【正文】 分配：由上面的選型及計算可知：電機的轉速 =1480 r/min卷筒轉速 = r/min可得總傳動比為= = = 傳動比的分配按三級傳動，因此應進行傳動比分配，分配的原則為：1）使各級傳動的承載能力大致相等，即齒面接觸強度大致相等；2）使減速機構獲得最小的外形尺寸和重量；3）使各級傳動的大齒輪浸油深度大致相等。二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 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 = （21）式中d－鋼絲繩最小直徑 C－選擇系數(shù) ，取C = S－鋼絲繩最大靜拉力N則由公式（21）可得：d = 所以選擇鋼絲繩直徑d =初選鋼絲繩直徑 = 型號為：619（a）－－155：由鋼絲繩型號知：鋼絲繩公稱抗拉強度為1550 所以最小鋼絲破斷拉力總和 整條鋼絲繩的破斷拉力為 （22） 式中：—拉力影響系數(shù)，取=安全系數(shù)所以=5故所選鋼絲繩滿足要求。高速級行星架無支承并與低速級太陽輪固定聯(lián)接。倒替松開（或閘?。┕ぷ鏖l或制動閘，即可使調度絞車在不停電動機的情況下實現(xiàn)運行和停車。從而帶動與其相連的帶動轉動，此時Z6的運行方式很類似太陽系中的行星（如地球）的運動方式，齒輪Z6又稱行星齒輪，其傳動方式稱為行星傳動。A1234567B 調度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調度編組礦車，在中間巷道中拖運礦車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。 主要設計參數(shù)為： 牽引力 ≈30 繩速 ≈ 容繩 ≈500 m 當需要作反向提升時，必須重新按動啟動按鈕，使電機反向運轉。此法的優(yōu)點是機構中無多余約束，結構簡單，浮動效果好，沿齒長方向的載荷分布均勻。 卷筒的名義直徑 （23）式中：—按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑 d—鋼絲繩直徑 h—與機構工作級別和鋼絲繩的結構有關的系數(shù)，因為機構的工作級別為M5級，所以取h =18 確定卷筒的寬度B初選每層纏繞圈數(shù)z=21B=式中：—鋼絲繩排列不均勻系數(shù) 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為:n=13 驗算卷筒容繩量L L = （24）= m式中：—鋼絲繩每層降低系數(shù)。為此，一般取 q =式中：—使用系數(shù)。由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力 式中：= —端面內分度圓上的名義切向力，取 = Nb—工作齒寬， 取b =108 —法向模數(shù)，取=5= =載荷系數(shù) ==式中： —使用系數(shù)。取= —重合度系數(shù)。取=式中：—應力修正系數(shù)。 第二級傳動齒輪模數(shù)m模數(shù)m由強度計算或結構設計確定 式中 ——綜合系數(shù)，齒輪為7級精度等級沖擊取=~，8級精度等級中等沖擊取=~，沖擊較大、不變位時取較大值。取=1 —動載系數(shù)。= —螺旋角系數(shù)。取=—壽命系數(shù)，取=—圓角敏感系數(shù)，取=—表面狀況系數(shù)。由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合=左右，內嚙合=左右。把相關數(shù)據(jù)代入（55）、（56）、（57）、（58），可得計算結果如下：太陽輪d =246 = 144 =144＋26(1＋－) = =144－26(1＋－) = =144 = 行星輪d =637 =222 =222＋26(1＋－) = =222－26(1＋－) = =222 = 內齒輪d =699 =594 =594－26(－＋) = =594＋26(＋－) = =594 = 嚙合要素計算 a—c傳動端面重合度Ⅰ) 頂圓齒形曲徑把相關數(shù)據(jù)代入（55）可得：太陽輪 = = 行星輪 = = Ⅱ) 端面嚙合長度把相關數(shù)據(jù)代入（510）中，得 =＋－180 = 式中 —端面節(jié)圓嚙合角，直齒輪 = = Ⅲ) 端面重合度把相關數(shù)據(jù)代入（511）得： = = c—b傳動端面重合度Ⅰ) 頂圓齒形曲徑行星輪由上面計算得 = 把相關數(shù)據(jù)代入（59）得： 內齒輪 = = Ⅱ) 端面嚙合長度由公式（512）得 = = －＋180 = Ⅲ) 端面重合度 由公式(513)得 = = = 齒輪強度驗算 外嚙合Ⅰ)齒面接觸疲勞強度計算接觸應力由公式（515）得齒面接觸應力的基本值 = = =1 = 式中：—端面內分度圓上的名義切向力， =9549 =9549 = = = = N b—工作齒寬，b = =144 = 取b =100 —小齒輪分度圓直徑，取 =144u—齒數(shù)比，u =/ =37/24 =—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，（）/() =(+)/(24+37) =， =0，查圖，取 =—彈性系數(shù)，查表取 =—重合度系數(shù)， =， =0查圖取 =—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，由公式（514）得接觸應力 = = = 式中： —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 = —動載系數(shù)，6級精度，查表 取 = —計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，按 =， =3，查圖得， =,取 =， =， =1+（1） =1+（） = —計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，按 =，6級精度，硬齒面，查圖69，取 =1 —計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),行星架浮動，查表取 =許用接觸應力由公式(516)得 = = = 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數(shù)，按高可度查表622取 = —計算接觸強度的壽命系數(shù)，按工作10年，每年300天，每天14個小時，計算應力系數(shù)， =60（）t =60(1470973)31030014 = 按圖，取 =1—潤滑油系數(shù)，HRC =HV713, v = m/s, 查表用中型極壓油 =150 =150 取 =—工作硬化系數(shù)，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1—速度系數(shù)，查圖取 =—粗糙度系數(shù)，按8， =， = = =，取 =—尺寸系數(shù)，m 5,取 =1故 接觸強度通過。Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力由公式(524)得齒根彎曲應力基本值 = = = 式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，取 =—載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，取 =—計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)，—計算彎曲強度的重合度系數(shù)，取 =b—工作齒寬，由公式(523)得 = =1= 式中：—使用系數(shù)， —動載系數(shù)， —計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 = —計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 —計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 ==—計算齒根彎曲應力基本值，許用齒根應力由公式（525）得 = =1 =360 式中：—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， —試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取 =2 —計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1—計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，取 =—相對齒根圓角敏感系數(shù)， =—相對齒根表面狀況系數(shù)，取 =—計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，故：,彎曲強度通過。(2)校核危險截面的安全因數(shù)1）彎矩作用時的安全因數(shù)由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據(jù)表中彎矩作用時的安全因數(shù)為 = 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應力幅 = =其中，抗彎截面系數(shù)W = —彎曲平均應力， =0 —正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數(shù)，查表可得 = —材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =2）轉矩作用時的安全因數(shù) 考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數(shù)為 =式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應力幅 = =其中，抗彎截面系數(shù)W =—平均切應力， = = —正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =，所以取 =，—表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =—尺寸因數(shù)，查表可得 =—材料扭轉時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =3）截面A的疲勞強度安全系數(shù) = 查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數(shù)=～S ，該軸截面A 疲勞強度足夠。，軸的受力分析 見（） a 求支反力設由于力產生的作用，各支反力分別為，（）容易求得== =20 – =b 作彎矩和轉矩圖由于作用而作出彎矩圖（）= 作轉矩圖（） 1按當量彎矩計算軸徑 按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = =(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =)在結構設計時,取d =90是滿足強度要求的.(1)確定危險截面根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上B截面分析。(2)校核危險截面的安全因數(shù) 1）彎矩作用時的安全因數(shù) 由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據(jù)表中彎矩作用時的安全因數(shù)為 = 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應力幅 = = 其中，抗彎截面系數(shù)W = —彎曲平均應力， =0 —扭轉有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數(shù)，查表可得 = —材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =2）轉矩作用時的安全因數(shù) 考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性力和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數(shù)為 =式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應力幅 = =其中，抗彎截面系數(shù)W = —平均切應力， = = —正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數(shù)，查表可得 = —材料扭轉時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =3）截面B的疲勞強度安全系數(shù) = 查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數(shù)=～S ，該軸截面B疲勞強度足夠。由以上的計算可知：主軸的強度滿足要求。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。 確定危險截面。九、 行星架結構設計 行星架是行星傳動中結構比較復雜的一個重要零件，也是承受外力矩最大的零件?，F(xiàn)采用球墨鑄鐵QT6003，重量輕，離心力小，噪聲也小，既降低了成本，又不影響機構性能，且其它性能也有所提高。值主要取決于各軸孔的分度誤差，而分度誤差又取決于機床和工藝裝配的精度。 十、軸承及校核 行星軸直徑d =45 為了無多余約束的均載機構的需要，其上調心滾子軸承選用代號為22209c的軸承。它們的型號選擇及其校核計算如下：Ⅰ軸承兩對，型號為6024，其主要參數(shù)為：d =120 D =180 B =28 Cr = 由于該軸承軸向受力可忽略不計，兩對軸承受徑向載荷最大為20313 N，徑向載荷最小為7813 N所以每對軸承的當量動載荷 = N =200 r/min由公式(101)可得 = = h