调度绞车的总体设计

word文档可自由复制编辑摘要调度绞车是矿山生产系统中最常用的机电设备，主要用于煤矿井下和其他矿山在倾斜角度小于30度的巷道中拖运矿车及其它辅助搬运工作，也可用于回采工作面和掘进工作面装载站上调度编组矿车中。针对绞车的具体结构和工作时的具体要求，对煤矿井下小调度绞车进行整机设计，包括对电机的选择，减速器的设计，卷筒以及轴的设计和校核，以及其他零件的选用和设计，并对绞车的各部位进行润滑，最后完成整机装配和其他零部件的零件图。查阅相关资料选取JD-0.5型调度绞车的设计。JD-0.5型调度绞车采用行星齿轮传动，绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、起动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低以及隔爆性能、设计合理、操作方便，用途广泛等特点。关键词：调度绞车，行星轮系，减速器，带式制动。AbstractDispatchingwinchisthemostcommonlyusedinelectricalandmechanicalequipmentinmineproductionsystem,mainlyforundergroundcoalmineandothermineswhentheTiltAnglearelessthan30degreesinthehaulageminecarhandlingandotherauxiliarywork,itcanalsobeusedforminingfaceandtunnelingfaceloadingstationontheschedulinggroupingtramcar.Accordingtothespecificstructureofwinchandjobspecificrequirements，wedomachinedesignforthecoalminedispatchingwinch,includingmotorchoice,reducerdesign,drumandshaftdesignandcheck,andthedesignandchoiceofotherparts,lubricationofeachpartofthewinch,atlastwewillfinishthemachineassemblyanddetaildrawingsofotherparts.AfterIrefertotherelevantinformation,IchoosetodesigntheJD-0.5toDispatchingwinch.JD-0.5toDispatchingwinchusedplanetarygeartransmission,thewinchiscompact,rigidandefficient,easytoinstallmobile,startingasmooth,flexibleoperation,thebrakereliable,lownoiseandflameproofperformance,designreasonable,easytooperate,suchasextensiveuseCharacteristics.Keywords：dispatchingwinch,roundoftheplanet,gearreducer,beltbraking.目录摘要 IAbstract II目录 III第1章绪论 11.1调度绞车的简介 11.2用途及适用范围 21.3本文所做的基本工作 3第2章调度绞车的总体设计 42.1设计参数 42.2结构特征和工作原理 42.3电动机的选择 5第3章滚筒及其部件的设计 73.1钢丝绳的选择 73.2滚筒的设计计算 73.2.1滚筒直径 73.2.2滚筒宽度 73.2.3滚筒的外径 8第4章行星齿轮传动概论 94.1行星齿轮传动的定义 94.2行星齿轮传动符号 9第5章减速器的设计 105.1总传动比及其分配 105.1.1总传动比 105.1.2传动比分配 105.2高速级计算 105.1.1齿轮的齿数 105.2．2变位方式及变位系数的选择 105.2.3按接触强度初算A-C传动的中心距和模数 115.2.4几何尺寸计算 125.2.5验算A-C传动的接触强度和弯曲强度 135.2.6验算C-B传动大接触强度和弯曲强度 185.3低速级计算 195.3.1配齿计算 195.3.2变位方式及变位系数的选择 205.3.3按接触强度初算A-C传动的中心距和模数 205.3.4几何尺寸计算 205.3.5验算A-C传动的接触强度和弯曲强度 225.3.6验算C-B传动大接触强度和弯曲强度 285.4传动装置运动参数的计算 295.4.1各轴转速计算 295.4.2各轴功率计算 305.4.3各轴扭矩计算 305.4.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.1） 30第6章传动轴的设计计算 326.1计算作用在齿轮上的力 326.2初步估算轴的直径 326.3轴的结构设计 326.3.1确定轴的结构方案 326.3.2确定各轴段直径和长度 336.3.3确定轴承及齿轮作用力位置 346.4绘制轴的弯矩图和扭矩图 346.5轴的计算简图 356.6按弯矩合成强度校核轴的强度 36第7章滚动轴承的选择与寿命计算 377.1轴承类型的选择 377.2按额定动载荷选择轴承 37第8章键的选择与强度验算 398.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算 398.1.1键的选择 398.2.2键的验算 398.2主轴（滚筒轴）与行星架联接键的选择与验算 408.2．1键的选择 408.2.2键的验算 408.3主轴与太阳轮联接键的选择与验算 418.3.1键的选择 418.3.2键的验算 418.4行星架与滚筒联接键的选择与验算 418.4.1键的选择 418.4.2键的验算 41第9章制动器的设计计算 439.1制动器的作用与要求 439.1.1制动器的作用： 439.1.2制动器的要求： 439.2制动器的类型比较与选择 439.3外抱带式制动器结构 449.4外抱带式制动器的几何参数计算 44第10章主要零件的技术要求 55第11章绞车的安装及安装调试 5611．1绞车的安装 5611．2绞车的安装调试 5611.3绞车的使用与操作 5611.3.1一般要求 5611.3.2操作前的注意事项 5611.3.3操作要求和操作方法 57第12章绞车的安全维护 5812.1绞车的安全 5812.2绞车的维护与保养 5812.3绞车的润滑 59小结 61致谢 63word文档可自由复制编辑第1章绪论1.1调度绞车的简介调度绞车是通过两级行星轮系及所采用的浮动机构完成绞车的减速和传动。通过控制电机的正反转及操纵两个刹车闸的不同刹紧状态实现绞车卷筒的正转、反转和停转，从而实现对重物的牵引、下放和停止三种工作状态。绞车是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备（见起重机械），又称卷扬机。绞车可以单独使用，也可作为起重、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。调度绞车是矿山生产系统中最常用的机电设备。绞车在工作过程中普遍存在的一个问题就是钢丝绳在绞车滚筒上缠绕不均,出现咬绳、压绳等现象。尤其是使用了一段时间后的旧钢丝绳,严重时钢丝绳只集中缠绕在滚筒的一侧进而跳出滚筒导致重大事故,对于牵引距离较长的绞车这个问题尤其突出。调度绞车的工作往往是间歇性的,当完成一次牵引任务绳段载荷去掉后,绳头呈自由状态,钢丝绳会因自身弹力作用使缠绕在滚筒上的钢丝绳松圈而出现乱绳现象,同样会影响绞车的正常工作。针对小绞车提升运输中出现的上述问题,研制开发适用于平巷以及巷道起伏。绞车有手动和电动两类。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。装配或提升重物用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。

绞车的运输可选用火车或汽车托运。可采用包装箱或敞车托运。若敞车托运应有防雨和固定设施，以防受潮湿和碰撞磕伤绞车。

绞车贮存应存放在干燥的无腐蚀性气体的库房内，露天存放应有防潮、防雨、防锈设施，以防绞车部件及面漆受损。绞车的基本结构见下图1.2用途及适用范围矿用调度绞车性能特点：具有隔爆性能、设计合理、操作方便。JD系列调度绞车，主要用于煤矿井下和其他矿山在倾角度小于30度的巷道中拖运矿车及其它辅助搬运工作，也可用于回采工作面和掘进工作面装载站上调度编组矿车。本绞车严禁用于提升和载人。JD型绞车均用行星齿轮传动，绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、起动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低等特点。绞车的电气设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井。

JD型调度绞车的电气设备有两种，一种为防爆，另一种为非防爆的，前一种可用于有煤尘及瓦斯的矿井中。绞车的电机具有防爆性能，其他配套电器设备由用户自备，但必须选用上个月在有效期内的《矿用产品安全标志证书》的产品，以适用在有瓦斯（甲烷）及煤尘爆炸危险的矿井中使用。使用环境和工作条件1）环境温度为；环境相对湿度不超过；海拔高度以下。2）周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢和二氧化碳等不得超过《煤矿安全规程》中所规定的安全含量。1.3本文所做的基本工作1）设计完成主减速器装配图设计；2）完成主要传动组件、零件的工作图设计；3）设计完成总装配图的设计；4）编制主要零件的加工工艺；5）编写完成整体设计的计算说明书。第2章调度绞车的总体设计2.1设计参数最大牵引力：；容绳量：平均速度：2.2结构特征和工作原理绞车由下列主要部分组成。电动机、卷筒、行星齿轮传动装置、刹车装置和机座。绞车在结构上采用两级行星齿轮传动，分别布置在主轴的两端，主轴贯穿滚筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，电动机采用法兰盘固定在左支架上。绞车的传动系统见附图：图2.1JD─0.5型调度绞车传动系统图1─左侧行星轮架2─主轴3─右侧行星轮架JD-0.5型调度绞车采用两级行星齿轮传动，分别安装在滚筒的两侧，、、为左侧行星齿轮，、、为右侧行星齿轮。电动机轴上装有电机齿轮（太阳轮），它带动左侧行星齿架1上的行星齿轮旋转，由于电动机齿轮是固定旋转的，所以，行星齿轮除作自转外，还要围绕电动机齿轮公转，因此，带动左侧行星轮架1旋转，从而使固定在行星轮架上、通过滚筒中心的主轴2旋转，装在主轴上的齿轮（太阳轮）也旋转，于是带动右侧行星轮架3上的行星齿轮转动，此时有如下三种情况：1）如果将左侧制动闸刹住，右侧工作闸松开，此时滚筒被刹住，行星轮架3与滚筒相连接，也不旋转，行星齿轮不作公转只作自转，同时带动内齿轮空转（此为停止状态）；2）如果将左侧制动闸松开，右侧工作闸刹住，内齿轮停止不转，行星齿轮除作自转外，还要作公转，带动行星轮架3转动，滚筒与行星轮架相连接，也旋转起来，即可进行牵引（此为工作状态）；3）如果两侧闸都松开，行星轮架3呈浮动状态，牵引绳可以带动滚筒反向松绳（此为下放状态）。2.3电动机的选择已知：最大拉力：最低绳速：则：（2.1）根据传动方案图可得：总传动效率ηη=η111×η22=0.9911×0.972=0.84（2.2）式中：轴承的效率为0.99；行星轮传动的效率是0.972.3.2确定电动机的型号按公式（2.1）可计算出电动机的输出功率：电动机所需的额定功率与电动机输出功率之间有以下的关系：（2.3）其中：─用以考虑电动机和工作机的运转等外部因素引起的附加动载荷而引入的系数，取由式(2.2)可计算出额定功率：取整得同时，绞车井下使用，条件比较恶劣，要求电动机必须具有防爆功能，查《机械零件设计手册》，得到合适的电动机的型号：。其参数如下：额定功率；实际转速；；；；其外形尺寸：；电机中心高度：；电动机轴直径长度：。第3章滚筒及其部件的设计3.1钢丝绳的选择根据GB/T8918－1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d=（3.1）式中d－钢丝绳最小直径C－选择系数，取C=0.1S－钢丝绳最大静拉力N因为S=5KN,则由公式（3.1）可得：d=7.1查《矿井运输提升》表2-2（2）选择：绳股绳纤维芯，钢丝绳表面镀络。其主要参数如下：钢丝绳直径：钢丝直径：钢丝总断面面积：参考重力：钢丝绳公称抗拉强度：钢丝破断拉力总和：3.2滚筒的设计计算3.2.1滚筒直径（3.2）式中，─钢丝绳直径，则：取3.2.2滚筒宽度滚筒的宽度直接影响到最终产品的宽度，因此它的宽度必然要有最大值的限制，即不能太宽。滚筒的宽度太窄的话，那么与减速器装配起来后，就会显得不协调。所以滚筒的宽度不能随便确定，而最好是在画图的过程中把它定下来，这样有利于整体的配合。让人看起来协调、美观、大方。根据总装图，最终定下来的滚筒宽度为。3.2.3滚筒的外径已知滚筒的容绳量是150mm，根据以上设计可知，缠绕的圈数是每一圈的长度是∴钢丝绳的缠绕层数为（层）则:滚筒的外径：（3.3）式中，─为钢丝绳直径，∴取外径，可算出转速。转速第4章行星齿轮传动概论行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动,而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。4.1行星齿轮传动的定义一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线回转的齿轮传动。行星轮既绕自身的轴线回转,又随行星架绕固定轴线回转。太阳轮、行星架和内齿轮都可绕共同的固定轴线回转，并可与其他构件联结承受外加力矩，它们是这种轮系的三个基本件。三者如果都不固定，确定机构运动时需要给出两个构件的角速度，这种传动称差动轮系；如果固定内齿轮或太阳轮，则称行星轮系。通常这两种轮系都称行星齿轮传动。4.2行星齿轮传动符号在行星齿轮传动中较常用的符号如下。——转速，以每分钟的转数来衡量的角速度，。——角速度，以每秒弧度来衡量的角速度，。——齿轮a的转速，。——内齿轮b的转速，。——转臂x的转速，。——行星轮c的转速，。——内齿轮b与中心轮a的齿数比。——内齿轮b固定，即,中心轮a输入，转臂x输出时的行星齿轮传动的传动比。第5章减速器的设计5.1总传动比及其分配5.1.1总传动比(5.1)式中，为电动机转速为滚筒转速在行星齿轮传动中，行星轮数目越多越容易发挥其优势，但是数目过多又会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围，因而在设计行星齿轮传动时，通常采用3个或者4个，在本次设计中取行星轮的数目为3。因为行星轮数目，传动比范围只有，故选用两级行星齿轮传动机构。5.1.2传动比分配根据《机械设计手册单行本》图13-5-7并查表得Ⅰ=5.1那么低速级传动比。（5.2）5.2高速级计算5.1.1齿轮的齿数根据《减速器和变速器设计与选用手册》表1.6-6NGW型行星齿轮传动的齿数组合可得各齿轮齿数ZA=20,ZC=31,ZB=82。5.2．2变位方式及变位系数的选择在渐开线行星齿轮传动中，合理采用变位齿轮可以获得如下效果：获得准确的传动化，改善啮合质量和提高承载能力，在保证所需传动比前提下得到合理的中心距，在保证装配及同心等条件下使齿数的选择具有较大的灵活性。变位齿轮有高变位和角变位。高变位主要用于消除根切和使相啮合齿轮的滑动比及弯曲强度大致相等。角变位主要用于更灵活地选择齿数，拼凑中心距，改善啮合特性及提高承载能力。根据实际情况本文选择高变位。由于，由《机械零件设计手册》可知选择和按图13-5-4及图13-5-5确定。查得，5.2.3按接触强度初算A-C传动的中心距和模数输入转矩Ⅰ()（5.3）因传动中有一个或两个基本构件浮动动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，所以取载荷不均匀系数在一对A-C传动中，小齿轮（太阳轮）传递的扭矩TAⅠ=（5.4）全面硬齿面的外啮合，在对称，中等冲击载荷时：精度采用8-7-7GB/T100951-2001。使用的综合系数考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取。齿数比（5.5）太阳轮和行星轮的材料用40Cr钢表面的影响系数。调质处理后HBS240285，取。齿宽系数（GB10098—88）线偏斜可以忽略因齿面硬度HB>350，则取。(5.6)由公式(5)可计算出中心距（内啮合用“－”号）:求模数（5.7）取模数（渐开线齿轮标准模数（GB1357-87）），则实际中心距（5.8）2）计算C-B传动的中心距实际中心距：（5.9）5.2.4几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算A、C、B三轮的集合尺寸。1）分度圆直径（5.10）（5.11）（5.12）2）齿顶高mm（5.13）（5.14）式中（5.15）则3）齿根高（5.16）（5.17）（5.18）4）齿高(5.19)(5.20)4.65+3.85=8.5mm(5.21)5)齿顶圆直径(5.22)(5.23)(5.24)6)齿根圆直径(5.25)(5.26)(5.27)7）齿宽：查《机械设计手册》表13-1-79,即：齿宽系数的推荐范围表。查表得：，取太阳轮齿宽：；行星轮齿宽：取；内齿轮齿宽：。5.2.5验算A-C传动的接触强度和弯曲强度1）动载系数和速度系数动载系数和速度系数按齿轮相对于行星架的圆周速度，查图13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84计算)和图13-1-28(或按表13-1-107计算)求出。查看《机械设计手册》。和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度：(5.28)动载系数是用来考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿形误差而引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。对于圆柱齿轮传动，可取也可用公式算出：(5.29)速度系数由《机械设计手册单行本》中图13-1-28查得2）齿向载荷分布系数、对于不重要的行星齿轮行动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数、可用《机械设计手册》的传动齿轮第一章来确定；对于重要的行星齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时：(5.30)接触强度计算时：(5.31)式中和——齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度对及的影响系数（图13-5-12）;查看《机械设计手册》——齿宽和行星轮数目对和的影响系数。对于圆柱直齿或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，因而使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时，值由图13-5-13查取。查看《机械设计手册》(5.32)由图13-5-13查得：由图13-5-12查得：，弯曲强度计算时：接触强度计算时：如果NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于时，可取。可见算出来的数值有点偏高。3）求齿间载荷分配系数及先求端面重合度：(5.33)式中则因为是直齿齿轮，总重合度节点区域系数：(5.34)式中其中∴弹性系数：(5.35)接触强度计算的重合度系数：(5.36)接触强度计算的螺旋角系数：(5.37)接触强度计算的寿命系数：因为当量循环次数，则。最小安全系数：取=1润滑剂系数，考虑用N46机械油作为润滑冷却剂，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面工作硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数：=14）A-C传动接触强度验算计算接触应力：(5.38)许用接触应力：(5.39)其强度条件：则(5.40)计算结果，A-C接触强度通过。用40Cr钢（40MnB钢）调质后表面淬火，安全可靠。5）A-C传动弯曲强度验算齿根应力为：(5.41)式中，——齿形系数，考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数可查表6-5《机械设计》课本。——应力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮应力修正系数可查表6-5《机械设计》课本。——重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数，相啮合的大、小齿轮，由于其齿数不同，两轮的和不相等，故它们的弯曲应力一般是不相等的，而且，当大、小齿轮的材料及热处理不同时，其许用应力也不相等，所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。由表6-5查得：小轮：大轮：小轮：大轮：重合度系数式中，——螺旋角系数；因为是直齿轮，所以取=1由公式(5.41)计算：考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力由强度条件即则(5.42)式中，——弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，，取由公式(5.42)计算出齿根最大应力：由《机械设计》课本查取：40Cr调质、表面淬火。A-C传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。5.2.6验算C-B传动大接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-B传动为内啮合，，所以2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由，，即：式中，——接触强度计算的最小安全系数，通常取则45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即由强度条件得45号钢调，所以C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。5.3低速级计算5.3.1配齿计算由高速级计算得，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。各齿轮按公式进行配齿计算，计算中根据并适当调整，使c等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使整数。则5.3.2变位方式及变位系数的选择和按图13-5-4及图13-5-5确定。选《机械零件设计手册》由于，故查得，5.3.3按接触强度初算A-C传动的中心距和模数低速级输入扭距：因传动中有一个或两个基本构件浮动动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，所以取载荷不均匀系数。在一对A-C传动中，小齿轮（太阳轮）传递的扭矩全面硬齿面的外啮合，在对称，中等冲击载荷时：精度采用8-7-7GB/T100951-2001。使用的综合系数。考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取。齿数比太阳轮和行星轮的材料和高速级一样，改用40Cr调质处理，齿面硬度HRS240285，取。齿宽系数（GB10098—88）线偏斜可以忽略因齿面硬度HB>350，则取。按接触强度初算中心距公式：计算中心距（内啮合用“－”号）:求模数1）计算A-C传动的实际中心距和啮合角取模数（渐开线齿轮标准模数（GB1357-87）），则实际中心距因为直齿轮高变位，则所以啮合角2）计算C-B传动的中心距和啮合角实际中心距：5.3.4几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算A、C、B三轮的集合尺寸。1）分度圆直径2）齿顶高式中，。3）齿根高4）齿高5）齿顶圆直径6）齿根圆直径7）齿宽：查《机械设计手册》表13-1-79,即：齿宽系数的推荐范围表。查表得：，取太阳轮齿宽：取；行星轮齿宽：取；内齿轮齿宽：。5.3.5验算A-C传动的接触强度和弯曲强度1）动载系数和速度系数动载系数和速度系数按齿轮相对于行星架的圆周速度，查图13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84计算和图13-1-28(或按表13-1-107计算)求出。查看《机械设计手册》和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度：动载系数是用来考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿形误差而引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。对于圆柱齿轮传动，可取也可用公式算出：取；速度系数由《机械设计手册》查得2）齿向载荷分布系数、对于不重要的行星齿轮行动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数、可用《机械设计手册》的传动齿轮第一章来确定；对于重要的行星齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时：接触强度计算时：式中，和——齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度对及的影响系数（图13-5-12）;查看《机械设计手册》——齿宽和行星轮数目对和的影响系数。对于圆柱直齿或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，因而使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时，值由图13-5-13查取。查看《机械设计手册》如果NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于时，可取。由图13-5-13查得：由图13-5-12查得：，弯曲强度计算时：接触强度计算时：NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于1时，可取。因此可见算出来的数值有点偏高。3）求齿间载荷分配系数及先求端面重合度：式中则因为是直齿齿轮，总重合度节点区域系数：式中，∴弹性系数：接触强度计算的重合度系数：接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数：因为当量循环次数，则。最小安全系数：取=1润滑剂系，考虑用N46机械油作为润滑冷却剂，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面工作硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数：=14）A-C传动接触强度验算计算接触应力：许用接触应力：其强度条件：则计算结果，A-C接触强度通过。用40Cr钢（40MnB钢）调质后表面淬火，安全可靠。5）A-C传动弯曲强度验算齿根应力为：式中，——齿形系数，考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数可查表6-5《机械设计》课本。——应力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮应力修正系数可查表6-5《机械设计》课本。——重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数，相啮合的大、小齿轮，由于其齿数不同，两轮的和不相等，故它们的弯曲应力一般是不相等的，而且，当大、小齿轮的材料及热处理不同时，其许用应力也不相等，所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。表6-5查得：小轮：大轮：小轮：大轮：重合度系数式中，——螺旋角系数；因为是直齿轮，所以取=1考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力：由强度条件，即则式中，——弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，，取由《机械设计》课本查取：40Cr调质、表面淬火。A-C传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（参考图6-3查取）5.3.6验算C-B传动大接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-B传动为内啮合，，所以2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由，，即式中，——接触强度计算的最小安全系数，通常取则45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即由强度条件，得45号钢调，所以C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。5.4传动装置运动参数的计算5.4.1各轴转速计算高速级行星架轴转速：主轴转速：由于主轴和行星架是是通过键连接在一起的，故低速级行星架轴转速：5.4.2各轴功率计算高速级行星架轴功率：主轴功率：低速级行星架轴功率：PⅢ式中，轴承的效率为；两级行星轮系传动效率为。5.4.3各轴扭矩计算高速级行星架轴扭矩：主轴扭矩：低速级行星架轴扭矩TⅢ=5.4.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.1）表5.1各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电机轴14403.5723.2高速级行星架轴282.3533.36113.6455.10.98主轴282.3533.36113.6455.10.98低速级行星架轴63.73.16473.7524.43330.98卷筒轴63.73.16473.75210.98第6章传动轴的设计计算6.1计算作用在齿轮上的力轴的转矩输出轴上太阳轮分度圆直径圆周力径向力轴向力各力方向如图6.2和图6.3所示。6.2初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响根据轴的材料查得则取6.3轴的结构设计6.3.1确定轴的结构方案左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。齿轮和右轴承从轴的右端装入，轴承左侧靠轴肩定位，太阳轮两边靠左右轴承定位。最右侧两轴承靠轴套和弹性挡圈定位，最右端轴承靠圆螺母以定位。轴的结构如图6.1所示。图6.1轴的结构图6.3.2确定各轴段直径和长度eq\o\ac(○,1)段轴和转臂是通过键联接起来的。转臂的毂孔长度为，为了使轴和转臂运行更加安全，所以用螺钉把它们联接在一起。故其长度比毂孔长度短30毫米，则，。eq\o\ac(○,2)段为了便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T276-94，暂选滚动轴承型号为6212，,其宽度。采用密封的方式，则该轴段长度。eq\o\ac(○,3)段轴承是以轴肩来定位的。所以轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，则该轴段直径，长度。eq\o\ac(○,4)段，故该轴段直径,长度。eq\o\ac(○,5)段轴承是以轴肩来定位的。所以轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，则该轴段直径，长度。eq\o\ac(○,6)段为了便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T276-94，暂选滚动轴承型号为6212，,其宽度。采用密封的方式，则该轴段长度。eq\o\ac(○,7)段齿轮的宽度为，轮毂长度，为了便于定位，取轴段长度；为了便于轴承拆卸，，取轴段直径。eq\o\ac(○,8)段查GB/T276-94，暂选滚动轴承的型号6309，,并其宽度。用2个滚动轴承支承轴，为使轴承运行平稳，选用圆螺母固定轴端，圆螺母能够承受大轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，会降低轴的疲劳强度。查GB/T6170-2000，暂选螺母M45.轴段长度。则该轴段长度。6.3.3确定轴承及齿轮作用力位置各力方向如图6.2和6.3和轴的结构图所示，先确定轴承支点位置，查6212轴承，其支点尺寸，因此轴的支承点到另一个轴的支承点距离，，，，，。6.4绘制轴的弯矩图和扭矩图图6.2滚筒的受力简图图6.3轴的计算简图6.5轴的计算简图1）求轴承反力水平面，，，垂直面，，，2）求齿宽中点处弯矩水平面，，垂直面，合成弯矩，，扭矩弯矩图、扭矩图如图6.3所示。6.6按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩当量弯矩图如图6.3所示。轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用应力轴的应力为该轴满足强度要求。第7章滚动轴承的选择与寿命计算7.1轴承类型的选择选择滚动轴承的类型与多种因素有关，通常根据下列几个主要因素。1）允许空间。2）载荷大小和方向。例如既有径向又有轴向的联合载荷一般选用角接触轴承或圆锥滚子轴承，如径向载荷大，轴向载荷小，可选深沟球轴承和内外圈都有挡边的圆柱滚子轴承，如同时还存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的情况，可选用调心球轴承、调心滚子轴承；如轴向载荷大，径向载荷小，可选用推力角接角球轴承、推力圆锥滚子轴承，若同时要求调心性能，可选推力调心滚子轴承。3）轴承工作转速。4）旋转精度。一般机械均可用G级公差轴承。5）轴承的刚性。一般滚子轴承的刚性大于球轴承，提高轴承的刚性，可通过“预紧”，但必须适当。6）轴向游动。轴承配置通常是一端固定，一端游动，以适应轴的热胀泠缩，保证轴承游动方式，一是可选用内圈或外圈无挡过的轴承，另一种是在内圈与轴或者外圈与轴承孔之间采用间隙配合。7）摩擦力矩。需要低摩擦力矩的机械（如仪器），应尽量采用球轴承，还应避免采用接触式密封轴承。8）安装与拆卸。装卸频繁时，可选用分离型轴承，或选用内圈为圆锥孔的、带紧定套或退卸套的调心滚子轴承、调心球轴承。7.2按额定动载荷选择轴承选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速，预先确定一个适当的使用寿命（用工作小时表示），再进行额定动载荷和额定静载荷的计算。各类机械所需轴承使用寿命的推荐值见表7.1：表7.1轴承使用寿命的推荐值使用条件使用寿命/h不经常使用的仪器和设备3003000短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械、农业机械、装配吊车、自动送料装置30008000间断使用的机械，中断使用将引起严重后果，如发电站辅助设备、流水作业的传动装置、带式输送机、车间吊车800012000每天8h工作的机械、但经常不是满载荷使用，如电机、一般齿轮装置、压碎机、起重机和一般机械1000025000每天8h工作，满载荷使用，如机床、木材加工机械、工程机械、印刷机械、分离机、离心机200003000024h连续工作的机械，如压缩机、泵、电机、轧机齿轮装置、纺织机械400005000024h连续工作的机械、中断使用将引起严重后果，如纤维机械、造维机械、造纸机械、电站主要设备给排水设备、矿用通风机100000由于调度绞车属于短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果。所以使用寿命为30008000。第8章键的选择与强度验算一般平键的选用步骤如下：（1）根据轴径d键的标准，得到键的截面尺寸；（2）根据轮毂宽度B，查键的标准，在键长度系列中选择适当的键长L；（3）验算其强度。若发现强度不足时，可通过适当增大键的工作长度或改用双键等方法调整，直到满足条件为止。平键联接可能的失效形式有：eq\o\ac(○,1)静联接时，键、轴槽和轮毂槽中较弱零件的工作面可能被压溃；eq\o\ac(○,2)动联接时，工作面出现过度磨损；eq\o\ac(○,3)键被剪断。实际上，平键联接最易发生的失效形式通常是压溃和磨损，一般不会发生键被剪断的现象（除非有严重过载）。因此，平键联接的强度计算一般只需进行挤压强度或耐磨性计算。8.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算8.1.1键的选择根据电动机的规格，电机轴的输入直径为。查普通平键（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），键的规格为键AGB/T1096-2003，即：，，。8.2.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件(8.1)式中，——转矩，；——轴径，；——键的高度，；——键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；——许用挤压应力，，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故符合要求。8.2主轴（滚筒轴）与行星架联接键的选择与验算8.2．1键的选择主轴的输入直径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键AGB/T1096-2003，即：，，。8.2.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件式中，——转矩，；——轴径，；——键的高度，；——键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；——许用挤压应力，，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求8.3主轴与太阳轮联接键的选择与验算8.3.1键的选择太阳轮处的轴径为50mm。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键AGB/T1096-2003，即：，，。8.3.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件式中，T—转矩，；——轴径，；——键的高度，；——键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；——许用挤压应力，，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求8.4行星架与滚筒联接键的选择与验算8.4.1键的选择行星架的外径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键BGB/T1096-2003，即：，，。8.4.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件式中，T—转矩，；——键的高度，；——键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；——许用挤压应力，，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求。但考虑到安全,所以采用双键,并按布置。第9章制动器的设计计算制动器的工作是以关掉电动机电源为前提的。因此，制动的实质就是由外力所产生的摩擦阻力矩来克服机器的惯性力矩。在这里就是由外力产生的摩擦阻力矩来克服机械传动以及负载的惯性力矩。9.1制动器的作用与要求9.1.1制动器的作用：1）在绞车停止工作时，能可靠的刹住绞车，并继续保持这种制动状态，即正常停车制动。2）在发生紧急情况时，能迅速而合乎要求的刹住绞车，即安全制动。9.1.2制动器的要求：1）安全、可靠；2）动作迅速、有效；3）结构简单、重量轻、尺寸小；4）安装、使用及维护方便。9.2制动器的类型比较与选择9.2.1制动器的类型有：1）带式制动器；2）抱闸式制动器；3）盘式制动器。9.2.2制动器的选择带式制动器在非工作状态时，为了消除制动带与制动轮之间的摩擦，必须置有制动带的张紧结构，在此不可取；至于盘式制动器，最宜工作于制动轮的端部，且结构复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间，不宜采用盘式制动器。因此我们采用抱闸式制动器。另外，绞车工作在井下，要具备防爆功能。若用电力制动，必须配置防爆电器，这样会使结构复杂化。同时提高了成本，因此我们不用电力制动。同时，绞车为纯机械式的，也不宜用液压制动，也省去一整套液压系统，有利于结构的简单化，降低成本。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360°。与带式制动器相比，其制动轴不受弯矩力影响，占用空间小，制动所需外力小，非常适合于手动操作的小型设备制动中。9.3外抱带式制动器结构外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运输机械中，其结构见下图9.1。在图9.1中，手把（件1）是用来操纵制动带进行制动或松开制动带的。止动板的作用是当制动带在抱紧动轮时，制止整个制动器随制动一起转动；还起着当制动器松开后，制动带与制动轮之间最小退距的调整作用。调节螺栓（件3）的作用是调节制动带与制动轮的抱紧程度及因制动带磨损而造成制动力矩下降。两个调节螺母（件8）的作用是与调节螺栓一起相配合来调节制动力矩，并在当制动力矩调整合适后，把调节螺栓与框架（件9）紧固成一体。制动器（件11）与钢带（件12）之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座（件4）及丁字板（件7）与钢带（件12）之间是用钢制铆钉铆接在一起，其目的是为了增加坚固性。图9.1外抱带式制动器结构图9.4外抱带式制动器的几何参数计算1）根据制动带磨损量确定起始角值（见图9.2）图9.2（1）有关极限磨损量的概念当制动带磨损到值后，制动带两端相互接触（即图9.2中的），此时，因制动带抱紧力无法再调紧，而使制动带制动失效，也即此制动带寿命终止，此时的值就称为制动带的极限磨损量，它是外抱带式制动器设计中的一个很重要的概念。（2）确定值设为制动带磨损值后的内径，则有，将代入前式后整理可得(9.1)我们取代入(9.1)式可得：（3）确定起始角由图9.2可知2）初步确定角度值（见图9.3）图9.3由于值的大小影响着制动机构的销座孔之间距离大小，从而也影响着机构受力状态的好坏及制动带与制动轮贴合的紧密程度，并且值大小还决定着调节螺栓的长度。故应先初步确定一个值，以便于计算程序的进行，待调节螺栓的长度确定后，再利用公式最后确定值。这样，算出的结果不但使结构紧凑，而且也使构件受力处于较佳状态。初步确定的值一般推荐在之间，取。3）初步确定值（见图9.4）图9.4值在决定调节螺栓长度时，其作用与角相同，为了便于计算程序的进行，也需先初步确定其数值，等调节螺栓的长度确定后，再最后确定其所需值。值由下式确定：(9.2)(9.3)(9.4)(9.5)(9.6)式中，——销座孔中心高，——销座底板厚度，——钢带厚度，取——制动带厚度，——框架板厚度，（见图9.8）——螺栓的螺纹大径，取将代入(9.5)式可求得：，取将代入式(9.6)可求得：，取将代入式(9.4)可求得：，取将代入式(9.3)可求得：，取将、、及代入式(9.2)可求得：4）制动状态下的孔距计算（见图9.5）图9.5由式，推得5）确定松开制动带后的制动带内径假设松开制动带后，制动带的内径与制动轮外径仍是同心圆，即(9.7)式中，——平均退距，查得将代入(9.7)可求得：6）确定最小退距（见图9.6）图9.6由于销座与制动钢带之间一般是用铆钉铆接，钢性大，当松开制动带后，销座处的退距最小，甚至还处在接触状态，为了使处于松开状态的制动带不与制动轮相接触，应使处于松开状态的制动带内径中心高于制动轮中心一个值，即使是在制动带达到磨损报废极限时值也应该大于零。制动器的最小退距查得。7）确定值（见图9.6）由图9.6可知：，则8）求松开状态下的制动带销座孔距角（1）确定值（见图9.5）（2）求角（见图9.6）9）求松开状态下的销座孔距由图9.6可知：10）求调节螺栓长度及螺纹工作长度图9.7（1）求由图9.7可知：（2）求角由图9.2和9.7可知：（3）求当时，即制动带磨损到了极限磨损量值（制动带已达到报废时期）。在图9.7中，则（4）求（见图9.8）图9.8设，则取（5）求（见图9.8）11）校核在求出螺栓的长度及螺纹工作长度后，必须进行校核，使之满足下列等式：(9.8)式中，——螺母厚度，——框架板厚度，——螺栓螺距，由于,所以满足条件。12）求铰链节点距离（见图9.9）图9.9由图9.9a)可知：，由图9.9b)可知：，故：13）确定制动手把长度取14）求框架内腔长度（见图9.8）15）说明事项（1）调节螺栓只起到调整和恢复制动带与制动轮之间因制动带磨损而引起的制动力下降之作用。（2）决定着平均退距大小。第10章主要零件的技术要求1)行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度来确定。通常与普通定轴齿轮传动的齿轮精度相当或稍高。一般情况下，齿轮精度应不低于8-7-7级。对于中、低行星齿轮传动其太阳轮和行星轮精度不低于5级，内齿轮精度不低于6级。齿轮精度的检验项目及极限偏差应符合GB/T10095-1988《渐开线圆柱齿轮精度》的规定。2）齿轮副的侧隙齿轮啮合侧隙一般应比定轴齿轮传动稍大，并以此计算出齿厚或公法线平均长度的极限偏差，再圆整到GB/T10095-1988所规定的偏差代号所对应的数值。3）齿轮联轴器的齿轮精度一般取8级，其侧隙应稍大于一般定轴齿轮传动。由于行星轮的偏心误差对浮