机械毕业设计（论文）-远程操作矿用双速运输绞车的设计（7张图纸） .pdf

中国矿业大学徐海学院 本科生毕业论文 姓 名： 学 号： 学 院： 中国矿业大学徐海学院中国矿业大学徐海学院 专 业： 机械工程及自动化机械工程及自动化 论文题目： 远程操作矿用双速运输绞车的设计远程操作矿用双速运输绞车的设计 专 题： 指导教师： 职 称： 教授教授 2016 年 06 月 徐州 中国矿业大学徐海学院毕业论文任务书 专业年级 理工 12-1 学号 学生姓名 任 务 下 达 日 期 ：任 务 下 达 日 期 ： 2015 年年 12 月月 10 日日 毕业论文日期：毕业论文日期：2015 年年 12 月月 15 日至日至 2016 年年 6 月月 10 日日 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 毕业论文题目：远程操作矿用双速运输绞车的设计毕业论文题目：远程操作矿用双速运输绞车的设计 毕业论文专题题目：毕业论文专题题目： 毕业论文主要内容和要求：毕业论文主要内容和要求： 矿用运输绞车是司机须站在滚筒前用双手操作刹车手柄，这种操作方式不仅 劳动强度大，而且非常不安全，断绳经常打伤司机，过载时钢丝绳连带绞车及其 底座一同拉起。本课题设计的绞车通过液压离合器和多级行星齿轮传动实现变速 切换，高速时提升速度快；低速时，提升力矩大，液压制动器制动滚筒。通过控 制电机、液压制动器，远离滚筒实现远程操作。本课题涉及机械、液压、控制系 统的设计，可较好锻炼学生机械、液压、监控的综合设计能力，培养学生具有开 发和设计机电产品的能力。 本课题包括电动机选型、多级行星齿轮传动方式比较与选择、多级行星齿轮 传动的设计、绞车卷筒的设计、液压制动器设计等。进行各部分的结构设计、受 力分析、强度计算、参数选择、标准零部件的选用，运用标准、规范、手册、图 册与图表绘制装配图和零件图。 指导教师签字： 郑 重 声 明 本人所呈交的毕业论文，是在导师的指导下，独立进行研究所取得的成果。 所有数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本毕 业论文的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究工作做 出贡献的其他个人和集体，均已在文中以明确的方式标明。本论文属于原创。本 毕业论文的知识产权归属于培养单位。 本人签名： 日期： 中国矿业大学徐海学院毕业论文指导教师评阅书 指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力； 研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及 工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等） ： 成 绩： 指导教师签字： 年 月 日 中国矿业大学徐海学院毕业论文评阅教师评阅书 评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所 学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点； 写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等） ： 成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 中国矿业大学徐海学院毕业论文答辩及综合成绩 答 辩 情 况 提 出 问 题 回 答 问 题 正 确 基本 正确 有一 般性 错误 有原 则性 错误 没有 回答 答辩委员会评语及建议成绩： 答辩委员会主任签字： 年 月 日 学院领导小组综合评定成绩： 学院领导小组负责人： 年 月 日 摘 要 对于传统的矿井绞车，司机须站在滚筒前用双手操作刹车手柄。这种操作方式 的劳动强度大且断绳经常打伤司机。绞车过载时，钢丝绳可能连带绞车及其底座 一同拉起，对人员、设备造成不可估量的损失。对于普通单速绞车，运行时只有 一种速度，实际应用面较窄。本课题设计的远程操作矿用运输绞车为解决这些问 题提供了方法。本文设计的绞车采用行星齿轮变速器实现绞车双速的切换。高速 时，提升速度快；低速时，提升力矩大。本绞车通过三组制动器控制其运动状态， 多种抱闸方式可实现多种运行状态。盘式制动器采用液压方式进行控制，可以方 便的实现远程控制。 关键词：绞车；行星齿轮；制动器 abstract traditional mine winch, drivers are required to stand before the drum using both hands to operate the brake handle.this mode of operation leading with the rope breaking labor intensive can hurt the drivers.when the wire rope overload, winch and the base are pulled up together, causing incalculable damage to personnel and equipment. for the ordinary single- speed winches, it runs only one speed, a narrower application. this study winch designed to provide a method of solving these problems. the design winch is using planetary gear transmission to achieve double- speed switch. at high speed, it increases speed and at low speed, it can increase torque. the winch can control the movement through three sets of brakes and multiple brake can be run in multiple states. keywords：winch; planetary gear; brake 目 录 1.绪 论 1 1.1 本课题研究的背景 1 1.2 本课题的研究意义 1 1.3 国内外研究现状、水平和发展的趋势 2 2.钢丝绳及滚筒的设计 . 3 2.1 已知参数 3 2.2 钢丝绳直径的计算与选择 3 2.2.1 选择系数 c 的确定 3 2.2.2 钢丝绳最大静拉力 s 的确定 3 2.2.3 钢丝绳的安全验算 4 2.3 卷筒 4 2.3.1 卷筒的几何尺寸 4 2.3.2 卷筒的校核 5 3.传动部分 . 8 3.1 三个传动方案设计的比较 8 3.2 电机选型 9 3.3 传动比分配 . 11 3.3.1 计算传动比 . 11 3.3.2 快速齿数分配 . 11 3.3.3 快速时传动比的校验 . 12 3.3.4 慢速时齿数分配 . 12 3.3.5 慢速时传动比的校验 . 14 3.4 计算各级齿轮的转速 . 14 3.4.1 快速时各级转速 . 14 3.4.2 慢速时各级转速 . 15 3.5 材料的选取 . 16 3.6 双速绞车第一级行星轮传动的计算 . 16 3.6.1 按接触强度初算初算齿轮的中心距和模数 . 16 3.6.2 根据齿根弯曲强度计算模数 . 19 3.6.3 第一级变位行星齿轮几何尺寸的有关计算 . 20 3.7 第二级行星轮系传动的计算 . 24 3.7.1 按接触强度初算初算齿轮的中心距和模数 . 24 3.7.2 根据齿根弯曲强度计算模数 . 26 3.7.3 第二级行星轮系几何尺寸的有关计算 . 28 3.8 双速绞车第三级行星轮传动的计算 . 30 3.8.1 按接触强度初算初算齿轮的中心距和模数 . 30 3.8.2 根据齿根弯曲强度计算模数 . 32 3.8.3 第三级变位行星齿轮几何尺寸的有关计算 . 34 4. 制动部分 . 38 4.1 各级轮系的受力分析 . 38 4.1.1 快速级受力 . 38 4.1.2 慢速级受力 . 39 4.2 闸的设计 . 41 4.2.1 制动闸设计 . 41 4.2.2 调速闸一设计 . 44 4.2.3 调速闸二设计 . 48 5.校核部分 50 5.1 第三级齿轮的校核 . 50 5.1.1 a-c 传动时强度的校核 . 50 5.1.2 c-b 传动时强度的校核 . 56 5.2 第三级行星轴的校核 . 61 5.3 第三级行星轮系轴承的校核 . 63 5.3.1 第三级行星轴上轴承的校核 . 63 5.3.2 第三级内齿圈左端轴承的校核 . 64 5.3.3 第三级内齿圈右端轴承的校核 . 65 5.4 第三级行星轮系键的校核 . 66 参考文献 67 翻译部分 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 原文部分 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 中文译文 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致 谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 1 1.绪 论 绞车在各工况中是常用的运输和提升装备，广泛应用于在矿山机械、建筑机 械等各种工程领域中，特别是在煤矿运输的领域，可运输煤矿物料，调度设备， 绞车的安全对于矿山正常运输的环节至关重要。绞车分为提升绞车、调度绞车、 运输绞车等，适合不同的矿山工况场合，有着不同工用。不断查阅相关资料，结 合毕业实习，设计出运输绞车的可行性方案。 1.1 本课题研究的背景 煤炭资源在中国能源结构之中居于及其重要的地位，因此煤炭的开采设备也 在快速发展中。现在煤矿采掘机械化程度发展较高，而煤矿的辅助运输机械化程 度相相对较低，目前小型功率绞车和牵引电车是国内主要矿井辅助运输设备，而 且有些落后的煤矿还有人力推车等，效率极低，发展落后了许多，限制了煤矿的 生产效率，同事也制约了其安全状况。针对现在煤矿辅助运输相对落后的状矿， 要求我们要尽量去研发高性能的辅助运输设备。 轨道运输的牵引设备是矿用绞 车，煤炭开采辅助运输类必要的设备。在矿山采掘和运输的时候，绞车可以调度 人员，搬运物料，搬迁矿井下的采掘设备等，绞车的应用十分广泛。性能好的绞 车可以提高矿井的生产效率，提高矿井的安全状况，给整个矿井带来很好的经济 利益，如果绞车突然坏掉，一定会造成较大的经济损失。 1.2 本课题的研究意义 常见的矿用运输绞车须员工靠近绞车用双手操作绞车的刹车手柄，这种情况 需要消耗员工相当大的体力，劳动强度大，而切断绳经常会伤及员工，有的甚至 会夺走生命，拉力过大的时候，钢丝绳连带绞车及其底座一同拉起，员工操作绞 车及其危险。本课题设计的绞车靠三级行星齿轮传动轮系的结构和制动器相配合 来实现变速，高速的时候，受力较小，提升的速度相对较快；低速的时候，受力 相对较大。通过液压制动器来实现远程操作，提高了工作人员的人身安全，而且 降低了工作人员的劳动强度。传统的双速绞车靠的是双联齿轮实现差速，使用寿 命相对较短，而本传动结构得创新点在于利用三级行星传动和制动器相配合，实 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 2 现变速，可以适合不同的工作状况。 1.3 国内外研究现状、水平和发展的趋势 前苏联的绞车技术在国际上也属于先进水平，解放初期，在苏联国际友人的 帮助下，中国的矿井设备大多是仿造苏联的设备，在前期，绞车刚刚在中国发展， 绞车的技术相对落后，而且它的工作效率极低，使用时间相对短暂，容易坏，寿 命很短。渐渐的，随着科学技术的不断发展，我国的绞车技术已经走向自主生产、 自主研发的道路。我国的综合机械化技术正向着高产量、大功率和重型化的趋势 发展。 矿业大学的教授李炳文发明了“齿一联”传动的双速多用绞车，是国内外绞 车技术的一次革新，相应的也推动了我国绞车技术快速的发展，绞车使用的寿命 得到很大的提高，工作效率也大幅提高，给我国的绞车技术的注入了新的养分。 目前，新型的绞车结构紧凑合理，体积小，重量轻，使用灵活方便。 双速矿用运输绞车具有两种速度：快速和慢速。双速绞车具有多种功能，如 sdj 型双速多用绞车，它具有辅助运输的特点，功能相对较多。现代化绞车的发展 方向着多功能，小型化，自动化等特点发展，尤其对于矿用的绞车产品，安全性 至关重要。 绞车的发展趋势大致分为五个方向 a.向标准化方向发展 b.向体积更小、重量 更轻、结构更紧凑的方向发展 c.向更高效方向发展 d.向寿命更长、噪音更低方 向发展 e.向更大功率方向发展 。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 3 2.钢丝绳及滚筒的设计 2.1 已知参数 远程操作矿用运输双速绞车设计参数 相关参数 快速 慢速 基层上钢丝绳静张力kn 40 kn 60 kn 基层上钢丝绳速度 m/s 1.6 m/s 0.4 m/s 绳容量 m 760 m 760 m 表 2.1-1 2.2 钢丝绳直径的计算与选择 钢丝绳的直径可以按钢丝绳的最大静拉力来确定，对于矿用的双速滚筒绞车 来说，计算公式如下： scd =（ 2.2-1 ） 式中d表示钢丝绳的最小直径，单位 mm； c表示选择系数,单位 mm/n； s钢丝绳的最大静拉力，单位 n。 2.2.1 选择系数选择系数c的确定的确定 其取值与矿用双速绞车的工作级别有关，对于搬运危险物品的起重用的钢丝 绳， 一般按比设计工作级别高一级选择c和n值，对于钢丝绳的安全系数要求要大 于等于 5。 查机械设计手册 ，成大先著，8-16 页，表 8-1-15，钢丝绳的公称抗拉强 度 t =1770mpa 时，安全系数n=6，对应的选择系数c=0.109。 2.2.2 钢丝绳最大静拉力钢丝绳最大静拉力s的确定的确定 钢丝绳最大静拉力s由起重载荷确定， 起升载荷是由基层钢丝绳的最大静张力 来确定的，由矿用双速绞车的设计参数得知，快速时，静张力为 40kn,慢速时静张 力为 60kn,因此s=60kn 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 4 把数据带入式 2.2-1 得， 3 1060109 . 0 =scd=26.7 mm 根据机械设计手册 ，成大先第五卷，选用钢丝绳的结构：619s+fc；直 径:d=30mm。 2.2.3 钢丝绳的安全验算钢丝绳的安全验算 按照所选择的钢丝绳的直径及矿用双速绞车的工作安全级别，钢丝绳的破断 力要满足如下计算公式： snf 0 （ 2.2-2 ） 式中 0 f 所选钢丝绳的破断力，单位 n； n钢丝绳的最小安全系数。 查 8-19 页表 8-1-38，选取钢丝绳的公称抗拉强度 t ,安全系数n=6；查 8-19 页表 8-1 页，当钢丝绳的直径为d=30mm 时，钢丝绳的最小破断拉力为 0 f=529kn。 将数据带入 2.2-2 式，得 606=sn=360kn = p p k w （ 2.3-16 ） 达到稳定性验算要求。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 8 3.传动部分 3.1 三个传动方案设计的比较 通过收集资料，我初步设计了第一种方案，经过与老师探讨，以及查阅相关 资料，设计过程中对方案不断改进，最终确定出自己的设计方案。 图 3.1-1 第一种传动方案 传动方案一： 当调速闸一闸死，调速闸二开时候，电机直接传动到第二级太阳轮，通过第 二级和第三级行星轮系进行传动，绞车进入到快速级；当调速闸一松开，调速闸 二闸死的时候，电机带动第一级的行星轮转动，第一级和第二级内齿圈速度为零， 通过三级行星传动绞车进入慢速级。 （a)虽然实现双速传动的效果，但是此种情况 设计并不太好，两级传动在外面，占地空间相对较大，而且第二级行星架安装在 筒体内实施难度大。 图 3.2-2 第二种传动方案 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 9 传动方案二： 该传动在调度绞车的基础上改造的，当调速闸一闸死，调速闸二开时，电机 直接连接到太阳轮，进行三级行星传动，实现绞车慢速级工作；当调速闸一松开， 调速闸二闸死时，仅仅进行一级传动，要求要有较大的传动比，实现绞车快速级 工作。此种传动方案实现了两级传动在绞车滚筒的内部，体积小，合理的利用空 间，但是检修不太方便，快速级时仅仅是一级传动，实际设计中一般很难满足设 计的要求。 图 3.2-3 第三种传动方案 传动方案三： 该传动是在前两种传动方案的基础上改造的。当调速闸一闸死，调速闸二开， 显然，第三级内齿圈速度为零，绞车三级行星传动，绞车进入慢速级工作；当调 速闸一开，调速闸二闸死，第三级太阳轮接机架，第二级行星架也接机架，绞车 的结构是二级行星传动。将前两级放入到滚筒中，第三级放入到滚筒外，体积小， 可以有效利用空间。缺点是不太容易检修，相比较前两种，第三种结构相对较好， 所以选择第三种方案。 3.2 电机选型 快速时，绞车工作时的功率： 6 . 140 111 =vfp=64kw( 3.2-1 ) 慢速时，绞车工作时的功率： 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 10 4 . 060 222 =vfp=24kw( 3.2-2 ) 那么，工作机的最大输出功率 1 pp =64kw。 工作机工作时的总效率： 654321 =（ 3.2-3 ） 式中 1 联轴器的效率； 2 行星传动的效率； 3 圆柱滚子轴承的效率； 4 齿轮啮合的效率； 5 深沟球轴承的效率； 6 钢丝绳的缠绕的效率。 查机械设计课程上机与设计 ，程志红、唐大方著，102 至 103 页，表 9-1， 联轴器的效率 1 =0.99，行星传动的效率 2 =0.98，圆柱轴承滚子传动的效率 3 =0.99，齿轮啮合的效率 4 =0.99，深沟球轴承的效率 5 =0.99，钢丝绳的缠绕的 效率 6 =0.96。 将数据带入式 3.2-3，得 96 . 0 99 . 0 99 . 0 99 . 0 98 . 0 99 . 0 22 =0.88 电动机的输出功率： 88. 0 64 = p p=72.7kw（ 3.2-4 ） 由于双速绞车用于矿井中，环境较为恶劣，多粉尘瓦斯等封闭的环境，所以 选用yb系列的隔爆异步电动机， 该电机广泛应用于爆炸性气体混合物存放的场所。 根据 机械设计手册 ， 成大先著， 查 17-127 页， 表 17-1-91， 选电机型号 yb2-315m-8, 额定功率为 75kw,额定转速为 740r/min。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 11 3.3 传动比分配 3.3.1 计算传动比计算传动比 电机的角速度： 60 74014 . 3 2 60 2 = n =77.45rad/s（ 3.3-1 ） 在双速绞车快速工作的时候，对应滚筒的角速度： 2/ )309750( 5 . 1 2/ 5 1 1 + = d v =3.14rad/s（ 3.3-2 ） 在双速绞车慢速工作的时候，对应滚筒的角速度： 2/ )309750( 4 . 0 2/ 5 2 2 + = d v =0.78rad/s（ 3.3-3 ） 快速时，对应的传动比： 67.24 14 . 3 45.77 1 1 = i（ 3.3-4 ） 慢速时，对应的传动比： 29.99 78 . 0 45.77 2 2 = i（ 3.3-5 ） 3.3.2 快速齿数分配快速齿数分配 当调速闸 2 闸死的时候，双速绞车进行二级传动，绞车工作为快速。 一二级的传动比： 1 6 1 16 i n n i=-24.67（ 3.3-6 ） 由传动结构得， 1 3 23 21 2 13 z z nn nn i= =， 42 nn =（ 3.3-7 ） 4 6 6 4 46 z z n n i=， 63 nn =（ 3.3-8 ） 由 3.3-8 得， 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 12 6 4 6 42 n z z nn=（ 3.3-9 ） 将 3.3-9 带入 3.3-7 得， 1 3 6 4 6 6 6 4 6 1 z z n z z n n z z n = + + ， 化简，得 67.24)1)( /1 / ( 4 6 46 46 1 3 16 =+ + += z z zz zz z z i（ 3.3-10 ） 则取 4 6 46 z z i=-3.0，那么 1 3 2 13 z z i=-5.4175 根据机械设计手册 ，成大先著。 查 14-443 页，表 14-5-15， b ax i=6.4286, a z=14, c z=31, b z=81 因为最小齿数 小于 17，第一级行星需要进行变位，即 1 z=14, 2 z=31, 3 z=81。 查 14-442 页，表 14-5-15， b ax i=4.0， a z=27， c z=27， b z=81，为第二级行 星齿轮无需变位,即 4 z=27， 5 z=27， 6 z=81。 3.3.3 快速时传动比的校验快速时传动比的校验 将有关齿数带入 3.3-10，实际的传动比： ) 27 81 1 () 27/811 27/81 14 76 ()1)( /1 / ( 4 6 46 46 1 3 16 + + +=+ + += z z zz zz z z i=-24.71 传动比误差： 64.24 )64.24(71.24 16 16 16 = i ii =0.16%=+=+= 经检验满足要求。 4.2.2 调调速速闸一闸一设计设计 调速闸一选用浮钳式盘式制动制动器。盘式制动器是由碟簧产生的制动力， 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 45 靠油压进行松闸。制动状态时闸瓦压向制动盘的正压力的大小决定于液压缸内工 作油的压力。 盘式制动闸主要参数的计算 正压力 n 制动器在制动盘上产生的制动力矩，取决于正压力 n nrnm mz 2=（ 4.2-27 ） 式中 z m 制动力距，单位 n.m； 摩擦系数，一般取 0.35 至 0.4； m r 制动盘的平均摩擦半径，单位 m； n绞车滚筒盘式制动器的数量 同时，制动力矩 z m 满足 3 倍的静力矩 j m 的要求，所以正压力可以由下式确 定： jmz mnrnm32= 48 . 04 . 02 28.203213 2 3 = nr m n m j =23.81kn( 4.2-28 ) 绞车进入快速级，调速闸一即盘式制动器闸死的时候，第三级内齿圈制动， 相当于内齿圈接地，速度为零，碟簧本身有一个预紧力，碟簧推动下向右移动， 当移动一个间隙后，此时左闸片顶住了闸盘，这时候碟簧推动油缸，油缸开始回 油， 液压缸带着右闸片向右移动一个间隙， 闸盘在两闸片的作用下产生了制动效 果。 kxnt= 1 =23.81kn（ 4.2-29 ） 当盘式制动器松闸的时候，绞车滚筒正常工作，靠液压缸有一个油压来保证 制动器松闸，油压提供碟簧的压缩所需要的力，从而使闸片与闸盘之间保持一定 的间隙。 ）+=2( 2 xktpa（ 4.2-30 ） 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 46 取间隙=1mm，弹簧的压缩量 x=6mm 由 4.2-29 和 4.2-30，得 81.23 6 262 2 + = + = x x t=31.75kn 查成大先手册，11-77 页，表 11-6-2,碟簧选型，初选 a 系列。 尺寸如下表： d /mm d /mm t /mm 0 h /mm 0 h /mm p /n f /mm fh 0 /mm om /mpa ii /mpa 100 51 6 2.2 8.2 48000 1.65 6.55 -1250 1420 表 4.2-2 组合碟形弹簧，其承受的静载荷为 31750n,变形量为 6mm,导杆的最大直径为 51mm。 压平碟簧时的载荷 2 2 3 2 5 2 4 2 1 0 3 2 1 100682 . 0 2 . 26 3 . 01 1006 . 2 4 1 4 = =k dk hte pc =63092.52n（4.2-31） d d c =0.96， 1 k =0.682, 4 k=1 52.63092 31750 = c p p =0.503（ 4.2-32 ） 查 机械设计手册 ， 成大先著， 11-81 页， 图 11-6-2， 当 t h =0.367， c p p =0.503 的时候，对应 0 h f =0.44。 2 . 244 . 0 44 . 0 0 =hf=0.97（ 4.2-33 ） 对于组合的片数及复合组合的组数 97 . 0 6 = f f i z =6.97，取 i=7（ 4.2-34 ） 未受载荷的自由度 2 . 87 02 = ihh=57.4mm（ 4.2-35 ） 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 47 受 42000n 载荷作用时候的高度 97 . 0 7 4 . 59 21 =ifhh=52.61mm（ 4.2-36 ） 碟簧平压得时候，om 点的应力 om mpa t f k dk te om 27.738 3 6 97 . 0 1 100682 . 0 6 3 . 01 1006 . 2 4 3 1 4 2 2 2 5 4 2 1 2 2 = = = （ 4.2-37 ） 弹簧的刚度 mmn t f t f t h t h kk dk te p /28560 1 6 97 . 0 2 3 6 97 . 0 6 2 . 2 3) 6 2 . 2 (11 100682 . 0 6 3 . 01 2060004 1 2 3 3)( 1 4 2222 2 3 2 2 0 2 0 2 4 2 4 2 1 3 2 = + + = + + = ）（ ）（ （4.2-38） 液压缸的参数计算 p f dw 2=（ 4.2-39 ） w d 液压缸的内径 p 供油压力，p 一般不超过 8 至 12mpa,p 取 8mpa。 计算 93 . 0 75.31 2 = t f=34.14kn 将数据带到 4.2-39 式 则 814 . 3 34140 22 = p f dw =73.7mm 查机械设计手册 ，成大先著，第 21-275 页，表 21-1-3 选取 液压缸内径 d 为 100 mm； 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 48 活塞杆外径 d 为 40 mm。 理论最大油压 p 计算 松闸的时候，压力油作用于活塞上需要克服三部分的力： 碟簧的预紧反力，单位 n 保持必须的闸瓦间隙使弹簧压缩的反力，n 制动器各部分的阻力 c，n；一般 c 取 0.1n 则0001. 075.31 21 +=+=ctf=31.7501kn )100200(14 . 3 7501.314 2/ )( 2222 1 = = dd f p =4.81mpa( 4.2-40 ) 实际的工作油压 m p cppm+= ( 4.2-41 ) c盘闸各阻力只和， 321 pppc+= 1 p 机械松闸时，为保证闸瓦必要的间隙而压缩碟形弹簧之力，折算成油压 的值 1 p =0.9mpa。 2 p 液压缸、密封圈、弹簧阻力折算成油压值 2 p =0.7mpa。 3 p 液压站制动状态下的残压，按最大残压计算， 3 p =0.5mpa。 mpampacppm81 . 4 96 . 4 5 . 07 . 09 . 085 . 2 =+=+= 满足设计的要求 4.2.3 调调速速闸二闸二设计设计 调速闸二选用块式制动器，通过调速闸一和调速闸二相结合，完成绞车的快 速和慢速的功效。 制动转矩的确定 选用标准的电力液压块式制动器，以计算制动转矩 t 为依据，参照标准制动 转矩 te，使得工作的制动转矩 t 小于等于标准的制动转矩 te。选出标准型号的制 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 49 动器，必要的时候，要对块式制动器进行设计验算。 快速的时候，调速闸二闸死，调速闸一松开，绞车此时为二级传动。对应的 第三级行星传动并不工作，此时，第二级行星架靠制动闸二制动，第二级行星架 的速度为零，也就是说第二级行星架的扭矩等于制动闸的扭矩，即 5 tt =5244.2 n.m ( 4.2-42 ) 选用 bywz2 防爆型电力液压制动器， 该制动器由 1 51 bdy 防爆型电力液压推动器 和制动家 zdj1-b 组成，应用于可燃性气体及煤矿井下甲烷混合物和煤尘爆炸性危 险环境中。 查成大先手册，第 6-354 页，表 6-4-20，额定的制动扭矩要大于 5244.2 n.m， 选用电力液压制动器型号：bywz2-700/200。 电力液压制动器参数表： 制动器型号 制动轮直径 制动扭矩 退距 bywz2-700/200 700 mm 7100 n.m 1.4-2.2 mm 推动器 初始行程 型号规格 额定行程 配用制动架的型号 规格 38 mm 200 1 51 bdy 60 mm zdj1-700/200b 表 42-3 由于额定的制动扭矩 te=7100 n.m，所以制动扭矩大于 5244.2 n.m,选用的型 号能够达到设计的要求。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 50 5.校核部分 5.1 第三级齿轮的校核 双速绞车的部分为三级行星轮系传动，在第三级的行星轮系所受的力相对前 两级较大，所以选择第三级行星轮系进行校核。 由于绞车快速工作时绞车滚筒是两级行星传动，第三级行星轮系空转，而慢 速的时候，第三级行星轮系开始受力，所以选用慢速的时候第三级的参数对第三 级行星轮系进行校核。 5.1.1 a-c 传动时强度的校核传动时强度的校核 （1)确定第三级太阳轮的荷载和第三级行星轮的载荷 2 . 5244 3 11 7 =t n t p a =1748.07n.m( 5.1-1 ) 48.25565 3 11 8 =t n t p c =8521.83n.m( 5.1-2 ) （2）太阳轮的圆周力和第三级行星轮的圆周力 192 07.174820002000 = d t f a ta =18209.06n.m( 5.1-3 ) 264 93.852120002000 = d t f c tc =64560.08n.m( 5.1-4) （3）计算应力循环次数 7 1047.82400038.196060=tnnnn p h aba (5.1-5) 式中t在寿命期限内工作的总时间 h a n 太阳轮相对的行星架的转速 1 )寿命期限内的总工作时间 530082=t=24000 小时( 5.1-6 ) 2）太阳轮相对于行星架的转速 35 . 7 16.27 87 =nnnh a =19.81r/min( 5.1-7 ) 3)确定强度计算的各种系数 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 51 由前面根据接触强度和弯曲强度选取的系数情况： 太阳轮： a k =1.5, v k =1.1, h k=1, h k=1.2, f k=1, f k=1.2。 行星轮： a k =1.5, v k =1.1, h k=1, h k=1.2, f k=1, f k=1.2 3)节点区域系数 h z oo oo 47.2420 47.242022 22 sincos coscos sincos coscos z act acb h = =2.23( 5.1-8 ) b 螺旋角 t 端面节圆啮合角 t 端面压力角 o 0= b ， o 47.24 = act , o 20=t。 则 hbha zz=2.23 4）弹性系数 选用的材料是钢，mpaze 9 . 188= 5）载荷作用齿顶时的齿形系数 太阳轮 faa y=2.97 行星轮 cf y a =2.52 6）载荷作用齿顶时应力修正系数 太阳轮 saa y=1.52 行星轮 cs y a =1.25 7）重合度 a a-c 的端面重合度 顶圆的齿形曲率半径 a 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 52 太阳轮 2222 ) 2 42.180 () 2 43.219 () 2 () 2 (= ba aa dd =62.45mm 行星轮 2222 ) 2 08.248 () 2 96.294 () 2 () 2 (= ba ac dd =79.77mm 顶圆的齿形曲率半径 a g o 26.24sin23577.7945.62sin +=+= acacacaaa ag=45.66mm 端面重合度 a )20cos1214 . 3 /(66.45)cos/(cos o = tnaa mg=1.29 c-b 的端面重合度 内齿圈 2222 ) 2 13.699 () 2 45.719 () 2 () 2 (= ba ab dd =84.89mm o 32.16sin23589.8477.79sin +=+= cbcbabaca ag=60.92mm 端面重合度)20cos1214 . 3 /(92.60)cos/(cos o = tnaa mg=172 8）重合度系数 z , y 3 29 . 1 4 3 4 = = a z =0.90( 5.1-9 ) 29 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 +=+= a y =0.83( 5.1-10 ) 则 ba zz =0.90， ca yy =0.83。 9）螺旋角系数 z , y o 20coscos= z=1( 5.1-11 ) o 120 1 =y=1( 5.1-12 ) 则 ca zz =1， ca yy =1。 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 53 （4）齿数比u 16 62 = a c z z u=3.875( 5.1-13 ) （5）接触应力的基本值 0h 太阳轮： mpa u u bd f zzzz aa t aaeahaah 67.424 785 . 3 1785 . 3 96192 06.18209 190 . 0 9 . 18823 . 2 1 0 = + = + = ( 5.1-14 ) 行星轮： mpa u u bd f zzzz cc tc ccechcch 01.706 785 . 3 1785 . 3 90264 08.64560 190 . 0 9 . 18823 . 2 1 0 = + = + = ( 5.1-15 ) （6）接触应力 h 太阳轮： 12 . 11 . 15 . 167.424 0 = hhvaahha kkkk=597.57mpa 行星轮： 12 . 11 . 15 . 101.706 0 = hhvachhc kkkk=993.44mpa (7)弯曲应力的基本值 0f 太阳轮： 183 . 0 52 . 1 97 . 2 1296 06.18209 0 = aasaafaa a ta af yyyy mb f =59.23mpa 行星轮： 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 54 183 . 0 25 . 1 52 . 2 1290 08.64560 0 = vcsacfac c tc cf yyyy mb f =156.29mpa （8）齿根弯曲应力 f 太阳轮： 2 . 111 . 15 . 123.59 0 = ffvaaffa kkkk=117.28mpa 行星轮： 2 . 111 . 15 . 129.156 0 = ffvacffc kkkk=309.45mpa （9）确定计算许用应力 hp 1)接触强度计算的寿命系数 因 7 1057 . 8 = l n, 查 手 册14-155页 ， 图14-1-86 ， 所 以 nta z=1.08, ntc z=1.12。 2)润滑系数 因为 0 v =220m/s，mpa h 1200 lim ， 查手册 14-155 页， 图 14-1-87， la z=1.0， lc z=1.0。 3)速度系数 查手册 14-155 页，图 14-1-88， va z=1.0, vc z=0.99。 4）粗糙度系数 查手册 14-155 页，图 14-1-89， ra z=1.0, rc z=0.99。 5)工作硬化系数 查手册 14-155 页，图 14-1-90， wa z=1.0, wc z=1.0 6)尺寸系数 查手册 14-156 页，图 14-1-91， xa z=1.06, xb z=1.10 (10)许用接触应力 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 55 太阳轮： mpa zzzzzz xawaravalantaahhpa 96.1659 06 . 1 0 . 10 . 10 . 10 . 108 . 1 1450 lim = = = (5.1-16) 行星轮： mpa zzzzzz xcwcrcvclcntcchhpc 85.1750 10 . 1 0 . 199 . 0 99 . 0 0 . 112 . 1 1450 lim = = = ( 5.1-17 ) (11)接触强度安全系数 太阳轮 57.597 96.1659 = ha hpa ha s =2.78 行星轮 44.993 85.1750 = hac hpc hc s =1.76 （12)确定许用弯曲应力 fp 的各种系数 1）试验齿轮应力修正系数 查手册 14-170 页，图 14-1-110， saa y=2.0， sac y=2.5 2)寿命系数 由于 7 1057 . 8 = l n,查手册 14-173 页， 图 14-1-116， nta y=0.91， ntc y=0.96 3)相对齿根圆角敏感系数 查手册 14-174 页，图 14-1-116， relta y=0.96, reltc y=0.99 4)有限寿命是的齿根表面系数 查手册 14-176 页，图 14-1-118， rrelta y=0.95, rreltc y=0.98 5)尺寸系数 查手册 14-174 页，图 14-1-109， xa y=1.0, xc y=1.0 (13)许用弯曲应力 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 56 太阳轮： mpa yyyyy xarreltareltantstaaffpa 76.464 0 . 195 . 0 96 . 0 91 . 0 0 . 2280 lim = = = ( 5.1-18 ) 行星轮： mpa yyyyy xcrreltcreltcntcstccffpc 97.651 0 . 198 . 0 99 . 0 96 . 0 5 . 2280 lim = = = ( 5.1-19 ) (14)弯曲强度安全系数 太阳轮： 28.117 76.454 = f fpa fa s =3.96( 5.1-20 ) 行星轮： 45.309 97.651 = fc fpc fc s =2.1( 5.1-21 ) 5.1.2 c-b 传动时强度的校核传动时强度的校核 （1)确定第三级太阳轮的荷载和第三级行星轮的载荷 9 ttb=20321.28n.m( 5.1-21 ) （3）太阳轮的圆周力和第三级行星轮的圆周力 648 28.2032120002000 = d t f b tb =62720n（ 5.1-22 ） （3）计算应力循环次数 7 1017 . 3 24000335 . 7 6060=tnnn p h bb （ 5.1-23 ） 式中t在寿命期限内工作的总时间 h b n 太阳轮相对的行星架的转速 1 )寿命期限内的总工作时间 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 57 ht24000530082=（ 5.1-24 ） 2）太阳轮相对于行星架的转速 035 . 7 98 =nnnh a =7.35r/min（ 5.1-25 ） 3)确定强度计算的各种系数 由前面根据接触强度和弯曲强度选取的系数情况： 内齿圈： a k =1.5, v k =1.05, h k=1.1, h k=1.1, f k=1.15, f k=1.05。 4)节点区域系数 h z oo oo 32.1620 32.162022 22 sincos coscos sincos coscos z cbt cbb h = =2.71（ 5.1-26 ） b 螺旋角 t 端面节圆啮合角 t 端面压力角 o 0= b ， o 32.16 = cbt , o 20=t。 则 hb z=2.71 5）弹性系数 选用的材料是钢，mpaze 9 . 188= 6）载荷作用齿顶时的齿形系数 内齿圈 fab y=2.28 7）载荷作用齿顶时应力修正系数 内齿圈 bs y a =1.73 8）重合度 a c-b 的端面重合度 中国矿业大学徐海学院 2016 届本科生毕业设计（论文） 58 内齿圈 2222 ) 2 13.699 () 2 45.719 () 2 () 2 (= ba ab dd =84.89mm o 32.16sin23589.8477.79sin +=+= cbcbabaca ag=60.92mm 端面重合度)20