调度绞车设计（单独论文不含图）

原创通过答辩毕业设计说明书论文 QQ 194535455 摘 要调度绞车是一种全齿传动机械。齿轮传动系统又称轮系。根据轮系传动时各齿轮轴线在空间的相对位置是否固定，可分为定轴轮系和周转轮系。定轴轮系又有外啮合圆柱齿轮传动和内啮合圆柱齿轮传动之分，而周转轮系又有差动传动和行星传动之分。调度绞车的传动齿轮既有内啮合圆柱齿轮传动，又有行星传动，所以调度绞车又称内齿轮行星传动绞车。调度绞车是煤矿的辅助运输设备之一，主要供井下或地面装载站调度编组矿车及在中间巷道中托运矿车及做其他辅助运输之用，直接关系到煤矿的正常生产。调度绞车结构简单、重量不大、移动方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其它运输工作。调度绞车结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高,安装及撤除操作方便、启动平稳、故障率低、常见故障易处理、维护方便。调度绞车是常用来调度车辆及进行辅助牵引作业的一种绞车。常用于矿井巷道中拖运矿车及辅助搬运，也可用在采掘工作面、装车站调度空、重载矿车。1此设计进行了调度绞车的方案设计，并进行了比较分析，对其结构和主要部件经行了设计及强度校核。并对绞车的控制电路进行了设计。关键词：调度绞车；齿轮传动；轮系 6969AbstractDispatch hoist is a full gear transmission machinery. Gear transmission system and transmission. According to the gear axis when driving gear train in space, whether fixed position can be divided into fixed axis gear train and turnover gear train. And there was a fixed axle gears cylindrical gears transmission and internal meshing cylindrical gear transmission, and turnover and differential planetary gear transmission and the points. Dispatch hoist gear meshing of cylindrical gears transmission in both, and planetary transmission, therefore scheduling and winch in gear planetary transmission winch.The coal mine hoist scheduling is one of the main auxiliary equipment for underground or ground load standing in the middle of the harvesters and scheduling grouping of check and other auxiliary coveyance harvesters, directly related to the normal production of coal mine. Hoist scheduling of simple structure, convenient to move, little weight, is widely used in mining, metallurgy, mines, or the construction schedule and other transportation etc. Dispatch hoist structure size and weight, high speed wire smaller, installation and removal of convenient operation, stable starting, low failure rate, the common fault handling easy, convenient maintenance. Dispatch hoist is used to dispatch vehicles and auxiliary traction homework a winch. Often used in coal mine roadway and superstructure harvesters, can also be used in mining face, station and heavy-load harvesters scheduling.The design of the hoist scheduling by design, and makes a comparative analysis of its structure, and the main parts in intensity. And the control circuit of winch was designed.Key words：dispatch hoist ；gear drive；rotating 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 设计调度绞车的意义11.2 调度绞车现状11.2.1 国内外现状分析11.2.2 结构型式21.2.3 国内外发展趋势4第2章 方案的选择与比较62.1 设计方案的种类62.2 方案可行性72.3 总体的结构设计8第3章 调度绞车主要参数的确定113.1主要参数的选择计算113.1.1主要设计参数113.1.2 钢丝绳的选择113.1.3 滚筒参数的确定123.2 电机的选择计算133.2.1绳速的确定133.2.2电机的选型133.3 总传动比的计算及分配143.3.1总传动比的计算：143.3.2 传动比的分配15第4章 传动系统的设计174.1第一级内齿轮的设计计算174.1.1确定各主要参数174.1.2内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算184.1.3齿轮接触疲劳强度计算184.2第一级齿轮强度校验204.3第二级内齿轮设计计算254.3.1第二级传动齿轮模数m254.3.2内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算264.3.3齿轮接触疲劳强度设计计算264.4第二级齿轮强度校验28第5章 行星轮传动设计335.1确定各主要参数335.1.1传动比335.1.2行星轮数目335.1.3载荷不均衡系数335.1.4配齿计算335.1.5太阳轮分度圆直径345.2几何尺寸计算365.3齿轮强度校核365.3.1外啮合齿轮强度校核365.3.2内啮合齿轮强度校核41第6章 主轴的结构设计466.1轴的材料的选定466.2轴直径的初步估算466.3轴的结构设计46第7章 轴承的选择计算537.1 圆柱滚子轴承的选择547.2 深汮球轴承的选择55第8章 键得选择与计算588.1 齿轮轴与内齿轮的联接588.1.1 键的选取588.1.2 键联接的强度校核588.2 主轴上的平键联接588.2.1 键的选取588.2.2 键联接的强度校核588.3 滚筒和行星架之间的联接608.3.1键的选取608.3.2键联接的强度校核60第9章 制动器的设计计算619.1制动器的作用与要求619.1.1制动器的作用：619.2制动器的类型比较与选择619.2.1制动器的类型：619.2.2制动器的选择619.3外抱闸式制动器结构629.4外抱闸式制动器的几何参数计算62第10章 电气控制的设计6510.1调度绞车的控制需要6510.2调度绞车的控制电路65结论67致谢68参考文献69Directory AbstractI Chapter 1 Introduction11.1 The significance of the design schedule winch11.2 Scheduling winch Overview11.2.1 Comparative analysis of domestic and international level11.2.2 Structure type21.2.3 Domestic and international trends41.2.4 The main problem to solve6 Chapter 2 Comparison and Selection62.1 The type of design72. 2 Feasibility8 Chapter 3 The main parameters of scheduling winch113.1 Major parameters for calculating113.1.1 The main design parameters113.1.2 Wire Rope Selection113.1.3 Drum Parameters123.2 Motor Selection and Calculation133.2.1 Determine the speed rope133.2.2 Motor Selection133.3 Calculation of the total transmission and distribution than143.3.1 Calculation of the total transmission ratio143.3.2 The allocation of transmission ratio15 Chapter 4 Transmission systems design174.1 First-class design and calculation of internal gear174.1.1 Determine the main parameters17 4.1.2 Gear in meshing standard cylindrical geometry calculations.17 4.1.2 Gear Contact Fatigue Strength Calculation.174.2 The first stage gear strength check204.3 Design and calculation within the second stage gear254.3.1 The second stage gear module m254.3.2 Gear in meshing standard cylindrical geometry calculations264.3.3 Fatigue Design of computing gear264.4 Check the second stage gear strength28 Chapter 5 Planetary Gear Transmission Design335.1 Determine the main parameters335.1.1 Drive ratio335.1.2 Determine the number of planetary gear335.1.3 Load imbalance factor335.1.4 Calculated with teeth335.2 Geometry calculations365.3 Gear Strength Check365.4.1 External Gear Strength Check365.4.2 Strength check of internal gear41 Chapte 6 Spindle Design466.1 Axis of the material selected466.2 Preliminary estimation of shaft diameter466.3 Axis Design46 Chapter 7 Bearing Selection537.1 Spherical Roller Bearings547.2 Deep L. Tsai ball bearings55 Chapter 8 Key to select and calculated588.1 Gear within the gear shaft and connected588.1.1 The selection of key588.1.2 Connection of intensity588.2 The key link on the shaft588.2.1 The selection of key588.2.2 Connection of intensity588.3 The cylinder and the connection between the planet shelf608.3.1 The selection of key608.3.2 Connection of intensity60 Chapter 9 The design and calculation ofdetent619.1 The brake and requirements of detent619.1.1 The role of detent619.2 Brake type comparison and selection63 9.2.1 Brake type619.2.2 The select of brake619.3 The brake type brake structure629.4 The brake type brake geometric parameters calculation62 Chapter 10 The electrical control design6510.1 Dispatch hoist control needs6510.2 Dispatch hoist control circuit65Conclusion67Thinks68References69第1章 绪 论1.1 设计调度绞车的意义由于调度绞车体积小重量轻，搬运方便，牵引力大，使用灵活，性能可靠性高，在煤矿得到了广泛使用。同时随着大中型矿井的增多，煤炭产量的提高和大型综采设备的使用，要求矿用小绞车在工作能力、工作效率、节能、使用寿命方面得到应有的改进，尽快克服目前调度绞车牵引力小，并要求具有“一机多用”的功能，以简化矿用小绞车设备的生产、管理及维护，减少投资费用。调度绞车多年来国内一直具有较高的需求量, 平均每年需求各种不同规格的绞车数万台, 因此, 改进质量降低成本、研制一种具有结构紧凑、刚性好、传动效率高、安装移动方便、启动平稳、操作灵活、制动可靠、故障率低、噪音低的调度绞车具有重要意义。1.2 调度绞车现状1.2.1 国内外现状分析1. 品种：国外矿用小绞车规格比较多，适用不同场合，我国矿用小绞车的规格少，品种型号多而乱，也较繁杂，没有统一标准1。2 .型式：从工作机构上分，国外有单筒、双筒及摩擦式三种，我国只有单筒一种型式。从原动力上分，国外有电动的、风动的及液压驱动，我国只有电动的和少量风动的1。3. 结构：我国及国外的调度绞车大多数采用行星齿轮传动，其传动系统、结构简单、使用维修方便。但行星齿轮传动只有在载荷分配均匀情况下才能充分发挥传动比大、结构紧凑、效率高、承载能力大、传动平稳等优点。在行星齿轮传动设计中均载机构是必不可少的。均载机构能补偿不可避免的制造误差,使各行星齿轮均匀分担载荷,功率均匀分流,降低载荷不均匀系数,从而提高承载能力。降低噪声,提高平稳性和可靠性,降低齿轮的制造精度。苏联的产品体积比我国同等规格的产品要小。例如苏联规定，国家标准规定的调度绞车的轴向尺寸不大于lm，而我国现有的牵引力1000N以上的产品轴向尺寸均远远大于1m以上1。4 .产品性能：主要寿命、噪音、可靠性等综合指标与苏联有差距。苏联矿用小绞车使用寿命规定在5年以上，我国目前不具备测试手段寿命无法考核，但从对用户的访问中得知，寿命达不到5年，噪音也稍大1。5. 三化水平：虽然我国矿用小绞车参数系列水平优于国外，但在标准化和通用化方面远不如发达采煤机械制造国。苏联把调度绞车运输绞车等统一为一个标准中，主机相同。只是制造和操作部分有所区别，而我国既使是同一规格产品，不同厂家生产的其结构各不相同，零件无通用之处，给使用和选型造成不便1。1.2.2结构型式我国的矿用小绞车其中的调度绞车多为行星齿轮传动，结构有以下四种基本型式。1.通轴式图1-1 通轴式结构同轴式绞车其主要特点是立轴贯穿其中，使整机刚性强、能保证运转过程中齿轮啮合精度，因而噪音小、寿命长，该种结构零件简单易于制造和维修，成本较低。2.浮动式图1-2 浮动式结构浮动式绞车其特点是由于采用了浮动件，故绞车的传动件受力状况好，因而噪音明显下降寿命较长2。3.半理入式图1-3半理入式结构半理入式其特点是电机的一部分埋入滚筒内部，传动装置设在滚筒内部和端部，结构紧凑体积小、重量轻。但该结构刚性差，运转中齿轮精度很难保证，给进一步提高寿命，降低噪音造成很大困难。且零件技术要求较高，制造难度大。4.全理入式图1-4全理入式结构全理入式其特点是电机全部置于滚筒内部，传动部分设在滚筒端部，使得整机结构紧凑、体积小、搬运方便2。1.2.3 国内外发展趋势纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点。(1)向标准化系列化方向发展。苏联、日本、美国、德国、英国已有矿用小绞车国家标准.并且这些国家的各制造公司有自己的产品系列型谱。在这些国家标准和系列型谱中，对绞车的性能、参数做了明确的规定，并强力推行和实施，给设计和制造、使用、维护带来极大方便。(2)向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展。由于煤矿井下狭窄的工作环境要求绞车体积小、重量轻，各国都在力求将绞车的原动机、传动装置、工作滚筒、制动操作等部分及底座等主要部件综合在一个系统中加以统筹布局，充分利用空间提高紧凑程度，做好外形封闭。为此有的将传动部分置于滚筒内部，有的紧贴滚筒端部，有的将电机埋入滚筒内部，有的将底座支架减速器铸为一体。(3)向高效节能方向发展。世界工业发达的国家如苏联、日本在绞车各种参数的设置上进行优化设计，选取最佳参数，最大限度提高产品功能。在传动机构上尽量采用较先进的传动型式，并采用合理的制造精度，以提高生产效率。在产品节能方面各国各公司都很重视。苏联和日本在绞车设计方面为节约电耗，对电机功率在全面分析绞车的实际工作情况的基础上确定。使电机的功率保证绞车的功能(牵引力、牵引速度)等，又能使电机功率得以充分利用。(4)向寿命长、低噪音方向发展。寿命和噪音是衡量产品的综合性能指标，是产品质量的综合性反应。寿命长，经济效益才能高;噪音低，有利工人身心健康。苏联规定调度绞车使用寿命为5年以上，保修期为2年，规定工作噪音不得超过环保卫生部的规定。并将寿命和噪音值纳入产品标准中去，西德绞车的噪音较低，为提高产品寿命和降低噪音，有的提高齿轮的制造精度，有的采用稀油润滑，从而提高了产品整机性能。(5)向一机多能、通用化方向发展。矿用小绞车在使用过程中不仅做调度用，而且还做运输及其他辅助工作。使用范围扩大，要求绞车有比较强的适应能力。把调度、运输、辅助绞车归纳为一个标准。三种绞车结构相近，大同小异。即主机相近而制动操作部分则根据各自的使用条件有所区别。有的国家已经打破了行业界限，把各行业的卷扬机设备统归为卷扬机类。这样便于生产使用和维护。便于提高产品质量和社会经济效益。随着管理水平的提高，产品通用化程度也必然的不断提高，这是今后产品发展的必然趋势。(6)向大功率方向发展。效率是衡量传动质量好坏的重要指标之一，随着生产的发展，原来的产品越来越不能满足用户的要求。长期的生产实践的成功经验表明，调度绞车除调度矿车外，也用于运搬设备，其牵引力又显得小些，因此解决上述问题的同时要加大绞车的功率，满足用户的要求。(7)向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。由于各国力求使产品的结构紧凑、体积小、重量轻、大都采用了机电合一的综合机构。外表只能看到滚筒和制动操纵部分。整个绞车近似一个圆形，显得线条简单外形平滑，为了争夺市场，各国绞车在外形上巧妙的构思，使得产品造型美观，操作者感到舒适3。第2章 方案的确定与比较2.1 设计方案的种类方案一：内齿轮和一级行星齿轮传动，传动系统放置滚筒内部1电机 2滚筒 3行星减速器图21内装式调度绞车方案二：二级齿轮传动，传动系统放置在滚筒外部电机带动齿轮，通过二级齿轮减速后带动滚筒，传动系统放置在电机与滚筒之间。1电机 2联轴器 3减速器 4绞车滚筒图22外装式调度绞车方案三：液压泵液压马达传动电机带动双向变量的泵，泵再带动马达。传动系统放置在滚筒外部。1电机 2柱塞泵 3液压马达 4绞车滚筒图23 液压式调度绞车2.2 方案的比较由上述三种方案比较其优缺点：方案二，减速器体积和重量都很大，在运输方面很不便利。而且外加减速器的绞车刹车制动存在很多问题，无法在电机转动是使绞车制动，需要反复的起停电动机，这样使电机的寿命大大缩短，同时隔爆要求高。使调度绞车受到很大的限制。方案三中需要外加液压系统，使绞车受到了极大的限制。液压传动因有相对运动表面不可避免地存在泄漏，同时油液不是绝对不可压缩的，加上油管等弹性变形，液压传动不能得到严格的传动比，工作液存在泄漏的情况。油液流动过程中存在沿损失、局部损失和泄漏损失，传动效率较低，不适宜远距离传动。为防止漏油以及为满足某些性能上的要求，液压元件制造精度要求高，给使用与维修保养带来一定困难,制造成本也随之增加。发生故障不易检查，特别是液压技术不太普及的单位，这一矛盾往往阻碍着液压技术的进一步推广应用。液压设备维修需要依赖经验，培训液压技术人员的时间较长。方案一内齿圈调度绞车零件少，重量轻，结构简单紧凑，传动比大，传动效率高，操作简便可靠，在绞车刹车时电机可以继续转动不需要反复起停电机。但这种绞车加工制造精度要求高，特别是内齿轮的加工。通过以上分析内齿圈和一级行星齿轮传动无论从结构上还是从便利程度上都优于其他两个方案。所以确定采用方案一的结构。2.3 总体的结构设计2.3.1 绞车总体结构绞车总体结构如图2-4。 图2-4 调度绞车结构图各主要组成部分的结构如下：(1)传动系统 第一组内齿轮传动副中的马达齿轮用键与电动机轴相连接，与内齿轮相啮合。 第二组内齿轮传动副中，齿轮轴与第一级内齿轮用键相连接，齿轮轴与第二级内齿轮啮合。 第三级行星轮系中，主轴和太阳轮用键相连，太阳轮和行星轮啮合，装在大齿轮架上的两个行星轮 与轴齿轮相啮合即可经两个向心球轴承绕行星轴回转，也可以在大内齿轮中公转。(2)制动装置 绞车的制动装置如下图： 图2-5刹车装置结构图绞车上有两个差动制动装置在电动机一边的制动装置用来制动滚筒。在大内齿轮上的制动装置有摩擦离合器的作用，当此制动装置被完全刹紧时行星轮沿着大内齿轮滚动，带动滚筒工作。 制动钢带用铝铆钉与石棉瓦铆在一起，制动时，按下制动手把，经拉杆和叉头动作，是刹车两端互相靠拢，产生制动作用，向上提手把时，制动钢带松开。固定在刹车带上的刹车架插入与绞车底座的连接装置用螺栓连接起来，以此防止制动装置在制动时转动。3）底座绞车底座由铸铁制成。电动机、轴承支架及容纳刹车固定架的垫板均用螺栓固定在底座上，底座上装有保护罩。第3章 调度绞车主要参数的确定3.1 主要参数的选择计算3.1.1 主要设计参数本次设计是3吨调度绞车，调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力T=10kN绳速 =40容绳 100m3.1.2 钢丝绳的选择根据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= （3-1）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则代人公式（3-1）可得：d =10所以选择钢丝绳直径d =13型号为：613155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最小钢丝破断拉力总和整条钢丝绳的破断拉力为 （3-2）式中：拉力影响系数，取=0.85安全系数=5故所选钢丝绳满足要求。3.1.3 滚筒参数的确定初定滚筒直径D0 =310mm 确定卷筒的宽度B初选每层缠绕圈数z=21B=305mm验算容绳量 L = （3-3）=10-3=416.6m 100m 符合容绳量要求式中：钢丝绳每层降低系数。取=0.9卷筒厚度： =0.02+(6-10)=0.02310+8=14.02 mm.取=14mm最终确定 D0 =310 mm 卷筒的宽度 B=305mm 每层缠绕圈数 z=21 铸铁卷筒厚度 =14mm3.2 电机的选择计算3.2.1 绳速的确定v =40 m/min=0.67 m/s3.2.2 电机的选型最大功率： =Fv =100.67 =6.7kW 电机轴上的功率： P =/=6.7/0.825=8.08 kW系统的总效率 = （3-4）式中 卷筒上钢丝绳缠绕效率，取=0.960一级行星轮传动效率，各取=0.970七个滚动轴承的效率，各取=0.990两级内齿传动效率，各取=0.980将上述参数代人公式（3-4）中得：=0.960=0.825根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：JBJ -11.4额定功率：11.4 kW满载转速：1460 r/min效率：87%=2.5=7.0电机的实际输出功率：P=11.40.87=9.92 kW 8.08 kW所以该电机符合要求。3.3 总传动比的计算及分配3.3.1 总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速 =1460 r/min卷筒转速 =31.44 r/min可得总传动比为= = =46.443.3.2 传动比的分配按三级传动，因此应进行传动比分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取 （3-5） A= （3-6）式中 使用系数。 中等沖击，取 = =1.25查表10-127行星轮载荷分配系数，行星架浮动，6级精度，取 =1.20查表10-47行星轮载荷分配系数，太阳轮浮动，8级精度，取 =1.05查表10-47综合系数。=3，高精度，硬齿面，取 = =1.8查表10-67 = =2 = =0.7 查表6-38 = =650Mpa 将上面参数代入到公式（3-6）得 A=1.2则：B = =1.143 （3-7）计算 E= =1.143 =2 （3-8） 得=8.5 查图14-5-77可知： =i/=46.44/8.5=5.464则=2.92=2.92=5.464第4章 传动系统的设计4.1 第一级内齿轮的设计计算4.1.1 确定各主要参数由于属于低速传动，采用齿形角 a=20，直齿轮传动，精度为8级提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。传动比 =2.92传动齿轮模数m （4-1）式中 综合系数，取K=2.6 查表6-18小齿轮的传动转矩 额定功率，11 小齿轮转数，=1460 r/min YFa1=2.8 小齿轮的齿形系数查图10-22 7 =340Mpa 查图10-137 =0.7 查表6-38将上述参数代入公式（4-1）得 圆整 =2.54.1.2 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 =2.5齿宽 =0.750=35大齿轮齿宽 =35小齿轮齿宽 = +（510）=40分度圆直径 =58 2.5=145基圆直径 =140=131.56全齿高 =（382.5 366）=8.25中心距 =2.5（58-20）/2=47.54.1.3 齿轮接触疲劳强度计算小轮分度圆直径，由下边公式 （4-2）齿宽系数 =0.7 查表6-38小轮齿数 取=20大轮齿数 =2.9220=58齿数比 =58/20=2.9传动比误差 =0.02/2.90.05小轮转矩 =71.96 载荷系数 使用系数， =1 查表10-127动载系数， =1.2 查表10-77齿间载荷系数，=1.1查表10-87齿间载荷分布系数，=1.1查表10-117载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 =189.8 查表10-187节点区域系数 取 =2.5 查图10-157重合度系数 取 =0.87 查图10-167 将上述参数代入公式（4-2）中得 = =44.12齿轮模数 =44.12/20=2.21，取圆整 =2.54.2 第一级齿轮强度校验(1)齿面接触疲劳强度计算接触应力 = （4-3）式中 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2878.4 N b工作齿宽，取b =40小齿轮分度圆直径，取 =50u齿数比，u =/ =56/20 =2.8节点区域系数，取 =2.38 =0，查图6-108，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（4-3）得齿面接触应力的基本值=2.38189.811 =395.4接触应力 = （4-4）式中 取 =1， 查表 取 =1.2， 查表 取 =1.244， 查表10-87 取 =1， 查表10-117 取 =1.2, 查表 将上述参数代入（4-4）得=395.4 =529.21 许用接触应力 = （4-5）式中 取 =850 查表10-117取 =1.25 查表10-197 计算接触强度的寿命系数，取 =1.1查图10-147润滑油系数，取 =1.05 查图10-167工作硬化系数， =1.1 查图10-197速度系数，取 =0.905 查图10-177粗糙度系数，取 =0.95 查图10-187尺寸系数，取 =1 查图10-207将上述参数代入公式（4-5）中得 = =675.3 故 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 （4-6）式中 = =28.784 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2878.4 Nb工作齿宽， 取b =40 法向模数，取=2.5载荷系数 =11.21.11.1=1.45 使用系数。取=1，查表 动载系数。取=1.2，查表 齿间载荷系数，取=1.1，查表10-87 齿间载荷分布系数，取=1.1 ，查表10-117式中 齿形系数。取=2.5 查图10-227 应力修正系数。取=1.55 查图10-237 重合度系数。=0.716 查公式（10-11） 7 螺旋角系数。=1.0 查公式（10-13） 7将上述参数代入公式（4-6）中得： 计算许用弯曲应力 （4-7） 式中 弯曲疲劳极限。由于材料为45钢，故取=200最小安全系数。取=1.4式中 应力修正系数。取=2.0 查表10-117寿命系数，取=1.0 查图10-157圆角敏感系数，取=0.99 查图10-257表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063查图10-267尺寸系数。由，则=1.0将上述参数代入公式（4-7）中 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。4.3 第二级内齿轮设计计算4.3.1 第二级传动齿轮模数m模数m由强度计算或结构设计确定 （4-8） 式中 综合系数，齿轮为7级精度等级冲击取=1.62.6，8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，11.4 小齿轮转数 1460 =340Mpa =0.7圆整 =2.54.3.2 内啮合标准圆柱齿轮传动几何尺寸的计算小轮分度圆直径 =2.520=50 圆周速度 =3.82齿宽 =0.750=35大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 = +（510）=40分度圆直径 =582.5=145 中心距 =2.5（58-20）/2=47.54.3.3 齿轮接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由下边公式 （4-9）其中 齿宽系数 =0.7小轮齿数 取=20大轮齿数 =2.9220=58齿数比 =58/20=2.9传动比误差 =0.02/2.770.05小轮转矩 =70513载荷系数 使用系数。取=1 查表 动载系数。取=1.2 查表 齿间载荷系数，取=1.1 查表10-87 齿间载荷分布系数，取=1.1 查表10-117载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 取=189.8节点区域系数 取 =2.5重合度系数 则=0.87将上述参数代入公式（4-9）中=45.81齿轮模数 =45.81/20=2.29，取圆整 =2.54.4 第二级齿轮强度校验4.4.1 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度齿面接触应力的基本值 = （4-10）式中 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2878.4 N b工作齿宽，取b =35 小齿轮分度圆直径，取 =50 u齿数比，u =/ =58/20 =2.9节点区域系数，取 =2.38 =0，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数，查图取 =1螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，将上述参数带入公式（4-10）中得 =2.38189.811=464.5接触应力 = （4-10） 式中 使用系数，中等冲击，查表 取 =1 动载系数，6级精度，查表 取 =1.2 计算接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.244 计算接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1 计算接触强度的齿间载荷不均衡系数,查表取 =1.2将上述参数带入公式（4-10）中：= 464.5 = 621.69 许用接触应力 = （4-11）式中 取 =850 查表10-117 取 =1.25查表10-197 取 =1.1 查图10-147取 =1.05 查图10-167取 =1 查图10-197取 =0.905 查图10-177取 =0.95 查图10-187取 =1 查图10-207将上述参数带入公式（4-11）中得 = =675.3 得 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，计算齿根应力 （4-12）式中 = 端面内分度圆上的名义切向力，取 =2878.4 Nb工作齿宽， b=40 法向模数，取=2.5= =28.78载荷系数 =11.21.11.1=1.45重合系数 式中 齿形系数。取=2.5 查图10-227 应力修正系数。取=1.605 查图10-237 重合度系数。=0.716 查公式（10-11） 7将上述参数代入公式（4-12）中得 计算许用弯曲应力 （4-13）式中 弯曲疲劳极限。由于材料为45钢，故取=200最小安全系数。取=1.4142.86式中 应力修正系数。取=2.0 查表10-117寿命系数，取=1.0 查图10-157圆角敏感系数，取=0.99 查图10-257表面状况系数。取=1.674-0.529=1.063尺寸系数。由，则=1.0将上述参数代入公式（4-13）中得301 得 故内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。第5章 行星轮传动设计5.1 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。5.1.1 传动比= 46.44/8.5 = 5.465.1.2 行星轮数目=25.1.3 载荷不均衡系数低速级采用无多余约束浮动均载机构，取=1.155.1.4 配齿计算太阳轮数目 = = 14.2 取=20式中取c = 42内齿圈齿数 = = 20（5.46-1） = 89.2 取=90行星齿齿数 = = = 35配齿结果： =20 =90 =35 i=5.465.1.5 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（5-1）得， da = （5-1） 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 = 35/20 = 1.75一对啮合副中小齿轮的名义转矩，N.m太阳轮传动的扭矩 =9550 =9550 = 187.1 N.m试验齿轮的接触疲劳极限，取=1400 将上述参数代入公式（5-1）中得da = 768=64.72按弯曲强度计算模数 = 12.1 （5-2）式中 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=20 试验齿轮弯曲疲劳极限，=245将上述参数代入公式（5-2）中得=12.1= 2.6825.2 几何尺寸计算太阳轮 =mZa=620 =120 行星轮 = mZc=635 =210 内齿轮 =690 =540 5.3 齿轮强度校核5.3.1 外啮合齿轮的校核)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 = （5-3） 式中 端面内分度圆上的名义力， =9550 =9550 =518.112N.m = = =2776.16 Nb齿宽，b = =0.7120 =84 取b =85 小齿轮分度圆直径，取 =120u齿数比，u =/ =35/20 =1.75节点区域系数，（）/() =(0.52+0.584)/(24+37) =0.0181， =0，查图，取 =2.21弹性系数，查表取 =189.8重合度系数， =1.302， =0查图取 =0.95螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，将上述参数带入到公式（5-3）中得=2.21189.80.951=265.36 接触应力 = （5-4）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，按 =0.7， =3，查图得， =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（1.214-1）0.80.7 =1.12 计算接触强度的齿间载荷分布系数，按 =1.302，6级精度，硬齿面，查图6-9，取 =1 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数,行星架浮动，查表取 =1.2将上述参数带入到公式（5-4）中得=265.36=362.53 许用接触应力 = （5-5）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，按高可度查表6-22取 =1.25 取 =1按图润滑油系数查表 取 =1.03工作硬化系数，查图取 =1速度系数，查图取 =0.96粗糙度系数，取 =1.01尺寸系数，m 5,取 =1将上述参数带入到公式（5-5）中得 =1118.3 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度，齿根弯曲应力基本值， = （5-6）式中 载荷作用于齿顶时的齿形系数，查图取 =2.28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，b=100mm 将上述参数带入到公式（5-6）中得= =15.86齿根应力 = （5-7）式中 使用系数，=1.25 动载系数，=1.01 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数， =1.08 计算弯曲强度