矿用JH-10回柱绞车设计【含CAD图纸、说明书】
压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘要矿用回柱绞车称之为慢速绞车,是一种起升机械,用于从上部工作柱拆卸和回收机械设备。牵引力高,牵引缓慢是矿山后面绞车的主要特点。在这一点上,中国的煤炭工业正在快速增长。 在地下采矿工作中,当煤层的一侧完成时,需要进行封盖。 由于后立柱的操作是危险的工作,员工不能直接进入塔顶,金属成本高。 如果柱子是手动回收的,安全性低,效率低。 此时,返回绞车可以设置在远离返回塔的空柱的危险部分的安全区域中,并且上部柱被电缆吊钩头拉动并收回。 由于重量减轻和重量轻,不仅需要薄煤层,而且还需要陡倾的煤矿,以及回收金属棒的各个方面,这些金属棒沉入土壤或被蛭石掩埋。 除了绞车立柱可用于返回顶部立柱工作外,还可用于搬运重物和运输车辆。 针对现代工业生产的高生产率和先进的技术经济指标,绞盘回收利用既经济又快速。根据矿山机械的特殊要求,本文着重介绍了传动部分,线圈部分和制动部分的设计, 起重机的两个主要部分,线圈缺少力的直接后果成为焊缝的破碎。 制动器是绞车制动装置, 其功能是克服和抵消起重机运动系统的惯性力并防止其移动,并且当系统静止时,起重系统制动可产生运动。 。 简而言之,它用于减缓提升机的运动,并将其置于故障状态下的某些参数中。关键词 小绞盘;容绳量;钢丝绳平均运行速度IIIAbstractMine recycling mainstay winch, which is also called slowly winch, it is widely used to dismantle and recovery the coal mining machinery and equipments, larger traction engine and slowly speed are the main properties of the recycling mainstay winch. Currently, our countrys coal mining industry is developing rapidly,In the work of underground coaling, we will release top-coal when a place of work after the coal mining. Due to the recovery of hydraulic prop assignments, workers cannot risk directly into the whole area, prop-pulling, And the high cost of metal, If hydraulic prop cannot be recovered, It will cause a larger waste. If using artificial recycling hydraulic props, It is poor safety and low efficiency。This can be arranged in winch is empty section top prop-pulling far safer ground, use rope hook head to pull down and recycling spots. Because of its low weight light, it is very applicable in the thin coal seam, and steep coal seam mining face, and various mining face slab or sink recycling waste metal staff of pressure.Prop-pulling hoist can recycle hydraulic prop,release top coal ,it is also available to transfer the weight and the transport vehicles, etc. It is economic and quickly to use prop-pulling hoist to recycle hydraulic props, It complies with the standards of modern industrials high productivity and advanced technical economic indexes.For some small winch (such as scraper winch, winch, etc.) do type inspection at the manufacturer, because the capacity is large, some manufacturers to design field winding rope.The wire rope with equal length, the capacity of rope, the average running speed of wire rope and the height difference between the hoist drum rim and the outer steel wire rope can not be measured practically. After deduction and research, it is applied.The basic mathematical formulas set up a simple calculation method for the rope volume of the winch, the average running speed of the wire rope and the difference of the edge height.Keywordsthe small winchthe volume of the ropethe average running speed of the wire rope压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985目录摘要IAbstractII1 绪论12 初始数据73 工作条件84 方案的初步拟定94.1 各部分的结构及其特征94.2 传动特点105 总体设计116 蜗轮蜗杆传动件设计146.1 选择蜗杆传动类型146.2 选择材料146.3 根据齿面接触疲劳强度进行设计146.4 校核齿根弯曲疲劳强度147 齿轮的传动设计177.1 齿轮模数的确定177.2 齿轮的变位187.2.1 变位187.2.2 变位系数的确定187.2.3 接触强度和弯曲强度的校核228 蜗轮轴设计279 中间轴设计3010 滚筒及主轴的设计计算3111 轴承的校核3512 键的选择与校核3613 联轴器的选择3714 回柱绞车制动器设计3815 回柱绞车的使用与维修42结论44致谢45参考文献461 绪论1.1 JH-10 回柱绞车型号含义和组成1.1.1 型号含义开头字母 J 是卷扬机的类称符,字母 H 的含义是回柱绞车,数字 10 的含义是拉力为10T 钢丝绳的平均静张力1.1.2 组成JH-10 的回柱绞车由一下几个部分组成,如下看图 1-1 绞车原理图1. 电动机 2 联轴器 3 蜗轮 4 蜗杆 5 内齿轮 6 拨块 7 徘徊齿轮 8 锥面端盖 9 过桥齿轮 10大齿轮 11 滚筒电机:使用F 级别防爆减速器:减速器使用一级弧形蜗杆和一级齿轮。蜗轮轴上设有内齿离合器,其中内齿 5 与徘徊齿轮 7 相啮合,通过操纵手柄推动拨快可以使得徘徊齿轮轴向移动脱离内齿 5,这时候的滚筒可以自行转动,当滚筒转速过快时可以拨动拨快至远离内齿 5 的极限位置,为了使小齿轮 7 的摩擦圆锥与涡轮机箱体端盖处的摩擦圆锥一致,起到一个制动的效果。过桥齿轮:它是两个齿轮之间的一个过渡齿轮,通过它可以使得过桥齿轮两边的齿轮转向相同,并且不会影响到前后转动的齿数比,最主要的目的是为了满足绞车结构上的需求,就是增加卷筒与蜗轮的中心距离。卷筒部分:卷筒的结构主要由四个部分组成,包括卷轴,主轴,齿轮和轴承座。底座部分:底座部分的外观呈雪橇状和长方形。电机、减速器、卷筒三个部分排列分布形成一个整体。1.2 传动结构1. 传动系统的第一阶段是涡轮蜗杆减速,它的优点在于自身具备自锁功能,在这样的条件下重物拉动滚筒旋转的情况就不会出现472. 总体上来讲传动比非常大,可选用功率较小的电机,并且不影响其传动效率。3. 整体结构非常紧凑,节省空间,节省生产成本。4. 由于是矿井运作,所以本回柱绞车的电机及其他部分皆使用防瓦斯防爆的设备,保证了在该恶劣环境下的安全使用5. 本回柱绞车安有制动装置,在徘徊齿轮的末尾处设置有锥形摩擦制动,使得徘徊齿轮在脱离内齿轮的极限位置能够与之契合,产生制动效果。6. 蜗轮蜗杆运行过程发热量大,容易损坏,所以需要重点关注其润滑和维护工作1.3 回柱绞车的布置1.3.1 安装于回风巷内如下图 0-1 所示图 1-2 回风巷内回风道中的位置需要满足遵循操作程序的要求。其中安装于回风巷的优点有:1.方便回柱绞车安置于固定位置,无需在工作中各种搬运转移位置 2.在煤矿层倾斜角度很大、压力很大的工作平面内能够有较为理想的适应程度。其中缺点有:1.在材料的运输方面可能对其有着一定程度上的影响 2.钢丝绳需要一定大的抗拉强度因为其缠绕轨迹需要 90 度绕过一个导向轮,若其抗拉强度不足容易导致其绳子损毁 3.对导向轮的固定要求较高,增加了作业难度。1.3.2 安装于回采工作面上端回柱绞车紧贴着回风巷,并且安装于靠上的密集柱之中,如下图 1-3图 1-3 回采工作面上端安装在该工作平面的优势有:1.解决了前面安装于回风巷内绳子绕 90 度牵引的弊端, 钢丝绳的走向为直线较为可靠,绳子在工作上的运行上顺滑阻力不大且不容易造成钢丝绳的损毁 2.鉴于之前材料运输不便的问题有了很好的解决。其中的劣势有:1.工作循环进行一次就需要搬运回柱绞车调整位置,极其不便 2.无法再煤矿层倾角过量的情况利用,故顶板需要有较强的稳定性能。在顶上遭受较强的力量时,机座在这种恶劣情况下易改变其形状 3.如果顶上受力不均发生较恶劣冒落会导致回柱绞车的掩埋,对于工作也许会产生不必要的麻烦。故该安置方式很少被采取。1.3.3 绞车直接安装在工作平面上如下图所示图 1-4 在工作平面上对于安装在工作平面上的优势有以下几条:1.可以增加回柱速度在很多台回柱绞车同时工作的条件下,该工作条件符合普通的开采煤矿的工作面 2.解决了前面回风巷内的运输困难问题,也方便了里面的人员走动 3.该放置方式依然解决了安装于回风巷内绳子绕 90 度牵引的弊端,钢丝绳的走向为直线较为可靠,绳子在工作上的运行上顺滑阻力不大且不容易造成钢丝绳的损毁。安置于工作平面的劣势有:1. 工作循环进行一次就需要搬运回柱绞车调整位置,极其不便 2.无法再煤矿层倾角较大的条件下采用,要求顶板有较好的条件。3. 若是顶板不稳定发生严重的冒落可能造成回柱绞车的被掩埋,对于工作也许会产生不必要的麻烦。该放置方式是以回柱工艺时长很大,已经远远超过了开采煤矿的工艺时长的情况下采用,所以这可以提升生产效率和提升经济效率,虽说如此也要在正常安全的确保条件下使用。1.4 回柱绞车的普通结构分析1.4.1 普通蜗轮蜗杆常见的蜗轮蜗杆的传动效率非常低,且运行的过程中会产生大量的热,外形宽大且重量也大,因此搬运起来非常的困难,非常不适用与矿井下的工作环境,故不适用矿用回柱绞车1.4.2 圆弧面蜗轮蜗杆传动该蜗轮蜗杆现如今广泛应用于矿井回柱绞车的各个型号生产,机械效率非常的高可以达到约为 0.85 到 0,9 之间,且减小了体积和重量1.5 各个型号的回柱绞车类比表 1-1 型号类比JH-8JH-5牵引力最大千牛80牵引力最大千牛57最小69最小42卷筒尺寸直径 宽度毫米280230卷筒尺寸直径 宽度毫米276272钢丝绳直径毫米15.5钢丝绳直径毫米16绳速最大米/秒0.12绳速最大米/秒0.199最小0.083最小0.141减速比181.17减速比157容绳比米80容绳比米80电动机功率千瓦7.5电动机功率千瓦7.5转速转/分970转速转/分1450使用电 压伏380/660使用电压伏380/660外形尺寸长度毫米1550外形尺寸长度毫米1450宽度530宽度512高度570高度515绞车重量包括电 机千克650绞车重量包括电机千克620配套电器QC83-80N 隔爆可逆磁力启动器配套电器QC83-80N 隔爆可逆磁力启动器LA81-3 隔爆控制按钮LA81-3 隔爆控制按钮型 号参 数JH-14AJH-14BJH-14C牵引力里层(KN)140外层(KN)97中层(KN)110绳速最大(m/s)0.12最小(m/s)0.08平均(m/s)0.10卷筒规格(直径 宽度mm)380300钢丝绳直径(mm)22容绳量(m)120传动比188外形尺寸(长宽 高 mm)195568081520306808151955680815绞车质量(kg)135014001350电动机型号YB200L-8功率(KW)15转速(r/min)725附属电气设备隔爆磁力启动器QC83-80N 或 QC815-60NQC12-4NH (非防 爆)隔爆控制按钮LA81-3LA10-3H(非防爆)由上述列表中我们可得三种不同型号的绞车之间的联系和共性,JH-5 和 JH-8 两种属于重量较轻的两种,且体积也较小,这两种型号的绞车的优势是便于挪移比较灵活,但劣势是容绳量和钢丝绳的牵引力较小不适用于重物重量较大的场合。JH-14 这个型号的优势在于容绳量和绳子的拉力相对于前面两个型号有了较大的提升,但是劣势也很明显体积和质量都较大。1.6 国内外回柱绞车发展现状国内外的绞车有着跨越式的变化,国外绞车鱼目混杂,单双筒、双折线、各种传动类型等多种种类规格,各个型号适用于各种场合。我国的绞车种类较少,主要以单筒为主, 且形态各异,不是特别的同意没有标准。源动力类型也基本上是以电动机为主,极少有液压或者风力为源动力。国内的绞车在使用寿命、安全可靠性等方面都与国外有一点差距。国外例如苏联等国家要求绞车的寿面年限范围在至少五年以上,且要求分贝值低于一定标准才能投入生产, 国内的绞车寿命年限要短一些且根据使用用户的反馈信息来看,分贝较大也是个比较广泛的问题,许配备相应耳机,也增大的工作成本。综上所述国内绞车发展时间较短且应用场合较少,故应用上以矿用小绞车为主,便于搬运和使用。从发展趋势来看,国内外发展趋势基本一致,具有以下特点1. 向更长的使用寿命上发展2. 向占地面积更小体积更小的方向发展3. 向高效率高效能的方向发展4. 向低分贝低噪音的方向发展5. 向多功能多场合适用的方向发展6. 向结构简洁省材美观的方向发展7. 向统一标准化方向发展2 初始数据3 工作条件1. 工作时长:1600 天2. 工作环境:矿井3. 工作需求:噪音分贝在一定的标准范围内,防爆气体的安全指标符合国家标准4. 运作要求:滚筒可双向转动且间歇运作以满足工作中的一些硬性需要5.工作能力:容绳量可以涉及到百分之十左右4 方案的初步拟定JH-10 方案定义由回柱绞车提升的力和绞车布局结构是否简单以及是否能方便拖运搬迁,工作环境适合较为狭小的环境故该回柱绞车的大小尺寸应该满足结构紧凑体积较小的要求,然后由于是矿井下的工作环境所以需要电机以及其他的工作元件具备防瓦斯防爆等基本的安全需求,由于其重量较轻所以其抗震抗冲击能力略低。综上所给出的设计要求以及所给出的相应的数据,JH-10 回柱绞车的初步拟定方案如下,电机部分选用防爆防瓦斯的电机满足一定的功率,整体布局要紧凑有条理,减速器部分使用球面蜗轮蜗杆和直齿轮减速器,其结构简图如下图所示图 4-1 结构简图1.电机 2.弹性联轴器 3.球面蜗杆 4.徘徊齿轮 5.过桥齿轮 6.大齿轮 7.卷筒4.1 各部分的结构及其特征1. 电机:本JH-10 回柱绞车所用的电机由于其矿井下的工作环境需要故使用防爆电机、F 级绝缘2. 减速器:减速机使用一级弧形蜗轮和一级齿轮。蜗轮轴上设有内齿离合器,其中内齿 5 与徘徊齿轮 7 相啮合,通过操纵手柄推动拨快可以使得徘徊齿轮轴向移动脱离内齿 5,这时候的滚筒可以自行转动,当滚筒转速过快时可以拨动拨快至远离内齿 5 的极限位置,为了使小齿轮 7 的摩擦圆锥与涡轮机箱体端盖处的摩擦圆锥一致,起到一个制动的效果。3. 联轴器部分:采用的是弹性联轴器,能够有效的传递扭矩,增加使用寿命,并且具有一点的减震效果4. 中间齿轮:中间齿轮就是过桥齿轮其作用是使其两边的齿轮转向相同且不影响其传递效果,增加了大齿轮轴到徘徊齿轮轴的平行距离。5. 卷筒部分:卷筒的结构主要由四个部分组成,包括卷轴,主轴,齿轮和轴承座。大齿轮与卷筒同轴6. 底座部分:底座部分的外观呈雪橇状和长方形。电机、减速器、卷筒三个部分排列分布形成一个整体。4.2 传动特点图 4-2 传动结构简图电机通过弹性联轴器首先与球面的蜗轮蜗杆减速器相连接,与蜗轮蜗杆就减速器相连接的优势是此种传动效率是最高的也是最合适的。减速器部分:由于其减速比较大故采用的是球面的蜗轮蜗杆减速器传动,其主要优势是具有自锁功能且传动效率高,噪音较小不会像传动的蜗轮蜗杆产出大量的热导致寿命减少且易损坏。本卷筒能够自锁,卷筒的顺时针和逆时针的转动通过仅仅通过电机来控制, 这样可以保证绞车的安全性。当电机断电时要求卷筒立即停止转动这个时候蜗轮蜗杆的自锁作用就体现出来了。因此,该设计采用了蜗轮减速器结构。易损坏,故采用球面的蜗轮蜗杆可以解决,并且还增加了使用寿命也增强了其承载能力。5 总体设计5.1 电动机的选择5.1.1 电动机类型的选择常规的电动机当中我们常常采用三相交流电动机,故本设计绞车也采用该电机, 由于所处的环境比较恶劣,需要防尘防瓦斯防爆等多项要求故采用皆可防护的电机设备, 故我选择使用三相异步防爆的 Y 系列。5.1.2 电动机功率的选择卷筒所需要的有效功率为:PW =Fv1000hw= 80 1000 0.102 1000 1kw =8.13 kw;其中,hW 为绳筒轴的输出效率,取为 1.电动机输出功率为: Pd = PW /h查1表 2-2 得从电动机到绳筒之间各传动机构和轴承的效率:柱销联轴器效率h1 =0.99; 蜗轮蜗杆减速器传动效率h2 =0.8;滚动轴承传动效率h3 =0.99;圆柱齿轮传动效率h4 =0.98。则总传动效率h =h h h 3 h 2 =0.990.8 0.993 0.982 =0.74; P = P /h =1234dW8.13 / 0.74 kw=10.89 kw;取电动机的额定功率为 11 kw。5.1.3 电动机转速的选择需要在矿井下工作得特殊条件下,所以其安全条件必须要得到强有力的保障,故此 YB160 防爆电机是个非常好的选择(980 转/分)。5.1.4 电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速,查2选择电动机型号为 YB160-6 型三相异步防爆电动机,查2表 16-1-89 知电动机的机座中心高为 160 mm,外伸轴颈为 42 mm,外伸轴长度为 110 mm。5.2 计算传动装置总传动比和传动比5.2.1 传动装置总传动比mi= nm = 910 =187.6 ;其中 nm 为电动机的满载转速 n =910 r/min.算得的传动nw4.85比与已知的总传动比 i=181 相差不大,故所选择的电动机型号合适。5.2.2 分配各级传动比机械设计中的总传动方案是把总的传动一个个的分配到几个加速器,且其中必须要求各级传动系统结构紧凑具有较强的承载力,工作效率高。使用上简单,外观简洁。根据总传动比 i 总=157。通过其他类似结构绞车可得各传动比为:蜗轮蜗杆传动比:i 1 =29.92第一对齿轮传动比:i 2 =1.73第二对齿轮传动比:i 3 =3.5总传动比 i=i 1 .i 2 .i 3 =29.92 1.73 3.5=181.17 181.5.2.3 计算机械传动系统的性能参数n电 =970r/minn 杆 = n电 =970r/minn = n 杆 =970 1=32.42r/mini129.92nn= i2=32.42 1 =18.74r/min1.73n= n =18.74 i31 =5.35r/min3.5计算各轴功率 :P电 =11kwP 杆 = P电 h1 =11 0.99=10.89kwP= P 杆 h2 h3 =10.89 0.8 0.99=8.62kw P = Ph3 h4 =8.62 0.99 0.98=8.36kw P = P h3 h4 =8.36 0.99 0.98=8.11kw计算各轴扭矩:T=9550 P电 =9550 电n电11 =108.30 Nm970T杆=9550 P杆n杆=9550 10.89 =107.22 Nm970T =9550 P =9550 8.62=2539.20 Nmn32.42T=9550 P =9550 n8.36 =4260.30 Nm18.74T=9550 P =9550 8.11 =14476.73 Nmn5.35表 5-1 各轴传递数据轴功率 P(kw)转速 n(r/min)转矩 T(Nm)电机轴11970108.30蜗杆轴10.89970107.22轴8.6232.422539.20轴8.3618.744260.30轴8.115.3514468.726 蜗轮蜗杆传动件设计6.1 选择蜗杆传动类型根据 GB/T100951988 的推荐,采用圆弧面蜗杆(ZI)6.2 选择材料指向于本绞车,由于蜗杆和蜗杆的传动功率被认为是非常小的,因为它的高效率要求,该蜗杆与45 号钢一起使用。耐磨,所以蠕虫螺旋吃面条需要淬火,硬度45-55 HRC。如轴承,轴套,蜗轮,摩擦轮,机螺丝螺母等),金属模铸造。 轮芯用灰铸铁 HT100铸造。6.3 根据齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.a 确定作用在蜗轮上的转矩:由前面计算可知 T=2539200Nmm;确定载荷系数 K:因工作较稳定,故取载荷分布不均有系数 Kb = 1 ;由表 11-5 选取使用系数 KA = 1.15 ;于转速不高,冲击不大,可取动载系数 KV确定弹性影响系数 ZE := 1.05 ,则 K=KA Kv Kb =1.151.051=1.21E因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故 Z = 160MPa1/ 2确定接触系数 Zr :11r先假设蜗杆分度圆直径d 和传动中心距 a 的比值d / a = 0.35 ,从中查得Z = 2.9确定许用接触应力sH :H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZcuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可得蜗轮得基本许用应力s = 268MPa7h应力循环次数N=60j n2 L =60132.4228000=5.510寿命系数KHN = 81075.5 107=0.808HNHH则s = s K=0.808268=216.5MPa计算中心距2160 2.9 a 3 1.21 2539200 216.5 =241.7取中心距 a=150mm,根据传动比,从手册中取模数 m=6,蜗杆分度圆直径d1 =60mm.这时1rrrd /a=0.40,可得接触系数Z =2.78, 因为 Z Z ,因此以上计算结果可用.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距Pa =3.14m=3.146=18.84mm 径系数q = 10mm ;齿顶圆直径da1 = 96mm ;分度圆导程角g = 5.70 ;蜗杆轴向齿厚S = 1 3.14m= 1 3.146=9.42mma22蜗轮蜗轮齿数Z2 = 40 ;变位系数x2 =0蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径d2 =m z2 =640=240mmda 2 = d2 +2 ha 2 =240+28=256 mmd f 2 = d2 -2 hf 2 =240-21.6=236.8 mmr=a- d=150- 1 256=22mmg 2a 226.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度s= 1.53KT2 YY= s FFa 2 bFd1d2m当量齿数zv 2=z2cos3 g=40cos3 5.70= 40.2根据 zv2 = 40.2 , x 2 = 0 ,从中可查得齿形系数YFa2 = 2.43g5.70螺旋角系数Yb = 1 -= 1 -= 0.959314001400许用弯曲应力s F = s F KFN从中可得由 ZcuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力s F = 56MPa寿命系数: KFN = 91065.5 107 =0.64FFNF所以s = s K=35.88MPas = 1.53 1.21 253920 2.430.9593=12.4 s F60 240 6F弯曲强度满足要求。7.1 齿轮模数的确定7 齿轮的传动设计参考同类产品:选取小齿轮材料为 40C r 钢,齿面淬火,淬火硬度为 HRC4550;中间桥轮材料为 40C r 钢,表面淬火,淬火硬度为 HBC4855;大齿轮用 40C r 合金钢铸成,调质处理,硬度 HRC230260。初选 z 1 =13,则 z2 =i 2 13=1.7313=22, z 3 =i 3 z2 =3.522=77,为减小传动的尺寸,小齿轮和桥轮均为硬齿面;大齿轮采用软齿面,其目的是使大齿轮和中间齿轮使用寿命相当。模数大小需由弯曲疲劳强度确定。由于第二对齿轮传动承载较大,就按第二对齿轮传动初步计算。 (注:有关计算公式、图表、数据引自濮良贵,纪名刚主编的机械设计(第七版).高等教育出版社,2001.6)按弯弯曲疲劳强度计算:m式中,转矩T2 =4260Nm ,z 2=22;查表 10-7 取圆柱齿轮齿宽系数fd =1.3由式 10-13 计算应力循环次数:N=60j n L =6018.741(2830010)=5.710712 h212则 N = N / m =5.7107 /3.5=1.5107其中 m2 为齿数比, m2 =7722=3.5由图 10-20c 查得过桥齿轮的弯曲疲劳强度s FE1 =600MPa;查得大齿轮的弯曲疲劳强度s FE 2 =380MPa;由图 10-18 取弯曲疲劳系数: KFN1 =0.92, KFN 2 =0.96; 计算弯曲疲劳强度许用应力:取弯曲疲劳安全系数 S=1.4;由式 10-12 得s F 2 = KFN1 s FE1 S= 0.92 600 1.4=394MPas F 3 = KFN 2 s FE 2 S= 0.96 380 1.4=261MPa计算载荷系数 K: K=KA Kv KFaKFb由表 10-2 取 KA =1,由图 10-8 取动载荷系数 Kv =1.06,直齿轮 KHa = KFa =1,KFb =1;则 K=KA Kv KFaKFb =11.0611=1.06;由表 10-5 查的齿形系数:Y F=2.72 , Y F =2.21a 2a 323a3应力修正系数:Y sa =1.57, Y sa =1.76FSY Ya2a 2= 2.72 1.57 YFY a 3 = 2.211.76 =0.015Ss F 2394s F 3261a3S就按二者中的大值YF Y a 3 计算,将诸值代入s F 3m式,得M 32 1.06 42601.4 222 0.015 =5.85mm圆整,取 m=6mm。大齿轮是软齿面齿轮,本应按接触疲劳强度设计。为使按弯曲强度设计的大齿轮的接触强度足够,可将 m 值取得大一点。(m,z 不变,d,接触强度)所以这里取 m 值取 6。7.2 齿轮的变位7.2.1 变位通过互换性这本书的学习我们可知道标准渐开线齿轮具有较好的互换性,设计计算等简洁等突出的优势,故在实际中应用比较广泛,但是依然具有以下缺点:1. 一对可以正常啮合的标准齿轮,小齿轮齿根厚比大齿轮的齿根厚要小,这样在材质相同的条件下小齿轮的弯曲强度比较低2. 小齿轮的根部比大齿轮的齿根略大,后续齿轮容易损坏3. 标准齿轮的中心距是一直保持不变的,所以其可能无法满足一些其他要求,例如要求比理论距离小或者大都无法满足4. 切根影响,故又限制了它的尺寸以及质量所以后来随着成产技术的提高和不断的实践,出来了变位齿轮这种齿轮。在一定条件下可以满足中心距的变化且满足传动需求和强度要求故对本回柱绞车的设计环境以及各种各样的不同需求,我使用了三个变位齿轮来作为传动齿轮的基础部件。对于变位齿轮的特性我采用正变位传动,其益处前面已经有所提到。7.2.2 变位系数的确定桥齿轮和小齿轮的选定在该齿轮运动过程中,倘齿面硬度比较高的情况则会在齿根处产生疲劳裂纹,导致齿轮的损毁。因此,使用弯曲疲劳强度来计算该齿轮的容许载荷。已知:a已知:z 1 =13,z 2 =22,m=6mm,a =20, h* =1,a=108mm计算啮合角和确定变位系数:x= h*Zmin - Z1 = 13 -13 = 0a1minmin13Zx= h*Zmin - Z2 = 13 - 22 =-0.692a2minmin13Za= m (Z +Z212)= 6 (13 + 22) =105mm2a =arcos( a cosa )=arcos( 105 cos20)=23.9a108x + x = Z1 + Z2 (inva -inva ) = 13 + 22 (inv23.9-inv20)122tga2tg 20o=0.53取 x1 =0.4,则 x2 =0.53-0.4=0.13计算各部分尺寸:d 1 =mz 1 =613=78mm, d 2 =mz 2 =622=132mm,d b1 =d 1 cosa =78cos20=73.30mmd b 2 =d 2 cosa =132cos20=124.04mm y= a-a = 108 - 105 =0.5 m6Dy =( x1 + x2 )-y=0.53-0.5=0.03h a1=( h* + x1 - Dy )m=(1+0.4-0.03)6=8.22mm h=( h* + x2 - Dy )m=(1+0.13-aaa 20.03)6=6.6mmh=( h* + c* - x )m=(1+0.25-0.4)6=5.1mmf 1a1h=( h* + c* - x )m=(1+0.25-0.13)6=6.72mmf 2a2h 1 =h a1 +h f 1 =8.22+5.1=13.22mm h 2 =h 21 +h f 2 =6.6+6.72=13.32mmd a1 =d 1 +2h a1 =78+28.22=94.44mm d a 2 =d 2 +2h a 2 =132+26.6=145.2mm d f 1 =d 1 -2h f 1 =78-25.1=67.8mmd f 2 =d 2 -2h f 2 =132-26.72=118.56mmS =( p +2 x tga )m=( p +20.4tg20)6=11.167mm1212S =( p +2 x tga )m=( p +20.13tg20)6=9.998mm2222验算齿顶厚:a =arccos( db1 )=arcos( 73.30 )=39.10da1a194.44a =arcos( db 2 )=arcos( 124.04 )=31.35da1a 2145.20da1S=S- d (inva -inva )da11a1a11=11.167 94.44 -94.4444(inv39.10-inv20)78=2.660.4m=2.4S a 2 S a1 ,所以没有必要检查,符合要求。验算重合度:ea =1 Z2p1(tga a1 -tga )+ Z 2(tgaa 2 -tga )= 1 13(0.813-0.443)+22(0.609-0.443)2p=1.4 ea =1.4(1.4 为一般机械制造业的推荐使用值)故满足要求.表 7-1 第一级齿轮传动的主要几何尺寸齿数分度齿根圆齿顶圆模数压力啮合角变为位圆直径直径直径角系数z 1137867.894.4462023.90.4z 222132118.56145.2062023.90.13原中心距 a=105mm,变位后中心距 a=108mm。确定大齿轮的变位系数:因为实际世纪中心距 a=297mm,与标准中心距 a=297 相等。为减小齿轮机构尺寸, 相对提高两轮承载能力,改善磨损情况,可将大齿轮、中间齿轮这对啮合齿轮先试设计为高度变位齿轮传动,即 x- =0 , x2 =- x3 0。显然中间齿轮应取正变位,大齿轮应取负z变位。这样中间齿轮齿根变厚,大齿轮根变薄,只要适当选择变位系数,能使大小两轮的抗弯强度大致相等,相对地提高了齿轮传动的承载能力。这种传动特点为: x2 =a , a=a,y=0,y=0,即分度圆与节圆重合。由前知 x2 =0.13,故 x3 =- x2 =-0.13.但是,作高度变位传动时,由于a =a ,故节点啮合时的啮廓综合曲率半径 rz =r1 r2r1 r2与标准传动时一样。所以其齿面接触强度并没有提高,而与标准齿轮传动相同,为了解决这一问题,取 x =-0.124。这时,实际啮合角a :由 inva = 2xe tga +inva3Z1 + Z211P132表 2-2-9 即 inva = 2 (0.13 - 0.124)tg 20 +0.015 =0.015 得a =2012028 + 72分度圆分离系数 y: y= 11P132 表 2-2-9z1 + z22 cosa - cosa cosa 0.0053齿顶高变动系数Dy : Dy =( x1 + x2 )-y=(0.13-0.124)-0.0053=0.0007实际中心距a :a = 1 m( Z + Z )+ym2121=6(22+77)+0.0536=297.318297mm2由以上计算可知,改变 x3 为-0.124 后,中间齿轮正变位,大齿轮负变位,但 x2 x3 。因此,小齿轮厚相对增加,齿轮啮合处的齿廓综合曲率半径增大,使得齿轮的抗弯强度、接触强度都提高了。同时其实际啮合角、中心距、分度圆分离系数与标准相差甚微,可以忽略。其主要尺寸的计算同上,这里省略,只将其结果列表如下:表 7-2 大齿轮的主要几何尺寸齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径模数压力角啮合角变位系数z377482465.50492.50620130-0.1247.2.3 接触强度和弯曲强度的校核验算齿面接触疲劳强度s H = ZH ZE s H d将F = 2T1 ,f = b 代入上式得:dt1s H =d1 ZH ZE s H 计算齿轮齿数和精度等级:小齿轮齿数 zb.水平面受力(kc.垂直面受力(kg)Ft DFrFt=13,z 2=22,z 3=77,绞车为一般工作机器,速度不高,估计圆周速度d.水平面弯矩(ke.垂直面弯矩(kf.合成弯矩图(kg.扭矩图(kgm)1v=0.25m/s, 选用 7 级精度,GB10095-88. u = z2 =1.7, u = z3 =3.5.zz212确定公式内各量的计算数值:小齿轮所受转矩 T 1 =2539200Nmm,桥齿轮所受转 T 2 =4260300Nmm;由表 10-7 选取齿形系数fd1 =1.2,fd 2 =1.15;11由表 10-6 查材料的弹性影响系数ZE1 =189 MPa 2 , ZE1 =188.9 MPa 2 ;由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限:s H lim1 =1050Mpa,s H lim 2 =1170MPa,s H lim 3 =600Mpa;由式 10-13 计算应力循环次数:N1 =60j n1 Lh其中: Lh =2830010=48000应力循环次数:小齿轮为主动轮,每转一周,小齿轮同侧啮合一次;中间轮同一侧齿面也啮合一次。因此,接触应力按脉动循环变化。N=60j n L =60132042(2830010)=9.310711 h212N = N / i =9.3107 /1.73=5.4107其中i2 为齿数比, i2 =2213=1.73N = N / i =5.4107 /3.5=1.54107323其中i3 为齿数比, i3 =7722=3.5由图 10-19 可得接触疲劳寿命系数:KHN1 =1.14KHN 2 =1.17KHN 3 =1.28;计算接触疲劳许用应力s H :取失效概率为 1%,安全系数 S=1;s = KHN1s H lim1 = 1.14 1050 =1197MPa;H 1S1s = KHN2s H lim 2 = 1.17 1170 =1369MPa; H 2S1s = KHN3s H lim3 = 1.28 600 =768MPa; H 3S1确定载荷系数 K:查表 10-2 取使用系数 KA =1; 根据 v=0.25m/s,7 级精度,查图 10-8 可得动载系数 Kv1 =1, Kv 2 =1.02;查表 10-3 确定齿间载荷分配系数 KHa : KHa1 =1.1, KHa 2 =1.15; 查表 10-4 确定齿向载荷分配系数 KHb : KHb 1 =1.31, KHb 2 =1.24;则载荷系数 K= KA Kv KHaKHb :k1 = KA Kv1 KHa1 KHb 1 =111.11.31=1.44;k2 = KA Kv 2 KHa 2计算齿宽:KHb 2 =11.021.151.24=1.45;b=fd1 d =1.1578=89.7mm; b =95mm, b =100mm, b =95mm;1t123计算重合度ea :ea1=1.88-3.2( 1 +131 ) cos b =1.5;22ea 2 =1.88-3.2(1 + 1 ) cos b =1.7;2277由图 10-30 选取节点区域系数ZH :ZH 1 =2.22, ZH 2 =2.5;验算:fs=2K1T1 u1 1 Z ZduH 13d1 11H 1E1=2 1.44 2539 1.7 1 2.22 189.8 =72.98MPa s ;0.78 7831.7H 1s=2K2T2 u2 1 Z ZH 3f d 3uH 2E 22 22=2 1.45 4260 3.5 1 2.5188.9 =39.2MPa s H 3 ;113233.5经计算可知:大小齿轮均满足接触强度要求。验算齿根弯曲疲劳强度s= 2KT1YFaYSaYe s ;Ff m3Z 2F将fdd1= b , m = d1 代入上式得:d1z1FFs= 2KT1YFaYSaYe s ;bd1m确定公式中各量的值:查表 10-5 选取齿形系数YFa 和应力修正系数YSa :YFa1 =2.32,YFa 2 =2.72,YFa3 =2.23,YSa1 =1.5,YSa 2 =1.57,YSa3 =1.76;计算重合度系数Ye :Y =0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.75;1e 1ea1.5错误!未找到引用源。=0.25+ 0.75 =0.25+ 0.75 =0.69;ea 21.7查表 10-20C 选取弯曲疲劳极限s F lim :s F lim1 =600MPa,s F lim 2 =650MPa,s F lim3 =500MPa;取弯曲安全系数 SF =1;由式 10-13 计算应力循环次数:N1 =60j n1 Lh其中: Lh =2830010=48000;应力循环次数 N:小齿轮为主动轮,每转一周,小齿轮同一侧啮合一次,弯曲应力按脉动循环变化;中间桥齿轮每侧齿面啮合一次。因此,弯曲应力按对称循环变化。故N=60j n L =60
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