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I 摘 要 絞車作為煤礦運輸的輔助設備 在煤礦的運輸中起著舉足輕重的作用 本設計的 多用變速絞車主要用于采煤工作面液壓支架的撤移 調向和搬運 20JHS 還可以在斜井中作提升和下放重物之用 多用變速絞車主要由電動機 聯(lián)軸器 液力推桿制動器 減速器 及卷筒 組成 減速器包括圓錐 圓柱減速器 行星減速器 錐齒輪為格里森制弧齒錐齒輪 行 星減速器采用 2K H 傳動形式 中心太陽輪浮動 其結構緊湊 傳動比大 均載效果好 另外 本絞車取消了原淮南 JM 28 的整體式結構 這樣可以使得鑄造以及維修更加方便 大大地縮短了修理的時間 降低了維修的成本 同時 也為了適應絞車結構的需要 增 設了一個過橋部件 由于采煤工作面工況復雜多變 有多種需要 因此 本絞車設計為三速 有三種牽 引力 采用機械變速 通過確定滑移齒輪的位置來實現(xiàn) 本絞車的設計壽命為 5000 小時 是回柱絞車 蝸輪蝸桿傳動 的三倍 整機效率達 到 78 9 關鍵詞 絞車 礦山機械 行星傳動 圖書分類號 密 級 II Abstract As an ancillary transporting equipment winch plays an important role in transportation of coal mine change speed winch is mainly used in removing marshalling and hauling 20JHS hydraulic prop on word face Besides it can also used as the equipment to raise and low down heavy load mainly consists of electric motor coupling electro hydraulic thruster brake J gearbox and drum While gear boxes include cone cylinder gear reducer and planetary gear box The former is Gleason make spiral bevel gear which the latter takes 2k H transmission pattern Of this structure the center gear floats to achieve the goal of averaging load This has many advantages compact structure big speed ratio and good effect of averaging load Besides this winch uses box divided style to instead the integral structure of JM 28 in Huainan which can ease the costing and maintenance It can shorten the time of maintenance greatly hence it can low the cost of maintenance At the same time in order to meet the demand of the winch s structure an idle gear equipment is attached to it According to different circumstance of work face the winch is designed to have three speeds and three haulage force It takes the way of mechanical speed governing and it is achieved by settle different position of slide gear slow speed winch is designed to have the life of 5000 hours which is equal to 3 20JHS times of prop recovery winch s life worm gear counter transmission Besides the efficiency of whole machine is up to 78 9 Keywords winch mining mechanical planetary train I 目 錄 1 緒論 1 1 1 簡介 1 1 1 1 絞車概述 1 1 1 2 絞車功能與結構 1 1 1 3 絞車分類 2 1 1 4 絞車應用 4 1 1 5 絞車的特點和性能要求 4 1 1 6 回柱絞車的現(xiàn)狀 5 1 2 絞車的發(fā)展狀況 6 1 2 1 概述 6 1 2 2 發(fā)展趨勢 7 1 2 3 采取措施 8 2 總體設計 10 2 1 已知條件 10 2 2 計算傳動效率 10 2 3 電機的選擇 傳動系統(tǒng)的確定及傳動比 10 2 3 1 選擇電機型號 10 2 3 2 傳動系統(tǒng)的確定 11 2 3 3 各級傳動比分配及總傳動比 12 2 3 4 各齒輪模數 齒數 根據傳動設計 13 2 4 牽引鋼絲繩直徑的確定 滾筒直徑的確定及速度 13 2 4 1 鋼絲繩的選擇 13 2 4 2 計算鋼絲繩速度 14 2 4 3 滾筒參數的確定 15 2 4 4 確定鋼絲繩在卷筒上的拉力及卷筒上的功率 16 2 5 各軸轉速 功率計算 17 2 6 驗算電機悶車時 鋼絲繩在里層的安全系數 17 3 變速箱設計 18 3 1 弧齒錐齒輪傳動設計 18 3 1 1 初步設計 18 3 1 2 幾何尺寸計算 19 3 1 3 按格里森法校核弧齒錐齒輪強度 20 3 1 4 錐齒輪受力分析 21 3 2 換檔滑移齒輪副設計 21 II 3 2 1 初步設計 21 3 2 2 強度校核計算 23 3 2 3 幾何尺寸計算 24 3 2 4 齒輪的受力分析 24 3 3 軸的校核 25 3 3 1 軸 1 的校核 25 3 3 2 軸 校核 27 3 3 3 軸 的校核 28 3 4 軸承的校核 31 3 4 1 校核軸 上軸承 a b 31 3 4 2 校核軸 上的軸承 c d 34 3 4 3 軸 上軸承 e f 的校核 35 3 5 鍵的校核 36 3 5 1 軸 上鍵的校核 36 3 5 2 軸 上鍵的校核 36 3 5 3 軸 上鍵的校核 37 3 6 變速箱箱體的設計 37 4 過橋輪系設計及其他 39 4 1 過橋輪系傳動設計 39 4 1 1 初步設計 39 4 1 2 齒面接觸疲勞強度校核計算 40 4 1 3 幾何尺寸計算 41 4 1 4 齒輪受力分析 41 4 2 過橋輪系軸的校核 42 4 3 卷筒的校核 43 4 3 1 卷筒軸上卷筒與大齒圈聯(lián)結螺栓強度驗算 45 4 4 卷筒軸承的校核 46 4 4 1 滾筒上軸承 m n 的校核 46 4 5 使用與維護 46 4 5 1 運輸 安裝 使用 46 4 5 2 維護 保養(yǎng) 46 5 電液制動器 47 5 1 電液推動鉗盤制動器 47 結論 48 致謝 50 III 參考文獻 51 附錄 52 1 1 緒 論 1 1 簡介 1 1 1 絞車概述 在人類歷史上 絞盤 windlass 是第一種用于拖曳提升重物的機器 它可使一個人 搬運遠重于自己許多倍的重物 絞盤采用一種軸和輪的形式 由用垂直框架支撐的滾筒 組成 人通過用手搖動曲柄 使絞盤滾筒繞水平軸轉動 見圖 1 1 中國人在公元前二千 年就設計出用曲拐手柄轉動的砂輪今天被廣泛應用的絞車 或稱卷揚機 是絞盤的另一種 形式 它泛指具有一個或兒個上面卷繞有繩索或鋼絲繩的圓筒 用來提升或拖曳重載荷 的動力機械 圖 1 2 所示為一種簡易的手動提升絞車 該絞車用手驅動 靠齒輪傳動的速 比增扭 配有防止卷筒反轉的棘輪機構和制動用的帶閘 絞車是工業(yè)生產過程中一種常用的機械 具有悠久的發(fā)展歷史和比較成熟的發(fā)展設 計制造技術 隨著絞車技術的不斷提高 加工材料的不斷改進以及電子控制技術的不斷 發(fā)展 絞車在動力 節(jié)能和安全性等方面取得了很大的進步 目前絞車正被廣泛地應用 于礦山 港口 工廠 建筑和海洋等諸多領域 在礦山采掘和運輸場合 絞車作為重要輔助設備被大量而廣泛地應用著 例如礦用 提升絞車 調度絞車 耙礦絞車和鑿井絞車等 提升絞車可用于礦山豎井和斜井中物品 和人員的調度具有較大的牽引功率和很好的安全性 是礦山生產中不可缺少的設備之一 絞車的另一個重要用途是港口機械 常見的有集裝箱起重機 港口裝卸門座起重機 塔式起重機以及輕小型的電葫蘆等起重機械 其主要執(zhí)行機構是各種形式和結構的絞車 對于這種用途的絞車 要求具有較好的調速性能和很高的安全性能 另外 絞車還被應 用于各種線纜的存儲 制造和運輸 例如紡織機械中的用于存放絲線的線盤和電纜制造 中用于存放各種直徑纜繩的纜盤 這種情況下 絞車不光具有一定的調速能力 而且還 能夠使不同直徑的纜繩排列整齊 從而保證生產的順利進行 在船用機械甲板機械和海 洋開發(fā)領域 絞車也具有悠久的使用歷史和各種各樣的用途 2 1 1 2 絞車功能與結構 絞車設計采用滾筒盤絞或夾鉗拉拔纜繩方式來水平或垂直拖曳 提升 下放負 載 絞車一般包括驅動部分 工作裝置 輔助裝置等幾部分 1 驅動部分 用于驅動絞車工作裝置盤絞 釋放纜繩 包含動力及傳動裝置與控制裝 置 絞車可以采用多種驅動方式 包括電動機 蒸汽機 柴油發(fā)動機 汽油發(fā)動機 液 壓馬達 氣動馬達等等 無論采用何種驅動方式 在絞車的驅動部分設計中都應包含以 下設計準則 無級均勻變速 調速范圍寬廣 在有負載情況下 良好的啟動特性和低速特性 總效率高 雙向旋轉 并且容易改變旋轉方向 維護保養(yǎng)相對容易 對周圍工作環(huán)境不敏感 制動系統(tǒng)工作可靠 設計緊湊 結構簡單 安裝布置容易 重量輕 在有負載情況下 能長時間安全帶載靜止而不至于損壞驅動系統(tǒng) 對于小型絞車 為了保證結構緊湊 絞車驅動部分一般與絞車工作裝置聯(lián)接在一起 直接驅動工作裝置 對于大型絞車或應用現(xiàn)場空間相對狹小的絞車 絞車驅動部分與絞車 工作裝置可以設計成獨立放置 兩者間通過液壓管線 氣動管線或電纜管線相聯(lián)系 絞 車的布置和操縱均很方便 2 工作裝置 在驅動部分作用下 通過滾筒回轉或夾鉗直線拉拔等方式拖曳或釋放纜 繩以完成對負載的收放控制 并含有對纜繩的容繩和排纜裝置 3 輔助裝置 輔助工作裝置完成拖曳作業(yè) 包含滑輪組 導向裝置以及速度測量 長 度距離測量 張力測量等裝置部分 絞車可以使用鋼絲繩 尼龍纜繩等多種材質纜繩 1 1 3 絞車分類 絞車可以采用多種分類方法 3 按絞車驅動方式分類 絞車可以分為機械式驅動絞車 電機驅動絞車 氣動絞車 液壓絞車等幾大類 1 機械式驅動絞車 驅動部件間的固定幾何位置關系決定著系統(tǒng)的設計布局 布局的變化少 傳動系體積尺寸大 總重量重 安裝布置復雜 經常需要精密加工的平面和精密的部件定位 難以實現(xiàn)大范圍的無級變速 原動機的位置是不可變的 在有負載的情況下 難以取得平穩(wěn)的反轉 通過采用液力偶合器 可以在堵轉工況下產生最大扭矩 2 電機驅動絞車 z 在小型和低端絞車產品上采用常規(guī)定速電機驅動方法 能實現(xiàn)單速 或雙速 和雙 向旋轉功能 系統(tǒng)簡單 但不能低速啟動和平滑變速 采用可控硅整流 SCR 直流調速方式實現(xiàn)無級變速 發(fā)展歷史悠久 可在低速段提供短時的額定扭矩 或堵轉扭矩 但是 若無獨立冷卻系統(tǒng)和專用設 計 直流調速力一式不能長時間用于堵轉工況 采用交流變頻調速方式實現(xiàn)從零到最大速度的無級變速 可以在低速或堵轉工況 下提供 100 額定扭矩 調速平穩(wěn) 設備復雜 維修 保養(yǎng)人員的技術水平要求較高 3 氣動絞車 需要配置壓縮空氣站 氣動系統(tǒng)工作壓力較低 氣動馬達外形尺寸較大 氣動系統(tǒng)總體重量較重 對環(huán)境條件敏感一在周圍環(huán)境溫度低的地方 可能有潮氣凝結在氣動管路和部件 里 噪音大一需要噪音消音器 4 液壓絞車 雙向實現(xiàn)從零到最人速度的無級變速控制 易于換向 用高壓溢流閥或壓力補償器雙向限制有效力矩 輸出速度范圍大 負載的低速控制好 可以帶載良好啟動 系統(tǒng)允許長時間支持負載 雙向可以限制不同力矩 設計緊湊 布置方便 動力傳遞系統(tǒng)總重量輕 易于實現(xiàn)恒速 恒張力控制 按絞車應用領域和使用工況分類 絞車分為礦用絞車 建工卷揚機 船用絞車 工 4 程機械絞車以及特殊用途用絞車等等 按絞車作業(yè)形式分類 絞車一般分為滾筒卷揚絞車和線型絞車兩大類 滾筒卷揚絞 車采用驅動滾筒旋轉方一式收放纜繩和拖曳負載 并在滾筒上直接容繩 線型絞車采用夾 鉗直線拉拔纜繩方式拖曳負載 并在獨立配置的滾筒上卷揚容繩 1 1 4 絞車應用 絞車廣泛應用于工程機械 建筑機械 林業(yè) 漁業(yè) 礦山機械 船舶運輸 海洋石 油等多領域 可配套多種類型主機設備 絞車具體配套的部分設備如下 1 汽車起重機 主吊 輔吊絞車 2 塔式起重機 主 吊絞車 3 駁船 定位絞車 拉索絞車 4 鉆探船 拔樁絞車 5 挖泥船 懸掛和斗架絞車 抓斗絞車 6 通用船舶 錨泊絞車 起重絞車 牽引絞車 fi91 7 集裝箱船 船尾恒張力裝料絞車 8 碼頭起重機 主起重卷揚機 9 海洋石油鋪管工作船 恒張力移船絞車 張緊器 A R 絞車 起重吊機的負荷絞車 等等 10 運輸 鐵道車輛定位卷揚機 索道牽引絞車 11 森林及木材加工機械 重木起吊卷揚機 木材車 堆材機 以下為中國海洋石油領域絞車的典型應用實例 吊機用負荷絞車 負荷絞車用于控制起重鋪管船主吊機吊鉤的穩(wěn)定 關系海上的作業(yè)安全 藍疆船的 負荷絞車采用靜液壓傳動 有雙泵雙馬達和單泵雙馬達兩種匹配方式 液壓系統(tǒng)采用丹 尼遜金杯系列電比例變量通軸柱塞泵和定量柱塞馬達 有手動控制和恒張力控制兩種工 作模式 在恒張力模式下 可以根據天氣 載荷大小等因素自動 或手工 設定恒張力大小 用帶有設定拉力的纜繩約束卞吊鉤 減小晃動幅度 使其能穩(wěn)定工作 1 1 5 絞車的特點和性能要求 通過對絞車應用場合的探討和絞車結構的分析 可以得知 在工程應用中絞車絞車 會有如下的一些特點 1 負載時變化 絞車用于海洋拖曳 電梯箱的提升 礦山調度等場合時 由于外界環(huán)境因素的影響 例如海浪 海流 貨物重量等的不斷變化 他的負載也在不斷變化 這就對絞車的穩(wěn)定 5 性造成了很大的干擾 如果不采取有效的控制手段 絞車的收放速度就不可能穩(wěn)定 有 時甚至無法正常工作 2 驅動力矩范圍大 這也是絞車的工作環(huán)境決定的 其驅動力范圍從幾公斤到上百噸不等 3 要求調速方便 高低速運行平穩(wěn) 由于收放工作的需要 現(xiàn)在許多絞車都需要能夠方便連續(xù)的調整收放速度 在高速 運行的時候 不能出現(xiàn)飛車的情況 在低速運行的時候 不能出現(xiàn)爬車的現(xiàn)象 而且要 保持一定的輸出力矩 4 對安全可靠性要求較高 由于絞車一旦出現(xiàn)事故 就有可能對人的生命或者財產造成很大的傷害 加上絞車 的工作環(huán)境大多比較惡劣 所以就要求絞車具有較高的可靠性 因此在設計絞車時設計 人員因考慮到絞車的最大負載能力 絞車的防爆性 元件的可靠性等因素 5 要求具有較好的可操作性 隨著對絞車使用要求的不斷提高以及自動化技術的發(fā)展 絞車的自動化程度也在不 斷的提高 一些先進的電子控制技術 通訊技術的運用 使得現(xiàn)在的絞車能夠具有很好 的人機接口和遠程通信能力 極大的提高了絞車的操作性能 1 1 6 回柱絞車的現(xiàn)狀 我國綜合機械化采煤技術正在向高產量 大功率 重型化的趨勢發(fā)展 但搬運設備 卻沒有得到相應的更新與開發(fā) 現(xiàn)在大型液壓支架重量已經達到 30 多噸 而液壓支架等 綜采設備在采煤工作面的撤移與運輸仍使用回柱絞車等老式設備 其牽引力小 容繩量 小 鋼絲繩細 不適應綜采工作面的工況要求 當前回柱絞車存在的主要問題 1 蝸輪副傳動是回柱絞車的薄弱環(huán)節(jié) 煤礦絞車 JH2 5 JH 8 JHC 14 JH2 14 JM 14 都采用蝸輪副傳動 皆因蝸輪副傳動比 大 但蝸輪副傳動效率很低 一般只有 0 4 0 5 絞車的總傳動比更低 工作時過高的 溫升 井下多塵的工作環(huán)境 使蝸輪副磨損加快 使用半年或更短時間 即需要檢修或 更換 影響生產 因而取消蝸輪副從經濟效益方面來說使必要的 本設計采用的錐齒輪 行星傳動 提高了傳動效率 也在一定程度上提高了絞車的壽命 從經濟方面看也是有 意義的 2 牽引速度 回繩速度慢 隨著支護的發(fā)展 使用金屬摩擦支柱 單體液壓支柱后 回柱之前可以部分或全部 卸載 回柱只是把他們拉倒或拖進工作面再用 同時 由于搬運設備的需要 很有必要 將牽引速度從目前的 5 7m min 左右加以提高 同時 為了提高工作效率 還應設置快 速回繩機構 本設計的快速回繩速度達到了每分鐘 50 90 米 節(jié)約了時間 提高了工作 6 效率 也是可行且有實際意義的 3 牽引力小 現(xiàn)在煤礦由于綜采機械的大量使用 在工作面搬遷時需要搬運某些大型設備 如液 壓支架等 而現(xiàn)在使用的絞車牽引力都有些小 因而將牽引力提高到 32 噸是有意義的 4 容繩量小 當前的綜采工作面長度有逐漸加長的趨勢 而現(xiàn)行的絞車容繩量一般都太小 應將 容繩量達到 200m 以上 本設計的容繩量達到了 260 米 5 設計壽命短 回柱絞車大多采用 1460 小時的設計壽命 這是因為回柱時間短 但由于小絞車已不 止用于回柱 還在建筑 鐵路等各行業(yè) 而且就煤礦的使用來看 也有必要提高設計壽 命 增加絞車的平均無故障時間 保證生產的正常進行 經多方比較 決定采用 5000 小 時的設計壽命 1 2 絞車的發(fā)展狀況 1 2 1 概述 我國的礦用小絞車主要調度絞車和回柱絞車 它經歷了仿制 自行設計兩個階段 解放初期使用的礦用小絞車有日本的 蘇聯(lián)的 因此當時生產的礦用小絞車也是測繪仿 制日本和蘇聯(lián)的產品 1958 年后這些產品相繼被淘汰 并對蘇聯(lián)絞車進行了改進 于 1964 年進入自行設計階段 淮南煤機廠曾設計了擺線齒輪絞車和少齒差傳動絞車 徐州 礦山設備制造廠也曾設計制造了擺線和行星齒輪傳動的絞車 一些廠還設計試制了 25KW 的調度絞車 徐州 淮南 錦州礦山機械廠又相繼設計試制了功率為 40KW 55KW 的調 度絞車 回柱絞車大體上也是經歷了仿制和自行設計的兩個階段 八十年代以前一直使 用的是仿制老產品 八十年代中期才開始設計新型的回柱絞車 主要針對效率極低的球 面蝸輪副 慢速工作和快速回繩的等環(huán)節(jié)進行根本的改進 礦用小絞車標準方面 1967 年制定了調度絞車部標準 1971 年制定了回柱絞車部標 準 1982 年對上述兩個標準進行了修訂 其標準為 JB965 83 JB1409 83 國外礦用小絞車使用很普遍 生產廠家也很多 蘇聯(lián) 日本 美國 瑞典等國都制 造礦用小絞車 國外礦用小絞車的種類和規(guī)格的比較多 比如調度絞車牽引力從 100Kg f 到 3600kg f 動力有電動的液動的和風動的 工作機構有單筒 雙筒和摩擦式 傳動形式有皮帶傳動 鏈式傳動 齒輪傳動 蝸輪傳動 液壓傳動 行星齒輪傳動和擺線齒輪傳動等 其中采 用行星齒輪傳動的比較多 發(fā)展趨勢向標準化系列方向發(fā)展 向體積小 重量輕 結構緊湊方向發(fā)展 向高效 節(jié)能 壽命長 低噪音 一機多能通用化 大功率 外形簡單 美觀 大方方向發(fā)展 1 品種 7 國外礦用小絞車規(guī)格比較多 適用不同場合 我國礦用小絞車規(guī)格較少 品種多而 亂 也較繁雜 沒有統(tǒng)一標準 2 型式 從工作機構上分 國外有單筒 雙筒以及摩擦式三種 我國只有單筒一種形式 從 原動力上分國外有電動的 風動的以及液壓驅動的 我國只有電動的和少量風動的 3 結構 我國及國外的調度絞車大多數采用行星齒輪傳動 其傳動系統(tǒng)結構簡單 使用維修 方便 但由于其牽引力較小 特別是上下山的工作情況下很難實現(xiàn)較大設備的搬運工作 還有蘇聯(lián)的產品比我國同等規(guī)格的產品要小 例如蘇聯(lián)規(guī)定 國家標準規(guī)定的調度絞車 的軸向尺寸不大于 1m 而我國現(xiàn)有的牽引力 1000kg f 以上的產品軸向尺寸均遠遠大于 1m 以上 回柱絞車的薄弱環(huán)節(jié)是球面蝸輪副傳動 回柱絞車的主傳動均采用了蝸輪副傳 動 這是因為蝸輪副傳動比大 又具有自鎖性 故其傳動效率極低 一般只有 0 8 左右 回柱絞車的總傳動效率更低 回繩速度慢 所有的回柱絞車回繩速度和工作牽引速度相 同 不論絞車用于回柱放頂 還是搬運設備 工作效率太低 隨著采煤機械化的發(fā)展 綜采設備的頻繁搬遷 又由于回柱絞車搬運 工作時間長占用人工多 因此這類均應設 置快速回繩 4 產品性能 主要壽命 噪音 可靠性等綜合指標與蘇聯(lián)有差距 蘇聯(lián)礦用小絞車使用壽命規(guī)定 在 5 年以上 而我國目前不具備測試手段壽命無法考核 但從對客戶的訪問中得知 壽 命達不到 5 年 噪音也稍大 5 三化水平 雖然我國礦用小絞車參數系列水平優(yōu)于國外 但在標準化和通用化方面遠不如發(fā)達 采煤機械制造的國家 蘇聯(lián)把調度絞車運輸絞車等統(tǒng)一為一個標準中 主機相同 只是 制造和操作部分有所不同 而我國即使是同一規(guī)格產品 不同廠家生產的其結構各不相 同 零件無通用之處 給使用和選型帶來不便 比如牽引力 14000kg f 這一檔回柱絞車就 有四種型號 JHC 14 型一級減速為蝸輪副傳動 二級為行星齒輪傳動 少齒差傳動 JH2 14 型二級減速蝸輪副傳動 一級和三級減速為圓柱齒輪傳動 JM 14 型是在一級蝸 輪副減速后 其二三級減速都為圓柱齒輪傳動 JH 14 型是在一級蝸輪副減速之后 其二 級減速為直齒圓柱齒輪傳動 也是傳動系統(tǒng)最簡單的一種 6 技術經濟指標 我國礦用小絞車的技術經濟指標與國外特別是蘇聯(lián)對比還有一定差距 由此可見蘇 聯(lián)產品的單位重量的牽引力和單位體積牽引力兩項技術經濟指標都高于我國的產品 1 2 2 發(fā)展趨勢 縱觀國外礦用小絞車的發(fā)展情況其發(fā)展趨勢有以下幾個特點 8 1 向標準化系列方向發(fā)展 蘇聯(lián) 日本 美國 德國 英國已用礦用小絞車國家標準 并且這些國家的各制造公司有自己的產品系列型譜 在這些國家標準和系列型譜中 對 絞車的性能 參數做了明確的規(guī)定 并強力推行和實施 給設計和制造 使用維護帶來 了極大的方便 2 向體積小 重量輕 結構緊湊方向發(fā)展 由于煤礦井下狹窄的工作環(huán)境要求絞車 體積小 重量輕 各國都在力求將絞車的原動力 傳動裝置 工作滾筒 制動操作等部 分及底座等主要部件綜合在一個系統(tǒng)中加以統(tǒng)籌布局 充分利用空間提高緊湊程度 做 好外形封閉 為此有的將傳動部分置于滾筒內部 有的緊貼滾筒端部 有的將電機埋入 滾筒內部 有的將底座支架減速器鑄造為一體 3 向高效節(jié)能方向發(fā)展 世界工業(yè)發(fā)達的國家如蘇聯(lián) 日本在絞車各種參數的設置 上進行優(yōu)化設計 選取最佳參數 最大限速提高產品性能 在傳動機構上盡量采用較先 進的傳動型式 并采用合理的制造精度 以提高生產效率 在產品節(jié)能方面各國各公司 都很重視 蘇聯(lián)和日本在絞車設計方面為節(jié)省電耗 對電機功率在全方面分析絞車的實 際工作情況的基礎上確定 使電機的功率保證絞車的功能 牽引力 牽引速度 等 有 能使電機功率得以充分利用 4 向壽命長 低噪音方向發(fā)展 壽命和噪音是衡量產品的綜合性能指標 是產品質 量的綜合反應 壽命長經濟效益才能高 噪音低有利于工人身心健康 蘇聯(lián)規(guī)定調度絞 車使用為 5 年以上 保修期為兩年 規(guī)定工作噪音不得超過環(huán)保衛(wèi)士部的規(guī)定 并將壽 命和噪音值納入產品標準中 西德絞車的噪音較低 為提高產品壽命和降低噪音 有的 提高齒輪的制造精度 有的采用稀油潤滑 從而提高了產品的整機性能 5 向一機多功能 通用化方向發(fā)展 礦用小絞車在使用過程中不僅做調度用 而且 還做運輸及其他輔助工作 使用范圍擴大 要求絞車有比較強的適應能力 把調度 運 輸 輔助絞車歸納為一個標準 三種絞車結構相近 大同小異 即主機相近而制動操作 部分則根據各自的使用條件有所區(qū)別 有的國家已經打破了行業(yè)界限 把各行業(yè)的卷揚 機設備統(tǒng)歸為卷揚機類 這樣便于生產使用和維護 便于提高產品質量和社會經濟效益 隨著管理水平的提高 產品通用化程度也必然的不斷提高 這是今后產品發(fā)展的必然趨 勢 6 向大功率方向發(fā)展 隨著生產的發(fā)展 原來的產品越來越不能滿足用戶的要求 長 期的生產實踐的成功經驗表明 調度絞車除調度礦產外 也用于搬運設備 其牽引力又 顯得小一點 又如回柱絞車除用于回柱放頂外 有時也用于搬運綜采及各類機電設備 運距一般較長 牽引和回繩速度更慢 因此解決上述問題的同時要加大絞車的功率 滿 足用戶的要求 7 向外形簡單 平滑 美觀 大方方向發(fā)展 由于各國力求使產品的結構緊湊 體積 小 重量輕 大都采用了機電合一的綜合機構 外表只能看到滾筒和制動操縱部分 整 個絞車近似一個圓形 顯得線條簡單外形平滑 為了爭奪市場 各國絞車在外形上巧妙 9 的構思 使得產品造型美觀 操作者感到舒適 1 2 3 采取措施 1 采用國外先進技術 國家標準 制定出我國的礦用小絞車型式和參數系類標準和 國家標準 把我國礦用小絞車的標準水平提高一步 進而進行產品的更新改造和提高產 品性能 爭取在較短的時間內達到先進國家的水平 2 完善測試手段 我國產品水平提高得慢的一個重要原因是不具備檢測手段 很多項 目及整機性能無法測定 心中無數 設計憑經驗及類比法 因此在提高產品質量上有時 陷入盲目性 在完善測試手段過程中 當前應重點放在產品性能檢測 如壽命 噪音 效率 可靠性等 3 技術引進與產品更新?lián)Q代相結合 更新?lián)Q代光靠自己搞科研攻關 不僅力量不足 速度太慢 可先購買國外樣機 經過使用后再考慮技術引進問題 4 組織專業(yè)化生產 按照標準對產品的要求 組織專業(yè)化生產 以提高質量和生產效率 10 2 總體設計 2 1 已知條件 1 平均拉力 200000 N 2 最大牽引力 T 320KN 3 卷筒最小直徑 380 m 4 牽引速度 慢速 8 10m min 快速 60 85m min 2 2 計算傳動效率 1 各傳動的效率 根據 機械設計手冊 查得 離合器的效率 95 01 滾動軸承效率 2 錐齒輪效率 8 3 齒輪聯(lián)軸器 4 閉式圓柱齒輪效率 9 05 開式圓柱齒輪效率 76 攪油效率 7 行星傳動 8 卷筒鋼絲繩纏繞效率 9 0 2 計算傳動總效率 789 0 98 0 96 0 8 52872654321 總 2 3 電機的選擇 傳動系統(tǒng)的確定及傳動比 2 3 1 選擇電機型號 1 電動機額定功率 合理地確定電動機的功率 即可以充分發(fā)揮電動機的能力 又可以節(jié)約電能 為此 需要研究回柱放頂作業(yè)過程的負載特性 明確電動機的工作制度 鋼繩拴在支柱上 電動機啟動后帶動鋼繩 此時鋼絲為松弛狀態(tài) 經一段空載運行后 拉力值將直線上升 此時鋼絲繩已被拉緊 已致達到將在頂板壓力作用下的支柱撤下來 11 的最大值 此時電動機可能出現(xiàn)瞬時過載 隨后拖動支柱一段距離 電動機停車 一個 回柱循環(huán)至此結束 有回柱工做些必要的輔助工作后 開始下一個循環(huán) 如此反復 可 以看出電動機屬于帶啟動的斷續(xù)周期性的工作方式 每一個工作周期 包括一段啟動時 間 一段極短的超負載運轉時間以及一段停車斷電時間 觀其運行特性 可以認為是斷 續(xù)周期性負載 但根據井下工作特點 為擴大其使用范圍 此處并不按斷續(xù)周期性工作 方式選擇電動機 而是按連續(xù)工作制選取 電動機功率按最大的瞬時負載計算 在按此 計算值求得電動機的額定容量 電動機瞬時過載容量表示電動機處于發(fā)熱狀態(tài)中 并能 在極短的時間內保證瞬時過載功率而不致破壞其運轉的正常條件 這一功率決定于電動 機的特性及其機械強度 根據鼠籠型電動機的機械特性曲線達到這一瞬間過載時 電動 機轉矩達到臨界值 而這一過載不降低當超過臨界轉差率時 則電動機轉矩急劇下降 以致造成電動機悶車 1 計算卷筒上的功率 式kw vTNj72 506 193minax1 2 1 2 計算電機軸上的功率 07894 2jj Kw 總 由于電機為短時工作 可以充分利用電機的過載能力 以減少電機的容量 降低機 器的成本和尺寸 電機型號 YB280S 6 功率 45kw 效率 92 轉速 min980r 重量 620kg 8 10 2 額 定 扭 矩堵 轉 扭 矩額 定 扭 矩最 大 扭 矩 6 5 1063028654 1 432 0jemHN 堵 轉 電 流額 定 電 流電 機 外 形 尺 寸 長 寬 高 電 機 中 心 高 電 機 軸 直 徑 長 度 過 載 系 數 合 適 注 由于電機為短時工作 可以充分利用它的過載能力 以減少電機的容量 降低 12 機器的成本和尺寸 因此選擇 YB280S 6 型電機即可 2 3 2 傳動系統(tǒng)的確定 JHS 20 型三速多用絞車傳動系統(tǒng)如圖 2 1 所示 其傳動路線 防爆電機 離合器 錐齒輪傳動 滑移齒輪傳動 行星輪系 過橋輪系 卷筒 abceg hi mn 圖 2 1 三速多用絞車傳動系統(tǒng)圖 2 3 3 各級傳動比分配及總傳動比 1 慢速時 滾筒轉速 n min79 4601rDv i 總 1 2 8 電 2 快速時 滾筒轉速 n min73 600rDv 3總i 273 98 電 傳動比分配如下 錐齒輪傳動 9 154i 13 圓柱齒輪傳動 2 60 81 3260i 慢 速 快 速 行星傳動 71493 i 過橋輪傳動 268 2 3 4 各齒輪模數 齒數 根據傳動設計 錐齒輪嚙合副 m 6 4 15 z42z 換檔齒輪副 m 7 3603 5215 z 行星傳動 m 8 6z97z948 過橋輪系 m 14 219 21061 放繩輪系 m 7 434z 2 4 牽引鋼絲繩直徑的確定 滾筒直徑的確定及速度 2 4 1 鋼絲繩的選擇 鋼繩在使用過程中 其機械強度降低的因素主要有磨損 銹蝕 疲勞 斷絲及咬傷 但是對于不同的絞車 由于其工作特點及使用條件不同 促使其機械強度降低的因素也 不盡相同 一般情況 由于鋼繩在滾筒上纏繞 鋼繩中產生彎曲和扭轉應力 在其反復作用下 鋼絲繩會出現(xiàn)疲勞 反復彎曲的次數越多 疲勞破壞越迅速 回柱絞車與其他鋼繩纏繞 式機械有所不同 在回柱過程中鋼繩不需要連續(xù)不斷地纏繞 鋼繩放出后就相當于一個 均質的彈性桿 由它傳遞拉力 因此可以認為上述疲勞斷絲不是回柱鋼絲繩破壞的主要 因素 使用在工作面的回柱絞車 因濕度大 易銹蝕 在回柱過程中鋼繩經常與底板 煤 摩擦 因此銹蝕與磨損相伴發(fā)生 而且磨損在銹蝕作用下發(fā)展加劇 銹蝕和磨損是回柱 鋼繩報廢的主要原因 當然 對于多層纏繞咬繩是不可避免的 因此咬繩對鋼繩壽命的 影響也不容忽視 明確了回柱鋼繩破壞的主要因素 就可以選擇鋼繩的型式 在井筒淋水大 淋水酸堿度高 以及在回風巷中 由于腐蝕嚴重應選用鍍鋅鋼絲繩 在磨損嚴重的條件下使用的鋼絲繩 如斜井提升時 應選用外層鋼絲較粗的三角股鋼 絲繩 14 當彎曲疲勞為主要損壞原因時 應選用線接觸式順捻繩和三角股繩 同向捻鋼絲繩因較柔軟 表面光滑 耐疲勞性能好 壽命長 主要用于立井及斜井箕 斗提升中 斜巷串車提升 減少松繩打結 一般應選用不易松散的交互捻鋼絲繩 當鋼絲繩在絞車滾筒上做右螺旋纏繞時 則應選用右捻繩 反之 則用左捻繩 多繩摩擦提升機采用左右捻各半 用于溫度高或有明火的地方 如矸石山等 應選用金屬繩芯鋼絲繩 回柱絞車選擇 6 19 型 該型鋼繩屬于點接觸式 它的特點是質地柔軟 耐磨 適合于干工作面工作 由于是點接觸 繩股中鋼繩的接觸應力較大 所以耐疲勞性能差 但是 回柱鋼繩疲勞 不是降低機械強度的主要因素 由此看出 這種型式的鋼繩是合適的 為了確定鋼繩的直徑 首先要研究回柱鋼繩的許用安全系數 合理的選擇鋼繩的安 全系數是設計工作中的一項主要工作 提高鋼繩的安全系數能延長鋼繩的使用壽命 但 是鋼繩安全系數過大 則鋼繩直徑就相應變粗 導致機械體積大而且笨重 這既不符合 經濟原則 又給絞車整體井下搬運帶來不便 因此 在確保安全可靠性的前提下 盡可 能減小安全系數 1027424 569 5180GBf 根 據 初 選 鋼 絲 繩 直 徑 為型 號 繩 1 3 n4 230687TSn 下85 9687 0S67MPa rmaxPr P 定 取拉 力 影 響 系 數式 中整 條鋼 絲 繩 破 斷 拉 力 總 和 KN 2 4 2 計算鋼絲繩速度 因為鋼繩在絞車卷筒上為多層纏繞 鋼絲繩的并不是恒定不變的 而是隨著纏繞層 數的增加而增大 為了與鋼絲繩拉力相適應 應以最外層速度作為絞車鋼繩的名義速度 0 14 米 秒 鋼繩速度是影響回柱放頂作業(yè)生產率的主要因素之一 回柱放頂作業(yè)時間長 則影 響正規(guī)循環(huán) 延緩回柱放頂時間 頂板壓力大 給回柱絞車增加困難 但是 回柱生產 率不僅僅決定于鋼繩速度 因為 在回柱放頂作業(yè)過程中 大量是輔助作業(yè)時間 因此 回柱放頂作業(yè)的組織工作與操作熟練程度等同樣起著重要的作用 另外 當拉力達到最大值的瞬間 如果繩速過大 必然產生較大的動力載荷 其結果 是支柱破損率增大 并且由此引起包括繩速在內的機件的摔壞 15 1 慢速 最 小 速 度 1 式min 51 9106324 2083 3in1minDv 總 電 2 2 式min 70 14106 97 36298 233ax1maxDinv 總 電最 大 速 度 2 3 式 in 1 22 70 145 93axin1vvcp 平 均 速 度 2 4 2 快速 最 小 速 度 式min 8 74106324 02983 min3min3Dv 總 電 2 5 式min 7 15106 9430268 3axmax3Dinv 總 電最 大 速 度 2 6 in 3 952 7 158 42 3axivvcp 平 均 速 度 16 2 4 3 滾筒參數的確定 0001 497 16 2 0 3546 218 7 JBDddmdD A根 據 規(guī) 定取則式 中 滾 筒 的 最 小 外 徑鋼 絲 繩 直 徑 2 確定滾筒寬度 B 95 07095 32111 kkmZd數 取鋼 絲 繩 排 列 不 均 勻 系式 中 則 初 選 每 層 纏 繞 圈 數 取 B 800mm 3 初定鋼絲繩纏繞層數 n 7 4 驗算滾筒容繩量 L 21790 26375 190321740 Znkm dk n nZDL 所 以 取 所 以 滿 足 容 繩 量 要 求 取 系 數 鋼 絲 繩 每 層 厚 度 降 低式 中 5 確定滾筒各直徑 max0min min 2631DdD滾 筒 最 大 纏 繞 直 徑 纏 繞 直 徑鋼 絲 繩 在 滾 筒 上 的 最 小 kn6 970 217326 ax cpcp8 04 3 3minax 滾 筒 平 均 纏 繞 直 徑 17 mDmd1086 107325 697 4ax 取 滾 筒 結 構 外 徑外外 外 2 4 4 確定鋼絲繩在卷筒上的拉力及卷筒上的功率 1 卷筒上的拉力 1 慢速 層 上 的 拉 力 根 據 等 功 率 原 則 最 外 KNvT0 27 145930max1inmin1 cp 5 63 2 i 2 高速 KNTvcp 49 32 0 68 42 715 0 93max3in3imi ni1axa3 2 5 各軸轉速 功率計算 軸 n 980r min p Nj 64 28 0 995 63 9586kw1 T 9550 p n 9550 63 9586 980 623 27 N m 軸 n n 980 2 9 337 93 r mini p p 63 9586 0 99 0 98 62 05 kw 23 T 9550 p n 9550 62 05 337 93 1753 6 N 軸 慢速 n n 337 93 2 86 118 16 r min2i p p 62 05 0 98 0 99 60 2kw 5 T 9550 p n 9550 60 2 118 16 4865 6 N m 軸 行星架軸 n n 118 16 7 6 15 55 r min3i p p 60 2 0 99 0 99 0 99 58 41kw 248 T 9550 p n 9550 58 41 15 55 35873 6 N 2 6 驗算電機悶車時 鋼絲繩在里層的安全系數 18 1 電機在悶車時 鋼絲繩的拉力 因慢速時鋼絲繩的拉力較快速時大 故僅需要慢速時的安全系數 NvT en45697260 51 9789420 10min max 總 NTcp e5 376022 956347 min ax ax in 總 2 電機悶車時 鋼絲繩在里層的安全系數 1 4976830 max1 rpr nS 19 3 變速箱設計 3 1 弧齒錐齒輪傳動設計 弧齒錐齒輪是具有曲線傾斜齒的錐齒輪 其輪齒接觸是從一端到另一端逐漸開始而 且連續(xù)平穩(wěn)地進行 因而比直齒錐齒輪和零度齒錐齒輪傳遞運動平穩(wěn) 在高速時能特別 明顯地減少噪聲和震動 3 1 1 初步設計 1 選擇齒輪材料 小齒輪齒面硬度 45 55HRC 大齒輪齒面硬度 40 45HRC 2 按齒面接觸疲勞強度設計計算 小輪分度圓直徑 式 lim3211HuKTZedAb 3 1 選取小輪齒數 151 則大輪齒數 圓整為 445 49 2 i 齒數比 321 Zu 傳動比誤差 合適0 e 錐齒輪類型幾何系數 e 950 變位后強度影響系數bZ 1 選擇零傳動 x1 x2 0 bZ 齒寬比系數 1 683 小齒輪轉矩 N M 1T 623 27 N M1T 使用系數AK 1AK 齒向載荷分布系數 H 小輪懸臂 大輪跨裝 1 3 H 試驗齒輪接觸疲勞極限lim 1130 lim MPa 由以上可得 md961309 2 768 1950321 齒輪模數 m 96 15 6 4Z 變位系數的確定 x 高變位系數 20 切向變位系數tx 查表選取 10 tx10 2 tx 35 0 9 2 3 39 u5 12 齒寬中點螺旋角 等頂隙收縮齒 m 軸交角 0 3 1 2 幾何尺寸計算 小輪分錐角 82 1 90cos15 4inarct os inarct 121 Z 大輪分錐角 8 7 902 分度圓直徑 小輪 mmd654 1 大輪 2 錐矩 R mdR 75 162 sin 9sin sin 2211 齒寬系數 5 3 b 齒寬 b 取 和 b 10m 中小者R m786 4 1 b 10m 60 齒頂高 小輪 ah 35 0 11 xha 大輪 222 85 a8 c 齒高 h 08 14 6 m 齒根高 小輪 f mhaf 6 7011 大輪 f 23 22 齒頂圓直徑 ad 小輪 5 1082 cos 9cos11 aad 大輪 63736822h 齒根角 小輪 f 6 5 4 rtn rtn11Rff 大輪 41acac22ff 齒頂角 小輪 a 4 31 f 大輪 6082fa 頂錐角 小輪 a 06 24 3 11 a 大輪 78722a 根錐角 小輪 f 1 11 ff 大輪 9822ff 21 弧齒厚 s 小輪 式m xmSt 62 1 0 35cos2an 02 4 6t111 3 2 大輪 S49 76 1 3 1 3 按格里森法校核弧齒錐齒輪強度 1 彎曲強度校核公式 式 limli FNTFAVtYSSKbJ 3 3 式中 Ft 齒輪大端切向力 NdTFt 129846 7 320 201 彎曲疲勞極限limF 查表得 206 89 MPalim Yx 尺寸系數 7084 25 4 61Yx 0 25 壽命系數NTY 由圖得 1NT J 彎曲幾何系數 根據 21Z 查圖得 40 1 J38 J 齒根應力F 由于兩齒輪得彎曲幾何系數相近 兩齒輪的齒根應力也相近 可取 則 21F MPaF 76 4 0678 4129 25 計算彎曲強度安全系數 3 1 06lim YSFNT 式中 溫度系數 取 1 Y數彎 曲 強 度 最 小 安 全 系limFS 查表得 0 9limFS 所以 li 即 齒輪彎曲疲勞強度校核通過 2 按彎曲強度校核公式 22 式 limlim21ax30HHWNTRXVAESZSIbdTK 3 4 式中 I 齒面接觸疲勞強度幾何系數 I 0 121 彈性系數 EZMPaZE81 9 1尺 寸 系 數x x 1 0表 面 狀 態(tài) 系 數RR 工作硬化系數 1WW 溫度系數 1 Z Z 接觸強度最小安全系數 1 0limHS limHS 接觸疲勞極限 1724 MPa li 則 MPaH 7 13092 691430 125 819 in 7limSZTSWN 所以接觸疲勞強度通過 3 1 4 錐齒輪受力分析 1 中點分度圓切向力 式1120dmTFt 3 5 式中 小輪齒寬中點分度圓直徑1d 48 5 1237 50 4 6 5 Rm 82111 Z 切向力 NFt 3 8270 徑向力 N mntr5 2948 82 1sin3582 1cos0 ta3cos 16i1 軸向力 mFntx2 108 82 1cos35i82 1si ta35cos 611 所以大錐齒輪受力為 切向力 NFtt 46 23 徑向力 NFxr2 1081 軸向力 r5942 3 2 換檔滑移齒輪副設計 基本參數 慢速 i 2 86 1 Z601 快速 i 0 362 36023 輸入轉矩 mNT 175 轉速 in 9rn 3 2 1 初步設計 1 選擇齒輪材料 小齒輪選用 表面淬火45 大齒輪選用 表面淬火 2 按齒根彎曲疲勞強度設計計算 確定齒輪精度等級 310 2 794 8 37 9 VtnPms 查表 公差組 8 級 齒輪模數 m 由下式計算 式 3 6 321FsdYZKT 齒寬系數 取 0 3d d 小輪齒數 取 21 1Z1 則大輪齒數 6028 2 i 齒數比 u 60 21 2 857 傳定比誤差 合適 1 57 u 載荷系數 K 由式得 KVA 使用系數 查表得 1AK 動載荷系數 查圖得V8 t 齒向載荷分布系數 查圖得 1 22 齒間載荷分布系數 由式及 0 得 121 83 cos 2 0667Z 查表并插值 381 08 15 2K 則載荷系數得初值為 24 72 18 2 1 Kt 齒形系數 FY 小輪 9 1 FY 大輪 2 應力修正系數 S 小輪 53 1 S 大輪 72Y 重合度系數 0 6 許用彎曲應力 F FXNFS lim 彎曲疲勞極限 得 lim21li50 2 6 應力循環(huán)次數得 18037 950 hnjL 217 6350Nu 彎曲壽命系數 NY21NY 尺寸系數 xx 安全系數 FS 1lim1 650 3FNFxSMPa 2li2 1 46 5FNFY 所以 32 9 081FSF 223 7 46 550FSFY 所以得 3321 108 0 76 2m 取 m 7 25 3 2 2 強度校核計算 校核公式 式 12HEKTuZbd 3 7 式中 彈性系數 EZEMPa8 19 節(jié)點影響系數 H 0 2 x 2 5HZ 重合度系數 0 90 許用接觸應力 1limH 2li 1700N 1limH 2 1550N 2 接觸強度壽命系數 NZ121 NZ 硬化系數 1WWZ 接觸強度安全系數 按一般可靠度得 1HS HS 則 1270 Hm 25 N 所以 61 21 170 857189 0 3464HHMPa 1H 62 21 5 0857593HH 2H 所以 接觸疲勞強度通過 由于中速及快速傳動兩齒輪副各系數與此類似 又因 所以 強速校核定能1d 通過 在此不再一一列出 3 2 3 幾何尺寸計算 見表 3 1 幾何尺寸的計算 3 2 4 齒輪受力分析 由于慢速時受力最大 所以僅分析慢速時齒輪受力即可 1 圓周力 1311 5 2809147 052 tt FNdTF 2 徑向力 11 6tan89tanrr 26 3 法向力 11 5 2370cos 5 2389cos ntn FF 表 3 1 幾何尺寸計算 名稱 代號及公式 6021 Z3482 Z21603 Z 分度圓 直徑 md 471 d172 d473 d 齒頂高 ha1 ha2 ha3 ha 齒根高 cmf 75 8 2 0 71 ff 75 82 ff 75 83 ff 齒全高 fah 1 12 h 13 h 齒頂圓 直徑 aa d2 4372061 aa457231062 aad6172403 aad 齒根圓 直徑 ff hd2 2138 ffd5 2903 ffd 公法線 跨齒數 5 018 Zk 75 021863 1 k462 k72 k 27 公法線 長度 9521 mwk Z04 2 0719532 kw56 73182 kw719 53240 kw 3 3 軸的校核 3 3 1 軸 1 的校核 3 13 dA8 3420CrMnTi 9764 8563 980 2 9745 1 jNmNkwnnrpmdm 按 扭 轉 強 度 初 定 軸 的 直 徑由 表上 式 中 軸 徑 與 材 料 有 關 的 系 數 由 表 按 查 得 軸 所 傳 遞 的 功 率 軸 的 工 作 轉 速 考 慮 到 軸 上 有 鍵 槽 與 該 軸 相 連 的 電 機 軸 的 直 徑 以 及 軸 上 有 錐 齒 輪 等 結 構 70dm 的 要 求 取 1 求軸的載荷 1 支反力 水平面 0 FNFRtHBA3 1546 BM0312Lt 546 12 8 AN 546 3 209HBtHARF 垂直面 0 FrVBA5 29481 28 0 BM021312 dmFLRxrVA NVA48 95 NFr 95 7 1 2 從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出 B 截面為危險截面 B 截面處的 及 數值如下 HMVTca 水平面 mH 5 683 垂直面 NV 24 合成彎矩 2VM mN 8 75496 368 5 681 2 扭矩 T 5107 3 當量彎矩 22Tca 23 49 5 2 校核軸的強度 軸的材料為 40Cr 調質處理 由表查得 2 750mNB 則 2 75 61 9 mNB 軸的計算應力為 23 40 8WMca 所以 該軸強度滿足要求 3 3 2 軸 校核 軸的初步計算 按扭轉強度初定軸的直徑 查得 式 3 8 3nNAd 12350 790 98486 12 rjkwnpmAC 按 查 得 d94 508 3 7 考慮到鍵槽的影響及軸的受力情況 考慮花鍵的標準規(guī)格 取軸的基本直徑 d 80mm 求軸的載荷 1 支反力 水平面 FNFRtHBA3 1546 0M09021 HBt R 29 051405 23890 1546 HBR NRHB A7 垂直面 F21 VBrVF 0M039140521 VBrmaRd8653 79 28 NRVB6 A 450 2 從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出 截面為危險截面 截面處的 及 數值如下 HMVTMca 水平面 mH 8 173 合成彎矩 式 3 9 2V 2 540 657 69N 扭矩 T 1 173 當量彎矩 22 TMca 68 0 751 5967m 3 校核軸的強度 軸的材料為 40Cr 調質處理 由表查得 2 NB 則 20 1675 取 軸的計算應力為 32 194 57084 7 caMWNm 所以 該軸強度滿足要求 3 3 3 軸 的校核 軸的初步計算 按扭轉強度初定軸的直徑 md9512 3 86 8073 取 注 因為軸左端受力較大 而右端受力較小 所以 取直徑時按左端取 30 垂直面 mNMV 346572 1 求軸的載荷 1 支反力 水平面 0 F021 tHBtHAFR M05468 Btt 3972H NHB5 4 A1 31 T1 RvARHARVBHBFtFr1xR HARHBFt68153 N mMH RVA RVBM FX1xdm 2MV 324685N m416 N