JD2.5调度绞车传动系统设计【全套含cad图纸、说明书】
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25KN电动背板绞车(DFDJC-025-00-JS)设计计算书编制：校对：审核：一、整体方案设计1.1产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是2.5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 25 绳速 1.68 容绳 400 m1.2整体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，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Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。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。1.3 设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。1. 主要技术参数1. 1 卷筒部分卷筒额定拉力(第1层，共2层) 25KN额定速度（第1层） 10m/min卷筒过载拉力 30KN卷筒直径长度 620610mm卷筒容绳量(二层) 100m钢丝绳直径（GB/T891896） 14mm1.2 电机参数w型号 JZ2-H22-6 功率 5kw转速 900r/min电制 380v 50Hz1.3. 传动比 125.581.4. 机械效率 0.82. 卷筒的性能计算2.1卷筒直径的确定 D16d1614224mm （钢索直径d=14 mm）根据需要取卷筒直径D500mm2.2卷筒凸缘直径DD2（21.5）d5002（21.5）14598mm 取620mm2.3卷筒容绳量计算（以2层绳计算）卷筒长度L610mm卷筒容绳量L2L(D+2d)/1.05d103101m满足100m容绳量要求。2.4.整机效率 总=132232425=0.85为保险起见，取0.8其中卷筒轴承副 13-0.95 齿轮轴承副 22-0.98齿轮(II)轴承副 32-0.98 齿轮(I)轴承副 42-0.98 卷筒装置效率 5 -0.952.5.传动比的确定 额定速度(第1层)V=10m/min D=400mm d14mm n=900r/min i= （Dd）n/1000v =（40014）960/100010=116.9 实际速比：125.58 实际速度：9.7m/min2.6. 电机功率的确定 P=FV/60=259.7/（600.8）=4.04kw满足要求的电机型号为JZ2-H22-6 功率5kw 转速900r/min 3. 齿轮接触疲劳强度及弯曲疲劳强度计算接触应力：H=ZHZE Z【Ft(+1)KAKVKHKH/bd】1/2弯曲应力：F=FtKAKVKFKFYFSY/bMn 许用接触应力：HP=HlimZNZLVRZWZX/SHmin 许用弯曲应力：FP=FPYNYsrdtYrndtYx/SFmin 接触强度安全系数：SH=HlimZNZLVRZWZX/H 弯曲强度安全系数：SF=FPYNYsrdtYrndtYx/F序号名 称符号单位公式或来源第一级第二级第三级Z1Z2Z3Z4Z5Z61齿数z根据要求初算1782168016802法向模数m确定3.5573分度圆螺旋角8.1096211.5952704中心距1752453365径向变位系数Xn+0.5-0.5+0.3-0.3+0.2-0.26分度圆直径dmmd=zm/cos60.1 289.981.67408.331125607齿根圆直径dfmm54.85 277.672.17392.8397.3539.78齿顶圆直径dammDa=d+2ha70.6 293.394.67415.33128.8571.29传动比i4.825510传动扭矩TNmT=FD/234.33165.6165.6828.1828.1414011节圆上圆周力FtNFt=2500T/d1142.414055.314787.512齿宽Bmm504575651059513使用系数KA表35.2-241.11.11.11.11.114动载系数KV式35.2-121.5911.0651.0651.0091.0915轴向重合度图35.2-110.580.830.830016端面重合度图35.2-101.511.541.6117齿向载荷分布系数KF表35.2-281.3811.4330.24318齿间载荷分配系数KF表35.2-301.5351.5951.119复合齿形系数YFs图35.2-22233.934.024.144.26425螺旋角与重合度系数Y图35.2-160.7180.6780.71621计算弯曲应力FN/mm2表35.2-2210.710.913.913.525.118.922寿命系数YN1.21.21.223相对齿根圆角敏感系数Yrelt表35.2-3311124表面状总系数YRtelt23.2-24.2611125尺寸系数Yx图35.2-29110.9826齿轮材料40CrZG35SiMn40CrZG35SiMn40CrZG35SiMn27热处理调 质调 质调 质28硬度HRC240-260250-225240-260250-225240-260250-22529弯曲疲劳强度基本值FEN/mm2图35.2-27581.3280581.3280581.328030最小安全系数SFmin表35.2-321.61.61.631许用弯曲应力FP表35.2-22908.3437.5908.3437.5897.4432.332安全系数SF54254125281434计算结果(I)FFPSFminSF齿根弯曲强度强度满足35节点区域系数ZH图35.2-142.4742.4532.49536接触强度用螺旋角与重合度系数Z式35.2-15/160.8520.660.70.8837润滑油膜影响系数ZLVR图35.2-18,190.870.870.870.870.870.8738计算接触应力HN/mm2表35.2-22255.3228.1295.739接触强度寿命系数ZN图35.2-171.61.61.61.61.61.640工作硬化系数ZW 111.131.141.131.1441接触强度尺寸系数ZX图35.2-2111111142接触疲劳应力HlimN/mm2图35.2-16705.6350705.6350705.635043接触强度最小安全系数SHmin表35.2-321.31.31.31.31.31.344许用接触应力HPN/mm2表35.2-22613.9304.5613.9304.5613.9304.545安全系数SH表35.2-224.72.34.32.13.31.646计算结果IIHHP SHSHmin齿面接触强度满足要求注：本计算参考a.机械工业出版社机械设计手册渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB/3480-97）。b.化工版机械设计手册。4.工作负载时的强度校核4.1齿轮轴I工作负载时的强度校核4.1.1工作负载时的结构及载荷图见后。4.1.2传动扭矩：34.33N.m（已计入效率）4.1.3 Z1受力：圆周力：Ft1=1142.41N(见前面齿轮计算) 径向力：Fr1=Ft1tan250=415.8N 轴向力：Fx1=Ft1tan=1142.41tan8.109625=162.8N轴向力形成的弯矩：Mx1=Fx1d/2500=4.8N.m (d为分度圆直径60.1)4.1.4垂直方向受力F1y= Fr1=415.8NRby= Fr1188.75/261.6 =300NRay= Fr1- Rby=115.8N4.1.5水平方向受力F1z=Ft1=1142.41NRbz=F1z188.75/261.6=824.3NRaz=F1z- Rbz=318.1N4.1.6垂直方向弯矩M1y=Rby72.85/1000=21.9N.m4.1.7水平方向弯矩M1z=Rbz72.85/1000=60N.m4.1.8 Z1处的合成弯矩M1= (M1y2+M1z2)0.5=63.9N.m考虑轴向力引起的弯矩，轴的合成弯矩图如图示.4.1.9确定危险截面及进行强度校核：通过以上计算知，Z1处应力最大，为危险截面。强度校核：校核公式（根据表38.3-3）：=10M2+(T)21/2/W -1由于电机带动轴旋转引起转应力的脉动循环，所以取=0.7-1=0.4s=250 (材质：40Cr) d=54.85mm(底径)则=10M2+(T)21/2/W =30.6MPa -1 W=22.261该截面强度满足要求。4.2危险截面过载时强度校核静1.51.530.645.9Mpa-1故截面强度满足要求。5.齿轮轴II的强度校核5.1工作负载时强度校核5.1.1齿轮轴II的结构及载荷图见后5.1.2传动扭矩：T2=T3=165.6N.m5.1.3 Z2受力：圆周力：Ft2=Ft1=1142.41N 径向力：Fr2=Ft2tan250=415.8N 轴向力：Fx2=Ft2tan=162.8N 轴向力形成的弯矩：Mx2=Fx2d/2500=4.8N.m d为分度圆直径60.15.1.4 Z3受力：圆周力：Ft3=4055.3N 径向力：Fr3=Ft3tan250=1476N 轴向力：Fx3= Ft3tan4055.3tan11.595270832.1N轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3d/2500=33.95N.m d为分度圆直径81.65.1.5 垂直方向受力：F2y=Fr2=415.8NF3y=Ft3=4055.3NRby=F3y63.2-F2y(246.4-58.2)/246.4=722.6NRay= F3y-Rby-F2y =2916.9N5.1.6水平方向受力F2z=Ft2=1142.41NF3z=Fr31476NRbz=F2z(246.4-58.2)-(F3z63.2)/246.4=494NRaz=F3z-F2z+Rbz=827.59N5.1.7垂直方向弯矩：M2y=Rby58.2/1000=42N.mM3y=Ray63.2/1000=184.3N.m5.1.8水平方向弯矩M2z=Rbz58.2/1000=28.75N.mM3z=Raz63.2/1000=52.3N.m5.1.9 Z2和Z3处合成弯矩M2=(M2y2+M2z2)1/2=50.8N.mM3=(M3y2+M3z2)1/2=191.6N.m考虑轴向力引起的弯矩，轴的总合成弯矩图如图示5.2确定危险截面并校核强度和安全系数：通过以上计算可知，Z2及Z3处应力最大，均为危险截面。5.2.1 Z2处强度校核 d=60mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=6.8MPa-1该截面强度满足要求。5.2.2 Z3处强度校核d=72.17mm(齿根圆直径)则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=6.3MPa-1该截面强度满足要求。5.3过载时强度校核Z3处：静1.531.56.39.45Mpa-1故截面强度满足要求。Z2处：静1.521.56.810.2Mpa-1故截面强度满足要求。6.齿轮轴III的强度计算6.1工作负载时强度校核6.1.1齿轮轴III的结构及载荷图见后6.1.2传动扭矩：T4=T5=828.1N.m6.1.3 Z4受力：圆周力：Ft4=2T/d4=4055.3N 径向力：Fr4=Ft4tan250=1476N轴向力：Fx4= Ft4tan832.1N轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3d/2500=33.95N.m d为分度圆直径81.66.1.4 Z5受力：圆周力：Ft5=2T/d5=14787.5N 径向力：Fr5=Ft5tan250=5382.2N6.1.5 垂直方向受力：F4y=Ft4=4055.3NF5y=Ft5cos170 + Fr5sin170=15714.96NRby=F4y59.85+F5y（239.7-74.85）/239.7=11825.3NRay=F4y+F5y-Rby=7949.96N6.1.6水平方向受力：F4z=Fr4=1476NF5z=Fr5cos170-Ft5sin170823.6NRbz=F4z59.85-F5z（239.7-74.85）/239.7=-197.9NRaz=F4z+Rbz-F5z=850.3N6.1.7垂直方向弯矩M4y=Ray59.85/1000=475.8N.mM5y=Rby74.85/1000=896.6N.m6.1.8水平方向弯矩：M4z=Raz59.85/1000=50.89N.mM5z=Rbz74.85/1000=14.81N.m6.1.9合成弯矩：M4=(M4y2+M4z2)1/2=478.5N.mM5=(M5y2+M5z2)1/2=896.8N.m轴的总合成弯矩图如图示，由以上计算知Z4和Z5两处均为危险截面。6.1.10 Z4处强度校核d=80mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=16.5MPa-1该截面强度满足要求。6.1.11 Z5处强度校核：d=97.3mm则：=10M2+(T)21/2/d3 -1=12.3MPa-1该截面强度满足要求。6.2过载时强度校核Z4处：静1.541.516.524.75Mpa-1故截面强度满足要求。Z5处：静1.551.512.318.45Mpa-1故截面强度满足要求。7.主轴的强度计算7.1工作负载时主轴强度计算：7.1.1主轴结构及载荷图见后7.1.2传递扭矩：T4140N.m7.1.3 Z6受力：圆周力：Ft6=2T/d6=14785.7N径向力：Fr6=Ft6tan250=5381.6N7.1.4卷筒受力：F25100025000N 作用至轴上：F1F2 F3F4F/210000N 该梁受力如图所示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多于约束力。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rby代替。此时，其相应的变形协调条件为B处的挠度等于零，即yB=0 由叠加法可知: yB=(yB)Fz6y+(yB)Rby=07.1.5垂直方向受力：(yB)Fz6y=（Fz6y170.7）/6EI976.7（976.7-251.5）(251.52+170.72-2976.7251.5) =-7.791011/6EI (yB)Rby=Rby976.73/48EI 解得：Rby=6688.7N Rcy=(Fz6y170.7-Rby251.5)/976.7=（14785.7170.7-6688.7251.5）/976.7=861.8N Ray=Fz6y-Rcy-Rby=14785.7-861.8-6688.7=7235.2N7.1.6水平方向受力 F1z=F1=10KN F2z=F2=10KN Fr6=Fr5=5381.6N 计算时把F1、F2看成合力F作用在卷筒中点处。 该梁受力如图示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多余约束。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rbz代替。此时，其相应的变形协调条件为B处的挠度等于零，即yB=0, 由叠加法可知: yB=(yB)Fr6+(yB)F+(yB)Rbz=0 (yB)Fr6=5381.6170.7(976.7-251.5)/6EI976.7(251.52+170.72-2976.7251.5) =-2.721011/6EI(yB)F=(-25000342251.5/6EI976.7(976.72-251.52-3422) =-1.3631012/6EI(yB)Rbz=976.73Rbz/48EI解得：Rbz=14038.6N Raz=(5381.6806-14038.6725.3+25000342)/976.7=1019.1N Rcz=F+Fr6-Raz-Rbz=25000+5381.6-1019.1-14038.6=10323.9N7.1.7垂直方向弯矩： Mz6y=Ray0.1707=7235.20.1707=1235.1N.m Mrby=Ray0.2515-Fz6y0.1707=7235.20.2515-14785.70.081=622N.m Mf2y=Rcy0.100/1000=861.80.1=86.18N.m Mf1y=Rcy0.7253/1000=625.1N.m7.1.8水平方向弯矩 Mz6z=Raz0.1707=173.9N.m Mrbz=Raz0.2515-Fr60.081=179.6N.m Mf2z=Rcz0.100=1032.4N.m Mf1z=Rcz584/1000-F242/1000=1189.2N.m7.1.9合成弯矩 Mz6=(Mz6y2+Mz6z2)0.5=(1235.12+173.92)0.5=1247.3N.m Mrb=(Mrby2+Mrbz2)0.5=(6222+179.62)0.5=647.4N.m Mf1=(Mf1y2+Mf1z2)0.5=(81.682+1032.42)0.5=1035.6N.m Mf2=(Mf2y2+Mf2z2)0.5=(625.12+1189.22)0.5=1343.5N.m 由以上计算并比较应力情况及相应直径，确定Z6和F1处截面为危险截面。7.1.10 Z6处强度校核： d=105mm 则：=10M2+(T)20.5/d3 =101247.32+(0.74140)2
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