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30 装岩机 绞车 设计

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湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计 P-30(B)耙斗装岩机绞车设计DESIGN OF P-30(B) RAKE BUCKET ROCK LOADER WINCH学生姓名： 吴 术学 号： 200741914619年级专业及班级：2007级机械设计制造及其自动（6）班指导老师及职称：莫亚武 副教授湖南长沙提交日期：2011 年 5 月P-30(B)耙斗装岩机绞车设计学 生：吴 术指导老师：莫亚武（湖南农业大学东方科技学院，长沙410128）摘 要：P-30(B)耙斗装载机属于矿井巷道掘进的装岩设备，是耙装机和转载机“合二为一”的机型。可称之为转载式耙斗装岩机。为了适应大断面矿井快速掘进的要求，从而解决装载速度不能满足掘进速度要求的矛盾，论文中以耙斗装岩机的生产率和耙斗容积为已知条件，通过大量的计算、推理和论证，设计了耙斗装岩机绞车部分的减速器、工作滚筒、空程滚筒、制动器等绞车主要部件。本设计中工作滚筒和空程滚筒的传动部分采用行星齿轮机构来完成，并对行星齿轮传动系统均载的基本原理做了简单的说明。这样就使得按该方案设计的绞车具有操作省力、灵活，调整简便，事故少，维修工作量小的优点，同时在吸取成型产品生产和使用经验的基础上完成了耙斗装岩机的绞车设计。关键词：绞车；电动机；滚筒；变速箱；制动器Design of P-30(B) Rake Bucket Rock Loader Winch Student:Wu ShuTutor:Mo Yawu(Orient Science& Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: P-30 (B) rake bucket loader is installed to mine rock Tunneling Equipment, is a rake and loader installed combined models. Reprinted type rake may be called to rock loader bucket. Large section of mine in order to meet the requirements of fast driving, in address loading speed can not meet the requirements of the contradictions driving speed, paper, rock loader bucket with rake and rake the productivity of the buckets of known conditions, through a large number of calculations, reasoning and argumentation, designing to rake bucket rock loader winch part of the reducer, the working cylinder, air-way roller, brakes and other key components winch. The design of the work rollers and air-way roller planetary gear transmission part is to be completed, and the planetary gear transmission system. The basic principles are set out in a simple description. This shide in accordance with its design of the winch with operational effort, flexible, easy to adjust, less accidents, maintenance workload of small advantages, while on the basis of learning from the experience of molding products and using a rake the complet of the winch rock loader bucket design .Key words:winch;electric motor;roller;transmission;brakes1 前言对该课题P-30(B)耙斗装岩机的绞车部分进行设计，在对产品工作的环境进行实地考察时，发现该机械实际生产中作业过程中绞车部分的设计有不足的地方，且不能保证设计者所达到的要求。在具有的先进的技术条件下，却没有较好的利用现有的设备来进行生产和加工。从而在机器长时间的运转中变速箱部分的磨损比较厉害，从而影响机器的整体性能和局部零件的使用寿命。1.1 耙斗装岩机绞车概述绞车一般由动力机构、变速机构、传动机构、滚筒、刹车等部件组成。绞车在矿井中起到了很大的作用，它的工作特点是操作使用频繁，变速范围宽、载荷变化大。1.1.1 矿井耙矿工作对绞车的要求根据绞车的功用和特点，一般来说，挖矿工作对绞车有以下要求: (1)为了保证传送的动力，要求绞车各零部件在强度、刚度满足其使用性能的前提下，绞车要有足够的功率。 (2)为了适应起重量的变化及提高功效，绞车应有足够的起升档数或变速调解范围。 (3)绞车滚筒应有足够的尺寸和容绳量。 (4)绞车应有灵敏可靠的刹车系统，以便刹住最大载荷。 (5)绞车控制部分应便于操作，安全可靠。1.1.2 耙斗装岩机绞车类型及特性介绍绞车的形式多种多样，但主要有以下几种类型: (l)从动力上分类，绞车有柴油机驱动，包括柴油机直接驱动和柴油机加液力驱动两种型式;电驱动绞车主要包括直流电驱动和交流电驱动两种。 (2)从结构上来说，绞车一般有五种类型，即单轴、双轴、三轴、五轴和各为单轴的主、辅绞车等。单轴绞车是将滚筒和猫头装在同一根轴上操作的，该绞车的不足是猫头转速偏高，位置过低，操作不便;双轴绞车是将滚筒和猫头各自装在两根轴上，靠链条联系在一起，其不足是由于变速机构与传动系统采用了齿轮和链条两种方式，使得管理维修不方便;三轴绞车能实现独立的三低一高档转速，转盘可通过绞车传动，是目前常用的绞车结构型式 (3)从变速调解状况分类，一般可分为一档、两档、四档和六档等多种形式。1.1.3 耙斗装岩机绞车的发展趋势纵观耙斗装岩机的发展历史，经历了一个由简单到复杂，由自动化水平低到自动化水平高的发展变化过程，纹车的发展过程也同样如此。随着电子技术、液压技术等新技术的日新月异，矿用绞车将会朝着以下几个方面发展。 (l)进一步向电驱动方向发展。 (2)进一步向自动化、智能化方向努力。 (3)继续向大型化方向发展。 (4)向分体式、单轴式方向发展。单轴式绞车近年来在西方比较流行，这两种绞车的共同特点是结构简单，体积小，重量轻，便于运输安装等。 (5)向系列化、标准化、模块化方向努力。随着国际市场的逐步规范化，钻井设备向系列化、标准化、通用化等方向发展的趋势是必然的，这有利于增加设备的互换性及产品性能的稳定性，并能节约大量的生产成本。 (6)向高适应性方向发展。由于矿井下作业的环境都是很恶劣的，因此，开发高适应性的矿山设备是今后和未来的必然要求。1.2 国内外研究现状中国矿用绞车产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 我国从1960年开始研制耙斗装岩机，经历了40多年的发展，可分为试验研究、小批试生产、大批量生产、发展创新四个阶段。煤炭部煤炭科学院上海研究所最早开始耙斗装岩机的研究工作，主要由煤炭系统的制造厂生产，因产量小满足不了用户需要。自1971年以来，根据矿山生产的需要，江苏冶金修造厂、梅山铁矿一大队的工人、干部、工程技术人员一起，在“鞍钢宪法”的指引下，对ZYP-7型耙斗装岩机作了一些改进，试制了ZP-30型耙斗装岩机。几年来，经过有关矿山的使用表明，效果较好，受到现场工人的欢迎。1973年，除煤炭系统增加制造厂外，并陆续转产给机械部系统制造厂生产，如锦州矿山机械厂、上海采矿机械厂、温州矿山机械厂等20多家。其产品标准JB/T23782004行星传动耙斗装岩机是由锦州矿山机器（集团）有限公司负责起草的。由于生产的需要，耙斗装岩机在国内外都得到很好的发展。耙斗装岩机在国外生产和使用也很普遍，法国、德国、英国、波兰、捷克、俄罗斯等国都制造和使用。目前国内外的耙斗装岩机正积极采用新技术、新工艺、新材料，向大功率、多用途、“距控”和“自控”发展。最近几年在波兰采矿工业中，特别是在煤矿和金属矿的矿井建设中，在掘进开拓巷道和准备巷道时广泛采用耙斗装岩机。耙矿绞车为耙斗装岩机的心脏，所以在耙矿绞车发展的同时也推动了耙斗装岩机的发展。耙矿绞车的主要技术发展方向是尽量提高设备的生产率。而发展趋势是尽量增大耙斗容积，提高原动机的功率。并逐步实现遥控和向自动控制方向发展。1.3 本文选题的目的及来源本次设计所要达到的主要目的是对耙斗装岩机绞车部分进行改正设计和优化设计，因为在对产品即将工作的环境进行实地考察时，发现该机械的加工生产实际生产中绞车部分的设计有不足的地方，且不能保证设计者所达到的要求。在具有的先进的技术条件下，却没有较好的利用现有的设备来进行生产和加工。从而在机器长时间的运转中变速箱部分的磨损比较厉害，从而影响机器的整体性能和局部零件的使用寿命。1.4 本设计的主要内容本文在通过对矿山机械的学习和了解以及实地考察，确定了要做以下的内容：(l)对绞车的组成、类型、性能特点等进行概要介绍，简单阐述了绞车今后的发展方向 (2)介绍了绞车功能和原理，对组成绞车各主要单元部件的结构和性能特点进行了对比、分析和选择，从中选出了最优方案，对其进行了可行性分析。 (3)完成了绞车参数设计，确定了绞车总体参数，并先后对组成绞车主要单元如滚筒、变速箱、主刹车、辅助刹车等技术参数进行了较为详细的设计计算。 (4)对绞车总体结构、主要组成部件及关键零件等进行了比较详细的设计，确定了绞车总体结构尺寸和重量。(5)完成了绞车主要组成零件的强度设计，尤其对滚筒轴、变速箱输出齿轮等关键零件进行了模型简化、载荷分析、应力分析、静强度分析、疲劳强度分析及可靠性分析等，以确保设计零件的安全性、合理性等。2 绞车方案设计我们知道，设计方案的好坏，将直接决定着设计产品的性能及最终成败。为此，绞车的方案设计就显的非常重要。考虑到绞车工作性质和工作条件的特殊性，在方案设计当中，我们应首先从绞车的功能原理出发，多建立几个方案，经过对比分析，以便从中选出最合理的方案。绞车是装岩机的心脏，是装岩机动力的主要来源，它能实现耙斗的运动及停止，耙斗运动的速度也是通过绞车里的减速器来实现的，从而能使耙斗完成整个装料和卸料的过程。绞车由电动机、减速机及两个行星滚筒及两组制动器等组成。两组制动器实际上起着两组离合器的作用，分别对两个滚筒进行控制。工作时，刹紧工作滚筒的闸带，使内齿轮停止转动，行星齿轮在太阳轮的带动下沿内齿齿轮滚动，从而借行星轮架带动滚筒传动，牵引耙斗。回程时，松开工作滚筒的闸带，刹紧空载滚筒的闸带，依上述原理，尾绳把耙斗牵回扒岩处。由于二个滚筒中齿轮齿数不同，二个滚筒转数也就不同。空载滚筒比工作滚筒有比较高的转速。下面对耙矿绞车进行简要的说明：2.1 绞车的功能、原理为了能准确并清晰的描述绞车的功能、原理，以下从绞车的功能、功能逻辑分析和工作原理三方面进行叙述。2.1.1 绞车的功能在矿井耙矿过程当中，绞车的主要功能表面在:(l)实现耙斗的运动及停止。 (2)实现耙斗在耙矿过程中的速度变化。(3)提供耙斗在耙矿的时候的动力和卸料时候的动力。(4)实现耙斗的往返作业动作和耙矿动作。2.1.2 绞车功能的分析绞车担负的任务，要想实现每一个功能动作，就需对实现这些功能的过程进行逻辑分析。首先，做为机械设备要完成规定的动作，就必须有一定的动力来源，目前用于绞车驱动的动力设备比较成熟的有柴油机和电动机两种，但由于这两种动力设备的输入转速相对较高，且用于绞车在完成各规定动作时，所需的转速也不相同，从而在动力传至执行动作的系统中要考虑速度的可调解性，即需设变速机构;其次，考虑到绞车的运动是旋转运动，而实作业程中，耙斗的往返及耙矿过程必须考虑相应的运动转化，设置相应的运动转化系统，目前在钻机上实现这一运动转化紧装的零部件主要依靠绞车滚筒和钢丝绳来完成，且滚筒、钢丝绳结构也是实现这一转化功能最简单，也比较理想的元件;另外，绞车在作业操作过程中，有时遇到突发事件或井下故障等需要立刻停止作业，就需要相应的刹车操纵系统来完成这一动作等。通过上述分析，我们可以看出，构成耙矿绞车至少需要动力、变速传动、运动转化和控制操纵等四大体系，具体关系见图1所示。图1 绞车逻辑方框图Fig 1 The logical box of winch2.1.3 绞车工作原理耙矿绞车的工作方式是靠缠绕在卷筒上的钢丝绳牵引耙斗作往返运动来实现耙运矿物或岩石的。当电动机起动后，如果各内齿轮均未被闸住，则各内齿轮都旋转，卷筒在钢丝绳和耙斗的阻力作用下都不转动。如果某一内齿轮被操纵装置闸住时则相应的卷筒即旋转缠绳，带动耙斗运动;此时另一个内齿未被闸住，其卷筒在钢绳的主动作用下，作从动旋转，放出钢绳。 工作时，刹紧工作滚筒的闸带，使内齿轮停止转动，行星齿轮在太阳轮的带动下沿内齿齿轮滚动，从而借行星轮架带动滚筒传动，牵引耙斗。回程时，松开工作滚筒的闸带，刹紧空载滚筒的闸带，依上述原理，尾绳把耙斗牵回扒岩处。由于二个滚筒中齿轮齿数不同，二个滚筒转数也就不同。空载滚筒相比工作滚筒有较高的转速。操纷闸如此交替地闸住工作和空载的内齿轮，耙斗即作往复运动，进行耙运工作。2.2 组成绞车主要部件形式设计绞车主要由动力、变速箱、滚筒、刹车装置(包括主、辅刹车)、钢丝绳等单元部件组成。为了做到所选部件技术先进、性能良好、匹配性能最佳，在建立绞车方案之前，有必要对组成绞车主要部件的性能特点进行必要的分析选择。2.2.1 动力类型的分析选择当前，据资料可知作为驱动钻井绞车的主要动力有柴油机和电动机两大类型。柴油机驱动包括柴油机直接驱动和柴油机加液力传动两种;电动机驱动则包括DC-OC驱动、AC交流驱动、AC-SCR-OC驱动和AC-VFD(变频)-AC驱动四种形式。矿用绞车的电动机和控制设备均采用非防爆式的，其电压为380伏，满压直接启动，并具有失压保护线圈。(1)AC-SCR-DC驱动该项技术大约于20世纪中期在国外矿山行业上开始使用，直到20世纪80年代才有了长足发展。该动力系统由柴油机交流发电站输出交流电，按播要整流后送到各工作机，并能按工作机的需要平滑柔性调速。电动机可在额定转速的130%范围内调节转速，它既可由SCR调节对电机的供电电压，也可以对电动机的励磁系统由SCR控制实现弱磁调速，二者可结合使用，也可自动过渡。相比较，AC-SCR-DC驱动有以下优点: 采用并联供电方式，电力可以互济，动力分配更合理，功率利用率高。 动力分配灵活性高。 传动效率高。可达86%(SCR装置效率为99%，交流发电机效率为95%，其余同DC-DC驱动)，虽然相比DC-DC驱动效率约低1.5%，但比柴油机加液力传动驱动高11%。 (2)AC-VFD-AC驱动这种动力系统是近年来才迅速发展起来的一种新型动力系统。该动力系统主要由二相交流电源、整流器、逆变器、交流电动机等单元组成，它的工作过程是将电源给出的交流.它通过整流后变为直流，并通过逆变器再将直流电转换为频率和电压可调的交流电输送给电动机工作。该动力不仅平滑调速性好，安全可靠，便于运输安装，而且调速性能远远高出SCR直流动力，电动机可以在额定转速的0200%甚至更高的范围内调节转速.除此，该动力还有以下优点: 保护功能好。对过电流、电压，欠电流、电压，过热，输出短路，接地故障等可进行在线检测，并可自动跳闸和复位。 I/0接口。可接多种信号输入输出，模拟控制，实现远距离自动操作和微机控制。 效率可高达200%(直流电机仅为91%)，节能效果明显，占地面积小，全过程控制，操作方便、灵活、安全可靠。 先进的电机控制程序，可编程应用单元，控制的通用性好，监测便利，可实现恒功率无级调速。 交流电机相比直流电机没有碳刷换向器，无防爆，冷却等要求，因此价格比较便宜、质量小。但该动力系统的不足是变频器价格相对较高。通过以上两种动力系统性能对比，AC-VFF-AC驱动方式更加理想，因此，本设计宜选择该驱动方式为绞车动力。通过资料参考，选择YBB-17型号电动机作为绞车的动力来源。2.2.2 变速传动方式的分析选择在矿山机械中，特别是耙斗装岩机上的变速机构常常采用链传动或齿轮传动方式，这主要由耙斗装岩机的工作条件决定的，为此，这里主要对这两种变速传动机构进行分析选择。 （1）链传动的性能特点鱿飞链传动包括滚子链和齿形链两种，石油钻机上使用的通常是滚子链。链传动是属于具有中间挠性的啮合传动，它兼有齿轮传动和带传动的一些特点。链的应用范围较广，通常，中心距较大，多轴、传动比要求比较准确的传动、环境条件比较恶劣的开式传动、低速重载传动、润滑良好的高速传动等都可以成功地采用链传动。相比较，链传动的主要特点有 链传动的制造与安装精度要求较低，适宜于较远距离间的动力传递。 轮齿受力情况较好，承载能力较大，有一定的缓冲和减振性能。 摩擦型带传动相比，链传动的平均传动比准确，传动效率稍高。 链条的磨损伸长相对缓慢，张紧调解工作量小，并且能在恶劣环境条件下工作。链传动的主要缺点是:不能保持瞬时传动比恒定，工作时有噪声，磨损后易发生跳齿，不适用于受空间限制要求中心距小及急速反向传动的场合。 (2)齿轮传动的性能特点齿轮传动历史悠久，应用广泛。早在纪元前400-200年，就开始使用齿轮。齿轮的形式主要包括直齿轮、渐开线圆柱齿轮及圆弧齿轮等。齿轮传动在矿山机械上被广泛使用于绞车减速器、变速传动箱及绞车传动箱等许多方面。齿轮传动的优点主要有瞬时传动比恒定，传动比范围大，可用于减速和增速。 速度(指节圆圆周速度)和传递功率的范围大，可用于高速(v40m/s)、中速和低速(v25而s)的传动;功率可从小于IW到IO5kW。 传递效率高，一对高精度的渐开线圆柱齿轮、效率高达99%以上，而链轮效率一般为94%96%。 结构紧凑，体积小，适用于近距离传动。齿轮传动的不足之处是加工周期较长，成本较高，且损坏后不易更换等。对比以上两种传动方式，在充分考虑绞车电机驱动方式、功率大等特点后，为了保证绞车结构紧凑、体积小，整体成本低等，本文选择齿轮传动形式。2.2.3 刹车类型的分析选择纵观石矿山机械百年发展史,绞车刹车统虽经千变万化,但带式刹车仍是耙矿机绞车刹车系统主要采用的刹车方式。带式刹车之所以受到如此青睐,它得益于结构简单、有自增能力、便于操纵、维修方便等诸多优点。近十几年,一些有识之士,就盘式刹车做了大量尝试,取得了较好效果,但欲取代带式刹车,尚为时太早。随着作业难度的不断增加和环境的恶劣,工作负荷加大,工况更加复杂,这就要求我们研制出的带刹车系统更加安全、可靠、省力、高效。在耙斗装岩机绞车上， 一般需配置两套刹车系统，一套主要用于实施夹持定位和紧急制动，即称主刹车一套主要用来完成耙斗的往返运动等，称为辅助刹车。鉴于本文从优化设计的角度出发，绞车的主刹车-制动器和辅助刹车都选择用带刹车。主刹车和辅助刹车见下图2和3：图2 辅助刹车Fig 2 Assist brake根据参考资料，下面简单介绍下带式刹车的几个主要内容： （1）带刹车的型式和刹车机理刹车装置无非是将运动物体的动能转变成热能、电能等其他形式的能,而使物体的运动加以抑制或停止的装置。绞车的带刹车,是通过刹把及连杆机构而使施加在刹把上的力增加数十倍后,作用在刹车带上,产生闭合推力。又由于刹带在轮鼓上围抱,刹车块随轮鼓转动方向产生位移,而迫使刹带在轮鼓上压紧,造成固定端刹块形成所谓的“锥度压力”,即摩擦力,将刹车鼓上的运动能转变成热能,达到调节耙斗的运动速度以及刹止的目的。目前,耙矿绞车上所采用的带刹车结构形式大同小异,只是根据其承载负荷,在杠杆配比、刹带根数、刹带包角等方面略有变化，而在刹车机理、刹止方式上没有不同。图3 制动器Fig 3 Brake （2）带刹车机构几个要素的分析及选取作用在刹把上力的大小,是决定带刹车能否靠一个人的力量有效地刹止钻具的关键。它的习惯计算方法是： Fb=Fmi (1)式中 Fb刹把上作用力,NFm刹带活端拉力,Ni杠杆比 Fm=2MDr1e-1 (2)式中 滚筒扭矩,mDr刹车鼓直径,mme自然对数的底摩擦因数刹带包角,()由公式中不难看出,带刹车的刹车效果以及作用在刹把上力的大小,主要取决于滚筒扭矩、轮鼓直径、杠杆比、刹带包角、摩擦因数、等等。这里就不做具体分析了。2.2.4 滚筒形式的选择滚筒从结构上来说有铸造和焊接两种形式，铸造滚筒由于受强度、刚度的限制及生产工艺的影响，己非常少见了;另外，从滚筒的表面形式来说，有光面和带绳槽滚简两种，带绳槽滚筒的优点是能够保证钢绳排列整齐，挤压应力小。所以，这里选用焊接带绳槽式滚筒形式。本文所设计的绞车是双滚筒类型的，一个工作滚筒，一个空程滚筒，都是选用焊接带绳槽式滚筒形式。2.3 绞车传动方案设计及结构特点依据绞车功能原理和组成绞车主要部件的分析选择，本文设计了图2.4所示绞车传动方案。以下介绍其组成和结构特点：图4 绞车简单示意图Fig 4 Simple diagram of winch方案：主要由一台交流电机、四级一档变速箱、滚筒和主、辅刹车等元器件组成。该方案的结构特点为动力通过变速箱从滚筒轴的一侧输入，滚筒的正档和倒档依靠电动机换向旋转实现。变速箱输出端与滚筒轴之间靠齿轮连接，绞车下耙斗时，刹紧工作滚筒的闸带，使内齿轮停止转动，行星齿轮在太阳轮的带动下沿内齿齿轮滚动，从而借行星轮架带动工作滚筒传动，牵引耙斗。同时还可以由主刹车控制其牵引速度，回程时，松开工作滚筒的闸带，刹紧空载滚筒的闸带，依上述原理，尾绳把耙斗牵回扒岩处。主、辅刹车分别安装在工作滚筒体和空程滚筒两侧，安装位置合理。该方案从总体上来说，其特点是结构简单、紧凑、使用元件少、重量轻、体积小。绞车简单示意图如图4。 2.4 绞车方案的对比分析及优选以上设计并提出了一种绞车方案及结构特点，其优点比较突出，但是要确定方案是否真的可行，就必须从绞车实际工作需要出发，综合考虑其工艺性、可靠性、经济性、运输安装维修性、通用性、互换性等许多问题。2.4.1 工艺性分析从上述绞车方案的总体情况来说，方案的工艺性较好，主要原因是绞车使用元件少，变速箱体积小，从而降低了整台绞车的生产加工难度。箱体尺寸小，箱体上各轴承孔的加工精度比较容易保证，又因箱体小，则刚性相对较好，加工后的变形量就小，轴承、齿轮等传动件的定位精度自然较高。另外，这两种方案中各传动轴的尺寸较小，加之轴面安装零件少，从而降低了轴的毛坯及表面生产加工难度，改善了轴的加工工艺性，但不足是由于受变速箱外形尺寸的影响，手工装配的难度会有所增加，装配工艺性较差。2.4.2 可靠性分析对耙矿绞车来说，其可靠性来源于三个方面： （1）是电机及控制系统的可靠程度; （2）是传动系统的可靠程度; （3）是主、辅刹车的可靠性程度；只有这三个方面都可靠，则整机才算可靠。主、辅刹车的可靠性在具体选型设计时考虑，以下主要从前两个方面对绞车方案进行可靠性分析：该方案为一档变速系统，该系统变速完全依靠电动机的调速特性来完成绞车的变速范围，要想良好的满足绞车的工作性能，则电机的转速范围大约需要在0-1500r/min左右，在这样的速度范围，其电机及其变频控制系统设计不是很复杂，可靠性相对较高;同时，由于电机的运转不高，使得变速箱、特别是输入轴轴承、齿轮等零件的寿命得到了保障，可靠性高;另外，从承载特性上分析，由于纹车使用工况恶劣，变速箱齿轮、输出轴齿轮大约要承受2000N.M左右的扭矩，一旦齿轮等元件发生故障，必然导致整个传统系统失效，造成的结果是耙斗无法作业，甚至会波及整套设备和人身事故，而电机的转速适中就很好的降低了事故的发生可能性。所以，单从可靠性来说，该方案满足优化设计的要求。2.4.3 经济性分析对产品方案来说，经济性分析非常重要，它将直接决定着产品今后的发展。产品经济性一般包括产品的生产加工成本，外购件价格及产品今后的社会效益等多个方面，考虑到产品自身因素的影响及企业的生产效益，以下从各方案生产加工成本、外购件成本及运输安装维修费用等方面对方案进行必要的分析。本文提出的方案自制传动元件最小，体积小，重量轻，生产加工成本最低，运输费用低。2.4.4 运输安装维修性分析 （1）从运输搬迁性上来说，本文提车的方案由于体积、重要等因素其运输性能好，如果设计控制的较好，整台绞车可以整体包装发运，占据的空间最省，车次最少，这一点非常重要，设计和控制好绞车的外形尺寸及整体重量，会给铁路、公路运输及油田井场搬迁带来极大的方便。 （2）从安装上分析，该方案由于选用元件少，安装性能好，同时由于重量轻，可以选用普通的器材安装或人力安装，给运输和耙斗装岩机搬迁拆装创造了有利条件。 （3）从维修性上分析，该方案设计中使用的选用元件少，传动结构设置合理，整体布局简单紧凑，可维修性强。2.4.5 标准化、通用性分析从当前的技术条件来看，该方案中所选元件在实现标准化、模块化、通用化及系列化的情况比较成熟，这是因为: (1) 电机的标准化、系列化、通用性相对很高，可供选择的范围较广。 (2)对同功率的绞车，变速箱的传动比、传动方式可以不发生变化，对于功率级差相同或较小的绞车，甚至可以使用同一变速箱，而对于功率级高对半的绞车，在不改变变速箱整体结构的情况下，选用单台电机便能满足工作要求等。 (3)由于该方案选配的电动机、变速箱、滚筒等单元部件无需采用联轴器等连接器件连接，这便为产品的通用化、模块化和系列化设计提供了方便，使其之间的匹配更灵活，选择现套范围更广。2.4.6 技术性分析该方案采用一档变速形式，所配电机在满足工作条件的情况下，转速只需在O一150Or/min左右便能良好的满足绞车工作所需，且这种电机已比较普遍，也比较成熟，易于实现，使用在绞车上其功率、扭矩、转速等参数同样能得到充分利用，技术经济性非常良好。2.5 方案可行性分析通过上述分析，己确定方案为最终P-(30)耙斗装岩机绞车的设计依据，但该方案是否可行，即所选元器件的性能、制造水平、技术参数等能否保证绞车的功能目标呢?这就需要认真分析研究。2.5.1 外购配套元件的可行性分析该方案中，主要外购配套元件有交流变频电动机、制动器，辅助刹车。目前，转速在0-1500r/min的交流电动机在国内已经有很成熟的产品，像我们国产的DZ3B17电动机是煤矿井下装岩机专用防爆电动机，本电动机的防爆性能符合GB3836.1爆炸性环境用防爆电气设备通用要求及GB3836.2爆炸性环境用防爆电气设备隔爆型电气设备“d”的要求，制成矿用隔爆型，防爆标志为“d”。制动器和辅助刹车都是选用扎带式刹车，所以选择的空间非常的宽松。至于其它的一些销钉花键之类的小零件就更容易选择了，综上所述，本设计在外购方面也是合理的。2.5.2 生产加工件的可行性分析该方案中主要生产加工件为变速箱、滚筒体、滚筒轴、绞车架、主刹车等部件。作为变速箱三轴、滚筒体、滚筒轴、绞车架等零部件己属常规生产加工件，不存在任何生产难度;但是由于绞车受力复杂，扭矩大，所以对箱体、齿轮等件的承载能力和精度要求就相对较高。首先，对箱体而言，如果采用整体焊接不难实现，如果采用铸件，也不会有太大问题，主要原因国内矿用机械上使用类似铸件箱体比较常见。只要在设计时考虑选用较高牌号的铸件材料，在厚度选择合适、局部加强、应力分析等前提下，相信这个问题完全在国内现有条件下能够解决。其次，对齿轮而言，齿轮的最大模数可能要选到10左右，且齿面还需进行淬火、渗碳、磨齿等特殊处理，这对当前国内已成熟的齿轮加工模数为16而言，也完全没有问题。2.5.3总体传动系统的可行性分析 （1）从该方案的传动过程来看，电机以一定转速和扭矩驱动变速箱输入轴和中间轴齿轮转动，再通过齿轮传动直接传给滚筒轴，滚筒轴与滚筒之间通过行星齿轮传动，配合制动器和辅助刹车的使用来控制滚筒的转动，从而控制耙斗的作业运动。所以，从传动方式上来看，方案是可行的。 （2）从方案的传动效果上分析，滚筒轴为满足实际作业需要，在处理耙斗的往返作业过程中，需要最大的扭矩和很低的转速，在回程等过程中又需要很低的扭矩、较高的转速等，而交流变频控制电动机正好有这种特性，如果变速箱传动比等参数选择合理，且绞车扭矩和速度要求完全能够与电机特性匹配。（3）从方案的控制方式上分析，电机变频系统控制滚筒所需转速和扭矩，主、辅刹车分别控制紧急制动和耙斗往返，其控制方式完全可行，符合绞车工作要求。综上所述，本文提出的设计方案完全能够实现生产加工及总体传动需要，可行性良好。3 绞车性能参数设计3.1 绞车基本参数确定根据对绞车的总体设计和相关资料可以得以下绞车设计的主要约束参数： (1)工作滚筒 钢绳牵引力 11051620 （N） 绳速 0.821.2 （M/S） 最大容绳量 85 （M） 滚筒直径 150260 （MM） 传动比 23.83 (2)空程滚筒 钢绳牵引力 7171060 （N） 绳速 1.271.85 （M/S） 最大容绳量 85 （M） 滚筒直径 150260 （MM） 传动比 15.49 (3)电动机 型号 DZ3B-17 功率 17 (KW) 转速 1460 (r/min) 重量 225 (KG) (4)钢绳直径 12.5 (MM) (5)绞车外形尺寸 长度 1220 (MM) 宽度 950 (MM) 高度 615 (MM) 3.1.1 绞车基本形式和参数依据上述内容及相关内容的参考，绞车基本形式和参数设计结果见表1表1 绞车的基本形式和参数Tab 1 The basic form and parameters of winch序号类型 名称及单位序号类型名称及单位1绞车形式单独驱动7滚筒形式焊接带绳槽式2额定功率13.2KW8钢丝绳直径12.5MM3动力类型交流变频驱动9工作滚筒主绳最大速度1.2M/S4变速箱形式四级齿轮传动10空程滚筒主绳最大速度1.85M/S5绞车档位一档11主刹车形式闸带式刹车6滚筒内传动方式行星传动12辅助刹车形式闸带式刹车3.2 绞车主要零部件参数设计3.2.1 电动机参数根据上述资料提供的参数，该方案所选用的电动机是DZ3B-17型隔爆三相异步电动机，具体参数详见表2表2 DZ3B-17型隔爆三相异步电动机主要参数Tab 2 The main parameter of three-phase asynchnous motor额定功率 KW同步转速r/min效率（%）功率因素启动转矩/额定转矩启动电流/额定电流最大转矩/额定转矩17 150090.80.852.87.02.73.2.2 绞车滚筒参数设计 设计原则: (l)缠绳层数一般不超过5层； (2)绞车架顶部中心至滚筒中心与滚筒边延夹角根据资料中的方法，以下进行参数设计。（注:图示尺寸等符号不再在计算中说明）。图5 DZ3B-17型隔爆三相异步电动机外形图 Fig 5 The shape of a graph DZ3B-17 with a three wire asynchronous (l)滚筒直径D。的设计 （3） 取均值，系数按20代入 式中:钢丝绳直径。 则， (2)滚筒缠绳长度L的设计图6 滚筒Fig 6 Roller （4） 又 式中绞车到耙斗的最大距离取 取 计算： 则有 这里我们取整得 即 (3)每层排绳数计算 （5）式中:一钢绳被压扁时直径增量，取0.3mm则 (4)滚筒容绳量M计算 （6） 计算得=128m(5)滚筒缠绳层数 （7）式中:钢丝绳在滚筒半径上的增量系数，取0.9则，取整即4层(6)滚筒缠绳平均直径式中Dl、DZ、D3、D;分别为每缠一层绳后滚筒的直径。计算得(7)滚筒轮毅直径的设计根据经验，轮毅直径按滚筒缠绳层数再加2层缠绳的方法设计，即按能缠满6层绳计算: 得3.2.3 传动系统变速设计 本方案中的主要传动系统有变速箱的传动系统以及变速系统的设计，再者就是滚筒内部的传动方式设计下面分别进行设计(注：本方案中绞车设计为双滚筒式绞车，即一个工作滚筒，一个空程滚筒，基于工作量和工作强度的考虑，本文只对工作滚筒的相关参数进行设计和校核) （1）滚筒最高转速与正常工作最低转速设计按照滚筒转速与钢绳速度之间的关系，有: （8）即根据已经取得的绞车参数可取钢绳最大运动速度，正常工作最低速度计算，则有: 滚筒工作时最高转速， 滚筒正常工作最低转速， （2）滚筒内部行星齿轮传动的设计本方案将滚筒内部的传动方式设计为行星传动，本方案设计在滚筒外面连接有刹车装置。在这种制动式行星调速装置的实施例中，当需要滚筒慢速运转或者停止运动时，操纵制动杆，使闸带套施转，螺纹闸带套向内收缩，此时连于行星架上的内摩闸带与外闸带相结合，从而制动行星架实现滚筒慢速运转或停止运动;当需要滚筒快速运转时，松开制动杆 ，制动闸带相互分离，从而达到目的。这种制动式行星调速装置，当改变滚筒的运动速度或停止运动时，不需要停车，在原运转状态下实现换速(如图6)根据资料中提供的行星传动的配齿原则可知:齿轮的齿数除应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择原则之外，还须满足传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件等。另外，几乎所有设计手册中均提到“齿数互质”原则:“齿数互质”可以增加齿轮的耐磨性，并可提高运转的平稳性。经计算和查阅资料，行星系中各个齿轮的选择如表3。表3 行星轮系各齿轮参数表Tab 3 A list of planetary gears parameter太阳轮齿数内齿圈齿数行星轮齿数模数（mm）行星轮个数22802943行星齿轮传动是一种周转轮系，一般是由输入太阳轮、行星轮、行星架和固定的内齿轮组成，是依靠多个行星轮实现轮系的动力分流传动，在直升机的主减速器中多以行星架为输出构件。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当它们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相同时，前者具有一系列突出的优点，因此它常被用作减速器、增速器、差速器和换向机构以及其它特殊用途。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小、重量轻、结构紧凑，传递功率大、承载能力高。用几个完全相同的行星齿轮均匀地分布在中心轮的周围来共同分担载荷，因而使每个齿轮所受的载荷较小，相应齿轮模数就可较小；充分利用内啮合承载能力高和内齿轮(或称内齿圈)的空间容积，从而缩小了径向、轴向尺寸，使结构很紧凑而承载能力又很高；各中心轮构成共轴线式的传动，输入轴与输出轴共轴线，使这种传动装置长度方向的尺寸大大缩小。 传动比大。只要适当选择行星传动的类型及配齿方案，便可利用少数几个齿轮而得到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行星机构图7 行星传动示意图Fig 7 Planets driven中，其传动比可达到量级。此外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都可以转动，故可实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。 传动效率高。由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可达0.970.99。 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用数个相同的行星轮均匀分布于中心轮周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。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，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。行星齿轮传动广泛地应用于航空发动机的体内减速器和直升机的主减速器中。如果各行星轮之间的载荷均衡，行星轮数增加，则其结构更为紧凑。如果行星轮间载荷不均衡，则难以实现上述优点。因此，在设计行星齿轮传动时，认真地解决行星轮间载荷分配的不均匀性问题，对于充分发挥其优越性就显得非常重要。 （3）变速箱变速范围设计和变速箱总传动比根据前面的设计可知绞车工作滚筒的主绳速度范围在。由， （9）其中可得绞车滚筒的转速范围为可得电机与滚筒转速对应关系为:滚筒正工作最高速度对应电机恒功率区最高转速由此，变速箱总传动比可暂定为:对应变速箱变速范围为: （4）变速箱各分传动比的初步设计 该变速箱的齿轮传动简图如图8所示，该变速箱为四级传动。 据图有 根据机械设计手册可将多级减速器各级传动比的分配，直接影响减速器的承载能力和使用寿命，还会影响其体积、重量和滑。传动比一般按以下原则分配：使各级传动承载能力大致相等；使减速器的尺寸与质量较小；使各级齿轮圆周速度较小；采用油浴润滑时，使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较小。 则可以将各级传动比初步定为： , 图8 变速箱齿轮传动简图 Fig 8 Gear driven simplified （5）变速箱中心距和齿轮参数设计 考虑到传动的平稳性，承载能力，轴向力影响和结构的对称性等，变速箱中所选用的齿轮全部为螺旋角较小的渐开线圆柱斜齿轮。减速箱剖面图如图9图9 减速箱剖面图 Fig 9 Slowdown box sections 按机械设计资料中齿轮设计计算方法，可得齿轮的计算结果如表4 中心距:传动比:齿数:，表4 变速箱齿轮参数设计表Tab 4 The table of gearboxs design paprameter齿形渐开线斜齿渐开线斜齿齿轮轴斜齿渐开线斜齿渐开线斜齿材料454545表面处理渗碳淬HRC50淬火HRC46-52渗碳淬HRC62淬火HRC46-52淬火HRC40-453354206453150mm152.06mm152.06mm150mm219.87mm344334 绞车结构设计结构设计的任务就是按照确定的方案、参数，在图纸上按比例正确描绘出各安装件之间的装配关系及零部件自身的形状、尺寸、重量、技术要求等。为了节约文章篇幅，本章仅对绞车总体、主要部件、关键零件等结构进行设计分析。4.1 绞车总体结构设计4.1.1 绞车总体结构图设计 在充分考虑绞车安装、运输、维修及各零部件连接、定位、配合等因素前提下，绞车总体结构设计如图10、11所示。由图可知，绞车总体主要由绞车架总成、变速箱总成、电动机、变速箱底座、制动器、辅助刹车、滚简轴总成及护罩等部件组成。绞车总体外形尺寸为(长X宽X高)，总重量为。图10 绞车总体结构设计图Fig 10 The overall structure layout of winch4.1.2 绞车总体结构设计特点 与其它绞车相比较，该绞车结构紧凑、体积小;刚性强、重量轻、运输安装方便、可靠性高、安全性好等。除此，该绞车在结构设计中还有以下特点。 (l)绞车滚筒支架与连接底座采用整体焊接结构，其刚性好，能保证滚筒平稳运转。 图11 绞车总体结构局部视图 Fig 11 The overall structure of local views of winch (2)变速箱与电机共用一个底座，底座主梁选用的是重型工字钢。这样不仅保证了电机、变速箱运转的平稳，同时为电机、变速箱等安装找正提供了有利条件。 (3)滚筒支架底座与变速箱、电机底座分体设计的目的有三:一是分体运输尺寸可以保证正常运输要求;二是保证各运物单元在吊装时不致偏心;三是有利于改善焊接加工工艺性等。 (4)电动机与变速箱、变速箱与滚筒轴之间连接均选用齿式连接，传递扭矩大。另外，在扭矩输出较大的滚筒轴、变速箱输出轴轴头上采用花键联接方式，保证了各传递件之间联接的安全性和可靠性。(5)为了保证并控制绞车纵向尺寸，使其结构紧凑，总体结构设计时采取了两点措施。一是变速箱主轴和电机主轴平行放置;二是电机轴与变速箱、变速箱与滚筒主轴都是直接齿轮传动。 (6)主、辅刹车着力点分别设计传递到底座上，保证了刹车时工作安全性及合理性。另外，两单元底座，即绞车架底座与变速箱、电机底座之间采用螺栓连接方式，各护罩体与底座等之间也采用螺栓连接便于拆装。4.2 绞车部件结构设计4.2.1 变速箱总成结构设计变速箱总成结构设计如图12所示。图12 变速箱设计总图Fig 12 Design diagrams of slowdowm box由图可知，变速箱总成主要由输入轴总成、中间轴总成、输出轴总成、箱体、箱盖等部件组成。变速箱总成外形尺寸为(长X宽X高)，重量为。表5为变速箱总成明细表，表中给出了各组成部件重量，数量和外形尺寸等参数。由图4.3可以看出，变速箱总成结构设计具有以下特点: (l)整个变速箱结构紧凑，布局合理，各部件之间联接牢固，安全可靠。 (2)三付传动齿轮位置布局合理，低速级两付齿轮分别设计为左旋和右旋，有利于提高轴承等使用寿命。 (3)箱体、箱盖分别设计为整体铸造件，工艺性好，成本低，整体强度好。箱体、箱盖采用两件合箱，便于输入、中间、输出三轴安装。(4) 变速箱齿轮润滑采用飞溅润滑，轴承采用强制润滑，保证润滑充分。表5 变速箱总明细表Tab 5 The tatal of transmission序号名称数量重量备注1中间轴12222齿轮轴133003箱盖148004箱体1700004.2.2 滚筒轴总成结构设计滚筒轴的总成设计如图13图13 滚筒轴的设计图 Fig 13 The layout of the rollers由图13知。该滚筒轴为花键轴，轴的两端不是与轴承进行相连，而都是以花键的形式与齿轮相连接。4.3 零件的结构设计在整个绞车当中，关键零件很多，象滚筒体、变速箱箱体、箱盖、各传动齿轮、刹车闸带等均可称得上绞车关键零件。在这些零件之中，有的毛坯比较复杂，有的材质要求特殊，有的要求精度较高，还有的热处理难度较大等，均有其生产制造难点及自身的关键用途，但本文考虑到下一章绞车强度等设计需要，在此仅对滚筒轴、变速箱输齿轮轴、中间轴三种典型零件的结构进行设计，具体结构尺寸见图14、图15、图16所示。 (l)滚筒轴材料选用调质钢，该轴受力比较复杂，轴的长度较大，配合面较多，加工工艺比较复杂，精度较高。轴的总体结构为台阶式、带花键键槽结构，轴的外形尺寸为。(2)变速箱中间轴材料选用45号钢。轴的外形尺寸为。(3)变速箱齿轮轴所承受的力也比较复杂，材质选用调质钢，加工精度要求较高。轴的外形尺寸为。5 绞车强度设计矿山机械零件的断裂和过度变形会使整台设备停止运转，严重者可导致工程和人身事故。所以在强度设计中，应对设备构成的零件，尤其是关键零件进行准确的设计计算，保证其零件在工作中的安全性、可靠性等，以防不必要的损失。按照矿山机械设计手册中规定，耙斗装岩机的零部件在作业过程中的承载特点属于不稳定脉动交变载荷，最小载荷为耙斗空载，最大动载为耙斗正常作 图14 滚筒轴也是变速箱输出轴Fig 14 Drum shaft图15 变速箱中间轴Fig 15 Intermediate shaft图16 齿轮轴Fig 16 Gear shaft业时的载荷，在耙斗作业过程中还会产生冲击动载和振动等，但其最大值总是低于最大动载，而在处理矿井中事故或非正常作业时包括动载在内，绞车的提升载荷也不会超过允许极限值Qmax。所以，设计绞车设备强度时，按耙斗的动载设计零件的疲劳强度，按最大动载设计零件的静强度。另外，在经过资料5的考证 。对轴类零件静强度许用安全系数取S=3，疲劳强度许用安全系S-1=1.6。对齿轮件疲劳许用安全系数取S-1=1进行设计。为了突出重点，本章对受力比较复杂，承受载荷最恶劣的行星轮系中心轮齿轮和绞车主刹车进行重点设计计算，对其它零件则不做详细计算说明了。5.1 行星齿轮传动均载分析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。用各行星轮上的最大载荷与平均载荷之比值来表示载荷分配的均衡程度，称为行星齿轮传动的均载系数。行星轮间载荷均衡即各行星轮上的作用力相等，作用于太阳轮上的外力合力为零。但由于不可避免的制造误差、安装误差、构件的弹性变形及温度等因素的影响，这种理想受力状态实际上很难达到。在一般机械工业中减少行星轮间载荷分配不均匀系数的办法主要有两个： 是设法提高齿轮及主要零件的制造、安装精度，在传动构件中用弹性材料实现系统的均载； 是从结构设计上采取措施，通过系统中附加的自由度（具有浮动的构件）实现，使工作过程中各构件之间自动补偿各种误差，从而实现系统的均载。不论是何种均载方法，都涉及到如何确定结构尺寸和误差等参数以满足载荷不均匀性的要求。因此，开展分流传动均载设计方法的理论和实验研究，具有重要的工程背景，其研究成果能为设计高速大功率减速器提供基础5.1.1 行星齿轮传动简介行星齿轮传动是一种广泛应用的齿轮传动形式。在结构上利用多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理使用内啮合齿轮传动实现无径向载荷的转矩传递，具有结构紧凑、体积小、重量轻、承载能力强、传动效率高，功率大等优点。行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。前苏联学者库德略夫采夫提出按照行星齿轮传动基本构件的不同来进行分类，该分类方法在我国具有较大的影响，且早已在我国齿轮界被普遍采用和接受。按行星传动机构基本构件的不同来进行分类可以较好地体现行星传动机构的特点，此分类法中，基本构件代号为：K-中心轮，H-转臂，V-输出轴。根据基本构件代号来命名，行星齿轮传动可分为2K-H、3K和K-H-V三种基本类型，其他结构型式的行星齿轮传动大都是它们的演化型式或组合型式。另外，根据机械工业部行星齿轮减速器标准，采用了按齿轮啮合方式的分类方法，该分类法正在也在逐渐推广应用中。该分类方法通常采用了如下的基本代号：N-内啮合齿轮副，W-外啮合齿轮副，G-同时与两个中心轮相啮合的公共齿轮。根据行星齿轮传动所具有的啮合方式，可以把行星齿轮传动分为：NGW、NW、WW、NN、NGWN等类型。其中NGW型具有内啮合和外啮合，同时还具有公用的行星轮。它的效率高、体积小、质量小、结构简单、制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，可作为减速、增速和差速装置，然而其传动比较小，但NGW型行星齿轮传动能多级串联成传动比大的轮系，这样便可以克服单级传动比较小的缺点，NGW型已成为动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动（注参考资料）。5.1.2 行星齿轮传动的均载方法在保证各个零部件有较高制造精度的同时，设计中采用均载机构来补偿制造、装配误差以及构件在载荷、惯性力、摩擦力或高温下的变形，使各行星轮均匀地分担载荷。采用均载机构是实现均载既简单又有效的途径。 （1）均载机理所谓行星轮间载荷分布均匀（或称均载），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。NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构，主要适用于具有三个以上行星轮的行星传动，它是靠基本构件（太阳轮、内齿圈或行星架）没有固定的径向支撑，在受力不平衡的情况下作径向游动(又称浮动)，以使各行星轮均匀分担载荷。这种均载机构的工作原理如图17所示。由于基本构件的浮动，使行星架销轴对行星轮的切向作用力2Ft、外啮合处行星轮对太阳轮的法向作用力Fcn、内啮合处行星轮对内齿圈的法向作用力Fcn各自形成力的封闭等边三角形(即形成三角形的各力相等)，而达到均载的目的。由于制造误差和浮动构件自重等影响，实际上不是等边三角形而是近似等边三角形，因而引入了均载系数。一般情况下有一个基本构件浮动，即可起到均载作用，采用二个基本构件同时浮动时，均载效果更好。均载机构既能降低行星齿轮传动系统的均载系数，又能降低噪声、提高运转的平稳性和可靠性，因而得到广泛的应用。（2）均载系统的类型为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其系统类型可分为如下两种。 静定系统：该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。采用基本构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载荷不均衡时，构件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位，从而使行星轮间载荷分布均匀。较常见的静定均载系统有如下两种组成方案： 方案一：具有浮动基本构件的系统。即使太阳轮、内齿圈、行星架其中之一没有径向的支承（浮动），或使上述其中两者同时浮动的均载机构。由于该均载机构具有结构简单，均载效果好等优点，故它已获得了较广泛的应用。图17 行星传动系受力分析 Fig 17 Planets are driven on the analysis 方案二：全部基本构件都是刚性连接的，而使行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。这种机构中装有带偏心的行星轮轴和连杆。 静不定系统。较常见的静不定系统有下列两种组成方案： 方案一：完全刚性构件的均载系统。这种系统完全依靠构件的高精度，即使其零件的制造和装配误差很小来保证获得均载的效果。但采用这种均载方法将使得行星齿轮传动的制造和装配变得非常困难和复杂，且成本较高。因此，很少采用它。 方案二：采用弹性件的均载系统。这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。5.1.3 均载方法与装置的选择在行星齿轮传动中，均载方法和均载装置结构的合理选择是一个很重要的问题，它不仅影响到行星轮间载荷均匀分配的程度，载荷沿齿长方向均匀分布的程度，而且还影响到传动的承载能力、传动工作的可靠性、预期的寿命和制造难易等。选择不好则将导致载荷集中、运转不平稳、冲击、振动、噪声大、制造装配困难，使行星齿轮传动预期的优点不能体现。因此，均载方法和均载装置的选择与设计应遵循以下原则： (1)应适合传动总体布局的要求。若输入轴转矩由电动机直接输入时，则太阳轮宜用双齿轮联轴器使其浮动。又如在多级NGW型减速器中，宜用齿轮联轴器使第一级行星架和第二级太阳轮，以及第二级行星架和第三级太阳轮联合浮动，以实现各级行星轮间载荷均配。为了使载荷沿齿长方向均匀分布更为有利，则行星轮可安装在调心轴承上(无多余约束的浮动)，这对提高行星齿轮传动寿命和工作可靠性是有效措施。因此，均载系统的选择取决于整体传动装置的布局，随具体情况不同而异。 (2)应有良好的运动学和动力学性能。所选定的均载方法和均载装置在工作时，应足以补偿制造中的各项误差。当采用基本构件浮动或调整行星轮位置，或者靠构件的弹性变形等来补偿制造误差时，最好均能以较小的位移量就能补偿误差，从而实现行星轮间载荷均匀和载荷沿齿宽方向均布。同时还应保证输入轴与输出轴间均匀运动的传递。均载装置中的构件调位时，惯性力、振动和噪声要小，要具有缓冲、减振性能，以提高工作平稳性，并且均载装置的效率要高。 (3)应工作可靠、结构尺寸和重量小、成本低廉。均载装置工作的可靠性要高，体积要小，重量要轻，特别是浮动构件重量要轻，既可减小离心力影响，又使浮动灵敏。在满足均载条件下，对均载装置各构件的精度要求要低，各构件力求简单，便于制造，使之具有良好的经济指标。(4)应具有良好的均载性能。整个装置均载灵敏度要高，并可实现所需要的径向、轴向、角度位移及综合位移，确保载荷在行星轮间均匀分配，以及载荷沿齿宽方向均匀分布。一般浮动构件受力愈大，重量愈轻，则灵敏度愈高，均载效果愈好。(5)传动装置的结构尽可能实现空间静定状态，能最大限度地补偿误差，使行星轮间的载荷分配不均衡系数值和沿齿宽方向的载荷分布不均匀系数值最小。设计中应按具体的技术要求和使用条件，考虑上述原则，进行综合分析比较后选用最适宜的均载机构。必须指出，不宜随意增加均载环节，以免造成结构的复杂和不合理。发展趋势是大力简化均载机构，同时利用基本构件自身的弹性变形实现均载。均载机构可以补偿制造误差，但不能代替传动必要的制造精度，过低的精度会降低均载效果，导致运转时的振动与噪声，严重时会导致传动的失效。5.2 行星轮系中心齿轮的设计计算5.1.1 选择材料、热处理、齿轮精度等级由前面的设计可知，中心齿轮材料 调质钢，渗碳处理，热处理硬度为，；精度为8级，。（注为行星轮系中与中心轮相配合的行星轮，后面计算重合度系数时要用到）5.1.2 行星轮的传动比计算：由前面的。可知：i1=Z2Z1=1.32内齿轮齿数80，i2=Z3/Z2=2.76; 则总传动比： i=i1i2=3.645.1.3 按齿面接触疲劳强度设计：, （10） 查机械设计手册（注：本节设计计算中所用的图、表、等资料全来自机械设计手册），软齿面齿轮，对称安装，取齿宽系数=1.2。由机械设计书表6-7得使用系数=1.55。由机械设计书图6-6a试取动载系数=1.12。由图6-8，按齿轮在两轴承中间对称布置，取=1.02。由表6-8，按齿面硬化，直齿轮，8级精度，/b100N/mm =1.2。所以 （11）初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.9，由表6-9确定弹性系数,由式6-13齿面接触许用应力 （12）由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力：，。齿轮的应力循环次数； （13）由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数（允许有一定的点蚀） （14）由图6-23查取工作硬化系数=1。由表6-12查取安全系数=1。 （15） （16）取齿轮宽度 ， （17） 取，强度满足，所以不用采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。齿轮节圆直径： （18）按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆速度： （19） 由图66查得 （20） 所以原假设合理， 由图614查得节点区域系数 。 由图612和图613查得： ， ， 代入 ，得： ， 所以,可查得 由式（64） 由式（67） （21） 由计算结果可知，工作应力比许用应力,小齿轮接触疲劳强度安全。5.1.4 按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式（611） （22） 由图618查得，齿轮齿形系数.由图619查得，齿轮应力修正系数。由图620查得，重合度系数。 按式（614）计算弯曲疲劳许用应力 （23） 按图624,查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 由表613计算弯曲疲劳强度计算寿命系数 由图625查取尺寸系数，.由式（614）取。 弯曲疲劳强度安全系数按表612，取。 （24） （25） 弯曲疲劳强度足够。 最后可得中心轮的设计总成图如图18图18 中心轮的设计图Fig 18 Centre round of the design5.3 绞车主制动器的设计计算带式