机械毕业设计（论文）-JWB-50无极绳绞车设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页 1 绪论 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 1.1 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 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页 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 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页 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/s 2.3 牵引钢丝绳及卷筒的选择计算 2.3.12.3.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择 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。 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页 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 N 2.3.22.3.2 卷筒参数的确定卷筒参数的确定 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 2.4.12.4.1 传动系统的确定传动系统的确定 该无极绳绞车传动系统如下图所示： 快速制动器 慢速制动器 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页 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。 2.4.22.4.2 计算传动效率计算传动效率 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 2 43 3 21 总 =0.960.9830.990,992 =0.8767 2.4.32.4.3 选择电动机型号选择电动机型号 1000 VF P =KW57 8767 . 0 1000 1100050 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 P 式中 K 为功率储备系数，对运输绞车取 K=1.1,故 571 . 1 P =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 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 6 页 5 . 6 额定电流 堵转电流 8 . 1 额定转矩 堵转转矩 0 . 2 额定转矩 最大转矩 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 额定功率 ）电机轴功率 J N( 电机轴功率 总 ）卷筒上的功率（ J J N N 卷筒上的功率 3 minmax 10VFNJ = KW5010150000 3 则： KW03.57 8767 . 0 50 J N 过载系数: 55 03.57 e J N N 0 . 2037 . 1 2.4.42.4.4 总传动比及各级传动比分配总传动比及各级传动比分配 1）总传动比i n n i 式中： 电动机转速；n 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 7 页 卷筒转速。 n 根据已知设计参数，卷筒直径 D=800 mm 则可得： D v n 1 1 100060 80014 . 3 1100060 =23.89 minr D v n 2 2 100060 80014 . 3 5 . 1100060 min83.35r 所以总传动比为： 02.41 89.23 980 1 n n i 35.27 83.35 980 2 n n i 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： 13 . 7 1 b aH i13 . 6 1 H ab i 高速第二组行星轮：04 . 3 2 b aH i 低速级行星轮： 10 3 b aH i9 3 H ab i 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页 3 齿轮传动的设计计算 3.1 高速级计算 （1）第一组行星轮： 3.1.13.1.1 配齿计算配齿计算 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3 w n 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13 . 7 1 b aH i 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，C n Zi w a b aH b aH i 使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调 a Z a ZCnZ wa / 整，使 C 为整数。2632 . 7 b aH i 则：46 3 2632 . 7 111 a w a b aH Z n Zi C 解得：19 1 a Z 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页 11919346 11 awb ZnCZ 50)19119( 2 1 )( 2 1 111 abc ZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数， wc a c b w b w a n c z z z z n z n z 配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可知1 5019 50119 11 11 ca cb zz zz j 适用的预计啮合角为 2020 tcbtac ， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1719 min1 zza 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，4 b aH i 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 20w0 21 xxx 齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0 a x3 . 0 bc xx 3.1.23.1.2 初步计算齿轮的主要参数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 2 lim 2 lim mmN340mmN1400 FH 和 度 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取 ，加工精度 7 级。 2 lim 2 lim mmN260和mmN780 FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3 lim 2 1 11 Fd FaFPFA m Z YKKKT Km 现已知,，小齿轮名义转矩，代入16 1 Z 2 lim mmN340 F 1 1 1 9549 nn P T w 已知条件得： 9803 55 9549 1 T 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页 mN64.178 取算式系数； 1 . 12 m K 查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1 F K ；35. 1 A K 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2 . 1 HP K 的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11 HPFP KK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮85 . 2 1 Fa Y 传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0 d m 4 . 3 340196 . 0 85 . 2 3 . 18 . 135 . 1 64.178 1 . 12 3 2 m 取齿轮模数mmm4 1 3.1.33.1.3 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a mm13850194 2 1 2 1 caac zzma mm138501194 2 1 2 1 cbcb zzma 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。 3.1.43.1.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 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： mm76194 111 aa zmd mm200504 111 cc zmd 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页 mm4761194 111 bb zmd 齿顶高： mm2 . 543 . 01 1 mxhh aaaa mm8 . 243 . 01 1 mxhh caac mx z x mxhhh b b b baaab 1 2 1 155 . 7 1 43 . 0 119 3 . 155 . 7 1 2 mm8 . 4 齿根高： mm8 . 343 . 025 . 0 1 1 mxchh aafa mm2 . 643 . 025 . 0 1 1 mxchh cafc mm8 . 343 . 025 . 0 1 1 mxchh bafb 齿高： mm98 . 32 . 5 111 faaaa hhh mm92 . 68 . 2 111 fcacc hhh mm6 . 88 . 38 . 4 111 fbabb hhh 齿顶圆直径： mm 4 . 862 . 52762 111 aaaaa hdd mm 6 . 2058 . 222002 111 accac hdd mm 4 . 4668 . 424762 111 abbab hdd 齿根圆直径： mm 4 . 688 . 32762 111 faafa hdd 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页 mm 6 . 1872 . 622002 111 fccfc hdd mm 6 . 4838 . 324762 111 fbbfb hdd 3.1.53.1.5 装配条件的验算装配条件的验算 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： w acac n ad sin2 1 将已知的、和的值代入上式，则得： 1ac d ac a w n 23960sin1382 6 . 205 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： coscos bc cb ac ca zzzz 各齿轮副的啮合角为和，且， 20 ac 20 bc 19 a z119 b z ，代入上式，即得：50 c z 43.73 20cos 50119 20cos 5019 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）46 3 11919 w ba n zz 所以，满足其安装条件。 3.1.63.1.6 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见， 4 . 97 x ab 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。 3.1.73.1.7 齿轮强度验算齿轮强度验算 （1）传动ca 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 13 页 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 v k v z 用相对于行星架的圆周速度。 601000 1 1 1 1 i nd v a x 601000 13 . 7 1 19807614 . 3 sm35 . 3 则动载系数 100 093 . 0 1 a x v zv k =1.06 速度系数查行星齿轮传动图 6-18. v z97 . 0 v z 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35 . 1 A k 齿向载荷分布系数、 H k F k 弯曲强度计算时： FbF k 11 接触强度计算时： HbH k 11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度 F H x v 对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取 2 HB F k H k 46 . 0 F 35 . 0 H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿 b F k H k 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， 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页 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 b 传动图 6-8 查取，得=1.38。 b 则： 17 . 1 46 . 0 138 . 1 1 F k 13 . 1 35 . 0 138 . 1 1 H k 齿间载荷分布系数、 F k H k 先求端面重合度： tantantantan 2 1 2211 aa zz 式中： 1 1 1 cos arccos aa a a d d 4 . 86 9397 . 0 76 arccos 3 . 34 1 1 2 cos arccos ac c a d d 6 . 205 9397 . 0 200 arccos 9 . 23 则： 20tan 9 . 23tan5020tan 3 . 34tan19 2 1 =9585 . 3 04542 . 6 2 1 =1.6 因为是直齿轮传动，故总重合度 所以，032 . 1 6 . 1645 . 0 645. 0 HF kk 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页 节点区域系数 H z 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2 H z 弹性系数 E z mmNEzE 8 . 1893 . 01206000 2 1 1 2 1 、 和 z z NT z X z 计算接触强度的重合度系数893 . 0 3 6 . 14 3 4 z 计算接触强度的螺旋角系数10coscos z 计算接触强度的寿命系数1 NT z 计算接触强度的尺寸系数1 X z 最小安全系数和 minH s minF s 取，1 min H s4 . 1 min F s 润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数 L z R z V z 取92 . 0 VRL zzz 齿面工作硬化系数 W z 取1 W z 传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得： H zzzzkkkkk u u bd F EHHpHHVA t H 1 1 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页 1893 . 0 8 . 1895 . 22 . 1032 . 1 13 . 1 06 . 1 35 . 1 6 . 2 16 . 2 138766 . 0 64.1782000 2 2 mmN84.609 按式 6-54 许用接触应力 XWRVLNT H H Hp zzzzzz s min lim 校核齿面接触应力的强度条件： HpH 则： 2 lim mmN1400663 1192 . 0 1 84.609 1 H 计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为： YYYYkkkkk bm F SaFaFPFFVA n t F 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得： Fa Y =2.85，=2.32 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得： Sa Y ，=1.754 . 1 1 Sa Y 2Sa Y 计算弯曲强度的重合度系数 Y 719 . 0 6 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1 Y 则： 1719 . 0 54 . 1 85 . 2 3 . 1032 . 1 17 . 1 06 . 1 35 . 1 2000 11 1 mad T d A F 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17 页 1 . 7 13846 . 076 64.1782000 2 mmN78.100 N/mm2 4 . 90 2 F 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 2 max mmN17.1515 . 178.1005 . 1 FF 由强度条件可得： maxFFP max min max F F STF FP S Y 即： 2minmax lim mmN8 .105 2 4 . 117.151 ST FF F Y S 由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火，故传 2 lim mmN340 F ca 动改用材质后，弯曲强度验算也通过。 （2）传动bc 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动ca H bc Hcb bc 为内啮合齿轮传动，故，所以：4 . 2 50 119 c b z z u 6 . 2 16 . 2 4 . 2 14 . 2 HHcb 1767 . 1 7638 . 0 84.609 2 mmN 8 . 395 由，可得： HcbHP 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页 minlimH XWRVLNT Hcb H s zzzzzz 1 1192 . 0 1 8 . 395 2 mmN430 42CrMo 调质，则内齿轮用 42CrMo 调 22 lim mmN430mmN780 HL 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：ca ， 2 mmN78.100 F 2 max mmN17.151 F 由强度条件可得： maxFFP 2 lim mmN 8 . 105 F 42CrMo 调质材料，所以传动中 22 lim mmN105.8mmN260 F bc 的内齿轮弯曲强度符合要求。 （2）第二组行星轮： 3.1.83.1.8 配齿计算配齿计算 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3 w n 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04 . 3 2 b aH i 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，C n Zi w a b aH b aH i 使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调 a Z a ZCnZ wa / 整，使 C 为整数。1636 . 3 b aH i 则：58 3 1636. 3 222 a w a b aH Z n Zi C 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页 解得：55 2 a Z 11955358 22 awb ZnCZ 32)55119( 2 1 )( 2 1 222 abc ZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数， wc a c b w b w a n c z z z z n z n z 配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可1 3255 32119 22 22 ca cb zz zz j 知适用的预计啮合角为 2020 tcbtac ， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1755 min1 zza 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，4 b aH i 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 20w0 21 xxx 齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0 a x3 . 0 bc xx 3.1.93.1.9 初步计算齿轮的主要参数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 2 lim 2 lim mmN340和mmN1400 FH 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取 ，加工精度 7 级。 2 lim 2 lim mmN260和mmN780 FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3 lim 2 1 12 Fd FaFPFA m Z YKKKT Km mN64.178 12 TT 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 20 页 取算式系数； 1 . 12 m K 查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1 F K ；35. 1 A K 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2 . 1 HP K 的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11 HPFP KK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮3 . 2 1 Fa Y 传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0 d m 6 . 1 340556 . 0 3 . 23 . 18 . 135 . 1 64.178 1 . 12 3 2 m 为实现变速传动及制造简单，仍取齿轮模数mm4 12 mm 3.1.103.1.10 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a mm17432554 2 1 2 1 caac zzma mm174321194 2 1 2 1 cbcb zzma 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。 3.1.113.1.11 几何尺寸计算几何尺寸计算 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： mm220554 222 aa zmd mm128324 222 cc zmd mm4761194 222 bb zmd 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 21 页 齿顶高： mm8 . 243 . 01 2 mxhh aaaa mm2 . 543 . 01 2 mxhh caac mx z x mxhhh b b b baaab 2 2 2 155 . 7 1 43 . 0 119 7 . 055 . 7 1 2 mm7 . 2 齿根高： mm2 . 643 . 025 . 0 1 2 mxchh aafa mm8 . 343 . 025 . 0 1 2 mxchh cafc mm2 . 643 . 025 . 0 1 2 mxchh bafb 齿高： mm92 . 68 . 2 222 faaaa hhh mm98 . 32 . 5 222 fcacc hhh mm9 . 82 . 67 . 2 222 fbabb hhh 齿顶圆直径： mm 6 . 2258 . 222202 222 aaaaa hdd mm 4 . 1382 . 521282 222 accac hdd mm 6 . 4707 . 224762 222 abbab hdd 齿根圆直径： mm 6 . 2072 . 622202 222 faafa hdd mm 4 . 1208 . 321282 222 fccfc hdd 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页 mm 4 . 4882 . 624762 222 fbbfb hdd 3.1.123.1.12 装配条件的验算装配条件的验算 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： w acac n ad sin2 2 将已知的、和的值代入上式，则得： 2ac d ac a w n 7 . 36360sin2102 4 . 138 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： coscos bc cb ac ca zzzz 各齿轮副的啮合角为和，且， 20 ac 20 bc 55 a z119 b z ，代入上式，即得：32 c z 58.92 20cos 32119 20cos 3255 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）58 3 11955 w ba n zz 所以，满足其安装条件。 3.1.133.1.13 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见， 4 . 97 x ab 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。 3.1.143.1.14 齿轮强度验算齿轮强度验算 （1）传动ca 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 v k v z 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页 用相对于行星架的圆周速度。 601000 1 1 2 1 i nd v a x 601000 04 . 3 1 198022014. 3 sm57 . 7 则动载系数 100 093 . 0 1 a x v zv k =1.4 速度系数查行星齿轮传动图 6-18. v z97 . 0 v z 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35 . 1 A k 齿向载荷分布系数、 H k F k 弯曲强度计算时： FbF k 11 接触强度计算时： HbH k 11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度 F H x v 对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取 2 HB F k H k 62 . 0 F 48 . 0 H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿 b F k H k 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 b 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页 传动图 6-8 查取，得=1.13。 b 则： 08 . 1 62 . 0 113 . 1 1 F k 06 . 1 48 . 0 113 . 1 1 H k 齿间载荷分布系数、 F k H k 先求端面重合度： tantantantan 2 1 2211 aa zz 式中： 2 2 1 cos arccos aa a a d d 6 . 225 9397 . 0 220 arccos 6 . 23 2 2 2 cos arccos ac c a d d 4 . 138 9397 . 0 128 arccos 6 . 29 则： 20tan 6 . 29tan3220tan 6 . 23tan55 2 1 =53152 . 6 0106 . 4 2 1 =1.7 因为是直齿轮传动，故总重合度 所以，1 . 17 . 1645 . 0 645 . 0 HF kk 节点区域系数 H z 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2 H z 弹性系数 E z mmNEzE 8 . 1893 . 01206000 2 1 1 2 1 、 和 z z NT z X z 计算接触强度的重合度系数876 . 0 3 7 . 14 3 4 z 计算接触强度的螺旋角系数10coscos z 计算接触强度的寿命系数1 NT z 计算接触强度的尺寸系数1 X z 最小安全系数和 minH s minF s 取，1 min H s4 . 1 min F s 润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数 L z R z V z 取92 . 0 VRL zzz 齿面工作硬化系数 W z 取1 W z 传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得： H zzzzkkkkk u u bd F EHHpHHVA t H 1 1 1876 . 0 8 . 1895 . 22 . 11 . 106 . 1 4 . 135 . 1 58 . 0 158 . 0 1742206 . 0 64.1782000 2 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页 2 mmN297 按式 6-54 许用接触应力 XWRVLNT H H Hp zzzzzz s min lim 校核齿面接触应力的强度条件： HpH 则： 2 lim mmN1400323 119