1.1概述煤炭是我国实现工业现代化的重要能源基础，工业的快速发展离不开煤炭。
但我国的煤炭工业发展还不能满足整个国民经济发展的需要。
因此，必须以更快的速度发展煤炭工业，来适应整个国民经济持续、快速、高效发展的。
然而，机械化是高速发展煤炭工业的必由之路。
矿用绞车是煤矿不可缺少的重要设备。
在煤矿，人员及物料的提升和运输、矿车的调度、综采设备的安装、拆卸及搬迁、各种重物及设备的牵引等场合均离不开矿用绞车。
矿用绞车使用量大，范围广。
SQ型无极绳连续牵引车适用于煤矿井下环境。
它是以钢丝绳牵引的轨道运输设备，主要用于井下大巷实现材料、设备运输，特别适用于大型综采设备的运输牵引，也可用于金属矿井下和地面轨道运输，可适用于有一定坡度且起伏变化的轨道运输，配置弹簧压绳轮与转向装置后可实现弯曲巷道的直达运输。
系统配置有绞车驱动装置、张紧装置、梭车、尾轮、压绳轮、弹簧压绳轮、托绳轮和转向装置等。
变速操作有手动近机操作和液压远控操作两种方式，可根据运输要求配置。
梭车有带防跑车装置和不带防跑车装置两种形式，张紧装置使用后部液压张紧。
系统直接利用井下现有轨道系统，在有一定坡度的直巷道或弯曲巷道，可实现材料、设备以及液压支架整体运输。
可实现材料、设备以及液压支架固定距离不经转载的直达运输。
矿用绞车是煤矿不可缺少的重要设备。
1.2绞车简介绞车是井下借助钢丝绳来带动装重容器，并沿着立井井筒或着固定的轨道等来运行的提升或者搬运机械。
各类绞车目前在煤矿的应用十分广泛，它是用来牵引与提升物料的常用工具。
图1.1 牵引绞车工作图1.3工作条件1、SQ型无极绳连续牵引车适用于地面或煤矿井下轨道运输，可适用于有一定坡度、坡度起伏变化、带有拐弯变向的轨道直达运输，但不适用于载人运输及提升运输。
2、使用场所周围空气中的瓦斯、煤尘等不应超过《煤矿安全规程》中规定的浓度。
3、工作环境为空气温度-10℃～40℃、相对湿度不大于95%（环境温度为20℃±5℃时），海拔高度不超过1000m, 并能防止液体浸入电器内部，无剧烈震动、颠簸, 无腐蚀性气体。
4、如工作环境海拔高度超过1000m时，考虑到空气冷却作用和介电强度的下降，选用的电气设备应通过双方协议进行设计或使用。
1.4 绞车的分类：(1) 按照滚筒的数目分，可分为单滚筒绞车和双滚筒绞车。
(2) 按钢丝绳的缠绕方式分，可分为缠绕式绞车和摩擦式绞车。
(3) 按传动方式分，可分为齿轮传动绞车和液压传动绞车。
(4) 按防爆性能分，可分为防爆型绞车和非防爆型绞车。
(5) 按滚筒直径及使用情况分，可分为2m及2m以下提升物料的绞车和2m 以上的主提升绞车。
(6)按牵引钢丝绳的连接方式分，可以将其分为有极绳牵引绞车和无极绳牵引绞车1.5 无极绳牵引绞车无极绳绞车是利用钢丝绳循环往复,牵引固定在钢丝绳上的车辆或其他装备前进,从而解决矿井辅助运输问题.无极绳牵引绞车主要用于铁道转载站牵引车辆、煤矿井下矿山设备运搬、矿车组运输等。
该类绞车的工作机构一般为单和双摩擦轮绳槽滚筒，螺旋槽摩擦轮滚筒等。
因其结构简单,连续运输,维护量小的特点,特别是近年来随着无极绳绞车及其配套技术水平的提高,无极绳绞车越来越受到煤矿的青睐。
1.6 发展趋势国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：a、标准化系列化；b、体积小、重量轻、结构紧凑；c、高效节能；d、寿命长、低噪音；e、一机多能、通用化；f、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。
针对国外的情况我们应该采取以下措施：a、制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；b、完善测试手段，重点放在产品性能检测；c、技术引进和更新换代相结合；d、组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。
2设计方案2.1J WB-90J无极绳绞车的外形图JWB-90J无极绳调车绞车主要由以下五部分组成：1)底座； 2)卷筒装置；3)减速器；4)YWZ5-200/30型制动器；5)电动机。
其中机械部分的设计包括底座、减速器、卷筒装置的设计。
图2.1 JWB-90J无极绳调车绞车结构图2.2绞车的工作原理由电机提供动力，通过电磁制动闸控制联轴器的制动轮制动，采用圆锥-圆柱齿轮三级传动减速器，之后用闭式齿轮带动无极绳调车绞车的螺旋滚筒旋转，借助钢丝绳与螺旋滚筒之间的摩擦力而达到传送重物的目的。
2.3主要构成及结构特征该绞车主要由底座，卷筒装置，减速器，带制动轮联轴器，制动器，电动机等装置组成。
1.底座。
底座是由槽钢焊接而成。
电动机、减速器和滚筒装置通过螺栓联接固定在底座上。
电液制动闸的制动钢带抱着带制动轮联轴器,闸座焊接在底座上。
工作时,电动机通过联轴器把动力传递给减速器,减速器的输出轴与卷筒装置小齿轮轴由联轴器相连。
小齿轮与滚筒上的大齿圈进行啮合,带动滚筒的运转。
2.减速器。
采用圆锥-圆柱三级传动，其优点有：（1）圆锥齿轮传动是用来传递两相交轴之间的运动和动力的。
.结构紧凑,输入轴与输出轴方向垂直,使电动机与减速器同一直线,避免了钢丝绳绕绳时绕过电动机。
（2）圆锥齿轮尺寸不大，承载能力大,效率高；（3）圆柱齿轮结构简单，精度容易保证。
3.滚筒部分。
滚筒部分由硬齿面大小齿轮、小齿轮轴、卷筒轴、卷筒及轴承等组成，大齿圈通过螺栓联接固定在滚筒上,并与小齿轮啮合,从而带动滚筒正常工作。
滚筒由轴承支承在滚筒轴上,滚筒轴不受到转矩作用。
滚筒是个对称结构,结构为螺旋轮,两轴四滚筒的结构,可双向运转,连续运输,运输效率高。
钢丝绳在滚筒一侧的筒体上分别缠绕四、五圈,经过换向装置后继续缠绕同侧的另一滚筒上，之后由导向轮使钢丝绳继续缠绕在另一侧的筒体上,滚筒通过摩擦力带动钢丝绳运转,输出牵引力。
4.联轴器。
联轴器用于连接电机和减速器。
5.制动装置为电力液压推杆。
该无极绳绞车具有以下结构特点:(1)整机布局合理,结构新颖紧凑,体积小,占用面积少,动力输入方向和滚筒轴平行。
可以实现双向运转,连续运输,运输距离长,效率高。
(2)绞车采用蜗轮蜗杆结构的减速器,传动比增大，结构基本对称,外形美观大方,内部零部件布置合理、结构紧密。
(3)制动装置布置在联轴器的中间环节,联轴器转速相对比较高,与制动轮和滚筒为一体的制动装置相比,所需要的制动力大为减少,这个具体的减少量与最后一级齿轮啮合的传动比有关,同时制动轮直径也变小。
如此便可以用较小的制动力实现制动功能,增强了运行安全性和可靠性。
由于制动力变小,制动闸带受力也变小,磨损减少,寿命延长。
(4)滚筒结构布置对称,由一对调心滚子轴承支承在滚筒轴上,支承效果好,支承刚度高,运行平稳。
而且滚筒主轴是心轴,不承受动载荷,使得对轴的强度和刚度要求大为降低,如此可以减少工艺环节,节约材料,降低成本。
3 总体设计3.1设计总则1、煤矿生产，安全第一。
2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。
3、既考虑到牵引为主要用途，又考虑到运输、调度、搬运等一般用途。
4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。
5、技术比较先进，并要求多用途。
3.2已知条件1、绞车型号：JWB-90J2、设计寿命：t=5000h3、基准绳牵引力： F=100kN4、基准绳牵引速度：v=0.75m/s5、容绳量：L=500m3.3牵引钢丝绳的选择及螺旋轮直径的确定3.3.1牵引钢丝绳的选择1.初选钢丝绳按机构的利用等级和载荷状态选取机构工作级别为M4，根据钢丝绳最大工作静拉力确定钢丝绳最小直径d =）c--选择系数，㎜c=0.080s--钢丝绳最大静拉力 d--钢丝绳最小直径，mm d=310*100*08.0=25.298mm根据GB 8918-2006，初选钢丝绳直径为φ26mm 根据GB1102-74选钢丝绳直径为26 型号规格6×19(1+6+12)w+Fc(钢芯)。
公称直径：φ26允许偏差/%: 20+公称抗拉强度1870MPa 时，钢丝绳最小破断拉力：480kN 参考质量：244.4kg/100m安全系数：s=480/100=4.8>3.5根据《煤矿安全规程》规定，参照井下无极绳运输[n] 3.5≥，故所选钢丝绳符合要求。
3.3.2螺旋轮直径的确定1、卷筒直径的确定：根据《煤矿安全规程》有关卷筒直径的规定： 当1D mm 600≥时 1D d 30≥当1D <mm 600 时 1D =(18~25)d而mm d 26=所以取mm d D 78026*30301==≥取整1D =800mm卷筒外径：D=1D +2d 2⨯=800+4*26=904mm 圆整后取D=900mm 2、卷筒槽型确定：根据JB/T9006.1 d=26时槽底半径R=14.0mm 极限偏差2.00+标准槽形绳槽节距mm P 0.291= mm H 0.101= 3、卷筒材料：常用材料：不低于GB/T31152中的ZG270-500，选：ZG500。
3.4电动机型号的选择按照绞车电动机的功率进行计算 1 电动机功率：η1000FvP =’式中 F=100KN s m v /75.0=η为减速器总传动效率：65243421ηηηηηηη⋅⋅⋅⋅⋅= （3.3） 其中：1η--弹性联轴器效率，10.995η=； 2η--滚动轴承，20.995η=；3η--直齿圆锥齿轮效率30.98η=； 4η--直齿圆柱齿轮效率40.96η=； 5η--刚性联轴器效率：50.98η=； 6η--卷筒效率，60.96η=。
代入式中可得 ：kW P 3.9083.0100075.0100max =⨯⨯=输出轴转速min /9.1710*800*75.0*6060310r D v n ===-ππ 由奇力电机提供的信息选取电机型号 YB2-315M-6 额定功率为 P=90KW 额定电流 I=207A 转速 n=985r/min 功率因数 0.86 效率 93.8% 额定转矩m 6.872N T N =0.2st==NT T 额定转矩堵转转矩0.7st==NI I 额定电流堵转电流0.2max==NT T 额定转矩最大转矩重量M=1100kg外形尺寸 =⨯⨯⨯HD AD AC AB 1020400630640⨯⨯⨯3.5总传动比及传动比分配3.5.1总传动比计算 系统总传动比559.17985===n n i （3.6） 3.5.2减速器各级传动比分配传动比分配原则：使各级传动的承载能力大致相等；使减速器获得最小外型尺寸；使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便。
12)5.1~3.1(i i =313213.1i i i i i =⋅⋅=第一级传动比4.31=i ；第二级传动比6.42=i ；第三级传动比 6.33=i 。
3.5.3传动系统中各轴的主要参数（1）各轴功率：kwP P kw P P kw P P kwP P III IV II III I II I 67.7996.0995.041.8341.8396.0995.032.8732.8798.0995.055.8955.89995.0904242321=⨯⨯=⋅⋅==⨯⨯=⋅⋅==⨯⨯=⋅⋅==⨯=⋅=ηηηηηηη (2)各轴转速min/5.176.30.63min/0.636.47.289min/7.2894.3985min/985321r i n n r i n n r i n n r n III IV II III I II I ========== (3)各轴输出转矩mN n P T m N n P T mN n P T mN n P T IV IV IV III III III II II II I I I ⋅=⨯==⋅=⨯==⋅=⨯==⋅=⨯==1.452985.1767.79955095505.131736341.83955095501.29997.28932.87955095506.90498555.8995509550将上述计算结果列入表3.2：表3.2轴号 输出功率P/kW 转速n/r ·min 1-输出转矩 T/N ·m 传动比 Ⅰ轴89.55985904.63.4Ⅱ轴 87.32 289.7 2999.1 4.6 Ⅲ轴 83.41 63.0 13173.5 3.6 Ⅳ轴 79.6717.545298.1--4 齿轮传动设计4.1第一级直齿圆锥齿轮传动设计4.1.1选择齿轮材料，确定需用应力查表选取 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 62~58 大齿轮 40Cr 调制后表面淬火 HRC 55~48 接触疲劳极限Hlim σ，查图得：2lim11400/H N mm σ= 2Hlim21100/N mm σ=取齿数 251=Z 所以854.3*25*12===u Z Z 接触强度寿命系数Zn,应力循环次数N88112811087.04.31095.21095.2500019856060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=i N N L J n N h I查表得 96.01=HN K 98.02=HK K 又[]sK H HK H limσσ=[][]22lim 2221lim 11/10891110098.0/13441140096.0mm N sK mm N sK H HK H H HK H =⨯===⨯==σσσσ[]32121)5.01()(92.2uKT Z d R R H Et φφσ⋅-⋅≥ 取[][]2H H σσ=圆锥齿轮R φ=（1/3~1/4）这里取4/1=R φ查表得 218.189MPa Z E =4.3==I i u ;Nm T I 6.904=βαK K K K K V A = 25.1=A K 2.1=V K 1=αK 1.1=βKK=1.65 代入得mm d t 1204.3)25.05.01(25.0106.90465.1)10898.189(92.232321=⨯⨯-⨯⨯⨯⨯≥ mm d d R t m 105875.0*120)5.01(11==-=φs m n d v m /02.41000*6011==π按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径1=A K 1.1=V K 1==βαH H K K 25.1=be H K β 875.125.1*5.15.1====be F H K K K βββ 0625.2875.1*1*1.1*1===βαH H V A t K K K K Kmm k k d d t t 1120625.265.11203311=== mm m m Z d 112*251111=== 故48.41=m 取51=mmm m Z d 1255*25111=== mm m Z d 4255*85122===52.151arccos 21=+=u u δ 48.742=δmm d d R 2.217212221=+=R=221.5mm 圆整并确定齿宽mm R b R 5.58234*25.0===φ 圆整取 B2=59mm校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数1=A K 1.1=V K 1==ααF H K K 25.1=be H K β875.125.1*5.15.1====be F H K K K βββ 0625.2875.1*1*1.1*1===βαF F V A t K K K K K2）计算当量齿数2652.15cos 25cos 111===δZ Z v 39148.74cos 85cos 222===δZ Z v 3）查齿形系数得 62.21=Fa Y 20.22=Fa Y 4）查应力校正系数 59.11=Sa Y 78.12=Sa Y5）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPa FE 900lim 1=σ MPa FE 700lim 2=σ 6）查图得 弯曲疲劳寿命系数 11=FN K 12=FN K 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4[]MPa SK F FN F 6434.1900*1111===σσ[]MPa SK F FN F 5004.1700*1222===σσ 所以 [][]MPa F F 5002==σσ 8）校核弯曲强度MPa Z bm Y Y KT v R Sa Fa F 34426*7656.0*25*1236.904*595.1*60.2*0625.2*2)5.01(21221111==-=φσMPa Z bm Y Y KT v R Sa Fa F 4.22391*7656.0*25*1236.904*97.1*06.2*0625.2*2)5.01(22222212==-=φσ 4.1.2齿轮其他主要尺寸计算大圆锥齿轮大端分度圆直径2d =450mm小圆锥齿轮大端顶圆直径：mm h d d a a 6.13452.15cos *5*2125cos 2111=+=+= δ 大圆锥齿轮大端顶圆直径：mm h d d a a 7.42748.74cos *5*2425cos 2222=+=+= δ轴交角∑：090∑=（两轴垂直）大圆锥齿轮分锥角2δ：2δ=arctan(1/u ）=16.4 小圆锥齿轮分锥角1δ：1δ=90 -1δ=73.6齿顶高系数*a h ：查标准GB T 12369—1990得*a h =1 顶隙系数*c ：查标准GB 12369—1990得*c =0.2 压力角α：查标准GB 12369—1990得α=20︒切向变位系数t x ：由《现代机械传动手册》图2.4—21得 10t x =，20t x = 小圆锥齿轮大端齿顶高：*11()5(10)5a a h m h x mm =+=⨯+=大圆锥齿轮大端齿顶高：*22()5(10)5a a h m h x mm =+=⨯+=小圆锥齿轮大端齿根高：**11()5(10.20)6f a h m h c x mm =+-=+-=大圆柱齿轮大端齿根高：**22()5(10.20)6f a h m h c x mm =+-=++=大端齿根高h ：112211a f a f h h h h h mm =+=+=小圆锥齿轮齿根角：47.1)arctan(===R hf βαθθ大圆锥齿轮齿根角：47.1)arctan(===R hf βαθθ将上述计算结果列入表4.1表4.1名称 小齿1Z 大齿2Z 齿数Z25 85 大端模数m5mm 5mm 齿数比u3.4 3.4 分锥角arctan1u δ= 16.4° 73.6°锥距R 221.5mm 齿宽b58.5mm 齿顶高系数*a h1 1 顶隙系数*c 0.2 0.2 压力角α20°20°大段分度圆d=m z ⋅ 125mm 425mm 大端齿距p m π= 15.7mm 15.7mm 齿顶高 5mm 5mm 齿根高6mm 6mm 顶锥角i 1αδδθ=+ 17.87° 72.13° 齿顶角αθ1.47° 1.47° 大端齿顶圆直径a d134.6mm427.7mm4.2第二级直齿圆柱齿轮传动设计4.2.1选择齿轮材料，确定需用应力查表选取 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 62~58 大齿轮 40Cr 调制后表面淬火 HRC 55~48 接触疲劳极限Hlim σ，查图得：2lim11400/H N mm σ= 2Hlim21100/N mm σ=齿数 253=Z 所以1156.4*25*34===u Z Z 接触强度寿命系数Zn,应力循环次数N88234831019.06.4107.8107.8500017.2896060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=i N N L J n N h II查表得 93.03=FN K 99.04=FN K 又[]sK H HK H limσσ=s=1[][]24lim 4423lim 33/10891110099.0/13021140093.0mm N sK mm N sK H FN H H FN H =⨯===⨯==σσσσ[]3223)1()(32.2uT u K Z d R H Et φσ+⋅≥取[][]4H H σσ=这里取1=R φ查表得 218.189MPa Z E =6.4==II i u ;Nm T II 1.2999=βαK K K K K V A = 25.1=A K 2.1=V K 1=αK 1.1=βKK=1.3 代入得mm d t 2.1446.41101.29996.53.1)10898.189(32.23323=⨯⨯⨯⨯⨯≥取mm d t 1453=s m n d v m /2.21000*6023==πmm d b t R 145145*13===φ按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径1=A K 05.1=V K 1==ααF H K K 343.1=βH K 34.1==ββF H K K410.1343.1*1*05.1*1===βαH H V A t K K K K Kmm k k d d t t 149410.13.11453333=== mm m m Z d 149*253333=== 故96.53=m 取m m 61=mmm m Z d 1506*25333=== mm m Z d 6906*115344=== 校核齿根弯曲疲劳强度 8）确定弯曲强度载荷系数[]32232⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥F Sa Fa d II Y Y Z KT m σφ 1=A K 05.1=V K 1==ααF H K K 34.1=βH K 343.1==ββF H K K407.134.1*1*05.1*1·===βαF F V A K K K K K9）查齿形系数得 62.21=Fa Y 195.22=Fa Y 10）查应力校正系数 59.11=Sa Y 811.12=Sa Y11）查得齿轮弯曲疲劳强度极限 MPa FE 900lim 1=σ MPa FE 700lim 2=σ 12）[]0697.0333=F Sa Fa Y Y σ[]00803.0444=F Sa Fa Y Y σ[]32232⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥F Sa Fa d II Y Y Z KT m σφ=mm 78.400803.0*25*110*1.2999*407.1*2323= 故取 m=5mm 。