3噸調度絞車

3噸調度絞車,調度,絞車 中 國 礦 業(yè) 大 學本科生畢業(yè)設計姓 名： 張帥 學 號： 21040292 學 院： 應用技術學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 設計題目： 3.0噸調度絞車的設計 專 題： 指導教師： 職 稱： 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計任務書學院應用技術學院專業(yè)年級 機自04-3班 學生姓名 張帥 任務下達日期： 2008年1月11日 畢業(yè)設計日期： 2008年3月25日至2008年6月16日畢業(yè)設計題目： 3.0噸調度絞車的設計畢業(yè)設計專題題目：畢業(yè)設計主要內容和要求：設計3噸調度絞車，主要設計參數 牽引力：30 速繩： 1.2 容繩量：500 m 院長簽字： 指導教師簽字：中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計指導教師評閱書指導教師評語（基礎理論及基本技能的掌握；獨立解決實際問題的能力；研究內容的理論依據和技術方法；取得的主要成果及創(chuàng)新點；工作態(tài)度及工作量；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 指導教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書評閱教師評語（選題的意義；基礎理論及基本技能的掌握；綜合運用所學知識解決實際問題的能力；工作量的大?。蝗〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；寫作的規(guī)范程度；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書評閱教師評語（選題的意義；基礎理論及基本技能的掌握；綜合運用所學知識解決實際問題的能力；工作量的大小；取得的主要成果及創(chuàng)新點；寫作的規(guī)范程度；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計答辯及綜合成績答 辯 情 況提 出 問 題回 答 問 題正 確基本正確有一般性錯誤有原則性錯誤沒有回答答辯委員會評語及建議成績：答辯委員會主任簽字： 年 月 日學院領導小組綜合評定成績：學院領導小組負責人： 年 月 日 中國礦業(yè)大學本科生畢業(yè)設計 第97頁一、整體方案設計1.1產品的名稱、用途及主要設計參數本次設計的產品名稱是3噸調度絞車，調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。調度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調度編組礦車，在中間巷道中拖運礦車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。主要設計參數為：牽引力 30 繩速 1.2 容繩 500 m1.2整體設計方案的確定該型絞車采用兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構。A1234567B 在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內齒輪Z2、齒輪Z3和內齒輪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，大內齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉。 若將大內齒輪Z7上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動機轉動由兩級內嚙輪傳動到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住，不能轉動，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉，同時還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉。從而帶動與其相連的帶動轉動，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，沒有公轉，從Z1到Z7的傳動系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉。倒替松開（或閘?。┕ぷ鏖l或制動閘，即可使調度絞車在不停電動機的情況下實現運行和停車。當需要作反向提升時，必須重新按動啟動按鈕，使電機反向運轉。為了調節(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 設計方案的改進為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構中采取無多余約束的浮動，既在行星輪中安裝一個球面調心軸承。高速級行星架無支承并與低速級太陽輪固定聯接。此法的優(yōu)點是機構中無多余約束，結構簡單，浮動效果好，沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內只裝一個軸承，當傳動比較小時，軸承尺寸小，壽命較長。設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：獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動質量和承載能力，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 ，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，取=0.85安全系數所以=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與機構工作級別和鋼絲繩的結構有關的系數，因為機構的工作級別為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z=21B=式中：鋼絲繩排列不均勻系數2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數為: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。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。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 卷筒的結構外徑：=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根據以上計算，選取電機的參數如下：型號：Y250M-4額定功率：55 KW滿載轉速：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：電機的轉速 =1480 r/min卷筒轉速 =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。 中等沖擊， = =1.25行星輪間載荷分配系數，行星架浮動，6級精度，取 =1.20行星輪間載荷分配系數，太陽輪浮動，8級精度，取 =1.05綜合系數。=3，高精度，硬齒面，取 = =1.8角標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、 兩級內齒圈傳動設計5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定內齒圈的材料為40Cr,調質處理，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m模數m由強度計算或結構設計確定 式中 綜合系數，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 小齒輪的傳動轉矩 額定功率， 小齒輪轉數（一般為第一級即電機轉數）， 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取 齒寬系數，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。則 取圓整 =45.2.3 內嚙合標準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：縱向間隙系數 模數的選取 =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 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=0.8小輪齒數 取=27大輪齒數 =2.7927=75.33齒數比 =75/27傳動比誤差 =0.33/2.770.05小輪轉矩 =354899載荷系數 使用系數，查表取=1動載系數，查表取=1.2齒間載荷系數，由表取1.1齒間載荷分布系數，查表取1.1載荷系數 =11.21.11.1=1.45材料彈性系數 查表取=189.8節(jié)點區(qū)域系數 查圖取 =2.5重合度系數 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =96.41 齒輪模數 =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 標準中心距 =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 =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力由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58189.80.911 =226.63 式中：端面內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齒數比，u =/ =75/27 =2.79節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21彈性系數，查表取 =189.8重合度系數，查圖取 =0.91螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（5-14）得接觸應力 = = 226.63 = 309.62 式中 使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 計算齒面接觸應力的基本值，許用接觸應力 = 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，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03潤滑油系數，取 =1.06工作硬化系數， =1.1速度系數，取 =0.905粗糙度系數，取 =0.96尺寸系數，取 =1則 = =1168.62 故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力 式中：= 端面內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，取=5= =5.14載荷系數 =11.21.11.1=1.45式中： 使用系數。取=1 動載系數。取=1.2 齒間載荷系數，取=1.1 齒間載荷分布系數，取=1.1彎曲強度的重合度系數 式中： 齒形系數。取=2.5 應力修正系數。取=1.605 重合度系數。=0.716 螺旋角系數。=1.0 則： 計算許用彎曲應力 式中：彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350最小安全系數。取=1.4式中：應力修正系數。取=2.0壽命系數，取=1.0圓角敏感系數，取=0.99表面狀況系數。取=1.674-0.529=1.063尺寸系數。由，則=1.0則： 故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。5.3 第二級傳動齒輪模數m模數m由強度計算或結構設計確定 式中 綜合系數，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 小齒輪的傳動轉矩 額定功率， 小齒輪轉數（一般為第一級即電機轉數）， 實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取 齒寬系數，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =45.3.1 內嚙合標準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：縱向間隙系數模數的選取 =45.3.2 齒輪接觸疲勞強度設計計算小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=0.8小輪齒數 取=27大輪齒數 =2.7927=75.33齒數比 =75/27傳動比誤差 =0.33/2.770.05小輪轉矩 =347801載荷系數 使用系數，查表取=1動載系數，查表取=1.2齒間載荷系數，由表取1.1齒間載荷分布系數，查表取1.1載荷系數 =11.21.11.1=1.45材料彈性系數 查表取=189.8節(jié)點區(qū)域系數 查圖取 =2.5重合度系數 由推薦值0.850.92 ，則=0.87 = =95.77 齒輪模數 =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 標準中心距 =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 =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力由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58189.80.911 =180.44 式中：端面內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齒數比，u =/ =99/37 =2.68節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21彈性系數，查表取 =189.8重合度系數，查圖取 =0.91螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（5-14）得接觸應力 = = 226.85 = 309.91 式中 使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 計算接觸強度的齒間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 計算齒面接觸應力的基本值，許用接觸應力 = 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，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03潤滑油系數，取 =1.06工作硬化系數， =1.1速度系數，取 =0.905粗糙度系數，取 =0.96尺寸系數，取 =1則 = =1168.62 故 按圖，取 =1潤滑油系數，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，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1速度系數，查圖取 =0.96粗糙度系數，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01尺寸系數，m 5,取 =1故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力由公式(5-17)得 = 式中：使用系數， 動載系數， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數， =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數， =1.3計算齒根彎曲應力基本值，由公式(5-18)得 = 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數，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力修正系數，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，計算彎曲強度的重合度系數， =0.826b工作齒寬， 許用齒根應力由公式（5-19）得 = 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數，按高可靠度，查表，取 =1.6相對齒根圓角敏感系數，查圖得太陽輪 =0.98，行星輪 =1.01相對齒根表面狀況系數，取1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數，太陽輪： = =15.86則：彎曲應力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 許用彎曲應力 =0.981.0451 =448 故：,彎曲強度通過。行星輪： =12.141.850.8261 =15.13 則：彎曲應力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 許用彎曲應力 =1.011.0451 =323 故：,彎曲強度通過。6.5.2 內嚙合）齒面接觸疲勞強度計算接觸應力由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值 = =2.58189.80.911 =229.27 式中：端面內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齒數比，u =/ =99/37 =2.68節(jié)點區(qū)域系數，取 =2.58 =0，查圖6-10，取 =2.21彈性系數，查表取 =189.8重合度系數，查圖取 =0.91螺旋角系數，直齒 =0，取 =1，由公式（5-14）得接觸應力 = = 229.27 = 313.23 式中 使用系數，中等沖擊，查表 取 =1.25 動載系數，6級精度，查表 取 =1.01 計算接觸強度的齒向載荷分布系數，取 =1.12 計算接觸強度的齒間載荷分布系數，取 =1 計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數,查表取 =1.2 計算齒面接觸應力的基本值， =523.67 =523.67 許用接觸應力 = 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，取 =1.25 計算接觸強度的壽命系數，取 =1.03潤滑油系數，取 =1.06工作硬化系數， =1.1速度系數，取 =0.905粗糙度系數，取 =0.96尺寸系數，取 =1則 = =1168.62 故 接觸強度通過。）齒根彎曲疲勞強度，計算齒根應力由公式(5-24)得齒根彎曲應力基本值 = = =17.74 式中：載荷作用于齒頂時的齒形系數，取 =2.055載荷作用于齒頂時的應力修正系數，取 =2.458計算彎曲強度極限的螺旋角系數，計算彎曲強度的重合度系數，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， 動載系數， 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數，取 =1.08 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數，取 =1 計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數，取 =1.3計算齒根彎曲應力基本值，許用齒根應力由公式（5-25）得 = =0.981.0451 =360 式中：試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限， 試驗齒輪的應力修正系數，取 =2 計算彎曲強度的壽命系數，取 =1計算彎曲強度的最小安全系數，取 =1.6相對齒根圓角敏感系數， =0.759相對齒根表面狀況系數，取 =1.045計算彎曲強度極限的尺寸系數，故： ，該軸截面A 疲勞強度足夠。3.軸的靜強度安全因數校核計算(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 =8.07式中：40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設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， =71.53 =68.15 2）轉矩作用時的安全因數 =48.03式中：40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得： =0.6 =0.6550 =330 工作時短時最大載荷，設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， =143.563）截面B的靜強度安全因數 = 6.32因為 =0.733所以查表得許用安全因數=1.72.2S ,該軸靜強度足夠。7.4.2當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 求支反力設由于力產生的作用，各支反力分別為，（圖7.3-b）容易求得=6.25 =20 6.25=13.75b 作彎矩和轉矩圖由于作用而作出彎矩圖（圖7.3-c）=3437.5 作轉矩圖（如圖7.3-b） c.校核計算1按當量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.08425 =84.25(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結構設計時,取d =90是滿足強度要求的.2.軸的疲勞強度安全因數校核計算(1)確定危險截面根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、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校核計算(1)確定危險截面根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、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1）彎矩作用時的安全因數由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數為 = 1.72式中：40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 彎曲應力幅 = =48.06 其中，抗彎截面系數W = 彎曲平均應力， =0 扭轉有效應力集中因數，按配合查得 =2.652，所以取 =2.652， 表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 尺寸因數，查表可得 =0.68 材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =0.342）轉矩作用時的安全因數考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性力和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數為 =39.46式中：40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200 切應力幅 = =1.68其中，抗彎截面系數W = 平均切應力， = =2.39 正應力有效應力集中因數，按配合查得 =1.89，所以取 =1.89， 表面質量因數，軸徑車削加工，查表可得 =0.91 尺寸因數，查表可得 =0.74 材料扭轉時的平均應力折算因數，查表可得 =0.213）截面B的疲勞強度安全系數 = 1.72查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數=1.31.5S ，該軸截面B疲勞強度足夠。3.軸的靜強度安全因數校核計算(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 =5.72式中：40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設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， =71.53 =96.11 2）轉矩作用時的安全因數 =48.03式中：40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得： =0.6 =0.6550 =330 工作時短時最大載荷，設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， =143.56 3）截面B的靜強度安全因數 = 5.68因為 =0.733所以查表得許用安全因數=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、行星軸的結構設計和校核8.1行星軸8.1.1結構設計行星軸的結構設計見（圖8.1）圖8.18.1.2行星軸材料選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學為： =750 =550 =350 =200 8.1.3 軸的受力分析結合軸的受力情況，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按當量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.0212 =21.2(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結構設計時,取d =45是滿足強度要求的.8.1.5軸的疲勞強度安全因數校核計算(1)確定危險截面根據載荷分布（彎矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸知，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因為行星軸為心軸，所以它的安全系數為： =15.47式中：40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 彎曲應力幅 = =7.63 其中，抗彎截面系數W = 正應力有效應力集中因數，按配合查得 =2.652，所以取 =2.652，材料彎曲時的平均應力折算因數，查表可得 =0.34查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數=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 =36.03式中：40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550 工作時的短時最大載荷，設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， =8.946 =15.263 所以查表得許用安全因數=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，經調質處理，可查得材料力學為： =750 =550 =350 =200 8.2.3 軸的受力分析結合軸的受力情況，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按當量彎矩計算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據公式計算A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 (考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結構設計時,取d =55是滿足強度要求的.8.2.5軸的疲勞強度安全因數校核計算 摘 要本次設計的題目是3噸調度絞車的設計。調度絞車由于結構簡單、重量不大、移動方便，而被廣泛應用于礦山地面、冶金礦場或建筑工地等進行調度和其它運輸工作。絞車的主要特點為：結構尺寸和重量較小、鋼絲繩速度不高，安裝及撤除操作方便、啟動平衡（穩(wěn)）、故障率低、常見故障易處理、維護方便。我國許多調度絞車的設計是引進前蘇聯的技術，并在其基礎上作了一些改進，本設計方案的主要特點：該型絞車采用兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構。在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內齒輪Z2、齒輪Z3和內齒輪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，大內齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉。為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構中采取無多余約束的浮動方式。另外，變位齒輪的使用也可以獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動質量和承載能力。本次設計主要對兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動、滾筒結構、制動器等進行了詳細的設計。關鍵詞： 調度絞車；行星齒輪；行星傳動；內嚙合傳動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、整體方案設計11.1產品的名稱、用途及主要設計參數11.2整體設計方案的確定11.3 設計方案的改進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為:42.2.5 確定卷筒直徑42.2.6 卷筒厚度：4三、 電機的選取：63.1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、 兩級內齒圈傳動設計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95.2.1傳動比95.2.2 第一級傳動齒輪模數m95.2.3 內嚙合標準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m165.3.1 內嚙合標準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計計算175.3.3 齒輪強度校驗20六、 行星輪傳動設計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246.2.1傳動比246.2.2行星輪數目246.2.3載荷不均衡系數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 內嚙合36七、主軸的結構設計407.1軸的材料的選定407.2 軸直徑的初步估算407.3軸的結構設計40八、行星軸的結構設計和校核558.1行星軸558.1.1結構設計558.1.2行星軸材料558.1.3 軸的受力分析558.1.4按當量彎矩計算軸徑568.1.5軸的疲勞強度安全因數校核計算568.1.6軸的表強度安全因數校核計算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按當量彎矩計算軸徑598.2.5軸的疲勞強度安全因數校核計算608.2.6軸的表強度安全因數校核計算61九、 行星架結構設計639.1行星架形式的確定和材料的選定639.2行星架的技術要求63十、軸承及校核6510.1調心滾子軸承6510.2深汮球軸承66十一、 聯接（普通平鍵聯接）6911.1主軸上的平鍵聯接6911.1.1 鍵的選取6911.1.2 鍵聯接的強度校核6911.2滾筒和行星架之間的聯接7011.2.1鍵的選取7011.2.2鍵聯接的強度校核70十二、減速器鑄造機體結構尺寸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外抱閘式制動器結構7213.4外抱閘式制動器的幾何參數計算73十四、 主要零件的技術要求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)設計總結94參考文獻95