绞车设计Word文件下载.docx
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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
1460
88.5
166
YB180L-6
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
108
110
350
275
325
530
240
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：
滚筒：
二、功率计算
（一）各轴输入功率
I轴：
P=
（二）各轴输出功率
三、转矩计算
（一）各轴输入转矩
电机输出转矩：
N•m
=N•m
Ⅲ轴:
T=
（二）各轴输出转矩
=
r/min
n=32.80r/min
=13.65kW
P=8.274kW
=
=N•m
T=2646.72N•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
电动机
98.12
1
η1=0.91
Ⅰ轴
13.65
12.42
89.29
81.25
2.24
η2=0.93
Ⅱ轴
11.55
10.51
186.01
169.27
651.79
2.24
Ⅲ轴
9.78
8.90
352.62
320.88
290.98
8.871
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。
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
N•mm
Фd＝0.55
ZH＝2.5
u=3.33
ZE＝189.8
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×
1.17=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
＝0.89
＝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。
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=
，
1323/38=43.5N/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）
1.5×
1.34=2.51
1.15=2.16
[]＝，由[5]P339有：
＝0.974HBS+140.5=0.974×
（200～250）＋140.5
＝335.3～384N/
[],安全
[],式中k==2.16
＝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）
＝1.25
u=
＝1.0
＝1.34
=1.15
＝2.51
=2.16
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
4
齿数z
18
60
138
分度圆直径d
72
552
齿顶圆直径da
80
248
544
齿根圆直径df
62
230
562
齿宽b
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×
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
82.5mm
b=30mm
齿轮3和齿轮4的传动参数表
小齿轮3
小内齿轮4
31.5
3
17
51
114
57
108
43.5
121.5
35
30
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×
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×
=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
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
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