机械毕业设计（论文）-JD-1型调度绞车设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 1 页 目目 录录 全套图纸 加全套图纸 加 153893706 1 1 绪论绪论 1 1 1 引言 4 1 2 调度绞车简介 4 1 3 国内外绞车的发展 5 1 4 用途及适用范围 6 2 2 调度绞车整体方案设计调度绞车整体方案设计 6 2 1 产品的名称 用途及主要设计参数 6 2 2 整体设计方案的确定 6 3 3 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定 7 3 1 钢丝绳的选择 7 3 1 1 钢丝绳直径的确定 7 3 1 2 丝绳强度校核 7 3 2 滚筒的设计计算 8 3 2 1 滚筒直径 8 3 2 2 滚筒宽度 8 3 2 3 滚筒外径 8 3 2 4 滚筒厚度 9 4 4 电机的选取电机的选取 9 4 1 系统的总效率 9 4 2 绳速的确定 10 4 3 电机的选型 10 5 5 减速器的设计减速器的设计 10 5 1 总传动比的计算 10 5 1 1 传动比的分配 11 5 2 第一级内齿啮合设计 12 5 2 1 选择齿轮材料 确定许用应力 12 5 2 2 齿面接触疲劳强度设计计算 13 5 2 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 14 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 2 页 5 2 4 齿轮其他主要尺寸计算 15 5 3 第二级内齿啮合设计 16 5 3 1 选择齿轮材料 确定许用应力 16 5 3 2 齿面接触疲劳强度设计计算 17 5 3 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 18 5 3 4 齿轮其他主要尺寸计算 19 5 4 行星齿轮传动 20 5 4 1 行星齿轮传动符号 20 5 5 行星齿轮传动设计 20 5 5 1 配齿计算 20 5 5 2 变位方式及变位系数的选择 21 5 5 3 按接触强度初算传动的中心距和模数 21 5 5 4 计算 A C 传动的实际中心距和啮合角 22 5 5 5 计算 C B 传动的中心距和啮合角 22 5 5 6 几何尺寸计算 22 5 5 7 装配条件的验算 25 5 5 8 验算 A C 传动的接触强度和弯曲强度 25 2 齿向载荷分布系数 26 5 5 9 验算 C B 传动大接触强度和弯曲强度 30 6 6 轴的结构设计及计算轴的结构设计及计算 31 6 1 各轴运动参数的计算 31 6 1 1 各轴转速计算 31 6 1 2 各轴功率计算 31 6 1 3 各轴扭矩计算 32 6 2 低速轴的设计及计算 32 6 2 1 计算作用在齿轮上的力 32 6 2 2 初步估算轴的直径 32 6 2 3 轴的结构设计 33 6 2 4 轴的计算简图 33 6 2 5 按弯矩合成强度校核轴的强度 34 6 3 行星轮轴的设计计算 36 6 3 1 计算作用在齿轮上的力 36 6 3 2 初步估算轴的直径 36 6 3 3 轴的结构设计 36 6 3 4 绘制轴的弯矩图和扭矩图 36 6 3 5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 38 6 3 6 轴的表强度安全因数校核计算 39 7 7 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算 40 7 1 基本概念及术语 40 7 2 按额定动载荷选择轴承 40 7 3 行星轮轴承选择与计算 41 7 3 1 计算当量动载荷 41 7 3 2 计算轴承寿命 42 7 4 低速轴的轴承选择与计算 42 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 3 页 7 4 1 计算当量动载荷 42 7 4 2 计算轴承寿命 43 8 8 键的选择与强度验算键的选择与强度验算 43 8 1 行星架与滚筒联接键的选择与验算 43 8 1 1 键的选择 43 8 1 2 键的验算 43 8 2 中间轴与内齿轮转臂键的选择与验算 44 8 2 1 键的选择 44 8 2 2 键的验算 44 8 3 低速轴与内齿轮转臂键的选择与验算 44 8 3 1 键的选择 44 8 3 2 键的验算 44 9 9 行星齿轮传动的结构设计行星齿轮传动的结构设计 45 9 1 行星架的结构设计 45 9 1 1 行星架形式的确定和材料的选定 45 9 1 2 行星架的技术要求 45 9 2 行星齿轮传动的均载机构 47 9 2 1 均载机构的类型和特点 47 9 2 2 行星轮间载荷分布均匀的措施 47 9 2 3 行星轮的结构 48 9 2 4 行星轮的支承结构 49 10 制动器的设计计算制动器的设计计算 50 10 1 制动器的作用与要求 50 10 1 1 制动器的作用 50 10 1 2 制动器的要求 51 10 2 制动器的类型比较与选择 51 10 2 1 制动器的类型 51 10 2 2 制动器的选择 51 10 3 外抱闸式制动器结构 51 10 4 外抱闸式制动器的几何参数计算 52 1111 主要零件的技术要求主要零件的技术要求 61 11 1 齿轮精度 61 11 2 对行星轮制造方面的要求 61 11 3 齿轮材料和热处理要求 61 1212 绞车使用及操作说明绞车使用及操作说明 62 12 1 绞车装配注意事项 62 12 2 绞车试运转 62 12 2 1 空负荷试运转 62 12 2 2 负荷试运转 62 12 3 操作前注意事项 62 12 4 操作要求和操作方法 63 1313 绞车日常维护方法与保养方法绞车日常维护方法与保养方法 63 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 4 页 13 1 调度绞车日常检查维护的内容 63 13 2 绞车的保养方法及注意事项 64 参考文献 66 翻译部分 英文原文 67 中文译文 73 致 谢 77 1 绪论 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 30 50 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 5 页 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 1 2 调度绞车简介 调度绞车是通过两级定轴轮系及一级行星轮系所采用的浮动机构完成绞车的减速和 传动 通过控制电机的正反转及操纵两个刹车闸的不同刹紧状态实现绞车卷筒的正转 反转和停转 从而实现对重物的牵引 下放和停止三种工作状态 深度指示器通过指示 器的齿轮与卷筒上内齿轮的啮合带动与指示器相联的丝杠的旋转 达到显示深度的目的 绞车内部各转动部分均采用滚动轴承 运转灵活 绞车是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提 升或牵引重物的轻小型起重设备 见起重机械 又称卷扬机 绞车可以单独使用 也可 作为起重 筑路和矿井提升等机械中的组成部件 因操作简单 绕绳量大 移置方便而 广泛应用 调度绞车护绳装置 属于矿山用调度绞车装置技术领域 以往绞车仅在滚筒后部设 置护绳板 操作人员违章处理容易发生钢丝绳缠伤操作人员事故 该实用新型的技术方 案为 支架上设置有轴套 上滑套管和下滑套管 上护绳架的垂直架在上滑套管内 其 水平架上套有上滑转轮 下护绳架的垂直架在下滑套管内 其水平架上套有下滑转轮 弹簧一端固定在下护绳架上 其另一端固定在支架上 支架下端固定在铁板固定座上 上护罩两端分别连接轴套和护绳板 它的优点是 该装置有效的解决了绞车滚筒的部分 封闭和缠绳质量差引起的安全问题 在一定程度上减少了绞车钢丝绳跑偏 乱绳等故障 的发生 绞车的运输方式可选用火车或汽车托运 可采用包装箱或敞车托运 若敞车托运应 有防雨和固定设施 以防受潮湿和碰撞磕伤绞车 绞车贮存应存放在干燥的无腐蚀性气体的库房内 露天存放应有防潮 防雨 防锈 设施 以防绞车部件及面漆受损 1 3 国内外绞车的发展 近40年我国的煤炭行业发生了巨大变化 总裁机械化水平达到国际先进水平 综采单 采原煤产量早已突破了百万吨 然而煤炭工业机械化离不开运输 运输又离不了辅助运 输设备 绞车就是辅助运输设备的一种 原煤的运输也已经实现了大运量娦式输送机化 但井下轨道辅助运输与之很不适应 材料的运较基本上沿用传统的小绞车群接 式的运 输 运输战线长 环节多 占用搬运设备 人员多 安全性差 效率低 尽管一些煤矿 对其进行了技术改造 但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要 可见矿井辅 运输 是当前现代化矿井建设的关键和重点 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 60年代进 入了自行设计阶段 到了70年代 随着技术的慢慢成熟 绞车的设计也进入了标准化和 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 6 页 系列化的发展阶段 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 国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点 1 标准化系列化 2 体积小 重量轻 结构紧凑 3 高效节能 4 寿命长 低噪音 5 一机多能 通用化高 大功率 6 外形简单 平滑 美观 大方 针对国外的情况我们应讥采取以下措施 1 制定完善标准 进行产品更新改造和提高产品性能 2 完善测试手段 重点放在产品性能检测 3 技术引进和更新换代相结合 4 组织专业化生产 争取在较短时间内达到先进国家的水平 1 4 用途及适用范围 矿用调度绞车性能特点 具有隔爆性能 设计合理 操作方便用途和特点 JD 型绞 均用行星齿轮传动 绞车具有结构紧凑 刚性好 效率高 安装移动方便 起动平稳 操作灵活 制动可靠 噪音低等特点 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 JD 系列调度绞车 主要用于煤矿井下和其他矿山在倾角度小于 30 度的巷道中拖运矿 车及其它辅助搬运工作 也可用于回采工作面和掘进工作面装载站上调度编组矿车 本 绞车严禁用于提升和载人车 2 调度绞车整体方案设计 2 1 产品的名称 用途及主要设计参数 调度绞车是一种小型绞车 通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行 属于 有极绳运输绞车 调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车 在中间巷道中 拖运矿车 亦可在其它地方作辅助运输工具 主要设计参数为 牵引力 10 KNT 绳速 0 73m sv 容绳 500 mH 2 2 整体设计方案的确定 该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动 Z1 Z2和 Z3 Z4为两级内啮合传动 Z5 Z6 Z7 组成行星传动机构 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 7 页 在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 Z1 通过内齿轮 Z2 齿轮 Z3 和内齿轮 Z4 把运 动传到齿轮 Z6上 齿轮 Z6是行星轮系的中央轮 或称太阳轮 再带动两个行星齿轮 Z5 和大内齿轮 Z7 行星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上 大内齿轮 Z7齿圈外部 装有工作闸 用于控制绞车滚筒运转 若将大内齿轮 Z7上的工作闸闸住 而将滚筒上的制动闸松开 此时电动机转动由两级 内啮轮传动到齿轮 Z5 Z6和 Z7 但由于 Z7已被闸住 不能转动 所以齿轮 Z6只能一方面 绕自己的轴线自转 同时还要绕齿轮 Z5的轴线 滚筒中心线 公转 从而带动与其相连 的带动转动 此时 Z6的运行方式很类似太阳系中的行星 如地球 的运动方式 齿轮 Z6 又称行星齿轮 其传动方式称为行星传动 反之 若将大内齿轮 Z7上的工作闸松开 而将滚筒上的制动闸闸住 因 Z6与滚筒直 接相连 只作自转 没有公转 从 Z1到 Z7的传动系统变为定轴轮系 齿轮 Z7做空转 倒 替松开 或闸住 工作闸或制动闸 即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和 停车 当需要作反向提升时 必须重新按动启动按钮 使电机反向运转 为了调节起升和下放速度或停止 两刹车装置可交替刹紧和松开 3 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定 3 1 钢丝绳的选择 选择钢丝绳时 应跟据使用条件和钢丝绳的特点来考虑 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 3 1 13 1 1 钢丝绳直径的确定钢丝绳直径的确定 d 3 1 C s 式中d 钢丝绳最小直径 mm C 选择系数 取 C 0 1 1 2 mm N S 钢丝绳最大静拉力 N A 1 2 3 4 5 6 7 B 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 8 页 则由公式 3 1 可得 d 10 mm 所以选择钢丝绳直径d 12 5mm 初选钢丝绳直径 12 5mm 型号为 型号为 6 19 股 1 16 12 绳纤维芯 其主要参数如下 钢丝绳直径 12 5mm 钢丝直径 0 9 mm 钢丝总断面面积 72 49mm2 参考重力 685 0N 100m 钢丝绳公称抗拉强度 1550MPa 钢丝破断拉力总和 112000N 3 1 23 1 2 丝绳强度校核 丝绳强度校核 由钢丝绳型号知 钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2 N mm 所以最小钢丝破断拉力总和 112000 2 N mm 整条钢丝绳的破断拉力为 3 2 p ss 0 85 112000 95200 2 N mm 式中 拉力影响系数 取 0 85 安全系数 r n65 5 30000 169575 max T Sp 所以 5 rr nn 故所选钢丝绳满足要求 3 2 滚筒的设计计算 3 2 13 2 1 滚筒直径滚筒直径 16 20 Dd 式中 钢丝绳直径 d 12 5 mmd 则 3 3 16 20 Dd 220 250 mm 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 9 页 取 D 280 mm 3 2 23 2 2 滚筒宽度滚筒宽度 B B 滚筒的宽度直接影响到最终产品的宽度 因此它的宽度必然要有最大值的限制 即 不能太宽 滚筒的宽度太窄的话 那么与减速器装配起来后 就会显得不协调 所以滚 筒的宽度不能随便确定 而最好是在画图的过程中把它定下来 这样有利于整体的配合 考虑到滚筒的平均速度以及便于下面的各种计算 暂定滚筒宽度为 351mm 3 2 33 2 3 滚筒外径滚筒外径 D D1 1 初选钢丝绳的缠绕层数为 n 9 验算滚筒容绳量 L L 02 1nz Ddndk 3 14 9 25 280 12 5 8 12 5 0 9 270 24 小于 500 式中 k2 钢丝绳每层降低系数 取 k2 0 9 则钢丝绳在卷筒上的最小缠饶直经 280 12 5 292 5mm min D 钢丝绳在卷筒上的最大缠饶直经 280 12 5 2 9 1 12 5 0 9 451 5mm max D 钢丝绳在卷筒上的平均缠饶直经 2 1 C D minmax DD 451 5 292 5 2 1 372mm 滚筒转速 n 43 8 1000 3 14 372 37 497r min 3 2 43 2 4 滚筒厚度 滚筒厚度 0 02 280 8 13 8mm 106 02 0 0 D 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 10 页 4 电机的选取 4 1 系统的总效率 总 0 99 0 84 12345 72 0 970 0 9900 980 式中 连轴器的效率 取 0 99 1 1 一级行星轮效率 取 0 990 2 2 七对滚动轴承的效率 各取 0 99 3 3 两级内齿传动的效率 各取 0 980 4 4 4 2 绳速的确定 v 43 8 60 0 73 m s 4 3 电机的选型 最大功率 F v 10 0 73 7 3kW P 电机轴上的功率 P 7 3 0 84 8 69 kW P 总 根据以上计算 选取电机的参数如下 型号 YBJ 11 4 4 额定功率 11 4 KW 实际转速 1 0 2 额定转矩 最大转矩 8 1 额定转矩 堵转转矩 0 6 额定电流 堵转电流 5 减速器的设计 5 1 总传动比的计算 由上面的选型及计算可知 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 11 页 平均速度为 vc 43 8m min 电机的转速 1460 r minn电机 滚筒转速 37 497 r minn输出 1000 43 8 3 14 372 可得总传动比为 1460 37 497 36 352i总 n n 电机 输出 5 1 15 1 1 传动比的分配传动比的分配 按三级传动 因此应进行传动比分配 分配的原则为 1 2 3 iii i 1 使各级传动的承载能力大致相等 即齿面接触强度大致相等 2 使减速机构获得最小的外形尺寸和重量 3 使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等 为此 一般取 1 0 01 0 06 iii q 2 2211lim2 1 2 1122lim1 2 pdaAH pH H pdaAHPHH nK KK nkKK 式中 使用系数 中等沖击 1 25 A K 1A K 2A K 行星轮间载荷分配系数 行星架浮动 6 级精度 取 1 20 1HP K 1HP K 行星轮间载荷分配系数 太阳轮浮动 8 级精度 取 1 05 2HP K 2HP K 综合系数 3 高精度 硬齿面 取 1 8 1H K p n 1H K 2H K 角标 1 2 表示第一级和第二级传动 2 1p n 2p n 查表定 0 7 1 63 1 da 2 da lim1H lim2H 则 q 1 143 1 1 2 2 H p H HPH KK KK 1 2 1 8 1 05 1 8 计算 1 143 2 3 q 3 1 2 由此得出行星轮系传动比 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 12 页 2 43 1 i 2 2 2 i 6 8 3 i 5 2 第一级内齿啮合设计 5 2 15 2 1 选择齿轮材料 确定许用应力选择齿轮材料 确定许用应力 小齿轮 40Cr 调质处理 硬度为 HBS 260HBS 内齿轮 45 正火 硬度为 HBS 210HBS 许用接触应力 由式 Z SH H min lim 接触疲劳极限查得 lim 小齿轮 2 1lim 700mmN 内齿轮 2 2lim 550mmN 接触强度寿命系数查得 1 1N Z 1 05 2N Z 接触强度最小安全系数 通常为 1 min S minH S 则 700 700 1 11 2 mmN 550105 1 577 2 2 mmN 许用弯曲应力 F F min lim F F S XNY Y 弯曲疲劳极限 limF 378 1limF 2 mmN 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 13 页 294 2limF 2 mmN 弯曲强度寿命系数 N Y 1 1N Y 2N Y 弯曲强度尺寸系数 X Y 1 X Y 弯曲强度最小安全系数 minF S 1 4 minF S 则 378 1 270 1F 4 11 2 mmN 294 1 210 2F 4 11 2 mmN 5 2 25 2 2 齿面接触疲劳强度设计计算齿面接触疲劳强度设计计算 小轮分度圆直径 由式得 1 d 1 d 3 12 1 2kT u uZZZ dH HE 其中 注 本节以下查表 未注明的皆为查中国矿业大学出版社 王洪欣等主编的 机械设计工 一书中的表 齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为悬臂布置 d 0 4 d 小轮齿数 14 1 z 1 z 大轮齿数 2 43 14 34 2 z 2 zi 1 z 齿数比 u u 2 42 12 zz14 34 传动比误差 2 43 2 42 2 42 0 00413 0 05 uu 小轮转矩 1 T 9 55 9 5511 4 1460 74568 49 1 T 6 10 1 nP 6 10 N mm 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 14 页 载荷系数 K K K KKK VA 使用系数 取 1 A K A K 动载系数 由推荐值 1 05 1 4 取 1 2 V K V K 齿间载荷分配系数 由推荐值 1 0 1 2 取 1 1 K K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1 0 1 2 取 1 1 K K 载荷系数 K K 1 1 2 1 1 1 1 1 45 K KKK VA 材料弹性系数 ZE 查表 6 4 ZE 189 8 2 mmN 节点区域系数 ZH 2 3 H Z 重合度系数 由推荐值 0 85 0 92 Z 0 87 Z 故 1 d 3 2 23 2 123 2 4 0 28780845 1 2 577 87 0 3 2 8 189 得 36 91mm 1 d 根据具体画图情况 d1 取 41 齿轮模数 m m 41 14 3mm 11 zd 小轮分度圆直径 m 3 14 42 1 d 1 z 标准中心距 a m 2 3 34 14 2 30 2 z 1 z 齿宽 b 0 4 42 16 8mm d 1 d 大轮齿宽 b 16 8 2 b 小轮齿宽 5 10 17 8 1 b 2 b 5 2 35 2 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 F YYY mbd KT SaFa 1 1 2 F 齿形系数 查表 6 5 小齿轮 2 97 Fa Y 1Fa Y 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 15 页 内齿轮 2 42 2Fa Y 应力修正系数 查表 6 5 小齿轮 1 52 Sa Y 1Sa Y 内齿轮 1 66 2Sa Y 重合度 a 2 1 tan tan a 1 ztan 1a 2 ztan 2a 2 1 17 tan arccos tan20 68 tan arccos tan20 32173 20cos173 32613 20cos613 1 93 重合度系数 0 25 0 75 0 63 Y a 故 2 1 45 730880 2 57 1 60 115 135 5 140 41 1F 1F 2 1 45 730880 2 21 1 776 108 135 5 23 6 2F 2F 齿根弯曲强度满足要求 5 2 45 2 4 齿轮其他主要尺寸计算齿轮其他主要尺寸计算 分度圆直径 22 3 34102mmdmz 内啮合齿轮采用高变位方式 x1 0 3 x2 0 3 齿顶高 3 9 1aaA hhxm 1 0 53 2aaaB hhhxm 式中 Ha2 1 0 37 0 3 3 2 79mm 齿根高 1 0 25 0 3 2 85mm 11fa hhcx m 4 65mm 22fa hhcxm 1 0 250 33 齿高 3 9 2 85 112af hhh 6 75mm 2 79 4 65 7 44mm 222af hhh 齿顶圆直径 42 2 3 9 49 8mm 111 2 aa ddh 102 2 2 79 100 42mm 222 2 aa ddh 齿根圆直径 42 2 2 85 36 3mm 111 2 ff ddh 102 2 4 65 113 3mm 222 2 ff ddh 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 16 页 5 3 第二级内齿啮合设计 5 3 15 3 1 选择齿轮材料 确定许用应力选择齿轮材料 确定许用应力 小齿轮 40Cr 调质处理 硬度为 HBS 260HBS 内齿轮 45 正火 硬度为 HBS 210HBS 许用接触应力 由式 Z SH H min lim 接触疲劳极限 查图 6 4 lim 小齿轮 2 1lim 700mmN 内齿轮 2 2lim 550mmN 接触强度寿命系数查图 6 5 得 1 1N Z 1 05 2N Z 接触强度最小安全系数 通常为 1 min S minH S 则 700 700 1 11 2 mmN 550105 1 577 2 2 mmN 许用弯曲应力 F F min lim F F S XNY Y 弯曲疲劳极限 limF 378 1limF 2 mmN 294 2limF 2 mmN 弯曲强度寿命系数 N Y 1 1N Y 2N Y 弯曲强度尺寸系数 X Y 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 17 页 1 X Y 弯曲强度最小安全系数 minF S 1 4 minF S 则 378 1 270 1F 4 11 2 mmN 294 1 210 2F 4 11 2 mmN 5 3 25 3 2 齿面接触疲劳强度设计计算齿面接触疲劳强度设计计算 小轮分度圆直径 由式 6 5 得 1 d 1 d 3 12 1 2kT u uZZZ dH HE 齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为悬臂布置 d 0 4 d 小轮齿数 17 1 z 1 z 大轮齿数 2 2 17 37 4 圆整取 38 2 z 2 zi 1 z 2 z 齿数比 u u 2 23 12 zz1738 传动比误差 2 23 2 20 2 2 23 0 01345 0 05 uu 小轮转矩 1 T 9 55 9 5522 1460 287808 21 1 T 6 10 1 nP 6 10 N mm 载荷系数 K K K KKK VA 使用系数 取 1 A K A K 动载系数 由推荐值 1 05 1 4 取 1 2 V K V K 齿间载荷分配系数 由推荐值 1 0 1 2 取 1 1 K K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1 0 1 2 取 1 1 K K 载荷系数 K K 1 1 2 1 1 1 1 1 45 K KKK VA 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 18 页 材料弹性系数 ZE 查表 6 4 ZE 189 8 2 mmN 节点区域系数 ZH 2 3 H Z 重合度系数 由推荐值 0 85 0 92 Z 0 87 Z 故 1 d 3 2 23 2 123 2 4 0 28780845 12 577 87 0 3 2 8 189 得 48 04mm 1 d 齿轮模数 m m 48 04 17 2 82mm 11 zd 按表 6 6 取整 m 3 小轮分度圆直径 m 3 17 51 1 d 1 d 1 z 标准中心距 a a m 2 3 38 17 2 31 5 2 z 1 z 齿宽 b b 0 4 48 04 19 21mm d 1 d 大轮齿宽 b 19 2 b 2 b 小轮齿宽 5 10 29 1 b 1 b 2 b 5 3 35 3 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 F YYY mbd KT SaFa 1 1 2 F 齿形系数 查表 6 5 小齿轮 2 97 Fa Y 1Fa Y 内齿轮 2 42 2Fa Y 应力修正系数 查表 6 5 小齿轮 1 52 Sa Y 1Sa Y 内齿轮 1 66 2Sa Y 重合度 a 2 1 tan tan a 1 ztan 1a 2 ztan 2a 2 1 17 tan arccos tan20 68 tan arccos 32173 20cos173 32613 20cos613 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 19 页 tan20 1 93 重合度系数 0 25 0 75 0 63 Y a 故 2 1 45 730880 2 57 1 60 115 135 5 140 41 1F 1F 2 1 45 730880 2 21 1 776 108 135 5 23 6350 则取 a b a 0 35 a Hp lim 0 9 H 2 1100 0 9990N mm 按接触强度初算中心距公式 a 5 2 3 2 4841 A aHp KT au u 由公式 5 2 可计算出中心距 内啮合用 号 3 2 2 4 141 02 4842 35 1 0 4 9902 35 a 178 mm 求模数m 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 22 页 5 5 45 5 4 计算计算 A CA C 传动的实际中心距和啮合角传动的实际中心距和啮合角 AC a 计算 A C 传动的实际中心距和啮合角取模数 渐开线齿轮标准模数 AC a6mmm GB1357 87 则实际中心距 2 ACAC m azz 6 1740 2 171 mm 因为直齿轮高变位 则 171 171 0 6 AC AC aa Y m coscos AC AC a a a 171cos20 171 o cos20 所以啮合角 o 20 AC a 5 5 55 5 5 计算计算 C BC B 传动的中心距和啮合角传动的中心距和啮合角 CB a 实际中心距 2 CBBC m azz 6 9740 2 171 mm 因为中心距变动系数 所以啮合角 171 171 0 6 CB CB aa Y m o 20 CB a 5 5 65 5 6 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的几何计算 A C B 三轮的集合尺寸 1 分度圆直径 6 17102mm AA dm z 6 40240mm CC dm z 22 178 5 98 1740 AC a m zz 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 23 页 6 97582mm BB dm z 2 齿顶高 aAaA hhxm 1 0 36 7 8mm aCaC hhxm 1 0 36 4 2mm aBaaB hhhxm 式中 22 7 55 17 55 1 0 3 0 13 97 B a B x h z 1 0 130 337 02mm aB h 3 齿根高 fAaA hhcxm 1 0 250 36 5 7mm fCaC hhcxm 1 0 250 36 9 3mm fBaB hhcxm 1 0 250 36 5 7mm 4 齿高 AaAfA hhh 7 85 7 13 5mm CaCfC hhh 4 29 3 13 5mm 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 24 页 BaBfB hhh 7 023 7 10 72mm 5 齿顶圆直径 2 aAAaA ddh 1022 7 8 117 6mm 2 aCCaC ddh 2402 4 2 248 4mm 2 aBBaB ddh 5822 7 02 567 96mm 6 齿根圆直径 2 fAAfA ddh 1022 7 8 86 4mm 2 fCCfC ddh 2402 4 2 231 6mm 2 fBBfB ddh 5822 7 02 251 7mm 7 齿宽 查 机械设计手册 表 13 1 79 即 齿宽系数的推荐范围表 d 查表得 取0 4 0 9 d 0 6 d 太阳轮齿宽 A b0 8 10261 2mm AdA bd 行星轮齿宽 C b 5 1056 2 51 2mm CA bb 取 54 2mm C b 内齿轮齿宽 B b54 2mm B b 5 5 75 5 7 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 25 页 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 29660sin1712102 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 代入上式 20 ac 20 bc 17 a z97 b z40 c z 即得 65 60 20cos 4097 20cos 4017 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 38 3 9717 w ba n zz 所以 满足其安装条件 5 5 85 5 8 验算验算 A CA C 传动的接触强度和弯曲强度传动的接触强度和弯曲强度 1 动载系数和速度系数 V K V Z 动载系数和速度系数按齿轮相对于行星架的圆周速度 V K V ZX m s 60 1000 XAX dnn v 查图 13 1 18 或按表 13 1 90 和表 13 1 84 计算 和图 13 1 28 或按表 13 1 107 计算 求出 查看 机械设计手册 和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度 V K V Z 60 1000 AXX dnn v 1 1 1000 60 A d n i 7201 1021 2 26 9 1000 60 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 26 页 0 67 m s 动载系数 V K 是用来考虑齿轮副在啮合过程中 因基节误差 齿形误差而引起的内 V K 部附加动载荷对轮齿受载的影响 对于圆柱齿轮传动 可取1 05 1 4 V K 也可用公式算出 V K 1 0 093 100 X VA Kv z 0 093 0 67 17 1 100 1 01 速度系数由 机械设计手册 查得 V Z0 94 V Z 2 齿向载荷分布系数 H K F K 对于不重要的行星齿轮行动 齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数 可用 H K F K 机械设计手册 的传动齿轮第一章来确定 对于重要的行星齿轮传动 应考虑行星传 动的特点 用下述方法确定 弯曲强度计算时 11 FbF K 接触强度计算时 11 HbH K 式中 和 齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度 对及 F H 2 HB H K 的影响系数 图 13 5 12 查看 机械设计手册 F K 齿宽和行星轮数目对和的影响系数 对于圆柱直齿或人字齿轮行星 b H K F 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 因而 使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时 值由图 13 5 13 查取 查 b 看 机械设计手册 如果 NGW 型和 NW 型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等 于 时 可取 11 FH KK 0 35 171 0 58 102 a d A a d 由图 13 5 13 查得 1 15 b 由图 13 5 12 查得 0 85 H 1 F 弯曲强度计算时 11 FbF K 11 15 10 85 1 12 接触强度计算时 11 HbH K 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 27 页 11 15 10 65 1 09 可见算出来的数值有点偏高 另外在 NGW 型和 NW 型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或 等于 1 时 可取 1 FH KK 3 求齿间载荷分配系数及 H K F K 先求端面重合度 12 1 tantantantan 2 AaCa zz 式中 1 cos arccos A a aA d d 102 0 9397 arccos 117 6 33 74 2 cos arccos C a aC d d 240 0 9397 arccos 248 4 26 则 1 20 tan35 04tan2031 tan24 78tan20 2 1 170 6680 364310 4880 364 2 0 4 因为是直齿齿轮 总重合度 0 6450 645 0 40 258 HF KK 节点区域系数 H Z 8 00833 0 HH ZZ 式中 0 2 4 880 71 H ZY CA CA xx Y zz 0 30 3 3120 0 2 4 88 0 710 00833 8 H Z 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 28 页 2 53 弹性系数 E Z 1 1 2 E ZE 1 206000 1 0 3 2 2 189 8 N mm 接触强度计算的重合度系数 Z 4 3 Z 40 4 3 1 09 接触强度计算的螺旋角系数 Z 10coscos Z 接触强度计算的寿命系数 V Z 0 94 V Z 因为当量循环次数 则 7 105 e N1 N Z 最小安全系数 取 1 minH S minH S 润滑剂系数 考虑用 N46 机械油作为润滑冷却剂 取 0 93 L Z L Z 粗糙度系数 取 R Z1 0 R Z 齿面工作硬化系数 取 1 W Z W Z 接触强度计算的尺寸系数 1 X Z X Z 4 A C 传动接触强度验算 计算接触应力 H H 1 1 t AVHHHE Fu K K KKZ Z Z Z d bu 2 20002 35 1 1 1 068 1 1 022 53 189 8 0 898 1 0 32 35 A A T da 2 2000 512 82 35 1 1 1 01 1 1 022 53 189 8 0 898 1 1020 35 1712 35 2 271 87 N mm 许用接触应力 HP Hlim min N HPLVRWX H Z Z Z Z Z Z S 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 29 页 其强度条件 HHP 则 minHlim H H NLVRWX S Z Z Z Z Z Z 22 lim 271 87 1304 51 N mm1100N mm 1 0 93 0 96 1 1 1 H 计算结果 A C 接触强度通过 用 40Cr 钢 40MnB 钢 调质后表面淬火 安全可靠 5 A C 传动弯曲强度验算 齿根应力为 5 3 2 F t AVFFFaSa n F K K KKY Y Y YN mm bm 式中 齿形系数 考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响 与齿数 变 Fa Y 位系数有关 与模数无关 标准齿轮齿形系数可查表 6 5 机械设计 课 本 应力修正系数 考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的 Sa Y 影响 与齿数 变位系数有关 与模数无关 标准齿轮应力修正系数可查 表 6 5 机械设计 课本 重合度系数 是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载Y 荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数 0 250 75Y 相啮合的大 小齿轮 由于其齿数不同 两轮的和不相等 故它们的弯曲应力 Fa Y Sa Y 一般是不相等的 而且 当大 小齿轮的材料及热处理不同时 其许用应力也不相等 所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时 大 小齿轮应分别计算 由表 6 5 查得 小轮 2 97 FaA Y 大轮 2 40 FaC Y 小轮 1 52 SaA Y 大轮 1 67 SaC Y 重合度系数0 250 75Y 0 250 75 0 4 2 12 式中 螺旋角系数 Y 因为是直齿轮 所以取 1 Y 由公式 5 3 计算 F t AVFFFaSa n F K K KKY Y Y Y bm 2000 1 1 068 1 1 02 2 8 1 62 0 725 1 0 3 A A T dam 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 30 页 2000 512 8 1 1 04 1 1 25 2 32 1 75 0 86 1 102 0 35 171 6 2 73 73 N mm 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 1 573 73 1 5110 59 N mm FF 由强度条件 maxFFP 即 lim max min FST FPF F Y S 则 5 4 maxmin lim FF F ST S Y 式中 弯曲强度计算的最小安全系数 由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的 minF S 后果 所以通常设计时 弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系 数 取 min 1 4 3 F S min 1 4 F S 由公式 5 4 计算出齿根最大应力 2 maxmin 110 59 1 4 77 41 N mm 2 FF ST S Y 由 机械设计 课本查取 40Cr 调质 表面淬火 A C 传动改用材 2 lim 350N mm F 质后 弯曲强度验算也通过 参考图 6 3 查取 5 5 95 5 9 验算验算 C BC B 传动大接触强度和弯曲强度传动大接触强度和弯曲强度 1 根据 A C 传动的来确定 C B 传动的接触应力 因为 C B 传动为内啮合 H HCB 所以 97 2 42 40 B C z u z 2 42 1 1 294 2 42 HCBH 2 160 93 N mm 2 核算内齿轮材料的接触疲劳极限 limH 由 即 HCBHP limmin HCB HH NLVRWX S Z Z Z Z Z Z minHlim HCB H NLVRWX S Z Z Z Z Z Z 式中 接触强度计算的最小安全系数 通常 minH S min 1 1 5 H S 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计第 31 页 取 min 1 H S 则 45 号钢调 则内齿轮用 45 号钢调质钢 调质硬度 22 lim 570N mm183 36N mm H 接触强度符合要求 HB229 286 3 弯曲强度的验算 只对内齿轮进行验算 计算齿根应力 其大小和 A C 传动的外啮合一样 即 2 73 73N mm F 2 max 110 59N mm F 由强度条件 maxFFP 得 maxmin lim FF F ST S Y 110 59 1 4 2 2 77 41N mm 45 号钢调 所以 C B 传动中的内齿轮弯曲强度符合 22 lim 220N mm77 41N mm F 要求 6 轴的结构设计及计算 6 1 各轴运动参数的计算 6 1 16 1 1 各轴转速计算各轴转速计算 电机轴的转速 n 1460