3噸調度絞車

3噸調度絞車,調度,絞車 中 國 礦 業(yè) 大 學 本科生畢業(yè)設計 姓 名： 張帥 學 號： 21040292 學 院： 應用技術學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 　 設計題目： 3.0噸調度絞車的設計 專 題： 指導教師： 職 稱： 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計任務書 學院應用技術學院專業(yè)年級 機自04-3班 學生姓名 張帥 任務下達日期： 2008年1月11日 畢業(yè)設計日期： 2008年3月25日至2008年6月16日 畢業(yè)設計題目： 3.0噸調度絞車的設計 畢業(yè)設計專題題目： 畢業(yè)設計主要內容和要求： 設計3噸調度絞車， 主要設計參數 牽引力：≈30 速繩： ≈1.2 容繩量：≈500 m 院長簽字： 指導教師簽字： 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計指導教師評閱書 指導教師評語（①基礎理論及基本技能的掌握；②獨立解決實際問題的能力；③研究內容的理論依據和技術方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）： 成 績： 指導教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書 評閱教師評語（①選題的意義；②基礎理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學知識解決實際問題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）： 成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書 評閱教師評語（①選題的意義；②基礎理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學知識解決實際問題的能力；③工作量的大小；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）： 成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計答辯及綜合成績 答 辯 情 況 提 出 問 題 回 答 問 題 正 確 基本 正確 有一般性錯誤 有原則性錯誤 沒有 回答 答辯委員會評語及建議成績： 答辯委員會主任簽字： 年 月 日 學院領導小組綜合評定成績： 學院領導小組負責人： 年 月 日 中國礦業(yè)大學本科生畢業(yè)設計 第97頁 一、整體方案設計 1.1產品的名稱、用途及主要設計參數 本次設計的產品名稱是3噸調度絞車，調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行，屬于有極繩運輸絞車。調度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調度編組礦車，在中間巷道中拖運礦車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。 主要設計參數為： 牽引力 ≈30 繩速 ≈1.2 容繩 ≈500 m 1.2整體設計方案的確定 ?該型絞車采用兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構。 A 1 2 3 4 5 6 7 B ? ?在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內齒輪Z2、齒輪Z3和內齒輪Z4，把運動傳到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的中央輪（或稱太陽輪），再帶動兩個行星齒輪Z6和大內齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉。 ?? 若將大內齒輪Z7上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動機轉動由兩級內嚙輪傳動到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住，不能轉動，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉，同時還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉。從而帶動與其相連的帶動轉動，此時Z6的運行方式很類似太陽系中的行星（如地球）的運動方式，齒輪Z6又稱行星齒輪，其傳動方式稱為行星傳動。 ?? 反之，若將大內齒輪Z7上的工作閘松開，而將滾筒上的制動閘閘住，因Z6與滾筒直接相連，只作自轉，沒有公轉，從Z1到Z7的傳動系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉。倒替松開（或閘?。┕ぷ鏖l或制動閘，即可使調度絞車在不停電動機的情況下實現(xiàn)運行和停車。當需要作反向提升時，必須重新按動啟動按鈕，使電機反向運轉。 為了調節(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 設計方案的改進 為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構中采取無多余約束的浮動，既在行星輪中安裝一個球面調心軸承。高速級行星架無支承并與低速級太陽輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點是機構中無多余約束，結構簡單，浮動效果好，沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內只裝一個軸承，當傳動比較小時，軸承尺寸小，壽命較長。 設計中還采用了合理的變位齒輪，在漸開線行星齒輪傳動中，可以獲得如下的效果：獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動質量和承載能力，在傳動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GB/T8918－1996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） 式中d－鋼絲繩最小直徑 C－選擇系數 ，取C =0.1 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 =19.5 初選鋼絲繩直徑 =19.5 型號為：6×19（a）－19.5－155 2.1.2鋼絲繩強度校核： 由鋼絲繩型號知： 鋼絲繩公稱抗拉強度為1550 所以最小鋼絲破斷拉力總和 整條鋼絲繩的破斷拉力為 （2-2） 式中：—拉力影響系數，取=0.85 安全系數 所以=5 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） 式中：—按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑 d—鋼絲繩直徑 h—與機構工作級別和鋼絲繩的結構有關的系數，因為機構的工作級別為M5級，所以取h =18 2.2.2 確定卷筒的寬度B 初選每層纏繞圈數z=21 B= 式中：—鋼絲繩排列不均勻系數 2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數為: n=13 2.2.4 驗算卷筒容繩量L L = （2-4） =413.95 m 式中：—鋼絲繩每層降低系數。取=0.9 2.2.5 確定卷筒直徑 鋼絲繩的最小纏繞直徑 ==351+15.5=366.5 mm 鋼絲繩的最大纏繞直徑 =+d+2(n-1)d （2-5） =351+19.5+2(13-1)19.50.9 =791.7 mm 式中：—鋼絲繩每層降低系數。取=0.9 鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑： = （2-6） =（366.5+791.7）=579.1 卷筒的結構外徑： =791.7+219.53=908.7 取=908.7 2.2.6 卷筒厚度： 對鑄鐵卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm 三、 電機的選取： 3.1系統(tǒng)的總效率 ==0.9600.990=0.825 式中：—卷筒上鋼絲繩纏繞效率，取=0.960 —攪油效率，取=0.990 —一級行星輪傳動效率，各取=0.970 —七個滾動軸承的效率，各取=0.990 ——兩級內齒傳動效率，各取=0.980 3.2繩速的確定 v ==1.2 m/s 3.3電機的選型 最大功率： =Fv =301.2 =36 kW 電機軸上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW 根據以上計算，選取電機的參數如下： 型號：Y250M-4 額定功率：55 KW 滿載轉速：1480 r/min 效率：92.5% ==2.0 ==7.7 電機的實際輸出功率：P==550.925=50.875 kW 所以該電機符合要求。 四、總傳動比的計算及傳動比的分配 4.1總傳動比的計算： 由上面的選型及計算可知： 電機的轉速 =1480 r/min 卷筒轉速 =37.799 r/min 可得總傳動比為 = = =39.15 4.2 傳動比的分配 按三級傳動，，因此應進行傳動比分配，分配的原則為： 1）使各級傳動的承載能力大致相等，即齒面接觸強度大致相等； 2）使減速機構獲得最小的外形尺寸和重量； 3）使各級傳動的大齒輪浸油深度大致相等。 為此，一般取 q = 式中：—使用系數。 中等沖擊， = =1.25 —行星輪間載荷分配系數，行星架浮動，6級精度，取 =1.20 —行星輪間載荷分配系數，太陽輪浮動，8級精度，取 =1.05 —綜合系數。=3，高精度，硬齒面，取 = =1.8 角標1、2表示第一級和第二級傳動。 = =2 查表定 = =0.7 = 則：q = = =1.143 計算 =1.143 ≈2 以此值和傳動比得 =6.8 可知： =i/=39.15/7.8=4.99 則=2.79 =2.79 =4.99 五、 兩級內齒圈傳動設計 5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262～293 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 =650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級。 5.2確定各主要參數 由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。 5.2.1傳動比 =2.79 5.2.2 第一級傳動齒輪模數m 模數m由強度計算或結構設計確定 式中 ——綜合系數，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.6~2.6，8級精度等級中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 ——小齒輪的齒形系數 ——小齒輪的傳動轉矩 ——額定功率， ——小齒輪轉數（一般為第一級即電機轉數）， ——實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取 ——齒寬系數，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =4 5.2.3 內嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 分度圓的壓力角： 齒頂高系數： 縱向間隙系數 模數的選取 =4 5.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算 小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=0.8 小輪齒數 取=27 大輪齒數 ==2.7927=75.33 齒數比 ==75/27 傳動比誤差 =0.33/2.770.05 小輪轉矩 ===354899 載荷系數 ——使用系數，查表取=1 ——動載系數，查表取=1.2 ——齒間載荷系數，由表取1.1 ——齒間載荷分布系數，查表取1.1 載荷系數 =11.21.11.1=1.45 材料彈性系數 查表取=189.8 節(jié)點區(qū)域系數 查圖取 =2.5 重合度系數 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =96.41 齒輪模數 ==96.41/27=3.57 ，取圓整 =5 小輪分度圓直徑 ==527=135 圓周速度 = 取=10.46 標準中心距 ==5（27+75）/2=255 齒寬 ==0.8135=108 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）=115 分度圓直徑 ==75 5=375 基圓直徑 ==375=352 齒頂圓直徑 =- 式中 = 當 =1，=時 ===1 =-=375-215+1=366 齒根圓直徑 =375+2（1+0.25）5=382.5 全齒高 =（382.5 366）=8.25 中心距 =（75-27）5=120 5.2.5齒輪強度校驗 Ⅰ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =226.63 式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =108 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數比，u =/ =75/27 =2.79 —節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數，查表取 =189.8 —重合度系數，查圖取 =0.91 —螺旋角系數，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應力 = = 226.63× = 309.62 式中 —使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 —動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 —計算接觸強度的齒向載荷分布系數，，取 =1.12 —計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 —計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 —計算齒面接觸應力的基本值， 許用接觸應力 = 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數，取 =1.25 —計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03 —潤滑油系數，取 =1.06 —工作硬化系數， =1.1 —速度系數，取 =0.905 —粗糙度系數，取 =0.96 —尺寸系數，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 式中： = —端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =108 —法向模數，取=5 = =5.14 載荷系數 =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數。取=1 —動載系數。取=1.2 —齒間載荷系數，取=1.1 —齒間載荷分布系數，取=1.1 彎曲強度的重合度系數 式中： —齒形系數。取=2.5 —應力修正系數。取=1.605 —重合度系數。=0.716 —螺旋角系數。=1.0 則： 計算許用彎曲應力 式中： —彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350 —最小安全系數。取=1.4 式中： —應力修正系數。取=2.0 —壽命系數，取=1.0 —圓角敏感系數，取=0.99 —表面狀況系數。取=1.674-0.529=1.063 —尺寸系數。由，則=1.0 則： 故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。 5.3 第二級傳動齒輪模數m 模數m由強度計算或結構設計確定 式中 ——綜合系數，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.6~2.6，8級精度等級中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 ——小齒輪的齒形系數 ——小齒輪的傳動轉矩 ——額定功率， ——小齒輪轉數（一般為第一級即電機轉數）， ——實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取 ——齒寬系數，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =4 5.3.1 內嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 分度圓的壓力角： 齒頂高系數： 縱向間隙系數 模數的選取 =4 5.3.2 齒輪接觸疲勞強度設計計算 小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置 =0.8 小輪齒數 取=27 大輪齒數 ==2.7927=75.33 齒數比 ==75/27 傳動比誤差 =0.33/2.770.05 小輪轉矩 ===347801 載荷系數 ——使用系數，查表取=1 ——動載系數，查表取=1.2 ——齒間載荷系數，由表取1.1 ——齒間載荷分布系數，查表取1.1 載荷系數 =11.21.11.1=1.45 材料彈性系數 查表取=189.8 節(jié)點區(qū)域系數 查圖取 =2.5 重合度系數 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =95.77 齒輪模數 ==95.77/27=3.57 ，取圓整 =4 小輪分度圓直徑 ==427=108 圓周速度 = 取=8.36 標準中心距 ==5（27+75）/2=255 齒寬 ==0.8108=86.4 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）=95.4 基圓直徑 ==75 4=300 分度圓直徑 ==300=282 齒頂圓直徑 =- 式中 = 當 =1，=時 ===1 =-=282-215+1=272 齒根圓直徑 =272+2（1+0.25）5=294.5 全齒高 =（294.5 272）=11.25 中心距=（75-27）5=120 5.3.3 齒輪強度校驗 Ⅰ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =180.44 式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =86.4 —小齒輪分度圓直徑，取 =108 u—齒數比，u =/ =99/37 =2.68 —節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數，查表取 =189.8 —重合度系數，查圖取 =0.91 —螺旋角系數，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應力 = = 226.85× = 309.91 式中 —使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 —動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 —計算接觸強度的齒向載荷分布系數，，取 =1.12 —計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 —計算接觸強度的齒間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 —計算齒面接觸應力的基本值， 許用接觸應力 = 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數，取 =1.25 —計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03 —潤滑油系數，取 =1.06 —工作硬化系數， =1.1 —速度系數，取 =0.905 —粗糙度系數，取 =0.96 —尺寸系數，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 式中： = —端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =86.4 —法向模數，取=4 = =8.03 載荷系數 =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數。取=1 —動載系數。取=1.2 —齒間載荷系數，取=1.1 —齒間載荷分布系數，取=1.1 彎曲強度的重合度系數 式中： —齒形系數。取=2.5 —應力修正系數。取=1.605 —重合度系數。=0.716 —螺旋角系數。=1.0 則： 計算許用彎曲應力 式中： —彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350 —最小安全系數。取=1.4 式中： —應力修正系數。取=2.0 —壽命系數，取=1.0 —圓角敏感系數，取=0.99 —表面狀況系數。取=1.674-0.529=1.063 —尺寸系數。由，則=1.0 則： 故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。 六、 行星輪傳動設計 6.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 太陽輪和行星輪的材料均為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，表面硬度為 HRC 57～61 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=1400 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽輪=350 行星輪=245 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級， 內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262～293 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 =650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級。 6.2確定各主要參數 由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合=左右，內嚙合=左右。 6.2.1傳動比 = 38.89/7.8 = 4.99 6.2.2行星輪數目 =3 6.2.3載荷不均衡系數 低速級采用無多余約束浮動均載機構，取==1.15 6.2.4 配齒計算 太陽輪數目 = = 25 式中取c = 42 內齒圈齒數 = = 25×（4.99-1） = 99 行星齒齒數 = = = 37 配齒結果：=24 =99 =37 i=4.99 6.2.5 太陽輪分度圓直徑 按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 由公式（5-1）得， = 768× =77.17 式中： —算式系數，一般鋼制齒輪，直齒輪傳動，取 =768 —使用系數，查表，取 =1.25 —計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數，取 =1.20 —綜合系數，查表，取=1.80 —小齒輪齒寬系數，取 =0.7 u—齒數比， u = 37/24 = 1.54 —一對嚙合副中小齒輪的名義轉矩，N.m 太陽輪傳動的扭矩 =9549 =9549 = 312.45 N.m —試驗齒輪的接觸疲勞極限，取=1400 按彎曲強度初算模數 由公式（5-2）得， = 12.1× =3.27 式中：—算式系數，直齒傳動 =12.1 —計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數。 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3 —小齒輪齒形系數，高精度，正變位，靜定結構，按x =0查值， =3.18 =2.4 —小齒輪齒數 —試驗齒輪彎曲疲勞極限， 取模數m = 6 則太陽輪直徑 = m =24×6 = 144 = =6(24+37) = 183 取 =183 6.2.6計算變位系數 (1) 確定行星輪齒數 Ⅰ) 由前面的配齒結果知：=24 =99 =37 Ⅱ) 初選a—c副的變位系數和 根據 =+ =24＋37 = 61， 和 =左右的限制條件，查圖初選 =1 Ⅲ) 初算a—c副的齒高變動系數 根據初的 =+ 由圖按B查D B = = =16.39 D =1.43 因 =0 所以 =1，=0 則 = = = 0.08723 (2)a-c嚙合副的計算 Ⅰ) 確定中心距 a-c和c-b嚙合副的標準中心距： =0.5（）m =0.5(24+37)6 =183 =0.5() m =0.5(99-37)6 =186 因為小于計算值的圓整值，取=180 （略小于） Ⅱ) 中心距的分離系數 = = = 1 Ⅲ) 齒高變動系數 =（） 式中： =0， =0， =1， c值按 A = = = 16.39 查圖得： c =1.82 故 = =0.111 Ⅳ) 變位系數和嚙合角 =+ =1＋0.111 = 1.111 = = = 在圖的范圍內，在推薦范圍內。 Ⅴ) 變位系數分配 根據齒數比u =37/24 = 1.54 ，由圖得， =1.104 時， =0.52 = 故 = =1.104－0.52 =0.584 （3）c-b嚙合副的計算 Ⅰ) 中心距的分離系數 = = = -0.5 Ⅱ)齒頂高變動系數 已知 = =（） 式中： =0， =0 ， =1， c 根據 A = = = -8.06 查圖得：c =0.60 故 =（99-37） =0.037 Ⅲ) 變位系數 =+ =-0.5＋0.037 = -0.463 故 =+ =-0.463＋0.584 =0.121 Ⅳ)嚙合角 = = = 在推薦范圍內。 6.3幾何尺寸計算 把相關數據代入（5-5）、（5-6）、（5-7）、（5-8），可得計算結果如下： 太陽輪 d =24×6 = 144 =144＋2×6×(1＋0.314－0.014) =159.6 =144－2×6×(1＋0.4－0.314) =130.97 =144× =153.3 行星輪 d =6×37 =222 =222＋2×6×(1＋0.2896－0.014) =237.30 =222－2×6×(1＋0.4－0.2896) = 208.68 =222 =208.61 內齒輪 d =6×99 =594 =594－2×6×(0.8－0.314＋0.2896) =584.69 =594＋2×6×(0.8＋0.25－0.314) =602.83 =594 = 558.18 6.4 嚙合要素計算 6.4.1 a—c傳動端面重合度 Ⅰ) 頂圓齒形曲徑 把相關數據代入（5-5）可得： 太陽輪 = =42.33 行星輪 = =56.56 Ⅱ) 端面嚙合長度 把相關數據代入（5-10）中， 得 =42.33＋56.56－180× = 29.77 式中 —端面節(jié)圓嚙合角，直齒輪 = = 22.5 Ⅲ) 端面重合度 把相關數據代入（5-11）得： = =1.68 6.4.2 c—b傳動端面重合度 Ⅰ) 頂圓齒形曲徑 行星輪由上面計算得 = 56.56 把相關數據代入（5-9）得： 內齒輪 = =87.03 Ⅱ) 端面嚙合長度 由公式（5-12）得 = = 56.56－87.03＋180 = 37.89 Ⅲ) 端面重合度 由公式(5-13)得 = = =2.14 6.5 齒輪強度驗算 6.5.1 外嚙合 Ⅰ)齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = = =2.21×189.8×0.95×1× =252.55 式中：—端面內分度圓上的名義切向力， =9549× =9549× =599.65N.m = = =2776.16 N b—工作齒寬，b = =0.7×144 =100.8 取b =100 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數比，u =/ =37/24 =1.54 —節(jié)點區(qū)域系數，（）/() =(0.52+0.584)/(24+37) =0.0181， =0，查圖，取 =2.21 —彈性系數，查表取 =189.8 —重合度系數， =1.302， =0查圖取 =0.95 —螺旋角系數，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應力 = =252.55× =345.03 式中： —使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 —動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 —計算接觸強度的齒向載荷分布系數，按 =0.7， =3，查圖得， =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（-1） =1+（1.214-1）0.8×0.7 =1.12 —計算接觸強度的齒間載荷分布系數，按 =1.302，6級精度，硬齒面，查圖6-9，取 =1 —計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,行星架浮動，查表取 =1.2 許用接觸應力 由公式(5-16)得 = = =1118.3 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數，按高可度查表6-22取 =1.25 —計算接觸強度的壽命系數，按工作10年，每年300天，每天14個小時，計算應力系數， =60（）t =60(1470-973)×3×10×300×14 =4.93× > 按圖，取 =1 —潤滑油系數，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型極壓油 =150× =150 取 =1.03 —工作硬化系數，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1 —速度系數，查圖取 =0.96 —粗糙度系數，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01 —尺寸系數，m < 5,取 =1 故 < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 由公式(5-17)得 = 式中：—使用系數， —動載系數， —計算彎曲強度的齒向載荷分布系數， =1.08 —計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，取 =1 —計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數， =1.3 —計算齒根彎曲應力基本值， 由公式(5-18)得 = 式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數，太陽輪 =0.52， =24，查圖取 =2.28，行星輪， =0.584 ， =37，查圖，取 =2.14 —載荷作用于齒頂時的應力修正系數，查圖，太陽輪取 =1.82 行星輪 =1.88， —計算彎曲強度極限的螺旋角系數， —計算彎曲強度的重合度系數， =0.826 b—工作齒寬， 許用齒根應力 由公式（5-19）得 = 式中：—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， —試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 —計算彎曲強度的壽命系數，取 =1 —計算彎曲強度的最小安全系數，按高可靠度，查表，取 =1.6 —相對齒根圓角敏感系數，查圖得太陽輪 =0.98，行星輪 =1.01 —相對齒根表面狀況系數，取1.045 —計算彎曲強度極限的尺寸系數， 太陽輪： = =15.86 則：彎曲應力 =15.86×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =28.11 許用彎曲應力 =×0.98×1.045×1 =448 故：<,彎曲強度通過。 行星輪： =×1×2.14×1.85×0.826×1 =15.13 則：彎曲應力 =15.13×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =26.82 許用彎曲應力 =×1.01×1.045×1 =323 故：<,彎曲強度通過。 6.5.2 內嚙合 Ⅰ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =229.27 式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =100 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數比，u =/ =99/37 =2.68 —節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數，查表取 =189.8 —重合度系數，查圖取 =0.91 —螺旋角系數，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應力 = = 229.27× = 313.23 式中 —使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 —動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 —計算接觸強度的齒向載荷分布系數，，取 =1.12 —計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 —計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 —計算齒面接觸應力的基本值， =523.67× =523.67 許用接觸應力 = 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數，取 =1.25 —計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03 —潤滑油系數，取 =1.06 —工作硬化系數， =1.1 —速度系數，取 =0.905 —粗糙度系數，取 =0.96 —尺寸系數，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 由公式(5-24)得 齒根彎曲應力基本值 = = =17.74 式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數，取 =2.055 —載荷作用于齒頂時的應力修正系數，取 =2.458 —計算彎曲強度極限的螺旋角系數， —計算彎曲強度的重合度系數，取 =0.759 b—工作齒寬， 由公式(5-23)得 = =17.74×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =31.44 式中：—使用系數， —動載系數， —計算彎曲強度的齒向載荷分布系數，取 =1.08 —計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，取 =1 —計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數，取 ==1.3 —計算齒根彎曲應力基本值， 許用齒根應力 由公式（5-25）得 = =×0.98×1.045×1 =360 式中：—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， —試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 —計算彎曲強度的壽命系數，取 =1 —計算彎曲強度的最小安全系數，取 =1.6 —相對齒根圓角敏感系數， =0.759 —相對齒根表面狀況系數，取 =1.045 —計算彎曲強度極限的尺寸系數， 故：<,彎曲強度通過。 以上計算說明齒輪承載能力足夠。 七、主軸的結構設計 7.1軸的材料的選定 選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學性能為： = 750 = 550 = 350 = 200 7.2 軸直徑的初步估算 初步估算軸徑，材料為40Cr鋼，查表取A=105，則軸的輸出端直徑 式中： 考慮有鍵槽，軸徑應增大4%～5% 所以，取 =60 7.3軸的結構設計 軸的結構設計見圖（7.1）所示 圖7.1 7.4.1當鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在A處時，軸的受力分析，鋼絲繩通過滾筒施加經主軸的力（方向未定），故以假想線表示當力全部作用于A處時，軸的受力分析（圖7.2—a）取最大值時為 =25 a 求支反力 設由于力產生的作用，各支反力分別為，（圖7.2-b）容易求得 = =20.313 =25 - 20.313 =4.687 b 作彎矩和轉矩圖 由于作用而作出彎矩圖（圖7.2-c） =3046.9 作轉矩圖（如圖7.2-b） c.校核計算 1按當量彎矩計算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.07518 =75.18 (考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結構設計時,取d =75是滿足強度要求的. 2.軸的疲勞強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面 根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上 A截面分析。截面A屬于危險截面，取截面A進行校核計算。 (2)校核危險截面的安全因數 1）彎矩作用時的安全因數 由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數為 = 1.94 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應力幅 = =42.73 其中，抗彎截面系數W = —彎曲平均應力， =0 —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數，查表可得 =0.68 —材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =0.34 2）轉矩作用時的安全因數 考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數為 =39.46 式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應力幅 = =1.68 其中，抗彎截面系數W = —平均切應力， = =2.39 —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =1.89，所以 取 =1.89， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數，查表可得 =0.74 —材料扭轉時的平均應力折算因數，查表可得 =0.21 3）截面A的疲勞強度安全系數 = 1.92 查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數 =1.3～1.5 S > ，該軸截面A 疲勞強度足夠。 3.軸的靜強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取A截面為危險截面。 (2)校核危險截面的安全因數 =8.07 式中：—40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 —工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×2437.5 =4875 —抗彎截面系數， =71.53× =68.15 2）轉矩作用時的安全因數 =48.03 式中：—40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得： =0.6 =0.6×550 =330 —工作時短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m —抗彎截面系數， =143.56× 3）截面B的靜強度安全因數 = 6.32 因為 =0.733 所以查表得許用安全因數=1.7～2.2 S > ,該軸靜強度足夠。 7.4.2當鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在B處時，軸的受力分析 見（圖7.3-a） a 求支反力 設由于力產生的作用，各支反力分別為，（圖7.3-b）容易求得 = =6.25 =20 – 6.25=13.75 b 作彎矩和轉矩圖 由于作用而作出彎矩圖（圖7.3-c） =3437.5 作轉矩圖（如圖7.3-b） c.校核計算 1按當量彎矩計算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.08425 =84.25 (考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結構設計時,取d =90是滿足強度要求的. 2.軸的疲勞強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面 根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上 B截面分析。截面B屬于危險截面，取截面B進行校核計算。 2.軸的疲勞強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面 根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上B截面分析。截面B屬于危險截面，取截面B進行校核計算。 (2)校核危險截面的安全因數 1）彎矩作用時的安全因數 由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數為 = 1.72 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應力幅 = =48.06 其中，抗彎截面系數W = —彎曲平均應力， =0 —扭轉有效應力集中因數，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數，查表可得 =0.68 —材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =0.34 2）轉矩作用時的安全因數 考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性力和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數為 =39.46 式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應力幅 = =1.68 其中，抗彎截面系數W = —平均切應力， = =2.39 —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =1.89，所以 取 =1.89， —表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數，查表可得 =0.74 —材料扭轉時的平均應力折算因數，查表可得 =0.21 3）截面B的疲勞強度安全系數 = 1.72 查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數 =1.3～1.5 S > ，該軸截面B疲勞強度足夠。 3.軸的靜強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。 (2)校核危險截面的安全因數 =5.72 式中：—40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 —工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×3437.5 =6875 —抗彎截面系數， =71.53× =96.11 2）轉矩作用時的安全因數 =48.03 式中：—40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得： =0.6 =0.6×550 =330 —工作時短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m —抗彎截面系數， =143.56× 3）截面B的靜強度安全因數 = 5.68 因為 =0.733 所以查表得許用安全因數=1.7～2.2 S > ,該軸靜強度足夠。 由以上的計算可知：主軸的強度滿足要求。 八、行星軸的結構設計和校核 8.1行星軸 8.1.1結構設計 行星軸的結構設計見（圖8.1） 圖8.1 8.1.2行星軸材料 選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學為： =750 =550 =350 =200 8.1.3 軸的受力分析 結合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a） a、求支反力 在水平面內受力情況分析，（圖8.2-b) 軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =2×1521.89 =3043.78 由受力平衡條件容易求出： =1606.44 =3043.78-1606.44 =1437.34 所以B截面處所受的彎矩最大 =68.27 b、軸的彎矩圖 由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.2-c) 8.1.4按當量彎矩計算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.0212 =21.2 (考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結構設計時,取d =45是滿足強度要求的. 8.1.5軸的疲勞強度安全因數校核計算 (1)確定危險截面 根據載荷分布（彎矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸知，截面B屬于危險截面，取截面B進行校核計算。 (2)校核危險截面的安全因數 因為行星軸為心軸，所以它的安全系數為： =15.47 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應力幅 = =7.63 其中，抗彎截面系數W = —正應力有效應力集中因數，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =0.34 查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數 =1.3～2.5 S >，該軸截面B疲勞強度足夠。 8.1.6軸的表強度安全因數校核計算 1、確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。 2、校核危險截面的安全因數 =36.03 式中：—40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 —工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×68.27 =136.54 —抗彎截面系數， =8.946× =15.263 所以查表得許用安全因數=1.7～2.2 S > ,該軸靜強度足夠。 8.2行星軸校驗 8.2.1 軸徑 d =45 8.2.2行星軸材料 選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學為： =750 =550 =350 =200 8.2.3 軸的受力分析 結合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a） a、求支反力 在水平面內受力情況分析，（圖8.3-b) 軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =2×5592.94 =11185.88 由受力平衡條件容易求出： =5939.60 =11185.88-5939.60 =5846.28 所以B截面處所受的彎矩最大 =445.47 b、軸的彎矩圖 由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.3-c) 8.2.4按當量彎矩計算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 (考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結構設計時,取d =55是滿足強度要求的. 8.2.5軸的疲勞強度安全因數校核計算