绞车设计说明书

摘要回柱绞车主要是用来回收液压支柱的小型机械设备，特别适用于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单体液压支柱，同时作一般的牵引之用，但回柱绞车多为单速、单一牵引力慢速绞车，作牵引工作时工作效率低。针对回柱绞车牵引工作时，速度慢的缺点，进行JHS14型双速回柱绞车的设计，该设计采用一级蜗杆减速器传入，在二轴上采用花键配合牙嵌离合器，并在停车时通过操纵手柄直接操纵牙嵌离合器实现绞车快、慢两种速度，两种牵引力传入三级直齿，最终传入卷筒。其采用牙嵌离合器，该离合器的结构简单，零件数量少便于操纵的特点，实现了设计任务要求，又可以在牵引搬运物料时提高工作效率，这样扩大了绞车的应用范围实现了一机多用。关键词回柱绞车蜗杆减速器牙嵌离合器ABSTRACTAWAPPINGWINCHISUSEDTORECOVERYHYDRAULICPROPSMALLSIZEDMECHANICALEQUIPMENT,ESPECIALLYSUITABLEVERTICALGROOVECOALSEAMMEDIUMTHICKNESSSEAMSTEEPCOALSEAMCOALFACEANDROOFHALLUCALLITTLEHALLUCALEXTRACTINGCOALFACE,ANDEVERYKINDOFCOALFACERECOVERYDRIVENCASTINPLACEPILEWITHSOILDRAWNOUTDIRLY,SIMULTANEOUSCANALSOBEUSEOFMAKESGENERALTRACTION,THEINTRINSICSWAPPINGWINCHJHMODELNUMBERSWAPPINGWINCHMOSTOFSLOWWINCH,BUTSLOWWINCHMAKESGENERALTRACTIONWILLBEDECREASEDMECHANICALEFFICIENCYJHOFTHEORIGINALSERIESBACKTOWINCHMORETHANASINGLESPEED,SINGLETRACTIONSLOWWINCH,FORGENERALTRACTIONWILLREDUCEEFFICIENCY,RETURNSINVIEWOFTHEORIGINALJHSERIESWHENTHECOLUMNWINCHTRANSPORTINGTOWS,THESPEEDSLOWSHORTCOMING,TOJHS14RETURNSTOTHECOLUMNWINCHTOCARRYONTHEREDESIGN,USESTHEFIRSTLEVELWORMREDUCERTOSPREAD,USESTHESPLINEFITCLAWCLUTCHONTWOAXES,ANDWHENPARKINGREALIZESQUICKLY,THESLOWTWOKINDOFSPEEDSTHROUGHTHECONTROLHANDLEDIRECTCONTROLCLAWCLUTCHSDIFFERENTPOSITION,TWOKINDOFFORCESOFTRACTIONSPREADTOTHETHIRDLEVELSTRAIGHTTOOTHTOSPREADTOTHEREELFINALLYITUSESTHECLAWCLUTCH,THISCOUPLINGSSTRUCTUREISSIMPLE,COMPONENTSQUANTITYLITTLEISADVANTAGEOUSFORTHEOPERATIONTHECHARACTERISTIC,HASREALIZEDTHETASKOFDESIGNREQUEST,MAYALSOWHENTHETRACTIONTRANSPORTMATERIALRAISESTHEWORKINGEFFICIENCY,LIKETHISEXPANDEDWINCHSAPPLICATIONSCOPETOREALIZEONEMACHINEMULTIPURPOSEKEYWORDSBACKWINCHWORMREDUCERJAWCLUTCH目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111回柱绞车简介112回柱绞车的发展1第2章回柱绞车的主要参数确定421电动机的选择4211计算所需主要参数4212初估电动机额定功率P4213选择电动机522传动比的分配5第3章齿轮的设计731蜗轮减速器的设计7311初步确定蜗轮、蜗杆的主要参数7312几何尺寸计算8313齿面接触强度校核10314齿面弯曲强度校核11315散热计算1132Z1、Z2齿轮的设计及强度计算12321初步确定齿轮主要的几何参数12322齿轮几何尺寸确定15323齿轮齿面接触强度校核计算16324齿轮齿根弯曲强度校核计算1833Z3、Z4齿轮的设计及强度计算21331初步确定齿轮主要的几何参数21332齿轮几何尺寸确定24333齿轮齿面接触强度校核计算25334齿轮齿根弯曲强度校核计算2734Z5、Z6变速齿轮的设计及强度计算30341初步确定齿轮主要的几何参数30342齿轮几何尺寸确定33343齿轮接触强度校核35344齿轮齿根弯曲强度校核37第4章轴的设计计算3941I轴的设计校核及轴承的寿命计算39411初步估算轴径39412轴上受力分析39413求支反力40414求弯矩并作作弯矩图41415轴的强度校核42416静强度校核44417键强度校核45418轴承寿命计算4642II轴的设计校核及轴承寿命的计算47421初步估算轴径47422轴上受力分析47423求支反力48424求弯矩并作弯矩图49425轴的强度校核50426静强度校核52427键强度校核53428轴承寿命计算5443III轴的设计校核及轴承寿命的计算54431初步估算轴径54432轴上受力分析55433求支反力55434求弯矩并作弯矩图56435轴的强度校核57436静强度校核59437键强度校核60438轴承寿命计算6144卷筒轴的设计计算61441初步估算轴径61442轴上受力分析62443求支反力62444求弯矩并作弯矩图63445轴的强度校核64446静强度校核66447键强度校核67448轴承寿命计算6845牙嵌离合器的强度计算68第5章卷筒的设计计算7051卷筒尺寸的确定7052卷筒容绳量计算7153卷筒筒壳受力计算71结论73致谢74参考文献75附录177附录280第1章绪论11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10O40O，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。12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。1JH5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JH5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。3JH5型回柱绞车的动力源是一台75KW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。JH5型回柱绞车存在的问题目前，JH5型回柱绞车的基本结构，电机为4极，电机功率为75KW，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917R/MIN，钢丝绳平均速度为017M/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21电动机的选择211计算所需主要参数表21绞车基本参数拉力/FKN绳速度/MSV滚筒直径/MD使用年限/H140/17007/03360120002110FVP式中机械效率，估算时取1。慢速KW897410/FVP快速15103212初估电动机额定功率P为输入联轴器效率099，为蜗杆效率080，为开式圆柱齿轮123097，轴承输出效率为098，齿式连轴器效率099。450653254321总电动机所需输出功率1485KW，输入最大功率185KW，慢速时时电机功率153KW；快速时电机功率133KW。213选择电动机表22YB系列三相异步型隔爆电动机额定功率185KW满载时额定电流413A满载时额定转速730R/MIN满载时功率因数COS076最大转矩/额定转矩2堵转电流/额定电流622传动比的分配结构简图如下图21绞车结构原理图慢速R/MIN5436010761N快速923慢速时总传动比065471I快速时总传动比I8293根据上式计算将转速控制在792和1592之间可采用一级蜗杆R/MINR/IN传动和两级直齿传动，传动比分配如下第一级蜗杆减速器205；1I第二级直齿减速器28和05；22第三级减速器传动比355。3I实际总传动比慢速72031II总快速3639总实际输出速度慢速730/20377358R/MIN1N快速730/36392006R/MIN2第3章齿轮的设计31蜗轮减速器的设计311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844，选，。520I1Z424确定许用接触应力H31NVSBPZ由参考文献1表16514，查得；MPA20H由参考文献1图1652，查得439M/SSV润滑方式采用浸油润滑，由参考文献1图1653查得910SZ寿命系数由参考文献3图1654查得930NZ则许用接触应力计算得NVSHBPMPA1865确定弯曲应力，寿命系数。PA185NFPYNY6蜗杆输出转矩M8219950NIPT7确定和M2D根据公式32KTZDMH15022由参考文献1可知1K由参考文献1表1654，取，MM1312几何尺寸计算表31蜗轮蜗杆参数表名称代号计算关系式说明中心距A221MXD51225MM模数MCOSNA1250MM传动比I12ZI205蜗轮变位系数2XMDX2022蜗杆直径系数QQ1896蜗杆轴向齿距APPA3927MM蜗杆齿顶圆直径1DMHD121370MM蜗杆齿根圆直径FCAF8200MM顶隙CMC25MM蜗杆齿高1H211FAD275MM蜗轮分度圆直径2DXZ251250MM蜗轮喉圆直径A2AAHD54300MM蜗轮齿根圆直径2FDFF4880MM蜗轮齿顶高AH22XHMAA1525MM蜗轮齿根高2FCF1225MM蜗轮齿高H212FD2750MM蜗杆轴向齿厚ASMSA1963MM蜗杆法向齿厚CON1916MM蜗杆节圆直径1D221XQX11750MM蜗轮节圆直径2D51250MM313齿面接触强度校核33KDTZVAEH21940式中系数根据参考文献1表16512查得使用系数，；AKAK动载荷系数，；VK15VK材料弹性系数，；EZ0EZ载荷分布系数，；12则PAKDTZVAEHM31694021所以，满足接触强度的要求。PH314齿面弯曲强度校核34SFVAFYMDKT216式中使用系数，；AKAK动载荷系数，；V15V载荷分布系数，；20蜗轮齿形系数，；FSY983FSY导程角系数，；0MPA51621SFVAFYMDKT所以，满足弯曲强度要求。F315散热计算传动中损耗的功率为1432801321PS根据设计要求SCP考虑到自然通风良好，取，W/M15O2KC95O1T20OT则20943A因此，只需使减速箱的散热面积满足计算面积A。32Z1、Z2齿轮的设计及强度计算321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101选择齿轮的材料为CRMNTI204选取小齿轮齿数Z121，大齿轮的齿数Z2565按齿面接触强度设计353211HEADTTUTK1）确定公式内计算数值（1）试选13TK（2）计算小齿轮传递的转矩T1950NP43816524MN（3）根据参考文献1所述取齿宽系数0D（4）由参考文献2表106差得21MPA8EZ（5）由参考文献2表101查差得齿轮材料的接触疲劳强度极限MPA10HIML（6）计算应力循环次数71105642106356HJLNN72984（7）由参考文献2图1019查得接触疲劳系数1612HNHNK（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为1。SAMPSKHNH1254014LIM117662LI222）计算（1）试算小齿轮分度圆直径TD1167312ETTZUTKDM（2）计算圆周的速度VS35401608160NT（3）计算齿宽BM801TDB（4）计算齿宽与尺高之比H/模数621ZMTNT齿高M945NTH6/80/B（5）计算载荷系数根据V03354M/S、8级精度，由参考文献2图108查得V112；K直齿轮，假设，由参考文献2表103查得；10NFKTA1FH由表102查得使用系数；由表104查得8级精度齿轮非对称布置时5ABDH3210608将数据代入后得29477105132K由，根据参考文献2图1013查得；故载荷系数HB/H061FK3924215FHAVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得的M03970331TTKD（7）计算模数1ZMN6按齿根弯曲强度设计36321FSADNYZKTM1）确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表101查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPA850FE（2）由参考文献2图1018查得弯曲疲劳寿命系数91NK，；972FNK；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得41SMPA795641809KFENF3722S（4）计算载荷系数9641015FHAVAK（5）查取齿形系数由参考文献2表105查得；7621FAY2FA（6）查取应力校正系数由参考文献2表105查得；51SA182SA（7）计算大小齿轮的并加以比较FY07595761SA638122F设计计算M1470521704389635NM对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。322齿轮几何尺寸确定表32Z1、Z2齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数M强度计算所得10MM1D2100MM分度圆直径2ZMD5600MM1AH100MM齿顶高2HA100MM1FH125MM齿根高2FMHAFC125MM1225MM全齿高2HFA225MM1AD2300MM齿顶圆直径2MZHDAA25800MM齿根圆直径1FD5ZFF1850MM2FD5350MM中心距A2121MZD3850MM齿数比U1ZU2667323齿轮齿面接触强度校核计算接触应力计算公式37HVATEHKUBDFZ1式中使用系数，由文献1表16236得15；AK动载系数，由文献1图16212查得KV100957；V接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表H16240查得10；HK齿间载荷分配系数，由文献1表13110查得HK；13A节点区域系数，见图16215查得249457；HZHZ弹性系数，由文献1表13110得E189E接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图16216得088102Z则取较大的接触应力值MPA917582101369802194572H计算许用应力38LIMLIHXWLVRNTHPSZ式中接触强度计算的寿命系数，见图16218查得NTZ106469；润滑油膜影响系数，见图16219查得087；LVRZLVRZ工作硬化系数，见图16221查得100；WW接触强度计算的尺寸系数，见图16222查得1；XX接触强度最小安全系数，见表16246查得LIMHS10；LI且大小齿轮选择同种材料则MPA9108170649LIMLI1HXWLVRNTHPSZ所以满足强度条件。P接触安全系数计算39HXWLVRNTHZSLIM19708LIMHXWLVRNTHZS所以满足使用要求。LI324齿轮齿根弯曲强度校核计算弯曲应力计算公式310YKBMFFSVAT式中使用系数，由文献1表16236得15；AKA动载系数，由文献1图16212查得KV100957；V齿向载荷分布系数，由文献1表16240查F10；K齿间载荷分配系数，由文献1表13110查得F；13HA复合齿形系数，由文献1图16223查得FSY434027、398533；1S2FSY抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献1表16215查得069872则；小齿轮MPA2968703421095718036291F大齿轮410952F许用应力计算公式311LIMFXRRELTNTEFPSY式中抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16227查得NTY10；相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16248查RELT得1；RELTY相对表面状况系数，由文献1表162查得RRELT2311；REL抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16228查得XY097；弯曲强度最小安全系数，由文献1表16246查得LIMFS14；LI则MPA958417085LIM1FXRRELTNTEFPSY所以满足强度要求。FP弯曲安全系数FXRRELTLNTEFYS63294158FRELTLTEFY则满足使用要求。LIMFS33Z3、Z4齿轮的设计及强度计算331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101选择齿轮的材料为CRMNTI204选取小齿轮齿数19，大齿轮的齿数671Z2Z5按齿面强度设计32112HEADTTUTK1）确定公式内的各计算数值（1）试选13TK（2）计算小齿轮传递的转矩1T950NP51039718625MN（3）根据参考文献1所述取齿宽系数4D（4）由参考文献2表106差得21MPA8EZ（5）由参考文献2表101查得齿轮材料的接触疲劳强度极MPA10LIMH（6）计算应力循环次数611058912076HJLNN263589（7）由参考文献2图1019查得接触疲劳系数5121HNHNK（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为1。SMPA1276A016LIM11HNH485352LI22SK2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径T1D180312ETTZUTKM（2）计算圆周的速度VS1260160782160NDT（3）计算齿宽BM1TDB（4）计算齿宽与尺高之比H/模数M4791ZDTNT齿高325NTH5646B/（5）计算载荷系数根据V013M/S、8级精度，由参考文献2图108查得V1；K直齿轮，假设，由参考文献2表103查得；M10NBFKTA1FH由表102查得使用系数；由表104查得8级精度齿轮非对称布置时ABDKH3210601851将数据代入后得67032由，根据参考文献1图1013查得；故载荷系HB/HK1FK数4301FHAVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得的M19438031TTKD（7）计算模数1ZMN6按齿根弯曲强度设计321FSADNYZKTM1）确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表101查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPA850FE（2）由参考文献2图1018查得弯曲疲劳寿命系数；9801FNK；1FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得41SMPA594180KFENF6222S（4）计算载荷系数47211FHAVAK（5）查取齿形系数由参考文献2表105查得；8521FAY2FA（6）查取应力校正系数由参考文献2表105查得；41SA74812SA（7）计算大小齿轮的并加以比较FY074591821SA0586874122SAFY设计计算M49071970342325NM对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。332齿轮几何尺寸确定表33Z3、Z4齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数M强度计算所得103D1900MM分度圆直径4ZMD6700MM3AH100MM齿顶高4HA100MM3FH125MM齿根高4FMHAFC125MM3H225MM齿全高4FA225MM齿顶圆直径3ADMZHDAA22100MM4AD6900MM3F1650MM齿根圆直径4FD52MZHDFF6450MM中心距A43434300MM齿数比U34ZU353333齿轮齿面接触强度校核计算接触应力计算公式HVATEHKUBDFZ1式中使用系数，由文献1表16236得10；AK动载系数，由文献1图16212查得KV100328；V接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表H16240查得10；HK齿间载荷分配系数，由文献1表13110查得HK；13A节点区域系数，见图16215查得249457；HZHZ弹性系数，由文献1表13110得EZ189EZ接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图16216得08808Z则取较大的接触应力值MPA710491HVATEHKUBDF计算许用应力LIMLI1HXWLVRNTHPSZ式中接触强度计算的寿命系数，见图16218查得NTZ116419；润滑油膜影响系数，见图16219查得088；LVRLVRZ工作硬化系数，见图16221查得100；WZW接触强度计算的尺寸系数，见图16222查得1；XX接触强度最小安全系数，见表16246查得LIMHS10；LI则12694MPALIMLI3HXWLVRNTHPSZ所以满足强度要求。HP接触安全系数计算HXWLVRNTHZSLIM1704926LILTZ所以满足使用要求。LIMHS334齿轮齿根弯曲强度校核计算弯曲应力计算公式YKBMFFSVAT式中使用系数，由文献1表16236得10；AKA动载系数，由文献1图16212查得KV100328；V齿向载荷分布系数，由文献1表16240查得F10；K齿间载荷分配系数，由文献1表13110查得F；13HA复合齿形系数，由文献1图16223查得FSY442487、397332；1S1FSY抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，由文献1图Y16215查得069842Y则小齿轮MPA38109694204287328170241F大齿轮732F许用应力计算公式LIMFXRRELTNTEFPSY式中抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16227查得NTY10；相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16248查得RELT1；RELTY相对表面状况系数，由文献1表162查得RRELT2311；RELT抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16228查得XY097；弯曲强度最小安全系数，由文献1表16246查得LIMFS14；LIMFS则较小的许用应力MPA958417085LIFXRRELTNTEFPY所以满足强度要求。弯曲安全系数FXRRELTLNTEFYS1238495FXRRELTLTEFY则满足使用要求。LIMFS34Z5、Z6变速齿轮的设计及强度计算341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101选择齿轮的材料为CRMNTI204选取小齿轮齿数21，大齿轮的齿数561Z2Z5按齿面强度设计32112HEADTTUTK1）确定公式内的各计算数值（1）试选13TK（2）计算小齿轮传递的转矩11950NPT43816524MN（3）根据参考文献1所述选取齿宽系数0D（4）由参考文献2表106差得21MPA8EZ（5）由参考文献2表101查差得齿轮材料的接触疲劳强度极限MPA10LIMH（6）计算应力循环次数71105642106356HJLNN7284（7）由参考文献2图1019查得接触疲劳系数1312HNHNK（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为1。SMPA1254041LIM11HNH332LI22SK2计算（1）试算小齿轮分度圆直径T1D170312ETTZUTKM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M50D（2）计算圆周的速度VSM90116035160NDVT（3）计算齿宽B根据齿轮的许用最小分度圆71TDB（4）计算齿宽与尺高之比H/模数由已知的低速级中心距确定）M021ZANT齿高5TH63/B（5）计算载荷系数根据、8级精度，由参考文献2图108查得V12；直齿轮，M/S901VK假设，由参考文献2表103查得；由表10NBFKTA1FH2查得使用系数；由表104查得8级精度齿轮非对称布置时5AK117BDH32106011由，根据参考文献2图1013查得；故载荷系数HB/K9FK51HAVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得的M0831TTKD6按齿根弯曲强度设计321FSADNYZKTM1确定公式内的各计算参数（1）由参考文献2表101查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPA850FE（2）由参考文献2图1018查得弯曲疲劳寿命系数，91NK；960FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得41SMPA594180KFENF629622S（4）计算载荷系数41FHAVAK（5）查取齿形系数由参考文献2表105查得；3621FAY2FAY（6）查取应力校正系数由参考文献2表105查得；701SA5912SA（7）计算大小齿轮的并加以比较FY06359713621SA1822SAFY设计计算M4850712670143835NM对比计算结果选取模数能同时满足接触强度和弯曲强度。342齿轮几何尺寸确定表34Z5、Z6齿轮参数表格名称代号计算关系说明模数M强度计算所得105D51000MM分度圆直径6ZMD2600MM5AH1000MM齿顶高6HA1000MM5FH1250MM齿根高6FMHAFC1250MM5H2250MM齿全高6FAH225MM5AD5300MM齿顶圆直径6MZHDAA22800MM5FD4850MM齿根圆直径6F52MZHDFF2350MM中心距A65654300MM齿数比U56ZU05343齿轮接触强度校核接触应力计算公式HVATEHKUBDFZ1式中使用系数，由文献1表16236得15；AK动载系数，由文献1图16212查得KV104328；V接触强度计算的齿向载荷分布系数，由文献1表H16240查得10；HK齿间载荷分配系数，由文献1表13110查得HK；213A节点区域系数，见图16215查得249457；HZHZ弹性系数，由文献1表13110得E189E接触强度计算的重合度与螺旋系数，由文献1图Z16216得087759Z则取较大的接触应力值MPA1761HVATEHKUBDF计算许用应力LIMLIHXWLVRNTHPSZ式中接触强度计算的寿命系数，见图16218查得NTZ106469；润滑油膜影响系数，见图16219查得087；LVRLVRZ工作硬化系数，见图16221查得100；WZW接触强度计算的尺寸系数，见图16222查得1；XX接触强度最小安全系数，见表16246查得10；LIMHSLIMHS则MPA9108LIMLIHXWLVRNTHPSZ所以满足强度条件。P接触安全系数计算HXWLVRNTHZSLIM3176908LIMHXWLVRNTHZS所以满足使用要求。LI344齿轮齿根弯曲强度校核弯曲应力计算公式YKBMFFSVAT式中使用系数，由文献1表16236得176；AKA动载系数，由文献1图16212查得KV104328；V齿向载荷分布系数，由文献1表16240查得F10；FK载荷分配系数，由文献1表13110查得；F213HAK复合齿形系数，由文献1图16223查得SY399462、419757；1FS2FSY重合度系数，由文献1图16215查得069392Y则小齿轮MPA81256930423104328761029381F大齿轮MPA8126930462310432876102938F许用应力计算公式LIMFXRRELTNTEFPSY式中抗弯强度计算寿命系数，由文献1图16227查得NTY10；相对齿根圆角敏感性系数，由文献1表16248查得RELT1；RELTY相对表面状况系数，由文献1表162查得RRELT2311；REL抗弯强度计算的尺寸系数，由文献1图16228查得XY097；弯曲强度最小安全系数，由文献1表16246查得LIMFS14；LI则较小的许用应力MPA958417085LIMFXRRELTNTEFPSY所以满足强度要求。弯曲安全系数FXRRELTLNTEFYS13826495RELTLTEFY则满足使用要求。LIMFS第4章轴的设计计算41I轴的设计校核及轴承的寿命计算411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2611查得材料的机械性能数据为600，360，270，155BMPASPA1MPA1PA由于材料是45钢，由参考文献1表1932选取115，则得AAMIND369841352M取最细直径为84669MM。412轴上受力分析I齿轮轴传递的转矩T11950PN43816524MN式中轴传递扭矩，；1MN轴功率，；PKW轴转速，；NR/IN1487375F12TDNFRTAN1487375036535455T535455R413求支反力在垂直平面内的支反力根据；0AM0FBARFBR267727AN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0F9105624380230DTF0BMFCBARTAS；5310SN3704BSN414求弯矩并作作弯矩图轴在垂直平面内所受的弯矩2677750113302532AYMMN轴在水平面内所受的弯矩31035011335064AX372015310748BX由于齿轮作用力在B截面作出的最大合成弯矩203137；2BZYMMN转矩38114；1TMN图41轴弯矩图415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ABMWMPA31401276式中抗弯断面系数，由文献1表19316计算得W301D643M由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0MSMAK118709231456式中45钢弯曲对称应力时的疲劳极限，270；11MPA正应力有效应力集中系数，由文献1表1936按键K槽查得15；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表1938查得092；尺寸系数，由文献1表19311查得07；剪应力幅为AM12PTWMPA03187436式中抗扭断面系数，由文献1表19316计算得PP610873SMAK192301207089156式中45钢的扭转疲劳极限，15511MPA剪应力有效应力集中系数，由文献1表1935按键槽查得189；K表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表1938查得08；尺寸系数，由文献1表19311查得07；平均应力折算系数，由文献1表19313查得021；S2S52839182由参考文献1表1934可知，故S，该轴B截面是安全的。S416静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式2SSSSSS式中只考虑弯曲时的安全系数；SS只考虑扭转时的安全系数；S，MAXSSBSMWMAXSSPSTW式中材料的拉伸屈服点；S材料的扭转屈服点由19314查得（）；S907BS，轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。MAXMAT，16254370AXWSSS9712438MAXPSSWTS519721652SSSSSSS根据参考文献2表19314得，所以满足静强度要求。S417键强度校核根据公式2PKLDT式中转矩，；TMN轴的直径，；D键与轮毂的高度,；K键的工作长度,；LM键连接的许用挤压强,。PAMPA739160805432PKLDT由参考文献1表62查得许用压强满足。P5418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ORCKNCR205；预计寿命KN50HL计算派生轴向力根据参考文献1表137查得派生轴向力的计算公式RDF68轴承支反力267727，3703431RFN2R则N345183704682D计算当量动载荷DRPYFXFP式中载荷系数，由参考文献1表136查得12；PFPF径向动载荷系数，由参考文献1表135差得1；，XX轴向动载荷系数，由参考文献1表135差得0；YYN16437012P寿命计算公式LH（）160NPCR310764214205630H式中P轴承所受实际动载荷H5072HHL所以所选轴承符合工作要求。42II轴的设计校核及轴承寿命的计算421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2611查得材料的机械性能数据为600，360，270，155BMPASPA1MPA1PA由于材料是45钢，由参考文献2表1932选取115，则得AAMIND3386415073M取最细直径为95。422轴上受力分析该轴传递的转矩34761350495022NPTMN式中轴传递扭矩，；2MN轴功率，；PKW轴转速，；NR/I14797421DTFNFRTAN1479740365327064T5327064R423求支反力在垂直平面内的支反力根据；0AM0FBARB0A则BAFRBYN2638278419AY145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0F01023DTFN71862347BM0F0BARCRAX00BXRAXRF则BACFRRAX0N6403358571626457120180AXRB424求弯矩并作弯矩图在垂直平面内轴所受的弯矩1141514008091321AXMMN齿轮在水平面的弯矩40636008325088AY8379620643718RX齿轮作用在B界面的弯矩最大36717942BXYMMN转矩3472T图42II轴弯矩图425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ABMWMPA9615023746式中抗弯断面系数，由文献1表19316得W63M由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0SMAK106789201576式中45钢的扭转疲劳极限，；1MPA正应力有效应力集中系数，由文献1表1936按键K槽查得15；表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表1938查得092；尺寸系数，由文献1表19311查得068；剪应力幅为AM12PTWMPA140637式中抗扭断面系数，由文献1表19316查得PWP36M14SMAK10713420680566式中45钢的扭转疲劳极限，；1MPA剪应力有效应力集中系数，由文献1表1935按键槽查得146；K表面质量系数，轴经彻削加工，按文献1表1938查得08；尺寸系数，由文献1表19311查得068；平均应力折算系数，由文献1表19313查得021；S2S26071362由参考文献1表1935可知，1325故，该轴B截面是安全的。S426静强度校核危险截面安全系数的校核计算公式2SSSSSS式中只考虑弯曲时的安全系数；SS只考虑扭转时的安全系数；，MAXSSBSMWMAXSSPST式中材料的拉伸屈服点；S材料的扭转屈服点，由19314查得（）；6205BS，轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩。MAXMAT，523079461MAXWMSSS32640371MAXPSSWTS1232652SSSSSSS根据文献2表19314得所以满足静强度要求。S427键强度校核根据公式2PZHLDTPM式中载荷分配不均匀系数，一般08；07花键的齿数；Z花键齿侧面的工作高度；H花键的平均直径；MD花键连接的许用压力。PPAMZHLDTP2MPA91401350107543723由参考文献1表63，查得20，满足使用要求。PMAP428轴承寿命计算轴承选用NJ220HJ220型，基本额定静负荷125；基本额定动负ORCKN荷CR160；预计寿命KN50HL轴承支反力267727，3703431RFN2RFN计算当量动载荷DRPYXFP式中载荷系数，由参考文献1表136查得12；PFPF径向动载荷系数，由参考文献1表135差得X1；，X轴向动载荷系数，由参考文献1表135差得Y0；YN370431P寿命计算公式LH（）160NCR3096116530H式中P轴承所受实际动载荷09614HHLL所以所选轴承符合工作要求。43III轴的设计校核及轴承寿命的计算431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CR402611查得材料的机械性能数据为1000，800，485，280BMPASPA1MPA1PA由于材料是，由参考文献2表1932选取98，R40A则得AMINDP3698721983M取最细直径为100432轴上受力分析该轴传递的转矩79372195023NPTMN各