回柱绞车采煤机械设备设计计划书.doc

回柱绞车采煤机械设备设计计划书第1章 绪论1.1 回柱绞车简介回柱绞车就是用于回采工作面回柱放顶的专用设备，以及在各种采煤工作面上回收沉入底版或被矸石压卡住的金属支柱，同时还可以做一般的牵引之用，绞车的电动机电器控制设备要具有防爆性能，适用于含有沼气，煤尘及含有瓦斯，工作温度一般为-10o+40o，环境相对湿度不超过95（在室温下）；工作制为低速重载非连续，在煤矿使用较为广泛，随着国民经济的高速发展，煤炭需求的增加，我国综合机械化采煤技术正向高产量、大功率、重型化的趋势发展，但搬运设备却没有相应的更新与开发，原有的绞车设备将面临现代化生产的挑战。目前，煤矿多采用JH系列，它开发于20世纪50 、60年代，主要有3、5、8、14等规格3，并且具有结构、外形尺寸紧凑，能整机下井；结构对称布置，呈长条形，底座呈雪橇状，故在井下自移平稳灵便；绞车重心底，底座钢性好，既可打顶柱，又可安设地锚，运转平稳，安全可靠4。但在其牵引速度方面多数还是慢速绞车，用作牵引时工作效率低，因此多配备两台绞车，一台用来回收液压支柱；另一台作一般牵引；单台绞车并不能满足工作要求。本次设计是在原有的JH系列的绞车基础上进行改进设计，借用工作面现有设备,保持回柱绞车防爆及电气保护性能,降低整机重量,减轻工人劳动强度,提高安全程度，利用离合装置做到双速操作从尔实现一机多用。1.2 回柱绞车的发展回柱绞车主要使用来回收液压支柱的小型机械设备，特别适用于立槽煤层中厚煤层和急倾斜煤层采煤工作面及顶板压力较小的采掘工作面，以及在各种采煤工作面上回收沉入底版或被矸石压卡住的金属支柱。结构对称布置，外型尺寸紧凑，能整机下矿，重心低。我国回柱绞车的发展大致可分为三个阶段：20纪50年代仿制设计；60年代开始自行设计；70年代以后向系列化标准化方面发展。1973年首次制定了回柱绞车参数系列标准（JB140974）。1982年对该标准又进行了第一次修订，标准号为JB140983（该标准适用于电动机驱动的JH系列回柱绞车）。我国回柱绞车以电动机驱动为主5。随着国民经济的高速发展，煤炭需求的增加，我国综合机械化采煤技术正向高产量、大功率、重型化的趋势发展，但搬运设备却没有相应的更新与开发，延误了综采设备搬家倒面的工期，特别是在端头支架受压的情况下6。现在大型液压支架单台重量已达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然使用回柱绞车等老式设备，因牵引力小、容绳量少、钢丝绳细、不适应综采工作面的工况要求。在实际生产中，因缺乏合适设备，只得采用2台绞车合拉或接力，生产效率低、出力不均衡、设备损坏多，并且由于负载大，钢丝绳细，易出现断绳，存在安全隐患。在斜巷运输时，提升绞车、调度绞车、回柱绞车均因牵引力、绳速、容绳量等主要技术参数不能同时满足综采设备运输要求7。对于普遍使用的JH5型回柱绞车在使用过程中发现很多问题。(1) JH-5型回柱绞车采用三级传动。为调整中心高度，第一级为传动比=1的外齿轮传动；第二级为蜗轮蜗杆传动；第三级为外齿轮通过惰轮驱动固接于滚筒上的大外齿轮传动，需要3个减速箱，结构松散，占地面积大。(2)由于JH-5型回柱绞车三级传动的中间一级为蜗轮蜗杆传动，因而其传动总效率低于50%，比能耗高。(3) JH-5型回柱绞车的动力源是一台7.5kW的防爆电机。价格较高，且需要辅助电缆及相应电控装置，因此经济性较差，尤其是在井下使用，安全性也较差。JH-5型回柱绞车存在的问题目前，JH-5型回柱绞车的基本结构，电机为4极，电机功率为7.5kW，额定转速为1440r/min，电机与工作滚筒成型布置。由于回柱绞车输出力较大，滚筒转速极低，故采用三级减速方案:第一级为调整电机安装中心高的过渡传动装置，采用一对斜齿轮；第二级减速装置为单头蜗杆-蜗轮副；第三级为一对外齿轮，大齿轮与滚筒固联，小齿轮由蜗轮轴驱动，滚筒输出转速为9.17r/min，钢丝绳平均速度为0.17m/s。该绞车最大的缺点是加工比较困难，成本高，传动效率低8。 回柱绞车的发展方向较多，例如：在结构上会趋向小型化，结构会更紧凑，现今正有一种便携式的矿用液压绞车被很多矿山使用，它的结构紧凑，合理体积小，重量轻，操作、维修方便9；在质量上变的更轻，在回柱绞车上采用少齿行星传动它的最大好处就是减轻了回柱绞车的重量，节省了原材料从而降低了生产成本；在功能上有两用或三用的回柱绞车，但带来了体积大质量大的缺点。在国外，绞车在控制性能上，有遥控感应机的研究和使用10，这也是无人工作面的一个条件控制性能一定要发达，但是所有的矿用设备必须要有严格的防爆设备；在井下工作面工作的机器中，多数还是采用液压设备的比较多，主要原因是液压设备相比电气设备来说它的防爆性能要比电气设备的好，因此，液压回柱绞车的发展仍有很大的空间也是当今新型绞车的一个方向，国外液压马达及制动设备正向模块化绞车发展，加拿大的Rotzler公司，运用模块化设计理念，使自己的泰坦系列液压绞车产生强劲并适应多样化的应用11。第2章 回柱绞车的主要参数确定2.1 电动机的选择2.1.1 计算所需主要参数表2-1 绞车基本参数拉力/绳速度滚筒直径使用年限/h140/170.07/0.336012000 (2-1)式中 机械效率，估算时取1。慢速 快速 2.1.2 初估电动机额定功率P为输入联轴器效率0.99，为蜗杆效率0.80，为开式圆柱齿轮0.97，轴承输出效率为0.98，齿式连轴器效率0.99。电动机所需输出功率14.85kW，输入最大功率18. 5kW，慢速时时电机功率15.3kW；快速时电机功率13.3kW。2.1.3 选择电动机表2-2 YB系列三相异步型隔爆电动机额定功率18.5 kW满载时额定电流41.3A满载时额定转速730r/min满载时功率因数cos=0.76最大转矩/额定转矩2堵转电流/额定电流62.2 传动比的分配结构简图如下：图2-1 绞车结构原理图慢速 快速 慢速时总传动比 快速时总传动比 I根据上式计算将转速控制在7.92和15.92之间可采用一级蜗杆传动和两级直齿传动，传动比分配如下：第一级蜗杆减速器 =20.5；第二级直齿减速器 =2.8和 =0.5；第三级减速器传动比 =3.55。实际总传动比慢速 快速 36.39实际输出速度慢速 =730/203.77=3.58r/min快速 =730/36.39=20.06r/min第3章 齿轮的设计3.1 蜗轮减速器的设计3.1.1 初步确定蜗轮、蜗杆的主要参数1. 选择蜗杆传动类型根据(JB/ZQ439086)选择一级传动的阿基米德圆柱蜗杆2. 选择材料考虑转速不高，蜗杆选用40Cr合金结构钢，表面淬火，硬度为HRC4555，涡轮缘采用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。3. 初选几何参数由参考文献1表8-4-4，选，。4. 确定许用接触应力 (3-1)由参考文献1表16.5-14，查得；由参考文献1图16.5-2，查得4.39 m/s润滑方式采用浸油润滑，由参考文献1图16.5-3查得寿命系数由参考文献3图16.5-4查得则许用接触应力计算得 5. 确定弯曲应力， 寿命系数。6. 蜗杆输出转矩7. 确定和根据公式 (3-2) 由参考文献1可知由参考文献1表16.5-4，取，mm3.1.2 几何尺寸计算表3-1 蜗轮蜗杆参数表 名称代号计算关系式说明中心距512.25mm模 数12.50mm传动比20.5蜗轮变位系数0.22蜗杆直径系数8.96蜗杆轴向齿距39.27mm蜗杆齿顶圆直径137.0mm蜗杆齿根圆直径82.00mm顶隙2.5mm蜗杆齿高27.5mm蜗轮分度圆直径512.50mm蜗轮喉圆直径543.00mm蜗轮齿根圆直径488.0mm蜗轮齿顶高15.25mm蜗轮齿根高12.25mm蜗轮齿高27.50mm蜗杆轴向齿厚19.63mm蜗杆法向齿厚19.16mm蜗杆节圆直径117.50mm蜗轮节圆直径512.50mm3.1.3 齿面接触强度校核 (3-3)式中 系数根据参考文献1表16.5-12查得使用系数，；动载荷系数，；材料弹性系数，；载荷分布系数，；则所以，满足接触强度的要求。3.1.4 齿面弯曲强度校核 (3-4)式中 使用系数，；动载荷系数，；载荷分布系数，；蜗轮齿形系数，；导程角系数，；所以，满足弯曲强度要求。3.1.5 散热计算传动中损耗的功率为根据设计要求考虑到自然通风良好，取，则因此，只需使减速箱的散热面积满足计算面积A。3.2 Z1、Z2齿轮的设计及强度计算3.2.1 初步确定齿轮主要的几何参数1.选用直齿圆柱齿轮传动2.回柱绞车一般为慢速牵引机械，速度不高，选用8级精度3.材料选择 由参考文献2表10-1选择齿轮的材料为4.选取小齿轮齿数Z1=21，大齿轮的齿数Z2=565.按齿面接触强度设计 (3-5)1）确定公式内计算数值（1）试选=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩T1=（3）根据参考文献1所述取齿宽系数（4）由参考文献2表10-6差得（5）由参考文献2表10-1查差得齿轮材料的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数（7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳系数（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为=1。2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径=167（2）计算圆周的速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与尺高之比模数 齿高 （5）计算载荷系数根据v=0.3354m/s、8级精度，由参考文献2图10-8查得v=1.12；直齿轮，假设，由参考文献2表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得8级精度齿轮非对称布置时将数据代入后得由，根据参考文献2图10-13查得；故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的（7）计算模数6.按齿根弯曲强度设计 (3-6)1）确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表10-1查得齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得（4）计算载荷系数（5）查取齿形系数由参考文献2表10-5查得；（6）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得；（7）计算大小齿轮的并加以比较设计计算对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。3.2.2 齿轮几何尺寸确定表3-2 Z1、Z2齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数强度计算所得10mm分度圆直径210.0mm560.0mm齿顶高10.0mm10.0mm齿根高12.5mm12.5mm全齿高22.5mm22.5mm齿顶圆直径230.0mm580.0mm齿根圆直径185.0mm535.0mm中心距385.0mm齿数比2.6673.2.3 齿轮齿面接触强度校核计算接触应力计算公式 (3-7)式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.5； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV=1.00957；接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表16.2-40查得=1.0；齿间载荷分配系数，由文献1表13-1-10查得；节点区域系数，见图16.2-15查得=2.49457；弹性系数，由文献1表13-1-10 得接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图16.2-16得=0.88102则取较大的接触应力值： 计算许用应力 (3-8)式中 接触强度计算的寿命系数，见图16.2-18查得=1.06469； 润滑油膜影响系数，见图16.2-19查得=0.87； 工作硬化系数，见图16.2-21查得=1.00； 接触强度计算的尺寸系数，见图16.2-22查得=1； 接触强度最小安全系数，见表16.2-46查得=1.0；且大小齿轮选择同种材料则所以满足强度条件。接触安全系数计算 (3-9)所以满足使用要求。3.2.4 齿轮齿根弯曲强度校核计算弯曲应力计算公式 (3-10)式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.5； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV=1.00957；齿向载荷分布系数，由文献1表16.2-40查=1.0；齿间载荷分配系数，由文献1表13-1-10查得；复合齿形系数，由文献1图16.2-23查得=4.34027、=3.98533；抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献1表16.2-15查得=0.69872则；小齿轮 大齿轮许用应力计算公式 (3-11)式中 抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16.2-27查得=1.0； 相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16.2-48查得=1； 相对表面状况系数，由文献1表16.2-查得=1； 抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16.2-28查得=0.97； 弯曲强度最小安全系数，由文献1表16.2-46查得=1.4；则所以满足强度要求。弯曲安全系数则满足使用要求。3.3 Z3、Z4齿轮的设计及强度计算3.3.1 初步确定齿轮主要的几何参数1.选用直齿圆柱齿轮传动2.回柱绞车一般为慢速牵引机械，速度不高，选用8级精度3.材料选择由参考文献2表10-1选择齿轮的材料为4.选取小齿轮齿数=19，大齿轮的齿数=675.按齿面强度设计1）确定公式内的各计算数值（1）试选=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩= =（3）根据参考文献1所述取齿宽系数 （4）由参考文献2表10-6差得（5）由参考文献2表10-1查得齿轮材料的接触疲劳强度极（6）计算应力循环次数（7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳系数（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为=1。 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径t=180（2）计算圆周的速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与尺高之比模数 齿高 =5.646（5）计算载荷系数根据v=0.13m/s、8级精度，由参考文献2图10-8查得v=1；直齿轮，假设，由参考文献2表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得8级精度齿轮非对称布置时将数据代入后得由，根据参考文献1图10-13查得；故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的（7）计算模数6.按齿根弯曲强度设计1）确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表10-1查得齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得 （4）计算载荷系数（5）查取齿形系数由参考文献2表10-5查得；（6）查取应力校正系数 由参考文献2表10-5查得；（7）计算大小齿轮的并加以比较设计计算对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。3.3.2 齿轮几何尺寸确定表3-3 Z3、Z4齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数强度计算所得10分度圆直径190.0mm670.0mm齿顶高10.0mm10.0mm齿根高12.5mm12.5mm齿全高22.5mm22.5mm齿顶圆直径210.0mm690.0mm齿根圆直径165.0mm645.0mm中心距430.0mm齿数比3.533.3.3 齿轮齿面接触强度校核计算接触应力计算公式式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.0； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV= 1.00328；接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表16.2-40查得=1.0；齿间载荷分配系数，由文献1表13-1-10查得；节点区域系数，见图16.2-15查得=2.49457；弹性系数，由文献1表13-1-10 得接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图16.2-16得= 0.8808则取较大的接触应力值：计算许用应力式中 接触强度计算的寿命系数，见图16.2-18查得= 1.16419； 润滑油膜影响系数，见图16.2-19查得=0.88； 工作硬化系数，见图16.2-21查得=1.00； 接触强度计算的尺寸系数，见图16.2-22查得=1； 接触强度最小安全系数，见表16.2-46查得=1.0；则所以满足强度要求。接触安全系数计算所以满足使用要求。3.3.4 齿轮齿根弯曲强度校核计算弯曲应力计算公式式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.0； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV=1.00328；齿向载荷分布系数，由文献1表 16.2-40查得=1.0；齿间载荷分配系数，由文献1表13-1-10查得；复合齿形系数，由文献1图16.2-23查得=4.42487、=3.97332；抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献1图16.2-15查得=0.69842则小齿轮大齿轮许用应力计算公式式中 抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16.2-27查得=1.0； 相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16.2-48查得=1； 相对表面状况系数，由文献1表16.2-查得=1； 抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16.2-28查得=0.97； 弯曲强度最小安全系数，由文献1表16.2-46查得=1.4；则较小的许用应力所以满足强度要求。弯曲安全系数则满足使用要求。3.4 Z5、Z6变速齿轮的设计及强度计算3.4.1 初步确定齿轮主要的几何参数1.选用直齿圆柱齿轮传动2.回柱绞车一般为慢速牵引机械，速度不高，选用8级精度3.材料选择由参考文献2表10-1选择齿轮的材料为4.选取小齿轮齿数=21，大齿轮的齿数=565.按齿面强度设计1）确定公式内的各计算数值（1）试选=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩=（3）根据参考文献1所述选取齿宽系数（4）由参考文献2表10-6差得（5）由参考文献2表10-1查差得齿轮材料的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数（7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳系数（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为=1。2)计算（1）试算小齿轮分度圆直径t170根据传动比和低速级的齿轮中心距确定大齿轮的分度圆直径（2）计算圆周的速度（3）计算齿宽根据齿轮的许用最小分度圆 （4）计算齿宽与尺高之比模数(由已知的低速级中心距确定） 齿高 （5）计算载荷系数根据、8级精度，由参考文献2图10-8查得v=1.2；直齿轮，假设，由参考文献2表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得8级精度齿轮非对称布置时=1.17由，根据参考文献2图10-13查得；故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的6.按齿根弯曲强度设计1)确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表10-1查得齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得（4）计算载荷系数（5）查取齿形系数由参考文献2表10-5查得；（6）查取应力校正系数 由参考文献2表10-5查得； （7）计算大小齿轮的并加以比较设计计算对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。3.4.2 齿轮几何尺寸确定表3-4 Z5、Z6齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数强度计算所得10分度圆直径510.00mm260.0mm齿顶高10.00mm10.00mm齿根高12.50mm12.50mm齿全高22.50mm22.5mm齿顶圆直径 530.0mm 280.0mm齿根圆直径485.0mm235.0mm中心距430.0mm齿数比0.53.4.3 齿轮接触强度校核接触应力计算公式式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.5； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV= 1.04328；接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表 16.2-40查得=1.0；齿间载荷分配系数，由文献1表13-1-10查得；节点区域系数，见图16.2-15查得=2.49457；弹性系数，由文献1表13-1-10 得接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图16.2-16得= 0.87759则取较大的接触应力值：计算许用应力式中 接触强度计算的寿命系数，见图16.2-18查得=1.06469； 润滑油膜影响系数，见图16.2-19查得=0.87； 工作硬化系数，见图16.2-21查得=1.00； 接触强度计算的尺寸系数，见图16.2-22查得=1； 接触强度最小安全系数，见表16.2-46查得=1.0；则 所以满足强度条件。接触安全系数计算所以满足使用要求。3.4.4 齿轮齿根弯曲强度校核弯曲应力计算公式式中 使用系数，由文献1表16.2-36得=1.76； 动载系数，由文献1图16.2-12查得KV=1.04328；齿向载荷分布系数，由文献1表16.2-40查得=1.0；载荷分配系数，由文献1表13.1-10查得；复合齿形系数，由文献1图16.2-23查得=3.99462、= 4.19757；重合度系数，由文献1图16.2-15查得= 0.69392则小齿轮大齿轮许用应力计算公式式中 抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16.2-27查得=1.0； 相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16.2-48查得=1； 相对表面状况系数，由文献1表16.2-查得=1； 抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16.2-28查得=0.97； 弯曲强度最小安全系数，由文献1表16.2-46查得=1.4；则较小的许用应力所以满足强度要求。弯曲安全系数则满足使用要求。第4章 轴的设计计算4.1 I轴的设计校核及轴承的寿命计算4.1.1 初步估算轴径选择轴的材料为45钢，经调质处理，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为：= 600，= 360，= 270，= 155由于材料是45钢，由参考文献1表19.3-2选取=115，则得 = A = 取最细直径为84.669mm。4.1.2 轴上受力分析I齿轮轴传递的转矩:T1= = 式中 轴传递扭矩，； 轴功率，；轴转速，；14873.75Frtan=14873.750.36=5354.55=5354.554.1.3 求支反力在垂直平面内的支反力根据 ； 2677.27在水平面内的支反力由于联轴器的扭矩作用在轴AB上，因此存在作用在水平面的力即; ；4.1.4 求弯矩并作作弯矩图轴在垂直平面内所受的弯矩：=2677.750.113= 302.532轴在水平面内所受的弯矩：=3103.50.113=350.64由于齿轮作用力在B截面作出的最大合成弯矩：=2031.37；转矩3811.4； 图4-1 轴弯矩图4.1.5 轴的强度校核确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面B处的弯矩最大应力集中，故属危险截面。现对截面B进行强度校核。 安全系数校核计算：由于电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：=式中 抗弯断面系数，由文献1表19.3-16计算得= =由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0= =式中 45钢弯曲对称应力时的疲劳极限，=270； 正应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-6按键槽查得=1.5 ；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.92 ；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.7；剪应力幅为=式中 抗扭断面系数，由文献1表19.3-16计算得 =式中 45钢的扭转疲劳极限，=155;剪应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-5按键槽查得=1.89 ；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.8；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.7；平均应力折算系数，由文献1表19.3-13查得=0.21；S= =由参考文献1表19.3-4可知，=故S，该轴B截面是安全的。4.1.6 静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式式中 只考虑弯曲时的安全系数；只考虑扭转时的安全系数；， 式中 材料的拉伸屈服点；材料的扭转屈服点由19.3-14查得（）；， 轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。，根据参考文献2表19.3.-14得，所以满足静强度要求。4.1.7 键强度校核根据公式 式中 转矩，；轴的直径，； 键与轮毂的高度, ；键的工作长度, ；键连接的许用挤压强, 。由参考文献1表6-2查得许用压强满足。4.1.8 轴承寿命计算轴承选用7324AC型，基本额定静负荷245；基本额定动负荷Cr205；预计寿命计算派生轴向力根据参考文献1表13-7查得派生轴向力的计算公式轴承支反力 2677.27，37034.3则计算当量动载荷式中 载荷系数，由参考文献1表13-6查得=1.2； 径向动载荷系数，由参考文献1表13-5差得=1；， 轴向动载荷系数，由参考文献1表13-5差得=0；寿命计算公式Lh（）式中 P轴承所受实际动载荷所以所选轴承符合工作要求。4.2 II轴的设计校核及轴承寿命的计算4.2.1 初步估算轴径选择轴的材料为45钢，经调质处理，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为：= 600，= 360，= 270，= 155由于材料是45钢，由参考文献2表19.3-2选取=115，则得 = A = 取最细直径为95。4.2.2 轴上受力分析该轴传递的转矩式中 轴传递扭矩，；轴功率，；轴转速，；14797.4Frtan=14797.40.36=5327.064=5327.0644.2.3 求支反力在垂直平面内的支反力根据 ； 则 = 在水平面内求支反力 由于联轴器的扭矩作用在轴AB上，因此存在作用在水平面的力; 则4.2.4 求弯矩并作弯矩图在垂直平面内轴所受的弯矩=11415.140.080=913.21齿轮在水平面的弯矩=4063.60.08=325.088齿轮作用在B界面的弯矩最大3671.794转矩图4-2 II轴弯矩图4.2.5 轴的强度校核确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面B处的弯矩最大应力集中，故属危险截面。现对截面B进行强度校核。弯曲应力幅为=式中 抗弯断面系数，由文献1表19.3-16得=由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0=式中 45钢的扭转疲劳极限，；正应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-6按键槽查得=1.5 ；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.92 ；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.68；剪应力幅为=式中 抗扭断面系数，由文献1表 19.3-16查得=式中 45钢的扭转疲劳极限，；剪应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-5按键槽查得=1.46 ； 表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.8；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得 =0.68；平均应力折算系数，由文献1表19.3-13查得 =0.21；S= =由参考文献1表19.3-5可知，=1.32.5 故，该轴B截面是安全的。4.2.6 静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式式中 只考虑弯曲时的安全系数；只考虑扭转时的安全系数；， 式中 材料的拉伸屈服点；材料的扭转屈服点，由19.3-14查得（）；， 轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。，根据文献2表19.3.-14得所以满足静强度要求。4.2.7 键强度校核根据公式式中 载荷分配不均匀系数，一般=0.8；花键的齿数；花键齿侧面的工作高度()；花键的平均直径()；花键连接的许用压力。=由参考文献1表6-3，查得=20，满足使用要求。4.2.8 轴承寿命计算轴承选用NJ220+HJ220型，基本额定静负荷125；基本额定动负荷Cr160；预计寿命轴承支反力 2677.27，37034.3计算当量动载荷式中 载荷系数，由参考文献1表13-6查得=1.2； 径向动载荷系数，由参考文献1表13-5差得X=1；， 轴向动载荷系数，由参考文献1表13-5差得Y=0；寿命计算公式Lh（）式中 P轴承所受实际动载荷所以所选轴承符合工作要求。4.3 III轴的设计校核及轴承寿命的计算4.3.1 初步估算轴径选择轴的材料为，经调质处理，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为：=1000，=800，=485，=280由于材料是，由参考文献2表19.3-2选取=98，则得 = A = 取最细直径为1004.3.2 轴上受力分析该轴传递的转矩各齿轮的受力是34777.5NN4.3.3 求支反力在垂直面内的支反力根据 ；则在水平面内的支反力根据 则 4.3.4 求弯矩并作弯矩图在垂直平面内轴所受的弯矩齿轮在水平面的弯矩齿轮作用在B截面的弯矩最大8209.94转矩 图4-3 III轴的弯矩图4.3.5 轴的强度校核确定B截面是危险截面，现对B截面进行强度校核。弯曲应力幅为=式中 抗弯断面系数，由文献1表19.3-16得=由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0=式中 的扭转疲劳极限，=485正应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-6按键槽查得 =2.5 ；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.85 ；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.7；剪应力幅为=式中 抗扭断面系数，由文献1表 19.3-16查得=式中 的扭转疲劳极限，=280剪应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-5按键槽查得 =2.39；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.78；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得 =0.7；平均应力折算系数，由文献1表19.3-13查得 =0.21；S= =由参考文献1表19.3-4可知，；故S S ，该轴B截面是安全的。4.3.6 静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式式中 只考虑弯曲时的安全系数；只考虑扭转时的安全系数；， 式中 材料的拉伸屈服点；材料的扭转屈服点，由19.3-14查得（）；， 轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。，根据文献2表19.3.-14得所以满足静强度要求。4.3.7 键强度校核根据公式 式中 转矩，；轴的直径，； 键与轮毂的高度，；键的工作长度，；键连接的许用挤压强，。根据文献1注：表面经淬火处理，则连接的许用压力可提高23；则所选的键满足强度要求。4.3.8 轴承寿命计算轴承选用NJ2220型，基本额定静负荷198；基本额定动负荷Cr228；预计寿命。 当量载荷=1.2102609.9=123131.8N寿命计算公式Lh（）所以所选轴承符合工作要求。4.4 卷筒轴的设计计算4.4.1 初步估算轴径选择轴的材料为，经调质处理，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为：=1000，=800，=485，=280由于材料是，由参考文献2表19.3-2选取=98，则得dmin=A =取最细直径为150。4.4.2 轴上受力分析该轴传递的转矩：4.4.3 求支反力在垂直面的支反力根据 ； ；在水平面的支反力4.4.4 求弯矩并作弯矩图轴在垂直面内所受的弯矩轴在水平面内所受的弯矩扭矩 图4-4 卷筒轴的弯矩图4.4.5 轴的强度校核确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面B处的弯矩最大应力集中，故属危险截面。现对截面B进行强度校核。 安全系数校核计算：由于电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为=式中 抗弯断面系数，由文献1表26-3-17查的=由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0=式中 的扭转疲劳极限，正应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-6按键槽查得=2.15 ；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.85 ；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.68；剪应力幅为：=式中 抗扭断面系数，由文献1表 19.3-16查得；=式中 的扭转疲劳极限，剪应力有效应力集中系数，由文献1表19.3-5按键槽查得=1.9；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表19.3-8查得=0.78；尺寸系数，由文献1表19.3-11查得=0.68；平均应力折算系数，由文献1表19.3-13查得=0.21；S= =由参考文献1表19.3-4可知，；故，该轴B截面是安全的。4.4.6 静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式式中 只考虑弯曲时的安全系数；只考虑扭转时的安全系数；， 式中 材料的拉伸屈服点；材料的扭转屈服点，由19.3-14查得（）；，轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。，根据文献2表19.3.-14查得 所以满足静强度要求。4.4.7 键强度校核 根据公式 式中 转矩，；轴的直径，； 键与轮毂的高度，；键的工作长度，；键连接的许用挤压强，。 4.4.8 轴承寿命计算轴承选用30230型，基本额定静负荷362；基本额定动负荷425；预计寿命当量载荷P=1.2171443.1=123131.8寿命计算公式Lh（）所以所选轴承符合工作要求。4.5 牙嵌离合器的强度计算牙根抗弯强度条件式中 中径处牙根的厚度，对矩形牙21.6；牙的中心角；牙高度，；牙数；牙宽； 许用弯曲应力，； 材料的屈服强度，合金结构钢=835。所以该牙签离合器满足要求。第5章 卷筒的设计计算5.1 卷筒尺寸的确定确定卷筒的几何尺寸根据绞车最大拉力为180初步选择钢丝绳：公称直径22的纤维芯圆股钢丝绳，允许偏差%=(5，0)，最小破断拉力为284.4；根据公式 (5-1)式中 多层卷绕钢绳总长度，根据工作面总长度以及钢丝绳缠绕的安全圈数，估取140m；多层卷绕圈数；卷筒名义直径,；钢丝绳直径,；多层卷绕卷筒宽度，根据外形尺寸确定360。则确定卷筒的缠绕层数由公式(5-1)推导； 。 5.2 卷筒容绳量计算卷筒容绳量计算公式式中 卷筒固定钢丝绳的安全圈，圈； 卷筒筒毂实际直径,； 实际工作放绳长度,； 固定钢丝绳所需长度，。则即 所以满足工作要求。5.3 卷筒筒壳受力计算筒壳材料选择 =钢丝绳拉力降低系数计算公式系数计算公式筒壳厚度式中 钢丝绳的最大静张力，； 钢的弹性模量，；钢丝绳纵向弹性模数，；钢丝绳所有钢丝的横截面积，；则所以该卷筒结构满足要求。结 论通过对JHS-14双速绞车的设计，使其适应井下的各种工作条件，故JHS-14双速绞车具有了以下几种优点：（1）利用牙嵌离合器做到快慢速的切换，在工作面牵引时大大提高了工作效率，并且解决了在工作面放绳速度慢的问题。（2）在可行性设计的基础上