自动排绳调度绞车设计(设计要求)

1、太原理工大学毕业设计（论文）说明书毕业设计（论文）题目：自动排绳调度绞车毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：一 设计要求：1. 根据原始数据和有关资料，进行文献检索、调查研究工作；2. 综合应用所学基础理论和专业知识，制定最佳设计方案；3. 所设计的自动排绳调度绞车应满足在预定的各项性能指标；4. 设计图纸要求布局合理，清晰，符合国家制图标准及有关规定；5. 毕业说明书要求内容完整、层次清晰、纹理通顺，具体按太原理工大学毕业论文规范撰写；6. 通过毕业设计，掌握自动排绳调度绞车的结构形式和设计方法；7. 独立按时完成毕业设计所承担的各项任务。二 原始数据（资料）：该自动排绳调度绞车的应用场

2、所是矿井提升，其工作年限为10年，每年有300个工作日，每个工作日工作8小时，占空比为0.2。钢绳拉力： 1吨 钢绳直径： 12.5mm防暴电机的功率： 11.4kw电机的转速： 1145r/min减速比i： 41滚筒宽度： 300mm三 毕业设计主要内容：1.滚筒部分各个齿轮的设计和校核；2.滚筒部分各个轴承的设计和校核；3.滚筒部分各个轴的的设计和校核；4.链传动链条和链轮的设计和校核；5.圆柱凸轮排绳器凸轮曲线和滚子的设计和校核；6.编写计算说明书；7.查阅相关外文资料并翻译，至少5000字；四 学生应交出的设计文件（论文）：1. 自动排绳调度绞车的装配图一张A0；2. 绞车机座A1；3

3、. 各种零件图：四根轴A3；支座A3；链轮A4；凸轮滑块A4；两个齿轮A2；4. 毕业设计说明书五 主要参考文献（资料）：郑文纬.机械原理（第七版）.高等教育出版社.1996丘宣怀.机械设计（第四版）.高等教育出版社.2005机械设计手册.机械工业出版社王明珠.工程制图学及计算机绘图.高等教育出版社.1997杨强.理论力学.高等教育出版社.1997吴桂英.材料力学.中国建筑材料出版社.2004专业班级 机械设计0401班 学生 何胜茂 要求设计（论文）工作起止时间 2007.3.26-2007.6.22 指导教师签字 日期 教研室主任签字 日期 系主任批准签字 日期 自动排绳调度绞车设计摘 要

4、绞车作为一种提升设备在各种场合中都有普遍应用，尤其在煤矿提升和下放物料中有普遍应用，但对于一般绞车经常出现乱绳和松圈现象（参见附录一），就目前的自动排绳调度绞车的发展状况，一般分为三部分：一、防爆电机及绞车部分；二、排绳器部分；三、以上两部分的连接（一般由链传动连接）。总结实际生产中所用的自动排绳调度绞车主要有两种：一、对于需要较大拉力的调度绞车，普遍采用大推力的液压排绳装置调度绞车；二、对于需要较小拉力的调度绞车，则采用凸轮排绳调度绞车。本文就需要较小纲绳拉力的情况进行了探讨。在满足工作条件的情况下，为减小结构尺寸和提高调度绞车的使用寿命，着力优化传动比在各组件中的分配、合理设计了行星减速器

5、结构、滚子链传动和凸轮排绳机构的结构。为提高绞车运行的平稳性和可靠性，在进行结构设计时，多采用圆柱滚子轴承和深沟球轴承的面对面布置而且尽量简化优化了各个轴。关键词：调度绞车；行星减速器；凸轮排绳机构第一章 自动排绳调度绞车的系统设计2.1 概述矿井调度绞车包括机械设备及拖动控制系统，是联系地下和地上的重要途径，其性能好坏直接关系到矿山的生产效率和安全性及可靠性，它的安全、可靠运行是整个矿井正常生产的必要条件，一旦发生故障，所造成的经济损失是巨大的。每次的测试结果表明大部分的绞车使用良好，但也存在一些带有普遍性的问题，在一定程度上制约了煤炭产量，增加了生产成本，同时也影响了煤矿的安全生产.对于国

6、内提升机存在一些普遍问题如：1.提升设备完好率差，存在重大事故隐患。提升装置必须装设下列保险装置，即防过卷装置、限速装置、深度指示器失效保护装置等，并满足相应的技术要求，但有许多矿用绞车没有设置，违反了相应规定。2.制动装置可靠性差。制动装置是提升绞车的重要组成部分，根据设计安装要求，制动盘加工表面粗糙度应达到1.6，偏差越小越好，最大不应超过0.5mm，但有的矿用绞车安装质量差，滚筒端面凹凸不平，使滚筒在运转时，制动轮间歇摩擦闸瓦，从而造成电机电流波动大，电耗增加，并加速了闸瓦的磨损。还有的绞车松闸不彻底，有时还会因为某些干扰因素引起突然紧闸现象。这种现象会影响机械系统的使用寿命，并有可能造

7、成断绳等事故。3.绞车实际运行质量较差、效率偏低。测试中发现大多数绞车均采用手动控制，加速、减速及低速爬行和停车休止时间相对偏长，使绞车提升能力下降，电机电耗增加。近年来，我国各生产厂家对结构、调速装置等进行了许多改进，并推出了许多更新换代的产品。随着计算机技术的飞速发展，计算机和PLC的运算速度加快、存贮能力加大、功能加强、体积减小，使煤矿机械的功能更强、性能更优、效率更高.虽然国外矿用调度绞车的研究比较先进，并能及时地将研究的成果运用到矿用调度绞车的实际生产中（如单绳缠绕式调度绞车和多绳摩擦调度绞车），但由于这样的调度绞车制作金属量消耗大、制造困难、成本昂贵，更重要的是直径50mm以上的钢

8、绳只有几个发达国家可以制造，而且价格贵的惊人。 为经济有效地完成工程任务，设计制造一款轻载，高可靠性，操作安全，制动性好的调度绞车，有了重要的价值。2.2 调度绞车的原始数据该自动排绳调度绞车的应用场所是矿井提升，其工作年限为10年，每年有300个工作日，每个工作日工作8小时，占空比为0.2。钢绳拉力： 1吨 钢绳直径： 12.5mm防暴电机的功率： 11.4kw电机的转速： 1145r/min减速比i 41滚筒宽度： 300mm2.3 选定系统方案图1 传动系统图B1-防爆电机B2-凸轮排绳器B3-减速器B4-链传动B5-滚筒Z1-齿轮m=4,z=17Z2-齿轮m=4,z=37Z2-齿轮m=

9、4,z=17Z3-齿轮m=4,z=37Z3-齿轮m=5,z=19Z4-齿轮m=5,z=71Z5-齿轮m=5,z=161ZC1-轴承N224EZC2-轴承N213ZC3-轴承6208ZC4-轴承6228ZC5-轴承6211ZC6-轴承62062.4 自动排绳调度绞车的受力分析自动排绳调度绞车的受力可简化成由两部分组成：一，钢绳直接作用于滚筒的拉力；二，钢绳作用在有凸轮排绳机构的拉力。下面分别就这两部分力进行受力分析:2.41 齿轮齿数的初步确定由调度绞车的传动比i1H=41，并做出自动排绳调度绞车的行星轮系简图如下：图2.行星轮系运动简图由行星轮系1-2-3-H得i13H=w1-wHw3-wH=

10、Z2Z3Z1Z2 式2.1有行星轮系3-4-5-H得i35H=w3-wHw5-wH=-Z5Z3 式2.2由式2.1和式2.2得i1H=1+Z2Z3Z5Z1Z2Z3 式2.3为了减小调度绞车的尺寸，在参考现有经验的情况下，初步定Z1=Z2=17，其模数m=4.考虑到滚筒直径D=300mm的限制，齿轮Z2的直径满足Z2D2+m1Z12-Sm2-（34） 式2.4式中Z2齿轮Z2的齿数S滚筒的壁厚S=20mmD滚筒直径 D=300mmm1齿轮Z1的模数m1=4Z1齿轮Z1的齿数Z1=17m2齿轮Z2的模数m2=4求得：Z23002+4172-204-(34)=39.5为了啮合齿在齿轮的均匀分布取Z2

11、=37，则Z2=37。在低速级受力啮合齿轮的接触应力会比高速级的大很多，相应可取齿轮3的齿数比高速级的齿数多12，即Z3=19；m3=5。由公式2.3，可得Z5=i1H-1Z1Z2Z3Z2Z3 2.4解得Z5=40-11717193737=160.4383圆整为Z5=161，则齿轮4的齿数Z4=Z5-Z32=161-192=712.43 计算滚筒的传动误差：电机的转速为w=1145r/min，滚筒的实际传动比为i1H=1+Z2Z3Z5Z1Z2Z3=1+3737161171719=41.14005W=i1H-i1Hi1H=41.14005-4141=0.=0.3416%所以初步定滚筒的行星轮系的

12、各齿轮齿数和模数的情况如下表：表一 齿轮传动名称符号一组传动二组传动三组传动1223345齿数Z173717371971161模数m452.44链轮的传动比设计链轮是联系绞车和凸轮排绳机构的中间传动环，将绞车的部分扭矩传递到用于排绳的凸轮机构。计算总传动比i=ld12式中i-凸轮排绳机构总传动比l滚筒宽度d1滚筒直径计算得i=ld12=30012.52=48选用传动比ij=29的减速器，可以得到连传动的减速比为i1=iij=4829=1.65522.45凸轮排绳机构设计对于圆柱凸轮机构，滑块在凸轮导槽内的运动为摆动从动件运动，通常许用压力角a=4050。许用压力角越大，在啮合点处正压力用于推动

13、滑块排绳的分力就越大，但凸轮的直径也会相应增大。对于该自动排绳调度绞车的凸轮机构的压力角可取为a=40（计算过程见附录1）。从而可以求得凸轮直径Dt=2ltana式中l滚筒的直径a凸轮机构的许用压力角计算得Dt=2ltana=23003.14tan40=239.16mm将凸轮直径进行圆整为240mm。2.46钢绳作用在滚筒上的转矩由调度绞车的容绳量L=mm，和滚筒宽度k为300mm，可计算排满钢绳后最外圈钢绳的直径D=d+2d1Q其中 D排绳后钢绳最外层直径d滚筒直径d1 钢绳直径Q排绳的最大圈数其中：Q=-a1-q2+(a1-q2)2-2qLq其中q钢绳每圈增加的长度 q=d1k=3.141

14、2.5300=22619.5a1-第一圈钢绳的长度a1=dk=3.14300300=.78mm计算得Q=10.98圈所以外圈钢绳的直径D=287.25mm, 由于钢绳的叠压可以取D=280mm。故，排满钢绳后的最外圈钢绳对滚筒产生地力矩T为T=FD2式中F钢绳的拉力计算得T=1102802=1400Nm2.47调度绞车滚筒内各齿轮，轴的受力情况图3调度绞车滚筒内各齿轮受力图啮合点A车的受力FAFA=Tm3Z3+m4Z42=1400519+5712=6.222kN啮合点4T5=FAm4Z42=6.2225712=264.4KNmmF4=FAm4Z42m4Z4=6.2225712571=3.111

15、kN三组传动啮合点3T4=T5=264.4KNmmF3=FAm4Z42m4Z4=6.2225712571=3.111kNT3=F3m3Z322=3.1115192=147.8KNmm二组传动啮合点2T3=T3=147.8KNmmF2=F3Z3m32m3Z32=3.11151924372=1.997kNT2=F2Z2m22=1.9971942=76KNmm一组传动啮合点1T2=T2=76KNmmF1=F2Z2m22m1Z12=1.99741924372=1.025kNT1=F1m1Z12=1.0251942=38.95KNmm2.48链轮和凸轮的受力分析2.481 导杆及滑块的受力由于在调度绞车

16、工作过程中，钢绳并不是始终与滚筒的轴线垂直，所以必定会在钢绳和滑块之间产生摩擦力。考虑到实际工作情况，本文按钢绳与滚筒轴线夹角许用最大值10计算。凸轮排绳机构的简图对A点和B点进行受力分析如下图：圆柱凸轮的受力分析图其中：F3钢绳与负载相连端的的拉力F2钢绳与滚筒相连端的拉力 F1排绳立柱对钢绳的作用力F4滑块导杆对滑块的作用力F5圆柱凸轮对滑块的作用力由圆柱凸轮的受力分析图可知对A点进行受力分析可得： F1=F3sin式中 q-钢绳的偏斜角度，取q=10F3=10000N计算得F1=F3sin=10000sin10=1736.49N对滑块B进行受力分析可得： F5=F1sin和F4=F1ta

17、n式中j-圆柱凸轮的许用压力角j=40计算得：F5=F1sin=1736.49sin40=2702.63NF4=F1tan=1736.49tan40=1456.04N2.442凸轮的受力对凸轮进行受力分析如下图： 其中Fr圆柱滚子对凸轮导槽的径向力Ft圆柱滚子对凸轮导槽的轴向力进行受力分析可得Ft=F5sin和Fr=F5cos计算得：Ft=F5sin=2702.63sin30=1351.31NFr=F5cos=2702.63cos30=2340.91N所以可以得到钢绳对凸轮作用的力矩为T1=Frd2式中T1钢绳对凸轮产生的力矩d滚筒的直径T1=Frd2=2340.912402=280.909N

18、m2.483链轮的受力分析钢绳对凸轮产生的力矩经过一个减速比为39的减速器传递到链轮机构。在忽略各种摩擦等附加力及减速器的传递效率为100%的情况下，可求得作用在低速级链轮的扭矩为T2=T1ij式中：T1负载作用在凸轮上的扭矩 ij减速器的传动比计算得：T2=T1ij=280.90929=9.68652Nm从而可以计算得低速级链轮的力矩T3=T2=9.68652Nm本章小结：第二章 滚筒的设计和校核在第一章，我们根据已有经验，我们确定了齿轮初步确定了齿轮的齿数和模数。在本章，我们将对齿轮进行校验，并对各个危险轴承和轴进行设计和校验。2.1各个齿轮的设计由第一章，我们知道各个齿轮的受力情况，整理

19、成表格形式并列表如下表二 齿轮受力情况啮合点啮合点1啮合点2啮合点3啮合点4受力KN1.0251.9973.1113.111表三 各齿轮的扭矩齿轮齿轮1齿轮2齿轮2齿轮3齿轮3齿轮4齿轮5扭矩KNmm38.957676147.8147.8264.4264.4我们可以求出各个啮合齿轮的相对转速（见附表二）表四 各齿轮转速啮合点啮合点1啮合点2啮合点3啮合点4行星轮转速相对转速r/min1117292236236282.11啮合齿轮3和齿轮4的校核由绞车的使用条件和齿轮转速和扭矩值，我们可参考已有经验，选择大齿轮的材料为45钢，进行调制处理，表面硬度为45HRC；小齿轮的材料为40Cr，先进行调制

20、处理然后进行表面淬火，表明硬度达到50HRC。为提高运行的平稳性，取两个齿轮的精度等级为8级。下面对齿轮进行校核：1）齿面接触应力的计算齿面接触应力用下公式计算： （4-6）-弹性系数，对钢制齿轮取=189.8-节点区域系数，查表因螺旋角b=00，可得=2.5 -重合度系数。=1.88-3.2=1.67=0.882-使用系数 =1.5 -动载系数， 查表得=1.2-齿向载荷分配系数，由于小齿轮是非对称布置且装配时经过检验调整和跑合处理，查表可得A=1.09，B=0.16，C=0.31；齿宽系数的选择：对于直齿圆柱齿轮为防止齿间应力过大，齿宽系数不宜取大；为满足强度条件，经查表对非对称布置的硬齿

21、面齿轮，取齿宽系数d=0.5。-齿间载荷分配系数先求 100查表得 =1.2则 预计使用寿命10年，每年有300个工作日，每个工作日工作时间为8小时，在绞车工作时间内运行状态的占空比为0.2，故可计算出纵工作时间th=1030080.2=4800h所以齿轮3的应力循环次数NL=60nth式中 -齿轮每转一周，同一侧齿面的啮合次数；n齿轮转速，r/min；th齿轮的设计寿命,h对于齿轮3，=1，所以可以计算应力循环次数为NL=6.8107对于齿轮4，=2，可以计算应力循环次数为NL=1.36108由接触寿命系数NL-接触受命系数ZN图，可查得=1.16 =1.25。=式中Hmin-表面接触疲劳强

22、度，3Hmin=710MPa，4Hmin=580MPaZN-接触寿命系数，Z3N=1.16，Z4N=1.25SHmin-接触最小安全系数，S3Hmin=S4Hmin=1.1求得3H=7101.161.1=748.7MPa4H=5801.251.1=659.1MPa求得因为 ，4H4H所以齿轮满足接触强度要求。2）齿根弯曲应力的计算利用公式： （4-7） K=式中：K-载荷系数，-使用系数,取 =1.5，-动载系数取 =1.2-重合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.667=0.70 -齿向载荷分布系数b/h=35/10.1=3.47 查表得 =1.29-齿间载荷分配系数 由

23、表12.10=1/=1.39-齿形系数 =2.66-应力修正系数 =1.63则，弯曲应力使用寿命选择每天8小时工作制全年工作300天，经查表可得出=1.1，=1材料选取渗碳淬火钢，其中接触强度的最小安全系数=1.25则许用弯曲应力 所以满足弯曲强度要求。2.2各个轴的设计校核绞车内各个轴在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力的作用。轴的主要失效形式是轴强度不足，但为保证轴不因刚度不足而引起变性过大，而引起啮合齿轮的震动，噪声，甚至破坏，也要校验刚度要求。但在设计时，一般按刚度设计，轴的直径会比按强度设计的轴大得多。所以本文先进行按轴刚度设计，再进行强度的校核。按刚度设计轴时，在不引起齿轮磨损加剧

24、的情况下，本文参考工程实际经验，选择许用挠度为f=0.0005L。2.2.1 轴4的刚度验算对齿轮工作影响最大的的是轴在垂直面内和水平面内产生的挠度和轴在水平面内产生的转角。前者使得齿轮的中心距发生变化，破坏了齿轮的正常啮合，后者使得齿轮相互歪斜。初步确定轴的尺寸以后，可以对轴4进行强度和刚度验算，轴的挠度和转角可以根据材料力学有关公式进行计算。计算时，仅计算齿轮所处位置轴的挠度和转角。变速器轴在水平面内挠度记为，垂直面内的挠度记为，水平面内转角可分别用以下公式计算：图4.1轴4的受力式中：Fr-齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）。Ft-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）。E-轴材料的弹性摸量（轴

25、的材料与齿轮是一样的，为合金钢），E=2.1105MPa。I-惯性矩（mm4），对于实心轴，I=pd4/64，d轴的直径（mm）。L/2-齿轮上的作用力到支座A、B的距离（mm）,L/2=35mm。L-支座间的距离（mm）,L=70mm。轴的全挠度为轴在垂直平面内和水平面内的挠度许用值为：fc=0.050.10mm; fs=0.050.15mm；齿轮所在平面内的转角q不应超过0.002rad。 直齿圆柱齿轮受力通过下式计算：圆周力：Ft=2T1d1圆周力：Fr=Fttan计算扭矩为： T=FrD12T1-小齿轮传递的扭矩D1-小齿轮的直径计算得： 由公式：、E=、整理得：f=64L248Ed4

26、Ft2+Fr2因为有经验值f0.0005L所以有464L0.000548EFt2+Fr2d代入数据得d6.4mm 由于考虑结构问题，行星轮的轴不可能取得这么小。考虑到轴与行星齿轮的合理配合我们取d=40mm。下面来检验在d=40mm的情况下，该州是否满足强度要求。（2）轴的强度计算由于轴上的水平作用力和垂直作用力在轴的中点处，在该点产生的力矩是最大的，所以我们只需检验在该点处的最大应力即可以，下面我们分别计算：水平面内受力图如下： 图4.4一挡工作时轴的水平面受力图其中Ft-水平方向的作用力，Ft=5.57KNa,b-水平作用力作用点到左右支座的距离，a=b=L2=35mm。从而我们可以计算出

27、在该点产生的最大力矩为Mt=Ft2L2=5.572702=97.5Nm垂直面内受力图如下：图4.5一挡工作时轴的垂直面受力图其中Fr-水平方向的作用力，Ft=5.57KNa,b-水平作用力作用点到左右支座的距离，a=b=L2=35mm。从而我们可以计算出在该点产生的最大力矩为Mr=Fr2L2=2.032702=35.5Nm由于轴所受的扭矩为T=FrD12=2.03402=40.6Nm则当量合成弯距为：因为，所以轴在一挡作用时是满足强度要求的。综上所述：当一挡工作时轴在强度和刚度方面都是满足的。2.3轴承的设计和校核aaaaa轴承的校核1）轴四上的轴承的校核受力分析如下：图4.9中间轴轴承计算图

28、式中F1-左轴承的径向力F2-右轴承的径向力由于上面我们在周的设计和校核一节中，出现的轴向力和径向力是两个轴承作用在轴上的力的简化。现在我们把这两个力差分出来，以便求出单个轴承上的作用力。由于分析轴的受力可知，该结构是对称的，我们可以得出F1=F2=Fr2+Ft22=5.572+2.0322=5.93KN这里我们选用的是角接触球轴承，虽然由受力分析可知，该两个轴承不受轴向力作用，但为了提高行星轮在太阳轮内的运动精度，我们还是要采用面对面地角接触球轴承来提高齿轮运动的精度。由于轴的直径为40mm，所以选择轴承6208。其具体参数可参见下表：表4.2轴承的参数:型号dDBCr(KN)Co(KN)7

29、20840801836.825.8由于轴承不受轴向力作用，所以有取中等冲击，冲击载荷系数。当量动载荷：依据公式：得：式中n-轴承的转速Cr-轴承的额定动载荷P-轴承的当量动载荷轴承的寿命为：因为绞车的使用条件为预订寿命为10年，每年工作300天，一天工作8小时，工作时间的占空比为0.2。我们可以计算轴承的工作时间为t=1030080.2=4800h所以轴承满足要求的。第三章 链传动的设计和计算凸轮排绳机构要将绞车的一部分力传递到凸轮排绳机构上去，其工作情况是1中心距2环境比较恶劣3传递速度慢4要求不能有打滑和不严格的定传动比。一般情况下该传动装置选择链传动，因为与皮带传动相比链传动具有1）不存

30、在滑动现象，2）工况相同时，结构比较紧凑，不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小，效率较高；与齿轮传动相比链传动具有1）能在温度较高湿度较大的环境下使用2）轴间距比齿轮传动大得多3）制造费用低。我们也同样选择链传动，并对其各项参数进行设计和检验。3.1基本数据由第一章自动排绳调度绞车的系统设计，我们已知小链轮的转速n1=27.93r/min，传动比i=1.655，大链轮的转速n2=16.88r/min，传递的转矩M=9.687Nmm，3.2设计与校验初定小链轮的齿数为Z1=23传动比i=1.655所以求得大链轮的齿数Z2=Z1i=38.065 经过圆整取为38。初定中心矩a=40p链节数Lp

31、=Z1+Z22+2ap+Z1+Z222pa=23+382+230pp+23+3822p30p=90.69经过圆整取链节数为91计算传动功率P=2p n1M60=23.1427.939.68760=6.229KW传动功率P0KAPkzkp其中：KA-工作情况系数，该链传动有中等程度的冲击取值为1.2，kz-小链轮齿数系数，小链轮齿数为23，经查表取为1.23kp-多排链排数系数，单排链轮取为1。将各取值代入式中得P0KAPkzkp1.26.2291.231=6.077KW根据P06.077KW，n1=27.93r/min，查表滚子链传动额定功率曲线（A系列）。查出选用16A滚子链,p=25.4。

32、确定中心矩a=p4Lp-Z1+Z22+Lp-Z1+Z222-8Z2-Z122=25.4491-23+382+91-23+3822-838-2323.142=753.21mm因为该链传动的链速比较小故链传动的动载荷可以忽略不计，只需要对链传动的静载荷进行校验便可以。链速V=n1z1p601000=27.932325.4601000=0.272m/s有效拉力F1=1000Pv=10006.0770.272=22.3KN离心拉力Fc=qv2式中：q-滚子链每米的质量，经查表链号16A的滚子链每米质量为2.6kg/m。v-链速，Fc=qv2=2.60.2722=2.027KN垂度拉力Ffkfqga式中

33、kf-挠度相对值，对于水平传动取为6a-链传动中心矩g-重力加速度q-滚子链每米的质量，经查表链号16A的滚子链每米质量为2.6kg/m。Ffkfqga=62.69.8753.21=0.115KN紧边总拉力F=F1+Fc+Ff=25.130KN松边总拉力F=Fc+Ff=2.14KN经查表，牌号16A的单排滚子链的极限拉伸载荷FQ=55.6KN因为FQF所以满足要求。3.3链轮的设计链轮轮齿的齿形应保证链节能自由的进入和退出，在啮合时应保证良好的接触，同时它的形状应尽可能简单。标准只规定链轮的最大齿槽形砖和最小齿槽形状。实际的齿操行装载最大和最小范围内都可用，因而链轮的尺阔曲线的几何形状可以有很

34、大的灵活性。这里我们用最常用的齿廓即三圆弧一直线齿形。分度圆直径d=psin180z=25.4sin18023=186.54mm齿顶圆直径da=p0.54+cot180z=25.40.54+cot18023=198.51齿根圆直径df=d-drdr-滚子外径，16A滚子链取为15.88从而求得齿根圆直径df=d-dr=186.54-15.88=120.66mm链轮的材料：链的使用寿命在很大程度上取决于链的材料及热处理，制造精度等。链轮的材料应满足强度和耐磨性的要求。该自动排绳调度绞车的链传动是在低速，轻载工况下运行，链轮可采用中碳钢制造。我们可选用45钢。经过调制处理和表面热处理。3.4误差分

35、析对于凸轮排绳机构，如果传动比的误差值偏大会使钢绳在滚筒上排列时产生压绳现象，所以必须把传动比的精度控制在一定的范围内。这里允许钢绳总长的累积误差为d=1.515%(见附表三)。下面我们计算设计的链传动的累积传动比误差。在第一章我们计算了滚筒经链传动到凸轮排绳器上分配到链传动上的传动比为i=48/29=1.，而设计的链传动的传动比i=38/23=1.故链传动传动比的误差为=ii=1.-1.=0.181%因为d所以满足要求。第四章 凸轮的设计和计算凸轮排绳机构是产生排绳力，将钢绳依次排列在滚筒上的装置。其设计的好坏直接关系到该自动排绳调度绞车的正常使用。而设计的关键在于凸轮曲线的设计。在第一章我

36、们选定了许用压力角为40，并且确定了凸轮的直径为240mm。在本章，我们将设计凸轮的曲线和校验刚性冲击。4.1凸轮曲线的设计凸轮的轮阔形状取决于从动件的运动规律。因此在设计凸轮轮廓曲线之前，应首先根据工作要求确定从动件的运动规律。圆柱凸轮带动滑块向左或向右作匀速滑动。我们可以画出滑块从动件位移线图，如下：圆柱凸轮展开成平面后便成为移动凸轮，因此可以用平面图轮的设计方法来绘制起展开轮廓曲线。我们可以根据从动件的位移线图画出凸轮曲线的形状如下： 图4.2 理论圆柱凸轮曲线 由于在圆柱凸轮曲线的左右两个端点处会产生严重的刚性冲击，所以在该两点必须有圆弧过渡。圆弧的曲率半径的确定一般有两种：一，按许用

37、刚性冲击值来求；二，按纲绳在两端的停留时间来求。下面我们按第二种方法求出凸轮曲线的曲率半径，然后用许用的刚性冲击值来进行校验。因为凸轮排绳装置将凸轮的连续旋转运动转变成滑块的左右匀速直线运动，从而带动钢绳一层一层排列在滚筒上面。而在滑块运动到最左端或最右端时，必然会有一个短暂的停留时间。在这个时间内，钢绳在该位置缠绕两周。然而由于钢绳之间的作用力而使钢绳自动排列在滚筒上，所以我们可以将在最左端或最右端停留时间取为钢绳缠绕滚筒五周的时间。我们已知凸轮的转速n=1145/48/41=0.582r/min；每层钢绳的圈数为q=24圈，从而可以计算出这个时间为t=605q2n=6052420.582=

38、10.74s由此我们知道滑块最左端或最右端应该在如下图位置图4.3 过渡处的曲率我们也可以确定凸轮曲线在最左端和最右端的曲率半径为r=2.5dcosacosa其中d-钢绳的直径，d=12.5；a-压力角，a=40。从而可求出r=2.5dcosacosa=2.512.5cos40cosa=35.6mm经过圆整，取为36。现在我们确定以半径为36mm的凸轮曲线过度圆弧，滑块运动在最左端或最右端的冲击力（加速度）。滑块在凸轮曲线上（除最左端和最右端）处事匀速直线运动其速度V=0.58212.5=7.275mm/min=1.2125m/s因为在最左端和最右端的停留时间（其中一半为减速时间，一半为加速时

39、间）为t=10.74s。所以我们可以计算出平均减速度a=Vt=1.742=2.2610-5m/s2我们也可以求出平均加速度也为2.2610-5m/s2。由这个加速度或减速度产生的惯性力是非常小的，可以忽略不计，所以凸轮曲线在过渡出的圆弧半径设计为36mm不会造成强烈的刚性冲击而影响系统的稳定性。下面我们确定滚子半径r里轮廓曲线求出来后，如果棍子半径选择不当，其实际轮廓曲线也会出现过渡切割而导致运动是真。为了防止凸轮轮廓曲线在过渡处的运动失真，理论上应满足滚子的曲率半径必须小于过度出最小的曲率半径。一般情况下，为了防止实际轮廓曲线变尖，而使得轮廓曲线极易磨损，可取滚子半径r0.8r，r为过渡处的

40、最小曲率半径。但滚子半径并不是越大越好，也不是越小越好。一般说来滚子的曲率半径增大对滚子的寿命会有显著提高。但我们知道滚子半径越大，在改善圆柱凸轮曲线槽和滚子的耐磨性的同时，这样会使得曲线轮廓在过渡处变尖，从而产生的瞬时冲击会变大，而且滚子与曲线的接触情况会变差。因此，合理选择滚子半径，对改善圆柱凸轮的耐磨性和接触情况有显著作用，从而可以提高凸轮排绳机构的寿命。滚子半径减小，情况则相反。在以往的圆柱凸轮排绳机构对滚子半径的选择没有通用的计算公式。所以凭一有的设计经验，我们确定滚子半径r=0.65r=0.636=21.6mm经过圆整可以取为20mm。从而我们可以确定圆柱凸轮轮廓曲线如下图：图4.

41、4 圆柱凸轮曲线附录一 矿井提升机和矿用绞车的危险情况、安全要求和措施及其判定摘自JB 8516 1997矿井提升机和矿用提升绞车安全要求1997-03-04 发布 1997-10-01 实施中华人民共和国机械工业部 发布一 危险情况3.1 卷筒主要焊缝开焊主轴内部存在缺陷3.2 提升速度超过最大速度3.3 限速装置失灵到达终端位置的速度超过规定值3.4 提升容器超过正常终端停止位置出现过卷现象3.5 超载和欠电压运行3.6 工作制动失效3.7 安全制动力矩不足或安全制动失效3.8 多绳摩擦式提升机安全制动时张力比值超过滑动极限出现打滑现象3.9 制动闸瓦设计摩擦系数不够接触面积不足过磨损严重

42、3.10 安全制动器空行程时间不能保证3.11 块式闸拉杆有裂纹3.12 液压站不能保证控制系统可靠3.13 深度指示器有故障或失效3.14 司机操纵台位置噪声过大3.15 矿井设备安装处有过量的尘埃和爆炸性气体不能满足防爆要求3.16 制动盘两侧或制动轮上有降低摩擦系数的介质如水油等3.17 油路系统渗漏油严重3.18 监测和保护装置不齐全3.19 部件或系统自动控制和联锁出现故障3.20 钢丝绳安全系数不足二 安全要求和措施4. 1 本标准安全技术原则与规范应符合GB/T 15706.2 的规定4. 2 提升装置的卷筒摩擦轮天轮导向轮和导向辊等的最小直径同钢丝绳直径之比应符合煤矿安全规程中

43、第392 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.1 的规定4. 3 立井的天轮摩擦轮导向轮的直径或卷筒上绕绳部分的最小直径同钢丝绳中最粗钢丝直径之比应符合煤矿安全规程中第393 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.2 的规定4. 4 缠绕式矿井提升机和矿用提升绞车缠绕钢丝绳的层数应符合煤矿安全规程中第395 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.3 的规定4. 5 卷筒上缠绕两层或两层以上钢丝绳时挡绳板边缘高出最外一层钢丝绳的高度应符合煤矿安JB 8516 1997全规程中第396 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.4 的规定4. 6 立井中用罐笼升降人员的加速度减速度和最大速度用吊桶升降人员的最大速度

44、应符合煤矿安全规程中第400 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.8 的规定4. 7 立井升降物料时提升容器最大速度应符合煤矿安全规程中第401 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.8 的规定4. 8 斜井提升容器的最大速度和最大加减速度应符合煤矿安全规程中第402 条或冶金地下矿山安全规程中4.5.9 的规定4. 9 矿井提升机和矿用提升绞车应安装于无爆炸介质环境温度为5 40 的机房内或环境温度不高于28 的硐室内4. 10 司机操纵台位置处的噪声声压级不得大于85 dB(A)4. 11 卷筒摩擦轮闸盘或闸轮的主要焊缝应达到级焊缝要求并消除焊接内应力4. 12 主轴内部不允许有夹层折叠裂纹锻伤

45、结疤和夹渣等缺陷4. 13 缠绕式矿井提升机和矿用提升绞车的调绳离合器在规定压力下操作灵活可靠油缸及管路不能有渗漏油现象4. 14 缠绕式矿井提升机和矿用提升绞车钢丝绳头固定在卷筒上应有特备的容绳或卡绳装置不能系在卷筒轴上绳孔不能有锐利的边缘钢丝绳的弯曲不能形成锐角4. 15 每台矿井提升机和矿用提升绞车都应具备有工作制动和安全制动两种功能且彼此各处各自独立而可靠地实施制动闸可共用一套闸瓦也可分别配制其操纵和控制机构应分开安全制动除司机操纵外还应能自动抱闸并且在抱闸的同时断开电动机电源双卷筒两套闸瓦的传动装置应分开而且正常提升时能同步动作在调绳时活卷筒的闸瓦应处于安全制动状态死卷筒的闸仍能正常

46、操作4. 16 在立井和30 以上的倾斜井巷中缠绕式矿井提升机和矿用提升绞车在制动状态时所产生的力矩和实际提升最大静荷重旋转力矩之比不能小于3 对质量模数小的绞车上提重载安全制动闸的制动减速度超过规定的限值其比值可适当降低但不能小于2 在调整卷筒旋转相对位置时制动装置在闸盘或闸轮上所产生的力矩不得小于该卷筒所悬重量形成的旋转力矩的1.2 倍4. 17 多绳摩擦式提升机防滑安全校验应符合安全制动闸所产生的安全制动力矩值应满足不同负载满载或空载在各种运行上提或下放重物方式下产生紧急制动减速时张力比值不超过钢丝绳的滑动极限且同时应满足重载下放减速度不小于1.5 m/s2 及重载提升减速度不大于5 m

47、/s2工作制动闸制动力矩不小于提升最大静荷重旋转力矩的3 倍当一级制动装置不能满足要求时应采用二级制动装置宜选用平衡提升系统4. 18 多绳摩擦式提升机的衬垫允许最大比压应达到2 MPa 钢丝绳与摩擦衬垫之间的许用摩擦系数不小于0.2 有条件时宜采用0.254. 19 制动闸瓦同制动盘或制动轮的设计摩擦系数不小于0.44. 20 制动闸瓦同制动轮或制动盘接触面积块式制动器制动时接触面积不小于80%JB 8516 1997盘形制动器制动时接触面积不小于604. 21 制动闸松闸时闸瓦同闸轮或闸盘间隙块式制动器平移式不大于2 mm 且上下相等块式制动器角移式不大于2.5 mm盘形制动器不大于2 m

48、m4. 22 各类制动器安全制动空行程时间压缩空气驱动制动器不能超过0.5 s储能液压驱动制动器不能超过0.6 s盘形制动器不能超过0.3 s4. 23 块式制动器液压系统不漏油蓄压器在停机后连续15 min 蓄压器油塞下降距离不超过100 mm块式制动器压风制动系统不漏风在停机后15 min 压力下降不超过额定值的10%4. 24 块式制动器传动杆灵活可靠制动横拉杆和拉杆不准有裂纹4. 25 块式制动器操纵手把使用方便灵活安全可靠操纵力不大于50 N4. 26 盘形制动器性能应符合JB 8519 中的规定4. 27 液压站安全性能应符合JB 3277 91 中4.5 4.12 4.14 和4

49、.20 4.22 的规定4. 28 制动盘两侧或制动轮上不得有影响降低摩擦系数的介质如油水等4. 29 深度指示器系统要能准确地指示出提升容器所在井筒中的位置指示清晰能发出减速停车和过卷等讯号并设有深度指示失效保护4. 30 模拟量控制交流传动矿井提升机电控设备的制动保护和联锁功能应符合JB 4263 86 中3.4 和3.5 的规定4. 31 模拟量控制直流传动矿井提升机机组电控设备的电气性能保护和联锁功能应符合JB 6754.193 中4.5 和4.7 的规定4. 32 模拟量控制直流传动矿井提升机晶闸管电控设备的电气性能保护和联锁功能应符合JB 6754.293 中4.5 和4.7 的规定4. 33 矿用提升绞车电控设备的制动保护和联锁可参照JB 4263 86 中3.4 和3.5 的规定4. 34 有外露旋转构件如联轴节开式齿轮等应设固定的防护装