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中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2010屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第66頁
1 概 述
1.1調(diào)度絞車的簡(jiǎn)介
調(diào)度絞車是通過兩級(jí)行星輪系及所采用的浮動(dòng)機(jī)構(gòu)完成絞車的減速和傳動(dòng)。通過控制電機(jī)的正反轉(zhuǎn)及操縱兩個(gè)剎車閘的不同剎緊狀態(tài)實(shí)現(xiàn)絞車卷筒的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)和停轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)重物的牽引、下放和停止三種工作狀態(tài)。深度指示器通過指示器的齒輪與卷筒上內(nèi)齒輪的嚙合帶動(dòng)與指示器相聯(lián)的絲杠的旋轉(zhuǎn)，達(dá)到顯示深度的目的。絞車內(nèi)部各轉(zhuǎn)動(dòng)部分均采用滾動(dòng)軸承，運(yùn)轉(zhuǎn)靈活。絞車是用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條以提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備（見起重機(jī)械），又稱卷揚(yáng)機(jī)。絞車可以單獨(dú)使用，也可作為起重、筑路和礦井提升等機(jī)械中的組成部件，因操作簡(jiǎn)單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。
調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機(jī)電設(shè)備。絞車在工作過程中普遍存在的一個(gè)問題就是鋼絲繩在絞車滾筒上纏繞不均,出現(xiàn)咬繩、壓繩等現(xiàn)象。尤其是使用了一段時(shí)間后的舊鋼絲繩,嚴(yán)重時(shí)鋼絲繩只集中纏繞在滾筒的一側(cè)進(jìn)而跳出滾筒導(dǎo)致重大事故,對(duì)于牽引距離較長(zhǎng)的絞車這個(gè)問題尤其突出。調(diào)度絞車的工作往往是間歇性的,當(dāng)完成一次牽引任務(wù)繩段載荷去掉后,繩頭呈自由狀態(tài),鋼絲繩會(huì)因自身彈力作用使纏繞在滾筒上的鋼絲繩松圈而出現(xiàn)亂繩現(xiàn)象,同樣會(huì)影響絞車的正常工作。針對(duì)小絞車提升運(yùn)輸中出現(xiàn)的上述問題,研制開發(fā)適用于平巷以及巷道起伏。
調(diào)度絞車護(hù)繩裝置，屬于礦山用調(diào)度絞車裝置技術(shù)領(lǐng)域。以往絞車僅在滾筒后部設(shè)置護(hù)繩板，操作人員違章處理容易發(fā)生鋼絲繩纏傷操作人員事故。該實(shí)用新型的技術(shù)方案為：支架上設(shè)置有軸套、上滑套管和下滑套管；上護(hù)繩架的垂直架在上滑套管內(nèi)，其水平架上套有上滑轉(zhuǎn)輪；下護(hù)繩架的垂直架在下滑套管內(nèi)，其水平架上套有下滑轉(zhuǎn)輪；彈簧一端固定在下護(hù)繩架上，其另一端固定在支架上；支架下端固定在鐵板固定座上；上護(hù)罩兩端分別連接軸套和護(hù)繩板。它的優(yōu)點(diǎn)是：該裝置有效的解決了絞車滾筒的部分封閉和纏繩質(zhì)量差引起的安全問題，在一定程度上減少了絞車鋼絲繩跑偏、亂繩等故障的發(fā)生。
絞車有手動(dòng)和電動(dòng)兩類。手動(dòng)絞車的手柄回轉(zhuǎn)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)上裝有停止器(棘輪和棘爪)，可使重物保持在需要的位置。裝配或提升重物用的手動(dòng)絞車還應(yīng)設(shè)置安全手柄和制動(dòng)器。手動(dòng)絞車一般用在起重量小、設(shè)施條件較差或無電源的地方。
電動(dòng)絞車廣泛用于工作繁重和所需牽引力較大的場(chǎng)所。單卷筒電動(dòng)絞車的電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器帶動(dòng)卷筒，電動(dòng)機(jī)與減速器輸入軸之間裝有制動(dòng)器。為適應(yīng)提升、牽引和回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。
例如，安裝在直升機(jī)上的救援設(shè)備，主要功用是將人或物吊起、放下，自有動(dòng)力，可控制，直升機(jī)在保持高度懸停時(shí)，通過絞車手的控制可收放鋼索將人或物吊起放下。絞車的電器設(shè)備具有防爆性能，可用于煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的運(yùn)輸方式可選用火車或汽車托運(yùn)。可采用包裝箱或敞車托運(yùn)。若敞車托運(yùn)應(yīng)有防雨和固定設(shè)施，以防受潮濕和碰撞磕傷絞車。
????絞車貯存應(yīng)存放在干燥的無腐蝕性氣體的庫房?jī)?nèi)，露天存放應(yīng)有防潮、防雨、防銹設(shè)施。以防絞車部件及面漆受損。
1.2用途及適用范圍
礦用調(diào)度絞車性能特點(diǎn)：具有隔爆性能、設(shè)計(jì)合理、操作方便用途和特點(diǎn)。
JD系列調(diào)度絞車，主要用于煤礦井下和其他礦山在傾角度小于30度的巷道中拖運(yùn)礦車及其它輔助搬運(yùn)工作，也可用于回采工作面和掘進(jìn)工作面裝載站上調(diào)度編組礦車。本絞車嚴(yán)禁用于提升和載人。
JD型絞車均用行星齒輪傳動(dòng)，絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動(dòng)方便、起動(dòng)平穩(wěn)、操作靈活、制動(dòng)可靠、噪音低等特點(diǎn)。絞車的電氣設(shè)備具有防爆性能，可用于有煤塵及瓦斯的礦井。
?JD型調(diào)度絞車的電氣設(shè)備有兩種，一種為防爆，另一種為非防爆的，前一種可用于有煤塵及瓦斯的礦井中。
絞車的電機(jī)具有防爆性能，其他配套電器設(shè)備由用戶自備，但必須選用
上個(gè)月在有效期內(nèi)的《礦用產(chǎn)品安全標(biāo)志證書》的產(chǎn)品，以適用在有瓦斯（甲烷）及煤塵爆炸危險(xiǎn)的礦井中使用。
使用環(huán)境和工作條件
1）環(huán)境溫度為；環(huán)境相對(duì)濕度不超過；海拔高度以下。
2）周圍空氣中的甲烷、煤塵、硫化氫和二氧化碳等不得超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量。
1.3本文所做的基本工作
1）設(shè)計(jì)完成總體裝配圖設(shè)計(jì)；
2）設(shè)計(jì)完成主減速器裝配圖設(shè)計(jì)；
3）完成主要傳動(dòng)組件、零件的工作圖設(shè)計(jì)；
4）編寫主要零件的加工工藝；
5）編寫完成整體設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。
2 調(diào)度絞車的總體設(shè)計(jì)
2.1設(shè)計(jì)參數(shù)
最大牽引力：；容繩量：
平均速度：
2.2結(jié)構(gòu)特征與工作原理
絞車由下列主要部分組成。電動(dòng)機(jī)、卷筒、行星齒輪傳動(dòng)裝置、剎車裝置和機(jī)座。
絞車在結(jié)構(gòu)上采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，分別布置在主軸的兩端，主軸貫穿滾筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，電動(dòng)機(jī)采用法蘭盤固定在左支架上。
絞車的傳動(dòng)系統(tǒng)見附圖：
圖2.1 JD─1型調(diào)度絞車傳動(dòng)系統(tǒng)圖
1─左側(cè)行星輪架 2─主軸 3─右側(cè)行星輪架
JD-1型調(diào)度絞車采用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，分別安裝在滾筒的兩側(cè)，、、為左側(cè)行星齒輪，、、為右側(cè)行星齒輪。電動(dòng)機(jī)軸上裝有電機(jī)齒輪（太陽輪），它帶動(dòng)左側(cè)行星齒架1上的行星齒輪旋轉(zhuǎn)，由于電動(dòng)機(jī)齒輪是固定旋轉(zhuǎn)的，所以，行星齒輪除作自轉(zhuǎn)外，還要圍繞電動(dòng)機(jī)齒輪公轉(zhuǎn)，因此，帶動(dòng)左側(cè)行星輪架1旋轉(zhuǎn)，從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸2旋轉(zhuǎn)，裝在主軸上的齒輪（太陽輪）也旋轉(zhuǎn)，于是帶動(dòng)右側(cè)行星輪架3上的行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)有如下三種情況：
1）如果將左側(cè)制動(dòng)閘剎住，右側(cè)工作閘松開，此時(shí)滾筒被剎住，行星
輪架3與滾筒相連接，也不旋轉(zhuǎn)，行星齒輪不作公轉(zhuǎn)只作自轉(zhuǎn)，同時(shí)帶動(dòng)內(nèi)齒輪空轉(zhuǎn)（此為停止?fàn)顟B(tài)）；
2）如果將左側(cè)制動(dòng)閘松開，右側(cè)工作閘剎住，內(nèi)齒輪停止不轉(zhuǎn)，行
星齒輪除作自轉(zhuǎn)外，還要作公轉(zhuǎn)，帶動(dòng)行星輪架3轉(zhuǎn)動(dòng)，滾筒與行星輪架相連接，也旋轉(zhuǎn)起來，即可進(jìn)行牽引（此為工作狀態(tài)）；
3）如果兩側(cè)閘都松開，行星輪架3呈浮動(dòng)狀態(tài)，牽引繩可以帶動(dòng)滾筒
反向松繩（此為下放狀態(tài)）。
2.3 選擇電動(dòng)機(jī)
2.3.1電動(dòng)機(jī)輸出功率的計(jì)算
已知：
拉力：
最大繩速：
則: (2.1)
根據(jù)傳動(dòng)方案圖2.1可得：
總傳動(dòng)效率
式中： 軸承的效率為；
行星輪傳動(dòng)效率為
2.3.2確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
按公式(2.1)可計(jì)算出電動(dòng)機(jī)的輸出功率：
電動(dòng)機(jī)所需的額定功率與電動(dòng)機(jī)輸出功率之間有以下的關(guān)系：
(2.2)
其中：─用以考慮電動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)等外部因素引起的附加動(dòng)載荷而引入的系數(shù)，取
由式(2.2)可計(jì)算出額定功率：
圓整取。
同時(shí)，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動(dòng)機(jī)必須具有防爆功能，且考慮到電機(jī)的過載能力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，得到電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：。
額定功率；
實(shí)際轉(zhuǎn)速；
；
；
；
重量 134Kg
其外形尺寸：；
電機(jī)中心高度：；
電動(dòng)機(jī)軸直徑長(zhǎng)度：。
3 滾筒及其部件的設(shè)計(jì)
3 .1鋼絲繩直徑的確定及滾筒直徑的確定
3.1.1 鋼絲繩的選擇
1、根據(jù)GB1102-74，初選鋼絲繩直徑mm（機(jī)械手冊(cè)2-化工版）
型號(hào)：6+FC－12－1670
鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度為：1670MPa
最小鋼絲繩破斷拉力總和
2．校核安全系數(shù)
安全系數(shù) []=5
>[]=5
3.3.2 滾筒參數(shù)的確定
1、根據(jù)JB/T 9028－1999 規(guī)定
卷筒直徑與鋼絲繩的繩徑比應(yīng)16~20
12（16~20）=（192~240）mm
取=220mm
式中: ：滾筒的最小外徑 mm
：鋼絲繩直徑 mm
2、確定滾筒寬度
初選每層纏繞Z=21圈
則:B=
式中 :鋼絲繩排列不均勻系數(shù)
取B=270mm
3、 初定鋼絲繩纏繞層數(shù)n＝16
4、 驗(yàn)算滾筒容繩量L
式中: :鋼絲繩每層厚度降低系數(shù)
所以取 n=15 Z=23
5、確定滾筒各直徑
1)滾筒最小纏繞直徑
==220+12=232
2)滾筒最大纏繞直徑
=
3）滾筒平均纏繞直徑
4）滾筒結(jié)構(gòu)外徑
取為620mm
3.1.3 卷筒鋼絲繩運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
1、 卷筒轉(zhuǎn)速
2、卷筒最外層鋼絲繩牽引速度
4 行星齒輪傳動(dòng)概論
齒輪傳動(dòng)在各種機(jī)器和機(jī)械設(shè)備中已獲得了較廣泛的應(yīng)用。例如，起重機(jī)械、工程機(jī)械、冶金機(jī)械、建筑機(jī)械、石油機(jī)械、紡織機(jī)械、機(jī)床、汽車、飛機(jī)、火炮、船舶和儀器、儀表中均采用了齒輪傳動(dòng)。在上述各種機(jī)器設(shè)備和機(jī)械傳動(dòng)裝置中，為了減速、增速和變速等特殊用途，經(jīng)常采用一系列互相嚙合的齒輪組成的傳動(dòng)系統(tǒng)，在《機(jī)械原理》中，便將上述的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)稱之為輪系。
4.1行星齒輪傳動(dòng)的定義
輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿蝸輪組成的輪系，稱之為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。下面我們主要討論的是平面輪系的設(shè)計(jì)問題。
根據(jù)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)其筆順齒輪的幾何軸線相對(duì)位置是否變動(dòng)，齒輪傳動(dòng)分為兩大類型。
1）普通齒輪傳動(dòng)（定軸輪系）
當(dāng)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何軸線位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動(dòng)（或稱為定軸輪系）。在普通齒輪傳動(dòng)中，如果各齒輪副的軸線均互相平行，則稱為平行軸齒輪傳動(dòng)；如果齒輪系中含有一個(gè)相交軸齒輪副或一個(gè)相錯(cuò)軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動(dòng)（空間齒輪傳動(dòng)）。
2）行星齒輪傳動(dòng)（行星輪系）
當(dāng)齒輪系運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個(gè)齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉(zhuǎn)，即在該齒輪系中，至少具有一個(gè)作行星運(yùn)動(dòng)的齒輪。
行星齒輪傳動(dòng)按其自由度的數(shù)目可分為以下幾種。
（1）簡(jiǎn)單行星齒輪傳動(dòng) 具有一個(gè)自由度（W=1）的行星齒輪傳動(dòng)。對(duì)于簡(jiǎn)單行星齒輪傳動(dòng)，只需要知道其中一個(gè)構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)后，其余各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)便可確定。
（2）差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng) 具有兩個(gè)自由度（W=2）的行星齒輪傳動(dòng)，即它是具有三個(gè)可動(dòng)外接構(gòu)件（a、b和x）的行星輪系。對(duì)于差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng)，必須給定兩個(gè)構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)后，其余構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)才能確定。
在行星齒輪傳動(dòng)中作行星運(yùn)動(dòng)的齒輪，稱為行星齒輪（簡(jiǎn)稱為行星輪）。換而言之，在齒輪系中，凡具有自轉(zhuǎn)和公轉(zhuǎn)的齒輪，則稱為行星輪。僅有一個(gè)齒圈的行星，稱為單齒圈行星輪；帶有兩個(gè)齒圈的行星輪稱為雙齒圈行星輪。
在行星齒輪傳動(dòng)中，支承行星輪并使它得到公轉(zhuǎn)的構(gòu)件，稱為轉(zhuǎn)臂（又稱為行星架），用符號(hào)x表示。轉(zhuǎn)臂x繞之旋轉(zhuǎn)的幾何軸線，稱為主軸線。在行星齒輪傳動(dòng)中，與行星齒輪相嚙合的，且其軸線又與主軸線重合的齒輪，稱為中心輪；外齒中心輪用符號(hào)a或b表示，內(nèi)齒中心輪用符號(hào)b或e表示。最小的外齒中心輪a又可稱為太陽輪。而將固定不動(dòng)的（與機(jī)架連接的）中心輪，稱為支持輪。
在行星齒輪傳動(dòng)中，凡是其旋轉(zhuǎn)軸線與主軸線相重合，并承受外力矩的構(gòu)件，稱為其本構(gòu)件。換言之，所謂基本構(gòu)件就是在空間具有固定旋轉(zhuǎn)軸線的受力構(gòu)件；其中也可能是固定構(gòu)件。而差動(dòng)行星齒輪傳動(dòng)就是具有三個(gè)運(yùn)動(dòng)基本構(gòu)件的行星齒輪傳動(dòng)。在其三個(gè)基本構(gòu)件中，若將內(nèi)齒輪固定不動(dòng)，則可得到應(yīng)用廣泛的，輸入件為中心輪或轉(zhuǎn)臂，輸出件為轉(zhuǎn)臂或中心輪的行星齒輪傳動(dòng)。仿上，當(dāng)中心輪a固定不動(dòng)時(shí)，則可得到輸入件為內(nèi)齒輪b或轉(zhuǎn)臂x，輸出件為轉(zhuǎn)臂x或內(nèi)齒輪b的行星齒輪傳動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂x固定不動(dòng)時(shí)，則可得到所有齒輪細(xì)線均固定不動(dòng)的普通齒輪傳動(dòng)，即定軸齒輪傳動(dòng)。由于該定軸齒輪傳動(dòng)騍原來行星齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)，故又稱之為準(zhǔn)行星齒輪傳動(dòng)。
4.2行星齒輪傳動(dòng)符號(hào)
在行星齒輪傳動(dòng)中較常用的符號(hào)如下。
——轉(zhuǎn)速，以每分鐘的轉(zhuǎn)數(shù)來衡量的角速度，。
——角速度，以每秒弧度來衡量的角速度，。
——齒輪a的轉(zhuǎn)速，。
——內(nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)速，。
——轉(zhuǎn)臂x的轉(zhuǎn)速，。
——行星輪c的轉(zhuǎn)速，。
——內(nèi)齒輪b與中心輪a的齒數(shù)比。
——內(nèi)齒輪b固定，即,中心輪a輸入，轉(zhuǎn)臂x輸出時(shí)的行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比。
4.3行星齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)
行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較，它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。它的最顯著的特點(diǎn)是：在傳遞動(dòng)力時(shí)它可以進(jìn)行功率分流；同時(shí)，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設(shè)置在同一主軸上。所以，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動(dòng),而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器、增速器和和變速裝置.尤其是對(duì)于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī)、起重運(yùn)輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動(dòng)裝置，行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來越廣泛的應(yīng)用。
行星齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)如下。
1）體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動(dòng)具有功率分流和各中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個(gè)行星輪來共同分擔(dān)載荷，從而使得每個(gè)齒輪所承受的負(fù)荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結(jié)構(gòu)上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的（即在承受相同的載荷條件下）。
2）傳動(dòng)效率高 由于行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，即它具有數(shù)個(gè)勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能互相平衡，從而有利于達(dá)到提高傳動(dòng)效率的作用。在傳動(dòng)類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達(dá)。
3）傳動(dòng)比較大，可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動(dòng)的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比。在僅作為傳遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中，其傳動(dòng)比可達(dá)到幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動(dòng)在其傳動(dòng)比很大時(shí)，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點(diǎn)。而且，它還可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解以及實(shí)現(xiàn)各種變速的復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)。
4）運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng) 由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)相同的行星輪，均勻地分布中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互了解。同時(shí)，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)，工作較可靠。
總之，行星齒輪傳動(dòng)具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大及效率高（類型選項(xiàng)用得當(dāng)）等優(yōu)點(diǎn)。因此，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機(jī)械、礦山機(jī)械、冶金機(jī)械、起重運(yùn)輸機(jī)械、輕工機(jī)械、石油化工機(jī)械、機(jī)床、機(jī)器人、汽車、坦克、火炮、飛機(jī)、輪船、儀器、和儀表各方面。行星傳動(dòng)不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率，而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)裝置上也已獲得了應(yīng)用。它幾乎可適用于一切功率和轉(zhuǎn)速范圍，故目前行星傳動(dòng)技術(shù)已成為世界各國(guó)機(jī)械傳動(dòng)發(fā)展的重點(diǎn)之一。
隨著行星傳動(dòng)技術(shù)的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動(dòng)裝置所傳遞的功率已達(dá)到，輸出轉(zhuǎn)矩已達(dá)到。據(jù)有關(guān)資料介紹，人們認(rèn)為目前行星齒輪傳動(dòng)技術(shù)的發(fā)展方向如下。
（1）標(biāo)準(zhǔn)化、多品種 目前世界上已有50多個(gè)漸開線行星齒輪傳動(dòng)系列設(shè)計(jì)；而且還演化出多種型化的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。
（2）硬齒面、高精度 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學(xué)熱處理。齒輪制造精度一般均在6級(jí)以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進(jìn)一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。
（3）高轉(zhuǎn)速、大功率 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)在高速傳動(dòng)中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應(yīng)用，其傳動(dòng)功率也越來越大。
（4）大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩 在中低速、重載傳動(dòng)中，傳遞大轉(zhuǎn)矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動(dòng)已有了較大的發(fā)展。行星齒輪傳動(dòng)的缺點(diǎn)是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝較困難人們對(duì)行星傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步深入地了解和掌握以及對(duì)國(guó)外行星傳動(dòng)技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收，從而使其傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時(shí)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對(duì)于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實(shí)踐表明，在具有中等技術(shù)水平的工廠里弄也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動(dòng)減速器。
應(yīng)該指出，對(duì)于行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)者，不僅應(yīng)該了解其優(yōu)點(diǎn)，而且應(yīng)該在自己的設(shè)計(jì)工作中，充分地發(fā)揮其優(yōu)點(diǎn)，且把其缺點(diǎn)降低到最低的限度。從而設(shè)計(jì)出性能優(yōu)良的行星齒輪傳動(dòng)裝置。
5 減速器設(shè)計(jì)
5.1總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配
5.1.1總傳動(dòng)比
(5.1)
式中，為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
為滾筒轉(zhuǎn)速
總傳動(dòng)比
在傳遞動(dòng)力時(shí),行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn),但是行星數(shù)目的增加會(huì)使其載荷均衡困難,而且由于鄰接條件限制又會(huì)減小傳動(dòng)比的范圍.因而在設(shè)計(jì)行星齒輪傳動(dòng)時(shí),通常采用 3個(gè)或4個(gè),特別是3個(gè)行星輪。取行星輪的數(shù)目為3。
因?yàn)樾行禽啍?shù)目，傳動(dòng)范圍只有，故選用兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。
5.1.2傳動(dòng)比分配
多級(jí)行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比分配原則是各級(jí)傳動(dòng)之間等強(qiáng)度，并希望獲得最小的外廓尺寸。由于結(jié)構(gòu)的需要，選取初級(jí)傳動(dòng)比為
5.2高速級(jí)計(jì)算
5.2.1配齒計(jì)算
確定齒數(shù)應(yīng)滿足的條件：
行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇，還須滿足其傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17.2-4，NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合即可查出：
5.2.2 按接觸強(qiáng)度初算a-g傳動(dòng)的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級(jí) 8-7-7
2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選?。?83，取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為懸臂布置，初取
齒寬系數(shù)
按表13－1－77 圓整取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.3
在一對(duì)a-g傳動(dòng)中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計(jì)算
模數(shù)
取
則 a-c傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動(dòng)和g-b傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.2.3幾何尺寸計(jì)算
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
3）齒根圓直徑
4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù)
取為40
實(shí)際齒寬系數(shù)
5.2.4、驗(yàn)算a-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13－1－80 校核公式為
1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
查表13－1－104得 =1
3）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查圖13－1－16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13－1－105得 ＝189.8
5)重合度系數(shù)
6）螺旋角系數(shù)
＝1
7）使用系數(shù)
查表13－1－81 得 ＝1
8) 動(dòng)載系數(shù)
＝1.15
9）齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=40/76<1
所以： 可?。剑?
10）齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：
11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于
所以
而
得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)
查表13－1－108 取
14）工作硬化系數(shù)
取 ＝1.0
15）尺寸系數(shù)
查表13－1－109 得 ＝1.0
16）接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7000.950.92/1.1=566.18
=7001.060.92/1.1=620.58
結(jié)論：由于
所以a-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核
2、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13－1－111校核公式為
1）齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=25/66<1
所以： 可?。剑?
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝1.1
3)使用系數(shù)
＝1
4) 動(dòng)載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.85 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：
2
10）許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為
11）壽命系數(shù)
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
11)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
14）試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15）彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以a-g傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.2.5、根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料
1．g-b傳動(dòng)比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)
（允許有一定點(diǎn)蝕）
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù)，選用45鋼正火, =550
5.2.6、g-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
1）齒向載荷分布系數(shù)
＝1
2）齒間載荷分配系數(shù)
＝1.1
3）使用系數(shù)
＝1
4）動(dòng)載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.23 =2.53
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9）將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：
10)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，
11）壽命系數(shù)
太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
12)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
13）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
14）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
15)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以g-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.3低速級(jí)計(jì)算
5.3.1配齒計(jì)算
確定齒數(shù)應(yīng)滿足的條件：
行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇，還須滿足其傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
各輪齒數(shù)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17.2-4，NGW型行星齒輪傳動(dòng)的齒數(shù)組合即可查出：
5.3.2 按接觸強(qiáng)度初算b-g傳動(dòng)的中心距和模數(shù)
1、選擇齒輪材料
太陽輪和行星輪材料使用40Cr調(diào)質(zhì) 齒面硬度HBS為240-285
齒輪精度等級(jí) 8-7-7
2、按接觸強(qiáng)度初步確定中心距
按直齒輪從表13-1-75選取＝483，取載荷系數(shù)K=2.0.
查圖13-1-24選取
初取許用接觸應(yīng)力
由于行星齒輪為對(duì)稱布置，初取
齒寬系數(shù)
齒寬系數(shù)取
中心輪輸入轉(zhuǎn)矩
取行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)＝1.3
在一對(duì)b-g傳動(dòng)中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
齒數(shù)比
按表中公式計(jì)算
模數(shù)
取=4mm
則 b-g傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距
由于此行星齒輪不要求變位。所以a-g傳動(dòng)和g-b傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為
=0
=0
5.3.3幾何尺寸計(jì)算
1）分度圓直徑
2）齒頂圓直徑
3）齒根圓直徑
4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù)
取為80
實(shí)際齒寬系數(shù)
5.3.4、驗(yàn)算b-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度
1、按接觸疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13－1－80 校核公式為
1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力
2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
查表13－1－104得 =1
3）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查圖13－1－16得 =2.5
4)彈性系數(shù)
查表13－1－105得 ＝189.8
5)重合度系數(shù)
6）螺旋角系數(shù)
＝1
7）使用系數(shù)
查表13－1－81 得 ＝1
8) 動(dòng)載系數(shù)
動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度
查圖13-1-14求出
可得：＝1.12
9）齒向載荷分布系數(shù)、
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以： 可取＝＝1
10）齒間載荷分配系數(shù)、
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝1.1
將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：
11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)
查表13－1－108 取
14）工作硬化系數(shù)
取 ＝1.0
15）尺寸系數(shù)
查表13－1－109 得 ＝1.0
16）接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 =1.1
將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力
則 =7001.1930.92/1.1=698.45
=7001.1870.92/1.1=694.93
結(jié)論：由于
所以b-g傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過校核
3、 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù)表13－1－111校核公式為
1）齒向載荷分布系數(shù)
由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=80/244<1
所以： 可?。剑?
2)齒間載荷分配系數(shù)
查表13-1-102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝1.1
3)使用系數(shù)
＝1
4) 動(dòng)載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.80 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9)將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：
9）許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-24選取
由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為
10）壽命系數(shù)
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
由于 、
所以
得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
太陽輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
11)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
14）試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
15）彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以b-g傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過校核
5.3.5、根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料
1．g-b傳動(dòng)比u
2、重合度系數(shù)
3、內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)
（允許有一定點(diǎn)蝕）
4、齒輪的接觸疲勞極限為
5、根據(jù)，選用45正火處理, =550
5.3.6、g-b傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算
1）齒向載荷分布系數(shù)
＝1
2）齒間載荷分配系數(shù)
＝1.1
3）使用系數(shù)
＝1
4）動(dòng)載系數(shù)
＝1.15
5）齒形系數(shù)
查圖13－1－38 得 ＝2.14 =2.28
6)應(yīng)力修正系數(shù)
查圖13－1－43 得
7）螺旋角系數(shù)
＝1.0
8)重合度系數(shù)
9）將以上數(shù)據(jù)代入下式
得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：
10)許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
查圖13-1-23取 齒輪
行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，
11）壽命系數(shù)
行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）
12)尺寸系數(shù)
查圖13－1－56 得 ＝1.0
13）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
查表 32－1－39 得 ＝1.0
14）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)
查圖13－1－58 得 ＝1.0
15)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)
查表13－1－110 取 （一般可靠度）
17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力
則
結(jié)論：由于
所以g-b傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通
5.4 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算
從減速裝置的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸、Ⅴ軸
I軸
II軸
III軸
6傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1計(jì)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
圓周力
徑向力
軸向力
各力方向如圖6.2和圖6.3所示。
6.2初步估算軸的直徑
選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計(jì)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
6.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
6.3.1確定軸的結(jié)構(gòu)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(cè)靠軸肩定位，太陽輪兩邊靠左右軸承定位。最右側(cè)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(jié)構(gòu)如圖5.1所示。
圖6.1 軸的結(jié)構(gòu)圖
6.3.2確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
段：軸和轉(zhuǎn)臂是通過鍵聯(lián)接起來的。結(jié)構(gòu)要求取，。
段：由結(jié)構(gòu)要求，過渡段，則該軸段直徑，長(zhǎng)度。
段：軸肩，用于固定軸承
段 便于加工齒輪取該軸段直徑長(zhǎng)度 。
段： 為軸齒輪，m=4,z=20,B=80
段：便于加工齒輪取,長(zhǎng)度。
段：軸肩，用于固定軸承 ,取軸段直徑。
段：用2個(gè)滾動(dòng)軸承支承軸，為使軸承運(yùn)行平穩(wěn)，選用圓螺母固定軸端，圓螺母能夠承受大軸向力，但軸上螺紋處有較大的應(yīng)力集中，會(huì)降低軸的疲勞強(qiáng)度。查GB/T6170-2000，暫選螺母M65. 則該軸段直徑為,長(zhǎng)度,并加工出螺紋退刀槽。
6.3.3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(jié)構(gòu)圖所示，先確定軸承支點(diǎn)位置，查6212軸承，其支點(diǎn)尺寸，因此軸的支承點(diǎn)到另一個(gè)軸的支承點(diǎn)距離，，,
6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
圖6.2 滾筒的受力簡(jiǎn)圖
1、求水平面受力：
2、求垂直面受力：
圖6.3 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
6.5軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
1、計(jì)算軸承的支反力
1）在水平面內(nèi)：
在垂直面內(nèi)：
2）分析知軸承安裝處C點(diǎn)處承受彎矩最大，求中點(diǎn)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。
6.6按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度
當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則C軸承處當(dāng)量彎矩最危險(xiǎn)
軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料施用應(yīng)力
軸的應(yīng)力為
該軸滿足強(qiáng)度要求。
7 滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算
7.1基本概念及術(shù)語
1）壽命 指一套滾動(dòng)軸承，其中一個(gè)套圈（或墊圈）或滾動(dòng)體的材料出現(xiàn)第一個(gè)疲勞擴(kuò)展跡象之前，一個(gè)套圈（或墊圈）相對(duì)另一個(gè)套圈（或墊圈）的轉(zhuǎn)數(shù)。
2）可靠度（即軸承壽命的可靠度） 指一組在同一條件下運(yùn)轉(zhuǎn)的、近于相同的滾動(dòng)軸承所期望達(dá)到或超過規(guī)定壽命的百分率。單個(gè)滾動(dòng)軸承的可靠度為該軸承達(dá)到或超過規(guī)定壽命的概率。
3）靜載荷 當(dāng)軸承套圈或墊圈的相對(duì)旋轉(zhuǎn)速度為零時(shí)（向心或推力軸承）或當(dāng)滾道元件在滾動(dòng)方向無動(dòng)力時(shí)（直線軸承），作用在軸承上的載荷。
4）動(dòng)載荷 當(dāng)軸承套圈或墊圈的相對(duì)旋轉(zhuǎn)時(shí)（向心或推力軸承）或當(dāng)滾道元件在滾動(dòng)方向運(yùn)動(dòng)時(shí)（直線軸承），作用在軸承上的載荷。
5）額定壽命 以徑向基本額定動(dòng)載荷或軸向基本額定動(dòng)載荷為基礎(chǔ)的壽命的預(yù)測(cè)值。
6）基本額定壽命 與90%可靠性關(guān)聯(lián)的額定壽命。
7）徑向基本額定動(dòng)載荷 指一套滾動(dòng)軸承假想能承受的恒定徑向載荷，在這一載荷作用下的基本額定壽命為一百萬轉(zhuǎn)。對(duì)于單列角接觸軸承，該載荷是指引起軸承套圈相互間產(chǎn)生純徑向位移的載荷的徑向分量。
8）軸向基本額定動(dòng)載荷 指假想作用于滾動(dòng)軸承的恒定的中心軸向載荷，在該載荷作用于滾動(dòng)軸承的基本額定壽命為一百萬轉(zhuǎn)。
9）徑向（或軸向）當(dāng)量動(dòng)載荷 指一恒定的徑向載荷（或中心軸向載荷），在該載荷作用下，滾動(dòng)軸承具有與實(shí)際載荷作用下相同的壽命。
10）徑向（或軸向）基本額定靜載荷 指與滾動(dòng)體及滾道的總永久變形量相對(duì)應(yīng)的徑向靜載荷（或中心軸向靜載荷）。如果在零載荷下，滾子與滾道（滾子軸承）為或假定為正常母線（全線接觸）時(shí)，在最大接觸應(yīng)力下，滾動(dòng)體與滾道接觸處產(chǎn)生的總永久變形量為滾動(dòng)體直徑的，對(duì)于單列角接觸軸承，徑向額定載荷為引起軸承套圈彼此相對(duì)純徑向位移的載荷的徑向分量。
11）徑向（或軸向）當(dāng)量靜載荷 該徑向靜載荷（或中心軸向靜載荷）會(huì)使受最大應(yīng)力的滾動(dòng)體和滾道接觸處產(chǎn)生的總永久變形量與實(shí)際載荷條件下的總永久變形量相同。
7.2軸承類型選擇
選擇滾動(dòng)軸承的類型與多種因素有關(guān)，通常根據(jù)下列幾個(gè)主要因素。
1）允許空間。
2）載荷大小和方向。例如既有徑向又有軸向的聯(lián)合載荷一般選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，如徑向載荷大，軸向載荷小，可選深溝球軸承和內(nèi)外圈都有擋邊的圓柱滾子軸承，如同時(shí)還存在軸或殼體變形大以及安裝對(duì)中性差的情況，可選用調(diào)心球軸承、調(diào)心滾子軸承；如軸向載荷大，徑向載荷小，可選用推力角接角球軸承、推力圓錐滾子軸承，若同時(shí)要求調(diào)心性能，可選推力調(diào)心滾子軸承。
3）軸承工作轉(zhuǎn)速。
4）旋轉(zhuǎn)精度。一般機(jī)械均可用G級(jí)公差軸承。
5）軸承的剛性。一般滾子軸承的剛性大于球軸承，提高軸承的剛性，可通過“預(yù)緊”，但必須適當(dāng)。
6）軸向游動(dòng)。軸承配置通常是一端固定，一端游動(dòng)，以適應(yīng)軸的熱脹泠縮，保證軸承游動(dòng)方式，一是可選用內(nèi)圈或外圈無擋過的軸承，另一種是在內(nèi)圈與軸或者外圈與軸承孔之間采用間隙配合。
7）摩擦力矩。需要低摩擦力矩的機(jī)械（如儀器），應(yīng)盡量采用球軸承，還應(yīng)避免采用接觸式密封軸承。
8）安裝與拆卸。裝卸頻繁時(shí)，可選用分離型軸承，或選用內(nèi)圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調(diào)心滾子軸承、調(diào)心球軸承。
7.3按額定動(dòng)載荷選擇軸承
選擇軸承一般應(yīng)根據(jù)機(jī)械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速，預(yù)先確定一個(gè)適當(dāng)?shù)氖褂脡勖ㄓ霉ぷ餍r(shí)表示），再進(jìn)行額定動(dòng)載荷和額定靜載荷的計(jì)算。各類機(jī)械所需軸承使用壽命的推薦值見表7.1：
表7.1軸承使用壽命的推薦值
使 用 條 件
使用壽命/h
不經(jīng)常使用的儀器和設(shè)備
3003000
短期或間斷使用的機(jī)械，中斷使用不致引起嚴(yán)重后果，如手動(dòng)機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、裝配吊車、自動(dòng)送料裝置
30008000
間斷使用的機(jī)械，中斷使用將引起嚴(yán)重后果，如發(fā)電站輔助設(shè)備、流水作業(yè)的傳動(dòng)裝置、帶式輸送機(jī)、車間吊車
800012000
每天8h工作的機(jī)械、但經(jīng)常不是滿載荷使用，如電機(jī)、一般齒輪裝置、壓碎機(jī)、起重機(jī)和一般機(jī)械
1000025000
每天8h工作，滿載荷使用，如機(jī)床、木材加工機(jī)械、工程機(jī)械、印刷機(jī)械、分離機(jī)、離心機(jī)
2000030000
24h連續(xù)工作的機(jī)械，如壓縮機(jī)、泵、電機(jī)、軋機(jī)齒輪裝置、紡織機(jī)械
4000050000
24h連續(xù)工作的機(jī)械、中斷使用將引起嚴(yán)重后果，如纖維機(jī)械、造維機(jī)械、造紙機(jī)械、電站主要設(shè)備、給排水設(shè)備、礦用通風(fēng)機(jī)
100000
由于調(diào)度絞車屬于短期或間斷使用的機(jī)械，中斷使用不致引起嚴(yán)重后果。所以使用壽命為30008000。
8 鍵的選擇與強(qiáng)度驗(yàn)算
一般平鍵的選用步驟如下：
（1）根據(jù)軸徑d鍵的標(biāo)準(zhǔn)，得到鍵的截面尺寸；
（2）根據(jù)輪轂寬度B，查鍵的標(biāo)準(zhǔn)，在鍵長(zhǎng)度系列中選擇適當(dāng)?shù)逆I長(zhǎng)L；
（3）驗(yàn)算其強(qiáng)度。若發(fā)現(xiàn)強(qiáng)度不足時(shí)，可利用適當(dāng)增大鍵的工作長(zhǎng)度或改用雙鍵等方法，直到滿足條件為止。
平鍵聯(lián)接可能的失效形式有：
靜聯(lián)接時(shí)，鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰；
動(dòng)聯(lián)接時(shí)，工作面出現(xiàn)過度磨損；
鍵被剪斷。
實(shí)際上，平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會(huì)發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象（除非有嚴(yán)重過載）。因此，平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算一般只需進(jìn)行擠壓強(qiáng)度或耐磨性計(jì)算。
8.1電機(jī)軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.1.1鍵的選擇
根據(jù)電動(dòng)機(jī)的規(guī)格，電機(jī)軸的輸入直徑為。查普通平鍵（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），鍵的規(guī)格為鍵C GB/T1096-2003，即：
，，。
8.1.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為：
擠壓強(qiáng)度條件 (8.1)
式中，——轉(zhuǎn)矩，；
——軸徑，；
——鍵的高度，；
——鍵的工作長(zhǎng)度，；對(duì)A型鍵；對(duì)B型鍵；對(duì)C型鍵，其中L為鍵的長(zhǎng)度，B為鍵的寬度；
——許用擠壓應(yīng)力，，查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求
8.2主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.2.1鍵的選擇
主軸的輸入直徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規(guī)格為鍵C GB/T1096-2003，即：，，。
8.2.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為：
擠壓強(qiáng)度條件
式中，——轉(zhuǎn)矩，；
——軸徑，；
——鍵的高度，；
——鍵的工作長(zhǎng)度，；對(duì)A型鍵；對(duì)B型鍵；對(duì)C型鍵，其中L為鍵的長(zhǎng)度，B為鍵的寬度；
——許用擠壓應(yīng)力，，查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求
8.3行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗(yàn)算
8.3.1鍵的選擇
行星架的外徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規(guī)格為鍵B GB/T1096-2003，即：，，。采用雙鍵，呈180度布置。
8.3.2鍵的驗(yàn)算
假設(shè)載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算式為：
擠壓強(qiáng)度條件
式中，——轉(zhuǎn)矩，；
——軸徑，；
——鍵的高度，；
——鍵的工作長(zhǎng)度，；對(duì)A型鍵；對(duì)B型鍵；對(duì)C型鍵，其中L為鍵的長(zhǎng)度，B為鍵的寬度；
——許用擠壓應(yīng)力，，查得。
由公式(8.1)可計(jì)算出擠壓應(yīng)力：
即：
故，符合要求。
9 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
制動(dòng)器的工作是以關(guān)掉電動(dòng)機(jī)電源為前提的。因此，制動(dòng)的實(shí)質(zhì)就是由外力所產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機(jī)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(jī)械傳動(dòng)以及負(fù)載的慣性力矩。
9.1制動(dòng)器的作用與要求
9.1.1制動(dòng)器的作用：
1）在絞車停止工作時(shí)，能可靠的剎住絞車，并繼續(xù)保持這種制動(dòng)狀態(tài)，即正常停車制動(dòng)。
2）在發(fā)生緊急情況時(shí)，能迅速而合乎要求的剎住絞車，即安全制動(dòng)。
9.1.2制動(dòng)器的要求：
1）安全、可靠；
2）動(dòng)作迅速、有效；
3）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、尺寸小；
4）安裝、使用及維護(hù)方便。
9.2制動(dòng)器的類型比較與選擇
9.2.1制動(dòng)器的類型有：
1）帶式制動(dòng)器；
2）抱閘式制動(dòng)器；
3）盤式制動(dòng)器。
9.2.2制動(dòng)器的選擇
帶式制動(dòng)器在非工作狀態(tài)時(shí)，為了消除制動(dòng)帶與制動(dòng)輪之間的摩擦，必須置有制動(dòng)帶的張緊結(jié)構(gòu)。在此不可?。恢劣诒P式制動(dòng)器，最宜工作于制動(dòng)輪的端部，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。我們這里的制動(dòng)輪位于電動(dòng)機(jī)與減速器之間，不宜采用盤式制動(dòng)器。因此我們采用抱閘式制動(dòng)器。另外，絞車工作在井下，要具備防爆功能。若用電力制動(dòng)，必須配置防爆電器，這樣會(huì)使結(jié)構(gòu)復(fù)雜化。同時(shí)提高了成本，因此我們不用電力制動(dòng)。同時(shí)，絞車為純機(jī)械式的，也不宜用液壓制動(dòng)，也省去一整套液壓系統(tǒng)，有利于結(jié)構(gòu)的簡(jiǎn)單化，降低成本。綜合上所述，我們決定采用外抱帶式制動(dòng)器。
外抱帶式制動(dòng)器，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，包角大，一般接近360°。與帶式制動(dòng)器相比，其制動(dòng)軸不受彎矩力，占用空間小，制動(dòng)所需外力小，非常適合于手動(dòng)操作的小型設(shè)備制動(dòng)中。
9.3外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)
外抱帶式制動(dòng)器常用于中、小載荷的起重、運(yùn)輸機(jī)械中，其結(jié)構(gòu)見圖9.1。在圖8.1中，手把（件1）是用來操縱制動(dòng)帶進(jìn)行制動(dòng)或松開制動(dòng)帶。止動(dòng)板的作用是當(dāng)制動(dòng)帶在抱緊動(dòng)輪時(shí)，制止整個(gè)制動(dòng)器隨制動(dòng)一起轉(zhuǎn)動(dòng)；還起著當(dāng)制動(dòng)器松開后，制動(dòng)帶與制動(dòng)輪之間最小退距的調(diào)整作用。調(diào)節(jié)螺栓（件3）的作用是調(diào)節(jié)制動(dòng)帶與制動(dòng)輪的抱緊程度及因制動(dòng)帶磨損而造成制動(dòng)力矩下降。兩個(gè)調(diào)節(jié)螺母（件8）的作用是與調(diào)節(jié)螺栓一起相配合來調(diào)節(jié)制動(dòng)力矩，并在當(dāng)制動(dòng)力矩調(diào)整合適后，把調(diào)節(jié)螺栓與框架（件9）緊固成一體。制動(dòng)器（件11）與鋼帶（件12）之間常用鋁制帶在磨損后很方便地從鋼帶上拆卸下來。銷座（件4）及丁字板（件7）與鋼帶（件12）之間是用鋼制鉚釘鉚接在一起，其目的是為了增加堅(jiān)固性。
圖9.1 外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)圖
9.4外抱帶式制動(dòng)器的幾何參數(shù)計(jì)算
1）根據(jù)制動(dòng)帶磨損量確定起始角值（見圖9.2）
圖9.2
（1）有關(guān)極限磨損量的概念
當(dāng)制動(dòng)帶磨損到值后，制動(dòng)帶兩端相互接觸（即圖9.2中的），此時(shí)，因制動(dòng)帶抱緊力無法再調(diào)緊，而使制動(dòng)帶制動(dòng)失效，也即此制動(dòng)帶壽命終止，此時(shí)的值就稱為制動(dòng)帶的極限磨損量，它是外抱帶式制動(dòng)器設(shè)計(jì)中的一個(gè)很重要的概念。
（2）確定值
設(shè)為制動(dòng)帶磨損值后的內(nèi)徑，則有，將代入前式后整理可得
(9.1)
我們?nèi)〈?9.1)式可得：
（3）確定起始角
由圖9.2可知
2）初步確定角度值（見圖9.3）
圖9.3
由于值的大小影響著制動(dòng)機(jī)構(gòu)的銷座孔之間距離大小，朋而也影響著機(jī)構(gòu)受力狀態(tài)的好壞及制動(dòng)帶與制動(dòng)輪貼合的緊密程度，并且，值大小還決定著調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度。故應(yīng)先初步確定一個(gè)值，以便于計(jì)算程序的進(jìn)行，待調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度確定后，再利用 公式最后確定值。這樣，不但使結(jié)構(gòu)緊湊，而且也使構(gòu)件受力處于較佳狀態(tài)。
初步確定的值一般推薦在之間，取。
3）初步確定值（見圖9.4）
圖9.4
值在決定調(diào)節(jié)螺栓長(zhǎng)度時(shí)，其作用與角相同，為了便于計(jì)算程序的進(jìn)行，也需先初步確定其數(shù)值，等調(diào)節(jié)螺栓的長(zhǎng)度確定后，再最后確定其所需值。
值由下式確定：
(9.2)
(9.3)
(9.4)
(9.5)
(9.6)
式中，——銷座孔中心高，
——銷座底板厚度，
——鋼帶厚度，取
——制動(dòng)帶厚度，
——框架板厚度，（見圖9.8）
——螺栓的螺紋大徑，取
將代入(9.5)式可求得：
，取
將代入式(9.6)可求得：
，取
將代入式(9.4)可求得：
，取
將代入式(9.3)可求得：
，取
將、、及代入式(9.2)可求得：
4）制動(dòng)狀態(tài)下的孔距計(jì)算（見圖9.5）
圖9.5
由式，推得
5）確定松開制動(dòng)帶后的制動(dòng)帶內(nèi)徑
假設(shè)松開制動(dòng)帶后，制動(dòng)帶的內(nèi)徑與制動(dòng)輪外徑仍是同心圓，即
(9.7)
式中，——平均退距，查得
將代入(9.7)可求得：
6）確定最小退距（見圖9.6）
圖9.6
由于銷座與制動(dòng)鋼帶之間一般是用鉚釘鉚接，鋼性大，當(dāng)松開制動(dòng)帶后，銷座處的退距最小，甚至還處在接觸狀態(tài)，為了使處于松開狀態(tài)的制動(dòng)帶不與制動(dòng)輪相接觸，應(yīng)使處于松開狀態(tài)的制動(dòng)帶內(nèi)徑中心高于制動(dòng)輪中心一個(gè)值，即使是在制動(dòng)帶達(dá)到磨損報(bào)廢極限時(shí)值也應(yīng)該大于零。制動(dòng)器的最小退距查得。
7）確定值（見圖9.6）
由圖9.6可知：，則
8）求松開狀態(tài)下的制動(dòng)帶銷座孔距角
（1）確定值（見圖9.5）
（2）求角（見圖9.6）
9）求松開狀態(tài)下的銷座孔距
由圖9.6可知：
10）求調(diào)節(jié)螺栓長(zhǎng)度及螺紋工作長(zhǎng)度
圖9.7
（1）求
由圖9.7可知：
（2）求角
由圖9.2和9.7可知：
（3）求
當(dāng)時(shí)，即制動(dòng)帶磨損到了極限磨損量值（制動(dòng)帶已達(dá)到報(bào)廢時(shí)期）。
在圖9.7中，則
（4）求螺栓的長(zhǎng)度（見圖9.8）
圖9.8
設(shè)，則取
（5）求螺紋工作長(zhǎng)度（見圖9.8）
11）校核
在求出螺栓的長(zhǎng)度及螺紋工作長(zhǎng)度后，必須進(jìn)行校核，使之滿足下列等式：
(9.8)
式中，——螺母厚度，
——框架板厚度，
——螺栓螺距，
由于,所以滿足條件。
12）求鉸鏈節(jié)點(diǎn)距離（見圖9.9）
圖9.9
由圖9.9a)可知：，由圖9.9b)可知：，故：
13）確定制動(dòng)手把長(zhǎng)度
取
14）求框架內(nèi)腔長(zhǎng)度（見圖9.8）