㈠ 電動絞車傳動系統是帶傳動還是鏈傳動
帶傳動。
電動絞車由電動機直接帶動行星齒輪傳動裝置，從而帶動絞車運行。該設計簡化了系統傳動過程，省略了液壓環節。
㈡ 求一張卷揚機的設計圖紙，卷揚機F=12t， 吊繩牽引v=0.3m/s， 捲筒直徑D=500mm，做過課題的跪求分享下感謝
一級直齒輪減速器說明書和裝配技術數據滾筒圓周力:F=1200N帶速:V=2.1M/S滾筒直徑：D=400mm全題目:一級圓柱直齒輪減速器參考書目:《機械設計基礎》任成高《簡明機械零件設計實用手冊》胡家秀其他也可發給我參考啊萬分感謝!!!也把它發到我的郵箱裡面看看吧。。[email protected]不過你也可以到我的博客裡面看看哦。/機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器目錄設計任務書……………………………………………………1傳動方案的擬定及說明………………………………………4電動機的選擇…………………………………………………4計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5傳動件的設計計算……………………………………………5軸的設計計算…………………………………………………8滾動軸承的選擇及計算………………………………………14鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16連軸器的選擇…………………………………………………16減速器附件的選擇……………………………………………17潤滑與密封……………………………………………………18設計小結………………………………………………………18參考資料目錄…………………………………………………18機械設計課程設計任務書題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一．總體布置簡圖1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器二．工作情況：載荷平穩、單向旋轉三．原始數據鼓輪的扭矩T（N•m）：850鼓輪的直徑D（mm）：350運輸帶速度V（m/s）：0.7帶速允許偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四．設計內容1.電動機的選擇與運動參數計算；2.斜齒輪傳動設計計算3.軸的設計4.滾動軸承的選擇5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設計計算說明書的編寫五．設計任務1．減速器總裝配圖一張2．齒輪、軸零件圖各一張3．設計說明書一份六．設計進度1、第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、第二階段：軸與軸系零件的設計3、第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1．電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2．電動機容量的選擇1）工作機所需功率PwPw＝3.4kW2）電動機的輸出功率Pd＝Pw/ηη＝＝0.904Pd＝3.76kW3．電動機轉速的選擇nd＝（i1』•i2』…in』）nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4．電動機型號的確定由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各級傳動比由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III鼓輪轉速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57轉矩（N•m）39.839.4191925.2888.4傳動比11551效率10.990.970.970.97傳動件設計計算1．選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°2．按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（10—21）試算，即dt≥1）確定公式內的各計算數值（1）試選Kt＝1.6（2）由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433（3）由表10－7選取尺寬系數φd＝1（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13計算應力循環次數N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥==67.85（2）計算圓周速度v===0.68m/s（3）計算齒寬b及模數mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt===3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4）計算縱向重合度εβεβ==0.318×1×tan14=1.59（5）計算載荷系數K已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42由表10—13查得KFβ=1.36由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得d1==mm=73.6mm（7）計算模數mnmn=mm=3.743．按齒根彎曲強度設計由式(10—17mn≥1）確定計算參數（1）計算載荷系數K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數Yβ＝0。88（3）計算當量齒數z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47（4）查取齒型系數由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取應力校正系數由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）計算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa（7）計算大、小齒輪的並加以比較==0.0126==0.01468大齒輪的數值大。2）設計計算mn≥=2.4mn=2.54．幾何尺寸計算1）計算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圓整後取255mm2）按圓整後的中心距修正螺旋角β=arcos=1355』50」3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=85.00mmd2=425mm4）計算齒輪寬度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II軸：1．初步確定軸的最小直徑d≥＝=34.2mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1==899NFr1=Ft=337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3．軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案i.I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii.II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。3.III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。4.IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。5.V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。6.VI-VIII長度為44mm。4．求軸上的載荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5．精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2）截面IV右側的截面上的轉切應力為由於軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）a)綜合系數的計算由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，，（[2]P38附表3-2經直線插入）軸的材料敏感系數為，，（[2]P37附圖3-1）故有效應力集中系數為查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）軸採用磨削加工，表面質量系數為，（[2]P40附圖3-4）軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為b)碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為，c)安全系數的計算軸的疲勞安全系數為故軸的選用安全。I軸：1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步確定軸的最小直徑3．軸的結構設計1）確定軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d)由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。e)考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2）各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b)該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d)該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。f)該段由聯軸器孔長決定為42mm4．按彎扭合成應力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為，又由於軸受的載荷為脈動的，所以。III軸1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步確定軸的最小直徑3．軸的結構設計1）軸上零件的裝配方案2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑607075877970長度105113.758399.533.255．求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.彎扭校合滾動軸承的選擇及計算I軸：1．求兩軸承受到的徑向載荷5、軸承30206的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核II軸：6、軸承30307的校核1）徑向力2）派生力，3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核III軸：7、軸承32214的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力由於，所以軸向力為，4）當量載荷由於，，所以，，，。由於為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為5）軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩（N•m）極限應力（MPa）高速軸8×7×60（單頭）25353.539.826.012×8×80（單頭）4068439.87.32中間軸12×8×70（單頭）4058419141.2低速軸20×12×80（單頭）75606925.268.518×11×110（單頭）601075.5925.252.4由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯軸器的設計計算由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84三、第二個聯軸器的設計計算由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）其主要參數如下：材料HT200公稱轉矩軸孔直徑軸孔長，裝配尺寸半聯軸器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84減速器附件的選擇通氣器由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5油麵指示器選用游標尺M16起吊裝置採用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5潤滑與密封一、齒輪的潤滑採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、滾動軸承的潤滑由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。四、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。設計小結由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。
㈢ 設計絞車傳動裝置的單級圓柱齒輪減速器。
由於裝置用於運輸機,原動機為電動機,所以工作情況系數為 ,
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4(GB4323-84) 材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ,
軸孔長 ,
裝配尺寸
半聯軸器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機,原動機為電動機,所以工作情況系數為 ,
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10(GB4323-84)
其主要參數如下:
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ,
裝配尺寸
半聯軸器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用,選通氣器(一次過濾),採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑,由於低速級周向速度為,所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑,取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為,所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利,考慮到該裝置用於小型設備,選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整,採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
㈣ 求帶式輸送機傳動裝置課程設計F=2300 v=1.5，滾筒直徑D=400，哪位大神以前有的 你能不能發給我
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
㈤ 調度絞車設計
調度絞車是礦山生產系統中最常用的機電設備，主要用於煤礦井下和其他礦山在傾角度小於30度的巷道中拖運礦車及其它輔助搬運工作，也可用於回採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，選擇後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採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，並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捲筒的正轉和停轉，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採用滾動軸承，運轉靈活。
JD-0.5型調度絞車採用行星齒輪傳動，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
ABSTRACT
Mine proction Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine and other mines in the mping of less than 30 degrees angle of the roadway in the haulage mine car handling and other auxiliary work, can also be used for mining and tunneling Face Face loading station on the scheling grouping tramcar.
In the design process in accordance with electric winch traction choose the type and the diameter of wire rope, after the choice of whether or not verify the speed consistent with the design requirements of speed, according to winch was designed by two rounds of the planet and used by the body floating completion of the slowdown and drive winch , The two planetary gear transmission in the drum on both sides, in accordance with design requirements so as to determine the structure and planetary recer in various parts of the drive size, according to choose the form of the structure of drum brakes for the belt brake, and various design Parts and components for checking and so on. Winch through the manipulation of gates and brake drum gates to achieve the winch is to turn and stop, thus realizing the weight of traction and the suspension of the two working condition. Winch in the design of the internal rotation of the rolling bearings are used, flexible operation.
JD-0.5 to Dispatching winch used planetary gear transmission, the winch is compact, rigid and efficient, easy to install mobile, starting a smooth, flexible operation, the brake reliable, low noise and flameproof performance, design reasonable, easy to operate, such as extensive use Characteristics.
Keywords：Scheling winch; belt braking; round of the planet.
目 錄
1 概述……………………………………………………………………………1
1.1調度絞車的簡介…………………………………………………………1
1.2用途及適用范圍…………………………………………………………2
1.3 本文所做的基本工作……………………………………………………2
2 調度絞車的總體設計…………………………………………………………3
2.1設計參數…………………………………………………………………3
2.2結構特徵…………………………………………………………………3
2.3 選擇電動機………………………………………………………………4
2.3.1電動機輸出功率的計算………………………………………………4
2.3.2確定電動機的型號……………………………………………………4
3 滾筒及其部件的設計…………………………………………………………5
3.1鋼絲繩的選擇……………………………………………………………5
3.2滾筒的設計計算…………………………………………………………6
3.2.1 滾筒直徑 ……………………………………………………………6
3.2.2 滾筒寬度 ……………………………………………………………7
3.2.3滾筒外徑 ……………………………………………………………7
4 行星齒輪傳動概論……………………………………………………………8
4.1行星齒輪傳動的定義……………………………………………………8
4.2行星齒輪傳動符號………………………………………………………9
4.3行星齒輪傳動的特點……………………………………………………10
5 減速器設計…………………………………………………………………11
5.1總傳動比及傳動比分配…………………………………………………11
5.1.1總傳動比………………………………………………………………11
5.1.2傳動比分配……………………………………………………………12
5.2高速級計算………………………………………………………………13
5.2.1配齒計算………………………………………………………………13
5.2.2變位方式及變位系數的選擇…………………………………………14
5.2.3 按接觸強度初算A-C傳動的中心距 和模數………………………15
5.2.4幾何尺寸計算…………………………………………………………16
5.2.5 驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………………………19
5.2.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………………………25
5.3低速級計算………………………………………………………………26
5.3.1配齒計算………………………………………………………………26
5.3.2變位方式及變位系數的選擇…………………………………………27
5.3.3 按接觸強度初算A-C傳動的中心距 和模數 ……………………27
5.3.4 幾何尺寸計算………………………………………………………29
5.3.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………………………32
5.3.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………………………38
5.4傳動裝置運動參數的計算………………………………………………39
5.4.1各軸轉速計算…………………………………………………………39
5.4.2各軸功率計算…………………………………………………………39
5.4.3各軸扭矩計算…………………………………………………………39
5.4.4各軸轉速、功率、扭矩列表（見表5.1）…………………………40
6傳動軸的設計計算……………………………………………………………40
6.1計算作用在齒輪上的力…………………………………………………40
6.2、初步估算軸的直徑……………………………………………………41
6.3軸的結構設計……………………………………………………………41
6.3.1確定軸的結構方案……………………………………………………41
6.3.2確定各軸段直徑和長度………………………………………………41
6.3.3確定軸承及齒輪作用力位置…………………………………………42
6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖………………………………………………42
6.5軸的計算簡圖……………………………………………………………44
6.6按彎矩合成強度校核軸的強度…………………………………………44
7滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………………………45
7.1基本概念及術語…………………………………………………………45
7.2軸承類型選擇……………………………………………………………46
7.3按額定動載荷選擇軸承…………………………………………………46
8鍵的選擇與強度驗算…………………………………………………………47
8.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算…………………………………48
8.1.1鍵的選擇………………………………………………………………48
8.1.2鍵的驗算………………………………………………………………48
8.2 主軸（滾筒軸）與行星架聯接鍵的選擇與驗算………………………49
8.2.1鍵的選擇………………………………………………………………49
8.2.2 鍵的驗算……………………………………………………………49
8.3 主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算…………………………………49
8.3.1 鍵的選擇……………………………………………………………49
8.3.2 鍵的驗算……………………………………………………………49
8.4 行星架與滾筒聯接鍵的選擇與驗算…………………………………50
8.4.1 鍵的選擇……………………………………………………………50
8.4.2 鍵的驗算……………………………………………………………50
9 制動器的設計計算…………………………………………………………51
9.1制動器的作用與要求……………………………………………………51
9.1.1 制動器的作用：………………………………………………………51
9.1.2 制動器的要求：………………………………………………………51
9.2 制動器的類型比較與選擇……………………………………………51
9.2.1制動器的類型有：……………………………………………………51
9.2.2 制動器的選擇………………………………………………………51
9.3 外抱帶式制動器結構…………………………………………………52
9.4 外抱帶式制動器的幾何參數計算……………………………………52
10 結構設計……………………………………………………………………62
10.1 行星齒輪傳動的均載機構……………………………………………62
10.1.1 均載機構的類型和特點……………………………………………62
10.1.2 行星輪間載荷分布不均勻性分析…………………………………63
10.1.3 行星輪間載荷分布均勻的措施……………………………………65
10.2 行星輪的結構及支承結構……………………………………………67
10.2.1 行星輪的結構………………………………………………………67
10.2.2 行星輪的支承結構…………………………………………………68
11 主要零件的技術要求………………………………………………………71
11.1 對齒輪的要求…………………………………………………………71
11.1.1 齒輪精度……………………………………………………………71
11.1.2 對行星輪製造方面的幾點要求……………………………………71
11.1.3 齒輪材料和熱處理要求……………………………………………71
12 絞車的安裝及安裝調試……………………………………………………72
12.1 絞車的安裝……………………………………………………………72
12.2 絞車安裝調試…………………………………………………………72
13 使用與操作…………………………………………………………………72
13.1 一般要求………………………………………………………………72
13.2 操作前注意事項………………………………………………………72
13.3 操作要求和操作方法…………………………………………………73
14 安全保護……………………………………………………………………74
15 維護與保養…………………………………………………………………74
16 可能發生的故障及消除方法………………………………………………76
17 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
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