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I摘 要绞车作为煤矿运输的辅助设备，在煤矿的运输中起着举足轻重的作用。本设计的多用变速绞车主要用于采煤工作面液压支架的撤移，调向和搬运，20JHS-还可以在斜井中作提升和下放重物之用。多用变速绞车主要由电动机、联轴器、液力推杆制动器、减速器、及卷筒20JHS-组成。减速器包括圆锥圆柱减速器、行星减速器。锥齿轮为格里森制弧齿锥齿轮。行星减速器采用 2KH 传动形式，中心太阳轮浮动。其结构紧凑、传动比大，均载效果好。另外，本绞车取消了原淮南 JM-28 的整体式结构，这样可以使得铸造以及维修更加方便，大大地缩短了修理的时间，降低了维修的成本。同时，也为了适应绞车结构的需要，增设了一个过桥部件。由于采煤工作面工况复杂多变，有多种需要，因此，本绞车设计为三速，有三种牵引力，采用机械变速，通过确定滑移齿轮的位置来实现。本绞车的设计寿命为 5000 小时，是回柱绞车（蜗轮蜗杆传动）的三倍，整机效率达到 78.9。关键词关键词：绞车；矿山机械；行星传动 图书分类号：密 级：IIAbstractAs an ancillary transporting equipment, winch plays an important role in transportation of coal mine. change speed winch is mainly used in removing, marshalling and hauling 20JHS-hydraulic prop on word face. Besides, it can also used as the equipment to raise and low down heavy load.mainly consists of electric motor, coupling, electro-hydraulic thruster brake, 20JHS-gearbox and drum. While gear boxes include cone-cylinder gear reducer, and planetary gear box. The former is Gleason-make spiral bevel gear, which the latter takes 2k-H transmission pattern. Of this structure, the center gear floats to achieve the goal of averaging load. This has many advantages compact structure, big speed ratio and good effect of averaging load. Besides, this winch uses box divided style to instead the integral structure of JM-28 in Huainan, which can ease the costing and maintenance. It can shorten the time of maintenance greatly, hence, it can low the cost of maintenance. At the same time, in order to meet the demand of the winchs structure, an idle gear equipment is attached to it. According to different circumstance of work face, the winch is designed to have three speeds and three haulage force. It takes the way of mechanical speed governing and it is achieved by settle different position of slide gear. slow speed winch is designed to have the life of 5000 hours, which is equal to 3 20JHS-times of prop recovery winch s life ( worm gear counter transmission).Besides , the efficiency of whole machine is up to 78.9%.Keywords winch mining mechanical planetary train I目 录1 绪论.11.1 简介.11.1.1 绞车概述.11.1.2 绞车功能与结构.11.1.3 绞车分类.21.1.4 绞车应用.41.1.5 绞车的特点和性能要求.41.1.6 回柱绞车的现状.51.2 绞车的发展状况.61.2.1 概述.61.2.2. 发展趋势.71.2.3 采取措施.82 总体设计 .102.1 已知条件.102.2 计算传动效率.102.3 电机的选择、传动系统的确定及传动比.102.3.1 选择电机型号.102.3.2 传动系统的确定.112.3.3 各级传动比分配及总传动比.122.3.4 各齿轮模数、齿数（根据传动设计）.132.4 牵引钢丝绳直径的确定、滚筒直径的确定及速度.132.4.1 钢丝绳的选择.132.4.2 计算钢丝绳速度.142.4.3 滚筒参数的确定.152.4.4 确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率.162.5 各轴转速、功率计算.172.6 验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数.173 变速箱设计 .183.1 弧齿锥齿轮传动设计.183.1.1 初步设计.183.1.2 几何尺寸计算.193.1.3 按格里森法校核弧齿锥齿轮强度.203.1.4 锥齿轮受力分析.213.2 换档滑移齿轮副设计.21II3.2.1 初步设计.213.2.2 强度校核计算.233.2.3 几何尺寸计算.243.2.4 齿轮的受力分析.243.3 轴的校核.253.3.1 轴 1 的校核.253.3.2 轴校核.273.3.3 轴的校核.283.4 轴承的校核.313.4.1 校核轴上轴承 a、b.313.4.2 校核轴上的轴承 c、d.343.4.3 轴上轴承 e、f 的校核.353.5 键的校核.363.5.1 轴上键的校核.363.5.2 轴上键的校核.363.5.3 轴上键的校核.37 3.6 变速箱箱体的设计.374 过桥轮系设计及其他 .39 4.1 过桥轮系传动设计 .394.1.1 初步设计.394.1.2 齿面接触疲劳强度校核计算.404.1.3 几何尺寸计算.414.1.4 齿轮受力分析.414.2 过桥轮系轴的校核.424.3 卷筒的校核.434.3.1 卷筒轴上卷筒与大齿圈联结螺栓强度验算.454.4 卷筒轴承的校核 .464.4.1 滚筒上轴承 m、n 的校核.464.5 使用与维护.464.5.1 运输、安装、使用.464.5.2 维护、保养.465 电液制动器 .47 5.1 电液推动钳盘制动器.47结论结论.48致致谢.50III参考文献参考文献.51附录附录.5211 绪 论1.1 简介1.1.1 绞车概述在人类历史上，绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使一个人搬运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框架支撑的滚筒组成，人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动(见图 1-1)。中国人在公元前二千年就设计出用曲拐手柄转动的砂轮今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或儿个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械。图 1-2 所示为一种简易的手动提升绞车;该绞车用手驱动，靠齿轮传动的速比增扭，配有防止卷筒反转的棘轮机构和制动用的带闸。绞车是工业生产过程中一种常用的机械，具有悠久的发展历史和比较成熟的发展设计制造技术，随着绞车技术的不断提高，加工材料的不断改进以及电子控制技术的不断发展，绞车在动力，节能和安全性等方面取得了很大的进步。目前绞车正被广泛地应用于矿山，港口，工厂，建筑和海洋等诸多领域。在矿山采掘和运输场合，绞车作为重要辅助设备被大量而广泛地应用着，例如矿用提升绞车，调度绞车，耙矿绞车和凿井绞车等。提升绞车可用于矿山竖井和斜井中物品和人员的调度具有较大的牵引功率和很好的安全性，是矿山生产中不可缺少的设备之一。绞车的另一个重要用途是港口机械，常见的有集装箱起重机，港口装卸门座起重机，塔式起重机以及轻小型的电葫芦等起重机械，其主要执行机构是各种形式和结构的绞车，对于这种用途的绞车，要求具有较好的调速性能和很高的安全性能。另外，绞车还被应用于各种线缆的存储，制造和运输，例如纺织机械中的用于存放丝线的线盘和电缆制造中用于存放各种直径缆绳的缆盘。这种情况下，绞车不光具有一定的调速能力，而且还能够使不同直径的缆绳排列整齐，从而保证生产的顺利进行，在船用机械甲板机械和海洋开发领域，绞车也具有悠久的使用历史和各种各样的用途。21.1.2 绞车功能与结构 绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载，绞车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳，包含动力及传动装置与控制装置。绞车可以采用多种驱动方式，包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液压马达、气动马达等等。无论采用何种驱动方式，在绞车的驱动部分设计中都应包含以下设计准则:无级均匀变速，调速范围宽广;在有负载情况下，良好的启动特性和低速特性，总效率高;双向旋转，并且容易改变旋转方向维护保养相对容易，对周围工作环境不敏感;制动系统工作可靠;设计紧凑，结构简单，安装布置容易，重量轻;在有负载情况下，能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。对于小型绞车，为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在一起，直接驱动工作装置;对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动部分与绞车工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系，绞车的布置和操纵均很方便。 2.工作装置:在驱动部分作用下，通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖曳或释放缆绳以完成对负载的收放控制，并含有对缆绳的容绳和排缆装置。3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业，包含滑轮组、导向装置以及速度测量、长度距离测量、张力测量等装置部分;绞车可以使用钢丝绳、尼龙缆绳等多种材质缆绳。1.1.3 绞车分类绞车可以采用多种分类方法3 按绞车驱动方式分类，绞车可以分为机械式驱动绞车、电机驱动绞车、气动绞车、液压绞车等几大类。 1.机械式驱动绞车 驱动部件间的固定几何位置关系决定着系统的设计布局，布局的变化少; 传动系体积尺寸大，总重量重; 安装布置复杂，经常需要精密加工的平面和精密的部件定位; 难以实现大范围的无级变速 原动机的位置是不可变的; 在有负载的情况下，难以取得平稳的反转; 通过采用液力偶合器，可以在堵转工况下产生最大扭矩。 2.电机驱动绞车z 在小型和低端绞车产品上采用常规定速电机驱动方法，能实现单速(或双速)和双向旋转功能，系统简单，但不能低速启动和平滑变速;采用可控硅整流(SCR)直流调速方式实现无级变速，发展历史悠久，可在低速段提供短时的额定扭矩(或堵转扭矩)。但是，若无独立冷却系统和专用设计，直流调速力一式不能长时间用于堵转工况;采用交流变频调速方式实现从零到最大速度的无级变速，可以在低速或堵转工况下提供 100%额定扭矩，调速平稳; 设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。 3.气动绞车 需要配置压缩空气站; 气动系统工作压力较低，气动马达外形尺寸较大，气动系统总体重量较重; 对环境条件敏感一在周围环境温度低的地方，可能有潮气凝结在气动管路和部件里; 噪音大一需要噪音消音器。 4.液压绞车 双向实现从零到最人速度的无级变速控制，易于换向; 用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩; 输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动; 系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩; 设计紧凑，布置方便，动力传递系统总重量轻。 易于实现恒速、恒张力控制按绞车应用领域和使用工况分类，绞车分为矿用绞车、建工卷扬机、船用绞车、工4程机械绞车以及特殊用途用绞车等等。按绞车作业形式分类，绞车一般分为滚筒卷扬绞车和线型绞车两大类。滚筒卷扬绞车采用驱动滚筒旋转方一式收放缆绳和拖曳负载，并在滚筒上直接容绳;线型绞车采用夹钳直线拉拔缆绳方式拖曳负载，并在独立配置的滚筒上卷扬容绳。1.1.4 绞车应用绞车广泛应用于工程机械、建筑机械、林业、渔业、矿山机械、船舶运输、海洋石油等多领域，可配套多种类型主机设备。绞车具体配套的部分设备如下:1.汽车起重机主吊、辅吊绞车2.塔式起重机主.吊绞车3.驳船定位绞车、拉索绞车4.钻探船拔桩绞车5.挖泥船悬挂和斗架绞车、抓斗绞车6.通用船舶锚泊绞车、起重绞车、牵引绞车fi917.集装箱船船尾恒张力装料绞车8.码头起重机主起重卷扬机9.海洋石油铺管工作船恒张力移船绞车、张紧器、A/R 绞车、起重吊机的负荷绞车等等10.运输铁道车辆定位卷扬机、索道牵引绞车11.森林及木材加工机械重木起吊卷扬机、木材车、堆材机以下为中国海洋石油领域绞车的典型应用实例:吊机用负荷绞车负荷绞车用于控制起重铺管船主吊机吊钩的稳定，关系海上的作业安全。蓝疆船的负荷绞车采用静液压传动，有双泵双马达和单泵双马达两种匹配方式。液压系统采用丹尼逊金杯系列电比例变量通轴柱塞泵和定量柱塞马达，有手动控制和恒张力控制两种工作模式。在恒张力模式下，可以根据天气、载荷大小等因素自动(或手工)设定恒张力大小，用带有设定拉力的缆绳约束卞吊钩，减小晃动幅度，使其能稳定工作。1.1.5 绞车的特点和性能要求通过对绞车应用场合的探讨和绞车结构的分析，可以得知，在工程应用中绞车绞车会有如下的一些特点：1. 负载时变化绞车用于海洋拖曳，电梯箱的提升，矿山调度等场合时，由于外界环境因素的影响，例如海浪，海流，货物重量等的不断变化，他的负载也在不断变化。这就对绞车的稳定5性造成了很大的干扰。如果不采取有效的控制手段，绞车的收放速度就不可能稳定，有时甚至无法正常工作。2. 驱动力矩范围大这也是绞车的工作环境决定的，其驱动力范围从几公斤到上百吨不等。3. 要求调速方便，高低速运行平稳由于收放工作的需要，现在许多绞车都需要能够方便连续的调整收放速度。在高速运行的时候，不能出现飞车的情况；在低速运行的时候，不能出现爬车的现象，而且要保持一定的输出力矩。4. 对安全可靠性要求较高由于绞车一旦出现事故，就有可能对人的生命或者财产造成很大的伤害，加上绞车的工作环境大多比较恶劣，所以就要求绞车具有较高的可靠性。因此在设计绞车时设计人员因考虑到绞车的最大负载能力，绞车的防爆性，元件的可靠性等因素。5.要求具有较好的可操作性随着对绞车使用要求的不断提高以及自动化技术的发展，绞车的自动化程度也在不断的提高。一些先进的电子控制技术，通讯技术的运用，使得现在的绞车能够具有很好的人机接口和远程通信能力，极大的提高了绞车的操作性能.1.1.6 回柱绞车的现状 我国综合机械化采煤技术正在向高产量，大功率，重型化的趋势发展，但搬运设备却没有得到相应的更新与开发。现在大型液压支架重量已经达到 30 多吨，而液压支架等综采设备在采煤工作面的撤移与运输仍使用回柱绞车等老式设备，其牵引力小，容绳量小，钢丝绳细，不适应综采工作面的工况要求。当前回柱绞车存在的主要问题 ：1.蜗轮副传动是回柱绞车的薄弱环节煤矿绞车 JH2-5,JH-8 ,JHC-14,JH2-14,JM-14 都采用蜗轮副传动，皆因蜗轮副传动比大，但蜗轮副传动效率很低，一般只有 0.40.5，绞车的总传动比更低，工作时过高的温升，井下多尘的工作环境，使蜗轮副磨损加快，使用半年或更短时间，即需要检修或更换，影响生产，因而取消蜗轮副从经济效益方面来说使必要的。本设计采用的锥齿轮、行星传动，提高了传动效率，也在一定程度上提高了绞车的寿命，从经济方面看也是有意义的。2.牵引速度，回绳速度慢随着支护的发展，使用金属摩擦支柱，单体液压支柱后，回柱之前可以部分或全部卸载，回柱只是把他们拉倒或拖进工作面再用，同时，由于搬运设备的需要，很有必要将牵引速度从目前的 57m/min 左右加以提高。同时，为了提高工作效率，还应设置快速回绳机构。本设计的快速回绳速度达到了每分钟 50-90 米，节约了时间，提高了工作6效率，也是可行且有实际意义的。3.牵引力小现在煤矿由于综采机械的大量使用，在工作面搬迁时需要搬运某些大型设备，如液压支架等，而现在使用的绞车牵引力都有些小，因而将牵引力提高到 32 吨是有意义的。4.容绳量小当前的综采工作面长度有逐渐加长的趋势，而现行的绞车容绳量一般都太小，应将容绳量达到 200m 以上。本设计的容绳量达到了 260 米。5.设计寿命短回柱绞车大多采用 1460 小时的设计寿命，这是因为回柱时间短，但由于小绞车已不止用于回柱，还在建筑，铁路等各行业，而且就煤矿的使用来看，也有必要提高设计寿命，增加绞车的平均无故障时间，保证生产的正常进行，经多方比较，决定采用 5000 小时的设计寿命.1.2 绞车的发展状况1.2.1 概述我国的矿用小绞车主要调度绞车和回柱绞车，它经历了仿制，自行设计两个阶段。解放初期使用的矿用小绞车有日本的，苏联的，因此当时生产的矿用小绞车也是测绘仿制日本和苏联的产品。1958 年后这些产品相继被淘汰，并对苏联绞车进行了改进，于1964 年进入自行设计阶段。淮南煤机厂曾设计了摆线齿轮绞车和少齿差传动绞车。徐州矿山设备制造厂也曾设计制造了摆线和行星齿轮传动的绞车，一些厂还设计试制了 25KW的调度绞车，徐州，淮南，锦州矿山机械厂又相继设计试制了功率为 40KW，55KW 的调度绞车。回柱绞车大体上也是经历了仿制和自行设计的两个阶段，八十年代以前一直使用的是仿制老产品，八十年代中期才开始设计新型的回柱绞车，主要针对效率极低的球面蜗轮副，慢速工作和快速回绳的等环节进行根本的改进。矿用小绞车标准方面，1967 年制定了调度绞车部标准。1971 年制定了回柱绞车部标准。1982 年对上述两个标准进行了修订，其标准为 JB965-83，JB1409-83。国外矿用小绞车使用很普遍，生产厂家也很多。苏联，日本，美国，瑞典等国都制造矿用小绞车。国外矿用小绞车的种类和规格的比较多。比如调度绞车牵引力从 100Kg.f 到 3600kg.f动力有电动的液动的和风动的。工作机构有单筒，双筒和摩擦式。传动形式有皮带传动，链式传动，齿轮传动，蜗轮传动，液压传动，行星齿轮传动和摆线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。发展趋势向标准化系列方向发展，向体积小，重量轻，结构紧凑方向发展；向高效，节能，寿命长，低噪音，一机多能通用化，大功率，外形简单，美观，大方方向发展。1.品种7国外矿用小绞车规格比较多，适用不同场合，我国矿用小绞车规格较少，品种多而乱，也较繁杂，没有统一标准。2.型式从工作机构上分，国外有单筒，双筒以及摩擦式三种，我国只有单筒一种形式。从原动力上分国外有电动的，风动的以及液压驱动的，我国只有电动的和少量风动的。3.结构我国及国外的调度绞车大多数采用行星齿轮传动，其传动系统结构简单，使用维修方便。但由于其牵引力较小，特别是上下山的工作情况下很难实现较大设备的搬运工作。还有苏联的产品比我国同等规格的产品要小。例如苏联规定，国家标准规定的调度绞车的轴向尺寸不大于 1m，而我国现有的牵引力 1000kg.f 以上的产品轴向尺寸均远远大于1m 以上。回柱绞车的薄弱环节是球面蜗轮副传动，回柱绞车的主传动均采用了蜗轮副传动，这是因为蜗轮副传动比大，又具有自锁性，故其传动效率极低，一般只有 0.8 左右，回柱绞车的总传动效率更低。回绳速度慢，所有的回柱绞车回绳速度和工作牵引速度相同，不论绞车用于回柱放顶，还是搬运设备，工作效率太低。随着采煤机械化的发展，综采设备的频繁搬迁，又由于回柱绞车搬运，工作时间长占用人工多，因此这类均应设置快速回绳。4.产品性能主要寿命，噪音，可靠性等综合指标与苏联有差距。苏联矿用小绞车使用寿命规定在 5 年以上，而我国目前不具备测试手段寿命无法考核，但从对客户的访问中得知，寿命达不到 5 年，噪音也稍大。5.三化水平虽然我国矿用小绞车参数系列水平优于国外，但在标准化和通用化方面远不如发达采煤机械制造的国家。苏联把调度绞车运输绞车等统一为一个标准中，主机相同，只是制造和操作部分有所不同，而我国即使是同一规格产品，不同厂家生产的其结构各不相同，零件无通用之处，给使用和选型带来不便，比如牵引力 14000kg.f 这一档回柱绞车就有四种型号。JHC-14 型一级减速为蜗轮副传动，二级为行星齿轮传动（少齿差传动）.JH2-14 型二级减速蜗轮副传动，一级和三级减速为圆柱齿轮传动。JM-14 型是在一级蜗轮副减速后，其二三级减速都为圆柱齿轮传动，JH-14 型是在一级蜗轮副减速之后，其二级减速为直齿圆柱齿轮传动，也是传动系统最简单的一种。6.技术经济指标我国矿用小绞车的技术经济指标与国外特别是苏联对比还有一定差距，由此可见苏联产品的单位重量的牵引力和单位体积牵引力两项技术经济指标都高于我国的产品。1.2.2. 发展趋势纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点。81.向标准化系列方向发展。苏联，日本，美国，德国，英国已用矿用小绞车国家标准。并且这些国家的各制造公司有自己的产品系列型谱。在这些国家标准和系列型谱中，对绞车的性能，参数做了明确的规定，并强力推行和实施，给设计和制造，使用维护带来了极大的方便。2.向体积小，重量轻，结构紧凑方向发展。由于煤矿井下狭窄的工作环境要求绞车体积小，重量轻，各国都在力求将绞车的原动力，传动装置，工作滚筒，制动操作等部分及底座等主要部件综合在一个系统中加以统筹布局，充分利用空间提高紧凑程度，做好外形封闭。为此有的将传动部分置于滚筒内部，有的紧贴滚筒端部，有的将电机埋入滚筒内部，有的将底座支架减速器铸造为一体。3.向高效节能方向发展。世界工业发达的国家如苏联，日本在绞车各种参数的设置上进行优化设计，选取最佳参数，最大限速提高产品性能。在传动机构上尽量采用较先进的传动型式，并采用合理的制造精度，以提高生产效率。在产品节能方面各国各公司都很重视，苏联和日本在绞车设计方面为节省电耗，对电机功率在全方面分析绞车的实际工作情况的基础上确定。使电机的功率保证绞车的功能（牵引力，牵引速度）等，有能使电机功率得以充分利用。4.向寿命长，低噪音方向发展。寿命和噪音是衡量产品的综合性能指标，是产品质量的综合反应。寿命长经济效益才能高；噪音低有利于工人身心健康。苏联规定调度绞车使用为 5 年以上，保修期为两年，规定工作噪音不得超过环保卫士部的规定。并将寿命和噪音值纳入产品标准中，西德绞车的噪音较低，为提高产品寿命和降低噪音，有的提高齿轮的制造精度，有的采用稀油润滑，从而提高了产品的整机性能。5.向一机多功能，通用化方向发展，矿用小绞车在使用过程中不仅做调度用，而且还做运输及其他辅助工作。使用范围扩大，要求绞车有比较强的适应能力。把调度，运输，辅助绞车归纳为一个标准。三种绞车结构相近，大同小异。即主机相近而制动操作部分则根据各自的使用条件有所区别。有的国家已经打破了行业界限，把各行业的卷扬机设备统归为卷扬机类。这样便于生产使用和维护。便于提高产品质量和社会经济效益。随着管理水平的提高，产品通用化程度也必然的不断提高，这是今后产品发展的必然趋势。6.向大功率方向发展。随着生产的发展，原来的产品越来越不能满足用户的要求。长期的生产实践的成功经验表明，调度绞车除调度矿产外，也用于搬运设备，其牵引力又显得小一点，又如回柱绞车除用于回柱放顶外，有时也用于搬运综采及各类机电设备，运距一般较长，牵引和回绳速度更慢，因此解决上述问题的同时要加大绞车的功率，满足用户的要求。7.向外形简单，平滑，美观，大方方向发展。由于各国力求使产品的结构紧凑，体积小，重量轻，大都采用了机电合一的综合机构。外表只能看到滚筒和制动操纵部分。整个绞车近似一个圆形，显得线条简单外形平滑，为了争夺市场，各国绞车在外形上巧妙9的构思，使得产品造型美观，操作者感到舒适。1.2.3 采取措施1. 采用国外先进技术，国家标准，制定出我国的矿用小绞车型式和参数系类标准和国家标准，把我国矿用小绞车的标准水平提高一步，进而进行产品的更新改造和提高产品性能，争取在较短的时间内达到先进国家的水平。2. 完善测试手段.我国产品水平提高得慢的一个重要原因是不具备检测手段，很多项目及整机性能无法测定，心中无数。设计凭经验及类比法，因此在提高产品质量上有时陷入盲目性。在完善测试手段过程中，当前应重点放在产品性能检测，如寿命，噪音，效率，可靠性等。3. 技术引进与产品更新换代相结合。更新换代光靠自己搞科研攻关，不仅力量不足，速度太慢，可先购买国外样机，经过使用后再考虑技术引进问题。4.组织专业化生产，按照标准对产品的要求，组织专业化生产，以提高质量和生产效率。10 2 总体设计2.1 已知条件1、平均拉力： 200000 N2、最大牵引力：T=320KN3、卷筒最小直径:380mm4、牵引速度：慢速 8-10m/min;快速 60-85m/min2.2 计算传动效率1、各传动的效率：根据机械设计手册查得：离合器的效率995. 01滚动轴承效率99. 02锥齿轮效率98. 03齿轮联轴器99. 04闭式圆柱齿轮效率98. 05开式圆柱齿轮效率97. 06搅油效率990. 07行星传动990. 08卷筒钢丝绳缠绕效率96. 092、 计算传动总效率789. 098. 099. 099. 096. 099. 099. 098. 099. 0995. 02898726543821总2.3 电机的选择、传动系统的确定及传动比2.3.1 选择电机型号1.电动机额定功率合理地确定电动机的功率，即可以充分发挥电动机的能力，又可以节约电能。为此需要研究回柱放顶作业过程的负载特性，明确电动机的工作制度。钢绳拴在支柱上，电动机启动后带动钢绳，此时钢丝为松弛状态，经一段空载运行后拉力值将直线上升（此时钢丝绳已被拉紧） ，已致达到将在顶板压力作用下的支柱撤下来11的最大值，此时电动机可能出现瞬时过载，随后拖动支柱一段距离，电动机停车，一个回柱循环至此结束，有回柱工做些必要的辅助工作后，开始下一个循环，如此反复。可以看出电动机属于带启动的断续周期性的工作方式。每一个工作周期，包括一段启动时间，一段极短的超负载运转时间以及一段停车断电时间。观其运行特性，可以认为是断续周期性负载。但根据井下工作特点，为扩大其使用范围，此处并不按断续周期性工作方式选择电动机，而是按连续工作制选取。电动机功率按最大的瞬时负载计算，在按此计算值求得电动机的额定容量。电动机瞬时过载容量表示电动机处于发热状态中，并能在极短的时间内保证瞬时过载功率而不致破坏其运转的正常条件。这一功率决定于电动机的特性及其机械强度。根据鼠笼型电动机的机械特性曲线达到这一瞬间过载时，电动机转矩达到临界值，而这一过载不降低当超过临界转差率时，则电动机转矩急剧下降，以致造成电动机闷车（1）计算卷筒上的功率： 式kwvTNj72.5060/51. 932060min1max1（2.1）（2）计算电机轴上的功率： /50.72/0.78964.28jjNNKw总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：YB280S-6功率：45kw效率：92转速：min980r重量：620kg8 . 10 . 2额定扭矩堵转扭矩额定扭矩最大扭矩 6.5:1010 610 83028065 14064.281.432.045jemmHHmmmmNN堵转电流额定电流电机外形尺寸（长宽高）电机中心高：电机轴直径长度：过载系数：合适。注：由于电机为短时工作，可以充分利用它的过载能力，以减少电机的容量，降低12机器的成本和尺寸。因此选择 YB280S-6 型电机即可。2.3.2 传动系统的确定JHS-20 型三速多用绞车传动系统如图 2-1 所示。其传动路线：防爆电机离合器锥齿轮传动滑移齿轮传动行星轮系过桥轮系卷筒。abceg.himn图 2-1 三速多用绞车传动系统图2.3.3 各级传动比分配及总传动比各级传动比分配及总传动比(1)慢速时滚筒转速 nmin79. 4600910001000rDv i 总 16 .20479. 4980 nn电(2)快速时滚筒转速 nmin73.376007310001000rDv 3总i0 .2673.37980 nn电传动比分配如下: :锥齿轮传动：9 . 215441i13圆柱齿轮传动：2602.8621210.36260i（慢速）（快速）行星传动：6 . 7149413i过桥轮传动：24. 321684i2.3.4 各齿轮模数、齿数（根据传动设计）锥齿轮啮合副：m=6.4 151z442z换档齿轮副： m=7 213z603z 605z215z行星传动： m=8 146z397z948z过桥轮系： m=14 219z2310z6811z放绳轮系： m=7 5012z1413z1814z2.4 牵引钢丝绳直径的确定、滚筒直径的确定及速度2.4.1 钢丝绳的选择钢绳在使用过程中，其机械强度降低的因素主要有磨损，锈蚀，疲劳，断丝及咬伤。但是对于不同的绞车，由于其工作特点及使用条件不同。促使其机械强度降低的因素也不尽相同。一般情况，由于钢绳在滚筒上缠绕，钢绳中产生弯曲和扭转应力，在其反复作用下，钢丝绳会出现疲劳。反复弯曲的次数越多，疲劳破坏越迅速。回柱绞车与其他钢绳缠绕式机械有所不同，在回柱过程中钢绳不需要连续不断地缠绕，钢绳放出后就相当于一个均质的弹性杆，由它传递拉力。因此可以认为上述疲劳断丝不是回柱钢丝绳破坏的主要因素。使用在工作面的回柱绞车，因湿度大，易锈蚀，在回柱过程中钢绳经常与底板，煤摩擦，因此锈蚀与磨损相伴发生，而且磨损在锈蚀作用下发展加剧。锈蚀和磨损是回柱钢绳报废的主要原因。当然，对于多层缠绕咬绳是不可避免的。因此咬绳对钢绳寿命的影响也不容忽视。明确了回柱钢绳破坏的主要因素，就可以选择钢绳的型式。在井筒淋水大,淋水酸碱度高,以及在回风巷中,由于腐蚀严重应选用镀锌钢丝绳;在磨损严重的条件下使用的钢丝绳,如斜井提升时,应选用外层钢丝较粗的三角股钢丝绳;14当弯曲疲劳为主要损坏原因时,应选用线接触式顺捻绳和三角股绳;同向捻钢丝绳因较柔软、表面光滑、耐疲劳性能好、寿命长,主要用于立井及斜井箕斗提升中;斜巷串车提升,减少松绳打结,一般应选用不易松散的交互捻钢丝绳;当钢丝绳在绞车滚筒上做右螺旋缠绕时,则应选用右捻绳;反之,则用左捻绳;多绳摩擦提升机采用左右捻各半;用于温度高或有明火的地方,如矸石山等,应选用金属绳芯钢丝绳。回柱绞车选择619 型，该型钢绳属于点接触式，它的特点是质地柔软，耐磨，适合于干工作面工作。由于是点接触，绳股中钢绳的接触应力较大，所以耐疲劳性能差。但是，回柱钢绳疲劳不是降低机械强度的主要因素。由此看出，这种型式的钢绳是合适的。为了确定钢绳的直径，首先要研究回柱钢绳的许用安全系数。合理的选择钢绳的安全系数是设计工作中的一项主要工作。提高钢绳的安全系数能延长钢绳的使用寿命。但是钢绳安全系数过大，则钢绳直径就相应变粗，导致机械体积大而且笨重。这既不符合经济原则，又给绞车整体井下搬运带来不便。因此，在确保安全可靠性的前提下，尽可能减小安全系数.11027424.56 1924.51870GBf-根据，初选钢丝绳直径为型号：绳 1.3n14. 2320687TSn 下下下下下下下下下下85. 0,95.583687*85. 0S下下下下下下下下下下6871870MPa:下下下下下下下下下下rmaxPrP定取拉力影响系数式中整条钢丝绳破断拉力总和KNSKNS2.4.2 计算钢丝绳速度因为钢绳在绞车卷筒上为多层缠绕，钢丝绳的并不是恒定不变的，而是随着缠绕层数的增加而增大。为了与钢丝绳拉力相适应，应以最外层速度作为绞车钢绳的名义速度0.14 米/秒。钢绳速度是影响回柱放顶作业生产率的主要因素之一，回柱放顶作业时间长，则影响正规循环，延缓回柱放顶时间，顶板压力大，给回柱绞车增加困难。但是，回柱生产率不仅仅决定于钢绳速度。因为，在回柱放顶作业过程中，大量是辅助作业时间。因此，回柱放顶作业的组织工作与操作熟练程度等同样起着重要的作用。另外，当拉力达到最大值的瞬间，如果绳速过大，必然产生较大的动力载荷。其结果是支柱破损率增大，并且由此引起包括绳速在内的机件的摔坏15（1） 慢速 ：最小速度) 1 式min/51. 91063214. 36 .2049801033min1minmDinv总电（2.2） 式min/70.14106 .97714. 36 .20498010)233max1maxmDinv总电最大速度（2.3） 式min/11.122/70.1451. 92/3maxmin1mvvvcp）平均速度（2.4）（2）快速：最小速度) 1 式min/8 .741063214. 30 .269801033min3min3mDinv总电（2.5） 式min/7 .115106 .97714. 30 .2698010)233max3max3mDinv总电最大速度（2.6）min/3 .952/7 .1158 .742/)3max3min33mvvvcp平均速度162.4.3 滚筒参数的确定000001.140974/16 20(16 20)(16 20) 32512 640600/600/3218.75,JBDdDdmmDmmDdDmmdmmA根据规定取则式中 滚筒的最小外径 钢丝绳直径2.确定滚筒宽度 B 95. 070795. 0322121111kkmmkZdBZ数。取钢丝绳排列不均匀系式中则：初选每层缠绕圈数取 B=800mm3.初定钢丝绳缠绕层数 n 74.验算滚筒容绳量 L21790. 0222603725 .37190321732600217143210Znkkmm.)(.)dk(ndnZDL，所以取。所以，满足容绳量要求。取系数，钢丝绳每层厚度降低式中5、确定滚筒各直径 max0minmin)263232600) 1DmmdDDD滚筒最大缠绕直径缠绕直径钢丝绳在滚筒上的最小 mmdkndDD6 .97790. 03217232600) 1(220maxmmDDDDcpcp8 .8042/ )6326 .977(2/ )()3minmax滚筒平均缠绕直径17mmDmmdDDD10806 .10732325 . 16 .97725 . 1)4max取滚筒结构外径外外外2.4.4 确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率（1）卷筒上的拉力1）慢速：层上的拉力：根据等功率原则，最外 KNvvTT0 .20770.1451. 9320max1min1max1min1KNTTTcp5 .2632/0 .2073202/max1min112）高速： KNTTTKNvvTTKNvvTTcp49.332/30.2668.402/30.267 .1158 .7468.4068.408 .7451. 9320max3min33max3min3max3min3min3min1max1max32.5 各轴转速、功率计算 轴: n=980r/min p=Nj=64.28 0.995=63.9586kw1 T=9550 p/n=955063.9586/980=623.27 Nm轴： n= n/ =980/2.9=337.93 r/min1i p= p=63.95860.990.98=62.05 kw23 T=9550 p/ n=955062.05/337.93=1753.6 Nm 轴：（慢速） n= n/=337.93/2.86=118.16 r/min2i p= p=62.050.980.99=60.2kw25 T=9550 p/ n=955060.2/118.16=4865.6 Nm轴（行星架轴）n= n/=118.16/7.6=15.55 r/min3i p= p=60.20.990.990.99=58.41kw248 T=9550 p/ n=955058.41/15.55=35873.6 Nm2.6 验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数18（1）电机在闷车时，钢丝绳的拉力因慢速时钢丝绳的拉力较快速时大，故仅需要慢速时的安全系数. NvNTen45697260/51. 9789. 0450 . 21021060/10210minmax总 NTTTNvNTcpe5 .3763022/ )295633456972(2/29563360/70.14789. 0450 . 21021060/10210minmaxmaxmin总（2）电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数3 . 131. 14569726583950max1rprnTSn193 变速箱设计3.1 弧齿锥齿轮传动设计弧齿锥齿轮是具有曲线倾斜齿的锥齿轮，其轮齿接触是从一端到另一端逐渐开始而且连续平稳地进行。因而比直齿锥齿轮和零度齿锥齿轮传递运动平稳，在高速时能特别明显地减少噪声和震动。3.1.1 初步设计（1）选择齿轮材料： 小齿轮齿面硬度 4555HRC 大齿轮齿面硬度 4045HRC（2）按齿面接触疲劳强度设计计算： 小轮分度圆直径： 式)(lim3211mmHuKKTZeZdHAb（3.1） 选取小轮齿数 = 151Z则大轮齿数 圆整为 445 .43159 . 212 iZZ齿数比 93. 215/44/12ZZu传动比误差 合适01. 09 . 2/ )9 . 293. 2(/uue锥齿轮类型几何系数 e=950变位后强度影响系数bZ 1（选择零传动，x1+x2=0）bZ齿宽比系数Z 1.683Z小齿轮转矩（N.M）1T =623.27 N.M1T使用系数AK 1AK齿向载荷分布系数HK 小轮悬臂，大轮跨装 1.3HK试验齿轮接触疲劳极限limH 1130 limHMPa由以上可得： mmd96113093. 23 . 1127.623683. 11950321齿轮模数 m=/=96/15=6.41d1Z变位系数的确定：x高变位系数 20切向变位系数tx查表选取 10. 01tx10. 02tx 35. 0)93. 2/11 (39. 0)/11 (39. 0221ux35. 012xx齿宽中点螺旋角（等顶隙收缩齿）：35m轴交角： 903.1.2 几何尺寸计算小轮分锥角： 82.18)90cos15/4490sinarctan()cos/sinarctan(121ZZ大轮分锥角： 18.7182.189012分度圆直径：小轮：mmmZd96154 . 611 大轮：mmmZd6 .281444 . 622锥矩 R： mmddR75.15682.18sin2/96sin2/sin2/2211齿宽系数： R5 . 31/RbR齿宽 b: 取 和 b=10m 中小者bRR mmRbR786.4475.1565 . 31 b=10m=mm644 . 610齿顶高： 小轮： ah68. 74 . 6)35. 085. 0()(11mxhhaa 大轮： 2 . 34 . 6)35. 085. 0()(22mxhhaa （ ）85. 0ah188. 0c齿高 h ： 08.124 . 6)188. 085. 02()2(mchha齿根高： 小轮： fhmmhhhaf4 . 468. 708.1211 大轮：mmhhhaf88. 82 . 308.1222齿顶圆直径：ad小轮： 5 .11082.18cos68. 7296cos21111aahdd 大轮： 66.28318.71cos2 . 326 .281cos22222aahdd齿根角： 小轮： f608. 175.156/4 . 4arctan/arctan11Rhff 大轮：24. 375.156/88.48arctan/arctan22Rhff齿顶角： 小轮：a24. 321fa 大轮： 608. 112fa顶锥角： 小轮： a06.2224. 382.18111aa 大轮： 788.72608. 118.71222aa根锥角： 小轮： f212.17608. 182.18111ff 大轮： 94.6724. 318.71222ff21弧齿厚 s： 小轮： 式mmxxmSt62.12)10. 035cos20tan35. 022(4 . 6)costan22(111（3.2） 大轮： mmSmS49. 762.124 . 6123.1.3 按格里森法校核弧齿锥齿轮强度（1） 弯曲强度校核公式： 式limlim()FNTFFFFAVFtYSSYFtK K Kbm J（3.3）式中 Ft齿轮大端切向力 NdTFt1298496/27.6232000/200011弯曲疲劳极限limF 查表得 206.89 MPalimFYx尺寸系数 7084. 0)(25.4/6.12Yx-0.25寿命系数NTY 由图得： 1NTYJ弯曲几何系数 根据 21ZZ 、 查图得 240. 01J238. 02J齿根应力F由于两齿轮得弯曲几何系数相近，两齿轮的齿根应力也相近，可取，则：21FF MPaF76.217)24. 04 . 6786.4412984(71. 013 . 125. 1计算弯曲强度安全系数933. 0176.217189.206limYYSFNTFF式中 温度系数，取 1YY数弯曲强度最小安全系limFS 查表得 0.9limFS所以 limFFSS即 齿轮弯曲疲劳强度校核通过。（2） 按弯曲强度校核公式22 式limlim211max3000HHWNTHHRXHVAEHSZZZSIbdTZZKKKZ（3.4） 式中 I齿面接触疲劳强度几何系数；I=0.121弹性系数；EZMPaZE81.189；1尺寸系数xZxZ；1.0表面状态系数RZRZ工作硬化系数；1WZWZ温度系数；1ZZ接触强度最小安全系数；1.0limHSlimHS接触疲劳极限；1724 MPalimHlimH则 MPaH7 .1309121. 06 .91443 .4363000113 . 1125. 18 .1892min3 . 111309111724limSHZTZSHZWNHH所以接触疲劳强度通过。3.1.4 锥齿轮受力分析(1)中点分度圆切向力： 式1112000dmTFt（3.5）式中 小轮齿宽中点分度圆直径1dm 48. 5)142375.445 . 01 (4 . 6)5 . 01 (Rmmm 3 .821548. 511Zmdmm 切向力 NFt3 .151463 .8227.62320001径向力 NmmFFntr5 .2948)82.18sin35sin82.18cos20(tan35cos3 .15146)sinsincos(tancos1111轴向力 NmmFFntx2 .12208)82.18cos35sin82.18sin20(tan35cos3 .15146)cossinsin(tancos1111所以大锥齿轮受力为： 切向力 NFFtt3 .151461223 径向力 NFFxr2 .1220811轴向力 NFFrx5 .2948123.2 换档滑移齿轮副设计 基本参数：慢速： i=2.86 211Z601Z 快速： i=0.362 360Z 213Z 输入转矩：mNT6 .1753 转速： min/93.337rn 3.2.1 初步设计（1）选择齿轮材料： 小齿轮选用表面淬火45 大齿轮选用表面淬火45（2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算： 确定齿轮精度等级： 31130.02/0.02 337.93 43.88/337.933.42/VtnP nm s 查表 公差组 8 级 齿轮模数 m 由下式计算： 式(3.6)32112FsFdYYYZKTm齿宽系数：取0.3dd小轮齿数：取21 1Z1Z则大轮齿数 ：602186. 212 iZZ齿数比：u=60/21=2.857传定比误差： 合适%1 . 086. 2/86. 2857. 2u载荷系数 K:由式得KKKKKVA使用系数:查表得1AKAK动载荷系数:查图得VK18. 1VtK齿向载荷分布系数：查图得1.22KK齿间载荷分布系数：由式及0 得K 12111.883.2cos111.883.2() cos021601.67ZZ（）查表并插值： 1.3 1.081.08(1.67 1.5)1.8 1.51.2K则载荷系数得初值为：2472. 118. 1122. 12 . 1Kt齿形系数： FY 小轮 9 . 21FY 大轮 28. 22FY应力修正系数:SY 小轮 53. 11SY 大轮 73. 12SY重合度系数： 0.250.75/0.250.75/1.670.70Y许用弯曲应力： FFXNFFSYY/lim弯曲疲劳极限， 得 limF21lim/650mmNF 22lim/600mmNF应力循环次数得 186060 337.93 1 50001.01 10hNnjL 2187/1.01 10 /2.683.55 10NNu弯曲寿命系数: NY121NNYY尺寸系数： Yx1Yx安全系数：FS 1lim111/650 1 1/1.3500FFNFY YxSMPa 2lim222/600 1 1/1.3461.5FFNFY YxSMPa 所以 1113/2.9 1.53/5008.8 10FSFYY 2223/2.28 1.73/461.58.55 10FSFYY所以得 33322 1.70 1753.6 108.8 100.700.3 216.52m取 m=7253.2.2 强度校核计算校核公式 式12121HEHHKTuZ Z Zbdu（3.7）式中 弹性系数， EZEZMPa8 .189节点影响系数， （）HZ，0021 xx 2.5HZ重合度系数： 0.90ZZ，许用接触应力： 1limH2limH 1700N/ 1limH2mm 1550N/2limH2mm接触强度寿命系数，NZ121NNZZ硬化系数，1WZWZ接触强度安全系数,按一般可靠度得：1HSHS则 121700 1 1/11700/HN mm 221550 1 1/11550/HN mm 所以 61212 2.16 1.75 102.857 1189.8 2.5 0.9030 1472.8571694HHMPa1H 62212 2.16 1.75 102.857 1189.8 2.5 0.9030 4202.857593HHMPa2H所以 接触疲劳强度通过。 由于中速及快速传动两齿轮副各系数与此类似，又因，所以，强速校核定能1dd 通过。在此不再一一列出。3.2.3 几何尺寸计算 见表 3.1 几何尺寸的计算 3.2.4 齿轮受力分析由于慢速时受力最大，所以仅分析慢速时齿轮受力即可。（1）圆周力131115 .23809147/1017502/2ttFNdTF（2）径向力111866520tan23809tanrtrFNFF26（3）法向力1115 .2533720cos/5 .23809cos/ntnFFF表 3-1 几何尺寸计算名称代号及公式602111ZZ334822ZZ216033ZZ分度圆 直径mZd 42060714721711dd23133733648722dd14721742060733dd齿顶高*mhaha 71711 haha722 haha733 haha齿根高)(*chamhf75. 8)25. 01 (711ffhh75. 822ffhh75. 833ffhh齿全高fahhh75.1575. 8711 hh75.1522 hh75.1533 hh齿顶圆直径aahdd2434724201617214711aadd245722313507233622aadd161721474347242033aadd齿根圆直径ffhdd25 .2135 .31822ffdd5 .1295 .40233ffdd公法线跨齿数5 . 0180Zk75 . 0201806035 . 0201802111kk4622kk3722kk27公法线长度9521. 2mwkZk014. 0)5 . 0(2 .140719.5321kkww56.7535.11822kkww719.532 .14033kkww3.3 轴的校核 3.3.1 轴 1 的校核313:dA8-34820CrMnTi112 9764.28 0.99563.958698063.9586112 9798045.1 39.1jNdAnmmANNNkwnnrpmdmm按扭转强度初定轴的直径由表上式中 轴径（） 与材料有关的系数，由表，按；查得：； 轴所传递的功率； 轴的工作转速，；（）考虑到轴上有键槽，与该轴相连的电机轴的直径，以及轴上有锥齿轮等结构70dmm的要求，取。(1)求轴的载荷1)支反力：水平面： 0FNFRRtHBHA3 .151461 0BM0312LFLRtHA 13215146.3 451255452.668tHAF LRLN 115146.35452.66820599HBtHARFRN垂直面： 0FNFRRrVBVA5 .2948128 0BM021312dmFLFLRxrVA NRVA48.295 NRFRVArVB95 .29575 .294812)从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B 截面为危险截面。B 截面处的、及数值如下：HMVMMTMca水平面： mmNMH5 .681583垂直面： mmNMV 324685合成弯矩： 22VHMMM mmN 8 .754967)324685()5 .681583(22扭矩： mmNmNT51023. 627.623当量弯矩： 22)( TMMca mmN 6 .842438)1023. 66 . 0()8 .754967(52(2)校核轴的强度：轴的材料为 40Cr，调质处理。由表查得：2/750mmNB则 2/755 .671 . 009. 0mmNB轴的计算应力为 23/56.24701 . 06 .842438mmNWMcaca所以，该轴强度满足要求。3.3.2 轴校核轴的初步计算：按扭转强度初定轴的直径：查得： 式（3.8）3nNAd12350.72 0.995 0.99 0.98048.96337.93112 9740 rjNNkwnrpmAC ，按查得。 mmd94.5082.5893.33796.48971123考虑到键槽的影响及轴的受力情况，考虑花键的标准规格，取轴的基本直径 d=80mm求轴的载荷：(1)支反力：水平面： 0FNFRRtHBHA3 .151461 ， 0AM03901405021HBttRFF29 05001405 .23809503 .15146HBR NRHB515203 NRHA17.3511垂直面： 0F021VBrrVARFFR 0M0390140250211VBrmaRFdFFr0390140866523 .827 .2948502 .12208VBRNRVB7 .962 NRVA9 .4505(2)从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，截面为危险截面。截面处的、及数值如下：HMVMMTMca水平面： mmNMH8 .1854730 合成弯矩： 式（3.9）22VHMMM 22(1854730.8)(346572)1886832.926N mm扭矩： mmNmNT61075. 16 .1753当量弯矩： 22)( TMMca 26(1886832.926)(0.6 1.75 10 )2159316.357N mm(3)校核轴的强度：轴的材料为 40Cr，调质处理。由表查得：2/750mmNB则 20.09 0.167.5 75/BN mm取 2/70mmN轴的计算应力为： 322159314.3570.1 8042.17/caMcaWN mm所以，该轴强度满足要求。3.3.3 轴的校核轴的初步计算：按扭转强度初定轴的直径：mmdmmd951123 .896 .1182 .60971123取：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。30垂直面：mmNMV 346572（1）求轴的载荷：1）支反力水平面： ： 0F021tHBtHAFRFR， 0AM005451658021HBttRFF 05451655 .238098077023HBR NRHB5 .18514 NRHA7172831 T1RvARHARVBRHBFtFr1Fx1RHARHBFt681583.5N.mmMHRVARVBM=FX1xdm1/2MV324685N.mm441166.6N.mm754967.8N.mm842438.6N.mm623000N.mmMca图 3-1 轴的校核图 32 McaMVM=FX1xdm1/2RVBRVAMH175558.5N.mmFtRHBRHAFr1FtRHBRVBRHARvAFa1Fr2Ft21854730.08N.mmFr1Fr2225295N.mm346625N.mm346572N.mm1886832.9N.mm1750000N.mm2159314.357N.mm图 3-2 轴的校核 垂直面： 0F021VBrVArRFRF 0AM05451658021VBrrRFFNRVB6748 NRVA1268933NRVB7 .962 NRVA9 .4505(2)从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B 截面为危险截面。B 截面处的、及数值如下：HMVMMTMca水平面： mmNMH6100 . 7垂直面： mmNMV61056. 2合成弯矩： 22VHMMM 62626(7.0 10 )(2.56 10 )7.45 10 N mm扭矩： mmNT 4865600当量弯矩： 22)( TMMca 6266(7.45 10 )(0.6 4.86 10 )8.0 10 N mm（3） 校核轴的强度：轴的材料为 40CrNi，调质处理。由表查得： 2/95mmN轴的计算应力为： 6328.0 100.1 9582.3/caMcaWN mm所以，该轴强度满足要求。3.4 轴承的校核见图 3.3 轴承的校核3.4.1 校核轴上轴承 a、b348000000N.mm4845.6N.mm7450000N.mm2560000N.mm2200000N.mmFr2Fr17000000N.mmFt2Fr2RvARHARVBRHBFtRHARHBFt6200000N.mmMHRVARVBMVMcaBFt2 图 3-3 轴承的校核 352S2FaFrFtS1112542图 3-4 轴承 a,b 的受力图轴承型号：7314E 额定动载荷：Cr=208kN r=1.7 e=0.35（1） 计算轴承支反力：水平支反力：=20599N =-5452.668NHR1HR2垂直支反力：=-9N =2957.5NVR1VR2合成支反力：NRRRVH20599)9(205992221211 NRRRVH62025 .295754522222222（2）轴承的派生轴向力： NYRS60587 . 1*220599*211 NYRS18247 . 1*26202*222（3）轴承所受轴向载荷： 因 1214032182412208SNSKa 所以 NSKAa1403218241220821 NSA182422（4）轴承的当量动载荷：（1） 因 35. 01205991403211eRA 查表得： ，4 . 01x6 . 11 YY 则： 11 11 10.4 20599 1.6 1403230690rPx RY AN（2）因 35. 0681. 020599/14032/22eRA 得： ，4 . 01x6 . 11 YY得： NAYRxPr62026202122222（5）验算轴承寿命：36 因，故应按计算。由表查得：21rrPP 1rP1, 2 . 1ftfp则 hhPfcfnLhrprr5000120592)306902 . 12080001(9806010)(6010310616轴承校核通过。3.4.2 校核轴上的轴承 c、d轴承型号：7314E，额定动载荷：KNCr208E=0.35,Y=1.7（1)计算轴承支反力：水平支反力： ，NRH35111NRH51522垂直支反力： ，NRV45051NRV7 .96222S2FrFtFaFrFtS1图 3-5 轴承 c,d 的受力图合成支反力： NRRRVH5711)4505()3511(2221211 NRRRVH5234)7 .926()5152(2222221（2）轴承的派生轴向力： NYRS1680)7 . 12/(5717)2/(11 NYRS1539)7 . 12/(5234)2/(22（3）轴承所受轴向载荷：因 125 .432515395 .2948SNSKa所以 NSKaA7 .357121 NSA153922（4）轴承的当量轴向载荷：（1）因 35. 075. 05711/5 .4325/11eRA 查表得 6 . 1, 4 . 011Yx所以， 111110.4 5711 1.6 4325.59205rPx RY AN37（2）因 22/1539/52340.290.35ARe 查表得 0, 122Yx所以， 222221 52345234rPx RY AN （5）轴承寿命验算：因，故应按计算。由表查得：21rrPP 1rP1, 2 . 1ftfp则 61106310()60101 208000()60 337.930 1.2 9205988325000rrprf cLhnf Phh轴承校核通过。3.4.3 轴上轴承 e、f 的校核轴承 e,型号：23219C(GB/T288-94),Cr=330KN轴承 f,型号：23122C(GB/T288-94),Cr=332KNfe图 3-6 轴承 e,f 的受力图（1)径向当量载荷为： NRFre72894)12689()71782(221 NRFrf9 .19705)6748()5 .18514(222（2）轴承寿命验算： 式)(60106FreCnLh （3.10） 106310330000()60 118.1672894136255000Lhehh381063610332000()60 118.16 19705.91.32 105000Lhfhh所以，轴承 e,f 均满足使用要求。3.5 键的校核3.5.1 轴上键的校核 式 PPdklT2（3.11）式中 T传递扭矩， mNT27.6231 d轴径， mmd55 键与轮毂的接触高度， kmmhk52102 键的工作长度， lmmbLl68229032 623 1055 5 6866PMPa 许用应力查表得： P MPaP120所以，键的校核通过。P P3.5.2 轴上键的校核 式 PPdklT2（3.12）式中 T传递扭矩， mNT6 .1753 d轴径， mmd76 键与轮毂的接触高度， kmmhk72142 键的工作长度， lmml5532 1753.6 1055 7 76118PMPa 许用应力查表得 P MPaP120所以，键的校核通过。P P导向平键的校核：与普通平键一样，只需校核工作面挤压强度 式 PPdklT2（3.13）式中 d轴径， mmd8039 键与轮毂的接触高度， kmmhk52102 键的工作长度， lmmbLl2302025032 1753 1080 230 538.1PMPa许用应力查表得 P MPaP120所以，键的校核通过。P P3.5.3 轴上键的校核 式 PPdklT2（3.14）式中 T传递扭矩， mNT 48651 d轴径， mmd100 键与轮毂的接触高度， kmmhk82162 键的工作长度， lmmbLl2222825032 4865 10100 8 2254.75PMPa 许用应力查表得 P MPaP120所以，键的校核通过。P P 3.6 变速箱箱体的设计箱体在一台机器的总重量中占很大的比例，同时很大程度上影响着机器的工作精度以及抗震性能。正确选择箱体的材料和正确设计其结构形式尺寸，是减少机器质量，节约金属材料，提高工作精度，增强机器刚度以及耐磨性等的主要途径。固定式机器，尤其固定式重型机器，其箱体结构比较复杂，刚度要求也比较高，因而通常都为铸件。铸造材料长用既便于施工又廉价的铸铁；在需要强度高，刚度大是要用铸钢；当减少重量具有一定的意义时可以选用槽钢配合肋板增加其强度；当减少质量有很大意义时才用铝合金等轻金属。对于运行式机械，如飞机，汽车等，减少机体的重量非常重要，故用轻合金焊制。绝大数箱体受力情况比较复杂，因而要产生拉伸，弯曲，扭转等变形，当受到弯曲或者扭转时，截面形状对于它们的强度和刚度都有在很大的影响，虽然空心矩形截面的箱体的弯曲强度不及工字形截面，扭转强度不如圆形截面，但它的扭转刚度却大得多，而且采用空心截面的箱体的内壁上比较容易装设其他机件，有利于机械的合理配置。因而对于箱体来说，它是比较好的截面形状。一般来说，增加箱体的壁厚就可以增加箱体的强度和刚度，但还是不如加设加强肋40来得有利。加设肋板的作用就是增加箱体的强度和刚度，因而又优于增加壁厚时减少其重量，对于铸件，当减少壁厚时，就会增加铸件的缺陷，因而对于减少箱体的重量有一定的妨碍；而对于焊件，薄壁时更加容易保证焊件的焊接质量，有利于减少箱体的重量。箱体的工作能力的主要指标是其刚度，其次是强度和抗震性能，当同时用作滑道的时候，滑道部分应该具有足够的耐磨性，此箱体选用滑橇作为它的滑动部分。此外还应有较好的工艺性。箱体的结构尺寸和外型尺寸的大小，决定于安装在它内部的或者外部的零件和部件的形状和尺寸以及其相互配置，受力和运动情况等等。根据已知条件可以计算出箱体的外形尺寸和其结构：箱体的总长度 l=2536 毫米箱体的总宽度 b=943 毫米箱体的总高度 h=462 毫米箱体的壁厚即为槽钢的厚度为 10 毫米 414 过桥轮系设计及其他4.1 过桥轮系传动设计Z3Z2Z1图 4-1 过桥轮系的示意图齿轮参数为： ，211Z232Z683Z (其中为惰轮)4m2Z4.1.1 初步设计1）选择齿轮材料： 查表 得小齿轮选用 40表面淬火Cr HRCHRC6256 大齿轮选用表面淬火#45 HRCHRC50402）按齿根弯曲疲劳强度设计计算： 确定齿轮得精度等级，按 估取圆周速度31/)022. 0013. 0(npnVt smVt/43. 055.15/89.4055.1502. 03 查表得：选取公差组 8 级 轮齿弯曲疲落强度得设计计算公式为： 式32112FSFdYYYZKTm（4.1）齿宽系数，按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.6dd小轮齿数 211Z大轮齿数 ，04.681924. 312 iZZ圆整为 682Z齿数比 238. 321/68/12ZZu传动比误差 ，合适。41017. 624. 3/ )238. 324. 3(/uu42小轮转矩 mmNmNT711059. 36 .35873载荷系数 KKKKKVA使用系数 25. 1AK动载荷系数 VK14. 1VtK齿向载荷分布系数 1.21KK齿间载荷分配系数 Kcos)11(2 . 388. 121ZZ 68. 10cos)681211(2 . 388. 1查表得并插值： 20. 15 . 18 . 108. 13 . 1)5 . 168. 1 (08. 1K则载荷系数的初值：K 65. 12 . 121. 114. 125. 1Kt弹性系数 EZ2/8 .189ZmmNE齿形系数， 小轮： FY80. 21FY 大轮： 25. 22FY应力修正系数 小轮： SY56. 11SY 大轮： 74. 12SY重合度系数 71. 065. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力 FXNFFSYY/lim弯曲疲劳极限 limF21lim/720mmNF 22lim/630mmNF弯曲寿命系数 NY121NNYY尺寸系数 1YxYx安全系数 1.3FSFS则： 2111lim1/85.5533 . 1/11720/mmNSYYFXNFF 2222lim2/62.4843 . 1/11630/mmNSYYFXNFF所以应选计算 m222/FSFYY69.131008. 871. 0216 . 01059. 365. 123327m取14m4.1.2 齿面接触疲劳强度校核计算校核公式为： 式HHEHuubdKTZZZ12211（4.2）43式中 弹性系数， EZ2/8 .189ZmmNE节点影响系数， （）得2.5HZ0, 021xxHZ重合度系数， （）得0.83Z0Z许用接触应力， HHWNHHSZZ/lim接触疲劳极限应力 limH21lim/1650mmNH22lim/1450mmNH接触强度寿命系数NZ121NNZZ硬化系数， 1WZWZ接触强度安全系数1HSHS所以 21/16501/111650mmNH 22/14501/111450mmNH得12271/163924. 3124. 32941001058. 365. 1283. 05 . 28 .189HHmmN 22272/104124. 3124. 34761001058. 365. 1283. 05 . 28 .189HHmmN所以，齿轮接触疲劳强度通过。惰轮的强度校核： 转矩 mmNnpT7107 . 2/9550 齿数比 095. 121/23/12ZZu接触疲劳极限， limH2lim/1600mmNH所以许用接触应力 2lim/3 .1436/mmNSZZHWNHH 式uubdKTZZZHEH12211（4.3） 722 1.6 2.7 101.095 1189.8 2.5 0.83100 3221.0951572MPa所以 HH 即惰轮接触疲劳强度通过。4.1.3 几何尺寸计算已知条件： 25. 0, 1,2014cham， 68,23,21321ZZZ表 4-1 过桥轮系的参数计算表名称代号及公式齿轮211Z齿轮232Z齿轮683Z分度圆直径mZd 29432295244齿顶高mhaha141414齿根高mchahf)(17.517.517.5齿顶圆直径hadda2322350980齿根圆直径hfddf2259287917公法线跨齿数5 . 0180Zk338公法线长度Zkmwk014. 0)5 . 0(9521. 2107.440107.83323.994.1.4 齿轮受力分析圆周力： NdTFt51111044.2942/358732/2 NFFtt5121044. 2 5312.44 10ttFFN径向力： NtgtgFFtr45111088. 8201044. 220 NFFrr4121088. 8 NFFrr4131088. 8法向力: NFFtn55111059. 220cos/1044. 2cos/ NFFnn5121059. 2 NFFnn5131059. 24.2 过桥轮系轴的校核过桥齿轮为固定心轴，不受扭矩作用，根据结构要求和前级轴的直径，初步选定轴的直径为 120mm1） NFFRRttByAy521104 . 2)(21 mmNlRMcAcAy75103 . 1601044. 22)从轴的结构图和当量弯矩图可以看出，c 截面为危险截面。校核此处强度 73221.3 100.1 12566.6/70/caMcaWN mmN mm（其中此轴材料为 40Cr，） Mp70所以，该轴满足要求。（1） 疲劳强度校核： 计算该截面的安全系数： 已知系数： mkgM130028 .172 cmZ 21/34mmkg25. 02.56 5 . 13 . 1 45 12()2 341300(2.560.25)172.83.2SMZS所以，该轴疲劳强度通过。RAyRByCF Ft1+Ft2F:M:McFt1Ft2图 4-1 轴的受力图4.3 卷筒的校核1.求水平面受力： ： 0F0BHAHtFRR ， 0AM070541BHRFt NR4BH1027. 1 NR5AH103 . 22.求垂直面受力： 0AM0AFABBVACrlTlRlFNRBV3104 . 8 0ABAVBFBClRlTlFr NRAV4106 . 83.求合力：462252425(2.3 10 )(8.6 10 )2.4 10AAxAyRRRN 223 23 24(12.7 10 )(8.4 10 )1.5 10BBxByRRRN对卷筒轴进行受力分析：1.支反力1)水平面： 0DM0DEExBDBxADAxlRlRlR 5342.2 10130 12.7 10835(705 130 175)1.7 10ExRN 0F0EHBHAHDHRRRR 53452.2 1012.7 101.7 102.2 10DHRN 2)垂直面： 0D0DEEVBDBVADAVlRlRlR 4348.6 101308.4 10835705 130 1751.8 10EVRN 0F0BVEVAVDVRRRR 44348.6 101.8 108.4 107.64 10DVRN 2.求合力 NRRRDVDHD5242522103 . 2)1064. 7()102 . 2(NRRREVEHE4242422104 . 2)108 . 1 ()107 . 1 (从轴的结构图和当量弯矩图可以看出，A 截面为危险截面。校核此处强度 2237/70/9 .681601 . 0108 . 2mmNmmNWM轴的弯曲强度通过。47FtRBHRAHFrFtRBHRBVRAHRAVTRVBRAVFrT 图 4-2 卷筒的受力图4.3.1 卷筒轴上卷筒与大齿圈联结螺栓强度验算 螺栓的校核公式为 式 42200dZDMn（4.4）式中 滚筒所受额定扭矩Mn mmNTMn71015. 9232540 螺栓孔中心直径，200D0Dmm 螺栓数目， 12ZZ 螺栓材料的许用应力 式 nS/（4.5）查表得 5 . 1,440nMPaS则 239.3 MPa得 81.10420687921015. 922748所以螺栓联结是安全的。（螺栓型号：小六角制孔螺栓，GB2F76,M20120）4.4 卷筒轴承的校核4.4.1 滚筒上轴承 m、n 的校核轴承 m,n 的型号： 22232（GB/T 288-94）,Cr=952KN径向当量动载荷 Pr 为：NPrm51079. 1 NPrm5107 . 1仅需校核轴承 m10663910C10952000()()60Pr60 5.17170002.1 105000Lhnhh 4.5 使用与维护4.5.1 运输、安装、使用1.绞车一般使用整体运输，却因运输条件所限，也可拆下电动机和制动器，其他部件不得解体。2.绞车在安装前，必须进行全面检查，查看在运输过程中有无损伤或丢失零件。3.绞车滚筒中心线必须与出绳方向垂直，以利于排绳。4.变速手柄不可任意转动，变速时先将螺栓旋出，手柄搬到指定位置后，再将螺栓旋入，防止转动。变速工作是在使用绞车前进行的，禁止在工作中变速。5.使用前必须进行 10-15 分钟空车试运转。4.5.2 维护、保养1.开始工作前须对绞车各部分进行认真检查，各润滑部位加油及空车试运转。2.绞车在综平面搬迁后应做一次全面检查，及时清除故障，并作好记录。 3.要经常检查绞车各运转部位的润滑情况，减速器内最低油位不得低于油标尺刻度线下限，各紧固件必须牢固、可靠。4.绞车发生声响或运转不正常时，须及时停车检查并记录。49 5 电液制动器5.1 电液推动钳盘制动器申请号/专利号： 200520095595本实用新型公开一种电液推动钳盘制动器，该电液推动钳盘制动器包括电液推动器、制动弹簧、大三角板，大三角板与制动钳和调节螺杆相连，调节螺杆与制动钳相连，制动块安装在制动钳上，两片制动块中间有一定间隙，使起重设备制动盘可伸向制动块内，制动钳中端固定在机架上。本实用新型的优点在于：本专利不必另设高压油、高压气系统，与起重设备同使用电力，也免除高压油、高压气漏问题和维修的困难，因而使成本费用至少可减去一半。本专利结构紧凑、体积小、重量轻、安装和使用方便，只需直接安装在制动盘旁，制动器闸皮磨损后，更换闸皮也方便快捷，只需松开闸块后固定螺栓更换即可50结结 论论为期半年的毕业设计已临近尾声了，我深感此次设计令我受益匪浅。整个设计过程使我们对知识结构有了一个整体的把握。然而由于时间比较仓促，缺乏实际的经验，对问题的考虑也不是很全面，有些结构的设计不尽如人意，不知是否能满足实际需要，有待于完善和改进。另外，通过本次设计，我充分认识到要设计一个有实用价值的产品，不仅要有一个可行的方案，还应考虑在加工、制造、安装中的工艺性和经济性。现对提出几点改进意见：20JHS-采用分箱式固然有其优点，但也因此带来很多问题，比如在装配时必须保证两减速器的对中性；另外，行星传动输出轴 与悬臂齿轮相联，会使得行星架受力太大。可以考虑载行星减速器输出部分再加一个箱体以改善行星减速器受载情况。新型回柱绞车的少齿差传动置于滚筒内部，结构紧凑，输出轴与右支撑固定链接，内齿轮输出；滚筒内的油随着滚筒的转动带到上面，自上而下润滑各处，改善了润滑性能，提高了传动效率。滚筒的两端采用油封密封，密封效果理想。新型双速回柱绞车高速级传动同样采用承载能力较低的圆柱直齿轮传动。高速级传动扭矩小，齿轮模数小，若传动比相同，齿轮直径较小，重量更轻，与先前的绞车相比新型绞车第一级和第二级的齿轮直径仅为前者的 32%和 43%，重量分别为以前的 10%和 18%，不仅如此，减速箱体积和重量减轻的幅度更为可观，原来的绞车的两个低速级减速箱位于滚筒两侧，质量约为 700kg，其密封和防尘性能都比较差。而新型绞车的两极齿轮箱的质量为 365kg，仅为以前绞车的 52%，具有很好的密封和防尘性能.提升钢绳是联系提升容器与绞车的中间纽带，在矿井提升安全生产中占有很重要的地位，但是有些煤矿，尤其是个别地方煤矿，由于技术力量薄弱，实施陈旧，管理不到位等因素，导致钢绳在提升过程中出现问题，轻则影响生产，重则引发断绳跑车，断绳坠落提升容器的事故发生，导致人员伤亡和设备损坏对此加以分析，探讨，对钢绳进行合理选择，正确使用，维护与保养，以期延长钢绳的使用寿命，对确保矿山安全生产很有必要。以上在前面已经做了介绍，现在按照下面几个方面增加钢绳的使用寿命: 1.轴的布置方式：各轴均位于同一个水平面，如采用空间立体布置，则可大大减少整机的长20JHS-度，使结构紧凑。2.各级传动比的分配：可考虑将行星传动改的传动比减小，以减小行星减速器的尺寸，从而可以缩小整机的尺寸。3.减速器的结构：4.加强对钢绳的检查，1d 至少一次，最好每班检查一次，发现特殊情况，应增加检51查次数。5.加强井巷维护，发现淋水及时清除，避免顺轨道淌水腐蚀钢丝绳。6.加强钢丝绳涂油，选用专用的钢丝绳油，没 30d 至少涂油一次，涂油前，应充分 做好准备工作，首先清除钢丝绳上的油垢结块，擦干净钢丝绳上的淋水。52致 谢为期半年的毕业设计将要结束，在设计过程中，我得到了指导教师陆兴华老师的大力帮助与支持，他孜孜不倦的指导，耐心细致的讲解，循循善诱的引导，使我的专业知识得到进一步的巩固，也学到了很多新的知识，使我的能力得到了提高，同时，他的责任心使我深受感动，其人格魅力让我敬佩，他造诣深厚，知识渊博，胸怀宽广，待人真诚、和善。在百忙中，陆老师花费了很多精力和心血来指导我的学习和科研。从论文的选题、论文的展开到论文的完成，导师倾注了大量的时间和精力，给予了详尽的指导和无私的帮助。陆老师对我学业和生活上的关心和爱护使我感激终生，而他渊博的学识、严谨求实的科学态度、忘我工作的精神、朴实无华、诚恳待人的作风，堪为学生一生学习的楷模，激励学生在今后的学习和工作中奋发进取、不断拼搏。值此论文完成之际，谨向我的导师陆老师表示深深的感谢和崇高的敬意。其次，我还要感谢同学在我课题研究中给予的帮助，感谢同学们在求学期间给予我生活上的无私的关怀与帮助。 我也真诚的感谢我的亲人，感谢他们二十多年来的养育之恩和对我学业的支持。最后，我也要感谢在百忙之中审阅本文的教授和专家!同时，还得到了的其他老师的热情帮助，在此一并致谢。53参考文献参考文献1 成大先，机械设计手册，北京：化工工业出版社，20022 马从谦，渐开线行星齿轮传动设计，北京：机械工业出版社，19873 编写组，齿轮手册，北京：机械工业出版社，20004 编写组，现代机械传动手册，北京：机械工业出版社，20025 王洪欣，机械设计工程学，徐州：中国矿业大学出版社，20016 唐大放，机械设计工程学，徐州：中国矿业大学出版社，20017 吴相宪，实用机械设计手册，徐州：中国矿业大学出版社，20018 单辉祖，材料力学，北京：高教出版社，19999 单丽云，工程材料，徐州：中国矿业大学出版社，200010 王绍定，矿用小绞车，北京：煤炭工业出版社，198111 饶振刚，行星齿轮传动设计，北京：化工工业出版社，200312 编委会，渐开线齿轮行星传动的设计与制造，北京：机械工业出版社，200213 张荣立、何国纬、李铎，采矿工程设计手册，北京：煤炭工业出版社，200314 余纪生、崔居普，采区绞车安全运行，北京：煤炭工业出版社，199915 国家煤矿安全监察局，煤矿安全规程，北京：煤炭工业出版社，200116 朱龙根，简明机械零件设计手册，北京：机械工业出版社，199717 吴宗泽，机械设计师，北京：机械工业出版社，200218 编写组，画法几何及机械制图，徐州，中国矿业大学出版社，200219 甘永立，几何量公差与检测，上海：上海科学技术出版社，200120 成大先，机械设计图册，北京：化学工业出版社，199721H.A.Rothbart,Mechnical Design and Systems Handbook , McGraw-Hill ,196422 F.W.Heilich,E.E.Shube,Traction Drives-Application and Selcetion ,Marcel Dekker INC,New York and Basel ,198323 Nicholas,P.Chironis ,Spring Design and Application ,Nicholas,McGraw-Hill 1961 24 Machine Design June , Design and Performance of the Cycloid Speed Reducer 195654附录翻译英文原文英文原文COMMINUTION IN A NON-CYLINDRICAL ROLL CRUSHER*P. VELLETRI and D.M. WEEDON Dept. of Mechanical & Materials Engineering, University of Western Australia, 35 Sterling Hew,Crawley 6009, Australia. E-mail peer macaws. educe. co Faculty of Engineering and Physical Systems, Central Queensland University, PO Box 1!:;19,Gladstone, Old. 4680, Australia(Received 3 May 2001; accepted 4 September 2001)ABSTRACTLow reduction ratios and high wear rates are the two characteristics tots commons associated with conventional roll crushers. Because of this, roll crushers are not often considered For use in mineral processing circuits, ate many of their advantages are being largely overlooked. This paper describes a novel roll crusher that has been developed apt order to address these issues. Rebreed to as the NCRC (Non-Cylindrical Roll Crusher), the new crusher incorporates two rolls comprised of an alternating arrangement of plate ate convex or concave surges. These unique roll profiles improve the angle aft nip, enabling the NCRC to achieve higher reduction ratios than conventional roll crushers. Tests with a model prototype have indicated that evil fin)r very hard ores, reduction ratios exceeding loll can be attained. In addition, since the combination process in the NCRC combines the actions of roll arm jaw crushers there is a possibility O that the new profiles may lead to reduced roll wear rates. 2001 Elsevier Science Ltd. All rights reserved.Keywords: Combination; crushingINTRODUCTIONConventional roll crushers suffer from several disadvantages that have lad to their lack of popularity in mineral processing applications. In particular, their low reduction ratios (typically limited to about 3:1) and high wear rates make them unattractive when compared to other types of combination equipment, such ascone crushers. There are, however, some characteristics of roll crushers that are very desirable from a mineral processing point of view. The relatively constant operating gap in a roll crusher 55gives good control over product size. The use of spring-loaded rolls make these machines tolerant to inscrutable material (such as tramp metal). In addition, roll crushers work by drawing material into the compression region between the rolls and do not rely on gravitational fleecy like cone and jaw crushers. This generates a continuous crushing cycle, which yields high throughput rates and also makes the crusher capable of processing wet and sticky ore. The NCRC is a novel roll crusher that has been developed at the University of Western Australia in order to address some of the problems associated with conventional roll crushers. The new crusher incorporates twoRolls comprised of an alternating arrangement of plane and convex or concave surfaces. These unique roll profiles improve the angle of nip, enabling the NCRC to achieve higher reduction ratios than conventional roll crushers. Preliminary tests with a model prototype have indicated that, even for very hard oils, reduction ratios exceeding 10:I can be attained (Vellore and Weed on, 2000). These initial findings were obtained for single particle feed. Where there is no significant interaction between particles during combinations. The current work extends the existing results be examining insult-particle comminuting in the NCRC. It also looks at various other factors that influence the peril manse of the NCRC and explores the effectiveness of using the NCRC for the processing of mill scats.PRINCIPLE OF OPERATIONThe angle of nip is one of the main lectors affecting the performance of a roll crusher. Smaller nip angle sere beneficial since they increase tile likelihood of palliates being grabbed and crushed by the rolls. For a given feed size and roll gap, the nip angle in a conventional troll crusher is limited by the size of the rolls. The NCRC attempts to overcome this limitation 56through the use of profiled rolls, which improve the angle of nip at various points during one cycle (or revolution) of the rolls. In addition to the nip angle, a number of other factors including variation m roll gap and mode of commutation were considered when selecting ills roll profiles. The final shapes of the NCRC rolls are shown in Figure I. One of the rolls consists (SI annals enacting arrangement of plane and convex surfaces, while the other is formed strum an alter national range of premed and concave surfaces.The shape of the rolls on the NCRC result in several unique characteristics. Tile most important is that,)ra given particle size and roll gap, the nip angle generated m the NCRC will not remain constant as the rolls rotate. There will be times when the nip angle is much lower than it would be for the same sized cylindrical rolls and times when it will be much higher. The actual variation in nip angle over a 60 degree roll rotation illustrated in Figure 2, which also shows the nip angle, generated under similar conditions m a cylindrical roll crusher of comparable size. These nip angles were calculated for a 25ram diameter circular particle between roll of approximately 200ram diameter set at a I mm minimum gap. This example can be used strange the potential advantage of using non-cylindrical rolls. In order for a particle to be gripped, the angle of nip should normally not exceed 25 . Thus, the cylindrical roll crusher would never nip these partials, since the actual nip angle remains constant at approximately 52 . The nip angle generated by the NCRC; however, below 25 once as the rolls rotate by (0 degrees. This means that the non-cylindrical rolls have a possibility of nipping the particle 6 times during one roll new tool.EXPERIMENTAL PROCEDUREThe laboratory scale prototype of the NCRC (Figure 3) consists of two roll units, each comprising a motor, gearbox and profiled roll. Both units are mounted on linear bearings, which effectively support any vertical of force while enabling horizontal motion. One roll unit is horizontally fixed while the other ire trained via a compression spring, which allows it to resist a varying degree of horizontal load .The pre-load on the movable roll can be adjusted up to a maximum of 20kN. The two motors that drive the rolls are electronically nosed through a variable speed controller, enabling the roll speed to continuous varied up to 14 rpm (approximately 0.14 m/s surface speed). The rolls have a centre-to-centredistance ,at zero gap setting) of I88mm and a width of 100mm. Both drive shafts are instrumented with strain gauges to enable the roll torque to be measured. Additional sensors are provided to measure the horizontal force on the stationary roll and the gap between the rolls. Clear glass is fitted to the sides of the NCRC to facilitate viewing of the crushing zone during operation and also allows the crushing sequence recorded using a high-speed digital camera.57Tests were performed on several types of rocks including granite, diorite, mineral ore, mill scats and concrete. The granite and diorite were obtained from separate commercial quarries; the former had been pre-crushed and sized, while the latter was as-blasted rock. The first of the ore samples was SAG mill feed obtained from Normandy Minings Golden Grove operations, while the mill scats were obtained from Aurora Golds Mt MURO mine site in central Kalimantan. The mill scats included metal particles of up to 18ram diameter from worn and broken grinding media. The concrete consisted of cylindrical samples (25mm diameter by 25ram high) that were prepared in the laboratory in accordance with the relevant Australian Standards. Unconfined compression tests were performed on core samples (25mm diameter by 25mm high) taken from a number of the ores. The results indicated strength ranging from 60 MPA for the prepared concrete up to 260 MPA for the Golden Grove ore samples.All of the samples were initially passed through a 37.5mm sieve to remove any oversized particles. The undersized ore was then sampled and sieved to determine the feed size distribution. For each trial approximately 2500g of sample was crushed in the NCRC. This sample size was chosen on the basis of statistical tests, which indicated that at least 2000g of sample needed to be crushed in order to estimate the product P80 to within +0.1ram with 95% confidence. The product was collected and riffled into ten sub samples, and a standard wet/dry sieving method was then used to determine the product size distribution. For each trial, two of the sub-samples were initially sieved. Additional sub-samples were sieved if there were any significant 58differences in the resulting product size distributions. A number of communication tests were conducted using the NCRC to determine the effects of various parameters including roll gap, roll force, feed size, and the effect of single and multi-particle feed. The roll speed was set at maximum and was not varied between trials as previous experiments had concluded that there was little effect of roll speed on product size distribution. It should be noted that the roll gap settings quoted refer to the minimum roll gap. Due to the non-cylindrical shape of the rolls, the actual roll gap will vary up to 1.7 mm above the minimum setting (e.g.: a roll gap selling of l mm actually means 1-2.7mm roll gap).RESULTSFeed materialThe performance of all communication equipment is dependent on the type of material being crushed. In this respect, the NCRC is no different. Softer materials crushed in the NCRC yield a lower P80 than harder materials. Figure 4 shows the product size distribution obtained when several different materials were crushed under similar conditions in the NCRC. It is interesting to note that apart from the prepared concrete samples, the P80 values obtained from the various materials were fairly consistent. These results reflect the degree of control over product size distribution that can be obtained with the NCRC.Multiple feed particlesPrevious trials with the NCRC were conducted using only single feed particles where there was little or no interaction between particles. Although very effective, the low throughput rates associated with this mode of communication makes it unsuitable for practical applications. Therefore it was necessary to determine the effect that a continuous feed would have to the resulting product size distribution. In these tests, the NCRC was continuously supplied with feed to maintain a bed of material level with the top of the rolls. Figure 5 shows the effect that continuous feed to the NCRC had on the product size distribution for the Normandy Ore. These results seem to show a slight increase in P80 with continuous (multi-particle) feed; however the shift is so small as to make it statistically insignificant. Similarly, the product size distributions would seem to indicate a larger proportion of fines for the continuously fed trial, but the actual difference is negligible. Similar trials were also conducted with the granite samples using two different roll gaps, as shown inFigure 6. Once again there was little variation between the single and multi-particle tests. Not surprisingly, the difference was even less significant at the larger roll gap, where the degree of communication (and hence interaction between particles) is smaller. All of these tests would seem to indicate that continuous feeding has minimal effect on the performance of the NCRC. However, it is important to realize that the feed particles used in these trials were spread over a 59very small size range, as evident by the feed size distribution shown in Figure 6 (the feed particles in the Normandy trials were even more uniform). The tool in feed particle size results in a large amount of free space, which allows for swelling of the broken ore in the crushing chamber, thereby limiting the amount of interaction between particles. True choke feeding of the NCRC with ore having a wide distribution of particle sizes (especially in the smaller size range) is likely to generate much larger pressures in the crushing zone. Since the NCRC is not designed to act as a high pressure grinding roll a larger number of oversize particles would pass between the rolls under these circumstances.Roll gapAs with a traditional roll crusher, the roll gap setting on the NCRC has a direct influence on the product size distribution and throughput of the crusher. Figure 7 shows the resulting product size distribution obtained when the Aurora Gold ore (mill scats) was crushed at three different roll gaps. Plotting the PSO values taken from this graph against the roll gap yields the linear relationship shown in Figure 8. As explained previously, the actual roll gap on the NCRC will vary over one revolution. This variation accounts for the difference between the specified gap setting and product Ps0 obtained from the crushing trials. Figure 8 also shows the effect of roll gap on throughput of the crusher and gives an indication of the crushing rates that can be obtained with the laboratory scale model NCRC.Roll force60The NCRC is designed to operate with minimal interaction between particles, such that communication is primarily achieved by fracture of particles directly between the rolls. As a consequence, the roll force only needs to large enough to overcome the combined compressive strengths of the particles between the roll surfaces. If the roll force is not large enough then the ore particles will separate the rolls allowing oversized particles to tall through. Increasing the roll force reduces the tendency of the rolls to separate and therefore provides better control over product size. However, once a limiting roll force has been reached (which is dependent on the size and type of material being crushed) any further increase in roll force adds nothing to the performance of the roll crusher. This is demonstrated in Figure 9, which shows that for granite feed of 25-30 mm size, a roll force of approximately 16 to 18 KN is required to control the product size. Using a larger roll force has little effect on the product size, although there is a rapid increase in product P80 if the roll force is reduced brow this level.As mentioned previously, the feed size distribution has a significant effect on the pressure generated in the crushing chamber. Ore that has a finer feed size distribution tends to choke the NCRC more, reducing the effectiveness of the crusher. However, as long as the pressure generated in not excessive the NCRC maintains a relatively constant operating gap irrespective of the feed size. The product size distribution will, therefore, also independent of the feed size distribution. This is illustrated in Figure 10, which shows the results of two crushing trials using identical equipment settings but with feed ore having different size distributions. In this example, the NCRC reduced the courser ore from an Fs0 of 34mm to a Ps0 of 3.0mm (reduction ratio of 6111:1), while the finer ore was reduced from an Fs0 of 18mm to a Pso of 3.4mm (reduction ratio of 5:1). These results suggest that the advantages of using profiled rolls diminish as the ratio of the feed size to roll size is reduced. In other words, to achieve higher reduction ratios the feed particles must be large enough to take advantage of the improved nip angles generated in the NCRC.Mill scatsSome grinding circuits employ a recycle or pebble crusher (such as a cone crusher) to process material which builds up in a mill and which the mill finds hard to break (mill scats). The mill scats often contain worn or broken grinding media, which can find its way into the recycle crusher. A tolerance to ungraspable material is therefore a desirable characteristic for a pebble crusher to have. The NCRC seems ideally suited to such an application, since one of the rolls has the ability to yield allowing the ungraspable material to pass through. The product size distributions shown in Figure 1 were obtained from the processing of mill scats in the NCRC. Identical equipment settings and feed size distributions were used for both results; however one of the trials was conducted using feed ore in which the grinding media had been removed. As expected, the NCRC was able to process the feed ore containing grinding media without incident. However, since one roll was often moving in order to allow the grinding media to pass, a number of oversized particles were able to fall through the gap without being broken. Consequently, the product size distribution for this feed ore shows a shift towards the larger particle sizes, and the Ps0 value increases from 4ram to 4.7mm. In spite of this, the NCRC was still able to achieve a reduction ratio of almost 4:1.62WearAlthough no specific tools were conducted to determine the wear rates on the rolls of the NCRC, a number of the crushing trials were recorded using a high-speed video camera in order to try and understand the Communication mechanism. By observing particles being broken between the rolls it is possible to identify portions of the rolls which are likely to suffer from high wear and to make some subjective conclusions as to the effect that this wear will have on the performance of the NCRC. Not surprisingly, the region that shows up as being the prime candidate for high wear is the transition between the flat and concave surfaces. What is surprising is that this edge does not play a significant role in generating the improved nip angles. The performance of the NCRC should not be adversely affected by wear to this edge because it is actually the transition between the fiats and convex surfaces (on the opposing roll) that results in the reduced nip angles. The vide() also shows that for part of each cycle particles are comminuted between the flat surfaces of the rolls, in much the same way as they would be in a jaw crusher. This can be clearly seen on the sequence of images in Figure 12. The wear on the rolls during this part of the cycle is likely to be minimal since there is little or no relative motion between the particles and the surface of the rolls.CONCLUSIONSThe results presented have demonstrated some of the factors effecting the communication of particles in a non-cylindrical roll crusher. The high reduction ratios obtained from early single particle tests can still be achieved with continuous multi-particle feed. However, as with a traditional r
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