3吨调度绞车毕业论文.doc

中国矿业大学本科生毕业设计 第97页3吨调度绞车毕业论文一、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 30 绳速 1.2 容绳 500 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。A1234567B 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。二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定2.1钢丝绳的选择2.1.1 根据GB/T89181996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d = （2-1）式中d钢丝绳最小直径 C选择系数 ，取C =0.1 S钢丝绳最大静拉力N则由公式（2-1）可得：d =17.32 所以选择钢丝绳直径d =19.5初选钢丝绳直径 =19.5 型号为：619（a）19.51552.1.2钢丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为1550 所以最小钢丝破断拉力总和 整条钢丝绳的破断拉力为 （2-2） 式中：拉力影响系数，取=0.85安全系数所以=5故所选钢丝绳满足要求。2.2卷筒2.2.1 卷筒的名义直径 （2-3）式中：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M5级，所以取h =182.2.2 确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=21B=式中：钢丝绳排列不均匀系数2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为:n=132.2.4 验算卷筒容绳量L L = （2-4）=413.95 m式中：钢丝绳每层降低系数。取=0.92.2.5 确定卷筒直径钢丝绳的最小缠绕直径=351+15.5=366.5 mm钢丝绳的最大缠绕直径=+d+2(n-1)d （2-5）=351+19.5+2(13-1)19.50.9=791.7 mm式中：钢丝绳每层降低系数。取=0.9钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径：= （2-6）=（366.5+791.7）=579.1 卷筒的结构外径：=791.7+219.53=908.7 取=908.7 2.2.6 卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm三、 电机的选取：3.1系统的总效率=0.9600.990=0.825式中：卷筒上钢丝绳缠绕效率，取=0.960搅油效率，取=0.990一级行星轮传动效率，各取=0.970七个滚动轴承的效率，各取=0.990两级内齿传动效率，各取=0.9803.2绳速的确定v =1.2 m/s3.3电机的选型最大功率： =Fv =301.2 =36 kW电机轴上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：Y250M-4额定功率：55 KW满载转速：1480 r/min效率：92.5%=2.0=7.7电机的实际输出功率：P=550.925=50.875 kW 所以该电机符合要求。四、总传动比的计算及传动比的分配4.1总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速 =1480 r/min卷筒转速 =37.799 r/min可得总传动比为= = =39.154.2 传动比的分配按三级传动，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 q =式中：使用系数。 中等沖击， = =1.25行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取 =1.20行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动，8级精度，取 =1.05综合系数。=3，高精度，硬齿面，取 = =1.8角标1、2表示第一级和第二级传动。 = =2查表定 = =0.7 =则：q = = =1.143计算 =1.143 2以此值和传动比得 =6.8 可知： =i/=39.15/7.8=4.99则=2.79 =2.79=4.99五、 两级内齿圈传动设计5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS 262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650 =220 齿轮的加工为插齿，精度为7级。5.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，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。5.2.1传动比=2.795.2.2 第一级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定 式中 综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.62.6，8级精度等级中等冲击取=2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 小齿轮的传动转矩 额定功率， 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MQ级中等质量要求选取 齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。则 取圆整 =45.2.3 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： 齿顶高系数：纵向间隙系数 模数的选取 =45.2.4 齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径，由下边公式 齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数 取=27大轮齿数 =2.7927=75.33齿数比 =75/27传动比误差 =0.33/2.770.05小轮转矩 =354899载荷系数 使用系数，查表取=1动载系数，查表取=1.2齿间载荷系数，由表取1.1齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表取=189.8节点区域系数 查图取 =2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 ，则=0.87 = =96.41 齿轮模数 =96.41/27=3.57 ，取圆整 =5 小轮分度圆直径 =527=135 圆周速度 =取=10.46 标准中心距 =5（27+75）/2=255 齿宽 =0.8135=108 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=115 分度圆直径 =75 5=375 基圆直径 =375=352 齿顶圆直径 =-式中 =当 =1，=时 =1 =-=375-215+1=366 齿根圆直径 =375+2（1+0.25）5=382.5 全齿高 =（382.5 366）=8.25 中心距 =（75-27）5=120 5.2.5齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =226.63 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =108 小齿轮分度圆直径，取 =144u齿数比，u =/ =75/27 =2.79节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 226.63 = 309.62 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 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,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 式中：= 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 Nb工作齿宽， 取b =108 法向模数，取=5= =5.14载荷系数 =11.21.11.1=1.45式中： 使用系数。取=1 动载系数。取=1.2 齿间载荷系数，取=1.1 齿间载荷分布系数，取=1.1弯曲强度的重合度系数 式中： 齿形系数。取=2.5 应力修正系数。取=1.605 重合度系数。=0.716 螺旋角系数。=1.0 则： 计算许用弯曲应力 式中：弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350最小安全系数。取=1.4式中：应力修正系数。取=2.0寿命系数，取=1.0圆角敏感系数，取=0.99表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063尺寸系数。由，则=1.0则： 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。5.3 第二级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定 式中 综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.62.6，8级精度等级中等冲击取=2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 小齿轮的传动转矩 额定功率， 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MQ级中等质量要求选取 齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。 则 取圆整 =45.3.1 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： 齿顶高系数：纵向间隙系数模数的选取 =45.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由下边公式 齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数 取=27大轮齿数 =2.7927=75.33齿数比 =75/27传动比误差 =0.33/2.770.05小轮转矩 =347801载荷系数 使用系数，查表取=1动载系数，查表取=1.2齿间载荷系数，由表取1.1齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表取=189.8节点区域系数 查图取 =2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 ，则=0.87 = =95.77 齿轮模数 =95.77/27=3.57 ，取圆整 =4 小轮分度圆直径 =427=108 圆周速度 = 取=8.36 标准中心距 =5（27+75）/2=255 齿宽 =0.8108=86.4 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=95.4 基圆直径 =75 4=300 分度圆直径 =300=282 齿顶圆直径 =- 式中 =当 =1，=时 =1 =-=282-215+1=272 齿根圆直径 =272+2（1+0.25）5=294.5 全齿高 =（294.5 272）=11.25 中心距=（75-27）5=120 5.3.3 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =180.44 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =86.4 小齿轮分度圆直径，取 =108 u齿数比，u =/ =99/37 =2.68节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 226.85 = 309.91 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的齿间载荷不均衡系数,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 按图，取 =1润滑油系数，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型极压油 =150 =150 取 =1.03工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图取 =1速度系数，查图取 =0.96粗糙度系数，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01尺寸系数，m 5,取 =1故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-17)得 = 式中：使用系数， 动载系数， 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数， =1.08 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取 =1 计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数， =1.3计算齿根弯曲应力基本值，由公式(5-18)得 = 式中：载荷作用于齿顶时的齿形系数，太阳轮 =0.52， =24，查图取 =2.28，行星轮， =0.584 ， =37，查图，取 =2.14载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查图，太阳轮取 =1.82行星轮 =1.88，计算弯曲强度极限的螺旋角系数，计算弯曲强度的重合度系数， =0.826b工作齿宽， 许用齿根应力由公式（5-19）得 = 式中：试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 试验齿轮的应力修正系数，取 =2 计算弯曲强度的寿命系数，取 =1计算弯曲强度的最小安全系数，按高可靠度，查表，取 =1.6相对齿根圆角敏感系数，查图得太阳轮 =0.98，行星轮 =1.01相对齿根表面状况系数，取1.045计算弯曲强度极限的尺寸系数，太阳轮： = =15.86则：弯曲应力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 许用弯曲应力 =0.981.0451 =448 故：,弯曲强度通过。行星轮： =12.141.850.8261 =15.13 则：弯曲应力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 许用弯曲应力 =1.011.0451 =323 故：,弯曲强度通过。6.5.2 内啮合）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =229.27 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =100 小齿轮分度圆直径，取 =144u齿数比，u =/ =99/37 =2.68节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 229.27 = 313.23 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 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,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值， =523.67 =523.67 许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-24)得齿根弯曲应力基本值 = = =17.74 式中：载荷作用于齿顶时的齿形系数，取 =2.055载荷作用于齿顶时的应力修正系数，取 =2.458计算弯曲强度极限的螺旋角系数，计算弯曲强度的重合度系数，取 =0.759b工作齿宽，由公式(5-23)得 = =17.741.251.011.0811.3=31.44 式中：使用系数， 动载系数， 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，取 =1.08 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取 =1 计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，取 =1.3计算齿根弯曲应力基本值，许用齿根应力由公式（5-25）得 = =0.981.0451 =360 式中：试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 试验齿轮的应力修正系数，取 =2 计算弯曲强度的寿命系数，取 =1计算弯曲强度的最小安全系数，取 =1.6相对齿根圆角敏感系数， =0.759相对齿根表面状况系数，取 =1.045计算弯曲强度极限的尺寸系数，故： ，该轴截面A 疲劳强度足够。3.轴的静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A截面为危险截面。(2)校核危险截面的安全因数 =8.07式中：40Cr钢材料正应力屈服点，查表得 =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 =2 =22437.5 =4875 抗弯截面系数， =71.53 =68.15 2）转矩作用时的安全因数 =48.03式中：40Cr钢材料切应力屈服点，查表得： =0.6 =0.6550 =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 =2T =2479.32 =958.64 N.m抗弯截面系数， =143.563）截面B的静强度安全因数 = 6.32因为 =0.733所以查表得许用安全因数=1.72.2S ,该轴静强度足够。7.4.2当钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在B处时，轴的受力分析见（图7.3-a）a 求支反力设由于力产生的作用，各支反力分别为，（图7.3-b）容易求得=6.25 =20 6.25=13.75b 作弯矩和转矩图由于作用而作出弯矩图（图7.3-c）=3437.5 作转矩图（如图7.3-b） c.校核计算1按当量弯矩计算轴径按插值法查表得:=72 =124 根据公式计算A截面轴径 = 0.08425 =84.25(考虑转达矩按脉动循环变化,取 = = =0.58)在结构设计时,取d =90是满足强度要求的.2.轴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、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。2.轴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、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。(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 = 1.72式中：40Cr钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知 =350 弯曲应力幅 = =48.06 其中，抗弯截面系数W = 弯曲平均应力， =0 扭转有效应力集中因数，按配合查得 =2.652，所以取 =2.652， 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91 尺寸因数，查表可得 =0.68 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =0.342）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 =39.46式中：40Cr钢抗扭的疲劳极限，由前知 =200 切应力幅 = =1.68其中，抗弯截面系数W = 平均切应力， = =2.39 正应力有效应力集中因数，按配合查得 =1.89，所以取 =1.89， 表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91 尺寸因数，查表可得 =0.74 材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得 =0.213）截面B的疲劳强度安全系数 = 1.72查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.31.5S ，该轴截面B疲劳强度足够。3.轴的静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B截面为危险截面。(2)校核危险截面的安全因数 =5.72式中：40Cr钢材料正应力屈服点，查表得 =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 =2 =23437.5 =6875 抗弯截面系数， =71.53 =96.11 2）转矩作用时的安全因数 =48.03式中：40Cr钢材料切应力屈服点，查表得： =0.6 =0.6550 =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 =2T =2479.32 =958.64 N.m 抗弯截面系数， =143.56 3）截面B的静强度安全因数 = 5.68因为 =0.733所以查表得许用安全因数=1.72.2S ,该轴静强度足够。由以上的计算可知：主轴的强度满足要求。八、行星轴的结构设计和校核8.1行星轴8.1.1结构设计行星轴的结构设计见（图8.1）图8.18.1.2行星轴材料选用40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学为： =750 =550 =350 =200 8.1.3 轴的受力分析结合轴的受力情况，轴的受力分析（图8.2-a）a、求支反力在水平面内受力情况分析，（图8.2-b)轴在B截面所受的圆周力方向向上的力为 =21521.89 =3043.78 由受力平衡条件容易求出： =1606.44 =