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中 國礦 業(yè) 大 學(xué)
本科生畢業(yè)設(shè)計
姓 名：李領(lǐng) 學(xué) 號： 14030330
學(xué) 院： 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院
專 業(yè)： 機械工程及自動化
設(shè)計題目： 耙斗裝巖機絞車設(shè)計
專 題：
指導(dǎo)教師： 陳飛 職 稱： 教授
2007 年 6 月 徐州
中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書
學(xué)院 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專業(yè)年級 機自03-7 學(xué)生姓名 李領(lǐng)
任務(wù)下達(dá)日期：2007 年 1 月 11 日
畢業(yè)設(shè)計日期： 2007 年 3 月 25 日至 2007 年 6 月 20 日
畢業(yè)設(shè)計題目： 耙斗裝巖機絞車設(shè)計
畢業(yè)設(shè)計專題題目：
畢業(yè)設(shè)計主要內(nèi)容和要求：
完成耙斗裝巖機的絞車設(shè)計,耙斗裝巖機的耙斗容積為0.9m3
技術(shù)生產(chǎn)效率為95～140m3/h
具體要求如下:
1.完成畢業(yè)設(shè)計圖紙3張零號圖紙;
2.按學(xué)校的畢業(yè)論文標(biāo)準(zhǔn)格式打印,裝訂設(shè)計說明書,正文在六十頁左右;
3中英文摘要400字左右;
4參考文獻(xiàn)20篇左右.
院長簽字： 指導(dǎo)教師簽字：
中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計指導(dǎo)教師評閱書
指導(dǎo)教師評語（①基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；②獨立解決實際問題的能力；③研究內(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；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）：
成 績： 指導(dǎo)教師簽字：
年 月 日 中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計評閱教師評閱書
評閱教師評語（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學(xué)知識解決實際問題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧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(xué)畢業(yè)設(shè)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(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評定成績：
學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負(fù)責(zé)人：
年 月 日
摘 要
P-90B耙斗裝載機屬于礦井巷道掘進(jìn)的裝巖設(shè)備，是耙裝機和轉(zhuǎn)載機“合二為一”的機型。可稱之為轉(zhuǎn)載式耙斗裝巖機。在巷道掘進(jìn)中，作為裝載設(shè)備的裝巖機有多種，主要分耙斗式、鏟斗式裝巖機兩種。P-90B耙斗裝載機是一種用絞車牽引耙斗把巖石裝入礦車的機械。其符號的意義是：P—— 耙斗式；90——耙斗的容積為0.9；B——設(shè)計序號。它適用于巷道凈高大于2m，斷面為5以上的巷道。
為了適應(yīng)大斷面礦井快速掘進(jìn)的要求，從而解決裝載速度不能滿足掘進(jìn)速度要求的矛盾，論文中以耙斗裝巖機的生產(chǎn)率和耙斗容積為已知條件，通過大量的計算、推理和論證，設(shè)計了耙斗裝巖機的減速器、工作滾筒、空程滾筒等絞車主要部件。其中工作滾筒和空程滾筒的傳動部分采用行星齒輪機構(gòu)來完成，具有操作省力、靈活，調(diào)整簡便，事故少，維修工作量小的優(yōu)點，同時在吸取成型產(chǎn)品生產(chǎn)和使用經(jīng)驗的基礎(chǔ)上完成了耙斗裝巖機的絞車設(shè)計。
P-90B耙斗裝載機主要由鋼絲繩、耙斗、機架、臺車、操作機構(gòu)和絞車等部分組成。這種裝載機的優(yōu)點為裝載能力大、裝巖效率高、安全可靠、故障少、易維修、使用范圍廣、結(jié)構(gòu)簡單，便于制造等等。但體積大、鋼絲繩磨損快。
關(guān)鍵字: 耙斗裝巖機、 滾筒、 行星齒輪
ABSTRACT
The P-90B scraper bucket loads machine to belong to mineral well tunnel to dig into of pack a rock equipments, is the model that the rake packs machine and turns to carry the machine"match two is one".Can call it as to turn the carry type scraper bucket to pack rock machine.In the tunnel dig into, Be load an equipments to pack the rock machine contain variety, main cent scraper bucket type, bucket type pack rock machine 2 kinds.P-90B scraper bucket's loading machine is a kind of machine which leads scraper bucket to pack the rock into a mineral car with the winch.The meaning of its sign BE:P—— Scraper bucket type;90——the capacity of scraper bucket is 0.9;B——design ordinal number.It is applicable to tunnel clean and high and big in 2 ms, the cross section is 5 above tunnels.
For adapting a big cross section mineral, the well digs quickly into of request, solving to load speed thus can't satisfy to dig into the antinomy of with speed request, in the thesis with the scraper bucket pack rate of production and scraper bucket of rock machine capacity for have already known a condition, pass a great deal of calculation and reason logically with argument, design scraper bucket to pack the deceleration machine of rock machine and work roller, empty distance roller etc. the winch main parts.Work among them roller with empty the distance roller spread to move the planet wheel gear of the part adoption organization to complete, having operation labor-saving, vivid, adjust simple, the trouble is little, maintaining the workload small advantage, completing scraper bucket to pack the winch design of rock machine in absorbing to model product production and using empirical foundation in the meantime.
The P-90B scraper bucket loads machine to mainly constitute to from the parts such as steel wire rope, scraper bucket , machine, trolley, operation organization and winch etc.This kind of advantage that load machine for load an ability greatly and pack a rock efficiency high, safety credibility, break down little, maintain, use scope easily widely, structure simple, easy to manufacturing etc..But the physical volume is big, the steel wire rope wear away quickly.
Keywords: scraper loader 、 drum、 planet gear.
山西農(nóng)業(yè)大學(xué)2009畢業(yè)設(shè)計 第64頁
1 前 言
煤炭被人們譽為黑色的金子，工業(yè)的食糧，它是十八世紀(jì)以來人類世界使用的主要能源之一。雖然它的重要位置已被石油所代替，但在今后相當(dāng)長的一段時間內(nèi)，由于石油的日漸枯竭，必然走向衰敗，而煤炭因為儲量巨大，加之科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，煤炭汽化等新技術(shù)日趨成熟，并得到廣泛應(yīng)用，煤炭必將成為人類生產(chǎn)生活中的無法替代的能源之一。山西是我國的重要能源基地，素有"煤鐵之鄉(xiāng)"之稱。煤炭是山西最大的資源優(yōu)勢，現(xiàn)已探明的煤礦儲量為2000億噸，占全國的三分之一，其中煉焦用煤占全國的56.5%，無煙煤占全國的43.06%。可見作為全國的能源供應(yīng)基地，山西的煤炭開采顯得尤為重要。隨著科技的進(jìn)步，機械化的大力發(fā)展，煤炭的開采也進(jìn)入了全新的機械化時代，一系列的采掘設(shè)備應(yīng)運而生。裝巖機就是其中重要的機械設(shè)備。
裝煤（巖）機主要用于裝載礦山井下水平、傾斜巷道掘進(jìn)工作面爆破后的巖石等，它的出現(xiàn)很好的代替了工人完成繁重的體力勞動，同樣要從安全方面保證了其安全性，正確的選擇和使用裝巖機，對于提高機械化水平，加快掘進(jìn)速度非常重要。
耙斗裝巖機屬于礦井巷道掘進(jìn)的裝巖設(shè)備，是裝巖機的一種，是耙裝機和轉(zhuǎn)載機結(jié)合在一起的機型?？煞Q之為轉(zhuǎn)載式耙斗裝巖機。在巷道掘進(jìn)中，作為裝載設(shè)備的裝巖機有多種，主要分耙斗式、鏟斗式裝巖機兩種。P-90B耙斗裝載機是一種用絞車牽引耙斗把巖石裝入礦車的機械。其符號的意義是：P—— 耙斗式；90——耙斗的容積為0.9；B——設(shè)計序號。它適用于巷道凈高大于2m，斷面為5以上的巷道。
耙斗裝載機工作時，耙斗借自重插入巖石堆，然后啟動絞車電動機，使絞車主軸旋轉(zhuǎn)；再扳動操縱手把，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，空程滾筒處于浮動狀態(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，要扳動空程操縱手把，這時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，耙斗裝載機是間斷地裝載巖石的。
2 技術(shù)任務(wù)書
2.1絞車總體介紹
絞車是用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條以提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備（見起重機械），又稱卷揚機。絞車可以單獨使用，也可作為起重、筑路和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。絞車又名卷揚機。該產(chǎn)品通用性高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、起重大、使用轉(zhuǎn)移方便，被廣泛應(yīng)用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設(shè)備。
絞車的主要用途之一就是作為搬運設(shè)備，用于井下調(diào)度運輸?shù)V石（礦車），采場耙礦（渣）或填充、撤除立柱等，其工作特點是在一定范圍內(nèi)，以一定速度上下、前后往復(fù)運動，而且啟動和停止頻繁。
絞車有多種分類方式：
(1).按滾筒個數(shù)可分為：單滾筒式絞車，多滾筒式絞車等；
(2).按傳動方式可分為：齒輪傳動絞車，液壓傳動絞車等；
(3).按防爆性能可分為：防爆型絞車，非防爆型絞車；
(4).按驅(qū)動力可分為：電動式絞車，風(fēng)動式絞車等；
(5).按用途可分為：礦用提升絞車，鑿井絞車，耙礦絞車，調(diào)度絞車等。
2.2 P-90B型耙斗式裝載機的絞車
P-90B型耙斗式裝載機的絞車是采用行星輪傳動的雙滾筒絞車，它由電動機、減速器、帶式制動閘、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卷筒用來纏繞工作鋼絲繩（稱工作滾筒），另一個卷筒則用來纏繞回程鋼絲繩（稱空程滾筒）。當(dāng)啟動電動機之后，可經(jīng)減速器帶動絞車主軸旋轉(zhuǎn)，此時兩個卷筒不動。若需耙斗開始耙取巖石工作時，司機操作控制手柄將工作滾筒一側(cè)的帶式制動閘閘緊，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)。這時空程滾筒是處于浮動狀態(tài)若使耙斗返回到耙?guī)r石位置時，司機松開控制工作滾筒一側(cè)的帶式制動閘手柄，而將空程滾筒一側(cè)的帶式制動閘閘緊通過相應(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)。這時工作滾筒處于浮動狀態(tài)。
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。絞車主軸穿過兩個卷筒的內(nèi)孔，并用花鍵固定著兩個中心輪。工作滾筒和空程滾筒用鍵聯(lián)接在相應(yīng)的行星輪架上，同時支承在相應(yīng)的 滾動軸承上。內(nèi)齒圈的外緣就是帶式制動閘的制動輪，這兩個內(nèi)齒圈也支承在相應(yīng)的軸承上。整個絞車通過絞車固定在機器的臺車上。主軸的安裝方式很特殊，它沒有任何軸承支承，呈浮動狀態(tài)。這種浮動結(jié)構(gòu)能自動調(diào)節(jié)三個行星輪上的負(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，實現(xiàn)傳遞扭距。
2.帶式制動閘
帶式制動閘主要由鋼帶、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。閘帶呈半圓形對稱布置，兩條閘帶用圓柱銷與絞車機架連接。當(dāng)操縱機構(gòu)使搖桿順時針轉(zhuǎn)動時，則搖桿時右閘帶閘緊內(nèi)齒圈外緣；同時，由于拉桿隨搖桿向右移動使左閘帶也閘緊內(nèi)齒圈外緣，從而實現(xiàn)內(nèi)齒圈的制動。反之，當(dāng)操縱機構(gòu)使搖桿逆時針轉(zhuǎn)動時，搖桿使右閘帶離開內(nèi)齒圈外緣，同時拉桿隨搖桿向左移動使左閘帶也離開內(nèi)齒圈外緣，即左右閘帶幾乎同時向外張開，從而實現(xiàn)內(nèi)齒圈的松閘。為防止閘帶松開距離過大，縮短制動時間，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)。兩套帶式制動閘可借助相應(yīng)的杠桿操縱機構(gòu)進(jìn)行操作。
操作機構(gòu)
操作機構(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 杠桿操縱機構(gòu)?？粘虧L筒操縱手柄和工作滾筒操縱手柄向右推時，通過相應(yīng)的長桿或使拉桿向下移，因拉桿是與制動閘中的搖桿連接，所以搖桿被帶動按順時針轉(zhuǎn)動，則對相應(yīng)的內(nèi)齒圈進(jìn)行制動；反之操縱手柄向左拉時，通過相應(yīng)的長桿使拉桿向上移，則對相應(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，只有一個滾筒纏繞鋼絲繩處于工作狀態(tài)；另一個滾筒卻響應(yīng)的處于浮動狀態(tài)，隨著耙斗的移動松開鋼絲繩。這樣，當(dāng)耙斗停止工作時，由于浮動滾筒的慣性，會使該滾筒繼續(xù)轉(zhuǎn)動而放出部分鋼絲繩，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，在兩個滾筒的輪緣上各安裝一個輔助閘，其作用就是以一定的制動力抵消浮動滾筒的慣性力矩，一般情況下這個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，以便耙斗停止運動時及時克服慣性力矩而使浮動滾筒停止放繩。輔助閘的力矩一 般是較小的，不致影響卷筒的正常轉(zhuǎn)動。若摩擦阻力矩過大，則會增加絞車無用功率的消耗，降低機械效率。
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)順時針轉(zhuǎn)動手把時，手把上的偏心盤推壓活塞向左移動，壓縮彈簧，使接頭推動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，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，才將手把逆時針轉(zhuǎn)動，使彈簧松開，此時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.傳動系統(tǒng)
絞車的傳動系統(tǒng)如圖所示。電動機啟動后，經(jīng)減速器內(nèi)齒輪，使絞車主軸轉(zhuǎn)動。主軸上用花鍵固定著兩個中心輪和，分別與三個行星齒輪和嚙合，并與相應(yīng)的內(nèi)齒圈和組成兩套行星齒輪傳動機構(gòu)，傳動工作滾筒和空程滾筒，當(dāng)耙斗裝載機工作時，需扳動操縱手把使帶式制動閘閘緊內(nèi)齒圈，三個行星齒輪的行星輪架則被帶動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，實現(xiàn)耙斗的工作過程。與此同時，由于耙斗的移動，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。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，所以通過行星齒輪帶動內(nèi)齒圈隨空程滾筒同向轉(zhuǎn)動。同理，當(dāng)帶式制動閘閘緊內(nèi)齒圈而松開內(nèi)齒圈時，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，使耙斗實現(xiàn)返回行程。
必須注意兩個內(nèi)齒圈只能一個閘緊另一個松開，不能同時閘緊，否則將引起耙斗跳動，甚至拉斷鋼絲繩，造成人身和設(shè)備事故。當(dāng)兩個帶式制動閘同時松開相應(yīng)的內(nèi)齒圈時，兩個卷筒都不旋轉(zhuǎn)，使耙斗處于原來位置不動，這如同停止電動機運轉(zhuǎn)一樣。由此可見，采用這種絞車可防止電動機頻繁起動，耙斗運動換向容易實現(xiàn)，對保護(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間，因此相應(yīng)的行星輪傳動比是不一樣的。
2.3 傳動系統(tǒng)原理
3 設(shè)計方案
以煤炭生產(chǎn)為主要用途，安全第一為原則。選擇P-90B型耙斗式裝巖機
的絞車部分為設(shè)計對象。設(shè)計過程認(rèn)真貫徹國家在機械方面的有關(guān)規(guī)定，真
正做到面向生產(chǎn)，力求實效，用以滿足用戶的最大實際需要。該設(shè)計對象用
途較廣技術(shù)先進(jìn)，性能穩(wěn)定，安全性好，已基本實現(xiàn)系統(tǒng)化、標(biāo)準(zhǔn)化、高效
化的要求。
為了適應(yīng)大斷面礦井快速掘進(jìn)的要求，從而解決裝載速度不能滿足掘進(jìn)速度要求的矛盾，論文中以耙斗裝巖機的生產(chǎn)率和耙斗容積為已知條件，通過大量的計算、推理和論證，設(shè)計了耙斗裝巖機的減速器、工作滾筒、空程滾筒等絞車主要部件。其中工作滾筒和空程滾筒的傳動部分采用行星齒輪機構(gòu)來完成，具有操作省力、靈活，調(diào)整簡便，事故少，維修工作量小的優(yōu)點，同時在吸取成型產(chǎn)品生產(chǎn)和使用經(jīng)驗的基礎(chǔ)上完成了耙斗裝巖機的絞車設(shè)計。
4 設(shè)計計算
4.1總體計算
4.1.1 電動機的選型
（1） 主繩牽引力F
空耙斗返回行程的運行阻力為
=
=9.2kN
耙斗裝滿物料后的運行阻力為
=
=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項在向上牽引時取”+”,向下牽引時取”-”;
---耙斗對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） 一次行程所用的時間t
式中 ---滿載工作時所用的時間;
---空載回程時所用的時間;
---間隔時間;
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
（3） 生產(chǎn)率的計算
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
、——耙斗往返運行速度，m/s
、——耙斗往返停歇時間，取5～15s
==121.7 m3/h
（4） 電動機選型
滾筒的工作功率為=27.2х1.2=32.6kw
電動機的輸出功率為=32.6/0.86=37.95kw
選用YBB45型號的電動機
功率
（kw）
型號
電流（A）
（660/1140V時）
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
4.1.2 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
實際安全系數(shù)
= 符合規(guī)定
4.1.3 傳動比的分配及行星輪齒數(shù)的確定
（1）計算總傳動比及分配
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．總傳動比
工作滾筒傳動比
空程滾筒傳動比
5．傳動比的分配
初定減速器的傳動比=4.56
工作滾筒行星輪的傳動比為
空程滾筒行星輪的傳動比為
（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減小傳動比的范圍。因而通常采用3～4個行星輪。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。
4.1.4 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
4.2 減速器部分的計算
4.2.1.減速器傳動比：
要求高低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級傳動比，為后級總傳動比。
由式 =
=
=1.907 2.089
取= 2 則 = 2.28
4.2.2.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 —— 電機輸出轉(zhuǎn)速；
—— 高速軸轉(zhuǎn)速；
——過渡軸轉(zhuǎn)速；
——低速軸轉(zhuǎn)速。
4.2.3.減速器各軸實際功率：
= 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 ——電機輸出功率；
——高速軸功率；
——過渡軸功率；
—— 低速軸功率；
—— 齒輪傳動效率；
———滾子軸承傳動效率。
4.2.4.減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩：
N.m
N.m
N.m
N.m
4.2.5.行星輪的動力參數(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
4.2.6.高速級傳動裝置動力參數(shù)計算
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.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算
確定齒輪傳動精度等級，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按齒輪相對軸承為非對稱布置，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 接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點接觸）得
==1
硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1
接觸強度安全系數(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
mm
圓周速度 =
m/s
與估取的=10m/s很接近，對的取值影響不大，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.按齒根彎曲疲勞強度校核計算
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
計算公式
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
4.2.7. 低速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
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.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算
確定齒輪傳動精度等級，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按齒輪相對軸承為非對稱布置，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 接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點接觸）得
==1
硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1
接觸強度安全系數(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算值
圓周速度 =
m/s
與估取的=5.6m/s很接近，對的取值影響不大，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.按齒根彎曲疲勞強度校核計算
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
計算公式
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
4.3 軸的設(shè)計
4.3.1 軸的確定與校核
1.求軸上的轉(zhuǎn)矩
N.mm
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
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.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
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 該軸段安裝滾動軸承?？紤]軸承同時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)計手冊中的軸承標(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 該軸段安裝滾動軸承。考慮軸承同時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
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中性，取齒輪與軸的配合為。
滾動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。
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。
7.軸的強度校核
求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取軸承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
8.校核軸的強度
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，軸的計算應(yīng)力為
4.3.2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)計時，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。計算時，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際載荷分配不均勻的影響，計入系數(shù)，則當(dāng)花鍵傳遞工作轉(zhuǎn)距時，靜聯(lián)接擠壓強度條件條件分別為
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
§5.1工作滾筒行星機構(gòu)設(shè)計
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。
內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262～302HBS,試驗齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗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。
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),對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動 取768;斜齒輪傳動取720；對于鋼對非鋼配對的齒輪副，應(yīng)對上述的算式系數(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“”正號用于外嚙合，負(fù)號用于內(nèi)嚙合。
代入
= 124 mm
模數(shù)圓整取mm
則 ==mm
2、齒輪幾何尺寸計算
計算項目及計算公式為:
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嚙合要素驗算:
1.a～c傳動端面重合度計算
①齒頂圓齒形曲率半徑的計算:
計算公式為:
太陽輪: mm
行星輪: mm
②端面嚙合長度的計算:
計算公式為: =
其中“±”中,“＋”用于外嚙合, “－”用于內(nèi)嚙合。則
=36.6+(43.12-153×sin20o)
=27.42mm
③端面重合度的計算:
= () = =1.55
2.b～c傳動端面重合度計算
①齒頂圓齒形曲率半徑:
行星輪: mm
內(nèi)齒圈: mm
②端面嚙合長度的計算:
=-(-a·sin)
=43.12-(66.85-153×sin20o)
=28.57mm
③端面重合度的計算:
= () = =1.6
5.1.4確定傳動載荷
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 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速 r/min;
t — 壽命周期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間;
在此取齒輪壽命為5年,每年工作300天，每天工作24小時,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確定強度計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載荷影響系數(shù)。它與原動機和工作機的特性及運行狀態(tài)等因素有關(guān)。取=1.75
⑵動負(fù)荷系數(shù)
考慮齒輪制造精度、運轉(zhuǎn)速度對齒輪內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)。的精確值按的一般方法確定。
在行星齒輪傳動中,小齒輪相對轉(zhuǎn)臂的節(jié)點線速度可按下式計算
=
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。在無法實現(xiàn)時，對于中等或較重載荷工況,對調(diào)質(zhì)齒輪的值按下式計算:
=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)是考慮同時嚙合的各對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)?？刹捎脤崪y和精確分析求得。
由=234.7N/mm,精度為6級,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的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。
=
⑹節(jié)點區(qū)域系數(shù)
考慮節(jié)點處齒廓曲率對接觸應(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接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。值可按下列公式計算，即
對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.確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(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.接觸強度安全系數(shù)
===1.63 >=1.5 （通過）
===1.88 >=1.5 （通過）
9.確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù)
⑴試驗齒輪的應(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.彎曲強度安全系數(shù)
>=2 （通過）
>=2 （通過）
§5.2空程滾筒行星機構(gòu)的設(shè)計
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。
內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262～302HBS,試驗齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗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。
5.2.2齒輪幾何尺寸計算
計算項目及計算公式為:
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==