煤礦絞車設(shè)計含開題及9張CAD圖,煤礦,絞車,設(shè)計,開題,cad 摘 要 調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設(shè)備，主要用于礦井下調(diào)度礦車及其它輔助牽引，亦可用于煤礦、冶金礦山、建筑工地等場合作拖運、提升工作或其他輔助搬運工作，但不得作載人使用。 在設(shè)計過程中根據(jù)絞車牽引力選擇電動的型號以及鋼絲繩的直徑，選擇后驗證速度是否與設(shè)計要求速度一致，根據(jù)要求設(shè)計絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構(gòu)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(cè)，從而根據(jù)設(shè)計要求確定行星減速器的結(jié)構(gòu)和各個傳動部件的尺寸，根據(jù)滾筒的結(jié)構(gòu)形式選擇制動裝置為帶式制動，并對各個設(shè)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(xiàn)絞車卷筒的正轉(zhuǎn)和停轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)對重物的牽引和停止兩種工作狀態(tài)。設(shè)計中絞車內(nèi)部各轉(zhuǎn)動部分均采用滾動軸承，運轉(zhuǎn)靈活。 JD-0.5型調(diào)度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低以及隔爆性能、設(shè)計合理、操作方便，用途廣泛等特點。 關(guān)鍵詞：調(diào)度絞車； 帶式制動；行星輪系 ABSTRACT Mine production Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine 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 choose 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 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 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 operation. 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 Characteristics. Keywords：Scheduling winch; Belt braking; Round of the planet. 93 目錄 緒論 1 1 調(diào)度絞車的總體設(shè)計 3 1.1設(shè)計參數(shù) 3 1.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理 3 1.3選擇電動機 5 1.3.1電動機輸出功率的計算 5 1.3.2確定電動機的型號 6 2 滾筒及其部件的設(shè)計 7 2.1鋼絲繩的選擇 7 2.2滾筒的設(shè)計計算 8 2.2.1滾筒直徑 8 2.2.2滾筒寬度 8 2.2.3滾筒的外徑 8 3 減速器設(shè)計 10 3.1總傳動比及傳動比分配 10 3.1.1總傳動比 10 3.1.2傳動比分配 10 3.2高速級計算 12 3.2.1配齒計算 12 3.2.2變位方式及變位系數(shù)的選擇 13 3.2.初算傳動的中心距和模數(shù) 14 3.2.4幾何尺寸計算 16 3.2.5驗算傳動的接觸強度和彎曲強度 18 3.2.6驗算傳動接觸強度和彎曲強度 23 3.3低速級計算 24 3.3.1配齒計算 24 3.3.2變位方式及變位系數(shù)的選擇 25 3.3.3初算太陽輪行星輪傳動的中心距和模數(shù) 26 3.3.4幾何尺寸計算 28 3.3.5驗算接觸強度和彎曲強度 30 3.3.6驗算大接觸強度和彎曲強度 35 3.4傳動裝置運動參數(shù)的計算 37 3.4.1各軸轉(zhuǎn)速計算 37 3.4.2各軸功率計算 37 3.4.3各軸扭矩計算 38 3.4.4各軸轉(zhuǎn)速 功率 扭矩列表 38 4 傳動軸的設(shè)計計算 39 4.1計算作用在齒輪上的力 39 4.2、初步估算軸的直徑 39 4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 40 4.3.1確定軸的結(jié)構(gòu)方案 40 4.3.2確定各軸段直徑和長度 40 4.3.3確定軸承及齒輪作用力位置 41 4.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 42 4.5軸的計算簡圖 44 4.6按彎矩合成強度校核軸的強度 44 5 滾動軸承的選擇與壽命計算 46 5.1基本概念及術(shù)語 46 5.2軸承類型選擇 47 5.3按額定動載荷選擇軸承 48 6 鍵的選擇與強度驗算 50 6.1電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 50 6.1.1鍵的選擇 50 6.1.2鍵的驗算 51 6.2主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗算 51 6.2.1鍵的選擇 51 6.2.2鍵的驗算 51 6.3主軸與太陽輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 52 6.3.1鍵的選擇 52 6.3.2鍵的驗算 52 6.4行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算 53 6.4.1鍵的選擇 53 6.4.2鍵的驗算 53 7 制動器的設(shè)計計算 55 7.1制動器的作用與要求 55 7.1.1制動器的作用 55 7.1.2制動器的要求 55 7.2制動器的類型比較與選擇 55 7.2.1制動器的類型 55 7.2.2制動器的選擇 56 7.3外抱帶式制動器結(jié)構(gòu) 56 7.4外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算 57 8 主要零件的技術(shù)要求 69 8.1對齒輪的要求 69 8.1.1齒輪精度 69 8.1.2對行星輪制造方面的幾點要求 69 8.1.3齒輪材料和熱處理要求 70 小 結(jié) 71 參考文獻 72 致 謝 73 附錄： 英文資料與中文翻譯..............................................................................................74 緒論 我國調(diào)度絞車的生產(chǎn)經(jīng)歷了仿制和自行設(shè)計兩個階段。50年代測繪仿制了日本、蘇聯(lián)的各型絞車。1958年后，蘇聯(lián)DJ14.5型和日本內(nèi)齒輪相繼淘汰。1960年對調(diào)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(guī)格。從1964年開始自行設(shè)計了調(diào)度絞車，已投入批量生產(chǎn)。結(jié)構(gòu)為多行星齒輪轉(zhuǎn)動，結(jié)構(gòu)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(chǎn)品的研制工作，對產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)進行了很大的改進和創(chuàng)新，在提高壽命、降低噪聲方面取得了一定的效果。 調(diào)度絞車在國外使用也很普遍，生產(chǎn)廠家也很多。根據(jù)目前收集到的資料，蘇、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(chǎn)。種類繁多，規(guī)格較多，拉力小到100kg，大到3600kg。動力有電動、液動和風動。工作機構(gòu)有單筒、雙筒和摩擦式。傳統(tǒng)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。 縱觀國內(nèi)外調(diào)度絞車的發(fā)展概況，其發(fā)展趨勢有以下幾個特點： 1）向標準化、系列化方向發(fā)展； 2）向體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊方向發(fā)展； 3）向高效、節(jié)能方向發(fā)展； 4）向壽命長、低噪音方向發(fā)展； 5）向一機多能，通用化方向發(fā)展； 6）向大功率方向發(fā)展； 7）向外形簡單、平滑、美觀大方方向發(fā)展。 當前我國調(diào)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(shù)指標與國外有差距。由于我國尚不具備測試手段，是壽命無法考核，噪聲也比較大，目前還不能達到環(huán)保衛(wèi)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(chǎn)品質(zhì)量還存在一定差距。所以我國還需要加強對調(diào)度絞車這個學科的建設(shè)，努力完善各方面測試手段及性能要求。 作為一名機械專業(yè)的本科畢業(yè)生，針對國內(nèi)外礦用調(diào)度絞車的發(fā)展現(xiàn)狀，本文選題礦用調(diào)度絞車設(shè)計。采用行星齒輪傳動，絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。絞車的電氣設(shè)備具有防爆性能，可用于有煤塵及瓦斯的礦井。 本文所做的基本工作： 1）設(shè)計完成總體裝配圖設(shè)計； 2）設(shè)計完成主減速器裝配圖設(shè)計； 3）完成主要傳動組件、零件的工作圖設(shè)計； 4）編寫完成整體設(shè)計計算說明書。 1 調(diào)度絞車的總體設(shè)計 1.1設(shè)計參數(shù) 最大牽引力：6KN； 容繩量： 平均速度： 1.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理 絞車由下列主要部分組成。電動機、滾筒、行星齒輪傳動裝置、剎車裝置和機座。在結(jié)構(gòu)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(tǒng)見附圖： 圖1-1 JD─0.5型調(diào)度絞車傳動系統(tǒng)圖 1─左側(cè)行星輪架 2─主軸 3─右側(cè)行星輪架 JD-0.5型調(diào)度絞車采用兩級行星齒輪傳動，分別安裝在滾筒的兩側(cè)，、、為左側(cè)行星齒輪，、、為右側(cè)行星齒輪。電動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪），它帶動左側(cè)行星齒架1上的行星齒輪旋轉(zhuǎn)，由于電動機齒輪是固定旋轉(zhuǎn)的，所以，行星齒輪除作自轉(zhuǎn)外，還要圍繞電動機齒輪公轉(zhuǎn)，因此，帶動左側(cè)行星輪架1旋轉(zhuǎn)，從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸2旋轉(zhuǎn)，裝在主軸上的齒輪（太陽輪）也旋轉(zhuǎn)，于是帶動右側(cè)行星輪架3上的行星齒輪轉(zhuǎn)動，此時有如下三種情況： 1）如果將左側(cè)制動閘剎住，右側(cè)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(zhuǎn)，行星齒輪不作公轉(zhuǎn)只作自轉(zhuǎn)，同時帶動內(nèi)齒輪空轉(zhuǎn)（此為停止狀態(tài)）； 2）如果將左側(cè)制動閘松開，右側(cè)工作閘剎住，內(nèi)齒輪停止不轉(zhuǎn)，行星齒輪除作自轉(zhuǎn)外，還要作公轉(zhuǎn)，帶動行星輪架3轉(zhuǎn)動，滾筒與行星輪架相連接，也旋轉(zhuǎn)起來，即可進行牽引（此為工作狀態(tài)）； 3）如果兩側(cè)閘都松開，行星輪架3呈浮動狀態(tài)，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態(tài)）。 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(jù)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(guān)系： (1.2) 其中：─用以考慮電動機和工作機的運轉(zhuǎn)等外部因素引起的附加動載荷而引入的系數(shù)，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《機械零件設(shè)計手冊》，得到電動機的型號：YB2-132S-4。 額定功率P=5.5KW,實際轉(zhuǎn)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 滾筒及其部件的設(shè)計 2.1鋼絲繩的選擇 選擇鋼絲繩時，應(yīng)根據(jù)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(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)性給容器導向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。 由于調(diào)度絞車是用以調(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《礦井運輸提升》表2-2（2） 選擇：繩 股 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： 鋼絲繩公稱抗拉強度：1550Mpa 鋼絲破斷拉力總和： 2.2滾筒的設(shè)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(chǎn)品的寬度，因此它的寬度不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，就會顯得不協(xié)調(diào)。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。 2.2.3滾筒的外徑 滾筒的容繩量，我們設(shè)定為，據(jù)以上設(shè)計可知，每一層纏繞的圈數(shù)： 每一圈所纏繞的長度： ∴ 鋼絲繩的纏繞層數(shù)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(zhuǎn)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(shè)計 3.1總傳動比及傳動比分配 3.1.1總傳動比 (3.1) 式中，為電動機轉(zhuǎn)速 為滾筒轉(zhuǎn)速 據(jù)滾筒及其部件設(shè)計，滾筒直徑 則 所以，總傳動比 在傳遞動力時,行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點,但是行星數(shù)目的增加會使其載荷均衡困難,而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍.因而在設(shè)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(shù)目為3。 因為行星輪數(shù)目，傳動范圍只有，故選用兩級行星齒輪傳動機構(gòu)。 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(shù)，表示低速級參數(shù)。設(shè)高速級和低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則；取行星輪數(shù)目；對于兩級NGW型行星齒輪傳動，可使低速級內(nèi)齒輪分度圓直徑與高速級內(nèi)齒輪分度圓直徑之比接近于，之比值用表示，通常令，并?。蝗≥d荷不均勻系數(shù)；取齒寬系數(shù)。 兩級NGW型行星齒輪傳動的傳動比分配可利用圖17.2-4《機械設(shè)計手冊》，圖中和分別為高速級及總的傳動比，可按下式計算 式中 ——行星輪數(shù)目；——齒寬系數(shù)； ——載荷不均勻系數(shù)見表17.2-16；查《機械設(shè)計手冊》 ——接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)； ——動載系數(shù)； ——接觸強度的壽命系數(shù)；——工作硬化系數(shù)； ——計算齒輪的接觸疲勞極限，取值查第16篇第2章。查《機械設(shè)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(shè)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及總的傳動比，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配齒計算 確定齒數(shù)應(yīng)滿足的條件： 行星齒輪傳動各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)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(shù)目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)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(shù)按公式 進行配齒計算，計算中根據(jù)并適當調(diào)整，使等于整數(shù)，再求出，應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使整數(shù)。 則 這些符合取質(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。 3.2.2變位方式及變位系數(shù)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(zhì)量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心距、在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)的選擇具有較大的靈活性。 常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數(shù)可按表13-5-13及13-5-4、圖13-5-5和圖13-5-6確定。參考《機械零件設(shè)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(shè)計手冊》詳細說明了高變位的系數(shù)的選擇的情況: （1） 太陽輪負變位，行星輪和內(nèi)齒輪正變位。即： 和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設(shè)計手冊》 （2） 太陽輪正變位，行星輪和內(nèi)齒輪負變位。即： 和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設(shè)計手冊》 由于，故 查得， 3.2.初算傳動的中心距和模數(shù) 輸入轉(zhuǎn)距 因傳動中有一個或兩個基本構(gòu)件浮動動作為均載機構(gòu)，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數(shù)。 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(shù) 考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取。齒數(shù)比 太陽輪和行星輪的材料用40Cr鋼表面的影響系數(shù)。調(diào)質(zhì)處理后HBS240285，取。 齒寬系數(shù)（GB10098—88）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，則取。 按接觸強度初算中心距公式： (3.2) 由公式(3.2)可計算出中心距（內(nèi)嚙合用“－”號）: 求模數(shù) 1）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)（漸開線齒輪標準模數(shù)（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(shù)，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(shè)計手冊》表13-1-79,即：齒寬系數(shù)的推薦范圍表。 查表得：，取 太陽輪齒寬： ； 行星輪齒寬： 取 ； 內(nèi)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(shù)和速度系數(shù) 動載系數(shù)和速度系數(shù)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(shè)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(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(shù)由《機械設(shè)計手冊》查得 2）齒向載荷分布系數(shù)、 如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時，可取。 另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。 3）求齒間載荷分配系數(shù)及 先求端面重合度： 式中 則 因為是直齒齒輪，總重合度 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： 式中 ∴ 彈性系數(shù)： 接觸強度計算的重合度系數(shù)： 接觸強度計算的螺旋角系數(shù)： 接觸強度計算的壽命系數(shù)： 因為當量循環(huán)次數(shù)，則 。 最小安全系數(shù)：取=1 潤滑劑系數(shù)，考慮用N46機械油作為潤滑冷卻劑，取=0.93。 粗糙度系數(shù)：取。 齒面工作硬化系數(shù)：取=1。 接觸強度計算的尺寸系數(shù)：=1 4）A-C傳動接觸強度驗算 計算接觸應(yīng)力： 許用接觸應(yīng)力： 其強度條件： 則 計算結(jié)果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。 5）A-C傳動彎曲強度驗算 齒根應(yīng)力為： (3.3) 式中，——齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪齒形系數(shù)可查表10-5《機械設(shè)計》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)。標準齒輪應(yīng)力修正系數(shù)可查表10-5《機械設(shè)計》課本。 ——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應(yīng)力折算為載荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應(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，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應(yīng)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(yīng)分別計算。 由表10-5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(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)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(shù)，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設(shè)計時，彎曲強度的安全系數(shù)應(yīng)大于接觸強度的安全系數(shù)，，取 公式(3.4)算出齒根最大應(yīng)力： 由《機械設(shè)計》課本查?。?0Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動改用材質(zhì)后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查?。? 3.2.6驗算傳動接觸強度和彎曲強度 1）根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應(yīng)力，因為C-B傳動為內(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，:接觸強度計算的最小安全系數(shù),通常 取 則 45號鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強度符合要求。 3）彎曲強度的驗算 只對內(nèi)齒輪進行驗算，計算齒根應(yīng)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(diào)，所以C-B傳動中的內(nèi)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(shù)按公式 進行配齒計算，計算中根據(jù)并適當調(diào)整，使等于整數(shù)，再求出， 應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使整數(shù)。 則 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，而且不是質(zhì)數(shù)，以便于加工。速比誤差。 3.3.2變位方式及變位系數(shù)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(zhì)量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心距、在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)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(yīng)用。高變位主要用于消除根切和使相嚙合齒輪的滑動比及彎曲強度大致相等。角變位主要用于更靈活地選擇齒數(shù)，拼湊中心距，改善嚙合特性及提高承載能力。由于高變位的應(yīng)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(yīng)用。 常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數(shù)可按表13-5-13及13-5-4、圖13-5-5和圖13-5-6確定。參考《機械零件設(shè)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(shè)計手冊》詳細說明了高變位的系數(shù)的選擇的情況: 1） 太陽輪負變位，行星輪和內(nèi)齒輪正變位。即： 和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設(shè)計手冊》 2） 太陽輪正變位，行星輪和內(nèi)齒輪負變位。即： 和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設(shè)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(shù) 低速級輸入扭距： 因傳動中有一個或兩個基本構(gòu)件浮動動作為均載機構(gòu)，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數(shù) 。 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(shù)。 考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取。齒數(shù)比 太陽輪和行星輪的材料和高速級一樣，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 。 按接觸強度初算中心距公式： 計算中心距（內(nèi)嚙合用“－”號）: 求模數(shù) 1）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)（漸開線齒輪標準模數(shù)（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(shù)，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(shè)計手冊》表13-1-79,即：齒寬系數(shù)的推薦范圍表。 查表得：，取 太陽輪齒寬: ??； 行星輪齒寬: ??； 內(nèi)齒輪齒寬:。 3.3.5驗算接觸強度和彎曲強度 1）動載系數(shù)和速度系數(shù) 動載系數(shù)和速度系數(shù)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(shè)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(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(shù)由《機械設(shè)計手冊》查得 2）齒向載荷分布系數(shù)、 如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時，可取。 另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。 3）求齒間載荷分配系數(shù)及 先求端面重合度： 式中 則 因為是直齒齒輪，總重合度 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： 式中， ∴ 彈性系數(shù)： 接觸強度計算的重合度系數(shù)： 接觸強度計算的螺旋角系數(shù)： 接觸強度計算的壽命系數(shù)： 因為當量循環(huán)次數(shù)，則 。 最小安全系數(shù)：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(shù)：取。 齒面工作硬化系數(shù)：取=1。 接觸強度計算的尺寸系數(shù)：=1 4）A-C傳動接觸強度驗算 計算接觸應(yīng)力： 許用接觸應(yīng)力： 其強度條件： 則 計算結(jié)果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。 5）A-C傳動彎曲強度驗算 齒根應(yīng)力為： 式中，——齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應(yīng)力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪齒形系數(shù)可查表10-5《機械設(shè)計》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)。標準齒輪應(yīng)力修正系數(shù)可查表10-5《機械設(shè)計》課本。 ——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應(yīng)力折算為載荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應(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，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應(yīng)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(yīng)分別計算。 表10-5查得：小輪： 大輪： 小輪： 大輪： 重合度系數(shù) 式中，——螺旋角系數(shù)；因為是直齒輪，所以取=1 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： 由強度條件 ， 即 則 (3.4) 式中，:彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設(shè)計時，彎曲強度的安全系數(shù)應(yīng)大于接觸強度的安全系數(shù)，，取 由《機械設(shè)計》課本查?。?0Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動改用材質(zhì)后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查?。? 3.3.6驗算大接觸強度和彎曲強度 1）根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應(yīng)力，因為C-B傳動為內(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，——接觸強度計算的最小安全系數(shù)，通常 取 則 45號鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強度符合要求。 3）彎曲強度的驗算 只對內(nèi)齒輪進行驗算，計算齒根應(yīng)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(diào)，所以C-B傳動中的內(nèi)齒輪彎曲強度符合要求。 3.4傳動裝置運動參數(shù)的計算 3.4.1各軸轉(zhuǎn)速計算 高速級行星架軸轉(zhuǎn)速： 主軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速： 式中，——電動機轉(zhuǎn)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: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(zhuǎn)速、功率、扭矩列表 表3-1 各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表 軸 號 轉(zhuǎn) 速 輸出功率 輸出扭矩 傳動比 效 率 電機軸 1440 3.5 23.2 高速級行星架軸 282.353 3.328 112.561 5.1 0.98 主軸 282.353 3.328 112.561 5.1 0.98 低速級行星架軸 63.7 3.13 469.254 4.4333 0.98 卷筒軸 63.7 3.13 469.254 1 0.98 4 傳動軸的設(shè)計計算 4.1計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 圓周力 徑向力 軸向力 各力方向如圖4-2和圖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(diào)質(zhì)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(jù)軸的材料查得 則 取 4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.3.1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。右側(cè)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(jié)構(gòu)如圖4-1所示。 圖4-1 軸的結(jié)構(gòu)圖 4.3.2確定各軸段直徑和長度 段 軸和轉(zhuǎn)臂是通過鍵聯(lián)接起來的。轉(zhuǎn)臂的轂孔長度為，為了使軸和轉(zhuǎn)臂運行更加安全，所以用螺釘把它們聯(lián)接在一起。故其長度比轂孔長度短30毫米，則，。 段 為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)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(yīng)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(yīng)滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長度。 段 為了便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)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個滾動軸承支承軸，為使軸承運行平穩(wěn)，選用圓螺母固定軸端，軸上螺紋處有較大的應(yīng)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確定軸承及齒輪作用力位置 各力方向如圖4-2和4-3和軸的結(jié)構(gòu)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(shù)，齒寬中點處當量彎矩 軸的材料為45號鋼，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： 該軸滿足強度要求。 5 滾動軸承的選擇與壽命計算 5.1基本概念及術(shù)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(xiàn)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(zhuǎn)數(shù)。 2）可靠度（即軸承壽命的可靠度） 指一組在同一條件下運轉(zhuǎn)的、近于相同的滾動軸承所期望達到或超過規(guī)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(guī)定壽命的概率。 3）靜載荷 當軸承套圈或墊圈的相對旋轉(zhuǎn)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）動載荷 當軸承套圈或墊圈的相對旋轉(zhuǎn)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(chǔ)的壽命的預(yù)測值。 6）基本額定壽命 與90%可靠性關(guān)聯(lián)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(zhuǎn)。對于單列角接觸軸承，該載荷是指引起軸承套圈相互間產(chǎn)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(zhuǎn)。 9）徑向（或軸向）當量動載荷 指一恒定的徑向載荷（或中心軸向載荷），在該載荷作用下，滾動軸承具有與實際載荷作用下相同的壽命。 10）徑向（或軸向）基本額定靜載荷 指與滾動體及滾道的總永久變形量相對應(yīng)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(yīng)力下，滾動體與滾道接觸處產(chǎn)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(yīng)力的滾動體和滾道接觸處產(chǎn)生的總永久變形量與實際載荷條件下的總永久變形量相同。 5.2軸承類型選擇 選擇滾動軸承的類型與多種因素有關(guān)，通常根據(jù)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(lián)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，可選深溝球軸承和內(nèi)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及安裝對中性差的情況，可選用調(diào)心球軸承、調(diào)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(diào)心性能，可選推力調(diào)心滾子軸承。 3）軸承工作轉(zhuǎn)速。 4）旋轉(zhuǎn)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(yù)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(yīng)軸的熱脹泠縮，保證軸承游動方式，一是可選用內(nèi)圈或外圈無擋過的軸承，另一種是在內(nèi)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(yīng)盡量采用球軸承，還應(yīng)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，或選用內(nèi)圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調(diào)心滾子軸承、調(diào)心球軸承。 5.3按額定動載荷選擇軸承 選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速，預(yù)先確定一個適當?shù)氖褂脡勖ㄓ霉ぷ餍r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(jīng)常使用的儀器和設(shè)備 3003000 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(nóng)業(yè)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(fā)電站輔助設(shè)備、流水作業(yè)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(jīng)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 2000030000 24h連續(xù)工作的機械，如壓縮機、泵、電機、軋機 齒輪裝置、紡織機械 4000050000 24h連續(xù)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、造紙機械、電站主要設(shè)備 給排水設(shè)備、礦用通風機 100000 由于調(diào)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(jù)軸徑d鍵的標準，得到鍵的截面尺寸； （2）根據(jù)輪轂寬度B，查鍵的標準，在鍵長度系列中選擇適當?shù)逆I長L； （3）驗算其強度。若發(fā)現(xiàn)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(lián)接可能的失效形式有： 靜聯(lián)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(lián)接時，工作面出現(xiàn)過度磨損； 鍵被剪斷。 實際上，平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象（除非有嚴重過載）。因此，平鍵聯(lián)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(lián)接鍵的選擇與驗算 6.1.1鍵的選擇 根據(jù)電動機的規(guī)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(guī)格為鍵A GB/T1096-2003，即：，，。 6.1.2鍵的驗算 假設(shè)載荷為均勻分布，平鍵聯(lián)接的強度計算式為： 擠壓強度條件 (6.1) 式中，——轉(zhuǎn)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(yīng)力，，查得。 由公式(6.1)可計算出擠壓應(yīng)力： 即： 故，符合要求。 6.2主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)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(guī)格為鍵A GB/T1096-2003，即：，，。 6.2.2鍵的驗算 假設(shè)載荷為均勻分布，由平鍵聯(lián)接的強度計算式： 擠壓強度條件 式中，——轉(zhuǎn)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(yīng)力，，查得。 由公式(6.1)可計算出擠壓應(yīng)力： 即： 故，符合要求。 6.3主軸與太陽輪聯(lián)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(guī)格為鍵A GB/T1096-2003，即：，，。 6.3.2鍵的驗算 假設(shè)載荷為均勻分布，由平鍵聯(lián)接的強度計算式： 擠壓強度條件 式中，——轉(zhuǎn)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(yīng)力，，查得。 由公式(6.1)可計算出擠壓應(yīng)力： 即： 故，符合要求。 6.4行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算 6.4.1鍵的選擇 行星架的外徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規(guī)格為鍵B GB/T1096-2003，即：，，。 6.4.2鍵的驗算 假設(shè)載荷為均勻分布，由平鍵聯(lián)接的強度計算式： 擠壓強度條件 式中，——轉(zhuǎn)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(yīng)力，，查得。 由公式(6.1)可計算出擠壓應(yīng)力： 即故，符合要求。 但考慮到安全,所以采用雙鍵,并按布置。 7 制動器的設(shè)計計算 制動器的工作是以關(guān)掉電動機電源為前提的。因此，制動的實質(zhì)就是由外力所產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機器的慣性力矩。在這里就是由外力產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機械傳動以及負載的慣性力矩。 7.1制動器的作用與要求 7.1.1制動器的作用： 1）在絞車停止工作時，能可靠的剎住絞車，并繼續(xù)保持這種制動狀態(tài)，即正常停車制動。 2）在發(fā)生緊急情況時，能迅速而合乎要求的剎住絞車，即安全制動。 7.1.2制動器的要求： 1）安全、可靠； 2）動作迅速、有效； 3）結(jié)構(gòu)簡單、重量輕、尺寸?。? 4）安裝、使用及維護方便。 7.2制動器的類型比較與選擇 7.2.1制動器的類型有： 1）帶式制動器； 2）抱閘式制動器； 3）盤式制動器。 7.2.2制動器的選擇 帶式制動器在非工作狀態(tài)時，為了消除制動帶與制動輪之間的摩擦，必須置有制動帶的張緊結(jié)構(gòu)。在此不可??；至于盤式制動器，最宜工作于制動輪的端部，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。我們這里的制動輪位于電動機與減速器之間，不宜采用盤式制動器。因此我們采用抱閘式制動器。另外，絞車工作在井下，要具備防爆功能。若用電力制動，必須配置防爆電器，這樣會使結(jié)構(gòu)復(fù)雜化。同時提高了成本，因此我們不用電力制動。同時，絞車為純機械式的，也不宜用液壓制動，也省去一整套液壓系統(tǒng)，有利于結(jié)構(gòu)的簡單化，降低成本。綜合上所述，我們決定采用外抱帶式制動器。 7.3外抱帶式制動器結(jié)構(gòu) 外抱帶式制動器常用于中、小載荷的起重、運輸機械中，其結(jié)構(gòu)見圖7-1。在圖7-1中，手把（件1）是用來操縱制動帶進行制動或松開制動帶。止動板的作用是當制動帶在抱緊動輪時，制止整個制動器隨制動一起轉(zhuǎn)動；還起著當制動器松開后，制動帶與制動輪之間最小退距的調(diào)整作用。調(diào)節(jié)螺栓（件3）的作用是調(diào)節(jié)制動帶與制動輪的抱緊程度及因制動帶磨損而造成制動力矩下降。兩個調(diào)節(jié)螺母（件8）的作用是與調(diào)節(jié)螺栓一起相配合來調(diào)節(jié)制動力矩，并在當制動力矩調(diào)整合適后，把調(diào)節(jié)螺栓與框架（件9）緊固成一體。制動器（件11）與鋼帶（件1