机械毕业设计（论文）-JWB-75型无极绳绞车设计2【全套图纸】.doc

中国矿业大学2010届本科生毕业设计 第67页1 绪 论全套图纸，加1538937061.1引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础。但是目前我国的煤炭工业的发展远不能满足整个国民经济的发展需要。因此必须以更快的速度发展煤炭工业。然而，高速发展煤炭工业的出路在于煤炭工业的机械化。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中运输包括矿物运输和辅助运输。绞车就是辅助运搬输其中一种。我国绞车的发展大致分为三个阶段。20世纪50年代主要是仿制设计阶段;60年代，自行设计阶段；70年代以后，我国进入标准化、系列化设计阶段。1.2绞车运输及国内外的发展状况 近40年我国的煤炭行业发生了巨大变化,采煤技术已接近达到国际先进水平，综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而煤炭工业机械化离不开运输，运输又离不了辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。原煤的运输也已经实现了大运量娦式输送机化，但井下轨道辅助运输与之很不适应，材料的运输基本上沿用传统的小绞车群接式的运输方式，运输战线长，环节多，占用搬运设备、人员外，安全性差，效率低。尽管一些煤矿对其进行了技术改造, 但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要。可见矿井辅助运输在当前现代化矿井建设中起关键作用。图1-1为无极绳绞车图片图1-1 无极绳绞车现在矿山所用绞车都是由建筑卷扬机发展而来的，所以我们有必要先谈谈建筑卷扬机的发展，从而了解整个矿用绞车的发展历程。我国在很久以前的古代，就知道采用辘轳等来提升重物，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，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。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。下面简单介绍三款国外绞车及其控制。一、德国Wirth公司齿轮传动绞车德国Wirth公司新一代齿轮传动绞车采用四象限控制技术，配有2台或3台直流或交流电动机，能平稳地减速和停止下降或上升的载荷，在不超过设备使用限制的情况下，直流和交流电动机都能运用再生制动技术，制动能量大部分回馈给电网。绞车控制系统通过控制电动机四象限传动，使能量在一个起下钻作业中按4个不同传动阶段分配。绞车的控制系统是通过一个3060kW的交流电动机来实现其它的辅助驱动。在钻井过程中，自动化司钻控制电动机实现恒钻压自动送钻，保持设定的参数，使钻井工具的寿命得以大大增长。另外，在主电动机失效时，还可做为应急装置，将井中钻具提起。绞车控制系统还包括一套智能防碰系统(ACS)，用来优化游车上下运行过程中的安全和效率，它监控绞车独立的3个刹车系统。系统提供了整个提升系统动能的参数分析，并考虑了包括系统制动能力、钩载、游车的速度和位置等参数，在位于司钻控制室的ACS系统终端设定系统的上、下限位。两个PLC上独立计算大钩的位置、速度和制动距离。根据控制系统的运算法则，并考虑到系统的动能和绞车的刹车系统能力，两个PLC能独立启用再生制动、涡流刹车或盘式刹车。大钩位置、载荷和所需要的制动距离等参数持续地由两个微处理器检测和比较，任何差异都认为是ACS系统失效。电动机再生制动、涡流刹车和盘刹紧急制动将被激活，使载荷制动停止。二、 Bentec公司绞车德国Bentec公司已成功地将四象限传动用于其链传动钻机上， 将电动机用于刹车，并将能量回馈。盘式刹车只用于驻车或紧急制动。绞车遥控操作，游车可以准确定位。自动送钻速度从10 m/ h到150 m/ h 。三、美国Varco公司单轴绞车美国Varco公司最新一代单轴ADS 10绞车，充分利用了交流变频的控制技术， 可不使用摩擦离合器而使用电动机再生制动来保持负荷。高性能可精确控制的空气冷却和水冷却伊顿( Eaton) 组合盘式刹车可实现自动送钻，并且使该绞车唯一的刹车空气冷却模块用于紧急制动和负载的静态控制， 而水冷却模块用于钻井钢丝绳的均匀递送、游车运行、钻压以及其它钻井参数的动态控制。1.3绞车发展趋势 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 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。1.4无极绳绞车的类型及工作原理1.4.1无极绳绞车的类型无极绳绞车按滚筒的形式可分为螺旋缠绕式和夹钳式两种。螺旋缠绕式滚筒是在滚筒上缠绕两圈或多圈钢丝绳，以增加其围抱角.它的优点是结构简单,缺点是钢丝绳磨损较大。 夹钳式滚筒由铰接的一对夹块组成，当钢丝绳按辐射方向拖力于绳夹时，夹块把钢丝绳夹个住，在分离点上，钢丝绳离开后由于下部弹簧的作用使夹块张开。它的优点是拉力大，钢丝绳弯曲小，缺点是维护较繁琐，夹绳弹簧质量差时易折断。1.4.2无极绳绞车的工作原理无极绳绞车运输是利用无极钢丝绳与绞车滚筒的摩擦力，驱动空、重矿车在水平或倾角不大于20的矿井巷道中进行运输的系统。其传动原理如图1-2示：图1-2钢丝绳绕过无极绳绞车的主动轮，再经过张紧轮和尾轮连接在一起，形成无极封闭形，电机带动主动轮转动，通过摩擦力传递使钢丝绳绕主动轮和尾轮不停地转动。钢丝绳牵引矿车在轨道上运行。矿车从一端挂在钢丝绳上，到另一端或到中途摘下矿车。无极绳绞车属于矿用小绞车，它由电动机、减速器、螺旋缠绕式或夹钳式滚筒、制动系统、主轴、底座、张力平衡等部分组成。1.5无极绳运输的安全注意事项（1）采用无极绳运输的平巷，要求巷道比较平直，无杂物及岩块等，有利于矿车的通行。巷道拐弯太多，矿车容易掉道，不利于安全行车。（2）无极绳运输是连续工作的，其摘挂钩都须不停车操作。因此，这一环节最容易发生事故。为了保证安全，要求摘挂钩人员动作敏捷、精力集中，同时，井下无极绳运输平巷中的摘挂钩的车场，要求两哦帮宽敞，光线明亮，轨道和路基要平整。（3）无论无极绳是否运行，行人都不得在轨道中间跨越钢丝绳行走，以免钢丝绳突然弹起伤人。工人摘挂钩时不要站在轨道中间，头和身不要伸到两车端头之间，以免碰伤，开车前，要发出警号，摘钩，挂钩都应提前做好准备，遇到摘挂不了时，应立即停车，进行处理。（4）定期检查钢丝绳、绞车等设备情况，加强维护工作，发现损坏零件，应及时修理和更换，防止发生事故。2 绞车的计算基础2.1绞车工作级别划分的理论基础010实验材料零件0图2-1 应力-循环次数曲线绞车工作级别的理论基础是零件疲劳理论和迈内尔的线性累积损伤假说。我们知道，金属材料或零部件在变应力作用下，近似应力-循环次数的试验曲线（曲线）,如图2-1所示。由图2-1可知， 按迈内尔理论，零件损伤可按下式计算 当时，零件损坏。 设为，中的最大值，则公式2.3可改写为令应力循环系数则如果保持，不变，并以，代替，以及以代替，同时公式2.6中的和均保持不变，则上式载荷具有相同的应力循环系数，因此公式2.3可改写为 如果足够大，则可达到，零件随即损坏。 称时的为临界应力，并以表示，则有公式中的与材料、零件特性、应力类型及等因素有关，这些因素决定了和值，此外还和总循环次数和应力循环系数有关。公式2.8为临界状态，它是划分工作级别的基础表达式。2.2绞车的工作级别与类别绞车根据载荷状态和利用等级分为A1A8八个工作级别。其目的就是为了合理地设计，制造和使用绞车，提高零部件的三化水平，取得满意的技术经济效果。2.2.1利用等级 利用等级是表示绞车使用的频繁程度，以其在设计寿命期内应完成的总工作循环次数表征。 而一个工作循环是指从一个载荷准备提拉时开始到下一个载荷准备提拉时为止的全过程。 绞车的寿命一般不少于5年，在这个期间内依据工作频繁程度的不同，总工作循环数可分为8个利用等级，见表2.1表2.1绞车利用等级利用等级总的工作循环次数说明U0U1U2U3不经常使用U4经常轻闲使用U5经常中等使用U6有时繁忙使用U7繁忙使用2.2.2载荷状态载荷状态表示绞车钢丝绳受拉力作用的轻重与频繁程度，它与整个使用寿命期限内钢丝绳每次承受的拉力与额定拉力之比（）和钢丝绳每次承受拉力作用下的工作循环次数和总工作循环次数之比（）有关。表达这种关系的图形称为载荷谱，见图2-2.图2-2 典型载荷谱0.110.40.10.40.5轻010.7330.20.1670.5中00.4670.167b）10.40.40.5重0c)10.80.90.5特重0d)载荷谱系数可用下式计算式中 载荷谱系数； 钢丝绳承受的第个拉力，（）；钢丝绳承受的额定拉力（）；在钢丝绳拉力作用下的工作循环次数，；总的工作循环次数，；由应力换算成载荷的耐久曲线指数，此处取。绞车的载荷状态可根据钢丝绳承受的拉力（载荷）大小和频繁程度，按名义载荷谱系数分为四级，见表2.2。表2.2载荷状态载荷状态名义载荷谱系数当量拉力系数说明Q1(轻)0.125通常承受1/3的额定拉力，很少承受额定拉力时使用Q2(中)0.25通常承受（1/32/3）的额定拉力，有时承受额定拉力时使用Q3(重)0.5通常承受2/3以上额定拉力时使用，较多承受额定拉力时使用Q4(特重)1.0频繁地承受额定拉力或者鱼额定拉力相近时使用在表2.2说明栏中的内容选择一个适合的载荷谱系数确定载荷状态。如果钢丝绳的在拉力作用下的时间为，可以得出当量拉力系数，按以下公式计算式中 当量拉力系数； 作用下的时间；，根据载荷谱系数的分级可以得出相应的当量拉力系数。2.2.3绞车工作级别的划分按利用等级和载荷状态的不同，可将绞车分为A1A8八个工作级别，见表2.3。表2.3绞车工作级每日平均使用时间h0.250.250.50.5112244881616使用寿命期限内的总使用时间h40040080080016001600320032006400640012500125002500025000利用等级U0U1U2U3U4U5U6U7载荷Q1(轻)A1A2A3A4A5A6A7Q2(中)A1A2A3A4A5A6A7A8状态Q3(重)A2A3A4A5A6A7A8Q4（特重)A3A4A5A6A7A8绞车按工作级别和用途可分为四种类型，见表2.4。表2.4绞车分类类别工作级别说明举例A1A4不经常使用，轻或中等载荷状态的快速和慢速绞车工程安装A3A5经常中等使用，中等载荷状态的快速绞车垂直或倾斜吊运，水平拽引，牵引A4A6有时经常频繁使用，中等载荷状态的快速绞车与井字架、人字架和桅杆等配合使用垂直吊运A6A8经常频繁使用，重级载荷状态的快速和慢速绞车斜坡拽引、牵引、冷拉钢筋、冲抓、拉桩2.3绞车计算载荷2.3.1额定拉力绞车钢丝绳的额定拉力规定为作用在基准层（在规定的拉力下，钢丝绳在卷筒上顺序紧密排列时，恰为1/2容绳量处所在的缠绕层），方向为沿钢丝绳出绳方向的拉力。钢丝绳出绳方向偏角：对于自然排绳，；对于排绳器排绳，。2.3.2当量拉力这是用来计算绞车零件疲劳、磨损和发热的一种拉力，也称寿命计算拉力，它所考虑的工况是绞车在正常工作情况下钢丝绳的拉力，可按下式计算：当绞车的实际载荷状态为已知时，应计算实际载荷谱系数和当量拉力系数。当无法确定实际载荷状态时，可根据用途或与用户协商按表2.2选取合适值。2.3.3静强度计算拉力经强度计算拉力是考虑绞车正常工作时可能出现的最大拉力，此时零件的强度不得超过材料的许用应力。式中 动载系数。2.3.4动载系数当绞车启动或制动时，载荷将对绞车承载结构和传动结构产生附加动载作用，钢丝绳速度越大，启动或制动时间越短，冲击也就越大，值也就越大，值可按表2.5选取。表2.5 动载系数1.001.101.201.05+0.4（-0.2）1.351.10+0.6（-0.2）1.90注：电动机启动完成时或制动开始时载荷的速度，即钢丝绳的速度当较大，以至按表中公式计算出的值大于1.90时，应在控制方面采取措施，使载荷的加速度不致太大，且去。2.3.5试验拉力当绞车的强度用试验拉力计算时，取下面两种情况的最大值：（一）静载试验拉力静载试验拉力为钢丝绳额定拉力的1.25倍，即 （二）动载试验拉力动载试验拉力为钢丝绳额定拉力的1.10倍，即若用动载拉力进行强度校核时，应考虑动载系数。2.3.6许用应力和安全系数绞车的寿命计算可保证绞车在规定的使用期限内，零件不失效或者有局部失效（如齿轮传动的齿面有部分点蚀）但不影响使用。绞车的静强度计算可保证绞车零件在最大拉力作用下不失效，即零件最大应力应小于材料的屈服极限，并有足够的安全裕量。在具体的零件强度计算中没有给出许用应力和安全系数时，应按本节介绍的许用应力和安全系数选取。（一） 静强度计算的许用应力与安全系数静强度计算公式为式中 塑性材料的许用应力（）； 塑性材料的屈服极限（）； 零件危险断面的最大计算应力或复合应力（）； 安全系数。对于塑性较好的材料，用材料的屈服极限作为零件的屈服点。当材料的屈服极限与抗拉强度之比大雨0.7时，为了减小偶人超过材料屈服极限而引起的脆性断裂的危险，我们规定按下面公式计算的屈服点作为零件的假想抗拉屈服极限。式中 零件假想抗拉屈服强度（）； 塑性材料的抗拉强度（）； 零件假想抗剪屈服强度（）。安全系数，见表2.6。表2.6安全系数的规定值条件疲劳强度和寿命计算拉力静强度计算静强度计算拉力试验拉力1.251.501.15OOOOABC图2.3 疲劳曲线（二）疲劳强度计算的许用应力与安全系数1.材料的疲劳曲线及疲劳极限 在任一给定的循环特性的条件下，以应力为纵坐标，以应力循环数为横坐标，可绘出图2.3所示的曲线。对数坐标上的曲线由两段直线组成，一段是斜直线，另一段是水平直线。两直线的交点的横坐标为，称为循环基数。对一般结构钢，硬度350HBS时，；硬度350HBS时，。水平直线段的纵坐标，称为疲劳极限。当时，疲劳极限用表示；当时，疲劳极限用表示。常用的疲劳极限见表2.7所示。表2.7 常用材料疲劳极限材料变形形式对称循环疲劳强度脉动循环疲劳强度结构钢弯曲拉伸扭转铸铁弯曲拉伸扭转青铜弯曲注：屈服强度； 抗拉强度； 拉伸注脚。由疲劳试验得知，疲劳曲线AB段程下面函数关系，即式中 材料常数； 材料常数。当时，可得可得式中 寿命系数； 材料常数，此处取； 材料有限期内疲劳强度（）； 材料长期的疲劳强度（）； 与相对应的基本循环次数； 零件在有限使用期内盈利循环次数。可按下式计算式中 零件在使用期内，应力循环的总次数，可按公式2.22计算；系数，零件在使用期限内，等于的应力循环次数与循环总次数之比；，的数值应根据所计算零件的载荷特性和材料特性来决定，如果缺乏有关数据，可近似地取。计算公式如下式中 电动机额定转数（）； 零件妹一转经受的应力循环次数； 电动机到计算零件间的传动比； 绞车的设计寿命（）。材料的疲劳极限由试验或计算来决定，在这个应力下有90%零件不失效，其值大小取决于盈利循环特性、材料质量、零件形状、零件尺寸和零件的表面质量等。2.疲劳强度计算的许用应力 疲劳强度计算公式为式中 零件危险截面的疲劳计算应力或复合应力（）； 材料在有限期内的疲劳许用应力（）； 安全系数，见表2.6。2.3.7零件强度的可靠性计算安全系数和许用应力常规的疲劳强度计算，咩有将载荷、材料的疲劳性能、零件的尺寸等数据作为有分散性随即统计量来处理，而是用安全系数来考虑数据的分散性和其他不确定性因素，并且此安全系数主要凭设计者的经验来确定，所以使机械零件有可能偏于危险，也有可能偏于保守。因此可以说，不同的设计人员答案可能很多，不易确定哪些设计是最佳的。而疲劳强度的可靠性设计，由于考虑了工作应力和强度数据的分散性，就能将零件在规定寿命运行过程中破坏概率，限制在某一给定的很小值下，使零件的质量做到恰到好处的减小。对于承受载荷变化不大的零件，可以用静强度可靠性设计来处理。（一）静强度的可靠性设计在静强度的可靠性设计中，假设载荷、零件的尺寸和材料的力学性能等参数都是统计量并且呈正态分布。当可靠度已经给定，载荷及材料强度的分布一直，就可以计算出所需的尺寸。当应力和强度都是正态分布，其密度函数分别为式中 、分别为应力和强度的均值； 、分别为应力和强度的标准离差。由于可靠度是指强度超过应力（即）的概率。令，则可靠度为的概率。以表示及之差的概率密度函数，因为及都是正态分布，即式中；为正值的概率，给出了可靠度为令则当时，；当时，。上式可化为标准正态分布函数由于标准正态分布函数的对称性，上式可写成式中的积分极限Z称为可靠度系数。式中 强度均值； 应力均值； 强度标准离差； 应力标准离差。当可靠度系数给出时，可求出可靠度；当可靠度给定时，可求出可靠度系数。如果以强度极限作为强度判据的基准，假设强度极限也是正态分布的随机变量（，），工作应力也是正态分布的随机变量（，），公式2.30可改写成公式2.31可直接用来计算零件尺寸。（二）疲劳强度的可靠性设计当为常数时的疲劳强度可靠性设计与静强度可靠性设计原理一样，所不同的是，首先要得出危险点及该点在为给定值下的疲劳极限分布。零件的疲劳极限是从材料的疲劳极限考虑诸影响因素而求得的，即用下面公式式中 尺寸系数分布； 表面加工系数分布； 有效应力集中系数分布； 材料极限分布。（三）可靠性计算安全系数与许用应力引入变异系数概念，设为材料极限应力的变异系数，为零件应力的变异系数，根据变异系数定义，,由公式2.30推导得可靠性安全系数公式为许用应力公式为3 总体设计3.1设计总则1、煤矿生产，安全第一。2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运输、调度、回柱等一般用途。4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。 5、技术比较先进，并要求多用途。3.2已知条件1、设计寿命： t=5000h2、最大牵引力：F=60KN3、牵引速度： v=45m/min4、电机功率： P=75kw 3.3牵引钢丝绳直径的确定及滚筒直径的确定3.3.1钢丝绳的选择 根据矿井运输提升表2-2（2），初选钢丝绳直径为23mm。 型号：619股（1+6+12）绳纤维芯 钢丝绳公称抗拉强度：1550 钢丝绳破断拉力总和: 整条钢丝绳破断拉力： 式中，拉力影响系数 额定负荷下的安全系数： 3.3.2滚筒参数的确定2、确定滚筒各直径3.4滚筒强度的计算若忽略滚筒自重力，滚筒在钢丝绳最大拉力作用下，使滚筒产生压缩、弯曲和扭剪应力。其中压缩应力最大。当时，弯曲和扭剪应力合成应力不超过10%压缩应力。所以，当时，只计算压缩应力即可。滚筒的材料选用铸钢ZG270-500。根据新编机械设计实用手册式29-3， 3.5传动系统的确定、运动学计算及电机的选择3.5.1传动系统的确定JWB75型无极绳绞车传动简图如图3-1图3-1其传动路线：防爆电动机 弹性联轴器 主轴 主轴 轴 卷筒3.5.2计算传动效率1、各传动的效率：根据机械设计课程上机与设计表9-1查得：2、计算传动总效率3.5.3各级传动比分配及总传动比1、卷筒转速2、总传动比3、分配传动比 3.5.4确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率计算卷筒上的功率计算电机轴上的功率 3.5.5选择电机型号由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机的容量，降低机器的成本和尺寸。电机型号：YB280S-6功率：75kw转速：980r/min额定电流：143A效率：92%功率因数：0.873.5.6钢丝绳在里层的安全系数验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数1、电机在闷车时，钢丝绳的拉力 2、电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数 所以电机闷车时，钢丝绳也安全。 3.5.7传动装置运动参数的计算从减速器高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴、4轴。1）各轴转速计算2）各轴功率计算3）各轴扭矩计算表3-1轴号转速n(r/min)输出功率P(kW)输出扭矩T(N.m)98073.88716.3019771.683474.8454.7269.5412136.4627,3664.7622604.464齿轮设计4.1第一级斜齿圆柱齿轮传动设计4.1.1基本参数1、选择齿轮材料，确定许用应力 由机械设计表6.2选 小齿轮40Cr调质 HBS1=260HBS 大齿轮45正火 HBS2=210HBS许用接触应力 由机械设计式6-6， 接触疲劳强度极限，查机械设计图6-4接触强度寿命系数 应力循环次数N 由机械设计式6-7查机械设计图6-5 得、 接触强度最小安全系数 则许用弯曲应力,由式6-12， 则 2、齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径d1，由式6-15得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 小轮转矩 初定螺旋角 使用系数 动载系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 载荷系数 材料弹性系数 重合度系数 由推荐值0.750.88 螺旋角系数 由 =0.99故 法面模数 取标准 中心距 分度圆螺旋角 分度圆直径 齿宽b 3、齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-16当量齿数 齿形系数 应力修正系数 不变位时，端面啮合角端面模数重合度 重合度系数 螺旋角系数由推荐值0.850.92 故 齿根弯曲强度满足 4、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 =/cos=4115/cos11.84 根圆直径 顶圆直径 4.2第二级直齿圆柱齿轮传动设计4.2.1基本参数1、选择齿轮材料，确定许用应力 由机械设计表6.2选 小齿轮40Cr调质 HBS3=260HBS 大齿轮45正火 HBS4=210HBS许用接触应力 由机械设计式6-6， 接触疲劳强度极限，查机械设计图6-4接触强度寿命系数 应力循环次数N 由机械设计式6-7查机械设计图6-5 得、 接触强度最小安全系数 则许用弯曲应力,由式6-12， 则 2、齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径d1，由式6-15得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 齿数比u u= Z4 / =119/33 u=3.606传动比误差u/u u/u=(3.606-3.6)/3.6=0.00170.05误差在范围内 选取合适小轮转矩 载荷系数K 使用系数 查表 动载系数 由推荐值1.051.4 取=1.2齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2 取= 1.1齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 取= 1.1载荷系数K的初值K =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表知 =189.8节点区域系数 查表知 取重合度系数 由推荐值0.850.92 取=0.87故 齿轮模数 小轮分度圆直径 标准中心距 齿宽b 圆整 b=127mm大轮齿宽 小轮齿宽 +（510） 3、齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 齿形系数 查表 =2.57 =2.24应力修正系数 查表 =1.64 =1.75 重合度 重合度系数 故 经检验，齿根弯曲强度满足（4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 4.3传动直齿圆柱齿轮传动设计4.3.1基本参数1、选择齿轮材料，确定许用应力 由机械设计表6.2选 小齿轮40Cr调质 HBS5=260HBS 大齿轮45正火 HBS6=210HBS许用接触应力 由机械设计式6-6， 接触疲劳强度极限，查机械设计图6-4 接触强度寿命系数 应力循环次数N 由机械设计式6-7查机械设计图6-5 得、 接触强度最小安全系数 则许用弯曲应力,由式6-12， 则 2、齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径d1，由式6-15得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 小轮转矩 载荷系数K 使用系数 查表 动载系数 由推荐值1.051.4 取=1.2齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2 取= 1.1齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 取= 1.1载荷系数K的初值K = 11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表知 =189.8节点区域系数 查表知 取重合度系数 由推荐值0.850.92 取=0.90故 齿轮模数 小轮分度圆直径 标准中心距 齿宽b 圆整 b=184mm大轮齿宽 小轮齿宽 +（510） 3、齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 齿形系数 查表 =2.63 =2.27应力修正系数 查表 =1.67 =1.73 重合度 重合度系数 故 经检验，齿根弯曲强度满足（4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 5轴的设计计算5.1输入轴的设计计算与强度校核5.1.1轴的初步计算 5.1.2轴的结构设计1、确定轴的结构方案因小齿轮与轴径相近，故输入轴做出齿轮轴。2、确定轴段直径和长度 5.1.3轴的疲劳强度校核1、计算作用在齿轮上的力 输入轴上小齿轮分度圆直径d1 d1=94.00mm 齿轮轴的受力图，水平弯矩图、垂直弯矩图、合成弯矩图及扭矩图分别如图41a,b,c,d，e所示。 图5-12、计算反力 3) 求合力： 3、计算弯矩 3) 求合成弯矩 4、确定危险截面 根据载荷较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。5、按弯扭合成强度校核轴的强度该轴满足强度要求。6、计算危险截面工作应力7、确定轴材料机械性能8、确定配合处综合影响系数9、计算安全系数疲劳强度安全。5.1.4齿轮轴上键的强度验算 由机械设计3-1 由以上可知，键的强度通过。5.1.5齿轮轴上滚动轴承的强度验算选用深沟球轴承60181）计算当量动载荷P:查表得深沟球轴承6018额定动载荷,额定静载荷，e=0.6，Y1=1.9, Y2=2.8。当量动载荷2)计算轴承寿命：取轴承温度系数 轴承校核通过5.2减速器中间轴的设计计算5.2.1轴的初步计算 5.2.2轴的结构设计5.2.3轴上键的强度验算 轴上的大齿轮处键为A型普通平键，型号为：键A (GB/T1096-2003), 由表3.2选取： 由于： 所以，键强度满足要求。小齿轮处的键型号为：键A (GB/T1096-2003), 由表3.2选取： 由于： 所以，键强度满足要求。5.3输出轴的设计计算5.3.1轴的初步计算 5.3.2轴的结构设计5.3.3输出轴上键的强度验算轴上的大齿轮处键为A型普通平键，型号为：键A (GB/T1096-2003), 由表3.2选取： 由于： 所以，键强度满足要求。小齿轮处的键型号为：键A (GB/T1096-2003), 由表3.2选取： 由于： 所以，键强度满足要求。5.4卷筒轴的设计5.4.1轴的直径的初步确定 5.4.2卷筒轴的结构设计5.4.3轴的疲劳强度校核轴的受力图及弯矩图见图4-2a,b,c.1、求弯矩：1）求水平面弯矩 2）求垂直面弯矩3）求合成弯矩 2、确定危险截面根据弯矩较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。3、计算危险截面工作应力4、确定轴材料机械性能 5、确定配合处综合影响系数 6、计算安全系数 疲劳强度安全。5.4.4 卷筒轴上卷筒与大齿圈联接螺栓的强度验算螺栓的校核公式为： 上式中：滚筒所受的额定扭矩， ； 螺栓孔中心圆直径， ； 螺栓数目，； 螺栓孔直径，；