第21頁目錄1概述……………11.1調度絞車的簡介…………11.2用途及適用范圍…………21.3本文所做的基本工作……………………22調度絞車的總體設計…………32.1設計參數…………………32.2結構特征…………………32.3選擇電動機………………42.3.1電動機輸出功率的計算………………42.3.2確定電動機的型號……………………43滾筒及其部件的設計…………53.1鋼絲繩的選擇……………53.2滾筒的設計計算…………63.2.1滾筒直徑……………63.2.2滾筒寬度……………73.2.3滾筒外徑……………74行星齒輪傳動概論……………84.1行星齒輪傳動的定義……………………84.2行星齒輪傳動符號………94.3行星齒輪傳動的特點……………………105減速器設計…………………115.1總傳動比及傳動比分配…………………115.1.1總傳動比………………115.1.2傳動比分配……………125.2高速級計算………………135.2.1配齒計算………………135.2.2變位方式及變位系數的選擇…………145.2.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數………155.2.4幾何尺寸計算…………165.2.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………195.2.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………255.3低速級計算………………265.3.1配齒計算………………265.3.2變位方式及變位系數的選擇…………275.3.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數……275.3.4幾何尺寸計算………295.3.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………325.3.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………385.4傳動裝置運動參數的計算………………395.4.1各軸轉速計算…………395.4.2各軸功率計算…………395.4.3各軸扭矩計算…………395.4.4各軸轉速、功率、扭矩列表（見表5.1）…………406傳動軸的設計計算……………406.1計算作用在齒輪上的力…………………406.2、初步估算軸的直徑……………………416.3軸的結構設計……………416.3.1確定軸的結構方案……………………416.3.2確定各軸段直徑和長度………………416.3.3確定軸承及齒輪作用力位置…………426.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖………………426.5軸的計算簡圖……………446.6按彎矩合成強度校核軸的強度…………447滾動軸承的選擇與壽命計算…………………457.1基本概念及術語…………457.2軸承類型選擇……………467.3按額定動載荷選擇軸承…………………468鍵的選擇與強度驗算…………478.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算…………………488.1.1鍵的選擇………………488.1.2鍵的驗算………………488.2主軸（滾筒軸）與行星架聯接鍵的選擇與驗算………498.2.1鍵的選擇………………498.2.2鍵的驗算……………498.3主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算…………………498.3.1鍵的選擇……………498.3.2鍵的驗算……………498.4行星架與滾筒聯接鍵的選擇與驗算…………………508.4.1鍵的選擇……………508.4.2鍵的驗算……………509制動器的設計計算…………519.1制動器的作用與要求……………………519.1.1制動器的作用：………519.1.2制動器的要求：………519.2制動器的類型比較與選擇……………519.2.1制動器的類型有：……………………519.2.2制動器的選擇………519.3外抱帶式制動器結構…………………529.4外抱帶式制動器的幾何參數計算……5210結構設計……………………6210.1行星齒輪傳動的均載機構……………6210.1.1均載機構的類型和特點……………6210.1.2行星輪間載荷分布不均勻性分析…………………6310.1.3行星輪間載荷分布均勻的措施……6510.2行星輪的結構及支承結構……………6710.2.1行星輪的結構………6710.2.2行星輪的支承結構…………………6811主要零件的技術要求………7111.1對齒輪的要求…………7111.1.1齒輪精度……………7111.1.2對行星輪制造方面的幾點要求……7111.1.3齒輪材料和熱處理要求……………7112絞車的安裝及安裝調試……………………7212.1絞車的安裝……………7212.2絞車安裝調試…………7213使用與操作…………………7213.1一般要求………………7213.2操作前注意事項………7213.3操作要求和操作方法…………………7314安全保護……………………7415維護與保養…………………7416可能發生的故障及消除方法………………7617絞車的潤滑…………………76小結……………78參考文獻………………………79附錄……………80翻譯部分英文原文……………………82中文譯文……………………89致謝……………93摘要調度絞車是礦山生產系統中最常用的機電設備，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度編組礦車。在設計過程中根據絞車牽引力選擇電動的型號以及鋼絲繩的直徑，選擇后驗證速度是否與設計要求速度一致，根據要求設計絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構完成絞車的減速和傳動，其兩級行星齒輪傳動分別在滾筒的兩側，從而根據設計要求確定行星減速器的結構和各個傳動部件的尺寸，根據滾筒的結構形式選擇制動裝置為帶式制動，并對各個設計零部件進行校核等等。絞車通過操縱工作閘和制動閘來實現絞車卷筒的正轉和停轉，從而實現對重物的牽引和停止兩種工作狀態。設計中絞車內部各轉動部分均采用滾動軸承，運轉靈活。JD-0.5型調度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩、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。關鍵詞：調度絞車；帶式制動；行星輪系ABSTRACTMineproductionDispatchingwinchsystemisthemostcommonlyusedinelectricalandmechanicalequipment,mainlyforundergroundcoalmineandotherminesinthedumpingoflessthan30degreesangleoftheroadwayinthehaulageminecarhandlingandotherauxiliarywork,canalsobeusedforminingandtunnelingFaceFaceloadingstationontheschedulinggroupingtramcar.Inthedesignprocessinaccordancewithelectricwinchtractionchoosethetypeandthediameterofwirerope,afterthechoiceofwhetherornotverifythespeedconsistentwiththedesignrequirementsofspeed,accordingtowinchwasdesignedbytworoundsoftheplanetandusedbythebodyfloatingcompletionoftheslowdownanddrivewinch,Thetwoplanetarygeartransmissioninthedrumonbothsides,inaccordancewithdesignrequirementssoastodeterminethestructureandplanetaryreducerinvariouspartsofthedrivesize,accordingtochoosetheformofthestructureofdrumbrakesforthebeltbrake,andvariousdesignPartsandcomponentsforcheckingandsoon.Winchthroughthemanipulationofgatesandbrakedrumgatestoachievethewinchistoturnandstop,thusrealizingtheweightoftractionandthesuspensionofthetwoworkingcondition.Winchinthedesignoftheinternalrotationoftherollingbearingsareused,flexibleoperation.JD-0.5toDispatchingwinchusedplanetarygeartransmission,thewinchiscompact,rigidandefficient,easytoinstallmobile,startingasmooth,flexibleoperation,thebrakereliable,lownoiseandflameproofperformance,designreasonable,easytooperate,suchasextensiveuseCharacteristics.Keywords：Schedulingwinch;beltbraking;roundoftheplanet.1概述1.1調度絞車的簡介調度絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構完成絞車的減速和傳動。通過控制電機的正反轉及操縱兩個剎車閘的不同剎緊狀態實現絞車卷筒的正轉、反轉和停轉，從而實現對重物的牽引、下放和停止三種工作狀態。深度指示器通過指示器的齒輪與卷筒上內齒輪的嚙合帶動與指示器相聯的絲杠的旋轉，達到顯示深度的目的。絞車內部各轉動部分均采用滾動軸承，運轉靈活。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。調度絞車是礦山生產系統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,出現咬繩、壓繩等現象。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,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亂繩現象,同樣會影響絞車的正常工作。針對小絞車提升運輸中出現的上述問題,研制開發適用于平巷以及巷道起伏…調度絞車護繩裝置，屬于礦山用調度絞車裝置技術領域。以往絞車僅在滾筒后部設置護繩板，操作人員違章處理容易發生鋼絲繩纏傷操作人員事故。該實用新型的技術方案為：支架上設置有軸套、上滑套管和下滑套管；上護繩架的垂直架在上滑套管內，其水平架上套有上滑轉輪；下護繩架的垂直架在下滑套管內，其水平架上套有下滑轉輪；彈簧一端固定在下護繩架上，其另一端固定在支架上；支架下端固定在鐵板固定座上；上護罩兩端分別連接軸套和護繩板。它的優點是：該裝置有效的解決了絞車滾筒的部分封閉和纏繩質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、亂繩等故障的發生。

絞車有手動和電動兩類。手動絞車的手柄回轉的傳動機構上裝有停止器(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。

電動絞車廣泛用于工作繁重和所需牽引力較大的場所。單卷筒電動絞車的電動機經減速器帶動卷筒，電動機與減速器輸入軸之間裝有制動器。為適應提升、牽引和回轉等作業的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。

例如，安裝在直升機上的救援設備，主要功用是將人或物吊起、放下，自有動力，可控制，直升機在保持高度懸停時，通過絞車手的控制可收放鋼索將人或物吊起放下。絞車的電器設備具有防爆性能，可用于煤塵及瓦斯的礦井中。絞車的運輸方式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，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。1.2用途及適用范圍礦用調度絞車性能特點：具有隔爆性能、設計合理、操作方便用途和特點。JD系列調度絞車，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，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩、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的《礦用產品安全標志證書》的產品，以適用在有瓦斯（甲烷）及煤塵爆炸危險的礦井中使用。使用環境和工作條件1）環境溫度為；環境相對濕度不超過；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《煤礦安全規程》中所規定的安全含量。1.3本文所做的基本工作1）設計完成總體裝配圖設計；2）設計完成主減速器裝配圖設計；3）完成主要傳動組件、零件的工作圖設計；4）編寫主要零件的加工工藝；5）編寫完成整體設計計算說明書。2調度絞車的總體設計2.1設計參數最大牽引力：；容繩量：平均速度：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、剎車裝置和機座。絞車在結構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。絞車的傳動系統見附圖：圖2.1JD─0.5型調度絞車傳動系統圖1─左側行星輪架2─主軸3─右側行星輪架JD-0.5型調度絞車采用兩級行星齒輪傳動，分別安裝在滾筒的兩側，、、為左側行星齒輪，、、為右側行星齒輪。電動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪），它帶動左側行星齒架1上的行星齒輪旋轉，由于電動機齒輪是固定旋轉的，所以，行星齒輪除作自轉外，還要圍繞電動機齒輪公轉，因此，帶動左側行星輪架1旋轉，從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸2旋轉，裝在主軸上的齒輪（太陽輪）也旋轉，于是帶動右側行星輪架3上的行星齒輪轉動，此時有如下三種情況：1）如果將左側制動閘剎住，右側工作閘松開，此時滾筒被剎住，行星輪架3與滾筒相連接，也不旋轉，行星齒輪不作公轉只作自轉，同時帶動內齒輪空轉（此為停止狀態）；2）如果將左側制動閘松開，右側工作閘剎住，內齒輪停止不轉，行星齒輪除作自轉外，還要作公轉，帶動行星輪架3轉動，滾筒與行星輪架相連接，也旋轉起來，即可進行牽引（此為工作狀態）；3）如果兩側閘都松開，行星輪架3呈浮動狀態，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態）。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：最低繩速：則：(2.1)根據傳動方案圖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等外部因素引起的附加動載荷而引入的系數，取由式(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《機械零件設計手冊》，得到電動機的型號：。額定功率；實際轉速；；；；其外形尺寸：；電機中心高度：；電動機軸直徑長度：。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，采區上、下山運輸等，應選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。由于調度絞車是用以調度車輛的一種絞車，常用于井下采區、煤倉用裝車站調度室、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：繩股繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡。其主要參數如下：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，就會顯得不協調。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。讓人看起來協調、美觀、大方。根據總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為。3.2.3滾筒的外徑滾筒的容繩量，我們設定為，據以上設計可知，每一層纏繞的圈數：每一圈所纏繞的長度：∴鋼絲繩的纏繞層數為則:滾筒的外徑：式中，─為鋼絲繩直徑，∴取外徑，可算出最大速度。轉速由于，即可得，同已知的最高速度一樣，所以符合條件。4行星齒輪傳動概論齒輪傳動在各種機器和機械設備中已獲得了較廣泛的應用。例如，起重機械、工程機械、冶金機械、建筑機械、石油機械、紡織機械、機床、汽車、飛機、火炮、船舶和儀器、儀表中均采用了齒輪傳動。在上述各種機器設備和機械傳動裝置中，為了減速、增速和變速等特殊用途，經常采用一系列互相嚙合的齒輪組成的傳動系統，在《機械原理》中，便將上述的齒輪傳動系統稱之為輪系。4.1行星齒輪傳動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計問題。根據齒輪系運轉時其筆順齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。1）普通齒輪傳動（定軸輪系）當齒輪系運轉時，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（或稱為定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均互相平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。2）行星齒輪傳動（行星輪系）當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個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，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪。行星齒輪傳動按其自由度的數目可分為以下幾種。（1）簡單行星齒輪傳動具有一個自由度（W=1）的行星齒輪傳動。對于簡單行星齒輪傳動，只需要知道其中一個構件的運動后，其余各構件的運動便可確定。（2）差動行星齒輪傳動具有兩個自由度（W=2）的行星齒輪傳動，即它是具有三個可動外接構件（a、b和x）的行星輪系。對于差動行星齒輪傳動，必須給定兩個構件的運動后，其余構件的運動才能確定。。在行星齒輪傳動中作行星運動的齒輪，稱為行星齒輪（簡稱為行星輪）。換而言之，在齒輪系中，凡具有自轉和公轉的齒輪，則稱為行星輪。僅有一個齒圈的行星，稱為單齒圈行星輪；帶有兩個齒圈的行星輪稱為雙齒圈行星輪。在行星齒輪傳動中，支承行星輪并使它得到公轉的構件，稱為轉臂（又稱為行星架），用符號x表示。轉臂x繞之旋轉的幾何軸線，稱為主軸線。在行星齒輪傳動中，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a或b表示，內齒中心輪用符號b或e表示。最小的外齒中心輪a又可稱為太陽輪。而將固定不動的（與機架連接的）中心輪，稱為支持輪。在行星齒輪傳動中，凡是其旋轉軸線與主軸線相重合，并承受外力矩的構件，稱為其本構件。換言之，所謂基本構件就是在空間具有固定旋轉軸線的受力構件；其中也可能是固定構件。而差動行星齒輪傳動就是具有三個運動基本構件的行星齒輪傳動。在其三個基本構件中，若將內齒輪固定不動，則可得到應用廣泛的，輸入件為中心輪或轉臂，輸出件為轉臂或中心輪的行星齒輪傳動。仿上，當中心輪a固定不動時，則可得到輸入件為內齒輪b或轉臂x，輸出件為轉臂x或內齒輪b的行星齒輪傳動。當轉臂x固定不動時，則可得到所有齒輪細線均固定不動的普通齒輪傳動，即定軸齒輪傳動。由于該定軸齒輪傳動騍原來行星齒輪傳動的轉化機構，故又稱之為準行星齒輪傳動。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。——轉速，以每分鐘的轉數來衡量的角速度，。——角速度，以每秒弧度來衡量的角速度，。——齒輪a的轉速，。——內齒輪b的轉速，。——轉臂x的轉速，。——行星輪c的轉速，。——內齒輪b與中心輪a的齒數比。——內齒輪b固定，即,中心輪a輸入，轉臂x輸出時的行星齒輪傳動的傳動比。4.3行星齒輪傳動的特點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、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發動機、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。行星齒輪傳動的主要特點如下。1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪的周圍均勻地分布著數個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數。此外，在結構上充分利用了內嚙合承載能力大和內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，質量小，結構非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的（即在承受相同的載荷條件下）。2）傳動效率高由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能互相平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達。3）傳動比較大，可以實現運動的合成與分解只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優點。而且，它還可以實現運動的合成與分解以及實現各種變速的復雜的運動。4）運動平穩、抗沖擊和振動的能力較強由于采用了數個結構相同的行星輪，均勻地分布中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互了解。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。總之，行星齒輪傳動具有質量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選項用得當）等優點。因此，行星齒輪傳動現已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器、和儀表各方面。行星傳動不僅適用于高轉速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也已獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發展的重點之一。隨著行星傳動技術的迅速發展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達到，輸出轉矩已達到。據有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發展方向如下。（1）標準化、多品種目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；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品。（2）硬齒面、高精度行星齒輪傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。（3）高轉速、大功率行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。（4）大規格、大轉矩在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規格的行星齒輪傳動已有了較大的發展。行星齒輪傳動的缺點是：材料優質、結構復雜、制造和安裝較困難人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產工藝水平也不斷提高。因此，對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。實踐表明，在具有中等技術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減速器。應該指出，對于行星齒輪傳動的設計者，不僅應該了解其優點，而且應該在自己的設計工作中，充分地發揮其優點，且把其缺點降低到最低的限度。從而設計出性能優良的行星齒輪傳動裝置。5減速器設計5.1總傳動比及傳動比分配5.1.1總傳動比(5.1)式中，為電動機轉速為滾筒轉速據滾筒及其部件設計，滾筒直徑則所以，總傳動比在傳遞動力時,行星輪數目越多越容易發揮行星齒輪傳動的優點,但是行星數目的增加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4個,特別是3個行星輪。取行星輪的數目為3。因為行星輪數目，傳動范圍只有，故選用兩級行星齒輪傳動機構。5.1.2傳動比分配多級行星齒輪傳動的傳動比分配原則是各級傳動之間等強度，并希望獲得最小的外廓尺寸，在兩級NGW型行星齒輪傳動中，用角標表示高速級參數，表示低速級參數。設高速級和低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則；取行星輪數目；對于兩級NGW型行星齒輪傳動，可使低速級內齒輪分度圓直徑與高速級內齒輪分度圓直徑之比接近于，之比值用表示，通常令，并取；取載荷不均勻系數；取齒寬系數。兩級NGW型行星齒輪傳動的傳動比分配可利用圖17.2-4《機械設計手冊》，圖中和分別為高速級及總的傳動比，可按下式計算式中——行星輪數目；——齒寬系數；——載荷不均勻系數見表17.2-16；查《機械設計手冊》——接觸強度的齒向載荷分布系數；——動載系數；——接觸強度的壽命系數；——工作硬化系數；——計算齒輪的接觸疲勞極限，取值查第16篇第2章。查《機械設計手冊》、、的比值，可用類比法進行試湊，或取三項比值的乘積等于。取如全部齒輪硬度，可取。∴由公式(5.1)可計算出E值：再使用圖17.2-4《機械設計手冊》,即可查出NGW型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配，圖中和分別為高速級及總的傳動比，如果最后標得的值大于，則取。由圖17.2-4，查得那么低速級傳動比。5.2高速級計算5.2.1配齒計算確定齒數應滿足的條件：行星齒輪傳動各齒輪齒數的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數的選擇，還須滿足其傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。通常電動滾筒中取行星輪數目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發揮不了行星齒輪傳動的優點，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。各輪齒數按公式進行配齒計算，計算中根據并適當調整，使等于整數，再求出，應盡可能取質數，并使整數。則這些符合取質數，/整數，/整數，且及無公約數，整數的NGW型配齒要求。5.2.2變位方式及變位系數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的選擇具有較大的靈活性。變位齒輪有高變位和角變位，兩者在漸開線行星齒輪傳動中都有應用。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，拼湊中心距，改善嚙合特性及提高承載能力。由于高變位的應用在某些情況下受到限制，因此角變位在漸開線行星齒輪傳動中更為廣泛的應用。常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數可按表13-5-13及13-5-4、圖13-5-5和圖13-5-6確定。參考《機械零件設計手冊》此行星齒輪傳動采用的變位方式為高變位；表13-5-13《機械零件設計手冊》詳細說明了高變位的系數的選擇的情況:（1）太陽輪負變位，行星輪和內齒輪正變位。即：和按圖13-5-4及圖13-5-5確定。選《機械零件設計手冊》（2）太陽輪正變位，行星輪和內齒輪負變位。即：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，5.2.3按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數輸入轉距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。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：齒寬系數的推薦范圍表。查表得：，取太陽輪齒寬：取；行星輪齒寬：取；內齒輪齒寬：。5.3.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度1）動載系數和速度系數動載系數和速度系數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：動載系數是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節誤差、齒形誤差而引起的內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：取；速度系數由《機械設計手冊》查得2）齒向載荷分布系數、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、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（圖13-5-12）;查看《機械設計手冊》——齒寬和行星輪數目對和的影響系數。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：可見算出來的數值有點偏高。另外在NGW型和NW型行星齒輪傳動的內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及先求端面重合度：式中則因為是直齒齒輪，總重合度節點區域系數：式中，∴彈性系數：接觸強度計算的重合度系數：接觸強度計算的螺旋角系數：接觸強度計算的壽命系數：因為當量循環次數，則。最小安全系數：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：取。齒面工作硬化系數：取=1。接觸強度計算的尺寸系數：=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：則計算結果，A-C接觸強度通過。用40Cr鋼（40MnB鋼）調質后表面淬火，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，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的影響，與齒數、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪齒形系數可查表6-5《機械設計》課本。——應力修正系數，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、變位系數有關，與模數無關。標準齒輪應力修正系數可查表6-5《機械設計》課本。——重合度系數，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上界點時齒根彎曲應力的系數，相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數不同，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：重合度系數式中，——螺旋角系數；因為是直齒輪，所以取=1考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻性，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，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應大于接觸強度的安全系數，，取由《機械設計》課本查取：40Cr調質、表面淬火。A-C傳動改用材質后，彎曲強度驗算也通過。（參考圖6-3查取）5.3.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度1）根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為內嚙合，，所以2）核算內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，通常取則45號鋼調，則內齒輪用45號鋼調質鋼，調質硬度，接觸強度符合要求。3）彎曲強度的驗算只對內齒輪進行驗算，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，所以C-B傳動中的內齒輪彎曲強度符合要求。5.4傳動裝置運動參數的計算5.4.1各軸轉速計算高速級行星架軸轉速：主軸轉速：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速：式中，——電動機轉動，；——高速級傳動比；——低速級傳動比。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：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。5.4.3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：5.4.4各軸轉速、功率、扭矩列表（見表5.1）表5.1各軸轉速、功率、扭矩列表軸號轉速輸出功率輸出扭矩傳動比效率電機軸14403.523.2高速級行星架軸282.3533.328112.5615.10.98主軸282.3533.328112.5615.10.98低速級行星架軸63.73.13469.2544.43330.98卷筒軸63.73.13469.25410.986傳動軸的設計計算6.1計算作用在齒輪上的力軸的轉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，調質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軸的材料查得則取6.3軸的結構設計6.3.1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6.1軸的結構圖6.3.2確定各軸段直徑和長度eq\o\ac(○,1)段軸和轉臂是通過鍵聯接起來的。轉臂的轂孔長度為，為了使軸和轉臂運行更加安全，所以用螺釘把它們聯接在一起。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圈，且符合標準軸承內徑。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圈，且符合標準軸承內徑。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，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，，，，，。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，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，調質處理。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。7滾動軸承的選擇與壽命計算7.1基本概念及術語1）壽命指一套滾動軸承，其中一個套圈（或墊圈）或滾動體的材料出現第一個疲勞擴展跡象之前，一個套圈（或墊圈）相對另一個套圈（或墊圈）的轉數。2）可靠度（即軸承壽命的可靠度）指一組在同一條件下運轉的、近于相同的滾動軸承所期望達到或超過規定壽命的百分率。單個滾動軸承的可靠度為該軸承達到或超過規定壽命的概率。3）靜載荷當軸承套圈或墊圈的相對旋轉速度為零時（向心或推力軸承）或當滾道元件在滾動方向無動力時（直線軸承），作用在軸承上的載荷。4）動載荷當軸承套圈或墊圈的相對旋轉時（向心或推力軸承）或當滾道元件在滾動方向運動時（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載荷或軸向基本額定動載荷為基礎的壽命的預測值。6）基本額定壽命與90%可靠性關聯的額定壽命。7）徑向基本額定動載荷指一套滾動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。對于單列角接觸軸承，該載荷是指引起軸承套圈相互間產生純徑向位移的載荷的徑向分量。8）軸向基本額定動載荷指假想作用于滾動軸承的恒定的中心軸向載荷，在該載荷作用于滾動軸承的基本額定壽命為一百萬轉。9）徑向（或軸向）當量動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，滾動軸承具有與實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體及滾道的總永久變形量相對應的徑向靜載荷（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，在最大接觸應力下，滾動體與滾道接觸處產生的總永久變形量為滾動體直徑的，對于單列角接觸軸承，徑向額定載荷為引起軸承套圈彼此相對純徑向位移的載荷的徑向分量。11）徑向（或軸向）當量靜載荷該徑向靜載荷（或中心軸向靜載荷）會使受最大應力的滾動體和滾道接觸處產生的總永久變形量與實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軸承的類型與多種因素有關，通常根據下列幾個主要因素。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，可選用調心球軸承、調心滾子軸承；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，若同時要求調心性能，可選推力調心滾子軸承。3）軸承工作轉速。4）旋轉精度。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，一是可選用內圈或外圈無擋過的軸承，另一種是在內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，或選用內圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調心滾子軸承、調心球軸承。7.3按額定動載荷選擇軸承選擇軸承一般應根據機械的類型、工作條件、可靠性要求及軸承的工作轉速，預先確定一個適當的使用壽命（用工作小時表示），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、農業機械、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，如發電站輔助設備、流水作業的傳動裝置、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。8鍵的選擇與強度驗算一般平鍵的選用步驟如下：（1）根據軸徑d鍵的標準，得到鍵的截面尺寸；（2）根據輪轂寬度B，查鍵的標準，在鍵長度系列中選擇適當的鍵長L；（3）驗算其強度。若發現強度不足時，可利用適當增大鍵的工作長度或改用雙鍵等方法，直到滿足條件為止。平鍵聯接可能的失效形式有：eq\o\ac(○,1)靜聯接時，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)動聯接時，工作面出現過度磨損；eq\o\ac(○,3)鍵被剪斷。實際上，平鍵聯接最易發生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發生鍵被剪斷的現象（除非有嚴重過載）。因此，平鍵聯接的強度計算一般只需進行擠壓強度或耐磨性計算。8.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算8.1.1鍵的選擇根據電動機的規格，電機軸的輸入直徑為。查普通平鍵（摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003），鍵的規格為鍵AGB/T1096-2003，即：，，。8.1.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯接的強度計算式為：擠壓強度條件(8.1)式中，——轉矩，；——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可得平鍵聯接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，——轉矩，；——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主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算8.3.1鍵的選擇太陽輪處的軸徑為。查摘自GB/T1095-2003,GB/T1096-2003，鍵的規格為鍵AGB/T1096-2003，即：，，。8.3.2鍵的驗算假設載荷為均勻分布，由圖8.1可得平鍵聯接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，——轉矩，；——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可得平鍵聯接的強度計算式為：擠壓強度條件式中，——轉矩，；——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。但考慮到安全,所以采用雙鍵,并按布置。9制動器的設計計算制動器的工作是以關掉電動機電源為前提的。因此，制動的實質就是由外力所產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，并繼續保持這種制動狀態，即正常停車制動。2）在發生緊急情況時，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）結構簡單、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。在此不可取；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，這樣會使結構復雜化。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，有利于結構的簡單化，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，結構簡單、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，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外抱帶式制動器結構外抱帶式制動器常用于中、小載荷的起重、運輸機械中，其結構見圖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。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整作用。調節螺栓（件3）的作用是調節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。兩個調節螺母（件8）的作用是與調節螺栓一起相配合來調節制動力矩，并在當制動力矩調整合適后，把調節螺栓與框架（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外抱帶式制動器結構圖9.4外抱帶式制動器的幾何參數計算1）根據制動帶磨損量確定起始角值（見圖9.2）圖9.2（1）有關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徑，則有，將代入前式后整理可得(9.1)我們取代入(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的銷座孔之間距離大小，朋而也影響著機構受力狀態的好壞及制動帶與制動輪貼合的緊密程度，并且，值大小還決定著調節螺栓的長度。故應先初步確定一個值，以便于計算程序的進行，待調節螺栓的長度確定后，再利用公式最后確定值。這樣，不但使結構緊湊，而且也使構件受力處于較佳狀態。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值在決定調節螺栓長度時，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值，等調節螺栓的長度確定后，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徑假設松開制動帶后，制動帶的內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，為了使處于松開狀態的制動帶不與制動輪相接觸，應使處于松開狀態的制動帶內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）求松開狀態下的銷座孔距由圖9.6可知：10）求調節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，則取（5）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）求框架內腔長度（見圖9.8）15）說明事項（1）調節螺栓只起到調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。10結構設計10.1行星齒輪傳動的均載機構10.1.1均載機構的類型和特點行星齒輪傳動通常采用幾個行星輪分擔載荷爾蒙，因而使其具有體積的質量小、承載能力高等突出優點。為了充分發揮行星齒輪傳動的上述優點，通常采用均載機構來補償不可避免的制造誤差，以均衡各行星輪傳動遞的載荷。采用均載機構不僅可以均衡載荷，提高齒輪的承載能力，還可降低運轉噪聲，提高平穩性，同時還可降低對齒輪的精度要求，從而降低制造成本。因此，在行星齒輪傳動中，均載機構已獲得廣泛應用。均載機構具有多種型式，我們所采用的是：行星架浮動的均載機構。行星架浮動的均載機構特點是：主要適用于三個行星輪的行星齒輪傳動。基本構件（太陽輪、內齒輪或行星架）沒有固定的徑向支承，在受力不平衡的條件下，可以徑向游動（又稱浮動），以使各行星輪均勻分擔載荷。在NGW型傳動中，由于行星架受力較大（二倍圓周力），有利于浮動。行星架浮動不要支承，可簡化結構，尤其利于多級行星齒輪傳動。但由于行星架自重大，速度高會產生較大的離心力，影響浮動效果，所以常用于速度不高的場合。10.1.2行星輪間載荷分布不均勻性分析如前如述，行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優點。這些都是由于在其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優點。這對于傳遞動力的行星齒輪傳動來說，采用多個行星輪的結構型式確是非常緊湊、承載能力更大。例如，在傳動比和名義功率相同的情況下，采用四個行星輪的行星齒輪傳動裝置的外形尺寸，僅為具有一個行星輪的行星齒輪傳動的一半；在相同結構尺寸的情況下，行星齒輪傳動所傳遞的轉矩為普通定軸齒輪傳動的45倍。但是，當人們在設計這種傳動效率高、體積小和傳動比大的行星齒輪傳動時，即使在設計過程中作了許多細致的工作，如果在結構上疏忽了由輸入齒輪（如中心輪）傳到各個行星輪的載荷分布的不均勻性問題，那么，就不能很好地發揮行星齒輪傳動的優越性。現在不少的行星齒輪傳動裝置正是在