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1、目 錄前 言11 方案設計21.1 方案一 兩級內齒輪和一級行星齒輪傳動21.2 方案二 渦輪蝸桿傳動31.3 方案三 液壓泵液壓馬達傳動41.4 方案比較42 總體設計62.1 電動機的選擇與校核62.2 傳動系統(tǒng)的設計計算與校核72.2.1 確定鋼絲繩最大工作靜拉力82.2.2鋼絲繩強度校核82.2.3 計算減速器的減速比93 絞車總體結構設計103.1 卷筒裝置113.2 卷筒的主要結構參數143.3 制動裝置153.3.1制動器的要求163.3.2制動器的類型163.3.3制動器的選擇163.4底座174 零部件設計184.1 前兩級內嚙合標準齒輪的幾何參數184.2確定各主要參數18
2、4.2.1傳動比184.2.2 第一級傳動齒輪模數m184.2.3 內嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算194.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算194.2.5 齒輪強度校驗225 行星輪傳動設計285.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定285.2確定各主要參數285.2.1傳動比285.2.2行星輪數目285.2.3載荷不均衡系數295.2.4 配齒計算295.2.5 太陽輪分度圓直徑295.2.6計算變位系數315.3 幾何尺寸計算335.4嚙合要素計算345.4.1 ac傳動端面重合度345.4.2 cb傳動端面重合度355.5 齒輪強度驗算365.5.1 外嚙合365.5.2內嚙合416 齒
3、輪軸的結構設計476.1齒輪軸的材料選擇476.2 軸直徑的初步估算476.3軸的結構設計477 行星輪軸、輸出軸和輸入軸直徑487.1 行星軸直徑487.2 輸出軸直徑497.3 輸入軸直徑498 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接）508.1主軸上的平鍵聯(lián)接508.2鍵聯(lián)接的強度校核509 行星架及齒輪架結構設計529.1行星架結構設計529.1.1行星架形式的確定和材料的選定529.1.2行星架的技術要求529.2齒輪架的結構設計5410 軸承5510.1軸承選型5511 減速器鑄造機體結構尺寸5611.1鑄造機體的壁厚5612 主要零件的技術要求5712.1對齒輪的要求5712.1.1齒輪精度5712
4、.1.2對行星輪制造方面的幾點要求5712.1.3齒輪材料和熱處理要求5813 維護及修理5913.1潤滑5913.2維護5913.3修理59畢業(yè)設計總結60致 謝61參考文獻62iv河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文前 言在人類歷史上，絞盤(windlass)是第一種用于拖曳提升重物的機器，它可使一個人搬運遠重于自己許多倍的重物。絞盤采用一種軸和輪的形式，由用垂直框架支撐的滾筒組成，人通過用手搖動曲柄，使絞盤滾筒繞水平軸轉動。今天被廣泛應用的絞車(或稱卷揚機)是絞盤的另一種形式，它泛指具有一個或幾個上面卷繞有繩索或鋼絲繩的圓筒，用來提升或拖曳重載荷的動力機械。絞車設計采用滾筒盤絞或夾鉗拉拔
5、纜繩方式來水平或垂直拖曳、提升、下放負載，絞車一般包括驅動部分、工作裝置、輔助裝置等幾部分。對于小型絞車為了保證結構緊湊，絞車驅動部分一般與絞車工作裝置聯(lián)接在-起，直接驅動工作裝置;對于大型絞車或應用現(xiàn)場空間相對狹小的絞車，絞車驅動部分與絞車工作裝置可以設計成獨立放置，兩者間通過液壓管線、氣動管線或電纜管線相聯(lián)系，絞車的布置和操縱均很方便。礦用調度絞車主要用于礦井下調度礦車及其它輔助牽引用，亦可用于煤礦、冶金礦山、建筑工地等場合作拖運、提升工作或其他輔助搬運工作，但不得作載人使用。 調度絞車有著一定的制造史，而我國在這方面也有一定的水平, 在高愛華，謝國強老師的指導下對調度的結構和參數進行了設
6、計以及計算。由于所學知識有限，設計中難免出現(xiàn)缺點和錯誤，在此，懇請各位老師提出寶貴意見，給予批評指正。1 方案設計調度絞車是一種小型絞車，調度絞車工作時，需要有一個可以轉動的滾筒，滾筒上固定并纏繞著鋼絲繩，鋼絲繩的另一端通過連接裝置與礦車組相連接，隨著滾筒的旋轉鋼絲繩在滾筒上纏繞帶動礦車組運動。此次設計的絞車主要設計參數為： 卷筒直徑 220 mm；牽引力 10 kN；平均繩速 40 m/min左右1.1 方案一 兩級內齒輪和一級行星齒輪傳動傳動系統(tǒng)放置在滾筒內部，結構簡圖如圖1.1所示。1單列向心短圓柱滾珠軸承； 2，3，4單列向心球軸承； 5軸承； 馬達齒輪；,內齒輪；， 軸齒輪； 行星齒
7、輪； 大內齒輪圖 1.1 兩級內齒輪一級行星齒輪傳動方案 從圖1.1中看出，它的傳動原理是：用閘A閘住內齒圈（此時閘B松開），則不動，帶動行星齒輪，自轉又公轉，借中心的銷軸帶動滾筒H旋轉，此為滾筒工作的情形。當制動閘A閘住，而滾筒H工作時，整個傳動成為行星輪系，行星輪系中的首輪為，末輪為，系桿為滾筒H。反之，當松開制動閘A而閘住制動閘B時，整個傳動成為定軸輪系，這時滾筒不動（絞車制動），電動機與各個齒輪均為空轉。1.2 方案二 渦輪蝸桿傳動 渦輪蝸桿傳動絞車的原理圖如圖1.2所示。1電動機； 2，9斜齒輪； 3圓弧面蝸桿； 4渦輪； 5滾筒； 6大齒輪； 7中間齒輪； 8小齒輪；圖1.2 采用
8、渦輪蝸桿傳動的絞車的原理圖1.3 方案三 液壓泵液壓馬達傳動 液壓泵液壓馬達傳動的絞車可分為兩種類型，一種為全液壓傳動，如圖1.3所示。1電動機； 2柱塞泵； 3液壓馬達； 4絞車滾筒；圖 1.3 全液壓傳動的液壓絞車工作原理圖電動機1帶動雙向變量的軸向柱塞泵2，再和內曲線低速大扭矩液壓馬達3組成閉式回路，而液壓馬達直線與絞車滾筒4連接拖動絞車運轉。另一種為液壓機械傳動，如圖1.4所示。 1電動機； 2液壓泵； 3液壓馬達； 4減速器； 5絞車滾筒 圖 1.4 液壓機械傳動絞車的工作原理圖液壓機械傳動方式與全液壓傳動方式不同點只是在液壓馬達與絞車滾筒之間增加了機械減速器。1.4 方案比較 以上
9、三種方案、四種結構形式，從原理上來講，都能完成設計任務書提出的要求。但考慮使用環(huán)境條件，如用于礦井井下巷道中設備體積應小，而方案二采用渦輪蝸桿傳動，可設計出產品，但體積大，可用于地面或使用空間較大的場合，故排除方案二；方案三采用液壓泵液壓馬達傳動，如用于煤礦井下巷道中，方案三中工作夜不應使用可燃油液，故排除方案三。經比較選擇方案一為最終采用方案，以下對采用方案進行產品設計。792 總體設計通過方案比較采用方案一的結構形式兩級內齒輪和一級行星齒輪傳動，傳動系統(tǒng)放置在滾筒內部，其結構簡圖如圖1.1所示。調度絞車有下列主要部件組成：滾筒裝置（包括傳動系統(tǒng)）、制動裝置、機座和電動機。為使絞車體積小，結
10、構緊湊，其減速機構采用了兩組內齒輪傳動副和一組行星輪系，并將其裝入滾筒體內，電動機亦半深入滾筒端部。為使運轉靈活，在絞車內部各轉動處均采用滾動軸承支撐。當制動閘A閘住而滾筒H工作時，整個傳動成為行星輪系，行星輪系中的首輪為,末輪為，系桿為滾筒H。此行星輪系的傳動比可以用轉化輪系傳動比的公式求得： 即 得 式中：電動機轉速與滾筒轉速之比，即傳動裝置總的減速比； 電動機轉速； 滾筒轉速； 各齒輪齒數。2.1 電動機的選擇與校核為使絞車的驅動電機體積小，選用電動機為同步轉速1500r/min的隔爆三相鼠籠型異步電動機。電機的輸出功率： 式中，為工作機所需的功率，且式中：鋼絲繩的牽引力10000kN；
11、 鋼絲繩繩速40m/min。 選擇功率為11kW的電機，加上防爆要求，選擇型號為JBJ11.4的電機，參數如下： 額定功率： 11.4KW； 額定轉速： 1460r/min； 最大轉矩/額定轉矩：2.5 。2.2 傳動系統(tǒng)的設計計算與校核對于調度絞車來說，鋼絲繩在卷筒上可做多層纏繞，即第一層纏滿后，鋼絲繩就在纏滿的繩圈上做第二層纏繞，以此類推。在電動機轉速不變的情況下，鋼絲繩的牽引速度隨鋼絲繩在卷同上的纏繞層數不同而變化。當鋼絲繩在卷同上纏繞第一圈時，牽引速度最小，在卷同上最后一圈纏繞時牽引速度最大。調度絞車對鋼絲繩的牽引速度要求不太嚴格。對于第一層纏繞，鋼絲繩的纏繞半徑為滾筒直徑與鋼絲繩直徑
12、之和的一半。對于輔助性絞車滾筒直徑與鋼絲繩直徑之比，煤礦安全規(guī)程沒有嚴格要求，且可以多層纏繞，為保證鋼絲繩的使用壽命不止過短，鋼絲繩直徑不能過粗。參考現(xiàn)有絞車資料，直徑220 mm的滾筒，選用鋼絲繩的直徑不能超過12.5 mm為好。2.2.1 確定鋼絲繩最大工作靜拉力根據GB/T89181996知，鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力，按下式確定：d = （2-1） 式中d鋼絲繩最小直徑 C選擇系數 ，取C =0.1 S鋼絲繩最大靜拉力N則由公式（2-1）可得： d =12.5 所以選擇鋼絲繩直徑d =12.52.2.2鋼絲繩強度校核 由鋼絲繩型號知： 鋼絲繩公稱抗拉強度為1550 所以最小鋼絲
13、破斷拉力總和 整條鋼絲繩的破斷拉力為 （2-2） 式中：拉力影響系數，取=0.85 安全系數 所以=5 故所選鋼絲繩滿足要求。以下鋼絲繩直徑即按12.5 mm計算，則在滾筒上纏繞一層時，鋼絲繩中心的纏繞直徑為232.5 mm；纏繞多層時，鋼絲繩中心的纏繞直徑可按下式直接計算： 式中：多層纏繞時鋼絲繩中心的纏繞直徑，mm； 滾筒直徑，mm； d鋼絲繩直徑，mm； 鋼絲繩的繩圈間隙，mm； K鋼絲繩在滾筒上的纏繞層數。經計算，鋼絲繩纏繞20層，繩圈間隙取2 mm，滾筒纏繩寬度0.3 m時，鋼絲繩中心的纏繞直徑為0.423 m，取平均值0.328 m，則每層平均纏繩長度約為20 m，纏繞20層大致可
14、容繩400 m。單層纏繞時，每分鐘繩速可用如下公式計算： 式中： 單層纏繞時鋼絲繩中心的纏繞直徑； 減速器的減速比； 單層纏繞時鋼絲繩的繩速，m/min； 電動機的額定轉速。2.2.3 計算減速器的減速比在同一電機轉速下，鋼絲繩纏繞層數不同，則繩速不同。經計算，在減速器的減速比為40時，為26.67 m/min；考慮到絞車對繩速要求不高，減速器的減速比可確定為40左右，具體可按減速器結構布置要求確定。最終最大繩速、最小繩速由實際減速比確定。各級傳動比大致分配如下：=2.2，=2.2，=9前兩級采用內嚙合齒輪，第三極采用2K-H、b固定的行星齒輪傳動。3 絞車總體結構設計 絞車總體結構圖如3.1
15、所示。各主要組成部分的結構特征如下。3.1 卷筒裝置 卷筒7系由鑄鋼制成，其主要作用為：（1） 在卷筒面上卷繞鋼絲繩以牽引負載；（2） 在卷筒的剎車盤上裝上差動剎車裝置借以操縱絞車的運行與停止；（3） 在卷筒體內裝有減速齒輪系，因而卷筒又具有減速機殼體的作用。為使絞車體積減小，結構緊湊，其減速機構采用了兩組內齒輪傳動副和一組行星輪系，并將其裝入卷筒體內，電動機亦半伸入卷筒端部。在絞車內部各傳動處均采用滾動軸承支撐，運轉靈活。在卷筒內部左端，裝有用螺釘固定的滾柱套8，裝在電動機端蓋32伸出部分上的2218單列向心短圓柱滾子軸承（）即壓入此套中，并用彈性擋圈軸向定位。第一組內齒輪傳動副中的馬達齒輪
16、1用鍵及彈性擋圈與電動機軸相連接，與內齒輪2相嚙合。內齒輪2的柄孔中，用鍵及彈性擋圈固定有軸齒輪3，支持2和3兩個410單列向心球軸承（）裝在偏心齒輪架9上，軸承間用定位圈相互隔開并用彈性擋圈軸向定位。而齒輪架9則用三個按圓周等分的螺釘10固定在卷筒體上。第二組內齒輪傳動副中，與軸齒輪3相嚙合的第二個內齒輪2支撐在兩個410單列向心球軸承（）中，軸承（）裝在大齒輪架11中，用兩個定位圈及彈性擋圈固定位置。大齒輪架11用兩個鍵與卷筒相連接，同時還用六個螺栓12固定在卷筒邊上（見CC剖面）。第三組行星輪系中，軸齒輪4是太陽輪，用鍵及彈性擋圈固定在第二個內齒輪2的柄孔中，裝在大齒輪架上的兩個行星輪5
17、與軸齒輪（太陽輪）4相嚙合即可經由兩個306單列向心球軸承（）繞小軸13自行回轉，又可在大內齒輪6中公轉。大內齒輪一側用三個螺釘釘在徑向與滑盤14相連，此滑盤上切有凹形環(huán)槽與卷筒邊上的凸環(huán)相嵌合，其內緣有密封的氈圈，防止灰塵侵入及潤滑油外溢。大內齒輪的另一側用六個螺栓15（這些螺孔可用油槍來給齒輪加潤滑油）與擋盤16固定在一起。擋盤柄部孔內壓入兩個309單列向心球軸承（）以支承大內齒輪架。套裝在擋盤上的224單列向心球軸承（）支承在軸承支架17上。軸承支架17系由鑄鋼制成，是絞車卷筒的一個支承點。電動機與軸承支架用普通螺栓與螺尾錐銷固定在絞車底座29上，螺尾錐銷在裝卸時起定位作用。在大齒輪架和
18、擋盤柄尾用圓螺母30和31鎖緊，通過軸承支架及軸承蓋18并用六個螺栓19拉緊滑盤20，以阻止224軸承移動。擋盤上的凸環(huán)與滑盤上的凹槽相嵌合，在其內緣敷設氈圈，在卷筒面上有兩個帶油堵21的注油孔。鋼絲繩頭穿入繩孔后，用螺栓及繩卡22固定在卷筒側邊上。 1內齒輪馬達齒輪；2內齒輪；3軸齒輪；4太陽輪；5行星輪；6大內齒輪；7卷筒；8滾珠套；9偏心齒輪架；10螺釘； 11大齒輪架；12螺栓；13小軸；14滑盤；15螺栓；16擋盤；17軸承支架；18軸承蓋；19螺栓；20滑盤；21油堵；22繩卡；23制動鋼帶；24制動手把；25叉頭；26拉桿軸承架；27丁字板； 28墊板；29機座；30螺母；31大
19、圓螺母；32電動機端蓋； 33保護罩圖3.1 絞車總體結構圖3.2 卷筒的主要結構參數卷筒是絞車的主要部件之一，是絞車的主要受力部件。其外形最大尺寸，由三部分組成，即卷筒法蘭部分、卷繩筒部分和剎車法蘭部分。卷筒示意圖見圖3.22卷筒采用鑄鋼ZG25鑄造而成。卷筒的結構較為復雜，壁厚較薄，而鑄鋼的流動性不好，收縮大，如果其鑄造工藝不合理將會造成卷筒變形、開裂、縮孔、縮松等缺陷，直接影響到絞車的外觀及內在質量。1卷筒法蘭； 2卷繩筒； 3剎車法蘭3.21卷筒示意圖卷筒鑄造工藝圖下圖所示。 3.22卷筒鑄造工藝圖3.3 制動裝置絞車上有兩個差動制動裝置，其結構尺寸及動作原理完全相同。在電動機一邊的制
20、動裝置用來制動卷筒。在大內齒輪6上的制動裝置具有摩擦離合器的作用，當此制動裝置被完全剎緊時，行星輪5即沿大內齒輪滾轉，帶動滾筒工作。制動鋼帶23用鋁鉚釘與石棉帶鉚在一起，制動時，按下制動手把24，經杠桿和叉頭25動作系統(tǒng)將兩個拉桿軸承架26拉在一起，使剎車兩端互相靠攏，產生制動作用，向上提起制動把時，制動鋼車帶即可松弛。調節(jié)活動螺栓檸入叉頭螺母中的長度，可使制動鋼帶的拉緊力及制動手把的位置獲得調整。固定在剎車帶上的丁字板27插入與絞車底座連接在一起 的墊片28，以此防止制動裝置在制動時轉動。制動器的工作是以關掉電動機電源為前提的。因此，制動的實質就是由外力所產生的摩擦阻力矩來克服機器的慣性力矩
21、。在這里就是由外力產生的摩擦阻力矩來克服機械傳動以及負載的慣性力矩。3.3.1制動器的要求1）安全、可靠；2）動作迅速、有效；3）結構簡單、重量輕、尺寸??；4）安裝、使用及維護方便。3.3.2制動器的類型1）帶式制動器；2）抱閘式制動器；3）盤式制動器。 3.3.3制動器的選擇帶式制動器在非工作狀態(tài)時，為了消除制動帶與制動輪之間的摩擦，必須置有制動帶的張緊結構。在此不可??；至于盤式制動器，最宜工作于制動輪的端部，且結構復雜。我們這里的制動輪位于電動機與減速器之間，不宜采用盤式制動器。因此我們采用抱閘式制動器。另外，絞車工作在井下，要具備防爆功能。若用電力制動，必須配置防爆電器，這樣會使結構復雜
22、化。同時提高了成本，因此我們不用電力制動。同時，絞車為純機械式的，也不宜用液壓制動，也省去一整套液壓系統(tǒng)，有利于結構的簡單化，降低成本。綜合上所述，我們決定采用外抱帶式制動器。外抱帶式制動器，結構簡單、緊湊，包角大，一般接近360。與帶式制動器相比，其制動軸不受彎矩力，占用空間小，制動所需外力小，非常適合于手動操作的小型設備制動中。外抱帶式制動器常用于中、小載荷的起重、運輸機械中，手把是用來操縱制動帶進行制動或松開制動帶。止動板的作用是當制動帶在抱緊動輪時，制止整個制動器隨制動一起轉動；還起著當制動器松開后，制動帶與制動輪之間最小退距的調整作用。調節(jié)螺栓的作用是調節(jié)制動帶與制動輪的抱緊程度及因
23、制動帶磨損而造成制動力矩下降。兩個調節(jié)螺母的作用是與調節(jié)螺栓一起相配合來調節(jié)制動力矩，并在當制動力矩調整合適后，把調節(jié)螺栓與框架緊固成一體。制動器與鋼帶之間常用鋁制帶在磨損后很方便地從鋼帶上拆卸下來。銷座及丁字板與鋼帶之間是用鋼制鉚釘鉚接在一起，其目的是為了增加堅固性3.4底座絞車底座系由鑄鐵制成。電動機、軸承支架及容納剎車丁字板的墊片均用螺栓固定在底座上，底座上還裝有保護罩33。4 零部件設計組成減速輪系的各齒輪的主要技術參數及尺寸如下4.1 前兩級內嚙合標準齒輪的幾何參數 齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定，內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262293試驗齒輪齒面接觸疲勞極限
24、=650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級。4.2確定各主要參數由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為8級，為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。4.2.1傳動比 =2.24.2.2 第一級傳動齒輪模數m模數m由強度計算或結構設計確定式中 綜合系數，齒輪為8級精度等級沖擊取=1.4，8級精度等級中等沖擊取=2.53.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 小齒輪的齒形系數 小齒輪的傳動轉矩 額定功率， 小齒輪轉數（一般為第一級即電機轉數）， 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取 齒寬系數，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。則 取圓整 =34.2.3 內嚙合標準圓柱齒輪傳動
25、幾何尺寸的計算分度圓的壓力角： 齒頂高系數：縱向間隙系數 模數的選取 =34.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=0.8小輪齒數 取=17大輪齒數 =2.217=38齒數比 =38/17傳動比誤差 =0.33/2.770.05小輪轉矩 =74568.5載荷系數 使用系數，查表取=1動載系數，查表取=1.2齒間載荷系數，由表取1.1齒間載荷分布系數，查表取1.1載荷系數 =11.21.11.1=1.45材料彈性系數 查表取=189.8節(jié)點區(qū)域系數 查圖取 =2.5重合度系數 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =43.36
26、齒輪模數 =43.26/17=3.57 ，取圓整 =3 小輪分度圓直徑 =317=51 圓周速度 =取=3.8 標準中心距 =3（17+38）/2=82.5齒寬 =0.851=40大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）=45 分度圓直徑 =38 3=114 基圓直徑 =114=121.5 齒頂圓直徑 =-式中 =當 =1，=時 =1 =-=114-213+9=109.19齒根圓直徑 =114+2（1+0.25）5=115.25 全齒高 =（115.25 109.19）=3.01 中心距 =（38-17）3=31.5 4.2.5 齒輪強度校驗）齒面接觸疲勞強度計算接觸應力由公式（5-15）得齒
27、面接觸應力的基本值 = =2.58189.80.911 =618.9 式中：端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b工作齒寬， 取b =40小齒輪分度圓直徑，取 =144u齒數比，u =/ =38/17 =2.2節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21彈性系數，查表取 =189.8重合度系數，查圖取 =0.91螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（5-14）得接觸應力 = = 618.9 = 1309 式中 使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數，取 =1.12 計算接觸強度
28、的齒間載荷分布系數，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 計算齒面接觸應力的基本值，許用接觸應力 = 式中：試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 計算接觸強度的最小安全系數，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03潤滑油系數，取 =1.06工作硬化系數， =1.1速度系數，取 =0.905粗糙度系數，取 =0.96尺寸系數，取 =1則 = =1168.62 故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力 式中：= 端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 Nb工作齒寬， 取b =40 法向模數，取=3= 載荷系數 =11.21.11.1=
29、1.45式中： 使用系數。取=1 動載系數。取=1.2 齒間載荷系數，取=1.1 齒間載荷分布系數，取=1.1彎曲強度的重合度系數 式中： 齒形系數。取=2.5 應力修正系數。取=1.605 重合度系數。=0.716 螺旋角系數。=1.0 則： 計算許用彎曲應力 式中：彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350最小安全系數。取=1.4式中：應力修正系數。取=2.0壽命系數，取=1.0圓角敏感系數，取=0.99表面狀況系數。取=1.674-0.529=1.063尺寸系數。由，則=1.0則： 故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。表4.1 主要傳動件簡圖名稱簡圖馬達齒輪軸齒輪內齒輪5 行星輪傳動設計5
30、.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪的材料均為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，表面硬度為HRC 5761齒輪齒面接觸疲勞極限=1400 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪=350 行星輪=245 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級，內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262293試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級。5.2確定各主要參數由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合=左右，內嚙合=左右。5.2.1傳動比= 40/4.84 =8.265.2.2行星輪
31、數目=25.2.3載荷不均衡系數低速級采用無多余約束浮動均載機構，取=1.155.2.4 配齒計算根據經驗和設備能力，則Z=2a/m42。太陽輪數目內齒圈齒數 = = 17（9-1） =135行星齒齒數 = = = 59配齒結果：=17 =135 =59 i=95.2.5 太陽輪分度圓直徑按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑由公式得，= 768=59.1235式中：算式系數，一般鋼制齒輪，直齒輪傳動，取 =768使用系數，查表，取 =1.25計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數，取 =1.20綜合系數，查表，取=1.80小齒輪齒寬系數，取 =0.7u齒數比， u = 59/17 = 3.47一對
32、嚙合副中小齒輪的名義轉矩，N.m太陽輪傳動的扭矩 =9549 =954911.44.64/21460 = 180.8 N.m試驗齒輪的接觸疲勞極限，取=1400 按彎曲強度初算模數 由公式（5-2）得， = 12.1 =3.43式中：算式系數，直齒傳動 =12.1 計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數。 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3 小齒輪齒形系數，高精度，正變位，靜定結構，按x =0查值， =3.18 =2.4 小齒輪齒數 試驗齒輪彎曲疲勞極限，取模數m = 6 則太陽輪直徑 = m =174= 68 = =4(17+59) = 152取 =1525.2.6計算
33、變位系數1)a-c傳動嚙合角ac因為 cosac=( a0/a)cos=(152/152.5)cos20o=0.923432所以 ac=20.26.34o變位系數和XX=(Za+Zc) =76 =0.13 中心距變動系數yy=0.125齒頂降低系數yy=X-y =0.13-0.125 =0.005分配變位系數：因為 X=0.130.5所以 取Xa=0.13則 Xc=X-Xa =0.13-0.13 =0 2)b-c傳動嚙合角ag因為 cos=( a0/a)cos=(152/152.5)cos20o=0.923432所以 =20.26.34o變位系數和XX=(Za+Zg) =76 =0.13 中心
34、距變動系數yy=0.125齒頂降低系數yy=X-y =0.13-0.125 =0.005分配變位系數：因為 X=0.13 按圖，取 =1潤滑油系數，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型極壓油 =150 =150 取 =1.03工作硬化系數，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1速度系數，查圖取 =0.96粗糙度系數，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01尺寸系數，m 5,取 =1故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力由公式(5-17)得 = 式中：使用系數， 動載系數， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數， =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，
35、取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數， =1.3計算齒根彎曲應力基本值，由公式(5-18)得 = 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數，太陽輪 =0.13， =17，查圖取 =2.28，行星輪， =0 ， =59，查圖，取 =1.8載荷作用于齒頂時的應力修正系數，查圖，太陽輪取 =1.82行星輪 =1.88，計算彎曲強度極限的螺旋角系數，計算彎曲強度的重合度系數， =0.826b工作齒寬， 許用齒根應力由公式（5-19）得 = 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數，按高可靠度，查表，取 =1.
36、6相對齒根圓角敏感系數，查圖得太陽輪 =0.98，行星輪 =1.01相對齒根表面狀況系數，取1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數，太陽輪： = =34.12則：彎曲應力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 許用彎曲應力 =0.981.0451 =448 故：,彎曲強度通過。行星輪： =12.141.850.8261 =20.113 則：彎曲應力 =20.1131.251.011.0811.3 =35.65 許用彎曲應力 =1.011.0451 =323 故：,彎曲強度通過。5.5.2內嚙合）齒面接觸疲勞強度計算接觸應力由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.
37、58189.80.911 =545.8 式中：端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b工作齒寬， 取b =100 小齒輪分度圓直徑，取 =144u齒數比，u =/ =99/37 =2.68節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21彈性系數，查表取 =189.8重合度系數，查圖取 =0.91螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（5-14）得接觸應力 = = 229.27 = 313.23 式中 使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數
38、，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 計算齒面接觸應力的基本值， =545.8 =745.67 許用接觸應力 = 式中：試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 計算接觸強度的最小安全系數，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03潤滑油系數，取 =1.06工作硬化系數， =1.1速度系數，取 =0.905粗糙度系數，取 =0.96尺寸系數，取 =1則 = =1168.62 故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力由公式(5-24)得齒根彎曲應力基本值 = = =66.267 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數，取 =2.055載荷作用于齒頂時的
39、應力修正系數，取 =2.458計算彎曲強度極限的螺旋角系數，計算彎曲強度的重合度系數，取 =0.759b工作齒寬，由公式(5-23)得 = =66.2671.251.011.0811.3=117.39 式中：使用系數， 動載系數， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數，取 =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數，取 =1.3計算齒根彎曲應力基本值，許用齒根應力由公式（5-25）得 = =0.981.0451 =360 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數
40、，取 =1.6相對齒根圓角敏感系數， =0.759相對齒根表面狀況系數，取 =1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數，故：=13.04mm出于軸承潤滑考慮，行星輪軸將采用中空結構，故直徑放大50，取do=13.04mm，則取do=15mm。實際尺寸將在選擇軸承時，最后確定。7.2 輸出軸直徑在三個行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，在輸出軸軸端上安裝聯(lián)軸器（球磨機的典型機構），則輸出軸運轉時只承受轉矩。輸出軸選用42CrMo合金鋼，其許用剪切應力=45MPa，即求輸出軸伸出端直徑：d2=17.2=17.2X=80.174mm由于軸的同一截面上開一鍵槽，則軸軸頸應增加5則
41、 d2=84.183mm取d2=100mmT2=9549=9549XX0.98=4557.477N.m式中 T2輸出軸轉矩； 為減速器的傳動效率，=0.98。7.3 輸入軸直徑由于太陽輪是采用浮動機構，因此，輸入軸是通過聯(lián)軸器進行聯(lián)接傳動的，而且電機與輸入軸聯(lián)接也是通過聯(lián)軸器進行聯(lián)接。因此，輸入軸運轉時只承受轉矩。輸入軸選用的材料與輸出軸相同，42CrMo合金鋼，許用剪切應力=45MPa，即求出輸入軸伸出端直徑：d1=17.2=17.2X=80.174mm由于軸的同一截面上開一鍵槽，則軸軸頸應增加5則 d1=45.23mm8 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接）8.1主軸上的平鍵聯(lián)接鍵的選取由于兩平鍵都安裝在
42、直徑為32的軸上，所以兩平鍵的公稱尺寸為 bh-L =1068.2鍵聯(lián)接的強度校核鍵的強度校核公式如下： (11-1) (11-2)式中：M傳遞的轉矩 =322.85 d軸的直徑 =32 l鍵的工作長度 k鍵與輪彀的接觸高度 k =h-t h 為鍵的高度，t為軸槽的深度。 b鍵的寬度 10 鍵聯(lián)接的許用擠壓應力 查表可得輕微沖擊載荷時，取=150 鍵的許用靜壓力 查表可知：=100 由公式（11-1）和（11-2）可得： = =53.67 =所以 由以上的計算可知，兩平鍵的強度極限滿足要求。9 行星架及齒輪架結構設計9.1行星架結構設計9.1.1行星架形式的確定和材料的選定行星架是行星傳動中結構比較復雜的一個重要零件，也是承受外力矩最大的零件。它有三種基本形式：雙壁整體式、雙壁剖分式和單臂式。因為本設計中傳動比較大，(NGW型單級)，所以行星輪軸承安裝在行星輪內，采用雙壁整體式行星架（如圖9.1）這種型式的行星架結構剛性大，受載變形小，因而有利于行星輪上載荷沿齒寬方向均勻分布，減少振動和噪聲。行星架材料常用ZG55，由于鑄鋼件廢品率高，浪費大，很不經濟。現(xiàn)采用球墨鑄鐵QT600-3，重量輕，離心力小，噪聲也小，既降低了成本，又不影響機構性能，且其它性能也有所提高。9.1.2行星架
礦用絞車提升系統(tǒng)_畢業(yè)論文.docx
