機(jī)械畢業(yè)-無極繩絞車設(shè)計【9張cad圖紙、說明書】

機(jī)械畢業(yè)-無極繩絞車設(shè)計【9張cad圖紙、說明書】,9張cad圖紙、說明書,機(jī)械,畢業(yè),無極,絞車,設(shè)計,cad,圖紙,說明書,仿單 編號：（ ）字 號 本科生畢業(yè)設(shè)計 無極繩絞車設(shè)計 題目： 姓名： 學(xué)號： 班級： 年六月 注：紙型：16K 上、下、左、右頁邊距：2厘米 頁眉：1.5厘米 頁腳：1.75厘米 裝訂線：0.5厘米 畢業(yè)設(shè)計格式模板 中 國 礦 業(yè) 大 學(xué) 本科生畢業(yè)設(shè)計 姓 名： 學(xué) 號： 學(xué) 院： 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械工程及自動化 設(shè)計題目： 無極繩絞車 專 題： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 教授 年 6 月 徐州 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書 學(xué)院 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專業(yè)年級 學(xué)生姓名 任務(wù)下達(dá)日期：年 3 月 15 日 畢業(yè)設(shè)計日期： 年 3 月 15 日至 年 6 月 10 日 畢業(yè)設(shè)計題目：無極繩絞車 畢業(yè)設(shè)計專題題目： 畢業(yè)設(shè)計主要內(nèi)容和要求： 設(shè)計參數(shù)： 滾筒直徑：800mm； 牽引力：50，30KN； 繩速：1，1.5m/s。 設(shè)計要求： 1.完成設(shè)備的總體方案設(shè)計； 2.完成傳動裝置的設(shè)計，卷筒部件設(shè)計； 3.完成主要組件及零件圖、工作圖設(shè)計； 4.按畢業(yè)設(shè)計要求編寫完成設(shè)計說明書及其它相應(yīng)的內(nèi)容。 院長簽字： 指導(dǎo)教師簽字： 畢業(yè)設(shè)計指導(dǎo)教師評閱書 指導(dǎo)教師評語（①基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；②獨(dú)立解決實際問題的能力；③研究內(nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）： 成 績： 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設(shè)計評閱教師評閱書 評閱教師評語（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運(yùn)用所學(xué)知識解決實際問題的能力；③工作量的大??；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）： 成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設(shè)計答辯及綜合成績 答 辯 情 況 提 出 問 題 回 答 問 題 正 確 基本 正確 有一般性錯誤 有原則性錯誤 沒有 回答 答辯委員會評語及建議成績： 答辯委員會主任簽字： 年 月 日 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評定成績： 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負(fù)責(zé)人： 年 月 日 摘 要 無極繩運(yùn)輸絞車是一種新型的礦山輔助運(yùn)輸設(shè)備。其主要適用于煤礦中大型綜采設(shè)備的搬遷，也可用于工作面的回柱放頂、大噸位的物料運(yùn)輸和礦車調(diào)度。該絞車的設(shè)計對于完善無極繩系列絞車起著重要的基礎(chǔ)作用。 JWB-50型運(yùn)輸絞車主要由電動機(jī)、聯(lián)軸器、變速器、卷筒、液壓式電動制動閘、手動制動閘和控制開關(guān)支架等組成。本畢業(yè)設(shè)計的重點(diǎn)是減速器的設(shè)計，該傳動系統(tǒng)采用了三級行星齒輪傳動，形成封閉的傳動路線，傳動原理簡單、可靠、高效。它采用雙閘制動，一個為安全制動，一個為工作制動，更加安全有效，實現(xiàn)了大噸位、軟啟動、可制動的特點(diǎn)。 JWB-50型運(yùn)輸絞車具有良好的防爆性能和制動性能，容繩量大、適用條件強(qiáng)、使用壽命長、傳動效率高等特點(diǎn)。該絞車結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小，能夠整機(jī)下井；結(jié)構(gòu)為近似對稱布置，外形美觀，成長條形，底座呈雪橇狀；絞車重心低，底座剛性好，可安裝地錨，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，安全可靠，安裝方便。 關(guān)鍵詞：運(yùn)輸絞車；無極繩牽引； 軟啟動； 制動；設(shè)計 ABSTRACT Endless-rope transportation winch is a new kind of mining auxiliary conveying equipment. The serial winch products are suitable to move coal mining equipments in compositive excavating working place. And they could be also used to release upper plate and withdraw the props in the working place ,convey large-tonnage bulk material and schedule mining carts . The design of that winch includes to the perfect endless-rope series winch important foundation function. JWB-50 endless-rope transportation winch is made up of motor, couple, reel, gearbox, electro-hydraulic-brake, manual brake and switch-controller-support. The point of this graduation design is the gearbox. The transmission system realizes a closed circuit which has three planet gear step. Its transmission principle is simple, reliable and it has high efficiency. This winch uses two brakes to fulfill safe braking and working braking respectively, which make the witch’s braking more safe and effective. And this also makes the winch have the ablity of big tonnage ,soft starting and braking. JWB-50 transportation winch has good blast protection property and braking property, big cope capacity, long longevity and high transmission efficiency. It also has compact structure, small external dimensions, approximately symmetrical structure ,long disappearance, basement in the shape of sleigh which is very convenient and smoothly moved ,low gravity center ,good stillness of basement. The installment is convenient by shore or ground anchor block, which make the winch work smoothly, reliably and safely. Keyword: transportation winch; endless-rope towing; soft starting; braking; design 第 1 頁 1 緒論 1.1 引言 煤炭是當(dāng)前我國能源的主要組成部分之一，是國民經(jīng)濟(jì)保持高速增長 的重要物質(zhì)基礎(chǔ)和保障。由于資源條件和能源科技發(fā)展水平?jīng)Q定，在未來 的 3050 年內(nèi)，世界范圍內(nèi)新能源、可再生能源及核電的發(fā)展尚不能普遍 取代礦物燃料。因此，在相當(dāng)時期內(nèi)礦物燃料仍將是人類的主要能源。隨 著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的快速發(fā)展，尤其是世界經(jīng)濟(jì)對能源的旺盛需求，世界煤 炭開采技術(shù)也得到迅猛地發(fā)展。20 世紀(jì)末期以來，先進(jìn)采煤國家積極應(yīng)用 機(jī)電一體化和自動化技術(shù)，實現(xiàn)了采掘機(jī)械化和自動化控制，做到了礦井 的高產(chǎn)高效生產(chǎn)。 機(jī)械化是煤炭工業(yè)增加產(chǎn)量、提高勞動效率、改善勞動條件、保障安 全生產(chǎn)的必要技術(shù)手段，也是煤炭生產(chǎn)過程中節(jié)約能源、人力和減少原材 料消耗的有效技術(shù)措施。礦井輔助運(yùn)輸作為礦井運(yùn)輸?shù)闹匾M成部分之一， 在礦山生產(chǎn)中也占有重要地位，尤其是現(xiàn)代化礦井對此更應(yīng)高度重視。 礦井輔助運(yùn)輸?shù)奶攸c(diǎn)是：井下運(yùn)輸設(shè)備在巷道中工作，由于受井下 巷道空間的限制，因而運(yùn)輸設(shè)備結(jié)構(gòu)應(yīng)緊湊，尺寸應(yīng)盡量?。贿\(yùn)輸線路 隨工作地點(diǎn)的延伸（縮短）或遷移而經(jīng)常變化；運(yùn)輸線路水平和傾斜互 相交錯連接；工作地點(diǎn)分散，使得運(yùn)輸線路環(huán)節(jié)多、分支多；待運(yùn)物 料品種繁多，形狀各異；井下巷道受空間限制，有沼氣和煤塵，需用防 爆設(shè)備。 輔助運(yùn)輸?shù)纳鲜鎏攸c(diǎn)，決定了輔助運(yùn)輸設(shè)備的類型具有多樣性，除了 過去常用的礦用絞車、調(diào)度絞車、電機(jī)車和一般的礦車、平板車、材料車 外，目前許多先進(jìn)的輔助運(yùn)輸設(shè)備，如單軌吊車、卡軌車、粘著齒軌機(jī) 車、無軌運(yùn)輸車等都已在大量使用。利用這些設(shè)備不僅有效地解決了井下 輔助運(yùn)輸工作中的難題，而且大大提高了輔助運(yùn)輸?shù)男省?盡管目前已經(jīng)基本解決了煤礦輔助運(yùn)輸機(jī)械化的問題，但是運(yùn)輸環(huán)節(jié) 任然是構(gòu)成采煤功耗的最主要因素。為了進(jìn)一步提高工效、降低成本，還 需對整個運(yùn)輸系統(tǒng)進(jìn)行改革，從技術(shù)、安全、經(jīng)濟(jì)各方面謀求最合理的解 決方案。國外主要產(chǎn)煤國對輔助運(yùn)輸存在的主要問題及其發(fā)展途徑的看法 是一致的，即降低輔助運(yùn)輸?shù)膭趧訌?qiáng)度和提高輔助運(yùn)輸設(shè)備的效率。主要 研究和發(fā)展方向有以下幾個：井下材料、設(shè)備和人員的運(yùn)輸設(shè)備的研制， 特別注意采區(qū)輔助運(yùn)輸設(shè)備的研制；對于供料地點(diǎn)到井下用戶運(yùn)輸線路 中轉(zhuǎn)載點(diǎn)最少的運(yùn)輸系統(tǒng)和設(shè)備的研制；對輔助材料不經(jīng)轉(zhuǎn)載直接運(yùn)到 第 2 頁 用戶的合理組織和最佳運(yùn)輸路線方案的研制；完善運(yùn)輸輔助材料的有軌 運(yùn)輸設(shè)備，增加專用的輔助運(yùn)輸設(shè)備；為擴(kuò)大自行礦車的使用范圍，必 須改進(jìn)它的結(jié)構(gòu)，減小外形尺寸，提高通過能力和研制不污染礦井大氣的 動力源；進(jìn)一步完善單軌吊車和卡軌車，使其具有更大的適應(yīng)性。 我國絞車的誕生是從 20 世紀(jì) 50 年代開始的，初期主要仿制日本和蘇 聯(lián)的絞車。60 年代進(jìn)入了自行設(shè)計階段，到了 70 年代，隨著技術(shù)的逐漸成 熟，絞車的設(shè)計也進(jìn)入了標(biāo)準(zhǔn)化和系列化的階段。但與國外水平相比，我 國的絞車在品種、型式、結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品性能、三化水平（參數(shù)化、標(biāo)準(zhǔn)化、 通用化）和技術(shù)經(jīng)濟(jì)方面還存在一定的差距。 國外礦用絞車的發(fā)展趨勢有以下幾個特點(diǎn)：標(biāo)準(zhǔn)化、系列化；體 積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊；高效節(jié)能；壽命長、低噪音；一機(jī)多能， 通用化；大功率；外形簡單、平滑、美觀、大方。 1.2 概述 無極繩絞車運(yùn)輸作為礦井輔助運(yùn)輸?shù)囊环N重要手段，目前在煤礦應(yīng)用 十分廣泛，而且型式、種類繁多。其系統(tǒng)主要由電動機(jī)、減速器、摩擦滾 筒、張繩車、容繩滾筒、尾輪、鋼絲繩及電控組成。工作原理為：電動機(jī) 經(jīng)減速器帶動摩擦滾筒正反向旋轉(zhuǎn)，鋼絲繩在滾筒上纏繞數(shù)圈后，一端固 定于張繩車上車軸上，另一端經(jīng)過尾輪纏繞于張繩車的容繩卷筒上， 通 過摩擦滾筒對鋼絲繩產(chǎn)生的摩擦力，牽引張繩車運(yùn)動，再由張繩車牽引礦 車或其它運(yùn)輸車輛運(yùn)行。 無極繩絞車運(yùn)輸系統(tǒng)主要具有以下特點(diǎn)：變單向為雙向運(yùn)行。由于 該系統(tǒng)采用拋物線形摩擦滾筒結(jié)構(gòu)，使得滾筒可以正反向旋轉(zhuǎn)，鋼絲繩也 可以實現(xiàn)雙向運(yùn)行；張繩車牽引載荷。礦車與張繩車用插銷連接簡單易 學(xué)，操作方便，安全可靠；運(yùn)輸距離調(diào)整方便。以前的運(yùn)輸系統(tǒng)其運(yùn)輸 距離一旦確定一般是不做改變的，而該系統(tǒng)可將一定量的鋼絲繩存放于容 繩卷筒上，以便運(yùn)輸距離發(fā)生改變時使用。當(dāng)運(yùn)輸距離需要增大時，就可 將容繩卷筒上的鋼絲繩適當(dāng)放出；當(dāng)運(yùn)輸距離需要減小時，亦可將卷筒上 的鋼絲繩收回一些，這樣就可滿足煤礦生產(chǎn)運(yùn)輸距離多變的工況要求。 該無極繩絞車是在老的調(diào)度絞車基礎(chǔ)上，采用了行星排變速機(jī)構(gòu)和普 通雙速絞車的某些結(jié)構(gòu)特點(diǎn)改進(jìn)后設(shè)計發(fā)明的，是一種有效的礦山輔助運(yùn) 輸設(shè)備。該絞車主要應(yīng)用于上山、下山、平巷等地材料、設(shè)備的運(yùn)輸，結(jié) 構(gòu)布置緊湊、合理，操作簡單，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，無 污染，不影響周圍環(huán)境。 第 3 頁 2 總體設(shè)計 2.1 設(shè)計總則 1、煤礦生產(chǎn)，安全第一； 2、面向生產(chǎn)，力求實效，以滿足用戶最大實際需求； 3、既考慮到運(yùn)輸為主要用途，又考慮到運(yùn)搬、調(diào)度等一般用途； 4、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)及有關(guān)規(guī)定； 5、技術(shù)比較先進(jìn)并要求多用途。 2.2 主要設(shè)計參數(shù) 1、滾筒直徑：800mm 2、牽引力：F 1=50KN F2=30KN 3、繩速：V 1=1m/s V2=1.5m/s 2.3 牽引鋼絲繩及卷筒的選擇計算 2.3.1 鋼絲繩的選擇 由于該絞車主要工作地點(diǎn)為井下巷道內(nèi)，濕度較大，酸堿度較高，為 了增加鋼絲繩的抗腐蝕能力，延長其使用壽命，故選取鍍鋅鋼絲繩。此外， 由于該絞車主要用于礦井上、下山運(yùn)輸，磨損為其主要損壞原因，故應(yīng)選 用外層鋼絲繩較粗的鋼絲繩，如 67，6（19）或三角股等。 根據(jù)煤礦安全規(guī)程對提升鋼絲繩的安全系數(shù)規(guī)定，選取鋼絲繩的 安全系數(shù) K=6.5,則鋼絲繩所能承受的拉力 F 需滿足以下要求： FKF 拉 式中：F 拉 =50KN，即絞車最大牽引力。 則： F6.55010 3=3.25105 N 查實用機(jī)械設(shè)計手冊表 5.6-30，選擇鋼絲繩 619(1+6+12),繩纖維芯， 鋼絲繩表面鍍鉻。其主要參數(shù)為： 鋼絲繩直徑： 22.5mm； 鋼絲直徑： 1.4mm； 鋼絲總斷面面積： 175.40mm 2 參考重力： 1658 N/100m； 第 4 頁 鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度：2000 Nmm 2 鋼絲破斷拉力總和： 350500 N 2.3.2 卷筒參數(shù)的確定 由于采用無極繩牽引方式，卷筒上無需纏繞過多鋼絲繩，故卷筒其它 參數(shù)可根據(jù)傳動方案的選擇和外觀適當(dāng)選?。ㄒ阎硗仓睆?D=800mm） ，以 有利于整體布局的緊湊、美觀、合理。 2.4 傳動系統(tǒng)的確定、運(yùn)動學(xué)計算及電動機(jī)選擇 2.4.1 傳動系統(tǒng)的確定 該無極繩絞車傳動系統(tǒng)如下圖所示： 快 速 制 動 器 慢 速 制 動 器 其傳動路線為： 防爆電動機(jī)聯(lián)軸器行星減速器（行星排減速）太陽輪行星齒 輪內(nèi)齒輪卷筒。 2.4.2 計算傳動效率 根據(jù)傳動系統(tǒng)簡圖，查機(jī)械設(shè)計表 9-1 得： 1）卷筒傳動效率 1=0.96； 2）單級行星圓柱齒輪減速器傳動效率 2=0.98； 3）齒式聯(lián)軸器傳動效率 3=0.99； 4）滾動軸承效率 4=0.99（一對） 。 故系統(tǒng)傳動總效率 24321總 第 5 頁 =0.960.9830.990,992 =0.8767 2.4.3 選擇電動機(jī)型號 10VFP = KW5786.5 電動機(jī)所需的額定功率 P 與電動機(jī)輸出功率 P之間有以下關(guān)系： PK 式中 K 為功率儲備系數(shù)，對運(yùn)輸絞車取 K=1.1,故 571. =62.7KW 由于電機(jī)為短時工作，可以充分利用電機(jī)的過載能力，以減少電機(jī)容量， 降低機(jī)器的成本和尺寸。Y 系列封閉式三相異步電動機(jī)，具有效率高，耗 電少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運(yùn)行可靠，維修方便。 為 B 級絕緣，結(jié)構(gòu)為全封閉式，自扇冷式，能防止灰塵鐵屑雜物侵入電動 機(jī)內(nèi)部。查實用電機(jī)手冊選?。?電動機(jī)型號：YB280M-6 功 率：55 KW 轉(zhuǎn) 速：980r/min 重 量：510 Kg 5.6額 定 電 流堵 轉(zhuǎn) 電 流 8.1額 定 轉(zhuǎn) 矩堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩 0.2額 定 轉(zhuǎn) 矩最 大 轉(zhuǎn) 矩 電機(jī)外形尺寸（長寬高）=1060545830 mm 電機(jī)中心高度 H=280mm 電機(jī)軸直徑長度=75140 mm 電機(jī)過載系數(shù) 計算 第 6 頁 額 定 功 率 ）電 機(jī) 軸 功 率 JN( 電機(jī)軸功率 總 ）卷 筒 上 的 功 率 （ JJ N 卷筒上的功率 3minax 10VFNJ = KW55 則： KW03.786.J 過載系數(shù) : 5.eJN 0.237.1 2.4.4 總傳動比及各級傳動比分配 1）總傳動比 i n 式中： 電 動 機(jī) 轉(zhuǎn) 速 ； 卷 筒 轉(zhuǎn) 速 。 根據(jù)已知設(shè)計參數(shù)，卷筒直徑 D=800 mm 則可得： Dvn110684.3 =23.89 minrDvn22106 第 7 頁8014.35.6minr 所以總傳動比為： 02.4189.31ni 5.7.2i 2）傳動比分配 根據(jù)傳動形式及整體布局尺寸，各級行星傳動傳動比確定如下： 高速第一組行星輪： 13.7baHi 13.6Habi 高速第二組行星輪： 042 低速級行星輪： 3baHi 93Habi 第 8 頁 3 齒輪傳動的設(shè)計計算 3.1 高速級計算 （1）第一組行星輪： 3.1.1 配齒計算 通常取行星輪數(shù)目 ，過多會使載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行3wn 星齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)，由于 距可能達(dá)到的傳動比極限值較遠(yuǎn)，所以1.7baHi 可不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進(jìn)行配齒計算，計算根據(jù) 并適當(dāng)調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當(dāng)調(diào)a CnZwa/ 整 ，使 C 為整數(shù)。263.7baHi 則： 46326.711awa bHZnZi 解得： 91a 19461awbZC 50)(2)(21bc 這些符合 的 NGW整 數(shù)無 公 約 數(shù) ，及整 數(shù) ， 且整 數(shù) ， wcabwwa ncznzz 配齒要求。 由 ，查機(jī)械設(shè)計手冊3 圖 17.2-3 可知15091cabzj 適用的預(yù)計嚙合角為 2 tcbta， 雖然 ，但為避免根切，改善齒輪副磨損情況以及提7min1zza 第 9 頁 高其承載能力，故采用高變位。由于實際的 ，所以取太陽輪正變位，4baHi 行星輪和內(nèi)齒輪負(fù)變位。 高度變位時，嚙合角 ，總變位系數(shù) ，根據(jù)20w 021x 齒數(shù)比 u 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-7 確定 ， 。3.0ax3.bc 3.1.2 初步計算齒輪的主要參數(shù) 中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火，齒面硬度 5862HRC，據(jù)行星齒輪傳動圖 6-12 和圖 6-27，取 ，中心輪 a 和行星輪 c 的加工精2lim2limN340N140FH和 度 6 級；內(nèi)齒輪 b 采用 42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度 217259HB，據(jù)圖取 ，加工精度 7 級。2li2li 678F 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計算齒輪的模數(shù) 為：m 3li2111FdaPAmZYKTK 現(xiàn)已知 , ，小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 ，代入16ZliN40F 11954nPTw 已知條件得： 98351T m64.7 取算式系數(shù) ；2mK 查行星齒輪傳動表 6-4、6-6，取綜合系數(shù) ,使用系數(shù)8.1FK ；35.1A 取接觸強(qiáng)度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強(qiáng)度2.HP 的行星輪載荷分布不均勻系數(shù) 15.1FPK 3. 第 10 頁 由齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-78 查得齒形系數(shù) ， 行星齒輪85.21FaY 傳動表 6-6 查得齒寬系數(shù) ，則齒輪模數(shù) 為：6.0dm4.334019..8.54781.232m 取齒輪模數(shù) 41 3.1.3 嚙合參數(shù)計算 在兩個嚙合齒輪副 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 為：bca、 a m1385094212aczm 1cbb 由此可見，兩個齒輪副的標(biāo)準(zhǔn)中心距都相等。因此，該行星輪傳動能 滿足非變位的同心條件。 3.1.4 幾何尺寸計算 按高變位齒輪傳動的計算公式進(jìn)行其幾何尺寸的計算。 分度圓直徑： m761941aazmd 205cc 11bbz 齒頂高： m2.543.01 mxhaa 81cc xzxhbbbaab 1 21 .7 43.09.5 2 m8.4 第 11 頁 齒根高： m8.34.02511 mxchaaf 26.cfc ..1xbafb 齒高： m98.32511 faah 6fcc ..411fbab 齒頂圓直徑： m4.862.576211 aahd 00cc ..411abab 齒根圓直徑： m4.68.32711 fafahd 170fccf ..411fbfb 3.1.5 裝配條件的驗算 對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件： 鄰接條件 按行星齒輪傳動公式 3-7 驗算其鄰接條件，即： wacacndsi21 將已知的 、 和 的值代入上式，則得：1acw 23960si13826.05 即滿足鄰接條件。 第 12 頁 同心條件 按行星齒輪傳動表 3-1 驗算該行星齒輪傳動的同心 條件，即： cosbazz 各齒輪副的嚙合角為 和 ，且 ， ，20acbc19azbz ，代入上式，即得：50cz 43.720cos519s 則滿足同心條件。 安裝條件 按行星齒輪傳動公式 3-20 驗算其安裝條件，即得： （整數(shù)）46319wbanz 所以，滿足其安裝條件。 3.1.6 傳動效率的計算 查機(jī)械設(shè)計手冊圖 17.1.6 得該行星傳動的效率 %，可見，4.97xab 該行星傳動的傳動效率較高，可以滿足工作方式的使用要求。 3.1.7 齒輪強(qiáng)度驗算 （1） 傳動ca 強(qiáng)度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定 和 所用的圓周速度vkz 用相對于行星架的圓周速度。 6011 indvax 3.7 9874.3 sm5. 則動載系數(shù) 1093.a xvzvk 第 13 頁 =1.06 速度系數(shù) 查行星齒輪傳動圖 6-18 .vz 970vz 其他參數(shù)確定： 查行星齒輪傳動表 6-7 得使用系數(shù) ；35.1Ak 齒向載荷分布系數(shù) 、HkF 彎曲強(qiáng)度計算時： b1 接觸強(qiáng)度計算時： HHk 式中： 、 齒輪相對于行星架的圓周速度 及大齒輪齒面硬度Fxv 對 、 的影響系數(shù)，按行星齒輪傳動圖 6-7 選取2HBkH 46.0F 35H 齒寬和行星輪數(shù)目對 、 的影響系數(shù)。對于圓柱直齒bFkH 傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承， 則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計， 值可由行星齒輪b 傳動圖 6-8 查取，得 =1.38。b 則： 17.46.038.1Fk 35H 齒間載荷分布系數(shù) 、FkH 先求端面重合度： tanttant21221zz 式中： 第 14 頁 11cosarad 4.869370 .3 12cosarad 6.205937 .3 則： 20tan9.3t502tan.4t192 = 8305.6 =1.6 因為是直齒輪傳動，故總重合度 所以， 032.1645.06.HFk 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-73 得 5.Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強(qiáng)度的重合度系數(shù) 893.0643z 計算接觸強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 15 頁 計算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強(qiáng)度的尺寸系數(shù) X 最小安全系數(shù) 和minHsinF 取 ，1in4.i 潤滑劑系數(shù) 、粗糙度系數(shù) 、速度系數(shù)LzRzVz 取 92.0VR 齒面工作硬化系數(shù) Wz 取 1Wz 傳動接觸強(qiáng)度驗算：ca 計算齒面接觸應(yīng)力 ,由行星齒輪傳動式 6-51、6-52、6-53 得：H zzkkubdFEHpVAtH 11 1893.015.203.16.3516.23876.04.2 mN9 按式 6-54 許用接觸應(yīng)力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件： p 則： 2lim14063192.0841H 計算結(jié)果， 接觸強(qiáng)度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強(qiáng)度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應(yīng)力為： 第 16 頁 YkkbmFSaFPFVAnt 式中： 齒形系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-22 查得：FaY =2.85， =2.3212FaY 應(yīng)力修正系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-24 查得：Sa ， =1.754.12Sa 計算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y 719.06.52.07.25.0an 計算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，因為是直齒輪，故取值為 1Y 則： 179.05418.230.176.351201 madTAF .846.7 2N0 N/mm2.92F 考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)力： 2max mN17.5.78105.F 由強(qiáng)度條件 可得：maxP axinaFFSTY 第 17 頁 即： 2minaxlim mN8.10524.715STFFY 由表查得，20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火， ，故 傳2li3Fca 動改用材質(zhì)后，彎曲強(qiáng)度驗算也通過。 （2） 傳動bc 根據(jù) 傳動的 來確定 傳動的接觸應(yīng)力 ，因為 傳動aHbcHcb 為內(nèi)嚙合齒輪傳動，故 ，所以：4.25019czu 6.214. Hcb 7.38092mN35 由 ，可得：HcbP minlimHXWRVLNTHcbszz 192.01835 4 42CrMo 調(diào)質(zhì) ，則內(nèi)齒輪用 42CrMo 調(diào)22limmN43078HL 質(zhì)材料，接觸強(qiáng)度符合要求。 彎曲強(qiáng)度的驗算只對內(nèi)齒輪進(jìn)行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應(yīng)力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N78.10F2mx17.5F 由強(qiáng)度條件 可得：aFP 第 18 頁 2limN8.105F 42CrMo 調(diào)質(zhì)材料 ，所以 傳動中2li mN105.86bc 的內(nèi)齒輪彎曲強(qiáng)度符合要求。 （2）第二組行星輪： 3.1.8 配齒計算 通常取行星輪數(shù)目 ，過多會使載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行3wn 星齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)，由于 距可能達(dá)到的傳動比極限值較遠(yuǎn)，所以04.2baHi 可不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進(jìn)行配齒計算，計算根據(jù) 并適當(dāng)調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當(dāng)調(diào)a CnZwa/ 整 ，使 C 為整數(shù)。163.baHi 則： 58316.22awa bHZnZi 解得： 52a 19582awbZC 32)()(12bc 這些符合 的 NGW整 數(shù)無 公 約 數(shù) ，及整 數(shù) ， 且整 數(shù) ， wcabwwa ncznzz 配齒要求。 由 ，查機(jī)械設(shè)計手冊3 圖 17.2-3 可132592cabzj 知適用的預(yù)計嚙合角為 0 tcbtac， 雖然 ，但為避免根切，改善齒輪副磨損情況以及提17min1zza 第 19 頁 高其承載能力，故采用高變位。由于實際的 ，所以取太陽輪負(fù)變位，4baHi 行星輪和內(nèi)齒輪正變位。 高度變位時，嚙合角 ，總變位系數(shù) ，根據(jù)20w 021x 齒數(shù)比 u 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-7 確定 ， 。3.0ax3.bc 3.1.9 初步計算齒輪的主要參數(shù) 中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火，齒面硬度 5862HRC，據(jù)行星齒輪傳動圖 6-12 和圖 6-27，取 ，中心輪 a 和行星輪 c 的加工精度2lim2limN340和N140FH 6 級；內(nèi)齒輪 b 采用 42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度 217259HB，據(jù)圖取 ，加工精度 7 級。2li2li 678F 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計算齒輪的模數(shù) 為：m 3li2112FdaPAmZYKTKN64.1782T 取算式系數(shù) ；.2m 查行星齒輪傳動表 6-4、6-6，取綜合系數(shù) ,使用系數(shù)8.1FK ；35.1AK 取接觸強(qiáng)度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強(qiáng)度2.HP 的行星輪載荷分布不均勻系數(shù) 15.1FPK 3. 由齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-78 查得齒形系數(shù) ， 行星齒輪3.21FaY 傳動表 6-6 查得齒寬系數(shù) ，則齒輪模數(shù) 為：6.0dm 第 20 頁6.134056.02.81178.232m 為實現(xiàn)變速傳動及制造簡單，仍取齒輪模數(shù) m12 3.1.10 嚙合參數(shù)計算 在兩個嚙合齒輪副 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 為：bca、 a 743542121aczm 129cbb 由此可見，兩個齒輪副的標(biāo)準(zhǔn)中心距都相等。因此，該行星輪傳動能 滿足非變位的同心條件。 3.1.11 幾何尺寸計算 按高變位齒輪傳動的計算公式進(jìn)行其幾何尺寸的計算。 分度圓直徑： m205422aazmd 183cc 76922bbz 齒頂高： m8.243.012 mxhaa 5cc xzxhh bbbaab 22 1.7 43.019.5 m7.2 齒根高： 2.643.05.12 xchaaf 第 21 頁 m8.34.02512 mxchafc 26bfb 齒高： 92.6822 faah m35fcc .7.22fbab 齒頂圓直徑： 6.258.022 aahd m4131cc .70.47622abab 齒根圓直徑： 6.2.022 fafahd m410831fccf ..47622fbfb 3.1.12 裝配條件的驗算 對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件： 鄰接條件 按行星齒輪傳動公式 3-7 驗算其鄰接條件，即： wacacndsi2 將已知的 、 和 的值代入上式，則得：2accw 7.360si214.38 即滿足鄰接條件。 同心條件 按行星齒輪傳動表 3-1 驗算該行星齒輪傳動的同心 條件，即： 第 22 頁 cosbazz 各齒輪副的嚙合角為 和 ，且 ， ，20acbc5az19bz ，代入上式，即得：32cz 58.920cos31s5 則滿足同心條件。 安裝條件 按行星齒輪傳動公式 3-20 驗算其安裝條件，即得： （整數(shù)）58319wbanz 所以，滿足其安裝條件。 3.1.13 傳動效率的計算 查機(jī)械設(shè)計手冊圖 17.1.6 得該行星傳動的效率 %，可見，4.97xab 該行星傳動的傳動效率較高，可以滿足工作方式的使用要求。 3.1.14 齒輪強(qiáng)度驗算 （1） 傳動ca 強(qiáng)度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定 和 所用的圓周速度vkz 用相對于行星架的圓周速度。 6012 indvax 04.3 1984.3 sm57. 則動載系數(shù) 1093.a xvzvk =1.4 第 23 頁 速度系數(shù) 查行星齒輪傳動圖 6-18 .vz 970vz 其他參數(shù)確定： 查行星齒輪傳動表 6-7 得使用系數(shù) ；35.1Ak 齒向載荷分布系數(shù) 、HkF 彎曲強(qiáng)度計算時： b1 接觸強(qiáng)度計算時： HHk 式中： 、 齒輪相對于行星架的圓周速度 及大齒輪齒面硬度Fxv 對 、 的影響系數(shù)，按行星齒輪傳動圖 6-7 選取2HBkH 62.0F 48H 齒寬和行星輪數(shù)目對 、 的影響系數(shù)。對于圓柱直齒bFkH 傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承， 則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計， 值可由行星齒輪b 傳動圖 6-8 查取，得 =1.13。b 則： 08.162.13.Fk 4H 齒間載荷分布系數(shù) 、FkH 先求端面重合度： tanttant21221zz 式中： 第 24 頁 21cosarad 6.59370 .3 22cosarad 4.138970 6. 則： 20tan6.9t320tan.23t51 = 1560.4 =1.7 因為是直齒輪傳動，故總重合度 所以， 1.7645.0.HFk 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-73 得 5.2Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強(qiáng)度的重合度系數(shù) 876.034z 計算接觸強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 25 頁 計算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強(qiáng)度的尺寸系數(shù) X 最小安全系數(shù) 和minHsinF 取 ，1in4.i 潤滑劑系數(shù) 、粗糙度系數(shù) 、速度系數(shù)LzRzVz 取 92.0VR 齒面工作硬化系數(shù) Wz 取 1Wz 傳動接觸強(qiáng)度驗算：ca 計算齒面接觸應(yīng)力 ,由行星齒輪傳動式 6-51、6-52、6-53 得：H zzkkubdFEHpVAtH 11 1876.0195.2.1064.3518.07426.0. mN9 按式 6-54 許用接觸應(yīng)力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件： p 則： 2lim1403219.071H 計算結(jié)果， 接觸強(qiáng)度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強(qiáng)度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應(yīng)力為： 第 26 頁 YkkbmFSaFPFVAnt 式中： 齒形系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-22 查得：FaY =2.3， =2.4912FaY 應(yīng)力修正系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-24 查得：Sa ， =1.647.12Sa 計算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y 69.07.152.05.2.0an 計算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，因為是直齒輪，故取值為 1Y 則： 69.07213..1084.3512021 madTAF 97.46.8 2N3 N/mm22F 考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)力： 2max mN485.13.F 由強(qiáng)度條件 可得：maxP axinaFFSTY 即： 2miaxlim mN6.324.18ST 第 27 頁 由表查得，20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火， ，故 傳2limN340Fca 動改用材質(zhì)后，彎曲強(qiáng)度驗算也通過。 （2） 傳動bc 根據(jù) 傳動的 來確定 傳動的接觸應(yīng)力 ，因為 傳動aHbcHcb 為內(nèi)嚙合齒輪傳動，故 ，所以：7.3219czu 58.017.3 Hcb 6.292mN13 由 ，可得：HcbP minlimHXWRVLNTHcbszz 192.0153 6 42CrMo 調(diào)質(zhì) ，則內(nèi)齒輪用 40CrMo22limmN6.378HL 調(diào)質(zhì)材料，接觸強(qiáng)度符合要求。 彎曲強(qiáng)度的驗算只對內(nèi)齒輪進(jìn)行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應(yīng)力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N3F2mx48F 由強(qiáng)度條件 可得：aFP 2lim6.3 第 28 頁 42CrMo 調(diào)質(zhì)材料 ，所以 傳動中22limmN3.660Fbc 的內(nèi)齒輪彎曲強(qiáng)度符合要求。 3.2 低速級計算 3.2.1 配齒計算 通常取行星輪數(shù)目 ，過多會使載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行3wn 星齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)，由于 距可能達(dá)到的傳動比極限值較遠(yuǎn)，所以可10baHi 不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進(jìn)行配齒計算，計算根據(jù) 并適當(dāng)調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當(dāng)調(diào)a CnZwa/ 整 ，使 C 為整數(shù)。824.9baHi 則： 563824.93awa bHZnZi 解得： 173a 157563awbZC 6)(2)(23bc 這些符合 的 NGW整 數(shù)無 公 約 數(shù) ，及整 數(shù) ， 且整 數(shù) ， wcabwwa ncznzz 配齒要求。 由 ，查機(jī)械設(shè)計手冊3 圖 17.2-3 可知16753cabzj 適用的預(yù)計嚙合角為 20 tcbta， 雖然 ，但為避免根切，改善齒輪副磨損情況以及提1min3zza 第 29 頁 高其承載能力，故采用高變位。由于實際的 ，所以取太陽輪正變位，4baHi 行星輪和內(nèi)齒輪負(fù)變位。 高度變位時，嚙合角 ，總變位系數(shù) ，根據(jù)20w 021x 齒數(shù)比 u 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-7 確定 ， 。4.0ax4.bc 3.2.2 初步計算齒輪的主要參數(shù) 中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火，齒面硬度 5862HRC，據(jù)行星齒輪傳動圖 6-12 和圖 6-27，取 ，中心輪 a 和行星輪 c 的加工精2lim2limN340和N140FH 度 6 級；內(nèi)齒輪 b 采用 42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度 217259HB，據(jù)圖取 ，加工精度 7 級。2li2li 678F 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計算齒輪的模數(shù) 為：m 3li2112FdaPAmZYKTK 現(xiàn)已知 , ，小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 ，代入已知17ZliN40F 12iT 條件得： .3682T 5 取算式系數(shù) ；1.mK 查行星齒輪傳動表 6-4、6-6，取綜合系數(shù) ,使用系數(shù)8.1FK ；25.1A 取接觸強(qiáng)度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強(qiáng)度2.HP 的行星輪載荷分布不均勻系數(shù) 15.1FPK 3. 由齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-78 查得齒形系數(shù) ， 行星齒輪97.21FaY 第 30 頁 傳動表 6-6 查得齒寬系數(shù) ，則齒輪模數(shù) 為：6.0dm2.534017.97.8.25431.2m 取齒輪模數(shù) 63 3.2.3 嚙合參數(shù)計算 在兩個嚙合齒輪副 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 為：bca、 a m25671221aczm cbb 由此可見，兩個齒輪副的標(biāo)準(zhǔn)中心距都相等。因此，該行星輪傳動能 滿足非變位的同心條件。 3.2.4 幾何尺寸計算 按高變位齒輪傳動的計算公式進(jìn)行其幾何尺寸的計算。 分度圓直徑： m1027633aazmd 4cc 9533bbz 齒頂高： m4.86.013 mxhaa 3cc xzxhh bbbaab 3 23 15.7 64.015. 2 m3 齒根高： 第 31 頁 m1.564.0213 mxchaaf 95.cfc ..3xbafb 齒高： m5.134.833 faah 96fcc .33fbab 齒頂圓直徑： m8.14.210233 aahd 2096cc 933abab 齒根圓直徑： m8.91.5210233 fafahd 234fccf .6.9633fbfb 3.2.5 裝配條件的驗算 對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件： 鄰接條件 按行星齒輪傳動公式 3-7 驗算其鄰接條件，即： wacacndsi23 將已知的 、 和 的值代入上式，則得：1acw 5.4360si25.409 即滿足鄰接條件。 同心條件 按行星齒輪傳動表 3-1 驗算該行星齒輪傳動的同心 第 32 頁 條件，即： cosbazz 各齒輪副的嚙合角為 和 ，且 ， ，20acbc17az5bz ，代入上式，即得：67cz 39.820cos6715s 則滿足同心條件。 安裝條件 按行星齒輪傳動公式 3-20 驗算其安裝條件，即得： （整數(shù)）56317wbanz 所以，滿足其安裝條件。 3.2.6 傳動效率的計算 查機(jī)械設(shè)計手冊圖 17.1.6 得該行星傳動的效率 %，可見，4.97xab 該行星傳動的傳動效率較高，可以滿足工作方式的使用要求。 3.2.7 齒輪強(qiáng)度驗算 （1） 傳動ca 強(qiáng)度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定 和 所用的圓周速度vkz 用相對于行星架的圓周速度。 6013 2indvax 104. 98. sm5.1 則動載系數(shù) 093.a xvzvk 第 33 頁 =1.02 速度系數(shù) 查行星齒輪傳動圖 6-18 .vz 970vz 其他參數(shù)確定： 查行星齒輪傳動表 6-7 得使用系數(shù) ；35.1Ak 齒向載荷分布系數(shù) 、HkF 彎曲強(qiáng)度計算時： b1 接觸強(qiáng)度計算時： HHk 式中： 、 齒輪相對于行星架的圓周速度 及大齒輪齒面硬度Fxv 對 、 的影響系數(shù)，按行星齒輪傳動圖 6-7 選取2HBkH 42.0F 36H 齒寬和行星輪數(shù)目對 、 的影響系數(shù)。對于圓柱直齒bFkH 傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承， 則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計， 值可由行星齒輪b 傳動圖 6-8 查取，得 =1.64。b 則： 27.14.06.1Fk 3H 齒間載荷分布系數(shù) 、FkH 先求端面重合度： tanttant21221zz 式中： 第 34 頁 31cosarad 8.19702 .6 32cosarad 2.4097 6.2 則： 20tan6.t720tan.3t17 = 5426. =1.6 因為是直齒輪傳動，故總重合度 所以， 032.1645.06.HFk 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設(shè)計手冊圖 2-73 得 5.Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強(qiáng)度的重合度系數(shù) 893.0643z 計算接觸強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 35 頁 計算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強(qiáng)度的尺寸系數(shù) X 最小安全系數(shù) 和minHsinF 取 ，1in4.i 潤滑劑系數(shù) 、粗糙度系數(shù) 、速度系數(shù)LzRzVz 取 92.0VR 齒面工作硬化系數(shù) Wz 取 1Wz 傳動接觸強(qiáng)度驗算：ca 計算齒面接觸應(yīng)力 ,由行星齒輪傳動式 6-51、6-52、6-53 得：H zzkkubdFEHpVAtH 11 1893.015.203.12.35194.2506.7.43 mN9857 按式 6-54 許用接觸應(yīng)力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件： p 則： 2lim14063.2019.08571H 計算結(jié)果， 接觸強(qiáng)度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強(qiáng)度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應(yīng)力為： 第 36 頁 YkkbmFSaFPFVAnt 式中： 齒形系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-22 查得：FaY =2.97， =2.2612FaY 應(yīng)力修正系數(shù)，由行星齒輪傳動圖 6-24 查得：Sa ， =1.745.12Sa 計算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y 719.06.52.07.25.0an 計算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，因為是直齒輪，故取值為 1Y 則： 179.05219.302.172.351201 madTAF 46.256.07 N375 N/mm29.2F 考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應(yīng)力： 2max mN95.1.375.1F 由強(qiáng)度條件 可得：maxP axinaFFSTY 第 37 頁 即： 2minaxlim mN065.7924.15STFFY 由表查得，20CrMnTi 調(diào)質(zhì)、滲碳淬火， ，故 傳2li3Fca 動改用材質(zhì)后，彎曲強(qiáng)度驗算也通過。 （2） 傳動bc 根據(jù) 傳動的 來確定 傳動的接觸應(yīng)力 ，因為 傳動aHbcHcb 為內(nèi)嚙合齒輪傳動，故 ，所以：25.671czu 94.3125. Hcb 7.0872mN 由 ，可得：HcbP minlimHXWRVLNTHcbszz 192.0138 4 42CrMo 調(diào)質(zhì) ，則內(nèi)齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)22limmN4378HL 材料，接觸強(qiáng)度符合要求。 彎曲強(qiáng)度的驗算只對內(nèi)齒輪進(jìn)行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應(yīng)力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N3.75F2mx95.1F 由強(qiáng)度條件 可得：aFP 第 38 頁 2limN065.79F 42CrMo 調(diào)質(zhì)材料 ，所以 傳動2li mN79.065bc 中的內(nèi)齒輪彎曲強(qiáng)度符合要求。 4 軸的設(shè)計計算 4.1 高速軸設(shè)計計算 4.1.1 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩： mN17865390595011 wnPT 軸上小齒輪分度圓直徑： m761d 2 圓周力 N470168521dTFt 22t 徑向力 170tan47tan1rFN59262 tr 4.1.2 初步估算軸的直徑 選取 40GrNi 作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計手冊表 19.1-1 查得材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： aMP90b735sa14 第 39 頁a1MP260 b8 由機(jī)械設(shè)計手冊表 19.3-1 公式 ，計算軸的最小直徑nPAd 3 并加大 4%以考慮鍵槽的影響。 查機(jī)械設(shè)計手冊表 19.3-2，取 ,則：15 =45.79(mm)98004.1 3mind 4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、確定軸的結(jié)構(gòu)方案 左側(cè)太陽輪從軸的左端裝入，齒輪右側(cè)靠軸肩定位，左側(cè)浮動。右側(cè) 太陽輪從軸的左端裝入，齒輪左側(cè)靠軸肩定位，右側(cè)采用軸肩定位。齒輪 和套筒聯(lián)軸器采用普通平鍵得到周向固定。軸的結(jié)構(gòu)如圖 4.1-1 所示。 2、確定各軸段直徑和長度 段 根據(jù) 圓整并考慮懸臂支撐因素取該段直徑 ，長度mind m601d 為齒輪轂孔長度（取等于齒寬） ，即 。203.1l 段 該段直徑應(yīng)滿足左行星輪系太陽輪定位需要， 。考慮兩行星架尺寸，取 。6212hd 2l 段 過渡軸肩，取 ， 。m803d103 第 40 頁 段 為方便與電機(jī)軸聯(lián)接取 。根據(jù)工作要求選用套筒聯(lián)m754d 軸器，許用轉(zhuǎn)矩 2600N/m，套筒長度 ，25.32dL 。m104l 4.1.4 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 1、求支反力： H 水平面： N6325147021ttHFR V 垂直面： 921rV 2、求最小軸徑齒寬中心處彎矩： H 水平面： 1038tHFRM 247625 mN19 V 垂直面： 12038rVFR 7420 N5 合成彎矩： 2VHM 25804193 mN6 扭矩 T: 1785T 第 41 頁 第 42 頁 第 43 頁 41.5 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 當(dāng)量彎矩 ， 取折合系數(shù) ，則：22aTMca6.0a 217856.01593 mN4 由式得軸的計算應(yīng)力為： abacacac MPPdW8074601.59.0133 故安全。 4.2 低速軸設(shè)計計算 4.2.1 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩： mN54310.178622 iT 軸上小齒輪分度圓直徑： 21d 圓周力 064912dFt 徑向力 N3872tantan r 4.2.2 初步估算軸的直徑 選取 40CrNi 作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計手冊表 19.1-1 查得材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： aMP90b735sa41P260 abM81 第 44 頁 由機(jī)械設(shè)計手冊表 19.3-1 公式 ，計算軸的最小直徑nPAd 3 并加大 4%以考慮鍵槽的影響。 查機(jī)械設(shè)計手冊表 19.3-2，取 ,則：15m76.04.3981504.3mind 4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、確定軸的結(jié)構(gòu)方案 太陽輪從軸的左端裝入，齒輪右側(cè)靠軸肩定位，左側(cè)浮動。最右端用 于聯(lián)接上一級行星輪系轉(zhuǎn)臂。齒輪和轉(zhuǎn)臂均采用普通平鍵得到周向固定。 軸的結(jié)構(gòu)如圖 4.2-1 所示。 2、確定各軸段直徑和長度 段 根據(jù) 圓整并考慮懸臂支撐取該段直徑 ，mind m901d 。m61l 段 該段為過渡軸肩，故取軸肩高度 ，孔倒角 取32chc （GB6403.4-86） ， ，取 。3 10212d10l 段 為方便軸的加工制造，故取 ， 。 m913d83l 4.2.4 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 1、求支反力： H 水平面： N10649tHFR 第 45 頁 V 垂直面： N38761rVFR 2、求最小軸徑齒寬中心處彎矩： H 水平面： 45HM 6109 mN8 V 垂直面： 456VR 387 N1 合成彎矩： 2VHM 2176454859 mN60 扭矩 T: 5431T 第 46 頁 第 47 頁 42.5 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 當(dāng)量彎矩 ， 取折合系數(shù) ，則：22aTMca6.0a 254316.04859 mN6 由式得軸的計算應(yīng)力為： a1a331 MP80P6790.485.0bcacacdW 故安全。 4.3 行星輪軸的設(shè)計計算 4.3.1 計算作用在齒輪上的力 1、 第一組行星輪： 轉(zhuǎn)矩： mN17865T 軸上小齒輪分度圓直徑： 201d 圓周力 7821dFt 徑向力 N6502tantan r 2、第二組行星輪： 轉(zhuǎn)矩： mN17865T 軸上小齒輪分度圓直徑： 128d 圓周力 7921dFt 徑向力 N106tantan1 r 3、第三組行星輪： 轉(zhuǎn)矩： m54312T 第 48 頁 軸上小齒輪分度圓直徑： m4021d 圓周力 N75321dTFt 徑向力 98320tantan r 4.3.2 初步估算軸的直徑 選取 45 號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計手冊表 19.1-1 查得材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： abMP6503sa127P5 abM601 初選各軸軸徑為： 第一組行星輪： m45ind 第二組行星輪： 0in 第三組行星輪： 45mind 4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、確定軸的結(jié)構(gòu)方案 三根行星輪軸均為通軸，考慮軸承及轉(zhuǎn)臂寬度及固定，確定軸的結(jié)構(gòu) 如圖 4.3-1 所示。 第 49 頁圖 4.3-1 2、確定各軸段直徑和長度 根據(jù) 圓整取三根行星輪軸的直徑和長度分別為： ，mind m451d ， ， ， ， 。14l402m162l453d03l 4.3.4 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 第一組： 1、求支反力： H 水平面： N5.8937.135.1821 tHFR V 垂直面： 2.60.121rV 2、求最小軸徑齒寬中心處彎矩： H 水平面：