機械畢業(yè)-無極繩絞車設計【9張cad圖紙、說明書】

機械畢業(yè)-無極繩絞車設計【9張cad圖紙、說明書】,9張cad圖紙、說明書,機械,畢業(yè),無極,絞車,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 第 1 頁 1 緒論 1.1 引言 煤炭是當前我國能源的主要組成部分之一，是國民經(jīng)濟保持高速增長 的重要物質(zhì)基礎和保障。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)代科學技術的快速發(fā)展，尤其是世界經(jīng)濟對能源的旺盛需求，世界煤 炭開采技術也得到迅猛地發(fā)展。20 世紀末期以來，先進采煤國家積極應用 機電一體化和自動化技術，實現(xiàn)了采掘機械化和自動化控制，做到了礦井 的高產(chǎn)高效生產(chǎn)。 機械化是煤炭工業(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 料消耗的有效技術措施。礦井輔助運輸作為礦井運輸?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)代化礦井對此更應高度重視。 礦井輔助運輸?shù)奶攸c是：井下運輸設備在巷道中工作，由于受井下 巷道空間的限制，因而運輸設備結構應緊湊，尺寸應盡量??；運輸線路 隨工作地點的延伸（縮短）或遷移而經(jīng)常變化；運輸線路水平和傾斜互 相交錯連接；工作地點分散，使得運輸線路環(huán)節(jié)多、分支多；待運物 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 爆設備。 輔助運輸?shù)纳鲜鎏攸c，決定了輔助運輸設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、電機車和一般的礦車、平板車、材料車 外，目前許多先進的輔助運輸設備，如單軌吊車、卡軌車、粘著齒軌機 車、無軌運輸車等都已在大量使用。利用這些設備不僅有效地解決了井下 輔助運輸工作中的難題，而且大大提高了輔助運輸?shù)男省?盡管目前已經(jīng)基本解決了煤礦輔助運輸機械化的問題，但是運輸環(huán)節(jié) 任然是構成采煤功耗的最主要因素。為了進一步提高工效、降低成本，還 需對整個運輸系統(tǒng)進行改革，從技術、安全、經(jīng)濟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，即降低輔助運輸?shù)膭趧訌姸群吞岣咻o助運輸設備的效率。主要 研究和發(fā)展方向有以下幾個：井下材料、設備和人員的運輸設備的研制， 特別注意采區(qū)輔助運輸設備的研制；對于供料地點到井下用戶運輸線路 中轉載點最少的運輸系統(tǒng)和設備的研制；對輔助材料不經(jīng)轉載直接運到 第 2 頁 用戶的合理組織和最佳運輸路線方案的研制；完善運輸輔助材料的有軌 運輸設備，增加專用的輔助運輸設備；為擴大自行礦車的使用范圍，必 須改進它的結構，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；進一步完善單軌吊車和卡軌車，使其具有更大的適應性。 我國絞車的誕生是從 20 世紀 50 年代開始的，初期主要仿制日本和蘇 聯(lián)的絞車。60 年代進入了自行設計階段，到了 70 年代，隨著技術的逐漸成 熟，絞車的設計也進入了標準化和系列化的階段。但與國外水平相比，我 國的絞車在品種、型式、結構、產(chǎn)品性能、三化水平（參數(shù)化、標準化、 通用化）和技術經(jīng)濟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：標準化、系列化；體 積小、重量輕、結構緊湊；高效節(jié)能；壽命長、低噪音；一機多能， 通用化；大功率；外形簡單、平滑、美觀、大方。 1.2 概述 無極繩絞車運輸作為礦井輔助運輸?shù)囊环N重要手段，目前在煤礦應用 十分廣泛，而且型式、種類繁多。其系統(tǒng)主要由電動機、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 經(jīng)減速器帶動摩擦滾筒正反向旋轉，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，牽引張繩車運動，再由張繩車牽引礦 車或其它運輸車輛運行。 無極繩絞車運輸系統(tǒng)主要具有以下特點：變單向為雙向運行。由于 該系統(tǒng)采用拋物線形摩擦滾筒結構，使得滾筒可以正反向旋轉，鋼絲繩也 可以實現(xiàn)雙向運行；張繩車牽引載荷。礦車與張繩車用插銷連接簡單易 學，操作方便，安全可靠；運輸距離調(diào)整方便。以前的運輸系統(tǒng)其運輸 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，以便運輸距離發(fā)生改變時使用。當運輸距離需要增大時，就可 將容繩卷筒上的鋼絲繩適當放出；當運輸距離需要減小時，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)度絞車基礎上，采用了行星排變速機構和普 通雙速絞車的某些結構特點改進后設計發(fā)明的，是一種有效的礦山輔助運 輸設備。該絞車主要應用于上山、下山、平巷等地材料、設備的運輸，結 構布置緊湊、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 總體設計 2.1 設計總則 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、既考慮到運輸為主要用途，又考慮到運搬、調(diào)度等一般用途； 4、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標準及有關規(guī)定； 5、技術比較先進并要求多用途。 2.2 主要設計參數(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、下山運輸，磨損為其主要損壞原因，故應選 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 查實用機械設計手冊表 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、運動學計算及電動機選擇 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，查機械設計表 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 選擇電動機型號 10VFP = KW5786.5 電動機所需的額定功率 P 與電動機輸出功率 P之間有以下關系： PK 式中 K 為功率儲備系數(shù)，對運輸絞車取 K=1.1,故 571. =62.7KW 由于電機為短時工作，可以充分利用電機的過載能力，以減少電機容量， 降低機器的成本和尺寸。Y 系列封閉式三相異步電動機，具有效率高，耗 電少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。 為 B 級絕緣，結構為全封閉式，自扇冷式，能防止灰塵鐵屑雜物侵入電動 機內(nèi)部。查實用電機手冊選?。?電動機型號：YB280M-6 功 率：55 KW 轉 速：980r/min 重 量：510 Kg 5.6額 定 電 流堵 轉 電 流 8.1額 定 轉 矩堵 轉 轉 矩 0.2額 定 轉 矩最 大 轉 矩 電機外形尺寸（長寬高）=1060545830 mm 電機中心高度 H=280mm 電機軸直徑長度=75140 mm 電機過載系數(shù) 計算 第 6 頁 額 定 功 率 ）電 機 軸 功 率 JN( 電機軸功率 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 轉 速 ； 卷 筒 轉 速 。 根據(jù)已知設計參數(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，由于 距可能達到的傳動比極限值較遠，所以1.7baHi 可不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進行配齒計算，計算根據(jù) 并適當調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當調(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 ，查機械設計手冊3 圖 17.2-3 可知15091cabzj 適用的預計嚙合角為 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 取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強度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，其標準中心距 為：bca、 a m1385094212aczm 1cbb 由此可見，兩個齒輪副的標準中心距都相等。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 對于所設計的上述行星齒輪傳動應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 查機械設計手冊圖 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 齒輪強度驗算 （1） 傳動ca 強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 彎曲強度計算時： b1 接觸強度計算時： 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)點區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設計手冊圖 2-73 得 5.Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強度的重合度系數(shù) 893.0643z 計算接觸強度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 15 頁 計算接觸強度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強度的尺寸系數(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 傳動接觸強度驗算：ca 計算齒面接觸應力 ,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 許用接觸應力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應力的強度條件： p 則： 2lim14063192.0841H 計算結果， 接觸強度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應力為： 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 計算彎曲強度的重合度系數(shù)Y 719.06.52.07.25.0an 計算彎曲強度的螺旋角系數(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，齒根最大應力： 2max mN17.5.78105.F 由強度條件 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，接觸強度符合要求。 彎曲強度的驗算只對內(nèi)齒輪進行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N78.10F2mx17.5F 由強度條件 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，由于 距可能達到的傳動比極限值較遠，所以04.2baHi 可不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進行配齒計算，計算根據(jù) 并適當調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當調(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 ，查機械設計手冊3 圖 17.2-3 可132592cabzj 知適用的預計嚙合角為 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 取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強度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，其標準中心距 為：bca、 a 743542121aczm 129cbb 由此可見，兩個齒輪副的標準中心距都相等。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 對于所設計的上述行星齒輪傳動應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 查機械設計手冊圖 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 齒輪強度驗算 （1） 傳動ca 強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 彎曲強度計算時： b1 接觸強度計算時： 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)點區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設計手冊圖 2-73 得 5.2Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強度的重合度系數(shù) 876.034z 計算接觸強度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 25 頁 計算接觸強度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強度的尺寸系數(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 傳動接觸強度驗算：ca 計算齒面接觸應力 ,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 許用接觸應力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應力的強度條件： p 則： 2lim1403219.071H 計算結果， 接觸強度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應力為： 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 計算彎曲強度的重合度系數(shù)Y 69.07.152.05.2.0an 計算彎曲強度的螺旋角系數(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，齒根最大應力： 2max mN485.13.F 由強度條件 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，接觸強度符合要求。 彎曲強度的驗算只對內(nèi)齒輪進行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N3F2mx48F 由強度條件 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，由于 距可能達到的傳動比極限值較遠，所以可10baHi 不檢驗鄰接條件。 各輪齒數(shù)按公式 進行配齒計算，計算根據(jù) 并適當調(diào)整，CnZiwa b baHi 使 C 等于整數(shù)，再求出 ， 應盡可能取質(zhì)數(shù)，并使 。適當調(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 ，查機械設計手冊3 圖 17.2-3 可知16753cabzj 適用的預計嚙合角為 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 取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,則計算彎曲強度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，其標準中心距 為：bca、 a m25671221aczm cbb 由此可見，兩個齒輪副的標準中心距都相等。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 對于所設計的上述行星齒輪傳動應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 查機械設計手冊圖 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 齒輪強度驗算 （1） 傳動ca 強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 彎曲強度計算時： b1 接觸強度計算時： 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)點區(qū)域系數(shù) z 查齒輪傳動設計手冊圖 2-73 得 5.Hz 彈性系數(shù) Ez mN8.193.026121 、 、 和zNTzX 計算接觸強度的重合度系數(shù) 893.0643z 計算接觸強度的螺旋角系數(shù) 1cos 第 35 頁 計算接觸強度的壽命系數(shù) 1NTz 計算接觸強度的尺寸系數(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 傳動接觸強度驗算：ca 計算齒面接觸應力 ,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 許用接觸應力 XWRVLNTHp zzsminl 校核齒面接觸應力的強度條件： p 則： 2lim14063.2019.08571H 計算結果， 接觸強度通過。用 20CrMnTi 調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。ca 傳動彎曲強度計算：c 根據(jù)行星齒輪傳動式 6-69、6-70 得齒根應力為： 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 計算彎曲強度的重合度系數(shù)Y 719.06.52.07.25.0an 計算彎曲強度的螺旋角系數(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，齒根最大應力： 2max mN95.1.375.1F 由強度條件 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，接觸強度符合要求。 彎曲強度的驗算只對內(nèi)齒輪進行驗算，按行星齒輪傳動式 6- 69、6-70 計算齒根應力，其大小和 傳動的外嚙合一樣，即：ca ，2N3.75F2mx95.1F 由強度條件 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)齒輪彎曲強度符合要求。 4 軸的設計計算 4.1 高速軸設計計算 4.1.1 計算作用在齒輪上的力 轉矩： 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，由機械設計手冊表 19.1-1 查得材料力學性能數(shù)據(jù)為： aMP90b735sa14 第 39 頁a1MP260 b8 由機械設計手冊表 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。 查機械設計手冊表 19.3-2，取 ,則：15 =45.79(mm)98004.1 3mind 4.1.3 軸的結構設計 1、確定軸的結構方案 左側太陽輪從軸的左端裝入，齒輪右側靠軸肩定位，左側浮動。右側 太陽輪從軸的左端裝入，齒輪左側靠軸肩定位，右側采用軸肩定位。齒輪 和套筒聯(lián)軸器采用普通平鍵得到周向固定。軸的結構如圖 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 該段直徑應滿足左行星輪系太陽輪定位需要， ?？紤]兩行星架尺寸，取 。6212hd 2l 段 過渡軸肩，取 ， 。m803d103 第 40 頁 段 為方便與電機軸聯(lián)接取 。根據(jù)工作要求選用套筒聯(lián)m754d 軸器，許用轉矩 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 按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 ， 取折合系數(shù) ，則：22aTMca6.0a 217856.01593 mN4 由式得軸的計算應力為： abacacac MPPdW8074601.59.0133 故安全。 4.2 低速軸設計計算 4.2.1 計算作用在齒輪上的力 轉矩： 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，由機械設計手冊表 19.1-1 查得材料力學性能數(shù)據(jù)為： aMP90b735sa41P260 abM81 第 44 頁 由機械設計手冊表 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。 查機械設計手冊表 19.3-2，取 ,則：15m76.04.3981504.3mind 4.2.3 軸的結構設計 1、確定軸的結構方案 太陽輪從軸的左端裝入，齒輪右側靠軸肩定位，左側浮動。最右端用 于聯(lián)接上一級行星輪系轉臂。齒輪和轉臂均采用普通平鍵得到周向固定。 軸的結構如圖 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 按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 ， 取折合系數(shù) ，則：22aTMca6.0a 254316.04859 mN6 由式得軸的計算應力為： a1a331 MP80P6790.485.0bcacacdW 故安全。 4.3 行星輪軸的設計計算 4.3.1 計算作用在齒輪上的力 1、 第一組行星輪： 轉矩： 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，由機械設計手冊表 19.1-1 查得材料力學性能數(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 軸的結構設計 1、確定軸的結構方案 三根行星輪軸均為通軸，考慮軸承及轉臂寬度及固定，確定軸的結構 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：