。“21 世紀(jì)是海洋的世紀(jì)”。海洋科技的發(fā)展是認(rèn)識、開發(fā)、利用海洋的關(guān)鍵。海洋科技作為當(dāng)今世界三大尖端科技之一，它的發(fā)展已成為體現(xiàn)一個國家當(dāng)代科技發(fā)展水平和綜合國力的重要特征。如今，世界各國在海洋上的競爭比歷史上任何時期都要激烈，而這個競爭實質(zhì)上就是高新技術(shù)的競爭。美國、日本、俄羅斯、法國、英國等許多國家都把海洋開發(fā)定為基本國策，競相制定海洋科技戰(zhàn)略計劃，開發(fā)規(guī)劃、優(yōu)先發(fā)展深海高新技術(shù)，以加快本國海洋開發(fā)的進程與力度。我國海岸線十分長，海洋資源豐富，并且很多資源尚未開發(fā)。但我國深?？碧郊夹g(shù)發(fā)展迅速，但和國外頂級技術(shù)相比差距明顯。尤其在進入新世紀(jì)以來，我國經(jīng)濟一直呈現(xiàn)高速增長態(tài)勢，對石油天然氣的需求巨大。開發(fā)海上石油天然氣資源，更好地服務(wù)于國民經(jīng)濟發(fā)展，已成為國家石油公司的責(zé)任。但與此同時，技術(shù)生產(chǎn)的落后，在一定程度上阻礙了國家石油公司進軍海洋油氣資源領(lǐng)域的步伐。對于海洋勘探開發(fā)技術(shù)的研發(fā)工作方向，應(yīng)本著立足國內(nèi)、面向世界的原則。一是大力發(fā)展海洋油氣地質(zhì)勘探技術(shù)，完善海洋勘探理論；二是發(fā)展深水開發(fā)工程技術(shù)。海洋絞車作為深海測量和勘探的重要設(shè)備，在各類探索、研究、開發(fā)海洋資源的調(diào)查研究中是必不可少的。絞車傳動系統(tǒng)作為整個海洋絞車的核心部件，為絞車提供足夠的動力和扭矩，并為其儲存臍帶纜，絞車的滾筒容纜量直接決定探礦的深度。目前我國用于潛水器調(diào)運系統(tǒng)，海洋調(diào)查水文絞車、海洋平臺起重機等重要度較高的高性能、高可靠性海洋絞車還較多的依賴進口。因此設(shè)計出國產(chǎn)裝備的海洋絞車迫在眉睫。本課題就是基于這樣一種想法，以 SolidWorks 軟件為設(shè)計平臺，進行 1500 米海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)的虛擬設(shè)計（包括機構(gòu)設(shè)計，虛擬裝配），希望能為絞車設(shè)計的設(shè)計研發(fā)人員提供新的設(shè)計思路，為我過的海洋資源的開發(fā)貢獻一點綿薄之力。- 2 -1.2 國內(nèi)外相關(guān)研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢1.2.1 國內(nèi)海洋探礦絞車研究現(xiàn)狀絞車是指用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條用來提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備，主要用于各類礦場，屬于起重機的一種。我國海洋絞車主要經(jīng)歷了仿制，自行設(shè)計兩個階段。我國在海洋勘探絞車研究領(lǐng)域起步較晚，主要是學(xué)習(xí)國外的先進經(jīng)驗，在學(xué)習(xí)的同時依照礦用絞車進行自主設(shè)計。例如株洲立達公司參考丹麥 MacArtney 絞車傳動結(jié)構(gòu)而設(shè)計出設(shè)計的一款絞車。2010 年寶石機械公司研發(fā)出我國首臺自主研發(fā)的海洋鋪管絞車，填補了國內(nèi)技術(shù)空白。但因為研究時間并不長，所以我國現(xiàn)在對海洋絞車沒有形成完整，規(guī)范的設(shè)計體系，主要根據(jù)《機械設(shè)計手冊》進行類似的設(shè)計計算。1.2.2 國外海洋探礦絞車研究現(xiàn)狀國外絞車研究較早，礦用絞車應(yīng)用十分普遍，生產(chǎn)廠家也很多。雖然海洋絞車發(fā)展時間并不長，但其他國家，例如美國、日本、瑞典憑借在礦用絞車領(lǐng)域成熟的經(jīng)驗和先進的技術(shù)，在海洋絞車研究方向走在世界前列。例如丹麥 MacArtney 公司的新一代海洋絞車（MERMAC R40AHC 型，）主傳動系統(tǒng)以及英國的 Slingsby Aviation 公司生產(chǎn)的絞車，其結(jié)構(gòu)形式基本上都是經(jīng)過反復(fù)優(yōu)化設(shè)計，并經(jīng)過實踐檢驗的。許多國外制造商應(yīng)用計算機輔助設(shè)計系統(tǒng)及模塊化設(shè)計，盡量使用標(biāo)準(zhǔn)件組合安裝，減少非標(biāo)準(zhǔn)件的加工制造，這樣做有助于減少成本。1.2.3 國內(nèi)外海洋探礦絞車的差距海洋探礦絞車與礦用絞車有明顯的不同，重點體現(xiàn)在起吊纜的不同，陸用絞車主要采用鋼絲繩，海洋探礦絞車通過臍帶纜和遙控水下機器人（Remotely Operated Vehicle,ROV）相連，從母船獲得動力并傳輸信息，這條纜通常也是 ROV 的起吊纜。2014 年中天科技深海臍帶纜研制成功，填補了國內(nèi)空白，這無疑是國產(chǎn)海洋絞車研究的福音。就多數(shù)海洋勘探絞車而言，快繩拉力不大，電機功率也不算很大，但到目前，我國海洋絞車仍需從國外進口。起初，參照國外海洋勘探絞車的技術(shù)參數(shù)系列（容繩量、鋼（電）纜直徑、負(fù)載、上升速度、滾筒尺寸、重量等項目）來設(shè)計和檢驗我們自主設(shè)計的海洋絞車，但總是難如人意。主要原因在于海洋探礦絞車與陸用起重機不同，海洋探礦絞車的起重系統(tǒng)要經(jīng)常在海洋上動蕩不安的場合下工作，絞車負(fù)荷在吊升過程中都會在很大的范圍內(nèi)變化，因此，我們的設(shè)計必須超越以往陸用起重機的標(biāo)準(zhǔn)，充分考慮到各個方面。- 3 -1.2.4 海洋絞車發(fā)展趨勢隨著科技技術(shù)的發(fā)展，海洋絞車主要向以下幾個方向發(fā)展：1、高功率重量比：同樣性能和功率的絞車，重量越輕越好，體積也要越小越好，這樣可以便于運輸、安裝。2、高度的可靠性：海洋絞車的工作環(huán)境是在海洋上，并且海洋調(diào)查多為連續(xù)工作，所以要求絞車在出海期間無故障，保證工作順利。因此現(xiàn)在的海洋絞車結(jié)構(gòu)越來越簡單，以此來保證高度的可靠性。3、高效率、低噪聲、免維修。1.3 本課題的主要研究內(nèi)容（1）通過對深海絞車的功能原理及絞車設(shè)計的原則了解，并在研究大量國內(nèi)外有關(guān)深海絞車的設(shè)計、使用等方面的資料基礎(chǔ)上，確定了深海絞車傳動系統(tǒng)的主要組成形式，并設(shè)計深海絞車傳動系統(tǒng)的方案。（2）通過借鑒國內(nèi)外先進絞車參數(shù)，確定深海絞車傳動系統(tǒng)的基本參數(shù)，同時對絞車傳動系統(tǒng)的主要組成部件如電動機、滾筒、減速器、齒輪進行參數(shù)設(shè)計。（3）根據(jù)深海絞車的使用環(huán)境及工作要求的需要，完成深海絞車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計，分別對深海絞車傳動系統(tǒng)的主要部件如變速系統(tǒng)總成和滾筒軸總成進行設(shè)計；對組成絞車傳動系統(tǒng)的主要零件如滾筒軸、滾筒進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計，并在 SolidWorks 中對其進行三維建模。（4）用有限元軟件建立深海絞車傳動系統(tǒng)主要零件滾筒、滾筒軸及滾筒軸裝配體的有限元模型，科學(xué)合理的確定它們的約束條件、載荷分布，對滾 筒、 滾筒軸 和滾筒軸裝配體進行了有限元計算分析，從有限元分析結(jié)果中分析滾筒和滾筒軸設(shè)計是否滿足絞車的正常工作要求。- 4 -第二章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)方案的設(shè)計2.1 海洋探礦絞車的主要技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)及設(shè)計原則2.1.1 海洋探礦絞車的使用工況海洋探礦絞車是起升系統(tǒng)的主要設(shè)備，它的主要任務(wù)是用來起、下海洋測量儀器；懸持靜止的設(shè)備?？刂圃O(shè)備起吊的速度，同時儲存臍帶纜。海洋絞車主要在海洋上工作，需要適用于 4 級以下海況。 2.1.2 主要技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)及設(shè)計原則根據(jù)海洋絞車的工作環(huán)境特點，有很多與起重機不同的特殊要求。為滿足這些要求，參考相關(guān)資料后，我們對于海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)設(shè)定了以下技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)及設(shè)計原則。其內(nèi)容應(yīng)為較大的負(fù)載儲備；連續(xù)的無極調(diào)速；較好的的低速性能；可控的高速投放；靈便的操作方式；高度的可靠性；高功率重量比等等。具體說明如下：（1）較大的負(fù)載儲備：海洋情況復(fù)雜，有時需要迅速起吊投放重物，因此需要足夠的負(fù)載儲備。絞車應(yīng)具有足夠強度和剛度的支架和底座，傳動部分要有嚴(yán)密的防護罩，并應(yīng)潤滑充分，在結(jié)構(gòu)安排上應(yīng)保證易損件拆修簡便。（2）連續(xù)的無極調(diào)速：絞車轉(zhuǎn)速從 或者相反，能夠連續(xù)不間斷的變化，0maxV?同時起吊重量不受太大的影響，功率損失不大。（3）較好的的低速性能：被吊物起吊時速度從 0 開始、似動不動、微動、慢動、到低速上升，或者做相反的運動過程，就是說在上述靠近 0 速為起點或終點的低速區(qū)段，必須是能連續(xù)的平滑的變化，而且是可控的，不得有抖動、爬行、突變等現(xiàn)象。所謂的“極佳的低速性能”描述的就是這個過程。尤其對于被吊物是貴重的海洋儀器，應(yīng)盡量避免磕碰。海洋絞車有這種性能尤為重要。因此我們采用變頻調(diào)速電機。（4）靈便的操作方式：絞車滾筒有正反向轉(zhuǎn)動和剎車停止三種運動狀態(tài)，而轉(zhuǎn)動速度必須是要可調(diào)的。符合人們工作習(xí)慣的操作方式可以在緊急狀況下有效地控制絞車，避免錯誤操作帶來的損失。（5）高度的可靠性：由于工作環(huán)境是在海洋上，情況比較復(fù)雜。并且一般的海洋調(diào)查時多為連續(xù)工作，所以要求絞車在出海期間無故障，保證工作順利。再則，海況變化非常快，有時工作期間，遇上惡劣海況時，必須迅速將調(diào)查儀器吊回船上，這樣，就要求絞車隨時都能準(zhǔn)確無誤的工作。傳動鏈越短，機構(gòu)越簡單，出現(xiàn)故障幾率就會越低，我們的設(shè)備就會越可靠，同時我們選用的電機防護等級應(yīng)比較高，確保受環(huán)境影響低。- 5 -（6）高功率重量比：同樣性能和功率的絞車，重量越輕越好，在滿足需求的情況下盡量選擇質(zhì)量較小的材料。2.2 各類海洋探礦絞車傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理2.2.1 多電機+多行星減速器+固定輪系+主軸支撐丹麥 MacArtney 公司的新一代海洋絞車（ MERMAC R40AHC 型，）主傳動系統(tǒng)采用的就是這種結(jié)構(gòu)形式，如圖所示。每臺電機的主軸直接與 1 臺行星減速器相連，每個行星減速器輸出軸上安裝 1 個小齒輪，6 個小齒輪以外嚙合方式同時驅(qū)動 1 個大齒輪（6 個小齒輪和 1 個小齒輪形成 1 個固定輪系減速），大齒輪直接安裝在卷筒上，絞車卷筒通過主軸支撐在機架上。這種傳動方案的機械傳動原理如圖 2.2 所示。圖 2.1 MERMAC R40AHC 型- 6 -圖 2.2 多電機+多行星減速器+固定輪系+主軸支撐的傳動原理圖2.2.2 多電機+多減速器+固定輪系+轉(zhuǎn)盤軸承支撐英國的 Slingsby Aviation 公司生產(chǎn)的絞車（圖 2.3）就是采用這種結(jié)構(gòu)形式，即 2臺電機分別連接 2 臺減速器，再通過中間傳動件驅(qū)動 2 個小齒輪，2 個小齒輪驅(qū)動轉(zhuǎn)盤軸承外齒圈（形成固定輪系），絞車卷筒直接固定在轉(zhuǎn)盤軸承外圈上，轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)圈固定在機架上，絞車卷筒是通過 2 個轉(zhuǎn)盤軸承支撐在機架上，不需要卷筒主軸。如圖 2.4 所示，這種傳動結(jié)構(gòu)的絞車將電機反向布置在卷筒的下方，可以縮短絞車軸向尺寸，或增大卷筒長度以增大纜繩儲繩量；該結(jié)構(gòu)直接通過 2 個大的轉(zhuǎn)盤軸承將卷筒與機架相連，卷筒不需要通過主軸支撐，減少了卷筒主軸，簡化了主軸結(jié)構(gòu)，降低了轉(zhuǎn)動慣量；因電機布置在卷筒下方，工作時卷筒會承受一定的側(cè)應(yīng)力。- 7 -圖 2.3 英國 Slingsby Aviation 單卷筒一體化絞車圖 2.4 多電機+多減速器+固定輪系+轉(zhuǎn)盤軸承支撐方案傳動原理圖- 8 -2.2.3 多電機+固定輪系+行星減速器+主軸支撐株洲立達公司曾做過類似這種傳動結(jié)構(gòu)形式的煤礦絞車，與此不同的是株洲立達采用的多臺（6 臺）液壓馬達驅(qū)動而不是多臺電機驅(qū)動絞車。這種傳動結(jié)構(gòu)形式實際上是將丹麥 MacArtney 絞車傳動結(jié)構(gòu)的 1、2 級傳動反過來做，即電機連接小齒輪，小齒輪驅(qū)動大齒輪，大齒輪與行星減速器輸入軸連接，行星減速器輸出軸與卷筒連接。這種傳動方案的機械傳動原理如圖 2.5 所示。圖 2.5 多電機+固定輪系+行星減速器+主軸支撐方案傳動原理圖2.2.4 多電機+多行星減速器+固定輪系（內(nèi)嚙合）+轉(zhuǎn)盤軸承支撐這種傳動結(jié)構(gòu)是在綜合上述幾種傳動結(jié)構(gòu)之后的提出擬采用的一種新的傳動結(jié)構(gòu)形式（如圖 2.6 所示），第 1 級傳動采用方案 1 中電機直接連接行星減速器，第 2 級的固定輪系傳動采用齒輪內(nèi)嚙合形式，即多個小齒輪同時驅(qū)動轉(zhuǎn)盤軸承的帶齒輪內(nèi)圈，卷筒固定在轉(zhuǎn)盤軸承內(nèi)圈上，轉(zhuǎn)盤軸承外圈固定在機架上，絞車卷筒通過 2 個轉(zhuǎn)盤軸承進行支撐。這種傳動方案的機械傳動原理如圖 2.7 所示。- 9 -圖2.6 多電機+多行星減速器+固定輪系（內(nèi)嚙合）+轉(zhuǎn)盤軸承支撐模型圖圖2.7 多電機+多行星減速器+固定輪系（內(nèi)嚙合）+轉(zhuǎn)盤軸承支撐傳動原理圖- 10 -2.3 海洋絞車傳動系統(tǒng)方案的分析選擇經(jīng)過上述四種方案的具體分析論證，擬定的絞車傳動系統(tǒng)采用多電機+多行星減速器+固定輪系+主軸支撐，即丹麥 MacArtney MERMAC R40AHC 型海洋絞車主傳動系統(tǒng)。但經(jīng)過分析，行星減速器并不能很好地滿足本次設(shè)計的要求，因此我們選用擺線針輪減速器代替行星減速器。用 SolidWorks 初步設(shè)計草圖如下：圖 2.8 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)裝配圖- 11 -第三章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)主要部件參數(shù)計算3.1 主要性能指標(biāo)根據(jù)任務(wù)書書確定的主要性能指標(biāo)如下：1、適用于 4 級以下海況2、安全工作載荷：100KN3、最大靜張力(卷筒載荷)：160KN4、公稱速度：60m/min5、儲纜卷筒容繩量： 170m6、纜繩直徑： 327、主動升沉補償能力： ?8、驅(qū)動方式：交流變頻電驅(qū)動,2 臺變頻器驅(qū)動 4 臺電機的驅(qū)動方式9、卷筒直徑與長度： 1065?10、卷筒法蘭直徑： 7fDm?11、變頻電機功率： 4KW3.2 絞車滾筒尺寸根據(jù)直徑 臍帶纜最小彎曲半徑要求,確定卷筒直徑為 。32dm? 120Dm?深海絞車與礦用絞車不同，深海絞車?yán)K纜不依靠固定裝置固定繩纜，而是依靠繩纜與卷筒之間的摩擦力，因此當(dāng)絞車達到最大深度，卷筒上仍需保留一層繩纜。基于深海海洋絞車探測深度需達到 ，當(dāng)達到最大深度時，卷筒上仍需保證一定150Hm?的儲纜量，按儲纜總層數(shù) 計算,纜繩長度初步設(shè)計為 , 則卷筒儲纜 8 層8n170sL?直徑為：………………………………………………(3.1)81203217D????先大致估算絞車卷筒長度 jL根據(jù)文獻資料[8]分析卷筒及臍帶纜尺寸取給定符號為：纜索長度 ，卷筒槽型槽距 ，卷筒初始直徑 、纜索直徑34p?D、纏繞各層的長度 …… 、纜索的總層數(shù)d1L2nn- 12 -圖 3.1 纏纜示意圖通過數(shù)學(xué)分析得：第1層纏繞長度（按其中心線）：………………………………………(3.2)1()jLDdp???第2層纏繞長度：………………(3.3)2(3)(1(31)()j jLLddpp?????????對下一（ ）層：n當(dāng) 為奇數(shù)時…………………………………(3.4){[(1)3]}jnDdLLp????當(dāng) 為偶數(shù)時n………………………………(3.5){[(1)3]}(1)jn dp????全部繞層的長度和應(yīng)等于給定纜索長度，進行相應(yīng)的計算：……………………………………………(3.6)128.sLL?此時：………………(3.7)(43)(1)463)j jsDdDdpp??????- 13 -化簡得：…………………………(3.8)(823)(4163)jsLDdDdp??????由此得到：……………………………………………(3.9)[(416)]823sj pLd??參考《機械設(shè)計手冊》可知，類似尺寸的礦用絞車槽距 ，深海絞車?yán)p纜，36p?排纜更為精密，因此 4p?……………(3.10)[170(1203162)]4163088jL m?????考慮一定的誤差，取卷筒長度1650jLm?卷筒底層能存儲纜繩列數(shù)為：列1348.2??卷筒每層儲纜長度為：11()3.42815.7LDdmm????21[]().4290.?????31(33.85.Ld???4 1[)]()9.27406.Dmm?????51(3.53081.Ld???61[)]()9.472.3?????71(356.85.LDdmm???- 14 -8 1[(73)]()3.4620739LDdmm???????卷筒總共的儲纜長度可達128.70.9s L若按卷筒儲纜長度 1700m 計算，最外層無需儲滿，合乎實際需要。按照 CB* 3128-82 船舶技術(shù)絞車設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，卷筒法蘭高度必須超出最外層纜繩的高度，超出值應(yīng)不小于鋼絲繩直徑的 2.5 倍，即82731652Dd???8*3172f m???取 150fm?3.3 電動機和減速器的選取3.3.1 電動機的選取絞車所需輸入總功率： max/160/.85601.235PFv kW????每臺電機功率為：1/48.235/47.08k?取 55KW 電機。絞車輸入總功率為：55×4=220KW。電機類型選：YTSZ 系列起重用變頻調(diào)速三相異步電動機 55KW 4 臺，極對數(shù)4/2,380-440v 50 Hz電機功率因數(shù) cos??????電機型號 YTSZ250M電機外殼防護等級 ，采用臥式安裝,4IP電動機額定轉(zhuǎn)速：.1470Nnrpm?- 15 -電機輸出扭矩： 605195030.1247NNMPPT Nmnn???????主傳動系統(tǒng)傳動比：卷筒中間層（第 5 層）直徑為：4(32)1032()1398.Ddm??????按最大提升速度 v=60m/min，卷筒轉(zhuǎn)速為： 4601398gvnrpD????總傳動比：1470/3.617.Ngni??以卷筒外層直徑為準(zhǔn)，提升速度 60m/min,卷筒轉(zhuǎn)速為： 8601.5.2gvnrpmD????總傳動比： 1470/.56127.Ngni??以卷筒底層直徑為準(zhǔn)，提升速度60m/min,卷筒轉(zhuǎn)速為：1601524gvnrpmD????總傳動比： 70/5.93Ngin綜合三種情況,總傳動比確定為 。7i?- 16 -絞車扭矩校核：絞車滾筒最底層承受 載荷所需扭矩為：160KN341.2/9.610Tm????:絞車滾筒最外層承受138KN載荷所需扭矩為：3410.5/8.N絞車滾筒的驅(qū)動扭矩為：51264350.1791.0.max(,)MTi NT??????扭矩滿足要求絞車滾筒中間層（第5層）最大承受載荷為： 5521.07213.07KN98TFD????絞車滾筒最外層（第10層）最大承受載荷為：55102.721.363.3.2 減速器的選取減速器傳動比為 齒輪傳動比為1i2i減速器選用二級減速，為使傳動平穩(wěn)，負(fù)載均勻,2i不宜太大因此，減速器傳動比 ，由文獻[2]減（變）速器一章，選用型號 XLD 55-15i?:8225-21 則齒輪傳動比 1297/4.6i（減速器參數(shù)傳動比： 輸出轉(zhuǎn)速： 電機功率： 輸出轉(zhuǎn)2i?71rpm5KW矩 使用系數(shù) 機型號 8225）6805xTNm??.31K具體尺寸見附錄 B- 17 -3.4 固定輪系設(shè)計計算已知條件：1、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 16805xTNm?:2、小齒輪的轉(zhuǎn)速 472nrp3、名義傳動比 129/.i4、雙向運轉(zhuǎn)，滿載工作時間 60h5、齒輪中心距不宜超過卷筒直徑過多6、 閉式傳動7、 非對稱布置3.4.1 輪齒受力分析直齒圓柱齒輪齒面上所受的法向載荷 通常都視為集中作用在平均分度圓上，nF及上齒寬中點的法向截面內(nèi)，將法向載荷 分解為切向力 及徑向分力 ，各力的大t nFr小分別為切向力 ……………………………………………………… (3.11)12nTFd?式中，——輪齒 1 傳遞扭矩，1TNm:——輪齒所受切向力，tF——小齒輪平均分度圓直徑， 。1d徑向力 …………………………………………(3.12)12tantrTFd??式中——嚙合角，度；?法向力 ……………………………………………(3.13)12cosstnFTd??3.4.2 選擇齒輪材料- 18 -小齒輪： 調(diào)質(zhì)，硬度40Cr241~80HBS大齒輪： 鋼 調(diào)質(zhì), 硬度*575:由文獻[1]圖 13-1-23 和圖 13-1-52 按 級質(zhì)量要求取值，得 ，MX2lim10/HN??， ，2lim290/HN??2lim10/FN??2lim240/FN??3.4.3 初步確定主要參數(shù)按接觸強度初步確定中心距按直齒輪從表 13-1-75 選取 ，按齒輪非對稱布置，速度較小，沖擊載荷不76dA?大，取載荷系數(shù) ，按表 13-1-79，選 ， 1.3K?0.5d?齒數(shù)比 462ui許用接觸應(yīng)力： ………………………… (3.14)Hp? 2lim10.9.09/HNm????小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 2685T?小齒輪：…………… (3.15)13312 21.68054.17289dHpKuA????????:初步確定模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角、齒寬、變位系數(shù)等幾何參數(shù)根據(jù)齒根彎曲強度，可按下列公司估算齒輪的法向模數(shù)：取 10nm?取123z4.610.26i???取 210z實際傳動比 - 19 -20164.3zi?小齒輪分度圓直徑 1 20ndmzm??大齒輪分度圓直徑216nz?齒寬 10.523dbm???小齒輪寬度取齒輪精度等級為 8 級，（效率 97%）齒頂高（外嚙合） *10ah??齒根高 *()(.25)10.facmm???齒高 10afh?齒頂圓直徑 d123250aam??168h?齒根圓直徑 fd123052ff m??163ffh?中心距 a12()(0)645d??基圓直徑 b- 20 -1cos230cos216bdm?????2169?齒頂圓壓力角 a……………………………………(3.16)112rcosrcs30.5baad????………………………………………(3.17)22 96rrobaa?重合度 ?端面重合度：………………………………………… (3.18)120.8931.7?????（ ， 由文獻[1]圖 13-1-7）?縱向重合度： ?總重合度 .73????3.4.4 齒面接觸強度核算分度圓上名義切向力 tF1206805917323tTFNd???使用系數(shù) AK原動機為電動機，均勻平穩(wěn)，工作機為重型升降機，有輕微沖擊，由文獻[1]表13-1-81 。1.25A?動載系數(shù) V齒輪線速度 12307.84360dnv ms????根據(jù)表 13-1-90，計算傳動精度系數(shù) C…………………… (3.19).548l().ln()2.5ln().32ptCzf???- 21 -123z?32ptfm??0.548ln()1.4l(0).85ln(32).8.1C????圓整取 ，查文獻[1]圖 13-1-14 1.VK齒向載荷分布系數(shù) HK?由表 13-1-98，齒輪裝配時對研跑合………………………(3.20)223111.508[.6()]0.Hbbd? ?????223().1201.43K??齒間載荷分配系數(shù) H?/1.2597061.8AtFbNm???查表 13-1-102 得： .HK?節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z查文獻[1]圖 13-1.160????2.5HZ?彈性系數(shù) E由表 13-1-105 2189.EZNm?重合度系數(shù) ?端面重合度： 1.73??由文獻[1]圖 13-1-19 查得0.86Z?小齒輪、大齒輪的單對齒嚙合系數(shù) BZD由文獻[1]表 13-1-104 的判定條件，由于 ， 11,BM??,1DZ??取 .08BZ?1D- 22 -計算接觸應(yīng)力 H?由文獻[1]表 13-1-80 公式可得 1591734.61.08.251.4.2589.0620936tHBAVHEFuZKZdbMPa?????? ?????::壽命系數(shù) NTZ應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 160760250Lnt???21.43由文獻[1]表 13-1-106 公式計算 90.571()123NTLZ?70.3822.().6TL潤滑油膜影響系數(shù) LVRZ由文獻[1]表 13-1-108，靜強度（ ）10LN?1.0LVRZ?齒面工作硬化系數(shù) W由文獻[1]圖 13-1-30 1.Z?2.3W尺寸系數(shù) X由表 13-1-109 .0安全系數(shù) HS……………(3.20)lim11.46HNTLVRWXZZS???- 23 -…………… (3.21)lim222 1.5HNTLVRWXZZS???均達到表 13-1-110 規(guī)定的較高可靠度是最小安全系數(shù) 的1HS2 min1.2530HS:要求。齒面接觸強度通過。3.5.5 輪齒彎曲強度核算齒向載荷分度系數(shù) FK?……………………………………… (3.22)()NH?……………………………………(3.23)21()bh?0m?.52.10.5nm??2(1/).82N?0.8()(4)1NFHK???齒向載荷分配系數(shù) ?1.FHK???齒形系數(shù) Y當(dāng)量齒數(shù) 1nz?2nz由文獻[1]圖 13-1-38 1.7FY?2.18FY?應(yīng)力修正系數(shù) SY?由文獻[1]圖 13-1-43 1.57SY??21.8SY??重合度系數(shù) Y?…………………………(3.24)025n???- 24 -1.73n???05.268Y??螺旋角系數(shù) 1.0Y??計算齒根應(yīng)力 F?因 ，用文獻[1]表 13-1-111 中方法二.7652???……………………………………(3.25)tFFSAVFnYKbm??????159732.150.681.25.12028MPa????15F?試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) STY見文獻[1]表 13-1-11， 2.0?壽命系數(shù) NTY由文獻[1]表 13-1-118 ………………………………………………………… (3.26)60.23()NTL??60.21()9585TY?60.223()4NT??相對齒根角敏感系數(shù) relTY?當(dāng)應(yīng)力修正系數(shù)在 的范圍內(nèi)時靜強度的相對齒根敏感系數(shù) 1.53S?, ,SrelTY??10.78relT?10.9relT??相對齒根表面狀況系數(shù) RrelY- 25 -由文獻[1]圖 13-1-58，齒根表面微觀不平度 10 點高度為 時，102.5zRm??1.0RrelTY?尺寸系數(shù) X由文獻[1]表 13-1-119 的公式1.0360.97XnYm???彎曲強度的安全系數(shù) FS…………………………………(3.27)limReTNrllTXFFY??li111 502.9580.7.9103.STrelRlTXFF??????lim222 4.276STNrelTRlXFFYY??均達到文獻[1]表 13-1-110 規(guī)定的較高可靠度時最小安全系數(shù) 的S2 1.0FS?要求。輪齒彎曲強度核算通過。系數(shù) （直齒輪 ）.6mA?0???許用齒根應(yīng)力，按下式計算 FP?輪齒雙向受力： lim20.5FPEF???——復(fù)合齒形系數(shù)，sYFsasY?——齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值FE- 26 -第四章 海洋探礦絞車主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1 滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度計算4.1.1 滾筒強度常規(guī)計算（參考機械設(shè)計手冊）卷筒材料材料采用 。345Q若忽略卷筒自重力，卷筒在鋼絲繩最大拉力作用下，使卷筒產(chǎn)生壓、彎曲和扭應(yīng)力。其中壓應(yīng)力最大。當(dāng) 時，彎曲和扭應(yīng)力合成應(yīng)力不超過10%壓應(yīng)力。所以，DL?當(dāng) 時只計算壓應(yīng)力即可。當(dāng) 時還要考慮彎曲應(yīng)力。DL3?3?因絞車卷筒上 ，故只計算壓應(yīng)力：16501206????多層纏繞時，壓應(yīng)力計算公式如下………………………………………(4.1)??bcpFA????max21'式中： ——卷筒壓應(yīng)力（MPa）'1——鋼絲繩最大拉力（N ）；maxF——卷筒壁厚（mm）;?——應(yīng)力減少系數(shù)，一般取 ；1A75.01?A——多層纏繞系數(shù)，纏繞層數(shù)大于 4時取 ；2 2——繩槽槽距（mm）；p——許用壓應(yīng)力，對鑄鋼 ；??bc???2sbc??，3' max12160.7574FAMPap?????材料不滿足要求。345Q由于差別并不大，采取利用加強筋來提高滾筒強度。