調(diào)度絞車的總體設計

word文檔可自由復制編輯摘要調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設備，主要用于煤礦井下和其他礦山在傾斜角度小于30度的巷道中拖運礦車及其它輔助搬運工作，也可用于回采工作面和掘進工作面裝載站上調(diào)度編組礦車中。針對絞車的具體結(jié)構(gòu)和工作時的具體要求，對煤礦井下小調(diào)度絞車進行整機設計，包括對電機的選擇，減速器的設計，卷筒以及軸的設計和校核，以及其他零件的選用和設計，并對絞車的各部位進行潤滑，最后完成整機裝配和其他零部件的零件圖。查閱相關(guān)資料選取JD-0.5型調(diào)度絞車的設計。JD-0.5型調(diào)度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低以及隔爆性能、設計合理、操作方便，用途廣泛等特點。關(guān)鍵詞：調(diào)度絞車，行星輪系，減速器，帶式制動。AbstractDispatchingwinchisthemostcommonlyusedinelectricalandmechanicalequipmentinmineproductionsystem,mainlyforundergroundcoalmineandothermineswhentheTiltAnglearelessthan30degreesinthehaulageminecarhandlingandotherauxiliarywork,itcanalsobeusedforminingfaceandtunnelingfaceloadingstationontheschedulinggroupingtramcar.Accordingtothespecificstructureofwinchandjobspecificrequirements，wedomachinedesignforthecoalminedispatchingwinch,includingmotorchoice,reducerdesign,drumandshaftdesignandcheck,andthedesignandchoiceofotherparts,lubricationofeachpartofthewinch,atlastwewillfinishthemachineassemblyanddetaildrawingsofotherparts.AfterIrefertotherelevantinformation,IchoosetodesigntheJD-0.5toDispatchingwinch.JD-0.5toDispatchingwinchusedplanetarygeartransmission,thewinchiscompact,rigidandefficient,easytoinstallmobile,startingasmooth,flexibleoperation,thebrakereliable,lownoiseandflameproofperformance,designreasonable,easytooperate,suchasextensiveuseCharacteristics.Keywords：dispatchingwinch,roundoftheplanet,gearreducer,beltbraking.目錄摘要 IAbstract II目錄 III第1章緒論 11.1調(diào)度絞車的簡介 11.2用途及適用范圍 21.3本文所做的基本工作 3第2章調(diào)度絞車的總體設計 42.1設計參數(shù) 42.2結(jié)構(gòu)特征和工作原理 42.3電動機的選擇 5第3章滾筒及其部件的設計 73.1鋼絲繩的選擇 73.2滾筒的設計計算 73.2.1滾筒直徑 73.2.2滾筒寬度 73.2.3滾筒的外徑 8第4章行星齒輪傳動概論 94.1行星齒輪傳動的定義 94.2行星齒輪傳動符號 9第5章減速器的設計 105.1總傳動比及其分配 105.1.1總傳動比 105.1.2傳動比分配 105.2高速級計算 105.1.1齒輪的齒數(shù) 105.2．2變位方式及變位系數(shù)的選擇 105.2.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù) 115.2.4幾何尺寸計算 125.2.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 135.2.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度 185.3低速級計算 195.3.1配齒計算 195.3.2變位方式及變位系數(shù)的選擇 205.3.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù) 205.3.4幾何尺寸計算 205.3.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 225.3.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度 285.4傳動裝置運動參數(shù)的計算 295.4.1各軸轉(zhuǎn)速計算 295.4.2各軸功率計算 305.4.3各軸扭矩計算 305.4.4各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表（見表5.1） 30第6章傳動軸的設計計算 326.1計算作用在齒輪上的力 326.2初步估算軸的直徑 326.3軸的結(jié)構(gòu)設計 326.3.1確定軸的結(jié)構(gòu)方案 326.3.2確定各軸段直徑和長度 336.3.3確定軸承及齒輪作用力位置 346.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 346.5軸的計算簡圖 356.6按彎矩合成強度校核軸的強度 36第7章滾動軸承的選擇與壽命計算 377.1軸承類型的選擇 377.2按額定動載荷選擇軸承 37第8章鍵的選擇與強度驗算 398.1電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 398.1.1鍵的選擇 398.2.2鍵的驗算 398.2主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗算 408.2．1鍵的選擇 408.2.2鍵的驗算 408.3主軸與太陽輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 418.3.1鍵的選擇 418.3.2鍵的驗算 418.4行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算 418.4.1鍵的選擇 418.4.2鍵的驗算 41第9章制動器的設計計算 439.1制動器的作用與要求 439.1.1制動器的作用： 439.1.2制動器的要求： 439.2制動器的類型比較與選擇 439.3外抱帶式制動器結(jié)構(gòu) 449.4外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算 44第10章主要零件的技術(shù)要求 55第11章絞車的安裝及安裝調(diào)試 5611．1絞車的安裝 5611．2絞車的安裝調(diào)試 5611.3絞車的使用與操作 5611.3.1一般要求 5611.3.2操作前的注意事項 5611.3.3操作要求和操作方法 57第12章絞車的安全維護 5812.1絞車的安全 5812.2絞車的維護與保養(yǎng) 5812.3絞車的潤滑 59小結(jié) 61致謝 63word文檔可自由復制編輯第1章緒論1.1調(diào)度絞車的簡介調(diào)度絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構(gòu)完成絞車的減速和傳動。通過控制電機的正反轉(zhuǎn)及操縱兩個剎車閘的不同剎緊狀態(tài)實現(xiàn)絞車卷筒的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)和停轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)對重物的牽引、下放和停止三種工作狀態(tài)。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備（見起重機械），又稱卷揚機。絞車可以單獨使用，也可作為起重、筑路和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應用。調(diào)度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設備。絞車在工作過程中普遍存在的一個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間后的舊鋼絲繩,嚴重時鋼絲繩只集中纏繞在滾筒的一側(cè)進而跳出滾筒導致重大事故,對于牽引距離較長的絞車這個問題尤其突出。調(diào)度絞車的工作往往是間歇性的,當完成一次牽引任務繩段載荷去掉后,繩頭呈自由狀態(tài),鋼絲繩會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,同樣會影響絞車的正常工作。針對小絞車提升運輸中出現(xiàn)的上述問題,研制開發(fā)適用于平巷以及巷道起伏。絞車有手動和電動兩類。手動絞車的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機構(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絞車還應設置安全手柄和制動器。手動絞車一般用在起重量小、設施條件較差或無電源的地方。

絞車的運輸可選用火車或汽車托運。可采用包裝箱或敞車托運。若敞車托運應有防雨和固定設施，以防受潮濕和碰撞磕傷絞車。

絞車貯存應存放在干燥的無腐蝕性氣體的庫房內(nèi)，露天存放應有防潮、防雨、防銹設施，以防絞車部件及面漆受損。絞車的基本結(jié)構(gòu)見下圖1.2用途及適用范圍礦用調(diào)度絞車性能特點：具有隔爆性能、設計合理、操作方便。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度的巷道中拖運礦車及其它輔助搬運工作，也可用于回采工作面和掘進工作面裝載站上調(diào)度編組礦車。本絞車嚴禁用于提升和載人。JD型絞車均用行星齒輪傳動，絞車具有結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。絞車的電氣設備具有防爆性能，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。絞車的電機具有防爆性能，其他配套電器設備由用戶自備，但必須選用上個月在有效期內(nèi)的《礦用產(chǎn)品安全標志證書》的產(chǎn)品，以適用在有瓦斯（甲烷）及煤塵爆炸危險的礦井中使用。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）設計完成主減速器裝配圖設計；2）完成主要傳動組件、零件的工作圖設計；3）設計完成總裝配圖的設計；4）編制主要零件的加工工藝；5）編寫完成整體設計的計算說明書。第2章調(diào)度絞車的總體設計2.1設計參數(shù)最大牽引力：；容繩量：平均速度：2.2結(jié)構(gòu)特征和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、剎車裝置和機座。絞車在結(jié)構(gòu)上采用兩級行星齒輪傳動，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，電動機采用法蘭盤固定在左支架上。絞車的傳動系統(tǒng)見附圖：圖2.1JD─0.5型調(diào)度絞車傳動系統(tǒng)圖1─左側(cè)行星輪架2─主軸3─右側(cè)行星輪架JD-0.5型調(diào)度絞車采用兩級行星齒輪傳動，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。電動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪），它帶動左側(cè)行星齒架1上的行星齒輪旋轉(zhuǎn)，由于電動機齒輪是固定旋轉(zhuǎn)的，所以，行星齒輪除作自轉(zhuǎn)外，還要圍繞電動機齒輪公轉(zhuǎn)，因此，帶動左側(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)，于是帶動右側(cè)行星輪架3上的行星齒輪轉(zhuǎn)動，此時有如下三種情況：1）如果將左側(cè)制動閘剎住，右側(cè)工作閘松開，此時滾筒被剎住，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)，同時帶動內(nèi)齒輪空轉(zhuǎn)（此為停止狀態(tài)）；2）如果將左側(cè)制動閘松開，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)，帶動行星輪架3轉(zhuǎn)動，滾筒與行星輪架相連接，也旋轉(zhuǎn)起來，即可進行牽引（此為工作狀態(tài)）；3）如果兩側(cè)閘都松開，行星輪架3呈浮動狀態(tài)，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態(tài)）。2.3電動機的選擇已知：最大拉力：最低繩速：則：（2.1）根據(jù)傳動方案圖可得：總傳動效率ηη=η111×η22=0.9911×0.972=0.84（2.2）式中：軸承的效率為0.99；行星輪傳動的效率是0.972.3.2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(guān)系：（2.3）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)，取由式(2.2)可計算出額定功率：取整得同時，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《機械零件設計手冊》，得到合適的電動機的型號：。其參數(shù)如下：額定功率；實際轉(zhuǎn)速；；；；其外形尺寸：；電機中心高度：；電動機軸直徑長度：。第3章滾筒及其部件的設計3.1鋼絲繩的選擇根據(jù)GB/T8918－1996知，鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力，按下式確定：d=（3.1）式中d－鋼絲繩最小直徑C－選擇系數(shù)，取C=0.1S－鋼絲繩最大靜拉力N因為S=5KN,則由公式（3.1）可得：d=7.1查《礦井運輸提升》表2-2（2）選擇：繩股繩纖維芯，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（3.2）式中，─鋼絲繩直徑，則：取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，最終定下來的滾筒寬度為。3.2.3滾筒的外徑已知滾筒的容繩量是150mm，根據(jù)以上設計可知，纏繞的圈數(shù)是每一圈的長度是∴鋼絲繩的纏繞層數(shù)為（層）則:滾筒的外徑：（3.3）式中，─為鋼絲繩直徑，∴取外徑，可算出轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)速第4章行星齒輪傳動概論行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設置在同一主軸上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動,而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。4.1行星齒輪傳動的定義一個或一個以上齒輪的軸線繞另一齒輪的固定軸線回轉(zhuǎn)的齒輪傳動。行星輪既繞自身的軸線回轉(zhuǎn),又隨行星架繞固定軸線回轉(zhuǎn)。太陽輪、行星架和內(nèi)齒輪都可繞共同的固定軸線回轉(zhuǎn)，并可與其他構(gòu)件聯(lián)結(jié)承受外加力矩，它們是這種輪系的三個基本件。三者如果都不固定，確定機構(gòu)運動時需要給出兩個構(gòu)件的角速度，這種傳動稱差動輪系；如果固定內(nèi)齒輪或太陽輪，則稱行星輪系。通常這兩種輪系都稱行星齒輪傳動。4.2行星齒輪傳動符號在行星齒輪傳動中較常用的符號如下?！D(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，?！X輪a的轉(zhuǎn)速，?！獌?nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)速，?！D(zhuǎn)臂x的轉(zhuǎn)速，?！行禽哻的轉(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輸出時的行星齒輪傳動的傳動比。第5章減速器的設計5.1總傳動比及其分配5.1.1總傳動比(5.1)式中，為電動機轉(zhuǎn)速為滾筒轉(zhuǎn)速在行星齒輪傳動中，行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮其優(yōu)勢，但是數(shù)目過多又會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍，因而在設計行星齒輪傳動時，通常采用3個或者4個，在本次設計中取行星輪的數(shù)目為3。因為行星輪數(shù)目，傳動比范圍只有，故選用兩級行星齒輪傳動機構(gòu)。5.1.2傳動比分配根據(jù)《機械設計手冊單行本》圖13-5-7并查表得Ⅰ=5.1那么低速級傳動比。（5.2）5.2高速級計算5.1.1齒輪的齒數(shù)根據(jù)《減速器和變速器設計與選用手冊》表1.6-6NGW型行星齒輪傳動的齒數(shù)組合可得各齒輪齒數(shù)ZA=20,ZC=31,ZB=82。5.2．2變位方式及變位系數(shù)的選擇在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果：獲得準確的傳動化，改善嚙合質(zhì)量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心距，在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)的選擇具有較大的靈活性。變位齒輪有高變位和角變位。高變位主要用于消除根切和使相嚙合齒輪的滑動比及彎曲強度大致相等。角變位主要用于更靈活地選擇齒數(shù)，拼湊中心距，改善嚙合特性及提高承載能力。根據(jù)實際情況本文選擇高變位。由于，由《機械零件設計手冊》可知選擇和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。查得，5.2.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩Ⅰ()（5.3）因傳動中有一個或兩個基本構(gòu)件浮動動作為均載機構(gòu)，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TAⅠ=（5.4）全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用8-7-7GB/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（5.5）太陽輪和行星輪的材料用40Cr鋼表面的影響系數(shù)。調(diào)質(zhì)處理后HBS240285，取。齒寬系數(shù)（GB10098—88）線偏斜可以忽略因齒面硬度HB>350，則取。(5.6)由公式(5)可計算出中心距（內(nèi)嚙合用“－”號）:求模數(shù)（5.7）取模數(shù)（漸開線齒輪標準模數(shù)（GB1357-87）），則實際中心距（5.8）2）計算C-B傳動的中心距實際中心距：（5.9）5.2.4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（5.10）（5.11）（5.12）2）齒頂高mm（5.13）（5.14）式中（5.15）則3）齒根高（5.16）（5.17）（5.18）4）齒高(5.19)(5.20)4.65+3.85=8.5mm(5.21)5)齒頂圓直徑(5.22)(5.23)(5.24)6)齒根圓直徑(5.25)(5.26)(5.27)7）齒寬：查《機械設計手冊》表13-1-79,即：齒寬系數(shù)的推薦范圍表。查表得：，取太陽輪齒寬：；行星輪齒寬：??；內(nèi)齒輪齒寬：。5.2.5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：(5.28)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：(5.29)速度系數(shù)由《機械設計手冊單行本》中圖13-1-28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：(5.30)接觸強度計算時：(5.31)式中和——齒輪相對于行星架的圓周速度及大齒輪齒面硬度對及的影響系數(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》(5.32)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：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?？梢娝愠鰜淼臄?shù)值有點偏高。3）求齒間載荷分配系數(shù)及先求端面重合度：(5.33)式中則因為是直齒齒輪，總重合度節(jié)點區(qū)域系數(shù)：(5.34)式中其中∴彈性系數(shù)：(5.35)接觸強度計算的重合度系數(shù)：(5.36)接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：(5.37)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)：=14）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力：(5.38)許用接觸應力：(5.39)其強度條件：則(5.40)計算結(jié)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：(5.41)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(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本?！獞π拚禂?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(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本?！睾隙认禂?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(5.41)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(5.42)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(5.42)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。5.2.6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。5.3低速級計算5.3.1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。各齒輪按公式進行配齒計算，計算中根據(jù)并適當調(diào)整，使c等于整數(shù)，再求出，應盡可能取質(zhì)數(shù)，并使整數(shù)。則5.3.2變位方式及變位系數(shù)的選擇和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設計手冊》由于，故查得，5.3.3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：因傳動中有一個或兩個基本構(gòu)件浮動動作為均載機構(gòu)，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8-7-7GB/T100951-2001。使用的綜合系數(shù)?？紤]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）: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）），則實際中心距因為直齒輪高變位，則所以嚙合角2）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距：5.3.4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）齒頂高式中，。3）齒根高4）齒高5）齒頂圓直徑6）齒根圓直徑7）齒寬：查《機械設計手冊》表13-1-79,即：齒寬系數(shù)的推薦范圍表。查表得：，取太陽輪齒寬：取；行星輪齒寬：??；內(nèi)齒輪齒寬：。5.3.5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：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：??；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：式中，和——齒輪相對于行星架的圓周速度及大齒輪齒面硬度對及的影響系數(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：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。因此可見算出來的數(shù)值有點偏高。3）求齒間載荷分配系數(shù)及先求端面重合度：式中則因為是直齒齒輪，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，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)：=14）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力：許用接觸應力：其強度條件：則計算結(jié)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：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(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪齒形系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本?！獞π拚禂?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(guān)，與模數(shù)無關(guān)。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表6-5《機械設計》課本?！睾隙认禂?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。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《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?。?.3.6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。5.4傳動裝置運動參數(shù)的計算5.4.1各軸轉(zhuǎn)速計算高速級行星架軸轉(zhuǎn)速：主軸轉(zhuǎn)速：由于主軸和行星架是是通過鍵連接在一起的，故低速級行星架軸轉(zhuǎn)速：5.4.2各軸功率計算高速級行星架軸功率：主軸功率：低速級行星架軸功率：PⅢ式中，軸承的效率為；兩級行星輪系傳動效率為。5.4.3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TⅢ=5.4.4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14403.5723.2高速級行星架軸282.3533.36113.6455.10.98主軸282.3533.36113.6455.10.98低速級行星架軸63.73.16473.7524.43330.98卷筒軸63.73.16473.75210.98第6章傳動軸的設計計算6.1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6.3軸的結(jié)構(gòu)設計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)兩軸承靠軸套和彈性擋圈定位，最右端軸承靠圓螺母以定位。軸的結(jié)構(gòu)如圖6.1所示。圖6.1軸的結(jié)構(gòu)圖6.3.2確定各軸段直徑和長度eq\o\ac(○,1)段軸和轉(zhuǎn)臂是通過鍵聯(lián)接起來的。轉(zhuǎn)臂的轂孔長度為，為了使軸和轉(zhuǎn)臂運行更加安全，所以用螺釘把它們聯(lián)接在一起。故其長度比轂孔長度短30毫米，則，。eq\o\ac(○,2)段為了便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑。查GB/T276-94，暫選滾動軸承型號為6212，,其寬度。采用密封的方式，則該軸段長度。eq\o\ac(○,3)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。eq\o\ac(○,4)段，故該軸段直徑,長度。eq\o\ac(○,5)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。eq\o\ac(○,6)段為了便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑。查GB/T276-94，暫選滾動軸承型號為6212，,其寬度。采用密封的方式，則該軸段長度。eq\o\ac(○,7)段齒輪的寬度為，輪轂長度，為了便于定位，取軸段長度；為了便于軸承拆卸，，取軸段直徑。eq\o\ac(○,8)段查GB/T276-94，暫選滾動軸承的型號6309，,并其寬度。用2個滾動軸承支承軸，為使軸承運行平穩(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力集中，會降低軸的疲勞強度。查GB/T6170-2000，暫選螺母M45.軸段長度。則該軸段長度。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，，，，，。6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖圖6.2滾筒的受力簡圖圖6.3軸的計算簡圖6.5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。6.6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。第7章滾動軸承的選擇與壽命計算7.1軸承類型的選擇選擇滾動軸承的類型與多種因素有關(guān)，通常根據(jù)下列幾個主要因素。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，如同時還存在軸或殼體變形大以及安裝對中性差的情況，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。一般機械均可用G級公差軸承。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“預緊”，但必須適當。6）軸向游動。軸承配置通常是一端固定，一端游動，以適應軸的熱脹泠縮，保證軸承游動方式，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械（如儀器），應盡量采用球軸承，還應避免采用接觸式密封軸承。8）安裝與拆卸。裝卸頻繁時，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。7.2按額定動載荷選擇軸承選擇軸承一般應根據(jù)機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉(zhuǎn)速，預先確定一個適當?shù)氖褂脡勖ㄓ霉ぷ餍r表示），再進行額定動載荷和額定靜載荷的計算。各類機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)常使用的儀器和設備3003000短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械、農(nóng)業(yè)機械、裝配吊車、自動送料裝置30008000間斷使用的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如發(fā)電站輔助設備、流水作業(yè)的傳動裝置、帶式輸送機、車間吊車800012000每天8h工作的機械、但經(jīng)常不是滿載荷使用，如電機、一般齒輪裝置、壓碎機、起重機和一般機械1000025000每天8h工作，滿載荷使用，如機床、木材加工機械、工程機械、印刷機械、分離機、離心機200003000024h連續(xù)工作的機械，如壓縮機、泵、電機、軋機齒輪裝置、紡織機械400005000024h連續(xù)工作的機械、中斷使用將引起嚴重后果，如纖維機械、造維機械、造紙機械、電站主要設備給排水設備、礦用通風機100000由于調(diào)度絞車屬于短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果。所以使用壽命為30008000。第8章鍵的選擇與強度驗算一般平鍵的選用步驟如下：（1）根據(jù)軸徑d鍵的標準，得到鍵的截面尺寸；（2）根據(jù)輪轂寬度B，查鍵的標準，在鍵長度系列中選擇適當?shù)逆I長L；（3）驗算其強度。若發(fā)現(xiàn)強度不足時，可通過適當增大鍵的工作長度或改用雙鍵等方法調(diào)整，直到滿足條件為止。平鍵聯(lián)接可能的失效形式有：eq\o\ac(○,1)靜聯(lián)接時，鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰；eq\o\ac(○,2)動聯(lián)接時，工作面出現(xiàn)過度磨損；eq\o\ac(○,3)鍵被剪斷。實際上，平鍵聯(lián)接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象（除非有嚴重過載）。因此，平鍵聯(lián)接的強度計算一般只需進行擠壓強度或耐磨性計算。8.1電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算8.1.1鍵的選擇根據(jù)電動機的規(guī)格，電機軸的輸入直徑為。查普通平鍵（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），鍵的規(guī)格為鍵AGB/T1096-2003，即：，，。8.2.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：擠壓強度條件(8.1)式中，——轉(zhuǎn)矩，；——軸徑，；——鍵的高度，；——鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；——許用擠壓應力，，查得。由公式(8.1)可計算出擠壓應力：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AGB/T1096-2003，即：，，。8.2.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，——轉(zhuǎn)矩，；——軸徑，；——鍵的高度，；——鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；——許用擠壓應力，，查得。由公式(8.1)可計算出擠壓應力：即：故，符合要求8.3主軸與太陽輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算8.3.1鍵的選擇太陽輪處的軸徑為50mm。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規(guī)格為鍵AGB/T1096-2003，即：，，。8.3.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，T—轉(zhuǎn)矩，；——軸徑，；——鍵的高度，；——鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；——許用擠壓應力，，查得。由公式(8.1)可計算出擠壓應力：即：故，符合要求8.4行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算8.4.1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BGB/T1096-2003，即：，，。8.4.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯(lián)接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，T—轉(zhuǎn)矩，；——鍵的高度，；——鍵的工作長度，；對A型鍵；對B型鍵；對C型鍵，其中L為鍵的長度，B為鍵的寬度；——許用擠壓應力，，查得。由公式(8.1)可計算出擠壓應力：即：故，符合要求。但考慮到安全,所以采用雙鍵,并按布置。第9章制動器的設計計算制動器的工作是以關(guān)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。9.1制動器的作用與要求9.1.1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。9.1.2制動器的要求：1）安全、可靠；2）動作迅速、有效；3）結(jié)構(gòu)簡單、重量輕、尺寸小；4）安裝、使用及維護方便。9.2制動器的類型比較與選擇9.2.1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。9.2.2制動器的選擇帶式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(jié)構(gòu)，在此不可?。恢劣诒P式制動器，最宜工作于制動輪的端部，且結(jié)構(gòu)復雜。我們這里的制動輪位于電動機與減速器之間，不宜采用盤式制動器。因此我們采用抱閘式制動器。另外，絞車工作在井下，要具備防爆功能。若用電力制動，必須配置防爆電器，這樣會使結(jié)構(gòu)復雜化。同時提高了成本，因此我們不用電力制動。同時，絞車為純機械式的，也不宜用液壓制動，也省去一整套液壓系統(tǒng)，有利于結(jié)構(gòu)的簡單化，降低成本。綜合上所述，我們決定采用外抱帶式制動器。外抱帶式制動器，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，包角大，一般接近360°。與帶式制動器相比，其制動軸不受彎矩力影響，占用空間小，制動所需外力小，非常適合于手動操作的小型設備制動中。9.3外抱帶式制動器結(jié)構(gòu)外抱帶式制動器常用于中、小載荷的起重、運輸機械中，其結(jié)構(gòu)見下圖9.1。在圖9.1中，手把（件1）是用來操縱制動帶進行制動或松開制動帶的。止動板的作用是當制動帶在抱緊動輪時，制止整個制動器隨制動一起轉(zhuǎn)動；還起著當制動器松開后，制動帶與制動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)制動帶與制動輪的抱緊程度及因制動帶磨損而造成制動力矩下降。兩個調(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)制動力矩，并在當制動力矩調(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固性。圖9.1外抱帶式制動器結(jié)構(gòu)圖9.4外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算1）根據(jù)制動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制動帶磨損到值后，制動帶兩端相互接觸（即圖9.2中的），此時，因制動帶抱緊力無法再調(diào)緊，而使制動帶制動失效，也即此制動帶壽命終止，此時的值就稱為制動帶的極限磨損量，它是外抱帶式制動器設計中的一個很重要的概念。（2）確定值設為制動帶磨損值后的內(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機構(gòu)的銷座孔之間距離大小，從而也影響著機構(gòu)受力狀態(tài)的好壞及制動帶與制動輪貼合的緊密程度，并且值大小還決定著調(diào)節(jié)螺栓的長度。故應先初步確定一個值，以便于計算程序的進行，待調(diào)節(jié)螺栓的長度確定后，再利用公式最后確定值。這樣，算出的結(jié)果不但使結(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)螺栓長度時，其作用與角相同，為了便于計算程序的進行，也需先初步確定其數(shù)值，等調(diào)節(jié)螺栓的長度確定后，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）制動狀態(tài)下的孔距計算（見圖9.5）圖9.5由式，推得5）確定松開制動帶后的制動帶內(nèi)徑假設松開制動帶后，制動帶的內(nèi)徑與制動輪外徑仍是同心圓，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由于銷座與制動鋼帶之間一般是用鉚釘鉚接，鋼性大，當松開制動帶后，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)的制動帶不與制動輪相接觸，應使處于松開狀態(tài)的制動帶內(nèi)徑中心高于制動輪中心一個值，即使是在制動帶達到磨損報廢極限時值也應該大于零。制動器的最小退距查得。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)螺栓長度及螺紋工作長度圖9.7（1）求由圖9.7可知：（2）求角由圖9.2和9.7可知：（3）求當時，即制動帶磨損到了極限磨損量值（制動帶已達到報廢時期）。在圖9.7中，則（4）求（見圖9.8）圖9.8設，則?。?）求（見圖9.8）11）校核在求出螺栓的長度及螺紋工作長度后，必須進行校核，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）確定制動手把長度取14）求框架內(nèi)腔長度（見圖9.8）15）說明事項（1）調(diào)節(jié)螺栓只起到調(diào)整和恢復制動帶與制動輪之間因制動帶磨損而引起的制動力下降之作用。（2）決定著平均退距大小。第10章主要零件的技術(shù)要求1)行星齒輪傳動中，一般多采用圓柱齒輪，若有合理的均載機構(gòu)，齒輪精度等級可根據(jù)其相對于行星架的圓周速度來確定。通常與普通定軸齒輪傳動的齒輪精度相當或稍高。一般情況下，齒輪精度應不低于8-7-7級。對于中、低行星齒輪傳動其太陽輪和行星輪精度不低于5級，內(nèi)齒輪精度不低于6級。齒輪精度的檢驗項目及極限偏差應符合GB/T10095-1988《漸開線圓柱齒輪精度》的規(guī)定。2）齒輪副的側(cè)隙齒輪嚙合側(cè)隙一般應比定軸齒輪傳動稍大，并以此計算出齒厚或公法線平均長度的極限偏差，再圓整到GB/T10095-1988所規(guī)定的偏差代號所對應的數(shù)值。3）齒輪聯(lián)軸器的齒輪精度一般取8級，其側(cè)隙應稍大于一般定軸齒輪傳動。由于行星輪的偏心誤差對浮