JSDB-140双速多用绞车设计【含CAD图+PDF图+说明书
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JSDB-140双速多用绞车设计【含CAD图+PDF图+说明书,JSDB,140,多用,绞车,设计,CAD,PDF,说明书
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第83页1 绪论1.1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、运搬、提升的机械化。其中运搬包括运搬和辅助运搬。绞车就是辅助运搬的其中一种。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概述 双速多用绞车是供煤矿井下采煤工作面回柱放顶和转移工组面之用。由于它的高度较低重量又轻，特别适用于薄煤层和急倾斜煤层采煤工作面，以及各种采煤工作面回收沉入底板或被矸石压埋的金属支柱。随着机械化采煤程度的提高，它越来越多地被广泛用于机械化采煤工作面，作为安装、回收牵引各种设备和备件双速多用绞车是一种有效的矿山辅助运搬设备。该型绞车主要应用于回柱放顶之用，同时也可用于上山、下山、平巷等综采工作面设备的搬迁，比如液压支架、溜槽等。此外，拉紧皮带机机头、运料、调度车辆等工作都可以用这种绞车来完成。在港口、码头、建筑工地、工厂企业，这种运搬绞车也可以发挥作用。可见，运搬绞车在煤炭行业、机械行业，包括部分其他行业都有着不可忽视的地位。绞车在回采工作面的布置方式有以下三种：1）安装在回风巷内，距回采工作面约。这种布置方式适用条件广，尤其是煤层倾角较大，顶板破碎，压力较大的工作面。但这种布置方式会影响回风巷的运料工作。每一次回柱需移动导向轮，钢丝绳绕过导向轮，多了一个拐弯，摩擦阻力增大，钢丝绳容易损坏。按这种方式布置的回柱绞车，必须沿钢丝绳牵引方向长条式布置，绞车宽度不应超过900mm，过宽则会堵塞巷道。因为运料工人常常从机体旁经过，齿轮一定要密闭，不然就容易引起事故。2）安设在回采工作面上端，紧靠回风巷上部和密集支柱之间。这种布置方式当顶板较好，煤层倾角较小的条件下采用。但每进行一个循环都须移动绞车，且需移开柱子，因而不够方便。在工作面上方顶板压力较大时，机座受力容易变形，可能引起齿轮啮合不良，甚至回柱绞车有被压埋的危险。3）安设在工作面上，工作面上有数台绞车同时回柱，加快回柱速度。这种布置方式对浅截深的机采工作面尤为需要。例台徐州矿务局认为，回柱设备是当前提高煤产量的关键。现在安排回柱放顶时间是每天一个班（8h），而用刨煤机进尺1.2m只要2h就能完成，因此，只要加快回柱速度，就会收到提高煤产量的效果。图1 绞车外形图1底座;2电动机; 3联轴器; 4制动器; 5变速器;6滚筒1.3绞车结构的一般分析1）按驱动机构分（1）手摇式回柱绞车手摇式回柱绞车用于人工回柱，体积小，重量轻，移动方便，结构简单。但人工回柱效率低，安全性差，一般只用作辅助作业，或在回收金属支柱时使用。（2）风动回柱绞车风动回柱绞车拉力大，重量轻，适用于我国西南地区的超级瓦斯矿，但是风动回柱绞车成本较高，使用范围受到限制。（3）电动回柱绞车电动回柱绞车使用范围最广，目前各制造厂生产的多为电动回柱绞车。2）按滚筒结构分（1）缠绕式滚筒缠绕式滚筒具有一定的容绳量，操作简单，使用范围广，但体积和重量都比较大，现在生产的回柱绞车以采用缠绕式滚筒的为最多。（2）摩擦式滚筒摩擦式滚筒多制成双曲线型，靠滚筒上的几圈钢丝绳与滚筒的摩擦力带动钢丝绳进行工作，滚筒量不受限制，也不存在排绳子问题，解决了“咬绳现象，这种绞车尚在试验中。（3）链条滚筒链条滚筒即用缠绕链条来进行回柱工作。因链条较重，不宜太长，如某厂生产的三吨轻便回柱绞车，链条仅有6m，因此，使用这种回柱绞车的极少。3）按传动机构分（1）普通蜗杆蜗轮传动淮南煤矿机械厂1952年生产的HJ-14型回柱绞车，第一级为普通蜗杆蜗轮传动，再经过二级圆柱齿轮带动滚筒。采用蜗杆蜗轮传动机械效率低，虽具有结构结实耐用的优点，但体积重量都很大，搬运困难，不适于井下狭窄环境和经常移动的特点，故此类回柱绞车已不再生产。（2）圆弧面蜗杆传动现在生产的各种回柱绞车均采用圆弧面蜗杆传动，机械效率提高到约为，机器体积和重量都相应减少。1.4 国内外绞车的发展近40年我国的煤炭行业发生了巨大变化，总裁机械化水平达到国际先进水平，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，材料的运较基本上沿用传统的小绞车群接式的运输，运输战线长，环节多，占用搬运设备、人员多，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。可见矿井辅运输是当前现代化矿井建设的关键和重点。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70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、通用化高；f、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应当采取以下措施：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。1.5 JSDB系列双速多用绞车JSDB型双速多用绞车系列产品是中国矿业大学矿山机械研究所在原SDJ型双速多用绞车系列产品基础上改进发展而来，产品系列也由原来的SDJ-8、SDJ-14、SDJ-20型三个型号发展为现在的JSDB-140、JSDB-200、JSDB-260、JSDB-320、JSDB-380型五个规格型号，是在有关行业标准的要求下研制而成，获得多项国际发明、国家发明及国家实用新型专利。其适用于煤矿中大型综采设备的搬迁、工作面的回柱放顶、大吨位的物料运输和矿车调度，也可进行煤矿井下的临时性牵引工作。 JSDB型双速多用绞车系列产品在技术原理上，采用“齿-联”传动系统和“双轴多级”的传动特点，实现了快、慢两个速度，其慢速可代替现有的回柱绞车和慢速绞车，其快速可代替现有的调度绞车和运输绞车。在结构特点上，不仅实现了小结构，大拉力的特点，也实现了长条形对称结构特点，适合于煤矿井下狭小的作业空间，操作灵活方便。它克服了目前慢速、回柱等系列绞车存在的传动效率低，寿命短，工效低等特点，也克服了调度、运输等系列绞车存在的牵引力小，宽型结构等特点。 JSDB型双速多用绞车系列产品由电动机1、联轴器2、手动制动闸3、变速箱4、电液制动器5、卷筒装置6、底座7等组成。 1.6 JSDB系列双速多用绞车的特点1）采用“双轴多级”传动特点，实现了大的传动比。 2） 采用“齿-联”传动系统的传动原理，不但实现了慢、快两个速度，并实现了快、慢速的大速比，很好地实现了快、慢速矿用绞车的一体化。 3） 采用“长条形对称”结构，实现了结构紧凑、外形美观实用，适合于煤矿井下狭窄空间的作业，也很方便地进行不同工作地点的自移。 4） 传动效率高、工作效率高、容绳量大、节能。 5） 操作简单、使用方便，并具有可靠的双闸制动。 6） 结构工艺简单，可靠，成本低。7） 使用寿命长、维护维修费用低。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）既考虑到运搬为主要用途，又考虑到运搬、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。、2.2 已 知 条 件1）设计寿命： t=5000h2）最大牵引力：T=140kN3）牵引速度： v=8m/min4）容绳量： L=400m2.3 牵引钢丝绳直径的确定及滚筒直径的确定2.3.1钢丝绳的选择根据GB110274,初选直经为23 选择： 绳 股 钢丝绳公称抗拉强度为1700N/mm2钢丝绳破断拉力总和：t=342000N整条钢丝绳破断拉力总和：S=Kt=0.85342000=290700N式中 K钢丝绳捻制折减系数，取K=0.85。2.3.2滚筒参数的确定. 一般取 取 =400 式中 卷筒最小外经，mm d 钢绳直经，mm确定滚筒宽度B 初选每层缠绕圈数Z=18，则初定钢丝绳缠绕层数n5验算滚筒容绳量L 式中 钢丝绳每层降底系数，0.90。确定滚筒各直径：1）钢丝绳在卷筒上的最小缠饶直经： 2) 钢丝绳在卷筒上的最大缠饶直经： 3）钢丝绳在卷筒上的平均缠饶直经： 4) 卷筒的结构外经：取mm 2.4 传动系统的确定、运动学计算及电机的选择2.4.1 传动系统的确定SDJ140型双速多用绞车传动简图如图2.1。 图2-1 JSDB140型双速多用绞车传动简图其传动路线：低速级：电动机弹性联轴器主轴主轴轴轴卷筒。高速级：电动机弹性联轴器主轴主轴轴轴卷筒。2.4.2、计算传动效率1、各传动的效率根据表14查得： 2、计算传动总效率2.4.3、各级传动比分配及总传动比 2.4.4、计算总传动比 1、卷筒轴转速：2、总传动比：3、钢丝绳最小速度： 2.4.5、确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率1.计算卷筒上的功率2.计算电机轴上的功率 2.4.6、选择电机型号由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机的容量，降低机器的成本和尺寸。电机型号：YB225M-8功率：22重量：365kg最大转矩/额定转矩=2.0堵转转矩/额定转矩=1.8堵转电流/额定电流=6.0外型尺寸：长宽高=870515670mm电机轴直径长度=65140mm过载系数2.4.7、验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数1、电机在闷车时，钢丝绳的拉力 2、电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数 所以电机闷车时，钢丝绳也安全。 3齿轮传动的设计计算3.1第一级弧齿锥齿轮传动设计计算3.1.1基本参数1大小齿轮的齿数分别为： 模数为：mm 精度等级为：8-7-7（JB180-60）2小锥齿轮上传动的功率： 3转速 4小锥齿轮传递的扭矩 5材料及热处理 小锥齿轮轴选用：，渗碳淬火HRC6062； 大锥齿轮选用：，表面淬火HRC48553.1.2、强度计算1、确定主要尺寸 1）原动机为电动机，工作平稳，工作机为无极绳绞车，工作平稳。由表8-119选取： 2）由表8-208查得： 3）由图8-38查得： 4） 5） 6） 7） 8） 取 又 取 9） 10）齿形制选用GB/T12369-1990，则： 11） 2、按接触疲劳强度校核计算 1） 2） 3） 由表8-207查得： 4） 由图8-95查得： 5） 由图8-96查得： 6） 由图8-97查得： 7） 由表8-122查得： 8） 由图8-98查得： 9） 10） 由表8-123得： 11） 由图8-39，按不允许点蚀，查得： 12） 见表8-417， 由图8-40查得： 13） 由图8-41查得： 14) 由图8-42查得： 15） 由表8-206查得： 16）齿轮的 17） 由表8-121查取：（失效效率为1） 18） 由以上计算可知，齿轮的接触疲劳强度通过。3、按弯曲疲劳强度校核计算1） 由表8-208查得： 2） 由图8-96查得： 3） 由图8-105查得： 由图8-99查得： 4） 由图8-45查得：5） 由图8-46查得：6） 查表8-209得：7）弯曲应力 8） 由图8-47查得： 9） 由图8-48查得：10） 由图8-106查得：11） 12） 由表8-121查得：13） 因此，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.2 第二级齿轮传动的强度校核3.2.1 基本参数1大小齿轮的齿数分别为： 模数为：mm 精度等级为8级（JB180-60）2小齿轮上传动的功率： 3转速 4小齿轮传递的扭矩5材料及热处理 材料选用：，表面淬火HRC48553.2.2、强度校核1、按接触疲劳强度校核1）2）3）4） 取 5） 由表8-119选取：6） 由图8-32查得：7） 由图8-34查得： 见表8-120：8）查机械设计，由推荐值11.2 由于b/较小，故取较小值9） 由图8-36查得：10） 由表8-122查得：11） 由图8-38查得： 12) 由表8-123得： 13）由图8-39，按允许点蚀查得： 14） ，由图8-40查得：15） 由图8-41查得：16） 由图8-42， 查得：17） 由图8-43查得： 18) 19） 20）查表8-121得：21）由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。 2、按弯曲疲劳强度校核1） 由图8-34查得： （按） 见表8-120，按8级精度，查得： 2） 由图8-44，查得： 3） 由图8-46查得：4） 由图8-47查得： 5） 查表8-124得：6） 按， 由图8-49查得： 7） 按，由图8-50查得：8） 9） 10） 查表8-121得：11） 由以上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.3 第三级齿轮传动的强度校核3.3.1 基本参数3.3.2 强度校核1、按接触疲劳强度校核1）2） 3） 4） 5） 由表8-119选取： 6） 由图8-32查得：7） 由图8-34查得： 见表8-120：8）9） 由图8-36查得：10） 由表8-122查得：11） 由图8-38查得：12） 13） 由图8-39，按允许点蚀查得：14） ，由图8-40查得：15） 由图8-41查得：16） 由图8-42，按光洁度，中心距 查得：17） 由图8-43查得： 18） 19） 20） 查表8-121得： 21）由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。2、按弯曲疲劳强度校核 1） 由图8-34查得： 见表8-120，按8级精度，查得： 2） 由图8-44，查得： 3） 由图8-46查得： 4） 由图8-47查得： 5） 查表8-124得： 6） 由图8-49查得： 7） 由图8-50查得： 8） 9） 10） 查表8-121得：11） 由上可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.4 第四级齿轮传动的强度校核3.4.1、基本参数 3.4.2、强度校核1、按接触疲劳强度校核 1） 2） 3） 4） 5） 由表8-119选取： 6） 由图8-32查得：7） 由图8-34查得： 见表8-120：8）9） 由图8-36查得：10） 由表8-122查得：11） 由图8-38查得：12） 13） 由图8-39，按允许点蚀查得： 14） ，由图8-40查得：15） 由图8-41查得：16） 由图8-42，按光洁度，中心距 查得：17）由图8-43查得：18） 19） 20） 查表8-121得： 21）由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。2、按弯曲疲劳强度校核 1） 由图8-34查得： 见表8-120，按8级精度，查得： 2） 由图8-44，查得： 3） 由图8-46查得： 4） 由图8-47查得： 5） 查表8-124得： 6） 由图8-49查得： 7） 按，由图8-50查得： 8） 9） 10） 查表8-121得：11） 由此可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.5 第五级齿轮传动前级的强度校核3.5.1基本参数3.5.2、强度校核1、按接触疲劳强度校核1）2） 3）4） 5） 由表8-119选取：6） 由图8-32查得：7） 由图8-34查得： 见表8-120：8）9） 由图8-36查得：10） 由表8-122查得：11） 由图8-38查得：12) 13） 由图8-39，按允许点蚀查得： 14），由图8-40查得：15） 按 由图8-41查得：16） 由图8-42，按粗糙度，中心距 查得：17） 由图8-43查得：18) 19） 20） 查表8-121得：21）由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。2、按弯曲疲劳强度校核 1） 由图8-34查得： 见表8-120，按8级精度，查得： 2） 由图8-44，查得： 3） 由图8-46查得： 4） 由图8-47查得： 5） 查表8-124得： 6）, 由图-498查得： 7） 按,由图8-50查得： 8） 9） 10） 查表8-121得：11）考虑到为开式传动，当齿厚磨损10厚度时取：因过桥齿轮为对称循环，所以疲劳极限应考虑70的系数。 由此可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。3.6 第五级齿轮传动后级的强度校核3.6.1、基本参数 3.6.2、强度校核1、按接触疲劳强度校核1）2） 3） 4） 5） 由表8-119选取： 6） 由图8-32查得：7） 由图8-34查得： 见表8-120：8）9） 由图8-36查得：10） 由表8-122查得：11） 由图8-38查得： 12） 13） 由图8-39，按允许点蚀查得：14），由图8-40查得：15） 由图8-41查得：16） 按 由图8-42，查得：17） 由图8-43查得： 18） 19） 20） 查表8-121得： 21）由此可知，齿轮的接触疲劳强度通过。2、按弯曲疲劳强度校核 1） 由图8-34查得： 见表8-120，按8级精度，查得： 2） 由图8-44，查得：3） 由图8-46查得：4） 由图8-47查得： 5） 查图8-48得：6） ， 由图8-49查得：7） 按， 由图8-50查得：8） 9） 10） 查表8-121得：11） 考虑到为开式传动，当齿厚磨损10厚度时为失效，因此由表8-125取： 因过桥齿轮为对称循环，所以疲劳极限应考虑70的系数。 由此可知，齿轮的弯曲疲劳强度通过。4 轴的设计计算4.1 锥齿轮轴的设计计算与强度校核4.1.1轴的初步计算 4.1.2、轴的疲劳强度校核1、计算作用在锥齿轮上的力 锥齿轮轴的受力图，水平弯矩图、垂直弯矩图、合成弯矩图及扭矩图分别如图4-1a,b,c,d，e所示。 图4-1锥齿轮轴的受力图2、计算反力 3) 求合力 3、计算弯矩 3) 求合成弯矩 4、确定危险截面 根据载荷较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。 5、校核危险截面的安全系数 表4-1截面的计算表计算内容及公式截面的计算值及数据说 明309.66172.5716637.5见表836033275见表8359490见表8346 0.15合金钢3.29见表83642.37见表83651.31.5见表8358由： 由上计算可知，轴的疲劳强度通过。4.1.3、锥齿轮轴上键的强度验算 由以上可知，键的强度通过。4.1.4、锥齿轮轴上轴承的寿命验算A、B处的轴承均选用圆锥滚子轴承31311（GB/T297-1994），由于B处的轴承受力较A处大，故仅需校核B处的轴承，考虑最不利的情况，即锥齿轮的轴向力全部由B轴承承担。由机械设计手册2中表4251查得： 由以上可知，选用轴承的寿命满足要求。4.2 二轴的设计计算与强度验算4.2.1轴的初步计算按扭转强度初定轴的直径，由表8347查得：考虑到键槽的影响及轴的受力情况，取轴的基本直径d=50mm。4.2.2轴的疲劳强度校核1、轴的支反力：如图4-2所示，轴受力简图（a）,水平面受力简图（b）,水平面力矩图（Mb）,垂直面受力简图（c）,垂直面力矩图（Mc）及轴所受力矩图（M）。图4-2 二轴的受力分析图 1）在水平面内 2）在垂直面内： 3)求合力2、求弯矩1）求垂直面弯矩2）求水平面弯矩 3) 求合成弯矩3、确定危险截面经过比较，根据载荷较大及截面面积较小的原则，选取截面、为危险截面。 4、校核危险截面的安全系数表4-2截面截面计算表计算内容及公式计算值或数据说 明截面截面T() 915.24M()3582.742364.292160027462.5见表83624320054925见表8359800800见表83460.15合金钢有效应力集中系数见表8365见表8367见表8369见表8368见表8364见表8364许用安全系数1.31.5见表8-358 由： 所以，轴的疲劳强度校核通过。4.2.3 二轴上键的强度验算 B处的键为B型普通平键，型号为：键A (GB1095-79), 由表8381查得： 由于： 所以，键强度满足要求。E处的键型号为：键B (GB1096-79), 由表8381查得： 由于： 所以，键强度满足要求。4.2.4 二轴轴承的寿命验算1、 A、F处轴承均为调心滚子轴承22310c型（GB/T288-1994）,A处轴承受力较F处大，故仅需校核A处的轴承，考虑最不利的情况，即锥齿轮的轴向力全部由A轴承承担。由表4-239查得：n=243.33rpm2、 D处轴承为调心滚子轴承22213C/W33型（GB/T288-1994）, 3、 C处轴承为调心滚子轴承22213C/W33型（GB/T288-1994）, 据以上计算可知，二轴上各轴承的寿命均满足要求。4.3 卷筒轴的设计4.3.1先对卷筒轴进行受力分析将大齿轮、卷筒看作一个整体，求轴承作用卷筒上的力。经分析知，当钢丝绳位于靠大齿轮一端时，轴承、的受力最大，将各力移至卷筒轴心上，卷筒受力简图、水平面及垂直面受力分别如图4-3a、b、c所示。 图4-3卷筒受力图 1、求水平面受力： 2、求垂直面受力：（F点与C点重合） 3、求合力： 4.3.2、对卷筒轴进行受力分析1、求水平面受力 2、求垂直面受力： 3、求合力：4.3.3、轴的直径的初步确定由表8-350得： 上式中：弯矩，（由后面的计算得）； 许用弯曲应力，由表8-346查得， ； 取：4.3.4、轴的疲劳强度校核轴的受力图及弯矩图见图4-4a,b,c. 图4-4 滚筒轴的受力分析图1、求弯矩：1）求水平面弯矩 2）求垂直面弯矩3）求合成弯矩 2、确定危险截面根据弯矩较大及截面较小的原则，选取截面为危险截面。3、校核危险截面的安全系数计算内容及公式截面的计算值或数据说 明29257.82274400见表8-360340见表8-3460.25合金钢2.76见表8-3641.31.5见表8-358表4-3截面的计算表危险截面的安全系数： 由以上计算可知，卷筒轴的疲劳强度满足要求。4、 轴的静强度校核表4-4 轴强度校核计算表计算内容及公式计算值或数据说 明0心轴无扭矩见注解274400见表8-360500见表8-346 由上，因此，轴的静强度满足要求。注：因为电机过载系数为2，而最大弯矩已经在电机过载系数为1.18的情况下计算出来，所以，计算时应乘以系数为：2/1.18=1.695。4.3.5 卷筒轴上轴承的寿命验算卷筒轴上A、B两处均选用调心滚子轴承23132型（GB/T288-1994）。由于A处轴承受力较大，故只需校核A处的轴承。由手册查得： 由以上计算可知，轴承的寿命满足要求。4.3.6 卷筒轴上卷筒与大齿圈联接螺栓的强度验算螺栓的校核公式为： 上式中：滚筒所受的额定扭矩， ； 螺栓孔中心圆直径，； 螺栓数目，； 螺栓孔直径，； 螺栓材料的许用应力，； 查机械零件P86，取： 由以上计算可知，螺栓的联接是安全的。5 绞车的操作规程绞车的操作比较简单，按动按钮、启闭电动机、操纵手把及搬动调速手把及可实现绞车的整个动作过程。操作规程如下：一、必须由经过培训考试合格的司机操作，司机一定要懂得设备结构及工作原理。 二、工作前一定要检查钢丝绳、绳端、桃形环等。有无变形及异常，有问题应处理后再工作。 三、工作前要检查信号，联系是否清晰可靠，如无信号或信号不清晰不准作业，作业时按规定负荷作业。 四、钢丝绳在滚筒上要排列整齐，工作中钢丝绳不可完全放完，至少保留35圈在滚筒上。 五、钢丝绳缠乱时，一定要停止电动机转动后再处理，严禁运转中处理。 六、在操作工作中，发现声音不正常或轴承温度剧烈上升等异常情况，必须停车检查，排除故障后方可开车作业。 七、如果停车时间较长，应将电动机关闭，工作完毕，应切断电源，清除设备上的杂物、灰尘。回柱绞车安全操作要求1开车前的检查 (1)检查回柱绞车附近的帮顶情况有无变化。 (2)检查固定绞车的支撑是否可靠。 (3)检查绞车各部螺栓、销子等有无松动、脱落等情况。 (4)检查操作按钮是否完好，是否符合防爆要求；信号装置是否清晰可靠。 (5)检查钢丝绳的磨损、断丝情况是否超过规定。 2运行中的要求 (1)开车前必须先松开手闸。 (2)运行中必须精神集中，注意信号，注意与回柱工之间的密切配合，信号不清不能开车。(3)注意观察绞车各部运转情况，如电动机声响、钢丝绳缠绕情况、减速器温度(不得超过60)、电动机外壳温度(不得超过70)等。 (4)绞车运行中必须坚守岗位，不得离开绞车，必须时常注意顶板及绞车的支撑固定情况以及钢丝绳的受力情况，发现异常，立即停车处理。 3停车后要求 停车后要将启动器停电闭锁。 5.1工作前的注意事项1) 检查钢丝绳，钢丝绳应符合煤矿安全生产试行规程的有关规定；2) 检查钢丝绳固结的是否可靠，各连结螺栓是否紧固，绞车安装是否牢固等；3) 检查变速箱内润滑油是否充足，发现不足应适量补充，但润滑油油质不得随意更改；4) 检查手动制动闸，手动制动闸手把放置在松开位置上；5) 检查使用电源、电缆和电器设备的接线是否正确，接地是否安全，是否有漏电现象。5.2工作时应遵守下列规定1）绞车司机应集中精力，注意倾听信号；2) 支柱拉倒后，用反转电动机的方法实现回绳；3) 绞车拉倒支柱后，停止电动机转动，同时可利用刹车装置制动绞车运转件的惯性转动，以防止滚筒乱绳；4）绞车工作时，注意整理钢丝绳，使其缠绕整齐，工作钢丝绳不能全部放完，在卷筒上至少保留三圈。5）绞车工作时可能发生的故障及消除方法如表5-1表5-1 绞车故障表序号故障现象故障可能发生的原因故障消除方法1开车时电机不转或发出叫声载荷过大或接线不良停止运转时电机反转卸载或检查接线2蜗轮箱过热箱内零件有磨坏；缺油或油不干净、油质不符合要求；蜗杆、蜗轮轴向位置装配不合适检查更换零件或加油或换油，重新调整蜗杆、蜗轮的轴向位置3机器跳动安装不牢或地基不平整理地板或重新安装4机器声音不正常零部件装配不正确，零件磨损过多或连接部分松动停车检查5.3工作后应注意的事项1）工作结束后应将钢丝绳整齐的缠绕在卷筒上，切断电源，关闭开关；2）消除机器上的灰尘、杂物；3）交接班时必须把本班发现的不正常情况向下一班交代清楚，以便及时消除不正常情况。5.4绞车的维护、拆卸与修理1)绞车的操纵人员必须严格遵守操作规程。2)绞车必须按第四节的规定及时加注润滑油。3)绞车如长时间搁置不用，必须选择干燥的地方存放，防止电器受潮，绞车的裸露部分应涂以保护油，各摩擦部分涂上润滑油。4)有关电机维护可详见随机文件型防爆异步电动机产品说明书。5)绞车的拆卸次序和装配相反，绞车应先拆成部件，然后再将各部件进行拆卸，拆卸时应先卸下密封罩上罩子后，再将卷筒装置、电机与底座的连接螺栓松开，并将该两部分拆掉，然后再将变速箱从底座上拆掉。变速箱的拆卸是先将上箱体上的调速装置部分零件、油针等拆下，在将上箱体拆下，然后把齿轮轴、二轴、行星轴、过桥轮轴各组件拆下，最后将所有零件拆除。6)拆卸绞车各部时，应注意各部位的调整垫片的数量和厚度，以便在重新装配各部件时，保证绞车原有的装配精度，特别要注意锥齿轮副的调整垫片不得任意增减。7）绞车在拆卸过程中，严禁用锤硬打硬砸，必须小心进行，不得损坏零件或碰伤零件表面。8）绞车应按实际情况，有计划安排小修、中修、大修计划，绞车的修理周期、修理内容、修理场所根据煤炭部制定的煤炭工业设计规范一文中的有关章节，作如下规定：（1）小修：小修周期为三个月，一般在现场进行，主要调整更换钢丝绳和紧固连接件，并消除故障，补充或更换润滑油，清洗绞车外表灰尘等；（2）中修：中修周期一般为9个月，中修一般在矿机厂进行，主要任务是全部拆开绞车各部分，清洗后检查磨损程度，更换已磨损的零件，消除小修时不能消除的故障，更换机器各部润滑油，恢复绞车工作能力和正常状况，中修后应进行试运转；（3）大修：大修周期为18个月，大修一般在矿机厂进行，其主要内容是拆开绞车全部零件清洗和检查一切零件，修复或用新的零件来替换已磨损的零件，全部恢复绞车的工作能力和正常状况。大修后应进行试运转，并进行油漆更新。5.5煤矿安全规程对矿井提升机和绞车规定1 .一般规定 本章适用于矿井提升机和各类绞车的安装。2 .安设垫铁应符合下列规定：(1) 轴承梁周围应均匀安设垫铁，其间距不应大于600mm，且地脚螺栓两侧和轴承中心下面必须安设垫铁；(2) 垫铁组的厚度应为60mm120mm，宽度应为60mm120mm；(3) 斜垫铁应成对使用，其斜度不应大于1/25，薄端厚度不应小于5mm；斜、平垫铁工作面的表面粗糙度不应低于Ra25m，当轴承梁或其他设备找正调平后，垫铁组应采用定位焊焊牢。注：Ra为表面粗糙度。3 .缠绕式矿井提升机和矿用提升绞车4 . 主轴装置就位时，其位置应符合下列规定：(1) 主轴轴线的水平位置偏差不应大于主轴轴线与井筒提升中心线或天轮轴线间的水平距离的0.5；(2) 主轴轴线标高的允许偏差为50mm；(3) 提升中心线的位置偏差不应大于5mm；(4) 主轴轴线与提升中心线的垂直度偏差不应大于0.15/1000。5 组装主轴装置时，应按制造厂的标记进行。6 轴承座的安装水平，沿主轴方向放置水平仪进行测量，其水平仪读数不应大于0.1/1000；沿垂直于主轴方向放置水平仪进行测量，其水平仪读数不应大于0.15/1000；轴承座与轴承梁应紧密接触，其间不应加垫片。7 轴瓦与轴承座应接触良好。8 装上卷筒的主轴的安装水平用水平仪进行测量，其水平仪读数不应大于0.1/1000，且联轴器端宜偏低。9 组装主轴时，轴颈与轴瓦应符合下列规定：(1) 主轴轴颈与下轴瓦的接触角宜为90120，沿轴向接触长度不应小于轴瓦长度的3/4，在接触范围内，每25mm25mm面积内的接触点数不应少于6点；(2) 主轴轴颈与轴瓦间的顶间隙应符合表12.2.6的规定；两侧的侧间隙宜为顶间隙的5075；(3) 轴瓦与轴肩的间隙应符合随机技术文件的规定。10 切向键与键槽的配合应紧密，工作面的接触面积不应小于总面积的60，挡键板应与键靠紧，且不应有间隙。11 组装卷筒应符合下列规定：(1) 卷筒的出绳孔不应有棱角和毛刺；(2) 高强度螺栓的连接应符合随机技术文件的规定；(3) 两半轮毂连接时，接合面应对齐，其接触应紧密，接合面之间不得加垫片；(4) 卷筒与轮毂的螺栓连接处应接触紧密、均匀，不应有间隙，其余结合面的间隙不应大于0.5mm；(5) 卷筒对接处的间隙不应大于2mm，螺栓应均匀拧紧；(6) 游动卷筒组装后，当离合器在脱开位置时，卷筒应转动灵活，无阻滞现象；游动卷筒的轴向间隙应符合随机技术文件的规定；(7) 固定卷筒与其两个支轮的连接摩擦面、制动盘与卷筒的结合面均应清洗洁净；当结合面涂有富锌漆增摩剂时，严禁用汽油或煤油清洗，且结合面不得沾染油污；(8) 卷筒和制动盘现场焊接时，焊条牌号和焊缝接头型式及等级应符合随机技术文件的规定，接地线必须置于被焊接的卷筒上。12 主轴装置组装和主轴调平合格后，方可对轴承梁进行灌浆。13 盘式制动器制动盘或瓦块式制动器制动轮摩擦面的表面粗糙度不应低于Ra3.2m；制动盘端面圆跳动不应大于0.5mm；制动轮的径向圆跳动的允许偏差应符合表定。14 组装调绳装置应符合下列要求：(1) 齿轮或齿块啮合应良好，工作时齿块应同时受力；(2) 油缸或气缸的缸底与活塞间的间隙不应小于5mm；(3) 活塞杆与主轴轴线应平行，活塞杆与拨动环连接后不应有阻滞现象；(4) 蜗轮蜗杆式的调绳装置，其连接和转动部分的销轴安装后应转动灵活；蜗轮与蜗杆的固定圈和键应装配牢固，不得有松动现象；蜗轮副啮合应良好，手动或电动时，不应发生阻滞和卡住现象。15 安装卷筒上的衬木应符合下列要求：(1) 应选用经过干燥的硬木；(2) 衬木与卷筒应接触紧密，不应加垫；当固定衬木的螺栓紧固后，其螺栓孔应用同质木塞堵住，并应胶牢；(3) 绳槽深度应为钢丝绳直径的2530，相邻两绳槽的中心距应比钢丝绳直径大2mm3mm；(4) 切削绳槽时，不应产生锥度和凹凸不平；双卷筒提升的两卷筒直径之差不应大于2mm。16 减速器的安装应符合下列规定：(1) 减速器纵、横向的安装水平用水平仪进行测量，其水平仪读数均不应大于0.15/1000；(2) 减速器的内部应检查或清洗，并不应有任何污物；(3) 减速器内所加润滑剂的牌号和数量应符合随机技术文件的规定，当减速器采用循环润滑时，其润滑管路的连接应符合规定；(4) 减速器接合面处应严密，不得漏油。17 开式齿轮的啮合间隙和接触斑点应符合随机技术文件的规定。18 联轴器的安装应符合随机技术文件的规定，当无规定时，应符合机械设备安装工程施工及验收通用规范GB50231的有关规定。19 装配瓦块式制动器应符合机械设备安装工程施工及验收通用规范GB50231第6.4.8条的规定。20 装配盘式制动器应符合机械设备安装工程施工及验收通用规范GB50231第6.4.7条的规定。21 液压站的油泵、阀、内外部油管、油箱等必须清洗洁净，装配后不应漏油。22 液压站用油应符合随机技术文件的规定，液压油必须洁净，其过滤精度必须符合系统要求。23 电液压调压装置中的磁钢装置不得敲打，并不宜拆卸且应防止失磁。24 组装深度指示器，应符合下列要求：(1) 传动轴应水平，齿轮啮合应良好；(2) 指针行程应大于指示板量程的2/3；指针移动不应与指示板相碰，传动装置应灵活可靠；(3) 装配丝杠前，应检查其直线度，全长不应大于1mm；(4) 圆盘深度指示器及其传动装置的组装应正确，转动应灵活平稳；(5) 牌坊式深度指示器传动装置的托梁应在组装卷筒前就位，待卷筒装好后，方可进行找正、调平和固定。25 多绳提升机26 主轴装置就位时应符合下列规定：(1) 主轴轴线的水平位置偏差不应大于2mm；(2) 主导轮中心线的位置偏差不应大于2mm；(3) 主轴轴线与垂直于主轴的提升中心线在水平面内的垂直度偏差不应大于0.5/1000；(4) 主轴轴线标高允许偏差为50mm。27 轴承座的安装水平，沿主轴方向用水平仪进行测量，其水平仪读数不应大于0.1/1000；沿垂直于主轴方向用水平仪进行测量，其水平仪读数不应大于0.15/1000。28 主轴的水平度不应大于0.1/1000。29 制动轮的径向圆跳动应符合本规范表12.2.10的规定；制动盘的端面圆跳动不应大于0.5mm。30 组装摩擦衬垫应符合下列规定；(1) 衬垫与衬垫、压块、固定块、筒壳间均应贴实靠紧；(2) 绳槽半径的允许偏差为0.2mm0mm；(3) 主导轮中心线与其邻侧绳槽中心的距离t/2的允许偏差为0.8mm；(4) 相邻两绳槽中心距t的允许偏差为1.6mm；(5) 各绳槽的底圆直径D应在挂绳前测量，其最大与最小之差不应大于0.5mm；(6) 除增加摩擦系数的专用油外，摩擦衬垫表面严禁与其他任何油类物质接触。31 减速器的安装应符合本规范第12.2.13条的规定；中心驱动弹簧基础的减速器的安装尚应符合下列规定：(1) 安装减速器的基础弹簧应按制造厂的编号进行；(2) 减速器放在基础弹簧上，加入定量的润滑油后，输出轴的轴线应比主轴轴线高0.5mm；加上重物应使输出轴降低0.5mm；其后，应按制造厂标记装配刚性联轴器，其偏差应符合随机技术文件的规定，且两个半联轴器的端面间隙宜为0.30mmO.50mm，当拧紧螺栓后，应无间隙；(3) 减速器与主轴装置连接后，盘动主导轮一圈，在距刚性联轴器最远处测量减速器机体，沿轴向和径向的偏摆均不应大于0.15mm；(4) 减速器纵、横向水平度均不应大于5/1000。32 安装导向轮应符合下列规定：(1) 导向轮装置的对称中心线与主导轮中心线应重合，其偏差不应大于1mm；(2) 导向轮轴线对安装基准线在水平面内的位置偏差为2mm；(3) 导向轮轴线与主轴轴线在水平面内的平行度偏差不应大于0.3/1000；(4) 导向轮轴的水平度不应大于0.2/1000。33 安装车槽装置应符合下列规定：(1) 水平度不应大于0.2/1000；(2) 对称中心线与主导轮中心线应重合，偏差不应大于0.5mm；(3) 相邻两车刀中心线间的距离的允许偏差为1mm。34 制动系统、深度指示器及其传动装置的组装应符合本章第12.2节的有关规定。35 其他绞车36 本节适用于耙矿绞车、凿井绞车、调度绞车、无极绳绞车、回柱绞车、气动绞车、液压绞车和风门绞车的安装。37 现场组装绞车时，应符合随机技术文件的规定；第12.2节的有关规定。结论 设计的内容是双速多用绞车。该绞车具有结构紧凑、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。同时具有良好的防爆性能和制动性能，主要用于煤矿工作面的回柱放顶和工组面的转移。在设计过程中，变速器的设计是重中之重。在传动系统方面，该绞车采用了五级传动，其中四级内啮合，一级外啮合。采用了双联齿轮空套在轴上的方法，实现了两轴之间三级传动的目的。该绞车结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井；结构为近似对称布置，外形美观，成长条形，底座呈雪橇状；绞车重心低，底座刚性好，可安装地锚，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。整的来说, 该绞车具有结构新颖紧凑, 布局合理, 体积小, 寿命长, 功率大, 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。参考文献1 成大先. 机械设计手册.北京：化学工业出版社，20022 机械设计手册联合编写组. 机械设计手册.北京：化学工业出版社，19873 朱龙根. 简明机械零件设计手册.北京：机械工业出版社，20054 张树森. 机械制造工程学. 沈阳：东北大学出版社，20015 李宜民，王慕龄，宫能平. 理论力学. 徐州：中国矿业大学出版社，19966 刘鸿文. 简明材料力学. 北京：高等教育出版社，19977 甘永立. 几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，20018 王启广. 现代设计理论. 徐州：中国矿业大学出版社，20059 机械设计手册编委会.机械设计手册. 北京：机械工业出版社，200410 吴宗泽.机械零件设计手册. 北京：机械工业出版社,200411 中国矿业大学机械制图教材编写组.画法几何及机械制图. 徐州：中国矿业大学出版社，200212 王洪欣，李木，刘秉忠. 机械设计工程学. 徐州：中国矿业大学出版社，200113白杰平，伍峰，潘英. 机械工程科技英语. 徐州：中国矿业大学出版社，200114 王洪欣，李木，刘秉忠。机械设计工程学（）。中国矿业大学出版社。181-193。15 唐大放，冯小宁，杨现卿。机械设计工程学（）。中国矿业大学出版社。103-203。16王绍定。 矿用小绞车M . 北京:煤炭工业出版社,1981.17程居山。 矿山机械M . 徐州:中国矿业大学出版社,1997.18 Woo Chul Kim ，Michael Chapp. MICRO PLANETARY REDUCTION GEAR USING SURFACE-MICROMACHINING. Berkeley, CA, U. S. A： University of California at Berkeley ，200119 Yong Chen ，Akira Ishibashi. Investigation of the Noise and vibration of Planetary Gear Drives. : GEAR TECHNOLOGY ,2006.1 附录附录一：传动系统图附录二：绞车后锚固定示意图附录三：附录四：附录五：无级绳绞车系统运输图1- 钢丝绳；2-减速器；3-电动机；4-摩擦滚筒；5-张绳车；6-容绳滚筒；7-轨道；8-尾轮。翻译部分英文原文Gears and gear driveGears are the most durable and rugged of all mechanical drives. They can transmit high power at efficiencies up to 98% and with long service lives. For this reason, gears rather than belts or chains are found in automotive transmissions and most heavy-duty machine drives. On the other hand, gears are more expensive than other drives, especially if they are machined and not made from power metal or plastic. Gear cost increases sharply with demands for high precision and accuracy. So it is important to establish tolerance requirements appropriate for the application. Gears that transmit heavy loads or than operate at high speeds are not particularly expensive, but gears that must do both are costly. Silent gears also are expensive. Instrument and computer gears tend to be costly because speed or displacement ratios must be exact. At the other extreme, gears operating at low speed in exposed locations are normally termed no critical and are made to minimum quality standards. For tooth forms, size, and quality, industrial practice is to follow standards set up by the American Gear Manufactures Association (AGMA). Tooth form Standards published by AGMA establish gear proportions and tooth profiles. Tooth geometry is determined primarily by pitch, depth, and pressure angle. Pitch：Standards pitches are usually whole numbers when measured as diametral pitch P. Coarse-pitch gearing has teeth larger than 20 diametral pitch usually 0.5 to 19.99. Fine-pitch gearing usually has teeth of diametral pitch 20 to 200.Depth: Standardized in terms of pitch. Standard full-depth have working depth of 2/p. If the teeth have equal addenda(as in standard interchangeable gears) the addendum is 1/p. Stub teeth have a working depth usually 20% less than full-depth teeth. Full-depth teeth have a larger contract ratio than stub teeth. Gears with small numbers of teeth may have undercut so than they do not interfere with one another during engagement. Undercutting reduce active profile and weakens the tooth.Mating gears with long and short addendum have larger load-carrying capacity than standard gears. The addendum of the smaller gear (pinion) is increased while that of larger gear is decreased, leaving the whole depth the same. This form is know as recess-action gearing.Pressure Angle: Standard angles are and . Earlier standards include a 14-pressure angle that is still used. Pressure angle affects the force that tends to separate mating gears. High pressure angle decreases the contact ratio (ratio of the number of teeth in contact) but provides a tooth of higher capacity and allows gears to have fewer teeth without undercutting.Backlash: Shortest distances between the non-contacting surfaces of adjacent teeth . Gears are commonly specified according to AGMA Class Number, which is a code denoting important quality characteristics. Quality number denote tooth-element tolerances. The higher the number, the closer the tolerance. Number 8 to 16 apply to fine-pitch gearing.Gears are heat-treated by case-hardening, through-hardening, nitriding, or precipitation hardening. In general, harder gears are stronger and last longer than soft ones. Thus, hardening is a device that cuts the weight and size of gears. Some processes, such as flame-hardening, improve service life but do not necessarily improve strength. Design checklistThe larger in a pair is called the gear, the smaller is called the pinion.Gear Ratio: The number of teeth in the gear divide by the number of teeth in the pinion. Also, ratio of the speed of the pinion to the speed of the gear. In reduction gears, the ratio of input to output speeds.Gear Efficiency: Ratio of output power to input power. (includes consideration of power losses in the gears, in bearings, and from windage and churning of lubricant.)Speed: In a given gear normally limited to some specific pitchline velocity. Speed capabilities can be increased by improving accuracy of the gear teeth and by improving balance of the rotating parts.Power: Load and speed capacity is determined by gear dimensions and by type of gear. Helical and helical-type gears have the greatest capacity (to approximately 30,000 hp). Spiral bevel gear are normally limited to 5,000 hp, and worm gears are usually limited to about 750 hp.Special requirementsMatched-Set Gearing: In applications requiring extremely high accuracy, it may be necessary to match pinion and gear profiles and leads so that mismatch does not exceed the tolerance on profile or lead for the intended application.Tooth Spacing: Some gears require high accuracy in the circular of teeth. Thus, specification of pitch may be required in addition to an accuracy class specification.Backlash: The AMGA standards recommend backlash ranges to provide proper running clearances for mating gears. An overly tight mesh may produce overload. However, zero backlash is required in some applications.Quiet Gears: To make gears as quit as possible, specify the finest pitch allowable for load conditions. (In some instances, however, pitch is coarsened to change mesh frequency to produce a more pleasant, lower-pitch sound.) Use a low pressure angle. Use a modified profile to include root and tip relief. Allow enough backlash. Use high quality numbers. Specify a surface finish of 20 in. or better. Balance the gear set. Use a nonintegral ratio so that the same teeth do not repeatedly engage if both gear and pinion are hardened steel. (If the gear is made of a soft material, an integral ratio allows the gear to cold-work and conform to the pinion, thereby promoting quiet operation.) Make sure critical are at least 20% apart from operating speeding or speed multiples and from frequency of tooth mesh.Multiple mesh gearMultiple mesh refers to move than one pair of gear operating in a train. Can be on parallel or nonparallel axes and on intersection or nonintersecting shafts. They permit higer speed ratios than are feasible with a single pair of gears .Series trains:Overall ratio is input shaft speed divided by output speed ,also the product of individual ratios at each mesh ,except in planetary gears .Ratio is most easily found by dividing the product of numbers of teeth of driven gears by the product of numbers of teeth of driving gears.Speed increasers (with step-up rather than step-down ratios) may require special care in manufacturing and design. They often involve high speeds and may creste problems in gear dynamics. Also, frictional and drag forces are magnified which, in extreme cases , may lead to operational problems.Epicyclic Gearing:Normally, a gear axis remains fixed and only the gears rotates. But in an epicyclic gear train, various gears axes rotate about one anther to provide specialized output motions. With suitable clutchse and brakes, an epicyclic train serves as the planetary gear commonly found in automatic transmissions. Epicyclic trains may use spur or helical gears, external or internal, or bevel gears. In transmissions, the epicyclic (or planetary) gears usually have multiple planets to increase load capacity. In most cases, improved kinematic accuracy in a gearset decreases gear mesh excitation and results in lower drive noise. Gearset accuracy can be increased by modifying the tooth involute profile, by substituting higher quality gearing with tighter manufacturing tolerances, and by improving tooth surface finish. However, if gear mesh excitation generaters resonance somewhere in the drive system, nothing short of a “perfect” gearset will substantially reduce vibration and noise. Tooth profiles are modified to avoid interferences which can result from deflections in the gears, shafts, and housing as teeth engage and disendgage. If these tooth interferences are not compensated for by profile modifications, gears load capacity can be seriously reduced. In addition, the drive will be noisier because tooth interferences generate high dynamic loads. Interferences typically are eliminated by reliving the tooth tip, the tooth flank, or both. Such profile modifications are especially important for high-load , high-speed drives. The graph of sound pressure levelvs tip relief illustrates how tooth profile modifications can affect overall drive noise. If the tip relief is less than this optimum value, drive noise increases because of greater tooth interference; a greater amount of tip relief also increase noise because the contact ratio is decreased. Tighter manufacturing tolerances also produce quietier gears. Tolerances for such parameters as profile error, pitch AGMA quality level. For instance, the graph depicting SPL vs both speed and gear quality shows how noise decreases example, noise is reduced significantly by an increase in accuracy from an AGMA Qn 11 quality to an AGNA Qn 15 quality. However, for most commercial drive applications, it is doubtful that the resulting substantial cost increase for such an accuracy improvement can be justified simply on the basis of reduced drive noise. Previously, it was mentioned that gears must have adequate clearance when loaded to prevent tooth interference during the course of meshing. Tip and flank relief are common profile modifications that control such interference. Gears also require adequate backlash and root clearance. Noise considerations make backlash an important parameter to evaluate during drive design. Sufficient backlash must be provided under all load and temperature conditions to avoid a tight mesh, which creates excessively high noise level. A tight mesh due to insufficient backlash occurs when the drive and coast side of a tooth are in contact simultaneously. On the other hand, gears with excessive backlash also are noisy because of impacting teeth during periods of no load or reversing load. Adequate backlash should be provided by tooth thinning rather than by increase in center distance. Tooth thinning dose not decrease the contact ratio, whereas an increase in center distance does. However, tooth thinning does reduce the bending fatigue, a reduction which is small for most gearing systems.齿轮和齿轮传动在所有的机械传动形式中，齿轮传动是一种最结实耐用的传动方式。它们可以传递很大的功率，效率可以达到98%，并且服务年限长。由于具有以上优点，齿轮传动比皮带装置等其它传动方式更常见于自动式传动机构和重载机构中。在另一方面，齿轮比其它传
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