〔大学论文〕JH-20回柱绞车设计（含word文档） .pdf

摘要 绞车作为矿山采矿运输系统中的关键机械设备，广泛应用于煤炭、有色金属、黑色金 属等矿山开采行业，其性能技术水平的高低直接影响到矿山的生产效率和职工的生命安 危。绞车有安全可靠，易于实现无级调速，换向平稳，低速运转性能良好等优点。 随着液压元件、液压传动及控制技术的发展，绞车在经济性、技术性、安全性和可靠 性都显示出独特的优势。 本文通过对绞车关键部件的分析研究， 建立绞车设计计算的模型， 为进一步绞车的设计制造水平奠定基础；通过对主要零部件如主轴、减速器、制动阀的设 计制造的研究，为绞车的整体性能的提高提供保证。 本文主要工作如下：1 主轴的设计研究。根据材料力学的相关理论，对绞车主轴装置 中的关键部件进行分析，建立卷筒分析的力学模型并在此基础上说明卷筒强度校核的计算 方法；提出主轴设计的主要方法；2 根据减速器的设计原理，结合绞车的设计要求，分析 齿轮-蜗杆减速器的设计原理，并通过试车报告验证设计的可行性；实际检测结果进行分 析。 论文的研究结果绞车的设计制造具有参考价值，并为进一步的分析与研究奠定基础。 关键词关键词 绞车；主轴装置；矿山运输 abstractabstractabstractabstract mine mining winch as the key transport systems in machinery and equipment, widely used in coal, nonferrous metal, black metal mining and other industries, the performance level of technology to directly affect the level of mine production efficiency and safety of workers. winch a safe, reliable and easy to implement stepless speed regulation, for the smooth, low-speed operation of the advantages of good performance. as the hydraulic components and hydraulic transmission and control technology development, winch in the economic, technical, safety and reliability show that the unique advantage. based on the winch key components of the analysis, design and calculation of the establishment of winch model, to further the design and manufacture of winch lay the foundation for adoption of the major components such as the spindle, reducer, zhidong fa of the design and manufacture of, for the winch the improvement of overall performance guarantee. in this paper, are as follows: design of a spindle. according to the mechanics of materials related theory, the winch main unit of analysis of key components, the establishment of the reel mechanical model and on this basis that reel strength checking method of calculation; proposed design of the main spindle; 2 according to the design principle reducer, winch with the design requirements of gear - the worm reducer design principle and, through the design verification testing the feasibility report; actual test results for analysis. among the findings winch the design and manufacture of value, and for further analysis and lay the foundation for research. keywordskeywordskeywordskeywordswinch; spindle device;mine transport 目录 1 绪论.1 1.1 简介.1 1.1.1 绞车概述1 1.1.2 绞车功能与结构1 1.1.3 绞车分类2 1.1.4 绞车应用3 1.2 回柱绞车的现状4 1.2.1结构型式.4 1.2.2采取措施.5 2电动机的选择.6 2.1.1 选择电动机类型和机构形式6 2.1.2 功率的计算6 2.1.3 电动机功率的选择6 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比7 2.2.1 总传动比7 2.2.2 分配减速器的各级传动比7 2.3 计算传动装置的运动和动力参数7 2.3.1 各轴转速8 2.3.2 各轴的输入功率8 2.3.3 各轴的输入转矩8 3 轴的设计计算.10 3.1 轴的概述10 3.2 主传动轴的设计12 3.3 轴的校核13 3.3.1 主轴轴的校核.13 3.4 卷筒轴的设计15 4钢丝绳的选择和卷筒的设计.19 4.1 钢丝绳的选择19 4.1.1 钢丝绳的种类和构造19 4.1.2 钢丝绳直径的选择19 4.2 卷筒的设计20 4.2.1 卷筒的材料20 4.2.2 卷筒容绳尺寸计算20 4.2.3 卷筒筒壁的厚度计算和卷筒壁的强度计算21 5 键联接.23 5.1 键联接的功能、分类及应用23 5.2 键的选择23 5.3 平键的校核.24 6制动器的设计与选用.25 7减速器蜗轮蜗杆的设计.27 7.1 蜗轮蜗杆的设计和计算27 8轴承的选用及密封方法.34 8.1 滚动轴承的组成及分类.34 8.2 蜗轮轴上轴承的选用.34 8.3 蜗杆轴上轴承的选用.35 9轴承游隙.36 10绞车常见故障的诊断与分析.37 结论.39 致谢.40 参考文献.41 附录.42 原文42 译文51 1 绪论 1.1 简介 1.1.1 绞车概述 在人类历史上，绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使一个人搬运 远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框架支撑的滚筒组成， 人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动。今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是 绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或儿个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或 拖曳重载荷的动力机械。 1.1.2 绞车功能与结构 绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载，绞 车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。 1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳，包含动力及传动装置与控制装 置。绞车可以采用多种驱动方式，包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液压 马达、气动马达等等。无论采用何种驱动方式，在绞车的驱动部分设计中都应包含以下设 计准则： 无级均匀变速，调速范围宽广； 在有负载情况下，良好的启动特性和低速特性，总效率高； 双向旋转，并且容易改变旋转方向； 维护保养相对容易，对周围工作环境不敏感； 制动系统工作可靠； 设计紧凑，结构简单，安装布置容易，重量轻； 在有负载情况下，能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。 对于小型绞车，为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在一起， 直接驱动工作装置；对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动部分与绞车 工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系，绞车 的布置和操纵均很方便。 2.工作装置:在驱动部分作用下，通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖曳或释放缆 绳以完成对负载的收放控制，并含有对缆绳的容绳和排缆装置。 3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业，包含滑轮组、导向装置以及速度测量、长度 距离测量、张力测量等装置部分；绞车可以使用钢丝绳、尼龙缆绳等多种材质缆绳。 1.1.3 绞车分类 绞车可以采用多种分类方法 按绞车驱动方一式分类，绞车可以分为机械式驱动绞车、电机驱动绞车、气动绞车、 液压绞车等几大类。 1.机械式驱动绞车 驱动部件间的固定几何位置关系决定着系统的设计布局，布局的变化少； 传动系体积尺寸大，总重量重； 安装布置复杂，经常需要精密加工的平面和精密的部件定位； 难以实现大范围的无级变速； 原动机的位置是不可变的； 在有负载的情况下，难以取得平稳的反转； 通过采用液力偶合器，可以在堵转工况下产生最大扭矩。 2.电机驱动绞车 在小型和低端绞车产品上采用常规定速电机驱动方法，能实现单速(或双速)和双向 旋转功能，系统简单，但不能低速启动和平滑变速； 采用可控硅整流(scr)直流调速方式实现无级变速，发展历史悠久， 可在低速段提供短时的额定扭矩(或堵转扭矩)。但是，若无独立冷却系统和专用设计，直 流调速力一式不能长时间用于堵转工况； 采用交流变频调速方式实现从零到最大速度的无级变速，可以在低速或堵转工况下 提供 100%额定扭矩，调速平稳； 设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。 3.气动绞车 需要配置压缩空气站； 气动系统工作压力较低，气动马达外形尺寸较大，气动系统总体重量较重； 对环境条件敏感一在周围环境温度低的地方，可能有潮气凝结在气动管路和部件 里； 噪音大一需要噪音消音器。 4.液压绞车 双向实现从零到最人速度的无级变速控制，易于换向； 用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩； 输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动； 系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩； 设计紧凑，布置方便，动力传递系统总重量轻。 易于实现恒速、恒张力控制 按绞车应用领域和使用工况分类，绞车分为矿用绞车、建工卷扬机、船用绞车、工程 机械绞车以及特殊用途用绞车等等。 按绞车作业形式分类，绞车一般分为滚筒卷扬绞车和线型绞车两大类。滚筒卷扬绞车 采用驱动滚筒旋转方一式收放缆绳和拖曳负载， 并在滚筒上直接容绳;线型绞车采用夹钳直 线拉拔缆绳方式拖曳负载，并在独立配置的滚筒上卷扬容绳。 1.1.4 绞车应用 绞车广泛应用于工程机械、建筑机械、林业、渔业、矿山机械、船舶运输、海洋石油 等多领域，可配套多种类型主机设备。 绞车具体配套的部分设备如下: 1.汽车起重机主吊、辅吊绞车 2.塔式起重机主、吊绞车 3.驳船定位绞车、拉索绞车 4.钻探船拔桩绞车 5.挖泥船悬挂和斗架绞车、抓斗绞车 6.通用船舶锚泊绞车、起重绞车、牵引绞车 7.集装箱船船尾恒张力装料绞车 8.码头起重机主起重卷扬机 9.海洋石油铺管工作船恒张力移船绞车、张紧器、a/r 绞车、起重吊 机的负荷绞车等等 10.运输铁道车辆定位卷扬机、索道牵引绞车 11.森林及木材加工机械重木起吊卷扬机、木材车、堆材机 以下为中国海洋石油领域绞车的典型应用实例： 吊机用负荷绞车 负荷绞车用于控制起重铺管船主吊机吊钩的稳定，关系海上的作业安全。蓝疆船的负 荷绞车采用静液压传动，有双泵双马达和单泵双马达两种匹配方式。液压系统采用丹尼逊 金杯系列电比例变量通轴柱塞泵和定量柱塞马达，有手动控制和恒张力控制两种工作模 式。在恒张力模式下，可以根据天气、载荷大小等因素自动(或手工)设定恒张力大小，用 带有设定拉力的缆绳约束卞吊钩，减小晃动幅度，使其能稳定工作。 1.2 回柱绞车的现状 我国综合机械化采煤技术正在向高产量，大功率，重型化的趋势发展，但搬运设备却 没有得到相应的更新与开发。现在大型液压支架重量已经达到 30 多吨，而液压支架等综 采设备在采煤工作面的撤移与运输仍使用回柱绞车等老式设备，其牵引力小，容绳量小， 钢丝绳细，不适应综采工作面的工况要求。 当前回柱绞车存在的主要问题 ： 1. 蜗轮副传动是回柱绞车的薄弱环节 煤矿绞车 jh2-5,jh-8 ,jhc-14,jh2-14,jh-20 等都采用蜗轮副传动，皆因蜗轮副传动比 大，但蜗轮副传动效率很低，一般只有 0.40.5，绞车的总传动比更低，工作时过高 的温升，井下多尘的工作环境，使蜗轮副磨损加快，使用半年或更短时间，即需要检 修或更换。 2. 牵引力小 现在煤矿由于综采机械的大量使用，在工作面搬迁时需要搬运某些大型设备，如液压 支架等，而现在使用的绞车牵引力都有些小，因而将牵引力提高到 32 吨是有意义的。 3. 容绳量小 当前的综采工作面长度有逐渐加长的趋势，而现行的绞车容绳量一般都太小，应将容 绳量达到 140m 以上。本设计的容绳量达到了 260 米。 4. 设计寿命短 回柱绞车大多采用 1460 小时的设计寿命，这是因为回柱时间短，但由于小绞车已不 止用于回柱，还在建筑，铁路等各行业，而且就煤矿的使用来看，也有必要提高设计寿命， 增加绞车的平均无故障时间，保证生产的正常进行，经多方比较，决定采用5000 小时的 设计寿命。 1.2.1结构型式 我国的矿用小绞车其中的调度绞车多为行星齿轮传动，结构有以下四种基本型式。 1. 通轴式 其主要特点是立轴贯穿其中，使整机刚性强，能保证运转过程中齿轮啮合精度，因而 噪音小，寿命长，该种结构零件简单易于制造和维修，成本较低。 2. 浮动式 其特点是由于采用了浮动件，故绞车的传动件受力状况好，因而噪音明显下降寿命较 长。 3. 半埋入式 其特点是电机的一部分埋入置于滚筒内部，传动装置设在共同内部和端部，结构紧凑 体积小，重量轻。但该结构刚性差，运转中齿轮精度很难保证，给进一步提高寿命，降低 噪音造成很大困难，且零件技术要求较高，制造难度大。 4. 全埋入式 其特点是电机全部置于滚筒内部，传动部分设在滚筒端部，使得整机结构紧凑，体积 小，搬运方便。 1.2.2采取措施 1. 采用国外先进技术，国家标准，制定出我国的矿用小绞车型式和参数系类标准和 国家标准，把我国矿用小绞车的标准水平提高一步，进而进行产品的更新改造和提高产品 性能，争取在较短的时间内达到先进国家的水平。 2. 完善测试手段.我国产品水平提高得慢的一个重要原因是不具备检测手段，很多项 目及整机性能无法测定，心中无数。设计凭经验及类比法，因此在提高产品质量上有时陷 入盲目性。在完善测试手段过程中，当前应重点放在产品性能检测，如寿命，噪音，效率， 可靠性等。 3. 技术引进与产品更新换代相结合。更新换代光靠自己搞科研攻关，不仅力量不足， 速度太慢，可先购买国外样机，经过使用后再考虑技术引进问题。 4. 组织专业化生产，按照标准对产品的要求，组织专业化生产，以提高质量和生产 效率 2电动机的选择 2.1.1 选择电动机类型和机构形式 电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化的产品。机械设计中需要根据工作机 的工作情况和运动、动力参数、合理选择电动机类型、结构形式、传递的功率和转速、确 定电动机的型号 电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机。交流电动机有异步 电动机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动 机应用最广泛。如无特殊需要，一般忧先选用型笼型三相异步电动机，因其具有高效， 节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于 无特殊要求的各种机械设备。 绞车属于非连续工作机械，而且启动，制动频繁。jh-20 回柱绞车是原机械工业部设 计的用于煤矿井下回收支柱的设备，由于煤矿发生安全事多，新的煤矿安全标准对绞车提 出了更高的要求，因此，电机采用防暴电动机，选用 ybk（防爆型）电动机。在本设计中 选择电动机为系列 ybk 的 380v 的防爆电动机。 2.1.2 功率的计算 电动机的功率选择是否合适将直间影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额 定功率小于工作机所需要的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至使电动机长期过载过 早损害，如果选用额定功率大于工作机所需要的功率，则电动机的价格高，功率未得到充 分的利用。从而增加电能的消耗，造成浪费。 2.1.3 电动机功率的选择 1绞车电动机的功率按所需的静功率计算，静功率（单位：kw）计算公式为： w p d p=式（2.1） 式中 w p工作机所需工作效率，kw。 由电动机到工作机的总效率，kw。 工作机所需工作效率，应由工作阻力和运动参数计算求得： kwp w wwv f w 61.17 8501 . 0 1000 3 . 050000 1000 = = 式（2.2） 式中 w f工作机的阻力（n） 。 w v工作机的线速度（m/s） 。 w 工作机的效率。 其中8501 . 0 43 43 21 = w 1 、 2 、 3 、 4 分别为联轴器、卷筒、齿轮传动和轴承的传动效率。 取 1 =0.99， 2 =0.96， 3 =0.97（齿轮的精度为 8 级） ， 4 =0.98（滚动轴承） 。 2确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为 min 02.13 44014 . 3 3 . 0100060100060 r d v n= = = 式 （2.3） 经查表：一级齿轮的传动比73= a i ,二级蜗轮蜗杆减速器的传动比 10i，总的传动比合理范围为28024= a i，故电动机的转速的可选范围为： min 6 . 371548.31802.13)28024( r nin ad =式 （2.4） 根据工况和计算所选电动机为: 表 2-1 电动机的主要参数 型号额定功率(kw)转速 r/min ybk2-225m-630980 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1 总传动比 由电动机的转速和工作机的主动轴的转速，可得到传动装置的总传动比为 n n i m a =式 （2.5） 式中 m n电动机的转速 n卷筒的主轴转速 26.75 min 02.13 min 980 = r r n n i m a 总传动比为各级传动比 n iiii 210 、的乘积，既 10 iiia=式 （2.6） 2.2.2 分配减速器的各级传动比 使减速器装置不至于过大初步取 5 . 25 0 =i则95 . 2 5 . 25 26.75 0 = i i i a 按 展 开 式 布 置 ， 考 虑 润 滑 条 件 ， 为 使 两 级 大 齿 轮 相 近 ， 查 得75 . 5 1 =i则 43 . 4 75 . 5 5 . 25 1 0 2 = i i i 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率） 。如将传动装置各 轴由高速至低速依次定为、轴。 0201 ii、相邻两轴间传动比 0201 、相邻两轴间传动效率 0201 tt、轴的输入功率（kw） 0201 pp、各轴之间的输入转矩（nm） 0201 nn、各轴的转速（r/min） 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和参数。 图 2-1 电动机传动示意图 2.3.1 各轴转速 轴min/980 1 rn= 轴min/43.170 75 . 5 980 1 1 2 r i n n= 轴min/47.38 43 . 4 43.170 2 2 3 r i n n= 轴 84 . 2 47.38 3 3 4 = i n nmin/54.13r 2.3.2 各轴的输入功率 轴轴的输入功率： 轴kwpp d 34.2198 . 0 99 . 0 22 211 = 轴kwpp29.2097 . 0 98 . 0 34.21 3212 = 轴kwpp 9 . 1897 . 0 98 . 0 29.202 2 3223 = 轴kwpp97.1797 . 0 98 . 0 9 . 18 3234 = 式中 d p电动机的出功率（kw） 1 联轴器的传动效率99 . 0 1 = 2 轴承的传动效率98 . 0 2 = 3 齿轮的传动效率97 . 0 3 = 同一根轴的输出功率与输入功率的数值不同，需要精确计算时取不同的数值。 2.3.3 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩： mn n t m pd d .85.218 960 22 95509550=式（2.7） 轴轴的输入转矩： mnitt d .67.21699 . 0 185.218 101 = mnitt.28.118497 . 0 98 . 0 75 . 5 67.216 12112 = mnitt.46.488798 . 0 97 . 0 43 . 4 28.1184 2 23223 = mnitt.70.1319497 . 0 98 . 0 84 . 2 46.4887 34334 = 运动和动力参数计算结果见表 表 2-2 各轴的运动和动力参数 轴名 效率 p（kw） 转矩 t（n.m） 转速 n（r/min） 传动比 效率 输入输出输入输出 电动机轴22216.67980 10.9 轴21.3420.70216.67210.17980 5.570.95 轴20.2919.281184.281125.07170.43 4.430.93 轴18.917.584887.464545.3438.47 2.840.95 轴17.9717.0713194.7012534.9713.54 根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号 综合考虑电动机的传动装置的尺寸，重量，价格和减速器，卷筒的传动比，因此选定电动 机型号为 ybk2-225m-6，其主要性能参数如下所示： 额定电压：380v/660v、660v/1140v 额定频率：50hz 功率范围：2.2kw 200kw 安装形式：b3、b5 绝缘等级：f 级 防护等级：ip55 主要性能参数如下表： 表 2-3电动机的主要性能参数 型号 额定功率电流 （安培） 转速 （转/分） 效率 （%） 功率 因数 堵转转矩堵转电流重量 （千克） 千瓦马力额定转矩额定电流 ybk2-225m-6456082.129707.5349 3 轴的设计计算 3.1 轴的概述 1.轴的用途 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能 进行运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。 2.轴设计的主要内容 轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件 的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结 构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会冲加轴的制造成本和 轴上零件装配的困难等。 轴的工作能力计算指的是轴的强度、 刚度和振动稳定性等到方面的计算。 多数情况下， 轴的工作能力主要取决于轴的强度。 这时只需对轴进行强度计算， 以防止断裂或塑性变形。 而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹 性变形。对高速运转的轴，还应进行振动稳定性计算，以防止发生共振而破坏。 3.轴的材料 轴的材料主要是碳钢和合金钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处 理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最长用的是 45 钢。 4.轴的结构设计 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 1）拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所谓 装配方案，就是预定出轴上方根零件的装配方向，顺序和相互关系。 2）轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转 的要求者外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。 零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。 轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类。利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴 肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。因此，轴肩位多 用于轴向力较大的场合。定位轴肩的高度 h 一般取为 h=（0.070.1）d, d 为与零件相配 处的轴的直径，单位为 mm。流动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高度，以 便拆卸轴承。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高度一般取为 12mm。 零件的径向定位 径向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的径向定位零件键、花键、 销、紧定螺钉以及过盈配合等。 5.轴的强度计算 轴的计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还应校核轴的振动稳定性。 1）轴的扭转强度条件计算： 轴的扭转强度条件为: 3 9550000 0.2 tt t p t n w d =式(3.1) 式中： t扭转切应力单位为 mpa； t轴所受的扭矩，单位为 n.mm； tw轴的抗扭截面系数，单位为 mm； n轴的转速，单位为 r/min； p轴传递的功率，单位为 kw； d计算截面处轴的直径，单位为 mm； t许用扭转切应力，单位为 mpa。 由上式可得轴的直径 d 33 33 0 9550009550000 0.20.2 tt ppp a nnn = 式(3.2) 式中 a0= 3 9550000 0.2 t , 对于空心轴，则 0 4 3 1 p da n 式中 1d d =, 即空心轴的内径 d1与外径 d 之比，通常取=0.50.6。 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于 直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3；有两个键槽时，应增大 7。对于直 径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7；有两个键槽时，应增大 10%15. 然后将轴径圆整为标准直径。 2）按弯扭合成强度条件计算 作出轴的计算简图 在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷（若为空间力系，应把空间力分解为 圆周力，径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上） ，并将其分解为水平分力和垂直 分力。然后求出各支承处的水平反力和垂直反力。 作出弯矩图 根据简图，分别按水平面和垂直平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出平 面上弯矩和垂直面上的弯矩；然后按下式计算总弯矩并作出 m 图； 作出扭矩图 3）校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算。按第三强度 理论，计算应力 22 4 ca=+式(3.3) 为了考虑循环特性的影响，引入折合系数 a,则计算应力为： () 2 2 4 ca=+式 （3.4） 对于直径为 d 圆轴，弯曲应力 m w =，扭转切应力 2 t tt ww =，将 代入上式中，则轴的弯扭合成强度条件为： () 2 2 22 14 2 ca mtmt www + =+= 式（3.5） 式中： ca轴的计算应力，单位为 mpa； m轴所承受的弯矩，单位为 n.mm； t轴所受的扭矩，单位为 n.mm； w轴的抗弯截面系数，单位为 mm； 1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。 3.2 主传动轴的设计 1)主轴的设计（v 轴） 已知：轴的最低转 n=30r/min ，轴的功率 p=5.504kw，转矩 t=1700n.m 求作用在齿轮上的力： 1tf =2t/d= 2 1700 188 =18.09kn 11tanrtff= =6.58kn cos t n f f = 19.25kn 计算轴的直径、长度： 取轴材料为 45 钢，调质处理由手册查得，取 0 a=110， 由公式： 0 4 3 1 p da n 式（3.6） 代入数据：n=30r/min, p=5.504kw, 取=0.5，得 d63.86 考虑轴上有两键槽 d=d （1+10）=70 （1）取 d1=70 此处安装套筒，装向心球轴承 轴承选轻（2）系列 216 型。尺寸：80 140 26ddb= 该段轴长度：l1=110mm (2) 212702 70 0.0779.8ddh=+=+ =mm 取 d2=80，此处安装向心推力球轴承，选 3600 型 36216 尺寸：80 140 26ddb= （3）轴前端装圆柱滚子轴承： （0）2 尺寸系列 n218e 尺寸：90 160 30ddb= 3.3 轴的校核 3.3.1 主轴轴的校核 1. 求作用在齿轮上的力 1tf=2t/d= 2 1700 188 =18.09kn 11tanrtff=6.58kn cos t n f f =19.25kn 2. h 面： 12 121280909.924,8.106 9.924 80783.99. hnhnt hnhnhnhn h fff fffkw f mkn mm += = = 由上式解得： v 面： 12 1212 12 79963.6096,2.9704 285.158. vnvnr vnvnvnvn vcvc fff fffkn fkn mmkn mm += = = 由上式可得： 求 m 22 12834.245.hvcmmmmkn mm=+= 3.求扭矩，作扭矩图。t=1700n.m 计算弯矩，作弯矩图。 () 2 2 11 22 0.3977.786. 834.245. ca ca mmtkn mm mmkn mm =+= = 4.校核 1 3 33 28.507. 0.134300 32 ca ca m n mm w d wdmm =10 1212 1717 2222 30 键宽b 键高h 2 23 34 45 56 68 7 轴的直径 d30 3838 4444 5050 5858 6565 75 键宽b 键高h10 812 814 916 1018 1120 12 轴的直径 d758585 9595110110 130 键宽b 键高h 22 1425 1428 1632 18 键的长度系列 l 6，8，10，12，14，16，18 ，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56，63， 70，80，90，100，110，125，140，180，200，220， 5.3 平键的校核 选 a 型平键，由=d130mm, 查表 b=32mm,h=18mm,l=60mm 则键标记： 键 14109664gb1979。 校核挤压强度： pp dkl t = 2 式（5.1） 式中：=l130-8=122mm,t=400mn, 由查表得 2 /200100mmn p =， k= 2 h 9mm， 2 / 9 . 25 5499 94702 mmn p = = p 挤压强度满足要求。 6制动器的设计与选用 制动器概述 制动器是利用摩擦力矩降低机器运动部件的转速或使其停止回转的装置。 制动器必须满足以下要求： （1） 能产生足够的制动力矩。 （2） 结构简单，外形紧凑。 （3） 制动迅速，平稳，可靠。 （4） 制动器零件有足够的强度和刚度，制动带，鼓应具有较高的耐磨性和耐热性。 （5） 调整，维修方便。 为了减小制动力矩，缩小制动器尺寸，通常将制动器装在机构的高速轴上，或减速器 的输入轴上。 矿井中使用的这类绞车要靠制动器来控制达到绞车的制动， 而靠蜗轮蜗杆来达到自锁 防止卷筒的反转。 在使用制动装置时要对联接销轴；中间联接轴；和手柄进行强度校核。 销轴强度校核： 销轴所受的剪切应力为： = 2 4s c f dm 式(6.1) = 2 4 271.46 82 =62.75mpa 式中：cd为销轴的直径； sf为销轴所受的剪切应力； m为剪切的受剪切面个数，此处为 2。 销轴的材料选用圆钢，热处理为退火，其抗拉强度b为 490-740mpa 计算时选择 640mpa。其屈服极限的计算根据螺栓的屈服极限计算；选用性能等级为 8.8。则销轴的屈 服极限s为：800mpa。 销轴的许用切应力为=800/2.5=320mpa。 由于受剪销轴所受的载荷接近静载荷所以剪切安全系数ss为 2.5 由于销轴所受的剪切应力大于销轴的许用切应力所以销轴达到强度要求。 连接轴的强度校核： 连接轴此处受到纯扭转，所以中间连接轴需要对其剪切强度进行校核，连接轴的剪切 应力为： = 3 271.46 / (/16) t w d = = 3 271.46 (30 /16) =51.23mpa式（6.2） 式中：t 表示中间联接轴所受转矩； w 表示中间联接轴抗扭截面系数； d 表示中间联接轴的直径。 中间联接轴的材料选择 45 号钢其屈服极限s为 355mpa。 则钢材的许用切应力为=s/ss=355/2.5=142mpa. 由于受剪中间联接轴所受的载荷接近静载荷所以剪切安全系数ss为 2.5 刹手把的强度校核： 刹手把此处受到纯弯曲作用力，所以刹手把需要对其弯曲强度进行校核，刹手把的弯 曲应力为： maxmax/mw=271.46/(b 2 h/6)= 271.46/(16 2 60 /6)=28.27mpa; 式中：maxm表示刹手把所受弯矩； w 表示刹手把抗弯截面系数； b 表示刹手把的宽度。 h 表示刹手把的高度度。 7减速器蜗轮蜗杆的设计 减速器是一种有封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮-蜗杆传动所组成的 独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也作增速的传 动装置，这时就称为增速机。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动可靠、使用维护 简单，并可成批生产，故在现代机器中应用很广。 减速器类型很多，主要形式有齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮-蜗杆减速器、行星齿 轮减速器等。 当传动比在 8 以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于 8 时最好选用二级（i=8 40）和二级以上（i40）的减速器，单级减速器的传动比如果过大 ，则外轮廓尺寸将很 大。 蜗杆减速器，主要用于传动比较大（i10）的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓 尺寸小，这只是对传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不的很大时，此优点 并不但显著。由于效率较底，蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力长动中应用，而且只 宜传递以下中等以下的功率，一般不超过 50kw。 蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同的形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时 最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大 于 4m/s 时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。 阿基米德蜗杆减速器制造简单，目前仍在广泛使用，但其承载能力、传动效率、使用 寿命都较低，所以，又有一些新型蜗杆减速器出现，例如；环面蜗杆减速器、圆弧齿蜗杆 减速器、平面包络蜗杆减速器等。环面蜗杆减速器的传动功率已达到 1000kw（其他类型不 超过 200kw） ，单级传动效率达到 85%90%，体积只有普通蜗杆减速器的 50%60%（其他 两种分别为 60%70%和 80%） 齿轮-蜗杆二级减速器 它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效 率较高。 7.1 蜗轮蜗杆的设计和计算 选用蜗轮蜗杆的原因是因为它结构紧凑，工作平稳，无噪声，冲击振动小而且能够得 到很大的单级传动比（由于其需要的总传动比为 128 比较大）选用的是圆柱蜗杆传动。 选1d/a值 当量摩擦系数:假设 vs=4-7m/s查表 13.6 知 取其中间值 当量摩擦系数： vu =0.06 当量摩擦角：v=3.2 选取1d/a值： 在图 13.11 上传动比为 20 的线上去一点查： 导程角：=15(z=2) 传动啮合效率：y=0.8 中心距的计算 蜗轮转矩：112=271.46200.784tti=22=4256.49n m式（7.1） t(2)=4251.49n m 使用系数：查表 12.9（电动机均匀平稳，工作机轻微冲击） 取 ka=1.25 弹性系数：根据蜗轮蜗杆副查表 13.2 得 147ez=mpa 转速系数zn= 8 2(/8 1)nzn=+= 8 (36.5/8 1)+式（7.2） zn=0.8 寿命系数 6 (25000/6000)hz=1.27 zh=1.27 接触系数由图 13.12i 线查得 zp=2.5 接触疲劳极限查表 13.12i 线查得 limh=265mpa 接触疲劳最小安全系数自定 lims =1.3 中心距 3 2limlim(/)aenhhaktzzszz=式（7.3） = 3 (1.25 4256490(147 2.5 1.3/1.81 1.27 265) a=250mm 传动基本尺寸 蜗杆头数1(72.4)/zan=+=(72.4250)/730+ =2.25 取 z1=2 蜗轮齿数2112 2040zzi= = z2=40 模数m=(1.4-1.7)a/2z=(1.4-1.7)250/40=10.625 取 m=10 蜗杆分度圆直径1d=1d/aa=0.5250=125lim1h式（7.4） 根据机械设计 查表 13.4 得知 取1d=112 蜗轮分度圆直径 d(2)=m*z(2)=10*40=400式（7.5） 2d=40 导程角tan=z(1)*m/d(1)=2*10/112式（7.6） =10.12 蜗轮宽度212 10(0.5(/1)bdm=+式（7.7） =2 10(0.5(112/10 1)+=79.8 取2b=70 蜗杆圆周速度 11 1 60 1000 dn v = 式（7.8） = 112 730 60 1000 1v=4.28m/s 相对滑动速度s1=v /cosv =4.28/cos10.12 sv=4.35m/s 当量摩擦系数由表 13.6 查得vu=0.6m/s 齿面接触疲劳强度计算 许用接触应力limlim/hnhhhzzs=式 （7.9） =0.811.27265/1.3=209.7mpa h=209.7mpa 最大接触应力 3 3 2()/heazzkta= = 3 3147 2.5 (1.25 4256400)/256 h=206.9mpa 因为hh合格 轮齿弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度由表 13.2 查出： limf=115mpa 弯曲疲劳强度最小安全系数自定limfs=1.3 许用弯曲疲劳应力为limlim/fffs= =115/1.3 =88.46mpa f=88.46mpa 轮齿最大弯曲应力2222/()faktm bd= =21.254256400/(1070400) =38.00mpa f=38mpa 因为ff合格 蜗杆轴挠度验算 轴惯性矩 4 1/64id= = 4 112 /64=7.72 6 10 4 mm i=7.72 6 10 4 mm 允许蜗杆扰挠度=0.004m=0.00410=0.04 =0.04mm 蜗杆挠度 22 3 (tan20tan () 48 t v fl ei =+ 22 3 2 4256490 400 (tan20tan (10.123.2) 400 48ei =+ =0.00775mm =0.00775mm 因为合格合格 温度校核 传动啮合效率1tan/tan()v=+ =tan10.12/tan(10.12+3.2)=0.75 1=0.75 搅油效率自定2=0.99 轴承效率自定3=0.99 总效率123= =0.75*0.99*0.99 =0.74 =0.74 散热面积 ( 5)1.88 9 10aa = =3.032 2 m 箱体工作温度1101000(1)/()wtpat= + =100020.75(1-0.75)/2530.32+20 =74.75 因为1t80c(要求具有较好的通风条件)合格 7.2 减速器的润滑 7.2.1 传动的润滑 圆周速度 v12m/s15 m/s 的齿轮减速器广泛采用的油池，自然冷却。为了减少齿 轮运动的阻力就、和油的温升，浸入油中的齿轮深度以 12 个齿高为宜。速度高的还应 该浅些，建议在 0.7 倍齿高左右，但至少为 10mm。 在多级减速器中应尽量使各级传动浸入近于相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情 况，则为了降低其深度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器 箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。 若减速器的工作平衡温度超过 90c 时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油 池润滑等。 圆周速度 v12m/s 的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1）有齿轮带上的油会 被离心力甩出去而送不到啮合处；2）由于搅油会使减速器的温升增加；3）会搅起箱底油 泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4）加速润滑油的氧化和降低润滑油性能等等。这时最 好采用喷油润滑。 蜗杆圆周速度爱 10m/s 以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下面时，油面 高度应低于蜗杆螺纹根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠的中心以免增加功 率损失。但如果满足了后一条件而蜗杆位能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将 油甩到蜗轮上以进行润滑，当蜗