PB90耙斗机传动设计-主机部分设计【含CAD图纸+PDF图】
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毕业设计（论文）评阅教师评阅意见表专业机械设计制造及其自动化班级1103姓名姚奇题目PB90耙斗机传动设计评阅人评语1. 完成了毕业设计所规定的工作质量。2. 设计计算书参数选取及计算基本正确，能够较为正确的应用基础理论知识。3. PB90耙斗机设计机构设计基本合格，视图表达较为清晰。4. 具有一定的专业知识，能够结合题目进行分析运算，基础概念清楚。5.能够结合题目查阅技术文献，参考文献较多。 同意参加答辩。签字： 年 月 日毕业设计(论文)答辩记录专业班级: 机械制造及其自动化1103 学 号：311202424 姓 名:姚奇 答辩内容记录: 记录人：沈 阳 化 工 大 学 科 亚 学 院本科生毕业设计成绩考核评价表毕业设计名 称PB90耙斗机传动设计专 业机械设计制造及其自动化 班级1103 姓名姚奇 评价人权重评价点得分指导教师10图纸完备、整洁，设计说明书的撰写质量5分析、计算、论证的综合能力5能综合运用所学知识和专业知识，独立工作能力强5毕业实习表现、进度表书写情况评阅人10设计的有重大改进或独特见解，有一定应用价值5设计的难度和工作量，结合本专业情况5计算、图纸、公式、符号、单位是否符合工程设计规范5说明书的条理性、语言、书写、图表水平答辩小组10设计规格符合要求及答辩规范程度10答辩挂图准备情况10答辩中思维敏捷，知识面宽厚程度10回答问题的正确性，有无错误10是否有创新意识，设计是否有新意教师、评阅人和答辩小组按以上各条的相应评价点给出得分，合计总分数。在总成绩分数中，90-100分为优秀，80-89分为良好，70-79为中等，60-69为及格，不足60分为不及格，列入本表右侧成绩栏中。注意：有严重抄袭现象的学生成绩应定为不及格，有抄袭现象但不严重的学生成绩应降档处理。指导教师、评阅人及答辩小组对此应切实注意，如有不可解决的分歧，可交于院系答辩委员会裁定。合计分数成绩答辩小组： 年 月 日沈阳化工大学科亚学院毕业设计（论文）答辩成绩评定沈阳化工大学科亚学院毕业设计（论文）答辩委员会于 年 月 日 审查了 机制设计制造及其自动化 专业 姚奇 的毕业设计（论文）。设计（论文）题目： PB90耙斗机传动设计 设计（论文）专题部分： 传动的设计 设计（论文）共 36页，设计图纸 3 张指导教师： 评 阅 人： 毕业设计（论文）答辩委员会意见：成绩： 学院答辩委员会主任委员（签章）年 月 日毕业设计（论文）任务书机械设计制造及其自动化1103班学生：姚奇毕业设计（论文）题目：PB90耙斗机传动设计毕业设计（论文）内容： 1、一号图纸3张（装配图、零件图）2、中英文摘要及关键词3、计算说明书一份（A4纸、小四字35页）毕业设计（论文）专题部分： 主机部分设计起止时间：2015.3指导教师： 签字 年 月 日 沈阳化工大学科亚学院 本科毕业论文题 目： PB90耙斗机传动设计 院 系： 机械与交通工程系 专 业：机械设计制造及其自动化班 级： 1103 学生姓名： 姚 奇 指导教师： 侯志敏 论文提交日期： 年 月 日论文答辩日期： 年 月 日7毕业设计（论文）指导教师评阅意见表专业机械设计制造及其自动化班级1103姓名姚奇题目PB90耙斗机传动设计评阅人评语该生论文选题符合专业培养目标，能够达到综合训练目的，题目有难度，工作量较大。按照选题要求做了详尽的理论计算，能较好地运用技术用语和计量单位、格式、图表、数据。论文语言表达流畅，格式符合规范要求；参考了相关课题的文献资料，有一定的实践指导意义。图纸按规范进行折叠。同意参加答辩。签字： 年 月 日沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 致谢目 录第一章绪论 11.1 绞车的简介 11.1.1 主轴部件 11.1.2 带式制动闸 11.1.3 辅助闸 21.1.4 传动系统 31.2 耙斗机原理 3第二章总体设计 52.1 设计总则 52.2 已知条件 52.3 电动机的选型 52.3.1 主绳牵引力F 52.3.2 一次行程所用的时间t 62.4 牵引钢丝绳直径的确定 62.5 确定分配比率和的行星的齿数 72.5.1 计算总传动比及分配 72.5.2 行星轮和判定齿数 7第三章减速器的设计 93.1 确定运动传动装置和动力参数 93.1.1 减速器传动比 93.1.2 减速器各轴转速 93.1.3 减速器各轴实际功率 93.1.4 减速器各轴输出转矩 93.1.5 行星轮的动力参数 103.2 传输和动态参数计算 103.3 动力的传动装置参数计算 13第四章轴的设计 164.1 轴的确定与校核 164.1.1 求轴上的转矩 164.1.2 求作用在齿轮上的力 164.1.3 确定轴的最小直径 164.1.4 轴的结构设计 174.1.5 轴上零件的周向定位 174.1.6 确定轴圆角和倒角的大小 174.1.7 轴的强度校核 184.1.8 校核轴的强度 194.2 轴承的选择与校核 194.2.1 求轴上的转矩 194.2.2 求作用在齿轮上的力 194.2.3 求支反力 204.2.4 轴承的派生轴向力 204.2.5 轴承所受的轴向载荷 204.3 花键的选择与校核 21第五章行星轮的设计 225.1 工作滚筒行星机构设计 225.1.1 齿轮材料，热处理和制造工艺 225.1.2 齿轮几何尺寸确定 225.1.3 啮合要素验算 245.1.4 确定传动载荷 245.1.5 应力循环次数 255.1.6 在计算中使用，以确定强度各种系数 255.1.7 安全校核 265.2 设计行星轮机构 275.2.1 齿轮材料，热处理和制造工艺来决定 275.2.2 齿轮几何尺寸计算 275.2.3 啮合要素验算 285.2.4 确定传动载荷 295.2.5 应力循环次数 305.2.6 在计算中以确定强度各种系数 305.2.7 安全校核 32结论 34参考文献 35致谢 364目 录第一章绪论 11.1 绞车的简介 11.1.1 主轴部件 11.1.2 带式制动闸 11.1.3 辅助闸 21.1.4 传动系统 31.2 耙斗机原理 3第二章总体设计 52.1 设计总则 52.2 已知条件 52.3 电动机的选型 52.3.1 主绳牵引力F 52.3.2 一次行程所用的时间t 62.4 牵引钢丝绳直径的确定 62.5 确定分配比率和的行星的齿数 72.5.1 计算总传动比及分配 72.5.2 行星轮和判定齿数 7第三章减速器的设计 93.1 确定运动传动装置和动力参数 93.1.1 减速器传动比 93.1.2 减速器各轴转速 93.1.3 减速器各轴实际功率 93.1.4 减速器各轴输出转矩 93.1.5 行星轮的动力参数 103.2 传输和动态参数计算 103.3 动力的传动装置参数计算 13第四章轴的设计 164.1 轴的确定与校核 164.1.1 求轴上的转矩 164.1.2 求作用在齿轮上的力 164.1.3 确定轴的最小直径 164.1.4 轴的结构设计 174.1.5 轴上零件的周向定位 174.1.6 确定轴圆角和倒角的大小 174.1.7 轴的强度校核 184.1.8 校核轴的强度 194.2 轴承的选择与校核 194.2.1 求轴上的转矩 194.2.2 求作用在齿轮上的力 194.2.3 求支反力 204.2.4 轴承的派生轴向力 204.2.5 轴承所受的轴向载荷 204.3 花键的选择与校核 21第五章行星轮的设计 225.1 工作滚筒行星机构设计 225.1.1 齿轮材料，热处理和制造工艺 225.1.2 齿轮几何尺寸确定 225.1.3 啮合要素验算 245.1.4 确定传动载荷 245.1.5 应力循环次数 255.1.6 在计算中使用，以确定强度各种系数 255.1.7 安全校核 265.2 设计行星轮机构 275.2.1 齿轮材料，热处理和制造工艺来决定 275.2.2 齿轮几何尺寸计算 275.2.3 啮合要素验算 285.2.4 确定传动载荷 295.2.5 应力循环次数 305.2.6 在计算中以确定强度各种系数 305.2.7 安全校核 32结论 34参考文献 35致谢 3640沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 绪论 第一章：绪 论1.1 绞车的简介P-90B型耙斗装载机是使用双滚筒绞车绞盘行星轮驱动器，这是一个电动机，减速机，带制动器，空程滚筒，工作滚筒，辅助制动器和绞盘框架和其它部分组成。鼓制动鼓绞车用于卷绕绳（称为工作滚筒），另一个用于卷绕卷轴然后返回绳（称为续流滚筒）的双重工作。启动电机之后，它可以被驱动通过减速绞车主轴旋转两个滚筒不移动。对于耙当开始挖掘岩石工作，驾驶员操作上工作滚筒带制动器制动的一侧的控制杆紧，通过行星齿轮结构，其与主轴卷筒式提升绳，使耙是在工作工作状态。这个时间距离辊处于浮动状态弱市回归耙岩耙斗的位置，所述释放控制工作辊带制动杆的驾驶员侧，带驱动辊制动器制动的空侧紧由相应的行星齿轮结构，主轴鼓空气单向旋转缠绕有绳索，使耙斗处于回程状态。然后将工作辊在浮置状态。除了控制旋转鼓制动用绳索卷绕以便从工作的耙，而且要控制耙的运行速度。由制动带和环形齿轮的制动轮之间的摩擦滑动的功能在紧闸一些速度快，相反它缓慢。曾经工作并有轻微的间隙鼓式制动器，以防止滚轮处于浮动状态的两个辅助制动鼓，绳索缠滚筒并造成混乱松散环绳索和绳索压现象。1.1.1 主轴部件主轴组件主要绞车滚筒和空距离辊工作，齿圈，行星架，绞车架，行星齿轮，中心轮，轴和轴承部件组成。通过两辊和两个固定的花键轴回转主轴绞车孔。感光鼓和鼓的工作间隙联轴器与相应的行星齿轮架，同时配套相应的轴承。环形齿轮的外边缘是带制动器制动轮，二内圈也支撑在相应的轴承。整个绞车固定由机器小车。安装主轴是非常特殊的，它有没有关系，是浮动的。这种浮动结构能自动调节对三个行星轮的负载趋于均匀，使得从径向力的主轴，只是承受扭矩。主轴留下了一个大齿轮减速机轴延伸花键连接，实现传递扭矩。1.1.2 带式制动闸制动带主要由钢，钢石棉带，摇杆，手柄等部件和制动带的。石棉带磨损后可更换。与半圆形对称地布置有两个闸带用圆柱销连接于绞车机架。当操作机构，使得摇杆顺时针，再用的障碍外边缘右制动摇杆紧环;同时，由于杆与移动摇杆向右使左制动带刹车太紧内环外周，从而实现内齿轮的制动。相反，当转向机构逆时针转动，从而使摇杆，摇杆使得右制动带离开内圈的外边缘，而杆向左移动可以使左侧门用摇臂带已经离开的外缘内圈，或约制动带它张开几乎同时，为了实现一个松散齿圈制动。防止制动带释放的距离过大，缩短制动时间制动铆接用肩部的凸外边缘。当跨越固定绞车架上的挡板，所述制动带停止张开，所以要保持在制动带的工作表面和内圈边之间有一定的间隙。间隙的尺寸可以被用来调整调节螺钉。两个带制动杆可通过以操作相应的机制来进行操作。操作机构主要空程滚筒控制手柄工作柄，工作滚筒柄，短杆，拉杆和长杆等组成。它装配有两个杠杆操作机构。当空程滚筒柄和工作滚筒操纵杆向右移动，对应于该长杆或拉杆向下移动，因为所述拉杆连接到所述制动器由摇杆，摇杆被驱动以顺时针方向转动，则对应的环形齿轮制动;否则拉操纵杆向左，使相应长杆使拉速杆向上，那么相应的内环进行松闸。1.1.3 辅助闸制动辅助主要由铜与石棉，闸瓦，管件，支座架，弹簧，活塞，以及在手柄和底座等部分构成。当绞盘使用时，只有一个滚筒围绕钢丝处于工作状态;另一个滚筒处于在浮动状态，与耙的运动松开绳子。这样，当耙斗停止工作时，由于浮动滚筒的惯性，会使该滚筒继续转动而放出部分钢丝绳，使堆积在滚筒的出绳口处引起乱甚事故，使钢丝绳很容易损坏。为此，在滚筒上各自安装一个辅助闸，其作用是抵消一些惯性浮动滚筒的制动力矩，在正常情况下，辅助闸一直闸紧在滚筒上，滚筒转动总是有一定的摩擦力矩停止移动时，耙斗机克服惯性力矩及时制止离开浮鼓放绳。辅助制动器扭矩通常较小，它不会影响该滚筒的正转。如果摩擦转矩过大时，它会增加绞盘无用的功率消耗，降低机械效率。辅助刹车绞车安装支架和螺丝。把座和支座之间为螺纹配合。带偏心的手把安装在把座上。当手柄被顺时针旋转时，偏心盘上的手推动活塞向左移动时，压缩弹簧，联合行动推动制动带在鼓边，在一定的摩擦力矩，惯性偏移滚筒的时刻。在正常情况下，辅助闸手柄调节不动的位置，而无需移动卷轴轮缘总是有一定的摩擦力矩进行调整。只有当人工拖绳的情况下，为了减少人力，它将转动手柄逆时针时，弹簧释放，此时闸带只需要很小的贴力在卷筒上。石棉刹车带紫铜带可以消耗后进行更换。1.1.4 传动系统绞车的传动系统。起动电机，内齿轮减速器，主轴的绞车旋转之后。花键轴固定在两个中心轮和分别与三个行星齿轮与啮合于所述环形齿轮和行星齿轮驱动机构，所述驱动辊具有空驱动辊，各组的所述组合物时加载耙当机器工作，需要翻转手柄操纵的内带制动器制动紧齿圈，行星架三个行星齿轮通过在相同的旋转方向的太阳齿轮驱动。由于工作轧辊键控行星齿轮架，它会与带盘架旋转的同时，工作绳索连续地卷绕到卷轴工作，拉耙岩石挖掘到滑槽，实现耙斗的工作原理。同时，由于该耙的移动，拉动绳子返回到放松远离空辊下来，所以空距离辊和沿相反方向工作鼓旋转。由于空距离辊也为键入相应的行星架固定，因此也与行星架走空筒转动。由于环形齿轮制动器不紧，并且太阳齿轮总是与轴转动，所以环形齿轮与空距离滚筒中通过行星齿轮驱动器相同的方向旋转。同样地，当内带制动器制动环和松开紧环，返回绳卷绕在空的继续驱动辊，由工作在缆绳卷筒工作放松，挖斗实现返回行程。注意必须在两个紧环只有一个门到另一个版本中采取，门也不能太紧，否则会造成耙殴打，甚至拉断绳子，造成人身和设备事故。当两个带以释放制动器在环内的同时，两个辊不旋转，从而使耙处于其原始位置不动时，它停止电机运行一样。因此，用这种绞车它可以防止频繁电动机的起动，倒车轻松实现耙运动，使电气设备的保护。由于电阻比电阻的耙工作行程返回行程要大得多，可以空距离辊的运行速度比工作的工作速度快辊以减少返回所需的时间，所以相应的行星齿轮传动比是不一样的。1.2 耙斗机原理当耙斗装载机工作，耙斗机借自重插入岩石中，然后启动绞车电机绞车主轴转动;然后拉动转向手柄，使其工作的滚筒的旋转，然后工作钢丝绳绑到工作滚筒上，因此沿着地面牵引耙耙和移动岩石进入进料槽，中间槽，直到的排出口从排出口的排出滑槽排入在岩石桶，同时，空程滚筒处于浮动状态，使间隙可以顺利放松绳索远离空程滚筒向下。当工作进程结束，需要释放的工作以操纵手柄，扳动空程的方式来操纵手柄，此时空程滚筒与绞盘主轴转动，返回缠绕绳子围绕滚筒到一个空程滚筒上，然后拉回耙斗到岩桩，完成一个循环再次开始安装耙。由于耙装载到卸载过程中可以看出，耙斗装载机装有间隔的装载岩石。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 总体设计第二章：总体设计2.1 设计总则1 煤矿生产，安全第一。2 .生产为导向，努力是有效的，以满足用户的最大实际需要。国家级，部级，专业标准和有关规定3 实施。4 技术先进，需要多才多艺。2.2 已知条件1.耙斗容积：0.9 m32.技术生产率：95140m3/h2.3 电动机的选型2.3.1 主绳牵引力F 运行阻力=9.2kN运行阻力耙斗装满材料=27.2kN公式 -耙斗质量; -物料质量; -向上取”+”，向下取”-”; -摩擦系数,取0.40.6; -物料对巷道系数,取0.60.8; -摩擦阻力和阻力系数,取1.41.5;2.3.2 一次行程所用的时间t 公式中 -使用的工作; -空载回程时所用的时间; -间隔时间; 主绳牵引速度的范围0.971.23m/s 取=1.2 m/s 尾绳牵引速度的范围1.341.8 m/s 取=1.72 m/s 耙斗工作距离的范围615 m 取=8 m2.4 牵引钢丝绳直径的确定根据以下公式选择的线径式中 -绳单位重力 N/M -钢丝绳的工作阻力 N -钢丝绳公称抗拉强度 N/mm2 -钢丝绳安全系数 -钢丝绳的工作长度 m -巷道倾角 -摩擦和绳进料槽系数钢丝绳的工作阻力为=27200N根据工作条件选择钢丝，抗拉强度=1550牛顿/平方毫米钢丝绳长度=20米（工作滚筒）=38米（空程滚筒）巷道倾角绳索和进料槽摩擦系数=0.4安全系数取=7则 =11.23N/m11.5牛顿/平方毫米的选择钢丝绳单位重力，钢丝绳直径为17mm，拉断力19800N绳断裂总和实际安全系数 = 符合规定2.5 确定分配比率和的行星的齿数2.5.1 计算总传动比及分配钢丝绳直径为17mm 根据规定 =1620式公式中 -卷筒内径 mm -钢丝绳直径 mm =（1620）=（272340）mm =330mm =2.5.2 行星轮和判定齿数 行星轮数目的确定行星齿轮，更高承载能力驱动器，但增加了行星轮的各行星齿轮不连续的数量，而且由于邻接条件将降低传输率的范围。因而通常采用34个行星轮。由=4.64查表得=3齿数的确定工作筒确定每个齿轮 在环形齿轮齿最初的数目= 80 则 校核装配条件 符合要求。确定每个齿轮空转在环形齿轮齿最初的数目= 79 则 校核装配条件 符合要求 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章减速器的设计第三章：减速器的设计3.1 确定运动传动装置和动力参数3.1.1 减速器传动比高低档齿轮油浸渍深度和基本上相似，这是预变速比为整体传动比级。 = = =1.907 2.089 取= 2 则 = 2.283.1.2 减速器各轴转速 = 1480 电机输出转速 = = 1480/2 = 740 r/min 高速轴转速 = = 740/2.28=324.56 r/min过渡轴转速 = r/min低速轴转速3.1.3 减速器各轴实际功率 = 38kw电机输出功率； = = 38 0.98 0.98 = 36.5 kw高速轴功率 = = 36.5 0.98 0.98 = 34.35 kw过渡轴功率 = = 34.35 0.98 = 33.7 kw 低速轴功率3.1.4 减速器各轴输出转矩N.m N.m N.m N.m3.1.5 行星轮的动力参数行星轮总效率为0.98则中心轮处的功率为kw中心轮转距 N.m3.2 传输和动态参数计算1.选择齿轮的材料小齿轮选用45调质 大齿轮选用45正火 2. 强度设计计算确定齿轮精度等级，根据=（0.013 - 0.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =5.710.1估取圆周速度=10m/s小轮分度圆直径按齿轮齿宽系数相对方位角不对称布置，取=0.45小齿轮在20到40中选择= 30大齿轮齿数 = 齿数比 =2比差=（2-2）/2=0误差范围内，因此适合小齿轮转矩=245.2N.m 其初值在推荐值（）中初选= = = =2.7得=1.4则载荷系数的初值 =2.08弹性系数 =189.8节点影响系数 （）得=2.44重合度系数 =0.78螺旋角系数 得=0.99许用接触应力 =接触疲劳极限应力、 =570N/mm2 =460 N/mm2= =3. 按齿根弯曲强度验算 齿形系数 = =小轮=2.48，大轮=2.27 应力修正系数 小轮=1.64 大轮=1.74 重合度系数 =0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.68 螺旋角系数 说明得 = 许用弯曲应力 = 弯曲疲劳极限 =460 N/mm2=390 N/mm2 弯曲寿命系数 =1 尺寸系数 =1 安全系数 =1.6 = N/mm2 = N/mm2 =45.24 N/mm23.3 动力的传动装置参数计算1.选择齿轮的材料小齿轮选用45调质 大齿轮选用45正火 惰轮选用45正火 2.强度设计计算确定齿轮精度等级，根据=（0.013 - 0.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =3.55.97m/s估取圆周速度=5.6m/s小轮分度圆直径按齿轮齿宽系数相对方位角不对称布置，取=0.8小齿轮齿数 在推荐值2040中选 =20，=38大齿轮齿数 齿数比 =2.28比差=（2.28-2.28）/2.28=0在误差范围内，因此适合 小齿轮转距 =471N.m 载荷系数 = 使用系数 =1 动载荷系数 =1.21 齿向载荷分布系数 =1.2 = = =2.77则载荷系数的初值 =2.0弹性系数 =189.8节点影响系数 （）得=2.44重合度系数 =0.78螺旋角系数 得=0.99许用接触应力 =接触疲劳极限应力 、 =570 N/mm2 =460 N/mm23. 按齿根弯曲强度验算 齿形系数 = = =小轮=2.8，大轮=2.33,小轮=1.56,大轮=1.7,惰轮=1.67合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.72= 许用弯曲应力 = 弯曲疲劳极限 =460 N/mm2 =390 N/mm2 =390 N/mm2 弯曲寿命系数 =1 尺寸系数 =1 安全系数 =1.6 则 = N/mm2 = N/mm2 = N/mm2 =39.81 N/mm2 =42.23 N/mm2沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 轴的设计第四章：轴的设计4.1 轴的确定与校核4.1.1 求轴上的转矩N.mm4.1.2 求作用在齿轮上的力轴上齿轮的分度圆直径为mmmm圆周力NN径向力 NN轴向力NN4.1.3 确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。初估轴的最小直径,取A=115可得 mm4.1.4 轴的结构设计轴向定位要求确定轴截面直径长度转轴部分的1轴部安装滚动轴承。考虑轴承的径向和轴向力，选择圆柱滚子轴承。直径取轴=60毫米，选择30212圆锥滚子轴承，尺寸=。以齿轮箱从墙的距离=13毫米，考虑铸造错误列表框中，轴承箱应离墙有一段距离=2毫米的轴段的长度。=mm轴安装齿轮的截面轴2。使用套环定位齿轮的左和套筒定位右端。取轴段直径为=70mm。为65mm已知齿轮宽度，以便使可靠的夹紧套筒端面齿轮，轴部的长度应比齿轮毂孔的宽度稍短，取=62毫米以一个齿轮轴部3左肩高度mm，环=80毫米的轴直径。检查设计手册轴承，轴轴承起拔器肩的高度应符合要求，否则将被分成两个部分轴环。轴段长度为=16mm。轴部嵌合的齿轮4的轴部。使用套环定位齿轮的左和套筒定位右端。取轴段直径为=70mm。已知为120mm齿轮宽度，以便使可靠的夹紧套筒端面齿轮，轴部的长度应比齿轮毂孔的宽度稍短，取=117毫米。所述轴部的轴部5安装滚动轴承。考虑轴承的径向和轴向力，选择圆柱滚子轴承。以节直径=60毫米，选择30212圆锥滚子轴承，尺寸为=。以齿轮箱从墙的距离=16毫米考虑铸造错误列表框中，轴承箱应离墙有一段距离=3mm时，则该轴段的长度=mm4.1.5 轴上零件的周向定位和轴用普通平键连接型齿轮定位的周边，大小平键是=为了确保具有良好中性，同时用齿轮和轴是一个齿轮轴为。该轴的位置滚动周长是过渡性有保证公差直径轴部分，因此作为6。4.1.6 确定轴圆角和倒角的大小圆角取mm，轴端取。4.1.7 轴的强度校核求轴的载荷首先使图轴轴线的结构的计算图。在确定的支点轴承的位置从手动检查圆锥滚子轴承22mm的30212轴承宽度取时，使轴的轴承跨度毫米。根据由弯矩图图，扭矩图和等效弯矩图的轴的轴所作的计算。如可从图中和图轴等效力矩可以看出，两齿轮中心最大横截面的相当的时刻，是在轴的危险部分。两部分的、及的数值如下。求支反力水平面 由上面两式得=-5232.5N N垂直面 N.mm N.mm由上面式子得 N N弯矩和水平面 N.mm N.mm垂直面 N.mm N.mm合成弯矩 N.mm N.mm扭矩 N.mm当量弯矩 N.mm N.mm4.1.8 校核轴的强度轴的材料为45钢调质。查得N/mm2，则即 N/mm2，取 N/mm2，轴的计算应力为 4.2 轴承的选择与校核4.2.1 求轴上的转矩N.mm4.2.2 求作用在齿轮上的力选取的是圆锥滚子轴承30212型轴上齿轮的分度圆直径为 mm圆周力、径向力和轴向力N径向力 N轴向力 N4.2.3 求支反力水平面 由上面两式得=4991.4 垂直面 N/mm由上面式子得 N N合成支反力 N N4.2.4 轴承的派生轴向力 为接触角 N N4.2.5 轴承所受的轴向载荷因 N = N=1596.9 N4.3 花键的选择与校核矩形花键齿通常甚至，设计，可根据轴的直径在从选择标准的适当规格合：，选取。当计算，假设沿着工作长度的载荷均匀分布，每个齿面压在平均直径在各花键齿，以考虑不均匀的负载分布的实际影响力，包括在系数，花键传递时工作扭矩，静态条件耐压强度式中 不均匀载荷分布系数，一般取0.70.8; 花键齿工作高度， = c为倒角尺寸； 花键的平均直径，； 许用挤压应力，取=150 N/mm2 齿数N.m代入得 = N/mm2 符合要求沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 行星轮的设计第五章：行星轮的设计5.1 工作滚筒行星机构设计5.1.1 齿轮材料，热处理和制造工艺太阳齿轮和行星轮20CrMnTi钢材质，表面渗碳，表面硬度5862HRC，齿面接触= 1200MPa, 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮:= 400MPa行星轮:= 400 0.7 = 280 MPa渐开线齿形直齿，最终工作作为研磨，精度为6。内圈材料为42CrMo钢，淬火，262302HBS的硬度，接触极限测试齿轮：=750MPa,试验齿轮的弯曲疲劳极限: =280MPa，最终处理，精度为7。5.1.2 齿轮几何尺寸确定1.齿轮模数和中心距:根据齿面接触强度计算的太阳轮（小齿轮）节圆直径：式中: u齿数比 u =29/22对于钢对钢齿轮啮合式双系数，正齿轮传动带768;斜齿轮取720;配对钢非钢齿轮副，处理修正系数。使用系数为1.5;载荷不均匀系数；综合系数为(1.82.4);齿宽系数,取0.5试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm2齿轮与额定扭矩，牛顿/米的小齿轮; N/m式中“”正号是外啮合，负号是内啮合。代入 = 124 mm模数圆整取mm则 =mm2.齿轮几何尺寸计算计算项目及计算公式为:分度圆直径: d=;基圆直径: =;齿顶圆直径: =；齿根圆直径: =齿顶高系数:太阳轮、行星轮: =1.0;内齿圈: =0.8顶隙系数: =0.25分度圆压力角a=20。已知数据代入上式，得到：太阳轮: = 622 = 132mm= 132+261 = 144mm= 132-2(1+0.25)6 = 117mm= 132cos20= 124mm行星轮: = 629 = 174mm = 174+261 = 186mm = 174-26(1+0.25) = 159mm = 174cos20= 163.5mm 内齿圈: = 680 = 480mm = 480-260.8 = 467.2mm = 480+26(0.8+0.25) = 492.6mm = 480cos20= 451mm齿宽: = = 66mm圆整 = =66mm = =66mm5.1.3 啮合要素验算ac传动端面重合度计算弯曲的齿顶圆半径的计算:计算公式为:太阳轮: mm行星轮: mm5.1.4 确定传动载荷名义转距: T=1327.61.15/3=508.9Nm名义圆周力: =8850.4N5.1.5 应力循环次数=60t太阳齿轮相对于行星架的旋转速度r/min;t 总运行时间超过传输生命周期的要求;在这个拿齿轮寿命为5年，每天工作一300年天，24小时，则：t = 530024=36000h太阳轮转速: =269.4 r/min行星架转速: =269.4/4.56=59.079 r/min则: =-=269.4-59.079=210.32 r/min综合以上数据可得:=60210.32336000=1.36次。5.1.6 在计算中使用，以确定强度各种系数1.使用系数考虑外界因素导致的额外的齿轮动载荷影响系数。它是原动机和工作机的特点和运行状况等因素。取=1.752.动负荷系数考虑齿轮的制造精度，附加动态负载影响系数内齿轮的运行速度。的精确值按的一般方法确定。在行星齿轮传动装置，所述节点线速度小齿轮相对转臂，可以计算=其中d所述小齿轮的节圆直径，mm; 小齿轮的转速, r/min;转臂的转速, r/min。代入数据得=m/s取=1.035.1.7 安全校核1.齿数比: u = =29/22=1.3182.计算接触应力的基本值= =2.37189.80.8931 =536.9 MPa= =2.37189.80.8931 =467.7 MPa3.接触应力= =536.9 =810.7 MPa= =467.7 =706.2 MPa4.弯曲应力基本值= = =69.22 MPa= = =66.84 MPa5.齿根弯曲应力= = =153.7 MPa= = =148.4 MPa5.2 设计行星轮机构5.2.1 齿轮材料，热处理和制造工艺来决定太阳齿轮和行星轮20CrMnTi钢材质，表面渗碳，表面硬度5862HRC，齿面接触= 1200MPa, 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮:= 400MPa行星轮:= 400 0.7 = 280 MPa渐开线齿形直齿，最终工作作为研磨，精度为6。内圈材料为42CrMo钢，淬火，262302HBS的硬度，接触疲劳极限测试齿轮：=750MPa,试验齿轮的弯曲疲劳极限: =280MPa，牙齿整形器的最终处理，精度为7。5.2.2 齿轮几何尺寸计算计算项目及计算公式为分度圆直径: =基圆直径: =齿顶圆直径: = 齿根圆直径: =齿顶高系数:太阳轮、行星轮: =1.0;内齿圈: =0.8顶隙系数: =0.25，分度圆压力角a=20模数中心距=mm已知数据代入上式太阳轮: = 635 = 210 mm= 210+261 = 222 mm= 210-2(1+0.25)6 = 195 mm= 210cos20= 197.34 mm行星轮:= 622 = 132 mm= 132+261 = 144 mm= 132-26(1+0.25) = 117 mm= 132cos20= 124 mm内齿圈:= 679 = 474 mm= 474-260.8 = 461.2 mm= 474+26(0.8+0.25) = 486.6 mm= 474cos20= 445.4 mm齿宽: = = 66 mm圆整 = =66 mm = =66 mm5.2.3 啮合要素验算1.ac传动端面重合度计算计算齿顶圆半径：计算公式为: 太阳轮: mm 行星轮: mm端面啮合长度的计算:计算公式为:= =35.9+(36.6-171sin20) =14.02 mm端面重合度的计算:= () = =0.82.bc传动端面重合度计算齿顶圆半径：行星轮: mm内齿圈: mm端面啮合长度的计算:=-(-asin) =36.6-(81.08-171sin20) =14.01 mm端面重合度的计算:= () = =0.85.2.4 确定传动载荷名义转距: T=1327.61.15/3=508.9 Nm名义圆周力: =8850.4N5.2.5 应力循环次数=60t公式中 太阳齿轮相对于行星架的旋转速度r/min; t 总运行时间超过传输生命周期的要求;在这个齿轮寿命为5年，每天工作一300年天，24小时，则：t = 530024=36000h太阳轮转速: =269.4 r/min行星架转速: =269.4/3.25=82.89 r/min则: =-=269.4-82.89=186.51 r/min综合以上数据可得:=60186.51336000=1.21次。5.2.6 在计算中以确定强度各种系数1.使用系数考虑外界因素导致的额外的齿轮动载荷影响系数。它是原动机和工作机的特点和运行状况等因素。取=1.752.动负荷系数考虑齿轮的制造精度，负载影响系数内齿轮的运行速度。的精确值按的一般方法确定。在行星齿轮传动装置，所述节点线速度小齿轮相对转臂，可以计算=式中小齿轮的节圆直径, mm; 小齿轮的转速, r/min;转臂的转速, r/min。代入数据得=m/s参考文献9图6-6, 取=1.043.齿向载荷分布系数齿轮加工误差的主要因素，偏差，啮合刚度，平行轴的尺寸，一起运行时，齿宽系数和行星轮和其他相关的数字。进行修改成良好的齿轮副的接触;或运行后，使载荷均匀沿转齿，可取的分布式=1。当你不能达到的，对于中型或重型负载条件下，质量齿轮交换的公式如下：=1.11+0.18 =1.11+0.18=1.12=1.124.齿间载荷分配系数、齿间载荷分配系数被认为是同时的载荷因子分布不均的影响的齿的啮合之中。它的轮齿负载下变形，轮廓修饰，重合度相结合的运行效果等因素后制造误差。它可以测量并获得精确的分析。由=234.7N/mm, 硬齿面直齿,精度6级,由4表6-9查得: =1.15.行星轮间载荷分配不均匀系数考虑对各行星齿轮之间的齿面接触应力不均匀系数负荷分配。齿轮的制造和安装错误通过失真和传动齿轮装载件结构等因素后。=6.节点区域系数考虑接触应力的节点齿廓曲率和该圆的细分化的影响，迫使上节圆的功率系数的方法的转化率。值可按下式计算，即公式中 端面节圆啮合角; 端面压力角, =20, 则: 7.弹性系数考虑接触应力因子比弹性模量和泊松的影响。值可按下列公式计算，即通过表6-10查得，常用的齿轮材料组合:=189.8(钢钢)5.2.7 安全校核1.齿数比: u = =29/22=1.3182.计算接触应力的基本值= =2.37189
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