矿用用回柱绞车

前言
矿用用回柱绞车，又称慢速绞车,是用来拆除和回收矿山回采工作面顶柱的机械设备。

回柱作业属危险性工作，工作人员不能直接进入回柱空顶区，此时可把回柱绞车布置在距回柱空顶危险区段较远的安全地段，用钢丝绳钩头来拉倒和回收顶柱。

由于它的高度较低重量又好，持别适用于薄煤层、和急倾斜煤层采煤工作面，以及各种采煤工作面回收沉入底板或被矸石压埋的金属支杖。

牵引力大和牵引速度慢是回柱绞车的主要性能要求。

随着机械化采煤程度的提高，它越来越多地被广泛用于机械化采煤工作面，作为安装、回收牵引各种设备称备件之用。

回柱绞车除用来回柱放顶工作外，也可用来拖运更韧和调运车辆
下面让我们熟悉一下回柱绞车的特点以及它在井下回采面的布置方式.
1.回柱绞车(含慢速绞车)的结构有如下特点：
(1)传动系统都有一级减速比很大的蜗轮蜗杆传动，皆具备自锁功能，不会发生下故重物拉动滚筒旋转情况。

(2)总传动比大(i＝150～230)，能在电动机功率较小时，获得较大的牵引力。

(3)具有整体结构，便于移动和安装，甚至可以用回柱绞车牵引力来牵引绞车本身移动。

(4)有的在电动机联轴器上装有手动制动闸，有的在蜗轮减速器输出轴上装有活动齿轮和锥形摩擦制动器，使回柱绞车可以按信号准确停位，并能从滚筒上自由放绳(不受蜗杆传动自锁影响)，且可控制放绳速度，防止松绳和乱绳。

(5)电气控制装置较简单，皆具备隔爆性能，可用于有瓦斯、煤尘的环境场所。

(6)因蜗轮蜗杆传动效率低，易造成发热和温升过高,所以必须重视润滑和维护。

2.回柱绞车在井下回采工作面的布置方式主要有以下几种：
(1)回柱绞车安装在回风巷内：回柱绞车安装在回风巷内的位置、应符合作业规程定.如图1所示.
图1 在回风巷布置回柱绞车
1回风巷2 回柱绞车3 导向轮
Fig 1--In return air back-alley layout winch
1 Lane
2 to wind back to the winch-round 3-oriented
回柱绞车安装在回风巷内布置方式的优点有：①回栓绞车不需经常搬迁；②适合于煤层倾角较大、顶板破碎、压力较大的工作面。

缺点有；①回栓绞车可能影响回风巷人员行走和材料运输工作；②钢丝绳牵引时要绕过一个拐直角的导向轮，钢丝绳受力大容易损坏；②要求固定拐角导向轮的柱子或锚杆等必须牢固.
(2)回柱绞车安装在回采工作面上端；回柱绞车布置在紧靠回风巷，且在工作面的上端相密集支柱之间．如图2所示。

图2 在回采工作面上布置回柱绞车
1 回风巷
2 回柱绞车
3 钢丝绳
Fig 2 --Recovery work surface layout in the back-winch
1 Lane
2 to wind back 3-wire rope winch
回柱绞车安装在回采工作面上端布置方式的优点有：①钢丝绳牵引不必拐弯，直线牵引，钢丝绳运行阻力小，不易损坏；②不影响回风巷内人员走动和材料运输工作。

缺点有：①每进行一次循环都要移动回柱绞车；⑧要求在顶板条件较好和煤层倾角较小的条件下采用。

当顶板压力较大时，机座受力后易变形；②顶板严重冒落，可能埋住绞车，移设和检修都很困难。

这种布置方式很少采用。

(3)回柱绞车直接安装在工作面：回柱绞车直接安装在工作面的多台布置,方式如图3所示.
回柱绞车直接安装在工作面的多台绞车布置方式的优点有：①多台同时回柱，加快回柱进度，特别适合需要回柱的普通机械化采煤工作面，如使用刨煤机的回采工作面；②不影响回风巷内的人员走动和材料运输工作；⑧钢丝绳牵引不必拐弯，直线牵引，钢丝绳运行阻力小，不易损坏。

缺点有，①每进行—次循环都要移动回柱绞车；②要求在顶板条件较好和煤层倾角较小的条件下采用；②顶板冒落，可能埋住绞车，移设和检修都很困难。

这种布置方式是在回柱工艺时间大大超过来煤工艺时间的情况下采用，可提高采煤工作面生产能力和经济效益，但应在确保安全的前提下谨慎推广使用
图 3 在工作面上布置数台绞车
1 回风巷
2 回柱绞车
3 刮板输送
Fig 3--In the work surface layout several winch
1 Lane
2 to wind back to the winch-
3 AFC
1.回柱绞车的概况与方案的初步拟定
1.1.国内外回柱小绞车的概况
我国矿用小绞车主要是指调度绞车和回柱绞车，它经历了仿制、自行设计两个阶段。

解放初期使用的矿用小绞车有日本的、苏联的，因此当时生产的矿用小绞车也是测绘仿制日本和苏联的产品。

1958年后这些产品相继被淘汰，并对苏联绞车进行了改进，于1964年进入了自行设计阶段.回柱绞车大体上也是经历了仿制和自行设计的两个阶段，八十年代以前一直使用的是仿制的老产品，八十年代中期才开始设计新型的回柱绞车，主要针对效率极低的球面蜗轮副、慢速工作和快速回绳等环节进行根本的改进。

矿用小绞车标准化方面，1967年制定了调度绞车部标准，1971年制定了回柱绞车部标准.1982年对上述两个标准都进行了修订，其标准方为JB965-83. JB1409-83.国外矿用小绞车使用很普通，生产厂家也很多。

苏联、日本、美国、瑞典等国都制造矿用小绞车。

国外矿用小绞车的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式.传动型式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线齿轮传动等。

其中采用行星齿轮传动的比较多。

发展趋势向标准化系列方向发展，向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展;向高效、节能、寿命长、低噪音、一机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。

国外矿用小绞车规格比较多，适用不同场合，我国矿用小绞车的规格少，品种型号多而乱，也较繁杂，没有统一标准。

从工作机构上分，国外有单筒、双筒及摩擦式三种，我国只有单筒一种型式。

从原动力上分，国外有电动的、风动的及液压驱动，我国只有电动的和少量风动的。

例如回柱绞车的薄弱环节是球面蜗轮副传动，回柱绞车的主传动均采用了蜗轮副传动，这是因为蜗轮副传动比大，又具有自锁性，故其传动效率较低，一般只有0. 4～0.45，回柱绞车的总传动效率更低。

回绳速度慢，所有的回柱纹车回绳速度和工作牵引速度相同.不论绞车用于回柱放顶，还是搬运设备，工作效率太低。

随着采煤机械化的发展，综采设备的频繁搬迁，又由于回柱绞车搬运，工作时间长占用人工多，因此这类绞车均应设置快速回绳。

我国矿用小绞车在寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联有着一定的差距。

苏联矿用小绞车使用寿命规定在5年以上，我国目前不具备测试手段寿命无法考
核，但从对用户的访问中得知，寿命达不到5年.噪音也稍大。

虽然我国矿用小绞车参数系列水平优于国外，但在标准化和通用化方面远不如发达采煤机械制造国。

比如牵引力14000kg·f这一档回柱绞车就有四种型号. JHC-14型一级减速为蜗轮副传动、二级为行星齿轮传动(少齿差传动)。

JHZ-14型二级减速为蜗轮副传动，一级和三级减速为圆柱齿轮传动。

JM-14型是在一级蜗轮副减速之后,其二级、三级减速为直齿圆柱齿轮传动。

JH-14型是在一级蜗轮副减速之后，其二级减速为直齿圆柱齿轮传动，也是传动系统最简单的一种。

回柱绞车以电动使用最广，传动型式以球面蜗轮副居多，该机主要结构型式为电动机悬装在蜗轮副减速器的后部，蜗轮副减速器为第一级减速，第二级和第三级为圆柱齿轮传动，分别安装在机器的两侧对称机体的中心布置，该机呈长条形适应并下巷道的空间，体积小，底座呈雪橇形，安装搬运方便。

纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点。

(1)向标准化系列化方向发展，苏联月本、美国、德国、英国已有矿用小绞车国家标准.并且这些国家的各制造公司有自己的产品系列型谱。

在这些国家标准和系列型谱中，对绞车的性能、参数做了明确的规定，并强力推行和实施，给设计和制造、使用、维护带来极大方便。

(2)向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展。

由于煤矿井下狭窄的工作环境要求绞车体积小、重量轻，各国都在力求将绞车的原动机、传动装置、工作滚筒、制动操作等部分及底座等主要部件综合在一个系统中加以统筹布局，充分利用空间提高紧凑程度，做好外形封闭。

为此有的将传动部分置于滚筒内部，有的紧贴滚筒端部，有的将电机埋入滚筒内部，有的将底座支架减速器铸为一体。

(3)向高效节能方向发展。

世界工业发达的国家如苏联、日本在纹车各种参数的设置上进行优化设计，选取最佳参数，最大限度提高产品功能。

在传动机构上尽量采用较先进的传动型式，并采用合理的制造精度，以提高生产效率。

在产品节能方面各国各公司都很重视。

苏联和日本在绞车设计方面为节约电耗，对电机功率在全面分析绞车的实际工作情况的基础上确定。

使电机的功率保证绞车的功能(牵引力、牵引速度)等，又能使电机功率得以充分利用。

(4)向寿命长、低噪音方向发展。

寿命和噪音是衡量产品的综合性能指标，是产品质量的综合性反应。

寿命长，经济效益才能高;噪音低,有利工人身心健康。

(5)向一机多能、通用化方向发展。

矿用小绞车在使用过程中不仅做调度用，而且还做运输及其他辅助工作。

使用范围扩大，要求绞车有比较强的适应能力。

把调度、运输、辅助绞车归纳为一个标准。

三种绞车结构相近，大同小异。

即主机相近而制动操作部分则根据各自的使用条件有所区别。

有的国家已经打破了行业界限，把各行业的卷扬机设备统归为卷扬机类。

这样便于生产使用和维护。

便于提高产品质量和社会经济效益。

随着管理水平的提高，产品通用化程度也必然的不断提高，这是今后产品发展的必然趋势。

(6)向大功率方向发展。

随着生产的发展，原来的产品越来越不能满足用户的要求。

长期的生产实践的成功经验表明，调度绞车除调度矿车外，也用于运搬设备，又如回柱绞车除用于回柱放顶外，有时也用于运搬综采及各类机电设备时，运距一般较长，牵引和回绳用一种速度，且目前的回柱绞车牵引速度太慢，回绳速度更慢，因此解决上述问题的同时要加大绞车的功率，满足用户的要求。

(7)向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。

由于各国力求使产品的结构紧凑、体积小、重量轻、大都采用了机电合一的综合机构。

外表只能看到滚简和制动操纵部分。

整个绞车近似一个圆形，显得线条简单外形平滑，为了争夺市场，各国绞车在外形上巧妙的构思，使得产品造型美观，操作者感到舒适。

1.2.回柱绞车的主要传动方式类型
我国常用的回柱绞车类型及其传动方式有下列几种:
1.
25
JH-型回柱绞车,其传动方式为:一组斜齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮2.8
JH-型回柱绞车,其传动方式为:一组蜗轮,一组直齿轮
3.
214
JM-回柱绞车,其传动方式有两种,一种为:一组蜗轮,两组直齿轮;一组为一组斜齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮.
4.
214
JH-型回柱绞车,其,传动方式为:一组斜齿轮,一组蜗轮,一组内齿轮
5.14
JHC-型回柱绞车,其传动方式为:一组蜗轮,一组少齿差行星齿轮
6.20
JH A
-型回柱绞车,其传动方式为:一组直齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮
7.28
JM-型回柱绞车,其传动方式为:一组圆锥齿轮,一组变速直齿轮,一组行星齿轮,一组直齿轮
1.3.设计任务与方案的初步拟定
矿用回柱绞车传动装置设计
1.设计条件:
1)机器用途:煤矿井下回收支柱用的慢速绞车;
2)工作情况:工作稳定、平稳,间歇工作(工作与停歇时间比为1:2),绳筒转向定期变换;
3)运动要求:绞车绳筒转速误差不超过8%;
4)工作能力:储备余量10%;
2.原始数据见表1-1:
表1-1绞车原始数据图
Table 1-1 winch raw data plans
题号 J1
钢绳牵引力（kn） 50
钢绳最大速度(m/min) 5
绳筒直径(mm) 280
钢绳直径(mm) 14
最大缠绕层数 4
绳筒容绳量(mm) 80
3.方案的初步拟定
根据设计要求，所给原始数据,经过对回柱绞车常用型号的传动方式比较,最后选用一级为蜗杆传动,一级齿轮传动的传动方式.其传动结构图如图1-1:
图1-1回柱绞车传动方式
Fig.1-1 Drive back to the winch-way
该结构简单,而且占用的空间小,适合井下狭窄空间.第一级采用蜗杆机构,也符合回柱绞车传动比大的要求,所以经过比较,最终我选择此种传动方案.
2.传动装置设计
2.1 传动方案的拟定
已知条件:钢绳牵引力F=50kN,最大速度V=5m/min,绳筒直径D=280mm,钢绳直径d=14mm ，则
6010006010005/606/min 3.141280v n
r w D
π⨯⨯⨯===⨯ 初步拟定出二级传动的传动方案。

因为是井下工作，是多粉尘，潮湿，易燃易爆的场合，而且传递的功率大，传动要求严格，尺寸要求紧凑，所以最后选定蜗杆-齿轮二级减速器.即：JH-8型回柱绞车。

2.2 电动机选择
(1）电动机类型和结构型式
回柱绞车主要用于井下回收支柱用,为防止瓦斯、粉尘等有害气体引起爆炸,故绞车的电动机需要选用矿用防爆电机.防爆电机的选型原则是安全可靠、经济合理、维护方便,同其它的防爆电气设备一样应根据危险场所的类别和区域等级以及在该场所存在的爆炸性混合物的级别、组别来选用.在这里我们选用BJO2系列防爆电机.结构为封闭卧式结构.
(2）电动机容量
1）绳筒轴的输出功率
w P = 5010005/60
4.210001000Fv
kW ⨯⨯==
2）电动机输出功率d P =w
P η
传动装置的总效率 432123ηηηηηη5=
式中为从电动机到绳筒之间各传动机构和轴承的效率，由表查的滚动轴承η1＝0.99，蜗杆传动η2＝0.8，圆柱齿轮传动η3＝0.97，弹性联轴器η4＝0.99，绳筒滑动轴承η5＝0.96
则 20.80.970.990.960.708η30.99=⨯⨯⨯⨯=
故 d P =
w P η= 4.2 5.890.708=kW
(3)电动机额定功率 查手册选取电动机的额定功率10ed kW P =
(4)电动机的转速
因为是在井下工作,要考虑到其安全可靠性,所以选用防爆电机，即BJO2系列防爆三相异步电机,同步转速为750m/min,满载时转速为720r/min.
2.3 计算传动装置总传动比和分级传动比
(1)传动装置总传动比
7201206m
w n i n ===
(2）分配各级传动比
取蜗杆传动比140i =，圆柱齿轮传动比23i =
2.4 传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
高速轴为0轴，中间轴为1轴，低速轴为2轴，则
0720/min m n n r ==
01172018/min 40n n r i ===
122186/min 3
r n n i === (2)各轴输入功率
按电动机的额定功率计算各轴输入功率，即
010ed P P kW ==
1
027.84P P kW η21=η= 2211
7.45P P kW ηη3==
(3)各轴转矩
000
1095509550132.64720p T N m n ==⨯= 1
11
7.84955095504159.5618p T N m n ==⨯= 2
227.459550955023715.833p T N m n ==⨯=
2.5 传动件的设计计算
2.5.1 高速级传动件设计
1. 选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)
2. 选择材料
根据设计要求,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度
是慢速,故蜗杆用45钢,因需要效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,二轮芯用灰铸铁HT100铸造.
3. 按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 ≥1) 确定作用再蜗轮上的转矩
由前面计算可知4159560T N mm =
2) 确定载荷系数K
因工作较稳定,故取载荷分布不均有系数1K β=;由表选取使用系数
1.15A K =;由于转速不高,冲击不大,可取动载系数 1.05V K =,
则 1.051 1.05 1.21K =⨯⨯≈
3) 确定弹性影响系数E Z
因选用得式铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故1/2160E Z MPa = 4) 确定接触系数Z ρ
先假设蜗杆分度圆直径1d 和传动中心距a 得比值1/0.35d a =,从中查得 2.9Z ρ= 5)确定许用接触应力[]H σ
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'[]268H MPa σ=
应力循环次数 72606011828000 3.010h N jn L ==⨯⨯⨯=⨯
寿命系数 0.872HN K ==
则 '[][]0.872268233.61H HN H K MPa σσ==⨯= 6)计算中心距
270.75a mm ≥=
取中心距225a mm =,根据传动比,从手册中取模数8m =,蜗杆分度圆直径
180d mm =.这时1/0.355d a =,可得接触系数' 2.89Z ρ=,因为'Z Z ρρ<,因此以上计算
结果可用.
4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1)蜗杆
轴向齿距25.12a P mm =;直径系数10q mm =;齿顶圆直径196a d mm =;分度圆导程角05.7γ=;蜗杆轴向齿厚12.56a mm s =. 2)蜗轮
蜗轮齿数240Z =;变位系数0x =
蜗轮分度圆直径 22840320d mz mm ==⨯=
蜗轮喉圆直径 2222336a a d d h mm =+= 蜗轮齿根圆直径 2222316.8f f d d h mm =-= 蜗轮咽喉母圆半径 221
572g a r a d mm =-=
5.校核齿根弯曲疲劳强度
22121.53[]F Fa F KT Y Y d d m βσσ=
=≤ 当量齿数 20
2334040.2cos cos 5.7v z z γ
==
=
根据240.2v z =,20x =,从中可查得齿形系数2 2.43Fa Y = 螺旋角系数 00
5.7110.9593140140Y βγ
=-
=-
=
许用弯曲应力 '[][]F F FN K σσ=
从中可得由ZcuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力'[]56F MPa σ= 寿命系数
0.6853FN K ==
所以, '[][]37.17F F FN MPa K σσ==
1.53 1.214159560
2.430.959345.68[803208
]F F MPa σσ⨯⨯=
⨯⨯=<⨯⨯
弯曲强度是满足的. 6.精度等级公差
考虑到所设计和表面粗糙度的确定的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089-1988.然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度. 7.工作图见图纸
2.5.2 低速级传动件设计
1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮
2）绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88) 3）材料选择 选择小齿轮材料为40Cr （调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，两者材料硬度差为40HBS 4）选小齿轮齿数125Z =，则大齿轮齿数225375Z =⨯= 2.按齿面接触疲劳强度设计
2
1t d ≥2.32
1）确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数 1.3t K = (初选) (2)小齿轮传递的转矩4200000T N mm = (3)选齿宽系数1d φ=
(4)由此可得的材料的弹性影响因数1/2189.8E Z MPa =
(5)按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限min1600Hl MPa σ=，大齿轮接触疲劳强度极限min 2550Hl MPa σ= (6)计算应力循环次数
71606018128000 3.02410h N njL ==⨯⨯=⨯ 772 3.02410/3 1.00810N =⨯=⨯
(7)可得接触疲劳寿命系数10.95HN K =,20.98HN K = (8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1
1min11[]570HN Hl H K MPa S
σσ== 2min 2
2[]522.5HN Hl H K MPa S
σσ=
=
2）计算
(1)计算小齿轮分度圆直径，由公式得
1228.914t d mm ≥= (2)计算圆周速度
11
0.22/601000
t d n v m s π=
=⨯
(3)计算齿宽b
11228.914228.914d t b d mm =φ=⨯=
(4)计算齿宽与齿高b/h
模数11
228.9149.1625
t t d m mm Z =
==
2.25 2.259.1620.6t h m mm ==⨯=
/228.914/20.611.1b h mm ==
(5)计算载荷系数K
已知使用系数 1.25A K =,根据0.22/v m s =,七级精度,可得动载系数
1.01V K =;可得H K β的计算公式：
2231.120.18(10.61)10.2310228.914 1.46H K -β=+⨯+⨯⨯+⨯⨯=
得 1.46F K β=;可得 1.1H F K K αα==;
故 1.25 1.1 1.46 1.01 2.03A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯= (6)按实际载荷系数校核算得得分度圆直径
11228.914265.58d d mm ===
(7)计算模数n m
11
265.5810.625
d m mm Z =
==
3.按齿根弯曲强度设计
m ≥
1) 确定计算参数
(1)计算载荷系数
1.25 1.01 1.75 1.1
2.43A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=
(2)查取齿形系数和应力校正系数
得 122.62, 2.23Fa Fa Y Y ==
121.59, 1.76Sa Sa Y Y ==
(3)由小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ=,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2380FE MPa σ=;
(4)可得弯曲疲劳寿命系数10.9FN K =,20.93FN K = (5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则
11
122
20.9500
[]321.431.4
0.93380[]252.431.4FN FE F FN FE F K MPa S K MPa
S
σ⨯σ==
=σ⨯σ=
==
(6)计算大小齿轮的
[]
Fa Sa
F Y Y σ并加以比较 111222
2.62 1.590.01296
[]321.432.23 1.760.01555
[]252.43
Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y ⨯==σ⨯=
=σ
大齿轮的数值大 2) 设计计算
m mm ≥
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取8.0m mm =,已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1228.914d mm =来计算应有的齿数,于是由
11228.914298
d Z m
=
=
=
取1229,29387Z Z ==⨯=则 4.几何尺寸计算 1)计算中心距 12()(2987)8
4642
2
Z Z m
a mm ++⨯=
=
=
2)计算大小齿轮的分度圆直径
1122298232878
696Z m d mm
Z m
d mm
⨯===⨯=
==
3)计算齿轮宽度
11232232d b d mm =φ=⨯=
圆整后取2232B mm =,1237B mm = 4)验算： t F =112T d =24159560
35858.3232
⨯=N
1.2535858.3193.2232
A t K F MP b ⨯== 所以合适 5)结构设计 见图纸
2.6 轴的设计计算
2.6.1高速轴设计(蜗杆轴)
(1)轴的材料选择 选用45号钢,调质. (2)求作用在蜗杆上的力
已知:010P KW =,0720/min n r =,132640T N mm =,蜗杆分度圆直径
80d mm =. 所以,
圆周力 1
122132640
331680
t T F N d ⨯=
=
=
轴向力 22224159560
25997320
a T F N d ⨯=
=
=
径向力 202
224159560
tan tan 209462320
r T F N d α⨯==
⨯=
(3)初步确定轴的最小直径 根据表15-3,取0110A =,于是得
min 11026.4d A mm ===
最小直径处是安装联轴器得直径1d ,为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器的型号.
联轴器的计算转矩0ca A T K T =,查表14-1,取 1.3A K =,则
0 1.3132640225488A ca
T K T N mm =⨯==
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-1985,选用TL6型弹性套柱销联轴器,公称转矩250N mm ,许用转速3800r/min.半联轴器孔 径为32mm,故取轴径1d 32mm =;半联轴器长度L=82mm 。

(4)结构设计
1)拟定轴上零件的转配方案 见图纸
2)根据轴上定位要求确定各段直径和长度
(a)为满足半联轴器的定位要求,第一段轴右端需制出一轴肩,故取第二段轴径
2d 40mm =.左端用轴端挡圈定位,取轴端挡圈直径D=35mm.半联轴器与轴配合的
毂孔长度182L mm =,毂第一段轴的长度应比1L 略短一些,现取180mm l =.根据
2d 40mm =,取346mm d =
(b)初步选择滚动轴承.因轴承同时承受径向力和轴向力,故选用角接触球轴承.参照工作要求,,从手册中选用7310B 型角接触球轴承,(应角接触球轴承都使成对使用,所以此处选用一对),尺寸110D mm =,27B mm =,50d mm =,所以
8450mm d d ==
右端滚动轴承采用轴肩定位,由手册查得定位轴肩高度h=5mm,因此取
560mm d =
(c)由前面设计可知蜗轮分度圆直径,所以6320mm l = (d)角接触球轴承都有挡油环,故取435mm l =,835mm l =
(e)轴左端轴承端盖的宽度为55mm(由设计而定).根据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油,所以取240mm l =
(f)角接触轴承左端用螺母来轴向紧固,所以取320mm l = (g)取5740mm l l == 3)轴上零件周向定位
联轴器与轴的周向定位采用平键联接,按1d 32mm =由手册查得平键截面尺寸87b h mm ⨯=⨯,键槽用槽铣刀加工,长度为70mm 4)确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为0245⨯,各轴肩处的圆角半径见图纸. (5)求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a 值.因此,作为简支梁的轴的支承跨距为435mm.根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图
现将计算出的截面C 处的,,H V M M M 的值列于下面: 水平面支反力 11758HN N F = 21758HN N F = 垂直面支反力 14831HV N F = 214293HV N F = 水平面弯距 1382365H N mm M = 2382365H N mm M = 垂直面弯距 11100000V N mm M = 23100000V N mm M = 总弯距 11200000N mm M = 23120000N mm M =
扭距 132640T N mm
下图所示为高速轴的水平面弯矩图,垂直面弯矩图,合成弯矩图以及扭矩图.
从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出C 是轴的危面.
d.水平面弯矩（kg ·
e.垂直面弯矩（kg ·
f.合成弯矩图（kg ·
g.扭矩图（kg ·m）
a.受力简图
b.水平面受力（kg）
c.垂直面受力(kg)
Ⅰ
Ⅱ图2-1高速轴的水平面弯矩、垂直面弯矩、合成弯矩、以及扭矩图
Fig. 2-1 Horizontal-axis moment, the vertical plane moment, synthetic moment, and
torque map
(6)按弯曲合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面的强度.取0.6α=,轴的计算应力为
35.3ca MPa W
σ=
=
之前选定轴的材料为45号钢,调质处理.查得1[]60MPa σ-=.因]ca σσ-1<[,故安全.
2.6.2 中间轴的设计(蜗轮齿轮轴)
(1)轴的材料选择 选用45号钢,调质. (2)求作用在蜗轮和齿轮上的力
已知:17.84kW P =, 118/min n r =,14159560T N mm =,小齿轮分度圆直径
1232mm d =
作用在蜗轮上的力:
125997t N mm F =
13316a F N mm =
01tan 25997tan 209462t r N F F α=⨯==
作用在小齿轮上的力:
1122/24159560/23235858t F T d N ==⨯= 022tan 35858tan 2013051t r F F N α==⨯=
(3)初步估算轴的最小直径
取材料为45号钢,调质.取0110A =,于是得
min 11678.8A mm d ===
最小直径处安装轴承,所以取轴径为80mm.,所以选取36116型角接触球轴承,180mm d =,125D mm =,22B mm =
(4)结构设计
1)轴承需要用轴肩来轴向定位,故取295mm d =.因为此轴段时用来固定蜗轮,蜗轮宽为90mm,所以此段轴长度应略短蜗轮宽度一些,取286mm l =.
2)在安装蜗轮的右端制出一轴肩,取轴肩高度为6mm,所以取轴径为
3101mm d =
3)小齿轮制成齿轮轴,所以此段轴长为4232mm l =
4)轴承应距箱体一段距离,取8s mm =.齿轮需距箱体一段距离,取16a mm =,所以取149l mm =,549l mm = 320l =mm
5)轴上零件周向定位
固定蜗轮采用平键联接,由295mm d =,查手册取2514mm b h =⨯⨯,键长为80mm.
6)轴端倒角为0245⨯,各轴肩处的倒角见图纸. (5)求轴上的载荷
根据轴的结构图作出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时,先从手册中查出a 值.因此作为简支梁的支承跨距为24.5232208624.5387mm ++++=,据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图.
下面所示为中间轴的水平面弯距图,垂直面弯距图,合成弯距图以及扭距图
现将计算结果列出:
水平支反力:123418NH N F = 22097NH N F = 垂直支反力:123109NV N F = 210049NV N F = 水平弯距:11861731N N M mm = 23420132N N M mm = 垂直弯距:1166711.5V N M mm =-左 1562918.5V N M mm =右
21487252V N M mm =左 2740523.6V N M mm =右
合成弯距:1869180N M mm =1左 1944973N M mm =1右。