矿用绞车正文.doc

1、目录1.1概述11.2绞车简介11.3工作条件21.4 绞车的分类：21.5 无极绳牵引绞车21.6 发展趋势32设计方案32.1JWB-90J无极绳绞车的外形图32.2绞车的工作原理32.3主要构成及结构特征43 总体设计54 齿轮传动设计91.1概述 煤炭是我国实现工业现代化的重要能源基础，工业的快速发展离不开煤炭。但我国的煤炭工业发展还不能满足整个国民经济发展的需要。因此，必须以更快的速度发展煤炭工业，来适应整个国民经济持续、快速、高效发展的。然而，机械化是高速发展煤炭工业的必由之路。 矿用绞车是煤矿不可缺少的重要设备。在煤矿，人员及物料的提升和运输、矿车的调度、综采设备的安装、拆卸及搬

2、迁、各种重物及设备的牵引等场合均离不开矿用绞车。矿用绞车使用量大，范围广。SQ型无极绳连续牵引车适用于煤矿井下环境。它是以钢丝绳牵引的轨道运输设备，主要用于井下大巷实现材料、设备运输，特别适用于大型综采设备的运输牵引，也可用于金属矿井下和地面轨道运输，可适用于有一定坡度且起伏变化的轨道运输，配置弹簧压绳轮与转向装置后可实现弯曲巷道的直达运输。系统配置有绞车驱动装置、张紧装置、梭车、尾轮、压绳轮、弹簧压绳轮、托绳轮和转向装置等。变速操作有手动近机操作和液压远控操作两种方式，可根据运输要求配置。梭车有带防跑车装置和不带防跑车装置两种形式，张紧装置使用后部液压张紧。系统直接利用井下现有轨道系统，在有

3、一定坡度的直巷道或弯曲巷道，可实现材料、设备以及液压支架整体运输。可实现材料、设备以及液压支架固定距离不经转载的直达运输。矿用绞车是煤矿不可缺少的重要设备。1.2绞车简介绞车是井下借助钢丝绳来带动装重容器，并沿着立井井筒或着固定的轨道等来运行的提升或者搬运机械。各类绞车目前在煤矿的应用十分广泛，它是用来牵引与提升物料的常用工具。图1.1 牵引绞车工作图1.3工作条件1、SQ型无极绳连续牵引车适用于地面或煤矿井下轨道运输，可适用于有一定坡度、坡度起伏变化、带有拐弯变向的轨道直达运输，但不适用于载人运输及提升运输。2、使用场所周围空气中的瓦斯、煤尘等不应超过煤矿安全规程中规定的浓度。3、工作环境为

4、空气温度-1040、相对湿度不大于95%（环境温度为205时） ，海拔高度不超过1000m, 并能防止液体浸入电器内部，无剧烈震动、颠簸, 无腐蚀性气体。 4、如工作环境海拔高度超过1000m时，考虑到空气冷却作用和介电强度的下降，选用的电气设备应通过双方协议进行设计或使用。1.4 绞车的分类：(1) 按照滚筒的数目分，可分为单滚筒绞车和双滚筒绞车。(2) 按钢丝绳的缠绕方式分，可分为缠绕式绞车和摩擦式绞车。(3) 按传动方式分，可分为齿轮传动绞车和液压传动绞车。(4) 按防爆性能分，可分为防爆型绞车和非防爆型绞车。(5) 按滚筒直径及使用情况分，可分为2m及2m以下提升物料的绞车和2m以上的

5、主提升绞车。(6)按牵引钢丝绳的连接方式分，可以将其分为有极绳牵引绞车和无极绳牵引绞车1.5 无极绳牵引绞车无极绳绞车是利用钢丝绳循环往复,牵引固定在钢丝绳上的车辆或其他装备前进,从而解决矿井辅助运输问题.无极绳牵引绞车主要用于铁道转载站牵引车辆、煤矿井下矿山设备运搬、矿车组运输等。该类绞车的工作机构一般为单和双摩擦轮绳槽滚筒，螺旋槽摩擦轮滚筒等。因其结构简单,连续运输,维护量小的特点,特别是近年来随着无极绳绞车及其配套技术水平的提高,无极绳绞车越来越受到煤矿的青睐。1.6 发展趋势国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：a、标准化系列化；b、体积小、重量轻、结构紧凑；c、高效节能；d、寿命长、低

6、噪音；e、一机多能、通用化；f、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应该采取以下措施：a、制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；b、完善测试手段，重点放在产品性能检测；c、技术引进和更新换代相结合；d、组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。2设计方案2.1JWB-90J无极绳绞车的外形图JWB-90J无极绳调车绞车主要由以下五部分组成：1)底座； 2)卷筒装置；3)减速器；4)YWZ5-200/30型制动器；5)电动机。其中机械部分的设计包括底座、减速器、卷筒装置的设计。 图2.1 JWB-90J无极绳调车绞车结构图2.2绞车的工作原理由电机提供动力

7、，通过电磁制动闸控制联轴器的制动轮制动，采用圆锥-圆柱齿轮三级传动减速器，之后用闭式齿轮带动无极绳调车绞车的螺旋滚筒旋转，借助钢丝绳与螺旋滚筒之间的摩擦力而达到传送重物的目的。2.3主要构成及结构特征该绞车主要由底座，卷筒装置，减速器，带制动轮联轴器，制动器，电动机等装置组成。 1.底座。底座是由槽钢焊接而成。电动机、减速器和滚筒装置通过螺栓联接固定在底座上。电液制动闸的制动钢带抱着带制动轮联轴器,闸座焊接在底座上。工作时,电动机通过联轴器把动力传递给减速器,减速器的输出轴与卷筒装置小齿轮轴由联轴器相连。小齿轮与滚筒上的大齿圈进行啮合,带动滚筒的运转。 2.减速器。采用圆锥-圆柱三级传动，其优

8、点有：（1） 圆锥齿轮传动是用来传递两相交轴之间的运动和动力的。.结构紧凑,输入轴与输出轴方向垂直,使电动机与减速器同一直线,避免了钢丝绳绕绳时绕过电动机。 （2）圆锥齿轮尺寸不大，承载能力大,效率高；（3）圆柱齿轮结构简单，精度容易保证。3.滚筒部分。滚筒部分由硬齿面大小齿轮、小齿轮轴、卷筒轴、卷筒及轴承等组成，大齿圈通过螺栓联接固定在滚筒上,并与小齿轮啮合,从而带动滚筒正常工作。滚筒由轴承支承在滚筒轴上,滚筒轴不受到转矩作用。滚筒是个对称结构,结构为螺旋轮,两轴四滚筒的结构,可双向运转,连续运输,运输效率高。钢丝绳在滚筒一侧的筒体上分别缠绕四、五圈,经过换向装置后继续缠绕同侧的另一滚筒上，

9、之后由导向轮使钢丝绳继续缠绕在另一侧的筒体上,滚筒通过摩擦力带动钢丝绳运转,输出牵引力。4.联轴器。联轴器用于连接电机和减速器。 5.制动装置为电力液压推杆。该无极绳绞车具有以下结构特点:(1)整机布局合理,结构新颖紧凑,体积小,占用面积少,动力输入方向和滚筒轴平行。可以实现双向运转,连续运输,运输距离长,效率高。(2)绞车采用蜗轮蜗杆结构的减速器,传动比增大，结构基本对称,外形美观大方,内部零部件布置合理、结构紧密。(3)制动装置布置在联轴器的中间环节,联轴器转速相对比较高,与制动轮和滚筒为一体的制动装置相比,所需要的制动力大为减少,这个具体的减少量与最后一级齿轮啮合的传动比有关,同时制动轮

10、直径也变小。如此便可以用较小的制动力实现制动功能,增强了运行安全性和可靠性。由于制动力变小,制动闸带受力也变小,磨损减少,寿命延长。(4)滚筒结构布置对称,由一对调心滚子轴承支承在滚筒轴上,支承效果好,支承刚度高,运行平稳。而且滚筒主轴是心轴,不承受动载荷,使得对轴的强度和刚度要求大为降低,如此可以减少工艺环节,节约材料,降低成本。3 总体设计3.1设计总则1、煤矿生产，安全第一。2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。3、既考虑到牵引为主要用途，又考虑到运输、调度、搬运等一般用途。4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。5、技术比较先进，并要求多用途。3.2已知条件1、绞车型号：

11、JWB-90J2、设计寿命：t=5000h3、基准绳牵引力： F=100kN4、基准绳牵引速度：v=0.75m/s5、容绳量：L=500m3.3牵引钢丝绳的选择及螺旋轮直径的确定3.3.1牵引钢丝绳的选择1.初选钢丝绳按机构的利用等级和载荷状态选取机构工作级别为M4，根据钢丝绳最大工作静拉力确定钢丝绳最小直径 (3.1）c-选择系数，/，取c=0.080s-钢丝绳最大静拉力d-钢丝绳最小直径，mmd=25.298mm根据GB 8918-2006，初选钢丝绳直径为26mm根据GB1102-74选钢丝绳直径为26型号规格619(1+6+12)w+Fc(钢芯)。公称直径：26 允许偏差/%: 公称抗

12、拉强度1870MPa时，钢丝绳最小破断拉力：480kN参考质量：244.4kg/100m安全系数：s=480/100=4.83.5根据煤矿安全规程规定，参照井下无极绳运输，故所选钢丝绳符合要求。3.3.2螺旋轮直径的确定1、卷筒直径的确定： 根据煤矿安全规程有关卷筒直径的规定： 当时 当 时 =(1825)d 而所以取取整=800mm卷筒外径：D=+2d=800+4*26=904mm 圆整后取D=900mm2、卷筒槽型确定：根据JB/T9006.1 d=26时 槽底半径R=14.0mm 极限偏差标准槽形绳槽节距 3、卷筒材料： 常用材料：不低于中的ZG270-500，选：ZG500。 3.4电

13、动机型号的选择 按照绞车电动机的功率进行计算1 电动机功率：式中 F=100KN 为减速器总传动效率： （3.3） 其中：-弹性联轴器效率，； -滚动轴承，； -直齿圆锥齿轮效率； -直齿圆柱齿轮效率； -刚性联轴器效率：； -卷筒效率，。 代入式中可得 ： 输出轴转速由奇力电机提供的信息选取电机型号 YB2-315M-6额定功率为 P=90KW额定电流I=207A转速n=985r/min功率因数0.86效率93.8%额定转矩 重量M=1100kg外形尺寸 3.5总传动比及传动比分配3.5.1总传动比计算系统总传动比 （3.6）3.5.2减速器各级传动比分配 传动比分配原则：使各级传动的承载能

14、力大致相等；使减速器获得最小外型尺寸；使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便。 第一级传动比；第二级传动比；第三级传动比 。3.5.3传动系统中各轴的主要参数 （1）各轴功率：(2) 各轴转速(3) 各轴输出转矩将上述计算结果列入表3.2：表3.2轴号输出功率P/kW转速n/rmin输出转矩T/Nm传动比轴89.55985904.63.4轴87.32289.72999.14.6轴83.4163.013173.53.6轴79.6717.545298.1-4 齿轮传动设计4.1第一级直齿圆锥齿轮传动设计4.1.1选择齿轮材料，确定需用应力查表选取 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 大

15、齿轮 40Cr 调制后表面淬火 接触疲劳极限，查图得：取齿数 所以接触强度寿命系数Zn,应力循环次数N查表得 又 取 圆锥齿轮=（1/31/4）这里取查表得 ; K=1.65 代入得 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 故 取 R=221.5mm圆整并确定齿宽 圆整取 B2=59mm校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 2） 计算当量齿数3） 查齿形系数得 4） 查应力校正系数 5） 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 6） 查图得 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所以 8） 校核弯曲强度4.1.2齿轮其他主要尺寸计算 大圆锥齿轮大端分度圆直径

16、=450mm 小圆锥齿轮大端顶圆直径： 大圆锥齿轮大端顶圆直径：轴交角：（两轴垂直）大圆锥齿轮分锥角：=arctan(1/u）=16.4 小圆锥齿轮分锥角：=90-=73.6 齿顶高系数：查标准123691990得=1 顶隙系数：查标准123691990得=0.2 压力角：查标准123691990得= 切向变位系数：由现代机械传动手册图2.421得 ， 小圆锥齿轮大端齿顶高： 大圆锥齿轮大端齿顶高： 小圆锥齿轮大端齿根高： 大圆柱齿轮大端齿根高： 大端齿根高： 小圆锥齿轮齿根角： 大圆锥齿轮齿根角：将上述计算结果列入表4.1表4.1名称小齿大齿齿数Z2585大端模数m5mm5mm齿数比u3.4

17、3.4分锥角16.473.6锥距R221.5mm齿宽b58.5mm齿顶高系数11顶隙系数0.20.2压力角2020大段分度圆125mm425mm大端齿距15.7mm15.7mm齿顶高5mm5mm齿根高6mm6mm顶锥角17.8772.13齿顶角1.471.47大端齿顶圆直径134.6mm427.7mm4.2第二级直齿圆柱齿轮传动设计4.2.1选择齿轮材料，确定需用应力查表选取 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 大齿轮 40Cr 调制后表面淬火 接触疲劳极限，查图得：齿数 所以接触强度寿命系数Zn,应力循环次数N查表得 又 s=1 取 这里取查表得 ; K=1.3 代入得 取 按实际的载荷系数

18、校正所算得的分度圆直径 故 取 校核齿根弯曲疲劳强度8） 确定弯曲强度载荷系数 9） 查齿形系数得 10） 查应力校正系数 11） 查得齿轮弯曲疲劳强度极限 12） =故取 m=5mm。则 4.2.2齿轮其他主要尺寸列表名称小齿轮Z3大齿轮Z4齿数Z25115大端模数m5mm齿数比u4.6齿宽b130mm125mm齿顶高系数1mm顶隙系数0.25压力角20大段分度圆125mm575mm齿顶圆直径135mm585mm齿根圆直径112.5mm562.5mm大端齿距15.7mm大端齿顶高5mm大端齿根高6.25mm4.3第三级直齿圆柱齿轮传动设计4.3.1选择齿轮材料，确定需用应力查表选取 小齿轮

19、20CrMnTi 渗碳淬火 大齿轮 40Cr 调制后表面淬火 接触疲劳极限，查图得：选齿数 所以接触强度寿命系数Zn,应力循环次数N查表得 又 s=1 取 这里取查表得 ; K=1.3 代入得 取 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 故 取 校核齿根弯曲疲劳强度13） 确定弯曲强度载荷系数 14） 查齿形系数得 15） 查应力校正系数 16） =故取 m=7mm。则 4.2.2齿轮其他主要尺寸列表名称小齿轮Z5大齿轮Z6齿数Z30108模数m7mm齿数比u3.6齿宽b215mm210mm齿顶高系数1mm顶隙系数0.25压力角20大段分度圆210mm756mm齿顶圆直径224mm770mm齿

20、根圆直径192.5mm738.5mm大端齿距21.98mm大端齿顶高7mm大端齿根高8.75mm齿轮公差组的确定。1. 高速轴齿轮的精度等级小齿轮的分度圆直径大齿轮的分度圆直径公称中心距齿轮的圆周速度综合考虑三项精度要求，确定齿轮运动准确性的精度等级为8级，传动平稳性精度等级为8级，轮齿载荷分布均匀性的精度等级为8级2. 确定齿轮的精度指标的公差或极限偏差查表得高速齿轮轴上的齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为齿距累计总公差：单个齿距极限偏差齿廓总公差螺旋线总公差齿轮径向跳动公差查表得输出轴上的大齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为齿距累计总公差：单个齿距极限偏差齿廓总公差螺旋线总公差

21、齿轮径向跳动公差轴的结构设计及强度计算各轴上齿轮受力计算：A、 高速级齿轮的作用力锥齿轮Z1的作用力：圆周力为： （5.1）其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为： （5.2）其方向为由力的作用点指向锥齿轮1的转动中心。轴向力为： （5.3）其方向为沿轴从小锥齿轮的小端指向大端。法向力为： （5.4）锥齿轮Z2的作用力：锥齿轮2的圆周力、径向力轴向力。B、 中间齿轮的作用力：直齿圆柱齿轮Z3的作用力：圆周力： =2*2999.1/125=48KN其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力,计算采用公式5.2：=17.47KN其方向由力的作用点指向直齿轮Z3的转动中心。齿轮Z4的作用力C、低速

22、级齿轮的作用力：齿轮Z5的作用力：圆周力为：=2*13173.5/210=1306KN其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为：=358.8KN其方向由力的作用点指向齿轮5的转动中心。齿轮6的各力5.1 I轴的设计及校核5.1.1 I轴的初步计算1. 选择I轴的材料为40Cr，调质处理。由机械设计手册表查得： 2.按扭转强度初步设计轴的直径： （5.5）查表得：A=11297 取A=110=89.55KW考虑到轴上有键槽，轴径应加大3%，另考虑与联轴器相连取2、轴的结构设计 轴的结构设计主要包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 轴的结构主要取决于以下几个因素：轴在机器中的安装位置和形式；轴上

23、安装的零件类型、尺寸、数量以及与轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向以及载荷的分布情况；轴的加工工艺等。在实际设计过程中，必须要分别针对不同的情况进行具体的分析。但不论何种具体条件，轴的结构都要满足以下条件：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件要便于拆装和调整；轴还应具有较好的制造工艺性等。零件的周向定位的目的是为了限制轴上的零件和轴发生相对的转动。比较常用的轴向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉，还有采用过盈配合等。在采用套筒进行固定时，会比较简单和可靠，而且在轴上还不需要进行开槽钻孔或者切制螺纹等工作，所以一般不会影响到轴的疲劳强度，一般上套筒多用在轴上两个零件之间的固定。如果在

24、轴上两个零件的间距较大的时侯，这时不宜采用套筒进行固定，以防止增大套筒的质量及材料的用量。因为套筒与轴的配合较松，如果轴的转速比较高的时侯，也不宜采用套筒固定。利用弹性挡圈、紧定螺钉以及锁紧挡圈等来进行轴向的定位，只适用于零件的轴向力不大的时候。轴承端盖可以用螺钉或榫槽与箱体来连接而使滚动轴承的外圈得到轴向定位。但在一般的情况下，整个轴的轴向定位常利用轴承端盖来实现。利用轴肩定位是最可靠的方法，但是采用轴肩的话就必然会使轴的直径不断的加大，而且在轴肩的地方，会因为截面突变而引起应力集中。另外，轴肩过多的时候也不利于加工。所以，轴肩定位多用在轴向力较大的场合。定位轴肩的高度h一般取h=(0.07

25、0.1)d，其中d为与零件相配处的轴径尺寸。为了能使零件靠紧着轴肩从而得到准确的定位，轴肩处设置的过渡圆角半径r必须小于与之相匹配的零件毂孔端部的圆角半径R或者倒角尺寸C。轴承由两端装入，靠轴套定位,右轴承采用轴承透盖,轴和半联轴器采用普通平键得到周向固定.采用双列圆锥滚子轴承和带制动轮弹性套柱销联轴器。轴I的结构方案: 7 6 5 4 3 2 1 1） 确定联轴器型号查表知计算转矩 根据GB/T5014-2003选LXZ4带制动轮弹性柱销联轴器。取联轴器孔直径为55mm。轴孔长度L=112，J型孔，C型键。其长度略小于毂孔宽度，取=110。所以。轴段7为齿轮装配段。2） 所以=63mm.h1

26、=4mm。轴段2为伸出箱体段长度预选为100mm。3） 轴段3为装配轴承段。根据 h2=6mm.所以选轴承型号为30315 B=37mm所以。而轴段5的轴承应由套筒定位则。而根据轴承需要。4） 轴段4为留在箱体中的部分，长度预选为。轴段6为套筒装配处。5） 轴段7为齿轮装配处。根据齿轮尺寸要求，得出。6） 整体轴长为5.1.3键连接联轴器与轴段1采用C型普通平键连接，查表取bh=1610,取轴槽深,毂槽深 齿轮与轴段7采用C型普通平键连接，取轴槽深,毂槽深 5.1.4轴的受力分析1. 画轴的受力简图，如下图5.2所示2. 计算支承反力 水平面上：垂直面上 轴承1的总支承反力为：轴承2的总支承反

27、力为：3. 画弯矩图,如图5.2所示 在水平面上，a-a剖面为：在b-b剖面左侧为：在垂直面上合成弯矩：a-a剖面为：b-b剖面为：4. 画转矩图，如图5.2所示。载荷水平面垂直面支反力FtN，NN弯矩MM=14500000N.mmMV=0N.mm扭矩当量弯矩表4.1轴I所受载荷5.1.5校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为： （5.7）抗扭截面系数为 （5.8）弯曲应力为： （5.9）剪应力为： （5.10）按弯扭合成强度进行校核计算对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6则当量应力为：查表得40Cr,调质处理抗拉强度极限=75

28、0Mpa由表查得轴的许用弯曲应力=70MPa强度满足要求。5.1.6校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为： （5.11）齿轮处键连接的挤压应力为：取键轴的材料都为钢，查表得=125150Mpa 强度满足。5.1.7校核轴承寿命1.计算轴承的轴向力查30310轴承得，动载荷Cr=130000N，静载荷=158000N计算系数e=0.35，Y=1.7查表得30310轴承内部轴向计算公式，则轴承1，2的内部轴向力分别为： 外部轴向力=1124.8N，各轴向力方向如图5.2所示，则则两轴承的轴向力分别为：2.计算当量动载荷： 因为轴承1的当量动载荷为：因为轴承2的当量动载荷为： 因为，故需要校核轴承2。轴承在100以下工作，查表得=1，对于减速器，载荷系数=1.5校核轴承寿命。3.轴承2的寿命为： （5.12）该减速器预期寿命h故轴承寿命足够