礦用JH-10回柱絞車設計【含CAD圖紙、說明書】

壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘要 礦用回柱絞車稱之為慢速絞車，是一種起升機械，用于從上部工作柱拆卸和回收機械設備。 牽引力高，牽引緩慢是礦山后面絞車的主要特點。在這一點上，中國的煤炭工業(yè)正在快速增長。 在地下采礦工作中，當煤層的一側完成時，需要進行封蓋。 由于后立柱的操作是危險的工作，員工不能直接進入塔頂，金屬成本高。 如果柱子是手動回收的，安全性低，效率低。 此時，返回絞車可以設置在遠離返回塔的空柱的危險部分的安全區(qū)域中，并且上部柱被電纜吊鉤頭拉動并收回。 由于重量減輕和重量輕，不僅需要薄煤層，而且還需要陡傾的煤礦，以及回收金屬棒的各個方面，這些金屬棒沉入土壤或被蛭石掩埋。 除了絞車立柱可用于返回頂部立柱工作外，還可用于搬運重物和運輸車輛。 針對現(xiàn)代工業(yè)生產的高生產率和先進的技術經濟指標，絞盤回收利用既經濟又快速。 根據(jù)礦山機械的特殊要求，本文著重介紹了傳動部分，線圈部分和制動部分的設計， 起重機的兩個主要部分，線圈缺少力的直接后果成為焊縫的破碎。 制動器是絞車制動裝置， 其功能是克服和抵消起重機運動系統(tǒng)的慣性力并防止其移動，并且當系統(tǒng)靜止時，起重系 統(tǒng)制動可產生運動。 。 簡而言之，它用于減緩提升機的運動，并將其置于故障狀態(tài)下的 某些參數(shù)中。 關鍵詞 小絞盤；容繩量；鋼絲繩平均運行速度 III Abstract Mine recycling mainstay winch, which is also called slowly winch, it is widely used to dismantle and recovery the coal mining machinery and equipments, larger traction engine and slowly speed are the main properties of the recycling mainstay winch. Currently, our country's coal mining industry is developing rapidly,In the work of underground coaling， we will release top-coal when a place of work after the coal mining. Due to the recovery of hydraulic prop assignments, workers cannot risk directly into the whole area, prop-pulling， And the high cost of metal， If hydraulic prop cannot be recovered, It will cause a larger waste. If using artificial recycling hydraulic props, It is poor safety and low efficiency。This can be arranged in winch is empty section top prop-pulling far safer ground, use rope hook head to pull down and recycling spots. Because of its low weight light, it is very applicable in the thin coal seam, and steep coal seam mining face, and various mining face slab or sink recycling waste metal staff of pressure. Prop-pulling hoist can recycle hydraulic prop，release top coal ,it is also available to transfer the weight and the transport vehicles, etc. It is economic and quickly to use prop-pulling hoist to recycle hydraulic props, It complies with the standards of modern industrial's high productivity and advanced technical economic indexes. For some small winch (such as scraper winch, winch, etc.) do type inspection at the manufacturer, because the capacity is large, some manufacturers to design field winding rope.The wire rope with equal length, the capacity of rope, the average running speed of wire rope and the height difference between the hoist drum rim and the outer steel wire rope can not be measured practically. After deduction and research, it is applied.The basic mathematical formulas set up a simple calculation method for the rope volume of the winch, the average running speed of the wire rope and the difference of the edge height. Keywords the small winch the volume of the rope the average running speed of the wire rope 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 目 錄 摘要 I Abstract II 1 緒論 1 2 初始數(shù)據(jù) 7 3 工作條件 8 4 方案的初步擬定 9 4.1 各部分的結構及其特征 9 4.2 傳動特點 10 5 總體設計 11 6 蝸輪蝸桿傳動件設計 14 6.1 選擇蝸桿傳動類型 14 6.2 選擇材料 14 6.3 根據(jù)齒面接觸疲勞強度進行設計 14 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 14 7 齒輪的傳動設計 17 7.1 齒輪模數(shù)的確定 17 7.2 齒輪的變位 18 7.2.1 變位 18 7.2.2 變位系數(shù)的確定 18 7.2.3 接觸強度和彎曲強度的校核 22 8 蝸輪軸設計 27 9 中間軸設計 30 10 滾筒及主軸的設計計算 31 11 軸承的校核 35 12 鍵的選擇與校核 36 13 聯(lián)軸器的選擇 37 14 回柱絞車制動器設計 38 15 回柱絞車的使用與維修 42 結論 44 致謝 45 參考文獻 46  1 緒論 1.1 JH-10 回柱絞車型號含義和組成 1.1.1 型號含義 開頭字母 J 是卷揚機的類稱符，字母 H 的含義是回柱絞車，數(shù)字 10 的含義是拉力為 10T 鋼絲繩的平均靜張力 1.1.2 組成 JH-10 的回柱絞車由一下幾個部分組成，如下看 圖 1-1 絞車原理圖 1. 電動機 2 聯(lián)軸器 3 蝸輪 4 蝸桿 5 內齒輪 6 撥塊 7 徘徊齒輪 8 錐面端蓋 9 過橋齒輪 10 大齒輪 11 滾筒 ⑴電機：使用F 級別防爆 ⑵減速器：減速器使用一級弧形蝸桿和一級齒輪。蝸輪軸上設有內齒離合器，其中內齒 5 與徘徊齒輪 7 相嚙合，通過操縱手柄推動撥快可以使得徘徊齒輪軸向移動脫離內齒 5， 這時候的滾筒可以自行轉動，當滾筒轉速過快時可以撥動撥快至遠離內齒 5 的極限位置， 為了使小齒輪 7 的摩擦圓錐與渦輪機箱體端蓋處的摩擦圓錐一致，起到一個制動的效果。 ⑶過橋齒輪：它是兩個齒輪之間的一個過渡齒輪，通過它可以使得過橋齒輪兩邊的齒輪轉向相同，并且不會影響到前后轉動的齒數(shù)比，最主要的目的是為了滿足絞車結構上的需求，就是增加卷筒與蝸輪的中心距離。 ⑷卷筒部分：卷筒的結構主要由四個部分組成，包括卷軸，主軸，齒輪和軸承座。 ⑸底座部分：底座部分的外觀呈雪橇狀和長方形。電機、減速器、卷筒三個部分排列分布形成一個整體。 1.2 傳動結構 1. 傳動系統(tǒng)的第一階段是渦輪蝸桿減速，它的優(yōu)點在于自身具備自鎖功能，在這樣的條件下重物拉動滾筒旋轉的情況就不會出現(xiàn) 47 2. 總體上來講傳動比非常大，可選用功率較小的電機，并且不影響其傳動效率。 3. 整體結構非常緊湊，節(jié)省空間，節(jié)省生產成本。 4. 由于是礦井運作，所以本回柱絞車的電機及其他部分皆使用防瓦斯防爆的設備，保證了在該惡劣環(huán)境下的安全使用 5. 本回柱絞車安有制動裝置，在徘徊齒輪的末尾處設置有錐形摩擦制動，使得徘徊齒輪在脫離內齒輪的極限位置能夠與之契合，產生制動效果。 6. 蝸輪蝸桿運行過程發(fā)熱量大，容易損壞，所以需要重點關注其潤滑和維護工作 1.3 回柱絞車的布置 1.3.1 安裝于回風巷內 如下圖 0-1 所示 圖 1-2 回風巷內 回風道中的位置需要滿足遵循操作程序的要求。其中安裝于回風巷的優(yōu)點有：1.方便回柱絞車安置于固定位置，無需在工作中各種搬運轉移位置 2.在煤礦層傾斜角度很大、壓力很大的工作平面內能夠有較為理想的適應程度。其中缺點有：1.在材料的運輸方面可能對其有著一定程度上的影響 2.鋼絲繩需要一定大的抗拉強度因為其纏繞軌跡需要 90 度繞過一個導向輪，若其抗拉強度不足容易導致其繩子損毀 3.對導向輪的固定要求較高，增加了作業(yè)難度。 1.3.2 安裝于回采工作面上端 回柱絞車緊貼著回風巷，并且安裝于靠上的密集柱之中，如下圖 1-3 圖 1-3 回采工作面上端 安裝在該工作平面的優(yōu)勢有：1.解決了前面安裝于回風巷內繩子繞 90 度牽引的弊端， 鋼絲繩的走向為直線較為可靠，繩子在工作上的運行上順滑阻力不大且不容易造成鋼絲繩的損毀 2.鑒于之前材料運輸不便的問題有了很好的解決。其中的劣勢有：1.工作循環(huán)進行一次就需要搬運回柱絞車調整位置，極其不便 2.無法再煤礦層傾角過量的情況利用，故頂板需要有較強的穩(wěn)定性能。在頂上遭受較強的力量時，機座在這種惡劣情況下易改變其形狀 3.如果頂上受力不均發(fā)生較惡劣冒落會導致回柱絞車的掩埋，對于工作也許會產生不必要的麻煩。故該安置方式很少被采取。 1.3.3 絞車直接安裝在工作平面上 如下圖所示 圖 1-4 在工作平面上 對于安裝在工作平面上的優(yōu)勢有以下幾條：1.可以增加回柱速度在很多臺回柱絞車同時工作的條件下，該工作條件符合普通的開采煤礦的工作面 2.解決了前面回風巷內的運輸困難問題，也方便了里面的人員走動 3.該放置方式依然解決了安裝于回風巷內繩子繞 90 度牽引的弊端，鋼絲繩的走向為直線較為可靠，繩子在工作上的運行上順滑阻力不大且不容易造成鋼絲繩的損毀。安置于工作平面的劣勢有：1. 工作循環(huán)進行一次就需要搬運回柱絞車調整位置，極其不便 2.無法再煤礦層傾角較大的條件下采用，要求頂板有較好的條件。 3. 若是頂板不穩(wěn)定發(fā)生嚴重的冒落可能造成回柱絞車的被掩埋，對于工作也許會產生不必 要的麻煩。該放置方式是以回柱工藝時長很大，已經遠遠超過了開采煤礦的工藝時長的情況下采用，所以這可以提升生產效率和提升經濟效率，雖說如此也要在正常安全的確保條件下使用。 1.4 回柱絞車的普通結構分析 1.4.1 普通蝸輪蝸桿 常見的蝸輪蝸桿的傳動效率非常低，且運行的過程中會產生大量的熱，外形寬大且重量也大，因此搬運起來非常的困難，非常不適用與礦井下的工作環(huán)境，故不適用礦用回柱絞車 1.4.2 圓弧面蝸輪蝸桿傳動 該蝸輪蝸桿現(xiàn)如今廣泛應用于礦井回柱絞車的各個型號生產，機械效率非常的高可以達到約為 0.85 到 0,9 之間，且減小了體積和重量 1.5 各個型號的回柱絞車類比 表 1-1 型號類比 JH-8 JH-5 牽引力 最大 千牛 80 牽引力 最大 千牛 57 最小 69 最小 42 卷筒尺寸 直徑 × 寬度 毫米 280×230 卷筒尺寸 直徑× 寬度 毫米 276×272 鋼絲繩 直徑 毫米 15.5 鋼絲繩 直徑 毫米 16 繩速 最大 米/秒 0.12 繩速 最大 米/秒 0.199 最小 0.083 最小 0.141 減速比 181.17 減速比 157 容繩比 米 80 容繩比 米 80 電動機 功率 千瓦 7.5 電動機 功率 千瓦 7.5 轉速 轉/分 970 轉速 轉/分 1450 使用電 壓 伏 380/660 使用電壓 伏 380/660 外形尺寸 長度 毫米 1550 外形尺寸 長度 毫米 1450 寬度 530 寬度 512 高度 570 高度 515 絞車重量 包括電 機 千克 650 絞車重量 包括電機 千克 620 配套電器 QC83-80N 隔爆可逆磁力啟動器 配套電器 QC83-80N 隔爆可逆磁力啟動器 LA81-3 隔爆控制按鈕 LA81-3 隔爆控制按鈕 型 號 參 數(shù) JH-14A JH-14B JH-14C 牽引力 里層（KN） 140 外層（KN） 97 中層（KN） 110 繩速 最大（m/s） 0.12 最?。╩/s） 0.08 平均（m/s） 0.10 卷筒規(guī)格（直徑× 寬度 mm） 380×300 鋼絲繩直徑（mm） 22 容繩量（m） 120 傳動比 188 外形尺寸（長×寬× 高 mm） 1955×680×815 2030×680×815 1955×680×815 絞車質量（kg） 1350 1400 1350 電動機 型號 YB200L-8 功率（KW） 15 轉速（r/min） 725 附屬電氣設備 隔爆磁力啟 動器 QC83-80N 或 QC815-60N QC12-4NH （非防 爆） 隔爆控制按 鈕 LA81-3 LA10-3H（非防爆） 由上述列表中我們可得三種不同型號的絞車之間的聯(lián)系和共性，JH-5 和 JH-8 兩種屬于重量較輕的兩種，且體積也較小，這兩種型號的絞車的優(yōu)勢是便于挪移比較靈活，但劣勢是容繩量和鋼絲繩的牽引力較小不適用于重物重量較大的場合。JH-14 這個型號的優(yōu)勢在于容繩量和繩子的拉力相對于前面兩個型號有了較大的提升，但是劣勢也很明顯體積和質量都較大。 1.6 國內外回柱絞車發(fā)展現(xiàn)狀 國內外的絞車有著跨越式的變化，國外絞車魚目混雜，單雙筒、雙折線、各種傳動類 型等多種種類規(guī)格，各個型號適用于各種場合。我國的絞車種類較少，主要以單筒為主， 且形態(tài)各異，不是特別的同意沒有標準。源動力類型也基本上是以電動機為主，極少有液壓或者風力為源動力。 國內的絞車在使用壽命、安全可靠性等方面都與國外有一點差距。國外例如蘇聯(lián)等國家要求絞車的壽面年限范圍在至少五年以上，且要求分貝值低于一定標準才能投入生產， 國內的絞車壽命年限要短一些且根據(jù)使用用戶的反饋信息來看，分貝較大也是個比較廣泛的問題，許配備相應耳機，也增大的工作成本。 綜上所述國內絞車發(fā)展時間較短且應用場合較少，故應用上以礦用小絞車為主，便于搬運和使用。 從發(fā)展趨勢來看，國內外發(fā)展趨勢基本一致，具有以下特點 1. 向更長的使用壽命上發(fā)展 2. 向占地面積更小體積更小的方向發(fā)展 3. 向高效率高效能的方向發(fā)展 4. 向低分貝低噪音的方向發(fā)展 5. 向多功能多場合適用的方向發(fā)展 6. 向結構簡潔省材美觀的方向發(fā)展 7. 向統(tǒng)一標準化方向發(fā)展 2 初始數(shù)據(jù) 3 工作條件 1. 工作時長：1600 天 2. 工作環(huán)境：礦井 3. 工作需求：噪音分貝在一定的標準范圍內，防爆氣體的安全指標符合國家標準 4. 運作要求：滾筒可雙向轉動且間歇運作以滿足工作中的一些硬性需要 5..工作能力：容繩量可以涉及到百分之十左右 4 方案的初步擬定 JH-10 方案定義由回柱絞車提升的力和絞車布局結構是否簡單以及是否能方便拖運搬遷，工作環(huán)境適合較為狹小的環(huán)境故該回柱絞車的大小尺寸應該滿足結構緊湊體積較小的要求，然后由于是礦井下的工作環(huán)境所以需要電機以及其他的工作元件具備防瓦斯防爆等基本的安全需求，由于其重量較輕所以其抗震抗沖擊能力略低。綜上所給出的設計要求以及所給出的相應的數(shù)據(jù)，JH-10 回柱絞車的初步擬定方案如下，電機部分選用防爆防瓦斯的電機滿足一定的功率，整體布局要緊湊有條理，減速器部分使用球面蝸輪蝸桿和直齒輪減速器，其結構簡圖如下圖所示 圖 4-1 結構簡圖 1.電機 2.彈性聯(lián)軸器 3.球面蝸桿 4.徘徊齒輪 5.過橋齒輪 6.大齒輪 7.卷筒 4.1 各部分的結構及其特征 1. 電機：本JH-10 回柱絞車所用的電機由于其礦井下的工作環(huán)境需要故使用防爆電機、 F 級絕緣 2. 減速器：減速機使用一級弧形蝸輪和一級齒輪。蝸輪軸上設有內齒離合器，其中內齒 5 與徘徊齒輪 7 相嚙合，通過操縱手柄推動撥快可以使得徘徊齒輪軸向移動脫離內齒 5， 這時候的滾筒可以自行轉動，當滾筒轉速過快時可以撥動撥快至遠離內齒 5 的極限位置， 為了使小齒輪 7 的摩擦圓錐與渦輪機箱體端蓋處的摩擦圓錐一致，起到一個制動的效果。 3. 聯(lián)軸器部分：采用的是彈性聯(lián)軸器，能夠有效的傳遞扭矩，增加使用壽命，并且具有一點的減震效果 4. 中間齒輪：中間齒輪就是過橋齒輪其作用是使其兩邊的齒輪轉向相同且不影響其傳遞效果，增加了大齒輪軸到徘徊齒輪軸的平行距離。 5. 卷筒部分：卷筒的結構主要由四個部分組成，包括卷軸，主軸，齒輪和軸承座。大齒輪與卷筒同軸 6. 底座部分：底座部分的外觀呈雪橇狀和長方形。電機、減速器、卷筒三個部分排列分布形成一個整體。 4.2 傳動特點 圖 4-2 傳動結構簡圖 電機通過彈性聯(lián)軸器首先與球面的蝸輪蝸桿減速器相連接，與蝸輪蝸桿就減速器相連接的優(yōu)勢是此種傳動效率是最高的也是最合適的。 減速器部分：由于其減速比較大故采用的是球面的蝸輪蝸桿減速器傳動，其主要優(yōu)勢是具有自鎖功能且傳動效率高，噪音較小不會像傳動的蝸輪蝸桿產出大量的熱導致壽命減少且易損壞。本卷筒能夠自鎖，卷筒的順時針和逆時針的轉動通過僅僅通過電機來控制， 這樣可以保證絞車的安全性。當電機斷電時要求卷筒立即停止轉動這個時候蝸輪蝸桿的自鎖作用就體現(xiàn)出來了。因此，該設計采用了蝸輪減速器結構。易損壞，故采用球面的蝸輪蝸桿可以解決，并且還增加了使用壽命也增強了其承載能力。 5 總體設計 5.1 電動機的選擇 5.1.1 電動機類型的選擇 常規(guī)的電動機當中我們常常采用三相交流電動機，故本設計絞車也采用該電機， 由于所處的環(huán)境比較惡劣，需要防塵防瓦斯防爆等多項要求故采用皆可防護的電機設備， 故我選擇使用三相異步防爆的 Y 系列。 5.1.2 電動機功率的選擇 卷筒所需要的有效功率為： PW = Fv 1000hw = 80 ′1000 ′ 0.102 1000 ′1  kw =8.13 kw; 其中, hW 為繩筒軸的輸出效率，取為 1. 電動機輸出功率為： Pd = PW /h 查[1]表 2-2 得從電動機到繩筒之間各傳動機構和軸承的效率：柱銷聯(lián)軸器效率h1 =0.99； 蝸輪蝸桿減速器傳動效率h2 =0.8；滾動軸承傳動效率h3 =0.99；圓柱齒輪傳動效率h4 =0.98。 則總傳動效率h =h ×h ×h 3 ×h 2 =0.99×0.8× 0.993 × 0.982 =0.74； P = P /h = 1 2 3 4 d W 8.13 / 0.74 kw=10.89 kw；取電動機的額定功率為 11 kw。 5.1.3 電動機轉速的選擇 需要在礦井下工作得特殊條件下，所以其安全條件必須要得到強有力的保障，故此 YB160 防爆電機是個非常好的選擇（980 轉/分）。 5.1.4 電動機型號的確定 根據(jù)電動機功率和同步轉速，查[2]選擇電動機型號為 YB160-6 型三相異步防爆電動機，查[2]表 16-1-89 知電動機的機座中心高為 160 mm，外伸軸頸為 42 mm，外伸軸長度 為 110 mm。 5.2 計算傳動裝置總傳動比和傳動比 5.2.1 傳動裝置總傳動比 m i= nm = 910 =187.6 ；其中 nm 為電動機的滿載轉速 n =910 r/min.算得的傳動 nw 4.85 比與已知的總傳動比 i=181 相差不大，故所選擇的電動機型號合適。 5.2.2 分配各級傳動比 機械設計中的總傳動方案是把總的傳動一個個的分配到幾個加速器，且其中必須要求各級傳動系統(tǒng)結構緊湊具有較強的承載力，工作效率高。使用上簡單，外觀簡潔。根據(jù)總傳動比 i 總=157。通過其他類似結構絞車可得各傳動比為： 蝸輪蝸桿傳動比：i 1 =29.92 第一對齒輪傳動比：i 2 =1.73 第二對齒輪傳動比：i 3 =3.5 總傳動比 i=i 1 .i 2 .i 3 =29.92 ′ 1.73 ′ 3.5=181.17 ? 181. 5.2.3 計算機械傳動系統(tǒng)的性能參數(shù) n電 =970r/min n 桿 = n電 =970r/min Ⅰ n = n 桿 =970 ′ 1 =32.42r/min i1 29.92 n Ⅱ n = Ⅰ i2 =32.42 ′ 1 =18.74r/min 1.73 Ⅲ n = nⅡ =18.74 ′ i3 1 =5.35r/min 3.5 計算各軸功率 ： P電 =11kw P 桿 = P電 h1 =11 ′ 0.99=10.89kw PⅠ= P 桿 h2 h3 =10.89 ′ 0.8 ′ 0.99=8.62kw PⅡ = PⅠh3 h4 =8.62 ′ 0.99 ′ 0.98=8.36kw P Ⅲ = PⅡ h3 h4 =8.36 ′ 0.99 ′ 0.98=8.11kw 計算各軸扭矩： T =9550 ′ P電 =9550 ′ 電 n 電 11 =108.30 Nm 970 T 桿 =9550 ′ P桿 n桿 =9550 ′ 10.89 =107.22 Nm 970 Ⅰ T =9550 ′ PⅠ =9550 ′ 8.62  =2539.20 Nm nⅠ 32.42 Ⅱ T =9550 ′ P =9550 ′ Ⅱ n Ⅱ 8.36 =4260.30 Nm 18.74 Ⅲ T =9550 ′ P =9550 ′ 8.11 =14476.73 Nm Ⅲ n 5.35 Ⅲ 表 5-1 各軸傳遞數(shù)據(jù) 軸 功率 P（kw） 轉速 n（r/min） 轉矩 T（Nm） 電機軸 11 970 108.30 蝸桿軸 10.89 970 107.22 Ⅰ軸 8.62 32.42 2539.20 Ⅱ軸 8.36 18.74 4260.30 Ⅲ軸 8.11 5.35 14468.72 6 蝸輪蝸桿傳動件設計 6.1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T10095—1988 的推薦,采用圓弧面蝸桿(ZI) 6.2 選擇材料 指向于本絞車，由于蝸桿和蝸桿的傳動功率被認為是非常小的，因為它的高效率要求，該蝸桿與45 號鋼一起使用。耐磨，所以蠕蟲螺旋吃面條需要淬火，硬度45-55 HRC。如軸承，軸套，蝸輪，摩擦輪，機螺絲螺母等），金屬模鑄造。 輪芯用灰鑄鐵 HT100 鑄造。 6.3 根據(jù)齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度設計,再校核齒根彎曲疲勞強 度. a 3 確定作用在蝸輪上的轉矩: 由前面計算可知 T=2539200Nmm; 確定載荷系數(shù) K: 因工作較穩(wěn)定,故取載荷分布不均有系數(shù) Kb = 1 ;由表 11-5 選取使用系數(shù) KA = 1.15 ; 于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù) KV 確定彈性影響系數(shù) ZE : = 1.05 ,則 K= KA Kv Kb =1.15×1.05×1=1.21 E 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故 Z = 160MPa1/ 2 確定接觸系數(shù) Zr : 1 1 r 先假設蝸桿分度圓直徑d 和傳動中心距 a 的比值d / a = 0.35 ,從中查得Z = 2.9 確定許用接觸應力[sH ] : H 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZcuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC,可得蝸輪得基本許用應力[s ]' = 268MPa 7 h 應力循環(huán)次數(shù) N=60j n2 L =60×1×32.42×28000=5.5×10 壽命系數(shù) KHN = 8 107 5.5 ′107  =0.808 HNH H 則 [s ] = [s ]' × K =0.808×268=216.5MPa 計算中心距 2 é160 ′ 2.9 ù a≥ 3 1.21′ 2539200 ′ ê? 216.5 ?ú =241.7 取中心距 a=150mm,根據(jù)傳動比，從手冊中取模數(shù) m=6,蝸桿分度圓直徑d1 =60mm.這時 1 r r r d /a=0.40,可得接觸系數(shù)Z ' =2.78, 因為 Z ' < Z ,因此以上計算結果可用. 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿 軸向齒距Pa =3.14m=3.14×6=18.84mm 徑系數(shù)q = 10mm ;齒頂圓直徑da1 = 96mm ;分度圓 導程角g = 5.70 ;蝸桿軸向齒厚S = 1 ×3.14m= 1 ×3.14×6=9.42mm a 2 2 蝸輪 蝸輪齒數(shù)Z2 = 40 ;變位系數(shù)x2 =0 蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 d2 =m z2 =6×40=240mm da 2 = d2 +2 ha 2 =240+2×8=256 mm d f 2 = d2 -2 hf 2 =240-2×1.6=236.8 mm r =a- d =150- 1 ×256=22mm g 2 a 2 2 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 校核齒根彎曲疲勞強度 s = 1.53KT2 Y Y  =￡ [s ] F Fa 2 b F d1d2m 當量齒數(shù)  zv 2 = z2 cos3 g = 40 cos3 5.70 = 40.2 根據(jù) zv2 = 40.2 , x 2 = 0 ,從中可查得齒形系數(shù)YFa2 = 2.43 g 5.70 螺旋角系數(shù) Yb = 1 - = 1 - = 0.9593 1400 1400 許用彎曲應力 [s F ] = [s F ]' × KFN 從中可得由 ZcuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[s F ]' = 56MPa 壽命系數(shù): KFN = 9 106 5.5 ′107 =0.64 F FNF 所以[s ] = [s ]' × K =35.88MPa s = 1.53 ′1.21′ 253920 ×2.43×0.9593=12.4＜ [s ] F 60 ′ 240 ′ 6 F 彎曲強度滿足要求。 7.1 齒輪模數(shù)的確定 7 齒輪的傳動設計 參考同類產品：選取小齒輪材料為 40C r 鋼，齒面淬火，淬火硬度為 HRC45~50；中間橋輪材料為 40C r 鋼，表面淬火，淬火硬度為 HBC48~55；大齒輪用 40C r 合金鋼鑄成，調質處理，硬度 HRC230~260。初選 z 1 =13,則 z2 =i 2 ×13=1.73×13=22, z 3 =i 3 × z2 =3.5× 22=77,為減小傳動的尺寸，小齒輪和橋輪均為硬齒面；大齒輪采用軟齒面，其目的是使大齒輪和中間齒輪使用壽命相當。 模數(shù)大小需由彎曲疲勞強度確定。由于第二對齒輪傳動承載較大，就按第二對齒輪傳動初步計算。 （注：有關計算公式、圖表、數(shù)據(jù)引自濮良貴，紀名剛主編的《機械設計》(第七版).高等教育出版社，2001.6） 按彎彎曲疲勞強度計算: m≥ 式中，轉矩T2 =4260Nm ,z 2 =22; 查表 10-7 取圓柱齒輪齒寬系數(shù)fd =1.3 由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)： N =60j n L =60×18.74×1×(2×8×300×10)=5.7×107 1 2 h 2 1 2 則 N = N / m =5.7×107 /3.5=1.5×107 其中 m2 為齒數(shù)比， m2 =77÷22=3.5 由圖 10-20c 查得過橋齒輪的彎曲疲勞強度s FE1 =600MPa; 查得大齒輪的彎曲疲勞強度s FE 2 =380MPa; 由圖 10-18 取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1 =0.92， KFN 2 =0.96； 計算彎曲疲勞強度許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4； 由式 10-12 得[s F ]2 = KFN1 ′ s FE1 S = 0.92 ′ 600 1.4 =394MPa [s F ]3 = KFN 2 ′ s FE 2 S = 0.96 ′ 380 1.4 =261MPa 計算載荷系數(shù) K: K= KA Kv KFa KFb 由表 10-2 取 KA =1，由圖 10-8 取動載荷系數(shù) Kv =1.06，直齒輪 KHa = KFa =1, KFb =1； 則 K= KA Kv KFa KFb =1×1.06×1×1=1.06； 由表 10-5 查的齒形系數(shù)：Y F =2.72 ， Y F =2.21 a 2 a 3 2 3 a3 應力修正系數(shù)：Y sa =1.57， Y sa =1.76 F S Y Y ∵ a2 a 2 = 2.72 ′1.57 ＜ YF Y a 3 = 2.21′1.76 =0.015 S [s F ]2 394 [s F ]3 261 a3 S ∴ 就按二者中的大值YF Y a 3 計算，將諸值代入 [s F ]3 m≥ 式，得 M≥ 3 2 ′1.06 ′ 4260 1.4 ′ 222 ′ 0.015 =5.85mm 圓整，取 m=6mm。 大齒輪是軟齒面齒輪，本應按接觸疲勞強度設計。為使按彎曲強度設計的大齒輪的接觸強度足夠，可將 m 值取得大一點。（m↑,z 不變，d↑,接觸強度↑）所以這里取 m 值取 6。 7.2 齒輪的變位 7.2.1 變位 通過互換性這本書的學習我們可知道標準漸開線齒輪具有較好的互換性，設計計算等簡潔等突出的優(yōu)勢，故在實際中應用比較廣泛，但是依然具有以下缺點： 1. 一對可以正常嚙合的標準齒輪，小齒輪齒根厚比大齒輪的齒根厚要小，這樣在材質相同的條件下小齒輪的彎曲強度比較低 2. 小齒輪的根部比大齒輪的齒根略大，后續(xù)齒輪容易損壞 3. 標準齒輪的中心距是一直保持不變的，所以其可能無法滿足一些其他要求，例如要求比理論距離小或者大都無法滿足 4. 切根影響，故又限制了它的尺寸以及質量 所以后來隨著成產技術的提高和不斷的實踐，出來了變位齒輪這種齒輪。在一定條件下可以滿足中心距的變化且滿足傳動需求和強度要求 故對本回柱絞車的設計環(huán)境以及各種各樣的不同需求，我使用了三個變位齒輪來作為傳動齒輪的基礎部件。 對于變位齒輪的特性我采用正變位傳動，其益處前面已經有所提到。 7.2.2 變位系數(shù)的確定 橋齒輪和小齒輪的選定 在該齒輪運動過程中，倘齒面硬度比較高的情況則會在齒根處產生疲勞裂紋，導致齒輪的損毀。 因此，使用彎曲疲勞強度來計算該齒輪的容許載荷。已知： a 已知：z 1 =13,z 2 =22,m=6mm,a =20°, h* =1,a′=108mm 計算嚙合角和確定變位系數(shù)： x = h* Zmin - Z1 = 13 -13 = 0 a 1min min 13 Z x = h* Zmin - Z2 = 13 - 22 =-0.692 a 2min min 13 Z a= m (Z +Z 2 1 2 )= 6 ′ (13 + 22) =105mm 2 a ￠=arcos( a cosa )=arcos( 105 cos20°)=23.9° a￠?108 x + x = Z1 + Z2 (inva ￠-inva ) = 13 + 22 （inv23.9°-inv20°） 1 2 2tga 2tg 20o =0.53 取 x1 =0.4，則 x2 =0.53-0.4=0.13 計算各部分尺寸： d 1 =mz 1 =6×13=78mm, d 2 =mz 2 =6×22=132mm, d b1 =d 1 cosa =78×cos20°=73.30mm d b 2 =d 2 cosa =132cos20°=124.04mm y= a'-a = 108 - 105 =0.5 m 6 Dy =（ x1 + x2 ）-y=0.53-0.5=0.03 h a1 =( h* + x1 - Dy )m=(1+0.4-0.03)×6=8.22mm h =( h* + x2 - Dy )m=(1+0.13- a a a 2 0.03)×6=6.6mm h =( h* + c* - x )m=(1+0.25-0.4)×6=5.1mm f 1 a 1 h =( h* + c* - x )m=(1+0.25-0.13)×6=6.72mm f 2 a 2 h 1 =h a1 +h f 1 =8.22+5.1=13.22mm h 2 =h 21 +h f 2 =6.6+6.72=13.32mm d a1 =d 1 +2h a1 =78+2×8.22=94.44mm d a 2 =d 2 +2h a 2 =132+2×6.6=145.2mm d f 1 =d 1 -2h f 1 =78-2×5.1=67.8mm d f 2 =d 2 -2h f 2 =132-2×6.72=118.56mm S =( p +2 x tga )m=( p +2×0.4×tg20°)×6=11.167mm 1 2 1 2 S =( p +2 x tga )m=( p +2×0.13×tg20°)×6=9.998mm 2 2 2 2 驗算齒頂厚： a =arccos( db1 )=arcos( 73.30 )=39.10° d a1 a1 94.44 a =arcos( db 2 )=arcos( 124.04 )=31.35° d a1 a 2 145.20 da1 S =S - d （inva -inva ） d a1 1 a1 a1 1 =11.167× 94.44 -94.4444（inv39.10°-inv20°） 78 =2.66＞0.4m=2.4 S a 2 ＞S a1 ,所以沒有必要檢查，符合要求。驗算重合度： ea = 1 [Z 2p 1 （tga a1 -tga ￠）+ Z 2 (tgaa 2 -tga ￠ )] = 1 [13×(0.813-0.443)+22×(0.609-0.443)] 2p =1.4≥[ ea ]=1.4 （1.4 為一般機械制造業(yè)的推薦使用值）故滿足要求. 表 7-1 第一級齒輪傳動的主要幾何尺寸 齒數(shù) 分 度 齒根圓 齒頂圓 模數(shù) 壓力 嚙合角 變?yōu)槲? 圓直徑 直徑 直徑 角 系數(shù) z 1 13 78 67.8 94.44 6 20° 23.9° 0.4 z 2 22 132 118.56 145.20 6 20° 23.9° 0.13 原中心距 a=105mm，變位后中心距 a′=108mm。 確定大齒輪的變位系數(shù)： 因為實際世紀中心距 a′=297mm，與標準中心距 a=297 相等。為減小齒輪機構尺寸， 相對提高兩輪承載能力，改善磨損情況，可將大齒輪、中間齒輪這對嚙合齒輪先試設計 為高度變位齒輪傳動，即 x- =0 ， x2 =- x3 ≠0。顯然中間齒輪應取正變位，大齒輪應取負 z 變位。這樣中間齒輪齒根變厚，大齒輪根變薄，只要適當選擇變位系數(shù)，能使大小兩輪的抗彎強度大致相等，相對地提高了齒輪傳動的承載能力。這種傳動特點為： x2 =a ， a′=a，y=0,△y=0，即分度圓與節(jié)圓重合。 由前知 x2 =0.13，故 x3 =- x2 =-0.13. 但是，作高度變位傳動時，由于a ￠ =a ，故節(jié)點嚙合時的嚙廓綜合曲率半徑 rz = r1 r2 r1 ± r2  與標準傳動時一樣。所以其齒面接觸強度并沒有提高，而與標準齒輪傳動相同， 為了解決這一問題，取 x =-0.124。這時，實際嚙合角a ￠：由 inva ￠= 2xe tga +inva 3 Z1 + Z2 [11]P  132 表 2-2-9 即 inva ￠= 2 ′ (0.13 - 0.124)tg 20° +0.015 =0.015 得 a￠ =20°1′≈20° 28 + 72 分度圓分離系數(shù) y: y= [11]P132 表 2-2-9 z1 + z2 2 × cosa - cosa ￠ cosa ￠  ≈0.0053 齒頂高變動系數(shù)Dy ： Dy =（ x1 + x2 ）-y=（0.13-0.124）-0.0053=0.0007 實際中心距a￠ : a￠ = 1 m( Z + Z )+ym 2 1 2 1 = ×6×(22+77)+0.053×6=297.318≈297mm 2 由以上計算可知，改變 x3 為-0.124 后，中間齒輪正變位，大齒輪負變位，但∣ x2 ∣＞ ∣ x3 ∣。因此，小齒輪厚相對增加，齒輪嚙合處的齒廓綜合曲率半徑增大，使得齒輪的抗 彎強度、接觸強度都提高了。同時其實際嚙合角、中心距、分度圓分離系數(shù)與標準相差甚微，可以忽略。 其主要尺寸的計算同上，這里省略，只將其結果列表如下: 表 7-2 大齒輪的主要幾何尺寸 齒數(shù) 分度圓 直徑 齒根圓 直徑 齒頂圓 直徑 模數(shù) 壓力角 嚙合角 變位系 數(shù) z3 77 482 465.50 492.50 6 20° 130° -0.124 7.2.3 接觸強度和彎曲強度的校核 驗算齒面接觸疲勞強度 s H = ′ ZH ′ ZE ≤ [s H ] d 將F = 2T1 ,f = b 代入上式得： d t 1 s H = d1 ′ ZH  ′ ZE  ≤ [s H ] 計算齒輪齒數(shù)和精度等級： 小齒輪齒數(shù) z  b.水平面受力（k c.垂直面受力(kg)  Ft D Fr Ft =13，z 2 =22,z 3 =77,絞車為一般工作機器，速度不高，估計圓周速度 d.水平面彎矩（k e.垂直面彎矩（k f.合成彎矩圖（k g.扭矩圖（kg·m） 1 v=0.25m/s, 選用 7 級精度，GB10095-88. u = z2 =1.7, u = z3 =3.5. z z 2 1 2 確定公式內各量的計算數(shù)值: ①小齒輪所受轉矩 T 1 =2539200Nmm,橋齒輪所受轉 T 2 =4260300Nmm; ②由表 10-7 選取齒形系數(shù)fd1 =1.2，fd 2 =1.15； 1 1 ③由表 10-6 查材料的彈性影響系數(shù)ZE1 =189 MPa 2 ， ZE1 =188.9 MPa 2 ； ④由圖 10-21d 按齒面硬度查的小齒輪接觸疲勞強度極限： s H lim1 =1050Mpa, s H lim 2 =1170MPa, s H lim 3 =600Mpa; 由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)： N1 =60j n1 Lh 其中： Lh =2×8×300×10=48000 應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪為主動輪，每轉一周，小齒輪同側嚙合一次；中間輪同一側齒面也嚙合一次。因此，接觸應力按脈動循環(huán)變化。 N =60j n L =60×1×32042×(2×8×300×10)=9.3×107 1 1 h 2 1 2 N = N / i =9.3×107 /1.73=5.4×107 其中i2 為齒數(shù)比， i2 =22÷13=1.73 N = N / i =5.4×107 /3.5=1.54×107 3 2 3 其中i3 為齒數(shù)比， i3 =77÷22=3.5 由圖 10-19 可得接觸疲勞壽命系數(shù)： KHN1 =1.14 KHN 2 =1.17 KHN 3 =1.28； 計算接觸疲勞許用應力[s H ]： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1； [s ] = KHN1s H lim1 = 1.14 ′1050 =1197MPa； H 1 S 1 [s ] = KHN2s H lim 2 = 1.17 ′1170 =1369MPa； H 2 S 1 [s ] = KHN3s H lim3 = 1.28′ 600 =768MPa； H 3 S 1 確定載荷系數(shù) K： 查表 10-2 取使用系數(shù) KA =1； 根據(jù) v=0.25m/s，7 級精度， 查圖 10-8 可得動載系數(shù) Kv1 =1, Kv 2 =1.02； 查表 10-3 確定齒間載荷分配系數(shù) KHa ： KHa1 =1.1， KHa 2 =1.15； 查表 10-4 確定齒向載荷分配系數(shù) KHb ： KHb 1 =1.31， KHb 2 =1.24； 則載荷系數(shù) K= KA Kv KHa KHb ： k1 = KA Kv1 KHa1 KHb 1 =1×1×1.1×1.31=1.44； k2 = KA Kv 2 KHa 2 計算齒寬： KHb 2 =1×1.02×1.15×1.24=1.45； b=fd1 × d =1.15×78=89.7mm; b =95mm, b =100mm, b =95mm; 1t 1 2 3 計算重合度ea ： ea1 =[1.88-3.2×（ 1 + 13 1 ）] cos b =1.5； 22 ea 2 =[1.88-3.2×（ 1 + 1 ）] cos b =1.7； 22 77 由圖 10-30 選取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH ： ZH 1 =2.22， ZH 2 =2.5； 驗算： f s = 2K1T1 ′ u1 ±1 ′ Z ′ Z d u H 1 3 d1 1 1 H 1 E1 = 2 ′1.44 ′ 2539 ′ 1.7 ±1 ′ 2.22 ′189.8 =72.98MPa< [s ] ; 0.78′ 783 1.7 H 1 s = 2K2T2 ′ u2 ±1 ′ Z ′ Z H 3 f d 3 u H 2 E 2 2 2 2 = 2 ′1.45′ 4260 ′ 3.5 ±1 ′ 2.5′188.9 =39.2MPa< [s H ]3 ; 1′1323 3.5 經計算可知：大小齒輪均滿足接觸強度要求。驗算齒根彎曲疲勞強度 s = 2KT1YFaYSaYe ￡ [s ] ； F f m3Z 2 F 將fd d 1 = b ， m = d1 代入上式得： d1 z1 F F s = 2KT1YFaYSaYe ￡ [s ] ； bd1m 確定公式中各量的值： 查表 10-5 選取齒形系數(shù)YFa 和應力修正系數(shù)YSa : YFa1 =2.32， YFa 2 =2.72， YFa3 =2.23， YSa1 =1.5， YSa 2 =1.57， YSa3 =1.76； 計算重合度系數(shù)Ye ： Y =0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.75； 1 e 1 ea 1.5 錯誤！未找到引用源。=0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.69； ea 2 1.7 查表 10-20C 選取彎曲疲勞極限s F lim ： s F lim1 =600MPa,s F lim 2 =650MPa,s F lim3 =500MPa; 取彎曲安全系數(shù) SF =1； ⑤由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)： N1 =60j n1 Lh 其中： Lh =2×8×300×10=48000; 應力循環(huán)次數(shù) N：小齒輪為主動輪，每轉一周，小齒輪同一側嚙合一次，彎曲應力按脈動循環(huán)變化；中間橋齒輪每側齒面嚙合一次。因此，彎曲應力按對稱循環(huán)變化。故 N =60j n L =60