螺杆启闭机 说明书

本科毕业设计说明书

中型水电站电动螺杆启闭机设计

THE DESIGN OF MEDIUM HYDROPOWER STATION ELECTRIC SCREW HOIST

学院（部）：机械工程学院

专业班级：机设08-10班

学生姓名：

指导教师：

2012年5月28日

中型水电站电动螺杆启闭机设计

摘要

螺杆式启闭机是水利建设工程中用途广泛的重要机械设备，其工作原理是电动机通过带传动一级减速、蜗轮蜗杆传动二级减速，使承重螺母转动带动螺杆升降以启闭闸门。本设计是基于Pro/E三维建模的一种电动螺杆式启闭机的设计，主要包括蜗轮蜗杆、螺母螺杆、箱体等设计。此外本设计对现有的螺杆启闭机常出现的顶闸事故，做出了结构和电路上的改进，提高了启闭机的安全性能。

关键词：闸门启闭；电动螺杆式启闭机；顶闸事故；Pro/E三维建模

THE DESIGN OF MEDIUM HYDROPOWER STATION

ELECTRIC SCREW HOIST

ABSTRACT

Screw hoist is an important mechanical equipment which is widely used in water conservancy construction.Through the first slowdown of the belt transmi- ssion and the second slowdown of worm transmission ,the speed of the motor is decelerated to make the nut rotate and drive the screw up.This paper is about an electric screw hoist which is based on Pro/E, mainly includes the design of worm, nut, screw, box, etc.In addition, an improvement on mechanical structure and circuit structure about problem of the existing screw hoist is presented,all this enhancement can improve the safety of the hoist.

KEYWARDS：Gate crane; Screw hoist; Pro/E of 3d modeling

目录

摘要(中文) (Ⅰ)

摘要(外文) (Ⅱ)

1绪论 (1)

1.1引言 (1)

1.2我国水利工程发展状 (1)

1．3螺杆式启闭机的应用及分类 (1)

1．4设计背景及设计目的 (1)

1.5设计原理及设计方案 (2)

2启闭机机械部分设计 (2)

2.1工作原理及传动方案设计 (2)

2.2设计要求及设计参数 (3)

2.3螺旋传动设计 (3)

2.3.1螺杆设计 (3)

2.3.2 螺母设计 (6)

2.4 电动机选型 (7)

2.5 传动比分配 (8)

2.6 蜗杆传动设计 (8)

2.6.1 蜗轮蜗杆设计计算 (8)

2.6.2 蜗杆轴的结构设计 (11)

2.6.3 蜗轮的结构设计 (13)

2.7 普通V带传动设计 (14)

2.7.1 带传动参数设计 (14)

2.7.2 带轮的结构设计 (16)

3闸门连接设计 (16)

3.1 螺杆连接及连接套筒设计 (16)

3.2 连接杆与闸门连接处设计 (17)

4启闭机电路控制部分设计 (17)

4.1 顶闸事故分析与技术改进 (17)

4.2 电动机自动控制线路图 (17)

5启闭机安装与调试 (19)

5.1 启闭机附加手把设计 (19)

5.2 启闭机的安装及试车 (20)

总结 (21)

参考文献 (22)

致谢 (23)

1绪论

1.1 引言

螺杆式启闭机是用在各种水利工程的过水孔道上，起着控制水闸的一种中小型启闭机械设备，利用该机的升降使其配套水闸实现开启和封闭过水孔道、控制水位、调节流量的作用，它广泛应用于水利水电、市政建设、水产养殖及农田水利建设等工程中。

我国水力资源丰富，启闭机在水利工程中应用广泛，在一些闸重量不大又需要一定闭门力的场合，螺杆式启闭机以其结构简单、价格便宜、安装简便等优点被大量应用于灌区各级渠道上的涵闸及引水枢纽工程。

1.2 我国水利工程发展状况

我国的水资源丰富，河流总长42万千米，流域面积在1000千米以上的河流有1600条，大小湖泊2000多个。多年径流量27115万亿立方，水资源总量约2.8124万立方。

我国水利工程建设发展迅速，防洪蓄水工程修建水库8.61万座、堤防海塘22万千米、安全蓄滞洪区100多处、水闸3万座，引水灌溉面积1600hm3—4900hm3，城市引水工程有引滦入津、引碧入大、引黄济青、东深引水、南水北调等，水力发电工程有葛州坝271.5万千瓦、二滩330万千瓦三峡70×26=1820万千瓦，此外在工程建设方面，高坝、碾压混凝土坝、面板堆石坝、地基处理、土工织物、网络计算、施工技术、建设管理等都有很大的进步。

1.3 螺杆式启闭机的应用及分类

螺杆启闭机在中小型水利工程中应用广泛，有起到控制水位，调节流量的作用，应用于水利水电、市政建设、水产养殖及农田水利建设等工程，它可以分为：手电两用螺杆式启闭机、手推式螺杆式启闭机、侧摇式启闭机、手动螺杆启闭机等几种，用螺纹杆直接或通过导向滑块、连杆与闸门门叶相连接，螺杆上下移动以启闭闸门。螺杆支承在承重螺母内,螺母和传动机构（伞齿轮传动或蜗轮传动）固定在支承架上。接通电源或用人力手摇柄拖动传动机构，带动承重螺母旋转,使螺杆升降以启闭闸门。螺杆是受压受拉杆件,需要下压力迫使闸门下降时应计算压杆的稳定性。螺杆式启闭机结构简单，坚固耐用，造价低廉，适用于小型平面闸门和弧形闸门，其启闭力一般在200kN 以下。500kN、750kN大容量的螺杆启闭机也已生产,用于潜水孔平面闸门和弧形闸门的操作。

1.4 设计背景及设计目的

随着社会的发展和进步，水利工程建设的步伐日益加快，在各种水利工程设施中，对螺杆式启闭机的需求也不断增加，不同场合对启闭机的性能也有特殊要求，传统的启

闭机存在的种种缺陷，已经越来越满足不了市场的需求。

传统启闭机操作过程中稍有不慎将会发生顶闸事故，使螺杆压弯、顶碎启闭机端盖，顶断启闭机梁使钢筋混凝土梁上缘开裂破坏，严重的会发生启闭机台（梁）位移、旋转、倾复，甚至造成人员伤亡，电动启闭机还会引起电动机过载而烧毁电机。上述事故严重影响工程的安全运用、威胁着操作人员的人身安全。

本设计继承在传统螺杆式启闭机的优点外，还对其进行了改进，避免了启闭机在使用过程中经常出现的顶闸事故。

1.5 设计原理及设计方案

中小型水利工程中的闸门重量从几吨到几十吨不等，为了可以控制闸门启闭高度，其必须使用一种起重装置，采用螺旋启闭装置可以实现此要求。

具体设计方案是通过减速装置增大扭矩，使承重螺母转动带动螺杆升降，实现闸门的启闭。为实现在实际使用过程中对水流量大小的控制，需采用一种自锁装置，使闸门可以停留在所需要的位置。

综上所述，本设计的螺杆启闭机采用三相异步电动机为动力，通过普通V带传动一级减速，蜗轮蜗杆减速传动二级减速，蜗轮与螺母联接为整体同步旋转带动螺杆升降，其中蜗轮蜗杆机构和螺母螺杆机构均具有自锁性质。

2启闭机机械部分设计

2.1 工作原理及传动方案设计

如图1所示，螺杆式启闭机由电动机带动，通过带轮传动、蜗轮蜗杆传动，带动固接在蜗杆上的螺母转动，从而使螺杆(图中未画出)升降。图2为整机的三维建模图。

图1 工作原理图

图2 三维建模图

2.2 设计要求及设计参数

按设计要求，启闭机的起重吨位10=F 吨，启闭速度min /240/004.01mm s m v ==。 使用寿命8-10年，定期检修。 2.3 螺旋传动设计

螺旋传动是利用螺杆螺母组成的螺旋副来实现传动要求的。主要用于回转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。对于传力螺旋，以传递动力为主，常采用梯形螺纹，螺杆常用优选螺纹。 2.3.1 螺杆设计

1)螺杆选材：螺杆选用45钢，螺母材料选用青铜，螺旋副的摩擦系数取10.0=f 。 2)按耐磨性设计：

选择梯形螺纹，螺纹中径为2d ，有中径公式：

[]

p F

d φ8

.02≥

①螺杆受轴向力轴向力N F 4108.98.910000?=?= ②系数φ(2/H d =φ)

对于整体螺母，螺纹工作圈数不宜过多，故取5.2~2.1=φ，此处取5.1=φ。 ③螺旋副材料的许用压力[]MPa p 18=。 ④计算中径2d

[]

p F d φ8.02≥=mm 198.48185.1108.98.04

=??

⑤查梯形螺纹基本尺寸表(GB5796.3-86),取 公称直径mm d 70=， 螺距mm P 14=，

中径mm P d 635.0d 2=-=，

小径()()mm a P d d c 541145.02705.021=+??-=+-=，

螺纹升角?=??==046.463

14

1arctan arctan

2ππψd nP 当量摩擦角?=?

==911.515cos 10

.0arctan cos arctan βψf v

由于v ψψ<，所以螺旋副自锁。螺杆梯形螺纹如图3所示。

图3 螺杆梯形螺纹

3）螺杆的强度校核

对于受力较大的螺杆，根据第四强度理论对危险截面进行校核，其强度条件为：

[]σσ≤???

? ??+=2

1

2

ca

431

d

T

F A

①螺杆螺纹段的危险截面面积：222106.2289544

4

mm d A =?=

=

π

π

②螺杆所受的轴向拉力：N F 4108.98.910000?=?=

③螺杆所受的扭矩：

()()mm N d F T v ??=?+???=+=5210925.4911.5406.4tan 2

63

98000tan 2ψψ

④滑动螺旋副材料的许用应力：[]MPa s

3.118~715

~3355

5

~3==

=σσ ⑤螺杆危险截面的计算应力ca σ为，

[]

σσ≤=???

???+=

MPa 49.5254541900439800006

.228912

2ca

所以螺杆满足强度要求。 4）螺杆的稳定性校核

对于长螺杆启闭机的螺杆，在闸门下降时遇到闸门轨道异物阻塞或其他情况顶闸时，螺杆会受到压力，当轴向压力大F 大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失稳定性，故需对其进行稳定校核。螺杆的稳定性条件为

s cr

sc S F

F S ≥=

螺杆的临界载荷为

()

2

`2l EI F cr μπ= ①取工作长度mm l 5000=，长度系数7.0=μ，惯性半径mm d i 5.134

5441===

，柔度26.2595

.135000

7.0s =?=

=

i

l

μλ

②螺杆危险截面惯性矩44

4

141740064

5464

mm d I =?=

=

ππ

③螺杆材料拉压弹性模量MPa E 51006.2?= ④临界载荷为

()N F cr 42

`210927.650007.0417400

206000?=???=

π

由于螺杆启闭机工作时对螺杆产生的最大压力为N F 4

108.98.910000?=?=，cr F F >，所

以螺杆在受压力的情况下有可能失稳弯曲。需增加螺杆的直径以提高其稳定性，故重新选取螺杆直径系列： 公称直径mm d 75=， 螺距mm P 10=，

中径mm P d 705.0d 2=-=，

小径()()mm a P d d c 595.0105.02705.021=+??-=+-=，

螺纹升角?=??==046.470

10

1arctan arctan

2ππψd nP 当量摩擦角?=?

==911.515cos 10

.0arctan cos arctan βψf v

此时计算得临界载荷N F cr 4109.9?=F >,螺杆稳定性满足要求。 螺纹标记为s g g H M --?65/61075。 2.3.2 螺母设计

一般螺母的材料强度低于螺杆，需校核螺母螺纹牙的强度，由于螺旋副的摩擦系数较大，还要对耐磨性进行校核。 1）螺母的螺纹牙强度校核

螺纹牙危险截面的剪切强度条件为

[]τπτ≤=

Dbu

F

①螺纹牙根部的厚度：mm P b 5.61065.065.0=?==，

②螺母大径：mm a d D c 765.02752=?+=+=，

③螺母螺纹圈数：9=u ，螺母高度mm uP H 90109=?==，此时286.170

902===d H φ， ④螺纹牙危险截面的计算剪切强度为

MPa 02.79

5.67698000

=???=πτ

取青铜螺母的需用剪切强度[]MPa 40~30=τ，[]ττ≤，故满足强度要求。 2）螺母的螺纹牙耐磨性校核

螺纹工作面上的压力越大，螺旋副之间就越容易形成磨损，故螺纹的耐磨性取决于工作压力F ，螺纹工作面上的耐磨性条件为

[]p hH

d FP

p ≤=

2π

①接触螺纹牙尺高：mm P h 5105.05.0=?==

②螺纹牙的计算工作压力为

MPa p 91.990

57010

98000=????=

π

根据螺母螺杆材料，相对滑动速度为低速，取[]MPa p 25~18=，[]p p ≤，故螺旋副满足耐磨性条件。 3）螺母的结构设计

如图4所示，螺母高度mm uP H 90109=?==，考虑与蜗轮轮毂配合的法兰结构，取螺母的整体高度为mm 98。

外圆面mm 144Φ与蜗轮轮毂外圆面直径相等，螺母与蜗轮配合安装后，磨削精加

工外圆，以保证与复合轴承6

7

144h H Φ配合。螺母其他尺寸设计从略。

图4 螺母结构图

2.4 电动机选型

根据电动机选择要求，低转速电动机，因极数较多而外廓尺寸及质量较大，故价格较高，但可使传动装置总传动比及尺寸减小，高速电动机则相反。通常多选用同步转速为1500r/min 或1000r/min 的电动机。

1）蜗轮所受到的转矩：mm N T ??=5110419.5 2）蜗轮的设计转速：min /2410

24011r P v n ===

3）输入蜗轮的功率：kW n T P 362.19549000

24

10419.595490005111=??==

4）电动机功率为

2

11

ηηP P d =

①蜗轮蜗杆副的传动效率：7.01=η ②普通V 带的传动效率：96.02=η ③电动机计算功率kW P d 03.296

.07.0362

.1=?=

根据电动机选择要求，查表选择Y 系列三相异步电动机。电动机型号Y112M-6，额定功率2.2Kw ，额定转速min /940r n d =， 2.5 传动比分配

根据蜗杆蜗轮传动的特点，带传动的传动比一般7≤i ，推荐用值为5~2=i ，蜗轮蜗杆传动可以达到较大的传动比。

1）根据带传动传动比的要求，带轮传动比21=i ， 2）蜗轮蜗杆传动比

583.1924

2940

112=?==

n i n i d 2.6 蜗轮蜗杆传动设计 2.6.1 蜗轮蜗杆设计计算 1)选择蜗杆的传动类型

根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。因为蜗杆传动比30~142=i 之间，故选取螺杆头数推荐用值21=z 。 2）选择材料

考虑到蜗杆传动功率不大，且为低速传动，故蜗杆选用45钢，为提高耐磨性，蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC 。蜗轮材料选择价格低且性能优良的HT200，金属整体模铸造。

3）按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿面弯曲疲劳强度，蜗轮蜗杆传动中心距

[]31???

?

??≥H E Z Z KT a σρ

①作用在蜗轮上的转矩：mm N T ??=5110915.4 ②确定载荷系数

因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数1=βK ，选取使用系数1.1=A K ，由于转速不高，冲击不大，选取动载荷系数1.1=V K ，则

21.11.111.1=??==V A K K K K β

③确定弹性影响系数E Z

铸铁蜗轮与钢蜗杆相配，故2

1160MPa Z E = ④确定接触系数ρZ

先假设蜗杆分度圆直径1d 和传动中心距a 的比值35.01

=a

d ，查得9.2=ρZ 。 ⑤确定需用接触应力[]H σ

因为蜗轮的材料为灰铸铁，蜗杆传动的承载能力主要取决于齿面胶合强度，[]H σ与应力循环次数无关。查表取[]MPa H 96=σ。

⑥计算中心距

mm a 400.240969.219054190021.13=??

?

?????≥

取中心距mm a 200=，查表取模数mm m 8=，蜗杆的分度圆直径mm d 801=，此时,4.01=a d

查表得接触系数74.2='ρ

Z ，因为ρρZ Z <'，说明以上计算结果可用。 4）蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸

①蜗杆

轴向齿距mm p a 133.25=，直径系数10=q ，齿顶圆直径mm d a 961=，齿根圆直径mm d f 8.601=，分度圆直径导程角638111'''?=γ，蜗杆轴向齿厚mm s a 5664.12=。

②蜗轮

蜗轮齿数412=z ，变位系数5.02-=x

验算传动比5.2024112===

z z i ， 传动比误差%5%7.40468.0583

.19583

.195.20≤==-，传动比误差满足要求。

蜗轮的分度圆直径mm mz d 32841822=?==

蜗轮喉圆直径mm h d d a a 344823282222=?+=+= 蜗轮齿根圆直径mm h d d f f 8.30882.123282222=??-=-=

蜗轮咽喉母圆半径mm d a r a g 283442

1

2002122=?-=-=

5）校核齿根弯曲疲劳强度

[]F Fa F Y Y m

d d KT σσβ≤=

2212

53.1

当量齿数：()48.4331.11cos 41

cos 3

322=?==γz z v

根据5.02-=x ，48.432==v z ，查表得齿形系数87.22=Fa Y 。 螺旋角系数：9192.014031.1111401=?

?

-

=?

-

=γ

βY 应力循环次数7110728.1120002416060?=???==h L jn N

查表得HT200铸造蜗轮的基本许用弯曲应力[]MPa F 34='

σ 寿命系数729.010

728.11097

6=?=FN

K 许用弯曲应力[][]MPa K F FN F 79.24729.034=?='

?=σσ

计算弯曲强度为

[]F F MPa σσ≤=??????=

435.119192.087.28

32880491500

21.153.1

蜗轮轮齿弯曲强度满足要求。 6）验算蜗轮蜗杆传动效率η

()

()

v ?γγ

η+=tan tan 96.0~95.0

相对滑动速度s m n d v s /01.231.11cos 100060470

80cos 1000601

1=?

???=

?=

πγ

π

查表得070.0=v f ，?=4v ?，带入计算传动效率得706.0~694.0=η，与原估计值

7.01=η相仿，因此无需重算。 7）精度等级公差

此处为通用机械减速，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选取8级精度，侧隙种类为f ，标注为8f GB/T10089-1988。

2.6.2 蜗杆轴的结构设计 1）轴的尺寸设计

蜗杆轴功率kW P P d 112.296.02.221=?=?=η 蜗杆轴转速min /2.498887

.1940

11r i n n d ===

估算蜗杆轴的最小直径

3

1

1

0min n P A d ?= 查表得，选取蜗杆轴的材料我45钢，调质处理，取系数1100=A 计算最小直径

mm d 8.172

.498112

.21103

min =?=

图5 蜗杆轴结构图

如图所示为蜗杆轴的结构图。

蜗杆齿宽()()mm m z b 68.8384106.0806.0821=??+=+≥，圆整后取

mm b 841=。

蜗杆轴直径()()mm d d f 8.56~8.584~28.604~21=-=-=，圆整后取

mm d 58=。

轴承内圈配合的轴径mm d 552=。定位轴肩高度()21.0~07.0d h =，圆整后取

mm h 5.4=，则轴肩直径为mm 64Φ。

与带轮配合的轴径为mm 46Φ，蜗杆轴与手把采用型面配合。

2）蜗杆的刚度校核

蜗杆受力后如产生过大的变形，就会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗杆与蜗轮的正确啮合，需对蜗杆进行刚度校核。主要校核蜗杆的弯曲刚度，其最大挠度(单位mm)按照

以下公式进行校核

[]y L EI

F F y r t ≤+=

321

2148

①计算蜗轮蜗杆传动各轴转矩 电动机输出转矩m N n P T d d d ?=?==35.22940

2.295499549

蜗杆轴输入转矩m N i T T d ?=??=?=48.4096.0887.135.22211η 蜗轮输入转矩m N i T T ?=??=?=89.5807.05.2048.401212η ②蜗轮蜗杆受力分析 蜗杆所受的圆周力N d T F F a t 10128048

.40221121=?==

= 蜗杆所受的轴向力N d T F F t a 3542328

89.580222221=?==

= 蜗杆所受的径向力N F F F t r r 128920tan 3542tan 221=??===α ③计算蜗杆的挠度

[]y y ≤?=????+=3

-35

221058.630010

7.62090004812891012 其中，蜗杆材料的弹性模量GPa E 209=

蜗杆危险截面的惯性矩454

41

107.664

8.6064

mm d I f ?=?=

=

ππ

蜗杆两端支撑距离mm L 300=

许用最大挠度[]mm d y 08.01000

8010001===

通过上述计算可得，蜗杆轴的挠度在许用范围内，满足刚度要求。 3）轴系零部件设计

蜗杆减速时，滚动轴承配置常采用一支点双向固定另一端支点游动的安装方式，为了方便调整轴向间隙，常采用套杯结构。

因为蜗杆正反转时所受轴向力相反，双向固定端轴承选用两个圆锥滚子轴承(代号51217)背对背安装，游动端选用深沟球轴承(代号6211)。

圆锥滚子轴承有圆螺母配合止动垫圈固定，圆螺母代号GB810-88 M48X1.5，深沟球

轴承用轴用弹性挡圈固定。

根据轴承转速选用轴承的润滑方式，由min /1074.22.498554r mm dn ??=?=，轴承转速较低，采用脂润滑。 2.6.3 蜗轮的结构设计

蜗轮的结构如图6所示，采用灰铸铁HT200整体铸造。

图6 蜗轮结构图

1275.0a e d d ≤，圆整后取mm d e 502=，蜗轮轮毂内径mm d 961=与螺母外径配合，配合

性质67

96s H Φ，轮毂外径mm d 1142=与复合轴承配合，配合性质6

7144h H Φ。

螺母与蜗轮轮毂配合安装后，为增加联接的可靠性，在配合表面接缝处安装4个螺钉，螺钉直径()m d 5.1~2.1=，采用M10的螺钉联接。如图7所示为蜗轮与螺母的装配图，螺母与蜗轮安装好后，需要加工螺钉联接的上表面，为了满足加工工艺的要求，螺纹孔轴线应向蜗轮轮毂偏移

mm 3~2x =。

图7 蜗轮螺母装配图

2.7 普通V 带传动设计 2.7.1 带传动参数计算 1）确定计算功率

查表得工作情况系数3.1=A K ，故

kW P K P A ca 86.22.23.1=?==

2）选择V 带的类型

根据ca P 、1n 查图表选用A 型。 3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v

①查表，初取小带轮的基准直径mm d d 1061= ②验算带速s m n d v d /214.51000

60940

1061000

601

1=???=

?=

ππ

因为带速在s m v s m /30/5<<，所以带速合适。

③计算大带轮的基准直径mm id d d d 212106212=?==，查表圆整得mm d d 2002= 4）确定V 带的中心距a 和基准长度d L

①由中心距的变动范围

()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+

初取中心距mm a 5000=

②计算所需的基准长度

()()0

2

122

10042

2a d d d d a L d d d d d -+++

≈π

()()mm 08.14855004106200200106250022

=???

??

??-++?+?=π

查表选取V 带的基准长度mm L d 1400=。

③计算实际中心距a 和中心距变动范围

mm L L a a d 5.4572

1485

1400500200=-+=-+

≈ 中心距变动范围

mm L a a d 5.4361400015.05.457015.0max =?-=-=

mm L a a d 5.499140003.05.45703.0min =?+=+=

由上计算得中心距变化范围为mm 5.499~5.436。 5）验算小带轮上的包角1α

()

()?≥?≈?

--?=?--?≈9023.1685

.4573.571062001803.57180121a d d d d α 6）计算带的根数z

①计算单根V 带的额定功率r P

根据mm d d 1061=和min /9401r n =，查表得kW P 041.10=，单根V 带额定功率增量kW P 108.0=?，包角修正系数97.0=αK ，长度系数96.0=L K ，得

()()kW K K P P P L r 070.196.097.0108.0041.10=??+=??+=α?

②计算V 带的根数z

67.207

.186

.2===

r ca P P z 圆整取V 带根数为3根。

7）计算单根V 带的初拉力最小值()m in 0F

查表得A 型带的单位长度质量m kg q /1

.0=，所以

()()2min

05.2500

qv zv

K P K F ca

+-=αα

()N 88.146214.51.0214.5397.086.297.05.25002=??

????

?+???-?= 应使带的实际初拉力()m in 00F F >。 8）计算压轴力P F

压轴力最小值为

()()N F z F P 64.8762

23.168sin

88.146322

sin

21

m in 0m in

=?

??==α