矿用调度绞车的设计论文

1、矿用调度绞车的设计摘要在矿山生产系统中。主要用于煤矿井下及其他倾角小于30度的矿山的牵引矿车及其他辅助搬运工作。在装载站调度和编组矿车。在设计过程中，根据绞盘的牵引力选择电动型号以匹配钢丝绳的直径。选择后，验证速度是否与设计要求一致。绞盘是根据要求设计的。两级行星齿轮系和浮动机构用来完成绞盘传动的减速和减速，它的两级行星齿轮传动在滚筒的两侧，所以行星减速器的结构和每一个的尺寸传动部件根据设计要求确定，制动装置根据滚筒结构选用带式制动器。检查等设计部件。绞车通过操纵工作制动器和制动制动器实现绞车卷筒的正转和停止，从而实现牵引和停止重物两种工作状态。在设计中，绞盘部分各转动部分均采用滚动轴承，操作

2、灵活。JD- 0.5型调度绞车采用行星齿轮传动。该绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、启动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低、隔爆性能好、设计合理、操作方便等优点。用途广泛等特点。关键词：调度绞车；带式制动器；行星齿轮系目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc295483332 简介 PAGEREF _Toc295483332 h 1 HYPERLINK l _Toc295483333 1调度绞车总体设计 PAGEREF _Toc295483333 h 3 HYPERLINK l _Toc295483334 1.1设计参数 PAGEREF _Toc295

3、483334 h 3 HYPERLINK l _Toc295483335 1.2结构特点及工作原理 PAGEREF _Toc295483335 h 3 HYPERLINK l _Toc295483336 1.3选择电机 PAGEREF _Toc295483336 h 5 HYPERLINK l _Toc295483337 1.3.1电机输出功率的计算 PAGEREF _Toc295483337 h 5 HYPERLINK l _Toc295483338 1.3.2确定电机类型 PAGEREF _Toc295483338 h 6 HYPERLINK l _Toc295483339 2滚筒及其部件

4、的设计 PAGEREF _Toc295483339 h 7 HYPERLINK l _Toc295483340 2.1钢丝绳的选择 PAGEREF _Toc295483340 h 7 HYPERLINK l _Toc295483341 2.2 8号滚筒设计计算 PAGEREF _Toc295483341 h HYPERLINK l _Toc295483342 2.2.1滚筒直径 PAGEREF _Toc295483342 h 8 HYPERLINK l _Toc295483343 2.2.2滚筒宽度 PAGEREF _Toc295483343 h 8 HYPERLINK l _Toc29548

5、3344 2.2.3转鼓外径 PAGEREF _Toc295483344 h 8 HYPERLINK l _Toc295483345 3减速机设计 PAGEREF _Toc295483345 h 10 HYPERLINK l _Toc295483346 3.1总传动比及传动比分布 PAGEREF _Toc295483346 h 10 HYPERLINK l _Toc295483347 3.1.1总传动比 PAGEREF _Toc295483347 h 10 HYPERLINK l _Toc295483348 3.1.2传动比分配 PAGEREF _Toc295483348 h 10 HYPER

6、LINK l _Toc295483349 3.2高速计算 PAGEREF _Toc295483349 h 12 HYPERLINK l _Toc295483350 3.2.1齿轮匹配计算 PAGEREF _Toc295483350 h 12 HYPERLINK l _Toc295483351 3.2.2位移方式和位移系数的选择 PAGEREF _Toc295483351 h 13 HYPERLINK l _Toc295483352 3.2.变速器中心距和模数的初步计算 PAGEREF _Toc295483352 h 14 HYPERLINK l _Toc295483353 3.2.4几何尺寸的

7、计算 PAGEREF _Toc295483353 h 16 HYPERLINK l _Toc295483354 3.2.5检查传动装置的接触强度和弯曲强度 PAGEREF _Toc295483354 h 18 HYPERLINK l _Toc295483355 3.2.6检查传动接触强度和弯曲强度 PAGEREF _Toc295483355 h 23 HYPERLINK l _Toc295483356 3.3低速计算 PAGEREF _Toc295483356 h 24 HYPERLINK l _Toc295483357 3.3.1齿轮匹配的计算 PAGEREF _Toc295483357 h

8、 24 HYPERLINK l _Toc295483358 3.3.2位移方式和位移系数的选择 PAGEREF _Toc295483358 h 25 HYPERLINK l _Toc295483359 3.3.3太阳轮和行星齿轮传动中心距和模数的初步计算 PAGEREF _Toc295483359 h 26 HYPERLINK l _Toc295483360 3.3.4几何尺寸的计算 PAGEREF _Toc295483360 h 28 HYPERLINK l _Toc295483361 3.3.5检查接触强度和弯曲强度 PAGEREF _Toc295483361 h 30 HYPERLINK

9、 l _Toc295483362 3.3.6检查最大接触强度和弯曲强度 PAGEREF _Toc295483362 h 35 HYPERLINK l _Toc295483363 3.4变速器运动参数的计算 PAGEREF _Toc295483363 h 37 HYPERLINK l _Toc295483364 3.4.1计算各轴速度 PAGEREF _Toc295483364 h 37 HYPERLINK l _Toc295483365 3.4.2各轴功率计算 PAGEREF _Toc295483365 h 37 HYPERLINK l _Toc295483366 3.4.3各轴扭矩计算 PA

10、GEREF _Toc295483366 h 38 HYPERLINK l _Toc295483367 3.4.4轴速、功率、扭矩一览表 PAGEREF _Toc295483367 h 38 HYPERLINK l _Toc295483368 4传动轴设计计算 PAGEREF _Toc295483368 h 39 HYPERLINK l _Toc295483369 4.1计算作用在齿轮上的力 PAGEREF _Toc295483369 h 39 HYPERLINK l _Toc295483370 4.2 .初步估算轴 PAGEREF _Toc295483370 h 39的直径 HYPERLINK

11、 l _Toc295483371 4.3轴的结构设计 PAGEREF _Toc295483371 h 40 HYPERLINK l _Toc295483372 4.3.1确定转轴 PAGEREF _Toc295483372 h 40的结构方案 HYPERLINK l _Toc295483373 4.3.2确定每个轴段的直径和长度 PAGEREF _Toc295483373 h 40 HYPERLINK l _Toc295483374 4.3.3确定轴承位置和齿轮力 PAGEREF _Toc295483374 h 41 HYPERLINK l _Toc295483375 4.4绘制轴的弯矩图和扭

12、矩图 PAGEREF _Toc295483375 h 42 HYPERLINK l _Toc295483376 4.5 44轴计算图 PAGEREF _Toc295483376 h HYPERLINK l _Toc295483377 4.6根据弯矩的综合强度检查轴的强度 PAGEREF _Toc295483377 h 44 HYPERLINK l _Toc295483378 5滚动轴承的选型及寿命计算 PAGEREF _Toc295483378 h 46 HYPERLINK l _Toc295483379 5.1基本概念和术语 PAGEREF _Toc295483379 h 46 HYPERL

13、INK l _Toc295483380 5.2轴承选型 PAGEREF _Toc295483380 h 47 HYPERLINK l _Toc295483381 5.3按额定动载荷选择轴承 PAGEREF _Toc295483381 h 48 HYPERLINK l _Toc295483382 6关键选择和强度验证 PAGEREF _Toc295483382 h 50 HYPERLINK l _Toc295483383 6.1电机轴与中心轮连接键的选择与验证 PAGEREF _Toc295483383 h 50 HYPERLINK l _Toc295483384 6.1.1按键选择 PAGER

14、EF _Toc295483384 h 50 HYPERLINK l _Toc295483385 6.1.2 检查按键 PAGEREF _Toc295483385 h 51 HYPERLINK l _Toc295483386 6.2主轴（滚子轴）与行星架连接键的选择与验证 PAGEREF _Toc295483386 h 51 HYPERLINK l _Toc295483387 6.2.1按键选择 PAGEREF _Toc295483387 h 51 HYPERLINK l _Toc295483388 6.2.2检查按键 PAGEREF _Toc295483388 h 51 HYPERLINK l

15、 _Toc295483389 6.3主轴与太阳轮连接键的选择与验证 PAGEREF _Toc295483389 h 52 HYPERLINK l _Toc295483390 6.3.1按键选择 PAGEREF _Toc295483390 h 52 HYPERLINK l _Toc295483391 6.3.2检查按键 PAGEREF _Toc295483391 h 52 HYPERLINK l _Toc295483392 6.4行星架与滚筒连接键的选择与验证 PAGEREF _Toc295483392 h 53 HYPERLINK l _Toc295483393 6.4.1按键选择 PAGER

16、EF _Toc295483393 h 53 HYPERLINK l _Toc295483394 6.4.2密钥的计算 PAGEREF _Toc295483394 h 53 HYPERLINK l _Toc295483395 7制动器的设计计算 PAGEREF _Toc295483395 h 55 HYPERLINK l _Toc295483396 7.1制动器的功能和要求 PAGEREF _Toc295483396 h 55 HYPERLINK l _Toc295483397 7.1.1制动器的作用 PAGEREF _Toc295483397 h 55 HYPERLINK l _Toc2954

17、83398 7.1.2对制动器的要求 PAGEREF _Toc295483398 h 55 HYPERLINK l _Toc295483399 7.2制动器的型号比较和选型 PAGEREF _Toc295483399 h 55 HYPERLINK l _Toc295483400 7.2.1制动器类型 PAGEREF _Toc295483400 h 55 HYPERLINK l _Toc295483401 7.2.2刹车选择 PAGEREF _Toc295483401 h 56 HYPERLINK l _Toc295483402 7.3外抱式带式制动器的结构 PAGEREF _Toc295483

18、402 h 56 HYPERLINK l _Toc295483403 7.4外持带式制动器的几何参数计算 PAGEREF _Toc295483403 h 57 HYPERLINK l _Toc295483404 8主要部件技术要求 PAGEREF _Toc295483404 h 69 HYPERLINK l _Toc295483405 8.1齿轮要求 PAGEREF _Toc295483405 h 69 HYPERLINK l _Toc295483406 8.1.1齿轮精度 PAGEREF _Toc295483406 h 69 HYPERLINK l _Toc295483407 8.1.2行星

19、齿轮制造的若干要求 PAGEREF _Toc295483407 h 69 HYPERLINK l _Toc295483408 8.1.3齿轮材料及热处理要求 PAGEREF _Toc295483408 h 70 HYPERLINK l _Toc295483409 总结 PAGEREF _Toc295483409 h 71 HYPERLINK l _Toc295483410 第 PAGEREF _Toc295483410 h 72章 HYPERLINK l _Toc295483411 至 PAGEREF _Toc295483411 h 73介绍我国调度绞车的生产经历了仿制和自行设计两个阶段。 1

20、950年代测绘模仿日本和美国的各类绞车。 1958年以后，联合DJ14.5型和日本齿轮相继被淘汰。 1960年对调度绞车进行整改，型号以DJ为代表，保留DJ4.5和DJ11.4两种规格。自1964年起，调度绞车自行设计并投入批量生产。结构为多行星齿轮旋转，结构紧凑，体积小，重量轻，操作简单，运输方便，适用于井下矿山使用。近年来，各厂加强了新产品的研发，对产品结构进行了较大的改进和创新，在提高使用寿命和降低噪音方面取得了一定的成效。调度绞车在国外应用也很广泛，厂家也很多。根据目前收集到的资料，法国、美国、英国、波兰、捷克、匈牙利、罗马尼亚、加拿大、丹麦、瑞典等国家都在制造绞盘，部分国家已经在生产

21、绞盘自 1930 年代以来。有许多类型和规格，从小到100kg大3600kg。动力是电动的、液压的和气动的。工作机构有单缸、双缸和摩擦式。传统形式有皮带传动、链条传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线传动。其中，行星齿轮传动装置较多。纵观国外调度绞车的发展，其发展趋势具有以下特点：1）向标准化、系列化发展；2）向体积小、重量轻、结构紧凑的方向发展；3）向高效节能方向发展；4）向长寿命、低噪音方向发展；5）向一机多用、通用化方向发展；6）向大功率方向发展；7）向简洁、流畅、美观的方向发展。目前，我国调度绞车还存在一些不足。主要是寿命、噪音、可靠性等综合技术指标与国外相比存在差距。

22、由于我国没有检测手段，寿命无法评估，噪音较大，目前还不能满足环保和卫生部门的要求。在可靠性方面，目前没有要求。这些反映了我们的产品质量还存在一定的差距。因此，我国仍需加强调度绞车学科建设，努力提高各种测试方法和性能要求。作为机械专业的毕业生，针对国外矿山调度绞车的发展现状，本文选择矿山调度绞车设计。该绞车采用行星齿轮传动，具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、启动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低等特点。绞车的电气设备为防爆型，可用于有煤尘和瓦斯的矿山。本文所做的基本工作：1 ）设计并完成整体装配图设计；2 ）设计并完成主减速器的装配图设计；3 ）完成主要传动零部件的工作图设计；4 ）完成

23、总体设计计算规范。1 调度绞车总体设计1.1 设计参数最大牵引力：6KN；绳索容量：平均速度：1.2 结构特点及工作原理绞盘由以下主要部分组成。电动机、滚筒、行星齿轮、制动器和底座。结构采用两级行星齿轮传动，布置在主轴两端。主轴贯穿滚筒，左端支撑在左支架上，右端支撑在右支架上，电机用法兰盘固定在左支架上。绞盘的驱动系统如下图所示：图1-1 JD0.5型调度绞车传动系统图1左行星架 2主轴 3右行星架JD-0.5调度绞车采用两级行星齿轮传动，分别安装在卷筒两侧。 , ,是左行星齿轮， , ,是右行星齿轮。电机轴上装有电机齿轮（太阳轮） ，驱动左行星架1上的行星齿轮转动。由于电机齿轮固定转动，行星

24、齿轮不仅自转，而且绕电机齿轮公转，因此，带动左行星架1转动，使固定在行星架上的主轴2通过滚筒中心转动，安装在主轴上的齿轮（太阳轮）也转动，从而带动右行星架3。当行星齿轮转动时，有以下三种情况：1）如果左制动制动器松开，右工作制动器松开，此时制动鼓制动，行星轮架3与制动鼓连接不转动，行星齿轮不公转而自转，驱动齿轮空转（这是停止状态）；2）如果松开左制动器并制动右工作制动器，齿轮将停止转动。行星齿轮除了自转外，还必须公转以带动行星架3旋转，滚轮与行星架连接。 ，还有旋转，可以拉（这是工作状态）；3）如果两边制动器都松开，行星轮架3处于浮动状态，牵引绳可以带动卷筒反向松开绳（这是下降状态）。1.3

25、选择电机1.3.1计算电机输出功率已知：最大拉力：F=6KN最低绳速：然后： （1.1）根据传输方案图1-1，可以得到：总传输效率式中：轴承的效率为；行星齿轮传动效率为。1.3.2确定电机型号根据公式（1.1），可计算出电机的输出功率：=4.2KW电机输出功率之间存在如下关系：(1.2)其中： 引入的系数是考虑到电机和工作机运行等外部因素引起的附加动载荷，取额定功率可由公式（1.2）计算得出：P =4.2KW，P=5.5KW四舍五入。同时绞盘在地下使用，条件比较恶劣，电机必须具备防爆功能。查阅机械零件设计手册，得到电机型号：YB2-132S-4。额定功率P=5.5KW，实际转速；;外形尺寸：

26、515 365 470 ；电机中心高度： ；电机轴径和长度：28 80（mm） 。2 滚筒及其部件的设计2.1 钢丝绳的选择选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特性来考虑。我国的起重钢丝绳多采用同向绞合绳。至于是左捻还是右捻，我国的选择原则是：绳索的捻向与绳索在卷筒上的缠绕螺旋方向一致。我国单绳缠绕提升机多为右螺旋缠绕，所以应选用右捻绳，防止钢丝绳捻松；多绳摩擦提升机一般用于克服绳索转动引起的集装箱导向装置的磨损。每半。由于调度绞车是一种用于调度车辆的绞车，常用于井下矿区、煤仓装载站调度室、牵引矿车等。湿度高，pH值高。使用寿命。因此选择镀锌钢丝绳。因为镀锌后对防腐防锈有很好的效果。考虑到钢

27、丝绳的安全系数，钢丝绳所能承受的拉力必须满足以下要求：其中：但：核对“矿山运输吊装”表2-2（2）选择：股线绳索纤维芯，钢丝绳表面电镀。其主要参数如下：钢丝绳直径：钢丝直径：钢丝总截面积：参考重力：钢丝绳标称抗拉强度： 1550M pa钢丝断裂力之和：2.2 滚筒设计计算2.2.1滚筒直径式中， 钢丝绳直径，但：摘 要2.2.2滚筒宽度滚筒的宽度直接影响最终产品的宽度，所以它的宽度不能太宽。如果滚筒的宽度太窄，就会显得不协调。最好在绘图过程中设置好，有利于整体协调。使人看起来协调、漂亮、大方。根据总装图，我们确定的滚筒宽度为.2.2.3滚筒外径卷筒的绳索容量设定为，根据上述设计，每层的匝数为：

28、每一圈的长度：钢丝绳的缠绕层数为然后：滚筒外径：式中， 为钢丝绳直径，取外径计算最大速度。转速由于,这是available ，与已知的最高速度相同，因此符合条件。3 减速机设计3.1 总传动比及传动比分布3.1.1总传动比(3.1)式中，为电机转速为滚筒转速根据滚筒及其部件的设计，滚筒的直径但因此，总传动比传递动力时，行星齿轮的数量越多，越容易发挥行星齿轮传动的优势，但行星数量的增加会导致负载难以平衡，传动比的极限会由于相邻条件的限制而减少。因此，在设计行星齿轮传动时，通常采用3个或4个，尤其是3个行星齿轮。以行星齿轮的数量为3。由于行星齿轮的数量和只有传动圆周，所以选择了两级行星齿轮传动机构

29、。3.1.2传动比分配多级行星齿轮传动的传动比分配原则是各级传动之间强度相等，希望得到最小的外形尺寸。在两级NGW型行星齿轮传动中，高速级参数用角标记表示，低速级参数用角标记表示。 .假设高速和低速外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则；取行星齿轮的数量；对于两级NGW型行星齿轮传动，可以减小低速齿轮分度圆直径和高速齿轮直径。比值接近，比值用 表示，通常用 let和 take ；取载荷不均匀系数；取齿宽系数。二级NGW型行星齿轮传动的传动比分布可参见图17.2-4机械设计手册。图中，和分别为高速级和总传动比，可由下式计算其中行星齿轮的数量； - 齿宽系数；载荷不均匀系数见表17.2-16；检查“机械

30、设计手册”接触强度的齿载荷分布系数； - 动载荷系数；- 接触强度寿命系数； - 加工硬化系数；计算齿轮的接触疲劳极限，数值见第16部分第2章。查阅机械设计手册, ,和 , 可以类推检验，或者三个比值的乘积等于。摘 要比如所有齿轮的硬度，可取。E值可以通过以下公式计算：然后用图17.2-4机械设计手册找出NGW型二级行星齿轮变速器的传动比分布。图中，总和分别为高速级和总传动比。如果最后一个标记值大于，则取。从图 17.2-4 可以看出，然后是低传动比。3.2 高速计算3.2.1牙齿计算确定齿数应满足的条件：除了渐开线圆柱齿轮齿数的选择外，行星齿轮传动各齿轮齿数的选择还必须满足其传动比条件、同心

31、条件、装配条件和邻接条件。中的行星齿轮过大，负载难以平衡；每个齿轮的齿数根据公式进行牙齿匹配的计算，根据计算进行调整，使其等于整数，然后求出，尽量取质数，使用整数。但这些满足取素数、 /整数、 /整数、无公约数和整数的NGW型齿轮匹配要求。3.2.2位移方式和位移系数的选择在渐开线行星齿轮传动中，合理使用排量齿轮可以达到以下效果：获得准确的传动，提高啮合质量和提高承载能力，在保证所需传动比的前提下获得合理的中心距，以及确保组装。在同心度等条件下，齿数的选择具有更大的灵活性。常用行星齿轮传动的位移方式和位移系数可根据表13-5-1313-5-4、图13-5-5和图13-5-6确定。参考机械零件设

32、计手册该行星齿轮传动采用的排量方式为大排量；表13-5-13机械零件设计手册详细说明了高位移系数的选择：(1)太阳轮负位移，行星齿轮和齿轮正位移。这是：并根据图13-5-4和图13-5-5来确定。选择机械零件设计手册(2)太阳轮正排量，行星轮和齿轮负排量。这是：并根据图13-5-4和图13-5-5来确定。选择机械零件设计手册因为，发现，3.2.传输中心距和模数的初步计算输入扭矩由于传动浮动动作中有一个或两个基本元件作为负载分担机构，且齿轮精度低于6，故取负载不均匀系数。在一对交流驱动器中，由小齿轮（太阳齿轮）传递的扭矩整体硬齿面外啮合，在对称、中等冲击载荷下：精度采用8-7-7GB/T1009

33、51-2001。使用的组合系数考虑到电动滚筒加工和使用的实际情况，采取.传动比40Cr钢表面对太阳轮和行星齿轮材料的影响系数。 HBS240 285 调质处理后，取.齿宽系数（GB10098-88）线挠度可以忽略不计，因为齿面硬度HB350，则取。接触强度初始计算中心距公式：(3.2)中心距可由公式（3.2）计算（用“-”号表示啮合）：找到模数1）计算变频器实际中心距和啮合角取模数（渐开线齿轮标准模数（GB1357-87），即为实际中心距由于正齿轮的大位移，所以啮合角2）计算CB驱动器的中心距和啮合角实际中心距：由于中心距变化系数，啮合角.3.2.4几何计算根据大排量齿轮传动的几何形状计算A、

34、C、B三个车轮的总尺寸。1) 分度圆直径2) 齿顶高度在公式中；.3) 根高4) 齿高5) 尖端圆直径6) 根圆直径7) 齿宽：查阅机械设计手册表，即：13-1-79齿宽系数推荐周长表。查表： ，取太阳轮齿宽： ;行星齿轮齿宽：取；齿宽： .3.2.5检查传动装置的接触强度和弯曲强度1）动载荷系数和速度系数动载荷系数和速度系数基于齿轮相对于行星架的圆周速度。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）得到。查看机械设计手册。和使用的圆周速度相对于行星架的圆周速度：动态负载系数用于考虑齿轮副啮合过程中基距误差和齿廓误差对轮齿的附

35、加动载荷的影响。对于圆柱齿轮传动，宜取1.06速度系数取自机械设计手册2) 齿载荷分布系数，如果NGW 型和 NW 型行星齿轮传动装置的齿轮宽度与行星齿轮分度圆直径之比小于或等于 ，则为。此外，当NGW型和NW型行星齿轮传动装置的齿轮宽度与行星齿轮分度圆直径的比值小于或等于1时，是理想的。3) 求齿间载荷分布系数和首先找到端面重合：在公式但因为是直齿轮，完全巧合节点面积系数：其中弹性系数：接触强度计算的重合因子：接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数：因为周期数相等，那么。最小安全系数：take = 1润滑系数，考虑使用N46机械油作为润滑冷却液，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面加

36、工硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数： =14) 交流驱动器接触强度检查计算接触应力：内容接触应力：其强度条件：但作为计算的结果，通过了交流接触强度。表面采用40Cr钢（40MnB钢）调质后淬火，安全可靠。5) 变频器弯曲强度检查根应力为：(3.3)式中， 齿形系数，考虑载荷作用于齿形时齿形对弯曲应力的影响，与齿数和位移系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数见表10-5机械设计教科书。应力修正系数，考虑根部过渡曲线处的应力集中和其他应力对根部应力的影响，与齿数和位移系数有关，与模量无关。标准齿轮应力修正系数见表10-5机械设计教材。- 重合系数，即载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力转化为载荷

37、作用于单个啮合区上边界点时的齿根弯曲应力的系数牙对，啮合的大小齿轮齿数不同，两个轮子的总和不相等，所以它们的弯曲应力一般不相等，当大小齿轮的材料不同热处理时，其许用应力为也不相等，因此在检查轮齿弯曲疲劳强度时，应分别计算大齿轮和小齿轮。查表 10-5： 小轮：大轮：小轮子：大轮子：巧合因素式中， 螺旋角系数；因为是正齿轮，所以取=1由公式（3.3）计算：考虑到行星轮齿受力可能不均匀，根部的最大应力按强度条件这是那么(3.4)式中计算弯曲强度的最小安全系数，由于断齿损伤比点蚀损伤后果更严重，所以在一般设计中，弯曲强度安全系数应大于接触强度安全系数, , 取公式 (3.4) 计算齿根处的最大应力：

38、摘自机械设计教科书：40Cr调质、表面淬火。变频器换材后，抗弯强度校核也通过了。 （参考图 6-3 进行检查）3.2.6检查传动接触强度和弯曲强度根据交流传动确定CB传动的接触应力，因为CB传动是啮合的，所以2) 计算齿轮材料的接触疲劳极限, ,即：式中： 接触强度计算的最小安全系数，通常取为但45号钢，齿轮采用45号钢调质钢，其硬度和接触强度符合要求。3）检查弯曲强度计算只检查齿轮，计算齿根应力，其大小与变频器外啮合相同，即强度条件45号钢，因此CB传动齿轮的抗弯强度满足要求。3.3 低速计算3.3.1牙齿计算从高速阶段计算，由于距离可能的传动比的极限值有距离，可能无法检查邻接条件。每个齿轮

39、的齿数根据公式进行牙齿匹配的计算，根据计算进行调整，使其等于整数，然后求出，尽量取素数，用整数。但这些条件满足取素数、 /整数、 /整数、无公约数、整数的NGW型齿轮匹配要求，且它们不是素数，以便于处理。速比错误。3.3.2位移方式和位移系数的选择在渐开线行星齿轮传动中，合理使用排量齿轮可以达到以下效果：获得准确的传动，提高啮合质量和提高承载能力，在保证所需传动比的前提下获得合理的中心距，以及确保组装。在同心度等条件下，齿数的选择具有更大的灵活性。排量齿轮具有大排量和角位移，均用于渐开线行星齿轮传动。高挠度主要用于消除咬边并使啮合齿轮的滑移率和抗弯强度大致相等。角位移主要用于更灵活地选择齿数，

40、拼凑中心距，改善啮合特性，增加承载能力。由于大排量的应用在某些情况下受到限制，因此角位移在渐开线行星齿轮传动中的应用更为广泛。普通行星齿轮传动的排量方式和排量系数可根据表13-5-1313-5-4、图13-5-5和图13-5-6确定。参考机械零件设计手册该行星齿轮传动采用的排量方式为大排量；表13-5-13机械零件设计手册详细说明了高位移系数的选择：1）太阳轮负位移，行星齿轮和齿轮正位移。这是：并根据图13-5-4和图13-5-5来确定。选择机械零件设计手册2）太阳轮正排量，行星齿轮和齿轮负排量。这是：并根据图13-5-4和图13-5-5来确定。选择机械零件设计手册因为, 因此乍得_3.3.3

41、太阳轮和行星齿轮传动中心距和模数的初步计算低速级输入扭矩：由于传动浮动动作中有一个或两个基本元件作为负载分担机构，且齿轮精度低于6，故取负载不均匀系数。在一对交流驱动器中，由小齿轮（太阳齿轮）传递的扭矩整体硬齿面外啮合，在对称、中等冲击载荷下：精度采用8-7-7GB/T100951-2001。使用的复合因子。考虑到电动滚筒加工和使用的实际情况，采取.传动比太阳轮和行星齿轮的材料与高速级相同，均采用40Cr调质处理，齿面硬度为HRS240 285 。齿宽系数（GB10098-88）线挠度可以忽略不计，因为齿面硬度HB350，则取。接触强度初始计算中心距公式：计算中心距（用“-”号表示啮合）：找到

42、模数1）计算变频器实际中心距和啮合角取模数（渐开线齿轮标准模数（GB1357-87），即为实际中心距由于正齿轮的大位移，所以啮合角2）计算CB驱动器的中心距和啮合角实际中心距：由于中心距变化系数，啮合角。3.3.4几何计算根据大排量齿轮传动的几何形状计算A、C、B三个车轮的总尺寸。1) 分度圆直径2) 齿顶高度在公式，.3) 根高4) 齿高5) 尖端圆直径6) 根圆直径7) 齿宽：查阅机械设计手册表，即：13-1-79齿宽系数推荐周长表。查表： ，取太阳轮齿宽：取；行星齿轮齿宽：取；齿宽： .3.3.5检查接触强度和弯曲强度1）动载荷系数和速度系数动态负载系数和速度系数基于齿轮相对于行星架的圆

43、周速度，查图13-1-18（或按表13-1-90和表13-1-84和图13-1-28计算（或按表13-1-107计算）。查机械设计手册和使用的圆周速度相对于行星架的圆周速度：动载荷系数：用于考虑齿轮副啮合过程中基距误差和齿廓误差对轮齿的附加动载荷的影响。对于圆柱齿轮传动，宜；速度系数取自机械设计手册2) 齿载荷分布系数，如果NGW 型和 NW 型行星齿轮传动装置的齿轮宽度与行星齿轮分度圆直径之比小于或等于 ，则为。此外，当NGW型和NW型行星齿轮传动装置的齿轮宽度与行星齿轮分度圆直径的比值小于或等于1时，是理想的。3) 求齿间载荷分布系数和首先找到端面重合：在公式但因为是直齿轮，完全巧合节点面

44、积系数：其中，弹性系数：接触强度计算的重合因子：接触强度计算的螺旋角系数：接触强度计算的寿命系数：因为周期数相等，那么。最小安全系数：take = 1润滑系统，考虑使用N46机械油作为润滑冷却液，取=0.93。粗糙度系数：取。齿面加工硬化系数：取=1。接触强度计算的尺寸系数： =14) 交流驱动器接触强度检查计算接触应力：内容接触应力：其强度条件：则作为计算的结果，通过了交流接触强度。表面采用40Cr钢（40MnB钢）调质后淬火，安全可靠。5) 变频器弯曲强度检查根应力为：式中， 齿形系数，考虑载荷作用于齿形时齿形对弯曲应力的影响，与齿数和位移系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数见表10-5

45、机械设计教科书。应力修正系数，考虑根部过渡曲线处的应力集中和其他应力对根部应力的影响，与齿数和位移系数有关，与模量无关。标准齿轮应力修正系数见表10-5机械设计教材。- 重合系数，即载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力转化为载荷作用于单个啮合区上边界点时的齿根弯曲应力的系数牙对，啮合的大小齿轮齿数不同，两个轮子的总和不相等，所以它们的弯曲应力一般不相等，当大小齿轮的材料不同热处理时，其许用应力为也不相等，因此在检查轮齿弯曲疲劳强度时，应分别计算大齿轮和小齿轮。表 10-5 发现： 小轮：大轮：小轮子：大轮子：巧合因素式中， 螺旋角系数；因为是正齿轮，所以取=1考虑到行星轮齿上受力可能不均匀，齿根处的

46、最大应力为：以实力条件，这是那么(3.4)式中： 计算抗弯强度的最小安全系数。由于断齿损伤比点蚀具有更严重的后果，因此一般设计中抗弯强度的安全系数应大于接触强度的安全系数， ，取摘自机械设计教科书：40Cr调质、表面淬火。变频器换材后，抗弯强度校核也通过了。 （参考图 6-3 进行检查）3.3.6检查最大接触强度和弯曲强度根据交流传动确定CB传动的接触应力，因为CB传动是啮合的，所以2) 计算齿轮材料的接触疲劳极限, ,即式中， 接触强度计算的最小安全系数，通常摘 要但45号钢，齿轮采用45号钢调质钢，其硬度和接触强度符合要求。3）检查弯曲强度计算只检查齿轮，计算齿根应力，其大小与变频器外啮合

47、相同，即从强度条件，我们得到45号钢，因此CB传动齿轮的抗弯强度满足要求。3.4 传动运动参数计算3.4.1各轴转速计算高速行星架轴转速：主轴转速：由于主轴和行星架通过键连接，低速行星架轴转速：式中， 电机的转数， ； 高速级传动比；- 低速传动比。3.4.2各轴功率计算高速行星架轴功率：主轴功率：低速行星架轴功率：式中，轴承的效率为；两级行星齿轮系的传动效率为。注：两级行星齿轮传动比相等，乘积为。3.4.3每个轴的扭矩计算高速行星架轴扭矩：主轴扭矩：低速行星架轴扭矩：3.4.4轴速、功率、扭矩一览表表 3-1 轴速、功率、扭矩一览表轴号转速输出功率输出扭矩传动比效率电机轴14403.523.

48、2高速行星架轴282.3533.328112.5615.10.98主轴282.3533.328112.5615.10.98低速行星架轴63.73.13469.2544.43330.98卷轴63.73.13469.25410.984 传动轴设计计算4.1 计算作用在齿轮上的力轴扭矩输出轴上太阳轮分度圆直径圆周力径向力轴向力每个力的方向如图 4-2 和图 4-3 所示。4.2.初步估算轴的直径选择45号钢作为轴的材料，调质，根据轴的材料，按公式计算轴的最小直径，增加3%考虑键槽的影响然后拿4.3 轴的结构设计4.3.1确定轴的结构方案左轴承从轴的左端加载并靠在轴肩上。齿轮和右轴承从轴的右端安装，轴

49、承左侧由轴肩定位，太阳轮两侧由左右轴承定位。右侧两个轴承由套筒和弹性挡圈定位，右端轴承由圆螺母定位。轴的结构如图 4-1 所示。图 4-1 轴结构图4.3.2确定每个轴段的直径和长度eq oac(,1)扇形轴和臂通过键连接。转臂的轮毂孔长度为100 ，为了使转轴和转臂运行更安全，用螺钉将它们连接在一起。因此，其长度比轮毂孔的长度短 30 mm，则， 。eq oac(,2)该截面便于安装和拆卸轴承套圈，符合标准轴承直径。查阅GB/T276-94，选择滚动轴承型号6212， ，其宽度。以密封方式，轴段的长度。eq oac(,3)分段轴承由肩部定位。因此，轴肩的直径和轴肩的高度应满足轴承拆卸的要求，

50、然后是轴截面的直径和长度。eq oac(,4)轴段的直径和长度。eq oac(,5)分段轴承由肩部定位。因此，轴肩的直径和轴肩的高度应满足轴承拆卸的要求，然后是轴截面的直径和长度。eq oac(,6)为了方便轴承套圈的装拆，并满足标准轴承直径。查GB/T276-94，滚动轴承型号暂选为6212，其宽度为。以密封方式，轴段的长度。eq oac(,7)扇形齿轮的宽度就是轮毂的长度。为方便定位，取轴段长度；为方便轴承的拆卸，取轴段的直径。eq oac(,8)查阅GB/T276-94，暂选滚动轴承型号6309，及其宽度。两个滚动轴承用于支撑轴。为使轴承运转平稳，采用圆螺母固定轴端。轴上的螺纹处有较大的

51、应力集中，会降低轴的疲劳强度。查GB/T6170-2000，选用M45螺母。轴长。轴段的长度。4.3.3确定轴承和齿轮力的位置各受力方向如图4-2、4-3及轴的结构示意图，首先确定轴承支点的位置，检查6212轴承，其支点大小，所以与轴的轴承点的距离到另一根轴的轴承点, , , , , .4.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图图 4-2 滚筒受力图图 4-3 轴计算示意图4.5 轴计算图1）求轴承反作用力水平面： , , ,垂直平面： , , ,2) 求齿宽中点的弯矩水平面： ,垂直平面： ,复合弯矩: ,扭矩弯矩和扭矩如图 4-3 所示。4.6 根据弯矩的综合强度检查轴的强度等效弯矩，取折减系数，齿宽

52、中点等效弯矩轴的材料是 45 号钢，经过调质处理。从表 8.2 检查，从表 8.9 发现材料施加的应力轴上的应力为：轴满足强度要求。5 滚动轴承的选型及寿命计算5.1 基本概念和术语1) 寿命是指一组滚动轴承的一个环（或垫圈）相对于另一个环（或垫圈）的转数，在一个环（或垫圈）或滚动元件的材料出现第一个疲劳迹象之前扩张。2）可靠性（即轴承寿命的可靠性）是指一组滚动轴承在相同条件下运行，几乎相同，预期达到或超过规定寿命的百分比。单个滚动轴承的可靠性是轴承达到或超过规定寿命的概率。3）静载荷 当轴承套圈或垫圈的相对转速为零（径向或推力轴承）或滚道元件在滚动方向上没有动力时（直线轴承）作用在轴承上的载

53、荷。4) 动载荷 当轴承套圈或垫圈相对转动（径向或推力轴承）或滚道元件沿滚动方向运动（直线轴承）时作用在轴承上的载荷。5) 额定寿命 以径向基本额定动载荷或轴向基本额定动载荷为基础的寿命预测值。6) 基本额定寿命与 90% 可靠性的额定寿命相关。7）径向基本额定动载荷是指一组滚动轴承所能承受的假想的恒定径向载荷，该载荷下的基本额定寿命为一百万转。对于单列角接触轴承，该载荷是载荷的径向分量，它会导致轴承套圈相对于彼此发生纯径向位移。8) 轴向基本额定动载荷是指作用在滚动轴承上的假想的恒定中心轴向载荷，滚动轴承在此载荷下的基本额定寿命为一百万转。9）径向（或轴向）当量动载荷是指恒定的径向载荷（或中

54、心轴向载荷），在此载荷下滚动轴承与实际载荷具有相同的寿命。10）径向（或轴向）基本额定静载荷是指滚动体和滚道的总永久变形量所对应的径向静载荷（或中心轴向静载荷）。如果在零载荷下，滚子和滚道（滚子轴承）是或假定为法向母线（全线接触），在最大接触应力下，滚动体和滚道接触处的总永久变形为滚动element 直径上，对于单列角接触轴承，径向额定载荷是载荷的径向分量，它导致轴承套圈相对于彼此发生纯径向位移。11）径向（或轴向）当量静载荷 径向静载荷（或中心轴向静载荷）会使最大应力下滚动体与滚道接触处的总永久变形与实际载荷条件相同.总永久变形是相同的。5.2 轴承选型滚动轴承类型的选择与多种因素有关，通常

55、基于以下主要因素。1) 留出空间。2）载荷的大小和方向。例如，角接触轴承或圆锥滚子轴承通常用于组合径向和轴向载荷。如果径向载荷较大而轴向载荷较小，可选择深沟球轴承和外圈带挡边的圆柱滚子。对于分轴承，如果轴或轴承座也有较大变形，与安装对中不良，可选用调心球轴承和调心滚子轴承；如果轴向载荷大而径向载荷小，则可选择推力角。对于角球轴承和推力圆锥滚子轴承，如果同时需要调心性能，可以选择推力调心滚子轴承。3）轴承工作速度。4) 旋转精度。一般机械可以使用G级公差轴承。5）轴承的刚性。一般来说，滚子轴承的刚性要大于球轴承。为了提高轴承的刚性，可以使用“预紧”，但必须适当。6) 轴向游动。轴承配置通常一端固

56、定，一端游动，以适应轴的热胀冷缩，保证轴承运动。一种是选择带畅通环或外圈的轴承。环和轴承孔之间使用间隙配合。7) 摩擦力矩。对于要求低摩擦扭矩的机械（如仪器），应尽可能使用球轴承，并应避免接触密封轴承。8) 安装和拆卸。当装卸频繁时，可选用分离式轴承，也可选用带圆锥套圈和紧定套或退卸套的调心滚子轴承和调心球轴承。5.3 按额定动载荷选择轴承应根据机械类型、工作条件、可靠性要求和轴承的工作转速，预先确定一个合适的使用寿命（以工作时间表示），然后计算出额定动载荷和额定静载荷。各类机械要求的轴承使用寿命推荐值见表5-1：表 5-1 轴承使用寿命推荐值使用条件使用寿命/小时不常用的仪器设备300 30

57、00短期或间断使用的机械，中断使用不会造成严重后果的机械，如手动机械、农业机械、装配起重机、自动上料设备3000 8000间断使用机械，中断使用会造成严重后果，如电站辅助设备、装配作业的传动装置、皮带输送机、车间起重机8000 12000每天工作 8 小时，但通常不会满负荷使用的机械，例如电动机、通用齿轮装置、破碎机、起重机和通用机械10000 25000每天8小时，满负荷使用，如机床、木材加工机机械、工程机械、印刷机械、分离机、离心机20000 3000024小时连续工作的机械，如压缩机、泵、电机、轧机齿轮箱、纺织机械40000 50000机器24小时连续运转和中断使用会造成严重后果。如纤维

58、机械、维修机械、造纸机械、电站主要设备给排水设备、矿用风机100000由于调度绞车是短期或间歇性使用的机器，中断使用不会造成严重后果。所以使用寿命是3000 8000。6键选择和强度验证一般平键的选择步骤如下：(1)根据轴径d键的标准，得到键的截面尺寸；(2)根据轮毂宽度B和键校验标准，在键长系列中选择合适的键长L；(3)检查其强度。如发现强度不足，可适当增加键的工作长度或使用双键直至条件满足。平键连接可能的故障模式有：eq oac(,1)静耦合时，键、轴槽、轮毂槽中较薄弱部位的工作面可能被压坏；eq oac(,2)动连接时工作面磨损过大；eq oac(,3)钥匙被切断。事实上，平键接头最常见

59、的失效模式通常是挤压和磨损，一般不会出现键剪现象（除非严重超载）。因此，平键连接的强度计算一般只需要计算挤压强度或耐磨性即可。6.1 电机轴与中心轮连接键的选择与验证6.1.1键选择根据电机的尺寸，电机轴的输入直径为。查普通平键（摘自GB/T1095-2003、GB/T1096-2003），键的规格为GB/T1096-2003中的A键，即： 、 、 。6.1.2密钥检查假设载荷均匀分布，平键连接强度计算公式为：挤压强度条件(6.1)其中，扭矩， ； 轴径， ； 键高， ；密钥的工作长度， ；对于 A 型键；用于 B 型键；对于 C 型键，其中 L 是键的长度， B是键的宽度；- 内容的挤压应力

60、, , 找到。挤压应力可由公式（6.1）计算：即：因此，满足要求。6.2 主轴（滚子轴）与行星架连接键的选择与验证6.2.1键选择主轴的输入直径为。查阅GB/T1095-2003、GB/T1096-2003，键的规格为GB/T1096-2003中的键A ，即： 、 、 。6.2.2密钥检查假设载荷是均匀分布的，平键连接的强度按下式计算：挤压强度条件其中，扭矩， ； 轴径， ； 键高， ；密钥的工作长度， ；对于 A 型键；用于 B 型键；对于 C 型键，其中 L 是键的长度， B是键的宽度；- 内容的挤压应力, , 找到。挤压应力可由公式（6.1）计算：即：因此，满足要求。6.3 主轴与太阳轮