液压驱动绞车-说明书

1、摘 要液压驱动绞车已广泛应用于各种工程领域。本文所设计的液压驱动作业绞车是适用于矿用长距离带式输送机皮带的张紧，称为液压张紧绞车。带式输送机输送散体物料是当今世界上广泛采用的手段之一，是采矿企业主要的连续运输设施。采用此种绞车不仅可以实现长距离、大批量输送机皮带的张紧，而且与其他张紧装置相比，具有更好的经济效益和更低的成本。拉紧装置是带式输送机不可缺少的重要组成部分，它的性能好坏直接影响带式输送机的性能，因此国内外学者对其进行了大量的研究。本文设计内容着重于液压张紧绞车的机械结构，主要包括：液压马达的选择，钢丝绳的选择与校验，滚筒结构设计，二级齿轮蜗杆减速器的结构设计等。其中，机械传动采用蜗轮

2、蜗杆的传动方式可以解决绞车运行中的自锁问题。它可以大大提高输送机运行的可靠性。大型带式输送机拉紧装置应具有自动调整拉紧力、响应速度快、可靠性高的特性。从现有的液压绞车使用情况看，绞车拉紧和液压拉紧可以实现自动控制且拉紧力可调。关键词：液压张紧绞车；液压马达；蜗轮蜗杆传动AbstractHydraulic-driven winch has been widely used in various engineering fields. This operation is designed hydraulic drive winch is suitable for mining long dista

3、nce belt conveyor belt tension, known as hydraulic tensioning winch. Granular material conveyor belt is widely used in todays world one of the means of continuous mining enterprises are mainly transport facilities. Can be achieved by such a winch is not only long-distance, high-volume conveyor belt

4、tensioning, and compared with other tensioning device, with better economic and lower costs. Belt tensioning device is an important and indispensable component of its performance directly affects the performance of belt conveyor, so scholars have done a lot of its. This article focuses on the design

5、 content of the mechanical structure of hydraulic tensioning winch, including: the choice of hydraulic motors, steel wire rope selection and validation, roller structure design, two worm gear reducer design. Among them, the mechanical drive transmission with worm gear winches way to solve the proble

6、m of self-locking operation. It can greatly improve the reliability conveyor. Large belt conveyor automatically adjusts the tension force should have fast response, high reliability features. Use from the existing situation of hydraulic winches, hydraulic winch tension and tension can be adjusted to

7、 achieve automatic control and the tension force. Key words：hydraulic tensioning winch；hydraulic motor；worm drive 目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1绞车分类11.1.1 机械式驱动绞车11.1.2 电机驱动绞车21.1.3 气动绞车21.1.4 液压绞车21.2 国内外液压张紧绞车发展概况与现状31.2.1 国内液压张紧绞车发展情况与现状31.2.2 国外液压张紧绞车发展情况与现状31.3 设计目标与参数51.4 长距离带式输送机总体方案的确定6第2章 机械系统

8、传动方案的确定72.1 设计方案和主要参数的确定72.1.1 液压张紧绞车总体方案的选择72.1.2 总体方案的确定10第3章 机械结构设计123.1牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定123.1.1 钢丝绳的选择123.1.2 钢丝绳强度校核123.1.3 卷筒计算133.2液压马达的选择143.3齿轮蜗杆减速器设计163.3.1 传动比的计算163.3.2 传动比的分配163.3.3 传动零件的设计计算173.3.4 蜗杆轴的结构设计和校核计算263.3.5 齿轮轴的结构设计和校核计算313.3.6 减速器的结构尺寸403.3.7 轴承的选择413.3.8 润滑和密封形式的选择423.3.9 减

9、速器技术说明433.3.10 液压张紧绞车主要维护事项44第4章 经济性分析46结 论47致 谢48参考文献49CONTENTSAbstractIChapter 1 Introduction11.1 winch Categories11.1.1 Mechanical drive winch11.1.2 winch motor drive21.1.3 Pneumatic Winch21.1.4 Hydraulic winch21.2 Overview of domestic and hydraulic winches and Present Tension31.2.1 The developme

10、nt of domestic hydraulic tensioning winch and Present31.2.2 Foreign hydraulic winch development and current situation of tension31.3 Design goals and parameters51.4 program to determine the overall long distance belt conveyor6Chapter 2 Transmission scheme for the mechanical system72.1 The design and

11、 main parameters of the identified72.1.1 The general scheme of hydraulic tensioning winch options72.1.2 Determination of the overall program10Chapter 3 Mechanical Design123.1 traction rope drum diameter and the diameter of the identified123.1.1 The choice of wire rope123.1.2 Wire Rope Strength Check

12、123.1.3 Calculation reel133.2 The choice of hydraulic motor143.3 Worm gear reducer design163.3.1 Calculation of transmission ratio163.3.2 the allocation of transmission ratio163.3.3 Design and calculation of transmission parts173.3.4 worm shaft and checking the structural design calculations263.3.5

13、Structural design of the gear shaft and Check Calculation313.3.6 reducer size403.3.7 Bearing Selection413.3.8 choose the form of lubrication and sealing423.3.9 Technical description reducer433.3.10 hydraulic tensioning winch major maintenance issues44Chapter 4 Economic Analysis46Conclusions47Acknowl

14、edgements48References49第1章 绪论1.1 绞车分类绞车是与滑车、辘轳相似的另一种用于拖曳提升重物的机械，在古代已被普遍应用。它可以使人们搬运远重于自己许多倍的重物。直到今天它仍然是我们生产和生活中必不可少机械设备。古代的绞车采用一种轴和轮的形式，并用框架支撑轴，通过人工摇动联动手柄，带动轴旋转以实现拖曳提升重物的目的。主要应用于水利、采矿、建筑、军事等。现代实用的绞车（或称卷扬机）是泛指有一个或几个卷绕绳索的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械设备。广泛应用于日常生活（如电梯的绞车）、工业生产（如各种起重设备）中。绞车有各种各样的用途，这就要求绞车的结构和种类有所不同，

15、分类也可以采用多种方法。按照滚筒的数量可以分为：单滚筒绞车、双滚筒绞车、三滚筒绞车。按照结构可分为：单轴绞车、双轴绞车、多轴绞车。 绞车按驱动方式分类，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。1.1.1 机械式驱动绞车 用柴油机等通过链传动或皮带、齿轮等传动形式驱动的绞车。主要特点： 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

16、扭矩。1.1.2 电机驱动绞车 用电动机作为原动力，通过各种传动机构驱动滚筒旋转的绞车。主要特点： 1、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； 2、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，直流调速方式不能长时间用于堵转工况； 3、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； 4、设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。 1.1.3 气动绞车 用空气

17、压缩机提供的压缩空气作为原动力，通过气动马达等传动驱动的绞车。 主要特点： 1、需要配置压缩空气站； 2、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 ；3、对环境条件敏感，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； 4、噪音大，需要噪音消音器。1.1.4 液压绞车 用油泵作为原动力，通过液压马达或液缸传递动力驱动的绞车。主要特点： 1、体积小、重量轻，惯性力较小，当突然过载或停车时，不会发生大的冲击 ；2、双向实现从零到最大速度的无级变速控制； 3、换向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和直线往复运动的转换； 4、液压泵和液压

18、马达之间用油管连接，在空间布置上彼此不受严格限制； 5、用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩，系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩，容易实现过载保护； 6、由于采用油液为工作介质，元件相对运动表面间能自行润滑，磨损小，使用寿命长； 7、输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动; 8、操纵控制简便，自动化程度高；1.2 国内外液压张紧绞车发展概况与现状1.2.1 国内液压张紧绞车发展情况与现状BYT一12型液压绞车现巳发展到四型。该型绞车采用整体布置、全金属底座、低速大扭矩内曲线液压马达驱动，没有减速器，主轴装置与液压马达直联。噪声低于日本三井三池公司的，在井下司机台处噪声

19、级为83分贝，符合卫生标准。 BYT一16型液压线车已鉴定合格。该型绞车泵站与主轴装置、操纵台分开，泵站可放置在司机操纵台的左、右后方。远距离波控操纵，采用手动减压阀式比例阀，匹配比例油缸。由此派生的BYT16型液压绞车，两台液压马达(10升转)分别装在主轴的两端上，同时驱动卷筒，流量自行分配达到同步。现正在研制BYT一20型2米液压绞车准备采用两个125升转低速大扭短液压马达安装在主轴的两端。 JT于1200Y型液压绞车采用高速液压马达带动行星减速器驱动卷筒，目前在淮南谢二矿使用。目前液压绞车的驱动方式有两种。一种采用低速大扭矩液压马达，另一种采用高速液压马达驱动行星减速器。1.2.2 国外

20、液压张紧绞车发展情况与现状日本是研制矿用液压绞车较早的国家。1971年三井三池机器所制作作所研制成功一台卷简直径为16米的液压绞车。该机采用全金属底座，所有部件都安装在底座上，平面结构形式为矩形，为适应闲空搬运，宽度限制得较死。外形尺寸为995024002650毫米。该机用一台160千瓦防爆鼠笼型电动机通过一个齿轮传动箱驱动两台轴向往塞式油泵输出高压油，由一台斯达发液压马达驱动减速器带动卷筒。这台减速器还是比较老的外人字形齿轮减速器。制动装置也是原电动绞车上的重锤式角位移块闸抱紧装置。从这台绞车上可以看出，该机的设计特点是沿用电动绞车的机械部分，只是把主传动改为液压传动。三井三池机器制作所两年

21、后又推出了另一新型的大功率液压绞车。适用于长壁系统斜并提升。电动机功率达250千瓦。整体金属底座结构，布置上大体与MHW224一S20001型相同。电动机双出轴，分别拖动两台轴向往塞泵，两台泵输出的压力油供结两台斯达发液压马达，两台液压马达安装在同一减速器上。操纵台、司机椅、防爆控制仪表、信号柜布置在油箱上。三井三池机器制作所还生产了最大静张力为4吨、功率80千瓦的12米液压绞车。三井三池公司的矿用液压绞车巳系列化。并能适应不同用户的要求，制造不同类型的液压绞车。英国是较早研制液压绞车的国家，六十年代就有矿用液压绞车问世。英国彼克诺斯公司研制了一种适用于矿山的新型轻便液压绞车。控制系统通过一个

22、手动阀来实现绞车正反向变速，其中包含一个中间位置及两个方向的全速和慢速，速度可任意选择，手动阀采用弹簧复位。电动机驱动一台轴向柱塞泵，压力油输入赫格兰德滚轮传力式液压马达。壳转液压马达装在卷周内。主油泵为斜盘式双向变量轴向往塞泵，并有恒功率控制装置。该公司生产了五种不同规格的系列产品。电动机功率有15千瓦，22、3千瓦两种。工作介质可用6040号乳化液。该型绞车选用瑞典液压马达，西德的恒功率控制泵。卷筒上装有作无极绳牵引的摩擦轮；拆掉摩擦轮就可以作单周提升绞车，作无极绳牵引可以用于牵引单轨吊，还可以作卡轨车的牵引绞车。捷克斯洛伐克有几种小型液压绞车用于暗井、中、小型矿井罐笼提升。型号为2K10

23、50H2、4K1050H2，该绞车为双绳和四绳摩擦式绞车，摩擦轮直径105米，直接安装在暗井上。泵站和主机部分是可分式的，液压马达安装在井简上，泵站能安装在巷道峒室内，用高压管道连接泵和液压马达。法国斯蒂芳诺伊斯公司生产的液压绞车电动机功率为110千瓦，最大静张力为5吨。主要网于井下作2级提升和辅助运输用。瑞典林登一阿利马克公司生产的HPG型液压绞车采用液控分开的操纵方式，绞车泵站与主轴装置可分开布置，两部分的位置可相对移动，由高压腔管连接主轴装置上的液压马达传送压力油。这种绞车用途较为广泛，适用于不同的负荷及速度要求，并能输送人员。由于设计紧凑、主机、泵站、操纵箱可灵活移动，非常使于在狭窄的

24、矿井下使用。该型绞车提升能力可达10吨。西德生产的1140E型单轨吊车上采用液压绞车进行无极牵引。绞车为液压牵引一3000型钢丝绳牵引绞车。它由牵引部、液压马达、液压泵站、控制装置及监视装置等组成。牵引绞车由液压马达驱动，使无极绳和挂在钢丝绳上的运输吊车作往复运动，完成运输任务。液压马达为KM635型和KM505型，都是径向柱塞式低速大扭矩液压马达。马达上装有5个柱塞，呈星形布置，又称星形液压马达，可安装在绞车的左侧或右侧。泵站与绞车分开，最大牵引力为3吨。这台绞车可有普通控制、安全控制、无线电遥控三种控制方式。西德还生产了最大牵引力为9吨的无极绳绞车。西德沙尔夫公司生产的钢丝绳牵引卡轨车，使

25、用液压牵引的6000型绞车。双绳牵引的800型卡轨车由多个星形液压马达驱动。1.3 设计目标与参数在煤矿运输中，张紧装置是带式输送机不可缺少的组成部分，张紧装置包括螺旋式拉紧装置、垂直式和重锤式拉紧装置、钢丝绳绞车式拉紧装置，其中车式拉紧装置动作灵活，占地面积较少，一般用绞车拉紧。液压与机械、电力、气压传动相比，具有较多的优点，例如：能在运行过程中进行无级调速，调速范围大；在同样功率情况下，液压装置体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑，且传递扭矩大；液压装置工作平稳、反应快、操作方便；省力，易于实现自动化且使用寿命较长等。液压张紧绞车具有良好的发展前景。液压张紧绞车计算参数如下：张紧力；张紧行程。

26、1.4 长距离带式输送机总体方案的确定因为此设计是长距离的在矿山运输巷道中应用的输送机，根据运输巷道的布置图可知输送机的长度在大约4000多米，在这样长的距离中用皮带机进行煤碳的连续运输。同时可知在整个运输过程中总共经过了四个运输区段，有平行运输也有角度运输。在设计皮带机的时候整个运输区段可以采用两种方式：一采用两台输送机；二采用两台输送机。图11 带式输送机总体方案图用两台输送机时第一、二区段用一台输送机，在第二、三区段用一台输送机，可以解决采用一台时的输送带张力不平衡的问题，同时可以缩短每台运输机的运输距离。但是采用一台输送机时，整个运输区段长度总共在4000多米，机头机尾部布置在运输段的

27、两端，在检修的时候不用在携带大量的仪器去运输段中间进行检修，便于工作人员进行维护。同时在工作中采用越多的工作机那么出现故障的几率就越大。综合两种方案的优缺点最终采用一台输送机来完成运输巷的运输。第2章 机械系统传动方案的确定2.1 设计方案和主要参数的确定2.1.1 液压张紧绞车总体方案的选择目前，液压驱动绞车有三种传动链接方式:1、液压马达直接与绞车滚筒轴连接传动。图2-1 全液压绞车传动示意图1、 卷筒 2、液压马达 3、柱塞泵 4、电机2、采用液压缸驱动与主轴固定的突轮机构带动绞车旋转。图2-2 YJ系列液压绞车原理示意图3、使用液压马达通过齿轮（或减速器）传动带动滚筒旋转。1、 卷筒

28、2、减速器 3、液压马达 4、泵 5、电动机图2-3 液压机械传动绞车示意图图2-4 齿轮传动液压绞车示意图在静液压传动系统中，由于驱动轴的转速不是很高（每分钟几十转到几转），使用中既有用低速液压马达直接驱动，又有高速液压马达经过齿轮和链轮等减速器（或变速器）驱动的两种方案，习惯上称为“低速方案”和“高速方案”。 1 号方案属于“低速方案”。 它的特点是： 1、最能体现液压传动系统布局灵活性的优点，一些“驱动轴马达”可直接安装在驱动轴上，很少占用其它安装空间，为整体设计提供很多方便； 2、由于省去了液压马达和驱动轴之间的各种传动环节，从而避免了它们之间产生的附加功率损失，减少了机械噪声； 3、

29、降低了驱动轴的转动惯量，有利于提高系统的调节品质及减少冲击负荷。 3 号方案属于“高速方案”。 它的特点是：低速方案要求液压马达直接与驱动轴连接，这就要求马达输出与负荷相匹配的扭矩，而且还要直接承受由驱动轴传来的各种径向和轴向载荷，有时还需要有离合和制动等附加功能。而高速方案可以利用中间传动环节来分担这些功能，对马达的要求相对较低。 根据调查分析，从系统装置布局上以及作业用绞车的实际工况出发考虑，直接将马达和驱动轴安装在一起减少功率损失，提高了系统的工作效率，减少占用空间和绞车的体积，因此我们选择“低速方案” 。又因为绞车在运行过程中需要自锁保护，所以采用蜗轮蜗杆传动，已达到自锁功能。另外，从

30、传动设备之间连接来考虑，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；而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。对于本次设计将采用管线连接。2.1.2 总体方案的确定由以上分析可知液压驱动绞车由一般由四部分组成：液压泵站（原动力）、液压马达、齿轮蜗杆减速器、绞车（执行机构）。根据上面分析确定由液压马达带动滚筒以及中间传动环节的要求初步设计的液压绞车示意图如下：1、 液压站 2、液压马达 3、减速器 4、滚筒支座 5、支架 6、滚筒

31、 7、减速器支座 8、液压马达支座 9、管线图25 液压张紧绞车总体布置图第3章 机械结构设计3.1 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定3.1.1 钢丝绳的选择根据GB/T89181996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d = (31)式中 d钢丝绳最小直径，； C选择系数，；取C =0.1； S钢丝绳最大静拉力，N；取S=100KN。则由公式（31）可得：d =10 所以选择钢丝绳直径d =13初选钢丝绳直径 =13 型号为： 6131553.1.2 钢丝绳强度校核由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为1550 所以最小钢丝破断拉力总和 整条钢丝绳的破断拉力为 (32) 式中：

32、拉力影响系数，取=0.85。安全系数 (33)所以=5故所选钢丝绳满足要求。3.1.3 卷筒计算（1）卷筒的直径 (34)式中：按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径,mm； d钢丝绳直径，mm； h与工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，这里取h=22。所以 取（2）确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=37B= (35)式中：钢丝绳排列不均匀系数。（3）初选钢丝绳的缠绕层数为n=4（4）验算卷筒容绳量LL = （36） =157m式中：钢丝绳每层降低系数；取=0.9。（5）卷筒厚度对铸铁卷筒 厚度=0.02+(6-10)=0.02290+8=14.8mm （37）取 =15mm3.2 液压马达的选择由作

33、业绞车液压系统的结构特点可知，马达的最大扭矩是滚筒提升最大负载时所传递的扭矩，则马达的最大扭矩为 （38）式中：F 滚筒提升的负载重量，KN。 将F 100KN， 290mm带入式（38）中得：又因为 （39）式中：P 马达的工作压力，以最大速度运行时，（马达的压力为 20MPa）Pa；q 马达的排量，ml/r；马达的机械效率，取 0.8。带入式（39）中，可算得马大排量q=1992ml/r参考机械设计手册第四版，选择JM13-F2.0F1型径向柱塞马达。表JM13-F2.0F1型径向柱塞马达性能参数类别排量(ml/r)压力（MPa）转速范围(r/min)额定扭矩(N)重量（Kg）额定压力最高

34、压力参数值2014202512-20016500160JM型径向柱塞马达简图如下：图3-1 JM1型液压马达3.3 齿轮蜗杆减速器设计3.3.1 传动比的计算卷筒转速 （310）其中：v钢丝绳牵引速度，取0.1m/s； 卷筒直径。带入式（310）中，可得=6.5r/min马达转速，由上可知=200r/min则总传动比 i=31 （311）3.3.2 传动比的分配按二级传动，因此进行传动比的分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。因为，此减速装置为齿轮-蜗杆减速器，因齿轮传动布置

35、在高速级，为获得紧凑的箱体结构和便于润滑，通常取其中齿轮传动比。如要求时，则齿轮副应采用淬硬齿轮，。1、 分配减速器的各级传动比：若齿轮的传动比取=2，则蜗轮蜗杆的传动比为=15.52、 计算传动装置的运动和动力参数：（1） 计算各轴转速=200r/min=100r/min=6.5r/min（2） 计算各轴输出功率=3.5kw4kw=4.04kw式中：蜗轮蜗杆传动效率，=0.862； 齿轮传动效率，取0.99。3.3.3 传动零件的设计计算（一） 蜗轮蜗杆设计1.选择材料和加工精度蜗杆选用20CrMnTi，芯部调质，表面渗碳淬火，45HRC；蜗轮选用ZCuSn10Pb1，金属模铸造；加工精度8

36、级。2.初选几何参数 参照机械设计手册（机械传动）表13-4-4，当=15.5时，=2； =215.5=313.计算蜗轮输出转矩 =9550=2233N （312）（1）确定许用应力 根据机械设计手册（机械传动）表13-4-13，当蜗轮材料为 锡青铜时， 由表13-4-14查得=220 由图13-4-10查得滑动速度=1m/s 采用浸油润滑，由图13-4-2，求得滑动影响系数=1由图13-4-4的注中公式求得= 式中：t总的工作时间，h； 蜗轮转速，r/min。 根据N由图13-4-4查得=1.42 所以：（2）求载荷系数K 由机械设计手册（机械传动）表13-4-13知：设，按表13-4-13

37、取=1；查表13-4-16，8级精度时=1；由于，由图13-4-5得=0.63；由表13-4-17查得=1.52；由表13-4-18查得=1.2；由图13-4-6查得=0.76。所以：=0.873（3）计算m和q的值 （313）由机械设计手册（机械传动）表13-4-3得取=20，则m=10，所以q=8。（4）主要几何尺寸计算 （314） （315） （316）（5）蜗轮齿面接触强度校核验算 因为，所以接触强度够了。（6）蜗杆螺纹部分长度L 选择普通圆柱蜗杆 （317）取L=130mm（7）蜗轮的圆周速度和传动效率 蜗杆的直径系数q=8，所以 (318)由机械设计手册（机械传动）表13-4-6得

38、 总效率（8） 蜗轮与圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算蜗杆分度圆柱导程角 所以 （319）蜗杆节圆导程角 所以蜗轮齿宽 （320）传动中心距蜗轮圆周速度其中：为蜗轮转速 蜗杆宽度 （321）齿面相对滑动系数蜗杆两支撑间距离 (322)蜗轮变位系数 (323)蜗杆、蜗轮齿顶高 （324）顶隙（为顶隙系数，一般取0.2）蜗轮、蜗杆齿根高蜗杆、蜗轮节圆直径 (325)蜗杆齿顶圆直径，蜗轮喉圆直径蜗杆、蜗轮齿根圆直径 蜗杆轴向齿距 蜗杆轴向齿厚蜗杆法向齿厚蜗杆螺纹部分长度 蜗轮轮缘宽度（二）齿轮设计（1） 选用直齿圆柱齿轮传动，7级精度；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS；大齿轮材料为45钢

39、，硬度为240HBS。 选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数为=（2） 按齿面接触强度设计 （326） 其中：=1.3 小齿轮转矩 =1 小齿轮接触疲劳极限；大齿轮接触疲劳极限应力循环次数 （327） 查机械设计手册（机械传动）得接触疲劳寿命系数 计算疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数S=1 (328) 小齿轮分度圆直径 所以 计算圆周速度v (329) 计算齿宽b (330) 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 (331)圆整后=4mm 求齿高： (332) 齿根圆到分度圆高度 (333) 齿顶圆到分度圆高度b/h=87/8.156=10.67 (334) 计算载荷系数 根据v=0.91m/s，

40、7级精度，差表得 因为该齿轮是直齿轮，所以假设，差表得， 7级精度，小齿轮成对称布置时 (335) 带入以上数据，可得 由b/h=10.67，查表得 载荷系数 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 (337) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计 (338)其中：小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲强度疲劳极限 查机械设计手册（机械传动）得弯曲疲劳寿命系数， 弯曲疲劳许用应力s=1.4 (339) 载荷系数 查表取齿形系数， 查表取应力校正系数, 小齿轮 大齿轮 (340)大齿轮数值大。 设计计算 (341) 圆整后m=2.75 则小齿轮齿数圆整到36大齿轮齿数 （342）（4）主要几何尺寸计算 计算

41、分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取；（5）齿根弯曲疲劳强度验算 所以，此设计合理。3.3.4 蜗杆轴的结构设计和校核计算1.蜗杆轴的设计（1） 轴材料选择20CrMnTi，正火，硬度170至217HB。（2） 轴直径的估算初步估算轴径，材料为45钢，查表取A=112，则轴的输出端直径 （343）式中： 考虑有键槽，轴径应增大4%5%所以，取 =45 初定该轴两端固定。（3） 轴结构的设计图32 蜗轮轴2.蜗杆轴受力计算当蜗轮作用在轴上的力集中在蜗杆受力处时，轴的受力分析，蜗轮边缘通过施加经蜗杆轴的力（方向未定），故以假想线表示当力全部作用于蜗杆轴处时，蜗杆传动力分析计算如下:蜗杆轴传递的

42、扭矩蜗杆圆周力，蜗轮轴向力蜗杆轴向力，蜗轮轴向力 （344）蜗杆径向力，蜗轮径向力 （345）法向力 （346）圆柱蜗杆传动的受力分析图如下： 图33 圆柱蜗杆传动受力分析3.圆柱蜗杆传动强度计算和刚度验算因为此传动为普通圆柱蜗杆传动，所以按蜗杆接触强度设计公式 （347）按蜗杆接触强度校核公式 （348）因为，所以强度够了。3.3.5 齿轮轴的结构设计和校核计算1、轴的材料的选定选用40Cr，经调质处理，可查得材料力学性能为： = 750 = 550 = 270 = 1552、轴直径的初步估算初步估算轴径，材料为40Cr，查表取A=97，则轴的输出端直径 （349）式中：P液压马达功率，kw

43、；由 （350）可知：P为压力等级，20MPa； 为马达最大转矩，14500; 为马达效率，取=0.8。 n液压马达最大转速，200r/min。考虑有键槽，轴径应增大4%5%所以，取 =803、轴的结构设计图34 齿轮轴的设计4、受力分析齿轮轴上的扭矩计算齿轮轴上的作用力 （352） （353） （354）式中：为压力角; 为螺旋角。求支承反力及弯矩图水平面 （355） （356） （357）可得 图35 支撑反力及弯矩图校核计算1.当量弯矩计算轴径按插值法查表得:=72 =124 根据公式计算A截面轴径 （358） = 0.05523 =55.23(考虑转达矩按脉动循环变化,取 = = =0

44、.58)在结构设计时,取d =60是满足强度要求的。2.轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上A截面分析。截面A属于危险截面，取截面A进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数1）弯矩作用时的安全因数由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为 （359） = 1.68式中：45弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知 =270 ；弯曲应力幅。 = =56.62 （360）其中，抗弯截面系数W = 弯曲平均应力， =0 正应力有效应力集中因数，由键槽引起的应力集中系数查得 =1.76， =1.76. 表面质量

45、因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91 尺寸因数，查表可得 =0.68 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =0.342）转矩作用时的安全因数考虑到机器运转时不均匀引起的惯性和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的安全因数为 =13.35 （361）式中：45钢抗扭的疲劳极限，由前知 =155 切应力幅 = =3.61 （362） 其中，W抗弯截面系数，W =；平均切应力， = =3.61 ；正应力有效应力集中因数，查得 =1.76，所以取 =1.76，；表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91；尺寸因数，查表可得 =0.74；材料扭转时的平均应力折算因数，

46、查表可得 =0.21。3）截面A的疲劳强度安全系数 （363） = 1.67查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.31.5S ，该轴截面A 疲劳强度足够。3.轴的静强度安全因数校核计算(1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取A截面为危险截面。(2)校核危险截面的安全因数 （364）=6.36式中：45钢材料正应力屈服点，查表得 =360 ； 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 =2 =21200 =2400 ； 抗弯截面系数， =42.39 ； =56.62 （3）转矩作用时的安全系数 =50.7 （365）式中：45钢材料切应力屈

47、服点，查表得： =0.6 =0.6360 =216 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 =2T =2305.8 =611.6 N.m抗弯截面系数， =143.56（4）截面B的静强度安全因数 = 6.31 （366）因为 =0.56所以查表得许用安全因数=1.72.2S ,该轴静强度足够。3.3.6 减速器的结构尺寸单位（mm）名称符号减速器型式及尺寸 底座壁厚考虑铸造工艺，箱盖壁厚蜗杆下置式，箱盖上部凸缘厚箱盖凸缘厚底座下部凸缘厚、轴承座连接螺栓凸缘厚度（3-4）轴承座连接螺栓孔径，根据结构确定吊环螺栓座凸缘高度吊环螺栓孔深+（1015）底座加强筋厚度ee（0.8-

48、1）=11地脚螺栓直径dd（1.5-2）=22地脚螺栓数目nn83.3.7 轴承的选择1. 圆锥滚子轴承的选择行星轴直径d =50为了无多余约束的均载机构的需要，其上圆锥滚子轴承选用代号为32309型轴承，其主要参数为d =45mm D =100mmB =36mm Cr =145KN2.深汮球轴承减速器中所用的深汮球轴承按从左到右、从上到下的顺序分别为轴承、。根据结构和承受的载荷需要。它们的型号选择及其校核计算如下：1、轴承一对，型号为6314，其主要参数为：d =70 D =150 B =35 Cr =105 2、轴承两对，型号为61914，主要参数块为:d =60 D =130 B =31

49、 Cr =81.83、轴承一对，型号为6017，其主要参数为：d =80 D =170 B =39 Cr =123 4、轴承一对，型号为6310，其主要参数为：d =50 D =110 B =27 Cr =61.8 3.3.8 润滑和密封形式的选择1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=6.15m/s，采用浸油润滑，选用蜗轮蜗杆油，用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑蜗杆轴承浸泡于油液中，故采用由润滑，另外两对轴承处的零件轮缘线速度均小于，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。两对轴承处值分别为：，均小于，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在