前言JZ系列絞車主要根據《鑿井絞車》標準設計的。在設計計算中，我們參考國內最新資料主要是化學工業出版社第四版《機械設計手冊》。本計算書是按部件序號編寫，自成一書，可供制造、使用和改造鑿井絞車時參考。由于水平有限并且為了使鑿井絞車系列產品的質量不斷提高，望指出缺點與不妥之處。目錄一、絞車設計方案及基本參數 1二、運動參數計算 5（一）、電動機的選擇計算 5（二）、傳動比的分配 7三、卷筒裝置設計計算 10（一）、卷筒設計計算 10（二）、開式齒輪設計計算 12（三）.主軸設計與校核計算： 13四、減速器設計計算 20（一）、變速齒輪設計及校核計算 20（二）球面蝸桿付設計選用 26五、中間軸設計計算及校核 28六、安全制動器計算 32七、十字滑塊聯軸器的選擇計算 34八、軸承選擇計算 35一、絞車設計方案及基本參數（一）、鑿井絞車外形圖……………圖一（二）、鑿井絞車傳動系統圖………圖二（三）、絞車的基本參數……………41.電動機2.聯軸器3.工作制動器4.減速機5.浮動聯軸器6.中間軸裝置7.主軸裝置8.安全制動器9.底座10.防逆轉裝置圖一JZ-25/1300B型鑿井絞車外形圖1.電動機2.工作制動器3.彈性聯軸器4.減速機5.浮動聯軸器6.中間軸裝置7.主軸裝置8.安全制動器圖二JZ-25/1300B型鑿井絞車傳動系統圖JZ-25/1300B鑿井絞車的基本參數參數數值單位鋼絲繩最大靜張力250KN卷筒容繩量1300m第一層鋼絲繩速度快速0.075m/s慢速0.038m/s卷筒規格直徑1000mm寬度1500mm鋼絲繩直徑40mm鋼絲繩纏繞層數9電動機型號YR280M功率55KW轉數725r/min電壓380V絞車質量15726Kg外型尺寸3912×3623×2500mm二、運動參數計算（一）、電動機的選擇計算1、電動機類型的選擇選擇電動機類型必須適應機械負載特征、運行狀態、工作環境的要求，鑿井絞車工作平穩、無沖擊、啟動不頻繁、對電機機無調速要求、但其工作環境惡劣、粉塵多、灰水飛濺，因此選用具有高效、節能、啟動力矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠的需帶負荷啟動，故可選Y系列繞線式電動機。絞車一般是半露天工作環境，防護等級選IP23。2、功率及轉速確定電機功率由下確定：式中F—主鋼絲繩最大靜拉力NV—卷筒上第一層鋼絲繩速度m/s—傳動效率D、d分別為卷筒直徑、鋼絲繩直徑mmf為鋼絲繩纏繞層數查自GB/T15112-2007《鑿井絞車》滾珠軸承效率：滾柱軸承效率：彈性聯軸器效率：十字滑塊聯軸器效率：變速齒輪效率：開式齒輪效率：蝸桿副效率：將各式代入上式因此，考慮到絞車工作的安全要求及電機的型號規格，我們選YZR280M-8電機，功率55KW轉速725r/min。電機的裕度：裕度足夠。（二）、傳動比的分配合理地分配傳動比是絞車設計中的一個主要問題，它將直接影響到傳動系統和減速器的外廓尺寸、重量、潤滑等很多方面。下面具體說明分配原則及具體計算：（1）開式齒輪傳動比：由于卷筒和纏繞鋼絲繩尺寸已定，大齒輪及制動輪尺寸基本確定，提高開式齒輪傳動比，只有盡量減小小齒輪尺寸。（2）減速器傳動比：總傳動比計算得出，當確定后也就確定了。而減速器傳動比又由變速齒輪傳動比和蝸桿付傳動比組成，即其中由渦輪承載能力確定，隨之確定具體計算如下：電機轉速：卷筒轉速：（快速）理論總傳動比理論值（1）（2）開式齒輪傳動比i1開式齒輪參數（3）減速機傳動比i2實際選取：（1）蝸桿付傳動比（2）變速齒輪傳動比快速慢速故（3）實際傳動比傳動誤差：（計算法）快速：慢速：說明：根據以往實際使用和檢測情況，當全負荷運行時，由于鋼絲繩拉緊而使纏繞半徑要小于計算值。電壓波動低于額定電壓時，繩速的測試速度均低于計算值，故將設計速度略加提高。慢速為輔助速度，由于速度過慢，略加提高但實測值不會超出標準規定的。三、卷筒裝置設計計算（一）、卷筒設計計算1、卷筒容繩量檢驗根據GB/T15112-94《鑿井絞車》標準要求25噸絞車卷筒直徑為1050mm驗證所示卷筒能否容下13選取纏繩系數ψ=1.05纏繞層數10這時容量其中：B為卷筒寬度1D卷筒直徑10d鋼絲繩直徑d=52將以上數據代入上式纏繞8層時的最大外徑最外層距最大外圓距離結論：卷筒可纏下1300m鋼絲繩并且卷筒外沿單邊有2、卷筒強度計算當時，按下式計算A—卷筒層數有關的參數Smax—鋼絲繩最大拉力Np—鋼絲繩節距mmδ—卷筒壁厚mmσyp—許用壓力Mpa鋼—屈服張度選取代入公式故卷筒強度合格（二）、開式齒輪設計計算此級齒輪按彎曲強度確定齒輪模數按下式計算—系數直齒輪取K—載荷系數載荷平穩取—小齒輪的扭矩大齒輪的扭矩為137750N?m小齒輪的扭矩為—復合齒形系數—齒形系數—應力修正系數—齒寬系數取—小齒輪齒數—許用齒根應力—齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值45#鋼調質取將以上數值代入上式根據使用安全重要性應準許將上值增大20%，圓整后選取選取開式齒輪模數20（三）.主軸設計與校核計算：在鑿井絞車提升（或下降）過程中，卷筒上鋼絲繩從一邊繞到另一邊、因此，主軸計算力的作用點、我們選取兩個極限位置：鋼絲繩靠近大齒輪和鋼絲繩靠近制動輪。主軸所受諸力計算：（1）.開式齒輪作用在軸上的力（2）.安全制動器產生的徑向力：由于較小，忽略不計。（3）.鋼絲繩張力分配于主軸輪轂作用點上的力（按出繩角45°計算）當鋼絲繩靠近大齒輪一端時：當鋼絲繩靠近制動輪一端時：（4）.軸上固定載荷分配于主軸各輪轂作用點上的力（1）.主軸自重主軸單位長度重量（2）.卷筒自重（3）.大齒輪自重（4）.制動輪自重因此：附加于C點上的力因此：附加于D點上的力2.主軸受力分析及彎矩圖：當鋼絲繩靠近大齒輪時：水平面：支反力：彎矩：垂直面：支反力：彎矩：合成彎矩：當鋼絲繩靠近制動輪時：水平面：支反力：彎矩：垂直面：支反力：彎矩：合成彎矩：3、主軸軸徑計算：由以上計算知危險截面彎矩為：主軸材料為45#鋼、調質處理由于C處有鍵槽，增加10%選取：，均能滿足強度要求四、減速器設計計算鑿井絞車減速器采用齒輪-渦輪蝸桿傳動形成。（一）、變速齒輪設計及校核計算在分配鑿井絞車傳動比時，已根據結構尺寸及工作要求，根據彎曲強度的計算初步選取了變速齒輪的尺寸，因此下面對其進行校核計算。列表計算如下：項目數值單位m7mma255.5mmZ129Z244d1203mmd2308mmb60mmu1.517ε1.55Zε查圖14-1-19得0.915n1720r/min精度等級8-8-7GB/T10095-1988材料45#HB240～260接上表受力（分度圓圓周力）Nσb638N/mm21、接觸強度校核項目代號項目公式及說明結果單位工況系數查表1.25動載系數1.2端面載荷分配系數查表14-1-102得1.1齒向載荷分布系數齒輪經過仔細跑合，故取11節點區域系數查圖14-1-16得2.5彈性系數查表14-1-105得189.8壽命系數查圖8-39得1.15潤滑系數選用V50=100厘沲礦物油潤滑油，查圖8-40得1速度系數查圖8-40得0.98光潔度系數根據查圖8-42得0.86工作硬化系數大小齒輪都為軟齒面1重合度系數查圖14-1-19得0.915齒輪的接觸應力345.9N/mm2項目代號項目公示及說明結果單位接觸強度計算尺寸系數查表14-1-109得1.0實驗齒輪的接觸疲勞極限由圖14-1-23得720N/mm2極限齒輪的接觸疲勞極限697.8N/mm2安全系數2.02最小安全系數查表8-1211.25結論接觸強度校核通過2、彎曲疲勞強度校核項目代號項目公式及說明結果單位端面載荷分配系數由圖8-34，根據，得再由表8-120，按8級精度即得齒形系數由圖8-44查得壽命系數由圖8-124查得調質鋼的，，應力集中系數由圖8-49，、、查得即可尺寸系數由圖8-50查0.99螺旋角系數查圖8-46得1項目代號項目公式及說明結果單位齒輪的彎曲應力N/mm2齒輪彎曲疲勞強度極限查圖8-47170N/mm2齒輪的彎曲極限應力N/mm2安全系數最小安全系數查表8-1211.5結論彎曲強度校核通過（二）球面蝸桿付設計選用各傳動副效率：滾珠軸承效率：滾柱軸承效率：彈性聯軸器效率：十字滑塊：變速齒輪效率：蝸桿副效率：開式齒輪效率：圓錐齒輪效率：絞車的負荷功率：傳動效率：各項工作系數的選擇：蝸桿副按TSL型設計、選取傳動類型系數絞車工作平穩、無沖擊，選取工作狀況系數蝸桿副專用設備加工，并做足包含運轉，選取加工質量系數渦輪材料為，選取渦輪材料蝸桿的計算功率：蝸桿副傳動比：電動機轉速：變速齒輪速比：蝸桿轉數：蝸桿副中心距：按，，中心距查取蝸桿許用功率，選取蝸桿裕度：結論：選取的蝸桿副傳動比為50，蝸桿轉速477r/min，蝸桿副中心距450mm五、中間軸設計計算及校核由于鑿井絞車工作時，大部分時間是在“靜止”（懸吊狀態）狀態下工作，因此，對軸的疲勞強度校核就顯得沒必要了。這里只按扭曲合成強度計算：軸的材料：主軸材料為45#鋼、調質處理軸的受力分析：支反力及彎矩如下圖：水平面：垂直面：合成彎矩：當量彎矩：軸徑計算：C截面軸徑按下式計算：將代入上式：取C截面的軸徑為Ф155.軸的結構：由以上計算及使用要求，確定軸的結構：六、安全制動器計算安全制動器結構示意圖：F—圓周力NT—制動轉矩NmD—制動輪直徑mμ—摩擦因數，取0.4α—制動輪包角，取270°查閱圖紙相關數據，經過計算可得：所以，查圖可知實際重錘質量197kg，所以，故制動安全。參考：機械設計手冊，化學工業出版社，第四版6-324七、十字滑塊聯軸器的選擇計算聯軸器的強度.驗算通槽與凸榫側面比壓：式中：—計算扭矩h—滑塊凸榫的厚度D．d