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25KN电动背板绞车计算书

25KN电动背板绞车

(DFDJC-025-00-JS)

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一、整体方案设计

1.1产品的名称、用途及主要设计参数

本次设计的产品名称是3吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。

主要设计参数为：

牵引力≈25

绳速≈1.68

容绳≈400 m

1.2整体设计方案的确定

该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。

在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。

若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。

反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现

运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。

为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。

1.3 设计方案的改进

为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。

设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。

1.主要技术参数

1. 1 卷筒部分

卷筒额定拉力(第1层，共2层) 25KN

额定速度（第1层） 10m/min

卷筒过载拉力 30KN

卷筒直径×长度Φ620×610mm

卷筒容绳量(二层) 100m

钢丝绳直径（GB/T8918—96）Φ14mm

1.2 电机参数w

型号 JZ2-H22-6

功率 5kw

转速 900r/min

电制 380v 50Hz

1.3. 传动比 125.58

1.4. 机械效率 0.8

2. 卷筒的性能计算

2.1卷筒直径的确定

D≥16d＝16×14＝224mm （钢索直径d=Φ14 mm）

根据需要取卷筒直径D＝Φ500mm

2.2卷筒凸缘直径

D＇＝D＋2（2＋1.5）d＝500＋2×（2＋1.5）×14＝598mm 取620mm

2.3卷筒容绳量计算（以2层绳计算）

卷筒长度L＝610mm

卷筒容绳量L＇＝2πL(D+2d)/1.05×d×103＝101m

满足100m容绳量要求。

2.4.整机效率

总=η

3×η

2η

=0.85为保险起见，取0.8

其中卷筒轴承副η

3---0.95

齿轮Ⅲ轴承副η

2---0.98

齿轮(II)轴承副η

2---0.98

齿轮(I)轴承副η

2---0.98

卷筒装置效率η

---0.95

2.5.传动比的确定

额定速度(第1层)V=10m/min

D=φ400mm d＝φ14mm n=900r/min

i= （D＋d）π×n/1000v

=（400＋14）π×960/1000×10=116.9 实际速比：125.58 实际速度：9.7m/min 2.6. 电机功率的确定

P=FV/60η=25×9.7/（60×0.8）=4.04kw

满足要求的电机型号为JZ2-H22-6

功率5kw 转速900r/min

3. 齿轮接触疲劳强度及弯曲疲劳强度计算

接触应力：ζ

H =Z

εβ【F t(μ+1)K A K V K HβK Hα/bdμ】

1/2

弯曲应力：ζ

F =F

Fβ

Fα

εβ/bM n

许用接触应力：ζHP=ζHlim Z N Z LVR Z W Z X/S Hmin

许用弯曲应力：ζ

FP =ζ

srdt

rndt

Fmin

接触强度安全系数：S H=ζHlim Z N Z LVR Z W Z X/ζH

注：本计算参考

a.机械工业出版社《机械设计手册》渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB/3480-97）。

b.化工版《机械设计手册》。

4.工作负载时的强度校核

4.1齿轮轴I工作负载时的强度校核

4.1.1工作负载时的结构及载荷图见后。

4.1.2传动扭矩：34.33N.m（已计入效率）

4.1.3 Z1受力：圆周力：Ft1=1142.41N(见前面齿轮计算)

径向力：Fr1=Ft1×tan250=415.8N

轴向力：Fx1=Ft1×tanβ=1142.41×tan8.109625=162.8N

轴向力形成的弯矩：Mx1=Fx1×d/2500=4.8N.m (d为分度圆直径?60.1)

4.1.4垂直方向受力

F1y= Fr1=415.8N

Rby= Fr1×188.75/261.6 =300N

Ray= Fr1- Rby=115.8N

4.1.5水平方向受力

F1z=Ft1=1142.41N

Rbz=F1z×188.75/261.6=824.3N

Raz=F1z- Rbz=318.1N

4.1.6垂直方向弯矩

M1y=Rby×72.85/1000=21.9N.m

4.1.7水平方向弯矩

M1z=Rbz×72.85/1000=60N.m

4.1.8 Z1处的合成弯矩

M1= (M1y2+M1z2)0.5=63.9N.m

考虑轴向力引起的弯矩，轴的合成弯矩图如图示.

4.1.9确定危险截面及进行强度校核：

通过以上计算知，Z1处应力最大，为危险截面。

强度校核：

校核公式（根据表38.3-3）：

σ=10×[M2+(αT)2]1/2/W ≤[σ-1]

由于电机带动轴旋转引起转应力的脉动循环，所以取α=0.7

[σ

-1]=0.4[σ

]=250 (材质：40Cr) d=54.85mm(底径)

则σ=10×[M2+(αT)2]1/2/W =30.6MPa≤ [σ

-1

] W=22.261

该截面强度满足要求。

4.2危险截面过载时强度校核

ζ静＝1.5σ＝1.5×30.6＝45.9Mpa＜[σ-1]

故截面强度满足要求。

5.齿轮轴II的强度校核

5.1工作负载时强度校核

5.1.1齿轮轴II的结构及载荷图见后

5.1.2传动扭矩：T2=T3=165.6N.m

5.1.3 Z2受力：圆周力：Ft2=Ft1=1142.41N

径向力：Fr2=Ft2×tan250=415.8N

轴向力：Fx2=Ft2×tanβ=162.8N

轴向力形成的弯矩：Mx2=Fx2×d/2500=4.8N.m

d为分度圆直径?60.1

5.1.4 Z3受力：圆周力：Ft3=4055.3N

径向力：Fr3=Ft3×tan250=1476N

轴向力：Fx3= Ft3×tanβ＝4055.3×tan11.595270＝832.1N 轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3×d/2500=33.95N.m

d为分度圆直径?81.6

5.1.5 垂直方向受力：

F2y=Fr2=415.8N

F3y=Ft3=4055.3N

Rby=[F3y×63.2-F2y×(246.4-58.2)]/246.4=722.6N

Ray= F3y-Rby-F2y =2916.9N

5.1.6水平方向受力

F2z=Ft2=1142.41N

F3z=Fr3＝1476N

Rbz=[F2z×(246.4-58.2)-(F3z×63.2)]/246.4=494N

Raz=F3z-F2z+Rbz=827.59N

5.1.7垂直方向弯矩：

M2y=Rby×58.2/1000=42N.m

M3y=Ray×63.2/1000=184.3N.m

5.1.8水平方向弯矩

M2z=Rbz×58.2/1000=28.75N.m

M3z=Raz×63.2/1000=52.3N.m

5.1.9 Z2和Z3处合成弯矩

M2=(M2y2+M2z2)1/2=50.8N.m

M3=(M3y2+M3z2)1/2=191.6N.m

考虑轴向力引起的弯矩，轴的总合成弯矩图如图示

5.2确定危险截面并校核强度和安全系数：

通过以上计算可知，Z2及Z3处应力最大，均为危险截面。

5.2.1 Z2处强度校核 d=60mm

则：σ=10×[M2+(αT)2]1/2/d3≤[σ

-1

]

σ=6.8MPa＜[σ-1]

该截面强度满足要求。

5.2.2 Z3处强度校核d=72.17mm(齿根圆直径)

则：σ=10×[M2+(αT)2]1/2/d3≤ [σ

-1

]

σ=6.3MPa＜[σ-1]

该截面强度满足要求。

5.3过载时强度校核

Z3处：ζ

静＝1.5σ3＝1.5×6.3＝9.45Mpa＜[σ

-1

]

故截面强度满足要求。

Z2处：ζ

静＝1.5σ2＝1.5×6.8＝10.2Mpa＜[σ

-1

]

故截面强度满足要求。

6.齿轮轴III的强度计算

6.1工作负载时强度校核

6.1.1齿轮轴III的结构及载荷图见后

6.1.2传动扭矩：T4=T5=828.1N.m

6.1.3 Z4受力：圆周力：Ft4=2T/d

=4055.3N

径向力：Fr4=Ft4×tan250=1476N

轴向力：Fx4= Ft4×tanβ＝832.1N

轴向力形成的弯矩：Mx3=Fx3×d/2500=33.95N.m d为分度圆直径?81.6

6.1.4 Z5受力：圆周力：Ft5=2T/d5=1478

7.5N

径向力：Fr5=Ft5×tan250=5382.2N

6.1.5 垂直方向受力：

F4y=Ft4=4055.3N

F5y=Ft5×cos170 + Fr5×sin170=15714.96N

Rby=[F4y×59.85+F5y×（239.7-74.85）]/239.7=11825.3N

Ray=F4y+F5y-Rby=7949.96N

6.1.6水平方向受力：

F4z=Fr4=1476N

F5z=Fr5×cos170-Ft5×sin170＝823.6N

Rbz=F4z×59.85-F5z×（239.7-74.85）/239.7=-197.9N

Raz=F4z+Rbz-F5z=850.3N

6.1.7垂直方向弯矩

M4y=Ray×59.85/1000=475.8N.m

M5y=Rby×74.85/1000=896.6N.m

6.1.8水平方向弯矩：

M4z=Raz×59.85/1000=50.89N.m

M5z=Rbz×74.85/1000=14.81N.m

6.1.9合成弯矩：

M4=(M4y2+M4z2)1/2=478.5N.m

M5=(M5y2+M5z2)1/2=896.8N.m

轴的总合成弯矩图如图示，由以上计算知Z4和Z5两处均为危险截面。

6.1.10 Z4处强度校核

d=80mm

则：σ=10×[M2+(αT)2]1/2/d3≤ [σ

-1

]

σ=16.5MPa＜[σ-1]

该截面强度满足要求。

6.1.11 Z5处强度校核：

d=97.3mm

则：σ=10×[M2+(αT)2]1/2/d3≤ [σ

-1

]

σ=12.3MPa＜[σ-1]

该截面强度满足要求。

6.2过载时强度校核

Z4处：ζ

静＝1.5σ4＝1.5×16.5＝24.75Mpa＜[σ

-1

]

故截面强度满足要求。

Z5处：ζ

静＝1.5σ5＝1.5×12.3＝18.45Mpa＜[σ

-1

]

故截面强度满足要求。

7.主轴的强度计算

7.1工作负载时主轴强度计算：

7.1.1主轴结构及载荷图见后

7.1.2传递扭矩：T＝4140N.m

7.1.3 Z6受力：圆周力：Ft6=2T/d6=14785.7N

径向力：Fr6=Ft6×tan250=5381.6N

7.1.4卷筒受力：

F＝25×1000＝25000N 作用至轴上：F

1＝F

＝F

＝F/2＝10000N

该梁受力如图所示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多于约束力。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rby代替。此时，其相应的变形协调条件为B处的挠度等于零，即y

由叠加法可知:y

B =(y

)Fz6y+(y

)Rby=0

7.1.5垂直方向受力：

(y B)Fz6y={[（Fz6y×170.7）/6EI×976.7]×（976.7-251.5）}×(251.52+170.72-2×976.7×251.5)

=-7.79×1011/6EI

)Rby=Rby×976.73/48EI

解得：Rby=6688.7N

Rcy=(Fz6y×170.7-Rby×251.5)/976.7=（14785.7×170.7-6688.7×251.5）/976.7=861.8N Ray=Fz6y-Rcy-Rby=14785.7-861.8-6688.7=7235.2N

7.1.6水平方向受力

F1z=F1=10KN F2z=F2=10KN Fr6=Fr5=5381.6N

计算时把F1、F2看成合力F作用在卷筒中点处。

该梁受力如图示。由图可知，该梁有三个支座，为一次静不定梁，有一个多余约束。现取B支承为多余约束，解除B处约束，用多余反力Rbz代替。此时，其相应的变

形协调条件为B处的挠度等于零，即y

=0,

由叠加法可知:y

B =(y

)Fr6+(y

)F+(y

)Rbz=0

(y B)Fr6={[5381.6×170.7×(976.7-251.5)]/6EI×976.7}×(251.52+170.72-2×976.7×251.5) =-2.72×1011/6EI

)F=[(-25000×342×251.5/6EI×976.7]×(976.72-251.52-3422) =-1.363×1012/6EI

)Rbz=976.73Rbz/48EI

解得：Rbz=14038.6N

Raz=(5381.6×806-14038.6×725.3+25000×342)/976.7=1019.1N

Rcz=F+Fr6-Raz-Rbz=25000+5381.6-1019.1-14038.6=10323.9N

7.1.7垂直方向弯矩：

Mz6y=Ray×0.1707=7235.2×0.1707=1235.1N.m

Mrby=Ray×0.2515-Fz6y×0.1707=7235.2×0.2515-14785.7×0.081=622N.m

Mf2y=Rcy×0.100/1000=861.8×0.1=86.18N.m

Mf1y=Rcy×0.7253/1000=625.1N.m

7.1.8水平方向弯矩

Mz6z=Raz×0.1707=173.9N.m

Mrbz=Raz×0.2515-Fr6×0.081=179.6N.m

Mf2z=Rcz×0.100=1032.4N.m

Mf1z=Rcz×584/1000-F×242/1000=1189.2N.m

7.1.9合成弯矩

Mz6=(Mz6y2+Mz6z2)0.5=(1235.12+173.92)0.5=1247.3N.m

Mrb=(Mrby2+Mrbz2)0.5=(6222+179.62)0.5=647.4N.m

Mf1=(Mf1y2+Mf1z2)0.5=(81.682+1032.42)0.5=1035.6N.m

Mf2=(Mf2y2+Mf2z2)0.5=(625.12+1189.22)0.5=1343.5N.m

由以上计算并比较应力情况及相应直径，确定Z6和F1处截面为危险截面。

7.1.10 Z6处强度校核：

d=105mm

则：σ=10×[M2+(σT)2]0.5/d3

=10×[1247.32+(0.7×4140)2]0.5×103/1053=31.8MPa＜{σ

-1

} 故截面强度满足要求。

7.1.11 F1处强度校核

d=90mm

则：σ=10×[M2+(σT)2]0.5/d3

=10×[1035.62+(0.7×4140)2]0.5×103/903=27.53MPa＜{σ

-1

} 故截面强度满足要求。

7.2过载时强度校核

Z6处：ζ

静＝1.5σs＝1.5×31.8＝47.7Mpa＜[σ

-1

]=250MPa

故截面强度满足要求。

F1处：ζ

静＝1.5σs＝1.5×27.53＝41.3Mpa＜[σ

-1

]=250MPa

故截面强度满足要求。

8.卷筒强度校核

多层卷绕L＜3D时

7.1弯曲应力：

P b=0.96×F max×(1/δ3×D)0.5=18.2MPa 7.2压缩应力：

P D=0.5×F max/δds=107.1MPa

max

:钢丝绳最大拉力30KN

δ:卷筒壁厚10mm

D：卷筒直径620mm

ds:钢丝绳直径14mm

7.3合成应力：

P=（P

b 2+P

2）=108.7MPa

7.4许用应力：[P]=0.95σs=0.95×345（Q345）=327.75MPa P＜[P],强度满足要求。

参考资料:

1.化学工业出版社:《机械设计手册》第四版

2.机械工业出版社:《机械设计手册》第二版