3.0噸調(diào)度絞車的設(shè)計【7張圖紙】

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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11.1產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計參數(shù)11.2整體設(shè)計方案的確定11.3 設(shè)計方案的改進2二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定32.1鋼絲繩的選擇32.1.1 計算鋼絲繩直徑32.1.2鋼絲繩強度校核：32.2卷筒32.2.1 卷筒的名義直徑32.2.2 確定卷筒的寬度B42.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為:42.2.5 確定卷筒直徑42.2.6 卷筒厚度：4三、 電機的選?。?3.1系統(tǒng)的總效率63.2繩速的確定63.3電機的選型6四、總傳動比的計算及傳動比的分配74.1總傳動比的計算：74.2 傳動比的分配7五、 兩級內(nèi)齒圈傳動設(shè)計95.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定95.2確定各主要參數(shù)95.2.1傳動比95.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù)m95.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算105.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算105.2.5齒輪強度校驗125.3 第二級傳動齒輪模數(shù)m165.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算175.3.2 齒輪接觸疲勞強度設(shè)計計算175.3.3 齒輪強度校驗20六、 行星輪傳動設(shè)計246.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定246.2確定各主要參數(shù)246.2.1傳動比246.2.2行星輪數(shù)目246.2.3載荷不均衡系數(shù)246.2.4 配齒計算246.2.5 太陽輪分度圓直徑256.2.6計算變位系數(shù)266.3幾何尺寸計算296.4 嚙合要素計算306.4.1 ac傳動端面重合度306.4.2 cb傳動端面重合度306.5 齒輪強度驗算316.5.1 外嚙合316.5.2 內(nèi)嚙合36七、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計407.1軸的材料的選定407.2 軸直徑的初步估算407.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計40八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核558.1行星軸558.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計558.1.2行星軸材料558.1.3 軸的受力分析558.1.4按當(dāng)量彎矩計算軸徑568.1.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算568.1.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算578.2行星軸校驗588.2.1 軸徑588.2.2行星軸材料588.2.3 軸的受力分析588.2.4按當(dāng)量彎矩計算軸徑598.2.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算608.2.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算61九、 行星架結(jié)構(gòu)設(shè)計639.1行星架形式的確定和材料的選定639.2行星架的技術(shù)要求63十、軸承及校核6510.1調(diào)心滾子軸承6510.2深汮球軸承66十一、 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接）6911.1主軸上的平鍵聯(lián)接6911.1.1 鍵的選取6911.1.2 鍵聯(lián)接的強度校核6911.2滾筒和行星架之間的聯(lián)接7011.2.1鍵的選取7011.2.2鍵聯(lián)接的強度校核70十二、減速器鑄造機體結(jié)構(gòu)尺寸7112.1鑄造機體的壁厚7112.2螺栓直徑71十三、 制動器的設(shè)計計算7213.1制動器的作用與要求7213.1.1制動器的作用7213.1.2制動器的要求7213.2制動器的類型比較與選擇7213.2.1制動器的類型7213.2.2制動器的選擇7213.3外抱閘式制動器結(jié)構(gòu)7213.4外抱閘式制動器的幾何參數(shù)計算73十四、 主要零件的技術(shù)要求7914.1對齒輪的要求7914.1.1齒輪精度7914.1.2對行星輪制造方面的幾點要求7914.1.3齒輪材料和熱處理要求79十五、維護及修理8015.1潤滑8015.2維護8015.3修理80Abstract81摘要88畢業(yè)設(shè)計總結(jié)94參考文獻95 中國礦業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第97頁一、整體方案設(shè)計1.1產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計參數(shù)本次設(shè)計的產(chǎn)品名稱是3噸調(diào)度絞車，調(diào)度絞車是一種小型絞車，通過緾繞在滾筒上的鋼絲繩牽引車輛在軌道上運行，屬于有極繩運輸絞車。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，在中間巷道中拖運礦車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。主要設(shè)計參數(shù)為：牽引力 30 繩速 1.2 容繩 500 m1.2整體設(shè)計方案的確定該型絞車采用兩級內(nèi)嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內(nèi)嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構(gòu)。A1234567B 在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內(nèi)齒輪Z2、齒輪Z3和內(nèi)齒輪Z4，把運動傳到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的中央輪（或稱太陽輪），再帶動兩個行星齒輪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，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動機轉(zhuǎn)動由兩級內(nèi)嚙輪傳動到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住，不能轉(zhuǎn)動，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn)，同時還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉(zhuǎn)。從而帶動與其相連的帶動轉(zhuǎn)動，此時Z6的運行方式很類似太陽系中的行星（如地球）的運動方式，齒輪Z6又稱行星齒輪，其傳動方式稱為行星傳動。 反之，若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘松開，而將滾筒上的制動閘閘住，因Z6與滾筒直接相連，只作自轉(zhuǎn)，沒有公轉(zhuǎn)，從Z1到Z7的傳動系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉(zhuǎn)。倒替松開（或閘?。┕ぷ鏖l或制動閘，即可使調(diào)度絞車在不停電動機的情況下實現(xiàn)運行和停車。當(dāng)需要作反向提升時，必須重新按動啟動按鈕，使電機反向運轉(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。1.3 設(shè)計方案的改進為了達(dá)到良好的均載效果，在設(shè)計的均載機構(gòu)中采取無多余約束的浮動，既在行星輪中安裝一個球面調(diào)心軸承。高速級行星架無支承并與低速級太陽輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點是機構(gòu)中無多余約束，結(jié)構(gòu)簡單，浮動效果好，沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內(nèi)只裝一個軸承，當(dāng)傳動比較小時，軸承尺寸小，壽命較長。設(shè)計中還采用了合理的變位齒輪，在漸開線行星齒輪傳動中，可以獲得如下的效果：獲得準(zhǔn)確的傳動比，提高嚙合傳動質(zhì)量和承載能力，在傳動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/T89181996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 型號為：619（a）19.51552.1.2鋼絲繩強度校核：由鋼絲繩型號知：鋼絲繩公稱抗拉強度為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：按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑 d鋼絲繩直徑 h與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩的結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，因為機構(gòu)的工作級別為M5級，所以取h =182.2.2 確定卷筒的寬度B初選每層纏繞圈數(shù)z=21B=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=132.2.4 驗算卷筒容繩量L L = （2-4）=413.95 m式中：鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.92.2.5 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：對鑄鐵卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm三、 電機的選?。?.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=0.990一級行星輪傳動效率，各取=0.970七個滾動軸承的效率，各取=0.990兩級內(nèi)齒傳動效率，各取=0.9803.2繩速的確定v =1.2 m/s3.3電機的選型最大功率： =Fv =301.2 =36 kW電機軸上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW根據(jù)以上計算，選取電機的參數(shù)如下：型號：Y250M-4額定功率：55 KW滿載轉(zhuǎn)速：1480 r/min效率：92.5%=2.0=7.7電機的實際輸出功率：P=550.925=50.875 kW 所以該電機符合要求。四、總傳動比的計算及傳動比的分配4.1總傳動比的計算：由上面的選型及計算可知：電機的轉(zhuǎn)速 =1480 r/min卷筒轉(zhuǎn)速 =37.799 r/min可得總傳動比為= = =39.154.2 傳動比的分配按三級傳動，因此應(yīng)進行傳動比分配，分配的原則為：1）使各級傳動的承載能力大致相等，即齒面接觸強度大致相等；2）使減速機構(gòu)獲得最小的外形尺寸和重量；3）使各級傳動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，6級精度，取 =1.20行星輪間載荷分配系數(shù)，太陽輪浮動，8級精度，取 =1.05綜合系數(shù)。=3，高精度，硬齒面，取 = =1.8角標(biāo)1、2表示第一級和第二級傳動。 = =2查表定 = =0.7 =則：q = = =1.143計算 =1.143 2以此值和傳動比得 =6.8 可知： =i/=39.15/7.8=4.99則=2.79 =2.79=4.99五、 兩級內(nèi)齒圈傳動設(shè)計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 262293試驗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。5.2確定各主要參數(shù)由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。5.2.1傳動比=2.795.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù)m模數(shù)m由強度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定 式中 綜合系數(shù)，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.62.6，8級精度等級中等沖擊取=2.53.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù) 小齒輪的傳動轉(zhuǎn)矩 額定功率， 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級即電機轉(zhuǎn)數(shù)）， 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質(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 =45.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算分度圓的壓力角： 齒頂高系數(shù)：縱向間隙系數(shù) 模數(shù)的選取 =45.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=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動載系數(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 =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齒輪強度校驗）齒面接觸疲勞強度計算接觸應(yīng)力由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =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 =144u齒數(shù)比，u =/ =75/27 =2.79節(jié)點區(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 動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計算齒面接觸應(yīng)力的基本值，許用接觸應(yīng)力 = 式中：試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03潤滑油系數(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 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應(yīng)力 式中：= 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 Nb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 動載系數(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。5.3 第二級傳動齒輪模數(shù)m模數(shù)m由強度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定 式中 綜合系數(shù)，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.62.6，8級精度等級中等沖擊取=2.53.9，沖擊較大、不變位時取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù) 小齒輪的傳動轉(zhuǎn)矩 額定功率， 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級即電機轉(zhuǎn)數(shù)）， 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質(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 =45.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算分度圓的壓力角： 齒頂高系數(shù)：縱向間隙系數(shù)模數(shù)的選取 =45.3.2 齒輪接觸疲勞強度設(shè)計計算小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=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動載系數(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 =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 齒輪強度校驗）齒面接觸疲勞強度計算接觸應(yīng)力由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =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 動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 計算接觸強度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計算齒面接觸應(yīng)力的基本值，許用接觸應(yīng)力 = 式中：試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03潤滑油系數(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 按圖，取 =1潤滑油系數(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 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應(yīng)力由公式(5-17)得 = 式中：使用系數(shù)， 動載系數(shù)， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)， =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3計算齒根彎曲應(yīng)力基本值，由公式(5-18)得 = 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，太陽輪 =0.52， =24，查圖取 =2.28，行星輪， =0.584 ， =37，查圖，取 =2.14載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)，查圖，太陽輪取 =1.82行星輪 =1.88，計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)，計算彎曲強度的重合度系數(shù)， =0.826b工作齒寬， 許用齒根應(yīng)力由公式（5-19）得 = 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，按高可靠度，查表，取 =1.6相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖得太陽輪 =0.98，行星輪 =1.01相對齒根表面狀況系數(shù)，取1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，太陽輪： = =15.86則：彎曲應(yīng)力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 許用彎曲應(yīng)力 =0.981.0451 =448 故：,彎曲強度通過。行星輪： =12.141.850.8261 =15.13 則：彎曲應(yīng)力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 許用彎曲應(yīng)力 =1.011.0451 =323 故：,彎曲強度通過。6.5.2 內(nèi)嚙合）齒面接觸疲勞強度計算接觸應(yīng)力由公式（5-15）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =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 =144u齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68節(jié)點區(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 動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計算齒面接觸應(yīng)力的基本值， =523.67 =523.67 許用接觸應(yīng)力 = 式中：試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03潤滑油系數(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 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應(yīng)力由公式(5-24)得齒根彎曲應(yīng)力基本值 = = =17.74 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，取 =2.055載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2.458計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)，計算彎曲強度的重合度系數(shù)，取 =0.759b工作齒寬，由公式(5-23)得 = =17.741.251.011.0811.3=31.44 式中：使用系數(shù)， 動載系數(shù)， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 =1.3計算齒根彎曲應(yīng)力基本值，許用齒根應(yīng)力由公式（5-25）得 = =0.981.0451 =360 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，取 =1.6相對齒根圓角敏感系數(shù)， =0.759相對齒根表面狀況系數(shù)，取 =1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，故： ，該軸截面A 疲勞強度足夠。3.軸的靜強度安全因數(shù)校核計算(1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取A截面為危險截面。(2)校核危險截面的安全因數(shù) =8.07式中：40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =22437.5 =4875 抗彎截面系數(shù)， =71.53 =68.15 2）轉(zhuǎn)矩作用時的安全因數(shù) =48.03式中：40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點，查表得： =0.6 =0.6550 =330 工作時短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2479.32 =958.64 N.m抗彎截面系數(shù)， =143.563）截面B的靜強度安全因數(shù) = 6.32因為 =0.733所以查表得許用安全因數(shù)=1.72.2S ,該軸靜強度足夠。7.4.2當(dāng)鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在B處時，軸的受力分析見（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=13.75b 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.校核計算1按當(dāng)量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = 0.08425 =84.25(考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計時,取d =90是滿足強度要求的.2.軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算(1)確定危險截面根據(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屬于危險截面，取截面B進行校核計算。2.軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算(1)確定危險截面根據(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屬于危險截面，取截面B進行校核計算。(2)校核危險截面的安全因數(shù)1）彎矩作用時的安全因數(shù)由于該軸轉(zhuǎn)動，彎矩起對稱循環(huán)變應(yīng)力，根據(jù)表中彎矩作用時的安全因數(shù)為 = 1.72式中：40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，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 材料彎曲時的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.342）轉(zhuǎn)矩作用時的安全因數(shù)考慮到機器運轉(zhuǎn)時不均勻引起的慣性力和振動的存在，轉(zhuǎn)矩引起的切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩作用時的安全因數(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)時的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =0.213）截面B的疲勞強度安全系數(shù) = 1.72查表知當(dāng)載荷確定較精確，材料性質(zhì)較均勻時，許用安全因數(shù)=1.31.5S ，該軸截面B疲勞強度足夠。3.軸的靜強度安全因數(shù)校核計算(1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。(2)校核危險截面的安全因數(shù) =5.72式中：40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =23437.5 =6875 抗彎截面系數(shù)， =71.53 =96.11 2）轉(zhuǎn)矩作用時的安全因數(shù) =48.03式中：40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點，查表得： =0.6 =0.6550 =330 工作時短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2479.32 =958.64 N.m 抗彎截面系數(shù)， =143.56 3）截面B的靜強度安全因數(shù) = 5.68因為 =0.733所以查表得許用安全因數(shù)=1.72.2S ,該軸靜強度足夠。由以上的計算可知：主軸的強度滿足要求。八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核8.1行星軸8.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計見（圖8.1）圖8.18.1.2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 =21521.89 =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)量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = 0.0212 =21.2(考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計時,取d =45是滿足強度要求的.8.1.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算(1)確定危險截面根據(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屬于危險截面，取截面B進行校核計算。(2)校核危險截面的安全因數(shù)因為行星軸為心軸，所以它的安全系數(shù)為： =15.47式中：40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，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，許用安全因數(shù)=1.32.5S ，該軸截面B疲勞強度足夠。8.1.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算1、確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。2、校核危險截面的安全因數(shù) =36.03式中：40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =268.27 =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)=1.72.2S ,該軸靜強度足夠。8.2行星軸校驗8.2.1 軸徑d =458.2.2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 =25592.94 =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)量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計時,取d =55是滿足強度要求的.8.2.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算