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变速 调度 绞车 设计

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定轴变速调度绞车的设计,变速,调度,绞车,设计

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定轴变速调度绞车的设计摘要矿用调度绞车是用来运输矿用物料的常用装置。工人在操作绞车时需要和绞车保持近距离接触，必须同时用操纵手柄控制绞车的离合闸和制动闸来实现绞车的启停和制动。这种操作方式存在著较大的安全隐患。因此迫切需要研发一种可以实现远程控制的变速调度绞车。这种新型绞车可以实现异地操作和更好的调速性能，还要能够实现多种速度的稳定变换。本文设计的新型绞车在传统绞车的基础上增加了液力变矩器，从而使绞车在突变载荷时稳定，更好的适应井下复杂的环境。新型绞车在滚筒内减速器输入断增加了变速变向箱，实现了两次减速。通过变速变向箱中的六个湿式离合器的结合情况来实现输出轴的不同转向和转速，实现了绞车正反向、高低速四种工作状况。通过设计液压系统实现绞车的远程控制。新型绞车在传统绞车的基础上进行适当的改造。在提高安全性的基础上有效的提高了生产效率。关键词：调度绞车；远程控制；变速变向；变矩启动AbstractMining dispatch winch is a common device used to transport mineral materials. Workers need to maintain close contact with winch when operating the winch, and must control the winchs clutch gate and brake gate with a joystick at the same time to achieve the start-stop and braking of the winch. This mode of operation has a greater security risk. Therefore, there is an urgent need to develop a variable speed dispatch winch that can achieve remote control. This new winch can achieve off-site operation and better speed control performance, but also to achieve a variety of speed stable transformation. The new winch designed in this paper adds the hydraulic torque converter on the basis of the traditional winch, so that the winch stabilizes when the mutant load is changed and better adapts to the complex environment underground. The new winch in the drum gearbox input break increased the variable speed change box, achieving two deceleration. The different steering and speed of the output shaft are realized by the combination of the six wet clutches in the variable speed variable-speed gear, and the winch is reversed, high and low speed. Remote control of winch is achieved by designing a hydraulic system. The new winch is suitably modified on the basis of the traditional winch. Effectively improve productivity based on improved safety.The paper has 28 pictures, 5 tables, 22 referencesKeywords: Dispatch winch; Remote control; variable speed change direction; torque start目录摘要I目录1绪论11.1新型变速调度绞车研究的意义与背景11.2国内外研究情况21.3课题设计方案52电动机和牵引部分的选型与设计62.1电动机的选型72.2钢丝绳的选型和设计82.3绞车滚筒的设计与计算93传动系统设计133.1液力变矩器选型133.2传动方案的确定143.3传动比分配与计算154变速变向箱设计174.1变速变向箱齿轮设计计算174.2轴设计计算304.3离合器设计与计算474.4变速变向箱的结构尺寸和附件尺寸设计505滚筒内行星减速器的设计与计算525.1滚筒内行星齿轮的设计计算525.2轴的设计计算635.3行星架的设计696制动器的设计706.1制动器的结构设计706.2盘式制动器主要参数的设计706.3制动器驱动部分设计737变速变向箱液压系统的设计757.1变速变向箱液压系统原理图757.2变速变向箱需要的油液压力计算767.3液压泵选型计算767.4驱动电机选型计算778新型绞车经济性分析788.1成本支出788.2产品收益789总结与展望80参考文献81翻译部分83ContentsAbstractContents1 Introduction11.1 The Significance and Background of the Study of the New Variable Speed Dispatch Winch11.2 Current Research Situation at Home and Abroad21.3 Project design scheme52 Selection and design of motor and traction parts62.1 Selection of Motor Type72.2 Type Selection and Calculation of Steel Wire Rope82.3 Design and calculation of winch drum93 Design of transmission system133.1 Type Selection Design of Hydraulic Torque Converter133.2 Determination of Driving Scheme143.3 Distribution and calculation of transmission ratio154 Design of Variable Speed Direction Box174.1 Design and calculation of gears174.2 Design and calculation of axle304.3 Design and calculation of clutch474.4 Selection of Structure Size and Accessory Size of Variable Speed Direction Box505 Design and calculation of planetary reducer in drum525.1 Design and calculation of planetary gear525.2 Design and calculation of axle635.3 Design of Planetary Frame696 Design of Brake706.1 Selection and Structure Design of Brake706.2 Calculation of friction parameters706.3 Design and calculation of other components of brake737 Design of Hydraulic System for Variable Speed Direction Box757.1 Principle diagram of hydraulic system for variable speed steering box757.2 Calculation of Oil Hydraulic Pressure for Variable Speed Direction Box767.3 Selection and calculation of hydraulic pump767.4 Selection and calculation of driving motor778 Economic analysis788.1 Product expenditure788.2 Product revenue789 Summary and Prospect80References81The translation part83151 绪论1绪论1 Introduction1.1新型变速调度绞车研究的意义与背景(Significance and background of research on variable speed dispatching winch)中国拥有目前世界上最大的煤炭生产量和煤炭消费市场，我国拥有的煤炭资源不仅分布集中而且种类丰富，相对于其他国家具有独特的优势1。煤炭经济与各省市经济发展密不可分2。然而我国煤矿资源也存在着一定的问题，首先是我国大部分的煤矿处于偏远的地区，地理结构相对比较复杂，这就导致了采矿较为困难，其次是这些地区经济发展相对较差，缺乏配套开采的基础设施。这就需要我们能够设计出更加智能化，自动化的煤矿生产设备来为煤炭开采提供更好的硬件支持。对于整个煤炭开采过程，运输都是不能忽视的重要的一环，由于煤炭开采多处于地下有限的空间中，这就需要机械设备具有良好的技术性和安全性,调度绞车正是辅助运输的重要装置3。经过数十年的发展，调度绞车已经成为了矿用运输设备中不可或缺的一环。矿用调度绞车具有整体尺寸较小，重量比较轻，拆装方便等显著优点，由于调度绞车结构的设计比较简单，后续的设备维护和修理也比较方便。尽管目前调度绞车已经广泛应用于矿业生产中,但目前常用矿用绞车还存在较大的的安全隐患，对工人的安全也存在着潜在的威胁。目前我国广泛使用的矿用调度绞车采用的都是传统的将电动机作为驱动源，通过机械差动的方式来进行调速的方案。这种设计结构就决定了工人在操作绞车时必须和绞车保持近距离地接触，必须同时用双手操作制动闸和离合闸来实现绞车的启停和制动。传统绞车的使用方式需要工人具有较高的操作技术和高度的精神专注，这种操作绞车的方式不仅会造成人工成本的增加，而且具有较大的安全隐患，容易造成事故。绞车运行过程中，通常有以下三方面显著隐患和危险4。（1） 断绳伤人。矿用调度绞车在提升下放重物的过程中，如果发生紧急情况需要工人进行紧急制动，就很容易导致钢丝绳由于惯性而导致受拉力瞬间增大，导致钢丝绳损坏甚至发生断绳现象。一旦发生了断绳情况，和绞车近距离接触的操作工人就会有巨大的危险，很可能会被断绳打伤，如果发生跑车事故就会导致更加严重的后果。（2） 乱绳伤及司机。目前常用的矿用调度绞车都没有配备自动排绳装置，都是采用让钢丝绳在绞车滚筒上自然排绳的方案。由于在提升过程中总是存在不同程度的扰动和不稳定，尤其是在绞车空载时和快速运行时，这就容易导致轿车滚筒出现咬绳，压绳等情况。通常在长时间的使用后，旧钢丝绳会逐步缠绕在滚筒的一边，甚至造成跳绳现象，造成巨大的安全事故。（3） 无法实现良好调速。目前常用的矿用调度绞车大多是直接将防爆电机的伸出轴与绞车滚筒通过联轴器连接，这样就会导致绞车在启动时，尤其是重载启动时，不能实现良好的软启动，不具有良好的启停特性。由于是依靠工人不断改变操作杆来实现启停和制动，因此在绞车提升重物过程中，需要操作人员在绞车快要到达终点时提前操控制动闸，但由于惯性，重物只能慢慢降速，因此会造成对制动阀闸瓦的严重磨损。不仅如此，这种制动方式需要操作工人具有较高的操作技术和专注度，对操作工人要求较高，会增加人工成本和降低煤矿生产效率。总上所述,迫切需要设计一种新型矿用变速调度绞车,工人可以通过异地远程操控绞车,从而降低安全隐患,减少安全事故。工人还可以通过异地远程操控绞车，平稳实现绞车的启停操作和高低速的切换，提高绞车的调速性能。设计的新型绞车不仅能够有效提高煤矿生产的效率，而且还能够显著减少危险事故的发生。1.2国内外研究情况(Research Situation at Home and Abroad)国外的矿用绞车主要集中在俄罗斯，日本，美国等国家，产品种类丰富，国外电气技术水平较高，机械化程度高5。随着我国的发展，尤其是改革开放以来的发展，我国现有的调度绞车已经有很多种类，而且能够适应不同的生产要求,但仍存在着一些技术落后、效率低下的产品，这些已经不能满足日益严格的煤矿的生产要求。目前已经有了一些先进的运输设备，比如无极绳绞车，单轨吊等。这些运输设备不仅能够实现远程控制，显著减少生产中存在的安全隐患，还能够有效的提高煤炭的生产效率。然而，这些新型的运输装置普遍存在着成本较高，安装维修不方便等问题，现阶段还不能广泛的应用于生产中，因此传统调度绞车仍然是现阶段不可或缺的重要运输设备。因此对传统矿用绞车进行优化和设计就显得非常重要5。目前国内矿用调度绞车从调速方案上总体分为电调速型和机械调速型。经历了数十年的发展后，目前我国常用的绞车调速方案包括了以变流变频调速为代表的电调速型绞车，和以机械差动调速为代表的机械调速型绞车。目前国内最常用的就是机械差动调速型绞车8。交流变频调速型绞车又名变频绞车是依靠电动机的变频器实现调速的。变频绞车的显著优点包括:调速范围大,调速过程平稳,调速精度高。变频绞车由电动机驱动,由于电动机的转速收到严格的控制,不需要过分依赖操作工人经验和技术,不仅容易实现自动化,而且操作既简单还安全。变频绞车整体的故障率机械调速型绞车比较低，而且由于没有机械摩擦，因此使用寿命相对较长。最大的缺点是防爆困难9。专用的井下防爆变频器价格昂贵,因此在实际煤矿生产中不经常使用。机械差动调速型绞车又名电动绞车是目前应用最广泛的矿用调度绞车。电动绞车的显著优点是:电动绞车内部通常由滚动轴承支撑,转动比较顺畅平稳。机械差动调速型绞车大多在绞车滚筒里设置行星齿轮减速器，因此强度较高，而且由于减速器在滚筒里面，这样就使绞车的结构更加的紧凑，更能够适应矿下狭小的环境，传动效率高。电动绞车的缺点包括:由于结构问题无法实现低速重载启动和无级变速。部分绞车结构设计不够合理,安装拆卸不方便。由于部分绞车内部设计不合理,行星减速器容易毁坏,严重影响生产效率。除此之外,电动绞车对绞车司机的驾驶能力和经验具有较高的要求,操作安全性上也不如其他两种绞车。液压调速型绞车又名液压绞车绞车以液压泵站作为驱动源,通常由液压马达带动滚筒。通过设计不同的液压系统不仅能够实现双向变速还可以实现低速重载启动。液压绞车的显著优点包括:可以实现较大的调速范围,可以实现低速重载启动。相对于同为机械调速型的机械差动调速绞车，液压绞车具有着独特的优势，由于设计了液压系统，因此更加容易实现绞车的自动化和智能化。与此同时带来的问题也就是，液压传动的效率普遍较低，容易造成溢流损失,生产效率容易收到影响，而且普通的液压绞车可能会发生跑马现象，造成严重后果。在传统工程机械都采用机械调速的前提下，目前最常用的方法就是用液力机械变速器来替代普通的机械式变速器。这样就可以在实现高效率的同时实现更好的调速性能和自动化程度。液力机械变速器最大的特点就是能够不需要切断发动机动力就实现变档变速，这种变速方式更加平稳。这种变速器目前已经广泛应用于工程机械，汽车等。目前常用的液力机械变速器有两种，一种是行星轮式变速器，这种变速器已经逐步被淘汰，目前常用的是定轴式液力变矩器，这种变矩器不仅结构简单，而且容易制造，同时还具有着传统液力机械启动性能良好，方便换挡等优点，是真正的结合了两种变速器优点的新型变速器。目前这种变速器已经广泛使用于中小型工程机械中12。自然也可以类比使用与传统矿用绞车中来实现更好的调速性能和启动性能。综上所述,本课题旨在研究设计一种可异地操作的安全性更高、实用性更强的新型变速调度绞车,该绞车要在能够在现有调度绞车功能的基础上实现可调速和异地控制功能,提高绞车的安全性和可靠性。数十年国内外绞车的发展，总结起来就是以下几个特点13:（1） 向标准化方向发展除了以日、英美为代表的第一世界国家以外，已经有更多的国家制定与矿用绞车有关的生产和制造规定，它们中有的已经形成了自己国家的行业标准。通过这些国家的不断努力，不断地完善绞车的生产标准，让绞车向着标准化方向发展。这样的话，各个国家未来设计绞车就会更加方便，生产和制造就会更加便利。从这一方面上来看，绞车标准化也是经济全球化的一个缩影。（2） 向体积更小、重量更轻、结构更紧凑的方向发展由于井下的工作空间有限，而且地形相对复杂，因此绞车的设计都很注重对结构的设计，要尽量保证绞车结构紧凑，容易安装和拆卸。因此越来越多的绞车生产厂商将绞车各个部件设计的更加紧凑和合理。有的将减速器设计在滚筒里，有的将电机也放置在滚筒里面。越来越多的设计注重结构的紧凑和合理。（3） 向更高效方向发展当今世界，能源问题是非常重要的问题。在保证了绞车性能的同时，越来越多的厂商开始考虑如何实现绞车的高效和节能。如何能够节省电机的功率，如何在满足设计要求和安全系数的同时，尽可能减少能源的消耗，减少制造的成本。这不仅仅是对生产，使用成本的减少，而且也是为世界能源短缺问题做出一番努力。在功率无法降低的情况下，更多的厂商开始考虑如何降低摩擦，减少消耗，提高绞车的效益。（4） 向寿命更长、噪音更低方向发展绞车的寿命是绞车重要的性能指标，只有寿命长，才能够降低后续维修成本，才能够提高效益。噪音也是绞车性能的重要评判标准。俄罗斯就率先将绞车寿命和绞车噪音列为绞车质量的重要评判依据。有越来越多的厂家开始注意到这个问题，通过提高设计安装精度，选用合适的润滑等方式提高机械寿命，降低噪音。（5） 向更大功率方向发展在实际的煤矿生产过程中，有时候绞车需要辅助运输一些设备，这就导致了所需要的功率较大，因此为了能够尽可能满足多种生产需求，不少厂商开始注意到将绞车功率增大，来实现用户的需求。综上所述，绞车的设计和生产整体向着标准化程度更高，整体结构更加紧凑，产生噪音更低，使用寿命更长，运行功率更大，生产效益更高的方向发展17。1.3课题设计方案(Project design scheme)1.3.1新型绞车的设计要求和创新方向本课题设计的新型调度绞车要是能够实现传统调度绞车工况,通过资料查询可知目前常用矿用调度绞车主要工作于井下和地面倾斜角度小于30的斜坡。调度绞车在这些地方运输煤矿生产中常见的物料，有时候调度绞车也会承担一部分辅助运输的功能,矿用调度绞车严禁用于运输工人。结合任务书和目前实际生产中存在的问题,对新型绞车设计提出以下要求：（1） 该绞车在变负载时具有良好的稳定性 矿用调度绞车通常是用钢丝绳牵引矿车在倾斜的巷道上移动。在运输过程中，煤炭可能会发生跌落，因此在矿车运输轨道上总会有煤块。当矿车碰到这些煤块时，就会对钢丝绳产生一定程度的冲击。如果长久处在这样的工作环境中，钢丝绳使用寿命会被缩减，长此以往甚至会发生断绳情况，造成安全事故。因此新设计的这款绞车应当具有良好的稳定性。在变负载的条件下应当保证钢丝绳牵引力稳定或者缓慢的变化。（2） 该绞车具有良好的调速性能目前常用的矿用调度绞车采用的是机械差动调速方案。操作工人需要同时操作制动闸和离合闸来实现绞车的正常运行。这就需要操控人员不仅要具有良好的操控技术还要在操作过程中保持较高的专注度，因此造成学习成本较高，安全性较低的问题。因此新设计的这款绞车应当具有良好的调速性能，整个调速过程应当简单平稳。该新款绞车还要具有低速重载和高速轻载两种调速方式，提高绞车的工作效率。 （3） 该绞车具有良好的远程操作性和安全性 目前实际生产中的矿用变速绞车需要操作工人站在绞车前，用双手分别控制离合闸和制动闸，劳动强度很大，依赖操作工人的经验和技术。因此具有很大安全隐患，容易引发事故。因此设计的这款新型绞车需要实现异地远程控制，保证操作人员远离操作闸，减少事故发生。（4） 该绞车结构紧凑，重量轻，能够适应矿井环境和工况 目前实际生产中，调度绞车在井下的安装空间十分有限，这就需要设计的新型绞车结构较为紧凑，尺寸要合适，结构要合理，要方便后期的拆除和维修。绞车的设计必须要符合煤炭安全规程中的防爆规定18。1.3.2课题总体设计方案图1-1 绞车总体方案Figure1-1 Overall scheme of winch整个新型绞车包括防爆电机，液力变矩器，行星减速器，定轴式变速变向箱，制动器等五大部分。其中M1为放绳离合器， M3为收绳离合器。M2、M4、M5、M6是实现不同传动比的离合器。这六个离合器都设计成湿式多摩擦片离合器。在这个装置中，动力源是防爆电机，传动系统包括液力变矩器，变速变向箱，行星减速器三部分，输出部分是绞车滚筒。 3 电动机选型和设计2电动机和牵引部分的选型与设计2 Selection and design of motor and traction parts 2.1电动机的选型(Selection of Motor Type)（1） 初算电动机功率Pw=Fv (2.1)F滚筒基准层上的钢丝绳的静张力，单位N；v滚筒基准层上的钢丝绳的速度，单位为m/s。 绞车在收绳高低速状态和放绳高低速状态时的滚筒功率分别为:P1=350001.25=43.75KWP2=350001.47=51.45KWP3=650000.50=32.5KWP4=650000.7=45.50KW因此初算滚筒最大功率是51.45KW（2） 传动系统总效率h总=132034445267 （2.2）式中：1联轴器的传动效率，查机械设计综合训练教程115页 常用的设计数据，取值0.99；2球轴承的传动效率，查机械设计综合训练教程115页 常用的设计数据，取值0.99；3滚子轴承的传动效率，查机械设计综合训练教程115页 常用的设计数据，取值0.98；4齿轮传动效率，查机械设计综合训练教程115页 常用的设计数据，取值0.98；5行星减速器效率，查机械设计综合训练教程115页 常用的设计数据，取值0.97；6液力变矩器传动效率20，在高速取取值0.96 7钢丝绳效率，取值0.96总传动效率为w=132034445267=0.715（3） 电动机型号的选择P=KPWW=1.151.450.715=79.15KW (2.3)由机械设计手册第五版阎邦椿主编第5卷附表32.1-51选择YB2系列隔爆三相异步电机。综合考虑功率和转速后选择了YB2-280M-4型隔爆三相异步电动机。由附表32.1-51可知该隔爆电机的额定功率为P0 90kW，电机在满载运行时的转速为 1485 r/min，选择电机的安装形式为B3型。伸出轴端长度取为140mm，伸出轴端直径150mm。因此输出转矩：T=9550P0n0=901485=578.79Nm2.2 钢丝绳的选型和设计(Selection and design of wire ropes) 2.2.1 确定钢丝绳直径由机械设计手册第三版八篇1.3.2。可知：QjFhm (2.4)式中：Qj钢丝绳上承受的最大静拉力，单位为N； Fh最小破断力总和，单位为N； M最小安全系数。由2016版矿用运输装备。查161页表9钢丝绳安全系数不能低于4，因此这里取安全系数为4。查阅相关国家标准GB/T8918-2006 6.2.6可得：F0=kd2R0 (2.5)式中： d钢丝绳公称直径，单位mm； R0钢丝绳的抗拉强度，单位MPa ； k钢丝绳的最小破断力系数。 F0能够破断钢丝绳的最小破断力，单位N；最小破断力总和：Fh=KhF0 (2.6)式中：Fh最小破断力的总和，单位N； Kh破断力换算系数，查表可得； 将(2.5)带入(2.6)：Fh=khkd2R0 (2.7)将(2.6)带入(2.7)：dQjmkhkR0 (2.8)查阅相关国家标准GB/T8918-2006表2钢丝绳能够承受最小破断拉力系数为k=0.330。查阅表A.1得到能够破断钢丝绳的最小钢丝破断力总和和能够破断钢丝绳的最小钢丝破断力之间的换算系数，纤维芯可以取kh=1.214因此钢丝绳可以试选用619S+FC型。查阅矿井提升可靠性技术相关图表，可得该种型号的钢丝绳的抗拉强度为R0=1670MPa。将数据带入（2.7）；d6500041.2140.3301670=19.713mm可以得到钢丝绳的最小直径为19.713mm。由GB/T8918-2006表10，查阅钢丝绳公称直径的标准，考虑任务书中关于绞车容绳量的要求，可以先初选直径为24mm的619S+FC型钢丝绳。把初选的钢丝绳的直径带入公式（2.4）就能够计算出该钢丝绳的最小破断拉力F0=kd2R0=317 kN2.2.2 钢丝绳的校验 由（2.5）得：Fh=KhF0=1.214317=385.364kN将Fh=385.364kN带入（2.3）后将公式变形可得m=FhQj=385.36465000=5.9294因此该钢丝绳的选型满足设计的要求。因此初步设计可以使用。2.3 绞车滚筒设计与计算(Design and calculation of winch drums)2.3.1 卷筒几何尺寸设计查阅机械设计手册第三版 表8-2-1可以得到下列公式：D=hd- (2.9)-其中：D 绞车滚筒绳槽的底径； h 绞车滚筒内径与绳径的比值。由JB-T9028-1999绞车规范，该值应大于 25。此处取值 40； d 钢丝绳直径。 将数值带入（2.8）：D=4024=960mm由表 8-2-1设计滚筒其余尺寸： 滚筒绳槽的半径R=(0.53-0.55)d=12.72-13.2mm,因此取13mm =滚筒绳槽深度H1=(0.25-0.4)d=6-9.6mm，因此取8mm=滚筒绳槽节距P=d+3=27mm滚筒卷筒厚度=d=24mm总绳长：L=Zn(D+nd) (2.10)其中：Z 每层钢丝绳圈数；N 钢丝绳卷绕层数。 由设计任务书可知绳容量为600mm，即L=600mm，假设钢丝绳卷绕层数为 7 层 则由公式（2.9）变形为 Z=Ln(D+nd)=6007(0.96+70.024)=24.793因此Z取30卷筒的长度：Ld=L0+2L1+L2 (2.11)式中： L0钢丝绳绳槽槽部分长度。 L0=1.1Zd=1.1300.024=0.792m 这里取1m; L1无绳槽滚筒端部的长度，凭设计经验取值40mm； L2滚筒固定绳尾端需要的长度，L2=3d=72mm;将数据带入（2.10）可得：Ld=L0+2L1+L2=1000+402+72=1152mm绞车滚筒侧板的直径：由JB-T9018标准，滚筒侧板的最大直径要比钢丝绳缠绕在滚筒上的最外层的直径大。这个比值需要大于2.519。 最外层钢丝绳的直径：Dn=D+（2n-1）+将第7层数据带入可得：D7=D+（27-1）d=96+132.4=127.2cm；因此卷筒侧板直径应当DcD7+22.5d=139.3cm，结合实际设计尺寸限制选择设计卷筒侧板直径为150cm。2.3.2 卷筒每层钢丝绳拉力计算与设计 （1） 放绳高速挡时：查阅机械设计手册第三版表8-2-1；每层钢丝绳直径：Dn=D+(2n-1)d (2.12)将最外层数据代入可以得到：D7=D+27-124=1272mm因此放绳高速时滚筒转速：n=v60D=1.45601.272=21.78rmin=0.3630rs因此放绳高速时滚筒输出转矩：M=pw=fv2n=351.4520.3630=22.26kNm（2） 放绳低速挡时：类似于（1）中计算过程因此放绳低速时滚筒转速n=v60D=0.7601.272=10.52rmin=0.1753rs因此放绳低速时滚筒输出转矩：M=pw=fv2n=650.720.1753=41.33kNm（3） 收绳高速挡时：类似于（1）中计算过程因此收绳高速时滚筒转速n=v60D=1.27601.272=19.07rmin=0.3179rs因此收绳高速时滚筒输出转矩：M=pw=fv2n=351.2720.1855=38.16kNm（4） 收绳低速挡时：类似于（1）中计算过程因此收绳低速时滚筒转速n=v60D=0.6601.272=9.01rmin=0.1502rs因此收绳低速时滚筒输出转矩：M=pw=fv2n=650.620.1251=41.37kNm各层钢丝绳张力： Fn=2MD=(2.13) 分别计算每一层钢丝绳的参数和滚筒直径，可得下表：表2-1 每层钢丝绳参数与滚筒的直径Table 2-1 The parameters of each layer of wire rope and the diameter of the drum层数Dn 放绳高速/低速张力（KN） 收绳高速/低速张力（KN）198.4 45.2/84.0 77.6/84.12103.2 43.1/80.1 73.9/80.23108.0 41.3/76.5 70.7/76.64112.8 39.5/73.3 67.7/73.45117.6 37.9/70.3 64.9/70.46122.4 36.4/67.5 62.4/67.67212.7 35.0/64.9 60.0/65.02.3.3 卷筒强度与钢丝绳的校验 查阅机械设计手册第三版2卷表8-2-3 可以用如下公式计算绞车滚筒强度：Ld=1152mm,绞车滚筒壁内表面的最大压应力为：=ASmaxpy (2.14)其中：A 绞车滚筒的层数相关系数，取2；P 绞车滚筒节距； d 绞车滚筒壁厚； Smax 绞车滚筒上钢丝绳承受的最大拉力，由之前计算已知最大值为84.1kN； y 许用压应力，由y=a1.5由GB/T699-1999常用钢抗拉强度 675MPa,因此y=266.7 MPa 将上述数值带入(2.13)可得=ASmaxp=2841000.0240.027=259.6MPa266.7MPa因此滚筒强度满足条件。将钢丝绳再一次校验将数值带回（2.3）：m=Fhsmax=385.36484.1=4.584 。因此钢丝绳强度符合安全系数要求。 3 传动方案的设计3 传动系统设计3 drive system design3.1液力变矩器选型(Hydraulic torque converter selection) 综合考虑后选择液力变矩器为有内环的二相单级液力变矩器。 液力变矩器有效直径：D=15Bg5Tene 2 (2.15)其中: B 泵轮转矩系数，由机械设计手册阎邦椿主编第五版第5卷图19-3-5（c）由该图可以查出，当变矩器系统在偶合相工作时，B=0.510-4；D 液力变矩器有效直径，单位m；Te 电机有效转矩，单位Nm，由机械设计手册阎邦椿主编第五版第5卷32-63可得和2.1计算可得，值为579Nm；ne 1 电动机转速，单位r/s，值为1485 r/min；g=8720Nm3r将上述数据带入（2.14）：D=150.510-48720557914852=0.227m。因此液力变矩器的有效直径最小值是227mm，所以需要结合液力变矩器的型号表进行选型。查阅相关资料后，初选变矩器有效直径为280mm。选用 YJ280-4 型液力变矩器，有效直径为280mm，该液力变矩器额定转速是2400 r/min ，最高效率为82%。 1063传动方案的设计3.2传动方案的确定（Determination of Driving Scheme）图3-1 变速变向箱传动简图Figure3-1 Transmission sketch of variable speed steering box变速箱通过箱体内六个离合器的结合情况，实现新型绞车速度和方向的改变，实现四速绞车。其中M1为放绳离合器， M3为收绳离合器。M2、M4、M5、M6是控制转速的离合器。其中高低速的不同是通过齿轮Z6、Z7的啮合和M5，M6离合器结合与否来产生不同的传动比进而实现的。根据设计M1/M3和M5/M6两对离合器分别不能够同时结合。具体工作状态如下： 空挡：当M1/M2/M3/M4这四个离合器均未结合时，齿轮 Z1 与 Z2、Z3 同时啮合，此时齿轮 Z2 和 Z3 空转，动力无法传递到滚筒。工作状态是绞车不运行。 放绳高速挡：当离合器M1、M2、M5结合时。动力传递路线：齿轮 Z1-Z2-Z6-Z7-Z8-Z9-滚筒，此时绞车处于放绳高速档。 放绳低速挡：当离合器 M1、M4、M5 结合时。动力传递路线：齿轮Z1-Z2-Z5-Z4-Z7-Z8-Z9-滚筒，此时绞车处于放绳低速档。 收绳高速档：当离合器 M3、M2、M6结合时。动力传递路线：齿轮Z1-Z3-Z4-Z5-Z6-Z7-Z8-Z10-滚筒，此时绞车处于收绳高速档。 收绳低速挡：当离合器 M3、M4、M6 结合时。动力传递路线：齿轮 Z1-Z3-Z7-Z8-Z10-滚筒，此时绞车处于收绳低速档。图3-2 绞车滚筒及行星减速器简图Figure3-1 Drawing of Winch Drum and Planetary Reducer参考目前广泛使用的JYB-40系列运输绞车的设计思路，将行星减速器安装在绞车的滚筒里面。行星减速器的第一级是差速传动，高速级的浮动方式是行星轮和行星架浮动，低速级行星架H2直接与绞车的底座连接，可以视为定轴传动。3.3传动比分配与计算（Distribution and calculation of transmission ratio）3.3.1 初算变速变向箱传动比由2.3.2计算滚筒不同状态的转速。当绞车放绳高速运行时转速为:n放绳高速=21.78rmin，当绞车放绳低速运行时转速为：n放绳低速=10.52rmin，当绞车收绳高速运行时转速为：n收绳高速=19.07rmin当 绞车收绳低速运行时转速为：n收绳低速=7.51rmin因此可以得出当绞车放绳高速运转时，系统最大的总传动比是：i放绳高速=nn放绳高速=148521.78=68.18当绞车放绳低速运转时，系统最大的总传动比是：i放绳低速=nn放绳低速=148510.52=141.52当绞车收绳高速运转时，系统最大的总传动比是：i收绳高速=nn收绳高速=148519.07=77.87当绞车收绳低速运转时，系统最大的总传动比是：i收绳低速=nn收绳低速=14857.51=197.733.3.2 重新计算变速变向箱传动比并分配传动比由于i放绳67=n放绳高速n放绳低速=21.7810.52=2.07，i收绳67=n收绳高速n收绳低速=19.077.51=2.53，因此取i放绳67=n放绳高速n放绳低速=21.7810.52=2.07为Z6/Z7的啮合传动比，为了保证设计方案，同时为了实现任务书中保证设计速度要求实现，在这里可以适当将传动比进行修正。将绞车收绳低速档速度设计为0.61左右，此时新的设计系统传动比为当绞车放绳高速运转时，系统设计的总传动比是：i放绳高速=nn放绳高速=148521.78=68.18当绞车放绳低速运转时，系统设计的总传动比是：i放绳低速=nn放绳低速=148510.52=141.52当绞车收绳高速运转时，系统设计的总传动比是：i收绳高速=nn收绳高速=148519.07=77.87当绞车收绳低速运转时，系统设计的总传动比是：i收绳低速=nn收绳低速=14859.21=161.19此时的传动比为其余部分暂定为i12=i13=1,i45=1。传动比的确定要考虑以下要求：（1） 传动比最好使用推荐值。（2） 各齿轮浸油深度要尽可能接近（3） 变速箱中离合器部分应设计在高速部分，避免由于力矩过大，导致离合器的摩擦片尺寸过大。（4） 由于收绳放绳速度的不同是通过离合器M5/M6结合与否决定的。与变速无关的换向齿轮Z4和Z5传动比理论上需要设计为1。（5） 其中收绳与放绳状态的变速是通过齿轮Z6和齿轮Z7不同齿数啮合实现的。绞车滚筒内行星齿轮减速器为主要的减速部分，减速比暂定在60左右：i13H1=1-H13-H1=-Z3Z1i46H2=4-H26-H2=-Z6Z4因为H1=4，H2=0，3=6i16=16=-Z6Z4+Z3Z1+Z6Z4Z3Z14变速变向箱的设计4变速变向箱设计4 Design of Variable Speed Direction Box4.1变速变向箱齿轮设计计算（Transmission gear gear design calculation）4.1.1 第一级齿轮设计Z1/Z2和Z1/Z3第一级齿轮传动比设计为：i12=1 计算第一级齿轮的输入功率：P1=P11225=900.990.9920.96=83.83kW = 计算第一级输入转速：n1=n=1485rmin 将新型绞车使用寿命设计为15年，300天，8小时。整体将变速变向箱的齿轮齿形设计为直齿型，压力角设计为20，如无特殊强调，本章节内齿轮均为这一齿形和压力角参数。 1.初选齿轮的部分数据 (1)由机械设计（以下无特殊说明，均来自于机械设计）表(10-6)设计齿轮制造精度为7 级。(2) 由表(10-1)设计齿轮材料为40Cr（热处理为调质并在表面淬火），设计为硬齿轮，齿面硬度为50HRC。 (3) 结合对变速变向箱尺寸的初步设计，先将小齿轮齿数Z1选定为20，大齿轮齿数Z2=i12Z1=201=20，为了保证齿数互为质数先试选为21。 2. 通过计算齿面接触疲劳强度设计齿轮。 (1)由公式(10-9)，小齿轮分度圆直径。d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 (4.1)式中：ZH齿轮区域系数；KHt齿轮载荷系数T1齿轮承受扭矩；Z齿轮接触疲劳强度系数；u第一级齿轮啮合的传动比；ZE弹性影响系数；d齿轮齿宽系数；a) 求取公式中各参数 载荷系数 KHt=1.3； 齿轮的转矩:T1=9550Pn1=955083.831485=539.1Nm变速箱中设计小齿轮为悬臂布置，取d=0.4，ZH=2.5 影响系数ZE=189.8MPa0.5。 aa1=arccosz1cosaz1+2ha*=arccos20cos2020+2=31.32aa2=arccosz2cosaz2+2ha*=arccos21cos2021+2=30.91a=z1tanaa1-tana+z2tanaa2-tana2=20tan31.32-tan20+z2tan30.91-tan202=1.562Z=4-a3=4-1.5623=0.9 (4.2)齿轮的接触疲劳极限Hlim=1140Mpa应力循环次数。 N1=60n1jLh (4.3) 结合对变速变向箱的工作时间设计N1=60n1jLh=601485236000=6.41109N2=N1u=6.10109查阅相关表格后可得这对啮合齿轮的接触疲劳寿命系数KNH1=0.90，KNH2=0.91。由于该齿轮设计要求一般可靠即可，因此可以取失效概率为 1，则安全系数为S=1，由式（10-14）得H1=KNH1HlimS=0.911401=1026MPa因此d1t321.355+11.05（2.5189.80.91026）2=107.66mm(2)圆整小齿轮的分度圆直径 a) 圆周速度v=d1tn1601000=107.661485601000=8.37m/s齿宽为b=0.4d1t=0.4107.66=43.06mmb) 由于以电动机作为原动机，以变速变向箱为工作机。因此原动机工作状况为稳定，工作机工作状况为轻微冲击，因此使用系数KA =1.25。 由齿轮圆周速度V=8.37m/s，齿轮啮合精度为7 级精度，可得动载系数KV=1.175 齿轮受力为Ft1=2T1dt1=2578.81000107.66=10752.4NKAFt1b=10752.443.06=249.7100N/mm齿间载荷分配系数KHa=1.1 使用插值法可以计算齿向载荷分布系数KH=1.143 因此实际载荷系数：KH=KAKVKHaKH=1.11.1751.11.143=1.487d1=d1t3KHKHt=107.6631.4871.5=139.85mmm=d1z1=139.8520=6.993.齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式（10-7）计算小齿轮模数Mt=32KFtT1YdZ12（YFaYsaF） (4.4)式中:Y齿轮的弯曲疲劳强度重合系数；KFt载荷系数；Ysa齿轮的应力修正系数；YFa齿轮的齿形系数；a)载荷系数KFt=1.3 弯曲疲劳强度的重合系数Y。Y=0.25+0.75a=0.25+0.751.562=0.73齿形系数YFa1=2.855，YFa2=2.846 应力修正系数Ysa1=1.56，Ysa2=1.52弯曲疲劳安全系数S=1.4 F=KFNFLimS=0.96801.4=437.15MPa;因此YFaYsaF=2.8551.56437.15=0.0102= ssb)初算模数mt32KFtT1YdZ12（YFaYsaF）(4.5)将数据带入（4-3）可得mt32KFtT1YdZ12（YFaYsaF）=321.3539.10.730.01020.42020=4.03d1t=4.0320=80.6mmc）修正齿轮模数 初算实际载荷系数 圆周速度: v=d1tn1601000=80.61485601000=6.26m/s齿宽b=0.4d1t=0.480.6=32.24由齿轮圆周速度为V=6.26m/s，齿轮精度为7级，动载系数KV=1.145。齿轮受力 Ft1=2T1dt1=2578.8100080.6=14362.3NKAFt1b=14362.332.24=445.48100N/mm 齿轮齿间载荷分配系数KFa=1.1 通过插值法设计齿向载荷分布系数KF=1.196 因此实际载荷系数：KH=KAKVKFaKF=1.11.1451.11.196=1.656由(10-13)，计算小齿轮模数。m1=m1t3KFKFt=4.0331.6561.5=4.16齿轮弯曲疲劳强度影响齿轮模数的选择，齿面接触疲劳强度只影响齿轮直径的设计。因此这里可以直接选择m=4.16为模数，取139.85mm为分度圆直径，同时为了便于制造，将模数圆整为推荐值5。因此小齿轮齿数Z1=d1m=139.855=27.97,因此可以取Z1=29，Z2=1.0429=30.16，所以可以取Z2=31，同时满足互质原则。4.齿轮相关的尺寸计算d1=mZ1=295=145mm，d2=mZ2=315=155mm齿轮中心距：a=(Z1+Z2)m2=6052=150mm大小齿轮宽度：b=dd1=0.34145=45mm，取b2=45mm，小齿轮宽度通常比计算值大5-7mm,因此这里取b1=50mm5.齿轮强度校核 a）以齿面接触疲劳强度校核 由10-10和（4.1）可得H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ (4.6)式中:ZH齿轮区域系数； KHt齿轮载荷系数；T1齿轮所受扭矩；u传动比； ZE弹性影响系数；Z接触疲劳强度系数；fd齿轮齿宽系数；计算公式中的各参数值圆周速度v=d1tn1601000=1441485601000=11.19m/s 齿宽b=50mmb)计算实际载荷系数KH由表10-2 使用系数KA =1。 由齿轮圆周速度V=11.19m/s，齿轮精度为7 级，动载系数KV=1.210 齿轮受力 Ft1=2T1dt1=2578.81000145=8038.89NKAFt1b=8038.8950=160.78100N/mm 齿间载荷分配系数KHa=1.1 齿向载荷分布系数KH=1.194 因此实际载荷系数：KH=KAKVKHaKH=11.1941.11.210=1.589区域系数ZH=2.5。 材料弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5。 aa1=arccosz1cosaz1+2ha*=arccos29cos2029+2=27.12aa2=arccosz2cosaz2+2ha*=arccos31cos2031+2=28.03a=z1tanaa1-tana+z2tanaa2-tana2=29tan27.12-tan20+31tan28.03-tan202=1.128Z=4-a3=4-1.1283=0.978 将以上数值带入（4-4）H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ=21.589578.82.0420.3414531.0422.5189.80.978=273.6MPaH100N/mm 齿轮齿间载荷分配系数KFa=1.1 齿向载荷分布系数KH=1.194 b/h=65/13.5=4.81，得 KF=1.141因此实际载荷系数：KF=KAKVKFaKF=11.1411.11.210=1.518弯曲疲劳强度的重合系数Y。Y=0.25+0.75a=0.25+0.751.014=0.989 齿轮的齿形系数YFa1=2.821，YFa2=2.82 齿轮的应力修正系数Ysa1=1.55，Ysa2=1.55 已知弯曲疲劳极限Flim =680Mpa将数值带入（4-5）F=2KFtT1YYFaYsadZ12m3=21.518578.80.9892.8211.550.365552929=152.69MPa因此FF因此设计的齿轮符合齿根接触弯曲疲劳要求。4.1.2第一级换向齿轮设计 （1）齿轮参数计算由于齿轮 Z4、Z5主要是换向的作用，没有设计的减速功能，因此传动比暂定为i45=1，两对齿轮的模数需要保持一致。 由传动方案确定齿轮 Z4、Z5和齿轮 Z2、Z3需要分别同轴，因此中心距保证与齿轮 Z2、Z3相同。因此中心距a=300mm。1.齿轮部分参数设计。 a)由表(10-6)设计齿轮的制造精度为7 级。b) 由表(10-1)设计齿轮材料为40Cr（热处理为调质并在表面淬火），齿面设计为硬齿轮，齿面硬度取50HRC。 为了满足中心距条件，初步定模数为5，因此齿数要满足Z1+Z2+Z3+Z4=(Z4+Z5)因此Z4+Z5=120,因为要保证齿数互质，因此取Z4=59,Z5=61。因此直径d4=295mm, d5=305mm。因此中心距a=300mm2.齿轮强度校核a）以齿面接触疲劳强度校核齿轮 由10-10和（4-1）得齿面疲劳强度公式：H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ (4.8)式中: T1齿轮承受的扭矩；d齿宽系数；ZH齿轮区域系数；Z齿轮接触疲劳强度系数；u传动比；fKHt齿轮载荷系数ZE弹性影响系数；由于考虑处于不同状态中，功率和转速存在不同情况，由于当传递到第一对换向齿轮时没有过大变化，可以经验性取正向高速档进行计算。齿轮 Z4 功率：P2=P112251131=83.830.990.97=80.51KW 齿轮 Z4 转速: n4=14851.04=1427.9r/min 齿轮 Z4转矩: T4=9550P4n4=955080.511427.9=538.5Nm圆周速度v=d1tn1601000=2951427.9601000=21.96m/s 齿宽b=100mm齿轮接触疲劳极限Hlim=775Mpa齿轮的应力循环次数。 N1=60n1jLh (4.9)代入数据可得N1=60n1jLh=601427236000=6.16109，N2=N1u=5.99109齿轮接触疲劳寿命系数KNH1=0.89，KNH2=0.90，因为设计大小齿轮材料一致，因此取失效概率为 1，则安全系数为S=1，由式（10-14）可知H1=KNH1HlimS=0.897751=689.75MPa计算齿轮的实际载荷系数KH由表10-2可以求得使用系数KA =1.25。 由齿轮圆周速度V=21.96m/s，齿轮制造精度7 级，可得动载系数KV=1.256 齿轮承受的力 Ft1=2T4dt1=2538.51000296=3635.26NKAFt1b=3626.26100=36.26100N/mm齿轮的齿间载荷分配系数KHa=1.2 通过插值法可以计算出齿轮的齿向载荷分布系数KH=1.121 载荷系数：KH=KAKVKHaKH=1.251.1261.21.211=1.636ZH=2.5。 ZE=189.8MPa0.5。 aa1=arccosz1cosaz1+2ha*=arccos59cos2059+2=24.65aa2=arccosz2cosaz2+2ha*=arccos61cos2061+2=24.52a=z1tanaa1-tana+z2tanaa2-tana2=59tan24.65-tan20+61tan24.52-tan202=1.245Z=4-a3=4-1.2453=1.279 将以上数值带入（4-4）H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ=21.636538.52.0270.3329531.0272.5189.81.279=122.33MPaHH因此设计的这对齿轮满足要求。b）齿根弯曲疲劳强度F=2KFtT1YYFaYsadZ12m3 (4.10)式中： F齿轮齿根弯曲疲劳强度。 Y 齿轮弯曲疲劳强度的重合系数； YFa 齿轮齿形系数；Ysa齿轮应力修正系数；KFt齿轮载荷系数；应力循环次数。 N1=60n1jLh (4.11)N1=60n1jLh=601427236000=6.16109，N2=N1u=5.99109接触疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.90，由于大小齿轮材料一致，故取解除疲劳寿命系数较小的值。取安全系数为S=1.4，由式（10-14）得F1=KFH1FlimS=0.896301.4=400.5MPa计算公式中的各参数值圆周速度 v=d1tn1601000=2951427.9601000=21.96m/s 齿宽b=100mmh=2h*+c*mt=2.255=11.25mm= =b/h=100/11.25=8.88由齿轮圆周速度为V=21.96m/s，齿轮的设计精度为7 级，可得动载系数KV=1.256。齿轮收到的力 Ft1=2T4dt1=2538.51000296=3635.26NKAFt1b=3626.26120=30.2100N/mm齿轮齿间载荷分配系数KFa=1.2 齿轮的齿向载荷分布系数KH=1.094 结合b/h=100/11.25=8.88，查图 10-13 得 KF=1.054实际载荷系数：KF=KAKVKFaKF=11.0941.21.054=1.383弯曲疲劳强度的重合系数Y。Y=0.25+0.75a=0.25+0.751.279=0.838将以上数值带入（4.5）F=2KFtT1YYFaYsadZ12m3=21.383538.80.8382.3821.6620.345555759=76.48MPa因此FF因此设计的这对齿轮满足要求。4.1.3 换挡减速齿轮Z6/Z7设计 （1）齿数参数计算。 该级齿轮是为了实现高速级和低速级换挡而设计的部分，该级齿轮传动比取值在2.07附近，该级齿轮是变速变向箱设计的重点部分。与换向减速齿轮类似，由传动方案确定齿轮 Z6、Z7与齿轮 Z2、Z3分别同轴，因此中心距应当与齿轮 Z2、Z3相同。因此中心距a=300mm。1.设计齿轮部分参数。 a)由表(10-6)设计齿轮的制造精度为7 级。b)由表(10-1)设计齿轮材料为40Cr（热处理为调质并在表面淬火），齿面设计为硬齿轮，齿面硬度50HRC。为了保证同轴，因此齿数要保证Z1+Z2+Z3+Z4=Z6+Z7=120为了保证传动比在2.07附近,且齿数互质因此可以取齿数Z6=39,Z7=81。此时传动比约为2.076直径d6=195mm, d7=405mm。因此中心距a=300mm2.齿轮强度校核a）校核齿面疲劳强度：H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ (4.12)此时需要进行分情况讨论，由于只有在正转或反转的低速档时，齿轮Z6/Z7才会进行传动，因此需要分别计算这两种情况下的功率和转矩。1）当绞车处于正转时系统的总效率总=14233445267=0.738因此电动机的输出功率P0=PW2总=45.50.738=61.65kW因此齿轮Z6传递功率P3=P01232426=61.650.9920.9820.9820.96=56.82kW齿轮Z6转速n6=n1i13i45=148531/29=1389.19r/min齿轮Z6传递转矩T6=9550P3n6=955056.821389.19=390.61Nm 系统的总效率总=13234445267=0.709因此电动机的输出功率P0=PW2总=39.650.709=55.92kW因此齿轮Z6传递功率P3=P012346=55.920.9920.980.980.96=50.53kW齿轮Z6的转速n6=n1i12=148531296159=1436.28r/min齿轮Z6所传递的转矩T6=9550P3n6=955050.531436.28=335.98Nm由上面的计算过程可知，当绞车处于收绳低速时，齿轮Z6受的转矩最大，所以按照收绳低速的情况进行分析和设计。齿宽b=80mm，因此小齿轮Z6齿宽85mm。齿轮接触疲劳极限Hlim=775Mpa齿轮的应力循环次数。 N1=60n1jLh (4.13)N1=60n1jLh=601427236000=6.16109，N2=N1u=5.99109齿轮接触疲劳寿命系数KNH1=0.89，KNH2=0.90，由于大小齿轮材料一致，因此取失效概率为 1，则安全系数为S=1，式（10-14）得H1=KNH1HlimS=0.897751=689.75MPa齿轮的实际载荷系数KH使用系数KA =1.25。 由齿轮圆周速度为V=14.65m/s，齿轮的设计精度为7 级，动载系数KV=1.194 齿轮圆周力 Ft1=2T4dt1=2390.611000195=4006.26NKAFt1b=4006.2685=47.31100N/mm齿间载荷分配系数KHa=1.2 使用插值法可以计算出齿向载荷分布系数KH=1.281 因此实际载荷系数：KH=KAKVKHaKH=1.251.1941.21.281=2.294，ZH=2.5，ZE=189.8MPa0.5。 aa1=arccosz1cosaz1+2ha*=arccos39cos2039+2=26.6114aa2=arccosz2cosaz2+2ha*=arccos81cos2081+2=23.50a=z1tanaa1-tana+z2tanaa2-tana2=39tan26.61-tan20+81tan23.50-tan202=1.764Z=4-a3=4-1.7643=0.863将以上数值带入（4-4）H=2KHtT1dd1t3u+1u ZHZEZ=22.294335.983.070.4429532.072.5189.80.963=322.82MPaHH 因此设计的这对齿轮满足要求。b）齿根弯曲疲劳强度F=2KFtT1YYFaYsadZ12m3 (4.14)齿轮接触疲劳极限Flim=630Mpa应力循环次数。 N1=60n1jLh (4.15)N1=60n1jLh=601427236000=6.16109，N2=N1u=5.99109接触疲劳寿命系数KFN1=0.87，KFN2=0.88，由于大小齿轮材料一致，故取解除疲劳寿命系数较小的值。取安全系数为S=1.4， F1=KFH1FlimS=0.876301.4=391.5MPa计算公式中的各参数值圆周速度v=d1tn1601000=1951436.28601000=14.65m/s小齿轮Z6齿宽85mm。h=2h*+c*mt=2.255=11.25mm= =b/h=85/11.25=7.55由齿轮圆周速度为V=14.65m/s，齿轮设计精度为7 级，动载系数KV=1.194。齿轮圆周力 Ft1=2T4dt1=2390.611000195=4006.26NKAFt1b=4006.2685=47.31 YFa2Ysa2=3.527因此取YFa1=2.362，Ysa1=1.665将以上数值带入（4-5）F=2KFtT1YYFaYsadZ12m3=22.457335.980.6742.3621.6650.445553939=69.52MPa因此FF因此设计的这对齿轮满足齿根接触弯曲疲劳强度的要求。4.2轴设计计算（Design and calculation of axle）4.2.1变速变向箱输入轴设计与计算（1） 求取轴功率、转速和转矩轴功率P=P0126=900.9920.96=83.83kW轴转速n=1485r/min轴转矩T=9550Pn=955083.831485=539.11Nm（2） 齿轮所受的力齿轮Z1分度圆直径d1=145mm齿轮Z1周向力Ft1=2Td1=2539.11103145=7436N齿轮Z1径向力Fr1=Ft1tan=7436tan20=2706.48N（3） 初算轴最小直径输入轴的材料选择40Cr（热处理方式为调质），许用弯曲应力为-1=70Mpa，由机械设计表15-3，取A0=112。dmin=A03Pn=112383.831485=42.96mm由于该输入轴上需要开两个键槽，因此轴径需要增大5%，所以设计轴最小直径为45mm。选择鼓形齿式联轴器，由国家标准 GB/T 26103.1-2010结合输入轴尺寸可以选用GCL3型联轴器，公称转矩Tn=1000Nm，轴孔直径45mm，轴孔长度为112mm。（4） 变速变向箱轴结构设计对该轴上零件进行初步的的选取和设计，初步设计的轴段尺寸如下图：图4-1 轴结构图Figure4-1 Axis I Structural DiagramA: 本段用来安装齿式联轴器，由选择的联轴器型号，该轴段长度设计为112mm，直径设计为48mm。联轴器和轴的配合设计为K6。由国家标准GB/T 1096-2003平键的类型选择为A型，尺寸为bhL=14910023。B: 这一轴段的作用是安装嵌入式轴承端盖。该轴段长度设计为60mm，直径50mm。C: 安装深沟球轴承，轴段直径55mm，长度为13mm。深沟球轴承的基本信息为61911，d=55mm，D=80mm，B=13mm，该轴承的安装尺寸da=60mm，Da=83mm，ras=1mm，该轴承的基本额定载荷Cr=15.9kN，C0r=13.2kN。该轴承与轴的配合为k6。D: 过渡轴段，作用是定位深沟球轴承。该轴段长度设计为40mm，直径设计为60mm。E: 安装深沟球轴承与挡油环。该轴段长度设计为110mm，直径设计为55mm。F: 齿轮Z1所处轴段。设计长度为50mm，直径为48mm，由机械设计，齿轮与轴段之间需要有2mm的距离；轴段的右端，轴端挡圈设计为采用单螺钉固定的形式。轴端挡圈的基本信息为，外形尺寸设计为D=55mm，H=4mm，d=13.2mm。螺钉设计为M1230。由国家标准GB/T 1096-2003 平键的类型选择为A型，尺寸为bhL=14945。由机械精度设计与检测，齿轮与轴的配合为H7n6。（5） 计算该轴段的载荷并校核该轴的强度画出结构简后，可以将整个轴段视为是普通的简支梁，深沟球轴承受力在轴承中心。 因此L1=178.5mm，L2=53mm，L3=56.5mm水平面内：L2FNBH=L3Fr1，FNBH=L3L2Fr1=56.5532706.48=2885.21NFNCH=FNBH+Fr1=2885.21+2706.48=5591.69N垂直面内：L2FNBV=L3Ft1，FNBV=L3L2Ft1=56.5537436=7920.66NFNCV=FNBV+Ft1=7920.66+7436=15356.6N图4-2 轴弯矩图Figure4-2 Axis I Moment Chart由图示可以看出危险截面是 C处截面，C处弯矩计算：MCH=152916.13Nmm，MCV=419794.98NmmMC=MCH2+MCV2=152916.132+419794.982=446778.65NmmTC=T=539110Nmm由机械设计15 - 5，该轴收到的应力是脉动循环应力，=0.6。ca=M2+T2W-1 式中：ca轴上的应力，单位MPa；M该轴受到的弯矩，单位N mm ； T该轴受到的扭矩，单位N mm ；W该轴的抗弯截面系数，单位mm3;-1该轴的许用弯曲应力，单位MPa，取-1=70Mpa。计算轴抗弯截面系数：由机械设计表15-4，W=pd332=p55332=16325.55mm3代入式（4.9）得ca=MC2+TC2W=446778.652+0.6539110216325.55=28.06Mpa 70Mpa因此轴的强度满足设计所要求的强度。4.2.2变速变向箱轴的设计计算（1） 求取轴最小直径由4.1.2，当绞车处于收绳高速档时，轴上转矩最大，试算轴最小直径。轴上的功率P=P34=83.830.980.98=80.51kW转速n=ni12=14853129=1389.19r/min由式（15-2）设计轴直径。材料选择40Cr（热处理方式为调质），许用弯曲应力为-1=70Mpa，由机械设计表15-3，取A0=106。dmin=A03Pn=106380.511389.19=39.41mm设计轴的最小直径40mm。（2） 轴结构设计通过对轴上零件的设计和配合设计，初步设计的轴段尺寸如下图：图4-3 轴结构图Figure4-3 Axis II Structural DiagramA: 本段用于离合器的进油段。由结构需要，该轴段设计长度为120mm，直径为40mm。由国家标准GB/T 3452.1-2005，选择O形圈402.65-G-N- GB/T 3452.1-2005。查GB/T 3452.3-2005，由密封元件选用手册设计该密封圈的有沟槽宽度为3.6mm，有沟槽深度为2.1mm。因此O形圈的外径计算为35.5+2.652=40.8mm。B: 本段安装轴承和挡油环。轴段直径45mm，圆锥滚子轴承型号选择为30209型，设计轴段长度为44mm。C: 安装深沟球轴承和齿轮。该轴段直径为55mm。选择使用6011型深沟球轴承。该轴段的作用是支持齿轮Z2，需要满足长度比齿轮齿宽小2mm的要求，因此设计长度为51mm。轴承与齿轮的配合设计为K7。D: 过渡轴段，这一轴段上安装深沟球轴承和轴用挡圈。该轴段长度设计为13mm，直径是60mm。E: 该轴段用于安装弹簧，设计长度为110mm,直径为70mm由国家标准GB/T 3452.1-2005选择O形圈702.65-G-N- GB/T 3452.1-2005。F: 该轴段与齿轮Z4焊接。长度为22mm，直径为140mm。G: 该轴段尺寸和零件布局E轴段完全一致。H: 该轴段直径与D轴段相同，长度为22mm I: 该轴段用于安装深沟球轴承和齿轮。该轴段直径为50mm。J: 安装深沟球轴承和齿轮。该轴段直径为55mm。选择使用6011型深沟球轴承。轴承与轴的配合设计k6。该轴段是为了支撑齿轮Z6，因此，需要满足长度比齿轮齿宽小2mm的要求，设计长度为83mm。本轴段安装圆锥滚子轴承和挡油环。K: 本轴段是为了定位齿轮和减速器结构设计而出现的轴段，长度为183mm，直径为55mmL: 本轴段安装滚子轴承和挡油环。直径为45mm。圆锥滚子轴承型号选择为30209型，配合不变。算轴上载荷并校核轴强度画出结构简图后，可以将整个轴段视为最见到的简支梁，该圆锥滚子轴承的a=18.6mm。 L1=47.4mm，L2=163.5mm，L3=185.5mm，L4=248.9mm图4-4 轴受力模型Figure4-4 Axis II Stress Model（3） 当绞车处于收绳高速档绞车处于收绳高速档，系统总效率=132034445267=0.715，电机输出功率P0=70.97kW该轴功率P=P012346=70.970.9920.980.980.96=64.13kW该轴转速n=ni12=14853129=1389.19r/min该轴转矩T=9550Pn=955064.131389.19=440.86Nm齿轮Z2分度圆直径d2=155mm齿轮Z2周向力Ft2=2Td2=2440.86103155=5688.51N齿轮Z2径向力Fr2=Ft2tan=5688.51tan20=2070.4N齿轮Z4分度圆直径d4=295mm齿轮Z4周向力Ft4=2Td4=2440.86103295=2988.89N齿轮Z4径向力Fr4=Ft4tan=2988.89tan20=1087.87N齿轮Z2周向力会形成扭矩，这个扭矩会传递到齿轮Z4,和齿轮Z4收到的扭矩大小相同，方向相反，彼此互相抵消。因此该轴上的扭矩都没有扭矩水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L2+L3+L4Fr2+L3+L4Fr4FNAH=L2+L3+L4Fr2+L3+L4Fr4L1+L2+L3+L4=163.5+185.5+248.92070.4+185.5+248.91087.8747.4+163.5+185.5+248.9=2649.04NFNEH=Fr2+Fr4-FNAH=2070.4+1087.87-2649.04=509.23N垂直面内：L1+L2+L3+L4FNAV=L3+L4Ft4FNAV=L3+L4Ft4L1+L2+L3+L4=185.5+248.92988.89645.3=2012.05NFNEV=Ft4-FNAV=2988.89-2012.05=976.84N图4-5 轴收绳高速档的弯矩图Figure4-5 Bending Moment Diagram of Axis II Reverse High Speed Gear由图可以看出该轴的危险截面为C处截面， MCH=530729.1Nmm，MCV=424436.25NmmMC=MCH2+MCV2=530729.12+424436.252=532422.96Nmm由机械设计表15-4，W=pd332=p140332=269255mm3ca=MCW=532422.96269255=1.97Mpa 70Mpa满足设计所要求的强度。（4） 当绞车处于收绳低速档时当绞车处于收绳低速档，系统的总效率=132133445267=0.723，电机输出功率P0=62.93kW该轴功率P=P012346=62.930.9920.980.980.96=57.58kW该轴转速n=ni12=14853129=1389.19r/min该轴转矩T=9550Pn=955057.581389.19=395.84Nm齿轮Z2的分度圆直径d2=155mm齿轮Z2周向力Ft2=2Td2=2395.84103155=5107.6N齿轮Z2径向力Fr2=Ft2tan=5107.6tan20=1859.01N齿轮Z6分度圆直径d6=295mm齿轮Z6所受周向力Ft6=2Td6=2395.84103295=2683.7N齿轮Z6所受径向力Fr6=Ft6tan=2683.7tan20=976.7N齿轮Z2/Z6与轴通过深沟球轴承支持，齿轮Z2/Z6径向力可以传递到轴上，但齿轮Z6周向力形成扭矩，这个扭矩会传递到齿轮Z4,和齿轮Z4周到的的扭矩相互抵消。轴上只有焊接齿轮Z4的轴段有扭矩。水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L2+L3+L4Fr2+L4Fr6FNAH=L2+L3+L4Fr2+L4Fr6L1+L2+L3+L4=163.5+185.5+248.91859.01+248.91859.01645.3=2439.5NFNEH=Fr2+Fr6-FNAH=1859.01+976.7-2439.5=396.21N这种情况垂直面没有支反力图4-6 轴收绳低速档的弯矩图Figure4-6 Bending Moment Diagram of Axis II Reverse Low Speed GearC处总弯矩MC=318223.31NmmD处总弯矩MD=MDH=648791Nmm计算轴C处抗弯截面系数：由机械设计表15-4，W=pd332=p140332=269255mm3ca=MC2+TC2W=318223.312+0.6395.842269255=14.74Mpa 70Mpa计算轴D处抗弯截面系数：由机械设计表15-4，W=pd332=p55332=16325.54mm3ca=MDW=64879116325.54=39.74Mpa 70Mpa因此轴的强度满足设计的强度要求。（5） 当绞车处于收绳高速档时绞车处于收绳低速档时，系统的总效率为=132134455267=0.695，电机的输出功率P0=64.04kW该轴功率P=P01232426=64.040.9920.9820.9820.96=55.58kW该轴转速n=ni12i45=148531296159=1436.28r/min该轴转矩T=9550Pn=955055.581436.28=369.56Nm作用齿轮上的力齿轮Z4的分度圆直径d4=155mm齿轮Z4周向力Ft4=2Td4=2369.56103155=4768.52N齿轮Z4径向力Fr4=Ft4tan=4768.52tan20=1735.59N齿轮Z6分度圆直径d6=295mm齿轮Z6周向力Ft6=2Td6=2369.56103295=2505.5N齿轮Z6径向力Fr6=Ft6tan=2505.5tan20=911.93N由于齿轮Z6和轴之间通过深沟球轴承进行支持，因此齿轮Z6的径向力可以传递到轴上，和上一种情况类似，轴上只有焊接齿轮Z4的F轴段有扭矩。水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L3+L4Fr4+L4Fr6FNAH=L3+L4Fr4+L4Fr6L1+L2+L3+L4=185.5+248.91735.59+248.9911.93645.3=1518.83NFNEH=Fr4+Fr6-FNAH=1735.59+911.93-1518.83=308.69N垂直面内：L1+L2+L3+L4FNAV=L3+L4Ft4FNAV=L3+L4Ft4L1+L2+L3+L4=185.5+248.94768.52645.3=3210.05NFNEV=Ft4-FNAV=4768.52-3210.05=1558.47N图4-7 轴收绳低速档的弯矩图Figure4-7 Bending Moment Diagram of Axis II Forward Low Speed Gear轴危险截面为C处截面，MCH=366035.93Nmm，MCV=676999.54NmmMC=MCH2+MCV2=366035.932+676999.542=769616.79NmmTC=T=369.56Nm=0.6。计算轴抗弯截面系数：由机械设计表15-4，W=pd332=p140332=269255mm3代入式（4.9）得ca=MC2+TC2W=769616.792+0.63695602269255=2.974Mpa 70Mpa因此该轴满足设计需要。4.2.3变速变向箱轴设计计算（1） 当绞车档位位于收绳高速档时，轴上的转矩最大，以这种情况进行计算：绞车处于收绳高速档，系统总效率=132034445267=0.715，电机输出功率P0=70.97kW该轴功率P=P012346=70.970.9920.980.980.96=64.13kW该轴转速n=ni12i45=148531296159=1343.64r/min该轴转矩T=9550Pn=955064.131343.64=455.81N计算轴最小直径。取A0=106。dmin=A03Pn=106364.131343.64=41.45mm因此可以轴的最小直径为45mm。（2） 变速变向箱轴的结构设计轴上的零件布置和轴类似图4-8 轴结构图Figure4-8 Axis III Structural DiagramA: 本段用于离合器的进油段。因结构需要，该轴段设计长度为117mm，直径为45mm。由国家标准GB/T 3452.1-2005，选择O形圈452.65-G-N- GB/T 3452.1-2005。本轴段的轴段直径45mm。选用30211型圆锥滚子轴承，该轴承的基本信息为d=55mm，D=100mm，B=21mm，该轴承的基本额定载荷Cr=90.8kN，C0r=115kN。轴段长度设计为47mm。B: 该轴段直径为65mm。选用的深沟球轴承型号为6013，该轴承的基本信息为d=65mm，D=100mm，B=18mm，该轴承的基本额定载荷Cr=32.0kN，C0r=24.8kN。该轴段是为了支撑齿轮Z3，因此，需要满足长度比齿轮齿宽小2mm的要求，因此设计长度为43mm。C: 过渡轴段。该轴段长度为20mm，直径为73mm。D: 该轴段用于安装弹簧，设计长度为110mm,直径为70mm由国家标准GB/T 3452.1-2005选择O形圈702.65-G-N- GB/T 3452.1-2005。该轴段与齿轮Z5焊接。长度为22mm，直径为140mm。E: 该轴段尺寸和零件布局与E轴段完全一致。F: 该轴段直径与D轴段相同，长度设计为24.5mm G: 安装深沟球轴承和齿轮。该轴段直径为55mm。H: 安装深沟球轴承和齿轮。该轴段直径为65mm。选择使用6013型深沟球轴承，该轴承的基本信息为d=65mm，D=100mm，B=18mm，该轴承的基本额定载荷Cr=32.0kN，C0r=24.8kN。轴承与轴的配合设计k6。该轴段的作用是支撑齿轮Z7，因此，需要长度满足比齿轮Z7齿宽小2mm的要求，因此本轴段设计长度为78mm。轴承与齿轮的配合设计为K7。I: 本轴段是为了定位齿轮和减速器结构设计而出现的轴段，长度为185.5mm，直径为55mmJ: 安装圆锥滚子轴承和挡油环。轴段直径45mm。选择使用30211型圆锥滚子轴承，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定载荷Cr=90.8kN，C0r=115kN。轴承与轴的配合设计为k6。（3） 轴校核前的数据准备画出结构简图，整个轴段可以视为简支梁，圆锥滚子轴承的受力点由机械设计手册可知a=21mm。 L1=50mm，L2=163.5mm，L3=185.5mm，L4=249.5mm（4） 绞车处于收绳高速档由（1）知：该轴功率P=P012346=70.970.9920.980.980.96=64.13kW该轴转速n=ni12i45=148531296159=1343.64r/min该轴转矩T=9550Pn=955064.131343.64=455.81N齿轮Z3的分度圆直径d3=155mm齿轮Z3周向力Ft3=2Td3=2455.81103155=5881.4N齿轮Z3径向力Fr3=Ft3tan=5881.4tan20=2140.66N齿轮Z7分度圆直径d7=405mm齿轮Z7周向力Ft7=2Td7=2455.91103405=2250.91N齿轮Z7径向力Fr7=Ft7tan=2250.91tan20=819.26N整个轴段上只有与齿轮Z5焊接固连的F轴段上有扭矩，其余轴段没有扭矩。水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L2+L3+L4Fr3+L4Fr7FNAH=L2+L3+L4Fr3+L4Fr7L1+L2+L3+L4=163.5+185.5+502140.66+911002.12249.5+163.5+185.5+50=1457.69NFNEH=Fr3+Fr7-FNAH=2140.66+1002.12-1457.69=1685.09N这种情况下垂直面内支反力为0。图4-10 轴收绳高速档的弯矩图Figure4-10 Bending Moment Diagram of Axis III Forward High Speed Gear轴的危险截面为B处， MB=MBH=363693.65Nmm计算轴抗弯截面系数：由机械设计表15-4， W=pd332=p50332=12271.85mm3代入式（4.9）得ca=MBW=148692.8812271.85=12.12Mpa 70Mpa所以绞车处于放绳高速档轴强度满足设计所要求的强度。（5） 绞车处于收绳低速档由（1）知：该轴轴上的功率P=46.94kW该轴转速n=1389.19r/min该轴转矩T=322.68N齿轮Z3分度圆直径d3=155mm齿轮Z3周向力Ft3=2Td3=2322.58103155=4162.3N齿轮Z3径向力Fr3=Ft3tan=4162.3tan20=1514.96N齿轮Z5分度圆直径d5=305mm齿轮Z5周向力Ft5=2Td5=2322.68103305=2115.93N齿轮Z5径向力Fr5=Ft5tan=2115.93tan20=770.14N水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L2+L3+L4Fr3+L3+L4Fr5FNAH=L2+L3+L4Fr3+L3+L4Fr5L1+L2+L3+L4=163.5+185.5+501514.96+185.5+50770.14648.5=1211.77NFNEH=Fr3+Fr5-FNAH=1514.96+770.14-1211.77=1073.33N垂直面内：L1+L2+L3+L4FNAV=L3+L4Ft5FNAV=L3+L4Ft5L1+L2+L3+L4=185.5+502115.93648.5=768.39NFNEV=Ft5-FNAV=2115.93-768.39=1347.54N 图4-11 轴收绳低速档的弯矩图Figure4-11 Bending Moment Diagram of Axis III Forward Low Speed Gear危险截面为C处，MCH=84195.96Nmm，MCV=317345.07NmmMC=MCH2+MCV2=84195.962+317345.072=328324.24Nmm由机械设计表15-4，W=pd332=p140332=269225mm3代入式（4.9）得ca=MCW=328324.24269225=12.194Mpa 70Mpa所以绞车处于收绳低速档强度满足设计所要求的强度。（6） 绞车处于放绳高速档时由（1）知：轴的功率P=68.12kW转速n=1299.58r/min转矩T=500.58N齿轮Z5分度圆直径d5=305mm齿轮Z5周向力Ft5=2Td5=2500.58103305=3282.4N齿轮Z5径向力Fr5=Ft5tan=3282.4tan20=1194.74N齿轮Z7分度圆直径d7=405mm齿轮Z7周向力Ft7=2Td7=2500.58103305=2472.12N齿轮Z7径向力Fr7=Ft7tan=2472.12tan20=899.73N水平面内：L1+L2+L3+L4FNAH=L3+L4Fr5+L4Fr7FNAH=L3+L4Fr5+L4Fr7L1+L2+L3+L4=185.5+501194.74+501194.73648.5=525.98NFNEH=Fr5+Fr7-FNAH=1194.74+1194-1045.88=1389.61N垂直面内：L1+L2+L3+L4FNAV=L3+L4Ft5FNAV=L3+L4Ft5L1+L2+L3+L4=185.5+503282.4648.5=1191.98NFNEV=Ft5-FNAV=3282.47-1191.98=2090.49N 图4-12 轴放绳高速档的弯矩图Figure4-12 Shaft III Bending moment map for high-speed rope placement所以轴的危险截面为C：MCH=131232.01Nmm，MCV=297199.41NmmMC=MCH2+MCV2=131232.012+297199.412=134555.12NmmTC=T=50100Nm代入式（4.9）得ca=MC2+TC2W=134555.122+0.650100292401.31=1.49Mpa 70Mpa因此强度符合设计要求。4.3离合器设计与计算（Clutch Design and Calculation）4.3.1离合选型设计由机械设计手册单行本第六篇设计，为了实现较好的异地控制和制造的方便，选用由液压控制的摩擦式离合器。 由表 6-3-12 ：该摩擦式离合器选用湿式离合器。湿式离合器具有降低磨损和冲击载荷，保证良好的散热的优点，适宜于矿用环境。通过加多磨擦片的个数来增大离合器的摩擦。由表 6-3-13 可以摩擦盘材料选择淬火钢。4.3.2 摩擦片设计与计算 （1） Tc=KTKmKv式中：Tc设计离合器的计算转矩，单位为Ncm；T设计离合器的理论转矩K离合器的工况系数，取 K=1.5；Km离合器的接合频率系数，取Km=1.0；Kv离合器滑动速度系数。 代入式（4.10）得：Tc=KTKmKv=1.5535001.00.6=133750Ncm（2） 摩擦盘工作面的平均直径为：Dp=0.5D1+D2=2.5-4d=2.565=162.5mm 摩擦盘工作面的外直径为： D1 =1.25Dp =1.25162.5 =20.32 cm 摩擦盘工作面的内直径为： D2 =0.75Dp =0.75162.5 =11.25 cm 针对齿轮 Z4、Z5 直径和轴、轴轴径，对数据进行适当的修正， 综合轴径尺寸和离合器的工作空间，将摩擦盘工作面外直径设计为240 mm，内直径设计为 180 mm。 摩擦盘的摩擦对数由m=z-18TD12-D22DP式中 摩擦系数，由表 6-3-13，淬火钢摩擦系数在湿式离合器中 0.050.1， 此处可取 0.08 p 许用比压，由表 6-3-13，淬火钢在湿式离合器中的许用比压为 此处可取 200所以 m=z-18TD12-D22DP=81337503.142424-181816.250.08200=6.21摩擦面对数为10（3）校核摩擦离合器许用传递转矩为 T=18D12-D22DmPK KvKT Tt式中： K1修正系数,取值0.90； Kv 摩擦盘圆周速度修正系数，由于计算摩擦面平均圆周速度为 v = 2pn r = 2p 1427.6 / 600.03 = 49.78 m/s ，因此修正系数取值为 0.89； KT 摩擦盘结合次数修正系数，由于设计的分合频率小于 100 次/小时，因此取值为 1.00。 因此许用传递转矩为 T=18D12-D22DmPK KvKT Tt =183.142424-181816100.082000.900.89=329568Ncm因为Tt1 Tt1 所以该离合器符合要求。 （4）摩擦片所需压紧力 Q=2TDM=2133750210.0810=15922.62N（5）摩擦面比压校核 P=4QD12-D22=415922.623.142424-1818=32.19N/cm280N/cm2因此该离合器符合条件。因此设计的离合器摩擦面有10对，内摩擦盘有6个，外摩擦盘有5个，摩擦盘的材料为铜基粉末冶金。离合器摩擦盘的工作面外直径设计为240mm，内直径设计为180mm。4.3.3离合器其他结构的设计 初选弹簧，由于工作载荷应该为油压残余的压力和回程弹簧压力，从设计角度上暂时取了常用油压载荷进行计算。载荷最小值：P1=100N载荷最大值：Pn=300N工作行程：h=10=100.5=5mm弹簧外径：D270mm计算弹簧刚度：P=Pn-P1h=300-1005=40N/mm极限状态下工作载荷：，Pj1.25Pn，故Pj=1.25300=375N表4-1弹簧参数Table4-1 Spring parametersdDPjfjPd1080158419.0379试算圈数：n=PdP=7924=3.29，圆整后取 n=3.5计算总圈数：n1=n+2=5.5计算弹簧刚度：P=Pdn=795.5=14.36N/mm处于极限载荷时的变形量：Fj=nfj=3.519.03=66.666mm计算节距：t=Fjn+d=665.5+8=20mm计算自由高度：H0=nt+1.5d=3.520+1.58=82mm，从标准自由高度上取值为 H0=85mm计算弹簧的外径：D2=D+d=80+8=88mm计算弹簧的内径：D1=D-d=80-8=72mm计算螺旋角：=arctantpD=arctan20p80=4.55计算展开长度：L=pDn1cos=p805.5cos4.55=1385.96mm弹簧的校核处于最小载荷时：H1=H0-P1P=58-4023.3=56.28mm处于最大载荷时：Hn=H0-PnP=58-16023.3=51.13mm处于极限载荷时：Hj=H0-PjP=58-817.723.3=22.91mm实际工作行程：h=H1-Hn=5.15mm工作区范围：P1Pj=40817.70.049，PnPj=160817.70.196高径比：b=H0D=5865=0.892.6b2.6不必进行稳定性验算4.4变速变向箱结构和附件尺寸设计（Variable speed variable gear box structure and accessory dimension design）变速变向箱的设计参考三级圆柱齿轮减速器的尺寸设计。变速变向箱体的部分设计尺寸如下：表4-2变速变向箱结构Table4-1 Variable speed to box structure设计和选型的部件计算过程设计的尺寸，单位是毫米变速变向箱箱座壁厚=0.025300+3=14mm=14mm变速变向箱箱盖壁厚11=0.02300+3=12mm1=12mm变速变向箱箱座底凸缘厚度b2b2=2.51=34.5mmb2=35mm地脚螺钉设计直径dfdf =36mm变速变向箱上盖与座联接螺栓直径d2d2=16mm变速变向箱上盖与座联接螺栓直径d2d2=16mm变速变向箱轴承端盖螺钉直径d3d3=10mm和12mm,齿轮端面和变速箱内箱壁距离22=16mm5滚筒内行星减速器的设计计算5滚筒内行星减速器的设计计算5 Design and calculation of planetary reducer in drum5.1滚筒内行星齿轮的设计计算（Design calculation of planetary gears in the drum）5.1.1设计传动比 由前面的方案确定，设计的传动比在60附近，因此，需要进行配齿分析，i16=16=-Z6Z4+Z3Z1+Z6Z4Z3Z15.1.2分配传动比为了保证两级传动的等强度和体积较小原则，需要设计是低速级内齿轮分度圆和高速级内齿轮分度圆等于1，通常可以取1-1.2之间。由经验公式可以计算A=CsdKcKVKHZN2ZW2Hlim2CsdKcKVKHZN2ZW2Hlim2这里取B=1.2，Cs=Cs，dd=1.2，Kc=Kc，可以取KVKHZN2KVKHZN2=1.8，ZW=ZW所以A=CsdKcKVKHZN2ZW2Hlim2CsdKcKVKHZN2ZW2Hlim2=2.59E=AB3=2.591.23=4.47通过两级NGW型传动比分配示意图，可以看出取i=9i=ii=6096.665.1.3第一级齿轮设计（1） 绞车处于放绳低速时 输入功率P1=P0132134436=64.130.9930.990.9830.9830.96=52.46kW输入转速n1=n0i12i67=148529/3181/39=668.87r/min输入转矩T1=9550P1n1=955052.46668.87=749.01Nm（2） 配齿设计选择行星齿轮Cs=3。考虑到滚筒的尺寸，设计齿数为Z1=21，Z2=66，Z3=153（3） 通过接触强度设计啮合传动模数取载荷不均匀系数Kc=1.1。高速级太阳轮转矩：TA=T1CsKc=749.0131.1=274.64N设计外啮合齿轮精度为6级，材料均选为20CrMnTi，啮合齿轮的强度不能取一样， Hlim1=1591MPA，Flim1=485MPA。通过齿面强度设计中心距：a=Aau+13KTAauHP2 式中：Aa由机械设计手册，取Aa=483；u齿数比：u=Z2Z1=6621；Hp齿轮的许用接触应力：；a齿宽系数K载荷系数则a=Aau+13KTA auHP2=4836621+131.8274.640.5662113502=114.2mm模数m=2aZ1+Z2=2114.221+66=2.62mm因此可以取模数m=4mm因此中心距a12=m2Z1+Z2=4221+66=174mm（4） 内啮合传动的中心距内啮合传动的中心距a23=m2Z3-Z2=42153-66=174mm模数m=4mm。（5） 齿轮尺寸设计表5-1 高速级传动齿轮尺寸Table5-1 Dimensions of high speed transmission gears高速级齿轮g太阳轮行星轮内齿轮分度圆直径84264612齿顶圆直径92272604齿根圆直径74254622齿宽757075（6） 高速级太阳轮与行星轮啮合传动接触疲劳计算（以下内容未标注，均来自行星齿轮传动设计饶振刚）1) 分度圆切线力 FtFt=2000T1d1=2000749.0184=17833.57N2) KA=1.25。3) Kvvx=d1n11-1i100060=84666.871-19100060=2.59m/sKv=1.0344) 计算高速级A-C传动的齿向载荷分布系数KHKH=1+b-1H=1+1.4-10.89=1.3215) 计算高速级A-C传动的齿间载荷分配系数KHKAFtb=1.256241.7855=141.86N/mmKH=1.06) 计算高速级A-C传动的节点区域系数ZH=2.57) 计算高速级A-C传动的弹性系数ZE=189.8Mpa128) 计算高速级A-C传动的重合度系数Za1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos21cos2022+21=30.53a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos66cos2065+21=24.27=Z1tana1-tan+Z2tana2-tan/2p=21tan30.53-tan20+66tan24.27-tan202p=1.578Z=4-3=4-1.5783=0.8799) 计算高速级A-C传动的接触强度螺旋角系数ZZ=cos=110) 高速级A-C传动的接触应力H由表13-1-80公式可得H1=ZDKAKvKHKHZHZEZZFtd1bu+1u=1633.05MPA+11) 高速级A-C啮合的接触寿命系数ZNT应力循环次数:NL1=60n1jLh=60623.81145000=1.68109NL2=NL1i12=1.681095.27=3.20108ZN1=1.032ZN2=1.01212) 计算高速级A-C传动的润滑油膜影响系数ZLZVZR行星轮ZLZVZR=1.002太阳轮ZLZVZR=1.00213) 计算高速级A-C传动的齿面工作硬化系数ZWZW1=1.0、ZW2=1.014) 计算高速级A-C传动的尺寸系数ZxZx=1.0015) 计算高速级A-C传动的安全系数SHSH1=Hlim1ZNT1ZLZVZRZW1ZxH1=1.11SH2=Hlim2ZN2ZLZVZRZW2ZxH2=1.07SH1、SH2满足一般可靠度所需要的最小安全系数SHmin=1.00的要求。齿根弯曲强度1) 齿向载荷分布系数KF=1。2) 高速级A-C传动的齿间载荷分配系数KFKAFtb=1.2517334.0975=141.86N/mmKF=1.03) 高速级A-C传动的齿形系数YFaYFa1=2.76、YFa2=2.254) 高速级A-C传动的应力修正系数YSaYSa1=1.561、YSa2=1.7395) 高速级A-C传动的重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.690=0.696) 高速级A-C传动的螺旋角系数YY=17) 高速级A-C传动的齿根应力FF=FtbmYFaYSaYYKAKvKFKFF1=FtbmYFa1YSa1YYKAKvKFKF=246.2MpaF2=FtbmYFa2YSa2YYKAKvKFKF=224.2Mpa8) 高速级A-C传动的应力修正系数YSTYST=29) 高速级A-C传动的寿命系数YNTYNT1=1YNT2=110) 相关系数：齿根角敏感系数YrelTYrelT=1表面状况系数YRrelT=111) 高速级A-C传动的尺寸系数YXYX=112) 高速级A-C传动的安全系数SFSF=FlimYSTYNTYrelTYRrelTYXFSF1=Flim1YSTYNT1YrelTYRrelTYXF1=2.45SF2=Flim2YSTYNT2YrelTYRrelTYXF2=2.97SF1、SF2符合最小安全系数SFmin=1.4的要求。（7） 通过接触强度设计来确定内齿轮材料1) 高速级C-B传动的动载系数 Kvvx=d2n2-nx100060=2.59m/sKv=1.1062) 高速级C-B传动的齿向载荷分布系数KH这里取KH=1。3) 高速级C-B传动的齿间载荷分配系数KHKH=1.04) 高速级C-B传动的节点区域系数ZHZH=2.55) 高速级C-B传动的弹性系数ZEZE=189.8Mpa126) 高速级C-B传动的重合度系数Za2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos66cos2066+21=24.27a3=arccosZ3cosZ3+2ha*=arccos153cos20153+21=21.95=Z2tana2-tan+Z3tana3-tan/2p=66tan24.27-tan20+153tan21.95-tan202p=1.785Z=4-3=4-1.7853=0.8397) 高速级C-B传动的螺旋角系数ZZ=cos=18) 高速级C-B传动的接触应力HH2=ZBKAKvKHKHZHZEZZFtd2bu+1u=195MPA9) 高速级C-B传动的接触强度寿命系数ZNT应力循环次数： NL2=3.20109NL3=60n3jLh=6010.75145000=2.90107ZNT2=1.0ZNT3=1.04010) 高速级C-B传动的润滑油膜影响系数ZLZVZR取ZLZVZR=0.96811) 高速级C-B传动的齿面工作硬化系数ZW取ZW2=1.0、ZW3=1.012) 高速级C-B传动的尺寸系数Zx取Zx=1.013) 高速级C-B传动的接触疲劳许用应力Hlim3H3SH3minZNT3ZLZVZRZW3Zx其中，SH3min=1.1得Hlim3946.19N/mm2，参考材料表，可以选择40Cr，整体进行氮化。7级精度，Hlim3=1623MPA，Flim3=450N/mm2。5.1.4低速级设计与计算（1） 配齿计算设计各轮齿数：通过方程计算7.28x+7.28+x=60i=6.367通过配齿表进行配齿设计因为低速级的行星架和箱体固定，可以看作是定轴传动，则i=i46=i46H2=6.637附近。结合对齿轮强度的要求，尽量保证内齿圈的直径接近，因此取内齿圈的齿数在150附近，可以暂取26左右取Z6=166时，为了保证装配条件和同心条件，可以选择Z5=Z6-Z42=166-262=70计算转速误差i=60.19绞车处于放绳高速档位时，传动比 i=316183612959815960.19=69.28。传动比误差需要保证在5%以内，i=69.28-68.1868.18=0.016，满足条件绞车处于放绳低速档位时，传动比 i=318183612939815960.19=143.89。传动比误差需要保证在5%以内，i=143.89-141.52141.52=0.016，满足条件绞车处于收绳高速档位时，传动比 i=318361652981595560.19=79.19。传动比误差需要保证在5%以内，i=79.19-77.8777.87=0.017，满足条件当绞车处于收绳低速档位时，传动比 i=3183596581298161553960.19=153.86。传动比误差需要保证在5%以内，i=161.19-153.86161.19=0.045，满足条件（1）当绞车处于放绳低速档输入功率P4=P01321334356=52.460.9930.990.9830.9830.970.96=50.38kW输入转速n4=n1i=664.876.56=101.352r/min输入转矩T4=9550P4n4=955050.38101.352=4747.20Nm（2） 通过接触强度设计啮合传动模数由机械设计手册取载荷不均匀系数Kc=1.1。高速级太阳轮转矩：TA=T1CsKc=4747.2031.1=1740.64N设计外啮合齿轮精度为6级，材料均为20CrMnTi，Hlim1=1591MPA，Flim1=485MPA。在这里可以为内齿圈直接选择40Cr,通过齿面强度设计中心距：a=Aau+13KTAauHP2 式中：Aa由机械设计手册，取Aa=483；u齿数比Hp齿轮的许用接触应力：；a齿宽系数K载荷系数则a=Aau+13KTA auHP2=4837026+131.81740.640.5642315912=175.72mm模数m=2aZ1+Z2=2175.7222+67=5mm因此可以取模数m=5mm因此中心距a12=m2Z1+Z2=2.526+70=240mm（3） 内啮合传动的中心距内啮合传动的中心距a23=m2Z3-Z2=52166-26=240mm模数m=4mm。（4） 齿轮尺寸设计表5-1 低速级传动齿轮尺寸Table5-1 Dimensions of high speed transmission gears名称太阳轮行星轮内齿轮分度圆直径130350830齿顶圆直径140360820齿根圆直径117.5337.5842.5齿宽170165170（5） 低速级A-C传动的接触疲劳计算（以下内容未标注，均来自行星齿轮传动设计饶振刚），由于计算过程与前面类似，为了篇幅考虑，在这里进行适当的简化。1) 分度圆切线力 FtFt=2000T1d1=20001740.64130=37840N2) KA=1.25。3) KvKv=1.0064) 计算低速级A-C传动的齿向载荷分布系数KHKH=1+b-1H=1+1.4-10.92=1.2885) 计算低速级A-C传动的齿间载荷分配系数KHKH=1.06) 计算低速级A-C传动的节点区域系数ZH=2.57) 计算低速级A-C传动的弹性系数ZE=189.8Mpa128) 计算低速级A-C传动的重合度系数ZZ=0.8779) 计算低速级A-C传动的接触强度螺旋角系数ZZ=cos=110) 低速级A-C传动的接触应力H由表13-1-80公式可得H1=ZDKAKvKHKHZHZEZZFtd1bu+1u=1306MPA11) 低速级A-C啮合的接触寿命系数ZNTZN1=1.085ZN2=1.14112) 计算低速级A-C传动的润滑油膜影响系数ZLZVZR行星轮ZLZVZR=0.983太阳轮ZLZVZR=0.98313) 计算低速级A-C传动的齿面工作硬化系数ZWZW1=1.0、ZW2=1.014) 计算低速级A-C传动的尺寸系数ZxZx=1.0015) 计算低速级A-C传动的安全系数SHSH1=Hlim1ZNT1ZLZVZRZW1ZxH1=1.28SH2=Hlim2ZNT2ZLZVZRZW2ZxH2=1.17SH1、SH2满足规定的最小安全系数SHmin=1.00的要求。因此A-C传动齿面接触强度符合要求。（6） 低速级A-C传动的齿根弯曲强度1) 低速级A-C传动的齿向载荷分布系数KF=1.255。2) 低速级A-C传动的齿间载荷分配系数KFKF=1.03) 低速级A-C传动的齿形系数YFaYFa1=2.690、YFa2=2.2584) 低速级A-C传动的应力修正系数YSaYSa1=1.577、YSa2=1.7345) 低速级A-C传动的重合度系数YY=0.696) 低速级A-C传动的螺旋角系数YY=17) 低速级A-C传动的齿根应力FF=FtbmYFaYSaYYKAKvKFKFF1=FtbmYFa1YSa1YYKAKvKFKF=480.2MpaF2=FtbmYFa2YSa2YYKAKvKFKF=443Mpa8) 低速级A-C传动的应力修正系数YSTYST=29) 低速级A-C传动的寿命系数YNTYNT1=1YNT2=110) 齿轮相关的相对齿根角敏感系数YrelTYrelT=1.076相对齿根表面状况系数YRrelT=111) 低速级A-C传动的尺寸系数YXYX=112) 低速级A-C传动的安全系数SFSF=FlimYSTYNTYrelTYRrelTYXFSF1=Flim1YSTYNT1YrelTYRrelTYXF1=1.55SF2=Flim2YSTYNT2YrelTYRrelTYXF2=1.42SF1、SF2符合最小安全系数SFmin=1.4的要求。13) 低速级C-B传动的接触疲劳强度计算14) 低速级C-B传动的动载系数 KvKv=1.10715) 低速级C-B传动的齿向载荷分布系数KH这里取KH=1。16) 低速级C-B传动的齿间载荷分配系数KHKH=1.017) 低速级C-B传动的节点区域系数ZHZH=2.518) 低速级C-B传动的弹性系数ZEZE=189.8Mpa1219) 低速级C-B传动的重合度系数ZZ=4-3=4-1.7863=0.84020) 低速级C-B传动的螺旋角系数ZZ=cos=121) 低速级C-B传动的接触应力HH2=ZBKAKvKHKHZHZEZZFtd2bu+1u=463MPA22) 低速级C-B传动的接触强度寿命系数ZNTZNT2=1.208ZNT3=1.15123) 低速级C-B传动的润滑油膜影响系数ZLZVZR取ZLZVZR=1.08724) 低速级C-B传动的齿面工作硬化系数ZW取ZW2=1.0、ZW3=1.025) 低速级C-B传动的尺寸系数Zx取Zx=1.026) 低速级C-B传动的接触应力HH1=ZDKAKvKHKHZHZEZZFtd1bu+1u=463MPA28) 计算低速级C-B传动的尺寸系数ZxZx=1.0029) 计算低速级C-B传动的安全系数SHSH1=Hlim1ZNT1ZLZVZRZW1ZxH1=1.28SH1、SH2满足最小安全系数SHmin=1.00的要求。因此低速级C-B传动齿面接触强度符合要求。5.2轴的设计计算（Design and calculation of axle）5.2.1高速级太阳轮轴的设计计算（1） 输入功率P1=P0132134436=64.130.9930.990.9830.9830.96=52.46kW输入转速n1=n0i12i67=148529/3181/39=668.87r/min输入转矩T1=9550P1n1=955052.46668.87=749.01Nm太阳轴不受力（2） 试算轴最小尺寸可以凭经验试选40Cr为轴的材料，许用弯曲应力为-1=70MPA取A0=112。dmin=A03Pn=112352.46668.87=37.33mm具体轴的直径通过连接的联轴器进行设计图5-1 高速级轴结构尺寸Figure5-1 Shaft I Structural DimensionsA: 本段用来安装齿形联轴器。根据选择的联轴器型号，该轴段长度设计为 84mm，直径为55mm。由国家标准GB/T 1096-2003 选平键类型为A型本段用来放置轴承端盖。根据设计要求，设计这一轴段的长度为350mm，直径为65mm。B: 本段用来放置深沟球轴承，直径设计为70mm，轴长设计为24mm。轴承和轴的配合设计为k6。C: 本段用来定位深沟球轴承。轴段长度为110mm，直径为80mm。D: 本段用来放置深沟球轴承。该轴段长为24mm，直径为70mm。E: 本段用于过渡。本段的轴长为20mm，直径为65mm。F: 本段用来安装高速级太阳轮，并使用轴端挡圈对其进行定位，轴段长度取73mm，直径为55mm。轴端挡圈可以设计为为D=68mm，H=6mm，d=13.2mm。螺钉设计为M1250（3） 轴上载荷和本论文前部分研究变速变向箱轴校核类似由于太阳轮上径向力和周向力全部都抵消，因此轴上面没有弯矩，只用校核扭矩，=0.6。ca=M2+T2W-1式中：ca该轴收到的计算应力；W该轴抗弯截面系数，单位为mm3-1轴许用弯曲应力，单位为MPa，取-1=70Mpa。计算轴抗弯截面系数：W=pd332=p55332=16325.55ca=TW=0.674900116325.55=27.52Mpa 70Mpa因此高速级太阳轮强度满足要求。5.2.2高速级行星轴设计图5-2行星轮受力示意图Figure5-2 Axis II Stress Model通过示意图，整个行星轮上面没有转矩，且Fac=Fbc=Ft13=15604/3=5201N，由于内外啮合齿轮的啮合角大小一样，因此Fra=Frb，因此垂直面里面的受力是平衡的，无需进行校核。L1=65mm，L2=65mm。水平面内的弯矩图：图5-3 高速级行星轴弯矩图Figure5-3 High-speed planetary axis bending moment map由图可明显判断危险截面在B点FNAH=FNCH=Fac+Fbc2=5201NMB=338065Nmmca=MBW=32MBpd3-1材料选择40Cr（热处理方式为调质），许用弯曲应力为-1=70Mpa因此高速级行星轴最小直径dmin332MBp-1=40mm，在这里取值40mm该行星轴结构如下图：图5-4 高速级行星轮结构尺寸Figure5-4 High-speed planetary wheel size5.2.3低速级太阳轮轴设计计算有前面可知，本轴段依然以放绳低速档进行计算（1） 当绞车处于放绳低速档， 该轴的输入功率P4=P01321334356=52.460.9930.990.9850.9830.970.96=50.38kW该轴的输入转速n4=n1i=664.876.56=101.352r/min该轴的输入转矩T4=9550P4n4=955050.38101.352=4747.20Nm（2） 初算轴的最小尺寸可以凭经验试选40Cr为轴的材料，许用弯曲应力为-1=70MPA取A0=100dmin=A03Pn=100350.38101.352=77.83mm结合太阳轮的直径，为了制作齿轮轴，取轴的最小直径为80mm。（3） 轴的结构设计与高速级类似，轴也不承受弯矩，只承受受到扭矩，这段的轴设计为采用齿式联轴器和高速级的行星架进行连接，共同构成行星架浮动结构，该轴的太阳轮采用齿轮轴形式。图5-5低速级太阳轮所在轴结构尺寸Figure5-5 Shaft III Structural Dimensions计算轴的抗弯截面系数：W=pd332=p80332=50240mm3代入式（5.4）得ca=TW=0.6791000050240=47.41Mpa 70Mpa因此轴强度符合要求。5.2.4低速级行星轮所在行星轴的设计计算（1） 行星轴的受力分析图5-6 轴受力模型Figure5-6 Axis IV Stress Model通过示意图，整个行星轮上面没有转矩，且Fac=Fbc=Ft13=154793/3=51597N，由于内外啮合齿轮的啮合角大小一样，因此Fra=Frb，因此垂直面里面的受力是平衡的，无需进行校核。L1=70mm，L2=70mm。图5-7轴弯矩图Figure5-7 Axis IV Moment DiagramB处总弯矩如下：FNAH=FNCH=Fac+Fbc2=51597NMB=36111790Nmm因为ca=MBW=32MBpd3-1行星轴的最小直径dmin332MBp-1=78.42mm行星轴直径d=80mm。（2） 轴的结构尺寸如下图所示：图5-8低速级行星轮所在轴段结构尺寸Figure5-8 The structure size of the shaft segment where the low-speed planetary wheel is located 5.3行星架的设计（Design of Planetary Frame）由行星齿轮设计饶振刚第九章第三节，由整体结构设计决定采用双侧版整体式转臂。行星架：壁厚d =0.20.3a，a=174mm，取=40mm，行星架：类似于行星架 a=174mm，取=48mm。6制动器的设计6制动器的设计6 Design of Brake6.1制动器的结构设计（Selection and Structure Design of Brake）由机械设计手册成大先版第2卷 5 盘式制动器的设计进行制动器部分的设计。由煤矿安全设计可以得知，绞车制动器的设计可以参考矿井提升机，在绞车的滚筒上直接安装盘式制动器。为了保证设计尺寸较小，盘式制动器可以使用广泛应用于汽车上面的液压钳盘式制动器19。在传统的钳盘式制动器的基础上，借鉴洛阳弘创公司的专利，将制动器油缸设计成环形油缸，将传统的中间紧定螺钉修改为在两侧，将蝶形弹簧的挡圈设计在筒心，将油缸的外凸台和蝶形弹簧相连。这样的创新设计不仅可以减少密封的难度，只需要设计一个密封圈，而且装置简单，节省材料，更重要的是，减少了阻力，尽可能避免了油缸在筒体中运动的卡阻。 图6-1 制动器结构简图Figure6-1 Structural sketch of brake6.2盘式制动器主要参数的设计（Design of the main parameters of disc brakes）6.2.1制动器正压力计算制动闸想要能够在制动盘上产生制动力矩，其大小需要达到：MZ=2NRmn式中：MZ制动力矩； 制动器和闸瓦摩擦系数 ；Rm平均摩擦半径，单位m； n制动器副数。制动力矩在由正压力需要满足为静力矩Mj3倍的要求，MZ=3Mj=3FCD2式中：D滚筒基准层直径，单位m；FC基准钢丝绳最大静张力，单位N；因此正压力N=3FCD4Rmn=384.198.440.47504=51710N弹簧力的计算：由煤炭安全规程可知，盘式制动器闸瓦与制动盘间隙必须小于2mm,并且制动过程中弹簧的压缩量要使闸瓦制动力相同，因此间隙选为=1mm6.2.2蝶形弹簧的选型与计算图6-2 蝶形弹簧结构尺寸Figure 6-2 Butterfly spring structure size由机械设计手册成大先版选用A系列，D=125mm，d=64mm，t=8mm，h0=2.6mm,=0.3mm，f1=1.95，f2h0=0.54（1） 试算碟簧的载荷：由机械设计手册成大先版表7-6-5， 当碟形弹簧被完全压平时，一片碟形弹簧的载荷：Pc=4E1-2t3h0K1D2K426.1式中：Pc碟形弹簧载荷，N；E弹簧的弹性模量，Mpa；K1、K4 K1=0.686，K4=1。Pc=4E1-2t3h0K1D2K42=112456N（2） 试算碟形弹簧需要的片数单个碟簧PPc=FPc=51711112456=0.46，其中大概在fh0=0.36。当碟簧压力为51710N将制动闸完全抱死时，每个碟簧形变量为f=0.36h0=0.362.6=0.936mm一个碟形弹簧的形变量不适宜超过0.75h0=1.95mm所以设计的碟形弹簧片数为i=61.95-0.936=5.917，因此取碟簧片数为8，当制动器的闸松开时碟簧压缩量是1.95mm。6.2.3单个制动器液压缸的设计计算（1） 计算松闸时油缸的推力松闸时，碟簧形变量是f0.75h0=1.95mm，碟簧压力是85900N，因此油缸的推力是 Ft=85900N。（2） 缸筒、活塞杆尺寸的计算试选油缸内液压油工作压力为8Mpa由公式：Ft=ps=pp4D2-d26.2式中：p液压油工作压力 D油缸内径，单位为mm；d设计的活塞杆直径，单位为mm。因此D2-d2=13678mm2参考标准液压缸的直径设计，选择设计D=140mm，d=63mm。（3） 重新设计油缸内液压油工作压力p=Ftp4D2-d2=7Mpa6.2.4联接螺栓直径计算联接螺栓材料为40Cr，性能等级为8.8级。易知螺栓所受最大工作拉力是弹簧在回复时的最大回复力。其值为60.43KN；螺栓上的残余的预紧力为=1.6=1.660.43=96.68 kN，螺栓总拉力=96.68+60.43=157.11kN；取螺栓安全系数=2，预计设计6个螺栓，因此一个螺栓所需最小直径计算为：d=41.3F/6400=41.3157111/6400=11.48因此选择拉紧螺栓直径为12mm6.3制动器驱动部分设计（Design and calculation of other components of brake）6.3.1液压泵和电机选型计算（1） 液压泵的选型计算松闸时，油压为pm=7Mpa。由于液压管路系统不算复杂，因此管路压力损失可以经验性的取值p=1Mpa。实际输出压力：pp=pm+p=8Mpa对于液压泵设计，需要在计算理论值上加上一定的裕量22，这里可以取液压泵额定压力：pr1.258=10Mpa可以设计制动器从抱死到开闸时间为0.5秒。制动闸从抱死状态到开闸状态，所有蝶形弹簧一共被压缩了l=61.95-0.956=6.024mm，因此液压缸移动速度为v=lt=6.0240.5=12.0