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畢業(yè)論文任務書
任務下達日期： 20**年 2月 28 日
畢業(yè)設計日期： 20**年3 月 7 日 至 20** 年 6月 10 日
畢業(yè)論文題目：
畢業(yè)設計題目： JWB-05無極繩絞車
畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求：
無級繩調(diào)車絞車的設計主要內(nèi)容包括：
1、絞車的緒論、工作原理、發(fā)展狀況；
2、電動機的選擇，以及根據(jù)設計要求中牽引力來選擇鋼絲繩的直徑，再根據(jù)鋼絲繩的直徑以及設計要求中的速度來決定卷筒的結構和尺寸，根據(jù)電動機，滾筒的相對位置來選擇減速器，并設計絞車的制動機構；
3、設計中要對各個部件進行校核，保證其能滿足使用要求。
設計中基本要求：絞車具有防爆能力，設計壽命5000h，牽引力為300kN，其平均繩速為12m/min，容繩量為500m。設計圖紙量折合成A0圖紙不少于3張，并完成設計說明書，要求說明書正文不少于70頁,要有英文相關文章的翻譯，翻譯成中文后不少于3000字。
已知條件：
最大牽引力：50KN；容繩量：
牽引速度：0.72m/s；牽引距離：500m
院長簽字： 指導教師簽字
摘 要
JWB-05型無極繩絞車是一種新型的礦山輔助運輸設備。其主要適用于煤礦井下長運距，多起伏的運輸巷道，特別適用于大型綜采設備的運輸牽引和長運距礦車及材料的運輸。能大大提高運輸效率和運輸安全可靠性，防止放打滑現(xiàn)象。該絞車的設計對于完善無極繩絞車起著重要的基礎作用。
JWB-05型無極繩絞車主要由電動機、聯(lián)軸器、減速器、卷筒和制動閘等組成。本畢業(yè)設計的重點是減速器的設計，該傳動系統(tǒng)采用了二級行星齒輪傳動，第一級為高速級齒輪傳動，第二級為高速級齒輪傳動，形成封閉的傳動路線。最后輸出軸再通過小齒輪和大齒輪形成內(nèi)嚙合，傳動原理簡單、可靠、高效。
JWB-05型無極繩絞車具有良好的防爆性能和制動性能，容繩量大、適用條件強、使用壽命長、傳動效率高等特點。該絞車結構緊湊，外形尺寸小，能夠整機下井；結構為近似對稱布置，外形美觀，成長條形，底座呈雪橇狀；絞車重心低，底座剛性好，可安裝地錨，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，安全可靠，維護方便。
關鍵詞：無極繩絞車； 運輸； 傳動
ABSTRACT
JWB-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 錄
目 錄 1
1緒論 3
1.1引言 3
1.2絞車運輸及國內(nèi)外的發(fā)展狀況 4
1.3無極繩絞車的類型及工作原理 4
1.3.1無極繩絞車的類型 4
1.3.2無極繩絞車的工作原理 4
1.4無極繩運輸?shù)陌踩⒁馐马?5
2 總體設計 6
2.1設計總則 6
已知條件： 6
2.2結構特征與工作原理 6
2.3選擇電動機 6
2.3.1電動機輸出功率的計算 6
2.3.2確定電動機的型號 7
3 滾筒及其部件的設計 9
3.1鋼絲繩的選擇 9
3.2滾筒的設計計算 10
3.2.1滾筒直徑 10
3.2.2滾筒寬度 10
3.2.3滾筒的外徑 10
4 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定 11
4.1 行星機構中主要參數(shù)的確定 11
4.1.1行星機構中各齒輪幾何尺寸的計算 13
4.1.2 嚙合要素驗算 14
4.1.3 齒輪強度驗算 15
4.1.4驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 16
4.1.5驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度 20
校核彎曲疲勞應力 23
4.2 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定 23
4.2.1行星機構中主要參數(shù)的確定 24
4.2.2低速級計算 24
4.2.3配齒計算 24
4.2.4按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù) 24
4.2.5幾何尺寸計算 25
4.2.7齒輪強度驗算 27
4.2.8驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 27
4.2.9驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度 33
5 傳動裝置運動參數(shù)的計算 38
5.1各軸轉(zhuǎn)速計算 38
5.2各軸功率計算 38
5.3各軸扭矩計算 38
5.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.1） 38
5.5傳動軸的設計計算 39
5.5.1計算作用在齒輪上的力 39
5.5.2初步估算軸的直徑 39
5.6確定軸的結構方案 39
5.6.1確定各軸段直徑和長度 40
5.6.2確定軸承及齒輪作用力位置 40
5.6.3繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 40
5.6.4軸的計算簡圖 41
5.6.5按彎矩合成強度校核軸的強度 42
5.7傳動裝置運動參數(shù)的計算 42
5.7.1各軸轉(zhuǎn)速計算 42
5.7.2各軸功率計算 43
5.7.3各軸扭矩計算 43
5.7.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.4） 43
5.8 傳動軸的設計計算 43
5.8.1計算作用在齒輪上的力 44
5.8.2初步估算軸的直徑 44
5.8.3確定軸的結構方案 44
5.8.4確定各軸段直徑和長度 45
5.8.5確定軸承及齒輪作用力位置 45
5.9繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 45
5.9.1軸的計算簡圖 46
5.9.2按彎矩合成強度校核軸的強度 47
6 制動器的選擇 48
6.1制動器的作用與要求 48
6.1.1制動器的作用： 48
6.1.2制動器的要求： 48
6.2制動器的類型比較與選擇 48
6.2.1制動器的類型有： 48
6.2.2制動器的選擇 48
6.2.3外抱帶式制動器結構 48
6.3外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算 49
7 軸承的選擇與壽命計算 60
7.1基本概念及術語 60
7.2軸承類型選擇 60
7.3按額定動載荷選擇軸承 61
8 鍵的選擇與強度驗算 63
8.1電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 63
8.1.1鍵的選擇 63
8.1.2鍵的驗算 63
8.2輸出軸聯(lián)接鍵的選擇與驗算 64
8.2.1鍵的選擇 64
8.2.2鍵的驗算 64
8.3輸入軸與聯(lián)軸器接鍵的選擇與驗算 64
8.3.1鍵的選擇 65
8.3.2鍵的驗算 65
8.4輸出軸與聯(lián)軸器鍵的選擇與驗算 65
8.4.1鍵的選擇 65
8.4.2鍵的驗算 65
9 絞車及主要部位的檢查維護 67
10 絞車的常見故障原因 68
結 論 70
參考文獻 71
致 謝 75
1緒論
1.1引言
煤炭是當前我國能源的主要組成部分之一，是國民經(jīng)濟保持高速增長的重要物質(zhì)基礎。但是目前我國的煤炭工業(yè)的發(fā)展遠不能滿足整個國民經(jīng)濟的發(fā)展需要。因此必須以更快的速度發(fā)展煤炭工業(yè)。然而，高速發(fā)展煤炭工業(yè)的出路在于煤炭工業(yè)的機械化。
煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中運輸包括礦物運輸和輔助運輸。絞車就是輔助運搬輸其中一種。我國絞車的發(fā)展大致分為三個階段。20世紀50年代主要是仿制設計階段;60年代，自行設計階段；70年代以后，我國進入標準化、系列化設計階段。
1.2絞車運輸及國內(nèi)外的發(fā)展狀況
近40年我國的煤炭行業(yè)發(fā)生了巨大變化,采煤技術已接近達到國際先進水平，綜采單采原煤產(chǎn)量早已突破了百萬噸，然而煤炭工業(yè)機械化離不開運輸，運輸又離不了輔助運輸設備，絞車就是輔助運輸設備的一種。原煤的運輸也已經(jīng)實現(xiàn)了大運量娦式輸送機化，但井下軌道輔助運輸與之很不適應，材料的運輸基本上沿用傳統(tǒng)的小絞車群接式的運輸方式，運輸戰(zhàn)線長，環(huán)節(jié)多，占用搬運設備、人員外，安全性差，效率低。盡管一些煤礦對其進行了技術改造, 但仍然滿足不了當前礦井發(fā)展和生產(chǎn)的需要?？梢姷V井輔助運輸在當前現(xiàn)代化礦井建設中起關鍵作用。
我國絞車的誕生是從20世紀50年代開始的，初期主要仿制日本和蘇聯(lián)的；60年代進入了自行設計階段；到了年代，隨著技術的慢慢成熟，絞車的設計也進入了標準化和系列化的發(fā)展階段。但與國外水平相比，我國的絞車在品種、型式、結構、產(chǎn)品性能，三化水平（參數(shù)化、標準化、通用化）和技術經(jīng)濟方面還存在一定的差距。
國外礦用絞車發(fā)展趨勢有以下幾個特點：a、標準化、系列化；b、體積小、重量輕、結構緊湊；c、高效節(jié)能；d、壽命長、低噪音；e、一機多能、通用化、大功率；g、外形簡單、平滑、美觀、大方。針對國外的情況我們應采取以下措施：a、制定完善標準，進行產(chǎn)品更新改造和提高產(chǎn)品性能；b、完善測試手段，重點放在產(chǎn)品性能檢測；c 技術引進和更新?lián)Q代相結合；d、組織專業(yè)化生產(chǎn)，爭取在較短時間內(nèi)達到先進國家的水平。
1.3無極繩絞車的類型及工作原理
1.3.1無極繩絞車的類型
無極繩絞車按滾筒的形式可分為螺旋纏繞式和夾鉗式兩種。
螺旋纏繞式滾筒是在滾筒上纏繞兩圈或多圈鋼絲繩，以增加其圍抱角.它的優(yōu)點是結構簡單,缺點是鋼絲繩磨損較大。
夾鉗式滾筒由鉸接的一對夾塊組成，當鋼絲繩按輻射方向拖力于繩夾時，夾塊把鋼絲繩夾個住，在分離點上，鋼絲繩離開后由于下部彈簧的作用使夾塊張開。它的優(yōu)點是拉力大，鋼絲繩彎曲小，缺點是維護較繁瑣，夾繩彈簧質(zhì)量差時易折斷。
1.3.2無極繩絞車的工作原理
鋼絲繩繞過無極繩絞車的主動輪，再經(jīng)過張緊輪和尾輪連接在一起，形成無極封閉形，電機帶動主動輪轉(zhuǎn)動，通過摩擦力傳遞使鋼絲繩繞主動輪和尾輪不停地轉(zhuǎn)動。鋼絲繩牽引礦車在軌道上運行。礦車從一端掛在鋼絲繩上，到另一端或到中途摘下礦車
?用途 無極絞車是以鋼絲繩牽引的普通軌道運輸設備，適用于煤礦和金屬礦山井下巷道長距離、多變坡、大噸位等的工作條件，如工作面巷道、采區(qū)上下山和集中軌道巷運輸材料設備，運輸線路內(nèi)不經(jīng)轉(zhuǎn)載可直達運輸?shù)攸c，廣泛應用于綜采工作面巷道的兩個順槽以及采區(qū)運輸斜巷起伏角度不大于12°的巷道中。。
無極繩絞車屬于礦用小絞車，它由電動機、減速器、螺旋纏繞式或夾鉗式滾筒、制動系統(tǒng)、主軸、底座、張力平衡等部分組成。
1.4無極繩運輸?shù)陌踩⒁馐马?
（1）采用無極繩運輸?shù)钠较?，要求巷道比較平直，無雜物及巖塊等，有利于礦車的通行。巷道拐彎太多，礦車容易掉道，不利于安全行車。
（2）無極繩運輸是連續(xù)工作的，其摘掛鉤都須不停車操作。因此，這一環(huán)節(jié)最容易發(fā)生事故。為了保證安全，要求摘掛鉤人員動作敏捷、精力集中，同時，井下無極繩運輸平巷中的摘掛鉤的車場，要求兩哦幫寬敞，光線明亮，軌道和路基要平整。
（3）無論無極繩是否運行，行人都不得在軌道中間跨越鋼絲繩行走，以免鋼絲繩突然彈起傷人。工人摘掛鉤時不要站在軌道中間，頭和身不要伸到兩車端頭之間，以免碰傷，開車前，要發(fā)出警號，摘鉤，掛鉤都應提前做好準備，遇到摘掛不了時，應立即停車，進行處理。
（4）定期檢查鋼絲繩、絞車等設備情況，加強維護工作，發(fā)現(xiàn)損壞零件，應及時修理和更換，防止發(fā)生事故。
89
2 總體設計
2.1設計總則
1、煤礦生產(chǎn)，安全第一。
2、面向生產(chǎn)，力求實效，以滿足用戶最大實際需求。
3、既考慮到運輸為主要用途，又考慮到運輸、調(diào)度、回柱等一般用途。
4、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標準及有關規(guī)定。
5、技術比較先進，并要求多用途。
已知條件：
最大牽引力：50KN；容繩量：
牽引速度：0.72m/s；牽引距離：500m
2.2結構特征與工作原理
絞車由下列主要部分組成。電動機、卷筒、行星齒輪傳動裝置和機座。Y280M--8型無極繩絞車采用兩級行星齒輪傳動，安裝在減速器內(nèi)部，、、為第一級太陽輪，行星輪和內(nèi)齒圈，、、為第二級的太陽輪，行星輪和內(nèi)齒圈。電動機軸通過連軸器與減速器輸入軸，它帶動第一級行星齒輪轉(zhuǎn)動，與嚙合，安裝在行星架上，行星輪架與齒輪聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動，從而帶動第二級的轉(zhuǎn)動，然后同理輸出低速軸
2.3選擇電動機
2.3.1電動機輸出功率的計算
已知：最大拉力：F=50KN 最低繩速： 則:
(2.1)
根據(jù)傳動方案圖2.1可得：
總傳動效率
式中： 軸承的效率為；行星輪傳動效率為。
2.3.2確定電動機的型號
按公式(2.1)可計算出電動機的輸出功率：
電動機所需的額定功率與電動機輸出功率之間有以下的關系：
(2.2)
其中：─用以考慮電動機和工作機的運轉(zhuǎn)等外部因素引起的附加動載荷而引入的系數(shù)，取Ka=1
由式(2.2)可計算出額定功率：
圓整取。
同時，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動機必須具有防爆功能，查《機械設計手冊》，得到電動機的型號：
額定功率；
實際轉(zhuǎn)速；
6.5
其外形尺寸：；
電機中心高度：；
電動機軸直徑*長度=55*110mm
3 滾筒及其部件的設計
3.1鋼絲繩的選擇
選擇鋼絲繩時，應根據(jù)使用條件和鋼絲繩的特點來考慮。我國提升鋼絲繩多用同向捻繩，至于是左捻還是右捻，我國的選擇原則是：繩的捻向與繩在卷筒上的纏繞螺旋線方向一致。我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻；多繩摩擦提升為了克服繩的旋轉(zhuǎn)性給容器導向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。
此處，還應考慮如下因素：
（1）在井筒淋水大，水的酸堿度較高且處于出風井中的提升鋼絲繩，因腐蝕嚴重，應選用鍍鋅鋼絲繩；
（2）以磨損為主要損壞原因時，如斜井提升，采區(qū)上、下山運輸?shù)龋瑧x用外層鋼絲繩較粗的鋼絲繩，如，或三角股等；
（3）以彎曲疲勞為主要損壞原因時，應優(yōu)先選用線接觸式或三角股鋼絲繩，如，等。
（4）用于高溫和有明火的地方，如煤礦矸石山等，應選用金屬繩芯鋼絲繩。
由于無極繩絞車是用以調(diào)度車輛的一種絞車，常用于井下采區(qū)、煤倉用裝車站調(diào)度室、牽引礦車，濕度較大，酸堿度很高，為了增加鋼絲繩的搞腐蝕能力，延長它的使用壽命。因此選擇鍍鋅鋼絲繩。因為鍍鋅以后，對于防腐蝕及防銹有很好的效果。
鋼絲繩的安全系數(shù)取，則鋼絲繩所能承受的拉力需滿足以下的要求：
其中：
則：
查《礦井運輸提升》表2-2（2）
選擇：繩 股 (1+6+12) 繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡。
其主要參數(shù)如下：
鋼絲繩直徑：
鋼絲直徑：
鋼絲總斷面面積：
參考重力：
鋼絲繩公稱抗拉強度：
鋼絲破斷拉力總和：
3.2滾筒的設計計算
3.2.1滾筒直徑
根據(jù)GB3811-83規(guī)定
式中，─鋼絲繩直徑， d=26mm
則：
取D=650mm
3.2.2滾筒寬度
滾筒的寬度直接影響到最終產(chǎn)品的寬度，因此它的寬度必然要有最大值的限制，即不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，那么與減速器裝配起來后，就會顯得不協(xié)調(diào)。所以滾筒的寬度不能隨便確定，而最好是在畫圖的過程中把它定下來，這樣有利于整體的配合。讓人看起來協(xié)調(diào)、美觀、大方。根據(jù)總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為B=640
3.2.3滾筒的外徑
滾筒最小纏繞直徑：
=D+d=650+26=676mm
滾筒的外徑：
=676+52*2=676+104=780mm
式中，─為鋼絲繩直徑， d=26mm
取外徑D=1200mm可算出最大速度。
轉(zhuǎn)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樣，所以符合條件。
4 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪：MPa
行星輪：MPa
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。
內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS.
試驗齒輪的接觸疲勞極限：Mpa
試驗齒輪的彎曲疲勞極限：Mpa
齒形的加工為插齒，精度為7級。
4.1 行星機構中主要參數(shù)的確定
（1） 行星機構總傳動比：i=41.95，采用2級NGW型行星機構。
（2） 行星輪數(shù)目, 要根據(jù)文獻3表2.9-3及傳動比i，取。
（3）載荷不均衡系數(shù)，采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取 =1.15
（4）分配傳動比：
用角標I表示高速級參數(shù)，Ⅱ表示低速級參數(shù)，由于高速級與低速級外嚙合齒數(shù)，材料，齒面硬度均相同：，則
取
B==1.05, =I
=1.8
所以
A==1.8
查圖可得
（5） 配齒計算
查表星輪數(shù)圖，取
確定各輪齒數(shù)
太陽輪齒數(shù) =19
內(nèi)齒圈齒數(shù)
行星輪齒數(shù)
校驗是否滿足行星傳動所特有的要求，即同心條件，裝配條件，鄰接條件
同心條件：
19+50=119-50
69=69
所以滿足同心圓的要求
裝配條件：Za+Zb/3=19+119/3=58.6
所以滿足裝配條件
鄰接條件：
（6）a-c齒輪接觸強度初步計算，按文獻3表14-1-60中的公式計算中心距：
（7）齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)，按文獻3表2-28，
取 =1
（8）輸入扭矩 T= 9550*P/n=9550*45*0.99/740=575N.m
（9）設載荷不均勻系數(shù)
（10）太陽輪與行星架同時浮動，在一對a-c傳動中，太陽輪傳遞的扭矩：
Ta=T/n*K=575/8*1.15=82.656N.m
（11）查文獻3表14-1-61，得
接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2.2（K=1.6～2.2）
齒數(shù)比
太陽輪和行星輪的材料用滲碳淬火
（12）取齒寬系數(shù)
初定中心距，將以上各值代入強度計算公式，得：
（13）計算模數(shù)
m=
取標準值 =5mm
所以a=m{Za+Zc}/2=5(19+50)/2=172.5mm
4.1.1行星機構中各齒輪幾何尺寸的計算
分度圓
齒頂圓
齒根圓
基圓直徑
齒頂高系數(shù)太陽輪，行星輪，內(nèi)齒輪—
頂隙系數(shù)太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪—
代入上組公式計算如下：
太陽輪:
行星輪:
Db=250*cos20=234.9
內(nèi)齒輪:
太陽輪，齒寬b=
行星輪b=ba+(5-10)=47.43+7=54.43
內(nèi)齒輪bb=ba=47.43
4.1.2 嚙合要素驗算
（1）a-c傳動端面重合度
A.頂圓齒形曲徑
太陽輪
行星輪
B.端面嚙合長度
式中 “”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
=21.79mm
C.端面重合度
（2）c-b端面重合度
A.頂圓齒形曲徑 ，
由上式計算得 行星輪
內(nèi)齒輪
B.端面嚙合長度
C.端面重合度
4.1.3 齒輪強度驗算
（一） a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。）
（1）確定計算負荷
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
（2）應力循環(huán)次數(shù)
式中 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速, (r/min)
—壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間， (h)
t=5000(h)
4.1.4驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度
（1）動載系數(shù)和速度系數(shù)
動載系數(shù)和速度系數(shù)按齒輪相對于行星架的圓周速度，查圖13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84計算)和圖13-1-28(或按表13-1-107計算)求出。查看《機械設計手冊》。
和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：
=3.769
動載系數(shù)
是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引起的內(nèi)
部附加動載荷對輪齒受載的影響。
對于圓柱齒輪傳動，可取
也可用公式算出：
=
=1.066
速度系數(shù)由《機械設計手冊》查得
（2）齒向載荷分布系數(shù)、
對于不重要的行星齒輪行動，齒輪強度計算中的齒向載荷分布系數(shù)、可用《機械設計手冊》的傳動齒輪第一章來確定；對于重要的行星齒輪傳動，應考慮行星傳動的特點，用下述方法確定。
彎曲強度計算時：
接觸強度計算時：
及的影響系數(shù)（圖13-5-12）;查看《機械設計手冊》
——齒寬和行星輪數(shù)目對和的影響系數(shù)。對于圓柱直齒或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，因而使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計時，值由圖13-5-13查取。查看《機械設計手冊》
如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時，可取。
由圖13-5-13查得：
由圖13-5-12查得：，
彎曲強度計算時：
接觸強度計算時：
另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。
（3）求齒間載荷分配系數(shù)及
先求端面重合度：
式中
=31.76
=26.36
則
=1.625
因為是直齒齒輪，總重合度
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
式中
=
∴
彈性系數(shù)：
接觸強度計算的重合度系數(shù)：
=0.889
接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：
接觸強度計算的壽命系數(shù)：
因為當量循環(huán)次數(shù)，則 。
最小安全系數(shù)：取=1
潤滑劑系數(shù)，考慮用N46機械油作為潤滑冷卻劑，取=0.93。
粗糙度系數(shù)：取。
齒面工作硬化系數(shù)：取=1。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)：=1
（4）A-C傳動接觸強度驗算
計算接觸應力：
=
=251
許用接觸應力：
其強度條件：
則
計算結果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。
（5）A-C傳動彎曲強度驗算
齒根應力為：
(5.3)
式中，——齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本。
——應力修正系數(shù)，考慮齒根過渡曲線處的應力集中及其他應力對齒根應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本。
——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算為載
荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應力的系數(shù)，
相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應力也不相等，所以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。
由表6-5查得：小輪：
大輪：
小輪：
大輪：
重合度系數(shù)
=0.25+0.75/1.625
=0.711
式中，——螺旋角系數(shù)；
因為是直齒輪，所以取=1
由公式(5.3)計算：
考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應力
由強度條件
即
則 (5.4)
式中，——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數(shù)應大于接觸強度的安全系數(shù)，，取
由公式(5.4)計算出齒根最大應力：
由《機械設計》課本查取：40Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動改用材質(zhì)后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查取）
4.1.5驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度
（1）根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為內(nèi)嚙合， ，所以
（2）核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞極限
由，t，即：
式中，——接觸強度計算的最小安全系數(shù)，通常
取
則
45號鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強度符合要求。
（3）彎曲強度的驗算
只對內(nèi)齒輪進行驗算，計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即
由強度條件
得
45號鋼調(diào)，所以C-B傳動中的內(nèi)齒輪彎曲強度符合要求。
計算彎曲疲勞許用應力
外嚙合副：按手冊框圖中查?。?<機械設計手冊》）p82
內(nèi)嚙合副:按手冊框圖中查取
SFmin為彎曲強度計算的最小安全系數(shù)
推薦值為1.4～3，取SFmin=1.5
壽命系數(shù)NL>No,取Nl=No,有Ynt=1
應力修正系數(shù)
Ysa(a)=1.54 Ysa(c)=1.70 Ysa(b)=1.80
齒形系數(shù)
（4）彎曲疲勞強度校核
動載系數(shù)（Kv） 推薦值為1.05-1.4,取Kfv=Khv=1.2
A- C計算轉(zhuǎn)矩Ta-c=580N/m
B- c計算轉(zhuǎn)矩Tc-b=Ta-c(Zc/Za)
=580*(50/19)
=1526N/m
載荷分配系數(shù) 推薦值為1.0-1.2，取Kfa=Kha=1.1
載荷分布系數(shù) 推薦值為1.1-81.35，取Kf=1.1
H=(2ha*+C*)m
=(2*1+0.25)*5
=11.25mm
=0.77
載荷系數(shù)K=Ka
重合度系數(shù)
0.75/
校核彎曲疲勞應力
4.2 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪： MPa
行星輪： MPa
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。
內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS.
試驗齒輪的接觸疲勞極限：Mpa
試驗齒輪的彎曲疲勞極限：Mpa
齒形的加工為插齒，精度為7級。
4.2.1行星機構中主要參數(shù)的確定
4.2.2低速級計算
4.2.3配齒計算
由高速級計算得，由于距可能達到的傳動比極
限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。
各輪齒數(shù)查表
=22
Zc=41
這些條件符合取質(zhì)數(shù)，/整數(shù)，/整數(shù)，且 及無公約數(shù)，整數(shù)的NGW型配齒要求，
4.2.4按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù)
低速級輸入扭距：
=9550
因傳動中有一個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于
6級，所以取載荷不均勻系數(shù)
。
在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩
=
=591.24
全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數(shù)。
考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取。齒數(shù)比
太陽輪和行星輪的材料和高速級一樣，改用40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度HRS240285，取。
齒寬系數(shù)（GB10098—88）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，
則取
按接觸強度初算中心距公式：
計算中心距（內(nèi)嚙合用“－”號）:
186.7(mm)
求模數(shù)
（1）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)（漸開線齒輪標準模數(shù)（GB1357-87）），則實際中心距
=252(mm)
（2）計算C-B傳動的中心距和嚙合角
實際中心距：
=252(mm)
4.2.5幾何尺寸計算
按高變位齒輪傳動的幾何計算A、C、B三輪的集合尺寸。
（1）分度圓直徑
（2）太陽輪:
（3）行星輪:
（4）內(nèi)齒輪:
太陽輪，齒寬b=mm
行星輪b=ba+(5-10)=69.3+7=76.3mm
內(nèi)齒輪b=ba=69.3mm
4.2.6 嚙合要素驗算
（1） a-c傳動端面重合度
A.頂圓齒形曲徑
太陽輪
行星輪
B.端面嚙合長度
式中 “”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
C.端面重合度
（2） c-b端面重合度
A.頂圓齒形曲徑 ，
由上式計算得 行星輪
內(nèi)齒輪
B.端面嚙合長度
C.端面重合度
4.2.7齒輪強度驗算
（一）a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。）
（1）確定計算負荷
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
（2）應力循環(huán)次數(shù)
式中 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速, (r/min)
—壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間， (h)
t=5000(h)
4.2.8驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度
（1）動載系數(shù)和速度系數(shù)
動載系數(shù)和速度系數(shù)按齒輪相對于行星架的圓周速度，查圖13-1-18(或按表13-1-90和表13-1-84計算)和圖13-1-28(或按表13-1-107計算)求出。查看《機械設計手冊》。
和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：
=3.769
動載系數(shù)
是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引起的內(nèi)
部附加動載荷對輪齒受載的影響。
對于圓柱齒輪傳動，可取
也可用公式算出：
=
=1.066
速度系數(shù)由《機械設計手冊》查得
（2）齒向載荷分布系數(shù)、
對于不重要的行星齒輪行動，齒輪強度計算中的齒向載荷分布系數(shù)、可用《機械設計手冊》的傳動齒輪第一章來確定；對于重要的行星齒輪傳動，應考慮行星傳動的特點，用下述方法確定。
彎曲強度計算時：
接觸強度計算時：
及的影響系數(shù)（圖13-5-12）;查看《機械設計手冊》
——齒寬和行星輪數(shù)目對和的影響系數(shù)。對于圓柱直齒或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，因而使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計時，值由圖13-5-13查取。查看《機械設計手冊》
如果NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于時，可取。
由圖13-5-13查得：
由圖13-5-12查得：，
彎曲強度計算時：
接觸強度計算時：
可見算出來的數(shù)值有點偏高。
另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于1時，可取。
（3）求齒間載荷分配系數(shù)及
先求端面重合度：
式中
=31.76
=26.36
則
=1.625
因為是直齒齒輪，總重合度
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
式中
=
∴
彈性系數(shù)：
接觸強度計算的重合度系數(shù)：
接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：
接觸強度計算的壽命系數(shù)：
因為當量循環(huán)次數(shù)，則 。
最小安全系數(shù)：取=1
潤滑劑系數(shù)，考慮用N46機械油作為潤滑冷卻劑，取=0.93。
粗糙度系數(shù)：取。
齒面工作硬化系數(shù)：取=1。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)：=1
（4）A-C傳動接觸強度驗算
計算接觸應力：
=
=251
許用接觸應力：
其強度條件：
則
計算結果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調(diào)質(zhì)后表面淬火，安全可靠。
（5）A-C傳動彎曲強度驗算
齒根應力為：
(5.3)
式中，——齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本。
——應力修正系數(shù)，考慮齒根過渡曲線處的應力集中及其他應力對齒根應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本。
——重合度系數(shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算為載
荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應力的系數(shù)，
相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的和不相等，故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應力也不相等，所以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。
由表6-5查得：小輪：
大輪：
小輪：
大輪：
重合度系數(shù)
式中，——螺旋角系數(shù)；
因為是直齒輪，所以取=1
由公式(5.3)計算：
考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應力
由強度條件
即
則 (5.4)
式中，——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點蝕破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數(shù)應大于接觸強度的安全系數(shù)，，取
由公式(5.4)計算出齒根最大應力：
由《機械設計》課本查?。?0Cr調(diào)質(zhì)、表面淬火。A-C傳動改用材質(zhì)后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查?。?
4.2.9驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度
（1）根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為內(nèi)嚙合， ，所以
（2）核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞極限
由，，即：
式中，——接觸強度計算的最小安全系數(shù)，通常
取
則
45號鋼調(diào)，則內(nèi)齒輪用45號鋼調(diào)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)硬度，接觸強度符合要求。
（3）彎曲強度的驗算
只對內(nèi)齒輪進行驗算，計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即
由強度條件
得
45號鋼調(diào)，所以C-B傳動中的內(nèi)齒輪彎曲強度符合要求。
（4） 計算彎曲疲勞許用應力
外嚙合副：按手冊框圖中查取
SFlim為彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，推薦值為1.4～3，取SFlim=1.5
壽命系數(shù)Nl>No 取Nl=No,有Ynt=1
應力修正系數(shù)
尺寸系數(shù) m=8 取 Yx=1
彎曲疲勞許用應力
（5） 彎曲疲勞強度校核
動載系數(shù) 推薦值 1.05～1.4，取
Ta-c=4113N/m
C-B 計算轉(zhuǎn)矩 Tc-b=Ta-c(Zc/Za)
載荷分配系數(shù)，推薦值為1.0～1.2
取
載荷分布系數(shù) 推薦值為1.1～1.35
取
載荷系數(shù)
齒形系數(shù)
重合度系數(shù)
校核彎曲疲勞應力
5 傳動裝置運動參數(shù)的計算
5.1各軸轉(zhuǎn)速計算
高速級行星架軸轉(zhuǎn)速：
低速級行星架軸轉(zhuǎn)速：
式中，——電動機轉(zhuǎn)動，；
——高速級傳動比；
——低速級傳動比。
5.2各軸功率計算
高速級行星架軸功率：
低速級行星架軸功率：
式中，軸承的效率為；
兩級行星輪系傳動效率為。
注:兩級行星輪的傳動比相等，并且它們之積為。
5.3各軸扭矩計算
高速級行星架軸扭矩：
主軸扭矩：
低速級行星架軸扭矩：
5.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.1）
表5.1 各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表
軸 號
轉(zhuǎn) 速
輸出功率
輸出扭矩
傳動比
效 率
電機軸
740
75
967.9
高速級行星架軸
71.3
5799.95
6.3
0.98
低速級行星架軸
29.4
67.8
22023.46
4
0.98
5.5傳動軸的設計計算
5.5.1計算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩
輸入軸上太陽輪分度圓直徑
圓周力
徑向力
軸向力
各力方向如圖6.2和圖6.3所示。
5.5.2初步估算軸的直徑
選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響
根據(jù)軸的材料查得
則
取
5.6確定軸的結構方案
左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩定位。齒輪和右軸承從軸的右端裝入，軸承左側靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。最右側兩軸承靠套和彈性擋圈以定位，最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結構如圖6.1所示。
圖5.2 軸的結構圖
5.6.1確定各軸段直徑和長度
段 軸通過鍵于聯(lián)軸器相連，則，。
段 此軸用來固定端蓋，故d=70mm,L=70mm
③段 此軸用來放置軸承，為了便于定位，取軸段長度；，取軸段直徑。
④段 此軸用來起連接作用，故 取長度為L=120mm,d=60mm.
⑤段 此軸用來放置軸承，為了便于定位，取軸段長度；，取軸段直徑。
⑥段 此軸用來做軸承定位，故取軸段長度；，取軸段直徑。
⑦段 此軸用來起連接作用，故 取長度為L=92mm,d=70mm.
⑧段 這是齒輪軸。直徑d=114mm.
5.6.2確定軸承及齒輪作用力位置
各力方向如圖6.2和6.3和軸的結構圖所示，先確定軸承支點位置，查6212軸承，其支點尺寸，因此軸的支承點到另一個軸的支承點距離，，，，，。
5.6.3繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
圖5.3受力簡圖
圖5.3 軸的計算簡圖
5.6.4軸的計算簡圖
（1）求軸承反力
水平面
，
垂直面
，
（2）求齒寬中點處彎矩
水平面
垂直面
合成彎矩
，，
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
5.6.5按彎矩合成強度校核軸的強度
當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩
當量彎矩圖如圖6.3所示。
軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用應力
軸的應力為
該軸滿足強度要求
5.7傳動裝置運動參數(shù)的計算
5.7.1各軸轉(zhuǎn)速計算
高速級行星架軸轉(zhuǎn)速：
低速級行星架軸轉(zhuǎn)速：
式中，——電動機轉(zhuǎn)動，；
——高速級傳動比；
——低速級傳動比。
5.7.2各軸功率計算
高速級行星架軸功率：
低速級行星架軸功率：
式中，軸承的效率為；
兩級行星輪系傳動效率為。
注:兩級行星輪的傳動比相等，并且它們之積為。
5.7.3各軸扭矩計算
高速級行星架軸扭矩：
主軸扭矩：
低速級行星架軸扭矩：
5.7.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.4）
表5.4 各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表
軸 號
轉(zhuǎn) 速
輸出功率
輸出扭矩
傳動比
效 率
電機軸
740
45
580.74
高速級行星架軸
101.88
43.66
4011.03
7.2632
0.98
低速級行星架軸
3.07
42.79
129127.1
5.7273
0.98
5.8 傳動軸的設計計算
5.8.1計算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩
輸出軸上太陽輪分度圓直徑95mm
圓周力
徑向力
軸向力
各力方向如圖6.2和圖6.3所示。
5.8.2初步估算軸的直徑
選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響
根據(jù)軸的材料查得
則
5.8.3確定軸的結構方案
左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩定位。齒輪和右軸承從軸的右端裝入，軸承左側靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。最右側兩軸承靠套和彈性擋圈以定位，最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結構如圖6.1所示。
圖5.5 軸的結構圖
5.8.4確定各軸段直徑和長度
段 軸通過鍵于行星架相連且是過盈配合連接，則，。
段 軸承是以軸肩來定位的。所以軸肩的直徑，軸肩高度應滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長度。
③段 用來與齒輪聯(lián)軸器相連，為了便于定位，取軸段長度；，取軸段直徑。
5.8.5確定軸承及齒輪作用力位置
各力方向如圖6.2和6.3和軸的結構圖所示，先確定軸承支點位置，查6212軸承，其支點尺寸，因此軸的支承點到另一個軸的支承點距離。
5.9繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
5.9.1軸的計算簡圖
（1）求軸承反力
水平面
，，，
垂直面
，，，
（2）求齒寬中點處彎矩
水平面
，
，
垂直面
，
合成彎矩
，，
扭矩
彎矩圖、扭矩圖如圖6.3所示。
5.9.2按彎矩合成強度校核軸的強度
當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩
當量彎矩圖如圖6.3所示。
軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表5.6查得材料施用應力
軸的應力為
該軸滿足強度要求
6 制動器的選擇
制動器的工作是以關掉電動機電源為前提的。因此，制動的實質(zhì)就是由外力所產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機器的慣性力矩。在這里就是由外力產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機械傳動以及負載的慣性力矩。
6.1制動器的作用與要求
6.1.1制動器的作用：
（1）在絞車停止工作時，能可靠的剎住絞車，并繼續(xù)保持這種制動狀態(tài)，即正常停車制動。
（2）在發(fā)生緊急情況時，能迅速而合乎要求的剎住絞車，即安全制動。
6.1.2制動器的要求：
（1）安全、可靠；
（2）動作迅速、有效；
（3）結構簡單、重量輕、尺寸?。?
（4）安裝、使用及維護方便。
6.2制動器的類型比較與選擇
6.2.1制動器的類型有：
（1）帶式制動器；
（2）抱閘式制動器；
（3）盤式制動器。
6.2.2制動器的選擇
YWZ3B-400/90-12.5制動器在非工作狀態(tài)時，為了消除制動帶與制動輪之間的摩擦，必須置有制動帶的張緊結構。在此不可??；至于盤式制動器，最宜工作于制動輪的端部，且結構復雜。我們這里的制動輪位