机械毕业设计（论文）-P-90B型耙斗式装载机设计【全套图纸】.doc

第64页1 前 言全套图纸，加153893706一绞车的简介P-90B型耙斗式装载机的绞车是采用行星轮传动的双滚筒绞车，它由电动机、减速器、带式制动闸、空程滚筒、工作滚筒、辅助闸和绞车架等部分组成。闸带式双卷筒绞车的一个卷筒用来缠绕工作钢丝绳（称工作滚筒），另一个卷筒则用来缠绕回程钢丝绳（称空程滚筒）。当启动电动机之后，可经减速器带动绞车主轴旋转，此时两个卷筒不动。若需耙斗开始耙取岩石工作时，司机操作控制手柄将工作滚筒一侧的带式制动闸闸紧，通过行星轮结构，其工作滚筒随主轴旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于工作状态。这时空程滚筒是处于浮动状态若使耙斗返回到耙岩石位置时，司机松开控制工作滚筒一侧的带式制动闸手柄，而将空程滚筒一侧的带式制动闸闸紧通过相应的行星轮结构，空程滚筒则随主轴的旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于回程状态。这时工作滚筒处于浮动状态。制动闸除控制卷筒旋转缠绕钢丝绳使耙斗往返工作外，还可控制耙斗的运行速度。利用闸带与内齿圈闸轮之间摩擦打滑的特性，闸紧一 些速度就快一些，相反就慢一些。两个辅助闸用来对工作滚筒和空程滚筒进行轻微制动，以防止卷筒处于浮动状态时，缠在卷筒上的钢丝绳松圈而造成乱绳和压绳的现象。1.主轴部件绞车的主轴部件主要由工作滚筒和空程滚筒、内齿圈、行星轮架、绞车架、行星轮、中心轮、主轴和轴承等部分组成。绞车主轴穿过两个卷筒的内孔，并用花键固定着两个中心轮。工作滚筒和空程滚筒用键联接在相应的行星轮架上，同时支承在相应的 滚动轴承上。内齿圈的外缘就是带式制动闸的制动轮，这两个内齿圈也支承在相应的轴承上。整个绞车通过绞车固定在机器的台车上。主轴的安装方式很特殊，它没有任何轴承支承，呈浮动状态。这种浮动结构能自动调节三个行星轮上的负荷趋于均匀，使主轴不受径向力，只承受扭距。主轴左端与减速器伸出轴上大齿轮的花键连接，实现传递扭距。2.带式制动闸带式制动闸主要由钢带、钢丝石棉带、摇杆、和拉杆等部分组成闸带。石棉带磨损后可更换。闸带呈半圆形对称布置，两条闸带用圆柱销与绞车机架连接。当操纵机构使摇杆顺时针转动时，则摇杆时右闸带闸紧内齿圈外缘；同时，由于拉杆随摇杆向右移动使左闸带也闸紧内齿圈外缘，从而实现内齿圈的制动。反之，当操纵机构使摇杆逆时针转动时，摇杆使右闸带离开内齿圈外缘，同时拉杆随摇杆向左移动使左闸带也离开内齿圈外缘，即左右闸带几乎同时向外张开，从而实现内齿圈的松闸。为防止闸带松开距离过大，缩短制动时间，在闸带外缘上铆有凸肩。当该凸肩碰到固定在绞车架上的挡板后，闸带便停止向外张开，使闸带内表面与内齿圈外缘之间保持一定的工作间隙。该间隙的大小可用调节螺钉进行调节。两套带式制动闸可借助相应的杠杆操纵机构进行操作。操作机构操作机构主要由空程滚筒操纵手柄、工作滚筒操纵手柄、拉杆、短杆、长杆和连杆等部分组成。这是两套组装在一起的 杠杆操纵机构。空程滚筒操纵手柄和工作滚筒操纵手柄向右推时，通过相应的长杆或使拉杆向下移，因拉杆是与制动闸中的摇杆连接，所以摇杆被带动按顺时针转动，则对相应的内齿圈进行制动；反之操纵手柄向左拉时，通过相应的长杆使拉杆向上移，则对相应的内齿圈就进行松闸。3.辅助闸辅助闸主要是由铜丝石棉带、闸瓦、接头、支座、弹簧、活塞、把手和把座等部分组成。绞车工作时，只有一个滚筒缠绕钢丝绳处于工作状态；另一个滚筒却响应的处于浮动状态，随着耙斗的移动松开钢丝绳。这样，当耙斗停止工作时，由于浮动滚筒的惯性，会使该滚筒继续转动而放出部分钢丝绳，使堆积在滚筒的出绳口处引起乱甚事故，使钢丝绳很容易损坏。为此，在两个滚筒的轮缘上各安装一个辅助闸，其作用就是以一定的制动力抵消浮动滚筒的惯性力矩，一般情况下这个辅助闸始终闸紧滚筒轮缘，使滚筒旋转始终具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止运动时及时克服惯性力矩而使浮动滚筒停止放绳。辅助闸的力矩一 般是较小的，不致影响卷筒的正常转动。若摩擦阻力矩过大，则会增加绞车无用功率的消耗，降低机械效率。辅助闸的支座用螺钉固定在绞车架上。把座和支座之间为螺纹配合。带偏心的手把安装在把座上。当顺时针转动手把时，手把上的偏心盘推压活塞向左移动，压缩弹簧，使接头推动闸带作用在卷筒轮缘上，产生一定摩擦阻力矩，抵消卷筒的惯性力矩。正常情况下，辅助闸手把就被调整在一定的位置不动，使卷筒轮缘上始终具有一定的摩擦阻力矩。只有当人工拖拉钢丝绳的情况下，为了减轻人力，才将手把逆时针转动，使弹簧松开，此时闸带只以很小的力贴在卷筒轮缘上。闸带中的铜丝石棉带磨损后可更换。4.传动系统绞车的传动系统如图所示。电动机启动后，经减速器内齿轮，使绞车主轴转动。主轴上用花键固定着两个中心轮和，分别与三个行星齿轮和啮合，并与相应的内齿圈和组成两套行星齿轮传动机构，传动工作滚筒和空程滚筒，当耙斗装载机工作时，需扳动操纵手把使带式制动闸闸紧内齿圈，三个行星齿轮的行星轮架则被带动着与中心齿轮同向旋转。因工作卷筒用键固定在行星轮架上，故工作卷筒也就随着行星轮架同时旋转，使工作钢丝绳不断地缠绕到该卷筒上，牵引耙斗耙取岩石进入溜槽，实现耙斗的工作过程。与此同时，由于耙斗的移动，拉着返回钢丝绳从空程滚筒上放松下来，所以空程滚筒与工作滚筒按相反的方向旋转。由于空程滚筒也用键与相应的行星轮架固定，故此行星轮架也就随着空程滚筒转动。由于内齿圈未被闸紧，而中心齿轮始终随主轴一起转动，所以通过行星齿轮带动内齿圈随空程滚筒同向转动。同理，当带式制动闸闸紧内齿圈而松开内齿圈时，返回钢丝绳不断地缠绕到空程滚筒上，工作钢丝绳则由工作卷筒上放松下来，使耙斗实现返回行程。必须注意两个内齿圈只能一个闸紧另一个松开，不能同时闸紧，否则将引起耙斗跳动，甚至拉断钢丝绳，造成人身和设备事故。当两个带式制动闸同时松开相应的内齿圈时，两个卷筒都不旋转，使耙斗处于原来位置不动，这如同停止电动机运转一样。由此可见，采用这种绞车可防止电动机频繁起动，耙斗运动换向容易实现，对保护电气设备有利。由于耙斗工作行程的阻力远大于返回行程的阻力，可使空程滚筒的工作转速比工作滚筒的工作转速快一些，以减少返回所需的时间，因此相应的行星轮传动比是不一样的。二耙斗装载机的工作原理耙斗装载机工作时，耙斗借自重插入岩石堆，然后启动绞车电动机，使绞车主轴旋转；再扳动操纵手把，使工作滚筒旋转，则工作钢丝绳不断地缠到工作滚筒上，于是牵引耙斗沿底板移动并将岩石耙入进料槽，经中间槽直到卸料槽的卸料口处，从卸料口把岩石卸入矿车里，与此同时，空程滚筒处于浮动状态，使空程钢丝绳可顺利地由空程滚筒放松下来。当工作过程结束后，需松开工作操纵手把，要扳动空程操纵手把，这时空程滚筒则与绞车主轴旋转，返回钢丝绳就不断地缠到空程滚筒上，于是将耙斗拉回岩石堆，完成一个循环，重新开始耙装。由耙装到卸载的过程可看出，耙斗装载机是间断地装载岩石的。2 总体设计2.1设计总则1 煤矿生产，安全第一。2 面向生产，力求实效，以满足用户最大的实际需求。3 贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。4 技术比较先进，并要求多用途。2.2 已知条件耙斗容积：0.9 m3技术生产率：95140m3/h2.3 电动机的选型2.3.1主绳牵引力F 空耙斗返回行程的运行阻力为 = =9.2kN耙斗装满物料后的运行阻力为= =27.2kN式中 -耙斗质量; -装在耙斗内的物料质量; -巷道倾角, sin项在向上牵引时取”+”,向下牵引时取”-”; -耙斗对巷道底版的摩擦系数,可取0.40.6; -装在耙斗内的物料对巷道底板的摩擦系数,可取0.60.8; -综合考虑钢丝绳在巷道底板,溜槽及导向滑轮上的摩擦阻力和耙斗扒取物料的阻力系数,可取1.41.5;2.3.2一次行程所用的时间t 式中 -满载工作时所用的时间; -空载回程时所用的时间; -间隔时间; 主绳牵引速度的范围0.971.23m/s 取=1.2 m/s 尾绳牵引速度的范围1.341.8 m/s 取=1.72 m/s 耙斗工作距离的范围615 m 取=8 m =8/1.2+8/1.72+10=21.3s 2.3.3生产率的计算 式中 耙斗容积；m3 耙斗装满系数，取0.60.9 从料堆至卸料口的距离。一般取820 m 、耙斗往返运行速度，m/s 、耙斗往返停歇时间，取515s =121.7 m3/h2.3.4电动机选型滚筒的工作功率为=27.21.2=32.6kw电动机的输出功率为=32.6/0.86=37.95kw选用YBB45型号的电动机功率（kw）型号电流（A）（660/1140V时）额定转速（r/min）重量（kg）45YBB4547.2/27.31480430其外形尺寸轴的直径为mm2.4 牵引钢丝绳直径的确定根据下面公式选取钢丝绳直径式中 -钢丝绳单位重力 N/m -钢丝绳的工作阻力 N -钢丝绳公称抗拉强度 N/mm2 -钢丝绳安全系数 -钢丝绳的工作长度 m -巷道倾角 -钢丝绳与进料槽的摩擦系数钢丝绳的工作阻力为=27200N根据工况条件选用股钢丝绳，抗拉强度=1550 N/mm2钢丝绳长度=20m（工作滚筒）=38m（空程滚筒）巷道倾角钢丝绳与进料槽的摩擦系数=0.4安全系数取=7则 =11.23N/m选取钢丝绳单位重力为11.5 N/mm2，钢丝绳的直径为17mm，钢丝绳的破拉断力总和为19800N校核钢丝绳的安全实际安全系数 = 符合规定2.5 传动比的分配及行星轮齿数的确定2.5.1计算总传动比及分配 1钢丝绳直径为17mm 2根据规定 =1620式中 -卷筒内径 mm -钢丝绳直径 mm 则 =（1620）=（272340）mm 取 =330mm = 3滚筒转速 工作滚筒转速 m/s 空程滚筒转速 m/s 4总传动比 工作滚筒传动比 空程滚筒传动比 5传动比的分配 初定减速器的传动比=4.56 工作滚筒行星轮的传动比为 空程滚筒行星轮的传动比为 2.5.2 行星轮数目和齿数的确定 行星轮数目的确定 行星轮越多，传动的承载能力越高，但行星轮数目的增加使各行星轮受力不均匀，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而通常采用34个行星轮。由=4.64查表得=3 齿数的确定 工作滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为=80 则 校核装配条件 符合要求。 空程滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为=79 则 校核装配条件 符合要求。2.6卷筒直径的确定1前面已知卷筒内径 =330mm2确定卷筒的宽度 初选每层缠绕圈数 mm 式中 -钢丝绳排列不均匀系数。 =0.9 -钢丝绳直径 mm。 初选钢丝绳缠绕层数 验算卷筒容绳量 = =67.5m 3确定卷筒直径 钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径 =mm 钢丝绳在卷筒上的最大缠绕直径 = = =529mm 式中 -钢丝绳每层降低系数 =0.9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径 =mm 卷筒是结构外径 =mm3 减速器的设计3.1 传动装置的运动和动力参数的确定3.1.1.减速器传动比：要求高低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近且，其中为前级传动比，为后级总传动比。由式 = = =1.907 2.089 取= 2 则 = 2.283.1.2.减速器各轴转速： = 1480 = = 1480/2 = 740 r/min = = 740/2.28=324.56 r/min = r/min式中 电机输出转速； 高速轴转速；过渡轴转速； 低速轴转速。3.1.3.减速器各轴实际功率： = 38kw = = 38 0.98 0.98 = 36.5 kw = = 36.5 0.98 0.98 = 34.35 kw = = 34.35 0.98 = 33.7 kw式中 电机输出功率；高速轴功率；过渡轴功率； 低速轴功率； 齿轮传动效率； 滚子轴承传动效率。3.1.4.减速器各轴输出转矩：N.m N.m N.m N.m3.1.5.行星轮的动力参数行星轮总效率为0.98则中心轮处的功率为kw中心轮转距 N.m3.2 高速级传动装置的运动和动力参数计算1.选择齿轮的材料查表8-17 小齿轮选用45调质 大齿轮选用45正火 2.按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =5.710.1估取圆周速度=10m/s,参考表8-14,表8-15选取小轮分度圆直径，由式（8-77）得齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.45小齿轮齿数 在推荐值2040中选 =30大齿轮齿数 = 齿数比 =2 传动比误差=（2-2）/2=0误差在范围内，故合适 小齿轮转距 由式（8-53）得=245.2N.m 载荷系数 由式（8-54）得= 使用系数 查表8-29 取=1 动载荷系数 查图8-57得初值=1.24 齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.2 齿间载荷分布系数 其初值在推荐值（）中初选= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.7查表8-21,得=1.4则载荷系数的初值 =2.08弹性系数 查表8-22得=189.8节点影响系数 查图8-64（）得=2.44重合度系数 查图8-65得=0.78螺旋角系数 得=0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69得 =570N/mm2 =460 N/mm2应力循环次数由式（8-70）得= = =则查图8-72得 接触强度的寿命系数、（不允许有点接触）得 =1硬化系数 查图8-71及说明得=1接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的设计初值为mm法面模数 =查表8-3取=5中心距=mm圆整取=231mm分度圆螺旋角 =小轮分度圆直径的计mm圆周速度 = m/s与估取的=10m/s很接近，对的取值影响不大，不必修正取=1.24齿间载荷分配系数 = = =1.67 = =0.98 =1.67+0.98=2.7查表8-21得=1.4载荷系数=2.08小轮分度圆直径mm取=154mm大齿轮的分度圆直径 =mm齿宽 mm大轮齿宽 =65mm小轮齿宽 =+（510）=65+（510）=7075mm取=70mm3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） 齿形系数 = =查图8-67得 小轮=2.48，大轮=2.27 应力修正系数 小轮=1.64 大轮=1.74 重合度系数 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.68 螺旋角系数 由式（8-78）中的说明得 = 许用弯曲应力 由式（8-71）得 = 弯曲疲劳极限 查图8-72得 =460 N/mm2 =390 N/mm2 弯曲寿命系数 查图8-73得 =1 尺寸系数 查图8-74得 =1 安全系数 查表8-27得 =1.6 则 = N/mm2 = N/mm2 故 =45.24 N/mm24.齿轮其他尺寸名称代号计算公式小齿轮大齿轮基本参数法向模数=5齿数3060法向压力角齿顶高隙数=1顶隙系数=0.25螺旋角=几何尺寸分度圆直径154308齿顶高=5齿根高=6.25齿全高=11.25齿顶圆直径164318齿根圆直径141.5295.5基圆直径144.7289.4端面压力角20啮合尺 寸中心距2313.3 低速级传动装置的运动和动力参数计算1.选择齿轮的材料查表8-17 小齿轮选用45调质 大齿轮选用45正火 惰轮选用45正火 2.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =3.55.97m/s估取圆周速度=5.6m/s,参考表8-14,表8-15选取小轮分度圆直径，由式（8-77）得齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.8小齿轮齿数 在推荐值2040中选 =20，=38大齿轮齿数 齿数比 =2.28 传动比误差 =（2.28-2.28）/2.28=0误差在范围内，故合适 小齿轮转距 由式（8-53）得=471N.m 载荷系数 由式（8-54）得= 使用系数 查表8-29 取=1 动载荷系数 查图8-57得初值=1.21 齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.2 齿间载荷分布系数 其初值在推荐值（）中初选= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.77查表8-21,得=1.4则载荷系数的初值 =2.0弹性系数 查表8-22得=189.8节点影响系数 查图8-64（）得=2.44重合度系数 查图8-65得=0.78螺旋角系数 得=0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69得 =570 N/mm2 =460 N/mm2应力循环次数由式（8-70）得 = = =则查图8-72得 接触强度的寿命系数、（不允许有点接触）得 =1硬化系数 查图8-71及说明得=1接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的设计初值为mm法面模数 =查表8-3取=7中心距 = mm圆整取=209mm = mm圆整取=302mm分度圆螺旋角 = =小轮分度圆直径的计算值圆周速度 = m/s与估取的=5.6m/s很接近，对的取值影响不大，不必修正取=1.21齿间载荷分配系数 = = =1.6 = =1.17 =1.67+1.17=2.77查表8-21得=1.4载荷系数=2.08小轮分度圆直径mm取=143mm大齿轮的分度圆直径 =mm惰轮的分度圆直径 =mm齿宽 mm惰轮齿宽 =114mm小轮齿宽 =+（510）=114+（510）=119124mm取=120mm大轮齿宽 =120mm 3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） 齿形系数 = = =查图8-67得 小轮=2.8，大轮=2.33惰轮=2.39 应力修正系数 查图8-68得 小轮=1.56 大轮=1.7 惰轮=1.67 重合度系数 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.6=0.72 螺旋角系数 由式（8-78）中的说明得 = 许用弯曲应力 由式（8-71）得 = 弯曲疲劳极限 查图8-72得 =460 N/mm2 =390 N/mm2 =390 N/mm2 弯曲寿命系数 查图8-73得 =1 尺寸系数 查图8-74得 =1 安全系数 查表8-27得 =1.6 则 = N/mm2 = N/mm2 = N/mm2 故 =39.81 N/mm2 =42.23 N/mm24.齿轮的其他尺寸名称代号计算公式小齿轮惰轮大齿轮基本参数法向模数=7齿数203846法向压力角齿顶高隙数=1顶隙系数=0.25螺旋角=几何尺寸分度圆直径143273330齿顶高=7齿根高=8.75齿全高=15.75齿顶圆直径157287347齿根圆直径125.5255.5312.5基圆直径134.4256.5310.1端面压力角20啮合尺 寸中心距2093024 轴的设计4.1 轴的确定与校核4.1.1.求轴上的转矩N.mm4.1.2.求作用在齿轮上的力轴上齿轮的分度圆直径为 mm mm圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图所示圆周力N N径向力 N N轴向力 N N4.1.3.确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。按式4-2初估轴的最小直径，查表4-2，取A=115可得 mm4.1.4.轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案装配方案如图所示按轴向定位要求确定各轴段直径核长度轴段1 该轴段安装滚动轴承。考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆柱滚子轴承。取轴段直径为=60mm，选用30212型圆锥滚子轴承，尺寸为=。取齿轮距箱体内壁的距离为=13mm，考虑倒箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离=2mm，则该轴段的长度为=mm轴段2 该轴段安装齿轮。齿轮左端采用轴环定位，右端采用套筒定位。取轴段直径为=70mm。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段的长度应略短于齿轮毂孔宽度，取=62mm轴段3 取齿轮左端轴肩高度mm，则轴环的直径=80mm。查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则将轴环分为两个轴段。轴段长度为=16mm。轴段4 该轴段安装齿轮。齿轮左端采用轴环定位，右端采用套筒定位。取轴段直径为=70mm。已知齿轮轮毂宽度为120mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段的长度应略短于齿轮毂孔宽度，取=117mm 。轴段5 该轴段安装滚动轴承。考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆柱滚子轴承。取轴段直径为=60mm，选用30212型圆锥滚子轴承，尺寸为=。取齿轮距箱体内壁的距离为=16mm，考虑倒箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁有一段距离=3mm，则该轴段的长度为=mm4.1.5.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用型普通平键联接，平键的尺寸为=为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是采用过渡配合保证的，因此轴段的直径尺寸公差取为6。4.1.6.确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角为mm，轴端倒角取。4.1.7.轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从手册中查取轴承30212型圆锥滚子轴承的宽度为22mm，因此轴的支承跨距为mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，两齿轮中心截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。这两截面处的、及的数值如下。求支反力水平面 由上面两式得=-5232.5N N垂直面 N.mm N.mm由上面式子得 N N弯矩和水平面 N.mm N.mm垂直面 N.mm N.mm合成弯矩 N.mm N.mm扭矩 N.mm当量弯矩 N.mm N.mm4.1.8.校核轴的强度轴的材料为45钢调质。由表4-1查得N/mm2，则即 N/mm2，取 N/mm2，轴的计算应力为 4.2轴承的选择与校核4.2.1.求轴上的转矩N.mm4.2.2.求作用在齿轮上的力 选取的是圆锥滚子轴承30212型轴上齿轮的分度圆直径为 mm圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图所示圆周力N径向力 N轴向力 N4.2.3求支反力水平面 由上面两式得=4991.4 垂直面 N/mm由上面式子得 N N合成支反力 N N4.2.4轴承的派生轴向力 为接触角 N N4.2.5轴承所受的轴向载荷因 N = N=1596.9 N4.2.6轴承的当量载荷因 N因 N4.2.7轴承寿命因,故应按计算式中 轴的转速 m/s 温度系数 载荷系数 轴向当量载荷 基本额定载荷代入 =43905.5h （合格）4.3花键的选择与校核矩形花键的齿数通常为偶数，设计时，按联接处的轴径从标准中选取相应的规格：，选取。计算时，假设载荷沿键的工作长度均匀分布，各齿面上压力的合力作用在平均直径处，为了考虑花键各齿间实际载荷分配不均匀的影响，计入系数，则当花键传递工作转距时，静联接挤压强度条件条件分别为式中 载荷分配不均匀系数，一般取=0.70.8； 花键齿工作高度， = c为倒角尺寸； 花键的平均直径，； 许用挤压应力，取=150 N/mm2 齿数N.m代入得 = N/mm2 符合要求5 行星轮的设计5.1工作滚筒行星机构设计5.1.1齿轮材料、热处理工艺及制造的确定:太阳轮和行星轮的材料20CrMnTi,表面渗碳淬火处理,表面硬度为5862HRC,齿面接触= 1200MPa,试验齿轮齿根弯曲疲劳极限:太阳轮:= 400MPa行星轮:= 400 0.7 = 280 MPa齿形为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为6级。内齿圈材料为42CrMo,调质处理,硬度为262302HBS,试验齿轮的接触疲劳极限: =750MPa,试验齿轮的弯曲疲劳极限: =280MPa,齿形的最终加工为插齿,精度为7级。5.1.2齿轮几何尺寸确定:1.齿轮模数和中心距:按齿面接触强度初算太阳轮(小齿轮)分度圆直径:式中: u齿数比 u =29/22算式系数,对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动 取768;斜齿轮传动取720；对于钢对非钢配对的齿轮副，应对上述的算式系数进行修正。使用系数为1.5;载荷不均匀系数；综合系数为(1.82.4);齿宽系数,取0.5试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm2啮合齿轮副中,小齿轮的名义转距,N/m; N/m式中“”正号用于外啮合，负号用于内啮合。代入 = 124 mm模数圆整取mm则 =mm2、齿轮几何尺寸计算计算项目及计算公式为:分度圆直径: d=; 基圆直径: =; 齿顶圆直径: =； 齿根圆直径: =齿顶高系数:太阳轮、行星轮: =1.0;内齿圈: =0.8顶隙系数: =0.25分度圆压力角a=20。将已知数据代入以上各公式,可得:太阳轮: = 622 = 132mm = 132+261 = 144mm = 132-2(1+0.25)6 = 117mm = 132cos20= 124mm行星轮: = 629 = 174mm = 174+261 = 186mm = 174-26(1+0.25) = 159mm = 174cos20= 163.5mm 内齿圈: = 680 = 480mm = 480-260.8 = 467.2mm = 480+26(0.8+0.25) = 492.6mm = 480cos20= 451mm齿宽: = = 66mm圆整 = =66mm = =66mm5.1.3啮合要素验算:1.ac传动端面重合度计算齿顶圆齿形曲率半径的计算:计算公式为: 太阳轮: mm 行星轮: mm端面啮合长度的计算: 计算公式为: =其中“”中,“”用于外啮合, “”用于内啮合。则 =36.6+(43.12-153sin20) =27.42mm端面重合度的计算:= () = =1.552.bc传动端面重合度计算齿顶圆齿形曲率半径:行星轮: mm内齿圈: mm端面啮合长度的计算:=-(-asin) =43.12-(66.85-153sin20) =28.57mm端面重合度的计算:= () = =1.65.1.4确定传动载荷名义转距: T=1327.61.15/3=508.9Nm名义圆周力: =8850.4N5.1.5应力循环次数=60t 式中 太阳轮相对于行星架的转速 r/min; t 寿命周期内要求传动的总运转时间;在此取齿轮寿命为5年,每年工作300天，每天工作24小时,则: t = 530024=36000h太阳轮转速: =269.4 r/min行星架转速: =269.4/4.56=59.079 r/min则: =-=269.4-59.079=210.32 r/min综合以上数据可得:=60210.32336000=1.36次。5.1.6确定强度计算中用到的各种系数使用系数考虑由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响系数。它与原动机和工作机的特性及运行状态等因素有关。取=1.75动负荷系数考虑齿轮制造精度、运转速度对齿轮内部附加动载荷影响的系数。的精确值按的一般方法确定。在行星齿轮传动中,小齿轮相对转臂的节点线速度可按下式计算=式中小齿轮的节圆直径, mm; 小齿轮的转速, r/min;转臂的转速, r/min。代入数据得=m/s参考文献9图6-6, 取=1.03齿向载荷分布系数该系数主要与齿轮加工误差、箱体轴孔偏差、啮合刚度、大小轮轴的平行度、跑合情况、齿宽系数和行星轮数目等有关。对于轮齿修形后使其接触情况良好的齿轮副；或经过仔细跑合后使载荷沿齿向均匀分布，则可取=1。在无法实现时，对于中等或较重载荷工况,对调质齿轮的值按下式计算:=1.11+0.18 =1.11+0.18=1.15=1.12齿间载荷分配系数、齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数。它与轮齿制造误差、受载后轮齿变形、齿廓修形、重合度合跑合效果等因素有关。可采用实测和精确分析求得。由=234.7N/mm,精度为6级,硬齿面直齿,由4表6-9查得: =1.1行星轮间载荷分配不均匀系数考虑在各个行星轮间载荷分配不均匀对齿面接触应力影响的系数。它与转臂和齿轮及箱体等的制造和安装误差、受载荷后构件的变形及齿轮传动的结构等因素有关。=节点区域系数考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响，并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。值可按下式计算，即式中 端面节圆啮合角; 端面压力角, =20, 则: 弹性系数考虑材料弹性模量和泊松比对接触应力影响的系数。值可按下列公式计算，即对于常用的齿轮材料组合的经表6-10查得:=189.8(钢钢)载荷作用齿顶时的齿形系数根据=22和=0,由图8-53查得: =2.74=29和=0，由图8-67查得: =2.58载荷作用齿顶时的应力修正系数根据=22查图8-68得： =1.57=29查图8-68得： =1.61重合度系数、=0.893=0.25+=0.25+=0.72 螺旋角系数、5.1.7安全校核1.齿数比: u = =29/22=1.3182.计算接触应力的基本值= =2.37189.80.8931 =536.9 MPa= =2.37189.80.8931 =467.7 MPa3.接触应力= =536.9 =810.7 MPa= =467.7 =706.2 MPa4.弯曲应力基本值= = =69.22 MPa= = =66.84 MPa5.齿根弯曲应力= = =153.7 MPa= = =148.4 MPa6.确定计算许用接触应力时的各种系数寿命系数 =1.0润滑系数 =1.04速度系数 圆周速度 =1.45 m/s= 1200MPa查得=0.96粗糙度系数 因= 1200MPa ，齿面m取=0.94工作硬化系数 因小齿轮齿面微观不平度m6m齿轮硬度为5862HRC 小于130 HRC 则取=1.2尺寸系数 =1.0670.0109=7.5320.0763取=0.987.许用接触应力 =1324.4 MPa8.接触强度安全系数=1.63 =1.5 （通过）=1.88 =1.5 （通过）9.确定计算许用弯曲应力时的各种系数试验齿轮的应力修正系数 =2.0寿命系数 =1.36=0.84 =0.84相对齿根圆角敏感系数 太阳轮 =1.57 =0.9