3.0吨调度绞车的设计-机械毕业论文【答辩优秀】

摘 要 本次设计的题目是 3 吨调度绞车的设计。调度绞车由于结构简单、重量不大、移动方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输工作。 绞车的主要特点为：结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高，安装及撤除操作方便、启动平 衡 （稳）、故障率低、常见故障易处理、维护方便。 我国许多调度绞车的设计是引进前苏联的技术，并在其基础上作了一些改进，本设计方案的主要特点： 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。 Z1/Z2 和 Z3/Z4 为两级内啮合传动， Z5、 Z6、 Z7 组成行星传动机构。在电动机轴头 上安装着加长套的齿轮 Z1，通过内齿轮 Z2、齿轮 Z3 和内齿轮Z4，把运动传到齿轮 Z5 上，齿轮 Z5 是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 Z6 和大内齿轮 Z7。行星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 Z7 齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动方式。另外，变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力。 本次设计主要对 两级内啮合传动和 一级 行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。 关键词： 调度绞车 ；行星齿轮；行星传动； 内啮合传动 Abstract The design is the subject of three tons scheduling winch design. Scheduling winch as simple structure, less weight, mobile convenience, and the ground was widely used in mining, metallurgical mines or construction sites, such as dispatching and other transportation work. Winch the main features are: small size and weight of the structure, the rope speed is not high, installation and removal easy to operate, start balance (stability), the failure rate is low and easy to deal with common fault, and easy maintenance. Many of our scheduling winches are designed to introduce the former Soviet Union, and on the basis of their made some improvements, the design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2 and Z3/Z4 for two Internal Drive, Z5, Z6, Z7 composition of planetary transmission mechanism. Installation of the motor shaft head of the extended sets of gear Z1, through the gears Z2, with gear Z3 and Z4, the movement spread to gear Z5, the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round the sun), Further promote the two planetary gear Z6, 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. In order to achieve good results, are contained in the design of the bodies contained no extra bound to take the floating manner. In addition, the use of variable gear can also get accurate than the drive to improve the quality and meshing transmission capacity. The design of the two main transmissions and meshing with a planetary gear transmission, the drum structure, such as brake carried out a detailed design. Key words: scheduling winch； planetary gear； planetary transmission； Internal Drive 目 录 一、整体方案设计 . 1 1.1 产品的名称、用途及主要设计参数 . 9 1.2 整体设计方案的确定 . 9 1.3 设计方案的改进 . 10 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 . 11 2.1 钢丝绳的选择 . 11 2.1.1 计算钢丝绳直径 . 11 2.1.2 钢丝绳强度校核： . 11 2.2 卷筒 . 12 2.2.1 卷筒的名义直径 . 12 2.2.2 确定卷筒的宽度 B . 12 2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为 : . 12 2.2.5 确定卷筒直径 . 13 2.2.6 卷筒厚度： . 13 三、 电机的选取： .14 3.1 系统的总效率 总 . 14 3.2 绳速的确定 . 14 3.3 电机的选型 . 15 四、总传动比的计算及传动比的分配 .15 4.1 总传动比的计算： . 15 4.2 传动比的分配 . 15 五、 两级内齿 圈传动设计 .17 5.1 齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定 . 17 5.2 确定各主要参数 . 17 5.2.1 传动比 . 18 5.2.2 第一级传动齿轮模数 m . 18 5.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 . 18 5.2.4 齿轮接触疲劳强度计算 . 19 5.2.5 齿轮强度校验 . 21 5.3 第二级传动齿轮模数 M . 25 5.3.1 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 . 26 5.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算 . 26 5.3.3 齿轮强度校验 . 28 六、 行星轮传动设计 .32 6.1 齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定 . 32 6.2 确定各主要参数 . 33 6.2.1 传动比 . 33 6.2.2 行星轮数目 . 33 6.2.3 载荷不均衡系数 . 33 6.2.4 配齿计算 . 33 6.2.5 太阳轮分度圆直径 . 33 6.2.6 计算变位系数 . 35 6.3 几何尺寸计算 . 38 6.4 啮合要素计算 . 38 6.4.1 a c传动端面重合度 . 38 6.4.2 c b传动端面重合度 . 39 6.5 齿轮强度验算 . 40 6.5.1 外啮合 . 40 6.5.2 内啮合 . 44 七、主轴的结构设计 .48 7.1 轴的材料的选定 . 48 7.2 轴直径的初步估算 . 48 7.3 轴的结构设计 . 49 八、行星轴的结构设计和校核 .64 8.1 行星轴 . 64 8.1.1 结构设计 . 64 8.1.2 行星轴材料 . 64 8.1.3 轴的受力分析 . 64 8.1.4 按当量弯矩计算轴径 . 65 8.1.5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 . 65 8.1.6 轴的表强度安全因数校核计算 . 66 8.2 行星轴校验 . 67 8.2.1 轴径 . 67 8.2.2 行星轴材料 . 67 8.2.3 轴的受力分析 . 67 8.2.4 按当量弯矩计算轴径 . 68 8.2.5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 . 69 8.2.6 轴的表强度安全因数校核计算 . 70 九、 行星架结构设计 .72 9.1 行星架形式的确定和材料的选定 . 72 9.2 行星架的技术要求 . 72 十、轴承及校核 .74 10.1 调心滚子轴承 . 74 10.2 深汮球轴承 . 75 十一、 联接（普通平键联接） .78 11.1 主轴上的平键联接 . 78 11.1.1 键的选取 . 78 11.1.2 键联接的强度校核 . 78 11.2 滚筒和行星架之间的联接 . 79 11.2.1 键的选取 . 79 11.2.2 键联接的强度校核 . 79 十二、减速器铸造机体结构尺寸 .80 12.1 铸造机体的壁厚 . 80 12.2 螺栓直径 . 80 十三、 制动器的设计计算 .81 13.1 制动器的作用与要求 . 81 13.1.1 制动器的作用 . 81 13.1.2 制动器的要求 . 81 13.2 制动器的类型比较与选择 . 81 13.2.1 制动器的类型 . 81 13.2.2 制动器的选择 . 81 13.3 外抱闸式制动器结构 . 81 13.4 外抱闸式制动器的几何参数计算 . 82 十四、 主要零件的技术要求 .88 14.1 对齿轮的要求 . 88 14.1.1 齿轮精度 . 88 14.1.2 对行星轮制造方面的几点要求 . 88 14.1.3 齿轮材料和热处理要求 . 88 十五、维护及修理 .89 15.1 润滑 . 89 15.2 维护 . 89 15.3 修理 . 89 ABSTRACT.90 摘要 .97 毕业设计总结 . 103 参考文献 . 104 一 、整体方案设计 1.1 产品的名称、用途及主要设计参数 本次设计的产品名称是 3 吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。 主要设计参数为： 牵引力 T 30 kN 绳速 v 1.2 m/s 容绳 H 500 m 1.2 整体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。 Z1/Z2 和 Z3/Z4 为两级内啮合传动， Z5、 Z6、 Z7 组成行星传动机构。 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 Z1，通过内齿轮 Z2、齿轮 Z3 和内齿轮 Z4，把运动传到齿轮 Z5 上，齿轮 Z5 是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 Z6 和大内齿轮 Z7。行星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 Z7 齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。 若将大内齿轮 Z7 上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮 Z5、 Z6 和 Z7。但由于 Z7 已被闸住，不能转动，所以齿轮 Z6 只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮 Z5 的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时 Z6 的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮 Z6 又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。 反之，若将大内齿轮 Z7 上的工作闸松开 ，而将滚筒上的制动闸闸住，因Z6 与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从 Z1 到 Z7 的传动系统变为定轴轮系，齿轮 Z7 做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。 为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。 1.3 设计方案的改进 为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多 余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。 设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比A 1 2 3 4 5 6 7 B 得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。 二、 牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 2.1 钢丝绳的选择 2.1.1 根据 GB/T8918 1996 知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静 拉力，按下式确定： d = C s （ 2-1） 式中 d钢丝绳最小直径 mm C选择系数 12mm/N ，取 C =0.1 S钢丝绳最大静拉力 N 则由公式（ 2-1）可得： d =17.32 mm 所以选择钢丝绳直径 d =19.5mm 初选钢丝绳直径 =19.5 mm 型号为： 6 19（ a） 19.5 155 2.1.2 钢丝绳强度校核： 由钢丝绳型号知： 钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2N/mm 所以最小钢丝破断拉力总和 138500s 2N/mm 整条钢丝绳的破断拉力为 pss （ 2-2） 0 .8 5 1 3 8 5 0 0 117725 2N/mm 式中： 拉力影响系数，取 =0.85 安全系数m a x117725 5 . 8 820000prsnT 所以 rrnn=5 故所选钢丝绳满足要求。 2.2 卷筒 2.2.1 卷筒的名义直径 0D h d （ 2-3） 式中：0D 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d 钢丝绳直径 h 与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数， 因为机构的工作级别为 M5 级，所以取 h =18 2.2.2 确定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 z=21 B=12 1 1 9 . 5 4310 . 9 5zdk 式中：1k 钢丝绳排列不均匀系数 2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为 : n=13 2.2.4 验算卷筒容绳量 L L = 021n z D d n d k （ 2-4） =413.95 m 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=0.9 2.2.5 确定卷筒直径 钢丝绳的最小缠绕直径 minD=0Dd=351+15.5=366.5 mm 钢丝绳的最大缠绕直径 maxD=0D+d+2 (n-1) d2k （ 2-5） =351+19.5+2 (13-1) 19.5 0.9 =791.7 mm 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=0.9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径： epD=m a x m i n1 ()2 DD （ 2-6） =12（ 366.5+791.7） =579.1 mm 卷筒的结构外径： m a x 23D D d 外=791.7+2 19.5 3=908.7 mm 取 D外=908.7 mm 2.2.6 卷筒厚度： 对铸铁卷筒：厚度 =0.020D+(6-10)=0.02 351+9=16.02 mm 三、 电机的选取： 3.1 系统的总效率 总 总 = 1 2 3 4 5 =0.960 0.990 7 20 . 9 7 0 0 . 9 9 0 0 . 9 8 0=0.825 式中：1 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1=0.960 2 搅油效率，取2=0.990 3 一级行星轮传动效率，各取3=0.970 4 七个滚动轴承的效率，各取4=0.990 5 两级内齿传动效率，各取 5 =0.980 3.2 绳速的确定 v = max min2vv=1.2 m/s 3.3 电机的选型 最大功率： P =F v =30 1.2 =36 kW 电机轴上的功率： P = P /总=36/0.825=43.636 kW 根据以上计算，选取电机的参数如下： 型号： Y250M-4 额定功率： 55 KW 满载转速： 1480 r/min 效率： 92.5% 堵 转 转 矩额 定 转 矩 = stNTT =2.0 堵 转 电 流额 定 电 流 = stNI =7.7 电机的实际输出功率： P=P 电 机 电 机=55 0.925=50.875 kW 所以该电机符合要求。 四、总传动比的计算及传动比的分配 4.1 总传动比的计算 ： 由上面的选型及计算可知： 电机的转速 n电 机=1480 r/min 卷筒转速 n输 出=37.799 r/min 可得总传动比为 i总 =nn电 机输 出 = 148037.799 =39.15 4.2 传动比的分配 按三级传动， 1 2 3i iii ，因此应进行传动比分配，分配的原则为： 1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强 度大致相等； 2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量； 3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。 为此，一般取 1 ( 0 . 0 1 0 . 0 6 )i i i q = 22 2 1 1 l i m 2121 1 2 2 l i m 12()()p d a A H p HHp d a A H P H Hn K K Kn k K K 式中：AK 使用系数。 中等沖击，1AK =2AK =1.25 1HPK 行星轮间载荷分配系数，行星架浮动， 6级精度，取1HPK =1.20 2HPK 行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动， 8级精度，取2HPK =1.05 1HK 综合系数。pn=3，高精度，硬齿面，取1HK =2HK =1.8 角标 1、 2表示第一级和第二级传动。 1pn =2pn =2 查表 163 定1()da =2()da =0.7 lim1H =lim2H 则： q = 1 12 2Hp HHP HKKKK = 1.2 1.81.05 1.8 =1.143 计算 3q =1.143 31.2 2 以此值和传动比得 1p =6.8 可知： 3i =i/1i=39.15/7.8=4.99 则1i=2.79 2i=2.79 3i=4.99 五、 两级内齿圈传动设计 5.1 齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定 内齿圈的材料为 40Cr,调质处理，硬度为 HBS 262 293 试验齿轮齿面接触疲劳极限 lim1H=650 2N/mm limF=220 2N/mm 齿轮的加工为插齿，精度为 7级。 5.2 确定各主要参数 由于属于低速传动，采用齿形角na= 020 ，直齿轮传动，精度为 6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。 5.2.1 传动比 1i=2.79 5.2.2 第一级传动齿轮模数 m 模数 m由强度计算或结构设计确定 1132l i m 11 2 . 1 ( )FaFdK T Ym m mz 式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =1.62.6， 8 级精度等级中等冲击取 K =2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 limFY 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 ()PT N mn P 额定功率， kW 1n 小齿轮转数（一般为第一级 即电机转数） ， /minr limF 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 MQ 级中等质量要求选取 d 齿宽系数，齿宽 b 与小齿轮分度圆直径 1d 的比值。 1 9 5 5 0 5 5 3 5 5 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 5 53 . 63 4 0 0 0 . 8m 取圆整 m =4 5.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 分度圆的压力角： 20n t a n t a n / c o stn 齿顶高系数： *1a anhh 纵向间隙系数 *1 0 .2 5ncc *1 co sncc 模数 m 的选取 m =4 5.2.4 齿轮接触疲劳强度计算 小轮分度圆直径1d，由下边公式 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu 齿宽系数 d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=0.8 小轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数2z 2z=1iz=2.79 27=75.33 齿数比 u u =21/zz=75/27 传动比误差 /uu /uu =0.33/2.77 0.05 小轮转矩1T 1T= 619 .5 5 1 0 /Pn= 69.55 10 55/1480 =354899 载荷系数 K AVK K K K K AK 使用系数，查表取AK=1 VK 动载系数，查表取VK=1.2 K 齿间载荷系数，由表取 1.1 K 齿间载荷分布系数，查表取 1.1 载荷系数 K KAVK K K K K=1 1.2 1.1 1.1=1.45 材料弹性系数EZ 查表取EZ=189.8 2/N mm 节点区域系数HZ 查图取 HZ=2.5 重合度系数 Z 由推荐值 0.85 0.92 ，则 Z=0.87 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 5 4 8 9 9 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 =96.41 mm 齿轮模数 m m =11/dz=96.41/27=3.57 mm ，取圆整 m =5 mm 小轮分度圆直径 1d 1d =1mz=5 27=135 mm 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 3 5 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0dn 取 v =10.46 /ms 标准中心距 a a =12( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 mm 齿宽 b b =1dd=0.8 135=108 mm 大齿轮齿宽 2bb 小齿轮齿宽1b 1b= 2b+（ 5 10） =115 mm 分度圆直径 2d=2zm=75 5=375 mm 基圆直径 2bd=2d cos=375 cos20 =352 mm 齿顶圆直径 2ad=2d- *2aah m d 式中 ad= *222tanahmz 当 *ah=1， =20 时 ad=215.1mz = 15.1 575 =1 2ad=2d- *2aah m d=375-2 1 5+1=366 mm 齿根圆直径 2 *2 2 ( )fad d h c m 2fd =375+2（ 1+0.25） 5=382.5 mm 全齿高 221 ()2 fah d d=12 （ 382.5 366） =8.25 mm 中心距 211 ()2a z z m=12（ 75-27） 5=120 mm 5.2.5 齿轮强度校验 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H 由公式（ 5-15）得齿面接触应力的基本值0H 0H =11tHEF uZ Z Z Zd b u 2N/mm =2.58 189.8 0.91 1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 9 11 3 5 1 0 8 2 . 7 9 =226.63 2N/mm 式中：tF 端面内分度圆上的名义切向力，取 tF =2776.16 N b 工作齿宽， 取 b =108 mm 1d 小齿轮分度圆直径，取1d =144 u 齿数比， u =cZ/aZ =75/27 =2.79 HZ 节点区域系数，取HZ =2.58 =0，查图 6-10，取 HZ =2.21 EZ 弹性系数，查表 16-7 取 EZ =189.8 Z 重合度系数，查图 16-10 取 Z =0.91 Z 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5-14）得接触应力H H =0H A v H H H PK K K K K 2N/mm = 226.63 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 309.62 2N/mm 式中 AK 使用系数，中等冲击，查表 16-5 取AK =1.25 vK 动载系数， 6 级精度，查表 16-5 取vK =1.01 HK 计算接触强度的齿向载荷分布 系数，取HK =1.12 HK 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 HK =1 HPK 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17-2 取HPK =1.2 0H 计算齿面接触应力的基本值， 许用接触应力HP HP =l i mm i nHN L v R xHZ Z Z Z Z ZS 2N/mm 式中：limH 试验齿轮的接触疲劳极限，取limH =1400 2N/mm minHS 计算接触强度的最小安全系数，取minHS =1.25 NZ 计算接触强度的寿命系数，取NZ =1.03 LZ 润滑油系数，取 LZ =1.06 Z 工作硬化系数， Z =1.1 vZ 速度系数，取vZ =0.905 RZ 粗糙度系数，取RZ =0.96 xZ 尺寸系数，取xZ =1 则HP = 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =1168.62 2N/mm 故 HHP 接触强度通过。 ）齿根弯曲疲劳强度， 计算齿根应力F F F K Y 式中： F = 2tnFbm 2tF 端面内分度圆上的名义切向力，取 2tF =2776.16 N b 工作齿宽， 取 b =108 mm nm 法向模数，取nm=5 F = 2 2 7 7 6 .1 61 0 8 5tnFbm =5.14 载荷系数 K AVK K K K K=1 1.2 1.1 1.1=1.45 式中： AK 使用系数。取AK=1 VK 动载系数。取VK=1.2 K 齿间载荷系数，取 K=1.1 K 齿间载荷分布系数，取 K=1.1 弯曲强度的重合度系数 Fa SaY Y Y Y Y 式中： FaY 齿形系数。取FaY=2.5 SaY 应力修正系数。取SaY=1.605 Y 重合度系数。 0 .7 50 .2 5Y =0.716 Y 螺旋角系数。 1120Y=1.0 则： 2 . 5 1 . 6 0 5 0 . 7 1 6 1 . 0 2 . 8 7 3F a S aY Y Y Y Y 5 . 1 4 1 . 4 5 2 . 8 7 3 2 1 . 4 1 2F F K Y 2N/mm 计算许用弯曲应力HP HP Y 式中 ： minFlimFS Flim 弯曲疲劳极限。由于材料为 40Cr，故取Flim=350 minFS 最小安全系数。取minFS=1.4 m i n350 2501 . 4F limFS ReS T N T r e iT it XY Y Y Y Y Y 式中： STY 应力修正系数。取STY=2.0 NTY 寿命系数，取NTY=1.0 reiTY 圆角敏感系数，取 reiTY =0.99 ReitY 表面状况系数。取ReitY=1.674-0.529 0.1( 1)ZR =1.063 XY 尺寸系数。由 5nm，则XY=1.0 Re 2 . 0 1 . 0 0 . 9 9 1 . 0 6 3 1 . 0 2 . 1 0 5S T N T r e i T i t XY Y Y Y Y Y 则： 2 5 0 2 . 1 0 5 5 2 6 . 2 5HP Y F HP 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。 5.3 第二级传动齿轮模数 m 模数 m由强度计算或结构设计确定 1132l i m 11 2 . 1 ( )FaFdK T Ym m mz 式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =1.62.6， 8级精度等级中等冲击取 K =2.53.9， 冲击较大、不变位时取较大值。 limFY 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 ()PT N mn P 额定功率， kW 1n 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数）， /minr limF 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 MQ 级中等质量要求选取 d 齿宽系数，齿宽 b与小齿轮分度圆直径 1d 的比值。 1 9 5 5 0 5 5 0 . 9 8 3 4 8 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 4 81 2 . 1 3 . 63 4 0 0 0 . 8m 取圆整 m =4 5.3.1 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算 分度圆的压力角： 20n t a n t a n / c o stn 齿顶高系数： *1a anhh 纵向间隙系数 *1 0 .2 5ncc *1 co sncc 模数 m 的选取 m =4 5.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算 小轮分度圆直径1d，由下边公式 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu 齿宽系数d 查表 ，按齿轮相对轴承为非对称布置 d=0.8 小轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数2z 2z=1iz=2.79 27=75.33 齿数比 u u =21/zz=75/27 传动比误差 /uu /uu =0.33/2.77 0.05 小轮转矩1T 1T= 619 .5 5 1 0 /Pn= 69.55 10 5 5 0 .9 8 / 1 4 8 0 =347801 载荷系数 K AVK K K K K AK 使用系数，查表取AK=1 VK 动载系数，查表取VK=1.2 K 齿间载荷系数，由表取 1.1 K 齿间载荷分布系数，查表取 1.1 载荷系数 K AVK K K K K=1 1.2 1.1 1.1=1.45 材料弹性系数EZ 查表取EZ=189.8 2/N mm 节点区域系数HZ 查图取 HZ=2.5 重合度系数 Z 由推荐值 0.85 0.92 ，则 Z=0.87 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 4 7 8 0 1 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 =95.77 mm 齿轮模数 m m = 11/dz=95.77/27=3.57 mm ，取圆整 m =4 mm 小轮分 度圆直径 1d 1d = 1mz =4 27=108 mm 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 0 8 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0dn 取 v =8.36 /ms 标准中心距 a a =12( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 mm 齿宽 b b =1dd=0.8 108=86.4 mm 大齿轮齿宽 2bb 小齿轮齿宽1b 1b= 2b+（ 5 10） =95.4 mm 基圆直径 2d=2zm=75 4=300 mm 分度圆直径 2bd=2d cos=300 cos20 =282 mm 齿顶圆直径 2ad=2d- *2aah m d 式中 ad= *222tanahmz 当 *ah=1， =20 时 ad=215.1mz = 15.1 575 =1 2ad=2d- *2aah m d=282-2 1 5+1=272 mm 齿根圆直径 2 *2 2 ( )fad d h c m 2fd =272+2（ 1+0.25） 5=294.5 mm 全齿高 221 ()2 fah d d=12 （ 294.5 272） =11.25 mm 中心距211 ()2a z z m=12（ 75-27） 5=120 mm 5.3.3 齿轮强度校验 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H 由公式（ 5-15）得齿面接触应力的基本值0H 0H =11tHEF uZ Z Z Zd b u 2N/mm =2.58 189.8 0.91 1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 7 18 6 . 4 1 0 8 2 . 7 7 =180.44 2N/mm 式中：tF 端面内分度圆上的名义切向力，取 tF =2776.16 N b 工作齿宽， 取 b =86.4 mm 1d 小齿轮分度圆直径，取1d =108 mm u 齿数比， u =cZ/aZ =99/37 =2.68 HZ 节点区域系数，取HZ =2.58 =0，查图 6-10，取 HZ =2.21 EZ 弹性系数，查表 16-7 取EZ =189.8 Z 重合度系数，查图 16-10 取 Z =0.91 Z 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5-14）得接触应力H H =0H A v H H H PK K K K K 2N/mm = 226.85 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 309.91 2N/mm 式中 AK 使用系数，中等冲击，查表 16-5 取AK =1.25 vK 动载系数， 6 级精度，查表 16-5 取vK =1.01 16-5 HK 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 HK =1.12 HK 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 HK =1 HPK 计算接触强度的齿间载荷不均衡系数 ,查表 17-2 取HPK =1.2 0H 计算齿面接触应力的基本值， 许用接触应力HP HP =l i mm i nHN L v R xHZ Z Z Z Z ZS 2N/mm 式中：limH 试验齿轮的接触疲劳极限，取limH =1400 2N/mm minHS 计算接触强度的最小安全系数，取minHS =1.25 NZ 计算接触强度的寿命系数，取NZ =1.03 LZ 润滑油系数，取LZ =1.06 Z 工作硬化系数， Z =1.1 vZ 速度系数，取vZ =0.905 RZ 粗糙度系数，取RZ =0.96 xZ 尺寸系数，取xZ =1 则HP = 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =1168.62 2N/mm 故 H 910 按图 16-18 ，取NZ =1 LZ 润滑油系数， HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表 18-10 用中型极压油 50v =150 610 2/ms =150 2/ms 取LZ =1.03 Z 工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图 16-22 取 Z =1 vZ 速度系数，查图 16-20 取vZ =0.96 RZ 粗糙度系数，按 8，zR =2.4 m，100zR =123 1002zzRR =32 .4 2 .4 1 0 02 6 8 .5 =2.72，取RZ =1.01 xZ 尺寸系数， m 5mm ,取xZ =1 故 HHP 接触强度通过。 ）齿根弯曲疲劳强度， 计算齿根应力F 由公式 (5-17)得 F =0F A V F F F PK K K K K 2N/mm 式中：AK 使用系数， VK 动载系数， FK 计算弯曲强 度的齿向载荷分布系数，FK =1.08 FK 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取FK =1 FPK 计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，FPK =1.3 0F 计算齿根弯曲应力基本值， 由公式 (5-18)得 0F =t FSnF Y Y Y Ybm 2N/mm 式中：FY 载荷作用于齿顶时的齿形系数，太阳轮ax =0.52，az =24，查图 16-25 取FY =2.28，行星轮，cx =0.584 ，cz =37，查图 16-25 ，取0F =2.14 SY 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查图 16-27 ，太阳轮取SY =1.82 行星轮SY =1.88， Y 计算弯曲强度极限的螺旋角系数， Y 计算弯曲强度的重合度系数， Y =0.826 b 工作齿宽， 许用齿根应力Fp 由公式（ 5-19）得 Fp =limminF ST NTFYYS relT RrelT xY Y Y 2N/mm 式中：limF 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， STY 试验齿轮的应力修正系数，取STY =2 NTY 计算弯曲强度的寿命系数，取NTY =1 minFS 计算弯曲强度的最小安全系数，按高可靠度，查表 16-8 ，取 m i n FS =1.6 relTY 相对齿根圆角敏感系数，查图 16-35 得太阳轮relTY =0.98，行星轮 relTY =1.01 RrelTY 相对齿根表面状况系数，取 1.045 xY 计算弯曲强度极限的尺寸系数， 太阳轮： 0F = 2 7 7 6 . 1 6 2 . 2 8 1 . 8 2 0 . 8 2 6 11 0 0 6 =15.86 2N/mm 则：弯曲 应力F =15.86 1.25 1.01 1.08 1 1.3 =28.11 2N/mm 许用弯曲应力Fp =350 2 11.6 0.98 1.045 1 =448 2N/mm 故：FFp,弯曲强度通过。 行星轮： 0F = 2776.16100 6 1 2.14 1.85 0.826 1 =15.13 2N/mm 则：弯曲应力F =15.13 1.25 1.01 1.08 1 1.3 =26.82 2N/mm 许用弯曲应力Fp = 245 2 1116 1.01 1.045 1 =323 2N/mm 故：FFp,弯曲强度通过。 6.5.2 内啮合 ）齿面接触疲劳强度 计算接触应力H 由公式（ 5-15）得齿面接触应力的基本值0H 0H =11tHEF uZ Z Z Zd b u 2N/mm =2.58 189.8 0.91 1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 8 6 11 4 4 1 0 0 2 . 8 6 =229.27 2N/mm 式中：tF 端面内分度圆上的名义切向力，取 tF =2776.16 N b 工作齿宽， 取 b =100 mm 1d 小齿轮分度圆直径，取1d =144 u 齿数比， u =cZ/aZ =99/37 =2.68 HZ 节点区域系数，取HZ =2.58 =0，查图 6-10，取 HZ =2.21 EZ 弹性系数，查表 16-7 取EZ =189.8 Z 重合度系数，查图 16-10 取 Z =0.91 Z 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1， 由公式（ 5-14）得接触应力H H =0H A v H H H PK K K K K 2N/mm = 229.27 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 313.23 2N/mm 式中 AK 使用系数，中等冲击，查表 16-5 取AK =1.25 vK 动载系数， 6 级精度，查表 16-5 取vK =1.01 16-5 HK 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 HK =1.12 HK 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 HK =1 HPK 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17-2 取HPK =1.2 0H 计算齿面接触应力的基本值， H =523.67 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 =523.67 2N/mm 许用接触应力HP HP =l i mm i nHN L v R xHZ Z Z Z Z ZS 2N/mm 式中：limH 试验齿轮的接触疲劳极限，取limH =1400 2N/mm minHS 计算接触强度的最小安全系数，取minHS =1.25 NZ 计算接触强度的寿命系数，取NZ =1.03 LZ 润滑油系数，取LZ =1.06 Z 工作硬化系数， Z =1.1 vZ 速度系数，取vZ =0.905 RZ 粗糙度系数，取RZ =0.96 xZ 尺寸系数，取xZ =1 则HP = 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =1168.62 2N/mm 故 HHP 接触强度通过。 ）齿根弯曲疲劳强度， 计算齿根应力F 由公式 (5-24)得 齿根弯曲应力基本值0F =t FSnF Y Y Y Ybm 2N/mm = 2 7 7 6 . 1 6 2 . 0 5 5 2 . 4 5