1、摘要本畢業設計的課題來源于“某煤礦應用項目”，主要任務是設計適用于雙筒調度絞車的強制自動排繩裝置。本文圍繞雙滾筒絞車運輸所反映出的排繩不好，容易造成斜巷斷繩跑車事故的問題，設計適用于平巷和坡度為0-25°斜巷絞車的自動排繩裝置，用以有效地控制和預防斷繩、跑車事故的發生，徹底改善礦井運輸安全狀況，消除斜巷運輸安全隱患，在參考其他設備應用排繩機的基礎上，對適用于礦用雙筒調度絞車的排繩機構進行了設計，對一些關鍵部分進行了設計計算。重點是排繩機構的換向、怎么達到強制排繩的目的以及動力的來源。本設計在雙筒調度絞車現有配置和在不對調度絞車進行大的改造的基礎上利用絞車上電動機的功率和輸出轉速進行了

2、設計計算，我們使滾筒在旋轉一周的情況下讓絲杠旋轉一個繩距即20毫米。為了達到這個目的加入了減速機構建立了傳動關系，為了對絞車不進行大的改造和免去把絞車提到井上進行安裝，讓排繩機構的動力來源于滾筒上的動力，利用鏈輪來傳遞，考慮到應用于雙滾筒，且滾筒的出繩分別位于滾筒的上行和下行，故在設計時采用了雙排繩機構。后一排繩機構的動力源于前一排繩機構的絲杠。為解決排繩機構與滾筒的對正問題，在傳動之間分別加一動力轉換裝置。其傳遞過程為，源于滾筒的動力通過鏈輪經中間轉換裝置傳遞到減速機構使絲杠旋轉，絲杠通過變速機構將速度還原再通過鏈輪經中間轉換裝置傳遞給后一排繩機構的減速機構并使其絲杠旋轉。本設計中采用了雙向

3、絲杠，使排繩裝置能夠借助自身的動力來實現往復的運動。關鍵詞：排繩裝置 ；中間動力轉換裝置； 減速機構； 雙向絲杠。ABSTRCTThe design of the subject from “Some coal application project of ZhangQiu”, Main task is suitable for the design of automatic tube dispatch hoist compulsory rope device.Based on double drum drawwork transport reflects the rope is bad, e

4、asy to cause the inclined lane wirerope break car accidents, design for lane and slope for 0-25 ° inclined lane rope hoist automatic device, to effectively control and prevention, car accidents, thoroughly improve transportation safety in mines, eliminate inclined lane transportation security h

5、idden danger, in reference to other application rope machine, on the basis of mine is applicable to the double barrel rope hoist scheduling mechanism design, some key parts design calculation. The rope is how the organization, the purpose and forced the rope dynamic source.This design in the double

6、barrel scheduling winch in existing configuration and not big reconstruction of hoist scheduling based on the power of the motor hoist speed and output calculation in design, we make a week in rotating drum under the condition of ball screw rotation to a rope distance is 20 mm. In order to achieve t

7、his purpose joined deceleration institutions established transmission relations, not big to hoist the winch and free installation, make mention inoue rope institutions of power comes from the drum, using the sprocket, considering double roller, and applied in the rope of roller drum of ascending and

8、 descending, so when the design by the rope. After a rope institutions from power before a rope institution ball screw. To solve the rope and the positive question, drum in transmission between a power conversion device respectively. The transfer process, from the motivation for the cylinder by spro

9、cket to slow conversion device among institutions make ball screw rotation, ball screw speed will speed reduction through the middle conversion device by sprocket after a rope to the organization and its slow lead screw rotation.This design uses Two-way ball screw, make the rope to the aid of its ow

10、n power device to realize the reciprocating motion.Keywords: the rope; Middle power conversion; Slow institution;Two-way ball screw.目錄摘要IABSTRCTII1.緒論11.1 雙滾筒絞車運輸存在的問題11.2 設計原則、關鍵技術及創新點21.3 國內外排繩機構的研究現狀概述21.4 本課題研究的目的及意義42. 排繩裝置的設計原理及使用絞車（雙滾筒）概況52.1 雙滾筒調度絞車的概況52.1.1 概述52.1.2 工作原理52.1.3 經濟效益62.1.4 技術

11、規格62.2 排繩裝置設計原理73.排繩裝置的總體結構設計83.1 絲杠的設計83.1.1 螺紋牙形的選擇93.1.2 材料的選用原則93.1.3 絲杠耐磨性計算93.1.4 強度驗算113.1.5 絲杠的結構設計143.2 鏈傳動的設計143.2.1. 鏈傳動的特點143.2.2 鏈傳動的類型153.2.3 鏈傳動的受力分析163.2.4 滾子鏈的主要失效形式183.2.5 鏈傳動的設計計算193.2.6 滾子鏈鏈輪的結構設計223.3 減速器齒輪的設計243.3.1 概述243.3.2 齒輪傳動的失效形式243.3.3 直齒圓柱齒輪的受力分析253.3.4 齒輪的設計計算273.4 軸的設

12、計333.4.1 概述333.4.2作用在齒輪上的力343.4.3 初步確定軸的最小直徑343.4.4 軸的結構設計353.4.5 求軸上載荷373.4.6 按彎扭合成應力校核軸的強度403.5 導軌的設計403.5.1 概述403.5.2 滑動導軌的截面形狀403.5.3導軌的設計計算413.6 滾動軸承433.6.1 概述433.6.2滾動軸承的類型及其代號443.6.3 滾動軸承的材質453.6.4滾動軸承的失效形式463.6.5 滾動軸承的選擇463.6.6 滾動軸承的校核計算483.7 螺紋連接493.7.1 螺紋連接的特點493.7.2 螺紋連接的類型493.8 鍵連接513.8.

13、1 鍵連接的種類及工作原理513.8.2 鍵的選擇523.9 軸承端蓋533.10箱體543.10.1 概述543.10.2 箱體壁厚的選擇553.10.3 加強肋選擇553.10.4 孔和凸臺的設計563.10.5 箱體的熱處理564 總 結575 參考文獻586 致 謝607 附 錄611.緒論絞車排繩裝置是一種利用機構學設計出的純機械產物，它是一種低速運行、重復操作和自動化較高的設備。它的出現和發展不但提高了生產的安全性，而且使生產更加人性化，大大節約了人力和物力。近年來，隨著社會的不斷發展，各種大型提升設備越來越被廣泛使用，為提高其安全性，排繩裝置也便隨之而生，被廣泛應用于各種礦山、建

14、筑等領域，它的發展也越來越受到人們的關注。1.1 雙滾筒絞車運輸存在的問題（1）絞車輔助運輸設備設計不合理、不完善，安全防護設施裝備不齊全，沒有給職工創造一個安全的工作環境。如：采煤、掘進工作面使用的絞車，由于絞車安裝無法對中，鋼絲繩走偏，必然造成人工排繩現象，由此發生了多起傷亡事故。（2）目前使用的輔助運輸安全裝置多數不標準，可靠性差。如：目前各礦使用的不同種類的排繩輪全是自己加工，由于沒有正規的設計和強度計算，性能更沒有進行試驗，而使絞車排繩不好的問題一直制約和影響著煤礦運輸安全。（3）由于絞車排繩之類的安全產品，研制開發難度較大，單件產品利潤太小，且煤礦安全產品責任較大，一些廠家不愿涉足

15、而導致一直不能得以開發。因此，針對絞車排繩不好，設計一種能有效的、自動的、相對獨立的、便于安裝的輔助排繩裝置強制制動排繩裝置。從而徹底解決絞車排繩問題，消除由于人工排繩或斜巷斷繩跑車事故的一大隱患，確保運輸安全。1.2 設計原則、關鍵技術及創新點雙滾筒絞車排繩裝置的設計原則：（1） 不附加動力源，全機械式；（2） 自動排繩；（3） 能適用于直向、側向、回頭等不同安裝工況的現場；（4） 自成一體，獨立安裝，無須絞車大量改造；（5） 結構簡單，尺寸小；（6） 排繩可靠、有效；（7） 維修、更換方便等。為滿足上述原則，本文設計絞車自動排繩裝置的關鍵技術及創新點如下：（1）絞車排繩裝置的強制壓繩技術；

16、（2）絞車排繩裝置的導向技術；（3）絞車排繩裝置的無源控制技術。1.3 國內外排繩機構的研究現狀概述筒上若有為鋼絲繩導向的繩槽，將有助于卷繞順利進行。絞車卷筒基本有兩種繩槽形式，一是螺旋式的，一是折線式的。螺旋式繩槽就像一條螺旋線，或者像螺栓的螺紋線。螺旋式繩槽有助于引導鋼絲繩整齊地卷繞在卷筒上，避免鋼絲繩的損壞。然而，這種幾何形狀繩槽的問題是，當鋼絲繩到達卷筒的一端時，雖然第一層能夠整齊地卷繞在整個卷筒上，但不能引導第二層鋼絲繩沿著卷筒整齊地繞回，相反，第二鋼絲繩自然地按一定的角度壓在下面一層鋼絲繩上。解決這一問題的辦法是在端部法蘭上增加一個凸臺。即使這樣，螺旋式繩槽也不適用于兩層以上鋼絲繩

17、的卷繞方式。早在上世紀50年代，Frank LeBus就設計了解決這個老問題的方案。Frank LeBus是一位向油田提供設備的美國人，1937年他利用一根繩槽導桿解決了提升卷筒卷繞鋼絲繩的問題，并獲得了專利。后來他對這個專利進行了改進，稱為LeBus雙折線卷繞系統。該系統的幾何形狀與眾不同，除了兩處是折線外，繩槽與卷筒的法蘭（邊緣）平行。折線繩槽使各層之間的負荷均勻分布，實踐證明大大延長了鋼絲繩的壽命。事實上，試驗表面可延長鋼絲繩壽命500%以上。減少鋼絲繩的損壞就是提高安全性，并且減少了機械的停工時間。折線繩槽卷筒的缺點在于，它比較復雜，所以比螺旋繩槽卷筒的價格貴一點。然而，這額外的費用因

18、節省鋼絲繩而很快地得到補償，因為鋼絲繩價格很貴，并且更換新的鋼絲繩也占用了生產時間。對于折線繩槽卷筒來說，若其偏角超過推薦的范圍，可以利用一個稱之為角度補償器的特殊裝置進行補償。對于多層卷繞的鋼絲繩作業，重要的是第一層鋼絲繩的卷繞應在拉力下進行，避免內層鋼絲繩松弛，被外層鋼絲繩擠壓或捻壓到槽壁上而損壞。一般鋼絲繩拉得愈緊，卷繞得愈好。據LeBus推薦，鋼絲繩應承受至少2%的破壞載荷或10%的作業載荷。當然對于安全系數和鋼絲繩的設計來說，必須做好承受破壞載荷的準備工作。但是向專家咨詢，決不是一個壞主意。折線繩槽卷筒的設計和制造，要滿足提升作業的特殊要求，繩槽的型式要適應鋼絲繩的長度、直徑和結構類

19、型。如上所述，折線繩槽的槽形有兩種形式，一種是單折線繩槽，一種是雙折線繩槽。前者為最初的繩槽形式，后者為改進的繩槽形式，目前應用較多的是后一種形式。雙折線繩槽的斜繩槽和直繩槽交替出現，這樣在卷筒表面上就出現了兩個斜繩槽區和兩個直繩槽區。所謂斜繩槽，是指與卷筒母線斜交的繩槽，直繩槽是指與卷筒母線直交或與法蘭平行的繩槽。斜繩槽約占圓周長的20%，直繩槽約占80%。折線繩槽已被Lebus公司注冊為一種產品。它既可以直接在卷筒上加工成型，也可以制成帶有這種繩槽的套，并且做成分體式的。安裝時包裹在光面卷筒上，通過螺栓或焊接與卷筒連接成一體。目前，國外以這種方式使用折線繩槽的卷筒居多。繩槽套的材料可為碳鋼

20、、不銹鋼、合金鋼、鋁或玻璃纖維等。卷筒的法蘭多為平板型，結構簡單，便于加工制造。不論纏多少層，只需在卷筒的第一層加墊塊，這樣，每一層鋼絲繩的圈數都相等。1.4 本課題研究的目的及意義圍繞雙滾筒絞車運輸所反映出的排繩不好，容易造成斜巷斷繩跑車事故的問題，設計適用于平巷和坡度為0-25°的斜巷絞車的自動排繩裝置，用以有效地控制絞車的斷繩跑車事故，徹底改善礦井運輸安全狀況，消除斜巷運輸安全隱患，鋼絲繩在卷筒上的纏繞無非單層和多層的區別，單層容易控制，而多層就比較難，尤其是多層后的亂繩問題。鋼絲繩或許是任何提升設備最重要的元件，必須正確無誤地卷繞到絞車卷筒上，才能順利地進行作業。帶有繩槽的卷

21、筒有助于將鋼絲繩整齊地卷繞，避免鋼絲繩亂繩。鋼絲繩的卷繞，要盡量平滑，這樣才能發揮鋼絲繩的性能，延長使用壽命。鋼絲繩卷繞在卷筒上的理想形式是一定要開始于卷筒的一端，每當卷筒旋轉一圈時，新卷繞的鋼絲繩恰好落在下面一層鋼絲繩的繩股之間。當鋼絲繩卷繞到卷筒的另一端（或法蘭）時，鋼絲繩開始卷繞第二層，然后再整齊地卷繞到它最先開始的法蘭處。當卷筒上有幾層鋼絲繩時，上層鋼絲繩有可能擠壓下層鋼絲繩。若上層繩股與下層繩股成一定角度，問題尤其嚴重。2. 排繩裝置的設計原理及使用絞車（雙滾筒）概況2.1 雙滾筒調度絞車的概況2.1.1 概述調度絞車廣泛應用于煤礦井下掘進巷道內調度和牽引礦車。隨著掘進巷道的不斷延伸

22、，對調度絞車放繩量的要求也不斷增加。由于現用的單滾筒調度絞車運距短，加之掘進巷道起伏不平，因此，工作中需采用多臺調度絞車接力運輸。但此運輸方式浪費人力和設備，效率低、事故多。目前，相當一部分礦井，特別是中小型礦井的掘進巷道采用投資少且能解決輔助運輸的以礦車為主的運輸方式，即以扒斗裝巖機、礦車、調度絞車組成的運輸系統。由于單滾筒調度絞車在掘進巷道中使用尚存在一些問題，因此，近幾年來，雙滾筒調度絞車在煤礦中的應用得到了較快發展。2.1.2 工作原理將兩根提升鋼絲繩的一端以相反的方向分別纏繞并固定在提升機的兩個卷筒上；另一端與兩個提升容器相連接。這樣通過電動機改變卷筒的轉動方向，可將提升鋼絲繩分別在

23、兩個卷筒上纏繞和放松，以達到提升和下放容器，完成提升任務的目的。2.1.3 經濟效益(1)節約能源及設備 以千米掘進巷道為例,如用JD-1絞車需6臺,用2JD-22絞車1臺即可。(2)提高了生產效率 用JD -1型絞車運輸環節多,事故多。用2JD-22絞車減少了運輸環節,提高了運輸速度,提高了生產效率。(3)節省人員 以千米巷道為例,可節約絞車司機5人。(4)維修費用低 由于節約了設備,減少了運輸環節,事故較少,因此設備的維修費用降低了。2.1.4 技術規格滾筒長度820mm繩徑 20mm繩速 2.5m/s鋼絲繩最大靜張力 42KN鋼絲繩最大靜張力差30KN鋼絲繩破斷拉力總和279KN容繩量8

24、00m(四層)滾筒尺寸（直徑×寬度）1600820mm擋板寬 210mm電動機到滾筒的總傳動比24電動機規格型式YR-90功率90千瓦轉數730轉分鐘電壓380660伏2.2 排繩裝置設計原理排繩裝置的設計原理是導向架沿滾筒軸向往復運動，通常是靠螺桿傳動，但在一個行程終了時，螺桿必須反轉，要通過極限開關改變螺桿傳動輪系結構實現正反轉的換向。但這種機構復雜、可靠性差。也可設想用兩根正反扣螺桿，同向旋轉，用分合螺母交替分合，來實現勻速往復運動。根據這一設想，用一根螺桿同時車出正反扣兩道螺紋（為了不亂扣，可以用大螺距螺紋），一個行程終了，螺母自行進入另一道反向螺紋，所以這螺母已不是環形而是

25、叉形，螺桿也可以說是一種多圈數的端面凸輪，即雙向絲杠。工作時通過把鏈輪安裝在剎車滾筒上，在此取得動力源，讓型號為12A的鏈帶動鏈輪，再通過中間轉換裝置（1）和減速機構（1）傳遞到絲杠上，能夠使得在滾筒旋轉一周的情況下，絲杠能夠旋轉一個繩距即20毫米。為保證準確的傳動比和機構的便于安裝，排繩裝置（2）的動力來源于排繩裝置（1）的絲杠，通過變速機構（2）使速度還原，再通過鏈輪經中間裝換裝置（2）和減速機構（3）使絲杠旋轉。原理如圖2.1所示。圖2.1 結構原理圖3.排繩裝置的總體結構設計3.1 絲杠的設計機械中常用的滑動絲杠副工作時，除承受扭矩外，還承受軸向的拉力或壓力。對于滑動絲杠副的強度計算，

26、應根據其具體工作情況選定相應的計算準則。對于一般傳動的滑動絲杠副主要根據耐磨性計算來決定絲杠的直徑和螺母的長度（即螺母的旋合長度）。當傳力較大時，還應驗算絲杠危險截面的強度和螺母螺紋牙的強度。對于要求運動精確的滑動絲杠傳動，應驗算絲杠的剛度，有時應根據其剛度確定絲杠直徑。對于柔度大的受壓絲杠應校核其穩定性，其直徑也常由穩定性決定。對于要求自鎖的滑動絲杠副，還應驗算其自鎖條件。所以，在設計滑動絲杠副時，應根據對絲杠要求的具體情況，可選擇不同的計算準則，進行必要的計算。3.1.1 螺紋牙形的選擇 精密絲杠螺母傳動，常用的螺紋有牙形角為60°的普通公制螺紋和牙形角為30°的梯形螺

27、紋兩種。選用哪種螺紋，取決于傳動精度、效率和制造工藝。當絲杠螺母機構的載荷不大，螺紋間的摩擦力對工作影響不大，而又要求小螺距時(螺距為0.51mm)，可采用公制基本螺紋和公制細牙螺紋。當載荷較大，螺距也較大時，宜用梯形螺紋。梯形螺紋比三角螺紋的傳動效率高、強度大、螺距大。螺距小時，制造困難，而且不耐磨，故不易得到高精度絲杠。故本設計可采用牙形角為30°的梯形螺紋。3.1.2 材料的選用原則梯形絲杠是要求螺紋在運動中作精確移動的關鍵部件，主要采用優質合金鋼材加工，經過熱處理加工，保證其優良的機械性能，在制造過程中，粗精工序分開，有效保證零部件的應力合理分布，關鍵工序在恒溫車間加工，穩定

28、的溫度，保證高精度絲杠的全部指標符合國標GB2882-*有關驗收標準。 3.1.3 絲杠耐磨性計算由于螺母的材料一般比絲杠的材料軟，所以，磨損主要發生在螺母的螺紋表面。因為影響磨損的因素很多， 目前還沒有完善的磨損計算方法，故通常限制螺紋表面的壓強來進行磨損性計算，即使螺紋工作表面的壓強p小于或等于其許用壓強p。計算時，將螺母的螺紋牙看成是盤旋繞在圓柱表面上的長條，展直后相當于一懸臂梁。展直后的一圈螺紋牙如圖12所示。設作用于螺紋上的總軸向力為F，則每一圈螺紋牙所承受的軸向力為F/Z，其校核公式為 式（3.1）式中 F-作用于螺紋上的總軸向力，N； d- 螺紋中經，mm； h-螺紋的工作高度，

29、mm ； Z-參加接觸的螺紋圈數，； p許用壓強，N/mm²，可按表3-1選取。表3-1 滑動絲杠副的許用壓強p絲杠材料螺母材料許用壓強p(N/mm²)速度范圍（m/s）鋼青銅1825111871012低速<0.050.10.2>0.25耐磨鑄鐵680.10.2鑄鐵1318<0.05470.10.2鋼7.513低速淬火鋼青銅10130.10.2由于絲杠的轉速較低，則在材料的選用時，絲杠的材料選用鋼，螺母選用青銅，其許用壓強p=20N/mm²。圖3.1 絲杠的受力分析簡圖滾筒上鋼絲繩的靜拉力為4.2 t，鋼絲繩在絲杠上的最大傾角為25°，

30、如圖3.1，則絲杠上所受的軸向力為：F1=根據其他同類設備的經驗設計，初選螺紋牙高為8mm，螺紋頂隙為1mm。由于所設計的為雙向絲杠，則在螺母的設計組合中，螺母設計成卡環狀,即參加接觸的螺紋圈數約為0.5，以便使螺母能夠自動實現往返運動。將以上數據代入公式3.1，得：d72mm由于絲杠工作的環境比較惡劣，則d取100mm。3.1.4 強度驗算（1）螺母螺紋牙的強度計算如前所述，螺母上一圈螺紋牙展宜后可看作一懸臂梁。在裁荷FZ作用下，螺紋牙根部處受彎曲和剪切作用，其剪切強度計算公式為 式（3.2）彎曲強度計算公式為 式（3.3）式中 d-螺母螺紋大徑,mm ； b-螺紋牙根部的寬度,mm; -許

31、用剪切應力，N/mm²；查表3-2 -許用彎曲應力，N/mm²；查表3-2表3-2 滑動絲杠副材料的許用應力項目許用應力（N/mm²）絲杠材料鋼-材料的屈服極限螺母材料青銅彎曲剪切40603040鑄鐵455540耐磨鑄鐵506040鋼（1.01.2）0.6由絲杠和螺母的材料可選取彎曲許用應力為50N/mm²，剪切許用應力為35N/mm²。將以上數據代入公式3.2、3.3得=3.6=3(2) 絲杠的強度計算絲杠在扭矩和軸向載荷F作用下，其危險剖面內受有剪應力和壓應力，根據第四強度理論，可得到絲杠危險剖面的強度計算公式為 式（3.4）式中 -絲杠危

32、險剖面的當量應力，N/mm²； M-作用在絲杠上的扭矩，N/mm； -許用應力，N/mm²，可由表3-2查的。其他符號同前。圖3.2 絲杠的受力分析圖要使滑塊在絲杠上運動（不考慮摩擦），需加在絲杠上的徑向力為：F2=3275.7N加在絲杠上的扭矩為：M=3275.7*50=163785N/mm將以上數據帶入公式3.4得=2.7故，所設計的絲杠符合要求。3.1.5 絲杠的結構設計由以上可知所設計的絲杠直徑為100mm，由于滾筒的寬度為820mm，繩徑為20mm，可計算出絲杠的導程為800mm。在這一導程中選14個螺距，即絲杠的螺距為57.1429mm。通過以上可以算出滾筒到絲

33、杠的傳動比為2.8571。本絲杠采用雙向導程，以實現自動往復運動，其結構如圖3.3所示：圖3.3 雙向絲杠結構圖3.2 鏈傳動的設計3.2.1. 鏈傳動的特點鏈傳動是在平行軸上的鏈輪之間，以鏈條作為撓性曳引元件來傳遞運動和動力的一種嚙合傳動。與帶傳動、齒輪傳動相比，鏈傳動的主要特點是：優點：沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高(封閉式鏈傳動傳動效率=0.950.98)；鏈條不需要像帶那樣張得很緊，所以壓軸力較小；傳遞功率大，過載能力強；能在低速重載下較好工作；能適應惡劣環境如多塵、油污、腐蝕和高強度場合。缺點：瞬時鏈速和瞬時傳動比不為常數，工作中有沖擊和噪聲，磨損后易發生跳

34、齒，不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。3.2.2 鏈傳動的類型按用途不同，鏈可分為傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。傳動鏈主要用于傳遞運動和動力，應用很廣泛。傳動鏈又可分為滾子鏈和齒形鏈。齒形鏈比套筒滾子鏈工作平穩、噪聲小，承受沖擊載荷能力強，但結構較復雜，成本較高。滾子鏈的應用最為廣泛。滾子鏈結構：由內鏈板、外鏈板、銷軸、套筒和滾子組成。銷軸與外鏈板、套筒與內鏈板分別用過盈配合聯接。而銷軸與套筒4、滾子與套筒之間則為間隙配合，所以，當鏈條與鏈輪輪齒嚙合時，滾子與輪齒間基本上為滾動摩擦。套筒與銷軸間、滾子與套筒間為滑動摩擦。鏈板一般做成8字形，以使各截面接近等強度，并可減輕重量和運動時的慣性。滾

35、子鏈參數：滾子鏈是標準件，其主要參數是：鏈節距p，它是指鏈條上相鄰兩銷軸中心間的距離。滾子鏈的標記方法為：鏈號-排數×鏈節數，標準編號。例如16A-1×80 GB1243.1-83，即為按本標準制造的A系列、節距25.4mm、單排、80節的滾子鏈。鏈條除了接頭和鏈節外，各鏈節都是不可分離的。鏈的長度用鏈節數表示，為了使鏈條連成環形時，正好是外鏈板與內鏈板相連接，所以鏈節數最好為偶數。3.2.3 鏈傳動的受力分析鏈傳動在安裝時，應使鏈條受到一定的張緊力。張緊力是通過使鏈條保持適當的垂度所產生的懸垂拉力來獲得的。鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免出現鏈條的不正常嚙合、跳

36、齒或脫鏈。因為鏈傳動為嚙合傳動，所以與帶傳動相比，鏈傳動所需的張緊力要小的多。圖3.4 鏈傳動受力分析圖鏈傳動在工作時，存在緊邊拉力和松邊拉力，如圖3.4。如果不計傳動中的動載荷，則緊邊拉力和松邊拉力分別為F1=Fe+Fc+FfF2= Fc+Ff式中：Fe-有效圓周力，N； Fc-離心力引起的拉力，N； Ff-懸垂拉力，N。有效圓周力為Fe=1000P/v=1000T/9.55D 式中：P為鏈傳遞的功率(kW)； T 為轉矩（v為鏈的速度(m/s)。鏈運動所產生的離心拉力Fc為：Fc=q式中：q鏈單位長度的質量(kg/m)由鏈本身質量而產生的懸垂拉力Ff為Ff=max(,)其中： 式中：a-鏈

37、傳動的中心距，mm; Kf- 垂度系數，為中心線與水平面夾角。由上可知，鏈輪受到的拉力為：F=F1+F23.2.4 滾子鏈的主要失效形式（1）鉸鏈磨損鏈節在進入嚙合和退出嚙合時，銷軸與套筒之間存在相對滑動，在不能保證充分潤滑的條件下，將引起鉸鏈的磨損。磨損導致鏈輪節距增加，鏈與鏈輪的嚙點外移，最終將產生跳齒或脫鏈而使傳動失效。由于磨損主要表現在外鏈節節距的變化上，內鏈節節距的變化很小，因而實際鉸鏈節距的不均勻性增大，使傳動更不平穩。它是開式鏈傳動的主要失效形式。（2）鏈的疲勞破壞由于鏈在運動過程中所受的載荷不斷變化，因而鏈在變應力狀態下工作，經過一定的循環次數后，鏈板會產生疲勞斷裂或滾子表面會

38、產生疲勞點蝕和疲勞裂紋。在潤滑條件良好和設計安裝正確的情況下，疲勞強度是決定鏈傳動工作能力的主要因素。 （3）多次沖擊破斷工作中由于鏈條反復啟動、制動、反轉或受重復沖擊載荷時承受較大的動載荷，經過多次沖擊，滾子、套筒和銷軸最后產生沖擊斷裂。它的應力總循環次數一般在以內，它的載荷一般較疲勞破壞允許的載荷要大，但比一次沖擊破斷的載荷要小。（4）膠合由于套筒和銷軸間存在相對運動，在變載荷的作用下，潤滑油膜難以形成，當轉速很高時，使套筒與銷軸間發生金屬直接接觸而產生很大摩擦力，其產生的熱量導致套筒與銷軸的膠合。在這種情況下，或者銷軸被剪斷，或者套筒、銷軸與鏈板的過盈配合松動，從而造成鏈傳動的失效。（5

39、）過載拉斷在低速重載的傳動中或者鏈突然承受很大的過載時，鏈條靜力拉斷，承載能力受到鏈元件的靜拉力強度的限制。 （6）鏈輪輪齒的磨損或塑性變形在滾子鏈傳動中，鏈輪輪齒磨損或塑性變形超過一定量后，鏈的工作壽命將明顯下降。可以采用適當的材料和熱處理來降低其磨損量和塑性變形。通常鏈輪的壽命為鏈的壽命23倍以上，故鏈傳動的承載能力以鏈的強度和壽命為依據。3.2.5 鏈傳動的設計計算（1） 鏈的選取1） 選擇型號，確定鏈節距和排數鏈節距的大小直接決定了鏈的尺寸、重量和承載能力，而且也影響鏈傳動的運動不均勻性(也稱多邊形效應)，產生沖擊、振動和噪聲。為了既保證鏈傳動有足夠的承載能力，又減小沖擊、振動和噪聲，

40、應盡量選用較小的鏈節距。在高速重載時，宜用小節距多排鏈；低速重載時，宜用大節距排數較少的鏈。由設計手冊我們選用 12A 單排套筒滾子鏈。節距: p=標準鏈號mm 內鏈節內寬： b1=p=11.9mm 鏈板厚度： mm 滾子外徑： d1 銷軸直徑： d2=mm2） 確定中心距和鏈節數中心距的大小對傳動有很大影響。中心距小時，鏈節數少，鏈速一定時，單位時間內每一鏈節的應力變化次數和屈伸次數增多，因此，鏈的疲勞和磨損增加。中心距大時，鏈節數增多，吸振能力高，使用壽命長。但中心距太大時，又會發生鏈的顫抖現象(尤其在松邊上)，使運動的平穩性降低。 初定中心距： a0=(30-50)p ； 取900mm鏈

41、條節數： X0=146鏈條長度： L=2.78mm（2） 鏈輪尺寸計算為了盡可能少的改變絞車的現有結構，鏈輪采用腹板單排式鑄造鏈輪, 等比傳動，鏈輪齒數的多少對傳動平穩性和使用壽命有很大影響。小鏈輪齒數的選擇應適中。若小鏈輪齒數過少，運動速度的不均勻性和動載荷都會很大；鏈節在進入和退出嚙合時，相對轉角增大，磨損增加，沖擊和功率損耗也增大。則鏈輪尺寸按以下公式計算：分度圓直徑：d= 式（3.5）齒頂圓直徑：- 式（3.6）齒根圓直徑： 式（3.7）腹板單排式鑄造鏈輪： ； 整體小鏈輪：h=0.5p 式（3.8） 圖3.5 鏈輪 dh=D+2hR1=2-4mmrx 取20mm 取2.5mmbf=0

42、.95b1=11.3mm 由以上公式可得到各鏈輪的基本尺寸：1）輪1的尺寸計算：齒數取Z1=49，D為一錐度軸，其中心直徑為226.82mm。d=297.3mmda=305-309mm ； 取308mmdf=285.4mm因采用的為不規則軸，則對于其他參數的選取不能按公式進行計算，即可取：h=15-37.27mmL=70mmdh=279mmR取3mm2）輪2的尺寸計算：齒數Z2取49 D=40mmd=297.3mmda=308mmdf=285.4mmh=19mmL=76mmdh=78mmR1取4mm3）輪3的尺寸計算：Z取19D=40mmd=115.7mmda=124.5127.6mm ；取1

43、26mm df=103.8mmh=10mmL=40mmdh=80mmR1=4mm3.2.6滾子鏈鏈輪的結構設計鏈輪的正確設計有利于延長鏈的壽命、提高鏈傳動的質量、減小鏈和鏈輪的磨損。（1）鏈齒的齒形鏈輪的齒形與齒輪的齒形相似，但其齒廓不是共軛齒廓，其齒形具有很大的靈活性。鏈輪齒形應具備以下性能：保證鏈節能平穩、自由的嚙入和嚙出；盡量減小鏈節與鏈輪嚙合時的沖擊和接觸應力；有較大的容納鏈節距因磨損而增長的能力；便于加工滾子鏈鏈輪的軸面兩側齒形為圓弧或直線，以利鏈節的嚙入和嚙出。（2）鏈輪的結構直徑小時常做成整體式，中等直徑做成孔板式，大直徑鏈輪可做成組合式。鏈輪與軸采用平鍵。（3）鏈輪的材料與熱處

44、理鏈輪輪齒應具有足夠的接觸強度和耐磨性，故齒面多經熱處理。由于小鏈輪輪齒的工作次數比大鏈輪輪齒多，所受沖擊力也大，故所用材料常常優于大鏈輪。（4）鏈傳動的布置及張緊鏈傳動的布置是否合理，對傳動的質量和使用壽命有較大的影響。布置時，鏈傳動的兩軸應平行，兩鏈輪應處于同一平面；一般宜采用水平或接近水平布置，并使松邊在下。鏈條張緊的目的，主要是為了避免鏈的懸垂度太大，嚙合時鏈條產生橫向振動，同時也是為了增加嚙合包角。常用的張緊方法有：（1）用調整中心距張緊。（2）用張緊裝置張緊。（3）鏈傳動的使用和維護。正確使用和維護鏈傳動對減少鏈的磨損，提高鏈傳動的使用壽命有決定性的影響。使用和維護應注意以下幾點：

45、合理的控制加工誤差和裝配誤差和合理的潤滑良好的潤滑有利于減小磨損，降低摩擦損失，緩和沖擊和延長鏈的使用壽命。鏈輪的結構設計圖如圖3.6。圖3.6 鏈輪結構圖3.3 減速器齒輪的設計3.3.1 概述齒輪傳動是機械傳動中最重要、應用最廣泛的一種傳動。齒輪傳動的主要優點有：傳動效率高，工作可靠，壽命長，傳動比準確，結構緊湊。主要缺點是：制造精度要求高，制造費用大，精度低時振動和噪聲大，不宜用于軸間距離較大的傳動。齒輪傳動可做成開式、半開式和閉式齒輪傳動。3.3.2 齒輪傳動的失效形式齒輪傳動的失效一般發生在輪齒上，通常有輪齒折斷和齒面損傷兩種形式。后者又分為齒面點蝕、磨損、膠合和塑性變形等。（1）輪

46、齒折斷一般發生在齒根部位，因為齒根是應力集中源而且應力最大。輪齒折斷可分為：疲勞折斷和過載折斷：（2）齒面點蝕 輪齒受力后，齒面接觸處將產生循環變化的接觸應力，在接觸應力反復作用下，輪齒表層或次表層出現不規則的細線狀疲勞裂紋，疲勞裂紋擴展的結果，使齒面金屬脫落而形成麻點狀凹坑，稱為齒面疲勞點蝕，簡稱為點蝕。一般多出現在節線附近的齒根表面上，然后再向其它部位擴展，這是因為在節線處同時嚙合齒對數少，接觸應力大，且在節點處齒廓相對滑動速度小，油膜不易形成，摩擦力大。它可分為早期點蝕和破壞性點蝕。（3）齒面磨損 當齒面間落入砂粒、鐵屑、非金屬物等磨料性物質時，會發生磨料磨損。齒面磨損后，齒廓形狀破壞，

47、引起沖擊、振動和噪聲，且由于齒厚減薄而可能發生輪齒折斷。（4）齒面膠合 互相嚙合的輪齒齒面，在一定的溫度或壓力作用下，發生粘著，隨著齒面的相對運動，使金屬從齒面上撕落而引起嚴重的粘著磨損現象稱為膠合。膠合有冷膠合和熱膠合之分。（5）塑性變形當輪齒材料較軟，載荷及摩擦力又很大時，輪齒在嚙合過程中，齒面表層的材料就會沿著摩擦力的方向產生塑性變形。主動輪齒上所受摩擦力是背離節線分別朝向齒頂及齒根作用的，故產生塑性變形后，齒面沿節線處變成凹溝。從動輪齒上所受的摩擦力方向則相反，塑性變形后，齒面沿節線處形成凸棱。提高齒面硬度，采用粘度高的潤滑油，可防止或減輕齒面產生塑性變形。3.3.3 直齒圓柱齒輪的受

48、力分析圖3.7為一對直齒圓柱齒輪，若略去齒面間的摩擦力，輪齒節點處的法向力可分解為兩個互相垂直的分力：切于分度圓上的圓周力和沿半徑方向的徑向力。圖3.7 齒輪受力分析圖（1）各力的大小： 式（3.9） 式（3.10）式中：T1為主動齒輪傳遞的名義轉矩(N.mm)；d1為主動齒輪分度圓直徑(mm)；為分度圓壓力角(°)；（2）各力的方向 圓周力 ：主動輪圓周力的方向與回轉方向相反；從動輪圓周力的方向與回轉方向相同。 徑向力 ：分別指向各自輪心(外嚙合齒輪傳動)。（3）各力對應關系作用在主動輪和從動輪上的各對應力大小相等，方向相反。即：，3.3.4 齒輪的設計計算因滾筒到絲杠的傳動比為2

49、.8571，鏈傳動為等比傳動，所以減速器齒輪的傳動比為2.8571。1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1） 根據設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2） 排繩裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。（3） 材料選擇。由表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4） 選小齒輪齒數為Z1=44，大齒輪齒數為Z2= 125。2 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即： 式（3.11）(1) 確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數Kt=1.32）齒輪傳遞的扭矩。絲杠

50、上的力是有齒輪減速機構傳遞過來的，通過絲杠所受到的扭矩，可以進行齒輪的受力分析。即齒輪受到的扭矩為T=163785.4N/mm3）由表選取齒寬系數 =14）由表查的材料的彈性影響系數=189.8MPa5) 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa。6）由圖取接觸疲勞壽命系數=0.9;=0.95。7）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，得：=/S=540 Mpa=/S=522.5 Mpa(2) 計算1）由公式3.11試計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=mm=77.95mm2) 計算圓周速度v。V=0.12m/

51、s3）計算齒寬b。B=1*77.95=77.95mm4) 計算齒寬與齒高比b/h。模數 mt=77.95/44=1.8mm齒高 h=2.25*1.8=4.05mmb/h=77.95/4.05=19.25) 計算載荷系數。根據v=0.12m/s，7級精度，由圖查的動載系數Kv=1.05;直齒輪，=1;由表查的使用系數KA=1;由表用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐對稱布置時，=1.3175。由b/h=19.2，=1.3175查圖得;故載荷系數K=KAKV=1.3836) 按載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得d1=79.57mm7) 計算模數m。m=d1/z1=1.81mm3 按齒根彎曲強度計算

52、彎曲強度的設計公式為：m 式（3.12）（1） 確定公式內的各計算數值1） 由圖查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限=380Mpa；2） 由圖取彎曲疲勞壽命系數=0.85,=0.88;3） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得：1=303.57Mpa2=238.86Mpa4） 計算載荷系數KK= KAKV=1*1.05*1*1.32=1.3865）查取齒形系數由表用插值法查得 =2.36，=2.166) 查取應力校正系數由表用插值法查得 =1.678, =1.817) 計算大、小齒輪的并加以比較。 =2.36*1.678/303.57=0.013045 =2.16*1.81/238.86=0.01637經比較，大齒輪的數值大。則取大值。（2）設計計算 將以上數據帶入式3.12得：m=1.566mm對比計算結果，齒面解除疲勞強度的模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于設備工作條件比較惡劣，所以齒輪模數應遠大于計算模數，在設計中齒輪模數取3mm 。由于鏈輪的直徑為308mm，即鏈輪