(完整版)回柱绞车毕业设计说明书.doc

1、摘要回柱绞车又称慢速绞车, 它是能拆除和回收回采工作面顶柱的- 种机械。牵引力大和牵引速度慢是回柱绞车的主要性能要求。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。回柱绞车除用来回柱放顶工作外，也可用来拖运和调运车辆。目前，回柱绞车的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、平滑、美观、大方方向发展。目录1.设计方案的拟定 .32.传动装置的设计 .52.1传动方案的拟定 .52.2电动机选择 .52.3计算传动装置总传动比和分级传动比 .62

2、.4传动装置的运动和动力参数 .72.5传动件的设计计算 .82.5.1高速级传动件设计 .82.5.2低速级传动件设计 .112.6轴的设计计算 .162.6.1高速轴设计 ( 蜗杆轴 ) .162.6.2中间轴的设计 ( 蜗轮齿轮轴 ) .212.6.3低速轴的设计 . .243.滚筒及主轴的设计 . .283.1滚筒的设计 .283.2滚筒主轴的设计 .294.制动器的设计 .364.1制动器的确定 . .364.2.带式制动器的工作原理 .364.3.带式制动闸的闸带有下列要求：.374.4 制动器的制动力矩 .385.毕业设计总结 .39致谢 .401.设计方案的拟定1. 设计条件

3、:1) 机器用途 : 煤矿井下回收支柱用的慢速绞车;2) 工作情况 : 工作稳定、平稳 , 间歇工作 ( 工作与停歇时间比为 1:2), 绳筒转向定期变换 ;3) 运动要求 : 绞车绳筒转速误差不超过8%;4) 工作能力 : 储备余量 10%;2. 原始数据 :题号J1钢绳牵引力 (kN)45钢绳最大速度 (mmin)8绳筒直径 (mm)250钢绳直径 (mm)15最大缠绕层数4绳筒容绳量 (mm)1203. 方案的初步拟定根据设计的要求和所给的原始数据, 经过对回柱绞车常用型号的传动方式的比较,最后选用一级为蜗杆传动, 一级为齿轮传动的传动方式. 其传动结构图如下 :该结构简单 ,而且占用的

4、空间小 ,适合井下狭窄空间 .第一级采用蜗杆机构 ,也符合回柱绞车传动比大的要求 ,所以经过比较 ,最终我选择此种传动方案 .2.传动装置的设计2.1 传动方案的拟定已知条件 : 钢绳牵引力F=45kN, 最大速度V=8mmin,绳筒直径D=250mm,钢绳直径d=15mm ，则60 1000v60 10008/60n10r / minwD3.141250初步拟定出二级传动的传动方案。因为是井下工作，是多粉尘，潮湿，易燃易爆的场合，而且传递的功率大，传动要求严格，尺寸要求紧凑，所以最后选定蜗杆- 齿轮二级减速器.2.2 电动机选择(1 ）电动机类型和结构型式回柱绞车主要用于井下回收支柱用, 为

5、防止瓦斯、粉尘等有害气体引起爆炸, 故绞车的电动机需要选用矿用防爆电机. 防爆电机的选型原则是安全可靠、经济合理、维护方便 , 同其它的防爆电气设备一样应根据危险场所的类别和区域等级以及在该场所存在的爆炸性混合物的级别、组别来选用. 在这里我们选用BJO2系列防爆电机. 结构为封闭卧式结构.(2 ）电动机容量1）绳筒轴的输出功率=2）电动机输出功率=传动装置的总效率式中为从电动机到绳筒之间各传动机构和轴承的效率，由表查的滚动轴承0.99 ，蜗杆传动0.8 ，圆柱齿轮传动0.97 ，弹性联轴器0.99 ，绳筒滑动轴承0.96则0.80.970.9920.960.708故= = kW(3) 电动机

6、额定功率查手册选取电动机的额定功率(4) 电动机的转速因为是在井下工作 , 要考虑到其安全可靠性 , 所以选用防爆电机，即 BJO2系列防爆三相异步电机 , 同步转速为 750mmin, 满载时转速为 720rmin.2.3 计算传动装置总传动比和分级传动比(1) 传动装置总传动比(2 ）分配各级传动比取蜗杆传动比，圆柱齿轮传动比2.4 传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速高速轴为0 轴，中间轴为1 轴，低速轴为2 轴，则(2) 各轴输入功率按电动机的额定功率计算各轴输入功率，即(3) 各轴转矩T09550p0955010132.64N mn0720T19550p195507.842581

7、.793N mn125T9550p295507.457114.75N m 02n2102.5 传动件的设计计算2.5.1 高速级传动件设计1. 选择蜗杆传动类型根据 GBT10085 1988 的推荐 , 采用渐开线蜗杆(ZI)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, 金属模铸造 . 为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造, 二轮芯用灰铸铁HT100铸造 .3. 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设

8、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 .1) 确定作用再蜗轮上的转矩由前面计算可知2) 确定载荷系数 K因工作较稳定 , 故取载荷分布不均有系数; 由表选取使用系数; 由于转速不高, 冲击不大 , 可取动载系数,则3) 确定弹性影响系数因选用得式铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配, 故4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距得比值, 从图 11-18 中查得5) 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,可从表 11-7 中查得蜗轮得基本许用应力应力循环次数N60 jn2Lh601 25280004.2

9、107寿命系数则 H KHN H 0.815268218.42MPa6) 计算中心距1603.1a 3 1.21 2581793252.56mm218.42取中心距 , 根据传动比 , 从手册中取模数, 蜗杆分度圆直径. 这时 , 从图 11-18 中可查得接触系数, 因为 , 因此以上计算结果可用.4. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1) 蜗杆轴向齿距 ; 直径系数 ; 齿顶圆直径 ; 分度圆导程角; 蜗杆轴向齿厚.2) 蜗轮蜗轮齿数 ; 变位系数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5. 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数z25053.3zv2cos311.310cos3根据,

10、从图 11-19中可查得齿形系数螺旋角系数Y 111.3100.9192114001400许用弯曲应力从表 11-18 中查得由 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数所以 ,1.53 1.212581793F2.150.919235.48MPaF 804168弯曲强度是满足的.6. 精度等级公差考虑到所设计和表面粗糙度的确定的蜗杆传动是动力传动, 属于通用机械减速器,从 GBT圆柱蜗杆 , 蜗轮精度中选择8 级精度 , 侧隙种类为f, 标注为 8f GBT.然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度.7. 工作图见图纸2.5.2 低速级传动件设计1. 选择齿轮类型、精度等

11、级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮2）绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB)3）材料选择由表 10 1 选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS4） 选小齿轮齿数，则大齿轮齿数5） 初选螺旋角2. 按齿面接触疲劳强度设计1） 确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数 ( 初选 )(2) 小齿轮传递的转矩(3) 由表 10 7 选齿宽系数(4) 由表 10 6 查的材料的弹性影响因数(5) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限(6) 由式 10-

12、13 计算应力循环次数N160njLh60251 8350104.2107(7) 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ,(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1KHN1Hl min1576MPaH 1SKHN2Hl min 2544.5MPaH 2SH(11 ) / 2 (576 544.5) / 2 560.25MPa(9) 由图 10-30 选取区域系数由图 10-26 查得10.76, 2 0.85,则121.612） 计算(1) 计算小齿轮分度圆直径，由公式得21.625817932.8812.433189.8 23.() 167.8mmd1t11.612.8856

13、0.25(2)计算圆周速度(3)计算齿宽 b 及模数d1t cos167.8 cos140mnt8.14mmZ120h 2.25mnt2.25 8.14 18.315mm(4) 计算纵向重合度0.318 d Z1 tan0.318 1 20 tan1401.586(5) 计算载荷系数 K已知使用系数 , 根据 , 七级精度 , 由图 10-8 查得动载系数 ; 由表 10-4 查得的计算公式与直齿轮的相同, 故K H1.120.18 (10.6 12 ) 120.2310 3178.231.448由图 10-13 查得 ; 由表 10-3 查得 ;故KK AKV KHK H 1 1.0011.

14、41.482.029(6) 按实际载荷系数校核算得得分度圆直径d1d 3K / Kt167.8 32.029/1.6 181.627mm1t(7) 计算模数d1 cos181.627 cos140mn8.81mmZ1203. 按齿根弯曲强度设计1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数KK AKV KF K F1 1.001 1.41.391.948(2) 根据纵向重合度 , 从图 10-28 查得螺旋角影响系数(3) 计算当量齿数ZV1Z12021.89cos30cos3 14ZV 2Z 25863.49cos3cos3 140(4) 查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得(5) 由图

15、10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;(6) 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ,(7) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 则KFN1FE 10.95500F1339.29MPaS1.4KFN2FE 20.98380F 2266MPaS1.4(8) 计算大小齿轮的并加以比较YFa1YSa12.7645 1.5689F 10.01278339.29YFa 2YSa22.29892 1.71419F 20.01481266大齿轮的数值大2) 设计计算3 2 1.9482581793 0.88 cos140mn200.01481 5.765

16、mm1.61对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数, 取 , 已可满足弯曲强度. 但为了同时满足接触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数, 于是由d1 cos181.627 cos140Z129mn6取4. 几何尺寸计算1)计算中心距( Z1Z2 ) m(2985)352.47mma2 cos1402cos2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccos (Z1Z2 ) mnarccos(2985) 61402a2352.47因 值改变不多 , 故参数等不必修正 .3)计算大小齿轮的分度圆直径Z1mn296179.33mmd1co

17、s140cosdZ2mn856525.61mm20coscos144) 计算齿轮宽度bd d11 179.32179.32mm圆整后取 ,5) 结构设计2.6 轴的设计计算2.6.1 高速轴设计 (蜗杆轴 )(1) 轴的材料选择选用 45 号钢, 调质.(2) 求作用在蜗杆上的力已知:,蜗杆分度圆直径. 所以,圆周力Ft2T121326403316 Nd180Fa2T222581793轴向力d241612412N径向力Fr2T2tan2 2581793tan 2004518Nd280(3) 初步确定轴的最小直径根据表 15-3, 取 , 于是得dminP01101026.4mmA0 33n07

18、20最小直径处是安装联轴器得直径, 为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应, 故需同时选联轴器的型号.联轴器的计算转矩, 查表 14-1, 取, 则TcaK AT01.3132640225488N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 , 查标准器 , 公称转矩 , 许用转速 3800rmin. 半联轴器孔 径为GBT选用 TL6 型弹性套柱销联轴32mm,故取轴径 ; 半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度(4) 结构设计1) 拟定轴上零件的转配方案见图纸2) 根据轴上定位要求确定各段直径和长度(a) 为满足半联轴器的定位要求, 第一段轴右端需制出一轴肩 , 故取第二段轴径

19、 . 左端用轴端挡圈定位, 取轴端挡圈直径D=35mm半.联轴器与轴配合的毂孔长度, 毂第一段轴的长度应比略短一些,现取.根据,取(b) 初步选择滚动轴承 . 因轴承同时承受径向力和轴向力, 故选用角接触球轴承 . 参照工作要求 , 从手册中选用7310B 型角接触球轴承,( 应角接触球轴承都使成对使用,所以此处选用一对), 尺寸,所以右端滚动轴承采用轴肩定位, 由手册查得定位轴肩高度h=15mm,因此取(c) 由前面设计可知蜗杆分度圆直径, 所以(d) 蜗杆右端支撑初采用深沟球周称, 查手册选用 6210 型深沟球轴承 , 其尺寸 ,. 深沟球轴承采用制动垫圈来轴向定位, 所以取 ,(e)

20、角接触球轴承和深沟球轴承都有挡油环, 故取 ,(f) 轴左端轴承端盖的宽度为 55mm(由设计而定 ). 根据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油 , 所以取(g) 角接触轴承左端用螺母来轴向紧固, 所以取(. 根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图现将计算出的截面C处的的值列于下面:水平面支反力垂直面支反力水平面弯距垂直面弯距总弯距扭距下图所示为高速轴的水平面弯矩图, 垂直面弯矩图 , 合成弯矩图以及扭矩图.从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出C 是轴的危险截面.YFa FtRAxa. 受力简图o ZRAyFrACXFtb. 水平面受力（ kg）RAxRBxRByBRBxc. 垂直面受力

21、(kg)Fa FrRAyd. 水平面弯矩（ kg m）e. 垂直面弯矩（ kg m）f. 合成弯矩图（ kg m）g. 扭矩图（ kg m）(6) 按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时 , 通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面的强度应力为RBy. 取, 轴的计算M1( T)2ca13.7MPaW之前选定轴的材料为45 号钢,调质处理 .由表 15-1 查得.因,故安全 .2.6.2 中间轴的设计 (蜗轮齿轮轴 )(1) 轴的材料选择选用 45 号钢, 调质.(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:Fr1 Ft tan15280 tan 200556

22、1N作用在小齿轮上的力 :Ft 22T1 / d12 2994880 /191.69 31247NFa2Ft 2 tan31324tan1407791NFr 2Ft 2 tann / cos31247tan 200 / cos14011721N(3) 初步估算轴的最小直径取材料为 45 号钢 , 调质 . 根据表 15-3, 取 , 于是得P17.8478.8mmdmin A0116n125最小直径处安装轴承, 所以取轴径为80mm., 所以选取36116 型角接触球轴承,(4) 结构设计1) 轴承需要用轴肩来轴向定位, 故取 . 因为此轴段时用来固定蜗轮, 蜗轮宽为90mm,所以此段轴长度应

23、略短蜗轮宽度一些, 取 .2) 在安装蜗轮的右端制出一轴肩 , 取轴肩高度为 6mm,所以取轴径为3) 小齿轮制成齿轮轴 , 所以此段轴长为4) 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 ,5) 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 70mm.6) 轴端倒角为 , 各轴肩处的倒角见图纸 .(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, 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YR

24、Axa. 受力简图o ZRAyAXFaFrFtFaFrRBx RByCDBFtb. 水平面受力（ kg）c. 垂直面受力 (kg)RAxFrFrRBxFtFtRAyd. 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）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 :RBy合成弯距 :扭距 :(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M 2c右(T ) 2dCW2.18MPaM 2D左(T )2dDW2.61MPa前面选定轴的材料为45 号钢 , 调质处理 , 其, 故安全 .2.6.3 低速轴的设计

25、(1) 轴的材料选择选用 45 号钢,调质 .(2) 求作用在大齿轮上的力由小齿轮的受力情况, 可以得出大齿轮的受力, 即(3) 初步确定轴的最小直径选轴的材料为45 号钢 , 调质处理 . 根据表 15-3, 取 , 于是得0P21107.4593.7mmdmin An210输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径. 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应, 故需同时选取联轴器的型号.联轴器的计算转矩, 查表 14-1, 取, 则TcaK AT21.371147509249175N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件, 查手册或 GBT选用 HL8型弹性柱销联轴器 , 其公称转矩为

26、 . 半联轴器的孔径为100mm,半联轴器长度L=212mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm.(4) 轴的结构设计1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求, 左端需制出一轴肩 , 故需制出一轴肩 , 取 .半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, 故长度应比毂孔长度略短一些, 现取 .2) 因轴承同时承受轴向力和径向力, 故选用角接触球轴承 . 参照要求并根据 , 由轴承产品目录中初步选取36122 型角接触球轴承, 其尺寸为 , , ,故 .3) 轴承右端采用轴肩进行轴向定位, 取.4) 取安装齿轮处的轴段轴径 ; 已知齿轮轮毂的宽度为

27、 206mm,此轴端应略短与轮毂宽度 ,故取.5) 轴承端盖总长度为 20mm,故取 .6) 轴承应距箱体一段距离 , 取 , 则 .7) 轴上零件的周向定位半联轴器 , 齿轮与轴轴向定位采用平键联接. 半联轴器与轴的联接, 选用平键尺寸为 , 键长为 140mm;按 , 由手册查得齿轮与轴的平键尺寸为, 键长为 140mm,键槽用槽铣刀加工 , 同时为了保证齿轮和轴配合由良好的对中性, 故选择齿轮轮毂与轴配合为H7n6.8) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 , 各轴肩处圆角半径见图纸.(5) 求轴上的载荷首先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, 应先从手册中查取值

28、. 因此 , 作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图.现将计算结果列出如下:水平面支反力:垂直面支反力:水平弯距 :垂直弯距 :总弯距 :扭距 :下图所示为输出轴的水平面弯距图,垂直面弯距图,合成弯距图以及扭距图.a. 受力简图Xb. 水平面受力（ kg）c. 垂直面受力 (kg)d. 水平面弯矩（ kge. 垂直面弯矩（ kgf. 合成弯矩图（ kgg. 扭矩图（ kg m）YoZ m） m） m）F rRAxBxRAyFtF aRRByACBRAxRBxFtRAyF aRByFr图 4-1(6) 按弯扭合成应力来校核轴的强度进行校核时 , 通常只校核轴上承受最大弯距

29、和扭距的截面的强度. 根据时 (15-5)及表中的数值, 并取 , 轴的计算应力为M1 ( T)230620512(0.6 7114750)220.13MPaca0.13W115已经选定轴的材料为45 号钢 , 调质处理 ,.,故安全 .3.滚筒及主轴的设计3.1滚筒的设计一 . 滚筒材料及壁厚确定选用 A3钢作为滚筒材料, 焊接而成 . 查手册知其厚度在2040mm之间 , 根据经验公式 , 最后确定滚筒壁厚为.二 . 滚筒尺寸的确定已知滚筒的尺寸:1. 滚筒直径 :250mm2. 钢绳直径 :15mm3. 最大缠绕层数 :44. 最大容绳量 :120mm1. 确定滚筒的宽度 B由公式可以算

30、出每层的缠绕圈数,即L120000Z31.2n D0 d( n 1)dk2 3.14 4250 15 (4 1) 15 0.9取 , 所以滚筒的宽度为:2. 确定绳筒各直径1) 滚筒最小缠绕直径DminD 0d25015265mm滚筒的最小外径钢丝绳直径2) 滚筒最大缠绕直径DmaxD 0d2( n1)dk2250152(41) 150.9346mm钢丝绳每层厚度降低系数, 取3) 滚筒平均缠绕直径Dcp( D maxDmin ) / 2(346265) / 2305.5mm4) 滚筒结构外径D外D max2d33462153436mm3.2 滚筒主轴的设计一 . 滚筒主轴设计应考虑的问题主轴

31、是绞车的主要部件之一, 对于它的设计和使用, 必须给予足够的重视.主轴的结构设计应考虑如下几点:1) 便于起吊、安装和加工 ;2) 卷筒子轴上的固定方式 , 不论用键或热装固定 , 都应力求可靠、不松动 , 因为松动后不仅影响传动 , 而且回在轴上磨出沟槽 , 以至引起断轴事故 ;3) 轴的断面变化不应太剧烈 , 并要防止其它类型的、过大的应力集中;4) 轴的加工和热处理需严格遵守规程, 并于机械加工情在轴头切样检验, 此外还要进行探伤检验 ;5) 对轴不仅有强度要求 , 而且还有刚度要求 , 通常挠度应小于轴跨距的 13000;6) 主轴的材料一般采用 45 号钢 .二 . 主轴的结构设计1

32、. 确定轴各段直径和长度1) 确定最小直径及长度根据前面设计选用的联接减速器和滚筒主轴的联轴器孔径, 可以确定滚筒主轴的最小直径 , 即 . 半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm, 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, 故轴的长度应比毂孔长度略短一些, 现取 .为了满足联轴器的轴向定位, 右端需制出一轴肩, 故取该段直径为.2) 初步选择滚动轴承因为轴承同时承受有径向力和轴向力的作用, 故选用双列圆锥滚子轴承作要求 , 由手册中初步选取352122 型双列圆锥滚子轴承, 其尺寸为 :,故,而. 参照工两端轴承都采用轴肩进行轴向定位, 由手册上查得,取,因此,取.3) 两端安装

33、支轮处都采用轴肩来进行轴向定位, 取,.4) 中间轴端为安装滚筒处 , 取该段轴径为 , 长度为 .5) 因为制动器放在左边支轮处, 所以安装左支轮处的轴径长度应略长一些, 故取 . 右边支轮处轴径长度为 .6) 轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求 , 取端盖的外断面与半联轴器右端面键的距离为30mm,故取 .7) 轴上零件的周向定位支轮、半联轴器的周向定位均采用平键联接. 按 , 由手册查得平键截面尺寸为, 键长为 32mm;半联轴器与轴得联接, 选用平键尺寸为 , 键长为 140mm.滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的 .8) 确定轴上圆角和

34、倒角尺寸取轴端倒角为 , 各轴肩处的圆角半径见图 .2. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的的计算简图. 在确定轴承的支点位置时, 从手册中查取值 . 因此作为简支梁的轴的跨距为933.5mm.经分析 , 当钢丝绳位于靠近左边支轮时, 轴承、轴的受力最大, 将各力已知卷筒轴心上 , 其受力情况如下所示:YAyFByTARtB Ra. 受力简图oCXZRRAxBxRFtRb. 垂直面受力 (kg)AyByc. 垂直面弯矩（ kgm）d. 扭矩图（ kgm）现将计算出的卷筒轴上的计算结果列于下:钢绳牵引力 :垂直面支反力:总弯距 :扭距 :3. 精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面从应力集中

35、对轴的疲劳强度的影响来看, 截面 D处的应力集中最严重; 从受载的情况来看 , 截面 D处的应力最大, 所以该轴需校核D 处两边 .2) 截面 D左侧抗弯截面系数W0.1d 30.11223181584.8mm3抗扭截面系数WT0.2d30.21223363169.6mm3截面 D 左侧的弯距为扭距为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45 钢 , 调制处理。由表15-1 查得，。截面上由于轴肩形成的理论应力系数及按表3-2 查取。因，经插值后可查得，又由图 3-1 可得住的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为 k1q(1) 1 0.82 (1.55 1)1.451k1q(1) 1

36、0.85 (1.28 1)1.238由图 3-2 得尺寸系数；由图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由图 3-4 得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，综合系数值为又由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，则得ScaS S5.14 S 1.42SS2故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数W 0.1 d 30.1 1153152087.5mm3抗扭截面系数WT 0.2 d 30.2 11533047175mm3截面 D 左侧的弯距为扭距为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合出的值，由表3-8 用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由图3-4 得表面质量

37、系数为故得综合系数为所以右侧的安全系数为ScaSS21.58 S 1.4SS 2故该轴在截面右侧的强度也是足够的。4.制动器的设计4.1 制动器的确定根据给出的滚筒直径以及绞车的实际情况, 最后确定选用带式制动器.4.2. 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 1 为带式制动器结构简图。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, 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(2 4mm)。为了增

38、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。4.3.带式制动闸的闸带有下列要求：(1) 闸带 ( 刹车带 ) 与钢带连接应使用钢或铝质铆钉铆接， 铆钉埋入闸带深度不小于闸带厚度的 30。间带和钢带铆接后应紧紧相贴，不得有皱折和拱曲现象；不得有间隙；钢带两头弯曲铆接后的铆钉头不得高于闸带厚度；(2) 带式制动闸安装到绞车上后，闸带与闸轮的接触面积不小于闸带面积的70(3) 闸带使用后，不得有裂纹，闸带磨损余厚不小于3mm；(4) 与闸带相连接的拉杆螺栓、叉头、闸把、销轴等零件不得有损伤或变形，拉杆螺栓应用背帽背紧；(5) 闸把及杠杆等应操作灵活可靠，施闸后，闸带不应