自動排繩調(diào)度絞車設(shè)計(設(shè)計要求)(共39頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上太原理工大學畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書畢業(yè)設(shè)計（論文）題目：自動排繩調(diào)度絞車畢業(yè)設(shè)計（論文）要求及原始數(shù)據(jù)（資料）：一 設(shè)計要求：1. 根據(jù)原始數(shù)據(jù)和有關(guān)資料，進行文獻檢索、調(diào)查研究工作；2. 綜合應(yīng)用所學基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，制定最佳設(shè)計方案；3. 所設(shè)計的自動排繩調(diào)度絞車應(yīng)滿足在預(yù)定的各項性能指標；4. 設(shè)計圖紙要求布局合理，清晰，符合國家制圖標準及有關(guān)規(guī)定；5. 畢業(yè)說明書要求內(nèi)容完整、層次清晰、紋理通順，具體按太原理工大學畢業(yè)論文規(guī)范撰寫；6. 通過畢業(yè)設(shè)計，掌握自動排繩調(diào)度絞車的結(jié)構(gòu)形式和設(shè)計方法；7. 獨立按時完成畢業(yè)設(shè)計所承擔的各項任務(wù)。二 原始數(shù)據(jù)（資料）：

2、該自動排繩調(diào)度絞車的應(yīng)用場所是礦井提升，其工作年限為10年，每年有300個工作日，每個工作日工作8小時，占空比為0.2。鋼繩拉力： 1噸 鋼繩直徑： 12.5mm防暴電機的功率： 11.4kw電機的轉(zhuǎn)速： 1145r/min減速比i： 41滾筒寬度： 300mm三 畢業(yè)設(shè)計主要內(nèi)容：1.滾筒部分各個齒輪的設(shè)計和校核；2.滾筒部分各個軸承的設(shè)計和校核；3.滾筒部分各個軸的的設(shè)計和校核；4.鏈傳動鏈條和鏈輪的設(shè)計和校核；5.圓柱凸輪排繩器凸輪曲線和滾子的設(shè)計和校核；6.編寫計算說明書；7.查閱相關(guān)外文資料并翻譯，至少5000字；四 學生應(yīng)交出的設(shè)計文件（論文）：1. 自動排繩調(diào)度絞車的裝配圖一張A

3、0；2. 絞車機座A1；3. 各種零件圖：四根軸A3；支座A3；鏈輪A4；凸輪滑塊A4；兩個齒輪A2；4. 畢業(yè)設(shè)計說明書五 主要參考文獻（資料）：鄭文緯.機械原理（第七版）.高等教育出版社.1996丘宣懷.機械設(shè)計（第四版）.高等教育出版社.2005機械設(shè)計手冊.機械工業(yè)出版社王明珠.工程制圖學及計算機繪圖.高等教育出版社.1997楊強.理論力學.高等教育出版社.1997吳桂英.材料力學.中國建筑材料出版社.2004專業(yè)班級 機械設(shè)計0401班 學生 何勝茂 要求設(shè)計（論文）工作起止時間 2007.3.26-2007.6.22 指導(dǎo)教師簽字 日期 教研室主任簽字 日期 系主任批準簽字 日期

4、自動排繩調(diào)度絞車設(shè)計摘 要絞車作為一種提升設(shè)備在各種場合中都有普遍應(yīng)用，尤其在煤礦提升和下放物料中有普遍應(yīng)用，但對于一般絞車經(jīng)常出現(xiàn)亂繩和松圈現(xiàn)象（參見附錄一），就目前的自動排繩調(diào)度絞車的發(fā)展狀況，一般分為三部分：一、防爆電機及絞車部分；二、排繩器部分；三、以上兩部分的連接（一般由鏈傳動連接）。總結(jié)實際生產(chǎn)中所用的自動排繩調(diào)度絞車主要有兩種：一、對于需要較大拉力的調(diào)度絞車，普遍采用大推力的液壓排繩裝置調(diào)度絞車；二、對于需要較小拉力的調(diào)度絞車，則采用凸輪排繩調(diào)度絞車。本文就需要較小綱繩拉力的情況進行了探討。在滿足工作條件的情況下，為減小結(jié)構(gòu)尺寸和提高調(diào)度絞車的使用壽命，著力優(yōu)化傳動比在各組件中的

5、分配、合理設(shè)計了行星減速器結(jié)構(gòu)、滾子鏈傳動和凸輪排繩機構(gòu)的結(jié)構(gòu)。為提高絞車運行的平穩(wěn)性和可靠性，在進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時，多采用圓柱滾子軸承和深溝球軸承的面對面布置而且盡量簡化優(yōu)化了各個軸。關(guān)鍵詞：調(diào)度絞車；行星減速器；凸輪排繩機構(gòu)第一章 自動排繩調(diào)度絞車的系統(tǒng)設(shè)計2.1 概述礦井調(diào)度絞車包括機械設(shè)備及拖動控制系統(tǒng)，是聯(lián)系地下和地上的重要途徑，其性能好壞直接關(guān)系到礦山的生產(chǎn)效率和安全性及可靠性，它的安全、可靠運行是整個礦井正常生產(chǎn)的必要條件，一旦發(fā)生故障，所造成的經(jīng)濟損失是巨大的。每次的測試結(jié)果表明大部分的絞車使用良好，但也存在一些帶有普遍性的問題，在一定程度上制約了煤炭產(chǎn)量，增加了生產(chǎn)成本，同時也影

6、響了煤礦的安全生產(chǎn).對于國內(nèi)提升機存在一些普遍問題如：1.提升設(shè)備完好率差，存在重大事故隱患。提升裝置必須裝設(shè)下列保險裝置，即防過卷裝置、限速裝置、深度指示器失效保護裝置等，并滿足相應(yīng)的技術(shù)要求，但有許多礦用絞車沒有設(shè)置，違反了相應(yīng)規(guī)定。2.制動裝置可靠性差。制動裝置是提升絞車的重要組成部分，根據(jù)設(shè)計安裝要求，制動盤加工表面粗糙度應(yīng)達到1.6，偏差越小越好，最大不應(yīng)超過0.5mm，但有的礦用絞車安裝質(zhì)量差，滾筒端面凹凸不平，使?jié)L筒在運轉(zhuǎn)時，制動輪間歇摩擦閘瓦，從而造成電機電流波動大，電耗增加，并加速了閘瓦的磨損。還有的絞車松閘不徹底，有時還會因為某些干擾因素引起突然緊閘現(xiàn)象。這種現(xiàn)象會影響機械

7、系統(tǒng)的使用壽命，并有可能造成斷繩等事故。3.絞車實際運行質(zhì)量較差、效率偏低。測試中發(fā)現(xiàn)大多數(shù)絞車均采用手動控制，加速、減速及低速爬行和停車休止時間相對偏長，使絞車提升能力下降，電機電耗增加。近年來，我國各生產(chǎn)廠家對結(jié)構(gòu)、調(diào)速裝置等進行了許多改進，并推出了許多更新?lián)Q代的產(chǎn)品。隨著計算機技術(shù)的飛速發(fā)展，計算機和PLC的運算速度加快、存貯能力加大、功能加強、體積減小，使煤礦機械的功能更強、性能更優(yōu)、效率更高.雖然國外礦用調(diào)度絞車的研究比較先進，并能及時地將研究的成果運用到礦用調(diào)度絞車的實際生產(chǎn)中（如單繩纏繞式調(diào)度絞車和多繩摩擦調(diào)度絞車），但由于這樣的調(diào)度絞車制作金屬量消耗大、制造困難、成本昂貴，更重

8、要的是直徑50mm以上的鋼繩只有幾個發(fā)達國家可以制造，而且價格貴的驚人。 為經(jīng)濟有效地完成工程任務(wù)，設(shè)計制造一款輕載，高可靠性，操作安全，制動性好的調(diào)度絞車，有了重要的價值。2.2 調(diào)度絞車的原始數(shù)據(jù)該自動排繩調(diào)度絞車的應(yīng)用場所是礦井提升，其工作年限為10年，每年有300個工作日，每個工作日工作8小時，占空比為0.2。鋼繩拉力： 1噸 鋼繩直徑： 12.5mm防暴電機的功率： 11.4kw電機的轉(zhuǎn)速： 1145r/min減速比i 41滾筒寬度： 300mm2.3 選定系統(tǒng)方案圖1 傳動系統(tǒng)圖B1-防爆電機B2-凸輪排繩器B3-減速器B4-鏈傳動B5-滾筒Z1-齒輪m=4,z=17Z2-齒輪m=

9、4,z=37Z2-齒輪m=4,z=17Z3-齒輪m=4,z=37Z3-齒輪m=5,z=19Z4-齒輪m=5,z=71Z5-齒輪m=5,z=161ZC1-軸承N224EZC2-軸承N213ZC3-軸承6208ZC4-軸承6228ZC5-軸承6211ZC6-軸承62062.4 自動排繩調(diào)度絞車的受力分析自動排繩調(diào)度絞車的受力可簡化成由兩部分組成：一，鋼繩直接作用于滾筒的拉力；二，鋼繩作用在有凸輪排繩機構(gòu)的拉力。下面分別就這兩部分力進行受力分析:2.41 齒輪齒數(shù)的初步確定由調(diào)度絞車的傳動比i1H=41，并做出自動排繩調(diào)度絞車的行星輪系簡圖如下：圖2.行星輪系運動簡圖由行星輪系1-2-3-H得i13

10、H=w1-wHw3-wH=Z2Z3Z1Z2 式2.1有行星輪系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為了減小調(diào)度絞車的尺寸，在參考現(xiàn)有經(jīng)驗的情況下，初步定Z1=Z2=17，其模數(shù)m=4.考慮到滾筒直徑D=300mm的限制，齒輪Z2的直徑滿足Z2D2+m1Z12-Sm2-（34） 式2.4式中Z2齒輪Z2的齒數(shù)S滾筒的壁厚S=20mmD滾筒直徑 D=300mmm1齒輪Z1的模數(shù)m1=4Z1齒輪Z1的齒數(shù)Z1=17m2齒輪Z2的模數(shù)m2=4求得：Z23002+4172-204-(34)=39.5為了嚙

11、合齒在齒輪的均勻分布取Z2=37，則Z2=37。在低速級受力嚙合齒輪的接觸應(yīng)力會比高速級的大很多，相應(yīng)可取齒輪3的齒數(shù)比高速級的齒數(shù)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圓整為Z5=161，則齒輪4的齒數(shù)Z4=Z5-Z32=161-192=712.43 計算滾筒的傳動誤差：電機的轉(zhuǎn)速為w=1145r/min，滾筒的實際傳動比為i1H=1+Z2Z3Z5Z1Z2Z3=1+3737161171719=41.14005W=i1H-i1Hi1H=41.14005-4141=0.=0.3416%

12、所以初步定滾筒的行星輪系的各齒輪齒數(shù)和模數(shù)的情況如下表：表一 齒輪傳動名稱符號一組傳動二組傳動三組傳動1223345齒數(shù)Z173717371971161模數(shù)m452.44鏈輪的傳動比設(shè)計鏈輪是聯(lián)系絞車和凸輪排繩機構(gòu)的中間傳動環(huán)，將絞車的部分扭矩傳遞到用于排繩的凸輪機構(gòu)。計算總傳動比i=ld12式中i-凸輪排繩機構(gòu)總傳動比l滾筒寬度d1滾筒直徑計算得i=ld12=30012.52=48選用傳動比ij=29的減速器，可以得到連傳動的減速比為i1=iij=4829=1.65522.45凸輪排繩機構(gòu)設(shè)計對于圓柱凸輪機構(gòu)，滑塊在凸輪導(dǎo)槽內(nèi)的運動為擺動從動件運動，通常許用壓力角a=4050。許用壓力角越大

13、，在嚙合點處正壓力用于推動滑塊排繩的分力就越大，但凸輪的直徑也會相應(yīng)增大。對于該自動排繩調(diào)度絞車的凸輪機構(gòu)的壓力角可取為a=40（計算過程見附錄1）。從而可以求得凸輪直徑Dt=2ltana式中l(wèi)滾筒的直徑a凸輪機構(gòu)的許用壓力角計算得Dt=2ltana=23003.14tan40=239.16mm將凸輪直徑進行圓整為240mm。2.46鋼繩作用在滾筒上的轉(zhuǎn)矩由調(diào)度絞車的容繩量L=mm，和滾筒寬度k為300mm，可計算排滿鋼繩后最外圈鋼繩的直徑D=d+2d1Q其中 D排繩后鋼繩最外層直徑d滾筒直徑d1 鋼繩直徑Q排繩的最大圈數(shù)其中：Q=-a1-q2+(a1-q2)2-2qLq其中q鋼繩每圈增加的長

14、度 q=d1k=3.1412.5300=22619.5a1-第一圈鋼繩的長度a1=dk=3.14300300=.78mm計算得Q=10.98圈所以外圈鋼繩的直徑D=287.25mm, 由于鋼繩的疊壓可以取D=280mm。故，排滿鋼繩后的最外圈鋼繩對滾筒產(chǎn)生地力矩T為T=FD2式中F鋼繩的拉力計算得T=1102802=1400Nm2.47調(diào)度絞車滾筒內(nèi)各齒輪，軸的受力情況圖3調(diào)度絞車滾筒內(nèi)各齒輪受力圖嚙合點A車的受力FAFA=Tm3Z3+m4Z42=1400519+5712=6.222kN嚙合點4T5=FAm4Z42=6.2225712=264.4KNmmF4=FAm4Z42m4Z4=6.222

15、5712571=3.111kN三組傳動嚙合點3T4=T5=264.4KNmmF3=FAm4Z42m4Z4=6.2225712571=3.111kNT3=F3m3Z322=3.1115192=147.8KNmm二組傳動嚙合點2T3=T3=147.8KNmmF2=F3Z3m32m3Z32=3.11151924372=1.997kNT2=F2Z2m22=1.9971942=76KNmm一組傳動嚙合點1T2=T2=76KNmmF1=F2Z2m22m1Z12=1.99741924372=1.025kNT1=F1m1Z12=1.0251942=38.95KNmm2.48鏈輪和凸輪的受力分析2.481 導(dǎo)桿

16、及滑塊的受力由于在調(diào)度絞車工作過程中，鋼繩并不是始終與滾筒的軸線垂直，所以必定會在鋼繩和滑塊之間產(chǎn)生摩擦力。考慮到實際工作情況，本文按鋼繩與滾筒軸線夾角許用最大值10計算。凸輪排繩機構(gòu)的簡圖對A點和B點進行受力分析如下圖：圓柱凸輪的受力分析圖其中：F3鋼繩與負載相連端的的拉力F2鋼繩與滾筒相連端的拉力 F1排繩立柱對鋼繩的作用力F4滑塊導(dǎo)桿對滑塊的作用力F5圓柱凸輪對滑塊的作用力由圓柱凸輪的受力分析圖可知對A點進行受力分析可得： F1=F3sin式中 q-鋼繩的偏斜角度，取q=10F3=10000N計算得F1=F3sin=10000sin10=1736.49N對滑塊B進行受力分析可得： F5=

17、F1sin和F4=F1tan式中j-圓柱凸輪的許用壓力角j=40計算得：F5=F1sin=1736.49sin40=2702.63NF4=F1tan=1736.49tan40=1456.04N2.442凸輪的受力對凸輪進行受力分析如下圖： 其中Fr圓柱滾子對凸輪導(dǎo)槽的徑向力Ft圓柱滾子對凸輪導(dǎo)槽的軸向力進行受力分析可得Ft=F5sin和Fr=F5cos計算得：Ft=F5sin=2702.63sin30=1351.31NFr=F5cos=2702.63cos30=2340.91N所以可以得到鋼繩對凸輪作用的力矩為T1=Frd2式中T1鋼繩對凸輪產(chǎn)生的力矩d滾筒的直徑T1=Frd2=2340.91

18、2402=280.909Nm2.483鏈輪的受力分析鋼繩對凸輪產(chǎn)生的力矩經(jīng)過一個減速比為39的減速器傳遞到鏈輪機構(gòu)。在忽略各種摩擦等附加力及減速器的傳遞效率為100%的情況下，可求得作用在低速級鏈輪的扭矩為T2=T1ij式中：T1負載作用在凸輪上的扭矩 ij減速器的傳動比計算得：T2=T1ij=280.90929=9.68652Nm從而可以計算得低速級鏈輪的力矩T3=T2=9.68652Nm本章小結(jié)：第二章 滾筒的設(shè)計和校核在第一章，我們根據(jù)已有經(jīng)驗，我們確定了齒輪初步確定了齒輪的齒數(shù)和模數(shù)。在本章，我們將對齒輪進行校驗，并對各個危險軸承和軸進行設(shè)計和校驗。2.1各個齒輪的設(shè)計由第一章，我們知

19、道各個齒輪的受力情況，整理成表格形式并列表如下表二 齒輪受力情況嚙合點嚙合點1嚙合點2嚙合點3嚙合點4受力KN1.0251.9973.1113.111表三 各齒輪的扭矩齒輪齒輪1齒輪2齒輪2齒輪3齒輪3齒輪4齒輪5扭矩KNmm38.957676147.8147.8264.4264.4我們可以求出各個嚙合齒輪的相對轉(zhuǎn)速（見附表二）表四 各齒輪轉(zhuǎn)速嚙合點嚙合點1嚙合點2嚙合點3嚙合點4行星輪轉(zhuǎn)速相對轉(zhuǎn)速r/min1117292236236282.11嚙合齒輪3和齒輪4的校核由絞車的使用條件和齒輪轉(zhuǎn)速和扭矩值，我們可參考已有經(jīng)驗，選擇大齒輪的材料為45鋼，進行調(diào)制處理，表面硬度為45HRC；小齒輪的

20、材料為40Cr，先進行調(diào)制處理然后進行表面淬火，表明硬度達到50HRC。為提高運行的平穩(wěn)性，取兩個齒輪的精度等級為8級。下面對齒輪進行校核：1）齒面接觸應(yīng)力的計算齒面接觸應(yīng)力用下公式計算： （4-6）-彈性系數(shù)，對鋼制齒輪取=189.8-節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查表因螺旋角b=00，可得=2.5 -重合度系數(shù)。=1.88-3.2=1.67=0.882-使用系數(shù) =1.5 -動載系數(shù)， 查表得=1.2-齒向載荷分配系數(shù)，由于小齒輪是非對稱布置且裝配時經(jīng)過檢驗調(diào)整和跑合處理，查表可得A=1.09，B=0.16，C=0.31；齒寬系數(shù)的選擇：對于直齒圓柱齒輪為防止齒間應(yīng)力過大，齒寬系數(shù)不宜取大；為滿足強度條件

21、，經(jīng)查表對非對稱布置的硬齒面齒輪，取齒寬系數(shù)d=0.5。-齒間載荷分配系數(shù)先求 100查表得 =1.2則 預(yù)計使用壽命10年，每年有300個工作日，每個工作日工作時間為8小時，在絞車工作時間內(nèi)運行狀態(tài)的占空比為0.2，故可計算出縱工作時間th=1030080.2=4800h所以齒輪3的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL=60nth式中 -齒輪每轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面的嚙合次數(shù)；n齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；th齒輪的設(shè)計壽命,h對于齒輪3，=1，所以可以計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為NL=6.8107對于齒輪4，=2，可以計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為NL=1.36108由接觸壽命系數(shù)NL-接觸受命系數(shù)ZN圖，可查得=1.16 =1.25。=式

22、中Hmin-表面接觸疲勞強度，3Hmin=710MPa，4Hmin=580MPaZN-接觸壽命系數(shù)，Z3N=1.16，Z4N=1.25SHmin-接觸最小安全系數(shù)，S3Hmin=S4Hmin=1.1求得3H=7101.161.1=748.7MPa4H=5801.251.1=659.1MPa求得因為 ，4H4H所以齒輪滿足接觸強度要求。2）齒根彎曲應(yīng)力的計算利用公式： （4-7） K=式中：K-載荷系數(shù)，-使用系數(shù),取 =1.5，-動載系數(shù)取 =1.2-重合度系數(shù) =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.667=0.70 -齒向載荷分布系數(shù)b/h=35/10.1=3.47 查表得 =1.

23、29-齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10=1/=1.39-齒形系數(shù) =2.66-應(yīng)力修正系數(shù) =1.63則，彎曲應(yīng)力使用壽命選擇每天8小時工作制全年工作300天，經(jīng)查表可得出=1.1，=1材料選取滲碳淬火鋼，其中接觸強度的最小安全系數(shù)=1.25則許用彎曲應(yīng)力 所以滿足彎曲強度要求。2.2各個軸的設(shè)計校核絞車內(nèi)各個軸在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力的作用。軸的主要失效形式是軸強度不足，但為保證軸不因剛度不足而引起變性過大，而引起嚙合齒輪的震動，噪聲，甚至破壞，也要校驗剛度要求。但在設(shè)計時，一般按剛度設(shè)計，軸的直徑會比按強度設(shè)計的軸大得多。所以本文先進行按軸剛度設(shè)計，再進行強度的校核。按剛度設(shè)計

24、軸時，在不引起齒輪磨損加劇的情況下，本文參考工程實際經(jīng)驗，選擇許用撓度為f=0.0005L。2.2.1 軸4的剛度驗算對齒輪工作影響最大的的是軸在垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角。前者使得齒輪的中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正常嚙合，后者使得齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后，可以對軸4進行強度和剛度驗算，軸的撓度和轉(zhuǎn)角可以根據(jù)材料力學有關(guān)公式進行計算。計算時，僅計算齒輪所處位置軸的撓度和轉(zhuǎn)角。變速器軸在水平面內(nèi)撓度記為，垂直面內(nèi)的撓度記為，水平面內(nèi)轉(zhuǎn)角可分別用以下公式計算：圖4.1軸4的受力式中：Fr-齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）。Ft-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）

25、。E-軸材料的彈性摸量（軸的材料與齒輪是一樣的，為合金鋼），E=2.1105MPa。I-慣性矩（mm4），對于實心軸，I=pd4/64，d軸的直徑（mm）。L/2-齒輪上的作用力到支座A、B的距離（mm）,L/2=35mm。L-支座間的距離（mm）,L=70mm。軸的全撓度為軸在垂直平面內(nèi)和水平面內(nèi)的撓度許用值為：fc=0.050.10mm; fs=0.050.15mm；齒輪所在平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角q不應(yīng)超過0.002rad。 直齒圓柱齒輪受力通過下式計算：圓周力：Ft=2T1d1圓周力：Fr=Fttan計算扭矩為： T=FrD12T1-小齒輪傳遞的扭矩D1-小齒輪的直徑計算得： 由公式：、E=、整理

26、得：f=64L248Ed4Ft2+Fr2因為有經(jīng)驗值f0.0005L所以有464L0.000548EFt2+Fr2d代入數(shù)據(jù)得d6.4mm 由于考慮結(jié)構(gòu)問題，行星輪的軸不可能取得這么小。考慮到軸與行星齒輪的合理配合我們?nèi)=40mm。下面來檢驗在d=40mm的情況下，該州是否滿足強度要求。（2）軸的強度計算由于軸上的水平作用力和垂直作用力在軸的中點處，在該點產(chǎn)生的力矩是最大的，所以我們只需檢驗在該點處的最大應(yīng)力即可以，下面我們分別計算：水平面內(nèi)受力圖如下： 圖4.4一擋工作時軸的水平面受力圖其中Ft-水平方向的作用力，F(xiàn)t=5.57KNa,b-水平作用力作用點到左右支座的距離，a=b=L2=3

27、5mm。從而我們可以計算出在該點產(chǎn)生的最大力矩為Mt=Ft2L2=5.572702=97.5Nm垂直面內(nèi)受力圖如下：圖4.5一擋工作時軸的垂直面受力圖其中Fr-水平方向的作用力，F(xiàn)t=5.57KNa,b-水平作用力作用點到左右支座的距離，a=b=L2=35mm。從而我們可以計算出在該點產(chǎn)生的最大力矩為Mr=Fr2L2=2.032702=35.5Nm由于軸所受的扭矩為T=FrD12=2.03402=40.6Nm則當量合成彎距為：因為，所以軸在一擋作用時是滿足強度要求的。綜上所述：當一擋工作時軸在強度和剛度方面都是滿足的。2.3軸承的設(shè)計和校核aaaaa軸承的校核1）軸四上的軸承的校核受力分析如下

28、：圖4.9中間軸軸承計算圖式中F1-左軸承的徑向力F2-右軸承的徑向力由于上面我們在周的設(shè)計和校核一節(jié)中，出現(xiàn)的軸向力和徑向力是兩個軸承作用在軸上的力的簡化?，F(xiàn)在我們把這兩個力差分出來，以便求出單個軸承上的作用力。由于分析軸的受力可知，該結(jié)構(gòu)是對稱的，我們可以得出F1=F2=Fr2+Ft22=5.572+2.0322=5.93KN這里我們選用的是角接觸球軸承，雖然由受力分析可知，該兩個軸承不受軸向力作用，但為了提高行星輪在太陽輪內(nèi)的運動精度，我們還是要采用面對面地角接觸球軸承來提高齒輪運動的精度。由于軸的直徑為40mm，所以選擇軸承6208。其具體參數(shù)可參見下表：表4.2軸承的參數(shù):型號dDB

29、Cr(KN)Co(KN)720840801836.825.8由于軸承不受軸向力作用，所以有取中等沖擊，沖擊載荷系數(shù)。當量動載荷：依據(jù)公式：得：式中n-軸承的轉(zhuǎn)速Cr-軸承的額定動載荷P-軸承的當量動載荷軸承的壽命為：因為絞車的使用條件為預(yù)訂壽命為10年，每年工作300天，一天工作8小時，工作時間的占空比為0.2。我們可以計算軸承的工作時間為t=1030080.2=4800h所以軸承滿足要求的。第三章 鏈傳動的設(shè)計和計算凸輪排繩機構(gòu)要將絞車的一部分力傳遞到凸輪排繩機構(gòu)上去，其工作情況是1中心距2環(huán)境比較惡劣3傳遞速度慢4要求不能有打滑和不嚴格的定傳動比。一般情況下該傳動裝置選擇鏈傳動，因為與皮帶

30、傳動相比鏈傳動具有1）不存在滑動現(xiàn)象，2）工況相同時，結(jié)構(gòu)比較緊湊，不需要很大的張緊力，作用在軸上的載荷較小，效率較高；與齒輪傳動相比鏈傳動具有1）能在溫度較高濕度較大的環(huán)境下使用2）軸間距比齒輪傳動大得多3）制造費用低。我們也同樣選擇鏈傳動，并對其各項參數(shù)進行設(shè)計和檢驗。3.1基本數(shù)據(jù)由第一章自動排繩調(diào)度絞車的系統(tǒng)設(shè)計，我們已知小鏈輪的轉(zhuǎn)速n1=27.93r/min，傳動比i=1.655，大鏈輪的轉(zhuǎn)速n2=16.88r/min，傳遞的轉(zhuǎn)矩M=9.687Nmm，3.2設(shè)計與校驗初定小鏈輪的齒數(shù)為Z1=23傳動比i=1.655所以求得大鏈輪的齒數(shù)Z2=Z1i=38.065 經(jīng)過圓整取為38。初定

31、中心矩a=40p鏈節(jié)數(shù)Lp=Z1+Z22+2ap+Z1+Z222pa=23+382+230pp+23+3822p30p=90.69經(jīng)過圓整取鏈節(jié)數(shù)為91計算傳動功率P=2p n1M60=23.1427.939.68760=6.229KW傳動功率P0KAPkzkp其中：KA-工作情況系數(shù)，該鏈傳動有中等程度的沖擊取值為1.2，kz-小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，小鏈輪齒數(shù)為23，經(jīng)查表取為1.23kp-多排鏈排數(shù)系數(shù)，單排鏈輪取為1。將各取值代入式中得P0KAPkzkp1.26.2291.231=6.077KW根據(jù)P06.077KW，n1=27.93r/min，查表滾子鏈傳動額定功率曲線（A系列）。查出選用1

32、6A滾子鏈,p=25.4。確定中心矩a=p4Lp-Z1+Z22+Lp-Z1+Z222-8Z2-Z122=25.4491-23+382+91-23+3822-838-2323.142=753.21mm因為該鏈傳動的鏈速比較小故鏈傳動的動載荷可以忽略不計，只需要對鏈傳動的靜載荷進行校驗便可以。鏈速V=n1z1p601000=27.932325.4601000=0.272m/s有效拉力F1=1000Pv=10006.0770.272=22.3KN離心拉力Fc=qv2式中：q-滾子鏈每米的質(zhì)量，經(jīng)查表鏈號16A的滾子鏈每米質(zhì)量為2.6kg/m。v-鏈速，F(xiàn)c=qv2=2.60.2722=2.027KN

33、垂度拉力Ffkfqga式中kf-撓度相對值，對于水平傳動取為6a-鏈傳動中心矩g-重力加速度q-滾子鏈每米的質(zhì)量，經(jīng)查表鏈號16A的滾子鏈每米質(zhì)量為2.6kg/m。Ffkfqga=62.69.8753.21=0.115KN緊邊總拉力F=F1+Fc+Ff=25.130KN松邊總拉力F=Fc+Ff=2.14KN經(jīng)查表，牌號16A的單排滾子鏈的極限拉伸載荷FQ=55.6KN因為FQF所以滿足要求。3.3鏈輪的設(shè)計鏈輪輪齒的齒形應(yīng)保證鏈節(jié)能自由的進入和退出，在嚙合時應(yīng)保證良好的接觸，同時它的形狀應(yīng)盡可能簡單。標準只規(guī)定鏈輪的最大齒槽形磚和最小齒槽形狀。實際的齒操行裝載最大和最小范圍內(nèi)都可用，因而鏈輪的

34、尺闊曲線的幾何形狀可以有很大的靈活性。這里我們用最常用的齒廓即三圓弧一直線齒形。分度圓直徑d=psin180z=25.4sin18023=186.54mm齒頂圓直徑da=p0.54+cot180z=25.40.54+cot18023=198.51齒根圓直徑df=d-drdr-滾子外徑，16A滾子鏈取為15.88從而求得齒根圓直徑df=d-dr=186.54-15.88=120.66mm鏈輪的材料：鏈的使用壽命在很大程度上取決于鏈的材料及熱處理，制造精度等。鏈輪的材料應(yīng)滿足強度和耐磨性的要求。該自動排繩調(diào)度絞車的鏈傳動是在低速，輕載工況下運行，鏈輪可采用中碳鋼制造。我們可選用45鋼。經(jīng)過調(diào)制處理

35、和表面熱處理。3.4誤差分析對于凸輪排繩機構(gòu)，如果傳動比的誤差值偏大會使鋼繩在滾筒上排列時產(chǎn)生壓繩現(xiàn)象，所以必須把傳動比的精度控制在一定的范圍內(nèi)。這里允許鋼繩總長的累積誤差為d=1.515%(見附表三)。下面我們計算設(shè)計的鏈傳動的累積傳動比誤差。在第一章我們計算了滾筒經(jīng)鏈傳動到凸輪排繩器上分配到鏈傳動上的傳動比為i=48/29=1.，而設(shè)計的鏈傳動的傳動比i=38/23=1.故鏈傳動傳動比的誤差為=ii=1.-1.=0.181%因為d所以滿足要求。第四章 凸輪的設(shè)計和計算凸輪排繩機構(gòu)是產(chǎn)生排繩力，將鋼繩依次排列在滾筒上的裝置。其設(shè)計的好壞直接關(guān)系到該自動排繩調(diào)度絞車的正常使用。而設(shè)計的關(guān)鍵在于

36、凸輪曲線的設(shè)計。在第一章我們選定了許用壓力角為40，并且確定了凸輪的直徑為240mm。在本章，我們將設(shè)計凸輪的曲線和校驗剛性沖擊。4.1凸輪曲線的設(shè)計凸輪的輪闊形狀取決于從動件的運動規(guī)律。因此在設(shè)計凸輪輪廓曲線之前，應(yīng)首先根據(jù)工作要求確定從動件的運動規(guī)律。圓柱凸輪帶動滑塊向左或向右作勻速滑動。我們可以畫出滑塊從動件位移線圖，如下：圓柱凸輪展開成平面后便成為移動凸輪，因此可以用平面圖輪的設(shè)計方法來繪制起展開輪廓曲線。我們可以根據(jù)從動件的位移線圖畫出凸輪曲線的形狀如下： 圖4.2 理論圓柱凸輪曲線 由于在圓柱凸輪曲線的左右兩個端點處會產(chǎn)生嚴重的剛性沖擊，所以在該兩點必須有圓弧過渡。圓弧的曲率半徑的

37、確定一般有兩種：一，按許用剛性沖擊值來求；二，按綱繩在兩端的停留時間來求。下面我們按第二種方法求出凸輪曲線的曲率半徑，然后用許用的剛性沖擊值來進行校驗。因為凸輪排繩裝置將凸輪的連續(xù)旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變成滑塊的左右勻速直線運動，從而帶動鋼繩一層一層排列在滾筒上面。而在滑塊運動到最左端或最右端時，必然會有一個短暫的停留時間。在這個時間內(nèi)，鋼繩在該位置纏繞兩周。然而由于鋼繩之間的作用力而使鋼繩自動排列在滾筒上，所以我們可以將在最左端或最右端停留時間取為鋼繩纏繞滾筒五周的時間。我們已知凸輪的轉(zhuǎn)速n=1145/48/41=0.582r/min；每層鋼繩的圈數(shù)為q=24圈，從而可以計算出這個時間為t=605q2n

38、=6052420.582=10.74s由此我們知道滑塊最左端或最右端應(yīng)該在如下圖位置圖4.3 過渡處的曲率我們也可以確定凸輪曲線在最左端和最右端的曲率半徑為r=2.5dcosacosa其中d-鋼繩的直徑，d=12.5；a-壓力角，a=40。從而可求出r=2.5dcosacosa=2.512.5cos40cosa=35.6mm經(jīng)過圓整，取為36?，F(xiàn)在我們確定以半徑為36mm的凸輪曲線過度圓弧，滑塊運動在最左端或最右端的沖擊力（加速度）。滑塊在凸輪曲線上（除最左端和最右端）處事勻速直線運動其速度V=0.58212.5=7.275mm/min=1.2125m/s因為在最左端和最右端的停留時間（其中一

39、半為減速時間，一半為加速時間）為t=10.74s。所以我們可以計算出平均減速度a=Vt=1.742=2.2610-5m/s2我們也可以求出平均加速度也為2.2610-5m/s2。由這個加速度或減速度產(chǎn)生的慣性力是非常小的，可以忽略不計，所以凸輪曲線在過渡出的圓弧半徑設(shè)計為36mm不會造成強烈的剛性沖擊而影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性。下面我們確定滾子半徑r里輪廓曲線求出來后，如果棍子半徑選擇不當，其實際輪廓曲線也會出現(xiàn)過渡切割而導(dǎo)致運動是真。為了防止凸輪輪廓曲線在過渡處的運動失真，理論上應(yīng)滿足滾子的曲率半徑必須小于過度出最小的曲率半徑。一般情況下，為了防止實際輪廓曲線變尖，而使得輪廓曲線極易磨損，可取滾子半

40、徑r0.8r，r為過渡處的最小曲率半徑。但滾子半徑并不是越大越好，也不是越小越好。一般說來滾子的曲率半徑增大對滾子的壽命會有顯著提高。但我們知道滾子半徑越大，在改善圓柱凸輪曲線槽和滾子的耐磨性的同時，這樣會使得曲線輪廓在過渡處變尖，從而產(chǎn)生的瞬時沖擊會變大，而且滾子與曲線的接觸情況會變差。因此，合理選擇滾子半徑，對改善圓柱凸輪的耐磨性和接觸情況有顯著作用，從而可以提高凸輪排繩機構(gòu)的壽命。滾子半徑減小，情況則相反。在以往的圓柱凸輪排繩機構(gòu)對滾子半徑的選擇沒有通用的計算公式。所以憑一有的設(shè)計經(jīng)驗，我們確定滾子半徑r=0.65r=0.636=21.6mm經(jīng)過圓整可以取為20mm。從而我們可以確定圓柱

41、凸輪輪廓曲線如下圖：圖4.4 圓柱凸輪曲線附錄一 礦井提升機和礦用絞車的危險情況、安全要求和措施及其判定摘自JB 8516 1997礦井提升機和礦用提升絞車安全要求1997-03-04 發(fā)布 1997-10-01 實施中華人民共和國機械工業(yè)部 發(fā)布一 危險情況3.1 卷筒主要焊縫開焊主軸內(nèi)部存在缺陷3.2 提升速度超過最大速度3.3 限速裝置失靈到達終端位置的速度超過規(guī)定值3.4 提升容器超過正常終端停止位置出現(xiàn)過卷現(xiàn)象3.5 超載和欠電壓運行3.6 工作制動失效3.7 安全制動力矩不足或安全制動失效3.8 多繩摩擦式提升機安全制動時張力比值超過滑動極限出現(xiàn)打滑現(xiàn)象3.9 制動閘瓦設(shè)計摩擦系數(shù)

42、不夠接觸面積不足過磨損嚴重3.10 安全制動器空行程時間不能保證3.11 塊式閘拉桿有裂紋3.12 液壓站不能保證控制系統(tǒng)可靠3.13 深度指示器有故障或失效3.14 司機操縱臺位置噪聲過大3.15 礦井設(shè)備安裝處有過量的塵埃和爆炸性氣體不能滿足防爆要求3.16 制動盤兩側(cè)或制動輪上有降低摩擦系數(shù)的介質(zhì)如水油等3.17 油路系統(tǒng)滲漏油嚴重3.18 監(jiān)測和保護裝置不齊全3.19 部件或系統(tǒng)自動控制和聯(lián)鎖出現(xiàn)故障3.20 鋼絲繩安全系數(shù)不足二 安全要求和措施4. 1 本標準安全技術(shù)原則與規(guī)范應(yīng)符合GB/T 15706.2 的規(guī)定4. 2 提升裝置的卷筒摩擦輪天輪導(dǎo)向輪和導(dǎo)向輥等的最小直徑同鋼絲繩直

43、徑之比應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第392 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.1 的規(guī)定4. 3 立井的天輪摩擦輪導(dǎo)向輪的直徑或卷筒上繞繩部分的最小直徑同鋼絲繩中最粗鋼絲直徑之比應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第393 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.2 的規(guī)定4. 4 纏繞式礦井提升機和礦用提升絞車纏繞鋼絲繩的層數(shù)應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第395 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.3 的規(guī)定4. 5 卷筒上纏繞兩層或兩層以上鋼絲繩時擋繩板邊緣高出最外一層鋼絲繩的高度應(yīng)符合煤礦安JB 8516 1997全規(guī)程中第396 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.4 的規(guī)定4. 6 立井中用罐籠升降人員的加速度減速度和最大速

44、度用吊桶升降人員的最大速度應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第400 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.8 的規(guī)定4. 7 立井升降物料時提升容器最大速度應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第401 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.8 的規(guī)定4. 8 斜井提升容器的最大速度和最大加減速度應(yīng)符合煤礦安全規(guī)程中第402 條或冶金地下礦山安全規(guī)程中4.5.9 的規(guī)定4. 9 礦井提升機和礦用提升絞車應(yīng)安裝于無爆炸介質(zhì)環(huán)境溫度為5 40 的機房內(nèi)或環(huán)境溫度不高于28 的硐室內(nèi)4. 10 司機操縱臺位置處的噪聲聲壓級不得大于85 dB(A)4. 11 卷筒摩擦輪閘盤或閘輪的主要焊縫應(yīng)達到級焊縫要求并消除焊接內(nèi)應(yīng)力4. 12 主軸內(nèi)

45、部不允許有夾層折疊裂紋鍛傷結(jié)疤和夾渣等缺陷4. 13 纏繞式礦井提升機和礦用提升絞車的調(diào)繩離合器在規(guī)定壓力下操作靈活可靠油缸及管路不能有滲漏油現(xiàn)象4. 14 纏繞式礦井提升機和礦用提升絞車鋼絲繩頭固定在卷筒上應(yīng)有特備的容繩或卡繩裝置不能系在卷筒軸上繩孔不能有銳利的邊緣鋼絲繩的彎曲不能形成銳角4. 15 每臺礦井提升機和礦用提升絞車都應(yīng)具備有工作制動和安全制動兩種功能且彼此各處各自獨立而可靠地實施制動閘可共用一套閘瓦也可分別配制其操縱和控制機構(gòu)應(yīng)分開安全制動除司機操縱外還應(yīng)能自動抱閘并且在抱閘的同時斷開電動機電源雙卷筒兩套閘瓦的傳動裝置應(yīng)分開而且正常提升時能同步動作在調(diào)繩時活卷筒的閘瓦應(yīng)處于安全

46、制動狀態(tài)死卷筒的閘仍能正常操作4. 16 在立井和30 以上的傾斜井巷中纏繞式礦井提升機和礦用提升絞車在制動狀態(tài)時所產(chǎn)生的力矩和實際提升最大靜荷重旋轉(zhuǎn)力矩之比不能小于3 對質(zhì)量模數(shù)小的絞車上提重載安全制動閘的制動減速度超過規(guī)定的限值其比值可適當降低但不能小于2 在調(diào)整卷筒旋轉(zhuǎn)相對位置時制動裝置在閘盤或閘輪上所產(chǎn)生的力矩不得小于該卷筒所懸重量形成的旋轉(zhuǎn)力矩的1.2 倍4. 17 多繩摩擦式提升機防滑安全校驗應(yīng)符合安全制動閘所產(chǎn)生的安全制動力矩值應(yīng)滿足不同負載滿載或空載在各種運行上提或下放重物方式下產(chǎn)生緊急制動減速時張力比值不超過鋼絲繩的滑動極限且同時應(yīng)滿足重載下放減速度不小于1.5 m/s2 及

47、重載提升減速度不大于5 m/s2工作制動閘制動力矩不小于提升最大靜荷重旋轉(zhuǎn)力矩的3 倍當一級制動裝置不能滿足要求時應(yīng)采用二級制動裝置宜選用平衡提升系統(tǒng)4. 18 多繩摩擦式提升機的襯墊允許最大比壓應(yīng)達到2 MPa 鋼絲繩與摩擦襯墊之間的許用摩擦系數(shù)不小于0.2 有條件時宜采用0.254. 19 制動閘瓦同制動盤或制動輪的設(shè)計摩擦系數(shù)不小于0.44. 20 制動閘瓦同制動輪或制動盤接觸面積塊式制動器制動時接觸面積不小于80%JB 8516 1997盤形制動器制動時接觸面積不小于604. 21 制動閘松閘時閘瓦同閘輪或閘盤間隙塊式制動器平移式不大于2 mm 且上下相等塊式制動器角移式不大于2.5

48、mm盤形制動器不大于2 mm4. 22 各類制動器安全制動空行程時間壓縮空氣驅(qū)動制動器不能超過0.5 s儲能液壓驅(qū)動制動器不能超過0.6 s盤形制動器不能超過0.3 s4. 23 塊式制動器液壓系統(tǒng)不漏油蓄壓器在停機后連續(xù)15 min 蓄壓器油塞下降距離不超過100 mm塊式制動器壓風制動系統(tǒng)不漏風在停機后15 min 壓力下降不超過額定值的10%4. 24 塊式制動器傳動桿靈活可靠制動橫拉桿和拉桿不準有裂紋4. 25 塊式制動器操縱手把使用方便靈活安全可靠操縱力不大于50 N4. 26 盤形制動器性能應(yīng)符合JB 8519 中的規(guī)定4. 27 液壓站安全性能應(yīng)符合JB 3277 91 中4.5

49、 4.12 4.14 和4.20 4.22 的規(guī)定4. 28 制動盤兩側(cè)或制動輪上不得有影響降低摩擦系數(shù)的介質(zhì)如油水等4. 29 深度指示器系統(tǒng)要能準確地指示出提升容器所在井筒中的位置指示清晰能發(fā)出減速停車和過卷等訊號并設(shè)有深度指示失效保護4. 30 模擬量控制交流傳動礦井提升機電控設(shè)備的制動保護和聯(lián)鎖功能應(yīng)符合JB 4263 86 中3.4 和3.5 的規(guī)定4. 31 模擬量控制直流傳動礦井提升機機組電控設(shè)備的電氣性能保護和聯(lián)鎖功能應(yīng)符合JB 6754.193 中4.5 和4.7 的規(guī)定4. 32 模擬量控制直流傳動礦井提升機晶閘管電控設(shè)備的電氣性能保護和聯(lián)鎖功能應(yīng)符合JB 6754.293 中4.5 和4.7 的規(guī)定4. 33 礦用提升絞車電控設(shè)備的制動保護和聯(lián)鎖可參照JB 4263 86 中3.4 和3.5 的規(guī)定4. 34 有外露旋轉(zhuǎn)構(gòu)件如聯(lián)軸節(jié)開式齒輪等應(yīng)設(shè)固定的防護裝置4. 35