JD-1型调度绞车设计【9张CAD图纸与说明书全套资料】
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9张CAD图纸与说明书全套资料
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中国矿业大学2010届本科生毕业设计 第66页1 概 述1.1调度绞车的简介调度绞车是通过两级行星轮系及所采用的浮动机构完成绞车的减速和传动。通过控制电机的正反转及操纵两个刹车闸的不同刹紧状态实现绞车卷筒的正转、反转和停转，从而实现对重物的牵引、下放和停止三种工作状态。深度指示器通过指示器的齿轮与卷筒上内齿轮的啮合带动与指示器相联的丝杠的旋转，达到显示深度的目的。绞车内部各转动部分均采用滚动轴承，运转灵活。绞车是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备（见起重机械），又称卷扬机。绞车可以单独使用，也可作为起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。调度绞车是矿山生产系统中最常用的机电设备。绞车在工作过程中普遍存在的一个问题就是钢丝绳在绞车滚筒上缠绕不均,出现咬绳、压绳等现象。尤其是使用了一段时间后的旧钢丝绳,严重时钢丝绳只集中缠绕在滚筒的一侧进而跳出滚筒导致重大事故,对于牵引距离较长的绞车这个问题尤其突出。调度绞车的工作往往是间歇性的,当完成一次牵引任务绳段载荷去掉后,绳头呈自由状态,钢丝绳会因自身弹力作用使缠绕在滚筒上的钢丝绳松圈而出现乱绳现象,同样会影响绞车的正常工作。针对小绞车提升运输中出现的上述问题,研制开发适用于平巷以及巷道起伏。调度绞车护绳装置，属于矿山用调度绞车装置技术领域。以往绞车仅在滚筒后部设置护绳板，操作人员违章处理容易发生钢丝绳缠伤操作人员事故。该实用新型的技术方案为：支架上设置有轴套、上滑套管和下滑套管；上护绳架的垂直架在上滑套管内，其水平架上套有上滑转轮；下护绳架的垂直架在下滑套管内，其水平架上套有下滑转轮；弹簧一端固定在下护绳架上，其另一端固定在支架上；支架下端固定在铁板固定座上；上护罩两端分别连接轴套和护绳板。它的优点是：该装置有效的解决了绞车滚筒的部分封闭和缠绳质量差引起的安全问题，在一定程度上减少了绞车钢丝绳跑偏、乱绳等故障的发生。绞车有手动和电动两类。手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器(棘轮和棘爪)，可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物用的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。电动绞车广泛用于工作繁重和所需牵引力较大的场所。单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入轴之间装有制动器。为适应提升、牵引和回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。例如，安装在直升机上的救援设备，主要功用是将人或物吊起、放下，自有动力，可控制，直升机在保持高度悬停时，通过绞车手的控制可收放钢索将人或物吊起放下。绞车的电器设备具有防爆性能，可用于煤尘及瓦斯的矿井中。绞车的运输方式可选用火车或汽车托运。可采用包装箱或敞车托运。若敞车托运应有防雨和固定设施，以防受潮湿和碰撞磕伤绞车。绞车贮存应存放在干燥的无腐蚀性气体的库房内，露天存放应有防潮、防雨、防锈设施。以防绞车部件及面漆受损。1.2用途及适用范围矿用调度绞车性能特点：具有隔爆性能、设计合理、操作方便用途和特点。JD系列调度绞车，主要用于煤矿井下和其他矿山在倾角度小于30度的巷道中拖运矿车及其它辅助搬运工作，也可用于回采工作面和掘进工作面装载站上调度编组矿车。本绞车严禁用于提升和载人。JD型绞车均用行星齿轮传动，绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、起动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低等特点。绞车的电气设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井。JD型调度绞车的电气设备有两种，一种为防爆，另一种为非防爆的，前一种可用于有煤尘及瓦斯的矿井中。绞车的电机具有防爆性能，其他配套电器设备由用户自备，但必须选用上个月在有效期内的矿用产品安全标志证书的产品，以适用在有瓦斯（甲烷）及煤尘爆炸危险的矿井中使用。使用环境和工作条件1）环境温度为；环境相对湿度不超过；海拔高度以下。2）周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢和二氧化碳等不得超过煤矿安全规程中所规定的安全含量。1.3本文所做的基本工作1）设计完成总体装配图设计；2）设计完成主减速器装配图设计；3）完成主要传动组件、零件的工作图设计；4）编写主要零件的加工工艺；5）编写完成整体设计计算说明书。2 调度绞车的总体设计2.1设计参数最大牵引力：；容绳量：平均速度：2.2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。绞车在结构上采用两级行星齿轮传动，分别布置在主轴的两端，主轴贯穿滚筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，电动机采用法兰盘固定在左支架上。绞车的传动系统见附图： 图2.1 JD1型调度绞车传动系统图1左侧行星轮架 2主轴 3右侧行星轮架JD-1型调度绞车采用两级行星齿轮传动，分别安装在滚筒的两侧，、为左侧行星齿轮，、为右侧行星齿轮。电动机轴上装有电机齿轮（太阳轮），它带动左侧行星齿架1上的行星齿轮旋转，由于电动机齿轮是固定旋转的，所以，行星齿轮除作自转外，还要围绕电动机齿轮公转，因此，带动左侧行星轮架1旋转，从而使固定在行星轮架上、通过滚筒中心的主轴2旋转，装在主轴上的齿轮（太阳轮）也旋转，于是带动右侧行星轮架3上的行星齿轮转动，此时有如下三种情况：1）如果将左侧制动闸刹住，右侧工作闸松开，此时滚筒被刹住，行星轮架3与滚筒相连接，也不旋转，行星齿轮不作公转只作自转，同时带动内齿轮空转（此为停止状态）；2）如果将左侧制动闸松开，右侧工作闸刹住，内齿轮停止不转，行星齿轮除作自转外，还要作公转，带动行星轮架3转动，滚筒与行星轮架相连接，也旋转起来，即可进行牵引（此为工作状态）；3）如果两侧闸都松开，行星轮架3呈浮动状态，牵引绳可以带动滚筒反向松绳（此为下放状态）。2.3 选择电动机2.3.1电动机输出功率的计算已知：拉力： 最大绳速： 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，且考虑到电机的过载能力，查机械设计手册，得到电动机的型号：。额定功率；实际转速；重量 134Kg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钢丝绳直径的确定及滚筒直径的确定3.1.1 钢丝绳的选择1、根据GB1102-74，初选钢丝绳直径mm（机械手册2-化工版）型号：6+FC121670钢丝绳公称抗拉强度为：1670MPa最小钢丝绳破断拉力总和2校核安全系数安全系数 =5 =53.3.2 滚筒参数的确定1、根据JB/T 90281999 规定卷筒直径与钢丝绳的绳径比应162012（1620）=（192240）mm取=220mm式中: ：滚筒的最小外径 mm ：钢丝绳直径 mm2、确定滚筒宽度初选每层缠绕Z=21圈则:B=式中 :钢丝绳排列不均匀系数取B=270mm3、 初定钢丝绳缠绕层数n164、 验算滚筒容绳量L 式中: :钢丝绳每层厚度降低系数 所以取 n=15 Z=235、确定滚筒各直径1)滚筒最小缠绕直径=220+12=2322)滚筒最大缠绕直径= 3）滚筒平均缠绕直径 4）滚筒结构外径 取为620mm3.1.3 卷筒钢丝绳运动参数的计算1、 卷筒转速2、卷筒最外层钢丝绳牵引速度4 行星齿轮传动概论齿轮传动在各种机器和机械设备中已获得了较广泛的应用。例如，起重机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、石油机械、纺织机械、机床、汽车、飞机、火炮、船舶和仪器、仪表中均采用了齿轮传动。在上述各种机器设备和机械传动装置中，为了减速、增速和变速等特殊用途，经常采用一系列互相啮合的齿轮组成的传动系统，在机械原理中，便将上述的齿轮传动系统称之为轮系。4.1行星齿轮传动的定义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。根据齿轮系运转时其笔顺齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。1）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）。2）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。（1）简单行星齿轮传动 具有一个自由度（W=1）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。（2）差动行星齿轮传动 具有两个自由度（W=2）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。4.2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，。角速度，以每秒弧度来衡量的角速度，。齿轮a的转速，。内齿轮b的转速，。转臂x的转速，。行星轮c的转速，。内齿轮b与中心轮a的齿数比。内齿轮b固定，即,中心轮a输入，转臂x输出时的行星齿轮传动的传动比。4.3行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的最显著的特点是：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。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动,而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和和变速装置.尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。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）。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，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。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。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选项用得当）等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器、和仪表各方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率已达到，输出转矩已达到。据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下。（1）标准化、多品种 目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计；而且还演化出多种型化的行星减速器、差速器和行星变速器等多品种的产品。（2）硬齿面、高精度 行星齿轮传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。（3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。（4）大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里弄也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。应该指出，对于行星齿轮传动的设计者，不仅应该了解其优点，而且应该在自己的设计工作中，充分地发挥其优点，且把其缺点降低到最低的限度。从而设计出性能优良的行星齿轮传动装置。5 减速器设计5.1总传动比及传动比分配5.1.1总传动比 (5.1)式中，为电动机转速 为滚筒转速总传动比在传递动力时,行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点,但是行星数目的增加会使其载荷均衡困难,而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围.因而在设计行星齿轮传动时,通常采用 3个或4个,特别是3个行星轮。取行星轮的数目为3。因为行星轮数目，传动范围只有，故选用两级行星齿轮传动机构。5.1.2传动比分配多级行星齿轮传动的传动比分配原则是各级传动之间等强度，并希望获得最小的外廓尺寸。由于结构的需要，选取初级传动比为 5.2高速级计算5.2.1配齿计算确定齿数应满足的条件：行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择，还须满足其传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。各轮齿数根据机械设计手册表17.2-4，NGW型行星齿轮传动的齿数组合即可查出： 5.2.2 按接触强度初算a-g传动的中心距和模数 1、选择齿轮材料太阳轮和行星轮材料使用40Cr调质 齿面硬度HBS为240-285齿轮精度等级 8-7-72、按接触强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取483，取载荷系数K=2.0.查图13-1-24选取初取许用接触应力由于行星齿轮为悬臂布置，初取齿宽系数按表13177 圆整取中心轮输入转矩取行星轮间载荷分配不均匀系数1.3在一对a-g传动中，小轮传递的转矩齿数比按表中公式计算模数取则 a-c传动未变位时的中心距由于此行星齿轮不要求变位。所以a-g传动和g-b传动的实际中心距变位系数及中心距为 =0 =0 5.2.3几何尺寸计算1）分度圆直径2）齿顶圆直径3）齿根圆直径 4）齿宽和实际齿宽系数 取为40 实际齿宽系数 5.2.4、验算a-g传动的接触疲劳强度和弯曲强度1、按接触疲劳强度校核根据表13180 校核公式为1）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力2)小轮单对齿啮合系数查表131104得 =13）节点区域系数查图13116得 =2.54)弹性系数查表131105得 189.85)重合度系数6）螺旋角系数17）使用系数查表13181 得 18) 动载系数 1.15 9）齿向载荷分布系数、由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=40/761所以： 可取110）齿间载荷分配系数、查表13-1-102 按7级精度 选取 得1.1将以上数据代入下式得齿轮得计算接触应力：11)许用接触疲劳强度计算 查图13-1-24选取12）接触强度寿命系数，应力循环系数N由下式决定：太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 所以 而 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）13）润滑油膜影响系数查表131108 取 14）工作硬化系数 取 1.015）尺寸系数查表131109 得 1.016）接触强度最小安全系数查表131110 取 =1.1将上述参数代入公式求得许用接触应力则 =7000.950.92/1.1=566.18=7001.060.92/1.1=620.58结论：由于所以a-g传动的接触疲劳强度通过校核2、 按弯曲疲劳强度校核根据表131111校核公式为1）齿向载荷分布系数由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=25/661所以： 可取12)齿间载荷分配系数查表13-1-102 按7级精度 选取 、 得1.13)使用系数14) 动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.85 =2.536)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9)将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：210）许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-24选取由于行星轮受对称双向弯曲，故行星轮的许用弯曲疲劳强度为11）寿命系数 太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）11)尺寸系数查图13156 得 1.012）相对齿根圆角敏感系数查表 32139 得 1.013）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.014）试验齿轮的应力修正系数 15）弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）16）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于所以a-g传动的弯曲疲劳强度通过校核5.2.5、根据接触强度计算来确定内齿轮材料1g-b传动比u2、重合度系数3、内齿轮接触强度寿命系数 （允许有一定点蚀）4、齿轮的接触疲劳极限为5、根据，选用45钢正火, =5505.2.6、g-b传动的弯曲强度验算1）齿向载荷分布系数12）齿间载荷分配系数1.13）使用系数14）动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.23 =2.536)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9）将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：10)许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-23取 齿轮行星轮受对称双向弯曲， 11）寿命系数太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）12)尺寸系数查图13156 得 1.013）相对齿根圆角敏感系数查表 32139 得 1.014）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.015)试验齿轮的应力修正系数 16)弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）17）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于 所以g-b传动的弯曲疲劳强度通过校核5.3低速级计算5.3.1配齿计算确定齿数应满足的条件：行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数的选择，还须满足其传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。各轮齿数根据机械设计手册表17.2-4，NGW型行星齿轮传动的齿数组合即可查出： 5.3.2 按接触强度初算b-g传动的中心距和模数 1、选择齿轮材料太阳轮和行星轮材料使用40Cr调质 齿面硬度HBS为240-285齿轮精度等级 8-7-72、按接触强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取483，取载荷系数K=2.0.查图13-1-24选取初取许用接触应力由于行星齿轮为对称布置，初取齿宽系数齿宽系数取中心轮输入转矩取行星轮间载荷分配不均匀系数1.3在一对b-g传动中，小轮传递的转矩齿数比按表中公式计算模数取=4mm则 b-g传动未变位时的中心距由于此行星齿轮不要求变位。所以a-g传动和g-b传动的实际中心距变位系数及中心距为 =0 =0 5.3.3几何尺寸计算1）分度圆直径2）齿顶圆直径 3）齿根圆直径 4）齿宽和实际齿宽系数 取为80 实际齿宽系数 5.3.4、验算b-g传动的接触疲劳强度和弯曲强度1、按接触疲劳强度校核根据表13180 校核公式为1）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力2)小轮单对齿啮合系数查表131104得 =13）节点区域系数查图13116得 =2.54)弹性系数查表131105得 189.85)重合度系数6）螺旋角系数17）使用系数查表13181 得 18) 动载系数动载系数是按齿轮相对于行星架X的圆周速度查图13-1-14求出 可得：1.12 9）齿向载荷分布系数、由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=80/2441所以： 可取110）齿间载荷分配系数、查表13-1-102 按7级精度 选取 得1.1将以上数据代入下式得齿轮得计算接触应力：11)许用接触疲劳强度计算 查图13-1-24选取12）接触强度寿命系数，应力循环系数N由下式决定：太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）13）润滑油膜影响系数查表131108 取 14）工作硬化系数 取 1.015）尺寸系数查表131109 得 1.016）接触强度最小安全系数查表131110 取 =1.1将上述参数代入公式求得许用接触应力则 =7001.1930.92/1.1=698.45=7001.1870.92/1.1=694.93结论：由于所以b-g传动的接触疲劳强度通过校核3、 按弯曲疲劳强度校核根据表131111校核公式为1）齿向载荷分布系数由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=80/2441所以： 可取12)齿间载荷分配系数查表13-1-102 按7级精度 选取 、 得1.13)使用系数14) 动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.80 =2.286)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9)将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：9）许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-24选取由于行星轮受对称双向弯曲，故行星轮的许用弯曲疲劳强度为10）寿命系数 太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）11)尺寸系数查图13156 得 1.012）相对齿根圆角敏感系数查表 32139 得 1.013）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.014）试验齿轮的应力修正系数 15）弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）16）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于所以b-g传动的弯曲疲劳强度通过校核5.3.5、根据接触强度计算来确定内齿轮材料1g-b传动比u2、重合度系数3、内齿轮接触强度寿命系数 （允许有一定点蚀）4、齿轮的接触疲劳极限为5、根据，选用45正火处理, =5505.3.6、g-b传动的弯曲强度验算1）齿向载荷分布系数12）齿间载荷分配系数1.13）使用系数14）动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.14 =2.286)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9）将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：10)许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-23取 齿轮行星轮受对称双向弯曲， 11）寿命系数行星轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）12)尺寸系数查图13156 得 1.013）相对齿根圆角敏感系数查表 32139 得 1.014）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.015)试验齿轮的应力修正系数 16)弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）17）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于 所以g-b传动的弯曲疲劳强度通5.4 传动装置运动参数的计算从减速装置的高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴、轴、轴I轴II轴III轴6传动轴的设计计算6.1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。6.2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 6.3轴的结构设计6.3.1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5.1所示。图6.1 轴的结构图6.3.2确定各轴段直径和长度段：轴和转臂是通过键联接起来的。结构要求取，。段：由结构要求，过渡段，则该轴段直径，长度。段：轴肩，用于固定轴承段 便于加工齿轮取该轴段直径长度 。段： 为轴齿轮，m=4,z=20,B=80段：便于加工齿轮取,长度。段：轴肩，用于固定轴承 ,取轴段直径。段：用2个滚动轴承支承轴，为使轴承运行平稳，选用圆螺母固定轴端，圆螺母能够承受大轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，会降低轴的疲劳强度。查GB/T6170-2000，暂选螺母M65. 则该轴段直径为,长度,并加工出螺纹退刀槽。6.3.3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，,6.4绘制轴的弯矩图和扭矩图 图6.2 滚筒的受力简图1、求水平面受力： 2、求垂直面受力：图6.3 轴的计算简图6.5轴的计算简图1、计算轴承的支反力1）在水平面内： 在垂直面内：2）分析知轴承安装处C点处承受弯矩最大，求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。6.6按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则C轴承处当量弯矩最危险 轴的材料为40Cr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。7 滚动轴承的选择与寿命计算7.1基本概念及术语1）寿命 指一套滚动轴承，其中一个套圈（或垫圈）或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象之前，一个套圈（或垫圈）相对另一个套圈（或垫圈）的转数。2）可靠度（即轴承寿命的可靠度） 指一组在同一条件下运转的、近于相同的滚动轴承所期望达到或超过规定寿命的百分率。单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率。3）静载荷 当轴承套圈或垫圈的相对旋转速度为零时（向心或推力轴承）或当滚道元件在滚动方向无动力时（直线轴承），作用在轴承上的载荷。4）动载荷 当轴承套圈或垫圈的相对旋转时（向心或推力轴承）或当滚道元件在滚动方向运动时（直线轴承），作用在轴承上的载荷。5）额定寿命 以径向基本额定动载荷或轴向基本额定动载荷为基础的寿命的预测值。6）基本额定寿命 与90%可靠性关联的额定寿命。7）径向基本额定动载荷 指一套滚动轴承假想能承受的恒定径向载荷，在这一载荷作用下的基本额定寿命为一百万转。对于单列角接触轴承，该载荷是指引起轴承套圈相互间产生纯径向位移的载荷的径向分量。8）轴向基本额定动载荷 指假想作用于滚动轴承的恒定的中心轴向载荷，在该载荷作用于滚动轴承的基本额定寿命为一百万转。9）径向（或轴向）当量动载荷 指一恒定的径向载荷（或中心轴向载荷），在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命。10）径向（或轴向）基本额定静载荷 指与滚动体及滚道的总永久变形量相对应的径向静载荷（或中心轴向静载荷）。如果在零载荷下，滚子与滚道（滚子轴承）为或假定为正常母线（全线接触）时，在最大接触应力下，滚动体与滚道接触处产生的总永久变形量为滚动体直径的，对于单列角接触轴承，径向额定载荷为引起轴承套圈彼此相对纯径向位移的载荷的径向分量。11）径向（或轴向）当量静载荷 该径向静载荷（或中心轴向静载荷）会使受最大应力的滚动体和滚道接触处产生的总永久变形量与实际载荷条件下的总永久变形量相同。7.2轴承类型选择选择滚动轴承的类型与多种因素有关，通常根据下列几个主要因素。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。7）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。7.3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（用工作小时表示），再进行额定动载荷和额定静载荷的计算。各类机械所需轴承使用寿命的推荐值见表7.1：表7.1轴承使用寿命的推荐值使 用 条 件使用寿命/h不经常使用的仪器和设备3003000短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械、农业机械、装配吊车、自动送料装置30008000间断使用的机械，中断使用将引起严重后果，如发电站辅助设备、流水作业的传动装置、带式输送机、车间吊车800012000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1000025000每天8h工作，满载荷使用，如机床、木材加工机械、工程机械、印刷机械、分离机、离心机200003000024h连续工作的机械，如压缩机、泵、电机、轧机齿轮装置、纺织机械400005000024h连续工作的机械、中断使用将引起严重后果，如纤维机械、造维机械、造纸机械、电站主要设备、给排水设备、矿用通风机100000由于调度绞车属于短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果。所以使用寿命为30008000。8 键的选择与强度验算一般平键的选用步骤如下：（1）根据轴径d键的标准，得到键的截面尺寸；（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：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；动联接时，工作面出现过度磨损；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。8.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算8.1.1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（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），键的规格为键C GB/T1096-2003，即：，。8.1.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件 (8.1)式中，转矩，； 轴径，； 键的高度，； 键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度； 许用挤压应力，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求8.2主轴（滚筒轴）与行星架联接键的选择与验算8.2.1键的选择主轴的输入直径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键C GB/T1096-2003，即：，。8.2.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件 式中，转矩，； 轴径，； 键的高度，； 键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度； 许用挤压应力，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求8.3行星架与滚筒联接键的选择与验算8.3.1键的选择行星架的外径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键B GB/T1096-2003，即：，。采用双键，呈180度布置。8.3.2键的验算假设载荷为均匀分布，由图8.1可得平键联接的强度计算式为：挤压强度条件 式中，转矩，； 轴径，； 键的高度，； 键的工作长度，；对A型键；对B型键；对C型键，其中L为键的长度，B为键的宽度； 许用挤压应力，查得。由公式(8.1)可计算出挤压应力：即：故，符合要求。9 制动器的设计计算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。9.1制动器的作用与要求9.1.1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。9.1.2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。9.2制动器的类型比较与选择9.2.1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。9.2.2制动器的选择带式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。因此我们采用抱闸式制动器。另外，绞车工作在井下，要具备防爆功能。若用电力制动，必须配置防爆电器，这样会使结构复杂化。同时提高了成本，因此我们不用电力制动。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。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360。与带式制动器相比，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。9.3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9.1。在图8.1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9.1 外抱带式制动器结构图9.4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9.2）图9.2（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9.2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 (9.1)我们取代入(9.1)式可得：（3）确定起始角由图9.2可知2）初步确定角度值（见图9.3）图9.3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9.4）图9.4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： (9.2) (9.3) (9.4) (9.5) (9.6)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9.8） 螺栓的螺纹大径，取将代入(9.5)式可求得：，取将代入式(9.6)可求得：，取将代入式(9.4)可求得：，取将代入式(9.3)可求得： ，取将、及代入式(9.2)可求得：4）制动状态下的孔距计算（见图9.5）图9.5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 (9.7)式中，平均退距，查得将代入(9.7)可求得：6）确定最小退距（见图9.6）图9.6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9.6）由图9.6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9.5） （2）求角（见图9.6） 9）求松开状态下的销座孔距由图9.6可知： 10）求调节螺栓长度及螺纹工作长度图9.7（1）求由图9.7可知： （2）求角由图9.2和9.7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9.7中，则 （4）求螺栓的长度（见图9.8）图9.8设，则取 （5）求螺纹工作长度（见图9.8）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： (9.8)式中，螺母厚度， 框架板厚度， 螺栓螺距，由于,所以满足条件。12）求铰链节点距离（见图9.9）图9.9由图9.9a)可知：，由图9.9b)可知：，故：13）确定制动手把长度取14）求框架内腔长度（见图9.8） 15）说明事项（1）调节螺栓只起到调整和恢复制动带与制动轮之间因制动带磨损而引起的制动力下降之作用。（2）决定着平均退距大小。10结构设计10.1行星齿轮传动的均载机构10.1.1均载机构的类型和特点行星齿轮传动通常采用几个行星轮分担载荷，因而使其具有体积的质量小、承载能力高等突出优点。为了充分发挥行星齿轮传动的上述优点，通常采用均载机构来补偿不可避免的制造误差，以均衡各行星轮传动递的载荷。采用均载机构不仅可以均衡载荷，提高齿轮的承载能力，还可降低运转噪声，提高平稳性，同时还可降低对齿轮的精度要求，从而降低制造成本。因此，在行星齿轮传动中，均载机构已获得广泛应用。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。10.1.2行星轮间载荷分布不均匀性分析如前如述，行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。这对于传递动力的行星齿轮传动来说，采用多个行星轮的结构型式确是非常紧凑、承载能力更大。例如，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，当人们在设计这种传动效率高、体积小和传动比大的行星齿轮传动时，即使在设计过程中作了许多细致的工作，如果在结构上疏忽了由输入齿轮（如中心轮）传到各个行星轮的载荷分布的不均匀性问题，那么，就不能很好地发挥行星齿轮传动的优越性。现在不少的行星齿轮传动装置正是在行星轮间的载荷均匀分布上不同程度地存在着一些问题，而没有能够充分地发挥行星齿轮传动的优越性。这是由于设计者错误地、且过份地强调其传动比大、结构紧凑和承载能力大等优点，却片面地断定载荷是按行星轮的个数来平均分配的。实际上，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要了。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，中心轮上的轮齿就会与三个行星轮上的轮齿相接触（啮合），则各行星轮、和对中心轮的法向作用力、和的大小是相等的。现取中心轮为受力对象，法向作用力、和组成为一个等边的力三角形，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，而中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙、。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；那么，其所有的载荷（切向力）就全部由一个中心轮相接触的行星轮传递，即。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式中，中心轮与各行星轮啮合处的切向力之和，； 行星轮数，取 中心轮输入的转矩，； 中心轮的分度圆直径，。在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各行星轮间的载荷均匀分布；其平均切向力为。仿上，则可其载荷分配范围不均匀系数为所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为。10.1.3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，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮传动的制造和装配变得比较困难。后来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。在选用行星齿轮传动中的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求。（1）均载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数值最小。（2）均载机构的补偿动作在可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。（3）在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。（4）均载机构应制造容易，结构简单、紧凑，布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。（5）均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。（6）均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。（7）均载机构应有利于传动装置整体结构的布置，使结构简第，便于制造、安装和维修。尤其在多级行星传动中，合理选择均载机构对简化结构十分重要。（8）在适用于标准化、系列化产品，使之便于组织成批生产。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（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 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。（1）具有浮动基本构件的系统。所谓“浮动基本构件”，就是指某个基本构件没有径向的支承，则称它为浮动基本构件。例如，采用中心轮或内齿轮为浮动构件的行星轮系统。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。（2）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。例如，采用杠杆联动的均载机构，使个行星轮浮动，即行星轮可以自动调整位置，以实现行星轮间载荷分布均匀。2）静不定系统 较常见的静不定系统有下列两种组成方案。（1）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为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。（2）采用弹性件的均载有系统。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。例如，将内齿轮制成薄壁壳体结构，或用弹性件将内齿轮连接在箱体上，以及采用具有弹性衬套或柔性销轴的行星轮。现将目前国内外较常采用的几种均载机构简介如下：例台，基本构件浮动的均载机构如前所述，基本构件浮动，就是将行星传动中的基本构件之一（或二个）不进行径向定位支承。当行星轮间载荷分布不均匀时，即在不平衡的径向力作用下，允许某个基本构件产生径向移动，以实现自动调位的目的，从而，使各行星轮间的载荷均衡。浮动的基本构件可以是行星传动中的外齿中心轮、内齿轮和行星架。而行星架浮动的均载机构不适用于行星架的转速较高的场合。基本构件浮动常采用的方法是将构件与可移式联轴器（齿轮联轴器和十字滑块联轴器等）相连接。在行星齿轮传动中只要有一个基本构件浮动就可以起到均载作用；若两个基本构件同时浮动，则均载效果更好。此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，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、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，即使各行星轮间的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数。由于中心轮的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；与其连接的均载机构较容易制造，且便于安装，故使中心轮浮动的方法已获得了较广泛的应用。尤其是当行星轮数，应用于中、低速行星传动时，其均载效果更好。但当时，均载效果不好，且噪声大；故此时需采用其他均载机构。10.2行星轮的结构及支承结构10.2.1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。常用行星轮结构列于下表：表10.1 行星轮的结构应保证行星轮轮缘厚度，否则须进行强度或刚度校核在一般情况下，行星轮齿宽与直径的比为：，硬齿面取较小值，即为了使行星轮内孔配合直径加工方便，切齿简单，制造精易保证，应采用行星轮内孔无台肩结构整体双联齿轮断面急剧变化处会引起应力集中，须使；必要时应进行强度校核整体双联齿轮的小齿圈不能磨齿 如果双联行星轮需要磨齿时，须设计成装配式。两行星轮的精确位置用定位销定位或从工艺上来保证。大齿轮磨齿前，应牢固地固定在已加工完的小齿轮上，再进行磨齿 采用无多余束浮动机构时，行星轮内设置一个球面调心轴承，可使A-C传动的载荷沿齿宽均匀分布为使结构紧凑，简单和便于安装，轴承装入行星轮内，弹簧挡圈装在轴承外侧。由于轴承距离较近，当两个轴承原始径向间隙不同时，会引起较大的轴承倾斜，使齿轮载荷集中轴承装在行星轮内，弹簧挡圈装在轴承内侧，因而增大了轴承间距，减小了行星轮倾斜，但拆卸轴承比较复杂向心推力滚柱轴承可提高行星轮支承寿命，轴承轴向间隙用垫片调节，在两轴承间装有间隔有间隔环，易于拆卸行星轮的径向尺寸受限制时，可采用滚针轴承。行星轮的轴向固定用单列向心球轴承，该轴承不承受径向载荷当载荷较大时，可采用滚柱轴承当载荷较大，用单列向心球轴承承载能力不足时，可采用双列向心球面滚子轴承由于双联行星轮结构会产生较大力矩，故使行星轮轴线偏斜而产生载荷集中。为了减少载荷集中，可将轴承安装在行星架上，以得到最大的轴承间距。由于行星轮轴不承受转矩，故齿轮和轴可用短键或销钉连接在高速重载行星齿轮传动中，常因滚动轴承极限转速和承载能力的限制而采用滑动轴承，并用压力油润滑，为使行星轮有可靠在基准孔和减磨材料层的应力不变，通常将减磨材料饶在行星轮轴表面上，当时，可以做成双轴承式以提高承载能力并使载荷均匀分布。高速传动用双联齿轮结构的轴承推荐用轴瓦并安装在行星架上10.2.2行星轮的支承结构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。在一般用途的机械传动中，如起重运输机械的主传动、军事装备、火炮和坦克以及航空飞行器的驱动装置中，大都采用滚动轴承作为行星轮的支承。对于长期运动的、大功率的重载装置中的行星齿轮传动及船舶动力装置中的行星齿轮传动，一般系采用滑动轴承作为行星轮的支承。此外，在高速的或径向尺寸受到限制的行星齿轮传动中，因采用滚动轴承作为行星轮的支承。一般难以满足使用寿命的要求，因此，也可采用滑动轴承作为行星轮的支承。此行星轮系采用滚动轴承。目前，在行星齿轮传动中，一般大都采用滚动轴承的行星轮支承结构。为了减少行星齿轮传动 的轴向尺寸，将使用寿命较大的滚动轴承直接装入行星轮的轮缘内是较合理的。但是，由于轴承的外圈旋转（一般情况是滚动轴承的内圈旋转），将使得滚动轴承的寿命有所降低（除球面轴承外）。对于直径的2Z-X（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。例如，单列向心球轴承（0000型）、双列向心球面球轴承（1000型）和双列向心球滚子轴承（3000型）等。对于斜齿轮和双联行星轮结构，不允许在行星轮轮缘内仅安装一个滚动轴承作为其支承。这是由于行星轮在传动时受有啮合力产生的倾翻力矩的作用，从而使得其受力情况变得较差，即会使该滚动轴承的寿命降低。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。但是，只有在使用一个浮动基本构件的行星传动中，行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支承。采用具有双向或仅为单向限制外圈轴向位移的成对轴承，同样也可以安装在行星轮轮缘内。为了避免轴承在载荷作用下，由于原始径向游隙（轴承未上行星轮之前的）和轴径配合公差的不同而形成的行星轮偏斜，必须预先选定互相配套的一对轴承。为了减少行星轮在载荷作用下产生的偏斜角，可适当增大两轴承之间的距离；此时，允许轴承的外圈突出到行星轮的轮缘之外。宽系列和窄系列的单列向心短圆柱滚子轴承允许内外圈轴线的偏斜角为。由于采用鼓形圆柱滚子轴承，该类型轴承在偏斜条件下不会影响其寿命。为了减少径向尺寸或当行星轮直径较小，若装入普通标准轴承而不能满足承载能力的要求时，则需采用专用的非标准轴承，即可以采用无内（外）圈或无内外圈的滚子轴承结构。在此，行星轮的心轴和它和轮缘内表面都变成为轴承的滚道。该心轴和行星轮应选用滚动轴承钢或渗碳合金钢，经热处理后其硬度为6165HRC。非标准（内外圈）的、带有圆柱滚子的行星轮支承，可以具有较小的径向尺寸和承受较大的径向载荷的能力。在结构上可采用双列短圆柱滚子，并使用隔离套筒将两列短滚子隔开，以代替长圆柱滚子；这种支承型式是较合理的。在内圈与心轴之间的环形间隙里，供有润滑的压力油。内圈在滚子摩擦力的作用下能够相对于心轴旋转，从而有利于延长滚动轴承的寿命。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）。隔离套环用来补偿沟槽轴向尺寸的不精确性；因为该沟槽安装弹性挡圈后仍有较大的间障。隔离套环车成直角，是为了以防止困斜齿轮或双齿圈行星轮的啮全作用力产生的倾翻力矩而造成轴承外圈的偏斜。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。某些组合垫圈可采用阶梯式，以减少接触面间的磨损。当行星轮的直径很小，在行星轮轮缘内根本不能容纳可满足承载能力要求的轴承时，则可采用将滚动轴承安装在行星架侧板上的行星轮支承结构。这种支承结构较显著的优点是由于两支承间的距离增大了，则可以减少由轴承径向游隙引起的的行星轮的偏斜角。但它的缺点是使行星架的结构变得复杂，整个机构的轴向尺寸有所增大。所以，对用于支承行星轮的径向尺寸大的滚动轴承，只能装在行星架的侧板上。在此情况下，可以说是靠增大行星机构的轴向尺寸来提高滚动轴承的承载能力和使用寿命的。为了便于装配起见，可以采用双侧板分开式的行星架。采用内圈一侧无挡边的单列向心短圆柱滚子轴承的支承结构，能够增大滚动体的直径，以提高轴承的承受载荷能力。当上述支承结构的径向尺寸受到限制时，则可以采用无内圈（心轴兼作内圈）的轴承结构。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。因此，对于滚动轴承装在行星轮轮缘内的支承结构，要求加工行星架侧板内端面和隔离套；对于滚动轴承装在行星架侧板孔内的支承结构，要求采用隔离套环。对于承受由啮合作用力引起的倾翻力矩作用的斜齿轮和双齿圈行星轮，精确地调整其轴向游隙值是非常重要的。对于心轴较短的行星轮轴承，其轴向游隙值可减少到接近于零。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。滚动轴承内圈与行星轮心轴、外圈与行星轮轮缘内孔或行星架侧板孔的配合将影响轴承游动隙，轴承游动隙的大小不仅影响它的运转精度、温升和噪声，也影响到轴承的寿命。同时，还影响到行星轮的偏斜程度。对于旋转精度和支承刚度要求较高的行星轮，应尽可能地消除其轴承的游隙。一般轴承孔与心轴的配合取（特殊的）基孔制；轴承外圈与孔的配合取基轴制。对于直接装在行星轮轮缘内的滚动轴承，由于该轴承的外圈为旋转圈，因此，外圈通常对具有过盈的过渡配合；内圈通常取较松的过渡配合。对于装在行星轮侧板上支承行星轮的滚动轴承，由于该轴承的内圈为放置圈，故该轴承内、外圈的配合，正好与上述配合情况相反。为了提高质量，在装配时，对于紧配合的旋转圈可采用加热（油中的预热温度为(）或冷却的方法进行装配。11 主要零件的技术要求11.1对齿轮的要求11.1.1齿轮精度1）精度等级行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度来确定。通常与普通定轴齿轮传动的齿轮精度相当或稍高。一般情况下，齿轮精度应不低于8-7-7级。对于中、低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。齿轮精度的检验项目及极限偏差应符合GB/T10095-1988渐开线圆柱齿轮精度的规定。2）齿轮副的侧隙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/T10095-1988所规定的偏差代号所对应的数值。3）齿轮联轴器的齿轮精度一般取8级，其侧隙应稍大于一般定轴齿轮传动。11.1.2对行星轮制造方面的几点要求由于行星轮的偏心误差对浮动量的影响最大，因此对其齿圈径向跳动公差应严格要求。在成批生产中，应选取偏心误差相近的行星轮为一组，装配时使同组各行星轮的偏心方向对各自中心线（行星架中心与该行星轮轴孔中心的边线）呈相同角度，这们可使行星轮的偏心误差的影响了降到最小。在单件生产中应严格控制齿厚，如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿，可保证砂轮与被磨的相对位置不变，即可控制各行星轮齿厚保持一致。对调质齿轮，并以滚齿作为最终加工时，应将几个行星轮安装在一个心轴上一次完成精滚轮中的一个齿槽互相对准，使齿槽的对称线在同一轴平面内，并按装配条件的要求，在图纸上注明装配标记。11.1.3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。12 绞车的安装及安装调试12.1绞车的安装1） 绞车安装地点应平整、宽敞，便于操作和观察。2） 滚筒应与滑轮或挂钩对中，此中线力求与绞车轴线垂直。3） 绞车使用场合流动性较大时，可用木板或槽钢作底盘，将绞车坚固其上，再用地锚固定起来，长期定点使用的绞车可安装于混凝土地基上。绞车安装必须稳定、可靠、绞车正常运转时底座不得有明显的振动。12.2绞车安装调试绞车在安装前应首先按使用说明书的要求检查各部件是否齐全，查看在运输过程中有无损伤或丢失零件。确认无问题后，再按操作方法的要求进行空运转试验，试验时应使绞车正反转15分钟，如发现不正常现象应停车检查，并在检查调整后再进行空转试验，直至运转正常为止。当在地面或井下作永久性安装时，必须把绞车固地安装在地基上，安装地点应平整且便于操作和观察，正常运转时绞车不得有明显的振动。当绞车在井下作临时性安装时，可用地锚固定，并用木桩顶住。绞车的安装位置应尽量使其出绳方向与卷筒轴线垂直，以有利于排绳。绞车在使用前应仔细检查其刹车装置，确认刹车灵活可靠后方可投入使用。13 使用与操作13.1一般要求1）绞车司机必须了解本机的性能，熟悉操作方法。2）钢丝绳静拉力不得超过额定数值，严禁用绞车运送人员。13.2操作前注意事项1）检查钢丝绳接头是否牢固，支座螺栓和地脚螺栓是否紧固，绞车安装是否牢靠。2）检查调整刹车机构使之达到灵活、可靠。3）检查钢丝绳，不准有结节，扭绕现象，如有一个节距内断丝超过10%应予更换。4）检查电器线路，电机和按钮应接地良好，安全可靠。5）检查行车轨道有无障碍物，防止牵引过程中发生事故。6）在卷筒起动或停止时，其速度须逐渐增加或减少，不允许急骤的开车、停车，以防损坏传动件。7）电机开动时，严禁左右两个刹车同时刹紧，以防烧毁电机和损伤主机内部或其他意外事故。8）用户如有特殊要求而订做的非标准产品，相关注意事项，用户必须编进操作规程。对操作工进行专项培训后方可上岗操作，以保证安全。（如用户订做配置可将刹车装置反向安装的双向出绳绞车，由于在正反向出绳操作时，左手刹车原为卷筒制动，而变成了对制动轮的制动，右手制动原为制动轮制动，而变成了对卷筒制动，改变了原操作习惯，必须对操作工进行岗前培训，熟练后方可上岗操作。）13.3操作要求和操作方法本绞车操作方便简单，操作者只需控制按钮和操纵两只制动手把即可，具体如下：1）操作时应集中精力，操作者只需控制按钮和看清信号，标志。2）操作时，首先用左刹车刹住卷筒，使卷筒静止，同时将制动轮上的右刹车松开，然后可开动电机，右端制动轮空转，这时将右端制动上的刹车逐渐刹紧，左端卷筒上的刹车逐渐松开，卷筒便开始旋转，即可进行牵引作业。3）放重物时，应松开右端制动轮上的制动闸并放松左端卷筒的制动闸，开启电机并使电机反转，下放的速度可借对卷筒的半制动加以控制。注意严禁关闭电动机时下放重物。4）要使牵引重物停止在某一位置，只需刹紧左端的卷筒制动闸，同时松开右端制动轮上的制动闸即可。5）在起动、停止、重物下放或其它情况下而需微程牵引时，只要上下来回交替操作两个刹车把，使卷筒间转间停即可。6）操作过程中发现响声不正常，制动不灵，绞车的卷筒，刹车带及轴承等温度剧烈上升（超过）等异常情况时。必须停车检查，及时排除。7）钢丝绳在卷筒上要排列整齐，工作时不可全放完，在卷筒上至少应保留三圈。8）预定任务完成后，应松开右端制动轮上的刹车装置，切断电源，封闭开关。14 安全保护1）应经常检查绳头是否牢靠、钢丝绳是否变形或乱绳。如果因钢丝绳变形而产生乱绳时，必须立即更换新钢丝绳。2）交接班时，须把本班发现的异常现象向下一班交代清楚，以便及时检查排除。3）当停车时间过长时，应清除绞车及电机上的灰江，并在加工表面涂上保护油，以防锈蚀。15 维护与保养1）司机必须每日对绞车各部分认真保养，工作前先检查并开空车试转，注意润滑状况是否良好。工作过程中要经常注意油温是否正常，当发现绞车出现异常现象时，不得勉强继续工作，应及时停车并通知检修工对设备进行检修，做好检修记录。下班时应清除设备上的灰尘等污物。对长期搁置不用的绞车，必须在其裸露部分涂以防锈油脂，并应把绞车放在通风防潮的场合。2）每班都应注意检查刹车闸带的磨损情况和刹车的松紧是否合适，绞车转动是否灵活，工作是否可靠。若刹车闸带被磨损必须立即更换。3）经常检查钢丝绳的磨损情况，对断裂严重的钢丝绳应及时更换。4）要根据绞车的实际使用情况有计划的安排小修和大修。按实际使用时间累计，一般小修的周期为半年，大修的周期为二年。小修的内容主要是：消除刹车故障，更换油封消除漏油现象。大修的内容是：拆开全部零件，将零件清洗后，检查其磨损程度。，更换或修复已磨损的零件，更换各处的润滑油和润滑脂，全面恢复绞车的工作能力。绞车修理时应予更换的零件及注意事项如下：1）石绵带：当石绵带的磨损厚度大于2毫米时，必须更换新的。2）轴承：由于轴承的寿命是根据绞车的使用年限来选用的，所以在正常使用条件下，一般仅需在大修时根据实际情况拆
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