最新版JTB04680466型调速型提升绞车的机械调速装置设计毕业论文Word格式.docx
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Lubricationsystemshouldconnectedwithautomaticprotectionsystemandthemainmotor。
Motordrives.drumthroughspindle。
Spindleisalsoamaincomponentinmechanicaltransmissionsystems。
Spindleshouldbeabletostandoutsideloadwithouttheoccurrenceofexcessiveresidualdeformationandelasticdeformationinthecourseofworkingprocess。
Atthesametimetoensureacertainlife。
Spindleisoftenthebiggestandthesizeandtorquedelivery。
Keywords:
=9606=160rmin
=（-）（-）=-
可得行星轮的转速：
=-240rmin,负号表示与太阳轮的转向相反。
2．行星齿轮传动的效率计算
η=1-|（-）（-1）|
=
为a—g啮合的损失系数，为b—g啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取=0.025
按=960rmin、=160rmin、=-5可得
0.025=97.92%
3.4行星齿轮传动的配齿计算
行星齿轮传动比符号及角标含义为：
a—中心轮、b—内齿轮、g—行星轮
3.4.1传动比条件
传动比的要求——传动比条件
即=1+
可得=5
所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。
3.4.2同轴条件
此处删除好多字，详细的图纸联系
保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件
为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合齿轮a—g的中心距等于内啮合齿轮b—g的中心距，即
称为同轴条件。
对于非变位或高度变位传动，有
m2（+）=m2（-）
得=2
3.4.3装配条件
保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件，想邻两个行星轮所夹的中心角=2π，中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，
即=2π
式中2π为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。
=n==1+
将和代入上式，有2π2π=1+
经整理后=+=6
满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。
3.4.4邻接条件
保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件，在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图3-3所示
图3-3行星齿轮传动结构示意图
可得2＞
满足邻接条件。
取=24，则=48，=120
3.5行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算
按齿根弯曲强度初算齿轮模数m
齿轮模数m的初算公式为
图3-4行星齿轮传动简图及构件的受力分析
按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为
=2000=2000=2000×
72.9472=2026N
而行星轮g上所受的三个切向力为
中心轮a作用与行星轮g的切向力为
=-=-2000=-2026N
内齿轮作用于行星轮g的切向力为
==-2000=-2026N
转臂H作用于行星轮g的切向力为
=-2=4000=4052N
转臂H上所受的作用力为
=-2=-4000=-4052N
转臂H上所受的力矩为
==-4000*=-4000×
218.8272×
108=-1312.8N.m
在内齿轮b上所受的切向力为
=-=2000=2026N
在内齿轮b上所受的力矩为
=2000==72.94×
2026360=1094N.m
式中—中心轮a的节圆直径，㎜
—内齿轮b的节圆直径，㎜
—转臂H的回转半径，㎜
4行星机构的结构设计及相关技术要求
4.1齿轮传动的均载机构
行星齿轮传动通常采用均载机构来体现其质量小、承载能力高等突出优点。
可以补偿制造误差，还可降低对齿轮的精度要求，以均衡各行星轮传动递的载荷。
均载机构具有多种型式，我们所采用的是行星架浮动的均载机构。
行星架浮动的均载机构特点是：
主要适用于三个行星轮的行星齿轮传动。
基本构件（太阳轮、内齿轮或行星架）没有固定的径向支承，在受力不平衡的条件下，可以径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。
在NGW型传动中，由于行星架受力较大（二倍圆周力），有利于浮动。
行星架浮动不要支承，可简化结构，尤其利于多级行星齿轮传动。
但由于行星架自重大，速度高会产生较大的离心力，影响浮动效果，所以常用于速度不高的场合。
4.1.1行星轮间载荷分布不均匀性分析
在传动比和名义功率相同的情况下，采用四个行星轮的行星齿轮传动装置的外形尺寸，仅为具有一个行星轮的行星齿轮传动的一半；
在相同结构尺寸的情况下，行星齿轮传动所传递的转矩为普通定轴齿轮传动的45倍。
但是由于不可避免的制造和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮间的载荷分布是不均匀的。
较严重的情况是：
有时载荷可能是集中在某一行星轮上，而其他的行星轮则被闲置，而不能起着传递动力的作用。
这就是某些行星齿轮传动时，认真地解决行星轮间载荷分配的不均匀性问题，这对于充分发挥其优越性就显得非常重要。
所谓行星轮间载荷分布均匀（或称载荷均衡），就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小相等。
求此行星齿轮传动的载荷不均匀系数
设中心轮上输入一个转矩，在理想的制造精度和刚度的条件下，中心轮上的轮齿就会与三个行星轮上的轮齿相接触（啮合），则各行星轮、和对中心轮的法向作用力、和的大小是相等的。
现取中心轮为受力对象，法向作用力、和组成为一个等边的力三角形，即各行星轮作用于中心轮上的力的主矢为零，；
而其主矩的大小则等于转矩。
因此，中心轮可达到无径向载荷地传递转矩。
但是，在没有采取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；
即使采用了某种均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮间的载荷分布也并非完全是均衡的。
行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、行星架和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。
而行星齿轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。
各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差，例如，中心线轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和行星架上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮、的运动误差和行星轮与中心轮啮合时的间隙或过盈。
由于上述这些行星轮与中心轮或仅与一个行星轮接触的情况，而中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙、……。
在输入转矩的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形，而使齿轮旋转某一角度，如果弧线的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即；
那么，其所有的载荷（切向力）就全部由一个中心轮相接触的行星轮传递，即。
当行星轮间的载荷分布均匀时，中心轮与每个行星轮啮合处的平均切向力为
式中，——中心轮与各行星轮啮合处的切向力之和，；
——行星轮数，取
——中心轮输入的转矩，；
——中心轮的分度圆直径，。
在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各行星轮间的载荷均匀分布；
其平均切向力为。
仿上，则可其载荷分配范围不均匀系数为
所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为。
4.1.2行星轮间载荷分布均匀的措施
为了使行星轮间载荷均匀分布，通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。
从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。
一般情况下主要靠机械的方法来实现均载的系统（简称为机械均载系统），其结构类型可分为如下两种。
（1）静定系统
具有浮动基本构件的系统。
全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。
（2）静不定系统
完全刚性构件的均载系统。
采用弹性件的均载有系统。
本次设计行星齿轮传动系统采用中心轮浮动
中心轮通过齿轮联轴器与主轴相连接。
当输入轴上施加力矩时，中心轮与三个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力、和。
若行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于齿轮联轴器对中心轮在径向上自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形；
而各力形成的力矩与外力矩平衡，即使各行星轮间的载荷分布均匀。
故在此情况下，其载荷分布不均匀系数。
由于中心轮的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；
与其连接的均载机构较容易制造，且便于安装。
尤其是当行星轮数，应用于中、低速行星传动时，其均载效果更好。
4.2行星轮的结构及支承结构
行星轮的结构
行星轮的结构根据传动型式、传动比大小、轴承类型及轴承的安装形式而定。
行星轮的轴承的行星传动中，是属于受载最重的支承。
在一般用途的中低速传动中，行星轮轴承多用滚动轴承。
在长期运行的大功率固定式装置行星传动及船舶行星传动中，常采用滑动轴承，此外在径向尺寸受到限制或速度很高，从而滚动轴承的寿命不足时，也常采用滑动轴承。
由行星齿轮传动的原理可知，行星轮是支承在动轴上的齿轮，即通过各类轴承将行星轮安装在行星架的动轴上。
而在行星齿轮传动中，行星轮在轴承是属于承受载荷最大的支承构件。
对于直径的2Z-X（A）型传动，可在行星轮的轮缘中仅安装一个滚动轴承作为其友承，但所选用的轴承必须具有限制其内外圈相对移动的特性。
一般情况下，行星轮可用两个滚动轴承来支承。
由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。
在内圈与心轴之间的环形间隙里，供有润滑的压力油。
在行星轮支承中，采用矩形截面的弹性挡圈来进行其轴向位置的固定。
这样做可以在行星轮轮缘的内表面上免去轴肩（用于轴承轴向固定）。
行星轮支承的轴向定位，可借助于淬硬并磨削加工的上推垫圈来实现。
采用成对使用的单列圆锥滚子轴承作为行星轮支承时，其工作能力取决于轴向游隙的调整。
对于轴向游隙的调整，一般是靠调整轴承中较松配合的非旋转圈来实现的。
如果行星轮不能采用上述的单列圆锥滚子轴承作为其支承的话，则应选用高精度的、径向游隙小的不能调整游隙的单列向心短圆柱滚子轴承（内圈一侧无挡边的）或滚针轴承。
4.3行星架结构设计
（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，采用单臂式行星架结构。
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45号钢，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。
（2）行星架的参数选择
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=
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mm
图4-1相邻行星轮轴孔示意图
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
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=18um
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.m
4.4对齿轮的要求
（1）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。
（2）齿轮精度
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。
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应的数值。
齿轮联轴器的齿轮精度一般取8级。
5轴承的选择及校核
5.1选择滚动轴承类型的主要因素
（1）允许空间。
（2）载荷大小和方向。
例如既有径向又有轴向的联合载荷一般选用角接触轴承或圆锥滚子轴承，如径向载荷大，轴向载荷小，可选深沟球轴承和内外圈都有挡边的圆柱滚子轴承，如同时还存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的情况，可选用调心球轴承、调心滚子轴承；
如轴向载荷大，径向载荷小，可选用推力角接角球轴承、推力圆锥滚子轴承，若同时要求调心性能，可选推力调心滚子轴承。
（3）轴承工作转速。
（4）旋转精度。
一般机械均可用G级公差轴承。
（5）轴承的刚性。
一般滚子轴承的刚性大于球轴承，提高轴承的刚性，可通过“预紧”，但必须适当。
（6）轴向游动。
轴承配置通常是一端固定，一端游动，以适应轴的热胀泠缩，保证轴承游动方式，一是可选用内圈或外圈无挡过的轴承，另一种是在内圈与轴或者外圈与轴承孔之间采用间隙配合。
（7）摩擦力矩。
需要低摩擦力矩的机械（如仪器），应尽量采用球轴承，还应避免采用接触式密封轴承。
（8）安装与拆卸。
装卸频繁时，可选用分离型轴承，或选用内圈为圆锥孔的、带紧定套或退卸套的调心滚子轴承、调心球轴承。
5.2轴承使用寿命的推荐值
按额定动载荷选择轴承，选择轴承一般应根据机械的类型、工作条件、可靠性要求及轴承的工作转速，预先确定一个适当的使用寿命（用工作小时表示），再进行额定动载荷和额定静载荷的计算。
当使用条件为每天8h工作的机械、但经常不是满载荷使用，如电机、一般齿轮装置、压碎机、起重机和一般机械时，使用寿命一般为1000025000
由轴承寿命计算公式可得
==6.4×
。
1、行星齿轮减速离合器
该行星机构设计成传动比i=6，具体尺寸参数见下表
中心轮a
行星轮g
内齿轮b
模数m
3
齿数z
24
48
120
分度圆直径d
72
144
360
齿顶圆直径
78
150
354.4
齿根圆直径
64.5
136.5
367.5
中心距a
==108
2、二级减速器
选用ZD-250型渐开线单级圆柱齿轮减速器，传动比=1.25,模数=5mm，小齿轮齿数=55,大齿轮齿数=70，输入轴直径=100mm,输出轴直径=110mm。
3、主轴装置
滚筒相关尺寸为直径D=800mm，宽度B=600mm,主轴直径d=140mm,齿轮啮合传动比为=4，模数=8mm，小齿轮齿数=33,大齿轮齿数=132
4、带式制动器
9绞车的使用与操作
9.1绞车的安装
滚筒应与滑轮或挂钩对中，此中线力求与绞车轴线垂直。
绞车使用场合流动性较大时，可用木板或槽钢作底盘，将绞车坚固其上，再用地锚固定起来，长期定点使用的绞车可安装于混凝土地基上，绞车安装必须稳定、可靠、绞车正常运转时底座不得有明显的振动。
9.2使用与操作
操作前注意事项
（1）检查钢丝绳接头是否牢固，支座螺栓和地脚螺栓是否紧固，绞车安装是否牢靠。
（2）检查调整刹车机构使之达到灵活、可靠。
（3）检查钢丝绳，不准有结节，扭绕现象，如有一个节距内断丝超过10%应予更换。
（4）检查电器线路，电机和按钮应接地良好，安全可靠。
（5）检查行车轨道有无障碍物，防止牵引过程中发生事故。
（6）在卷筒起动或停止时，其速度须逐渐增加或减少，不允许急骤的开车、停车，以防损坏传动件。
（7）电机开动时，严禁左右两个刹车同时刹紧，以防烧毁电机和损伤主机内部或其他意外事故。
（8）用户如有特殊要求而订做的非标准产品，相关注意事项，用户必须编进操作规程。
对操作工进行专项培训后方可上岗操作，以保证安全。
本绞车操作方便简单，操作者只需控制按钮和操纵两只制动手把即可，具体如下：
（1）操作时应集中精力，操作者只需控制按钮和看清信号，标志。
（2）操作时，首先用左刹车刹住卷筒，使卷筒静止，同时将制动轮上的右刹车松开，然后可开动电机，右端制动轮空转，这时将右端制动上的刹车逐渐刹紧，左端卷筒上的刹车逐渐松开，卷筒便开始旋转，即可进行牵引作业。
（3）放重物时，应松开右端制动轮上的制动闸并放松左端卷筒的制动闸，开启电机并使电机反转，下放的速度可借对卷筒的半制动加以控制,注意严禁关闭电动机时下放重物。
（4）要使牵引重物停止在某一位置，只需刹紧左端的卷筒制动闸，同时松开右端制动轮上的制动闸即可。
（5）在起动、停止、重物下放或其它情况下而需微程牵引时，只要上下来回交替操作两个刹车把，使卷筒间转间停即可。
（6）操作过程中发现响声不正常，制动不灵，绞车的卷筒，刹车带及轴承等温度剧烈上升（超过）等异常情况时。
必须停车检查，及时排除。
（7）钢丝绳在卷筒上要排列整齐，工作时不可全放完，在卷筒上至少应保留三圈。
（8）预定任务完成后，应松开右端制动轮上的刹车装置，切断电源，封闭开关。
10维护与保养
（1）司机必须每日对绞车各部分认真保养，工作前先检查并开空车试转，注意润滑状况是否良好。
工作过程中要经常注意油温是否正常，当发现绞车出现异常现象时，不得勉强继续工作，应及时停车并通知检修工对设备进行检修，做好检修记录。
下班时应清除设备上的灰尘等污物。
对长期搁置不用的绞车，必须在其裸露部分涂以防锈油脂，并应把绞车放在通风防潮的场合。
（2）每班都应注意检查刹车闸带的磨损情况和刹车的松紧是否合适，绞车转动是否灵活，工作是否可靠。
若刹车闸带被磨损必须立即更换。
（3）经常检查钢丝绳的磨损情况，对断裂严重的钢丝绳应及时更换。
（4）要根据绞车的实际使用情况有计划的安排小修和大修。
按实际使用时间累计，一般小修的周期为半年，大修的周期为二年。
小修的内容主要是：
消除刹车故障，更换油封消除漏油现象。
大修的内容是：
拆开全部零件，将零件清洗后，检查其磨损程度。
，更换或修复已磨损的零件，更换各处的润滑油和润滑脂，全面恢复绞车的工作能力。
绞车修理时应予更换的零件及注意事项如下：
（1）石绵带：
当石绵带的磨损厚度大于2毫米时，必须更换新的。
（2）轴承：
由于轴承的寿命是根据绞车的使用年限来选用的，所以在正常使用条件下，一般仅需在大修时根据实际情况拆换轴承。
齿轮：
由于齿轮磨损后会使绞车的效率降低、噪声加大、甚至使卷筒不能转动，因而应及时更换。
（3）其它零件如发现有过度磨损等缺陷，也必须及时更换。
（4）绞车的油漆面有油漆剥落现象时，应在修理时重新喷涂上油漆。
注意事项：
（1）绞车拆卸前必须熟练掌握其各部分构造，防止错装漏装。
装配时，
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