JD-40型调度绞车小行星齿轮架损坏、主轴键槽压溃分析及改进

JD一40型调度绞车由于具有传动效率高、承载能力大、操作简便等优点而被广泛应用。

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J 4 D- 0型调度绞车小行星齿轮架 损坏、主轴键槽压溃分析及改进 潘银高张慧 (苏省安康安全技术服务有限公司江苏东台 2 4 0 )江 2 2 0[要] D 4摘 J一 0型调度绞车由于具有传动效率高、承载能力大、操作简便等优点而被广泛应用。 [关键词]调度绞车齿轮架事故中图分类号:T H文献标识码:A 文章编号:1 0— 1 x( 0 ) 2 0 2— 1 9 9 2 1 0— 0 6 0 0 4 0 一

前畜

JD 4一 O型调度绞车主要由电动机、卷简、行星轮传动装置和机座组成,在传动结构上采用两级行星轮传动,分别布置在主轴两端,左端与三星架联接,右端与太阳轮联接。整个系统具有传动效率高、承载能力大、操作简便等优点,广泛应用于矿井轨道上下山、井底车场、 中间巷道、采区运输巷道调度编组矿车、掘进头调度矿车,也可用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地进行地面调度和其他辅助搬运工作。 =事故现象 . 近年来,我们使用的几部 JD 4一 0型调度绞车,除了在使用中正常磨损、使用保养不当而引起的齿轮损坏等损坏外,有多数的绞车都是因小行星轮架处的键联结损坏,滚键、轴损坏、小行星轮架凸台内 孔键槽被破坏或与小行星齿轮架配合的主轴键槽压溃等,使传动轴和小行星轮架及主轴报废,造成停机,严重影响了生产的正常进行。重复影响生产时间较多,给安全生产带来极大的危害。因此,有必要对 J~ 4型调度绞车小行星轮架部分及主轴键槽压溃损坏原因进行分析。 D一 O 兰 .事故原因分析 1、事故可能原因根据图 la小行星轮架处的局部装配图及产生小行星轮架处损坏 ()及主轴键槽压渍现场分析可以看到主要有以下几个原因:

G=G S n27。: i 5.2 0. 5 X 454=2.3 T 83 G =G COS 27。= 5.2× O.8=4.6 5 9l 8T

则摩擦力 f K = . 6×4 6= . 8 T K为摩擦系数,当绞车=G O0 . 80 2 1,提升时图 2中 F>G+= . 8+ . 8= . 6 T f 2 3 3 0 2 1 2 6 4,F的允许拉力 2 9 T .4大于 2 6 4" .6],所以负载不超限,排除原因 (,再对

绞车正常运转时 4)强度校核,已知绞车的牵引力 2 9 T . 4,平均绳速 v= 2 7 m m n 7 . 2/ i,滚筒直径 6 0 m,钢丝绳直径 l .,容绳量 4 0,减速比4 . 4 2m 85 0m 2 2,主轴至滚简的减速比 i= 6 . 8,首先计算滚筒的平均直径 D 6 O 1 9 7 9,滚筒承受的平均转矩 T 2 .= 2+ 2= 4衄= 9 4×7 9 2 10 0 N 4/= 1 K . 1 ml i l。滚筒的转速 n:v/ⅡD 7 . 2 3 1= 2 7/ . 4×0 7 9 3转/ .4=l分,滚筒所消耗的功率 P T / . 5× l 3 . K= n95 O= 5 7 N,主轴所输入的功率 P = ( 1 i ): 5 7( l 6 8= 0 4 k,主轴转速: l× 6 8 2 1 P卜/ 3.卜/ . )3 .5 w 3 .= l

转/分,则主轴承受的扭矩 T= 5 l 9 5× l。/= . 5× 1× ( 0 0P N 9 5 0 3. 4/ 1 5 21 )=1 7 8× 1 m 3 0N m。已知轴直径 d 9= 0,键高 h 4=l,键长 L 7,则挤压应力 6= I d L ( 3 8× l 3=5 4 J/ h= 4x 1 7 0 )/ ( 0x l 9 4 x7 5)= 8 3 ̄ a 5 . 3 p,查表得冲击载荷许用应力[ ] 6 ̄9 M a 6 6p= 0 0p, = 8 3M a[] 5 . 3 p< 6P,符合强度条件,但接近于许用应力,这基本是不合理的。绞车处于制动状态时的强度计算,假定小行星齿轮架的转动为顺时针方向,小行星齿轮架正常运转时轴键槽侧面受力 P如图 3所示,此时小行星齿轮架为主动件,轴为从动件。 A 1 ' 4 1 3 一

图 1小行星轮架部结构图 ( )卷简通过轴承与主传动轴连接,主传动轴承受径向载荷。主 1传动轴通过平键连接与小行星轮架相连传递扭矩。小行星轮架通过两套轴承支撑在左支架上。也就是说主传动轴同时扭矩和弯矩。在实际 使用过程中,在各种复杂的工作条件下,小行星轮架与主轴以及键联接承受着交变载荷与冲击载荷,即绞车在正常提升过程中急制动频繁。 ( 2)小行星齿轮架及主轴键槽承载强度不足。 ( 3)操作工操作方式不正确 ( )提升量超限 4 ( )主轴与小行星齿轮架及键配合不良,存在间隙 5 2、事故分析 ( 1)初步分析。根据装配前的检测和现场观察

首先排除原因 ( )和原因 ( ) 3 5,但原因 ( )主轴与小行星齿轮架原设计的配合尺寸 5为 9,配合类型为 ( 7/j 6,属于过渡配合。根据对图纸的分 0 H s)析和在实际生产中的经验我们感觉到:由于结构复杂、安装空间受限、 配合要求高、小行星齿轮架同时进行内孔与轴的装配和外圆与轴承内 孔的装配,而且同属过渡配合等原因,对小行星齿轮架两端的同轴度要求很高,加工不易保证,而且实际装配的难度很大。因此,在生产中厂家改变了此处的配合性质,放大了其配合间隙,使机械加工以及装配工作容易,形成了先天性的配合间隙大的设计缺陷。 ( )验算载荷及键槽挤压应力计算。已知绞车的牵引力的2 9 T 2 .4,提升量为三辆矿车均以干石计算,干石比重为 2 2 T m, . 5/ ̄每辆干石重为22T m . 5/×0 6 X 8% 1 5 . m 5= .1 T,0 6为矿车的容积,8%为矿 . 5车的实际占用体积每辆矿车自重 0 6 g . k,三辆自重为 1 8,总重 .T= . 3 1 8 5 2 T 11 5×+ .= . ,矿车在运行中受力分析如图 2所示。 5

3,■

图中 M 的主动件转矩,当绞车处于瞬间制动状态时轴的转动、M 趋势相反,此时轴为主动件,小行星齿轮架为从动件,轴键槽侧面受力 P如图 4所示。P和 P方向相同且作用在同一侧面 A上,则 A面 上的合力为 P P,P的大小等于 0,P+ ~P=6= 8 3 M a 5 . 3 p,则 A面所承受的最小压应力为 5 . 3 p,最大压应力为 2×5 . 3 l 6 8 3m a 8 3: l. 6 M a[P] 6 ̄9 m a因而在制动状态时轴键槽的强度不能满足强 6 p>= 0 0p,度条件。采用单键显然是不合理的,因此必须以提高强度着手。 四、小行星轮架部结构的改进通过以上分析我们对该部分进行了改进,如图 l (。 b) ( )将主传动轴支撑卷简径向载荷改为由左支撑架支撑卷筒径向 1 载荷。并选用内外圈可分体的轴承,使卷筒与左支撑架的装配更方便。 ( )将该部分的平键联接改为渐开线花键联接,增大其承载能力, 2 对花键联结配合性质的要求可以适当降低,以利于装拆。 ( 3)将主传动轴端部直径加大至中 95,增大其承载能力。 经过结构改进,可以使小行星轮架与

轴联接可靠,承载能力加大, 另外,改进后的结构利于各部分的装配,使制造成本降低。我们还将原来的小行星轮架两端支撑改为单边支撑,使原来的过定位得到改善。 五结论 J一 O型调度绞车小行星轮架部结构经上述改进后,在近几年的 D4生产和现场的实际应用中,效果很好。至今几乎没有因为小行星轮架处的损坏而返修和维修的情况。

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