〔大学论文〕P-90B型耙斗式装载机设计说明书（含word文档） .pdf

目录 1 前言前言1 2 总体设计总体设计5 2.1设计总则5 2.2已知条件5 2.3电动机的选型5 2.4牵引钢丝绳直径的确定7 2.5传动比的分配及行星轮齿数的确定8 2.6卷筒直径的确定10 3 3 3 3 减速器的设计减速器的设计11 3.1传动装置的运动和动力参数的确定11 3.2高速级传动装置的运动和动力参数计算12 3.3低速级传动装置的运动和动力参数计算19 4 4 4 4 轴的设计轴的设计28 4.1轴的确定与校核28 4.2轴承的选择与校核33 4.3花键的选择与校核36 5 5 5 5 行星轮设计行星轮设计36 5.1工作滚筒行星机构的设计36 5.2空程滚筒行星机构的设计48 结论59 致谢60 参考文献61 摘要 p-90b 耙斗装载机属于矿井巷道掘进的装岩设备， 是耙装机和转载机 “合 二为一”的机型。可称之为转载式耙斗装岩机。在巷道掘进中，作为装载设 备的装岩机有多种，主要分耙斗式、铲斗式装岩机两种。p-90b 耙斗装载机 是一种用绞车牵引耙斗把岩石装入矿车的机械。其符号的意义是：p 耙 斗式；90耙斗的容积为 0.9 3 m；b设计序号。它适用于巷道净高大 于 2m，断面为 5 3 m以上的巷道。 为了适应大断面矿井快速掘进的要求，从而解决装载速度不能满足掘进 速度要求的矛盾，论文中以耙斗装岩机的生产率和耙斗容积为已知条件，通 过大量的计算、推理和论证，设计了耙斗装岩机的减速器、工作滚筒、空程 滚筒等绞车主要部件。其中工作滚筒和空程滚筒的传动部分采用行星齿轮机 构来完成，具有操作省力、灵活，调整简便，事故少，维修工作量小的优点， 同时在吸取成型产品生产和使用经验的基础上完成了耙斗装岩机的绞车设 计。 p-90b 耙斗装载机主要由钢丝绳、耙斗、机架、台车、操作机构和绞车 等部分组成。这种装载机的优点为装载能力大、装岩效率高、安全可靠、故 障少、易维修、使用范围广、结构简单，便于制造等等。但体积大、钢丝绳 磨损快。 关键字: 耙斗装岩机、 滚筒、 行星齿轮 abstractabstractabstractabstract the p-90b scraper bucket loads machine to belong to mineral well tunnel to dig into of pack a rock equipments, is the model that the rake packs machine and turns to carry the machine“match two is one“.can call it as to turn the carry type scraper bucket to pack rock machine.in the tunnel dig into, be load an equipments to pack the rock machine contain variety, main cent scraper bucket type, bucket type pack rock machine 2 kinds.p-90b scraper buckets loading machine is a kind of machine which leads scraper bucket to pack the rock into a mineral car with the winch.the meaning of its sign be:p scraper bucket type;90the capacity of scraper bucket is 0.9;bdesign ordinal number.it is applicable to tunnel clean and high and big in 2 ms, the cross section is 5 above tunnels. for adapting a big cross section mineral, the well digs quickly into of request, solving to load speed thus cant satisfy to dig into the antinomy of with speed request, in the thesis with the scraper bucket pack rate of production and scraper bucket of rock machine capacity for have already known a condition, pass a great deal of calculation and reason logically with argument, design scraper bucket to pack the deceleration machine of rock machine and work roller, empty distance roller etc. the winch main parts.work among them roller with empty the distance roller spread to move the planet wheel gear of the part adoption organization to complete, having operation labor-saving, vivid, adjust simple, the trouble is little, maintaining the workload small advantage, completing scraper bucket to pack the winch design of rock machine in absorbing to model product production and using empirical foundation in the meantime. the p-90b scraper bucket loads machine to mainly constitute to from the parts such as steel wire rope, scraper bucket , machine, trolley, operation organization and winch etc.this kind of advantage that load machine for load an ability greatly and pack a rock efficiency high, safety credibility, break down little, maintain, use scope easily widely, structure simple, easy to manufacturing etcbut the physical volume is big, the steel wire rope wear away quickly. keywordskeywordskeywordskeywords: : : :scraper loader 、 drum、 planet gear. 1 前言 一绞车的简介 p-90b 型耙斗式装载机的绞车是采用行星轮传动的双滚筒绞车，它由电 动机、减速器、带式制动闸、空程滚筒、工作滚筒、辅助闸和绞车架等部分 组成。闸带式双卷筒绞车的一个卷筒用来缠绕工作钢丝绳（称工作滚筒） ， 另一个卷筒则用来缠绕回程钢丝绳（称空程滚筒） 。当启动电动机之后，可 经减速器带动绞车主轴旋转，此时两个卷筒不动。若需耙斗开始耙取岩石工 作时，司机操作控制手柄将工作滚筒一侧的带式制动闸闸紧，通过行星轮结 构，其工作滚筒随主轴旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于工作状态。这时空程滚 筒是处于浮动状态若使耙斗返回到耙岩石位置时，司机松开控制工作滚筒一 侧的带式制动闸手柄，而将空程滚筒一侧的带式制动闸闸紧通过相应的行星 轮结构，空程滚筒则随主轴的旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于回程状态。这时 工作滚筒处于浮动状态。 制动闸除控制卷筒旋转缠绕钢丝绳使耙斗往返工作外，还可控制耙斗的运行 速度。利用闸带与内齿圈闸轮之间摩擦打滑的特性，闸紧一 些速度就快一 些，相反就慢一些。两个辅助闸用来对工作滚筒和空程滚筒进行轻微制动， 以防止卷筒处于浮动状态时，缠在卷筒上的钢丝绳松圈而造成乱绳和压绳的 现象。 1.主轴部件 绞车的主轴部件主要由工作滚筒和空程滚筒、内齿圈、行星轮架、绞车 架、行星轮、中心轮、主轴和轴承等部分组成。绞车主轴穿过两个卷筒的内 孔，并用花键固定着两个中心轮。工作滚筒和空程滚筒用键联接在相应的行 星轮架上，同时支承在相应的 滚动轴承上。内齿圈的外缘就是带式制动闸 的制动轮，这两个内齿圈也支承在相应的轴承上。整个绞车通过绞车固定在 机器的台车上。 主轴的安装方式很特殊， 它没有任何轴承支承， 呈浮动状态。 这种浮动结构能自动调节三个行星轮上的负荷趋于均匀，使主轴不受径向 力，只承受扭距。主轴左端与减速器伸出轴上大齿轮的花键连接，实现传递 扭距。 2.带式制动闸 带式制动闸主要由钢带、钢丝石棉带、摇杆、和拉杆等部分组成闸带。 石棉带磨损后可更换。闸带呈半圆形对称布置，两条闸带用圆柱销与绞车机 架连接。 当操纵机构使摇杆顺时针转动时， 则摇杆时右闸带闸紧内齿圈外缘； 同时，由于拉杆随摇杆向右移动使左闸带也闸紧内齿圈外缘，从而实现内齿 圈的制动。反之，当操纵机构使摇杆逆时针转动时，摇杆使右闸带离开内齿 圈外缘，同时拉杆随摇杆向左移动使左闸带也离开内齿圈外缘，即左右闸带 几乎同时向外张开，从而实现内齿圈的松闸。为防止闸带松开距离过大，缩 短制动时间，在闸带外缘上铆有凸肩。当该凸肩碰到固定在绞车架上的挡板 后，闸带便停止向外张开，使闸带内表面与内齿圈外缘之间保持一定的工作 间隙。该间隙的大小可用调节螺钉进行调节。两套带式制动闸可借助相应的 杠杆操纵机构进行操作。 操作机构 操作机构主要由空程滚筒操纵手柄、工作滚筒操纵手柄、拉杆、短杆、 长杆和连杆等部分组成。这是两套组装在一起的 杠杆操纵机构。空程滚筒 操纵手柄和工作滚筒操纵手柄向右推时，通过相应的长杆或使拉杆向下移， 因拉杆是与制动闸中的摇杆连接，所以摇杆被带动按顺时针转动，则对相应 的内齿圈进行制动； 反之操纵手柄向左拉时， 通过相应的长杆使拉杆向上移， 则对相应的内齿圈就进行松闸。 3.辅助闸 辅助闸主要是由铜丝石棉带、闸瓦、接头、支座、弹簧、活塞、把手和 把座等部分组成。绞车工作时，只有一个滚筒缠绕钢丝绳处于工作状态；另 一个滚筒却响应的处于浮动状态，随着耙斗的移动松开钢丝绳。这样，当耙 斗停止工作时，由于浮动滚筒的惯性，会使该滚筒继续转动而放出部分钢丝 绳，使堆积在滚筒的出绳口处引起乱甚事故，使钢丝绳很容易损坏。为此， 在两个滚筒的轮缘上各安装一个辅助闸，其作用就是以一定的制动力抵消浮 动滚筒的惯性力矩，一般情况下这个辅助闸始终闸紧滚筒轮缘，使滚筒旋转 始终具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止运动时及时克服惯性力矩而使浮 动滚筒停止放绳。辅助闸的力矩一 般是较小的，不致影响卷筒的正常转动。 若摩擦阻力矩过大，则会增加绞车无用功率的消耗，降低机械效率。 辅助闸的支座用螺钉固定在绞车架上。把座和支座之间为螺纹配合。带偏心 的手把安装在把座上。当顺时针转动手把时，手把上的偏心盘推压活塞向左 移动， 压缩弹簧， 使接头推动闸带作用在卷筒轮缘上， 产生一定摩擦阻力矩， 抵消卷筒的惯性力矩。 正常情况下， 辅助闸手把就被调整在一定的位置不动， 使卷筒轮缘上始终具有一定的摩擦阻力矩。只有当人工拖拉钢丝绳的情况 下，为了减轻人力，才将手把逆时针转动180，使弹簧松开，此时闸带只以 很小的力贴在卷筒轮缘上。闸带中的铜丝石棉带磨损后可更换。 4.传动系统 绞车的传动系统如图所示。电动机启动后，经减速器内齿轮 12345 zzzzz，使绞车主轴转动。主轴上用花键固定着两个中心轮 6 z 和 9 z，分别与三个行星齿轮 7 z和 10 z啮合，并与相应的内齿圈 8 z和 11 z组成 两套行星齿轮传动机构，传动工作滚筒和空程滚筒，当耙斗装载机工作时， 需扳动操纵手把使带式制动闸闸紧内齿圈 8 z， 三个行星齿轮的行星轮架则被 带动着与中心齿轮 6 z同向旋转。 因工作卷筒用键固定在行星轮架上， 故工作 卷筒也就随着行星轮架同时旋转，使工作钢丝绳不断地缠绕到该卷筒上，牵 引耙斗耙取岩石进入溜槽，实现耙斗的工作过程。与此同时，由于耙斗的移 动，拉着返回钢丝绳从空程滚筒上放松下来，所以空程滚筒与工作滚筒按相 反的方向旋转。由于空程滚筒也用键与相应的行星轮架固定，故此行星轮架 也就随着空程滚筒转动。由于内齿圈 11 z未被闸紧，而中心齿轮 9 z始终随主 轴一起转动，所以通过行星齿轮 10 z带动内齿圈 11 z随空程滚筒同向转动。同 理，当带式制动闸闸紧内齿圈 11 z而松开内齿圈 8 z时，返回钢丝绳不断地缠 绕到空程滚筒上，工作钢丝绳则由工作卷筒上放松下来，使耙斗实现返回行 程。 必须注意两个内齿圈只能一个闸紧另一个松开，不能同时闸紧，否则将 引起耙斗跳动，甚至拉断钢丝绳，造成人身和设备事故。当两个带式制动闸 同时松开相应的内齿圈时，两个卷筒都不旋转，使耙斗处于原来位置不动， 这如同停止电动机运转一样。由此可见，采用这种绞车可防止电动机频繁起 动，耙斗运动换向容易实现，对保护电气设备有利。由于耙斗工作行程的阻 力远大于返回行程的阻力，可使空程滚筒的工作转速比工作滚筒的工作转速 快一些，以减少返回所需的时间，因此相应的行星轮传动比是不一样的。 二耙斗装载机的工作原理 耙斗装载机工作时，耙斗借自重插入岩石堆，然后启动绞车电动机，使 绞车主轴旋转；再扳动操纵手把，使工作滚筒旋转，则工作钢丝绳不断地缠 到工作滚筒上，于是牵引耙斗沿底板移动并将岩石耙入进料槽，经中间槽直 到卸料槽的卸料口处，从卸料口把岩石卸入矿车里，与此同时，空程滚筒处 于浮动状态，使空程钢丝绳可顺利地由空程滚筒放松下来。当工作过程结束 后，需松开工作操纵手把，要扳动空程操纵手把，这时空程滚筒则与绞车主 轴旋转，返回钢丝绳就不断地缠到空程滚筒上，于是将耙斗拉回岩石堆，完 成一个循环，重新开始耙装。由耙装到卸载的过程可看出，耙斗装载机是间 断地装载岩石的。 1 2345 678 1.减速器齿轮 2.内齿轮 3.行星齿轮 4.中心轮 5.空程滚筒 6.工作滚筒 7.辅助刹车 8.制动闸带 绞车传动系统图 m=5 z1=30 m=5 z2=60 m=7 z3=20 m=7 z4=38 m=7 z5=46 m=6 z8=80 m=6 z11=79 m=6 z7=29 m=6 z6=22 m=6 z9=35 m=6 z10=22 2 总体设计 2.1 设计总则 1煤矿生产，安全第一。 2面向生产，力求实效，以满足用户最大的实际需求。 3贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。 4技术比较先进，并要求多用途。 2.2 已知条件 耙斗容积：0.9 m 3 技术生产率：95140m 3/h 2.3 电动机的选型 2.3.12.3.1 主绳牵引力主绳牵引力 f f 空耙斗返回行程的运行阻力为 11 f(cossin)g f= =1.5 6 100 1.26 (0.5cos20sin20 ) + =9.2kn 耙斗装满物料后的运行阻力为 212 f(cossin)(cossin)g fq f=+ = 12 (cossin)fq f+ 9.22000 10 (0.5 cos20sin20 ) =+ =27.2kn 式中g-耙斗质量; q-装在耙斗内的物料质量; -巷道倾角, sin项在向上牵引时取”+”,向下牵引时 取”-”; 1 f-耙斗对巷道底版的摩擦系数,可取 0.40.6; 2 f-装在耙斗内的物料对巷道底板的摩擦系数,可取 0.60.8; -综合考虑钢丝绳在巷道底板,溜槽及导向滑轮上的摩擦阻力 和耙斗扒取物料的阻力系数,可取 1.41.5; 2.3.22.3.2 一次行程所用的时间一次行程所用的时间 t t 123 tttt=+ 式中 1 t-满载工作时所用的时间; 2 t-空载回程时所用的时间; 3 t-间隔时间; 主绳牵引速度的范围 0.971.23m/s取 1 v=1.2 m/s 尾绳牵引速度的范围 1.341.8 m/s取 2 v=1.72 m/s 耙斗工作距离的范围 615 m取s=8 m t=8/1.2+8/1.72+10=21.3s 2.3.32.3.3 生产率的计算生产率的计算 12 12 3600kv q ll tt vv = + 式中v耙斗容积；m 3 k耙斗装满系数，取 0.60.9 l从料堆至卸料口的距离。一般取 820 m 1 v、 2 v耙斗往返运行速度，m/s 1 t、 2 t耙斗往返停歇时间，取 515s 12 12 3600kv q ll tt vv = + = = 3600 0.8 0.9 88 55 1.21.72 + + = =121.7 m 3/h 2.3.42.3.4 电动机选型电动机选型 滚筒的工作功率为pfv=27.21.2=32.6kw 电动机的输出功率为 1/ pp =32.6/0.86=37.95kw 选用 ybb45 型号的电动机 功率 （kw） 型号电流（a） （660/1140v 时） 额定转速 （r/min） 重量 （kg） 45ybb4547.2/27.31480430 其外形尺寸 450 460 850adacl= 轴的直径为55d=mm 2.4牵引钢丝绳直径的确定 根据下面公式选取钢丝绳直径 2 6 2 11 10 (sincos ) a f p b lw m + 式中p-钢丝绳单位重力n/m 2 f-钢丝绳的工作阻力n b-钢丝绳公称抗拉强度n/mm 2 a m-钢丝绳安全系数 l-钢丝绳的工作长度m -巷道倾角 2 w-钢丝绳与进料槽的摩擦系数 钢丝绳的工作阻力为 2 f=27200n 根据工况条件选用6 19股钢丝绳，抗拉强度b=1550 n/mm 2 钢丝绳长度 1 l=20m（工作滚筒） 2 l=38m（空程滚筒） 巷道倾角20 钢丝绳与进料槽的摩擦系数 2 w=0.4 安全系数取 a m=7 则 2 6 2 11 10 (sincos ) a f p b lw m + 66 27200 11 101550 10 20 (sin200.4cos20 ) 7 + =11.23n/m 选取钢丝绳单位重力为 11.5 n/mm 2，钢丝绳的直径为 17mm，钢丝绳的破 拉断力总和为 19800n 校核钢丝绳的安全 实际安全系数 a m= 198000 7.37 27200 =符合规定 2.5传动比的分配及行星轮齿数的确定 2.5.12.5.1 计算总传动比及分配计算总传动比及分配 1钢丝绳直径为 17mm 2根据140974jb规定 0/ dd=1620 式中 0 d-卷筒内径mm d-钢丝绳直径mm 则 0 d=（1620）17=（272340）mm 取 0 d=330mm 0/ dd=330/1719.4= 3滚筒转速 工作滚筒转速 3 1 1 0 6060 1.2 10 69.45 3.14 330 v n d = m/s 空程滚筒转速 3 2 2 0 6060 1.72 10 99.6 3.14 330 v n d = m/s 4总传动比 工作滚筒传动比 1 1480 21.17 69.45 n i n = 工作 空程滚筒传动比 2 1480 14.8 99.6 n i n = 空程 5传动比的分配 初定减速器的传动比i减=4.56 工作滚筒行星轮的传动比为 1 21.17 4.64 4.56 i i i = 工作 减 空程滚筒行星轮的传动比为 2 14.8 3.25 4.56 i i i = 空程 减 2.5.22.5.2行星轮数目行星轮数目 p n和齿数和齿数z的确定的确定 行星轮数目的确定 行星轮越多，传动的承载能力越高，但行星轮数目的增加使各行 星轮受力不均匀，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。 因而通常采用 34 个行星轮。由 1 i=4.64 查表得 p n=3 齿数的确定 工作滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为z内=80 则 1 80 22 14.64 1 z z i = 内 行星 8022 29 3 zz z = 内行星 太阳轮 3 校核装配条件 8022 34 2 zz+ = 内行星 （整数） 2 符合要求。 空程滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为z内=79 则 2 79 35 13.25 1 z z i = 内 行星 7935 22 2 zz z = 内行星 太阳轮 2 校核装配条件 7935 38 3 zz+ = 内行星 （整数） 3 符合要求。 2.62.6 卷筒直径的确定卷筒直径的确定 1前面已知卷筒内径 0 d=330mm 2确定卷筒的宽度b 初选每层缠绕圈数7z= 1 7 17 125 0.95 zd b k =mm 式中 1 k-钢丝绳排列不均匀系数。 1 k=0.9 d-钢丝绳直径mm。 初选钢丝绳缠绕层数7n= 验算卷筒容绳量l 02 1lnzddndk= +（） =3.14 7 7 330 17 +（7-1）17 0.9 =67.5m 3确定卷筒直径 钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径 min d min d= 0 330 17347dd+=+=mm 钢丝绳在卷筒上的最大缠绕直径 max d max d= 02 2 (1)ddndk+ =330 172 (7 1) 17 0.9+ =529mm 式中 2 k-钢丝绳每层降低系数 2 k=0.9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径 cp d cp d= 347529 438 22 + = maxmin （d+d） mm 卷筒是结构外径d外 d外= max 23529 102631dd+ =+=mm 3 减速器的设计 3.1传动装置的运动和动力参数的确定 3.1.1.3.1.1.减速器传动比：减速器传动比： 要求高低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近且 4221 ii 2 s 1 a= 11 1709.42607.64317 aa ksfs+=+=+=n 2 a= 2 s=1596.9 n 4.2.64.2.6 轴承的当量载荷轴承的当量载荷 因 11 /4317/5058.70.850.62are= 1 0.4x= 1 0.97y= 11111 0.4 5058.70.97 43176210.9 r px ry a=+=+=n 因 22 /1596.9/3098.10.520.62are= 2r p,故应按 1r p计算 10/3 6 2 10 60 tr h pr f c l nf p = 式中n轴的转速m/s t f温度系数 p f载荷系数 2r p轴向当量载荷 r c基本额定载荷 代入 10/3 6 2 10 60 tr h pr f c l nf p = 10/3 6 100.6 102000 60 324.561.3 6210.9 = =43905.5h（合格） 4.3 花键的选择与校核 矩形花键的齿数通常为偶数，设计时，按联接处的轴径d从标准中选取 相应的规格：()()nddb（齿数）小径（大径）键宽 ，选取8 62 68 12。 计算时，假设载荷沿键的工作长度l均匀分布，各齿面上压力的合力q作用 在平均直径 m d处， 为了考虑花键各齿间实际载荷分配不均匀的影响， 计入系 数，则当花键传递工作转距t时，静联接挤压强度条件条件分别为 2 pp m t nhld = 式中载荷分配不均匀系数，一般取=0.70.8； h花键齿工作高度，h= （d-d）/2-2c= c 为倒角尺寸； m d花键的平均直径， m ddd d=+ （ - ）/2mm； p 许用挤压应力，取 p =150 n/mm 2 n齿数 4 4 4 33.7 955095501194.64 269.4 p t n =n.m 代入得 2 pp m t nhld = = 2 1194.6 26.5150 0.75 8 2 117 64 p = n/mm 2 符合要求 5 行星轮的设计 5.1 工作滚筒行星机构设计 5.1.15.1.1 齿轮材料、热处理工艺及制造的确定齿轮材料、热处理工艺及制造的确定: : 太阳轮和行星轮的材料 20crmnti,表面渗碳淬火处理,表面硬度为 5862hrc,齿面接触 limh = 1200mpa,试验齿轮齿根弯曲疲劳极限: 太阳轮: limf 太阳轮= 400mpa 行星轮: limf 行星轮= 400 0.7 = 280 mpa 齿形为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为 6 级。 内齿圈材料为 42crmo,调质处理,硬度为 262302hbs,试验齿轮的接 触疲劳极限: limh =750mpa,试验齿轮的弯曲疲劳极限: limf =280mpa, 齿形的最终加工为插齿,精度为 7 级。 5.1.25.1.2 齿轮几何尺寸确定齿轮几何尺寸确定: : 1.齿轮模数和中心距: 按齿面接触强度初算太阳轮(小齿轮)分度圆直径: 3 2 lim (1) ahph ad dh t k kku dk u = 式中:u齿数比 u =z/z 行星轮太阳轮=29/22 d k算式系数,对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动 d k取 768;斜齿轮传动 d k取 720； 对于钢对非钢配对 的齿轮副，应对上述的算式系数 d k进行修正。 a k使用系数为 1.5; hp k载荷不均匀系数； h k综合系数为(1.82.4); d 齿宽系数,取 0.5 limh 试验齿轮的接触疲劳极限，n/mm 2 1 t啮合齿轮副中,小齿轮的名义转距,n/m; 1 1.15 1327.6508.9 3 hp a p k tt n =n/m 式中“ ”正号用于外啮合，负号用于内啮合。 代入 3 2 lim (1) ahph ad dh t k kku dk u = 3 2 508.9 1.75 2.0 1.15 (1.318 1) 768 0.5 12001.318 + = = 124 mm 模数 124 5.6 22 a d m z = 太阳轮 圆整取6m=mm 则 0 a=zz+ 太阳轮行星轮 m/2（） =6/2 （29+22）=153mm 2、齿轮几何尺寸计算 计算项目及计算公式为: 分度圆直径: d=mz; 基圆直径: b d=cosd; 齿顶圆直径: a d=2 a dmh+； 齿根圆直径: f d=2dm m a （h +c） 齿顶高系数:太阳轮、行星轮: * a h=1.0;内齿圈: * a h=0.8 顶隙系数: * c=0.25 分度圆压力角 a=20。 将已知数据代入以上各公式,可得: 太阳轮: 1 d= 622 = 132mm 1a d= 132+261 = 144mm 1f d= 132-2(1+0.25)6 = 117mm 1b d= 132cos20= 124mm 行星轮: 2 d= 629 = 174mm 2a d= 174+261 = 186mm 2f d= 174-26(1+0.25) = 159mm 2b d= 174cos20= 163.5mm 内齿圈: 3 d= 680 = 480mm 3a d= 480-260.8 = 467.2mm 3f d= 480+26(0.8+0.25) = 492.6mm 3b d= 480cos20= 451mm 齿宽: a b= d d=132 0.5= 66mm 圆整 c b= a b=66mm b b= a b=66mm 5.1.35.1.3 啮合要素验算啮合要素验算: : 1.ac 传动端面重合度计算 齿顶圆齿形曲率半径 a 的计算: 计算公式为: 22 22 = ba a dd 太阳轮: 22 1 144124 36.6 22 a = mm 行星轮: 22 2 186163.5 43.12 22 a = mm 端面啮合长度 a g的计算: 计算公式为: a g= 12 (sin) aa a 其中“”中,“”用于外啮合, “”用于内啮合。则 a g=36.6+(43.12-153sin20) =27.42mm 端面重合度 a 的计算: a = ( cos cos m ga ) = 27.42 cos0 6 cos20 =1.55 2.bc 传动端面重合度计算 齿顶圆齿形曲率半径: 行星轮: 2 43.12 a =mm 内齿圈: 22 3 467.2451 66.85 22 a = mm 端面啮合长度 a g的计算: a g= 2a -( 3a -asin) =43.12-(66.85-153sin20) =28.57mm 端面重合度 a 的计算: a = ( cos cos m ga ) = 28.57 cos0 6 cos20 =1.6 5.1.45.1.4 确定传动载荷确定传动载荷 名义转距: t= a p p t n k =1327.61.15/3=508.9nm 名义圆周力: 2000 508.9 115 t f =8850.4n 5.1.55.1.5 应力循环次数应力循环次数 l n l n=60 h a n p nt 式中 h a n太阳轮相对于行星架的转速 r/min; t 寿命周期内要求传动的总运转时间; 在此取齿轮寿命为 5 年,每年工作 300 天，每天工作 24 小时,则: t = 530024=36000h 太阳轮转速: a n=269.4 r/min 行星架转速: h n=269.4/4.56=59.079 r/min 则: h a n= a n- h n=269.4-59.079=210.32 r/min 综合以上数据可得: l n=60210.32336000=1.36 9 10 次。 5.1.65.1.6 确定强度计算中用到的各种系数确定强度计算中用到的各种系数 使用系数 a k 考虑由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响系数。它与原动机和工 作机的特性及运行状态等因素有关。取 a k=1.75 动负荷系数 v k 考虑齿轮制造精度、 运转速度对齿轮内部附加动载荷影响的系数。 v k的 精确值按3840 1983gb的一般方法确定。 在行星齿轮传动中,小齿轮相对转臂的节点线速度可按下式计算 h = 1111 3 ()() 60 1019100 hh d nnd nn 式中 1 d小齿轮的节圆直径, mm; 1 n小齿轮的转速, r/min; h n转臂的转速, r/min。 代入数据得 h = 11 ()132 210.32 1.45 1910019100 h d nn =m/s 参考文献9图 6-6, 取 v k=1.03 齿向载荷分布系数 h k 该系数 h k主要与齿轮加工误差、箱体轴孔偏差、啮合刚度、大小轮轴 的平行度、跑合情况、齿宽系数和行星轮数目等有关。对于轮齿修形后使其 接触情况良好的齿轮副；或经过仔细跑合后使载荷沿齿向均匀分布，则可取 h k=1。在无法实现时，对于中等或较重载荷工况,对调质齿轮的 h k值按 下式计算: h k=1.11+0.18b d b 3 2 1 1015 . 0 + =1.11+0.18 2 3 66 0.15 1050 132 + =1.15 f k =1.12 齿间载荷分配系数 h k、 f k 齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响 的系数。它与轮齿制造误差、受载后轮齿变形、齿廓修形、重合度合跑合效 果等因素有关。可采用实测和精确分析求得。 由 1.75 8850.4 66 at kf b =234.7n/mm,精度为 6 级,硬齿面直齿,由4表 6-9 查得: h k= f k=1.1 行星轮间载荷分配不均匀系数 hp k 考虑在各个行星轮间载荷分配不均匀对齿面接触应力影响的系数。 它与 转臂和齿轮及箱体等的制造和安装误差、受载荷后构件的变形及齿轮传动的 结构等因素有关。 hp k= 1 1 0.5 hp k+（-1）=1+0.5 （1.22-1）=1.11 节点区域系数 h z 考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响， 并将分度圆上的切向力折算为 节圆上的法向力的系数。 h z值可按下式计算，即 2 2 coscos cossin bt h tt z = 式中 t 端面节圆啮合角; t 端面压力角, t =20,0= b 则: 2 2 cos 0cos 20 2.37 cos20sin 20 h z = 弹性系数 e z 考虑材料弹性模量e和泊松比v对接触应力影响的系数。 e z值可按下列 公式计算，即 1 e z = 22 12 12 1-v1-v （+） ee 对于常用的齿轮材料组合的 e z经表 6-10 查得: e z=189.8mpa (钢 钢) 载荷作用齿顶时的齿形系数 fa y 根据z太阳轮=22 和 1 x=0,由图 8-53 查得: 1fa y=2.74 z行星轮=29 和 1 x=0，由图 8-67 查得: 2fa y=2.58 载荷作用齿顶时的应力修正系数 sa y 根据z太阳轮=22 查图 8-68 得： 1sa y=1.57 z行星轮=29 查图 8-68 得： 2sa y=1.61 重合度系数z、y 44 1.606 33 a z =0.893 y=0.25+ a 75 . 0 =0.25+ 0.75 1.606 =0.72 螺旋角系数 z、 y 10coscos= z 101 120 1= = y 5.1.75.1.7 安全校核安全校核 1.齿数比: u = ag zz/=29/22=1.318 2.计算接触应力的基本值 0h 0h 太阳轮=h z e zz z 1 1 t fu d bu + =2.37189.80.8931 8850.41.318 1 132 661.318 + =536.9 mpa 0h 行星轮=h z e zz z 1 1 t fu d bu + =2.37189.80.8931 8850.41.318 1 174 661.318 + =467.7 mpa 3.接触应力 h h 太阳轮=0avhhh kkkk 太阳轮 =536.9 1.75 1.03 1.15 1.1 =810.7 mpa h 行星轮=0avhhh kkkk 行星轮 =467.7 1.75 1.03 1.15 1.1 =706.2 mpa 4.弯曲应力基本值 0f 0f 太阳轮=11 t fasa f yy y y bm = 8850.4 2.74 1.57 0.72 1 66 6 =69.22 mpa 0f 行星轮=22 t fasa f yyy y bm = 8850.4 2.58 1.61 0.72 1 66 6 =66.84 mpa 5.齿根弯曲应力 f f 太阳轮= =0f 太阳轮 a k v k f k f k =69.22 1.75 1.03 1.12 1.1 =153.7 mpa f 行星轮= =0f 行星轮 a k v k f k f k =66.84 1.75 1.03 1.12 1.1 =148.4 mpa 6.确定计算许用接触应力 hp 时的各种系数 寿命系数 nt z nt z 太阳轮=nt z 行星轮=1.0 润滑系数 l z l z=1.04 速度系数 v z圆周速度 3.14 132269.4-59.079 60000 a a d v = 卷筒中心轮 （n-n）（） 60 1000 =1.45 m/s limh = 1200mpa 查得 v z=0.96 粗糙度系数 r z因 limh = 1200mpa ， 齿面1.6 69.6 z r=m 取 r z=0.94 工作硬化系数 w z 因小齿轮齿面微观不平度9.6 z r=m6m 齿轮硬度为 58 62hrc 小于 130 hrc 则取 w z=1.2 尺寸系数 x z x z=1.0670.0109 n m=7.5320.0763 取 x z=0.98 7.许用接触应力 hp limhphntlvrwx zzzzzz= 1200 1 1.04 0.96 0.94 1.2 0.98= =1324.4 mpa 8.接触强度安全系数 h s h s 太阳轮= hp h 太阳轮 = 1324.4 810.7 =1.63 minh s=1.5 （通过） h s 行星轮= hp h 行星轮 = 1324.4 706.2 =1.88 minh s=1.5 （通过） 9.确定计算许用弯曲应力 fp 时的各种系数 试验齿轮的应力修正系数 st y st y=2.0 寿命系数 nt y l n=1.36 9 10 1nt y=0.84 2nt y=0.84 相对齿根圆角敏感系数 relt y 太阳轮 1sa y=1.57 1relt y=0.96 行星轮 2sa y=1.61 2relt y=0.97 齿根表面状况系数 rrelt y rrelt y=0.925 尺寸系数 x y x y=1.05-0.016=0.99 10.许用弯曲应力 fp 太阳轮 1limstntreltrreltxfpf yyyyy = 太阳轮太阳轮 400 2 0.84 0.96 0.925 0.99= =590.76 mpa 行星轮 2limstntreltrreltxfpf yyyyy = 行星轮行星轮 280 2 0.84 0.97 0.925 0.99= =417.9 mpa 11.弯曲强度安全系数 f s 590.76 3.84 153.7 fp f f s = 太阳轮 太阳轮 太阳轮 minf s=2（通过） 417.9 2.82 148.4 fp f f s = 行星轮 行星轮 行星轮 minf s=2（通过） 5.2 空程滚筒行星机构的设计 5.2.15.2.1 齿轮材料、热处理工艺及制造的确定齿轮材料、热处理工艺及制造的确定: : 太阳轮和行星轮的材料 20crmnti,表面渗碳淬火处理,表面硬度为 5862hrc,齿面接触 limh = 1200mpa,试验齿轮齿根弯曲疲劳极限: 太阳轮: limf 太阳轮= 400mpa 行星轮: limf 行星轮= 400 0.7 = 280 mpa 齿形为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为 6 级。 内齿圈材料为 42crmo,调质处理,硬度为 262302hbs,试验齿轮的接 触疲劳极限: limh =750mpa,试验齿轮的弯曲疲劳极限: limf =280mpa, 齿形的最终加工为插齿,精度为 7 级。 5.2.25.2.2 齿轮几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算 计算项目及计算公式为: 分度圆直径:d=mz; 基圆直径: b d=cosd; 齿顶圆直径: a d=2 a dmh+； 齿根圆直径: f d=2dm m a （h +c） 齿顶高系数:太阳轮、行星轮: * a h=1.0;内齿圈: * a h=0.8 顶隙系数: * c=0.25