毕业设计-单卷筒行星齿轮传动的设计

引言绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可单独使用，也可作起重、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。本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法——三维实体设计来完成产品的设计。三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：三维构思平面图形三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。而三维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。单卷筒行星齿轮传动的设计第一章方案评述绞车有于动、内燃机和电动机驱动几类。①手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。②内燃机驱动的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。内燃机驱动的绞车常用于户外需要经常移动的作业，或缺乏电源的场所。③电动调度绞车广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。根据工作环境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。为适应提升、牵引、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。根据传动形式的不同，绞车可分为苏式多级内齿行星齿轮传动调度绞车、摆线针轮传动调度绞车、蜗轮-蜗杆传动回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。对于单滚筒行星齿轮传动调度绞车，其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车，或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求，采用行星齿轮传动，传动简图如下：第二章计算参数的确定第一节电动机的选择一、类型的选择该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以内，周围介质温度不超过35^，须选用YB系列防爆电机。当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过40r，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。二、容量选择电机计算功率：P=―生—kW，其中起重量F=10KN,绳速v=26m/min=0.43m/s（按满载d1000na时算）。由电动机到滚筒的传动总效率为：门=门6门6门a123其中n、门、门分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由】4］P3选n=0.91（脂润1231滑，均按球轴承计算），n2=0.93（8级精度的一般齿轮传动，脂润滑），n3=0.96一.Fv10乂103乂043n=0.916x0.936x0.96=0.35，贝UP===12.3kW,ad1000n1000x0.35选额定功率P=15kW（S］——连续工作制）。三、确定电动机转速由［3］表1推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动，再经行星轮传动（在满载时，制动器A放松，B制动），故总传动比的合理范围是：i'=《.《％=(2〜6)X(2〜6)X(3〜9)=27〜324滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为250mm）：60x1000vn=60x1000x0.43

兀x250=32.8r/min则电动机转速的可选范围是：n=i'.n=（27〜324）X60x1000vn=60x1000x0.43

兀x250=32.8r/min型号额定功率(kW)额定转速(r/min)效率(%)重量(kg)YB160M2-215293088.2149YB160L-415146088.5166YB180L-61597089.5215经比较，选电动机型号为YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表-2：表-2参数AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第二节传动比的确定和分配计算和说明计算结果一、计算总传动比电动机满载转速nT460r/min,m总传动比：i=—m='46°=44.5an32.8二、分配传动装置的传动比...,.i=i.i.i其中七、i"iH分别为两对齿轮、行星轮的传动比。初步取i=i'=2.24，则行星轮的传动比为：i=、=—445—=8.86900Hii2.24X2.2400n=1460r/mini=44.5iH=8.869

第三节传动装置的运动和动力参数计算一、轴转速计算n=1460r/minI轴：n=n=1460r/minIImn=651.79r/minII轴：n=幻=地0=651.79r/miniii02.24IIn=290.98r/minIII轴：n=%=65L"=290.98r/miniiii02.24n=32.80r/min滚筒：n=■=290.98=32.80r/miniH8.869二、功率计算（一）各轴输入功率I车由：P=P门=15x0.91=13.65RWin1P=13.65kWiII轴：p=p气气=13.65x0.91x0.93=11.554WP=11.55kWIII轴：Pu=七叫％=11.55x0.91x0.93=9.78kW匕=9.78kW滚筒：P=PH]气=9.78x0.91x0.93=8.27kWP=8.274kW（二）各轴输出功率I轴:{=P.气=13.65x0.91=12.42kWPr=12.42kWiII轴：P=£[.气=11.55x0.91=10.51kWP'=10.51kWiiI轴：％=Pu.气=9.78x0.91=8.90kWP'=8.90kWin滚筒：P'=P.n=8.27x0.96=7.94kW3P'=7.94kW三、转矩计算（一）各轴输入转矩P15电机输出转矩：Td=9550—=9550x汀而=98.12N-mmT=98.12N•mI轴：T=T.n=98.12x0.91=89.29N-mid1T=89.29N•miII轴:T=T.i0.n2=89.29x2.24x0.93=186.01N-mT=186.01N•mTn=352.62NTn=352.62N•mT=2646.72N•mT'二81.25N•miT'=169.27N•miiT'=320.88N•miiiT'=2540.85N•m轴号功率(kW)转矩(N•m)转速(r/min)输入输出输入输出电动机1598.121460I轴13.6512.4289.2981.251460II轴11.5510.51186.01169.27651.79III轴9.788.90352.62320.88290.98滚筒8.277.942646.722540.8532.80传动比i效率n1n1=0.912.24n1=0.91n2=0.932.24n1=0.91n2=0.938.871n1=0.91n3=0.96*3III轴：匕=〈「『J%=186.01x2.24x0.91x0.93=352.62N-m滚筒：T=T"h叩2=352.62x8.869x0.91x0.93=2646.72N-m(二)各轴输出转矩轴：T；=T[.气=89.29x0.91=81.25N-m轴：T：=孔气=186.01x0.91=169.27N-m轴：T\=Tm•气=352.62x0.91=320.88N-m滚筒：T'=T.n=2646.72x0.96=2540.85N-m3运动和动力参数计算结果见表-3。表-3第三章传动零件的设计第一节行星齿轮传动的设计一、配齿及其校核(一)配齿行星轮系布置图1.行星轮传动比为:ib="ib="in

aHnw32.802.知该行星轮负载工作时，为NGW型行星齿轮传动，有［2］P198表10-4，修正配齿为:z=18，z=60，z=138acb（二）校核1.校核装配条件：有［2］表10-3，选行星轮数目K=3，则:1,1,z1+—bq=z*aK竺严=52（为整数），满足条件。2.校核同心条件:12.校核同心条件:11g-七）-万（138-18）=60二七'满足。3.校核邻接条件:zsin—3.校核邻接条件:zsin—-2h*

aKa1—sin—K（h*取标准值）18xsin—-2x1_311—sin—3=101.42>z,满足条件。4.校核滚筒转速：实际传动比ib4.校核滚筒转速：实际传动比ib"aH=1+Zb=1+138=8.7

z^181460滚筒实际转速1460滚筒实际转速n=—wi0=33r/min.sib2.24x2.24x8.7滚筒转速的相对差值33—32,8=0.6%<5%,满足要求。32.8二、外啮合齿轮传动的设计（一）设计计算1.选材料中心轮a材料采用20CrMnTi,由［1］P211，表面淬火（承受中等冲击载荷），齿面硬度48-54HRC，行星齿轮c采用20Cr，表面淬火，硬度45-50HRC，传动采用8级精度。计算和说明计算结果2.按接触强度设计初算中心轮a的分度圆直径21+">_k=1.25k一载荷系数，初取k=1.25k=1.25T］—小齿轮转矩，

T=9.55x106匕=9.55x106x1365=8.92x104N・mman1460T1二命•kc=攻；104x1.6=4.76x104N・mm(没有均载机构，取载荷不均匀系数kc=1.6)0d一齿宽系数，取①d=0.55(硬齿面，非对称布置)ZH一节点区域系数，由〔1)P222图12.16,取Zh=2.5u一齿数比，u=土=60=3.33,ZE一弹性系数，ZE=189.8x/MPaaW]一许用接触应力，W]=kNHiim，由[5]P339有：HHSqhii=12HRC+550=12X(48〜54)+550=1126〜1198N/mm中心轮a应力循环次数：N=60(niii-nH)-K•t=60x(290.98-32.80)x3x15x300x5=1.046X109行星轮c的应力循环次数：N=60(n-n)t，由=三cchn-nzz18,-nH=(n-nH)笔=(290.98-32.80)x而=77.451r/mincN=60X77.451X15X300X5=1.046X108寿命系数kN=1〔1)P38，N>107)，安全系数S=1.25(较高可靠度)，则：[q]=1x(1126~1198)=900.8~958.4N/mm2h1.25d>：2x1.25x4.76x104乂3.33+1x(2.5x189.8a—V0.55x3.33x(900.8~958.4)2=42.74〜41.00mm齿轮模数：m>A='2"=2.37mm,取m=4mmza18中心轮a分度圆直径：d=m•z-4x18=72mmTa=8.92x104N・mmk=1.6cT1=4.76x104NTa=8.92x104N・mmk=1.6cT1=4.76x104N・mm0d=0.55Zh=2.5u=3.33ZE=189.8、MPaN=1.046X109N=1.046X108[qh]=900.8~958.4N/mm2m=4mmd=72mmad=240mmc行星轮c齿宽：b=中/d=0.55X72=39.6mm，取b=40mm中心轮a齿宽：b=b+2=40+2=42mm（二）校核计算1.按接触疲劳强度校核'kFu+1。H\~bd~uZHZEa，式中k=kkkkA行星轮c齿宽：b=中/d=0.55X72=39.6mm，取b=40mm中心轮a齿宽：b=b+2=40+2=42mm（二）校核计算1.按接触疲劳强度校核'kFu+1。H\~bd~uZHZEa，式中k=kkkkAVaHP由[1]P215表12.9,使用情况系数kA=1.25,睥_%(%-壮丑)—兀x72x(290.98-32.80)—097m/sa—60X'1000H—60X1000—.由[1]P216图12.9,动载荷系数kv—1.062T

——1

da2x4.76x10472—1323Nb—40mmcb—42mma、—1.25kv—1.06F—1323NkH=1.25X1.06X1.0X1.34=1.78kF=1.25X1.06X1.0X1.17=1.55,'1.78x13233.33+1。=xx2.5x189.8—489.3N/mm2k=1.0Hak=1.0Fak—1.34HPk—1.17FPkH—1.78kF—1.55b—489.3N/mm2H<"H］，安全.2.按弯曲疲劳强度校核成小VW]，式中k=k=1.55bmF由[1]P229-230图12.21、12.22查的:Yf1=2.9，Yf2=2.28,七1=L52,七2=L74Yf1=2.9Yf2=2.28Yak=1.0Hak=1.0Fak—1.34HPk—1.17FPkH—1.78kF—1.55b—489.3N/mm2H<"H］，安全.2.按弯曲疲劳强度校核成小VW]，式中k=k=1.55bmF由[1]P229-230图12.21、12.22查的:Yf1=2.9，Yf2=2.28,七1=L52,七2=L74Yf1=2.9Yf2=2.28Ya1=1.52七2=L741.55x1323x2.9x1.52=56.5N/mm240x4kN°Flim[cF]=S，由Na=1.046X109,Nc=1.046X108得r=448.9~457.5N/mm2[七]=1.60Fa_l0.89x(711.2~723)-=395.4~402.2N/mm2[L]=1.60^F<[^F]，安全。b=56.5N/mm2F1b=50.85N/mm2b=56.5N/mm2F1b=50.85N/mm2F2Na=1.046X109,Nc=1.046X108k=1Na1kNc=0.89Flima=718.3〜732.3N/mmFlimc=711.2〜723N/mm[bFa]=448.9〜457.5N/m^[bfc]=395.4〜402.2N/m^选内齿轮齿宽气=b-2=40-2=38mm,选用ZG35，调质处理，硬度HB200〜250。（二）校核计算按接触疲劳强度校核kF〃一1接触b=，一卜——zz,k=kkkk，由[1]P215表12.9,使H丫bdUHEAVaHp用情况系数kA=1.25由[1]P216图12.9，动载荷系数kv=1.5（圆周速度v=1.93m/s）u=土=138=2.3,kF/b=1.25X1323/38=43.5N/mm<100N/mm、=1.25u=2.3z60、=1.25u=2.3齿间载荷分配系数k=1.0,k=1.0([1]P217表12.10)HaFa齿向载荷分布系数y。.34/"18表12.11）b/h=38/(4X2.25)=4.2,k=1.15([1]P219图12.14)

邓、=1.25X1.5X1.0X1.34=2.51kF=1.25X1.5X1.0X1.15=2.16■2.51x13232.3-1■xx2.5x189.8=215.26N/mm238x2402.3]=*nPHlim，由[5]P339有:HSbh「=0.974HBS+140.5=0.974X(200〜250)+140.5=335.3〜384N/mm寿命系数kN=1〔1）P38,N>107），安全系数S=1.25（较高可靠度），则:「.1x(335.3~384)[b]==268.2~307.2N/mm21.25bh=215.26N/mm2<[b疽，安全2.按弯曲疲劳强度校核kFJYJLV[b]，式中k=k=2.16bmF由[1]P229-230图12.21、12.22查的:L=2.23,Y=2.14,bFcY%1=1.71，'a2=1.772.16x1323x2.23x1.71*小…=71.69N/mm2Fa2bFb38x42.16x1323x2.14x1.77=71.22N/mm238x4由[5]P339有bf「=0.5HBS+175k=1.0Hak=1.0Fak=1.34HPk=1.15FP、=2.51kF=2.16b=215.26N/mm2Hbh].=335.3〜384N/mm2k=1S=1.25b=215.26N/mm2k=kF=2.16Yf1=2.23Yf2=2.14YSa1=1'71YSa2=1-77b=71.69N/mm2Fcb=71.22N/mm2Fb=0.5X(200〜250)+175=275〜300N/mm2

［b」二172〜187.5N/mm2寿命系数k［b」二172〜187.5N/mm2［。］=1-(275~300)=172~187.5N/mm2f1.60。f＜［。f］,安全四、效率计算行星齿轮传动的啮合效率nb=1——生—h1+|i^bI式中一转动机构的啮合损失系数，设转动机构的啮合效率为门H18138nh18138nh=0.95甲H=0.05n3=95.6%=0.95,则：甲h=1—nH=1一0.95=0.05,|iH|=土b门Hb=1——。.％=95.6%，合乎要求。1+—138行星齿轮传动参数表名称单位中心轮a行星轮c大内齿轮b中心距amm156模数mmm4齿数z1860138分度圆直径dmm72240552齿顶圆直径damm80248544齿根圆直径dfmm62230562齿宽bmm424038第二节连轴齿轮3和小内齿轮4的传动设计一、设计计算（一）相关参数的确定由表-3矢口：输入功率£；=10.51kW,主动轮转速％=651.79r/min,主动轮3传递的转矩T=3二二169.27N・m=1.693X105N・mm选齿轮材料及热处理方法齿轮3用20CrMnTi,由［1］P211,渗碳淬火加低温回火，齿面硬度HRC56-62,齿轮4采用20Cr,HRC56-62。（参照［5］附表）选齿宽系数①d和齿轮精度0d=0.5z3=17z广38u=2.235查［1］P222表12.13,选①d=0.5（硬齿面，非对称布置，直齿轮）查［1］P207表12.6，选8级精度（估计节点圆周速度＜6m/s）。0d=0.5z3=17z广38u=2.235选齿轮齿数z=17（闭式硬齿面传动），z=i'-z=2.24x17=38.08，取z=3834034u=z4/z3=38/17=2.235（二）按齿根弯曲疲劳强度设计m>AT3-YpJsaA=1.50Yf3=2.93Y^4=2.37YS3=1.51Ya4=1.66m3①/32[。f]式中系数A=1.50（查[1]232表12.17，A=1.34-1.17）齿形系数Yf3=2.93，Y^=2.37（[1]229图12.21）应力修正系数Y^=1.51，Y^=1.66（[1]230图12.22）c=920.7N/mm2Flim3弯曲许用应力[cF3]=[cF4]=0.70c].=644.49N/A=1.50Yf3=2.93Y^4=2.37YS3=1.51Ya4=1.66Fa3Sa3==6.86X10-3>Fa4Sa4==6.10X10-3[cf3]644.49[cf3]644.49按齿轮3设计.1.693x105m>1.50x3,x6.86x10-3=3.004哑\0.5x172m=3mm查[1]P206表12.3，选m=3mm（传递动力的齿轮）

则分度圆直径d3=mz3=3x17=51mmd=mz=3x38=114mm11中心距a=m=3mm则分度圆直径d3=mz3=3x17=51mmd=mz=3x38=114mm11中心距a=强3+d4）=^x（51+114）=82.5mm计算齿宽b=中dd3=0.5x51=25.5，取b=30mmb=b+5=30+5=35mm，b=b=30mmd=51mm3d=114mma=82.5mmb=30mmb=35mm3b=30mm60x100060x1000二、校核计算、=1.25（一）校核齿根弯曲疲劳强度使用系数匕=1.25（[1]P215表12.9）动载系数七=1.976x10-5v3-1.236x10-3v2+3.18x10-2v+1.063=1.976x10-5x1.743-1.236x10-3x1.742+3.18x10-2x1.74+1.063=1.11齿向载荷分布系数k=1.15（[1]P218表12.11）HPk=0.66k+0.3445=0.66x1.15+0.3445=1.10（由[5]P336）邓HP、=1.25=1.976x10-5x1.743-1.236x10-3x1.742+3.18x10-2x1.74+1.063=1.11齿向载荷分布系数k=1.15（[1]P218表12.11）HPk=0.66k+0.3445=0.66x1.15+0.3445=1.10（由[5]P336）邓HPk=1.11Vk=1.15HPkFp=1.10k=1.2Ha齿间载荷分配系数k=1.2，k=1.2（[1]P217表12.10）HaFaF=奚=2xL693x105=6639Nt3d351kAF3/b=1.25x6639/30=276N/mm>100N/mmKh=1.25x1.11x1.2x1.15=1.91Kf=1.25x1.11x1.2x1.10=1.83重合度£a=[1.88—3.2（上——）]cosPz3z4,11、Tf=[1.88-3.2x（）]xcos0。=1.781738k=1.2FaF3=6639NKh=1.91Kf=1.83e=1.78重合度系数Y=0.25+075=0.25+075=0.67&e1.78a弯曲最小安全系数七心=1.25([1]P225,一般可靠度)应力循环次数Nh3=吨3=60"=60x651.79x15x300x5=8.8x108Nh4=Nf4=Nh3/u=8.8x108/2.24=3.93x108弯曲寿命系数Y=(3x106)0.020=0.89N38.8x108Y=(3x106)0.020=0.91n43.93x108Y=0.67SFmin=技5Yn3=0.89Yn4=0.91尺寸系数YX=1(m=3mm<5mm)[b]=—Flim3N3F3SFminYY920"0.89x1=655.54N/mm2Yx=11.251.25F4SFminx2.93x1.51x0.672K[YYY=2x1.83x1.693x105bdmFa3Sa3e30xx2.93x1.51x0.67=400.2N/mm2<[b尸3]bF3=400.2N/mm2=400.2x2.37x1.66=355.87N/mm2<[b]2.93x1.51f4齿根弯曲疲劳强度安全（二）校核齿面接触疲劳强度b（二）校核齿面接触疲劳强度b=355.87N/mm2F4重合度系数七=、«；七乎=。.86（[1]P221式12项）z=0.86弹性系数z=189.^.MPa（[1]P221表12.12）E节点区域系数ZH=2.50（[1]P222图12.16）Ze=189.8jMPaZh=2.50Sh.=1.05Ze=189.8jMPaZh=2.50Sh.=1.05接触寿命系数ZN3=(—)。・。569=()0.0569=1.01(允许一定点TOC\o"1-5"\h\zH3.蚀)Z—()0.0569=()0.0569=1.05H4.接触疲劳极限bh].3=bh].4=1500N/mm2([5]P339)许用接触应力[b]=—Hlim3^N3='5°°X'°'=1442.86N/mm2H3S1.05Hmin[b]=bHiim4%4=1500x1.05=1500N/mm2H4S1.05Hminb=…《UE!Heh"bd232x1.91x1.693x1052.235—1=189.8x2.50x0.86x、、xT30x5122.235Zn3=1.01Zn4=1.05bh=873.3NZn3=1.01Zn4=1.05bh=873.3N/mm230x512齿轮3和齿轮4的传动参数表名称单位小齿轮3小内齿轮4中心距amm31.5模数mmm3齿数z1738分度圆直径dmm51114齿顶圆直径damm57108齿根圆直径dfmm43.5121.5齿宽bmm3530第三节主要传动轴的设计一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计（一）受力分析轴传递转矩：T[=352.62N•m=3.35X105N•mm齿轮分度圆直径：d=72mm齿轮上的圆周力:F=2T/d=2x3.53x105/72」9806N齿轮上的径向力:I2D'Fri中心轮a的径向受力简图Tn=3.35X105N•mmd=72mmF「9806NF「3569NF=Ftana=9806xtan20°(有=‘3569N三个行星轮，径向力分布如图）取载荷不均匀系数kC=1.60，k=k/k=1.6/3=0.533,k2=七=(1-k1)/2=0.2331,、，1,F=F——(F+F)=kF——k

rr12‘2r31r12(二)轴的结构设计2(Fr1+F)=0.3x3569=1071Nr1kc=1.60k1=0.533k2=0.233F=1071N1.按扭转强度估算轴的直径轴受转矩作用，应满足菖t匕轴的材料同齿轮，为20CrMnTi,ob=1100N/m此OS=850N/m廿([14]P113表6-2)查［1］P314表16.2，选许用扭转切应力M『］=40〜52N/m廿，系数c=106〜98,978dM(106〜98)X3：—3,=34.2〜31.6mm3290.98轴上有单个键槽，d应增加3%,取d=34mm取轴长l=100mm。2.轴的弯矩计算Ob=1100N/m廿OS=850N/m^:t了]=40〜52N/m^c=106〜98d=34mml=100mm把两滚动轴承简化为铰支，各尺寸如图轴只在垂直面受力，在水平面内不受力，作轴在垂直面的受力图及弯矩图。轴承A、B的支反力为对A点取矩，MA=0,FxAC-RBxAB=0EM=EM=ER广2039NRa=-968NM=5.03x104N*mmaT=2.12x105N・mmZF=0,RA+RB-FRa=-968NM=5.03x104N*mmaT=2.12x105N・mmMb=F-BC=1071x47=5.03x104N-mmaT=0.61x3.53x105=2.12x105N-mm（应力校正系数a=[b]/[b]=98/160=0.61,扭转切应力按脉-1b0b动循环变化，见P[1]315表16.3）

M=2.71x104D1Ca从左端M=[M2+(aT)2]1/2=2.71x104N-mmDicaD1从右端M=2.14x105D2CaM=[M2+(aT)2]M=2.71x104D1CaM=2.14x105D2CaD2CaD2B点弯N・mm=2.14x105N-mmM=2.18x105BCa矩MBC=[Mb2+(aT)2]1/2=[(5.03X104)2N・mmM=2.18x105BCaN・mm=2.18x105N-mmM=2.12x105CCaC点弯矩M=[M2+(aT)2]1/2=2.12x10N・mmM=2.12x105CCaN・mm应根据M/d3来选择危险截面，由计算图可以看出，B截面危CaW=3.93x103mm3W=3.93x103mm3a=98N/mm2caB截面的抗弯截面系数W=0.1d3=0.1x343=3.93x103mm3b=M/W=2.18x105/(3.93x103)=55.5<[a]caCa-a=98N/mm2ca疲劳强度安全系数校核应根据M/d3和应力集中情况选择危险截面，可知B截面为危险Caw=3.93x103w=3.93x103mm3w=7.86x103mm3抗弯截面系数w俐0.1d3=0.1x343=3.93x103mm3Mb=2.18x105N-mm抗扭截面系数七n0.2d3=0.2x343=7.86x103mm3弯矩Mb=2.18x105N-mmTb=3.53x105N-mm扭矩气=3.53x105N-mma=55.5N/mm2b弯曲应力气=Mb/W=2.18x105/(3.93x103)=55.5N/mm2a二气=55.5N/mm2，a=0(气按对称循环变化)Tt=44.9N/mm2k=3.13扭转应力tt=w=7.86x103mm3Mb=2.18x105N-mmTb=3.53x105N-mma=55.5N/mm2bTt=44.9N/mm2k=3.13kT=1.68查[1]P331附录表5,有表面状态系数&=0.85查[1]P331附录表6，得尺寸系数^=0.73，七=0.78取寿命系数kN=1查[1]P41表3.2b=0.41b=0.41x1100=451N/mm2-1Bt=0.30b=0.30X1100=330N/mm2-1Bb=1.6b=1.6x451=722N/mm20-1t=1.4t=1.4X330=462N/mm20-1P=0.85£=0.73£=0.78kN=1b=451N/mm2-1t=330N/mm2-1b=722N/mm2等效系数wb=(2b1-b0)/b0=(2x451-722)/722=0.249t0=462N/mm2wb=0.249=(2t-t)/t=(2X330-462)/462=0.429wb=0.249安全系数wt=0.429kk宦七+kk宦七+Wbbmb=495168x22.5+0.429x22.50.85x0.78Sb=1.61S=4.95S=1.53[S]=1.501X451——=1.613.13x55.5+0.249x00.85x0.73kT1k^Ta+WTTmT."1.61x4.951S=■bT===1.53项S2+S2J1.612+4.952查[1]P316，选[S]=1.50，S>[S]，安全。二、行星齿轮轴的设计采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心轴，验算弯曲强度，结构取等直径轴，d=30mm，L=75mm。nnc2Tc2X4.76X104…sR=R=2xd~^—2x72=2646NR=2646NaMb=w最大弯矩M=^^=——=4.96x104N-mmM=4.96x104N-mm44危险剖面抗弯截面系数W浇0.1d30.1X303=2.7X103mm3W=2.7x103mm3竹星齿轮受力简图4一96x104©=-"27―10—=18.4N/mm2，材料选45钢，c=600N/mm2，c=18.4N/mm2[c]=95Nc=18.4N/mm2[c]=95N/mm20b第四节主要轴承的选择一、行星齿轮轴之轴承的选择作用于轴承上的径向载荷R=2646N作用于轴承上的当量动载荷P=f(XF+YF)，式中draU5X=1Y=0P=3969N冲击载荷系数fU5X=1Y=0P=3969N由F=0知X=1，Y=0P=1.5x(1x2646+0x0)=3969N取轴承预期寿命：按五年计算L'=2.25x104hhL=15x300x5=2.25L'=2.25x104hh行星轮轴承的相对转速：n-n=54.5r/min选深沟球轴承，计算额定动载荷C=11087N=11087N选6306轴承，Cr=16630N,满足要求。二、中心齿轮轴之轴承的选择1.该轴承受有连轴齿轮3和小内齿轮4传动产生的径向力，以及中心轮与行星轮传动产生的径向力，即2T'F=F，+F=i+FrHrrdr32x1.69x10551C=11087N=11087N选6306轴承，Cr=16630N,满足要求。二、中心齿轮轴之轴承的选择1.该轴承受有连轴齿轮3和小内齿轮4传动产生的径向力，以及中心轮与行星轮传动产生的径向力，即2T'F=F，+F=i+FrHrrdr32x1.69x10551+1323=7950N2.作用在轴承上的当量动载荷（其中f尸.5,X=1，Y=0，理由同上）P=f^(XFh+YF)=1.5x(1x7950+0x0)=11925N预期寿命：L=15x300x5=2.25x104hh轴承转速：n=n^-nH=290.98-32.80=258.18r/min计算额定动载荷，选深沟球轴承C>P3：空=些x部x25&18x巨x匝=55.9x103Nf31061.5\106d选6312轴承，Cr=81.8x103N，满足要求。第五节主要键联接的选择一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择采用普通圆头平键，取bxh=28x16，L=60mm为非标准件，采用双键。Cr=16630NFh=7950NP=11925Nn=258.18r/minC=55.9x103NCr=81.8x103Nbxh=28x16L=60mm106校核强度属于静联接，按挤压强度校核，由[1]P125（7.1）式可知校核公式为。=告vg]Phldp式中：键联接所传递的转矩T=2.65x106N-mm

T=2.65x106N-mml'=32mmh=16mmd=216mm键的工作长度l'=L-b=60一26=32mm键的高度h=16mm，配合直径d=216mm由[1]P126表T=2.65x106N-mml'=32mmh=16mmd=216mm[b]=55N/mm2pb=48N/mm2pb=21632216=48N/mm2<[b]，强度满足要求。决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查[4]P51，按一般联接对待，键与轴28N9/h9，键与毂28Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2键槽的对称度公差：一般联接，按7级精度决定对称度公差。键槽的工作图二、中心轮a与内齿轮4的键联接的选择采用普通圆头平键，查[4]P51表4-1，由d=34mm，可知键的剖面尺寸为bxh=二、中心轮a与内齿轮4的键联接的选择采用普通圆头平键，查[4]P51表4-1，由d=34mm，可知键的剖面尺寸为bxh=10x8，参照轴长度l=100mm，取键长L=80mm（符合[4]P51表4-1长度系列）键的标记为：1.校核强度键10x80G810096-79校核挤压强度4T而V其中：键联接所传递的转矩属于静联接，T=352.62N-m=3.5262x105N-mmbxh=10x8L=80mmT=3.5262x105N-mml'=70mmh=8mmd=34mm键的工作长度l'=l'=70mmh=8mmd=34mm键的高度h=8mm，配合直径d=34mm[b]=90N/mm2p由[1]P126表7.1得许用挤压应力[bp]=90N/mm2（静联接，钢，冲击载荷）b=74.1N/mm2pb=4*土5262x105=74.IN/mm[b]=90N/mm2pb=74.1N/mm2p查[4]P51，按一般联接对待，键与轴10N9/h9，键与毂10Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2,非工作表面取6.3（均为Ra值）。键槽的对称度公差：一般联接，按7级精度决定对称度公差。键槽的工作图第六节制动带的设计根据结构需要，采用凸缘式带制动。1.计算圆周力F根据结构需要，采用凸缘式带制动。1.计算圆周力FF=7.36x103NF=艾=2X2540.85=7.36x103NF=7.36x103N2.计算带的绕入端张力F1和绕出端张力F2Fe^a7.36x103xe0.45x5.655=7.9x103Ne呻一1e0.45x5.655—1F=7.9x103NiF2epa—1e0.45x5.6557.36x103=626N—1式中：T制动转矩(T=2540.85N•m)摩擦系数，由［16］表29.13-48取日=0.45制动轮包角，取a=324。D——制动带直径，D=0.69m3.带宽b的确定带宽b按许用单位压力［p］(其取值参考资料［16］，本计算取［p］=0.3N/mm2)决定，其取值应比轮宽B小5~10mmb=^~=2x7.9x103=76.5mm,取b=75mm[p]D0.3x6904.确定带厚8由[16]29-383表29.13-33，选8=6mm。F2=626NT=2540.85N•m日=0.45a=324。D=0.69mb=75mm8=6mm第四章本产品的技术参数和相关说明第一节技术参数表起重量kN10电动机型号YB160L-4绳速m/min最小26功率kW15最大62转速r/min1460平均44电压V380/660减速比44.5整机质量kg530容绳量m400绳径mm12.5地脚孔直径mm(P25卷筒直彳仝mm250外形尺寸（长X宽X高）mm1100X766X727卷筒宽度mm310一、装配说明、对于各轴承和定位零件，要将其装到规定的位置上；各轴承推荐热装（在柴油中加热，温度在120°C-140°C之间）。装前在结合面上涂以适量的机油，在各轴承内填入2/3容积的黄油，滚筒体内的小齿轮中，以及行星传动的大内齿轮中填入黄油（机体内的黄油均采用钙基润滑脂）。行星传动的大内齿轮与滚筒之间应保证有0.5-1.5毫米的间隙，通过加工表面来保证；电机与滚筒端面之间的间隙为2毫米，可调整安装与其间的垫片来实现。电机和轴承支架中心高应保持一致，偏差不可大于0.1毫米。滚筒上的各固定螺钉和油堵，不得高出滚筒外表面。螺钉和地脚螺栓等紧固装置必须可靠。刹车带要平稳地与刹车毂接触；刹车带的松紧程度可由铰链螺栓来调整，要保证刹车把及杠杆系统动作灵活可靠。二、安全操作说明起重负荷不得超过1000公斤，而且不可运送人员。本绞车操作人员必须了解本绞车的性能，熟悉操作方法，才能单独操作。防爆电器设备的检查和维修应符合有关安全生产试行规程；非防爆电器设备也应符合有关电器设备的安全操作规程。工作前的注意事项：（1）检查钢丝绳接头是否牢固，绳卡和轴承支架及电机地脚的连接螺栓固紧完好，车安装是否牢靠。（2）检查绞车部件制动性能是否良好，使用是否灵