牵引绞车设计

1 绪论
本系统设计的目的是对缆车式活动泵房的牵引绞车的控制系统的改进，利用PLC技术使其控制系统工作稳定可靠，并且易于维修。

本设计的意义是使用软件实现复杂的硬件电气的功能。

对于绞车及其控制系统的发展如下：
国内有移动组合式全数字变频防爆绞车控制系统，对于变频调速技术和PLC控制技术已经非常成熟，但还没有将变频调速技术和PLC 控制技术同时应用于井下防爆绞车控制的报道。

究其原因：
一、现有的国内外生产的变频器大多不适应我国煤矿井下生产所用660V 电压等级；
二、现有的变频器和PLC控制器均不防爆，不能满足高瓦斯矿井、煤与瓦斯突出矿井井下工况的要求；
三、国内外生产的隔爆变频器普遍采用油浸或水冷散热方式，体积庞大、价格高、不便于安装和现场维护；
四、没有适用于井下提升机的变频器控制的应用软件和PLC控制应用软件。

移动组合式全数字四象限变频防爆绞车控制系统较好地解决了以上的问题。

在国外，钻机制造商德国Wirth公司、Bentec公司以及美国Varco公司拥有先进的绞车控制技术、电动机四象限传动技术以及电子(自动) 司钻控制技术。

这些绞车控制系统能根据钻压、机械钻速、转盘转速和扭矩等参数控制钻井钢丝绳的连续递送以保持稳定的钻井状态，进而大大提高钻井效率。

如：
一、德国Wirth公司齿轮传动绞车
德国Wirth公司新一代齿轮传动绞车采用四象限控制技术，配有2台或3台直流或交流电动机，能平稳地减速和停止下降或上升的载荷，在不超过设备使用限制的情况下，直流和交流电动机都能运用再生制动技术，制动能量大部分回馈给电网。

绞车控制系统通过控制电动机四象限传动，使能量在一个起下钻作业中按4个不同传动阶段分配。

绞车的控制系统是通过一个30～60kW的交流电动机来实现其它的辅助驱动。

在钻井过程中，自动化司钻控制电动机实现恒钻压自动送钻，保持设定的参数，使钻井工具的寿命得以大大增长。

另外，在主电动机失效时，还可做为应急装置，将井中钻具提起。

绞车控制系统还包括一套智能防碰系统(ACS)，用来优化游车上下运行
过程中的安全和效率，它监控绞车独立的3个刹车系统。

系统提供了整个提升系统动能的参数分析，并考虑了包括系统制动能力、钩载、游车的速度和位置等参数，在位于司钻控制室的ACS系统终端设定系统的上、下限位。

两个PLC上独立计算大钩的位置、速度和制动距离。

根据控制系统的运算法则，并考虑到系统的动能和绞车的刹车系统能力，两个PLC能独立启用再生制动、涡流刹车或盘式刹车。

大钩位置、载荷和所需要的制动距离等参数持续地由两个微处理器检测和比较，任何差异都认为是ACS系统失效。

电动机再生制动、涡流刹车和盘刹紧急制动将被激活，使载荷制动停止。

二、Bentec公司绞车
德国Bentec公司已成功地将四象限传动用于其链传动钻机上，将电动机用于刹车，并将能量回馈。

盘式刹车只用于驻车或紧急制动。

绞车遥控操作，游车可以准确定位。

自动送钻速度从10 m/ h到150 m/ h 。

三、美国Varco公司单轴绞车
美国Varco公司最新一代单轴ADS —10绞车，充分利用了交流变频的控制技术，可不使用摩擦离合器而使用电动机再生制动来保持负荷。

高性能可精确控制的空气冷却和水冷却伊顿( Eaton) 组合盘式刹车可实现自动送钻，并且使该绞车唯一的刹车——空气冷却模块用于紧急制动和负载的静态控制，而水冷却模块用于钻井钢丝绳的均匀递送、游车运行、钻压以及其它钻井参数的动态控制。

而我设计的绞车及其控制系统，仅仅是以很简单的方式对绞车进行控制，由PLC进行编程，实现对绞车各种动作的控制。

2 绞车的选型计算与设计
2.1设计参数
泵房总重：50吨，斜坡的坡度：20度，绞车的垂直提升高度：25m ，泵房的行走速度：2m/min=0.0333m/s
2.2绞车钢丝绳的布局
为了安全考虑，采用双滚筒，双绳提升泵房。

为了使所选的绞车结构和尺寸尽量的小，以降低成本，采用滑轮组来改善泵房的受力情况，从而选择合适的零部件，进而达到优化系统的目的。

我设计的绞车不采用固定滚筒和游动滚筒的形式，两个滚筒使用相同的绳索布局，并且都以相同的方式提升绞车。

图2.1 钢丝绳的布局
2.3选择钢丝绳
钢丝绳的选择原则是根据绳的终端最大可能的悬垂重量等条件初选，再进行安全系数的验算。

2.3.1每米钢丝绳质量的计算
公式：(sin cos )
6'1110(sin cos )
m f p B L f m sa
αασ
αα+=-⨯-+ kg/m (2.1)
其中，
m 每根绳提升的泵房的重量kg
B σ钢丝绳的抗拉强度Pa
α为斜坡角度，L 提升斜长
sa m 钢丝绳安全系数，其值5.6≥sa m (参考《煤矿安全规程》中规定的提升钢丝绳的安全系数的要求，专为升降物料用的钢丝绳不得小于6.5)。

f 泵房阻力系数，取f=0.01~0.015 'f 钢丝绳阻力系数，取'f =0.15~0.20
参数：m=G/4=50000/4=12500kg ，B σ=1850×106Pa ，α=20 ，
L=25/sin20°＝73m ，sa m =8，f=0.01，'f =0.2 结果：
6
612500(sin 200.01cos 20)
185010111073(sin 200.20cos 20)8
1.754/175.4/100p kg m kg m -⨯+⨯=
⨯⨯⨯-⨯+==
选型结果：(YB829-79)
表2.1
此三角股钢丝绳的主要用途：它是同向捻钢丝绳，主要用于立井提升，高炉卷扬，露天矿斜坡卷扬，缆车，电铲，以及双卷扬(左同向与右同向绳可成对使用)的各种起重设备，例如重型冶炼浇铸吊车等。

2.3.2验算钢丝绳的安全系数
公式：)
cos (sin )cos (sin '
ααααf pLg f mg Q m t
sa +++=
(2.2)
其中，
Q t 为所选钢丝绳破断力总和，即Q t =319500N g 为重力加速度，即9.8m/s 2
结果：
319500
125009.8(sin 200.01cos 20) 1.83739.8(sin 200.2cos 20)7.3 6.5sa m =
⨯⨯++⨯⨯⨯+=> 结论：钢丝绳符合要求。

此外，双绳提升，两根钢丝绳同时断的概率要比一根绳的小得多。

2.4绞车的选择和计算主轴的结构尺寸
选择滚筒直径的主要原则是使钢丝绳绕经滚筒时产生的弯曲应力不要过大，以便保持钢丝绳的一定承载能力和使用寿命，钢丝绳弯曲应力的大小及其疲劳寿命，取决于滚筒和钢丝绳的直径比。

2.4.1预选绞车滚筒的直径
公式：d D 60≥
δ900≥D (2.3)
其中，
D 为滚筒直径mm d 为钢丝绳直径mm
δ为钢丝绳中最粗钢丝直径mm
结果：
6060211260D d mm ≥=⨯= 900900 1.51350D mm δ≥=⨯=
2.4.2绞车的最大静张力及最大静张力差的计算
绞车各承力部件的结构强度是按照绞车系列参数规定的钢丝绳最大静张力和最大静张力差来设计的。

选择绞车时，应验算实际负荷所产生的最大静张力和最大静张力差，使它小于所选绞车规定的最大静张力和最大静张力差。

考虑到泵房的受力情况，则：
公式：
'49.8[(sin cos )4(sin cos )]c F G f pL f αααα=++⨯⨯+ (2.4) 其中，
L 为提升斜长，α斜坡角度
f 泵房运动时阻力参数，滚动轴承f=0.015，滑动轴承f=0.02 f '提升钢丝绳运动时的阻力系数，f '=0.15~0.2，由于斜坡距离较短，钢丝绳始终处于绷紧状态，钢丝绳的阻力系数仅考虑动滑轮处的阻力，取值会小一些，取f '=0.03 p 为钢丝绳单位长度重量
参数：
G=50000kg ，α=20 ，f=0.02，f '=0.03，L=73m 结果：
9.8[50000(sin 200.02cos 20) 1.83734(sin 200.03cos 20)]
4
44246.845c F N KN
⨯++⨯⨯⨯+==≈预选绞车类型：
2.4.3上述所选用的矿用提升绞车是根据参数计算的结果进行的初选，考虑到我所设计的绞车只是单方向的提升，并且两卷筒是同时提升泵房，相当于两卷筒都是固定滚筒，所以，绞车的最大静张力差也应该是45KN ，则预选的绞车不满足要求，需要自行设计绞车的结构。

而上述所选的双刹2JTK1.6型绞车的技术参数可以作为参考，从而有利于设计的合理性。

1、原始数据
滚筒直径：D=1600mm
绳缠绕圈数：732
29.11.6
n π⨯=
=⨯ 绳的间距：l=2mm 摩擦圈：n m =3
滚筒宽度(至少)：B=(29.1+3)×21+(28+3)×2=736.1mm ，
取B=900mm
缠绕层数：一层 滚筒个数：2
钢丝绳最大静张力：T=45KN
钢丝绳最大静张力差：KN T 45=∆
钢丝绳最大直径：d=21mm
钢丝绳的钢丝最大直径：mm d 5.11= 钢丝绳单位长度重量：p=1.832kg/m
钢丝绳所有钢丝总断面积：295.172mm F s = 钢丝绳所有钢丝破断力总和：N S 319500=∑，(抗拉强度为1850Mpa) 提升速度：取v=0.0333×2＝0.067m/s 环境温度：0~40C 环境湿度：不小于95% 传动方式：机械式传动 2、滚筒支轮轮缘的直径
1 2.52160021 2.521705D D d mm =+=+⨯⨯=，取mm D 17501=
因为滚筒支轮轮缘的作用之一是定位钢丝绳，使其始终处在滚筒的宽度之内，所以，支轮轮缘直径取的比计算值要高出一些。

3、最大提升高度
公式：单层提升高度
s m L D n t
b d B H ----=π)2/(1 (2.5)
其中，
H 1为缠绕单层的最大提升高度m B 为滚筒两挡绳板之间的宽度mm
d 为使用钢丝绳的最大直径mm
b 为由滚筒挡绳板内侧至筒壳出绳孔中心的距离mm δ滚筒筒壳钢板厚度mm
t 为钢丝绳在滚筒上的缠绕节距mm
D 滚筒的名义直径m
n m 钢丝绳在滚筒上缠绕的摩擦圈，通常取3≥m n
L S 试验用钢丝绳长度(绞车实际使用的频率较低，但是，为了保证绞车的安全运行，每隔一定的时间还是要进行检查，间隔的时间可以取的长些)，则取Ls=3m
参数：
B=900mm ，d=21mm ，δ=25mm ，b=d/2-(1~1.5)δ=35.5~48，取b=40mm ，t=d+(2~3)=23mm ，m n =3，D=1.6m
结果：
90021/240
(
3)3.141.63167.523
m H m --=-⨯⨯-= 结论：斜坡提升的绳长是73×2＝146mm ，所以，单层提升高度值满
足要求。

4、变位质量计算 (1)、筒壳
参考《液压绞车》中的相关参数，并由设计图纸，取筒壳的质量为
kg G k 1246=
图1.2 滚筒筒壳
参数：Di 零件i 的惯性回转直径m
Gi 零件的实际重量kg D 滚筒直径m
mm D D D k 43.12
)40.1()45.1(22
22
221=+=+=
(2.6)
kg D D G m k k k 3.995)
6.1()43.1(12462
2
22=⨯== (2.7)
(2)、支轮
支轮的结构如下图，由轮、圈、环、筋四部分组成，其尺寸已经在图中标注出，以便于后续的计算。

图1.3 滚筒支轮
支轮重量kg G ZL 692=，将支轮分解为四部分：
kg G kg G kg G kg G ZL ZL ZL ZL 4.16,7.356,6.53,2.2284321==== 1234 1.560.9851.0051.005ZL ZL ZL ZL D m D m
D m
D m ====
====== 221
1122222
2222
22
3332
2
224
44
22
(1.56)228.2216.9(1.6)(0.985)53.620.3(1.6)
(1.005)
356.7140.7(1.6)(1.005)16.4 6.5(1.6)
ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL ZL D m G kg D D m G kg D D m G kg
D
D m G kg D ==⨯===⨯===⨯
===⨯=
1234216.920.3140.7 6.5384.4ZL ZL ZL ZL ZL m m m m m kg
=+++=+++=
主轴装置变位质量为： 995.3384.41379Z k Z L m m m k g =+=+=
5、筒壳强度计算
(1)、已知条件，绞车滚筒的筒壳的结构尺寸如下：
图1.4 滚筒筒壳结构尺寸
筒壳材质：16Mn 筒壳厚度：50mm δ=
筒壳厚度中线半径：r=700mm
筒壳弹性模数：E=26/1028.9cm N ⨯⨯
钢丝绳弹性模数：26/102.18.9cm N E s ⨯⨯= 钢丝绳横向弹性模数：2/25008.9cm N E h ⨯=
(2)、筒壳自由段强度计算
查表得16Mn 是低合金结构钢，含碳量0.16%，用于制造大型容器和管道。

其抗拉强度MPa b 490=σ，屈服点MPa s 323=σ，伸长率%21=s δ，则许用应力2/215303.2155
.1323
5
.1][cm N MPa s
===
=
σσ 参数：
T 钢丝绳最大静张力，T=45000N δ筒壳厚度，δ=5.0cm
t 绳圈间距，t=d+ε=21+2=23mm ，取钢丝绳排列间隙，ε=2mm C 由于筒壳变形，使钢丝绳拉力降低的系数 B 滚筒宽度，B=900，
β筒壳的弹性系数
p 钢丝绳单位长度重量，p=1.832kg/m α斜坡倾角， 20=α 计算：
缠绕一层绳时，筒壳自由段压缩应力：
21450000.9023529.6/5.0 2.3
y TC N cm t σδ⨯===⨯<][σ=215302/cm N
结论：
该绞车滚筒采用16Mn ，mm 50=δ钢板时，可以满足要求。

(3)、筒壳在支轮处的强度计算
当β
9
.01>
L 时，可认为筒壳与支轮的连接为固接结构；当β
9
.01<
L 时，
可认为筒壳与支轮的连接为铰接结构。

该绞车筒壳的尺寸mm L 601=，筒壳的弹性系数：
0.0687
β=
== 10.9
0.9
613.10.0687
L cm cm β
=<
=
=
故认为该绞车筒壳与支轮连接为铰接结构，可按下述方法计算筒壳在支轮处的强度。

支轮区筒壳弯矩为：)(303.0x r qC M Z βδξ= 最大弯矩可由
0=dx dM 求出，即在δβ
π
r x 61.04==处，
0. 5.011.41
x === max 0.3039(0.784)0.098Z Z M qC r C qr δξδ==
相应的弯曲应力：02
max
59.059.06y Z Z C r
qC M σδ
δ
σω==
=
相应的压缩应力：068.0))784.0(1(y Z Z y C rk
q C E E r Y
σθσ=+==
根据最大剪应力理论，合成应力： ][09
.1)1(31σδ
σμσσσσω<=++=-=r
qC Z y
据计算最大合应力发生在β
π
2=
x 处，此时合应力为： ][27
.1σδ
σ<=r
qC Z
筒壳在支轮处的强度计算如下，筒壳上单位面积的压力：
245000
279.50/70.0 2.3
T q N cm rt ==
=⨯ 支轮处钢丝绳拉力降低系数取平均值：95.021
902.021=+=+=C C Z 在β
π
4=
x 处， 2279.500.9570.0
0.59
0.59
2193.2/5.0Z qC r
N cm ωσδ⨯⨯===
2279.500.9570.0
1.09 1.094051.9/5.0
Z qC r N cm σδ⨯⨯===
在β
π
2=
x 处， 2279.500.9570.0
1.27
1.27
4721.0/[]5.0
Z qC r
N cm σσδ
⨯⨯===<
筒壳符合要求。

6、主轴的结构尺寸
主轴使用的材料为45号钢，经热处理正火加回火，相应得参数：
2
1212
2/14700,/24500,
27440N/cm ,/54880,200~160cm
N cm N cm N HB s b =====--τσσσ屈服点抗拉强度
主轴的尺寸设计是根据轴上承载的各个部件的尺寸，并考虑各个零部
件的定位情况而确定。

在主轴上有：两个滚筒、一对滑动轴承、开式齿轮、深度指示器、光电旋转编码器的安装。

此外，还要考虑盘形制动器的尺寸。

主轴结构尺寸如图纸。

2.5主轴承的选择
主轴处的轴承，我采用对开式四螺柱正滑动轴承。

主轴承的结构，它是由铸铁制作的轴承体、轴承盖，铸铁制的上、下瓦衬和巴氏合金衬层等部件组成。

在上、下瓦衬的接口处有瓦口垫，以便调整轴颈与轴瓦间的间隙用。

2.6滑轮组的设计
滑轮组的布局不同，会导致绞车的提升钢丝绳的长度不同，从而影响到对滚筒强度的要求的不同，同时，钢丝绳本身的受力情况也要发生变化，所以，应该合理进行布局。

绳索滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递拉力的方向或平衡绳索分支的拉力。

滑轮组分为省力和倍增两种，省力滑轮组用于提升物品，它的挠性件的自由端或者经过导向滑轮，或者直接卷上绞车卷筒。

我所设计的系统中使用的是省力滑轮组，并且使用钢丝绳作为挠性件，钢丝绳经过导向滑轮，一端卷上绞车滚筒，另一端连接于液压缸。

2.6.1滑轮主要尺寸
参考缆索式起重机(GB3811-83)，装卸用吊钩式主起升机构，取机构的工作级别M7，则系数h 的值，查表得，卷筒h=22.4，滑轮h=25
图2.5：滑轮主要尺寸
钢丝绳直径d =21mm
滑轮绳槽底半径R=(0.53~0.6)d=0.55×21=11.55mm
绳槽两侧面夹角 90~302=β，一般为 45~35，取 452=β 滑轮直径2521525D h d ≥=⨯=
平衡滑轮直径3155256.06.0=⨯==D D p
D>350mm 属于大尺寸滑轮，应进行强度验算。

查表得，标记为：绳槽断面11.5-2 ZBJ80006.1-87，即滑轮绳槽半径R=11.2mm ，表面精度为2级的绳槽断面。

查表，选择滑轮，滑轮A21×525-80 ZBJ80 006.3-87 2.6.2滑轮强度验算
计算假定：假定轮缘是多点支点梁，绳索拉力s 使轮缘弯曲。

图2.6 滑轮轮缘的受力
参数：
s 绳索拉力N
γ绳索在滑轮上包角的圆心角
l 两轮辐间的轮缘弧长mm w 轮缘抗弯段面模数mm
][w σ许用弯曲应力，对于Q235型钢应小于100N/2m m F 辐条段面积2m m ϕ断面折减系数
][y σ许用压应力，对于Q235钢大约为100 N/2m m
绳索拉力的合力：
由于钢丝绳的最大静张力小于其破断力总和，使用钢丝绳破断力总和值进行验算，若满足，则滑轮的选型符合要求。

45
2sin
2319500sin
244534.712
2
p s N γ
==⨯⨯= 轮缘最大弯矩：
mm N pl M w ∙=⨯
⨯
==
6.314933916
2525
4
71.24453416
max π
最大弯曲应力：
max
22
525
3195004542sin sin 8283149339.621/[]100/w sl w N mm N mm π
γσσ⨯
⨯
==⨯=<= 满足要求 辐条内压应力：
当p 力方向与辐条中心线重合时，辐条中产生的压力最大，查表，以辐条断面为正方形，F=22360060mm =，ϕ=0.84，则：
22
452sin
2319500sin
22
0.843600
80.9/[]100/y y s F
N mm N mm γ
σϕσ⋅⨯⨯=
=
⨯=<=
符合要求。

2.6.3滑轮组设计 选用省力滑轮组。

参数：
p 挠性件自由端牵引力N Q 起重物的重力N
m 滑轮倍率，单联滑轮组m=n ，双联滑轮组m=n/2
n 悬挂物品挠性件分支数
s v 挠性件自由端牵引速度m/min h v 动滑轮组速度m/min 挠性件自由端： 牵引力：N m Q p 125004
50000===
牵引速度：428/min s h v mv m ==⨯=
滑轮的结构尺寸可由查表得相应得值，通过手册来确定。

2.7预选绞车使用的电动机
计算：450000.067 1.2
4.8100010000.75
jm m c
F v p KW ϕη⋅⋅⨯⨯=
=
=⋅⨯ (2.8)
其中，
F jm 是钢丝绳最大静张力
v m 钢丝绳最大绳速
ϕ动力系数，取ϕ=1.2~1.4
c η绞车减速器的传动效率。

当减速器的传动比12<i 时，c η=0.92；当12>i 时，c η=0.85。

考虑到此处的电动机只作一
般用途，初定为常用的Y 系列，而其常用的同步转速中最低为600r/min ，而绞车的提升速度是0.067m/s ，由公式ω＝2πn/60和n=rω得到绞车的转速是n ＝0.8r/min ，则整个系统的传动比较大，取c η=0.75。

由计算结果，选用Y160L —8型，功率是7.5KW 的异步电动机。

同步转速750r/min ，工作转速720r/min 。

2.8设计的验算计算
(1)、验算滚筒宽度
计算：
30
(
3)()73230(3)(212)874.71.6
H B d D
mm
εππ+=++⨯+=+⨯+=⨯ (2.9)
其中，
H 为提升斜长m
ε相邻绳圈的间隙，取ε=2mm
缠绕层数：16.0900
5
.540≈==
n 层 计算出的滚筒宽度小于所设计绞车的宽度，应为一层，因此，符合要求。

(2)、验算主电机功率
计算：max
1000450000.067
1.150.8 3.710000.75
C b m
z
F v p K K KW
η⋅=⋅⋅⨯=⨯⨯
=⨯ (2.10)
其中，
b K 考虑附加阻力备用系数，一般取b K =1.1~1.2
m K 满载系数，一般取m K =0.7~0.85 C F 最大静张力差，C F =45000N
z η绞车总传动效率，一般取z η=0.75~0.78
经验算，可以选用Y160L —8型异步电动机，功率为7.5KW ，而且有
较大的余量，能够保证系统的正常工作。

3总体方案设计
牵引绞车的设计是参考矿用绞车的设计方法完成的，完成绞车的选型设计后，应考虑整个系统的总体布局方案，以便于充分利用现场的条件。

首先，要考虑到对于绞车的控制要求，并应该考虑绞车硐室的大小和布置问题。

3.1绞车的控制要求
(1)、牵引绞车是提升泵房系统的重要组成部分之一，其安全可靠性直接关系到整个系统的运行安全。

由于水厂泵房的工作环境较恶劣，运行工况复杂，各种操作要求准确，因此对绞车电控系统来说，除了能够满足各种复杂的控制要求外，更重要的是其可靠性和安全保障。

(2)、要求有很好的调速性能，能够较精确地完成泵房的提升和下放的各个运行阶段。

能重载起动，有一定的过载能力。

(3)、工作方式转换容易，易于实现自动化。

(5) 、技术先进，维护简单、方便，在保证安全可靠运行前提下，控制线路简洁明了，便于维修排除故障。

(6) 、尽量降低投资成本，减少运行费用，提高节电效果和经济效益，保证系统稳定可靠的长期运行，具有较长的工作寿命。

3.2绞车房的布局
绞车房的布置方式有以下两种：
(1)、集中布置
将绞车主机部分与液压传动部分，电气控制部分都集中布置在一个绞车房中。

这种集中布置的方式结构紧凑，占地面积小，维护检查方便。

但是液压传动装置(特别是主油泵)的噪声大，对液压绞车司机的操作有不良的影响。

(2)、设单独的泵站
绞车的液压传动的动力部分是由油泵、阀组、油箱、冷却器、滤油器等组成。

将液压站单独安放在一个相邻的小房中。

这种布置的优点是便于采取措施减轻绞车噪声对司机操作的影响。

上述两种方案的比较：
集中布置要比单独为泵站设置小房的占地小，而且，成本相对较低些，适用于噪声不是很大的绞车系统。

而单独设泵站的方案比集中布置易于设置隔音系统，保证操作员不受噪
音的影响，使用于噪音较大的场合。

3.3根据减速器选择的不同，绞车的布局也会不同
(1)、采用圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动的方式进行减速。

其优点是占地少，紧凑。

缺点是传动效率低。

(2)、采用三级行星减速器，并使用直线式布置。

其优点是效率高。

缺点是占地大。

因此，选用第一种方案，会使整个系统结构紧凑。

4 减速器的选用
4.1减速器
对于减速器的选择有两种方案：一种是采用圆柱齿轮减速器配合开式齿轮传动；另一种是选用行星齿轮减速器。

两者的特点如下：
行星齿轮减速器的特点：体积小，重量轻，承载能力大，传动效率高，占地面积小，噪声低和运行平稳可靠。

平行轴渐开线齿轮减速器的特点：传动速度和功率范围大。

渐开线齿廓啮合具有可分性，对中心距偏差的敏感性小，装配和维修简单。

我选用三级展开式圆柱齿轮减速器
图4.1：减速器结构简图
减速器参数初算：
开式小齿轮的转速'n =4r/min ，选用Y 系列电动机Y160L —8型，功率7.5KW ，转速n=720r/min 。

4.1.1总传动比及传动比分配
总传动比1804720
'===n
n i ，取32213.1,4.1i i i i == 则：
71
.751.54.151.524.43.124.4366
.2180
366.23.13.14.1123
33
3
333321=⨯==⨯====⋅⨯⨯=⋅⋅=i i i i i i i i i i i
4.1.2传动装置的运动参数计算 1 、各轴转速计算
10720n 720/min 1n r i =
==Ⅰ轴： 121720
n 93.4/min 7.71
n r i =
==Ⅱ轴： 23293.4
n 17.0/m
i n 5.51
n r i =
==Ⅲ轴： 34317.0:n 4/m i n 4.24
n r i =
==Ⅳ轴 式中，n 电动机的转速r/min ，0i 电动机至Ⅰ轴的传动比， 321,,i i i 是Ⅰ轴至Ⅱ轴，Ⅱ轴至Ⅲ轴，Ⅲ轴至Ⅳ轴的传动比。

2、各轴功率计算
112p 7.50.990.987.3p KW ηη=⋅⋅=⨯⨯=Ⅰ轴： 2123p 7.30.980.997.1p KW ηη=⋅⋅=⨯⨯=Ⅱ轴： 3223p 7.10.980.99 6.9p KW ηη=⋅⋅=⨯⨯=Ⅲ轴： 4323p 6.90.980.99 6.7p KW ηη=⋅⋅=⨯⨯=Ⅳ轴：
其中，
1η联轴器或带传动效率，查表齿轮式联轴器的1η=0.99
2η轴承效率，查表得球轴承2η=0.99，滚子轴承2η=0.98 3η齿轮或蜗杆的传动效率，对于闭式圆柱齿轮效率(跑合良好6级
精度和7级精度的齿轮传动，稀油润滑)3η=0.99
3、各轴扭矩计算
1
1
17.3:T 9550955096.8
720p N m n ==⨯=∙Ⅰ轴 2227.1T 95509550726
93.4p
N m n ==
⨯=
∙Ⅱ轴： 3
33 6.9T 955095503876.
217p N m n ==
⨯=
∙Ⅲ轴： 444
6.7T 9550955015996.
34
p
N m n ==
⨯=
∙Ⅳ轴： 4、参数表
5、直齿圆柱齿轮减速器中Ⅰ、Ⅱ轴上的齿轮的基本参数
6、直齿圆柱齿轮减速器中Ⅲ、Ⅳ轴上的齿轮的基本参数
使用《机械设计手册》软件验算，减速器中各对啮合齿轮的设计满足其齿根弯曲强度要求。

4.2齿轮传动设计
开式齿轮传动，传动比是5。

已知条件：减速器低速级轴端的齿轮的功率，即小齿轮的功率P=6.5KW，转速n=4r/min，传动比i=5，工作预期寿命三年，即26280h。

双向运转，工作条件是减速器低速轴工作平稳，而绞车主轴也工作平稳。

开式齿轮的设计
mm
αβK K ⋅⋅ mm
5 联轴器和制动器的选型
5.1电动机与减速器的输入轴处的联轴器
我国使用KJ型提升机的高速轴和低速轴的联轴器是齿轮联轴器；2JK 型和JKM型提升机，低速轴均配套齿轮联轴器，高速轴则采用蛇形弹簧联轴器。

齿轮联轴器的特点：具有制造加工方便，安装找正容易，但存在着在减速、停车和安全制动时，齿面冲击大、磨损快、维修量大、更换频繁等。

蛇形弹簧联轴器的齿轮冲击方面有明显的效果，但蛇形弹簧易折断损坏，而且制造空难，购置费用高。

系统中，电动机与减速器的输入轴处的联轴器，考虑到电动机的需要制动的要求，我选用带制动轮的鼓形齿式联轴器NGCLZ型(A型)的。

联轴器一般根据负荷情况，计算转矩，轴端直径和工作转速来选择。

已知条件是减速器高速轴扭矩T=96.8N·m，轴径d=40mm；电动的工作转速n=720r/min，轴径d=42mm，则选型如下：
计算转矩如下：
公式：
Tc=K·T=K·9550×P W/n≤[Tn](5.1)
其中，
T理论转矩，N·m
[Tn]许用转矩，N·m
N工作转速，r/min
P W驱动功率，KW
K 工作情况系数，取K ＝1.5 结果：Tc=1.5×9550×7.5/720＝149.2 N·m≤1600 N·m
对于齿式联轴器，还应考虑转速与角向补偿量的变化对传递转矩的影响。

即：Tc≤K 1·Tn ，
式中K 1为转矩修正系数，其由角向补偿量Δα=1°30’=90min 和转速系数Kn 查表得到，而Kn ＝n/[n]=720/3800=0.19，
式中n 工作转速r/min
[n]许用转速r/min
所以查表得到K 1＝0.62，则：
Tc≤0.62×1600＝992N·m
结论：选型满足要求。

5.2绞车电动机的电磁制动器
电磁铁式制动器的特点是结构简单，工作安全可靠。

但工作是响声大，冲击大，电磁线圈寿命短，磨损严重。

用于操作频繁，快速起动的场合。

虽然，我设计的系统起动不是很频繁，但是要求其能够快速起动，以便于实现绞车的准确定位。

(1)、制动力矩的确定
对于提升机构，制动力矩M 通常是根据重物可靠的悬吊在空中来确定的，因有较大的安全系数，可略去惯性力矩。

公式：)(2m N i S
WD M ∙=
η (5.2) 其中， W 重物与吊具重力之和，N D 提升卷筒直径，m
i 制动轴到卷筒的传动比 η制动轴到卷筒 S 制动安全系数 参数：W ＝50000×9.8＝490000N ，D=1.6m ，设备类型是机动的重级工作制，所以S=2，JC=40%，η＝(0.97)5＝0.86，i ＝180×5＝900
结果：490000 1.60.862
749.22900
M N m ⨯⨯⨯=
=∙⨯ (2)、选型：TJ2交流电磁铁块式制动器，TJ2-200／100型， 技术性能如下：
5.3盘形制动器的选型
盘形制动器的作用是实现绞车的停车。

盘形制动器的主要特点：闸瓦不作用于制动轮上，而是作用在制动盘上。

与其他类型的制动器相比，盘形制动器的优点是体积小，重量轻，惯量小，结构紧凑，动作迅速，安全可靠，制动力矩可调性好，零件通用，方便制造与维修等。

液压式盘形制动器的基本工作原理是液压松闸，弹簧力制动。

其主要参数如下： 5.3.1正压力
公式：盘形制动器产生的制动力矩：M Z =2NfR m n
同时制动力矩M Z 应能满足三倍最大静力矩Mj 的要求，则有
M Z =2NfR m n=3Mj=3F C (D/2) 即：fn
R DF N m C
43
(5.3) 其中，
M Z 制动力矩，N·m
f 闸盘对制动盘得摩擦系数，f=0.35~0.4
R m 制动盘的平均摩擦半径，m N 制动器闸瓦副数 D 滚筒名义直径，m F C 绞车最大静张力，N
参数：D=1.6m ，F C =45000N ，f=0.35，n=2，
R m =(1.85-1.6)/4+1.6/2=0.863m
结果：
31.645000
8938940.8630.352
N N ⨯⨯=
=⨯⨯⨯ 由正压力的值选择TP1-10型盘形制动器，其最大正压力是98000N 。

5.3.2最大工作油压
公式：在松闸时，压力油作用于活塞上的推力需要克服三部分力，即：
（1） 弹簧的预压力，其数值等于正压力； （2） 为保持必须的闸瓦间隙使弹簧压缩的反力； （3） 制动器部分的阻力. 活塞推力：
F 1=N+Kδ／n 1+C (5.4)
其中，
N 所需正压力 δ闸瓦最大间隙，mm
K 碟形弹簧的刚度，取K ＝54300N/mm n 1一组碟形弹簧的片数
C 盘形闸制动器各运动部分的阻力，取C ＝0.1N
制动器所需最大工作油压力：
P=4F 1/[π(D 2-d 2)] (5.5) 其中，
D 油缸直径，cm D 活塞小端直径，cm
参数:
N=89389N ，K=54300N/mm ，δ＝2mm ，C=0.1，n 1=9，D=140mm ，d=50mm 结果：
F 1=N+Kδ／n 1+C ＝98389+54300×2/9+0.1＝101456N P=4F 1/[π(D 2-d 2)]＝4×101456/［3.14×(1402-502)］＝7.5N/mm 2 ＝7.5MPa
5.3.3盘形制动器选型结果及其参数
5.4液压站的设计
液压传动系统的组成有能源装置、执行装置、控制调节装置、辅助装置、工作介质。

其中，能源装置是把机械能转变成油液的压力能；执行装置是将油液压力能转变成机械能，并对外做功；控制调节装置是控制液压系统中油液的压力、流量和流动方向的装置；辅助装置对保证液压系统可靠、稳定、持久的工作，有重要作用；工作介质是液压油或其他合成液体。

液压系统的主要参数是工作压力和流量，是选择液压元件的主要依据，而系统的工作压力和流量分别取决于液压执行元件的工作压力，管路上的压力损失和液压执行元件所需的流量、回路泄漏。

所以，确定液压系统的主要参数实质上是确定液压执行元件的主要参数。

在我设计的系统中主要是考虑对于盘形制动器提高液压油。

5.4.1液压站的组成
本系统的液压站是由油泵，电动机，过滤器，温度计，电液调压装置，减压阀，蓄能器，电磁换向阀(G1、G2)等组成。