矿用调度绞车的设计设计

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1、矿用调度绞车的设计摘 要调度绞车是矿山生产系统中最常用的机电设备，重要用于煤矿井下和其她矿山在倾角度不不小于30度的巷道中拖运矿车及其他辅助搬运工作，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。在设计过程中根据绞车牵引力选择电动的型号以及钢丝绳的直径，选择后验证速度与否与设计规定速度一致，根据规定设计绞车是通过两级行星轮系及所采用的浮动机构完毕绞车的减速和传动，其两级行星齿轮传动分别在滚筒的两侧，从而根据设计规定拟定行星减速器的构造和各个传动部件的尺寸，根据滚筒的构造形式选择制动装置为带式制动，并对各个设计零部件进行校核等等。绞车通过操纵工作闸和制动闸来实现绞车卷筒的正转和停转，从而实

2、现对重物的牵引和停止两种工作状态。设计中绞车内部各转动部分均采用滚动轴承，运转灵活。JD-0.5型调度绞车采用行星齿轮传动，绞车具有构造紧凑、刚性好、效率高、安装移动以便、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、操作以便，用途广泛等特点。核心词：调度绞车； 带式制动；行星轮系ABSTRACTMine production Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine and

3、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 choos

4、e 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 gea

5、r 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 che

6、cking 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 opera

7、tion. 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 Characteri

8、stics.Keywords：Scheduling winch; Belt braking; Round of the planet.目录绪论11 调度绞车的总体设计31.1设计参数31.2构造特性与工作原理31.3选择电动机51.3.1电动机输出功率的计算51.3.2拟定电动机的型号62 滚筒及其部件的设计72.1钢丝绳的选择72.2滚筒的设计计算82.2.1滚筒直径82.2.2滚筒宽度82.2.3滚筒的外径83 减速器设计103.1总传动比及传动比分派103.1.1总传动比103.1.2传动比分派103.2高速级计算123.2.1配齿计算123.2.2变位方式及变位系数的选择133.2.初

9、算传动的中心距和模数143.2.4几何尺寸计算163.2.5验算传动的接触强度和弯曲强度183.2.6验算传动接触强度和弯曲强度233.3低速级计算243.3.1配齿计算243.3.2变位方式及变位系数的选择253.3.3初算太阳轮行星轮传动的中心距和模数263.3.4几何尺寸计算283.3.5验算接触强度和弯曲强度303.3.6验算大接触强度和弯曲强度353.4传动装置运动参数的计算373.4.1各轴转速计算373.4.2各轴功率计算373.4.3各轴扭矩计算383.4.4各轴转速 功率 扭矩列表384 传动轴的设计计算394.1计算作用在齿轮上的力394.2、初步估算轴的直径394.3轴的

10、构造设计404.3.1拟定轴的构造方案404.3.2拟定各轴段直径和长度404.3.3拟定轴承及齿轮作用力位置414.4绘制轴的弯矩图和扭矩图424.5轴的计算简图444.6按弯矩合成强度校核轴的强度445 滚动轴承的选择与寿命计算465.1基本概念及术语465.2轴承类型选择475.3按额定动载荷选择轴承486 键的选择与强度验算506.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算506.1.1键的选择506.1.2键的验算516.2主轴（滚筒轴）与行星架联接键的选择与验算516.2.1键的选择516.2.2键的验算516.3主轴与太阳轮联接键的选择与验算526.3.1键的选择526.3.2键的验算5

11、26.4行星架与滚筒联接键的选择与验算536.4.1键的选择536.4.2键的验算537 制动器的设计计算557.1制动器的作用与规定557.1.1制动器的作用557.1.2制动器的规定557.2制动器的类型比较与选择557.2.1制动器的类型557.2.2制动器的选择567.3外抱带式制动器构造567.4外抱带式制动器的几何参数计算578 重要零件的技术规定698.1对齿轮的规定698.1.1齿轮精度698.1.2对行星轮制造方面的几点规定698.1.3齿轮材料和热解决规定70小 结71参照文献72致 谢73绪论国内调度绞车的生产经历了仿制和自行设计两个阶段。50年代测绘仿制了日本、苏联的各

12、型绞车。1958年后，苏联DJ14.5型和日本内齿轮相继裁减。1960年对调度绞车进行了方案整顿，型号用DJ表达，保存了DJ4.5、DJ11.4型两种规格。从1964年开始自行设计了调度绞车，已投入批量生产。构造为多行星齿轮转动，构造紧凑，体积小，重量轻，操作简朴，搬运以便，适于矿山井下使用。近几年各厂加强了新产品的研制工作，对产品的构造进行了很大的改善和创新，在提高寿命、减少噪声方面获得了一定的效果。调度绞车在国外使用也很普遍，生产厂家也诸多。根据目前收集到的资料，苏、法、美、英、波、捷、匈、罗、加拿大、丹麦、瑞典等国家都在制造绞车，有国家从三十年代就已生产。种类繁多，规格较多，拉力小到10

13、0kg，大到3600kg。动力有电动、液动和风动。工作机构有单筒、双筒和摩擦式。老式形式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线传动等。其中用行星齿轮传动的比较多。纵观国内外调度绞车的发展概况，其发展趋势有如下几种特点：1）向原则化、系列化方向发展；2）向体积小、重量轻、构造紧凑方向发展；3）向高效、节能方向发展；4）向寿命长、低噪音方向发展；5）向一机多能，通用化方向发展；6）向大功率方向发展； 7）向外形简朴、平滑、美观大方方向发展。目前国内调度绞车还存在某些局限性之处。重要是寿命、噪音、可靠性等综合性技术指标与国外有差距。由于国内尚不具有测试手段，是寿命无法

14、考核，噪声也比较大，目前还不能达到环保卫生部门的规定。在可靠性方面，目前尚无规定。这些反映了国内的产品质量还存在一定差距。因此国内还需要加强对调度绞车这个学科的建设，努力完善各方面测试手段及性能规定。作为一名机械专业的本科毕业生，针对国内外矿用调度绞车的发呈现状，本文选题矿用调度绞车设计。采用行星齿轮传动，绞车具有构造紧凑、刚性好、效率高、安装移动以便、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。 本文所做的基本工作：1）设计完毕总体装配图设计；2）设计完毕主减速器装配图设计；3）完毕重要传动组件、零件的工作图设计；4）编写完毕整体设计计算

15、阐明书。1 调度绞车的总体设计1.1设计参数最大牵引力：6KN；容绳量： 平均速度：1.2构造特性与工作原理绞车由下列重要部分构成。电动机、滚筒、行星齿轮传动装置、刹车装置和机座。在构造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1-1 JD0.5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

16、机齿轮是固定旋转的，因此，行星齿轮除作自转外，还要环绕电动机齿轮公转，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，此时有如下三种状况：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，同步带动内齿轮空转（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

17、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）。1.3选择电动机1.3.1电动机输出功率的计算已知：最大拉力：F=6KN 最低绳速：则： （1.1） 根据传动方案图1-1可得：总传动效率 式中： 轴承的效率为； 行星轮传动效率为。1.3.2拟定电动机的型号按公式(1.1)可计算出电动机的输出功率： =4.2KW电动机所需的额定功率与电动机输出功率之间有如下的关系： (1.2)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(1.2)可计算出额定功率： P=4.2KW，圆整取P=5.5KW。同步，绞车井下使用，条件比较恶劣，规定电动机必须具有防爆功能，

18、查机械零件设计手册，得到电动机的型号：YB2-132S-4。额定功率P=5.5KW,实际转速；其外形尺寸：515365470；电机中心高度：；电动机轴直径长度：2880（mm）。2 滚筒及其部件的设计2.1钢丝绳的选择选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。国内提高钢丝绳多用同向捻绳，至于是左捻还是右捻，国内的选择原则是：绳的捻向与绳在卷筒上的缠绕螺旋线方向一致。国内单绳缠绕式提高机多为右螺旋缠绕，故应选右捻绳，目的是避免钢丝绳松捻；多绳摩擦提高为了克服绳的旋转性给容器导向装置导致磨损，一般选左、右捻各一半。由于调度绞车是用以调度车辆的一种绞车，常用于井下采区、煤仓用装车站调度室、牵

19、引矿车，湿度较大，酸碱度很高，为了增长钢丝绳的搞腐蚀能力，延长它的使用寿命。因此选择镀锌钢丝绳。由于镀锌后来，对于防腐蚀及防锈有较好的效果。钢丝绳的安全系数取，则钢丝绳所能承受的拉力需满足如下的规定： 其中： 则： 查矿井运送提高表2-2（2）选择：绳 股 绳纤维芯，钢丝绳表面镀络。其重要参数如下：钢丝绳直径： 钢丝直径：钢丝总断面面积： 参照重力：钢丝绳公称抗拉强度：1550Mpa 钢丝破断拉力总和：2.2滚筒的设计计算2.2.1滚筒直径 式中，钢丝绳直径，则： 取 2.2.2滚筒宽度滚筒的宽度直接影响到最后产品的宽度，因此它的宽度不能太宽。滚筒的宽度太窄的话，就会显得不协调。最佳是在画图的

20、过程中把它定下来，这样有助于整体的配合。让人看起来协调、美观、大方。根据总装图，我们定下来的滚筒宽度为。2.2.3滚筒的外径滚筒的容绳量，我们设定为，据以上设计可知，每一层缠绕的圈数： 每一圈所缠绕的长度： 钢丝绳的缠绕层数为则:滚筒的外径：式中，为钢丝绳直径， 取外径，可算出最大速度。转速 由于，即可得，同已知的最高速度同样，因此符合条件。3 减速器设计3.1总传动比及传动比分派3.1.1总传动比 (3.1)式中，为电动机转速 为滚筒转速据滚筒及其部件设计，滚筒直径则 因此，总传动比在传递动力时,行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的长处,但是行星数目的增长会使其载荷均衡困难,并且由于邻接条

21、件限制又会减小传动比的范畴.因而在设计行星齿轮传动时,一般采用 3个或4个,特别是3个行星轮。取行星轮的数目为3。由于行星轮数目，传动范畴只有，故选用两级行星齿轮传动机构。3.1.2传动比分派多级行星齿轮传动的传动比分派原则是各级传动之间等强度，并但愿获得最小的外廓尺寸，在两级NGW型行星齿轮传动中，用角标表达高速级参数，表达低速级参数。设高速级和低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相似，则；取行星轮数目；对于两级NGW型行星齿轮传动，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径之比接近于，之比值用表达，一般令，并取；取载荷不均匀系数；取齿宽系数。两级NGW型行星齿轮传动的传动比分派可运用图1

22、7.2-4机械设计手册，图中和分别为高速级及总的传动比，可按下式计算 式中 行星轮数目；齿宽系数； 载荷不均匀系数见表17.2-16；查机械设计手册 接触强度的齿向载荷分布系数； 动载系数； 接触强度的寿命系数；工作硬化系数；计算齿轮的接触疲劳极限，取值查第16篇第2章。查机械设计手册、的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于。取 如所有齿轮硬度，可取。 由公式可计算出E值：再使用图17.2-4机械设计手册,即可查出NGW型两级行星齿轮传动的传动比分派，图中和分别为高速级及总的传动比，如果最后标得的值不小于，则取。 由图17.2-4，查得那么低速级传动比。3.2高速级计算3.2.1配

23、齿计算拟定齿数应满足的条件：行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择，还须满足其传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。一般电动滚筒中取行星轮数目，过多会使其载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的长处，由于距也许达到的传动比极限值较远，因此可不检查邻接条件。各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算中根据并合适调节，使等于整数，再求出，应尽量取质数，并使整数。则 这些符合取质数，/整数，/整数，且及 无公约数，整数的NGW型配齿规定。3.2.2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：获得精确的传动化、改善啮合质量和提高承载能力，在

24、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。常用行星齿轮传动的变位措施及变位系数可按表13-5-13及13-5-4、图13-5-5和图13-5-6拟定。参照机械零件设计手册此行星齿轮传动采用的变位方式为高变位；表13-5-13机械零件设计手册具体阐明了高变位的系数的选择的状况:（1） 太阳轮负变位，行星轮和内齿轮正变位。即： 和按图13-5-4及图13-5-5拟定。选机械零件设计手册（2） 太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位。即：和按图13-5-4及图13-5-5拟定。选机械零件设计手册由于，故 查得，3.2.初算传动的中心距和模数输入转距因传动

25、中有一种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，因此取载荷不均匀系数。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，中档冲击载荷时：精度采用8-7-7 GB/T100951-。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用40Cr钢表面的影响系数。调质解决后HBS240285，取。齿宽系数（GB1009888）线偏斜可以忽视因齿面硬度HB350，则取。按接触强度初算中心距公式： (3.2)由公式(3.2)可计算出中心距（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（渐开线齿轮原则模数（GB

26、1357-87），则实际中心距由于直齿轮高变位，则 因此啮合角2）计算C-B传动的中心距和啮合角实际中心距： 由于中心距变动系数，因此啮合角。3.2.4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 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：齿宽系数的推荐范畴表。查表得：，取太阳轮齿宽： ； 行星轮齿宽： 取 ；内齿轮齿宽：。3.2.5验算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

27、-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 取1.06速度系数由机械设计手册查得2）齿向载荷分布系数、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不不小于或等于时，可取。此外在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不不小于或等于1时，可取。3）求齿间载荷分派系数及先求端面重叠度：式中 则 由于是直齿齿轮，总重叠度 节点区域系数： 式中 弹性系数

28、：接触强度计算的重叠度系数：接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数：由于当量循环次数，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： 许用接触应力：其强度条件：则 计算成果，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： (3.3)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。原则齿轮齿形系数可查表10-5机械设计课本。应

29、力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其她应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。原则齿轮应力修正系数可查表10-5机械设计课本。重叠度系数，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，并且，当大、小齿轮的材料及热解决不同步，其许用应力也不相等，因此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10-5查得：小轮： 大轮：小轮： 大轮：重叠度系数式中，螺旋角系数；由于是直齿轮，因此取=1由公式(3.3)计算：考虑到行星轮轮齿受力也许浮现

30、不均匀性，齿根最大应力由强度条件 即 则 (3.4)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，因此一般设计时，弯曲强度的安全系数应不小于接触强度的安全系数，取公式(3.4)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。（参照图6-3查取）3.2.6验算传动接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来拟定C-B传动的接触应力，由于C-B传动为内啮合，因此 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,一般 取 则 45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合规定。

31、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传动的外啮合同样，即 由强度条件 得 45号钢调，因此C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合规定。3.3低速级计算3.3.1配齿计算由高速级计算得，由于距也许达到的传动比极限值较远，因此可不检查邻接条件。各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算中根据并合适调节，使等于整数，再求出，应尽量取质数，并使整数。则 这些条件符合取质数，/整数，/整数，且 及无公约数，整数的NGW型配齿规定，并且不是质数，以便于加工。速比误差。3.3.2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：获得精确的传动化、改善啮合质量和

32、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，两者在渐开线行星齿轮传动中均有应用。高变位重要用于消除根切和使相啮合齿轮的滑动比及弯曲强度大体相等。角变位重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。由于高变位的应用在某些状况下受到限制，因此角变位在渐开线行星齿轮传动中更为广泛的应用。常用行星齿轮传动的变位措施及变位系数可按表13-5-13及13-5-4、图13-5-5和图13-5-6拟定。参照机械零件设计手册此行星齿轮传动采用的变位方式为高变位；表13-5-13机械零件设计手册具体阐明了

33、高变位的系数的选择的状况:1） 太阳轮负变位，行星轮和内齿轮正变位。即： 和按图13-5-4及图13-5-5拟定。选机械零件设计手册 2） 太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位。即： 和按图13-5-4及图13-5-5拟定。选机械零件设计手册 由于，故 查得，3.3.3初算太阳轮行星轮传动的中心距和模数低速级输入扭距： 因传动中有一种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，因此取载荷不均匀系数 。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，中档冲击载荷时：精度采用8-7-7 GB/T100951-。使用的综合系数。考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取

34、。齿数比 太阳轮和行星轮的材料和高速级同样，改用40Cr调质解决，齿面硬度HRS240285，取。齿宽系数（GB1009888）线偏斜可以忽视因齿面硬度HB350，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（渐开线齿轮原则模数（GB1357-87），则实际中心距由于直齿轮高变位，则 因此啮合角2）计算C-B传动的中心距和啮合角实际中心距： 由于中心距变动系数，因此啮合角。3.3.4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

35、 6）齿根圆直径 7）齿宽：查机械设计手册表13-1-79,即：齿宽系数的推荐范畴表。查表得：，取太阳轮齿宽: 取；行星轮齿宽: 取；内齿轮齿宽:。3.3.5验算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 取 ；速度系数由机械设计手册查得2）齿向载荷分布系

36、数、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不不小于或等于时，可取。此外在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不不小于或等于1时，可取。3）求齿间载荷分派系数及先求端面重叠度：式中 则 由于是直齿齿轮，总重叠度 节点区域系数： 式中， 弹性系数：接触强度计算的重叠度系数：接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数：由于当量循环次数，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

37、力：其强度条件： 则 计算成果，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。原则齿轮齿形系数可查表10-5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她应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。原则齿轮应力修正系数可查表10-5机械设计课本。重叠度系数，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

38、应力一般是不相等的，并且，当大、小齿轮的材料及热解决不同步，其许用应力也不相等，因此进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。表10-5查得：小轮： 大轮：小轮： 大轮：重叠度系数式中，螺旋角系数；由于是直齿轮，因此取=1考虑到行星轮轮齿受力也许浮现不均匀性，齿根最大应力：由强度条件 ，即 则 (3.4)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，因此一般设计时，弯曲强度的安全系数应不小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。（参照图6-3查取）3.3.6验算大接触强度和弯曲强度1

39、）根据A-C传动的来拟定C-B传动的接触应力，由于C-B传动为内啮合，因此 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，一般 取则 45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合规定。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传动的外啮合同样，即 由强度条件 ，得 45号钢调，因此C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合规定。3.4传动装置运动参数的计算3.4.1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： 式中，电动机转动，；高速级传动比； 低速级传动比。3.4.2各

40、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： 式中，轴承的效率为； 两级行星轮系传动效率为。注:两级行星轮的传动比相等，并且它们之积为。3.4.3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： 3.4.4各轴转速、功率、扭矩列表表3-1 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14403.523.2高速级行星架轴282.3533.328112.5615.10.98主轴282.3533.328112.5615.10.98低速级行星架轴63.73.13469.2544.43330.98卷筒轴63.73.13469.25410.984 传

41、动轴的设计计算4.1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4-2和图4-3所示。4.2、初步估算轴的直径选用45号钢作为轴的材料，调质解决，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 4.3轴的构造设计4.3.1拟定轴的构造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。右侧两轴承靠套和弹性挡圈以定位，右端轴承靠圆螺母定位。轴的构造如图4-1所示。图4-1 轴的构造图4.3.2拟定各轴段直径和长度段 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

42、臂运营更加安全，因此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，。段 为便于装拆轴承内圈，且符合原则轴承内径。查GB/T276-94，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。段 轴承是以轴肩来定位的。因此轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸规定，则该轴段直径，长度。段 ，故该轴段直径,长度。段 轴承是以轴肩来定位的。因此轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸规定，则该轴段直径，长度。 段 为了便于装拆轴承内圈，且符合原则轴承内径。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。段 齿轮的宽度为，轮毂长度，为便于定位，

43、取轴段长度；为便于轴承拆卸，取轴段直径。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，为使轴承运营平稳，选用圆螺母固定轴端，轴上螺纹处有较大的应力集中，会减少轴的疲劳强度。查GB/T6170-，选螺母M45.轴段长度。则该轴段长度。4.3.3拟定轴承及齿轮作用力位置各力方向如图4-2和4-3和轴的构造图所示，先拟定轴承支点位置，查6212轴承，其支点尺寸，因此轴的支承点到另一种轴的支承点距离，。4.4绘制轴的弯矩图和扭矩图图4-2 滚筒的受力简图图4-3 轴的计算简图4.5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

44、直面：，合成弯矩：， 扭矩 弯矩、扭矩如图4-3示。4.6按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，齿宽中点处当量弯矩轴的材料为45号钢，调质解决。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用应力轴的应力为： 该轴满足强度规定。5 滚动轴承的选择与寿命计算5.1基本概念及术语1）寿命 指一套滚动轴承，其中一种套圈（或垫圈）或滚动体的材料浮现第一种疲劳扩展迹象之前，一种套圈（或垫圈）相对另一种套圈（或垫圈）的转数。2）可靠度（即轴承寿命的可靠度） 指一组在同一条件下运转的、近于相似的滚动轴承所盼望达到或超过规定寿命的百分率。单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率。3）静载荷 当轴承

45、套圈或垫圈的相对旋转速度为零时（向心或推力轴承）或当滚道元件在滚动方向无动力时（直线轴承），作用在轴承上的载荷。4）动载荷 当轴承套圈或垫圈的相对旋转时（向心或推力轴承）或当滚道元件在滚动方向运动时（直线轴承），作用在轴承上的载荷。5）额定寿命 以径向基本额定动载荷或轴向基本额定动载荷为基本的寿命的预测值。6）基本额定寿命 与90%可靠性关联的额定寿命。7）径向基本额定动载荷 指一套滚动轴承假想能承受的恒定径向载荷，在这一载荷作用下的基本额定寿命为一百万转。对于单列角接触轴承，该载荷是指引起轴承套圈互相间产生纯径向位移的载荷的径向分量。8）轴向基本额定动载荷 指假想作用于滚动轴承的恒定的中心轴

46、向载荷，在该载荷作用于滚动轴承的基本额定寿命为一百万转。9）径向（或轴向）当量动载荷 指一恒定的径向载荷（或中心轴向载荷），在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷作用下相似的寿命。10）径向（或轴向）基本额定静载荷 指与滚动体及滚道的总永久变形量相相应的径向静载荷（或中心轴向静载荷）。如果在零载荷下，滚子与滚道（滚子轴承）为或假定为正常母线（全线接触）时，在最大接触应力下，滚动体与滚道接触处产生的总永久变形量为滚动体直径的，对于单列角接触轴承，径向额定载荷为引起轴承套圈彼此相对纯径向位移的载荷的径向分量。11）径向（或轴向）当量静载荷 该径向静载荷（或中心轴向静载荷）会使受最大应力的滚动体和滚

47、道接触处产生的总永久变形量与实际载荷条件下的总永久变形量相似。5.2轴承类型选择选择滚动轴承的类型与多种因素有关，一般根据下列几种重要因素。1）容许空间。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均有挡边的圆柱滚子轴承，犹如步还存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的状况，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，若同步规定调心性能，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不小

48、于球轴承，提高轴承的刚性，可通过“预紧”，但必须合适。6）轴向游动。轴承配备一般是一端固定，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。5.3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、可靠性规定及轴承的工作转速，预先拟定一种合适的使用寿命（用工作小时表达），再进行额定动载荷和额定静载荷的

49、计算。各类机械所需轴承使用寿命的推荐值见表5-1：表5-1轴承使用寿命的推荐值使 用 条 件使用寿命/h不常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、车间吊车每天8h工作的机械、但常常不是满载荷使用，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24h持续工作的机械，如压缩机、泵、电机、轧机齿轮装置、纺织机械24h持续工作的机械

50、、中断使用将引起严重后果，如纤维机械、造维机械、造纸机械、电站重要设备给排水设备、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。因此使用寿命为30008000。6 键的选择与强度验算一般平键的选用环节如下：（1）根据轴径d键的原则，得到键的截面尺寸；（2）根据轮毂宽度B，查键的原则，在键长度系列中选择合适的键长L；（3）验算其强度。若发现强度局限性时，可运用合适增大键的工作长度或改用双键等措施，直到满足条件为止。平键联接也许的失效形式有：静联接时，键、轴槽和轮毂槽中较弱零件的工作面也许被压溃；动联接时，工作面浮现过度磨损；键被剪断。事实上，平键联接最易发

51、生的失效形式一般是压溃和磨损，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。6.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算6.1.1键的选择根据电动机的规格，电机轴的输入直径为。查一般平键（摘自GB/T1095-,GB/T1096-），键的规格为键A GB/T1096-，即：，。6.1.2键的验算假设载荷为均匀分布，平键联接的强度计算式为：挤压强度条件 (6.1)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(6.1)可计算出挤压应力： 即： 故，

52、符合规定。6.2主轴（滚筒轴）与行星架联接键的选择与验算6.2.1键的选择主轴的输入直径为。查摘自GB/T1095-,GB/T1096-，键的规格为键A GB/T1096-，即：，。6.2.2键的验算假设载荷为均匀分布，由平键联接的强度计算式：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(6.1)可计算出挤压应力： 即： 故，符合规定。6.3主轴与太阳轮联接键的选择与验算6.3.1键的选择太阳轮处的轴径为。查摘自GB/T1095-,GB/T1096-，键的规格为键A GB/T1096

53、-，即：，。6.3.2键的验算假设载荷为均匀分布，由平键联接的强度计算式：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(6.1)可计算出挤压应力： 即： 故，符合规定。6.4行星架与滚筒联接键的选择与验算6.4.1键的选择行星架的外径为。查摘自GB/T1095-,GB/T1096-，键的规格为键B GB/T1096-，即：，。6.4.2键的验算假设载荷为均匀分布，由平键联接的强度计算式：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，

54、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(6.1)可计算出挤压应力： 即故，符合规定。但考虑到安全,因此采用双键,并按布置。7 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。7.1制动器的作用与规定7.1.1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）在发生紧急状况时，能迅速而合乎规定的刹住绞车，即安全制动。7.1.2制动器的规定：1）安全、可靠； 2）动作迅速、有效；3）构造简朴

55、、重量轻、尺寸小；4）安装、使用及维护以便。7.2制动器的类型比较与选择7.2.1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。7.2.2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构造。在此不可取；至于盘式制动器，最宜工作于制动轮的端部，且构造复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间，不适宜采用盘式制动器。因此我们采用抱闸式制动器。此外，绞车工作在井下，要具有防爆功能。若用电力制动，必须配备防爆电器，这样会使构造复杂化。同步提高了成本，因此我们不用电力制动。同步，绞车为纯机械式的，也不适宜用液压制动，也省去一整套液压系统

56、，有助于构造的简朴化，减少成本。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动器。7.3外抱带式制动器构造外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运送机械中，其构造见图7-1。在图7-1中，手把（件1）是用来操纵制动带进行制动或松开制动带。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节作用。调节螺栓（件3）的作用是调节制动带与制动轮的抱紧限度及因制动带磨损而导致制动力矩下降。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，并在当制动力矩调节合适后，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以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，其目的是为了增长结实性。图7-1 外抱带式制动器构造图7.4外抱带式制动器的几何参数计算1）根据制动带磨损量拟定起始角值（见图7-2）图7-2（1）有关极限磨损量的概念当制动带磨损到值后，制动带两端互相接触（即图7-2中的），此时，