机械毕业设计（论文）-滚筒式绞车传动系统设计（全套图纸） .pdf

河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 1 目录目录 摘 要 3 前 言 5 1 概 论 . 6 1.1 国内绞车的发展 . 6 1.2 国外绞车的发展 . 6 1.3 国内外水平对比 . 7 1.4 总体发展趋势 . 8 1.5 有关毕业设计的题目 . 8 1.6 有关提升绞车的介绍 . 9 1.7 有关调度绞车的介绍 . 9 2、滚筒式绞车的基本原理 . 10 2.1 滚筒式绞车的工作原理 . 10 2.2 滚筒式绞车的传动原理 . 10 2.3 设计的原始数据和传动方案选择 . 12 3 传动方案的选择及滚筒的设计 13 3.1 传动方案的选择 . 13 3.2 驱动装置的设计 . 13 3.3 滚筒的设计 . 14 3.4 制动装置的设计 . 15 4 传动系统的设计 16 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 2 4.1 传动比的设计与计算 . 16 4.2 减速装置的传动比分配计算 . 17 4.3 传动装置的运动参数计算 . 18 4.4 齿轮的传动设计 . 19 4.5 轴的设计及计算 . 32 4.6 滚动轴承的校核计算 . 38 4.7 键的强度计算 . 38 5.滚筒式绞车制动器的设计 39 5.1 制动器的形式和常用安全装置 . 39 5.2 制动器的选用和设计 . 41 6.滚筒式绞车的使用与说明 44 6.1 使用与维护 . 44 6.2 绞车的润滑 . 46 6.3 绞车的装配及检验 . 46 6.4 绞车的修复与零部件的更换 . 47 6.5 绞车的拆卸 . 48 结 束 语 49 致 谢 50 参 考 文 献 . 51 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 3 摘摘 要要 滚筒式绞车是结合了提升绞车 jt0.8 0.6 型号的技术参数以及调度 绞车 jd- 11.4 行星齿轮传动结构来设计的。 目的是使此提升绞车能在节省空 间的条件下完成较大的传动比的要求。目前，很多提升轿车都向着标准化、 体积小、重量轻、结构紧凑、高效节能、寿命长、噪音低、一机多能、大 功率、外形简单等方向发展。因此，使得我们需要在结构上对提升机进行 改进，而调度绞车的行星齿轮传动对此改进将会起到很大的作用，因为行 星轮传动具有较大的传动比、高效、噪音小、结构紧凑等特点，刚好可以 满足上述要求。因此，我的毕业设计“滚筒式绞车”就是对两种绞车在结 构和性能上的综合，使其达到最优的设计效果，具有所需的功能。 关键字 滚筒式绞车 提升绞车 调度绞车 行星齿轮 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 4 abstract the roller type car is a technique to joins together to promote the winch jt0.8*0.6 model numbers parameter and adjust a degree the winch planet jd- 11.4 wheel gear spreads to move the construction to design of.the purpose is a request to make this promote winch can complete while saving the spatial term bigger spreading move the ratio.current,a lot of promote the winch all the facing standard series turns,the physical volume is small,the weight is light,construction tightly packed,economize on energy efficiently,the life span is long,low noise,a machine can much,big power,shape etc.direction development.therefore,make us needing on the construction to promote the winch proceed the improvement,but adjusts a very big function,because the planet wheel gear spreads to move to have the very big spreading moves the ratio,efficiently,the noise is small,the characteristics of the construction tightly packed,can satisfy the above request at the right moment.therefore,my graduate design “roller type winch“g is to two kinds of winches to go forward with the function at the construction the line synthesizes,making its attain the superior turning. key word the roller type winch promote the winch adjust a winch improvement 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 5 前前 言言 此次毕业设计师我们在学校里的最后一次综合能力的提高，它要求我 们对大学里所学过的课程进行全面的了解与加深。比如说，机械原理、材 料力学、理论力学、极限配合、机械设计等等。很快，四年的大学生活很 快就要结束了，在离开学校走上工作岗位之际，毕业设计将是对我们的一 个考验，这既考察了我们对大学四年里所学知识的掌握程度，有考察了我 们的实际应用能力以及在解决一件事情上的态度的问题。 在大学四年的学习过程中，我们也做过许多课程设计，独立完成一定 量的图纸要求，但此次，完全用电脑来完成设计还是第一次，故而，这又 锻炼了我们对制图软件、查阅机械手册以及相关资料的应用等的能力，为 我们以后在工作岗位上能轻车熟路打好基础。 机械行业是一个由不同的专业组成的，技术性很强的，需要紧密配合 的系统工程，是促进我国经济发展的生命线。而目前，我国的机械行业在 世界发展潮流中还尚处于落后的地位，因此，需要我们这一批人把握时代 的主题，走在国家乃至世界的前列。 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 6 诚然，毕业设计尚属于一个并不成熟的设计，只是我们迈向未来的第 一步，但在毕业设计中，我们可以完全放飞自己的思想，让我们的思路不 受任何限制，大胆的去实现自己的想法。当然，在我们所设计出的产品里 面，可能还有许多不实用的地方，但都有着我们自己的想法在里面。相信 通过自己的努力，一定能在这次毕业设计中巩固自己在大学期间所学的知 识。为以后我们真正的走上工作岗位检验自己。 1 概概 论论 1.1 国内绞车的发展国内绞车的发展 我国的绞车只是经历了仿制、自行设计两个阶段。解放初期使用的产 品主要来自日本与苏联，1958 年以后，这些产品相继被淘汰，并对苏联轿 车进行了改进，与 1964 年进入自行设计阶段。淮南煤机厂曾设计了摆线齿 轮绞车和少齿差动绞车，徐州矿山设备制造厂也曾设计制造了摆线和行星 齿轮传动绞车，一些厂家还设计试制 25kw 的调度绞车。目前，矿用小绞 车已经在标准化方面得到了相应的发展，于 1982 年，对以前制定的准进行 了修订。其标准分为 jb965- 83,jb1409- 83。 1.2 国外绞车的发展国外绞车的发展 国外矿用小绞车使用很普遍，生产厂家很多。苏联、美国、日本、瑞 典等国都制造了矿用小绞车，而且，国外矿用小绞车种类、规格较多，比 如调度绞车牵引力以 100kgf 到 3600kgf,动力有电动的、液动的、风动的、 齿轮传动的、蜗轮传动、行星轮传动、摆线齿轮传动等。其中，采用行星 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 7 轮传动的比较多。发展趋势是向着标准化系列方向发展，向着体积小、重 量轻、结构紧凑方向发展、向着高效、节能、寿命长、噪音低、一机多能 通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方的方向发展。 1.3 国内外水平对比国内外水平对比 （1）品种 国外矿用小绞车的规格多，适用于不同的场合，我国的矿用小绞车规 格少，品种型号少，也较繁琐，标准化程度不够高。 （2）形式 从工作机构上分，国外有单筒、双筒、摩擦式，而我国则较少。从原 动力上分，国外有电动的、风动的、液压驱动的。我国只有少量的电动和 风动的。 （3）结构 我国及国外的调度绞车大多数采用行星齿轮传动，其传动系统结构简 单，使用方便，但牵引力过小，特别是上山、下山很难实现较大设备的搬 运工作。随着采煤的机械化发展，综采设备的频繁搬迁，还需要快速回升。 （4）产品性能 主要是寿命、噪音、可靠性等综合指标与日本等国还有一定的差距。 三化水平 虽然我国的矿用小绞车参数系列化方面水平由于国外，但在标准化和 通用化方面还远不如发达机械制造国。 （6）技术经济指标 我国的矿用小绞车技术经济指标与国外特别是与苏联等机械发达国家 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 8 还有一定的差距。 1.4 总体发展趋势总体发展趋势 纵观国内外矿用小绞车的发展状况，其发展趋势有以下几个特点： （1）向着标准化系列化方向发展 使各制造公司都有自己的产品系列型谱，在这些型谱中，对绞车的性 能、参数做进一步的明确规定，并强力推行和实施，给设计、制造、使用、 维护带来极大的方便。 （2）向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展 力求将绞车的原动力及传动装置。工作滚筒、制动装置部分及底座等 主要部件综合在一个系统中并加以统筹布局，充分利用空间，提高紧凑程 度，做好外形封闭。 （3）向高效节能的方向发展 选取最佳参数，最大限度提高产品功能，采用合理的制造精度，提高 生产效率。 （4）向寿命长、低噪音、的方向发展，使综合性能指标得到提高。 （5）向一体多能化、通用化方向发展。 （6）向外形简单、平滑、美观、大方的方向发展。 1.5 有关毕业设计的题目有关毕业设计的题目 我所做的毕业设计题目就是 “滚筒式绞车传动系统” ， 主要是利用 jt0.8 0.6 型提升绞车的技术参数，以及 jd- 11.4 型调度绞车的结构来进行产品 的改良。也就是把 jt0.80.6 型提升绞车做成 jd- 11.4 型调度绞车的形式。 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 9 这样，可以相对节省一定的空间，使得绞车结果紧凑。 1.6 有关提升绞车的介绍有关提升绞车的介绍 般滚筒直径都在 2 米以下，通常称这类提升机械为提升绞车。目前， 市面上主要的绞车若按滚筒数目来分主要是单筒和双筒两种。单筒绞车用 于单钩提升，钢丝绳的一端固定在滚筒上，另一端与提升容器相连，沿滚 筒或斜井单股轨道牵引容器，向下运行是靠货载自重自溜下放。双滚筒绞 车用双钩提升，两根钢丝绳分别缠绕在绞车的两个滚筒上，做滚筒下方出 绳，右滚筒上方出。这样，一边向上运行，另一边向下运行。双钩比单钩 生产效率可提高一倍，但在多水平中使用时不方便的。按照滚筒直径大小 来分，提升绞车主要用于大中型矿井井下斜井巷道物料运输，在建井期间 亦可作为立井的临时提升设备。对于产量低的小型矿井，则作为主要提升 设备。 1.7 有关调度绞车的介绍有关调度绞车的介绍 调度绞车一般是用于井下水平巷道，在不太长的距离内移动矿车，以 及在中间巷道中拖运矿车，有时用以其他辅助搬运工作。 为了适应经常迁移和在狭小的范围条件下工作，调度绞车应结构紧凑 轻便，为使绞车移动平稳并能够准确的停车，调度绞车的工作速度不应太 大。 为使绞车体积减小，结构紧凑，调度绞车一般是采用行星轮减速装置， 并将其转入滚筒内部，电动机也半伸入滚筒端部，这样可以节省相当的空 间。 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 10 2、滚筒式绞车的基本原理、滚筒式绞车的基本原理 2.1 滚筒式绞车的工作原理滚筒式绞车的工作原理 滚筒制动盘上装有差动制动装置，借以操纵绞车的运行、停止。当闸 a 抱紧时，属于滚筒的工作状态，因为此时，电动机带动齿轮一级一级传 动到行星架（即滚筒） ，使得滚筒处于运动状态。此时，钢丝绳一圈圈缠绕 在滚筒上面，若是滚筒制动，只需要把闸 a 松开，把闸 b 抱紧，此时，电 动机将带动一系列齿轮进行空转，（即相当于一个定轴轮系） 此时， 行星 （即 滚筒）将停止转动。完成滚筒制动。这就是滚筒式绞车的工作原理。 2.2 滚筒式绞车的传动原理滚筒式绞车的传动原理 由下图可以看出此滚筒式绞车的传动原理是：用闸 a 往内齿圈 z7（此 时闸 b 松开） 。则 z7不动，z5带动行星轮 z6，z6自传又公转，借 z6中心 的销轴带动滚筒 h 旋转，此为滚筒工作的情形。 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 11 当制动闸 a 而滚筒 h 工作时，整个传动成为行星轮系，行星轮系中 的首轮为 z1，末轮为 z7,系杆为滚筒 h。此行星轮系的传动比可以用 转化轮系的传动比公式求得： 531 7421 7 1 17 0zzz zzz n nn nn nn i h h h h h = = = 即 531 7421 1 zzz zzz n n h =+ 531 7421 1 1 zzz zzz n n i h h += 而此时滚筒的转动方向与电动机的转动方向一致。 反之，当松动制动闸 a 而制动闸 b 时，整个传动系统称为定轴轮系， 这时滚筒不动（这才是真正的绞车制动） 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 12 531 742 17 zzz zzz i= 2.3 设计的原始数据和传动方案选择设计的原始数据和传动方案选择 1 电动机的选用 1）由所给的技术参数，电动机的功率为 22kw 6 级；选择电动机的 型号为 yx180l- 4，同步转速为 1500 min r （额定转矩：t=1.84 m n ） 2）选择电动机的原因 1、首先是由所给技术参数决定的； 2、因为该绞车是用于矿井上面的提升设备，因此，此电动机不选防 爆电机，其造价较高，若用于矿井下面的需求，可配置防爆电机等。 2.4 减速装置的设计 对于此滚筒式绞车，其滚筒部分即相当于减速器的外壳部分 由所给的参数 根据这些数据的限制，涉及滚筒内部减速装置的形式，由于在滚筒内 滚 筒 直 径 （mm) 滚 筒 宽 度 （mm) 滚筒个数 速比 绳容量 800 600 1 20 3.14 层数 绳速 m/s 绳径（mm) 最大径张力 （kn) 最大径张力 差（kn） 4 3.14 16 30 15 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 13 部，我们采用行星轮减速装置，可以实现较大的传动比，且结构紧凑。 3 传动方案的选择及滚筒的设计传动方案的选择及滚筒的设计 3.1 传动方案的选择传动方案的选择 对于此滚筒式绞车，初步采用两组外齿轮传动副和一组行星轮 系，并将其装入滚筒内部，电动机亦半深入卷筒端部；且绞车内部各 处均采用滚动轴承支撑，使其传动灵活，但此绞车不同于调度绞车， 它主要用于提升作用，因此，要附加紧急安全制动装置，以及深度指 示器等装置。 我们主要利用 jt- 0.8*0.6 型提升绞车以及 jd- 11.4 型调度绞车的 原理及外形进行改良，使其在能达到 jt- 0.8*0.6 型提升绞车的提升能 力下，也可以实现调度绞车行星传动的形式，把减速器部分放入滚筒 内部，这便是初步的设计构思。 3.2 驱动装置的设计驱动装置的设计 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 14 电动机的选择与校核: 在上一章我们已经选择了电动机的型号为 yx180l- 4，同步转速 为 1500r/min，在这里我们只需要校核电动机是否能满足我们设计的 需要，通过对电动机轴的受力分析和弯扭矩的计算，结果符合我们设 计的需要，故电动机选择正确。 3.3 滚筒的设计滚筒的设计 滚筒材料 铸钢 铸造成型 滚筒功能 （1）在滚筒面上缠绕钢丝绳，以牵引负荷； （2）在滚筒制动盘上装设差动制动装置，借以操纵绞车运行和停止； （3）在滚筒体腔内装设减速齿轮系，因而具有减速机壳的作 （三）滚筒的结构 在滚筒内部左端装设用螺钉的滚柱体套， 装在电动机的端盖伸出 部分的轴承上，即压入此套中，并用弹性挡圈轴向定位； 第一组外齿轮传动副中的马达齿轮用键及弹性挡圈与电动机轴 连接，与外齿轮相啮合，大齿轮架用两个键与滚筒相连接，同时用 6 个螺栓固定在滚筒边上； 第二组与第一组的相似，在此不再獒述； 第三组行星轮系的轴齿轮是太阳轮， 用键与弹性挡圈固定在输出 轴上，装在大齿轮架的两个齿轮（行星轮）与轴齿轮（太阳轮）相啮 合，可在大齿轮中滚动，电动机与轴承支架用普通螺栓与螺尾锥销固 定在绞车机座上，螺尾锥销在装卸时其定位作用；在大齿轮架和挡圈 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 15 柄尾用螺母锁紧，通过轴承支架及轴承盖并用 6 个螺栓拉紧滑圈，以 阻止轴承移动，挡圈上的凸环与滑圈上的凹槽相嵌合，在其内缘设毡 圈，在滚筒面上有 2 个带油洞的注油孔。钢丝绳头安入绳孔后，用螺 钉及绳卡固定在滚筒侧边上。 3.4 制动装置的设计制动装置的设计 绞车上有两个差动制动装置，其结构尺寸及动作原理完全相同， 在电动机一边的制动作用带用来制动滚筒；在大齿轮上的制动带，具 有摩擦离合器的作用。当此制动带被完全刹紧的时候，行星轮即沿着 大齿轮滚动，带动滚筒工作。 制动钢带用铝铆钉与石棉铆合在一起，制动时，按下制动手柄，经杠 杆和叉头动作系统将 2 个拉杆轴承架拉起，使制动带两端相互靠拢， 产生制动作用。向上制动手柄时，制动带即可松开。 调节活动螺栓拧入叉头螺母中的长度，可使制动带的拉紧力及制动手 柄的位置得到调整。 固定在制动带上的丁字板插入与绞车机座连接在一起的垫板中， 以防止制动装置在制动时转动。制动盘上的钢带包和角为 3500，绞车 的电动机端盖由铸钢制成，形成托架，为电动机的一个组成部分，并 且也是绞车滚筒的一个支撑，通过滚筒轴承支撑滚筒。 轴承支架用铸钢制成，是绞车滚筒的另一支撑，用螺栓将电动机与轴 承支架固定在绞车底座上，并装有螺钉以便校对。 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 16 4 传动系统的设计传动系统的设计 4.1 传动比的设计与计算传动比的设计与计算 由所给的传动比 i=20,我们想到利用三级减速装置，因此，我们 可以采取以下两种传动方案。 方案（一） 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 17 方案（二） 比较以上两种方案： （一）采用外齿轮啮合传动 （二）采用内齿轮啮合传动，由于我们所需的传动比不大，故是选用（一） 。 4.2 减速装置的传动比分配计算减速装置的传动比分配计算 由所给条件 i1h=20 得到： 19120 531 742 = zzz zzz 因此 19 17 =i 即我们从此定轴轮系出发来进行传动比的分配问题： 19 57341217 =iiii 令外啮合传动比为： 1 . 6 57 =i ，则 81. 1 3412 =ii 因实际传动比为: 984.19) 1 . 6(81. 181. 1 17 =i 实际总传动比为：984.20984.191 1 =+= h i 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 18 滚筒的实际转速： min/483.71 984.20 1500 1 1 “ r i n n h = 滚筒的转速为： min/75 20 1500 20 1 r n n= 滚筒的转速误差： %5047 . 0 75 75483.71 “ p= = n nn 满足要求。 4.3 传动装置的运动参数计算传动装置的运动参数计算 各轴功率计算 高速轴输入功率： kwpp78.2199. 022. 11 = ； 中间轴的输入功率：kwpp92.2099. 097. 078.21 3212 = 低速轴的输入功率 ：kwpp09.2099 . 0 97 . 0 92.20 5423 = 各轴的转速的计算 高速轴的转速： min/1500 1 rnn= 动 ； 中间轴的转速： min/73.828 81. 1 1500 12 1 2 r i n n= 低速轴的转速： min/86.457 81. 1 73.828 34 2 3 r i n n= 各轴的输入转矩 高速轴的输入转矩：mmnt= 5 1 1039. 1 1500 78.21 9550 中间轴的输入转矩： mmnt= 5 2 1041 . 2 73.828 92.20 9550 低速轴的输入转矩： mmnt= 5 3 1019 . 4 86.457 09.20 9550 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 19 各轴的功率、转速、转矩、列于下表中： 轴号 功率 kw 转速 r/min 扭矩 n mm 高速轴 21.78 1500 5 1039 . 1 中间轴 20.92 828.73 5 1041 . 2 低速轴 20.09 457.86 5 1019 . 4 4.4 齿轮的传动设计齿轮的传动设计 一、外齿轮的传动副设计 因为考虑到结构性更好，我们采用把第一对外齿轮传动和第二对外齿 轮传动设计成尺寸相同的形式，因为这样，齿轮在传动过程中，可以更好 的运行。第一对齿轮的扭矩要比第二对齿轮的扭矩要小，因此，若从第一 对齿轮设计开始，则后面的第二对齿轮可能不能满足其强度的要求。故而 我们可以试着采用从第二对齿轮开始进行设计，这样，第一对齿轮肯定可 以满足其强度的要求，而且，这样也节省了相当的一部分时间。 选定齿轮的精度等级、材料及齿数 按外齿轮啮合传动的方案选用直齿圆柱齿轮进行传动； 绞车为一般工作机器，速度不高，故可选用 7 级精度（gb10095- 88） ； 材料的选择 选择齿轮材料时，考虑到小齿轮齿数较大齿轮齿数少，小齿轮轮齿的 工作次数较大齿轮的多，为使一对齿轮传动更接近等强度，小齿轮常用好 一些的材料。通常以应使小齿轮的齿面硬度较大齿轮的齿面硬度高 （2050hbs） 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 20 小齿轮 40cr 调质处理 hb=270hbs 大齿轮 45 调质处理 hb=240hbs 硬度差：hbs30240270= 选用小齿轮的齿数为 20 1 =z ，则大齿轮的齿数为 , 2 .3681 . 1 20 2 =z 选 36 2 =z 2.按齿面接触强度进行设计 ? 3 34 2 342 3 . ).(1.(. 32. 2 i z itk d d h e t t + 1）试选用载荷系数： 3 . 1= t k 2）扭矩 mmnt.1041. 2 5 2 = 3）传动比 81. 1 34 =i 4）齿宽系数 5 . 0=d（悬臂式） 5）材料弹性影响系数 mpze8 .189= 6）应力循环次数： 9 3 106 . 3)1530082(173.82860=n 9 9 4 1099. 1 81. 1 106 . 3 = =n 7）由机械设计图 10- 21 安齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳极限 mpampa hh 550,650 4lim3lim = 8）由图 10- 19 查得齿轮的接触疲劳寿命系数 92. 0,93. 0 43 = hnhn kk 9)计算接触疲劳需用应力 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 21 取失效率为 1%，安全系数为 s=1 mpa s k mpa s k hhn h hhn h 50655092. 0 . 60465093. 0 . lim4 4 lim3 3 = = ?计算 1）试算齿轮分度圆直径的 t d3 代入 h 中较小的值 mmd t 5 .119 81 . 1 5 . 0 )506/8 .189()81 . 1 1 (1041 . 2 3 . 1 32. 2 3 25 3 = + 2）计算圆周速度 sm nd v t /18. 5 100060 73.8285 .11914. 3 100060 23 = = = 3）计算齿宽 b mmdb td 8 . 59 5 . 1195 . 0. 3 = 4）计算齿宽与齿高之比 b/h 44. 4 46.13 8 .59 46.1398. 525. 225. 2 98. 5 20 5 .119 3 3 = = = h b mmmh z d m t t t 5）计算载荷系数 根据smv/18. 5=， 7 级精度， 由图 10- 8 查得动载荷系数 14. 1= v k 直齿轮 0 . 1= fh kk 由表 10- 2 查得使用系数 0 . 1= a k 由表 10- 4 查得用插值法查得 7 级精度，小齿轮悬臂式布置时， 201. 1= h k 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 22 查得图 10- 13 的 14. 1= f k 载荷系数 37. 10 . 1201. 114. 10 . 1.= hhva kkkkk 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 mm k k dd t t 6 .121 3 . 1 37. 1 5 .119. 33 33 = 计算模数 m 08 . 6 20 6 . 121 3 3 = z d m 3、按弯曲疲劳强度计算数值 ) . .( . .2 3 2 3 2 f sf d yy z tk m ?确定公式内各计算数值 由图 10- 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 mpa fe 550 3 = 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 mpa fe 420 4 = 由图 10- 18 取弯曲疲劳寿命系数 90. 0,88. 0 43 = fnfn kk 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4 . 1=s，由图 10- 12 得 mpa s k fefn f 7 .345 4 . 1 55088. 0. 33 3 = = mpa s k fefn f 270 4 . 1 4209 . 0. 44 4 = = 计算载荷系数 30 . 1 14 . 1 0 . 114 . 1 0 . 1.= ffva kkkkk 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 23 查取齿形系数 由表 10- 5 查得：43 . 2 ,80 . 2 43 = ff yy 查取应力校正系数 由表 10- 5 查得66. 1,55. 1 43 = ss yy 计算大小齿轮的 f sf yy . 并加以比较 小齿轮： 0126 . 0 7 .345 55 . 1 80 . 2 . 3 33 = = f sf yy 大齿轮： 0149. 0 270 66. 143. 2. 4 44 = = f sf yy 由以上计算可知，大齿轮的数值大，故而选用大齿轮的进行设计计算 ?设计计算 6 . 30149 . 0 4005 . 0 1041 . 2 30 . 1 2 2 3 5 3 2 3 2 2 = = fd sf z yykt m 对比计算结果：m 大小取决于弯曲疲劳强度，而齿轮接触疲劳强度只与齿 轮的直径有关。因此，可以取弯曲疲劳强度的模数，并就近圆整，m=4， 按接触疲劳强度得的分度圆直径 mmd6 .121 1 = 算出小齿轮的齿数 30 4 . 30 4 6 . 121 3 3 = m d z 大齿轮的齿数 3 .543081. 1 2 =z 取 54 2 =z 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸的计算 1）计算分度圆直径： mmmzd120430. 33 = 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 24 mmmzd216454. 44 = 2）计算中心距 168 2 216120 2 43 = + = + = dd a 3）计算齿轮宽度 取 mmdb d 601205 . 0. 3 = 4）按弯曲疲劳强度进行校核 1. 3 33 3 24.82 465 625. 152. 267.401630. 1 . . f sft f mpa mb yyfk p= = 2 4 3 44 4 57.85 460 71 . 1 30 . 2 67.401630 . 1 . . f sft f mb yyfk p= = 故大小齿轮均满足强度要求。 大小齿轮的各部分计算尺寸如下： 序号 项目 代号 计算公式 结 果 小齿轮 大齿轮 1 齿数 z 30 54 2 模数 m 4 4 3 齿宽 b 65 60 4 齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 5 顶隙系数 c* 0.25 0.25 6 压力角 a 200 200 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 25 7 分度圆直径 d zmd.= 120 216 8 齿顶高 ha mhh aa . = 4 4 9 齿根高 hf mchh af ).( += 5 5 10 齿全高 h mchh a ).2( += 9 9 11 齿顶圆直径 da mhzd aa ).2( += 128 224 12 齿根圆直径 df mchzd af ).22( = 110 206 13 基圆直径 db cos.ddb= 112.6 202.97 14 齿距 p mp.= 12.56 12.56 15 基圆齿距 pb cos. ppb= 11.80 11.80 16 齿厚 s 2 p s = 6.25 6.25 17 齿槽宽 e 2 p e = 6.25 6.25 18 顶隙 c mcc. = 1.0 1.0 19 标准中心距 a 2 43 dd a + = 168 20 节圆直径 d dd = 120 216 二行星轮系的设计 1.选择齿轮类型、精度等级、材料及其齿数等 1）直齿轮传动； 2）7 级精度 gb 10095- 88； 3）材料的选择 齿轮 性质 材料 热处理 表 面 硬 度 齿 面 接 触 疲 劳 齿 面 弯 曲 疲 劳 精度 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 26 极限 极限 太阳轮 40cr 调质 270hbs 800mpa 300mpa 7 行星轮 40cr 调质 270hbs 800mpa 300mpa 7 内齿轮 2g310- 5 70 调质 190hbs 600mpa 240mpa 7 选择内齿轮、太阳轮、行星轮齿数 因确定该级传动比为：1 . 6=i，查表得行星轮数取为 2 载荷不均衡系数 15. 1= fphp kk 以下验证该行星轮是否满足相应的条件 传动比条件 1 . 6 57 =i 2、同心条件 保证中心论和行星架轴线重合的条件下正确啮合，为此，各对啮合齿 轮之间的中心距必须相等 若 20 5 =z， 则1221 . 620 7 =z， 为 满 足 同 心 条 件 ， 则 ， 512 6576 =zzzz 3、装配条件 保证各行星轮能均布安装在两中心齿轮之间，为此，各齿数与行星轮 个数 w n 必须满足装配条件 c n zz w = +75 （整数） 71 2 12220 = + ，为整数，故满足装配条件 4、邻接条件 保证邻接的两个行星轮的齿数不能相碰 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 27 5、齿数、模数、和中心距的计算 按公式计算太阳轮的分度圆直径 3 2 lim3 1 . . . . = hd hhpa tda kkkt kd 齿轮传动比为：2.55； a k使用系数为： 1.25； td k算式系数为： 768（查表所得） ； h k综合系数为： 2.0|（查表所得） ； t太阳轮单个齿轮传递的转矩 mnt n k t w . 9 . 2401019. 4 . 2 15. 1 .)( 5 33 = d 齿宽系数 取为 0.6； 55. 2 20 51 ,800 lim =mpa h 代入式中，计算得到： mmda4 .104= 所以模数 22. 5 20 4 .104 5 = z d m a ，取为6=m 则 mm zzm a213 2 )5120(6 2 ).( 65 = + = + = 齿宽 mmdb ad 64.624 .1046 . 0.= ，取mmb63= 故， mmzmda120206. 51 = 6、齿轮的强度验算 1）确定计算负荷 名义转距： mntt.9 .240 3 = ； 名义圆周力：n d t ft4015 10120 9 .24022 3 3 = = 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 28 2）应力循环次数 5 n 9 5 1010 . 1 )1582300(2)7586.457(0660=tnnn p h n 其中， h n5太阳轮相对于行星架的转速； t寿命周期为要求传动总运转时间。 3）确定强度计算中的各种系数： a、使用系数 a k,取 ka=1.25（查表得); b、动负荷系数 v k 因5020 5 p=z 和 mmn b ft /15010.64p= 可根据圆周速度 sm nnd v/40. 2 100060 )(. 65 = = 由图 10- 8 查 7 级精度 05 . 1 = v k c、齿向载荷分布系数 fh kk, hlhwhh kkkk.).1(1 0 += flfwff kkkk.).1(1 0 += 式中， 0 h k 计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数 由图 5- 2 查得 13 . 1 0 = h k hw k计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数 由图 5- 4 查得 12. 1= hw k fw k 计算弯曲强度时跑合系数 由图 5- 5 查得 45. 0= fw k flhl kk , 与均载系数有关的系数，则分别为：0.7，,085 所以， 03 . 1 3 . 07 . 0) 113. 1 (1=+= h k 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 29 04. 145. 085. 0) 112. 1 (1=+= f k d、齿间载荷分布系数 fh kk, 因 mmn b fk ta /12.80 64.62 401525. 1. = = 精度 7 级，硬齿面直齿轮 由表查得： 20 . 1 = fh kk e、节点区域系数 5 . 2= h z f、弹性系数 mpaze8 .189= g、载荷作用齿顶是，齿形系数， f y ,80 . 2 = f y 根据,20, 0 5 =zx（查图 5- 11） h、载荷作用齿顶时应力修正系数： 35 . 1 = s y i、重合度系数 yz , 89 . 0 3 65 . 1 4 3 4 = = = z 70. 0 65. 1 75. 0 25. 0 75. 0 25. 0=+=+= y 其中，重合度 计算如下： 两轮分度圆半径： 153,60 65 =rr 两轮齿顶圆半径： 159,66 65 = aa rr 两齿顶圆压力角： 0 6 0 5 28.25,32.31= aa 又因两齿轮是按照标准中心距安装，则aa = 65. 12/)tan.(tan)tan.(tan 6655 =+= aa zz 4）齿数比 55. 2 20 51 5 6 = z z 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 30 5）计算接触应力基本值 0 h 55 . 2 155. 2 63120 6 .4015 89. 08 .1895 . 2 1 . . . 5 0 + = + = bd f zzz t ehh 6）接触应力 h mpakkkk hhvahh 50.4622 . 103. 105. 125. 112.363 0 = 7）弯曲应力值 0 f mpayyy sfmb f f t 76.142 . 035. 18 . 2 6120 4015 . . 0 = = 8)弯曲应力 f mpakkkk ffvaff 18.242 . 104 . 1 05. 125 . 1 76.14 0 = 9)确定计算许用接触应力 hp xwrvnthhp zzzzz. lim = 1、寿命系数 nt z 因 9 5 1010 . 1 =n(次） ，由图 5- 19 得 97. 0= nt z 2、润滑系数 l z 因,/220 2 0 smmva=mpa h 800 lim f，查图 5- 14 得 01. 1= l z 3、速度系数 v z ，查图 5- 15 得 92. 0= v z 4、粗糙度系数 r z 由齿面 8 . 48 . 06= z r，查图 5- 16 得 93. 0= r z 5、工作硬化系数 w z 由图 5- 17 查得 14 . 1 = w z 6、尺寸系数由图 5- 18 查得0 . 1= x z 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 31 10）许用接触应力 hp mpa hp 5 .7640 . 114 . 0 93 . 0 92. 001 . 1 97 . 0 800= 11）确定接触疲劳安全系数 65. 1 5 .462 5 .764 = h hp h s 12）确定计算许用弯曲应力 fp 时的各种系数 rrevtrevtntstffp yyyy lim = 1、齿轮应力修正系数 0 . 2= st y; 2、寿命系数 查表 5- 25 得 91 . 0 = nt y; 3、相对齿根圆角敏系数，查表 5- 22 得 95. 0= revt y 4、齿根表面状况系数 查表 5- 23 得96 . 0 = rrevt y 5、尺寸系数 ，由表 5- 24 得 99. 0601. 005. 1= x y 13）许用弯曲应力mpa fp 9 .49299. 096. 095. 091. 02300= 14）确定弯曲强度安全系数 k s 38.20 18.24 9 .492 = f fp k s 15)行星轮系的相关尺寸总结 序号 项目 代号 结 果 太阳轮 行星轮 大齿轮 1 齿数 z 20 51 122 2 模数 m 6 6 6 3 齿宽 b 63 58 58 4 齿顶高系数 a h 1.0 1.0 1.0 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 32 5 顶隙系数 c 0.25 0.25 0.25 6 压力角 0 20 0 20 0 20 7 分度圆直径 d 120 306 732 8 齿顶高 a h 6 6 6 9 齿根高 f h 7.5 7.5 7.5 10 齿全高 h 13.5 13.5 13.5 11 齿顶圆直径 a d 132 318 720 12 齿根圆直径 f d 105 301 747 13 基圆直径 b d 112.76 187.55 687.85 14 齿距 p 18.84 18.84 18.84 15 顶隙 c 1.5 1.5 1.5 16 标准中心距 a 213 4.5 轴的设计及计算轴的设计及计算 一、中间轴的设计 1、由于高速轴是和电机轴连在一起的，亦即高速轴即电机轴，故不再对电 机轴进行轴的设计，是标准轴，直接对中间轴设计。 2、轴的材料的选取 有机械设计手册我们选用 40cr，热处理方式为调质处理 3、轴颈的初步估算 取 a=100，由公式 3 . n p ad 得 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 33 mmd33.29 73.828 92.20 100 3 = 4、轴的结构设计 1）由轴的结构及设计要求，取mmlmmd76,30 2121 = 2）小齿轮左侧轴肩定位，取mmlmmd50,42 3232 = 3）初步选深沟球轴承，参照工作要求并根据 mmd42 32 = ，由轴承产品 目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 61909，其尺 寸 为126845=bdd,( 倒 角 半 径 为6 . 0=r， 安 装 尺 寸 为 63,50= aa dd） ，故，mmlmmd32,45 4343 = 4）取mmlmmd18,42 5454 = 5）大齿轮右侧用轴肩定位，取mmlmmd12,53 6565 = 6）取 mmlmmd67,45 7676 = （故此，中间轴的结构初步确定） 5、按弯扭合成进行轴的强度校核 1）绘制计算简图； 2）计算有用在轴上的力 n d t ft5 .2231 216 104 . 222 5 2 2 2 = = ; 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文 34 ntgff tr 2 .81220. 0 22 = 7 . 4016 120 104 . 222 5 3 2 3 = = d t ft ntgff tr 9 . 141620. 0 33 = 3）求支反力 垂直面（v） 根据0, 0= ba mm可得 5 . 1304286, 0 32 =+= rbvra frfm nrbv3 .2879= 8642128, 0 32 =+= ravrb frfm nrav2 .605= (校核 812.2+1461.9+605.2=2879.3，无误） 水平面 425 .13086, 0 32 =+= bhtta rffm nrbh7 .17049= 425 .88128, 0 32 =+= ahttb rffm nrah5 .15264= (校核 15264.5+4016.7=17049.7