双滚筒绞车运输毕业设计说明书

1、摘要本毕业设计的课题来源于“某煤矿应用项目”，主要任务是设计适用于双筒调度绞车的强制自动排绳装置。本文围绕双滚筒绞车运输所反映出的排绳不好，容易造成斜巷断绳跑车事故的问题，设计适用于平巷和坡度为0-25°斜巷绞车的自动排绳装置，用以有效地控制和预防断绳、跑车事故的发生，彻底改善矿井运输安全状况，消除斜巷运输安全隐患，在参考其他设备应用排绳机的基础上，对适用于矿用双筒调度绞车的排绳机构进行了设计，对一些关键部分进行了设计计算。重点是排绳机构的换向、怎么达到强制排绳的目的以及动力的来源。本设计在双筒调度绞车现有配置和在不对调度绞车进行大的改造的基础上利用绞车上电动机的功率和输出转速进行了

2、设计计算，我们使滚筒在旋转一周的情况下让丝杠旋转一个绳距即20毫米。为了达到这个目的加入了减速机构建立了传动关系，为了对绞车不进行大的改造和免去把绞车提到井上进行安装，让排绳机构的动力来源于滚筒上的动力，利用链轮来传递，考虑到应用于双滚筒，且滚筒的出绳分别位于滚筒的上行和下行，故在设计时采用了双排绳机构。后一排绳机构的动力源于前一排绳机构的丝杠。为解决排绳机构与滚筒的对正问题，在传动之间分别加一动力转换装置。其传递过程为，源于滚筒的动力通过链轮经中间转换装置传递到减速机构使丝杠旋转，丝杠通过变速机构将速度还原再通过链轮经中间转换装置传递给后一排绳机构的减速机构并使其丝杠旋转。本设计中采用了双向

3、丝杠，使排绳装置能够借助自身的动力来实现往复的运动。关键词：排绳装置 ；中间动力转换装置； 减速机构； 双向丝杠。ABSTRCTThe design of the subject from “Some coal application project of ZhangQiu”, Main task is suitable for the design of automatic tube dispatch hoist compulsory rope device.Based on double drum drawwork transport reflects the rope is bad, e

4、asy to cause the inclined lane wirerope break car accidents, design for lane and slope for 0-25 ° inclined lane rope hoist automatic device, to effectively control and prevention, car accidents, thoroughly improve transportation safety in mines, eliminate inclined lane transportation security h

5、idden danger, in reference to other application rope machine, on the basis of mine is applicable to the double barrel rope hoist scheduling mechanism design, some key parts design calculation. The rope is how the organization, the purpose and forced the rope dynamic source.This design in the double

6、barrel scheduling winch in existing configuration and not big reconstruction of hoist scheduling based on the power of the motor hoist speed and output calculation in design, we make a week in rotating drum under the condition of ball screw rotation to a rope distance is 20 mm. In order to achieve t

7、his purpose joined deceleration institutions established transmission relations, not big to hoist the winch and free installation, make mention inoue rope institutions of power comes from the drum, using the sprocket, considering double roller, and applied in the rope of roller drum of ascending and

8、 descending, so when the design by the rope. After a rope institutions from power before a rope institution ball screw. To solve the rope and the positive question, drum in transmission between a power conversion device respectively. The transfer process, from the motivation for the cylinder by spro

9、cket to slow conversion device among institutions make ball screw rotation, ball screw speed will speed reduction through the middle conversion device by sprocket after a rope to the organization and its slow lead screw rotation.This design uses Two-way ball screw, make the rope to the aid of its ow

10、n power device to realize the reciprocating motion.Keywords: the rope; Middle power conversion; Slow institution;Two-way ball screw.目录摘要IABSTRCTII1.绪论11.1 双滚筒绞车运输存在的问题11.2 设计原则、关键技术及创新点21.3 国内外排绳机构的研究现状概述21.4 本课题研究的目的及意义42. 排绳装置的设计原理及使用绞车（双滚筒）概况52.1 双滚筒调度绞车的概况52.1.1 概述52.1.2 工作原理52.1.3 经济效益62.1.4 技术

11、规格62.2 排绳装置设计原理73.排绳装置的总体结构设计83.1 丝杠的设计83.1.1 螺纹牙形的选择93.1.2 材料的选用原则93.1.3 丝杠耐磨性计算93.1.4 强度验算113.1.5 丝杠的结构设计143.2 链传动的设计143.2.1. 链传动的特点143.2.2 链传动的类型153.2.3 链传动的受力分析163.2.4 滚子链的主要失效形式183.2.5 链传动的设计计算193.2.6 滚子链链轮的结构设计223.3 减速器齿轮的设计243.3.1 概述243.3.2 齿轮传动的失效形式243.3.3 直齿圆柱齿轮的受力分析253.3.4 齿轮的设计计算273.4 轴的设

12、计333.4.1 概述333.4.2作用在齿轮上的力343.4.3 初步确定轴的最小直径343.4.4 轴的结构设计353.4.5 求轴上载荷373.4.6 按弯扭合成应力校核轴的强度403.5 导轨的设计403.5.1 概述403.5.2 滑动导轨的截面形状403.5.3导轨的设计计算413.6 滚动轴承433.6.1 概述433.6.2滚动轴承的类型及其代号443.6.3 滚动轴承的材质453.6.4滚动轴承的失效形式463.6.5 滚动轴承的选择463.6.6 滚动轴承的校核计算483.7 螺纹连接493.7.1 螺纹连接的特点493.7.2 螺纹连接的类型493.8 键连接513.8.

13、1 键连接的种类及工作原理513.8.2 键的选择523.9 轴承端盖533.10箱体543.10.1 概述543.10.2 箱体壁厚的选择553.10.3 加强肋选择553.10.4 孔和凸台的设计563.10.5 箱体的热处理564 总 结575 参考文献586 致 谢607 附 录611.绪论绞车排绳装置是一种利用机构学设计出的纯机械产物，它是一种低速运行、重复操作和自动化较高的设备。它的出现和发展不但提高了生产的安全性，而且使生产更加人性化，大大节约了人力和物力。近年来，随着社会的不断发展，各种大型提升设备越来越被广泛使用，为提高其安全性，排绳装置也便随之而生，被广泛应用于各种矿山、建

14、筑等领域，它的发展也越来越受到人们的关注。1.1 双滚筒绞车运输存在的问题（1）绞车辅助运输设备设计不合理、不完善，安全防护设施装备不齐全，没有给职工创造一个安全的工作环境。如：采煤、掘进工作面使用的绞车，由于绞车安装无法对中，钢丝绳走偏，必然造成人工排绳现象，由此发生了多起伤亡事故。（2）目前使用的辅助运输安全装置多数不标准，可靠性差。如：目前各矿使用的不同种类的排绳轮全是自己加工，由于没有正规的设计和强度计算，性能更没有进行试验，而使绞车排绳不好的问题一直制约和影响着煤矿运输安全。（3）由于绞车排绳之类的安全产品，研制开发难度较大，单件产品利润太小，且煤矿安全产品责任较大，一些厂家不愿涉足

15、而导致一直不能得以开发。因此，针对绞车排绳不好，设计一种能有效的、自动的、相对独立的、便于安装的辅助排绳装置强制制动排绳装置。从而彻底解决绞车排绳问题，消除由于人工排绳或斜巷断绳跑车事故的一大隐患，确保运输安全。1.2 设计原则、关键技术及创新点双滚筒绞车排绳装置的设计原则：（1） 不附加动力源，全机械式；（2） 自动排绳；（3） 能适用于直向、侧向、回头等不同安装工况的现场；（4） 自成一体，独立安装，无须绞车大量改造；（5） 结构简单，尺寸小；（6） 排绳可靠、有效；（7） 维修、更换方便等。为满足上述原则，本文设计绞车自动排绳装置的关键技术及创新点如下：（1）绞车排绳装置的强制压绳技术；

16、（2）绞车排绳装置的导向技术；（3）绞车排绳装置的无源控制技术。1.3 国内外排绳机构的研究现状概述筒上若有为钢丝绳导向的绳槽，将有助于卷绕顺利进行。绞车卷筒基本有两种绳槽形式，一是螺旋式的，一是折线式的。螺旋式绳槽就像一条螺旋线，或者像螺栓的螺纹线。螺旋式绳槽有助于引导钢丝绳整齐地卷绕在卷筒上，避免钢丝绳的损坏。然而，这种几何形状绳槽的问题是，当钢丝绳到达卷筒的一端时，虽然第一层能够整齐地卷绕在整个卷筒上，但不能引导第二层钢丝绳沿着卷筒整齐地绕回，相反，第二钢丝绳自然地按一定的角度压在下面一层钢丝绳上。解决这一问题的办法是在端部法兰上增加一个凸台。即使这样，螺旋式绳槽也不适用于两层以上钢丝绳

17、的卷绕方式。早在上世纪50年代，Frank LeBus就设计了解决这个老问题的方案。Frank LeBus是一位向油田提供设备的美国人，1937年他利用一根绳槽导杆解决了提升卷筒卷绕钢丝绳的问题，并获得了专利。后来他对这个专利进行了改进，称为LeBus双折线卷绕系统。该系统的几何形状与众不同，除了两处是折线外，绳槽与卷筒的法兰（边缘）平行。折线绳槽使各层之间的负荷均匀分布，实践证明大大延长了钢丝绳的寿命。事实上，试验表面可延长钢丝绳寿命500%以上。减少钢丝绳的损坏就是提高安全性，并且减少了机械的停工时间。折线绳槽卷筒的缺点在于，它比较复杂，所以比螺旋绳槽卷筒的价格贵一点。然而，这额外的费用因

18、节省钢丝绳而很快地得到补偿，因为钢丝绳价格很贵，并且更换新的钢丝绳也占用了生产时间。对于折线绳槽卷筒来说，若其偏角超过推荐的范围，可以利用一个称之为角度补偿器的特殊装置进行补偿。对于多层卷绕的钢丝绳作业，重要的是第一层钢丝绳的卷绕应在拉力下进行，避免内层钢丝绳松弛，被外层钢丝绳挤压或捻压到槽壁上而损坏。一般钢丝绳拉得愈紧，卷绕得愈好。据LeBus推荐，钢丝绳应承受至少2%的破坏载荷或10%的作业载荷。当然对于安全系数和钢丝绳的设计来说，必须做好承受破坏载荷的准备工作。但是向专家咨询，决不是一个坏主意。折线绳槽卷筒的设计和制造，要满足提升作业的特殊要求，绳槽的型式要适应钢丝绳的长度、直径和结构类

19、型。如上所述，折线绳槽的槽形有两种形式，一种是单折线绳槽，一种是双折线绳槽。前者为最初的绳槽形式，后者为改进的绳槽形式，目前应用较多的是后一种形式。双折线绳槽的斜绳槽和直绳槽交替出现，这样在卷筒表面上就出现了两个斜绳槽区和两个直绳槽区。所谓斜绳槽，是指与卷筒母线斜交的绳槽，直绳槽是指与卷筒母线直交或与法兰平行的绳槽。斜绳槽约占圆周长的20%，直绳槽约占80%。折线绳槽已被Lebus公司注册为一种产品。它既可以直接在卷筒上加工成型，也可以制成带有这种绳槽的套，并且做成分体式的。安装时包裹在光面卷筒上，通过螺栓或焊接与卷筒连接成一体。目前，国外以这种方式使用折线绳槽的卷筒居多。绳槽套的材料可为碳钢

20、、不锈钢、合金钢、铝或玻璃纤维等。卷筒的法兰多为平板型，结构简单，便于加工制造。不论缠多少层，只需在卷筒的第一层加垫块，这样，每一层钢丝绳的圈数都相等。1.4 本课题研究的目的及意义围绕双滚筒绞车运输所反映出的排绳不好，容易造成斜巷断绳跑车事故的问题，设计适用于平巷和坡度为0-25°的斜巷绞车的自动排绳装置，用以有效地控制绞车的断绳跑车事故，彻底改善矿井运输安全状况，消除斜巷运输安全隐患，钢丝绳在卷筒上的缠绕无非单层和多层的区别，单层容易控制，而多层就比较难，尤其是多层后的乱绳问题。钢丝绳或许是任何提升设备最重要的元件，必须正确无误地卷绕到绞车卷筒上，才能顺利地进行作业。带有绳槽的卷

21、筒有助于将钢丝绳整齐地卷绕，避免钢丝绳乱绳。钢丝绳的卷绕，要尽量平滑，这样才能发挥钢丝绳的性能，延长使用寿命。钢丝绳卷绕在卷筒上的理想形式是一定要开始于卷筒的一端，每当卷筒旋转一圈时，新卷绕的钢丝绳恰好落在下面一层钢丝绳的绳股之间。当钢丝绳卷绕到卷筒的另一端（或法兰）时，钢丝绳开始卷绕第二层，然后再整齐地卷绕到它最先开始的法兰处。当卷筒上有几层钢丝绳时，上层钢丝绳有可能挤压下层钢丝绳。若上层绳股与下层绳股成一定角度，问题尤其严重。2. 排绳装置的设计原理及使用绞车（双滚筒）概况2.1 双滚筒调度绞车的概况2.1.1 概述调度绞车广泛应用于煤矿井下掘进巷道内调度和牵引矿车。随着掘进巷道的不断延伸

22、，对调度绞车放绳量的要求也不断增加。由于现用的单滚筒调度绞车运距短，加之掘进巷道起伏不平，因此，工作中需采用多台调度绞车接力运输。但此运输方式浪费人力和设备，效率低、事故多。目前，相当一部分矿井，特别是中小型矿井的掘进巷道采用投资少且能解决辅助运输的以矿车为主的运输方式，即以扒斗装岩机、矿车、调度绞车组成的运输系统。由于单滚筒调度绞车在掘进巷道中使用尚存在一些问题，因此，近几年来，双滚筒调度绞车在煤矿中的应用得到了较快发展。2.1.2 工作原理将两根提升钢丝绳的一端以相反的方向分别缠绕并固定在提升机的两个卷筒上；另一端与两个提升容器相连接。这样通过电动机改变卷筒的转动方向，可将提升钢丝绳分别在

23、两个卷筒上缠绕和放松，以达到提升和下放容器，完成提升任务的目的。2.1.3 经济效益(1)节约能源及设备 以千米掘进巷道为例,如用JD-1绞车需6台,用2JD-22绞车1台即可。(2)提高了生产效率 用JD -1型绞车运输环节多,事故多。用2JD-22绞车减少了运输环节,提高了运输速度,提高了生产效率。(3)节省人员 以千米巷道为例,可节约绞车司机5人。(4)维修费用低 由于节约了设备,减少了运输环节,事故较少,因此设备的维修费用降低了。2.1.4 技术规格滚筒长度820mm绳径 20mm绳速 2.5m/s钢丝绳最大静张力 42KN钢丝绳最大静张力差30KN钢丝绳破断拉力总和279KN容绳量8

24、00m(四层)滚筒尺寸（直径×宽度）1600820mm挡板宽 210mm电动机到滚筒的总传动比24电动机规格型式YR-90功率90千瓦转数730转分钟电压380660伏2.2 排绳装置设计原理排绳装置的设计原理是导向架沿滚筒轴向往复运动，通常是靠螺杆传动，但在一个行程终了时，螺杆必须反转，要通过极限开关改变螺杆传动轮系结构实现正反转的换向。但这种机构复杂、可靠性差。也可设想用两根正反扣螺杆，同向旋转，用分合螺母交替分合，来实现匀速往复运动。根据这一设想，用一根螺杆同时车出正反扣两道螺纹（为了不乱扣，可以用大螺距螺纹），一个行程终了，螺母自行进入另一道反向螺纹，所以这螺母已不是环形而是

25、叉形，螺杆也可以说是一种多圈数的端面凸轮，即双向丝杠。工作时通过把链轮安装在刹车滚筒上，在此取得动力源，让型号为12A的链带动链轮，再通过中间转换装置（1）和减速机构（1）传递到丝杠上，能够使得在滚筒旋转一周的情况下，丝杠能够旋转一个绳距即20毫米。为保证准确的传动比和机构的便于安装，排绳装置（2）的动力来源于排绳装置（1）的丝杠，通过变速机构（2）使速度还原，再通过链轮经中间装换装置（2）和减速机构（3）使丝杠旋转。原理如图2.1所示。图2.1 结构原理图3.排绳装置的总体结构设计3.1 丝杠的设计机械中常用的滑动丝杠副工作时，除承受扭矩外，还承受轴向的拉力或压力。对于滑动丝杠副的强度计算，

26、应根据其具体工作情况选定相应的计算准则。对于一般传动的滑动丝杠副主要根据耐磨性计算来决定丝杠的直径和螺母的长度（即螺母的旋合长度）。当传力较大时，还应验算丝杠危险截面的强度和螺母螺纹牙的强度。对于要求运动精确的滑动丝杠传动，应验算丝杠的刚度，有时应根据其刚度确定丝杠直径。对于柔度大的受压丝杠应校核其稳定性，其直径也常由稳定性决定。对于要求自锁的滑动丝杠副，还应验算其自锁条件。所以，在设计滑动丝杠副时，应根据对丝杠要求的具体情况，可选择不同的计算准则，进行必要的计算。3.1.1 螺纹牙形的选择 精密丝杠螺母传动，常用的螺纹有牙形角为60°的普通公制螺纹和牙形角为30°的梯形螺

27、纹两种。选用哪种螺纹，取决于传动精度、效率和制造工艺。当丝杠螺母机构的载荷不大，螺纹间的摩擦力对工作影响不大，而又要求小螺距时(螺距为0.51mm)，可采用公制基本螺纹和公制细牙螺纹。当载荷较大，螺距也较大时，宜用梯形螺纹。梯形螺纹比三角螺纹的传动效率高、强度大、螺距大。螺距小时，制造困难，而且不耐磨，故不易得到高精度丝杠。故本设计可采用牙形角为30°的梯形螺纹。3.1.2 材料的选用原则梯形丝杠是要求螺纹在运动中作精确移动的关键部件，主要采用优质合金钢材加工，经过热处理加工，保证其优良的机械性能，在制造过程中，粗精工序分开，有效保证零部件的应力合理分布，关键工序在恒温车间加工，稳定

28、的温度，保证高精度丝杠的全部指标符合国标GB2882-*有关验收标准。 3.1.3 丝杠耐磨性计算由于螺母的材料一般比丝杠的材料软，所以，磨损主要发生在螺母的螺纹表面。因为影响磨损的因素很多， 目前还没有完善的磨损计算方法，故通常限制螺纹表面的压强来进行磨损性计算，即使螺纹工作表面的压强p小于或等于其许用压强p。计算时，将螺母的螺纹牙看成是盘旋绕在圆柱表面上的长条，展直后相当于一悬臂梁。展直后的一圈螺纹牙如图12所示。设作用于螺纹上的总轴向力为F，则每一圈螺纹牙所承受的轴向力为F/Z，其校核公式为 式（3.1）式中 F-作用于螺纹上的总轴向力，N； d- 螺纹中经，mm； h-螺纹的工作高度，

29、mm ； Z-参加接触的螺纹圈数，； p许用压强，N/mm²，可按表3-1选取。表3-1 滑动丝杠副的许用压强p丝杠材料螺母材料许用压强p(N/mm²)速度范围（m/s）钢青铜1825111871012低速<0.050.10.2>0.25耐磨铸铁680.10.2铸铁1318<0.05470.10.2钢7.513低速淬火钢青铜10130.10.2由于丝杠的转速较低，则在材料的选用时，丝杠的材料选用钢，螺母选用青铜，其许用压强p=20N/mm²。图3.1 丝杠的受力分析简图滚筒上钢丝绳的静拉力为4.2 t，钢丝绳在丝杠上的最大倾角为25°，

30、如图3.1，则丝杠上所受的轴向力为：F1=根据其他同类设备的经验设计，初选螺纹牙高为8mm，螺纹顶隙为1mm。由于所设计的为双向丝杠，则在螺母的设计组合中，螺母设计成卡环状,即参加接触的螺纹圈数约为0.5，以便使螺母能够自动实现往返运动。将以上数据代入公式3.1，得：d72mm由于丝杠工作的环境比较恶劣，则d取100mm。3.1.4 强度验算（1）螺母螺纹牙的强度计算如前所述，螺母上一圈螺纹牙展宜后可看作一悬臂梁。在裁荷FZ作用下，螺纹牙根部处受弯曲和剪切作用，其剪切强度计算公式为 式（3.2）弯曲强度计算公式为 式（3.3）式中 d-螺母螺纹大径,mm ； b-螺纹牙根部的宽度,mm; -许

31、用剪切应力，N/mm²；查表3-2 -许用弯曲应力，N/mm²；查表3-2表3-2 滑动丝杠副材料的许用应力项目许用应力（N/mm²）丝杠材料钢-材料的屈服极限螺母材料青铜弯曲剪切40603040铸铁455540耐磨铸铁506040钢（1.01.2）0.6由丝杠和螺母的材料可选取弯曲许用应力为50N/mm²，剪切许用应力为35N/mm²。将以上数据代入公式3.2、3.3得=3.6=3(2) 丝杠的强度计算丝杠在扭矩和轴向载荷F作用下，其危险剖面内受有剪应力和压应力，根据第四强度理论，可得到丝杠危险剖面的强度计算公式为 式（3.4）式中 -丝杠危

32、险剖面的当量应力，N/mm²； M-作用在丝杠上的扭矩，N/mm； -许用应力，N/mm²，可由表3-2查的。其他符号同前。图3.2 丝杠的受力分析图要使滑块在丝杠上运动（不考虑摩擦），需加在丝杠上的径向力为：F2=3275.7N加在丝杠上的扭矩为：M=3275.7*50=163785N/mm将以上数据带入公式3.4得=2.7故，所设计的丝杠符合要求。3.1.5 丝杠的结构设计由以上可知所设计的丝杠直径为100mm，由于滚筒的宽度为820mm，绳径为20mm，可计算出丝杠的导程为800mm。在这一导程中选14个螺距，即丝杠的螺距为57.1429mm。通过以上可以算出滚筒到丝

33、杠的传动比为2.8571。本丝杠采用双向导程，以实现自动往复运动，其结构如图3.3所示：图3.3 双向丝杠结构图3.2 链传动的设计3.2.1. 链传动的特点链传动是在平行轴上的链轮之间，以链条作为挠性曳引元件来传递运动和动力的一种啮合传动。与带传动、齿轮传动相比，链传动的主要特点是：优点：没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比，传动效率较高(封闭式链传动传动效率=0.950.98)；链条不需要像带那样张得很紧，所以压轴力较小；传递功率大，过载能力强；能在低速重载下较好工作；能适应恶劣环境如多尘、油污、腐蚀和高强度场合。缺点：瞬时链速和瞬时传动比不为常数，工作中有冲击和噪声，磨损后易发生跳

34、齿，不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。3.2.2 链传动的类型按用途不同，链可分为传动链、输送链和起重链。传动链主要用于传递运动和动力，应用很广泛。传动链又可分为滚子链和齿形链。齿形链比套筒滚子链工作平稳、噪声小，承受冲击载荷能力强，但结构较复杂，成本较高。滚子链的应用最为广泛。滚子链结构：由内链板、外链板、销轴、套筒和滚子组成。销轴与外链板、套筒与内链板分别用过盈配合联接。而销轴与套筒4、滚子与套筒之间则为间隙配合，所以，当链条与链轮轮齿啮合时，滚子与轮齿间基本上为滚动摩擦。套筒与销轴间、滚子与套筒间为滑动摩擦。链板一般做成8字形，以使各截面接近等强度，并可减轻重量和运动时的惯性。滚

35、子链参数：滚子链是标准件，其主要参数是：链节距p，它是指链条上相邻两销轴中心间的距离。滚子链的标记方法为：链号-排数×链节数，标准编号。例如16A-1×80 GB1243.1-83，即为按本标准制造的A系列、节距25.4mm、单排、80节的滚子链。链条除了接头和链节外，各链节都是不可分离的。链的长度用链节数表示，为了使链条连成环形时，正好是外链板与内链板相连接，所以链节数最好为偶数。3.2.3 链传动的受力分析链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的目的主要是使松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合、跳

36、齿或脱链。因为链传动为啮合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小的多。图3.4 链传动受力分析图链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力，如图3.4。如果不计传动中的动载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为F1=Fe+Fc+FfF2= Fc+Ff式中：Fe-有效圆周力，N； Fc-离心力引起的拉力，N； Ff-悬垂拉力，N。有效圆周力为Fe=1000P/v=1000T/9.55D 式中：P为链传递的功率(kW)； T 为转矩（v为链的速度(m/s)。链运动所产生的离心拉力Fc为：Fc=q式中：q链单位长度的质量(kg/m)由链本身质量而产生的悬垂拉力Ff为Ff=max(,)其中： 式中：a-链

37、传动的中心距，mm; Kf- 垂度系数，为中心线与水平面夹角。由上可知，链轮受到的拉力为：F=F1+F23.2.4 滚子链的主要失效形式（1）铰链磨损链节在进入啮合和退出啮合时，销轴与套筒之间存在相对滑动，在不能保证充分润滑的条件下，将引起铰链的磨损。磨损导致链轮节距增加，链与链轮的啮点外移，最终将产生跳齿或脱链而使传动失效。由于磨损主要表现在外链节节距的变化上，内链节节距的变化很小，因而实际铰链节距的不均匀性增大，使传动更不平稳。它是开式链传动的主要失效形式。（2）链的疲劳破坏由于链在运动过程中所受的载荷不断变化，因而链在变应力状态下工作，经过一定的循环次数后，链板会产生疲劳断裂或滚子表面会

38、产生疲劳点蚀和疲劳裂纹。在润滑条件良好和设计安装正确的情况下，疲劳强度是决定链传动工作能力的主要因素。 （3）多次冲击破断工作中由于链条反复启动、制动、反转或受重复冲击载荷时承受较大的动载荷，经过多次冲击，滚子、套筒和销轴最后产生冲击断裂。它的应力总循环次数一般在以内，它的载荷一般较疲劳破坏允许的载荷要大，但比一次冲击破断的载荷要小。（4）胶合由于套筒和销轴间存在相对运动，在变载荷的作用下，润滑油膜难以形成，当转速很高时，使套筒与销轴间发生金属直接接触而产生很大摩擦力，其产生的热量导致套筒与销轴的胶合。在这种情况下，或者销轴被剪断，或者套筒、销轴与链板的过盈配合松动，从而造成链传动的失效。（5

39、）过载拉断在低速重载的传动中或者链突然承受很大的过载时，链条静力拉断，承载能力受到链元件的静拉力强度的限制。 （6）链轮轮齿的磨损或塑性变形在滚子链传动中，链轮轮齿磨损或塑性变形超过一定量后，链的工作寿命将明显下降。可以采用适当的材料和热处理来降低其磨损量和塑性变形。通常链轮的寿命为链的寿命23倍以上，故链传动的承载能力以链的强度和寿命为依据。3.2.5 链传动的设计计算（1） 链的选取1） 选择型号，确定链节距和排数链节距的大小直接决定了链的尺寸、重量和承载能力，而且也影响链传动的运动不均匀性(也称多边形效应)，产生冲击、振动和噪声。为了既保证链传动有足够的承载能力，又减小冲击、振动和噪声，

40、应尽量选用较小的链节距。在高速重载时，宜用小节距多排链；低速重载时，宜用大节距排数较少的链。由设计手册我们选用 12A 单排套筒滚子链。节距: p=标准链号mm 内链节内宽： b1=p=11.9mm 链板厚度： mm 滚子外径： d1 销轴直径： d2=mm2） 确定中心距和链节数中心距的大小对传动有很大影响。中心距小时，链节数少，链速一定时，单位时间内每一链节的应力变化次数和屈伸次数增多，因此，链的疲劳和磨损增加。中心距大时，链节数增多，吸振能力高，使用寿命长。但中心距太大时，又会发生链的颤抖现象(尤其在松边上)，使运动的平稳性降低。 初定中心距： a0=(30-50)p ； 取900mm链

41、条节数： X0=146链条长度： L=2.78mm（2） 链轮尺寸计算为了尽可能少的改变绞车的现有结构，链轮采用腹板单排式铸造链轮, 等比传动，链轮齿数的多少对传动平稳性和使用寿命有很大影响。小链轮齿数的选择应适中。若小链轮齿数过少，运动速度的不均匀性和动载荷都会很大；链节在进入和退出啮合时，相对转角增大，磨损增加，冲击和功率损耗也增大。则链轮尺寸按以下公式计算：分度圆直径：d= 式（3.5）齿顶圆直径：- 式（3.6）齿根圆直径： 式（3.7）腹板单排式铸造链轮： ； 整体小链轮：h=0.5p 式（3.8） 图3.5 链轮 dh=D+2hR1=2-4mmrx 取20mm 取2.5mmbf=0

42、.95b1=11.3mm 由以上公式可得到各链轮的基本尺寸：1）轮1的尺寸计算：齿数取Z1=49，D为一锥度轴，其中心直径为226.82mm。d=297.3mmda=305-309mm ； 取308mmdf=285.4mm因采用的为不规则轴，则对于其他参数的选取不能按公式进行计算，即可取：h=15-37.27mmL=70mmdh=279mmR取3mm2）轮2的尺寸计算：齿数Z2取49 D=40mmd=297.3mmda=308mmdf=285.4mmh=19mmL=76mmdh=78mmR1取4mm3）轮3的尺寸计算：Z取19D=40mmd=115.7mmda=124.5127.6mm ；取1

43、26mm df=103.8mmh=10mmL=40mmdh=80mmR1=4mm3.2.6滚子链链轮的结构设计链轮的正确设计有利于延长链的寿命、提高链传动的质量、减小链和链轮的磨损。（1）链齿的齿形链轮的齿形与齿轮的齿形相似，但其齿廓不是共轭齿廓，其齿形具有很大的灵活性。链轮齿形应具备以下性能：保证链节能平稳、自由的啮入和啮出；尽量减小链节与链轮啮合时的冲击和接触应力；有较大的容纳链节距因磨损而增长的能力；便于加工滚子链链轮的轴面两侧齿形为圆弧或直线，以利链节的啮入和啮出。（2）链轮的结构直径小时常做成整体式，中等直径做成孔板式，大直径链轮可做成组合式。链轮与轴采用平键。（3）链轮的材料与热处

44、理链轮轮齿应具有足够的接触强度和耐磨性，故齿面多经热处理。由于小链轮轮齿的工作次数比大链轮轮齿多，所受冲击力也大，故所用材料常常优于大链轮。（4）链传动的布置及张紧链传动的布置是否合理，对传动的质量和使用寿命有较大的影响。布置时，链传动的两轴应平行，两链轮应处于同一平面；一般宜采用水平或接近水平布置，并使松边在下。链条张紧的目的，主要是为了避免链的悬垂度太大，啮合时链条产生横向振动，同时也是为了增加啮合包角。常用的张紧方法有：（1）用调整中心距张紧。（2）用张紧装置张紧。（3）链传动的使用和维护。正确使用和维护链传动对减少链的磨损，提高链传动的使用寿命有决定性的影响。使用和维护应注意以下几点：

45、合理的控制加工误差和装配误差和合理的润滑良好的润滑有利于减小磨损，降低摩擦损失，缓和冲击和延长链的使用寿命。链轮的结构设计图如图3.6。图3.6 链轮结构图3.3 减速器齿轮的设计3.3.1 概述齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的一种传动。齿轮传动的主要优点有：传动效率高，工作可靠，寿命长，传动比准确，结构紧凑。主要缺点是：制造精度要求高，制造费用大，精度低时振动和噪声大，不宜用于轴间距离较大的传动。齿轮传动可做成开式、半开式和闭式齿轮传动。3.3.2 齿轮传动的失效形式齿轮传动的失效一般发生在轮齿上，通常有轮齿折断和齿面损伤两种形式。后者又分为齿面点蚀、磨损、胶合和塑性变形等。（1）轮

46、齿折断一般发生在齿根部位，因为齿根是应力集中源而且应力最大。轮齿折断可分为：疲劳折断和过载折断：（2）齿面点蚀 轮齿受力后，齿面接触处将产生循环变化的接触应力，在接触应力反复作用下，轮齿表层或次表层出现不规则的细线状疲劳裂纹，疲劳裂纹扩展的结果，使齿面金属脱落而形成麻点状凹坑，称为齿面疲劳点蚀，简称为点蚀。一般多出现在节线附近的齿根表面上，然后再向其它部位扩展，这是因为在节线处同时啮合齿对数少，接触应力大，且在节点处齿廓相对滑动速度小，油膜不易形成，摩擦力大。它可分为早期点蚀和破坏性点蚀。（3）齿面磨损 当齿面间落入砂粒、铁屑、非金属物等磨料性物质时，会发生磨料磨损。齿面磨损后，齿廓形状破坏，

47、引起冲击、振动和噪声，且由于齿厚减薄而可能发生轮齿折断。（4）齿面胶合 互相啮合的轮齿齿面，在一定的温度或压力作用下，发生粘着，随着齿面的相对运动，使金属从齿面上撕落而引起严重的粘着磨损现象称为胶合。胶合有冷胶合和热胶合之分。（5）塑性变形当轮齿材料较软，载荷及摩擦力又很大时，轮齿在啮合过程中，齿面表层的材料就会沿着摩擦力的方向产生塑性变形。主动轮齿上所受摩擦力是背离节线分别朝向齿顶及齿根作用的，故产生塑性变形后，齿面沿节线处变成凹沟。从动轮齿上所受的摩擦力方向则相反，塑性变形后，齿面沿节线处形成凸棱。提高齿面硬度，采用粘度高的润滑油，可防止或减轻齿面产生塑性变形。3.3.3 直齿圆柱齿轮的受

48、力分析图3.7为一对直齿圆柱齿轮，若略去齿面间的摩擦力，轮齿节点处的法向力可分解为两个互相垂直的分力：切于分度圆上的圆周力和沿半径方向的径向力。图3.7 齿轮受力分析图（1）各力的大小： 式（3.9） 式（3.10）式中：T1为主动齿轮传递的名义转矩(N.mm)；d1为主动齿轮分度圆直径(mm)；为分度圆压力角(°)；（2）各力的方向 圆周力 ：主动轮圆周力的方向与回转方向相反；从动轮圆周力的方向与回转方向相同。 径向力 ：分别指向各自轮心(外啮合齿轮传动)。（3）各力对应关系作用在主动轮和从动轮上的各对应力大小相等，方向相反。即：，3.3.4 齿轮的设计计算因滚筒到丝杠的传动比为2

49、.8571，链传动为等比传动，所以减速器齿轮的传动比为2.8571。1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 根据设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 排绳装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。（3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4） 选小齿轮齿数为Z1=44，大齿轮齿数为Z2= 125。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即： 式（3.11）(1) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）齿轮传递的扭矩。丝杠

50、上的力是有齿轮减速机构传递过来的，通过丝杠所受到的扭矩，可以进行齿轮的受力分析。即齿轮受到的扭矩为T=163785.4N/mm3）由表选取齿宽系数 =14）由表查的材料的弹性影响系数=189.8MPa5) 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa。6）由图取接触疲劳寿命系数=0.9;=0.95。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得：=/S=540 Mpa=/S=522.5 Mpa(2) 计算1）由公式3.11试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=mm=77.95mm2) 计算圆周速度v。V=0.12m/

51、s3）计算齿宽b。B=1*77.95=77.95mm4) 计算齿宽与齿高比b/h。模数 mt=77.95/44=1.8mm齿高 h=2.25*1.8=4.05mmb/h=77.95/4.05=19.25) 计算载荷系数。根据v=0.12m/s，7级精度，由图查的动载系数Kv=1.05;直齿轮，=1;由表查的使用系数KA=1;由表用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑对称布置时，=1.3175。由b/h=19.2，=1.3175查图得;故载荷系数K=KAKV=1.3836) 按载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1=79.57mm7) 计算模数m。m=d1/z1=1.81mm3 按齿根弯曲强度计算

52、弯曲强度的设计公式为：m 式（3.12）（1） 确定公式内的各计算数值1） 由图查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限=380Mpa；2） 由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88;3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：1=303.57Mpa2=238.86Mpa4） 计算载荷系数KK= KAKV=1*1.05*1*1.32=1.3865）查取齿形系数由表用插值法查得 =2.36，=2.166) 查取应力校正系数由表用插值法查得 =1.678, =1.817) 计算大、小齿轮的并加以比较。 =2.36*1.678/303.57=0.013045 =2.16*1.81/238.86=0.01637经比较，大齿轮的数值大。则取大值。（2）设计计算 将以上数据带入式3.12得：m=1.566mm对比计算结果，齿面解除疲劳强度的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于设备工作条件比较恶劣，所以齿轮模数应远大于计算模数，在设计中齿轮模数取3mm 。由于链轮的直径为308mm，即链轮