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I 摘要 马达驱动绞车（液压绞车）是利用液压马达直接或通过减速箱来拖动滚筒的一种新 型绞车。 液压绞车广泛应用于工程机械、矿山机械、建筑机械以及海洋船舶、海洋石油等领 域，大吨位、高性能液压绞车是海洋石油生产用于野外和港口、码头进行重载设备的水 平拖拉作业和海上船舶定位的关键设备。 本论文主要是阐述煤矿用的普通液压提升绞车，其基本原理及其设计方法也同样适用 于煤矿用的其它液压绞车及建筑和船舶等使用的液压绞车。本论文主要包括液压绞车的 液压执行件、 钢丝绳的选择，卷筒的设计与计算以及减速器的设计与计算。而且对涡轮、 蜗杆、涡轮轴、蜗杆轴进行了设计与计算，对主要的轴承和键的主参数进行了选择和校 核。 关键词关键词 液压绞车；减速器；涡轮；轴承 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 II Abstract Motor-driven winch( Hydraulic winch )is to use hydraulic motors directly or through the slowdown me to drag a new winch drum Motor-driven winch is widely used in the areas of construction machinery, mining,machinery, building, machinery as well as marine ships and oil exploitation.Hydrostatic winch of high tons and performance is a key equipment in horizontaltrailing, operation for heavy equipment of sea oil industry in open field, sea port and harbor and for ship positioning, on the sea. This paper is mainly explained by the general coal mine hydraulic hoist, and the basic principles and design methods are equally applicable to the use of coal and other hydraulic winch and ship construction, such as the use of hydraulic winch. This paper, including hydraulic winch the implementation of hydraulic, the choice of wire rope, reel and the design and calculation of the design and calculation reducer. Main parameter calculation, selection of the main bearings and keys. Keywords Hydraulic winch Reducer Turbine Bearing I 目目 录录 1 绪论.1 1.1 简介1 1.1.1 绞车概述1 1.1.2 绞车功能与结构1 1.1.3 绞车分类方法2 1.1.4 绞车应用6 1.2 液压绞车的用途、工作原理和类型.8 1.2.1 液压绞车的用途和工作原理8 1.2.2 液压绞车的具体分类8 2 液压执行件、钢丝绳和卷筒设计与计算.10 2.1 液压执行件的选择.10 2.1.1 液压泵10 2.1.2 液压马达10 2.1.3 液压马达的选择与计算11 2.2 钢丝绳的选取和使用11 2.2.1 钢丝绳的选取11 2.2.2 钢丝绳的使用12 2.2.3 钢丝绳在卷筒上的固定.12 2.3 卷筒设计与计算.13 2.3.1 卷筒结构及常用材料13 2.3.2 卷筒容绳尺寸参数13 3 减速器的设计与计算.16 3.1 减速器设计概述16 3.2 蜗杆传动的特点.18 3.3 普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸19 3.4 普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算21 3.5 普通圆柱蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算25 3.6 蜗杆和蜗轮的结构27 3.7 蜗轮蜗杆的设计和计算27 3.8 蜗杆轴计算与校核31 3.9 蜗轮轴的计算和校核35 4 轴承的选择.41 4.1 轴承的选择因素41 II 4.2 轴承的型号确定42 4.2.1 蜗杆轴轴承的选择42 4.2.2 蜗轮轴轴承的选择42 4.3 轴承校验42 4.3.1 圆锥滚子轴承效验42 4.3.2 推力调心滚子轴承效验45 5 键的设计与选择48 5.1 键的选择48 5.1.1 平键联结48 5.1.2 平键联结的计算48 5.2 蜗轮上键的选择和强度校核48 6 箱体的设计.50 结 论.51 致谢.52 参 考 文 献.53 附录.54 1 1 绪论 1.1 简介 1.1.1 绞车概述 在人类历史上，绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使一个人搬 运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框架支撑的滚筒组 成，人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动(见图 1-1)。 今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或几个 上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械。图 1-2 所示为一 种简易的手动提升绞车;该绞车用手驱动，靠齿轮传动的速比增扭，配有防止卷筒反转的 棘轮机构和制动用的带闸。 图 1-1 绞盘简图 1.1.2 绞车功能与结构 绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载， 绞车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。 图 1-2 手动提升绞车 2 1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳，包含动力及传动装置与控制装 置。绞车可以采用多种驱动方式，包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液 压马达、气动马达等等。无论采用何种驱动方式，在绞车的驱动部分设计中都应包含以 下设计准则: 无级均匀变速，调速范围宽广; 在有负载情况下，良好的启动特性和低速特性，总效率高; 双向旋转，并且容易改变旋转方向 维护保养相对容易，对周围工作环境不敏感， 制动系统工作可靠; 设计紧凑，结构简单，安装布置容易，重量轻; 在有负载情况下，能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。 对于小型绞车为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在-起， 直接驱动工作装置;对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动部分与绞车 工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系，绞 车的布置和操纵均很方便。 2工作装置:在驱动部分作用下，通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖动或释放 缆绳以完成对负载的收放控制，并含有对缆绳的容绳和排缆装置。 3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业，包含滑轮组、导向装置以及速度测量，长 度距离测量，张力测量等装置部分;绞车可以使用钢丝绳，尼龙缆绳等多种材质缆绳。 1.1.3 绞车分类方法 按绞车驱动方式分类，绞车可以分为机械式驱动绞车、电机驱动绞车、气动绞车、 液压绞车等几大类。 1.机械式驱动绞车 驱动部件间的固定几何位置关系决定着系统的设计布局，布局的变化少; 传动系体积尺寸大，总重量重; 安装布置复杂，经常需要精密加工的平面和精密的部件定位; 难以实现大范围的无级变速； 原动机的位置是不可变的; 在有负载的情况下，难以取得平稳的反转; 通过采用液力偶合器，可以在堵转工况下产生最大扭矩。 2.电机驱动绞车 在小型和低端绞车产品上采用常规定速电机驱动方法，能实现单速仁或 双速)和双向旋转功能，系统简单，但不能低速启动和平滑变速; 采用可控硅整流直流调速方式实现无级变速，发展历史悠久，可在低速段提 3 供短时的额定扭矩仁或堵转扭矩)。但是，若无独立冷却系统和专用设计，直流调速方式 不能长时间用于堵转工况; 采用交流变频调速方式实现从零到最大速度的无级变速，可以在低速或堵转 工况下提供 100%额定扭矩，调速平稳; 设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。 3.气动绞车 需要配置压缩空气站; 气动系统工作压力较低，气动马达外形尺寸较大，气动系统总体重量较重; 对环境条件敏感和在周围环境温度低的地方，可能有潮气凝结在气动管路和 部件里; 噪音大则需要噪音消音器。 4.液压绞车 液压绞车是将液压基础元部件进行新的组合，并与电控绞车的机械部分相结合，产 生 的一种新型的提升机械。这种新型的液压绞车比传统的电控绞车在某些方面有比较突出 的优点，因而得到迅速发展，法国斯蒂芳诺伊斯(公司制造了电机功率为 110kw，最大静 张力为 50kN，绳速为 18ms 的液压绞车。瑞典阿利麦克(A1imak)公司制造了 HP 型， 最大静张力为 100kw 的液压绞车。西班牙泰因姆(TAIMTF)公司也生产单双滚筒防爆液 压提升机和摩擦轮式防爆液压无极绞车。 国外在 50 年代中期，新型的轴向柱塞式和径向柱塞式液压马达系列产品纷纷问世， 后来研制出液压绞车，在轮船上和建筑机械上使用。大约在 60 年代中期，研制出防爆液 压绞车在煤矿井下使用。近 20 年来液压绞车发展很快，在工业发达国家的煤矿现在已广 泛使用液压绞车。从小到大，从单绳到多绳，从有极绳到无极绳，从缠绕式到摩擦式， 各种规格品种比较齐全。 英园是研制液压绞车较早的国家之一，60 年代就有矿用液压绞车问世。尼德汉姆兄 弟和布朗有限公司(Needham Br。sBrown LTD)研制了“c”系列本机或无线电遥控的液 压绞车，功率从 75250kw 共有 20 种规格。该公司制造的 250kw 用低速大扭矩液压马 达直接驱动的液压绞车使用在南约克夏的矿井。这种绞车的制动系统设计很有特色，结 构很紧凑，井下运输很方便。其型号为 u209002150、I1309003150、H209002165、H309004304700，电机功 率为 15kW 或 223kW。采用滚轮传力式液压马达和斜盘式双缸变量轴向往塞泵，具有恒 功率控制装置，工作介质可用 6040 号阻燃液(含 60乳化油和 40水的油包水型)。 日本三井三池制作所在 1965 年制造出第一台防爆液压绞车，以后反复进行了多种设 计和改进现在生产 40、75、160、250kw 等 4 种型号的防爆液压绞车，其滚筒直径分别 为 4900、41200、42000、42100mm，具有手动、半自动两种运转方式，可用来提升货物和 4 人员。三井三池制作所对绞车采用液压控制方式与电动控制方式进行了比较，他们认为 液压控制方式能任意选择所需的速度，操作简单，能任意调整加、减速度，易于设计防 爆结构，保养维护容易，但运转噪音较大。电动控制方式与液压控制方式相比噪音较小， 可制造大型提升设备，但电气控制系统复杂，保养维修麻烦。 南非东特南斯菲尔的新博斯古斯普鲁易特煤矿的副井装有一台大型多绳摩擦轮式液 压提升机，采用四台液压马达驱动，有效载荷达 35T，特大型的罐笼可同时容纳 200 人可整体向井下运送大型机械设备。它是目前世界上提升重量最大的液压提升机。 捷克斯格伐克研制了小型液压传动的双绳和四绳摩银轮式提升机，用于煤矿开下立 井的罐笼提升。 除上述各国将液压绞车用作提升绞车外，苏联、波兰、英国、联邦德国和日本等国 家，近几年均研制和采用液压安全绞车作为倾斜煤层采煤中采煤机的安全防滑、同步辅 助牵引设备。这些液压安全绞车的液压系统有开式和闭式的，采用开式液压系统的有英 国的 PIE 型，波兰的 BH3 型安全绞车，采用闭式液压系统的有英国的 AB25 型，苏联 的 Ix 型和日本的顺 D 型液压安全绞车。联邦德国、英园、苏联等国家还广泛采用液压无 极绞车牵引井下辅助运输用的卡轨车和单轨吊。在联邦德国这种钢丝绳牵引方式约占煤 矿井下辅助运输设备的 70，使用总台数约 1500 台左右。其最大功率达 330kw，最大单 绳牵引力达 91kN。 我国煤矿井下防爆液压绞车的研制和应用比欧美、日本大约晚了 10 多年，国内防爆 液压绞车研制工作是为了满足煤矿安全生产的需要而开展起来的。按照我国煤矿安全 规程的规定，在煤与沼气突出矿井井下和沼气矿井采区中，都要使用矿用防爆型电气 设备。但国内在 1980 年以前还没有 412m 以上的防爆提升绞车产品供煤矿使用，所以 过去煤矿井下使用的 412m 以上的绞车基本上都是非防爆型，违反煤矿安全规程的规定， 严重危害煤矿安全生产。有的煤矿曾由于在井下使用非防爆的电绞车引起过重大瓦斯爆 炸事故，因此井下绞车防爆是煤矿安全生产急待解决的一个重大问题。近几年来国内一 些单位正在采用不同的技术途径研制防爆提升绞车。 从 1977 年开始，由湖南省煤炭工业局液压绞车研制组、湖南省煤炭科学研究所和湖 南省煤矿专用机械厂共同研制 KDYT120 o1 型(后定名为 DYT1*2 型)防提液压绞 车于 1981 年 3 月经鉴定定型，转入批量生产。出于全国重点煤矿井下需用 416m 绞 车较多，为了满足全国沼气矿井的急需，从 1981 年末开始，由湖南省煤炭科学研究所和 湖南省煤矿专用机械厂共同承担了煤炭部下达的重点科研项目“BYT16 型防爆液压绞 车”研制任务，井随同研制了 NJME16 型内曲线低速大扭矩液压马达，于 1984 年 11 月 通过部级鉴定定型，转入批量生产，推广使用。并由此派生出用 2 台 NJME10 型液压马 达驱动的 DYT16K 型防爆液压绞车。现在湖南省煤炭科学研究所与湖南省煤矿专用机 械厂又研制了 BYT2 型防爆液压提升机，在乎顶山矿务局十矿完成井下工业性试验，迥 过鉴定后已投入批量生产，以满足全国大、中型煤矿井下需要。国内还有其他厂家亦进 5 行了液压绞车的研制工作，如淮南煤矿机械厂研制了 JT1200Y 型防爆液压绞车。它采 用高速液压马达通过行星减速箱驱动滚筒，目前在淮南谢二矿使用，已通过鉴定定型。 重庆矿山机器厂也研制了 412m 防爆液压绞车。山西机器厂正在研制 416m 防爆液压 绞车。洛阳矿山机械研究所正在研制 42m，采用高速液压马达驱动的防爆液压提升机。 除上述煤矿井下提升用的防爆液压绞车外，国内有的单位还研制了其它用途的液压 绞车。如重庆煤炭研究所、鸡西煤矿机械厂和徐州煤矿机械厂共同研制了 YAJ13 型和 YAJ22 型液压安全绞车，用于倾角大子 16。的回采工作面，防止采煤机因自重下滑而 发生跑车事故。河北煤炭研究所和石家庄煤矿机械厂共同研制了牵引 KCY6900 型卡 轨车的液压绞车。常州科研试制中心研制了牵引 p2 型卡轨车的液压绞车。液压绞车的 研制和发展情况表明：液压绞车由于采用液压传动，减少了产生电气火花的元柄，又由 于全部使用鼠笼型电动机，空档直接起动，使电气控制设备简单，容易做成防爆型。所 以采用液压绞车是解决煤矿井下绞车安全防爆问题的有效途径。同时，液压绞车具有无 级调速，起动、换向乎稳，低违运转性能好，操作简单，体积小，重量轻，安全保护比 较齐全等优点。此外，防爆液压绞车在起动和制动以及低速运转时比电控绞车的效率要 高，液压传动装置比直流电气传动装置要便宜很多(约 40)。其缺点是液压元件制造精 度和质量要求较高，液压传动装置的噪音较大。总的看来，防爆液压绞车是一种具有良 好运转特性、适合沼气矿井和有煤与沼气突出危险矿井使用的防爆绞车。它是一种很有 发展前途的煤矿机械设备，是矿用防爆绞车的主要发展方向之一 双向实现从零到最大速度的无级变速控制，易于换向; 用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩; 输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动; 系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩; 设计紧凑，布置方便，动力传递系统总重量轻。 易于实现恒速、恒张力控制 二 按绞车应用领域和使用工况分类，绞车分为矿用绞车、建工卷扬机、船用绞车、 工程机械绞车以及特殊用途用绞车等等。 三按绞车作业形式分类，绞车一般分为滚筒卷扬绞车和线型绞车两大类。滚筒卷 扬绞车采用驱动滚筒旋转方式收放缆绳和拖曳负载，并在滚筒上直接容绳;线型绞车采用 夹钳直线拉拔缆绳方式拖曳负载，并在独立配置的滚筒巨卷扬容绳。图 1-3 为线型绞车 示意图。 6 图 1-3 线型绞车示意图 1.1.4 绞车应用 绞车广泛应用于工程机械、建筑机械、林业、渔业、矿山机械、船舶运输、海洋石 油等多领域，可配套多种类型主机设备。 绞车具体配套的部分设备如下: 1.汽车起重机一主吊、辅吊绞车 2塔式起重机一主吊绞车 3驳船定位绞车，拉索绞车 4.钻探船拔桩绞车 5.挖泥船悬挂和斗架绞车、抓斗绞车 6.通用船舶-锚泊绞车、起重绞车、牵引绞车 7.集装箱船船尾装料绞车 8.码头起重机一主起重卷扬机 9.海洋石油铺管工作船-恒张力移船.绞车、张紧器、ASR 绞车、起重吊机的负 荷绞车等等 10.运输铁道车辆定位卷扬机、索道牵引绞车 11.森林及木材加工机械-重木起吊卷扬机、木材车、推土机 12液压配套设备液压管线绞车、电缆及气动管线绞车 13.矿山和冶金行业-运输绞车、提升绞车 以下为中国海洋石油领域绞车的典型应用实例: 1.吊机用负荷绞车 负荷绞车用于控制起重铺管船主吊机吊钩的稳定，关系海上的作业安全。蓝疆船的 负荷绞车采用静液压传动，有双泵双马达和单泵双马达两种匹配方式。液压系统采用柱 塞泵和定量柱塞马达，有手动控制和恒张力控制两种工作模式。在恒张力模式下，可以 根据天气、载荷大小等因素自动仁或手工)设定恒张力大小，用带有设定拉力的缆绳约束 7 主吊钩，减小晃动幅度，使其能稳定工作。 2.铺管船用移船绞车 移船绞车用于铺管船的海上作业;8 台移船绞车配合，能精确控制铺管船的运动和姿 态。当船舶 4 台绞车手动收缆，控制铺管船前移时，船尾 4 台绞车恒张力放缆;移船绞车 的使用能克服风浪对铺管船运动的影响，使之能精确定位。移船绞车采用静液压传动， 采用单泵双马达闭式系统。液压泵采用萨奥公司 20 系列手动伺服变量泵或 90 系列电比 例伺服变量泵，液压马达采用川崎公司的双速低速大扭矩马达;液压系统具有恒张力功能， 用于滨海 105 船和滨海 106 船。 随着液压元件的不断发展、丰富，随着液压控制技术和测试技术的进步，液压绞车 的应用范围不断扩大，功率回收、负荷传感、恒张力等多种先进技术已在大型绞车上广 泛应用。 执行元件仁液压马达)的使用更加多样。一方面，大排量液压马达实用性的增加大大 改变了许多绞车的面貌;同时，小型、低成本液压马达配套行星减速系统也显现出取代大 型马达的趋势，能简化或代替传统的多级开式齿轮组。 现有的成熟可编程序控制仁 PLC)技术和高水平的数字传输技术在绞车精确缠绕控制 上成功结合使用，出现了“层补偿输出”技术，可以实现绞车各层缆绳以设定的线速度 输出设定的张力。在测量技术上，通过采用接近传感器和光学编码器测试缆绳的线速度 和收放距离，采用安装在绞车滑轮轮轴上的应变仪测量缆绳的线张力，通过 PC 和 PLC 接 收以上信息并应用电比例技术控制液压泵、液压马达的排量与压力。采用远距离无线接 收和遥控技术，操控人员可以远程操纵绞车并随时了解绞车的工作状态和发布工作指令 z。 在传统负荷绞车的基础上出现了一种“存储绞车” ，用于大量液压管线、电气动管线 等的存储和动力收放。在德国 LVIENCK 公司、荷兰 IHC 公司和天津市精研公司生产的液 压打桩锤液压管线绞车、脐带绞车(.电缆和气动管线绞车上，采用了多通道液压回转接 头和电滑环技术，可以在绞车回转收放过程中正常传输液、气、电介质，使打桩锤能在 200 米以上水深的海底正常、连续使用(图 1-4) 图 1-4 液压打桩锤液压管线绞车 1.液压动力站 2.支架 3.液压马达 4.回转支承 5.液压气动回转接头 6.排缆液压缸 7.卷筒 8.纠偏 8 液压缸 9.排缆器 10.导向梁 ll.调心轴承座 12.导电滑环 1.2 液压绞车的用途、工作原理和类型 1.2.1 液压绞车的用途和工作原理 液压绞车是利用液压马达直接或通过减速箱来拖动滚筒的一种新型绞车。 液压绞车的用途很广泛 ，日前常见用于船舶、港口、建筑、矿山、冶金和林业许多 行业。 液压提升绞车主要用于有沼气、煤尘爆炸危险的煤矿井下，作为提升和下放人员、 煤、石料及运输材料、机械设备之用。也可供其它有易燃气体和爆炸危险，要求使用防 爆电气设备的场所作起重运输用。在煤矿主要是用于采区上、下山运输同时也可用于 井下暗立井、暗斜井和掘进时的提升运输及井下辅助运输。 本论文主要是阐述煤矿用的普通液压绞车(该绞车是带式输送机的自动张紧装置中的 一个主要张紧设备)，但其基本原理及其设计方法也同样适用于煤矿用的其它液压绞车及 建筑和船舶等使用的液压绞车。 1.2.2 液压绞车的具体分类 1. 按操纵方式分： (1)手动操纵方式的液压绞车； (2)远距离液控操纵方式的液压绞车； (3)远距离机械操纵方式的液压绞车； (4)自动化或半自动化操纵方式的液压绞车。 2. 按滚筒数量和结构分： (1)单滚筒缠绕式液压绞车； (2)双滚筒缠绕式液压绞车； (3)摩擦轮式液压绞车。 3.按主油泵的数量分： (1)单泵驱动的液压绞车； (2 双泵驱动的液压绞电； (3)多泵驱动的液压绞车。 4.按液压马达的数量分： (1 单液压马达拖动的液压绞电； (2)双液压马达拖动的液压绞车； (3)多液压马达拖动的液压绞车。 5.按驱动液压马达的型式分： (1)低速大扭矩轴转径向柱塞式内曲线液压马达驱动的液压绞车； 9 (2)低速大扭矩径向柱塞式内曲线液压马达驱动的液压绞车； (3 低速大扭矩曲轴连杆式径向柱塞液压马达驱动的液压绞车； (4)低速大扭矩静力平衡式径向往塞液压马达驱动的液压绞车； (5)高速轴向柱塞斜盘式液压马达驱动的液压绞电； (6)高速轴向柱塞斜铀式液压马达驱动的液压绞车； (7)中速中扭矩摆线轮式液压马达驱动的液压绞车。 6.按液压泵站布置方式分： (1)泵站与绞车主体组装在一起的液压绞车； (2)泵站与绞车主体分开装设的液压绞车； (3)泵站布置在隔开的调室内的液压绞车。 7.按液压绞车的用途分： (1)矿山用液压绞车(防爆型和不防爆型)； (2)建筑用液压纹车； (3)船舶用液压绞车； (4)冶金、林业等用液压绞车。 10 2 液压执行件、钢丝绳和卷筒设计与计算 2.1 液压执行件的选择 2.1.1 液压泵 液压泵按照工作原理和基本结构可分为齿轮泵、叶片泵、螺旋泵、柱塞泵等几种类 型。液压绞车的主油泵常用柱塞泵，辅助油条常用叶片泵、齿轮泵。 液压泵按照额定工作压力可分为低压泵、巾压泵、中高压泵。液压绞车常用工作压 力为中高压8-16Mfa和高压1-32MPs。 液压泵按照工作流量能否调节，可分为定量泵和变量泵。在转速不变的条件下，输 出流量不可改变的液压泵称作定量泵，输出流量可以改变的液压泵作变量泵。液压绞车 的主油泵常用变量泵，辅助油泵常用定量浆。 2.1.2 液压马达 液压马达是将液压能转变为机械能并连续旋转的液压执行件 液压马达通入压力油后，由于作用在转子上的液压力不平衡而产生扭矩，并使转子 旋转。它的结构与液压泵相似。从工作原形上看，任何液压泵都可以作液压马达使用， 反之也是一样，即液压泵与液压马达有可逆件。但是有时为了更好地改善它们的性能， 往往分别采用特殊的结构，使之不能通用。例如采用配流盘配流的液压泵，不能作液压 马达使用。另外，液压马达与液压泵技术要求的侧重点也有所不同，一般液压泵要求提 高容积效率，减少泄漏，而液压马达则希望有较高的机械效率，以得到较大的输出扭矩。 在实际使用时，液压泵通常为单向旋转，而液压马达多为双向旋转。液压泵的工作转速 都比较高而液压马达往往需要很低的转速，这就使得它们在结构上不得不有所区别。 液压绞车常采用径向柱塞式低速大扭矩液压马达和轴向柱塞式高速液压马达。 国产BYT系列防爆液压提升绞车采用内曲线径向柱塞式低速大扭矩液压马达。其主要 理由是： (1)采用低速大扭矩液压马达可以直接拖动绞车滚筒省去减速箱，使绞车结构简化。 (2)提升绞车的工作特点为满载起动，且最大扭矩发生在加速阶段，这就对绞车用积 压马达的起动特性提出了一定要求。而内曲线低速大扭矩液压马达的起动效率高，它的 起动扭矩与其他类型的同排量的低速大扭矩液压马达相比是最高的，它能满足绞车的起 动需要。 (3)内曲线低速大扭矩液压马达为多作用式的液压马达，它运转平稳，特别是低速运 11 转稳定，试验证明可以12rmin的低速度稳定运行，而无爬行现象，适合提升绞车使 用。 这种内曲线径向柱塞式低速大扭矩液压马达在采煤机牵引部中已见使用。但液压绞 车与采煤机相比，其液压马达的使用转速高，每班运转时间长，工作任务繁重；同时由 于液压绞车要提升人员，故安全显得很重要。所以要求液压绞车的液压马达工作要可靠， 运转寿命要长，对液压马达设计和制造工艺要求高。原有国产的曲线径向柱塞式低速大 扭矩液压马达都满足不了液压绞车的需要。因此，湖南省煤炭科学研究所与湖南省煤矿 专用机械厂在研制BYT系列防爆液压绞车的同时，专门研制了NJME10、N5ME125和 N3ME16等。都进行了一些研究和改进，以满足液压绞车的需要。 2.1.3 液压马达的选择与计算 （1）液压马达的负载转矩 液压马达在工作中需克服的阻力矩有： 1）工作阻力矩,包括有效阻力矩和工作机构工作时由机械摩擦引起的阻力矩。 w M 2) 摩擦阻力矩,指马达自身的机械和密封摩擦阻力矩，可表示为马达机械效率。 F M 3）惯性阻力矩,指马达和负载转动部分在加速和减速过程中所产生的惯性力矩。 I M 液压马达最大负载力矩为上述各值之和，及液压马达输出轴上的平衡条件是： 式(2.1) 1 2 wFI P MM q M 式中 马达进油腔压力； 1 p 马达每转排量；q (1) )液压马达的输出转矩 mt T 2 mM mt qP T =1013.5 23.14 =215N.m (2)液压马达转速 按下式计算液压马达转速（r/min）： t N =60834100=50 r/min 60 Mt t M Q N q （3）液压马达的选择，由于本设计要求液压马达的体积小，而且负载中等，综合液压马 达的输出转矩和液压马达转速 选择摆线马达 BM3-100。 2.2 钢丝绳的选取和使用 2.2.1 钢丝绳的选取 （一）钢丝绳种类和构造: 钢丝绳由许多高强度钢丝编绕而成,可单捻、亦可双捻成形.绳芯常采用天然纤维芯 12 （NF）、合成纤维芯（SF）、金属丝绳芯（IWR）和金属丝股锌（IWS）.纤维芯钢丝绳具 有较高的挠性和弹性,缠绕时弯曲应力较小,但不能承受横向压力.金属丝钢丝绳强度较高,能 承受高温和横向压力,但挠性较差.建筑液压绞车系多层缠绕,更适合选用双捻制金属丝芯 钢丝绳.种类: 根据钢丝绳绕成股和股绕成绳的相互方向可分为:顺捻钢丝绳和交捻钢丝绳; 根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为:点接触钢丝绳、线接触钢丝绳、 点线接触钢丝绳、面接触钢丝绳. （二）钢丝绳直径的选择: 钢丝绳的安全系数计算公式 式(2.2) p gs e S nn F 其中 -整条钢丝绳的破断拉力(N); p S n-液压绞车工作级别规定的最小安全系数; -钢丝绳的额定拉力(N). e F 由P15 表2-4可知此处设计的液压绞车的工作级别为A3-A5, 此处选取A3 级的. 则 由表3-95可知 最小安全系数n =4.5; 故整条钢丝绳的破断拉力=104.5=450000N,即钢丝绳的最小破断 pe SFnA 3 10 拉力为450000N,亦即为其最大工作拉力. 由公式 知 min dc s 钢丝绳的直径最小应为0.085=18.03mm;45000 其中c为钢丝绳选择系数，参考表3-96选取（P136）此处取d为20mm. 2.2.2 钢丝绳的使用 钢丝绳在工作时卷绕进出滑轮和卷筒，除产生应力外，还有挤压、弯曲、接触和扭 转等应力，应力情况是非常复杂的。实践表明，由于钢丝绳反复弯曲和挤压所造成的金 属疲劳是钢丝绳破坏的主要原因。钢丝绳破坏时，外层钢丝由于疲劳和磨损首先开始断 裂，随着断丝数的增多，破坏速度逐渐加快，达到一定限度后，仍继续使用，就会造成 整根绳的破坏。在正确选择钢丝绳的结构和直径之后，实际使用寿命的长短，在很大程 度上取决于钢丝绳在使用中的维护和保养及相关机件的合理配置。 2.2.3 钢丝绳在卷筒上的固定 (一)钢丝绳在卷筒上的固定方式 钢丝绳在卷筒上的固定应保证工作时安全可靠、便于检查、装拆及调整，且固定处 不应使钢丝绳过分弯折。绳端常见的固定方式有：压板固定和楔块固定两类。 1、压板和螺钉绳端固定装置 钢丝绳绳端从侧板预留斜孔中引出至板外，通过压板和螺钉把绳端固定。为安全起 见，压板数目至少为两个。这种绳端的固定方式，卷筒结构简单，对铸造卷筒及钢板焊 13 接卷筒都适用。设计时应注意斜孔的角度不能太大，一般要小于45；斜孔的边缘处应 倒出圆角，以保证钢丝绳平缓地缠绕在卷筒上，避免损伤钢丝绳。斜孔的出绳方向，可 根据需要决定。 2、楔形块固定装置 钢丝绳通过楔块固定在卷筒上。楔块的斜度通常取1：41：5，以满足自锁条件。 这种绳端的固定方式比较简单，但钢丝绳允许的直径不能太大。 （二）钢丝绳固定端承载能力验算 国家标准规定，建筑液压绞车钢丝绳在卷筒上的安全圈数不得小于3圈。在保留两圈 的情况下，应能承受1.25 倍的钢丝绳额定拉力。 （三）钢丝绳的出绳方向及其偏角 液压绞车钢丝绳的出绳方向一般为水平方向，并从卷筒下方出绳，这样可以得到比 较小的倾翻力矩。但也可以从其他方向出绳，此时，钢丝绳倾斜，必然要产生向上的分 力，使地脚螺栓的受力状态发生变化。这种情况下，应在使用说明中给出地脚螺栓锚固 的具体数据。 2.3 卷筒设计与计算 2.3.1 卷筒结构及常用材料 （一）卷筒结构: 按照制造方式不同可分为铸造卷筒和焊接卷筒；（液压绞车卷筒大多为铸造卷筒， 成本低，工艺性好）。 按照卷筒缠绕层数的不同可分为单层缠绕卷筒和多层缠绕卷筒；（液压绞车主要 使用多层缠绕的卷筒。） 按照卷筒内部是否有筋板，可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒； 按照结构的整体性，卷筒可分为整体式卷筒和分体式卷筒；（液压绞车吨位比较 小时，采用整体式；较大时，采用分体式装配形式。） 按照转矩的传递方式来分，常采用端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮 内啮合式。 （二）卷筒常用材料：此处选取Q235， 由表3-106知 极限应力 =373MPa， =216MPa; b s 2.3.2 卷筒容绳尺寸参数 （一）卷筒节径D:应满足 式(2.3) e DK d 式中 - -筒绳直径比,是与液压绞车工作级别有关的系数 e K 由表3-107选取d=2mm;d -钢 丝绳直径（mm）. 由表3-107 知 系数 =16； e K 14 则卷筒节径d=820mm=160mm; e K d 由绞车设计手册P215 及P187知，D=ed =920=180mm 故卷筒节径D圆整为180mm; （二）卷筒容绳宽度 ： t B 5m/s）； 7 级精度(适用于蜗杆圆周速度 v210m/s）采用压力喷油润滑。 对于开式传动。当齿面压强大、圆周速度低时，应选用粘度较高的润滑油或润滑脂。 3、润滑油量：蜗杆下置或蜗杆侧置式，浸油为一个齿高；蜗杆上置式，浸油蜗轮外 径的 1/3。 三、蜗杆传动的热平衡计算 由于蜗杆传动效率低、发热量大，若不及时散热，会引起箱体内油温升高、润滑失 效，导致轮齿磨损加剧，甚至出现胶合。因此对连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡 计算。 在闭式传动中，热量系通过箱壳散逸，且要求箱体内的油温 t0(oC)和周围空气温度 ta(oC)之差不超过允许值。连续传动中，蜗杆传动的摩擦发热与箱体外壁散逸的热量总 会达到平衡的。此时温升为： 式 （3.25） 其中： P蜗杆传递功率 KW； h 传动效率； 散热系数，根据籍体周围通风条件，一般取为（8.1517.45） d a W/m2oC； A散热面积（m2）箱体外壁与空气接触而内壁被池飞溅到的箱壳面积。对于 箱体上的散热片，其散热面积按 50%计算。 温差允许值，一般为 4050oC。并应使油温小于 80oC。 如果超过温差允许值，可采用下述冷却描施： 1)、增加散热面积：合理设计箱体结构，铸出或焊上散热片; 2)、提高散热系数 在蜗杆轴上装置风扇；或在箱体油池内装设蛇形冷却水管或采用 循环油冷却。 28 在蜗杆的轴端加装风扇增加了功率损耗，总功耗： 式 （3.26） 其中：风扇的功耗为： 式 （3.27） 风扇叶轮的圆周速度为： 式 （3.28） 摩擦功耗发热： 式 （3.29） 与散热量： 式 （3.30） 平衡。 其中 S1，S2为风冷、自然冷面积； 为风冷时的表面传热系数。 3.6 蜗杆和蜗轮的结构 蜗杆绝大多数是和轴制成一体，称为蜗杆轴。 蜗轮可以制成整体的。但为了节约贵重的有色金属，对大尺寸的蜗轮通常采用组合 式结构，即齿圈用有色金属制造，而轮芯用钢或铸铁制成。采用组合结构时，齿圈和轮 芯间可用过盈联接，为工作可靠起见，并沿接合面圆周装上 48 个螺钉。为了便于钻孔， 应将螺孔中心线向材料较硬的一边偏移 23mm。这种结构用于尺寸不大而工作温度变化又 较小的地方（图 11-21）。轮圈与轮芯也可用角质孔螺栓来联接。由于装拆方便常用于尺 寸较大或磨损后需要更换齿圈的场合。对于成批制造的蜗轮，常在铸铁轮芯上浇铸出青 铜齿圈。 3.7 蜗轮蜗杆的设计和计算 选用蜗轮蜗杆的原因是因为它结构紧凑，工作平稳，无噪声，冲击振动小而且能够 得到很大的单级传动比（由于其需要的总传动比为 62 比较大）选用的是圆柱蜗杆传动。 选/a值 1d 当量摩擦系数: 假设 Vs=4-7m/s 查表 13.6 知 取其中间值 29 当量摩擦系数： =0.06 vu 当量摩擦角： =3.2 v 选取/a值： 在图 13.11 上传动比为 62 的线上去一点查：1d 导程角： =4(z=1) 传动啮合效率：y=0.88 中心距的计算 蜗轮转矩： 112=215 62 0.88TTi22=11730. 4N m T(2)=11730.4N*m 使用系数： 查表 12.9（电动机均匀平稳，工作机轻微冲击） 取 Ka=1.1 弹性系数： 根据蜗轮蜗杆副查表 13.2 得 Mpa147eZ 转速系数 Zn= 8 2(/8 1)nZn 8 (8.06/8 1) Zn=0.8196 寿命系数 =1.27 6 (25000/12000)hZ Zh=1.13 接触系数 由图 13.12I 线查得 Zp=2.6 接触疲劳极限 查表 13.12I 线查得 =265MPa limH 接触疲劳最小安全系数 自定 =1.3 limS 中心距 3 2limlim(/)aenhHaKTzZSZZ = 3 (1.1 11730400(147 2.6 1.3/0.8996 1.13 265) a=318mm 传动基本尺寸 蜗杆头数 = 1(72.4)/Zan(72.4318)/62 =0.99 30 取 Z(1)=1 蜗轮齿数 2111 6262ZZi Z(2)=62 模数 m=(1.4-1.7)a/ =(1.4-1.7)318/62=7.18-8.712Z 取 m=8 蜗杆分度圆直径 = /aa=0.44318=139.92 1d1dlim1H 根据机械设计 查表 13.4 得知 取 =1401d 蜗轮分度圆直径 d(2)=m*Z(2)=62*8=496 =4962d 导程角 tan=Z(1)*m/d(1)=1*8/140 =3.2 蜗轮宽度 212 10 0.5/1bdm =86.192 8 0.5112/10 1 取 =87 2b 蜗杆圆周速度 11 1 60 1000 dn V = 187 500 =1.175m/s1V 相对滑动速度 s1=V /cosV =1.175/cos3.2 =1.176m/ssV 当量摩擦系数 由表 13.6 查得 =0.50m/svu 齿面接触疲劳强度计算 许用接触应力 limlim/hnhHhZZS =0.81961.13265/1.3=188.79Mpa =189Mpah 最大接触应力 3 3 2()/heaZZKTa 31 = 3 3 147 2.6 (1.1 117300400)/318 =157Mpah 因为 合格hhD 因此 合格1fd 37 3.9 蜗轮轴的计算和校核 （a） 轴结构图 （b） 轴受力图 （c）水平面受力图 122tan()tatvFFF 38 = 2 2 2tanvT d =2900000tan5.55/110=47300N =47300N1tF 2 12 2 2 at T FF d =2900000/110=2023N =2023N 1a F 1tanatFrFt =47300tan20=6266 =6266 N 1Fr 1 390 520 Fa H =2023390/520 =1517N =1517N 1 H 211t HFH =506N =506N 2 H (e)水平面弯矩图 max1 140MH =212380N m (e)垂直面受力图 39 1 1 3901 248 530 FrFt V =(6266390-47300248)/530 =17522N =17522N 1 V 2 140248 530 FrFt V =(6266237+47300248)/529 =23788N =23788N 2 V (f)垂直面弯矩图 40 11 140MV =17522140=2453080N mm =2453080 1 MN mm 22 390MV =23788390=9277380N mm =9277380 2 MN mm (g)合成弯矩图 22 12 MMM =2460690 22 2453080212380N mm =2460690 M N mm 22 21MMM =-9279008 22 92773801621684N mm =-9279008 M N mm 轴径的校核 由于所谓的不变的转矩只是理论上可以这样认为，实际上机器运转不可能完全均匀， 而且有扭矩振动的存在，故为安全考虑，常按脉动转矩计算，轴选用 45 刚，所以对称 循环应力 -1b为 55Mpa。 41 轴径 3 0.1 ( 1 ) M D b =76.5mm 3 2460690 0.1 55 D=76.5mm 因为D 因此 合格1fd 42 4 轴承的选择 4.1 轴承的选择因素 在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命， 静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前， 都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的 静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情 况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相 对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根 据 DIN ISO 281 对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说， 要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的 演算精确性就越重要。 静负荷轴承 计算静负荷安全系数 Fs 有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负 荷。 FS =CO/PO 其中 FS 静负荷安全系数，CO 额定静负荷KN，PO 当量静负荷KN 静 负荷安全系数 FS 是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、 噪音特低的轴承，就要求 FS 的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的 FS；一般推荐采用下列数值： FS=1.52.5 适用于低噪音等级 FS=1.01.5 适用于常规噪 音等级 FS=0.71.0 适用于中等噪音等级。额定静负荷（对向心轴承来说是径向力，对推 力轴承而言则是轴向力） ，在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为： 4600 N/MM2 自调心球轴承 4200 N/MM2 其它类型球轴承 4000 N/MM2 所有滚子轴承在额定静 负荷 CO 的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为 滚动体直径的万分之一。当量静负荷 POKN是一个理论值，对向心轴承而言是径向力， 对推力轴承来讲是轴向和向心力。PO 在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的 应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。 PO=XO*F r +Ys * FakN 其中 PO 当量静负荷，Fr 径向负荷，Fa 轴向负荷，单位都 是千牛顿，XO 径向系数，YO 轴向系数 动负荷轴承 DIN ISO 281 所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效 （出现凹坑） ，寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P ，其中 L10=L 名义额定寿命，C 额定动 负荷 KN P 当量动负荷 KN P 寿命指数 L10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命，C 额定动负荷 KN P 寿命指数 L10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相 同型号的轴承来说，其中 90%应该达到或者超过该值。额定动负荷 C KN在每一类轴承 的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到 100 万转的额定寿命。当量动 负荷 P KN是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方 43 向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P 当量动负荷，Fr 径向负荷，Fa 轴向负荷，单位都是千牛顿，X 径 向系数，Y 轴向系数。不同类型轴承的 X,Y 值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表 格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数 P 有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴 承，P=10/3。如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有 相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。 滚动轴承的最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。 4.2 轴承的型号确定 4.2.1 蜗杆轴轴承的选择 结合蜗杆轴的受力特点与箱体运动的关系，此处选用圆锥滚子轴承。分析传动示意 图不难发现，本系统中蜗杆轴的轴承同时承受径向载荷和轴向载荷，而且承受的载荷都 较大。 查机械设计手册可知，圆锥滚子轴承能同时承受径向载荷和轴向载荷，承载能 力大，而且内外圈可分离，安装时可调整游隙，也可以成对使用，满足条件，由前面对 蜗杆轴受力分析可选用一对圆锥滚子轴承 32216 型。 4.2.2 蜗轮轴轴承的选择 根据蜗轮轴受力图可知，蜗轮轴同时承受径向载荷和轴向载荷且轴向载荷为主要载 荷，因此选用轴承时考虑优先选用能承受轴向载荷为主的径向、轴向联合载荷的推力调 心滚子轴承，由前面对蜗杆轴受力分析可选用一对推力调心滚子轴承 29320E 型 。 4.3 轴承校验 4.3.1 圆锥滚子轴承效验 44 图 4-3 蜗杆及轴承受力分析 已求得：蜗杆所受径向力=6266 N,轴向力、=47300N、=2023N1FrNFa 4 . 919 1 aF1tF 查手册 32216 轴承主要性能参数： Cr=160KN，C0r=212KN，N0=2600r/min，e=0.42，Y=1.4，Y0=0.8 有上面蜗杆轴分析可得： =2023390/520=1517N 1 390 520 Fa H =506N 211tHFH =(4730093.5+626642)/529=11818N 1 1 93.5292 529 FaFr V =(6266237-4730093.5)/529=-5553N 2 23793.5 529 aFrF V 则合力为： 22 22 111 11818111611870N VRH 22 22 222 55539065626.4N VRH 所以，附加轴向力； 1 1 11870 4239 22 1.4 s R FN Y 2 2 5626.4 2009 22 1.6 s R FN Y 因为，所以，右端轴承 2 被压紧，则： 21ass FFF 轴承轴向力 12 49309 Aas FFFN 21 2009 As FFN ，取 X1=0.4，Y1=0.4cot=1.6； 1 1 49309 4.15 11870 A F e R ，取 X2=1，Y2=0 2 2 2009 0.357 5626 A F e R 考虑平稳运转，冲击载荷系数 fd1=1.2, 45 当量动载荷 1111 1()7923 dRA PfX FY FN 2222 2()6630 dRA PfX FY FN 因为 P1P2，只需计算右端轴承寿命， 10/3 10 2 1667016670160000 ()()74770910000 5007923 r h C Lhh nP 静载荷计算： X0=0.5，Y0=0.22cot14=0.92； 当量静载荷： 0 111 0051299.2 RA FX RY FN 0 11 11870 RR FFN 两式取大值：； 0 11 51299.2 RR FFN 0222 005481.2 RA FX RY FN 022 2009 RR FFN 两式取大值： 02 5481.2 R FN ，只需计算右端轴承。 0 102RR FF 计算额度静载荷： 由表 5.1，取 S0=2.5 ，合格。 0 100 10 1 2.5 5299.213248 rrr CS PNNC 许用转速验算 载荷系数 查得， 1 f 1 1 7923 0.049 160000 r P C 1 11 f 查得， 2 2 6630 0.031 212000 r P C 1 12 f 载荷分布系数 2 f 查得： 1 1 49309 4.15 1187 A F R 21 0.48f 查得 2 2 2009 0.357
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