无极绳绞车设计说明书

1、中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页目目 录录1 1 绪论绪论 .11.1 引言.11.2 概述.22 2 总体设计总体设计 .32.1 设计总则.32.2 主要设计参数.32.3 牵引钢丝绳及卷筒的选择计算.32.3.1 钢丝绳的选择.32.3.2 卷筒参数的确定.32.4 传动系统的确定、运动学计算及电动机选择.42.4.1 传动系统的确定.42.4.2 计算传动效率.42.4.3 选择电动机型号.42.4.4 总传动比及各级传动比分配.63 3 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 .83.1 高速级计算.83.1.1 配齿计算.83.1.2 初步计算齿轮的主要参数.93

2、.1.3 啮合参数计算.103.1.4 几何尺寸计算.103.1.5 装配条件的验算.113.1.6 传动效率的计算.123.1.7 齿轮强度验算.123.1.8 配齿计算.183.1.9 初步计算齿轮的主要参数.193.1.10 啮合参数计算.203.1.11 几何尺寸计算.203.1.12 装配条件的验算.213.1.13传动效率的计算22如需要图纸等资料，联系QQ1961660126研究成果的严肃态度以及向读者提供有关信息的出处，正文之后一般应列出参考文献表引文应以原中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页始文献和第一手资料为原则。所有引用别人的观点或文字，无论曾否发表，无论

3、是纸质或电子版，都必须注明出处或加以注释。凡转引文献资料，应如实说明。对已有学术成果的介绍、评论、引用和注释，应力求客观、公允、准确。伪注、伪造、篡改文献和数据等，均属学术不端行为致谢一项科研成果或技术创新,往往不是独自一人可以完成的,还需要各方面的人力,财力,物力的支持和帮助.因此,在许多论文的末尾都列有致谢1) 著录参考文献可以反映论文作者的科学态度和论文具有真实、广泛的科学依据，也反映出该论文的起点和深度。2) 著录参考文献能方便地把论文作者的成果与前人的成果区别开来。3) 著录参考文献能起索引作用。4) 著录参考文献有利于节省论文篇幅。01 Brown, H. D. Teaching

4、by Principles: An Interactive Approach to Language PedagogyM. Prentice Hall Regents, 1994.02 Brown, J Set al. Situated Cognition and the Culture of LearningJ. Educational Reasercher, 1, 1989.03 Chris, Dede. The Evolution of Constructivist Learning Envi-ronments: Immersion in Distributed Virtual Worl

5、dsJ. Ed-ucational Technology, Sept-Oct, 1995.学位申请者如果能通过规定的课程考试，而论文的审查和答辩合格，那么就给予学位。如果说学位申请者的课程考试通过了，但论文在答辩时被评为不合格，那么就不会授予他学位。有资格申请学位并为申请学位所写的那篇毕业论文就称为学位论文，学士学位论文。学士学位论文既如需要图纸等资料，联系QQ1961660126是学位论文又是毕业论文中华人民共和国国家标准 VDC 001.81、CB 7713-87号文件给学术论文的定义为：学术论文是某一学术课题在实验性、理论性或观测性上具有新的科学研究成果或创新见解的知识和科现象、制定新理

6、论的一种手段，旧的科学理论就必然会不断地为新理论推翻。 ” （斯蒂芬梅森）因此，没有创造性，学术论文就没有科学价值。三、三、创造性学术论文在形式上是属于议论文的，但它与一般议论文不同，它必须是有自己的理论系统的，不能只是材料的罗列，应对大量的事实、材料进行分析、研究，使感性认识上升到理性认识。一般来说，学术论文具有论证色彩，或具有论辩色彩。论文的内容必须符合历史唯物主义和唯物辩证法，符合“实事求是” 、 “有的放矢” 、 “既分析又综合” 的科学研究方法。一般普通刊物（省级、国家级）审核时间为一周，高质量的杂志，审核时间为14-20天。核心期刊审核时间一般为4个月，须经过初审、复审、终审三道程

7、序。3.期刊的级别问题。国家没有对期刊进行级别划分。但各单位一般根据期刊的主管单位的级别来对期刊划为省级期刊和国家级期刊。省级期刊主管单位是省级单位。国家级期刊主管单位是国家部门或直属部门。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页如需要图纸等资料，联系 QQ19616601263.1.14 齿轮强度验算.223.2 低速级计算.273.2.1 配齿计算.273.2.2 初步计算齿轮的主要参数.293.2.3 啮合参数计算.293.2.4 几何尺寸计算.303.2.5 装配条件的验算.313.2.6 传动效率的计算.323.2.7 齿轮强度验算.324 4 轴的设计计算轴的设计计算

8、.384.1 高速轴设计计算.384.1.1 计算作用在齿轮上的力.384.1.2 初步估算轴的直径.384.1.3 轴的结构设计.394.2 低速轴设计计算.424.2.1 计算作用在齿轮上的力.424.2.2 初步估算轴的直径.424.2.3 轴的结构设计.434.2.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图.4342.5 按弯扭合成强度校核轴的强度.464.3 行星轮轴的设计计算.464.3.1 计算作用在齿轮上的力.464.3.2 初步估算轴的直径.474.3.3 轴的结构设计.474.3.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图.485 5 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算 .585.1 行星轮轴承.5

9、85.1.1 第一组.585.1.2 第二组.595.1.3 第三组.605.2 其它轴承.606 6 键的选择和计算键的选择和计算 .626.1 高速轴.62中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页6.2 低速轴.627 7 液压系统设计液压系统设计 .647.1 液压系统方案设计.647.1.1 确定回路方式.647.1.2 选用液压油液.647.1.3 初定系统压力.647.1.4 选择执行元件.647.1.5 确定液压泵类型.657.1.6 选择换向回路.657.1.7 绘制液压系统原理图.657.2 液压泵的选择.667.2.1 液压泵的选择.667.2.2 电动机的功率

10、计算.677.2.3 电动机的安装形式.677.3 液压控制元件和装置的选择.687.3.1 液压元件的选取.687.3.2 液压辅助元件选择与设计.697.3.3 油箱的设计和计算.717.3.4 液压泵组的连接和安装方式.747.4 阀块的设计.757.4.1 设计阀块时应注意以下几点.757.4.2 液压阀块的结构.757.4.3 液压阀块设计.767.5 液压系统的调试.787.6 液压系统的合理使用.797.7 液压系统的电气控制.817.8 PLC 设计.818 8 绞车使用说明绞车使用说明 .828.1 绞车装配注意事项.828.2 试运转.828.2.1 空负荷试运转.828.

11、2.2 负荷试运转.828.3 绞车的检修.828.3.1 小修.828.3.2 中修.828.3.3 大修.839 9 小结小结 .84中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页参考文献参考文献 .85致致 谢谢 .97摘 要 无极绳运输绞车是一种新型的矿山辅助运输设备。其主要适用于煤矿中大型综采设备的搬迁，也可用于工作面的回柱放顶、大吨位的物料运输和矿车调度。该绞车的设计对于完善无极绳系列绞车起着重要的基础作用。JWB-50 型运输绞车主要由电动机、联轴器、变速器、卷筒、液压式电动制动闸、手动制动闸和控制开关支架等组成。本毕业设计的重点是减速器的设计，该传动系统采用了三级行星齿轮

12、传动，形成封闭的传动路线，传动原理简单、可靠、高效。它采用双闸制动，一个为安全制动，一个为工作制动，更加安全有效，实现了大吨位、软启动、可制动的特点。JWB-50 型运输绞车具有良好的防爆性能和制动性能，容绳量大、适用条件强、使用寿命长、传动效率高等特点。该绞车结构紧凑，外形尺寸小，能够整机下井；结构为近似对称布置，外形美观，成长条形，底座呈雪橇状；绞车重心低，底座刚性好，可安装地锚，运转平稳，安全可靠，安装方便。关键词关键词：运输绞车；无极绳牵引； 软启动； 制动；设计 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 6 页ABSTRACTEndless-rope transportation

13、 winch is a new kind of mining auxiliary conveying equipment. The serial winch products are suitable to move coal mining equipments in compositive excavating working place. And they could be also used to release upper plate and withdraw the props in the working place ,convey large-tonnage bulk mater

14、ial and schedule mining carts . The design of that winch includes to the perfect endless-rope series winch important foundation function. JWB-50 endless-rope transportation winch is made up of motor, couple, reel, gearbox, electro-hydraulic-brake, manual brake and switch-controller-support. The poin

15、t of this graduation design is the gearbox. The transmission system realizes a closed circuit which has three planet gear step. Its transmission principle is simple, reliable and it has high efficiency. This winch uses two brakes to fulfill safe braking and working braking respectively, which make t

16、he witchs braking more safe and effective. And this also makes the winch have the ablity of big tonnage ,soft starting and braking. JWB-50 transportation winch has good blast protection property and braking property, big cope capacity, long longevity and high transmission efficiency. It also has com

17、pact structure, small external dimensions, approximately symmetrical structure ,long disappearance, basement in the shape of sleigh which is very convenient and smoothly moved ,low gravity center ,good stillness of basement. The installment is convenient by shore or ground anchor block, which make t

18、he winch work smoothly, reliably and safely. Keyword: transportation winch; endless-rope towing; soft starting; braking; design 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 7 页1 绪论1.1 引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的 3050 年内，世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此，在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术

19、的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20 世纪末期以来，先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，实现了采掘机械化和自动化控制，做到了矿井的高产高效生产。机械化是煤炭工业增加产量、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一，在矿山生产中也占有重要地位，尤其是现代化矿井对此更应高度重视。矿井辅助运输的特点是：井下运输设备在巷道中工作，由于受井下巷道空间的限制，因而运输设备结构应紧凑，尺寸应尽量小；运输线路随工作地点的延伸（缩短）或迁移

20、而经常变化；运输线路水平和倾斜互相交错连接；工作地点分散，使得运输线路环节多、分支多；待运物料品种繁多，形状各异；井下巷道受空间限制，有沼气和煤尘，需用防中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页爆设备。辅助运输的上述特点，决定了辅助运输设备的类型具有多样性，除了过去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车外，目前许多先进的辅助运输设备，如单轨吊车、卡轨车、粘着齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题，而且大大提高了辅助运输的效率。尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题，但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主

21、要因素。为了进一步提高工效、降低成本，还需对整个运输系统进行改革，从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的，即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。主要研究和发展方向有以下几个：井下材料、设备和人员的运输设备的研制，特别注意采区辅助运输设备的研制；对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制；对辅助材料不经转载直接运到用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制；完善运输辅助材料的有轨运输设备，增加专用的辅助运输设备；为扩大自行矿车的使用范围，必须改进它的结构，减小外形尺寸，提高通过能力和研制不污染矿

22、井大气的动力源；进一步完善单轨吊车和卡轨车，使其具有更大的适应性。我国绞车的诞生是从 20 世纪 50 年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的绞车。60 年代进入了自行设计阶段，到了 70 年代，随着技术的逐渐成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能、三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点：标准化、系列化；体积小、重量轻、结构紧凑；高效节能；寿命长、低噪音；一机多能，通用化；大功率；外形简单、平滑、美观、大方。1.2 概述无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段，目前

23、在煤矿应用十分广泛，而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为：电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转，钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后，一端固定于张绳车上车轴上，另一端经过尾轮缠绕于张绳车的容绳卷筒上，通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，再由张绳车牵引矿中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页车或其它运输车辆运行。无极绳绞车运输系统主要具有以下特点：变单向为双向运行。由于该系统采用抛物线形摩擦滚筒结构，使得滚筒可以正反向旋转，钢丝绳也可以实现双向运行；张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学，操作方便，

24、安全可靠；运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的，而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上，以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时，就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出；当运输距离需要减小时，亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些，这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上，采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的，是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输，结构布置紧凑、合理，操作简单，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，无污染，不影响周围环境。2 总体设计2.1 设计

25、总则1、煤矿生产，安全第一；2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求；3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运搬、调度等一般用途；4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；5、技术比较先进并要求多用途。2.2 主要设计参数 1、滚筒直径：800mm 2、牵引力：F1=50KN F2=30KN 3、绳速：V1=1m/s V2=1.5m/s2.3 牵引钢丝绳及卷筒的选择计算2.3.12.3.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择由于该绞车主要工作地点为井下巷道内，湿度较大，酸碱度较高，为中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页了增加钢丝绳的抗腐蚀能力，延长其使用寿命，故选取镀锌钢丝绳。此

26、外，由于该绞车主要用于矿井上、下山运输，磨损为其主要损坏原因，故应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳，如 67，6（19）或三角股等。根据煤矿安全规程对提升钢丝绳的安全系数规定，选取钢丝绳的安全系数 K=6.5,则钢丝绳所能承受的拉力 F 需满足以下要求：FKF拉式中：F拉=50KN，即绞车最大牵引力。则： F6.550103=3.25105 N查实用机械设计手册表 5.6-30，选择钢丝绳 619(1+6+12),绳纤维芯，钢丝绳表面镀鉻。其主要参数为：钢丝绳直径： 22.5mm；钢丝直径： 1.4mm；钢丝总断面面积： 175.40mm2参考重力： 1658 N/100m；钢丝绳公称抗拉强度：20

27、00 Nmm2钢丝破断拉力总和： 350500 N2.3.22.3.2 卷筒参数的确定卷筒参数的确定由于采用无极绳牵引方式，卷筒上无需缠绕过多钢丝绳，故卷筒其它参数可根据传动方案的选择和外观适当选取（已知卷筒直径 D=800mm） ，以有利于整体布局的紧凑、美观、合理。2.4 传动系统的确定、运动学计算及电动机选择2.4.12.4.1 传动系统的确定传动系统的确定该无极绳绞车传动系统如下图所示：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页快速制动器慢速制动器其传动路线为： 防爆电动机联轴器行星减速器（行星排减速）太阳轮行星齿轮内齿轮卷筒。2.4.22.4.2 计算传动效率计算传动效率

28、根据传动系统简图，查机械设计表 9-1 得：1）卷筒传动效率 1=0.96；2）单级行星圆柱齿轮减速器传动效率 2=0.98；3）齿式联轴器传动效率 3=0.99；4）滚动轴承效率 4=0.99（一对） 。故系统传动总效率243321总 =0.960.9830.990,992 =0.87672.4.32.4.3 选择电动机型号选择电动机型号1000VFP =KW578767. 010001100050电动机所需的额定功率 P 与电动机输出功率 P之间有以下关系：PKP中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页式中 K 为功率储备系数，对运输绞车取 K=1.1,故 571 . 1 P

29、 =62.7KW由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机容量，降低机器的成本和尺寸。Y 系列封闭式三相异步电动机，具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为 B 级绝缘，结构为全封闭式，自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。查实用电机手册选取：电动机型号：YB280M-6 功 率：55 KW 转 速：980r/min 重 量：510 Kg 5 . 6额定电流堵转电流 8 . 1额定转矩堵转转矩 0 . 2额定转矩最大转矩 电机外形尺寸（长宽高）=1060545830 mm 电机中心高度 H=280mm 电机轴直径长度=75140

30、mm电机过载系数计算 额定功率）电机轴功率JN( 电机轴功率总）卷筒上的功率（JJNN 卷筒上的功率3minmax10VFNJ = KW50101500003 则： 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 13 页 KW03.578767. 050JN 过载系数: 5503.57eJNN 0 . 2037. 12.4.42.4.4 总传动比及各级传动比分配总传动比及各级传动比分配 1）总传动比i nni 式中： 电动机转速；n 卷筒转速。n 根据已知设计参数，卷筒直径 D=800 mm 则可得：Dvn1110006080014. 31100060=23.89 minrDvn2210006

31、080014. 35 . 1100060min83.35r所以总传动比为：02.4189.239801nni35.2783.359802nni中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页2）传动比分配 根据传动形式及整体布局尺寸，各级行星传动传动比确定如下： 高速第一组行星轮： 13. 71baHi13. 61Habi 高速第二组行星轮：04. 32baHi 低速级行星轮： 103baHi93Habi3 齿轮传动的设计计算3.1 高速级计算（1）第一组行星轮：3.1.13.1.1 配齿计算配齿计算通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于距可

32、能达到的传动比极限值较远，所以13. 71baHi中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，CnZiwabaHbaHi使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调aZaZCnZwa/整，使 C 为整数。2632. 7baHi 则：4632632. 7111awabaHZnZiC 解得：191aZ 1191934611awbZnCZ 50)19119(21)(21111abcZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数，wcacbwbwanczzzznznz配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图

33、17.2-3 可知15019501191111cacbzzzzj适用的预计啮合角为2020tcbtac， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1719min1zza高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮正变位，4baHi行星轮和内齿轮负变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据20w021xxx齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0ax3 . 0bcxx3.1.23.1.2 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-

34、27，取中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精2lim2limmmN340mmN1400FH和度 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2lim2limmmN260和mmN780FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3lim2111FdFaFPFAmZYKKKTKm现已知,，小齿轮名义转矩，代入161Z2limmmN340F1119549nnPTw已知条件得：98035595491T mN64.178取算式系数；1 .12mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用

35、系数8 . 1FK；35. 1AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2 . 1HPK的行星轮载荷分布不均匀系数15 . 11HPFPKK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮85. 21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0dm4 . 3340196 . 085. 23 . 18 . 135. 164.1781 .1232m取齿轮模数mmm413.1.33.1.3 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17

36、页 mm138501942121caaczzma mm1385011942121cbcbzzma 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.43.1.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： mm76194111aazmd mm200504111cczmd mm4761194111bbzmd 齿顶高： mm2 . 543 . 011mxhhaaaa mm8 . 243 . 011mxhhcaac mxzxmxhhhbbbbaaab121155. 71 43 . 01193 . 155. 712

37、mm8 . 4 齿根高： mm8 . 343 . 025. 011mxchhaafa mm2 . 643 . 025. 011mxchhcafc mm8 . 343 . 025. 011mxchhbafb 齿高： mm98 . 32 . 5111faaaahhh中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页 mm92 . 68 . 2111fcacchhh mm6 . 88 . 38 . 4111fbabbhhh 齿顶圆直径： mm4 .862 . 52762111aaaaahdd mm6 .2058 . 222002111accachdd mm4 .4668 . 424762111a

38、bbabhdd 齿根圆直径： mm4 .688 . 32762111faafahdd mm6 .1872 . 622002111fccfchdd mm6 .4838 . 324762111fbbfbhdd3.1.53.1.5 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即： wacacnadsin21 将已知的、和的值代入上式，则得：1acdacawn 23960sin13826 .205 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即： coscosbccbac

39、cazzzz 各齿轮副的啮合角为和，且，20ac20bc19az119bz，代入上式，即得：50cz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页 43.7320cos5011920cos5019则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得： （整数）46311919wbanzz所以，满足其安装条件。3.1.63.1.6 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见，4 .97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.73.1.7 齿轮强度验算齿轮强度验算（1）传动ca 强度计算所用

40、公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度vkvz用相对于行星架的圆周速度。 6010001111indvax 60100013. 7119807614. 3 sm35. 3则动载系数100093. 01axvzvk =1.06速度系数查行星齿轮传动图 6-18.vz97. 0vz 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35. 1Ak 齿向载荷分布系数、HkFk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 20 页 弯曲强度计算时：FbFk11 接触强度计算时：HbHk11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FHxv对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选

41、取2HBFkHk 46. 0F 35. 0H 齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿bFkHk传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得=1.38。b 则： 17. 146. 0138. 11Fk 13. 135. 0138. 11Hk 齿间载荷分布系数、FkHk 先求端面重合度： tantantantan212211aazz 式中： 111cosarccosaaaadd 4 .869397. 076arccos 3 .34中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 21 页 112c

42、osarccosaccadd 6 .2059397. 0200arccos 9 .23则： 20tan9 .23tan5020tan3 .34tan1921 =9585. 304542. 621 =1.6因为是直齿轮传动，故总重合度所以，032. 16 . 1645. 0645. 0HFkk节点区域系数Hz 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2Hz弹性系数Ez mmNEzE8 .1893 . 0120600021121、 和zzNTzXz 计算接触强度的重合度系数893. 036 . 1434z 计算接触强度的螺旋角系数10coscosz 计算接触强度的寿命系数1NTz 计算接触强度的

43、尺寸系数1Xz最小安全系数和minHsminFs中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页 取，1minHs4 . 1minFs润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LzRzVz 取92. 0VRLzzz齿面工作硬化系数Wz 取1Wz传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：HzzzzkkkkkuubdFEHHpHHVAtH11 1893. 08 .1895 . 22 . 1032. 113. 106. 135. 16 . 216 . 2138766 . 064.178200022mmN84.609按式 6-54 许用接触应力XWRVL

44、NTHHHpzzzzzzsminlim校核齿面接触应力的强度条件：HpH则： 2limmm 0184.6091H计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为： YYYYkkkkkbmFSaFaFPFFVAntF 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页 =2.85，=2.321FaY2FaY 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：SaY，=1.754. 11SaY2SaY 计算弯曲

45、强度的重合度系数Y 719. 06 . 175. 025. 075. 025. 0anY 计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y 则： 1719. 054. 185. 23 . 1032. 117. 106. 135. 12000111madTdAF 1 . 713846 . 07664.1782000 2mmN78.100 N/mm24 .902F 考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： 2maxmmN17.1515 . 178.1005 . 1FF 由强度条件可得：maxFFP maxminmaxFFSTFFPSY 即：2minmaxlimmmN8 .1052

46、4 . 117.151STFFFYS 由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火，故传2limmmN340Fca 动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2）传动bc 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页 根据传动的来确定传动的接触应力，因为传动ca Hbc Hcbbc 为内啮合齿轮传动，故，所以：4 . 250119cbzzu 6 . 216 . 24 . 214 . 2HHcb 1767. 17638. 084.6092mmN8 .395 由，可得：HcbHP minlimHXWRVLNTHcbHszzzzzz 11192. 018 .395 2mmN430 42CrMo 调

47、质，则内齿轮用 42CrMo 调22limmmN430mmN780HL质材料，接触强度符合要求。 弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和传动的外啮合一样，即：ca ，2mmN78.100F2maxmmN17.151F 由强度条件可得：maxFFP 2limmmN8 .105F 42CrMo 调质材料，所以传动中22limmmN105.8mmN260Fbc 的内齿轮弯曲强度符合要求。（2）第二组行星轮：3.1.83.1.8 配齿计算配齿计算中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页通常取行星轮数目，过多会使载荷均衡困难，过少又发

48、挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于距可能达到的传动比极限值较远，所以04. 32baHi可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式进行配齿计算，计算根据并适当调整，CnZiwabaHbaHi使 C 等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调aZaZCnZwa/整，使 C 为整数。1636. 3baHi 则：5831636. 3222awabaHZnZiC 解得：552aZ 1195535822awbZnCZ 32)55119(21)(21222abcZZZ 这些符合的 NGW整数无公约数，及整数，且整数，wcacbwbwanczzzznznz配齿要求。 由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3

49、可13255321192222cacbzzzzj知适用的预计啮合角为2020tcbtac， 虽然，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1755min1zza高其承载能力，故采用高变位。由于实际的，所以取太阳轮负变位，4baHi行星轮和内齿轮正变位。 高度变位时，啮合角，总变位系数，根据20w021xxx齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定，。3 . 0ax3 . 0bcxx中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页3.1.93.1.9 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC

50、，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精度2lim2limmmN340和mmN1400FH6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2lim2limmmN260和mmN780FH 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数为：m 3lim2112FdFaFPFAmZYKKKTKmmN64.17812 TT取算式系数；1 .12mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数,使用系数8 . 1FK；35. 1AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2 . 1HPK的行星轮载荷分布不均

51、匀系数15 . 11HPFPKK 12 . 15 . 11 3 . 1 由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数， 行星齿轮3 . 21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数，则齿轮模数为：6 . 0dm6 . 1340556 . 03 . 23 . 18 . 135. 164.1781 .1232m为实现变速传动及制造简单，仍取齿轮模数mm412 mm3.1.103.1.10 啮合参数计算啮合参数计算 在两个啮合齿轮副中，其标准中心距为：bcca 、a中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 27 页 mm174325542121caaczzma mm1743211942121cbcbz

52、zma 由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.113.1.11 几何尺寸计算几何尺寸计算 按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 分度圆直径： mm220554222aazmd mm128324222cczmd mm4761194222bbzmd 齿顶高： mm8 . 243 . 012mxhhaaaa mm2 . 543 . 012mxhhcaac mxzxmxhhhbbbbaaab222155. 71 43 . 01197 . 055. 712 mm7 . 2 齿根高： mm2 . 643 . 025. 012mxchhaafa

53、 mm8 . 343 . 025. 012mxchhcafc mm2 . 643 . 025. 012mxchhbafb 齿高： mm92 . 68 . 2222faaaahhh中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 28 页 mm98 . 32 . 5222fcacchhh mm9 . 82 . 67 . 2222fbabbhhh 齿顶圆直径： mm6 .2258 . 222202222aaaaahdd mm4 .1382 . 521282222accachdd mm6 .4707 . 224762222abbabhdd 齿根圆直径： mm6 .2072 . 622202222faaf

54、ahdd mm4 .1208 . 321282222fccfchdd mm4 .4882 . 624762222fbbfbhdd3.1.123.1.12 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即： wacacnadsin22 将已知的、和的值代入上式，则得：2acdacawn 7 .36360sin21024 .138 即满足邻接条件。 同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即： coscosbccbaccazzzz 各齿轮副的啮合角为和，且，20ac20bc55az1

55、19bz，代入上式，即得：32cz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 29 页 58.9220cos3211920cos3255则满足同心条件。 安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得： （整数）58311955wbanzz所以，满足其安装条件。3.1.133.1.13 传动效率的计算传动效率的计算 查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率%，可见，4 .97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.143.1.14 齿轮强度验算齿轮强度验算（1）传动ca 强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度vkvz用相对

56、于行星架的圆周速度。 6010001121indvax 60100004. 31198022014. 3 sm57. 7则动载系数100093. 01axvzvk =1.4速度系数查行星齿轮传动图 6-18.vz97. 0vz 其他参数确定： 查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数；35. 1Ak 齿向载荷分布系数、HkFk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 30 页 弯曲强度计算时：FbFk11 接触强度计算时：HbHk11 式中：、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FHxv对、的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2HBFkHk 62. 0F 48. 0H 齿宽和行星轮

57、数目对、的影响系数。对于圆柱直齿bFkHk传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得=1.13。b 则： 08. 162. 0113. 11Fk 06. 148. 0113. 11Hk 齿间载荷分布系数、FkHk 先求端面重合度： tantantantan212211aazz 式中： 221cosarccosaaaadd 6 .2259397. 0220arccos 6 .23中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 31 页 222cosarccosaccadd 4 .1389397.

58、0128arccos 6 .29则： 20tan6 .29tan3220tan6 .23tan5521 =53152. 60106. 421 =1.7因为是直齿轮传动，故总重合度所以，1 . 17 . 1645. 0645. 0HFkk节点区域系数Hz 查齿轮传动设计手册图 2-73 得5 . 2Hz弹性系数Ez mmNEzE8 .1893 . 0120600021121、 和zzNTzXz 计算接触强度的重合度系数876. 037 . 1434z 计算接触强度的螺旋角系数10coscosz 计算接触强度的寿命系数1NTz 计算接触强度的尺寸系数1Xz最小安全系数和minHsminFs中国矿业

59、大学 2008 届本科生毕业设计 第 32 页 取，1minHs4 . 1minFs润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LzRzVz 取92. 0VRLzzz齿面工作硬化系数Wz 取1Wz传动接触强度验算：ca 计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：HzzzzkkkkkuubdFEHHpHHVAtH11 1876. 08 .1895 . 22 . 11 . 106. 14 . 135. 158. 0158. 01742206 . 064.178200022mmN297按式 6-54 许用接触应力XWRVLNTHHHpzzzzzzsminlim校核齿面接触应力的强度条

60、件：HpH则： 2limmm 012971H计算结果，接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca 传动弯曲强度计算：ca 根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为： YYYYkkkkkbmFSaFaFPFFVAntF 式中：齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 33 页 =2.3，=2.491FaY2FaY 应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：SaY，=1.6472. 11SaY2SaY 计算弯曲强度的重合度系数Y 69. 07 . 175. 025. 075.