卷扬机行星齿轮减速器的设计

1、卷扬机行星齿轮减速器设计钢丝绳钢丝绳电动机规格型号外层(KN)容绳量(m)外层速度(m/s)传动比转速参考外形尺寸重量(mm)(kN)绳径(mm)型号功率(kW)(r/min)JD-25 25400 1.46 2042.24 YBJ-40 40148028.151794262016151615广泛应用。（实体造型长期以来传统的设计方法由于受到技术手段的限制不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品而是遵循着一种工作量大设计周期长的方式进行设计：三维构-平面图形三维产品维实体设计（实体造型）先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。CAD/CAE/CAM 进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计

2、和合理，性能更加良好。第一章 方案评述，可使重物保持在需要的位置。效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车，或用于矿ft地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求，采用行星齿轮传动，传动简图如下：第二章 计算参数的确定第一节电动机的选一、类型的选择调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以35，须选用YB当用于矿ft80沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。二、容量选择电 机 计 算 功率：， 其 中 起 重 量 F=10KN, 绳 速v=26m/min=

3、0.43m/s(按满载时)由电动机到滚筒的传动总效率为其中 、 、 分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由P3 选 =0.91（脂润滑，均按球轴承计算）, =0.93（8 级精度的一般齿轮传动，脂润滑）, =0.96，则 ,选额定功率 =15kW( 连续工作制)。三、确定电动机转速由3表推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动，再经行星轮传动（A故总传动比的合理范围是：=（26）(26) (39)=27324滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为 n= r/min=(27324)32.8=88510627r/min 7选定电动机为YB-1：表-1型号额定功率(kW)额定转速(r

4、/min)效率(%)重量(kg)YB160M2-215293088.2149YB160L-415146088.5166YB180L-61597089.5215经比较，选电动机型号为YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表-2： 表-2参数AABBCEHNPHDACL尺寸254330254108110350275325530240325695第二节 传动比的确定和分计算和说明计算结果一、计算总传动比电动机满载转速 =1460r/min,总传动比：二、分配传动装置的传动比其中 、 、 分别为两对齿轮、行星轮的传动比。初步取 = =2.24,则行星轮的传动比为： =1460r/min=8.869第

5、三节传动装置的运动和动力参数计算 一、轴转速计算轴： = =1460r/min 轴 ： r/min 轴 ： r/min 滚筒：n= r/min 二、功率计算(一)各轴输入功率I 轴： = 轴 ： 轴 ： 轴 ： 轴 ： 滚筒： =三、转矩计算（一）各轴输入转矩电机输出转矩： 轴 ： = Nm 轴： NmNm 滚筒：T= 轴 ： = Nm 轴： Nm 轴 ： Nm 滚筒： = =1460r/min r/min r/minn=32.80 r/min=13.65kW P=8.274kW=Nm= NmNm NmT=2646.72 Nm= Nm Nm Nm= Nm运动和动力参数计算结果见表-3。表-3轴

6、号功率(kW)转矩(Nm)i效率输入输出输入输出转速(r/min)传动比电动机1598.1214601 1=0.91轴13.6512.4289.2981.251460 2.24 1=0.91轴11.5510.51186.01169.27651.792.24 1=0.91 2=0.93 轴9.788.90352.62320.88290.988.871 1=0.91 3=0.96滚筒8.277.942646.722540.8532.80第三章 传动零件的设计第一节 行星齿轮传动的设计一、配齿及其校核(一)配齿行星轮传动比为：知该行星轮负载工作时，为 NGW 型行星齿轮传动，有2P198 表=18，

7、 =60， =138（二）校核1.校核装配条件：有2表 10-3，选行星轮数目K=3，则： (为整数)，满足条件。2.校核同心条件： （138-18）=60= ，满足。（ 取标准值） ，满足条件。r/min滚筒转速的相对差值 0.6% ,安全系数S=1.25 42.7441.00mm齿轮模数：m mm,取中心轮a 分度圆直径： 行星轮c 分度圆直径： Ta Nmmkc1.6 T1= Nmm d0.55 ZH2.5 u=3.33ZE189.81.0461.046 m=4mm行星轮c中心轮a（二）校核计算按接触疲劳强度校核，式中 ,由1P21512.9，由1P21612.9,动载荷系数/b=1.2

8、51323/40=41.32N/mm100N/mm（1P21712.10）齿向载荷分布系数 （1P218 表 12.11，非对称布置，d0.55，b=40mm,8 级精度）b/h=40/(42.25)=4.44, (1P219 图 12.14)1.251.061.01.34=1.78= 1.251.061.01.17=1.55 ,安全. ,式中k= =1.55由1P229-23012.2112.222.9， 2.28， 1.52， 1.742.92.281.521.74 ，由 1.046 ， 1.046 得寿命系数 1， 0.89 （1P38由5P3392.346HRC+605.6282.34

9、6(4854)605.628718.3732.3N/同上 711.2723N/安全系数S=1.60(较高可靠度，1P225 ,安全。1.046 ， 1.04610.89718.3732.3N/711.2723N/ 448.9457.5N/m =395.4402.2N/m三、内啮合齿轮传动的设计（一）确定材料及其相关参数选内齿轮齿宽 mm，选用ZG35,调质处理，硬度HB200250。（二）校核计算按接触疲劳强度校核，k=1P21512.9，1.25由1P21612.9,动载荷系数 1.5（圆周速度u= ， /b=1.251323/38=43.5N/mm ,安全系数S=1.25 ,安全 ,式中k

10、= =2.16由1P229-23012.2112.222.23， 2.14， 1.71， 1.77 ，由5P339 有 0.5HBS+1750.5(200250)+175275300N/寿命系数 1,安全系数S=1.60(较高可靠度，1P225 ,安全1.25u=1.01.01.34=1.152.51= 2.16335.3384N/1S=1.25 k= 2.232.141.711.77 =172187.5N/m四、效率计算行星齿轮传动的啮合效率110.950.05，| |95.6，合乎要求。0.950.0595.6行星齿轮传动参数表名称单位中心轮a行星轮c大内齿轮中心距amm156模数mmm4

11、0.95，齿数z1860138分度圆直径dmm72240552齿顶圆直径damm80248544齿根圆直径dfmm62230562齿宽bmm42403834一、设计计算（一）相关参数的确定由表-3 知：输入功率 =10.51kW，主动轮转速 =651.79r/min，主动轮 3 传递的转矩 =169.27Nm=1.693 Nmm选齿轮材料及热处理方法齿轮 3 用 20CrMnTi,由1P211HRC56-62420Cr，HRC56-625 选齿宽系数 d 和齿轮精度查1P22212.13，选 d0.5（硬齿面，非对称布置，直齿轮1P207表12.，选8级精度（按齿轮 3 设计查1P20612.

12、3， 选m=3mm则分度圆直径 51mm 114mm中心距 82.5mm计算齿宽 25.5，取圆周速度二、校核计算（一）校核齿根弯曲疲劳强度使用系数 （1P215表动载系数=1.11（1P21812.11）（由5P336）（1P21712.10）6639N重合度 =1.78重合度系数弯曲最小安全系数 （1P225，一般可靠度） 应力循环次数弯曲寿命系数尺寸系数齿根弯曲疲劳强度安全（二）校核齿面接触疲劳强度（1P22112.10）（1P22112.12）（1P22212.16）接触最小安全系数 （1P225，一般可靠度） 接触寿命系数 （允许一定点蚀）接触疲劳极限 （5P339）许用接触应力，齿

13、面接触疲劳强度安全。d0.5=17=38 u=2.235=1.502.932.371.511.66m=3mm 51mm 114mm 82.5mm b=30mm 6639N齿轮 3 和齿轮 4 的传动参数表名称单位小齿轮3小内齿轮4中心距amm31.5模数mmm3齿数z1738分度圆直径dmm51114齿顶圆直径damm57108齿根圆直径dfmm43.5121.5齿宽bmm3530第三节主要传动轴的设计一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计（一）受力分析轴传递转矩： Nm=3.35 齿轮分度圆直径：d=72mm齿轮上的圆周力：齿轮上的径向力： （有三个行星轮，径向力分布如图） 取载荷不均匀系数 ，

14、（二）轴的结构设计1.按扭转强度估算轴的直径 d轴的材料同齿轮，为 20CrMnTi, b=1100N/m; S=850N/m(14P1136-2)查1P314 表 16.2=4052 N/m，系数c=10698d（10698） =34.231.6 mm3%，取d=34 mm取轴长l=100 mm。2.轴的弯矩计算把两滚动轴承简化为铰支，各尺寸如图矩图。轴承AB对A=0,（应力校正系数 ,扭转切应力按脉动循环变化，见P1315从左端从右端 BC 点弯矩（三）按弯矩校核轴的强度：截面进行校核：B 截面的抗弯截面系数W=0.1 满足强度要求。疲劳强度安全系数校核B核B抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩

15、扭矩弯曲应力 ， （ 按对称循环变化） 扭转应力 （ 按脉动循环变化）查1P3291查1P3315，有表面状态系数查1P3316取寿命系数查1P413.2等效系数安全系数查1P316，选S=1.50，SS，安全。=3.35 Nmmd=72mm=9806N=3569N=0.533=0.233=1071N b=1100N/m S=850N/m =4052 N/m c=10698d=34 mm l=100 mm=2039N=-968N=5.03 Nmm=2.12 Nmm NmmNmm Nmm Nmm W=3.93 S=1.50二、行星齿轮轴的设计采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心轴，

16、验算弯曲强度，结构取等直径轴，d=30mm，L=75mm。最大弯矩 ；危险剖面抗弯截面系数 ，材料选45第四节主要轴承的选择 一、行星齿轮轴之轴承的选作用于轴承上的径向载荷R=2646N作用于轴承上的当量动载荷 ，式中冲击载荷系数=1.（中等冲击X和Y为径向系数与轴向系数，由0 知X=1，Y=0取轴承预期寿命：按五年计算行星轮轴承的相对转速：选深沟球轴承，计算额定动载荷=11087N6306Cr=16630N，满足要求。=1.5X=1 Y=0C=11087N Cr=16630N二、中心齿轮轴之轴承的选择134轮与行星轮传动产生的径向力，即2.作用在轴承上的当量动载荷（其中 =1.5，X=1，Y

17、=0，理由同上）预期寿命：轴承转速：计算额定动载荷，选深沟球轴承= N6312Cr= N ,满足要求。P=11925N C= NCr= N第五节主要键联接的选择一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择采用普通圆头平键，取 ，L=60mm为非标准件，采用双键。校核强度式中：键联接所传递的转矩键的工作长度键的高度 ，配合直径由1P1267.1（静联接，铸铁，冲击载荷），强度满足要求。决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P5128N9/h928Js9/h93.2键槽的对称度公差：一般联接，按 7 级精度决定对称度公差。键槽的工作图L=60mm二、中心轮a 与内齿轮 4 的键联接的选择4P

18、514-1d=34mml=100mmL=80mm（4 P514-1 长度系列）键的标记为：键校核强度属于静联接，校核挤压强度 键的工作长度键的高度 ，配合直径由1P1267.1（静联接，钢，冲击载荷），强度满足要求。决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P5110N9/h910Js9/h9。3.2（均为Ra。键槽的对称度公差：一般联接，按 7 级精度决定对称度公差。L=80mm第六节制动带的设计根据结构需要，采用凸缘式带制动。计算圆周力F计算带的绕入端张力和绕出端张力式中：T制动转矩（ ）摩擦系数，由16表 29.13-48 取 =0.45制动轮包角，取 D带宽b 的确定带宽

19、b 按许用单位压力 p(16p=0.3N/ )决定，其取值应比轮宽B510mm,取b=75mm确定带厚由1629-38329.13-33=6mm。=0.45D=0.69mb=75mm=6mm第四章 本产品的技术参数和相关说明第一节 技术参数表起重量kN10电动机型号：kW15最大62YB160L-4 ；绳速： m/min转速r/min1460最小26；功率平均44电压V380/660减速比44.5整机质量 kg；530；容绳量m400；绳径mm12.5地脚孔直径mm25卷筒直径mm250外形尺寸（长宽高1100766727卷筒宽度mm310第二节 相关说明一、装配说明、120-140之间。装前在结合面上涂2/3（润滑脂。0.5-1.52装与其间的垫片来实现