3.0噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)【7張圖紙】

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中 國(guó) 礦 業(yè) 大 學(xué) 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 姓 名： 張帥 學(xué) 號(hào)： 21040292 學(xué) 院： 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化 　 設(shè)計(jì)題目： 3.0噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì) 專 題： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 學(xué)院應(yīng)用技術(shù)學(xué)院專業(yè)年級(jí) 機(jī)自04-3班 學(xué)生姓名 張帥 任務(wù)下達(dá)日期： 2008年1月11日 畢業(yè)設(shè)計(jì)日期： 2008年3月25日至2008年6月16日 畢業(yè)設(shè)計(jì)題目： 3.0噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)專題題目： 畢業(yè)設(shè)計(jì)主要內(nèi)容和要求： 設(shè)計(jì)3噸調(diào)度絞車， 主要設(shè)計(jì)參數(shù) 牽引力：≈30 速繩： ≈1.2 容繩量：≈500 m 院長(zhǎng)簽字： 指導(dǎo)教師簽字： 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師評(píng)閱書(shū) 指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)（①基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；②獨(dú)立解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③研究?jī)?nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）： 成 績(jī)： 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)評(píng)閱教師評(píng)閱書(shū) 評(píng)閱教師評(píng)語(yǔ)（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點(diǎn)；⑤寫(xiě)作的規(guī)范程度；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）： 成 績(jī)： 評(píng)閱教師簽字： 年 月 日 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)評(píng)閱教師評(píng)閱書(shū) 評(píng)閱教師評(píng)語(yǔ)（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③工作量的大??；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤寫(xiě)作的規(guī)范程度；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）： 成 績(jī)： 評(píng)閱教師簽字： 年 月 日 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯及綜合成績(jī) 答 辯 情 況 提 出 問(wèn) 題 回 答 問(wèn) 題 正 確 基本 正確 有一般性錯(cuò)誤 有原則性錯(cuò)誤 沒(méi)有 回答 答辯委員會(huì)評(píng)語(yǔ)及建議成績(jī)： 答辯委員會(huì)主任簽字： 年 月 日 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評(píng)定成績(jī)： 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負(fù)責(zé)人： 年 月 日 摘 要 本次設(shè)計(jì)的題目是3噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)。調(diào)度絞車由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量不大、移動(dòng)方便，而被廣泛應(yīng)用于礦山地面、冶金礦場(chǎng)或建筑工地等進(jìn)行調(diào)度和其它運(yùn)輸工作。 絞車的主要特點(diǎn)為：結(jié)構(gòu)尺寸和重量較小、鋼絲繩速度不高，安裝及撤除操作方便、啟動(dòng)平衡（穩(wěn)）、故障率低、常見(jiàn)故障易處理、維護(hù)方便。 我國(guó)許多調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)是引進(jìn)前蘇聯(lián)的技術(shù)，并在其基礎(chǔ)上作了一些改進(jìn)，本設(shè)計(jì)方案的主要特點(diǎn)：?該型絞車采用兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，Z5、Z6、Z7組成行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。在電動(dòng)機(jī)軸頭上安裝著加長(zhǎng)套的齒輪Z1，通過(guò)內(nèi)齒輪Z2、齒輪Z3和內(nèi)齒輪Z4，把運(yùn)動(dòng)傳到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的中央輪（或稱太陽(yáng)輪），再帶動(dòng)兩個(gè)行星齒輪Z6和大內(nèi)齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動(dòng)固定連接的軸上，大內(nèi)齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)。 為了達(dá)到良好的均載效果，在設(shè)計(jì)的均載機(jī)構(gòu)中采取無(wú)多余約束的浮動(dòng)方式。另外，變位齒輪的使用也可以獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，提高嚙合傳動(dòng)質(zhì)量和承載能力。 本次設(shè)計(jì)主要對(duì)兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)、滾筒結(jié)構(gòu)、制動(dòng)器等進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵詞： 調(diào)度絞車；行星齒輪；行星傳動(dòng)；內(nèi)嚙合傳動(dòng) Abstract The design is the subject of three tons scheduling winch design. Scheduling winch as simple structure, less weight, mobile convenience, and the ground was widely used in mining, metallurgical mines or construction sites, such as dispatching and other transportation work. Winch the main features are: small size and weight of the structure, the rope speed is not high, installation and removal easy to operate, start balance (stability), the failure rate is low and easy to deal with common fault, and easy maintenance. Many of our scheduling winches are designed to introduce the former Soviet Union, and on the basis of their made some improvements, the design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2 and Z3/Z4 for two Internal Drive, Z5, Z6, Z7 composition of planetary transmission mechanism. Installation of the motor shaft head of the extended sets of gear Z1, through the gears Z2, with gear Z3 and Z4, the movement spread to gear Z5, the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round the sun), Further promote the two planetary gear Z6, and the gear Z7. Planetary gear freely installed in the two driven and connected to a fixed axis, the largest in the gear Z7 Gear work with the external gateway, used to control winch drum operation. In order to achieve good results, are contained in the design of the bodies contained no extra bound to take the floating manner. In addition, the use of variable gear can also get accurate than the drive to improve the quality and meshing transmission capacity. The design of the two main transmissions and meshing with a planetary gear transmission, the drum structure, such as brake carried out a detailed design. Key words: scheduling winch; planetary gear; planetary transmission; Internal Drive 目 錄 一、整體方案設(shè)計(jì) 1 1.1產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計(jì)參數(shù) 1 1.2整體設(shè)計(jì)方案的確定 1 1.3 設(shè)計(jì)方案的改進(jìn) 2 二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 3 2.1 鋼絲繩的選擇 3 2.1.1 計(jì)算鋼絲繩直徑 3 2.1.2鋼絲繩強(qiáng)度校核： 3 2.2卷筒 3 2.2.1 卷筒的名義直徑 3 2.2.2 確定卷筒的寬度B 4 2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為: 4 2.2.5 確定卷筒直徑 4 2.2.6 卷筒厚度： 4 三、 電機(jī)的選?。?6 3.1系統(tǒng)的總效率 6 3.2繩速的確定 6 3.3電機(jī)的選型 6 四、總傳動(dòng)比的計(jì)算及傳動(dòng)比的分配 7 4.1總傳動(dòng)比的計(jì)算： 7 4.2 傳動(dòng)比的分配 7 五、 兩級(jí)內(nèi)齒圈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9 5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 9 5.2確定各主要參數(shù) 9 5.2.1傳動(dòng)比 9 5.2.2 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m 9 5.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 10 5.2.4 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 10 5.2.5齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) 12 5.3 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m 16 5.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 17 5.3.2 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 17 5.3.3 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) 20 六、 行星輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 24 6.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 24 6.2確定各主要參數(shù) 24 6.2.1傳動(dòng)比 24 6.2.2行星輪數(shù)目 24 6.2.3載荷不均衡系數(shù) 24 6.2.4 配齒計(jì)算 24 6.2.5 太陽(yáng)輪分度圓直徑 25 6.2.6計(jì)算變位系數(shù) 26 6.3幾何尺寸計(jì)算 29 6.4 嚙合要素計(jì)算 30 6.4.1 a—c傳動(dòng)端面重合度 30 6.4.2 c—b傳動(dòng)端面重合度 30 6.5 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 31 6.5.1 外嚙合 31 6.5.2 內(nèi)嚙合 36 七、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 40 7.1軸的材料的選定 40 7.2 軸直徑的初步估算 40 7.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 40 八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和校核 55 8.1行星軸 55 8.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 55 8.1.2行星軸材料 55 8.1.3 軸的受力分析 55 8.1.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 56 8.1.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 56 8.1.6軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 57 8.2行星軸校驗(yàn) 58 8.2.1 軸徑 58 8.2.2行星軸材料 58 8.2.3 軸的受力分析 58 8.2.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 59 8.2.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 60 8.2.6軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 61 九、 行星架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 63 9.1行星架形式的確定和材料的選定 63 9.2行星架的技術(shù)要求 63 十、軸承及校核 65 10.1調(diào)心滾子軸承 65 10.2深汮球軸承 66 十一、 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接） 69 11.1主軸上的平鍵聯(lián)接 69 11.1.1 鍵的選取 69 11.1.2 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 69 11.2滾筒和行星架之間的聯(lián)接 70 11.2.1鍵的選取 70 11.2.2鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 70 十二、減速器鑄造機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 71 12.1鑄造機(jī)體的壁厚 71 12.2螺栓直徑 71 十三、 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 72 13.1制動(dòng)器的作用與要求 72 13.1.1制動(dòng)器的作用 72 13.1.2制動(dòng)器的要求 72 13.2制動(dòng)器的類型比較與選擇 72 13.2.1制動(dòng)器的類型 72 13.2.2制動(dòng)器的選擇 72 13.3外抱閘式制動(dòng)器結(jié)構(gòu) 72 13.4外抱閘式制動(dòng)器的幾何參數(shù)計(jì)算 73 十四、 主要零件的技術(shù)要求 79 14.1對(duì)齒輪的要求 79 14.1.1齒輪精度 79 14.1.2對(duì)行星輪制造方面的幾點(diǎn)要求 79 14.1.3齒輪材料和熱處理要求 79 十五、維護(hù)及修理 80 15.1潤(rùn)滑 80 15.2維護(hù) 80 15.3修理 80 Abstract 81 摘要 88 畢業(yè)設(shè)計(jì)總結(jié) 94 參考文獻(xiàn) 95 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第97頁(yè) 一、整體方案設(shè)計(jì) 1.1產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計(jì)參數(shù) 本次設(shè)計(jì)的產(chǎn)品名稱是3噸調(diào)度絞車，調(diào)度絞車是一種小型絞車，通過(guò)緾繞在滾筒上的鋼絲繩牽引車輛在軌道上運(yùn)行，屬于有極繩運(yùn)輸絞車。調(diào)度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調(diào)度編組礦車，在中間巷道中拖運(yùn)礦車，亦可在其它地方作輔助運(yùn)輸工具。 主要設(shè)計(jì)參數(shù)為： 牽引力 ≈30 繩速 ≈1.2 容繩 ≈500 m 1.2整體設(shè)計(jì)方案的確定 ?該型絞車采用兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，Z5、Z6、Z7組成行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。 A 1 2 3 4 5 6 7 B ? ?在電動(dòng)機(jī)軸頭上安裝著加長(zhǎng)套的齒輪Z1，通過(guò)內(nèi)齒輪Z2、齒輪Z3和內(nèi)齒輪Z4，把運(yùn)動(dòng)傳到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的中央輪（或稱太陽(yáng)輪），再帶動(dòng)兩個(gè)行星齒輪Z6和大內(nèi)齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動(dòng)固定連接的軸上，大內(nèi)齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)。 ?? 若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動(dòng)閘松開(kāi)，此時(shí)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)由兩級(jí)內(nèi)嚙輪傳動(dòng)到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住，不能轉(zhuǎn)動(dòng)，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn)，同時(shí)還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉(zhuǎn)。從而帶動(dòng)與其相連的帶動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)Z6的運(yùn)行方式很類似太陽(yáng)系中的行星（如地球）的運(yùn)動(dòng)方式，齒輪Z6又稱行星齒輪，其傳動(dòng)方式稱為行星傳動(dòng)。 ?? 反之，若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘松開(kāi)，而將滾筒上的制動(dòng)閘閘住，因Z6與滾筒直接相連，只作自轉(zhuǎn)，沒(méi)有公轉(zhuǎn)，從Z1到Z7的傳動(dòng)系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉(zhuǎn)。倒替松開(kāi)（或閘?。┕ぷ鏖l或制動(dòng)閘，即可使調(diào)度絞車在不停電動(dòng)機(jī)的情況下實(shí)現(xiàn)運(yùn)行和停車。當(dāng)需要作反向提升時(shí)，必須重新按動(dòng)啟動(dòng)按鈕，使電機(jī)反向運(yùn)轉(zhuǎn)。 為了調(diào)節(jié)起升和下放速度或停止，兩剎車裝置可交替剎緊和松開(kāi)。 1.3 設(shè)計(jì)方案的改進(jìn) 為了達(dá)到良好的均載效果，在設(shè)計(jì)的均載機(jī)構(gòu)中采取無(wú)多余約束的浮動(dòng)，既在行星輪中安裝一個(gè)球面調(diào)心軸承。高速級(jí)行星架無(wú)支承并與低速級(jí)太陽(yáng)輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)中無(wú)多余約束，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，浮動(dòng)效果好，沿齒長(zhǎng)方向的載荷分布均勻。由于行星輪內(nèi)只裝一個(gè)軸承，當(dāng)傳動(dòng)比較小時(shí)，軸承尺寸小，壽命較長(zhǎng)。 設(shè)計(jì)中還采用了合理的變位齒輪，在漸開(kāi)線行星齒輪傳動(dòng)中，可以獲得如下的效果：獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，提高嚙合傳動(dòng)質(zhì)量和承載能力，在傳動(dòng)比得到保證的前提下得到理想的中心距，在保證裝配及同心等條件下，使齒數(shù)的選擇有較大的靈活性。 二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 2.1 鋼絲繩的選擇 2.1.1 根據(jù)GB/T8918－1996知，鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力，按下式確定： d = （2-1） 式中d－鋼絲繩最小直徑 C－選擇系數(shù) ，取C =0.1 S－鋼絲繩最大靜拉力N 則由公式（2-1）可得： d =17.32 所以選擇鋼絲繩直徑d =19.5 初選鋼絲繩直徑 =19.5 型號(hào)為：6×19（a）－19.5－155 2.1.2鋼絲繩強(qiáng)度校核： 由鋼絲繩型號(hào)知： 鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度為1550 所以最小鋼絲破斷拉力總和 整條鋼絲繩的破斷拉力為 （2-2） 式中：—拉力影響系數(shù)，取=0.85 安全系數(shù) 所以=5 故所選鋼絲繩滿足要求。 2.2卷筒 2.2.1 卷筒的名義直徑 （2-3） 式中：—按鋼絲繩中心計(jì)算的卷筒最小直徑 d—鋼絲繩直徑 h—與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩的結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，因?yàn)闄C(jī)構(gòu)的工作級(jí)別為M5級(jí)，所以取h =18 2.2.2 確定卷筒的寬度B 初選每層纏繞圈數(shù)z=21 B= 式中：—鋼絲繩排列不均勻系數(shù) 2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為: n=13 2.2.4 驗(yàn)算卷筒容繩量L L = （2-4） =413.95 m 式中：—鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.9 2.2.5 確定卷筒直徑 鋼絲繩的最小纏繞直徑 ==351+15.5=366.5 mm 鋼絲繩的最大纏繞直徑 =+d+2(n-1)d （2-5） =351+19.5+2(13-1)19.50.9 =791.7 mm 式中：—鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.9 鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑： = （2-6） =（366.5+791.7）=579.1 卷筒的結(jié)構(gòu)外徑： =791.7+219.53=908.7 取=908.7 2.2.6 卷筒厚度： 對(duì)鑄鐵卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm 三、 電機(jī)的選?。? 3.1系統(tǒng)的總效率 ==0.9600.990=0.825 式中：—卷筒上鋼絲繩纏繞效率，取=0.960 —攪油效率，取=0.990 —一級(jí)行星輪傳動(dòng)效率，各取=0.970 —七個(gè)滾動(dòng)軸承的效率，各取=0.990 ——兩級(jí)內(nèi)齒傳動(dòng)效率，各取=0.980 3.2繩速的確定 v ==1.2 m/s 3.3電機(jī)的選型 最大功率： =Fv =301.2 =36 kW 電機(jī)軸上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW 根據(jù)以上計(jì)算，選取電機(jī)的參數(shù)如下： 型號(hào)：Y250M-4 額定功率：55 KW 滿載轉(zhuǎn)速：1480 r/min 效率：92.5% ==2.0 ==7.7 電機(jī)的實(shí)際輸出功率：P==550.925=50.875 kW 所以該電機(jī)符合要求。 四、總傳動(dòng)比的計(jì)算及傳動(dòng)比的分配 4.1總傳動(dòng)比的計(jì)算： 由上面的選型及計(jì)算可知： 電機(jī)的轉(zhuǎn)速 =1480 r/min 卷筒轉(zhuǎn)速 =37.799 r/min 可得總傳動(dòng)比為 = = =39.15 4.2 傳動(dòng)比的分配 按三級(jí)傳動(dòng)，，因此應(yīng)進(jìn)行傳動(dòng)比分配，分配的原則為： 1）使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力大致相等，即齒面接觸強(qiáng)度大致相等； 2）使減速機(jī)構(gòu)獲得最小的外形尺寸和重量； 3）使各級(jí)傳動(dòng)的大齒輪浸油深度大致相等。 為此，一般取 q = 式中：—使用系數(shù)。 中等沖擊， = =1.25 —行星輪間載荷分配系數(shù)，行星架浮動(dòng)，6級(jí)精度，取 =1.20 —行星輪間載荷分配系數(shù)，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，8級(jí)精度，取 =1.05 —綜合系數(shù)。=3，高精度，硬齒面，取 = =1.8 角標(biāo)1、2表示第一級(jí)和第二級(jí)傳動(dòng)。 = =2 查表定 = =0.7 = 則：q = = =1.143 計(jì)算 =1.143 ≈2 以此值和傳動(dòng)比得 =6.8 可知： =i/=39.15/7.8=4.99 則=2.79 =2.79 =4.99 五、 兩級(jí)內(nèi)齒圈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 內(nèi)齒圈的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為HBS 262～293 試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 =650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級(jí)。 5.2確定各主要參數(shù) 由于屬于低速傳動(dòng)，采用齒形角=，直齒輪傳動(dòng)，精度為6級(jí)，為提高承載能力，兩級(jí)均采用直齒輪傳動(dòng)。 5.2.1傳動(dòng)比 =2.79 5.2.2 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m 模數(shù)m由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 式中 ——綜合系數(shù)，齒輪為7級(jí)精度等級(jí)沖擊取=1.6~2.6，8級(jí)精度等級(jí)中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 ——小齒輪的齒形系數(shù) ——小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 ——額定功率， ——小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)）， ——實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級(jí)中等質(zhì)量要求選取 ——齒寬系數(shù)，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =4 5.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 分度圓的壓力角： 齒頂高系數(shù)： 縱向間隙系數(shù) 模數(shù)的選取 =4 5.2.4 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置=0.8 小輪齒數(shù) 取=27 大輪齒數(shù) ==2.7927=75.33 齒數(shù)比 ==75/27 傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.770.05 小輪轉(zhuǎn)矩 ===354899 載荷系數(shù) ——使用系數(shù)，查表取=1 ——?jiǎng)虞d系數(shù)，查表取=1.2 ——齒間載荷系數(shù)，由表取1.1 ——齒間載荷分布系數(shù)，查表取1.1 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 材料彈性系數(shù) 查表取=189.8 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5 重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =96.41 齒輪模數(shù) ==96.41/27=3.57 ，取圓整 =5 小輪分度圓直徑 ==527=135 圓周速度 = 取=10.46 標(biāo)準(zhǔn)中心距 ==5（27+75）/2=255 齒寬 ==0.8135=108 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）=115 分度圓直徑 ==75 5=375 基圓直徑 ==375=352 齒頂圓直徑 =- 式中 = 當(dāng) =1，=時(shí) ===1 =-=375-215+1=366 齒根圓直徑 =375+2（1+0.25）5=382.5 全齒高 =（382.5 366）=8.25 中心距 =（75-27）5=120 5.2.5齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) Ⅰ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =226.63 式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =108 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數(shù)比，u =/ =75/27 =2.79 —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數(shù)，查表取 =189.8 —重合度系數(shù)，查圖取 =0.91 —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 = = 226.63× = 309.62 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25 —?jiǎng)虞d系數(shù)，6級(jí)精度，查表 取 =1.01 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 —計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值， 許用接觸應(yīng)力 = 式中：—試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03 —潤(rùn)滑油系數(shù)，取 =1.06 —工作硬化系數(shù)， =1.1 —速度系數(shù)，取 =0.905 —粗糙度系數(shù)，取 =0.96 —尺寸系數(shù)，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強(qiáng)度通過(guò)。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 式中： = —端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =108 —法向模數(shù)，取=5 = =5.14 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數(shù)。取=1 —?jiǎng)虞d系數(shù)。取=1.2 —齒間載荷系數(shù)，取=1.1 —齒間載荷分布系數(shù)，取=1.1 彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù) 式中： —齒形系數(shù)。取=2.5 —應(yīng)力修正系數(shù)。取=1.605 —重合度系數(shù)。=0.716 —螺旋角系數(shù)。=1.0 則： 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 式中： —彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350 —最小安全系數(shù)。取=1.4 式中： —應(yīng)力修正系數(shù)。取=2.0 —壽命系數(shù)，取=1.0 —圓角敏感系數(shù)，取=0.99 —表面狀況系數(shù)。取=1.674-0.529=1.063 —尺寸系數(shù)。由，則=1.0 則： 故內(nèi)嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過(guò)。 5.3 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m 模數(shù)m由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 式中 ——綜合系數(shù)，齒輪為7級(jí)精度等級(jí)沖擊取=1.6~2.6，8級(jí)精度等級(jí)中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 ——小齒輪的齒形系數(shù) ——小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 ——額定功率， ——小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)）， ——實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級(jí)中等質(zhì)量要求選取 ——齒寬系數(shù)，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =4 5.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算 分度圓的壓力角： 齒頂高系數(shù)： 縱向間隙系數(shù) 模數(shù)的選取 =4 5.3.2 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置 =0.8 小輪齒數(shù) 取=27 大輪齒數(shù) ==2.7927=75.33 齒數(shù)比 ==75/27 傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.770.05 小輪轉(zhuǎn)矩 ===347801 載荷系數(shù) ——使用系數(shù)，查表取=1 ——?jiǎng)虞d系數(shù)，查表取=1.2 ——齒間載荷系數(shù)，由表取1.1 ——齒間載荷分布系數(shù)，查表取1.1 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 材料彈性系數(shù) 查表取=189.8 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5 重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =95.77 齒輪模數(shù) ==95.77/27=3.57 ，取圓整 =4 小輪分度圓直徑 ==427=108 圓周速度 = 取=8.36 標(biāo)準(zhǔn)中心距 ==5（27+75）/2=255 齒寬 ==0.8108=86.4 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）=95.4 基圓直徑 ==75 4=300 分度圓直徑 ==300=282 齒頂圓直徑 =- 式中 = 當(dāng) =1，=時(shí) ===1 =-=282-215+1=272 齒根圓直徑 =272+2（1+0.25）5=294.5 全齒高 =（294.5 272）=11.25 中心距=（75-27）5=120 5.3.3 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) Ⅰ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =180.44 式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =86.4 —小齒輪分度圓直徑，取 =108 u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68 —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數(shù)，查表取 =189.8 —重合度系數(shù)，查圖取 =0.91 —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 = = 226.85× = 309.91 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25 —?jiǎng)虞d系數(shù)，6級(jí)精度，查表 取 =1.01 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 —計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值， 許用接觸應(yīng)力 = 式中：—試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03 —潤(rùn)滑油系數(shù)，取 =1.06 —工作硬化系數(shù)， =1.1 —速度系數(shù)，取 =0.905 —粗糙度系數(shù)，取 =0.96 —尺寸系數(shù)，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強(qiáng)度通過(guò)。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 式中： = —端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =86.4 —法向模數(shù)，取=4 = =8.03 載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45 式中： —使用系數(shù)。取=1 —?jiǎng)虞d系數(shù)。取=1.2 —齒間載荷系數(shù)，取=1.1 —齒間載荷分布系數(shù)，取=1.1 彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù) 式中： —齒形系數(shù)。取=2.5 —應(yīng)力修正系數(shù)。取=1.605 —重合度系數(shù)。=0.716 —螺旋角系數(shù)。=1.0 則： 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 式中： —彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350 —最小安全系數(shù)。取=1.4 式中： —應(yīng)力修正系數(shù)。取=2.0 —壽命系數(shù)，取=1.0 —圓角敏感系數(shù)，取=0.99 —表面狀況系數(shù)。取=1.674-0.529=1.063 —尺寸系數(shù)。由，則=1.0 則： 故內(nèi)嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過(guò)。 六、 行星輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 6.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 太陽(yáng)輪和行星輪的材料均為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，表面硬度為 HRC 57～61 試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限=1400 試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽(yáng)輪=350 行星輪=245 齒形為漸開(kāi)線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級(jí)， 內(nèi)齒圈的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為HBS 262～293 試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 =650 =220 齒輪的加工為插齒，精度為7級(jí)。 6.2確定各主要參數(shù) 由于屬于低速傳動(dòng)，采用齒形角=，直齒輪傳動(dòng)，精度為6級(jí)，為提高承載能力，兩級(jí)均采用變位齒輪傳動(dòng)，要求外嚙合=左右，內(nèi)嚙合=左右。 6.2.1傳動(dòng)比 = 38.89/7.8 = 4.99 6.2.2行星輪數(shù)目 =3 6.2.3載荷不均衡系數(shù) 低速級(jí)采用無(wú)多余約束浮動(dòng)均載機(jī)構(gòu)，取==1.15 6.2.4 配齒計(jì)算 太陽(yáng)輪數(shù)目 = = 25 式中取c = 42 內(nèi)齒圈齒數(shù) = = 25×（4.99-1） = 99 行星齒齒數(shù) = = = 37 配齒結(jié)果：=24 =99 =37 i=4.99 6.2.5 太陽(yáng)輪分度圓直徑 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算太陽(yáng)輪分度圓直徑 由公式（5-1）得， = 768× =77.17 式中： —算式系數(shù)，一般鋼制齒輪，直齒輪傳動(dòng)，取 =768 —使用系數(shù)，查表，取 =1.25 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 =1.20 —綜合系數(shù)，查表，取=1.80 —小齒輪齒寬系數(shù)，取 =0.7 u—齒數(shù)比， u = 37/24 = 1.54 —一對(duì)嚙合副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N.m 太陽(yáng)輪傳動(dòng)的扭矩 =9549 =9549 = 312.45 N.m —試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取=1400 按彎曲強(qiáng)度初算模數(shù) 由公式（5-2）得， = 12.1× =3.27 式中：—算式系數(shù)，直齒傳動(dòng) =12.1 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)。 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3 —小齒輪齒形系數(shù)，高精度，正變位，靜定結(jié)構(gòu)，按x =0查值， =3.18 =2.4 —小齒輪齒數(shù) —試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限， 取模數(shù)m = 6 則太陽(yáng)輪直徑 = m =24×6 = 144 = =6(24+37) = 183 取 =183 6.2.6計(jì)算變位系數(shù) (1) 確定行星輪齒數(shù) Ⅰ) 由前面的配齒結(jié)果知：=24 =99 =37 Ⅱ) 初選a—c副的變位系數(shù)和 根據(jù) =+ =24＋37 = 61， 和 =左右的限制條件，查圖初選 =1 Ⅲ) 初算a—c副的齒高變動(dòng)系數(shù) 根據(jù)初的 =+ 由圖按B查D B = = =16.39 D =1.43 因 =0 所以 =1，=0 則 = = = 0.08723 (2)a-c嚙合副的計(jì)算 Ⅰ) 確定中心距 a-c和c-b嚙合副的標(biāo)準(zhǔn)中心距： =0.5（）m =0.5(24+37)6 =183 =0.5() m =0.5(99-37)6 =186 因?yàn)樾∮谟?jì)算值的圓整值，取=180 （略小于） Ⅱ) 中心距的分離系數(shù) = = = 1 Ⅲ) 齒高變動(dòng)系數(shù) =（） 式中： =0， =0， =1， c值按 A = = = 16.39 查圖得： c =1.82 故 = =0.111 Ⅳ) 變位系數(shù)和嚙合角 =+ =1＋0.111 = 1.111 = = = 在圖的范圍內(nèi)，在推薦范圍內(nèi)。 Ⅴ) 變位系數(shù)分配 根據(jù)齒數(shù)比u =37/24 = 1.54 ，由圖得， =1.104 時(shí)， =0.52 = 故 = =1.104－0.52 =0.584 （3）c-b嚙合副的計(jì)算 Ⅰ) 中心距的分離系數(shù) = = = -0.5 Ⅱ)齒頂高變動(dòng)系數(shù) 已知 = =（） 式中： =0， =0 ， =1， c 根據(jù) A = = = -8.06 查圖得：c =0.60 故 =（99-37） =0.037 Ⅲ) 變位系數(shù) =+ =-0.5＋0.037 = -0.463 故 =+ =-0.463＋0.584 =0.121 Ⅳ)嚙合角 = = = 在推薦范圍內(nèi)。 6.3幾何尺寸計(jì)算 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入（5-5）、（5-6）、（5-7）、（5-8），可得計(jì)算結(jié)果如下： 太陽(yáng)輪 d =24×6 = 144 =144＋2×6×(1＋0.314－0.014) =159.6 =144－2×6×(1＋0.4－0.314) =130.97 =144× =153.3 行星輪 d =6×37 =222 =222＋2×6×(1＋0.2896－0.014) =237.30 =222－2×6×(1＋0.4－0.2896) = 208.68 =222 =208.61 內(nèi)齒輪 d =6×99 =594 =594－2×6×(0.8－0.314＋0.2896) =584.69 =594＋2×6×(0.8＋0.25－0.314) =602.83 =594 = 558.18 6.4 嚙合要素計(jì)算 6.4.1 a—c傳動(dòng)端面重合度 Ⅰ) 頂圓齒形曲徑 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入（5-5）可得： 太陽(yáng)輪 = =42.33 行星輪 = =56.56 Ⅱ) 端面嚙合長(zhǎng)度 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入（5-10）中， 得 =42.33＋56.56－180× = 29.77 式中 —端面節(jié)圓嚙合角，直齒輪 = = 22.5 Ⅲ) 端面重合度 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入（5-11）得： = =1.68 6.4.2 c—b傳動(dòng)端面重合度 Ⅰ) 頂圓齒形曲徑 行星輪由上面計(jì)算得 = 56.56 把相關(guān)數(shù)據(jù)代入（5-9）得： 內(nèi)齒輪 = =87.03 Ⅱ) 端面嚙合長(zhǎng)度 由公式（5-12）得 = = 56.56－87.03＋180 = 37.89 Ⅲ) 端面重合度 由公式(5-13)得 = = =2.14 6.5 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 6.5.1 外嚙合 Ⅰ)齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = = =2.21×189.8×0.95×1× =252.55 式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， =9549× =9549× =599.65N.m = = =2776.16 N b—工作齒寬，b = =0.7×144 =100.8 取b =100 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數(shù)比，u =/ =37/24 =1.54 —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，（）/() =(0.52+0.584)/(24+37) =0.0181， =0，查圖，取 =2.21 —彈性系數(shù)，查表取 =189.8 —重合度系數(shù)， =1.302， =0查圖取 =0.95 —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 = =252.55× =345.03 式中： —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25 —?jiǎng)虞d系數(shù)，6級(jí)精度，查表 取 =1.01 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，按 =0.7， =3，查圖得， =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（-1） =1+（1.214-1）0.8×0.7 =1.12 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，按 =1.302，6級(jí)精度，硬齒面，查圖6-9，取 =1 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),行星架浮動(dòng)，查表取 =1.2 許用接觸應(yīng)力 由公式(5-16)得 = = =1118.3 式中：—試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，按高可度查表6-22取 =1.25 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，按工作10年，每年300天，每天14個(gè)小時(shí)，計(jì)算應(yīng)力系數(shù)， =60（）t =60(1470-973)×3×10×300×14 =4.93× > 按圖，取 =1 —潤(rùn)滑油系數(shù)，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型極壓油 =150× =150 取 =1.03 —工作硬化系數(shù)，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1 —速度系數(shù)，查圖取 =0.96 —粗糙度系數(shù)，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01 —尺寸系數(shù)，m < 5,取 =1 故 < 接觸強(qiáng)度通過(guò)。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 由公式(5-17)得 = 式中：—使用系數(shù)， —?jiǎng)虞d系數(shù)， —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)， =1.08 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 —計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3 —計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值， 由公式(5-18)得 = 式中：—載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，太陽(yáng)輪 =0.52， =24，查圖取 =2.28，行星輪， =0.584 ， =37，查圖，取 =2.14 —載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，查圖，太陽(yáng)輪取 =1.82 行星輪 =1.88， —計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù)， —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)， =0.826 b—工作齒寬， 許用齒根應(yīng)力 由公式（5-19）得 = 式中：—試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限， —試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，按高可靠度，查表，取 =1.6 —相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，查圖得太陽(yáng)輪 =0.98，行星輪 =1.01 —相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，取1.045 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù)， 太陽(yáng)輪： = =15.86 則：彎曲應(yīng)力 =15.86×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =28.11 許用彎曲應(yīng)力 =×0.98×1.045×1 =448 故：<,彎曲強(qiáng)度通過(guò)。 行星輪： =×1×2.14×1.85×0.826×1 =15.13 則：彎曲應(yīng)力 =15.13×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =26.82 許用彎曲應(yīng)力 =×1.01×1.045×1 =323 故：<,彎曲強(qiáng)度通過(guò)。 6.5.2 內(nèi)嚙合 Ⅰ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算接觸應(yīng)力 由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58×189.8×0.91×1× =229.27 式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N b—工作齒寬， 取b =100 —小齒輪分度圓直徑，取 =144 u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68 —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21 —彈性系數(shù)，查表取 =189.8 —重合度系數(shù)，查圖取 =0.91 —螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1， 由公式（5-14）得接觸應(yīng)力 = = 229.27× = 313.23 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25 —?jiǎng)虞d系數(shù)，6級(jí)精度，查表 取 =1.01 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 —計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值， =523.67× =523.67 許用接觸應(yīng)力 = 式中：—試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 —計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1.03 —潤(rùn)滑油系數(shù)，取 =1.06 —工作硬化系數(shù)， =1.1 —速度系數(shù)，取 =0.905 —粗糙度系數(shù)，取 =0.96 —尺寸系數(shù)，取 =1 則 = =1168.62 故 < 接觸強(qiáng)度通過(guò)。 Ⅱ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 計(jì)算齒根應(yīng)力 由公式(5-24)得 齒根彎曲應(yīng)力基本值 = = =17.74 式中：—載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，取 =2.055 —載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2.458 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù)， —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)，取 =0.759 b—工作齒寬， 由公式(5-23)得 = =17.74×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =31.44 式中：—使用系數(shù)， —?jiǎng)虞d系數(shù)， —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 —計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 ==1.3 —計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值， 許用齒根應(yīng)力 由公式（5-25）得 = =×0.98×1.045×1 =360 式中：—試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限， —試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)，取 =1 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，取 =1.6 —相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)， =0.759 —相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，取 =1.045 —計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù)， 故：<,彎曲強(qiáng)度通過(guò)。 以上計(jì)算說(shuō)明齒輪承載能力足夠。 七、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.1軸的材料的選定 選用40Cr鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可查得材料力學(xué)性能為： = 750 = 550 = 350 = 200 7.2 軸直徑的初步估算 初步估算軸徑，材料為40Cr鋼，查表取A=105，則軸的輸出端直徑 式中： 考慮有鍵槽，軸徑應(yīng)增大4%～5% 所以，取 =60 7.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見(jiàn)圖（7.1）所示 圖7.1 7.4.1當(dāng)鋼絲繩通過(guò)滾筒作用在軸上的力集中在A處時(shí)，軸的受力分析，鋼絲繩通過(guò)滾筒施加經(jīng)主軸的力（方向未定），故以假想線表示當(dāng)力全部作用于A處時(shí)，軸的受力分析（圖7.2—a）取最大值時(shí)為 =25 a 求支反力 設(shè)由于力產(chǎn)生的作用，各支反力分別為，（圖7.2-b）容易求得 = =20.313 =25 - 20.313 =4.687 b 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 由于作用而作出彎矩圖（圖7.2-c） =3046.9 作轉(zhuǎn)矩圖（如圖7.2-b） c.校核計(jì)算 1按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.07518 =75.18 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =75是滿足強(qiáng)度要求的. 2.軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上 A截面分析。截面A屬于危險(xiǎn)截面，取截面A進(jìn)行校核計(jì)算。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) 1）彎矩作用時(shí)的安全因數(shù) 由于該軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩起對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，根據(jù)表中彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 = 1.94 式中：—40Cr鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應(yīng)力幅 = =42.73 其中，抗彎截面系數(shù)W = —彎曲平均應(yīng)力， =0 —正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —表面質(zhì)量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數(shù)，查表可得 =0.68 —材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.34 2）轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) 考慮到機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不均勻引起的慣性和振動(dòng)的存在，轉(zhuǎn)矩引起的切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 =39.46 式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應(yīng)力幅 = =1.68 其中，抗彎截面系數(shù)W = —平均切應(yīng)力， = =2.39 —正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =1.89，所以 取 =1.89， —表面質(zhì)量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數(shù)，查表可得 =0.74 —材料扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.21 3）截面A的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) = 1.92 查表知當(dāng)載荷確定較精確，材料性質(zhì)較均勻時(shí)，許用安全因數(shù) =1.3～1.5 S > ，該軸截面A 疲勞強(qiáng)度足夠。 3.軸的靜強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取A截面為危險(xiǎn)截面。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =8.07 式中：—40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得 =550 —工作時(shí)的短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過(guò)載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×2437.5 =4875 —抗彎截面系數(shù)， =71.53× =68.15 2）轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) =48.03 式中：—40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得： =0.6 =0.6×550 =330 —工作時(shí)短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過(guò)載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m —抗彎截面系數(shù)， =143.56× 3）截面B的靜強(qiáng)度安全因數(shù) = 6.32 因?yàn)?=0.733 所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > ,該軸靜強(qiáng)度足夠。 7.4.2當(dāng)鋼絲繩通過(guò)滾筒作用在軸上的力集中在B處時(shí)，軸的受力分析 見(jiàn)（圖7.3-a） a 求支反力 設(shè)由于力產(chǎn)生的作用，各支反力分別為，（圖7.3-b）容易求得 = =6.25 =20 – 6.25=13.75 b 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 由于作用而作出彎矩圖（圖7.3-c） =3437.5 作轉(zhuǎn)矩圖（如圖7.3-b） c.校核計(jì)算 1按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.08425 =84.25 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =90是滿足強(qiáng)度要求的. 2.軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上 B截面分析。截面B屬于危險(xiǎn)截面，取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。 2.軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上B截面分析。截面B屬于危險(xiǎn)截面，取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) 1）彎矩作用時(shí)的安全因數(shù) 由于該軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩起對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，根據(jù)表中彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 = 1.72 式中：—40Cr鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應(yīng)力幅 = =48.06 其中，抗彎截面系數(shù)W = —彎曲平均應(yīng)力， =0 —扭轉(zhuǎn)有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —表面質(zhì)量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數(shù)，查表可得 =0.68 —材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.34 2）轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) 考慮到機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不均勻引起的慣性力和振動(dòng)的存在，轉(zhuǎn)矩引起的切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 =39.46 式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 —切應(yīng)力幅 = =1.68 其中，抗彎截面系數(shù)W = —平均切應(yīng)力， = =2.39 —正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =1.89，所以 取 =1.89， —表面質(zhì)量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 —尺寸因數(shù)，查表可得 =0.74 —材料扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.21 3）截面B的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) = 1.72 查表知當(dāng)載荷確定較精確，材料性質(zhì)較均勻時(shí)，許用安全因數(shù) =1.3～1.5 S > ，該軸截面B疲勞強(qiáng)度足夠。 3.軸的靜強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險(xiǎn)截面。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =5.72 式中：—40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得 =550 —工作時(shí)的短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過(guò)載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×3437.5 =6875 —抗彎截面系數(shù)， =71.53× =96.11 2）轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) =48.03 式中：—40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得： =0.6 =0.6×550 =330 —工作時(shí)短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過(guò)載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m —抗彎截面系數(shù)， =143.56× 3）截面B的靜強(qiáng)度安全因數(shù) = 5.68 因?yàn)?=0.733 所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > ,該軸靜強(qiáng)度足夠。 由以上的計(jì)算可知：主軸的強(qiáng)度滿足要求。 八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和校核 8.1行星軸 8.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見(jiàn)（圖8.1） 圖8.1 8.1.2行星軸材料 選用40Cr鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可查得材料力學(xué)為： =750 =550 =350 =200 8.1.3 軸的受力分析 結(jié)合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a） a、求支反力 在水平面內(nèi)受力情況分析，（圖8.2-b) 軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =2×1521.89 =3043.78 由受力平衡條件容易求出： =1606.44 =3043.78-1606.44 =1437.34 所以B截面處所受的彎矩最大 =68.27 b、軸的彎矩圖 由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.2-c) 8.1.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.0212 =21.2 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =45是滿足強(qiáng)度要求的. 8.1.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 (1)確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)載荷分布（彎矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸知，截面B屬于危險(xiǎn)截面，取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。 (2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) 因?yàn)樾行禽S為心軸，所以它的安全系數(shù)為： =15.47 式中：—40Cr鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應(yīng)力幅 = =7.63 其中，抗彎截面系數(shù)W = —正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以 取 =2.652， —材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.34 查表知當(dāng)載荷確定較精確，材料性質(zhì)較均勻時(shí)，許用安全因數(shù) =1.3～2.5 S >，該軸截面B疲勞強(qiáng)度足夠。 8.1.6軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算 1、確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險(xiǎn)截面。 2、校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =36.03 式中：—40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn)，查表得 =550 —工作時(shí)的短時(shí)最大載荷，設(shè)工作時(shí)短時(shí)過(guò)載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×68.27 =136.54 —抗彎截面系數(shù)， =8.946× =15.263 所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2 S > ,該軸靜強(qiáng)度足夠。 8.2行星軸校驗(yàn) 8.2.1 軸徑 d =45 8.2.2行星軸材料 選用40Cr鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可查得材料力學(xué)為： =750 =550 =350 =200 8.2.3 軸的受力分析 結(jié)合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a） a、求支反力 在水平面內(nèi)受力情況分析，（圖8.3-b) 軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =2×5592.94 =11185.88 由受力平衡條件容易求出： =5939.60 =11185.88-5939.60 =5846.28 所以B截面處所受的彎矩最大 =445.47 b、軸的彎矩圖 由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.3-c) 8.2.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑 按插值法查表得: =72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58) 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =55是滿足強(qiáng)度要求的. 8.2.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算