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中國礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第64頁
1 前 言
一．絞車的簡介
P-90B型耙斗式裝載機(jī)的絞車是采用行星輪傳動(dòng)的雙滾筒絞車，它由電動(dòng)機(jī)、減速器、帶式制動(dòng)閘、空程滾筒、工作滾筒、輔助閘和絞車架等部分組成。閘帶式雙卷筒絞車的一個(gè)卷筒用來纏繞工作鋼絲繩（稱工作滾筒），另一個(gè)卷筒則用來纏繞回程鋼絲繩（稱空程滾筒）。當(dāng)啟動(dòng)電動(dòng)機(jī)之后，可經(jīng)減速器帶動(dòng)絞車主軸旋轉(zhuǎn)，此時(shí)兩個(gè)卷筒不動(dòng)。若需耙斗開始耙取巖石工作時(shí)，司機(jī)操作控制手柄將工作滾筒一側(cè)的帶式制動(dòng)閘閘緊，通過行星輪結(jié)構(gòu)，其工作滾筒隨主軸旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩，使耙斗處于工作狀態(tài)。這時(shí)空程滾筒是處于浮動(dòng)狀態(tài)若使耙斗返回到耙?guī)r石位置時(shí)，司機(jī)松開控制工作滾筒一側(cè)的帶式制動(dòng)閘手柄，而將空程滾筒一側(cè)的帶式制動(dòng)閘閘緊通過相應(yīng)的行星輪結(jié)構(gòu)，空程滾筒則隨主軸的旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩，使耙斗處于回程狀態(tài)。這時(shí)工作滾筒處于浮動(dòng)狀態(tài)。
制動(dòng)閘除控制卷筒旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩使耙斗往返工作外，還可控制耙斗的運(yùn)行速度。利用閘帶與內(nèi)齒圈閘輪之間摩擦打滑的特性，閘緊一 些速度就快一些，相反就慢一些。兩個(gè)輔助閘用來對(duì)工作滾筒和空程滾筒進(jìn)行輕微制動(dòng)，以防止卷筒處于浮動(dòng)狀態(tài)時(shí)，纏在卷筒上的鋼絲繩松圈而造成亂繩和壓繩的現(xiàn)象。
1.主軸部件
絞車的主軸部件主要由工作滾筒和空程滾筒、內(nèi)齒圈、行星輪架、絞車架、行星輪、中心輪、主軸和軸承等部分組成。絞車主軸穿過兩個(gè)卷筒的內(nèi)孔，并用花鍵固定著兩個(gè)中心輪。工作滾筒和空程滾筒用鍵聯(lián)接在相應(yīng)的行星輪架上，同時(shí)支承在相應(yīng)的 滾動(dòng)軸承上。內(nèi)齒圈的外緣就是帶式制動(dòng)閘的制動(dòng)輪，這兩個(gè)內(nèi)齒圈也支承在相應(yīng)的軸承上。整個(gè)絞車通過絞車固定在機(jī)器的臺(tái)車上。主軸的安裝方式很特殊，它沒有任何軸承支承，呈浮動(dòng)狀態(tài)。這種浮動(dòng)結(jié)構(gòu)能自動(dòng)調(diào)節(jié)三個(gè)行星輪上的負(fù)荷趨于均勻，使主軸不受徑向力，只承受扭距。主軸左端與減速器伸出軸上大齒輪的花鍵連接，實(shí)現(xiàn)傳遞扭距。
2.帶式制動(dòng)閘
帶式制動(dòng)閘主要由鋼帶、鋼絲石棉帶、搖桿、和拉桿等部分組成閘帶。石棉帶磨損后可更換。閘帶呈半圓形對(duì)稱布置，兩條閘帶用圓柱銷與絞車機(jī)架連接。當(dāng)操縱機(jī)構(gòu)使搖桿順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，則搖桿時(shí)右閘帶閘緊內(nèi)齒圈外緣；同時(shí)，由于拉桿隨搖桿向右移動(dòng)使左閘帶也閘緊內(nèi)齒圈外緣，從而實(shí)現(xiàn)內(nèi)齒圈的制動(dòng)。反之，當(dāng)操縱機(jī)構(gòu)使搖桿逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，搖桿使右閘帶離開內(nèi)齒圈外緣，同時(shí)拉桿隨搖桿向左移動(dòng)使左閘帶也離開內(nèi)齒圈外緣，即左右閘帶幾乎同時(shí)向外張開，從而實(shí)現(xiàn)內(nèi)齒圈的松閘。為防止閘帶松開距離過大，縮短制動(dòng)時(shí)間，在閘帶外緣上鉚有凸肩。當(dāng)該凸肩碰到固定在絞車架上的擋板后，閘帶便停止向外張開，使閘帶內(nèi)表面與內(nèi)齒圈外緣之間保持一定的工作間隙。該間隙的大小可用調(diào)節(jié)螺釘進(jìn)行調(diào)節(jié)。兩套帶式制動(dòng)閘可借助相應(yīng)的杠桿操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行操作。
操作機(jī)構(gòu)
操作機(jī)構(gòu)主要由空程滾筒操縱手柄、工作滾筒操縱手柄、拉桿、短桿、長桿和連桿等部分組成。這是兩套組裝在一起的 杠桿操縱機(jī)構(gòu)。空程滾筒操縱手柄和工作滾筒操縱手柄向右推時(shí)，通過相應(yīng)的長桿或使拉桿向下移，因拉桿是與制動(dòng)閘中的搖桿連接，所以搖桿被帶動(dòng)按順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，則對(duì)相應(yīng)的內(nèi)齒圈進(jìn)行制動(dòng)；反之操縱手柄向左拉時(shí)，通過相應(yīng)的長桿使拉桿向上移，則對(duì)相應(yīng)的內(nèi)齒圈就進(jìn)行松閘。
3.輔助閘
輔助閘主要是由銅絲石棉帶、閘瓦、接頭、支座、彈簧、活塞、把手和把座等部分組成。絞車工作時(shí)，只有一個(gè)滾筒纏繞鋼絲繩處于工作狀態(tài)；另一個(gè)滾筒卻響應(yīng)的處于浮動(dòng)狀態(tài)，隨著耙斗的移動(dòng)松開鋼絲繩。這樣，當(dāng)耙斗停止工作時(shí)，由于浮動(dòng)滾筒的慣性，會(huì)使該滾筒繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)而放出部分鋼絲繩，使堆積在滾筒的出繩口處引起亂甚事故，使鋼絲繩很容易損壞。為此，在兩個(gè)滾筒的輪緣上各安裝一個(gè)輔助閘，其作用就是以一定的制動(dòng)力抵消浮動(dòng)滾筒的慣性力矩，一般情況下這個(gè)輔助閘始終閘緊滾筒輪緣，使?jié)L筒旋轉(zhuǎn)始終具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止運(yùn)動(dòng)時(shí)及時(shí)克服慣性力矩而使浮動(dòng)滾筒停止放繩。輔助閘的力矩一 般是較小的，不致影響卷筒的正常轉(zhuǎn)動(dòng)。若摩擦阻力矩過大，則會(huì)增加絞車無用功率的消耗，降低機(jī)械效率。
輔助閘的支座用螺釘固定在絞車架上。把座和支座之間為螺紋配合。帶偏心的手把安裝在把座上。當(dāng)順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)手把時(shí)，手把上的偏心盤推壓活塞向左移動(dòng)，壓縮彈簧，使接頭推動(dòng)閘帶作用在卷筒輪緣上，產(chǎn)生一定摩擦阻力矩，抵消卷筒的慣性力矩。正常情況下，輔助閘手把就被調(diào)整在一定的位置不動(dòng)，使卷筒輪緣上始終具有一定的摩擦阻力矩。只有當(dāng)人工拖拉鋼絲繩的情況下，為了減輕人力，才將手把逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，使彈簧松開，此時(shí)閘帶只以很小的力貼在卷筒輪緣上。閘帶中的銅絲石棉帶磨損后可更換。
4.傳動(dòng)系統(tǒng)
絞車的傳動(dòng)系統(tǒng)如圖所示。電動(dòng)機(jī)啟動(dòng)后，經(jīng)減速器內(nèi)齒輪，使絞車主軸轉(zhuǎn)動(dòng)。主軸上用花鍵固定著兩個(gè)中心輪和，分別與三個(gè)行星齒輪和嚙合，并與相應(yīng)的內(nèi)齒圈和組成兩套行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，傳動(dòng)工作滾筒和空程滾筒，當(dāng)耙斗裝載機(jī)工作時(shí)，需扳動(dòng)操縱手把使帶式制動(dòng)閘閘緊內(nèi)齒圈，三個(gè)行星齒輪的行星輪架則被帶動(dòng)著與中心齒輪同向旋轉(zhuǎn)。因工作卷筒用鍵固定在行星輪架上，故工作卷筒也就隨著行星輪架同時(shí)旋轉(zhuǎn)，使工作鋼絲繩不斷地纏繞到該卷筒上，牽引耙斗耙取巖石進(jìn)入溜槽，實(shí)現(xiàn)耙斗的工作過程。與此同時(shí)，由于耙斗的移動(dòng)，拉著返回鋼絲繩從空程滾筒上放松下來，所以空程滾筒與工作滾筒按相反的方向旋轉(zhuǎn)。由于空程滾筒也用鍵與相應(yīng)的行星輪架固定，故此行星輪架也就隨著空程滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)。由于內(nèi)齒圈未被閘緊，而中心齒輪始終隨主軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)，所以通過行星齒輪帶動(dòng)內(nèi)齒圈隨空程滾筒同向轉(zhuǎn)動(dòng)。同理，當(dāng)帶式制動(dòng)閘閘緊內(nèi)齒圈而松開內(nèi)齒圈時(shí)，返回鋼絲繩不斷地纏繞到空程滾筒上，工作鋼絲繩則由工作卷筒上放松下來，使耙斗實(shí)現(xiàn)返回行程。
必須注意兩個(gè)內(nèi)齒圈只能一個(gè)閘緊另一個(gè)松開，不能同時(shí)閘緊，否則將引起耙斗跳動(dòng)，甚至拉斷鋼絲繩，造成人身和設(shè)備事故。當(dāng)兩個(gè)帶式制動(dòng)閘同時(shí)松開相應(yīng)的內(nèi)齒圈時(shí)，兩個(gè)卷筒都不旋轉(zhuǎn)，使耙斗處于原來位置不動(dòng)，這如同停止電動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)一樣。由此可見，采用這種絞車可防止電動(dòng)機(jī)頻繁起動(dòng)，耙斗運(yùn)動(dòng)換向容易實(shí)現(xiàn)，對(duì)保護(hù)電氣設(shè)備有利。由于耙斗工作行程的阻力遠(yuǎn)大于返回行程的阻力，可使空程滾筒的工作轉(zhuǎn)速比工作滾筒的工作轉(zhuǎn)速快一些，以減少返回所需的時(shí)間，因此相應(yīng)的行星輪傳動(dòng)比是不一樣的。
二．耙斗裝載機(jī)的工作原理
耙斗裝載機(jī)工作時(shí)，耙斗借自重插入巖石堆，然后啟動(dòng)絞車電動(dòng)機(jī)，使絞車主軸旋轉(zhuǎn)；再扳動(dòng)操縱手把，使工作滾筒旋轉(zhuǎn)，則工作鋼絲繩不斷地纏到工作滾筒上，于是牽引耙斗沿底板移動(dòng)并將巖石耙入進(jìn)料槽，經(jīng)中間槽直到卸料槽的卸料口處，從卸料口把巖石卸入礦車?yán)?，與此同時(shí)，空程滾筒處于浮動(dòng)狀態(tài)，使空程鋼絲繩可順利地由空程滾筒放松下來。當(dāng)工作過程結(jié)束后，需松開工作操縱手把，要扳動(dòng)空程操縱手把，這時(shí)空程滾筒則與絞車主軸旋轉(zhuǎn)，返回鋼絲繩就不斷地纏到空程滾筒上，于是將耙斗拉回巖石堆，完成一個(gè)循環(huán)，重新開始耙裝。由耙裝到卸載的過程可看出，耙斗裝載機(jī)是間斷地裝載巖石的。
2 總體設(shè)計(jì)
§2.1設(shè)計(jì)總則
1． 煤礦生產(chǎn)，安全第一。
2． 面向生產(chǎn)，力求實(shí)效，以滿足用戶最大的實(shí)際需求。
3． 貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)及有關(guān)規(guī)定。
4． 技術(shù)比較先進(jìn)，并要求多用途。
§2.2 已知條件
耙斗容積：0.9 m3
技術(shù)生產(chǎn)率：95～140m3/h
§2.3 電動(dòng)機(jī)的選型
2.3.1主繩牽引力F
空耙斗返回行程的運(yùn)行阻力為
=
=9.2kN
耙斗裝滿物料后的運(yùn)行阻力為
=
=27.2kN
式中 ----耙斗質(zhì)量;
----裝在耙斗內(nèi)的物料質(zhì)量;
----巷道傾角, sin項(xiàng)在向上牽引時(shí)取”+”,向下牽引時(shí)取”-”;
---耙斗對(duì)巷道底版的摩擦系數(shù),可取0.4～0.6;
---裝在耙斗內(nèi)的物料對(duì)巷道底板的摩擦系數(shù),可取0.6～0.8;
----綜合考慮鋼絲繩在巷道底板,溜槽及導(dǎo)向滑輪上的摩擦阻力和耙斗扒取物料的阻力系數(shù),可取1.4～1.5;
2.3.2一次行程所用的時(shí)間t
式中 ---滿載工作時(shí)所用的時(shí)間;
---空載回程時(shí)所用的時(shí)間;
---間隔時(shí)間;
主繩牽引速度的范圍0.97～1.23m/s 取=1.2 m/s
尾繩牽引速度的范圍1.34～1.8 m/s 取=1.72 m/s
耙斗工作距離的范圍6～15 m 取=8 m
=8/1.2+8/1.72+10=21.3s
2.3.3生產(chǎn)率的計(jì)算
式中 ——耙斗容積；m3
——耙斗裝滿系數(shù)，取0.6～0.9
——從料堆至卸料口的距離。一般取8～20 m
、——耙斗往返運(yùn)行速度，m/s
、——耙斗往返停歇時(shí)間，取5～15s
==121.7 m3/h
2.3.4電動(dòng)機(jī)選型
滾筒的工作功率為=27.2х1.2=32.6kw
電動(dòng)機(jī)的輸出功率為=32.6/0.86=37.95kw
選用YBB45型號(hào)的電動(dòng)機(jī)
功率
（kw）
型號(hào)
電流（A）
（660/1140V時(shí)）
額定轉(zhuǎn)速
（r/min）
重量
（kg）
45
YBB45
47.2/27.3
1480
430
其外形尺寸
軸的直徑為mm
§2.4 牽引鋼絲繩直徑的確定
根據(jù)下面公式選取鋼絲繩直徑
式中 ----鋼絲繩單位重力 N/m
----鋼絲繩的工作阻力 N
----鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度 N/mm2
--鋼絲繩安全系數(shù)
----鋼絲繩的工作長度 m
----巷道傾角
---鋼絲繩與進(jìn)料槽的摩擦系數(shù)
鋼絲繩的工作阻力為=27200N
根據(jù)工況條件選用股鋼絲繩，抗拉強(qiáng)度=1550 N/mm2
鋼絲繩長度=20m（工作滾筒）=38m（空程滾筒）
巷道傾角
鋼絲繩與進(jìn)料槽的摩擦系數(shù)=0.4
安全系數(shù)取=7
則
=11.23N/m
選取鋼絲繩單位重力為11.5 N/mm2，鋼絲繩的直徑為17mm，鋼絲繩的破拉斷力總和為19800N
校核鋼絲繩的安全
實(shí)際安全系數(shù)
= 符合規(guī)定
§2.5 傳動(dòng)比的分配及行星輪齒數(shù)的確定
2.5.1計(jì)算總傳動(dòng)比及分配
1．鋼絲繩直徑為17mm
2．根據(jù)規(guī)定 =16～20
式中 ----卷筒內(nèi)徑 mm
----鋼絲繩直徑 mm
則
=（16～20）=（272～340）mm
取 =330mm =
3．滾筒轉(zhuǎn)速
工作滾筒轉(zhuǎn)速 m/s
空程滾筒轉(zhuǎn)速 m/s
4．總傳動(dòng)比
工作滾筒傳動(dòng)比
空程滾筒傳動(dòng)比
5．傳動(dòng)比的分配
初定減速器的傳動(dòng)比=4.56
工作滾筒行星輪的傳動(dòng)比為
空程滾筒行星輪的傳動(dòng)比為
2.5.2 行星輪數(shù)目和齒數(shù)的確定
行星輪數(shù)目的確定
行星輪越多，傳動(dòng)的承載能力越高，但行星輪數(shù)目的增加使各行星輪受力不均勻，而且由于鄰接條件限制又會(huì)減小傳動(dòng)比的范圍。因而通常采用3～4個(gè)行星輪。由=4.64查表得=3
齒數(shù)的確定
工作滾筒各齒輪齒數(shù)的確定
初定內(nèi)齒圈的齒數(shù)為=80
則
校核裝配條件
符合要求。
空程滾筒各齒輪齒數(shù)的確定
初定內(nèi)齒圈的齒數(shù)為=79
則
校核裝配條件
符合要求。
§2.6卷筒直徑的確定
1．前面已知卷筒內(nèi)徑 =330mm
2．確定卷筒的寬度
初選每層纏繞圈數(shù)
mm
式中 -----鋼絲繩排列不均勻系數(shù)。 =0.9
-----鋼絲繩直徑 mm。
初選鋼絲繩纏繞層數(shù)
驗(yàn)算卷筒容繩量
=
=67.5m
3．確定卷筒直徑
鋼絲繩在卷筒上的最小纏繞直徑
=mm
鋼絲繩在卷筒上的最大纏繞直徑
=
=
=529mm
式中 -----鋼絲繩每層降低系數(shù) =0.9
鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑
=mm
卷筒是結(jié)構(gòu)外徑
=mm
3 減速器的設(shè)計(jì)
§3.1 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的確定
3.1.1.減速器傳動(dòng)比：
要求高低速級(jí)的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級(jí)傳動(dòng)比，為后級(jí)總傳動(dòng)比。
由式 =
=
=1.907 2.089
取= 2 則 = 2.28
3.1.2.減速器各軸轉(zhuǎn)速：
= 1480
= = 1480/2 = 740 r/min
= = 740/2.28=324.56 r/min
= r/min
式中 —— 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速；
—— 高速軸轉(zhuǎn)速；
——過渡軸轉(zhuǎn)速；
——低速軸轉(zhuǎn)速。
3.1.3.減速器各軸實(shí)際功率：
= 38kw
= = 38 ×0.98 ×0.98 = 36.5 kw
= = 36.5 × 0.98 ×0.98 = 34.35 kw
= = 34.35 × 0.98 = 33.7 kw
式中 ——電機(jī)輸出功率；
——高速軸功率；
——過渡軸功率；
—— 低速軸功率；
—— 齒輪傳動(dòng)效率；
———滾子軸承傳動(dòng)效率。
3.1.4.減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩：
N.m
N.m
N.m
N.m
3.1.5.行星輪的動(dòng)力參數(shù)
行星輪總效率為0.98
則中心輪處的功率為kw
中心輪轉(zhuǎn)距 N.m
§3.2 高速級(jí)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
1.選擇齒輪的材料
查表8-17 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) ～
大齒輪選用45正火 ～
2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按=（0.013～0.022）
=（0.013～0.022）
=（0.013～0.022）
=5.7～10.1
估取圓周速度=10m/s,參考表8-14,表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式（8-77）得
齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取=0.45
小齒輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選 =30
大齒輪齒數(shù) =
齒數(shù)比 ==2
傳動(dòng)比誤差=（2-2）/2=0誤差在范圍內(nèi)，故合適
小齒輪轉(zhuǎn)距 由式（8-53）得
===245.2N.m
載荷系數(shù) 由式（8-54）得=
使用系數(shù) 查表8-29 取=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查圖8-57得初值=1.24
齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.2
齒間載荷分布系數(shù)
其初值在推薦值（～）中初選=
由式（8-55）、(8-56)得
==
=
=2.7
查表8-21,得=1.4
則載荷系數(shù)的初值 ==2.08
彈性系數(shù) 查表8-22得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查圖8-64（）得=2.44
重合度系數(shù) 查圖8-65得=0.78
螺旋角系數(shù) 得=0.99
許用接觸應(yīng)力 由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69得
=570N/mm2
=460 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得
=
=
=
則查圖8-72得 接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)接觸）得
==1
硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1
接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表8-27，
按一般可靠度查=1.0～1.1取
?。?N/mm2
＝ N/mm2
故的設(shè)計(jì)初值為
mm
法面模數(shù) =查表8-3取=5
中心距
=mm
圓整取=231mm
分度圓螺旋角
=
小輪分度圓直徑的計(jì)
mm
圓周速度 =
m/s
與估取的=10m/s很接近，對(duì)的取值影響不大，不必修正取==1.24
齒間載荷分配系數(shù)
=
=
=
=1.67
=
=0.98
=1.67+0.98=2.7
查表8-21得=1.4
載荷系數(shù)==2.08
小輪分度圓直徑mm
取==154mm
大齒輪的分度圓直徑
=mm
齒寬 mm
大輪齒寬 ==65mm
小輪齒寬 =+（5～10）=65+（5～10）=70～75mm取=70mm
3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由式（8-78）
齒形系數(shù) =
=
查圖8-67得 小輪=2.48，
大輪=2.27
應(yīng)力修正系數(shù) 小輪=1.64
大輪=1.74
重合度系數(shù) 由式（8-67）得=0.25+0.75/
=0.25+0.75/1.67=0.68
螺旋角系數(shù) 由式（8-78）中的說明得
=
許用彎曲應(yīng)力 由式（8-71）得 =
彎曲疲勞極限 查圖8-72得 =460 N/mm2
=390 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73得 ==1
尺寸系數(shù) 查圖8-74得 =1
安全系數(shù) 查表8-27得 =1.6
則
== N/mm2
== N/mm2
故
=45.24 N/mm2
4.齒輪其他尺寸
名稱
代號(hào)
計(jì)算公式
小齒輪
大齒輪
基
本
參
數(shù)
法向模數(shù)
=5
齒數(shù)
30
60
法向壓力角
齒頂高隙數(shù)
=1
頂隙系數(shù)
=0.25
螺旋角
=
幾
何
尺
寸
分度圓直徑
154
308
齒頂高
=5
齒根高
=6.25
齒全高
=11.25
齒頂圓直徑
164
318
齒根圓直徑
141.5
295.5
基圓直徑
144.7
289.4
端面壓力角
20
嚙合尺 寸
中心距
231
§3.3 低速級(jí)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
1.選擇齒輪的材料
查表8-17 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) ～
大齒輪選用45正火 ～
惰輪選用45正火 ～
2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按=（0.013～0.022）
=（0.013～0.022）
=（0.013～0.022）
=3.5～5.97m/s
估取圓周速度=5.6m/s,參考表8-14,表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式（8-77）得
齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取=0.8
小齒輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選 =20，=38
大齒輪齒數(shù)
齒數(shù)比 ==2.28
傳動(dòng)比誤差 =（2.28-2.28）/2.28=0誤差在范圍內(nèi)，故合適
小齒輪轉(zhuǎn)距 由式（8-53）得
==
=471N.m
載荷系數(shù) 由式（8-54）得=
使用系數(shù) 查表8-29 取=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查圖8-57得初值=1.21
齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.2
齒間載荷分布系數(shù) 其初值在推薦值（～）中初選=
由式（8-55）、(8-56)得
==
=
=2.77
查表8-21,得=1.4
則載荷系數(shù)的初值 ==2.0
彈性系數(shù) 查表8-22得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查圖8-64（）得=2.44
重合度系數(shù) 查圖8-65得=0.78
螺旋角系數(shù) 得=0.99
許用接觸應(yīng)力 由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69得
=570 N/mm2
=460 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得
=
=
=
則查圖8-72得 接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)接觸）得
==1
硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1
接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表8-27，
按一般可靠度查=1.0～1.1取
＝ N/mm2
?。?N/mm2
故的設(shè)計(jì)初值為
mm
法面模數(shù) =查表8-3取=7
中心距 =
mm
圓整取=209mm
=
mm
圓整取=302mm
分度圓螺旋角
=
=
小輪分度圓直徑的計(jì)算值
圓周速度 =
m/s
與估取的=5.6m/s很接近，對(duì)的取值影響不大，不必修正取==1.21
齒間載荷分配系數(shù)
=
=
=
=1.6
=
=1.17
=1.67+1.17=2.77
查表8-21得=1.4
載荷系數(shù)==2.08
小輪分度圓直徑mm
取==143mm
大齒輪的分度圓直徑
=mm
惰輪的分度圓直徑
=mm
齒寬 mm
惰輪齒寬 ==114mm
小輪齒寬 =+（5～10）=114+（5～10）=119～124mm取=120mm
大輪齒寬 ==120mm
3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由式（8-78）
齒形系數(shù) =
=
=
查圖8-67得 小輪=2.8，
大輪=2.33
惰輪=2.39
應(yīng)力修正系數(shù)
查圖8-68得
小輪=1.56
大輪=1.7
惰輪=1.67
重合度系數(shù) 由式（8-67）得=0.25+0.75/
=0.25+0.75/1.6=0.72
螺旋角系數(shù) 由式（8-78）中的說明得
=
許用彎曲應(yīng)力 由式（8-71）得 =
彎曲疲勞極限 查圖8-72得 =460 N/mm2
=390 N/mm2
=390 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73得 ===1
尺寸系數(shù) 查圖8-74得 =1
安全系數(shù) 查表8-27得 =1.6
則 == N/mm2
== N/mm2
== N/mm2
故
=39.81 N/mm2
=42.23 N/mm2
4.齒輪的其他尺寸
名稱
代號(hào)
計(jì)算公式
小齒輪
惰輪
大齒輪
基
本
參
數(shù)
法向模數(shù)
=7
齒數(shù)
20
38
46
法向壓力角
齒頂高隙數(shù)
=1
頂隙系數(shù)
=0.25
螺旋角
=
幾
何
尺
寸
分度圓直徑
143
273
330
齒頂高
=7
齒根高
=8.75
齒全高
=15.75
齒頂圓直徑
157
287
347
齒根圓直徑
125.5
255.5
312.5
基圓直徑
134.4
256.5
310.1
端面壓力角
20
嚙合尺 寸
中心距
209
302
4 軸的設(shè)計(jì)
§4.1 軸的確定與校核
4.1.1.求軸上的轉(zhuǎn)矩
N.mm
4.1.2.求作用在齒輪上的力
軸上齒輪的分度圓直徑為
mm
mm
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖所示
圓周力
N
N
徑向力
N
N
軸向力
N
N
4.1.3.確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按式4-2初估軸的最小直徑，查表4-2，取A=115
可得
mm
4.1.4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
擬訂軸上零件的裝配方案
裝配方案如圖所示
按軸向定位要求確定各軸段直徑核長度
軸段1 該軸段安裝滾動(dòng)軸承。考慮軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。取軸段直徑為=60mm，選用30212型圓錐滾子軸承，尺寸為=。取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=13mm，考慮倒箱體的鑄造誤差，滾動(dòng)軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離=2mm，則該軸段的長度為
=mm
軸段2 該軸段安裝齒輪。齒輪左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒定位。取軸段直徑為=70mm。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段的長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度，取=62mm
軸段3 取齒輪左端軸肩高度mm，則軸環(huán)的直徑=80mm。查設(shè)計(jì)手冊(cè)中的軸承標(biāo)準(zhǔn)，軸肩高度應(yīng)滿足軸承拆卸要求，否則將軸環(huán)分為兩個(gè)軸段。軸段長度為=16mm。
軸段4 該軸段安裝齒輪。齒輪左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒定位。取軸段直徑為=70mm。已知齒輪輪轂寬度為120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段的長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度，取=117mm 。
軸段5 該軸段安裝滾動(dòng)軸承?？紤]軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。取軸段直徑為=60mm，選用30212型圓錐滾子軸承，尺寸為=。取齒輪距箱體內(nèi)壁
的距離為=16mm，考慮倒箱體的鑄造誤差，滾動(dòng)軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離=3mm，則該軸段的長度為
=mm
4.1.5.軸上零件的周向定位
齒輪與軸的周向定位采用型普通平鍵聯(lián)接，平鍵的尺寸為=
為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，取齒輪與軸的配合為。
滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是采用過渡配合保證的，因此軸段的直徑尺寸公差取為6。
4.1.6.確定軸上圓角和倒角尺寸
各軸肩處的圓角為mm，軸端倒角取。
4.1.7.軸的強(qiáng)度校核
求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取軸承30212型圓錐滾子軸承的寬度為22mm，因此軸的支承跨距為mm。
根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，兩齒輪中心截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。這兩截面處的、、、及的數(shù)值如下。
求支反力
水平面
由上面兩式得=-5232.5N N
垂直面
N.mm
N.mm
由上面式子得 N N
彎矩和
水平面 N.mm
N.mm
垂直面 N.mm
N.mm
合成彎矩
N.mm
N.mm
扭矩 N.mm
當(dāng)量彎矩
N.mm
N.mm
4.1.8.校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表4-1查得N/mm2，則
即 N/mm2，取 N/mm2，軸的計(jì)算應(yīng)力為
§4.2軸承的選擇與校核
4.2.1.求軸上的轉(zhuǎn)矩
N.mm
4.2.2.求作用在齒輪上的力
選取的是圓錐滾子軸承30212型
軸上齒輪的分度圓直徑為
mm
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖所示
圓周力
N
徑向力
N
軸向力
N
4.2.3求支反力
水平面
由上面兩式得=4991.4
垂直面
N/mm
由上面式子得 N N
合成支反力 N
N
4.2.4軸承的派生軸向力
為接觸角
N
N
4.2.5軸承所受的軸向載荷
因 N >
= N
==1596.9 N
4.2.6軸承的當(dāng)量載荷
因
N
因
N
4.2.7軸承壽命
因>,故應(yīng)按計(jì)算
式中 ——軸的轉(zhuǎn)速 m/s
——溫度系數(shù)
——載荷系數(shù)
——軸向當(dāng)量載荷
——基本額定載荷
代入
=43905.5h （合格）
§4.3花鍵的選擇與校核
矩形花鍵的齒數(shù)通常為偶數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)，按聯(lián)接處的軸徑從標(biāo)準(zhǔn)中選取相應(yīng)的規(guī)格：，選取。計(jì)算時(shí)，假設(shè)載荷沿鍵的工作長度均勻分布，各齒面上壓力的合力作用在平均直徑處，為了考慮花鍵各齒間實(shí)際載荷分配不均勻的影響，計(jì)入系數(shù)，則當(dāng)花鍵傳遞工作轉(zhuǎn)距時(shí)，靜聯(lián)接擠壓強(qiáng)度條件條件分別為
式中 ——載荷分配不均勻系數(shù)，一般取=0.7～0.8；
——花鍵齒工作高度， = c為倒角尺寸；
——花鍵的平均直徑，；
——許用擠壓應(yīng)力，取=150 N/mm2
——齒數(shù)
N.m
代入得
= N/mm2 符合要求
5 行星輪的設(shè)計(jì)
§5.1工作滾筒行星機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1.1齒輪材料、熱處理工藝及制造的確定:
太陽輪和行星輪的材料20CrMnTi,表面滲碳淬火處理,表面硬度為58～62HRC,齒面接觸= 1200MPa,試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限:
太陽輪:= 400MPa
行星輪:= 400 × 0.7 = 280 MPa
齒形為漸開線直齒,最終加工為磨齒,精度為6級(jí)。
內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262～302HBS,試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa,齒形的最終加工為插齒,精度為7級(jí)。
5.1.2齒輪幾何尺寸確定:
1.齒輪模數(shù)和中心距:
按齒面接觸強(qiáng)度初算太陽輪(小齒輪)分度圓直徑:
式中: u——齒數(shù)比 u ==29/22
——算式系數(shù),對(duì)于鋼對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副，直齒輪傳動(dòng) 取768;斜齒輪傳動(dòng)取720；對(duì)于鋼對(duì)非鋼配對(duì)的齒輪副，應(yīng)對(duì)上述的算式系數(shù)進(jìn)行修正。
——使用系數(shù)為1.5;
——載荷不均勻系數(shù)；
——綜合系數(shù)為(1.8～2.4);
——齒寬系數(shù),取0.5
——試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，N/mm2
——嚙合齒輪副中,小齒輪的名義轉(zhuǎn)距,N/m;
N/m
式中“”正號(hào)用于外嚙合，負(fù)號(hào)用于內(nèi)嚙合。
代入
= 124 mm
模數(shù)圓整取mm
則 ==mm
2、齒輪幾何尺寸計(jì)算
計(jì)算項(xiàng)目及計(jì)算公式為:
分度圓直徑: d=;
基圓直徑: =;
齒頂圓直徑: =；
齒根圓直徑: =
齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8
頂隙系數(shù): =0.25
分度圓壓力角a=20°。
將已知數(shù)據(jù)代入以上各公式,可得:
太陽輪:
= 6×22 = 132mm
= 132+2×6×1 = 144mm
= 132-2×(1+0.25)×6 = 117mm
= 132×cos20°= 124mm
行星輪:
= 6×29 = 174mm
= 174+2×6×1 = 186mm
= 174-2×6(1+0.25) = 159mm
= 174×cos20°= 163.5mm
內(nèi)齒圈:
= 6×80 = 480mm
= 480-2×6×0.8 = 467.2mm
= 480+2×6(0.8+0.25) = 492.6mm
= 480×cos20°= 451mm
齒寬: == = 66mm圓整
= =66mm
= =66mm
5.1.3嚙合要素驗(yàn)算:
1.a～c傳動(dòng)端面重合度計(jì)算
①齒頂圓齒形曲率半徑的計(jì)算:
計(jì)算公式為:
太陽輪: mm
行星輪: mm
②端面嚙合長度的計(jì)算:
計(jì)算公式為: =
其中“±”中,“＋”用于外嚙合, “－”用于內(nèi)嚙合。則
=36.6+(43.12-153×sin20o)
=27.42mm
③端面重合度的計(jì)算:
= () = =1.55
2.b～c傳動(dòng)端面重合度計(jì)算
①齒頂圓齒形曲率半徑:
行星輪: mm
內(nèi)齒圈: mm
②端面嚙合長度的計(jì)算:
=-(-a·sin)
=43.12-(66.85-153×sin20o)
=28.57mm
③端面重合度的計(jì)算:
= () = =1.6
5.1.4確定傳動(dòng)載荷
名義轉(zhuǎn)距: T==1327.6×1.15/3=508.9N·m
名義圓周力: =8850.4N
5.1.5應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60···t
式中 —太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速 r/min;
t — 壽命周期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間;
在此取齒輪壽命為5年,每年工作300天，每天工作24小時(shí),則:
t = 5×300×24=36000h
太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min
行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/4.56=59.079 r/min
則: =-=269.4-59.079=210.32 r/min
綜合以上數(shù)據(jù)可得:
=60×210.32×3×36000=1.36×次。
5.1.6確定強(qiáng)度計(jì)算中用到的各種系數(shù)
⑴使用系數(shù)
考慮由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響系數(shù)。它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性及運(yùn)行狀態(tài)等因素有關(guān)。取=1.75
⑵動(dòng)負(fù)荷系數(shù)
考慮齒輪制造精度、運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)齒輪內(nèi)部附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)。的精確值按的一般方法確定。
在行星齒輪傳動(dòng)中,小齒輪相對(duì)轉(zhuǎn)臂的節(jié)點(diǎn)線速度可按下式計(jì)算
=
式中—小齒輪的節(jié)圓直徑, mm;
—小齒輪的轉(zhuǎn)速, r/min;
—轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速, r/min。
代入數(shù)據(jù)得=m/s
參考文獻(xiàn)[9]圖6-6, 取=1.03
⑶齒向載荷分布系數(shù)
該系數(shù)主要與齒輪加工誤差、箱體軸孔偏差、嚙合剛度、大小輪軸的平行度、跑合情況、齒寬系數(shù)和行星輪數(shù)目等有關(guān)。對(duì)于輪齒修形后使其接觸情況良好的齒輪副；或經(jīng)過仔細(xì)跑合后使載荷沿齒向均勻分布，則可取=1。在無法實(shí)現(xiàn)時(shí)，對(duì)于中等或較重載荷工況,對(duì)調(diào)質(zhì)齒輪的值按下式計(jì)算:
=1.11+0.18
=1.11+0.18=1.15
=1.12
⑷齒間載荷分配系數(shù)、
齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)輪齒間載荷分配不均勻影響的系數(shù)。它與輪齒制造誤差、受載后輪齒變形、齒廓修形、重合度合跑合效果等因素有關(guān)。可采用實(shí)測(cè)和精確分析求得。
由=234.7N/mm,精度為6級(jí),硬齒面直齒,由[4]表6-9查得: ==1.1
⑸行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)
考慮在各個(gè)行星輪間載荷分配不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂和齒輪及箱體等的制造和安裝誤差、受載荷后構(gòu)件的變形及齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。
=
⑹節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
考慮節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響，并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。值可按下式計(jì)算，即
式中 —端面節(jié)圓嚙合角;
—端面壓力角, ==20o,
則:
⑺彈性系數(shù)
考慮材料彈性模量和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。值可按下列公式計(jì)算，即
對(duì)于常用的齒輪材料組合的經(jīng)表6-10查得:=189.8(鋼—鋼)
⑻載荷作用齒頂時(shí)的齒形系數(shù)
根據(jù)=22和=0,由圖8-53查得: =2.74
=29和=0，由圖8-67查得: =2.58
⑼載荷作用齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)
根據(jù)=22查圖8-68得： =1.57
=29查圖8-68得： =1.61
⑽重合度系數(shù)、
=0.893
=0.25+=0.25+=0.72
⑾螺旋角系數(shù)、
5.1.7安全校核
1.齒數(shù)比: u = =29/22=1.318
2.計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值
=···
=2.37×189.8×0.893×1×
=536.9 MPa
=···
=2.37×189.8×0.893×1×
=467.7 MPa
3.接觸應(yīng)力
=
=536.9×
=810.7 MPa
=
=467.7×
=706.2 MPa
4.彎曲應(yīng)力基本值
=
=
=69.22 MPa
=
=
=66.84 MPa
5.齒根彎曲應(yīng)力
=
=
=153.7 MPa
=
=
=148.4 MPa
6.確定計(jì)算許用接觸應(yīng)力時(shí)的各種系數(shù)
⑴壽命系數(shù) ==1.0
⑵潤滑系數(shù) =1.04
⑶速度系數(shù) 圓周速度
=1.45 m/s
= 1200MPa查得=0.96
⑷粗糙度系數(shù) 因= 1200MPa ，
齒面μm取=0.94
⑸工作硬化系數(shù)
因小齒輪齒面微觀不平度μm>6μm齒輪硬度為58～62HRC 小于130 HRC 則取=1.2
⑹尺寸系數(shù) =1.067～0.0109=7.532～0.0763取=0.98
7.許用接觸應(yīng)力
=1324.4 MPa
8.接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
===1.63 >=1.5 （通過）
===1.88 >=1.5 （通過）
9.確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力時(shí)的各種系數(shù)
⑴試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) =2.0
⑵壽命系數(shù) =1.36×=0.84 =0.84
⑶相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)
太陽輪 =1.57 =0.96
行星輪 =1.61 =0.97
⑷齒根表面狀況系數(shù) =0.925
⑸尺寸系數(shù) =1.05-0.016=0.99
10.許用彎曲應(yīng)力
太陽輪
=590.76 MPa
行星輪
=417.9 MPa
11.彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)
>=2 （通過）
>=2 （通過）
§5.2空程滾筒行星機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
5.2.1齒輪材料、熱處理工藝及制造的確定:
太陽輪和行星輪的材料20CrMnTi,表面滲碳淬火處理,表面硬度為58～62HRC,齒面接觸= 1200MPa,試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限:
太陽輪:= 400MPa
行星輪:= 400 × 0.7 = 280 MPa
齒形為漸開線直齒,最終加工為磨齒,精度為6級(jí)。
內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262～302HBS,試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa,齒形的最終加工為插齒,精度為7級(jí)。
5.2.2齒輪幾何尺寸計(jì)算
計(jì)算項(xiàng)目及計(jì)算公式為:
分度圓直徑: =;
基圓直徑: =;
齒頂圓直徑: =；
齒根圓直徑: =
齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8
頂隙系數(shù): =0.25
分度圓壓力角a=20°
模數(shù)
中心距==mm
將已知數(shù)據(jù)代入以上各公式,可得:
太陽輪:
= 6×35 = 210 mm
= 210+2×6×1 = 222 mm
= 210-2×(1+0.25)×6 = 195 mm
= 210×cos20°= 197.34 mm
行星輪:
= 6×22 = 132 mm
= 132+2×6×1 = 144 mm
= 132-2×6(1+0.25) = 117 mm
= 132×cos20°= 124 mm
內(nèi)齒圈:
= 6×79 = 474 mm
= 474-2×6×0.8 = 461.2 mm
= 474+2×6(0.8+0.25) = 486.6 mm
= 474×cos20°= 445.4 mm
齒寬: == = 66 mm圓整
= =66 mm
= =66 mm
5.2.3嚙合要素驗(yàn)算:
1.a～c傳動(dòng)端面重合度計(jì)算
①齒頂圓齒形曲率半徑的計(jì)算:
計(jì)算公式為:
太陽輪: mm
行星輪: mm
②端面嚙合長度的計(jì)算:
計(jì)算公式為: =
其中“±”中,“＋”用于外嚙合, “－”用于內(nèi)嚙合。則
=35.9+(36.6-171×sin20o)
=14.02 mm
③端面重合度的計(jì)算:
= () = =0.8
2.b～c傳動(dòng)端面重合度計(jì)算
①齒頂圓齒形曲率半徑:
行星輪: mm
內(nèi)齒圈: mm
②端面嚙合長度的計(jì)算:
=-(-a·sin)
=36.6-(81.08-171×sin20o)
=14.01 mm
③端面重合度的計(jì)算:
= () = =0.8
5.2.4確定傳動(dòng)載荷
名義轉(zhuǎn)距: T==1327.6×1.15/3=508.9 N·m
名義圓周力: =8850.4N
5.2.5應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60···t
式中 —太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速r/min;
t — 壽命周期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間;
在此取齒輪壽命為5年,每年工作300天，每天工作24小時(shí),則:
t = 5×300×24=36000h
太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min
行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/3.25=82.89 r/min
則: =-=269.4-82.89=186.51 r/min
綜合以上數(shù)據(jù)可得:
=60×186.51×3×36000=1.21×次。
5.2.6確定強(qiáng)度計(jì)算中用到的各種系數(shù)
⑴使用系數(shù)
考慮由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響系數(shù)。它與原動(dòng)