礦用JH-10回柱絞車設計,礦用JH-10回柱絞車設計,礦用,jh,10,絞車,設計 圖 書 分類號： 密 級： 畢業(yè)設計說明書 礦用 JH-10 回柱 絞車 MINE JH-10 PILLAR WINCH 學生姓名 季雁楠 學 號 20140601115 班 級 14 機械 1 指導教師 丁明 專業(yè)名稱 機械設計制造及自 動化 學院名稱 機電工程學院 年 月 日 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 徐州工程學院畢業(yè)設計原創(chuàng)性聲明 本 人鄭重聲 明： 所 呈交的畢 業(yè)設計，是本人在 導師的指 導下， 獨 立進 行 研 究工作所 取得的成 果。 除文 中已經注 明引用或 參考的內 容外， 本 設計說明 書 不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做 出 重要貢獻 的個人和 集體，均 已在文中 以明確方 式標注。 本 人完全意 識到本聲 明的法律 結果由本 人承擔。 論 文作者簽 名： 日期： 年 月 日 徐州工程學院畢業(yè)設計版權協(xié)議書 本 人完全了 解徐州工 程學院關 于收集、 保存、 使 用畢業(yè)設 計的規(guī)定 ， 即 ： 本校學生在學習期間所完成的畢業(yè)設計的知識產權歸徐州工程學院所擁有。 徐州工程學院有權保留并向國家有關部門或機構送交設計說明書的紙本復印 件 和電子文 檔拷貝， 允 許說明 書被查閱 和借閱。 徐 州工程 學院可以 公布說明 書 的全部或部分內容，可以將說明書的全部或部分內容提交至各類數據庫進行 發(fā) 布和檢索 ，可以采 用影印、 縮印或掃 描等復制 手段保存 和匯編本 說明書。 論 文作者簽 名： 導師簽名 ： 日 期： 年 月 日 日期： 年 月 日 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 摘要 礦用回柱絞車稱之為慢速絞車， 是 一種起升機械， 用于從上部工作柱拆卸和回收機械 設備。 牽引力高， 牽引緩慢是礦山后面絞車的主要特點。 在這一點上， 中國的煤炭工業(yè)正在 快速增長。 在地下采礦工作中， 當煤層的一側完成時， 需要進行封蓋。 由于后立柱的操 作是危險的工作， 員工不能直接進入塔頂， 金屬成本高。 如果柱子是手動回收的， 安全性 低， 效率低。 此時， 返回絞車可以設置在遠離返回塔的空柱的危險部分的安全區(qū)域中， 并 且上部柱被電纜吊鉤頭拉動并收回。 由于重量減輕和重量輕， 不僅需要薄煤層， 而且還需 要陡傾的煤礦， 以及回收金屬棒的各個方面， 這些金屬棒沉入土壤或被蛭石掩埋。 除了絞 車立柱可用于返回頂部立柱工作外， 還可用于 搬運重物和運輸車輛。 針對現代工業(yè)生產的 高生產率和先進的技術經濟指標，絞盤回收利用既經濟又快速。 根據礦山機械的特殊要求，本文著重介紹了傳動部分，線圈部分和制動部分的設計， 起重機的兩個主要部分， 線圈缺少 力的直接后果成為焊縫的破碎。 制動器是絞車制動裝置， 其功能是克服和抵消起重機運動系統(tǒng)的慣性力并防止其移動， 并且當 系統(tǒng)靜止時， 起重系 統(tǒng)制動可產生運動。 。 簡而言之， 它用于減緩提升機的運動， 并將其置于故障狀態(tài)下的 某些參數中。 關鍵詞 小絞盤；容繩量；鋼絲繩平均運行速度 I 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 Abstract Mine recycling mainstay winch, which is also called slowly winch, it is widely used to dismantle and recovery the coal mining machinery and equipments, larger traction engine and slowly speed are the main properties of the recycling mainstay winch. Currently, our countrys coal mining industry is developing rapidly,In the work of underground coaling， we will release top-coal when a place of work after the coal mining. Due to the recovery of hydraulic prop assignments, workers cannot risk directly into the whole area, prop-pulling， And the high cost of metal ， If hydraulic prop cannot be recovered, It will cause a larger waste. If using artificial recycling hydraulic props, It is poor safety and low efficiency 。This can be arranged in winch is empty section top prop-pulling far safer ground, use rope hook head to pull down and recycling spots. Because of its low weight light, it is very applicable in the thin coal seam, and steep coal seam mining face, and various mining face slab or sink recycling waste metal staff of pressure. Prop-pulling hoist can recycle hydraulic prop，release top coal ,it is also available to transfer the weight and the transport vehicles, etc. It is economic and quickly to use prop-pulling hoist to recycle hydraulic props, It complies with the standards of modern industrials high productivity and advanced technical economic indexes. For some small winch (such as scraper winch, winch, etc.) do type inspection at the manufacturer, because the capacity is large, some manufacturers to design field winding rope.The wire rope with equal length, the capacity of rope, the average running speed of wire rope and the height difference between the hoist drum rim and the outer steel wire rope can not be measured practically. After deduction and research, it is applied.The basic mathematical formulas set up a simple calculation method for the rope volume of the winch, the average running speed of the wire rope and the difference of the edge height. Keywords the small winch the volume of the rope the average running speed of the wire rope II 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 目 錄 摘要 . I Abstract . II 1 緒論 . 1 2 初始數據 . 7 3 工作條件 . 8 4 方案的初步擬定 . 9 4.1 各部分的結構及其特征 . 9 4.2 傳動特點. . 10 5 總體設計 . 11 6 蝸輪蝸桿傳動件設計 . 14 6.1 選擇蝸桿傳動類型 . 14 6.2 選擇材料 . 14 6.3 根據齒面接觸疲勞強度進行設計 . 14 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 . 14 7 齒輪的傳動設計 . 17 7.1 齒輪模數的確定 . 17 7.2 齒輪的變位 . 18 7.2.1 變位 . 18 7.2.2 變位系數的確定 . 18 7.2.3 接觸強度和彎曲強度的校核 . 22 8 蝸輪軸設計 . 27 9 中間軸設計 . 30 10 滾筒及主軸的設計計算 . 31 11 軸承的校核 . 35 12 鍵的選擇與校核 . 36 13 聯軸器的選擇 . 37 14 回柱絞車制動器設計 . 38 15 回柱絞車的使用與維修 . 42 結論 . 44 致謝 . 45 參考文獻 . 46 III 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 1 緒論 1.1 JH-10 回柱絞車型號含義和組成 1.1.1 型號含 義 開頭字母 J 是卷揚機的類稱符， 字母 H 的含義是回柱絞車， 數字 10 的含義是拉力為 10T 鋼絲繩的平均靜張力 1.1.2 組成 JH-10 的回柱絞車由一下幾個部分組成，如下看 圖 1-1 絞車 原理圖 1.電動機 2 聯軸器 3 蝸輪 4 蝸桿 5 內齒輪 6 撥塊 7 徘徊齒 輪 8 錐面端 蓋 9 過橋齒 輪 10 大齒輪 11 滾筒 電機：使用 F 級別防爆 減速器： 減速器使用一級弧形蝸桿和一級齒輪。蝸 輪 軸上設有內齒離合器，其 中 內 齒 5 與徘徊齒輪 7 相嚙合， 通過操縱手柄推動撥快可以使得徘徊齒輪軸向移動脫離內齒 5， 這時候的滾筒可以自行轉動，當滾筒轉速過快時可以撥動撥快至遠離內齒 5 的 極限位置， 為了使小齒輪 7 的摩 擦圓錐與渦輪機箱體端蓋處的摩擦圓錐一致，起到一個制動的效果。 過橋齒輪： 它是兩個 齒輪之間的一個過渡齒輪， 通過它可以使得過橋齒輪兩邊的齒 輪轉向相同， 并且不會 影響到前后轉動的齒數比， 最主要的目的是為了滿足絞車結構上的 需求，就是增加卷筒與蝸輪的中心距離。 卷筒部分：卷筒的結構主要由四個部分組成，包括卷軸，主軸，齒輪和軸承座。 底座部分： 底座部分的外觀呈雪橇狀和長方形。 電機、 減速器、 卷筒三個部分排列 分布形成一個整體。 1.2 傳動 結構 1. 傳動系統(tǒng) 的 第一階段 是渦輪蝸桿 減速， 它的 優(yōu)點在于自 身具備自鎖 功能，在這 樣 的 條件下重物拉動滾筒旋轉的情況就不會出現 1 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 2.總體上來講傳動比非常大，可選用功率較小的電機，并且不影響其傳動效率。 3. 整體結構非常緊湊，節(jié)省空間，節(jié)省生產成本。 4. 由于是 礦 井運作， 所 以本回柱絞 車的電機及 其他部分皆 使用防瓦斯 防爆的設備，保 證了在該惡劣環(huán)境下的安全使用 5. 本 回柱絞 車安有制動 裝置，在徘徊 齒輪的末 尾處設置有 錐形摩擦制 動， 使得徘徊齒 輪在脫離內齒輪的極限位置能夠與之契合，產生制動效果。 6 蝸輪蝸桿運行過程發(fā)熱量大， 容易損壞， 所以需 要重 點關 注 其 潤 滑和 維護 工作 1.3 回柱 絞車的布置 1.3.1 安裝于 回 風巷內 如下圖 0-1 所示 圖 1-2 回 風巷 內 回風道中的 位置需要滿 足遵循操作 程序的要求 。其中安裝 于回風巷的 優(yōu)點有：1. 方便 回柱絞車安置于固定位置， 無需在 工作中各種搬運轉移位置 2.在煤礦層傾斜角度很大、 壓 力 很大的工作 平面內能 夠有較為理想 的適應程 度。其中缺 點有：1. 在 材料的運輸 方面可能 對其有著一定程度上的影響 2.鋼絲繩需要一定大的抗拉強度因為其纏繞軌跡需要 90 度繞 過一個導向輪， 若其抗 拉強度不足容易導致其繩子損毀 3.對導向輪的固定要求較高，增 加 了作業(yè)難度。 1.3.2 安裝于 回 采工作 面上端 回柱絞車緊貼著回風巷，并且安裝于靠上的密集柱之中，如下圖 1-3 2 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 圖 1-3 回采 工作面上端 安裝在該工作平面的優(yōu)勢有：1.解決了前面安裝于回風巷內繩子繞 90 度牽引的弊端， 鋼絲繩的走向為直線較為可靠， 繩子在工作上的運行上順滑阻力不大且不容易造成鋼絲繩 的損毀 2.鑒于之前材料運輸不便的問題有了很好的解決。其中的劣勢有：1.工作循環(huán)進行 一次就需要搬運回柱絞車調整位置， 極其不 便 2.無法再煤礦層傾角過量的情況利用，故 頂 板需要有較強的穩(wěn)定性能。 在頂上 遭受較強的力量時， 機座在這種惡劣情況下易改變其形 狀 3.如果頂上受力不均發(fā)生較惡劣冒落會導致回柱絞車的掩埋， 對于工作也許會產生不必 要的麻煩。故該安置方式很少被采取。 1.3.3 絞 車直接 安裝在工 作平面上 如下圖所示 圖 1-4 在工 作平面上 對于安裝在 工作平面上 的 優(yōu)勢有以 下幾條：1. 可以增加回 柱速度在很 多臺回柱絞 車 同 時工作的條件下， 該工作條件符合普通的開采煤礦的工作面 2.解決了前面回風巷內的運輸 困難問題， 也方便了里面的人員走動 3.該放置方式依然解決了安裝于回風巷內繩子繞 90 度 牽引的弊端， 鋼絲繩的 走向為直線較為可靠， 繩子在工作上的運行上順滑阻力不大且不容 易造成鋼絲繩的損毀。 安置于工作平面的劣勢有： 1. 工作循環(huán)進行一次就需要搬運回柱絞 車調整位置 ，極其不 便 2. 無法 再煤礦層傾 角較大的條 件下采用， 要求頂板有 較好的條件 。 3. 若是頂板不穩(wěn)定發(fā)生嚴重的冒落可能造成回柱絞車的被掩埋， 對于工作也許會產生不必 3 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 要的麻煩。 該放置方式是以回柱工藝時長很大，已 經 遠遠超過了開采煤礦的工藝時長的情 況下采用， 所以這可以提升生產效率和提升經濟效率， 雖說如此也要在正常安全的確保條 件下使用。 1.4 回柱 絞車的普通結構分析 1.4.1 普通蝸 輪蝸桿 常見的蝸輪蝸桿的傳動效率非常低， 且運行的 過程中會產生大量的熱， 外形寬大且重 量也大， 因此搬運起來非常的困難， 非常不適用與礦井下的工作環(huán)境， 故不適用礦用回柱 絞車 1.4.2 圓弧面 蝸輪蝸桿 傳動 該蝸輪蝸桿現如今廣泛應用于礦井回柱絞車的各個型號生產， 機械效率非常的高可以 達到約為 0.85 到 0,9 之間，且減小了體積和重量 1.5 各個 型號的回柱絞車類比 表 1-1 型號 類比 JH-8 JH-5 牽引力 最大 千牛 80 牽引力 最大 千牛 57 最小 69 最小 42 卷筒尺寸 直徑 寬度 毫米 280230 卷筒尺寸 直徑 寬 度 毫米 276272 鋼絲繩 直徑 毫米 15.5 鋼絲繩 直徑 毫米 16 繩速 最大 米/ 秒 0.12 繩速 最大 米/ 秒 0.199 最小 0.083 最小 0.141 減速比 181.17 減速比 157 容繩比 米 80 容繩比 米 80 電動機 功率 千瓦 7.5 電動機 功率 千瓦 7.5 轉速 轉/ 分 970 轉速 轉/ 分 1450 使用電 壓 伏 380/660 使用電壓 伏 380/660 外形尺寸 長度 毫米 1550 外形尺寸 長度 毫米 1450 寬度 530 寬度 512 高度 570 高度 515 絞車重量 包括電 機 千克 650 絞車重量 包括電機 千克 620 4 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 配套電器 QC83-80N 隔爆可逆磁力啟 動器 配套電器 QC83-80N 隔爆可逆磁力啟動器 LA81-3 隔爆控制按鈕 LA81-3 隔爆控制按鈕 型 號 參 數 JH-14A JH-14B JH-14C 牽引力 里層（KN ） 140 外層（KN ） 97 中層（KN ） 110 繩速 最大（m/s ） 0.12 最小（m/s ） 0.08 平均（m/s ） 0.10 卷筒規(guī)格（直徑 寬度 mm ） 380300 鋼絲繩直徑（mm ） 22 容繩量（m ） 120 傳動比 188 外形尺寸（長寬 高mm） 1955680815 2030680815 1955680815 絞車質量（kg） 1350 1400 1350 電動機 型號 YB200L-8 功率（KW ） 15 轉速（r/min ） 725 附屬電氣 設備 隔爆磁力啟 動器 QC83-80N 或 QC815-60N QC12-4NH （非防 爆） 隔爆控制按 鈕 LA81-3 LA10-3H （ 非防爆） 由上述列表中我們可得三種不同型號的絞車之間的聯系和共性，JH-5 和 JH-8 兩種屬 于重量較輕的兩種， 且體積也較小， 這兩種型號的絞車的優(yōu)勢是便于挪移比較靈活， 但劣 勢是容繩量 和鋼絲繩的 牽引力較小 不適用于重 物重量較大 的場合。JH-14 這個型號的優(yōu)勢 在于容繩量和繩子的拉力相對于前面兩個型號有了較大的提升， 但是劣勢也很明顯體積和 質量都較大。 1.6 國內 外回柱絞車發(fā)展現狀 國內外的絞車有著跨越式的變化， 國外絞車魚目混雜， 單雙筒、 雙折線、 各種傳動類 5 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 型等多種種類規(guī)格，各個 型號適用于各種場合。 我 國的絞車種類 較少，主要以單 筒為主 ， 且形態(tài)各異， 不是特別的同意沒有標準。 源動力類型也基本上是以電動機為主， 極少有液 壓或者風力為源動力。 國內的絞車在使用壽命、安 全 可 靠性 等方面都與國外有一點差距。 國外例如蘇聯等國 家要求絞車 的 壽面年限范圍在至少五年以上，且要求 分貝值低于一定標準才能投入 生產 ， 國內的絞車壽命年限要短一些且根據使用用戶的反饋信息來看， 分貝較大也是個比較廣泛 的問題，許配備相應耳機，也增大的工作成本。 綜上所述國內絞車發(fā)展時間較短且應用場合較少，故 應 用上 以礦用小絞車為主， 便于 搬運和使用。 從發(fā)展趨勢來看，國內外發(fā)展趨勢基本一致，具有以下特點 1.向更長的使用壽命上發(fā)展 2.向占地面積更小體積更小的方向發(fā)展 3.向高效率高效能的方向發(fā)展 4.向低分貝低噪音的方向發(fā)展 5.向多功能多場合適用的方向發(fā)展 6.向結構簡潔省材美觀的方向發(fā)展 7.向統(tǒng)一標準化方向發(fā)展 6 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 2 初始 數據 7 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 3 工作 條件 1.工作時長：1600 天 2.工作環(huán)境：礦井 3.工作需求：噪音分貝在一定的標準范圍內，防爆氣體的安全指標符合國家標準 4.運作要求：滾筒可雙向轉動且間歇運作以滿足工作中的一些硬性需要 5.工作能力：容繩量可以涉及到百分之十左右 8 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 4 方案 的初步擬定 JH-10 方案定義由回柱 絞車提升的 力和絞車布 局結構是否 簡單以及是 否能方便拖 運搬 遷， 工作環(huán)境適合較為狹小的環(huán)境故該回柱絞車的大小尺寸應該滿足結構緊湊體積較小的 要求， 然后由于是礦井下的工作環(huán)境所以需要電機以及其他的工作元件具備防瓦斯防爆等 基本的安全需求， 由于 其重量較輕所以其抗震抗沖擊能力略低。 綜上所給出的設計要求以 及所給出的 相應的數據 ，JH-10 回柱絞車的初 步擬定方案 如下，電機 部分選用防 爆防瓦斯 的電機滿足一定的功率， 整體布局 要緊湊有條理， 減速器部分使用球面蝸輪蝸桿和直齒輪 減速器，其結構簡圖如下圖所示 圖 4-1 結構 簡圖 1.電機2.彈性聯軸器3.球面蝸桿4.徘徊齒輪5.過橋齒輪6.大齒輪7.卷筒 4.1 各部 分的結構及其特征 1.電機： 本 JH-10 回柱絞車所用的電機由于其礦井下的工作環(huán)境需要故使用防爆電機、 F 級絕緣 2. 減速器： 減速機使用 一級弧形蝸 輪和一級齒 輪。蝸輪軸上 設有內齒 離合器，其 中 內 齒 5 與徘徊齒輪 7 相嚙合， 通過操縱手柄推動撥快可以使得徘徊齒輪軸向移動脫離內齒 5， 這時候的滾筒可以自行轉動，當滾筒轉速過快時可以撥動撥快至遠離內齒 5 的 極限位置， 為了使小齒輪 7 的摩 擦圓錐與渦輪機箱體端蓋處的摩擦圓錐一致，起到一個制動的效果。 3.聯軸器部分： 采用的是彈性聯軸器， 能夠有效的傳遞扭矩，增 加 使用壽命，并 且 具有 一點的減震效果 4. 中間齒輪 ：中間齒輪 就是過橋齒 輪其 作用是 使其兩邊的 齒輪轉向相 同且不影響 其傳 遞效果，增加了大齒輪軸到徘徊齒輪軸的平行距離。 5.卷筒部分：卷筒的結構主要由四個部分組成，包括卷軸，主軸，齒輪和軸承座。 大齒輪與卷筒同軸 6.底座部分： 底座部分的外觀呈雪橇狀和長方形。 電機、 減速器、 卷筒三個部分排列分 布形成一個整體。 9 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 4.2 傳動 特點 圖 4-2 傳動 結構簡圖 電機通過彈性聯軸器首先與球面的蝸輪蝸桿減速器相連接， 與蝸輪蝸桿就減速器相連 接的優(yōu)勢是此種傳動效率是最高的也是最合適的。 減速器部分： 由于其減 速比較大故采用的是球面的蝸輪蝸桿減速器傳動， 其主要優(yōu)勢 是具有自鎖功能且傳動效率高， 噪音較小不會像傳動的蝸輪蝸桿產出大量的熱導致壽命減 少且易 損壞。本卷筒能夠自鎖，卷筒 的順時針和 逆時針的轉動通過僅僅通過 電機來 控制 ， 這樣可以保證絞車的安全性。當 電機斷電時要求卷筒立即停止轉動這個時候蝸輪蝸桿的自 鎖作用就體現出來了。 因此， 該設計采用了蝸輪減速器結構。 易損壞，故 采用球面的蝸輪 蝸桿可以解決，并且還增加了使用壽命也增強了其承載能力。 10 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 5 總體 設計 5.1 電 動機 的選擇 5.1.1 電動機 類型的選 擇 常規(guī)的電動機當中我們 常常采用三相交流電動機，故 本 設計絞車也采用該電機， 由于所處的環(huán)境比較惡劣 ，需要防塵防瓦斯防爆等多項要求故采用皆 可防護的電機 設備 ， 故我選擇使用三相異步防爆的 Y 系列。 5.1.2 電動機 功率的選 擇 卷筒所需要的有效功率為： W P = w Fv 1000 = 1 1000 102 . 0 1000 80 kw =8.13 kw; 其中, W 為繩筒軸的輸出效率，取為 1. 電動機輸出功率為： d P = W P / 查1 表 2-2 得從電動機到繩筒之間各傳動機構和軸承的效率： 柱銷聯軸器效率 1 =0.99； 蝸輪蝸桿減 速器傳動效 率 2 =0.8；滾 動軸承傳動 效率 3 =0.99 ；圓柱齒輪 傳動效率 4 =0.98。 則總傳動效率 = 1 2 3 3 2 4 =0.990.8 3 99 . 0 2 98 . 0 =0.74 ； d P = W P / = 13 . 8 / 74 . 0 kw=10.89 kw ；取電動機的額定功率為 11 kw 。 5.1.3 電動機 轉速的選擇 需要在礦井下工作得特殊條件下，所 以 其安 全 條件必須要得到強有力的保障， 故 此 YB160 防爆電機是個非常好的選擇（980 轉/ 分） 。 5.1.4 電動機 型號的確定 根據電動機功率和同步轉速， 查2選擇 電動機型號為 YB160-6 型三相異步防爆電 動機， 查2 表 16-1-89 知電動機的機座中心高為 160 mm ， 外伸軸頸為 42 mm ， 外伸軸長度 為 110 mm 。 5.2 計算 傳動裝置總傳動比和傳動 比 5.2.1 傳動裝 置總傳動 比 i= w m n n = 85 . 4 910 =187.6 ；其中 m n 為電動機的滿載轉速 m n =910 r/min.算得的傳動 比與已知的總傳動比i=181 相差不大，故所選擇的電動機型號合適。 5.2.2 分配各 級傳動比 11 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 機械設計中的總傳動方案是把總的傳動一個個的分配到幾個加速器， 且其中必須要求 各級傳動系統(tǒng)結構緊湊具有較強的承載力， 工作效率高。 使用上簡單， 外觀簡潔。 根據總 傳動比 i 總=157。通過其他類似結構絞車可得各傳動比為： 蝸輪蝸桿傳動比：i 1 =29.92 第一對齒輪傳動比：i 2 =1.73 第二對齒輪傳動比：i 3 =3.5 總傳動比i=i 1 .i 2 .i 3 =29.92 1.73 3.5=181.17 181. 5.2.3 計 算機械 傳動系統(tǒng) 的性能參 數 n 電 =970r/min n 桿 = n 電 =970r/min n = 1 i n 桿 =970 29.92 1 =32.42r/min n = 2 i n =32.42 1.73 1 =18.74r/min n = 3 i n =18.74 3.5 1 =5.35r/min 計算各軸功率 ： P 電 =11kw P 桿 = P 電 1 =11 0.99=10.89kw P = P 桿 2 3 =10.89 0.8 0.99=8.62kw P = P 3 4 =8.62 0.99 0.98=8.36kw P = P 3 4 =8.36 0.99 0.98=8.11kw 計算各軸扭矩： T 電 =9550 電 電 n P =9550 970 11 =108.30 Nm T 桿 =9550 桿 桿 n P =9550 970 89 . 10 =107.22 Nm T =9550 n P =9550 42 . 32 62 . 8 =2539.20 Nm 12 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 T =9550 n P =9550 74 . 18 36 . 8 =4260.30 Nm T =9550 n P =9550 35 . 5 11 . 8 =14476.73 Nm 表 5-1 各軸 傳遞數據 軸 功率 P （kw ） 轉速 n（r/min ） 轉矩 T （Nm ） 電機軸 11 970 108.30 蝸桿軸 10.89 970 107.22 軸 8.62 32.42 2539.20 軸 8.36 18.74 4260.30 軸 8.11 5.35 14468.72 13 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 6 蝸輪 蝸桿傳動件設計 6.1 選擇 蝸桿傳動類型 根據 GB/T100951988 的推薦,采用圓弧面蝸桿(ZI) 6.2 選擇 材料 指向于本絞車， 由 于蝸桿和蝸桿的傳動功率被認為是非常小的， 因為它的高效率 要求， 該蝸桿與 45 號 鋼一起使用。 耐磨， 所以蠕蟲螺旋吃面條需要淬火， 硬度45-55 HRC 。 如軸承， 軸套， 蝸輪， 摩擦輪， 機螺絲螺母等） ， 金屬模鑄造。 輪芯用灰鑄鐵 HT100 鑄造。 6.3 根據 齒面接觸疲勞強度進行設計 根據閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度設計,再校核齒根彎曲疲勞強 度. 2 3 () E H ZZ a KT 確定作用在蝸輪上的轉矩: 由前面計算可知T=2539200Nmm; 確定載荷系數K: 因工作較穩(wěn)定,故取載荷分布不均有系數 1 K = ;由表11-5 選取使用系數 1.15 A K = ; 于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數 1.05 V K = ,則K= A K v K K =1.151.051=1.21 確定彈性影響系數 E Z : 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故 1/2 160 E Z MPa = 確定接觸系數 Z : 先假設蝸桿分度圓直徑 1 d 和傳動中心距 a 的比值 1 / 0.35 da = ,從中查得 2.9 Z = 確定許用接觸應力 H : 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZcuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,可得 蝸輪得基本許用應力 268 H MPa = 應力循環(huán)次數 N=60j 2 n h L =60132.4228000=5.5 7 10 壽命系數 HN K = 8 7 7 10 5 . 5 10 =0.808 14 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 則 H = H HN K =0.808268=216.5MPa 計算中心距 a 2 3 5 . 216 9 . 2 160 2539200 21 . 1 =241.7 取中心距a=150mm,根據傳動比，從手冊中取模數m=6,蝸桿分度圓直徑 1 d =60mm.這時 1 d /a=0.40,可得接觸系數 Z =2.78, 因為 ZZ ,因此以上計算結果可用. 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 a P =3.14m=3.146=18.84mm 徑系數 10 q mm = ;齒頂圓直徑 1 96 a d mm = ;分度圓 導程角 0 5.7 = ;蝸桿軸向齒厚 a S = 2 1 3.14m= 2 1 3.146=9.42mm 蝸輪 蝸輪齒數 2 40 Z = ;變位系數 2 x =0 蝸輪分度圓直徑 2 d =m 2 z =640=240mm 蝸輪喉圓直徑 2 a d = 2 d +2 2 a h =240+28=256 mm 蝸輪齒根圓直徑 2 f d = 2 d -2 2 f h =240-21.6=236.8 mm 蝸輪咽喉母圓半徑 2 g r =a- 2 a d =150- 2 1 256=22mm 6.4 校核 齒根彎曲疲勞強度 校核齒根彎曲疲勞強度 2 2 12 1.53 F Fa F KT YY ddm = = 當量齒數 2 0 2 33 40 40.2 cos cos 5.7 v z z = = = 根據 2 40.2 v z = , 2 0 x = ,從中可查得齒形系數 2 2.43 Fa Y = 螺旋角系數 0 00 5.7 1 1 0.9593 140 140 Y = = = 許用彎曲應力 F = F FN K 從中可得由ZcuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 56 F MPa = 15 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 壽命系數: FN K = 9 7 6 10 5 . 5 10 =0.64 所以 F = F FN K =35.88MPa F = 6 240 60 253920 21 . 1 53 . 1 2.430.9593=12.4 F 彎曲強度滿足要求。 16 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 7 齒輪 的傳動設計 7.1 齒輪 模數的 確定 參考同類產品：選取小齒輪材料為40C r 鋼，齒面淬火，淬火硬度為HRC4550；中間 橋輪材料為40C r 鋼，表面淬火，淬火硬度為HBC4855；大齒輪用40C r 合金鋼鑄成，調質 處理，硬度HRC230260。初選z 1 =13,則 2 z =i 2 13=1.7313=22, z 3 =i 3 2 z =3.5 22=77,為減小傳動的尺寸，小齒輪和橋輪均為硬齒面；大齒輪采用軟齒面，其目的是使 大齒輪和中間齒輪使用壽命相當。 模數大小需由彎曲疲勞強度確定。由于第二對齒輪傳動承載較大，就按第二對齒輪 傳動初步計算。 （注：有關計算公式、圖表、數據引自濮良貴，紀名剛主編的機械 設計(第七版).高等教育出版社，2001.6） 按彎彎曲疲勞強度計算: m 3 2 2 2 2 F Sa Fa d Y Y Z KT 式中，轉矩 2 T =4260Nm ,z 2 =22; 查表10-7 取圓柱齒輪齒寬系數 d =1.3 由式10-13 計算應力循環(huán)次數： 1 N =60j 2 n h L =6018.741(2830010)=5.7 7 10 則 2 N = 1 N / 2 =5.7 7 10 /3.5=1.5 7 10 其中 2 為齒數比， 2 =7722=3.5 由圖10-20c 查得過橋齒輪的彎曲疲勞強度 1 FE =600MPa; 查得大齒輪的彎曲疲勞強度 2 FE =380MPa; 由圖10-18 取彎曲疲勞系數： 1 FN K =0.92， 2 FN K =0.96； 計算彎曲疲勞強度許用應力：取彎曲疲勞安全系數S=1.4； 由式10-12 得 2 F = S K FE FN 1 1 = 4 . 1 600 92 . 0 =394MPa 3 F = S K FE FN 2 2 = 4 . 1 380 96 . 0 =261MPa 計算載荷系數K: K= A K v K F K F K 由表10-2 取 A K =1，由圖10-8 取動載荷系數 v K =1.06，直齒輪 H K = F K =1, F K =1； 17 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 則K= A K v K F K F K =11.0611=1.06； 由表10-5 查的齒形系數：Y 2 a F =2.72 ， Y 3 a F =2.21 應力修正系數：Y 2 sa =1.57， Y 3 sa =1.76 2 F Y 2 a2 F S a Y = 394 57 . 1 72 . 2 3 F Y 3 a3 F S a Y = 261 76 . 1 21 . 2 =0.015 就按二者中的大值 3 F Y 3 a3 F S a Y 計算，將諸值代入 m 3 2 2 2 2 F Sa Fa d Y Y Z KT 式，得 M 3 2 015 . 0 22 4 . 1 4260 06 . 1 2 =5.85mm 圓整，取m=6mm。 大齒輪是軟齒面齒輪，本應按接觸疲勞強度設計。為使按彎曲強度設計的大齒輪的 接觸強度足夠，可將m 值取得大一點。 （m,z 不變，d,接觸強度）所以這里取m 值 取6。 7.2 齒輪 的 變位 7.2.1 變位 通過互換性這本書的學習我們可知道標準漸開線齒輪具有較好的互換性， 設計計算等 簡潔等突出的優(yōu)勢，故在實際中應用比較廣泛，但是依然具有以下缺點： 1. 一對可以正常嚙合的標準齒輪， 小 齒輪齒根厚比大齒輪的齒根厚要小， 這樣在材質 相同的條件下小齒輪的彎曲強度比較低 2. 小齒輪的根部比大齒輪的齒根略大，后續(xù)齒輪容易損壞 3. 標準齒輪的中心距是一直保持不變的， 所以其 可能無法滿足一些其他要求， 例如要 求比理論距離小或者大都無法滿足 4. 切根影響，故又限制了它的尺寸以及質量 所以后來隨著成產技術的提高和不斷的實踐， 出來了變位齒輪這種齒輪。 在一定條件 下可以滿足中心距的變化且滿足傳動需求和強度要求 故對本回柱絞車的設計環(huán)境以及各種各樣的不同需求， 我使用了三個變位齒輪來作為 傳動齒輪的基礎部件。 對于變位齒輪的特性我采用正變位傳動，其益處前面已經有所提到。 7.2.2 變位系 數的確定 橋齒輪和小齒輪的選定 18 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 在該齒輪運動過程中， 倘齒面硬度比較高的情況則會在齒根處產生疲勞裂紋， 導致齒 輪的損毀。 因此，使用彎曲疲勞強度來計算該齒輪的容許載荷。 已知： 已知：z 1 =13,z 2 =22,m=6mm, =20, a h =1,a=108mm 計算嚙合角和確定變位系數： min 1 x = a h min 1 min Z Z - Z = 13 13 - 13 = 0 2min x = a h min 2 min Z Z - Z = 13 22 - 13 =-0.692 a= 2 m (Z 1 +Z 2 )= 2 ) 22 13 ( 6 + =105mm =arcos( a a cos )=arcos( 108 105 cos20)=23.9 1 x + 2 x = tg Z Z 2 2 1 + (inv -inv ) = 20 2 22 13 tg + （inv23.9-inv20） =0.53 取 1 x =0.4，則 2 x =0.53-0.4=0.13 計算各部分尺寸： d 1 =mz 1 =613=78mm, d 2 =mz 2 =622=132mm, d 1 b =d 1 cos =78cos20=73.30mm d 2 b =d 2 cos =132cos20=124.04mm y= m a-a = 6 105 108 =0.5 y =（ 1 x + 2 x ）-y=0.53-0.5=0.03 h 1 a =( a h + 1 x - y )m=(1+0.4-0.03)6=8.22mm h 2 a =( a h + 2 x - y )m=(1+0.13- 0.03)6=6.6mm h 1 f =( a h + c - 1 x )m=(1+0.25-0.4)6=5.1mm h 2 f =( a h + c - 2 x )m=(1+0.25-0.13)6=6.72mm 19 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 h 1 =h 1 a +h 1 f =8.22+5.1=13.22mm h 2 =h 21 +h 2 f =6.6+6.72=13.32mm d 1 a =d 1 +2h 1 a =78+28.22=94.44mm d 2 a =d 2 +2h 2 a =132+26.6=145.2mm d 1 f =d 1 -2h 1 f =78-25.1=67.8mm d 2 f =d 2 -2h 2 f =132-26.72=118.56mm S 1 =( 2 +2 1 x tg )m=( 2 +20.4tg20)6=11.167mm S 2 =( 2 +2 2 x tg )m=( 2 +20.13tg20)6=9.998mm 驗算齒頂厚： 1 a =arccos( 1 1 a b d d )=arcos( 44 . 94 30 . 73 )=39.10 1 a =arcos( 2 2 a b d d )=arcos( 20 . 145 04 . 124 )=31.35 S 1 a =S 1 1 1 d d a - 1 a d （inv 1 a -inv ） =11.167 78 44 . 94 -94.4444（inv39.10-inv20） =2.660.4m=2.4 S 2 a S 1 a ,所以沒有必要檢查，符合要求。 驗算重合度： = 2 1 Z 1 （tg 1 a -tg ）+ Z 2 (tg 2 a -tg ) = 2 1 13(0.813-0.443)+22(0.609-0.443) =1.4 =1.4 （1.4 為一般機械制造業(yè)的推薦使用值）故滿足要求. 表 7-1 第一 級齒輪傳動的主要幾何尺寸 齒數 分度 齒根圓 齒頂圓 模數 壓力 嚙合角 變?yōu)槲?20 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 圓直 徑 直徑 直徑 角 系數 z 1 13 78 67.8 94.44 6 20 23.9 0.4 z 2 22 132 118.56 145.20 6 20 23.9 0.13 原中心距a=105mm，變位后中心距a=108mm。 確定大齒輪的變位系數： 因為實際世紀中心距a=297mm，與標準中心距a=297 相等。為減小齒輪機構尺寸， 相對提高兩輪承載能力，改善磨損情況，可將大齒輪、中間齒輪這對嚙合齒輪先試設計 為高度變位齒輪傳動，即 z x =0 ， 2 x =- 3 x 0。顯然中間齒輪應取正變位，大齒輪應取負 變位。這樣中間齒輪齒根變厚，大齒輪根變薄，只要適當選擇變位系數，能使大小兩輪 的抗彎強度大致相等，相對地提高了齒輪傳動的承載能力。這種傳動特點為： 2 x = ， a=a，y=0,y=0，即分度圓與節(jié)圓重合。 由前知 2 x =0.13，故 3 x =- 2 x =-0.13. 但是，作高度變位傳動時，由于 = ，故節(jié)點嚙合時的嚙廓綜合曲率半徑 z = 2 1 2 1 與標準傳動時一樣。所以其齒面接觸強度并沒有提高，而與標準齒輪傳動相同， 為了解決這一問題，取 3 x =-0.124。這時，實際嚙合角 ：由inv = 2 1 2 Z Z tg x + +inv 11P 132 表2-2-9 即inv = 72 28 20 ) 124 . 0 - 13 . 0 ( 2 + tg +0.015 =0.015 得 =20120 分度圓分離系數y: y= 2 2 1 z z + cos cos - cos 0.0053 11P 132 表2-2-9 齒頂高變動系數 y ： y =（ 1 x + 2 x ）-y=（0.13-0.124）-0.0053=0.0007 實際中心距 a : a = 2 1 m( 1 Z + 2 Z )+ym = 2 1 6(22+77)+0.0536=297.318297mm 由以上計算可知，改變 3 x 為-0.124 后，中間齒輪正變位，大齒輪負變位，但 2 x 3 x 。 因此， 小齒輪厚相對增加， 齒輪嚙合處的齒廓綜合曲率半徑增大， 使得齒輪的抗 21 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 彎強度、 接觸強度都提高了。 同時其實際嚙合角、 中心距、 分度圓分離系數與標準相差甚 微，可以忽略。 其主要尺寸的計算同上，這里省略，只將其結果列表如下: 表 7-2 大 齒輪 的主要幾何尺寸 齒數 分度圓 直徑 齒根圓 直徑 齒頂圓 直徑 模數 壓力角 嚙合角 變位系 數 3 z 77 482 465.50 492.50 6 20 130 -0.124 7.2.3 接觸強 度和彎曲 強度的校核 驗算齒面接觸疲勞強度 E H t H Z Z u u bd KF = 1 H 將 t F = 1 1 2 d T , 1 d b d = 代入上式得： E H d H Z Z u u d KT = 1 2 3 1 1 H 計算齒輪齒數和精度等級： 小齒輪齒數z Fr Ft D Ft Ft Fa Fr Fr RBy Fr Fa C Ft B RAy A RAx RAy RBx RBy RBx Z X Y o c .垂 直 面 受 力 (kg) b . 水平面受 力（k g ） a . 受力簡圖 g . 扭矩 圖（k gm） f . 合成彎 矩圖（k gm） e . 垂直面 彎矩（k gm） d . 水平面 彎矩（k gm） RAx =13，z 2 =22,z 3 =77,絞車為一般工作機器，速度不高，估計圓周速度 v=0.25m/s, 選用7 級精度，GB10095-88. 1 u = 1 2 z z =1.7, 2 u = 2 3 z z =3.5. 確定公式內各量的計算數值: 小齒輪所受轉矩T 1 =2539200Nmm,橋齒輪所受轉T 2 =4260300Nmm; 由表10-7 選取齒形系數 1 d =1.2， 2 d =1.15； 由表10-6 查材料的彈性影響系數 1 E Z =189 2 1 MPa ， 1 E Z =188.9 2 1 MPa ； 由圖10-21d 按齒面硬度查的小齒輪接觸疲勞強度極限： 1 lim H =1050Mpa, 2 lim H =1170MPa, 3 lim H =600Mpa; 由式10-13 計算應力循環(huán)次數： 1 N =60j 1 n h L 其中： h L =2830010=48000 22 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 應力循環(huán)次數：小齒輪為主動輪，每轉一周，小齒輪同側嚙合一次；中間輪同一側 齒面也嚙合一次。因此，接觸應力按脈動循環(huán)變化。 1 N =60j 1 n h L =60132042(2830010)=9.3 7 10 2 N = 1 N / 2 i =9.3 7 10 /1.73=5.4 7 10 其中 2 i 為齒數比， 2 i =2213=1.73 3 N = 2 N / 3 i =5.4 7 10 /3.5=1.54 7 10 其中 3 i 為齒數比， 3 i =7722=3.5 由圖10-19 可得接觸疲勞壽命系數： 1 HN K =1.14 2 HN K =1.17 3 HN K =1.28； 計算接觸疲勞許用應力 H ： 取失效概率為1%，安全系數S=1； 1 H = S H 1 lim HN1 K = 1 1050 14 . 1 =1197MPa； 2 H = S H 2 lim HN2 K = 1 1170 17 . 1 =1369MPa； 3 H = S H 3 lim HN3 K = 1 600 28 . 1 =768MPa； 確定載荷系數K： 查表10-2 取使用系數 A K =1； 根據v=0.25m/s，7 級精度， 查圖10-8 可得動載系數 1 v K =1, 2 v K =1.02； 查表10-3 確定齒間載荷分配系數 H K ： 1 H K =1.1， 2 H K =1.15； 查表10-4 確定齒向載荷分配系數 H K ： 1 H K =1.31， 2 H K =1.24； 則載荷系數K= A K v K H K H K ： 1 k = A K 1 v K 1 H K 1 H K =111.11.31=1.44； 2 k = A K 2 v K 2 H K 2 H K =11.021.151.24=1.45； 計算齒寬： b= 1 d t d 1 =1.1578=89.7mm; 1 b =95mm, 2 b =100mm, 3 b =95mm; 23 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 計算重合度 ： 1 =1.88-3.2（ 13 1 + 22 1 ） cos =1.5； 2 =1.88-3.2（ 22 1 + 77 1 ） cos =1.7； 由圖10-30 選取節(jié)點區(qū)域系數 H Z ： 1 H Z =2.22， 2 H Z =2.5； 驗算： 1 1 1 1 3 1 1 1 1 1 1 2 E H d H Z Z u u d T K = = 8 . 189 22 . 2 7 . 1 1 7 . 1 78 78 . 0 2539 44 . 1 2 3 =72.98MPa 1 H ; 2 2 2 2 3 2 2 2 2 3 1 2 E H H Z Z u u d T K = = 9 . 188 5 . 2 5 . 3 1 5 . 3 132 1 4260 45 . 1 2 3 =39.2MPa 3 H ; 經計算可知：大小齒輪均滿足接觸強度要求。 驗算齒根彎曲疲勞強度 2 2 1 3 1 F d Sa Fa F Z m Y Y Y KT = ； 將 1 d b d = ， 1 1 z d m = 代入上式得： 2 1 1 F Sa Fa F m bd Y Y Y KT = ； 確定公式中各量的值： 查表10-5 選取齒形系數 Fa Y 和應力修正系數 Sa Y : 1 Fa Y =2.32， 2 Fa Y =2.72， 3 Fa Y =2.23， 1 Sa Y =1.5， 2 Sa Y =1.57， 3 Sa Y =1.76； 計算重合度系數 Y ： 24 徐州工程學院畢業(yè)設計說明書 1 Y =0.25+ 1 75 . 0 =0.25+ 5 . 1 75 . 0 =0.75； 錯誤！未找到引用源。=0.25+ 2 75 . 0 =0.25+ 7 . 1 75 . 0 =0.69； 查表10-20C 選取彎曲疲勞極限 lim F ： 1 lim F =600MPa, 2 lim F =650MPa, 3 lim F =500MPa; 取彎曲安全系數 F S =1； 由式10-13 計算應力循環(huán)次數： 1 N =60j 1 n h L 其中： h L =2830010=48000; 應力循環(huán)次數N：小齒輪為主動輪，每轉一周，小齒輪同一側嚙合一次，彎曲應力按 脈動循環(huán)變化；中間橋齒輪每側齒面嚙合一次。因此，彎曲應力按對稱循環(huán)變化。故 1 N =60j 1 n h L =60132.42(2830010)=9.3 7 10 ； 2 N = 1 N / 2 i =9.3 7 10 /1.73=5.4 7 10 ； 3 N = 2 N / 3 i =5.4 7 10 /3.5=1.54 7 10 ； 彎曲壽命系數： 0 . 1 1 = N Y ； 0 . 1 2 = N Y ； 0 . 1 3 = N Y ； 尺寸系數： 1 X Y = 2 X Y =0.98； 3 X Y =0.9； 計算許用彎曲疲勞應力 F ： 1 F = F X N F S Y Y 1 1 1 lim = 1 98 . 0 1 600 =588MPa； 2 F = F X N F S Y Y 2 2 2 lim = 1 98 . 0 1 650 =