机械毕业设计（论文）-行星齿轮调度绞车设计【全套图纸】.doc

职业技术学院毕业综合训练报告（论文）行星齿轮调度绞车摘 要绞车是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合井架、桅杆、滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备等作业，由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。垂直提升、水平或倾斜曳引重物的简单起重机械。分手动和电动两种。现在以电动卷扬机为主。本次设计的JM0.5吨卷扬机是由电动机、液压推杆制动器、制动器、电磁铁制动器、卷筒等组成。本次设计的步骤是从钢丝绳开始入手，然后依次对卷扬机的卷筒、卷筒心轴、电动机、减速器齿轮、减速器轴、制动器设计与选取。本次设计的卷筒机由于它结构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、对作业环境适应能力强等特点，可以应用于冶金起重、建筑、水利作业等方面，但是此次设计的卷筒机主要运用于用于5吨桥式吊车起升机构。提升重物是卷扬机的一种主要功能，各类卷扬机的设计都是根据这一要求为依据的。关键词：卷扬机，卷筒，卷筒轴，减速器全套图纸，加153893706目 录摘要1绪论11.1国内外调度绞车发展概况21.2研究目的和意义21.3该设计的创新之处21.4该设计的主要用途和应用领域31.5调度绞车工作原理32方案的确定42.1方案设计42.2方案比较83最终采用方案的总体设计93.1电机的选择与校核93.2传动系统的设计103.3传动装置的运动和动力参数计算114机械结构及零部件的设计124.1绞车总体结构124.2零部件设计144.2.1 第一级齿轮设计144.2.2 第二级齿轮设计184.2.3 行星齿轮传动设计184.2.4 轴的设计244.2.5 轴承寿命校核334.2.6 键的校核344.2.7 卷筒的主要参数结构344.2.8 润滑方式的确定355结论36致谢37参考文献38391绪论1.1国内外调度绞车发展概况1.1.1国内情况我国调度绞车的生产经历了仿制和自行设计两个阶段。1951年测绘生产了日本的内齿轮绞车，1958年又测绘生产了苏联的M4.5、M4.5、M11.4型绞车。1958年后 M4.5型和日本内齿轮绞车相继淘汰。1960年对调度绞车进行了方案整顿，型号用DJ表示，保留了DJ4.5、DJ11.4型两种规格。从1964年开始自行设计了调度绞车。目前我国己投入批量生产的有9种规格。分别为：JD-0.5、JD-1、JD-1.6、JD-2、JD-2.5、JD-3、JD-11.4、JD-25、JD-40。在调度绞车标准化方面，1967年制订了我国第一个调度绞车部门标准，标准号为JB965-67。1974年对该标准进行了第一次修订，修订后的标准号为JB965-74。该标准在实施过程中有力地推动和促进了新产品的发展。为采用国际标准和先进工业国家的标准，1982年又进行了第二次修订，其标准号为JB965-83。我国调车绞车的结构多为行星齿轮传动，其结构紧凑，体积小，重量轻，操作简单，搬运方便，适于矿山井下使用。近几年各厂加强了新产品的研制工作，对产品的结构进行了很大的改进和创新，在提高寿命、降低噪声方面取得了一定的成果。1.1.2国外情况调度绞车在国外使用也很普遍，生产厂家也很多。根据目前收集到的资料，苏、日、法、美，英、波、捷、匈、罗、加拿大、丹麦、瑞典等国家都制造绞车，有的国家从三十年代就已生产。其种类繁多，规格较多，拉力小到9.8102N，大到35.28103N。动力有电动、液动和风动。工作机构有单筒、双筒和摩擦式。传动型式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。国外调度绞车根据其传统习惯、生产和使用条件以及其它因素的不同，各个国家的产品都有自己的特征和风格。七十年代苏联发展了一些将电机、传动装置置于滚筒内部的结构更加紧凑的小型绞车。在动力方面其采用电动和风动两种型式。英国绞车的特点是结构紧凑，其电动机，传动装置，操纵装置等很多都布置在滚筒内部。底座，机体，减速器铸在一起，对空间的利用相当经济。英国奥斯汀公司生产的“PLKROSE”绞车即是采用一个盘式底座，盘上承托着一个工作滚筒，密封性相当好。外部轮廓圆滑、简单、整齐。英国小绞车除电动外，风动应用甚广。奥断汀公司还生产液压传动绞车，更易作无级调速。美国小绞车的传动部分多装在滚筒端部，对于底盘的铸造者甚多，美国绞车具有板条框架式结构特点，有的底座还和减速器、机架铸在一起，因而刚性相当好，结构亦紧凑。其电动机采用埋装式，因而减少了轴向尺寸。外观平整圆滑，封闭甚好。1.2研究目的和意义 JD-40型调度绞车广泛应用于矿井轨道上下山，井底车场，中间巷道等地区进行地面调度和其他辅助搬运工作，它使用的电器设备具有防爆性能，JD-40型调度绞车具有传动效率高，承载能力大，调度操作简单等优点。但是根据其工作原理和实习中的发现，以前的调度绞车因结构不合理等情况，具有很高的返修率，由于绞车常用于井下地区，修理不方便。所以本设计对绞车进行了改进，尤其对绞车的底座进行改进，保证在缠绳时不堆绳，特采用旋转底座装置，在实际应用中增加了经济效益，同时安全性和市场前景也是比较好的。现代调度绞车的设计要不断运用新观点、新原理、新方法、新技术、新工艺来设计适应新形势的运输要求。因此设计出优良的调度绞车有着重大意义。1.3该设计的创新之处本设计是将调度绞车的底座改为旋转底座，旋转底座的优点就在于它能够随着钢丝绳与绞车之间的角度的变化而旋转，避免堆绳缠绳，从而增加了绞车的传送效率。本设计将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向载荷。并选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架的装配更方便。将小行星轮架与轴的配合部分的长度缩短，降低小行星轮架的配合要求，同时将该部分的平键联接改为矩形花键联接增大其承载能力，对花键联接配合性质的要求可以适当降低，以利于半装拆。将主传动轴端部直径加大至82，阶梯处采用弧过渡，避免应力集中，增大其承载能力。1.4设计产品的主要用途和应用领域JD-40型调度绞车用于矿井轨道上下山,井底车场，中间巷道，采区运输巷调度编组矿车，掘进头调度矿车。也可供矿山地面，冶金矿场或建筑工地进行地面调度和其他辅助搬运工作。绞车的电气设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井中。1.5调度绞车工作原理JD40型绞车主要由电动机、卷筒、行星齿轮传动装置，刹车装置和机座组成。在传动结构上采用两级行星齿轮传动。电动机通过齿形连轴器带动太阳轮转动，使三个行星轮旋转，由于左端的内齿轮是固定不动的，所以行星齿轮除作自转外，还要围绕电机齿轮公转，于是带动了左端齿轮架旋转，从而使主轴旋转，固定在主轴右端的中心齿轮也旋转，于是带动了右端齿轮架上的一对行星齿轮转动，此时可以有三种情况：1.如果左刹车闸松开，右刹车闸刹住大内齿轮，此时大行星齿轮除作自转外，还要围绕中心齿轮公转，同时带动了在齿轮架旋转起来，此时即可进行牵引，称为工作牵引状态。2.如果右刹车闸松开，左刹车闸刹住滚筒，此时滚筒停止转动，重物被停留在某一位置，称为停止状态，这时右端齿轮架不再旋转，大行星齿轮亦不再公转只自转，并带动大内齿轮空转。3.如果左右两刹车闸松开，重物便借自重自由下落，带动滚筒反转，称为工作下放状态，为了调节下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。2方案的确定2.1方案设计行星齿轮绞车工作时，需要有一个可以转动的滚筒，滚筒上固定并缠绕着钢丝绳，钢丝绳的另一端通过连接装置与矿车组相连，随着滚筒的旋转钢丝绳在滚筒上缠绕带动矿车组运动。1. 方案一 内齿轮和一级行星齿轮传动，传动系统放置在滚筒内部此方案分为两种类型，结构简图分别如图1.1.1和图1.1.2所示。图1.1.1两级内齿轮一级行星齿轮传动方案图1.1.2一级内齿轮一级行星齿轮传动方案从图1.1.1中看出，它的传动原理是：用闸A闸住内齿圈 (此时闸B松开)，则不动， 带动行星齿轮，自转又公转，借中心的销轴带动滚筒H旋转，此为滚筒工作的情形。当制动闸A闸住，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，末轮为，系杆为滚筒H。反之，当松开制动闸A而闸住制动闸B时，整个传动成为定轴轮系，这时滚筒不动(绞车制动)，电动机与各个齿轮均为空转。图1.1.2所示方案与图1.1类似，只是行星齿轮布置方式不同，输入端为内齿轮啮合方式。2方案二 摆线针轮“一齿差”传动图1.1.3为采用摆线针轮“一齿差”传动的调度绞车示意图绞车由电动机、一级摆线针轮“一齿差”减速器、滚筒、左右支架、底座及差动制动装置等部分组成。电动机2全部放在滚筒3的内部，其后端盖固定在左支架上，伸出轴支承在右支架上摆线齿轮撼速装置通过其中的传动板4、双偏心套5等零件直接装在电动机的伸出轴上，滚筒3和传动板4用螺栓连接在一起，井分别以轴承为支点安装在电动机上，故绞车零件少，结构简单而紧凑。1差动制动装置；2电动机；3滚筒；4传动板；5双偏心套；6摆线齿轮；7针齿圆图 1.1.3 摆线针轮调度绞车传动的示意图绞车的减速运动原理如下：通过装在电动机伸出轴上的双偏心套5和滚动轴承将电动机的功率传递给相对的两个摆线齿轮6，由于固定在针齿圈7上的针齿销(其外面装针齿套)的作用，而使摆线齿轮产生与电动机轴旋转方向相反的减速旋转运动，即双偏心套转一圈，摆线齿轮向与之相反的方向转过一个齿。再通过销轴和传动板4把这一转速传给滚筒3。3方案三 蜗轮蜗秆传动 蜗轮蜗杆传动绞车的原理图如图1.1.4所示：1电动机；2、9斜齿轮；3圆弧面蜗杆；4蜗轮；5滚轮；6大齿轮；7中间齿轮；8小齿轮图1.1.4 采用蜗轮蜗杆传动的绞车的原理图4方案四 液压泵液压马达传动 液压泵液压马达传动的绞车可分为两种类型，一种为全液压传动，如图1.1.5所示。1电动机；2柱塞泵；3液压马达；4绞车滚筒图1.1.5 全液压传动的液压绞车工作原理图电动机l带动双向变量的轴向柱塞泵2，再和内曲线低速大扭矩液压马达3组成闭式回路，而液压马达直接与纹车滚筒4连接拖动绞车运转另一种为液压机械传动，如图1.1.6所示。1电动机；2液压泵；3液压马达；4减速器；5绞车滚筒图1.1.6 液压机械传动液压绞车的工作原理图液压机械传动方式与全液压传动方式不同点只是在液压马达与绞车滚筒之间增加了机械减速器。2.2 方案比较以上四种方案、六种结构形式，从原理上来说，都能完成设计任务书提出的要求。但考虑使用环境条件，如用于矿井井下巷道中设备体积应小，故排除方案三；如用于煤矿井下巷道中，方案四中工作液不应使用可燃油液。方案二采用摆线针轮“一齿差”传动，从技术上来说是先进的，但是考虑我专业在机械原理及零件课程中对摆线针轮“一齿差”传动了解较少，在毕业设计所给时间内可能不能完成，故该方案不选择。方案一中两种形式相类似，参考我国调度绞车的大多设计方案，考虑技术条件，经济合理，维修等方面，最终选择方案一中的类型一为最终采用方案，以下对采用方案一进行产品设计。3最终采用方案的总体设计3.1电机的选择与校核为使绞车的驱动电机体积小，选用电动机为同步转速1500r/min的隔爆三相鼠笼型异步电动机。电机的输出功率：式中，为工作机所需的功率，为卷筒效率，按设计手册可查得， ， 故则因此，选择功率为15kW的电机，加上矿用、防爆要求，最终选择型号为的防爆增安型防腐三相异步电动机，净重139Kg参数如下：额定功率：15kW；额定转速：1460r/min；最大转矩/额定转矩：。3.2传动系统的设计对于调度绞车来说，钢丝绳在卷筒上可做多层缠绕，即第一层缠满后，钢丝绳就在缠满的绳圈上做第二层缠绕，依次类推。在电动机转速不变的情况下，钢丝绳的牵引速度随钢丝绳在卷筒上的缠绕层数不同而变化。当钢丝绳在卷筒上缠绕第一圈时，牵引速度最小，在卷筒晨后一层幢绕时牵引速度最大。调度绞车对钢丝绳的牵引速度要求不太严格对于第一层缠绕，钢丝绳的缠绕半径为滚筒直径与钢丝绳直径之和的一半对于辅助性绞车滚筒直径与钢丝绳直径之比，煤矿安全规程没有严格要求，且可以多层缠绕，为保证钢丝绳的使用寿命不致过短，钢丝绳直径不能过粗。参考现有绞车资料，直径220mm的滚筒，选用钢丝绳的直径不超过125 mm为好。以下钢丝绳直径即按125mm计，则在滚筒上缠绕一层时，钢丝绳中心的缠绕直径为2325mm；缠绕多层时，钢丝绳中心的缠绕直径可按下式计算：式中：多层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径，mm； D滚筒直径，mm；d钢丝绳直径，mm 钢丝绳的绳圈间隙，mm； K-钢丝绳在滚筒上的缠绕层数。经计算，钢丝绳缠绕14层，绳圈间隙取2mm，滚筒缠绳宽度o3m时，钢丝绳中心的缠绕直径为0.352m，取平均值0.292m，则每层平均缠绳长度约为22m，缠绕14层大致可容绳308m。 单层缠绕时，每分钟绳速可用如下公式计算：式中：单层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径； i减速器的减速比； 单层缠绕时钢丝绳的绳速，mmin； 电动机的额定转速。 在同一电机转速下，钢丝绳缠绕层数不同，则绳速不同。经计算，在减速器的减速比为60时，为17.76 mmin，考虑到绞车对绳速要求不高，减速器的减速比可确定为60左右；具体可按减速器结构布置要求确定。最终最大绳速，最小绳速由实际减速比确定。参考现有绞车资料，各级传动比大致分配如下： ，前两级采用内啮合齿轮，第三级采用2K-H、b固定的行星齿轮传动。3.3传动装置的运动和动力参数计算将传动装置各轴由高速到低速依次定义为1轴、2轴、3轴1.各轴转速的计算2.各轴输入功率计算3.各轴的输入转矩计算 将各轴的运动和动力参数列于表 2.3.1表2.3.1 各轴的运动和动力参数轴号转速 r/min功率 kW转矩 Nm传动比0146011.3674.3011146011.1372.802.232608.3310.69167.822.233253.471027386.948.85426.639.763500.114机械结构及零部件的设计4.1绞车总体结构绞车总体结构图见所附cad图纸各主要组成部分的结构特征如下。1)卷筒装置卷筒7系由铸钢制成，其主要作用为： (1)在卷筒面上卷绕钢丝绳以牵引负载； (2)在卷筒的刹车盘上装设差动刹车装置借以操纵绞车的运行或停止； (3)在卷筒体内装有减速齿轱系，因而卷筒又具有减速机壳体的作用为使绞车体积减小，结构紧凑，其减速机构采用了两组内齿轮传动副和一组行星轮系，井将其装入卷简体内，电动机亦半伸人眷筒端部。在绞车内部各传动处均采用滚动轴承支承，运转灵活。在卷筒内腔左端，装有用螺钉固定的滚柱套8，装在电动机端盖32伸出部分上的2218单列向心短圆柱滚子轴承即压入此套中，井用弹性挡圈轴向定位。第一组内齿轮传动副中的马达齿轮1用键及弹性挡圈与电动机轴相连接，与内齿轮2相啮合。内齿轮2的柄孔中，用键及弹性挡圈固定有轴齿轮3，支持2和3两个410单列向心球轴承()装在偏心齿轮架9上，轴承间用定位圈相互隔开并用弹性挡圈轴向定位。而齿轮架9则用三个按圆周等分的螺钉10固定在卷筒体上。第二组内齿轮传动副中，与轴齿轮3相啮合的第二个内齿轮2支承在两个410单列向心球轴承()中，轴承()装在大齿轮架11中，用两个定位圈及弹性挡圈固定位置。大齿轮架11用两个键与卷筒相连接，同时还用六个螺栓12固定在卷筒边上(见B-B剖面)。第三组行星轮系中，轴齿轮4是太阳轮，用键及弹性挡圆固定在第二个内齿轮2的柄孔中，装在大齿轮架上的两个行星轮5与轴齿轮(太阳轮)4相啮合既可经由两个306单列向心球轴承()绕小轴13自行回转，又可在大内齿轮6中公转。大内齿轮一侧用三个螺钉钉在径向与滑盘14相连，此滑盘上切有凹型环槽与卷筒边上的凸环相嵌合，其内缘有密封的毡圈，防止灰尘侵入及润滑油外溢。大内齿轮的另一侧用六个螺栓15(这些螺孔可用油枪来给齿轮加润滑油)与挡盘16固定在一起。挡盘柄部孔内压入两个309单列向心球轴承()以支承大内齿轮架。套装在挡盘上的224单列向心球轴承(V)支承在轴承支架17上。轴承支架17系由铸钢制成，是绞车卷筒的一个支承点。电动机与轴承支架用普通螺栓与螺尾锥销固定在绞车底座29上，螺尾锥销在装卸时起定位作用。在大齿轮架和挡盘柄尾用圆螺母30和31锁紧，通过轴承支架及轴承盖18并用六个螺栓19拉紧滑盘20，以阻止224轴承移动。挡盘上的凸环与滑盘上的凹槽相嵌合，在其内缘敷设毡圈，在卷筒面上有两个带油堵2l的注油孔。钢丝绳头穿入绳孔后，用螺栓及绳卡22固定在卷筒侧边上。2)制动装置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，如图3.1.1所示。在电动机一边的制动装置用来制动卷筒。在大内齿轮6上的制动装置具有摩擦离合器的作用，当此制动装置被完全刹紧时，行星轮5即沿大内齿轮滚转，带动卷筒工作。制动钢带23用铝铆钉与石棉带铆在一起，制动时，按下制动手把24，经杠杆和又头25动作系统将两个拉杆轴承架26拉向一起，使刹车两端互相靠拢，产生制动作用，向上提制动手把时，制动钢车带即可松弛。调节活动螺栓拧入叉头螺母中的长度，可使制动钢带的拉紧力及制动手把的位置获得调整。 固定在刹车带上的丁字板27插入与绞车底座连接在一起的垫板28，以此防止制动装置在制动时转动3)底座绞车底座系自铸铁制成。电动机、轴承支架及容纳刹车丁字板的垫板均用螺栓固定在底座上，底座上还装有保护罩33。4.2零部件设计4.2.1第一级齿轮设计1.选择大、小齿轮的材料、热处理方法、精度等级、齿数与及齿宽系数。 考虑此减速器要求结构紧凑，故大、小齿轮均用调质处理，齿面硬度分别为240HBS、270HBS，属于软齿面闭式传动，因载荷平稳，齿轮转速不高，故初选7级精度；初选=17，大齿轮齿数=i=172.4=40.8，取=42。齿数比u=42/17=2.47，与原分配的传动比基本一致。按软齿面齿轮悬臂布置，取齿宽系数=0.52按齿面接触疲劳强度设计 由公式：（1）确定公式中各参数值 1）载荷系数 初选=1.5 2）小齿轮传递的转矩 =7.42N.mm3）材料系数 查机械设计手册得=189.8 4）大、小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查机械设计手册13-1-23得：=655 MPa =585MPa 5）应力循环次数 6）弯曲疲劳寿命系数、 查机械设计手册得：=0.9、=0.95 7）计算许用接触应力 取安全系数，则： （2）设计计算 1）试算小齿轮分度圆直径取= mm 2）计算圆周速度v 3）计算载荷系数 查机械设计手册表13-1-81得使用系数；根据速度、7级精度，查机械设计手册13-1-14得，则。4）校正分度圆直径 mm m=/=60.68/17=3.57 按标准取模数m=4 mm（3）计算齿轮传动几何尺寸1）中心距a 2）两齿轮分度圆直径、3）齿宽、 为便于制造，降低制造成本，取 4）齿顶高=m= （因为m1,所以=1，=0.25） 齿根高5）齿顶圆直径、6）齿根圆直径、3.校核齿根弯曲疲劳强度(1)确定公式中各参数值1）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 查图 =240 Mpa =220Mpa2）弯曲疲劳寿命系数 =0.88 =0.903)许用弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数 应力修正系数 , 得： 4）齿形系数查手册得： 5) 大齿轮的数值大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度所以，弯曲疲劳强度足够。4.2.2 第二级齿轮设计由于第二级齿轮传动比、齿数、模数、材料与第一级齿轮传动都相等，因此第二级齿轮结构与第一级齿轮结构相同，只需校验已设计的第一级齿轮是否满足第二级齿轮传动的强度要求。第二级齿轮齿根弯曲疲劳强度校验：由公式：（ 式中 ：）故弯曲疲劳强度满足要求。取第二级齿轮传动中。 4.2.3 行星齿轮传动设计1.选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数以及齿宽系数考虑到该减速器要求结构紧凑，故太阳轮和行星轮均采用渗碳淬火处理，齿面硬度为HRC5862，芯部硬度为HRC3642，因载荷平稳，齿轮速度不高，选7级精度，齿宽系数=0.5。由于行星轮系各齿轮齿数和行星轮数目选择时要考虑到传动比、同心、装配和邻接四项要求，因此需根据这四项要求选取齿数。行星轮传动比=9.52 即根据同心条件有： 即试取太阳轮齿数，则有、取行星轮个数K=2，则，满足装配条件。要满足邻接条件，需满足下式：则：而等式成立，故满足邻接条件。因此，取，合理。2按齿轮根弯曲疲劳强度设计由公式：（1）确定公式中各参数值1）载荷系数 初选=1.52）太阳轮传递的转矩 取载荷不均匀系数（下式中为行星轮数目）则太阳轮传递的转矩为3）太阳轮与行星轮的弯曲疲劳强度极限、查机械设计手册图13-1-53得：=500MPa4）应力循环次数（其中，= ，为滚筒的平均转速）5）弯曲疲劳寿命系数、查机械设计手册得：=0.88、=0.96）计算许用弯曲应力取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，则：7）查取齿形系数、和应力校正系数、查机械设计手册得：=2.97、=2.286=1.52、=1.738）计算太阳轮和行星轮的并加以比较 ，故按太阳轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。（2）设计计算1）试算齿轮模数mm2）计算圆周速度 3）计算载荷系数查机械设计手册得：；根据速度、7级精度，查机械设计手册得，则。4）校正并确定模数mm取=4mm（3）计算齿轮传动几何尺寸1）中心距2）两齿轮分度圆直径、3）齿宽、为便于制造，降低制造成本，取。4）齿顶高=m=4mm （因为m1,所以=1，=0.25）齿根高mm5）齿顶圆直径、6）齿根圆直径、3校核齿面接触疲劳强度由公式：(1) 确定公式中各参数值1)两齿轮的接触疲劳强度极限、按齿面硬度查机械设计手册得： 2)接触疲劳寿命系数、查机械设计手册得： =0.9，=0.953)计算许用接触应力取安全系数=1.25 4)材料系数查机械设计手册得：5)传动比 （2）校核计算 故接触疲劳强度满足要求。4根据接触强度计算来确定内齿轮材料由公式： (1)计算圆周速度 (2)计算公式中各参数值查机械设计手册得: ，根据查机械设计手册得: 。（3）行星轮上传递的转矩 （其中） （4）传动比 （5）计算 因此，内齿轮材料用氮化处理，齿面硬度为：HV，芯部硬度为：HB280320。4.2.4 轴的设计（一）中间轴的设计（1）轴的材料选择和最小直径估算 轴的材料初选为40Cr，调质处理。按扭转强度法进行轴的最小直径估算，取C=112，则因为该轴上有一键槽，则，按标准取则中间轴长为140mm，直径为34mm（2）轴承和键的选择轴上安装内齿轮后直径为：，选取深沟球轴承6412.初选键 mm（3）中间轴的校核1.轴的力学模型的建立1）轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距L=102.5mm，内齿轮的作用点C 到左支点A的距离，内齿轮的作用点C到右支点B的距离，右支点B到小齿轮作用点D的距离。2）绘制轴的力学模型图根据轴的受力情况绘制图3.2.1a。2.计算轴上的作用力 齿轮(2)： 齿轮（3）： 3.计算支反力 1）垂直面支反力 由绕支点B的 力矩和得： （方向向下）由绕支点A的力矩和得：由轴上的合力得：，计算无误。2）水平面支反力 由绕支点B的力矩和得：由绕支点A的力矩和得： 由轴上的合力得： ，计算无误。3）计算总支反力 A点的总支反力： B点的总支反力：4.绘制转矩、弯矩图 1）垂直面内的弯矩图，参看图3.2.1C C处弯矩：B处弯矩： 2）水平面内的弯矩图，参看图3.2.1e C处弯矩： B处弯矩： 3）合成弯矩，按最不利情况考虑，参看图3.2.1f C处： B处：4）转矩图，参看图3.2.1g 5）当量弯矩图，参看图3.2.1h 因为是单向回转轴，考虑启动停机等的影响，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，取折算系数C处：B处：5.弯扭合成强度校核由于B处截面弯矩最大，为危险截面，故只需校核截面B的强度。截面B处的轴直径为： ，根据选定轴的材料40Cr调质处理，查阅设计手册可得：=70Mpa。故由于 该轴是安全的图3.2.1 轴的力学模型及转矩、弯矩图a)力学模型图 b）V面力学模型图 c）V面弯矩图 d）H面力学模型图 e）H面弯矩图 f）合成弯矩图g）转矩图 h)当量弯矩图(二)第三级太阳轮轴设计（1）轴的材料选择 轴的材料初选为2oCrMnTi，渗碳淬火处理。按扭转强度法进行轴的最小直径估算，取C=97则：因为该轴上有一键槽，则，按标准取则中间轴长为140mm，直径为40mm（2）轴承和键的选择轴上安装内齿轮后直径为80mm. 选取深沟球轴承6416.初选键 mm（3）太阳轮轴的校核1.轴的力学模型的建立 1）轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 支点跨距L=102.5mm，内齿轮的作用点C 到左支点A的距离，内齿轮的作用点C到右支点B的距离，右支点B到小齿轮作用点D的距离。2）绘制轴的力学模型图 根据轴的受力情况见图3.2.2a。2.计算轴上的作用力 齿轮(4)：圆周力 径向力 齿轮（5）：圆周力 径向力 3.计算支反力 1）垂直面支反力参看图3.2.2b。 由绕支点B的 力矩和得： （方向向下）由绕支点A的力矩和得：由轴上的合力得：，计算无误。2）水平面支反力参看图3.2.2d。 由绕支点B的力矩和得：由绕支点A的力矩和得： 由轴上的合力得： ，计算无误。3）计算总支反力A点的总支反力：B点的总支反力：4.绘制转矩、弯矩图 1）垂直面内的弯矩图，参看图3.2.2C C处弯矩：B处弯矩：（见下页） 2）水平面内的弯矩图，参看图3.2.2e C处弯矩： B处弯矩： 3）合成弯矩，按最不利情况考虑，参看图3.2.2f C处： B处：4）转矩图，参看图3.2.2g 5）当量弯矩图，参看图3.2.2h 因为是单向回转轴，考虑启动停机等的影响，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，取折算系数C处：B处：5.弯扭合成强度校核由于B处截面弯矩最大，为危险截面，故只需校核截面B的强度。截面B处的轴直径为： ，根据选定轴的材料2oCrMnTi，渗碳淬火处理，查阅设计手册可得=90Mpa。故d 由于该轴是安全的。图3.2.2 轴的力学模型及转矩、弯矩图a)力学模型图 b）V面力学模型图 c）V面弯矩图d）H面力学模型图 e）H面弯矩图 f）合成弯矩图g）转矩图 h)当量弯矩图4.2.5 轴承寿命校核1）中间轴上的滚动轴承轴承寿命校核可由式进行校核。查设计手册可得深沟球轴承6412 。温度系数，。由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以。因为 故只需验算B处轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年） 300（天） 16（小时） 48000h。 轴承具有足够寿命。2）太阳轮轴上的滚动轴承轴承寿命校核可由式进行校核。为使轴承寿命增加，轴承采用真空脱气冶炼方法，其Cr值可提高30%，即C=Cr（1+30%）。温度系数，。由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以。 故只需验算B处轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为48000h。 轴承具有足够寿命4.2.6 键的校核1）中间轴上的键因为所以查设计手册取bh: 108由轴材料为40Cr ，查设计手册可得取键长L=70mm 根据挤压强度条件，强度满足要求 ，故所选键为：2）太阳轮轴上的键因为所以查设计手册取bh: 108由轴材料为20CrMnTi ，查设计手册可得，取键长L=70mm 。根据挤压强度条件，强度满足要求 ，故所选键为：4.2.7 卷筒的主要参数结构卷筒是绞车的重要部件之一，是纹车的主要受力部件。其外型最大尺寸600mm*414mm，由三部分组成，即卷筒法兰部分、卷绳