JTB-0.8;ampamp#215；0.6型调速型提升绞车的机械调速装置设计【说明书+CAD】
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文0摘要JTB系列提升绞车可供煤矿、金属矿、非金属矿在倾斜巷道作升降物料和人员之用，也可作为小型竖井的提升设备。据制造工艺的不同，可把提升机的滚筒结构分为铸造一焊接混合型支轮为铸造，滚筒为焊接和焊接型。机械传动系统包括减速器和联轴器,矿井提升机主轴的转数由于受提升速度的限制，一般在L0一60转分之间，而用作拖动的电动机的转数，一般在480一960转分之间。这样，除采用低速直流电动机拖动外，一般情况下不能将主轴与电动机直接联接，中间必须经过减速器。因而减速器的作用是减速并传递动力。联轴器由半联轴器、柱销等零件组成。由于柱销具有缓冲和减震作用，因而具有传动平稳、噪音小、安全可靠、易于维护等优点。主轴与减速器输出轴的连接采用齿式联轴器。润滑系统是一切机械系统中很重要的一个环节。润滑系统的作用是在提升机工作时，不间断地向主轴承、减边器轴承和啮合齿面压送润滑油，以保证轴承和齿轮能良好的工作润滑系统必须与自动保护系统和主电动机联锁电动机通过主轴驱动滚筒主轴也是传动的主要部件。提升绞车主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证一定的使用寿命。主轴往往是提升机中重量最大的一个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。关键词提升绞车减速器联轴器主轴河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1ABSTRACTJTBSERIESHOISTWHICHISUSEDFORCOAL,METALMININGANDNONMETALMINING。ITCANRAISEMATERIALSANDPEOPLEINTHETILTROADWAYORBEUSEDASTHEUPGRADINGEQUIPMENTINSMALLSHAFT。ACCORDINGTODIFFERENTMANUFACTURINGPROCESSES,WECOULDCLASSIFYTHEHOISTDRUMSTRUCTUREINTOHYBRIDCASTINGWELDINGTYPESUPPORTWHEELFORCASTING,ROLLERFORWELDINGANDWELDINGTYPE。THEMECHANICALTRANSMISSIONSYSTEMINCLUDESREDUCERANDCOUPLING。THEMAINAXISOFHOISTISRESTRICTEDBYRAISINGSPEED,SOITISGENERAL10TO60R/MIN。ATTHESAMETIME,THEMOTORWHICHISUSEDTODRAGISBETWEEN480AND960R/MIN。INTHISWAY,BESIDESUSINGLOWSPEEDDCMOTORTODRAG。SPINDLECANNOTCONNECTEDWITHTHEMOTORDIRECTLYUNDERNORMALCIRCUMSTANCES,BUTTHROUGHBYTHEMIDDLEREDUCER。REDUCERISUSEDTOSLOWDOWNSPEEDSANDTRANSFERPOWER。COUPLINGISCOMPOSEDOFSEMICOUPLINGANDCOLUMNCOMPONENTPARTS。BECAUSEOFCOLUMNSCONTAINBUFFERANDSHOCKABSORBINGFUNCTIONS,SOTHEYHAVEASMOOTHDRIVE,SMALLNOISE,SAFETY,RELIABILITY,EASYTOMAINTAINBENEFITSANDSOON。SPINDLEANDTHEOUTPUTSHAFTOFREDUCERAREOFTENUSINGGEARCOUPLINGTOCONNECT。LUBRICATIONISAVERYIMPORTANTASPECTFORALLMECHANICALSYSTEMS。LUBRICATIONSYSTEMCANPROVIDEUNINTERRUPTEDPRESSURELUBRICATIONOILFORMAINBEARINGS、REDUCERBEARINGSANDTHESURFACEOFMESHINGTOOTHINRAISINGSTAGE,SOTHATBEARINGSANDGEARSCANWORKWELL。LUBRICATIONSYSTEMSHOULDCONNECTEDWITHAUTOMATICPROTECTIONSYSTEMANDTHEMAINMOTOR。MOTORDRIVESDRUMTHROUGHSPINDLE。SPINDLEISALSOAMAINCOMPONENTINMECHANICALTRANSMISSIONSYSTEMS。SPINDLESHOULDBEABLETOSTANDOUTSIDELOADWITHOUTTHEOCCURRENCEOFEXCESSIVERESIDUALDEFORMATIONANDELASTICDEFORMATIONINTHECOURSEOFWORKINGPROCESS。ATTHESAMETIMETOENSUREACERTAINLIFE。SPINDLEISOFTENTHEBIGGESTANDTHEHEAVIESTPARTSOFHOISTINGMACHINEINSIZEANDTORQUEDELIVERY。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2KEYWORDSHOISTREDUCERCOUPLINGSPINDLE河南理工大学万方科技学院本科毕业论文0目录摘要1ABSTRACT21JTB08提升绞车简介111提升绞车的型号含义112JTB型矿用提升绞车的原理与结构特征12行星齿轮传动概述321行星齿轮传动的定义及分类322行星齿轮传动符号423行星齿轮传动的特点53行星结构传动设计计算及校核731有关原始数据732传动方案的分析与拟定8321对传动方案的要求8322拟定传动方案833行星齿轮传动的传动比和效率计算934行星齿轮传动的配齿计算10341传动比条件10342同轴条件11343装配条件11344邻接条件1235行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算12351分度圆直径D14352齿顶圆直径14A353齿根圆直径14F354齿宽B15355中心距A1536行星齿轮传动强度计算及校核16361选择齿轮材料及精度等级16362有关系数和接触疲劳极限16363齿轮齿面强度的计算及校核18364齿根弯曲疲劳强度校核1937行星齿轮传动的受力分析214行星机构的结构设计及相关技术要求25河南理工大学万方科技学院本科毕业论文141齿轮传动的均载机构25411行星轮间载荷分布不均匀性分析25412行星轮间载荷分布均匀的措施2742行星轮的结构及支承结构2943行星架结构设计3044对齿轮的要求325轴承的选择及校核3351选择滚动轴承类型的主要因素3352轴承使用寿命的推荐值346键的选择与强度验算3661平键的选用步骤3662联接键的选择与验算367绞车的工作原理398JTB08型单滚筒绞车总体布局设计409绞车的使用与操作4191绞车的安装4192使用与操作4110维护与保养43致谢46参考文献47河南理工大学万方科技学院本科毕业论文01JTB08提升绞车简介11提升绞车的型号含义JTB800/630J卷扬机类T提升绞车B防爆型800卷筒直径600卷同宽30减速比12JTB型矿用提升绞车的原理与结构特征绞车的工作系由电动机藉弹性联轴器，园柱齿轮减速机及一级开式齿轮带动主轴卷筒旋转。防爆绞车由主轴装置，减速机，弹性联轴器，带式制动器，机座等部件组成。非防爆绞车由主轴装置，减速机，带制动轮弹性联轴器，电磁制动器带式制动器，机座等部件组成。主轴装置该装置由主轴、齿轮、制动轮、卷筒、滚动轴承等零件组成。两端的齿轮和制动轮用键与主轴相联。在卷筒壳外表面用螺栓固定一层木衬。以保护钢丝绳。主轴两端轴颈分别以滚动轴承支承于机座上。JTB1型直齿轮齿数不同。减速机减速机由一级斜齿轮、机体、机盖、轴、滚动轴承等零件组成。减速机的箱体系剖分式的，在机盖上设有视孔，供注入润滑油和观察齿轮的啮合情况，为了便于检查减速机内的油量及放油情况，在机体上设有油位尺和放油孔。在低速轴上装有以键连接的斜齿轮，一端轴颈装有7615轴承，另一端轴颈装有7315轴承，轴的伸出端装有以键联接的小齿轮。高速轴为轴齿轮其两端轴颈装有7311轴承，入端与弹性联轴器相联。JTB1型减速机中心距为300,齿轮齿数不同。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1带式制动器制动器由制动带、杠杆、手柄、重锤等零件组成，制动带用石棉带藉铜铆钉固定在钢带上，制动带上装有调节装置，可改变制动带与制动轮之间的间隙，杠杆的一端装有重锤，可以使卷筒迅速制动。卷筒的松闸是靠手动操纵来实现，根据制动力大小，重锤可以调整。机座机座是由槽钢，角钢及钢板等焊接而成。机座底面四个槽钢制成向上翘曲的，以便于搬运，顶面焊有四个园筒，当绞车在井下没有固定基础时，用柱子作固定绞车之用。齿轮罩齿轮罩由钢板，角钢焊接而成，其上设有视孔，以便观察齿轮啮合情况和加入润滑油。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文22行星齿轮传动概述轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆蜗轮组成的轮系，称之为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。下面我们主要讨论的是平面轮系的设计问题。21行星齿轮传动的定义及分类普通齿轮传动（定轴轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何轴线位置都是固定不变的，则称为普通齿轮传动（或称为定轴轮系）。在普通齿轮传动中，如果各齿轮副的轴线均互相平行，则称为平行轴齿轮传动；如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副，则称为不平行轴齿轮传动（空间齿轮传动）。行星齿轮传动（行星轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮。行星齿轮传动按其自由度的数目可分为以下几种简单行星齿轮传动具有一个自由度（W1）的行星齿轮传动。对于简单行星齿轮传动，只需要知道其中一个构件的运动后，其余各构件的运动便可确定。差动行星齿轮传动具有两个自由度（W2）的行星齿轮传动，即它是具有三个可动外接构件（A、B和X）的行星轮系。对于差动行星齿轮传动，必须给定两个构件的运动后，其余构件的运动才能确定。在行星齿轮传动中作行星运动的齿轮，称为行星齿轮（简称为行星河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3轮）。换而言之，在齿轮系中，凡具有自转和公转的齿轮，则称为行星轮。仅有一个齿圈的行星，称为单齿圈行星轮；带有两个齿圈的行星轮称为双齿圈行星轮。在行星齿轮传动中，支承行星轮并使它得到公转的构件，称为转臂（又称为行星架），用符号X表示。转臂X绕之旋转的几何轴线，称为主轴线。在行星齿轮传动中，与行星齿轮相啮合的，且其轴线又与主轴线重合的齿轮，称为中心轮；外齿中心轮用符号A或B表示，内齿中心轮用符号B或E表示。最小的外齿中心轮A又可称为太阳轮。而将固定不动的（与机架连接的）中心轮，称为支持轮。在行星齿轮传动中，凡是其旋转轴线与主轴线相重合，并承受外力矩的构件，称为其本构件。换言之，所谓基本构件就是在空间具有固定旋转轴线的受力构件；其中也可能是固定构件。而差动行星齿轮传动就是具有三个运动基本构件的行星齿轮传动。在其三个基本构件中，若将内齿轮固定不动，则可得到应用广泛的，输入件为中心轮或转臂，输出件为转臂或中心轮的行星齿轮传动。仿上，当中心轮A固定不动时，则可得到输入件为内齿轮B或转臂X，输出件为转臂X或内齿轮B的行星齿轮传动。当转臂X固定不动时，则可得到所有齿轮细线均固定不动的普通齿轮传动，即定轴齿轮传动。由于该定轴齿轮传动骒原来行星齿轮传动的转化机构，故又称之为准行星齿轮传动。22行星齿轮传动符号在行星齿轮传动中较常用的符号如下转速，以每分钟的转数来衡量的角速度，。NRMIN角速度，以每秒弧度来衡量的角速度，。ADS河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4齿轮A的转速，。ANRMIN内齿轮B的转速，。B转臂X的转速，。XRI行星轮C的转速，。CNN内齿轮B与中心轮A的齿数比。P内齿轮B固定，即,中心轮A输入，转臂X输出时的BAXI0B行星齿轮传动的传动比。23行星齿轮传动的特点最显著的特点是在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴上。行星齿轮传动的主要特点如下。（1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条件下）。125（2）传动效率高由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，河南理工大学万方科技学院本科毕业论文5使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达。097（3）传动比较大可以实现运动的合成与分解只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。（4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互了解。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文63行星结构传动设计计算及校核行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为2KH、3K、及KHV三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等，本次毕业设计所设计的行星齿轮属于2KH行星传动NGW型。31有关原始数据课题JTB0806机械调速型提升绞车调速装置的设计表31JTB0806提升绞车技术参数表滚筒载荷提升高度钢丝绳电动机重量参数型号个数量直直径MM宽宽度MM最最大静张力KN最大静张力差KN容绳量M层数绳速MS绳径MM功率KW型号速比单位KGJTB080618006001515375413515522YR1806302100河南理工大学万方科技学院本科毕业论文732传动方案的分析与拟定321对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。322拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。如图所示为初步拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。图31周转轮系A太阳轮；G行星轮；B内齿轮；H行星架河南理工大学万方科技学院本科毕业论文8图32JTB08绞车传动系统1电动机2带式制动器3调速行星齿轮减速器4圆柱直齿轮5轴承6齿轮轴7轴承8斜齿轮9轴承10大齿轮11滚筒12工作制动器33行星齿轮传动的传动比和效率计算行星齿轮传动比符号及角标含义为其中1固定件、2主动件、3从23I动件1各构件的转速计算齿轮B固定时，2KH（NGW）型传动的传动比为BAHI11/BAIHBZA可得11165BPI输出转速河南理工大学万方科技学院本科毕业论文9/N/960/6160R/MINHNAPI/GGNHGZA可得行星轮的转速240R/MIN,负号表示与太阳轮的转向相反。2行星齿轮传动的效率计算1|/1|ANHABIHNB为AG啮合的损失系数，为BG啮合的损失系数，为HHHB轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取0025HH按960R/MIN、160R/MIN、5可得ANNHABI1|/1|1|960160/5HABI1160|0025979234行星齿轮传动的配齿计算行星齿轮传动比符号及角标含义为A中心轮、B内齿轮、G行星轮341传动比条件传动比的要求传动比条件即1/BAHIZA可得5B所以中心轮A和内齿轮B的齿数满足给定传动比的要求。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文10342同轴条件保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合GZAZB齿轮AG的中心距等于内啮合齿轮BG的中心距，即WBG称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有M/2M/2AZGBZG得2343装配条件保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件，想邻两个行星轮所夹的中心角2/，中心轮A相应转过角，角必HWN11须等于中心轮A转过个（整数）齿所对的中心角，即2/1Z式中2/为中心轮A转过一个齿（周节）所对的中心角。N/API/1/HN1BZ将和代入上式，有2/2/1/AZWNBZA经整理后6AZBA满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文11344邻接条件保证相邻两行星轮的齿顶不相碰邻接条件，在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图33所示RE图33行星齿轮传动结构示意图可得2WASIN180/OWAGD满足邻接条件。取24，则48，120AZGZB35行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数M齿轮模数M的初算公式为河南理工大学万方科技学院本科毕业论文12M2311LIM/MAFPADFKTYZ式中算数系数，对于直齿轮传动121；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，NM；1/9549/N954922/39607294NMTAWN1PW使用系数，由行星齿轮传动设计表67查得15；AKAK综合系数，由表65查得2；FFK计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，P由公式65得13；FPK小齿轮齿形系数，1FAY图622可得267；，1FA齿轮副中小齿轮齿数，24；1Z1ZA试验齿轮弯曲疲劳极限，按由图626630LIMF2NM选取340LI2N所以M23111LIM/MAFPFADFKTKYZ121729453267043225MM取M3MM河南理工大学万方科技学院本科毕业论文13351分度圆直径DM32472MMAZM348144MMGDM3120360MMBZ352齿顶圆直径AD齿顶高外啮合MM3AH1AH内啮合（）M1755/M22Z272678MMADA21446150MMGH2360562263544MMABDA353齿根圆直径F齿根高（）M125M375FHAC2645MMFDFH21365MMFGFF23675MMFBDFH河南理工大学万方科技学院本科毕业论文14354齿宽B选取06DB0672432MM圆整取45MMA355中心距A对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为1、AG为外啮合齿轮副M/232448/2108MMAGZG2、BG为内啮合齿轮副M/2312048/2108MMBZG中心轮A行星轮G内齿轮B模数M3齿数Z2448120分度圆直径D72144360齿顶圆直径A781503544齿根圆直径F64513653675中心距A108ACBG河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1536行星齿轮传动强度计算及校核361选择齿轮材料及精度等级中心轮A和行星轮G均采用20CRMNTI,渗碳淬火，齿面硬度5662HRC,据图612和627，取1400和340，LIMH2/NLIMF2/N中心轮A和行星轮G加工精度为6级；内齿轮B采用42CRMO,调质硬度217259HB,据图611和626，取780和260LIH2/LIF，内齿轮B加工精度为7级。2/NM362有关系数和接触疲劳极限查行星齿轮传动设计（1）使用系数表67选取15AKAK（2）动载荷系数图66可得106VV（3）齿向载荷分布系数H对于接触情况良好的齿轮副可取1HK（4）齿间载荷分配系数、HAF由表69查得111212HAF（5）行星轮间载荷分配不均匀系数PK由式713得105（1）由图719得HPHP15HPK河南理工大学万方科技学院本科毕业论文16所以105（1）105（151）1251HPKHP仿上1752（6）节点区域系数由图69查得206HZHZ（7）弹性系数由表610查得1605EE（8）重合度系数由图610查得082（9）螺旋角系数1ZZCOS（10）试验齿的接触疲劳极限LIMH由图611图615查得1400LI2/N（11）最小安全系数、LIMHSLIF由表611可得15、2LILIH（12）接触强度计算的寿命系数NTZ由图611查得138T（13）润滑油膜影响系数、LVR由图617、618、619查得09、0952、082LZVRZ（14）齿面工作硬化系数由图620查得12WWZ（15）接触强度计算的尺寸系数由图621查得1XZX（16）齿向载荷分布系数按公式660和图67得FK13FK河南理工大学万方科技学院本科毕业论文17（17）齿间载荷分布系数由表69可查11FKFK（18）行星轮间载荷分布系数按公式712计算P13FPK（19）齿形系数由图622查258，233FAY1FAY2FA（20）应力修正系数由图624得163，173SSS（21）重合度系数按675计算078（22）螺旋角系数由图625查得1YY363齿轮齿面强度的计算及校核（1）齿面接触应力H1H012AVAPK2H0H1/ETZFDBU（2）许用接触应力为HP许用接触应力可按下式计算，即HPLIMLIM/NTLVRWXHZS（3）强度条件校核齿面接触应力的强度条件大小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力为，即HHPHP或者校核齿轮的安全系数大、小齿轮接触安全系数值应分别S河南理工大学万方科技学院本科毕业论文18大于其对应的最小安全系数，即LIMHSLIMHS查行星齿轮传动设计表611可得13LI所以13HS2061605082101/HETZFDBU26620637452/NM1H012AVHAPK2663152/3154612H02AVHAHPK10175/NMHPLILIM/NTLVRWXHZS140013809095082121/1312502/NM所以齿面接触校核合格HP364齿根弯曲疲劳强度校核转矩1T/9549/N954922/39607294NM1AWN1PW（1）按齿根弯曲应力的条件公式672进行校核计算，即1FP首先按公式669计算齿轮的齿根应力，即河南理工大学万方科技学院本科毕业论文19F0AKVFFP齿轮的齿根应力基本值可按公式670计算，即/BM0FTAYS许用齿根应力按公式671计算P/FLIMSTNRELTRLXYMINFS（2）AG齿轮副名义切向力T中心轮A的切向力按公式631计算，即TFCA2000/200021882/3722026NMTFATWN1D按公式669计算齿轮的齿根应力F2026258163078115106131F1113/45314552/NM2026233173078115106132F1113/453139472/取150F2/N按公式671计算许用齿根应力FP34020891098102/16378FP2/NM因为齿根应力150小于许用齿根应力F2/NM378，所以AC齿轮副满足齿根弯曲强度条件。FP2/NM河南理工大学万方科技学院本科毕业论文20（3）BG齿轮副在内啮合齿轮副BG中只需要校核内齿轮B的齿根弯曲强度，即仍按公式669计算其齿根弯曲应力和按公式671计算计算许用齿2F根应力FP通过查表或采用相应计算公式，可取和外啮合不同的系数111，126，11，1，2053，265，VKF2FKFP2AY2SA076，092，2YNT103和101代入上式得RELXY20262053265076115111126111/2F45314322/NM取145F2602092103098101/16305P2/NM因为齿根应力145小于许用齿根应力F2/N305，所以BC齿轮副满足齿根弯曲强度条件。FP2/NM37行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即1,且均WN匀对称地分布于中心轮之间；所以在2HK型行星传动中，各基本构件（中心轮A、B和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未河南理工大学万方科技学院本科毕业论文21绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号FRF代表切向力。R为了分析各构件所受力的切向力F，提出如下三点在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在2HK型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩,对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F。由于在输入件中心轮A上受有个行星轮G同时施加的作用力WN和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载GAFAT荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析PK和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮A在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为/9549/N954922/39607294NM1TAWN1PW可得21882NM1式中中心轮所传递的转矩，NM；A输入件所传递的名义功率，KW；1P河南理工大学万方科技学院本科毕业论文22图34行星齿轮传动简图及构件的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮G作用于中心轮A的切向力为2000/2000/20007294/722026NGAF1TADAWND而行星轮G上所受的三个切向力为中心轮A作用与行星轮G的切向力为2000/2026NGAATWND内齿轮作用于行星轮G的切向力为2000/2026NBFAAW转臂H作用于行星轮G的切向力为24000/4052NAATWND转臂H上所受的作用力为24000/4052NGFHGAW输出输入A传动简图B构件的受力分析河南理工大学万方科技学院本科毕业论文23转臂H上所受的力矩为4000/400021882/72108TWNGHFXRATDXR13128NM在内齿轮B上所受的切向力为2000/2026NGBATWND在内齿轮B上所受的力矩为/2000/72942026/3601094NMTWNGBFAB式中中心轮A的节圆直径，AD内齿轮B的节圆直径，B转臂H的回转半径，XR河南理工大学万方科技学院本科毕业论文244行星机构的结构设计及相关技术要求41齿轮传动的均载机构行星齿轮传动通常采用均载机构来体现其质量小、承载能力高等突出优点。可以补偿制造误差，还可降低对齿轮的精度要求，以均衡各行星轮传动递的载荷。均载机构具有多种型式，我们所采用的是行星架浮动的均载机构。行星架浮动的均载机构特点是主要适用于三个行星轮的行星齿轮传动。基本构件（太阳轮、内齿轮或行星架）没有固定的径向支承，在受力不平衡的条件下，可以径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。在NGW型传动中，由于行星架受力较大（二倍圆周力），有利于浮动。行星架浮动不要支承，可简化结构，尤其利于多级行星齿轮传动。但由于行星架自重大，速度高会产生较大的离心力，影响浮动效果，所以常用于速度不高的场合。411行星轮间载荷分布不均匀性分析在传动比和名义功率相同的情况下，采用四个行星轮的行星齿轮传动装置的外形尺寸，仅为具有一个行星轮的行星齿轮传动的一半；在相同结构尺寸的情况下，行星齿轮传动所传递的转矩为普通定轴齿轮传动的45倍。但是由于不可避免的制造和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮间的载荷分布是不均匀的。较严重的情况是有时载荷可能是集中在某一行星轮上，而其他的行星轮则被闲置，而不能起着传递动力的作用。这就是某些行星齿轮传动时，认真地解决行星轮间载荷分配的不均匀性问题，这对于充分发挥其优越性就显得非常重河南理工大学万方科技学院本科毕业论文25要。所谓行星轮间载荷分布均匀（或称载荷均衡），就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小相等。求此行星齿轮传动的载荷不均匀系数PK设中心轮上输入一个转矩，在理想的制造精度和刚度的条件下，AT中心轮上的轮齿就会与三个行星轮上的轮齿相接触（啮合），则各行A星轮、和对中心轮的法向作用力、和的大小是相等1C231CNF2C3CN的。现取中心轮为受力对象，法向作用力、和组成为一个F等边的力三角形，即各行星轮作用于中心轮上的力的主矢为零，；而其主矩的大小则等于转矩。因此，中心轮可1230CNCNFATA达到无径向载荷地传递转矩。但是，在没有采取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮间的载荷分布也并非完全是均衡的。行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、行星架和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行星齿轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差，例如，中心线轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和行星架上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮、的运动误差和行星轮与中心轮啮合时的间隙或过盈。由于上述这AB些行星轮与中心轮或仅与一个行星轮接触的情况，而中心轮与其余AB行星轮的啮合处就会产生间隙、。23N在输入转矩的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形，而使AT河南理工大学万方科技学院本科毕业论文26齿轮旋转某一角度，如果弧线的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即AA；那么，其所有的载荷（切向力）就全部由一个AMINAR2ATTFD中心轮相接触的行星轮传递，即。1CMAXTT当行星轮间的载荷分布均匀时，中心轮与每个行星轮啮合处的平均切向力为20TATKPWFTND式中，中心轮与各行星轮啮合处的切向力之和，；TN行星轮数，取W3WN中心轮输入的转矩，；ATANMA中心轮的分度圆直径，。D在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各TFWN行星轮间的载荷均匀分布；其平均切向力为。仿上，20TATKPWTD则可其载荷分配范围不均匀系数为MAX1TKPTPF所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的PK数值范围为。13PK河南理工大学万方科技学院本科毕业论文27412行星轮间载荷分布均匀的措施为了使行星轮间载荷均匀分布，通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。一般情况下主要靠机械的方法来实现均载的系统（简称为机械均载系统），其结构类型可分为如下两种。1静定系统具有浮动基本构件的系统。全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。2静不定系统完全刚性构件的均载系统。采用弹性件的均载有系统。本次设计行星齿轮传动系统采用中心轮浮动中心轮通过齿轮联轴器与主轴相连接。当输入轴上施加力矩时，AT中心轮与三个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力、1NF和。若行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于齿轮联轴器2NF3对中心轮在径向上自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形；而各力形成的力矩与外力矩平衡，即使各行星轮间AT的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数。1PK由于中心轮的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；与其连接的河南理工大学万方科技学院本科毕业论文28均载机构较容易制造，且便于安装。尤其是当行星轮数，应用于3WN中、低速行星传动时，其均载效果更好。42行星轮的结构及支承结构行星轮的结构行星轮的结构根据传动型式、传动比大小、轴承类型及轴承的安装形式而定。行星轮的轴承的行星传动中，是属于受载最重的支承。在一般用途的中低速传动中，行星轮轴承多用滚动轴承。在长期运行的大功率固定式装置行星传动及船舶行星传动中，常采用滑动轴承，此外在径向尺寸受到限制或速度很高，从而滚动轴承的寿命不足时，也常采用滑动轴承。由行星齿轮传动的原理可知，行星轮是支承在动轴上的齿轮，即通过各类轴承将行星轮安装在行星架的动轴上。而在行星齿轮传动中，行星轮在轴承是属于承受载荷最大的支承构件。对于直径的2ZX（A）型传动，可在行星轮的轮缘中仅安装一个滚动轴承作为其友承，但所选用的轴承必须具有限制其内外圈相对移动的特性。一般情况下，行星轮可用两个滚动轴承来支承。由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。在内圈与心轴之间的环形间隙里，供有润滑的压力油。在行星轮支承中，采用矩形截面的弹性挡圈来进行其轴向位置的固定。这样做可以在行星轮轮缘的内表面上免去轴肩（用于轴承轴向固定）。行星轮支承的轴向定位，可借助于淬硬并磨削加工的上推垫圈来实现。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文29采用成对使用的单列圆锥滚子轴承作为行星轮支承时，其工作能力取决于轴向游隙的调整。对于轴向游隙的调整，一般是靠调整轴承中较松配合的非旋转圈来实现的。如果行星轮不能采用上述的单列圆锥滚子轴承作为其支承的话，则应选用高精度的、径向游隙小的不能调整游隙的单列向心短圆柱滚子轴承（内圈一侧无挡边的）或滚针轴承。43行星架结构设计1行星架形式的确定和材料的选定行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三种基本形式双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因为本设计中传动比较大，NGW型单级，所以行星轮轴承安装4BAHI在行星轮内，采用单臂式行星架结构。行星架材料常用ZG55，由于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用45号钢，重量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其它性能也有所提高。2行星架的参数选择中心距极限偏差AF行星架上各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏差会引起行星轮径向位移，从而影响齿轮传动侧隙，且当各中心距偏差的数值和方向不同时，要影响行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值，因而影响行星架的均载。一般要求控制其值在001002之间。由中心距的基本数值和齿轮精度等级查表得河南理工大学万方科技学院本科毕业论文30对高速级AF02M对低速级3相邻行星轮轴孔距偏差LF相邻行星轮轴孔偏差是对各行星轮间载苛分配均衡性影响较大的因素，必须严格控制。值主要取决于各轴孔的分度误差，而分度误差LF又取决于机床和工艺装配的精度。按下式计算LF310LAF高速级MM，取MM1430LF6036LF低速级MM，取MM923LAF42LF图41相邻行星轮轴孔示意图河南理工大学万方科技学院本科毕业论文31行星轮轴孔对行星架基准线的平行度公差。X方向轴线平行度误差，Y方向轴线平行度误差25UMXFF12YFF行星架的偏心误差HE行星架的偏心误差可根据其中心距的极限偏差和相邻行星轮轴AF孔距偏差的几何关系求得。一般取LF12HLEF由于高速级MM，所以取15UM036低速级MM，取18UM42LFHE静平衡试验为了保证传动装置的运转的平稳性，对行星架时行静平衡。不平衡力矩应小于05NM44对齿轮的要求1齿轮材料和热处理要求行星齿轮传动中太阳轮同时与几个行星轮啮合，载荷循环次数最多，因此在一般情况下，应选用承载能力较高的合金钢，并采用表面淬火、渗氮等热处理方法，增加其表面硬度。在NGWT和NGWN传动中，行星轮C同时与太阳轮和内齿轮啮合，齿轮受双向弯曲载荷，所以常选用太阳轮相同的材料和热处理。内齿轮强度一般裕量较大，可采用稍差一些的材料。齿面硬度也可低些，通常只调质处理，也可表面淬火和渗氮。2齿轮精度行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿河南理工大学万方科技学院本科毕业论文32轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度来确定。对于中、低XV行星齿轮传动其太阳轮和行星轮精度不低于5级，内齿轮精度不低于6级。齿轮啮合侧隙一般应比定轴齿轮传动稍大，并以此计算出齿厚或公法线平均长度的极限偏差，再圆整到GB/T100951988所规定的偏差代号所对应的数值。齿轮联轴器的齿轮精度一般取8级。5轴承的选择及校核51选择滚动轴承类型的主要因素1允许空间。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都有挡边的圆柱滚子轴承，如同时还存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的情况，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，若同时要求调心性能，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大于球轴承，提高轴承的刚性，可通过“预紧”，但必须适当。6轴向游动。轴承配置通常是一端固定，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。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文337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。52轴承使用寿命的推荐值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、可靠性要求及轴承的工作转速，预先确定一个适当的使用寿命N（用工作小时表示），再进行额定动载荷和额定静载荷的计算。HL当使用条件为每天8H工作的机械、但经常不是满载荷使用，如电机、一般齿轮装置、压碎机、起重机和一般机械时，使用寿命一般为1000025000H。滚动轴承的选择与寿命计算深沟球轴承，行星齿轮减速器中所用的深沟球轴承按从左到右、从上到下的顺序分别为轴承、。根据结构和承受的载荷需要。它们的型号选择及其校核计算如下1行星架轴承型号为16030，其主要参数为D150D225MMB24CR742KN由于该轴承轴向受力可忽略不计，两对轴承受径向载荷最大为4052N，所以每对轴承的当量动载荷4052NRPF河南理工大学万方科技学院本科毕业论文34160R/MIN1960HNI电机由轴承寿命计算公式可得64H610HLHCHNP63107425H41015000H10H2行星轮轴承两对，型号为16008，主要参数块为D40D68MMB9CR125KN由于该轴承轴向受力可忽略不计，轴承受径向载荷最大为4052N，所以每对轴承的当量动载荷4052NRPF由轴承寿命计算公式可得163H610HLGCHNP6310254H41015000H10H3太阳轮轴承，型号为61818，其主要参数为D90D115MMB13CR21KN由于两对轴承双并列用，所以轴向力不计，径向载荷为2026N，2026NRPF由轴承寿命计算公式可得河南理工大学万方科技学院本科毕业论文35193H610HLACHNP631029H41015000H10H6键的选择与强度验算61平键的选用步骤（1）根据轴径D键的标准，得到键的截面尺寸；BH（2）根据轮毂宽度B，查键的标准，在键长度系列中选择适当的键长L；（3）验算其强度。若发现强度不足时，可利用适当增大键的工作长度或改用双键等方法，直到满足条件为止。平键联接可能的失效形式有1静联接时，键、轴槽和轮毂槽中较弱零件的工作面可能被压溃；2动联接时，工作面出现过度磨损；3键被剪断。实际上，平键联接最易发生的失效形式通常是压溃和磨损，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。62联接键的选择与验算键的选择根据电动机的规格，电机轴的输入直径为。查普通平键（摘5M河南理工大学万方科技学院本科毕业论文36自GB/T109579,GB/T109679），键的规格为键AGB/T109679，160即，。16MB0H10ML键的验算假设载荷为均匀分布，由图61可得平键联接的强度计算式为2H普通平键的受力分析图61挤压强度条件4PPTDLH式中，转矩，；TNMA轴径，；D键的高度，；H键的工作长度，；对A型键；对B型键；LLLBLL对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；2LLB键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，P河南理工大学万方科技学院本科毕业论文37，查得静连接工作方式下，钢在冲击状态下2NM。2609P由公式可计算出挤压应力P2421809NM56ATDLH即故，符合要求P键的选择二级减速器输入端直径为，查普通平键（摘自GB/T109510M79,GB/T109679），键的规格为键AGB/T109679，即28，。28MB16HL键的验算假设载荷为均匀分布，由图61可得平键联接的强度计算式为挤压强度条件4PPTDLH式中，转矩，；TNMA轴径，；D键的高度，；H键的工作长度，；对A型键；对B型键；LLLBLL对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度；2LLB键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，P，查得。2NM2609NMP由公式81可计算出挤压应力河南理工大学万方科技学院本科毕业论文38241328019NM6HPTDLH即故，符合要求。P7绞车的工作原理1、当电机启动后，运动通过柱销联轴节传给行星减速器，在调速制动手柄处于放开状态时，行星减速器的输出轴不转动，此时卷筒亦不转动，钢丝绳绳速为零。当扳动调速制动手柄时，减速器输出轴开始转动，并随着扳紧力的增加而逐渐加快，直到扳紧手柄，调速轮不转，则输出轴的转速也逐渐达到最大，同时减速器上输出齿轮带动卷筒大齿轮获得最大速度。此时，卷筒处于正常工作状态。2、当电机停电时，电力液压制动器迅速制动，使绞车停转。3、工作制动是手动操作，遇异常情况或司机离开操作地时，可扳紧工作制动手柄刹住卷筒。在扳紧手柄的同时，应关掉电源，使电力液压制动器也同时制动。4、深度指示器，用于指示提升高度。指示器底座上装有离合器，扳动离合手柄，可调节指针位置。深度指示器上装有行程开关，控制提升高度达到最大限度时断电使绞车停止运转起到过绳保护作用。5、行星齿轮减速器为行星差动传动机构，中心齿轮和
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