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中國礦業(yè)大學(xué)2010屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第66頁
1 概 述
1.1調(diào)度絞車的簡介
調(diào)度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。通過控制電機的正反轉(zhuǎn)及操縱兩個剎車閘的不同剎緊狀態(tài)實現(xiàn)絞車卷筒的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)和停轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)對重物的牽引、下放和停止三種工作狀態(tài)。深度指示器通過指示器的齒輪與卷筒上內(nèi)齒輪的嚙合帶動與指示器相聯(lián)的絲杠的旋轉(zhuǎn)，達到顯示深度的目的。絞車內(nèi)部各轉(zhuǎn)動部分均采用滾動軸承，運轉(zhuǎn)靈活。絞車是用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條以提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備（見起重機械），又稱卷揚機。絞車可以單獨使用，也可作為起重、筑路和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。
調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設(shè)備。絞車在工作過程中普遍存在的一個問題就是鋼絲繩在絞車滾筒上纏繞不均,出現(xiàn)咬繩、壓繩等現(xiàn)象。尤其是使用了一段時間后的舊鋼絲繩,嚴重時鋼絲繩只集中纏繞在滾筒的一側(cè)進而跳出滾筒導(dǎo)致重大事故,對于牽引距離較長的絞車這個問題尤其突出。調(diào)度絞車的工作往往是間歇性的,當(dāng)完成一次牽引任務(wù)繩段載荷去掉后,繩頭呈自由狀態(tài),鋼絲繩會因自身彈力作用使纏繞在滾筒上的鋼絲繩松圈而出現(xiàn)亂繩現(xiàn)象,同樣會影響絞車的正常工作。針對小絞車提升運輸中出現(xiàn)的上述問題,研制開發(fā)適用于平巷以及巷道起伏。
調(diào)度絞車護繩裝置，屬于礦山用調(diào)度絞車裝置技術(shù)領(lǐng)域。以往絞車僅在滾筒后部設(shè)置護繩板，操作人員違章處理容易發(fā)生鋼絲繩纏傷操作人員事故。該實用新型的技術(shù)方案為：支架上設(shè)置有軸套、上滑套管和下滑套管；上護繩架的垂直架在上滑套管內(nèi)，其水平架上套有上滑轉(zhuǎn)輪；下護繩架的垂直架在下滑套管內(nèi)，其水平架上套有下滑轉(zhuǎn)輪；彈簧一端固定在下護繩架上，其另一端固定在支架上；支架下端固定在鐵板固定座上；上護罩兩端分別連接軸套和護繩板。它的優(yōu)點是：該裝置有效的解決了絞車滾筒的部分封閉和纏繩質(zhì)量差引起的安全問題，在一定程度上減少了絞車鋼絲繩跑偏、亂繩等故障的發(fā)生。
絞車有手動和電動兩類。手動絞車的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機構(gòu)上裝有停止器(棘輪和棘爪)，可使重物保持在需要的位置。裝配或提升重物用的手動絞車還應(yīng)設(shè)置安全手柄和制動器。手動絞車一般用在起重量小、設(shè)施條件較差或無電源的地方。
電動絞車廣泛用于工作繁重和所需牽引力較大的場所。單卷筒電動絞車的電動機經(jīng)減速器帶動卷筒，電動機與減速器輸入軸之間裝有制動器。為適應(yīng)提升、牽引和回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。
例如，安裝在直升機上的救援設(shè)備，主要功用是將人或物吊起、放下，自有動力，可控制，直升機在保持高度懸停時，通過絞車手的控制可收放鋼索將人或物吊起放下。絞車的電器設(shè)備具有防爆性能，可用于煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的運輸方式可選用火車或汽車托運?？刹捎冒b箱或敞車托運。若敞車托運應(yīng)有防雨和固定設(shè)施，以防受潮濕和碰撞磕傷絞車。
????絞車貯存應(yīng)存放在干燥的無腐蝕性氣體的庫房內(nèi)，露天存放應(yīng)有防潮、防雨、防銹設(shè)施。以防絞車部件及面漆受損。
1.2用途及適用范圍
礦用調(diào)度絞車性能特點：具有隔爆性能、設(shè)計合理、操作方便用途和特點。
JD系列調(diào)度絞車，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及其它輔助搬運工作，也可用于回采工作面和掘進工作面裝載站上調(diào)度編組礦車。本絞車嚴禁用于提升和載人。
JD型絞車均用行星齒輪傳動，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。
?JD型調(diào)度絞車的電氣設(shè)備有兩種，一種為防爆，另一種為非防爆的，前一種可用于有煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的電機具有防爆性能，其他配套電器設(shè)備由用戶自備，但必須選用
上個月在有效期內(nèi)的《礦用產(chǎn)品安全標(biāo)志證書》的產(chǎn)品，以適用在有瓦斯（甲烷）及煤塵爆炸危險的礦井中使用。
使用環(huán)境和工作條件
1）環(huán)境溫度為；環(huán)境相對濕度不超過；海拔高度以下。
2）周圍空氣中的甲烷、煤塵、硫化氫和二氧化碳等不得超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量。
1.3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）編寫主要零件的加工工藝；
5）編寫完成整體設(shè)計計算說明書。
2 調(diào)度絞車的總體設(shè)計
2.1設(shè)計參數(shù)
最大牽引力：；容繩量：
平均速度：
2.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理
絞車由下列主要部分組成。電動機、卷筒、行星齒輪傳動裝置、剎車裝置和機座。
絞車在結(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2.1 JD─1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-1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?fàn)顟B(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)）。
2.3 選擇電動機
2.3.1電動機輸出功率的計算
已知：
拉力：
最大繩速：
則: (2.1)
根據(jù)傳動方案圖2.1可得：
總傳動效率
式中： 軸承的效率為；
行星輪傳動效率為
2.3.2確定電動機的型號
按公式(2.1)可計算出電動機的輸出功率：
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：
(2.2)
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(2.2)可計算出額定功率：
圓整取。
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，且考慮到電機的過載能力，查《機械設(shè)計手冊》，得到電動機的型號：。
額定功率；
實際轉(zhuǎn)速；
；
；
；
重量 134Kg
其外形尺寸：；
電機中心高度：；
電動機軸直徑長度：。
3 滾筒及其部件的設(shè)計
3 .1鋼絲繩直徑的確定及滾筒直徑的確定
3.1.1 鋼絲繩的選擇
1、根據(jù)GB1102-74，初選鋼絲繩直徑mm（機械手冊2-化工版）
型號：6+FC－12－1670
鋼絲繩公稱抗拉強度為：1670MPa
最小鋼絲繩破斷拉力總和
2．校核安全系數(shù)
安全系數(shù) []=5
>[]=5
3.3.2 滾筒參數(shù)的確定
1、根據(jù)JB/T 9028－1999 規(guī)定
卷筒直徑與鋼絲繩的繩徑比應(yīng)16~20
12（16~20）=（192~240）mm
取=220mm
式中: ：滾筒的最小外徑 mm
：鋼絲繩直徑 mm
2、確定滾筒寬度
初選每層纏繞Z=21圈
則:B=
式中 :鋼絲繩排列不均勻系數(shù)
取B=270mm
3、 初定鋼絲繩纏繞層數(shù)n＝16
4、 驗算滾筒容繩量L
式中: :鋼絲繩每層厚度降低系數(shù)
所以取 n=15 Z=23
5、確定滾筒各直徑
1)滾筒最小纏繞直徑
==220+12=232
2)滾筒最大纏繞直徑
=
3）滾筒平均纏繞直徑
4）滾筒結(jié)構(gòu)外徑
取為620mm
3.1.3 卷筒鋼絲繩運動參數(shù)的計算
1、 卷筒轉(zhuǎn)速
2、卷筒最外層鋼絲繩牽引速度
4 行星齒輪傳動概論
齒輪傳動在各種機器和機械設(shè)備中已獲得了較廣泛的應(yīng)用。例如，起重機械、工程機械、冶金機械、建筑機械、石油機械、紡織機械、機床、汽車、飛機、火炮、船舶和儀器、儀表中均采用了齒輪傳動。在上述各種機器設(shè)備和機械傳動裝置中，為了減速、增速和變速等特殊用途，經(jīng)常采用一系列互相嚙合的齒輪組成的傳動系統(tǒng)，在《機械原理》中，便將上述的齒輪傳動系統(tǒng)稱之為輪系。
4.1行星齒輪傳動的定義
輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿蝸輪組成的輪系，稱之為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。下面我們主要討論的是平面輪系的設(shè)計問題。
根據(jù)齒輪系運轉(zhuǎn)時其筆順齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。
1）普通齒輪傳動（定軸輪系）
當(dāng)齒輪系運轉(zhuǎn)時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何軸線位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱為定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均互相平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。
2）行星齒輪傳動（行星輪系）
當(dāng)齒輪系運轉(zhuǎn)時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉(zhuǎn)，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪。
行星齒輪傳動按其自由度的數(shù)目可分為以下幾種。
（1）簡單行星齒輪傳動 具有一個自由度（W=1）的行星齒輪傳動。對于簡單行星齒輪傳動，只需要知道其中一個構(gòu)件的運動后，其余各構(gòu)件的運動便可確定。
（2）差動行星齒輪傳動 具有兩個自由度（W=2）的行星齒輪傳動，即它是具有三個可動外接構(gòu)件（a、b和x）的行星輪系。對于差動行星齒輪傳動，必須給定兩個構(gòu)件的運動后，其余構(gòu)件的運動才能確定。
在行星齒輪傳動中作行星運動的齒輪，稱為行星齒輪（簡稱為行星輪）。換而言之，在齒輪系中，凡具有自轉(zhuǎn)和公轉(zhuǎn)的齒輪，則稱為行星輪。僅有一個齒圈的行星，稱為單齒圈行星輪；帶有兩個齒圈的行星輪稱為雙齒圈行星輪。
在行星齒輪傳動中，支承行星輪并使它得到公轉(zhuǎn)的構(gòu)件，稱為轉(zhuǎn)臂（又稱為行星架），用符號x表示。轉(zhuǎn)臂x繞之旋轉(zhuǎn)的幾何軸線，稱為主軸線。在行星齒輪傳動中，與行星齒輪相嚙合的，且其軸線又與主軸線重合的齒輪，稱為中心輪；外齒中心輪用符號a或b表示，內(nèi)齒中心輪用符號b或e表示。最小的外齒中心輪a又可稱為太陽輪。而將固定不動的（與機架連接的）中心輪，稱為支持輪。
在行星齒輪傳動中，凡是其旋轉(zhuǎn)軸線與主軸線相重合，并承受外力矩的構(gòu)件，稱為其本構(gòu)件。換言之，所謂基本構(gòu)件就是在空間具有固定旋轉(zhuǎn)軸線的受力構(gòu)件；其中也可能是固定構(gòu)件。而差動行星齒輪傳動就是具有三個運動基本構(gòu)件的行星齒輪傳動。在其三個基本構(gòu)件中，若將內(nèi)齒輪固定不動，則可得到應(yīng)用廣泛的，輸入件為中心輪或轉(zhuǎn)臂，輸出件為轉(zhuǎn)臂或中心輪的行星齒輪傳動。仿上，當(dāng)中心輪a固定不動時，則可得到輸入件為內(nèi)齒輪b或轉(zhuǎn)臂x，輸出件為轉(zhuǎn)臂x或內(nèi)齒輪b的行星齒輪傳動。當(dāng)轉(zhuǎn)臂x固定不動時，則可得到所有齒輪細線均固定不動的普通齒輪傳動，即定軸齒輪傳動。由于該定軸齒輪傳動騍原來行星齒輪傳動的轉(zhuǎn)化機構(gòu)，故又稱之為準(zhǔn)行星齒輪傳動。
4.2行星齒輪傳動符號
在行星齒輪傳動中較常用的符號如下。
——轉(zhuǎn)速，以每分鐘的轉(zhuǎn)數(shù)來衡量的角速度，。
——角速度，以每秒弧度來衡量的角速度，。
——齒輪a的轉(zhuǎn)速，。
——內(nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)速，。
——轉(zhuǎn)臂x的轉(zhuǎn)速，。
——行星輪c的轉(zhuǎn)速，。
——內(nèi)齒輪b與中心輪a的齒數(shù)比。
——內(nèi)齒輪b固定，即,中心輪a輸入，轉(zhuǎn)臂x輸出時的行星齒輪傳動的傳動比。
4.3行星齒輪傳動的特點
行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設(shè)置在同一主軸上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動,而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和和變速裝置.尤其是對于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應(yīng)用。
行星齒輪傳動的主要特點如下。
1）體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔(dān)載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結(jié)構(gòu)上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動的（即在承受相同的載荷條件下）。
2）傳動效率高 由于行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能互相平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達。
3）傳動比較大，可以實現(xiàn)運動的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復(fù)雜的運動。
4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 由于采用了數(shù)個結(jié)構(gòu)相同的行星輪，均勻地分布中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互了解。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。
總之，行星齒輪傳動具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選項用得當(dāng)）等優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器、和儀表各方面。行星傳動不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率，而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動裝置上也已獲得了應(yīng)用。它幾乎可適用于一切功率和轉(zhuǎn)速范圍，故目前行星傳動技術(shù)已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。
隨著行星傳動技術(shù)的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達到，輸出轉(zhuǎn)矩已達到。據(jù)有關(guān)資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術(shù)的發(fā)展方向如下。
（1）標(biāo)準(zhǔn)化、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設(shè)計；而且還演化出多種型化的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。
（2）硬齒面、高精度 行星齒輪傳動機構(gòu)中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學(xué)熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。
（3）高轉(zhuǎn)速、大功率 行星齒輪傳動機構(gòu)在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應(yīng)用，其傳動功率也越來越大。
（4）大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉(zhuǎn)矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝較困難人們對行星傳動技術(shù)進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術(shù)的引進和消化吸收，從而使其傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術(shù)水平的工廠里弄也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。
應(yīng)該指出，對于行星齒輪傳動的設(shè)計者，不僅應(yīng)該了解其優(yōu)點，而且應(yīng)該在自己的設(shè)計工作中，充分地發(fā)揮其優(yōu)點，且把其缺點降低到最低的限度。從而設(shè)計出性能優(yōu)良的行星齒輪傳動裝置。
5 減速器設(shè)計
5.1總傳動比及傳動比分配
5.1.1總傳動比
(5.1)
式中，為電動機轉(zhuǎn)速
為滾筒轉(zhuǎn)速
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)。
5.1.2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。由于結(jié)構(gòu)的需要，選取初級傳動比為
5.2高速級計算
5.2.1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。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機械設(shè)計手冊》表17.2-4，NGW型行星齒輪傳動的齒數(shù)組合即可查出：
5.2.2 按接觸強度初算a-g傳動的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級 8-7-7
2、按接觸強度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為懸臂布置，初取
齒寬系數(shù)
按表13－1－77 圓整取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.3
在一對a-g傳動中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計算
模數(shù)
取
則 a-c傳動未變位時的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動和g-b傳動的實際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.2.3幾何尺寸計算
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
3）齒根圓直徑
4）齒寬和實際齒寬系數(shù)
取為40
實際齒寬系數(shù)
5.2.4、驗算a-g傳動的接觸疲勞強度和彎曲強度
1、按接觸疲勞強度校核
根據(jù)表13－1－80 校核公式為
1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對齒嚙合系數(shù)
查表13－1－104得 =1
3）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查圖13－1－16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13－1－105得 ＝189.8
5)重合度系數(shù)
6）螺旋角系數(shù)
＝1
7）使用系數(shù)
查表13－1－81 得 ＝1
8) 動載系數(shù)
＝1.15
9）齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=40/76<1
所以： 可取＝＝1
10）齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級精度 選取 得＝＝1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計算接觸應(yīng)力：
11)許用接觸疲勞強度計算
查圖13-1-24選取
12）接觸強度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于
所以
而
得 行星輪 （允許有一定點蝕）
太陽輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
13）潤滑油膜影響系數(shù)
查表13－1－108 取
14）工作硬化系數(shù)
取 ＝1.0
15）尺寸系數(shù)
查表13－1－109 得 ＝1.0
16）接觸強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7000.950.92/1.1=566.18
=7001.060.92/1.1=620.58
結(jié)論：由于
所以a-g傳動的接觸疲勞強度通過校核
2、 按彎曲疲勞強度校核
根據(jù)表13－1－111校核公式為
1）齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=25/66<1
所以： 可?。剑?
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級精度 選取 、 得＝＝1.1
3)使用系數(shù)
＝1
4) 動載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.85 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計算彎曲應(yīng)力：
2
10）許用彎曲疲勞強度計算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強度為
11）壽命系數(shù)
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點蝕）
太陽輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
11)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
12）相對齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
13）相對齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
14）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15）彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以a-g傳動的彎曲疲勞強度通過校核
5.2.5、根據(jù)接觸強度計算來確定內(nèi)齒輪材料
1．g-b傳動比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強度壽命系數(shù)
（允許有一定點蝕）
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù)，選用45鋼正火, =550
5.2.6、g-b傳動的彎曲強度驗算
1）齒向載荷分布系數(shù)
＝1
2）齒間載荷分配系數(shù)
＝1.1
3）使用系數(shù)
＝1
4）動載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.23 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9）將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計算彎曲應(yīng)力：
10)許用彎曲疲勞強度計算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對稱雙向彎曲，
11）壽命系數(shù)
太陽輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
12)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
13）相對齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
14）相對齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
15)試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以g-b傳動的彎曲疲勞強度通過校核
5.3低速級計算
5.3.1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。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機械設(shè)計手冊》表17.2-4，NGW型行星齒輪傳動的齒數(shù)組合即可查出：
5.3.2 按接觸強度初算b-g傳動的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級 8-7-7
2、按接觸強度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為對稱布置，初取
齒寬系數(shù)
齒寬系數(shù)取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.3
在一對b-g傳動中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計算
模數(shù)
取=4mm
則 b-g傳動未變位時的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動和g-b傳動的實際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.3.3幾何尺寸計算
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
3）齒根圓直徑
4）齒寬和實際齒寬系數(shù)
取為80
實際齒寬系數(shù)
5.3.4、驗算b-g傳動的接觸疲勞強度和彎曲強度
1、按接觸疲勞強度校核
根據(jù)表13－1－80 校核公式為
1）一對齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對齒嚙合系數(shù)
查表13－1－104得 =1
3）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查圖13－1－16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13－1－105得 ＝189.8
5)重合度系數(shù)
6）螺旋角系數(shù)
＝1
7）使用系數(shù)
查表13－1－81 得 ＝1
8) 動載系數(shù)
動載系數(shù)是按齒輪相對于行星架X的圓周速度
查圖13-1-14求出
可得：＝1.12
9）齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以： 可取＝＝1
10）齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級精度 選取 得＝＝1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計算接觸應(yīng)力：
11)許用接觸疲勞強度計算
查圖13-1-24選取
12）接觸強度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點蝕）
太陽輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
13）潤滑油膜影響系數(shù)
查表13－1－108 取
14）工作硬化系數(shù)
取 ＝1.0
15）尺寸系數(shù)
查表13－1－109 得 ＝1.0
16）接觸強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7001.1930.92/1.1=698.45
=7001.1870.92/1.1=694.93
結(jié)論：由于
所以b-g傳動的接觸疲勞強度通過校核
3、 按彎曲疲勞強度校核
根據(jù)表13－1－111校核公式為
1）齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以： 可?。剑?
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級精度 選取 、 得＝＝1.1
3)使用系數(shù)
＝1
4) 動載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.80 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計算彎曲應(yīng)力：
9）許用彎曲疲勞強度計算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強度為
10）壽命系數(shù)
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點蝕）
太陽輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
11)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
12）相對齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
13）相對齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
14）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15）彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以b-g傳動的彎曲疲勞強度通過校核
5.3.5、根據(jù)接觸強度計算來確定內(nèi)齒輪材料
1．g-b傳動比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強度壽命系數(shù)
（允許有一定點蝕）
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù)，選用45正火處理, =550
5.3.6、g-b傳動的彎曲強度驗算
1）齒向載荷分布系數(shù)
＝1
2）齒間載荷分配系數(shù)
＝1.1
3）使用系數(shù)
＝1
4）動載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.14 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9）將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計算彎曲應(yīng)力：
10)許用彎曲疲勞強度計算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對稱雙向彎曲，
11）壽命系數(shù)
行星輪 （允許有一定點蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點蝕）
12)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
13）相對齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
14）相對齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
15)試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以g-b傳動的彎曲疲勞強度通
5.4 傳動裝置運動參數(shù)的計算
從減速裝置的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸、Ⅴ軸
I軸
II軸
III軸
6傳動軸的設(shè)計計算
6.1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6.2和圖6.3所示。
6.2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
6.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
6.3.1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。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5.1所示。
圖6.1 軸的結(jié)構(gòu)圖
6.3.2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。結(jié)構(gòu)要求取，。
段：由結(jié)構(gòu)要求，過渡段，則該軸段直徑，長度。
段：軸肩，用于固定軸承
段 便于加工齒輪取該軸段直徑長度 。
段： 為軸齒輪，m=4,z=20,B=80
段：便于加工齒輪取,長度。
段：軸肩，用于固定軸承 ,取軸段直徑。
段：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，圓螺母能夠承受大軸向力，但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，暫選螺母M65. 則該軸段直徑為,長度,并加工出螺紋退刀槽。
6.3.3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，，,
6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
圖6.2 滾筒的受力簡圖
1、求水平面受力：
2、求垂直面受力：
圖6.3 軸的計算簡圖
6.5軸的計算簡圖
1、計算軸承的支反力
1）在水平面內(nèi)：
在垂直面內(nèi)：
2）分析知軸承安裝處C點處承受彎矩最大，求中點處彎矩
水平面
垂直面
，
合成彎矩
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
6.6按彎矩合成強度校核軸的強度
當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則C軸承處當(dāng)量彎矩最危險
軸的材料為40Cr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。
7 滾動軸承的選擇與壽命計算
7.1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(dāng)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(dāng)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(dāng)軸承套圈或墊圈的相對旋轉(zhuǎn)時（向心或推力軸承）或當(dāng)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(dāng)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(dāng)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。
7.2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(dāng)。
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。
7.3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(dāng)?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7.1：
表7.1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(fēng)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。
8 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(biāo)準(zhǔn)，得到鍵的截面尺寸；
（2）根據(jù)輪轂寬度B，查鍵的標(biāo)準(zhǔn)，在鍵長度系列中選擇適當(dāng)?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(dāng)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。
8.1電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算
8.1.1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C GB/T1096-2003，即：
，，。
8.1.2鍵的驗算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：
擠壓強度條件 (8.1)
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(8.1)可計算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求
8.2主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗算
8.2.1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C GB/T1096-2003，即：，，。
8.2.2鍵的驗算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：
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(8.1)可計算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求
8.3行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算
8.3.1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：，，。采用雙鍵，呈180度布置。
8.3.2鍵的驗算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：
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(8.1)可計算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求。
9 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。
9.1制動器的作用與要求
9.1.1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。
9.1.2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。
9.2制動器的類型比較與選擇
9.2.1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。
9.2.2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。
外抱帶式制動器，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，包角大，一般接近360°。與帶式制動器相比，其制動軸不受彎矩力，占用空間小，制動所需外力小，非常適合于手動操作的小型設(shè)備制動中。
9.3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9.1。在圖8.1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(dāng)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(dāng)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(dāng)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12）之間常用鋁制帶在磨損后很方便地從鋼帶上拆卸下來。銷座（件4）及丁字板（件7）與鋼帶（件12）之間是用鋼制鉚釘鉚接在一起，其目的是為了增加堅固性。
圖9.1 外抱帶式制動器結(jié)構(gòu)圖
9.4外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算
1）根據(jù)制動帶磨損量確定起始角值（見圖9.2）
圖9.2
（1）有關(guān)極限磨損量的概念
當(dāng)制動帶磨損到值后，制動帶兩端相互接觸（即圖9.2中的），此時，因制動帶抱緊力無法再調(diào)緊，而使制動帶制動失效，也即此制動帶壽命終止，此時的值就稱為制動帶的極限磨損量，它是外抱帶式制動器設(shè)計中的一個很重要的概念。
（2）確定值
設(shè)為制動帶磨損值后的內(nèi)徑，則有，將代入前式后整理可得
(9.1)
我們?nèi)〈?9.1)式可得：
（3）確定起始角
由圖9.2可知
2）初步確定角度值（見圖9.3）
圖9.3
由于值的大小影響著制動機構(gòu)的銷座孔之間距離大小，朋而也影響著機構(gòu)受力狀態(tài)的好壞及制動帶與制動輪貼合的緊密程度，并且，值大小還決定著調(diào)節(jié)螺栓的長度。故應(yīng)先初步確定一個值，以便于計算程序的進行，待調(diào)節(jié)螺栓的長度確定后，再利用 公式最后確定值。這樣，不但使結(jié)構(gòu)緊湊，而且也使構(gòu)件受力處于較佳狀態(tài)。
初步確定的值一般推薦在之間，取。
3）初步確定值（見圖9.4）
圖9.4
值在決定調(diào)節(jié)螺栓長度時，其作用與角相同，為了便于計算程序的進行，也需先初步確定其數(shù)值，等調(diào)節(jié)螺栓的長度確定后，再最后確定其所需值。
值由下式確定：
(9.2)
(9.3)
(9.4)
(9.5)
(9.6)
式中，——銷座孔中心高，
——銷座底板厚度，
——鋼帶厚度，取
——制動帶厚度，
——框架板厚度，（見圖9.8）
——螺栓的螺紋大徑，取
將代入(9.5)式可求得：
，取
將代入式(9.6)可求得：
，取
將代入式(9.4)可求得：
，取
將代入式(9.3)可求得：
，取
將、、及代入式(9.2)可求得：
4）制動狀態(tài)下的孔距計算（見圖9.5）
圖9.5
由式，推得
5）確定松開制動帶后的制動帶內(nèi)徑
假設(shè)松開制動帶后，制動帶的內(nèi)徑與制動輪外徑仍是同心圓，即
(9.7)
式中，——平均退距，查得
將代入(9.7)可求得：
6）確定最小退距（見圖9.6）
圖9.6
由于銷座與制動鋼帶之間一般是用鉚釘鉚接，鋼性大，當(dāng)松開制動帶后，銷座處的退距最小，甚至還處在接觸狀態(tài)，為了使處于松開狀態(tài)的制動帶不與制動輪相接觸，應(yīng)使處于松開狀態(tài)的制動帶內(nèi)徑中心高于制動輪中心一個值，即使是在制動帶達到磨損報廢極限時值也應(yīng)該大于零。制動器的最小退距查得。
7）確定值（見圖9.6）
由圖9.6可知：，則
8）求松開狀態(tài)下的制動帶銷座孔距角
（1）確定值（見圖9.5）
（2）求角（見圖9.6）
9）求松開狀態(tài)下的銷座孔距
由圖9.6可知：
10）求調(diào)節(jié)螺栓長度及螺紋工作長度
圖9.7
（1）求
由圖9.7可知：
（2）求角
由圖9.2和9.7可知：
（3）求
當(dāng)時，即制動帶磨損到了極限磨損量值（制動帶已達到報廢時期）。
在圖9.7中，則
（4）求螺栓的長度（見圖9.8）
圖9.8
設(shè)，則取
（5）求螺紋工作長度（見圖9.8）
11）校核
在求出螺栓的長度及螺紋工作長度后，必須進行校核，使之滿足下列等式：
(9.8)
式中，——螺母厚度，
——框架板厚度，
——螺栓螺距，
由于,所以滿足條件。
12）求鉸鏈節(jié)點距離（見圖9.9）
圖9.9
由圖9.9a)可知：，由圖9.9b)可知：，故：
13）確定制動手把長度
取
14）求框架內(nèi)腔長度（見圖9.8）