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机械毕业设计论文
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机械毕业设计956绞盘机的减速机构设计,机械毕业设计论文
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1 毕业设计说明书 （ 绞盘机的减速机构设计 ） nts2 目录 中文摘要 I 英文摘要 前言 7 1 绞盘机的主要参数设定 8 1.1 结构的设定 8 2 绞盘机的主要参数计算 9 2.1牵引力的确定 9 2.2 钢丝绳的设定 9 3 少齿差行星轮的设计计算 .10 3.1 少齿差行星轮传动条件 .10 3.1.1行星传动的条件 .10 3.1.2 传动形式选择 .11 3.2 材料、性能选者、热处理及齿形要求 12 3.2.1 材料的设定 12 3.2.2 齿型的设定 .12 3.2.3 传动比的分配 13 3.2.4 齿轮几何计算 14 4 齿面疲劳强度校核 .18 5 齿轮联轴器的设计 .19 6 行星架的结构设计 .21 7 行星轴的强度计算 .21 8 出轴的强度校核及涨套的选择 .22 9 润滑装置及散热计算 .25 9.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用 .25 9.2 行星齿轮减速器的润滑油分类 .25 9.3 行星齿轮减速器的润滑油的选择 .25 nts3 10 入轴花键强度校核 .26 小结 .26 参考文献 .27 nts4 绞盘机的减速机构设计 摘要 绞盘机具有轻型化。适应性强。通用性好、高效率、低能耗等特点，是目前国内实用的一种木材生产机械。在使用情况调查的基础上对绞盘机性能进行分析，对问题提出改进意见。 关键词 绞盘机 减速机构 性能分析 改进设计 nts5 THE KINEMATIC DESIGN WINCH OF MECHANISM ABSTRACT With its portability,higher efficiency and lower consurn,winch is a kind of idenal and practical logging operation conditions.the author presents some suggestions to solve the problems in the winch used Key worder Winch;Reductor;Function analyzing;Improving design nts6 前言 渐开线行星齿轮与普通定轴齿轮相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪音小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。目前行星轮系随着科学技术迅速发展，行星传动已被广泛应用于矿山、水泥、汽车、起重、机床、化工、电力、纺织、仪器仪表、食品等机械上。 在世界上的工业发达国家，如：俄国、日本、美国、德国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用十分重视，形成了一套完整的体系。我国起步较晚，与国外对比有不小 的差距。 目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥 圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推 动了 PR 系列的模块式齿轮减速器系列产品。但总体而言，国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。 在通用减速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥 圆柱齿轮或者齿轮 蜗杆减速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、温州市旭鑫传动机械 制造有限公司山西平遥减速机厂等。对象蜗杆减速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型，主要生产厂家有温州市旭鑫传动机械制造有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂等，对各种通用行星齿轮减速器、包括标准的 NGW系列行星齿轮减速器，也包括各类回转行星减速器及封闭式行星齿轮检录其等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、nts7 内蒙兴华机械厂等。 在各类专用传动装置的开发机制造方面，国 内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的 MDH28型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达 7000KW，传动转矩达 5000KN.m，总重 46 吨，生产的 1700 热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为 30，重量达 180 吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76 型 1.2 万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达 6250KW。由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载行星齿 轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列行星齿轮箱的输入功率已达 1250KW，用于铝造轧机的行星齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。在大型齿圈的制造方面，国内目前最大直径为 9.936 米，净重达 80 吨的齿圈已由中信重机制造完成，并用于武钢集团年产 500万吨氧化球生产线，至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备 的大型柔性传动装置国内均可圈套供货，而无需再行进口。 1. 绞盘机的主要参数设定 nts8 1.1 结构的设定 根据设计 要就此绞盘机的输出拉力为 900KG。行星轮的外圆最大为 95mm。其主要由发动机、减速器、 自锁器、 离合器、 滚筒、钢丝绳和机架等部分组成。减速器由少齿差行星轮传动组成。自锁器由拉杆和少齿差行星轮的 活动内齿圈组成，起到滚筒发转 自锁的作用，离合器采用拉杆上的花键与少齿差行星轮的活动内齿圈 脱离、啮合的拉杆式。这样通过少齿差行星轮减速器达到了减少轴向间距的效果，使结构简单紧凑，抗冲击强。 绞盘机的工作原理是：绞盘机的发动机的输出轴上 套一个中空齿轮作为太阳轮，通过少齿差行星轮减速器、花键拉杆吧动力传递给滚筒，由滚筒带动钢丝绳进行牵引工作。其传动系统如图 1-1 所示。传动关系：发动机 -少齿差行星轮减速器 拉杆 滚筒。 71 2 3 4 5 68图 1-1 绞盘机传动原理图 1.发动机 2.太阳轮 3.内齿圈 4.外齿圈 5.拉杆花键 6.滚筒 7.拉杆 8.行星轮组 2. 绞盘机的主要参数计算 nts9 2.1 牵引力的确定 微型 绞盘机主要用于林区采集索道的横向小集中，人工林的 抚育伐和代替人力、畜力集采作业。 微型 绞盘机还可以用于索道的安装架设。故 微型 绞盘机的牵引力计算于作业林木有很大的关系。 Tmax=q(W+i)r N （ 2-1） 式中： q-绞盘机每趟拖集量 , m3; W-原条 移动阻力系数，其值为 0.6 0.8； i-集材坡度千分数，上坡取正值，下坡取负值； r-新伐木材的比重， kg/ m3,其值 为 1200 kg/ m3。 绞盘机每趟拖拉量为 0.06m3；逆坡 150 集材， w取 0.7。 故绞盘机的最大牵引力 T=893kg。 2.2 钢 丝 绳 的 设定 钢丝绳运动速度： Umix=N/Tmax m/s （ 2-2） 式中： N 发动机的功率； 此绞盘机采用的发动机为自造，功率为 3kg。故 Umix=0.33m/s。 钢丝绳的 直径： n Tmax Tb 式中： Tb 钢丝绳的破断拉力； n 绞盘机集材工况下的安全系数，其值一般取 2；故符合条件的钢丝绳直径为 4到 5mm。取 5mm。 滚筒直径： D=（ c-1） dk mm （ 2-3） 式中： c 由钢丝绳用途和工作制度决定，轻型的 绞盘机为（ 18 20）； dk 钢丝绳直径，其值为 5mm；故滚筒直径为： 94mm。 滚筒转速： n=50 F/ D=50转 /分 （ 2-4） 总转动比： i 总 =n1/n 式中： n1 发动机的最大转身，其值为 1000 转 /分，故总传动比为 20。 根据以上过程得出的绞盘机主要参数是 : 绞盘机的最大输出拉力 T=893kg, 钢丝绳的最大运动速度 U=0.33m/s。 钢丝绳直径 d=5mm, 滚筒直径 D=94mm, 滚筒转速为 50转 /分，总转动比为 20。 3.少齿差行星轮的设计计算 nts10 3.1 少齿 差行星轮传动条件 3.1.1 行星传动的条件 行星齿轮传动效率是此种传动装置的重要性能 之一， 行星传动各齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定条件，才能进行正常传动。这些条件是： 1. 传动比条件 (1) NGW型的传动比条件 ibaH=1-iHab=1+zb/za （ 3-1） zb=(ibaH-1)za (2) NW型的传动比条件 ibaH=1+zgzb/zazf=(zazf+zgzb)/zazf （ 3-2） (3) WW型、 NN型的传动比条件 ibaH=1-zgzb/zazf=(zazf-zgzb)/zazf （ 3-3） 2. 邻接条件 在行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀、对称地布置几个行星齿轮。为使相邻两个行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆之间有一定的间隙，邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为 L。最大行星轮齿顶圆 直径为 dag，则邻接条件为： Ldag。 即 2aagsin /npdag （ 3-4） 式中： np 行星轮数目； aag a-g啮合副中心距； dag 行星轮 g 齿顶圆直径。 相邻两行星轮间充许的最小间隙值可取： （ L-dag） min=0.5m （ 3-5） 式中： m 齿轮模数（ mm）。 可得出按邻接条件所充许的行星轮数目： np1时，第一个行星轮装入并与两个中心轮 啮合以后，两个中心轮的相对位置就被决定了。若再要转入其他行星轮，就必须满足一定的条件。相邻两行星轮所夹的中心角为 2 /np。设第一个行星轮 g1 在位置 1转入并与两中心轮啮合。然后将行星架 H顺时针转过 2 /np角度。即让 g1转到位置。在这期间 ，中心轮 a 转过的角度由传动比确定。也就是说中心轮 a 转过的角度必须为其周节所对的中心角的整倍数 M， 即 zb/np=整数 （ 3-10） 综上所述： 一个 行星轮传动机构的设计要满足传动比条件，邻接条件，同心条件，装配条件这 4个条件。 3.1.2 传动形式选择 根据设计输入参数： 1.工作 扭矩 ： 378Nm。 2.最大 扭矩 ： 540Nm。 3.转速范围： 0.2-2.5rpm。 4.减速机速比： 50:1 nts12 按传动比为，根据漸开线齿轮行星传动的设计与制造 P38 表 4-1 先选用行星轮个数 np=3。 行星轮数 3 4 5 NGW型 (ibaH) Z1min 13 12.7 5.77 4.1 18 12.8 6.07 4.32 采用一级 NGW 少齿差 行星齿轮传动机构。 3.2 材料、性能选者、热处理及齿形要求 3.2.1 材料的设定 在考虑到轮齿强度方面的要就而有不增大传动的尺寸和重量时，若承载能力取决于齿面接触强度，则各轮齿数取较多齿数的组合方案是合理的；若承载能力取决于齿根弯曲强度，则各轮齿数取较少齿数的组合方案是适宜的。 行星传动中，小齿轮的最 大齿数 Z1max 应保证齿轮有足够的弯曲强度。小齿轮的硬度等于或大于齿轮的硬度。硬度 200HBS， 300HBS， 45HRC 是整体热处理的硬度， 60HRC 是轮齿表面硬度。 行星传动中小齿轮最小齿数 Z1min，对于硬度小于 350HBS的软齿面，推荐Z1min 17；硬度大于 350HBS的硬齿面，推荐 Z1min 12。 故根据绞盘机的 工作 扭矩 和 最大 扭矩 先选取材料： 太阳轮和行星轮的材料为 20CrMnTi，渗碳淬火 回火 处理，表面硬度57+4HRC， 齿面接触疲劳极限： Hlim=1450N/mm2 ， 齿根弯曲疲劳极限：太阳轮 Flim=485N/mm2 ， 行星轮 Flim=349N/mm2 ， 内齿圈材料为 38GrMoAiA，氮化。接触应力极限为 1282Mpa，弯曲应力极限370Mpa。 3.2.2 齿型的设定 齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿， 6 级精度；内啮合最终加工为插齿， 7级精度。 为提高齿轮承载能力，采用变位齿轮传动。 3.2.3 传动比的分配 按 行星齿轮传动机构传动条件 齿面接触等强度的原则进行传动比的分nts13 配。取系数 =1.2（ 活动 内齿 圈 分度圆直径 2d 与 内齿轮分度圆直径 2d 之比 ,一般 =11.3），齿宽系数 aI=0.4， aII=0.7， HlimI= HlimII，其余见下表 代 号 名 称 说 明 取 值 KA 使用系数 按中等冲击 1.5 KHPI 行星轮间载荷分配系数 按齿轮手册表7.3-7 1.1 KHPII 1.05 KH I 综合系数 按齿轮手册表7.3-4 1.8 KH II 由齿轮手册可知， q值为 834.113508.105.14.03 13508.11.17.03)( )( 22l i m2l i m2 xxxxxxxxKKnKKnqIHIIHH P I IaIdPIIIHIHH P Ia I IdP I I 17.32.1834.1 33 Xq 由此查齿轮手册图 7.2-9，得 PI=5.75 ，则 75.675.511 11 Pi 按传动比，同心，装配和邻接条件的关系选用各齿数 太阳轮齿数 Za 1075.6223 XiCnZIPa取 C=22（整数） 内齿圈齿数 Zb 57)175.6(10)1( XiZaZb I 行星轮齿数 Zc 2 2 . 5)1057(5.0)(5.0 XZZXZabC取 Zc=23 整数，满足装配条件113 2310 pba n zzMnts14 高速级太阳轮传递扭矩为： T=540/50=10.8Nm 一对啮合副传动转矩： mNXnKTTPP .2 0 73 15.15 4 01 则 mmUUKKKTKdIdHHPAtd 1 4 . 2)()1(l i m213 说明： KA， KHP， KH 同前， KP不均载系数， U=Zc/Za 则模数 1 .4 210/1 4 .2 aZdm 取 m=1.5 2 4 . 7 5)3210(1 . 521)(21 XXZzma ca 取 a=25mm 同理求出其他参数列于下表 实际 总传动比 50（速比误差 0.22） 级别 第一级 中心距 25mm 3.2.4 齿轮几何计算 齿轮几何参数 ac传动变位系数之和 1.197 齿轮变位系数 xa 0.565 内齿圈变位系数 xb 0.632 几何参数计算工艺 滚齿 行星轮分度圆直径 d 33 端面压力角 at 200 行星轮顶高 ha 2.152 太阳轮齿根高 hf 1.027 内齿轮根高 hf 2.823 nts15 行星轮齿高 h 3.079 太阳轮齿顶圆直径 da 19.104 内齿轮顶圆直径 da 82.96 行星轮齿根圆直径 df 31.146 ac传动端面重合度 1.11 ac传动纵向重合度 0 ac传动总重合度 1.11 太阳轮当量齿数 Zva 10 内齿圈当量齿数 Zvb 51 太阳轮公法线长度 w 7.432 行星轮公法线长度 w 16.609 内齿轮圈公法线长度 35.036 行星轮弦齿厚 3.042 太阳轮弦齿厚 2.954 内齿圈弦齿厚 1.666 查齿刀变位系数 x0 0 内齿圈量柱测量距 m 0 cb传动变位系数之和 0 行星轮变位系数 xc 0.632 变位系数优化方式 自动优化 太阳轮分度圆直径 d 15 内齿圈分度圆直径 d 84 太阳轮齿顶高 ha 2.052 内齿轮齿顶高 ha 0.52 行星轮齿根高 hf 0.927 太阳轮齿高 h 3.079 内齿轮齿高 h 3.348 行星轮齿顶圆直径 da 37.305 太阳轮齿顶圆直径 df 12.945 内齿圈轮齿顶圆直径 df 89.645 nts16 cb传动端面重合度 1.547 cb传动纵向重合度 0 cb传动总重合度 1.547 行星轮当量齿数 Zvc 22 太阳轮跨测齿数 k 2 行星轮跨测齿数 k 4 内齿圈跨测齿数 k 8 太阳轮弦齿厚 2.199 行星轮弦齿厚 2.223 内齿圈弦齿厚 0.517 齿轮精度计算 精度等级 7-7-7 太阳轮公法线长度下偏差 -0.14 行星轮公法线长度下偏差 -0.14 内齿圈公法线长度下偏差 0.14 太阳轮齿厚下偏差 -0.168 行星轮齿厚下偏差 -0.168 内齿圈齿厚下偏差 -0.168 行星轮齿距累积公差 0.036 太阳轮齿圈径向跳动公差 0.036 内齿圈齿圈径向跳动公差 0.036 行星轮径向综合公差 0.05 太阳轮齿形公差 0.011 内齿圈齿形公差 0.011 nts17 行星轮齿距极限偏差 0.014 太阳轮基节极限偏差 0.013 内齿圈基节极限偏差 0.013 行星轮 -齿径向综合公差 0.02 太阳轮公法线长度变动公差 0.028 内齿圈公法线长度变动公差 0.011 行星轮齿向公差 0.017 中心距极限偏差 0.017 太阳轮公法线长度上偏差 -0.084 行星轮公法线长度上偏差 -0.084 内齿圈公法线长度上偏差 0.084 太阳轮齿厚上偏差 -0.112 行星轮齿厚上偏差 -0.112 内齿圈齿厚上偏差 0.084 太阳轮齿厚上偏差 -0.112 行星轮齿厚上偏差 -0.112 内齿圈齿厚上偏差 -0.112 太阳轮齿距累积公差 0.028 内齿圈齿距累积公差 0.045 行星轮齿圈径向跳动公差 0.036 太阳轮径向综合公差 0.05 内齿圈径向综合公差 0.05 行星轮齿形公差 0.011 太阳轮齿距极限偏差 0.014 nts18 内齿圈齿距极限偏差 0.014 行星轮基节极限偏差 0.013 太阳轮 -齿径向综合公差 0.02 内齿圈 -齿径向综合公差 0.02 行星轮公法线长度变动公差 0.028 太阳轮齿向公差 0.011 内齿圈齿向公差 0.011 4.齿面疲劳强度校核 T=540N.m KA=1 高速级外啮合 接触疲劳极限应力 (MPa) Hlim = 1450.00 1450.00 许用接 触疲劳应力 (MPa) HP = 1450.80 1450.80 计算接触应力 (MPa) H = 971.38 971.38 接触强度安全系数 1.1. SH = 1.49 1.49 弯曲疲劳极限应力 (MPa) Flim = 400.00 280.00 许用弯曲疲劳应力 (MPa) FP = 800.00 560.00 计算齿根弯曲应力 (MPa) F = 245.20 229.75 弯曲强度安全系数 SF = 3.26 2.44 高速级内啮合 接触疲劳极限应力 (MPa) Hlim = 1450.00 750.00 许用接触疲劳应力 (MPa) HP = 1381.72 794.56 计算接触应力 (MPa) H = 414.44 414.44 接触强度安全系数 1.2. SH = 3.33 1.92 弯曲疲劳极限应力 (MPa) Flim = 280.00 255.00 许用弯曲疲劳 应力 (MPa) FP = 560.00 510.00 nts19 计算齿根弯曲应力 (MPa) F = 213.26 209.17 弯曲强度安全系数 1.3. SF = 2.63 2.44 5. 齿轮联轴器的设计 齿式 联轴器 是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间 隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。 齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动，如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器，国内外均广泛采用鼓形齿式联 轴器，直齿式联轴器属于被淘汰的产品，选用者应尽量不选用。 为了实现基本构件的浮动均载，改善轮齿受力状态，提高浮动灵敏性、强度和寿命，此减速器采用鼓形齿式联轴器。 根据结构尺寸和内齿加工工艺要求，初定 m=1.5， z=38， （以下公式来源 机械设计手册（轴及其连接） P71 ） a 计算载荷 121 ffMM T 121ma x / ffiT185.05.155.5/540 xx = 763 kgf.cm b 接触应力 nts20 3550 dM TK 32.15/763550 x 3/256 cmkgf c 核算强度条件 由鼓形齿联轴器的设计及计算表 3查 3/315 cmkgfK kK 故强度满足 式中： MT 计算转矩 kgf.cm； M 输入转矩 kgf.cm； 140000Kgcm cmcmdcmK g fcmk g fcmk g ficmk g fTffkk2.15/3150/55.5.85.05.1333m ax21；鼓形齿分度圆直径渗氮钢；需用应力值；计算应力值；减速比；减速器输出转矩；偏载系数；工况系数取（按 T=540N.m 计算载荷 121 ffMM T 121ma x / ffiT 185.025.155.5/540 xx =915kgf.cm 接触应力 3550 dMTK 32.15/915550 x 33 /3152 8 6 k g f / cm cmkg fK 能满足强度要求） nts21 6 行星架的结构设计 行星架是行星传动中 的主要构件之一，行星轮轴或轴承就装在行星架上。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。行星架的结构设计和制造对各行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力、噪音和振动等有很大的影响 行星架的合理结构应该市重量轻、刚性好、便于加工和装配 。其常见结构型式有 双壁整体式 ， 双壁 分开式和单壁式 3种。 双壁整体式行星架结构钢性比较好，此行星减速器采用铸造的方法 (结构如图 6-1)，并选用双壁整体式结构，材料选用 ZG35CrMo 双壁整体式 行星架的两个壁，通过中间的连接板联接在一起，连接板的数量和尺寸与行星轮数 Np有关。两侧板壁厚，当不装轴承时可按经验选取： C1=(0.25-0.3)a, C2=(0.2-0.3)a。 Lc应比行星轮外径大 10mm以上，连接板内圆半径 Rn按 Rn/R 0.85-0.5。 故此绞盘机的行星架的基本尺寸参数为： a=50mm C1=C2=4mm R=70mm Rn=40mm 7.行星轴的强度计算 模数 m 1.5 齿数 Z 38 齿宽 b 45 内齿轮齿顶高系数ha* 0.8 外齿轮齿顶高系数 ha* 0.95 内齿分度圆直径 d1 84mm 外齿分度圆直径 d2 84 mm 内齿齿根圆直径df1 86mm 外齿齿根圆直径 df2 82 mm 内齿齿顶圆直径da1 82 mm 外齿齿顶圆直径 da2 86mm nts22 行星轴 1 太阳轮： T1=Kp Ta/np=1.1x1450/3=532Nm 圆周力： Ftca=1000 T1/ra=1000x532/45=11822N 径向力： Frtca=F ca tgan/cos =4303N 作用在齿轮上或轴上的力： Rxa= Ftca Rya= Frca 行星轮： Tc=Zc T1/Za=23x532/10=1223Nm 圆周力： Ftac=Ftca=Ftbc=11822N 径向力： Frac=F ca tgan/cos =4303=Frbc 作用在齿轮上或轴上的力： Rx c 2Ftac=23644N Ry c=0 弯矩 M= Rx c L/2=23644x50=1182200Nmm 弯曲应力： =M/W=M/0.1d3=54 -1=70mpa 8.出轴的强度校核及涨套的选择 nts23 根据现场安装方式，出轴用 轴 D 外 =14mm 校核： t=T/WT 9550000 P/0.2（ 1- 4） n d3=32 t =40 强度满足 tT 扭转切应力，单位为 Mpa； T 轴所收的扭矩，单位为 mmN ； TW 轴的抗扭截面系数，单位为 3mm ； n 轴的转速，单位为 min/r ； P 轴传递的功率，单位为 kw ； d 计算截面处的直径，单位为 mm ； tT 许用扭转切应力，单位为 Mpa 外内 DD /。 根据出轴尺寸和输出扭矩（ T=55KN.m）涨套选用 HSH110-03 d= 14 dw= 10 许用传递转矩 157KN.m 强度满足 a 行星轴 1上的轴承： NrnkTFR apta cCX 903645315.15322000100022 1 0 CyR NRR CX 9036 由于 0ra FF，轴承当量动载荷：ar FYFXP 轴承 GB276-6416 的基本额定动载荷为 26500N， X=1 NRP 9036 ， 行星轮转速 n： 1 5 . 42310149514 ZcZnnnn aHaH 轴承的寿命为： ,101 . 29036265001 5 . 460106010 631063/106 hPCnL rh nts24 b 行星轴 2上的轴承： NrnkTFR apta cCX 94.12506860315.197882000100022 2 0 CyR NRR 47.6253421 由于 0ra FF，轴承当量动载荷：ar FYFXP 轴承 NJ2217的基本额定动载荷为 217000N， X=1 NRP 47.62534 ， 行星轮转速 n： 04.4352052.21452.2 ZcZnnnn aHaH 轴承的寿命为： ,106.247.6253421700004.460106010 531063/106 hPCnL rh c 行星架 2上的轴承： taccxtH FRF 2 tactHxH FFR 2yHR=0， .5 3 6 3 3,5 5 1 2 3 21 NRNR 轴承 NJ1048 的基本额定动载荷为 470000N， 轴承当量动载荷：NRPNRP53633551232211 轴承的寿命为： 行星架转速 n 取 2.5 ,104.8551234700005.260 106010 631063161 hPCnL rh 型号 22312 NJ2217 NJ1048 寿命 2.2X106h 2.6X105h 8.4X106h 图表 1 nts25 轴承型号从左到右依次排列。 9.润滑装置及散热计算 行星齿轮减速器的润滑对行星减速器是至关重要的，其中包括正确地选择润滑油、润滑方式和润滑油的使用维护等。 9.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的 作用 润滑剂的主要作用是： 1.减少摩擦与磨损，防止胶合； 2.降低噪音； 3.吸收冲击和振动； 4.防锈，抗腐蚀； 5散热 、冷却。 行星齿轮减速器与平行轴减速器相比具有很多特殊性： 1.行星齿轮减速器既有外啮合传 动，又有内啮合传动，工作温度随工作制度等变化，应此，行星齿轮减速器要润滑油在启动和正常运转温度下具有良好的粘温特性。 2.行星齿轮减速器由于体积小，散热面积小，这就要使润滑油的极压性能高，氧化安定性和热稳定性好。 3.行星齿轮减速器行星齿轮个数一般在两个以上，并且围绕中心轮轴线回转，在运转过程中要使润滑油具有良好的抗泡沫性。 4.润滑油对油封。油漆以及轴承保持 架材料具有良好的相容性。 9.2 行星齿轮减速器的润滑 油分类 工业齿轮润滑一般是由基础油加各种添加剂调剂制成的。目前国内基础油有两种：一种是 天然 矿物油精炼制成；另一种是由化工合成的润滑油。工业齿轮润滑油的添加剂按其功能分为 3 类：保护金属表面的：改善润滑油性能的：保护润滑油本身的。 9.3 行星齿轮减速器的润滑油的选择 根据行星齿轮减速器低速齿面接触应力和行星齿轮减速器使用工况选择工业闭式齿轮润滑油的种类。 根据低速齿轮啮合线速度和环境温度，选择润滑油的粘度牌号。 其中低速啮合齿轮线速度 v按下式计算： 60000i n1-idv ）（式中 d 低速级太阳轮节圆直径（ mm）； nts26 n 低速级太阳轮节圆的转速 (mm)； i 低速级传动比 行星齿轮减速器的润滑方式常见采用油浴润滑和强制压力喷油润滑两种。 润滑油的选取应满足以上几点。故此绞盘机的润滑选择为： 采用 油浴润滑 ，连续工作产生的热量 Q1=3600（ 1-） P1 =3600x（ 1-0.98x0.98） x22=3136.32（ kJ/h） 箱体表面排出的最大热量 Q2max=4.1868 h S（ Qymax-Q0） =4.1868x35x0.85x（ 50-20） =3737 Q1（ kJ/h） 式中 传动效率取 0.92， P1 输入轴的传动功率， KW h 自然通风不好的地方 h=3138(KJ/ m2 h ) 自然通风良好的地方 h=5063(KJ/ m2 h ) S 散热的计算面积（ m2、 ）， Qymax 油温的最大许用值（ 50 60），取 50 Q0 周围空气的温度取， 20；环境 30时 Q2max=2491（ kJ/h） 用中负荷工业齿轮油（ L-CKC） 10.入轴花键强度校核 花键型号 INT/EXT18zX2mX30P M PaDlzh T
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