双速绞车设计设计设计

第1章绪论

1.1简介

1.1.1绞车概述

在人类历史上，绞盘（windlass）是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使

一个人搬运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框

架支撑的滚筒组成，人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动（见图1-1）。

中国人在公元前二千年就设计出用曲拐手柄转动的砂轮

图1-1线盘简图

今天被广泛应用的绞车（或称卷扬机）是绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或儿

个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械。图1-2

所示为一种简易的手动提升绞车;该绞车用手驱动，靠齿轮传动的速比增扭，配有

防止卷筒反转的棘轮机构和制动用的带闸。

1.1.2绞车功能与结构

转毕业设计分为毕业设计包含：说明书和CAP图纸

若需要CAD图等其他文件，请加Q：249796576绞车设计采用滚筒

盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载，绞车一般包括驱

动部分、工作装置、辅助装置等几部分。

1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳，包含动力及传动装置与

控制装置。绞车可以采用多种驱动方式，包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽

油发动机、液压马达、气动马达等等门1。无论采用何种驱动方式，在绞车的驱动

部分设计中都应包含以下设计准则：

①无级均匀变速，调速范围宽广；

②在有负载情况下，良好的启动特性和低速特性，总效率高；

③双向旋转，并且容易改变旋转方向

④维护保养相对容易，对周围工作环境不敏感；

⑤制动系统工作可靠；

⑥设计紧凑，结构简单，安装布置容易，重量轻；

⑦在有负载情况下，能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。

对于小型绞车，为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在一

起，直接驱动工作装置;对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动

部分与绞车工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电

缆管线相联系，绞车的布置和操纵均很方便。

2.工作装置:在驱动部分作用下，通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖曳或

释放缆绳以完成对负载的收放控制，并含有对缆绳的容绳和排缆装置。

3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业，包含滑轮组、导向装置以及速度测

量、长度距离测量、张力测量等装置部分;绞车可以使用钢丝绳、尼龙缆绳等多种

材质缆绳。

1.1.3绞车分类

图1-2手动提升绞车

按绞车驱动方一式分类，绞车可以分为机械式驱动绞车、电机驱动绞车、气

动绞车、液压绞车等几大类。

1.机械式驱动绞车

①驱动部件间的固定几何位置关系决定着系统的设计布局，布局的变化少；

②传动系体积尺寸大，总重量重；

③安装布置复杂，经常需要精密加工的平面和精密的部件定位；

④难以实现大范围的无级变速

⑤原动机的位置是不可变的；

@在有负载的情况下，难以取得平稳的反转；

⑦通过采用液力偶合器，可以在堵转工况下产生最大扭矩。

2.电机驱动绞车[z]

①在小型和低端绞车产品上采用常规定速电机驱动方法，能实现单速（或双速）

和双向旋转功能，系统简单，但不能低速启动和平滑变速；

②采用可控硅整流（SCR）直流调速方式实现无级变速，发展历史悠久，

可在低速段提供短时的额定扭矩（或堵转扭矩）。但是，若无独立冷却系统和专用

设计，直流调速力一式不能长时间用于堵转工况；

③采用交流变频调速方式实现从零到最大速度的无级变速，可以在低速或堵

转工况下提供100%额定扭矩，调速平稳；

④设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。

3.气动绞车

①需要配置压缩空气站；

②气动系统工作压力较低，气动马达外形尺寸较大，气动系统总体重量较重;

③对环境条件敏感一在周围环境温度低的地方，可能有潮气凝结在气动管路

和部件里；

④噪音大一需要噪音消音器。

4.液压绞车

①双向实现从零到最人速度的无级变速控制，易于换向；

②用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩；

③输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动；

④系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩；⑤设计紧凑，布置

方便，动力传递系统总重量轻。

⑥易于实现恒速、恒张力控制

按绞车应用领域和使用工况分类，绞车分为矿用绞车、建工卷扬机、船用绞

车、工程机械绞车以及特殊用途用绞车等等。

按绞车作业形式分类，绞车一般分为滚筒卷扬绞车和线型绞车两大类。滚筒

卷扬绞车采用驱动滚筒旋转方一式收放缆绳和拖曳负载，并在滚筒上直接容绳;线

型绞车采用夹钳直线拉拔缆绳方式拖曳负载，并在独立配置的滚筒上卷扬容绳。

图1-3为线型绞车示意图

UNEARW!NCM

图13线型绞车示意图

1.1.4绞车应用

绞车广泛应用于工程机械、建筑机械、林业、渔业、矿山机械、船舶运输、

海洋石油等多领域，可配套多种类型主机设备。

绞车具体配套的部分设备如下：

1.汽车起重机一主吊、辅吊绞车

2.塔式起重机一主.吊绞车

3.驳船一定位绞车、拉索绞车

4.钻探船一拔桩绞车

5.挖泥船一悬挂和斗架绞车、抓斗绞车

6.通用船舶一锚泊绞车、起重绞车、牵引绞车［fi91

7.集装箱船一船尾恒张力装料绞车

8.码头起重机一主起重卷扬机

9.海洋石油铺管工作船一恒张力移船绞车、张紧器、A/R绞车、起重吊

机的负荷绞车等等

10.运输一铁道车辆定位卷扬机、索道牵引绞车

11.森林及木材加工机械一重木起吊卷扬机、木材车、堆材机

以下为中国海洋石油领域绞车的典型应用实例：

1.吊机用负荷绞车

负荷绞车用于控制起重铺管船主吊机吊钩的稳定，关系海上的作业安全。蓝疆船的负荷

绞车采用静液压传动，有双泵双马达和单泵双马达两种匹配方式。液压系统采用丹尼逊金杯系

列电比例变量通轴柱塞泵和定量柱塞马达，有手动控制和恒张力控制两种工作模式。在恒张力

模式下，可以根据天气、载荷大小等因素自动（或手工）设定恒张力大小，用带有设定拉力的缆

绳约束卞吊钩，减小晃动幅度，使其能稳定工作。

1.2回柱绞车的现状

我国综合机械化采煤技术正在向高产量，大功率，重型化的趋势发展，但搬

运设备却没有得到相应的更新与开发。现在大型液压支架重量已经达到30多吨，

而液压支架等综采设备在采煤工作面的撤移与运输仍使用回柱绞车等老式设备，

其牵引力小，容绳量小，钢丝绳细，不适应综采工作面的工况要求。

当前回柱绞车存在的主要问题：

1.蜗轮副传动是回柱绞车的薄弱环节。

煤矿绞车JH2-5,JH-8,JHC-14,JH2-14,JM-14都采用蜗轮副传动，皆因蜗轮副

传动比大，但蜗轮副传动效率很低，一般只有0.4〜0.5,绞车的总传动比更低,

工作时过高的温升，井下多尘的工作环境，使蜗轮副磨损加快，使用半年或更

短时间，即需要检修或更换，影响生产，因而取消蜗轮副从经济效益方面来说

使必要的。本设计采用的锥齿轮、行星传动，提高了传动效率，也在一定程度

上提高了绞车的寿命，从经济方面看也是有意义的。

2.牵引速度，回绳速度慢。

随着支护的发展，使用金属摩擦支柱，单体液压支柱后，回柱之前可以部分或

全部卸载，回柱只是把他们拉倒或拖进工作面再用，同时，由于搬运设备的需

要，很有必要将牵引速度从目前的5〜7m/min左右加以提高。同时，为了提高

工作效率，还应设置快速回绳机构。本设计的快速回绳速度达到了每分钟50-90

米，节约了时间，提高了工作效率，也是可行且有实际意义的。

3.牵引力小。

现在煤矿由于综采机械的大量使用，在工作面搬迁时需要搬运某些大型设备，

如液压支架等，而现在使用的绞车牵引力都有些小，因而将牵引力提高到32

吨是有意义的。

4.容绳量小。

当前的综采工作面长度有逐渐加长的趋势，而现行的绞车容绳量一般都太小，

应将容绳量达到200m以上。本设计的容绳量达到了260米。

5.设计寿命短。

回柱绞车大多采用1460小时的设计寿命，这是因为回柱时间短，但由于小绞

车已不止用于回柱，还在建筑，铁路等各行业，而且就煤矿的使用来看，也有必

要提高设计寿命，增加绞车的平均无故障时间，保证生产的正常进行，经多方比

较，决定采用5000小时的设计寿命。

第2章总体设计

2.1已知条件

1、设计寿命：t=5000h

2,最大牵引力：T=320KN

3、牵引速度：慢速8-10^in

快速60—85%^

2.2计算传动效率

1、各传动的效率：

根据《机械设计手册》查得：

1)离合器的效率5=0.995(1)

2)滚动轴承效率〃2=Q99(8)

3)锥齿轮效率%=0.98(1)

4)齿轮联轴器％=0.99(1)

5)闭式圆柱齿轮效率小=0.98(1)

6)开式圆柱齿轮效率4=0.97(2)

7)搅油效率？=。990

8)行星传动〃8=0.990

9)卷筒钢丝绳缠绕效率%=096

2计算传动总效率

82

〃总•〃3”4。5”6•力•/切9

=0.995-0.9980.980.990.990.9629-0.98

=0.789

2.3电机的选择、传动系统的确定及传动比

2.2.1选择电机型号

(1)计算卷筒上的功率

N'j=XmaxFmin/60

=320x9.51/60

=50.72kw

(2)计算电机轴上的功率：M=N；/〃总=50.72/0.789=64.28Kw

由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机的容量,

降低机器的成本和尺寸。

电机型号：YB280S-6

功率：45kw

效率：92%

转速：980/.

重量:620kg

】最大扭矩°

/।——=2.U

额定扭矩

堵转扭矩

额定扭矩一,

堵转电流

---------------=O.J

额定电流

电机外形尺寸(长x宽x高)：1010x610x830mm

电机中心高从H=2SQmm

电机轴直径x长度：65x140mm

NAj.9只

过载系初：兄=。=2±^=1.43<2.0=/1

心45

合适。

注：由于电机为短时工作，可以充分利用它的过载能力，以减少电机的容量,

降低机器的成本和尺寸。因此选择YB280s-6型电机即可。

2.2.2传动系统的确定

JD；-32型三速多用绞车传动系统如图2T所示。

'其传动路线：

防爆电机f离合器f锥齿轮传动f滑移齿轮传动一行星轮系一过桥轮系

一卷筒。

图2T

2.2.3各级传动比分配及总传动比

(1)慢速时

,lOOOv1000x9

滚筒转速n=------=----4-,--9--；-4n

7lD7TX600

i总厂粤券"。46

n

(2)快速时

lOOOv=1000x73=〃

滚筒转速n'=7rD-万x600一,"n

阳号=篝3

传动比分配如下:

锥齿轮传动：%=皆44=2.9

一二2.86（慢速）

21

圆柱齿轮传动："=<>

21

一=0.362（快速）

60

94

行星传动：4=1+77=7.6

14

过桥轮传动：74=||=324

2.2.4各齿轮模数'齿数（根据传动设计）

锥齿轮啮合副:m=6.4Z1=15z2=44

换档齿轮副：m=7Z3=21Z3=60

Z5=60z5—21

z

行星传动：m=8z6=147=39Z8=94

过桥轮系：m=14Z9=21Z10=23zn=68

放绳轮系：m=7z12=504=14Z14=18

2.4牵引钢丝绳直径的确定'滚筒直径的确定及速度

2.3.1钢丝绳的选择

根据G31102-74初选钢丝绳直径邓32

型号：2^x19—32—1870

钢丝绳公称抗拉强度为：1870MPa

钢丝绳破断拉力总和£S=687KN

整条钢丝绳破断拉力总Sp=eZs=0.85*687

=583.95KN

式中。——拉力影响系数取。=0.85

额定负荷下的安全系数：

2.3.2计算钢丝绳速度

（1）慢速：1）最小速度

3

vmin=^-^-£>minxl0-

”总1

=2§2x3.14x632x10-3

204.6

=9.51m/min

2）最大速度

=980^X314X9776X10-3

204.6

=14.70m/min

3)平均速度

%=(%n+k)/2=(9.51+14.70)/2

12.11777/min

（2）快速：1）最小速度

v=%•万.£).X103

3min•min

"总3

=-^x3.14x632xl0-3=74.8m/min

26.0

2)最大速度

匕max=•万，OnaxX]

"总3

=­x3.14x977.6xl0-3

26.0

=115.7mlmin

3)平均速度

v3cp=femin+v3max)/2=(74.8+115.7)/2

=95.3mlmin

2.3.3滚筒参数的确定

1根据409-74规定

口"=16~20

D。=(16〜20)d

二(16〜20)x32

=512-640/7777

取Do=600mm

则D()/J=600/32=18.75

式中D0---滚筒的最小外径mm

d----钢丝绳直径mm

2.确定滚筒宽度B

初选每层缠绕圈助=21

_Zd21x32…

则：Bn=—=--------=707/71m

k、0.95

式中k、——钢丝绳排列不均匀徽。耳购=0.95

取B=800mm

3.初定钢丝绳缠绕层数n=7

4.验算滚筒容绳量L

L-nnZ[D^+d+(n-l)dk^]

=3.14x7x2lx/600+32+(7-1)X32X0.9/

=371.5a37如>260〃

式中左2——钢丝绳每层厚度降彳舔数，

取左2=0900

所以，满足容绳量要求

所以取“=7,Z=21

5、确定滚筒各直径

1)钢丝绳在滚筒上的最d缠绕直径D超

Dmin=D0+d=600+32=632mm

2)滚筒最大缠绕直径％ax

Omax=A+d+2(〃-1)巡

=600+32+2x(7-l)x32x0.90=9776mm

3)滚筒平均缠绕直径％

Dep=+Dmin)/2=(9776+632)/2

=804.8mm

4)滚筒结构外径。外

。外=°max+L5dX2

=977.6+1.5X32X2=10777J

取。外=1080〃相

2.3.4确定钢丝绳在卷筒上的拉力及卷筒上的功率

(1)卷筒上的拉力

1)、慢速：

根据等功率原则，最夕层上的拉力：

7；mi„=7；max-=32OX-^1-=2O7.OX7V

匕…14.70

%=(小2+Tlmax)/2=(320+207.0)/2=2635KN

2)、高速

v,.951

(max=(max.-12mlL=320x-=40.68KN

3maXlmaX

匕3mmin74.8

△min=7；max­-=40.68x211=26.3OKN

匕max115.7

T3cp=(《in+"max)/2=(40.68+26.30)/2=33.49KN

2.5各轴转速、功率计算

轴I:nI=980r/min

pI=Nj7,=64.28x0.995=63.9586kw

TI=9550pI/nI=9550X63.9586/980=623.27N-m

轴n：nll=nI/z)=980/2.9=337.93r/min

pII=PI・%・%=63.9586XO.99X0.98=62.05kw

TH=9550*pH/nII=9550X62.05/337.93=1753.6N-m

轴川：(慢速)

nIII=nII/i2=337.93/2.86=118.16r/min

pIII=pII・％•%=62.05X0.98X0.99=60.2kw

TIII=9550.pill/nIII=9550X60.2/118.16=4865.6N-m

轴W(行星架轴)

nIV=nlll//3=118.16/7.6=15.55r/min

pIV=pill*%•7•私=60・2X0.99X0.99X0.99=58.41kw

TIV=9550*pIV/nIV=9550X58.41/15.55=35873.6N-m

2.6验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数

(1)电机在闷车时，钢丝绳的拉力

因慢速时钢丝绳的拉力较快速时大，故仅需要慢速时的安全系数

T，10xl0"M•〃总10x102x2.0x45x0.789

加"一%"60—9.51/60

=456972V

T_10x10"”〃总_10x102x2.0x45x0.789

min

-vmax/60—14.70/60

=295633N

T'cp=匕复+G2=(45697Q95633/2

=3763025N

(2)电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数

583950

=1.3

%=4569726-

max

第3章变速箱设计

3.1弧齿锥齿轮传动设计

弧齿锥齿轮是具有曲线倾斜齿的锥齿轮，其轮齿接触是从一端到另一端逐渐

开始而且连续平稳地进行。因而比直齿锥齿轮和零度齿锥齿轮传递运动平稳，在

高速时能特别明显地减少噪声和震动。

3.1.1初步设计

(1)选择齿轮材料：

小齿轮齿面硬度45—55HRC

大齿轮齿面硬度40-45HRC

(2)按齿面接触疲劳强度设计计算：

小轮分度圆直径：

4=

选取小轮齿数4=15

则大轮齿数Z2=/Z,=2.9x15=43.5圆整为44

齿数比〃=Z2/Z1=44/15=2.93

传动比误差=(2.93—2.9)/2.9=0.01合适

e一一锥齿轮类型几何系数

查表14-3-25得e=950

Zb一一变位后强度影响系数

查表14-3-26得26=1(选择零传动，xl+x2=0)

---齿宽比系数

查表14-3-27得Z0=1.683

7]——小齿轮转矩(N.M)

(=623.27N.M

匕一一使用系数

查表14-1-81得K.=l

K即---齿向载荷分布系数

小轮悬臂，大轮跨装K砂=1.3

aHiim——试验齿轮接触疲劳极限

查表14-3-28得(Twli=1130MPa

由以上可得：

623.27x1x1.3

4=950x1x1.6896mm

2.93x113。

齿轮模数m=&/%=96/15=6.4

变位系数的确定：

x----高变位系数x,----切向变位系数

查表14-3-7选取=0.10x,2=-0.10

%=0.39(1—1//)=0.39(1—1/2.932)=0.35

%2=-X]=-0.35

齿宽中点尾旋角(等顶隙收缩齿)：

乩=35。

轴交角：Z=90。

3.1.2几何尺寸计算

小轮分锥角：R=arctanE——网上---)=arctan(---网22----)=18.82°

Z/Zi+cosZ44/15+cos900

大轮分锥角:&=£-4=90°—18.82°=71.18°

分度圆直径：小轮：4=mZ,=6.4x15=96mm

大轮：d2=mZ,=6.4x44=281.6mm

锥矩R：R=4/2sinR=rf2/2sin^2=96/2sin18.82°=15675〃?”

齿宽系数①R：(pR=b/R=L

3.5

齿宽b:取b=QR和b=10m中小者

〃=<DR=-Lxl56.75=44.786mm

3.5

b=10m=10x6.4=64mm

齿顶高切：小轮%%>7=(0.85+0.35)x6.4=7.68

h

大轮a2=(几：+x2)m=(0.85-0.35)x6.4=3.2

(〃“*=0.85c*=0.188)

齿高h：h=(2hJ+c*)m=(2x0.85+0,188)x6.4=1208

齿根高%:小轮：hf^^h-hai=12.08-7.68=4.4mm

大轮：=〃一〃“2=1208—3.2=8.88mm

齿顶圆直径d“：

小轮d“\=d、+2%cosb[=96+2x7.68cosl8.820=11Q5

大轮4,2=12+2〃“2cos&=281.6+2x3.2cos71.18°=283.66

齿根角处：小轮见=arctanhfi/R=arctan4.4/156.75=1.6080

大轮%2=arctan/i/2//?=arctan48.88/156.75=3.24°

齿顶角小轮为=0f2=3.24"

大轮%=%=1.608

顶锥角2：小轮/=R+%=18.82°+3.24°=22.06°

大轮%=&+%=71.18°+1.608=72788

5

根锥角，：小轮5fl=印—如=18.82°-1.608=17.212

大轮%=&2=71.18°—3.240=67.94°

2%]tana

S]=m(—++为1)

'2COS0

弧齿厚S：小轮

UA,式2x0.35tan20°八1小

=6.4(——I----------------1-0.10)=1262mm

2cos35°

S2=7UTI—S]

=6.4x乃一12.62=JA9mm

3.1.3按格里森法校核弧齿锥齿轮强度

(1)弯曲强度校核公式:

w（式2.4-5）

(参考《现代机械传动手册》)

%=储羯",（8）（式2.4-3）

式中：

Ft——齿轮大端切向力

F/=200(7]/^=2000x623.27/96=12984V

aFlim——弯曲疲劳极限

查表2.4-61得crFlim=206.89MPa

Yx——尺寸系数

Yx=(25.4/6.1严=0.7084

YOT---寿命系数

由图2.4-39得：丫5=1

J——弯曲几何系数

根据Z、尸、乙、Z2查图2.4-37得J,=0.240J2=0.238

<JF---齿根应力

由于两齿轮得弯曲几何系数相近，两齿轮的齿根应力也相近

可取*=aF2，则：

计算弯曲强度安全系数

20689x1

=0.933

SF-217.76x1

式中％——温度系数，取Yo=\

S^m——弯曲强度最小安全谶

查表2.4-62得SFljm=0.9

所以SF>SFVim

即齿轮弯曲疲劳强度校核通过。

（2）按弯曲强度校核公式

c_7IkKN77乂30°Mmax

\bd；I

c_b〃linZ/VrZws

式中：

I——齿面接触疲劳强度几何系数

查图2.4-33得1=0.121

ZE——弹性系数

查表2.4-56得Z£=l89.8hlMPa

Zx----尺寸系数

Zt=l

ZR——表面状态系数

Zff=1.0

Zw一—工作硬化系数

Zw=l

Z,一一温度系数

z,=1

sHlim——接触强度最小安全系数

查表2.4-605wlim=1.0

o-wlim——接触疲劳极限

查表2.4-60（THlim=1724MPa

贝ijb”=189.8J1.25xlxl.3xlxlx3000x4363=UQ9.rlMPa

V44x91.62xO.121

1724x1x1

SH=1.3>SHmin

0HZ®1309x1

所以接触疲劳强度通过。

3.1.4锥齿轮受力分析

(1)中点分度圆切向力：

_200%

d

dmy

式中：du\---小轮齿宽中点分度圆直径

44375

mfn=加(1一0.5①R)=6.4x(1—0.5xQ)=5.48

dtn{—m“Zi=5.48x15=82.3

切向力F2000x623.27^151463yv

82.3

p

Fh=------(tana”cos伪-sin(3msin)

cos/3m

(2)径向力=151463(tan20°cosl8.82°-sin350sin18.82°)

cos350

=29485N

p

F=------(tana„sin+sin伙ncosB】)

xXcos的

(3)轴向力151463(tan200sin18.82°+sin350cosl8.82°)

cos35°

=122082N

所以大锥齿轮受力为：

切向力耳2=-与=T51463N

径向力"।=122082N

轴向力FX2=F,,=294857V

3.2换档滑移齿轮副设计

基本参数：慢速：i=2.864=21Z；=60

r

快速：i=0.362Z3=60Z3=21

输入转矩：T=1753.6N•加

转速：n=337.93r/min

3.2.1初步设计

(1)选择齿轮材料：

查表8T7,小齿轮选用45#表面淬火

大齿轮选用45#表面淬火

(2)按齿根弯曲疲劳强度设计计算：

确定齿轮精度等级：

Vt=0.0羽=0.02x337诩43.88/33793=3.42m/s

查表8-15II公差组8级

齿轮模数m由下式计算：

2町“北

m>3

匕Z：[aF]

齿宽系数咒：查表8-23取匕=0.3

小轮齿数Z1：取4=21

则大轮齿数：Z2=iZ[=2.86x21=60

齿数比:u=60/21=2.857

传定比误差：△"=|2.857-2.86|/2.86=0.1%合适

载荷系数K:由式8-54得：K=KAKvKpKa

使用系数K.:查表8-20得：KA=i

动载荷系数Ky：查图8-57得Ky,=1.18

齿向载荷分布系数Kp：查图8-60得K0=1.22

齿间载荷分布系数K。：由式8-55及夕=0得

丹=£仪1.88—3.2(-^-+^—)]cos/?

=1.88-3.2(—+—)cosO0=1.67

L2160J

iq_]no

查表8-21并插值：K=1.08+(1.67-1.5)—~~—=1.2

a1.8—1.5

则载荷系数得初值为：

&=1.2x1.22x1x1.18=1.72

齿形系数查图8-67得

小轮rFal=2.9

大轮YFa2=2.28

应力修正系数：查图8-68得：

小轮L=L53

大轮M=L73

重合度系数Ye=0.25+0.75/£a=0.25+0.75/1.67=0.70

许用弯曲应力[b/：由式\o-F]=o-FhmYNYx/SF

弯曲疲劳极限分.，查图8-72得o>s=650N/m/

cFVim2=600N/mnr

应力循环次数由式8-70得

N、=60njLh=60x337.93x1x5000=1.01x1tf

87

=A^1/H=1.01X10/2.68=3.55X10

弯曲寿命系数九：查图8-73得：九1=九2=1

尺寸系数人：查图8-74：Yx=l

安全系数与，查表8-27

则口7J=<rFlimlY^/Sp=650x1x1/1.3=5QQMPa

S

[crr2]=0vHm2424/F=600x1x1/1.3=46\.5MPa

所以Lal/[°>/=2.9X1.53/500=8.8x10-3

%2%/匕小2.28x1.73/461.5=8.55x1()T

3

GF?i、l徂、a12x1.7Ox17536x1Q„0.n_3Z_ZZA<C

m以得m>l-------------------x8.8xlOx0.70=6.52

V0.3x212

取m=7

3.2.2强度校核计算

校核公式分=ZEZHZ£^^-»^-<[aH]

式中：

弹性系数查表8-22得Z£=189.8VMP^

节点影响系数Z”，查图8-64（。=0,内=%=。）得Z/,=2.5

重合度系数Ze：查图8-56得Zf=0.90

许用接触应力awljmI,aWIim2,查图8-69得：

crwljml=1700N/mntcrH|jm2=1550N/mnf

接触强度寿命系数Z”查图8-70得：ZN{=ZN2=1

硬化系数Zw，查图8-71及说明得：Zw=l

接触强度安全系数S”，查表8-27,按一般可靠度得：SH=1

贝ij口印］=1700x1x1/1=170(W/加加

口匹卜1550x1x1/1=1550V/加病

所以：

lono—32x2.16x1.75x1062.857+1……ri

=18ft8x2.5x0.90J-------------------x---------=1694MPa<cr

H'v30x14722.857/yiJ

6

,ononnn/2x2.16xl.75xl0—2.857+1「］

=1898x2.5x0.90、----------------x---------=593MPa<(r1

H2V30x42tf2.857LWH92J

所以：接触疲劳强度通过。

由于中速及快速传动两齿轮副各系数与此类似，又因d<4,所以，强速校

核定能通过。在此不再一一列出。

3.2.3几何尺寸计算

表3-1几何尺寸计算

名称代号及公式

Z,=21Z2=48Z3=60

,

z/=60z/=33Z3=21

分度圆直径d=mZ

&=7x21=147d2=7x4*,*(7x60=42(

t

3名力17x21=14

=7x60=420d2=7x3

齿顶高ft，

ha=mha

ha}=ha］ha?=ha2方3=ha3=7

=7x1=7

齿根高rr

hf=m(ha+/)%=hfihf?=hf?叫gh；=8.75

=7(1+0.25)=8.75

，f

齿全高1风7与h；=15.75

h=ha+hf

h}=h1h2=h2=

=7+8.75=15.75

齿顶圆直径d°i=147+2x7%=336+2/420+2x：

da=d+2ha

=161=350=434

r

服'=420+2x7d二=231地？工147+2x7

=434=245=161

齿根圆直径5d门=4025

df-d—2/iydJf?4=318

1.5/,/=129.5

d/2=21：

oc

公法线跨齿数k=-^Z+0.5k>=6葭二7

k.=­x20+0.5

180°1180

左2二4h=3

=3

k'=-x20+0.5

1180

=7

公法线长度

wk=m[2.9521x町]=53.719叼2="&3助.3=14(12

wk2=14Q2wk2=75.56M3=53.719

(000)+0.0142]

3.2.4齿轮受力分析

由于慢速时受力最大，所以仅分析慢速时齿轮受力即可。

(1)圆周力：

3

Fr]=24/《=2x1750x10/147=23809.5N=-F,.

(2)径向力：

工।=Eitana=23809tan200=8665N=-Fr{'

(3)法向力：

Fni=E|/8Sa'=23809.5/cos20°=25337.5=—%

3.3轴的校核

3.3.1轴1的校核

按扭转强度初定轴的圜仝

由表8—347

上式中:d------轴径（.mm）

A-----与材料有关的系数，由表8-348

按20CrMnTi

查得:A=112〜97；

N----轴所传递的功率

N=NJ•7=64.28x0.995=63.9586kw；

n----轴的工作转速，n=980rpm；

。397)*

d-

=45.1~39.1mm

考虑到轴上有键槽，与亥轴相连的电机轴的苜径，

以及轴上有锥齿轮等结勾的要求，聪=70团机。

（1）求轴的载荷

1）支反力:

水平面：^F=O+“8=外=151463%

汇储=。取心+耳心=。

„FnL.151463x45

NRHA=---=-----------------------=-5452668/V

ML,125

=>&rtD8=居/I—Rrv.\=151463+5452668=20599V

垂直面：»=0RVA+RVB=5=29485N

2%=。取乙2+工也-工,^L=0

=>RVA=295.48^

=RVB=工1-RVA=29485-29575=-9N

2）从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面为危险截面。

B截面处的MH、My、M'T、及Me”数值如下:

水平面：A/w=6815835N-/«m

垂直面：Mv=324685V-mm

22

合成弯矩：M=ylMH+Mv

7(681583.5)2+(324685)2=754967.8N.mm

扭矩：T=623.27N-m=6.23x枕N-mm

当量弯矩：Mca=+（"）2

(754967,8)2+(0.6x6.23x105)=842438.67V-mm

（2）校核轴的强度:

轴的材料为40Cr,调质处理。由表4-1查得：bB=750N/mnf

则［M=OQ9~o1外67.5~75N/mnt

n轴的计算应力为：

Mca842438.6

24.56N/mm2<[cr]

““一~W~一（Mx7（）3

所以，该轴强度满足要求。

3.3.2轴H校核

轴的初步计算

按扭转强度初定轴的直径,

由表8—347查得：d=

N=N「小."2n

=50.72x0.995x0.99x0.980

=48.96kw

n=337.93rpm

A=112〜97,由表8—348按40Cr查得。

J48.96

d=(l12~97>

V337.93

=58.82〜50.94mm

考虑到键槽的影响及轴的受力情况，考虑花键的标准规格，取轴的基本直径d=80mm

求轴的载荷：

1）支反力:

水平面：2尸=°RHA+RHB=F“=151463N

IM=0,Fl]x50-x140-x390=0

n151463x50-238095x140—/x500=0

=-515203V

=>Rm=-351L17N

垂直面