调度绞车丝杠排绳毕业设计说明书

1、自动排绳调度绞车设计摘 要 调度绞车是矿山生产系统中最常用的机电设备.除主要用于矿井井下及地面装载调度编组矿车、中间巷道中拖运矿车及其它助搬运工作外，在斜巷提升、井口装罐及作翻机动力等方面也得到了广泛的应用。然而绞车在工作过程中普遍存在的一个问题是钢丝绳在绞车滚筒上缠绕不均,出现咬绳、压绳等现象。本次所设计的绞车排绳装置结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井；结构为近似对称布置，外形美观；绞车重心低，底座刚性好，运转平稳。 排绳装置的设计原理是导向架沿滚筒轴向往复运动，通常是靠螺杆传动，但在一个行程终了时，螺杆必须反转，要通过极限开关改变螺杆传动轮系结构实现正反转的换向。但这种机构复杂、可靠性差。

2、也可设想用两根正反扣螺杆，同向旋转，用分合螺母交替分合，来实现匀速往复运动。根据这一设想，用一根螺杆同时车出正反扣两道螺纹（为了不乱扣，可以用大螺距螺纹），一个行程终了，螺母自行进入另一道反向螺纹，所以这螺母已不是环形而是叉形，螺杆也可以说是一种多圈数的端面凸轮，即双向丝杠。 本设计中采用了双向丝杠，使排绳装置能够借助自身的动力来实现往复的运动。关键词：调度绞车；行星减速器；丝杠排绳机构 ABSTRCT Mine production scheduling winch system is the most commonly used mechanical and electrical equi

3、pment . Except mainly for the underground mine and surface mount marshalling carts , hauling carts in the middle of the roadway and other transportation aid work, in Inclined upgrade , canning and wellhead .The design principle is to guide rope means to achieve reversible frame for reciprocating mov

4、ement along the axial direction of the drum , typically by a screw drive, but in a stroke end , the screw must be reversed to change the structure of the screw through the gear train limit switch . This design uses a dual screw that rope device can be realized by means of its own power reciprocating

5、 movement.Keywords : scheduling winch ; planetary reducer ; screw rope agencies目录摘要IABSTRCTII1.绪论11.1 双滚筒绞车运输存在的问题11.2 设计原则、关键技术及创新点21.3 国内外排绳机构的研究现状概述21.4 本课题研究的目的及意义42. 排绳装置的设计原理及使用绞车概况52.1 调度绞车的概况52.1.1 概述52.1.2 工作原理52.1.3 经济效益62.1.4 技术规格62.2 排绳装置设计原理73.排绳装置的总体结构设计83.1 丝杠的设计83.1.1 螺纹牙形的选择93.1.2 材

6、料的选用原则93.1.3 丝杠耐磨性计算93.1.4 强度验算113.1.5 丝杠的结构设计143.2 链传动的设计143.2.1. 链传动的特点143.2.2 链传动的类型153.2.3 链传动的受力分析163.2.4 滚子链的主要失效形式183.2.5 链传动的设计计算19 滚子链链轮的结构设计223.3 减速器齿轮的设计243.3.1 概述243.3.2 齿轮传动的失效形式243.3.3 直齿圆柱齿轮的受力分析253.3.4 齿轮的设计计算273.4 轴的设计333.4.1 概述33作用在齿轮上的力343.4.3 初步确定轴的最小直径343.4.4 轴的结构设计353.4.5 求轴上载荷

7、373.4.6 按弯扭合成应力校核轴的强度403.5 导轨的设计403.5.1 概述403.5.2 滑动导轨的截面形状40导轨的设计计算413.6 滚动轴承433.6.1 概述43滚动轴承的类型及其代号443.6.3 滚动轴承的材质45滚动轴承的失效形式463.6.5 滚动轴承的选择463.6.6 滚动轴承的校核计算483.7 螺纹连接493.7.1 螺纹连接的特点493.7.2 螺纹连接的类型493.8 键连接513.8.1 键连接的种类及工作原理513.8.2 键的选择523.9 轴承端盖533.10箱体543.10.1 概述543.10.2 箱体壁厚的选择553.10.3 加强肋选择55

8、3.10.4 孔和凸台的设计563.10.5 箱体的热处理564 总 结575 参考文献586 致 谢607 附 录611.绪论绞车排绳装置是一种利用机构学设计出的纯机械产物，它是一种低速运行、重复操作和自动化较高的设备。它的出现和发展不但提高了生产的安全性，而且使生产更加人性化，大大节约了人力和物力。近年来，随着社会的不断发展，各种大型提升设备越来越被广泛使用，为提高其安全性，排绳装置也便随之而生，被广泛应用于各种矿山、建筑等领域，它的发展也越来越受到人们的关注。1.1 调度绞车运输存在的问题（1）绞车辅助运输设备设计不合理、不完善，安全防护设施装备不齐全，没有给职工创造一个安全的工作环境。

9、如：采煤、掘进工作面使用的绞车，由于绞车安装无法对中，钢丝绳走偏，必然造成人工排绳现象，由此发生了多起伤亡事故。（2）目前使用的辅助运输安全装置多数不标准，可靠性差。如：目前各矿使用的不同种类的排绳轮全是自己加工，由于没有正规的设计和强度计算，性能更没有进行试验，而使绞车排绳不好的问题一直制约和影响着煤矿运输安全。（3）由于绞车排绳之类的安全产品，研制开发难度较大，单件产品利润太小，且煤矿安全产品责任较大，一些厂家不愿涉足而导致一直不能得以开发。因此，针对绞车排绳不好，设计一种能有效的、自动的、相对独立的、便于安装的辅助排绳装置强制制动排绳装置。从而彻底解决绞车排绳问题，消除由于人工排绳或斜巷

10、断绳跑车事故的一大隐患，确保运输安全。1.2 设计原则、关键技术及创新点调度绞车排绳装置的设计原则：（1） 不附加动力源，全机械式；（2） 自动排绳；（3） 能适用于直向、侧向、回头等不同安装工况的现场；（4） 自成一体，独立安装，无须绞车大量改造；（5） 结构简单，尺寸小；（6） 排绳可靠、有效；（7） 维修、更换方便等。为满足上述原则，本文设计绞车自动排绳装置的关键技术及创新点如下：（1）绞车排绳装置的强制压绳技术；（2）绞车排绳装置的导向技术；（3）绞车排绳装置的无源控制技术。1.3 国内外排绳机构的研究现状概述筒上若有为钢丝绳导向的绳槽，将有助于卷绕顺利进行。绞车卷筒基本有两种绳槽形式

11、，一是螺旋式的，一是折线式的。螺旋式绳槽就像一条螺旋线，或者像螺栓的螺纹线。螺旋式绳槽有助于引导钢丝绳整齐地卷绕在卷筒上，避免钢丝绳的损坏。然而，这种几何形状绳槽的问题是，当钢丝绳到达卷筒的一端时，虽然第一层能够整齐地卷绕在整个卷筒上，但不能引导第二层钢丝绳沿着卷筒整齐地绕回，相反，第二钢丝绳自然地按一定的角度压在下面一层钢丝绳上。解决这一问题的办法是在端部法兰上增加一个凸台。即使这样，螺旋式绳槽也不适用于两层以上钢丝绳的卷绕方式。早在上世纪50年代，Frank LeBus就设计了解决这个老问题的方案。Frank LeBus是一位向油田提供设备的美国人，1937年他利用一根绳槽导杆解决了提升卷

12、筒卷绕钢丝绳的问题，并获得了专利。后来他对这个专利进行了改进，称为LeBus双折线卷绕系统。该系统的几何形状与众不同，除了两处是折线外，绳槽与卷筒的法兰（边缘）平行。折线绳槽使各层之间的负荷均匀分布，实践证明大大延长了钢丝绳的寿命。事实上，试验表面可延长钢丝绳寿命500%以上。减少钢丝绳的损坏就是提高安全性，并且减少了机械的停工时间。折线绳槽卷筒的缺点在于，它比较复杂，所以比螺旋绳槽卷筒的价格贵一点。然而，这额外的费用因节省钢丝绳而很快地得到补偿，因为钢丝绳价格很贵，并且更换新的钢丝绳也占用了生产时间。对于折线绳槽卷筒来说，若其偏角超过推荐的范围，可以利用一个称之为角度补偿器的特殊装置进行补偿

13、。对于多层卷绕的钢丝绳作业，重要的是第一层钢丝绳的卷绕应在拉力下进行，避免内层钢丝绳松弛，被外层钢丝绳挤压或捻压到槽壁上而损坏。一般钢丝绳拉得愈紧，卷绕得愈好。据LeBus推荐，钢丝绳应承受至少2%的破坏载荷或10%的作业载荷。当然对于安全系数和钢丝绳的设计来说，必须做好承受破坏载荷的准备工作。但是向专家咨询，决不是一个坏主意。折线绳槽卷筒的设计和制造，要满足提升作业的特殊要求，绳槽的型式要适应钢丝绳的长度、直径和结构类型。如上所述，折线绳槽的槽形有两种形式，一种是单折线绳槽，一种是双折线绳槽。前者为最初的绳槽形式，后者为改进的绳槽形式，目前应用较多的是后一种形式。双折线绳槽的斜绳槽和直绳槽交

14、替出现，这样在卷筒表面上就出现了两个斜绳槽区和两个直绳槽区。所谓斜绳槽，是指与卷筒母线斜交的绳槽，直绳槽是指与卷筒母线直交或与法兰平行的绳槽。斜绳槽约占圆周长的20%，直绳槽约占80%。折线绳槽已被Lebus公司注册为一种产品。它既可以直接在卷筒上加工成型，也可以制成带有这种绳槽的套，并且做成分体式的。安装时包裹在光面卷筒上，通过螺栓或焊接与卷筒连接成一体。目前，国外以这种方式使用折线绳槽的卷筒居多。绳槽套的材料可为碳钢、不锈钢、合金钢、铝或玻璃纤维等。卷筒的法兰多为平板型，结构简单，便于加工制造。不论缠多少层，只需在卷筒的第一层加垫块，这样，每一层钢丝绳的圈数都相等。1.4 本课题研究的目的

15、及意义围绕双滚筒绞车运输所反映出的排绳不好，容易造成斜巷断绳跑车事故的问题，设计适用于平巷和坡度为0-25°的斜巷绞车的自动排绳装置，用以有效地控制绞车的断绳跑车事故，彻底改善矿井运输安全状况，消除斜巷运输安全隐患，钢丝绳在卷筒上的缠绕无非单层和多层的区别，单层容易控制，而多层就比较难，尤其是多层后的乱绳问题。钢丝绳或许是任何提升设备最重要的元件，必须正确无误地卷绕到绞车卷筒上，才能顺利地进行作业。带有绳槽的卷筒有助于将钢丝绳整齐地卷绕，避免钢丝绳乱绳。钢丝绳的卷绕，要尽量平滑，这样才能发挥钢丝绳的性能，延长使用寿命。钢丝绳卷绕在卷筒上的理想形式是一定要开始于卷筒的一端，每当卷筒旋转

16、一圈时，新卷绕的钢丝绳恰好落在下面一层钢丝绳的绳股之间。当钢丝绳卷绕到卷筒的另一端（或法兰）时，钢丝绳开始卷绕第二层，然后再整齐地卷绕到它最先开始的法兰处。当卷筒上有几层钢丝绳时，上层钢丝绳有可能挤压下层钢丝绳。若上层绳股与下层绳股成一定角度，问题尤其严重。2. 排绳装置的设计原理及使用绞车概况2.1 调度绞车的概况2.1.1 概述调度绞车广泛应用于煤矿井下掘进巷道内调度和牵引矿车。随着掘进巷道的不断延伸，对调度绞车放绳量的要求也不断增加。由于现用的单滚筒调度绞车运距短，加之掘进巷道起伏不平，因此，工作中需采用多台调度绞车接力运输。但此运输方式浪费人力和设备，效率低、事故多。目前，相当一部分矿

17、井，特别是中小型矿井的掘进巷道采用投资少且能解决辅助运输的以矿车为主的运输方式，即以扒斗装岩机、矿车、调度绞车组成的运输系统。由于单滚筒调度绞车在掘进巷道中使用尚存在一些问题，因此，近几年来，调度绞车在煤矿中的应用得到了较快发展。2.1.2 工作原理将两根提升钢丝绳的一端以相反的方向分别缠绕并固定在提升机的两个卷筒上；另一端与两个提升容器相连接。这样通过电动机改变卷筒的转动方向，可将提升钢丝绳分别在两个卷筒上缠绕和放松，以达到提升和下放容器，完成提升任务的目的。2.1.3 经济效益(1) 节约能源及设备 (2)提高了生产效率 (3)节省人员 (4)维修费用低 2.1.4 技术规格滚筒长度300

18、mm绳径 12.5mm绳速 2.5m/s钢丝绳最大静张力 10KN容绳量 400m滚筒尺寸（直径×宽度）220300mm挡板宽 210mm电动机到滚筒的总传动比41电动机规格型式JBJ-11.4 隔爆功率11.4千瓦转数1460转分钟2.2 排绳装置设计原理排绳装置的设计原理是导向架沿滚筒轴向往复运动，通常是靠螺杆传动，但在一个行程终了时，螺杆必须反转，要通过极限开关改变螺杆传动轮系结构实现正反转的换向。但这种机构复杂、可靠性差。也可设想用两根正反扣螺杆，同向旋转，用分合螺母交替分合，来实现匀速往复运动。根据这一设想，用一根螺杆同时车出正反扣两道螺纹（为了不乱扣，可以用大螺距螺纹），

19、一个行程终了，螺母自行进入另一道反向螺纹，所以这螺母已不是环形而是叉形，螺杆也可以说是一种多圈数的端面凸轮，即双向丝杠。3.排绳装置的总体结构设计3.1 丝杠的设计机械中常用的滑动丝杠副工作时，除承受扭矩外，还承受轴向的拉力或压力。对于滑动丝杠副的强度计算，应根据其具体工作情况选定相应的计算准则。对于一般传动的滑动丝杠副主要根据耐磨性计算来决定丝杠的直径和螺母的长度（即螺母的旋合长度）。当传力较大时，还应验算丝杠危险截面的强度和螺母螺纹牙的强度。对于要求运动精确的滑动丝杠传动，应验算丝杠的刚度，有时应根据其刚度确定丝杠直径。对于柔度大的受压丝杠应校核其稳定性，其直径也常由稳定性决定。对于要求自

20、锁的滑动丝杠副，还应验算其自锁条件。所以，在设计滑动丝杠副时，应根据对丝杠要求的具体情况，可选择不同的计算准则，进行必要的计算。3.1.1 螺纹牙形的选择 精密丝杠螺母传动，常用的螺纹有牙形角为60°的普通公制螺纹和牙形角为30°的梯形螺纹两种。选用哪种螺纹，取决于传动精度、效率和制造工艺。当丝杠螺母机构的载荷不大，螺纹间的摩擦力对工作影响不大，而又要求小螺距时(螺距为0.51mm)，可采用公制基本螺纹和公制细牙螺纹。当载荷较大，螺距也较大时，宜用梯形螺纹。梯形螺纹比三角螺纹的传动效率高、强度大、螺距大。螺距小时，制造困难，而且不耐磨，故不易得到高精度丝杠。故本设计可采用牙

21、形角为30°的梯形螺纹。3.1.2 材料的选用原则梯形丝杠是要求螺纹在运动中作精确移动的关键部件，主要采用优质合金钢材加工，经过热处理加工，保证其优良的机械性能，在制造过程中，粗精工序分开，有效保证零部件的应力合理分布，关键工序在恒温车间加工，稳定的温度，保证高精度丝杠的全部指标符合国标GB2882-*有关验收标准。 3.1.3 丝杠耐磨性计算由于螺母的材料一般比丝杠的材料软，所以，磨损主要发生在螺母的螺纹表面。因为影响磨损的因素很多， 目前还没有完善的磨损计算方法，故通常限制螺纹表面的压强来进行磨损性计算，即使螺纹工作表面的压强p小于或等于其许用压强p。计算时，将螺母的螺纹牙看成是

22、盘旋绕在圆柱表面上的长条，展直后相当于一悬臂梁。展直后的一圈螺纹牙如图12所示。设作用于螺纹上的总轴向力为F，则每一圈螺纹牙所承受的轴向力为F/Z，其校核公式为 式（3.1）式中 F-作用于螺纹上的总轴向力，N； d- 螺纹中经，mm； h-螺纹的工作高度，mm ； Z-参加接触的螺纹圈数，； p许用压强，N/mm²，可按表3-1选取。表3-1 滑动丝杠副的许用压强p丝杠材料螺母材料许用压强p(N/mm²)速度范围（m/s）钢青铜1825111871012低速<0.050.10.2>0.25耐磨铸铁680.10.2铸铁1318<0.05470.10.2钢7

23、.513低速淬火钢青铜10130.10.2由于丝杠的转速较低，则在材料的选用时，丝杠的材料选用钢，螺母选用青铜，其许用压强p=20N/mm²。 根据其他同类设备的经验设计，初选螺纹牙高为8mm，螺纹顶隙为1mm。由于所设计的为双向丝杠，则在螺母的设计组合中，螺母设计成卡环状,即参加接触的螺纹圈数约为0.5，以便使螺母能够自动实现往返运动。将以上数据代入公式3.1，得：d=28.9mm由于丝杠工作的环境比较恶劣，则d取35mm。 螺距P由螺纹标准确定，牙顶间隙a=1时，P=14-44mm，取P=20， 槽深h=0.5×20+1=11 ， 钢丝绳直径d=12.5 ，取钢丝绳间隙

24、a=0.5 螺杆外径：由d=D0.5P得：D=50mm 螺杆底径：d1=D-2h=50-2×11=28 中径螺旋升角：° 外径螺旋升角：°每层钢丝绳绕圈数 26梯形螺杆的有效长度 300 N为正整数，取N=30链轮传动比 取小链轮齿数Z1=23，则：大链轮齿数Z2=Z1·i=23×1.38=31.7 取Z2=313.1.4 强度验算（1）螺母螺纹牙的强度计算如前所述，螺母上一圈螺纹牙展宜后可看作一悬臂梁。在裁荷FZ作用下，螺纹牙根部处受弯曲和剪切作用，其剪切强度计算公式为 式（3.2）弯曲强度计算公式为 式（3.3）式中 d-螺母螺纹大径,mm

25、 ； b-螺纹牙根部的宽度,mm; -许用剪切应力，N/mm²；查表3-2 -许用弯曲应力，N/mm²；查表3-2表3-2 滑动丝杠副材料的许用应力项目许用应力（N/mm²）丝杠材料 钢-材料的屈服极限螺母材料青铜弯曲剪切40603040铸铁455540耐磨铸铁506040钢（1.01.2）0.6由丝杠和螺母的材料可选取弯曲许用应力为50N/mm²，剪切许用应力为35N/mm²。将以上数据代入公式3.2、3.3得=11.6=34.87(2) 丝杠的强度计算丝杠在扭矩和轴向载荷F作用下，其危险剖面内受有剪应力和压应力，根据第四强度理论，可得到丝杠

26、危险剖面的强度计算公式为 式（3.4）式中 -丝杠危险剖面的当量应力，N/mm²； M-作用在丝杠上的扭矩，N/mm； -许用应力，N/mm²，可由表3-2查的。其他符号同前。图3.2 丝杠的受力分析图要使滑块在丝杠上运动（不考虑摩擦），需加在丝杠上的径向力为：F2=1273.8N加在丝杠上的扭矩为：M=1273.8*25=31845N/mm将以上数据带入公式3.4得=5.6故，所设计的丝杠符合要求。3.1.5 丝杠的结构设计由以上可知所设计的丝杠直径为50mm，由于滚筒的宽度为300mm，绳径为12.5mm，可计算出丝杠的导程为300mm。在这一导程中选15个螺距，即丝杠

27、的螺距为20mm。通过以上可以算出滚筒到丝杠的传动比为2.8571。本丝杠采用双向导程，以实现自动往复运动，其结构如图3.3所示：图3.3 双向丝杠结构图3.2 链传动的设计3.2.1. 链传动的特点链传动是在平行轴上的链轮之间，以链条作为挠性曳引元件来传递运动和动力的一种啮合传动。与带传动、齿轮传动相比，链传动的主要特点是：优点：没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比，传动效率较高(封闭式链传动传动效率=0.950.98)；链条不需要像带那样张得很紧，所以压轴力较小；传递功率大，过载能力强；能在低速重载下较好工作；能适应恶劣环境如多尘、油污、腐蚀和高强度场合。缺点：瞬时链速和瞬时传动比不

28、为常数，工作中有冲击和噪声，磨损后易发生跳齿，不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。3.2.2 链传动的类型按用途不同，链可分为传动链、输送链和起重链。传动链主要用于传递运动和动力，应用很广泛。传动链又可分为滚子链和齿形链。齿形链比套筒滚子链工作平稳、噪声小，承受冲击载荷能力强，但结构较复杂，成本较高。滚子链的应用最为广泛。滚子链结构：由内链板、外链板、销轴、套筒和滚子组成。销轴与外链板、套筒与内链板分别用过盈配合联接。而销轴与套筒4、滚子与套筒之间则为间隙配合，所以，当链条与链轮轮齿啮合时，滚子与轮齿间基本上为滚动摩擦。套筒与销轴间、滚子与套筒间为滑动摩擦。链板一般做成8字形，以使各截面

29、接近等强度，并可减轻重量和运动时的惯性。滚子链参数：滚子链是标准件，其主要参数是：链节距p，它是指链条上相邻两销轴中心间的距离。滚子链的标记方法为：链号-排数×链节数，标准编号。例如16A-1×80 GB1243.1-83，即为按本标准制造的A系列、节距25.4mm、单排、80节的滚子链。链条除了接头和链节外，各链节都是不可分离的。链的长度用链节数表示，为了使链条连成环形时，正好是外链板与内链板相连接，所以链节数最好为偶数。3.2.3 链传动的受力分析链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的目的主要是使

30、松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合、跳齿或脱链。因为链传动为啮合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小的多。图3.4 链传动受力分析图链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力，如图3.4。如果不计传动中的动载荷，则紧边拉力和松边拉力分别为F1=Fe+Fc+FfF2= Fc+Ff式中：Fe-有效圆周力，N； Fc-离心力引起的拉力，N； Ff-悬垂拉力，N。有效圆周力为Fe=1000P/v=1000T/9.55D 式中：P为链传递的功率(kW)； T 为转矩（v为链的速度(m/s)。链运动所产生的离心拉力Fc为：Fc=q式中：q链单位长度的质量(kg/m)由链本身质量而产生的悬垂拉力F

31、f为Ff=max(,)其中： 式中：a-链传动的中心距，mm; Kf- 垂度系数，为中心线与水平面夹角。由上可知，链轮受到的拉力为：F=F1+F23.2.4 滚子链的主要失效形式（1）铰链磨损链节在进入啮合和退出啮合时，销轴与套筒之间存在相对滑动，在不能保证充分润滑的条件下，将引起铰链的磨损。磨损导致链轮节距增加，链与链轮的啮点外移，最终将产生跳齿或脱链而使传动失效。由于磨损主要表现在外链节节距的变化上，内链节节距的变化很小，因而实际铰链节距的不均匀性增大，使传动更不平稳。它是开式链传动的主要失效形式。（2）链的疲劳破坏由于链在运动过程中所受的载荷不断变化，因而链在变应力状态下工作，经过一定的

32、循环次数后，链板会产生疲劳断裂或滚子表面会产生疲劳点蚀和疲劳裂纹。在润滑条件良好和设计安装正确的情况下，疲劳强度是决定链传动工作能力的主要因素。 （3）多次冲击破断工作中由于链条反复启动、制动、反转或受重复冲击载荷时承受较大的动载荷，经过多次冲击，滚子、套筒和销轴最后产生冲击断裂。它的应力总循环次数一般在以内，它的载荷一般较疲劳破坏允许的载荷要大，但比一次冲击破断的载荷要小。（4）胶合由于套筒和销轴间存在相对运动，在变载荷的作用下，润滑油膜难以形成，当转速很高时，使套筒与销轴间发生金属直接接触而产生很大摩擦力，其产生的热量导致套筒与销轴的胶合。在这种情况下，或者销轴被剪断，或者套筒、销轴与链板

33、的过盈配合松动，从而造成链传动的失效。（5）过载拉断在低速重载的传动中或者链突然承受很大的过载时，链条静力拉断，承载能力受到链元件的静拉力强度的限制。 （6）链轮轮齿的磨损或塑性变形在滚子链传动中，链轮轮齿磨损或塑性变形超过一定量后，链的工作寿命将明显下降。可以采用适当的材料和热处理来降低其磨损量和塑性变形。通常链轮的寿命为链的寿命23倍以上，故链传动的承载能力以链的强度和寿命为依据。3.2.5 链传动的设计计算（1） 链的选取1） 选择型号，确定链节距和排数链节距的大小直接决定了链的尺寸、重量和承载能力，而且也影响链传动的运动不均匀性(也称多边形效应)，产生冲击、振动和噪声。为了既保证链传动

34、有足够的承载能力，又减小冲击、振动和噪声，应尽量选用较小的链节距。在高速重载时，宜用小节距多排链；低速重载时，宜用大节距排数较少的链。由设计手册我们选用 12A 单排套筒滚子链。节距: p=标准链号mm 内链节内宽： b1=p=11.9mm 链板厚度： mm 滚子外径： d1 销轴直径： d2=mm2） 确定中心距和链节数中心距的大小对传动有很大影响。中心距小时，链节数少，链速一定时，单位时间内每一链节的应力变化次数和屈伸次数增多，因此，链的疲劳和磨损增加。中心距大时，链节数增多，吸振能力高，使用寿命长。但中心距太大时，又会发生链的颤抖现象(尤其在松边上)，使运动的平稳性降低。 初定中心距：

35、a0=(30-50)p ； 取800mm链条节数： X0=108链条长度： L=2.106mm（2） 链轮尺寸计算为了尽可能少的改变绞车的现有结构，链轮采用腹板单排式铸造链轮, 等比传动，链轮齿数的多少对传动平稳性和使用寿命有很大影响。小链轮齿数的选择应适中。若小链轮齿数过少，运动速度的不均匀性和动载荷都会很大；链节在进入和退出啮合时，相对转角增大，磨损增加，冲击和功率损耗也增大。则链轮尺寸按以下公式计算： 由自动排绳调度绞车的系统设计，我们已知小链轮的转速n1=35.6r/min，传动比i=1.38，大链轮的转速n2=25.79r/min，传递的转矩M=9.687N·mm，3.2设

36、计与校验初定小链轮的齿数为Z1=23传动比i=1.38所以求得大链轮的齿数Z2=Z1×i=38.065 经过圆整取为31。初定中心矩a=40p计算传动功率kW传动功率 其中：-工作情况系数，该链传动有中等程度的冲击取值为1.2，-小链轮齿数系数，小链轮齿数为23，经查表取为1.23-多排链排数系数，单排链轮取为1。将各取值代入式中得kW根据kW，n1=27.93r/min，查表滚子链传动额定功率曲线（A系列）。查出选用12A滚子链,p=19.5。确定中心矩因为该链传动的链速比较小故链传动的动载荷可以忽略不计，只需要对链传动的静载荷进行校验便可以。链速有效拉力离心拉力式中：q-滚子链每

37、米的质量，经查表链号12A的滚子链每米质量为2.6kg/m。v-链速，垂度拉力式中-挠度相对值，对于水平传动取为6a-链传动中心矩g-重力加速度q-滚子链每米的质量，经查表链号16A的滚子链每米质量为2.6kg/m。紧边总拉力松边总拉力经查表，牌号12A的单排滚子链的极限拉伸载荷因为所以满足要求。 图3.5 链轮滚子链链轮的结构设计链轮的正确设计有利于延长链的寿命、提高链传动的质量、减小链和链轮的磨损。（1）链齿的齿形链轮的齿形与齿轮的齿形相似，但其齿廓不是共轭齿廓，其齿形具有很大的灵活性。链轮齿形应具备以下性能：保证链节能平稳、自由的啮入和啮出；尽量减小链节与链轮啮合时的冲击和接触应力；有较

38、大的容纳链节距因磨损而增长的能力；便于加工滚子链链轮的轴面两侧齿形为圆弧或直线，以利链节的啮入和啮出。（2）链轮的结构直径小时常做成整体式，中等直径做成孔板式，大直径链轮可做成组合式。链轮与轴采用平键。（3）链轮的材料与热处理链轮轮齿应具有足够的接触强度和耐磨性，故齿面多经热处理。由于小链轮轮齿的工作次数比大链轮轮齿多，所受冲击力也大，故所用材料常常优于大链轮。（4）链传动的布置及张紧链传动的布置是否合理，对传动的质量和使用寿命有较大的影响。布置时，链传动的两轴应平行，两链轮应处于同一平面；一般宜采用水平或接近水平布置，并使松边在下。链条张紧的目的，主要是为了避免链的悬垂度太大，啮合时链条产生

39、横向振动，同时也是为了增加啮合包角。常用的张紧方法有：（1）用调整中心距张紧。（2）用张紧装置张紧。（3）链传动的使用和维护。正确使用和维护链传动对减少链的磨损，提高链传动的使用寿命有决定性的影响。使用和维护应注意以下几点：合理的控制加工误差和装配误差和合理的润滑良好的润滑有利于减小磨损，降低摩擦损失，缓和冲击和延长链的使用寿命。链轮的结构设计图如图3.6。图3.6 链轮结构图3.3 减速器齿轮的设计3.3.1 概述齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的一种传动。齿轮传动的主要优点有：传动效率高，工作可靠，寿命长，传动比准确，结构紧凑。主要缺点是：制造精度要求高，制造费用大，精度低时振动和噪

40、声大，不宜用于轴间距离较大的传动。齿轮传动可做成开式、半开式和闭式齿轮传动。3.3.2 齿轮传动的失效形式齿轮传动的失效一般发生在轮齿上，通常有轮齿折断和齿面损伤两种形式。后者又分为齿面点蚀、磨损、胶合和塑性变形等。（1）轮齿折断一般发生在齿根部位，因为齿根是应力集中源而且应力最大。轮齿折断可分为：疲劳折断和过载折断：（2）齿面点蚀 轮齿受力后，齿面接触处将产生循环变化的接触应力，在接触应力反复作用下，轮齿表层或次表层出现不规则的细线状疲劳裂纹，疲劳裂纹扩展的结果，使齿面金属脱落而形成麻点状凹坑，称为齿面疲劳点蚀，简称为点蚀。一般多出现在节线附近的齿根表面上，然后再向其它部位扩展，这是因为在节

41、线处同时啮合齿对数少，接触应力大，且在节点处齿廓相对滑动速度小，油膜不易形成，摩擦力大。它可分为早期点蚀和破坏性点蚀。（3）齿面磨损 当齿面间落入砂粒、铁屑、非金属物等磨料性物质时，会发生磨料磨损。齿面磨损后，齿廓形状破坏，引起冲击、振动和噪声，且由于齿厚减薄而可能发生轮齿折断。（4）齿面胶合 互相啮合的轮齿齿面，在一定的温度或压力作用下，发生粘着，随着齿面的相对运动，使金属从齿面上撕落而引起严重的粘着磨损现象称为胶合。胶合有冷胶合和热胶合之分。（5）塑性变形当轮齿材料较软，载荷及摩擦力又很大时，轮齿在啮合过程中，齿面表层的材料就会沿着摩擦力的方向产生塑性变形。主动轮齿上所受摩擦力是背离节线分

42、别朝向齿顶及齿根作用的，故产生塑性变形后，齿面沿节线处变成凹沟。从动轮齿上所受的摩擦力方向则相反，塑性变形后，齿面沿节线处形成凸棱。提高齿面硬度，采用粘度高的润滑油，可防止或减轻齿面产生塑性变形。2.1各个齿轮的设计由第一章，我们知道各个齿轮的受力情况，整理成表格形式并列表如下表二 齿轮受力情况啮合点啮合点1啮合点2啮合点3啮合点4受力KN1.0251.9973.1113.111表三 各齿轮的扭矩齿轮齿轮1齿轮2齿轮2齿轮3齿轮3齿轮4齿轮5扭矩KN·mm38.957676147.8147.8264.4264.4我们可以求出各个啮合齿轮的相对转速（见附表二）表四 各齿轮转速啮合点啮合

43、点1啮合点2啮合点3啮合点4行星轮转速相对转速r/min1117292236236282.11啮合齿轮3和齿轮4的校核由绞车的使用条件和齿轮转速和扭矩值，我们可参考已有经验，选择大齿轮的材料为45钢，进行调制处理，表面硬度为45HRC；小齿轮的材料为40Cr，先进行调制处理然后进行表面淬火，表明硬度达到50HRC。为提高运行的平稳性，取两个齿轮的精度等级为8级。下面对齿轮进行校核：1）齿面接触应力的计算齿面接触应力用下公式计算： （4-6）-弹性系数，对钢制齿轮取=189.8-节点区域系数，查表因螺旋角b=00，可得=2.5 -重合度系数。=1.67=0.882-使用系数 =1.5 -动载系数

44、， 查表得=1.2-齿向载荷分配系数，由于小齿轮是非对称布置且装配时经过检验调整和跑合处理，查表可得A=1.09，B=0.16，C=0.31；齿宽系数的选择：对于直齿圆柱齿轮为防止齿间应力过大，齿宽系数不宜取大；为满足强度条件，经查表对非对称布置的硬齿面齿轮，取齿宽系数。-齿间载荷分配系数先求 100查表得 =1.2则 预计使用寿命10年，每年有300个工作日，每个工作日工作时间为8小时，在绞车工作时间内运行状态的占空比为0.2，故可计算出纵工作时间所以齿轮3的应力循环次数式中-齿轮每转一周，同一侧齿面的啮合次数；齿轮转速，r/min；齿轮的设计寿命,h对于齿轮3，所以可以计算应力循环次数为对

45、于齿轮4，可以计算应力循环次数为由接触寿命系数接触受命系数图，可查得=1.16 =1.25。=式中-表面接触疲劳强度，-接触寿命系数，-接触最小安全系数，求得求得因为 <，所以齿轮满足接触强度要求。2）齿根弯曲应力的计算利用公式： （4-7） K=式中：K-载荷系数，-使用系数,取 =1.5，-动载系数取 =1.2-重合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.667=0.70 -齿向载荷分布系数 1.29-=1/=1.39-齿形系数 =2.66-应力修正系数 =1.63则，弯曲应力使用寿命选择每天8小时工作制全年工作300天，经查表可得出=1.1，=1材料选取渗碳淬火钢，

46、其中接触强度的最小安全系数=1.25则许用弯曲应力 所以满足弯曲强度要求。2.2各个轴的设计校核绞车内各个轴在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力的作用。轴的主要失效形式是轴强度不足，但为保证轴不因刚度不足而引起变性过大，而引起啮合齿轮的震动，噪声，甚至破坏，也要校验刚度要求。但在设计时，一般按刚度设计，轴的直径会比按强度设计的轴大得多。所以本文先进行按轴刚度设计，再进行强度的校核。按刚度设计轴时，在不引起齿轮磨损加剧的情况下，本文参考工程实际经验，选择许用挠度为。2.2.1 轴4的刚度验算对齿轮工作影响最大的的是轴在垂直面内和水平面内产生的挠度和轴在水平面内产生的转角。前者使得齿轮的中心距发生

47、变化，破坏了齿轮的正常啮合，后者使得齿轮相互歪斜。初步确定轴的尺寸以后，可以对轴4进行强度和刚度验算，轴的挠度和转角可以根据材料力学有关公式进行计算。计算时，仅计算齿轮所处位置轴的挠度和转角。变速器轴在水平面内挠度记为，垂直面内的挠度记为，水平面内转角可分别用以下公式计算：图4.1轴4的受力式中：Fr-齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）。Ft-齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）。E-轴材料的弹性摸量（轴的材料与齿轮是一样的，为合金钢），。I-惯性矩（mm4），对于实心轴，I=pd4/64，d轴的直径（mm）。L/2-齿轮上的作用力到支座A、B的距离（mm）,L/2=35mm。L-支座间的距离（mm

48、）,L=70mm。轴的全挠度为轴在垂直平面内和水平面内的挠度许用值为：fc=0.050.10mm; fs=0.050.15mm；齿轮所在平面内的转角q不应超过0.002rad。 直齿圆柱齿轮受力通过下式计算：计算扭矩为：T1-小齿轮传递的扭矩D1-小齿轮的直径计算得： 由公式：、E=210000、整理得：因为有经验值所以有代入数据得 由于考虑结构问题，行星轮的轴不可能取得这么小。考虑到轴与行星齿轮的合理配合我们取d=40mm。下面来检验在d=40mm的情况下，该州是否满足强度要求。（2）轴的强度计算由于轴上的水平作用力和垂直作用力在轴的中点处，在该点产生的力矩是最大的，所以我们只需检验在该点处

49、的最大应力即可以，下面我们分别计算：水平面内受力图如下： 图4.4一挡工作时轴的水平面受力图其中Ft-水平方向的作用力，Ft=5.57KNa,b-水平作用力作用点到左右支座的距离，。从而我们可以计算出在该点产生的最大力矩为垂直面内受力图如下：图4.5一挡工作时轴的垂直面受力图其中Fr-水平方向的作用力，Ft=5.57KNa,b-水平作用力作用点到左右支座的距离，。从而我们可以计算出在该点产生的最大力矩为由于轴所受的扭矩为则当量合成弯距为：因为，所以轴在一挡作用时是满足强度要求的。综上所述：当一挡工作时轴在强度和刚度方面都是满足的。2.3轴承的设计和校核aaaaa轴承的校核1）轴四上的轴承的校核

50、受力分析如下：图4.9中间轴轴承计算图式中-左轴承的径向力-右轴承的径向力由于上面我们在周的设计和校核一节中，出现的轴向力和径向力是两个轴承作用在轴上的力的简化。现在我们把这两个力差分出来，以便求出单个轴承上的作用力。由于分析轴的受力可知，该结构是对称的，我们可以得出这里我们选用的是角接触球轴承，虽然由受力分析可知，该两个轴承不受轴向力作用，但为了提高行星轮在太阳轮内的运动精度，我们还是要采用面对面地角接触球轴承来提高齿轮运动的精度。由于轴的直径为40mm，所以选择轴承6208。其具体参数可参见下表：表4.2轴承的参数:型号dDBCr(KN)Co(KN)720840801836.825.8由于

51、轴承不受轴向力作用，所以有取中等冲击，冲击载荷系数。当量动载荷：依据公式：得：式中n-轴承的转速Cr-轴承的额定动载荷P-轴承的当量动载荷轴承的寿命为：因为绞车的使用条件为预订寿命为10年，每年工作300天，一天工作8小时，工作时间的占空比为0.2。我们可以计算轴承的工作时间为所以轴承满足要求的。3.4 轴的设计3.4.1 概述轴的设计也和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴（如车床主轴）和受力大的细长轴，还应进行振动稳定性计算，以防止发生共振而破环。在设计计算时，可先对高速轴进行设计，因其上受到的力最大，所以在满足高速轴的情况下，其他轴可根据高速轴进行经验设计。 3.4.2 作用在齿轮上的力由公式3.13得到齿轮1的分度圆直径为：d1=m*z1=129mm由公式3.9，3