3吨调度绞车设计 77页

'3吨调度绞车设计1整体方案设计1.1产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是3吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力≈30绳速≈1.2容绳≈500m1.2整体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。A1243765B图1-1绞车传动系统图  在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传到齿轮Z6上，齿轮Z6是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z5和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。  若将大内齿轮Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。  77 反之，若将大内齿轮Z7上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从Z1到Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。1.3设计方案的改进为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。77 2牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定2.1钢丝绳的选择2.1.1根据GB/T8918－1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d=（2-1）式中d－钢丝绳最小直径C－选择系数，取C=0.1S－钢丝绳最大静拉力N则由公式（2-1）可得：d=17.32所以选择钢丝绳直径d=19.5初选钢丝绳直径=19.5型号为：6×19（a）－19.5－1552.1.2钢丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为1550所以最小钢丝破断拉力总和整条钢丝绳的破断拉力为（2-2）式中：—拉力影响系数，取=0.85安全系数所以=5故所选钢丝绳满足要求。2.2卷筒2.2.1卷筒的名义直径77 （2-3）式中：—按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径d—钢丝绳直径h—与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为M5级，所以取h=182.2.2确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=21B=式中：—钢丝绳排列不均匀系数2.2.3初选钢丝绳的缠绕层数为:n=132.2.4验算卷筒容绳量LL=（2-4）=498.13m式中：—钢丝绳每层降低系数。取=0.92.2.5确定卷筒直径钢丝绳的最小缠绕直径==351+19.5=370.5mm钢丝绳的最大缠绕直径=+d+2(n-1)d（2-5）=351+19.5+2(13-1)19.50.9=791.7mm式中：—钢丝绳每层降低系数。取=0.9钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径：=（2-6）=（370.5+791.7）=581.1卷筒的结构外径：=791.7+219.53=908.7取=908.72.2.6卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02mm77 3电机的选取3.1系统的总效率==0.9600.990=0.825式中：—卷筒上钢丝绳缠绕效率，取=0.960—搅油效率，取=0.990—一级行星轮传动效率，各取=0.970—七个滚动轴承的效率，各取=0.990——两级内齿传动效率，各取=0.9803.2绳速的确定v==1.2m/s3.3电机的选型最大功率：=Fv=301.2=36kW电机轴上的功率：P=/=36/0.825=43.636kW根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：Y250M-4额定功率：55KW满载转速：1480r/min效率：92.5%==2.0==7.7电机的实际输出功率：P==550.925=50.875kW77 所以该电机符合要求。4总传动比的计算及传动比的分配4.1总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速=1480r/min卷筒转速=37.799r/min可得总传动比为===39.154.2传动比的分配按三级传动，，因此应进行传动比分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取q=式中：—使用系数。中等沖击，==1.25—行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取=1.20—行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动，8级精度，取=1.05—综合系数。=3，高精度，硬齿面，取==1.8角标1、2表示第一级和第二级传动。==2查表定==0.777 =则：q===1.143计算=1.143≈2以此值和传动比得=6.8可知：=i/=39.15/7.8=4.99则=2.79=2.79=4.9977 5两级内齿圈传动设计5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS262～293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650=220齿轮的加工为插齿，精度为7级。5.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。5.2.1传动比=2.795.2.2第一级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定式中——综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.6~2.6，8级精度等级中等冲击取=2.5~3.9，冲击较大、不变位时取较大值。——小齿轮的齿形系数——小齿轮的传动转矩——额定功率，——小齿轮转数（一般为第一级即电机转数），——实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取——齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。77 则取圆整=45.2.3内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角：齿顶高系数：纵向间隙系数模数的选取=45.2.4齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径，由下边公式齿宽系数查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数取=27大轮齿数==2.7927=75.33齿数比==75/27传动比误差=0.33/2.770.05小轮转矩===354899载荷系数77 ——使用系数，查表取=1——动载系数，查表取=1.2——齿间载荷系数，由表取1.1——齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数=11.21.11.1=1.45材料弹性系数查表取=189.8节点区域系数查图取=2.5重合度系数由推荐值0.850.92，则=0.87==96.41齿轮模数==96.41/27=3.57，取圆整=5小轮分度圆直径==527=135圆周速度=取=10.46标准中心距==5（27+75）/2=255齿宽==0.8135=108大齿轮齿宽小齿轮齿宽=+（510）=115分度圆直径==755=375基圆直径==375=35277 齿顶圆直径=-式中=当=1，=时===1=-=375-215+1=366齿根圆直径=375+2（1+0.25）5=382.5全齿高=（382.5366）=8.25中心距=（75-27）5=1205.2.5齿轮强度校验Ⅰ）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值==2.58×189.8×0.91×1×=226.63式中：—端面内分度圆上的名义切向力，取=2776.16Nb—工作齿宽，取b=108—小齿轮分度圆直径，取=144u—齿数比，u=/=75/27=2.79—节点区域系数，取=2.5877 =0，查图6-10，取=2.21—弹性系数，查表取=189.8—重合度系数，查图取=0.91—螺旋角系数，直齿=0，取=1，由公式（5-14）得接触应力==226.63×=309.62式中—使用系数，中等冲击，查表取=1.25—动载系数，6级精度，查表取=1.01—计算接触强度的齿向载荷分布系数，，取=1.12—计算接触强度的齿间载荷分布系数，取=1—计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,查表取=1.2—计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力=式中：—试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400—计算接触强度的最小安全系数，取=1.25—计算接触强度的寿命系数，取=1.03—润滑油系数，取=1.0677 —工作硬化系数，=1.1—速度系数，取=0.905—粗糙度系数，取=0.96—尺寸系数，取=1则==1168.62故<接触强度通过。Ⅱ）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力式中：=—端面内分度圆上的名义切向力，取=2776.16Nb—工作齿宽，取b=108—法向模数，取=5==5.14载荷系数=11.21.11.1=1.45式中：—使用系数。取=1—动载系数。取=1.2—齿间载荷系数，取=1.1—齿间载荷分布系数，取=1.1弯曲强度的重合度系数77 式中：—齿形系数。取=2.5—应力修正系数。取=1.605—重合度系数。=0.716—螺旋角系数。=1.0则：计算许用弯曲应力式中：—弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350—最小安全系数。取=1.4式中：—应力修正系数。取=2.0—寿命系数，取=1.0—圆角敏感系数，取=0.99—表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063—尺寸系数。由，则=1.077 则：故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。5.3第二级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定式中——综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.6~2.6，8级精度等级中等冲击取=2.5~3.9，冲击较大、不变位时取较大值。——小齿轮的齿形系数——小齿轮的传动转矩——额定功率，——小齿轮转数（一般为第一级即电机转数），——实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取——齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。则取圆整=45.3.1内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角：77 齿顶高系数：纵向间隙系数模数的选取=45.3.2齿轮接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由下边公式齿宽系数查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数取=27大轮齿数==2.7927=75.33齿数比==75/27传动比误差=0.33/2.770.05小轮转矩===347801载荷系数——使用系数，查表取=1——动载系数，查表取=1.2——齿间载荷系数，由表取1.1——齿间载荷分布系数，查表取1.177 载荷系数=11.21.11.1=1.45材料弹性系数查表取=189.8节点区域系数查图取=2.5重合度系数由推荐值0.850.92，则=0.87==95.77齿轮模数==95.77/27=3.57，取圆整=4小轮分度圆直径==427=108圆周速度=取=8.36标准中心距==5（27+75）/2=255齿宽==0.8108=86.4大齿轮齿宽小齿轮齿宽=+（510）=95.4基圆直径==754=300分度圆直径==300=282齿顶圆直径=-式中=当=1，=时77 ===1=-=282-215+1=272齿根圆直径=272+2（1+0.25）5=294.5全齿高=（294.5272）=11.25中心距=（75-27）5=1205.3.3齿轮强度校验Ⅰ）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值==2.58×189.8×0.91×1×=180.44式中：—端面内分度圆上的名义切向力，取=2776.16Nb—工作齿宽，取b=86.4—小齿轮分度圆直径，取=108u—齿数比，u=/=99/37=2.68—节点区域系数，取=2.58=0，查图6-10，取=2.21—弹性系数，查表取=189.8—重合度系数，查图取=0.9177 —螺旋角系数，直齿=0，取=1，由公式（5-14）得接触应力==226.85×=309.91式中—使用系数，中等冲击，查表取=1.25—动载系数，6级精度，查表取=1.01—计算接触强度的齿向载荷分布系数，，取=1.12—计算接触强度的齿间载荷分布系数，取=1—计算接触强度的齿间载荷不均衡系数,查表取=1.2—计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力=式中：—试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400—计算接触强度的最小安全系数，取=1.25—计算接触强度的寿命系数，取=1.03—润滑油系数，取=1.06—工作硬化系数，=1.1—速度系数，取=0.905—粗糙度系数，取=0.96—尺寸系数，取=177 则==1168.62故<接触强度通过。Ⅱ）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力式中：=—端面内分度圆上的名义切向力，取=2776.16Nb—工作齿宽，取b=86.4—法向模数，取=4==8.03载荷系数=11.21.11.1=1.45式中：—使用系数。取=1—动载系数。取=1.2—齿间载荷系数，取=1.1—齿间载荷分布系数，取=1.1弯曲强度的重合度系数式中：—齿形系数。取=2.5—应力修正系数。取=1.605—重合度系数。=0.71677 —螺旋角系数。=1.0则：计算许用弯曲应力式中：—弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350—最小安全系数。取=1.4式中：—应力修正系数。取=2.0—寿命系数，取=1.0—圆角敏感系数，取=0.99—表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063—尺寸系数。由，则=1.0则：故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。77 6行星轮传动设计6.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料均为20CrMnTi,表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC57～61试验齿轮齿面接触疲劳极限=140077 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=350行星轮=245齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级，内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS262～293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650=220齿轮的加工为插齿，精度为7级。6.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合=左右，内啮合=左右。6.2.1传动比=39.15/7.8=4.996.2.2行星轮数目=36.2.3载荷不均衡系数低速级采用无多余约束浮动均载机构，取==1.156.2.4配齿计算太阳轮齿数==25式中取c=42内齿圈齿数==25×（4.99-1）=99行星齿齿数===37配齿结果：=24=99=37i=4.996.2.5太阳轮分度圆直径按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径由公式（5-1）得，77 =768×=77.17式中：—算式系数，一般钢制齿轮，直齿轮传动，取=768—使用系数，查表，取=1.25—计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，取=1.20—综合系数，查表，取=1.80—小齿轮齿宽系数，取=0.7u—齿数比，u=37/24=1.54—一对啮合副中小齿轮的名义转矩，N.m太阳轮传动的扭矩=9549=9549=312.45N.m—试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400按弯曲强度初算模数由公式（5-2）得，=12.1×=3.27式中：—算式系数，直齿传动=12.1—计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数。=1+1.5（-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3—小齿轮齿形系数，高精度，正变位，静定结构，按x=0查值，=3.18=2.4—小齿轮齿数—试验齿轮弯曲疲劳极限，77 取模数m=6则太阳轮直径=m=24×6=144==6(24+37)=183取=1836.2.6计算变位系数(1)确定行星轮齿数Ⅰ)由前面的配齿结果知：=24=99=37Ⅱ)初选a—c副的变位系数和根据=+=24＋37=61，和=左右的限制条件，查图初选=1Ⅲ)初算a—c副的齿高变动系数根据初的=+由图按B查DB===16.39D=1.43因=0所以=1，=0则===0.08723(2)a-c啮合副的计算Ⅰ)确定中心距a-c和c-b啮合副的标准中心距：=0.5（）m=0.5(24+37)6=183=0.5()m=0.5(99-37)6=186因为小于计算值的圆整值，取=180（略小于）Ⅱ)中心距的分离系数77 ===1Ⅲ)齿高变动系数=（）式中：=0，=0，=1，c值按A===16.39查图得：c=1.82故==0.111Ⅳ)变位系数和啮合角=+=1＋0.111=1.111===在图的范围内，在推荐范围内。Ⅴ)变位系数分配根据齿数比u=37/24=1.54，由图得，=1.104时，=0.52=故==1.104－0.52=0.584（3）c-b啮合副的计算Ⅰ)中心距的分离系数===-0.5Ⅱ)齿顶高变动系数已知=77 =（）式中：=0，=0，=1，c根据A===-8.06查图得：c=0.60故=（99-37）=0.037Ⅲ)变位系数=+=-0.5＋0.037=-0.463故=+=-0.463＋0.584=0.121Ⅳ)啮合角===在推荐范围内。6.3几何尺寸计算把相关数据代入（5-5）、（5-6）、（5-7）、（5-8），可得计算结果如下：太阳轮d=24×6=144=144＋2×6×(1＋0.314－0.014)=159.6=144－2×6×(1＋0.4－0.314)=130.97=144×=153.3行星轮d=6×37=222=222＋2×6×(1＋0.2896－0.014)=237.3077 =222－2×6×(1＋0.4－0.2896)=208.68=222=208.61内齿轮d=6×99=594=594－2×6×(0.8－0.314＋0.2896)=584.69=594＋2×6×(0.8＋0.25－0.314)=602.83=594=558.186.4啮合要素计算6.4.1a—c传动端面重合度Ⅰ)顶圆齿形曲径把相关数据代入（5-5）可得：太阳轮==42.33行星轮==56.56Ⅱ)端面啮合长度把相关数据代入（5-10）中，得=42.33＋56.56－180×=29.77式中—端面节圆啮合角，直齿轮==22.5Ⅲ)端面重合度把相关数据代入（5-11）得：==1.686.4.2c—b传动端面重合度Ⅰ)顶圆齿形曲径77 行星轮由上面计算得=56.56把相关数据代入（5-9）得：内齿轮==87.03Ⅱ)端面啮合长度由公式（5-12）得==56.56－87.03＋180=37.89Ⅲ)端面重合度由公式(5-13)得===2.146.5齿轮强度验算6.5.1外啮合Ⅰ)齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值===2.21×189.8×0.95×1×=252.55式中：—端面内分度圆上的名义切向力，=9549×=9549×=599.65N.m77 ===2776.16Nb—工作齿宽，b==0.7×144=100.8取b=100—小齿轮分度圆直径，取=144u—齿数比，u=/=37/24=1.54—节点区域系数，（）/()=(0.52+0.584)/(24+37)=0.0181，=0，查图，取=2.21—弹性系数，查表取=189.8—重合度系数，=1.302，=0查图取=0.95—螺旋角系数，直齿=0，取=1，由公式（5-14）得接触应力==252.55×=345.03式中：—使用系数，中等冲击，查表取=1.25—动载系数，6级精度，查表取=1.01—计算接触强度的齿向载荷分布系数，按=0.7，=3，查图得，=1.214,取=0.8，=0.7，=1+（-1）=1+（1.214-1）0.8×0.7=1.12—计算接触强度的齿间载荷分布系数，按=1.302，6级精度，硬齿面，查图6-9，取=1—计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,行星架浮动，查表取=1.277 许用接触应力由公式(5-16)得===1118.3式中：—试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400—计算接触强度的最小安全系数，按高可度查表6-22取=1.25—计算接触强度的寿命系数，按工作10年，每年300天，每天14个小时，计算应力系数，=60（）t=60(1470-973)×3×10×300×14=4.93×>按图，取=1—润滑油系数，HRC=HV713,v=1.237m/s,查表用中型极压油=150×=150取=1.03—工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图取=1—速度系数，查图取=0.96—粗糙度系数，按8，=2.4m，===2.72，取=1.01—尺寸系数，m<5,取=1故<接触强度通过。Ⅱ）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-17)得=77 式中：—使用系数，—动载系数，—计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，=1.08—计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取=1—计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，=1.3—计算齿根弯曲应力基本值，由公式(5-18)得=式中：—载荷作用于齿顶时的齿形系数，太阳轮=0.52，=24，查图取=2.28，行星轮，=0.584，=37，查图，取=2.14—载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查图，太阳轮取=1.82行星轮=1.88，—计算弯曲强度极限的螺旋角系数，—计算弯曲强度的重合度系数，=0.826b—工作齿宽，许用齿根应力由公式（5-19）得=式中：—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，—试验齿轮的应力修正系数，取=2—计算弯曲强度的寿命系数，取=1—计算弯曲强度的最小安全系数，按高可靠度，查表，取=1.677 —相对齿根圆角敏感系数，查图得太阳轮=0.98，行星轮=1.01—相对齿根表面状况系数，取1.045—计算弯曲强度极限的尺寸系数，太阳轮：==15.86则：弯曲应力=15.86×1.25×1.01×1.08×1×1.3=28.11许用弯曲应力=×0.98×1.045×1=448故：<,弯曲强度通过。行星轮：=×1×2.14×1.85×0.826×1=15.13则：弯曲应力=15.13×1.25×1.01×1.08×1×1.3=26.82许用弯曲应力=×1.01×1.045×1=323故：<,弯曲强度通过。6.5.2内啮合Ⅰ）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值==2.58×189.8×0.91×1×=229.27式中：—端面内分度圆上的名义切向力，取=2776.16N77 b—工作齿宽，取b=100—小齿轮分度圆直径，取=144u—齿数比，u=/=99/37=2.68—节点区域系数，取=2.58=0，查图6-10，取=2.21—弹性系数，查表取=189.8—重合度系数，查图取=0.91—螺旋角系数，直齿=0，取=1，由公式（5-14）得接触应力==229.27×=313.23式中—使用系数，中等冲击，查表取=1.25—动载系数，6级精度，查表取=1.01—计算接触强度的齿向载荷分布系数，，取=1.12—计算接触强度的齿间载荷分布系数，取=1—计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,查表取=1.2—计算齿面接触应力的基本值，=523.67×=523.67许用接触应力=77 式中：—试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400—计算接触强度的最小安全系数，取=1.25—计算接触强度的寿命系数，取=1.03—润滑油系数，取=1.06—工作硬化系数，=1.1—速度系数，取=0.905—粗糙度系数，取=0.96—尺寸系数，取=1则==1168.62故<接触强度通过。Ⅱ）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-24)得齿根弯曲应力基本值===17.74式中：—载荷作用于齿顶时的齿形系数，取=2.055—载荷作用于齿顶时的应力修正系数，取=2.458—计算弯曲强度极限的螺旋角系数，—计算弯曲强度的重合度系数，取=0.759b—工作齿宽，由公式(5-23)得==17.74×1.25×1.01×1.08×1×1.377 =31.44式中：—使用系数，—动载系数，—计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，取=1.08—计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取=1—计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，取==1.3—计算齿根弯曲应力基本值，许用齿根应力由公式（5-25）得==×0.98×1.045×1=360式中：—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，—试验齿轮的应力修正系数，取=2—计算弯曲强度的寿命系数，取=1—计算弯曲强度的最小安全系数，取=1.6—相对齿根圆角敏感系数，=0.759—相对齿根表面状况系数，取=1.045—计算弯曲强度极限的尺寸系数，故：<,弯曲强度通过。以上计算说明齿轮承载能力足够。77 7主轴的结构设计7.1轴的材料的选定选用40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学性能为：=750=550=350=2007.2轴直径的初步估算初步估算轴径，材料为40Cr钢，查表取A=105，则轴的输出端直径式中：考虑有键槽，轴径应增大4%～5%所以，取=607.3轴的结构设计轴的结构设计见图（7.1）所示77 图7.17.3.1当钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在A处时，轴的受力分析，钢丝绳通过滚筒施加经主轴的力（方向未定），故以假想线表示当力全部作用于A处时，轴的受力分析（图7.2—a）取最大值时为=25a求支反力设由于力产生的作用，各支反力分别为，（图7.2-b）容易求得==20.313=25-20.313=4.687b作弯矩和转矩图由于作用而作出弯矩图（图7.2-c）77 =3046.9作转矩图（如图7.2-b）c.校核计算1按当量弯矩计算轴径按插值法查表得:=72=124根据公式计算A截面轴径=0.07518=75.18(考虑转达矩按脉动循环变化,取===0.58)在结构设计时,取d=75是满足强度要求的.2.轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上A截面分析。截面A属于危险截面，取截面A进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数1）弯矩作用时的安全因数由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为77 =1.94式中：—40Cr钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知=350—弯曲应力幅77 ==42.73其中，抗弯截面系数W=77 —弯曲平均应力，=0—正应力有效应力集中因数，按配合查得=2.652，所以取=2.652，—表面质量因数，轴径车削加工，查表可得=0.91—尺寸因数，查表可得=0.68—材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=0.342）转矩作用时的安全因数考虑到机器运转时不均匀引起的惯性和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的安全因数为=39.46式中：—40Cr钢抗扭的疲劳极限，由前知=200—切应力幅==1.68其中，抗弯截面系数W=—平均切应力，==2.3977 —正应力有效应力集中因数，按配合查得=1.89，所以取=1.89，—表面质量因数，轴径车削加工，查表可得=0.91—尺寸因数，查表可得=0.74—材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得=0.213）截面A的疲劳强度安全系数=1.92查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.3～1.5S>，该轴截面A疲劳强度足够。3.轴的静强度安全因数校核计算(1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取A截面为危险截面。(2)校核危险截面的安全因数=8.07式中：—40Cr钢材料正应力屈服点，查表得=55077 —工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则=2=2×2437.5=4875—抗弯截面系数，=71.53×=68.152）转矩作用时的安全因数=48.03式中：—40Cr钢材料切应力屈服点，查表得：=0.6=0.6×550=330—工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则=2T=2×479.32=958.64N.m—抗弯截面系数，=143.56×3）截面B的静强度安全因数=6.32因为=0.73377 所以查表得许用安全因数=1.7～2.2S>,该轴静强度足够。7.3.2当钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在B处时，轴的受力分析见（图7.3-a）a求支反力设由于力产生的作用，各支反力分别为，（图7.3-b）容易求得==6.25=20–6.25=13.75b作弯矩和转矩图由于作用而作出弯矩图（图7.3-c）=3437.5作转矩图（如图7.3-b）c.校核计算1按当量弯矩计算轴径77 按插值法查表得:=72=124根据公式计算A截面轴径=0.08425=84.25(考虑转达矩按脉动循环变化,取===0.58)在结构设计时,取d=90是满足强度要求的.77 2.轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。2.轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面77 根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数1）弯矩作用时的安全因数由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为=1.72式中：—40Cr钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知=350—弯曲应力幅==48.06其中，抗弯截面系数W=—弯曲平均应力，=0—扭转有效应力集中因数，按配合查得=2.652，所以取=2.652，—表面质量因数，轴径车削加工，查表可得=0.91—尺寸因数，查表可得=0.68—材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=0.3477 2）转矩作用时的安全因数考虑到机器运转时不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的安全因数为=39.46式中：—40Cr钢抗扭的疲劳极限，由前知=200—切应力幅==1.68其中，抗弯截面系数W=—平均切应力，==2.39—正应力有效应力集中因数，按配合查得=1.89，所以取=1.89，—表面质量因数，轴径车削加工，查表可得=0.91—尺寸因数，查表可得=0.74—材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得=0.213）截面B的疲劳强度安全系数77 =1.72查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.3～1.5S>，该轴截面B疲劳强度足够。3.轴的静强度安全因数校核计算(1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取B截面为危险截面。(2)校核危险截面的安全因数=5.72式中：—40Cr钢材料正应力屈服点，查表得=550—工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则=2=2×3437.5=6875—抗弯截面系数，=71.53×=96.112）转矩作用时的安全因数=48.0377 式中：—40Cr钢材料切应力屈服点，查表得：=0.6=0.6×550=330—工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则=2T=2×479.32=958.64N.m—抗弯截面系数，=143.56×3）截面B的静强度安全因数=5.68因为=0.733所以查表得许用安全因数=1.7～2.2S>,该轴静强度足够。由以上的计算可知：主轴的强度满足要求。77 8行星轴的结构设计和校核8.1行星轴8.1.1结构设计行星轴的结构设计见（图8.1）图8.18.1.2行星轴材料选用40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学为：=750=550=350=2008.1.3轴的受力分析结合轴的受力情况，轴的受力分析（图8.2-a）a、求支反力在水平面内受力情况分析，（图8.2-b)轴在B截面所受的圆周力方向向上的力为=2×1521.89=3043.78由受力平衡条件容易求出：77 =1606.44=3043.78-1606.44=1437.34所以B截面处所受的弯矩最大=68.27b、轴的弯矩图由轴的受力分析可得轴的弯矩图(图8.2-c)8.1.4按当量弯矩计算轴径按插值法查表得:=72=124根据公式计算A截面轴径=0.0212=21.2(考虑转达矩按脉动循环变化,取===0.58)在结构设计时,取d=45是满足强度要求的.8.1.5轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为：77 =15.47式中：—40Cr钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知=350—弯曲应力幅==7.63其中，抗弯截面系数W=—正应力有效应力集中因数，按配合查得=2.652，所以取=2.652，—材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=0.34查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.3～2.5S>，该轴截面B疲劳强度足够。8.1.6轴的表强度安全因数校核计算1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取B截面为危险截面。2、校核危险截面的安全因数=36.03式中：—40Cr钢材料正应力屈服点，查表得=550—工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则77 =2=2×68.27=136.54—抗弯截面系数，=8.946×=15.263所以查表得许用安全因数=1.7～2.2S>,该轴静强度足够。8.2行星轴校验8.2.1轴径d=458.2.2行星轴材料选用40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学为：=750=550=350=2008.2.3轴的受力分析结合轴的受力情况，轴的受力分析（图8.2-a）a、求支反力在水平面内受力情况分析，（图8.3-b)轴在B截面所受的圆周力方向向上的力为=2×5592.94=11185.88由受力平衡条件容易求出：=5939.60=11185.88-5939.60=5846.28所以B截面处所受的弯矩最大=445.47b、轴的弯矩图77 由轴的受力分析可得轴的弯矩图(图8.3-c)8.2.4按当量弯矩计算轴径按插值法查表得:=72=124根据公式计算A截面轴径=0.0396=39.6(考虑转达矩按脉动循环变化,取===0.58)在结构设计时,取d=55是满足强度要求的.77 8.2.5轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为：77 =4.33式中：—40Cr钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知=350—弯曲应力幅==27.27其中，抗弯截面系数W=—正应力有效应力集中因数，按配合查得=2.652，所以取=2.652，—材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=0.34查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数=1.3～2.5S>，该轴截面B疲劳强度足够。8.2.6轴的表强度安全因数校核计算1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取B截面为危险截面。2、校核危险截面的安全因数=10.0877 式中：—40Cr钢材料正应力屈服点，查表得=550—工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则=2=2×445.47=890.94—抗弯截面系数，=8.946×=54.55所以查表得许用安全因数=1.7～2.2S>,该轴静强度足够。由以上计算可知：行星轴的强度满足要求。77 9行星架结构设计9.1行星架形式的确定和材料的选定行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三种基本形式：双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因为本设计中传动比较大，(NGW型单级)，所以行星轮轴承安装在行星轮内，采用双壁整体式行星架（如图9.1）这种型式的行星架结构刚性大，受载变形小，因而有利于行星轮上载荷沿齿宽方向均匀分布，减少振动和噪声。行星架材料常用ZG55，由于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用球墨铸铁QT600-3，重量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其它性能也有所提高。9.2行星架的技术要求1、中心距极限偏差行星架上各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏差会引起行星轮径向位移，从而影响齿轮传动侧隙，且当各中心距偏差的数值和方向不同时，要影响行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值，因而影响行星架的均载。一般要求控制其值在0.01～0.02之间。由中心距的基本数值和齿轮精度等级查表得：对高速级=对低速级=2、相邻行星轮轴孔距偏差相邻行星轮轴孔偏差是对各行星轮间载苛分配均衡性影响较大的因素，必须严格控制。值主要取决于各轴孔的分度误差，而分度误差又取决于机床和工艺装配的精度。按下式计算：高速级=mm，取mm低速级=mm，取mm77 图9.13、行星轮轴孔对行星架基准线的平行度公差。X方向轴线平行度误差，Y方向轴线平行度误差4、行星架的偏心误差行星架的偏心误差可根据其中心距的极限偏差和相邻行星轮轴孔距偏差的几何关系求得。一般取由于高速级mm，所以取=15um低速级mm，取=18um5、静平衡试验为了保证传动装置的运转的平稳性，对行星架时行静平衡。不平衡力矩应小于0.5N.m77 10轴承及校核10.1调心滚子轴承行星轴直径d=45为了无多余约束的均载机构的需要，其上调心滚子轴承选用代号为22209c的轴承。其主要参数为:d=45D=85B=23Cr=73.2(10-1)式中：—以小时数（h）表示轴承的基本额定寿命（可靠度为90%）—轴承工作转速，C—基本额定动载荷，NP—当量动载荷，N—寿命指数，对滚子轴承=由于该轴承轴向受力可忽略不计，只受径向载荷，所以P==2=3048.78N=551.25r/min=73.2由公式(10-1)可得==1.21×h>=55000h行星轴直径d=55，其上调心滚子轴承选用代号为22211c的轴承。其主要参数为:d=55D=100B=25Cr=922同理由于该轴承轴向受力可忽略不计，只受径向载荷，所以P==2=11185.88N=551.25r/min77 由公式(10-1)可得==1.53×h>=55000h10.2深汮球轴承减速器中所用的深汮球轴承按从左到右、从上到下的顺序分别为轴承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。根据结构和承受的载荷需要。它们的型号选择及其校核计算如下：1、Ⅰ轴承两对，型号为6024，其主要参数为：d=120D=180B=28Cr=67.5由于该轴承轴向受力可忽略不计，两对轴承受径向载荷最大为20313N，径向载荷最小为7813N所以每对轴承的当量动载荷=7031.5N=200r/min由公式(10-1)可得==7.37×h>=55000h2、Ⅱ轴承两对，型号为6418，主要参数块为:d=90D=225B=54Cr=148由于该轴承轴向受力可忽略不计，两对轴承受径向载荷最大为25000N，径向载荷最小为0N所以每对轴承的当量动载荷=12500N=200r/min77 由公式(10-1)可得==13.8×h>=55000h3、Ⅲ轴承两对，型号为6212，其主要参数为：d=60D=130B=31Cr=62.8由于两对轴承双并列用，所以轴向力不计，径向载荷最大为17187N，径向载荷最小为4687N所以每对轴承的当量动载荷=5468.5N=200r/min由公式(10-1)可得==12.6×h>=55000h4、Ⅳ轴承两对，型号为6030，其主要参数为：d=150D=225B=35Cr=102轴承的当量动载荷为：=10937N=200r/min由公式(10-1)可得==6.67×h77 >=55000h由以上的计算可知，各轴承的寿命符合要求。11联接（普通平键联接）11.1主轴上的平键联接11.1.1键的选取由于两平键都不安装在直径为75的轴上，所以两平键的公称尺寸为b×h=20×77 1211.1.2键联接的强度校核键的强度校核公式如下：(11-1)(11-2)式中：M—传递的转矩=479.32d—轴的直径=75l—键的工作长度k—键与轮彀的接触高度k=h-th为键的高度，t为轴槽的深度。b—键的宽度—键联接的许用挤压应力查表可得轻微冲击载荷时，取=150—键的许用静压力查表可知：=100由公式（11-1）和（11-2）可得：==37.87=8.52==28.41=6.39所以由以上的计算可知，两万平键的强度极限满足要求。11.2滚筒和行星架之间的联接11.2.1键的选取根据传递转矩的性质和大小，确定选用B型平键联接，初步确定其有关参数如下：77 d=295.5b×h=28×16t=10=6.4l=50k=h-t=16-10=6传递的最大转矩为=0.15×25000=375011.2.2键联接的强度校核校核时取转矩为最大的转矩，由公式（11-1）和（11-2）可得：==102.04=21.86所以故此键强度符合要求。12减速器铸造机体结构尺寸12.1铸造机体的壁厚尺寸系数式中：B—机体宽度77 D—机体内壁直径因为>2.5时，>17～21,所以取=20前机盖壁厚=0.8×20=16后机盖壁厚=20加强肋厚度=20加强肋斜度为12.2螺栓直径机体机盖坚固螺栓直径取=20轴承端固螺栓直径=0.8×20=16取=16地脚螺栓直径d取d=2413制动器的设计计算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。13.1制动器的作用与要求77 13.1.1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。13.1.2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。13.2制动器的类型比较与选择13.2.1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。13.2.2制动器的选择带式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。因此我们采用抱闸式制动器。另外，绞车工作在井下，要具备防爆功能。若用电力制动，必须配置防爆电器，这样会使结构复杂化。同时提高了成本，因此我们不用电力制动。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。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360°。与带式制动器相比，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。13.3外抱闸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，手把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，把调节螺栓与框架紧固成一体。制动器与钢带之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座及丁字板与钢带之间是用钢制铆钉铆接在一起，其目的是为了增加坚固性。13.4外抱闸式制动器的几何参数计算77 1）根据制动闸磨损量确定起始角值（1）有关极限磨损量的概念当制动闸磨损到值后，制动闸两端相互接触（即），此时，因制动闸抱紧力无法再调紧，而使制动闸制动失效，也即此制动闸寿命终止，此时的值就称为制动闸的极限磨损量，它是外抱闸式制动器设计中的一个很重要的概念。（2）确定值设为制动闸磨损值后的内径，则有，将代入前式后整理可得(9.1)我们取代入(9.1)式可得：（3）确定起始角可知2）初步确定角度值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闸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。3）初步确定值（见图9.4）77 图9.4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：式中，——销座孔中心高，——销座底板厚度，——钢带厚度，取——制动闸厚度，——框架板厚度，（见图13.8）——螺栓的螺纹大径，取将代入式可求得：，取将代入式可求得：，取将代入式可求得：，取将代入式可求得：，取将、、及代入式可求得：4）制动状态下的孔距计算由式，推得5）确定松开制动闸后的制动闸内径假设松开制动闸后，制动闸的内径与制动轮外径仍是同心圆，即77 式中，——平均退距，查得将代入可求得：6）确定最小退距由于销座与制动钢闸之间一般是用铆钉铆接，钢性大，当松开制动闸后，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闸不与制动轮相接触，应使处于松开状态的制动闸内径中心高于制动轮中心一个值，即使是在制动闸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。7）确定值（见图13.6）由图可知：，则8）求松开状态下的制动闸销座孔距角（1）确定值（见图13.5）（2）求角（见图13.6）9）求松开状态下的销座孔距由图13.6可知：10）求调节螺栓长度及螺纹工作长度（1）求77 由图13.7可知：（2）求角可知：（3）求当时，即制动闸磨损到了极限磨损量值（制动闸已达到报废时期）。，则（4）求设，则取（5）求11）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：77 式中，——螺母厚度，——框架板厚度，——螺栓螺距，由于,所以满足条件。12）求铰链节点距离可知：，，故：13）确定制动手把长度取14）求框架内腔长度15）说明事项（1）调节螺栓只起到调整和恢复制动闸与制动轮之间因制动闸磨损而引起的制动力下降之作用。（2）决定着平均退距大小。77 14主要零件的技术要求14.1对齿轮的要求14.1.1齿轮精度1）精度等级行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度来确定。通常与普通定轴齿轮传动的齿轮精度相当或稍高。一般情况下，齿轮精度应不低于8-7-7级。对于中、低行星齿轮传动其太阳轮和行星轮精度不低于5级，内齿轮精度不低于6级。齿轮精度的检验项目及极限偏差应符合GB/T10095-1988《渐开线圆柱齿轮精度》的规定。2）齿轮副的侧隙齿轮啮合侧隙一般应比定轴齿轮传动稍大，并以此计算出齿厚或公法线平均长度的极限偏差，再圆整到GB/T10095-1988所规定的偏差代号所对应的数值。3）齿轮联轴器的齿轮精度77 一般取8级，其侧隙应稍大于一般定轴齿轮传动。14.1.2对行星轮制造方面的几点要求由于行星轮的偏心误差对浮动量的影响最大，因此对其齿圈径向跳动公差应严格要求。在成批生产中，应选取偏心误差相近的行星轮为一组，装配时使同组各行星轮的偏心方向对各自中心线（行星架中心与该行星轮轴孔中心的边线）呈相同角度，这们可使行星轮的偏心误差的影响了降到最小。在单件生产中应严格控制齿厚，如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿，可保证砂轮与被磨的相对位置不变，即可控制各行星轮齿厚保持一致。对调质齿轮，并以滚齿作为最终加工时，应将几个行星轮安装在一个心轴上一次完成精滚轮中的一个齿槽互相对准，使齿槽的对称线在同一轴平面内，并按装配条件的要求，在图纸上注明装配标记。14.1.3齿轮材料和热处理要求行星齿轮传动中太阳轮同时与几个行星轮啮合，载荷循环次数最多，因此在一般情况下，应选用承载能力较高的合金钢，并采用表面淬火、渗氮等热处理方法，增加其表面硬度。在NGWT和NGWN传动中，行星轮C同时与太阳轮和内齿轮啮合，齿轮受双向弯曲载荷，所以常选用太阳轮相同的材料和热处理。内齿轮强度一般裕量较大，可采用稍差一些的材料。齿面硬度也可低些，通常只调质处理，也可表面淬火和渗氮。15维护及修理15.1润滑(1)、润滑脂选用3号复合钙基润滑脂，润滑油选用中等负荷工业齿轮油：(2)、润滑脂和润滑油必须干净、清洁、不准有污物、灰尘和水等杂物；(3)、加油孔三处（见装配图）注油量为空腔的1/3～1/2左右；(4)、润滑脂的工作温度不应超过7515.2维护(1)、应该按润滑的要求，拆除钢丝绳及有关螺钉，定期加注黄油；(2)、新绞车或大修理后的绞车，在运转三个月后必须更换全部润滑油，并同时将零件清除干净；(3)、较长时间不用的绞车，应通风防潮，其裸露部分应涂以防锈脂。15.3修理77 (1)、绞车必须根据实际情况安排小修和大修，按实际使用时间累计，一般小修周期为半年，大修周期为两年；(2)、小修的主要内容为：消除刹车故障，将左右两刹车瓦对调使用，补充或更换润滑脂，小修一般在现场即可；(3)、大修的主要内容为：拆除全部零件，清洗干净，检查其磨损度，更换或修复已磨损的零件，更换润滑脂；(4)、修理后要试运转，喷刷油漆后方可投入工作，大修宜在机修厂进行。参考文献：［1］马从谦，陈自诊等，渐开线行星齿轮传动设计。北京：机械工业出版社，1987［2］《现代机械传动手册》编辑委员会。现代机械传动手册。北京：机械工业出版社，1995［3］单丽云，强颖怀，张亚非。工程材料。徐州：中国矿业大学，2000［4］张国端，张展等，行星传动技术。上海：上海交通大学出版社，1989［5］胡来，何金国等，行星传动设计与计算。北京：煤炭工业出版社，1983［6］朱龙根，简明机械零件设计手册。北京：机械工业出版社，1997［7］周明衡，离合器、制动器选用手册。北京：化学工业出版社，2003［8］成大先，机械设计手册（单行本）机械传动。北京：化学工业出版社，2004［9］王洪欣等，机械设计工程学Ⅰ，徐州：中国矿业大学，2001［10］唐大放等，机械设计工程学Ⅱ，徐州：中国矿业大学，2001［11］单丽云，强颖怀，张亚非。工程材料。徐州：中国矿业大学，2000［12］尤瑞琳，行星减速器行星架的改造设计。起重运输机械，2002［13］张树森，机械制造工程学。沈阳：东北大学出版社，2001［14］甘永立，几何量公差与检测。上海科学技术出版社，2003［15］刘鸿文，简明材料力学，北京：高等教育出版社，1997致谢在本次设计过程中,我得到了朱老师的悉心指导。朱老师多次询问我的设计进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。朱老师一丝不苟的作风，大胆创新的思想，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，深深影响了我；我的每一点进步都离不开朱老师的指导。朱老师在教学和科研的百忙当中仍挤出时间指导学生的精神，尤其值得学生佩服和学习。同时实习单位阳煤集团五矿的各级领导在搜集资料方面给予我极大的帮助，在此我向您们表示我诚挚的感谢和衷心的问候！向为我毕业设计提供方便的学校、学院表示感谢。感谢各位专家、教授和各位老师对我毕业设计的评审和指导。77'