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河北十一选五【ct132】jhmb-14慢速绞车绞车设计

2020-10-19 17:52

  学校代号:21998 学号: 学士学位论文 JHMB-14 慢速绞车 学位申请人姓名 : 葛明华 学校 : 徐州工程学院 系别 : 机械设计制造及其自动化 导师姓名 : 陆兴华 研究方向 : 机械 CAD/CAE 论文提交时间 : 2008 年 年 6 月 月 11 日 目录 第 1 章 绪论…………………………………………….……3 1.1 课题背景…………………………………………….……….3 1.2 国内外绞车发展概况………………………………….…….5 第 2 章 回柱绞车主要性能参数的确定……………………………...

  学校代号:21998 学号: 学士学位论文 JHMB-14 慢速绞车 学位申请人姓名 : 葛明华 学校 : 徐州工程学院 系别 : 机械设计制造及其自动化 导师姓名 : 陆兴华 研究方向 : 机械 CAD/CAE 论文提交时间 : 2008 年 年 6 月 月 11 日 目录 第 1 章 绪论.3 1.1 课题背景..3 1.2 国内外绞车发展概况..5 第 2 章 回柱绞车主要性能参数的确定....9 第 3 章 各类部件的设计和强度计算..17 3.1 引言....17 3.2 技术规格和参数....18 3.3 电机的计算18 3.4 各轴的运动和动力参数19 3.5 蜗轮和蜗杆的设计和计算21 3.6 齿轮的计算25 3.7 各轴的设计和计算36 3.8 各轴承的选择和计算47 3.9 联轴器的选择和计算54 3.10 制动器的选择和计算55 3.11 蜗轮和齿轮上键的选择和强度计算56 3.12 箱体的设计59 3.13 本章小结60 第 4 章 对该类绞车的改进意见60 第 5 章 参考文献....64 第一章 绪论 1.1 课题背景 在人类历史上,绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器,它可使一个人搬运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式,由用垂直框架支撑的滚筒组成,人通过用手摇动曲柄,使绞盘滚筒绕水平轴转动。中国人在公元前二千年就设计出用曲拐手柄转动的砂轮。今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是绞盘的另一种形式,它泛指具有一个或几个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒,用来提升或拖曳重载荷的动力机械。绞车用电动机驱动,靠齿轮,蜗轮传动的速比变化,配有制动卷筒的制动机构 绞车是工业生产过程中一种常用的机械,具有悠久的发展历史和比较成熟的发展设计制造技术,随着绞车技术的不断提高,加工材料的不断改进以及电子控制技术的不断发展,绞车在动力,节能和安全性等方面取得了很大的进步。目前绞车正被广泛地应用于矿山,港口,工厂,建筑和海洋等诸多领域。 在矿山采掘和运输场合,绞车作为重要辅助设备被大量而广泛地应用着,例如矿用提升绞车,调度绞车,耙矿绞车和凿井绞车等。提升绞车可用于矿山竖井和斜井中物品和人员的调度具有较大的牵引功率和很好的安全性,是矿山生产中不可缺少的设备之一。 绞车的另一个重要用途是港口机械,常见的有集装箱起重机,港口装卸门座起重机,塔式起重机以及轻小型的电葫芦等起重机械,其主要执行机构是各种形式和结构的绞车,对于这种用途的绞车,要求具有较好的调速性能和很高的安全性能。另外,绞车还被应用于各种线缆的存储,制造和运输,例如纺织机械中的用于存放丝线的线盘和电缆制造中用于存放各种直径缆绳的缆盘。这种情况下,绞车不光具有一定的调速能力,而且还能够使不同直径的缆绳排列整齐,从而保证生产的顺利进行,在船用机械甲板机械和海洋开发领域,绞车也具有悠久的使用历史和各种各样的用途。 可以说,绞车广泛的应用于各种各样的场合,发挥着不同的作用,也具有各种各样的机构组成。为了更好的研究绞车的结构和性能,需要对绞车的组成和绞车的分类展开探讨。 1.1.1 绞车的分类 绞车多种多样的用途,决定了绞车的种类和组成形式也是多种多样的。按照绞车卷筒的数量分,绞车可以分为三种:单筒绞车,双筒绞车和三卷筒绞车。 单卷筒绞车是三种类型绞车中最常见的。它是有一个卷筒用来存放缆绳或者铰链,一般用于对卷筒的容绳量要求不高的场合。 另外,按照绞车的驱动方式,通常把绞车分为电动绞车,气动绞车和液动绞车三种。 1.1.2 绞车的特点和性能要求 通过对绞车应用场合的探讨和绞车结构的分析,可以得知,在工程应用中绞车绞车会有如下的一些特点: 1. 负载时变 绞车用于海洋拖曳,电梯箱的提升,矿山调度等场合时,由于外界环境因素的影响,例如海浪,海流,货物重量等的不断变化,他的负载也在不断变化。这就对绞车的稳定性造成了很大的干扰。如果不采取有效的控制手段,绞车的收放速度就不可能稳定,有时甚至无法正常工作。 2. 驱动力矩范围大 这也是绞车的工作环境决定的,其驱动力范围从几公斤到上百吨不等。 3. 要求调速方便,高低速运行平稳 由于收放工作的需要,现在许多绞车都需要能够方便连续的调整收放速度。在高速运行的时候,不能出现飞车的情况;在低速运行的时候,不能出现爬车的现象,而且要保持一定的输出力矩。 4. 对安全可靠性要求较高 由于绞车一旦出现事故,就有可能对人的生命或者财产造成很大的伤害,加上绞车的工作环境大多比较恶劣,所以就要求绞车具有较高的可靠性。因此在设计绞车时设计人员因考虑到绞车的最大负载能力,绞车的防爆性,元件的可靠性等因素。 5. 要求具有较好的可操作性 随着对绞车使用要求的不断提高以及自动化技术的发展,绞车的自动化程度也在不断的提高。一些先进的电子控制技术,通讯技术的运用,使得现在的绞车能够具有很好的人机接口和远程通信能力,极大的提高了绞车的操作性能。 1.1.3 绞车功能与结构 绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载,绞车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。 1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳,包含动力及传动装置与控制装置。绞车可以采用多种驱动方式,包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液压马达、气动马达等等。无论采用何种驱动方式,在绞车的驱动部分设计中都应包含以下设计准则: ①无级均匀变速,调速范围宽广; ②在有负载情况下,良好的启动特性和低速特性,总效率高; ③双向旋转,并且容易改变旋转方向(需要单向运转时可以设定自锁装置) ④维护保养相对容易,对周围工作环境不敏感; ⑤制动系统工作可靠; ⑥设计紧凑,结构简单,安装布置容易,重量轻; ⑦在有负载情况下,能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。 对于小型绞车,为了保证结构紧凑,绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在一起,直接驱动工作装置;对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车,绞车驱动部分与绞车工作装置可以设计成独立放置,两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系,绞车的布置和操纵均很方便。 2.工作装置:在驱动部分作用下,通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖曳或释放缆绳以完成对负载的收放控制,并含有对缆绳的容绳和排缆装置。 3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业,包含滑轮组、导向装置以及速度测量、长度距离测量、张力测量等装置部分;绞车可以使用钢丝绳、尼龙缆绳等多种材质缆绳 1.2 国内外矿用小绞车的发展概况 1.2.1 概述 我国的矿用小绞车主要调度绞车和回柱绞车,它经历了仿制,自行设计两个阶段。解放初期使用的矿用小绞车有日本的,苏联的,因此当时生产的矿用小绞车也是测绘仿制日本和苏联的产品。1958 年后这些产品相继被淘汰,并对苏联 绞车进行了改进,于 1964 年进入自行设计阶段。淮南煤机厂曾设计了摆线齿轮绞车和少齿差传动绞车。徐州矿山设备制造厂也曾设计制造了摆线和行星齿轮传动的绞车,一些厂还设计试制了 25KW 的调度绞车,徐州,淮南,锦州矿山机械厂又相继设计试制了功率为 40KW,55KW 的调度绞车。回柱绞车大体上也是经历了仿制和自行设计的两个阶段,八十年代以前一直使用的是仿制老产品,八十年代中期才开始设计新型的回柱绞车,主要针对效率极低的球面蜗轮副,慢速工作和快速回绳的等环节进行根本的改进。 矿用小绞车标准方面,1967 年制定了调度绞车部标准。1971 年制定了回柱绞车部标准。1982年对上述两个标准进行了修订,其标准为JB965-83,JB1409-83。 国外矿用小绞车使用很普遍,生产厂家也很多。苏联,日本,美国,瑞典等国都制造矿用小绞车。 国外矿用小绞车的种类和规格的比较多。比如调度绞车牵引力从 100Kg.f 到3600kg.f 动力有电动的液动的和风动的。工作机构有单筒,双筒和摩擦式。传动形式有皮带传动,链式传动,齿轮传动,蜗轮传动,液压传动,行星齿轮传动和摆线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。 发展趋势向标准化系列方向发展,向体积小,重量轻,结构紧凑方向发展;向高效,节能,寿命长,低噪音,一机多能通用化,大功率,外形简单,美观,大方方向发展。 1.2.2 国内外水平对比 1.品种 国外矿用小绞车规格比较多,适用不同场合,我国矿用小绞车规格较少,品种多而乱,也较繁杂,没有统一标准。 2.型式 从工作机构上分,国外有单筒,双筒以及摩擦式三种,我国只有单筒一种形式。从原动力上分国外有电动的,风动的以及液压驱动的,我国只有电动的和少量风动的。 3.结构 我国及国外的调度绞车大多数采用行星齿轮传动,其传动系统结构简单,使用维修方便。但由于其牵引力较小,特别是上下山的工作情况下很难实现较大设 备的搬运工作。还有苏联的产品比我国同等规格的产品要小。例如苏联规定,国家标准规定的调度绞车的轴向尺寸不大于 1m,而我国现有的牵引力 1000kg.f 以上的产品轴向尺寸均远远大于1m以上。回柱绞车的薄弱环节是球面蜗轮副传动,回柱绞车的主传动均采用了蜗轮副传动,这是因为蜗轮副传动比大,又具有自锁性,故其传动效率极低,一般只有 0.8 左右,回柱绞车的总传动效率更低。回绳速度慢,所有的回柱绞车回绳速度和工作牵引速度相同,不论绞车用于回柱放顶,还是搬运设备,工作效率太低。随着采煤机械化的发展,综采设备的频繁搬迁,又由于回柱绞车搬运,工作时间长占用人工多,因此这类均应设置快速回绳。 4.产品性能 主要寿命,噪音,可靠性等综合指标与苏联有差距。苏联矿用小绞车使用寿命规定在 5 年以上,而我国目前不具备测试手段寿命无法考核,但从对客户的访问中得知,寿命达不到 5 年,噪音也稍大。 5.三化水平 虽然我国矿用小绞车参数系列水平优于国外,但在标准化和通用化方面远不如发达采煤机械制造的国家。苏联把调度绞车运输绞车等统一为一个标准中,主机相同,只是制造和操作部分有所不同,而我国即使是同一规格产品,不同厂家生产的其结构各不相同,零件无通用之处,给使用和选型带来不便,比如牵引力 14000kg.f 这一档回柱绞车就有四种型号。JHC-14 型一级减速为蜗轮副传动,二级为行星齿轮传动(少齿差传动).JH2-14 型二级减速蜗轮副传动,一级和三级减速为圆柱齿轮传动。JM-14 型是在一级蜗轮副减速后,其二三级减速都为圆柱齿轮传动,JH-14 型是在一级蜗轮副减速之后,其二级减速为直齿圆柱齿轮传动,也是传动系统最简单的一种。 6.技术经济指标 我国矿用小绞车的技术经济指标与国外特别是苏联对比还有一定差距,现在牵引力为 2500kg.f 的绞车相比见下表: 由此可见苏联产品的单位重量的牵引力和单位体积牵引力两项技术经济指标都高于我国的产品。 1.2.3 结构型式 我国的矿用小绞车其中的调度绞车多为行星齿轮传动,结构有以下四种基本型式。 1. 通轴式 其主要特点是立轴贯穿其中,使整机刚性强,能保证运转过程中齿轮啮合精度,因而噪音小,寿命长,该种结构零件简单易于制造和维修,成本较低。 2. 浮动式 其特点是由于采用了浮动件,故绞车的传动件受力状况好,因而噪音明显下降寿命较长。 3. 半埋入式 其特点是电机的一部分埋入置于滚筒内部,传动装置设在共同内部和端部,结构紧凑体积小,重量轻。但该结构刚性差,运转中齿轮精度很难保证,给进一步提高寿命,降低噪音造成很大困难,且零件技术要求较高,制造难度大。 4. 全埋入式 其特点是电机全部置于滚筒内部,传动部分设在滚筒端部,使得整机结构紧凑,体积小,搬运方便。 回柱绞车一电机使用最广,传动型式以球面蜗轮副居多,该机主要结构型式为电机悬装载蜗轮副减速器后,蜗轮蜗杆副减速器为第一级减速,第二级和第三级为圆柱齿轮传动,分别安装在机器的两端对称机体的中心布置,该机呈长条形适应井下巷道的空间,体积小,底座呈雪橇形,安装搬运方便。 1.2.4. 发展趋势 纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点。 1. 向标准化系列方向发展。苏联,日本,美国,德国,英国已用矿用小绞车国家标准。并且这些国家的各制造公司有自己的产品系列型谱。在这些国家标准和系列型谱中,对绞车的性能,参数做了明确的规定,并强力推行和实施,给设计和制造,使用维护带来了极大的方便。 2. 向体积小,重量轻,结构紧凑方向发展。由于煤矿井下狭窄的工作环境要求绞车体积小,重量轻,各国都在力求将绞车的原动力,传动装置,工作滚筒,制动操作等部分及底座等主要部件综合在一个系统中加以统筹布局,充分利用空间提高紧凑程度,做好外形封闭。为此有的将传动部分置于滚筒内部,有的紧贴滚筒端部,有的将电机埋入滚筒内部,有的将底座支架减速器铸造为一体。 3. 向高效节能方向发展。世界工业发达的国家如苏联,日本在绞车各种参数的设置上进行优化设计,选取最佳参数,最大限速提高产品性能。在传动机构上尽量采用较先进的传动型式,并采用合理的制造精度,以提高生产效率。在产品节能方面各国各公司都很重视,苏联和日本在绞车设计方面为节省电耗,对电机功率在全方面分析绞车的实际工作情况的基础上确定。使电机的功率保证绞车的功能(牵引力,牵引速度)等,有能使电机功率得以充分利用。 4. 向寿命长,低噪音方向发展。寿命和噪音是衡量产品的综合性能指标,是产品质量的综合反应。寿命长经济效益才能高;噪音低有利于工人身心健康。苏联规定调度绞车使用为 5 年以上,保修期为两年,规定工作噪音不得超过环保卫士部的规定。并将寿命和噪音值纳入产品标准中,西德绞车的噪音较低,为提高产品寿命和降低噪音,有的提高齿轮的制造精度,有的采用稀油润滑,从而提高了产品的整机性能。 5. 向一机多功能,通用化方向发展,矿用小绞车在使用过程中不仅做调度用,而且还做运输及其他辅助工作。使用范围扩大,要求绞车有比较强的适应能力。把调度,运输,辅助绞车归纳为一个标准。三种绞车结构相近,大同小异。即主机相近而制动操作部分则根据各自的使用条件有所区别。有的国家已经打破了行业界限,把各行业的卷扬机设备统归为卷扬机类。这样便于生产使用和维护。便于提高产品质量和社会经济效益。随着管理水平的提高,产品通用化程度也必然的不断提高,这是今后产品发展的必然趋势。 6. 向大功率方向发展。随着生产的发展,原来的产品越来越不能满足用户的要求。长期的生产实践的成功经验表明,调度绞车除调度矿产外,也用于搬运设备,其牵引力又显得小一点,又如回柱绞车除用于回柱放顶外,有时也用于搬运综采及各类机电设备,运距一般较长,牵引和回绳速度更慢,因此解决上述问题的同时要加大绞车的功率,满足用户的要求。 7. 向外形简单,平滑,美观,大方方向发展。由于各国力求使产品的结构紧凑,体积小,重量轻,大都采用了机电合一的综合机构。外表只能看到滚筒和制动操纵部分。整个绞车近似一个圆形,显得线条简单外形平滑,为了争夺市场,各国绞车在外形上巧妙的构思,使得产品造型美观,操作者感到舒适。 1.2.5 采取措施 1. 采用国外先进技术,国家标准,制定出我国的矿用小绞车型式和参数系类标准和国家标准,把我国矿用小绞车的标准水平提高一步,进而进行产品的更新改造和提高产品性能,争取在较短的时间内达到先进国家的水平。 2. 完善测试手段.我国产品水平提高得慢的一个重要原因是不具备检测手段,很多项目及整机性能无法测定,心中无数。设计凭经验及类比法,因此在提高产品质量上有时陷入盲目性。在完善测试手段过程中,当前应重点放在产品性能检测,如寿命,噪音,效率,可靠性等。 3. 技术引进与产品更新换代相结合。更新换代光靠自己搞科研攻关,不仅力量不足,速度太慢,可先购买国外样机,经过使用后再考虑技术引进问题。 4. 组织专业化生产,按照标准对产品的要求,组织专业化生产,以提高质量和生产效率。 1.2.5. 总结 随着大中型矿井的增多,煤矿产量的提高和大型综采设备的使用,要求矿用小绞车在工作能力,工作效率,节能,使用寿命方面得到应有的改进,尽快克服目前调度绞车牵引力小,回柱绞车双速牵引快速回绳,用行星齿轮减速器替代效率极低的球面蜗轮副减速器。并要求具有“一机多用”的功能,简化矿用小绞车设备的生产,管理和维护,减少投资费用,使矿用小绞车尽早实现统一化,系类化,标准化。 第 第 2 章 回柱绞车主要性能参数的确定 1. 钢绳拉力 在顶板压力作用下,究竟需要多大拉力才能回柱放顶,目前还没有完整的计算力理论。这是因为在回采过程中影响顶板压力的因素颇为复杂。一般情况下是靠实践经验来掌握回柱放顶周期,并制定包括放顶的步矩和时间在内的合理作业的正规循环。一般来说,顶板悬露的时间短,则其压力小容易控制顶板。反之,则打乱了正规循环作业,顶板悬露时间长,则压力大,支柱受力也大。 国内回柱绞车参数系类标准中规定,钢绳拉力有三档即,5 吨,8 吨,14 吨。但是,对钢绳拉力的涵义,国内生产厂家各持一说,产品设计方法很不统一。 回柱绞车属于多层缠绕式工作机械。通过钢绳把拉力传递到支柱上。作为钢绳名义来历,他必须是包括最外层和最内层在内的各层钢绳必须具有的最小拉力值。显然,一旦电动机功率以及机械的结构确定后,以最外层拉力最小。因此把最外层拉力定为回柱绞车的名义拉力是合理的。如果以中间层或者最内层拉力定位名义拉力进行绞车设计,将导致外层拉力小于绞车名义拉力。显然这是不合理的。因此这部 JHMB-14 绞车的钢绳最外层拉力为 120000N 2 .钢绳绳速 因为钢绳在绞车卷筒上为多层缠绕,钢丝绳的并不是恒定不变的,而是随着缠绕层数的增加而增大。为了与钢丝绳拉力相适应,应以最外层速度作为绞车钢绳的名义速度 0.14 米/秒。 钢绳速度是影响回柱放顶作业生产率的主要因素之一,回柱放顶作业时间长,则影响正规循环,延缓回柱放顶时间,顶板压力大,给回柱绞车增加困难。但是,回柱生产率不仅仅决定于钢绳速度。因为,在回柱放顶作业过程中,大量是辅助作业时间。因此,回柱放顶作业的组织工作与操作熟练程度等同样起着重要的作用。 另外,当拉力达到最大值的瞬间,如果绳速过大,必然产生较大的动力载荷。其结果是支柱破损率增大,并且由此引起包括绳速在内的机件的摔坏。 3.电 电 动机额定功率 合理地确定电动机的功率,即可以充分发挥电动机的能力,又可以节约电能。 为此需要研究回柱放顶作业过程的负载特性,明确电动机的工作制度。 钢绳拴在支柱上,电动机启动后带动钢绳,此时钢丝为松弛状态,经一段空载运行后拉力值将直线上升(此时钢丝绳已被拉紧),已致达到将在顶板压力作用下的支柱撤下来的最大值,此时电动机可能出现瞬时过载,随后拖动支柱一段距离,电动机停车,一个回柱循环至此结束,有回柱工做些必要的辅助工作后,开始下一个循环,如此反复。可以看出电动机属于带启动的断续周期性的工作方式。每一个工作周期,包括一段启动时间,一段极短的超负载运转时间以及一段停车断电时间。观其运行特性,可以认为是断续周期性负载。但根据井下工作特点,为扩大其使用范围,此处并不按断续周期性工作方式选择电动机,而是按连续工作制选取。电动机功率按最大的瞬时负载计算,在按此计算值求得电动机的额定容量。电动机瞬时过载容量表示电动机处于发热状态中,并能在极短的时间内保证瞬时过载功率而不致破坏其运转的正常条件。这一功率决定于电动机的特性及其机械强度。根据鼠笼型电动机的机械特性曲线达到这一瞬间过载时,电动机转矩达到临界值,而这一过载不降低当超过临界转差率时,则电动机转矩急剧下降,以致造成电动机闷车。 鼠笼式电动机的过载系数为 K=1.8-2。为了不使电动机经常出现闷车,在功率计算中,取 K=1.36。 计算功率  m a x m a x / 102 k P V F     (千瓦) (1) 式中: m a x V 卷筒最外层钢绳速度(米/秒); k F 卷筒最外层钢绳拉力(牛); 机械传动总效率。 额定功率 m a x PPk (2) 将(1)式代入(2)式  m a x m a x / 102 k P V F k      (千瓦) (3) 按此计算值(P),在电动机样本中查取标准电动机功率值,查取值不得低于(P)值。 4. 钢绳型式和直径的确定 钢绳在使用过程中,其机械强度降低的因素主要有磨损,锈蚀,疲劳,断丝及咬伤。但是对于不同的绞车,由于其工作特点及使用条件不同。促使其机械强度降低的因素也不尽相同。 一般情况,由于钢绳在滚筒上缠绕,钢绳中产生弯曲和扭转应力,在其反复作用下,钢丝绳会出现疲劳。反复弯曲的次数越多,疲劳破坏越迅速。回柱绞车与其他钢绳缠绕式机械有所不同,在回柱过程中钢绳不需要连续不断地缠绕,钢绳放出后就相当于一个均质的弹性杆,由它传递拉力。因此可以认为上述疲劳断丝不是回柱钢丝绳破坏的主要因素。 使用在工作面的回柱绞车,因湿度大,易锈蚀,在回柱过程中钢绳经常与底板,煤摩擦,因此锈蚀与磨损相伴发生,而且磨损在锈蚀作用下发展加剧。锈蚀和磨损是回柱钢绳报废的主要原因。当然,对于多层缠绕咬绳是不可避免的。因此咬绳对钢绳寿命的影响也不容忽视。 明确了回柱钢绳破坏的主要因素,就可以选择钢绳的型式。 ①在井筒淋水大,淋水酸碱度高,以及在回风巷中,由于腐蚀严重应选用镀锌钢丝绳; ②在磨损严重的条件下使用的钢丝绳,如斜井提升时,应选用外层钢丝较粗的三角股钢丝绳; ③当弯曲疲劳为主要损坏原因时,应选用线接触式顺捻绳和三角股绳; ④同向捻钢丝绳因较柔软、表面光滑、耐疲劳性能好、寿命长,主要用于立 井及斜井箕斗提升中;斜巷串车提升,减少松绳打结,一般应选用不易松散的交互捻钢丝绳; ⑤当钢丝绳在绞车滚筒上做右螺旋缠绕时,则应选用右捻绳;反之,则用左捻绳; ⑥多绳摩擦提升机采用左右捻各半; ⑦用于温度高或有明火的地方,如矸石山等,应选用金属绳芯钢丝绳。回柱绞车选择 6×19 型,该型钢绳属于点接触式,它的特点是质地柔软,耐磨,适合于干工作面工作。由于是点接触,绳股中钢绳的接触应力较大,所以耐疲劳性能差。但是,回柱钢绳疲劳不是降低机械强度的主要因素。由此看出,这种型式的钢绳是合适的。 为了确定钢绳的直径,首先要研究回柱钢绳的许用安全系数。合理的选择钢绳的安全系数是设计工作中的一项主要工作。提高钢绳的安全系数能延长钢绳的使用寿命。但是钢绳安全系数过大,则钢绳直径就相应变粗,导致机械体积大而且笨重。这既不符合经济原则,又给绞车整体井下搬运带来不便。因此,在确保安全可靠性的前提下,尽可能减小安全系数. 许用安全系数  1 2 1 n k k    (1) 式中: 1 k 绳断造成后果系数; 2 k 钢绳缺陷及拉力计算不精确系数. 多年国内煤矿使用试验表明,很少由于回柱断绳造成人身伤亡和设备事故。《煤矿保安规程》第 56 规定:“放顶人员必须站在支架完整,没有可能发生崩绳,崩柱,甩钩,断绳抽人等情况的安全地点工作”。可见,只要遵守《保安规程》,就可以避免断绳造成的死亡事故。因此取: 1 k =0.1. 钢绳制造工艺是成熟的,其材质可靠,因此,新钢绳一般很少存在质量上的缺陷(矿山使用旧钢绳除外)。另外,安全系数是以电动机过载时的出力经计算求得的,已偏于安全。因此,取: 2 k =0.2 则许用安全系数等于: [n]=1+0.1+0.2=1.3 所确定的许用安全系数与提升设备主钢绳安全系数相比,似乎偏低,这可能引起人们的担心。但应但看到,目前国内外钢绳钢绳计算理论尚不完善。对于提 升钢绳,实际上计算时仅仅注意到钢绳的静载荷(绳重与终端载荷),而钢绳中产生的动载荷是用增大安全系数来抵偿。因此,安全系数选择比较大。其实也是一个约略的数值,不能钢绳中发生的实际过程。而回柱绞车钢绳拉力一般属于静拉力,因此,钢绳工作时仍然是安全的。 回柱绞车设计计算安全系数由下式求得: N=(整条钢绳破断拉力)/(钢绳在卷筒最内层拉力)=[n] (2) 式中取钢绳整条破断拉力,这是因为钢绳的钢丝破断拉力总和与钢绳破断拉力并不相等,后者小于前者。下面以换算系数表示两者之间的关系。 K E=(钢绳破断拉力总和-整条钢丝绳破断拉力)/钢绳破断拉力总和×100% 对于各种结构的钢绳,换算系数是不同的。它与绳股内钢丝间接触形式(点,线,面),捻距大小及钢绳结构等因素有关。钢绳的结构越复杂,绳中钢丝数越多,则有捻制所造成的破断拉力损失越大。回柱绞车选用钢绳为 6×19 型,其换算系数为: K E =15% (3) 整条钢绳破断拉力=(1-K E )×(钢丝破断拉力总和) 在(2)式中,取钢丝绳在卷筒最内层静拉力,因为,在回柱过程中,可能出现最大静拉力是在最内层(此拉力远大于标准中规定的额定拉力)。此拉力可由下式求得: Fk=   k102 P KF =V(牛) (4) 式中: P电动机额定功率,千瓦(查样本值);  传动总效率;  V 卷筒最内层钢丝绳速度 米/秒; K电动机过载系数。 因为   2 11kd nVVD   所以   2 1K V DVD d n    式中: K V 最外层绳速, 米/秒; D卷筒直径, 米; d在卷筒缠绕一层是所增加的缠绕直径。一般取d=0.83×k d ; k d 钢绳直径; n在卷筒上缠绕层数。 则卷筒最内层转速为:  0.14 400400 2 0.83 23 12 1V      =0.070 米/秒 钢绳在最内层的拉力: 102KP KFV    =20.96×0.687×1.36/0.07=279×1000 牛 整条钢绳破断拉力 整条钢绳破断拉力 =(1-K E )×(钢丝破断拉力总和) =0.85×450=382.5×1000 牛 回柱绞车设计计算安全系数由下式求得: N=(整条钢绳破断拉力)/(钢绳在卷筒最内层拉力) =382.5/279=1.371.3 所以是合格的。 按上式计算的整条钢绳破断拉力与钢绳在卷筒最内层缠绕时的静压力,代入(2)式便得计算安全系数,若其值大于许用安全系数 1.3,则所选用的钢丝绳就是安全的。 5.卷筒直径的确定 所有矿用绞车不论是缠绕式或者是摩擦式的,其卷筒直径都是根据预先规定的卷筒直径与钢绳绳直径的比值(D/dk)确定的。因为,绳中产生的弯曲应力直接与卷筒直径,钢丝绳直径以及钢绳结构有关。弯曲应力为: KDE E K   牛/毫米×毫米 式中: E钢丝绳弹性模数, 牛/毫米×毫米 D卷筒直径 毫米 K 钢丝直径 毫米 K与钢绳结构有关的系数。 显然,为降低弯曲应力,在钢丝绳直径以及其材料确定后,增大卷筒直径对于提高钢丝绳寿命是很有益的。 回柱绞车虽属于钢绳缠绕式机械,但钢绳的主要作用,不是牵引载荷不断地运动,而是作为一个弹性杆,将卷筒的圆周拉力作用在支柱上,而且回柱时只有几秒钟。因此,钢绳不需要连续不断地往卷筒上缠绕,钢绳的主要破断形式不是疲劳断丝,国外对 D/dk 值也没有明确规定。为确保安全,有不因为这个比值选的过大而增加机体,建议选用 D/dk=16 第 第 3 章 各类零件的设计和强度计算 3.1 引言 根据设计方案提供的技术规格和设计参数,并且提供了绞车的总体设计方案。通过设计计算,确定了以蜗轮蜗杆减速器以及两极齿轮减速和调速机构的各部分结构尺寸,对其主要部件的强度进行了校核 。 绞车的工作原理为: 绞车的结构示意图 JHMB-14 绞车的动力源为防爆电动机,通过联轴器联接电动机的轴和蜗杆轴,通过蜗轮蜗杆减速后再通过两级齿轮减速装置使得传动比达到此绞车需要的传动比,最后由二级齿轮减速装置的低速齿轮用螺栓和滚筒联接使动力传递给滚筒使得滚筒按照需要的速度卷起钢绳牵引柱子,达到绞车的功能这即为绞车的工 作原理. 3.2 技术规格与参数 JHMB-14 型慢速绞车主要由以下 5 个部分组成:1,电动机; 2,底架; 3,蜗轮蜗杆减速器; 4,两级齿轮传动; 5,紧急制动装置 ; 1.卷筒直径.400mm 2. 卷筒宽度..300mm 3 容绳量..150m 4. 绳的直径.23mm 5. 绳速.0.12m/s 6. 平均提升力..120KN 7. 电动机 型号YBK-225M-8 功率22KW 转速.730r/min 8. 传动比.128 3.3 . 电机的计算和选取 根据资料可知卷筒的线 米/秒由此可以推算卷筒的角速度: n(卷筒)=v(卷筒)/( d   )=0.12/(  ×400)=5.73r/min 则卷筒的拉力功率为: P=F×V=140×1000×0.14=19.6kw 整个机械的传动效率为: y=0.99×0.98×0.80×0.98×0.97×0.98×0.97×0.98=0.687 电动机的工作功率为: max 19.620.96102 0.687 1.31V FkKWKP    根据《机电液设计手册》单级蜗轮蜗杆传动比为 10:40,齿轮的传动比为 1:8, 根据资料得知 JHMB-14 绞车的传动为蜗轮蜗杆减速器和两对齿轮减速。则整个机械的传动比为: 10×1×1--40×8×8=10--2560. 由此得知电动机的转速范围为: n(电动机)=5.73×(10-2560)=57.3-14668.8. 由于目前我国煤炭产量已达 7 亿多吨,居世界第三位。开采方法以矿井为主.由于矿井中瓦斯含量较高,有些矿井甚至是超级瓦斯,过去国内没有较好的防爆系统,所以井下只好使用非防爆型绞车,采用加强通风措施等方法,以防止瓦斯爆炸事故的发生。这样既不经济,又不安全。煤炭部规定,井下使用绞车必须是防爆型的,所以现在使用的绞车都是必须限期达到防爆要求。由于该绞车应用于矿山所以使用防爆型电动机在根据电动机的工作功率选用 YBK-255M-8 型电动机。 其技术参数为 型号 功率(KW) 转速(n/min) YBK-225M-8 22 730 总的传动比为: =730/5.73 127.4nin 电动机卷筒 取 128。 传动比的分配: 蜗轮蜗杆为 20;一级齿轮为 2;二级齿轮为 3.2。 4 3.4 计算各轴的运动和动力参数 JHMB-14 结构示意图 各轴的转速: 1 = n n  电动机 730r/min 21=inn 1 730=36.5r/min20 32=inn 2 36.5=18.25r/min2 43=inn 3 18.25=5.7r/min3.2 各轴的输入功率: 1 01 =20.96 0.99 P P     电动机 =20.75KW 2 12 =20.75 0.98 0.80 P P      1 =16.27KW 3 23 =16.27 0.97 0.98 P P      2 =15.46KW 4 34 =15.46 0.97 0.98 P P      3 =14.70KW 各轴的输入转矩为: 9550=9550 20.96/730PTn  电动机电动机电动机=274.20N m 01 =274.20 1 0.99 T T i        1 电动机 1 =271.46N m 1 12 =271.46 20 0.784 T T i        2 2 =4256.49N m 2 23 =4256.49 2 0.9506 T T i        3 3 =8095.44N m 3 34 =8095.44 3.2 0.98 0.97 T T i         4 4 =24616.55N m 各轴的相关参数: 轴 功率(KW) 转矩(N*m) 转速(r/min) 传动比 效率 5 3.5 蜗轮蜗杆的设计和计算 选用蜗轮蜗杆的原因是因为它结构紧凑,工作平稳,无噪声,冲击振动小而且能够得到很大的单级传动比(由于其需要的总传动比为 128 比较大)选用的是圆柱蜗杆传动。 选[ 1 d /a]值 当量摩擦系数: 假设 Vs=4-7m/s 查表 13.6 知 取其中间值 当量摩擦系数:v u =0.06 当量摩擦角:v  =3.2 选取[ 1 d /a]值: 在图 13.11 上传动比为 20 的线上去一点查: 【 导程角:  =15(z=2) 传动啮合效率:y=0.8 中心距的计算 蜗轮转矩: 1 12 =271.46 20 0.784 T T i        2 2 =4256.49N m T(2)=4251.49N*m 使用系数: 查表 12.9(电动机均匀平稳,工作机轻微冲击) 取 Ka=1.25 弹性系数: 根据蜗轮蜗杆副查表 13.2 得 147 e Z  Mpa 转速系数 Zn=82 ( /8 1) n Z n   =8 (36.5/8 1) Zn=0.8 电动机 20.96 274.20 730 1 20.75 271.46 730 1 0.9702 2 16.27 4256.49 36.5 20 0.784 3 15.46 8092.44 18.25 2 0.9506 4 14.70 24616.55 5.70 3.2 0.9506 寿命系数 6 (25000/6000)h Z  =1.27 Zh=1.27 接触系数 由图 13.12I 线 接触疲劳极限 查表 13.12I 线查得 lim H  =265MPa 接触疲劳最小安全系数 自定 lim S =1.3 中心距 32 lim lim ( ( / )) a e n h H a K T z Z S Z Z          =3(1.25 4256490 (147 2.5 1.3/1.81 1.27 265))       a=250mm 传动基本尺寸 蜗杆头数 1 (7 2.4 )/ Z a n    = (7 2.4 250)/730   =2.25 取 Z(1)=2 蜗轮齿数 2 1 1 2 20 40 Z Z i      Z(2)=40 模数 m=(1.4-1.7)×a/ 2 Z =(1.4-1.7)×250/40=10.625 取 m=10 蜗杆分度圆直径 1 d =[ 1 d /a]×a=0.5×250=125 lim1 H  根据《机械设计》 查表 13.4 得知 取 1 d =112 蜗轮分度圆直径 d(2)=m*Z(2)=10*40=400 2 d =400 导程角 tan=Z(1)*m/d(1)=2*10/112  =10.12 蜗轮宽度 2 1 2 10 (0.5 ( / 1) b d m      = 2 10 (0.5 (112/10 1)     =79.8 取 2 b =70 蜗杆圆周速度 1 1160 1000d nV   =112 73060 1000   1 V =4.28m/s 相对滑动速度 s 1 =V /cos V  = 4.28/cos10.12 s V =4.35m/s 当量摩擦系数 由表 13.6 查得 v u =0.6m/s 齿面接触疲劳强度计算 许用接触应力 lim lim [ ] / h n h H h Z Z S      =0.81×1.27×265/1.3=209.7Mpa [ ] h  =209.7Mpa 最大接触应力 332 ( )/ h e a Z Z K T a       = 33 1472.5 (1.25 4256400)/256    h  =206.9Mpa 因为 h h [ ]   合格 轮齿弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度由表 13.2 查出: lim F  =115Mpa 弯曲疲劳强度最小安全系数 自定 lim F S =1.3 许用弯曲疲劳应力为 lim lim [ ] / F F F S    =115/1.3 =88.46Mpa [ ] F  =88.46Mpa 轮齿最大弯曲应力 2 2 2 2 /( ) F a K T m b d       =2×1.25×4256400/(10×70×400) =38.00 F  =38Mpa 因为 F  [ ] F  合格 蜗杆轴扰度验算 轴惯性矩 41 /64 I d    =4112 /64   =7.72×6104mm I=7.72×6104mm 允许蜗杆扰度 [  ]=0.004×m=0.004×10=0.04 [  ]=0.04mm 蜗杆扰度 2 23(tan20 tan ( ))48tvF lE I       2 232 4256490 400(tan20 tan (10.12 3.2))400 48 E I       =0.00775   0.00775mm 因为合格  [  ] 合格 温度校核 传动啮合效率 1 tan /tan( ) v       =tan10.12/tan(10.12+3.2)=0.75 1  =0.75 搅油效率 自定 2  =0.99 轴承效率 自定 3  =0.99 总效率 1 2 3        =0.75*0.99*0.99 =0.74  =0.74 散热面积 ( 5) 1.889 10 A a   =3.0322m 箱体工作温度 1 1 0 1000 (1 )/( ) w t P A t         =1000×20.75×(1-0.75)/25×30.32+20 =74.75 因为 1 t 80 C (要求具有较好的通风条件) 合格 6 3.6 齿轮的计算和强度校核 选用齿轮的原因是因为单级蜗杆达不到 128 的传动比,这样在蜗轮蜗杆减速后选用两级齿轮减速因为齿轮传动工作可靠,使用寿命长,瞬时传动比为常数;传动效率高,结构紧凑和速度使用范围很广,因此这样的传动比较平稳而且承载能力比较高。选用的齿形为直齿圆柱齿轮。 一级齿轮的设计 材料的选取:小齿轮选取 40Cr 采用调质处理后硬度为 280HB;大齿轮选取40Cr 硬度为 280HB 大小齿轮都选取具有较高的热处理要求。 齿面接触疲劳强度计算和校验: 1. 初步计算 转矩的计算 1 T 1 1 =9550 /n T P  =9550×16.27/36.5 =4256490 N m  1 T =4256490 N m  齿宽系数 d  由表 12.13(应为其为悬臂装置) d  =0.4 接触疲劳极限 lim H  由图 12.17c lim1 H  =850Mpa lim2 H  =850Mpa 许用接触疲劳极限[ 1 H  ]=0.9× lim1 H  =0.9×850=765Mpa [ 1 H  ]=765Mpa [ 2 H  ]=0.9× lim2 H  =0.9*850=765Mpa [ 2 H  ]=765Mpa d A 值的选取 由表 12.16 得 d A =82 初步计算小齿轮直径21 13 1[ ]dT ud Ad H u    =24256490 2 13 820.4 [765] 2  =246.83mm 初选齿宽 b b= d d   =0.4×250=100mm b=100mm 2. 齿轮强度校核计算 圆周速度 v 1 160 1000d nV   =  ×250×36.5/60/1000=0.48m/s v=0.48m/s 精度等级的选取 由表 12.6 由于小于 2m/s 取 9 级等级 齿数 Z 和模数 m 初选小齿数 1 Z 取 1 Z =25 模数 m=11 dZ =250/25=10 取 m=10 2 Z =i× 1 Z =2×25=50 取 1 Z =25 2 Z =50 使用系数 a K 由表 12.9 a K =1.25 动载荷系数 v K 由图 12.9(由于精度等级为 9 级,圆周速度为 0.48m/s) Kv=1.1 齿间载荷分配系数 Ha K 由表 12.10 求得: 112 tTFd  =2×4256490/250=34051.92N t F =34051.92N a t K Fb=1.25×34051.92/100=425.65N/m100N/m a  =1.88-3.2×(1/ 1 Z +1/ 2 Z ) =1.88-3.2×(1/25+1/50)=1.688 a =1.688 43aZ   =4 1.6883 Z=0.88 Ha K =1.2 齿向载荷分布系数 由表 12.11 2 2 31 1[1 6.7 ( ) ] ( ) 10 Hb bK A B C bd d         =2 2 3100 1001.09 0.16 [1 6.7 ( ) ] ( ) 0.31 10 0.1250 250        =1.174 H K  =1.17 载荷系数 K a v Ha H K K K K K      =1.25×1.1×1.2×1.17=1.93 K=1.93 弹性系数 E Z 由表12.12得 E Z =189.8 Mpa 节点区域系数 H Z 由图 12.16 得 H Z =2.5 接触最小安全系数 lim H S 由表 12.14 得 lim H S =1.05 总工作时间的计算: 应力循环次数 1 60 L h N n t      =60×1×36.5×6000 71 1.314 10 L N   2 60 L h N n t      =60×1×36.5/2×6000 62 6.57 10 L N   接触寿命系数 Zn 由图 12.18 得 1 N Z =1.3(取 A) 2 N Z =1.25(取 B) 许用接触应力 [ ] H  lim1 11lim1[ ]H NHHZS =850×1.3/1.05=1052.38Mpa 1 [ ] H  =1052.38Mpa lim 2 22lim 2[ ]H NHHZS =850×1.25/1.05=1052.38Mpa 2 [ ] H  =1052.38Mpa 验算: 1212 1H E HK T uZ Z Zb d u        =22 1.93 4256490 2 1189.8 2.5 0.88100 250 2     =829.17Mpa H  =829.17 Mpa 因为 H  2 [ ] H  或者( 1 [ ] H  ) 合格 确定传动主要尺寸: 1 1 d m Z   =10×25=250mm 1 d =250mm 2 2 d m Z   =10×50=500 2 d =500mm  1 22d da =(250+500)/2=375mm a=375mm 1 d b d    =0.4×250=100mm 因为小齿轮的齿宽大于大齿轮 10 毫米左右所以 取 b1=110mm 齿根弯曲疲劳强度验算: 重合度系数: 0.750.25aY   =0.25+0.75/1.688=0.69 Y  =0.69 齿间载荷分布系数: Fa K =1.2 齿向载荷分布系数 b/h=100/(2.25×10)=4.44 由图 12.14 可知 F K  =1.18 载荷系数 a V Fa F K K K K K      =1.25×1.1×1.2×1.18=1.942 K=1.942 齿形系数 Fa Y 由图 12.21 1 Fa Y =1.2 2 Fa Y =2.34 应力修正系数 sa Y 由图 12.22 1 sa Y =1.58 2 sa Y =1.72 弯曲疲劳极限 由图 12.23c lim1 F  =680Mpa lim2 F  =680Mpa 弯曲最小安全系数 lim S 自取 lim S =1.25 应力循环次数 1 60 L h N n t      =60×1×36.5×6000 71 1.314 10 L N   2 60 L h N n t      2 60 L h N n t      =60×1×36.5/2×6000 62 6.57 10 L N   弯曲寿命系数 N Y 由图 12.14 得 1 N Y =1 2 N Y =1.1 尺寸系数 X Y 由图 12.25 得 X Y =0.97 许用弯曲应力 F  lim11min[ ]F N XFFY YS  =680×1×1.97/1.25=527.68Mpa 1 [ ] F  =527.68Mpa lim 22min[ ]F N XFFY YS  =680×1.1×1.97/1.25=527.68Mpa 2 [ ] F  =580.45Mpa 弯曲应力验算 1 1 1112 Fa SaFK T Y Y Yb d m      =2×1.942×4256490×2.63×1.58×0.69/100/250/10 =189.6 因为 1 F  [бF1] 合格 2 2 2222 Fa SaFK T Y Y Yb d m      =2×1.942×4256490×2.34×1.72×0.69/100/250/10 =183.65 因为 2 F  [бF2] 合格 二级齿轮的设计 材料的选取:小齿轮选取 40Cr 采用调质处理后硬度为 280HB;大齿轮选取40Cr 硬度为 280HB 大小齿轮都选取具有较高的热处理要求。 齿面接触疲劳强度计算和校验: 3. 1.初步计算 转矩的计算 1 T 1 1 =9550 /n T P  =9550×15.46/18.25=8092440 N m  1 T =8092440 N m  齿宽系数 d  由表 12.13(应为其为悬臂装置) d  =0.4 接触疲劳极限 lim H  由图 12.17c lim1 H  =850Mpa lim2 H  =850Mpa 许用接触疲劳极限[ 1 H  ]=0.9× lim1 H  =0.9×850=765Mpa [ 1 H  ]=765Mpa [ 2 H  ]=0.9× lim2 H  =0.9*850=765Mpa [ 2 H  ]=765Mpa d A 值的选取 由表 12.16 得 d A =82 初步计算小齿轮直径21 13 1[ ]dT ud Ad H u    =28092440 3.2 13820.4 765 3.2  =248.7mm 取 1 d =250mm 初选齿宽 b b= d d   =0.4×250=100mm b=100mm 4. 齿轮强度校核计算 圆周速度 v 1 160 1000d nV   =  ×250×18.25/60/1000 =0.23m/s v=0.23m/s 精度等级的选取 由表 12.6 由于小于 2m/s 取 9 级等级 齿数 Z 和模数 m 初...