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无极绳绞车设计【9张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】

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摘  要


   无极绳运输绞车是一种新型的矿山辅助运输设备。其主要适用于煤矿中大型综采设备的搬迁，也可用于工作面的回柱放顶、大吨位的物料运输和矿车调度。该绞车的设计对于完善无极绳系列绞车起着重要的基础作用。

JWB-50型运输绞车主要由电动机、联轴器、变速器、卷筒、液压式电动制动闸、手动制动闸和控制开关支架等组成。本毕业设计的重点是减速器的设计，该传动系统采用了三级行星齿轮传动，形成封闭的传动路线，传动原理简单、可靠、高效。它采用双闸制动，一个为安全制动，一个为工作制动，更加安全有效，实现了大吨位、软启动、可制动的特点。

JWB-50型运输绞车具有良好的防爆性能和制动性能，容绳量大、适用条件强、使用寿命长、传动效率高等特点。该绞车结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井；结构为近似对称布置，外形美观，成长条形，底座呈雪橇状；绞车重心低，底座刚性好，可安装地锚，运转平稳，安全可靠，安装方便。

关键词：运输绞车；无极绳牵引； 软启动； 制动；设计


ABSTRACT


Endless-rope transportation winch is a new kind of mining auxiliary conveying equipment. The serial winch products are suitable to move coal mining equipments in compositive excavating working place. And they could be also used to release upper plate and withdraw the props in the working place ,convey large-tonnage bulk material and schedule mining carts . The design of that winch includes to the perfect endless-rope series winch important foundation function.

JWB-50 endless-rope transportation winch is made up of motor, couple, reel, gearbox, electro-hydraulic-brake, manual brake and switch-controller-support. The point of this graduation design is the gearbox. The transmission system realizes a closed circuit which has three planet gear step. Its transmission principle is simple, reliable and it has high efficiency. This winch uses two brakes to fulfill safe braking and working braking respectively, which make the witch’s braking more safe and effective. And this also makes the winch have the ablity of big tonnage ,soft starting and braking.

JWB-50 transportation winch has good blast protection property and braking property, big cope capacity, long longevity and high transmission efficiency. It also has compact structure, small external dimensions, approximately symmetrical structure ,long disappearance, basement in the shape of sleigh which is very convenient and smoothly moved ,low gravity center ,good stillness of basement. The installment is convenient by shore or ground anchor block, which make the winch work smoothly, reliably and safely.

Keyword: transportation winch; endless-rope towing; soft starting; braking; design



目    录


1 绪论1

1.1引言1

1.2概述2

2 总体设计3

2.1设计总则3

2.2主要设计参数3

2.3牵引钢丝绳及卷筒的选择计算3

2.3.1钢丝绳的选择3

2.3.2卷筒参数的确定3

2.4传动系统的确定、运动学计算及电动机选择4

2.4.1传动系统的确定4

2.4.2计算传动效率4

2.4.3选择电动机型号4

2.4.4总传动比及各级传动比分配6

3 齿轮传动的设计计算8

3.1高速级计算8

3.1.1配齿计算8

3.1.2初步计算齿轮的主要参数9

3.1.3啮合参数计算10

3.1.4几何尺寸计算10

3.1.5装配条件的验算11

3.1.6传动效率的计算12

3.1.7齿轮强度验算12

3.1.8配齿计算18

3.1.9初步计算齿轮的主要参数19

3.1.10啮合参数计算20

3.1.11几何尺寸计算20

3.1.12装配条件的验算21

3.1.13传动效率的计算22

3.1.14齿轮强度验算22

3.2低速级计算27

3.2.1配齿计算27

3.2.2初步计算齿轮的主要参数29

3.2.3啮合参数计算29

3.2.4几何尺寸计算30

3.2.5装配条件的验算31

3.2.6传动效率的计算32

3.2.7齿轮强度验算32

4 轴的设计计算38

4.1高速轴设计计算38

4.1.1计算作用在齿轮上的力38

4.1.2初步估算轴的直径38

4.1.3轴的结构设计39

4.2低速轴设计计算42

4.2.1计算作用在齿轮上的力42

4.2.2初步估算轴的直径42

4.2.3轴的结构设计43

4.2.4绘制轴的弯矩图和扭矩图43

4．2.5按弯扭合成强度校核轴的强度46

4.3行星轮轴的设计计算46

4.3.1计算作用在齿轮上的力46

4.3.2初步估算轴的直径47

4.3.3轴的结构设计47

4.3.4绘制轴的弯矩图和扭矩图48

5 滚动轴承的选择和计算58

5.1行星轮轴承58

5.1.1第一组58

5.1.2第二组59

5.1.3第三组60

5.2其它轴承60

6 键的选择和计算62

6.1高速轴62

6.2低速轴62

7 液压系统设计64

7.1 液压系统方案设计64

7.1.1确定回路方式64

7.1.2选用液压油液64

7.1.3初定系统压力64

7.1.4选择执行元件64

7.1.5确定液压泵类型65

7.1.6选择换向回路65

7.1.7绘制液压系统原理图65

7.2 液压泵的选择66

7.2.1液压泵的选择66

7.2.2电动机的功率计算67

7.2.3电动机的安装形式67

7.3 液压控制元件和装置的选择68

7.3.1液压元件的选取68

7.3.2 液压辅助元件选择与设计69

7.3.3油箱的设计和计算71

7.3.4液压泵组的连接和安装方式74

7.4 阀块的设计75

7.4.1 设计阀块时应注意以下几点75

7.4.2 液压阀块的结构75

7.4.3 液压阀块设计76

7.5 液压系统的调试78

7.6 液压系统的合理使用79

7.7 液压系统的电气控制81

7.8 PLC 设计81

8 绞车使用说明82

8.1绞车装配注意事项82

8.2试运转82

8.2.1空负荷试运转82

8.2.2负荷试运转82

8.3绞车的检修82

8.3.1小修82

8.3.2中修82

8.3.3大修83

9 小结84

参考文献85

英文原文86

中文翻译93

致  谢97



1 绪论

1.1引言

煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的30～50年内，世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此，在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20世纪末期以来，先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，实现了采掘机械化和自动化控制，做到了矿井的高产高效生产。

机械化是煤炭工业增加产量、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一，在矿山生产中也占有重要地位，尤其是现代化矿井对此更应高度重视。

矿井辅助运输的特点是：①井下运输设备在巷道中工作，由于受井下巷道空间的限制，因而运输设备结构应紧凑，尺寸应尽量小；②运输线路随工作地点的延伸（缩短）或迁移而经常变化；③运输线路水平和倾斜互相交错连接；④工作地点分散，使得运输线路环节多、分支多；⑤待运物料品种繁多，形状各异；⑥井下巷道受空间限制，有沼气和煤尘，需用防爆设备。

辅助运输的上述特点，决定了辅助运输设备的类型具有多样性，除了过去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车外，目前许多先进的辅助运输设备，如单轨吊车、卡轨车、粘着／齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题，而且大大提高了辅助运输的效率。

尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题，但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主要因素。为了进一步提高工效、降低成本，还需对整个运输系统进行改革，从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的，即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。主要研究和发展方向有以下几个：①井下材料、设备和人员的运输设备的研制，特别注意采区辅助运输设备的研制；②对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制；③对辅助材料不经转载直接运到用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制；④完善运输辅助材料的有轨运输设备，增加专用的辅助运输设备；⑤为扩大自行矿车的使用范围，必须改进它的结构，减小外形尺寸，提高通过能力和研制不污染矿井大气的动力源；⑥进一步完善单轨吊车和卡轨车，使其具有更大的适应性。

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绞车。60年代进入了自行设计阶段，到了70年代，随着技术的逐渐成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的阶段。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。

国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点：①标准化、系列化；②体积小、重量轻、结构紧凑；③高效节能；④寿命长、低噪音；⑤一机多能，通用化；⑥大功率；⑦外形简单、平滑、美观、大方。

1.2概述

无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段，目前在煤矿应用十分广泛，而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为：电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转，钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后，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，通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，再由张绳车牵引矿车或其它运输车辆运行。

无极绳绞车运输系统主要具有以下特点：⑴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，钢丝绳也可以实现双向运行；⑵张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学，操作方便，安全可靠；⑶运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的，而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上，以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时，就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出；当运输距离需要减小时，亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些，这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。

该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上，采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的，是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输，结构布置紧凑、合理，操作简单，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，无污染，不影响周围环境。



内容简介：
编号：（ ）字 号本科生毕业设计无极绳绞车设计 王涛 21040214 机械工程及自动化2004-1班 题目： 姓名： 学号： 班级： 二八年六月注：纸型：16K 上、下、左、右页边距：2厘米页眉：1.5厘米 页脚：1.75厘米 装订线：0.5厘米 中国矿业大学毕业设计格式模板 中 国 矿 业 大 学本科生毕业设计姓 名： 王涛 学 号： 21040214 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 无极绳绞车 专 题： 指导教师： 陈飞 职 称： 副教授 2008 年 6 月 徐州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04-1 学生姓名 王涛 任务下达日期：2008年 3 月 15 日毕业设计日期： 2008 年 3 月 15 日至 2008年 6 月 10 日毕业设计题目：无极绳绞车毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：设计参数： 滚筒直径：800mm； 牵引力：50，30KN； 绳速：1，1.5m/s。 设计要求： 1.完成设备的总体方案设计； 2.完成传动装置的设计，卷筒部件设计； 3.完成主要组件及零件图、工作图设计； 4.按毕业设计要求编写完成设计说明书及其它相应的内容。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 无极绳运输绞车是一种新型的矿山辅助运输设备。其主要适用于煤矿中大型综采设备的搬迁，也可用于工作面的回柱放顶、大吨位的物料运输和矿车调度。该绞车的设计对于完善无极绳系列绞车起着重要的基础作用。JWB-50型运输绞车主要由电动机、联轴器、变速器、卷筒、液压式电动制动闸、手动制动闸和控制开关支架等组成。本毕业设计的重点是减速器的设计，该传动系统采用了三级行星齿轮传动，形成封闭的传动路线，传动原理简单、可靠、高效。它采用双闸制动，一个为安全制动，一个为工作制动，更加安全有效，实现了大吨位、软启动、可制动的特点。JWB-50型运输绞车具有良好的防爆性能和制动性能，容绳量大、适用条件强、使用寿命长、传动效率高等特点。该绞车结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井；结构为近似对称布置，外形美观，成长条形，底座呈雪橇状；绞车重心低，底座刚性好，可安装地锚，运转平稳，安全可靠，安装方便。关键词：运输绞车；无极绳牵引； 软启动； 制动；设计 ABSTRACTEndless-rope transportation winch is a new kind of mining auxiliary conveying equipment. The serial winch products are suitable to move coal mining equipments in compositive excavating working place. And they could be also used to release upper plate and withdraw the props in the working place ,convey large-tonnage bulk material and schedule mining carts . The design of that winch includes to the perfect endless-rope series winch important foundation function. JWB-50 endless-rope transportation winch is made up of motor, couple, reel, gearbox, electro-hydraulic-brake, manual brake and switch-controller-support. The point of this graduation design is the gearbox. The transmission system realizes a closed circuit which has three planet gear step. Its transmission principle is simple, reliable and it has high efficiency. This winch uses two brakes to fulfill safe braking and working braking respectively, which make the witchs braking more safe and effective. And this also makes the winch have the ablity of big tonnage ,soft starting and braking. JWB-50 transportation winch has good blast protection property and braking property, big cope capacity, long longevity and high transmission efficiency. It also has compact structure, small external dimensions, approximately symmetrical structure ,long disappearance, basement in the shape of sleigh which is very convenient and smoothly moved ,low gravity center ,good stillness of basement. The installment is convenient by shore or ground anchor block, which make the winch work smoothly, reliably and safely. Keyword: transportation winch; endless-rope towing; soft starting; braking; design 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页1 绪论1.1 引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的 3050 年内，世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此，在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20 世纪末期以来，先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，实现了采掘机械化和自动化控制，做到了矿井的高产高效生产。机械化是煤炭工业增加产量、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一，在矿山生产中也占有重要地位，尤其是现代化矿井对此更应高度重视。矿井辅助运输的特点是：井下运输设备在巷道中工作，由于受井下巷道空间的限制，因而运输设备结构应紧凑，尺寸应尽量小；运输线路随工作地点的延伸（缩短）或迁移而经常变化；运输线路水平和倾斜互相交错连接；工作地点分散，使得运输线路环节多、分支多；待运物料品种繁多，形状各异；井下巷道受空间限制，有沼气和煤尘，需用防爆设备。辅助运输的上述特点，决定了辅助运输设备的类型具有多样性，除了过去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车外，目前许多先进的辅助运输设备，如单轨吊车、卡轨车、粘着齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题，而且大大提高了辅助运输的效率。尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题，但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主要因素。为了进一步提高工效、降低成本，还需对整个运输系统进行改革，从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的，即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。主要研究和发展方向有以下几个：井下材料、设备和人员的运输设备的研制，特别注意采区辅助运输设备的研制；对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制；对辅助材料不经转载直接运到中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制；完善运输辅助材料的有轨运输设备，增加专用的辅助运输设备；为扩大自行矿车的使用范围，必须改进它的结构，减小外形尺寸，提高通过能力和研制不污染矿井大气的动力源；进一步完善单轨吊车和卡轨车，使其具有更大的适应性。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绞车。60 年代进入了自行设计阶段，到了 70 年代，随着技术的逐渐成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的阶段。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。国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点：标准化、系列化；体积小、重量轻、结构紧凑；高效节能；寿命长、低噪音；一机多能，通用化；大功率；外形简单、平滑、美观、大方。1.2 概述无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段，目前在煤矿应用十分广泛，而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为：电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转，钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后，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，通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，再由张绳车牵引矿车或其它运输车辆运行。无极绳绞车运输系统主要具有以下特点：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，钢丝绳也可以实现双向运行；张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学，操作方便，安全可靠；运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的，而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上，以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时，就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出；当运输距离需要减小时，亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些，这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上，采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的，是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输，结构布置紧凑、合理，操作简单，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，无污染，不影响周围环境。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页2 总体设计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 主要设计参数 1、滚筒直径：800mm 2、牵引力：F1=50KN F2=30KN 3、绳速：V1=1m/s V2=1.5m/s2.3 牵引钢丝绳及卷筒的选择计算2.3.12.3.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择由于该绞车主要工作地点为井下巷道内，湿度较大，酸碱度较高，为了增加钢丝绳的抗腐蚀能力，延长其使用寿命，故选取镀锌钢丝绳。此外，由于该绞车主要用于矿井上、下山运输，磨损为其主要损坏原因，故应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳，如 67，6（19）或三角股等。根据煤矿安全规程对提升钢丝绳的安全系数规定，选取钢丝绳的安全系数 K=6.5,则钢丝绳所能承受的拉力 F 需满足以下要求：FKF拉式中：F拉=50KN，即绞车最大牵引力。则： F6.550103=3.25105 N查实用机械设计手册表 5.6-30，选择钢丝绳 619(1+6+12),绳纤维芯，钢丝绳表面镀鉻。其主要参数为：钢丝绳直径： 22.5mm；钢丝直径： 1.4mm；钢丝总断面面积： 175.40mm2参考重力： 1658 N/100m；中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页钢丝绳公称抗拉强度：2000 Nmm2钢丝破断拉力总和： 350500 N2.3.22.3.2 卷筒参数的确定卷筒参数的确定由于采用无极绳牵引方式，卷筒上无需缠绕过多钢丝绳，故卷筒其它参数可根据传动方案的选择和外观适当选取（已知卷筒直径 D=800mm） ，以有利于整体布局的紧凑、美观、合理。2.4 传动系统的确定、运动学计算及电动机选择2.4.12.4.1 传动系统的确定传动系统的确定该无极绳绞车传动系统如下图所示：快速制动器慢速制动器其传动路线为： 防爆电动机联轴器行星减速器（行星排减速）太阳轮行星齿轮内齿轮卷筒。2.4.22.4.2 计算传动效率计算传动效率根据传动系统简图，查机械设计表 9-1 得：1）卷筒传动效率 1=0.96；2）单级行星圆柱齿轮减速器传动效率 2=0.98；3）齿式联轴器传动效率 3=0.99；4）滚动轴承效率 4=0.99（一对） 。故系统传动总效率243321总中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页 =0.960.9830.990,992 =0.87672.4.32.4.3 选择电动机型号选择电动机型号1000VFP =KW578767. 010001100050电动机所需的额定功率 P 与电动机输出功率 P之间有以下关系：PKP式中 K 为功率储备系数，对运输绞车取 K=1.1,故 571 . 1 P =62.7KW由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机容量，降低机器的成本和尺寸。Y 系列封闭式三相异步电动机，具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为 B 级绝缘，结构为全封闭式，自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。查实用电机手册选取：电动机型号：YB280M-6 功 率：55 KW 转 速：980r/min 重 量：510 Kg 5 . 6额定电流堵转电流 8 . 1额定转矩堵转转矩 0 . 2额定转矩最大转矩 电机外形尺寸（长宽高）=1060545830 mm 电机中心高度 H=280mm 电机轴直径长度=75140 mm电机过载系数计算中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 6 页 额定功率）电机轴功率JN( 电机轴功率总）卷筒上的功率（JJNN 卷筒上的功率3minmax10VFNJ = KW50101500003 则： KW03.578767. 050JN 过载系数: 5503.57eJNN 0 . 2037. 12.4.42.4.4 总传动比及各级传动比分配总传动比及各级传动比分配 1）总传动比i nni 式中： 电动机转速；n 卷筒转速。n 根据已知设计参数，卷筒直径 D=800 mm 则可得：Dvn1110006080014. 31100060=23.89 minrDvn22100060中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 7 页80014. 35 . 1100060min83.35r所以总传动比为：02.4189.239801nni35.2783.359802nni2）传动比分配 根据传动形式及整体布局尺寸，各级行星传动传动比确定如下： 高速第一组行星轮： 13. 71baHi13. 61Habi 高速第二组行星轮：04. 32baHi 低速级行星轮： 103baHi93Habi中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页3 齿轮传动的设计计算3.1 高速级计算（1）第一组行星轮：3.1.13.1.1 配齿计算配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以13. 71baHi可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，CnZiwabaHbaHi使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调aZaZCnZwa/整，使 C 为整数。2632. 7baHi 则：4632632. 7111awabaHZnZiC 解得：191aZ 1191934611awbZnCZ 50)19119(21)(21111abcZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数，wcacbwbwanczzzznznz配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可知15019501191111cacbzzzzj适用的预计啮合角为2020tcbtac， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1719min1zza中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮正变位，4baHi行星轮和内齿轮负变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据20w021xxx齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0ax3 . 0bcxx3.1.23.1.2 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精2lim2limmmN340mmN1400FH和度 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2lim2limmmN260和mmN780FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3lim2111FdFaFPFAmZYKKKTKm现已知,，小齿轮名义转矩，代入161Z2limmmN340F1119549nnPTw已知条件得：98035595491T mN64.178取算式系数；1 .12mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1FK；35. 1AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2 . 1HPK的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11HPFPKK 12 . 15 . 11 3 . 1中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮85. 21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0dm4 . 3340196 . 085. 23 . 18 . 135. 164.1781 .1232m取齿轮模数mmm413.1.33.1.3 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a mm138501942121caaczzma mm1385011942121cbcbzzma 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.43.1.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： mm76194111aazmd mm200504111cczmd mm4761194111bbzmd 齿顶高： mm2 . 543 . 011mxhhaaaa mm8 . 243 . 011mxhhcaac mxzxmxhhhbbbbaaab121155. 71 43 . 01193 . 155. 712 mm8 . 4中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页 齿根高： mm8 . 343 . 025. 011mxchhaafa mm2 . 643 . 025. 011mxchhcafc mm8 . 343 . 025. 011mxchhbafb 齿高： mm98 . 32 . 5111faaaahhh mm92 . 68 . 2111fcacchhh mm6 . 88 . 38 . 4111fbabbhhh 齿顶圆直径： mm4 .862 . 52762111aaaaahdd mm6 .2058 . 222002111accachdd mm4 .4668 . 424762111abbabhdd 齿根圆直径： mm4 .688 . 32762111faafahdd mm6 .1872 . 622002111fccfchdd mm6 .4838 . 324762111fbbfbhdd3.1.53.1.5 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即： wacacnadsin21 将已知的、和的值代入上式，则得：1acdacawn 23960sin13826 .205 即满足邻接条件。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页 同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即： coscosbccbaccazzzz 各齿轮副的啮合角为和，且，20ac20bc19az119bz，代入上式，即得：50cz 43.7320cos5011920cos5019则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得： （整数）46311919wbanzz所以，满足其安装条件。3.1.63.1.6 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见，4 .97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.73.1.7 齿轮强度验算齿轮强度验算（1）传动ca 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度vkvz用相对于行星架的圆周速度。 6010001111indvax 60100013. 7119807614. 3 sm35. 3则动载系数100093. 01axvzvk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 13 页 =1.06速度系数查行星齿轮传动图 6-18.vz97. 0vz 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35. 1Ak 齿向载荷分布系数、HkFk 弯曲强度计算时：FbFk11 接触强度计算时：HbHk11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FHxv对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2HBFkHk 46. 0F 35. 0H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿bFkHk传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得=1.38。b 则： 17. 146. 0138. 11Fk 13. 135. 0138. 11Hk 齿间载荷分布系数、FkHk 先求端面重合度： tantantantan212211aazz 式中：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页 111cosarccosaaaadd 4 .869397. 076arccos 3 .34 112cosarccosaccadd 6 .2059397. 0200arccos 9 .23则： 20tan9 .23tan5020tan3 .34tan1921 =9585. 304542. 621 =1.6因为是直齿轮传动，故总重合度所以，032. 16 . 1645. 0645. 0HFkk节点区域系数Hz 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2Hz弹性系数Ez mmNEzE8 .1893 . 0120600021121、 和zzNTzXz 计算接触强度的重合度系数893. 036 . 1434z 计算接触强度的螺旋角系数10coscosz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页 计算接触强度的寿命系数1NTz 计算接触强度的尺寸系数1Xz最小安全系数和minHsminFs 取，1minHs4 . 1minFs润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LzRzVz 取92. 0VRLzzz齿面工作硬化系数Wz 取1Wz传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：HzzzzkkkkkuubdFEHHpHHVAtH11 1893. 08 .1895 . 22 . 1032. 113. 106. 135. 16 . 216 . 2138766 . 064.178200022mmN84.609按式 6-54 许用接触应力XWRVLNTHHHpzzzzzzsminlim校核齿面接触应力的强度条件：HpH则： 2limmmN14006631192. 0184.6091H计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页 YYYYkkkkkbmFSaFaFPFFVAntF 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY =2.85，=2.321FaY2FaY 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：SaY，=1.754. 11SaY2SaY 计算弯曲强度的重合度系数Y 719. 06 . 175. 025. 075. 025. 0anY 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y 则： 1719. 054. 185. 23 . 1032. 117. 106. 135. 12000111madTdAF 1 . 713846 . 07664.1782000 2mmN78.100 N/mm24 .902F 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 2maxmmN17.1515 . 178.1005 . 1FF 由强度条件可得：maxFFP maxminmaxFFSTFFPSY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17 页 即：2minmaxlimmmN8 .10524 . 117.151STFFFYS 由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火，故传2limmmN340Fca 动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动bc 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动ca Hbc Hcbbc 为内啮合齿轮传动，故，所以：4 . 250119cbzzu 6 . 216 . 24 . 214 . 2HHcb 1767. 17638. 084.6092mmN8 .395 由，可得：HcbHP minlimHXWRVLNTHcbHszzzzzz 11192. 018 .395 2mmN430 42CrMo 调质，则内齿轮用 42CrMo 调22limmmN430mmN780HL质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即：ca ，2mmN78.100F2maxmmN17.151F 由强度条件可得：maxFFP中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页 2limmmN8 .105F 42CrMo 调质材料，所以传动中22limmmN105.8mmN260Fbc 的内齿轮弯曲强度符合要求。（2）第二组行星轮：3.1.83.1.8 配齿计算配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以04. 32baHi可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，CnZiwabaHbaHi使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调aZaZCnZwa/整，使 C 为整数。1636. 3baHi 则：5831636. 3222awabaHZnZiC 解得：552aZ 1195535822awbZnCZ 32)55119(21)(21222abcZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数，wcacbwbwanczzzznznz配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可13255321192222cacbzzzzj知适用的预计啮合角为2020tcbtac， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1755min1zza中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮负变位，4baHi行星轮和内齿轮正变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据20w021xxx齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0ax3 . 0bcxx3.1.93.1.9 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精度2lim2limmmN340和mmN1400FH6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2lim2limmmN260和mmN780FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3lim2112FdFaFPFAmZYKKKTKmmN64.17812 TT取算式系数；1 .12mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1FK；35. 1AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2 . 1HPK的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11HPFPKK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮3 . 21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0dm中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 20 页6 . 1340556 . 03 . 23 . 18 . 135. 164.1781 .1232m为实现变速传动及制造简单，仍取齿轮模数mm412 mm3.1.103.1.10 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a mm174325542121caaczzma mm1743211942121cbcbzzma 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.113.1.11 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： mm220554222aazmd mm128324222cczmd mm4761194222bbzmd 齿顶高： mm8 . 243 . 012mxhhaaaa mm2 . 543 . 012mxhhcaac mxzxmxhhhbbbbaaab222155. 71 43 . 01197 . 055. 712 mm7 . 2 齿根高： mm2 . 643 . 025. 012mxchhaafa中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 21 页 mm8 . 343 . 025. 012mxchhcafc mm2 . 643 . 025. 012mxchhbafb 齿高： mm92 . 68 . 2222faaaahhh mm98 . 32 . 5222fcacchhh mm9 . 82 . 67 . 2222fbabbhhh 齿顶圆直径： mm6 .2258 . 222202222aaaaahdd mm4 .1382 . 521282222accachdd mm6 .4707 . 224762222abbabhdd 齿根圆直径： mm6 .2072 . 622202222faafahdd mm4 .1208 . 321282222fccfchdd mm4 .4882 . 624762222fbbfbhdd3.1.123.1.12 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即： wacacnadsin22 将已知的、和的值代入上式，则得：2acdacawn 7 .36360sin21024 .138 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页 coscosbccbaccazzzz 各齿轮副的啮合角为和，且，20ac20bc55az119bz，代入上式，即得：32cz 58.9220cos3211920cos3255则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得： （整数）58311955wbanzz所以，满足其安装条件。3.1.133.1.13 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见，4 .97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.143.1.14 齿轮强度验算齿轮强度验算（1）传动ca 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度vkvz用相对于行星架的圆周速度。 6010001121indvax 60100004. 31198022014. 3 sm57. 7则动载系数100093. 01axvzvk =1.4中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页速度系数查行星齿轮传动图 6-18.vz97. 0vz 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35. 1Ak 齿向载荷分布系数、HkFk 弯曲强度计算时：FbFk11 接触强度计算时：HbHk11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FHxv对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2HBFkHk 62. 0F 48. 0H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿bFkHk传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得=1.13。b 则： 08. 162. 0113. 11Fk 06. 148. 0113. 11Hk 齿间载荷分布系数、FkHk 先求端面重合度： tantantantan212211aazz 式中：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页 221cosarccosaaaadd 6 .2259397. 0220arccos 6 .23 222cosarccosaccadd 4 .1389397. 0128arccos 6 .29则： 20tan6 .29tan3220tan6 .23tan5521 =53152. 60106. 421 =1.7因为是直齿轮传动，故总重合度所以，1 . 17 . 1645. 0645. 0HFkk节点区域系数Hz 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2Hz弹性系数Ez mmNEzE8 .1893 . 0120600021121、 和zzNTzXz 计算接触强度的重合度系数876. 037 . 1434z 计算接触强度的螺旋角系数10coscosz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页 计算接触强度的寿命系数1NTz 计算接触强度的尺寸系数1Xz最小安全系数和minHsminFs 取，1minHs4 . 1minFs润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LzRzVz 取92. 0VRLzzz齿面工作硬化系数Wz 取1Wz传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：HzzzzkkkkkuubdFEHHpHHVAtH11 1876. 08 .1895 . 22 . 11 . 106. 14 . 135. 158. 0158. 01742206 . 064.178200022mmN297按式 6-54 许用接触应力XWRVLNTHHHpzzzzzzsminlim校核齿面接触应力的强度条件：HpH则： 2limmmN14003231192. 012971H计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页 YYYYkkkkkbmFSaFaFPFFVAntF 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY =2.3，=2.491FaY2FaY 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：SaY，=1.6472. 11SaY2SaY 计算弯曲强度的重合度系数Y 69. 07 . 175. 025. 075. 025. 0anY 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y 则： 169. 072. 13 . 23 . 11 . 108. 14 . 135. 12000211madTdAF 97. 717446 . 022064.1782000 2mmN31 N/mm2322F 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 2maxmmN485 . 1325 . 1FF 由强度条件可得：maxFFP maxminmaxFFSTFFPSY 即：2minmaxlimmmN6 .3324 . 148STFFFYS中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 27 页 由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火，故传2limmmN340Fca 动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动bc 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动ca Hbc Hcbbc 为内啮合齿轮传动，故，所以：7 . 332119cbzzu 58. 0158. 07 . 317 . 3HHcb 65. 185. 02972mmN153 由，可得：HcbHP minlimHXWRVLNTHcbHszzzzzz 11192. 01153 2mmN3 .166 42CrMo 调质，则内齿轮用 40CrMo22limmmN166.3mmN780HL调质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即：ca ，2mmN32F2maxmmN48F 由强度条件可得：maxFFP 2limmmN6 .33F中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 28 页 42CrMo 调质材料，所以传动中22limmmN33.6mmN260Fbc 的内齿轮弯曲强度符合要求。3.2 低速级计算3.2.13.2.1 配齿计算配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可103baHi不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，CnZiwabaHbaHi使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调aZaZCnZwa/整，使 C 为整数。8824. 9baHi 则：5638824. 9333awabaHZnZiC 解得：173aZ 1511735633awbZnCZ 67)17151(21)(21333abcZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数，wcacbwbwanczzzznznz配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可知16717671513333cacbzzzzj适用的预计啮合角为2020tcbtac， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1717min3zza中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 29 页高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮正变位，4baHi行星轮和内齿轮负变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据20w021xxx齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。4 . 0ax4 . 0bcxx3.2.23.2.2 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精2lim2limmmN340和mmN1400FH度 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2lim2limmmN260和mmN780FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3lim2112FdFaFPFAmZYKKKTKm现已知,，小齿轮名义转矩，代入已知171Z2limmmN340F112iTT条件得：04. 364.1782T mN07.543取算式系数；1 .12mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1FK；25. 1AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2 . 1HPK的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11HPFPKK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮97. 21FaY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 30 页传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0dm2 . 5340176 . 097. 23 . 18 . 125. 107.5431 .1232m取齿轮模数mm63m3.2.33.2.3 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a mm252671762121caaczzma mm2526715162121cbcbzzma 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.2.43.2.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： mm102176333aazmd mm402676333cczmd mm9061516333bbzmd 齿顶高： mm4 . 864 . 013mxhhaaaa mm6 . 364 . 013mxhhcaac mxzxmxhhhbbbbaaab323155. 71 64 . 01514 . 155. 712 mm3 齿根高：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 31 页 mm1 . 564 . 025. 013mxchhaafa mm9 . 964 . 025. 013mxchhcafc mm1 . 564 . 025. 013mxchhbafb 齿高： mm5 .131 . 54 . 8333faaaahhh mm5 .139 . 96 . 3333fcacchhh mm1 . 81 . 53333fbabbhhh 齿顶圆直径： mm8 .1184 . 821022333aaaaahdd mm2 .4096 . 324022333accachdd mm900329062333abbabhdd 齿根圆直径： mm8 .911 . 521022333faafahdd mm2 .3829 . 924022333fccfchdd mm2 .9161 . 529062333fbbfbhdd3.2.53.2.5 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即： wacacnadsin23 将已知的、和的值代入上式，则得：1acdacawn 5 .43660sin25222 .409 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 32 页条件，即： coscosbccbaccazzzz 各齿轮副的啮合角为和，且，20ac20bc17az151bz，代入上式，即得：67cz 39.8920cos6715120cos6717则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得： （整数）56315117wbanzz所以，满足其安装条件。3.2.63.2.6 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见，4 .97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.2.73.2.7 齿轮强度验算齿轮强度验算（1）传动ca 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度vkvz用相对于行星架的圆周速度。 6010001132indvax 601000101104. 398010214. 3 sm5 . 1则动载系数100093. 01axvzvk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 33 页 =1.02速度系数查行星齿轮传动图 6-18.vz97. 0vz 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35. 1Ak 齿向载荷分布系数、HkFk 弯曲强度计算时：FbFk11 接触强度计算时：HbHk11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FHxv对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2HBFkHk 42. 0F 36. 0H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿bFkHk传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得=1.64。b 则： 27. 142. 0164. 11Fk 23. 136. 0164. 11Hk 齿间载荷分布系数、FkHk 先求端面重合度： tantantantan212211aazz 式中：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 34 页 331cosarccosaaaadd 8 .1189397. 0102arccos 2 .36 332cosarccosaccadd 2 .4099397. 0402arccos 6 .22则： 20tan6 .22tan6720tan2 .36tan1721 =5034. 32546. 621 =1.6因为是直齿轮传动，故总重合度所以，032. 16 . 1645. 0645. 0HFkk节点区域系数Hz 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2Hz弹性系数Ez mmN8 .1893 . 0120600021121EzE、 和zzNTzXz 计算接触强度的重合度系数893. 036 . 1434z 计算接触强度的螺旋角系数10coscosz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 35 页 计算接触强度的寿命系数1NTz 计算接触强度的尺寸系数1Xz最小安全系数和minHsminFs 取，1minHs4 . 1minFs润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LzRzVz 取92. 0VRLzzz齿面工作硬化系数Wz 取1Wz传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：HzzzzkkkkkuubdFEHHpHHVAtH11 1893. 08 .1895 . 22 . 1032. 123. 102. 135. 194. 3194. 32521026 . 007.543200022mmN98.570按式 6-54 许用接触应力XWRVLNTHHHpzzzzzzsminlim校核齿面接触应力的强度条件：HpH则： 2limmmN140063.6201192. 0198.5701H计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 36 页 YYYYkkkkkbmFSaFaFPFFVAntF 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY =2.97，=2.261FaY2FaY 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：SaY，=1.7452. 11SaY2SaY 计算弯曲强度的重合度系数Y 719. 06 . 175. 025. 075. 025. 0anY 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y 则： 1719. 052. 197. 23 . 1032. 107. 102. 135. 12000311madTdAF 416. 625266 . 010207.5432000 2mmN3 .75 N/mm259.652F 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 2maxmmN95.1125 . 13 .755 . 1FF 由强度条件可得：maxFFP maxminmaxFFSTFFPSY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 37 页 即：2minmaxlimmmN065.7924 . 195.112STFFFYS 由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火，故传2limmmN340Fca 动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动bc 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动ca Hbc Hcbbc 为内啮合齿轮传动，故，所以：25. 267151cbzzu 94. 3194. 325. 2125. 2HHcb 1197. 17454. 098.5702mmN380 由，可得：HcbHP minlimHXWRVLNTHcbHszzzzzz 11192. 01380 2mmN413 42CrMo 调质，则内齿轮用 40Cr 调质22limmmN413mmN780HL材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即：ca ，2mmN3 .75F2maxmmN95.112F 由强度条件可得：maxFFP中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 38 页 2limmmN065.79F 42CrMo 调质材料，所以传动22limmmN79.065mmN260Fbc 中的内齿轮弯曲强度符合要求。4 轴的设计计算4.1 高速轴设计计算4.1.14.1.1 计算作用在齿轮上的力计算作用在齿轮上的力 转矩：mmN178656398010005595509550111wnnPT 轴上小齿轮分度圆直径：mm761d mm2202d 圆周力 N47017617865622111dTFt N162422017865622212dTFt 径向力 N171120tan4701tan11trFF N59120tan1624tan22trFF4.1.24.1.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径选取 40GrNi 作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表 19.1-1查得材料力学性能数据为：aMP900baMP735sa1MP430中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 39 页a1MP260 abMP801由机械设计手册表 19.3-1 公式 ，计算轴的最小直径nPAd3并加大 4%以考虑键槽的影响。 查机械设计手册表 19.3-2，取,则：115A=45.79(mm)9805511504. 13mind4.1.34.1.3 轴的结构设计轴的结构设计1、确定轴的结构方案 左侧太阳轮从轴的左端装入，齿轮右侧靠轴肩定位，左侧浮动。右侧太阳轮从轴的左端装入，齿轮左侧靠轴肩定位，右侧采用轴肩定位。齿轮和套筒联轴器采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图 4.1-1 所示。 2、确定各轴段直径和长度 段 根据圆整并考虑悬臂支撑因素取该段直径，长度mindmm601d为齿轮毂孔长度（取等于齿宽） ，即。mm662203 . 01l 段 该段直径应满足左行星轮系太阳轮定位需要，。考虑两行星架尺寸，取。mm66212hddmm3022l 段 过渡轴肩，取，。mm803dmm103l中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 40 页段 为方便与电机轴联接取。根据工作要求选用套筒联mm754d轴器，许用转矩 2600N/m，套筒长度，mm2255 . 35 . 2dL。mm1104l4.1.44.1.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力： H 水平面： N63251624470121ttHFFR V 垂直面： N2302591171121rrVFFR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H 水平面： 1203981tHHFRM 12247013436325 mmN1595953 V 垂直面： 1203981rVVFRM 12217113432302 mmN580844 合成弯矩： 22VHMMM 225808441595953 mmN1698365 扭矩 T: mmN178656T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 41 页 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 42 页中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 43 页4 41.51.5 按弯扭合成强度校核轴的强度按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则：22aTMMca6 . 0a 221786566 . 01595953caM mmN1599549 由式得轴的计算应力为： abacacacaMPMPdMWM8074601 . 015995491 . 01331 故安全。 4.2 低速轴设计计算4.2.14.2.1 计算作用在齿轮上的力计算作用在齿轮上的力 转矩：mmN54311404. 3178656212iTT 轴上小齿轮分度圆直径：mm1021d 圆周力 N1064910254311422121dTFt 径向力 N387620tan10649tan11trFF4.2.24.2.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径选取 40CrNi 作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表 19.1-1查得材料力学性能数据为：aMP900baMP735saMP4301a1MP260 abMP801中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 44 页 由机械设计手册表 19.3-1 公式 ，计算轴的最小直径nPAd3并加大 4%以考虑键槽的影响。 查机械设计手册表 19.3-2，取,则：115Amm765.6504. 3980974. 05511504. 13mind4.2.34.2.3 轴的结构设计轴的结构设计1、确定轴的结构方案 太阳轮从轴的左端装入，齿轮右侧靠轴肩定位，左侧浮动。最右端用于联接上一级行星轮系转臂。齿轮和转臂均采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图 4.2-1 所示。 2、确定各轴段直径和长度 段 根据圆整并考虑悬臂支撑取该段直径，mindmm901d。mm6211l 段 该段为过渡轴肩，故取轴肩高度，孔倒角 取3mm2 chc（GB6403.4-86） ，取。mm3mm100212hddmm102l 段 为方便轴的加工制造，故取，。 mm9013 ddmm823l4.2.44.2.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力： H 水平面： N106491tHFR中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 45 页 V 垂直面： N38761rVFR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H 水平面： 456HHRM 45610649 mmN4855944 V 垂直面： 456VVRM 4563876 mmN1767456 合成弯矩： 22VHMMM 2217674564855944 mmN5167600 扭矩 T: mmN543114T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 46 页中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 47 页4 42.52.5 按弯扭合成强度校核轴的强度按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则：22aTMMca6 . 0a 225431146 . 04855944caM mmN4866865 由式得轴的计算应力为： a1a331MP80MP67901 . 048668651 . 0bcacacadMWM故安全。4.3 行星轮轴的设计计算4.3.14.3.1 计算作用在齿轮上的力计算作用在齿轮上的力1、 第一组行星轮：转矩：mmN1786561 TT 轴上小齿轮分度圆直径：mm2001d 圆周力 N17872001786562211dTFt径向力 N65020tan1787tan11trFF2、第二组行星轮：转矩：mmN1786561 TT 轴上小齿轮分度圆直径：mm1281d 圆周力 N27921281786562211dTFt径向力 N101620tan2792tan11trFF3、第三组行星轮：转矩：mmN5431142 TT中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 48 页 轴上小齿轮分度圆直径：mm4021d 圆周力 N27024025431142211dTFt径向力 N98320tan2702tan11trFF4.3.24.3.2 初步估算轴的直径初步估算轴的直径选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表 19.1-1查得材料力学性能数据为：abMP650aMP360sa1MP270aMP1551 abMP601 初选各轴轴径为：第一组行星轮：mm45mind第二组行星轮：mm40mind第三组行星轮：mm45mind4.3.34.3.3 轴的结构设计轴的结构设计1、确定轴的结构方案 三根行星轮轴均为通轴，考虑轴承及转臂宽度及固定，确定轴的结构如图 4.3-1 所示。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 49 页图 4.3-1 2、确定各轴段直径和长度 根据圆整取三根行星轮轴的直径和长度分别为：，mindmm451d， ，。mm1141lmm402dmm1162lmm453dmm1503l4.3.44.3.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图绘制轴的弯矩图和扭矩图第一组：1、求支反力： H 水平面： N5 .893375 .181787375 .18121tHHFRR V 垂直面： N325375 .18650375 .18121rVVFRR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H 水平面： 37HHRM 375 .893 mmN5 .33059 V 垂直面： 37VVRM 37325 mmN12025 合成弯矩： 22VHMMM中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 50 页 22120255 .33059 mmN35179 扭矩mmNT178656中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 51 页按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则：22aTMMca6 . 0a 221786566 . 035179caM mmN112819 由式得轴的计算应力为：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 52 页 abacacacaMPdMWMMP6038.12451 . 01128191 . 01331故安全。第二组：1、求支反力： H 水平面： N1396275 .132792275 .13121tHHFRR V 垂直面： N508275 .131016275 .13121rVVFRR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H 水平面： 27HHRM 271396 mmN37692 V 垂直面： 27VVRM 27508 mmN13716 合成弯矩： 22VHMMM 221371637692 mmN40110 扭矩mmN178656T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 53 页中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 54 页按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则：22aTMMca6 . 0a 221786566 . 040110caM mmN114452中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 55 页 由式得轴的计算应力为： abacacacaMPdMWMMP6088.17401 . 01144521 . 01331故安全。第三组：1、求支反力： H 水平面： N1351442227024422121tHHFRR V 垂直面： N5 .45144229034422121rVVFRR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H 水平面： 44HHRM 441351 mmN59444 V 垂直面： 44VVRM 445 .451 mmN19866 合成弯矩： 22VHMMM 221986659444 mmN62676 扭矩mmN543114T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 56 页中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 57 页按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则：22aTMMca6 . 0a 225431146 . 062676caM mmN331841中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 58 页 由式得轴的计算应力为： abacacacaMPdMWMMP604 .36451 . 03318411 . 01331故安全。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 59 页5 滚动轴承的选择和计算5.1 行星轮轴承5.1.15.1.1 第一组第一组选用深沟球轴承 63091）计算当量动载荷 P: N5 .893HRN325VR 22VHRRR =223255 .893 =951 (N)查表得深沟球轴承 6309 额定动载荷,额定静载荷KN8 .52rCKN8 .310rC因，故查机械设计表 10.5,，轴承工作时有轻微eRA/1x0y冲击，由机械设计表 10.6，载荷系数,则：2 . 1Pf当量动载荷yAxRfPp 9512 . 1 N2 .1141由机械设计表 10.8，选择静强度安全系数,则：20S N19029512KN8 .31000PSCr2)计算轴承寿命：hL取轴承温度系数5 . 0tf pcfnLth60106 362 .1141528005 . 04 .3726010中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 60 页 h5540705.1.25.1.2 第二组第二组选用深沟球轴承 63081）计算当量动载荷 P: N1396HRN508VR 22VHRRR =225081396 =1486 (N)查表得深沟球轴承 6308 额定动载荷,额定静载荷KN8 .40rCKN240rC因，故查机械设计表 10.5,，轴承工作时有轻微eRA/1x0y冲击，由机械设计表 10.6，载荷系数,则：2 . 1Pf当量动载荷yAxRfPp 14862 . 1 N2 .1783由机械设计表 10.8，选择静强度安全系数,则：20S N4 .35662 .17832KN24000PSCr2)计算轴承寿命：hL取轴承温度系数1tf pcfnLth60106 362 .178340800116846010 h118545中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 61 页5.1.35.1.3 第三组第三组选用深沟球轴承 64091）计算当量动载荷 P: N1351HRN452VR 22VHRRR =224521351 =1425 (N)查表得深沟球轴承 6409 额定动载荷,额定静载荷KN5 .77rCKN5 .450rC因，故查机械设计表 10.5,，轴承工作时有轻微eRA/1x0y冲击，由机械设计表 10.6，载荷系数,则：2 . 1Pf当量动载荷yAxRfPp 14252 . 1 N1710由机械设计表 10.8，选择静强度安全系数,则：20S N3420171025 .45000PSKNCr2)计算轴承寿命：hL取轴承温度系数5 . 0tf pcfnLth60106 361710775005 . 0826010 h23650805.2 其它轴承中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 62 页计算步骤同上，计算结果见下表：序号代 号名 称数量强度校核寿 命16228滚珠球轴承2通过h50002NUP228圆柱滚子轴承1通过h50003NU1032圆柱滚子轴承3通过h5000中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 63 页6 键的选择和计算 挤压强度校核：轴的材料一般为钢，而轮毂材料可能是钢或铸铁，当载荷性质为轻微冲击时钢的挤压应力，用挤压强度条件 2N/mm110P校核本次设计中所采用的键。 PPdblT/46.1 高速轴 与套筒联轴器联接的键，直径，键的尺寸为：mm75d,，1001422Lhbmm7822100bLl扭矩，故：mmN178656T lbdTP4 7822751786564 P2N/mm6 . 5校核合格。与第二组太阳轮联接的键，直径，键的尺寸为：mm60d,，601118Lhbmm491160bLl扭矩，故：mmN178656T lbdTP4 4911601786564 P2N/mm22校核合格。6.2 低速轴 与转臂联接的键，直径，键的尺寸为：mm90d,，701425Lhbmm482270bLl扭矩，故：mmN543114T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 64 页 lbdTP4 4822905431144 P2N/mm86.22 校核合格。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 65 页7 液压系统设计7.1 液压系统方案设计7.1.17.1.1 确定回路方式确定回路方式一般选用开式回路，即执行元件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却冷却后再进入液压泵的进口。行走机械和航空航天等液压装置为减少体积和重量可选择封闭式回路，即执行元件的排油直接进入液压泵的进口。本系统选用开式回路，即执行元件的排油回油箱。7.1.27.1.2 选用液压油液选用液压油液普通液压系统选用矿物液压油工作介质，其中室内设备多选用汽轮机油和普通液压油，室外设备则选用抗磨液压油或低凝液压油，航空液压系统多选用航空液压油。对某些高温或井下液压系统，应选用难燃介质，如磷酸脂液、水乙二醇、乳化液。液压油液选定后，设计和选择液压元件时应考虑其兼容性。本系统需满足井下使用条件，故选用乳化液。7.1.37.1.3 初定系统压力初定系统压力液压系统的压力与液压设备工作环境、精度要求有关，根据常用液压系统压力推荐表查得工程机械辅助装置可取： MPa10p7.1.47.1.4 选择执行元件选择执行元件液压缸是将液压能转变为机械能的装置，它将液压能转变为直线运动或摆动的机械能。依据液压缸在本系统中所起的作用，选用单作用液压缸。液压盘式制动器是一种新型高性能制动器如图2.2，它靠液压缸的压力油松闸、靠碟簧组的弹簧力制动。当油通过油口进入液压缸时，碟型弹簧组被压缩，随着油压p的升高，碟簧组压缩并且储存弹簧力，弹簧力越大闸瓦离开钢轨的间隙越大，此时盘式制动器处于松闸状态。当油压p降低时，弹簧力释放，推动活塞、活塞杆及闸瓦向钢轨方向移动，当闸瓦间隙为为零后，弹簧力作用在钢轨上，并产生正压力，随着油压p的降低正压力加大，中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 66 页当油压p为零时，正压力最大，在正压力的作用下，闸瓦与钢轨间产生摩擦力，即制动力最大（全制动状态）。该盘式制动器结构简单，易加工，易修理，给工人降低了劳动强度，同时它的可靠性非常高。图图 7.1-17.1-17.1.57.1.5 确定液压泵类型确定液压泵类型液压泵是液压系统的动力元件，将原动机输入的机械能转换为压力能输出，为执行元件提供压力油。液压泵的性能好坏直接影响到液压系统的工作性能和可靠性。液压泵选用原则：（1）系统压力 p21MPa,选用齿轮泵或双作用叶片泵；p21MPa,选用柱塞泵。 （2）若系统采用节流调速，选用定量泵；若系统要求高效节能，应选用变量泵。 （3）若液压系统有多个执行元件，且各工作循环所需流量相差很大，应选用多台泵供油，实现分级调速。故根据工作要求、系统压力以及经济性选择定量齿轮泵。7.1.67.1.6 选择换向回路选择换向回路若液压设备自动化程度较高，应选用电动换向。液压基本回路确定以后，用一些辅助元件将其组合构成完整的液压系统。在组成回路时，尽可能多地去掉相同的多余元件，力求系统简单，元件数量、品种规格少。综合后的系统要能实现主机要求的各项功能，并且操作方便，工作安全可靠，动作平稳，调整维修方便。对于系统中的压力阀，中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 67 页应设置测压点，以便将压力阀调节到要求的数值，并可由测压点处压力表现察系统是否正常工作。7.1.7 绘制液压系统原理图绘制液压系统原理图将上述所选的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，组成如图 4.1 的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵出口处设置电接点压力表，并通过压力表的压力设定来控制先导型溢流阀的遥控口来实现卸载。图 7.1-2 液压系统原理图7.2 液压泵的选择7.2.17.2.1 液压泵的选择液压泵的选择根据计算压力和流量结果，查产品样本，选用 CB-FC25 齿轮泵该泵参数：公称排量：25ml/r中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 68 页额定压力：16MPa容积效率91%总效率82%额定转速：2000r/min最高转速：2500r/min最低转速：600r/min驱动功率：15.36kW法兰安装油口尺寸： 进口：M332 出口：M2727.2.27.2.2 电动机的功率计算电动机的功率计算 根据压力和流量选定液压泵之后,驱动液压泵的电动机功率可按下式算:)(kWqppppp式中：P电动机功率 Pp液压泵最大工作压力 QP液压泵的输出流量 液压泵总效率可由液压泵产品样本查出, 此时必须注当泵的工p作压力低于其额定压力、工作流量小于额定流量时泵的总效率会下降很多。)(80.1582. 081. 016kWqppppp根据齿轮泵参数选择电动机：Y-180M-4 型 功率：18.5KW 转速：1760r/min中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 69 页7.2.37.2.3 电动机的安装形式电动机的安装形式泵组立式放置应选用机座不带底角,端盖上带大于机座的凸缘结构。7.3 液压控制元件和装置的选择7.3.17.3.1液压元件的选取液压元件的选取1、单向阀单向阀又称止回阀。用于液压系统中，以控制油流的沟通或切断。选择：S10P120最大工作压力：30MPa通径：10mm开启压力：0.05MPa介质粘度 ： (2.8 380) 106m2 .s1介质温度：-3080注意：安装时要认清单向阀进出油口的方向，否则影响液压系统的正常工作。可能损坏泵或烧毁电机。2、溢流阀溢流阀的主要功用：（1）溢流阀旁接在泵的出口，用来保证系统压力恒定，称为定压阀。（2）溢流阀旁接在泵的出口，用来限制系统压力的最大值，对系统起保护作用，称为安全阀。（3）电磁溢流阀还可以在执行机构不工作时使泵卸载。溢流阀按结构形式分:直动型溢流阀和先导型溢流阀。根据使用要求选取先导型溢流阀，用如图4.3用压力传感器控制两位两通电磁阀进行控制。图图7.3-17.3-1选择： YEF3-E10B中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 70 页流量：63L/min调压范围：0.516MPa额定电压：直流24V介质：矿物油磷酸酯液压液介质温度：-2070介质粘度： (2.8 380) 106m2 .s-13、换向阀换向阀是利用阀芯在阀体孔内作相对运动，使油路接通或切断而改变油流方向的阀。选择：4WE6C10/AG24介质：矿物油，磷酸酯介质温度：-3080工作压力：A、B、P 腔31.5MPa，T 腔16 MPa额定流量：60L/ min电源电压：直流24v4、压力继电器HED型液电压力继电器为柱塞压力继电器。其组成包括：壳体、带柱塞的插袋件、弹簧、调节件和开关。被检测的压力作用在柱塞上，柱塞顶在弹簧座上，并克服弹簧的连续可变力。弹簧座将柱塞的移动传递给开关，使电路按设计要求接通或断开。机械挡块保护继电器免遭超压损坏。它具有工作可靠、性能稳定、重复精度高、使用寿命长等优点。选择：HED40P350101Z14L220功能：将液压系统中的液压油的压力信号转变成电信号。原理：HED4型压力继电器的结构是活塞式的，当作用在活塞上的液体压力达到弹簧的调定值时，弹簧座在活塞的推动下，压下微动开关，发出电信号，使电器元件动作，以实现回路的自动程序控制和安全保护。7.3.27.3.2 液压辅助元件选择与设计液压辅助元件选择与设计液压辅助元件是组成液压传动系统心不可少的一部分、它包括蓄能器、过滤器、油箱、管件、压力计、压力计开关、热交换器等。除油箱通常需要自行设计外，其余皆为标准件。液压辅件的合理设计和选用在很大程度上影响液压系统的效率、噪声、温升、工作可靠性等技术性能。1、蓄能器的选择（1） 蓄能器的结构与性能中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 71 页蓄能器是液压系统中的储能(液压能)元件、它储存多余的压力油。并在需要时释放出来供给系统。目前常用的是利用气体膨胀和压缩进行工作的充气式蓄能器。从容量和压力可以选NXQ1-10/20-FH 比较合适。2 过滤器的选择统计资料表明，液压系统的故障中约有75以上是出于油液污染造成的。油液中不可避免地存在着颗粒状的固体杂质。它会划伤液压元件运动副的结合面，严重磨损或卡死运动件，堵塞阀口，增加内部泄漏，降低效率，增加发热，加剧油液的化学作用，使油液变质，使系统工作可靠性大为降低。在适当的部位上安装过滤器可以清除油液中的固体杂质，使油液保持清洁，延长液压元件使用寿命，保证液压系统工作的可靠性。因此，过滤器作为液压系统必不可少的辅助元件，具有十分重要的地位。选择XU-10080J过滤精度：80m压力损失：0.02MPa流量：100L/min通径：32mm联接方式：螺纹联接外形尺寸：如右图M：M422H285mmD86mm3、油管和管接头的选择液压系统中使用的管件包括油管和管接头。油管用于在液压系统中输 送油液，管接头用于油管与油管、油管与元件之间的联接。为了保证液压系统工作可靠，要求油管及管接头应有足够的强度、良好的密封性，并且压力损失小，拆装方便。(1)油管的选择液压系统中常用的油管有钢管、铜管、橡胶管、尼龙管及塑料管等，必须据系统的工作压力及其安装位置正确选用。由于本设计为中压液压泵，压力高，故油箱辅助油路采用无缝钢管作为油管；油箱到制动器的油路采用橡胶软管。油管尺寸的确定中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 72 页管路按其在液压系统中的作用分为主管路、泄油管路、控制管路和旁通管路，因为泄油管路和控制管路集中在集成块中，所以这里的管路主要是指主管路而言。根据系统流量及压力：Q=49L/min ；p=13MPa选取油管：公称通径：15mm （1/2in）钢管外径：22mm管接头连接螺纹：M221.5mm管子壁厚：2mm(2)管接头的选择管接头是油管与油管，油管与液压元件之间可拆卸的联接件，应满足联接牢固、密封可靠、掖阻小、结构紧凑、拆装方便等要求。管接头与机体的联接常用圆锥螺纹和普通细牙螺纹。用圆锥螺纹联接时，应外加防漏填料；用普通细牙螺纹联接时，应采用组合密封垫（熟铝合金与耐油橡胶组合），且应在被联接件上加工出一个小平面。7.3.37.3.3油箱的设计和计算油箱的设计和计算1、概述油箱在液压系统中的主要功能是：(1) 贮存供系统工作循环所需的油量；(2) 散发系统工作过程中产生的一部分热量；(3) 促进油液中的空气分离及消除泡沫；(4) 为系统提供元件的安装位置。过去认为，油箱还起到分离和沉积油液中污物的作用，但近期的液压系统污染控制理论，要求油箱不再是一个容纳污垢的场合，而要求在油箱中的油液本身是达到一定清洁度等级的油液，并以这样清洁的油液提供给液压泵和整个液压系统的工作回路，因此对油箱的设计、制造、运行和维护都应按照以上这些功能的要求来实施。2、油箱的构造和设计要点设计中主要应考虑以下几个方面：（1）油箱容积主要根据热平衡来确定。为使系统回油不致溢出油箱，油面高度不超过油箱高度的0.8倍。（2）油箱中应设吸油过滤器，为方便清洗过滤器，油箱结构要考虑拆卸方便。（3）油箱底部应做成适当斜度，并设置放油塞。油箱箱盖上应安装空气滤清器，其通气流量不小与泵流量的1.5倍。大油箱还应在侧面设计清洗中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 73 页窗口。（4）油箱侧壁要安装油位指示计，以指示最高、最低油位。新油箱要做防锈、防凝水处理。（5）吸油管与回油管要用隔板分开，增加油液循环的距离，使油液有足够的时间分离气泡，沉淀杂质。隔板高度一般取油面高度的3/4。吸油管距油箱底面距离H2D，距箱壁不小于3D。回油管应插入油面以下，为防止回油带入空气，回油管距箱底h2d，且排油口切成45，以增大通流面积。泄油管则应在油面以上。（6）大、中型油箱应设起吊钩或起吊孔。3、油箱结构辅助元件设计：(1) 油箱必须具有足够大的容积，以满足散热要求，停车时能容纳液压系统所有溶液，而工作时又保证适当的油液要求。(2) 为保持油液清洁，吸、回油管应设置过滤器，安装位置要便于装拆和清洗。油箱应有密封的顶益，顶盖上设有带滤油网的注油口，带空气过滤器的通气扎。有时通气口和注油口可以兼用。选择QUQ1-100.25（1.5*49=74L）空气过滤精度：10m空气流量：0.25油过滤网孔：0.5mm温度适应范围：-20100外形尺寸：D41.3mmD150mmD244mmD328mmH134mmH182mm螺栓规格GB30-1976:：3-M412(3) 吸油管及回油管应插入最低油面以下，以防吸油管吸空和回油冲溅产生气泡。管口一般与箱底，箱壁的距离不小于管径D的三倍。(4) 吸、回油管距离应尽量远，中间设置隔板，将吸、回油管隔开，以增加油的循环时间和距离，增大散热效果 ，并使油中的气泡和杂质有较长时间分离和沉淀，隔板的高度约为油面高度的2/3，另还根据需要在隔板上安装过滤网。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 74 页(5) 为便于放油，箱底应倾斜。(6) 油箱的底部要距地面要150mm以上。以便散热、放油和搬移。为了防锈、防凝水，油箱内壁应涂耐油防锈涂料。(7) 油箱壁上需安装液位计及油箱上安装温度计等。选择YWZ-127T 型液位计。工作温度：-20100工作压力：0.10.15MPa外形尺寸：H=154mmH1=127mmH2=90mm油箱上安装螺钉的光孔为11mm(8)为防止油泵吸空，提高油泵转速，可设计充压油箱。特别对于自吸能力较差的油泵而又无设辅助泵时，用充压油箱能改善其自吸能力，一般冲气压为70100kPa。(9)油箱的内壁应进行喷砂处理，以清除焊渣和铁锈。待灰砂清理干净之后，按不同工作介质进行处理或者涂层。对于矿物油，常采用磁化处理。对于高水基或水、乙二醇等介质，则应采用与介质相容的涂料进行涂刷，以防油漆剥落污染油液。52341789中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 75 页图图7.3-27.3-2 油箱简图油箱简图1.1. 滤油网滤油网 2.2.吸油管吸油管 3.3.油面指示器油面指示器 4.4.油箱壁回油管油箱壁回油管 5.5.起吊环起吊环6.6.放油阀放油阀7.7.隔板隔板 8.8.回油管回油管 9.9.空气过滤器空气过滤器4、油箱的设计：按照油箱液面与大气是否相通，可分为开式油箱和闭式油箱。本设计根据具体的空间情况、安装及维修和经济性等各方面因素。选择开式的矩形下置式油箱。本设计属中压系统，所以，油箱的容量V 应为泵每分钟流量的57倍前面章节已选择的泵的流量为：QL=49L/min因此，可以确定油箱的容量大概为LQVL)343245(49)75()75(圆整到标准容量为：300L即： mmHBL6006008307.3.47.3.4液压泵组的连接和安装方式液压泵组的连接和安装方式1、轴间连接方式选择:标准：GB/T 5843-1986名称：凸缘联轴器从动端：型号：YL3额定转矩：Tn=25(N.m)许用转速：n=10000(r/min)钢轴孔直径：d(H7) =20(mm)轴孔长度：LY 型=52(mm)D=90(mm)D1=69(mm)螺栓数量：n=3(3)螺栓直径M=M8(mm)L0Y 型=108(mm)重量1.99(kg)转动惯量=0.0060(kg.m2)主动端：型号=YL3中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 76 页额定转矩Tn=25(N.m)许用转速n(r/min)铁=6400许用转速n=10000(r/min)钢轴孔直径d(H7)=24(mm)轴孔长度L =52(mm)D=90(mm)D1=69(mm)螺栓数量：n=4螺栓直径：M=M8(mm)L0 =108(mm)重量1.99(kg)转动惯量=0.0060(kg.m2)2、液压泵组的安装方式(1) 角形支架卧式安装(2) 形罩立式安装(3) 脚架钟形罩卧式安装(4) 支架钟形罩卧式安装7.4 阀块的设计7.4.17.4.1 设计阀块时应注意以下几点设计阀块时应注意以下几点(1) 阀用螺钉固定在阀块上以后，彼此间应留有一定空隙，以免造成阀与阀之间的而影响装配；2) 对于拧入阀块的管接头和螺钉、螺栓等，要留有适当的扳手空间。(3) 需要调整的阀，如压力阀和流量阀等，应使其手柄处于容易调整的位置；对电磁换向阀，要考虑留有适当的空间，以便拆卸电磁铁等；(4) 要把阀合理布置在阀块上，一般情况下应尽可能避免在阀上加工过细长的孔和太多的工艺孔；孔道彼此之间应保证最小壁厚大于5mm；(5) 阀块应当有适当的技术要求，包括尺寸公差和形位公差在内，一定要标全；(6) 有单独泄油口的阀，不要将其泄油或系统的回油同阀块连在一起，以免系统运行时，因回油压力过大而影响该阀甚至液压系统的正常工作；(7) 有时需要将几个阀块叠加在一起，一般有两种连接方法：一个是用四根较长的螺栓把要联接的阀块彼此固定在一起，该种方法所用联接螺栓少，但某一个阀块在设计加工和装配过程中出现漏油等问题对其他阀块也会带来影响；另一个是各阀块之间分别用四个较短的螺钉或螺栓彼此固定在一起，该方法联接起来较复杂，但一个阀块在设计、加工或装配过程中出现的问题不至于影响到其余阀块彼此之间的联接而出现漏油等问题。总中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 77 页之，两种方法各有特点，设计时应综合考虑加工装配水平而定；(8) 在满足上述要求前提下，应使阀块体积小，重量轻。7.4.27.4.2 液压阀块的结构液压阀块的结构液压阀块一般采用灰铸铁来制造，要求材料致密，缩孔疏松。液压阀块安装液压元件的表面用螺钉固定液压元件，表面粗糙度值为Ra1.6m，其余表面连接压力油管、回油管和工作油管等。油管与液压阀块通过管接头用米制细牙螺纹或英制管路罗纹连接。液压元件之间通过液压阀块的孔道连接。除安装液压元件的表面外，其余加工面和孔道的表面粗糙度值Ra6.3m。此外，液压阀块通过螺纹安装固定在油箱的上表面的阀块法兰上。7.4.37.4.3 液压阀块设计液压阀块设计1、确定公用油道孔的数目集成块体的公用油道孔，有二孔、三孔、四孔、五孔等多种设计方案，应用较广的为二孔式和三孔式。二孔式集成块的优点是结构简单，公用通道少，便于布置元件；泄漏油道孔的通流面积大，泄漏油的压力损失小。缺点是：在基块上需将4 个螺栓孔相互钻通，所以必须堵塞的工艺孔较多，加工麻烦，为防止油液外漏，集称块相互叠积面的粗糙度要求较高，一般应小于Ra0.8m。三孔式集成块的优点是结构简单，公用油道孔较少，缺点是因泄漏油孔L要与元件的泄漏油口相通，故其连通孔道一般细（56）而长，加工较困难，且工艺孔多。为了减少阀块中心块的设计量，本设计选用二孔式集成阀块。2、制造液压元件样板设计液压阀块时，要制作液压元件样板。根据产品样本，对照实物绘制液压元件的视图轮廓尺寸，虚线绘出液压元件底面各油口上位置的尺寸。对于简单回路则不必制作样板，直接摆放布置即可。3、孔道直径及通油孔间的壁厚集成块上的孔道很多，但可分为3类：第一类是通油孔道，其中包括贯通上下面的功用孔道，安装液压阀的3个侧面上直接与阀的油口相通的孔道，另一侧面安装管接头孔道，不直接与阀的油口相通的中间孔道即工艺孔等4种；第二类是连接孔，其中包括固定液压阀的定位销和螺钉孔（螺孔），成摞连接各集成块的螺栓孔（光孔）；第三类是重量在30kg以上的集成块的起吊螺钉孔。（1) 确定通油孔道的直径 与阀的油口相通孔道的直径，应与液压阀的油口直径相同。 与管接头相连接的孔道，其直径一般应按通过的流量和允许流速计算，但孔口须按管接头螺纹小径钻孔并攻丝。 工艺孔应用螺塞或球涨堵死。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 78 页 对于公用孔道，压力油孔和回油孔的直径可以类比同压力等级的系列集成块中的孔道直径确定；泄油孔的直径一般由经验确定，例如对于低中压系统，当q=25L/min时，可取6mm，当q=63L/min时，可取10mm。（2) 连接孔的直径 固定液压阀的定位销孔的直径和螺钉孔的直径，应与所选定的液压阀的定位销直径及配合要求与螺钉孔的螺纹直径相同。 连接集成块组的螺栓规格可类比相同压力等级的系列集成块的连接螺栓确定，也可以通过强度计算得到。（3) 起吊螺钉孔的直径。单个集成块重量在30kg以上时，应按重量和强度确定螺钉孔的直径。（4) 油孔间的壁厚及其校核。通油孔间的最小壁厚的推荐值不小于5mm。当系统压力高于6.3Mpa时，或孔间壁厚较小时，应进行强度校核，以防止系统在使用中被击穿。4、分析液压系统，确定中间块中间块用来安装液压阀，其高度H取决于安装元件的高度。H通常应大于所安装的液压阀的高度。在确定中间块的长度和宽度尺寸时，在已确定公用油道孔基础上，应首先确定公用油道孔在块间结合面上的位置。如果集成块组中有部分采用标准系列通道块，则自行设计的公用油道孔位置应与标准通道块上的孔一致。中间块的长度和宽度均应大于安放元件的尺寸，以便于设计集成块内的通油孔道时调整元件的位置。调整尺寸留得较大，孔道布置方便，但将加大块的外形尺寸和重量，反之，则结构紧凑、体积小、重量轻，但孔道布置空难。简单液压系统的元件不多，要求液压阀块上的元件布局紧凑，尽量把元件都安装在一块板上。但，当液压系统复杂时，由于液压元件较多，应避免液压阀块上孔道过长，给加工制造带来困难，块上安装的阀一般不宜多于8 个，这也可以避免孔道过于复杂，难于设计和制造。本设计中，安装在阀块上的液压阀有七个，故系统只需设计一个阀块。长、宽、高分别为：260mm，120mm，100mm。一个液压回路的液压元件应布置在同一块液压阀块上，尽量减少连接管道。5、液压元件的布局绘出液压阀块的平面尺寸，把做好的液压元件样板放在液压阀块上进行布局。此时要注意：液压阀芯应处于水平方向，防止阀芯自重影响液压阀的灵敏度，特别是换向阀一定要水平布置。液压阀块上主液压阀相通的液压元件，其相应油口应尽量沿同一坐标轴线布置，以减少加工孔道。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 79 页液压元件之间的距离应大于5mm，换向阀上的电磁铁、压力阀的先导阀等可适当伸到液压阀块的轮廓线外，以减少阀块尺寸。6、 集成块的材料和主要的技术要求制造集成块的材料因液压系统压力高低和主机类型不同而异。通常，对于固定机械，低压系统的集成块，宜选用HT250或球墨铸铁；高压系统的集成块宜选用20钢和35钢锻件。对于有重要限制要求的行走机械等设备的液压系统，其集成块可采用率合金锻件，但要注意强度设计。集成块的毛坯不得有砂眼、气孔、缩松和夹层等缺陷，必要时需对其进行探伤检查。毛坯在切削加工前应进行时效处理或退火处理，以消除内应力。集成块各部分的粗糙度要求不同：集成块各表面和安装嵌入史液压阀的孔的粗糙度不大于Ra0.8m，末端管接头的密封面和O形圈沟槽的粗糙度不大于Ra3.2m，一般通油孔道的粗糙度不大于Ra12.5m。块间结合面不得有明显划痕。形位公差要求为：块间结合面的平行度公差一般为0.03m，其余4个侧面与结合面的垂直度公差为0.1mm。为了美观，机械加工后的铸铁和钢质集成块表面可镀锌。7.5 液压系统的调试液压系统的调试应在相关的土建、机械、电气、仪表以及安全防护等工程确认具备试车条件后进行。现场调试步骤如下。(1) 验收，清点到货内容是否与装箱单相符，部件、附件、随机工具和文件是否安全，目测检查有无运输中的损坏或污染。(2) 把机组和各部件安装就位，并进行必要的找正和固定。(3) 连接机器中的液压执行器，冲洗较长的管子和软管。(4) 检查电源电压，然后连接动力线路和控制线路。根据需要连接冷却水源。检查泵的旋转方向的正确性。(5) 用规定的油液灌注油箱。加油不要超过最高液面标志。加油过程中要特别注意清洁。例如打开油筒前，要彻底清理筒顶和筒口，以防泥土与其他污染物进入油液；向油箱输送油液时，只能使用清洁的容器和软管。最好采用带有过滤器的输油泵。在油箱注油管提供200目的滤网。并确保过滤器是专为系统所需油液品种所使用。(6) 点动驱动电机或使内燃机怠速，检查旋转方向。(7) 在可能的最高点给液压系统放气。旋松气塞或管接头。操作换向阀并使执行器伸出缩回若干次。逐步加大负载，提高压力阀的设定值。当油箱中不再有泡沫，执行器不再爬行、系统不再有异常噪声时，表明放气良好，旋紧放气阀（塞）等。(8) 在管路内充满油液而所有执行器都外伸的情况下，补油至油箱最低液面标志。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 80 页(9) 根据需要给泵壳体注油。打开吸油管截止阀。(10) 先把压力控制阀、流量控制阀和变量泵的压力调节器调整到低设定值。方向控制阀置于中立。(11) 蓄能器应充气到充气压力。按绝对压力计算时，用于蓄能的蓄能器，其充气压力应为系统最低工作压力的0.80.9倍，但不要低于系统最高工作压力的25%；用于吸收液压冲击和脉动的蓄能器的冲气压力应为蓄能器回路额定压力的0.50.8倍。(12) 进行机器跑合。逐渐提高设定值，直到按制造厂的说明书最终调整压力控制阀（含压力继电器）、流量控制阀；液压泵变量调节器、时间继电器等。使机器满载运行时，监测稳态工作温度。(13) 重新拧紧螺栓和接头，以防泄漏。(14) 清理或更换滤芯。7.6 液压系统的合理使用做到液压系统的合理使用，必须注意以下事项：1、油箱中的液压油液应经常保持正常液面。管路和液压缸的容量很大时，最初应故人足够数量的油液，在启动之后，由于油液进入了管路和液压缸，液面会下降，甚至使过滤器露出液面，因此必须再一次补充油液。在使用过程中，还会发生泄漏应该在油箱上设置液面计，以便经常观察和补充油液。2、液压油液应经常保持清洁。检查油液的清洁应经常和检查油液面同时进行。3、换油时的要求如下。（1）更换的新油液或补加的油液必须符合本系统规定使用的油液牌号，并应经过化验，符合规定的指标。（2）换油液时须将油箱内部的旧油液全部放完，并且冲洗合格。（3）新油液过滤后再注入油箱，过滤精度不得低于系统的过滤精度。（4）新油液加入油箱前，应把流入油箱的主回油管拆开，用临时油桶接油。点动液压泵电动机，使新油将管道内的旧油“推出”(置换出来)，如在液压泵转动时，操纵液比缸的换向阀，还可将缸内的旧油置换出来。（5）加油液时，注意油桶口、油箱口、滤油机进出油管的清洁。(6)油箱的油液量在系统(管路和元件)充满油液后应保持在规定液位范围内。(7)更换液压油(液)的期限，因油(液)品种，工作环境和运行工况不同而有很大不同。一船来说，在连续运转，高温、高湿、灰尘多的地方，需要缩短换油的周期。4、油温应适当。油箱的油温不能超过60，一般液压机械在3560范中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 81 页围内工作比较合适。从维护的角度看，也应绝对避免油温过高。若油温有异常的上升时，应进行检查。常见有如下原因：（1）粘度太高；（2）外界的影响(例如开关炉门的油压装置等)；（3）回路设计不好，例如效率太低，采用的元件的容量太小、流速过高等所致；（4）油箱容量小，散热慢(一般来说，油箱容量在油泵每分钟排油量的3 倍以上)；（5）阀的性能不好，例如容易发生振动就可能引起异常发热；（6）油质变坏，阻力增大；（7）冷却器的性能不好，例如水量不足，管道内有水垢等。5、回路里的空气应完全清除掉。回路里进入空气后，因为气体的体积和压力成反比，所以随着载荷的变动、液压缸的运动也要受到影响(例如机床的切削力是经常变化的，但需保持送进速度平稳，所以应特别避免空气混入)。另外空气又是造成油液变质和发热的重要原因，所以应特别注意下列事项：（1）为了防止回油管回油时带入空气，回油管必须插入油面以下；（2）入口过滤器堵塞后，吸入阻力大大增加，溶解在油中的空气分离出来，产生所谓空蚀现象；（3）吸入管和泵轴密封部分等各个低于大气压的地方应注意不要漏入空气；(4)油箱的液面要尽量大些，吸油侧和回油侧要用隔板隔开，以达到消除气泡的目的；(5)管路及液压缸的最高部分均要有放气孔，在启动时应放掉其中的空气。6、装在室外的液压装置使用时应注意以下事项：（1）随着季节的不同室外温度变化比较剧烈，因此尽可能使用粘度指数大的油；（2）由于气温变化，油箱中水蒸气会凝成水滴，在冬天应每一星期进行一次检查，发现后立即除去；（3）在室外因为脏物容易进入油中，因此要经常换油。7、在初次启动液压泵时，应注意以下事项：（1）向泵里灌满工作介质；（2）检查转动方向是否正确（3）入口和出口是否接反；（4）用手试转；（5）检查吸油侧是否漏入空气；中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 82 页（6）在规定的转速内启动和运转。8、在低温下启动液压泵时，应注意以下事项：1) 在寒冷地带或冬天启动液压泵时，应该开开停停，往复几次使油温上升，液压装置运转灵活后，再进入正式运转；2) 在短时间内用加热器加热油箱，虽然可以提高油温，但这时泵等装置还是冷的，仅仅油是热的，很容易造成故障，应该注意。(9) 其他注意事项：1) 在液压泵启动和停止时，应使溢流阀卸荷；2) 溢流阀的调定压力不得超过液压系统的最高压力；3) 应尽量保持电磁阀的电压稳定，否则可能会导致线圈过热；4) 易损零件，如密封田等，应经常有备品，以便及时更换。7.7 液压系统的电气控制液压站的控制包括电机的控制，电磁继电器的控制和电磁换向阀的控制。液压系统大致分为两个工作状态。（1）油路工作状态： 准备提升或下放时，令电机，电磁换向阀得电，油泵向液压缸及蓄能器供油。（2）油路卸荷状态：变换速度或需安全制动，使各换向阀失电，阀芯回到原始位置，液压缸内的油液卸载。控制采用 PLC 集控，安全可靠。7.8 PLC 设计 根据实际控制需要，选用 CPU224 进行控制。接线如下图所示：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 83 页N(+)N(-)KMYVYV1L0.00.10.22L0.30.40.5NL1 ACN(-)N(+)120/240VAC公共端和继电器输出端子24VDC公共端和24VDC输入端子24VDCL+M0.60.50.40.20.10.01M1K5.6K0.30.7CPU2241.10.61.00.73L1.32M1.01.11.21.41.5YV8 绞车使用说明8.1 绞车装配注意事项绞车在装配前应清查零件数量，并将所有零件修净毛刺，清洗干净，严防铁屑、灰尘带入绞车内部，所有滚动轴承必须在油中加热后（一般加热温度为 120150C）进行装配。不得硬打硬砸，以防零件受力变形。8.28.2 试运转试运转8.2.18.2.1 空负荷试运转空负荷试运转新的或大修后的绞车，空负荷试运转在转配完毕后进行。试运转应遵守第八节规定的操作规程，试运转前必须先确认变速箱润滑油清洁度符合中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 84 页要求。先用手动或电机点动，机器正常运转后方可进行空负荷试运转试验。空负荷试运转时，正反转 30 分钟并达到下列要求。1) 运转正常，无冲击性噪声；2) 各部分润滑良好，无渗漏现象；3) 高温度不超过 80C，最高温升不超过 40C；4) 各部无松动现象；6) 制动闸应制动灵活、可靠。8.2.28.2.2 负荷试运转负荷试运转空负荷试运转后方可进行负荷试运转，负荷试运转应注意以下事项：1) 绞车的出绳方向，钢丝绳上出绳既钢丝绳引出部分应在卷筒上面，不宜在卷筒下面出绳；2) 负荷试车如在现场,可在井下利用工作面支柱作为负荷,负荷试车时必须将绞车底座牢固地固定在底板上3) 试车负荷应逐次增加,并且应当注意不超过钢丝绳的最大牵引力。4) 负荷试车时,变速箱内油温最高不超过 90C,最高温升不超过 80C.5) 制动盘制动灵活、可靠;6) 每次负荷试车后检查钢丝绳及机器各部不得有残余变形，并应符合试运转中第 13 条规定。8.3 绞车的检修8.3.18.3.1 小修小修小修周期为三个月，一般在现场进行，主要调整更换钢丝绳和紧固连接件，并消除故障，补充或更换润滑油，清洗绞车外表灰尘等。8.3.28.3.2 中修中修中修周期一般为 9 个月，中修一般在矿机厂进行，主要任务是全部拆开绞车各部分，清洗后检查磨损程度，更换已磨损的零件，消除小修时不能消除的故障，更换机器各部润滑油，恢复绞车工作能力和正常状况，中修后应进行试运转。8.3.38.3.3 大修大修大修周期为 18 个月，大修一般在矿机厂进行，其主要内容是拆开绞车全部零件清洗和检查一切零件，修复或用新的零件来替换已磨损的零件，全部恢复绞车的工作能力和正常状况。大修后应进行试运转，并进行油漆更新。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 85 页9 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。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 86 页本篇设计的无极绳绞车适用于长距离、大倾角、多变坡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，满足矿井各种运输的一种比较理想的运输装备。该绞车简化了运输环节, 减少了辅助人员, 改善了工人劳动条件,并采用了三级行星差速传动，在制动器的调节下可实现双速运行，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, 具有很广泛的应用场合和发展前景。参考文献1 成大先. 机械设计手册.北京：化学工业出版社，20022 机械设计手册联合编写组. 机械设计手册.北京：化学工业出版社，19873 朱龙根. 简明机械零件设计手册.北京：机械工业出版社，20054 张树森. 机械制造工程学. 沈阳：东北大学出版社，20015 李宜民，王慕龄，宫能平. 理论力学. 徐州：中国矿业大学出版社，19966 刘鸿文. 简明材料力学. 北京：高等教育出版社，1997中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 87 页7 甘永立. 几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，20018 王启广. 现代设计理论. 徐州：中国矿业大学出版社，20059 机械设计手册编委会.机械设计手册. 北京：机械工业出版社，200410 中国矿业大学机械制图教材编写组.画法几何及机械制图. 徐州：中国矿业大学出版社，200211 王洪欣，李木，刘秉忠. 机械设计工程学. 徐州：中国矿业大学出版社，200112 白杰平，伍峰，潘英. 机械工程科技英语. 徐州：中国矿业大学出版社，200113 许福玲，陈尧明.液压与气压传动. 北京：机械工业出版社，200414 周明衡. 离合器、制动器选用手册. 北京：化学工业出版社，200316 胡来瑢. 行星传动设计与计算. 北京：煤炭工业出版社，199717 饶振刚. 行星齿轮传动. 北京：国防工业出版社，200318 陈碧秀，李民，黄玉麟. 使用中小电机手册. 沈阳：辽宁科学技术出版社，200119 库德里夫采夫，B.H 等.行星齿轮传动手册.陈启松等译.北京：冶金工业出版社，1986英文原文：MICRO PLANETARY REDUCTION GEAR USING SURFACE-MICROMACHININGAbstract中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 88 页A micro planetary gear mechanism featuring a high gear reduction ratio with compactness in size ispresented in this paper. SUMMiT V is employed for the fabrication method so that the redundancy of assembling parts is eliminated. The design rules of which has also been checked. To make full use of the benefits of the surface- micro - machining, the planetary reduction gear is designed toward using the on-chip micro- engine. The expected gearreduction ratio is calculated and compared with the conventional chain gear mechanism. The microplanetary gear mechanism presented in this paper is expected to have 162:1 reduction ratio utilizing less space consumption. This is an order of magnitude higher than the previously reported design in a single reduction gear train.Keywords: MEMS, planetary gear, reduction gear surface-micromachining, SUMMiT V processNomenclaturea sun gearb planet gearsc internal gear (fixed)d internal gear (rotary)n the number of units of gear trainD diameter of the pitch circleN number of teethP number of planets和angular velocityIntroductionThe gear mechanisms in microelectro mechanical systems(MEMS) are commonly expected to generate high torque in the confined micro-size systems. However, it is generally difficult for the micro-scale systems to have such a high torque without having multiple reduction systems.The design of the reduction gear drive based on a planetary paradox gear mechanism can increase the torque within a compact area, since the microplanetary gear system has an advantage of high reduction ratio per unit volume 1. However its mechanism is so complicated that relatively few attempts have been made to miniaturize the gear systems 2-3. Suzumori et al. 2 used the mechanical paradox planetary gear mechanism to drive a robot for 1-in pipes forward or backward. They employed a single motor to drive the gear 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 89 页mechanisms with high reduction ratio. Precise gear fabrication was enabled by micro wire electrical discharge machining (micro-EDM). These parts, however, should be assembled before the drive motor is attached to the gearbox. Takeuchi et. al. 3 also used micro-EDM to fabricate the micro planetary gears. They suggested special cermets or High Carbon Steel for possible materials. While the design can achieve a reduction ratio of 200, the gears should also be assembled and motor driven.To enable the driving of the planetary gear by onchip means, Sandia Ultra- planar Multi-level MEMS Technology (SUMMiT-V) process 4 for planetary gear fabrication is adopted in this study. The SUMMiT-V process is the only foundry process available which utilizes four layers of releasable polysilicon, for a total of five layers (including a ground plane) 5. Due to this fact, it is frequently used in complicated gear mechanisms being driven by on-chip electrostatic actuators 5.However, in many cases, the microengines may not produce enough torque to drive the desired mechanical load, since their electrostatic comb drives typically only generate a few tens of micronewtons of force. Fortunately, these engines can easily be driven at tens of thousands of revolutions per minutes. This makes it very feasible to trade speed for torque 7.Rodgers et al. 7 proposed two dual level gears with an overall gear reduction ratio of 12:1. Thus six of these modular transmission assemblies can have a 2,985,984:1 reduction ratio at the cost of the huge space.With the desire for size compactness and at the same time, high reduction ratios, the planetary gear system is presented in this paper. It will be the first planetary gear mechanism using surface micromachining,to the authors knowledge. The principles of operations of the planetary gear mechanism, fabrication, and the expected performance of the planetary gear systems are described in this paper.Principles of operationAn alternative way of using gears to transmit torque is to make one or more gears, i.e., planetary gears, rotate outside of one gear, i.e. sun gear. Most planetary reduction gears, at conventional size, are used as well-known compact mechanical power transmission systems 1. The schematic of the planetary gear system employed is shown in FigureSince SUMMiT V designs are laid out using AutoCAD 2000, the Figure 1 is generated automatically from the lay out masks (Appendix 1). One unit of the 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 90 页planetary gear system is composed of six gears: one sun gear, a, three planetary gears, b, one fixed ring gear, c, one rotating ring gear, d, and one output gear. The number of teeth for each gear is different from one another except among the planetary gears. An input gear is the sun gear, a, driven by the arm connected to the micro-engine. The rotating ring gear, d, is served as an output gear. For example, if the arm drives the sun gear in the clockwise direction, the planetary gears, b, will rotate counter-clockwise at their own axis and at the same time, those will rotate about the sun gear in clockwise direction resulting in planetary motion. Due to the relative motion between the planetary gears, b, and the fixed ring gear, c, the rotating ring gear, d, will rotate counterclockwise direction. This is so called a 3K mechanical paradox planetary gear 1.Fabrication procedure and test structuresThe features of the SUMMiT V process offer four levels of structural polysilicon layers and an electrical poly level, and also employ traditional integrated circuit processing techniques 4. The SUMMiT V technology is especially suitable for the gear mechanism. The planetary gear mechanism can be driven by the on-chip engine and thus is another reason of using the SUMMiT V process.Since the Sandia process is such a well-known procedure 5-7, only brief explanation is presented. Figure 2 represents the cross-sectional view of Figure 1, and also was generated from the AutoCAD layout masks (Appendix 1). The discontinuity in the cross-section is for the etch holes. The poly1 (gray) is used for the hubs and also patterned to make the fixed ring gear, i.e., c, the sun gear, i.e., a, the rotating ring gear, i.e., c, and the output gear is patterned in the poly2. Since the planetary gear needs to contact both the fixed ring and rotating ring gear, poly2 is added to poly3, where the gear teeth are actually formed. The poly4 layer is used for the arm that drives the sun gear. After the releaseetch, the planetary gears will fall down so that those will engage both the ring gears.The figures for the test structures are presented in Appendix 2. Since the aim of this paper is to suggest a gear reduction mechanism, the planetary gear system is decomposed to several gear units to verify its performance. The first test structure is about the arm, which rotates the sun gear, connected to the on-chip engine. The angular velocity of the arm depends on the engine output speed. The second test structure describes the point at which the sun gear and planetary gears 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 91 页are engaged to the fixed ring gear. Because of the fact that the ring gear is fixed, the planetary gear is just transmitting the torque from the sun gear to the fixed ring gear without planet motion, e.g., rotating its own axis not around the sun gear. When the rotating ring gear is mounted on top of the fixed ring gear, i.e., the third test structure, the planetary gears begin to rotate around the sun gear so that the planet motion are enabled. Therefore, once one output gear is attached to the rotating ring gear, i.e., the final test structure, the whole reduction unit is completed. Dismantling the Planetary gear into three test structures allows the pinpointing of possible errors in the gear system.Solutions procedure and expected performanceThe reduction ratio is defined as the ratio between the angular velocity of the driver gear and that of the driven gear. High reduction ratios indicate trading speed for torque. For example, a 10:1 gear reduction unit could increase torque an order of magnitude. Since the gears in the planetary system should be meshed to one another , the design of gear module should follow a restriction. For example, the number of teeth for the sun gear plus either that of the fixed ring gear or that of the rotating ring gear should be the multiple of the number of planets, P (equation 1). Equation 2, which represent the reduction ratio, should observe the equation 1 first. The N is the number of the teeth for corresponding gear.Gears, a, b, c, d in the planetary gear system have a tooth module of 4 和m, which is a comparable size of the current gear reduction units5, and the tooth numbers are 12, 29, 69, and 72 respectively. Therefore the overall reduction ratio is 162:1 from equation (2). Rodgers et al. 7 reported a 12:1 reduction unit using surface micromachining, which is less than order of magnitude for the gear reduction ratio of the planetary gear system. Although the reduction from Rodgers et al. 7 needs to be occupied in approximately 0.093 mm2, the planetary gear system only utilizes an area of approximately 0.076 mm2. Thus, this planetary reduction design can achieve an order of magnitude higher reduction ratio with less space. Since thereduction module is composed of several reduction units, the advantage of using a planetary gear system is self evident in Figure 3.Figure 3 shows the comparison of reduction ratios between the proposed planetary gear mechanism i.e. 162n, and the Sandia gear system 7, i.e. 12n, as a 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 92 页function of the number of units, i.e., n. The ordinate is drawn in log scale so that the orders of magnitude differences between two modules are evident. For example, in a module with five numbers of units, the reduction ratio difference between two is approximately six orders of magnitudes. Furthermore, the planetary gear system can save 8500 m2 in such a five unit reduction system.Conclusion and discussionsThe planetary gear reduction system using surface-micromachining, driven by an on-chip engine, first appears in this paper within the authors knowledge. The single reduction unit can achieve an order of magnitude higher reduction ratio than that of the previous design. However, due to the surface friction, and the backlash, which is inevitable for the gear manufacturing process, the overall reduction ratio may be less than 162:1 in the real situation. Even though some loss might be expected in the real application, the overall reduction ratio should be order of magnitude higher and the space consumption is less than the previous design 7.The authors learned a lot about the surfacemicromachining process during the project grant, and realized that a lot of the design needed to be revisited and corrected. This became prevalent when drawing the cross-sectional views of the design. Since the authors utilized the SUMMit V Advanced design Tools Software package and verified the design rules, the planetary gear layout is ready for fabrication. The authors hope that this planetary reduction unit will continue to be updated by successive researchers.AcknowledgementThe authors would acknowledge that discussions with Prof. Kris Pister, Prof. Arun Majumdar, Ms. Karen Cheung, and Mr. Elliot Hui contributed to this work tremendously.References1. Hori, K., and Sato, A., “Micro-planetary reduction gear” Proc. IEEE 2nd Int. Symp. Micro Machine and Human Sciences, pp. 53- 60 (1991).2. Suzumori, K., Miyagawa, T., Kimura, M., and Hasegawa, Y., “Micro Inspection Robot for 1-in Pipes”, IEEE/ASME Trans. On Mechatronics, Vol. 4., No. 3, pp. 286-292 (1999).3. Takeuchi, H., Nakamura, K., Shimizu, N., and Shibaike, N., “Optimization of Mechanical Interface for a Practical Micro-Reducer”, Proc. IEEE 13th Int. Symp. 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 93 页Micro Electro Mechanical Systems, pp. 170-175 (2000).4. Sandia National Laboratories, “Design Rules Design Rules”, MicroelectronicsDevelopment Laboratory, Version 0.8, (2000)5. Krygowask, T. W., Sniegowask, J. J., Rodgers, M. S., Montague, S., and Allen, J. J., “Infrastructure, Technology and Applications of Micro-Electro-Mechanical Systems (MEMS)”, Sensor Expo 1999 (1999).6. Sniegowski, J. J., Miller, S. L., LaVigne, G. F., Rodgers, M. S., and McWhorter, P. J., “Monolithic Geared-Mechanisms Driven by aPolysilicon Surface-Micromachined On-Chip Electrostatic Microengine”, Solid-State Sensor and Actuator Workshop, pp. 178-182, (1996).7. Rogers, M. S., Sniegowski, S. S., Miller, S., and LaVigne, G. F.,
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