1吨调度绞车整机结构设计

1吨调度绞车整机结构设计摘要：调度绞车因为构造简单、重量不大、挪动方便，而被普遍应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输等工作。绞车的主要特点为：构造尺寸和重量较小、钢丝绳速度低，安装及拆除操作方便、启动平稳、故障率低、一般常见故障易解决、维护方便。为了达到良好的均载目的，在均载机构中设计采用无多余约束的浮动形式。另外，变位齿轮的运用也可以获得精确的传动比，提高啮合传动品质和承载能力。本次设计主要针对两级内啮合传动和一级行星轮传动、滚筒构造、制动器结构等进行了具体的设计。关键词：调度绞车，行星齿轮，行星传动，内啮合传动ITheDesignofOneTonSchedulingWinchAbstract:Becauseofsimplestructure,lessweight,easilymove,schedulingwinchiswidelyusedtodispatchandtransportworksinmineground,metallurgicalminesorconstructionsites.Themainfeaturesoftheschedulingincludesmallstructuresizeandweight,lowropespeed,easytoinstallationandremovaloperations,smoothstarting,lowfailurerate,generallyeasytosolvecommonfaultsandconvenientmaintenance.Inordertoachieveagoodaverageloadpurpose,itusesfloatingformwithoutextraconstraintinthedesign.Inaddition,theuseofmodifiedgearcanalsoobtainanaccuratetransmissionratio,improvemeshingtransmissionqualityandcarryingcapacity.Thedesignismainlyaimatthetwomaintransmissionsandmeshingwithaplanetarygeartransmission,thestructureofdrumandbrake.Keywords:Schedulingwinch,Planetarygear,Planetarytransmission,Internaldrive目录1绪论.11.1调度绞车概述.11.2国内外研究现状.11.3设计目的及意义.22总体方案确定及电机选择.32.1整体方案设计.32.2设计方案改进.42.3电机选择.43传动系统设计.63.1钢丝绳选型及校核.63.2卷筒.63.3总传动比计算及分配.83.4第一级级内啮合齿轮设计.93.4.1按齿面接触强度设计.93.4.2确定齿轮各主要参数.103.4.3内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算.103.4.4按齿根弯曲强度设计.113.4.5几何尺寸计算.123.5第二级内啮合齿轮设计.123.5.1按齿面接触强度设计.123.5.2确定齿轮各主要参数.133.5.3按齿根弯曲强度设计.143.5.4几何尺寸计算.144.主要部件设计.164.1行星轮传动设计.164.2几何尺寸计算.204.3啮合要素计算.214.4齿轮强度验算.224.4.1外啮合.224.4.2内啮合.244.5齿轮轴结构设计.274.6行星轴结构设计和校核.284.7行星架机构设计.305调度绞车的整体结构及主要部件分析.325.1轴承及校核.325.2制动器设计计算.355.4调度绞车三维结构.41总结.42参考文献.43致谢.4401绪论1.1调度绞车概述调度绞车是用于调度车辆的一种绞车，常用在井下采矿区、煤仓及装车站调度室、牵引调度矿车，也可用于其它辅助牵引作业，垂直提升重物等。1.2国内外研究现状我国调度绞车的生产经历了仿造和自主设计两个阶段，50年代测绘仿造了日本、苏联的各型绞车。1958年后，苏联JD14.5型和日本内齿轮相继淘汰。1960年对调度绞车进行了方案规划，型号用JD表示，保留了JD4.5、JD11.4型这两种规格，从1964年起自主设计了调度绞车，目前我国已投入批量生产。我国自主研发的调度绞车构造多是行星轮传动，机体构造紧凑，体积较小，重量轻，操作比较简单，在矿山井下使用方便。近几年国内加强了新产品的研制工作，对产品的构造进行了很大的改进和创新，在提高寿命、降低噪声方面取得了很好的效果。调度绞车在国外使用更加普遍，生产厂家也较多。依据目前收集到的资料，苏、法、美、英、瑞典等世界上多个比较发达的国家都在制造研发绞车，有的国家从三十年代起就开始研发生产。调度绞车品种繁多，规格较多，拉力小到100kg，大到3600kg；动力有电动、液动和风动；工作机构有单筒、双筒和摩擦式；传动方式分带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线传动等多种机构，其中多用到行星齿轮传动机构。纵观国内外调度绞车的发展情况，其发展趋势有以下几个特点：（1）向标准化、系列化方向发展；（2）向体积小、重量轻、构造紧凑方向发展；（3）向高效、节能方向发展；（4）向寿命长、低噪音方向发展；（5）向一机多能，通用化方向发展；（6）向大功率方向发展；（7）向外形简单、平滑、美观大方方向发展。目前我国调度绞车还存在很多不足之处，主要是寿命、噪音、可靠性等综合性技术指标与国外有差距。因为我国尚不具备测试手段，是寿命无法考核，噪声也比较大，目前还不可以达到环保卫生部门的要求。在可靠性方面，目前尚无要求。这1些反映了我国的产品质量还存在一定差距，所以我们还需要提高对调度绞车这个学科的建设，致力完善各方面检测手段及性能要求。1.3设计目的及意义研究调度绞车意义重大，因为调度绞车普遍应用于在矿山生产系统。调度绞车除了用于矿井井下和地牵引编组矿车及其它搬运工作外，另外它还普遍应用于斜巷提升、井口装罐以及为翻机提供动力等方面。实践证明，调度绞车在工作时最容易出现的一个状况就是钢丝绳在绞车滚筒上缠绕不均匀，容易出现压绳、咬绳等情况。如果钢丝绳使用了一定的时间后，会造成更严重的后果，钢丝绳只集中的缠绕在滚筒的一侧导致跳出滚筒从而引发重大事故，这种情况在牵引距离较长的绞车中最为突出。调度绞车一般不会连续工作，在完成一次牵引后，绳段载荷为0，此时的绳头是自由状态，而钢丝绳会由于自身弹力作用使钢丝绳出现乱绳现象。这也会影响绞车的正常工作。因为调度绞车在提升输出过程中容易出现的上述问题，所以对调度绞车进行进一步的研发和改善是非常有必要的。本次所设计的绞车结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井。结构为近似对称布置，外形美观；绞车重心低，底座刚性好，运转平稳，安全可靠，安装方便。减少了辅助人员，改善了工人劳动条件，运行安全可靠，操作和维修都比较方便。总的来说，该绞车具有布局合理，体积小、寿命长、效率高，操作方便，运行安全可靠等特点，满足了目前煤矿的发展需要，特别适用于中小型煤矿，具有很广泛的应用场合和发展前景。此外，通过本次毕业设计，培养了我综合运用机械传动、机械设计、工程力学等课程中所学理论知识的能力，培养和提高了我独立分析问题和解决实际问题的能力，为今后适应工作岗位和创造性地开展工作打下坚实基础。22总体方案确定及电机选择主要设计参数为：最大牵引力10TkN平均绳速0.7vm/s容绳250mH2.1整体方案设计该型绞车运用两级内啮合齿轮传动和一级行星轮传动。Z1、Z2和Z3、Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。传动结构简图如图2-1所示：图2-1绞车传动系统图在电动机轴头上装上加长套的齿轮Z1，经过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把转矩传动到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的太阳轮，再传动到两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7上。两个行星轮自由地安装在两根与滚筒固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于制动绞车滚筒的运行。如果把大内齿轮Z7外部的工作闸B闸住，把滚筒上的制动闸A开启，此时电动机的动力由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但因为Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能绕自己的轴线自转，同时还要绕太阳轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。因此带动与其相连的滚筒转动，现在齿轮Z5的运转行式很相似太阳系中的行3星（如地球）的运动行式，所以齿轮Z6又称行星轮，其传动行式叫做行星传动。反之，如果把大内齿轮Z7上的工作闸开启，而将滚筒上的制动闸闸住，因为Z6与滚筒直接连接，此时Z6自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统是定轴轮系，大齿轮Z7只会空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，就可以使调度绞车在不关闭电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须关闭电机并重新按启动按钮，电机就会反向运转。为了调节上升和下放的速度或停止，两刹车部件可交替制动和松开。2.2设计方案改进为了获得优秀的均载能力，在设计的均载机构中运用无多余约束浮动，即在行星轮中装上一个球面调心轴承。高速级行星架无支承，且与低速级太阳轮固定联接。此法的优点在于机械构造中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向载荷分布均匀。因为行星轮内只装一个轴承，当转矩较小时，轴承尺寸小，寿命长。设计中还运用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，能够得到如下的成效：得到准确的传动比，提升啮合传动品质和承载能力，在保证传动比的前提下获得理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的设计有较大的灵活性。2.3电机选择（1）系统总效率=0.9600.990=0.825总2345720.9.0.98式中：卷筒上钢丝绳缠绕效率，取=0.96011搅油效率，取=0.99022一一级行星轮传动效率，取=0.97033七个滚动轴承的效率，各取=0.99044一、二级内齿传动效率，各取=0.98055（2）电机选型最大功率：=Fv=100.7=7kWP电机轴上的功率：P=/=70.825=8.485kW总根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：YBJ-11.4额定功率：11.4KW4满载转速：1460r/min效率：88.5%=2.2堵转转矩额定转矩stNT=7.0堵转电流额定电流stI电机的实际输出功率：P=11.40.885=10.089kWP电机电机所以该电机符合要求。53传动系统设计3.1钢丝绳选型及校核（1）钢丝绳型号选择依据GB/T89181996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式（3-1）确定：d=（3-1）Cs式中d钢丝绳最小直径C选择系数，取C=0.112m/NS钢丝绳最大静拉力N则由公式（3-1）可得：d=10所以选择钢丝型号为：619股（1+16+12）绳纤维芯直径d=12.5m钢丝绳公称抗拉强度：1550MPa钢丝绳破断拉力总和：112000N（2）钢丝绳强度校核由钢丝绳型号知：整条钢丝绳的破断拉力为（3-2）pss=0.85112000=952002N/m式中：拉力影响系数，取=0.85安全系数ny=Sp/Tmax=9.52所以=5r故所选钢丝绳满足要求。3.2卷筒（1）卷筒名义直径（3-3）0Dhd式中：按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径6d钢丝绳直径h与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为M5级，所以取h=18=225mm0D（2）确定卷筒宽度B初选每层缠绕圈数z=2078.29.051kdzB选择B278mm式中：钢丝绳排列不均匀系数，取=0.911k（3）初选钢丝绳缠绕层数n=11（4）验算卷筒容绳量LL=（3-4）021nzDdnk=241.9m式中：钢丝绳每层降低系数，取=0.92k2（5）确定卷筒直径钢丝绳最小缠绕直径=225+12.5=237.5mm（3-5）minD0d钢丝绳的最大缠绕直径=+d+2(n-1)d（3-6）ax02k=225+12.5+2(11-1)12.50.9=462.5mm式中：钢丝绳每层降低系数，取=0.92k2k钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径：=（3-7）epDmaxin1()=（462.5+237.5）=3502m卷筒的结构外径：=462.5+212.53=537.5（3-8）max3d外7取=537.5D外m（6）卷筒厚度对铸铁卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02225+8=12.5mm（3-9）0D3.3总传动比计算及分配由上面的选型及计算可知：电机的转速=1480r/minn电机卷筒的转速=38.2r/min输出（1）总传动比计算=38.74i总n电机输出2.38140（2）传动比分配按三级传动，因此应进行传动比分配，分配的原则为：123i1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取（3-10）1(0.6)iiq=（3-11）221lim112li)(pdaAHpPnKk式中：使用系数，中等沖击，取=1.25AK1A2行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取=1.201HP1HPK行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动，8级精度，取=1.0522综合系数，高精度，硬齿面，取=1.811HK2角标1、2表示第一级和第二级传动np查表定=0.71()da2da=limHli28则：q=1.14312HpPK8.105计算=1.1431.2323以此值和传动比得=7.81p可知：=i总/=4.973i1则=2.79=2.792i=4.9733.4第一级级内啮合齿轮设计选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），240HBS=650MPa，=550MPalim1H2limH由于属于低速传动，采用齿形角，为提高承载能力，两级均采用直齿轮on20a传动，齿轮的加工为插齿，精度为7级初选小齿轮的齿数为Z1=23，Z2=232.79=64.17，取Z2=643.4.1按齿面接触强度设计由设计计算公式d1t（3-12）32d1u2.HEZKTKt载荷系数，试选载荷系数Kt=1.3T1小齿轮转矩，T1=7.457104460.95mNu齿数比，u=2.79iZE弹性影响系数，查表得ZE=189.8MPa1/2接触疲劳许用应力H计算，取KHN1=0.90KHN2=0.95，取安全系数S=19=0.9600=540MPa1HS1limNK=0.95550=522.5MPa22li由上得d1t=38.542mm245.8197.23105.73.3.4.2确定齿轮各主要参数小齿轮圆周速度v=2.94m/s106nt10645.38计算载荷系数K=KAKVKHKH式中：KA使用系数KA=1KV动载系数KV=1.12KH齿间载荷系数，查表取KH=KF=1KH齿间载荷分布系数，查表取KH=1.423，KF=1.35故载荷系数K=11.1211.423=1.594按时机载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t41.252（3-13）33t.15942.83.4.3内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角：20ntat/cos齿顶高系数：*1anh纵向间隙系数*10.25ncos103.4.4按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m（3-14）3a21dFSYZKT计算弯曲疲劳许用应力F=（3-15）SEN小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.851FE大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa，弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.882故=303.57MPa1F=238.86MPa2计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.1211.35=1.512（3-16）计算大小齿轮的并加以比较F查表得YFa1=2.65，YFa2=2.226YSa1=1.558，YSa2=1.764=0.013791aFS=0.01644（选择比较大的）2aFSY则m1.9132431016.57.取m=2小齿轮齿数Z1=21d2.4Z2=2.7921=58.59，取Z2=563.4.5几何尺寸计算分度圆直径11d1=Z1m=212=42mmd2=Z2m=562=112mm中心距a=77mm21齿宽b=142=42mm1d取B2=42mm，B1=47mm3.5第二级内啮合齿轮设计选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），240HBS=650MPa，=550MPalim1H2limH由于属于低速传动，采用齿形角=，为提高承载能力，两级均采用直齿轮na02传动，齿轮的加工为插齿，精度为7级选择小齿轮的齿数为Z1=23，Z2=232.79=64.17，取Z2=643.5.1按齿面接触强度设计由设计计算公式d1t32d1u2.HEZKTKt载荷系数，试选载荷系数Kt=1.3T1小齿轮转矩T1=1.951051n950P5.4798019mN为第一节啮合齿轮大齿轮的转速，=547.51n1n62齿宽系数，=1ddu齿数比，u=i2=2.79ZE弹性影响系数，查表得ZE=189.8MPa1/2接触疲劳许用应力H计算，取KHN1=0.90KHN2=0.95,取安全系数S=112=0.9600MPa=540MPa1HS1limNK=0.95550=522.5MPa22li由上得d1t=82.788mm3255.8197.23109.3.5.2确定齿轮各主要参数小齿轮圆周速度v=2.37m/s106ndt106.48.计算载荷系数K=KAKVKHKH式中：KA使用系数，KA=1KV动载系数，KV=1.12KH齿间载荷系数，查表取KH=KF=1KH齿间载荷分布系数，查表取KH=1.423，KF=1.35故载荷系数K=11.1211.423=1.594按时机载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t=82.788=87.5983tK3.15943.5.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为m3a21dFSYZT计算弯曲疲劳许用应力=FSKFEN小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.851大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa，弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.882FE故=303.57MPa1F13=238.86MPa2F计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.1211.35=1.512计算大小齿轮的并加以比较查表得YFa1=2.65，YFa2=2.226YSa1=1.558，YSa2=1.764=0.013791aFS=0.01644（选择比较大的）2aFSY则m=2.6432531064.9.5.取m=3小齿轮齿数Z1=30d8.7Z2=2.7930=81.47，取Z2=823.5.4几何尺寸计算分度圆直径d1=Z1m=303=90mmd2=Z2m=823=246mm中心距a=168mm21齿宽b=190=90mm1d取B2=90mm，B1=95mm144.主要部件设计4.1行星轮传动设计（1）齿轮材料处理工艺及制造工艺选定太阳轮和行星轮的材料均为20CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC5761试验齿轮齿面接触疲劳极限=1400limH2N/试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=350limF2N/行星轮=245li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40Cr，调质处理，硬度为HBS262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650lim1H2N/=220liF齿轮的加工为插齿，精度为7级（2）确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承na02载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合=左右，内啮合=左ac024ab02右行星轮数目=2pn载荷不均衡系数：低速级采用无多余约束浮动均载机构，取=1.15KHpKF（3）配齿计算太阳轮齿数az=17（4-1）3panczi97.42式中取c=42内齿圈齿数bz=17(4.97-1)=67（4-2）b3(1)azi行星齿齿数c15=25（4-3）cz1()2baz176配齿结果：=17，=67，=25，i=4.97ac（4）太阳轮分度圆直径（4-4）3lim21a1dukTKHdPAt式中：算式系数，一般钢制齿轮，直齿轮传动，取=768tdtdK使用系数，查表，取=1.25A15-6AK计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，取=1.20HPHP综合系数，查表，取=1.80K14H小齿轮齿宽系数，取=0.7ddu齿数比，u=25/17=1.47T1对啮合副中小齿轮的名义转矩，mN太阳轮传动的扭矩T1=557.462179./460895n950P试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400limHlimH2N/由公式得=12.1n324517.0.63.465=4.99式中：算式系数，直齿传动=12.1tmKtmK计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数。Fp=1+1.5(-1)=1+1.5(1.2-1)=1.3FpHp小齿轮齿形系数，高精度，正变位，静定结构，按x=0查值，1aY取=3.18，=2.412Y小齿轮齿数1z试验齿轮弯曲疲劳极限，=245limFlimF2N/取模数m=5mm16则太阳轮直径=m=175=85adz=m（za+zc）=5(17+25)=1050a1212m取=105（5）计算变位系数确定行星轮齿数cz）由前面的配齿结果知：=17，=67，=25azbcz）初选ac副的变位系数和cx根据=+=17+25=42，和=左右的限制条件，查图初选aczcza02415-=1acz）初算ac副的齿高变动系数acy根据初的=+由图按B查Dxac15-4B=（4-5）0()cosaxz=23.812517D=1.43因=0所以=1，=0cos则=0.06006（4-6）acy()10cosaz2517043.a-c啮合副的计算）确定中心距aca-c和c-b啮合副的标准中心距：=0.5（）m=0.5(17+25)5=105（4-7）acaczm=0.5()m=0.5(67-25)5=105（4-8）bb因为小于计算值的圆整值，取=100（略小于）czacac）中心距的分离系数acy=-1（4-9）51017）齿高变动系数acy=（）acy10oscz式中：=0，=0，=1，查图得：c=1.8215-7A=23.81acyz2517故=0.076ac08.）变位系数和啮合角cxac=+=10.076=1.076acya=ac20cosar=15r=26.50o在图的范围内，在推荐范围内acx1-ac）变位系数分配根据齿数比u=25/17=1.471，由图得，=1.104时，=0.52=15-x1xa故=1.1040.52=0.584cxacc-b啮合副的计算）中心距的分离系数cby=-1cbyam510）齿顶高变动系数cb已知=cbacosz10ybcb18式中：=0，=0，=1cos根据A=-23.8110cbyz256710查图得：c=0.60，故15-=（67-25）=0.0252cby0.6）变位系数bx=+=-10.0252=-0.9748cbxcy故=+=-0.97480.584=-0.3908cb）啮合角=cb20cosarb=15r=26.50o在推荐范围内。cb4.2几何尺寸计算把相关数据代入公式，可得计算结果如下：太阳轮d=175=85m=8525(10.3140.014)=98am=8525(10.40.314)=74.14f=85=79.87bd0cos2行星轮d=525=125m=12525(10.28960.014)=137.756am=12525(10.40.2896)=113.896f=125=117.46bd0cos219内齿轮d=675=335m=33525(0.80.3140.2896)=327.244am=33525(0.80.250.314)=342.36f=335=314.80bd0cos24.3啮合要素计算（1）a-c传动端面重合度)顶圆齿形曲径a由相关数据可得：太阳轮=28.39（4-10）1a2287.9m行星轮=35.99（4-11）2a2246.15.3)端面啮合长度ag=28.39+35.99100=25.980sin2.58m式中端面节圆啮合角，直齿轮=22.5ttac)端面重合度=02cos598.=1.76（2）b-c传动端面重合度)顶圆齿形曲径行星轮由上面计算得=28.391a1am把相关数据代入（4-11）得：内齿轮=44.692a228.34.37)端面啮合长度ag20由上得=ag12(sin)at=28.3944.6910002=17.90m)端面重合度得=cosantg=02cos59.17=1.2134.4齿轮强度验算4.4.1外啮合）齿面接触疲劳强度计算接触应力H得齿面接触应力的基本值0H=0H1tEFuZdb2N/m=2.21189.80.95147.16085.43=252.552/式中：端面内分度圆上的名义切向力，tF=9550=9550=370.61=4360.12NaTpn97.4/160mNtF20apTnd85261.370b工作齿宽，b=0.785=59.5，取b=60da小齿轮分度圆直径，取=851d1u齿数比，u=/=25/17=1.47cZa节点区域系数，()/()=(0.52+0.584)/(17+25)HZcxacZ21=0.0263，=0，查图，取=2.2116-0HZ弹性系数，查表取=189.8EZ1-7E重合度系数，=1.302，=0，查图取=0.9516-0Z螺旋角系数，直齿=0，取=1由（4-12）公式得接触应力H=(4-12)H0AvPK=252.551.250.1.2=345.03N/m式中：使用系数，中等冲击，查表，取=1.25A16-5AK动载系数，6级精度，查表，取=1.01vKv计算接触强度的齿向载荷分布系数，按=0.7，=2，查图Hdpn得，=1.214,取=0.8，=0.716-0HHK=1+(-1)=1+(1.214-1)0.80.7=1.120计算接触强度的齿间载荷分布系数，按=1.302，6级精度，硬HK齿面，查图，取=116-9计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，行星架浮动，查表P取=1.217-2H许用接触应力H由公式(4-13)得=(4-13)PlimnNLvRxHZS=140.3961.025=1118.32/式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400limHlimH2N/计算接触强度的最小安全系数，按高可度查表6-221取inS=1.25minH接触强度的寿命系数，按工作10年，每年300天，每天14个小时，NZ计算应力系数，=31030014=4.93Ltn60pxa9731406910按图，取=19101-822润滑油系数，HRC=HV713，v=1.237m/s，表用中型极压油LZ18-0=150，取=1.0350v612/msL工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图取=116-2Z速度系数，查图取=0.96v16-20vZ粗糙度系数，按，RZ8m4.zR=2.72，取=1.01332z10z5.68102.aRZ尺寸系数，m，该轴截面B疲劳强度足够。p4.7行星架机构设计（1）行星架机构确定和材料选定行星轮机构中行星架比较复杂的一个重要部件，也是承受外转矩最大的零件。它有三种形式：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在行星轮内，采用双壁整体式行星架，4baHi这种方式的行星架结构刚性大，受载变形小，因此有利于行星轮上载荷沿齿宽方向均匀分布，降低振动和噪音。行星架材料常用ZG55，因为铸钢件废品率高，比较浪费，很不经济。选用球墨铸铁QT600-3，重量轻，离心力小，相对噪音也降低，既节约了成本，又不影响构件性能，且其它性能也有所优化。（2）行星架的技术要求1、中心距极限偏差af行星轮的径向位移是由于各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏离误差引起的，因此影响齿轮传动间隙，且当各中心距偏离的数值和方向不同时，行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值会收到影响，从而影响行星架的均载性能。其值一般要求控制在0.010.02之间。由中心距的基本数值和齿轮精度等级查表得：对高速级=af0.2m对低速级=32、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布均衡性影响较大的要素，必需严格控制。值主要由各轴孔的分度误差决定，而分度误差又由机床和装配工艺的Lf精度决定。按下式计算：29310Laf高速级=mm，取mm1430Lf.60.36Lf低速级=mm，取mm9231Laf.42Lf3、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5umxfF12yfF4、行星架的偏心误差He行星架的偏心误差可依据中心距的极限偏差和相邻行星轮轴孔距偏差的afLf几何关系求得，一般取12HLef由于高速级mm，所以取=15um0.36LfHe低速级mm，取=18um4305调度绞车的整体结构及主要部件分析5.1轴承及校核（1）调心滚子轴承行星轴直径mm，为了无多余约束的均载构件的需要，选用调心滚子轴承45d代号为22209c。其主要参数为：d=45D=85mmB=23Cr=73.2kN(5-1)hpcnLzh601式中：以小时数（h）表示轴承的基本额定寿命（可靠度为90%）10轴承工作转速，nr/miC基本额定动载荷，NP当量动载荷，N寿命指数，对滚子轴承=103由于该轴承轴向受力可忽略不计，只受径向载荷，所以P=2=3048.78NrFt=551.25r/min18480n电机=73.2Crk由公式(5-1)可得=hpcnLzh60110631072()48.hn=1.21h6=55000h10hL行星轴直径，选用调心滚子轴承代号为22211c的轴承。其主要参数5dm为:d=55D=100B=25Cr=922kN31同理由于该轴承轴向受力可忽略不计，只受径向载荷，所以P=2=11185.88NrFt=551.25r/min18470n电机由公式(5-1)可得=hpcnLzh60110631092()58.hn=1.53h=55000h10h（2）深沟球轴承减速器中所用的深汮球轴承按从左到右、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：轴承两对，型号为6024，其主要参数为：d=120D=180mmB=28Cr=67.5kN由于该轴承轴向受力可忽略不计，两对轴承径向最大载荷为20313N，最小径向载荷为7813N所以每对轴承的当量动载荷=7031.5N(203178)/2rPF=200r/min14.5ni电机由公式(5-1)可得=hpcnLzh601631075()2.h=7.37h4=55000h10h轴承两对，型号为6418，主要参数块为:d=90D=225mmB=54Cr=148kN32由于该轴承轴向受力可忽略不计，两对轴受径向最大载荷为，最小径向N250载荷为,所以每对轴承的当量动载荷N0=12500N25rPF=200r/min147.3ni电机由公式（5-1）可得=hpcnLzh601631025()48h=13.8h=55000h10h轴承两对，型号为6212，其主要参数为：d=60D=130mmB=31Cr=62.8kN由于两对轴承双并列用，所以轴向力不计，径向载荷最大为17187N，径向载荷最小为4687N所以每对轴承的当量动载荷=5468.5N(17846)/