机械毕业设计（论文）-JSDB-280型无极绳绞车设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2007 届本科生毕业设计 第75页 1 概 述全套图纸，加1538937061.1无极绳运输及国内外的发展状况近40年我国的煤炭工业发生了巨大变化，开采技术已接近或部分达到国际先进水平，综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而煤炭工业机械化离不了运输，运输又离不了辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。原煤的运输也已经实现了大运量带式输送机化，但井下轨道辅助运输与之很不适应，材料的运输基本上沿用传统的小绞车群接力式的运输方式，运输战线长，环节多，占用的搬运设备、人员多，安全性差，效率低。尽管一些煤矿对其进行了技术改造, 但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要。可见矿井辅助运输是当前现代化矿井建设的关键和重点。我国绞车的诞生是从20世纪50年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的；60年代进入了自行设计阶段；到了70年代，随着技术的慢慢成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的发展阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能，三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：a、标准化系列化；b、体积小、重量轻、结构紧凑；c、高效节能；d、寿命长、低噪音；e、一机多能、通用化；f、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应该采取以下措施：a、制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；b、完善测试手段，重点放在产品性能检测；c、技术引进和更新换代相结合；d、组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。1.2 无极绳绞车运输系统传动图，及绞车基本性能特点1.2.1系统传动图如图1-2（另见附录5）。 图1-2 无极绳绞车运输传动图1-钢丝绳；2-减速器；3-电动机；4-摩擦滚筒；5-张绳车；6-容绳滚筒；7-轨道；8-尾轮。 无极绳绞车运行系统由绞车摩擦滚筒、张绳车、尾轮、钢丝绳、电动机、及电控等组成。其中，张绳车又由齿轮传动张紧机构、棘轮棘爪阻逆机构、平板车牵引装置和容绳滚筒装置等组成。工作原理：电动机经过减速器驱动摩擦滚筒正反向旋转。钢丝绳在滚筒上缠绕三、四圈后，一端固定于张绳车上车轴上，另一端经过尾轮缠绕于张绳车的容绳卷筒上。通过滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，张绳车又牵引矿车运行。 该系统具有以下特点： （1）变单向为双向运行。由于该系统采用抛物线形摩擦滚筒结构，使得滚筒可以正反向旋转，钢丝绳可以双向运行。 （2）张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销联接简单易学，操作方便，安全可靠。 （3）运输距离调整方便。以前系统的运输距离一旦确定一般是不改变的。而该系统将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上待运输距离改变时使用。当运输距离需要增大时，就将容绳卷筒上的钢丝绳放出去一些；当运输距离需要减小时，就将容绳卷筒上的钢丝绳收回来一些。满足了煤矿生产运输距离多变的工况要求。1.2.2JSDB-280型无极绳绞车外形图见图1-1（另见附录1）。 图1-1 新型无极绳绞车结构1底座; 2电动机; 3联轴器; 4制动器; 5变速器;6滚筒装置该无极绳绞车具有以下结构特点:(1) 整机布局合理, 结构新颖紧凑, 体积小,占用面积少, 动力输入方向和滚筒轴垂直。可以实现双向运转, 连续运输, 运输距离长, 效率高。(2) 绞车采用新型结构的变速器, 具有独创性。变速器结构基本对称, 外形美观大方, 内部零部件布置合理、结构紧密。通过齿轮啮合传动输出, 与以往的轴输出不同。如此可以减少一个变速器输出轴和滚筒轴的联接装置, 减少了传动环节。采用齿轮啮合传动, 传动效率高。是一种新型、高效、大速比、大承载能力的减速装置。(3) 滚筒结构布置对称, 由一对调心滚子轴承支承在滚筒轴上, 支承效果好, 支承刚度高, 运行平稳。而且滚筒主轴是心轴, 不承受动载荷, 使得对轴的强度和刚度要求大为降低, 如此可以减少工艺环节, 节约材料, 降低成本。1.2.3工作原理由电机提供动力，采用变速箱和一对渐开线圆柱直齿轮传动，通过无极绳绞车滚筒旋转，借助钢丝绳与滚筒之间的摩擦力而达到传送重物之目的。 1.2.4使用环境条件与环境影响 (1)该绞车可在矿井下有瓦斯的巷道中使用。 (2)该绞车无污染，不影响周围的环境。 1.2.5主要构成及结构特征 该绞车由底座、变速箱、滚筒部分、联轴器、制动装置等构成。 (1)底座。由结构件焊接成整体，通过地脚螺栓与基础固定。 (2)变速箱。采用硬齿面齿轮。 (3)滚筒部分。滚筒部分由大齿轮、主轴、卷筒及轴承等组成。 (4)联轴器。联轴器用于联结电机和变速箱。 (5)制动装置为电力液压推杆。 (6)齿轮罩。铁皮制成固定于底座上，用以保护大小齿轮，以保证安全。2 JSDB-280型无极绳绞车的设计与计算2.1设计总则1、煤矿生产，安全第一。2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运搬、调度、回柱等一般用途。4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。5、技术比较先进，并要求多用途。2.2已知条件1、设计寿命： t=5000h2、最大牵引力：T=280KN3、牵引速度： 4、牵引距离： L=2000m2.3牵引钢丝绳直径的确定及滚筒直径的确定2.3.1、钢丝绳的选择查机械设计手册单行本弹簧起重运输件五金件表8-1-8钢丝绳安全系数K=4钢丝绳所承受的拉力FKT=查机械设计手册单行本弹簧起重运输件五金件表8-1-12选取钢丝绳44mm ， 637（a），绳纤维芯参考重力：718kg/100m公称抗拉强度：1770MPa破断拉力总和2.3.2、滚筒参数的确定 取 式中-滚筒的最小外径，mm d-钢丝绳直径，mm2、 确定滚筒各直径 1）滚筒最小缠绕直径 2）滚筒结构外径 2.4 传动系统的确定、运动学计算及电机的选择2.4.1、传动系统的确定：JSDB280型无极绳绞车传动简图如图2-1：（另见附录2） 图2-1 其传动路线：电动机弹性联轴器主轴主轴轴轴卷筒。 2.4.2、计算传动效率1、各传动的效率：根据表14查得： 2、计算传动总效率2.4.3、各级传动比分配及总传动比 2.4.4、计算总传动比 1、卷筒轴转速： 2、 总传动比： 2.4.5、确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率计算卷筒上的功率 计算电机轴上的功率 2.4.6、选择电机型号由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机的容量，降低机器的成本和尺寸。电机型号：YB315S-6功率：75kw重量：960kg 3 齿轮传动的设计计算3.1第一级弧齿锥齿轮传动设计计算3.1.1基本参数1、 大小齿轮的齿数分别为，模数， 精度等级 ；2、 小锥齿轮的传动效率 3、 齿轮转速 4、 小锥齿轮传递的扭矩 ；5、 材料及热处理 小锥齿轮轴选用，渗碳淬火HRC56-62； 大锥齿轮选用，表面淬火HRC48-、强度计算1、 确定主要尺寸 1）齿形角 2）螺旋角 3）齿顶高系数 4）顶隙系数 5）变位系数 6)分度圆直径 7）分锥角 8）锥距 9）齿宽 10）齿顶高 11）齿高 12）齿根高 13）齿顶圆直径 14）齿根角 15）齿顶角 16）顶锥角 17）根锥角 18）外锥高 19）弧齿厚 20)当量齿数 21)重合度 端面重合度查机械设计手册第五版第三卷， 图14-3-9得 齿线重合度查图14-3-8得 总重合度 22） 原动机为电动机，工作平稳，工作机为无极绳绞车，工作平稳。查表14-2-30选取： 23） 查图14-2-11得： 24） 2、按接触疲劳强度校核计算 1） 2） 查图14-2-10选取： 3） 4） 由图8-96查得： 5） 由图14-3-27查得： 6） 查表14-1-95选取 7） 表14-3-30选取： 8） 9） 10） 由图8-39，按不允许点蚀，查得： 11） 由图14-1-87查得： 12） 由图14-1-88查得： 13) 由图14-1-89查得： 14） 由表8-206查得： 15）齿轮的 16） 由表8-121查取：（失效效率为1） 17） 由以上计算可知，齿轮的接触疲劳强度通过。33、按弯曲疲劳强度校核计算1） 查图14-2-11得： 2） 由图8-96查得： 3） 由图14-3-28查得4） 由图8-45查得：5） 由图8-46查得：6） 查图14-3-29得：7） 8） 9） 由图8-48查得：10） 11） 12） 由表8-121查得：13） 因此，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.2 第二级齿轮传动的强度校核3.2.1、基本参数 1、齿数，模数，精度等级8级 2、小齿轮的传动功率 3、转速 4、小齿轮传递的扭矩 5、材料及热处理 材料选用，表面淬火HRC48-、强度校核1、按接触疲劳强度校核1） 2） 齿顶高 3）齿根高 4）齿高 5）齿顶圆直径 6）齿根圆直径 7）中心距 8）基圆直径 9）齿顶圆压力角 10）重合度 端面重合度由图14-1-25选取 纵向重合度 总重合度 11） 12） 13） 14） 由表14-1-71选取： 15） 查图14-1-74选取 16） 查表14-1-92选取17） 18） 由图14-1-76查得：19） 由表14-1-95查得： 20） 21) 22）由图14-1-86，按允许点蚀查得： 23） ，由图14-1-87查得：24） 由图14-1-88查得：25） 由图14-1-89查得：26） 由图14-1-90查得： 27）重合度系数 28） 29） 30） 查表14-1-100得： 31） 由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-44，查得： 2） 由图14-1-109查得：3） 4） 查图14-1-155得：5） 6） 按，由图8-50查得：7） 8） 9） 查表8-121得： 10） 由以上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.3 第三级齿轮传动的强度校核3.3.1、基本参数 1、齿数，模数，精度等级8级 2、小齿轮的传动功率 3、转速 4、小齿轮传递的扭矩 5、材料及热处理 材料选用，表面淬火HRC48-55. 材料选用，表面淬火HRC56- 强度校核 1、按接触疲劳强度校核1） 2）齿顶高 3）齿根高 4）齿高 5）齿顶圆直径 6）齿根圆直径 7）中心距 8）基圆直径 9）齿顶圆压力角 10）重合度 端面重合度由图14-1-25选取 纵向重合度 总重合度 11） 12） 13） 取 14） 由表14-1-71选取： 15） 查图14-1-74选取 16） 查表14-1-92选取17） 18） 由图14-1-76查得：19） 由表14-1-95查得： 20） 21） 22）由图14-1-86，按允许点蚀查得： 23） ，由图14-1-87查得：24） 由图14-1-88查得：25） 由图14-1-89查得：26） 由图14-1-90查得： 27）重合度系数 28） 29） 30） 查表14-1-100得： 31） 由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-44，查得： 2） 由图14-1-109查得：3） 4） 查图14-1-155得： 5） 6） 7） 8） 9） 查表8-121得： 10） 由以上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。 3.4 第四级齿轮传动的强度校核3.4.1、基本参数 1、齿数，模数，精度等级8级 2、小齿轮的传动功率 3、转速 4、小齿轮传递的扭矩 5、材料及热处理 材料选用，表面淬火HRC56- 强度校核 1、按接触疲劳强度校核1） 2）齿顶高 3）齿根高 4）齿高 5）齿顶圆直径 6）齿根圆直径 7）中心距 8）基圆直径 9）齿顶圆压力角 10）重合度 端面重合度由图14-1-25选取 纵向重合度 总重合度 11） 12） 13） 取 14） 由表14-1-71选取： 15） 查图14-1-74选取 16） 查表14-1-92选取17） 18） 由图14-1-76查得：19） 由表14-1-95查得： 20） 21） 22）由图14-1-86，按允许点蚀查得： 23） ，由图14-1-87查得：24） 由图14-1-88查得：25） 由图14-1-89查得：26） 由图14-1-90查得： 27）重合度系数 28） 29） 30） 查表14-1-100得： 31） 由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-44，查得： 2） 由图14-1-109查得：3） 4） 查图14-1-155得： 5） 6） 7） 8） 9） 查表8-121得： 10） 由以上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。 3.5 第五级齿轮传动前级的强度校核3.5.1基本参数 1、齿数，模数，精度等级8级 2、小齿轮的传动功率 3、转速 4、小齿轮传递的扭矩 5、材料及热处理 材料选用，表面淬火HRC56-、强度校核 1、按接触疲劳强度校核1） 2）齿顶高 3）齿根高 4）齿高 5）齿顶圆直径 6）齿根圆直径 7）中心距 8）基圆直径 9）齿顶圆压力角 10）重合度 端面重合度由图14-1-25选取 纵向重合度 总重合度 11） 12） 13） 取 14） 由表14-1-71选取： 15） 查图14-1-74选取 16） 查表14-1-92选取17） 18） 由图14-1-76查得：19） 由表14-1-95查得： 20） 21） 22）由图14-1-86，按允许点蚀查得： 23） ，由图14-1-87查得：24） 由图14-1-88查得：25） 由图14-1-89查得：26） 由图14-1-90查得： 27）重合度系数 28） 29） 30） 查表14-1-100得： 31） 由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-44，查得： 2） 由图14-1-109查得：3） 4） 查图14-1-155得： 5） 6） 7） 8） 9） 查表8-121得： 10） 考虑到为开式传动，当齿厚磨损10厚度时取： 因过桥齿轮为对称循环，所以疲劳极限应考虑70的系数。 由此可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.6 第五级齿轮传动后级的强度校核3.6.1、基本参数 1、齿数，模数，精度等级8级 2、小齿轮的传动功率 3、转速 4、小齿轮传递的扭矩 5、材料及热处理 材料选用，表面淬火HRC56-、强度校核 1、按接触疲劳强度校核1） 2）齿顶高 3）齿根高 4）齿高 5）齿顶圆直径 6）齿根圆直径 7）中心距 8）基圆直径 9）齿顶圆压力角 10）重合度 端面重合度由图14-1-25选取 纵向重合度 总重合度 11） 12） 13） 取 14） 由表14-1-71选取： 15） 查图14-1-74选取 16） 查表14-1-92选取17） 18） 由图14-1-76查得：19） 由表14-1-95查得： 20） 21） 22）由图14-1-86，按允许点蚀查得： 23） ，由图14-1-87查得：24） 由图14-1-88查得：25） 由图14-1-89查得：26） 由图14-1-90查得： 27）重合度系数 28） 29） 30） 查表14-1-100得： 31） 由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-44，查得： 2） 由图14-1-109查得：3） 4） 查图14-1-155得： 5） 6） 7） 8） 9） 查表8-121得： 10） 考虑到为开式传动，当齿厚磨损10厚度时取： 因过桥齿轮为对称循环，所以疲劳极限应考虑70的系数。 由以上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。 4 齿轮轴传动的设计计算4.1 锥齿轮轴的设计计算与强度校核4.1.1轴的初步计算 按扭转强度初定轴的直径 上式中：d轴径（mm） A与材料相关的系数，查表5-1-19 按查得A=11297； P轴所传递的功率（kw） N轴的工作转速，n=985r/min 求得d=4038mm 考虑到轴上有键槽，以及轴上有锥齿轮等结构的要求，取d=80mm4.1.2、轴的疲劳强度校核1、 计算作用在锥齿轮上的力 锥齿轮轴的受力图，水平弯矩图、垂直弯矩图、合成弯矩图及扭矩图分别如图41a,b,c,d，e所示。 图4-12、计算反力 3) 求合力： 3、计算弯矩 3) 求合成弯矩 4、确定危险截面 根据载荷较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。 5、校核危险截面的安全系数计算内容及公式截面的计算值及数据说 明575.42 660.8398.2见表8360196.4见表8359480.2见表83460.15合金钢5.52见表83643.71见表83651.31.5见表8358由： 由上计算可知，轴的疲劳强度通过。4.1.3、锥齿轮轴上键的强度验算 由以上可知，键的强度通过。4.1.4、锥齿轮轴上轴承的寿命验算A、 B处的轴承均选用圆锥滚子轴承33020（GB/T297-1994），由于B处的轴承受力较A处大，故仅需校核B处的轴承，考虑最不利的情况，即锥齿轮的轴向力全部由B轴承承担。由【2】中表4251查得： 由以上可知，选用轴承的寿命满足要求。4.2 二轴的设计计算与强度验算4.2.1轴的初步计算按扭转强度初定轴的直径，由表8347查得：考虑到键槽的影响及轴的受力情况，取轴的基本直径d=80mm。4.2.2轴的疲劳强度校核1、轴的支反力：如图4-2所示，轴受力简图（a）,水平面受力简图（b）,水平面力矩图（Mb）,垂直面受力简图（c）,垂直面力矩图（Mc）及轴所受力矩图（M）。图4-2 1）在水平面内： 2）在垂直面内：3)求合力：2、求弯矩1）求垂直面弯矩 2）求水平面弯矩 3) 求合成弯矩 3、确定危险截面经过比较，根据载荷较大及截面面积较小的原则，选取截面、为危险截面。 4、校核危险截面的安全系数：计算内容及公式计算值或数据说 明截面截面T() 337M()16471129331437见表8362662874见表83593434见表83460.15合金钢有效应力集中系数见表8365见表8367见表8369见表8368见表8364见表8364许用安全系数1.31.5见表8-358 由： 所以，轴的疲劳强度校核通过。4.2.3 二轴上键的强度验算 B处的键为B型普通平键，型号为：键A (GB1095-79), 由表8381查得： 由于： 所以，键强度满足要求。1、 E处的键型号为：键B (GB1096-79), 由表8381查得： 由于： 所以，键强度满足要求。4.2.4 二轴轴承的寿命验算1、 A、F处轴承均为调心滚子轴承23126CC/W33型（GB/T288-1994）,A处轴承受力较F处大，故仅需校核A处的轴承，考虑最不利的情况，即锥齿轮的轴向力全部由A轴承承担。由表4-239查得： n=264.63rpm2、 D处轴承为调心滚子轴承24032CC/W33型（GB/T288-1994）, 3、 C处的两个轴承为圆锥滚子轴承33030型（GB/T288-1994） 上式中，1.5是考虑到齿轮受力与轴承受力的不匀称的影响，据以上计算可知，二轴上各轴承的寿命均满足要求。 4.3花键轴的设计计算与强度验算4.3.1、轴的初步计算按扭转强度初定轴的直径由表8347查得： 注：因为轴左端受力较大，而右端受力较小，所以，取直径时按左端取。4.3.2、轴的疲劳强度校核1、基本参数： 1）求水平面（XOZ面）的支反力 在水平面求各力对C点的挠度 由于C点水平方向的挠度为0，故： 得： 2）求垂直面（YOZ面）的支反力 在垂直面求各力对C点的挠度 由于C点垂直方向的挠度为0，故： 3）求合力 2、求弯矩 1）求水平面弯矩 2）求垂直面弯矩 3）求合成弯矩 注：花键轴的受力简图、水平面受力图、垂直面受力图、水平面弯矩图、垂直面弯矩图、合成弯矩图分别如图4-3中a,b,c,Mx,My,M所示。 图4-33、确定危险截面经过比较，根据载荷较大及截面面积较小的原则，并据力矩图中力矩大小选取截面为危险截面。4、 校核危险截面的安全系数计算内容及公式截面的计算值及数据说 明57912698608（外径定心）见表8-363121634见表8-3460.15合金钢花键见表8-367见表8-369见表8-3681.31.5见表8-358 故：危险截面的安全系数 由上可知，该轴满足强度要求。4.3.3 花键轴上花键的强度验算D处的花键为EXT 由表8-380： 上式中：扭矩，； 载荷分布不均匀系数，； 花键齿数，； 花键齿的工作高度， ； 工作长度，； 花键的平均直径，； 许用比压，由表8382查得，。 由上计算可知，花键强度满足要求。4.3.4 花键轴上轴承的寿命验算1、A处的轴承选用调心滚子轴承23128C/W33型（GB/T288-1994）。 由手册查得： 2、C处的轴承选用调心滚子轴承23036CC/W33型（GB/T288-1994）。 由手册查得： 3、E处的轴承选用调心滚子轴承23030C/W33型（GB/T288-1994）。由手册查得： 4、F处的轴承选用调心滚子轴承23028型（GB/T288-1994）.由手册查得： 5、G处的轴承选用调心滚子轴承23126CC/W33型（GB/T288-1994）。 由手册查得： 由以上计算可知，花键轴上的轴承全部满足寿命要求。4.4 过桥轮轴的设计计算与强度计算4.4.1、初定轴的直径过桥轮轴为固定心轴，不受扭矩，根据结构要求和前级轴径，初定轴的直径为。4.4.2、轴的疲劳强度校核1、求支反力： 由于过桥轮轴在水平方向的力相互抵消，仅受垂直方向的力，轴的受力简图及垂直方向受力如图4-4a、b所示。 图4-4 2、求弯矩： 3、确定危险截面：由力矩图可知危险截面即为截面。4、校核危险截面的安全系数：计算内容及公式截面的计算值或数据说 明4912482见表8-36034见表8-3460.25合金钢3.94见表8-3641.31.5见表8-358危险截面的安全系数： 由以上计算可知，该过桥轮轴的强度满足要求。4.4.3、过桥轮轴的轴承寿命验算过桥轮轴的两个轴承选用调心滚子轴承23134CC/W33型(GB/T288-1994)。由手册查得： 由以上计算可知，该两轴承的寿命满足要求。4.5 卷筒轴的设计4.5.1先对卷筒轴进行受力分析将大齿轮、卷筒看作一个整体，求轴承作用卷筒上的力。经分析知，当钢丝绳位于靠大齿轮一端时，轴承、的受力最大，将各力移至卷筒轴心上，卷筒受力简图、水平面及垂直面受力分别如图4-5a、b、c所示。 图4-51、求水平面受力： 2、求垂直面受力：（F点与C点重合） 3、求合力： 4.5.2、对卷筒轴进行受力分析1、求水平面受力 2、求垂直面受力： 3、求合力：4.5.3、轴的直径的初步确定由表8-350得： 上式中：弯矩，（由后面的计算得）； 许用弯曲应力，由表8-346查得， ； 取：4.5.4、轴的疲劳强度校核轴的受力图及弯矩图见图4-6a,b,c. 图4-61、求弯矩：1）求水平面弯矩 2）求垂直面弯矩3）求合成弯矩 2、确定危险截面根据弯矩较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。3、校核危险截面的安全系数计算内容及公式截面的计算值或数据说 明9116785见表8-36034见表8-3460.25合金钢2.76见表8-3641.31.5见表8-358 危险截面的安全系数： 由以上计算可知，卷筒轴的疲劳强度满足要求。4、轴的静强度校核计算内容及公式计算值或数据说 明0心轴无扭矩见注解785见表8-36050见表8-346 由上，因此，轴的静强度满足要求。注：因为电机过载系数为2，而最大弯矩已经在电机过载系数为1.18的情况下计算出来，所以，计算时应乘以系数为：2/1.18=1.695。4.5.5 卷筒轴上轴承的寿命验算卷筒轴上A、B两处均选用调心滚子轴承23040/CC/W33型（GB/T288-1994）。由于A处轴承受力较大，故只需校核A处的轴承。由手册查得： 由以上计算可知，轴承的寿命满足要求。4.5.6 卷筒轴上卷筒与大齿圈联接螺栓的强度验算螺栓的校核公式为： 上式中：滚筒所受的额定扭矩， ； 螺栓孔中心圆直径，； 螺栓数目，； 螺栓孔直径，； 螺栓材料的许用应力，； 查机械零件P86，取： 由以上计算可知，螺栓的联接是安全的。小 结无极绳绞车是煤矿和金属矿井巷道的以钢丝绳牵引的普通轨道运输设备。从发明到现在，已经有几十年的时间，在不断的实践和应用中，其工作滚筒的结构形式和牵引能力也发生了很大的变化。从最老式的滚筒直径非常大的滚筒体加摩擦瓦结构形式，到现在的结构简单小滚筒形式，其牵引力也从最初的几十千牛到现在的上百千牛，滚筒的外形也从直线形、锥形到抛物线形，都是在实践中不断改进的，以满足实际生产和发展的需要。本篇设计的无极绳绞车适用于长距离、大倾角、多变坡、大吨位工况条件下的工作面顺槽、采区上(下)山和集中轨道巷材料、设备等系统行驶线路内的不经转载的直达运输。也可用于金属矿井巷道和地面上坡度不大且起伏变化的轨道运输。是替代传统小绞车接力、对拉运输方式，实现重轻型液压整体支架和矿井各种运输的一种比较理想的运输装备。简化了运输环节, 减少了辅助人员, 改善了工人劳动条件, 运行安全可靠。操作和维修都比较方便。整的来说, 该绞车具有结构新颖紧凑, 布局合理, 体积小, 寿命长, 功率大, 效率高, 操作方便, 运行安全可靠等特点, 满足了目前煤矿的发展需要, 特别适用于中小型煤矿, 具有很广泛的应用场合和发展前景。参考文献1 王洪欣，李木，刘秉忠。机械设计工程学（）。中国矿业大学出版社。181-193。2 唐大放，冯小宁，杨现卿。机械设计工程学（）。中国矿业大学出版社。103-203。3 单辉祖，材料力学（）。高等教育出版社。13-115。4机械设计手册联合编写组编，中册，化学工业出版社。5 成大先主编。机械设计手册第四版，第1，2，3，4卷。化学工业出版社。6刘海平，李炳文等。新型矿用无极绳绞车传动系统设计。煤矿机械2005年 11期：116-117。7薛温光.新型无极绳绞车的研制. 煤炭科学技术.2005（10）：78-79；8 单辉祖。材料力学北京：高等教育出版社，19999 贺志宏。无极绳绞车在煤矿辅助运输中的应用山西煤炭，2002（4），43-44 10王绍定。 矿用小绞车M . 北京:煤炭工业出版社,1981.11程居山。 矿山机械M . 徐州:中国矿业大学出版社,1997. 12 Woo Chul Kim ，Michael Chapp. MICRO PLANETARY REDUCTION GEAR USING SURFACE-MICROMACHINING. Berkeley, CA, U. S. A： University of California at Berkeley ，200113 Yong Chen ，Akira Ishibashi. Investigation of the Noise and vibration of Planetary Gear Drives. : GEAR TECHNOLOGY ,2006.1 附录附图1.绞车外形图 1底座;2电动机; 3联轴器; 4制动器; 5变速器;6滚筒附图2.绞车传动系统图附图3.绞车后锚固定示意图附图4.绞车地脚螺栓固定示意图附图5.绞车打顶柱固定示意图附图6.无极绳绞车系统运输图1-钢丝绳；2-减速器；3-电动机；4-摩擦滚筒；5-张绳车；6-容绳滚筒；7-轨道；8-尾轮。Parameter design and application research of expansion bushing connection in lifting winch drumXiangzhen Yan, Lisong Zhang, Qingzhi Yan, Xiujuan YangCollege of Storage and Transportation and Architectural EngineeringChina University of PetroleumDongying, ChinaAbstract- The lifting winch drum usually bearing a relatively large load and there will be many irrational design problems, when the key coupling is used. For example, the strength of key coupling between the drum shaft and drum body cant meet the strength requirement. The expansion bushing, a type of non-key coupling connection, is introduced to solve these problems. The parameter performances of five common types