1、 . . . 礦用調度絞車的設計摘 要調度絞車是礦山生產系統中最常用的機電設備，主要用于煤礦井下和其他礦山在傾角度小于30度的巷道中拖運礦車與其它輔助搬運工作，也可用于回采工作面和掘進工作面裝載站上調度編組礦車。在設計過程中根據絞車牽引力選擇電動的型號以與鋼絲繩的直徑，選擇后驗證速度是否與設計要求速度一致，根據要求設計絞車是通過兩級行星輪系與所采用的浮動機構完成絞車的減速和傳動，其兩級行星齒輪傳動分別在滾筒的兩側，從而根據設計要求確定行星減速器的結構和各個傳動部件的尺寸，根據滾筒的結構形式選擇制動裝置為帶式制動，并對各個設計零部件進行校核等等。絞車通過操縱工作閘和制動閘來實現絞車卷筒的正轉和停

2、轉，從而實現對重物的牽引和停止兩種工作狀態。設計中絞車部各轉動部分均采用滾動軸承，運轉靈活。JD-0.5型調度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩、操作靈活、制動可靠、噪音低以與隔爆性能、設計合理、操作方便，用途廣泛等特點。關鍵詞：調度絞車； 帶式制動；行星輪系ABSTRACTMine production Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine

3、and other mines in the dumping of less than 30 degrees angle of the roadway in the haulage mine car handling and other auxiliary work, can also be used for mining and tunneling Face loading station on the scheduling grouping tramcar. In the design process in accordance with electric winch traction c

4、hoose the type and the diameter of wire rope, after the choice of whether or not verify the speed consistent with the design requirements of speed, according to winch was designed by two rounds of the planet and used by the body floating completion of the slowdown and drive winch , The two planetary

5、 gear transmission in the drum on both sides, in accordance with design requirements so as to determine the structure and planetary reducer in various parts of the drive size, according to choose the form of the structure of drum brakes for the belt brake, and various design Parts and components for

6、 checking and so on. Winch through the manipulation of gates and brake drum gates to achieve the winch is to turn and stop, thus realizing the weight of traction and the suspension of the two working condition. Winch in the design of the internal rotation of the rolling bearings are used, flexible o

7、peration. JD-0.5 to Dispatching winch used planetary gear transmission, the winch is compact, rigid and efficient, easy to install mobile, starting a smooth, flexible operation, the brake reliable, low noise and flameproof performance, design reasonable, easy to operate, such as extensive use Charac

8、teristics.Keywords：Scheduling winch; Belt braking; Round of the planet.77 / 83目錄緒論11 調度絞車的總體設計31.1設計參數31.2結構特征與工作原理31.3選擇電動機51.3.1電動機輸出功率的計算51.3.2確定電動機的型號62 滾筒與其部件的設計72.1鋼絲繩的選擇72.2滾筒的設計計算82.2.1滾筒直徑82.2.2滾筒寬度82.2.3滾筒的外徑83 減速器設計103.1總傳動比與傳動比分配103.1.1總傳動比103.1.2傳動比分配103.2高速級計算123.2.1配齒計算123.2.2變位方式與變位系

9、數的選擇133.2.初算傳動的中心距和模數143.2.4幾何尺寸計算163.2.5驗算傳動的接觸強度和彎曲強度183.2.6驗算傳動接觸強度和彎曲強度233.3低速級計算243.3.1配齒計算243.3.2變位方式與變位系數的選擇253.3.3初算太陽輪行星輪傳動的中心距和模數263.3.4幾何尺寸計算283.3.5驗算接觸強度和彎曲強度303.3.6驗算大接觸強度和彎曲強度353.4傳動裝置運動參數的計算373.4.1各軸轉速計算373.4.2各軸功率計算373.4.3各軸扭矩計算383.4.4各軸轉速 功率 扭矩列表384 傳動軸的設計計算394.1計算作用在齒輪上的力394.2、初步估算

10、軸的直徑394.3軸的結構設計404.3.1確定軸的結構方案404.3.2確定各軸段直徑和長度404.3.3確定軸承與齒輪作用力位置414.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖424.5軸的計算簡圖444.6按彎矩合成強度校核軸的強度445 滾動軸承的選擇與壽命計算465.1基本概念與術語465.2軸承類型選擇475.3按額定動載荷選擇軸承486 鍵的選擇與強度驗算506.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算506.1.1鍵的選擇506.1.2鍵的驗算516.2主軸（滾筒軸）與行星架聯接鍵的選擇與驗算516.2.1鍵的選擇516.2.2鍵的驗算516.3主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算526.3.1鍵的選擇5

11、26.3.2鍵的驗算526.4行星架與滾筒聯接鍵的選擇與驗算536.4.1鍵的選擇536.4.2鍵的驗算537 制動器的設計計算557.1制動器的作用與要求557.1.1制動器的作用557.1.2制動器的要求557.2制動器的類型比較與選擇557.2.1制動器的類型557.2.2制動器的選擇567.3外抱帶式制動器結構567.4外抱帶式制動器的幾何參數計算578 主要零件的技術要求698.1對齒輪的要求698.1.1齒輪精度698.1.2對行星輪制造方面的幾點要求698.1.3齒輪材料和熱處理要求70小結71參考文獻72致73緒論我國調度絞車的生產經歷了仿制和自行設計兩個階段。50年代測繪仿制

12、了日本、聯的各型絞車。1958年后，聯DJ14.5型和日本齒輪相繼淘汰。1960年對調度絞車進行了方案整頓，型號用DJ表示，保留了DJ4.5、DJ11.4型兩種規格。從1964年開始自行設計了調度絞車，已投入批量生產。結構為多行星齒輪轉動，結構緊湊，體積小，重量輕，操作簡單，搬運方便，適于礦山井下使用。近幾年各廠加強了新產品的研制工作，對產品的結構進行了很大的改進和創新，在提高壽命、降低噪聲方面取得了一定的效果。調度絞車在國外使用也很普遍，生產廠家也很多。根據目前收集到的資料，、法、美、英、波、捷、匈、羅、加拿大、丹麥、瑞典等國家都在制造絞車，有國家從三十年代就已生產。種類繁多，規格較多，拉力

13、小到100kg，大到3600kg。動力有電動、液動和風動。工作機構有單筒、雙筒和摩擦式。傳統形式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線傳動等。其中用行星齒輪傳動的比較多。縱觀國外調度絞車的發展概況，其發展趨勢有以下幾個特點：1）向標準化、系列化方向發展；2）向體積小、重量輕、結構緊湊方向發展；3）向高效、節能方向發展；4）向壽命長、低噪音方向發展；5）向一機多能，通用化方向發展；6）向大功率方向發展； 7）向外形簡單、平滑、美觀大方方向發展。當前我國調度絞車還存在一些不足之處。主要是壽命、噪音、可靠性等綜合性技術指標與國外有差距。由于我國尚不具備測試手段，是壽命

14、無法考核，噪聲也比較大，目前還不能達到環保衛生部門的要求。在可靠性方面，目前尚無要求。這些反映了我國的產品質量還存在一定差距。所以我國還需要加強對調度絞車這個學科的建設，努力完善各方面測試手段與性能要求。作為一名機械專業的本科畢業生，針對國外礦用調度絞車的發展現狀，本文選題礦用調度絞車設計。采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。絞車的電氣設備具有防爆性能，可用于有煤塵與瓦斯的礦井。 本文所做的基本工作：1）設計完成總體裝配圖設計；2）設計完成主減速器裝配圖設計；3）完成主要傳動組件、零件的工作圖設計；4）編寫完成整體設計計

15、算說明書。1 調度絞車的總體設計1.1設計參數最大牽引力：6KN；容繩量：平均速度：1.2結構特征與工作原理絞車由下列主要部分組成。電動機、滾筒、行星齒輪傳動裝置、剎車裝置和機座。在結構上采用兩級行星齒輪傳動，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，電動機采用法蘭盤固定在左支架上。絞車的傳動系統見附圖：圖1-1 JD0.5型調度絞車傳動系統圖1左側行星輪架 2主軸 3右側行星輪架JD-0.5型調度絞車采用兩級行星齒輪傳動，分別安裝在滾筒的兩側，、為左側行星齒輪，、為右側行星齒輪。電動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪），它帶動左側行星齒架1上的行星齒輪旋轉，由于電動

16、機齒輪是固定旋轉的，所以，行星齒輪除作自轉外，還要圍繞電動機齒輪公轉，因此，帶動左側行星輪架1旋轉，從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸2旋轉，裝在主軸上的齒輪（太陽輪）也旋轉，于是帶動右側行星輪架3上的行星齒輪轉動，此時有如下三種情況：1）如果將左側制動閘剎住，右側工作閘松開，此時滾筒被剎住，行星輪架3與滾筒相連接，也不旋轉，行星齒輪不作公轉只作自轉，同時帶動齒輪空轉（此為停止狀態）；2）如果將左側制動閘松開，右側工作閘剎住，齒輪停止不轉，行星齒輪除作自轉外，還要作公轉，帶動行星輪架3轉動，滾筒與行星輪架相連接，也旋轉起來，即可進行牽引（此為工作狀態）；3）如果兩側閘都松開，行星輪架3

17、呈浮動狀態，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態）。1.3選擇電動機1.3.1電動機輸出功率的計算已知：最大拉力：F=6KN 最低繩速：則： （1.1） 根據傳動方案圖1-1可得：總傳動效率式中： 軸承的效率為； 行星輪傳動效率為。1.3.2確定電動機的型號按公式(1.1)可計算出電動機的輸出功率：=4.2KW電動機所需的額定功率與電動機輸出功率之間有以下的關系： (1.2)其中：用以考慮電動機和工作機的運轉等外部因素引起的附加動載荷而引入的系數，取由式(1.2)可計算出額定功率： P=4.2KW，圓整取P=5.5KW。同時，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動機必須具有防爆功能，查機械零

18、件設計手冊，得到電動機的型號：YB2-132S-4。額定功率P=5.5KW,實際轉速；其外形尺寸：515×365×470；電機中心高度：；電動機軸直徑長度：28×80（mm）。2 滾筒與其部件的設計2.1鋼絲繩的選擇選擇鋼絲繩時，應根據使用條件和鋼絲繩的特點來考慮。我國提升鋼絲繩多用同向捻繩，至于是左捻還是右捻，我國的選擇原則是：繩的捻向與繩在卷筒上的纏繞螺旋線方向一致。我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻；多繩摩擦提升為了克服繩的旋轉性給容器導向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。由于調度絞車是用以調度車輛的一種絞車，常用于井下

19、采區、煤倉用裝車站調度室、牽引礦車，濕度較大，酸堿度很高，為了增加鋼絲繩的搞腐蝕能力，延長它的使用壽命。因此選擇鍍鋅鋼絲繩。因為鍍鋅以后，對于防腐蝕與防銹有很好的效果。鋼絲繩的安全系數取，則鋼絲繩所能承受的拉力需滿足以下的要求： 其中：則： 查礦井運輸提升表2-2（2）選擇：繩 股 繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡。其主要參數如下：鋼絲繩直徑： 鋼絲直徑：鋼絲總斷面面積：參考重力：鋼絲繩公稱抗拉強度：1550Mpa 鋼絲破斷拉力總和：2.2滾筒的設計計算2.2.1滾筒直徑式中，鋼絲繩直徑，則： 取 2.2.2滾筒寬度滾筒的寬度直接影響到最終產品的寬度，因此它的寬度不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，就會顯得

20、不協調。最好是在畫圖的過程中把它定下來，這樣有利于整體的配合。讓人看起來協調、美觀、大方。根據總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為。2.2.3滾筒的外徑滾筒的容繩量，我們設定為，據以上設計可知，每一層纏繞的圈數： 每一圈所纏繞的長度： 鋼絲繩的纏繞層數為則:滾筒的外徑：式中，為鋼絲繩直徑，取外徑，可算出最大速度。轉速由于，即可得，同已知的最高速度一樣，所以符合條件。3 減速器設計3.1總傳動比與傳動比分配3.1.1總傳動比 (3.1)式中，為電動機轉速 為滾筒轉速據滾筒與其部件設計，滾筒直徑則 所以，總傳動比在傳遞動力時,行星輪數目越多越容易發揮行星齒輪傳動的優點,但是行星數目的增加會使其載荷均衡困

21、難,而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的圍.因而在設計行星齒輪傳動時,通常采用 3個或4個,特別是3個行星輪。取行星輪的數目為3。因為行星輪數目，傳動圍只有，故選用兩級行星齒輪傳動機構。3.1.2傳動比分配多級行星齒輪傳動的傳動比分配原則是各級傳動之間等強度，并希望獲得最小的外廓尺寸，在兩級NGW型行星齒輪傳動中，用角標表示高速級參數，表示低速級參數。設高速級和低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度一樣，則；取行星輪數目；對于兩級NGW型行星齒輪傳動，可使低速級齒輪分度圓直徑與高速級齒輪分度圓直徑之比接近于，之比值用表示，通常令，并取；取載荷不均勻系數；取齒寬系數。兩級NGW型行星齒輪傳動的傳動比分配

22、可利用圖17.2-4機械設計手冊，圖中和分別為高速級與總的傳動比，可按下式計算式中 行星輪數目；齒寬系數；載荷不均勻系數見表17.2-16；查機械設計手冊接觸強度的齒向載荷分布系數； 動載系數；接觸強度的壽命系數；工作硬化系數；計算齒輪的接觸疲勞極限，取值查第16篇第2章。查機械設計手冊、的比值，可用類比法進行試湊，或取三項比值的乘積等于。取 如全部齒輪硬度，可取。由公式可計算出E值：再使用圖17.2-4機械設計手冊,即可查出NGW型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配，圖中和分別為高速級與總的傳動比，如果最后標得的值大于，則取。由圖17.2-4，查得那么低速級傳動比。3.2高速級計算3.2.1配齒計

23、算確定齒數應滿足的條件：行星齒輪傳動各齒輪齒數的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數的選擇，還須滿足其傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。通常電動滾筒中取行星輪數目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發揮不了行星齒輪傳動的優點，由于距可能達到的傳動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。各輪齒數按公式 進行配齒計算，計算中根據并適當調整，使等于整數，再求出，應盡可能取質數，并使整數。則 這些符合取質數，/整數，/整數，且與 無公約數，整數的NGW型配齒要求。3.2.2變位方式與變位系數的選擇在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果：獲得準確的傳動化、改善嚙合質量和提高承載能力，在保

24、證所需傳動比前提下得到合理的中心距、在保證裝配與同心等條件下使齒數的選擇具有較大的靈活性。常用行星齒輪傳動的變位方法與變位系數可按表13-5-13與13-5-4、圖13-5-5和圖13-5-6確定。參考機械零件設計手冊此行星齒輪傳動采用的變位方式為高變位；表13-5-13機械零件設計手冊詳細說明了高變位的系數的選擇的情況:（1） 太陽輪負變位，行星輪和齒輪正變位。即： 和按圖13-5-4與圖13-5-5確定。選機械零件設計手冊（2） 太陽輪正變位，行星輪和齒輪負變位。即：和按圖13-5-4與圖13-5-5確定。選機械零件設計手冊由于，故 查得，3.2.初算傳動的中心距和模數輸入轉距因傳動中有一

25、個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數。在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩 全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取。齒數比太陽輪和行星輪的材料用40Cr鋼表面的影響系數。調質處理后HBS240285，取。齒寬系數（GB1009888）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，則取。按接觸強度初算中心距公式： (3.2)由公式(3.2)可計算出中心距（嚙合用“”號）:求模數1）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數（漸開線齒輪標準模數（

26、GB1357-87），則實際中心距因為直齒輪高變位，則所以嚙合角2）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距：因為中心距變動系數，所以嚙合角。3.2.4幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算A、C、B三輪的集合尺寸。1）分度圓直徑2）齒頂高 式中 ；。3）齒根高 4）齒高 5）齒頂圓直徑6）齒根圓直徑7）齒寬： 查機械設計手冊表13-1-79,即：齒寬系數的推薦圍表。查表得：，取太陽輪齒寬： ； 行星輪齒寬： 取 ；齒輪齒寬：。3.2.5驗算傳動的接觸強度和彎曲強度1）動載系數和速度系數動載系數和速度系數按齒輪相對于行星架的圓周速度，查圖13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84計

27、算)和圖13-1-28(或按表13-1-107計算)求出。查看機械設計手冊。和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：動載系數是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節誤差、齒形誤差而引起的部附加動載荷對輪齒受載的影響。對于圓柱齒輪傳動，可取 取1.06速度系數由機械設計手冊查得2）齒向載荷分布系數、如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時，可取。另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。3）求齒間載荷分配系數與先求端面重合度：式中 則 因為是直齒齒輪，總重合度節點區域系數： 式中 彈性系數：接觸強度計算的重合度系

28、數：接觸強度計算的螺旋角系數：接觸強度計算的壽命系數：因為當量循環次數，則 。最小安全系數：取=1潤滑劑系數，考慮用N46機械油作為潤滑冷卻劑，取=0.93。粗糙度系數：取。 齒面工作硬化系數：取=1。接觸強度計算的尺寸系數：=14）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力：許用接觸應力：其強度條件：則 計算結果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調質后表面淬火，安全可靠。5）A-C傳動彎曲強度驗算齒根應力為： (3.3)式中，齒形系數，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的影響，與齒數、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪齒形系數可查表10-5機械設計課本。應力修正系數，考慮齒根過渡曲

29、線處的應力集中與其他應力對齒根應力的影響，與齒數、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪應力修正系數可查表10-5機械設計課本。重合度系數，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算為載荷作用在單齒對嚙合區上界點時齒根彎曲應力的系數，相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料與熱處理不同時，其許用應力也不相等，所以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。由表10-5查得：小輪： 大輪：小輪： 大輪：重合度系數式中，螺旋角系數；因為是直齒輪，所以取=1由公式(3.3)計算：考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻性，齒根最大應力由強

30、度條件 即 則 (3.4)式中，彎曲強度計算的最小安全系數，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數應大于接觸強度的安全系數，取公式(3.4)算出齒根最大應力：由機械設計課本查取：40Cr調質、表面淬火。A-C傳動改用材質后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查取）3.2.6驗算傳動接觸強度和彎曲強度1）根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為嚙合，所以 2）核算齒輪材料的接觸疲勞極限由，即：式中，:接觸強度計算的最小安全系數,通常 取 則 45號鋼調，則齒輪用45號鋼調質鋼，調質硬度，接觸強度符合要求。3）彎曲強度的驗算只對齒輪進行驗算，

31、計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即由強度條件 得45號鋼調，所以C-B傳動中的齒輪彎曲強度符合要求。3.3低速級計算3.3.1配齒計算由高速級計算得，由于距可能達到的傳動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。各輪齒數按公式 進行配齒計算，計算中根據并適當調整，使等于整數，再求出，應盡可能取質數，并使整數。則 這些條件符合取質數，/整數，/整數，且 與無公約數，整數的NGW型配齒要求，而且不是質數，以便于加工。速比誤差。3.3.2變位方式與變位系數的選擇在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果：獲得準確的傳動化、改善嚙合質量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合

32、理的中心距、在保證裝配與同心等條件下使齒數的選擇具有較大的靈活性。變位齒輪有高變位和角變位，兩者在漸開線行星齒輪傳動中都有應用。高變位主要用于消除根切和使相嚙合齒輪的滑動比與彎曲強度大致相等。角變位主要用于更靈活地選擇齒數，拼湊中心距，改善嚙合特性與提高承載能力。由于高變位的應用在某些情況下受到限制，因此角變位在漸開線行星齒輪傳動中更為廣泛的應用。常用行星齒輪傳動的變位方法與變位系數可按表13-5-13與13-5-4、圖13-5-5和圖13-5-6確定。參考機械零件設計手冊此行星齒輪傳動采用的變位方式為高變位；表13-5-13機械零件設計手冊詳細說明了高變位的系數的選擇的情況:1） 太陽輪負變

33、位，行星輪和齒輪正變位。即：和按圖13-5-4與圖13-5-5確定。選機械零件設計手冊 2） 太陽輪正變位，行星輪和齒輪負變位。即：和按圖13-5-4與圖13-5-5確定。選機械零件設計手冊 由于，故 查得，3.3.3初算太陽輪行星輪傳動的中心距和模數低速級輸入扭距：因傳動中有一個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數 。在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩 全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數。考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取。齒數比太陽輪和行星輪的材料和高速級一樣，改

34、用40Cr調質處理，齒面硬度HRS240285，取。齒寬系數（GB1009888）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，則取 。按接觸強度初算中心距公式：計算中心距（嚙合用“”號）:求模數1）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數（漸開線齒輪標準模數（GB1357-87），則實際中心距因為直齒輪高變位，則所以嚙合角2）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距：因為中心距變動系數，所以嚙合角。3.3.4幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算A、C、B三輪的集合尺寸。1）分度圓直徑2）齒頂高 式中，。3）齒根高 4）齒高 5）齒頂圓直徑6）齒根圓直徑7）齒寬：查機械設計手冊表13-1-79

35、,即：齒寬系數的推薦圍表。查表得：，取太陽輪齒寬: 取；行星輪齒寬: 取；齒輪齒寬:。3.3.5驗算接觸強度和彎曲強度1）動載系數和速度系數動載系數和速度系數按齒輪相對于行星架的圓周速度，查圖13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84計算和圖13-1-28(或按表13-1-107計算)求出。查看機械設計手冊和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：動載系數：是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節誤差、齒形誤差而引起的部附加動載荷對輪齒受載的影響。對于圓柱齒輪傳動，可取 取 ；速度系數由機械設計手冊查得2）齒向載荷分布系數、如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的

36、比值小于或等于時，可取。另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。3）求齒間載荷分配系數與先求端面重合度：式中 則 因為是直齒齒輪，總重合度節點區域系數： 式中，彈性系數：接觸強度計算的重合度系數：接觸強度計算的螺旋角系數：接觸強度計算的壽命系數：因為當量循環次數，則 。最小安全系數：取=1潤滑劑系，考慮用N46機械油作為潤滑冷卻劑，取=0.93。粗糙度系數：取。齒面工作硬化系數：取=1。接觸強度計算的尺寸系數：=14）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力：許用接觸應力：其強度條件： 則 計算結果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調

37、質后表面淬火，安全可靠。5）A-C傳動彎曲強度驗算齒根應力為：式中，齒形系數，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的影響，與齒數、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪齒形系數可查表10-5機械設計課本。應力修正系數，考慮齒根過渡曲線處的應力集中與其他應力對齒根應力的影響，與齒數、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪應力修正系數可查表10-5機械設計課本。重合度系數，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算為載荷作用在單齒對嚙合區上界點時齒根彎曲應力的系數，相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料與熱處理不同時，其許用應力也不相等，所

38、以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。表10-5查得：小輪： 大輪：小輪： 大輪：重合度系數式中，螺旋角系數；因為是直齒輪，所以取=1考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻性，齒根最大應力：由強度條件 ，即 則 (3.4)式中，:彎曲強度計算的最小安全系數，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數應大于接觸強度的安全系數，取由機械設計課本查取：40Cr調質、表面淬火。A-C傳動改用材質后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查取）3.3.6驗算大接觸強度和彎曲強度1）根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為嚙合，所以 2）核算齒輪

39、材料的接觸疲勞極限由，即式中，接觸強度計算的最小安全系數，通常 取則 45號鋼調，則齒輪用45號鋼調質鋼，調質硬度，接觸強度符合要求。3）彎曲強度的驗算只對齒輪進行驗算，計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即 由強度條件 ，得45號鋼調，所以C-B傳動中的齒輪彎曲強度符合要求。3.4傳動裝置運動參數的計算3.4.1各軸轉速計算高速級行星架軸轉速：主軸轉速： 由于主軸和行星架是是通過鍵連接在一起的，故低速級行星架軸轉速：式中，電動機轉動，；高速級傳動比；低速級傳動比。3.4.2各軸功率計算高速級行星架軸功率：主軸功率：低速級行星架軸功率：式中，軸承的效率為； 兩級行星輪系傳動效率為。注

40、:兩級行星輪的傳動比相等，并且它們之積為。3.4.3各軸扭矩計算高速級行星架軸扭矩：主軸扭矩：低速級行星架軸扭矩：3.4.4各軸轉速、功率、扭矩列表表3-1 各軸轉速、功率、扭矩列表軸 號轉 速輸出功率輸出扭矩傳動比效 率電機軸14403.523.2高速級行星架軸282.3533.328112.5615.10.98主軸282.3533.328112.5615.10.98低速級行星架軸63.73.13469.2544.43330.98卷筒軸63.73.13469.25410.984 傳動軸的設計計算4.1計算作用在齒輪上的力軸的轉矩輸出軸上太陽輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力各力方向如圖4-2和圖

41、4-3所示。4.2、初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調質處理，由式計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響，根據軸的材料查得則 取 4.3軸的結構設計4.3.1確定軸的結構方案左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩定位。齒輪和右軸承從軸的右端裝入，軸承左側靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。右側兩軸承靠套和彈性擋圈以定位，右端軸承靠圓螺母定位。軸的結構如圖4-1所示。圖4-1 軸的結構圖4.3.2確定各軸段直徑和長度段 軸和轉臂是通過鍵聯接起來的。轉臂的轂孔長度為，為了使軸和轉臂運行更加安全，所以用螺釘把它們聯接在一起。故其長度比轂孔長度短30毫米，則，。段 為便于裝拆軸承圈，且符合標準軸

42、承徑。查GB/T276-94，選滾動軸承型號為6212，,其寬度。采用密封的方式，則該軸段長度。段 軸承是以軸肩來定位的。所以軸肩的直徑，軸肩高度應滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長度。段 ，故該軸段直徑,長度。段 軸承是以軸肩來定位的。所以軸肩的直徑，軸肩高度應滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長度。 段 為了便于裝拆軸承圈，且符合標準軸承徑。查GB/T276-94，暫選滾動軸承型號為6212，,其寬度。采用密封的方式，則該軸段長度。段 齒輪的寬度為，輪轂長度，為便于定位，取軸段長度；為便于軸承拆卸，取軸段直徑。段 查GB/T276-94，暫選滾動軸承的型號6309，,并其寬度。用2個滾動軸承

43、支承軸，為使軸承運行平穩，選用圓螺母固定軸端，軸上螺紋處有較大的應力集中，會降低軸的疲勞強度。查GB/T6170-2000，選螺母M45.軸段長度。則該軸段長度。4.3.3確定軸承與齒輪作用力位置各力方向如圖4-2和4-3和軸的結構圖所示，先確定軸承支點位置，查6212軸承，其支點尺寸，因此軸的支承點到另一個軸的支承點距離，。4.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖圖4-2 滾筒的受力簡圖圖4-3 軸的計算簡圖4.5軸的計算簡圖1）求軸承反力水平面：，垂直面：，2）求齒寬中點處彎矩水平面：，垂直面：，合成彎矩：，扭矩彎矩、扭矩如圖4-3示。4.6按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩，取折合系數，齒寬中點處當

44、量彎矩軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用應力軸的應力為： 該軸滿足強度要求。5 滾動軸承的選擇與壽命計算5.1基本概念與術語1）壽命 指一套滾動軸承，其中一個套圈（或墊圈）或滾動體的材料出現第一個疲勞擴展跡象之前，一個套圈（或墊圈）相對另一個套圈（或墊圈）的轉數。2）可靠度（即軸承壽命的可靠度） 指一組在同一條件下運轉的、近于一樣的滾動軸承所期望達到或超過規定壽命的百分率。單個滾動軸承的可靠度為該軸承達到或超過規定壽命的概率。3）靜載荷 當軸承套圈或墊圈的相對旋轉速度為零時（向心或推力軸承）或當滾道元件在滾動方向無動力時（直線軸承），作用在軸承上的載荷。4）動

45、載荷 當軸承套圈或墊圈的相對旋轉時（向心或推力軸承）或當滾道元件在滾動方向運動時（直線軸承），作用在軸承上的載荷。5）額定壽命 以徑向基本額定動載荷或軸向基本額定動載荷為基礎的壽命的預測值。6）基本額定壽命 與90%可靠性關聯的額定壽命。7）徑向基本額定動載荷 指一套滾動軸承假想能承受的恒定徑向載荷，在這一載荷作用下的基本額定壽命為一百萬轉。對于單列角接觸軸承，該載荷是指引起軸承套圈相互間產生純徑向位移的載荷的徑向分量。8）軸向基本額定動載荷 指假想作用于滾動軸承的恒定的中心軸向載荷，在該載荷作用于滾動軸承的基本額定壽命為一百萬轉。9）徑向（或軸向）當量動載荷 指一恒定的徑向載荷（或中心軸向載

46、荷），在該載荷作用下，滾動軸承具有與實際載荷作用下一樣的壽命。10）徑向（或軸向）基本額定靜載荷 指與滾動體與滾道的總永久變形量相對應的徑向靜載荷（或中心軸向靜載荷）。如果在零載荷下，滾子與滾道（滾子軸承）為或假定為正常母線（全線接觸）時，在最大接觸應力下，滾動體與滾道接觸處產生的總永久變形量為滾動體直徑的，對于單列角接觸軸承，徑向額定載荷為引起軸承套圈彼此相對純徑向位移的載荷的徑向分量。11）徑向（或軸向）當量靜載荷 該徑向靜載荷（或中心軸向靜載荷）會使受最大應力的滾動體和滾道接觸處產生的總永久變形量與實際載荷條件下的總永久變形量一樣。5.2軸承類型選擇選擇滾動軸承的類型與多種因素有關，通常

47、根據下列幾個主要因素。1）允許空間。2）載荷大小和方向。例如既有徑向又有軸向的聯合載荷一般選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，如徑向載荷大，軸向載荷小，可選深溝球軸承和外圈都有擋邊的圓柱滾子軸承，如同時還存在軸或殼體變形大以與安裝對中性差的情況，可選用調心球軸承、調心滾子軸承；如軸向載荷大，徑向載荷小，可選用推力角接角球軸承、推力圓錐滾子軸承，若同時要求調心性能，可選推力調心滾子軸承。3）軸承工作轉速。4）旋轉精度。一般機械均可用G級公差軸承。5）軸承的剛性。一般滾子軸承的剛性大于球軸承，提高軸承的剛性，可通過“預緊”，但必須適當。6）軸向游動。軸承配置通常是一端固定，一端游動，以適應軸的熱脹泠縮，

48、保證軸承游動方式，一是可選用圈或外圈無擋過的軸承，另一種是在圈與軸或者外圈與軸承孔之間采用間隙配合。7）摩擦力矩。需要低摩擦力矩的機械（如儀器），應盡量采用球軸承，還應避免采用接觸式密封軸承。8）安裝與拆卸。裝卸頻繁時，可選用分離型軸承，或選用圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調心滾子軸承、調心球軸承。5.3按額定動載荷選擇軸承選擇軸承一般應根據機械的類型、工作條件、可靠性要求與軸承的工作轉速，預先確定一個適當的使用壽命（用工作小時表示），再進行額定動載荷和額定靜載荷的計算。各類機械所需軸承使用壽命的推薦值見表5-1：表5-1軸承使用壽命的推薦值使 用 條 件使用壽命/h不經常使用的儀器和設備3

49、003000短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械、農業機械、裝配吊車、自動送料裝置30008000間斷使用的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如發電站輔助設備、流水作業的傳動裝置、帶式輸送機、車間吊車800012000每天8h工作的機械、但經常不是滿載荷使用，如電機、一般齒輪裝置、壓碎機、起重機和一般機械1000025000每天8h工作，滿載荷使用，如機床、木材加工機械、工程機械、印刷機械、分離機、離心機200003000024h連續工作的機械，如壓縮機、泵、電機、軋機齒輪裝置、紡織機械400005000024h連續工作的機械、中斷使用將引起嚴重后果，如纖維機械、造維機械、造

50、紙機械、電站主要設備給排水設備、礦用通風機100000由于調度絞車屬于短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果。所以使用壽命為30008000。6 鍵的選擇與強度驗算一般平鍵的選用步驟如下：（1）根據軸徑d鍵的標準，得到鍵的截面尺寸；（2）根據輪轂寬度B，查鍵的標準，在鍵長度系列中選擇適當的鍵長L；（3）驗算其強度。若發現強度不足時，可利用適當增大鍵的工作長度或改用雙鍵等方法，直到滿足條件為止。平鍵聯接可能的失效形式有：靜聯接時，鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰；動聯接時，工作面出現過度磨損；鍵被剪斷。實際上，平鍵聯接最易發生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發生鍵被剪斷的

51、現象（除非有嚴重過載）。因此，平鍵聯接的強度計算一般只需進行擠壓強度或耐磨性計算。6.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算6.1.1鍵的選擇根據電動機的規格，電機軸的輸入直徑為。查普通平鍵（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），鍵的規格為鍵A GB/T1096-2003，即：，。6.1.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，平鍵聯接的強度計算式為：擠壓強度條件 (6.1)式中，轉矩，；軸徑，； 鍵的高度，；鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；許用擠壓應力，查得。由公式(6.1)可計算出擠壓應力： 即： 故，符合要求。6.2主軸（滾筒軸）與

52、行星架聯接鍵的選擇與驗算6.2.1鍵的選擇主軸的輸入直徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規格為鍵A GB/T1096-2003，即：，。6.2.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由平鍵聯接的強度計算式：擠壓強度條件 式中，轉矩，；軸徑，；鍵的高度，；鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；許用擠壓應力，查得。由公式(6.1)可計算出擠壓應力： 即： 故，符合要求。6.3主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算6.3.1鍵的選擇太陽輪處的軸徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規格為鍵A GB/T1096-2003，即：，。6.3.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由平鍵聯接的強度計算式：擠壓強度條件 式中，轉矩，； 軸徑，；鍵的高度，；鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；許用擠壓應力，查得