最新回柱绞车的设计设计说明

回柱绞车的设计设计说明毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。

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作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢42的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。

作者签名：日期：仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢42摘要回柱绞车又称慢速绞车,它是能拆除和回收回采工作面顶柱的-种机械。

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，也可用来拖运和调运车辆。

目前，回柱绞车的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。

仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢42目录1.设计方案的拟定 (5)2.传动装置的设计 (7)2.1 传动方案的拟定 (7)2.2 电动机选择 (7)2.3 计算传动装置总传动比和分级传动比 (8)2.4 传动装置的运动和动力参数 (9)2.5 传动件的设计计算 (10)2.5.1 高速级传动件设计 (10)2.5.2 低速级传动件设计 (13)2.6 轴的设计计算 (18)2.6.1高速轴设计(蜗杆轴) (18)2.6.2 中间轴的设计(蜗轮齿轮轴) (23)2.6.3 低速轴的设计 (26)3.滚筒及主轴的设计 (30)3.1 滚筒的设计 (30)3.2 滚筒主轴的设计 (31)4.制动器的设计 (38)4.1制动器的确定 (38)4.2.带式制动器的工作原理 (38)4.3. 带式制动闸的闸带有下列要求： (39)仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢424.4．制动器的制动力矩 (40)5.毕业设计总结 (41)致谢 (42)1.设计方案的拟定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:3.方案的初步拟定仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢42根据设计的要求和所给的原始数据,经过对回柱绞车常用型号的传动方式的比较,最后选用一级为蜗杆传动,一级为齿轮传动的传动方式.:其传动结构图如下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.仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除谢谢42仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除 谢谢422.传动装置的设计2.1 传动方案的拟定已知条件:钢绳牵引力F=45kN,最大速度V=8m/min,绳筒直径D=250mm,钢绳直径d=15mm ，则6010006010008/6010/min 3.141250v n r w Dπ⨯⨯⨯===⨯ 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.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仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除 谢谢42 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 = 4510008/60610001000FvkW ⨯⨯==2）电动机输出功率d P =wP 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= 68.470.708=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.仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除 谢谢422.3 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7207210mw n i n ===(2）分配各级传动比取蜗杆传动比125i =，圆柱齿轮传动比2 2.88i =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 ==1172029/min 25n n r i ===1222510/min 2.88r nn 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 ==1027.84P P kW η21=η= 22117.45P P kW ηη3== (3)各轴转矩0001095509550132.64720p T N m n ==⨯=1117.84955095502581.79325p T N m n ==⨯=2227.45955095507114.7510p T N m n ==⨯=02.5 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2581793T 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 1.21V K =⨯⨯≈ 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1/0.29d a =,从图11-18中查得 3.1Z 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,可从表11-7中查得蜗轮得基本许用应力'[]268H MPa σ=应力循环次数 72606012528000 4.210h N jn L ==⨯⨯⨯=⨯寿命系数 0.815HN K ==则 '[][]0.815268218.42H HN H K MPa σσ==⨯= 6)计算中心距252.56a mm ≥= 取中心距250a 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1/0.32d a =,从图11-18中可查得接触系数'3.0Zρ=,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0'''111836γ=;蜗杆轴向齿厚12.56a mm s =.2)蜗轮蜗轮齿数250Z =;变位系数0x =蜗轮分度圆直径 22850400d mz mm ==⨯= 蜗轮喉圆直径 222416a a d d h mm =+= 蜗轮齿根圆直径 2222380.8f f d d h mm =-= 蜗轮咽喉母圆半径 221422g 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 202335053.3cos cos 11.31v z z γ===根据253.3v z =,20x =,从图11-19中可查得齿形系数2 2.15Fa Y = 螺旋角系数 0011.31110.9192140140Y βγ=-=-=许用弯曲应力 '[][]F F FN K σσ=从表11-18中查得由ZcuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力'[]56F MPa σ=寿命系数0.6601FN K ==所以,'[][]36.97F F FN MPa K σσ==1.53 1.2125817932.150.919235.48[804168]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）选用斜齿圆柱齿轮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 由表10－1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40HBS4）选小齿轮齿数120Z =，则大齿轮齿数220 2.8858Z =⨯= 5）初选螺旋角014β= 2.按齿面接触疲劳强度设计21t d ≥1）确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数 1.6t K =(初选) (2)小齿轮传递的转矩2581793T N mm = (3)由表10－7选齿宽系数1d φ=(4)由表10－6查的材料的弹性影响因数1/2189.8E Z MPa =(5)由图10-21d 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)由式10-13计算应力循环次数716060251835010 4.210h N njL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 762 4.210/58.410N =⨯=⨯(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数10.96HN K =,20.99HN K = (8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S ＝11min11[]576HN Hl H K MPa Sσσ== 2min 22[]544.5HN Hl H K MPa Sσσ==11[](]])/2(576544.5)/2560.25H MPa σ=[σ+[σ=+=(9)由图10-30选取区域系数 2.433H X =由图10-26查得12120.76,0.85, 1.61αααααεεεεε===+=则 2）计算(1)计算小齿轮分度圆直径，由公式得1167.8t d mm ≥=(2)计算圆周速度110.255/601000t d n v m s π==⨯(3)计算齿宽b 及模数nt m11167.8167.8d t b d mm =φ=⨯=11cos 167.8cos148.1420t nt d m mm Z β⨯===2.25 2.258.1418.315nt h m mm ==⨯=/167.8/18.3159.16b h mm ==(4)计算纵向重合度βε010.318tan 0.318120tan14 1.586d Z βε=φβ=⨯⨯⨯=(5)计算载荷系数K已知使用系数1A K =,根据0.233/v m s =,七级精度,由图10-8查得动载系数 1.001V K =;由表10-4查得H K β的计算公式与直齿轮的相同,故2231.120.18(10.61)10.2310178.23 1.448H K -β=+⨯+⨯⨯+⨯⨯=由图10-13查得 1.39F K β=;由表10-3查得 1.4H F K K αα==; 故 1 1.001 1.4 1.48 2.029A 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11167.8181.627d d mm ===(7)计算模数n m11cos 181.627cos148.8120n d m mm Z β⨯===3.按齿根弯曲强度设计n m ≥1) 确定计算参数 (1)计算载荷系数1 1.001 1.4 1.39 1.948A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=(2)根据纵向重合度 1.586β=ε,从图10-28查得螺旋角影响系数0.88Y β=(3)计算当量齿数11332021.89cos cos 14V Z Z ===β22335863.49cos cos 14V Z Z ===β(4)查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得 122.7645, 2.29892Fa Fa Y Y ==121.5689, 1.71418Sa Sa Y Y ==(5)由图10-20c 查得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=;(6)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数10.95FN K =,20.98FN K = (7)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则1112220.95500[]339.291.40.98380[]2661.4FN FE F FN FE F K MPaS K MPaSσ⨯σ===σ⨯σ===(8)计算大小齿轮的[]Fa SaF Y Y σ并加以比较 1112222.7645 1.56890.01278[]339.292.29892 1.714190.01481[]266Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y ⨯==σ⨯==σ大齿轮的数值大 2) 设计计算n m mm ≥对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 6.0n m 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1181.627d mm =来计算应有的齿数,于是由11cos 181.627cos14296nd Z m β⨯===取1229,29 2.8885Z Z ==⨯≈则 4.几何尺寸计算1)计算中心距 120()(2985)352.472cos 2cos14Z Z m a mm ++===β⨯2)按圆整后的中心距修正螺旋角012()(2985)61422352.47nZ Z m arccosarccosa++⨯β===⨯因β值改变不多,故参数,,H K Z αβε等不必修正. 3)计算大小齿轮的分度圆直径001122296179.33cos cos14856525.61cos cos14n n Z m d mmZ m d mm⨯===β⨯===β4)计算齿轮宽度11179.32179.32d b d mm =φ=⨯=圆整后取2179B mm =,1184B mm = 5)结构设计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 1122132640331680t T F N d ⨯===轴向力 2222258179312412416a T F N d ⨯===径向力 202222581793tan tan 20451880r 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 caT 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,半联轴器与轴配合的毂孔长度160L mm = (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348mm 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8465mm 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=15mm,因此取565mm d =(c)由前面设计可知蜗杆分度圆直径,所以6280mm l =(d)蜗杆右端支撑初采用深沟球周称,查手册选用6210型深沟球轴承,其尺寸90D mm =,20B mm =.深沟球轴承采用制动垫圈来轴向定位,所以取846mm d =,948mm d =(e)角接触球轴承和深沟球轴承都有挡油环,故取470mm l =,835mm l =(f)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260mm l =(g)角接触轴承左端用螺母来轴向紧固,所以取320mm l = (h)取57120mm 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563mm.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 11388HN N F = 21560HN N F = 垂直面支反力 13040HV N F = 21364HV N F = 水平面弯距 1413624H N mm M = 2413400H N mm M = 垂直面弯距 1905920V N mm M = 2361460V N mm M = 总弯距 1995879N mm M = 2549138N 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是轴的危险截面.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)ⅠⅡ(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13.7ca MPa Wσ==之前选定轴的材料为45号钢,调质处理.由表15-1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 =,129/min n r =,12581793T N mm =,小齿轮分度圆直径1181.627mm d =作用在蜗轮上的力:115280t N mm F =12948a F N mm =01tan 15280tan 205561t r N F F α=⨯==作用在小齿轮上的力:1122/22994880/191.6931247t F T d N ==⨯=022tan 31324tan147791t a F F N β=⨯==0022tan cos 31247tan 20/cos1411721/t n r F F N αβ==⨯=(3)初步估算轴的最小直径取材料为45号钢,调质.根据表15-3,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35120mm d d ==3)小齿轮制成齿轮轴,所以此段轴长为4197mm 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 =,649l mm =5)轴上零件周向定位固定蜗轮采用平键联接,由280mm d =,查手册取2214mm b h =⨯⨯,键长为70mm.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79.5191.5148419mm ++=,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ⅠⅡc.垂直面受力(kg)b.水平面受力（kg）a.受力简图g.扭矩图（kg·m）f.合成弯矩图（kg·e.垂直面弯矩（kg·d.水平面弯矩（kg·现将计算结果列出:水平支反力:123418NHNF=22097NHNF=垂直支反力:123109NVNF=210049NVNF=水平弯距:11861731NNM mm=23420132NNM 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3729507N M mm =2左 3499383N M mm =2右扭距: 12994880T N mm = (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由手册查得0.6α=,轴的计算应力2.18dC MPa W σ==2.61dD MPa Wσ==前面选定轴的材料为45号钢,调质处理,其1[]60MPa σ-=,故安全.2.6.3 低速轴的设计(1)轴的材料选择 选用45号钢,调质. (2)求作用在大齿轮上的力由小齿轮的受力情况,可以得出大齿轮的受力,即331247t F N =311721r F N = 27791a F N =(3)初步确定轴的最小直径选轴的材料为45号钢,调质处理.根据表15-3,取0110A =,于是得min 11093.7A mm d ===输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号.联轴器的计算转矩2A ca T K T =,查表14-1,取 1.3A K =,则2 1.371147509249175caA T K T N mm =⨯==按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册或GB/T5014-1985,选用HL8型弹性柱销联轴器,其公称转矩为10000N mm .半联轴器的孔径为100mm,半联轴器长度L=212mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm. (4)轴的结构设计1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,左端需制出一轴肩,故需制出一轴肩,取2106mm d =.半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故长度应比毂孔长度略短一些,现取1165l mm =.2)因轴承同时承受轴向力和径向力,故选用角接触球轴承.参照要求并根据2106mm d =,由轴承产品目录中初步选取36122型角接触球轴承,其尺寸为110mm d =,170D mm =,28B mm =,故36110mm d d ==.3)轴承右端采用轴肩进行轴向定位,取4120mm d =.4)取安装齿轮处的轴段轴径5115mm d =;已知齿轮轮毂的宽度为206mm,此轴端应略短与轮毂宽度,故取5202mm l =.5)轴承端盖总长度为20mm,故取250mm l =.6)轴承应距箱体一段距离,取8s mm =,则4755l mm l ==. 7)轴上零件的周向定位半联轴器,齿轮与轴轴向定位采用平键联接.半联轴器与轴的联接,选用平键尺寸为3218mm mm b h =⨯⨯,键长为140mm;按5115mm d =,由手册查得齿轮与轴的平键尺寸为3218mm mm b h =⨯⨯,键长为140mm,键槽用槽铣刀加工,同时为了保证齿轮和轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6.8)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为0245⨯,各轴肩处圆角半径见图纸. (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,应先从手册中查取a 值.因此,作为简支梁的轴的支承跨距290137427mm +=根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图.现将计算结果列出如下:水平面支反力:19061NH N F = 219179NH N F = 垂直面支反力:1884NV N F =- 211477NV N F = 水平弯距:12627690N N M mm = 22627523N N M mm = 垂直弯距:1244760V N mm M =- 21572349V N mm M = 总弯距:12639065N mm M = 23062051N mm M = 扭距:27114750T N mm =下图所示为输出轴的水平面弯距图,垂直面弯距图,合成弯距图以及扭距图.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)图 4-1ⅡⅠ(6)按弯扭合成应力来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.根据时(15-5)及表中的数值,并取0.6α=,轴的计算应力为.20130.1115ca MPa Wσ===⨯已经选定轴的材料为45号钢,调质处理,1[]60MPa σ-=.1[]ca σσ-<,故安全.3.滚筒及主轴的设计3.1 滚筒的设计一.滚筒材料及壁厚确定选用A3钢作为滚筒材料,焊接而成.查手册知其厚度在20～40mm 之间,根据经验公式,最后确定滚筒壁厚为15mm δ=. 二.滚筒尺寸的确定已知滚筒的尺寸: 1.滚筒直径:250mm 2.钢绳直径:15mm 3.最大缠绕层数:4 4.最大容绳量:120mm 1.确定滚筒的宽度B由公式 02[(1)]Z Ln D d n dk π=++-可以算出每层的缠绕圈数,即 0212000031.2[(1)] 3.144[25015(41)150.9]LZ n D d n dk π===++-⨯++-⨯⨯取31Z =,所以滚筒的宽度为: 13115489.50.95Zd B mm k ⨯===2.确定绳筒各直径 1)滚筒最小缠绕直径min Dmin 025015265D D d mm =+=+=0D ―――滚筒的最小外径d ―――钢丝绳直径2)滚筒最大缠绕直径max Dmax 022(1)250152(41)150.9346D D d n dk mm =++-=++⨯-⨯⨯=2k ―――钢丝绳每层厚度降低系数,取20.9k =3)滚筒平均缠绕直径cp Dmax min ()/2(346265)/2305.5cp D D D mm =+=+=4)滚筒结构外径D 外max 233462153436D D d mm =+⨯=+⨯⨯=外3.2 滚筒主轴的设计一.滚筒主轴设计应考虑的问题主轴是绞车的主要部件之一,对于它的设计和使用,必须给予足够的重视.主轴的结构设计应考虑如下几点: 1)便于起吊、安装和加工;2)卷筒子轴上的固定方式,不论用键或热装固定,都应力求可靠、不松动,因为松动后不仅影响传动,而且回在轴上磨出沟槽,以至引起断轴事故; 3)轴的断面变化不应太剧烈,并要防止其它类型的、过大的应力集中; 4)轴的加工和热处理需严格遵守规程,并于机械加工情在轴头切样检验,此外还要进行探伤检验;5)对轴不仅有强度要求,而且还有刚度要求,通常挠度应小于轴跨距的1/3000;6)主轴的材料一般采用45号钢. 二.主轴的结构设计 1.确定轴各段直径和长度1)确定最小直径及长度根据前面设计选用的联接减速器和滚筒主轴的联轴器孔径,可以确定滚筒主轴的最小直径,即min 100mm d =.半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm,,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故轴的长度应比毂孔长度略短一些,现取1165l mm =.为了满足联轴器的轴向定位,右端需制出一轴肩,故取该段直径为2105mm d =.2)初步选择滚动轴承因为轴承同时承受有径向力和轴向力的作用,故选用双列圆锥滚子轴承.参照工作要求,由手册中初步选取352122型双列圆锥滚子轴承,其尺寸为:110mm d =,180D mm =,95B mm =,故39110mm d d ==,而995l mm =. 两端轴承都采用轴肩进行轴向定位,由手册上查得,取6mm h =,因此,取48116mm d d ==.3)两端安装支轮处都采用轴肩来进行轴向定位,取6mm h =,5710l l mm ==.4)中间轴端为安装滚筒处,取该段轴径为6115mm d =,长度为6489.5l mm =.5)因为制动器放在左边支轮处,所以安装左支轮处的轴径长度应略长一些,故取4200l mm =.右边支轮处轴径长度为840l mm =.6)轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外断面与半联轴器右端面键的距离为30mm,故取250l mm =.7)轴上零件的周向定位支轮、半联轴器的周向定位均采用平键联接.按48116mm d d ==,由手册查得平键截面尺寸为3218mm mm b h =⨯⨯,键长为32mm;半联轴器与轴得联接,选用平键尺寸为3218mm mm b h =⨯⨯,键长为140mm.滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的.8)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. 2.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的的计算简图.在确定轴承的支点位置时,从手册中查取a 值.因此作为简支梁的轴的跨距为933.5mm.经分析,当钢丝绳位于靠近左边支轮时,轴承、轴的受力最大,将各力已知卷筒轴心上,其受力情况如下所示:d.扭矩图（kg ·m）c.垂直面弯矩（kg ·b.垂直面受力(kg)a.受力简图By现将计算出的卷筒轴上的计算结果列于下: 钢绳牵引力:45G kN =垂直面支反力:26348.2A R N = 18651.8B R N = 总弯距:110216523.45M N mm =• 210216514.55M N mm =• 扭距:27114750T N mm =• 3.精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面D 处的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面D 处的应力最大,所以该轴需校核D 处两边.2)截面D 左侧抗弯截面系数 3330.10.1122181584.8W d mm =⨯=⨯=抗扭截面系数 3330.20.2122363169.6T W d mm =⨯=⨯=截面D 左侧的弯距为 5651495.4M N mm =扭距为 27114750T N mm =截面上的弯曲应力 31.12b M MPa W σ== 截面上的扭转切应力 19.59T T TMPa W τ==轴的材料为45钢,调制处理。