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摘 要 本次設計的題目是 3 噸調(diào)度絞車的設計。調(diào)度絞車由于結(jié)構(gòu)簡單、重量 不大、移動方便，而被廣泛應用于礦山地面、冶金礦場或建筑工地等進行 調(diào)度和其它運輸工作。 絞車的主要特點為：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、啟動平衡（穩(wěn)） 、故障率低、常見故障易處理、維護方便。 我國許多調(diào)度絞車的設計是引進前蘇聯(lián)的技術(shù)，并在其基礎上作了一些改 進，本設計方案的主要特點： 該型絞車采用兩級內(nèi)嚙合傳動和一級行星輪 傳動。Z1/Z2 和 Z3/Z4 為兩級內(nèi)嚙合傳動，Z5 、Z6 、Z7 組成行星傳動機構(gòu)。 在電動機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(nèi)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(nèi)齒輪 Z7 齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒 運轉(zhuǎn)。 為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構(gòu)中采取無多余約束的浮 動方式。另外，變位齒輪的使用也可以獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動 質(zhì)量和承載能力。 本次設計主要對兩級內(nèi)嚙合傳動和一級行星輪傳動、滾筒結(jié)構(gòu)、制動 器等進行了詳細的設計。 關鍵詞： 調(diào)度絞車；行星齒輪；行星傳動；內(nèi)嚙合傳動 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、整體方案設計 1 1.1 產(chǎn)品的名稱、用途及主要設計參數(shù) .............................1 1.2 整體設計方案的確定 .........................................1 1.3 設計方案的改進 .............................................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 計算鋼絲繩直徑 ........................................3 2.1.2 鋼絲繩強度校核： .......................................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 電機的選型 .................................................6 四、總傳動比的計算及傳動比的分配 7 4.1 總傳動比的計算： ...........................................7 4.2 傳動比的分配 ...............................................7 五、 兩級內(nèi)齒圈傳動設計 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 傳動比 .................................................9 5.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù) m ...................................9 5.2.3 內(nèi)嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 .................10 5.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算 .................................10 5.2.5 齒輪強度校驗 ..........................................12 5.3 第二級傳動齒輪模數(shù) M .....................................16 5.3.1 內(nèi)嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 .................17 5.3.2 齒輪接觸疲勞強度設計計算 .............................17 5.3.3 齒輪強度校驗 .........................................20 六、 行星輪傳動設計 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 配齒計算 ..............................................24 6.2.5 太陽輪分度圓直徑 ......................................25 6.2.6 計算變位系數(shù) ..........................................26 6.3 幾何尺寸計算 ..............................................29 6.4 嚙合要素計算 ..............................................30 6.4.1 ac 傳動端面重合度 .................................30 6.4.2 cb 傳動端面重合度 ...................................30 6.5 齒輪強度驗算 ..............................................31 6.5.1 外嚙合 ................................................31 6.5.2 內(nèi)嚙合 ................................................36 七、主軸的結(jié)構(gòu)設計 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)設計 ..............................................40 八、行星軸的結(jié)構(gòu)設計和校核 55 8.1 行星軸 ....................................................55 8.1.1 結(jié)構(gòu)設計 ..............................................55 8.1.2 行星軸材料 ............................................55 8.1.3 軸的受力分析 ..........................................55 8.1.4 按當量彎矩計算軸徑 ....................................56 8.1.5 軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 ..........................56 8.1.6 軸的表強度安全因數(shù)校核計算 ............................57 8.2 行星軸校驗 ................................................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 按當量彎矩計算軸徑 ....................................59 8.2.5 軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 ..........................60 8.2.6 軸的表強度安全因數(shù)校核計算 ............................61 九、 行星架結(jié)構(gòu)設計 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)接的強度校核 .....................................70 十二、減速器鑄造機體結(jié)構(gòu)尺寸 71 12.1 鑄造機體的壁厚 ...........................................71 12.2 螺栓直徑 .................................................71 十三、 制動器的設計計算 72 13.1 制動器的作用與要求 .......................................72 13.1.1 制動器的作用 .........................................72 13.1.2 制動器的要求 .........................................72 13.2 制動器的類型比較與選擇 ...................................72 13.2.1 制動器的類型 .........................................72 13.2.2 制動器的選擇 .........................................72 13.3 外抱閘式制動器結(jié)構(gòu) .......................................72 13.4 外抱閘式制動器的幾何參數(shù)計算 .............................73 十四、 主要零件的技術(shù)要求 79 14.1 對齒輪的要求 .............................................79 14.1.1 齒輪精度 .............................................79 14.1.2 對行星輪制造方面的幾點要求 ...........................79 14.1.3 齒輪材料和熱處理要求 .................................79 十五、維護及修理 80 15.1 潤滑 .....................................................80 15.2 維護 .....................................................80 15.3 修理 .....................................................80 ABSTRACT 81 摘要 88 畢業(yè)設計總結(jié) 94 參考文獻 95 一、整體方案設計 1.1 產(chǎn)品的名稱、用途及主要設計參數(shù) 本次設計的產(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行，屬于有極繩運輸絞車。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，在中間巷道中拖運礦 車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。 主要設計參數(shù)為： 牽引力 30 TkN 繩速 1.2 vm/s 容繩 500 mH 1.2 整體設計方案的確定 該型絞車采用兩級內(nèi)嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2 和 Z3/Z4 為兩 級內(nèi)嚙合傳動，Z5、Z6、Z7 組成行星傳動機構(gòu)。 在電動機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(nèi)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(nèi)齒輪 Z7 齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾 筒運轉(zhuǎn)。 若將大內(nèi)齒輪 Z7 上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動 機轉(zhuǎn)動由兩級內(nèi)嚙輪傳動到齒輪 Z5、Z6 和 Z7。但由于 Z7 已被閘住，不能 轉(zhuǎn)動，所以齒輪 Z6 只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn)，同時還要繞齒輪 Z5 的 軸線（滾筒中心線）公轉(zhuǎn)。從而帶動與其相連的帶動轉(zhuǎn)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， A 1 2 3 4 5 6 7 B 其傳動方式稱為行星傳動。 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或制動閘，即可使調(diào) 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(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(gòu)中采取無多余約束的浮動， 既在行星輪中安裝一個球面調(diào)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(gòu)中無多余約束，結(jié)構(gòu)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(nèi)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(zhì)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(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 型號為：619（a）19.5155 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 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： 按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑0D d鋼絲繩直徑 h與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩的結(jié)構(gòu)有關的系數(shù)，因為機構(gòu)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(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： 對鑄鐵卷筒：厚度 =0.02 +(6-10)=0.02 351+9=16.02 mm0D 三、 電機的選?。?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 一級行星輪傳動效率，各取 =0.97033 七個滾動軸承的效率，各取 =0.9904 4 兩級內(nèi)齒傳動效率，各取 =0.9805 5 3.2 繩速的確定 v = =1.2 m/smaxin2 3.3 電機的選型 最大功率： =F v =30 1.2 =36 kWP 電機軸上的功率： P = / =36/0.825=43.636 kW總 根據(jù)以上計算，選取電機的參數(shù)如下： 型號：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 電機的實際輸出功率：P= =55 0.925=50.875 kW P電 機 電 機 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(zhuǎn)速 =1480 r/minn電 機 卷筒轉(zhuǎn)速 =37.799 r/min輸 出 可得總傳動比為 = = =39.15i總 n電 機輸 出 148037.9 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：123i 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(gòu)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 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，6 級精度，取 1HP 1HPK =1.20 行星輪間載荷分配系數(shù)，太陽輪浮動，8 級精度，取 2P 2P =1.05 綜合系數(shù)。 =3，高精度，硬齒面，取 = =1.81HKpn1HK2 角標 1、2 表示第一級和第二級傳動。 = =21pn2 查表 定 = =0.7631()da2()da =lim1Hli2 則：q = = =1.14312pP K.805 計算 =1.143 233. 以此值和傳動比得 =6.8 可知：1p =i/ =39.15/7.8=4.993i 則 =2.79 1 =2.792i =4.993 五、 兩級內(nèi)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(nèi)齒圈的材料為 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為 HBS 262293 試驗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。 5.2 確定各主要參數(shù) 由于屬于低速傳動，采用齒形角 = ，直齒輪傳動，精度為 6 級，na02 為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。 5.2.1 傳動比 =2.791i 5.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù) m 模數(shù) m 由強度計算或結(jié)構(gòu)設計確定 132lim.()FadKTYz 式中 綜合系數(shù)，齒輪為 7 級精度等級沖擊取 =1.62.6，8 級精度等級中K 等沖擊取 =2.53.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù)limFY 小齒輪的傳動轉(zhuǎn)矩1T 1950()PNn 額定功率， kW 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級即電機轉(zhuǎn)數(shù)） ，1 /minr 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按 MQ 級中等質(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)嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 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 齒輪接觸疲勞強度計算 小輪分度圓直徑 ，由下邊公式1d 2131()()EHdZKTu 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置 =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 標準中心距 = =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 =1， = 時 *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 齒輪強度校驗 ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 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 動載系數(shù)，6 級精度，查表 取 =1.01v v 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.12H H 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表 取 HP 17-2HP =1.2 計算齒面接觸應力的基本值，0H 許用接觸應力 P = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 li limH2N/ 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25minH inS 計算接觸強度的壽命系數(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 < 接觸強度通過。 ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 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 彎曲強度的重合度系數(shù) FaSY 式中： 齒形系數(shù)。取 =2.5FaYFa 應力修正系數(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 計算許用彎曲應力 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 第二級傳動齒輪模數(shù) m 模數(shù) m 由強度計算或結(jié)構(gòu)設計確定 132lim.()FadKTYz 式中 綜合系數(shù)，齒輪為 7 級精度等級沖擊取 =1.62.6，8 級精K 度等級中等沖擊取 =2.53.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù)limFY 小齒輪的傳動轉(zhuǎn)矩1T 1950()PNmn 額定功率，PkW 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級即電機轉(zhuǎn)數(shù)） ，1n /minr 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按 MQ 級中等質(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)嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 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 齒輪接觸疲勞強度設計計算 小輪分度圓直徑 ，由下邊公式1d 2131()()EHdZKTud 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置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 標準中心距 = =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 =1， = 時 *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 齒輪強度校驗 ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 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 動載系數(shù)，6 級精度，查表 取 =1.01v v 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.121-5H H 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計算接觸強度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表 取 =1.2HP 17-2HP 計算齒面接觸應力的基本值，0 許用接觸應力 HP = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 lilimH2N/ 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25minH inS 計算接觸強度的壽命系數(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 < 接觸強度通過。HP ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 F 由公式(5-17)得 = F0AVFPK2N/m 式中： 使用系數(shù)， 動載系數(shù)，V 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)， =1.08FK FK 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3FP FP 計算齒根彎曲應力基本值，0 由公式(5-18)得 = 0FtFSnYbm2N/m 式中： 載荷作用于齒頂時的齒形系數(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 載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，查圖 ，太陽輪取 S 1-7SY =1.82 行星輪 =1.88，SY 計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)， 計算彎曲強度的重合度系數(shù)， =0.826 Y b工作齒寬， 許用齒根應力 Fp 由公式（5-19）得 = FplimnSTNFYrelTRlxY2/m 式中： 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，li 試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取 =2STYSTY 計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1N N 計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，按高可靠度，查表 ，取minF 16-8 =1.6iS 相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖 得太陽輪 =0.98，行relTY 16-35relTY 星輪 =1.01relT 相對齒根表面狀況系數(shù)，取 1.045RrlY 計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，x 太陽輪： = =15.860F276.18.20612N/m 則：彎曲應力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 F 2N/m 許用彎曲應力 = 0.981.0451 =448 p351.6 故： < ,彎曲強度通過。F 行星輪： = 12.141.850.8261 =15.13 0F276.1 2N/m 則：彎曲應力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 F 2/ 許用彎曲應力 = 1.011.0451 =323 p245162/ 故： < ,彎曲強度通過。F 6.5.2 內(nèi)嚙合 ）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力 H 由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 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 動載系數(shù)，6 級精度，查表 取 =1.01v v 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)， ，取 =1.121-5H H 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1K K 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表 取 HP 17-2HP =1.2 計算齒面接觸應力的基本值，0 =523.67 =523.67 H1.250.1.22N/m 許用接觸應力 HP = HPlimnNLvRxZS2/m 式中： 試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 limHlimH2N/ 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25inS inS 計算接觸強度的壽命系數(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 < 接觸強度通過。 ）齒根彎曲疲勞強度， 計算齒根應力 F 由公式(5-24)得 齒根彎曲應力基本值 = 0FtFSnYbm2N/m = =17.74 276.152.48.759102/ 式中： 載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，取 =2.055FY FY 載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，取 =2.458S S 計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)， 計算彎曲強度的重合度系數(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 動載系數(shù)，VK 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08F FK 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 ==1.3FPK FP 計算齒根彎曲應力基本值，0 許用齒根應力 Fp 由公式（5-25）得 = FplimnSTNFYrelTRlxY2/m = 0.981.0451 =360 20162N/ 式中： 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，limF 試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取 =2STYSTY 計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1N N 計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，取 =1.6minF minF 相對齒根圓角敏感系數(shù)， =0.759relTY relTY 相對齒根表面狀況系數(shù)，取 =1.045Rrl Rrl 計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，x 故： ，該軸截面 A 疲勞強度足夠。p 3.軸的靜強度安全因數(shù)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(shù) max5018.sASMW =8.07 式中： 40Cr 鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 ssMpa 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)矩作用時的安全因數(shù) =48.03max6.87sSTW 式中： 40Cr 鋼材料切應力屈服點，查表得：s =0.6 =0.6550 =330 ssMpaa 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 的靜強度安全因數(shù) = 6.322228.074.3S 因為 =0.733570sb 所以查表得許用安全因數(shù) =1.72.2pS S ,該軸靜強度足夠。p 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）1479.32NmT a 求支反力 設由于力 產(chǎn)生的作用，各支反力分別為 ， （圖 7