毕业设计（论文）-斜巷架空乘人车的设计全套CAD图.doc

第 80 页中国矿业大学2013届本科生毕业设计 1 绪 论1.1国内矿井辅助运输现状分析矿井辅助运输是指井下的材料、设备和人员的运输，有时也包括排矸石运输。其特点是运输类型多、运送去向多、巷道条件多样。类型多表现在既运物又运人，物品中有整件、散件，大小长短轻重差别很大，运送去向多是指需要运到各工作面和井下一切场所。随着矿井开采规模的不断扩大和井下开拓距离的不断延伸，上下井的材料设备和人员日益增多。特别是综合机械化采煤掘进的发展，产生的集中化程度日益提高，重型设备大量在采掘工作面应用，如何保证其不间断地连续高产稳产，高效地进行工作面设备搬家运输成为重要又急需解决的问题。建国以来，我国矿井辅助运输作业变化不大，基本上还是小绞车、无机绳、回柱绞车、小蓄电池车在普通钢轨上牵引矿车、运料车或平板车，装卸利用手动葫芦撬棍，甚至人推肩扛，占用大量人力物力，严重阻碍着矿井产量进度和劳动生产率提高，与国外先进产煤国家相比差距很大。辅助运输的落后已成为建设现代化矿井和提高矿井全员效率的最大障碍之一。发展辅助运输机械化不仅可以大量节省人员，而且可以提高工时利用，增加采掘工作面产量进度，大量减少设备搬家停运时间提高设备利用率，从而节约设备折旧或租赁费用，还能改善采掘工人和辅助作业的劳动安全条件。确实是当前煤矿技术发展的关键和党务之急。我国煤矿地质条件多种多样，矿井规模大小各异，开拓布置和开采方式也不尽相同，因而解决辅助运输机械化问题必须采取多条技术途径，多种系统模式，多样技术装备，认真借鉴国内外成功经验，因地制宜地结合具体条件择优选用。对于每个生产和新建矿井都应根据实际条件进行可行性研究和各种方案的比较，然后再作出在技术经济上最合理的决策。目前，国内外矿井辅助运输设备已形成单轨吊、齿轨车、卡轨车、齿轨卡轨车、无轨胶轮车和胶套轮机车几大类型。每种设备都有一定适用的条件和范围，都有其长处和优势，也有其短处和劣势。在一定条件下的优势在另一种条件下又可能变为重要的制约因素。因而对于各种矿井条件下选用何种设备和系统，需要认真分析，综合对比，进行全面地可行性研究后才能最后决策。矿井辅助运输是一个完整的复杂的系统，必须从系统工程的角度加以研究分析和运筹决策。一个大型矿井的辅助运输系统包含材料、设备、人员以及矸石等各个子系统。而每个子系统中的负载或容器又从地面车间、仓库、料堆、排矸场起，经过入井、大巷运输、上下山和采区运输、各处中转转载直接到工作地点卸载等环节，然后由反向运行，经上述系列环节出井才算完成一个循回。而同时各个子系统又根据运输负载对象的特点分成若干个子系统。每个矿井辅助运输系统或子系统都有某些特定要求，但其共同的基本的要求是：（1）从供应地点到使用地点的直达运输，尽量减少转载停顿和倒状环节。（2）使用结构和尺寸合理并便于机械化装卸的车辆、集装箱或其他容器，减少工人装卸工作量，减低物料损耗。（3）最大限度的保证运输系统安全可靠和快速重载，有完善的信号联络，制动停车和自动监控系统。（4）合理组织运输调度，根据矿井生产建设个地点的需要，有计划地编制作业图标优化车次顺序和物料批量编组，提高运输效率，降低运输费用。根据以上要求不论是新建矿井或是改扩建矿井，都要在认真分析煤层地质条件矿井规模和开采设计的基础上，进行全面细致的技术经济可行性研究和方案对比，才能作出正确的决策。对于现有矿井特别是多水平多采区的大型矿井的辅助运输系统的技术改造，应采取既积极又慎重的态度，注意因地制宜，分期分布，从局部采区到全矿井，争取少花钱多办事，讲求整体的实际的经济效益。矿井的辅助运输系统需要多种设备和设施，不仅要用单轨吊、齿轨车、卡轨车、无轨胶轮车等主机设备，而且需要各种平板车、支架车、集装箱、铲车、人车、多用车、油罐车、各种地轨、吊轨、弯道、岔道、绳轮以及物料装卸存放硐室，等设施；各种设备物料的吊装、卸载、倒运、打捆等机械化高效的机具装置；以及各种维修辅助运输设备的机车库、被艰库、油库等。一个大型矿井往往需要几十台机车，有几十公里轨道，有的还可能是架线机车单轨吊，架线机车卡轨车，齿轨卡轨车，卡轨车单轨吊，加线机车无轨胶轮车等几种设备的混合系统。因而更需要各种设备互相很好地衔接和配套。配套不完善或辅助设施装置工具不全，往往难以发挥新型设备的作用，是辅助运输系统效率不高的重要原因，这是一个应该引起重视的问题。必须同步的配套的进行装备，同时建立相应得设施，才能真正解决辅助运输机械化，提高全矿井的劳动生产率。对辅助运输设备有以下要求：（1）安全可靠；（2）能在水平、倾斜和转弯的巷道中连续运行不需要转载；（3）运输距离可变化；（4）成件设备不解体正运；（5）能运多种材料和设备；（6）易于装卸；（7）辅助操作少，使用方便；（8）与主要运输无相互干扰。根据以上要求我们对本次设计进行分析，然后再进行具体设计。1.2架空乘人装置概况1.2.1架空乘人装置发展史在远古时代，人们就已使用树藤，竹篾和麻绳作为缆索进行空中运输，我国在公元2000年的三国时期就有筑吊桥为空中通道的记载。根据康熙图鹿可以看出，此空中通道犹如现在的客运索道。到了唐宋末年间，在南方常有利用竹篾编成溜索，作为跨河流、越深谷的交通工具。1644年，荷兰用麻绳架起了第一条货运循环式索道。但是麻绳、溜索的强度都很低，限制了索道的发展。直到19世纪中叶，钢丝绳进入工业生产以后，才为建立近代的索道提供了可能性，1834年，钢索架空索道的雏形问世，接着英国技师在1867年对架空索道作了研究改进。根据查考，奥地利阿巴奇在1870年获得索道报索器专利，并于1873年德国用它架设了活动循环式双线货运索道。1874年英国又第一次建设了往复式货运索道。从此这种新型的运输设备，在世界上开始了迅速的发展。现在货运索道广泛应用于采矿工业、煤炭工业、电力站及建材企业，码头以及军事等各个部门。 我国第一条双线索道大约建立在1910年前后，而第一条单线索道约建于1927年间。到解放前夕，约建有索道20余条。从1949年至今，约建单线索道50余条，双线索道30余条，总长约380公里，每小时货运量达到7000吨。在货物运输中发挥了显著作用。1.2.2架空乘人装置结构地下矿用架空索道，俗名猴车，主要用于地下矿山。将钢丝绳安装在驱动轮、托绳轮、压绳轮、迂回轮上并经张紧装置拉紧后，由驱动装置输出动力带动驱动轮和钢丝绳运行，从而实现输送矿工的原理。用地下矿用架空索道来输送矿工，其目的是缩短矿工上下井的路途时间，减轻矿工上下井的体能消耗。架空乘人装置由机头、机尾、托轮、乘人器、拉紧装置、电气控制等几部分组成。由机头驱动绳轮牵引钢丝绳,乘人器卡在钢丝绳上随之运动,随着巷道的起伏而变化,保持距地面200mm高度。机头是驱动部分,钢丝绳在机头绳轮处换向,围包角180。机头绳轮中镶有聚氨酯绳衬,本设计采用k28进口材料，用来提高摩擦力,并减少钢丝绳的磨损。驱动单元是由电动机+制动器+减速器+驱动绳轮等组成,具有结构驱动紧凑,分体、运输、安装灵活,运行安全可靠,故障率低、噪音低等优点。机尾有一从动绳轮,钢丝绳在此换向。整个机尾可在一滑道内滑动,在重锤张紧部分的拉动下,张紧主传动钢丝绳。托轮是用来在中间段承载,承受钢丝绳、乘人、乘人器的重量。托轮中也镶有聚氨酯衬。乘人器采用固定钩式,上端用卡爪卡住钢丝绳,下端有一座板,中间有一横杆用来挂工具包或乘人趴在上面,最下面4是蹬杆。其设计符合人机工程学,人在其上的坐姿接近日常生活中的坐姿,安全舒适,克服了乘人抱杆、重心后仰的缺陷。拉紧部分采用动滑轮结构,拉紧重锤可节省一半,并且调整重锤高度简单,单人即可操作。电气控制部分用来控制乘人装置的主电机运行、停车,制动抱闸的开闭,打滑时可自动停车,在沿线布置有紧急停车点,出现紧急事故时可快速停车。具有通讯距离远,抗干扰能力强,可并网与全矿安全监视系统实现通讯。1.2.3 托轮与压轮的应用由于本设计中巷道倾角18。在巷道直线段采用单轮托轮,可以承受较轻载荷,在凸弧段采用多轮托轮承受较大载荷。由于机头变坡处凸弧角度较大,无论是上行侧还是下行侧,都须承受较大载荷,故采用双绞支轮托轮(如图1所示)。使4个托轮共同承受载荷,可在受冲击时退让,有效地降低冲击,减缓磨损,提高乘坐的舒适性和托轮的使用寿命。正常直线段托轮设计成快速拆装单轮托轮结构,可以承受较轻载荷,单人即可从托轮架上拆下,维修方便,托轮上下高度可通过顶杆调节,左右位置可调节托轮架。在凹弧段针对钢丝绳打梁的问题,采用单轮压轮和多轮压轮,使钢丝绳在凹弧段折曲,可以有效地避免绳打梁,并且在压轮前后1-1.05m处增加单轮托轮,以防掉绳(如图2所示)。在机尾变坡处也具有较大的角度,采用双轮压轮使钢丝绳在最大凹弧段换向,同样具有与4轮托轮相同的优点(如图3所示)。1.2.4 防掉绳装置的应用在安装误差或调整不好的情况下,如:凹弧段处、凸弧段前后较容易掉绳,加装防掉绳托轮(压轮)和限绳器,可收到较好的效果。防掉绳托轮(压轮)有一拨盘机构(如图4所示)。正常运行时,拨盘随托轮(压轮)转动,挡住钢丝绳,使之不能脱出绳槽,乘人器通过时,乘人器卡爪拨动拨盘转动,乘人器通过后,拨盘继续挡住钢丝绳,从而达到防掉绳的目的。限绳器是在原托轮架上加装一转动挡绳板,正常运行时挡绳板自然下垂,与托轮外缘端面处在同一平面,相距1015mm,挡住钢丝绳,当乘人器通过时,乘人器卡爪拨动挡绳板,通过后,挡绳板依靠重力恢复下垂,继续挡住钢丝绳,也达到防掉绳的目的(如图5所示)。1.2.5 架空乘人装置的应用效果架空乘人装置自安装投入使用后,进行了最大功率测试试验和满乘人运转试验,并与斜巷人车进行了比较。架空乘人装置有以下突出效果:架空乘人装置造价和安装费较斜巷人车低;架空乘人装置乘人器过托轮无振动,乘人器按人机工程学设计,乘坐安全、舒适、可靠;架空乘人装置驱动功率小,机头部分结构紧凑,运行噪音低;托轮安装方式简单快速,更换维护方便容易;机头驱动轮、机尾从动轮、托轮及压轮都采用聚氨酯绳衬,使钢丝绳的磨损大大低于斜巷人车,故障率较低;本设计中架空乘人装置每小时乘人数量900人以上,效率较斜巷人车高;电控部分保护齐全、可靠,安全系数高;操作简单方便,可实现多点开车、停车。可实现无人值守,遥控监视。我国的煤矿生产在国民经济中占有重要的地位，但是煤炭生产的自动化程度与发达国家相比仍有很大差距，提高煤矿机械自动化程度，改善工人的劳动环境仍然是煤矿现代化的重要任务。由于煤炭储藏面积分布复杂的原因，煤炭生产的运输系统结构庞大，在生产成本中占有重要的成分，在人员运输方面，技术设备相对落后。（1）安全性、舒适性差;（2）乘人的时间、速度受限;（3）通信联络功能少,信息传输的可靠性差。1.2.6 地下矿用架空索道的特点（1）架空乘人车安全性能好，牵引钢丝绳运行速度低（0.83.0m/s）,乘人离地不高（0.2），运行平稳可靠，人员上下吊椅方便自如；（2）上下车选用静态上下车装置，在不停车的情况下，使矿工在静止状态中上下车，特别是在高速的运行中，更能确保矿工乘坐安全；（3）不掉绳可靠的防掉绳和轮系装置，使运行中的钢丝绳不掉绳。（4）高效率运量可达到2001000人/小时，运距可达到3500米，倾角可达到40度，变坡点可达20个以上。（5）共巷道运人和运料可共用巷道，节约巷道建设投资。（6）投资低猴车投资只占斜井人车投资的50%左右，且占地面积又少，安全性能更高。1.2.7 架空乘人装置的基本形式架空乘人装置的基本布局形式有驱动装置悬空式、驱动装置落地式、往复式混合架空运送装置和零速度上下车架空乘人装置 , 如下图6所示： 1.2.8煤矿安全规程对架空乘人装置的规定煤矿安全规程对用架空乘人装置运送人员有如下规定：（1）巷道倾角不应超过25，否则必须制订安全措施，报矿物局总工程师批准，但最大不得超过30；（2）蹬坐中心至巷道一侧的距离不得小于0.7m；（3）驱动装置必须有制动器；（4）吊杆和牵引钢丝绳之间的连接不得自动脱扣；（5）在下人地点的前方，必须设有能自动停车的安全装置；（6）在运行中人员要坐稳，不得引起吊敢摆动，不得手扶牵引钢丝绳，不得触及邻近的任何物体；（7）严禁同时运送携带爆炸物品的人员；（8）每日必须对整个装置检查一次，发现问题及时处理。图62 设计总体方案2.1矿井原始条件及主要参数2.1.1 原始参数（1）井长（斜巷运输距离）：l=1200m（2）吊椅间距:a12m（3）运行倾角:18（4）运行速度：v1.5m/s2.1.2 其他参数（1）托绳轮间距一般取取（2）驱动轮围包角 即主导轮与钢丝绳的围包角180（3）载物质量 吊椅质量： g0 =15kg 人员质量： g =75kg2.2钢丝绳的选择计算2.2.1牵引钢丝绳的选择 预选 6x(19)股（1+9+9）纤维绳芯参数：钢丝绳近似质量：qr=1470.0 kg/100m钢丝绳公称抗拉强度： 2000 mpa钢丝绳最小破断拉力： 316 kn最小钢丝绳破断拉力总和： sp=s=10.214316000=3227624 n2.2.2 钢丝绳沿程张力的计算 124318图7 1、沿程阻力（1）下放侧无人，上升侧满员是：如图7所示：34为重载段，阻力设为w34 其中：z=l/a=1500/12=125 g=75kg g0=15kg w 为沿程阻力系数 w =0.025则 w34=100（75+15）+1.471200 9.8（0.025 cos18+sin18）=35105.44n12为轻载段，考虑恶劣情况下即无人乘坐g=0，g=0 ;阻力设为w12 则 w12=750+150+1.471200 9.8（0.025 cos18sin18）=-4831.01n（2） 下放侧满员，上升侧无人 ；12为重载段，阻力设为w12 =100（75+15）+1.471200 9.8（0.025 cos18sin18） =-30089.23n 34为轻载段，考虑恶劣情况下即无人乘坐，;阻力设为w34 =0（75+15）+1.471200 9.8（0.025 cos18+sin18） =5753.07n（3） 上下侧都满员： 由上面（1）（2）计算可知： w34 =35105.44n ， w12 =-30089.23n 2、最小张力 smin=c qr g其中 c为钢丝绳挠度系数 c=1000 smin=10001.479.8=14406n3、其他各点张力 由于 w12 0 w340 最小张力在2点处则： s2= smin s3= ks2 s1= s2w12 s4= s3+ w34其中 k=1.03 （1） 下放侧无人，上升侧满员： s2= 14406n s3= 14838.18n s1= 19337.01n s4= 49943.62n(2) 下放侧满员，上升侧无人： s2= 14406n s3= 14838.18n s1= 44495.23n s4= 20591.25n(3) 上下侧都满员： s2= 14406n s3= 14838.18n s1= 44495.23n s4= 49943.62n2.2.3 钢丝绳强度校核牵引索最小安全系数 其中： fpq钢丝绳破断张力 fqmax逐点计算出的钢丝绳最大张力则 2.2.4 钢丝绳防滑校核驱动轮绳槽的摩擦材料用k28进口材料高性能摩擦衬垫做衬垫，摩擦系数=0.35，根据挠性物体摩擦传动理论：当驱动轮依靠摩擦力带动牵引索运动时，牵引索相遇张力fy 和分离点张力fl之比，应符合欧拉公式 其中： 驱动轮与牵引索之间的摩擦系数牵引索在驱动轮上的围包角则 即 防滑性合格2.3电动机功率及型号2.3.1 电动机功率计算（1）驱动轮即摩擦轮直径及转速确定 d60d=6019.5=1170 mm 因为上下两侧乘人，考虑两钢丝绳间距， 所以： 取 d=1600 mm （2）电动机功率计算： 下放侧无人，上升侧满员： n = k( s4 - s1 )v/1000 = 1.15(49943.62-19337.01)1.5/10000.8 = 65.99kw 下放侧满员，上升侧无人： n = k( s4 - s1 )v/1000 = 1.15(44495.23-20591.25)1.5/10000.8 = 51.54kw 上下侧都满员： n = k( s4 - s1 )v/1000 = 1.15(49943.62-44495.23)2/10000.8 = 11.75kw2.3.2 电动机的选择按环境条件选择yb型矿用防爆电机，电动机型号为：yb2-315s-6型相关参数： 功率 75kw 转速 985r/min 效率 93.5%外型参数参考机械设计手册。2.4 传动装置选择及计算2.4.1传动方案选择架空乘人车的减速器可以选择多种形式，如：行星齿轮件速器，蜗轮蜗杆减速器，圆柱齿轮减速器。比较三种减速装置，由于电动机轴与驱动轮垂直布置，所以行星轮减速器与圆柱齿轮减速器不能直接满足要求，又因为涡轮蜗杆减速器传动效率低，所以本设计采用二个减速器，第一个采用二级行星减速器，第二个采用一级锥齿轮减速器，这样既可以满足电动机轴与驱动轮的垂直布置，又可以合理应用二级行星减速器的优点：承载能力大、传递效率高、噪声低、体积小、寿命长。2.4.2传动比确定 总传动比 （1）二级行星减速器 第一级传动比 i1=5.6 第二级传动比 （2） 锥齿轮减速器 第三级传动比 （3）实际总传动比 传动比误差 i=i实i=0.04 0.05因此传动比满足要求。2.4.3运动和动力参数计算 由实用机械设计手册（吴相宪等主编，中国矿业大学出版社）表1-2查得：联轴器的传递效率1=0.99；轴承的传递效率2=0.98； 第一级二级行星齿轮传递效率3=0.98，锥齿轮传递效率4=0.96二级行星减速器高速轴 二级行星减速器低速轴 锥齿轮减速器输入轴 锥齿轮减速器输出轴 3 减速器的设计3.1二级行星减速器3.1.1高速级二级行星齿轮设计与计算3.1.1.1齿数选择：查手册当i1=5.6时，za=20,zc=37,zb=94。为提高齿轮承载能力,采用变位齿数,故取zc=36。3.1.1.2材料的选择：太阳轮与行星轮选用17cr2ni2mo,渗碳后淬火，齿面硬度要求为：58-62hrc， 许用接触应力hlim=1500mpa,内齿轮选用35crmov，调质250280hbs3.1.1.3 a-c齿轮按接触强度初算： （1）齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 （2）计算齿数比 （3）接触强度使用的综合系数（4）输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩（5）齿宽系数，查机械设计手册表14-1-71 取 故（6）计算 （7）初定中心距，代入强度计算公式 （8）计算模数m 取标准值3.1.1.4计算变位系数： 1、计算a-c齿轮传动的变位系数：（1）未变位时中心距a （2）中心距变动系数 （3）实际中心距 取（4）实际中心距变动系数y （5）实际啮合角 （6）总变位系数 （7）分配变位系数，查机械设计手册图14-5-9，知合适，可分变位系数如下（8）齿高变动系数2、计算c-b齿轮传动的变位系数：()（1）未变位时中心距a （2）中心距变动系数 （3） 实际中心距 取 （4）实际中心距变动系数y （5）实际啮合角 （6）总变位系数 （7）分配变位系数（8）齿高变动系数 3.1.1.5几何尺寸计算:（1）分度圆直径： （2）齿顶圆直径： （3）齿根圆直径： （4）基圆直径: （5）齿宽 ： 其中（1）有“”或“”处，上面符号的啮合用于外啮合，下面符号用于内啮合。（2）齿高系数太阳轮，行星轮 ，内齿轮 （3）顶隙系数太阳轮，行星轮 ，内齿轮 通过上述公式可得 ：（1）太阳轮的几何尺寸 ： = （2） 行星轮的几何尺寸： = （3）内齿圈的几何尺寸： = 3.1.1.6装配条件得验算：对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。（1）邻接条件按公式验算其邻接条件，即 将已知的、和值代入上式，则得 即满足邻接条件。（2）同心条件 按公式验算该公式2kh型行星传动的同心条件，即 各齿轮副的啮合为和，且，和 。代入上式，即得 则满足同心条件。（3）安装条件验算按公式验算其安装条件，即得 所以，满足其安装条件。3.1.1.7验算a-c传动的接触强度和弯曲强度： 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度 则 动载系数 速度系数由表6-11查得 （1）确定计算公式中的其他系数使用系数使用系数按轻微冲击，查表14-1-75，得行星轮间载荷不均匀系数，查表7.8-2，得=1.1 齿间载荷分布系数，：弯曲强度计算时，接触强度计算是，式中 及齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度对，的影响系数，按表选取齿宽和行星轮数目对，的影响系数。对于圆柱直齿传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由图6-10查取。 由图查得=1.35，代入上式，则得求齿间载荷分配系数，。先求 式中 则 因为是直齿齿轮，总重合度=所以 =节点区域系数：查表得节点区域系数弹性系数：接触强度计算的重合度系数：接触强度计算的螺旋角系数： 接触强度计算的寿命系数因为当量循环次数，则 。最小安全系数：取=1.25润滑剂系数，考虑用220号中载荷极压油，查图14-1-48，取=1.06。粗糙度系数，按，由表14-1-103公式计算查图14-1-50，取=0.99。齿面工作硬化系数，由图14-1-51取=1。接触强度计算的尺寸系数两齿面均为硬齿面，查表14-1-105，=1（2）a-c传动接触强度验算 计算接触应力，由式 按许用接触应力 计算结果，a-c接触强度通过。用17cr2ni2mo调质后渗碳淬火，安全可靠。（3）a-c传动弯曲强度验算1）按式齿根应力为 式中 -行星轮间载荷分配不均匀系数 -齿形系数，由图14-1-59查取 ， -应力修正系数，由图14-1-64查取 ， -弯曲强度计算的重合度系数 -弯曲强度计算的螺旋角系数，因为是直齿，取=1 2）许用齿根应力 式中： 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 试验齿轮的应力修正系数，采用本书的值时 取 =2.0； 计算弯曲强度的寿命系数，取=1.1； 相对齿根圆角敏感系数，查表14-1-117，取=1； 相对齿根表面强度的尺寸状况系数，查图14-1-118， 故 取。 由强度条件 故用17cr2ni2mo调质、渗碳淬火，。a-c的材质通过弯曲强度验算。 3.1.1.8验算c-b传动的接触强度和弯曲强度： （1）接触强度的验算 按许用接触应力 40crmo调质，表面淬火，则内齿轮用40crmo调质材料，接触强度符合要求。（2）弯曲强度的验算 按齿根应力为 式中 -行星轮间载荷分配不均匀系数 -齿形系数，由图14-1-59查取 ， -应力修正系数，由图14-1-64查取 ， 弯曲强度计算的重合度系数 弯曲强度计算的螺旋角系数，因为是直齿，取=1 许用齿根应力 式中 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 试验齿轮的应力修正系数，采用本书的值时，取 =2.0； 计算弯曲强度的寿命系数，取=1.1； 相对齿根圆角敏感系数，查表14-1-117，取=1； 相对齿根表面强度的尺寸状况系数，查表14-1-118， 故 取。由强度条件 40crmo调质材料，所以c-b传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。3.1.2低速级二级行星齿轮设计与计算3.1.2.1齿数选择： 查手册当i1=3.15时，za=40,zc=23,zb=86。为提高齿轮承载能力,采用变位齿数,故取zc=22。3.1.2.2材料的选择：太阳轮与行星轮选用17cr2ni2mo,渗碳后淬火，齿面硬度要求为：58-62hrc，许用接触应力hlim=1500mpa,内齿轮选用35crmov，调质250280hbs3.1.2.3a-c齿轮按接触强度初算：（1）齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 （2）计算齿数比 （3）接触强度使用的综合系数（4）输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15 在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩（5）齿宽系数，查机械设计手册表14-1-71 取 故（6）计算 （7）初定中心距，代入强度计算公式 （8）计算模数m 取标准值 3.1.2.4计算变位系数： 1、计算a-c齿轮传动的变位系数：（1）未变位时中心距a （2）中心距变动系数 （3）实际中心距 （4）实际中心距变动系数y （5）实际啮合角 （6）总变位系数 （7）分配变位系数，查机械设计手册图14-5-9，知合适，可分变位系数如下， （8）齿高变动系数 2、计算c-b齿轮传动的变位系数：（1）未变位时中心距a （2）中心距变动系数 （3）实际中心距 取（4）实际中心距变动系数y （5）实际啮合角 （6）总变位系数 （7）分配变位系数： （8）齿高变动系数 3.1.2.5几何尺寸计算： （1）分度圆直径： （2）齿顶圆直径： （3）齿根圆直径： （4）基圆直径 : （5）齿宽 ： 其中 （1）有“”或“”处，上面符号的啮合用于外啮合，下面符号用于内啮合。 （2）齿高系数太阳轮，行星轮 ，内齿轮 （3）顶隙系数太阳轮，行星轮 ，内齿轮 通过上述公式可得 ： （1）太阳轮的几何尺寸 ： = （2） 行星轮的几何尺寸： = （3）内齿圈的几何尺寸： = 3.1.2.6装配条件验算：对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。（1）邻接条件按公式验算其邻接条件，即将已知的、和 值代入上式，则得即满足邻接条件。（2）同心条件按公式验算该公式2kh型行星传动的同心条件，即 各齿轮副的啮合为和，且，和。代入上式，即得则满足同心条件。（3）安装条件验算按公式验算其安装条件，即得所以，满足其安装条件。3.1.2.7验算a-c传动的接触强度和弯曲强度：（1）接触强度 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度 则 动载系数速度系数由表6-11查得1）确定计算公式中的其他系数使用系数使用系数按轻微冲击，查表14-1-75，得行星轮间载荷不均匀系数 查表7.8-2 =1.1 齿间载荷分布系数，：弯曲强度计算时，接触强度计算是，式中 及齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度对，的影响系数，按表选取齿宽和行星轮数目对，的影响系数。对于圆柱直齿传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由图6-10查取。 由图查得=1.35，代入上式，则得 求齿间载荷分配系数，。先求端面重合度 式中 则 因为是直齿齿轮，总重合度=所以 =节点区域系数：查表得节点区域系数弹性系数：接触强度计算的重合度系数：接触强度计算的螺旋角系数： 接触强度计算的寿命系数因为当量循环次数，则 。最小安全系数：取=1.25润滑剂系数，考虑用220号中载荷极压油，查图14-1-48， 取 =1.06。粗糙度系数， 按，由表14-1-103公式计算 查图14-1-50，取=0.99。齿面工作硬化系数，由图14-1-51取=1。接触强度计算的尺寸系数两齿面均为硬齿面，查表14-1-105，=12）a-c传动接触强度验算计算接触应力，由式 按公式许用接触应力 计算结果，a-c接触强度通过。用17cr2ni2mo调质后渗碳淬火，安全可靠。3）a-c传动弯曲强度验算按齿根应力为 式中 -行星轮间