電動絞車傳動裝置南航

Ⅰ 求：電動卷揚機傳動（V帶傳動）裝置設計說明書

電動卷揚機傳動（V帶傳動）裝置設計說明書
這個是不是要CAD 機械，參數
肯定

Ⅱ 電動絞車中的蝸桿蝸輪減速器的課程設計

機械設計課程設計說明書

前言
課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。根據學院的教學環節，在2006年6月12日-2006年6月30日為期三周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用於電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器（電機——聯軸器——減速器——聯軸器——帶式運輸機），本人是在周知進老師指導下獨立完成的。該課程設計內容包括：任務設計書，參數選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和A0圖紙一張、A3圖紙三張。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。
該減速器的設計基本上符合生產設計要求，限於作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。

設計者：殷其中
2006年6月30日

參數選擇：
總傳動比：I=35 Z1=1 Z2=35
捲筒直徑：D=350mm
運輸帶有效拉力：F=6000N
運輸帶速度：V=0.5m/s
工作環境：三相交流電源
有粉塵
常溫連續工作
一、 傳動裝置總體設計：
根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機。(如圖2.1所示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s，所以該蝸桿減速器採用蝸桿下置式見（如圖2.2所示），採用此布置結構，由於蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均採用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 圖2.1
該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標准件等。

二、 電動機的選擇：
由於該生產單位採用三相交流電源，可考慮採用Y系列三相非同步電動機。三相非同步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優點。一般電動機的額定電壓為380V
根據生產設計要求，該減速器捲筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=6000N，帶速V=0.5m/s，載荷平穩，常溫下連續工作，工作環境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。
1、 按工作要求及工作條件選用三相非同步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列
2、 傳動滾筒所需功率
3、 傳動裝置效率：（根據參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中：
蝸桿傳動效率η1=0.70
攪油效率η2=0.95
滾動軸承效率（一對）η3=0.98
聯軸器效率ηc=0.99
傳動滾筒效率ηcy=0.96
所以：
η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
電動機所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
傳動滾筒工作轉速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根據容量和轉速，根據參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相非同步電動機技術數據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1:
表3-1
方案 電動機型號 額定功率
Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩
同步轉速 滿載轉速
1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2：
表3-2
中心高H 外形尺寸
L×（AC/2＋AD）×HD 底角安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、運動參數計算：
4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩
P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
nⅠ= = = 27.4 r/min
T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
運動和動力參數計算結果整理於下表4-1：
表4-1
類型 功率P（kw） 轉速n（r/min） 轉矩T（N•m） 傳動比i 效率η
蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679
蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35
傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24

五、蝸輪蝸桿的傳動設計：
蝸桿的材料採用45鋼，表面硬度>45HRC，蝸輪材料採用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。
以下設計參數與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據。
具體如表3—1：

表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表
項 目 計算內容 計算結果
中心距的計算
蝸桿副的相對滑動速度
參考文獻5第37頁（23式） 4m/s<Vs<7m/s
當量摩擦
系數 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值

選[ ]值
在圖13.11的i=35的線上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45

蝸輪轉矩

使用系數 按要求查表12.9

轉速系數

彈性系數 根據蝸輪副材料查表13.2

壽命系數

接觸系數 按圖13.12I線查出

接觸疲勞極限 查表13.2

接觸疲勞最小安全系數 自定

中心距

傳動基本尺寸
蝸桿頭數
Z1=1
蝸輪齒數模數

m=10
蝸桿分度圓 直徑
或

蝸輪分度圓
直徑
mm

蝸桿導程角
表13.5

變位系數 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蝸桿齒頂圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒根圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒寬
mm

蝸輪齒根圓直徑
mm

蝸輪齒頂圓直徑（吼圓直徑）
mm

蝸輪外徑
mm

蝸輪咽喉母圓半徑

蝸輪齒寬 B =82.5

B=82mm
mm

蝸桿圓周速度
=4.52 m/s

相對滑動速度
m/s

當量摩擦系數 由表13.6查得

輪齒彎曲疲勞強度驗算
許用接觸應力

最大接觸應力

合格
齒根彎曲疲勞強度 由表13.2查出

彎曲疲勞最小安全系數 自取

許用彎曲疲勞應力

輪齒最大彎曲應力

合格
蝸桿軸擾度驗算
蝸桿軸慣性矩

允許蝸桿擾度

蝸桿軸擾度

合格
溫度計算
傳動嚙合效率

攪油效率 自定

軸承效率 自定

總效率

散熱面積估算

箱體工作溫度
此處取 =15w/（m²c）

合格
潤滑油粘度和潤滑方式
潤滑油粘度 根據 m/s由表13.7選取

潤滑方法 由表13.7採用浸油潤滑

六、蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計
6.1蝸桿基本尺寸設計
根據電動機的功率P=5.5kw，滿載轉速為960r/min，電動機軸徑 ，軸伸長E=80mm
軸上鍵槽為10x5。
1、 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根據《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第334頁表14-13可查得選用HL3號彈性柱銷聯軸器（38×83）。
3、 確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm。
4、 根據HL3號彈性柱銷聯軸器的結構尺寸確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為80mm。
5、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵10×70，蝸桿軸上的鍵槽寬 mm，槽深為 mm，聯軸器上槽深 ，鍵槽長L=70mm。
6、 初步估計d=64mm。
7、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第189頁圖7-19，以及蝸桿上軸承、擋油盤，軸承蓋，密封圈等組合設計，蝸桿的尺寸如零件圖1（蝸桿零件圖）
6.2蝸輪基本尺寸表（由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第96頁表4-32及第190頁圖7-20及表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表可計算得）
表6—1蝸輪結構及基本尺寸
蝸輪採用裝配式結構，用六角頭螺栓聯接（ 100mm）,輪芯選用灰鑄鐵 HT200 ，輪緣選用鑄錫青銅ZcuSn10P1+* 單位：mm

a=b C x B
160 128 12 36 20 15 2 82
e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、蝸輪軸的尺寸設計與校核
蝸輪軸的材料為45鋼並調質，且蝸輪軸上裝有滾動軸承，蝸輪，軸套，密封圈、鍵，軸的大致結構如圖7.1：

圖7.1 蝸輪軸的基本尺寸結構圖

7.1 軸的直徑與長度的確定
1.初步估算軸的最小直徑（外伸段的直徑）
經計算D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm
計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142，
因此 =65m m
2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110，普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70，聯軸器上鍵槽深度 ，蝸輪軸鍵槽深度 ，寬度為 由參考文獻《機械設計基礎》（下冊） 張瑩 主編 機械工業出版社 1997年的第316頁—321頁計算得：如下表：
圖中表注 計算內容 計算結果
L1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根據蝸輪 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142 L7=80
D1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） D1=80
D2 便於軸承的拆卸 D2=84
D3 根據蝸輪 D3=100
D4 便於軸承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm D6=67
7.2軸的校核
7.2.1軸的受力分析圖

圖7.1
X-Y平面受力分析

圖7.2
X-Z平面受力圖：

圖7.3

水平面彎矩
1102123.7

521607

97 97 119

圖7.4
垂直面彎矩 714000

圖7.5
436150.8
合成彎矩

1184736.3
714000
681175.5

圖7.6
當量彎矩T與aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm

圖7.7

7.2.2軸的校核計算如表5.1
軸材料為45鋼， ， ，
表7.1
計算項目 計算內容 計算結果
轉矩

Nmm

圓周力 =20707.6N

=24707.6N

徑向力
=2745.3N

軸向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
計算支承反力
=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力圖 圖7.2
垂直面X-Z受力 圖7.3
畫軸的彎矩圖
水平面X-Y彎矩圖 圖7.4

垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5

合成彎矩 圖7.6

軸受轉矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
許用應力值 表16.3，查得

應力校正系數a a=

a=0.59
當量彎矩圖
當量彎矩 蝸輪段軸中間截面
=947628.6Nmm
軸承段軸中間截面處
=969381.2Nmm

947628.6Nmm
=969381.2Nmm

當量彎矩圖 圖7.7
軸徑校核

驗算結果在設計范圍之內，設計合格
軸的結果設計採用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應力集中，具體尺寸和要求見零件圖2（蝸輪中間軸）。
7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇
當軸上裝有平鍵時，鍵的長度應略小於零件軸的接觸長度，一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm，由參考文獻1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h=14mm，軸上鍵槽深度為 ，輪轂上鍵槽深度為 ，軸上鍵槽寬度為 輪轂上鍵槽深度為
八、減速器箱體的結構設計
參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1：

表8.1箱體的結構尺寸
減速器箱體採用HT200鑄造，必須進行去應力處理。
設計內容 計 算 公 式 計算結果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm
箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地腳螺釘直徑dØ dØ==20mm dØ=20mm
地腳螺釘直徑d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm
地腳螺釘數目n 取n=4個 取n=4
底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm
軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm
箱緣尺寸（扳手空間） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
減速器中心高H H=340mm H=340mm
軸承旁凸台半徑R R=C2=16mm R1=16mm
軸承旁凸台高度h 由低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。 取50mm
軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不幹涉為准盡量靠近一般取S=D2 S=180
蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離 =15mm
取 =15mm

蝸輪端面與箱體內壁之間的距離 =12mm
取 =12mm

機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據
蝸桿頂圓與箱座內壁的距離 =40mm
軸承端面至箱體內壁的距離 =4mm
箱底的厚度 20mm
軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度
（不包括凸台） 440mm
蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度
（不包括凸台） 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm
箱體寬度
（不包括凸台） 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm
蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離 61mm

九、減速器其他零件的選擇
經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標准鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計，經校核確定以下零件：
表9-1鍵 單位：mm
安裝位置 類型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蝸桿軸、聯軸器以及電動機聯接處 GB1096-90
鍵10×70 10 8 70
蝸輪與蝸輪軸聯接處 GB1096-90
鍵25×110 25 14 110
蝸輪軸、聯軸器及傳動滾筒聯接處 GB1096-90
鍵20×110 20 12 110
表9-2圓錐滾動軸承 單位：mm
安裝位置 軸承型號 外 形 尺 寸
d D T B C
蝸 桿 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蝸輪軸 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 單位：mm
安裝位置 類型 軸徑d 基本外徑D 基本寬度
蝸桿 B55×80×8 55 80 8
蝸輪軸 B75×100×10 75 100 10

表9-4彈簧墊圈（GB93-87）
安裝位置 類型 內徑d 寬度（厚度） 材料為65Mn，表面氧化的標准彈簧墊圈
軸承旁連接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱聯接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5擋油盤
參考文獻《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第132頁表2.8-7
安裝位置 外徑 厚度 邊緣厚度 材料
蝸桿 129mm 12mm 9mm Q235

定位銷為GB117-86 銷8×38 材料為45鋼

十、減速器附件的選擇
以下數據均以參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的P106-P118
表10-1視孔蓋（Q235） 單位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳 單位mm
箱蓋吊耳 d R e b
42 42 42 20
箱座吊耳 B H h
b
36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓 單位mm
d D L S d1

C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通氣器 單位mm
D d1 d2 d3 d 4 D a b s
M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
C h h1 D1 R k e f
16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5軸承蓋（HT150） 單位mm
安 裝
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蝸桿 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蝸輪軸 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油標尺 單位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1
M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
表10-7油塞（工業用革） 單位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、減速器的潤滑
減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低雜訊。
本減速器採用蝸桿下置式，所以蝸桿採用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大於等於1個螺牙高，但不高於蝸桿軸軸承最低滾動中心。
蝸輪軸承採用刮板潤滑。
蝸桿軸承採用脂潤滑，為防止箱內的潤滑油進入軸承而使潤滑脂稀釋而流走，常在軸承內側加擋油盤。
1、《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年
2、《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
3、《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年
4、《機械設計課程設計圖冊》（第三版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1987年
5、《機械設計課程設計指導書》（第二版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1989年
6、簡明機械設計手冊（第二版） 唐金松主編 上海科學技術出版社 2000年
《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 1993年
《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社1989
《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年

Ⅲ 設計絞車傳動裝置（含展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器）

理工大的吧?和我一道題,還是同一個點

Ⅳ 機械設計課程電動卷揚機傳動裝置設計

這些還是要自己搞定才會有收獲，其實只要按照課程設計指導書上面的方法一步步來什麼都好辦， 說明書格式在書上應該找得到，朋友只能給你這樣說：凡是還是要靠自己，靠別人是靠不住的。

Ⅳ 跪求 機械設計課程設計---電動絞車傳動裝置，我感激不盡啊！！！

恩 不錯的

o(∩_∩)o...

Ⅵ 30分跪求機械設計課程設計 電動絞車傳動裝置

給你發一個我做的課程設計吧，我做的是一個滾筒機，不過也是二級圓柱齒輪回減速加開始齒答輪傳動，包括前期數據計算和後期校核以及其他零件的選取。其中還有CAXA畫的圖。圖不是我畫的，所以尺寸和說明書上不一樣，不過你知道大致的樣子就可以了。
不過還是建議你自己做，你可以參考我的計算過程，你自己做一遍之後，會發現真的能學會很多東西。

Ⅶ 絞車排繩器 絞車排繩裝置

絞車排繩裝置也叫絞車導繩器，絞車排繩器是最新的熱銷產品之一，適用各種礦用絞車。
在絞車工作過程中，多數礦山企業都對絞車排繩不整齊容易出問題有所反映，有時會造成壓繩、亂繩、鋼絲繩相互擠壓嚴重的情況，更嚴重時會引發礦山工作事故，為企業帶來財產損失，為了減少此類問題的出現和出現的不必要的財產損失，礦用絞車排繩裝置應運而生，排繩裝置的出現很好的解決了此類問題的產生，為礦山企業絞車工作提供了很好的防護措施，對於大多的礦山企業來說還是值得擁有的。
絞車排繩器想要達到的技術目標：
1)不附加動力源，全機械式：
2)自動強制規范纏繩：
3)能適用於直向、側向等不同安裝工況現場：
4)自成一體，獨立安裝，無需對絞車大量改造:
5) 結構簡單，尺寸小：
6) 纏繩規范可靠、有效杜絕亂繩現象：
7) 安裝、維修方便等。
一 造成內齒輪絞車排繩亂的主要原因：
1 絞車位置與提升中心線偏差太大，鋼絲繩入繩角太大，不能正常排繩
2 對拉絞車滾筒纏放繩時無張力，造成排繩不緊造成亂繩或鋼絲繩脫圈。
3 母子繩排繩不緊湊，鋼絲繩使用時間一長，鋼絲繩壓扁、擠出，造成壓繩、擠繩現象。
二 內齒輪絞車排繩亂的主要危害：
1 加快鋼絲繩的磨損，鋼絲繩在滾筒上雜亂無章纏繞時，受力繩經常要從亂排繩子中擠出來又壓進去，造成嚴重磨擦和磨損，致使鋼絲繩直徑磨細和斷絲增多，縮短使用壽命。
2 造成鋼絲繩滑出滾筒外，絞車上鋼絲繩排列不整齊時堆擠嚴重，堆擠高度超過滾筒邊高時鋼絲繩將會滑出滾筒外，輕則斷絲，重則斷繩。
3 使用在采區變坡軌道中的對拉絞車，用於巷道地形原因繩速時快時慢，鋼絲繩時松時緊，會出現鋼絲繩脫圈對操作人員造成很大威脅。
三 人工排繩的缺點
1 人工排繩工作量大，需將鋼絲繩從滾筒上全部抽出後重新上繩，需多人配合，排繩過程中隱患較大,人身安全得不到保障。
2 人工排繩不夠緊湊，特別是母子繩不容易排好，長時間使用就會出現擠繩現象，纏繞的圈數越多擠繩情況越嚴重。
四 規范排繩裝置構造及工作原理
各部分結構
1 內齒輪絞車由電動機、滾筒筒、行星齒輪傳動裝置、離合閘、制動閘和底盤構成。
2 規范排繩裝置由大鏈輪、傳動鏈，小鏈輪、自交雙螺旋軸、三孔架及月牙制子、排繩壓輥、支架組成。
工作原理
1 先從規范排繩裝置軸承支架的一端的低速軸引出驅動力，採用滾子鏈傳動，其小鏈輪直接裝在低速軸上使傳動系統與滾筒運轉同步，經變速計算，滾筒每轉一周，排繩裝置橫走一個繩徑節距。
2 滾子鏈中心距可調，小鏈輪與自交雙螺旋軸相接，自交雙螺旋軸具有連續的升角，和較寬的螺旋槽，該螺旋槽沿一方向為右旋，翻轉另一方向為左旋，兩端由圓弧封閉，讓左右螺旋槽連接起來。
3 自交雙螺旋軸的外徑上，套裝三孔架，三孔架中心孔裝軸套內有能擺動的月牙制子，兩個排繩壓輥相接在三孔架，當自交雙螺旋軸由滾筒帶動螺旋時，嵌入螺旋槽內的月牙制子，帶動三孔架與兩個排繩壓輥做軸向運動。
4 當月牙形制子沿右螺旋槽行至封閉的一端時，這時月牙形制子將沿端部圓弧，自動反向轉入左螺旋槽，此時三孔架帶著兩個排繩立輥做反向軸向運動，這樣就周而復始准確的完成往復有序的排繩。
傳動原理
1 絞車在結構上採用兩極行星齒輪傳動，分別布置在主軸的兩端，主軸貫穿滾筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，電動機採用法蘭盤固定在左支架上。規范排繩裝置的大鏈輪固定在絞車滾筒上，與絞車滾筒同步轉動，大鏈輪由傳動鏈與小鏈輪連接，當絞車滾筒轉動時大鏈輪帶動小鏈輪轉動;從規范排繩裝置軸承支架的一端的低速軸引出驅動力，採用滾子鏈傳動，小鏈輪直接裝在低速軸上使傳動系統與滾筒運轉同步，經變速計算，滾筒每轉一周，排繩裝置橫走一個繩徑節距。
2 內齒輪絞車電機齒輪帶動左端小齒輪架上的一對小行星齒輪旋轉，由於左端內齒輪是固定不動的，所以小行星齒輪除作自轉外，還要圍繞電機齒輪公轉，即帶動了左端齒輪架旋轉，齒輪架與主軸系鍵連接，從而使主軸旋轉，而固定在主軸右端的中心齒輪也旋轉。於是帶動了右端齒輪架上的一對大行星齒輪轉動。
3 當絞車電機正轉時此時制動閘松開，離合閘閘剎住大內齒輪，此時大行星齒輪除作自轉外還要圍繞中心齒輪公轉，同時帶動了大齒輪架旋轉，由於滾筒是由鍵機及個螺栓和大齒輪架聯結在一起的，因此滾筒也旋轉起來，此時即可進行牽引，為提升狀態即收繩狀態。因為規范排繩裝置是與滾筒同步的，此時規范排繩裝置就會自動強制規范排繩，避免鋼絲繩出現壓繩、擠繩等現象。
4 同理當絞車電機反轉時，為下放狀態即放繩狀態。因為絞車排繩不好主要在於收繩狀態時所以此時規范排繩裝置就會自然放繩。如果制動閘松開，離合閘剎住滾筒，此時滾筒停止轉動，載車被停留在某一位置，稱為停止狀態。這時右端齒輪架不再旋轉，大行星齒輪亦不再公轉，而是自轉，並帶支大內齒輪空轉。為了調節提升、下放速度或停止，制動閘和離合閘交替剎緊或松開。

Ⅷ 機械設計課程設計計算說明書 電動絞車傳動裝置

首先是標明：額定電壓、額定功率、額定電流、傳動速度、工作量；然後簡單介紹一下工作原理；故障處理，最後要註明生產單位和聯系電話。再要詳細就到網上查一下相關廠家的說明書。

Ⅸ 機械設計課設 電動絞車傳動裝置，（二級減速器）

我做好的這份是這樣的花了一個禮拜，圖和文稿都做好了

Ⅹ 求絞車傳動裝置，二級減速器，最大起重量13500N，鋼繩速度0.6m/s，捲筒直徑400mm,單班制，工作年限8年

液壓絞車還是電動絞車？