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摘 要 本次設(shè)計(jì)的題目是 3 噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)。調(diào)度絞車由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量 不大、移動(dòng)方便，而被廣泛應(yīng)用于礦山地面、冶金礦場(chǎng)或建筑工地等進(jìn)行 調(diào)度和其它運(yùn)輸工作。 絞車的主要特點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)尺寸和重量較小、鋼絲繩速度不高，安裝及 撤除操作方便、啟動(dòng)平衡（穩(wěn)） 、故障率低、常見故障易處理、維護(hù)方便。 我國許多調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)是引進(jìn)前蘇聯(lián)的技術(shù)，并在其基礎(chǔ)上作了一些改 進(jìn)，本設(shè)計(jì)方案的主要特點(diǎn)： 該型絞車采用兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪 傳動(dòng)。Z1/Z2 和 Z3/Z4 為兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，Z5 、Z6 、Z7 組成行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 在電動(dòng)機(jī)軸頭上安裝著加長套的齒輪 Z1，通過內(nèi)齒輪 Z2、齒輪 Z3 和內(nèi)齒 輪 Z4，把運(yùn)動(dòng)傳到齒輪 Z5 上，齒輪 Z5 是行星輪系的中央輪（或稱太陽輪） ，再帶動(dòng)兩個(gè)行星齒輪 Z6 和大內(nèi)齒輪 Z7。行星齒輪自由地裝在 2 根與帶 動(dòng)固定連接的軸上，大內(nèi)齒輪 Z7 齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒 運(yùn)轉(zhuǎn)。 為了達(dá)到良好的均載效果，在設(shè)計(jì)的均載機(jī)構(gòu)中采取無多余約束的浮 動(dòng)方式。另外，變位齒輪的使用也可以獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，提高嚙合傳動(dòng) 質(zhì)量和承載能力。 本次設(shè)計(jì)主要對(duì)兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)、滾筒結(jié)構(gòu)、制動(dòng) 器等進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵詞： 調(diào)度絞車；行星齒輪；行星傳動(dòng)；內(nèi)嚙合傳動(dòng) 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 目 錄 一、整體方案設(shè)計(jì) 1 1.1 產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計(jì)參數(shù) .............................1 1.2 整體設(shè)計(jì)方案的確定 .........................................1 1.3 設(shè)計(jì)方案的改進(jìn) .............................................2 二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 3 2.1 鋼絲繩的選擇 .............................................3 2.1.1 計(jì)算鋼絲繩直徑 ........................................3 2.1.2 鋼絲繩強(qiáng)度校核： .......................................3 2.2 卷筒 .......................................................3 2.2.1 卷筒的名義直徑 ........................................3 2.2.2 確定卷筒的寬度 B .......................................4 2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為 :................................4 2.2.5 確定卷筒直徑 ...........................................4 2.2.6 卷筒厚度： .............................................4 三、 電機(jī)的選?。?6 3.1 系統(tǒng)的總效率 總 ............................................6 3.2 繩速的確定 .................................................6 3.3 電機(jī)的選型 .................................................6 四、總傳動(dòng)比的計(jì)算及傳動(dòng)比的分配 7 4.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算： ...........................................7 4.2 傳動(dòng)比的分配 ...............................................7 五、 兩級(jí)內(nèi)齒圈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9 5.1 齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 ...........................9 5.2 確定各主要參數(shù) .............................................9 5.2.1 傳動(dòng)比 .................................................9 5.2.2 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù) m ...................................9 5.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 .................10 5.2.4 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 .................................10 5.2.5 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) ..........................................12 5.3 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù) M .....................................16 5.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 .................17 5.3.2 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 .............................17 5.3.3 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) .........................................20 六、 行星輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 24 6.1 齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 ..........................24 6.2 確定各主要參數(shù) ............................................24 6.2.1 傳動(dòng)比 ................................................24 6.2.2 行星輪數(shù)目 ............................................24 6.2.3 載荷不均衡系數(shù) ........................................24 6.2.4 配齒計(jì)算 ..............................................24 6.2.5 太陽輪分度圓直徑 ......................................25 6.2.6 計(jì)算變位系數(shù) ..........................................26 6.3 幾何尺寸計(jì)算 ..............................................29 6.4 嚙合要素計(jì)算 ..............................................30 6.4.1 ac 傳動(dòng)端面重合度 .................................30 6.4.2 cb 傳動(dòng)端面重合度 ...................................30 6.5 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 ..............................................31 6.5.1 外嚙合 ................................................31 6.5.2 內(nèi)嚙合 ................................................36 七、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 40 7.1 軸的材料的選定 ............................................40 7.2 軸直徑的初步估算 ..........................................40 7.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ..............................................40 八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和校核 55 8.1 行星軸 ....................................................55 8.1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ..............................................55 8.1.2 行星軸材料 ............................................55 8.1.3 軸的受力分析 ..........................................55 8.1.4 按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 ....................................56 8.1.5 軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 ..........................56 8.1.6 軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 ............................57 8.2 行星軸校驗(yàn) ................................................58 8.2.1 軸徑 ..................................................58 8.2.2 行星軸材料 ............................................58 8.2.3 軸的受力分析 ..........................................58 8.2.4 按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 ....................................59 8.2.5 軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 ..........................60 8.2.6 軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 ............................61 九、 行星架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 63 9.1 行星架形式的確定和材料的選定 ..............................63 9.2 行星架的技術(shù)要求 ..........................................63 十、軸承及校核 65 10.1 調(diào)心滾子軸承 .............................................65 10.2 深汮球軸承 ...............................................66 十一、 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接） 69 11.1 主軸上的平鍵聯(lián)接 .........................................69 11.1.1 鍵的選取 .............................................69 11.1.2 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 .....................................69 11.2 滾筒和行星架之間的聯(lián)接 ...................................70 11.2.1 鍵的選取 .............................................70 11.2.2 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 .....................................70 十二、減速器鑄造機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 71 12.1 鑄造機(jī)體的壁厚 ...........................................71 12.2 螺栓直徑 .................................................71 十三、 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 72 13.1 制動(dòng)器的作用與要求 .......................................72 13.1.1 制動(dòng)器的作用 .........................................72 13.1.2 制動(dòng)器的要求 .........................................72 13.2 制動(dòng)器的類型比較與選擇 ...................................72 13.2.1 制動(dòng)器的類型 .........................................72 13.2.2 制動(dòng)器的選擇 .........................................72 13.3 外抱閘式制動(dòng)器結(jié)構(gòu) .......................................72 13.4 外抱閘式制動(dòng)器的幾何參數(shù)計(jì)算 .............................73 十四、 主要零件的技術(shù)要求 79 14.1 對(duì)齒輪的要求 .............................................79 14.1.1 齒輪精度 .............................................79 14.1.2 對(duì)行星輪制造方面的幾點(diǎn)要求 ...........................79 14.1.3 齒輪材料和熱處理要求 .................................79 十五、維護(hù)及修理 80 15.1 潤滑 .....................................................80 15.2 維護(hù) .....................................................80 15.3 修理 .....................................................80 ABSTRACT 81 摘要 88 畢業(yè)設(shè)計(jì)總結(jié) 94 參考文獻(xiàn) 95 一、整體方案設(shè)計(jì) 1.1 產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計(jì)參數(shù) 本次設(shè)計(jì)的產(chǎn)品名稱是 3 噸調(diào)度絞車，調(diào)度絞車是一種小型絞車，通過 緾繞在滾筒上的鋼絲繩牽引車輛在軌道上運(yùn)行，屬于有極繩運(yùn)輸絞車。調(diào) 度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調(diào)度編組礦車，在中間巷道中拖運(yùn)礦 車，亦可在其它地方作輔助運(yùn)輸工具。 主要設(shè)計(jì)參數(shù)為： 牽引力 30 TkN 繩速 1.2 vm/s 容繩 500 mH 1.2 整體設(shè)計(jì)方案的確定 該型絞車采用兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)。Z1/Z2 和 Z3/Z4 為兩 級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，Z5、Z6、Z7 組成行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 在電動(dòng)機(jī)軸頭上安裝著加長套的齒輪 Z1，通過內(nèi)齒輪 Z2、齒輪 Z3 和內(nèi) 齒輪 Z4，把運(yùn)動(dòng)傳到齒輪 Z5 上，齒輪 Z5 是行星輪系的中央輪（或稱太陽 輪） ，再帶動(dòng)兩個(gè)行星齒輪 Z6 和大內(nèi)齒輪 Z7。行星齒輪自由地裝在 2 根與 帶動(dòng)固定連接的軸上，大內(nèi)齒輪 Z7 齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾 筒運(yùn)轉(zhuǎn)。 若將大內(nèi)齒輪 Z7 上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動(dòng)閘松開，此時(shí)電動(dòng) 機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)由兩級(jí)內(nèi)嚙輪傳動(dòng)到齒輪 Z5、Z6 和 Z7。但由于 Z7 已被閘住，不能 轉(zhuǎn)動(dòng)，所以齒輪 Z6 只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn)，同時(shí)還要繞齒輪 Z5 的 軸線（滾筒中心線）公轉(zhuǎn)。從而帶動(dòng)與其相連的帶動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí) Z6 的運(yùn)行 方式很類似太陽系中的行星（如地球）的運(yùn)動(dòng)方式，齒輪 Z6 又稱行星齒輪， A 1 2 3 4 5 6 7 B 其傳動(dòng)方式稱為行星傳動(dòng)。 反之，若將大內(nèi)齒輪 Z7 上的工作閘松開，而將滾筒上的制動(dòng)閘閘住，因 Z6 與滾筒直接相連，只作自轉(zhuǎn)，沒有公轉(zhuǎn)，從 Z1 到 Z7 的傳動(dòng)系統(tǒng)變?yōu)槎?軸輪系，齒輪 Z7 做空轉(zhuǎn)。倒替松開（或閘?。┕ぷ鏖l或制動(dòng)閘，即可使調(diào) 度絞車在不停電動(dòng)機(jī)的情況下實(shí)現(xiàn)運(yùn)行和停車。當(dāng)需要作反向提升時(shí)，必 須重新按動(dòng)啟動(dòng)按鈕，使電機(jī)反向運(yùn)轉(zhuǎn)。 為了調(diào)節(jié)起升和下放速度或停止，兩剎車裝置可交替剎緊和松開。 1.3 設(shè)計(jì)方案的改進(jìn) 為了達(dá)到良好的均載效果，在設(shè)計(jì)的均載機(jī)構(gòu)中采取無多余約束的浮動(dòng)， 既在行星輪中安裝一個(gè)球面調(diào)心軸承。高速級(jí)行星架無支承并與低速級(jí)太 陽輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)中無多余約束，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，浮動(dòng)效果好， 沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內(nèi)只裝一個(gè)軸承，當(dāng)傳動(dòng)比較小 時(shí)，軸承尺寸小，壽命較長。 設(shè)計(jì)中還采用了合理的變位齒輪，在漸開線行星齒輪傳動(dòng)中，可以獲得 如下的效果：獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，提高嚙合傳動(dòng)質(zhì)量和承載能力，在傳動(dòng) 比得到保證的前提下得到理想的中心距，在保證裝配及同心等條件下，使 齒數(shù)的選擇有較大的靈活性。 二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 2.1 鋼絲繩的選擇 2.1.1 根據(jù) GB/T89181996 知，鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力， 按下式確定： d = （2-1）Cs 式中 d鋼絲繩最小直徑 m C選擇系數(shù) ，取 C =0.1 12/N S鋼絲繩最大靜拉力 N 則由公式（2-1）可得： d =17.32 所以選擇鋼絲繩直徑 d =19.5m 初選鋼絲繩直徑 =19.5 型號(hào)為：619（a）19.5155 2.1.2 鋼絲繩強(qiáng)度校核： 由鋼絲繩型號(hào)知： 鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度為 1550 2N/m 所以最小鋼絲破斷拉力總和 13850s2/ 整條鋼絲繩的破斷拉力為 （2-2）pss0.8513 722N/m 式中： 拉力影響系數(shù)，取 =0.85 安全系數(shù) max175.820prsnT 所以 =5r 故所選鋼絲繩滿足要求。 2.2 卷筒 2.2.1 卷筒的名義直徑 （2-3）0Dhd 式中： 按鋼絲繩中心計(jì)算的卷筒最小直徑0D d鋼絲繩直徑 h與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩的結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，因?yàn)闄C(jī)構(gòu)的工作級(jí) 別為 M5 級(jí)，所以取 h =18 2.2.2 確定卷筒的寬度 B 初選每層纏繞圈數(shù) z=21 B= 129.54310zdk 式中： 鋼絲繩排列不均勻系數(shù) 2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為: n=13 2.2.4 驗(yàn)算卷筒容繩量 L L = （2-4）021nzDdnk =413.95 m 式中： 鋼絲繩每層降低系數(shù)。取 =0.92k2 2.2.5 確定卷筒直徑 鋼絲繩的最小纏繞直徑 = =351+15.5=366.5 mmminD0d 鋼絲繩的最大纏繞直徑 = +d+2 (n-1) d （2-5）ax02k =351+19.5+2 (13-1) 19.5 0.9 =791.7 mm 式中： 鋼絲繩每層降低系數(shù)。取 =0.92k2k 鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑： = （2-6）epDmaxin1() = （366.5+791.7）=579.1 2m 卷筒的結(jié)構(gòu)外徑： =791.7+2 19.5 3=908.7 max3d外 取 =908.7 D外 2.2.6 卷筒厚度： 對(duì)鑄鐵卷筒：厚度 =0.02 +(6-10)=0.02 351+9=16.02 mm0D 三、 電機(jī)的選?。?3.1 系統(tǒng)的總效率 總 = =0.960 0.990 =0.825總 12345720.9.0.98 式中： 卷筒上鋼絲繩纏繞效率，取 =0.9601 攪油效率，取 =0.99022 一級(jí)行星輪傳動(dòng)效率，各取 =0.97033 七個(gè)滾動(dòng)軸承的效率，各取 =0.9904 4 兩級(jí)內(nèi)齒傳動(dòng)效率，各取 =0.9805 5 3.2 繩速的確定 v = =1.2 m/smaxin2 3.3 電機(jī)的選型 最大功率： =F v =30 1.2 =36 kWP 電機(jī)軸上的功率： P = / =36/0.825=43.636 kW總 根據(jù)以上計(jì)算，選取電機(jī)的參數(shù)如下： 型號(hào)：Y250M-4 額定功率：55 KW 滿載轉(zhuǎn)速：1480 r/min 效率：92.5% = =2.0堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 stNT = =7.7堵 轉(zhuǎn) 電 流額 定 電 流 stI 電機(jī)的實(shí)際輸出功率：P= =55 0.925=50.875 kW P電 機(jī) 電 機(jī) 所以該電機(jī)符合要求。 四、總傳動(dòng)比的計(jì)算及傳動(dòng)比的分配 4.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算： 由上面的選型及計(jì)算可知： 電機(jī)的轉(zhuǎn)速 =1480 r/minn電 機(jī) 卷筒轉(zhuǎn)速 =37.799 r/min輸 出 可得總傳動(dòng)比為 = = =39.15i總 n電 機(jī)輸 出 148037.9 4.2 傳動(dòng)比的分配 按三級(jí)傳動(dòng)， ，因此應(yīng)進(jìn)行傳動(dòng)比分配，分配的原則為：123i 1）使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力大致相等，即齒面接觸強(qiáng)度大致相等； 2）使減速機(jī)構(gòu)獲得最小的外形尺寸和重量； 3）使各級(jí)傳動(dòng)的大齒輪浸油深度大致相等。 為此，一般取 1(0..6)ii q = 221lim112li)(pdaAHpPnKk 式中： 使用系數(shù)。 中等沖擊， = =1.25AK1A2K 行星輪間載荷分配系數(shù)，行星架浮動(dòng)，6 級(jí)精度，取 1HP 1HPK =1.20 行星輪間載荷分配系數(shù)，太陽輪浮動(dòng)，8 級(jí)精度，取 2P 2P =1.05 綜合系數(shù)。 =3，高精度，硬齒面，取 = =1.81HKpn1HK2 角標(biāo) 1、2 表示第一級(jí)和第二級(jí)傳動(dòng)。 = =21pn2 查表 定 = =0.7631()da2()da =lim1Hli2 則：q = = =1.14312pP K.805 計(jì)算 =1.143 233. 以此值和傳動(dòng)比得 =6.8 可知：1p =i/ =39.15/7.8=4.993i 則 =2.79 1 =2.792i =4.993 五、 兩級(jí)內(nèi)齒圈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 5.1 齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 內(nèi)齒圈的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為 HBS 262293 試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 =650 lim1H2N/ =220 liF 齒輪的加工為插齒，精度為 7 級(jí)。 5.2 確定各主要參數(shù) 由于屬于低速傳動(dòng)，采用齒形角 = ，直齒輪傳動(dòng)，精度為 6 級(jí)，na02 為提高承載能力，兩級(jí)均采用直齒輪傳動(dòng)。 5.2.1 傳動(dòng)比 =2.791i 5.2.2 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù) m 模數(shù) m 由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 132lim.()FadKTYz 式中 綜合系數(shù)，齒輪為 7 級(jí)精度等級(jí)沖擊取 =1.62.6，8 級(jí)精度等級(jí)中K 等沖擊取 =2.53.9，沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù)limFY 小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩1T 1950()PNn 額定功率， kW 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)） ，1 /minr 實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，按 MQ 級(jí)中等質(zhì)量要求選取limF 齒寬系數(shù)，齒寬 b 與小齒輪分度圓直徑 的比值。d 1d195035()48TN 則 312.43.608m 取圓整 =4 5.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 分度圓的壓力角： 20n tat/cos 齒頂高系數(shù)： *1anh 縱向間隙系數(shù) *10.25ncos 模數(shù) 的選取m =4 5.2.4 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 小輪分度圓直徑 ，由下邊公式1d 2131()()EHdZKTu 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置 =0.8dd 小輪齒數(shù) 取 =271z1 大輪齒數(shù) = =2.79 27=75.332iz 齒數(shù)比 = =75/27u21/z 傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.77 0.05/u 小輪轉(zhuǎn)矩 = = =3548991T1619.50/Pn69.50/148 載荷系數(shù) KAVK 使用系數(shù)，查表取 =1A 動(dòng)載系數(shù)，查表取 =1.2VV 齒間載荷系數(shù)，由表取 1.1K 齒間載荷分布系數(shù)，查表取 1.1 載荷系數(shù) =1 1.2 1.1 1.1=1.45KAV 材料彈性系數(shù) 查表取 =189.8EZE2/Nm 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5HHZ 重合度系數(shù) 由推薦值 0.85 0.92 ，則 =0.87 Z 2131()()EHdZKTud = 2389.50.87.45389(2.71)()0 =96.41 m 齒輪模數(shù) = =96.41/27=3.57 ，取圓整 =5 1/dzmm 小輪分度圓直徑 = =5 27=135 1 圓周速度 =v1/6035480/6n 取 =10.46 /ms 標(biāo)準(zhǔn)中心距 = =5（27+75）/2=255 a12()/zm 齒寬 = =0.8 135=108 b1dm 大齒輪齒寬 2b 小齒輪齒寬 = +（5 10）=115 1 分度圓直徑 = =75 5=375 2dzmm 基圓直徑 = =375 =352 2bcoscos20 齒頂圓直徑 = -2a*aahd 式中 =ad*2tnz 當(dāng) =1， = 時(shí) *ah0 = = =1ad215.mz.7 = - =375-2 1 5+1=366 2a*aahdm 齒根圓直徑 2*()f c =375+2（1+0.25） 5=382.5 2fd 全齒高 = （382.5 366）=8.25 21()fahd1m 中心距 = （75-27） 5=120 1azm 5.2.5 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 0H = 0H1tEFuZdb2N/m =2.58189.80.911 276.1.93508 =226.63 2N/m 式中： 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 NtFtF b工作齒寬， 取 b =108 m 小齒輪分度圓直徑，取 =1441d1d u齒數(shù)比，u = / =75/27 =2.79cZa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58HZH =0，查圖 6-10，取 =2.21 彈性系數(shù)，查表 取 =189.8E16-7EZ 重合度系數(shù)，查圖 取 =0.91Z 0 螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 H = H0AvHPK2N/m = 226.63 1.250.1. = 309.62 / 式中 使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25AK16-5AK 動(dòng)載系數(shù)，6 級(jí)精度，查表 取 =1.01v v 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.12H H 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表 取 HP 17-2HP =1.2 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值，0H 許用接觸應(yīng)力 P = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 li limH2N/ 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25minH inS 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03NZNZ 潤滑油系數(shù)，取 =1.06LLZ 工作硬化系數(shù)， =1.1 速度系數(shù)，取 =0.905vZv 粗糙度系數(shù)，取 =0.96RRZ 尺寸系數(shù)，取 =1xx 則 = =1168.62 HP140.360.95.61252N/m 故 < 接觸強(qiáng)度通過。 ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 F FKY 式中： = 2tnbm 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N2tF2tF b工作齒寬， 取 b =108 m 法向模數(shù)，取 =5nmn = =5.14F276.1085tnb 載荷系數(shù) =1 1.2 1.1 1.1=1.45KAVK 式中： 使用系數(shù)。取 =1AA 動(dòng)載系數(shù)。取 =1.2VV 齒間載荷系數(shù)，取 =1.1KK 齒間載荷分布系數(shù)，取 =1.1 彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù) FaSY 式中： 齒形系數(shù)。取 =2.5FaYFa 應(yīng)力修正系數(shù)。取 =1.605S SY 重合度系數(shù)。 =0.716 0.75.2 螺旋角系數(shù)。 =1.0Y1Y 則： 2.560.71.02873FaS .4834FKN/m 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 HP HPY 式中： minFlS 彎曲疲勞極限。由于材料為 40Cr，故取 =350Fli Flim 最小安全系數(shù)。取 =1.4min minFSin35021.4FlS ReTNriitXYY 式中： 應(yīng)力修正系數(shù)。取 =2.0STST 壽命系數(shù)，取 =1.0NYNY 圓角敏感系數(shù)，取 =0.99reiT reiT 表面狀況系數(shù)。取 =1.674-0.529 =1.063Rit Rit 0.1()ZR 尺寸系數(shù)。由 ，則 =1.0XY5nmXY Re2.01.90631.205STNriitXY 則： 5.6.5HP F 故內(nèi)嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。 5.3 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù) m 模數(shù) m 由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 132lim.()FadKTYz 式中 綜合系數(shù)，齒輪為 7 級(jí)精度等級(jí)沖擊取 =1.62.6，8 級(jí)精K 度等級(jí)中等沖擊取 =2.53.9，沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù)limFY 小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩1T 1950()PNmn 額定功率，PkW 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)） ，1n /minr 實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，按 MQ 級(jí)中等質(zhì)量要求選取limF 齒寬系數(shù)，齒寬 b 與小齒輪分度圓直徑 的比值。d 1d 1950.834()TN 則 312.4.608m 取圓整 =4 5.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 分度圓的壓力角： 20ntat/cos 齒頂高系數(shù)： *1anh 縱向間隙系數(shù) *10.25ncos 模數(shù) 的選取m =4 5.3.2 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 小輪分度圓直徑 ，由下邊公式1d 2131()()EHdZKTud 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置d =0.8 小輪齒數(shù) 取 =271z1 大輪齒數(shù) = =2.79 27=75.332iz 齒數(shù)比 = =75/27u21/ 傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.77 0.05/u 小輪轉(zhuǎn)矩 = = =3478011T1619.50/Pn69.50.98/140 載荷系數(shù) KAVK 使用系數(shù)，查表取 =1A 動(dòng)載系數(shù)，查表取 =1.2VV 齒間載荷系數(shù)，由表取 1.1K 齒間載荷分布系數(shù)，查表取 1.1 載荷系數(shù) =1 1.2 1.1 1.1=1.45AVK 材料彈性系數(shù) 查表取 =189.8EZE2/Nm 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5HHZ 重合度系數(shù) 由推薦值 0.85 0.92 ，則 =0.87 Z 2131()()EHdZKTud = 23189.50.71.453780(2.1)() =95.77 m 齒輪模數(shù) = =95.77/27=3.57 ，取圓整 =4 1/dzmm 小輪分度圓直徑 = =4 27=108 1 圓周速度 =v/608140/6dn 取 =8.36 s 標(biāo)準(zhǔn)中心距 = =5（27+75）/2=255 a12()/mzm 齒寬 = =0.8 108=86.4 bd 大齒輪齒寬 2b 小齒輪齒寬 = +（5 10）=95.4 1m 基圓直徑 = =75 4=300 2dzm 分度圓直徑 = =300 =282 2bcoscos20 齒頂圓直徑 = -2a*aahd 式中 =ad2tnz 當(dāng) =1， = 時(shí) *ah0 = = =1ad215.mz.7 = - =282-2 1 5+1=272 2a*aahdm 齒根圓直徑 2*()f c =272+2（1+0.25） 5=294.5 2fd 全齒高 = （294.5 272）=11.25 21()fahd1m 中心距 = （75-27） 5=120 1azm 5.3.3 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 0H = 0H1tEFuZdb2N/m =2.58189.80.911 76.1.8407 =180.44 2/ 式中： 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 NtFtF b工作齒寬， 取 b =86.4 m 小齒輪分度圓直徑，取 =108 1d1d u齒數(shù)比，u = / =99/37 =2.68cZa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58HZH =0，查圖 6-10，取 =2.21 彈性系數(shù)，查表 取 =189.8E16-7EZ 重合度系數(shù)，查圖 取 =0.91Z 0 螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 H = H0AvHPK2N/m = 226.85 1.250.1.2 = 309.91 N/m 式中 使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25AK16-5AK 動(dòng)載系數(shù)，6 級(jí)精度，查表 取 =1.01v v 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.121-5H H 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表 取 =1.2HP 17-2HP 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值，0 許用接觸應(yīng)力 HP = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 lilimH2N/ 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25minH inS 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03NZNZ 潤滑油系數(shù)，取 =1.06LLZ 工作硬化系數(shù)， =1.1 速度系數(shù)，取 =0.905vZv 粗糙度系數(shù)，取 =0.96RRZ 尺寸系數(shù)，取 =1xx 則 = =1168.62 HP140.360.95.61252N/m 故 按圖 ，取 =191016-8NZ 潤滑油系數(shù)，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表 用中型極LZ 18-0 壓油 =150 =150 取 =1.0350v612/ms2/sLZ 工作硬化系數(shù)，兩齒均為硬齒面，查圖 取 =1Z 16-2Z 速度系數(shù)，查圖 取 =0.96v 16-20v 粗糙度系數(shù)，按 8， =2.4 m， = =RzR10z1230zR =2.72，取 =1.0132.41068.5RZ 尺寸系數(shù)，m < 5 ,取 =1xZx 故 < 接觸強(qiáng)度通過。HP ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 F 由公式(5-17)得 = F0AVFPK2N/m 式中： 使用系數(shù)， 動(dòng)載系數(shù)，V 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)， =1.08FK FK 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3FP FP 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值，0 由公式(5-18)得 = 0FtFSnYbm2N/m 式中： 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，太陽輪 =0.52， =24，查 axaz 圖 取 =2.28，行星輪， =0.584 ， =37，查圖 ，取16-25FYcxcz16-25 =2.140F 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，查圖 ，太陽輪取 S 1-7SY =1.82 行星輪 =1.88，SY 計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù)， 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)， =0.826 Y b工作齒寬， 許用齒根應(yīng)力 Fp 由公式（5-19）得 = FplimnSTNFYrelTRlxY2/m 式中： 試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限，li 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2STYSTY 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1N N 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，按高可靠度，查表 ，取minF 16-8 =1.6iS 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，查圖 得太陽輪 =0.98，行relTY 16-35relTY 星輪 =1.01relT 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，取 1.045RrlY 計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù)，x 太陽輪： = =15.860F276.18.20612N/m 則：彎曲應(yīng)力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 F 2N/m 許用彎曲應(yīng)力 = 0.981.0451 =448 p351.6 故： < ,彎曲強(qiáng)度通過。F 行星輪： = 12.141.850.8261 =15.13 0F276.1 2N/m 則：彎曲應(yīng)力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 F 2/ 許用彎曲應(yīng)力 = 1.011.0451 =323 p245162/ 故： < ,彎曲強(qiáng)度通過。F 6.5.2 內(nèi)嚙合 ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 0H = 0H1tEFuZdb2N/m =2.58189.80.911 76.1.840 =229.27 2/ 式中： 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 NtFtF b工作齒寬， 取 b =100 m 小齒輪分度圓直徑，取 =1441d1d u齒數(shù)比，u = / =99/37 =2.68cZa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58HZHZ =0，查圖 6-10，取 =2.21 彈性系數(shù)，查表 取 =189.8E16-7E 重合度系數(shù)，查圖 取 =0.91Z 0Z 螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 H = H0AvHPK2N/m = 229.27 1.250.1. = 313.23 / 式中 使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25AK16-5AK 動(dòng)載系數(shù)，6 級(jí)精度，查表 取 =1.01v v 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.121-5H H 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表 取 HP 17-2HP =1.2 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值，0 =523.67 =523.67 H1.250.1.22N/m 許用接觸應(yīng)力 HP = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 limHlimH2N/ 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25inS inS 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03NZNZ 潤滑油系數(shù)，取 =1.06LLZ 工作硬化系數(shù)， =1.1 速度系數(shù)，取 =0.905vZv 粗糙度系數(shù)，取 =0.96RRZ 尺寸系數(shù)，取 =1xx 則 = =1168.62 HP140.360.95.61252N/m 故 < 接觸強(qiáng)度通過。 ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 F 由公式(5-24)得 齒根彎曲應(yīng)力基本值 = 0FtFSnYbm2N/m = =17.74 276.152.48.759102/ 式中： 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，取 =2.055FY FY 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2.458S S 計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù)， 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)，取 =0.759Y Y b工作齒寬， 由公式(5-23)得 = F0AVFPK2N/m =17.741.251.011.0811.3 =31.44 2/ 式中： 使用系數(shù)，A 動(dòng)載系數(shù)，VK 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08F FK 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 ==1.3FPK FP 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值，0 許用齒根應(yīng)力 Fp 由公式（5-25）得 = FplimnSTNFYrelTRlxY2/m = 0.981.0451 =360 20162N/ 式中： 試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限，limF 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2STYSTY 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1N N 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.6minF minF 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)， =0.759relTY relTY 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，取 =1.045Rrl Rrl 計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù)，x 故： ，該軸截面 A 疲勞強(qiáng)度足夠。p 3.軸的靜強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取 A 截面為危險(xiǎn) 截面。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) max5018.sASMW =8.07 式中： 40Cr 鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得 =550 ssMpa 工作時(shí)的短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷maxAM 的兩倍，則 =2 =22437.5 =4875 AN.m 抗彎截面系數(shù)， =71.53 WW-6103 =68.15 max64825pa71.30BMMpa 2）轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) =48.03max6.87sSTW 式中： 40Cr 鋼材料切應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得：s =0.6 =0.6550 =330 ssMpaa 工作時(shí)短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的maxT 兩倍，則 =2T =2479.32 =958.64 N.m 抗彎截面系數(shù)， =143.56W W6310m max6985.4pa =.87M130TW 3）截面 B 的靜強(qiáng)度安全因數(shù) = 6.322228.074.3S 因?yàn)?=0.733570sb 所以查表得許用安全因數(shù) =1.72.2pS S ,該軸靜強(qiáng)度足夠。p 7.4.2 當(dāng)鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在 B 處時(shí)，軸的受力分析 見（圖 7.3-a）1479.32NmT a 求支反力 設(shè)由于力 產(chǎn)生的作用，各支反力分別為 ， （圖 7