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目 录前 言11 方案设计21.1 方案一 两级内齿轮和一级行星齿轮传动21.2 方案二 涡轮蜗杆传动31.3 方案三 液压泵液压马达传动41.4 方案比较42 总体设计62.1 电动机的选择与校核62.2 传动系统的设计计算与校核72.2.1 确定钢丝绳最大工作静拉力82.2.2钢丝绳强度校核82.2.3 计算减速器的减速比93 绞车总体结构设计103.1 卷筒装置113.2 卷筒的主要结构参数143.3 制动装置153.3.1制动器的要求163.3.2制动器的类型163.3.3制动器的选择163.4底座174 零部件设计184.1 前两级内啮合标准齿轮的几何参数184.2确定各主要参数184.2.1传动比184.2.2 第一级传动齿轮模数m184.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算194.2.4 齿轮接触疲劳强度计算194.2.5 齿轮强度校验225 行星轮传动设计285.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定285.2确定各主要参数285.2.1传动比285.2.2行星轮数目285.2.3载荷不均衡系数295.2.4 配齿计算295.2.5 太阳轮分度圆直径295.2.6计算变位系数315.3 几何尺寸计算335.4啮合要素计算345.4.1 ac传动端面重合度345.4.2 cb传动端面重合度355.5 齿轮强度验算365.5.1 外啮合365.5.2内啮合416 齿轮轴的结构设计476.1齿轮轴的材料选择476.2 轴直径的初步估算476.3轴的结构设计477 行星轮轴、输出轴和输入轴直径487.1 行星轴直径487.2 输出轴直径497.3 输入轴直径498 联接（普通平键联接）508.1主轴上的平键联接508.2键联接的强度校核509 行星架及齿轮架结构设计529.1行星架结构设计529.1.1行星架形式的确定和材料的选定529.1.2行星架的技术要求529.2齿轮架的结构设计5410 轴承5510.1轴承选型5511 减速器铸造机体结构尺寸5611.1铸造机体的壁厚5612 主要零件的技术要求5712.1对齿轮的要求5712.1.1齿轮精度5712.1.2对行星轮制造方面的几点要求5712.1.3齿轮材料和热处理要求5813 维护及修理5913.1润滑5913.2维护5913.3修理59毕业设计总结60致 谢61参考文献62iv河南理工大学万方科技学院本科毕业论文前 言在人类历史上，绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使一个人搬运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框架支撑的滚筒组成，人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动。今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或几个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械。绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载，绞车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。对于小型绞车为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在-起，直接驱动工作装置;对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动部分与绞车工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系，绞车的布置和操纵均很方便。矿用调度绞车主要用于矿井下调度矿车及其它辅助牵引用，亦可用于煤矿、冶金矿山、建筑工地等场合作拖运、提升工作或其他辅助搬运工作，但不得作载人使用。 调度绞车有着一定的制造史，而我国在这方面也有一定的水平, 在高爱华，谢国强老师的指导下对调度的结构和参数进行了设计以及计算。由于所学知识有限，设计中难免出现缺点和错误，在此，恳请各位老师提出宝贵意见，给予批评指正。1 方案设计调度绞车是一种小型绞车，调度绞车工作时，需要有一个可以转动的滚筒，滚筒上固定并缠绕着钢丝绳，钢丝绳的另一端通过连接装置与矿车组相连接，随着滚筒的旋转钢丝绳在滚筒上缠绕带动矿车组运动。此次设计的绞车主要设计参数为： 卷筒直径 220 mm；牵引力 10 kN；平均绳速 40 m/min左右1.1 方案一 两级内齿轮和一级行星齿轮传动传动系统放置在滚筒内部，结构简图如图1.1所示。1单列向心短圆柱滚珠轴承； 2，3，4单列向心球轴承； 5轴承； 马达齿轮；,内齿轮；， 轴齿轮； 行星齿轮； 大内齿轮图 1.1 两级内齿轮一级行星齿轮传动方案 从图1.1中看出，它的传动原理是：用闸A闸住内齿圈（此时闸B松开），则不动，带动行星齿轮，自转又公转，借中心的销轴带动滚筒H旋转，此为滚筒工作的情形。当制动闸A闸住，而滚筒H工作时，整个传动成为行星轮系，行星轮系中的首轮为，末轮为，系杆为滚筒H。反之，当松开制动闸A而闸住制动闸B时，整个传动成为定轴轮系，这时滚筒不动（绞车制动），电动机与各个齿轮均为空转。1.2 方案二 涡轮蜗杆传动 涡轮蜗杆传动绞车的原理图如图1.2所示。1电动机； 2，9斜齿轮； 3圆弧面蜗杆； 4涡轮； 5滚筒； 6大齿轮； 7中间齿轮； 8小齿轮；图1.2 采用涡轮蜗杆传动的绞车的原理图1.3 方案三 液压泵液压马达传动 液压泵液压马达传动的绞车可分为两种类型，一种为全液压传动，如图1.3所示。1电动机； 2柱塞泵； 3液压马达； 4绞车滚筒；图 1.3 全液压传动的液压绞车工作原理图电动机1带动双向变量的轴向柱塞泵2，再和内曲线低速大扭矩液压马达3组成闭式回路，而液压马达直线与绞车滚筒4连接拖动绞车运转。另一种为液压机械传动，如图1.4所示。 1电动机； 2液压泵； 3液压马达； 4减速器； 5绞车滚筒 图 1.4 液压机械传动绞车的工作原理图液压机械传动方式与全液压传动方式不同点只是在液压马达与绞车滚筒之间增加了机械减速器。1.4 方案比较 以上三种方案、四种结构形式，从原理上来讲，都能完成设计任务书提出的要求。但考虑使用环境条件，如用于矿井井下巷道中设备体积应小，而方案二采用涡轮蜗杆传动，可设计出产品，但体积大，可用于地面或使用空间较大的场合，故排除方案二；方案三采用液压泵液压马达传动，如用于煤矿井下巷道中，方案三中工作夜不应使用可燃油液，故排除方案三。经比较选择方案一为最终采用方案，以下对采用方案进行产品设计。792 总体设计通过方案比较采用方案一的结构形式两级内齿轮和一级行星齿轮传动，传动系统放置在滚筒内部，其结构简图如图1.1所示。调度绞车有下列主要部件组成：滚筒装置（包括传动系统）、制动装置、机座和电动机。为使绞车体积小，结构紧凑，其减速机构采用了两组内齿轮传动副和一组行星轮系，并将其装入滚筒体内，电动机亦半深入滚筒端部。为使运转灵活，在绞车内部各转动处均采用滚动轴承支撑。当制动闸A闸住而滚筒H工作时，整个传动成为行星轮系，行星轮系中的首轮为,末轮为，系杆为滚筒H。此行星轮系的传动比可以用转化轮系传动比的公式求得： 即 得 式中：电动机转速与滚筒转速之比，即传动装置总的减速比； 电动机转速； 滚筒转速； 各齿轮齿数。2.1 电动机的选择与校核为使绞车的驱动电机体积小，选用电动机为同步转速1500r/min的隔爆三相鼠笼型异步电动机。电机的输出功率： 式中，为工作机所需的功率，且式中：钢丝绳的牵引力10000kN； 钢丝绳绳速40m/min。 选择功率为11kW的电机，加上防爆要求，选择型号为JBJ11.4的电机，参数如下： 额定功率： 11.4KW； 额定转速： 1460r/min； 最大转矩/额定转矩：2.5 。2.2 传动系统的设计计算与校核对于调度绞车来说，钢丝绳在卷筒上可做多层缠绕，即第一层缠满后，钢丝绳就在缠满的绳圈上做第二层缠绕，以此类推。在电动机转速不变的情况下，钢丝绳的牵引速度随钢丝绳在卷同上的缠绕层数不同而变化。当钢丝绳在卷同上缠绕第一圈时，牵引速度最小，在卷同上最后一圈缠绕时牵引速度最大。调度绞车对钢丝绳的牵引速度要求不太严格。对于第一层缠绕，钢丝绳的缠绕半径为滚筒直径与钢丝绳直径之和的一半。对于辅助性绞车滚筒直径与钢丝绳直径之比，煤矿安全规程没有严格要求，且可以多层缠绕，为保证钢丝绳的使用寿命不止过短，钢丝绳直径不能过粗。参考现有绞车资料，直径220 mm的滚筒，选用钢丝绳的直径不能超过12.5 mm为好。2.2.1 确定钢丝绳最大工作静拉力根据GB/T89181996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力，按下式确定：d = （2-1） 式中d钢丝绳最小直径 C选择系数 ，取C =0.1 S钢丝绳最大静拉力N则由公式（2-1）可得： d =12.5 所以选择钢丝绳直径d =12.52.2.2钢丝绳强度校核 由钢丝绳型号知： 钢丝绳公称抗拉强度为1550 所以最小钢丝破断拉力总和 整条钢丝绳的破断拉力为 （2-2） 式中：拉力影响系数，取=0.85 安全系数 所以=5 故所选钢丝绳满足要求。以下钢丝绳直径即按12.5 mm计算，则在滚筒上缠绕一层时，钢丝绳中心的缠绕直径为232.5 mm；缠绕多层时，钢丝绳中心的缠绕直径可按下式直接计算： 式中：多层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径，mm； 滚筒直径，mm； d钢丝绳直径，mm； 钢丝绳的绳圈间隙，mm； K钢丝绳在滚筒上的缠绕层数。经计算，钢丝绳缠绕20层，绳圈间隙取2 mm，滚筒缠绳宽度0.3 m时，钢丝绳中心的缠绕直径为0.423 m，取平均值0.328 m，则每层平均缠绳长度约为20 m，缠绕20层大致可容绳400 m。单层缠绕时，每分钟绳速可用如下公式计算： 式中： 单层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径； 减速器的减速比； 单层缠绕时钢丝绳的绳速，m/min； 电动机的额定转速。2.2.3 计算减速器的减速比在同一电机转速下，钢丝绳缠绕层数不同，则绳速不同。经计算，在减速器的减速比为40时，为26.67 m/min；考虑到绞车对绳速要求不高，减速器的减速比可确定为40左右，具体可按减速器结构布置要求确定。最终最大绳速、最小绳速由实际减速比确定。各级传动比大致分配如下：=2.2，=2.2，=9前两级采用内啮合齿轮，第三极采用2K-H、b固定的行星齿轮传动。3 绞车总体结构设计 绞车总体结构图如3.1所示。各主要组成部分的结构特征如下。3.1 卷筒装置 卷筒7系由铸钢制成，其主要作用为：（1） 在卷筒面上卷绕钢丝绳以牵引负载；（2） 在卷筒的刹车盘上装上差动刹车装置借以操纵绞车的运行与停止；（3） 在卷筒体内装有减速齿轮系，因而卷筒又具有减速机壳体的作用。为使绞车体积减小，结构紧凑，其减速机构采用了两组内齿轮传动副和一组行星轮系，并将其装入卷筒体内，电动机亦半伸入卷筒端部。在绞车内部各传动处均采用滚动轴承支撑，运转灵活。在卷筒内部左端，装有用螺钉固定的滚柱套8，装在电动机端盖32伸出部分上的2218单列向心短圆柱滚子轴承（）即压入此套中，并用弹性挡圈轴向定位。第一组内齿轮传动副中的马达齿轮1用键及弹性挡圈与电动机轴相连接，与内齿轮2相啮合。内齿轮2的柄孔中，用键及弹性挡圈固定有轴齿轮3，支持2和3两个410单列向心球轴承（）装在偏心齿轮架9上，轴承间用定位圈相互隔开并用弹性挡圈轴向定位。而齿轮架9则用三个按圆周等分的螺钉10固定在卷筒体上。第二组内齿轮传动副中，与轴齿轮3相啮合的第二个内齿轮2支撑在两个410单列向心球轴承（）中，轴承（）装在大齿轮架11中，用两个定位圈及弹性挡圈固定位置。大齿轮架11用两个键与卷筒相连接，同时还用六个螺栓12固定在卷筒边上（见CC剖面）。第三组行星轮系中，轴齿轮4是太阳轮，用键及弹性挡圈固定在第二个内齿轮2的柄孔中，装在大齿轮架上的两个行星轮5与轴齿轮（太阳轮）4相啮合即可经由两个306单列向心球轴承（）绕小轴13自行回转，又可在大内齿轮6中公转。大内齿轮一侧用三个螺钉钉在径向与滑盘14相连，此滑盘上切有凹形环槽与卷筒边上的凸环相嵌合，其内缘有密封的毡圈，防止灰尘侵入及润滑油外溢。大内齿轮的另一侧用六个螺栓15（这些螺孔可用油枪来给齿轮加润滑油）与挡盘16固定在一起。挡盘柄部孔内压入两个309单列向心球轴承（）以支承大内齿轮架。套装在挡盘上的224单列向心球轴承（）支承在轴承支架17上。轴承支架17系由铸钢制成，是绞车卷筒的一个支承点。电动机与轴承支架用普通螺栓与螺尾锥销固定在绞车底座29上，螺尾锥销在装卸时起定位作用。在大齿轮架和挡盘柄尾用圆螺母30和31锁紧，通过轴承支架及轴承盖18并用六个螺栓19拉紧滑盘20，以阻止224轴承移动。挡盘上的凸环与滑盘上的凹槽相嵌合，在其内缘敷设毡圈，在卷筒面上有两个带油堵21的注油孔。钢丝绳头穿入绳孔后，用螺栓及绳卡22固定在卷筒侧边上。 1内齿轮马达齿轮；2内齿轮；3轴齿轮；4太阳轮；5行星轮；6大内齿轮；7卷筒；8滚珠套；9偏心齿轮架；10螺钉； 11大齿轮架；12螺栓；13小轴；14滑盘；15螺栓；16挡盘；17轴承支架；18轴承盖；19螺栓；20滑盘；21油堵；22绳卡；23制动钢带；24制动手把；25叉头；26拉杆轴承架；27丁字板； 28垫板；29机座；30螺母；31大圆螺母；32电动机端盖； 33保护罩图3.1 绞车总体结构图3.2 卷筒的主要结构参数卷筒是绞车的主要部件之一，是绞车的主要受力部件。其外形最大尺寸，由三部分组成，即卷筒法兰部分、卷绳筒部分和刹车法兰部分。卷筒示意图见图3.22卷筒采用铸钢ZG25铸造而成。卷筒的结构较为复杂，壁厚较薄，而铸钢的流动性不好，收缩大，如果其铸造工艺不合理将会造成卷筒变形、开裂、缩孔、缩松等缺陷，直接影响到绞车的外观及内在质量。1卷筒法兰； 2卷绳筒； 3刹车法兰3.21卷筒示意图卷筒铸造工艺图下图所示。 3.22卷筒铸造工艺图3.3 制动装置绞车上有两个差动制动装置，其结构尺寸及动作原理完全相同。在电动机一边的制动装置用来制动卷筒。在大内齿轮6上的制动装置具有摩擦离合器的作用，当此制动装置被完全刹紧时，行星轮5即沿大内齿轮滚转，带动滚筒工作。制动钢带23用铝铆钉与石棉带铆在一起，制动时，按下制动手把24，经杠杆和叉头25动作系统将两个拉杆轴承架26拉在一起，使刹车两端互相靠拢，产生制动作用，向上提起制动把时，制动钢车带即可松弛。调节活动螺栓柠入叉头螺母中的长度，可使制动钢带的拉紧力及制动手把的位置获得调整。固定在刹车带上的丁字板27插入与绞车底座连接在一起 的垫片28，以此防止制动装置在制动时转动。制动器的工作是以关掉电动机电源为前提的。因此，制动的实质就是由外力所产生的摩擦阻力矩来克服机器的惯性力矩。在这里就是由外力产生的摩擦阻力矩来克服机械传动以及负载的惯性力矩。3.3.1制动器的要求1）安全、可靠；2）动作迅速、有效；3）结构简单、重量轻、尺寸小；4）安装、使用及维护方便。3.3.2制动器的类型1）带式制动器；2）抱闸式制动器；3）盘式制动器。 3.3.3制动器的选择带式制动器在非工作状态时，为了消除制动带与制动轮之间的摩擦，必须置有制动带的张紧结构。在此不可取；至于盘式制动器，最宜工作于制动轮的端部，且结构复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间，不宜采用盘式制动器。因此我们采用抱闸式制动器。另外，绞车工作在井下，要具备防爆功能。若用电力制动，必须配置防爆电器，这样会使结构复杂化。同时提高了成本，因此我们不用电力制动。同时，绞车为纯机械式的，也不宜用液压制动，也省去一整套液压系统，有利于结构的简单化，降低成本。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360。与带式制动器相比，其制动轴不受弯矩力，占用空间小，制动所需外力小，非常适合于手动操作的小型设备制动中。外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运输机械中，手把是用来操纵制动带进行制动或松开制动带。止动板的作用是当制动带在抱紧动轮时，制止整个制动器随制动一起转动；还起着当制动器松开后，制动带与制动轮之间最小退距的调整作用。调节螺栓的作用是调节制动带与制动轮的抱紧程度及因制动带磨损而造成制动力矩下降。两个调节螺母的作用是与调节螺栓一起相配合来调节制动力矩，并在当制动力矩调整合适后，把调节螺栓与框架紧固成一体。制动器与钢带之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座及丁字板与钢带之间是用钢制铆钉铆接在一起，其目的是为了增加坚固性3.4底座绞车底座系由铸铁制成。电动机、轴承支架及容纳刹车丁字板的垫片均用螺栓固定在底座上，底座上还装有保护罩33。4 零部件设计组成减速轮系的各齿轮的主要技术参数及尺寸如下4.1 前两级内啮合标准齿轮的几何参数 齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定，内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS 262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650 =220 齿轮的加工为插齿，精度为7级。4.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为8级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。4.2.1传动比 =2.24.2.2 第一级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定式中 综合系数，齿轮为8级精度等级冲击取=1.4，8级精度等级中等冲击取=2.53.9，冲击较大、不变位时取较大值。 小齿轮的齿形系数 小齿轮的传动转矩 额定功率， 小齿轮转数（一般为第一级即电机转数）， 实验齿轮的弯曲疲劳极限，按MQ级中等质量要求选取 齿宽系数，齿宽b与小齿轮分度圆直径的比值。则 取圆整 =34.2.3 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆的压力角： 齿顶高系数：纵向间隙系数 模数的选取 =34.2.4 齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径，由下边公式 齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置=0.8小轮齿数 取=17大轮齿数 =2.217=38齿数比 =38/17传动比误差 =0.33/2.770.05小轮转矩 =74568.5载荷系数 使用系数，查表取=1动载系数，查表取=1.2齿间载荷系数，由表取1.1齿间载荷分布系数，查表取1.1载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表取=189.8节点区域系数 查图取 =2.5重合度系数 由推荐值0.850.92 ，则=0.87 = =43.36齿轮模数 =43.26/17=3.57 ，取圆整 =3 小轮分度圆直径 =317=51 圆周速度 =取=3.8 标准中心距 =3（17+38）/2=82.5齿宽 =0.851=40大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=45 分度圆直径 =38 3=114 基圆直径 =114=121.5 齿顶圆直径 =-式中 =当 =1，=时 =1 =-=114-213+9=109.19齿根圆直径 =114+2（1+0.25）5=115.25 全齿高 =（115.25 109.19）=3.01 中心距 =（38-17）3=31.5 4.2.5 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =618.9 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =40小齿轮分度圆直径，取 =144u齿数比，u =/ =38/17 =2.2节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 618.9 = 1309 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值，许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 式中：= 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 Nb工作齿宽， 取b =40 法向模数，取=3= 载荷系数 =11.21.11.1=1.45式中： 使用系数。取=1 动载系数。取=1.2 齿间载荷系数，取=1.1 齿间载荷分布系数，取=1.1弯曲强度的重合度系数 式中： 齿形系数。取=2.5 应力修正系数。取=1.605 重合度系数。=0.716 螺旋角系数。=1.0 则： 计算许用弯曲应力 式中：弯曲疲劳极限。由于材料为40Cr，故取=350最小安全系数。取=1.4式中：应力修正系数。取=2.0寿命系数，取=1.0圆角敏感系数，取=0.99表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063尺寸系数。由，则=1.0则： 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。表4.1 主要传动件简图名称简图马达齿轮轴齿轮内齿轮5 行星轮传动设计5.1齿轮材料处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料均为20CrMnTi,表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC 5761齿轮齿面接触疲劳极限=1400 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=350 行星轮=245 齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级，内齿圈的材料为40Cr,调质处理，硬度为HBS 262293试验齿轮齿面接触疲劳极限=650 =220 齿轮的加工为插齿，精度为7级。5.2确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角=，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合=左右，内啮合=左右。5.2.1传动比= 40/4.84 =8.265.2.2行星轮数目=25.2.3载荷不均衡系数低速级采用无多余约束浮动均载机构，取=1.155.2.4 配齿计算根据经验和设备能力，则Z=2a/m42。太阳轮数目内齿圈齿数 = = 17（9-1） =135行星齿齿数 = = = 59配齿结果：=17 =135 =59 i=95.2.5 太阳轮分度圆直径按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径由公式得，= 768=59.1235式中：算式系数，一般钢制齿轮，直齿轮传动，取 =768使用系数，查表，取 =1.25计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，取 =1.20综合系数，查表，取=1.80小齿轮齿宽系数，取 =0.7u齿数比， u = 59/17 = 3.47一对啮合副中小齿轮的名义转矩，N.m太阳轮传动的扭矩 =9549 =954911.44.64/21460 = 180.8 N.m试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400 按弯曲强度初算模数 由公式（5-2）得， = 12.1 =3.43式中：算式系数，直齿传动 =12.1 计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数。 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3 小齿轮齿形系数，高精度，正变位，静定结构，按x =0查值， =3.18 =2.4 小齿轮齿数 试验齿轮弯曲疲劳极限，取模数m = 6 则太阳轮直径 = m =174= 68 = =4(17+59) = 152取 =1525.2.6计算变位系数1)a-c传动啮合角ac因为 cosac=( a0/a)cos=(152/152.5)cos20o=0.923432所以 ac=20.26.34o变位系数和XX=(Za+Zc) =76 =0.13 中心距变动系数yy=0.125齿顶降低系数yy=X-y =0.13-0.125 =0.005分配变位系数：因为 X=0.130.5所以 取Xa=0.13则 Xc=X-Xa =0.13-0.13 =0 2)b-c传动啮合角ag因为 cos=( a0/a)cos=(152/152.5)cos20o=0.923432所以 =20.26.34o变位系数和XX=(Za+Zg) =76 =0.13 中心距变动系数yy=0.125齿顶降低系数yy=X-y =0.13-0.125 =0.005分配变位系数：因为 X=0.13 按图，取 =1润滑油系数，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型极压油 =150 =150 取 =1.03工作硬化系数，两齿均为硬齿面，查图取 =1速度系数，查图取 =0.96粗糙度系数，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01尺寸系数，m 5,取 =1故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-17)得 = 式中：使用系数， 动载系数， 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数， =1.08 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取 =1 计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数， =1.3计算齿根弯曲应力基本值，由公式(5-18)得 = 式中：载荷作用于齿顶时的齿形系数，太阳轮 =0.13， =17，查图取 =2.28，行星轮， =0 ， =59，查图，取 =1.8载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查图，太阳轮取 =1.82行星轮 =1.88，计算弯曲强度极限的螺旋角系数，计算弯曲强度的重合度系数， =0.826b工作齿宽， 许用齿根应力由公式（5-19）得 = 式中：试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 试验齿轮的应力修正系数，取 =2 计算弯曲强度的寿命系数，取 =1计算弯曲强度的最小安全系数，按高可靠度，查表，取 =1.6相对齿根圆角敏感系数，查图得太阳轮 =0.98，行星轮 =1.01相对齿根表面状况系数，取1.045计算弯曲强度极限的尺寸系数，太阳轮： = =34.12则：弯曲应力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 许用弯曲应力 =0.981.0451 =448 故：,弯曲强度通过。行星轮： =12.141.850.8261 =20.113 则：弯曲应力 =20.1131.251.011.0811.3 =35.65 许用弯曲应力 =1.011.0451 =323 故：,弯曲强度通过。5.5.2内啮合）齿面接触疲劳强度计算接触应力由公式（5-15）得齿面接触应力的基本值 = =2.58189.80.911 =545.8 式中：端面内分度圆上的名义切向力，取 =2776.16 N b工作齿宽， 取b =100 小齿轮分度圆直径，取 =144u齿数比，u =/ =99/37 =2.68节点区域系数，取 =2.58 =0，查图6-10，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =0.91螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 229.27 = 313.23 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1.25 动载系数，6级精度，查表 取 =1.01 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,查表取 =1.2 计算齿面接触应力的基本值， =545.8 =745.67 许用接触应力 = 式中：试验齿轮的接触疲劳极限，取 =1400 计算接触强度的最小安全系数，取 =1.25 计算接触强度的寿命系数，取 =1.03润滑油系数，取 =1.06工作硬化系数， =1.1速度系数，取 =0.905粗糙度系数，取 =0.96尺寸系数，取 =1则 = =1168.62 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力由公式(5-24)得齿根弯曲应力基本值 = = =66.267 式中：载荷作用于齿顶时的齿形系数，取 =2.055载荷作用于齿顶时的应力修正系数，取 =2.458计算弯曲强度极限的螺旋角系数，计算弯曲强度的重合度系数，取 =0.759b工作齿宽，由公式(5-23)得 = =66.2671.251.011.0811.3=117.39 式中：使用系数， 动载系数， 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，取 =1.08 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，取 =1 计算齿根弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，取 =1.3计算齿根弯曲应力基本值，许用齿根应力由公式（5-25）得 = =0.981.0451 =360 式中：试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 试验齿轮的应力修正系数，取 =2 计算弯曲强度的寿命系数，取 =1计算弯曲强度的最小安全系数，取 =1.6相对齿根圆角敏感系数， =0.759相对齿根表面状况系数，取 =1.045计算弯曲强度极限的尺寸系数，故：=13.04mm出于轴承润滑考虑，行星轮轴将采用中空结构，故直径放大50，取do=13.04mm，则取do=15mm。实际尺寸将在选择轴承时，最后确定。7.2 输出轴直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端上安装联轴器（球磨机的典型机构），则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo合金钢，其许用剪切应力=45MPa，即求输出轴伸出端直径：d2=17.2=17.2X=80.174mm由于轴的同一截面上开一键槽，则轴轴颈应增加5则 d2=84.183mm取d2=100mmT2=9549=9549XX0.98=4557.477N.m式中 T2输出轴转矩； 为减速器的传动效率，=0.98。7.3 输入轴直径由于太阳轮是采用浮动机构，因此，输入轴是通过联轴器进行联接传动的，而且电机与输入轴联接也是通过联轴器进行联接。因此，输入轴运转时只承受转矩。输入轴选用的材料与输出轴相同，42CrMo合金钢，许用剪切应力=45MPa，即求出输入轴伸出端直径：d1=17.2=17.2X=80.174mm由于轴的同一截面上开一键槽，则轴轴颈应增加5则 d1=45.23mm8 联接（普通平键联接）8.1主轴上的平键联接键的选取由于两平键都安装在直径为32的轴上，所以两平键的公称尺寸为 bh-L =1068.2键联接的强度校核键的强度校核公式如下： (11-1) (11-2)式中：M传递的转矩 =322.85 d轴的直径 =32 l键的工作长度 k键与轮彀的接触高度 k =h-t h 为键的高度，t为轴槽的深度。 b键的宽度 10 键联接的许用挤压应力 查表可得轻微冲击载荷时，取=150 键的许用静压力 查表可知：=100 由公式（11-1）和（11-2）可得： = =53.67 =所以 由以上的计算可知，两平键的强度极限满足要求。9 行星架及齿轮架结构设计9.1行星架结构设计9.1.1行星架形式的确定和材料的选定行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三种基本形式：双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因为本设计中传动比较大，(NGW型单级)，所以行星轮轴承安装在行星轮内，采用双壁整体式行星架（如图9.1）这种型式的行星架结构刚性大，受载变形小，因而有利于行星轮上载荷沿齿宽方向均匀分布，减少振动和噪声。行星架材料常用ZG55，由于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用球墨铸铁QT600-3，重量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其它性能也有所提高。9.1.2行星架
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