绞车提升机的设计

河南理工大学万方科技学院本科生毕业设计(论文)摘 要本次设计的题目是绞车提升机的设计。绞车因为结构简单、重量较小、移动方便等特点，被广泛地应用于矿山地面、冶金矿场和建筑工地等进行调度以及其它运输工作。绞车的主要特点有：结构尺寸和重量较小，钢丝绳速度不高，安装、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。本设计方案的主要特点为：两级内啮合齿轮传动和一级行星轮传动。1/2和3/4为两级内啮合齿轮传动， 5、6、7组成行星传动机构。在电动机轴头上安装着齿轮1，通过内齿圈2、齿轮3和内齿圈4，把运动传递到齿轮5上，齿轮5是行星轮系的太阳轮，然后带动两个行星齿轮6和大内齿轮7。行星齿轮自由地安装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮7齿圈外部安装有工作闸，用于控制绞车滚筒转动。相对其他减速机，行星减速机具有高刚性、高精度)、高传动效率、高的扭矩/体积比、终身免维护等特点。设计中的机构多采用无多余约束的浮动方式，以达到较好的均载效果。另外，变位齿轮的使用也可以获得更加准确的传动比，提高啮合传动的质量以及承载能力。本设计主要对两级内啮合齿轮传动和一级行星轮传动、滚筒的结构、制动器的选型等进行详细的设计。关键词：绞车提升机；行星齿轮；内啮合传动；行星传动Abstract The design is the subject 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, 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 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. 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 Drive67河南理工大学万方科技学院本科生毕业设计(论文) 1 整体方案设计1.1 产品的用途及主要设计参数本次设计的产品名称是绞车提升机，绞车是一种小型绞车，通过缠绕在滚筒上的钢丝绳从而牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。绞车适用于矿井下或者地面装载站调度、编组矿车，在中间巷道拖运矿车，也可在其它地方作为辅助运输工具。主要设计参数：电机额定功率 P=55KW 满载转速 nd=1480r/min初选：牵引力 30 绳速 1.2 容绳 500 m滚筒直径 D800mm滚筒宽度 B450mm1.2 整体方案的确定 该型绞车采用两级内啮合齿轮传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合齿轮传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。A1234567B    在电动机轴头上安装着齿轮Z1，通过内齿圈Z2、齿轮Z3和内齿圈Z4，把运动传递到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的或称太阳轮，接着带动两个行星齿轮Z6，再传递到大内齿轮Z7。两个行星齿轮自由地安装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部安装有工作闸，用于控制绞车滚筒转动。   如将大内齿轮Z7上的工作闸（右）闸住，将滚筒上的制动闸（左）松开，此时电动机的转动由两级内啮合轮传递到齿轮Z5、Z6和Z7。但因Z7被闸住，不能发生转动，故齿轮Z6只能一方面绕自己的轴线转动，另一方面还要绕齿轮Z5的轴线公转，从而带动与其相连接的带动转动，此时Z6的运行方式类似于太阳系中的行星，所以齿轮Z6称行星齿轮，其传动方式为行星传动。相反，如将大内齿轮Z7上的工作闸（右）松开，将滚筒上的制动闸（左）闸住，因为Z6与滚筒直接连接，只自转，无公转，由Z1至Z7的传动系统变成定轴轮系，大内齿轮Z7做空转。交替松开、闸住工作闸或制动闸，便可实现绞车在不停电动机的情况下运行和停车。当需作反向提升时，须重新按动启动按钮，使电机反转。同时，调节绞车起升和下放速度或停止，两个刹车装置可交替刹紧或松开。1.3 设计方案的改进为了达到较好的均载效果，在设计中的均载机构采用无多余约束的浮动，也即在行星轮之中安装一个球面调心轴承，高速级行星架无支承并与低速级太阳轮固定联接。此方法的优点是机构中没有多余约束，结构简单，浮动效果良好，齿长方向的载荷均匀分布。由于行星轮内只安装一个轴承，当传动比较小时，轴承尺寸较小，寿命更长。设计中同时采用了适当的变位齿轮。在渐开线行星齿轮传动中，可以获得以下效果：获得较准确的传动比；提高啮合传动质量和承载能力；在保证传动比的前提下得到理想的中心距，在保证装配和同心等的条件下，使齿数的选择有比较大的灵活性。2 电机的选取2.1 系统的总效率=0.9600.990=0.824式中：滚筒上钢丝绳的缠绕效率，取=0.960搅油效率，取=0.990一级行星轮的传动效率，取=0.970七个滚动轴承的效率，取=0.990两级内齿的传动效率，取=0.9802.2电机的选型选取电机的参数：额定功率：55 KW满载转速：1480 r/min效率：92.5%电机的实际输出功率：P=550.925=50.875 kW 此处删除好多字，详细的图纸及其资料联系qq6564176793 牵引钢丝绳直径3.1 钢丝绳的选择3.1.1 钢丝绳直径 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钢丝绳的最小直径 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 =17.32 故选择钢丝绳直径d =19.5初选钢丝绳直径 =19.5 3.1.2 钢丝绳强度校核：选 钢丝绳公称抗拉强度为1550 =1； =-=375-215+1=366 ；齿根圆直径 ； =375+2（1+0.25）5=382.5 ；全齿高 =（382.5 366）=8.25 ；中心距 =（75-27）5=120 。 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为 = =2.58×189.8×0.91×1× =226.63 式中：端面内分度圆上名义切向力，取 =2776.16 N； u齿数比，u =/ =75/27 =2.79；b工作齿宽， 取b =108 ；小齿轮分度圆直径，取 =144；节点区域系数，取 =2.58， =0，查图6-10，得 =2.21；弹性系数，查表得 =189.8；重合度系数，查图得 =0.91；螺旋角系数，直齿 =0，得 =1。根据公式（5-14）得接触应力 = = 226.63× = 309.62 式中 使用系数，中等冲击，查表，得 =1.25； 动载系数，6级精度，查表 ，得 =1.01； 接触强度的齿向载荷分布系数，得 =1.12； 接触强度的齿间载荷分布系数，得 =1； 接触强度的行星轮之间载荷不均衡系数,查表得 =1.2； 齿面接触应力的基本值。许用接触应力 = 式中：试验齿轮接触疲劳极限，取 =1400 ； 接触强度的最小安全系数，取 =1.25； 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，取 =1.1；速度系数，取 =0.905；粗糙度系数，取 =0.96；尺寸系数，取 =1； = =1168.62 ， < 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度计算，齿根应力 式中：= ；端面内分度圆上名义切向力，取 =2776.16 N；b工作齿宽， 取b =108 ；法向模数，取=5；= =5.14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： ； 。 许用弯曲应力 式中：；弯曲疲劳极限，因材料为40Cr，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。因，取=1.0；，则： ； 。内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。5.2.3 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 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，； 小齿轮转数（一般也即为第一级即电机转数）； 实验齿轮弯曲疲劳极限； 齿宽系数； 则 圆整取 =4 内啮合圆柱齿轮传动几何尺寸的计算分度圆压力角： ；齿顶高系数：；纵向间隙系数；模数的取 =4。 齿轮接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径 齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置，查表得=0.8；小齿轮齿数 取=27；大齿轮齿数 =2.7927=75.33；齿数比 =75/27；传动比误差 =0.33/2.770.05；小齿轮转矩 =347801；载荷系数 使用系数，查表得=1；动载系数，查表得=1.2；齿间载荷系数，查表得=1.1；齿间载荷分布系数，查表得=1.1；载荷系数 =11.21.11.1=1.45材料弹性系数 查表得=189.8；节点区域系数 查图得=2.5；重合度系数 由推荐值0.850.92 ， =0.87 = =95.77 齿轮模数 =95.77/27=3.57 ，圆整得 =4 ；小齿轮分度圆直径 =427=108 ；圆周速度 =8.36 ；标准中心距 =5（27+75）/2=255 ；齿宽 =0.8108=86.4 ；大齿轮齿宽 ；小齿轮齿宽 = +（510）=95.4 ；基圆直径 =75 4=300 ；分度圆直径 =300=282 ；齿顶圆直径 =- 式中 =当 =1，=时 =1 =-=282-215+1=272 ；齿根圆直径 =272+2（1+0.25）5=294.5 ；全齿高 =（294.5 272）=11.25 ；中心距=（75-27）5=120 。 齿轮强度校验）齿面接触疲劳强度计算接触应力齿面接触应力基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =180.44 式中：端面内分度圆上名义切向力，取 =2776.16 N；b工作齿宽， 取b =86.4 ；u齿数比，u =/ =99/37 =2.68；小齿轮的分度圆直径，取 =108 ；节点区域系数，取 =2.58， =0，查图6-10，得 =2.21；弹性系数，查表得 =189.8；重合度系数，查图得 =0.91；螺旋角系数，直齿 =0，得 =1，由公式（5-14）得接触应力 = = 226.85× = 309.91 式中 使用系数，中等冲击，查表 得 =1.25； 动载系数，6级精度，查表 得 =1.01； 接触强度的齿向载荷分布系数，取 =1.12； 接触强度的齿间载荷分布系数，取 =1； 接触强度的齿间载荷不均衡系数,查表取 =1.2； 齿面接触应力的基本值，许用接触应力 = 式中：试验齿轮接触疲劳极限、取 =1400 接触强度最小安全系数、取 =1.25； 接触强度寿命系数、取 =1.03；润滑油系数、取 =1.06；工作硬化系数、取 =1.1；速度系数、取 =0.905；粗糙度系数、取 =0.96；尺寸系数、取 =1； = =1168.62 < 接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度计算，齿根应力 式中：= 端面内分度圆上名义切向力，取 =2776.16 N；b工作齿宽， 取b =86.4 ；法向模数，取=4；= =8.03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： 许用弯曲应力 式中：弯曲疲劳极限、因材料为40Cr，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=1.06；尺寸系数、，故=1.0则： 内啮合齿轮弯曲疲劳校核通过。6 行星轮传动设计6.1 齿轮材料制造处理工艺的选定太阳轮、行星轮的材料为20CrMnTi,表面渗碳淬火处理，其表面硬度为HRC（洛氏硬度） 5761试验齿轮齿面的接触疲劳极限=1400 ；试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限太阳轮=350 行星轮=245 齿形均为渐开线直齿，磨齿加工，精度6级，内齿圈材料为40Cr,调质处理（淬火和高温回火），硬度为HBS（布氏硬度） 262293试验齿轮齿面的接触疲劳极限=650 =220 齿轮为插齿加工，精度7级。6.2 确定各主要参数因属低速传动，选用齿形角=，直齿轮传动，精度6级，为了提高承载能力，采用变位齿轮传动，外啮合角=左右，内啮合角=左右。6.2.1 传动比= 38.89/7.8 = 4.996.2.2 行星轮数目=26.2.3 载荷不均衡系数低速级，采用无多余约束的浮动均载机构，取=1.156.2.4 配齿计算太阳轮齿数 = = 25式中取c = 42；内齿圈齿数 = = 25×（4.99-1） = 99；行星齿齿数 = = = 37；最终配齿结果：=24，=99，=37，i=4.98。6.2.5 太阳轮的分度圆直径根据齿面接触强度，计算太阳轮的分度圆直径= 768×=77.15式中：算式系数，直齿轮传动，取 =768；使用系数，查表得 =1.25；接触强度行星轮间载荷的不均衡系数，取 =1.20；综合系数，查表得 =1.80；小齿轮的齿宽系数，取 =0.7；u齿数比， u = 37/24 = 1.54；一对啮合副中小齿轮的名义转矩；太阳轮的传动扭矩 =9549 =9549 = 312.45 N.m；试验齿轮接触疲劳极限，取=1400 ；根据疲劳强度初算模数 = 12.1× =3.27式中：算式系数，直齿传动 ， =12.1； 弯曲强度的行星轮间的载荷不均衡系数、 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3； 小齿轮的齿形系数，按x =0查值， =3.18， =2.4； 小齿轮的齿数； 试验齿轮的弯曲疲劳极限； 取模数m = 6 太阳轮直径 = m =24×6 = 144 = =6(24+37) = 183 6.2.6 计算变位系数(1) 确定行星轮的齿数) 由前面的最终配齿结果可知：=24 ，=99，=37 ) 初选ac副变位系数和根据 =+ =2437 = 61和 =的限制条件，查图初选 =1) 初算ac副齿高的变动系数根据 =+ 由图可得B = = =16.39D =1.43 =0 故 =1，=0 = = = 0.08723 (2)a-c啮合副) 确定中心距a-c和c-b啮合副的标准中心距分别为： =0.5（）m =0.5(24+37)6 =183 =0.5() m =0.5(99-37)6 =186 由于小于计算值的圆整值，故取=180 （略微小于）) 中心距分离系数为 = = = 1) 齿高的变动系数微 =（） 式中： =0， =0， =1A = = = 16.39查图可得： c =1.82 = =0.111) 变位系数、啮合角 =+ =10.111 = 1.111 = = 、 均在推荐范围内。) 变位系数的分配齿数比u =37/24 = 1.54 ，由图可得当 =1.104， =0.52 = = =1.1040.52 =0.584（3）c-b啮合副) 中心距分离系数为 = = = -0.5)齿顶高的变动系数已知 = =（）式中： =0， =0 ， =1， A = = = -8.06查图可得：c =0.60 =（99-37） =0.037) 变位系数 =+ =-0.50.037 = -0.463 =+ =-0.4630.584 =0.121)啮合角 =也在推荐范围内。6.3几何尺寸计算由相关数据可得计算结果如下：关于太阳轮d =24×6 = 144 ； =1442×6×(10.3140.014) =159.6 ； =1442×6×(10.40.314) =130.97 ； =144× =153.3 ；关于行星轮d =6×37 =222 ； =2222×6×(10.28960.014) =237.30 ； =2222×6×(10.40.2896) = 208.68 ； =222 =208.61 ；关于内齿轮d =6×99 =594 ； =5942×6×(0.80.3140.2896) =584.69 ； =5942×6×(0.80.250.314) =602.83 ； =594 = 558.18 ；6.4 啮合要素的计算6.4.1 ac传动端面的重合度) 顶圆的齿形曲径太阳轮 = =42.33 ；行星轮 = =56.56 ；) 端面的啮合长度 =42.3356.56180× = 29.77 式中 端面节圆的啮合角，直齿轮 = = 22.5) 端面的重合度 = =1.686.4.2 cb传动端面的重合度) 顶圆的齿形曲径行星轮 同上计算可得 = 56.56 内齿轮 = =87.03 ) 端面的啮合长度 = = 56.5687.03180 = 37.89 ) 端面的重合度 = = =2.14 6.5 齿轮的强度验算6.5.1 外啮合)齿面的接触疲劳强度计算接触应力：齿面接触应力的基本值 = = =2.21×189.8×0.95×1× =252.55 式中：端面内分度圆上名义切向力， =9549× =9549× =599.65N.m ， = = =2776.16 N b齿轮工作齿宽，b = =0.7×144 =100 ；小齿轮的分度圆直径，取 =144mm；u齿数比，u =/ =37/24 =1.54；节点区域系数，（）/()=(0.52+0.584)/(24+37) =0.0181， =0，查图得 =2.21；弹性系数，查表得 =189.8；重合度系数，查图得 =0.95；螺旋角系数，直齿 =0，故取 =1；得接触应力为 = =252.55× =345.03 式中： 使用系数，查表得 =1.25； 动载系数，精度6级，查表 得 =1.01； 接触强度齿向载荷分布系数，按 =0.7， =3，查图可得 =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（-1） =1+（1.214-1）0.8×0.7 =1.11； 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； 行星轮间载荷不均衡系数,查表得 =1.2；许用接触应力的计算： = = =1118.3 式中：试验齿轮接触疲劳极限，可取 =1400 ； 接触强度的最小安全系数，查表6-22得 =1.25； 接触强度的寿命系数，按照工作年限10年，每年工作300天，每天工作14个小时，计算应力系数， =60（）t =60(1470-973)×3×10×300×14 =4.93× > 查图得 =1；润滑油系数， v =1.237 m/s, 查表，使用中型极压油 =150× =150 取 =1.02；工作硬化系数，两齿齿面均为硬齿面，查图得 =1；速度系数，查图得 =0.96；粗糙度系数，按照8， =2.4m， = = =2.72，终取 =1.01；尺寸系数，m < 5,选取 =1；< 故接触强度通过。）齿根的弯曲疲劳强度计算计算齿根应力 = 式中：使用系数； 动载系数； 弯曲强度齿向载荷分布系数，取 =1.08； 弯曲强度齿间载荷分配系数，取 =1； 齿根弯曲强度行星轮间载荷不均衡系数， =1.3；计算齿根弯曲应力基本值 = 式中：载荷作用于齿顶时的齿形系数，太阳轮 =0.52， =24，查图得 =2.28；行星轮 =0.584 ， =37，查图，得 =2.14；载荷作用于齿顶时应力修正系数，查图，太阳轮得 =1.82，行星轮得 =1.88；弯曲强度极限螺旋角系数；弯曲强度重合度系数；b工作齿宽， 计算许用齿根应力 = 式中：试验齿轮齿根弯曲疲劳极限； 试验齿轮应力修正系数，取 =2； 弯曲强度寿命系数，取 =1；弯曲强度最小安全系数，高可靠度，查表得 =1.6；相对齿根圆角敏感系数，查图，太阳轮取 =0.98，行星轮取 =1.01；相对齿根表面状况系数， =1.045；弯曲强度极限的尺寸系数，太阳轮： = =15.86；弯曲应力为 =15.86×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =28.11 许用弯曲应力为 =×0.98×1.045×1 =448 <故弯曲强度通过。行星轮： =×1×2.14×1.85×0.826×1 =15.13 弯曲应力为 =15.13×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =26.82 许用弯曲应力为 =×1.01×1.045×1 =323 <故弯曲强度通过。6.5.2 内啮合）齿面接触疲劳强度计算接触应力齿面接触应力基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =229.27 式中：端面内分度圆上名义切向力，取=2776.16 N； b工作齿宽， 取b =100 ；小齿轮的分度圆直径，取 =144；u齿数比，u =/ =99/37 =2.68；节点的区域系数，取 =2.58， =0，查图6-10得 =2.21；弹性系数，查表得 =189.8；重合度系数，查图得 =0.91；螺旋角系数，直齿 =0，取 =1，得接触应力 = = 229.27× = 313.23 式中 使用系数，参照中等冲击，查表得 =1.25； 动载系数，精度6级，查表 得 =1.01； 接触强度齿向载荷分布系数，取 =1.12； 接触强度齿间载荷分布系数，取 =1； 接触强度行星轮间载荷不均衡系数,查表得 =1.2 齿面接触应力基本值； =523.67× =523.67许用接触应力的计算 = 式中：试验齿轮接触疲劳极限，取 =1400 ； 接触强度最小安全系数，取 =1.25； 接触强度寿命系数、取 =1.03；润滑油系数、取 =1.06；工作硬化系数、 =1.1；粗糙度系数、取 =0.96；尺寸系数、取 =1；速度系数、取 =0.905； = =1168.62 < 故接触强度通过。）齿根弯曲疲劳强度计算齿根应力齿根弯曲应力基本值 = =17.74 式中：载荷作用于齿顶时齿形系数，取 =2.055；载荷作用于齿顶时应力修正系数，取 =2.458；弯曲强度重合度系数，取 =0.759；弯曲强度极限螺旋角系数；b工作齿宽； = =17.74×1.25×1.01×1.08×1×1.3=31.44 式中：动载系数；使用系数； 弯曲强度齿间载荷分配系数，取 =1；弯曲强度齿向载荷分布系数，取 =1.08； 齿根弯曲强度行星轮间载荷不均衡系数，取 =1.3；齿根弯曲应力基本值，许用齿根应力 = =×0.98×1.045×1 =360 式中：试验齿轮齿根弯曲疲劳极限； 试验齿轮应力修正系数，取 =2； 弯曲强度寿命系数，取=1；弯曲强度最小安全系数，取=1.6；相对齿根表面状况系数，取=1.045；相对齿根圆角敏感系数，取=0.759；计算弯曲强度极限尺寸系数，<故弯曲强度通过。由上可知齿轮承载能力满足要求。7 主轴结构设计7.1 轴的材料的选定采用40Cr钢，调质处理，材料力学性能为： = 750 = 550 = 350 = 2007.2 轴直径的初步估算材料为40Cr钢，查表A=105，轴的输出端直径为式中：考虑到有键槽，轴径应增大4%5%故取 =60 7.3 轴的结构设计轴的结构设计如图（7.1）所示图7.17.4 轴的受力分析7.4.1钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中于A处时，轴的受力分析情况钢丝绳通过滚筒经主轴的力（方向待定），以假想线表示力全部作用于A处时，轴的受力分析情况（图7.2a）。取最大值为 =25a、求支反力设因的作用，各支反力分别为、（图7.2-b），易得=20.313 =25 - 20.313 =4.687 b、作弯矩和转矩图因而作出弯矩图（图7.2-c）=3046.9 转矩图（如图7.2-b） c、校核计算按当量弯矩计算轴径根据插值法（又称“内插法”，是利用函数f (x)在某区间中插入若干点的函数值，作出适当的特定函数，在这些点上取已知值，在区间的其他点上用这特定函数的值作为函数f (x)的近似值）查表可得:=72 =124 A截面轴径 = 0.07518 =75.18其中因转矩按脉动循环变化，故取 = = =0.58在结构设计时,取d =75满足强度要求。轴的疲劳强度校核计算(1)确定危险截面根据载荷的分布情况（弯矩图、转矩图），应力集中，轴的结构尺寸，截面A属于危险截面，取截面A进行校核计算。(2)校核危险截面安全因数1）弯矩作用时安全因数由于轴的转动，弯矩起对称循环变应力，安全因数为 = 1.94式中：40Cr钢弯曲对称循环运动时疲劳极限， =350 ；弯曲应力幅； = =42.73抗弯截面系数W = 弯曲平均应力， =0； 正应力的有效应力集中因数，根据配合可查得=2.652； 尺寸因数，查表得 =0.68；表面质量因数，查表得=0.91； 材料弯曲时平均应力折算因数，查表得=0.34；2）转矩作用时安全因数由于存在因机器的不均匀运转而引起的惯性和振动，转矩引起的切应力可视为脉动循环变应力，安全因数为 =39.46式中：40Cr钢的抗扭疲劳极限， =200 ； 切应力幅； = =1.68（W抗弯截面系数，W =；平均切应力， =， =2.39 ；正应力的有效应力集中因数，根据配合查表可得 =1.89；故 =1.89）表面质量因数，轴径车削加工，查得 =0.91；尺寸因数，查得 =0.74；材料扭转平均应力折算因数，查得 =0.21；3）截面A疲劳强度安全系数 = 1.92当载荷确定比较精确，材料性质均匀时，许用安全因数=1.31.5S > 故截面A 疲劳强度足够。轴静强度安全因数校核计算(1)确定危险截面。按照“载荷大，截面小”原则，选取A截面为危险截面。(2)校核危险截面安全因数 =8.07式中：40Cr钢正应力屈服点， =550 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2 =2×2437.5 =4875 ； 抗弯截面系数， =71.53× ； =68.15 2）转矩作用时安全因数 =48.03式中：40Cr钢切应力屈服点， =0.6 =0.6×550 =330 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2T =2×479.32 =958.64 N.m；抗弯截面系数， =143.56×；3）截面B的静强度安全因数 = 6.32因 =0.733查表，许用安全因数=1.72.2S > 故该轴静强度满足要求。7.4.2钢丝绳通过滚筒作用在轴上的力集中于B处时，轴的受力分析情况如图7.3-aa、求支反力假设因的作用，支反力分别为、（图7.3-b），易得=6.25 =20 6.25=13.75b、作弯矩和转矩图因作用作弯矩图（图7.3-c）=3437.5 作转矩图（如图7.3-b） c、校核计算按当量弯矩计算轴径按插值法（又称“内插法”，是利用函数f (x)在某区间中插入若干点的函数值，作出适当的特定函数，在这些点上取已知值，在区间的其他点上用这特定函数的值作为函数f (x)的近似值）查表可得:=72 =124 A截面轴径 = 0.08425 =84.25因转矩按脉动循环变化,取 = = =0.58故d =90满足强度要求。轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面根据载荷分布（弯矩图、转矩图）、应力集中和轴的结构尺寸、选取轴上B截面分析。截面B属于危险截面，取截面B进行校核计算。(2)校核危险截面的安全因数1）弯矩作用时的安全因数由于轴的转动，弯矩起对称循环变应力的作用，安全因数为 = 1.72式中：40Cr钢弯曲对称循环时疲劳极限， =350 ； 弯曲应力幅，= =48.06 ；（其中，W抗弯截面系数W =） 弯曲平均应力， =0； 扭转有效应力得集中因数，根据配合可查得 =2.652； 表面质量因数，查得 =0.91； 尺寸因数，查得 =0.68； 材料弯曲时平均应力折算因数，查得 =0.34；2）转矩作用时安全因数因为机器不均匀运转时存在惯性力和振动，转矩引起的切应力可视为脉动循环变应力，安全因数为 =39.46式中：40Cr钢抗扭疲劳极限， =200 ； 切应力幅； = =1.68；（其中，W抗弯截面系数W =） 平均切应力， = =2.39 正应力有效应力的集中因数，根据配合可查得 =1.89， 取 =1.89， 表面质量因数，查得 =0.91； 尺寸因数，查得 =0.74； 材料扭转时平均应力折算因数，查得 =0.21。3）截面B疲劳强度安全系数 = 1.72当载荷确定比较精确，材料性质均匀时，许用安全因数=1.31.5S > 故该轴截面B疲劳强度满足要求。轴静强度安全因数校核计算(1)确定危险截面。按照“载荷大，截面小”原则，选B截面为危险截面。(2)校核危险截面安全因数1）危险截面最大承受压强 =5.72式中：40Cr钢正应力屈服点，查得 =550 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2 =2×3437.5 =6875 ； 抗弯截面系数， =71.53× ； =96.11 2）转矩作用时安全因数 =48.03式中： 40Cr钢切应力屈服点，查得： =0.6 =0.6×550 =330 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2T =2×479.32 =958.64 N.m； 抗弯截面系数， =143.56× 3）截面B静强度安全因数 = 5.68 =0.733查表得许用安全因数=1.72.2S > 故该轴静强度满足。由上可知主轴的强度满足要求。8 行星轴的结构设计和校核8.1行星轴8.1.1 结构设计行星轴结构设计如下（图8.1）图8.18.1.2 行星轴材料40Cr钢，调质处理，材料力学为： =750 =550 =350 =200 8.1.3 轴的受力分析受力分析（图8.2-a）a、求支反力水平面内受力情况分析如图8.2-b轴在B截面所受方向向上的圆周力为 =2×1521.89 =3043.78 =1606.44 =3043.78-1606.44 =1437.34 故B截面处所受的弯矩最大 =68.27 b、轴的弯矩图如图8.2-c8.1.4 按当量弯矩计算轴径按照插值法（同前）查得:=72 =124 A截面轴径 = 0.0212 =21.2由于转矩按脉动循环变化,取 = = =0.58故d =45满足强度要求。8.1.5 轴疲劳强度安全因数校核计算(1)危险截面根据载荷分布、应力集中、轴的结构尺寸等知，截面B为危险截面，取截面B来进行校核计算。(2)校核危险截面安全因数行星轴为心轴，其安全系数为： =15.47式中：40Cr钢弯曲对称循环疲劳极限， =350 ； 弯曲应力幅，= =7.63 ；（其中，W抗弯截面系数，W =） 正应力有效应力的集中因数，根据配合可查得 =2.652； 材料弯曲时的平均应力折算因数，查得 =0.34若载荷确定较精确，材料性质均匀，许用安全因数=1.32.5S >故该轴截面B疲劳强度满足要求。8.1.6轴表强度安全因数校核计算1、确定危险截面。按照“载荷大，截面小”原则， B截面为危险截面。2、校核危险截面安全因数 =36.03式中：40Cr钢正应力屈服点，查得 =550 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2 =2×68.27 =136.54 ； 抗弯截面系数， =8.946× ； =15.263 ；许用安全因数=1.72.2S > 故该轴静强度满足要求。8.2行星轴校验8.2.1轴径d =458.2.2 行星轴材料40Cr钢，调质处理，材料力学为： =750 =550 =350 =200 8.2.3 轴的受力分析根据轴的受力情况，轴的受力分析如图8.2-a a、求支反力在水平面内的受力情况分析如图8.3-b轴在B截面所受的方向向上的圆周力 =2×5592.94 =11185.88 =5939.60 =11185.88-5939.60 =5846.28 故B截面所受弯矩最大 =445.47 b、轴的弯矩图图8.3-c8.2.4按当量弯矩计算轴径按照插值法（同前）查得:=72 =124 A截面轴径 = 0.0396 =39.6 因转达矩按脉动循环变化,取 = = =0.58故d =55满足强度要求。8.2.5轴的疲劳强度安全因数校核计算(1)确定危险截面由载荷分布、应力集中、轴的结构尺寸等知，截面B为危险截面，取截面B进行校核计算。(2)校核危险截面安全因数行星轴为心轴，其安全系数为： =4.33式中：40Cr钢弯曲对称循环时疲劳极限， =350 ； 弯曲应力幅，= =27.27 ；（其中，W抗弯截面系数W =） 正应力有效应力的集中因数，按照配合查得 =2.652； 材料弯曲时平均应力折算因数，查得 =0.34；若载荷确定较精确，材料性质均匀，许用安全因数=1.32.5S > 故截面B疲劳强度满足要求。8.2.6 轴表强度安全因数校核计算1、确定危险截面。按照“载荷大，截面小”原则， B截面为危险截面。2、校核危险截面安全因数 =10.08式中：40Cr钢正应力屈服点，查得 =550 ； 工作中短时最大载荷，假设其为正常工作载荷的两倍，则 =2 =2×445.47 =890.94 ； 抗弯截面系数， =8.946× ； =54.55 ；许用安全因数=1.72.2S > 故该轴静强度满足要求。由上可知，行星轴的强度满足要求。9 行星架结构设计9.1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较为复杂的重要零件，也是承受外力力矩矩最大的零件。其三种基本形式分别为：双壁整体式、双壁剖分式和单臂式。因本设计中传动比较大，故行星轮轴承安装于行星轮内部，基本形式选用双壁整体式行星架（如图9.1所示）。这种形式的行星架结构稳定，刚性大，受载变形小，有利于行星轮上所受载荷沿齿宽方向均匀分布，从而减少振动和噪声。行星架材料采用球墨铸铁QT600-3，其特点为：重量轻，离心力小，噪声小。这种选材既降低了成本，又使其它性能也有所提高。9.2行星架技术要求1、中心距极限偏差行星架上各行星轮上的轴孔与行星架基准轴线的中心距偏差会引起行星轮径向位移，从而影响齿轮传动侧隙，且当各中心距偏差的数值和方向不同时，要影响行星轮轴孔距相对弦距误差的测量值，因而影响行星架的均载。一般要求控制其值在0.010.02之间。由中心距的基本数值和齿轮精度等级查表得：高速级 =低速级 =2、相邻行星轮轴孔距偏差相邻行星轮轴孔偏差对各行星轮间载苛的均衡分配有较大的影响，必须严格控制。值主要取决于各轴孔的分度误差，分度误差又取决于机床和工艺装配的精度。高速级 = mm低速级 = mm图9.13、行星轮轴孔与行星架基准线的平行度公差X方向轴线平行度误差为，Y 方向轴线平行度误差为4、行星架偏心误差行星架偏心误差：高速级 mm，取 =15 um 低速级 mm，取 =18 um5、静平衡试验对行星架实行静平衡，可保证传动装置运转的平稳性，。不平衡力矩应小于0.5 N·m。10 轴承及校核10.1 调心滚子轴承行星轴直