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毕业论文任务书任务下达日期： 20*年 2月 28 日毕业设计日期： 20*年3 月 7 日 至 20* 年 6月 10 日毕业论文题目：毕业设计题目： JWB-05无极绳绞车毕业论文主要内容和要求：无级绳调车绞车的设计主要内容包括：1、绞车的绪论、工作原理、发展状况；2、电动机的选择，以及根据设计要求中牵引力来选择钢丝绳的直径，再根据钢丝绳的直径以及设计要求中的速度来决定卷筒的结构和尺寸，根据电动机，滚筒的相对位置来选择减速器，并设计绞车的制动机构；3、设计中要对各个部件进行校核，保证其能满足使用要求。设计中基本要求：绞车具有防爆能力，设计寿命5000h，牵引力为300kN，其平均绳速为12m/min，容绳量为500m。设计图纸量折合成A0图纸不少于3张，并完成设计说明书，要求说明书正文不少于70页,要有英文相关文章的翻译，翻译成中文后不少于3000字。已知条件：最大牵引力：50KN；容绳量：牵引速度：0.72m/s；牵引距离：500m院长签字： 指导教师签字摘 要JWB-05型无极绳绞车是一种新型的矿山辅助运输设备。其主要适用于煤矿井下长运距，多起伏的运输巷道，特别适用于大型综采设备的运输牵引和长运距矿车及材料的运输。能大大提高运输效率和运输安全可靠性，防止放打滑现象。该绞车的设计对于完善无极绳绞车起着重要的基础作用。JWB-05型无极绳绞车主要由电动机、联轴器、减速器、卷筒和制动闸等组成。本毕业设计的重点是减速器的设计，该传动系统采用了二级行星齿轮传动，第一级为高速级齿轮传动，第二级为高速级齿轮传动，形成封闭的传动路线。最后输出轴再通过小齿轮和大齿轮形成内啮合，传动原理简单、可靠、高效。JWB-05型无极绳绞车具有良好的防爆性能和制动性能，容绳量大、适用条件强、使用寿命长、传动效率高等特点。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，维护方便。关键词：无极绳绞车； 运输； 传动ABSTRACTJWB-05-Promise rope winch is a new type of mine-assisted transport equipment. The main application is long distance in the coal mine, more ups and downs of the roadway, especially for large transport fully mechanized coal mining equipment traction and long distance transport cars and materials. It can greatly improve transport efficiency and transport safety and reliability and prevent-skid phenomenon. The winch design plays an important basic role in improving the Promise of the rope winch.JWB-05-Promise rope winch is mainly composed of the motor, coupling, reducer, brake drum gates, and other components. The graduation project focused on the design of the reducer, the drive system uses five transmission, the first class uses straight bevel gear, the rest is straight cylindrical gear transmission, it uses two pairs of gears, and the small gear and the big gear of the last one are c onnected by the bridge gear.It formed a closed transmission line. Transmission principle is simple, reliable and efficient.JWB-05-Promise rope winch has a good explosion-proof performance and braking performance, large capacity to justice, conditions of application strong, long-life, high efficiency drive. The winch has compact structure, small shape size, can go down with overall unit; structure is similar to symmetrical layout, aesthetic appearance, growth strip, a sled-shaped base; the gravity centerof the winch is low, rigid base, and can be installed to anchor, a smooth operation, safe and reliable , easy maintenance.Keyword : promise rope winch ; transport; drive目 录目 录11绪论31.1引言31.2绞车运输及国内外的发展状况41.3无极绳绞车的类型及工作原理41.3.1无极绳绞车的类型41.3.2无极绳绞车的工作原理41.4无极绳运输的安全注意事项52 总体设计62.1设计总则6已知条件：62.2结构特征与工作原理62.3选择电动机62.3.1电动机输出功率的计算62.3.2确定电动机的型号73 滚筒及其部件的设计93.1钢丝绳的选择93.2滚筒的设计计算103.2.1滚筒直径103.2.2滚筒宽度103.2.3滚筒的外径104 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定114.1 行星机构中主要参数的确定114.1.1行星机构中各齿轮几何尺寸的计算134.1.2 啮合要素验算144.1.3 齿轮强度验算154.1.4验算A-C传动的接触强度和弯曲强度164.1.5验算C-B传动大接触强度和弯曲强度20校核弯曲疲劳应力234.2 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定234.2.1行星机构中主要参数的确定244.2.2低速级计算244.2.3配齿计算244.2.4按接触强度初算A-C传动的中心距和模数244.2.5几何尺寸计算254.2.7齿轮强度验算274.2.8验算A-C传动的接触强度和弯曲强度274.2.9验算C-B传动大接触强度和弯曲强度335 传动装置运动参数的计算385.1各轴转速计算385.2各轴功率计算385.3各轴扭矩计算385.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.1）385.5传动轴的设计计算395.5.1计算作用在齿轮上的力395.5.2初步估算轴的直径395.6确定轴的结构方案395.6.1确定各轴段直径和长度405.6.2确定轴承及齿轮作用力位置405.6.3绘制轴的弯矩图和扭矩图405.6.4轴的计算简图415.6.5按弯矩合成强度校核轴的强度425.7传动装置运动参数的计算425.7.1各轴转速计算425.7.2各轴功率计算435.7.3各轴扭矩计算435.7.4各轴转速、功率、扭矩列表（见表5.4）435.8 传动轴的设计计算435.8.1计算作用在齿轮上的力445.8.2初步估算轴的直径445.8.3确定轴的结构方案445.8.4确定各轴段直径和长度455.8.5确定轴承及齿轮作用力位置455.9绘制轴的弯矩图和扭矩图455.9.1轴的计算简图465.9.2按弯矩合成强度校核轴的强度476 制动器的选择486.1制动器的作用与要求486.1.1制动器的作用：486.1.2制动器的要求：486.2制动器的类型比较与选择486.2.1制动器的类型有：486.2.2制动器的选择486.2.3外抱带式制动器结构486.3外抱带式制动器的几何参数计算497 轴承的选择与寿命计算607.1基本概念及术语607.2轴承类型选择607.3按额定动载荷选择轴承618 键的选择与强度验算638.1电机轴与中心轮联接键的选择与验算638.1.1键的选择638.1.2键的验算638.2输出轴联接键的选择与验算648.2.1键的选择648.2.2键的验算648.3输入轴与联轴器接键的选择与验算648.3.1键的选择658.3.2键的验算658.4输出轴与联轴器键的选择与验算658.4.1键的选择658.4.2键的验算659 绞车及主要部位的检查维护6710 绞车的常见故障原因68结 论70参考文献71致 谢751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。892 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：50KN；容绳量：牵引速度：0.72m/s；牵引距离：500m2.2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、行星齿轮传动装置和机座。Y280M-8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：F=50KN 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Ka=1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；6.5其外形尺寸：；电机中心高度：；电动机轴直径*长度=55*110mm3 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 (1+6+12) 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D=650mm3.2.2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B=6403.2.3滚筒的外径滚筒最小缠绕直径：=D+d=650+26=676mm滚筒的外径： =676+52*2=676+104=780mm式中，为钢丝绳直径， d=26mm取外径D=1200mm可算出最大速度。转速n=1000*v/3.14*D=1000*0.72*60/3.14*780=17.64r/min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（1） 行星机构总传动比：i=41.95，采用2级NGW型行星机构。（2） 行星轮数目, 要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。（3）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 =1.15（4）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 确定各轮齿数太阳轮齿数 =19 内齿圈齿数 行星轮齿数 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+50=119-5069=69所以满足同心圆的要求装配条件：Za+Zb/3=19+119/3=58.6所以满足装配条件 邻接条件： （6）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：（7）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 =1（8）输入扭矩 T= 9550*P/n=9550*45*0.99/740=575N.m（9）设载荷不均匀系数 （10）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： Ta=T/n*K=575/8*1.15=82.656N.m（11）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（12）取齿宽系数 初定中心距，将以上各值代入强度计算公式，得：（13）计算模数m=取标准值 =5mm所以a=mZa+Zc/2=5(19+50)/2=172.5mm4.1.1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:Db=250*cos20=234.9内齿轮: 太阳轮，齿宽b=行星轮b=ba+(5-10)=47.43+7=54.43内齿轮bb=ba=47.434.1.2 啮合要素验算（1）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=21.79mmC.端面重合度（2）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（一） 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。）（1）确定计算负荷名义转矩名义圆周力（2）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：=1（4）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，t，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。计算弯曲疲劳许用应力外啮合副：按手册框图中查取（No,取Nl=No,有Ynt=1应力修正系数Ysa(a)=1.54 Ysa(c)=1.70 Ysa(b)=1.80齿形系数（4）弯曲疲劳强度校核动载系数（Kv） 推荐值为1.05-1.4,取Kfv=Khv=1.2A- C计算转矩Ta-c=580N/mB- c计算转矩Tc-b=Ta-c(Zc/Za)=580*(50/19)=1526N/m载荷分配系数 推荐值为1.0-1.2，取Kfa=Kha=1.1载荷分布系数 推荐值为1.1-81.35，取Kf=1.1H=(2ha*+C*)m=(2*1+0.25)*5=11.25mm=0.77载荷系数K=Ka重合度系数 0.75/校核弯曲疲劳应力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。各轮齿数查表 =22 Zc=41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 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 = =591.24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 （2）太阳轮: （3）行星轮: （4）内齿轮: 太阳轮，齿宽b=mm行星轮b=ba+(5-10)=69.3+7=76.3mm内齿轮b=ba=69.3mm4.2.6 啮合要素验算（1） 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（2） 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（一）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。）（1）确定计算负荷名义转矩名义圆周力（2）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：=1（4）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） 计算弯曲疲劳许用应力外啮合副：按手册框图中查取SFlim为弯曲强度计算的最小安全系数，推荐值为1.43，取SFlim=1.5寿命系数NlNo 取Nl=No,有Ynt=1应力修正系数 尺寸系数 m=8 取 Yx=1弯曲疲劳许用应力（5） 弯曲疲劳强度校核动载系数 推荐值 1.051.4，取 Ta-c=4113N/mC-B 计算转矩 Tc-b=Ta-c(Zc/Za)载荷分配系数，推荐值为1.01.2取载荷分布系数 推荐值为1.11.35取载荷系数齿形系数重合度系数校核弯曲疲劳应力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74045580.74高速级行星架轴101.8843.664011.037.26320.98低速级行星架轴3.0742.79129127.15.72730.985.8 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95mm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 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（一）根据制动带磨损量确定起始角值（见图6.2）图6.2（2）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。（3）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：（4）确定起始角由图6.2可知（二）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。（三）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：（四）制动状态下的孔距计算（见图6.5）图6.5由式，推得（五）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：（六）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。（七）确定值（见图6.6）由图6.6可知：，则（八）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） （九）求松开状态下的销座孔距由图6.6可知： （十）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）（十一）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,所以满足条件。（十二）求铰链节点距离（见图6.9）图9.9由图6.9a)可知：，由图6.9b)可知：，故：（十三）确定制动手把长度取（十四）求框架内腔长度（见图6.8） （十五）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。7 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由于无极绳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：（1）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；（2）动联接时，工作面出现过度磨损；（3）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60mm。查普通平键（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），键的规格为键 GB/T1096-2003，即：b=18mm，h=11mm，L=80mm。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输出轴联接键的选择与验算8.2.1键的选择主轴的直径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键A 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输入轴与联轴器接键的选择与验算8.3.1键的选择轴径为。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，键的规格为键A GB/T1096-2003，即：，。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8.4输出轴与联轴器键的选择与验算8.4.1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：，。8.4.2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。但考虑到安全,所以采用双键,并按布置。9 绞车及主要部位的检查维护（1）经常检查各部螺栓，铆钉，销轴等连接零件是否松动或脱落，尤其对轴承座螺栓和地脚螺栓应特别注意检查，有松动应及时拧紧，脱落件应及时补齐。（2）定期检查减速器齿轮啮合情况，检查齿轮是否有窜动，齿部磨损是否超限，有无裂纹，断齿等严重损伤；油箱中油量是否够，油是否有变质和沉淀物等情况。（3）经常检查润滑油泵运行是否正常，各润滑部位油流是否畅通和定量，油圈是否转动，油温是否正常，否则应及时调节和更换。（4）定期检查制动系统的闸轮、闸盘、闸瓦、传动机构、液压站等工作是否灵活正常，闸块与闸盘之间间隙是否符合规定，保险制动闸的动作是否正常，制动操作手把在施闸时是否还留有全行程1/4的储备行程，制动闸配重锤是否被异物垫住，盘式制动闸碟形弹簧是否失效，否则应及时处理和调整。（5）经常检查深度指示器丝杠、螺母传动情况，试验减速警铃和过卷保护开关，若有动作不灵敏的现象，应及时调整和紧固。（6）检查主令控制器、电磁铁接触器、各种继电器和信号装置等接触触点的烧损情况，若有烧损现象，应及时修磨或更换触点。（7）检查钢丝绳在滚筒上缠绕是否整齐，绳头固定是否牢固，查看钢丝绳断丝和磨损的检查记录。（8）检查联轴器是否空旷、变形和缺件，检查联轴器轴向窜量和间隙，径向位移和端面倾斜是否符合要求，及时更换损坏的弹性胶圈，补齐已脱落的销子、螺母、垫圈等紧固件。（9）经常擦拭设备，清扫浮尘杂物，保持机亮地净。10 绞车的常见故障原因1.制动装置（一）制动力矩不足、刹车不灵的主要原因（1）重锤计算重量不够或重锤下有杂物；（2）闸瓦磨损超限或闸间隙大；（3）闸瓦（或闸盘）有油或水；（4）碟盘形弹簧疲劳或断裂；（5）电液调压装置喷嘴堵塞，回油受阻；（6）绞车超速或超负荷运行。（二）制动闸松闸缓慢、不灵活的主要原因（1）传动活节或制动操纵装置油缸活塞卡缸；（2）制动操作手把丝杠拉杆长度调整不合适；（3）制动油缸内有空气或密封损坏；（4）盘式制动装置溢流阀不严或电液调压装置漏油；（5）电液调压装置的动作圈引出线焊接不牢或断线。（三）制动闸闸瓦发热的主要原因（1）使用闸瓦时间过长，绞车没有电气动力制动系统，长期带闸下放重物；（2）调整不当，制动力不均；（3）用闸过早、过猛；（4）闸瓦（或闸盘）摆动较大；（5）闸瓦与闸轮（或闸盘）安装不正确，接触面积过小；（6）闸瓦磨损过度，螺栓头触及闸轮（或闸盘）。2.绞车滚筒（一）滚筒产生异响的主要原因（1）滚筒筒壳螺栓松动；（2）筒壳和支轮（法兰盘）之间间隙过大；（3）滚筒筒壳产生裂纹；（4）焊接滚筒开焊；（5）游动滚筒和衬套的固定螺钉松动，造成游动滚筒和衬套之间有相对滑动；（6）衬套与主轴之间间隙磨损过大；（7）蜗轮螺杆式离合器有松动。（二）绞车滚筒上钢丝绳排列不整齐的主要原因（1）绞车布置不当，即提升钢丝绳偏角不符合规定。（2）绞车天轮（导轮）缺油，不能随钢丝绳台在滚筒上缠绕时左右滑动。（3）绞车排绳装置失效或已被拆除。（4）操作不当，缠绕不紧。（三）绞车滚筒离合器不能很好接合的主要原因（1）连接螺栓孔加工错位。（2）内齿圈和外齿轮的轮齿上有毛刺（齿轮离合器的绞车）。3.减速器（一）齿轮有响声或振动过大的主要原因（1）装配啮合间隙不合格。（2）齿轮加工精度不够或齿形不对。（3）两齿轮轴线不平行，扭斜或不垂直，接触不良。（4）轴承间隙过大。（5）齿轮磨损超限。（6）润滑不良。（7）键连接松动。（二）轮齿折断的主要原因（1）齿间掉入金属物体。（2）突然重载荷冲击或多次重载荷冲击。（3）材质不良或疲劳。（三）齿轮磨损过快的主要原因（1）装配不良，啮合不好。（2）润滑不良。（3）加工精度不符合要求。（4）载荷过大或材质不好。（5）金属疲劳。结 论此次毕业设计历时近三个月的时间，我设计的题目是JWB-05型无极绳绞车。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，主要适用于大型综采设备的运输牵引和长运距矿车及材料的运输。在设计过程中，减速器的设计是重中之重。在传动系统方面，该绞车采用了二级行星齿轮传动，第一级为高速级齿轮传动，第二级为低速级齿轮传动，形成封闭的传动路线。传动原理简单、可靠、高效。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。参考文献1 蔡春源. 新编机械设计实用手册.学苑出版社，19922 机械设计手册编委会.机械设计手册单行本-齿轮传动.机械工业出版社，20073杨黎明，黄凯，李恩至，陈仕贤.机械零件设计手册.国防工业出版社，19864 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 李东芳. 绞车操作工. 北京：煤炭工业出版社，20037 甘永立. 几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，20058 程志红. 机械设计. 南京：东南大学出版社，20069 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 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，200211 程志红，唐大放. 机械设计课程上机与设计. 南京：东南大学出版社，200612陈飞，张永忠. 机械工程及自动化基础英语版. 徐州：中国矿业大学出版社，200713许镇宇,邱宣怀. 机械零件修订版. 人民教育出版社，198114黄锡恺,郑文纬. 机械原理. 人民教育出版社，198115东北工学院机械零件设计手册编写组. 机械设计手册. 冶金工业出版社，198016D.N.Reshetov. Machine Design. Mir Publisher，197817Alan Hargraves. Reliability,production and control in coal mines.The Illawarra Branch，1991中文翻译预测控制HydraulicWinch运动控制周Entao1，杨Wenlin2，林Junzhe1学院机械工程与自动化，沉阳110004东北大学，中国，二三一重工设备有限公司沉阳110027，中国抽象的液压绞车被广泛应用于工程机械领域。运动控制是液压绞车重要的应用。液压绞车是一个沉重的负担，大惯性的机制。液压绞车的响应速度控制精度深深影响了液压绞车时，在运动控制，是一个明确的议案追踪。前馈控制的液压绞车可以改善运动控制的液压绞车控制精度。但是，液压绞车的非线性特性减少了运动控制的控制精度。预测控制的基础上设计参数的液压绞车鉴定。最小二乘实时参数识别的液压绞车用于通过使用的电子液压比例阀和液压绞车速度控制液压绞车电压的模型参数。通过模拟测试，结论表明，液压绞车运动预测控制于实时参数识别的基础，提高了运动控制的精度控制。关键词，液压绞车，运动控制，预测控制一，引言液压绞车动力提升和下降重物的设备。相较于电子绞盘，液压绞车具有体积小，重量轻，响应速度快，控制精度高的液压系统固有的优点。它通常用在工程机械领域。液压绞车是建立由液压元件及机械设备的集成。绞车的液压升降辊完成降由液压马达和减速机驱动的议案。电液比例阀，广泛应用在因为其低价格，抵制高污染，高可靠性的能力一般工程应用。液压绞车的液压传动装置是由电子液压马达一般比例阀控制。预测控制，或模型预测控制（MPC），是一种具有过程控制在过程工业使用20世纪80年代以来，先进的方法。模型预测控制器依赖于动态该过程模型，最经常得到线性系统辨识经验模型。本文是根据工程要求的液压绞车跟踪一任命的议案。液压绞车的非线性特性减少了运动控制的控制精度。预测控制用于提高控制精度。该议案的跟踪预测控制的液压绞车