【正文】 ad in the installation of a 5axis extended sets of gear Z through the gears Z with gear Z3 and Z the movement spread to gear Z the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round of the Sun) And then led the two planetary gear Z and the gear Z7. Planetary gear freely installed in the two driven and connected to a fixed axis、 the largest in the gear Z7 Gear work with the external gateway、 used to control winch drum operation. (1)、絞車必須根據實際情況安排小修和大修，按實際使用時間累計，一般小修周期為半年，大修周期為兩年； (2)、小修的主要內容為：消除剎車故障，將左右兩剎車瓦對調使用，補充或更換潤滑脂，小修一般在現(xiàn)場即可； (3)、大修的主要內容為：拆除全部零件，清洗干凈，檢查其磨損度，更換或修復已磨損的零件，更換潤滑脂； (4)、修理后要試運轉，噴刷油漆后方可投入工作，大修宜在機修廠進行。在成批生產中，應選取偏心誤差相近的行星輪為一組，裝配時使同組各行星輪的偏心方向對各自中心線（行星架中心與該行星輪軸孔中心的邊線）呈相同角度，這們可使行星輪的偏心誤差的影響了降到最小。十四、 主要零件的技術要求1）精度等級行星齒輪傳動中，一般多采用圓柱齒輪，若有合理的均載機構，齒輪精度等級可根據其相對于行星架的圓周速度來確定。初步確定的值一般推薦在之間，取。調節(jié)螺栓的作用是調節(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。若用電力制動，必須配置防爆電器，這樣會使結構復雜化。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。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 =55000 hⅡ軸承兩對，型號為6418，主要參數塊為:d =90 D =225 B =54 Cr =148 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25000 N，徑向載荷最小為0 N所以每對軸承的當量動載荷 =12500 N =200 r/min由公式(101)可得 = = h =55000 hⅢ軸承兩對，型號為6212，其主要參數為：d =60 D =130 B =31 Cr = 由于兩對軸承雙并列用，所以軸向力不計，徑向載荷最大為17187 N，徑向載荷最小為4687 N所以每對軸承的當量動載荷 = N =200 r/min由公式(101)可得 = = h =55000 hⅣ軸承兩對，型號為6030，其主要參數為：d =150 D =225 B =35 Cr =102 軸承的當量動載荷為： =10937 N =200 r/min由公式(101)可得 = = h =55000 h由以上的計算可知，各軸承的壽命符合要求。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。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。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。(2)校核危險截面的安全因數 1）彎矩作用時的安全因數 由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數為 = 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W = —彎曲平均應力， =0 —扭轉有效應力集中因數，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數，查表可得 = —材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =2）轉矩作用時的安全因數 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W = —平均切應力， = = —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數，查表可得 = —材料扭轉時的平均應力折算因數，查表可得 =3）截面B的疲勞強度安全系數 = 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=～S ，該軸截面B疲勞強度足夠。(2)校核危險截面的安全因數1）彎矩作用時的安全因數由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數為 = 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W = —彎曲平均應力， =0 —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =，所以取 =， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 = —尺寸因數，查表可得 = —材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =2）轉矩作用時的安全因數 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W =—平均切應力， = = —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =，所以取 =，—表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =—尺寸因數，查表可得 =—材料扭轉時的平均應力折算因數，查表可得 =3）截面A的疲勞強度安全系數 = 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=～S ，該軸截面A 疲勞強度足夠。把相關數據代入（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據代入（55）可得：太陽輪 = = 行星輪 = = Ⅱ) 端面嚙合長度把相關數據代入（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據代入（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 = 把相關數據代入（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—齒數比，u =/ =37/24 =—節(jié)點區(qū)域系數，（）/() =(+)/(24+37) =， =0，查圖，取 =—彈性系數，查表取 =—重合度系數， =， =0查圖取 =—螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（514）得接觸應力 = = = 式中： —使用系數，中等沖擊，查表 取 = —動載系數，6級精度，查表 取 = —計算接觸強度的齒向載荷分布系數，按 =， =3，查圖得， =,取 =， =， =1+（1） =1+（） = —計算接觸強度的齒間載荷分布系數，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,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，按高可度查表622取 = —計算接觸強度的壽命系數，按工作10年，每年300天，每天14個小時，計算應力系數， =60（）t =60(1470973)31030014 = 按圖，取 =1—潤滑油系數，HRC =HV713, v = m/s, 查表用中型極壓油 =150 =150 取 =—工作硬化系數，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1—速度系數，查圖取 =—粗糙度系數，按8， =， = = =，取 =—尺寸系數，m 5,取 =1故 接觸強度通過。取=—壽命系數，取=—圓角敏感系數，取=—表面狀況系數。取=1 —動載系數。取=式中：—應力修正系數。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，取=5= =載荷系數 ==式中： —使用系數。為此，一般取 q =式中：—使用系數。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。 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。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。二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 鋼絲繩的選擇 根據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 ，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，取=安全系數所以=5故所選鋼絲繩滿足要求。 = =2查表定 = = = 則：q = = =計算 = ≈2以此值和傳動比得 = 可知： =i/=則= ==五、 兩級內齒圈傳動設計內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262～293試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級。取= —應力修正系數。由，則=則： 故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。取= —重合度系數。六、 行星輪傳動設計太陽輪和行星輪的材料均為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，表面硬度為HRC 57～61試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=1400 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪=