P-90B型耙斗式裝載機設(shè)計【說明書+CAD】

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目 錄 1 前言………………………………………………………………………1 2 總體設(shè)計……………………………………………………………5 §2.1 設(shè)計總則……………………………………………………………5 §2.2 已知條件……………………………………………………………5 §2.3 電動機的選型………………………………………………………5 §2.4 牽引鋼絲繩直徑的確定……………………………………………7 §2.5 傳動比的分配及行星輪齒數(shù)的確定………………………………8 §2.6 卷筒直徑的確定……………………………………………………10 3 減速器的設(shè)計………………………………………………………11 §3.1 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的確定………………………………11 §3.2 高速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算…………………………12 §3.3 低速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算…………………………19 4 軸的設(shè)計……………………………………………………………28 §4.1 軸的確定與校核……………………………………………………28 §4.2 軸承的選擇與校核…………………………………………………33 §4.3 花鍵的選擇與校核…………………………………………………36 5 行星輪設(shè)計…………………………………………………………………36 §5.1 工作滾筒行星機構(gòu)的設(shè)計…………………………………………36 §5.2 空程滾筒行星機構(gòu)的設(shè)計…………………………………………48 結(jié)論……………………………………………………………………………59 致謝……………………………………………………………………………60 參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………61 中國礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第64頁 1 前 言 一．絞車的簡介 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)。 制動閘除控制卷筒旋轉(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。兩個輔助閘用來對工作滾筒和空程滾筒進(jìn)行輕微制動，以防止卷筒處于浮動狀態(tài)時，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。 二．耙斗裝載機的工作原理 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 總體設(shè)計 §2.1設(shè)計總則 1． 煤礦生產(chǎn)，安全第一。 2． 面向生產(chǎn)，力求實效，以滿足用戶最大的實際需求。 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 電動機的選型 2.3.1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; 2.3.2一次行程所用的時間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 2.3.3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 2.3.4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 §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 §2.5 傳動比的分配及行星輪齒數(shù)的確定 2.5.1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 2.5.2 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。 §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 §3.1 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的確定 3.1.1.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 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。 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 ～ 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 §3.3 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 軸的設(shè)計 §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 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?？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=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 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。 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 4.1.8.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 §4.2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==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 =35.9+(36.6-171×sin20o) =14.02 mm ③端面重合度的計算: = () = =0.8 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) =36.6-(81.08-171×sin20o) =14.01 mm ③端面重合度的計算: = () = =0.8 5.2.4確定傳動載荷 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: =269.4/3.25=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