〔大学论文〕YA-10液压动力驱动绞车的设计（含word文档） .pdf

摘要 本次毕业课题设计是针对 ya-10 绞车的具体的结构和工作时的具体要求，对液压绞车 整体结构进行了设计，对组成的各元件进行了选型、计算和校核。文中主要阐述了绞车的 发展和具体对绞车的设计和部件的选用过程。包括对电动机的选择，减速器的选用，卷筒 的设计和校核以及主轴的设计和校核。 在结构上具有紧凑、体积小、重量轻、外型美观等特点，在性能上则具有安全性好、 效率高、启动扭矩大、低速稳定性好、噪音低、操作可靠等特点，在提升和下放工作中运 转平稳。广泛适用于铁道机车和汽车起重机、船舶、油田钻采、地质勘探、煤矿、港口等 各种起重设备中。 关键词关键词 液压绞车；主轴；卷筒；校核 abstractabstractabstractabstract this design is ya-10 winch for the specific structure and the specific requirements of the work to analyze the working principle，the working environment and the working characteristic of the hydraulic winch，and union reality，after the careful observation，i design the overall construction，and choose，compute and examine the various parts of the hydraulic winch the paper expounds the development and specific to the winch winch design and components selection process. including the choice of motor, reducer selection, design and verification, as well as reel spindle design and verification. the characteristic of the construction is compact ，small，light，beautiful and so on，the characteristic of the performance is safe，the high efficiency，the big start torque，the best low-speed stability characteristic，the low noise，the reliable operation. the winch is quite steadily in the work of promotion and relaxation . it is popular to the railroad locomotive ，the auto hoist，the ships， the oil field of drills picks，the geological prospecting，the coal mine， the harbor and the each kind of hoisting equipment. keywordskeywordskeywordskeywordshydraulicwinchspindlereelexamination 目录 摘要.ii abstracti 1 绪论1 1.1 液压传动系统概论1 1.1.1 传动类型及液压传动的定义1 1.1.2 液压系统的组成部分1 1.1.3 液压技术的特点1 1.2 课题背景1 1.2.1 绞车的类型2 1.2.2 绞车的特点2 1.3 国内外绞车发展情况3 1.3.1 国内绞车发展情况3 1.3.2 国外绞车发展情况5 2 液压马达的选择6 2.1 液压马达的选用 6 2.1.1 液压马达的分类及特点.6 2.1.2 液压马达的选用.6 3 减速器的选择9 3.1 蜗轮蜗杆的设计9 3.1.1 材料选择及传动参数9 3.1.2 蜗轮蜗杆基本尺寸计算9 3.1.3 强度校核.10 3.1.3.1 齿面接触疲劳强度校核.11 3.1.3.2 轮齿弯曲疲劳强度校核.11 3.1.3.3 蜗杆轴挠度验算.11 3.1.4 蜗轮蜗杆结构.11 4 卷筒的设计和钢丝绳的选用.14 4.1 设计卷筒14 4.2 钢丝绳的选择15 5 轴的设计19 5.1 蜗轮轴的设计和计算19 5.1.1 轴的材料的选择19 5.1.2 轴的初步计算19 5.1.3 轴的结构设计20 6 键的选择25 6.1 键联接的功能、类型25 6.2 键的选择26 6.3 平键的校核26 7 轴承的选用28 7.1 轴承的分类28 7.2 轴承材料选择29 7.3 设计中的轴承（即与蜗杆轴装配的轴承）29 8 润滑 31 8.1 润滑剂的作用.31 8.2 润滑剂的分类.31 8.3 润滑剂的性质.31 8.4 润滑剂的选用原则.32 8.5 绞车所需要的润滑部件.32 结论.33 致谢 34 参考文献.35 附录 36 附录 136 1 绪论 1.1 液压传动系统概论 1.1.1 传动类型及液压传动的定义 一部完备的机器都是由原动机、传动装置和工作机组成。原动机（电动机或 内燃机）是机器的动力源；工作机是机器直接对外做功的部分；而传动装置则是 设置在原动机和工作机之间的部分，用于实现动力（或能量）的传递、转换与控 制，以满足工作机对力（或力矩）、工作速度及位置的要求。 按照传动件（或转速）的不同，有机械传动、电器传动、流体传动（液体传 动和气体传动）及复合传动等的要求。 液体传动又包括液力传动和液压传动是以动能进行工作的液体传动。 液压传 动则是以受压液体作为工作介质进行动力（或能量）的转换、传递、控制与分配 的液体传动。由于其独特的技术优势，以成为现代机械设备与装置实现传动及控 制的重要技术手段之一。 1.1.2 液压系统的组成部分 液压传动与控制的机械设备或装置中， 其液压系统大部分使用具有连续流动 性的液压油等工作介质， 通过液压泵将驱动泵的原动机的机械能转换成液体的压 力能，经过压力、流量、方向等各种控制阀，送至执行机器（液压缸、液压马达 或摆动液压马达）中，转换为机械能去驱动负载。这样的液压系统一般都是由动 力源、执行器、控制阀、液压附件几液压工作介质的几部分所组成。 一般而言，能够实现某种特定功能的液压元件的组合，称为液压回路。为了 实现对某一机器或装置的工作要求， 将若干特定的基本回路连接或复合而成的总 体称为液压系统。 1.1.3 液压技术的特点 液压传动具有传递平稳，操作方便，易于实现自动控制，便于实现系列化、 标准化、通用化，和机械传动相比，具有体积小、重量轻、布局安装有很大灵活 性的优点，但由于泄漏和油液可压缩，液压传动不能保证定比传动，此外，液压 传动对温度变化敏感，液压元件制造精度要求较高。 1.2 课题背景 绞车是工业生产过程中一种常见的机械， 具有悠久的发展历史和比较成熟的 设计制造技术。随着绞车制造技术的不断提高、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。 在矿山采掘和运输场合，绞车作为重要辅助设备被大量并广泛地运用着， 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 或斜井中物品与人员的调度，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，其主要执行机构都是各种 形式和结构的绞车。对于这种用途的绞车，要求具备较好的调速性能和很高的安 全性能。另外，绞车还被运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招和电缆制造中用于存放各种直径缆绳的缆盘。这种情况 下，绞车不光要具有一定的调速能力，并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。在船用甲板机械和海洋开发领域，绞车也具有悠久的使 用历史和多种多样的用途。 可以说，绞车广泛地运用于各种各样的场合，发挥着不同的作用，也具有各 种各样的结构组成。为了更好地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。 1.2.1 绞车的类型 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，绞车可以分为二种:单卷筒绞车、双卷筒绞车和二卷筒绞车。 单卷筒绞车是二种类型绞车中最常见的。 它只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，通常又把绞车分为电动绞车，气动绞车和液压 绞车二种。 1.2.2 绞车的特点 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 车会具有如下一些特点: 1.负载时变 绞车用于海洋拖曳、电梯轿厢提升、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，它的负载也在不断变化。 这 就对绞车的稳定运行造成了很大干扰。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 这也是由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，高低速运行稳定 由于收放工作的需要，现在许多绞车都需要能够方便连续地调整收放速度。 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 行现象，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很高的可靠性。因此在设计 绞车时设计人员应考虑到绞车的最大负载能力、绞车的防爆性、兀件的可靠性等 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，极大地提高了绞车的操作性能。 1.3 国内外绞车发展状况 矿井提升机包括机械设备及拖动控制系统，是联系地下和地上的重要途径， 是矿山生产的咽喉设备， 其性能好坏直接关系到矿山的生产效率和安全性及可靠 性，它的安全、可靠运行是整个矿井正常生产的必要条件，一旦发生故障，所造 成的经济损失是巨大的。 “运输是矿井的动脉，提升是咽喉”形象地描述了矿井 提升运输系统的工作过程与重要作用。 目前， 国内外对提升设备经过多年的研究， 近几于年来发展的很快，尤其是提升设备的滚筒方式、制动方式和电力拖动、 自 动化控制等方面有很大的改进， 在提升设备的理论和实践方面都取得了丰富的经 验。 国内外对于提升绞车的优化设计研究属于较冷门的行业， 相关的研究成果不 太多。 1.3.1 国内绞车发展状况 我国提升设备的设计制造， 是在解放以后才开始的。 建国初期在党的领导下， 新建和改建了许多矿山机械制造厂。1953 年抚顺重型机器厂制造了我国第一台 缠绕式双筒提升机。1958 年洛阳矿山机器厂设计制成了我国第一台 2x4 多绳摩 擦式提升机，并于 1961 年开始运转，这种提升机与缠绕式提升机比较，具有重 量轻、体积小、安全可靠、适合较深矿井的特点，是现代提升机的发展方向。 并 已在我国许多矿山中得到普及和应用。如安徽的凤凰山铜矿、梅山铁矿、张家洼 小官庄铁矿、西石门铁矿、丰山铜矿、铜坑锡矿等矿山是较早地应用多绳摩擦提 升机的矿山。 1989 年投产的通钢板石沟铁矿 18#矿组的罐笼井采用的是上海冶金 矿山机械厂生产的第二台 jkd1. 85 x 4 多绳摩擦式提升机。1971 年该厂又新设 计制造了 jk 型新系列单绳缠绕式提升机，新系列采用了一些新结构，与老型号 比较，提升能力平均提高了 25% 。而机器重量也相应的有所减少。其它如 jt 系 列矿用绞车，jkm 及 jkd 系列多绳提升机在采用新结构提高产品性能方面都有较 大改进和提高。 我国的矿用提升机其调速原理经历了电阻调速、液压调速、变频调速及行星 差动调速等几次大的改进，目前国产提升机所采用的调速装置主要有两种类型: 一是液压传动调速装置(液压调速)，其产品形式即为现有的液压提升绞车;二是 电抓调速装置(变频调控)，其产品形式即为现有的传统 jt 系列绞车。 提升机是一种重要的矿用机械， 我国的提升机从上世纪七于年代开始应用于 煤矿生产，极大地提高了工作效率，但安全性能较差，极易发生爆裂;八于年代 为解决井下提升机防爆难题，生产了一种液压提升机，之后又出现了运用变频调 速原理生产的无级调速提升机。 煤矿提升绞车是煤矿安全生产的重要设备，是安全生产的关键，它能否正常 运行，直接关系着煤炭的产量、生产成本及矿井和职工的安全。随着市场经济的 发展和矿井标准化建设的需要，提升绞车的运行质量越来越受到各级部门的重 视。 根据规定:投入运行后的提升设备，必须由矿务局机电部 门每年进行一次检查，每 3 年进行一次测试，认定合格并签发运行许可证书后方 可继续使用.每次的测试结果表明大部分的绞车使用良好，但也存在一些带有普 遍性的问题，在一定程度上制约了煤炭产量，增加了生产成本，同时也影响了煤 矿的安全生产，下面就针对一些主要问题进行归纳。 1.提升设备完好率差，存在重大事故隐患。 提升装置必须装设下列保险装置，即防过卷装置、限速装置、深度指示器失 效保护装置等，并满足相应的技术要求，但有许多矿用绞车没有设置，违反了相 应规定。 2.制动装置可靠性差。 制动装置是提升绞车的重要组成部分，根据设计安装要求，制动招加工表 面粗糙度应达到 1.6,偏差越小越好，最大不应超过 0.5mm.但有的矿用绞车安装 质量差，滚筒端面凹凸不平，使滚筒在运转时，制动轮间歇摩擦闸瓦，从而造成 电机电流波动大，电耗增加，并加速了闸瓦的磨损。还有的绞车松闸不彻底， 有 时还会因为某些干扰因素引起突然紧闸现象。 这种现象会影响机械系统的使用寿 命，并有可能造成断绳等事故。 3.绞车实际运行质量较差、效率偏低。 测试中发现大多数绞车均采用手动控制，加速、减速及低速爬行和停车休止 时间相对偏长，使绞车提升能力下降，电机电耗增加。 近年来，我国各生产厂家对结构、调速装置等进行了许多改进，并推出了许 多更新换代的产品。 随着计算机技术的飞速发展， 计算机和 plc 的运算速度加快、 存贮能力加大、功能加强、体积减小，使煤矿机械的功能更强、性能更优、效率 更高。例如淮南张集矿 2x3000kw 交变频双电机拖动提升机，其自动化控制由主 控 plc (s7-400)、 监控 plc (57-400),闸控 plc (57-400)、 装载 plc， (s5-115w、 卸载 plc (s5-115e)和传动控制装置 simadynd 及操作台的 wincc 人机界面装置 多台计算机(plc)组成。 1.3.2 国外绞车发展状况 国外矿用提升机的研究比较先进， 并能及时地将研究的成果运用到矿用提升 机的实际生产中。自 1827 年德国制造出第一台蒸汽提升机以来，矿井提升机大 体分为两种形式，一种为缠绕式提升机，另一种为多绳摩擦式提升机。目前广泛 使用单绳缠绕式提升机和多绳摩擦提升机。 最初提升机仅为缠绕式提升机一种，但随着矿井开采深度及年产量口益增 加，在井深达 1000m 以上，一次提升量达 4050t 的条件下采用缠绕式提升机其 钢绳直径要达到 90mm，滚筒直径要达到 9m，电动机功率要达到 4500kw。这样的 提升机制作金属量消耗大、制造困难、成本昂贵，更重要的是直径 somm 以上的 钢绳只有几个发达国家可以制造，而且价格贵的惊人，且寿命远不如 40mm 以下 的长。于是在 18 世纪末，出现了用几根细钢绳代替一根粗钢绳的做法，就产生 了多绳摩擦提升机。 由于多绳摩擦提升机绳径小， 摩擦轮直径小， 电动机功率小， 到 20 世纪 70 年代，世界上应用多绳摩擦提升机已有 600 多台。 在过去的 20 年中，我国从德国共进口 20 多套大型矿用提升机，其电控配套 装置均为西门子公司的产品， 其中 10 套是为直流电动机配套的直流电控制系统， 其余 10 多套均为交频交流电气传动电控配套装置。 第一套是 1994 年为山西省常 林矿主井提升机配套的，其调速性能非常理想，目前节能效果相当明显，它代表 了世界矿用提升机的先进水平，也为我们指明了走节能和无级调速的路子。特别 是随着计算机技术的飞速发展， 机电一体化技术和产品在世界范围内得到了迅速 发展和应用。先进采煤国从采煤工作面、掘进工作面，到井下主煤流运输及辅助 运输，到矿井提升及井下供电、排水等装置，均具有建立在微处理器基础上的监 控和保护系统，其机电一体化的设备、性能、可靠性和功能等有大幅度提高。 如 美国、澳大利业等国由于在井下采用了先进的机电一体化设备，已实现无人工作 面、遥控采矿甚至无人矿井;加拿大 inso 公司利用现代通讯、井下定位与导航、 在线信息处理、监控系统，实现了对地下镍矿的机电一体化采矿装备乃至整个矿 山开采系统的遥控操作。 2 液压马达的选择 2.1 液压马达的选用 2.1.1 液压马达的分类及特点 从能量转换的观点来看，液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件， 向任何一种液压泵输入工作液体，都可使其变成液压马达工况；反之，当 液压马达的主轴由外力矩驱动旋转时，也可变为液压泵工况。因为它们具 有同样的基本结构要素-密闭而又可以周期变化的容积和相应的配油机构。 但是，由于液压马达和液压泵的工作条件不同，对它们的性能要求也 不一样，所以同类型的液压马达和液压泵之间，仍存在许多差别。首先液 压马达应能够正、反转，因而要求其内部结构对称；液压马达的转速范围 需要足够大，特别对它的最低稳定转速有一定的要求。因此，它通常都采 用滚动轴承或静压滑动轴承；其次液压马达由于在输入压力油条件下工作， 因而不必具备自吸能力，但需要一定的初始密封性，才能提供必要的起动 转矩。由于存在着这些差别，使得液压马达和液压泵在结构上比较相似， 但不能可逆工作。 液压马达按其结构类型来分可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其它 型式。按液压马达的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于 500r min 的属于高速液压马达，额定转速低于 500rmin 的属于低速液压马 达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式 和轴向柱塞式等。 它们的主要特点是转速较高、转动惯量小、便于启动和制动、调节(调速及 换向)灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大所以又称为高速小转矩液 压马达。低速液压马达的基本型式是径向柱塞式，此外在轴向柱塞式、叶 片式和齿轮式中也有低速的结构型式，低速液压马达的主要特点是排量大、 体积大转速低(有时可达每分钟几转甚至零点几转)、因此可直接与工作机构 连接；不需要减速装置，使传动机构大为简化，通常低速液压马达输出转 矩较大，所以又称为低速大转矩液压马达。 2.1.2 液压马达的选用 1.主要参数 平均拉力：10000n牵引速度：0.3ms 左右卷筒最小直径 180mm。 绞车的工作环境：常温下长期连续工作，环境有灰尘。电源为三相交流，电压 380v。 由马达的功率按所需的静功率计算，静功率计算公式为： w d a p pkw = 由式： 1000 w fv pkw= 因此： 1000 d a fv pkw = 由马达至钢丝绳的传动总效率为 2 123a = 式中： 123 分别为滚动轴承（2 对） ，蜗轮蜗杆，卷筒的传动效率。 取： 1 =0.98， 2 =0.7， 3 =0.96。 则： 2 0.980.7 0.960.65 a = 故： 10000 0.3 4.62 1000 0.65 d pkw = 2.确定马达的转速 卷筒轴工作转速为： 60 100060 1000 0.3 32min 180 v nr d = 按手册推荐的传动比的合理范围，取一级双头蜗杆传动的传动比 1040i= ； 故液压马达的转速范围为(1040) 32320 1280min d ni nr = = 符合这一范围的齿轮马达同步转速有 320，400，500r/min 三种，根据容量和转 速，综合考虑马达和传动装置的尺寸，重量，价格，减速器的传动比，可见第 3 种方案比较适合，因此，选定马达型号为 bm-d160，其主要性能如下表： 根据工况和计算所选液压马达为 2-1: 表 2-1 马达的主要参数 型号额定功率(kw)转速 r/min bm-d16015500 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 同选定的马达转速 m n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为： 500 3215.625 am inn=取：16 a i=，由于传动比比较大，故可选 用单级蜗轮蜗杆传动，它能实现较大的传动比而且尺寸紧凑，传动平稳，适合于 中小功率，间歇运动的场合，由于允许齿面有较高的相对滑移速度，蜗杆传动可 置于高速级，以利于形成润滑油膜，提高承载能力和传动效率。因为是一级蜗轮 蜗杆传动，所以不需要分配传动比。 4.计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（功率） ，将传动装 置各轴由高速至低速依次定为 1 轴，2 轴。则可按照马达轴至工作轴运动传递路 线推算，得到各轴的运动和动力参数。 (1)各轴转速： 1 21 500min 500 1631min m nnr nn ir = = (2)各轴输入功率： 11 2112 4.62 0.984.53 4.53 0.98 0.73.1 d ppkw ppkw = = (3)各轴的的输入转矩： 马达轴： 4.62 9550955088.24 500 d d m p tnm n = 11 2112 88.24 0.98 161383.6 1383.6 0.7 0.98 1615186.4 d ttinm ttinm = = = = 表 2-2 上述计算结果汇总表 输入功率 （kw） 转速 n （r/min） 输入转矩 （nm） 传动比效率 马达轴4.6250088.24 10.98 轴4.535001383.6 160.7 轴3.13115186.4 3 减速器的选择 3.1 蜗轮蜗杆的设计 3.1.1 材料选择及传动参数 根据 gb/t 100851988 的推荐，蜗杆选用阿基米德蜗杆，选择 45 钢， 经 过淬火处理。蜗轮选择 zcusn10zn2，离心铸造。理论传动比 i=16,蜗杆转速 nw1=500r/min,nw2=31r/min。 3.1.2 蜗轮蜗杆基本尺寸计算 传递功率 212 pp4.62 0.73.234kw= 蜗轮转矩 66 1 2122 1 4.62 t =ti=9.55 109.55 1016 0.7988310 500 p i n =nmm 蜗轮使用系数查参考文献4表 12.9，ka=1 转速系数 zn=(+1) -1/8= 0.82 材料弹性系数查参考文献4表 13.2，取 ze=152mpa 寿命系数取 zh=1.165 接触系数由参考文献4图 13.12，取 z=2.85 接触疲劳极限查参考文献4表 13.2，取hlim=350mpa 接触疲劳最小安全系数，取 shlim=1.1 中心距 a=式(3.1) 所以取 a=134mm 蜗杆头数由参考文献4表 13.11，查的=130，z1=1 蜗轮齿数 z2=iz1=16 模数 m m=(1.4-1.7)a/z2式(3.2) 所以取 m=8 蜗杆分度圆直径查参考文献4表 13.4，取 d1=140mm 蜗轮分度圆直径 d2=mz2=128 mm 蜗杆导程角 tan= z1m/ d1=0.057 =3.27 0 蜗轮宽度 b2=2m(0.5+)式(3.3) b2=76.82mm 所以取 b2=77mm 蜗杆圆周速度 v1=式(3.4) =0.733m/s 相对滑动速度 式(3.5) 0.74m/s 当量摩擦系数查参考文献4表 13.6，取v=0.021，v=1.200 3.1.3 强度校核 3.1.3.1 齿面接触疲劳强度校核 许用接触应力 式(3.6) 304mpa 最大接触应力 式(3.7) 278mp 所以齿面接触疲劳强度合格。 3.1.3.2 轮齿弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳极限查参考文献4表 13.2，取flim=165mpa 弯曲疲劳最小安全系数，自取flim=1.4 许用弯曲疲劳应力 式(3.8) 118mpa 轮齿最大弯曲应力 式(3.9) 25mpa 所以轮齿弯曲疲劳强度合格。 3.1.3.2 蜗杆轴挠度验算 轴惯性矩 i d1 4/642.01106mm4 允许蜗杆挠度 0.004m0.032mm 蜗杆轴挠度 式(3.10) 0.0038mm 式中 ld2 所以蜗杆挠度合格。 3.1.4 蜗轮蜗杆结构 表 3-1 蜗轮蜗杆基本参数 名称代号公式计算结果 轴相角 90= o 蜗杆的直 径系数 q 11 1 tan dz q mr = 17.5 变位系说 2 0.5() aaa qz mm =+=0 中心距a 122 11 ()(2 ) 22 addm zq=+=+134mm 模数m8mm 蜗杆头数z11 续表3-1 名称代号公式计算结果 蜗轮齿数z216 传动比i16 蜗杆、 蜗轮 分度圆直 径 1 d 1 dqm=140mm 2 d 22 dz m=128mm 蜗杆分度 圆导程角 r3.270 蜗杆、 蜗轮 齿顶高 1a h 11aa hmh=8mm 2a h 222 () aaa hmhm h =8.5mm 蜗杆、 蜗轮 齿根高 1f h 11 () fa hm hc =+8.5mm 2f h 21 () fa hm hc =+9.6mm 蜗杆、 蜗轮 齿顶圆直 径 1a d 111 2 aa ddmh=+156mm 2a d 222 22 aa ddmhm =+144mm 蜗杆、 蜗轮 齿根圆直 径 1f d 112 2() fa ddhc m =+60.8mm 2f d 2222 22()2 faa ddhdhc mm =+380.8mm 蜗轮宽度 2 b 21 0.7 a bd=72mm 蜗轮宽度 2 b 21 0.7 a bd=72mm 蜗杆螺纹 长度 1 b 12 (12.50.1 )bz m=+114mm 图 3-1 蜗轮 图 3-2 蜗杆 4 卷筒的设计和钢丝绳的选用 卷筒用以收放钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并将原动机的回转 运动变为直线运动。 4.1 设计卷筒 为了卷绕整齐，绳间不产生摩擦，卷筒表面切成螺旋槽，槽底半径应该为 r=(0.530.6)d（d 为绳径） ，有标注槽和深槽两种：标准槽深 c1=（0.250.4） d,深槽槽深 c2=（0.60.9）d,螺旋线螺距，标准槽为 p1=d+(24)d,深槽 p2=d+(68)mm,通常绳要在卷筒表面缠一层为了减少卷筒长度，可以双层卷筒。 当卷绕层数在三层以上时， 要采用于非绳装置， 卷筒表面无绳槽。 除特大绕绳量， 不宜采用多层卷饶，有一种卷筒适合多层卷绕而不必设排绳装置，这种称为黎巴 斯卷筒的螺旋线作成折线形而将圆柱表面分成四部分， 由于这种特殊的槽形使得 卷在卷筒上的钢丝绳各层具有相同的折线形， 上层的钢丝绳圈躺在下层两部相邻 绳圈之间的凹谷之上，这种卷筒不同排绳装置，各层能整齐排列。 大批量生产卷筒时多用铸造方法材料可用球墨铸铁， 大型单件卷筒多用钢板卷弯 然后焊接。卷筒壁厚可按无限长管子外面受均匀压力的公式计算。大型且结构复 杂的卷筒要做专门应力分板。卷筒壁的受压稳定性通常总是足够的多层卷绕时， 卷筒表面所受压力不随曾数的增多而按与曾数相同的倍数增加。 推荐按下式验算 卷钢壁的强度（材料为 q235 或 16mn）: =*fs/p110mpa 式中 fs进入卷筒的起升拉力； 卷筒壁的净厚度； p圈绳的蜗距； 多层绕时应力增加系数 卷筒侧壁轮缘厚度1=* 表 4-1、的建议值 层数1234 值0.81.121.451.6 值0.600.650.700.80 由计算公式得：0.8 1=*=0.8*0.8=0.64 由上式应选择：=10mm1=0.8mm 4.2 钢丝绳的选择 钢丝绳是起重机作业时使用的绳索，其特点时自重轻、挠性好、强度高、 韧 性好、 能承受冲击载荷作用并且在高速运行时无噪声， 破断前有断丝征兆。 因此， 广泛应用于各种起重机上的起重绳、牵引绳以及起重作业中的索绳（吊挂索绳、 捆绑索绳） 。 卷筒的容绳量：() 3 100100 c nd lddn =+ 式中：l卷筒上所绕钢丝绳的总长度，m； c卷筒的有效长度内钢丝绳所绕圈数，c l b =； l卷筒的有效长度，cm； b钢丝绳绕线的节距，cm（一般光面卷筒的1.1bd=） ； d钢丝绳的直径，cm； n钢丝绳在卷筒上缠绕的层数； 3d3 圈安全圈钢丝绳的长度。 1、挂索绳的类型、特点及应用 根据钢丝捻成股，股再捻成绳的相互方向的不同，可将钢丝绳分为以下三种： （1） 同向捻绳：钢丝捻成股的方向与股再捻成绳的方向相反，又称为顺绕 绳。这种绳的挠性好，但使用中容易发生旋转和松散，故只适用于作 牵引绳。 （2） 交互捻绳： 钢丝捻成股的方向与股捻成绳的方向相反， 又称为交绕绳。 这种绳的挠性不如同向捻绳好，但在使用中不易发生旋转和松散，所 以，起重机上应用的钢丝绳都是交互捻绳。 （3） 混合捻绳：一半同向捻，一半交互捻所形成的钢丝绳即为混合捻绳， 又称为混绕绳。这种钢丝绳的生产工艺复杂、钢丝绳的强度高，一般 只用于作重要的缆绳，起重机上极少应用。 2、钢丝绳的标准及选用 国家标准（gb1102-85）对钢丝绳的代号及含义、强度等级作了相关规定。 （1） 代号及含义：如下方块图所示 图 4-1 钢丝绳的标准 其中，前两项表示普通构造绳，如 6*19+1、6*37+1 等。 “+1”表示绳芯， 因 为都有绳芯，所以代号中也可不标出。 工程抗拉强度：国家标准对钢丝绳的抗拉强度划分出五级，它们是 1400mpa,1500mpa,1700mpa,1850mpa,2000mpa。 钢丝绳的韧性号分为三级， 即特号（韧性最好） 、 号（韧性较好） 、 号（韧 性一般） ，它们在代号中分别用特、来表示。 钢丝表面处理状况分为光面钢丝（用“光”字表示）和镀锌钢丝（用“镀” 字表示） 。在使用中又分为用于严重腐蚀环境的钢丝（用“甲”表示） 。用于一般 腐蚀环境的钢丝（用“乙”表示）和用于较轻腐蚀环境的钢丝(用“丙”表示)。 例如：6 19 15.5 1700-甲-镀-交-gb1102-85 （2） 钢丝绳的选用原则： 钢丝绳在使用过程中受力是比较复杂的， 不仅要受拉， 还要承受弯曲、 挤压、 摩擦力等。由于受力复杂、工作环境又差，所以，在确定钢丝绳的构造类型和直 径大小时，应考虑的原则是：首先保证有足够的强度，能承受要求的最大载荷； 还要有足够的耐磨性、抗冲击性和足够的抗弯强度，其中承受最大拉力是主要矛 盾。 3、钢丝绳直径的计算 起重绳直径的计算：因为钢丝绳作业中的主要矛盾是拉力，所以，钢丝绳的 直径都是以所受最大拉力为近似计算标准，即： max sn s 破 式中：n钢丝绳的安全系数（见下表 4-2） s破钢丝绳破断拉力，n，需从钢丝绳破断拉力总和中求得： p ss= 破 式中： p s 全部钢丝被拉断是的拉力，n； 钢丝绳折减系数，对于 6*19 绳，0.85=；6*37 绳，0.82=；6*61 绳，0.80=。 由上二式可得出 max p sn s ，此式可用来求出钢丝绳破断拉力总和。如 果再已知钢丝绳的构造类型和强度等级， 则可从标准中确定出所需要的钢丝绳直 径。 表 4-2 钢丝绳安全系数 用途安全系数用途安全系数 一般工作环境5.5吊索（无弯边）6 ：7 使用频繁6绑扎吊索8 ：10 手动起重设备4.5载人升降机14 根据要求可得出， 应选 6*19-15.5-1550-i-甲-镀-交-gb1102-85 型钢丝绳。 4、钢丝绳在选择和使用过程中应注意的问题 （1） 钢丝绳高强度冷拉力成细丝抗拉强度从 1400mpa 到 2000mpa，采用抗 拉大的钢丝绳时可以减下绳径，从而可以减下滑轮和卷筒的直径。但过高的抗拉 强度的钢丝绳康疲劳性能差。因此除非起重量特大，不推荐抗拉强度大于 1700mpa 的钢丝绳。 （2） 单股（单绕）钢丝绳表面光滑度大，可作为固定的拉索。当表面钢丝 采用 z 型面的钢丝绳时，绳表面相当光滑，可以作为承载索运行小车可以在其上 运行。 （3） 走起升滑轮组中钢丝绳是多股的（68）股先由钢丝捻成股，再由股 捻成绳。若丝绕成股和股成绳的方向相同，称为顺绕绳这种绳寿命长但它有自行 松散和扭动的趋势。当丝绕成股和股绕成绳的绕向不同时称为交绕绳，这种绳是 起升滑轮组用绳。 （4） 当选择钢丝直径和捻制搭配时，钢丝直径在股中成线接触状态这种钢 丝绳绳品质优良，有较高的使用寿命。 （5） 钢丝绳在室外潮气大或有酸性气体的环境中使用时，应采用镀锌钢丝 得钢丝绳。与相同结构及直径不镀锌的钢丝绳相比。强度要降低 16%还有不锈钢 丝制成的不锈钢钢丝绳。 （6） 钢丝绳的破坏形式是磨损或疲劳后断丝，当一个捻距内断丝超过规定 数时应更换，钢丝绳横界面中钢丝大小及其配置方式对钢丝绳寿命有一定的影 响。目前应用较多的有两种形式；一种是股的外圈钢丝绳直径较粗，通常为 6 股，每股 19 丝，记为 619s+iwr(金属丝芯)这种绳适用于多在场合使用；另一 种也是 6 股，每股 19 丝，但股中由不同直径的钢丝相间布置，记为 619wfc 或 619w+ iwr。这两种绳的性能如下表，另外钢丝绳直径较大要求更柔软时， 每股的钢丝可以多于 19 丝，如 25、26、31、36、41、49 等丝。同样可做成纤维 芯金属丝芯两种。 5 轴的设计 5.1 蜗轮轴的设计与计算 5.1.1 轴的材料的选择 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则 直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用 热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广 泛。 材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得， 45 号钢采用调质处理硬度为 217255hb。 5.1.2 轴的初步计算 （1） 初步确定输入轴的受力计算： 已知：输入轴上的输入功率 1 4.53pkw =； 转速 1 500 / minnr=； 转矩 110.09tn mm =； 前面已经算出轴上蜗杆分度圆直径:140dmm= 1 ； 求作用在蜗杆上的力 11 22 110090 1639.5 140 ta t ffn d = 1 ； 12 22 110090 387 568 at t ffn d = 2 2 ； 1 38720140.9 r fftgn= = r2 (2) 估算轴径选取轴的型号 按扭转强度计算，初步计算轴径， 轴径计算公式 3 0 n p ad，根据机械 设计表 11.5，可知道 a0=103126 mm，取 3 105a= d= 23.7mm 取轴颈 d = 24mm 5.1.3 轴的结构设计 1）轴的方案设计 图 5-1蜗杆轴的设计草图 2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1、为使 12 轴段满足配合要求，需制出一轴肩。 2、初步选择滚动轴承 因所选用的为蜗轮， 则轴承同时承受有径向和轴 向 力 的 作 用 ， 故 选 用 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 32218 ， 其 尺 寸 为 457520.75dd tmmmmmm=。 3、蜗轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。 4、轴承端盖的总宽度 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润 滑脂的要求 5、取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为 c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段 距离 s，取 s=80mm。 至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。 轴承处直径：d1= 80mm 轴承处长度：l1=28 mm 齿轮处的直径：d2= d6=100 mm（齿轮孔径大于所通过的轴径） 齿轮处长度：l2=70mm , (轴段长度应略小于轮毂长度) d3= d5=120 mml3=60mm d7=80 l7=53 蜗杆齿处：d4=156 l4=180 轴承与箱体内壁距离 s =5 mm 蜗轮与箱体内壁距离 a =10mm 3） 轴上零件的周向定位 轴的周向定位均采用平键联接。按手册选用平键为3218b hmmmm=，键 槽用键槽铣刀加工， 长为 108mm， 同时为了保证蜗轮与轴的配合有良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7 6 h n 。 滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取左右轴端倒角都为2 45，各处倒圆均为 r=5mm。 5）求轴上的载荷 根据轴的结构图，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取 a 值。对于 32218 型的滚动轴承，由手册查得 a=34mm。又滚动轴承正装，则作为简支梁的轴 承跨距 l= 23 44.433.477.8llmm+=+=。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭 矩图 52。 图 52 输出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的机构图以及扭矩图中可以看出，c 截面是轴的危险截面。 6） 求轴上轴承的支座反力 nh f和 nv f，截面 c 上的 h m、 v m、m 1、求轴承的支反力 nh f和 nv f 3 1 23 2 2 23 33.4 1730724.7 77.8 44.4 1730987.3 77.8 t nh t nh fl fn ll fl fn ll = + = + 3 1 23 2 2 23 /2 279 /2 370.9 ra nv ra nv flfd fn ll flfd fn ll + = + = + 2、截面 c 上的 h m、 v m、m 12 32176.68 hnh mfln mm= 112 223 279 44.412387.6 843.6 vnv vnv mfln mm mfln mm = = 则：总弯矩m为： 2222 11 32176.6812387.634478.9 hv mmmn mm=+=+= 2222 22 32776.68843.632187.7 hv mmmn mm=+=+= 48260tn mm=； 7）扭矩合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上 所算得的数据，并取a=0.6，轴的计算应力为： ()() 22 22 11 34478.90.6 48.26 2.5 13556.46 ca mat mpampa w + = 1 前已选定轴的材料为 45 钢，由表查得 1 =60mpa，故轴工作安全。 8） 危险截面校核： 截面左侧： 抗弯截面系数： 333 0.10.1 4911764.9wdmm=； 抗扭截面系数： 333 0.20.2 4923529.8 t wdmm=； 截面左侧的弯矩 m 为：34478.9m= 44.426 14288.5 44.4 n mmn mm =; 截面上的弯曲应力： 14288.5 1.2 11764.9 b m mpa w =； 截面上的扭转切应力： 1 48260 2.05 23529.8 t t t mpa w =； 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表查得mpa b 640=，mpa275 1 = ， mpa155 1 = 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a及 a按表查取。 因为 2.0 0.040 49 r d =； 52 1.06 49 d d =，经插值后可查得： 1.90a=；1.30a= 又由手册图可得轴的材料的敏感系数为： 0.82q=；0.85q=； 有效集中系数： ()()111 0.821.9 11.738kq a = += +=； ()()111 0.851.30 11.255kqa = += +=； 由查的尺寸系数0.72 =； 由查的扭转尺寸系数：0.85 =； 轴按磨削加工，由查的表面质量系数0.94 =； 轴未经表面强化，即, 1= q 则得综合系数值为： 11.7381 112.48 0.720.94 k k =+ =+ =； 11.2551 111.74 0.720.94 k k =+ =+ =； 碳钢的特性系数： 2 . 01 . 0= ，取1 . 0= ； 1 . 005 . 0 = ，取05 . 0 = ； 计算安全系数 ca s值： 1 275 92.4 2.48 1.120.1 0 am s k = + ； 1 155 84.2 2.52.05 1.740.05 22 am s k = + + ； 2222 92.4 84.2 62.2 92.484.2 ca s s s ss = + s=1.5； 故可知其安全 6 键的选择 键主要用于轴和轴上零件（如齿轮，带轮）间的周向连接，以传递扭矩。 在 被连接的轴上和轮毂孔中制出键槽，先将键镶嵌入轴上的键槽内，再对准轮毂孔 中的键槽（该键槽是穿通的） ，将它们装配在一起，便可达到连接目的。 6.1 键联接的功能、类型 通过键将轴与轴上零件（齿轮，带轮，凸轮等）结合在一起，实现周向固定， 并传递转矩的连接称为键联接。 键联接属于可拆联接， 具有结构简单， 工作可靠， 装拆