机械毕业设计（论文）-JDM-30无极绳绞车设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2010届本科生毕业设计 第66页1 绪论全套图纸，加1538937061.1引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础。但是目前我国的煤炭工业的发展远不能满足整个国民经济的发展需要。因此必须以更快的速度发展煤炭工业。然而，高速发展煤炭工业的出路在于煤炭工业的机械化。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中运输包括矿物运输和辅助运输。绞车就是辅助运搬输其中一种。我国绞车的发展大致分为三个阶段。20世纪50年代主要是仿制设计阶段;60年代，自行设计阶段；70年代以后，我国进入标准化、系列化设计阶段。1.2绞车运输及国内外的发展状况 近40年我国的煤炭行业发生了巨大变化,采煤技术已接近达到国际先进水平，综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而煤炭工业机械化离不开运输，运输又离不了辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。原煤的运输也已经实现了大运量娦式输送机化，但井下轨道辅助运输与之很不适应，材料的运输基本上沿用传统的小绞车群接式的运输方式，运输战线长，环节多，占用搬运设备、人员外，安全性差，效率低。尽管一些煤矿对其进行了技术改造, 但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要。可见矿井辅助运输在当前现代化矿井建设中起关键作用。我国绞车的诞生是从20世纪50年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的；60年代进入了自行设计阶段；到了 年代，随着技术的慢慢成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的发展阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能，三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：a、标准化、系列化；b、体积小、重量轻、结构紧凑；c、高效节能；d、寿命长、低噪音；e、一机多能、通用化、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应采取以下措施：a、制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；b、完善测试手段，重点放在产品性能检测；c技术引进和更新换代相结合；d、组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。1.3无极绳绞车的类型及工作原理1.3.1无极绳绞车的类型无极绳绞车按滚筒的形式可分为螺旋缠绕式和夹钳式两种。螺旋缠绕式滚筒是在滚筒上缠绕两圈或多圈钢丝绳，以增加其围抱角.它的优点是结构简单,缺点是钢丝绳磨损较大。 夹钳式滚筒由铰接的一对夹块组成，当钢丝绳按辐射方向拖力于绳夹时，夹块把钢丝绳夹个住，在分离点上，钢丝绳离开后由于下部弹簧的作用使夹块张开。它的优点是拉力大，钢丝绳弯曲小，缺点是维护较繁琐，夹绳弹簧质量差时易折断。1.3.2无极绳绞车的工作原理钢丝绳绕过无极绳绞车的主动轮，再经过张紧轮和尾轮连接在一起，形成无极封闭形，电机带动主动轮转动，通过摩擦力传递使钢丝绳绕主动轮和尾轮不停地转动。钢丝绳牵引矿车在轨道上运行。矿车从一端挂在钢丝绳上，到另一端或到中途摘下矿车用途 无极绞车是以钢丝绳牵引的普通轨道运输设备，适用于煤矿和金属矿山井下巷道长距离、多变坡、大吨位等的工作条件，如工作面巷道、采区上下山和集中轨道巷运输材料设备，运输线路内不经转载可直达运输地点，广泛应用于综采工作面巷道的两个顺槽以及采区运输斜巷起伏角度不大于12的巷道中。无极绳绞车属于矿用小绞车，它由电动机、减速器、螺旋缠绕式或夹钳式滚筒、制动系统、主轴、底座、张力平衡等部分组成。1.4无极绳运输的安全注意事项（1）采用无极绳运输的平巷，要求巷道比较平直，无杂物及岩块等，有利于矿车的通行。巷道拐弯太多，矿车容易掉道，不利于安全行车。（2）无极绳运输是连续工作的，其摘挂钩都须不停车操作。因此，这一环节最容易发生事故。为了保证安全，要求摘挂钩人员动作敏捷、精力集中，同时，井下无极绳运输平巷中的摘挂钩的车场，要求两哦帮宽敞，光线明亮，轨道和路基要平整。（3）无论无极绳是否运行，行人都不得在轨道中间跨越钢丝绳行走，以免钢丝绳突然弹起伤人。工人摘挂钩时不要站在轨道中间，头和身不要伸到两车端头之间，以免碰伤，开车前，要发出警号，摘钩，挂钩都应提前做好准备，遇到摘挂不了时，应立即停车，进行处理。（4）定期检查钢丝绳、绞车等设备情况，加强维护工作，发现损坏零件，应及时修理和更换，防止发生事故。2 总体设计2.1设计总则1、煤矿生产，安全第一。2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运输、调度、回柱等一般用途。4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。5、技术比较先进，并要求多用途。已知条件最大牵引力：；容绳量：牵引速度：；设计寿命：5000h2.2结构特征与工作原理绞车由下列主要部分组成。电动机、卷筒、行星齿轮传动装置、刹车装置和机座。JDM-30型无极绳绞车采用两级行星齿轮传动，安装在减速器内部，、为第一级太阳轮，行星轮和内齿圈，、为第二级的太阳轮，行星轮和内齿圈。电动机轴通过连轴器与减速器输入轴，它带动第一级行星齿轮转动，与啮合，安装在行星架上，行星轮架与齿轮联轴器转动，从而带动第二级的转动，然后同理输出低速轴2.3选择电动机2.3.1电动机输出功率的计算已知：最大拉力： 最低绳速： 则: (2.1) 根据传动方案图2.1可得：总传动效率 式中： 轴承的效率为； 行星轮传动效率为。2.3.2确定电动机的型号按公式(2.1)可计算出电动机的输出功率： 电动机所需的额定功率与电动机输出功率之间有以下的关系： (2.2)其中：用以考虑电动机和工作机的运转等外部因素引起的附加动载荷而引入的系数，取由式(2.2)可计算出额定功率： 圆整取。同时，绞车井下使用，条件比较恶劣，要求电动机必须具有防爆功能，查机械设计手册，得到电动机的型号：。额定功率；实际转速；1.96.5其外形尺寸：；电机中心高度：；电动机轴直径长度：。3 滚筒及其部件的设计3.1钢丝绳的选择选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。我国提升钢丝绳多用同向捻绳，至于是左捻还是右捻，我国的选择原则是：绳的捻向与绳在卷筒上的缠绕螺旋线方向一致。我国单绳缠绕式提升机多为右螺旋缠绕，故应选右捻绳，目的是防止钢丝绳松捻；多绳摩擦提升为了克服绳的旋转性给容器导向装置造成磨损，一般选左、右捻各一半。此处，还应考虑如下因素：1）在井筒淋水大，水的酸碱度较高且处于出风井中的提升钢丝绳，因腐蚀严重，应选用镀锌钢丝绳；2）以磨损为主要损坏原因时，如斜井提升，采区上、下山运输等，应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳，如，或三角股等；3）以弯曲疲劳为主要损坏原因时，应优先选用线接触式或三角股钢丝绳，如，等。4）用于高温和有明火的地方，如煤矿矸石山等，应选用金属绳芯钢丝绳。由于无极绳绞车是用以调度车辆的一种绞车，常用于井下采区、煤仓用装车站调度室、牵引矿车，湿度较大，酸碱度很高，为了增加钢丝绳的搞腐蚀能力，延长它的使用寿命。因此选择镀锌钢丝绳。因为镀锌以后，对于防腐蚀及防锈有很好的效果。钢丝绳的安全系数取，则钢丝绳所能承受的拉力需满足以下的要求：其中： 则： 查矿井运输提升表2-2（2）选择：绳 股 绳纤维芯，钢丝绳表面镀络。其主要参数如下：钢丝绳直径： 钢丝直径： 钢丝总断面面积： 参考重力： 钢丝绳公称抗拉强度： 钢丝破断拉力总和： 3.2滚筒的设计计算3.2.1滚筒直径根据GB3811-83规定 式中，钢丝绳直径， d=26mm则： 取 3.2.2滚筒宽度滚筒的宽度直接影响到最终产品的宽度，因此它的宽度必然要有最大值的限制，即不能太宽。滚筒的宽度太窄的话，那么与减速器装配起来后，就会显得不协调。所以滚筒的宽度不能随便确定，而最好是在画图的过程中把它定下来，这样有利于整体的配合。让人看起来协调、美观、大方。根据总装图，我们定下来的滚筒宽度为。3.2.3滚筒的外径滚筒最小缠绕直径;=滚筒的外径： =676+2式中，为钢丝绳直径， d=26mm取外径，可算出最大速度。转速 由于，即可得，同已知的最高速度一样，所以符合条件。4 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮： MPa行星轮： MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级。4.1 行星机构中主要参数的确定 行星机构总传动比：i=25.2，采用2级NGW型行星机构。 行星轮数目, 要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。 载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构， 取 =1.154）分配传动比：用角标I表示高速级参数，表示低速级参数，由于高速级与低速级外啮合齿数，材料，齿面硬度均相同：，则取 B=1.05, =I=1.8所以A=1.8查图可得5） 配齿计算查表星轮数图，取确定各轮齿数，按配齿方法进行计算太阳轮齿数 式中 取 c=39.9（整数） 内齿圈齿数 行星轮齿数 取 校验是否满足行星传动所特有的要求，即同心条件，装配条件，邻接条件同心条件：19+41=101-4160=60 所以满足同心条件 装配条件： 所以满足装配条件 邻接条件： a-c齿轮接触强度初步计算，按文献3表14-1-60中的公式计算中心距： 1) 齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数，按文献3表2-28，取 =12) 输入扭矩 3) 设载荷不均匀系数 4) 太阳轮与行星架同时浮动，在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩： 5) 查文献3表14-1-61，得接触强度使用的综合系数K=2.2（K=1.62.2）齿数比 太阳轮和行星轮的材料用渗碳淬火6) 取齿宽系数 初定中心距，将以上各值代入强度计算公式，得： 7) 计算模数取标准值 =6mm所以 4.1.1行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数 太阳轮，行星轮，内齿轮顶隙系数 太阳轮，行星轮 内齿轮 代入上组公式计算如下：太阳轮: 行星轮: 内齿轮: 太阳轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 4.1.2 啮合要素验算 a-c传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则C.端面重合度 c-b端面重合度A.顶圆齿形曲径 ， 由上式计算得 行星轮 内齿轮 B.端面啮合长度 C.端面重合度 4.1.3 齿轮强度验算 a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。） 确定计算负荷名义转矩名义圆周力 应力循环次数 式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min) 寿命期内要求传动的总运转时间， (h) t=5000(h)4.1.4验算A-C传动的接触强度和弯曲强度1）动载系数和速度系数动载系数和速度系数按齿轮相对于行星架的圆周速度，查图13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84计算)和图13-1-28(或按表13-1-107计算)求出。查看机械设计手册。和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度：=3.769动载系数是用来考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿形误差而引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。对于圆柱齿轮传动，可取也可用公式算出： = =1.066速度系数由机械设计手册查得2）齿向载荷分布系数、对于不重要的行星齿轮行动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数、可用机械设计手册的传动齿轮第一章来确定；对于重要的行星齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 及的影响系数（图13-5-12）;查看机械设计手册齿宽和行星轮数目对和的影响系数。对于圆柱直齿或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，因而使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时，值由图13-5-13查取。查看机械设计手册如果NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于时，可取。 由图13-5-13查得：由图13-5-12查得：，弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 另外在NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于1时，可取。3）求齿间载荷分配系数及先求端面重合度：式中 =31.76 =26.36则 =1.625因为是直齿齿轮，总重合度 节点区域系数： 式中 = 弹性系数： 接触强度计算的重合度系数： =0.889接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数： 因为当量循环次数，则 。最小安全系数：取=1润滑剂系数，考虑用N46机械油作为润滑冷却剂，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面工作硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数：=14）A-C传动接触强度验算计算接触应力： = =251许用接触应力：其强度条件：则 计算结果，A-C接触强度通过。用40Cr钢（40MnB钢）调质后表面淬火，安全可靠。5）A-C传动弯曲强度验算齿根应力为： (5.3)式中，齿形系数，考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数可查表6-5机械设计课本。应力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮应力修正系数可查表6-5机械设计课本。重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数，相啮合的大、小齿轮，由于其齿数不同，两轮的和不相等，故它们的弯曲应力一般是不相等的，而且，当大、小齿轮的材料及热处理不同时，其许用应力也不相等，所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。由表6-5查得：小轮： 大轮：小轮： 大轮：重合度系数 =0.25+0.75/1.625 =0.711式中，螺旋角系数；因为是直齿轮，所以取=1由公式(5.3)计算：考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力由强度条件 即 则 (5.4)式中，弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，取由公式(5.4)计算出齿根最大应力：由机械设计课本查取：40Cr调质、表面淬火。A-C传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（参考图6-3查取）4.1.5验算C-B传动大接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-B传动为内啮合， ，所以 2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由，即： 式中，接触强度计算的最小安全系数，通常 取则 45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即由强度条件 得 45号钢调，所以C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。4.2 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮： MPa行星轮： MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级。4.2.1 行星机构中主要参数的确定4.2.2低速级计算4.2.3配齿计算由高速级计算得，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算中根据并适当调整，使等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使整数。则=32 = =31这些条件符合取质数，/整数，/整数，且 及无公约数，整数的NGW型配齿要求，4.2.4按接触强度初算A-C传动的中心距和模数低速级输入扭距： =9550 =48132因传动中有一个或两个基本构件浮动动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，所以取载荷不均匀系数。在一对A-C传动中，小齿轮（太阳轮）传递的扭矩 =18450全面硬齿面的外啮合，在对称，中等冲击载荷时：精度采用8-7-7 GB/T100951-2001。使用的综合系数。考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取。齿数比 太阳轮和行星轮的材料和高速级一样，改用40Cr调质处理，齿面硬度HRS240285，取。齿宽系数（GB1009888）线偏斜可以忽略因齿面硬度HB350，则取按接触强度初算中心距公式： 计算中心距（内啮合用“”号）: 186.7(mm)求模数1）计算A-C传动的实际中心距和啮合角取模数（渐开线齿轮标准模数（GB1357-87），则实际中心距 =252(mm)2）计算C-B传动的中心距和啮合角实际中心距： =252(mm)4.2.5几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算A、C、B三轮的集合尺寸。1）分度圆直径 太阳轮: 行星轮: 内齿轮: 太阳轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 4.2.6 啮合要素验算 a-c传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则C.端面重合度 c-b端面重合度A.顶圆齿形曲径 ， 由上式计算得 行星轮 内齿轮 B.端面啮合长度 C.端面重合度 4.2.7齿轮强度验算 a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。） 确定计算负荷名义转矩名义圆周力 应力循环次数 式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min) 寿命期内要求传动的总运转时间， (h) t=5000(h)4.2.8验算A-C传动的接触强度和弯曲强度1）动载系数和速度系数动载系数和速度系数按齿轮相对于行星架的圆周速度，查图13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84计算)和图13-1-28(或按表13-1-107计算)求出。查看机械设计手册。和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度：=3.769动载系数是用来考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿形误差而引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。对于圆柱齿轮传动，可取也可用公式算出： = =1.066速度系数由机械设计手册查得2）齿向载荷分布系数、对于不重要的行星齿轮行动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数、可用机械设计手册的传动齿轮第一章来确定；对于重要的行星齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 及的影响系数（图13-5-12）;查看机械设计手册齿宽和行星轮数目对和的影响系数。对于圆柱直齿或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，因而使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时，值由图13-5-13查取。查看机械设计手册如果NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于时，可取。 由图13-5-13查得：由图13-5-12查得：，弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 可见算出来的数值有点偏高。另外在NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于1时，可取。3）求齿间载荷分配系数及先求端面重合度：式中 =31.76 =26.36则 =1.625因为是直齿齿轮，总重合度 节点区域系数： 式中 = 弹性系数： 接触强度计算的重合度系数： 接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数： 因为当量循环次数，则 。最小安全系数：取=1润滑剂系数，考虑用N46机械油作为润滑冷却剂，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面工作硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数：=14）A-C传动接触强度验算计算接触应力： = =251许用接触应力：其强度条件：则 计算结果，A-C接触强度通过。用40Cr钢（40MnB钢）调质后表面淬火，安全可靠。5）A-C传动弯曲强度验算齿根应力为： (5.3)式中，齿形系数，考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数可查表6-5机械设计课本。应力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮应力修正系数可查表6-5机械设计课本。重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数，相啮合的大、小齿轮，由于其齿数不同，两轮的和不相等，故它们的弯曲应力一般是不相等的，而且，当大、小齿轮的材料及热处理不同时，其许用应力也不相等，所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。由表6-5查得：小轮： 大轮：小轮： 大轮：重合度系数 式中，螺旋角系数；因为是直齿轮，所以取=1由公式(5.3)计算：考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力由强度条件 即 则 (5.4)式中，弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，取由公式(5.4)计算出齿根最大应力：由机械设计课本查取：40Cr调质、表面淬火。A-C传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（参考图6-3查取）4.2.9验算C-B传动大接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-B传动为内啮合， ，所以 2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由，即： 式中，接触强度计算的最小安全系数，通常 取则 45号钢调，则内齿轮用45号钢调质钢，调质硬度，接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即由强度条件 得 45号钢调，所以C-B传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。4.3内啮合几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算A、C、B三轮的集合尺寸。1）分度圆直径 小齿轮: 内齿圈: 小齿轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 5 传动装置运动参数的计算5.1各轴转速计算高速级行星架轴转速： 低速级行星架轴转速： 式中，电动机转动，； 高速级传动比； 低速级传动比。5.2各轴功率计算高速级行星架轴功率： 低速级行星架轴功率： 式中，轴承的效率为； 两级行星轮系传动效率为。注:两级行星轮的传动比相等，并且它们之积为。5.3各轴扭矩计算高速级行星架轴扭矩：主轴扭矩： 低速级行星架轴扭矩： 5.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.1）表5.1 各轴转速、功率、扭矩列表轴 号转 速输出功率输出扭矩传动比效 率电机轴74075967.9高速级行星架轴71.35799.956.30.98低速级行星架轴29.467.822023.4640.985.5传动轴的设计计算5.5.1计算作用在齿轮上的力轴的转矩输入轴上太阳轮分度圆直径圆周力径向力轴向力各力方向如图6.2和图6.3所示。5.5.2初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响根据轴的材料查得则 取 5.6确定轴的结构方案左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。齿轮和右轴承从轴的右端装入，轴承左侧靠轴肩定位，太阳轮两边靠左右轴承定位。最右侧两轴承靠套和弹性挡圈以定位，最右端轴承靠圆螺母以定位。轴的结构如图6.1所示。图5.2 轴的结构图5.6.1确定各轴段直径和长度段 轴通过键于联轴器相连，则，。段 此轴用来固定端盖，故d=70mm,L=70mm 段 此轴用来放置轴承，为了便于定位，取轴段长度；，取轴段直径。段 此轴用来起连接作用，故 取长度为L=120mm,d=60mm.段 此轴用来放置轴承，为了便于定位，取轴段长度；，取轴段直径。段 此轴用来做轴承定位，故取轴段长度；，取轴段直径。段 此轴用来起连接作用，故 取长度为L=92mm,d=70mm.段 这是齿轮轴。直径d=114mm.5.6.2确定轴承及齿轮作用力位置各力方向如图6.2和6.3和轴的结构图所示，先确定轴承支点位置，查6212轴承，其支点尺寸，因此轴的支承点到另一个轴的支承点距离，。5.6.3绘制轴的弯矩图和扭矩图图5.3受力简图图5.3 轴的计算简图5.6.4轴的计算简图1）求轴承反力水平面 ， 垂直面 ， 2）求齿宽中点处弯矩水平面 垂直面 合成弯矩 ， 扭矩 弯矩图、扭矩图如图6.3所示。5.6.5按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 当量弯矩图如图6.3所示。轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用应力轴的应力为该轴满足强度要求5.7传动装置运动参数的计算5.7.1各轴转速计算高速级行星架轴转速： 低速级行星架轴转速： 式中，电动机转动，； 高速级传动比； 低速级传动比。5.7.2各轴功率计算高速级行星架轴功率： 低速级行星架轴功率： 式中，轴承的效率为； 两级行星轮系传动效率为。注:两级行星轮的传动比相等，并且它们之积为。5.7.3各轴扭矩计算高速级行星架轴扭矩：主轴扭矩： 低速级行星架轴扭矩： 5.7.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.4）表5.4 各轴转速、功率、扭矩列表轴 号转 速输出功率输出扭矩传动比效 率电机轴74075967.9高速级行星架轴71.35799.956.30.98低速级行星架轴29.467.822023.4640.985.8 传动轴的设计计算5.8.1计算作用在齿轮上的力轴的转矩输出轴上太阳轮分度圆直径圆周力径向力轴向力各力方向如图6.2和图6.3所示。5.8.2初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响根据轴的材料查得则 取 5.8.3确定轴的结构方案左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。齿轮和右轴承从轴的右端装入，轴承左侧靠轴肩定位，太阳轮两边靠左右轴承定位。最右侧两轴承靠套和弹性挡圈以定位，最右端轴承靠圆螺母以定位。轴的结构如图6.1所示。图5.5 轴的结构图5.8.4确定各轴段直径和长度段 轴通过键于行星架相连且是过盈配合连接，则，。段 轴承是以轴肩来定位的。所以轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，则该轴段直径，长度。段 用来与齿轮联轴器相连，为了便于定位，取轴段长度；，取轴段直径。5.8.5确定轴承及齿轮作用力位置各力方向如图6.2和6.3和轴的结构图所示，先确定轴承支点位置，查6212轴承，其支点尺寸，因此轴的支承点到另一个轴的支承点距离，。5.9绘制轴的弯矩图和扭矩图5.9.1轴的计算简图1）求轴承反力水平面 ，垂直面 ，2）求齿宽中点处弯矩水平面，垂直面 ，合成弯矩 ，扭矩 弯矩图、扭矩图如图6.3所示。5.9.2按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 当量弯矩图如图6.3所示。轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表5.6查得材料施用应力轴的应力为该轴满足强度要求6 制动器的选择制动器的工作是以关掉电动机电源为前提的。因此，制动的实质就是由外力所产生的摩擦阻力矩来克服机器的惯性力矩。在这里就是由外力产生的摩擦阻力矩来克服机械传动以及负载的惯性力矩。6.1制动器的作用与要求6.1.1制动器的作用：1）在绞车停止工作时，能可靠的刹住绞车，并继续保持这种制动状态，即正常停车制动。2）在发生紧急情况时，能迅速而合乎要求的刹住绞车，即安全制动。6.1.2制动器的要求：1）安全、可靠；2）动作迅速、有效；3）结构简单、重量轻、尺寸小；4）安装、使用及维护方便。6.2制动器的类型比较与选择6.2.1制动器的类型有：1）带式制动器；2）抱闸式制动器；3）盘式制动器。6.2.2制动器的选择YWZ3B-400/90-12.5制动器在非工作状态时，为了消除制动带与制动轮之间的摩擦，必须置有制动带的张紧结构。在此不可取；至于盘式制动器，最宜工作于制动轮的端部，且结构复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间，不宜采用盘式制动器。因此我们采用YWZ3B-400/90-12.5制动器。同时，绞车为纯机械式的，也不宜用液压制动，也省去一整套液压系统，有利于结构的简单化，降低成本。YWZ3B-400/90-12.5制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360。其制动轴不受弯矩力，占用空间小，制动所需外力小，非常适合于手动操作的小型设备制动中。综合上所述，我们决定采用YWZ3B-400/90-12.5制动器。6.2.3外抱带式制动器结构外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运输机械中，其结构见图6.1。在图6.1中，手把（件1）是用来操纵制动带进行制动或松开制动带。止动板的作用是当制动带在抱紧动轮时，制止整个制动器随制动一起转动；还起着当制动器松开后，制动带与制动轮之间最小退距的调整作用。调节螺栓（件3）的作用是调节制动带与制动轮的抱紧程度及因制动带磨损而造成制动力矩下降。两个调节螺母（件8）的作用是与调节螺栓一起相配合来调节制动力矩，并在当制动力矩调整合适后，把调节螺栓与框架（件9）紧固成一体。制动器（件11）与钢带（件12）之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座（件4）及丁字板（件7）与钢带（件12）之间是用钢制铆钉铆接在一起，其目的是为了增加坚固性。图6.1 外抱带式制动器结构图6.3外抱带式制动器的几何参数计算1）根据制动带磨损量确定起始角值（见图6.2）图6.2（1）有关极限磨损量的概念当制动带磨损到值后，制动带两端相互接触（即图6.2中的），此时，因制动带抱紧力无法再调紧，而使制动带制动失效，也即此制动带寿命终止，此时的值就称为制动带的极限磨损量，它是外抱带式制动器设计中的一个很重要的概念。（2）确定值设为制动带磨损值后的内径，则有，将代入前式后整理可得 (6.1)我们取代入(9.1)式可得：（3）确定起始角由图6.2可知2）初步确定角度值（见图6.3）图6.3由于值的大小影响着制动机构的销座孔之间距离大小，朋而也影响着机构受力状态的好坏及制动带与制动轮贴合的紧密程度，并且，值大小还决定着调节螺栓的长度。故应先初步确定一个值，以便于计算程序的进行，待调节螺栓的长度确定后，再利用 公式最后确定值。这样，不但使结构紧凑，而且也使构件受力处于较佳状态。初步确定的值一般推荐在之间，取。3）初步确定值（见图6.4）图6.4值在决定调节螺栓长度时，其作用与角相同，为了便于计算程序的进行，也需先初步确定其数值，等调节螺栓的长度确定后，再最后确定其所需值。值由下式确定： (6.2) (6.3) (6.4) (6.5) (6.6)式中，销座孔中心高， 销座底板厚度， 钢带厚度，取 制动带厚度， 框架板厚度，（见图6.8） 螺栓的螺纹大径，取将代入(6.5)式可求得：，取将代入式(6.6)可求得：，取将代入式(6.4)可求得：，取将代入式(6.3)可求得：，取将、及代入式(6.2)可求得：4）制动状态下的孔距计算（见图6.5）图6.5由式，推得5）确定松开制动带后的制动带内径假设松开制动带后，制动带的内径与制动轮外径仍是同心圆，即 (6.7)式中，平均退距，查得将代入(6.7)可求得：6）确定最小退距（见图6.6）图6.6由于销座与制动钢带之间一般是用铆钉铆接，钢性大，当松开制动带后，销座处的退距最小，甚至还处在接触状态，为了使处于松开状态的制动带不与制动轮相接触，应使处于松开状态的制动带内径中心高于制动轮中心一个值，即使是在制动带达到磨损报废极限时值也应该大于零。制动器的最小退距查得。7）确定值（见图6.6）由图6.6可知：，则8）求松开状态下的制动带销座孔距角（1）确定值（见图6.5） （2）求角（见图6.6） 9）求松开状态下的销座孔距由图6.6可知： 10）求调节螺栓长度及螺纹工作长度图6.7（1）求由图6.7可知： （2）求角由图6.2和6.7可知：（3）求当时，即制动带磨损到了极限磨损量值（制动带已达到报废时期）。在图6.7中，则 （4）求（见图6.8）图6.8设，则取 （5）求（见图6.8）11）校核在求出螺栓的长度及螺纹工作长度后，必须进行校核，使之满足下列等式： (6.8)式中，螺母厚度， 框架板厚度， 螺栓螺距，由于,所以