机械毕业设计39单卷筒行星齿轮传动的设计

单卷筒行星齿轮传动的设计 1 引 言 绞车 ， 用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备 ， 又称卷扬机 ， 可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。 本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法 三维实体设计来完成产品的设计。三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。 长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长 的方式进行设计：三维构思 -平面图形 -三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。而三维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。 本设计是应用以参数化为基础的 CAD/CAE/CAM 集成软件 Pro/ENGINEER 进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。 单卷筒行星齿轮传动的设计 2 第一章 方案评述 绞车 有手动、内燃机和 电动 机驱动几类。 手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。 内燃机驱动 的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态 ，此时绳索一端可从卷筒上自由地 拽 出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。内燃机驱动的绞车常用于户外需 要 经常移动的作业，或缺乏电源的场所 。 电动调度绞车 广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所 。根据工作环境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。 单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。为适 应提升、牵引 、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。 根据传动形式的不同，绞车可分为 苏式多级内齿行星齿轮传动 调度绞车、 摆线针轮传动 调度绞车、蜗轮 -蜗杆传动 回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。对于单滚筒行星齿轮传动调度绞车，其具有 成本低，效率 较 高，重量轻 ， 结构简 单 ，易于 维修和保养 等优点 。 本次设计的绞车 用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车，或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求，采用行星齿轮传动，传动简图如下： 单卷筒行星齿轮传动的设计 3 第二章 计算参数的确定 第一节 电动机的选择 一 、类型的选择 该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在 97%以内，周围介质温度不超过 35，须选用 YB系列防爆电机。 当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在 80%以下，周围介质温度不超过 40，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。 二、容量选择 电机计算功率： kWFvPad 1000 ，其中起重量 F=10KN,绳速 v=26m/min=0.43m/s(按满载时算 )。由电动机到滚筒的传动总效率为：36261 a其中 1 、 2 、3分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由 P3 选 1 =0.91（脂润滑，均按球轴承计算） , 2 =0.93（ 8级精度的一般齿轮传动，脂润滑） ,3=0.96 35.096.093.091.0 66 a ，则 kWFvPad3.1235.01000 43.010101000 3 , 选额定功率nP=15kW(1S 连续工作制 )。 三、确定电动机转速 由 3表推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动，再经行星轮传动（在满载时，制动器 A放松， B制动） ,故总传动比的合理范围是： 211 . iiiia =（ 2 6） (2 6) (3 9)=27 324 滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为 250mm）： n= 8.32250 43.0100060100060 D vr/min 则电动机转速的可选范围是： ninad .=(27 324) 32.8=885 10627r/min 由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，根据 7选定电动机为 YB系列 ,方案比较见表 -1： 单卷筒行星齿轮传动的设计 4 表 -1 型号 额定功率(kW) 额定转速(r/min) 效率 (%) 重量 (kg) YB160M2-2 15 2930 88.2 149 YB160L-4 15 1460 88.5 166 YB180L-6 15 970 89.5 215 经比较，选电动机型号为 YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表 -2： 表 -2 参数 A AB B C E H N P HD AD AC L 尺寸 254 330 254 108 110 350 275 325 530 240 325 695 第二节 传动比的确定和分配 计算和说明 计算结果 一、计算总传动比 电动机满载 转速mn=1460r/min, 总传动比： 5.448.321460 nni ma二、分配传动装置的传动比 Ha iiii . 00 其中0i、0i、 Hi 分别为两对齿轮、行星轮的传动比。初步取0i=0i=2.24,则行星轮的传动 比为： Hi = 869.824.224.25.44. 00 iii a mn=1460r/min 5.44ai Hi =8.869 单卷筒行星齿轮传动的设计 5 第三节 传动装置的运动和动力参数计算 一 、轴转速计算 轴： n =mn=1460r/min 轴： 79.6 5 124.21 4 6 00 inn r/min 轴： 98.29024.279.6510 inn r/min 滚筒： n= 80.32869.898.290 Hin r/min 二、功率计算 (一 )各轴输入功率 I轴： P = kWPn 65.1391.015. 1 轴： kWPP 55.1193.091.065.13. 21 轴： kWPP 78.993.091.055.11. 21 滚筒： P= kWP 27.893.091.078.9. 21 (二 )各轴输出功率 轴： P = kWP 42.1291.065.13. 1 轴： kWPP 51.1091.055.11. 1 轴： kWPP 90.891.078.9. 1 滚筒： P = kWP 94.796.027.8.3 三、转矩计算 （一）各轴输入转矩 电机输出转矩： 12.9814601595509550 mwd nPTN m 轴： T = 29.8991.012.98.1 dTN m 轴： 01.18693.024.229.89.20 iTTN m n =1460r/min 79.651n r/min 98.290n r/min n=32.80 r/min P =13.65kW kWP 55.11 kWP 78.9 P=8.274kW P = kW42.12 kWP 51.10 kWP 90.8 P = kW94.7 12.98dT N m T = 29.89 N m 01.186T N m 单卷筒行星齿轮传动的设计 6 轴 : 62.35293.091.024.201.186.210 iTTN m 滚筒： T= 72.264693.091.0869.862.352. 21 HiT N m (二 )各轴输出转矩 轴： T = 25.8191.029.89. 1 T N m 轴： 27.16991.001.186. 1 TT N m 轴： 88.32091.062.352. 1 TT N m 滚筒： T = 85.254096.072.2646.3 TN m 62.352T N m T=2646.72 N m T = 25.81 N m 27.169T N m 88.320T N m T = 85.2540 N m 运动和动力参数计算结果见表 -3。 表 -3 轴号 功率 (kW) 转矩 (N m) 转速(r/min) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 15 98.12 1460 1 1=0.91 轴 13.65 12.42 89.29 81.25 1460 2.24 1=0.91 2=0.93 轴 11.55 10.51 186.01 169.27 651.79 2.24 1=0.91 2=0.93 轴 9.78 8.90 352.62 320.88 290.98 8.871 1=0.91 3=0.96 滚筒 8.27 7.94 2646.72 2540.85 32.80 第三章 传动零件的设计 第一节 行星齿轮传动的设计 一、配齿及其校核 (一 )配齿 行星轮系布置图单卷筒行星齿轮传动的设计 7 1行星轮传动比为： 871.880.32 98.290 waHb nni知该行星轮负载工作时，为 NGW型行星齿轮传动，有 2P198表 10-4，修正配齿为： az=18，cz=60，bz=138 （二）校核 1.校核装配条件：有 2表 10-3，选行星轮数目 K=3，则： 523 181381 K zzzq aba(为整数 )，满足条件。 2.校核同心条件：21)(21 ab zz（ 138-18） =60=cz，满足。 3.校核邻接条件：（ ah取标准值） 42.1013s in1123s in18s in12s in KhKz aa cz，满足条件。 4.校核滚筒转速：实际 传动比 7.81813811 abaHb zzi滚筒实际转速 337.824.224.2146000 baHw iiinn r/min 滚筒转速的相对差值 8.32 8.32330.6% 710 ） ,安全系数 S=1.25(较高可靠度 ),则： H 2/4.9588.90025.1 )11981126(1 mmN3 24 )4.9588.9008.1895.2(33.3133.355.01076.425.12 ad 42.74 41.00mm 齿轮模数： m 37.21874.42 aazdmm,取 m=4mm 中心轮 a分度圆直径： mmzmdaa 72184 行星轮 c分度圆直径： mmzmdcc 240604 Ta 41092.8 Nmm kc 1.6 T1= 41076.4 Nmm d 0.55 ZH 2.5 u=3.33 ZE 189.8 MPa aN 1.046 910 cN 1.046 810 H 2/4.9588.900 mmNm=4mm mmda 72 mmdc 240 单卷筒行星齿轮传动的设计 9 行星轮 c齿宽： mmdbadc 6.397255.0 ，取 mmbc 40中心轮 a齿宽： mmbbca 422402 （二）校核计算 1.按接触疲劳强度校核 EHatH zzuubdkF 1，式中 HVA kkkkk ,由 1P215表 12.9，使用情况系数 25.1Ak ， smnndv HaaH /97.0100060 )80.3298.290(72100060 )( 由 1P216图 12.9,动载荷系数 06.1VkNdTFat132372 1076.422 41 Ak tF /b=1.25 1323/40=41.32N/mm 710 ） ,安全系数 S=1.25(较高可靠度 ),则： H 2/2.3072.26825.1 )3843.335(1 mmN2/26.215 mmNH 3344 1010.649.644 66.137.2 FSaFa YY 按齿轮 3设计 004.31086.6175.0 10693.150.1 3 32 5 m 查 1P206表 12.3， 选 m=3mm(传递动力的齿轮 ) d 0.5 3z=17 4z =38 u=2.235 mA=1.50 3FaY 2.93 4FaY 2.37 3SaY 1.51 4SaY 1.66 m=3mm 单卷筒行星齿轮传动的设计 14 则分度圆直径 17333 mzd51mm 38344 mzd 114mm 中心距 )11451(21)(21 43 dda82.5mm 计算齿宽 515.03db d25.5，取 b=30mm mmbb 3553053 ， mmbb 304 圆周速度 smsmndv /6/74.1100060 79.65151100060 33 二、校核计算 （一）校核齿根弯曲疲劳强度 使用系数 25.1Ak （ 1P215表 12.9） 动载系数 063.11018.310236.110976.1 22335 vvvkV063.174.11018.374.110236.174.110976.122335 =1.11 齿向载荷分 布系数 15.1Hk（ 1P218表 12.11） 10.13445.015.166.03445.066.0 HF kk （由 5P336） 齿间载荷分配系数 2.1Hk， 2.1Fk（ 1P217 表 12.10） 51 10693.122 5333 dTF t6639N mmNmmNbFk tA /100/27630/663925.1/3 91.115.12.111.125.1 HK 83.110.12.111.125.1 FK 重合度 c o s)11(2.388.143 zz c o s)381171(2.388.1 0 =1.78 3d 51mm 4d 114mm a 82.5mm b=30mm mmb 353 mmb 304 25.1Ak 11.1Vk 15.1Hk 10.1Fk 2.1Hk 2.1Fk 3tF 6639N 91.1HK 83.1FK 78.1 单卷筒行星齿轮传动的设计 15 重合度系数 67.078.1 75.025.075.025.0 Y弯曲最小安全系数 25.1min FS （ 1P225，一般可靠度） 应力循环次数 53001579.6516060333 hFH tnNN8108.8 88344 1093.324.2/108.8/ uNNN HFH 弯曲寿命系 数 89.0)108.8 103( 0 2 0.0863 NY91.0)1093.3 103( 0 2 0.0864 NY 尺寸系数 )53(1 mmmmmY X 2m i n33l i m3 /54.65525.1 189.07.920 mmNS YYFxNFF 2m i n44l i m4 /27.67025.1 191.07.920 mmNS YYFxNFF 67.051.193.235130 10693.183.122 533333 YYYmbd TK SaFaFF2/2.400 mmN 3F /87.35551.193.2 66.137.22.400Y 423F a 3S a 4434 FSaFaFF mmNYYY 齿根弯曲疲劳强度安全 （二）校核齿面接触疲劳强度 重合度系数 86.0378.1434 z （ 1P221式 12.10） 弹性系数 MPaz E 8.189 （ 1P221表 12.12） 节点区域系数 50.2Hz （ 1P222图 12.16） 接触最小安全系数 05.1min HS （ 1P225，一般可靠度） 67.0Y 25.1min FS 89.03 NY 91.04 NY 1XY 3F2/2.400 mmN 24 /87.355 mmNF 86.0z MPaz E 8.189 50.2Hz 05.1min HS 单卷筒行星齿轮传动的设计 16 接触寿命系数 01.1)108.810()10( 0 5 6 9.0890 5 6 9.0393 HN Nz（允许一定点蚀） 05.1)1093.3 10()10( 0 5 6 9.0890 5 6 9.0494 HN Nz接触疲劳极限 24l i m3l i m /1500 mmNHH （ 5P339） 许用接触应力 2m i n33l i m3 /86.144205.1 01.11500 mmNS zHNHH 2m i n44l i m4 /1 5 0 005.1 05.11 5 0 0 mmNS zHNHH 235.21235.2513010693.191.1286.050.28.1891225233uubdTKzzz HHEH /3.873 32 HmmN ，齿面接触疲劳强度安全。 01.13 Nz 05.14 Nz H 2/3.873 mmN 齿轮 3和齿轮 4 的传动参数表 名称 单位 小齿轮 3 小内齿轮 4 中心距 a mm 31.5 模数 m mm 3 齿数 z 17 38 分度圆直径 d mm 51 114 齿顶圆直径 da mm 57 108 齿根圆直径 df mm 43.5 121.5 齿宽 b mm 35 30 单卷筒行星齿轮传动的设计 17 第三节 主要传动轴的设计 一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计 （一）受力分析 轴传递转矩： 62.352T N m=3.35 510 N mm 齿轮分度圆直径： d=72mm 齿轮上的圆周力：NdTF t980672/1053.32/2 51 齿轮上的径向力：NFF tr3 5 6 920ta n9 8 0 6ta n1 （有三个行星轮，径向力分布如 图） 取载荷不均匀系数 60.1Ck， 233.02/)1(,533.03/6.1/1321 kkk kkk C NFFkFkFFFF rrrrrrr 107135693.0)(21)(21 11211321 （二）轴的结构设计 1.按扭转强度估算轴的直径 轴受转矩作用，应满足 d c3 np轴的材料同齿轮，为 20CrMnTi, b=1100N/m ; S=850N/m (14P113 表 6-2) 查 1P314表 16.2，选许用扭转切应力 T =40 52 N/m，系数 c=106 98 d（ 106 98）3 98.29078.9=34.2 31.6 mm 轴上有单个键槽， d 应增加 3%，取 d=34 mm 取轴长 l=100 mm。 2.轴的弯矩计算 T =3.35 510 N mm d=72mm 1tF=9806N 1rF =3569N 60.1Ck 1k =0.533 2k =0.233 rF =1071N b=1100N/m S=850N/m T =40 52 N/m c=106 98 d=34 mm l=100 mm 单卷筒行星齿轮传动的设计 18 把两滚动轴承简化为铰支，各尺寸如图 轴只在垂直面受力，在水平面内不受力，作轴在垂直面的受力图及弯矩图。 轴承 A、 B的支反力为 对 A点取矩， MA =0, 0 ABRACF Br NAB ACFR rb 203952 991071 0,0 rBAr FRRF , NRFR BrA 96820391071 mmNBCFM rB 41003.5471071 mmNT 55 1012.21053.361.0 （应力校正系数 61.0160/98/01 bb ,扭转切应力按脉动循环变化，见 P1315 表 16.3） bR=2039N AR =-968N BM =5.03 410 Nmm T =2.12 510 Nmm 单卷筒行星齿轮传动的设计 19 从左端 mmNTMMDCD 42/12211 1071.2)( 从右端 mmNTMM DCD52/125242/122221014.2)1012.2()1071.2()( B点弯矩 mmNTMM BBC52/125242/1221018.2)1012.2()1003.5()( C点弯矩 mmNTMMCCC 52/122 1012.2)( （三）按弯矩校核轴的强度： 1.应根据 3/dMC来选择危险截面，由计算图可以看出， B截面危险。故对 B截面进行校核： B截面的抗弯截面系数 W=0.1 3333 1093.3341.0 mmd 2135/985.55)1093.3/(1018.2/mmNWM Cc 满足强度要求。 2.疲劳强度安全系数校核 应根据 3/dMC和应力集中情况选择危险截面，可知 B截面为危险截面，校核 B截面。 抗弯截面系数 3333 1093.3341.01.0 mmdw 抗扭截面系数 3333 1086.7342.02.0 mmdw T 弯矩 mmNM B 51018.2 扭矩 mmNT B 51053.3 弯曲应力 235 /5.55)1093.3/(1018.2/ mmNWMBb 2/5.55 mmNba ， 0m （ b 按对称循环变化） 扭转应力 235 /9.44)1086.7/(1053.3/ mmNWT TBT 2/5.222/ mmNam （ T 按脉动循环变化） 查 1P329附录表 1，插值得有效应力集中系数 13.3k， 68.1k41 1071.2 CDM Nmm 52 1014.2 CDM Nmm 51018.2 BCM Nmm 51012.2 CCM Nmm W=3.93 3310 mm 2/98 mmNc 331093.3 mmw 331086.7 mmw T mmNM B 51018.2mmNT B 51053.32/5.55 mmNb 2/9.44 mmNT 13.3k 68.1k 单卷筒行星齿轮传动的设计 20 查 1P331附录表 5，有表面状态系数 85.0 查 1P331附录表 6，得尺寸系数 73.0， 78.0取寿命系数 1Nk查 1P41表 3.2 21 /451110041.041.0 mmNB 21 /330110030.030.0 mmNB 210 /7224516.16.1 mmN 210 /4623304.14.1 mmN 等效系数 249.0722/)7224512(/)2(001 429.0462/)4623302(/)2(001 安全系数 61.10249.05.5573.085.0 13.345111 maNkkS95.45.22429.05.2278.085.0 68.133011 maNkkS53.195.461.1 95.461.1 2222 SSSSS 查 1P316，选 S=1.50， SS，安全。 85.0 73.0 78.0 1Nk 21 /451 mmN 21 /330 mmN 20 /722 mmN 20 /462 mmN 249.0 429.0 61.1S 95.4S 53.1S S=1.50 二、行星齿 轮轴的设计 采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心轴，验算弯曲强度，结构取等直径轴， d=30mm， L=75mm。 Nd TRRaxc264672 1076.42222 41 WM最大弯矩 mmNRLM 41096.44 752 6 4 64NR 2646 mmNM 41096.4单卷筒行星齿轮传动的设计 21 危险剖面抗弯截面系数 3333 107.2301.01.0 mmdW 23 4 /4.18107.2 1096.4 mmN ，材料选 45钢， 2/600 mmNB ，按脉动循环处理， ,/95020 bb mmN ，安全。 33107.2 mmW 2/4.18 mmN 20 /95 mmNb 第四节 主要轴承的选择 一、行星齿轮轴之轴承的选择 1.作用于轴承上的径向载荷 R=2646N 作用于轴承上的当量动载荷 )(ard YFXFfP ，式中 冲击载荷系数df=1.5（中等冲击）， X和 Y为径向系数与轴向系数，由 aF0知 X=1， Y=0 NP 3 9 6 9)002 6 4 61(5.1 2.取轴承预期寿命：按五年计算 hL h 41025.253 0 015 3.行星轮轴承的相对转速： m in/5.54 rnnHc 4.选深沟球轴承，计算额定动载荷 df=1.5 X=1 Y=0 NP 96 hL h 41025.2 单卷筒行星齿轮传动的设计 22 3 610 )(60 hHcdLnnfPC 364101025.25.54605.13969 =11087N 选 6306轴承， Cr=16630N，满足要求。 C=11087N Cr=16630N 二、中心齿轮轴之轴承的选择 1.该轴承受有连轴齿轮 3 和小内齿轮 4 传动产生的径向力，以及中心轮与行星轮传动产生的径向力，即 NFdTFFF rrrrH 7950132351 1069.122 53 2.作用在轴承 上的当量动载荷（其中df=1.5， X=1， Y=0，理由同上） )( arHd YFXFfP N11925)0079501(5.1 3.预期寿命： hLh 41025.253 0 015 4.轴承转速： m in/18.25880.3298.290 rnnn H 5.计算额定动载荷，选深沟球轴承 3 61060 hdLnfPC 364101025.218.258605.111925 = 3109.55 N 选 6312轴承， Cr= 3108.81 N ,满足要求。 NFrH 7950 P=11925N min/18.258 rn C= 3109.55 N Cr= 3108.81 N 第五节 主要键联接的选择 一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择 采用普通圆头平键，取 1628 hb ， L=60mm 为非标准件，采用双键。 1.校核强度 属于静联接，按挤压强度校核，由 1P125（ 7.1）式可知校核公式为 4PP dlh T 式中：键联接所传递的转矩 mmNT 61065.2 1628 hb L=60mm 单卷筒行星齿轮传动的设计 23 键的工作长度 mmbLl 322660 键的高度 mmh 16 ，配合直径 mmd 216 由 1P126表 7.1得许用挤压应力 2/55 mmNP （静联接，铸铁，冲击载荷） /4821632162 1065.24 26 PP mmN ，强度满足要求。 2.决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差 查 4P51，按一般联接对待，键与轴 28N9/h9，键与毂28Js9/h9。 键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取 3.2 键槽的对称度公差：一般联接，按 7级精度决定对称度公差。 3.键槽的工作图 mmNT 61065.2 mml 32 mmh 16 mmd 216 2/55 mmNP 2/48 mmNP 二、中心轮 a与内齿轮 4的键联接的选择 采用普通圆头平键，查 4P51表 4-1，由 d=34mm，可知键的剖面尺寸为 810 hb ，参照轴长度 l=100mm，取键长 L=80mm（符合 4 P51表 4-1 长度系列） 键的标记为：键 79100968010 GB 1.校核强度 属于静联接，校核挤压强度 4 PP dlh T 其中：键联接所传递的转矩mmNmNT 5105262.362.352 810 hb L=80mm mmNT 5105262.3单卷筒行星齿轮传动的设计 24 键的工作长度 mmbLl 701080 键的高度 mmh 8 ，配合直径 mmd 34 由 1P126表 7.1得许用挤压应力 2/90 mmNP （静联接，钢，冲击载荷） /1.7434708 105262.34 25 PP mmN ，强度满足要求。 2.决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对 称度公差 查 4P51，按一般联接对待，键与轴 10N9/h9，键与毂10Js9/h9。 键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取 3.2，非工作表面取6.3（均为 Ra值）。 键槽的对称度公差：一般联接，按 7级精度决定对称度公差。 3.键槽的工作图 mml 70 mmh 8 mmd 34 2/90 mmNP 2/1.74 mmNP 第六节 制动带的设计 根据结构需要，采用凸缘式带制动。 计算圆周力 F 单卷筒行星齿轮传动的设计 25 NDTF 33 1036.710690 85.254022 计算带的绕入端张力 1F 和绕出端张力 2F Ne ee FeF 36 5 5.545.06 5 5.545.031 109.711036.71 Nee FF 62611036.71 655.545.032 式中： T 制动转矩（ mNT 85.2540 ） 摩擦系数，由 16表 29.13-48取 =0.45 制动轮包角，取 324 D 制动带直径， D=0.69m 带宽 b的确定 带宽 b按许用单位压力 p(其取值参考资料 16，本计算取p=0.3N/ 2mm )决定，其取值应比轮宽 B小 510mm mmDpFb 5.766903.0109.722 31 ,取 b=75mm 确定带厚 由 1629-383表 29.13-33，选 =6mm。 NF 31036.7 NF 31 109.7 NF 6262 mNT 85.2540 =0.45 324 D=0.69m b=75mm =6mm 第四章 本产品的技术参数和相关说明 第一节 技术参数表 起重量 kN 10 电 动 机 型号 YB160L-4 绳 速 m/min 最小 26 功率 kW 15 最大 62 转速 r/min 1460 平均 44 电压 V 380/660 单卷筒行星齿轮传动的设计 26 减速比 44.5 整机质量 kg 530 容绳量 m 400 绳径 mm 12.5 地脚孔直径 mm 25 卷 筒直径 mm 250 外形 尺寸 （长宽高） mm 1100 766 727 卷筒宽度 mm 310 第二节 相关说明 一、装配说明、 1.对于各轴承和定位零件，要将其装到规定的位置上；各轴承推荐热装（在柴油中加热，温度在 120 -140之间）。装前在结合面上涂以适量的机油，在各轴承内填入 2/3容积的黄油，滚筒体内的小齿轮中，以及行星传动的大内齿轮中填入黄油（机体内的黄油均采用钙基润滑脂）。 2.行星传动的大内齿轮与滚筒之间应保证有 0.5-1.5毫米的间隙，通过加工表面来保证；电机与滚筒端面 之间的间隙为 2毫米，可调整安装与其间的垫片来实现。 3.电机和轴承支架中心高应保持一致，偏差不可大于 0.1毫米。 4.滚筒上的各固定螺钉和油堵，不得高出滚筒外表面。螺钉和地脚螺栓等紧固装置必须可靠。 5.刹车带要平稳地与刹车毂接触；刹车带的松紧程度可由铰链螺栓来调整，要保证刹车把及杠杆系统动作灵活可靠。 二、 安全操作说明 单卷筒行星齿轮传动的设计 27 1.起重负荷不得超过 1000公斤，而且不可运送人员。 本绞车操作人员必须了解本绞车的性能，熟悉操作方法，才能单独操作。 2.防爆电器设备的检查和维修应符合有关安全生产试行规程；非防爆电器设 备也应符合有关电器设备的安全操作规程。 3.工作前的注意事项： （ 1）检查钢丝绳接头是否牢固，绳卡和轴承支架及电机地脚的连接螺栓固紧完好，车安装是否牢靠。 （ 2）检查绞车部件制动性能是否良好，使用是否灵活，刹车把之顶丝、销轴的紧固，如果有折曲损伤或松动现象，应及时更换与紧固。 （ 3）电器部分不得有漏电现象，电动机和开关盒应接地良好。 （ 4）检查钢丝绳，不允许有结节、扭绕现象，如果在一个节距内断丝超过 10%时，应以予更换。 （ 5）清理行车轨道，并检查钢丝绳经过处有无障碍物，以防工作过程中发生事故。 （ 6）开始 工作前应盘转滚筒一圈，然后刹紧滚筒，松开大内齿轮刹车带，启动电机试运行。 4.操作注意事项： （ 1）开动滚筒时，须将滚筒上的刹车带完全松开，而将大内齿轮上的刹车带刹紧。 （ 2）在绞车作业过程中，如要使绞车暂时停止运转，应将大内齿轮上的刹车带松开，而将滚筒上的刹车带刹紧；如果要微程调度负载物的位置时，只需交替提上或下压左、右刹车把，使滚筒时转时停即可。 （ 3）如停车时间较长，应将电动机关闭；此时如果钢丝绳处于拉紧状态，为防止其坠滑，必须将滚筒上的刹车带牢牢刹紧，工作人员不得离开绞车。 （ 4）当下放重物滚筒反转 时，应松开大内齿轮上的刹车带并放松滚筒上的刹车带，滚筒在重物