1、中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 1 页1 概述全套图纸，加 1538937061.1 绞车简介绞车是一种起重设备，由于具有结构简单、搬运安装灵活、维护保养简单、操作方便、价格低廉和可靠性高等优点，所以被广泛应用与物料提升、水平和倾斜拽引重物、打桩、集材、冷拉钢筋、设备安装等工作中。绞车除在建筑工地、设备安装等方面被广泛应用外，在冶金、矿山、水电、农业、军事、化工及交通运输等行业中亦广泛应用，如高炉料钟和物料的提升，矿井的物料提升，水平、倾斜牵引运输，矿车调度、回柱，船舶上锚链的提升等。1.2 绞车的发展概况1.2.1 国内绞车发展概况我国在很久以前的古代，就知道采用辘轳
2、等来提升重物，以减轻体力劳动的强度和提高工作效率。但由于旧中国的工业落后，劳动力便宜，所以在物料的提升和搬运过程中大都是靠工人的肩挑背扛，而绞车只有在一些大型企业中才被使用，应用很少，而且所适用的绞车也均为国外生产，国内基本没有生产绞车的厂家。我国的绞车生产是解放后才开始的，已有近 60 年的历史。50 年代为满足恢复经济的需要和第一个五年计划的需要，绞车的生产被提到了日程上。原沈阳国泰机器厂（阜新矿山机械厂前身）等成批仿制了两种绞车，一种为日本的 JIS8001 型动力绞车，它是一种原动机为电动机，传动形式是开式圆柱齿轮传动，双锥体摩擦离合器，操作为手扳脚踩的快速绞车；另一种是按苏联图纸制造
3、的 1011 型和 1012 型普通蜗杆传动、电控慢速绞车。随着生产的发展，到了 60 年代，绞车的生产和使用越来越多。为了协调生产，主要绞车生产厂家（阜新矿山机械厂、天津卷扬机厂、山西机器厂、宝鸡起重运输机厂等）组成了卷扬机行业组织，隶属于第一机械工业部矿山机械行业下。为了发展绞车的生产，行业组织了相关厂家的人员对全国绞车的生产和应用情况进行了调查。在调查的基础上，中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 2 页开始自行设计和制造新的卷扬机，先后试制了 0.5t、1t、3t 电动卷扬机，但由于对当时各厂家的生产能力估计不足，无法推广。从 70 年代起，我国绞车的生产进入了技术提
4、高、品种增多、定性生产的新阶段。在各厂自行设计和生产的基础上，1973 年，由卷扬机行业组织了有关厂家和院校联合进行了绞车基型设计，并充分考虑到了当时中小厂家的生产能力。快速绞车的基型采用半开半闭式齿轮传动，离合器采用单锥面石棉橡胶摩擦带结构，操纵用手扳刹车带制动。慢速绞车的基型为闭式传动（圆柱齿轮传动或蜗杆传动减速器）、电磁铁制动结构。这两种基型一直到今天还在生产。为了适应生产发展的需要，当时第一机械工业部发布了JB926-74建筑卷扬机形式与基本参数和 JB1803-76建筑卷扬机技术条件两个部标准，并把卷扬机行业划归常德建筑机械研究所（长沙建筑机械研究院前身）领导。随着部标准的颁布，使绞
5、车有了大发展的基础。为了满足经济发展的需要，各厂家相继生产了 20t 和 32t 绞车。从 70 年代末开始，我国实行了改革开放政策，国民经济大发展，作为国民经济的动力，煤炭产业现代化和机械化的要求日益强烈，许多产品逗进行了防爆改造，从而进入到煤矿井下，其中绞车是最成功的一种产品，JD 系列的调度绞车和 JH 系列的回柱绞车至今还在大量的生产，是矿山井下，运输调度不可替代的机械设备。但这种设备的自动化的程度不高，无法实现无人值守的自动操作，往往由于绞车操作工的操作失误或精神不集中造成安全生产事故。矿山绞车的发展是伴随着煤炭产业发展，九十年代中后期，是我国煤炭生产的一个低潮，矿用绞车的发展十分缓
6、慢，没有什么新的结构，产品出现。但是，2000 年以后，国际油价居高不下，煤炭再一次被人们所重视，煤炭价格一路上涨，绞车等一系列的矿山机电产品需求量剧增，促进了绞车的发展，这一时期绞车品种增加，自动化水平增加，新结构、新功能不断出现，但是仍然具有一定的技术瓶颈，即自动控制设备的防爆问题。现在，变频调速技术和 PLC 控制技术十分的成熟，但是，也只是在矿井的主井和副井的提升系统中得到了最广泛的最成熟的应用。然而，自动化和数字化是矿井发展的必然趋势，为了实现这一目的，矿山设备的自动化和数字化是实现这一目的的基础。本设计也力求用最成熟的 PLC 控制技术，实现矿井水仓的无人值守，达到牵引绞车能够根据
7、水位自动提升和下降泵房的目的，探索一条能够实现绞车自动化控制的路径。1.2.2 国外绞车发展概况在国外，绞车的品种繁多，应用也很广泛。在西方技术先进的国家中，钻机制造商德国 Wirth 公司、Bentec 公司以及美国 Varco 公司拥有先进的绞车控制技术、电动机四象限传动技术以及电子(自动) 司钻控制技术。这些绞车控制系统能根据钻压、机械钻速、转盘转速和扭矩等参数控制钻井钢丝绳的连续递送以保持稳定的钻井状态， 进而大大提高钻井效率。下面简单介绍一下几个国家上产绞车的状况。（1）日本中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 3 页日本东明治30年代开始制造和使用卷扬机。据日本荷
8、艺机械研究所核计，19701975年间卷扬机的产量增加62.5%。据日本通产省机械核计月报载，仅1977年单纯土建卷扬机的产量就达12万台，产值约100亿日元。日本卷扬机行业由机械技术部会、核艺机械技术委员会领导。主要生产厂家有北川铁工所、远藤钢机、南星、越野总业、艺浦、松岗产业等80多个厂家。北川铁工所是一家大型生产厂。其生产的卷扬机品种系列比较齐全，主要有：a.动力卷扬机 粉BF、MF、DF三种形式。功率为3.744KW,钢丝绳拉力从580044100N，有18格规格。BF型式V型带传动，MF型单筒开式齿轮传动，DF型是双筒开始齿轮传动。其结构特点是全部为标准型，采用改进了的螺旋顶丝式离合
9、器操纵，因而操作简便，易调整。鼓形离合器采用单椎体式，摩擦材料采用带型树脂。b.电动卷扬机 该厂生产的电动机为KW型，功率3.711KW,拉力6000142100，四种规格。其结构特点是：全封闭式内齿轮传动;电动机在一端，减速器、制动器和操作部分在另一端，中间是卷筒，一字型布置；按钮操作，可远距离遥控；最大特点是卷筒可缠绕89层，容绳量大，适于高层建筑使用。c.大型电动卷扬机 主要用于提升大型重物或设备，可两档机械变速，设有电磁铁制动器、手制动器和棘轮制动器，以确保安全。远藤钢机公司有60多年历史，它是日本唯一生产特殊电动卷扬机的公司。ENDO型卷扬机采用起重电动机，卷扬机可两档变速，排绳器装
10、在上部，是单螺旋轴双导向杆式结构，机座全部是焊接结构，所有机械与电器部分装在机座里。(2)美国美国生产绞车的厂家有近百家，主要有贝波（BEEBE）国家有限公司、哲恩（THERN）有限公司。贝波国际有限公司成立于1919年，有七十多家的设计和生产实践经验。主要产品有：气动链式卷扬机，防爆拖式气动卷扬机，驳船卷扬机（手动、气动、电动、液压），电动链式卷扬机，电动葫芦，电动卷扬机，手动卷扬机，液压卷扬机，水平卷扬机，手动链式卷扬机，棘轮牵引器，空中吊运车。哲恩有限公司是美国较大的生产起重设备的公司，主要产品有各种手动卷扬机、电动卷扬机、提升机械及起重机。手动卷扬机的主要品种有：蜗杆传动系列、直齿齿轮
11、传动系列、齿轮蜗杆传动组合系列、直接驱动系列、链传动系列。其中直接驱动式电动卷扬机的传动式全封闭式行星齿轮传动，传动系统全部装在卷筒里面，机架和卷筒用高强度钢焊接而成。美国除上述两家公司外，比较重要的生产厂家还有布劳斯公司、赛林公司、斯塔斯派克公司、阿姆降公司、英格索艺德公司等。(3)法国法国生产卷扬机的厂家很多，其中包腾公司就是生成卷扬机的主要厂家之一。包腾中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 4 页公司主要生产KUSW系列卷扬机、LMD系列卷扬机、PC系列卷扬机和RCS系列卷扬机。LUSW型卷扬机轻巧紧凑，效率高，安全可靠，可遥控操作。这种卷扬机能够比较理想地与各种建筑机
12、械配套。LMD型卷扬机可两档变速，采用液压控制。液压系统可同时控制两个机械制动器。LMD型卷扬机综合了电气技术和液压技术的优点，性能比较好。PC卷扬机可五档变速器，三个低速档和两个高速档。由两个独立的装有电磁刹车系统提升电动机驱动卷扬机。电动机带动直齿减速器，用锥齿轮电动卷筒。其他国家，如俄罗斯、英国、挪威、瑞典、加拿大、德国等也都生产着不同用途的各种型号的卷扬机。1.3 绞车的发展趋势1.大型化 由于基础工业大发展，大型设备和建筑构件要求整体安装，促进了大型绞车的发展。2.采用先进电子技术 为了实现绞车的自动控制和遥控，广泛采用先进的电子技术，传感器技术，可编程控制技术。3.发展手提式绞车
13、为了提高机械化程度，减轻工人的劳动强度，大力发展小型手提式绞车，如以汽车蓄电池为动力的直流电动小型绞车。4.大力发展不带动力源装置的绞车 此种绞车借助汽车和拖拉机动力，结构简单，有一个卷筒和一个减速器即可。中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 5 页2 提升绞车的总体设计2.1 设计参数最大静张力：30KN；提升速度：1.91m/s2.2 结构特征及工作原理本绞车主要由电动机、弹性联轴器、减速器、开式大齿轮、盘式制动器、卷筒等部分组成。绞车的传动系统示意图如下：中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 6 页I、II、III、IV-轴1、2、3、4、5、6齿轮图
14、 设计传动方案其传动路线是：防爆电机联轴器减速器开式大齿轮卷筒。2.3 传动方式拟定减速器是应用于电动机和卷筒之间的独立的传动装置。其主要功能是降低转速，增大转矩，以满足对机械的各种要求。实践表明，传动装置设计得合理与否，对整部装置的性能，成本以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要环节，即合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。根据设计要求，可得到如下的传动方案：（1）不需要立式结构,故采用卧式减速器；（2）行星传动结构紧凑，但成本高，维护困难；锥齿轮及蜗杆传动方式的输入轴与输出轴垂直，与卷筒配合布置较复杂，加工也较困难，效率低，故拟采用圆柱齿轮
15、传动，圆柱齿轮传动具有成本低，设计制造维护都很方便的优点；（3）根据工作机构卷筒的直径及钢丝绳绳速计算卷筒转速（4）为了便于加工拆卸及维护，采用水平剖分式；（5）功率小，转速也较低，所以轴承全部采用深沟球轴承；（6）电动机和输入轴之间采用弹性套柱销联轴器（GB4323-84） ，卷筒与减速器之间采用开始齿轮传动连接。中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 7 页3 电动机的选择3.1 计算电动机输出功率已知：最大拉力 F = 30KN提升速度 V = 1.91m/s则： kW10P根据以上的传动方案图可得：总传动效率=5423197.0697.0.9702=0.82其中：弹性联
16、轴器的效率 =0.97；1滚动轴承的效率 =0.99；2闭式圆柱齿轮传动效率 =097；3中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 8 页齿轮联轴器效率 =0.96；4滚筒效率 =0.9753.2 选择电动机型号 10VFP= KW48.692.13电动机所需的额定功率 P 与电动机输出功率 P之间有以下关系：PK P式中 K 为功率储备系数，对运输绞车取 K=1,故P =62.7KW查机械设计手册选取：电动机型号：YR280M-8功 率：75 KW转 速：925r/min重 量：850 Kg中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 9 页4 减速器的设计计算4.1
17、 总传动比及传动比分配4.1.1 总传动比按额定转速初定传动比，总传动比按下式计算(4.1)nide式中 电动机额定转速， ；den mi/725rnde卷筒转速， 根据已知设计参数，卷筒直径 D=1200 mm则可得： Dvnt10624.39.=30.41 minr结果 241.3075i4.1.2 传动比分配中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 10 页总传动比等于各级传动比的连乘积，即(4.2)nii321合理分配传动比是设计的一个重要步骤。如果把传动比分配得合理时，传动系统结构紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好；但传动比分配不合理，则结果正好相反，所以传动比分配应尽
18、量遵循以下原则：1. 各级传动比最好在推荐的范围内选取，以符合各种传动形式的特点；2. 应充分发挥各级传动的承载能力。可按满足某一质量指标分配传动比，如按外啮合接触强度相等原则分配传动比；3. 传动零件之间不应造成相互干涉碰撞，如绞车的开式齿轮传动，若传动比太小，大齿轮直径小于卷筒直径，则会使小齿轮与卷筒产生干涉；4. 各级传动尺寸要协调、合理，使得各传动部分从动齿轮的浸油深度相近，各级齿轮得到方便、充分的润滑，减小搅油损失；5. 应使传动装置的总体尺寸紧凑，质量最小。设计时，绞车的实际传动比的准确值必须在各级传动零件具体参数确定后才能计算出来，故应验算卷筒轴实际转速是否在允许误差范围呢，如不
19、满足要求，应重新调整传动比，一般情况下，设计时允许卷筒有（3%5%）的转速误差。减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器，其传动比按图 4.1 选取分配。由图 4.1 得，传动比分配见表 4.1。将闭式齿轮传动部分的传动比全部取整，只在开式齿轮传动部分才将传动比取小数，这样分配便于了加工和计算，减小了传动速度误差。表 4.1 圆柱齿轮减速器传动比的分配总传动比 i第一级传动比 1i第二级传动比 2i第三级传动比 3i24 3.22 2.48 3.0图 4.1 三级圆柱齿轮减速器传动比分配图中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 11 页4.2 传动装置运动参数计算4.2.1 各轴转速计
20、算第轴转速（输入轴） min/7251/1rn第轴转速（中间轴） i/1632 ri第轴转速 （中间轴） 79048/23第轴转速（输出轴） in/2.79.034 rin4.2.2 各轴功率计算第轴功率（输入轴） kWP72.69.048.693211 第轴功率（中间轴） K.4.7.3212第轴功率（输出轴） kP53.6197.0.64323 第轴功率（卷筒轴） W48.51232134式中 弹性联轴器效率， ；9.01深沟球滚动轴承效率， ；2.2闭式圆柱齿轮效率（按 8 级精度） ， ；3 7.3；卷 筒 钢 丝 绳 缠 绕 效 率 ， 96.044 开式加工圆柱齿轮效率（按 8 级
21、精度） ， ；5 95.044.2.3 各轴扭矩计算第轴扭矩（输入轴） mNnPT 86.725/.6950/95011第轴扭矩（中间轴） 4.1./.4/22中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 12 页第轴扭矩（输出轴） mNnPT 21.6479.0/53.619/95033第轴扭矩（卷筒轴） 8.5./8./44表 5.3 各轴转速、输出功率、输出扭矩表转速 输出功率 输出扭矩 传动比轴号 min)/(r)(kWP)(mNTi（输入轴） 725 66.72 878.86 1（中间轴） 225.16 64.07 2717.48 3.23（中间轴） 90.79 61.53
22、 6472.21 2.48（输出轴） 30.26 58.48 18456.18 34.3 齿轮传动计算4.3.1 第一级齿轮传动校核：1)、选择齿轮材料，确定许用应力由表 6.2 选： 小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火应力循环次数 N 由式 ：hLjn60501726011hLjn= 82i接触强度寿命系数 ：NZ查图得： 21接触强度最小安全系数：SHmin=1许用接触应力: H接触疲劳极限 :lim查机械设计图 6-4:21lim/70NH26由式 minliHNHSZ 8102.N7621ZSHmin=1 21lim70NH6中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第
23、 13 页则： 2170mNH26许用弯曲应力 由式：FinliFXNSY弯曲疲劳极限 查机械设计图 6-7：limF/3781li/294lim弯曲强度寿命系数 ：NY查机械设计图 6-8:21N弯曲强度尺寸系数 :X查机械设计图 6-9(设模数小于 5):弯曲强度最小安全系数 4.1minFS则：=37811/1.4=270 N/mm1F=29411/1.4=210 N/mm22)、按齿面接触疲劳强度设计计算。确定齿轮传动精度等级，按Vt= (0.013 0.022) 1n3/1p=9608.02.13.sm4参考表 6.7 表 6.8 选取 II 公差组 8 级，小轮分度圆直径 d，由机
24、械设计式 6-5：3 211 2HEd ZuKT齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置，取8.0d小轮齿数 :在推荐值 20-40 中选 =201Z1Z大轮齿数 :2 4.620.31i圆整取 64齿数比 u : .2传动比误差 u/u: 合格%5u小轮转距 :1TmNnP876305.9161载荷系数 K： VA使用系数 ： 查机械设计表 6.3， =1AK动载荷系数 ：由推荐值 选 =1.24.105.V2170mNH26NF3781lim29421NY=1X4.minFS2170N2FsmVt3.4=201Z=642.3uNmT8761=1A=1.2V=1.1中国矿业大学 2010-6-1
25、2 届本科生毕业设计 第 14 页齿间载荷分配系数 由：=0 得 =1.1K齿向载荷分布系数 ：由推荐值 选 =1.12.10K则载荷系数:=11.21.11.1=1.45KVA材料弹性系数 ：查表得 =EZE28.9mN节点区域系数 ：查机械设计手册（H） ， =2.50,122x重合度系数 ：由推荐值：0.850.92 选 =0.87ZZ则： 3 211 2HEdZuKT3 26087.5.1892.38.07645m.1齿轮模数 ：(圆整后的值)zd620/43.7/1小齿轮分度圆直径 1d：mm86.123.cos/cos大齿轮分度圆直径 2：mm4.98./64/2mzd标准中心距
26、:a 2583.1cos/)0(cos/)(1 mm圆周速度 ：v smnd 6.4/72586.14.360/1与故取 v=4.3m/s 相近齿宽 :bd 9.1圆整取 b=98mm大轮齿宽 ：2mb98小轮齿宽 ：1103523)、齿根弯曲疲劳强度计算：由式： FSaFFYbdKT1=1.1K=1.45 28.19mNZE=2.5H=0.87Zmd43.17d86.12m4.392a1sv6.4b982103=2.741FaY=2.252中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 15 页4.3.2 第二级齿轮传动校核：设计项目及说明 结果1)、选择齿轮材料，确定许用应力由表
27、6.2 选： 小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火应力循环次数 N 由式 ：hLjn60501.26021hLjn= 75.712.i接触强度寿命系数 ： NZ查图得： 2接触强度最小安全系数：SHmin=1许用接触应力: H接触疲劳极限 :lim查机械设计图 6-4:21li/70NH26由式 minliHSZ则： 21H20许用弯曲应力 由式：FminliFXNSY7105.6N2.1NZSHmin=1 21lim70NH6212570H齿形系数 :查机械设计手册FaY小齿轮： =2.741大齿轮： =2.252应力修正系数 ：查机械设计手册Sa小齿轮： 564.1Y大齿轮： 72重合
28、度 ：=1.66)tan(t)tan(t 221 zz重合度系数 ：Y70.4.1/50./75.02故： MPaF 62.89.7.23684.1/.9mN1/0mNF所以齿根弯曲强度满足564.1SaY726.1a70.YMPaF62.891中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 16 页弯曲疲劳极限 查机械设计图 6-7： limFN/3781li294弯曲强度寿命系数 ： Y查机械设计图 6-8: 21N弯曲强度尺寸系数 :X查机械设计图 6-9(设模数小于 5): 弯曲强度最小安全系数 4.1minFS则：=37811/1.4=270 N/mm1F=29411/1.4
29、=210 N/mm22)、按齿面接触疲劳强度设计计算。确定齿轮传动精度等级，按Vt= (0.013 0.022) 1n3/1p=6.2507.46.250.13. sm52参考表 6.7 表 6.8 选取 II 公差组 8 级，小轮分度圆直径 ，由机械设计式 6-5：3d3 2 122 HEdZuKT齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置，取8.0d小轮齿数 :在推荐值 20-40 中选 =233Z3Z大轮齿数 : 4 57248.3i齿数比 u : 4小轮转距 :2TmN71载荷系数 K：VA使用系数 ： 查机械设计表 6.3， =1 AK动载荷系数 ：由推荐值 选 =1.24.105.V齿间
30、载荷分配系数 由：=0 得 =1.1齿向载荷分布系数 ：由推荐值 选 =1.1K2.则载荷系数:=11.21.11.1=1.45KVAmNF3781li29421NY=1X4.minFS2170N2FsmVt52.8.0d=233Z=57478.2uNmT132=1A=1.2V=1.1=1.1K=1.45中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 17 页材料弹性系数 ：查表得 =EZE28.19mN节点区域系数 ：查机械设计手册（H） ， =2.50,21x重合度系数 ：由推荐值：0.850.92 选 =0.87ZZ则： 3 2 122 HEdZuKT3 26087.5.1894
31、.28.073451 m9.1齿轮模数 ： 2(圆整后的值)zd93/8.1/32小齿轮分度圆直径 ：d07大齿轮分度圆直径 ：4mzmd5139424标准中心距 : am3602/)7(/)(33 圆周速度 ：v snd 4.2/4.18.60/22与故取 相近sm5.齿宽 :bd6271大轮齿宽 ：4b小轮齿宽 ：31043)、齿根弯曲疲劳强度计算：由式： FSaFFYmbdKT32齿形系数 :查机械设计手册aY小齿轮： =2.691F大齿轮： =2.1812应力修正系数 ：查机械设计手册Sa小齿轮： 57.1Y28.19mNZE=2.5H=0.87md98.132d073m514a360
32、sv4.2mb16473=2.691FaY=2.181257.1Sa892Y中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 18 页大齿轮： 789.12SaY重合度 ：=1.68)tan(t)tn(t 2413 azz重合度系数 ：Y69.071/5.2.0/75.2.0故： MPaF 57.6916483. 21/57.mNF21/70mNF所以齿根弯曲强度满足68.1a9.0YPaF57.14.3.3 第三级齿轮传动校核设计项目及说明 结果1)、选择齿轮材料，确定许用应力由表 6.2 选： 小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火应力循环次数 N 由式 ：hLjn605012.3
33、6041hLjn= 6.96127.3i接触强度寿命系数 ： NZ查图得： 2接触强度最小安全系数：SHmin=1许用接触应力: H接触疲劳极限 :lim查机械设计图 6-4:21li/70NH26由式 minliHSZ则： 21H20许用弯曲应力 由式：FminliFXNSY弯曲疲劳极限 查机械设计图 6-7： liF/3781lim294 610.9N27.31NZSHmin=1 21lim70NH62120HmNF3781li294中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 19 页弯曲强度寿命系数 ： NY查机械设计图 6-8: 21N弯曲强度尺寸系数 :X查机械设计图 6
34、-9(设模数小于 5): 弯曲强度最小安全系数 4.1minFS则：=37811/1.4=270 N/mm1F=29411/1.4=210 N/mm22)、按齿面接触疲劳强度设计计算。确定齿轮传动精度等级，按Vt= (0.013 0.022) 4n3/4psm16.0参考表 6.7 表 6.8 选取 II 公差组 8 级，小轮分度圆直径 ，由机械设计式 6-5：3d245 12HEd ZuKT齿宽系数 按齿轮相对轴承为悬臂端布置，取2.0d小轮齿数 :在推荐值 20-40 中选 =285Z5Z大轮齿数 : 6 84235i齿数比 u : 6小轮转距 :4TmN7210载荷系数 K：VA使用系数
35、 ： 查机械设计表 6.3， =1 AK动载荷系数 ：由推荐值 选 =1.24.105.V齿间载荷分配系数 由：=0 得 =1.1齿向载荷分布系数 ：由推荐值 选 =1.1K2.则载荷系数:=11.21.11.1=1.45KVA材料弹性系数 ：查表得 =EZE28.19mN节点区域系数 ：查机械设计手册（H） ， =2.50,21x21NY=1X4.minFS2170N2FsmVt16.02.0d=287Z=8483uNmT647210=1A=1.2V=1.1=1.1K=1.45 28.19mNZE=2.5H=0.87Z中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 20 页重合度系数
36、 ：由推荐值：0.850.92 选 =0.87ZZ则： 3 245 12HEdZuKT3 26087.5.8938.0671m4齿轮模数 ： (圆整后的值)mzd1628/54小齿轮分度圆直径 ：5d45大齿轮分度圆直径 ：6zmd13864标准中心距 : 7am8962/)4(2/)(53 圆周速度 ：v snd 14.0/17.360/47与故取 相近s1.齿宽 :bd2.9862.5大轮齿宽 ：8b小轮齿宽 ：7m15083)、齿根弯曲疲劳强度计算：由式： FSaFFYbdKT42齿形系数 :查机械设计手册aY小齿轮： =2.571大齿轮： =2.212F应力修正系数 ：查机械设计手册S
37、a小齿轮： 6.1Y大齿轮： 72重合度 ：=1.75)tan(t)tan(t 2817 zz重合度系数 ：Y6.075.1/2.0/5.2.0md487164d85m1346a893sv14.0mb2.7986157=2.571FaY=2.2126.1Sa72Y.1a69.0Y中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 21 页故： MPaF 2.768.0157.291745860.21 /.mN4/mNF所以齿根弯曲强度满足PaF2.714.3.4 齿轮传动主要参数总结 根据计算整理得到齿轮具体参数如下表：表 5.5 齿轮参数表名称 代号 1 2 3 4 5 6齿数 z20
38、64 23 57 28 84模数（ ）m6 9 16分度圆直径（ ） d123 393 207 513 448 1344齿宽系数 0.8 0.8 0.8 0.8 0.2 0.2齿顶高（ ） ah6 9 16齿根高（ ） f7.5 11.25 20全齿高（ ）m13.5 20.25 36齿顶圆直径（ ） ad135 405 225 531 480 1376齿根圆直径（ ） f108 378 185 449 408 1304传动比 i3.22 2.48 3齿数比 u3 2.5 3中心距（ ）ma258 360 896应力角（ ）20中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 22 页5
39、 卷筒及其部件设计计算5.1 钢丝绳的选择5.1.1 钢丝绳的选择方法绞车通过钢丝绳升降、拽引重物。工作时钢丝绳多层缠绕所受应力十分复杂，加之对外界影响因素比较敏感，一旦失效，后果十分严重。因此应特别重视钢丝绳的合理选择和实用。钢丝绳钢丝绳直径（以下简称绳径）的选取，是绞车设计的第一步。直径的选择直接影响卷筒的直径及相关尺寸的确定，还关系到绞车能否正常的运行。在以往起重类，绞车书目及绞车设计规范中，绳径的选择有两种方法，这两种方法是：安全系数法 （3.1）nFsepg选择系数法 （3.2）Scdmin式中 整条钢丝绳的破断拉力（ ） ；sp N绞车工作级别规定的最小安全系数；n选定钢丝绳的安全
40、系数；gs中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 23 页钢丝绳的额定拉力（ ） ；Fe N钢丝绳最小直径（ ） ；dmin m钢丝绳选择系数，它由机构的工作级别、钢丝绳是否旋转以及吊运物品c的性质等因素有关；钢丝绳最大工作拉力（ ） 。由起升载荷（额定起重量，钢丝绳悬挂部SN分的重量，滑轮组及其他吊具的重量）并考虑滑轮组效率和倍率还确定。5.1.2 安全系数法该方法是一种静力计算方法，间接选择绳径。设计时，钢丝绳的额定拉力为已知，将额定拉力乘以规定的最小安全系数 ，然后从产品目录中选择一种破断拉力不小于n 的绳径。Fen该方法是沿用多年的传统方法，它具有简化计算、资料系统、齐
41、全、完整的特点，基本上能满足现有国产绳径的选择，是一种比较成熟的选择方法。它的不足之处就是选择过程比较繁琐，必须经过多次的试算才能选出，而且是间接选择的。5.1.3 选择系数法目前在工业化国家，对绳径的选择普遍采用这种方法。国际标准 ISO4308（钢丝绳的选择）也推荐采用此方法。这种方法能直接计算出绳径，比间接选择要方便的多，简单明了而且直观，一旦查到了选择系数 就能很容易的把绳径计算出来。但目前两个规范（GB/T3811-1983 和cGB13752-1992）上提供的选择系数都有很大的局限性，远远不能满足选择钢丝绳的需要。因为它们没有把现有的国产钢丝绳的各种规格型号，不同绳芯，不同的钢丝
42、抗拉强度的选择系数统统列出来。5.1.4 钢丝绳选择经过综合比较并查阅资料，本设计采用第一种方法即安全系数法。煤矿安全规程的规定专为升降物料用的提升钢丝绳的安全系数不得低于 6.5 。由设计要求可求得钢丝绳的额定拉力 =30KN，钢丝绳的破断拉力 =eFpFKNnFe1503选型结果：18.5ZAA 67+FC 1770 ZZ 521 GB/T16269-1996主要参数如下：中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 24 页钢丝绳直径：d=18.5mm钢丝直径：1.2mm钢丝总断面积：128.87 2m参考重力：1218 N10钢丝绳公称抗拉强度：1550 N/ 2该型号的钢丝
43、绳具有如下的特点：是一种镀铬钢丝绳，提高了钢丝绳的耐腐蚀性，适用于室外，潮湿的环境中；是一种面接触钢丝绳，这种钢丝绳的接触应力小，进一步改善了钢丝绳的性能；绳芯采用天然纤维芯，具有较高的挠性和弹性，缠绕时弯曲应力较小；采用右同向捻，钢丝绳的挠性好，磨损小，使用寿命长，因泵房采用刚性导轨，克服了松散性和扭转性。5.1.5 钢丝绳强度校核折减系数 9.0钢丝绳破断拉力总和 KNF5.19pc折减后 6.7.5.1pc179.6KN =150KNcFpc所以强度足够5.1.6 钢丝绳在卷筒上的固定方式钢丝绳在卷筒上固定应保证工作时安全可靠，便于检查、装拆及调整，且固定处不应使钢丝绳过分弯折。钢丝绳常
44、用的固定方式有：楔块固定和压板固定两类。1.楔块固定钢丝绳通过楔块固定在卷筒上。楔块的斜度通常取 1：41：5，以满足自锁条件。这种绳端的固定方式比较简单，但钢丝绳允许的直径不能太大。2.压板和螺钉绳端固定装置钢丝绳端从端侧板预留斜孔中引出至板外，通过压板和螺钉把绳端固定。为安全起见，压板数目至少为两个。这种绳端的固定方式，卷筒结构简单，对铸造卷筒及钢板焊接卷筒都适用。本设计中就采用此种固定方式。斜孔角度为 45，斜孔的边缘倒圆角，这样可保证钢丝绳平缓的缠绕在卷筒上，避免了钢丝绳的损伤。5.1.7 钢丝绳固定端承载能力验算国家标准规定，钢丝绳在卷筒上的安全圈数不得小于 3 圈。在保留两圈的情况
45、下，应中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计 第 25 页能承受 1.25 倍的钢丝绳额定拉力。当钢丝绳安全圈数不少于 3 圈时，固定端处的拉力可按欧拉公式计算（3.4）eFjgmax式中 钢丝绳端处拉力（ ） ；gFN最大静强度计算拉力， 为动载系数，可按表 2.1 进行选maxj ejFmax取，取 。 为钢丝绳额定拉力（ ） ， ；0.1eFNNe30自然对数底数， ；e782钢丝绳与滚筒表面的摩擦系数，计算时取 ； 16.钢丝绳安全圈在卷筒上的包角，安全圈数不少于 3 圈。若取 3 圈，则。6结果 NFg103778.2314.6.0由计算可知，钢丝绳固定端处的连接强度不容
46、忽视。根据计算结果可计算绳端紧固件。5.1.8 钢丝绳的出绳方向及其偏角钢丝绳的出绳方向一般为水平方向，并从卷筒下方出绳，这样可以得到比较小的侧翻力矩。但也可以从其他方向出绳，此时，钢丝绳倾斜，必然要产生向上的分力，使地脚螺栓的受力状态发生变化。为了确保钢丝绳在卷筒上缠绕均匀、对称、排列整齐，避免堆积、松散和乱绳。钢丝绳水平方向卷放偏角 值必须符合表 2.2 的规定。表 3.2 卷放偏角 的规定值钢丝绳的偏斜角 可由导绳定滑轮旋转中心线到卷筒轴线或排绳器导绳轮轴线的距离来保证。即L表 3.2 卷放偏角排绳方式 允许偏角自然排绳 2排绳器排绳 4中国矿业大学 2010-6-12 届本科生毕业设计
47、 第 26 页（3.4）3102tgdBL如果偏角 过大，会造成各圈钢丝绳之间留有较大的缝隙，当新的一层钢丝绳向下面一层缠绕时就会嵌压进入钢丝绳之间的缝隙，造成严重“锤击” ，很容易引起乱绳并增加钢丝绳的磨损。如果偏角过小，则钢丝绳缠绕到卷筒边缘时，可能会产生从下向上的绳圈堆积现象，特别是当导向定滑轮对卷筒不对中时，情况更为严重。当钢丝绳堆积上有两三层后又突然坠落，将产生很大的冲击力。这种现象对钢丝绳寿命和卷筒强度都有很大影响。严重的堆积还会造成钢丝绳越出卷筒段侧板，引起事故。所以有必要规定一个最小的缠绕偏斜角，推荐采用 5.05.2 卷筒的设计计算绞车卷筒系钢丝绳多层缠绕，所受应力非常复杂。它作为绞车的重要零件，对绞车安全可靠的工作至关重要，应该合
