机械毕业设计（论文）-无极绳绞车设计（全套图纸）.doc

机械毕业设计需CAD图纸加15893706 机械毕业设计1 绪论全套图纸，加1538937061.1引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的3050年内，世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此，在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20世纪末期以来，先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，实现了采掘机械化和自动化控制，做到了矿井的高产高效生产。机械化是煤炭工业增加产量、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一，在矿山生产中也占有重要地位，尤其是现代化矿井对此更应高度重视。矿井辅助运输的特点是：井下运输设备在巷道中工作，由于受井下巷道空间的限制，因而运输设备结构应紧凑，尺寸应尽量小；运输线路随工作地点的延伸（缩短）或迁移而经常变化；运输线路水平和倾斜互相交错连接；工作地点分散，使得运输线路环节多、分支多；待运物料品种繁多，形状各异；井下巷道受空间限制，有沼气和煤尘，需用防爆设备。辅助运输的上述特点，决定了辅助运输设备的类型具有多样性，除了过去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车外，目前许多先进的辅助运输设备，如单轨吊车、卡轨车、粘着齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题，而且大大提高了辅助运输的效率。尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题，但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主要因素。为了进一步提高工效、降低成本，还需对整个运输系统进行改革，从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的，即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。主要研究和发展方向有以下几个：井下材料、设备和人员的运输设备的研制，特别注意采区辅助运输设备的研制；对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制；对辅助材料不经转载直接运到用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制；完善运输辅助材料的有轨运输设备，增加专用的辅助运输设备；为扩大自行矿车的使用范围，必须改进它的结构，减小外形尺寸，提高通过能力和研制不污染矿井大气的动力源；进一步完善单轨吊车和卡轨车，使其具有更大的适应性。我国绞车的诞生是从20世纪50年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的绞车。60年代进入了自行设计阶段，到了70年代，随着技术的逐渐成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能、三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点：标准化、系列化；体积小、重量轻、结构紧凑；高效节能；寿命长、低噪音；一机多能，通用化；大功率；外形简单、平滑、美观、大方。1.2概述无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段，目前在煤矿应用十分广泛，而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为：电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转，钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后，一端固定于张绳车上车轴上，另一端经过尾轮缠绕于张绳车的容绳卷筒上，通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，再由张绳车牵引矿车或其它运输车辆运行。无极绳绞车运输系统主要具有以下特点：变单向为双向运行。由于该系统采用抛物线形摩擦滚筒结构，使得滚筒可以正反向旋转，钢丝绳也可以实现双向运行；张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学，操作方便，安全可靠；运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的，而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上，以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时，就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出；当运输距离需要减小时，亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些，这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上，采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的，是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输，结构布置紧凑、合理，操作简单，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，无污染，不影响周围环境。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，以满足用户最大实际需求；3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运搬、调度等一般用途；4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；5、技术比较先进并要求多用途。2.2主要设计参数 1、滚筒直径：800mm 2、牵引力：F1=50KN F2=30KN 3、绳速：V1=1m/s V2=1.5m/s2.3牵引钢丝绳及卷筒的选择计算2.3.1钢丝绳的选择由于该绞车主要工作地点为井下巷道内，湿度较大，酸碱度较高，为了增加钢丝绳的抗腐蚀能力，延长其使用寿命，故选取镀锌钢丝绳。此外，由于该绞车主要用于矿井上、下山运输，磨损为其主要损坏原因，故应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳，如67，6（19）或三角股等。根据煤矿安全规程对提升钢丝绳的安全系数规定，选取钢丝绳的安全系数K=6.5,则钢丝绳所能承受的拉力F需满足以下要求：FKF拉式中：F拉=50KN，即绞车最大牵引力。则： F6.550103=3.25105 N查实用机械设计手册表5.6-30，选择钢丝绳619(1+6+12),绳纤维芯，钢丝绳表面镀鉻。其主要参数为：钢丝绳直径： 22.5mm；钢丝直径： 1.4mm；钢丝总断面面积： 175.40mm2参考重力： 1658 N/100m；钢丝绳公称抗拉强度：2000 Nmm2钢丝破断拉力总和： 350500 N2.3.2卷筒参数的确定由于采用无极绳牵引方式，卷筒上无需缠绕过多钢丝绳，故卷筒其它参数可根据传动方案的选择和外观适当选取（已知卷筒直径D=800mm），以有利于整体布局的紧凑、美观、合理。2.4传动系统的确定、运动学计算及电动机选择2.4.1传动系统的确定该无极绳绞车传动系统如图2-4-1所示： 2-4-1 无极绳绞车传动系统其传动路线为： 防爆电动机联轴器行星减速器（行星排减速）太阳轮行星齿轮内齿轮卷筒。2.4.2计算传动效率根据传动系统简图，查机械设计表9-1得：1）卷筒传动效率1=0.96；2）单级行星圆柱齿轮减速器传动效率2=0.98；3）齿式联轴器传动效率3=0.99；4）滚动轴承效率4=0.99（一对）。故系统传动总效率 =0.960.9830.990,992 =0.87672.4.3选择电动机型号 =电动机所需的额定功率P与电动机输出功率P之间有以下关系：PK式中K为功率储备系数，对运输绞车取K=1.1,故 =62.7KW由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机容量，降低机器的成本和尺寸。Y系列封闭式三相异步电动机，具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘，结构为全封闭式，自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。查实用电机手册选取：电动机型号：YB280M-6 功 率：55 KW 转 速：980r/min 重 量：510 Kg 电机外形尺寸（长宽高）=1060545830 mm 电机中心高度H=280mm 电机轴直径长度=75140 mm电机过载系数计算 电机轴功率 卷筒上的功率 = KW 则： KW 过载系数 2.4.4总传动比及各级传动比分配 1）总传动比 式中： 根据已知设计参数，卷筒直径D=800 mm 则可得：=23.89 所以总传动比为：2）传动比分配 根据传动形式及整体布局尺寸，各级行星传动传动比确定如下： 高速第一组行星轮： 高速第二组行星轮： 低速级行星轮： 3 齿轮传动的设计计算3.1高速级计算（1）第一组行星轮：3.1.1配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，使C等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调整，使C为整数。 则： 解得： 这些符合的NGW配齿要求。 由 ，查机械设计手册3图17.2-3可知适用的预计啮合角为 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据齿数比u查齿轮传动设计手册图2-7确定，。3.1.2初步计算齿轮的主要参数 中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图6-12和图6-27，取，中心轮a和行星轮c的加工精度6级；内齿轮b采用42CrMo，调质硬度217259HB，据图取，加工精度7级。 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为： 现已知,，小齿轮名义转矩，代入已知条件得： 取算式系数；查行星齿轮传动表6-4、6-6，取综合系数,使用系数；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数 由齿轮传动设计手册图2-78查得齿形系数，行星齿轮传动表6-6查得齿宽系数，则齿轮模数为：取齿轮模数3.1.3啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为： 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.4几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 3.1.5装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式3-7验算其邻接条件，即： 将已知的、和的值代入上式，则得： 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表3-1验算该行星齿轮传动的同心条件，即： 各齿轮副的啮合角为和，且，代入上式，即得： 则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式3-20验算其安装条件，即得： （整数）所以，满足其安装条件。3.1.6传动效率的计算 查机械设计手册图17.1.6得该行星传动的效率%，可见，该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.7齿轮强度验算（1）传动 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 =1.06速度系数查行星齿轮传动图6-18. 其他参数确定： 查行星齿轮传动表6-7得使用系数； 齿向载荷分布系数、 弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 式中：、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，按行星齿轮传动图6-7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，值可由行星齿轮传动图6-8查取，得=1.38。 则： 齿间载荷分布系数、 先求端面重合度： 式中： 则： = =1.6因为是直齿轮传动，故总重合度所以，节点区域系数 查齿轮传动设计手册图2-73得弹性系数 、 和 计算接触强度的重合度系数 计算接触强度的螺旋角系数 计算接触强度的寿命系数 计算接触强度的尺寸系数最小安全系数和 取，润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数 取齿面工作硬化系数 取传动接触强度验算： 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式6-51、6-52、6-53得： 按式6-54许用接触应力校核齿面接触应力的强度条件：则： 计算结果，接触强度通过。用20CrMnTi调质后渗碳淬火，安全可靠。传动弯曲强度计算： 根据行星齿轮传动式6-69、6-70得齿根应力为： 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图6-22查得： =2.85，=2.32 应力修正系数，由行星齿轮传动图6-24查得：，=1.7 计算弯曲强度的重合度系数 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为1 则： N/mm2 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 由强度条件可得： 即： 由表查得，20CrMnTi调质、渗碳淬火，故传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动为内啮合齿轮传动，故，所以： 由，可得： 42CrMo调质，则内齿轮用42CrMo调质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式6-69、6-70计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即： ， 由强度条件可得： 42CrMo调质材料，所以传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。（2）第二组行星轮：3.1.8配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，使C等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调整，使C为整数。 则： 解得： 这些符合的NGW配齿要求。 由 ，查机械设计手册3图17.2-3可知适用的预计啮合角为 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮负变位，行星轮和内齿轮正变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据齿数比u查齿轮传动设计手册图2-7确定，。3.1.9初步计算齿轮的主要参数 中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图6-12和图6-27，取，中心轮a和行星轮c的加工精度6级；内齿轮b采用42CrMo，调质硬度217259HB，据图取，加工精度7级。 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为： 取算式系数；查行星齿轮传动表6-4、6-6，取综合系数,使用系数；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数 由齿轮传动设计手册图2-78查得齿形系数，行星齿轮传动表6-6查得齿宽系数，则齿轮模数为：为实现变速传动及制造简单，仍取齿轮模数3.1.10啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为： 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.11几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 3.1.12装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式3-7验算其邻接条件，即： 将已知的、和的值代入上式，则得： 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表3-1验算该行星齿轮传动的同心条件，即： 各齿轮副的啮合角为和，且，代入上式，即得： 则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式3-20验算其安装条件，即得： （整数）所以，满足其安装条件。3.1.13传动效率的计算 查机械设计手册图17.1.6得该行星传动的效率%，可见，该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.14齿轮强度验算（1）传动 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 =1.4速度系数查行星齿轮传动图6-18. 其他参数确定： 查行星齿轮传动表6-7得使用系数； 齿向载荷分布系数、 弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 式中：、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，按行星齿轮传动图6-7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，值可由行星齿轮传动图6-8查取，得=1.13。 则： 齿间载荷分布系数、 先求端面重合度： 式中： 则： = =1.7因为是直齿轮传动，故总重合度所以，节点区域系数 查齿轮传动设计手册图2-73得弹性系数 、 和 计算接触强度的重合度系数 计算接触强度的螺旋角系数 计算接触强度的寿命系数 计算接触强度的尺寸系数最小安全系数和 取，润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数 取齿面工作硬化系数 取传动接触强度验算： 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式6-51、6-52、6-53得： 按式6-54许用接触应力校核齿面接触应力的强度条件：则： 计算结果，接触强度通过。用20CrMnTi调质后渗碳淬火，安全可靠。传动弯曲强度计算： 根据行星齿轮传动式6-69、6-70得齿根应力为： 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图6-22查得： =2.3，=2.49 应力修正系数，由行星齿轮传动图6-24查得：，=1.64 计算弯曲强度的重合度系数 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为1 则： N/mm2 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 由强度条件可得： 即： 由表查得，20CrMnTi调质、渗碳淬火，故传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动为内啮合齿轮传动，故，所以： 由，可得： 42CrMo调质，则内齿轮用40CrMo调质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式6-69、6-70计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即： ， 由强度条件可得： 42CrMo调质材料，所以传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。3.2低速级计算3.2.1配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，使C等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调整，使C为整数。 则： 解得： 这些符合的NGW配齿要求。 由 ，查机械设计手册3图17.2-3可知适用的预计啮合角为 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据齿数比u查齿轮传动设计手册图2-7确定，。3.2.2初步计算齿轮的主要参数 中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图6-12和图6-27，取，中心轮a和行星轮c的加工精度6级；内齿轮b采用42CrMo，调质硬度217259HB，据图取，加工精度7级。 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为： 现已知,，小齿轮名义转矩，代入已知条件得： 取算式系数；查行星齿轮传动表6-4、6-6，取综合系数,使用系数；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数 由齿轮传动设计手册图2-78查得齿形系数，行星齿轮传动表6-6查得齿宽系数，则齿轮模数为：取齿轮模数3.2.3啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为： 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.2.4几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 3.2.5装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式3-7验算其邻接条件，即： 将已知的、和的值代入上式，则得： 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表3-1验算该行星齿轮传动的同心条件，即： 各齿轮副的啮合角为和，且，代入上式，即得： 则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式3-20验算其安装条件，即得： （整数）所以，满足其安装条件。3.2.6传动效率的计算 查机械设计手册图17.1.6得该行星传动的效率%，可见，该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.2.7齿轮强度验算（1）传动 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 =1.02速度系数查行星齿轮传动图6-18. 其他参数确定： 查行星齿轮传动表6-7得使用系数； 齿向载荷分布系数、 弯曲强度计算时： 接触强度计算时： 式中：、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，按行星齿轮传动图6-7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，值可由行星齿轮传动图6-8查取，得=1.64。 则： 齿间载荷分布系数、 先求端面重合度： 式中： 则： = =1.6因为是直齿轮传动，故总重合度所以，节点区域系数 查齿轮传动设计手册图2-73得弹性系数 、 和 计算接触强度的重合度系数 计算接触强度的螺旋角系数 计算接触强度的寿命系数 计算接触强度的尺寸系数最小安全系数和 取，润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数 取齿面工作硬化系数 取传动接触强度验算： 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式6-51、6-52、6-53得： 按式6-54许用接触应力校核齿面接触应力的强度条件：则： 计算结果，接触强度通过。用20CrMnTi调质后渗碳淬火，安全可靠。传动弯曲强度计算： 根据行星齿轮传动式6-69、6-70得齿根应力为： 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图6-22查得： =2.97，=2.26 应力修正系数，由行星齿轮传动图6-24查得：，=1.74 计算弯曲强度的重合度系数 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为1 则： N/mm2 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 由强度条件可得： 即： 由表查得，20CrMnTi调质、渗碳淬火，故传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动为内啮合齿轮传动，故，所以： 由，可得： 42CrMo调质，则内齿轮用40Cr调质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式6-69、6-70计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即： ， 由强度条件可得： 42CrMo调质材料，所以传动中的内齿轮弯曲强度符合要求。4 轴的设计计算4.1高速轴设计计算4.1.1计算作用在齿轮上的力 转矩： 轴上小齿轮分度圆直径： 圆周力 径向力4.1.2初步估算轴的直径选取40GrNi作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表19.1-1查得材料力学性能数据为： 由机械设计手册表19.3-1公式 ，计算轴的最小直径并加大4%以考虑键槽的影响。 查机械设计手册表19.3-2，取,则：=45.79(mm)4.1.3轴的结构设计1、确定轴的结构方案 左侧太阳轮从轴的左端装入，齿轮右侧靠轴肩定位，左侧浮动。右侧太阳轮从轴的左端装入，齿轮左侧靠轴肩定位，右侧采用轴肩定位。齿轮和套筒联轴器采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图4.1-1所示。 2、确定各轴段直径和长度 段 根据圆整并考虑悬臂支撑因素取该段直径，长度为齿轮毂孔长度（取等于齿宽），即。 段 该段直径应满足左行星轮系太阳轮定位需要，。考虑两行星架尺寸，取。 段 过渡轴肩，取，。段 为方便与电机轴联接取。根据工作要求选用套筒联轴器，许用转矩2600N/m，套筒长度，。4.1.4绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力： H水平面： V垂直面： 2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H水平面： V垂直面： 合成弯矩： 扭矩T: 41.5按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则： 由式得轴的计算应力为： 故安全。 4.2低速轴设计计算4.2.1计算作用在齿轮上的力 转矩： 轴上小齿轮分度圆直径： 圆周力 径向力4.2.2初步估算轴的直径选取40CrNi作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表19.1-1查得材料力学性能数据为： 由机械设计手册表19.3-1公式 ，计算轴的最小直径并加大4%以考虑键槽的影响。 查机械设计手册表19.3-2，取,则：4.2.3轴的结构设计1、确定轴的结构方案 太阳轮从轴的左端装入，齿轮右侧靠轴肩定位，左侧浮动。最右端用于联接上一级行星轮系转臂。齿轮和转臂均采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图4.2-1所示。 2、确定各轴段直径和长度 段 根据圆整并考虑悬臂支撑取该段直径，。 段 该段为过渡轴肩，故取轴肩高度，孔倒角取（GB6403.4-86），取。 段 为方便轴的加工制造，故取，。 4.2.4绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力： H水平面： V垂直面： 2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H水平面： V垂直面： 合成弯矩： 扭矩T: 42.5按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则： 由式得轴的计算应力为： 故安全。4.3行星轮轴的设计计算4.3.1计算作用在齿轮上的力1、 第一组行星轮：转矩： 轴上小齿轮分度圆直径： 圆周力径向力2、第二组行星轮：转矩： 轴上小齿轮分度圆直径： 圆周力径向力3、第三组行星轮：转矩： 轴上小齿轮分度圆直径： 圆周力径向力4.3.2初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理，由机械设计手册表19.1-1查得材料力学性能数据为： 初选各轴轴径为：第一组行星轮：第二组行星轮：第三组行星轮：4.3.3轴的结构设计1、确定轴的结构方案 三根行星轮轴均为通轴，考虑轴承及转臂宽度及固定，确定轴的结构如图4.3-1所示。 2、确定各轴段直径和长度 根据圆整取三根行星轮轴的直径和长度分别为：， ，。4.3.4绘制轴的弯矩图和扭矩图第一组：1、求支反力： H水平面： V垂直面： 2、求最小轴径齿宽中心处弯矩： H水平面： V垂直面： 合成弯矩： 扭矩按弯扭合成强度校核轴的强度