3吨调度绞车全套毕业设计（全套含CAD图纸）
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：
编号：1645338
类型：共享资源
大小：3.62MB
格式：ZIP
上传时间：2017-08-31
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
45
积分
- 关 键 词：
-
调度
绞车
全套
毕业设计
cad
图纸
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 摘 要 本次设计的题目是 3 吨调度绞车的设计。调度绞车由于结构简单、重量不大、移动方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输工作。 绞车的主要特点为：结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高，安装及撤除操作方便、启动平 衡 （稳）、故障率低、常见故障易处理、维护方便。 我国许多调度绞车的设计是引进前苏联的技术，并在其基础上作了一些改进，本设计方案的主要特点： 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。 2 和 4 为两级内啮合传动， 成行星传动机构。在电动机轴头 上安装着加长套的齿轮 过内齿轮 轮 内齿轮运动传到齿轮 ，齿轮 行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 大内齿轮 星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 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方式。另外，变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力。 本次设计主要对 两级内啮合传动和 一级 行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。 关键词： 调度绞车 ；行星齿轮；行星传动； 内啮合传动 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 is of as in or as of is to is to of to on of of of a 2 3/Z4 Z7 of of of of 1, 2, 3 4, to 5, 5 is of a or 6, 7. in to a in 7 to In to in of no to In of to of a as a 中国矿业大学本科生毕业设计 第 3 页 目 录 一、整体方案设计 1 途及主要设计参数 . 7 . 7 计方案的改进 . 8 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 12 丝绳的选择 . 12 计算钢丝绳直径 . 12 . 12 . 13 卷筒的名义直径 . 13 定卷筒的宽度 B . 13 选钢丝绳的缠绕层数为 : . 13 定卷筒直径 . 13 筒厚度： . 14 三、 电机的选取： 15 总 . 15 . 15 . 15 四、总传动比的计算及传动比的分配 16 . 16 动比的分配 . 16 五、 两级内齿圈传动设计 18 . 18 . 18 . 18 一级传动齿轮模数 m . 18 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 . 19 齿轮接触疲劳强度计算 . 19 . 22 第二级传动齿轮模数 M . 26 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 . 26 中国矿业大学本科生毕业设计 第 4 页 齿轮接触疲劳强度设计计算 . 27 齿轮强度校验 . 29 六、 行星轮传动设计 33 . 33 . 33 . 34 . 34 . 34 齿计算 . 34 阳轮分度圆直径 . 34 . 35 . 38 合要素计算 . 39 a c 传动端面重合度 . 39 c b 传动端面重合度 . 40 轮强度验算 . 40 啮合 . 40 啮合 . 45 七、主轴的结构设计 49 . 49 直径的初步估算 . 49 . 49 八、行星轴的结构设计和校核 65 . 65 . 65 . 65 的受力分析 . 65 . 66 . 66 . 67 . 68 径 . 68 . 68 的受力分析 . 68 . 69 . 70 中国矿业大学本科生毕业设计 第 5 页 . 71 九、 行星架结构设计 73 . 73 . 73 十、轴承及校核 75 . 75 . 76 十一、 联接（普通平键联接） 79 . 79 的选取 . 79 联接的强度校核 . 79 . 80 . 80 . 80 十二、减速器铸造机体结构尺寸 81 . 81 . 81 十三、 制动器的设计计算 82 . 82 . 82 . 82 . 82 . 82 . 82 . 82 . 83 十四、 主要零件的技术要求 89 . 89 . 89 . 89 . 89 十五、维护及修理 90 . 90 . 90 中国矿业大学本科生毕业设计 第 6 页 . 90 1 摘要 98 毕业设计总结 104 参考文献 105 中国矿业大学本科生毕业设计 第 7 页 一、整体方案设计 品的名称、用途及主要设计参数 本次设计的产品名称是 3 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 T 30 绳速 v 1.2 m/s 容绳 H 500 m 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。 2 和 4 为两级内啮合传动， 成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 过内齿轮 轮 内齿轮 运动传到齿轮 ，齿轮 行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 大内齿轮 星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮 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 由于 被闸住，不能转动，所以齿轮 能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮 轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时 运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮 称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 A 1 2 3 4 5 6 7 B 中国矿业大学本科生毕业设计 第 8 页 反之，若将大内齿轮 的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从 传动系统变为定轴轮系，齿轮 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。 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。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 9 页 中国矿业大学本科生毕业设计 第 10 页 中国矿业大学本科生毕业设计 第 11 页 中国矿业大学本科生毕业设计 第 12 页 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 丝绳的选择 根据 8918 1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定： d = C s （ 2 式中 d钢丝绳最小直径 C选择系数 12 ，取 C =钢丝绳最大静拉力 N 则由公式（ 2得： d =所以选择钢丝绳直径 d =初选钢丝绳直径 =19.5 型号为： 6 19（ a） 155 丝绳强度校核： 由钢丝绳型号知： 钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2N/所以最小钢丝破断拉力总和 138500s 2N/整条钢丝绳的破断拉力为 （ 2 0 1 3 8 5 0 0 117725 2N/ 中国矿业大学本科生毕业设计 第 13 页 式中： 拉力影响系数，取 =全系数m a . 8 820000 所以 5 故所选钢丝绳满足要求。 筒 卷筒的名义直径 0D h d（ 2 式中：0D 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d 钢丝绳直径 h 与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为 以取 h =18 定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 z=21 B=12 1 1 9 . 5 4310 . 9 5 式中：1k 钢丝绳排列不均匀系数 选钢丝绳的缠绕层数为 : n=13 算卷筒容绳量 L L = 021n z D d n d k （ 2 =m 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k= 确定卷筒直径 钢丝绳的最小缠绕直径 351+66.5 丝绳的最大缠绕直径 D+d+2 ( d2k（ 2 =351+ (13 791.7 中国矿业大学本科生毕业设计 第 14 页 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=丝绳在卷筒上的平均缠绕直径： m a x m )2 （ 2 =12（ =579.1 卷筒的结构外径： m a x 23D D d 外= 3=908.7 取 08.7 筒厚度： 对铸铁卷筒：厚度 =6351+9= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 15 页 三、 电机的选取： 统的总效率 总 总 = 1 2 3 4 5 =7 20 . 9 7 0 0 . 9 9 0 0 . 9 8 0=中：1 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1= 搅油效率，取2= 一级行星轮传动效率，各取3= 七个滚动轴承的效率，各取4= 两级内齿传动效率，各取 5 =速的确定 v = m/s 机的选型 最大功率： P =F v =30 36 机轴上的功率： P = P /总=36/据以上计算，选取电机的参数如下： 型号： 定功率： 55 载转速： 1480 r/率： 中国矿业大学本科生毕业设计 第 16 页 堵 转 转 矩额 定 转 矩 = 转 电 流额 定 电 流 = 机的实际输出功率： P=P 电 机 电 机=55 所以该电机符合要求。 四、总传动比的计算及传动比的分配 传动比的计算 ： 由上面的选型及计算可知： 电机的转速 =1480 r/筒转速 =r/得总传动比为 输 出= 动比的分配 按三级传动，1 2 3i ii i，因此应进行传动比分配，分配的原则为： 1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等； 2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量； 3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等 。 为此，一般取 1 ( 0 . 0 1 0 . 0 6 )i i iq = 22 2 1 1 l i m 2121 1 2 2 l i m 12()()p d a A H p d a A H P H K Kn k K K 中国矿业大学本科生毕业设计 第 17 页 式中：使用系数。 中等沖击，1行星轮间载荷分配系数，行星架浮动， 6级精度，取1行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动， 8级精度，取2 综合系数。，高精度，硬齿面，取12标 1、 2 表示第一级和第二级传动。 1 查表 163 定1()2()0.7 ： q = 1 12 2= 5 =算 3q = 2 以此值和传动比得 1p= 可知： 3i=i/1i=1i= 2i=i= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 18 页 五、 两级内齿圈传动设计 轮材料处理工艺及制造工艺的选定 内齿圈的材料为 40质处理，硬度为 62 293 试验齿轮齿面接触疲劳极限 650 2N/ 220 2N/齿轮的加工为插齿，精度为 7级。 定各主要参数 由于属于低速传动，采用齿形角020 ，直齿轮传动，精度为 6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。 动比 1i= 第一级传动齿轮模数 m 模数 1132l i m 11 2 . 1 ( ) Ym m 式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =8 级精度等级中等冲击取 K =击较大、不变位时取较大值。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 19 页 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 () P 额定功率， 1n 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数） ， / 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 d 齿宽系数，齿宽 d 的比值。 1 9 5 5 0 5 5 3 5 5 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 5 5 3 . 63 4 0 2 0 0 . 8m 取圆整 m =4 内 啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 分度圆的压力角： 20n t a n t a n / c o 齿顶高系数： *1a 纵向间隙系数 *1 0 *1 c o 模数 m 的选取 m =4 齿轮接触疲劳强度计算 小轮分度圆直径1d，由下边公式 中国矿业大学本科生毕业设计 第 20 页 2 131 2 ( 1 )() Z K T 齿宽系数 d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数227=数比 u u =21/5/27 传动比误差 / /=轮转矩1619 1 0 / 0 55/1480 =354899 载荷系数 K K K K 使用系数，查表取 动载系数，查表取 齿间载荷系数，由表取 齿间载荷分布系数，查表取 荷系数 K K K K=1 料弹性系数由推荐值 则 Z= 131 2 ( 1 )() Z K T = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 5 4 8 9 9 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 = 中国矿业大学本科生毕业设计 第 21 页 齿轮模数 m m =11/7=取圆整 m =5 小 轮分度圆直径 1d 1d =15 27=135 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 3 5 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0 取 v =( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 齿宽 b b =1135=108 大齿轮齿宽 2齿轮齿宽12b+（ 5 10） =115 分度圆直径 2d=25 5=375 基圆直径 2d 375 352 齿顶圆直径 22m d式中 *222当 *， =20 时 75 =1 22m d=3751 5+1=366 齿根圆直径 2 *2 2 ( )d h c m 2375+2（ 1+ 5=382.5 全齿高 221 ()2 d d=12 （ 366） =中心距 211 ()2a z z m=12（ 75 5=120 中国矿业大学本科生毕业设计 第 22 页 轮强度校验 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H由公式（ 5齿面接触应力的基本值0H0H=11 Z Zd b u 2N/ =1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 9 11 3 5 1 0 8 2 . 7 9=N/式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 b 工作齿宽， 取 b =108 1d 小齿轮分度圆直径，取1d=144 u 齿数比， u =cZ/5/27 =Z 节点区域系数，取 =0，查图 6 =Z 弹性系数，查表 16 重合度系数，查图 16 Z = 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5接触应力HH=0H A v H H H K K K2N/= 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 2N/ 中国矿业大学本科生毕业设计 第 23 页 式中 使用系数，中等冲击，查表 16 取动载系数， 6级精度，查表 16取K 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取K 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17H 计算齿面接触应力的基本值， 许用接触应力P=l i mm i v R Z Z Z 2N/ 式中： 试验齿轮的接触疲劳极限，取1400 2N/计算接触强度的最小安全系数，取Z 计算接触强度的寿命系数，取Z 润滑油系数，取 工作硬化系数， Z =1.1 速度系数，取Z 粗糙度系数，取尺寸系数，取 则 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =N/故 H910 按图 16取 润滑油系数， v =m/s, 查表 18中型极 中国矿业大学本科生毕业设计 第 43 页 压油 50v=150 610 2/150 2/ 工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图 16 Z =1 速度系数，查图 16Z 粗糙度系数，按 8，m，10023 1002=32 0 02 6 8 尺寸系数， m 轴截面 A 疲劳强度足够。 (1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 56 页 (2)校核危险截面的安全因数 m a . 1 5W =中：s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 4875 W 抗弯截面系数， W =3m m a . 5 3 1 0 =2）转矩作用 时的安全因数 m a 8 7 =中：s 40材料切应力屈服点，查表得： s=550 =330 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则T =2 抗弯截面系数， W =6310 m 中国矿业大学本科生毕业设计 第 57 页 m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 3）截面 2 2 2 28 . 0 7 4 8 . 0 38 . 0 7 4 8 . 0 3= 为 550750 =以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在 的受力分析 见（图 1 4 7 9 N a 求支反力 设由于力0支反力分别为0 易求得 001 5 0 1 0 01 5 0 4 0 0 1 5 0 1 0 0 =25020800=C 0 0 0R =20 中国矿业大学本科生毕业设计 第 58 页 b 作弯矩和转矩图 由于0 00 0 . 5 5 6 . 2 5 0 . 5 5 k N . =作转矩图（如图 1 1按当量弯矩计算轴径 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 2 4 3 7 . 5 ( 0 . 5 8 4 7 9 . 3 2 )7 2 1 0 = m =(考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =90满足强度要求的 . 中国矿业大学本科生毕业设计 第 59 页 4 7 9 . 3 2 N . 3 0 4 6 . 9 N . 4 . 6 8 7 K 2 5 K 2 0 . 3 1 3 K . 3 - . 3 - . 3 - . 3 - (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上 面 截面 中国矿业大学本科生毕业设计 第 60 页 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集 中和轴的结构尺寸、选取轴上面 截面 (2)校核危险截面的安全因数 1）弯矩作用时的安全因数 由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为 1 3502 . 6 5 2 4 8 . 0 6 0 . 3 4 00 . 9 1 0 . 6 8 = 中：1 40弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 弯曲应力幅 =63 4 3 7 . 5 . 5 3 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 7 1 . 5 3 1 0 3 2d m 弯曲平均应力，m=0 K 扭转有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 61 页 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 尺寸因数，查表可得 = 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =）转矩作用时的安全因数 考虑到机器运转时不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的安全因数为 1 2001 . 8 9 1 . 6 8 0 . 2 1 1 . 6 80 . 9 1 0 . 7 4 =中：1 40抗扭的疲劳极限，由前知1=200 切应力幅 =64 7 9 . 3 2 1 4 3 . 0 6 1 0 =其中，抗弯 截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 1 4 3 . 0 6 1 0 1 6d m 平均切应力，m=m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 =K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 中国矿业大学本科生毕业设计 第 62 页 取 K= 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 中 国 矿 业 大 学 本科生毕业设 计 姓 名： 张帅 学 号 ： 21040292 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 调度绞车的设计 专 题： 指导教师： 职 称： 中国矿业大学毕业设计任务书 学院 应用技术学院 专业年级 机自 04学生姓名 张帅 任 务 下 达 日 期 ： 2008 年 1 月 11 日 毕业设计日期： 2008 年 3 月 25 日至 2008 年 6 月 16 日 毕业设计题目： 调度绞车的设计 毕业设计专题题目： 毕业设计主要内容和要求： 设计 3 吨调度绞车， 主要设计参数 牵引力： T 30 速绳： v 1.2 m/s 容绳量： H 500 m 院长签字： 指导教师签字： 中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书 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 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书 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 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书 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 中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩 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 中国矿业大学本科生毕业设计 第 1 页 一、整体方案设计 品的名称、用途及主要设计参数 本次设计的产品名称是 3 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 T 30 绳速 v 1.2 m/s 容绳 H 500 m 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。 2 和 4 为两级内啮合传动， 成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 过内齿轮 轮 内齿轮 运动传到齿轮 ，齿轮 行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 大内齿轮 星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮 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 由于 被闸住，不能转动，所以齿轮 能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮 轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时 运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮 称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 A 1 2 3 4 5 6 7 B 中国矿业大学本科生毕业设计 第 2 页 反之，若将大内齿轮 的工作闸松 开，而将滚筒上的制动闸闸住，因滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从 传动系统变为定轴轮系，齿轮 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。 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。 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 丝绳的选择 中国矿业大学本科生毕业设计 第 3 页 根据 8918 1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作 静拉力，按下式确定： d = C s （ 2 式中 d钢丝绳最小直径 C选择系数 12 ，取 C =钢丝绳最大静拉力 N 则由公式（ 2得： d =所以选择钢丝绳直径 d =初选钢丝绳直径 =19.5 型号为： 6 19（ a） 155 丝绳强度校核： 由钢丝绳型号知： 钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2N/所以最小钢丝破断拉力总和 138500s 2N/整条钢丝绳的破断拉力为 （ 2 0 1 3 8 5 0 0 117725 2N/式中： 拉力影响系数，取 =全系数m a . 8 820000 所以 5 故所选钢丝绳满足要求。 筒 卷筒的名义直径 0D h d（ 2 式中：0D 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d 钢丝绳直径 中国矿业大学本科生毕业设计 第 4 页 h 与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数 ，因为机构的工作级别为 以取 h =18 定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 z=21 B=12 1 1 9 . 5 4310 . 9 5 式中：1k 钢丝绳排列不均匀系数 选钢丝绳的缠绕层数为 : n=13 算卷筒容绳量 L L = 021n z D d n d k （ 2 =m 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k= 确定卷筒直径 钢丝绳的最小缠绕直径 351+66.5 丝绳的最大缠绕直径 D+d+2 ( d2k（ 2 =351+ (13 791.7 中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=丝绳在卷筒上的平均缠绕直径： m a x m )2 （ 2 =12（ =579.1 卷筒的结构外径： m a x 23D D d 外= 3=908.7 取 08.7 筒厚度： 对铸铁卷筒：厚度 =6351+9= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 5 页 三、 电机的选取： 统的总效率 总 中国矿业大学本科生毕业设计 第 6 页 总 = 1 2 3 4 5 =7 20 . 9 7 0 0 . 9 9 0 0 . 9 8 0=中：1 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1= 搅油效率，取2= 一 级行星轮传动效率，各取3= 七个滚动轴承的效率，各取4= 两级内齿传动效率，各取 5 =速的确定 v = m/s 机的选型 最大功率： P =F v =30 36 机轴上的功率： P = P /总=36/据以上计算，选取电机的参数如下： 型号： 定功率： 55 载转速： 1480 r/率： 堵 转 转 矩额 定 转 矩 = 转 电 流额 定 电 流 = 机的实际输出功率： P=P 电 机 电 机=55 所以该电机符合要求。 四、总传动比的计算及传动比的分配 中国矿业大学本科生毕业设计 第 7 页 传动比的计算 ： 由上面的选型及计算可知： 电机的转速 =1480 r/筒转速 =r/得总传动比为 输 出= 动比的分配 按三 级传动，1 2 3i ii i，因此应进行传动比分配，分配的原则为： 1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触 强度大致相等； 2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量； 3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。 为此，一般取 1 ( 0 . 0 1 0 . 0 6 )i i iq = 22 2 1 1 l i m 2121 1 2 2 l i m 12()()p d a A H p d a A H P H K Kn k K K式中：使用系数。 中等沖击，1行星轮间载荷分配系数，行星架浮动， 6级精度，取1行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动， 8级精度，取2 综合系数。，高精度，硬齿面，取12标 1、 2 表示第一级和第二级传动。 1 查表 163 定1()2()0.7 中国矿业大学本科生毕业设计 第 8 页 则 ： q = 1 12 2= 5 =算 3q = 2 以此值和传动比得 1p= 可知： 3i=i/1i=1i= 2i=i=、 两级内齿圈 传动设计 中国矿业大学本科生毕业设计 第 9 页 轮材料处理工艺及制造工艺的选定 内齿圈的材料为 40质处理，硬度为 62 293 试验齿轮齿面接触疲劳极限 650 2N/ 220 2N/齿轮的加工为插齿，精度为 7级。 定各主要参数 由于属于低速传动，采用齿形角020 ，直齿轮传动，精度为 6级，为提高承载能力，两级均采用直 齿轮传动 。 动比 1i= 第一级 传动齿轮模数 m 模数 1132l i m 11 2 . 1 ( ) Ym m 式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =8 级精度等级中等冲击取 K =击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 () P 额定功率， 1n 小齿轮转数（一般为第一 级即电机转数） ， / 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 d 齿宽系数，齿宽 d 的比值。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 10 页 1 9 5 5 0 5 5 3 5 5 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 5 5 3 . 63 4 0 2 0 0 . 8m 取圆整 m =4 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 分度圆的压力角： 20n t a n t a n / c o 齿顶高系数 ： *1a 纵向间隙系数 *1 0 *1 c o 模数 m 的选取 m =4 齿轮接触疲劳强度计算 小轮 分度圆直径1d，由下边公式 2 131 2 ( 1 )() Z K T 齿宽系数 d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数227=数比 u u =21/5/27 传动比误差 / /= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 11 页 小轮转矩1619 1 0 / 0 55/1480 =354899 载荷系数 K K K K 使用系数，查表取 动载系数，查表取 齿间载荷系数，由表取 齿间载荷分布系数，查表取 荷系数 K K K K=1 料弹性系数由推荐值 则 Z= 131 2 ( 1 )() Z K T = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 5 4 8 9 9 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 =齿轮模数 m m =11/7=取圆整 m =5 小轮分度圆直径 1d 1d =15 27=135 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 3 5 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0 取 v =( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 齿宽 b b =1135=108 大齿轮齿宽 2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 12 页 小齿轮齿宽12b+（ 5 10） =115 分度圆直径 2d=25 5=375 基圆直径 2d 375 352 齿顶圆直径 22m d式中 *222当 *， =20 时 75 =1 22m d=3751 5+1=366 齿根圆直径 2 *2 2 ( )d h c m 2375+2（ 1+ 5=382.5 全齿高 221 ()2 d d=12 （ 366） =中心距 211 ()2a z z m=12（ 75 5=120 轮强度校验 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H由公式（ 5齿面接触应力的基本值0H0H=11 Z Zd b u 2N/ =1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 9 11 3 5 1 0 8 2 . 7 9=N/ 中国矿业大学本科生毕业设计 第 13 页 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 b 工作齿宽， 取 b =108 1d 小齿轮分度圆直径，取1d=144 u 齿数比， u =cZ/5/27 =Z 节点区域系数，取 =0，查图 6 =Z 弹性系数，查表 16 重合度系数，查图 16 Z = 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5接触应力HH=0H A v H H H K K K2N/= 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 2N/ 式中 使用系数，中等冲击，查表 16 取动载系数， 6级精度，查表 16取K 计算接触强度的齿向载荷分 布系数，取K 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17H 计算齿面接触应力的基本值， 中国矿业大学本科生毕业设计 第 14 页 许用接触应力P=l i mm i v R Z Z Z 2N/ 式中： 试验齿轮的接触疲劳极限，取1400 2N/计算接触强度的最小安全系数，取Z 计算接触强度的寿命系数，取Z 润滑油系数，取 工作硬化系数， Z =1.1 速度系数，取Z 粗糙度系数，取尺寸系数，取 则 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =N/故 H910 按图 16取 润滑油系数， v =m/s, 查表 18中型极压油 50v=150 610 2/150 2/ 工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图 16 Z =1 速度系数，查图 16Z 粗糙度系数，按 8，m，10023 1002=32 0 02 6 8 尺寸系数， m 轴截面 A 疲劳强度足够。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 46 页 (1)确定危险截 面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 (2)校核危险截面的安全因数 m a . 1 5W =中：s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 4875 W 抗弯截面系数， W =3m m a . 5 3 1 0 =2）转矩作用时的安全因数 m a 8 7 =中：s 40材料切应力屈服点，查表得： s=550 =330 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则T =2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 47 页 W 抗弯截面系数， W =6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 3）截面 2 2 2 28 . 0 7 4 8 . 0 38 . 0 7 4 8 . 0 3= 为 550750 =以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在 的受力分析 见（图 1 4 7 9 N a 求支 反力 设由于力0支反力分别为0 易求得 001 5 0 1 0 01 5 0 4 0 0 1 5 0 1 0 0 =25020800= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 48 页 C 0 0 0R =20 b 作弯矩和转矩图 由于0 00 0 . 5 5 6 . 2 5 0 . 5 5 k N . =作转矩图（如图 1 1按当量弯矩计算轴径 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 2 4 3 7 . 5 ( 0 . 5 8 4 7 9 . 3 2 )7 2 1 0 = m =(考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =90满足强度要求的 . 中国矿业大学本科生毕业设计 第 49 页 4 7 9 . 3 2 N . 3 0 4 6 . 9 N . 4 . 6 8 7 K 2 5 K 2 0 . 3 1 3 K . 3 - . 3 - . 3 - . 3 - (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上 面 截面 中国矿业大学本科生毕业设计 第 50 页 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上面 截面 (2)校核危险截面的安全因数 1）弯矩作用时的安全因数 由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为 1 3502 . 6 5 2 4 8 . 0 6 0 . 3 4 00 . 9 1 0 . 6 8 = 中：1 40弯曲对称循环时的疲劳极限，由 前知1=350 弯曲应力幅 =63 4 3 7 . 5 . 5 3 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 7 1 . 5 3 1 0 3 2d m 弯曲平均应力，m=0 K 扭转有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 51 页 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 尺寸因数，查表可得 = 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =）转矩作用时的安全因数 考虑到机器运转时不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的 安全因数为 1 2001 . 8 9 1 . 6 8 0 . 2 1 1 . 6 80 . 9 1 0 . 7 4 =中：1 40抗扭的疲劳极限，由前知1=200 切应力幅 =64 7 9 . 3 2 1 4 3 . 0 6 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 1 4 3 . 0 6 1 0 1 6d m 平均切应力，m=m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 =K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 中国矿业大学本科生毕业设计 第 52 页 取 K= 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 = 尺寸因数， 查表可得 = 材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得=）截面 2 2 2 21 . 7 2 3 9 . 4 61 . 7 2 3 9 . 4 6= 表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数 轴截面 (1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 (2)校核危险截面的安全因数 m a . 1 1W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 中国矿业大学本科生毕业设计 第 53 页 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 6875 W 抗弯截面系数， W =3m m a . 5 3 1 0 =2）转矩作用时的安全因数 m a 8 7 =中： s 40材料切应力屈服点，查表得： s =0.6 s =550 =330 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则T =2 抗弯截面系数， W =6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p 3 . 5 6 1 0 3）截面 2 2 2 25 . 7 2 4 8 . 0 35 . 7 2 4 8 . 0 3= 中国矿业大学本科生毕业设计 第 54 页 因为 550750 =以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 由以上的计算可知：主轴的强度满足要求。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 55 页 八、行星轴的结构设计和校核 星轴 构设计 行星轴的结构设计见（图 图 行星轴材料 选用 40调质处理，可查得材料力学为： b=750 s=550 350 1=200 的受力分析 结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 a、求支反力 在水平面内受力情况分析，（图 轴在 所受的圆周力方向向上的力为 =2 中国矿业大学本科生毕业设计 第 56 页 由受力平衡条件容易求出： 4 7 . 5 4 7 . 5 3 0 4 3 . 7 84 2 . 5 4 7 . 5 9 0A Z = Z F= 所以 0 . 0 4 2 5 0 . 0 4 2 5 1 6 0 6 . 4 4B A =b、轴的弯矩图 由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 当量弯矩计算轴径 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 1 9 1 . 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0 = m =(考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =45满足强度要求的 . 的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 截面 B 进行校核计算。 (2)校核危险截面的安全因数 中国矿业大学本科生毕业设计 第 57 页 因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 7 . 6 3S K =中： 1 40弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 弯曲应力幅 =66 8 . 2 7 9 4 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 4 5 1 0 8 . 9 4 6 1 0 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=表知当载荷确定较精确， 材料性质较均匀时，许用安全因数 该轴截面 B 疲劳强度足够。 的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 58 页 2、校核危险截面的安全因数 m a . 2 6 3W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 W 抗弯截面系数， W =3m m a 6 . 5 4 9 4 6 1 0 =所以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 星轴 校验 径 d =45星轴材料 选用 40调质处理，可查得材料力学为： b=750 s=550 350 1=200 的受力分析 结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 a、求支反力 中国矿业大学本科生毕业设计 第 59 页 在水平面内受力情况分析，（图 轴在 =2 由受力平衡条件容易求出： 6 8 . 5 6 8 . 5 1 1 1 8 5 . 8 87 5 6 8 . 5 1 4 3 . 5A Z = Z F= 所以 最大 0 . 0 7 5 0 . 0 7 5 5 9 3 9 . 6 0B A = b、轴的弯矩图 由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 按插值法查表得 : 1 =72 0 =124 根据公式计算 A 截面轴 径 22 2233611 0 ( ) 1 0 4 4 5 . 4 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0 = m =39.6 (考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10=72124=在结构设计时 ,取 d =55满足强度要求的 . 中国矿业大学本科生毕业设计 第 60 页 . 3 - . 3 - . 3 - 的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面 根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 B 属于危险截面，取截面 (2)校核危险截面的安全因数 中国矿业大学本科生毕业设计 第 61 页 因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 2 7 . 2 7S K =中： 1 40 弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 弯曲应力幅 =64 4 5 . 4 7 . 3 3 4 1 0 =其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 5 5 1 0 1 6 . 3 3 4 1 0 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 =以 取 K= 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因 数 轴截面 的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 中国矿业大学本科生毕业设计 第 62 页 2、校核危险截面的安全因数 m a . 5 5W =中： s 40材料正应力屈服点，查表得s=550 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则 W 抗弯截面系数， W =3m m a 0 . 9 4 . 3 3 4 1 0 =所以查表得许用安全因数 轴静强度足够。 由以上计算可知： 行星轴的强度满足要求。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 63 页 九、
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号