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矿用提升机驱动系统设计【7张CAD图纸和毕业论文】

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低速级行星齿轮-A2.dwg
提升机装配图-A0.dwg
滚筒-A1.dwg
行星齿轮减速器装配图-A0.dwg
输入轴-A3.dwg
输出轴-A1.dwg
高速级行星齿轮-A3.dwg
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提升机是通过改变势能进行运输的大型机械设备,如矿井提升机、过坝提升机等。广义地说,电梯、天车、卷扬、稳车、吊车、启闭机等均可称为提升机。

本文讲述了矿用提升机驱动系统的设计。首先,通过对矿用提升机总体结构及工作原理进行分析,在此分析基础上提出了矿用提升机驱动系统的设计方案;接着,对提升机动力及传动装置(行星齿轮减速器)进行了选择与校核计算;然后,对提升及制动装置进行了设计与强度校核;最后,通过AutoCAD制图软件绘制了本提升机的装配图及主要零部件图。

通过本次设计,巩固了大学所学专业知识,如:机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等;掌握了起重机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图软件,对今后的工作于生活具有极大意义。

关键字:提升机,行星齿轮,卷筒



Abstract

Hoist is a large mechanical equipment that can be transported by changing potential energy, such as mine hoist, passing dam hoist and so on. Broadly speaking, elevators, overhead cranes, hoists, stationary cars, cranes, hoists and so on can all be called elevators.

This paper describes the design of mine hoist driving system. First, through the analysis of the overall structure and working principle of the mine hoist, the design scheme of the driving system of the mine hoist is put forward on the basis of the analysis. Then, the selection and checking calculation of the lifting power and the transmission device (planetary gear reducer) are carried out. After that, the design and strength check of the lifting and braking devices are carried out, and finally, the AutoCAD drawing is soft. The assembly drawing and main parts diagram of the hoist are drawn.

Through this design, it has consolidated the professional knowledge of the University, such as mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, and so on. It has mastered the design method of the lifting machinery products and can use AutoCAD drafting software skillfully, which is of great significance for the future work to work in life.

Keywords: Hoist, Planetary gear, Reel



目 录

摘 要 I

Abstract II

第1章 绪论 1

1.1研究背景及意义 1

1.2国内外发展概况 1

1.3主要内容 2

第2章 总体方案设计 3

2.1设计要求 3

2.2方案拟定 3

2.2.1总体结构原理分析 3

2.2.2传动方案选择 3

第3章 动力及传动装置设计 6

3.1电动机的选择 6

3.1.1选择电动机类型 6

3.1.2电动机容量的选择 6

3.2齿轮的设计计算 6

3.2.1配齿计算 7

3.2.2初步计算齿轮的主要参数 7

3.2.3啮合参数计算 9

3.2.4几何尺寸的计算 10

3.2.5装配条件的验算 11

3.2.6齿轮强度的验算 12

3.3轴的设计计算 15

3.3.1行星轴设计 15

3.3.2 转轴的设计 17

3.4行星架的设计 20

3.5箱体及附件的设计 23

3. 5.1箱体的设计 23

3.5.2其他附件的选用 24

第4章 提升及制动装置设计 25

4.1钢丝绳的选择 25

4.2卷筒设计与校核 26

4.2.1卷筒直径计算 26

4.2.2卷筒尺寸计算 27

4.2.3卷筒壁厚计算 28

4.2.4卷筒臂的强度验算 28

4.3滑轮的选择 28

4.4制动器的选择 29

总 结 31

参考文献 32

致 谢 33




第1章 绪论

1.1研究背景及意义

我国是个能源大国,也是矿山机电设备制造和使用大国。从20世纪50年代仿造第一台矿井提升机以来,至今已设计制造、使用了近600多台。随着社会需求和现代技术的高速发展,矿山工业企业亟待生产设备及设施的机械化、电气化、现代化。而矿山工业的提升机是咽喉设备,产品不断更新换代,老产品运行年深日久,原本落后的结构问题暴露突出,故障增多,严重影响矿山的安全运转,抑制了矿山工业的高速发展,给国民经济带来了不良的影响。

随着国内矿井生产量的日新月异的提高,对提高提升机的安全性、可靠性、生产效率以及整机自动化运行水平,降低操作者及维护人员的劳动强度、处理设备事故的速度与对策等,成了迫切要求。

本次设计是矿用提升机驱动系统的设计,在本次设计中将大学四年所学习的材料力学,理论力学,机械制造,机械设计,机械制图等知识进行了一次综合的运用。本次设计不仅是对大学所学知识的总结和巩固而且为以后进入社会参见工作积累了一定的经验,本次设计是个难得的学习机会。

1.2国内外发展概况

我国提升机,它经历了仿制、自行设计两个阶段。解放初期使用的提升机有日本的、苏联的,因此当时生产的提升机也是测绘仿制日本和苏联的产品。1964年进入了自行设计阶段,提升机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的老产品,八十年代中期才开始设计新型的提升机,主要针对效率极低的球面蜗轮副、慢速工作和快速回绳等环节进行根本的改进。   

国外提升机的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式传动型式有皮带传动、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、平滑、美观、大方方向发展。

国外提升机规格比较多,适用不同场合,我国提升机的规格少,品种型号多而乱,也较繁杂,没有统一标准。从工作机构上分,国外有单筒、双筒及摩擦式三种,我国只有单筒一种型式。从原动力上分,国外有电动的、风动的及液压驱动,我国只有电动的和少量风动的。

我国提升机在寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联有着一定的差距。苏联提升机使用寿命规定在5年以上,我国目前不具备测试手段寿命无法考核,但从对用户的访问中得知,寿命达不到5年,噪音也稍大。

1.3主要内容

从提升机的研究现状入手,对提升机的驱动系统进行系统设计包括设计方案的确定、电机的选择;对提升机的传动系统设计包括电动机轴齿轮的设计、内齿轮的设计、行星齿轮的设计、轴的设计及轴承的选择;对于执行机构的设计包括钢丝绳的设计、卷筒的设计、吊钩的设计等;本毕业设计还包括行星架的选择、制动器的设计、润滑与密封的内容。


内容简介:
摘 要提升机是通过改变势能进行运输的大型机械设备,如矿井提升机、过坝提升机等。广义地说,电梯、天车、卷扬、稳车、吊车、启闭机等均可称为提升机。本文讲述了矿用提升机驱动系统的设计。首先,通过对矿用提升机总体结构及工作原理进行分析,在此分析基础上提出了矿用提升机驱动系统的设计方案;接着,对提升机动力及传动装置(行星齿轮减速器)进行了选择与校核计算;然后,对提升及制动装置进行了设计与强度校核;最后,通过AutoCAD制图软件绘制了本提升机的装配图及主要零部件图。通过本次设计,巩固了大学所学专业知识,如:机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等;掌握了起重机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD制图软件,对今后的工作于生活具有极大意义。关键字:提升机,行星齿轮,卷筒AbstractHoist is a large mechanical equipment that can be transported by changing potential energy, such as mine hoist, passing dam hoist and so on. Broadly speaking, elevators, overhead cranes, hoists, stationary cars, cranes, hoists and so on can all be called elevators.This paper describes the design of mine hoist driving system. First, through the analysis of the overall structure and working principle of the mine hoist, the design scheme of the driving system of the mine hoist is put forward on the basis of the analysis. Then, the selection and checking calculation of the lifting power and the transmission device (planetary gear reducer) are carried out. After that, the design and strength check of the lifting and braking devices are carried out, and finally, the AutoCAD drawing is soft. The assembly drawing and main parts diagram of the hoist are drawn.Through this design, it has consolidated the professional knowledge of the University, such as mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, and so on. It has mastered the design method of the lifting machinery products and can use AutoCAD drafting software skillfully, which is of great significance for the future work to work in life.Keywords: Hoist, Planetary gear, Reel目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1研究背景及意义11.2国内外发展概况11.3主要内容2第2章 总体方案设计32.1设计要求32.2方案拟定32.2.1总体结构原理分析32.2.2传动方案选择3第3章 动力及传动装置设计63.1电动机的选择63.1.1选择电动机类型63.1.2电动机容量的选择63.2齿轮的设计计算63.2.1配齿计算73.2.2初步计算齿轮的主要参数73.2.3啮合参数计算93.2.4几何尺寸的计算103.2.5装配条件的验算113.2.6齿轮强度的验算123.3轴的设计计算153.3.1行星轴设计153.3.2 转轴的设计173.4行星架的设计203.5箱体及附件的设计233. 5.1箱体的设计233.5.2其他附件的选用24第4章 提升及制动装置设计254.1钢丝绳的选择254.2卷筒设计与校核264.2.1卷筒直径计算264.2.2卷筒尺寸计算274.2.3卷筒壁厚计算284.2.4卷筒臂的强度验算284.3滑轮的选择284.4制动器的选择29总 结31参考文献32致 谢3333第1章 绪论1.1研究背景及意义我国是个能源大国,也是矿山机电设备制造和使用大国。从20世纪50年代仿造第一台矿井提升机以来,至今已设计制造、使用了近600多台。随着社会需求和现代技术的高速发展,矿山工业企业亟待生产设备及设施的机械化、电气化、现代化。而矿山工业的提升机是咽喉设备,产品不断更新换代,老产品运行年深日久,原本落后的结构问题暴露突出,故障增多,严重影响矿山的安全运转,抑制了矿山工业的高速发展,给国民经济带来了不良的影响。随着国内矿井生产量的日新月异的提高,对提高提升机的安全性、可靠性、生产效率以及整机自动化运行水平,降低操作者及维护人员的劳动强度、处理设备事故的速度与对策等,成了迫切要求。本次设计是矿用提升机驱动系统的设计,在本次设计中将大学四年所学习的材料力学,理论力学,机械制造,机械设计,机械制图等知识进行了一次综合的运用。本次设计不仅是对大学所学知识的总结和巩固而且为以后进入社会参见工作积累了一定的经验,本次设计是个难得的学习机会。1.2国内外发展概况我国提升机,它经历了仿制、自行设计两个阶段。解放初期使用的提升机有日本的、苏联的,因此当时生产的提升机也是测绘仿制日本和苏联的产品。1964年进入了自行设计阶段,提升机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的老产品,八十年代中期才开始设计新型的提升机,主要针对效率极低的球面蜗轮副、慢速工作和快速回绳等环节进行根本的改进。 国外提升机的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式传动型式有皮带传动、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、平滑、美观、大方方向发展。国外提升机规格比较多,适用不同场合,我国提升机的规格少,品种型号多而乱,也较繁杂,没有统一标准。从工作机构上分,国外有单筒、双筒及摩擦式三种,我国只有单筒一种型式。从原动力上分,国外有电动的、风动的及液压驱动,我国只有电动的和少量风动的。我国提升机在寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联有着一定的差距。苏联提升机使用寿命规定在5年以上,我国目前不具备测试手段寿命无法考核,但从对用户的访问中得知,寿命达不到5年,噪音也稍大。1.3主要内容从提升机的研究现状入手,对提升机的驱动系统进行系统设计包括设计方案的确定、电机的选择;对提升机的传动系统设计包括电动机轴齿轮的设计、内齿轮的设计、行星齿轮的设计、轴的设计及轴承的选择;对于执行机构的设计包括钢丝绳的设计、卷筒的设计、吊钩的设计等;本毕业设计还包括行星架的选择、制动器的设计、润滑与密封的内容。第2章 总体方案设计2.1设计要求设计矿用提升机驱动系统,选定参数为提升高度10m,提升速度2m/s,提升重量2吨;根据设计任务书要求采用电机驱动行星齿轮减速器带动卷筒的结构。2.2方案拟定2.2.1总体结构原理分析提升机的工作原地如图2-1所示,简单地说,就是用一根较粗的钢丝绳在卷筒上缠上和缠下来实现容器的提升和下放运动。图2-1提升机1-滚筒;2-钢丝绳;3-天轮;4-容器提升机安装在地面提升机房里,钢丝绳一端固定在卷筒上,另一端绕过天轮后悬挂提升容器。图2-1所承为单绳缠绕式单卷筒提升机,卷筒上固定两根钢丝绳,并应使每根钢丝绳在卷简上的缠绕方向相反。这样,当电动机经过减速器带动卷筒旋转时,两根钢丝绳便经过天轮在卷筒上缠上和缠下,从而使提升容器在井筒里上下运动。2.2.2传动方案选择行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较,最显著的特点是:在传递动力时它可进行功率分流;同时,其输入轴与输出轴具有同轴性,即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。表2-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点:表2-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点传动形式简图性能参数特点传动比效率最大功率/kWNGW(2Z-X负号机构)=1.1313.7推荐2.890.970.99不限效率高,体积小,重量轻,结构简单,制造方便,传递公路范围大,轴向尺寸小,可用于各个工作条件,在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小,耳机和三级传动均广泛应用NW(2Z-X负号机构)=150推荐721效率高,径向尺寸比NGW型小,传动比范围较NGW型大,可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂,故|7时不宜采用NN(2Z-X负号机构)推荐值:=830效率较低,一般为0.70.840传动比打,效率较低,适用于短期工作传动。当转臂X从动时,传动比|大于某一值后,机构将发生自锁WW(2Z-X负号机构)=1.2数千|=1.25时,效率可达0.90.7,5以后.随|增加徒降20传动比范围大,但外形尺寸及重量较大,效率很低,制造困难,一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当转臂X从动时,|从某一数值起会发生自锁。常用作差速器;其传动比取值为=1.83,最佳值为2,此时效率可达0.9NGW()型(3Z)小功率传动500;推荐:=201000.80.9随增加而下降短期工作120,长期工作10结构紧凑,体积小,传动比范围大,但效率低于NGW型,工艺性差,适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出,当|大于某一数值时会发生自锁NGWN()型(3Z)=60500推荐:=643000.70.84随增加而下降短期工作120,长期工作10结构更紧凑,制造,安装比上列型传动方便。由于采用单齿圈行星轮,需角度变为才能满足同心条件。效率较低,宜用于短期工作。传动自锁情况同上根据上述设计要求可知,该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2Z-X型结构简单,制造方便,适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2Z-X型NGW啮合方式的行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理。传动简图如图2-2所示:图2-2 传动方案简图第3章 动力及传动装置设计3.1电动机的选择3.1.1选择电动机类型电动机是标准部件,因为室内工作,运动载荷平稳,所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.1.2电动机容量的选择(1)运输机所需要的功率为:其中:F=24500N,V=2m/s,初选卷筒直径D=315mm得(2)电动机的输出功率为电动机至鼓轮轴的传动装置总效率。取联轴器效率,减速器的效率,卷筒的传动效率,电动机至鼓轮轴的传动装置总效率为:(3)电动机所需功率为:因有轻微震动 ,电动机额定功率只需略大于即可,查机械设计手册表19-1选取电动机额定功率为75kw。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性,选用同步转速1500r/min的电机。满载转速,功率75。3.2齿轮的设计计算3.2.1配齿计算根据2Z-X型行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式,可得第一级传动的内齿轮,行星齿轮的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸,故选取第一级中心齿轮数为17和行星齿轮数为。根据内齿轮根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 所求得的适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为: C51第二级传动比为4.66,选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3,根据内齿轮zb1对内齿轮齿数进行圆整后,此时实际的P值与给定的P值稍有变化,但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为4.652其传动比误差0.2%再考虑到其安装条件,选择的齿数为85根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为231实际传动比为 4.696其传动比误差 1%3.2.2初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择:中心齿轮A1和中心齿轮A2,以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速,中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC,根据图二可知,取=1400,=350,中心齿轮加工精度为六级,高速级与低速级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理,以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为217-259HRC,根据图三可知,取=780,=420轮B1和B2的加工精度为7级。(1)计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式,为现已知17,=340中心齿轮a1的名义转矩为:取算式系数,按表6-6取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数,由公式可得;由表查得齿形系数;由表查的齿宽系数;则所得的模数m为取齿轮模数为(2)计算低速级的齿轮模数m按弯曲强度的初算公式,计低速级齿轮的模数m为现已知23,=420。中心齿轮a2的名义转矩 =取算式系数,按表6-6取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数,由公式可得;由表查得齿形系数;由表查的齿宽系数;则所得的模数为6.07mm取齿轮模数为3.2.3啮合参数计算(1)高速级在两个啮合齿轮副中,中,其标准中心距a1为(2)低速级在两个啮合齿轮副中,中,其标准中心距a2为由此可见,高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中,采用高度变位可以避免根切,减小机构的尺寸和质量2;还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位,大齿轮采用负变位。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等,即,型的传动中,当传动比时,中心齿轮采用正变位,行星齿轮和内齿轮采用负变位,其变位系数关系为。(3)高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数,因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变,在啮合角仍为,根据表选择变位系数 (4)低速级变位系数因其啮合角仍为 根据表选择变位系数 3.2.4几何尺寸的计算对于双级的型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算,各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表:(1)高速级项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合(2)低速级项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合3.2.5装配条件的验算对于所设计的双级2Z-X型的行星齿轮传动应满足如下装配条件(1)邻接条件按公式验算其邻接条件,即 已知高速级的,和代入上式,则得 满足邻接条件将低速级的,和代入,则得 满足邻接条件(2)同心条件按公式对于高度变位有已知高速级, 满足公式则满足同心条件。已知低速级, 也满足公式则满足同心条件。(3)安装条件按公式验算其安装条件,即得 (高速级满足装配条件) (低速级满足装配条件)3.2.6齿轮强度的验算校核齿面接触应力的强度计算,大小齿轮的计算接触应力中的较大值均小于其相应的许用接触应力,即,下面以低速齿轮强度计算为例,其他齿轮类似不一一叙述。(1)低速级外啮合齿轮副接触强度的校核1)选择使用系数原动机工作平稳,为中等冲击。故选为1.6, 工作机的环境恶劣,属于严重冲击。故选为1.82)动载荷系数3)齿向载荷分布系数=1.2294)齿间载荷分配系数、查表可得=1.021 =1.0215)节点区域系数取=2.4956)弹性系数考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数,查表可得为 189.807)重合度系数考虑重合度对单位齿宽载荷的影响,而使计算接触应力减小的系数,故取0.8898)螺旋角系数考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。,取为1计算齿面的接触应力代人参数=14519)最小安全系数,取=110)接触强度计算的寿命系数取=1.116,=1.11711)润滑油膜影响系数,齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1,=0.958, =0.99612)齿面工作硬化系数,接触强度尺寸系数选=1,=1计算许用接触应力=1770 中心齿轮a2=1525 行星齿轮c2 接触强度校核:1451满足接触强度校核(2)低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核1)名义切向力已知,=3和=276mm,则得使用系数,和动载系数的确定方法与接触强度相同。2)齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算,即由图可知=1,则=1.2293)齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.0214)行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算5)齿形系数查表可得,=2.531, =2.5846)应力修正系数查表可得=1.630, =1.5907)重合度系数查表可得 8)螺旋角系数9)计算齿根弯曲应力=396=39410)计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限=400查得最小安全系数=1.6,式中各系数,和取值如下 查表=2,=1查表齿根圆角敏感系数=1,相对齿根表面状况系=1.043=1.043许用应力674, 因此;, a2-c2满足齿根弯曲强度条件。3.3轴的设计计算行星齿轮减速器结构特点:行星轮轴承安装在行星轮内,行星轴固定在转臂的行星轮轴孔中;输出轴和转臂通过键联接其支承轴承在减速器壳体内,太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接,以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图3-1所示:图3-1 太阳轮浮动原理3.3.1行星轴设计(1)初算轴的最小直径在相对运动中,每个行星轮轴承受稳定载荷,当行星轮相对于转臂对称布置时,载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与转臂之间的间隙,则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时,就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时,两个轴承几乎紧紧地靠着,因此,可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷(见图3-2)。图3-2 行星轮轴的载荷简图危险截面(在跨度中间)内的弯矩N.m=1538N.m行星轮轴采用40Cr钢,调质MPa,考虑到可能的冲击振动,取安全系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径取 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2)选择行星轮轴轴承在行星轮内安装两个轴承,每个轴承上的径向载荷N=1614KN在相对运动中,轴承外圈以转速=463.64考虑到行星轮轴的直径,以及安装在行星轮体内的轴承,其外廓尺寸将受到限制,故初步选用单列深沟球轴承6006型,其参数为 kN kN (油浴);取载荷系数;当量动载荷 N=137N;轴承的寿命计算 h=7377h校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值: = mm式中 行星轮模数(mm) mm=35.712=12.5mm满足条件。3.3.2 转轴的设计输入功率 转速 输出功率 输出转速 (1)输入轴设计1)初算轴的最小直径由下式初步估算轴的最小直径,选取轴材料为40Cr钢,调质处理。根据表3-2查得。表3-2 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo/152520352545355514912613511212610311297查表取=112,得输入轴的最小直径安装法兰,该截面处开有键槽,轴颈增大3%5%。故 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2) 轴的结构设计根据估算所得直径,轮彀宽及安装情况等条件,轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6213型,其尺寸为,可画出输入轴草图(如附图03)。轴承的寿命计算 其参数为N N (油浴);取载荷系数 ;当量动载荷 N=3873N;轴承的寿命计算 h=1258h700h故该对轴承满足寿命要求。(2)输出轴设计1)初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下,轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的,在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时,则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo合金钢,其许用剪切应力MPa,即求出输出轴伸出端直径2)输出轴的设计与校核输入轴的最小直径安装法兰,该截面处开有键槽,轴颈增大3%5%。故 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。3)选择输出轴轴承由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷(仅承受输出转臂装置的自重),所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。输出轴端,轴颈mm。由于结构特点,输出轴轴承须兼作转臂轴承。为了太阳轮安装方便,使太阳轮能通过转臂轮毂中的孔,故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=17mm。故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6237型,其尺寸为,可画出转臂草图(如附图03)。轴承的寿命计算 其参数为kN kN (油浴);取载荷系数 ;当量动载荷 N=5088N;轴承的寿命计算h=10938h7000h故该轴承满足寿命要求。4)输出轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时,其主要失效形式是工作面被压溃。因此,通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按下式计算式中 转矩,;轴颈,mm; 键与轮毂键槽的接触高度,此处为键的高度,mm;键的工作长度,mm,型键;型键;型键,其中为键的长度,为键的宽度;许用挤压应力,在这里键材料为45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的=100120。由前面计算知输入转矩KNm, 选用型键,其型号为,将数值,键连接处的轴颈 =315mm代入式(3-2)得=13.44)较大时,行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮缘孔内臂较合理。对于尺寸较小的整体式行星架结构,可以采用整休锻造毛坯来制造,但其切削加工量较大。因此,对于尺寸较大的整体式行星架结构,则可采用铸造和焊接的方法,以获得形状和尺寸较接近于实际行星架的毛坯。图3-3 双侧板整体式行星架2)双侧板分开式行星架双侧板分开式行星架(见图3-3)的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上,故又称之为装配式行星架;其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传动比较小,例如,2Z-X(A)型的传动比4,故在此情况下本设计采用这种结构类型的行星架。(2)行星架制造精度由于在行星架x上支承和安装着3个行星轮的心轴,因此,行星架x的制造精度对行星齿轮传动的工作性能、运动的平稳性和行星轮间载荷分布的均匀性等都有较大的影响。在制定其技术条件时,应合理地提出精度要求,且严格地控制其形位偏差和孔距公差等。1)中心距极限偏差在行星齿轮传动中,行星架x上各行星轮轴孔与行星架轴线的中心距偏差的大小和方向,可能增加行星轮的孔距相对误差和行星架x的偏心量,且引起行星轮产生径向位移;从而影响到行星轮的均载效果。所以,在行星齿轮传动设计时,应严格地控制中心距极限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般应控制中心距极限偏差=0.010.02mm的范围内。该中心距极限偏差之值应根据巾心距值,按齿轮精度等级按照表3-3选取。表3-3 中心距极限偏差 精度等级齿轮副的中心距a18305080120180250315IT8IT916.52619.53123372743.531.5503657.540.56544.5702)各行星轮轴孔的孔距相对偏差由于各行星轮轴孔的孔距相对偏差对行星轮间载荷分布的均匀性影响很大,故必须严格控制值的大小。而值主要取决于各轴孔的分度误差,即取决于机床和工艺装备的精度。一般,值可按下式计算,即括号中的数值,高速行星齿轮传动取小值,一般中低速行星传动取较大值。3)行星架x的偏心误差行星架x的偏心误差,推荐值不大于相邻行星轮轴孔的孔距相对偏差的1/2,即4)各行星轮轴孔平行度公差各行星轮轴孔对行星架x轴线的平行度公差和可按相应的齿轮接触精度要求确定,即和是控制齿轮副接触精度的公差,其值可按下式计算,即=式中和在全齿宽上方向和方向的轴线平行度公差,;按GB/T100951988选取。 行星架x上两臂轴孔对称线(支点)间的距离。 齿轮宽度。5)平衡性要求为了保证行星齿轮传动运转的平稳性,对中、低速行星传动的行星架x应进行静平衡;一般,许用不平衡力矩可按表3-4选取。对于高速行星传动,其行星架x应在其.上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡。表3-4行星架x许用不平衡力矩行星架外圆直径200200300350500许用不平衡力矩/N0.150.250.503.5箱体及附件的设计3. 5.1箱体的设计机体是上述各基本构件的安装基础,也是行星齿轮传动中的重要组成部分。在进行机体的结构设计时,要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动,一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时,通常采用铸造机体。按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式(见图3-6)。按其结构的不同,又可将机体分为整体式和剖分式。图3-6 机体结构形式图3-6(a)所示为卧式整体铸造机体,其特点是结构简单、紧凑,能有效地吸收振动和噪声,还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中,且有一定的生产批量。铸造机体应尽量避免壁厚突变,应设法减少壁厚差,以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。图3-6b)所示为轴向剖分式机体结构,通常用于大规格的、单件生产的行星齿轮传动中;它可以铸造,也可以焊接。采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较方便,便于进行调试和测量。图3-6 (c所示为立式法兰式机体结构,它可适用于与立式电动机相组合的场合。成批量生产时可以铸造;单件生产时可以焊接。铸造机体的一般材料为灰铸铁,如HT150和HT200等;若机体承受较大的载荷,且有振动和冲击的作用可用铸钢,如ZG45和ZG55等。为了减小质量,机体也可以采用铝合金来铸造,如ZL101和ZL102等。结合本设计要求,采用法兰式机体与立式电动机相组合。上、下机体采用HT200铸造而成。按照行星传动的安装类型的不同,则该行星减速器选用卧式不部分机体,为整体铸造机体,其特点是结构简单,紧凑,能有效多用于专用的行星齿轮传动中,铸造机体应尽量的避免壁厚突变,应设法减少壁厚差,以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁7。壁厚机体表面的形状系数 取1与内齿轮直径有关的系数取2.6_作用在机体上的转矩3.5.2其他附件的选用(1)标准件及附件的选用轴承的选择:根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的内径为65mm ,外径为120mm。行星齿轮中的轴承为深沟球轴承内径为90mm,外径为160mm 。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。螺钉的选择:大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。(2)密封和润滑行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式,通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起来,带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔,便与油入轴承。在油标中显示油位,便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触面的摩擦损失大,因而功能耗大,使用期限短。第4章 提升及制动装置设计4.1钢丝绳的选择提升钢丝绳是提升系统的重要组成部分。它直接关系到矿井的正常生产和人员的安全,还影响提升机的设计,又是提升系统中经常更换的易耗品。因此无论从安全生产还是经济运行上考虑都要给予足够的重视。在选用钢丝绳时还应考虑以下因素:单绳缠绕式提升机为防止缠绕时绳松捻,钢丝绳的捻向应与绳在卷筒上缠绕时的螺旋线方向一致,目前但绳缠绕多为右旋,所以多选用右同向捻绳。为加强工作性能,增强可靠性最好选用金属绳芯钢丝绳。尽管国内外对矿井提升钢丝绳进行了大量的研究,但钢丝绳强度计算理论尚未达到工程应用的程度。所以对矿井钢丝绳的选择计算仍按静载荷进行近似计算,同时考虑一定的安全系数。且规定单绳缠绕式提升机装置的安全系数为专为升降人员的不得小于9;升降人员和物料用的升降人员时不得小于9,提升物料时不得小于7.5,专用升降物料的不得小于6.5。依据以上选择原则,对提升机的钢丝绳进行计算和选用:(1)钢丝绳最大悬垂长度 钢丝绳最大悬垂长度;井架高度;此值在计算钢丝绳时尚不能精确确定,可采用下列数值:罐笼提升=1020m矿井深度;估算钢丝绳每米重量取钢丝绳抗拉强=17000 kgcm2,安全系数=7.5 1.3式中:一次提升货载的重量;容器的自身重量;安全系数取=7.5;钢丝绳每米重量,千克/米;故选用普通圆形股615型钢丝绳,其技术特征为:钢丝绳直径d=15.5mm;钢丝直径=1.2mm;钢丝绳全部钢丝断裂力总和Qq=389000N;每米重P=1.3;钢丝绳公称抗拉强度(3)钢丝绳的校核 9.2 7.5Qq 所选钢丝绳全部钢丝破断拉力总和;货载、容器、钢丝绳重量总和; 安全系数煤矿安全规程规定,主井箕斗提升,大于等于7,取=7;由于实际安全系数大于7,故所选钢丝绳满足安全要求,合格可用。4.2卷筒设计与校核4.2.1卷筒直径计算卷筒直径计算公式:式中:-与机构工作级别相关的系数-钢丝绳直径表4-1 机构利用等级(摘自GB/T3811-1983)机构利用等级总设计寿命说明机构利用等级总设计寿命说明T0200不经常使用T56300经常中等使用T1400T612500不经常繁忙地使用T2800T725000繁忙地使用T31600T850000T43200经常使用T9100000表4-2 机构载荷状态(摘自GB/T3811-1983)载荷状态说明L1-轻机构经常承受轻载荷,偶尔承受最大的载荷L2-中机构经常承受中等载荷,较少承受最大的载荷L3-重机构经常承受较重的载荷,也常承受最大的载荷L4-特重经常承受最大的载荷表4-3 机构工作级别(摘自GB/T3811-1983)载荷状态机构利用等级T0T1T2T3T4T5T6T7T8T9L1-轻M1M2M3M4M5M6M7M8L2-中M1M2M3M4M5M6M7M8L3-重M1M2M3M4M5M6M7M8L4-特重M2M3M4M5M6M7M8表4-4 系数h值(摘自GB/T3811-1983)机构工作级别系数h值机构工作级别系数h值M1M314M620M416M722.4M518M825根据本卷筒工作工况要求,参照上述表3-23-5可选定工作级别为M6,则故:表4-5 卷筒直径D系列(摘自JB/T9006.1-1999)10012516020025028031535540045050056063071080090010001120125013201400150016001700180019002000按照表4-5卷筒直径D系列,取卷筒直径4.2.2卷筒尺寸计算卷筒长度: L=2(L0+L1+L2)+L 式中L1固定钢绳所需的长度,L23p,取10mmL2卷筒两端空余部分长度,由结构需要决定,取10mmL光中间光滑部分长度,根据钢丝绳允许偏角确定,取20mmL0卷筒上有螺旋槽部分长度L0=(Hmaxm)/D0+Z1t1,式中 Hmax最大起升高度,Hmax=21-6.5=14.5mZ1为固定钢绳的安全圈数,Z11.5,取Z1=2t1绳槽节距(标准槽),t1=d+(24)=15.5+2.5=18mmm滑轮组倍率D0=D+d卷筒计算直径,由钢丝绳中间算起的卷筒直径所以:L0=162.9,取L0=170mm所以:L=2(L0+L1+L2)+L光=2(170+10+10)+20=400mm 取整L=400mm根据龙门起重机(上)表7-7知卷筒绳槽尺寸:R=10,t1=18,r1=1.5,c1=64.2.3卷筒壁厚计算 根据龙门起重机(上)知卷筒壁厚:=0.02D+(610)=0.02315+(610)=1216取=15mm4.2.4卷筒臂的强度验算根据龙门起重机(上)知:ymax=Smax/(t1)=25327/(1518)=93.8MPa本设计采用ZG270-500,根据工程材料及成型技术知s=270MPa,由龙门起重机(上)知:压= s/2=270/2=135式中 Smax钢绳的最大拉力 卷筒的壁厚 t绳槽的节距 s铸钢的屈服极限因为:yma=93.8MPa压 =135,所以抗压强度足够。卷筒上的扭矩:M=(SmaxD)/=(253270.3)/0.99=7674.85Nm卷筒速度N卷=mv/D=(215)/(3.140.3)=31.83n/min4.3滑轮的选择起重机滑轮是利用杠杆原理制成的一种简单机械,它能借助起重机绳索的作用产生旋转运动,以改变作用力的方向。在实际中,为了扩大滑轮的效用,往往把一定数量的动滑轮和一定数量的定滑轮组合起来使用,组成滑轮组,它经常配合卷扬机进行吊装、搬运等工作,是重要的工具。滑轮有轮毂、轮辐、加强筋、绳槽和轮缘组成,滑轮的材料一般为HT150铸铁或者ZG230-450、ZG270-500铸钢。大尺寸滑轮为了减轻自重也有钢板焊制而成。本次设计为轻型起重机所以选用HT150作为滑轮材料。根据起重机设计手册知,为了保证钢丝绳有足够的寿命,滑轮直径不能过小,须与钢丝绳直径d之间保持一定的比例关系,即D0mined式中 D0min按钢丝绳中心计算的滑轮允许的最小卷绕直径mm d钢丝直径mme系数由起重机设计手册表3-2-1查知e=20,所以D0min15.520=310mm根据起重机设计手册表3-2-2和表3-2-4选取铸造的E1型滑轮,铸造滑轮绳槽断面及尺寸如下:R=9.0, H=25, B1=50, E1=35, C=1.5, R1=16, R2=13, R3=3.0, R4=4.0, M=10, N=0, S=12。选择E型滑轮的主要尺寸如下:D5=90, D6=110, D7=160, D17=190, B=80, B3=90, B4=74, B9=70, S2=10,滚动轴承E1型按国标276选218,B10=30。4.4制动器的选择提升机的制动器包括工作装置(即制动闸)和传动装置,工作装置直接作用于制动轮,产生摩擦力矩;传动装置是工作装置产生或解除制动摩擦力的机构。因此,按工作装置装置结构区分,制动器可分为盘式制动器和块式制动器
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