電動葫蘆的設計計算電動起重機械畢業(yè)設計論文

1、電動葫蘆的設計計算電動葫蘆的設計計算 摘要摘要 電動葫蘆是一種最普通的成批生產(chǎn)的電動起重機械。由于它具有尺寸小， 重量輕.結構緊湊,操作維修方便等特點，所以廣泛使用于冶金、機械制造、化工、 建筑、林業(yè)、交通、輕工、國防、水電等國民經(jīng)濟部門。它是集電動機，減速 器和鋼絲繩卷筒（或環(huán)鏈）為一體的小型起重設備，配合單梁橋式或門式起重 機，組成一個完整的起重機械。近年來，我國電動葫蘆的發(fā)展速度很快，但和 國外同類產(chǎn)品相比，存在很大的差距。 本設計首先分析了國內外電動葫蘆的發(fā)展狀況，比較其差別，從而最終確 定了對傳統(tǒng)圓柱齒輪減速器的改進。目的就是為了提高生產(chǎn)率、合理使用設備、 節(jié)省勞動力，實現(xiàn)在轉速的連

2、續(xù)變化和在任意傳動位置下的穩(wěn)定運轉，適應自 動化、智能化、集成化和信息化的發(fā)展趨勢。通過綜合比較分析各種傳動裝置， 最終選定了環(huán)錐行星無級變速器傳動裝置，選定鋼絲繩，計算和校核卷筒，選 擇和校核電動機，最終完成電動葫蘆的設計計算。 關鍵詞：電動葫蘆 減速器 環(huán)錐行星無級變速器 目錄目錄 摘要摘要.i abstrcat .ii 1 緒論緒論.1 1.1 概述.1 1.2 起重機發(fā)展趨勢.1 1.2.1 技術發(fā)展趨勢.1 1.2.2 產(chǎn)品發(fā)展趨勢.2 1.3 國內鋼絲繩電動葫蘆的技術現(xiàn)狀和發(fā)展方向.3 1.3.1 cd1 型鋼絲繩電動葫蘆存在的不足.4 1.3.2 國內鋼絲繩電動葫蘆發(fā)展方向.5

3、1.4 本課題的主要研究內容.6 2 傳動方案的擬訂傳動方案的擬訂.7 2.1.分析各種傳動方案的利弊.7 2.1.1 齒輪傳動.7 2.1.2 機械無級變速.7 2.2 擬訂傳動方案.8 3 設計計算設計計算.9 3.1 鋼絲繩的選擇計算.9 3.1.1 鋼絲繩類型的選擇.9 3.1.2 鋼絲繩直徑的計算.9 3.1.3 鋼絲繩型號的選擇.10 3.2 卷筒的設計計算與校核.10 3.2.1 卷筒直徑的計算.10 3.2.2 卷筒長度的計算.11 3.2.3 卷筒壁厚的計算.11 3.2.4 卷筒強度的校核.11 3.2.5 卷筒穩(wěn)定性校驗.12 3.3 電動機選擇與校核.12 3.3.1

4、電動機靜功率的計算.12 3.3.2 電動機功率的選擇.13 3.3.3 電動機過載能力的校驗.13 3.3.4 電動機發(fā)熱校驗.14 4 變速器的設計計算變速器的設計計算.15 4.1 計算變速器傳動比.15 4.2 選取變速器的傳動類型和傳動簡圖.15 4.3 按最大傳動能力設計行星錐環(huán)無級變速器步驟.16 4.3.1 確定安裝的錐數(shù).16 4.3.2 行星錐環(huán)無級變速器最大傳動能力計算.16 4.4 驗算 a、b、e 點處的油膜厚度.19 4.4.1 接觸點的當量曲率半徑.19 4.4.2 無量綱速度、載荷、和材料參數(shù).21 4.4.3 接觸區(qū)中央最小油膜厚度、膜厚比.22 4.5 軸承

5、和軸的校核.22 4.5.1 深溝球軸承 6006 gb/t276-1994 的校核 .22 4.5.2 角接觸球軸承 7206 gbt292-1994 的校核.23 4.5.3 中間軸的校核.24 5 結論和展望結論和展望.26 5.1 結論.26 5.2 展望.26 致謝致謝.27 參考文獻參考文獻.27 1 緒論緒論 1.1 概述概述 起重機械是用來對物料進行起重，運輸，裝卸和作業(yè)的機械。它可以完成 靠人力所無法完成的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率， 已經(jīng)在國民經(jīng)濟的多個領域得到了廣泛的應用。它是一種循環(huán)的，間歇動作的， 短程搬運物料的機械。一個工作循環(huán)一般包括上料，運

6、送，卸料和回到原位的 過程。在循環(huán)與循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重機工作的時候，各機構通常 是處于啟動，制動以及正向，反向等相互交替的運動狀態(tài)之中。 起重機械的種類很多，通常按用途和構造特征來對其進行分類。按用途來 分的話，可以分為通用起重機，建筑起重機，冶金起重機，鐵路起重機，造船 起重機，甲板起重機等等。按構造特征來分的話，可以分為輕小型起重機，橋 式起重機，臂架式起重機，固定式起重機和運行式起重機。 我們所改進設計的電動葫蘆屬于輕小型起重機械，它主要配合單梁橋式或 門式起重機來組成一個完整的起重機械。然而隨著時代的發(fā)展，電動葫蘆也開 始向大起重量，大提升高度發(fā)展，其結構形式也在不斷的更新

7、，從而使電動葫 蘆的品種和應用范圍日益擴大。 1.2 起重機發(fā)展趨勢起重機發(fā)展趨勢 起重運輸機械在國外稱為物料搬運機械。由于新材料、新工藝、新設備和 以計算機為基礎的信息和控制技術的發(fā)展和應用，物料搬運系統(tǒng)的改進已成為 這些國家進一步提高生產(chǎn)率和降低生產(chǎn)成本十分重要的方面，越來越引起重視。 我國起重運輸機械行業(yè)要向大型化、節(jié)能化、智能化和成套化方向發(fā)展。 我國有關部門出臺的起重運輸機械行業(yè)的“十五”發(fā)展規(guī)劃，對該行業(yè)的技術 發(fā)展趨勢，優(yōu)先發(fā)展的重點產(chǎn)品以及建議淘汰的產(chǎn)品，作了詳細規(guī)定。 1.2.1 技術發(fā)展趨勢 1向大型化、高效率化、無保養(yǎng)化和節(jié)能化發(fā)展。目前，世界上最大的浮 游起重機起重量達

8、 6500 噸，最大的履帶起重機重量為 3000 噸，最大橋式起重 機起重量為 1200 噸。帶式輸送機最大帶寬達 3.2 米，輸送能力最大為 3.7 萬噸/ 時，單機最大距離超過 30 公里。自動化立體庫堆垛機最大運行速度達 240 米/ 分。 2向自動化、智能化、集成化和信息化發(fā)展。將機械技術和電子技術相結 合，將先進的微電子技術、電力電子技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技 術應用到機械的驅動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)自動化和智能化，以適應多批次少批量 的柔性生產(chǎn)模式。目前已出現(xiàn)了能自動裝卸物料、有精確位置檢測和有自動過 程控制的橋式起重機用于自動化生產(chǎn)線。起重機上還裝有微機自診斷監(jiān)控系統(tǒng)， 對自

9、身的運行狀態(tài)進行監(jiān)測和維護。 3向成套化、系統(tǒng)化、綜合化和規(guī)?；l(fā)展。將各種起重運輸機械的單機 組合為成套系統(tǒng)，加強生產(chǎn)設備與物料搬運機械的有機結合，提高自動化程度， 改善人機系統(tǒng)。通過計算機模擬與仿真，尋求參數(shù)與機種的最佳匹配與組合， 發(fā)揮最佳效用。重點發(fā)展的有港口散料和集裝箱裝卸系統(tǒng)、工廠生產(chǎn)搬運自動 化系統(tǒng)、自動化立體倉庫系統(tǒng)、商業(yè)貨物配送集散系統(tǒng)、交通運輸部門和郵電 部門行包貨物的自動分揀與搬運系統(tǒng)等。 4向模塊化、組合化、系列化和通用化發(fā)展。許多通用起重運輸機械是成 系列成批量的產(chǎn)品，為了降低制造成本，提高通用化程度，可采用模塊組合的 方式，用較少規(guī)格的零部件和各種模塊組成多品種、多

10、規(guī)格和多用途的系列產(chǎn) 品，充分滿足各類用戶的需要。也可使單件小批量生產(chǎn)起重運輸機械的方式改 換成具有相當批量和規(guī)模的模塊生產(chǎn)，實現(xiàn)高效率的專業(yè)化生產(chǎn)。 5向小型化、輕型化、簡易化和多樣化發(fā)展。有相當批量的起重運輸機械 是在一般的車間和倉庫等處使用，用于代替人力和提高生產(chǎn)效率，但工作并不 十分頻繁。為了考慮綜合效益，要求這部分起重運輸機械盡量減少外形尺寸， 簡化結構，降低造價和使用維護費用，按最新設計理論開發(fā)出來的這類設備比 我國用傳統(tǒng)理論設計的同類產(chǎn)品其自重輕 60。由于自重輕、輪壓小、外形尺 寸小，使廠房建筑結構的建造費用和起重機運行費用也大大減少。 6采用新理論、新方法、新技術和新手段提高

11、設計質量。進一步應用計算 機技術，不斷提高產(chǎn)品的設計水平與精度。開展對起重運輸機械載荷變化規(guī)律、 動態(tài)特性和疲勞特性的研究，開展對可靠性的試驗研究，全面采用極限狀態(tài)設 計法、概率設計法、優(yōu)化設計和可靠性設計等，利用 c ad 提高設計效率與質 量，與計算機輔助制造系統(tǒng)相銜接，實現(xiàn)產(chǎn)品設計與制造一體化。 7采用新結構、新部件、新材料和新工藝提高產(chǎn)品性能。結構方面采用薄 壁型材和異型鋼，減少結構的拼接焊縫，采用各種高強度低合金鋼新材料，提 高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。在機構方面進一步開 發(fā)新型傳動零部件，簡化機構，以焊代鑄，采用機電儀一體化技術，提高使用 性能和可靠性。在電控

12、方面開發(fā)性能好、成本低、可靠性高的調速系統(tǒng)和電控 系統(tǒng)。今后還會更加注重起重運輸機械的安全性、重視司機的工作條件。 1.2.2 產(chǎn)品發(fā)展趨勢 起重運輸機械行業(yè)優(yōu)先發(fā)展的重點產(chǎn)品，應具備產(chǎn)品的性能指標高、性能 穩(wěn)定和運行效率高等特點。為適應時代需求，這些產(chǎn)品還必須達到環(huán)保效能好、 節(jié)能、機電一體化程度高和操作性能好等要求，是用戶優(yōu)先選擇的技術水平高 的產(chǎn)品或是新型的國內空白產(chǎn)品。這些產(chǎn)品包括： 1港口散料裝卸成套設備，包括：（40006000t/h）連續(xù)裝船機、 （12502400t/h）橋式抓斗卸船機、 （40006000t/h）懸臂斗輪取料機、 （40006000t/h）大跨度門式取料機、雙

13、車三車不摘鉤翻車機、散糧碼頭裝卸 系統(tǒng)機電總體設計及控制技術、 （5001000t/h）夾帶式卸船機及 （10001500t/h）波狀擋邊帶式提升機等。 2大型露天礦連續(xù)、半連續(xù)開采工藝運輸成套設備，包括： （40006000t/h）大型排土機、帶寬 b3000mm 膠帶輸送機、機電總體設計 技術及壓帶式大傾角膠帶輸送機等。 3混勻料場成套設備，包括：1500t/h 刮板式混勻取料機、1500t/h 滾筒式 混勻料機、1500t/h 搖臂式混勻堆料機等。 4固體垃圾分揀處理系統(tǒng)，包括：給料機、圓筒式篩分機、堆肥倒堆機、 垃圾壓裝機和自動化垃圾搬運起重機等。 5集裝箱裝卸運輸成套設備，包括：輪胎

14、式集裝箱起重機、超大箱大伸距 岸邊起重機、集裝箱叉車及鐵路集裝箱起重機等。 6倉儲及自動化運輸成套設備，包括：標準系列自動化立體倉庫、自動化 立體停車庫、無軌巷道堆垛機系列、自動搬動車系統(tǒng)、大規(guī)模流水生產(chǎn)線電控 及管理系統(tǒng)、積放式懸掛輸送機（單車吊重 501250kg，速度 1020m/min） 、 重型板式輸送機（單件載荷 5002000kg、速度 0.55.5 m/min）和各種型式貨 架儲存系統(tǒng)等。 7三峽工程及其他重點工程有關設備開發(fā)，包括：起重量 1.15 萬噸、提 升高度 113 米的升船機可靠性研究及設備研制、大型火電站中的輸煤、給煤設 備、堆取料設備和專用起重機設備、核電站用高

15、精度定位、高可靠性的環(huán)形起 重機、裝卸料機及其他核級要求的起重設備等。 8具有發(fā)展前景、市場看好的特色產(chǎn)品，包括：1）dx 型鋼絲繩芯帶式 輸送機；2)自移可轉式膠帶輸送機；3)耐腐蝕的螺旋輸送機；4)超高溫埋刮板輸 送機；5)各種旅游與貨運索道；6)容器式管道輸送系統(tǒng)；7)工業(yè)自動灌裝、碼垛 成套設備；8)垃圾處理專用抓斗起重機；9)輕小型起重設備；10)大型冶金起重 機；防爆起重機；高速行李輸送系統(tǒng)；柔性啟制動裝置；稱量與配制樣系統(tǒng)； 大規(guī)格垂直擋邊輸送機；多用途門座起重機；集裝箱式包裝機；氣墊式皮帶機 電子秤等。 9重要基礎零部件，包括：1)硬齒面減速器；2)液力減速器；3) 高速大功

16、率耦合器；4)液壓緩沖器；5)索道專用新型抱索器，脫掛器；6)盤式制動器；7) 集裝箱吊具；8)自鎖式夾軌器；9)液粘傳動裝置等。 1.3 國內鋼絲繩電動葫蘆的技術現(xiàn)狀和發(fā)展方向國內鋼絲繩電動葫蘆的技術現(xiàn)狀和發(fā)展方向 鋼絲繩電動葫蘆作為一種輕小型起重設備，廣泛用于國民經(jīng)濟各個領域， 而國內鋼絲繩電動葫蘆的發(fā)展卻比較緩慢。上世紀 60 年代到 70 年代初，我國 從前蘇聯(lián)引進了 tv 型鋼絲繩電動葫蘆，70 年代初我國自行設計了 cd1 型鋼絲 繩電動葫蘆取代 tv 型鋼絲繩電動葫蘆，至目前為止 cd1 型鋼絲繩電動葫蘆在 國內生產(chǎn)制造、使用已達 30 多年的歷史。其間，曾有一些廠家引進國外先進

17、的 生產(chǎn)制造技術，但均未獲得廣泛的推廣應用。 鋼絲繩電動葫蘆技術水平在國內發(fā)展遲緩，其原因是多方面的： 1) 國內 鋼絲繩電動葫蘆企業(yè)生產(chǎn)、制造水平及配套的機械、電氣及標準件技術基礎較 低； 2) 近 20 年來，國內經(jīng)濟體制由計劃經(jīng)濟轉向市場經(jīng)濟，許多國營企業(yè)在 轉制初期不可能將大量的資金投入到產(chǎn)品開發(fā)上；3) cd1 型鋼絲繩電動葫蘆目 前仍有一定的市場占有率。 然而，隨著技術的成熟完善和用戶對產(chǎn)品的性價比的越來越挑剔，國內鋼 絲繩電動葫蘆已開始不再適應人們的要求。 圖 1.3-1 cd 型電動葫蘆 1.3.1 cd1 型鋼絲繩電動葫蘆存在的不足 1. 系列化問題、品種少、規(guī)格不齊：cd1

18、 型鋼絲繩電動葫蘆起重量只有 0.5 t、1t、2t、3 t、5t、10t，6 種，起升高度的覆蓋范圍為 6-30m，起升速度： 1-5t 單速為 8m/min，雙速為 8/08m/min，10t 單速 7m/min，雙速為 7/07m/min。雖然國內一些廠家在 10t 基礎上發(fā)展看了 16t、20t 擴充系列的大 噸位電動葫蘆，但仍不能形成較完整的鋼絲繩電動葫蘆產(chǎn)品系列，與國外的起 重量范圍 025-80t 及多種起升高度和起升速度組合相比存在很大的差距。 2. 工作級別：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆沒有進行工作級別的劃分，不適應實 際使用工況，多數(shù)情況下造成使用不合理。按新的工作級別劃分規(guī)則

19、，cd1 型 鋼絲繩電動葫蘆的工作級別為 m3，而國外的鋼絲繩電動葫蘆能適應的工作級 別范圍為 m3，m6。 3. 基型的變換：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆滑輪組結構形式及倍率單一(0.5t-5 t 滑輪組倍率為 2/1；10t 倍率為 4/2)。安裝方式只有懸掛和固定式 2 種，變化少， 可開發(fā)功能低。而國外鋼絲繩電動葫蘆滑輪組結構及倍率組合方式多樣，安裝 方式除懸掛與固定式外，還有低凈空安裝、雙吊點形式及其他特殊用途的鋼絲 繩電動葫蘆。而 cd1 型鋼絲繩電動葫蘆在這些方面基本是空白。 4. 結構設計：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆的結構設計雖然較 tv 型鋼絲繩電動 葫蘆有了較大改進，但其外形美觀

20、性差，圓形結構不便于安裝、運輸，外形的 局限性嚴重阻礙了基型的變化。而國外的鋼絲繩電動葫蘆，多為方形結構設計， 既美觀便于安裝、運輸，還能很好地適應模塊化設計，便于基型的組合和變換， 大大拓寬了鋼絲繩電動葫蘆的使用范圍。 5. 配套電動機：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆配套的錐形轉子電機，單速為 4 極， 雙速為 1/10 的子母機，而國外鋼絲繩電動葫蘆電機采用 2 極電機，雙速采用雙 繞組和變極式，這樣結構簡單、體積小、自重輕，有利于降低制造成本。另外， cd1 型鋼絲繩電動葫蘆配套電機在絕緣等級和防護等級及噪聲方面與國外葫蘆 相比差距仍很大。 6. 減速器：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆減速器制 造精

21、度和傳動效率低，噪聲 大，齒輪參數(shù)設計不甚合理，特別反映在有效提高承載能力和各級齒輪與齒輪 副之間的強度均等方面。 7. 安全保護措施：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆只有上、下限位保護，超載保護。 而國外鋼絲繩電動葫蘆除有上述保護功能，還具有錯相、缺相、過熱、多制動 系統(tǒng)保護等。 8. 電氣控制：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆電控箱外觀協(xié)調性差，電氣元件的使 用壽命較低，故障率高。 9. 零部件設計：cd1 型鋼絲繩電動葫蘆的吊鉤、電動小車裝置等關鍵零部 件，成組設計及互換性較差，且結構較笨重。 1.3.2 國內鋼絲繩電動葫蘆發(fā)展方向 1. 系列設計合理化: 推薦參數(shù)：起重量從 0.25-80t，起升高度

22、 6-63m，利 用較少的基型覆蓋整個系列。起升速度多樣化推薦值：單速 8m/min、10m/min、12.5m/min；雙速 1/10、1/3、1/4 速比變化。雙速方案應考 慮子母機、雙繞組及變極式，或采用變頻無極調速技術。設計時參考 gb3811- 1983起重機設計規(guī)范工作級別劃分，將工作級別覆蓋范圍擴充到 m3-m6。 2. 結構形式應能滿足多種工況如：低凈空、雙吊點等多種安裝固定方式； 可遙控操縱、絕緣型、防腐防潮、耐高溫高熱、防爆等多種功能的產(chǎn)品。 3. 外形設計改變傳統(tǒng)的圓形設計，采用方形結構形式，模塊化設計，增加 零部件的通用性: 布置方式由原來的電機一中間軸一減速器一卷筒的

23、形式，改 為電機一減速器一卷筒的布置方式，既有利于有效地提高鋼絲繩電動葫蘆起升 高度，又避免高速軸長軸傳動，可提高運行的平穩(wěn)性和可靠性，降低制造成本。 增加滑輪倍率范圍，提高單機使用范圍。 4. 采用優(yōu)質高強度鋼絲繩：按 gb38111983 標準要求，在滿足抗拉強度 安全系數(shù)的前提下，盡可能減小鋼絲繩直徑，采用相適應的卷筒直徑與鋼絲繩 直徑之比及滑輪直徑與鋼絲繩直徑之比，以利于縮小整機結構和自重。 5. 優(yōu)化齒輪設計提高齒輪的承載能力：齒輪可采用 40cr 或 42crmn、40mnb 材質，調質和表面淬火處理或氮化，原采用的 20crmnti 或 20mntib 材質雖然在齒輪的抗彎強度和

24、接觸強度方面較理想，但是受國內基礎 加工水平影響，齒輪加工精度低，滲碳淬火熱處理變形量難控制，后序又無磨 齒工藝，難免存在齒輪噪聲大、效率低等缺點。新材質及熱處理方法已在國內 許多廠家推廣。此外，采用硬齒面與中硬齒面配對嚙合的齒輪副，高速級齒輪 采用剃齒工藝，齒輪螺旋角選在 12 度左右，這些都是提高齒輪傳動平穩(wěn)性的有 效途徑。齒輪傳動箱體、箱蓋結構設計應有利于噪聲的吸收與減振，傳動軸承 應提高精度等級。 6. 電機采用 2、4、6 極錐形轉子電機以適用各種不同工：電機絕緣等級應 提高至 f 級和 11 級，防護等級提高至 ip54；電機設置過熱保護元件；電機的 設計應考慮有效提高有用功率，降

25、壓能力和起、制動能力；提高電機設計溫升， 充分發(fā)揮電機的潛能；電機的降噪除了在設計、加工、制造精度上要提高外， 還應從設計上考慮降低電磁噪聲和風道渦流噪聲的措施。電機的設計也應遵循 工作級別劃分原則，提高單機使用用途。 7. 增加電氣保護措施：除上下限位保護外，還應增加超載保護(個別情況下 考慮欠載保護)；錯相、缺相、失壓保護；吊鉤防脫繩保護。開發(fā)多制動功能機 型如：雙制動(電機錐形制動輪制動+高速軸上補償制動)；三制動(錐形制動輪制 動+高速軸上補償制動+卷筒上安全閘)。根據(jù)用戶需要增加起升高度、負載數(shù)字 顯示功能。 8. 高耐磨、高強度導繩器材料及導繩器導繩性能一直是國內許多生產(chǎn)電動 葫蘆

26、的企業(yè)探討的課題，目前，國內已掌握了一部分成功經(jīng)驗。 9. 其他零部件如吊鉤、小車等設計要考慮成組性和通用性。 10. 提高配套件如鋼絲繩、軸承等標準件質量。 11. 提高接觸器、變壓器等電控元件的機械壽命和電壽命，電控箱的外形 設計應考慮與葫蘆塞體的協(xié)調。 12. 注重整機的油漆，包裝等外觀品質。 1.4 本課題的主要研究內容本課題的主要研究內容 本課題將首先分析目前國內外起重機的發(fā)展現(xiàn)狀與電動葫蘆的特點，針對 10 噸電動葫蘆減速器原方案進行改進設計，完成改進后進行電動葫蘆變速器的 結構設計和關鍵零部件設計計算，并進行結構改進。 根據(jù)以上思想，畢業(yè)設計主要完成工作如下： 1. 通過調研了解

27、國內外電動葫蘆的發(fā)展現(xiàn)狀以及其結構特點； 2. 分析比較各種傳動方案的利弊，根據(jù)改進的思想，最終選定環(huán)錐行星無 級變速器的傳動方案。 3. 參考上屆同學的電動葫蘆原方案進行改進設計,對其進行校驗修改，并在 其基礎上提出改進。具體修改和增加如： 4. 完成畢業(yè)論文。 2 傳動方案的擬訂傳動方案的擬訂 2.1.分析各種傳動方案的利弊分析各種傳動方案的利弊 2.1.1 齒輪傳動 齒輪傳動是一種最常用的機械傳動方式具有可靠性好、傳動平穩(wěn)、傳動效 率高等優(yōu)點，但目前所具有的各種形式的齒輪傳動而言，傳動比相對固定，無 法實現(xiàn)轉速的連續(xù)變化和在任意傳動位置下的穩(wěn)定運轉。 2.1.2 機械無級變速 機械無級變

28、速器有摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類，約 30 多種結構型 式。 (1)摩擦式無級變速器 摩擦式無級變速器是指利用主、從動剛性元件(或通過中間元件)在接觸處 產(chǎn)生的摩擦力和潤滑油膜牽引力進行傳動，并可通過改變其接觸處的工作半徑 進行無級變速的一種變速器。 摩擦式無級變速器由三部分組成：傳遞運動和動力的摩擦變速傳動機構； 保證產(chǎn)生摩擦力所需的加壓裝置；實現(xiàn)變速的調速機構。它具有各種不同的結 構類型，一般可分為：直接傳動式，即主、從動摩擦元件直接接觸傳動； 中間元件式，即主、從動元件通過中間元件進行傳動；行星傳動式，即中間 元件作行星運動的傳動機構。目前，國內應用較廣或已形成系列進行生產(chǎn)的主 要

29、有：錐盤環(huán)盤式(干式、濕式)、多盤式(beier 型、轉環(huán)直動式、鋼球錐輪式、 菱錐式、行星錐盤式(disc 型)和行星環(huán)錐式(rx 型)無級變速器等。 (2)鏈式無級變速器 鏈式無級變速器是一種利用鏈輪和鋼質撓性鏈條作為傳動元件來傳遞運動 和動力的機械變速裝置。它屬于開發(fā)較早#應用較多的一種通用型變速器。 鏈式無級變速器由鏈輪和鏈條構成的傳動機構、調速機構和鏈條張緊加壓 機構三部分組成。它是通過主、從動鏈輪的兩對錐盤的軸向移動實現(xiàn)調速的。 按鏈條結構形式可分為以下幾類：滑片鏈無級變速器、滾柱鏈無級變速器、套 環(huán)鏈無級變速器、擺銷鏈無級變速器等幾種。前兩種變速器發(fā)展比較成熟，應 用廣泛，后兩種

30、變速器體現(xiàn)了鏈式無級變速器的發(fā)展方向。 (3)帶式無級變速器 它與鏈式變速器相似，其變速傳動機構是由作為主、從動帶輪的兩對錐盤 及張緊在其上的傳動帶組成。其工作原理是利用傳動帶左右兩側面與錐盤接觸 所產(chǎn)生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離以調整它們與傳動帶 的接觸位置和工作半徑，從而實現(xiàn)無級變速。它由于具有結構簡單，工作平穩(wěn) 等優(yōu)點，在機械無級變速器中可以說是應用最廣的一種! 帶式無級變速器根據(jù)傳動帶的形狀不同：可分為平帶無級變速器和 v 帶無 級變速器兩種類型。 （4）脈動式無級變速器 變速傳動機構主要由 35 相連桿機構組成，或者是連桿與凸輪和齒輪等機 構的組合，其工作原理和連桿

31、機構相同，但需配置輸出機構。 脈動式無級變速器也是由傳動機構、輸出機構和調速機構三個基本部分組 成的!。與摩擦式無級變速器相比，由于其傳動機構采用幾何封閉的低副機構， 故具有工作可靠，承載能力高、變速性能穩(wěn)定的特點，此外還具有結構簡單、 體積較小、制造方便和成本較低等優(yōu)點。 由上分析可知，機械式無級變速器結構簡單，價格低廉，維修方便，傳動 效率高，適應性強，轉速穩(wěn)定，傳動比好，工作特性可以是恒功率的，也可以 是恒轉矩的，適用于條件惡劣的應用工況。可以實現(xiàn)在轉速的連續(xù)變化和在任 意傳動位置下的穩(wěn)定運轉，而且向自動化、智能化、集成化和信息化發(fā)展的趨 勢。 2.2 擬訂傳動方案擬訂傳動方案 根據(jù)電動

32、葫蘆短期間歇工作方式的特點，以及改進思想要求的結構緊湊， 體積小，質量輕，減速器傳動比大，實現(xiàn)在轉速的連續(xù)變化和在任意傳動位置 下的穩(wěn)定運轉等特點。據(jù)5 p5 表 1-4 中的各傳動類型的工作特點可知，環(huán)錐行 星無級變速器傳動形式較適于短期間斷的工作方式，并且結構緊湊，傳動比大 實現(xiàn)在轉速的連續(xù)變化和在任意傳動位置下的穩(wěn)定運轉等特點。其傳動簡圖如 下所示： 圖 2.2-1 環(huán)錐行星無級變速器傳動簡圖 3 設計計算設計計算 3.1 鋼絲繩的選擇計算鋼絲繩的選擇計算 本改進設計的電動葫蘆的參數(shù)如下： 起重量 q=10t，起升高度 h=18m，起升速度 v=7m/min，工作級別為 a5。參照新鄉(xiāng)起

33、重機同等起重噸位的電葫蘆，選用雙聯(lián)滑輪組方案，其滑輪組 倍率 m=i/2=2,其示意圖如下： 圖 5-1 雙聯(lián)滑輪組 為減少卷筒軸向尺寸和電動葫蘆的長度而采用多層卷繞，并且在卷筒上開 深螺旋槽以使各層鋼絲繩在卷筒上都排列整齊。 3.1.1 鋼絲繩類型的選擇 參照3 p33 表 2-1，當起升用多層卷繞時，選擇型號如 619w+1wr 的鋼 絲繩（即鋼絲繩結構形式為 6 股，每股 19 絲瓦林吞式金屬絲芯） 3.1.2 鋼絲繩直徑的計算 參照3 p37 式(2-4)估算法確定鋼絲繩直徑： (1) 2 max10sd 式中： - 鋼絲繩最大工作靜拉力（kn）maxs d - 鋼絲繩直徑（cm） 其

34、中， 0 max 12 2 h qg s m a (2) 式中：q - 起重量（kn） ， 0 g - 吊具自重（kn） ，m - 滑輪組倍率 h - 滑輪組效率， 12 a -導向滑輪組效率 查2 p90 表 8-5 取 0 g =2.2%q； 查2 p79 表 8-4 可知，當 m=2 時，雙聯(lián)滑輪組效率 h =0.99，且由于本設 計不采用導向滑輪，故， 12 a =1。 由此計算得 00 max 10 10002.210 10009.81 25.3177 2 2 0.99 1 s 故，解得 d1.5911cm=15.9110mm 故，取鋼絲繩直徑 d=16mm 3.1.3 鋼絲繩型號的

35、選擇 16nat6(9+9+1)w+iwr1670zs150 gb 8918-88 即，鋼絲繩直徑為 16mm，表面狀態(tài)為光面鋼絲，結構形式為 6 股，每股 19（9+9+1）絲鋼絲，粗細型，金屬絲芯，鋼絲工程抗拉強度為 1670， 2 /n mm 捻向為右交互捻，鋼絲最小破段拉力為 150kn。 3.2 卷筒的設計計算與校核卷筒的設計計算與校核 卷筒的作用是在起升機構中卷繞鋼絲繩，把原動機的驅動力傳遞給鋼絲繩， 并把原動機的回轉運動變?yōu)樗枰闹本€運動。本卷筒采用多層卷繞方式，且 為了使鋼絲繩不發(fā)生脫槽以及排列整齊，在其上開有深螺旋槽。采用鑄造的加 工方法制造各卷筒組件，然后用螺釘聯(lián)結起來。

36、 3.2.1 卷筒直徑的計算 根據(jù)起重機設計規(guī)范的規(guī)定，卷筒的卷繞直徑（即計算直徑）do 不能小于 規(guī)定的值，即，根據(jù)3 p53， (3) 0min dhd 式中： - 按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑(mm) 0min d h- 與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，見3 p44 表 3-2，取 h=18 d- 鋼絲繩直徑（mm）,由已選定的鋼絲繩可知 d=16mm 則，= 1816mm=288mm 0min dhd 卷筒直徑 d（槽底直徑）按下式計算，即 =(18-1)16=272mmd) 1h(d 設計時，取 do=300mm ，d=284mm 3.2.2 卷筒長度的計算 雙聯(lián)卷筒的長度（

37、見示意圖） 計算公式如下： (4) 0123 2lllll 圖 5.2.2-1 雙聯(lián)卷筒 由于計算中某些參數(shù)無法確定，故，參照衛(wèi)華集團調研所得圖紙中設計方 案的長度數(shù)據(jù)為初始數(shù)據(jù)，選卷筒長度 l=875mm，l3=58mm。 3.2.3 卷筒壁厚的計算 卷筒壁厚可先按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度校核。 對于鋼卷筒：d=16mm 鑄造卷筒考慮工藝要求，其壁厚不應小于 12mm，故，選用鋼卷符合要求。 3.2.4 卷筒強度的校核 卷筒在鋼絲繩的拉力作用下，產(chǎn)生彎曲、扭轉和壓應力。其中壓應力最大， 它是由鋼絲繩纏繞箍緊所產(chǎn)生的。這三種應力并不是在任何情況下都需要校核。 1) 卷筒長度 l3d 彎曲

38、和扭轉的合成應力一般不超過壓應力的 10% 15% ，允許只計算壓應 力。由于本卷筒長度 l 小于三倍卷筒直徑 d，所以只需計算壓應力。 2) 卷筒長度 l3d 還需計算有彎曲力矩產(chǎn)生的彎曲應力 由于本卷筒 l=875mm3d=3272mm=816mm， 故，按 2）來校驗卷筒強度， 參照2 p217 卷筒強度校驗方法校驗如下， 當 l3d 時，應驗算由彎矩和扭矩產(chǎn)生的換算應力 m w 換 換 （kg/cm） (5) 式中： m換 - 換算力矩（） ， 22 mmm 換彎扭 max3 2580.8187.65.8 105555.129g cm 22 sll mk a 彎 max 2580.81

39、 29.175101.571msdkg cma 扭 其中, max 25.3177 1000 2580.81 9.81 skg 故得,=129545.8653（）m換 w - 卷筒斷面抗彎模數(shù)（cm） ，其值為， （cm） 4444 0.10.129.127.5 498.8757 29.1 dd w d 內 式中：d - 卷筒繩槽底徑（cm） 卷筒內徑（cm）d內 于是解得： 2 129545.8653 /25.4741 498.8767 kg cmmpa 換 - 許用應力（kg/cm） 對于鋼， s/2.5（s 為屈服強度） 對于鑄鐵， b/6（b 為抗拉強度） 本設計采用的是鑄鋼卷筒，材料

40、為 q235，許用應力 =235/2.5mpa=94mpa， 因為， 換=25.4741mpa=94mpa，所以，強度校驗合格。 3.2.5 卷筒穩(wěn)定性校驗 對于大尺寸卷筒（d1200mm，l2d）尤其是鋼板焊接的大尺寸薄壁卷 筒，需對卷筒進行穩(wěn)定性驗算。由于本卷筒直徑小于 1200 毫米，且是鑄造卷筒， 故不進行卷筒的抗壓穩(wěn)定性驗算。 3.3 電動機選擇與校核電動機選擇與校核 3.3.1 電動機靜功率的計算 參照3 p123 式（6-1）電動機靜功率， j p (6) 1000 j q v p a kw 式中：起升載荷（n）及起升速度（m/s）q va 機構總效率， zcte 為滑輪組效率，

41、見3 p50 表 3-3，取=0.99 z z 為導向滑輪效率，因無導向滑輪，取=1 d d 為卷筒效率，取=1 t d t t 為傳動效率，參照1 p9 表（1-1） ，大致取=0.80 e e 則, =14.73 kw 1000 qv pj 0.8)11(0.991000 60 7 100,000 3.3.2 電動機功率的選擇 電動機的穩(wěn)態(tài)平均功率 pw 為， （kw） (7) 1000 qv g pw 式中：g 穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，見3 p124 表（6-3） ， 于3 p124 表（6-4）選擇 jc(%)=25,cz=150,g=g2 于3 p124 表（6-3） ，選擇 g=g2=0

42、.8 則，= 1000 qv g pw 0.8 14.7311.785 j gpkw 由=11.785 kw , jc(%)=25,cz=150 ,參照4 p233 表 2-6-1，選擇 w p cd1,md1 型電動葫蘆用錐形轉子電動機：zd51-4, 額定功率 13 kw , 額定轉速 1400r/min,最大轉矩 3.0 倍，堵轉電流 180a，效率 81% 功率因素 0.82，靜制 動力矩 147.10nm，轉動慣量為 1.100kg。 3.3.3 電動機過載能力的校驗 參照4 p42 電動機起升機構的過載校驗，校驗如下： 校驗公式為， 1000 q n t hgv p m (8) 式

43、中： n p - 基準接電持續(xù)率時，電動機的額定功率（kw） q g - 起升載荷（n） v - 物品起升速度（m/s） - 機構總效率 t - 基準接電持續(xù)率時，電動機轉矩允許過載倍數(shù) h - 系數(shù)（繞線轉子異步電動機為 2.1，籠型異步電動機為 2.2，直流電動機為 1.4） m - 電動機個數(shù) 2.1100002209.81 7 10.3313 1 3 1000 0.792 60 kwkw 故，電動機過載校驗合格。 3.3.4 電動機發(fā)熱校驗 參照4 p42 發(fā)熱校驗的簡易法： 認為 k=1.7，這樣對應所需 cz 值，即可查出允許輸出功率值 p，當 pps 時， 電動機發(fā)熱校驗合格。

44、其中, 0.8 7100002209.81 11.815 10001000 1 0.792 qg vq g ps m 13kw (9) 故，電動機發(fā)熱校驗合格。 4 變速器的設計計算變速器的設計計算 4.1 計算變速器傳動比計算變速器傳動比 變速器傳動比的計算公式為， (10) p i 1 p t n i n 式中： - 電動機額定轉速（r/min） 1 n - 卷筒轉速（r/min） t n 其中： (11) d 60a n 0 t 式中：a - 滑輪組倍率 v - 起升速度（r/s） - 卷筒卷繞直徑（m） 0 d 則，=14.5 （r/min） d 60a n 0 t 307 . 0 6

45、0 7 260 1 1400 96.45 14.5 p t n i n 4.2 選取變速器的傳動類型和傳動簡圖選取變速器的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)改進設計思想：減速器要能適應短期間歇工作，且要結構緊湊，體積 和質量較小，傳動比較大，傳遞效率較高。據(jù)5 p5 表 1-4 中的各傳動類型的工 作特點可知，環(huán)錐行星無級變速器傳動較適于短期間歇的工作方式，且結構緊 湊，傳動比大，可實現(xiàn)在轉速的連續(xù)變化和在任意傳動位置下的穩(wěn)定運轉等特 點。 其傳動原理為：電動機通過輸入軸將動力傳遞給太陽輪 1，再借滾動副處 的牽引力，經(jīng) z 個均布裝在浮動轉臂 h 上的行星錐 2、外環(huán) 4 驅動太陽輪 3， 最后傳給花

46、鍵軸將動力輸出。調速時，經(jīng)蝸桿、蝸輪、齒輪、驅動齒條帶著外 環(huán) 4 作軸向移動，以改變外環(huán) 4 和行星錐正錐的接觸半徑，由于力平衡的條件 同時也改變了主動輪和弧錐部分的接觸半徑，從而達到無級變速的目的。其傳 動簡圖如下所示： 圖 5.4.2-1 3z-i 型行星齒輪傳動 4.3 按最大傳動能力設計行星錐環(huán)無級變速器步驟按最大傳動能力設計行星錐環(huán)無級變速器步驟 4.3.1 確定安裝的錐數(shù) 根據(jù)6表 1 可以選取錐高系數(shù) =0.15，頂錐角 2=130，從而查表得出 安裝的最多錐數(shù)，為了使摩擦傳動更加平穩(wěn)，傳遞更大的力，取 n=8.8 max n 4.3.2 行星錐環(huán)無級變速器最大傳動能力計算 1

47、） 行星錐環(huán)無級變速器受力分析 下圖 1 在軸向截面內，輸入輪 a，輸出輪 b，調速環(huán) e 在接觸點分別以力 作用在行星輪上，三力匯交。其矢量方程為 eb qqq、 a （1）0 eba qqq 由圖 2 力的多邊形可以看出 （2） ebe qqqq， a （2）式表明在傳動中，調速環(huán)和行星錐接觸點 e 處產(chǎn)生的正壓力最大。用 正玄定理表達各力之間的關系為 （3） )90sin()sin()90sin( eba qqq 2） 調速環(huán)和行星錐之間的最大接觸應力和最大正壓力 行星錐的運動可視為剛體繞定點轉動?？梢宰C明，當調速環(huán)位置確定時行 星錐和調速環(huán) e 的接觸點 x 在速度瞬心軸上，即 x 點

48、的速度為 0。x 點從行星錐 小端移向錐大端，b 輪輸出的轉速由大到小，輸出的轉矩由小到大。因此，調 速環(huán)在行星錐大端接觸時，x 點的正壓力最大。 e q 根據(jù)彈性力學理論的分析，行星錐和調速環(huán)初始接觸為點接觸，加載傳動 時，其接觸點變成為一橢圓面，橢圓中心接觸應力最大。其表達式為 （4）bqa2/3 max 式中 a、b 為接觸區(qū)橢圓的長、短軸半徑。 （5） 3/1 21 3/1 21 )(4/ )(3 )(4/ )(3 bakkqnb bakkqma e e (6) 2 2 22 1 2 11 / )1 ( / )1 ( ek ek (7) ) 1111 ( 2 1 2cos) 11 )(

49、 11 (2) 11 () 11 ( 2 1 22 1 1 2 1 22 1 1 2 22 2 1 1 rrrr ba rrrrrrrr ab 式中：調速環(huán)接觸點處主平面內最大曲率半徑： 1 r e1 rr 調速環(huán)接觸點處主平面內最小曲率半徑； 1 r 行星錐接觸點處主平面內最大曲率半徑； 2 r 2 r 行星錐接觸點處主平面內最小曲率半徑, 2 r （8） tg/ 12 hr 當接觸點在錐大端時，有表達式： =18/cos65=42.59mm （9）cos/x 1max h 將、和代人（7）式，得 1 r 1 r 2 r 2 r 90 （10） 2 1 1 2 1 112 1 2 11 11

50、 11 111 )(cos2 ) cos ()( 2 1 2 cos tgrh hr tghrh hr ab tghr rtghtgr ba 初始選定=10 得： 1 r =55)arccos( ba ab m、n 由6表 2 求出，m=1.62, n=0.68 對于鋼質調速環(huán)和行星錐，其彈性模量，泊松比 2 21 mm/206000nee 。 3 . 0 21 由（6）式得 (11) 6 1 2 1 21 10*4 . 1 1 e kk 將（10） 、 （11）式代人（5）式，并使 （12） 3 2 111 11 9 cos 10*6597 ab rtghtgr tghrq mn e 將（1

51、2）代人（4）式得最大接觸應力表達式 （13） 3 2 11 9 111 max 10*6597 cos 2 3 tghrq rtghtgr mn q e x 用許用接觸應力代替最大接觸應力并整理得最大正壓力表達式 max （14） 332 111 1110 )() cos (10*4 mn rtghtgr tghr qx 3）行星錐環(huán)無級變速器最大傳動能力 由式（3）得 （15） cos cos ae qq 在保障調速環(huán)和行星錐接觸點 e 處不打滑且滿足接觸強度條件下 a 軸輸 入的最大功率為 (16)swfrnqw aaa 將（15）式代人（26）式得： （17） aaw frsnqw)

52、cos cos ( e 將（14）式代人（17）式得： 332 111 1110 )() cos )( cos cos (10*4 mn rtghtgr tghr wsnfrw aa （18） 已知該傳動的輸入功率 p1=13kw，輸入轉速為 n1=1400r/min，提升速度為 v=7m/min, 查5p35 表 2-4 取工作情況系數(shù) s=1.25 查5p38 表 2-7 取牽引系數(shù)=0.1 f 查5p37 表 2-5 得點接觸許用接觸應力 2500mp2200 h 將上面數(shù)據(jù)代入18得=15.94mm 1 r 4.4 驗算驗算 a、b、e 點處的油膜厚度點處的油膜厚度 4.4.1 接觸點

53、的當量曲率半徑 由各傳動元件接觸點的曲率半徑計算各接觸點的運動方向當量曲率半徑 和垂直運動方向的曲率半徑。 dx dy 上圖 1 所示，在輸入盤與行星錐接觸點 a 處 式中： ， 6 . 104cos/ 11a a r5 . 35 . 0 112 aa r ，36)cos(/ 21 aa r4 22 aa r 在調速環(huán)與行星錐接觸點 e 處 在輸出盤與行星錐接觸點 b 處 各點的接觸橢圓率計算公式為 （19） 將數(shù)值代入（19）式得 ，=0.32 ，=0.11642 . 0 a k e k b k 4.4.2 無量綱速度、載荷、和材料參數(shù) （1）無量綱速度參數(shù) （20） 式中：為大氣壓力下潤滑

54、油的粘度，取. 0 2 0.01s/nm 在 a 點、e 點、b 點各傳動元件運動方向滾動速度如下： 在輸入盤與行星錐接觸點 a 處 （21） 在調速環(huán)與行星錐接觸點 e 處 （22） 在輸出盤與行星錐接觸點 b 處 （23） 有效彈性模量 （24） 2 2 22 206000/ 226373.63/ 11 0.3 en mm en mm v 式中：e 為各傳動元件材料的彈性模量，pa；為各傳動元件材料的泊 松比。 1400 /min a nr sin() /(1)430.43 /min sin e ha e r nnr r 1 2 146.6 60 a a n ws 、 、 5 3.28 1

55、0 a u 7 3.58 10 e u 7 2.67 10 b u （2） 無量綱載荷參數(shù) （25） 式中 q 為各傳動元件接觸點的法向壓緊力，n; 、 11 9.0034 10 a w 11 15.6537 10 e w 11 11.6537 10 b w （3） 無量綱材料參數(shù) （26） 4980.22ge 式中：為潤滑油的壓力粘度系數(shù)，。 22 2.2 10/mn 4.4.3 接觸區(qū)中央最小油膜厚度、膜厚比 傳動元件接觸點無量綱最小油膜厚度計算公式為 （27） 傳動元件各接觸點最小油膜厚度計算公式為 （28） 、 min 1.455 a h min 5.224 e h min 1.959

56、 b h 傳動元件各接觸點膜厚比的計算公式為 （29） 式中：分別是相互接觸的兩個傳動元件的表面粗糙度 12 ff 、 查5p45 取 12 0.5ffm 、3.058 a 9.388 e 4.655 a 在滿足膜厚比條件下，傳動元件的磨損最小和壽命最長。由310 此可知設計滿足要求。 4.5 軸承和軸的校核軸承和軸的校核 4.5.1 深溝球軸承 6006 gb/t276-1994 的校核 1，由于該軸承主要受徑向載荷，故=04000 h (49) 3 66 101010200 6060 14.5 77000 h c l np 故略高于預計計算壽命，故該軸承滿足壽命要求 綜上所述，6006 g

57、b/t276-1994 深溝球軸承滿足設計要求，可以選用。 4.5.2 角接觸球軸承 7206 gbt292-1994 的校核 該軸承的受力情況與深溝球軸承 6006 gb/t276-1994 的受力情況相同 故， =0e=0.8 r a r 0 p=77000 nxr fp 1.41 55000 n 3 66 6060 14.5 4000 77000116.686 1010 h nl cp 由于角接觸球軸承 7206 gbt292-1994 的基本額定動載荷 c=178000n,故該 軸承滿足受載條件 此軸承的基本額定靜載荷 co=128000n?，F(xiàn)驗算其壽命： 1) 。參照7 p314 表

58、 13-5，此時 e=0.50， 0 0 0 12800 a c 2) 取 x=1 。 則當量動載荷 p 1.41 5500077000 p pfxrn 3) 驗算角接觸球軸承 7206 gbt292-1994 的壽命 3 66 1010178000 5790.74000 6060 14.577000 h c lhh np 略高于預計計算壽命，故該軸承滿足壽命要求 綜上所述，7206 gbt292-1994 軸承滿足設計要求，可以選用。 4.5.3 中間軸的校核中間軸的校核 由于中間軸主要承受扭轉作用，故應按扭轉強度條件進行其強度校核計算。 軸的扭轉強度條件為 (50) 9550000 tt tt p t n ww 式中： 扭轉切應力 t (mpa) 軸的抗扭截面系數(shù) （） wtmm3 許用扭轉切應力 t (mpa) 由于中間軸兩端是花鍵 6 28 23 6，故 = (51) wt 16dzb/ddd-d d 2 4 =3007 28166/6232823-28 23 2 4 所以， 13 9550000 1400 29.5 3007 t