絞車提升機的設計

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1、河南理工大學萬方科技學院本科生畢業(yè)設計(論文) 摘 要 本次設計的題目是絞車提升機的設計。絞車因為結構簡單、重量較小、移動方便等特點，被廣泛地應用于礦山地面、冶金礦場和建筑工地等進行調度以及其它運輸工作。 絞車的主要特點有：結構尺寸和重量較小，鋼絲繩速度不高，安裝、撤除操作方便，啟動平穩(wěn)，故障率低，常見故障易處理，維護方便。 本設計方案的主要特點為：兩級內嚙合齒輪傳動和一級行星輪傳動。1/2和3/4為兩級內嚙合齒輪傳動， 5、6、7組成行星傳動機構。在電動機軸頭上安裝著齒輪1，通過內齒圈2、齒輪3和內齒圈4，把運動傳遞到齒輪5上，齒輪5是行星輪系的太陽輪，然后帶動兩個行星齒

2、輪6和大內齒輪7。行星齒輪自由地安裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內齒輪7齒圈外部安裝有工作閘，用于控制絞車滾筒轉動。相對其他減速機，行星減速機具有高剛性、高精度)、高傳動效率、高的扭矩/體積比、終身免維護等特點。 設計中的機構多采用無多余約束的浮動方式，以達到較好的均載效果。另外，變位齒輪的使用也可以獲得更加準確的傳動比，提高嚙合傳動的質量以及承載能力。 本設計主要對兩級內嚙合齒輪傳動和一級行星輪傳動、滾筒的結構、制動器的選型等進行詳細的設計。 關鍵詞：絞車提升機；行星齒輪；內嚙合傳動；行星傳動 Abstract The design is the s

3、ubject of the winch design. The 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,

4、 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. The design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2

5、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 rou

6、nd 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. The design of the two main transmissions

7、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 67 河南理工大學萬方科技學院本科生畢業(yè)設計(論文) 1 整體方案設計 1.1 產品的用途及主要設計參數(shù) 本次設計的產品名稱是絞車提升機，絞車是一種

8、小型絞車，通過纏繞在滾筒上的鋼絲繩從而牽引車輛在軌道上運行，屬于有極繩運輸絞車。絞車適用于礦井下或者地面裝載站調度、編組礦車，在中間巷道拖運礦車，也可在其它地方作為輔助運輸工具。 主要設計參數(shù)： 電機額定功率 P=55KW 滿載轉速 nd=1480r/min 初選： 牽引力 ≈30 繩速 ≈1.2 容繩 ≈500 m 滾筒直徑 D≈800mm 滾筒寬度 B≈450mm 1.2 整體方案的確定 該型絞車采用兩級內嚙合齒輪傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4

9、為兩級內嚙合齒輪傳動，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齒輪Z1，通過內齒圈Z2、齒輪Z3和內齒圈Z4，把運動傳遞到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的或稱太陽輪，接著帶動兩個行星齒輪Z6，再傳遞到大內齒輪Z7。兩個行星齒輪自由地安裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內齒輪Z7齒圈外部安裝有工作閘，用于控制絞車滾筒轉動。 如將大內齒輪Z7上的工作閘（右）閘住，將滾筒上的制動閘（左）松開，此時電動機的轉動由兩級內嚙合輪傳遞到齒輪Z5、Z6和Z7。但因Z7被閘住，不能發(fā)生轉動，故齒

10、輪Z6只能一方面繞自己的軸線轉動，另一方面還要繞齒輪Z5的軸線公轉，從而帶動與其相連接的帶動轉動，此時Z6的運行方式類似于太陽系中的行星，所以齒輪Z6稱行星齒輪，其傳動方式為行星傳動。 相反，如將大內齒輪Z7上的工作閘（右）松開，將滾筒上的制動閘（左）閘住，因為Z6與滾筒直接連接，只自轉，無公轉，由Z1至Z7的傳動系統(tǒng)變成定軸輪系，大內齒輪Z7做空轉。交替松開、閘住工作閘或制動閘，便可實現(xiàn)絞車在不停電動機的情況下運行和停車。當需作反向提升時，須重新按動啟動按鈕，使電機反轉。同時，調節(jié)絞車起升和下放速度或停止，兩個剎車裝置可交替剎緊或松開。 1.3 設計方案的改進 為了達到較好的均載效果，

11、在設計中的均載機構采用無多余約束的浮動，也即在行星輪之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。此方法的優(yōu)點是機構中沒有多余約束，結構簡單，浮動效果良好，齒長方向的載荷均勻分布。由于行星輪內只安裝一個軸承，當傳動比較小時，軸承尺寸較小，壽命更長。 設計中同時采用了適當?shù)淖兾积X輪。在漸開線行星齒輪傳動中，可以獲得以下效果：獲得較準確的傳動比；提高嚙合傳動質量和承載能力；在保證傳動比的前提下得到理想的中心距，在保證裝配和同心等的條件下，使齒數(shù)的選擇有比較大的靈活性。 2 電機的選取 2.1 系統(tǒng)的總效率 ==0.9600.990=0.824 式中：—滾筒上鋼

12、絲繩的纏繞效率，取=0.960 —攪油效率，取=0.990 —一級行星輪的傳動效率，取=0.970 —七個滾動軸承的效率，取=0.990 ——兩級內齒的傳動效率，取=0.980 2.2電機的選型 選取電機的參數(shù)： 額定功率：55 KW 滿載轉速：1480 r/min 效率：92.5% 電機的實際輸出功率：P==550.925=50.875 kW 此處刪除好多字，詳細的圖紙及其資料聯(lián)系qq656417679 3 牽引鋼絲繩直徑 3.1 鋼絲繩的選擇 3.1.1 鋼絲繩直徑 根據(jù)GB/T8918－1996知，鋼

13、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－鋼絲繩的最小直徑 C－選擇系數(shù) ，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 故選擇鋼絲繩直徑d =19.5 初選鋼絲繩直徑 =19.5 3.1.2 鋼絲繩強度校核： 選 鋼絲繩公稱抗拉強度為1550 ===1； =-=375-215+1=366 ； 齒根圓直徑 ； =375+2（1+0.25）5=382.5

14、 ； 全齒高 =（382.5 366）=8.25 ； 中心距 =（75-27）5=120 。 ① 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為 = =2.58189.80.911 =226.63 式中：—端面內分度圓上名義切向力，取 =2776.16 N； u—齒數(shù)比，u =/ =75/27 =2.79； b—工作齒寬， 取b =108 ； —小齒輪分度圓直徑，取 =144； —節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 =2.58， =0，查圖6-10，得 =2.21； —彈性系數(shù)，查表得 =189.8； —

15、重合度系數(shù)，查圖得 =0.91； —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，得 =1。 根據(jù)公式（5-14）得接觸應力 = = 226.63 = 309.62 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表，得 =1.25； —動載系數(shù)，6級精度，查表 ，得 =1.01； —接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，得 =1.12； —接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，得 =1； —接觸強度的行星輪之間載荷不均衡系數(shù),查表得 =1.2； —齒面接觸應力的基本值。 許用接觸應力 =

16、 式中：—試驗齒輪接觸疲勞極限，取 =1400 ； —接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25； —接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03； —潤滑油系數(shù)，取 =1.06； —工作硬化系數(shù)，取 =1.1； —速度系數(shù)，取 =0.905； —粗糙度系數(shù)，取 =0.96； —尺寸系數(shù)，取 =1； = =1168.62 ， < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度計算， 齒根應力 式中： = ； —端面內分度圓上名義切向力，取 =2776.16 N； b—工作齒寬， 取b =1

17、08 ； —法向模數(shù)，取=5； = =5.14 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數(shù)，取=1； —動載系數(shù)，取=1.2； —齒間載荷系數(shù)，取=1.1； —齒間載荷分布系數(shù)，取=1.1； 彎曲強度重合度系數(shù) 式中： —齒形系數(shù)，取=2.5； —應力修正系數(shù)，取=1.605； —重合度系數(shù)，=0.716； —螺旋角系數(shù)，=1.0； 則： ； 。 許用彎曲應力 式中： ； —彎曲疲勞極限，因材料為40Cr

18、，取=350； —最小安全系數(shù)，取=1.4； 式中： —應力修正系數(shù)，取=2.0； —壽命系數(shù)，取=1.0； —圓角敏感系數(shù)，取=0.99； —表面狀況系數(shù)，取=1.674-0.529=1.063； —尺寸系數(shù)。因，取=1.0； ， 則： ； 。 內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。 5.2.3 第二級傳動齒輪模數(shù)m 模數(shù)m由強度計算或結構設計確定 式中 —綜合系數(shù)，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

19、數(shù)； —小齒輪的傳動轉矩； —額定功率，； —小齒輪轉數(shù)（一般也即為第一級即電機轉數(shù)）； —實驗齒輪彎曲疲勞極限； —齒寬系數(shù)； 則 圓整取 =4 ① 內嚙合圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 分度圓壓力角： ； ； 齒頂高系數(shù)： ； 縱向間隙系數(shù) ； ； 模數(shù)的取 =4。 ② 齒輪接觸疲勞強度設計 小齒輪分度圓直徑 齒寬系數(shù) 按齒輪相對軸承為非對稱布置，查表得=0.8； 小齒輪齒數(shù) 取=27； 大齒輪

20、齒數(shù) ==2.7927=75.33； 齒數(shù)比 ==75/27； 傳動比誤差 =0.33/2.770.05； 小齒輪轉矩 ===347801； 載荷系數(shù) —使用系數(shù)，查表得=1； —動載系數(shù)，查表得=1.2； —齒間載荷系數(shù)，查表得=1.1； —齒間載荷分布系數(shù)，查表得=1.1； 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 材料彈性系數(shù) 查表得=189.8； 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得=2.5； 重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ， =0.87 = =95.77 齒輪模數(shù) =

21、=95.77/27=3.57 ，圓整得 =4 ； 小齒輪分度圓直徑 ==427=108 ； 圓周速度 ==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 =

22、272+2（1+0.25）5=294.5 ； 全齒高 =（294.5 272）=11.25 ； 中心距=（75-27）5=120 。 ③ 齒輪強度校驗 Ⅰ）齒面接觸疲勞強度計算 接觸應力 齒面接觸應力基本值 = =2.58189.80.911 =180.44 式中：—端面內分度圓上名義切向力，取 =2776.16 N； b—工作齒寬， 取b =86.4 ； u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68； —小齒輪的分度圓直徑，取 =108 ； —節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 =2.58， =0，查圖6-10，得 =2.21； —彈性系數(shù)，查表得 =18

23、9.8； —重合度系數(shù)，查圖得 =0.91； —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，得 =1， 由公式（5-14）得接觸應力 = = 226.85 = 309.91 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 得 =1.25； —動載系數(shù)，6級精度，查表 得 =1.01； —接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.12； —接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1； —接觸強度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2； —齒面接觸應力的基本值， 許用接觸應力 =

24、 式中：—試驗齒輪接觸疲勞極限、取 =1400 —接觸強度最小安全系數(shù)、取 =1.25； —接觸強度壽命系數(shù)、取 =1.03； —潤滑油系數(shù)、取 =1.06； —工作硬化系數(shù)、取 =1.1； —速度系數(shù)、取 =0.905； —粗糙度系數(shù)、取 =0.96； —尺寸系數(shù)、取 =1； = =1168.62 < 接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度計算， 齒根應力 式中： = —端面內分度圓上名義切向力，取 =2776.16 N； b—工作齒寬， 取b =86.4

25、 ； —法向模數(shù)，取=4； = =8.03 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數(shù)、取=1； —動載系數(shù)、取=1.2； —齒間載荷系數(shù)、取=1.1； —齒間載荷分布系數(shù)、取=1.1； 彎曲強度重合度系數(shù) 式中： —齒形系數(shù)、取=2.5； —應力修正系數(shù)、取=1.605； —重合度系數(shù)、=0.716； —螺旋角系數(shù)、=1.0； 則： 許用彎曲應力 式中： —彎曲疲勞極限、因材料為

26、40Cr，取=350； —最小安全系數(shù)、取=1.4； 式中： —應力修正系數(shù)、取=2.0； —壽命系數(shù)、取=1.0； —圓角敏感系數(shù)、取=0.99； —表面狀況系數(shù)、取=1.674-0.529=1.06； —尺寸系數(shù)、，故=1.0 則： 內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。 6 行星輪傳動設計 6.1 齒輪材料制造處理工藝的選定 太陽輪、行星輪的材料為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，其表面硬度為 HRC（洛氏硬度） 57～61 試驗齒輪齒面的接觸疲勞極限=1400 ；

27、 試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限 太陽輪=350 行星輪=245 齒形均為漸開線直齒，磨齒加工，精度6級， 內齒圈材料為40Cr,調質處理（淬火和高溫回火），硬度為HBS（布氏硬度） 262～293 試驗齒輪齒面的接觸疲勞極限 =650 =220 齒輪為插齒加工，精度7級。 6.2 確定各主要參數(shù) 因屬低速傳動，選用齒形角=，直齒輪傳動，精度6級，為了提高承載能力，采用變位齒輪傳動，外嚙合角=左右，內嚙合角=左右。 6.2.1 傳動比 = 38.89/7.8 = 4.99 6.2.2 行星輪數(shù)目 =2 6.2.3 載荷不均衡系數(shù) 低速級，采用無多余約束的浮

28、動均載機構，取==1.15 6.2.4 配齒計算 太陽輪齒數(shù) = = 25 式中取c = 42； 內齒圈齒數(shù) = = 25（4.99-1） = 99； 行星齒齒數(shù) = = = 37； 最終配齒結果：=24，=99，=37，i=4.98。 6.2.5 太陽輪的分度圓直徑 根據(jù)齒面接觸強度，計算太陽輪的分度圓直徑 = 768 =77.15 式中： —算式系數(shù)，直齒輪傳動，取 =768； —使用系數(shù)，查表得 =1.25； —接觸強度行星輪間載荷的不均衡系數(shù)，取 =1.20； —綜合系數(shù)，查表得 =1.80； —小齒輪的齒寬系數(shù)，取 =0.7； u

29、—齒數(shù)比， u = 37/24 = 1.54； —一對嚙合副中小齒輪的名義轉矩； 太陽輪的傳動扭矩 =9549 =9549 = 312.45 N.m； —試驗齒輪接觸疲勞極限，取=1400 ； 根據(jù)疲勞強度初算模數(shù) = 12.1 =3.27 式中：—算式系數(shù)，直齒傳動 ， =12.1； —彎曲強度的行星輪間的載荷不均衡系數(shù)、 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3； —小齒輪的齒形系數(shù)，按x =0查值， =3.18， =2.4； —小齒輪的齒數(shù)； —試驗齒輪的彎曲疲勞極限；

30、 取模數(shù)m = 6 太陽輪直徑 = m =246 = 144 = =6(24+37) = 183 6.2.6 計算變位系數(shù) (1) 確定行星輪的齒數(shù) Ⅰ) 由前面的最終配齒結果可知：=24 ，=99，=37 Ⅱ) 初選a—c副變位系數(shù)和 根據(jù) =+ =24＋37 = 61和 =的限制條件，查圖初選 =1 Ⅲ) 初算a—c副齒高的變動系數(shù) 根據(jù) =+ 由圖可得 B = = =16.39 D =1.43 =0 故 =1，=0 = = = 0.08723 (2)a-

31、c嚙合副 Ⅰ) 確定中心距 a-c和c-b嚙合副的標準中心距分別為： =0.5（）m =0.5(24+37)6 =183 =0.5() m =0.5(99-37)6 =186 由于小于計算值的圓整值，故取=180 （略微小于） Ⅱ) 中心距分離系數(shù)為 = = = 1 Ⅲ) 齒高的變動系數(shù)微 =（） 式中： =0， =0， =1 A = = = 16.39 查圖可得： c =1.82 = =0.111 Ⅳ) 變位系數(shù)、嚙合角 =+ =1＋0.111 = 1.111 = =

32、 = 、 均在推薦范圍內。 Ⅴ) 變位系數(shù)的分配 齒數(shù)比u =37/24 = 1.54 ，由圖可得當 =1.104， =0.52 = = =1.104－0.52 =0.584 （3）c-b嚙合副 Ⅰ) 中心距分離系數(shù)為 = = = -0.5 Ⅱ)齒頂高的變動系數(shù) 已知 = =（） 式中： =0， =0 ， =1， A = = = -8.06 查圖可得：c =0.60 =（99-37） =0.037 Ⅲ) 變位系數(shù) =+ =-0.5＋0.037 = -0.463 =+ =-0.463＋0.584 =0.121 Ⅳ)嚙合角 =

33、= = 也在推薦范圍內。 6.3幾何尺寸計算 由相關數(shù)據(jù)可得計算結果如下： 關于太陽輪 d =246 = 144 ； =144＋26(1＋0.314－0.014) =159.6 ； =144－26(1＋0.4－0.314) =130.97 ； =144 =153.3 ； 關于行星輪 d =637 =222 ； =222＋26(1＋0.2896－0.014) =237.30 ； =222－26(1＋0.4－0.2896) = 208.68 ； =222 =208.61 ； 關于內齒輪 d =699 =594 ； =594－26(0.8－0.31

34、4＋0.2896) =584.69 ； =594＋26(0.8＋0.25－0.314) =602.83 ； =594 = 558.18 ； 6.4 嚙合要素的計算 6.4.1 a—c傳動端面的重合度 Ⅰ) 頂圓的齒形曲徑 太陽輪 = =42.33 ； 行星輪 = =56.56 ； Ⅱ) 端面的嚙合長度 =42.33＋56.56－180 = 29.77 式中 —端面節(jié)圓的嚙合角，直齒輪 = = 22.5 Ⅲ) 端面的重合度 = =1.68 6.4.2 c—b傳動端面的重合度 Ⅰ) 頂圓的齒形曲徑 行星輪 同上計算可得 = 56.56

35、內齒輪 = =87.03 Ⅱ) 端面的嚙合長度 = = 56.56－87.03＋180 = 37.89 Ⅲ) 端面的重合度 = = =2.14 6.5 齒輪的強度驗算 6.5.1 外嚙合 Ⅰ)齒面的接觸疲勞強度計算 接觸應力： 齒面接觸應力的基本值 = = =2.21189.80.951 =252.55 式中：—端面內

36、分度圓上名義切向力， =9549 =9549 =599.65N.m ， = = =2776.16 N b—齒輪工作齒寬，b = =0.7144 =100 ； —小齒輪的分度圓直徑，取 =144mm； u—齒數(shù)比，u =/ =37/24 =1.54； —節(jié)點區(qū)域系數(shù)，（）/()=(0.52+0.584)/(24+37) =0.0181， =0，查圖得 =2.21； —彈性系數(shù)，查表得 =189.8； —重合度系數(shù)，查圖得 =0.95； —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，故取 =1； 得接觸應力為 = =252.55 =345.03 式中： —使用系數(shù)，

37、查表得 =1.25； —動載系數(shù)，精度6級，查表 得 =1.01； —接觸強度齒向載荷分布系數(shù)，按 =0.7， =3，查圖可得 =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（-1） =1+（1.214-1）0.80.7 =1.11； —接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，按 =1.302，6級精度，硬齒面，查圖6-9，取 =1； —行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表得 =1.2； 許用接觸應力的計算： = = =1118.3 式中：—試驗齒輪接觸疲勞極限，可

38、取 =1400 ； —接觸強度的最小安全系數(shù)，查表6-22得 =1.25； —接觸強度的壽命系數(shù)，按照工作年限10年，每年工作300天，每天工作14個小時，計算應力系數(shù)， =60（）t =60(1470-973)31030014 =4.93 > 查圖得 =1； —潤滑油系數(shù)， v =1.237 m/s, 查表，使用中型極壓油 =150 =150 取 =1.02； —工作硬化系數(shù)，兩齒齒面均為硬齒面，查圖得 =1； —速度系數(shù)，查圖得 =0.96； —粗糙度系數(shù)，按照8， =2.4m， = = =2.72，終取 =1.01； —尺寸系數(shù)，m < 5,選取

39、 =1； < 故接觸強度通過。 Ⅱ）齒根的彎曲疲勞強度計算 計算齒根應力 = 式中：—使用系數(shù)； —動載系數(shù)； —彎曲強度齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08； —彎曲強度齒間載荷分配系數(shù)，取 =1； —齒根彎曲強度行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3； —計算齒根彎曲應力基本值 = 式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，太陽輪 =0.52， =24，查圖得 =2.28；行星輪 =

40、0.584 ， =37，查圖，得 =2.14； —載荷作用于齒頂時應力修正系數(shù)，查圖，太陽輪得 =1.82，行星輪得 =1.88； —彎曲強度極限螺旋角系數(shù)； —彎曲強度重合度系數(shù)； b—工作齒寬， 計算許用齒根應力 = 式中：—試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限； —試驗齒輪應力修正系數(shù)，取 =2； —彎曲強度壽命系數(shù)，取 =1； —彎曲強度最小安全系數(shù)，高可靠度，查表得 =1.6； —相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖，太陽輪取 =0.98，行星輪取 =1.01； —相對齒根表面狀況系數(shù)， =1.045； —彎曲強度極限的尺寸系數(shù)， 太陽輪

41、： = =15.86； 彎曲應力為 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 許用彎曲應力為 =0.981.0451 =448 < 故彎曲強度通過。 行星輪： =12.141.850.8261 =15.13 彎曲應力為 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 許用彎曲應力為 =1.011.0451 =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 齒面接觸應力基本值 = =2.58189.80.911 =229.27 式中：—端面內分度圓上名義切向力，

42、取=2776.16 N； b—工作齒寬， 取b =100 ； —小齒輪的分度圓直徑，取 =144； u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68； —節(jié)點的區(qū)域系數(shù)，取 =2.58， =0，查圖6-10得 =2.21； —彈性系數(shù)，查表得 =189.8； —重合度系數(shù)，查圖得 =0.91； —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 得接觸應力 = = 229.27 = 313.23 式中 —使用系數(shù)，參照中等沖擊，查表得 =1.25； —動載系數(shù)，精度6級，查表 得 =1.01；

43、 —接觸強度齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.12； —接觸強度齒間載荷分布系數(shù)，取 =1； —接觸強度行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表得 =1.2 —齒面接觸應力基本值； =523.67 =523.67 許用接觸應力的計算 = 式中：—試驗齒輪接觸疲勞極限，取 =1400 ； —接觸強度最小安全系數(shù)，取 =1.25； —接觸強度壽命系數(shù)、取 =1.03； —潤滑油系數(shù)、取 =1.06； —工作硬化系數(shù)、 =1.1； —粗糙度系數(shù)、取 =0.

44、96； —尺寸系數(shù)、取 =1； —速度系數(shù)、取 =0.905； = =1168.62 < 故接觸強度通過。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度計算 齒根應力 齒根彎曲應力基本值 = = =17.74 式中：—載荷作用于齒頂時齒形系數(shù)，取 =2.055； —載荷作用于齒頂時應力修正系數(shù)，取 =2.458； —彎曲強度重合度系數(shù)，取 =0.759； —彎曲強度極限螺旋角系數(shù)； b—工作齒寬； = =17.741.251.011.0811.3 =31.44 式中：—動載系數(shù)； —使用系數(shù)；

45、—彎曲強度齒間載荷分配系數(shù)，取 =1； —彎曲強度齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08； —齒根彎曲強度行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 =1.3； —齒根彎曲應力基本值， 許用齒根應力 = =0.981.0451 =360 式中：—試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限； —試驗齒輪應力修正系數(shù)，取 =2； —彎曲強度壽命系數(shù)，取=1； —彎曲強度最小安全系數(shù)，取=1.6； —相對齒根表面狀況系數(shù)，取=1.045； —相對齒根圓角敏感系數(shù)，取=0.759； —計算彎曲強度極限尺寸系數(shù)， < 故彎曲強度通過。 由上可知齒輪承載能力滿

46、足要求。 7 主軸結構設計 7.1 軸的材料的選定 采用40Cr鋼，調質處理，材料力學性能為： = 750 = 550 = 350 = 200 7.2 軸直徑的初步估算 材料為40Cr鋼，查表A=105，軸的輸出端直徑為 式中： 考慮到有鍵槽，軸徑應增大4%～5% 故取 =60 7.3 軸的結構設計 軸的結構設計如圖（7.1）所示 圖7.1 7.4 軸的受力分析 7.4.1鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中于A處時，軸的受力分析情況 鋼絲繩通過滾筒經主軸的力（方向待定），以假想

47、線表示力全部作用于A處時，軸的受力分析情況（圖7.2—a）。取最大值為 =25 a、求支反力 設因的作用，各支反力分別為、（圖7.2-b），易得 = =20.313 =25 - 20.313 =4.687 b、作彎矩和轉矩圖 因而作出彎矩圖（圖7.2-c） =3046.9 轉矩圖（如圖7.2-b） c、校核計算 ①按當量彎矩計算軸徑 根據(jù)插值法（又稱“內插法”，是利用函數(shù)f (x)在某區(qū)間中插入若干點的函數(shù)值，作出適當?shù)奶囟ê瘮?shù)，在這些點上取已知值，在區(qū)間的其他點上用這特定函數(shù)的值作為函數(shù)f (x)的近似值）查表可得: =72 =1

48、24 A截面軸徑 = 0.07518 =75.18 其中因轉矩按脈動循環(huán)變化，故取 = = =0.58 在結構設計時,取d =75滿足強度要求。 ②軸的疲勞強度校核計算 (1)確定危險截面 根據(jù)載荷的分布情況（彎矩圖、轉矩圖），應力集中，軸的結構尺寸，截面A屬于危險截面，取截面A進行校核計算。 (2)校核危險截面安全因數(shù) 1）彎矩作用時安全因數(shù) 由于軸的轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，安全因數(shù)為 = 1.94 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)運動時疲勞極限， =350 ； —彎曲應力

49、幅； = =42.73 抗彎截面系數(shù)W = —彎曲平均應力， =0； —正應力的有效應力集中因數(shù)，根據(jù)配合可查得=2.652； —尺寸因數(shù)，查表得 =0.68； —表面質量因數(shù)，查表得=0.91； —材料彎曲時平均應力折算因數(shù)，查表得=0.34； 2）轉矩作用時安全因數(shù) 由于存在因機器的不均勻運轉而引起的慣性和振動，轉矩引起的切應力可視為脈動循環(huán)變應力，安全因數(shù)為 =39.46 式中：—40Cr鋼的抗扭疲勞極限， =200 ； —切應力幅； = =1.68 （W

50、—抗彎截面系數(shù)，W =； —平均切應力， =， =2.39 ； —正應力的有效應力集中因數(shù)，根據(jù)配合查表可得 =1.89； 故 =1.89） —表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查得 =0.91； —尺寸因數(shù)，查得 =0.74； —材料扭轉平均應力折算因數(shù)，查得 =0.21； 3）截面A疲勞強度安全系數(shù) = 1.92 當載荷確定比較精確，材料性質均勻時，許用安全因數(shù)=1.3～1.5 S > 故截面A 疲勞強度足夠。 ③軸靜強度安全因數(shù)校核計算 (1)確定危險截面。按照“載荷大，截面小”原則，選取A截面為危險截面。 (2)校核危險

51、截面安全因數(shù) =8.07 式中：—40Cr鋼正應力屈服點，  =550 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =22437.5 =4875 ； —抗彎截面系數(shù)， =71.53 ； =68.15 2）轉矩作用時安全因數(shù) =48.03 式中：—40Cr鋼切應力屈服點， =0.6 =0.6550 =330 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2479.32 =958.64 N.m； —抗彎截面系數(shù)， =143.56； 3）截面B的靜強度安全因數(shù) = 6.3

52、2 因 =0.733 查表，許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > 故該軸靜強度滿足要求。 7.4.2鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中于B處時，軸的受力分析情況 如圖7.3-a a、求支反力 假設因的作用，支反力分別為、（圖7.3-b），易得 = =6.25 =20 – 6.25=13.75 b、作彎矩和轉矩圖 因作用作彎矩圖（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（又稱“內插法”，是利用函數(shù)f (x)在某區(qū)間中插入若干點的函數(shù)值，作出適當?shù)奶囟ê瘮?shù)，在這些點上

53、取已知值，在區(qū)間的其他點上用這特定函數(shù)的值作為函數(shù)f (x)的近似值）查表可得: =72 =124 A截面軸徑 = 0.08425 =84.25 因轉矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58 故d =90滿足強度要求。 ②軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 (1)確定危險截面 根據(jù)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(shù) 1）彎矩作用時的安全因數(shù) 由于軸的轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力的作用，安全因數(shù)為

54、 = 1.72 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時疲勞極限， =350 ； —彎曲應力幅，= =48.06 ； （其中，W—抗彎截面系數(shù)W =） —彎曲平均應力， =0； —扭轉有效應力得集中因數(shù)，根據(jù)配合可查得 =2.652； —表面質量因數(shù)，查得 =0.91； —尺寸因數(shù)，查得 =0.68； —材料彎曲時平均應力折算因數(shù)，查得 =0.34； 2）轉矩作用時安全因數(shù) 因為機器不均勻運轉時存在慣性力和振動，轉矩引起的切應力可視為脈動循環(huán)變應力，安全因數(shù)為

55、 =39.46 式中：—40Cr鋼抗扭疲勞極限， =200 ； —切應力幅； = =1.68； （其中，W—抗彎截面系數(shù)W =） —平均切應力， = =2.39 —正應力有效應力的集中因數(shù)，根據(jù)配合可查得 =1.89， 取 =1.89， —表面質量因數(shù)，查得 =0.91； —尺寸因數(shù)，查得 =0.74； —材料扭轉時平均應力折算因數(shù)，查得 =0.21。 3）截面B疲勞強度安全系數(shù) = 1.72 當載荷確定比較精確，材料性質均勻時，許用安全因數(shù)=1.3

56、～1.5 S > 故該軸截面B疲勞強度滿足要求。 ③軸靜強度安全因數(shù)校核計算 (1)確定危險截面。按照“載荷大，截面小”原則，選B截面為危險截面。 (2)校核危險截面安全因數(shù) 1）危險截面最大承受壓強 =5.72 式中：—40Cr鋼正應力屈服點，查得 =550 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =23437.5 =6875 ； —抗彎截面系數(shù)， =71.53 ； =96.11 2）轉矩作用時安全因數(shù) =48.03 式中： —40Cr鋼切應力屈服點，查得： =0.6 =0.655

57、0 =330 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2479.32 =958.64 N.m； —抗彎截面系數(shù)， =143.56 3）截面B靜強度安全因數(shù) = 5.68 =0.733 查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > 故該軸靜強度滿足。 由上可知主軸的強度滿足要求。 8 行星軸的結構設計和校核 8.1行星軸 8.1.1 結構設計 行星軸結構設計如下（圖8.1） 圖8.1 8.1.2 行星軸材料 40Cr鋼，調質處理，材料力學為： =750

58、 =550 =350 =200 8.1.3 軸的受力分析 受力分析（圖8.2-a） a、求支反力 水平面內受力情況分析如圖8.2-b 軸在B截面所受方向向上的圓周力為 =21521.89 =3043.78 =1606.44 =3043.78-1606.44 =1437.34 故B截面處所受的彎矩最大 =68.27 b、軸的彎矩圖 如圖8.2-c 8.1.4 按當量彎矩計算軸徑 按照插值法（同前）查得: =72 =124 A截面軸

59、徑 = 0.0212 =21.2 由于轉矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58 故d =45滿足強度要求。 8.1.5 軸疲勞強度安全因數(shù)校核計算 (1)危險截面 根據(jù)載荷分布、應力集中、軸的結構尺寸等知，截面B為危險截面，取截面B來進行校核計算。 (2)校核危險截面安全因數(shù) 行星軸為心軸，其安全系數(shù)為： =15.47 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)疲勞極限， =350 ； —彎曲應力幅，= =7.63 ； （其中，W—抗彎截面系數(shù)，W =） —正應力

60、有效應力的集中因數(shù)，根據(jù)配合可查得 =2.652； —材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查得 =0.34 若載荷確定較精確，材料性質均勻，許用安全因數(shù)=1.3～2.5 S > 故該軸截面B疲勞強度滿足要求。 8.1.6軸表強度安全因數(shù)校核計算 1、確定危險截面。按照“載荷大，截面小”原則， B截面為危險截面。 2、校核危險截面安全因數(shù) =36.03 式中：—40Cr鋼正應力屈服點，查得 =550 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =268.27 =136.54 ； —抗彎截面系數(shù)， =8.946 ；

61、 =15.263 ； 許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > 故該軸靜強度滿足要求。 8.2行星軸校驗 8.2.1軸徑 d =45 8.2.2 行星軸材料 40Cr鋼，調質處理，材料力學為： =750 =550 =350 =200 8.2.3 軸的受力分析 根據(jù)軸的受力情況，軸的受力分析如圖8.2-a a、求支反力 在水平面內的受力情況分析如圖8.3-b 軸在B截面所受的方向向上的圓周力 =25592.94 =11185.88 =593

62、9.60 =11185.88-5939.60 =5846.28 故B截面所受彎矩最大 =445.47 b、軸的彎矩圖 圖8.3-c 8.2.4按當量彎矩計算軸徑 按照插值法（同前）查得: =72 =124 A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 因轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58 故d =55滿足強度要求。 8.2.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 (1)確定危險截面 由載荷分布、應力集中、軸的結構尺寸等知，截面B為危險截面，取截面B進行校核計算。 (2)校核危險截面安全因

63、數(shù) 行星軸為心軸，其安全系數(shù)為： =4.33 式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時疲勞極限， =350 ； —彎曲應力幅，= =27.27 ； （其中，W—抗彎截面系數(shù)W =） —正應力有效應力的集中因數(shù)，按照配合查得 =2.652； —材料彎曲時平均應力折算因數(shù)，查得 =0.34； 若載荷確定較精確，材料性質均勻，許用安全因數(shù)=1.3～2.5 S > 故截面B疲勞強度滿足要求。 8.2.6 軸表強度安全因數(shù)校核計算 1、確定危險截面。按照“載荷大，截面小”原則， B截面為危險截面。

64、2、校核危險截面安全因數(shù) =10.08 式中：—40Cr鋼正應力屈服點，查得 =550 ； —工作中短時最大載荷，假設其為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2445.47 =890.94 ； —抗彎截面系數(shù)， =8.946 ； =54.55 ； 許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > 故該軸靜強度滿足要求。 由上可知，行星軸的強度滿足要求。 9 行星架結構設計 9.1行星架形式的確定和材料的選定 行星架是行星傳動中結構較為復雜的重要零件，也是承受

65、外力力矩矩最大的零件。其三種基本形式分別為：雙壁整體式、雙壁剖分式和單臂式。因本設計中傳動比較大，故行星輪軸承安裝于行星輪內部，基本形式選用雙壁整體式行星架（如圖9.1所示）。這種形式的行星架結構穩(wěn)定，剛性大，受載變形小，有利于行星輪上所受載荷沿齒寬方向均勻分布，從而減少振動和噪聲。 行星架材料采用球墨鑄鐵QT600-3，其特點為：重量輕，離心力小，噪聲小。這種選材既降低了成本，又使其它性能也有所提高。 9.2行星架技術要求 1、中心距極限偏差 行星架上各行星輪上的軸孔與行星架基準軸線的中心距偏差會引起行星輪徑向位移，從而影響齒輪傳動側隙，且當各中心距偏差的數(shù)值和方向不同時，要影響

66、行星輪軸孔距相對弦距誤差的測量值，因而影響行星架的均載。一般要求控制其值在0.01～0.02之間。由中心距的基本數(shù)值和齒輪精度等級查表得： 高速級 = 低速級 = 2、相鄰行星輪軸孔距偏差 相鄰行星輪軸孔偏差對各行星輪間載苛的均衡分配有較大的影響，必須嚴格控制。值主要取決于各軸孔的分度誤差，分度誤差又取決于機床和工藝裝配的精度。 高速級 = mm 低速級 = mm 圖9.1 3、行星輪軸孔與行星架基準線的平行度公差 X方向軸線平行度誤差為，Y 方向軸線平行度誤差為 4、行星架偏心誤差 行星架偏心誤差： 高速級 mm，取 =15 um 低速級 mm，取 =18 um 5、靜平衡試驗 對行星架實行靜平衡，可保證傳動裝置運轉的平穩(wěn)性，。不平衡力矩應小于0.5 Nm。 10 軸承及校核 10.1 調心滾子軸承 行星軸直