机械毕业设计（论文）-行星齿轮调度绞车设计【全套图纸】 .pdf

- 1 - 行星齿轮调度绞车 摘 要 绞车是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合井架、桅杆、滑轮组等辅助 设备，用来提升物料、安装设备等作业，由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索 来完成牵引工作的装置。垂直提升、水平或倾斜曳引重物的简单起重机械。分手 动和电动两种。 现在以电动卷扬机为主。 本次设计的 jm0.5 吨卷扬机是由电动机、 液压推杆制动器、制动器、电磁铁制动器、卷筒等组成。 本次设计的步骤是从钢丝绳开始入手，然后依次对卷扬机的卷筒、卷筒心轴、 电动机、减速器齿轮、减速器轴、制动器设计与选取。 本次设计的卷筒机由于它结构简单、 搬运安装灵活、 操作方便、 维护保养简单、 对作业环境适应能力强等特点，可以应用于冶金起重、建筑、水利作业等方面， 但是此次设计的卷筒机主要运用于用于 5 吨桥式吊车起升机构。 提升重物是卷扬 机的一种主要功能，各类卷扬机的设计都是根据这一要求为依据的。 关键词：卷扬机，卷筒，卷筒轴，减速器 全套图纸，加 153893706 行星齿轮调度绞车毕业设计 2 目 录 摘要摘要 1绪论绪论1 1.1 国内外调度绞车发展概况2 1.2 研究目的和意义2 1.3 该设计的创新之处2 1.4 该设计的主要用途和应用领域3 1.5 调度绞车工作原理3 2 方案的确定方案的确定4 2.1 方案设计4 2.2 方案比较 8 3 最终采用方案的总体设计最终采用方案的总体设计9 3.1 电机的选择与校核9 3.2 传动系统的设计10 3.3 传动装置的运动和动力参数计算11 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 3 4 机械结构及零部件的设计机械结构及零部件的设计12 4.1 绞车总体结构12 4.2 零部件设计14 4.2.1 第一级齿轮设计14 4 . 2 . 2 第 二 级 齿 轮 设 计 1 8 4.2.3 行星齿轮传动设计 1 8 4 . 2 . 4 轴 的 设 计 2 4 4.2.5 轴承寿命校核33 4 . 2 . 6 键 的 校 核 3 4 4.2.7 卷筒的主要参数结构34 4.2.8 润滑方式的确定35 5 结 论 结 论 3 6 致 谢 致 谢 3 7 参 考 文 献 参 考 文 献 3 8 行星齿轮调度绞车毕业设计 4 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 1 1 绪论 1.1 国内外调度绞车发展概况 1.1.1 国内情况 我国调度绞车的生产经历了仿制和自行设计两个阶段。1951 年测绘生产了 日本的内齿轮绞车，1958 年又测绘生产了苏联的 m4.5、m4.5、 m11.4 型绞车。 1958 年后 m4.5 型和日本内齿轮绞车相继淘汰。 1960 年对调度绞车进行了方案整顿，型号用 dj 表示，保留了 dj4.5、dj11.4 型两种 规格。从 1964 年开始自行设计了调度绞车。目前我国己投入批量生产的有 9 种 规格。分别为：jd- 0.5、jd- 1、jd- 1.6、jd- 2、jd- 2.5、jd- 3、jd- 11.4、jd- 25、 jd- 40。 在调度绞车标准化方面，1967 年制订了我国第一个调度绞车部门标准，标 准号为 jb965- 67。1974 年对该标准进行了第一次修订，修订后的标准号为 jb965- 74。该标准在实施过程中有力地推动和促进了新产品的发展。为采用国 际标准和先进工业国家的标准，1982 年又进行了第二次修订，其标准号为 jb965- 83。 我国调车绞车的结构多为行星齿轮传动，其结构紧凑，体积小，重量轻， 操作简单，搬运方便，适于矿山井下使用。近几年各厂加强了新产品的研制工 作，对产品的结构进行了很大的改进和创新，在提高寿命、降低噪声方面取得 了一定的成果。 1.1.2 国外情况 调度绞车在国外使用也很普遍，生产厂家也很多。根据目前收集到的资料， 苏、日、法、美，英、波、捷、匈、罗、加拿大、丹麦、瑞典等国家都制造绞 车， 有的国家从三十年代就已生产。 其种类繁多， 规格较多， 拉力小到 9.8102n， 大到 35.28103n。动力有电动、液动和风动。工作机构有单筒、双筒和摩擦式。 传动型式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮 传动和摆线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。 国外调度绞车根据其传统习惯、生产和使用条件以及其它因素的不同，各 个国家的产品都有自己的特征和风格。七十年代苏联发展了一些将电机、传动 行星齿轮调度绞车毕业设计 2 装置置于滚筒内部的结构更加紧凑的小型绞车。在动力方面其采用电动和风动 两种型式。 英国绞车的特点是结构紧凑，其电动机，传动装置，操纵装置等很多都布 置在滚筒内部。底座，机体，减速器铸在一起，对空间的利用相当经济。英国 奥斯汀公司生产的“plkrose”绞车即是采用一个盘式底座，盘上承托着一个 工作滚筒，密封性相当好。外部轮廓圆滑、简单、整齐。英国小绞车除电动外， 风动应用甚广。奥断汀公司还生产液压传动绞车，更易作无级调速。 美国小绞车的传动部分多装在滚筒端部，对于底盘的铸造者甚多，美国绞 车具有板条框架式结构特点，有的底座还和减速器、机架铸在一起，因而刚性 相当好，结构亦紧凑。其电动机采用埋装式，因而减少了轴向尺寸。外观平整 圆滑，封闭甚好。 1.2 研究目的和意义 jd- 40 型调度绞车广泛应用于矿井轨道上下山，井底车场，中间巷道 等地区进行地面调度和其他辅助搬运工作，它使用的电器设备具有防爆性能， jd- 40 型调度绞车具有传动效率高，承载能力大，调度操作简单等优点。但是 根据其工作原理和实习中的发现，以前的调度绞车因结构不合理等情况，具有 很高的返修率，由于绞车常用于井下地区，修理不方便。所以本设计对绞车进 行了改进，尤其对绞车的底座进行改进，保证在缠绳时不堆绳，特采用旋转底 座装置，在实际应用中增加了经济效益，同时安全性和市场前景也是比较好的。 现代调度绞车的设计要不断运用新观点、新原理、新方法、新技术、新工艺来 设计适应新形势的运输要求。因此设计出优良的调度绞车有着重大意义。 1.3 该设计的创新之处 本设计是将调度绞车的底座改为旋转底座，旋转底座的优点就在于它能够 随着钢丝绳与绞车之间的角度的变化而旋转，避免堆绳缠绳，从而增加了绞车 的传送效率。本设计将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向 载荷。并选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架的装配更方便。将小行 星轮架与轴的配合部分的长度缩短，降低小行星轮架的配合要求，同时将该部 分的平键联接改为矩形花键联接增大其承载能力，对花键联接配合性质的要求 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 3 可以适当降低，以利于半装拆。将主传动轴端部直径加大至f82，阶梯处采用 弧过渡，避免应力集中，增大其承载能力。 1.4 设计产品的主要用途和应用领域 jd- 40 型调度绞车用于矿井轨道上下山,井底车场，中间巷道，采区运输巷 调度编组矿车，掘进头调度矿车。也可供矿山地面，冶金矿场或建筑工地进行 地面调度和其他辅助搬运工作。绞车的电气设备具有防爆性能，可用于有煤尘 及瓦斯的矿井中。 1.5 调度绞车工作原理 jd40 型绞车主要由电动机、卷筒、行星齿轮传动装置，刹车装置和机座 组成。在传动结构上采用两级行星齿轮传动。 电动机通过齿形连轴器带动太阳轮转动，使三个行星轮旋转，由于左端的 内齿轮是固定不动的，所以行星齿轮除作自转外，还要围绕电机齿轮公转，于 是带动了左端齿轮架旋转，从而使主轴旋转，固定在主轴右端的中心齿轮也旋 转，于是带动了右端齿轮架上的一对行星齿轮转动，此时可以有三种情况： 1.如果左刹车闸松开，右刹车闸刹住大内齿轮，此时大行星齿轮除作自转 外，还要围绕中心齿轮公转，同时带动了在齿轮架旋转起来，此时即可进行牵 引，称为工作牵引状态。 2.如果右刹车闸松开，左刹车闸刹住滚筒，此时滚筒停止转动，重物被停 留在某一位置，称为停止状态，这时右端齿轮架不再旋转，大行星齿轮亦不再 公转只自转，并带动大内齿轮空转。 3.如果左右两刹车闸松开，重物便借自重自由下落，带动滚筒反转，称为 工作下放状态，为了调节下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。 行星齿轮调度绞车毕业设计 4 2 方案的确定 2.1 方案设计 行星齿轮绞车工作时，需要有一个可以转动的滚筒，滚筒上固定并缠绕着 钢丝绳，钢丝绳的另一端通过连接装置与矿车组相连，随着滚筒的旋转钢丝绳 在滚筒上缠绕带动矿车组运动。 1. 方案一 内齿轮和一级行星齿轮传动，传动系统放置在滚筒内部 此方案分为两种类型，结构简图分别如图 1.1.1 和图 1.1.2 所示。 图 1.1.1 两级内齿轮一级行星齿轮传动方案 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 5 图 1.1.2 一级内齿轮一级行星齿轮传动方案 从图 1.1.1 中看出，它的传动原理是：用闸 a 闸住内齿圈 7 z (此时闸 b 松 开)，则 7 z 不动， 5 z 带动行星齿轮 6 z ， 6 z 自转又公转，借 6 z 中心的销轴带动 滚筒 h 旋转，此为滚筒工作的情形。当制动闸 a 闸住，而滚筒 h 工作时，整 个传动成为行星轮系，行星轮系中的首轮为 1 z ，末轮为 7 z ，系杆为滚筒 h。 反之，当松开制动闸 a 而闸住制动闸 b 时，整个传动成为定轴轮系，这时 滚筒不动(绞车制动)，电动机与各个齿轮均为空转。 图 1.1.2 所示方案与图 1.1 类似，只是行星齿轮布置方式不同，输入端为内 齿轮啮合方式。 2方案二 摆线针轮“一齿差”传动 图 1.1.3 为采用摆线针轮 “一齿差” 传动的调度绞车示意图 绞车由电动机、 一级摆线针轮“一齿差”减速器、滚筒、左右支架、底座及差动制动装置等部 分组成。电动机 2 全部放在滚筒 3 的内部，其后端盖固定在左支架上，伸出轴 支承在右支架上摆线齿轮撼速装置通过其中的传动板 4、双偏心套 5 等零件 直接装在电动机的伸出轴上，滚筒 3 和传动板 4 用螺栓连接在一起，井分别以 轴承为支点安装在电动机上，故绞车零件少，结构简单而紧凑。 行星齿轮调度绞车毕业设计 6 1差动制动装置；2电动机；3滚筒；4传动板；5双偏心套； 6摆线齿轮；7针齿圆 图 1.1.3 摆线针轮调度绞车传动的示意图 绞车的减速运动原理如下：通过装在电动机伸出轴上的双偏心套 5 和滚动 轴承将电动机的功率传递给相对180 o 的两个摆线齿轮 6，由于固定在针齿圈 7 上的针齿销(其外面装针齿套)的作用，而使摆线齿轮产生与电动机轴旋转方向 相反的减速旋转运动，即双偏心套转一圈，摆线齿轮向与之相反的方向转过一 个齿。再通过销轴和传动板 4 把这一转速传给滚筒 3。 3方案三 蜗轮蜗秆传动 蜗轮蜗杆传动绞车的原理图如图 1.1.4 所示： 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 7 1电动机；2、9斜齿轮；3圆弧面蜗杆；4蜗轮；5滚轮； 6大齿轮；7中间齿轮；8小齿轮 图 1.1.4 采用蜗轮蜗杆传动的绞车的原理图 4方案四 液压泵液压马达传动 液压泵液压马达传动的绞车可分为两种类型，一种为全液压传动，如图 1.1.5 所示。 1电动机；2柱塞泵；3液压马达；4绞车滚筒 图 1.1.5 全液压传动的液压绞车工作原理图 行星齿轮调度绞车毕业设计 8 电动机 l 带动双向变量的轴向柱塞泵 2，再和内曲线低速大扭矩液压马达 3 组成闭式回路，而液压马达直接与纹车滚筒 4 连接拖动绞车运转 另一种为液压机械传动，如图 1.1.6 所示。 1电动机；2液压泵；3液压马达；4减速器；5绞车滚筒 图 1.1.6 液压机械传动液压绞车的工作原理图 液压机械传动方式与全液压传动方式不同点只是在液压马达与绞车滚筒之 间增加了机械减速器。 2.2 方案比较 以上四种方案、六种结构形式，从原理上来说，都能完成设计任务书提出 的要求。但考虑使用环境条件，如用于矿井井下巷道中设备体积应小，故排除 方案三；如用于煤矿井下巷道中，方案四中工作液不应使用可燃油液。方案二 采用摆线针轮“一齿差”传动，从技术上来说是先进的，但是考虑我专业在机 械原理及零件课程中对摆线针轮“一齿差”传动了解较少，在毕业设计所给时 间内可能不能完成，故该方案不选择。方案一中两种形式相类似，参考我国调 度绞车的大多设计方案，考虑技术条件，经济合理，维修等方面，最终选择方 案一中的类型一为最终采用方案，以下对采用方案一进行产品设计。 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 9 3 最终采用方案的总体设计 3.1 电机的选择与校核 为使绞车的驱动电机体积小，选用电动机为同步转速 1500r/min 的隔爆三 相鼠笼型异步电动机。 电机的输出功率： 0 w w p p h = 式中， w p 为工作机所需的功率， w h 为卷筒效率，按设计手册可查得 0.99 h = 轴承 滚子=0.98 球 0.97h= 齿轮 ，0.97h= 行星 ， 故 42 0.88 w hhhhh= 球行星滚子齿轮 则 0 30000 20 11.36 10001000 60 0.88 www ww pf v pkw hh = 因此，选择功率为 15kw 的电机，加上矿用、防爆要求，最终选择型号为 1 1604yalwf- 的防爆增安型防腐三相异步电动机，净重 139kg 参数如下： 额定功率：15kw； 额定转速：1460r/min； 最大转矩/额定转矩：2.3kn m 。 3.2 传动系统的设计 对于调度绞车来说，钢丝绳在卷筒上可做多层缠绕，即第一层缠满后，钢 丝绳就在缠满的绳圈上做第二层缠绕，依次类推。在电动机转速不变的情况下， 钢丝绳的牵引速度随钢丝绳在卷筒上的缠绕层数不同而变化。当钢丝绳在卷筒 行星齿轮调度绞车毕业设计 10 上缠绕第一圈时，牵引速度最小，在卷筒晨后一层幢绕时牵引速度最大。 调度绞车对钢丝绳的牵引速度要求不太严格对于第一层缠绕，钢丝绳的 缠绕半径为滚筒直径与钢丝绳直径之和的一半对于辅助性绞车滚筒直径与钢 丝绳直径之比，煤矿安全规程没有严格要求，且可以多层缠绕，为保证钢 丝绳的使用寿命不致过短，钢丝绳直径不能过粗。参考现有绞车资料，直径 220mm 的滚筒，选用钢丝绳的直径不超过 125 mm 为好。以下钢丝绳直径即 按 125mm 计，则在滚筒上缠绕一层时，钢丝绳中心的缠绕直径为 2325mm； 缠绕多层时，钢丝绳中心的缠绕直径可按下式计算： () 2 2 1 4 2 c k dddde - =+-+ 式中： c d 多层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径，mm； d滚筒直径，mm； d钢丝绳直径，mm e钢丝绳的绳圈间隙，mm； k- - 钢丝绳在滚筒上的缠绕层数。 经计算，钢丝绳缠绕 14 层，绳圈间隙取 2mm，滚筒缠绳宽度 o3m 时， 钢丝绳中心的缠绕直径为 0.352m， 取平均值 0.292m， 则每层平均缠绳长度约为 22m，缠绕 14 层大致可容绳 308m。 单层缠绕时，每分钟绳速可用如下公式计算： 1 min e dn v i p = 式中： 1 d 单层缠绕时钢丝绳中心的缠绕直径； i减速器的减速比； min v 单层缠绕时钢丝绳的绳速，mmin； e n 电动机的额定转速。 在同一电机转速下，钢丝绳缠绕层数不同，则绳速不同。经计算，在减速 器的减速比为 60 时， min v 为 17.76 mmin，考虑到绞车对绳速要求不高，减速 器的减速比可确定为 60 左右；具体可按减速器结构布置要求确定。最终最大绳 速，最小绳速由实际减速比确定。 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 11 参考现有绞车资料，各级传动比大致分配如下： 1 2.4i =， 2 2.4i =， 3 9.52i = 前两级采用内啮合齿轮，第三级采用 2k- h、b 固定的行星齿轮传动。 3.3 传动装置的运动和动力参数计算 将传动装置各轴由高速到低速依次定义为 1 轴、2 轴、3 轴 1.各轴转速的计算 1 1 21 2 32 433 1460 / min 1460 / min /1460/ 2.4608.33 / min /654.71/ 2.4253.60 / min /293.60/9.5226.63 / min e e nr nnr nnir nnir nnir = = = = = 2.各轴输入功率计算 0 11.36pkw= 1 10 11.36 0.9811.13ppkwh= = 2123 11.13 0.97 0.9910.69ppkwhh= 3223 10.69 0.97 0.9910.27ppkwhh= 22 4323 10.27 0.97 0.999.76ppkwhh= 3.各轴的输入转矩计算 00 9550/9550 11.36/146074.30 e tpnn m= 111 9550/9550 11.13/146072.80tp nn m= 222 9550/9550 10.69/608.33167.82tpnn m= 333 9550/9550 10.27/ 253.47386.94tpnn m= 444 9550/9550 9.76/ 26.633500.11tpnn m= 将各轴的运动和动力参数列于表 2.3.1 行星齿轮调度绞车毕业设计 12 表 2.3.1 各轴的运动和动力参数 轴号 转速 r/min 功率 kw 转矩 nm 传动比 0 1460 11.36 74.30 1 1 1460 11.13 72.80 2.23 2 608.33 10.69 167.82 2.23 3 253.47 1027 386.94 8.85 4 26.63 9.76 3500.11 4 机械结构及零部件的设计 4.1 绞车总体结构 绞车总体结构图见所附 cad 图纸 各主要组成部分的结构特征如下。 1)卷筒装置 卷筒 7 系由铸钢制成，其主要作用为： (1)在卷筒面上卷绕钢丝绳以牵引负载； (2)在卷筒的刹车盘上装设差动刹车装置借以操纵绞车的运行或停止； (3)在卷筒体内装有减速齿轱系，因而卷筒又具有减速机壳体的作用 为使绞车体积减小，结构紧凑，其减速机构采用了两组内齿轮传动副和一 组行星轮系，井将其装入卷简体内，电动机亦半伸人眷筒端部。在绞车内部各 传动处均采用滚动轴承支承，运转灵活。 在卷筒内腔左端，装有用螺钉固定的滚柱套 8，装在电动机端盖 32 伸出部 分上的 2218 单列向心短圆柱滚子轴承即压入此套中，井用弹性挡圈轴向定位。 第一组内齿轮传动副中的马达齿轮 1 用键及弹性挡圈与电动机轴相连接， 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 13 与内齿轮 2 相啮合。内齿轮 2 的柄孔中，用键及弹性挡圈固定有轴齿轮 3，支 持 2 和 3 两个 410 单列向心球轴承()装在偏心齿轮架 9 上，轴承间用定位圈 相互隔开并用弹性挡圈轴向定位。 而齿轮架 9 则用三个按圆周等分的螺钉 10 固 定在卷筒体上。 第二组内齿轮传动副中，与轴齿轮 3 相啮合的第二个内齿轮 2 支承在两个 410 单列向心球轴承()中， 轴承()装在大齿轮架 11 中， 用两个定位圈及弹性 挡圈固定位置。大齿轮架 11 用两个键与卷筒相连接，同时还用六个螺栓 12 固 定在卷筒边上(见 b- - b 剖面)。 第三组行星轮系中，轴齿轮 4 是太阳轮，用键及弹性挡圆固定在第二个内 齿轮 2 的柄孔中， 装在大齿轮架上的两个行星轮 5 与轴齿轮(太阳轮)4 相啮合既 可经由两个 306 单列向心球轴承()绕小轴 13 自行回转，又可在大内齿轮 6 中 公转。大内齿轮一侧用三个螺钉钉在径向与滑盘 14 相连，此滑盘上切有凹型环 槽与卷筒边上的凸环相嵌合，其内缘有密封的毡圈，防止灰尘侵入及润滑油外 溢。大内齿轮的另一侧用六个螺栓 15(这些螺孔可用油枪来给齿轮加润滑油)与 挡盘 16 固定在一起。挡盘柄部孔内压入两个 309 单列向心球轴承()以支承大 内齿轮架。套装在挡盘上的 224 单列向心球轴承(v)支承在轴承支架 17 上。轴 承支架 17 系由铸钢制成，是绞车卷筒的一个支承点。电动机与轴承支架用普通 螺栓与螺尾锥销固定在绞车底座 29 上，螺尾锥销在装卸时起定位作用。在大齿 轮架和挡盘柄尾用圆螺母 30 和 31 锁紧， 通过轴承支架及轴承盖 18 并用六个螺 栓 19 拉紧滑盘 20，以阻止 224 轴承移动。挡盘上的凸环与滑盘上的凹槽相嵌 合，在其内缘敷设毡圈，在卷筒面上有两个带油堵 2l 的注油孔。钢丝绳头穿入 绳孔后，用螺栓及绳卡 22 固定在卷筒侧边上。 2)制动装置 绞车上有两个差动制动装置，其结构尺寸及动 作原理完全相同，如图 3.1.1 所示。 在电动机一边的制动装置用来制动卷筒。在大 内齿轮 6 上的制动装置具有摩擦离合器的作用，当 此制动装置被完全刹紧时，行星轮 5 行星齿轮调度绞车毕业设计 14 即沿大内齿轮滚转，带动卷筒工作。 制动钢带 23 用铝铆钉与石棉带铆在一起，制动时，按下制动手把 24，经 杠杆和又头 25 动作系统将两个拉杆轴承架 26 拉向一起， 使刹车两端互相靠拢， 产生制动作用，向上提制动手把时，制动钢车带即可松弛。 调节活动螺栓拧入叉头螺母中的长度，可使制动钢带的拉紧力及制动手把 的位置获得调整。 固定在刹车带上的丁字板 27 插入与绞车底座连接在一 起的垫板 28，以此防止制动装置在制动时转动 3)底座 绞车底座系自铸铁制成。电动机、轴承支架及容纳刹车丁字板的垫板均用 螺栓固定在底座上，底座上还装有保护罩 33。 4.2 零部件设计 4.2.1 第一级齿轮设计 1.选择大、小齿轮的材料、热处理方法、精度等级、齿数 1 z 与 2 z 及齿宽系 数 d f。 考虑此减速器要求结构紧凑，故大、小齿轮均用40 r c 调质处理，齿面硬度 分别为 240hbs、270hbs，属于软齿面闭式传动，因载荷平稳，齿轮转速不高， 故初选 7 级精度；初选 1 z =17，大齿轮齿数 2 z = 1 z i=172.4=40.8，取2 z =42。 齿数比 u=42/17=2.47，与原分配的传动比基本一致。按软齿面齿轮悬臂布置， 取齿宽系数 d f=0.5 2按齿面接触疲劳强度设计 由公式： 2 1 3 1 1 2.32 e t h d ktuz d ufs （1）确定公式中各参数值 1）载荷系数 t k 初选 t k =1.5 2）小齿轮传递的转矩 1 t 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 15 1 t = t = 6 1 9.55 10 p n = 611.36 9.55 10 1460 =7.42 4 10 n.mm 3）材料系数 e z 查机械设计手册得 e z =189.8mpa 4）大、小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1h s、 lim2h s 按齿面硬度查机械设计手册 13-1-23 得： lim1h s=655 mpa lim2h s=585mpa 5）应力循环次数 9 11 99 21 6060 1460 1 10 300 164.205 10 4.205 102.41.751 10 n nn jl nn u = = 6）弯曲疲劳寿命系数 1fn k、 2fn k 查机械设计手册得： 1hn k=0.9、 2hn k=0.95 7）计算许用接触应力 取安全系数1 h s= ，则： 11lim1 0.9 655 1589.5 hhnhh ksmpass= 22lim2 0.95 585 1555.75 hhnhh ksmpass= （2）设计计算 1）试算小齿轮分度圆直径 t d1 取 h s= 2h s 2 4 3 1 1.5 7.42 102.4 1189.8 2.3262.98 0.52.4555.75 t d - = mm 2）计算圆周速度 v 11 62.98 1460 4.81 60 100060 1000 t d n m v s pp = 3）计算载荷系数 行星齿轮调度绞车毕业设计 16 查机械设计手册表 13-1-81 得使用系数1 a k = ；根据速 度4.81mv s =、7 级精度，查机械设计手册 13-1-14 得1.18 v k =， 1.375kb=，则1 1.18 1.3751.342 av kk k kb= =。 4）校正分度圆直径 t d1 33 11 62.981.342 1.560.68 tt ddk k=mm m= 1 d / 1 z =60.68/17=3.57 按标准取模数 m=4 mm （3）计算齿轮传动几何尺寸 1）中心距 a 21 () 24 (42 17) 250am zzmm=-= -= 2）两齿轮分度圆直径 1 d 、 2 d 11 22 4 1768 4 42168 dmzmm dmzmm = = = = 3）齿宽 1 b 、 2 b 1 1 0.5 6834 (5 10)40 d bdmm bbmm f= = += 为便于制造，降低制造成本，取 12 40bbmm= 4）齿顶高 a h = * a h m=4mm （因为 m1,所以 * a h=1， * c=0.25） 齿根高()5425 . 1 * * =+=mchh ff mm 5）齿顶圆直径 1a d 、 2a d * 1 11 (2)268876 aaa dzhmdh=+=+=+ = * 2 22 (2)21688176 aaa dzhmdh=+=+=+ = 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 17 6）齿根圆直径 1f d、 2f d * 1 11 (22)22688258 faa dzhc mdhc m=-=-=- - = * 2 2 (22)16882158 fa dzhc m=-=- - = 3.校核齿根弯曲疲劳强度 1 23 1 2 aa ffsf kt y y dz m ss= f (1)确定公式中各参数值 1）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim1 f s lim2 f s 查图 lim1 f s=240 mpa lim2 f s=220mpa 2）弯曲疲劳寿命系数 1 fn k 2 fn k 1 fn k=0.88 2 fn k=0.90 3)许用弯曲应力 1 f s 2 f s 取定弯曲疲劳安全系数 1.4 f s = 应力修正系数 20 st y= , 得： 1lim1 1 /240 0.88 2/1.4301.71 ffnstf kysfmpampass= 2lim2 2 /220 0.90 2/1.4282.86 ffnstf kysfmpampass= 4）齿形系数查手册得： 1 2.62 fa y= 2 2.22 fa y= 1 1.59 sa y= 2 1.77 sa y= 5) 1 11 2.62 1.59 0.0138 301.71 fasa f yy s = 2 22 2.22 1.77 0.0139 282.86 fasa f yy s = 大齿轮的数值大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 22 4 23 2 1.342 7.42 10 2.22 1.7784.62 0.5 174 ff mpampass = * 6 2 a zh+ 则：() 0 56 180 sin(1764)sin81 2 zz k p +=+= 而 * 6 264266 a zh+=+ = 等式成立，故满足邻接条件。因此，取 5 17z =， 6 64z =， 7 145z =合 理。 2按齿轮根弯曲疲劳强度设计 由公式： 3 0 2 5 2 fasaa f d y ykt m z s f （1）确定公式中各参数值 1）载荷系数 t k 初选 t k =1.5 2）太阳轮传递的转矩 a t 取载荷不均匀系数1.15 c k = （下式中 s c 为行星轮数目） 则太阳轮传递的转矩为 3 386.94 1.15222.49. 2 ac s t tkn m c = 3）太阳轮与行星轮的弯曲疲劳强度极限 lim5f s、 lim6f s 查机械设计手册图 13-1-53 得： lim5f s= lim6f s=500mpa 4）应力循环次数 () 9 5 6060 (253.4720) 2 16 300 101.34 10 axst nnnc=-=-= () 8 6 17 6060 (253.4720) 2 16 300 102.72 10 59 bxst nnnc=-=-= （其中， a n = 3 n ， x n 为滚筒的平均转速） 行星齿轮调度绞车毕业设计 20 5）弯曲疲劳寿命系数 5fn k、 6fn k 查机械设计手册得： 5fn k=0.88、 6fn k=0.9 6）计算许用弯曲应力 取弯曲疲劳安全系数1.7 f s =，应力修正系数2 st y= ，则： 55lim5 0.88 500 2 1.7517.65 ffnstff kysmpass= 66lim6 0.9 500 2 1.7529.41 ffnstff kysmpass= 7）查取齿形系数 5fa y、 6fa y和应力校正系数 5sa y、 6sa y 查机械设计手册得： 5fa y=2.97、 6fa y=2.286 5sa y=1.52、 6sa y=1.73 8）计算太阳轮和行星轮的 fasa f y y s 并加以比较 3 55 5 2.97 1.52 8.695 10 517.65 fasa f yy s - = 3 66 6 2.286 1.73 7.513 10 529.41 fasa f yy s - = 5566 56 fasafasa ff yyyy ss ，故按太阳轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。 （2）设计计算 1）试算齿轮模数 0 m 3 3 0 2 2 1.5 222490 8.695 10 0.5 17 m - 0 3.42mmm 2）计算圆周速度 v 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 21 053 3.42 17 253.47 0.771 60 100060 1000 m z n m v s pp = = 3）计算载荷系数 查机械设计手册得：1 a k = ；根据速度0.771mv s =、7 级精度，查机 械设计手册得1.03 v k =，1.26kb=，1.1ka=，则 1 1.03 1.26 1.11.428 av kk k k k b a = =。 4）校正并确定模数 m 33 0 3.421.428 1.53.36 t mmk k = =mm 取 m =4mm （3）计算齿轮传动几何尺寸 1）中心距 0 a 056 () 24(1764) 2162am zzmm=+=+= 2）两齿轮分度圆直径 5 d 、 6 d 55 66 4 1768 4 64256 dm zmm dm zmm = = = = 3）齿宽 5 b 、 6 b 5 5 0.5 6834 (5 10)40 d bdmm bbmm f = = =+= 为便于制造，降低制造成本，取 56 40bbmm=。 4）齿顶高 a h = * a h m=4mm （因为 m1,所以 * a h=1， * c=0.25） 齿根高()5425 . 1 * * =+=mchh ff mm 5）齿顶圆直径 5a d、 6a d * 5 55 (2)268876 aaa dzhmdh=+=+=+ = 行星齿轮调度绞车毕业设计 22 * 6 66 (2)22568264 aaa dzhmdh=+=+=+ = 6）齿根圆直径 5f d、 6f d * 5 55 (22)22688258 faa dzhc mdhc m=-=-=- - = * 6 6 (22)25682246 fa dzhc m=-=- - = 3校核齿面接触疲劳强度 由公式： 2 5 21 2.5 heh kt u z bdu ss + = (1) 确定公式中各参数值 1)两齿轮的接触疲劳强度极限 lim5h s、 lim6h s 按齿面硬度查机械设计手册得： lim5lim6 1500 hh mpass= 2)接触疲劳寿命系数 5hn k、 6hn k 查机械设计手册得： 5hn k =0.9， 6hn k=0.95 3)计算许用接触应力 取安全系数 h s =1.25 55lim5 0.9 1500 1.251080 hhnhh ksmpass= 66lim6 0.95 1500 1.251140 hhnhh ksmpass= 56 () 2(1080 1140) 21110 hhh mpasss = +=+= 4)材料系数 e z 查机械设计手册得：189.8 e zmpa= 5)传动比 u 6 5 64 3.76 17 z u z = = （2）校核计算 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 23 2 2 1.428 2224903.76 1 2.5 189.8989.56 40 683.76 h mpas + = = 该轴是安全的 行星齿轮调度绞车毕业设计 28 图 3.2.1 轴的力学模型及转矩、弯矩图 a)力学模型图 b）v 面力学模型图 c）v 面弯矩图 d）h 面力学模型图 e）h 面弯矩图 f）合成弯矩图 g）转矩图 h)当量弯矩图 (二)第三级太阳轮轴设计 （1）轴的材料选择 轴的材料初选为 2ocrmnti，渗碳淬火处理。 按扭转强度法进行轴的最小直径估算，取 c=97 则： 3 3 3 3 10.27 9733.32 253.47 p dcmm n = 因 为 该 轴 上 有 一 键 槽 ， 则 0 0 min (1 7)35.65ddmm=+=， 按 标 准 取 3min 40dmm= 则中间轴长为 140mm，直径为 40mm 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 29 （2）轴承和键的选择 轴上安装内齿轮后直径为 80mm. 选取深沟球轴承 6416. 初选键10 8bh= 70l =mm （3）太阳轮轴的校核 1.轴的力学模型的建立 1）轴上力的作用点位置和支点跨距的确定 支点跨距 l=102.5mm，内齿轮的作用点 c 到左支点 a 的距离 1 32.5lmm=，内齿轮的作用点 c 到右支点 b 的距离 2 32.5lmm=，右支点 b 到小齿轮作用点 d 的距离 3 37.5lmm=。 2）绘制轴的力学模型图 根据轴的受力情况见图 3.2.2a。 2.计算轴上的作用力 齿轮(4)：圆周力 2 44 3 3 22 167.82 4935.9 68 10 tt t ffn d - = 径向力 00 444 tan204935.9 tan201796.51 rrt fffn= 齿轮（5） ：圆周力 3 5 3 5 22 386.94 11380.58 68 10 t t fn d - = 径向力 00 55 tan2011380.58 tan204142.19 rt ffn= 3.计算支反力 1）垂直面支反力参看图 3.2.2b。 由绕支点 b 的 力矩和0 bv m= 得： 3 412542 () nvrr fllflfl+= 4 (1796.51 32.54142.19 37.5) 651491.47 nv fn=-=-（方向向下） 行星齿轮调度绞车毕业设计 30 由绕支点 a 的力矩和0 av m= 得： 512415123 ()() nvrr fllflflll+= + 5 1796.51 32.54142.19 102.5 657430.17 nv fn=+= 由轴上的合力0f = 得： 5445 4142.19 1796.51 1491.477430.170 rrnvnv ffff+-=+-=， 计 算 无 误。 2）水平面支反力参看图 3.2.2d。 由绕支点 b 的力矩和0 bh m= 得： 4124253 ()0 nhtt fllflfl+ + = 4 (4935.9 32.5 11380.58 37.5) 659033.67 nh fn=-+=- 由绕支点 a 的力矩和0 ah m= 得： 512351241 ()() tnht flllfllfl+=+ 5 (11380.58 102.54935.9 32.5) 6515478.35 nh fn=-= 由轴上的合力0f = 得： 4455 9033.674935.9 15478.35 11380.580 nhtnht ffff+-=-+-=， 计算 无误。 3）计算总支反力 a 点的总支反力： 2222 44 9033.671491.479209.59 ranvnh fffn=+= -+= b 点的总支反力： 2222 55 7430.1715478.3517169.35 rbnvnh fffn=+=+= 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 31 4.绘制转矩、弯矩图 1）垂直面内的弯矩图，参看图 3.2.2c c 处弯矩： 41 1491.47 32.548472.78 cvnv mfln mm= =-=- b 处弯矩：（见下页） ()() 41242 1491.4732.532.51796.51 32.5155332.13 bvnvr mfllf ln mm=+-=-+-=- 2）水平面内的弯矩图，参看图 3.2.2e c 处弯矩： 41 9033.67 32.5293594.28 chnh mfln mm= =-=- b 处弯矩： 41242 () bhnht mfllfl=+ 9033.67 654935.9 32.5=-+ 426771.8n mm=- 3）合成弯矩，按最不利情况考虑，参看图 3.2.2f c 处： 2222 48472.78293594.28297568.84 ccvch mmmn mm=+= -+= b 处： 2222 155332.13426771.8454161.03 bbvbh mmmn mm=+=+= 4）转矩图，参看图 3.2.2g 3 386940ttn mm= 5）当量弯矩图，参看图 3.2.2h 因为是单向回转轴，考虑启动停机等的影响，所以扭转切应力视为 脉动循环变应力，取折算系数0.6a= 3 0.6 386940230964tn mma = c 处：() 2 222 3 297568.84230964376684.99. cac mmtn mma=+=+= b 处：() 2 222 3 454161.032309645095516.05 . cab mmtn mma=+=+= 5.弯扭合成强度校核 由于 b 处截面弯矩最大，为危险截面，故只需校核截面 b 的强度。 截面 b 处的轴直径为： 3 1 0.1 ca m d s - ，根据选定轴的材料 2ocrmnti，渗碳淬火处理，查阅设 行星齿轮调度绞车毕业设计 32 计 手 册 可 得 1 s-=90mpa 。 故d 3 5095516.05 38.39 0.1 90 mm= 由 于 3min 40dmmd= 该轴是安全的。 图 3.2.2 轴的力学模型及转矩、弯矩图 a)力学模型图 b）v 面力学模型图 c）v 面弯矩图 d）h 面力学模型图 e）h 面弯矩图 f）合成弯矩图 g）转矩图 h)当量弯矩图 4.2.5 轴承寿命校核 1）中间轴上的滚动轴承 轴承寿命校核可由式 16667 t h p f c l nf p e = 进行校核。查设计手册可得深 职业技术学院毕业综合训练报告（论文） 33 沟球轴承 6412 109000 r cn=。温度系数1 t f = ，1.1 p f =，3e=。由于轴承 主要承受径向载荷的作用，所以 r pf=。 因为3971.23 ra fn= 7450.71 rb fn= ra f 轴承具有足够寿命。 2）太阳轮轴上的滚动轴承 轴承寿命校核可由式 16667 t h p f c l nf p e = 进行校核。 为使轴承寿命增加， 轴承采用真空脱气冶炼方法， 其 cr 值可提高 30%， 即 c=cr（1+30%）