PB90耙斗機(jī)傳動設(shè)計【含3張CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 目 錄 第一章緒論 1 1.1 絞車的簡介 1 1.1.1 主軸部件 1 1.1.2 帶式制動閘 1 1.1.3 輔助閘 2 1.1.4 傳動系統(tǒng) 3 1.2 耙斗機(jī)原理 3 第二章總體設(shè)計 5 2.1 設(shè)計總則 5 2.2 已知條件 5 2.3 電動機(jī)的選型 5 2.3.1 主繩牽引力F 5 2.3.2 一次行程所用的時間t 6 2.4 牽引鋼絲繩直徑的確定 6 2.5 確定分配比率和的行星的齒數(shù) 7 2.5.1 計算總傳動比及分配 7 2.5.2 行星輪和判定齒數(shù) 7 第三章減速器的設(shè)計 9 3.1 確定運動傳動裝置和動力參數(shù) 9 3.1.1 減速器傳動比 9 3.1.2 減速器各軸轉(zhuǎn)速 9 3.1.3 減速器各軸實際功率 9 3.1.4 減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩 9 3.1.5 行星輪的動力參數(shù) 10 3.2 傳輸和動態(tài)參數(shù)計算 10 3.3 動力的傳動裝置參數(shù)計算 13 第四章軸的設(shè)計 16 4.1 軸的確定與校核 16 4.1.1 求軸上的轉(zhuǎn)矩 16 4.1.2 求作用在齒輪上的力 16 4.1.3 確定軸的最小直徑 16 4.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 17 4.1.5 軸上零件的周向定位 17 4.1.6 確定軸圓角和倒角的大小 17 4.1.7 軸的強(qiáng)度校核 18 4.1.8 校核軸的強(qiáng)度 19 4.2 軸承的選擇與校核 19 4.2.1 求軸上的轉(zhuǎn)矩 19 4.2.2 求作用在齒輪上的力 19 4.2.3 求支反力 20 4.2.4 軸承的派生軸向力 20 4.2.5 軸承所受的軸向載荷 20 4.3 花鍵的選擇與校核 21 第五章行星輪的設(shè)計 22 5.1 工作滾筒行星機(jī)構(gòu)設(shè)計 22 5.1.1 齒輪材料，熱處理和制造工藝 22 5.1.2 齒輪幾何尺寸確定 22 5.1.3 嚙合要素驗算 24 5.1.4 確定傳動載荷 24 5.1.5 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 25 5.1.6 在計算中使用，以確定強(qiáng)度各種系數(shù) 25 5.1.7 安全校核 26 5.2 設(shè)計行星輪機(jī)構(gòu) 27 5.2.1 齒輪材料，熱處理和制造工藝來決定 27 5.2.2 齒輪幾何尺寸計算 27 5.2.3 嚙合要素驗算 28 5.2.4 確定傳動載荷 29 5.2.5 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 30 5.2.6 在計算中以確定強(qiáng)度各種系數(shù) 30 5.2.7 安全校核 32 結(jié)論 34 參考文獻(xiàn) 35 致謝 36 35 第一章：緒 論 1.1 絞車的簡介 P-90B型耙斗裝載機(jī)是使用雙滾筒絞車絞盤行星輪驅(qū)動器，這是一個電動機(jī)，減速機(jī)，帶制動器，空程滾筒，工作滾筒，輔助制動器和絞盤框架和其它部分組成。鼓制動鼓絞車用于卷繞繩（稱為工作滾筒），另一個用于卷繞卷軸然后返回繩（稱為續(xù)流滾筒）的雙重工作。啟動電機(jī)之后，它可以被驅(qū)動通過減速絞車主軸旋轉(zhuǎn)兩個滾筒不移動。對于耙當(dāng)開始挖掘巖石工作，駕駛員操作上工作滾筒帶制動器制動的一側(cè)的控制桿緊，通過行星齒輪結(jié)構(gòu)，其與主軸卷筒式提升繩，使耙是在工作工作狀態(tài)。這個時間距離輥處于浮動狀態(tài)弱市回歸耙?guī)r耙斗的位置，所述釋放控制工作輥帶制動桿的駕駛員側(cè)，帶驅(qū)動輥制動器制動的空側(cè)緊由相應(yīng)的行星齒輪結(jié)構(gòu)，主軸鼓空氣單向旋轉(zhuǎn)纏繞有繩索，使耙斗處于回程狀態(tài)。然后將工作輥在浮置狀態(tài)。 除了控制旋轉(zhuǎn)鼓制動用繩索卷繞以便從工作的耙，而且要控制耙的運行速度。由制動帶和環(huán)形齒輪的制動輪之間的摩擦滑動的功能在緊閘一些速度快，相反它緩慢。曾經(jīng)工作并有輕微的間隙鼓式制動器，以防止?jié)L輪處于浮動狀態(tài)的兩個輔助制動鼓，繩索纏滾筒并造成混亂松散環(huán)繩索和繩索壓現(xiàn)象。 1.1.1 主軸部件 主軸組件主要絞車滾筒和空距離輥工作，齒圈，行星架，絞車架，行星齒輪，中心輪，軸和軸承部件組成。通過兩輥和兩個固定的花鍵軸回轉(zhuǎn)主軸絞車孔。感光鼓和鼓的工作間隙聯(lián)軸器與相應(yīng)的行星齒輪架，同時配套相應(yīng)的軸承。環(huán)形齒輪的外邊緣是帶制動器制動輪，二內(nèi)圈也支撐在相應(yīng)的軸承。整個絞車固定由機(jī)器小車。安裝主軸是非常特殊的，它有沒有關(guān)系，是浮動的。這種浮動結(jié)構(gòu)能自動調(diào)節(jié)對三個行星輪的負(fù)載趨于均勻，使得從徑向力的主軸，只是承受扭矩。主軸留下了一個大齒輪減速機(jī)軸延伸花鍵連接，實現(xiàn)傳遞扭矩。 1.1.2 帶式制動閘 制動帶主要由鋼，鋼石棉帶，搖桿，手柄等部件和制動帶的。石棉帶磨損后可更換。與半圓形對稱地布置有兩個閘帶用圓柱銷連接于絞車機(jī)架。當(dāng)操作機(jī)構(gòu)，使得搖桿順時針，再用的障礙外邊緣右制動搖桿緊環(huán);同時，由于桿與移動搖桿向右使左制動帶剎車太緊內(nèi)環(huán)外周，從而實現(xiàn)內(nèi)齒輪的制動。相反，當(dāng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)逆時針轉(zhuǎn)動，從而使搖桿，搖桿使得右制動帶離開內(nèi)圈的外邊緣，而桿向左移動可以使左側(cè)門用搖臂帶已經(jīng)離開的外緣內(nèi)圈，或約制動帶它張開幾乎同時，為了實現(xiàn)一個松散齒圈制動。防止制動帶釋放的距離過大，縮短制動時間制動鉚接用肩部的凸外邊緣。當(dāng)跨越固定絞車架上的擋板，所述制動帶停止張開，所以要保持在制動帶的工作表面和內(nèi)圈邊之間有一定的間隙。間隙的尺寸可以被用來調(diào)整調(diào)節(jié)螺釘。兩個帶制動桿可通過以操作相應(yīng)的機(jī)制來進(jìn)行操作。 操作機(jī)構(gòu)主要空程滾筒控制手柄工作柄，工作滾筒柄，短桿，拉桿和長桿等組成。它裝配有兩個杠桿操作機(jī)構(gòu)。當(dāng)空程滾筒柄和工作滾筒操縱桿向右移動，對應(yīng)于該長桿或拉桿向下移動，因為所述拉桿連接到所述制動器由搖桿，搖桿被驅(qū)動以順時針方向轉(zhuǎn)動，則對應(yīng)的環(huán)形齒輪制動;否則拉操縱桿向左，使相應(yīng)長桿使拉速桿向上，那么相應(yīng)的內(nèi)環(huán)進(jìn)行松閘。 1.1.3 輔助閘 制動輔助主要由銅與石棉，閘瓦，管件，支座架，彈簧，活塞，以及在手柄和底座等部分構(gòu)成。當(dāng)絞盤使用時，只有一個滾筒圍繞鋼絲處于工作狀態(tài);另一個滾筒處于在浮動狀態(tài)，與耙的運動松開繩子。這樣，當(dāng)耙斗停止工作時，由于浮動滾筒的慣性，會使該滾筒繼續(xù)轉(zhuǎn)動而放出部分鋼絲繩，使堆積在滾筒的出繩口處引起亂甚事故，使鋼絲繩很容易損壞。為此，在滾筒上各自安裝一個輔助閘，其作用是抵消一些慣性浮動滾筒的制動力矩，在正常情況下，輔助閘一直閘緊在滾筒上，滾筒轉(zhuǎn)動總是有一定的摩擦力矩停止移動時，耙斗機(jī)克服慣性力矩及時制止離開浮鼓放繩。輔助制動器扭矩通常較小，它不會影響該滾筒的正轉(zhuǎn)。如果摩擦轉(zhuǎn)矩過大時，它會增加絞盤無用的功率消耗，降低機(jī)械效率。 輔助剎車絞車安裝支架和螺絲。把座和支座之間為螺紋配合。帶偏心的手把安裝在把座上。當(dāng)手柄被順時針旋轉(zhuǎn)時，偏心盤上的手推動活塞向左移動時，壓縮彈簧，聯(lián)合行動推動制動帶在鼓邊，在一定的摩擦力矩，慣性偏移滾筒的時刻。在正常情況下，輔助閘手柄調(diào)節(jié)不動的位置，而無需移動卷軸輪緣總是有一定的摩擦力矩進(jìn)行調(diào)整。只有當(dāng)人工拖繩的情況下，為了減少人力，它將轉(zhuǎn)動手柄逆時針時，彈簧釋放，此時閘帶只需要很小的貼力在卷筒上。石棉剎車帶紫銅帶可以消耗后進(jìn)行更換。 1.1.4 傳動系統(tǒng) 絞車的傳動系統(tǒng)。起動電機(jī)，內(nèi)齒輪減速器，主軸的絞車旋轉(zhuǎn)之后?；ㄦI軸固定在兩個中心輪和分別與三個行星齒輪與嚙合于所述環(huán)形齒輪和行星齒輪驅(qū)動機(jī)構(gòu)，所述驅(qū)動輥具有空驅(qū)動輥，各組的所述組合物時加載耙當(dāng)機(jī)器工作，需要翻轉(zhuǎn)手柄操縱的內(nèi)帶制動器制動緊齒圈，行星架三個行星齒輪通過在相同的旋轉(zhuǎn)方向的太陽齒輪驅(qū)動。由于工作軋輥鍵控行星齒輪架，它會與帶盤架旋轉(zhuǎn)的同時，工作繩索連續(xù)地卷繞到卷軸工作，拉耙?guī)r石挖掘到滑槽，實現(xiàn)耙斗的工作原理。同時，由于該耙的移動，拉動繩子返回到放松遠(yuǎn)離空輥下來，所以空距離輥和沿相反方向工作鼓旋轉(zhuǎn)。由于空距離輥也為鍵入相應(yīng)的行星架固定，因此也與行星架走空筒轉(zhuǎn)動。由于環(huán)形齒輪制動器不緊，并且太陽齒輪總是與軸轉(zhuǎn)動，所以環(huán)形齒輪與空距離滾筒中通過行星齒輪驅(qū)動器相同的方向旋轉(zhuǎn)。同樣地，當(dāng)內(nèi)帶制動器制動環(huán)和松開緊環(huán)，返回繩卷繞在空的繼續(xù)驅(qū)動輥，由工作在纜繩卷筒工作放松，挖斗實現(xiàn)返回行程。 注意必須在兩個緊環(huán)只有一個門到另一個版本中采取，門也不能太緊，否則會造成耙毆打，甚至拉斷繩子，造成人身和設(shè)備事故。當(dāng)兩個帶以釋放制動器在環(huán)內(nèi)的同??時，兩個輥不旋轉(zhuǎn)，從而使耙處于其原始位置不動時，它停止電機(jī)運行一樣。因此，用這種絞車它可以防止頻繁電動機(jī)的起動，倒車輕松實現(xiàn)耙運動，使電氣設(shè)備的保護(hù)。由于電阻比電阻的耙工作行程返回行程要大得多，可以空距離輥的運行速度比工作的工作速度快輥以減少返回所需的時間，所以相應(yīng)的行星齒輪傳動比是不一樣的。 1.2 耙斗機(jī)原理 當(dāng)耙斗裝載機(jī)工作，耙斗機(jī)借自重插入巖石中，然后啟動絞車電機(jī)絞車主軸轉(zhuǎn)動;然后拉動轉(zhuǎn)向手柄，使其工作的滾筒的旋轉(zhuǎn)，然后工作鋼絲繩綁到工作滾筒上，因此沿著地面牽引耙耙和移動巖石進(jìn)入進(jìn)料槽，中間槽，直到的排出口從排出口的排出滑槽排入在巖石桶，同時，空程滾筒處于浮動狀態(tài)，使間隙可以順利放松繩索遠(yuǎn)離空程滾筒向下。 當(dāng)工作進(jìn)程結(jié)束，需要釋放的工作以操縱手柄，扳動空程的方式來操縱手柄，此時空程滾筒與絞盤主軸轉(zhuǎn)動，返回纏繞繩子圍繞滾筒到一個空程滾筒上，然后拉回耙斗到巖樁，完成一個循環(huán)再次開始安裝耙。由于耙裝載到卸載過程中可以看出，耙斗裝載機(jī)裝有間隔的裝載巖石。 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第二章 總體設(shè)計 第二章：總體設(shè)計 2.1 設(shè)計總則 1． 煤礦生產(chǎn)，安全第一。 2． .生產(chǎn)為導(dǎo)向，努力是有效的，以滿足用戶的最大實際需要。國家級，部級，專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)和有關(guān)規(guī)定 3． 實施。 4． 技術(shù)先進(jìn)，需要多才多藝。 2.2 已知條件 1.耙斗容積：0.9 m3 2.技術(shù)生產(chǎn)率：95～140m3/h 2.3 電動機(jī)的選型 2.3.1 主繩牽引力F 運行阻力 = =9.2kN 運行阻力耙斗裝滿材料 = =27.2kN 公式 ----耙斗質(zhì)量; ----物料質(zhì)量; ----向上取”+”，向下取”-”; ----摩擦系數(shù),取0.4～0.6; ----物料對巷道系數(shù),取0.6～0.8; ----摩擦阻力和阻力系數(shù),取1.4～1.5; 2.3.2 一次行程所用的時間t 公式中 ---使用的工作; ---空載回程時所用的時間; ---間隔時間; 主繩牽引速度的范圍0.97～1.23m/s 取=1.2 m/s 尾繩牽引速度的范圍1.34～1.8 m/s 取=1.72 m/s 耙斗工作距離的范圍6～15 m 取=8 m 2.4 牽引鋼絲繩直徑的確定 根據(jù)以下公式選擇的線徑 式中 ----繩單位重力 N/M ----鋼絲繩的工作阻力 N ----鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度 N/mm2 --鋼絲繩安全系數(shù) ----鋼絲繩的工作長度 m ----巷道傾角 ---摩擦和繩進(jìn)料槽系數(shù) 鋼絲繩的工作阻力為=27200N 根據(jù)工作條件選擇鋼絲，抗拉強(qiáng)度=1550牛頓/平方毫米 鋼絲繩長度=20米（工作滾筒）=38米（空程滾筒） 巷道傾角 繩索和進(jìn)料槽摩擦系數(shù)=0.4 安全系數(shù)取=7則 =11.23N/m 11.5牛頓/平方毫米的選擇鋼絲繩單位重力，鋼絲繩直徑為17mm，拉斷力19800N繩斷裂總和 實際安全系數(shù) = 符合規(guī)定 2.5 確定分配比率和的行星的齒數(shù) 2.5.1 計算總傳動比及分配 鋼絲繩直徑為17mm 根據(jù)規(guī)定 =16～20 式公式中 ----卷筒內(nèi)徑 mm ----鋼絲繩直徑 mm =（16～20）=（272～340）mm =330mm = 2.5.2 行星輪和判定齒數(shù) 行星輪數(shù)目的確定 行星齒輪，更高承載能力驅(qū)動器，但增加了行星輪的各行星齒輪不連續(xù)的數(shù)量，而且由于鄰接條件將降低傳輸率的范圍。因而通常采用3～4個行星輪。由=4.64查表得=3 齒數(shù)的確定 工作筒確定每個齒輪 在環(huán)形齒輪齒最初的數(shù)目= 80 則 校核裝配條件 符合要求。 確定每個齒輪空轉(zhuǎn) 在環(huán)形齒輪齒最初的數(shù)目= 79 則 校核裝配條件 符合要求 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第三章減速器的設(shè)計 第三章：減速器的設(shè)計 3.1 確定運動傳動裝置和動力參數(shù) 3.1.1 減速器傳動比 高低檔齒輪油浸漬深度和基本上相似，這是預(yù)變速比為整體傳動比級。 = = =1.907 2.089 取= 2 則 = 2.28 3.1.2 減速器各軸轉(zhuǎn)速 = 1480 —— 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速 = = 1480/2 = 740 r/min—— 高速軸轉(zhuǎn)速 = = 740/2.28=324.56 r/min——過渡軸轉(zhuǎn)速 = r/min——低速軸轉(zhuǎn)速 3.1.3 減速器各軸實際功率 = 38kw——電機(jī)輸出功率； = = 38 ×0.98 ×0.98 = 36.5 kw——高速軸功率 = = 36.5 × 0.98 ×0.98 = 34.35 kw——過渡軸功率 = = 34.35 × 0.98 = 33.7 kw—— 低速軸功率 3.1.4 減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩 N.m N.m N.m N.m 3.1.5 行星輪的動力參數(shù) 行星輪總效率為0.98 則中心輪處的功率為kw 中心輪轉(zhuǎn)距 N.m 3.2 傳輸和動態(tài)參數(shù)計算 1.選擇齒輪的材料 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) ～ 大齒輪選用45正火 ～ 2. 強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪精度等級，根據(jù)=（0.013 - 0.022） =（0.013～0.022） =（0.013～0.022） =5.7～10.1 估取圓周速度=10m/s 小輪分度圓直徑 按齒輪齒寬系數(shù)相對方位角不對稱布置，取=0.45 小齒輪在20到40中選擇= 30 大齒輪齒數(shù) = 齒數(shù)比 ==2 比差=（2-2）/2=0誤差范圍內(nèi)，因此適合小齒輪轉(zhuǎn)矩 ===245.2N.m 其初值在推薦值（～）中初選= == = =2.7 得=1.4 則載荷系數(shù)的初值 ==2.08 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點影響系數(shù) （）得=2.44 重合度系數(shù) =0.78 螺旋角系數(shù) 得=0.99 許用接觸應(yīng)力 = 接觸疲勞極限應(yīng)力、 =570N/mm2 =460 N/mm2 = = = 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度驗算 齒形系數(shù) = = 小輪=2.48， 大輪=2.27 應(yīng)力修正系數(shù) 小輪=1.64 大輪=1.74 重合度系數(shù) =0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.68 螺旋角系數(shù) 說明得 = 許用彎曲應(yīng)力 = 彎曲疲勞極限 =460 N/mm2=390 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) ==1 尺寸系數(shù) =1 安全系數(shù) =1.6 == N/mm2 == N/mm2 =45.24 N/mm2 3.3 動力的傳動裝置參數(shù)計算 1.選擇齒輪的材料 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) ～ 大齒輪選用45正火 ～ 惰輪選用45正火 ～ 2.強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪精度等級，根據(jù)=（0.013 - 0.022） =（0.013～0.022） =（0.013～0.022） =3.5～5.97m/s 估取圓周速度=5.6m/s 小輪分度圓直徑 按齒輪齒寬系數(shù)相對方位角不對稱布置，取=0.8 小齒輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選 =20，=38 大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比 ==2.28 比差=（2.28-2.28）/2.28=0在誤差范圍內(nèi)，因此適合 小齒輪轉(zhuǎn)距 == =471N.m 載荷系數(shù) = 使用系數(shù) =1 動載荷系數(shù) =1.21 齒向載荷分布系數(shù) =1.2 == = =2.77 則載荷系數(shù)的初值 ==2.0 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點影響系數(shù) （）得=2.44 重合度系數(shù) =0.78 螺旋角系數(shù) 得=0.99 許用接觸應(yīng)力 = 接觸疲勞極限應(yīng)力 、 =570 N/mm2 =460 N/mm2 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度驗算 齒形系數(shù) = = = 小輪=2.8，大輪=2.33,小輪=1.56, 大輪=1.7,惰輪=1.67 合度系數(shù) =0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.6=0.72 = 許用彎曲應(yīng)力 = 彎曲疲勞極限 =460 N/mm2 =390 N/mm2 =390 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) ===1 尺寸系數(shù) =1 安全系數(shù) =1.6 則 == N/mm2 == N/mm2 == N/mm2 =39.81 N/mm2 =42.23 N/mm2 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第四章 軸的設(shè)計 第四章：軸的設(shè)計 4.1 軸的確定與校核 4.1.1 求軸上的轉(zhuǎn)矩 N.mm 4.1.2 求作用在齒輪上的力 軸上齒輪的分度圓直徑為 mm mm 圓周力 N N 徑向力 N N 軸向力 N N 4.1.3 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 初估軸的最小直徑,取A=115可得 mm 4.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸向定位要求確定軸截面直徑長度 轉(zhuǎn)軸部分的1軸部安裝滾動軸承?？紤]軸承的徑向和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。直徑取軸=60毫米，選擇30212圓錐滾子軸承，尺寸=。以齒輪箱從墻的距離=13毫米，考慮鑄造錯誤列表框中，軸承箱應(yīng)離墻有一段距離=2毫米的軸段的長度。=mm 軸安裝齒輪的截面軸2。使用套環(huán)定位齒輪的左和套筒定位右端。取軸段直徑為=70mm。為65mm已知齒輪寬度，以便使可靠的夾緊套筒端面齒輪，軸部的長度應(yīng)比齒輪轂孔的寬度稍短，取=62毫米 以一個齒輪軸部3左肩高度mm，環(huán)=80毫米的軸直徑。檢查設(shè)計手冊軸承，軸軸承起拔器肩的高度應(yīng)符合要求，否則將被分成兩個部分軸環(huán)。軸段長度為=16mm。 軸部嵌合的齒輪4的軸部。使用套環(huán)定位齒輪的左和套筒定位右端。取軸段直徑為=70mm。已知為120mm齒輪寬度，以便使可靠的夾緊套筒端面齒輪，軸部的長度應(yīng)比齒輪轂孔的寬度稍短，取=117毫米。 所述軸部的軸部5安裝滾動軸承?？紤]軸承的徑向和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。以節(jié)直徑=60毫米，選擇30212圓錐滾子軸承，尺寸為=。以齒輪箱從墻的距離=16毫米考慮鑄造錯誤列表框中，軸承箱應(yīng)離墻有一段距離=3mm時，則該軸段的長度=mm 4.1.5 軸上零件的周向定位 和軸用普通平鍵連接型齒輪定位的周邊，大小平鍵是= 為了確保具有良好中性，同時用齒輪和軸是一個齒輪軸為。 該軸的位置滾動周長是過渡性有保證公差直徑軸部分，因此作為6。 4.1.6 確定軸圓角和倒角的大小 圓角取mm，軸端取。 4.1.7 軸的強(qiáng)度校核 求軸的載荷 首先使圖軸軸線的結(jié)構(gòu)的計算圖。在確定的支點軸承的位置從手動檢查圓錐滾子軸承22mm的30212軸承寬度取時，使軸的軸承跨度毫米。 根據(jù)由彎矩圖圖，扭矩圖和等效彎矩圖的軸的軸所作的計算。如可從圖中和圖軸等效力矩可以看出，兩齒輪中心最大橫截面的相當(dāng)?shù)臅r刻，是在軸的危險部分。兩部分的、、、及的數(shù)值如下。 求支反力 水平面 由上面兩式得=-5232.5N N 垂直面 N.mm N.mm 由上面式子得 N N 彎矩和 水平面 N.mm N.mm 垂直面 N.mm N.mm 合成彎矩 N.mm N.mm 扭矩 N.mm 當(dāng)量彎矩 N.mm N.mm 4.1.8 校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。查得N/mm2，則 即 N/mm2，取 N/mm2，軸的計算應(yīng)力為 4.2 軸承的選擇與校核 4.2.1 求軸上的轉(zhuǎn)矩 N.mm 4.2.2 求作用在齒輪上的力 選取的是圓錐滾子軸承30212型 軸上齒輪的分度圓直徑為 mm 圓周力、徑向力和軸向力 N 徑向力 N 軸向力 N 4.2.3 求支反力 水平面 由上面兩式得=4991.4 垂直面 N/mm 由上面式子得 N N 合成支反力 N N 4.2.4 軸承的派生軸向力 為接觸角 N N 4.2.5 軸承所受的軸向載荷 因 N > = N ==1596.9 N 4.3 花鍵的選擇與校核 矩形花鍵齒通常甚至，設(shè)計，可根據(jù)軸的直徑在從選擇標(biāo)準(zhǔn)的適當(dāng)規(guī)格合：，選取。當(dāng)計算，假設(shè)沿著工作長度的載荷均勻分布，每個齒面壓在平均直徑在各花鍵齒，以考慮不均勻的負(fù)載分布的實際影響力，包括在系數(shù)，花鍵傳遞時工作扭矩，靜態(tài)條件耐壓強(qiáng)度 式中 ——不均勻載荷分布系數(shù)，一般取0.7?0.8; ——花鍵齒工作高度， = c為倒角尺寸； ——花鍵的平均直徑，； ——許用擠壓應(yīng)力，取=150 N/mm2 ——齒數(shù) N.m 代入得 = N/mm2 符合要求 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第五章 行星輪的設(shè)計 第五章：行星輪的設(shè)計 5.1 工作滾筒行星機(jī)構(gòu)設(shè)計 5.1.1 齒輪材料，熱處理和制造工藝 太陽齒輪和行星輪20CrMnTi鋼材質(zhì)，表面滲碳，表面硬度58?62HRC，齒面接觸= 1200MPa, 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限： 太陽輪:= 400MPa 行星輪:= 400 × 0.7 = 280 MPa 漸開線齒形直齒，最終工作作為研磨，精度為6。 內(nèi)圈材料為42CrMo鋼，淬火，262?302HBS的硬度，接觸極限測試齒輪：=750MPa,試驗齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa，最終處理，精度為7。 5.1.2 齒輪幾何尺寸確定 1.齒輪模數(shù)和中心距: 根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度計算的太陽輪（小齒輪）節(jié)圓直徑： 式中: u——齒數(shù)比 u ==29/22 ——對于鋼對鋼齒輪嚙合式雙系數(shù)，正齒輪傳動帶768;斜齒輪取720;配對鋼非鋼齒輪副，處理修正系數(shù)。 ——使用系數(shù)為1.5; ——載荷不均勻系數(shù)； ——綜合系數(shù)為(1.8～2.4); ——齒寬系數(shù),取0.5 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限，N/mm2 ——齒輪與額定扭矩，牛頓/米的小齒輪; N/m 式中“”正號是外嚙合，負(fù)號是內(nèi)嚙合。 代入 = 124 mm 模數(shù)圓整取mm 則 ==mm 2.齒輪幾何尺寸計算 計算項目及計算公式為: 分度圓直徑: d=; 基圓直徑: =; 齒頂圓直徑: =； 齒根圓直徑: = 齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8 頂隙系數(shù): =0.25 分度圓壓力角a=20°。 已知數(shù)據(jù)代入上式，得到： 太陽輪: = 6×22 = 132mm = 132+2×6×1 = 144mm = 132-2×(1+0.25)×6 = 117mm = 132×cos20°= 124mm 行星輪: = 6×29 = 174mm = 174+2×6×1 = 186mm = 174-2×6(1+0.25) = 159mm = 174×cos20°= 163.5mm 內(nèi)齒圈: = 6×80 = 480mm = 480-2×6×0.8 = 467.2mm = 480+2×6(0.8+0.25) = 492.6mm = 480×cos20°= 451mm 齒寬: == = 66mm圓整 = =66mm = =66mm 5.1.3 嚙合要素驗算 a～c傳動端面重合度計算 彎曲的齒頂圓半徑的計算: 計算公式為: 太陽輪: mm 行星輪: mm 5.1.4 確定傳動載荷 名義轉(zhuǎn)距: T==1327.6×1.15/3=508.9N·m 名義圓周力: =8850.4N 5.1.5 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60···t —太陽齒輪相對于行星架的旋轉(zhuǎn)速度r/min; t —總運行時間超過傳輸生命周期的要求; 在這個拿齒輪壽命為5年，每天工作一300年天，24小時，則： t = 5×300×24=36000h 太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min 行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/4.56=59.079 r/min 則: =-=269.4-59.079=210.32 r/min 綜合以上數(shù)據(jù)可得: =60×210.32×3×36000=1.36×次。 5.1.6 在計算中使用，以確定強(qiáng)度各種系數(shù) 1.使用系數(shù) 考慮外界因素導(dǎo)致的額外的齒輪動載荷影響系數(shù)。它是原動機(jī)和工作機(jī)的特點和運行狀況等因素。取=1.75 2.動負(fù)荷系數(shù) 考慮齒輪的制造精度，附加動態(tài)負(fù)載影響系數(shù)內(nèi)齒輪的運行速度。的精確值按的一般方法確定。 在行星齒輪傳動裝置，所述節(jié)點線速度小齒輪相對轉(zhuǎn)臂，可以計算= 其中d—所述小齒輪的節(jié)圓直徑，mm; —小齒輪的轉(zhuǎn)速, r/min; —轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速, r/min。 代入數(shù)據(jù)得=m/s 取=1.03 5.1.7 安全校核 1.齒數(shù)比: u = =29/22=1.318 2.計算接觸應(yīng)力的基本值 =··· =2.37×189.8×0.893×1× =536.9 MPa =··· =2.37×189.8×0.893×1× =467.7 MPa 3.接觸應(yīng)力 = =536.9× =810.7 MPa = =467.7× =706.2 MPa 4.彎曲應(yīng)力基本值 = = =69.22 MPa = = =66.84 MPa 5.齒根彎曲應(yīng)力 = = =153.7 MPa = = =148.4 MPa 5.2 設(shè)計行星輪機(jī)構(gòu) 5.2.1 齒輪材料，熱處理和制造工藝來決定 太陽齒輪和行星輪20CrMnTi鋼材質(zhì)，表面滲碳，表面硬度58?62HRC，齒面接觸= 1200MPa, 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽輪:= 400MPa 行星輪:= 400 × 0.7 = 280 MPa 漸開線齒形直齒，最終工作作為研磨，精度為6。 內(nèi)圈材料為42CrMo鋼，淬火，262?302HBS的硬度，接觸疲勞極限測試齒輪：=750MPa,試驗齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa，牙齒整形器的最終處理，精度為7。 5.2.2 齒輪幾何尺寸計算 計算項目及計算公式為 分度圓直徑: = 基圓直徑: = 齒頂圓直徑: = 齒根圓直徑: = 齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8 頂隙系數(shù): =0.25，分度圓壓力角a=20° 模數(shù) 中心距==mm 已知數(shù)據(jù)代入上式 太陽輪: = 6×35 = 210 mm = 210+2×6×1 = 222 mm = 210-2×(1+0.25)×6 = 195 mm = 210×cos20°= 197.34 mm 行星輪: = 6×22 = 132 mm = 132+2×6×1 = 144 mm = 132-2×6(1+0.25) = 117 mm = 132×cos20°= 124 mm 內(nèi)齒圈: = 6×79 = 474 mm = 474-2×6×0.8 = 461.2 mm = 474+2×6(0.8+0.25) = 486.6 mm = 474×cos20°= 445.4 mm 齒寬: == = 66 mm圓整 = =66 mm = =66 mm 5.2.3 嚙合要素驗算 1.a～c傳動端面重合度計算 計算齒頂圓半徑： 計算公式為: 太陽輪: mm 行星輪: mm 端面嚙合長度的計算: 計算公式為:= =35.9+(36.6-171×sin20o) =14.02 mm 端面重合度的計算: = () = =0.8 2.b～c傳動端面重合度計算 齒頂圓半徑： 行星輪: mm 內(nèi)齒圈: mm 端面嚙合長度的計算: =-(-a·sin) =36.6-(81.08-171×sin20o) =14.01 mm 端面重合度的計算: = () = =0.8 5.2.4 確定傳動載荷 名義轉(zhuǎn)距: T==1327.6×1.15/3=508.9 N·m 名義圓周力: =8850.4N 5.2.5 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60···t 公式中 —太陽齒輪相對于行星架的旋轉(zhuǎn)速度r/min; t —總運行時間超過傳輸生命周期的要求; 在這個齒輪壽命為5年，每天工作一300年天，24小時， 則：t = 5×300×24=36000h 太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min 行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/3.25=82.89 r/min 則: =-=269.4-82.89=186.51 r/min 綜合以上數(shù)據(jù)可得: =60×186.51×3×36000=1.21×次。 5.2.6 在計算中以確定強(qiáng)度各種系數(shù) 1.使用系數(shù) 考慮外界因素導(dǎo)致的額外的齒輪動載荷影響系數(shù)。它是原動機(jī)和工作機(jī)的特點和運行狀況等因素。取=1.75 2.動負(fù)荷系數(shù) 考慮齒輪的制造精度，負(fù)載影響系數(shù)內(nèi)齒輪的運行速度。的精確值按的一般方法確定。 在行星齒輪傳動裝置，所述節(jié)點線速度小齒輪相對轉(zhuǎn)臂，可以計算= 式中—小齒輪的節(jié)圓直徑, mm; —小齒輪的轉(zhuǎn)速, r/min; —轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速, r/min。 代入數(shù)據(jù)得=m/s 參考文獻(xiàn)[9]圖6-6, 取=1.04 3.齒向載荷分布系數(shù) 齒輪加工誤差的主要因素，偏差，嚙合剛度，平行軸的尺寸，一起運行時，齒寬系數(shù)和行星輪和其他相關(guān)的數(shù)字。進(jìn)行修改成良好的齒輪副的接觸;或運行后，使載荷均勻沿轉(zhuǎn)齒，可取的分布式=1。當(dāng)你不能達(dá)到的，對于中型或重型負(fù)載條件下，質(zhì)量齒輪交換的公式如下： =1.11+0.18 =1.11+0.18=1.12 =1.12 4.齒間載荷分配系數(shù)、 齒間載荷分配系數(shù)被認(rèn)為是同時的載荷因子分布不均的影響的齒的嚙合之中。它的輪齒負(fù)載下變形，輪廓修飾，重合度相結(jié)合的運行效果等因素后制造誤差。它可以測量并獲得精確的分析。 由=234.7N/mm, 硬齒面直齒,精度6級,由[4]表6-9查得: ==1.1 5.行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 考慮對各行星齒輪之間的齒面接觸應(yīng)力不均勻系數(shù)負(fù)荷分配。齒輪的制造和安裝錯誤通過失真和傳動齒輪裝載件結(jié)構(gòu)等因素后。= 6.節(jié)點區(qū)域系數(shù) 考慮接觸應(yīng)力的節(jié)點齒廓曲率和該圓的細(xì)分化的影響，迫使上節(jié)圓的功率系數(shù)的方法的轉(zhuǎn)化率。值可按下式計算，即 公式中 —端面節(jié)圓嚙合角; —端面壓力角, ==20o, 則: 7.彈性系數(shù) 考慮接觸應(yīng)力因子比彈性模量和泊松的影響。值可按下列公式計算，即 通過表6-10查得，常用的齒輪材料組合:=189.8(鋼—鋼) 5.2.7 安全校核 1.齒數(shù)比: u = =29/22=1.318 2.計算接觸應(yīng)力的基本值 =··· =2.37×189.8×0.893×1× =516.3 MPa =··· =2.37×189.8×0.893×1× =651.2 MPa 3.接觸應(yīng)力 = =516.3× =780.11 MPa = =651.2× =983.9 MPa 4.彎曲應(yīng)力基本值 = = =65.2 MPa = = =69.2 MPa 5.齒根彎曲應(yīng)力 = = =146.2 MPa = ==155.2 MPa 沈陽化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 參考文獻(xiàn) 結(jié) 論 畢業(yè)設(shè)計，我設(shè)計了一個耙斗裝巖機(jī)的一部分，我第一次了解了組成和應(yīng)用條件耙斗裝巖機(jī)，了解結(jié)構(gòu)和工作原理;了解每個角色和組件的結(jié)構(gòu);其次我開始根據(jù)參數(shù)，先做總體的設(shè)計，計算所需的一些參數(shù)，如電機(jī)功率，繩索的直徑，卷筒的直徑，生產(chǎn)率等;然后設(shè)計一個減速段，在這里介紹了設(shè)計和計算過程齒輪;其次，準(zhǔn)備和檢查，以確定軸的軸承檢查和檢查花鍵;最后，兩個行星輪的機(jī)構(gòu)的設(shè)計。論文在參照信息的基礎(chǔ)上，大量的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料，而且由于編者水平有限，有缺點和錯誤難免有誤差，希望老師給予點評和指正。 參考文獻(xiàn) [1] 劉德喜，采掘機(jī)械 北京：煤炭工業(yè)出版社 1994.3 [2] 王啟廣，李炳文，黃嘉興 . 采掘機(jī)械與支護(hù)設(shè)備 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2006.4 [3] 王洪欣，李木，劉秉忠. 機(jī)械設(shè)計工程學(xué)I 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2000.9 [4] 唐大放，馮小寧，楊現(xiàn)卿. 機(jī)械設(shè)計工程學(xué)II 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2001.2 [5] 甘永立. 幾何量公差與檢測 上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 2005.1 [6] 洪曉華. 礦井運輸提升 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2005.6 [7] 劉鴻文，簡明材料力學(xué) 北京：高等教育出版社 1995.8 [8] 周元康，林昌華，張海兵. 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 重慶：重慶大學(xué)出版社 2000.10 [9] 饒振綱. 行星齒輪傳動設(shè)計 化學(xué)工業(yè)出版社 2003.4 [10]中國礦業(yè)大學(xué)機(jī)械制圖教材編寫組 畫法幾何及機(jī)械制圖 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2002.7 [11]清華大學(xué) 吳宗澤. 北京科技大學(xué) 羅圣國. 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由于我有限的能力和經(jīng)驗，難免在一些地方，有考慮不周全的時候，有些疏漏。但我相信，有了這種設(shè)計經(jīng)驗，在未來能以更靈活的工作，用我的知識，想法，并為今后的工作奠定了良好的基礎(chǔ)，也能為社會作出自己的貢獻(xiàn)！最后，再次感謝學(xué)校領(lǐng)導(dǎo)，各位導(dǎo)師，圖書館工作人員，謝謝！