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矿用JH-10回柱绞车设计,矿用,JH,10,绞车,设计
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图书分类号：密 级：毕业设计说明书矿用 JH-10 回柱绞车MINE JH-10 PILLAR WINCH学生姓名学号班级指导教师专业名称学院名称年月日摘要矿用回柱绞车称之为慢速绞车，是一种起升机械，用于从上部工作柱拆卸和回收机械设备。牵引力高，牵引缓慢是矿山后面绞车的主要特点。在这一点上，中国的煤炭工业正在快速增长。 在地下采矿工作中，当煤层的一侧完成时，需要进行封盖。 由于后立柱的操作是危险的工作，员工不能直接进入塔顶，金属成本高。 如果柱子是手动回收的，安全性低，效率低。 此时，返回绞车可以设置在远离返回塔的空柱的危险部分的安全区域中，并且上部柱被电缆吊钩头拉动并收回。 由于重量减轻和重量轻，不仅需要薄煤层，而且还需要陡倾的煤矿，以及回收金属棒的各个方面，这些金属棒沉入土壤或被蛭石掩埋。 除了绞车立柱可用于返回顶部立柱工作外，还可用于搬运重物和运输车辆。 针对现代工业生产的高生产率和先进的技术经济指标，绞盘回收利用既经济又快速。根据矿山机械的特殊要求，本文着重介绍了传动部分，线圈部分和制动部分的设计，起重机的两个主要部分，线圈缺少力的直接后果成为焊缝的破碎。 制动器是绞车制动装置，其功能是克服和抵消起重机运动系统的惯性力并防止其移动，并且当系统静止时，起重系统制动可产生运动。 。 简而言之，它用于减缓提升机的运动，并将其置于故障状态下的某些参数中。关键词 小绞盘；容绳量；钢丝绳平均运行速度IAbstractMine 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.For some small winch (such as scraper winch, winch, etc.) do type inspection at the manufacturer, because the capacity is large, some manufacturers to design field winding rope.The wire rope with equal length, the capacity of rope, the average running speed of wire rope and the height difference between the hoist drum rim and the outer steel wire rope can not be measured practically. After deduction and research, it is applied.The basic mathematical formulas set up a simple calculation method for the rope volume of the winch, the average running speed of the wire rope and the difference of the edge height.Keywords the small winch the volume of the rope the average running speed of the wire ropeII目录摘要 .IAbstract .II1绪论 .12初始数据 .73工作条件 .84方案的初步拟定 .94.1各部分的结构及其特征 .94.2传动特点. .105总体设计 .116蜗轮蜗杆传动件设计 .146.1选择蜗杆传动类型 .146.2选择材料 .146.3 根据齿面接触疲劳强度进行设计 .146.4校核齿根弯曲疲劳强度 .147齿轮的传动设计 .177.1齿轮模数的确定 .177.2齿轮的变位 .187.2.1 变位 .187.2.2变位系数的确定 .187.2.3接触强度和弯曲强度的校核 .228蜗轮轴设计 .279中间轴设计 .3010 滚筒及主轴的设计计算 .3111 轴承的校核 .3512 键的选择与校核 .3613 联轴器的选择 .3714 回柱绞车制动器设计 .3815 回柱绞车的使用与维修 .42结论 .44致谢 .45参考文献 .46III1 绪论1.1 JH-10 回柱绞车型号含义和组成1.1.1 型号含义开头字母 J 是卷扬机的类称符，字母 H 的含义是回柱绞车，数字 10 的含义是拉力为 10T 钢丝绳的平均静张力1.1.2 组成JH-10 的回柱绞车由一下几个部分组成，如下看图 1-1 绞车原理图1.电动机 2 联轴器 3 蜗轮 4 蜗杆 5 内齿轮 6 拨块 7 徘徊齿轮 8 锥面端盖 9 过桥齿轮 10 大齿轮 11 滚筒电机：使用 F级别防爆减速器：减速器使用一级弧形蜗杆和一级齿轮。蜗轮轴上设有内齿离合器，其中内齿 5 与徘徊齿轮 7 相啮合，通过操纵手柄推动拨快可以使得徘徊齿轮轴向移动脱离内齿 5，这时候的滚筒可以自行转动，当滚筒转速过快时可以拨动拨快至远离内齿 5 的极限位置，为了使小齿轮 7 的摩擦圆锥与涡轮机箱体端盖处的摩擦圆锥一致，起到一个制动的效果。过桥齿轮：它是两个齿轮之间的一个过渡齿轮，通过它可以使得过桥齿轮两边的齿轮转向相同，并且不会影响到前后转动的齿数比，最主要的目的是为了满足绞车结构上的需求，就是增加卷筒与蜗轮的中心距离。卷筒部分：卷筒的结构主要由四个部分组成，包括卷轴，主轴，齿轮和轴承座。底座部分：底座部分的外观呈雪橇状和长方形。电机、减速器、卷筒三个部分排列分布形成一个整体。1.2 传动结构1.传动系统的第一阶段是涡轮蜗杆减速，它的优点在于自身具备自锁功能，在这样的条件下重物拉动滚筒旋转的情况就不会出现12.总体上来讲传动比非常大，可选用功率较小的电机，并且不影响其传动效率。3. 整体结构非常紧凑，节省空间，节省生产成本。4.由于是矿井运作，所以本回柱绞车的电机及其他部分皆使用防瓦斯防爆的设备，保证了在该恶劣环境下的安全使用5.本回柱绞车安有制动装置，在徘徊齿轮的末尾处设置有锥形摩擦制动，使得徘徊齿轮在脱离内齿轮的极限位置能够与之契合，产生制动效果。6蜗轮蜗杆运行过程发热量大，容易损坏，所以需要重点关注其润滑和维护工作1.3 回柱绞车的布置1.3.1 安装于回风巷内如下图 0-1 所示图 1-2 回风巷内回风道中的位置需要满足遵循操作程序的要求。其中安装于回风巷的优点有：1.方便回柱绞车安置于固定位置，无需在工作中各种搬运转移位置 2.在煤矿层倾斜角度很大、压力很大的工作平面内能够有较为理想的适应程度。其中缺点有：1.在材料的运输方面可能对其有着一定程度上的影响 2.钢丝绳需要一定大的抗拉强度因为其缠绕轨迹需要 90 度绕过一个导向轮，若其抗拉强度不足容易导致其绳子损毁 3.对导向轮的固定要求较高，增加了作业难度。1.3.2 安装于回采工作面上端回柱绞车紧贴着回风巷，并且安装于靠上的密集柱之中，如下图 1-32图 1-3 回采工作面上端安装在该工作平面的优势有：1.解决了前面安装于回风巷内绳子绕 90 度牵引的弊端，钢丝绳的走向为直线较为可靠，绳子在工作上的运行上顺滑阻力不大且不容易造成钢丝绳的损毁 2.鉴于之前材料运输不便的问题有了很好的解决。其中的劣势有：1.工作循环进行一次就需要搬运回柱绞车调整位置，极其不便 2.无法再煤矿层倾角过量的情况利用，故顶板需要有较强的稳定性能。在顶上遭受较强的力量时，机座在这种恶劣情况下易改变其形状 3.如果顶上受力不均发生较恶劣冒落会导致回柱绞车的掩埋，对于工作也许会产生不必要的麻烦。故该安置方式很少被采取。1.3.3 绞车直接安装在工作平面上如下图所示图 1-4 在工作平面上对于安装在工作平面上的优势有以下几条：1.可以增加回柱速度在很多台回柱绞车同时工作的条件下，该工作条件符合普通的开采煤矿的工作面 2.解决了前面回风巷内的运输困难问题，也方便了里面的人员走动 3.该放置方式依然解决了安装于回风巷内绳子绕 90 度牵引的弊端，钢丝绳的走向为直线较为可靠，绳子在工作上的运行上顺滑阻力不大且不容易造成钢丝绳的损毁。安置于工作平面的劣势有：1. 工作循环进行一次就需要搬运回柱绞车调整位置，极其不便 2.无法再煤矿层倾角较大的条件下采用，要求顶板有较好的条件。 3. 若是顶板不稳定发生严重的冒落可能造成回柱绞车的被掩埋，对于工作也许会产生不必3要的麻烦。该放置方式是以回柱工艺时长很大，已经远远超过了开采煤矿的工艺时长的情况下采用，所以这可以提升生产效率和提升经济效率，虽说如此也要在正常安全的确保条件下使用。1.4 回柱绞车的普通结构分析1.4.1 普通蜗轮蜗杆常见的蜗轮蜗杆的传动效率非常低，且运行的过程中会产生大量的热，外形宽大且重量也大，因此搬运起来非常的困难，非常不适用与矿井下的工作环境，故不适用矿用回柱绞车1.4.2 圆弧面蜗轮蜗杆传动该蜗轮蜗杆现如今广泛应用于矿井回柱绞车的各个型号生产，机械效率非常的高可以达到约为 0.85 到 0,9 之间，且减小了体积和重量1.5 各个型号的回柱绞车类比表 1-1型号类比JH-8JH-5牵引力最大千牛80牵引力最大千牛57最小69最小42卷筒尺寸直 径 毫米280230卷筒尺寸直径 宽毫米276272宽度度钢丝绳直径毫米15.5钢丝绳直径毫米16绳速最大米/秒0.12绳速最大米/秒0.199最小0.083最小0.141减速比181.17减速比157容绳比米80容绳比米80功率千瓦7.5功率千瓦7.5电动机转速转/分970电动机转速转/分1450使 用 电伏380/660使用电压伏380/660压长度1550长度1450外形尺寸宽度毫米530外形尺寸宽度毫米512高度570高度515绞车重量包 括 电千克650绞车重量包括电机千克620机4配套电器QC83-80N 隔爆可逆磁力启配套电器QC83-80N 隔爆可逆磁力启动器动器LA81-3 隔爆控制按钮LA81-3 隔爆控制按钮型 号JH-14AJH-14BJH-14C参 数牵引力里层（KN）140外层（KN）97中层（KN）110绳速最大（m/s）0.12最小（m/s）0.08平均（m/s）0.10卷筒规格（直径 宽度380300mm）钢丝绳直径（mm）22容绳量（m）120传动比188外形尺寸（长宽195568081520306808151955680815高 mm）绞车质量（kg）135014001350型号YB200L-8电动机功率（KW）15转速（r/min）725附属电气隔爆磁力启QC83-80N 或 QC815-60NQC12-4NH （ 非 防设备动器爆）隔爆控制按LA81-3LA10-3H（非防爆）钮由上述列表中我们可得三种不同型号的绞车之间的联系和共性，JH-5 和 JH-8 两种属于重量较轻的两种，且体积也较小，这两种型号的绞车的优势是便于挪移比较灵活，但劣势是容绳量和钢丝绳的牵引力较小不适用于重物重量较大的场合。JH-14 这个型号的优势在于容绳量和绳子的拉力相对于前面两个型号有了较大的提升，但是劣势也很明显体积和质量都较大。1.6 国内外回柱绞车发展现状国内外的绞车有着跨越式的变化，国外绞车鱼目混杂，单双筒、双折线、各种传动类5型等多种种类规格，各个型号适用于各种场合。我国的绞车种类较少，主要以单筒为主，且形态各异，不是特别的同意没有标准。源动力类型也基本上是以电动机为主，极少有液压或者风力为源动力。国内的绞车在使用寿命、安全可靠性等方面都与国外有一点差距。国外例如苏联等国家要求绞车的寿面年限范围在至少五年以上，且要求分贝值低于一定标准才能投入生产，国内的绞车寿命年限要短一些且根据使用用户的反馈信息来看，分贝较大也是个比较广泛的问题，许配备相应耳机，也增大的工作成本。综上所述国内绞车发展时间较短且应用场合较少，故应用上以矿用小绞车为主，便于搬运和使用。从发展趋势来看，国内外发展趋势基本一致，具有以下特点1.向更长的使用寿命上发展2.向占地面积更小体积更小的方向发展3.向高效率高效能的方向发展4.向低分贝低噪音的方向发展5.向多功能多场合适用的方向发展6.向结构简洁省材美观的方向发展7.向统一标准化方向发展62 初始数据73 工作条件1.工作时长：1600 天2.工作环境：矿井3.工作需求：噪音分贝在一定的标准范围内，防爆气体的安全指标符合国家标准4.运作要求：滚筒可双向转动且间歇运作以满足工作中的一些硬性需要5.工作能力：容绳量可以涉及到百分之十左右84 方案的初步拟定JH-10 方案定义由回柱绞车提升的力和绞车布局结构是否简单以及是否能方便拖运搬迁，工作环境适合较为狭小的环境故该回柱绞车的大小尺寸应该满足结构紧凑体积较小的要求，然后由于是矿井下的工作环境所以需要电机以及其他的工作元件具备防瓦斯防爆等基本的安全需求，由于其重量较轻所以其抗震抗冲击能力略低。综上所给出的设计要求以及所给出的相应的数据，JH-10 回柱绞车的初步拟定方案如下，电机部分选用防爆防瓦斯的电机满足一定的功率，整体布局要紧凑有条理，减速器部分使用球面蜗轮蜗杆和直齿轮减速器，其结构简图如下图所示图 4-1 结构简图1.电机 2.弹性联轴器 3.球面蜗杆 4.徘徊齿轮 5.过桥齿轮 6.大齿轮 7.卷筒4.1 各部分的结构及其特征1.电机：本 JH-10 回柱绞车所用的电机由于其矿井下的工作环境需要故使用防爆电机、 F 级绝缘2.减速器：减速机使用一级弧形蜗轮和一级齿轮。蜗轮轴上设有内齿离合器，其中内齿 5 与徘徊齿轮 7 相啮合，通过操纵手柄推动拨快可以使得徘徊齿轮轴向移动脱离内齿 5，这时候的滚筒可以自行转动，当滚筒转速过快时可以拨动拨快至远离内齿 5 的极限位置，为了使小齿轮 7 的摩擦圆锥与涡轮机箱体端盖处的摩擦圆锥一致，起到一个制动的效果。3.联轴器部分：采用的是弹性联轴器，能够有效的传递扭矩，增加使用寿命，并且具有一点的减震效果4.中间齿轮：中间齿轮就是过桥齿轮其作用是使其两边的齿轮转向相同且不影响其传递效果，增加了大齿轮轴到徘徊齿轮轴的平行距离。5.卷筒部分：卷筒的结构主要由四个部分组成，包括卷轴，主轴，齿轮和轴承座。大齿轮与卷筒同轴6.底座部分：底座部分的外观呈雪橇状和长方形。电机、减速器、卷筒三个部分排列分布形成一个整体。94.2 传动特点图 4-2 传动结构简图电机通过弹性联轴器首先与球面的蜗轮蜗杆减速器相连接，与蜗轮蜗杆就减速器相连接的优势是此种传动效率是最高的也是最合适的。减速器部分：由于其减速比较大故采用的是球面的蜗轮蜗杆减速器传动，其主要优势是具有自锁功能且传动效率高，噪音较小不会像传动的蜗轮蜗杆产出大量的热导致寿命减少且易损坏。本卷筒能够自锁，卷筒的顺时针和逆时针的转动通过仅仅通过电机来控制，这样可以保证绞车的安全性。当电机断电时要求卷筒立即停止转动这个时候蜗轮蜗杆的自锁作用就体现出来了。因此，该设计采用了蜗轮减速器结构。易损坏，故采用球面的蜗轮蜗杆可以解决，并且还增加了使用寿命也增强了其承载能力。105 总体设计5.1 电动机的选择5.1.1 电动机类型的选择常规的电动机当中我们常常采用三相交流电动机，故本设计绞车也采用该电机，由于所处的环境比较恶劣，需要防尘防瓦斯防爆等多项要求故采用皆可防护的电机设备，故我选择使用三相异步防爆的 Y 系列。5.1.2 电动机功率的选择卷筒所需要的有效功率为：PW =Fv=80 1000 0.102kw =8.13 kw;1000w1000 1其中, W 为绳筒轴的输出效率，取为 1.电动机输出功率为： Pd = PW /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1 =0.99；蜗轮蜗杆减速器传动效率2 =0.8；滚动轴承传动效率3 =0.99；圆柱齿轮传动效率4 =0.98。则总传动效率 =1 2 33 4 2 =0.990.8 0.993 0.982 =0.74； Pd = PW / = 8.13 / 0.74 kw=10.89 kw；取电动机的额定功率为 11 kw。5.1.3 电动机转速的选择需要在矿井下工作得特殊条件下，所以其安全条件必须要得到强有力的保障，故此 YB160 防爆电机是个非常好的选择（980 转/分）。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传动比5.2.1 传动装置总传动比i= nm = 910 =187.6 ；其中 nm 为电动机的满载转速 nm =910 r/min.算得的传动 nw 4.85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11机械设计中的总传动方案是把总的传动一个个的分配到几个加速器，且其中必须要求各级传动系统结构紧凑具有较强的承载力，工作效率高。使用上简单，外观简洁。根据总传动比 i 总=157。通过其他类似结构绞车可得各传动比为：蜗轮蜗杆传动比：i1 =29.92第一对齿轮传动比：i 2 =1.73第二对齿轮传动比：i 3 =3.5总传动比 i=i1 .i 2 .i 3 =29.92 1.73 3.5=181.17 181.5.2.3 计算机械传动系统的性能参数n电 =970r/minn 杆 = n电 =970r/minn =n杆=970 1=32.42r/mini129.92n1n=32.42=18.74r/min1.73i2n1n =18.74=5.35r/mini33.5计算各轴功率 ：P电 =11kwP 杆 = P电 1 =11 0.99=10.89kwP= P 杆 2 3 =10.89 0.8 0.99=8.62kwP = P3 4 =8.62 0.99 0.98=8.36kwP = P 3 4 =8.36 0.99 0.98=8.11kw计算各轴扭矩：T电 =9550 nP电 =9550 97011 =108.30 Nm电T =9550 P杆=9550 10.89=107.22 Nm杆n杆970T =9550 P8.62=9550=2539.20 Nmn32.4212T =9550 P=95508.36=4260.30 Nmn18.74T =9550 P=9550 8.11 =14476.73 Nmn5.35表 5-1 各轴传递数据轴功率 P（kw）转速 n（r/min）转矩 T（Nm）电机轴11970108.30蜗杆轴10.89970107.22轴8.6232.422539.20轴8.3618.744260.30轴8.115.3514468.72136 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 选择材料指向于本绞车，由于蜗杆和蜗杆的传动功率被认为是非常小的，因为它的高效率要求，该蜗杆与 45 号钢一起使用。耐磨，所以蠕虫螺旋吃面条需要淬火，硬度 45-55 HRC。如轴承，轴套，蜗轮，摩擦轮，机螺丝螺母等），金属模铸造。 轮芯用灰铸铁 HT100 铸造。6.3 根据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.a 3 KT ( Z E Z )2 H 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 K = 1 ;由表 11-5 选取使用系数 KA = 1.15 ;于转速不高,冲击不大,可取动载系数 KV = 1.05 ,则 K= KA Kv K =1.151.051=1.21确定弹性影响系数 ZE :因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故 Z E = 160MPa1/ 2确定接触系数 Z :先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1 / a = 0.35 ,从中查得 Z = 2.9确定许用接触应力 H :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 H = 268MPa应力循环次数N=60j nL =60132.4228000=5.51072h寿命系数KHN = 8107=0.8085.510714则 H = H KHN =0.808268=216.5MPa计算中心距2a 3 1.21 2539200160 2.9=241.7216.5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 d1 =60mm.这时d1 /a=0.40,可得接触系数 Z =2.78, 因为 Z Z ,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 Pa =3.14m=3.146=18.84mm 径系数 q = 10mm ;齿顶圆直径 da1 = 96mm ;分度圆导程角 = 5.70 ;蜗杆轴向齿厚 Sa = 12 3.14m= 12 3.146=9.42mm蜗轮蜗轮齿数 Z2 = 40 ;变位系数 x2 =0蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径d2 =m z2 =640=240mmda2 = d2 +2 ha2 =240+28=256 mmd f 2 = d2 -2 hf 2 =240-21.6=236.8 mmrg 2 =a- da2 =150- 12 256=22mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 F =1.53KT2 YFa2Y = F d1 d 2m当量齿数zv2 =z2=40= 40.2cos3cos3 5.70根据 zv2 = 40.2 , x 2 = 0 ,从中可查得齿形系数 YFa2 = 2.43螺旋角系数Y = 1= 15.70= 0.959314001400许用弯曲应力 F = F KFN从中可得由 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F = 56MPa15寿命系数: KFN= 9106=0.645.5107所以 F = F KFN =35.88MPa F = 1.531.21 253920 2.430.9593=12.4 F 60 240 6弯曲强度满足要求。167 齿轮的传动设计7.1 齿轮模数的确定参考同类产品：选取小齿轮材料为 40C r 钢，齿面淬火，淬火硬度为 HRC4550；中间桥轮材料为 40C r 钢，表面淬火，淬火硬度为 HBC4855；大齿轮用 40C r 合金钢铸成，调质处理，硬度 HRC230260。初选 z1 =13,则 z2 =i 2 13=1.7313=22, z 3 =i 3 z2 =3.5 22=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 32KT2YFaYSa式中，转矩T=4260Nm ,z=22;d Z22 F 22查表 10-7 取圆柱齿轮齿宽系数d =1.3由式 10-13 计算应力循环次数：N1 =60j n2 Lh =6018.741(2830010)=5.7107则 N2 = N1 / 2 =5.7107 /3.5=1.5107其中 2 为齿数比， 2 =7722=3.5由图 10-20c 查得过桥齿轮的弯曲疲劳强度 FE1 =600MPa;查得大齿轮的弯曲疲劳强度 FE 2 =380MPa;由图 10-18取弯曲疲劳系数： KFN1 =0.92， KFN 2 =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 F 2 = KFN1 FE1 S = 0.92 600 1.4 =394MPa F 3 = KFN 2 FE 2 S= 0.96 380 1.4 =261MPa计算载荷系数 K: K=KA Kv KF KF由表 10-2 取 KA =1，由图 10-8 取动载荷系数 Kv =1.06，直齿轮 KH = KF =1,KF =1；17则 K= KA Kv KF KF =11.0611=1.06；由表 10-5 查的齿形系数：Y Fa 2 =2.72 ， Y Fa 3 =2.21应力修正系数：Y sa2 =1.57， Y sa3 =1.76 YFa2 YSa 2 = 2.72 1.57 YFa3 YSa 3 = 2.211.76 =0.015 F 2 394 F 3 261就按二者中的大值YFYSa 3计算，将诸值代入a3F 3m 32KT2YFaYSa式，得d Z22 F M 32 1.06 4260 0.015 =5.85mm圆整，取 m=6mm。1.4 222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 变位通过互换性这本书的学习我们可知道标准渐开线齿轮具有较好的互换性，设计计算等简洁等突出的优势，故在实际中应用比较广泛，但是依然具有以下缺点：1. 一对可以正常啮合的标准齿轮，小齿轮齿根厚比大齿轮的齿根厚要小，这样在材质相同的条件下小齿轮的弯曲强度比较低2. 小齿轮的根部比大齿轮的齿根略大，后续齿轮容易损坏3. 标准齿轮的中心距是一直保持不变的，所以其可能无法满足一些其他要求，例如要求比理论距离小或者大都无法满足4. 切根影响，故又限制了它的尺寸以及质量所以后来随着成产技术的提高和不断的实践，出来了变位齿轮这种齿轮。在一定条件下可以满足中心距的变化且满足传动需求和强度要求故对本回柱绞车的设计环境以及各种各样的不同需求，我使用了三个变位齿轮来作为传动齿轮的基础部件。对于变位齿轮的特性我采用正变位传动，其益处前面已经有所提到。7.2.2 变位系数的确定桥齿轮和小齿轮的选定18在该齿轮运动过程中，倘齿面硬度比较高的情况则会在齿根处产生疲劳裂纹，导致齿轮的损毁。因此，使用弯曲疲劳强度来计算该齿轮的容许载荷。已知：已知：z1 =13,z 2 =22,m=6mm, =20, ha =1,a=108mm计算啮合角和确定变位系数：x=hZmin - Z1 = 13 -13 = 01minaZmin13x2min=hZmin - Z2= 13 - 22 =-0.692aZmin13a= m (Z1+Z2)= 6 (13 + 22) =105mm22 =arcos( aa cos )=arcos( 105108 cos20)=23.9x + x = Z1 + Z2 (inv -inv ) = 13 + 22 （inv23.9-inv20）1 2 2tg2tg20=0.53取 x1 =0.4，则 x2 =0.53-0.4=0.13计算各部分尺寸：d1 =mz1 =613=78mm,d 2 =mz 2 =622=132mm,d b1 =d1 cos =78cos20=73.30mmd b2 =d 2 cos =132cos20=124.04mmy= a-a= 108 105=0.5m6y =（ x1 + x2 ）-y=0.53-0.5=0.03ha1=( h+ x- y )m=(1+0.4-0.03)6=8.22mm ha2=( h + x2- y )m=(1+0.13-a1a0.03)6=6.6mmh f 1 =( ha + c - x1 )m=(1+0.25-0.4)6=5.1mmh f 2 =( ha + c - x2 )m=(1+0.25-0.13)6=6.72mm19h1 =h a1 +h f 1 =8.22+5.1=13.22mm h 2 =h 21 +h f 2 =6.6+6.72=13.32mmd a1 =d1+2h a1 =78+28.22=94.44mmd a2 =d 2+2h a2 =132+26.6=145.2mmd f 1 =d1 -2h f 1 =78-25.1=67.8mmd f 2 =d 2 -2h f2 =132-26.72=118.56mmS1=( +2 xtg )m=( +20.4tg20)6=11.167mm212S2=( +2 xtg )m=( +20.13tg20)6=9.998mm222验算齿顶厚：a1=arccos(db1)=arcos(73.30)=39.10da194.44a1=arcos(db2)=arcos(124.04)=31.35da2145.20S a1 =S1 da1 - da1 （inva1 -inv ） d1=11.167 94.4478 -94.4444（inv39.10-inv20）=2.660.4m=2.4S a2 S a1 ,所以没有必要检查，符合要求。验算重合度： = 21 Z1 （tg a1 -tg ）+ Z 2 (tga2 -tg ) = 21 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齿根圆齿顶圆模数压力啮合角变为位20圆直直径直径角系数径z1137867.894.4462023.90.4z 222132118.56145.2062023.90.13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 x =0 ， x2 =- x3 0。显然中间齿轮应取正变位，大齿轮应取负z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： x2 = ，a=a，y=0,y=0，即分度圆与节圆重合。由前知 x2 =0.13，故 x3 =- x2 =-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 z =1 2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，1 2为了解决这一问题，取 x3 =-0.124。这时，实际啮合角 ：由 inv =2x tg+invZ1 + Z211P132表 2-2-9 即 inv = 2 (0.13 - 0.124)tg20 +0.015 =0.015 得 =2012028 + 72分度圆分离系数 y: y=z1 + z2 cos - cos 0.00532cos 11P132 表 2-2-9齿顶高变动系数 y ： y =（ x1 + x2 ）-y=（0.13-0.124）-0.0053=0.0007实际中心距 a :a = 12 m( Z1 + Z2 )+ym= 12 6(22+77)+0.0536=297.318297mm由以上计算可知，改变 x3 为-0.124 后，中间齿轮正变位，大齿轮负变位，但 x2 x3 。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21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齿根圆齿顶圆 模数压力角 啮合角 变位系直径直径直径数z377482465.50492.50620130 -0.1247.2.3 接触强度和弯曲强度的校核验算齿面接触疲劳强度 H = KFbdt u u 1 ZH ZE H 将 Ft =2T1 ,d=b代入上式得：d1d1H=2KT1 u 1 ZH Z H d 3uEd 1计算齿轮齿数和精度等级：小齿轮齿数 z =13，z 2 =22,z 3 =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. u=z2=1.7,u=z3=3.5.z12z21确定公式内各量的计算数值:小齿轮所受转矩 T1 =2539200Nmm,桥齿轮所受转 T 2 =4260300Nmm;由表 10-7 选取齿形系数d1 =1.2，d 2 =1.15；11由表 10-6 查材料的弹性影响系数 ZE1 =189 MPa 2 ， ZE1 =188.9 MPa 2 ；由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限： H lim1 =1050Mpa, H lim 2 =1170MPa, H lim 3 =600Mpa;由式 10-13 计算应力循环次数：N1 =60j n1 Lh其中： Lh =2830010=4800022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。N1 =60j n1 Lh =60132042(2830010)=9.3107N2 = N1 / i2 =9.3107 /1.73=5.4107其中 i2 为齿数比， i2 =2213=1.73N3 = N2 / i3 =5.4107 /3.5=1.54107其中 i3 为齿数比， i3 =7722=3.5由图 10-19 可得接触疲劳寿命系数：KHN1 =1.14KHN 2 =1.17KHN 3 =1.28；计算接触疲劳许用应力 H ：取失效概率为 1%，安全系数 S=1； H 1=KHN1 H lim1SH= KHN2 H lim 22S H 3=KHN3 H lim3S= 1.141050 =1197MPa；1= 1.17 1170 =1369MPa；1= 1.28 600 =768MPa；1确定载荷系数 K：查表 10-2 取使用系数 KA =1；根据 v=0.25m/s，7 级精度，查图 10-8 可得动载系数 Kv1 =1, Kv2 =1.02；查表 10-3 确定齿间载荷分配系数 KH ： KH1 =1.1， KH 2 =1.15；查表 10-4 确定齿向载荷分配系数 KH ： KH1 =1.31， KH 2 =1.24；则载荷系数 K= KA Kv KH KH ：k1 = KA Kv1 KH1 KH 1 =111.11.31=1.44；k2 = KA Kv2 KH 2 KH 2 =11.021.151.24=1.45；计算齿宽：b=d1 d1t =1.1578=89.7mm; b1 =95mm, b2 =100mm, b3 =95mm;23计算重合度 ：1 =1.88-3.2（ 131 + 221 ） cos =1.5； 2 =1.88-3.2（ 221 + 771 ） cos =1.7；由图 10-30 选取节点区域系数 ZH ：ZH1 =2.22， ZH 2 =2.5；验算：H1=2K1T1 u1 1 ZH1 ZE1d1d 3u11=21.44 25391.712.22189.8 =72.98MPa H ;0.78 7831.71 ZH 3=2K2T2 u2 1H 2 ZE 22d23u2=21.45 42603.512.5188.9=39.2MPa H;113233.53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 F =将d F =2KT1YFaYSaY F ；d m3Z12=b， m = d1代入上式得：dz112KT1YFaYSaY F ；bd1m确定公式中各量的值：查表 10-5 选取齿形系数YFa 和应力修正系数YSa :YFa1=2.32， YFa2=2.72，YFa3 =2.23，YSa1=1.5， YSa 2=1.57，YSa3 =1.76；计算重合度系数Y：24Y=0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.75； 111.5错误！未找到引用源。=0.25+ 0.75 =0.25+0.75=0.69； 21.7查表 10-20C 选取弯曲疲劳极限 F lim ： F lim1 =600MPa, F lim2=650MPa, F lim3 =500MPa;取弯曲安全系数 SF =1；由式 10-13 计算应力循环次数：N1 =60j n1 Lh其中： Lh =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N1 =60j n1 Lh =60132.42(2830010)=9.3107 ；N2 = N1 / i2 =9.3107 /1.73=5.4107 ；N3 = N2 / i3 =5.4107 /3.5=1.54107 ；弯曲寿命系数：YN1 = 1.0 ；YN 2 = 1.0 ；YN 3 = 1.0 ；尺寸系数：YX 1 =YX 2 =0.98；YX 3 =0.9；计算许用弯曲疲劳应力 F ：F= F lim1YN1YX 1= 6001 0.98 =588MPa；1SF1F= F lim2YN 2YX 2= 6501 0.98 =637MPa；2SF1F= F lim3YN 3YX 3= 4001 0.99 =496MPa；3SF1验算弯曲疲劳应力： F1 = 2K1T1YFa1YSa1Y 1 = 21.44 2539000 2.621.5 0.75=485MPa bd1m95 78 6F 1F 2左= F1 YFa2YSa2 = 4852.721.57 =526MPaFY Y2.621.52Fa1 Sa125F 2右 = 2K2T2YFa2YSa2Y 2= 21.45 4260300 2.721.57 0.69=459MPaFbd2m100132 62F 3= F2右 YFa3YSa3=4592.231.76=422MPaFYFa2YSa22.721.573经计算可知：大小齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。268 蜗轮轴设计8.1 轴的材料选择使用 45 号调质钢。8.2 蜗轮上力的计算已知： P1 = 8.62kw , n1 = 32.42r / min ,T1 = 2539200Nmm ,小齿轮分度圆直径 d=78mm作用在蜗轮上的力：Ft1 = 35503NFa1 = 2680NFr1 = 12922N作用在小齿轮上的力:Ft 2 = 2T1 = 65107N d1Fr1 = Ft 2 tan = 23694N8.3 初步计算轴的最小直径使用 45 号调质钢令 A0 = 116 , 可得dmin = A0 P1 =55mm n1由于有两个平键故可用此公式 d1min = d1min (1+ 10%) = 60mm ；有最小直径的轴承安装，所以轴直径为 60 毫米8.4 结构设计1. 通过肩部定位，所以蜗轮的宽度为 90mm，这区间上轴长理论上稍微缩短蜗轮的长，令 l2 = 88mm .2. 蜗轮的 right 侧搞另外一个部分，使得蜗轮轴向定好位，令 d3 = 75mm ，l2 = 31mm ;3. 蜗轮 right 端设置了内齿，其作用是与徘徊齿轮结合且直径为 74 毫米。徘徊齿轮在固定范围内可以自由滑动，而且一定要与蜗轮箱有一定的距离限制，所以令 l4 = 76mm4. 小齿轮由一个滑动齿轮组成，所以该部分的轴长度为l5 = 178mm5. 轴承距离箱体应有一定距离，从箱体取距齿轮距离，取下 a = 16mm , 所以取 l1 = 31mm ；6. 轴端倒角 2 450 ,每个肩部的倒角部分278.5 轴上的载荷计算先画出机构简图然后进行受力分析。从手册中先查出 a 的值然后可得支撑跨距为 405毫米。应力分析后可得到弯矩图和扭矩图。水平支反力:FNH1 = 23418NFNH 2= 2097N垂直支反力:FNV1 = 23109NFNV 2= 10049N水平弯距:M N1 = 1861731N mmM N 2 = 3420132N mm垂直弯距:MV 1左 = 166711.5N mmMV 1右 = 562918.5N mmMV 2左 = 1487252N mmMV 2右 = 740523.6N mm合成弯距:M1左 = 1869180N mmM1右 = 1944973N mmM2左 = 3729507N mmM2右 = 3499383N mm水平支反力：FNH1 = 23418NFNH 2= 2097N垂直支反力：FNV1 = 23109NFNV 2= 10049N水平弯矩：M N1 = 1861731N mmM N 2 = 3420132N mm垂直弯矩：MV 1左 = 166711.5N mmMV 1右 = 562918.5N mmMV 2左 = 1487252N mmMV 2右 = 740523.6N mm合成弯矩：M1左 = 1869180N mmM1右 = 1944973N mmM2左 = 3729507N mmM2右 = 3499383N mm28受力简图如下Ya.受力简图 o ZXb.水平面受力（kg）c.垂直面受力(kg)d.水平面弯矩（kgm）e.垂直面弯矩（kgm）f.合成弯矩图（kgm）g.扭矩图（kgm）FaRAxFrFtRByRAyFaFrRBxACFtDBRAxFrFrRBxFtFtRAyRBy图 8-1 受力简图8.6 按弯矩扭矩合成应力校核轴的强度由手册查得 = 0.6 , 轴的计算应力 dC = M 2c右 + (T )2 = 2.18MPaW dD = M 2D左 + (T )2 = 2.61MPaW因为它的轴是 45 号调质钢,而 1 = 60MPa 所以它是安全的。299 中间轴设计中间轴的作用是为了增大滚筒轴到蜗轮轴之间的距离，轴上为中间齿轮，其作用使可以使两边的齿轮转向相同且不改变其转速，所以其可为惰性齿轮。9.1 选材使用 45 号钢材9.2 轴径的基本估算估算公式：中 A0 是与材料有关的系数查表得 03，d A3p=112 38.36=1030.953mm=88.66 mm0n18374取d = 95mm9.3 轴上零件布置轴上零件布置轴套在轴承的外侧。9.4 轴的结构设计由于主轴 d = 86 毫米，过桥齿轮轴的最小 d 为 100 毫米。大可看，轴的一端连接到安装支架，其一端连接到减速器盖，支架连接在一起。为此，左端的肩部直径为 136 毫米。 145 毫米肩部的总长度为 10 毫米由于从设定在公差轴线 F 上的间隙中选择的两个相对运动（作为中空螺钉的中间轴的一部分），套筒的表面和 100mm 直径的轴被拧到盖上以促进液压。在运动过程中，齿轮切换到中间轮并传动套筒转圈。然而，中间轴是非旋转的。铣削凸台的目的呢是这样子的抵制轴在其间转圈。因为套筒的运动，需要润滑机构来使套筒进行柔性旋转，在该轴上钻出用于油槽的孔，并且在套筒的内孔周围设置有油槽。加油时，在压力作用下取下油帽，向油孔加油，油压满时稳固油帽。大套筒上叁个油槽的作用为输送和发送油。油槽宽理论上小于套筒的长。即轮毂旋因为转圈而发热，油逐渐变薄，从轴上的油孔流出，并随着联轴器旋转。因此，润滑油分布在轮毂和中间轴之间的接触表面上，并用作中间轴护套和理论上等同于滑动轴承的顺滑液体。3010 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 =22mm10.1.2 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Z =L可以算出每层的缠绕圈数nD0 + d + (n 1)dk2 即 Z =L=80000=11.03nD0 + d + (n 1)dk2 3.14 6 300 + 17 + (6 1) 17 0.8取 Z=12，所以滚筒的宽度为 B =Zd=12 17=229.2mm230mmk10.89确定绳筒各直径:确定最小缠绕直径 Dmin :Dmin = D0 + d =300+17=317mm其中： D0 -滚筒的最小外径;d-钢丝绳直径;滚筒最大缠绕直径 Dmax ：Dmax = D0 + d + 2(n 1)dk2 =300+17+2（6-1）170.8=453mm其中： k2 为钢丝绳每层厚度降低系数，取 k2 =0.8滚筒平均缠绕直径 DcpDcp =Dmax + Dmin =453 +317=385mm22滚筒结构外径 D外D外 = Dmax +2d3=453+2173=555mm3110.2 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 10-1 受力简图由前知：R A=392N，R A =24500N；R B =31642N，R B =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 10-2 垂直面受力图垂直面上支反力根据平衡方程 R 1 +R 2 =R A +G+R BR A 190+G264+R B 416=R 2 528解得，R1 =7038N，R 2 =25146N弯矩图：图 10-3 弯矩图32水平面受力图图 10-4水平面受力图水平面上支反力：根据平衡方程R1 +R 2 =R A +R B R A 190+R B 416=R 2 528解得，R1 =23294N，R 2 =42437N弯矩图图 10-5 弯矩图合成弯矩图 M= M XY2 + M ZX2图 10-6合成弯矩图通过上述的解析以及计算我们由此可得知一些非常好的结果，中间的轴中央的粗细为 75 的右侧，以及左侧我们都可以得到其相应的结果这三个合成弯矩分别是：22M= （R2 112 - RB 66） +（R2112 - RB 66）33= (25146 112 - 31642 66)2 + (42437 112 - 3587 51)2= 2856324 N .mmM = 2731783 N .mmM = (R2 32)2 + (R2 32)2= (25146 32)2 + (42437 32)2= 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= 3M0.1(1 - 4 ) wn式中，M最大弯矩 许用弯曲应力 对于实心轴 =0，对于空心轴 = d0 ，d 0 ：轴内径;d 1 ：轴外径; d1对于卷筒主轴，查P 354 ，45 # 钢， S =355MP a 。取安全系数 n=2.0，则 = nS = 3552 =177.5 MP a 。主轴是实心轴， =0。Md 3 0.1177.5则 d = 3M= 32856324=54.4mm85mm0.1177.50.1177.5d = 3M= 32731783=53mm88mm0.1177.50.1177.5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.3411 轴承的校核蜗轮蜗杆轴1.求作用在轴承上的载荷R A = FNH2 1 + FNV2 1 = 23418 2 + 2097 2 = 23511.70NFaA = 0RB = FNH2 2 + FNV2 2 = 23109 2 + 10049 2 = 25199.37NFaB = Fa 3 Fa2 = 7791 2948 = 4843N2.计算动量载荷C = 79.20 kN , C 0 = 65.88kN根据 Ai = 1658004843 = 0.07360 ,查得 e = 0.27A=4843= 0.1922 e25199.37RB查得X = 1, Y = 0所以P = XRB + YA = 1 25199.37 + 0 = 25199.37N3.校核轴承的当量动载荷已知 Lh = 28000h ,所以60nLhC = P 3= 2072.22 3 60 25 28000= 87.59kN C106106所以可以适用。3512 键的选择与校核结合方式为键,外形 b h = 25 14mm ,键标量 80 毫米;键工作区域标量是 l = L b = 80 25 = 55mm ;键使用上下距离 k = h2 = 7mm ;结果是键结合挤压许用应力 p = 80MPa ; F = 2T = 2 107220 = 69MPa F dkl 80 7 55所以可以操作这个键.3613 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 kA = 1.3 ,则 K A = K AT = 1.3107 = 1391Nm ， 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, L1 =107mm,许用转速为 2100r/min,故适用.3714 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。通常使用三种类型的绞车制动器：1刹车皮带带式制动器结构简单，操作方便，维修快捷，但制动力矩和制动带磨损有限等缺点。一般用于地下绞车。带式制动器由驱动单元，变速杆系统和带摩擦衬片的制动钢带组成。表带开始处的调节螺母用于调节制动带的松紧度。请参见下面的图 14-1：2块式制动闸38直径 1.2 米及以上的旧式绞车使用锁定制动器。 取决于结构，有角块刹车和平移块刹车。3盘式制动器盘式制动器是一种新型的绞车制动装置，它使用碟形弹簧（也称碟形弹簧）的弹性和液压来释放制动器。 由于采用多重制动，制动可靠性高，采用电液调压调节制动力矩，操作方便，调节性好，惯性小，运动快，灵敏度高; 但是，也存在制造精度高，密封要求严格，碟形弹簧可能发生故障等缺点，在使用和维护时必须小心。14.1 绞车上应有的安全装置1 制动闸所有类型的绞车必须有刹车，大绞车必须有手动刹车和自动刹车。如果手动制动器和制动器一起用于制动闸瓦，则必须分离转向和控制机构。2 深度指示器是显示起重船在井筒中的操作位置的重要手段。在深度报警指示器上配备有减速器，在滚动保护开关上，凸轮盘的速度，传动齿轮和离合器联轴器等。指示器销钉安装在螺母上，由两个螺钉驱动，以便双手同时上下移动。3 各种安全装置提升机根据需要设置以下安全装置：防止过压装置，防止超速，超载和电压保护装置中的限速装置，通过防护装置防止制动靴磨损松铃报警装置和满仓保护装置意味着深度指示器的故障保护装置。卷直径 0.8 米及以下的绞车，因为绞车结构简单，速度较慢，上述安全特性一般不会。直径 1.2 米及以上的滚筒。根据相同的要求定义不同类型和数量的安全装置。14.2 回柱绞车制动器的作用1确保停车准确，防止电机停电，转子因惯性继续旋转;2.检查绳索的速度以防止绳索缠绕在绳索周围。 为了缩短阀芯的长度，当执行实际的立柱操作时，立柱绞车的离合器可以打开。 滚筒与蜗轮减速箱分离，并且绳索输送机可以快速将电缆拉出刮板，直至到达需要回收的上部立柱。 为了限制滚筒旋转时的惯性，可以使用制动器进行控制，以防止电缆缠绕在绳索上。14.3 回柱绞车制动器的选择和设计14.3.1 制动器类型的确定根据滚筒直径的计算和实际绞车情况以及不同绞车成本的完整比较，确定带式制动器的使用情况。14.3.2 带式制动器的工作原理39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 14-1 带式制动器结构简图当手柄在执行力 P 的作用下死机时，制动带将制动鼓带紧固并转移到有槽的制动衬块的作用下，即可达到制动目标。带式制动器克服制动带 Q 的偏压力而紧固，即，带与轮之间产生的摩擦力达到制动目标。为了使带弯曲，带通常必须很薄（2 到 4 毫米）。为了增加摩擦力，网状材料上的制动带通常覆盖有一层石棉布或楔形布，这也是非常薄的涂层被胶粘或铆接在胶带上。 钢，并且必须连续而灵活。与其他类型的制动器一样，制动器类型较小，为了减少安装，必须将皮带制动器安装在高速电机的主轴上，或者必须减少所需的制动力矩。在带式制动器的设计中，必须充分分析制动鼓和制动带的旋转方向。下图（a）是制动力作用于制动带松动侧的牵引力。制动带旋转方向的制动带摩擦F 制动助力器，当制动力矩大时， 可以获得相同的尺寸 F.并且操纵杆 1 的图（ b）所示的所需操作力 F 夹紧力 F 作用在制动带的窄侧上， 如果为了产生相同的制动转矩，制动带必须增大，也增加，但是由于沿方向 F作用在制动带上的力摩擦与减小制动转矩相反， 所以制动将不稳定，所以应设计成使得
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