JD-2.5调度绞车设计毕业设计开题报告 .doc
Jd-2.5调度绞车机毕业设计【含cad图纸、说明书】
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2.5 调度绞车
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25KN电动背板绞车(DFDJC-025-00-JS)设计计算书编制：校对：审核：一、整体方案设计1.1产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是2.5吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力 25 绳速 1.68 容绳 400 m1.2整体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。1.3 设计方案的改进为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。1. 主要技术参数1. 1 卷筒部分卷筒额定拉力(第1层，共2层) 25KN额定速度（第1层） 10m/min卷筒过载拉力 30KN卷筒直径长度 620610mm卷筒容绳量(二层) 100m钢丝绳直径（GB/T891896） 14mm1.2 电机参数w型号 JZ2-H22-6 功率 5kw转速 900r/min电制 380v 50Hz1.3. 传动比 125.581.4. 机械效率 0.82. 卷筒的性能计算2.1卷筒直径的确定 D16d1614224mm （钢索直径d=14 mm）根据需要取卷筒直径D500mm2.2卷筒凸缘直径DD2（21.5）d5002（21.5）14598mm 取620mm2.3卷筒容绳量计算（以2层绳计算）卷筒长度L610mm卷筒容绳量L2L(D+2d)/1.05d103101m满足100m容绳量要求。2.4.整机效率 总=132232425=0.85为保险起见，取0.8其中卷筒轴承副 13-0.95 齿轮轴承副 22-0.98齿轮(II)轴承副 32-0.98 齿轮(I)轴承副 42-0.98 卷筒装置效率 5 -0.952.5.传动比的确定 额定速度(第1层)V=10m/min D=400mm d14mm n=900r/min i= （Dd）n/1000v =（40014）960/100010=116.9 实际速比：125.58 实际速度：9.7m/min2.6. 电机功率的确定 P=FV/60=259.7/（600.8）=4.04kw满足要求的电机型号为JZ2-H22-6 功率5kw 转速900r/min 3. 齿轮接触疲劳强度及弯曲疲劳强度计算接触应力：H=ZHZE Z【Ft(+1)KAKVKHKH/bd】1/2弯曲应力：F=FtKAKVKFKFYFSY/bMn 许用接触应力：HP=HlimZNZLVRZWZX/SHmin 许用弯曲应力：FP=FPYNYsrdtYrndtYx/SFmin 接触强度安全系数：SH=HlimZNZLVRZWZX/H 弯曲强度安全系数：SF=FPYNYsrdtYrndtYx/F序号名 称符号单位公式或来源第一级第二级第三级Z1Z2Z3Z4Z5Z61齿数z根据要求初算1782168016802法向模数m确定3.5573分度圆螺旋角8.1096211.5952704中心距1752453365径向变位系数Xn+0.5-0.5+0.3-0.3+0.2-0.26分度圆直径dmmd=zm/cos60.1 289.981.67408.331125607齿根圆直径dfmm54.85 277.672.17392.8397.3539.78齿顶圆直径dammDa=d+2ha70.6 293.394.67415.33128.8571.29传动比i4.825510传动扭矩TNmT=FD/234.33165.6165.6828.1828.1414011节圆上圆周力FtNFt=2500T/d1142.414055.314787.512齿宽Bmm504575651059513使用系数KA表35.2-241.11.11.11.11.114动载系数KV式35.2-121.5911.0651.0651.0091.0915轴向重合度图35.2-110.580.830.830016端面重合度图35.2-101.511.541.6117齿向载荷分布系数KF表35.2-281.3811.4330.24318齿间载荷分配系数KF表35.2-301.5351.5951.119复合齿形系数YFs图35.2-22233.934.024.144.26425螺旋角与重合度系数Y图35.2-160.7180.6780.71621计算弯曲应力FN/mm2表35.2-2210.710.913.913.525.118.922寿命系数YN1.21.21.223相对齿根圆角敏感系数Yrelt表35.2-3311124表面状总系数YRtelt23.2-24.2611125尺寸系数Yx图35.2-29110.9826齿轮材料40CrZG35SiMn40CrZG35SiMn40CrZG35SiMn27热处理调 质调 质调 质28硬度HRC240-260250-225240-260250-225240-260250-22529弯曲疲劳强度基本值FEN/mm2图35.2-27581.3280581.3280581.328030最小安全系数SFmin表35.2-321.61.61.631许用弯曲应力FP表35.2-22908.3437.5908.3437.5897.4432.332安全系数SF54254125281434计算结果(I)FFPSFminSF齿根弯曲强度强度满足35节点区域系数ZH图35.2-142.4742.4532.49536接触强度用螺旋角与重合度系数Z式35.2-15/160.8520.660.70.8837润滑油膜影响系数ZLVR图35.2-18,190.870.870.870.870.870.8738计算接触应力HN/mm2表35.2-22255.3228.1295.739接触强度寿命系数ZN图35.2-171.61.61.61.61.61.640工作硬化系数ZW 111.131.141.131.1441接触强度尺寸系数ZX图35.2-2111111142接触疲劳应力HlimN/mm2图35.2-16705.6350705.6350705.635043接触强度最小安全系数SHmin表35.2-321.31.31.31.31.31.344许用接触应力HPN/mm2表35.2-22613.9304.5613.9304.5613.9304.545安全系数SH表35.2-224.72.34.32.13.31.646计算结果IIHHP SHSHmin齿面接触强度满足要求注：本计算参考a.机械工业出版社机械设计手册渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB/3480-97）。b.化工版机械设计手册。4.工作负载时的强度校核4.1齿轮轴I工作负载时的强度校核4.1.1工作负载时的结构及载荷图见后。4.1.2传动扭矩：34.33N.m（已计入效率）4.1.3 Z1受力：圆周力：Ft1=1142.41N(见前面齿轮计算) 径向力：Fr1=Ft1tan250=415.8N 轴向力：Fx1=Ft1tan=1142.41tan8.109625=162.8N轴向力形成的弯矩：Mx1=Fx1d/2500=4.8N.m (d为分度圆直径60.1)4.1.4垂直方向受力F1y= Fr1=415.8NRby= Fr1188.75/261.6 =300NRay= Fr1- Rby=115.8N4.1.5水平方向受力F1z=Ft1=1142.41NRbz=F1z188.75/261.6=824.3NRaz=F1z- Rbz=318.1N4.1.6垂直方向弯矩M1y=Rby72.85/1000=21.9N.m4.1.7水平方向弯矩M1z=Rbz72.85/1000=60N.m4.1.8 Z1处的合成弯矩M1= (M1y2+M1z2)0.5=63.9N.m考虑轴向力引起的弯矩，轴的合成弯矩图如图示.4.1.9确定危险截面及进行强度校核：通过以上计算知，Z1处应力最大，为危险截面。强度校核：校核公式（根据表38.3-3）：=10M2+(T)21/2/W -1由于电机带动轴旋转引起转应力的脉动循环，所以取=0.7-1=0.4s=250 (材质：40Cr) d=54.85mm(底径)则=10M2+(T)21/2/W =30.6MPa -1 W=22.261该截面强度满足要求。4.2危险截面过载时强度校核静1.51.530.645.9Mpa-1故截面强度满足要求。5.齿轮轴II的强度校核5.1工作负载时强度校核5.1.1齿轮轴II的结构及载荷图见后5.1.2传动扭矩：T2=T3=165.6N.m5.1.3 Z2受力：圆周力：Ft2=Ft1=1142.41N 径向力：Fr2=Ft2tan250=415.8N 轴向力：Fx2=Ft2tan=162.8N 轴向力形成的弯矩：Mx2=Fx2d/2500=4.8N.m d为分度圆直径60.15.1.4 Z3受力：圆周力：Ft3=4055.3N 径向力：Fr3=Ft3tan250=1476N 轴向力：Fx3= Ft3tan4055.3tan11.595270832.1N轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3d/2500=33.95N.m d为分度圆直径81.65.1.5 垂直方向受力：F2y=Fr2=415.8NF3y=Ft3=4055.3NRby=F3y63.2-F2y(246.4-58.2)/246.4=722.6NRay= F3y-Rby-F2y =2916.9N5.1.6水平方向受力F2z=Ft2=1142.41NF3z=Fr31476NRbz=F2z(246.4-58.2)-(F3z63.2)/246.4=494NRaz=F3z-F2z+Rbz=827.59N5.1.7垂直方向弯矩：M2y=Rby58.2/1000=42N.mM3y=Ray63.2/1000=184.3N.m5.1.8水平方向弯矩M2z=Rbz58.2/1000=28.75N.mM3z=Raz63.2/1000=52.3N.m5.1.9 Z2和Z3处合成弯矩M2=(M2y2+M2z2)1/2=50.8N.mM3=(M3y2+M3z2)1/2=191.6N.m考虑轴向力引起的弯矩，轴的总合成弯矩图如图示5.2确定危险截面并校核强度和安全系数：通过以上计算可知，Z2及Z3处应力最大，均为危险截面。5.2.1 Z2处强度校核 d=60mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=6.8MPa-1该截面强度满足要求。5.2.2 Z3处强度校核d=72.17mm(齿根圆直径)则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=6.3MPa-1该截面强度满足要求。5.3过载时强度校核Z3处：静1.531.56.39.45Mpa-1故截面强度满足要求。Z2处：静1.521.56.810.2Mpa-1故截面强度满足要求。6.齿轮轴III的强度计算6.1工作负载时强度校核6.1.1齿轮轴III的结构及载荷图见后6.1.2传动扭矩：T4=T5=828.1N.m6.1.3 Z4受力：圆周力：Ft4=2T/d4=4055.3N 径向力：Fr4=Ft4tan250=1476N轴向力：Fx4= Ft4tan832.1N轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3d/2500=33.95N.m d为分度圆直径81.66.1.4 Z5受力：圆周力：Ft5=2T/d5=14787.5N 径向力：Fr5=Ft5tan250=5382.2N6.1.5 垂直方向受力：F4y=Ft4=4055.3NF5y=Ft5cos170 + Fr5sin170=15714.96NRby=F4y59.85+F5y（239.7-74.85）/239.7=11825.3NRay=F4y+F5y-Rby=7949.96N6.1.6水平方向受力：F4z=Fr4=1476NF5z=Fr5cos170-Ft5sin170823.6NRbz=F4z59.85-F5z（239.7-74.85）/239.7=-197.9NRaz=F4z+Rbz-F5z=850.3N6.1.7垂直方向弯矩M4y=Ray59.85/1000=475.8N.mM5y=Rby74.85/1000=896.6N.m6.1.8水平方向弯矩：M4z=Raz59.85/1000=50.89N.mM5z=Rbz74.85/1000=14.81N.m6.1.9合成弯矩：M4=(M4y2+M4z2)1/2=478.5N.mM5=(M5y2+M5z2)1/2=896.8N.m轴的总合成弯矩图如图示，由以上计算知Z4和Z5两处均为危险截面。6.1.10 Z4处强度校核d=80mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=16.5MPa-1该截面强度满足要求。6.1.11 Z5处强度校核：d=97.3mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=12.3MPa-1该截面强度满足要求。6.2过载时强度校核Z4处：静1.541.516.524.75Mpa-1故截面强度满足要求。Z5处：静1.551.512.318.45Mpa-1故截面强度满足要求。7.主轴的强度计算7.1工作负载时主轴强度计算：7.1.1主轴结构及载荷图见后7.1.2传递扭矩：T4140N.m7.1.3 Z6受力：圆周力：Ft6=2T/d6=14785.7N径向力：Fr6=Ft6tan250=5381.6N7.1.4卷筒受力：F25100025000N 作用至轴上：F1F2 F3F4F/210000N 该梁受力如图所示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多于约束力。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rby代替。此时，其相应的变形协调条件为B处的挠度等于零，即yB=0 由叠加法可知: yB=(yB)Fz6y+(yB)Rby=07.1.5垂直方向受力：(yB)Fz6y=（Fz6y170.7）/6EI976.7（976.7-251.5）(251.52+170.72-2976.7251.5) =-7.791011/6EI (yB)Rby=Rby976.73/48EI 解得：Rby=6688.7N Rcy=(Fz6y170.7-Rby251.5)/976.7=（14785.7170.7-6688.7251.5）/976.7=861.8N Ray=Fz6y-Rcy-Rby=14785.7-861.8-6688.7=7235.2N7.1.6水平方向受力 F1z=F1=10KN F2z=F2=10KN Fr6=Fr5=5381.6N 计算时把F1、F2看成合力F作用在卷筒中点处。 该梁受力如图示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多余约束。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rbz代替。此时，其相应的变形协调条件为B处的挠度等于零，即yB=0, 由叠加法可知: yB=(yB)Fr6+(yB)F+(yB)Rbz=0 (yB)Fr6=5381.6170.7(976.7-251.5)/6EI976.7(251.52+170.72-2976.7251.5) =-2.721011/6EI(yB)F=(-25000342251.5/6EI976.7(976.72-251.52-3422) =-1.3631012/6EI(yB)Rbz=976.73Rbz/48EI解得：Rbz=14038.6N Raz=(5381.6806-14038.6725.3+25000342)/976.7=1019.1N Rcz=F+Fr6-Raz-Rbz=25000+5381.6-1019.1-14038.6=10323.9N7.1.7垂直方向弯矩： Mz6y=Ray0.1707=7235.20.1707=1235.1N.m Mrby=Ray0.2515-Fz6y0.1707=7235.20.2515-14785.70.081=622N.m Mf2y=Rcy0.100/1000=861.80.1=86.18N.m Mf1y=Rcy0.7253/1000=625.1N.m7.1.8水平方向弯矩 Mz6z=Raz0.1707=173.9N.m Mrbz=Raz0.2515-Fr60.081=179.6N.m Mf2z=Rcz0.100=1032.4N.m Mf1z=Rcz584/1000-F242/1000=1189.2N.m7.1.9合成弯矩 Mz6=(Mz6y2+Mz6z2)0.5=(1235.12+173.92)0.5=1247.3N.m Mrb=(Mrby2+Mrbz2)0.5=(6222+179.62)0.5=647.4N.m Mf1=(Mf1y2+Mf1z2)0.5=(81.682+1032.42)0.5=1035.6N.m Mf2=(Mf2y2+Mf2z2)0.5=(625.12+1189.22)0.5=1343.5N.m 由以上计算并比较应力情况及相应直径，确定Z6和F1处截面为危险截面。7.1.10 Z6处强度校核： d=105mm 则：=10M2+(T)20.5/d3 =101247.32+(0.74140)20.5103/1053=31.8MPa-1故截面强度满足要求。7.1.11 F1处强度校核 d=90mm 则：=10M2+(T)20.5/d3 =101035.62+(0.74140)20.5103/903=27.53MPa-1故截面强度满足要求。7.2过载时强度校核Z6处：静1.5s1.531.847.7Mpa-1=250MPa故截面强度满足要求。F1处：静1.5s1.527.5341.3Mpa-1=250MPa故截面强度满足要求。8.卷筒强度校核多层卷绕L3D时7.1弯曲应力：Pb=0.96Fmax(1/3D)0.5=18.2MPa7.2压缩应力：PD=0.5Fmax/ds=107.1MPaFmax:钢丝绳最大拉力30KN:卷筒壁厚10mmD：卷筒直径620mmds:钢丝绳直径14mm7.3合成应力：P=（Pb2+PD2）=108.7MPa7.4许用应力：P=0.95s=0.95345（Q345）=327.75MPaPP,强度满足要求。9.齿轮箱内各轴上键联接强度校核名 称符 号单位公式或来源齿轮轴II齿轮轴键尺寸bhlmm1811702214100轴径Dmm6080接触高度hlmmh1=1/2h5.57工作长度LlmmL1=L-b5278传递扭矩T过N.m248.41242.15挤压应力PN/mm2P=2500T/1.5D*h1l128.9556.87许用应力PN/mm2表25.2-3250-250250-250校核结果P过P强度满足 主轴键联接强度校核名 称符 号单位公式或来源大齿轮卷筒处键尺寸bhlmm281614422514105轴径Dmm10590接触高度hlmmh1=1/2h87工作长度LlmmL1=L-b11680传递扭矩T过N.m62106210计算应力PN/mm2P=2500T/1.5D*h1l1127.46164.3许用应力PN/mm2表25.2-3250-250250-250校核结果P P强度满足参考资料:1.化学工业出版社:机械设计手册第四版2.机械工业出版社:机械设计手册第二版12毕业设计（论文）开题报告课题名称 JD-2.5调度绞车设计 学 院 机械学院 专 业 机械设计制造及其自动化（数控方向） 班 级 学 号 姓 名 指导教师 定稿日期： 2014 年 XX月XX 日9JD-2.5调度绞车设计1 选题背景及其意义近几十年，我国的采矿行业发生了巨大的变化。煤矿行业作为采矿行业中最具有代表性的例子，在这些年来的发展趋势一直持高不下，而此产业中的总载机械化水平也已经达到了国际先进水平。综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而采矿工业机械化离不开运输，运输又离不开辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。现如今矿物的地面运输已经达到大规模且高效率，但相比之下矿井下的辅助运输变得更为困难，矿物的运输基本上依旧延续使用小绞车接壤式的运输方式，但是这种运输方式带来诸多负面因素，比如运输安全性低，环节多，效率低，人员多，流程复杂等。虽然有矿井的技术人员会对井下运输做技术上的调整，但还是无法满足矿井发展和生产的需求。由此可见，井下运输成为了现代化矿井建设的重中之重。2 文献综述（国内外研究现状与发展趋势）国外研究情况调度绞车机的核心技术关键在于减速器，在国外，以德国、丹麦和日本处于此项技术的领先地位，尤其是在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式依旧以轴齿轮传动为主，体积和质量问题，也未解决好。日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似和相近，都为目前先进的齿轮减速器。现在的减速器都向着大功率，大传动比，小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一列。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已经生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚且不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景更大。国内研究情况我国绞车的诞生是从20实际50年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的；60年代进入了自行设计阶段；到了70年代，随着技术的慢慢成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的发展阶段。但与国外水平相比，我国的绞车机在品种、结构、型式、产品性能，标准化、参数化、通用化和技术经济方面还存在一定的差距。目前，我国很多矿井的辅助运输系统任然相当落后，基本上仍停留于早期年代水平，还在沿用无极绳、小绞车等多段分散落后的传统辅助运输方式，运输环节多，系统复杂。由井底车场至采区工作面，需要经过多次中转编列。简单地运输就需要设置多台调度绞车，占用了大量的设备和劳力。据有关资料统计，我国煤矿辅助运输人员约占井下职工总数的1/3以上，有些矿升值达到50%。综采工作面搬家，国外一般仅需要12周即可完成，用工200500个，而我国煤矿传统方式需要2545天，用工5000个以上。因此，很有必要对于调度绞车进行进一步的研究。总结首先我们来对比一下国内外制造的水平。（1）品种方面。国外绞车的规格比较多，适合于不同的场合，我国的绞车规格比较少，品种型号多也较为繁琐，标准化程度不够高。（2）形式方面。从工作机构上分析，国外有单筒、双筒、摩擦式，而我国则较少。从原动上分，国外有电动的、风动的、液压驱动的。我国只有少量的电动和风动的。但近几年有了很大程度的发展。（3）结构方面。我国及国外的调度绞车大多数采用行星轮齿轮传动，其传动结构简单，使用方便，但是牵引力小，特别是上山下山很难实现较大的设备搬运工作。随着机械化的发展，绞车得到了相应的发展。（4）产品性能。如主要寿命、噪音、可靠性、等综合指标与国外有一定的差距。（5）虽然我国的矿用绞车参数系列化方面水平优于国外，但是标准化和通用化方面还远不如发达的机械制造国家。研究调度绞车有很大的意义，调度绞车是矿产系统中最为常见的机电设备。调度绞车除了主要用于矿井下及地面装载调度编组矿车、中间巷道中拖运矿车及辅助搬运工作之外。在斜坡提升、井口装罐及作反动及动力等方面也得到了广泛的应用。然而绞车在工作的过程中普遍存在的问题及时钢丝绳在绞车滚筒上缠绕不均，出现咬绳、压绳等现象。尤其是使用了一段时间后的旧钢丝绳，严重时钢丝绳只集中缠绕在滚筒的一侧进而跳出滚筒导致重大事故，对于牵引距离较长的绞车这个问题尤其突出。调度绞车的工作往往是间歇性的，当完成一次牵引任务绳段载荷去掉后，绳头会处于自由状态，钢丝绳会因为自身的弹力作用使缠绕在滚筒上的钢丝绳松圈而出现乱绳现象，同样会影响绞车的正常工作。针对调度绞车提升运输中出现的问题，对调度绞车进行研究与改进。3 研究内容我本次的毕业设计的内容是JD-2.5调度绞车，需要牵引力的最外层达到25KN，最里层18.5KN。绳速到达1.68米/秒；容绳量400米；钢丝绳破断拉力总和199.5KN。所以首先我将这次设计的内容分为两部分：第一部分为整个调度绞车的动力装置。第二部分是调度绞车装置的传动装置3.1动力装置动力装置指的是利用矿物燃料的化学能,以及核能、太阳能、水能和风能等能量来产生某种原动力的装置。按能源类别的不同，有热能动力装置、核动力装置、水能动力装置、风能动力装置和太阳能动力装置等多种类型；按发动机种类的不同，有内燃机动力装置、燃气轮机动力装置等等。机械化的产品的源头就在于动力装置，如果没有动力装置的支持也就称不上自动化机械生产了。也正因为动力装置在整个机械化产品中的重要基础地位，所以首当其冲的研究内容就是动力装置的合理采用。上文中对于国内外调度绞车机的形式中也有提到过现在国外有电动的、风动的、液压驱动的。多样化产品，但是由于考虑产品使用方便，高效，方便维护等个方面，我们将缩小范围，主要讨论电动机的分类及其工作原理。电动机在机械生产中用处尤为广泛。电动机的工作原理是利用电与磁可以相互转换的道理，将电转换为磁，然后由定子绕组产生旋转磁场，产生的旋转磁场切割转子导条，由于转子导条处于短路状态，所以就会产生很大的电流，然后电流又产生磁场，这样在定子磁场和转子磁场的相互作用下就转动起来了。（1） 按工作电源分类根据电动机工作电源的不同，可分为直流电动机和交流电动机。其中交流电动机还分为单相电动机和三相电动机。（2） 按结构及工作原理分类 电动机按结构及工作原理可分为直流电动机，异步电动机和同步电动机。同步电动机还可分为永磁同步电动机、磁阻同步电动机和磁滞同步电动机。异步电动机可分为感应电动机和交流换向器电动机。感应电动机又分为三相异步电动机、单相异步电动机和罩极异步电动机等。交流换向器电动机又分为单相串励电动机、交直流两用电动机和推斥电动机。直流电动机按结构及工作原理可分为无刷直流电动机和有刷直流电动机。有刷直流电动机可分为永磁直流电动机和电磁直流电动机。电磁直流电动机又分为串励直流电动机、并励直流电动机、他励直流电动机和复励直流电动机。永磁直流电动机又分为稀土永磁直流电动机、铁氧体永磁直流电动机和铝镍钴永磁直流电动机。（3） 按起动与运行方式分类 电动机按起动与运行方式可分为电容起动式单相异步电动机、电容运转式单相异步电动机、电容起动运转式单相异步电动机和分相式单相异步电动机。（4） 按用途分类电动机按用途可分为驱动用电动机和控制用电动机。驱动用电动机又分为电动工具（包括钻孔、抛光、磨光、开槽、切割、扩孔等工具）用电动机、家电（包括洗衣机、电风扇、电冰箱、空调器、录音机、录像机、影碟机、吸尘器、照相机、电吹风、电动剃须刀等）用电动机及其它通用小型机械设备（包括各种小型机床、小型机械、医疗器械、电子仪器等）用电动机。3.2传动装置传动装置：是将原动机的运动和动力传给工作机构的中间装置。 传动装置的重要性不言而喻，其发挥的辅助作用也决定了整个机械装置的正常运作。古话说的好唇亡齿寒，这个成语用在动力装置与传动装置之间再好不过了，传动装置与动力装置一样缺一不可。由此也可以看出，一个好的传动机构才能够充分发挥动力装置的功能，使机械装置能够完美的运作。机械设计基础里面有，主要分为 平面连杆传动，凸轮机构传动，齿轮机构传动，带传动，链传动，蜗杆传动等。我们简单分析一下几种常用的传动方式。1.带传动：带传动是用挠性传动带做中间体而靠摩擦力工作的一种传动。生产中使用的带传动有平带、V带、圆带、同步齿形带等类型，以平带和V带的使用最为广泛。带传动的特点可以简单归纳为（1）可用于两轴距离较远的传动。（2）带本身具有弹性，因而可以缓和冲击和震动。使传动平稳，且无噪声。（3）当机器过载时，带会在轮上打滑，能起到对机器的保护作用。（4）结构简单，成本低，安装维护方便，带损坏后容易更换。（5）结构不够紧凑。（6）不能确保准确的传动速比。（7）由于需要施加张紧力，所以轴及轴承收到的不平衡径向力较大。（8）带的寿命较短。2.齿轮传动：齿轮传动是一种啮合传动。齿轮传动的优缺点及应用归纳为一下几点优势：（1）传动速比恒定不变。（2）传递功率范围较大。（3）传动效率高。（4）工作可靠，寿命较长。（5）结构紧凑，外轮廓尺寸小。缺点：（1）制造和安装精度要求较高，而精度较低的齿轮在高速运转时会产生较大的震动和噪音。（2）轴间距离较大时，传动装置较庞大。齿轮传动的类型分为三大类：两轴平行齿轮传动、两轴相交的齿轮传动以及两轴想错的齿轮传动。根据防护方式不同，齿轮传动又可分为开式传动和闭式传动。3.链传动：链传动是由两个具有特殊齿形的链轮和一条挠性的闭合链条所组成的。它依靠链和链轮轮齿的啮合而传动。链传动的主要特点：（1）能保证准确的平均速比。（2）可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力。（3）铰链易磨损，使链条的节距变大，会造成脱链现象。链传动主要用于要求传动速比准确、两轴相距较远的场合，目前广泛的应用于农业机械、轻工机械、交通运输机械、机床和国防工业等部门。4 研究方案4.1动力装置的选择研究内容中我们提到首先要确定的是使用什么电机。通过比较各个动力源的优缺点，首先初步确认使用电动机作为动力装置。因为绞车机一般用于矿井中，所以对于这个产品的使用环境的特殊性，以及功率，稳定性和各方面的设计约束。决定使用异步发电机。异步发电机的有点在于（1）结构简单，牢固，占地面积小。在矿井的工作环境比较狭小，艰苦。所以一个结构简单的动力装置是最佳选择。并且牢固以及占地面积小，都能适应矿井的采矿工作需要（2）可靠性高，不受适用场所的限制。在矿井工作的动力装置必然要收到诸多因素的限制。但是异步电机的简单工作原理和适应性，可以克服这些工作环境恶劣的情况，并且可靠性高才会带来工作的稳定性和安全性。（3）操作简单，经济性高。在矿井这种环境下工作，简单地操作会给矿工工作带来许多方便。并且维护以及运行的费用低。让成本大大的降低。所以介于这些优势，我选择了异步发电机作为我本次设计的动力装置。4.2 传动装置方案方案一：使用带传动作为调度绞车的传动装置。图1 带传动传动机构简图1.带轮 2.主轴 3.大行星齿轮 4.中心齿轮 5.大内轮这个方案，在结构上主要依靠电机带动带轮通过带传动的方式将力传递到主轴上，主轴贯穿卷筒将力传递到右边的行星轮上，由大行星齿轮带动外围的卷筒，达到工作效果。方案二：使用齿轮传动作为调度绞车的传动装置图2 行星轮传动机构简图1. 电机齿轮 2.小行星齿轮 3.大行星齿轮 2. 4.中心齿轮 5.大内齿轮 6.小内齿轮 这个方案，在结构上采用两级行星齿轮传动，分别布置在主轴的两端，主轴贯穿卷筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上电机齿轮带动左端的小齿轮架上的一堆小行星齿轮旋转，由于小内齿轮是固定不动的，所以小行星齿轮除了作自转外，还要围绕电机齿轮公转，即带动了小齿轮架旋转，从而使主轴旋转，固定在主轴右端的中心之轮也旋转，于是带动了大齿轮架上的一对大行星齿轮转动，此时可有如下三种情况。1、如果左刹车闸刹住卷筒，右刹车闸松开，此时卷筒被刹住，大齿轮架因与卷筒相连接，也不旋转，大行星齿轮不作公转，只有自转，同时带动大内齿轮空转。重物因卷筒静止被停留在某一位置，此为停止状态。2、如果左刹车闸松开，右刹车闸刹住大内齿轮，大行星齿轮除作自转外，还要作公转，于是带动了大齿轮架旋转，卷筒因与大齿轮架相连接，也旋转起来，即可进行调度、牵引之用，此为工作状态。3、如果左右两边的刹车闸均松开，重物便借助于自重下滑，带动了卷筒反转，此为下放状态。此时大内齿轮架也反转，大行星齿轮即自转又反转，大内齿轮也旋转。 4.3对比方案，选定方案经过对比上述两个方案，与实际工作情况的考察我选择使用方案二，方案二的选择与方案一相比更加合理。方案二中由于传动装置的原因使工作系统的刹车控制与方案一相比更加的合理，除此之外，下面还具体阐述了方案二与方案一相比传动系统的的优势所在。带传动的缺点：本次设计的是绞车装置，所以绞车一般的输出功率需要大，这样才能有足够的力带动矿车或重物。如果我们将带传动使用在此次设计中，达到这样的输出功率固然可以，但是带传动的外廓尺寸较大，这样就需要增大产品设计总体积，缺少了原有占地面积小的优势。并且带传动的传动效率低下，也会影响绞车机的工作需求。皮带寿命短也同样会降低生产效率，增加维护机械等不必要的麻烦。并且带传动会出现打滑等现象，对于矿井的工作也带来了许多安全隐患。所以我们处于各方面的考虑，认为带传动的方案不适合绞车机的机械要求。所以只能放弃此方案。行星齿轮传动的主要特点：1. 体积小，质量小，结构紧凑，承受能力大。由于行星轮传动具有功率分流和各中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。2. 传动效率高。由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作
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