JH-8型回柱绞车设计【慢速绞车】【卷扬机】【说明书+CAD】
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慢速绞车
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河南理工大学本科毕业论文（设计）摘 要矿用回柱绞车，又称慢速绞车,是用来拆除和回收矿山回采工作面顶柱的机械设备的提升机。牵引力大和牵引速度慢是矿用回柱绞车的主要性能。现阶段，我国煤矿工业正以日新月异的速度发展。在井下回采工作中，当一个工作面的煤层开采完了以后，就要进行放顶。由于回柱作业属危险性工作，工作人员不能直接进入回柱空顶区，而且金属成本较高，液压支柱若不收回，则必然造成极大的浪费。如果人工回收支柱，安全性差、效率也很低。此时可把回柱绞车布置在距回柱空顶危险区段较远的安全地段，用钢丝绳钩头来拉倒和回收顶柱。由于它的高度较低重量又轻，持别适用于薄煤层、和急倾斜煤层采煤工作面，以及各种采煤工作面回收沉入底板或被矸石压埋的金属支杖。回柱绞车除可用来回柱放顶工作外，也可用来拖运重物和调运车辆等。使用回柱绞车回收既经济，又迅速，符合现代化工业生产的高生产率和先进的技术经济指标。根据矿山机械的特殊要求，本文重点设计齿轮传部分和卷筒部件与制动器部件，两个部件是提升机的关键部分，卷筒强度不够导致的直接后果就是筒壳被压溃、焊缝开裂等；制动器是绞车的制动装置，制动装置的作用是克服和抵消提升机运动系统的惯性力，使之停止运动；以及在系统处于停止状态下时，制动系统可能由于重力作用产生的运动。总之，是为了制动提升机的运动，使之处于停运状态的一些设置。关键词：回柱绞车 齿轮传动 卷筒部件 制动器 AbstractMine recycling mainstay winch, which is also called slowly winch, it is widely used to dismantle and recovery the coal mining machinery and equipments, larger traction engine and slowly speed are the main properties of the recycling mainstay winch. Currently, our countrys coal mining industry is developing rapidly,In the work of underground coaling， we will release top-coal when a place of work after the coal mining. Due to the recovery of hydraulic prop assignments, workers cannot risk directly into the whole area, prop-pulling， And the high cost of metal， If hydraulic prop cannot be recovered, It will cause a larger waste. If using artificial recycling hydraulic props, It is poor safety and low efficiency。This can be arranged in winch is empty section top prop-pulling far safer ground, use rope hook head to pull down and recycling spots. Because of its low weight light, it is very applicable in the thin coal seam, and steep coal seam mining face, and various mining face slab or sink recycling waste metal staff of pressure. Prop-pulling hoist can recycle hydraulic prop，release top coal ,it is also available to transfer the weight and the transport vehicles, etc. It is economic and quickly to use prop-pulling hoist to recycle hydraulic props, It complies with the standards of modern industrials high productivity and advanced technical economic indexes.According to the special requirements of mining machinery, This article mainly design gear-transmission, drum brake parts and roll-cylinder, two parts is the key part of the hoist, insufficient strength to block the direct consequence of cylinder shells were crushing, weld cracking, etc. The brake is hoist brake, brake is overcome and offset machine movement of the inertial force system, stop motion, And in the system to a standstill, braking system may be due to the gravity of movement. Anyhow, in order to brake, the movement of some lines in the state.Key words: recycling mainstay winch gear-transmission braking system roll-cylinderII 目录前 言11 JH-8型回柱绞车的概述22 原始数据83 工作条件84 方案的初步拟定95 总体设计126 蜗轮蜗杆传动件设计167 齿轮的传动设计197.1齿轮模数的确定197.2齿轮的变位217.3齿轮结构设计317.4齿轮结构的润滑318 蜗轮齿轮轴设计328.1轴的材料选择328.2求作用在蜗轮和齿轮上的力329 中间轴设计359.1选材359.2基本轴径估算359.3轴上零件布置359.4轴的结构设计3510 滚筒及主轴的设计计算3710.1滚筒的设计3710.2主轴的设计3810.3主轴的强度校核4011 轴承的校核4412 键的选择与校核4513 联轴器的选择4514 回柱绞车制动器设计4514.1绞车上应有的安全装置4714.2回柱绞车制动器的作用4814.3回柱绞车制动器的选用和设计4814.4回柱绞车的使用与维修52致 谢56参考文献57i前 言JH系列回柱绞车主要供煤矿井下回柱放顶之用。特别适用于薄煤层和急倾斜煤层采煤工作面，亦可用来拖运重物和调度车辆。随着机械化采煤程度的提高，它越来越多地被广泛用于机械化采煤工作面，作为安装、回收牵引各种设备称备件之用。回收的支柱可重新加工利用，投入到生产中去。JH系列绞车均采用球面蜗轮副传动，具有结构紧凑、外型尺寸小和隔爆性能，均能整机下井；绞车结构对称布置，呈长条形，底座呈雪橇状，故在井下自移平稳灵便；绞车重心低，底座刚性好，既可打顶柱，也可安设地锚，因此安装方便，运转平稳，安全可靠。JH-8型回柱绞车由防爆电机、圆弧面蜗杆减速器、齿轮传动减速器、滚筒、主轴、制动器等组成。它具有结构紧凑、体积较小（适合井下巷道狭长的工作环境）、重量较轻（可经常移动）载荷平稳、仅受轻微冲击等优点。使用回柱绞车回收支柱既经济，又迅速，符合现代化工业生产的高生产率和先进的技术经济指标。在这次设计中我主要把绞车的总体设计、滚筒及主轴的设计和制动器的设计作为我的设计重点。在设计中力求使我设计的产品结构合理、经济耐用，有所创新现阶段，我国煤矿工业正以日新月异的速度发展。矿用回柱绞车的用量一定会大幅度的增加,对回柱绞车的性能和质量要求也会越来越高.通过对绞车的不断设计更新改进，可以缩短绞车设计周期，提高产品的设计质量，提高企业的技术创新能力和市场竞争能力,也能提高煤矿的产煤能力,改善工人的生产条件1 JH-8型回柱绞车的概述1.1 JH-8型回柱绞车型号含义和组成1.1.1型号含义： J卷扬机类，H回柱绞车，8钢丝绳拉力8（kf）。1.1.2主要组成部分JH-8型回柱绞车由电动机，圆弧面蜗杆蜗轮减速器，中间轴，卷筒，底盘五大部分组成,如下面的JH-8型回柱绞车传动系统图所示:1-1 JH-8型回柱绞车传动系统图1电动机2联轴器3蜗轮4圆弧面蜗杆5内齿轮6拨块7滑移齿轮8锥面端盖9过桥齿轮10大齿轮11滚筒其传动原理是：绞车由电动机1经联轴器2,经一级圆弧面蜗杆蜗轮3与4,再经一级圆柱齿轮7与10(中间设有过桥齿轮9),传递到滚筒.绞车设有滑移齿轮7,与蜗轮轴上内齿轮5相啮合,起离合器作用.当柱子拉倒后,可反向回绳,亦可推动离合手把,使滑移齿轮7脱离内齿轮5,滚筒即可自由旋转,此时可进行放绳,为了防止放绳过快,可推动离合手把至极限位置,使滑移齿轮7的摩擦锥面与固定在蜗轮箱端面的端盖的锥面结合,产生制动作用. 1.2 传动结构的特点传动系统都有一级减速比很大的蜗轮蜗杆传动，皆具备自锁功能，不会发生重物拉动滚筒旋转情况；总传动比大(i150230)，能在电动机功率较小时，获得较大的牵引力；具有整体结构，便于移动和安装，甚至可以利用回柱绞车牵引力来牵引绞车本身移动；有的在电动机联轴器上装有手动制动闸，有的在蜗轮减速器输出轴上装有活动齿轮和锥形摩擦制动器，使回柱绞车可以按信号准确停位，并能从滚筒上自由放绳(不受蜗杆传动自锁影响)，且可控制放绳速度，防止松绳和乱绳；电气控制装置比较简单，皆具备隔爆性能，可用于有瓦斯、煤尘的环境场所；因蜗轮蜗杆传动效率低，易造成发热和温升过高,所以必须重视润滑和维护。1.3回柱绞车在井下回采工作面的布置方式1.3.1回柱绞车安装在回风巷内回柱绞车安装在回风巷内的位置、应符合作业规程规定.如图1-2所示.图1-2 在回风巷布置回柱绞车1回风巷2 回柱绞车3 导向轮回柱绞车安装在回风巷内布置方式的优点有：回栓绞车不需经常搬迁；适合于煤层倾角较大、顶板破碎、压力较大的工作面。缺点有；回柱绞车可能影响回风巷人员行走和材料运输工作；钢丝绳牵引时要绕过一个拐直角的导向轮，钢丝绳受力大，容易损坏；要求固定拐角导向轮的柱子或锚杆等必须牢固.1.3.2回柱绞车安装在回采工作面上端回柱绞车布置在紧靠回风巷，且在工作面的上端相密集支柱之间如图1-3所示。图1-23在回采工作面上布置回柱绞车1 回风巷 2 回柱绞车 3 钢丝绳回柱绞车安装在回采工作面上端布置方式的优点有：钢丝绳牵引不必拐弯，直线牵引，钢丝绳运行阻力小，不易损坏；不影响回风巷内人员走动和材料运输工作。缺点有：每进行一次循环都要移动回柱绞车；要求在顶板条件较好和煤层倾角较小的条件下采用。当顶板压力较大时，机座受力后易变形；顶板严重冒落时可能埋住绞车，移动和检修都很困难。这种布置方式很少采用。1.3.3回柱绞车直接安装在工作面回柱绞车直接安装在工作面的多台布置,方式如图1-4所示.图 1-34在工作面上布置数台绞车1 回风巷 2 回柱绞车 3 刮板输送回柱绞车直接安装在工作面的多台绞车布置方式的优点有：多台同时回柱，加快回柱进度，特别适合需要回柱的普通机械化采煤工作面，如使用刨煤机的回采工作面；不影响回风巷内的人员走动和材料运输工作；钢丝绳牵引不必拐弯，直线牵引，钢丝绳运行阻力小，不易损坏。缺点有：每进行次循环都要移动回柱绞车；要求在顶板条件较好和煤层倾角较小的条件下采用；顶板冒落也有可能埋住绞车，移动和检修都很困难。这种布置方式是在回柱工艺时间大大超过采煤工艺时间的情况下采用，可提高采煤工作面生产能力和经济效益，但应在确保安全的前提下谨慎推广使用1.4 回柱绞车结构的一般分析回柱绞车按传动机构可分为普通蜗杆蜗轮传动和圆弧面蜗杆传动：1.4.1普通蜗杆蜗轮传动采用普通的蜗杆蜗轮传动机械效率低，具有结构结实耐用的优点，但体积重量都很大，搬运困难，不适于井下狭窄环境和经常移动的特点，故此类回柱绞车不再生产。1.4.2圆弧面蜗杆传动现在生产的各种回柱绞车均采用圆弧面蜗杆传动，机械效率提高到约为0.850.9，机器的体积和重量都相应减小。1.5不同型号的回柱绞车的比较目前，各制造厂生产的回柱绞车主要有JH-5、JH-8、JH-14三种型号，现将其主要技术规格列表如下，以便作对比。 表1-1 回柱绞车主要技术规格项目 单位 型号JH-5 JH-8 JH-14牵引力 公斤力最大5750最大8000最大14000最小4250最小6765最小10000卷筒直径 毫米 280 300 394 绳 速 米/分 10.2 5.934 8.22 钢丝绳直径 毫米 16 17 22 容绳量 米 80 80 80 总减速比 157 181.2 170功率千瓦 8 11 15 电压 伏380/660380/660 380/660 转速转/分 1465 970 734 外型尺寸 毫米140353050015505306702798933900重量（包括电机） 公斤 867 6502537由上表可以看出：JH-5型和JH-8型回柱绞车具有体积小、重量轻、挪移和安设方便的特点。但缺点是容绳量和牵引力较小。JH-14型回柱绞车体积和重量都较大，但容绳量和牵引力都比JH-5和JH-8型大。煤矿回采工作面所用支柱以前多为木支柱，回柱时所需牵引力较大；现在支柱常用金属支柱和液压单体支柱，回柱时的牵引力比以前有所减小。故而目前煤矿用JH-5和JH-8型的多一些。1.6国内外回柱绞车发展现状国外矿用小绞车的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式.传动型式有皮带传动、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。国外矿用小绞车规格比较多，适用不同场合，我国矿用小绞车的规格少，品种型号多而乱，也较繁杂，没有统一标准。从工作机构上分，国外有单筒、双筒及摩擦式三种，我国只有单筒一种型式。从原动力上分，国外有电动的、风动的及液压驱动，我国只有电动的和少量风动的。我国矿用小绞车在寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联有着一定的差距。苏联矿用小绞车使用寿命规定在5年以上，我国目前不具备测试手段寿命无法考核，但从对用户的访问中得知，寿命达不到5年，噪音也较大。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国。纵观国内外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点。向标准化系列化方向发展； 向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展； 向高效节能方向发展；向寿命长、低噪音方向发展；向一机多能、通用化方向发展； 向大功率方向发展；向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。我这次毕业设计就是根据煤矿的实际需要，对JH-8型回柱绞车进行设计。2 原始数据3 工作条件工作年限:10年（每年按300天计）；工作班制：两班；机器用途:煤矿井下回收支柱用的慢速绞车;工作情况:工作稳定、平稳,间歇工作,绳筒转向定期变换;运动要求:绞车绳筒转速误差不超过8%;工作能力:储备余量10%。4 方案的初步拟定JH-8型回柱绞车要求结构紧凑、体积较小（适合井下巷道狭长的工作环境）、重量较轻（可经常移动）载荷平稳、仅受轻微冲击。本绞车是由防爆电动机、弹性联轴节、蜗轮蜗杆减速器、过桥齿轮、卷筒、底座等部件组成。根据所给的设计数据、结构要求、机械的工艺性能和总传动比等条件，经过对回柱绞车常用型号的传动方式比较,初步选定本回柱绞车机械传动系统的类型，并拟定从动力机到工作机构之间机械传动系统的设计方案和总体布局。其传动结构图如下图4-1所示:图4-1 JH-8型回柱绞车的传动结构图1、电动机 2、联轴器 3、蜗轮蜗杆减速器 4、小齿轮 5、中间齿轮 6、大齿轮 7、滚筒4.1 各部件的结构及其特征电动机:绞车采用专用防爆电动机、电动机为F级绝缘。减速机构:减速器采用一级圆弧蜗轮和一级齿轮传动。在蜗轮传动机构中蜗杆左端装有调节环和紧定螺钉等零件，右端装有轴承盖，挡盖等零件，用来调节蜗轮轴向位置和轴承轴向间隙。JH-8型在挡盖右侧蜗轮轴上装有内齿离合器，与内齿离合器相啮合的徘徊齿轮，与蜗轮轴滑动配合，操纵手柄，拨叉拨动滑移齿轮沿蜗轮轴左右滑动，达到与内齿离合器离合的目的。蜗轮箱体由箱盖、箱底上下两部分合成，右侧下部有放油孔。过桥齿轮部件:过桥齿轮是为了适应绞车结构上的需要（加大卷筒轴和蜗轮轴的中心距）而设置的，心轴固定在箱体中部。过桥齿轮轴心钻油孔，外端加油塞，组成挤压式油杯。卷筒部件:卷筒部件主要由主轴、卷筒、大齿轮、轴承座等组成。大齿轮固定在卷筒上，卷筒安装在卷筒主轴上的两个滚动轴承上。主轴两端用轴承支座和齿轮箱壁支承。卷筒上设有穿绳孔，将绳头穿入后用绳卡和螺钉紧固。底座:底座是用槽钢及钢板焊接，呈长条形，雪橇状。卷筒部件、蜗轮减速机部件、电动机等部件，自左至右分别装在底座上形成一个整体。底座上焊有钢环，以便绞车在井下安装、固定及移动、拖运之用。4. 传动结构的特点 图4-2传动结构的特点电动机与减速器的蜗杆直接相联，电机的输出轴与减速器的输入轴在同一轴线上，这种直线联接方式不仅结构最简单，而且传动效率最高。减速器传动：由于本回柱绞车的总减速比较大，为i=181，因此采用动力蜗杆减速器。动力蜗杆传动的最大特点是：传动比大、结构紧凑、工作平稳、无噪声、自锁性能好。对于本回柱绞车，要求卷筒能够自锁，即卷筒的正反转只能由电动机的正反转来控制；当电源切断时绞车要马上停止工作，而卷筒本身不能自由转动，以免发生事故。而此时蜗轮蜗杆传动就能起到这个作用：因为若取蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角，则当蜗轮主动时，机构自锁，即只能蜗杆带动蜗轮，而不能蜗轮带动蜗杆。因此，采用蜗轮蜗杆减速器，就能保证卷筒的自锁性。这就是本回柱绞车设计采用蜗杆减速器的一个重要原因。但是，采用蜗杆减速器也有缺点，就是传动效率低，这点应在具体的蜗杆减速器设计中充分重视，并设法提高。采用圆弧齿圆柱蜗杆，就是提高效率的一种措施，这是一种新型的传动装置。它与普通的蜗杆传动相比，其不同在于具有良好的润滑条件，使齿面之间建立连续的润滑油膜形成液体摩擦，从而降低摩擦系数，减轻磨损，提高了承载能力和效率。因此，它具有承载能力大，使用寿命长，效率高（高10-15%）等优点。齿轮传动:选择齿轮传动，是由于齿轮传动具有工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和速度适用范围广等优点。因斜齿轮传动时会产生轴向力，对传动不利。若采用人字齿轮，虽可使齿轮轴向力自行抵消，但人字齿轮制造比较困难，所以选择直齿轮传动。从结构上看：如果让蜗轮轴上的齿轮与主轴上的齿轮啮合，由于传动比大，会造成两齿轮大小相差过甚，大齿轮太大以至于不好安装和制造，而且外形尺寸也会太大。另外，蜗轮轴上的小齿轮也不能太小，因为根据强度要求限制了轴径，从而控制小齿轮的尺寸只能小到某一程度。否则，会给加工成本带来诸多不便。况且卷筒和大齿轮以及蜗轮尺寸都较大，让蜗轮上的齿轮与卷筒上的齿轮直接啮合，受尺寸限制，不容易做到。基于以上原因，决定增加一个中间轴.轴上安装一个过桥齿轮。这样，既可以得到合适的传动比，又可以令整体布局合理。现代生产的发展，无论在承载能力、工作可靠稳定方面，还是在结构尺寸和重量方面，对齿轮的传动的要求愈来愈高。标准齿轮由于存在一些缺点限制了它的应用范围。为了满足设计要求，我决定设计三个变位齿轮，作为改善齿轮传动质量的有效方法。5 总体设计5.1 电动机的选择5.1.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件：通常生产场所所用的都是三相交流电源，所以采用交流电动机；由于回柱绞车主要用于井下回收支柱用,为防止瓦斯、粉尘等有害气体引起爆炸,所以电动机需要选用矿用防爆电机；鉴于防爆电机安全可靠、经济合理、维护方便的选用原则，为此我选择Y系列三相异步防爆电机。5.1.2电动机功率的选择卷筒所需要的有效功率为：= kw =8.13 kw;其中, 为绳筒轴的输出效率，取为1.电动机输出功率为：=/查1表2-2得从电动机到绳筒之间各传动机构和轴承的效率：柱销联轴器效率=0.99；蜗轮蜗杆减速器传动效率=0.8；滚动轴承传动效率=0.99；圆柱齿轮传动效率=0.98。则总传动效率=0.990.8=0.74；=/=/ kw=10.89 kw；取电动机的额定功率为11 kw。5.1.3电动机转速的选择由于是在井下工作，需要考虑其安全可靠，所以选用YB160系列防爆三相异步电动机，其额定转速为970 r/min.5.1.4电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速，查2选择电动机型号为YB160-6型三相异步防爆电动机，查2表16-1-89知电动机的机座中心高为160 mm，外伸轴颈为42 mm，外伸轴长度为110 mm。5.2 计算传动装置总传动比和分配传动比5.2.1传动装置总传动比i=187.6 ；其中为电动机的满载转速=910 r/min.算得的传动比与已知的总传动比i=181相差不大，故所选择的电动机型号合适。5.2.2分配各级传动比根据机械传动系统的设计方案把总传动比分配到各级传动上，并要求各级传动结构紧凑，承载能力高，工作可靠，制造经济和效率高.各级传动比的连乘积应等于总传动比，即i=i.i.i式中，i、i、i分别为各级传动的传动比。根据i=157.并参考现有同类回柱绞车，确定各传动的传动比为：蜗轮蜗杆传动比：i=29.92第一对齿轮传动比：i=1.73 第二对齿轮传动比：i=3.5总传动比i=i.i.i=29.921.733.5=181.17181.5.2.3计算机械传动系统的性能参数机械传动系统的性能参数包括各级传动的转速、功率、扭矩等。这是机械传动系统方案优劣的重要指标，也是各级传动强度设计的依据。计算各轴转速： n=970r/minn= n=970r/minn=970=32.42r/minn=32.42=18.74r/minn=18.74=5.35r/min计算各轴功率 ：P=11kw P= P=110.99=10.89kw P= P=10.890.80.99=8.62kw P= P=8.620.990.98=8.36kwP= P=8.360.990.98=8.11kw计算各轴扭矩：T=9550=9550=108.30 NmT=9550=9550=107.22 Nm T=9550=9550=2539.20 Nm T=9550=9550=4260.30 Nm T=9550=9550=14476.73 Nm 表5-3 计算机械传动系统的性能参数轴功率P（kw）转速n(r/min)转矩T（Nm）电机轴蜗杆轴轴轴轴1110.898.628.368.1197097032.4218.745.35108.30107.222539.204260.3014476.736 蜗轮蜗杆传动件设计6.1选择蜗杆传动类型根据GB/T100951988的推荐,采用圆弧面蜗杆(ZI)6.2选择材料根据设计要求,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度是慢速,故蜗杆用45钢,因需要效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1（铸锡磷青铜ZcuSn10P1主要用于重要的减磨零件，如轴承、轴套、蜗轮、摩擦轮、机床丝杠螺母等）,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,轮芯用灰铸铁HT100铸造.6.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.确定作用在蜗轮上的转矩:由前面计算可知T=2539200Nmm;确定载荷系数K:因工作较稳定,故取载荷分布不均有系数;由表11-5选取使用系数;于转速不高,冲击不大,可取动载系数,则K= =1.151.051=1.21确定弹性影响系数:因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故确定接触系数:先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值,从中查得确定许用接触应力:根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZcuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可得蜗轮得基本许用应力应力循环次数 N=60j=60132.4228000=5.5寿命系数 =0.808则 =0.808268=216.5MPa计算中心距a=241.7取中心距a=150mm,根据传动比，从手册中取模数m=6,蜗杆分度圆直径=60mm.这时/a=0.40,可得接触系数=2.78, 因为,因此以上计算结果可用.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距=3.14m=3.146=18.84mm径系数;齿顶圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚=3.14m=3.146=9.42mm蜗轮蜗轮齿数;变位系数=0蜗轮分度圆直径 =m=640=240mm蜗轮喉圆直径 =+2=240+28=256 mm蜗轮齿根圆直径 =-2=240-21.6=236.8 mm蜗轮咽喉母圆半径 =a-=150-256=22mm6.5校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据,从中可查得齿形系数螺旋角系数 许用弯曲应力 =从中可得由ZcuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数:=0.64所以=35.88MPa=2.430.9593=12.4弯曲强度满足要求。7 齿轮的传动设计本设计的齿轮传动是由三个直齿圆柱齿轮来完成的。即小齿轮、中间桥齿、和大齿轮。小齿轮安装在蜗杆轴上，中间齿轮和大齿轮安装在中间轴和卷筒上。通过这三个齿轮，将运动传递到卷筒上。7.1齿轮模数的确定参考同类产品：选取小齿轮材料为40C钢，齿面淬火，淬火硬度为HRC4550；中间桥轮材料为40C钢，表面淬火，淬火硬度为HBC4855；大齿轮用40C合金钢铸成，调质处理，硬度HRC230260。初选z=13,则=i13=1.7313=22, z=i=3.522=77,为减小传动的尺寸，小齿轮和桥轮均为硬齿面；大齿轮采用软齿面，其目的是使大齿轮和中间齿轮使用寿命相当。模数大小需由弯曲疲劳强度确定。由于第二对齿轮传动承载较大，就按第二对齿轮传动初步计算。（注：有关计算公式、图表、数据引自濮良贵，纪名刚主编的机械设计(第七版).高等教育出版社，2001.6）按弯弯曲疲劳强度计算:m式中，转矩=4260Nm ,z=22;查表10-7取圆柱齿轮齿宽系数=1.3由式10-13计算应力循环次数： =60j=6018.741(2830010)=5.7则=/=5.7/3.5=1.5其中为齿数比，=7722=3.5由图10-20c查得过桥齿轮的弯曲疲劳强度=600MPa;查得大齿轮的弯曲疲劳强度=380MPa;由图10-18取弯曲疲劳系数：=0.92，=0.96；计算弯曲疲劳强度许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4；由式10-12得= = =394MPa= = =261MPa计算载荷系数K: K= 由表10-2取=1，由图10-8取动载荷系数=1.06，直齿轮=1, =1；则K= =11.0611=1.06；由表10-5查的齿形系数：Y=2.72 ， Y=2.21应力修正系数：Y=1.57， Y=1.76 =0.015 就按二者中的大值计算，将诸值代入m式，得M=5.85mm 圆整，取m=6mm。大齿轮是软齿面齿轮，本应按接触疲劳强度设计。为使按弯曲强度设计的大齿轮的接触强度足够，可将m值取得大一点。（m,z不变，d,接触强度）所以这里取m值取6。7.2齿轮的变位7.2.1变位渐开线标准齿轮具有互换性好，设计计算简单等优点，在生产上得到广泛应用，但由于存在以下一些缺点而限制了它的应用范围：一对相互啮合的标准齿轮，小齿轮齿根厚比大齿轮齿根厚薄。如两轮材料相同，则小齿轮的弯曲强度较低。一对相互啮合的标准齿轮，小齿轮齿根的最大滑动比大轮大，如两轮材料相同，则小齿轮齿根的磨损较快。标准齿轮只能用于实际中心距a=a 的场合，当实际要求的中心距a 时，则两轮无法安装；当aa时，虽可安装，但齿侧间隙增大，使传动换向时发生冲击。受根切限制，通常不采用zz的齿轮。因此，在一定条件下，限制了齿轮机构的尺寸和重量的减小。因此，人们在长期生产实践中为解决上述标准齿轮传动的缺点，提出了变位齿轮（即非标准齿轮）传动。其类型有两大类：高度变位齿轮和角度变位齿轮。变位齿轮其主要功能如下：避免切根；提高齿面接触强度；提高齿根弯曲强度；提高齿面的抗胶合和耐磨损能力；配凑中心距；利用变位原理修复磨损的齿轮。对于本设计，考虑到JH-8型回柱绞车主要用于井下回采工作面，场地狭小，环境恶劣。为减轻机体体积和重量，配凑中心距，更重要是为了提高齿轮的接触强度和抗弯强度，提高承载能力，减小磨损，从而提高齿轮的寿命，将三个齿轮均设计为变位齿轮。变位类型采用角度变位中的正变位。之所以采用正变位，除了上面讲到的变位齿轮的功用外，还因为：由于两齿都可以采用正变位；或者小齿轮正变位，大齿轮负变位，但，小齿轮齿厚相对增加，小齿轮的抗弯强度也随之相对提高。受实际中心距的限制，在aa的场合，只能采用正变位来配凑中心距。7.2.变位系数的确定确定小齿轮与中间轮的变位系数在闭式齿轮传动中，如果齿面硬度较高（HB350）时，则轮齿常发生折断而失效。这是由于齿轮受循环载荷的重复作用后，在齿根处产生疲劳裂缝，致使疲劳而折断破坏。对于这种齿轮的许用载荷应按弯曲强度来确定。为此，选用的变位系数应能使相啮合的两轮具有相近的弯曲强度，并使齿形系数Y值较大，以获得较大的弯曲强度。由于小齿轮和中间齿轮均采用表面淬火，为硬齿面，故应按上述原则选择变位系数（注：以下有关计算公式、数据引自孙平主编的机械原理化学工业出版社P-P）已知：z=13,z=22,m=6mm,=20,=1,a=108mm计算啮合角和确定变位系数：= = 0= =-0.692a=(Z+Z)=105mm=arcos(cos)=arcos(cos20)=23.9+=(inv-inv) =（inv23.9-inv20）=0.53取=0.4，则=0.53-0.4=0.13计算各部分尺寸：d=mz=613=78mm,d=mz=622=132mm,d=dcos=78cos20=73.30mmd=dcos=132cos20=124.04mm y=0.5=（+）-y=0.53-0.5=0.03h=(+-)m=(1+0.4-0.03)6=8.22mm h=(+-)m=(1+0.13-0.03)6=6.6mmh=(+-)m=(1+0.25-0.4)6=5.1mmh=(+-)m=(1+0.25-0.13)6=6.72mmh=h+h=8.22+5.1=13.22mmh=h+h=6.6+6.72=13.32mmd=d+2h=78+28.22=94.44mmd=d+2h=132+26.6=145.2mmd=d-2h=78-25.1=67.8mmd=d-2h=132-26.72=118.56mmS=(+2tg)m=(+20.4tg20)6=11.167mmS=(+2tg)m=(+20.13tg20)6=9.998mm验算齿顶厚：=arccos()=arcos()=39.10=arcos()=arcos()=31.35S=S-（inv-inv）=11.167-94.4444（inv39.10-inv20）=2.660.4m=2.4一般SS,故不必验算，齿顶厚满足要求。验算重合度：=Z（tg-tg）+ Z(tg-tg) =13(0.813-0.443)+22(0.609-0.443)=1.4=1.4 （1.4为一般机械制造业的推荐使用值）故满足要求.表7-1 第一级齿轮传动的主要几何尺寸齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径模数压力角啮合角变为位系数z137867.894.4462023.90.4z22132118.56145.2062023.90.13原中心距a=105mm，变位后中心距a=108mm。确定大齿轮的变位系数：因为实际世纪中心距a=297mm，与标准中心距a=297相等。为减小齿轮机构尺寸，相对提高两轮承载能力，改善磨损情况，可将大齿轮、中间齿轮这对啮合齿轮先试设计为高度变位齿轮传动，即=0 ，=-0。显然中间齿轮应取正变位，大齿轮应取负变位。这样中间齿轮齿根变厚，大齿轮根变薄，只要适当选择变位系数，能使大小两轮的抗弯强度大致相等，相对地提高了齿轮传动的承载能力。这种传动特点为：=，a=a，y=0,y=0，即分度圆与节圆重合。由前知=0.13，故=-=-0.13.但是，作高度变位传动时，由于=，故节点啮合时的啮廓综合曲率半径=与标准传动时一样。所以其齿面接触强度并没有提高，而与标准齿轮传动相同，为了解决这一问题，取=-0.124。这时，实际啮合角：由inv=+inv 11P表2-2-9即inv=+0.015 =0.015得 =20120分度圆分离系数y: y=0.0053 11P表2-2-9齿顶高变动系数：=（+）-y=（0.13-0.124）-0.0053=0.0007实际中心距: =m(+)+ym=6(22+77)+0.0536=297.318297mm由以上计算可知，改变为-0.124后，中间齿轮正变位，大齿轮负变位，但。因此，小齿轮厚相对增加，齿轮啮合处的齿廓综合曲率半径增大，使得齿轮的抗弯强度、接触强度都提高了。同时其实际啮合角、中心距、分度圆分离系数与标准相差甚微，可以忽略。其主要尺寸的计算同上，这里省略，只将其结果列表如下：表7-2 大齿轮的主要几何尺寸齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径模数压力角啮合角变位系数77482465.50492.50620130-0.1247.2.接触强度和弯曲强度的验算验算齿面接触疲劳强度将=,代入上式得：计算齿轮齿数和精度等级：小齿轮齿数z=13，z=22,z=77,绞车为一般工作机器，速度不高，估计圆周速度v=0.25m/s, 选用7级精度，GB10095-88.=1.7, =3.5.确定公式内各量的计算数值:小齿轮所受转矩T=2539200Nmm,桥齿轮所受转T=4260300Nmm;由表10-7选取齿形系数=1.2，=1.15；由表10-6查材料的弹性影响系数=189，=188.9；由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限：=1050Mpa, =1170MPa, =600Mpa;由式10-13计算应力循环次数： =60j 其中：=2830010=48000应力循环次数：小齿轮为主动轮，每转一周，小齿轮同侧啮合一次；中间轮同一侧齿面也啮合一次。因此，接触应力按脉动循环变化。 =60j=60132042(2830010)=9.3=/=9.3/1.73=5.4其中为齿数比，=2213=1.73=/=5.4/3.5=1.54其中为齿数比，=7722=3.5由图10-19可得接触疲劳寿命系数：=1.14 =1.17 =1.28；计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1；=1197MPa；=1369MPa；=768MPa；确定载荷系数K：查表10-2取使用系数=1；根据v=0.25m/s，7级精度，查图10-8可得动载系数=1,=1.02；查表10-3确定齿间载荷分配系数：=1.1，=1.15；查表10-4确定齿向载荷分配系数：=1.31，=1.24；则载荷系数K=：=111.11.31=1.44；=11.021.151.24=1.45；计算齿宽：b=1.1578=89.7mm;=95mm,=100mm,=95mm;计算重合度：=1.88-3.2（+）=1.5；=1.88-3.2（+）=1.7；由图10-30选取节点区域系数：=2.22，=2.5；验算：=72.98MPa;=39.2MPa;经计算可知：大小齿轮均满足接触强度要求。验算齿根弯曲疲劳强度；将，代入上式得：；确定公式中各量的值：查表10-5选取齿形系数和应力修正系数:=2.32， =2.72， =2.23， =1.5， =1.57， =1.76；计算重合度系数：=0.25+=0.25+=0.75；错误！未找到引用源。=0.25+=0.25+=0.69；查表10-20C选取弯曲疲劳极限：=600MPa, =650MPa,=500MPa;取弯曲安全系数=1；由式10-13计算应力循环次数： =60j 其中：=2830010=48000;应力循环次数N：小齿轮为主动轮，每转一周，小齿轮同一侧啮合一次，弯曲应力按脉动循环变化；中间桥齿轮每侧齿面啮合一次。因此，弯曲应力按对称循环变化。故 =60j=60132.42(2830010)=9.3；=/=9.3/1.73=5.4；=/=5.4/3.5=1.54；弯曲寿命系数：；尺寸系数：=0.98；=0.9；计算许用弯曲疲劳应力：=588MPa； =637MPa；=496MPa；验算弯曲疲劳应力： =485MPa=526MPa=459MPa= =422MPa 经计算可知：大小齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。 7.3齿轮结构设计齿轮结构形式主要由毛坯材料、几何尺寸、加工工艺、生产批量、经济等因素确定。具体来说，小齿轮尺寸较小，按理应做成齿轮轴（轴与齿轮为一整体）结构，但这样则给安装带来了困难（蜗轮轴不好安装）。故而采用腹极式结构，通过键与蜗轮轴联结；中间齿轮由于结构需要也与轴是键联结；大齿轮其分度圆直径=482mm400mm，尺寸较大。采用腹极式带孔结构，既是结构需要，也是为了节省材料。三个齿轮的结构尺寸按机械手册或经验公式确定，这里从略。具体结构、尺寸看图纸7.4齿轮结构的润滑闭式齿轮传动的润滑大部分要求润滑油有较高的粘度和较好的油性.润滑油的粘度可以根据齿轮的材料和圆周速度来选择润滑油.蜗杆传动传动齿面间的滑动速度大,传动效率低,发热大,因此润滑对于蜗杆传动来说更为重要由于是蜗杆-齿轮减速器,综合考虑采用油池润滑方式.在多级减速器中,应尽量使各级传动浸入油深度近于相等.一般齿顶圆到油池地面的距离不应小于3050mm,以免太浅时激起沉于积在箱底的油泥.根据齿轮及蜗杆传动的粘度平均值,选用HJ-50号机械油进行润滑.8 蜗轮齿轮轴设计8.1轴的材料选择选用45号钢,调质.8.2求作用在蜗轮和齿轮上的力已知:, , ,小齿轮分度圆直径。 作用在蜗轮上的力: 作用在小齿轮上的力: 8.5初步估算轴的最小直径取材料为45号钢,调质.取,于是得中间轴开有两个键槽，所以：； 有最小直径处安装轴承,所以取轴径为60mm.,所以选取7212c型角接触球轴承, ,8.4结构设计 轴承需要用轴肩来轴向定位,故取.因为此轴段是用来固定蜗轮,蜗轮宽为90mm,所以此段轴长度应略短蜗轮宽度一些,取.在安装蜗轮的右端安装另一个轴承对蜗轮轴向定位,所以取轴径为，;在蜗轮轴上蜗轮的右侧装有内齿轮,其内孔直径为74mm,取,由于滑移齿轮在轴上能来回移动,且要保证与蜗轮箱的间距,取小齿轮制成滑动齿轮,所以此段轴长为轴承应距箱体一段距离,取.齿轮需距箱体一段距离,取,所以取； 轴上零件周向定位固定蜗轮采用平键联接,由,查手册取,键长为80mm.轴端倒角为,各轴肩处的倒角见图纸.8.5求轴上的载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时,先从手册中查出值.因此作为简支梁的支承跨距为406mm.根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图.下面所示为中间轴的水平面弯距图,垂直面弯距图,合成弯距图以及扭距图现将计算结果列出:水平支反力: 垂直支反力: 水平弯距: 垂直弯距: 合成弯距: 8.6按弯扭合成应力校核轴的强度由手册查得,轴的计算应力 前面选定轴的材料为45号钢,调质处理,其,故安全.9 中间轴设计中间轴不是为了适应绞车结构上的需要设计的，而是为了加大滚筒与蜗轮轴的中心距而设计的。中间轴固定在底盘左侧箱中部，轴上有一过桥齿轮，齿轮有40Cr合金钢制成，齿面硬度为HRC5055。齿轮孔内镶有铜套，轴心部挖空，加一个旋盖（压油盖），组成挤压式油杯。已知，中间轴的传递功率P=8.36KW，转速N=18.74rpm,转矩T=4260Nmm9.1选材中间轴受力情况简单，且不是重要的轴，选45钢就可以了。 9.2基本轴径估算估算公式: d 中是与材料有关的系数查表得=112， d =112=1120.846mm=94.77 mm 取d=95mm9.3轴上零件布置 轴外面套有轴套，中间齿轮再固联在轴套上，用螺钉将二者联接。因中间轴不转，无须轴承支撑。轴左端与支承架。9.4轴的结构设计 根据基本轴颈d=95mm,取中间轴的最小轴径为100mm。考虑轴的固定方式是一端固定在支架上，一端固定在齿轮罩板上，故而轴左端设一个凸肩，直径136 mm，使之卡住支承架。轴总长145mm凸肩长度为10mm直径为100mm的轴面上装有轴套，因二者有相对运动，选间隙配合，取轴的公差为f.中间轴一部分中空作为螺孔，便于压油盖拧入。运动时，通过小齿轮与中间轮啮合，带动轴套也随之转动。但中间轴不能转动。将凸台铣去一块就是为了防止中间轴与轴套之间由于某种原因而造成轴套带动轴转动。由于轴套是运动的，需一套润滑机构使轴套转动灵活；故在轴上开有油槽孔，轴套内孔圆周上也均布有油槽。加油时，将压油盖拧开，向螺孔中加入黄油，加满后，拧紧压油油盖。轴套内的三条油槽用来输送和分布润滑油，油槽长度应小于轴套宽度。随着轴套的转动发热，黄油逐渐变稀，从轴上的油孔中渗出，随轴套一起转动。这样就将润滑油分布在轴套与中间轴的接触面上，起保护中间轴和润滑的作用，相当于一滑动轴承。轴与齿轮不直接接触，通过轴套联接。因而齿轮上的力不直接做用于轴上，中间轴的受力情况很简单，只受重力和支持力这两个力而平衡。对这种情况，轴的直径足够大，不需强度校核。10 滚筒及主轴的设计计算10.1滚筒的设计10.1.1滚筒材料及壁厚的确定选用A3钢作为滚筒材料，焊接而成。A3钢塑性较好，有一定的强度，焊接性能也好，通常轧制成薄板、钢筋、焊接钢管等用作桥梁建筑等钢结构。查手册知其厚度在20-40mm之间，根据经验确定滚筒壁厚=22mm 10.1.2滚筒尺寸的确定已知滚筒的尺寸:滚筒直径D=300mm;钢绳直径d=17mm；最大缠绕层数n=6；最大容绳量L=80m确定滚筒的宽度B由公式 可以算出每层的缠绕圈数即=11.03取Z=12，所以滚筒的宽度为=229.2mm230mm确定绳筒各直径:确定最小缠绕直径: =300+17=317mm其中：-滚筒的最小外径;d-钢丝绳直径;滚筒最大缠绕直径：=300+17+2（6-1）170.8=453mm其中：为钢丝绳每层厚度降低系数，取=0.8滚筒平均缠绕直径 =385mm滚筒结构外径 =+2d3=453+2173=555mm10.2主轴的设计JH-8型回柱绞车的主轴是一定心轴，固定在其两端的对开式斜瓦轴承支承架上，它只起支承滚筒的作用，而不传递动力，即只承受弯矩作用。由前面计算可知：卷筒上传递的功率是8.11kw，转速n=5.35r/min,大齿轮分度圆直径d=462mm。10.2.1材料选择主轴的材料一般采用45钢，为保证其机械性能，应进行调质处理。10.2.2 轴径的初步估算估算公式：d ,式中=式中是与材料有关的系数，查表15-3取=103；d=103=118.45 圆整，取d=120mm由于此轴是固定心轴，受力情况并不严重。因此，接上式估算的轴径可作为轴的最大直径。参考现有同类产品，取最小轴径d=85mm。10.2.3 轴的结构设计确定轴上零件的布置方式：轴的两端通过一对对开式斜瓦轴承支撑，滚筒通过一对圆柱滚子轴承装配到主轴上，在圆柱滚子轴承两端装有轴承盖，内有档油板和密封圈。滚筒可绕主轴旋转。轴承盖用螺钉M1220与卷筒固定在一起。为使结构紧凑，并考虑具体的工艺性和强度要求，将大齿轮与卷筒固定到一起。即大齿轮装在卷筒左侧，通过螺栓与卷筒固联在一起。确定轴的各段直径根据工艺和强度要求把轴制成阶梯形，这样可以使轴上零件轴向定位可靠并且拆装方便。 d1:对开式斜瓦轴承处轴段：d1=85mm，对开式斜瓦轴承选择：其尺寸是：d1=85 mm；b=40mmd2：轴承压盖处轴段：d2=88 mm;d3:挡油板、圆柱滚子轴承处轴段：根据轴承的轴向定位要求，取d3=90mm，圆柱滚子轴承的尺寸如下：d=90mm，D=190mm，b=43mm;d4:轴身处处轴段：考虑挡油盘的轴向定位，取d4=98mm；d5: 挡油板、圆柱滚子轴承处轴段：d5= d3=90mm;d6: 轴承压盖处轴段：d6=d2=88 mm;d7: 对开式斜瓦轴承处轴段: d7=d1=85mm;初选轴承型号。主轴两端均选短圆柱滚子轴承。为了便于安装拆卸和调整间隙，选用42318型短圆柱滚子轴承。查手册知其主要尺寸如下： d=90mm， D=190mm，b=43mm。确定轴的各段长度。根据对开式斜瓦轴承宽度和装配要求，取L1=65mm，根据圆柱滚子轴承宽度和挡油盘宽度取L3=L5=58mm，大齿轮和滚筒固定在一起，考虑轴承压盖的宽度和滚筒宽度以及大齿轮宽度中线到对开式斜瓦轴承宽度中线的103mm装配要求，取L2=103.5mm,根据滚筒宽度和轴承的轴向定位，取L4=153mm,L6=25.5mm；d1、d2过渡处的圆角为R=1.5mm,d2、d3过渡处的圆角为R=2mm,d3、d4过渡处的圆角为R=2mm;确定轴承之间的跨距：为简便起见，假设负荷中心在轴颈长度中心。则L1=153+215+43=226mm，即两圆柱滚子轴承之间的跨距为226mm；对开式斜瓦轴承宽度中线之间的跨距为L2=463mm; 至此，轴的设计完毕，下面画出它的结构简图：图10-1 轴的结构简图10.3主轴的强度校核受力分析：卷筒部件的大齿轮和卷筒未与轴直接接触，但其上的力通过轴承传递到了主轴上。因此，主轴所受轴承的力与卷筒所受轴承的力大小相等方向相反。另外，主轴两端还受两个支承架的支承力。若考虑重力的作用，主轴还受卷筒部件的重压作用。轴的空间受力简图：图10-2 轴的空间受力图由前知：R =392N，R=24500N；R=31642N，R=35874N，估计卷筒重量约为150kg，则G=1470N。将轴上作用力分解为垂直面受力图和水平面受力图，求出垂直面上和水平面上的支承点反作用力，并画出弯矩图：垂直面受力图：图10-3 轴的垂直面受力图垂直面上支反力：根据平衡方程R+R=R+G+R R190+G264+R416=R528解得，R=7038N，R=25146N弯矩图： 图10-4 弯 矩 图水平面受力图：图10-5 水平面受力图水平面上支反力：根据平衡方程 R+R=R+R R190+R416=R528解得，R=23294N， R=42437N弯矩图：图10-6 弯 矩 图合成弯矩图M=图10-7 合 成 弯 矩 图对照结构图，分析合成弯矩图，可知主轴较危险的三个部面分别是：中间轴颈75的右端面，右端面轴承的中间部面，右端轴颈的左端面。（主轴结构图）。 这三个合成弯矩分别是：M= = =2856324N.mmM=2731783 N.mmM= = =1603122 N.mm因为、处的截面直径相同，M M，只需验算M就行了。直径校核：心轴的截面尺寸是根据弯曲强度来计算。其危险截面的尺寸可按下式确定。d=式中，M最大弯矩 许用弯曲应力对于实心轴=0，对于空心轴=，d：轴内径;d：轴外径;对于卷筒主轴，查P，45钢，=355MP。取安全系数n=2.0，则=177.5 MP。主轴是实心轴， =0。d则d=54.4mm85mm d=53mm88mm由以上计算可以看出，主轴强度足够。由于主轴不是重要的传动轴或工作轴，这里就不再进行精度较高的安全系数校核计算了.11 轴承的校核这里只以蜗轮蜗杆轴上的轴承为例说明.1.求作用在轴承上的载荷2.计算动量载荷在设计时选用的时36116型角接触球轴承,查手册知根据,查得查得 所以 3.校核轴承的当量动载荷已知,所以故选用该轴承合适.12 键的选择与校核这里只以蜗轮蜗杆上的一个键为例.由中间轴的细部设计,选定平键联接,尺寸为,键长度为80mm;键的工作长度;键的工作高度;得键联接挤压许用应力;故选用此键合适.13 联轴器的选择根据工作要求,为了缓和冲击,保证减速器的正常工作,输出轴选用弹性柱销联轴器.考虑到转矩变化很小,取 ,则， 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-1985或手册,选用HL6型弹性柱销联轴器,其公称转矩为3150Nm,孔径为d=70mm, L=142mm, =107mm,许用转速为2100r/min,故适用.14 回柱绞车制动器设计由于运动构件具有惯性，当起停装置断开后，运动构件不能立即停止，而是逐渐减速后才能停止运动。停车前的转速越高、运动构件的惯性越大，停车所需要的时间就越长。为了节省辅助时间，对于起停频繁或运动构件惯性大、运动速度高的传动系统，应安装制动装置。执行机构或执行构件需频繁换向时，必须先制动停车后换向。制动装置也可以用于机械一旦发生事故时紧急停车，或使运动构件可靠地停在某个位置上。用电动机起停和换向时，常采用电动机反接制动，它具有操作方便、制动时间短等优点，但反接制动时制动电流较大，传动系统所受的惯性冲击力较大，故只适用于制动不频繁、传动系统惯性小或电动机功率较小的传动系统。用离合器起停和换向时，必须在传动链中安装制动装置。制动器和离合器的操纵机构必须互锁，即当离合器脱开时，制动器应制动；接通离合器之前，制动器须可靠地放松，以免损坏传动件或造成过大的功率损失。常用制动器分摩擦式和非摩擦式两大类，摩擦式制动器又分外抱块式、内张蹄式、带式和盘式等；非摩擦式分磁粉式、磁涡流式和水涡流式等。对制动装置的基本要求是：工作可靠，操作方便，制动平稳且时间短，结构简单，尺寸小，磨损小，散热良好等。机械制动装置的作用就是是克服和抵消绞车提升运动系统的惯性力，使之停止运动；以及在系统处于停止状态下时，制动系统可能由于重力作用产生的运动。总之，是为了制动提升系统的运动，使之处于停运状态的一些设置。制动装置按制动的性质分为工作制动和安全制动两种，现分述于下：工作制动装置所产生的制动力矩，要求有较大的调节范围，并且随着提升静矩而相应变化，并操作自如，以保证提升容器能够准确的停在所要求的位置上。安全制动是在非正常工作情况下使用的制动方式，它有硬性制动和软性制动。从工作形式上区分，有自动停车和手动停车。制动器的形式和常用安全装置：常用绞车制动闸的形式有下列三种：带式制动闸带式制动间有结构简单、操作方便、维修快捷等优点，但也有制动力矩受限、闸带易磨损等缺点。一般用于井下小绞车.带式制动器有驱动装置、传动杠杆系和有摩擦内衬的制动钢带组成。钢带初端的调节螺母用来调整制动带的松紧。如下图14-1所示：图14-1带式制动器结构简图1、杠杆系 2、驱动装置 3、钢带块式制动闸块式制动闸因闸块大都使用木块而得其名。滚简直径在12m及其以上的老式绞车皆采用块式制动间。按结构分，有角移式块式制动闸和平移式块式制动闸。盘式制动闸盘式制动闸是一种利用盘形弹簧(又称碟形弹簧)弹力紧闸和利用液压推力松闸的一种新型绞车制动装置。由于使用多副制动闸，制动可靠性高；用电液调压装置来调节制动力矩，操作方便，可调性好；惯性小，动作快，灵敏度高；重量轻，外形尺寸小；通用性好等优点，因而盘形闸获得广泛应用。但也有制造精度高、密封要求严格和碟形弹簧可能失效等缺点，在使用维护中必须注意。14.1绞车上应有的安全装置制动闸各类绞车都必须具备制动闸，重要绞车应有手动操纵闸和能自动操纵的保险闸。如果手动闸和保险闸共同使用一套闸瓦制动时，操纵和控制机构必须分开。滚筒直径在o8m及其以下的绞车只有手动闸。深度指示器深度指示器是指示提升容器在井筒中运行位置的重要装置。滚简直径1.2m及其以上的绞车都装有深度指示器。在深度指示器上都装有减速警铃、过卷保护开关、限速凸轮板、传动齿轮和离合联轴节等。指示针装在螺母上，由两根丝杠带动，使两根指针同时做上下移动。各种保险装置提升绞车按规定要求必须装设下列保险装置：防止过卷装置、防止过速装置、过负荷和欠电压保护装置、限速装置、闸瓦过磨损保护装置、松绳报警装置、满仓保护装置和深度指示器失效保护装置等。滚筒直径o8m及其以下的绞车，由于绞车结构简单，运行速度较慢，一般都没有上述保险装置。滚简直径12m及其以上的绞车根据个同的使用要求设置不同类型和数量的保险装置。14.2回柱绞车制动器的作用保证准确停位，防止电动机停电后,其转子由于惯性仍继续转动；控制放绳速度，防止滚筒上钢丝绳乱缠绳。实际进行回柱作业时，为缩短拴绳时间，可打开回柱绞车的离合器使滚筒与蜗轮蜗杆减速箱脱开，拴绳工可迅速轻快地将钢丝绳从滚简上拉出来，直至拴到需要回收的顶柱上。为限制滚筒放绳旋转时的惯性，可使用制动闸进行控制，防止滚筒上钢丝绳乱缠绳.14.3回柱绞车制动器的选用和设计14.3.1制动器类型的确定根据计算的出的滚筒直径以及绞车的实际情况以及综合比较各种绞车的性价比，确定选用带式制动器.14.3.2带式制动器的工作原理带式制动器是常见的一种制动器,工作原理为摩擦制动. 图14-2为带式制动器结构简图。图 14-2带式制动器结构简图1闸轮 2闸带 3制动块 4拉杆 5手柄 6机体制动槽制动块与闸带固联并插入制动槽内。当手柄在操作力P的作用下扳过死点,闸带紧箍闸轮并欲与之同转由于制动块与槽的作用,即可实现制动目的。带式制动器是靠作用力Q收紧制动带而抱住闸轮，即靠带与轮间产生的摩擦力达到制动目的。为了使带能够弯曲，带通常必须做得很薄（24mm）。为了增加摩擦作用，制动带材料一般为钢带上覆有一层石棉织物或夹铁纱帆布，这层覆盖物也很薄，被粘结或铆在钢带上，而且必须是连续和挠性的。同其它类型的制动器一样，为了采用较小型号的制动器和减小安装尺寸，带式制动器也应安装在主电动机或高速轴上，以减小所需的制动力矩。在设计带式制动器时，还应充分分析制动轮的转动方向及制动带的受力状态。如下图（a）所示，操纵力作用在制动带的松边，操纵力F所产生的制动带拉紧力为F，制动轮作用于制动带上的摩擦力方向与F一致，有助于制动，在同样大小的F时可获得较大的制动力矩。而下图(b)所示的操作杠杆1作用于制动带的紧边，若需要产生相同的制动力矩，则制动带的拉紧力F必须加大，所需要的操纵力F也增大，而且由于作用于制动带上的摩擦力方向与F相反，减少了制动力矩，将使制动不稳定，所以设计时应使拉紧力F作用于制动带的紧边。图 (a)带式制动器的工作原理1- 杠杆 2-制动带 3-制动
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