矿用调度绞车的设计毕业设计论文(编辑修改稿)

矿用调度绞车的设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

 39。 kW1000FVP   （ ） 根据传动方案图 11可得： 总传动效率  1 1 1 112 0 .9 9 0 .9 7 0 .8 6       式中： 轴承的效率 1 为 ； 行星轮传动效率 2 为。 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 6 确定电动机的型号 按公式 ()可计算出电动机的输出功率： p   VF= 电动机所需的额定功率 P 与电动机输出功率 39。 P 之间有以下的关系： 39。 PKP A () 其中： AK ─用以考虑电动机和工作机的运转等外部因素引起的附加动载荷而引入的系数，取 1AK 由式 ()可计算出额定功率 P ： P  =， 圆整取 P=。 同时，绞车井下使用，条件比较恶劣，要求电动机必须具有防爆功能，查《机械零件设计手册》，得到电动机的型号： YB2132S4。 额定功率 P=,实际转速 1440r/minn ； 额定转矩最大转矩 ； 额定转矩堵转转矩 ； 堵转电流额定电流 ； 其外形尺寸：  460 350 400 mm    长 宽 高 515 365 470； 电机中心高度 H ： =132H mm ； 电动机轴直径  长度： 28 80（ mm）。 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 7 2 滚筒及其部件的设计 选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。 我国提升钢丝绳多用同向捻绳，至于是左捻还是右捻，我国的选择原则是：绳的捻向与绳在卷筒上的缠绕螺旋线方向一致。 我国单绳缠绕式提升机多为右螺旋缠绕，故应选右捻绳，目的是防止钢丝绳松捻；多绳摩擦提升为了克服绳的旋转性给容器导向装置造成磨损， 一般选左、右捻各一半。 由于调度绞车是用以调度车辆的一种绞车，常用于井下采区、煤仓用装车站调度室、牵引矿车，湿度较大，酸碱度很高，为了增加钢丝绳的搞腐蚀能力，延长它的使用寿命。 因此选择镀锌钢丝绳。 因为镀锌以后，对于防腐蚀及防锈有很好的效果。 钢丝绳的安全系数取 5K ，则钢丝绳所能承受的拉力 F 需满足以下的要求： 5FF拉 其中： KN6F 拉 则： 30KNF 查《矿井运输提升》表 22（ 2） 选择：绳 196 股  1 6 12 绳纤维芯，钢丝绳表面镀络。 其主要参数如下： 钢丝绳直径 ：  钢丝直径 ：  河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 8 钢丝总断面面积 ： 参考重力 ： 钢丝绳公称抗拉强度 ： 1550Mpa 钢丝破断拉力总和 S ： N49900 滚筒直径  16 ~ 20Dd 式中， d ─钢丝绳直径，  则：    1 6 ~ 2 0 9 . 3 1 4 8 . 8 ~ 1 8 6 m mD    取 180mmD 滚筒宽度 滚筒的宽度直接影响到最终产品的宽度，因此它的宽度不能太宽。 滚筒的宽度太窄的话，就会显得不协调。 最好是在画图的过程中把它定下来，这样有利于整体的配合。 让人看起来协调、美观、大方。 根据总装图，我们定下来的滚筒宽度为 240mmB。 滚筒的外径 滚筒的容绳量，我们设定为 150mm ，据以上设计可知，每一层缠绕河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 9 的圈数 n ：  2 4 0 / 9 .3 2 5n  圈 每一圈所缠绕的长度 l ： Rl  2 2/  565mm ∴ 钢丝绳的缠绕层数为    1 5 0 / 2 5 0 .5 6 5 1 0 层 则 :滚筒的外径 1D ： dDD  521 式中， d ─为钢丝绳直径，  ∴ 1 180 2 5 366 m mD      取外径 1 366mmD  ，可算出最大速度 1v。 转速 D vn   100060     r min 由于 nD v   1 1100060 ， 即 4 01 0 0 060 1   v 可 得 1  ，同已知的最高速度一样，所以符合条件。 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 10 3 减速器设计 总传动比 39。 nni () 式中， n 为电动机转速 39。 n 为滚筒转速 据滚筒及其部件设计，滚筒直径 180mmD 则 39。 60 1000 vn D  60 1000 180   所以，总传动比 39。 39。 / 1 4 4 0 / 5 7 .3 2 2 5 .1 2i n n   在传递动力时 ,行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点 ,但是行星数目的增加会使其载荷均衡困难 ,而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围 .因而在设计行星齿轮传动时 ,通常采用 3 个或 4 个 ,特别是 3个行星轮。 取行星轮的数目为 3。 因为行星轮数目 3wn ，传动范围只有 ~BAXi ，故选用两级行星齿轮传动机构。 传动比分配 多级行星齿轮传动的传动比分配原则是各级传动之间等强度，并希望获得最小的外廓尺寸，在两级 NGW 型行星齿轮传动中，用角标  表示高速级参数，  表示低速级参数。 设高速级和低速级外啮合齿轮材料，齿河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 11 面硬度相同，则 lim limHH  ；取行星轮数目 3wn ；对于两级 NGW 型行星齿轮传动，可使低速级内齿轮分度圆直径 bd 与高速级内齿轮分度圆直径 bd 之比接近于 1，之比值用 B 表示，通常令 1~ ，并取  ；取载荷不均匀系数 CCKK  ；取齿宽系数 。 两级 NGW 型行星齿轮传动的传动比分配可利用图 《机械设计手册》，图中 i 和 i 分别为高速级及总的传动比， E 可按下式计算 3E AB 2 2 2 l i m2 2 2 l i mw d C V H N W Hw d C V H N W Hn K K K Z ZA n K K K Z Z               式中 wn —— 行星轮数目； d —— 齿宽系数； CK —— 载荷不均匀系数见表 ；查《机械设计手册》 HK —— 接触强度的齿向载荷分布系数； VK —— 动载系数； NZ —— 接触强度的寿命系数； WZ —— 工作硬化系数； limH —— 计算齿轮的接触疲劳极限，取值查第 16 篇第 2章。 查《机械设计手册》 VK 、 HK 、 2NZ 的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积 22V H NV H NK K ZK K Z    等于 ~。 取 22 H NV H NK K ZK K Z     如全部齿轮硬度 350HBS ，可取 22 1WWZZ 。 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 12 ∴ 2 2 2 l i m2 2 2 l i mw d C V H N W Hw d C V H N W Hn K K K Z ZA n K K K Z Z                 由公式 3E AB 可计算出 E 值： 再使用图 《机 械设计手册》 ,即可查出 NGW 型两级行星齿轮传动的传动比分配，图中 i 和 i 分别为高速级及总的传动比，如果最后标得的 E 值大于 6 ，则取 6E。 332 .2 8 1 .2 3 .9 4E A B    由图 ，查得  那么低速级传动比2 2 .6 1 4 .4 3 3 35 .1ii i  。 配齿计算 确定齿数应满足的条件： 行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择，还须满足其传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。 通常电动滚筒中取行星轮数目 3wn ，过多会使其载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点，由于  距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。 各轮齿 数按公式 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 13 BAX Awiz  进行配齿计算，计算中根据 BAXi 并适当调整，使 c 等于整数，再求出Az ， Az 应尽可能取质数，并使 Awzn 整数。 则 5 .1 343BAX A Awi z zn  20Az  34 3 20 82B w Az c n z       12C B Az z z  1 82 202   31 这些符合 Az 取质数， Az /wn  整数， Bz /wn  整数，且 CB zz / 及 CA zz / 无公约数， / w 整数的 NGW 型配齿要求。 变位方式及变位系数的选择 在渐开线行星齿轮传动中，合理采用变位齿轮可以获得如下效果：获得准确的传动化、改善啮合质量和提高承载能力，在保证所需传动比前提下得到合理的中心距、在保证装配及同心等条件下使齿数的 选择具有较大的灵活性。 常用行星齿轮传动的变位方法及变位系数可按表 13513 及135图 1355和图 1356确定。 参考《机械零件设计手册》 此行星齿轮传动采用的变位方式为高变位； 表 13513《机械零件设计手册》详细说明了高变位的系数的选择的情况 : 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 14 （ 1） 4BAXi  太阳轮负变位，行星轮和内齿轮正变位。 即： A C Bx x x   Ax 和 Cx 按图 1354及图 1355确定。 选《机械零件设计手册》 （ 2） 4BAXi  太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位。 即： A C Bx x x  Ax 和 Cx 按图 1354及图 1355确定。 选《机械零件设计手册》 由于 4BAXi ，故 A C Bx x x  查得  ，   输入转距  1 44 55 0P9 55 0 nT 1   因传动中有一个或两个基本构件浮动动作为均载机构，且齿轮精度低于 6级，所以取载荷不均匀系数  CFCHc KKK。 在一对 AC传动中，小齿轮（太阳轮）传递的扭矩   2 3 . 2T 1 . 1 5 8 . 9 N m3AcwT Kn      全面硬齿面的外啮合，在对称，中等冲击载 荷时：精度采用 877 GB/T1009512020。 使用的综合系数 ~  考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取 K。 齿数比 31 20CAzu z   太阳轮和行星轮的材料用 40Cr 钢表面的影响系数。 调质处理后HBS240~ 285，取 2lim 1100 N /m mH 。 河南理工大学万方科技学院本科毕业（论文）说明书 15 齿宽系数 /a ba  （ GB10098— 88）线偏斜可以忽略因齿面硬度HB350，则取  。 按接触强度初算中心距 a 公式：  3 2lim4 8 4 1 AaHKTau u () 由公式 ()可计算出中心距（内啮合用“－”号） :   322 . 4 8 . 94 8 4 1 . 5 5 1 0 . 3 1 1 0 0 1 . 5 5a       mm 求模数 m 2 2 4 1 .4 8 1 .6 32 0 3 1ACam zz    1）计算 AC 传动的实际中心距和啮合角 39。 ACa 取模数 3mmm  （渐开线齿轮标准模数（ GB135787）），则实际中心距 ()2AC A Cma z。