液压绞车的设计正文

中国矿业大学本科生毕业设计第1页一、整体方案设计1.1产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是3吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力T≈30kN绳速v≈1.2m/s容绳H≈500m1.2整体设计方案的确定该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。A1234567B中国矿业大学本科生毕业设计第2页反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。1.3设计方案的改进为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。二、牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定2.1钢丝绳的选择中国矿业大学本科生毕业设计第3页2.1.1根据GB/T8918－1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d=Cs（2-1）式中d－钢丝绳最小直径mmC－选择系数12mm/N，取C=0.1S－钢丝绳最大静拉力N则由公式（2-1）可得：d=17.32mm所以选择钢丝绳直径d=19.5mm初选钢丝绳直径=19.5mm型号为：6×19（a）－19.5－1552.1.2钢丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为15502N/mm所以最小钢丝破断拉力总和138500s2N/mm整条钢丝绳的破断拉力为pss（2-2）0.851385001177252N/mm式中：—拉力影响系数，取=0.85安全系数max1177255.8820000prsnT所以rrnn=5故所选钢丝绳满足要求。2.2卷筒2.2.1卷筒的名义直径0Dhd（2-3）式中：0D—按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径d—钢丝绳直径中国矿业大学本科生毕业设计第4页h—与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为M5级，所以取h=182.2.2确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=21B=12119.54310.95zdk式中：1k—钢丝绳排列不均匀系数2.2.3初选钢丝绳的缠绕层数为:n=132.2.4验算卷筒容绳量LL=021nzDdndk（2-4）=413.95m式中：2k—钢丝绳每层降低系数。取2k=0.92.2.5确定卷筒直径钢丝绳的最小缠绕直径minD=0Dd=351+15.5=366.5mm钢丝绳的最大缠绕直径maxD=0D+d+2(n-1)d2k（2-5）=351+19.5+2(13-1)19.50.9=791.7mm式中：2k—钢丝绳每层降低系数。取2k=0.9钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径：epD=maxmin1()2DD（2-6）=12（366.5+791.7）=579.1mm卷筒的结构外径：max23DDd外=791.7+219.53=908.7mm取D外=908.7mm2.2.6卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度=0.020D+(6-10)=0.02351+9=16.02mm中国矿业大学本科生毕业设计第5页三、电机的选取：3.1系统的总效率总中国矿业大学本科生毕业设计第6页总=12345=0.9600.990720.9700.9900.980=0.825式中：1—卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1=0.9602—搅油效率，取2=0.9903—一级行星轮传动效率，各取3=0.9704—七个滚动轴承的效率，各取4=0.9905——两级内齿传动效率，各取5=0.9803.2绳速的确定v=maxmin2vv=1.2m/s3.3电机的选型最大功率：'P=Fv=301.2=36kW电机轴上的功率：P='P/总=36/0.825=43.636kW根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：Y250M-4额定功率：55KW满载转速：1480r/min效率：92.5%堵转转矩额定转矩=stNTT=2.0堵转电流额定电流=stNIＩ=7.7电机的实际输出功率：P=P电机电机=550.925=50.875kW所以该电机符合要求。四、总传动比的计算及传动比的分配中国矿业大学本科生毕业设计第7页4.1总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速n电机=1480r/min卷筒转速n输出=37.799r/min可得总传动比为i总=nn电机输出=148037.799=39.154.2传动比的分配按三级传动，123iiii，因此应进行传动比分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取1(0.01~0.06)iiiq=22211lim2121122lim12()()pdaAHpHHpdaAHPHHnKKKnkKK式中：AK—使用系数。中等沖击，1AK=2AK=1.251HPK—行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取1HPK=1.202HPK—行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动，8级精度，取2HPK=1.051HK—综合系数。pn=3，高精度，硬齿面，取1HK=2HK=1.8角标1、2表示第一级和第二级传动。1pn=2pn=2查表[1]63定1()da=2()da=0.7lim1H=lim2H中国矿业大学本科生毕业设计第8页则：q=1122HpHHPHKKKK=1.21.81.051.8=1.143计算3q=1.14331.2≈2以此值和传动比得1p=6.8可知：3i=i/1i=39.15/7.8=4.99则1i=2.792i=2.793i=4.99五、两级内齿圈传动设计中国矿业大学本科生毕业设计第9页5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS262～293试验齿轮齿面接触疲劳极限lim1H=6502N/mmlimF=2202N/mm齿轮的加工为插齿，精度为7级。5.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角na=020，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。5.2.1传动比1i=2.795.2.2第一级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定1132lim112.1()FaFdKTYmmmz式中K——综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取K=1.6~2.6，8级精度等级中等冲击取K=2.5~3.9，冲击较大、不变位时取较大值。limFY——小齿轮的齿形系数1T——小齿轮的传动转矩119550()PTNmnP——额定功率，kW1n——小齿轮转数（一般为第一级即电机转数），/minrlimF——实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取d——齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径1d的比值。中国矿业大学本科生毕业设计第10页1955055355()1480TNm则3123.42.43553.6340200.8m取圆整m=45.2.3内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角：20ntantan/costn齿顶高系数：**1aanhh纵向间隙系数**10.25ncc**1cosncc模数m的选取m=45.2.4齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径1d，由下边公式21312(1)()[]EHHdZZZKTudu齿宽系数d查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=0.8小轮齿数1z取1z=27大轮齿数2z2z=1iz=2.7927=75.33齿数比uu=21/zz=75/27传动比误差/uu/uu=0.33/2.770.05中国矿业大学本科生毕业设计第11页小轮转矩1T1T=619.5510/Pn=69.551055/1480=354899载荷系数KAVKKKKKAK——使用系数，查表取AK=1VK——动载系数，查表取VK=1.2K——齿间载荷系数，由表取1.1K——齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数K'KAVKKKKK=11.21.11.1=1.45材料弹性系数EZ查表取EZ=189.82/Nmm节点区域系数HZ查图取HZ=2.5重合度系数Z由推荐值0.85~0.92，则Z=0.8721312(1)()[]EHHdZZZKTudu=23189.82.50.8721.45354899(2.771)()5770.82.77=96.41mm齿轮模数mm=11/dz=96.41/27=3.57mm，取圆整m=5mm小轮分度圆直径1d1d=1mz=527=135mm圆周速度vv=11/600001351480/60000dn取v=10.46/ms标准中心距aa=12()/2mzz=5（27+75）/2=255mm齿宽bb=1dd=0.8135=108mm大齿轮齿宽2bb中国矿业大学本科生毕业设计第12页小齿轮齿宽1b1b=2b+（5~10）=115mm分度圆直径2d=2zm=755=375mm基圆直径2bd=2dcos=375cos20=352mm齿顶圆直径2ad=2d-*2aahmd式中ad=*222tanahmz当*ah=1，=20时ad=215.1mz=15.1575=12ad=2d-*2aahmd=375-215+1=366mm齿根圆直径2**22()faddhcm2fd=375+2（1+0.25）5=382.5mm全齿高221()2fahdd=12（382.5366）=8.25mm中心距211()2azzm=12（75-27）5=120mm5.2.5齿轮强度校验Ⅰ）齿面接触疲劳强度计算接触应力H由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值0H0H=11tHEFuZZZZdbu2N/mm=2.58×189.8×0.91×1×2776.162.7911351082.79=226.632N/mm中国矿业大学本科生毕业设计第13页式中：tF—端面内分度圆上的名义切向力，取tF=2776.16Nb—工作齿宽，取b=108mm1d—小齿轮分度圆直径，取