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摘 要
JWB-05型無極繩絞車是一種新型的礦山輔助運(yùn)輸設(shè)備。其主要適用于煤礦井下長(zhǎng)運(yùn)距，多起伏的運(yùn)輸巷道，特別適用于大型綜采設(shè)備的運(yùn)輸牽引和長(zhǎng)運(yùn)距礦車及材料的運(yùn)輸。能大大提高運(yùn)輸效率和運(yùn)輸安全可靠性，防止放打滑現(xiàn)象。該絞車的設(shè)計(jì)對(duì)于完善無極繩絞車起著重要的基礎(chǔ)作用。
JWB-05型無極繩絞車主要由電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器、減速器、卷筒和制動(dòng)閘等組成。本畢業(yè)設(shè)計(jì)的重點(diǎn)是減速器的設(shè)計(jì)，該傳動(dòng)系統(tǒng)采用了二級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，第一級(jí)為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)，第二級(jí)為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)，形成封閉的傳動(dòng)路線。最后輸出軸再通過小齒輪和大齒輪形成內(nèi)嚙合，傳動(dòng)原理簡(jiǎn)單、可靠、高效。
JWB-05型無極繩絞車具有良好的防爆性能和制動(dòng)性能，容繩量大、適用條件強(qiáng)、使用壽命長(zhǎng)、傳動(dòng)效率高等特點(diǎn)。該絞車結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小，能夠整機(jī)下井；結(jié)構(gòu)為近似對(duì)稱布置，外形美觀，成長(zhǎng)條形，底座呈雪橇狀；絞車重心低，底座剛性好，可安裝地錨，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，安全可靠，維護(hù)方便。
關(guān)鍵詞：無極繩絞車； 運(yùn)輸； 傳動(dòng)
ABSTRACT
JWB-05-Promise rope winch is a new type of mine-assisted transport equipment. The main application is long distance in the coal mine, more ups and downs of the roadway, especially for large transport fully mechanized coal mining equipment traction and long distance transport cars and materials. It can greatly improve transport efficiency and transport safety and reliability and prevent-skid phenomenon. The winch design plays an important basic role in improving the Promise of the rope winch.
JWB-05-Promise rope winch is mainly composed of the motor, coupling, reducer, brake drum gates, and other components. The graduation project focused on the design of the reducer, the drive system uses five transmission, the first class uses straight bevel gear, the rest is straight cylindrical gear transmission, it uses two pairs of gears, and the small gear and the big gear of the last one are c onnected by the bridge gear.It formed a closed transmission line. Transmission principle is simple, reliable and efficient.
JWB-05-Promise rope winch has a good explosion-proof performance and braking performance, large capacity to justice, conditions of application strong, long-life, high efficiency drive. The winch has compact structure, small shape size, can go down with overall unit; structure is similar to symmetrical layout, aesthetic appearance, growth strip, a sled-shaped base; the gravity centerof the winch is low, rigid base, and can be installed to anchor, a smooth operation, safe and reliable , easy maintenance.
Keyword : promise rope winch ; transport; drive
目 錄
目 錄 1
1緒論 3
1.1引言 3
1.2絞車運(yùn)輸及國內(nèi)外的發(fā)展?fàn)顩r 4
1.3無極繩絞車的類型及工作原理 4
1.3.1無極繩絞車的類型 4
1.3.2無極繩絞車的工作原理 4
1.4無極繩運(yùn)輸?shù)陌踩⒁馐马?xiàng) 5
2 總體設(shè)計(jì) 6
2.1設(shè)計(jì)總則 6
已知條件： 6
2.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理 6
2.3選擇電動(dòng)機(jī) 6
2.3.1電動(dòng)機(jī)輸出功率的計(jì)算 6
2.3.2確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 7
3 滾筒及其部件的設(shè)計(jì) 9
3.1鋼絲繩的選擇 9
3.2滾筒的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
3.2.1滾筒直徑 10
3.2.2滾筒寬度 10
3.2.3滾筒的外徑 10
4 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定 11
4.1 行星機(jī)構(gòu)中主要參數(shù)的確定 11
4.1.1行星機(jī)構(gòu)中各齒輪幾何尺寸的計(jì)算 13
4.1.2 嚙合要素驗(yàn)算 14
4.1.3 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 15
4.1.4驗(yàn)算A-C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 16
4.1.5驗(yàn)算C-B傳動(dòng)大接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 20
校核彎曲疲勞應(yīng)力 23
4.2 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定 23
4.2.1行星機(jī)構(gòu)中主要參數(shù)的確定 24
4.2.2低速級(jí)計(jì)算 24
4.2.3配齒計(jì)算 24
4.2.4按接觸強(qiáng)度初算A-C傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 24
4.2.5幾何尺寸計(jì)算 25
4.2.7齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 27
4.2.8驗(yàn)算A-C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 27
4.2.9驗(yàn)算C-B傳動(dòng)大接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度 33
5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 38
5.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 38
5.2各軸功率計(jì)算 38
5.3各軸扭矩計(jì)算 38
5.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.1） 38
5.5傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 39
5.5.1計(jì)算作用在齒輪上的力 39
5.5.2初步估算軸的直徑 39
5.6確定軸的結(jié)構(gòu)方案 39
5.6.1確定各軸段直徑和長(zhǎng)度 40
5.6.2確定軸承及齒輪作用力位置 40
5.6.3繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 40
5.6.4軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 41
5.6.5按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 42
5.7傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 42
5.7.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 42
5.7.2各軸功率計(jì)算 43
5.7.3各軸扭矩計(jì)算 43
5.7.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.4） 43
5.8 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 43
5.8.1計(jì)算作用在齒輪上的力 44
5.8.2初步估算軸的直徑 44
5.8.3確定軸的結(jié)構(gòu)方案 44
5.8.4確定各軸段直徑和長(zhǎng)度 45
5.8.5確定軸承及齒輪作用力位置 45
5.9繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 45
5.9.1軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 46
5.9.2按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 47
6 制動(dòng)器的選擇 48
6.1制動(dòng)器的作用與要求 48
6.1.1制動(dòng)器的作用： 48
6.1.2制動(dòng)器的要求： 48
6.2制動(dòng)器的類型比較與選擇 48
6.2.1制動(dòng)器的類型有： 48
6.2.2制動(dòng)器的選擇 48
6.2.3外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu) 48
6.3外抱帶式制動(dòng)器的幾何參數(shù)計(jì)算 49
7 軸承的選擇與壽命計(jì)算 60
7.1基本概念及術(shù)語 60
7.2軸承類型選擇 60
7.3按額定動(dòng)載荷選擇軸承 61
8 鍵的選擇與強(qiáng)度驗(yàn)算 63
8.1電機(jī)軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算 63
8.1.1鍵的選擇 63
8.1.2鍵的驗(yàn)算 63
8.2輸出軸聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算 64
8.2.1鍵的選擇 64
8.2.2鍵的驗(yàn)算 64
8.3輸入軸與聯(lián)軸器接鍵的選擇與驗(yàn)算 64
8.3.1鍵的選擇 65
8.3.2鍵的驗(yàn)算 65
8.4輸出軸與聯(lián)軸器鍵的選擇與驗(yàn)算 65
8.4.1鍵的選擇 65
8.4.2鍵的驗(yàn)算 65
9 絞車及主要部位的檢查維護(hù) 67
10 絞車的常見故障原因 68
結(jié) 論 70
參考文獻(xiàn) 71
致 謝 75
1緒論
1.1引言
煤炭是當(dāng)前我國能源的主要組成部分之一，是國民經(jīng)濟(jì)保持高速增長(zhǎng)的重要物質(zhì)基礎(chǔ)。但是目前我國的煤炭工業(yè)的發(fā)展遠(yuǎn)不能滿足整個(gè)國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展需要。因此必須以更快的速度發(fā)展煤炭工業(yè)。然而，高速發(fā)展煤炭工業(yè)的出路在于煤炭工業(yè)的機(jī)械化。
煤炭工業(yè)的機(jī)械化是指采掘、支護(hù)、運(yùn)輸、提升的機(jī)械化。其中運(yùn)輸包括礦物運(yùn)輸和輔助運(yùn)輸。絞車就是輔助運(yùn)搬輸其中一種。我國絞車的發(fā)展大致分為三個(gè)階段。20世紀(jì)50年代主要是仿制設(shè)計(jì)階段;60年代，自行設(shè)計(jì)階段；70年代以后，我國進(jìn)入標(biāo)準(zhǔn)化、系列化設(shè)計(jì)階段。
1.2絞車運(yùn)輸及國內(nèi)外的發(fā)展?fàn)顩r
近40年我國的煤炭行業(yè)發(fā)生了巨大變化,采煤技術(shù)已接近達(dá)到國際先進(jìn)水平，綜采單采原煤產(chǎn)量早已突破了百萬噸，然而煤炭工業(yè)機(jī)械化離不開運(yùn)輸，運(yùn)輸又離不了輔助運(yùn)輸設(shè)備，絞車就是輔助運(yùn)輸設(shè)備的一種。原煤的運(yùn)輸也已經(jīng)實(shí)現(xiàn)了大運(yùn)量娦式輸送機(jī)化，但井下軌道輔助運(yùn)輸與之很不適應(yīng)，材料的運(yùn)輸基本上沿用傳統(tǒng)的小絞車群接式的運(yùn)輸方式，運(yùn)輸戰(zhàn)線長(zhǎng)，環(huán)節(jié)多，占用搬運(yùn)設(shè)備、人員外，安全性差，效率低。盡管一些煤礦對(duì)其進(jìn)行了技術(shù)改造, 但仍然滿足不了當(dāng)前礦井發(fā)展和生產(chǎn)的需要?？梢姷V井輔助運(yùn)輸在當(dāng)前現(xiàn)代化礦井建設(shè)中起關(guān)鍵作用。
我國絞車的誕生是從20世紀(jì)50年代開始的，初期主要仿制日本和蘇聯(lián)的；60年代進(jìn)入了自行設(shè)計(jì)階段；到了年代，隨著技術(shù)的慢慢成熟，絞車的設(shè)計(jì)也進(jìn)入了標(biāo)準(zhǔn)化和系列化的發(fā)展階段。但與國外水平相比，我國的絞車在品種、型式、結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品性能，三化水平（參數(shù)化、標(biāo)準(zhǔn)化、通用化）和技術(shù)經(jīng)濟(jì)方面還存在一定的差距。
國外礦用絞車發(fā)展趨勢(shì)有以下幾個(gè)特點(diǎn)：a、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化；b、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊；c、高效節(jié)能；d、壽命長(zhǎng)、低噪音；e、一機(jī)多能、通用化、大功率；g、外形簡(jiǎn)單、平滑、美觀、大方。針對(duì)國外的情況我們應(yīng)采取以下措施：a、制定完善標(biāo)準(zhǔn)，進(jìn)行產(chǎn)品更新改造和提高產(chǎn)品性能；b、完善測(cè)試手段，重點(diǎn)放在產(chǎn)品性能檢測(cè)；c 技術(shù)引進(jìn)和更新?lián)Q代相結(jié)合；d、組織專業(yè)化生產(chǎn)，爭(zhēng)取在較短時(shí)間內(nèi)達(dá)到先進(jìn)國家的水平。
1.3無極繩絞車的類型及工作原理
1.3.1無極繩絞車的類型
無極繩絞車按滾筒的形式可分為螺旋纏繞式和夾鉗式兩種。
螺旋纏繞式滾筒是在滾筒上纏繞兩圈或多圈鋼絲繩，以增加其圍抱角.它的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,缺點(diǎn)是鋼絲繩磨損較大。
夾鉗式滾筒由鉸接的一對(duì)夾塊組成，當(dāng)鋼絲繩按輻射方向拖力于繩夾時(shí)，夾塊把鋼絲繩夾個(gè)住，在分離點(diǎn)上，鋼絲繩離開后由于下部彈簧的作用使夾塊張開。它的優(yōu)點(diǎn)是拉力大，鋼絲繩彎曲小，缺點(diǎn)是維護(hù)較繁瑣，夾繩彈簧質(zhì)量差時(shí)易折斷。
1.3.2無極繩絞車的工作原理
鋼絲繩繞過無極繩絞車的主動(dòng)輪，再經(jīng)過張緊輪和尾輪連接在一起，形成無極封閉形，電機(jī)帶動(dòng)主動(dòng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)，通過摩擦力傳遞使鋼絲繩繞主動(dòng)輪和尾輪不停地轉(zhuǎn)動(dòng)。鋼絲繩牽引礦車在軌道上運(yùn)行。礦車從一端掛在鋼絲繩上，到另一端或到中途摘下礦車
?用途 無極絞車是以鋼絲繩牽引的普通軌道運(yùn)輸設(shè)備，適用于煤礦和金屬礦山井下巷道長(zhǎng)距離、多變坡、大噸位等的工作條件，如工作面巷道、采區(qū)上下山和集中軌道巷運(yùn)輸材料設(shè)備，運(yùn)輸線路內(nèi)不經(jīng)轉(zhuǎn)載可直達(dá)運(yùn)輸?shù)攸c(diǎn)，廣泛應(yīng)用于綜采工作面巷道的兩個(gè)順槽以及采區(qū)運(yùn)輸斜巷起伏角度不大于12°的巷道中。。
無極繩絞車屬于礦用小絞車，它由電動(dòng)機(jī)、減速器、螺旋纏繞式或夾鉗式滾筒、制動(dòng)系統(tǒng)、主軸、底座、張力平衡等部分組成。
1.4無極繩運(yùn)輸?shù)陌踩⒁馐马?xiàng)
（1）采用無極繩運(yùn)輸?shù)钠较?，要求巷道比較平直，無雜物及巖塊等，有利于礦車的通行。巷道拐彎太多，礦車容易掉道，不利于安全行車。
（2）無極繩運(yùn)輸是連續(xù)工作的，其摘掛鉤都須不停車操作。因此，這一環(huán)節(jié)最容易發(fā)生事故。為了保證安全，要求摘掛鉤人員動(dòng)作敏捷、精力集中，同時(shí)，井下無極繩運(yùn)輸平巷中的摘掛鉤的車場(chǎng)，要求兩哦幫寬敞，光線明亮，軌道和路基要平整。
（3）無論無極繩是否運(yùn)行，行人都不得在軌道中間跨越鋼絲繩行走，以免鋼絲繩突然彈起傷人。工人摘掛鉤時(shí)不要站在軌道中間，頭和身不要伸到兩車端頭之間，以免碰傷，開車前，要發(fā)出警號(hào)，摘鉤，掛鉤都應(yīng)提前做好準(zhǔn)備，遇到摘掛不了時(shí)，應(yīng)立即停車，進(jìn)行處理。
（4）定期檢查鋼絲繩、絞車等設(shè)備情況，加強(qiáng)維護(hù)工作，發(fā)現(xiàn)損壞零件，應(yīng)及時(shí)修理和更換，防止發(fā)生事故。
89
2 總體設(shè)計(jì)
2.1設(shè)計(jì)總則
1、煤礦生產(chǎn)，安全第一。
2、面向生產(chǎn)，力求實(shí)效，以滿足用戶最大實(shí)際需求。
3、既考慮到運(yùn)輸為主要用途，又考慮到運(yùn)輸、調(diào)度、回柱等一般用途。
4、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)及有關(guān)規(guī)定。
5、技術(shù)比較先進(jìn)，并要求多用途。
已知條件：
最大牽引力：50KN；容繩量：
牽引速度：0.72m/s；牽引距離：500m
2.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理
絞車由下列主要部分組成。電動(dòng)機(jī)、卷筒、行星齒輪傳動(dòng)裝置和機(jī)座。Y280M--8型無極繩絞車采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，安裝在減速器內(nèi)部，、、為第一級(jí)太陽輪，行星輪和內(nèi)齒圈，、、為第二級(jí)的太陽輪，行星輪和內(nèi)齒圈。電動(dòng)機(jī)軸通過連軸器與減速器輸入軸，它帶動(dòng)第一級(jí)行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，與嚙合，安裝在行星架上，行星輪架與齒輪聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)第二級(jí)的轉(zhuǎn)動(dòng)，然后同理輸出低速軸
2.3選擇電動(dòng)機(jī)
2.3.1電動(dòng)機(jī)輸出功率的計(jì)算
已知：最大拉力：F=50KN 最低繩速： 則:
(2.1)
根據(jù)傳動(dòng)方案圖2.1可得：
總傳動(dòng)效率
式中： 軸承的效率為；行星輪傳動(dòng)效率為。
2.3.2確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
按公式(2.1)可計(jì)算出電動(dòng)機(jī)的輸出功率：
電動(dòng)機(jī)所需的額定功率與電動(dòng)機(jī)輸出功率之間有以下的關(guān)系：
(2.2)
其中：─用以考慮電動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)等外部因素引起的附加動(dòng)載荷而引入的系數(shù)，取Ka=1
由式(2.2)可計(jì)算出額定功率：
圓整取。
同時(shí)，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動(dòng)機(jī)必須具有防爆功能，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，得到電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：
額定功率；
實(shí)際轉(zhuǎn)速；
6.5
其外形尺寸：；
電機(jī)中心高度：；
電動(dòng)機(jī)軸直徑*長(zhǎng)度=55*110mm
3 滾筒及其部件的設(shè)計(jì)
3.1鋼絲繩的選擇
選擇鋼絲繩時(shí)，應(yīng)根據(jù)使用條件和鋼絲繩的特點(diǎn)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(jī)多為右螺旋纏繞，故應(yīng)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(zhuǎn)性給容器導(dǎo)向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。
此處，還應(yīng)考慮如下因素：
（1）在井筒淋水大，水的酸堿度較高且處于出風(fēng)井中的提升鋼絲繩，因腐蝕嚴(yán)重，應(yīng)選用鍍鋅鋼絲繩；
（2）以磨損為主要損壞原因時(shí)，如斜井提升，采區(qū)上、下山運(yùn)輸?shù)龋瑧?yīng)選用外層鋼絲繩較粗的鋼絲繩，如，或三角股等；
（3）以彎曲疲勞為主要損壞原因時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用線接觸式或三角股鋼絲繩，如，等。
（4）用于高溫和有明火的地方，如煤礦矸石山等，應(yīng)選用金屬繩芯鋼絲繩。
由于無極繩絞車是用以調(diào)度車輛的一種絞車，常用于井下采區(qū)、煤倉用裝車站調(diào)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(zhǎng)它的使用壽命。因此選擇鍍鋅鋼絲繩。因?yàn)殄冧\以后，對(duì)于防腐蝕及防銹有很好的效果。
鋼絲繩的安全系數(shù)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(yùn)輸提升》表2-2（2）
選擇：繩 股 (1+6+12) 繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡(luò)。
其主要參數(shù)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(qiáng)度：
鋼絲破斷拉力總和：
3.2滾筒的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.2.1滾筒直徑
根據(jù)GB3811-83規(guī)定
式中，─鋼絲繩直徑， d=26mm
則：
取D=650mm
3.2.2滾筒寬度
滾筒的寬度直接影響到最終產(chǎn)品的寬度，因此它的寬度必然要有最大值的限制，即不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，那么與減速器裝配起來后，就會(huì)顯得不協(xié)調(diào)。所以滾筒的寬度不能隨便確定，而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(xié)調(diào)、美觀、大方。根據(jù)總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為B=640
3.2.3滾筒的外徑
滾筒最小纏繞直徑：
=D+d=650+26=676mm
滾筒的外徑：
=676+52*2=676+104=780mm
式中，─為鋼絲繩直徑， d=26mm
取外徑D=1200mm可算出最大速度。
轉(zhuǎn)速n=1000*v/3.14*D
=1000*0.72*60/3.14*780
=17.64r/min
可得，同已知的最高速度一樣，所以符合條件。
4 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因?yàn)閷?duì)于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級(jí)滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強(qiáng)度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪：MPa
行星輪：MPa
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級(jí)。
內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS.
試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限：Mpa
試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限：Mpa
齒形的加工為插齒，精度為7級(jí)。
4.1 行星機(jī)構(gòu)中主要參數(shù)的確定
（1） 行星機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比：i=41.95，采用2級(jí)NGW型行星機(jī)構(gòu)。
（2） 行星輪數(shù)目, 要根據(jù)文獻(xiàn)3表2.9-3及傳動(dòng)比i，取。
（3）載荷不均衡系數(shù)，采用太陽輪浮動(dòng)和行星架浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取 =1.15
（4）分配傳動(dòng)比：
用角標(biāo)I表示高速級(jí)參數(shù)，Ⅱ表示低速級(jí)參數(shù)，由于高速級(jí)與低速級(jí)外嚙合齒數(shù)，材料，齒面硬度均相同：，則
取
B==1.05, =I
=1.8
所以
A==1.8
查圖可得
（5） 配齒計(jì)算
查表星輪數(shù)圖，取
確定各輪齒數(shù)
太陽輪齒數(shù) =19
內(nèi)齒圈齒數(shù)
行星輪齒數(shù)
校驗(yàn)是否滿足行星傳動(dòng)所特有的要求，即同心條件，裝配條件，鄰接條件
同心條件：
19+50=119-50
69=69
所以滿足同心圓的要求
裝配條件：Za+Zb/3=19+119/3=58.6
所以滿足裝配條件
鄰接條件：
（6）a-c齒輪接觸強(qiáng)度初步計(jì)算，按文獻(xiàn)3表14-1-60中的公式計(jì)算中心距：
（7）齒輪副配對(duì)材料對(duì)傳動(dòng)尺寸的影響系數(shù)，按文獻(xiàn)3表2-28，
取 =1
（8）輸入扭矩 T= 9550*P/n=9550*45*0.99/740=575N.m
（9）設(shè)載荷不均勻系數(shù)
（10）太陽輪與行星架同時(shí)浮動(dòng)，在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，太陽輪傳遞的扭矩：
Ta=T/n*K=575/8*1.15=82.656N.m
（11）查文獻(xiàn)3表14-1-61，得
接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)K=2.2（K=1.6～2.2）
齒數(shù)比
太陽輪和行星輪的材料用滲碳淬火
（12）取齒寬系數(shù)
初定中心距，將以上各值代入強(qiáng)度計(jì)算公式，得：
（13）計(jì)算模數(shù)
m=
取標(biāo)準(zhǔn)值 =5mm
所以a=m{Za+Zc}/2=5(19+50)/2=172.5mm
4.1.1行星機(jī)構(gòu)中各齒輪幾何尺寸的計(jì)算
分度圓
齒頂圓
齒根圓
基圓直徑
齒頂高系數(shù)太陽輪，行星輪，內(nèi)齒輪—
頂隙系數(shù)太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪—
代入上組公式計(jì)算如下：
太陽輪:
行星輪:
Db=250*cos20=234.9
內(nèi)齒輪:
太陽輪，齒寬b=
行星輪b=ba+(5-10)=47.43+7=54.43
內(nèi)齒輪bb=ba=47.43
4.1.2 嚙合要素驗(yàn)算
（1）a-c傳動(dòng)端面重合度
A.頂圓齒形曲徑
太陽輪
行星輪
B.端面嚙合長(zhǎng)度
式中 “”號(hào)正號(hào)為外嚙合，負(fù)號(hào)為內(nèi)嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
=21.79mm
C.端面重合度
（2）c-b端面重合度
A.頂圓齒形曲徑 ，
由上式計(jì)算得 行星輪
內(nèi)齒輪
B.端面嚙合長(zhǎng)度
C.端面重合度
4.1.3 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算
（一） a-c傳動(dòng) （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強(qiáng)度計(jì)算過程，太陽輪（行星輪）的計(jì)算方法相同。）
（1）確定計(jì)算負(fù)荷
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
（2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
式中 —太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速, (r/min)
—壽命期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間， (h)
t=5000(h)
4.1.4驗(yàn)算A-C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
（1）動(dòng)載系數(shù)和速度系數(shù)
動(dòng)載系數(shù)和速度系數(shù)按齒輪相對(duì)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(jì)算)和圖13-1-28(或按表13-1-107計(jì)算)求出。查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》。
和所用的圓周速度用相對(duì)于行星架的圓周速度：
=3.769
動(dòng)載系數(shù)
是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引起的內(nèi)
部附加動(dòng)載荷對(duì)輪齒受載的影響。
對(duì)于圓柱齒輪傳動(dòng)，可取
也可用公式算出：
=
=1.066
速度系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得
（2）齒向載荷分布系數(shù)、
對(duì)于不重要的行星齒輪行動(dòng)，齒輪強(qiáng)度計(jì)算中的齒向載荷分布系數(shù)、可用《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》的傳動(dòng)齒輪第一章來確定；對(duì)于重要的行星齒輪傳動(dòng)，應(yīng)考慮行星傳動(dòng)的特點(diǎn)，用下述方法確定。
彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
及的影響系數(shù)（圖13-5-12）;查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》
——齒寬和行星輪數(shù)目對(duì)和的影響系數(shù)。對(duì)于圓柱直齒或人字齒輪行星傳動(dòng)，如果行星架剛性好，行星輪對(duì)稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，因而使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計(jì)時(shí)，值由圖13-5-13查取。查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》
如果NGW型和NW型行星齒輪傳動(dòng)的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時(shí)，可取。
由圖13-5-13查得：
由圖13-5-12查得：，
彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動(dòng)的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時(shí)，可取。
（3）求齒間載荷分配系數(shù)及
先求端面重合度：
式中
=31.76
=26.36
則
=1.625
因?yàn)槭侵饼X齒輪，總重合度
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：
式中
=
∴
彈性系數(shù)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)：
=0.889
接觸強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)：
因?yàn)楫?dāng)量循環(huán)次數(shù)，則 。
最小安全系數(shù)：取=1
潤(rùn)滑劑系數(shù)，考慮用N46機(jī)械油作為潤(rùn)滑冷卻劑，取=0.93。
粗糙度系數(shù)：取。
齒面工作硬化系數(shù)：取=1。
接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)：=1
（4）A-C傳動(dòng)接觸強(qiáng)度驗(yàn)算
計(jì)算接觸應(yīng)力：
=
=251
許用接觸應(yīng)力：
其強(qiáng)度條件：
則
計(jì)算結(jié)果，A-C接觸強(qiáng)度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。
（5）A-C傳動(dòng)彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
齒根應(yīng)力為：
(5.3)
式中，——齒形系數(shù)，考慮當(dāng)載荷作用于齒項(xiàng)時(shí)齒形對(duì)彎曲應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本。
——應(yīng)力修正系數(shù)，考慮齒根過渡曲線處的應(yīng)力集中及其他應(yīng)力對(duì)齒根應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標(biāo)準(zhǔn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)可查表6-5《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本。
——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時(shí)的齒根彎曲應(yīng)力折算為載
荷作用在單齒對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)齒根彎曲應(yīng)力的系數(shù)，
相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應(yīng)力一般是不相等的，而且，當(dāng)大、小齒輪的材料及熱處理不同時(shí)，其許用應(yīng)力也不相等，所以進(jìn)行輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度校核時(shí)，大、小齒輪應(yīng)分別計(jì)算。
由表6-5查得：小輪：
大輪：
小輪：
大輪：
重合度系數(shù)
=0.25+0.75/1.625
=0.711
式中，——螺旋角系數(shù)；
因?yàn)槭侵饼X輪，所以取=1
由公式(5.3)計(jì)算：
考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)力
由強(qiáng)度條件
即
則 (5.4)
式中，——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點(diǎn)蝕破壞具有更嚴(yán)重的后果，所以通常設(shè)計(jì)時(shí)，彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù)應(yīng)大于接觸強(qiáng)度的安全系數(shù)，，取
由公式(5.4)計(jì)算出齒根最大應(yīng)力：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本查?。?0Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動(dòng)改用材質(zhì)后，彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算也通過。（參考圖6-3查取）
4.1.5驗(yàn)算C-B傳動(dòng)大接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
（1）根據(jù)A-C傳動(dòng)的來確定C-B傳動(dòng)的接觸應(yīng)力，因?yàn)镃-B傳動(dòng)為內(nèi)嚙合， ，所以
（2）核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞極限
由，t，即：
式中，——接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，通常
取
則
45號(hào)鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強(qiáng)度符合要求。
（3）彎曲強(qiáng)度的驗(yàn)算
只對(duì)內(nèi)齒輪進(jìn)行驗(yàn)算，計(jì)算齒根應(yīng)力，其大小和A-C傳動(dòng)的外嚙合一樣，即
由強(qiáng)度條件
得
45號(hào)鋼調(diào)，所以C-B傳動(dòng)中的內(nèi)齒輪彎曲強(qiáng)度符合要求。
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
外嚙合副：按手冊(cè)框圖中查?。?<機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》）p82
內(nèi)嚙合副:按手冊(cè)框圖中查取
SFmin為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)
推薦值為1.4～3，取SFmin=1.5
壽命系數(shù)NL>No,取Nl=No,有Ynt=1
應(yīng)力修正系數(shù)
Ysa(a)=1.54 Ysa(c)=1.70 Ysa(b)=1.80
齒形系數(shù)
（4）彎曲疲勞強(qiáng)度校核
動(dòng)載系數(shù)（Kv） 推薦值為1.05-1.4,取Kfv=Khv=1.2
A- C計(jì)算轉(zhuǎn)矩Ta-c=580N/m
B- c計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc-b=Ta-c(Zc/Za)
=580*(50/19)
=1526N/m
載荷分配系數(shù) 推薦值為1.0-1.2，取Kfa=Kha=1.1
載荷分布系數(shù) 推薦值為1.1-81.35，取Kf=1.1
H=(2ha*+C*)m
=(2*1+0.25)*5
=11.25mm
=0.77
載荷系數(shù)K=Ka
重合度系數(shù)
0.75/
校核彎曲疲勞應(yīng)力
4.2 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因?yàn)閷?duì)于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級(jí)滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強(qiáng)度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪： MPa
行星輪： MPa
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級(jí)。
內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS.
試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限：Mpa
試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限：Mpa
齒形的加工為插齒，精度為7級(jí)。
4.2.1行星機(jī)構(gòu)中主要參數(shù)的確定
4.2.2低速級(jí)計(jì)算
4.2.3配齒計(jì)算
由高速級(jí)計(jì)算得，由于距可能達(dá)到的傳動(dòng)比極
限值較遠(yuǎn)，所以可不檢驗(yàn)鄰接條件。
各輪齒數(shù)查表
=22
Zc=41
這些條件符合取質(zhì)數(shù)，/整數(shù)，/整數(shù)，且 及無公約數(shù)，整數(shù)的NGW型配齒要求，
4.2.4按接觸強(qiáng)度初算A-C傳動(dòng)的中心距和模數(shù)
低速級(jí)輸入扭距：
=9550
因傳動(dòng)中有一個(gè)或兩個(gè)基本構(gòu)件浮動(dòng)動(dòng)作為均載機(jī)構(gòu)，且齒輪精度低于
6級(jí)，所以取載荷不均勻系數(shù)
。
在一對(duì)A-C傳動(dòng)中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩
=
=591.24
全面硬齒面的外嚙合，在對(duì)稱，中等沖擊載荷時(shí)：精度采用8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數(shù)。
考慮電動(dòng)滾筒加工和使用的實(shí)際條件，取。齒數(shù)比
太陽輪和行星輪的材料和高速級(jí)一樣，改用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HRS240285，取。
齒寬系數(shù)（GB10098—88）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，
則取
按接觸強(qiáng)度初算中心距公式：
計(jì)算中心距（內(nèi)嚙合用“－”號(hào)）:
186.7(mm)
求模數(shù)
（1）計(jì)算A-C傳動(dòng)的實(shí)際中心距和嚙合角取模數(shù)（漸開線齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（GB1357-87）），則實(shí)際中心距
=252(mm)
（2）計(jì)算C-B傳動(dòng)的中心距和嚙合角
實(shí)際中心距：
=252(mm)
4.2.5幾何尺寸計(jì)算
按高變位齒輪傳動(dòng)的幾何計(jì)算A、C、B三輪的集合尺寸。
（1）分度圓直徑
（2）太陽輪:
（3）行星輪:
（4）內(nèi)齒輪:
太陽輪，齒寬b=mm
行星輪b=ba+(5-10)=69.3+7=76.3mm
內(nèi)齒輪b=ba=69.3mm
4.2.6 嚙合要素驗(yàn)算
（1） a-c傳動(dòng)端面重合度
A.頂圓齒形曲徑
太陽輪
行星輪
B.端面嚙合長(zhǎng)度
式中 “”號(hào)正號(hào)為外嚙合，負(fù)號(hào)為內(nèi)嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
C.端面重合度
（2） c-b端面重合度
A.頂圓齒形曲徑 ，
由上式計(jì)算得 行星輪
內(nèi)齒輪
B.端面嚙合長(zhǎng)度
C.端面重合度
4.2.7齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算
（一）a-c傳動(dòng) （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強(qiáng)度計(jì)算過程，太陽輪（行星輪）的計(jì)算方法相同。）
（1）確定計(jì)算負(fù)荷
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
（2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
式中 —太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速, (r/min)
—壽命期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間， (h)
t=5000(h)
4.2.8驗(yàn)算A-C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
（1）動(dòng)載系數(shù)和速度系數(shù)
動(dòng)載系數(shù)和速度系數(shù)按齒輪相對(duì)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(jì)算)和圖13-1-28(或按表13-1-107計(jì)算)求出。查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》。
和所用的圓周速度用相對(duì)于行星架的圓周速度：
=3.769
動(dòng)載系數(shù)
是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引起的內(nèi)
部附加動(dòng)載荷對(duì)輪齒受載的影響。
對(duì)于圓柱齒輪傳動(dòng)，可取
也可用公式算出：
=
=1.066
速度系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得
（2）齒向載荷分布系數(shù)、
對(duì)于不重要的行星齒輪行動(dòng)，齒輪強(qiáng)度計(jì)算中的齒向載荷分布系數(shù)、可用《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》的傳動(dòng)齒輪第一章來確定；對(duì)于重要的行星齒輪傳動(dòng)，應(yīng)考慮行星傳動(dòng)的特點(diǎn)，用下述方法確定。
彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
及的影響系數(shù)（圖13-5-12）;查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》
——齒寬和行星輪數(shù)目對(duì)和的影響系數(shù)。對(duì)于圓柱直齒或人字齒輪行星傳動(dòng)，如果行星架剛性好，行星輪對(duì)稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，因而使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計(jì)時(shí)，值由圖13-5-13查取。查看《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》
如果NGW型和NW型行星齒輪傳動(dòng)的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時(shí)，可取。
由圖13-5-13查得：
由圖13-5-12查得：，
彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)：
可見算出來的數(shù)值有點(diǎn)偏高。
另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動(dòng)的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時(shí)，可取。
（3）求齒間載荷分配系數(shù)及
先求端面重合度：
式中
=31.76
=26.36
則
=1.625
因?yàn)槭侵饼X齒輪，總重合度
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：
式中
=
∴
彈性系數(shù)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)：
接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)：
因?yàn)楫?dāng)量循環(huán)次數(shù)，則 。
最小安全系數(shù)：取=1
潤(rùn)滑劑系數(shù)，考慮用N46機(jī)械油作為潤(rùn)滑冷卻劑，取=0.93。
粗糙度系數(shù)：取。
齒面工作硬化系數(shù)：取=1。
接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)：=1
（4）A-C傳動(dòng)接觸強(qiáng)度驗(yàn)算
計(jì)算接觸應(yīng)力：
=
=251
許用接觸應(yīng)力：
其強(qiáng)度條件：
則
計(jì)算結(jié)果，A-C接觸強(qiáng)度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。
（5）A-C傳動(dòng)彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
齒根應(yīng)力為：
(5.3)
式中，——齒形系數(shù)，考慮當(dāng)載荷作用于齒項(xiàng)時(shí)齒形對(duì)彎曲應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本。
——應(yīng)力修正系數(shù)，考慮齒根過渡曲線處的應(yīng)力集中及其他應(yīng)力對(duì)齒根應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標(biāo)準(zhǔn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)可查表6-5《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本。
——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時(shí)的齒根彎曲應(yīng)力折算為載
荷作用在單齒對(duì)嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)齒根彎曲應(yīng)力的系數(shù)，
相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應(yīng)力一般是不相等的，而且，當(dāng)大、小齒輪的材料及熱處理不同時(shí)，其許用應(yīng)力也不相等，所以進(jìn)行輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度校核時(shí)，大、小齒輪應(yīng)分別計(jì)算。
由表6-5查得：小輪：
大輪：
小輪：
大輪：
重合度系數(shù)
式中，——螺旋角系數(shù)；
因?yàn)槭侵饼X輪，所以取=1
由公式(5.3)計(jì)算：
考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)力
由強(qiáng)度條件
即
則 (5.4)
式中，——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點(diǎn)蝕破壞具有更嚴(yán)重的后果，所以通常設(shè)計(jì)時(shí)，彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù)應(yīng)大于接觸強(qiáng)度的安全系數(shù)，，取
由公式(5.4)計(jì)算出齒根最大應(yīng)力：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》課本查?。?0Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動(dòng)改用材質(zhì)后，彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算也通過。（參考圖6-3查?。?
4.2.9驗(yàn)算C-B傳動(dòng)大接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
（1）根據(jù)A-C傳動(dòng)的來確定C-B傳動(dòng)的接觸應(yīng)力，因?yàn)镃-B傳動(dòng)為內(nèi)嚙合， ，所以
（2）核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞極限
由，，即：
式中，——接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，通常
取
則
45號(hào)鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強(qiáng)度符合要求。
（3）彎曲強(qiáng)度的驗(yàn)算
只對(duì)內(nèi)齒輪進(jìn)行驗(yàn)算，計(jì)算齒根應(yīng)力，其大小和A-C傳動(dòng)的外嚙合一樣，即
由強(qiáng)度條件
得
45號(hào)鋼調(diào)，所以C-B傳動(dòng)中的內(nèi)齒輪彎曲強(qiáng)度符合要求。
（4） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
外嚙合副：按手冊(cè)框圖中查取
SFlim為彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，推薦值為1.4～3，取SFlim=1.5
壽命系數(shù)Nl>No 取Nl=No,有Ynt=1
應(yīng)力修正系數(shù)
尺寸系數(shù) m=8 取 Yx=1
彎曲疲勞許用應(yīng)力
（5） 彎曲疲勞強(qiáng)度校核
動(dòng)載系數(shù) 推薦值 1.05～1.4，取
Ta-c=4113N/m
C-B 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tc-b=Ta-c(Zc/Za)
載荷分配系數(shù)，推薦值為1.0～1.2
取
載荷分布系數(shù) 推薦值為1.1～1.35
取
載荷系數(shù)
齒形系數(shù)
重合度系數(shù)
校核彎曲疲勞應(yīng)力
5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
5.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算
高速級(jí)行星架軸轉(zhuǎn)速：
低速級(jí)行星架軸轉(zhuǎn)速：
式中，——電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)，；
——高速級(jí)傳動(dòng)比；
——低速級(jí)傳動(dòng)比。
5.2各軸功率計(jì)算
高速級(jí)行星架軸功率：
低速級(jí)行星架軸功率：
式中，軸承的效率為；
兩級(jí)行星輪系傳動(dòng)效率為。
注:兩級(jí)行星輪的傳動(dòng)比相等，并且它們之積為。
5.3各軸扭矩計(jì)算
高速級(jí)行星架軸扭矩：
主軸扭矩：
低速級(jí)行星架軸扭矩：
5.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.1）
表5.1 各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表
軸 號(hào)
轉(zhuǎn) 速
輸出功率
輸出扭矩
傳動(dòng)比
效 率
電機(jī)軸
740
75
967.9
高速級(jí)行星架軸
71.3
5799.95
6.3
0.98
低速級(jí)行星架軸
29.4
67.8
22023.46
4
0.98
5.5傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.5.1計(jì)算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩
輸入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6.2和圖6.3所示。
5.5.2初步估算軸的直徑
選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計(jì)算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響
根據(jù)軸的材料查得
則
取
5.6確定軸的結(jié)構(gòu)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(cè)靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。最右側(cè)兩軸承靠套和彈性擋圈以定位，最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結(jié)構(gòu)如圖6.1所示。
圖5.2 軸的結(jié)構(gòu)圖
5.6.1確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
段 軸通過鍵于聯(lián)軸器相連，則，。
段 此軸用來固定端蓋，故d=70mm,L=70mm
③段 此軸用來放置軸承，為了便于定位，取軸段長(zhǎng)度；，取軸段直徑。
④段 此軸用來起連接作用，故 取長(zhǎng)度為L(zhǎng)=120mm,d=60mm.
⑤段 此軸用來放置軸承，為了便于定位，取軸段長(zhǎng)度；，取軸段直徑。
⑥段 此軸用來做軸承定位，故取軸段長(zhǎng)度；，取軸段直徑。
⑦段 此軸用來起連接作用，故 取長(zhǎng)度為L(zhǎng)=92mm,d=70mm.
⑧段 這是齒輪軸。直徑d=114mm.
5.6.2確定軸承及齒輪作用力位置
各力方向如圖6.2和6.3和軸的結(jié)構(gòu)圖所示，先確定軸承支點(diǎn)位置，查6212軸承，其支點(diǎn)尺寸，因此軸的支承點(diǎn)到另一個(gè)軸的支承點(diǎn)距離，，，，，。
5.6.3繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
圖5.3受力簡(jiǎn)圖
圖5.3 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
5.6.4軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
（1）求軸承反力
水平面
，
垂直面
，
（2）求齒寬中點(diǎn)處彎矩
水平面
垂直面
合成彎矩
，，
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
5.6.5按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度
當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩
當(dāng)量彎矩圖如圖6.3所示。
軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用應(yīng)力
軸的應(yīng)力為
該軸滿足強(qiáng)度要求
5.7傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
5.7.1各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算
高速級(jí)行星架軸轉(zhuǎn)速：
低速級(jí)行星架軸轉(zhuǎn)速：
式中，——電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)，；
——高速級(jí)傳動(dòng)比；
——低速級(jí)傳動(dòng)比。
5.7.2各軸功率計(jì)算
高速級(jí)行星架軸功率：
低速級(jí)行星架軸功率：
式中，軸承的效率為；
兩級(jí)行星輪系傳動(dòng)效率為。
注:兩級(jí)行星輪的傳動(dòng)比相等，并且它們之積為。
5.7.3各軸扭矩計(jì)算
高速級(jí)行星架軸扭矩：
主軸扭矩：
低速級(jí)行星架軸扭矩：
5.7.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.4）
表5.4 各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表
軸 號(hào)
轉(zhuǎn) 速
輸出功率
輸出扭矩
傳動(dòng)比
效 率
電機(jī)軸
740
45
580.74
高速級(jí)行星架軸
101.88
43.66
4011.03
7.2632
0.98
低速級(jí)行星架軸
3.07
42.79
129127.1
5.7273
0.98
5.8 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.8.1計(jì)算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩
輸出軸上太陽輪分度圓直徑95mm
圓周力
徑向力
軸向力
各力方向如圖6.2和圖6.3所示。
5.8.2初步估算軸的直徑
選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計(jì)算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響
根據(jù)軸的材料查得
則
5.8.3確定軸的結(jié)構(gòu)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(cè)靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。最右側(cè)兩軸承靠套和彈性擋圈以定位，最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結(jié)構(gòu)如圖6.1所示。
圖5.5 軸的結(jié)構(gòu)圖
5.8.4確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
段 軸通過鍵于行星架相連且是過盈配合連接，則，。
段 軸承是以軸肩來定位的。所以軸肩的直徑，軸肩高度應(yīng)滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長(zhǎng)度。
③段 用來與齒輪聯(lián)軸器相連，為了便于定位，取軸段長(zhǎng)度；，取軸段直徑。
5.8.5確定軸承及齒輪作用力位置
各力方向如圖6.2和6.3和軸的結(jié)構(gòu)圖所示，先確定軸承支點(diǎn)位置，查6212軸承，其支點(diǎn)尺寸，因此軸的支承點(diǎn)到另一個(gè)軸的支承點(diǎn)距離。
5.9繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
5.9.1軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
（1）求軸承反力
水平面
，，，
垂直面
，，，
（2）求齒寬中點(diǎn)處彎矩
水平面
，
，
垂直面
，
合成彎矩
，，
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
5.9.2按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度
當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩
當(dāng)量彎矩圖如圖6.3所示。
軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表5.6查得材料施用應(yīng)力
軸的應(yīng)力為
該軸滿足強(qiáng)度要求
6 制動(dòng)器的選擇
制動(dòng)器的工作是以關(guān)掉電動(dòng)機(jī)電源為前提的。因此，制動(dòng)的實(shí)質(zhì)就是由外力所產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機(jī)器的慣性力矩。在這里就是由外力產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機(jī)械傳動(dòng)以及負(fù)載的慣性力矩。
6.1制動(dòng)器的作用與要求
6.1.1制動(dòng)器的作用：
（1）在絞車停止工作時(shí)，能可靠的剎住絞車，并繼續(xù)保持這種制動(dòng)狀態(tài)，即正常停車制動(dòng)。
（2）在發(fā)生緊急情況時(shí)，能迅速而合乎要求的剎住絞車，即安全制動(dòng)。
6.1.2制動(dòng)器的要求：
（1）安全、可靠；
（2）動(dòng)作迅速、有效；
（3）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、尺寸??；
（4）安裝、使用及維護(hù)方便。
6.2制動(dòng)器的類型比較與選擇
6.2.1制動(dòng)器的類型有：
（1）帶式制動(dòng)器；
（2）抱閘式制動(dòng)器；
（3）盤式制動(dòng)器。
6.2.2制動(dòng)器的選擇
YWZ3B-400/90-12.5制動(dòng)器在非工作狀態(tài)時(shí)，為了消除制動(dòng)帶與制動(dòng)輪之間的摩擦，必須置有制動(dòng)帶的張緊結(jié)構(gòu)。在此不可取；至于盤式制動(dòng)器，最宜工作于制動(dòng)輪的端部，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。我們這里的制動(dòng)輪位