绞车设计.docx

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绞车设计

小型绞车设计

规格

型号

外层钢丝绳静张力

（KN）

容绳量

（m）

钢丝绳

传

动

比

电动机

参考重量（kN）

外形尺寸

（mm）

外层速度

（m/s）

绳径（mm）

型号

功率

（kW）

转速

（r/min）

JD-25

25

400

1.46

20

42.24

YBJ-40

40

1480

28.15

1794×2620×1615

绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。

本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法――三维实体设计来完成产品的设计。

三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。

长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：

三维构思-------平面图形---------三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。

因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。

而三

维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。

本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。

其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。

另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。

第一章 方案评述

绞车有手动、内燃机和电动机驱动几类。

①手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。

装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。

手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。

②内燃机驱动的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。

当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态 ，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。

内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。

内燃机驱动的绞车常用于户外需要经常移动的作业，或缺乏电源的场所。

③电动调度绞车广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。

根据工作环境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。

单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。

为适应提升、牵引 、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。

根据传动形式的不同，绞车可分为苏式多级内齿行星齿轮传动调度绞车、摆线针轮传动调度绞车、蜗轮-蜗杆传动回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。

对于单滚筒行星齿轮传动调度绞车，其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。

本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车，或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。

根据实际工作要求，采用行星齿轮传动，传动简图如下：

第二章计算参数的确定

第一节  电动机的选择

一、类型的选择

该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以内，周围介质温度不超过35℃，须选用YB系列防爆电机。

当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过40℃，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。

二、容量选择

  电机计算功率：

，其中起重量F=10KN,绳速v=26m/min=0.43m/s（按满载时算）。

由电动机到滚筒的传动总效率为：

其中、、分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由［４］P3选=0.91（脂润滑，均按球轴承计算）,=0.93（8级精度的一般齿轮传动，脂润滑）,=0.96

，则,

选额定功率=15kW（――连续工作制）。

三、确定电动机转速

由［3］表１推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动，再经行星轮传动（在满载时，制动器A放松，B制动）,故总传动比的合理范围是：

=（2～6）×（2～6）×（3～9）=27～324

滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为250mm）：

n=r/min

则电动机转速的可选范围是：

=（27～324）×32.8=885～10627r/min

由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，根据[7]选定电动机为YB系列,方案比较见表-1：

表-1

型号  额定功率（kW）  额定转速（r/min）  效率（%）  重量（kg）

YB160M2-2  15  2930  88.2  149

YB160L-4  15  1460  88.5  166

YB180L-6  15  970  89.5  215

经比较，选电动机型号为YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表-2：

 表-2

参数  A  AB  B  C  E  H  N  P  HD  AD  AC  L

尺寸  254  330  254  108  110  350  275  325  530  240  325  695

第二节传动比的确定和分配

计算和说明  计算结果

一、计算总传动比

电动机满载转速=1460r/min,

总传动比：

二、分配传动装置的传动比

 其中、、分别为两对齿轮、行星轮的传动比。

初步取==2.24,则行星轮的传动比为：

=

=1460r/min

=8.869

第三节  传动装置的运动和动力参数计算

一  、轴转速计算

Ⅰ轴：

==1460r/min

Ⅱ轴：

r/min

Ⅲ轴：

r/min

滚筒：

n=r/min

二、功率计算

（一）各轴输入功率

I轴：

=

Ⅱ轴：

Ⅲ轴：

滚筒：

P=

（二）各轴输出功率

Ⅰ轴：

=

Ⅱ轴：

Ⅲ轴：

滚筒：

 =

三、转矩计算

（一）各轴输入转矩

电机输出转矩：

 N•m

Ⅰ轴：

=N•m

Ⅱ轴：

 N•m

Ⅲ轴:

 N•m

滚筒：

T= N•m

（二）各轴输出转矩

Ⅰ轴：

= N•m

Ⅱ轴：

 N•m

Ⅲ轴：

 N•m

滚筒：

 = N•m

=1460r/min

r/min

r/min

n=32.80r/min

=13.65kW 

P=8.274kW

=

=

 N•m

=N•m

 N•m

 N•m

T=2646.72N•m

= N•m

 N•m

 N•m

 = N•m

运动和动力参数计算结果见表-3。

表-3

轴号  功率（kW）  转矩（N•m）  转速（r/min）  传动比i  效率η

  输入  输出  输入  输出      

电动机    15    98.12  1460  1  η1=0.91

Ⅰ轴  13.65  12.42  89.29  81.25  1460    

            2.24  η1=0.91

η2=0.93

Ⅱ轴  11.55  10.51  186.01  169.27  651.79    

            2.24

  η1=0.91

η2=0.93

Ⅲ轴  9.78  8.90  352.62  320.88  290.98    

            8.871

  η1=0.91

η3=0.96

滚筒  8.27  7.94  2646.72  2540.85  32.80    

第三章传动零件的设计

第一节行星齿轮传动的设计

一、配齿及其校核

（一）配齿

             1．行星轮传动比为：

⒉知该行星轮负载工作时，为NGW型行星齿轮传动，有[2]P198表10-4，修正配齿为：

 =18，=60，=138

（二）校核

1.校核装配条件：

有[2]表10-3，选行星轮数目K=3，则：

（为整数），满足条件。

2.校核同心条件：

 （138-18）=60=，满足。

3.校核邻接条件：

（取标准值）

>，满足条件。

4.校核滚筒转速：

实际传动比

滚筒实际转速r/min

滚筒转速的相对差值0.6%<5%,满足要求。

二、外啮合齿轮传动的设计

（一）  设计计算

1.  选材料

中心轮a材料采用20CrMnTi,由[1]P211，表面淬火（承受中等冲击载荷），齿面硬度48-54HRC，行星齿轮c采用20Cr，表面淬火，硬度45-50HRC，传动采用8级精度。

计算和说明  计算结果

2.按接触强度设计

 初算中心轮a的分度圆直径

式中：

k－载荷系数，初取k＝1.25

T1－小齿轮转矩，  

k＝1.25N•mm

T1= N•mm（没有均载机构，取载荷不均匀系数kc＝1.6）

Фd－齿宽系数，取Фd＝0.55（硬齿面，非对称布置）

ZH－节点区域系数，由〔1〕P222图12.16，取ZH＝2.5

u－齿数比，u=，ZE－弹性系数，ZE＝189.8

[]－许用接触应力，[]＝，由[5]P339有：

＝12HRC+550=12×（48～54）＋550＝1126～1198N/

中心轮a应力循环次数：

＝1.046×

行星轮c的应力循环次数：

，由

＝77.451r/min

60×77.451×15×300×5=1.046×

寿命系数＝1（〔1〕P38，N>）,安全系数S=1.25（较高可靠度）,则：

[]＝

＝42.74～41.00mm

齿轮模数：

mmm,取m=4mm

中心轮a分度圆直径：

行星轮c分度圆直径：

TaN•mm

kc＝1.6

T1= N•mm

Фd＝0.55

ZH＝2.5

u=3.33

ZE＝189.8

1.046×

1.046×

[]＝

m=4mm

行星轮c齿宽：

，取

中心轮a齿宽：

（二）校核计算

1.按接触疲劳强度校核

，式中,由[1]P215表12.9，使用情况系数，

由[1]P216图12.9,动载荷系数

 /b=1.25×1323/40=41.32N/mm<100N/mm

齿间载荷分配系数,（[1]P217表12.10）

齿向载荷分布系数（[1]P218表12.11，非对称布置，Фd＝0.55，b=40mm,8级精度）

b/h=40/（4×2.25）=4.44, （[1]P219图12.14）

＝1.25×1.06×1.0×1.34=1.78

=1.25×1.06×1.0×1.17=1.55

<[],安全.

2.按弯曲疲劳强度校核

[],式中k==1.55

由[1]P229-230图12.21、12.22查的：

＝2.9，＝2.28，＝1.52，＝1.74

＝2.9

＝2.28

＝1.52

＝1.74

[]＝，由1.046×，1.046×得

寿命系数＝1，＝0.89 （[1]P38式3.2）

由[5]P339有 ＝2.346HRC+605.628

＝2.346×（48～54）＋605.628

＝718.3～732.3N/

同上＝711.2～723N/

安全系数S=1.60（较高可靠度，[1]P225表12.14）

[]＝

[]＝

<[],安全。

1.046×，1.046×

＝1

＝0.89

＝718.3～732.3N/

＝711.2～723N/

[]＝448.9～457.5N/m┫

[]=395.4～402.2N/m┫

三、内啮合齿轮传动的设计

（一）确定材料及其相关参数

选内齿轮齿宽mm，选用ZG35,调质处理，硬度HB200～250。

（二）校核计算

1.按接触疲劳强度校核

接触，k=,由[1]P215表12.9，使用情况系数＝1.25

由[1]P216图12.9,动载荷系数＝1.5（圆周速度v=1.93m/s）

u= ， /b=1.25×1323/38=43.5N/mm<100N/mm

齿间载荷分配系数＝1.0，＝1.0（[1]P217表12.10）

齿向载荷分布系数＝1.34（[1]P218表12.11）

b/h=38/（4×2.25）=4.2, =1.15（[1]P219图12.14）

＝1.25×1.5×1.0×1.34=2.51

=1.25×1.5×1.0×1.15=2.16

[]＝，由[5]P339有：

＝0.974HBS+140.5=0.974×（200～250）＋140.5

＝335.3～384N/

寿命系数＝1（〔1〕P38，N>）,安全系数S=1.25（较高可靠度）,则：

[]＝

<[],安全

2.按弯曲疲劳强度校核

[],式中k==2.16

由[1]P229-230图12.21、12.22查的：

＝2.23，＝2.14，＝1.71，＝1.77

[]＝，由[5]P339有 ＝0.5HBS+175

＝0.5×（200～250）+175

＝275～300N/

寿命系数＝1,安全系数S=1.60（较高可靠度，[1]P225表12.14）

[]＝

<[],安全

＝1.25

u=

＝1.0

＝1.0

＝1.34

=1.15

＝2.51

=2.16

＝335.3～384N/

＝1

S=1.25

k==2.16

＝2.23

＝2.14

＝1.71

＝1.77

[]=172～187.5

N/m┫

四、效率计算

行星齿轮传动的啮合效率

式中－转动机构的啮合损失系数，设转动机构的啮合效率为＝0.95，则：

＝1－＝1－0.95＝0.05，||＝

＝95.6％，合乎要求。

＝0.95

＝0.05

＝95.6％

行星齿轮传动参数表

名称  单位  中心轮a  行星轮c  大内齿轮b

中心距a  mm  156

模数m  mm  4

齿数z    18  60  138

分度圆直径d  mm  72  240  552

齿顶圆直径da  mm  80  248  544

齿根圆直径df  mm  62  230  562

齿宽b  mm  42  40  38

第二节连轴齿轮3和小内齿轮4的传动设计

一、设计计算

（一）相关参数的确定

⒈由表-3知：

输入功率=10.51kW，主动轮转速=651.79r/min，主动轮3传递的转矩 =169.27N•m=1.693×N•mm

⒉选齿轮材料及热处理方法

齿轮3用20CrMnTi,由[1]P211，渗碳淬火加低温回火，齿面硬度HRC56-62，齿轮4采用20Cr，HRC56-62。

（参照[5]附表）

⒊选齿宽系数Фd和齿轮精度

查[1]P222表12.13，选Фd＝0.5（硬齿面，非对称布置，直齿轮）

查[1]P207表12.6，选8级精度（估计节点圆周速度<6m/s）。

⒋选齿轮齿数

=17（闭式硬齿面传动），38.08，取=38

u=/=38/17=2.235

（二）按齿根弯曲疲劳强度设计

式中系数=1.50（查[1]232表12.17，=1.34-1.17）

齿形系数＝2.93，＝2.37（[1]229图12.21）

应力修正系数＝1.51，＝1.66（[1]230图12.22）

 ＝920.7

弯曲许用应力（轮齿单向受力）

>

按齿轮3设计

┨

查[1]P206表12.3， 选m=3mm（传递动力的齿轮）

则分度圆直径51mm

114mm

中心距82.5mm

计算齿宽25.5，取b=30mm，

圆周速度

二、校核计算

（一）校核齿根弯曲疲劳强度

使用系数（[1]P215表12.9）

动载系数 =1.11

齿向载荷分布系数（[1]P218表12.11）

（由[5]P336）

齿间载荷分配系数，（[1]P217表12.10）

6639N

重合度=1.78

重合度系数

弯曲最小安全系数（[1]P225，一般可靠度）

应力循环次数

         弯曲寿命系数

尺寸系数

齿根弯曲疲劳强度安全

（二）校核齿面接触疲劳强度

重合度系数（[1]P221式12.10）

弹性系数（[1]P221表12.12）

节点区域系数（[1]P222图12.16）

接触最小安全系数（[1]P225，一般可靠度）

接触寿命系数（允许一定点蚀）

接触疲劳极限（[5]P339）

许用接触应力，齿面接触疲劳强度安全。

Фd＝0.5

=17

=38

u=2.235

=1.50

＝2.93

＝2.37

＝1.51

＝1.66

m=3mm

51mm

114mm

82.5mm

b=30mm

6639N

齿轮3和齿轮4的传动参数表

名称  单位  小齿轮3  小内齿轮4

中心距a  mm  31.5

模数m  mm  3

齿数z    17  38

分度圆直径d  mm  51  114

齿顶圆直径da  mm  57  108

齿根圆直径df  mm  43.5  121.5

齿宽b  mm  35  30

第三节  主要传动轴的设计

一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计

（一）受力分析

轴传递转矩：

 N•m=3.35× N•mm

齿轮分度圆直径：

d=72mm

齿轮上的圆周力：

齿轮上的径向力：

（有三个行星轮，径向力分布如图）   

取载荷不均匀系数，

（二）轴的结构设计

1.按扭转强度估算轴的直径

轴受转矩作用，应满足dㄒc

轴的材料同齿轮，为20CrMnTi,σb=1100N/m┫;

σS=850N/m┫（[14]P113表6-2）

查[1]P314表16.2，选许用扭转切应力[]=40～52N/m┫，系数c=106～98

dㄒ（106～98）×=34.2～31.6mm

轴上有单个键槽，d应增加3%，取d=34mm

取轴长l=100mm。

2.轴的弯矩计算

把两滚动轴承简化为铰支，各尺寸如图

轴只在垂直面受力，在水平面内不受力，作轴在垂直面的受力图及弯矩图。

轴承A、B的支反力为

对A点取矩，M=0,

（应力校正系数,扭转切应力按脉动循环变化，见P[1]315表16.3）

从左端 

从右端 B点弯矩 

C点弯矩

（三）按弯矩校核轴的强度：

1.应根据来选择危险截面，由计算图可以看出，B截面危险。

故对B截面进行校核：

B截面的抗弯截面系数W=0.1

满足强度要求。

2.疲劳强度安全系数校核

应根据和应力集中情况选择危险截面，可知B截面为危险截面，校核B截面。

抗弯截面系数

抗扭截面系数

弯矩扭矩

弯曲应力，（按对称循环变化）

扭转应力（按脉动循环变化）

查[1]P329附录表1，插值得有效应力集中系数，

查[1]P331附录表5，有表面状态系数

查[1]P331附录表6，得尺寸系数，

取寿命系数

查[1]P41表3.2

等效系数

    安全系数

查[1]P316，选[S]=1.50，S>[S]，安全。

=3.35× N•mm

d=72mm

=9806N

=3569N

=0.533

=0.233

=1071N

σb=1100N/m┫

σS=850N/m┫

[]=40～52N/m┫

c=106～98

d=34mm

l=100mm

=2039N

=-968N

=5.03N•mm

=2.12N•mm

N•mm

N•mm

N•mm

N•mm

W=3.93

[S]=1.50

二、行星齿轮轴的设计

采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心轴，验算弯曲强度，结构取等直径轴，d=30mm，L=75mm。

最大弯矩；危险剖面抗弯截面系数，材料选45钢，，按脉动循环处理，，安全。

第四节  主要轴承的选择

一、行星齿轮轴之轴承的选择

1.作用于轴承上的径向载荷R=2646N

作用于轴承上的当量动载荷，式中

冲击载荷系数=1.5（中等冲击），X和Y为径向系数与轴向系数，由0知X=1，Y=0

2.取轴承预期寿命：

按五年计算

3.行星轮轴承的相对转速：

4.选深沟球轴承，计算额定动载荷

   =11087N

选6306轴承，Cr=16630N，满足要求。

=1.5

X=1

Y=0

C=11087N

Cr=16630N

二、中心齿轮轴之轴承的选择

1.该轴承受有连轴齿轮3和小内齿轮4传动产生的径向力，以及中心轮与行星轮传动产生的径向力，即

2.作用在轴承上的当量动载荷（其中=1.5，X=1，Y=0，理由同上）

3.预期寿命：

4.轴承转速：

5.计算额定动载荷，选深沟球轴承

 =N

选6312轴承，Cr=N,满足要求。

P=11925N

C=N

Cr=N

第五节  主要键联接的选择

一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择

采用普通圆头平键，取，L=60mm

为非标准件，采用双键。

1.校核强度

属于静联接，按挤压强度校核，由[1]P125（7.1）式可知校核公式为

式中：

键联接所传递的转矩

键的工作长度

键的高度，配合直径

由[1]P126表7.1得许用挤压应力（静联接，铸铁，冲击载荷）

，强度满足要求。

2.决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差

查[4]P51，按一般联接对待，键与轴28N9/h9，键与毂28Js9/h9。

键槽表面粗糙度：

工作表面，一般联接，取3.2

键槽的对称度公差：

一般联接，按7级精度决定对称度公差。

3.键槽的工作图

L=60mm

二、中心轮a与内齿轮4的键联接的选择

采用普通圆头平键，查