回柱绞车采煤机械设备设计计划书

1 回柱绞车采煤机械设备设计计划书 第 1 章 绪论 柱绞车简介 回柱绞车就是用于回采工作面回柱放顶的专用设备，以及在各种采煤工作面上回收沉入底版或被矸石压卡住的金属支柱，同时还可以做一般的牵引之用 ， 绞车的电动机电器控制设备要具有防爆性能，适用于含有沼气，煤尘及含有瓦斯，工作温度一般为 +40o ，环境相对湿度不超过 95（在室温下）；工作制为低速重载非连续，在煤矿使用较为广泛， 随着国民经济的高速发展，煤炭需求的增加，我国综合机械化采煤技术正向高产量、大功率、重型化的趋势发展，但搬运设备却没有相应 的更新与开发， 原有的绞车设备将面临现代化生产的挑战。 目前，煤矿多采用 列，它开发于 20 世纪 50 、60 年代，主要有 3、 5、 8、 14等规格 3，并且 具有结构、外形尺寸紧凑，能整机下井；结构对称布置，呈长条形，底座呈雪橇状，故在井下自移平稳灵便；绞车重心底，底座钢性好，既可打顶柱，又可安设地锚，运转平稳，安全可靠 4。但在其牵引速度方面多数还是慢速绞车，用作牵引时工作效率低，因此多配备两台绞车，一台用来回收液压支柱；另一台作一般牵引；单台绞车并不能满足工作要求。本次设计是在原有的 上进行改进设计，借用工作面现有设备 ,保持回柱绞车防爆及电气保护性能 ,降低整机重量 ,减轻工人劳动强度 ,提高安全程度，利用离合装置做到双速操作从尔实现一机多用。 2 柱绞车的发展 回柱绞车主要使用来回收液压支柱的小型机械设备，特别适用于立槽煤层中厚煤层和急倾斜煤层采煤工作面及顶板压力较小的采掘工作面，以及在各种采煤工作面上回收沉入底版或被矸石压卡住的金属支柱。结构对称布置，外型尺寸紧凑，能整机下矿，重心低。 我国回柱绞车的发展大致可分为三个阶段： 20 纪 50 年代仿制设计； 60 年代开始自行设计； 70 年代以后 向系列化标准化方面发展。1973 年首次制定了回柱绞车参数系列标准（ 74）。 1982 年对该标准又进行了第一次修订，标准号为 83（该标准适用于电动机驱动的 列回柱绞车）。我国回柱绞车以电动机驱动为主 5。 随着国民经济的高速发展，煤炭需求的增加， 我国综合机械化采煤技术正向高产量、大功率、重型化的趋势发展，但搬运设备却没有相应的更新与开发，延误了综采设备搬家倒面的工期，特别是在端头支架受压的情况下 6。现在大型液压支架单台重量已达 30 多吨，而液压支架等综采设备在采煤工作面的撤移与 运输仍然使用回柱绞车等老式设备，因牵引力小、容绳量少、钢丝绳细、不适应综采工作面的工况要求。在实际生产中，因缺乏合适设备，只得采用 2台绞车合拉或接力，生产效率低、出力不均衡、设备损坏多，并且由于负载大，钢丝绳细，易出现断绳，存在安全隐患。在斜巷运输时，提升绞车、调度绞车、回柱绞车均因牵引力、绳速、容绳量等主要技术参数不能同时满足综采设备运输要求 7。 对于普遍使用的 5 型回柱绞车在使用过程中发现很多问题。(1) 回柱绞车采用三级传动。为调整中心高度，第一级为传动比 =1 的外齿轮传动；第二级为 蜗轮蜗杆传动；第三级为外齿轮通过惰轮驱动固接于滚筒上的大外齿轮传动，需要 3 个减速箱，结构松散，占地面积大。 (2)由于 回柱绞车三级传动的中间一级为蜗轮蜗杆传动，因而其传动总效率低于 50%，比能耗高。 (3) 回柱绞车的动力源是一台 防爆电机。价格较高，且需要辅助电缆及相应电控装置，因此经济性较差，尤其是在井下使用，安全性也较差。 回柱绞车存在的问题目前， 回柱绞车的基本结构，电机为 4 极，电机功率为 定转速为 1440r/3 电机与工作滚筒成型布置。由 于回柱绞车输出力较大，滚筒转速极低，故采用三级减速方案 :第一级为调整电机安装中心高的过渡传动装置，采用一对斜齿轮；第二级减速装置为单头蜗杆 三级为一对外齿轮，大齿轮与滚筒固联，小齿轮由蜗轮轴驱动，滚筒输出转速为 丝绳平均速度为 s。该绞车最大的缺点是加工比较困难，成本高，传动效率低 8。 回柱绞车的发展方向较多，例如：在结构上会趋向小型化，结构会更紧凑，现今正有一种便携式的矿用液压绞车被很多矿山使用，它的结构紧凑，合理体积小，重量轻，操作、维修方便 9；在质量上变的更轻，在回柱绞车上采用少齿行星传动它的最大好处就是减轻了回柱绞车的重量，节省了原材料从而降低了生产成本；在功能上有两用或三用的回柱绞车，但带来了体积大质量大的缺点。在国外，绞车在控制性能上，有遥控感应机的研究和使用 10，这也是无人工作面的一个条件控制性能一定要发达，但是所有的矿用设备必须要有严格的防爆设备；在井下工作面工作的机器中，多数还是采用液压设备的比较多，主要原因是液压设备相比电气设备来说它的防爆性能要比电气设备的好，因此，液压回柱绞车的发展仍有很大的空间也是当今新型绞车的一个方向，国外 液压马 达及制动 设备正向 模块化绞车 发展， 加拿大的 司，运用模块化设计理念， 使 自己的 泰坦 系列液压绞车产 生 强劲 并适应多样化的应用 11。 4 第 2 章 回柱绞车的主要参数确定 动机的选择 算所需主要参数 表 2车基本参数 拉力 F / 绳速度 /m/滚筒直径 / 使用年限 /h 140/17 60 12000 1000 (2式中 机械效率，估算时取 1。 慢速 0 0 0 0 01 0 0 0/ 快速 0 0 0 01 0 0 0/ 估电动机额定功率 P 1 为输入联轴器效率 2 为蜗杆效率 3 为开式圆柱齿轮 4 轴承输出效率为 齿式连轴器效率 0 . 6 5 32554321 总 5 电动机所需输出功率 入最大功率 18. 5速时时电机功率 速时电机功率 择电动机 表 2B 系列三相异步型隔爆电动机 额 定功率 18.5 载时 额定电流 载时 额定转速 730r/载时 功率因数 大转矩 /额定转矩 2 堵转电流 /额定电流 6 动比的分配 结构简图如下： 图 2车结构原理图 6 慢速 r / m i 0 0(1 n 快速 1 5 . 9 2 r / m i 0 0(1 n 慢速时总传动比 i 快速时总传动比 i I 根据上式计算将转速控制在 间可采用一级蜗杆传动和两级直齿传动，传动比分配如下： 第一级蜗杆减速器 1i= 第二级直齿减速器 2i=2i= 第三级减速器传动比 3i= 实际总传动比 慢速 321 际输出速度 慢速 1n=730/速 2n=730/7 第 3 章 齿轮的设计 轮减速器的设计 步确定蜗轮、蜗杆的主要参数 1. 选择蜗杆传动类型 根据 (86)选择一级传动的阿基米德圆柱蜗杆 2. 选择材料 考虑转速不高，蜗杆选用 40金结构钢，表面淬火，硬度为55，涡轮缘采用铸锡青铜 属模铸造。 3. 初选几何参数 由参考文献 1表 8 i ， 21z ， 412 z 。 4. 确定许用接触应力 H Z (3由参考文献 1表 得 由参考文献 1图 得 m/s 8 润滑方式采用浸油润滑，由参考文献 1图 得 系数由参考文献 3图 得 Z 5. 确定弯曲应力 M P ， 寿命系数。 6. 蜗杆输出转矩 95 50 n 7. 确定 m 和 2d 根据公式 )15150( 222 (3 由参考文献 1可知 2.1k 由参考文献 1表 m ， 1121 d 几何尺寸计算 9 表 3轮蜗杆参数表 名称 代号 计算关系式 说明 中心距 a 2)2( 221 数 m na 动比 i 12轮变位系数 2x 212 杆直径系数 q 杆轴向齿距 杆齿顶圆直径 111 2杆齿根圆直径 1)(2 *11 隙 c 杆齿高 1h )(21 111 fa 轮分度圆直径 2d 122 22 轮喉圆直径 2222 2 aa 轮齿根圆直径 2222 2 ff 轮齿顶高 2)( 2*2 轮齿根高 2)c( *2*2 10 蜗轮齿高 2h )(21 222 杆轴向齿厚 21杆法向齿厚 as 杆节圆直径 1d )2(2 2211 轮节圆直径 2d 22 齿面接触强度校核 21294 00 (3式中 系数根据参考文献 1表 得 使用系数， 2.1 动载荷系数， K； 材料弹性系数， Z ； K 载荷分布系数， K； 则 Z 212 所以 ，满足接触强度的要求。 11 面弯曲强度校核 212666 (3式中 使用系数， 2.1 动载荷系数， K； K 载荷分布系数， K； 蜗轮齿形系数， 导程角系数， Y； M P 所以 ，满足弯曲强度要求。 热计算 传动中损耗的功率为 1 4 3 (1 根据设计要 求 P 考虑到自然通风良好，取 C)W /(k ， t ， t ， 则 12 095(15 1 4 3 需使减速箱的散热面积满足计算面积 A。 1、 轮的设计及强度计算 步确定齿轮主要的几何参数 度不高，选用 8 级精度 由参考文献 2表 10择齿轮的材料为 1=21，大齿轮的齿数 6 3 211 )(12 (31）确定公式内计算数值 （ 1）试选 2）计算小齿轮传递的转矩 9550n p = （ 3）根据参考文献 1所述取齿宽系数 4.0d（ 4）由参考文献 2表 10得 21Z （ 5）由参考文献 2表 10差得齿轮材料的接触疲劳强度极限 M （ 6）计算应力循环次数 13 711 105 6 0 0 672 N （ 7）由参考文献 2图 10得接触疲劳系数 1 K （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 %1 ，安全系数为 S =1。 1l i M P 2l i M P 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径1 )( =167（ 2）计算圆周的速度 v 5 0 060 01 0 0 060 11 t （ 3）计算齿宽 b td （ 4）计算齿宽与尺高之比 模数 0/ （ 5）计算载荷系数 14 根据 v=s、 8 级精度，由参考文献 2图 10得 k v= 直齿轮，假设 参考文献 2 表 10 FH 由表 10得使用系数 k ；由表 10得 8 级精度齿轮非对称布置时 322 将数据代入后得 1(22 由 ，2图 10得 载荷系数 （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的 311 tt （ 7）计算模数 11 )(2 (31）确定公式内的各计算参数 （ 1）由参考文献 2表 10得齿轮的弯曲疲劳强度极限 E （ 2）由参考文献 2图 10得弯曲疲劳寿命系数 15 ； （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 得 M P 111 M P 222 （ 4）计算载荷系数 9 6 （ 5）查取齿形系数 由参考文献 2表 10得 6）查取应力校正系数 由参考文献 2表 10得 7）计算大小齿轮的111 6 8 7 1 222 5 对比计算结果选取模数 10m 能同时满足接触强度和弯曲强度。 轮几何尺寸确定 表 31、 轮参数表格 16 名称 代号 计算关系 说明 模数 m 强度计算所得 10度圆直径 1d d 顶高 1 根高 1c( * 齿高 1h fa h 顶圆直径 12(2 根圆直径 1 心距 a 2 )(2 2121 数比 u 1217 轮齿面接触强度校核计算 接触应力计算公式 (3式中 使用系数，由文献 1表 动载系数，由文献 1图 得 接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献 1表 得 齿间载荷分配系数，由文献 1表 13得 节点区域系数，见图 得 弹性系数，由文献 1表 13 Z 接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献 1图 Z=取较大的接触应力值： MP 6 2 9 98 8 1 0 4 5 H 计算许用应力 18 (3式中 接 触 强 度 计 算 的 寿 命 系 数 ， 见 图 得 润滑油膜影响系数，见图 得 工作硬化系数，见图 得 接 触强度计算的尺寸系数，见图 得 1； 接触强度最小安全系数，见表 得 且大小齿轮选择同种材料则 MP 4 6 l i ml i 所以 满足强度条件。 接触安全系数计算 3 7 1 8l i m 所以 S 满足使用要求。 19 轮齿根弯曲强度校核计算 弯曲应力计算公式 (3式中 使用系数，由文献 1表 动载系数，由文献 1图 得 齿向载荷分布系数，由文献 1表 齿间载荷分配系数，由文献 1表 13得 复合齿形系数，由文献 1图 得 1 Y 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献 1表 得Y=； 小齿轮 M P F 大齿轮 M P F 20 许用应力计算公式 re (3式中 抗弯强度计算寿命系数，由文献 1图 得 相对齿根圆角敏感性系数，由文献 1表 得1； 相对表面状况系数，由文献 1表 321 查得 ； 抗弯强度计算的尺寸系数，由文献 1图 得 弯曲强度最小安全系数，由文献 1表 得 则 M P 0l i r e e 所以 满足强度要求。 弯曲安全系数 re 21 9 8 r e e 则 S 满足使用要求。 3、 轮的设计及强度计算 步确定齿轮主要的几何参数 度不高，选用 8 级精度 2表 10择齿轮的材料为 Z =19，大齿轮的齿数 2Z =67 3 211 )(12 1） 确定公式内的各计算数值 （ 1）试选 2）计算小齿轮传递的转矩 1T =19550n p = 0 （ 3）根据参考文献 1所述取齿宽系数 4.0d （ 4）由参考文献 2表 10得 21Z （ 5）由参考文献 2表 10得齿轮材料的接触疲劳强度极 M H 22 （ 6）计算应力循环次数 611 101 5 6 0 0 662 N （ 7）由参考文献 2图 10得接触疲劳系数 1 K （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S =1。 M P 1l i M P 2l i 2）计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径 1d t 3 11 )( =180（ 2）计算 圆周的速度 v 1 t（ 3）计算齿宽 b td （ 4）计算齿宽与尺高之比 模数 =6 23 （ 5）计算载荷系数 根据 v=s、 8 级精度，由参考文献 2图 10得 k v=1； 直 齿 轮 ， 假 设 由 参 考 文 献 2表 10 FH 由表 10得使用系数 k ；由表 10得 8 级精度齿轮非 对称布置时 322 将数据代入后得 1(22 由 ，1图 10得 载荷系 数 4 3 （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的 311 tt （ 7）计 算模数 n 3 211 )(2 1）确定公式内的各计算参数 （ 1）由参考文献 2表 10得齿轮的弯曲疲劳强度极限 24 E （ 2）由参考文献 2图 10得弯曲疲劳寿命系数 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安 全系数 得 M P 5 111 M P 5 222 （ 4）计算载荷系数 4 7 6 （ 5）查取齿形系数 由参考文献 2表 10得 6）查取应力校正系数 由参考文献 2表 10得 7）计算大小齿轮的111 5 0 222 5 25 对比计算结果选取模数 10m 能同时满足接触强度和弯曲强度。 轮几何尺寸确定 表 33、 轮 参数表格 名称 代号 计算关系 说明 模数 m 强度计算所得 10 分度圆直径 3 d 顶高 3 根高 3c( * 全高 3h 顶圆直径 32(2 根圆直径 3 26 中心距 a 2 )(2 4343 数比 u 34 齿轮齿面接触强度校 核计算 接触应力计算公式 式中 使用系数，由文献 1表 动载系数，由文献 1图 得 接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献 1表 得 齿间载荷分配系数，由文献 1表 13得 节点区域系数，见图 得 弹性系数，由文献 1表 13 Z 接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献 1图 Z= 27 则取较大的接触应力值： MP 计算许用应力 式中 接触强度计算的寿命系数，见图 得 润 滑油膜影响系数，见图 得 工作硬化系数，见图 得 接触强度计算的尺寸系数，见图 得 1； 接触强度最小安全系数，见表 得 则 1 1 2 6 . 9 4 M P a=l i ml i 所以 满足强度要求。 接触安全系数计算 28 4 9 2 6l i m 所以 S 满足使用要求。 轮齿根弯曲强度校核计算 弯曲应力计算公式 式中 使用系数，由文献 1表 动载系数，由文献 1图 得 齿向载荷分布系数，由文献 1表 得 齿间载荷分配系数，由文献 1表 13得 复合齿形系数，由文献 1图 得 1 Y 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献 1图 得Y= 29 小齿轮 M P 98 731 F 大齿轮 M P F 许用应力计算公式 re 式中 抗弯强度计算寿命系数，由文献 1图 得 相对齿根圆角敏感性系数，由文献 1表 得1； 相对表面状况系数，由文献 1表 321 查得 ； 抗弯强度计算的尺寸系数，由文献 1图 得 弯曲强度最小安全系数，由文献 1表 得 则较小的许用应力 M P 0l i mr e e 30 所以 满足强度要求。 弯曲安全系数 re 8 8 r e e 则 S 满足使用要求。 5、 速齿轮的设计及强度计算 步确定齿轮主要的几何参数 度不高，选用 8 级精度 2表 10择齿轮的材料为 Z =21，大齿轮的齿数 2Z =56 3 211 )(12 1）确定公式内的各计算数值 （ 1）试选 2）计算小齿轮传递的转矩 119550n = （ 3）根据参考文献 1所述选取齿宽系数 4.0d 31 （ 4）由参考文献 2表 10得 21Z （ 5）由参考文献 2表 10差得齿轮材料的接触疲劳强度极限 M H （ 6）计算应力循环次数 711 105 6 0 0 772 N （ 7）由参考文献 2图 10得接触疲劳系数 1 K （ 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S =1。 M P 1l i M P 2l i 2)计算 （ 1）试算小齿 轮分度圆直径 1d t 3 11 )( 170根据传动比和低速级的齿轮中心距确定大齿轮的分度圆直径 d （ 2）计算圆周的速度 v 0 060 01 0 0 060 11 t（ 3）计算齿宽 b 32 根据齿轮的许用最小分度圆 td （ 4）计算齿宽与尺高之比 模数 (由已知的低速级中心距确定） m 齿高 （ 5）计算载荷系数 根据 m/v 、 8 级精度，由参考文 献 2图 10得 k v= 齿 轮 ， 假 设 由 参 考 文 献 2表 10 FH 由表 10得使用系数 k ；由表 10得 8 级精度齿轮非对称布置时 322 = ，2图 10得 载荷系数 （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的 tt 3 211 )(2 33 1)确定公式内的各计算参数 （ 1）由参考文献 2表 10得齿轮的弯曲疲劳强度极限E （ 2）由参考文献 2图 10得弯曲疲劳寿命系数 （ 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 得 M P 5 111 M P 222 （ 4） 计算载荷系数 （ 5） 查取齿形系数 由参考文献 2表 10得 6） 查取应力校正系数 由参考文献 2表 10得 7） 计算大小齿轮的0 0 6 6 5 7 0 111 222 34 5 对比计算结果选取模数 10m 能同时满足接触强度和弯曲强度。 轮几何尺寸确定 表 35、 轮参数表格 名称 代号 计算关系 说明 模数 m 强度计算所得 10 分度圆直径 5 顶高 5 根高 5c( * 全高 5顶圆直径 52(2 35 齿根圆直径 5 心距 a 2 )(2 6565 数比 u 56 齿轮接触强度校核 接触应力计算公式 式中 使用系数，由文献 1表 动载系数，由文献 1图 得 接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献 1表 得 齿间载荷分配系数，由文献 1表 13得 节点区域系数，见图 得 弹性系数，由文献 1表 13 36 Z 接触强度计