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3.0吨调度绞车的设计【汽车车辆类优秀机械毕业设计@word+7张CAD全套图纸】

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内齿圈-A3.dwg

减速器-A0.dwg

刹车装置-A1.dwg

卷筒-A1.dwg

太阳轮-A3.dwg

行星齿轮-A3.dwg

装配图-A0.dwg

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关键词：: 调度绞车设计汽车车辆优秀优良机械毕业设计 word cad 全套图纸

资源描述：

3.0吨调度绞车的设计【汽车车辆类优秀机械毕业设计@word+7张CAD全套图纸@任务书】.bat

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内齿圈-A3.dwg

减速器-A0.dwg

刹车装置-A1.dwg

卷筒-A1.dwg

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太阳轮-A3.dwg

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行星齿轮-A3.dwg

装配图-A0.dwg

任务书

毕业设计题目： 3.0吨调度绞车的设计

设计3吨调度绞车，

主要设计参数

牵引力：≈30

速绳： ≈1.2

容绳量：≈500 m

摘要

本次设计的题目是3吨调度绞车的设计。调度绞车由于结构简单、重量不大、移动方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输工作。

绞车的主要特点为：结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高，安装及撤除操作方便、启动平衡（稳）、故障率低、常见故障易处理、维护方便。

我国许多调度绞车的设计是引进前苏联的技术，并在其基础上作了一些改进，本设计方案的主要特点：?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。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Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6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。

为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动方式。另外，变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力。

本次设计主要对两级内啮合传动和一级行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。

关键词：调度绞车；行星齿轮；行星传动；内啮合传动

Abstract

The design is the subject of three tons scheduling winch design. Scheduling winch as simple structure, less weight, mobile convenience, and the ground was widely used in mining, metallurgical mines or construction sites, such as dispatching and other transportation work.

Winch the main features are: small size and weight of the structure, the rope speed is not high, installation and removal easy to operate, start balance (stability), the failure rate is low and easy to deal with common fault, and easy maintenance. Many of our scheduling winches are designed to introduce the former Soviet Union, and on the basis of their made some improvements, the design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2 and Z3/Z4 for two Internal Drive, Z5, Z6, Z7 composition of planetary transmission mechanism. Installation of the motor shaft head of the extended sets of gear Z1, through the gears Z2, with gear Z3 and Z4, the movement spread to gear Z5, the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round the sun), Further promote the two planetary gear Z6, and the gear Z7. Planetary gear freely installed in the two driven and connected to a fixed axis, the largest in the gear Z7 Gear work with the external gateway, used to control winch drum operation.

In order to achieve good results, are contained in the design of the bodies contained no extra bound to take the floating manner. In addition, the use of variable gear can also get accurate than the drive to improve the quality and meshing transmission capacity.

The design of the two main transmissions and meshing with a planetary gear transmission, the drum structure, such as brake carried out a detailed design.

Key words: scheduling winch; planetary gear; planetary transmission; Internal Drive

一、整体方案设计1

1.1产品的名称、用途及主要设计参数1

1.2整体设计方案的确定1

1.3 设计方案的改进2

二、牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定3

2.1钢丝绳的选择3

2.1.1 计算钢丝绳直径3

2.1.2钢丝绳强度校核：3

2.2卷筒3

2.2.1 卷筒的名义直径3

2.2.2 确定卷筒的宽度B4

2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为:4

2.2.5 确定卷筒直径4

2.2.6 卷筒厚度：4

三、电机的选取：6

3.1系统的总效率6

3.2绳速的确定6

3.3电机的选型6

四、总传动比的计算及传动比的分配7

4.1总传动比的计算：7

4.2 传动比的分配7

五、两级内齿圈传动设计9

5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定9

5.2确定各主要参数9

5.2.1传动比9

5.2.2 第一级传动齿轮模数m9

5.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算10

5.2.4 齿轮接触疲劳强度计算10

5.2.5齿轮强度校验12

5.3 第二级传动齿轮模数m16

5.3.1 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算17

5.3.2 齿轮接触疲劳强度设计计算17

5.3.3 齿轮强度校验20

六、行星轮传动设计24

6.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定24

6.2确定各主要参数24

6.2.1传动比24

6.2.2行星轮数目24

6.2.3载荷不均衡系数24

6.2.4 配齿计算24

6.2.5 太阳轮分度圆直径25

6.2.6计算变位系数26

6.3几何尺寸计算29

6.4 啮合要素计算30

6.4.1 a—c传动端面重合度30

6.4.2 c—b传动端面重合度30

6.5 齿轮强度验算31

6.5.1 外啮合31

6.5.2 内啮合36

七、主轴的结构设计40

7.1轴的材料的选定40

7.2 轴直径的初步估算40

7.3轴的结构设计40

八、行星轴的结构设计和校核55

8.1行星轴55

8.1.1结构设计55

8.1.2行星轴材料55

8.1.3 轴的受力分析55

8.1.4按当量弯矩计算轴径56

8.1.5轴的疲劳强度安全因数校核计算56

8.1.6轴的表强度安全因数校核计算57

8.2行星轴校验58

8.2.1 轴径58

8.2.2行星轴材料58

8.2.3 轴的受力分析58

8.2.4按当量弯矩计算轴径59

8.2.5轴的疲劳强度安全因数校核计算60

8.2.6轴的表强度安全因数校核计算61

九、行星架结构设计63

9.1行星架形式的确定和材料的选定63

9.2行星架的技术要求63

十、轴承及校核65

10.1调心滚子轴承65

10.2深汮球轴承66

十一、联接（普通平键联接）69

11.1主轴上的平键联接69

11.1.1 键的选取69

11.1.2 键联接的强度校核69

11.2滚筒和行星架之间的联接70

11.2.1键的选取70

11.2.2键联接的强度校核70

十二、减速器铸造机体结构尺寸71

12.1铸造机体的壁厚71

12.2螺栓直径71

十三、制动器的设计计算72

13.1制动器的作用与要求72

13.1.1制动器的作用72

13.1.2制动器的要求72

13.2制动器的类型比较与选择72

13.2.1制动器的类型72

13.2.2制动器的选择72

13.3外抱闸式制动器结构72

13.4外抱闸式制动器的几何参数计算73

十四、主要零件的技术要求79

14.1对齿轮的要求79

14.1.1齿轮精度79

14.1.2对行星轮制造方面的几点要求79

14.1.3齿轮材料和热处理要求79

十五、维护及修理80

15.1润滑80

15.2维护80

15.3修理80

Abstract81

摘要88

毕业设计总结94

参考文献95

一、整体方案设计

1.1产品的名称、用途及主要设计参数

本次设计的产品名称是3吨调度绞车，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 ≈30

绳速 ≈1.2

容绳 ≈500 m

1.2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。

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Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6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。

1.3 设计方案的改进

为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。

设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。

二、牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定

2.1钢丝绳的选择

2.1.1 根据GB/T8918－1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：

d = （2-1）

式中d－钢丝绳最小直径

C－选择系数，取C =0.1

S－钢丝绳最大静拉力N

则由公式（2-1）可得：

d =17.32

所以选择钢丝绳直径d =19.5

初选钢丝绳直径 =19.5

型号为：6×19（a）－19.5－155

2.1.2钢丝绳强度校核：

由钢丝绳型号知：

钢丝绳公称抗拉强度为1550

所以最小钢丝破断拉力总和

整条钢丝绳的破断拉力为

式中：—拉力影响系数，取=0.85

安全系数

所以=5

故所选钢丝绳满足要求。

2.2卷筒

2.2.1 卷筒的名义直径

（2-3）

式中：—按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径

d—钢丝绳直径

h—与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为M5级，所以取h =18

参考文献：

［1］马从谦，陈自诊等，渐开线行星齿轮传动设计。北京：机械工业出版社，1987

［2］《现代机械传动手册》编辑委员会。现代机械传动手册。北京：机械工业出版社，1995

［3］单丽云，强颖怀，张亚非。工程材料。徐州：中国矿业大学，2000

［4］张国端，张展等，行星传动技术。上海：上海交通大学出版社，1989

［5］胡来，何金国等，行星传动设计与计算。北京：煤炭工业出版社，1983

［6］朱龙根，简明机械零件设计手册。北京：机械工业出版社，1997

［7］周明衡，离合器、制动器选用手册。北京：化学工业出版社，2003

［8］成大先，机械设计手册（单行本）机械传动。北京：化学工业出版社，2004

［9］王洪欣等，机械设计工程学Ⅰ，徐州：中国矿业大学，2001

［10］唐大放等，机械设计工程学Ⅱ，徐州：中国矿业大学，2001

［11］单丽云，强颖怀，张亚非。工程材料。徐州：中国矿业大学，2000

［12］尤瑞琳，行星减速器行星架的改造设计。起重运输机械，2002

［13］张树森，机械制造工程学。沈阳：东北大学出版社，2001

［14］甘永立，几何量公差与检测。上海科学技术出版社，2003

［15］刘鸿文，简明材料力学，北京：高等教育出版社，1997

[16]F .T .thwaites,S. M. G allager. A Winch and C able for the Autonmous Vertacally Profiling Plankton Observatory. Woods Hole Oceanographic Institutino, 1998

［17］Davis, C. S, S. M Ggllager, and M. S Berman. The Video Planlton Recorder (VPR) Design and initial results Arch Hydrobiol Beih, 36,pp 67-81,1992

［18］Wang Yixing etc, Aatudy on jumping-over-teeth phenol menon in Roller china drive .New Youk :ASME journal of Mechnical Desingn, 1990

360桌面截图20140628232054.jpg

减速器-A0.gif

减速器-A0.jpg

卷筒-A1.gif

卷筒-A1.jpg

内齿圈-A3.gif

内齿圈-A3.jpg

刹车装置-A1.gif

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太阳轮-A3.gif

太阳轮-A3.jpg

行星齿轮-A3.gif

行星齿轮-A3.jpg

装配图-A0.gif

内容简介：: 中国矿业大学本科生毕业设计第 1 页一、整体方案设计 1.1 产品的名称、用途及主要设计参数本次设计的产品名称是 3 吨调度绞车，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 T 30 kN 绳速 v 1.2 m/s 容绳 H 500 m 1.2 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。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 Z5 上，齿轮 Z5 是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮 Z6 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。 A 1 2 3 4 5 6 7 B nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 2 页反之，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。 1.3 设计方案的改进为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动，既在行星轮中安装一个球面调心轴承。高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此法的优点是机构中无多余约束，结构简单，浮动效果好，沿齿长方向的载荷分布均匀。由于行星轮内只装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸小，寿命较长。设计中还采用了合理的变位齿轮，在渐开线行星齿轮传动中，可以获得如下的效果：获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力，在传动比得到保证的前提下得到理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较大的灵活性。二、牵引钢丝绳直径及卷筒直径的确定 2.1 钢丝绳的选择 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 3 页 2.1.1 根据 GB/T8918 1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定： d = C s （ 2-1）式中 d钢丝绳最小直径 mm C选择系数 12mm/N ，取 C =0.1 S钢丝绳最大静拉力 N 则由公式（ 2-1）可得： d =17.32 mm 所以选择钢丝绳直径 d =19.5mm 初选钢丝绳直径 =19.5 mm 型号为： 6 19（ a） 19.5 155 2.1.2 钢丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为 1550 2N/mm 所以最小钢丝破断拉力总和 138500s 2N/mm 整条钢丝绳的破断拉力为 pss（ 2-2） 0 .8 5 1 3 8 5 0 0 117725 2N/mm 式中：拉力影响系数，取 =0.85 安全系数m a x117725 5 . 8 820000prsnT 所以 rrnn=5 故所选钢丝绳满足要求。 2.2 卷筒 2.2.1 卷筒的名义直径 0D h d（ 2-3）式中：0D 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径 d 钢丝绳直径 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 4 页 h 与机构工作级别和钢丝绳的结构有关的系数，因为机构的工作级别为 M5级，所以取 h =18 2.2.2 确定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 z=21 B=12 1 1 9 . 5 4310 . 9 5zdk 式中：1k 钢丝绳排列不均匀系数 2.2.3 初选钢丝绳的缠绕层数为 : n=13 2.2.4 验算卷筒容绳量 L L = 021n z D d n d k （ 2-4） =413.95 m 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=0.9 2.2.5 确定卷筒直径钢丝绳的最小缠绕直径 minD=0Dd=351+15.5=366.5 mm 钢丝绳的最大缠绕直径 maxD=0D+d+2 (n-1) d2k（ 2-5） =351+19.5+2 (13-1) 19.5 0.9 =791.7 mm 式中：2k 钢丝绳每层降低系数。取2k=0.9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径： epD=m a x m in1 ()2 DD（ 2-6） =12（ 366.5+791.7） =579.1 mm 卷筒的结构外径： m a x 23D D d 外=791.7+2 19.5 3=908.7 mm 取 D外=908.7 mm 2.2.6 卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度 =0.020D+(6-10)=0.02 351+9=16.02 mm nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 5 页三、电机的选取： 3.1 系统的总效率总 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 6 页总 = 1 2 3 4 5 =0.960 0.990 7 20 . 9 7 0 0 . 9 9 0 0 . 9 8 0=0.825 式中：1 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取1=0.960 2 搅油效率，取2=0.990 3 一级行星轮传动效率，各取3=0.970 4 七个滚动轴承的效率，各取4=0.990 5 两级内齿传动效率，各取 5 =0.980 3.2 绳速的确定 v = max min2vv=1.2 m/s 3.3 电机的选型最大功率： P =F v =30 1.2 =36 kW 电机轴上的功率： P = P /总=36/0.825=43.636 kW 根据以上计算，选取电机的参数如下：型号： Y250M-4 额定功率： 55 KW 满载转速： 1480 r/min 效率： 92.5% 堵转转矩额定转矩 = stNTT =2.0 堵转电流额定电流 = stNI =7.7 电机的实际输出功率： P=P 电机电机=55 0.925=50.875 kW 所以该电机符合要求。四、总传动比的计算及传动比的分配 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 7 页 4.1 总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速 n电机=1480 r/min 卷筒转速 n输出=37.799 r/min 可得总传动比为 i总 =nn电机输出= 148037.799=39.15 4.2 传动比的分配按三级传动，1 2 3i ii i，因此应进行传动比分配，分配的原则为： 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 . 0 1 0 . 0 6 )i i iq = 22 2 1 1 l i m 2121 1 2 2 l i m 12()()p d a A H p HHp d a A H P H Hn K K Kn k K K式中：AK 使用系数。中等沖击，1AK=2AK=1.25 1HPK 行星轮间载荷分配系数，行星架浮动， 6级精度，取1HPK=1.20 2HPK 行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动， 8级精度，取2HPK=1.05 1HK 综合系数。pn=3，高精度，硬齿面，取1HK=2HK=1.8 角标 1、 2 表示第一级和第二级传动。 1pn=2pn=2 查表 163 定1()da=2()da=0.7 lim1H=lim2Hnts 中国矿业大学本科生毕业设计第 8 页则： q = 1 12 2Hp HHP HKKKK= 1.2 1.81.05 1.8=1.143 计算 3q =1.143 31.2 2 以此值和传动比得 1p=6.8 可知： 3i=i/1i=39.15/7.8=4.99 则1i=2.79 2i=2.79 3i=4.99 五、两级内齿圈传动设计 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 9 页 5.1 齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定内齿圈的材料为 40Cr,调质处理，硬度为 HBS 262 293 试验齿轮齿面接触疲劳极限 lim1H=650 2N/mm limF=220 2N/mm 齿轮的加工为插齿，精度为 7级。 5.2 确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角na= 020 ，直齿轮传动，精度为 6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。 5.2.1 传动比 1i=2.79 5.2.2 第一级传动齿轮模数 m 模数 m由强度计算或结构设计确定 1132l i m 11 2 . 1 ( )FaFdK T Ym m mz式中 K 综合系数，齿轮为 7 级精度等级冲击取 K =1.62.6， 8 级精度等级中等冲击取 K =2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 limFY 小齿轮的齿形系数 1T 小齿轮的传动转矩 1 19550 ()PT N mn P 额定功率， kW 1n 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数）， /minr limF 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按 MQ级中等质量要求选取 d 齿宽系数，齿宽 b与小齿轮分度圆直径 1d 的比值。 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 10 页 1 9 5 5 0 5 5 3 5 5 ( )1480T N m 则 31 23 . 4 2 . 4 3 5 5 3 . 63 4 0 2 0 0 . 8m 取圆整 m =4 5.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角： 20no t a n t a n / c o stn 齿顶高系数： *1a anhh 纵向间隙系数 *1 0 .2 5ncc *1 c o sncc 模数 m 的选取 m =4 5.2.4 齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径1d，由下边公式 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu 齿宽系数 d 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置d=0.8 小轮齿数 1z 取 1z =27 大轮齿数2z2z=1iz=2.79 27=75.33 齿数比 u u =21/zz=75/27 传动比误差 /uu /uu =0.33/2.77 0.05 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 11 页小轮转矩1T1T= 619 .5 5 1 0 /Pn= 69.55 10 55/1480 =354899 载荷系数 K AVK K K K KAK 使用系数，查表取AK=1 VK 动载系数，查表取VK=1.2 K 齿间载荷系数，由表取 1.1 K 齿间载荷分布系数，查表取 1.1 载荷系数 K KAVK K K K K=1 1.2 1.1 1.1=1.45 材料弹性系数EZ查表取EZ=189.8 2/N mm 节点区域系数HZ查图取 HZ=2.5 重合度系数 Z由推荐值 0.85 0.92 ，则 Z=0.87 2 131 2 ( 1 )()EHHdZ Z Z K T udu = 23 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 2 1 . 4 5 3 5 4 8 9 9 ( 2 . 7 7 1 )()5 7 7 0 . 8 2 . 7 7 =96.41 mm 齿轮模数 m m =11/dz=96.41/27=3.57 mm ，取圆整 m =5 mm 小轮分度圆直径 1d 1d =1mz=5 27=135 mm 圆周速度 v v =11 / 6 0 0 0 0 1 3 5 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0dn 取 v =10.46 /ms 标准中心距 a a =12( ) / 2m z z=5（ 27+75） /2=255 mm 齿宽 b b =1dd=0.8 135=108 mm 大齿轮齿宽 2bbnts 中国矿业大学本科生毕业设计第 12 页小齿轮齿宽1b1b= 2b+（ 5 10） =115 mm 分度圆直径 2d=2zm=75 5=375 mm 基圆直径 2bd=2d cos=375 cos20o =352 mm 齿顶圆直径 2ad=2d- *2aah m d式中 ad= *222tanahmz 当 *ah=1， =20o 时 ad=215.1mz =15.1 575 =1 2ad=2d- *2aah m d=375-2 1 5+1=366 mm 齿根圆直径 2 *2 2 ( )fad d h c m 2fd =375+2（ 1+0.25） 5=382.5 mm 全齿高 221 ()2 fah d d=12 （ 382.5 366） =8.25 mm 中心距 211 ()2a z z m=12（ 75-27） 5=120 mm 5.2.5 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力H由公式（ 5-15）得齿面接触应力的基本值0H0H=11tHEF uZ Z Z Zd b u 2N/mm =2.58 189.8 0.91 1 2 7 7 6 . 1 6 2 . 7 9 11 3 5 1 0 8 2 . 7 9=226.63 2N/mm nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 13 页式中：tF 端面内分度圆上的名义切向力，取 tF=2776.16 N b 工作齿宽，取 b =108 mm 1d 小齿轮分度圆直径，取1d=144 u 齿数比， u =cZ/aZ=75/27 =2.79 HZ 节点区域系数，取HZ=2.58 =0，查图 6-10，取 HZ =2.21 EZ 弹性系数，查表 16-7 取EZ=189.8 Z 重合度系数，查图 16-10 取 Z =0.91 Z 螺旋角系数，直齿 =0，取 Z =1，由公式（ 5-14）得接触应力HH=0H A v H H H PK K K K K2N/mm = 226.63 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 1 2 1 . 1 0 1 . 2 = 309.62 2N/mm 式中 AK 使用系数，中等冲击，查表 16-5 取AK=1.25 vK 动载系数， 6级精度，查表 16-5 取vK=1.01 HK 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取HK=1.12 HK 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 HK=1 HPK 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数 ,查表 17-2 取HPK=1.2 0H 计算齿面接触应力的基本值， nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 14 页许用接触应力HPHP=l i mm i nHN L v R xHZ Z Z Z Z ZS 2N/mm 式中：limH 试验齿轮的接触疲劳极限，取limH=1400 2N/mm minHS 计算接触强度的最小安全系数，取minHS=1.25 NZ 计算接触强度的寿命系数，取NZ=1.03 LZ 润滑油系数，取LZ=1.06 Z 工作硬化系数， Z =1.1 vZ 速度系数，取vZ=0.905 RZ 粗糙度系数，取RZ=0.96 xZ 尺寸系数，取xZ=1 则HP= 1 4 0 0 1 . 0 3 1 . 0 6 0 . 9 0 5 0 . 9 6 1 . 1 1 11 . 2 5 =1168.62 2N/mm 故 H910 按图 16-18 ，取NZ=1 LZ 润滑油系数， HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表 18-10 用中型极压油 50v=150 610 2/ms =150 2/ms 取LZ=1.03 Z 工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图 16-22 取 Z =1 vZ 速度系数，查图 16-20 取vZ=0.96 RZ 粗糙度系数，按 8，zR=2.4 m，100zR=123 1002zzRR =32 .4 2 .4 1 0 02 6 8 .5=2.72，取RZ=1.01 xZ 尺寸系数， m pS，该轴截面 A 疲劳强度足够。 3.轴的静强度安全因数校核计算 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 46 页 (1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 A截面为危险截面。 (2)校核危险截面的安全因数 m a x5501 8 . 1 5sAS MW =8.07 式中：s 40Cr 钢材料正应力屈服点，查表得s=550 Mpa maxAM 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxAM=2AM=2 2437.5 =4875 N.m W 抗弯截面系数， W =71.53 -610 3m m a x64825 pa7 1 . 5 3 1 0BM W =68.15 Mpa 2）转矩作用时的安全因数 m a x3306 .8 7sSTW =48.03 式中：s 40Cr 钢材料切应力屈服点，查表得： s=0.6s=0.6 550 Mpa =330 Mpa maxT 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxT=2T =2 479.32 =958.64 N.m nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 47 页 W 抗弯截面系数， W =143.56 6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p a1 4 3 . 5 6 1 0TW 3）截面 B的静强度安全因数 2 2 2 28 . 0 7 4 8 . 0 38 . 0 7 4 8 . 0 3SSSSS= 6.32 因为 550750sb =0.733 所以查表得许用安全因数pS=1.7 2.2 S pS,该轴静强度足够。 7.4.2 当钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中在 B处时，轴的受力分析见（图 7.3-a） 1 4 7 9 .3 2 N .mT a 求支反力设由于力0F产生的作用，各支反力分别为0DR，0CR（图 7.3-b）容易求得 001 5 0 1 0 01 5 0 4 0 0 1 5 0 1 0 0DRF =25020800=6.25 kN nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 48 页 C 0 0 0R DFR=20 6.25=13.75kN b 作弯矩和转矩图由于0F作用而作出弯矩图（图 7.3-c） 00 0 . 5 5 6 . 2 5 0 . 5 5 k N . mADMF =3437.5 N.m 作转矩图（如图 7.3-b） 1 479.32T N.m c.校核计算 1按当量弯矩计算轴径按插值法查表得 : 1bp =72 Mpa 0bp =124 Mpa 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 2 4 3 7 . 5 ( 0 . 5 8 4 7 9 . 3 2 )7 2 1 0bhpMTd = 0.08425 m =84.25mm (考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10bpbp=72124=0.58) 在结构设计时 ,取 d =90mm 是满足强度要求的 . nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 49 页 F0T1= 4 7 9 . 3 2 N . mMB0= 3 0 4 6 . 9 N . mRC0= 4 . 6 8 7 K NF0= 2 5 K NRD0= 2 0 . 3 1 3 K NTE图 7 . 3 - a图 7 . 3 - b图 7 . 3 - c图 7 . 3 - d2.轴的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上 B截面分析。截面 B属于危险截面，取截面 B进行校核计算。 2.轴的疲劳强度安全因数校核计算 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 50 页 (1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面 B属于危险截面，取截面 B进行校核计算。 (2)校核危险截面的安全因数 1）弯矩作用时的安全因数由于该轴转动，弯矩起对称循环变应力，根据表中弯矩作用时的安全因数为 1 3502 . 6 5 2 4 8 . 0 6 0 . 3 4 00 . 9 1 0 . 6 8mS K = 1.72 式中：1 40Cr 钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 Mpa 弯曲应力幅 =63 4 3 7 . 5 pa7 1 . 5 3 1 0BMW =48.06 Mpa 其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 7 1 . 5 3 1 0 m3 2 3 2d m 弯曲平均应力，m=0 K 扭转有效应力集中因数，按配合 H7r6查得 K=2.652，所以取 K=2.652， nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 51 页表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91 尺寸因数，查表可得 =0.68 材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =0.34 2）转矩作用时的安全因数考虑到机器运转时不均匀引起的惯性力和振动的存在，转矩引起的切应力视为脉动循环变应力，转矩作用时的安全因数为 1 2001 . 8 9 1 . 6 8 0 . 2 1 1 . 6 80 . 9 1 0 . 7 4mS K =39.46 式中：1 40Cr 钢抗扭的疲劳极限，由前知1=200 Mpa 切应力幅 =64 7 9 . 3 2 pa2 2 1 4 3 . 0 6 1 0TW =1.68Mpa 其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 9 0 1 0 1 4 3 . 0 6 1 0 m1 6 1 6d m 平均切应力，m=m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p a1 4 3 . 5 6 1 0TW =2.39 Mpa K 正应力有效应力集中因数，按配合 H7r6查得 K=1.89，所以 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 52 页取 K=1.89，表面质量因数，轴径车削加工，查表可得 =0.91 尺寸因数，查表可得 =0.74 材料扭转时的平均应力折算因数，查表可得=0.21 3）截面 B的疲劳强度安全系数 2 2 2 21 . 7 2 3 9 . 4 61 . 7 2 3 9 . 4 6SSSSS= 1.72 查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数 pS=1.3 1.5 S pS，该轴截面 B疲劳强度足够。 3.轴的静强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 B截面为危险截面。 (2)校核危险截面的安全因数 m a x5509 6 . 1 1sAS MW =5.72 式中： s 40Cr 钢材料正应力屈服点，查表得s=550 Mpa nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 53 页 maxAM 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxAM=2AM=2 3437.5 =6875 N.m W 抗弯截面系数， W =71.53 -610 3m m a x66825 pa7 1 . 5 3 1 0BM W =96.11 Mpa 2）转矩作用时的安全因数 m a x3306 .8 7sSTW =48.03 式中： s 40Cr 钢材料切应力屈服点，查表得： s =0.6 s =0.6 550 Mpa =330 Mpa maxT 工作时短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxT=2T =2 479.32 =958.64 N.m W 抗弯截面系数， W =143.56 6310 m m a x 69 8 5 . 6 4 p a = 6 . 8 7 M p a1 4 3 . 5 6 1 0TW 3）截面 B的静强度安全因数 2 2 2 25 . 7 2 4 8 . 0 35 . 7 2 4 8 . 0 3SSSSS= 5.68 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 54 页因为 550750sb =0.733 所以查表得许用安全因数pS=1.7 2.2 S pS,该轴静强度足够。由以上的计算可知：主轴的强度满足要求。 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 55 页八、行星轴的结构设计和校核 8.1 行星轴 8.1.1 结构设计行星轴的结构设计见（图 8.1）图 8.1 8.1.2 行星轴材料选用 40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学为： b=750 Mpa s=550 Mpa -1=350 Mpa 1=200 Mpa 8.1.3 轴的受力分析结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 8.2-a） a、求支反力在水平面内受力情况分析，（图 8.2-b) 轴在 B截面所受的圆周力方向向上的力为tF2t tACFF =2 1521.89 =3043.78 N nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 56 页由受力平衡条件容易求出： 4 7 . 5 4 7 . 5 3 0 4 3 . 7 84 2 . 5 4 7 . 5 9 0A Z tFF =1606.44 N CZ AZ tF F F=3043.78-1606.44 =1437.34 N 所以 B截面处所受的弯矩最大 0 . 0 4 2 5 0 . 0 4 2 5 1 6 0 6 . 4 4B A ZMF =68.27 N.m b、轴的弯矩图由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 8.2-c) 8.1.4 按当量弯矩计算轴径按插值法查表得 : 1bp =72 Mpa 0bp =124 Mpa 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 1 9 1 . 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0bhpMTd = 0.0212 m =21.2mm (考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10bpbp=72124=0.58) 在结构设计时 ,取 d =45mm 是满足强度要求的 . 8.1.5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 B属于危险截面，取截面 B 进行校核计算。 (2)校核危险截面的安全因数 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 57 页因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 7 . 6 3S K =15.47 式中： 1 40Cr 钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 Mpa 弯曲应力幅 =66 8 . 2 7 pa8 . 9 4 1 0BMW =7.63 Mpa 其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 4 5 1 0 8 . 9 4 6 1 0 m3 2 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 H7r6查得 K=2.652，所以取 K=2.652，材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得=0.34 查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数 pS=1.3 2.5 S pS，该轴截面 B 疲劳强度足够。 8.1.6 轴的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 B截面为危险截面。 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 58 页 2、校核危险截面的安全因数 m a x5501 5 . 2 6 3sAS MW =36.03 式中： s 40Cr 钢材料正应力屈服点，查表得s=550 Mpa maxAM 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxAM=2AM=2 68.27 =136.54 N.m W 抗弯截面系数， W =8.946 -610 3m m a x61 3 6 . 5 4 pa8 . 9 4 6 1 0BM W =15.263 Mpa 所以查表得许用安全因数pS=1.7 2.2 S pS,该轴静强度足够。 8.2 行星轴校验 8.2.1 轴径 d =45mm 8.2.2 行星轴材料选用 40Cr钢，经调质处理，可查得材料力学为： b=750 Mpa s=550 Mpa -1=350 Mpa 1=200 Mpa 8.2.3 轴的受力分析结合轴的受力情况，轴的受力分析（图 8.2-a） a、求支反力 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 59 页在水平面内受力情况分析，（图 8.3-b) 轴在 B截面所受的圆周力方向向上的力为tF2t tACFF =2 5592.94 =11185.88 N 由受力平衡条件容易求出： 6 8 . 5 6 8 . 5 1 1 1 8 5 . 8 87 5 6 8 . 5 1 4 3 . 5A Z tFF =5939.60 N CZ AZ tF F F=11185.88-5939.60 =5846.28 N 所以 B截面处所受的弯矩最大 0 . 0 7 5 0 . 0 7 5 5 9 3 9 . 6 0B A ZMF =445.47 N.m b、轴的弯矩图由轴的受力分析可得轴的弯矩图 (图 8.3-c) 8.2.4按当量弯矩计算轴径按插值法查表得 : 1bp =72 Mpa 0bp =124 Mpa 根据公式计算 A 截面轴径 22 2233611 0 ( ) 1 0 4 4 5 . 4 7 ( 0 . 5 8 0 )7 2 1 0bhpMTd = 0.0396 m =39.6 mm (考虑转达矩按脉动循环变化 ,取 = 10bpbp=72124=0.58) 在结构设计时 ,取 d =55mm 是满足强度要求的 . nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 60 页 FAZ=5939.60 NFtMBZ=445.47KN图 8 . 3 - cFCz=5846.28KNFt=11185.88KNCFCZBA图 8 . 3 - a图 8 . 3 - b8.2.5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 (1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图）、应力集中和轴的结构尺寸知，截面 B 属于危险截面，取截面 B进行校核计算。 (2)校核危险截面的安全因数 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 61 页因为行星轴为心轴，所以它的安全系数为： 1 350( ) ( 2 . 6 5 2 0 . 3 4 ) 2 7 . 2 7S K =4.33 式中： 1 40Cr 钢弯曲对称循环时的疲劳极限，由前知1=350 Mpa 弯曲应力幅 =64 4 5 . 4 7 pa1 6 . 3 3 4 1 0BMW =27.27 Mpa 其中，抗弯截面系数 W = 33 9 6 33 . 1 4 5 5 1 0 1 6 . 3 3 4 1 0 m3 2 3 2d K 正应力有效应力集中因数，按配合 H7r6查得 K=2.652，所以取 K=2.652，材料弯曲时的平均应力折算因数，查表可得 =0.34 查表知当载荷确定较精确，材料性质较均匀时，许用安全因数 pS=1.3 2.5 S pS，该轴截面 B疲劳强度足够。 8.2.6 轴的表强度安全因数校核计算 1、确定危险截面。按载荷较大，截面较小的原则，选取 B截面为危险截面。 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 62 页 2、校核危险截面的安全因数 m a x5505 4 . 5 5sAS MW =10.08 式中： s 40Cr 钢材料正应力屈服点，查表得s=550 Mpa maxAM 工作时的短时最大载荷，设工作时短时过载为正常工作载荷的两倍，则maxAM=2AM=2 445.47 =890.94 N.m W 抗弯截面系数， W =8.946 -610 3m m a x68 9 0 . 9 4 pa1 6 . 3 3 4 1 0BM W =54.55 Mpa 所以查表得许用安全因数pS=1.7 2.2 S pS,该轴静强度足够。由以上计算可知：行星轴的强度满足要求。 nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 63 页九、行星架结构设计 9.1 行星架形式的确定和材料的选定行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三种基本形式：双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因为本设计中传动比较大， (NGW型单级 4baHi )，所以行星轮轴承安装在行星轮内，采用双壁整体式行星架（如图 9.1）这种型式的行星架结构刚性大，受载变形小，因而有利于行星轮上载荷沿齿宽方向均匀分布，减少振动和噪声。行星架材料常用 ZG55，由于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用球墨铸铁 QT600-3，重量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其它性能也有所提高。 9.2 行星架的技术要求 1、中心距极限偏差af行星架上各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏差会引起行星轮径向位移，从而影响齿轮传动侧隙，且当各中心距偏差的数值和方向不同时，要影响行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值，因而影响行星架的均载。一般要求控制其值在 0.01 0.02 之间。由中心距的基本数值和齿轮精度等级查表得：对高速级af= 0.02mm 对低速级af= 0.023mm 2、相邻行星轮轴孔距偏差Lf相邻行星轮轴孔偏差Lf是对各行星轮间载苛分配均衡性影响较大的因素，必须严格控制。Lf值主要取决于各轴孔的分度误差，而分度误差又取决于机床和工艺装配的精度。Lf按下式计算： 3 1000L af 高速级 143331 0 0 0 1 0 0 0L af = 0.036 mm，取 0.036Lf mm 低速级 192331 0 0 0 1 0 0 0L af = 0.042 mm，取 0.042Lf mm nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 64 页图 9.1 3、行星轮轴孔对行星架基准线的平行度公差。 X 方向轴线平行度误差 25umxfF， Y 方向轴线平行度误差12yfF 4、行星架的偏心误差He行星架的偏心误差He可根据其中心距的极限偏差af和相邻行星轮轴孔距偏差Lf的几何关系求得。一般取 12HLef由于高速级 0.036Lf mm，所以取He=15 um 低速级 0.042Lf mm，取He=18 um 5、静平衡试验为了保证传动装置的运转的平稳性，对行星架时行静平衡。不平衡力矩应小于 0.5 N.m nts 中国矿业大学本科生毕业设计第 65 页十、轴承及校核 10.1 调心滚子轴承行星轴直径 d =45 mm 为了无多余约束的均载机构的需要，其上调心滚子轴承选用代号为 22209c 的轴承。其主要参数为 : d =45 mm D =85 mm B =23 mm Cr =73.2 kN 610h10L ( )60c hnp(10-1) 式中：10hL 以

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