畢業(yè)設計-單卷筒行星齒輪傳動的設計

引言絞車，用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條提升或牽引重物的輕小型起重設備，又稱卷揚機，可單獨使用，也可作起重、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、移置方便而廣泛應用。本次設計旨在以單卷筒行星齒輪傳動調(diào)度絞車為依托，采用新的設計方法——三維實體設計來完成產(chǎn)品的設計。三維實體設計（實體造型）是近年來發(fā)展起來的一種先進的設計方法，與傳統(tǒng)設計方法相比較有許多優(yōu)越性。長期以來，傳統(tǒng)的設計方法由于受到技術(shù)手段的限制，不得不放棄用直觀感強的立體圖來表達產(chǎn)品，而是遵循著一種工作量大、設計周期長的方式進行設計：三維構(gòu)思平面圖形三維產(chǎn)品，不僅使原本直觀的立體抽象化了，而且耗費了大量的精力和時間。因為在這樣一個抽象思維和想象的環(huán)境中，既不符合由形象思維到抽象思維的認知規(guī)律，又不利于培養(yǎng)空間想象能力和創(chuàng)新設計能力。而三維實體設計（實體造型）彌補了傳統(tǒng)設計法的這種缺陷，在二維和三維空間中架起一座橋梁，讓我們在三維空間中直接認知和感知三維實體，更加充分地發(fā)展和提高了設計師的空間想象能力及創(chuàng)新能力，為先進產(chǎn)品的開發(fā)提供了廣闊而優(yōu)越的設計平臺。本設計是應用以參數(shù)化為基礎(chǔ)的CAD/CAE/CAM集成軟件Pro/ENGINEER進行三維實體造型，來完成產(chǎn)品的零件、部件設計和整機的裝配。其最大的優(yōu)點在于大大減少了設計師的工作量，從而加速了機械設計的過程。另外，還可以對產(chǎn)品進行優(yōu)化，使其結(jié)構(gòu)更加合理，性能更加良好。單卷筒行星齒輪傳動的設計第一章方案評述絞車有于動、內(nèi)燃機和電動機驅(qū)動幾類。①手動絞車的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機構(gòu)上裝有停止器（棘輪和棘爪），可使重物保持在需要的位置。裝配或提升重物的手動絞車還應設置安全手柄和制動器。手動絞車一般用在起重量小、設施條件較差或無電源的地方。②內(nèi)燃機驅(qū)動的絞車，在卷筒與內(nèi)燃機之間裝有離合器。當離合器和卷筒軸上的制動器松開后，卷筒上的繩索處于無載狀態(tài)，此時繩索一端可從卷筒上自由地拽出，以縮短再次提拉物件時的掛繩時間。內(nèi)燃機須在無載情況下啟動，離合器能將卷筒與內(nèi)燃機脫開，待啟動正常后再使離合器接合而驅(qū)動卷筒。內(nèi)燃機驅(qū)動的絞車常用于戶外需要經(jīng)常移動的作業(yè)，或缺乏電源的場所。③電動調(diào)度絞車廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的場所。根據(jù)工作環(huán)境的不同，可選用防爆型或非防爆型電動機為動力源。單卷筒電動絞車的電動機經(jīng)減速器帶動卷筒，電動機與減速器輸入之間裝有制動器。為適應提升、牽引、回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。根據(jù)傳動形式的不同，絞車可分為蘇式多級內(nèi)齒行星齒輪傳動調(diào)度絞車、擺線針輪傳動調(diào)度絞車、蝸輪-蝸桿傳動回柱絞車和少差齒回柱和調(diào)度絞車等。對于單滾筒行星齒輪傳動調(diào)度絞車，其具有成本低，效率較高，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，易于維修和保養(yǎng)等優(yōu)點。本次設計的絞車用于礦井中井底車場、中間巷道、采區(qū)運輸巷及掘進頭等場合調(diào)度礦車，或用于礦山地面、冶金礦物或建筑工地的地面調(diào)度和搬運工作。根據(jù)實際工作要求，采用行星齒輪傳動，傳動簡圖如下：第二章計算參數(shù)的確定第一節(jié)電動機的選擇一、類型的選擇該絞車用于礦井中井底車場、中間巷道、采取運輸巷及掘進頭等場合調(diào)度礦車，礦井中含有沼氣與煤塵等爆炸性氣體，相對濕度在97%以內(nèi)，周圍介質(zhì)溫度不超過35^，須選用YB系列防爆電機。當用于礦山地面、冶金礦物或建筑工地的地面調(diào)度和搬運工作，要求環(huán)境濕度在80%以下，周圍介質(zhì)溫度不超過40r，且空氣中不得含有沼氣等爆炸性及具有腐蝕作用的氣體，可選用非防爆電機。二、容量選擇電機計算功率：P=―生—kW，其中起重量F=10KN,繩速v=26m/min=0.43m/s（按滿載d1000na時算）。由電動機到滾筒的傳動總效率為：門=門6門6門a123其中n、門、門分別為軸承、齒輪傳動和滾筒的傳動效率，由】4］P3選n=0.91（脂潤1231滑，均按球軸承計算），n2=0.93（8級精度的一般齒輪傳動，脂潤滑），n3=0.96一.Fv10乂103乂043n=0.916x0.936x0.96=0.35，貝UP===12.3kW,ad1000n1000x0.35選額定功率P=15kW（S］——連續(xù)工作制）。三、確定電動機轉(zhuǎn)速由［3］表1推薦的傳動比合理范圍，且由簡圖知其經(jīng)過兩對圓柱齒輪減速傳動，再經(jīng)行星輪傳動（在滿載時，制動器A放松，B制動），故總傳動比的合理范圍是：i'=《.《％=(2?6)X(2?6)X(3?9)=27?324滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為（粗取滾筒直徑為250mm）：60x1000vn=60x1000x0.43

兀x250=32.8r/min則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：n=i'.n=（27?324）X60x1000vn=60x1000x0.43

兀x250=32.8r/min型號額定功率(kW)額定轉(zhuǎn)速(r/min)效率(%)重量(kg)YB160M2-215293088.2149YB160L-415146088.5166YB180L-61597089.5215經(jīng)比較，選電動機型號為YB160L-4，其主要外形和安裝尺寸見表-2：表-2參數(shù)AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第二節(jié)傳動比的確定和分配計算和說明計算結(jié)果一、計算總傳動比電動機滿載轉(zhuǎn)速nT460r/min,m總傳動比：i=—m='46°=44.5an32.8二、分配傳動裝置的傳動比...,.i=i.i.i其中七、i"iH分別為兩對齒輪、行星輪的傳動比。初步取i=i'=2.24，則行星輪的傳動比為：i=、=—445—=8.86900Hii2.24X2.2400n=1460r/mini=44.5iH=8.869

第三節(jié)傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算一、軸轉(zhuǎn)速計算n=1460r/minI軸：n=n=1460r/minIImn=651.79r/minII軸：n=幻=地0=651.79r/miniii02.24IIn=290.98r/minIII軸：n=%=65L"=290.98r/miniiii02.24n=32.80r/min滾筒：n=■=290.98=32.80r/miniH8.869二、功率計算（一）各軸輸入功率I車由：P=P門=15x0.91=13.65RWin1P=13.65kWiII軸：p=p氣氣=13.65x0.91x0.93=11.554WP=11.55kWIII軸：Pu=七叫％=11.55x0.91x0.93=9.78kW匕=9.78kW滾筒：P=PH]氣=9.78x0.91x0.93=8.27kWP=8.274kW（二）各軸輸出功率I軸:{=P.氣=13.65x0.91=12.42kWPr=12.42kWiII軸：P=￡[.氣=11.55x0.91=10.51kWP'=10.51kWiiI軸：％=Pu.氣=9.78x0.91=8.90kWP'=8.90kWin滾筒：P'=P.n=8.27x0.96=7.94kW3P'=7.94kW三、轉(zhuǎn)矩計算（一）各軸輸入轉(zhuǎn)矩P15電機輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550—=9550x汀而=98.12N-mmT=98.12N?mI軸：T=T.n=98.12x0.91=89.29N-mid1T=89.29N?miII軸:T=T.i0.n2=89.29x2.24x0.93=186.01N-mT=186.01N?mTn=352.62NTn=352.62N?mT=2646.72N?mT'二81.25N?miT'=169.27N?miiT'=320.88N?miiiT'=2540.85N?m軸號功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N?m)轉(zhuǎn)速(r/min)輸入輸出輸入輸出電動機1598.121460I軸13.6512.4289.2981.251460II軸11.5510.51186.01169.27651.79III軸9.788.90352.62320.88290.98滾筒8.277.942646.722540.8532.80傳動比i效率n1n1=0.912.24n1=0.91n2=0.932.24n1=0.91n2=0.938.871n1=0.91n3=0.96*3III軸：匕=〈「『J%=186.01x2.24x0.91x0.93=352.62N-m滾筒：T=T"h叩2=352.62x8.869x0.91x0.93=2646.72N-m(二)各軸輸出轉(zhuǎn)矩軸：T；=T[.氣=89.29x0.91=81.25N-m軸：T：=孔氣=186.01x0.91=169.27N-m軸：T\=Tm?氣=352.62x0.91=320.88N-m滾筒：T'=T.n=2646.72x0.96=2540.85N-m3運動和動力參數(shù)計算結(jié)果見表-3。表-3第三章傳動零件的設計第一節(jié)行星齒輪傳動的設計一、配齒及其校核(一)配齒行星輪系布置圖1.行星輪傳動比為:ib="ib="in

aHnw32.802.知該行星輪負載工作時，為NGW型行星齒輪傳動，有［2］P198表10-4，修正配齒為:z=18，z=60，z=138acb（二）校核1.校核裝配條件：有［2］表10-3，選行星輪數(shù)目K=3，則:1,1,z1+—bq=z*aK竺嚴=52（為整數(shù)），滿足條件。2.校核同心條件:12.校核同心條件:11g-七）-萬（138-18）=60二七'滿足。3.校核鄰接條件:zsin—3.校核鄰接條件:zsin—-2h*

aKa1—sin—K（h*取標準值）18xsin—-2x1_311—sin—3=101.42>z,滿足條件。4.校核滾筒轉(zhuǎn)速：實際傳動比ib4.校核滾筒轉(zhuǎn)速：實際傳動比ib"aH=1+Zb=1+138=8.7

z^181460滾筒實際轉(zhuǎn)速1460滾筒實際轉(zhuǎn)速n=—wi0=33r/min.sib2.24x2.24x8.7滾筒轉(zhuǎn)速的相對差值33—32,8=0.6%<5%,滿足要求。32.8二、外嚙合齒輪傳動的設計（一）設計計算1.選材料中心輪a材料采用20CrMnTi,由［1］P211，表面淬火（承受中等沖擊載荷），齒面硬度48-54HRC，行星齒輪c采用20Cr，表面淬火，硬度45-50HRC，傳動采用8級精度。計算和說明計算結(jié)果2.按接觸強度設計初算中心輪a的分度圓直徑21+">_k=1.25k一載荷系數(shù)，初取k=1.25k=1.25T］—小齒輪轉(zhuǎn)矩，

T=9.55x106匕=9.55x106x1365=8.92x104N?mman1460T1二命?kc=攻；104x1.6=4.76x104N?mm(沒有均載機構(gòu)，取載荷不均勻系數(shù)kc=1.6)0d一齒寬系數(shù)，?、賒=0.55(硬齒面，非對稱布置)ZH一節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由〔1)P222圖12.16,取Zh=2.5u一齒數(shù)比，u=土=60=3.33,ZE一彈性系數(shù)，ZE=189.8x/MPaaW]一許用接觸應力，W]=kNHiim，由[5]P339有：HHSqhii=12HRC+550=12X(48?54)+550=1126?1198N/mm中心輪a應力循環(huán)次數(shù)：N=60(niii-nH)-K?t=60x(290.98-32.80)x3x15x300x5=1.046X109行星輪c的應力循環(huán)次數(shù)：N=60(n-n)t，由=三cchn-nzz18,-nH=(n-nH)筆=(290.98-32.80)x而=77.451r/mincN=60X77.451X15X300X5=1.046X108壽命系數(shù)kN=1〔1)P38，N>107)，安全系數(shù)S=1.25(較高可靠度)，則：[q]=1x(1126~1198)=900.8~958.4N/mm2h1.25d>：2x1.25x4.76x104乂3.33+1x(2.5x189.8a—V0.55x3.33x(900.8~958.4)2=42.74?41.00mm齒輪模數(shù)：m>A='2"=2.37mm,取m=4mmza18中心輪a分度圓直徑：d=m?z-4x18=72mmTa=8.92x104N?mmk=1.6cT1=4.76x104NTa=8.92x104N?mmk=1.6cT1=4.76x104N?mm0d=0.55Zh=2.5u=3.33ZE=189.8、MPaN=1.046X109N=1.046X108[qh]=900.8~958.4N/mm2m=4mmd=72mmad=240mmc行星輪c齒寬：b=中/d=0.55X72=39.6mm，取b=40mm中心輪a齒寬：b=b+2=40+2=42mm（二）校核計算1.按接觸疲勞強度校核'kFu+1。H\~bd~uZHZEa，式中k=kkkkA行星輪c齒寬：b=中/d=0.55X72=39.6mm，取b=40mm中心輪a齒寬：b=b+2=40+2=42mm（二）校核計算1.按接觸疲勞強度校核'kFu+1。H\~bd~uZHZEa，式中k=kkkkAVaHP由[1]P215表12.9,使用情況系數(shù)kA=1.25,睥_%(%-壯丑)—兀x72x(290.98-32.80)—097m/sa—60X'1000H—60X1000—.由[1]P216圖12.9,動載荷系數(shù)kv—1.062T

——1

da2x4.76x10472—1323Nb—40mmcb—42mma、—1.25kv—1.06F—1323NkH=1.25X1.06X1.0X1.34=1.78kF=1.25X1.06X1.0X1.17=1.55,'1.78x13233.33+1。=xx2.5x189.8—489.3N/mm2k=1.0Hak=1.0Fak—1.34HPk—1.17FPkH—1.78kF—1.55b—489.3N/mm2H<"H］，安全.2.按彎曲疲勞強度校核成小VW]，式中k=k=1.55bmF由[1]P229-230圖12.21、12.22查的:Yf1=2.9，Yf2=2.28,七1=L52,七2=L74Yf1=2.9Yf2=2.28Yak=1.0Hak=1.0Fak—1.34HPk—1.17FPkH—1.78kF—1.55b—489.3N/mm2H<"H］，安全.2.按彎曲疲勞強度校核成小VW]，式中k=k=1.55bmF由[1]P229-230圖12.21、12.22查的:Yf1=2.9，Yf2=2.28,七1=L52,七2=L74Yf1=2.9Yf2=2.28Ya1=1.52七2=L741.55x1323x2.9x1.52=56.5N/mm240x4kN°Flim[cF]=S，由Na=1.046X109,Nc=1.046X108得r=448.9~457.5N/mm2[七]=1.60Fa_l0.89x(711.2~723)-=395.4~402.2N/mm2[L]=1.60^F<[^F]，安全。b=56.5N/mm2F1b=50.85N/mm2b=56.5N/mm2F1b=50.85N/mm2F2Na=1.046X109,Nc=1.046X108k=1Na1kNc=0.89Flima=718.3?732.3N/mmFlimc=711.2?723N/mm[bFa]=448.9?457.5N/m^[bfc]=395.4?402.2N/m^選內(nèi)齒輪齒寬氣=b-2=40-2=38mm,選用ZG35，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB200?250。（二）校核計算按接觸疲勞強度校核kF〃一1接觸b=，一卜——zz,k=kkkk，由[1]P215表12.9,使H丫bdUHEAVaHp用情況系數(shù)kA=1.25由[1]P216圖12.9，動載荷系數(shù)kv=1.5（圓周速度v=1.93m/s）u=土=138=2.3,kF/b=1.25X1323/38=43.5N/mm<100N/mm、=1.25u=2.3z60、=1.25u=2.3齒間載荷分配系數(shù)k=1.0,k=1.0([1]P217表12.10)HaFa齒向載荷分布系數(shù)y。.34/"18表12.11）b/h=38/(4X2.25)=4.2,k=1.15([1]P219圖12.14)

鄧、=1.25X1.5X1.0X1.34=2.51kF=1.25X1.5X1.0X1.15=2.16■2.51x13232.3-1■xx2.5x189.8=215.26N/mm238x2402.3]=*nPHlim，由[5]P339有:HSbh「=0.974HBS+140.5=0.974X(200?250)+140.5=335.3?384N/mm壽命系數(shù)kN=1〔1）P38,N>107），安全系數(shù)S=1.25（較高可靠度），則:「.1x(335.3~384)[b]==268.2~307.2N/mm21.25bh=215.26N/mm2<[b疽，安全2.按彎曲疲勞強度校核kFJYJLV[b]，式中k=k=2.16bmF由[1]P229-230圖12.21、12.22查的:L=2.23,Y=2.14,bFcY%1=1.71，'a2=1.772.16x1323x2.23x1.71*小…=71.69N/mm2Fa2bFb38x42.16x1323x2.14x1.77=71.22N/mm238x4由[5]P339有bf「=0.5HBS+175k=1.0Hak=1.0Fak=1.34HPk=1.15FP、=2.51kF=2.16b=215.26N/mm2Hbh].=335.3?384N/mm2k=1S=1.25b=215.26N/mm2k=kF=2.16Yf1=2.23Yf2=2.14YSa1=1'71YSa2=1-77b=71.69N/mm2Fcb=71.22N/mm2Fb=0.5X(200?250)+175=275?300N/mm2

［b」二172?187.5N/mm2壽命系數(shù)k［b」二172?187.5N/mm2［。］=1-(275~300)=172~187.5N/mm2f1.60。f＜［。f］,安全四、效率計算行星齒輪傳動的嚙合效率nb=1——生—h1+|i^bI式中一轉(zhuǎn)動機構(gòu)的嚙合損失系數(shù)，設轉(zhuǎn)動機構(gòu)的嚙合效率為門H18138nh18138nh=0.95甲H=0.05n3=95.6%=0.95,則：甲h=1—nH=1一0.95=0.05,|iH|=土b門Hb=1——。.％=95.6%，合乎要求。1+—138行星齒輪傳動參數(shù)表名稱單位中心輪a行星輪c大內(nèi)齒輪b中心距amm156模數(shù)mmm4齒數(shù)z1860138分度圓直徑dmm72240552齒頂圓直徑damm80248544齒根圓直徑dfmm62230562齒寬bmm424038第二節(jié)連軸齒輪3和小內(nèi)齒輪4的傳動設計一、設計計算（一）相關(guān)參數(shù)的確定由表-3矢口：輸入功率￡；=10.51kW,主動輪轉(zhuǎn)速％=651.79r/min,主動輪3傳遞的轉(zhuǎn)矩T=3二二169.27N?m=1.693X105N?mm選齒輪材料及熱處理方法齒輪3用20CrMnTi,由［1］P211,滲碳淬火加低溫回火，齒面硬度HRC56-62,齒輪4采用20Cr,HRC56-62。（參照［5］附表）選齒寬系數(shù)①d和齒輪精度0d=0.5z3=17z廣38u=2.235查［1］P222表12.13,選①d=0.5（硬齒面，非對稱布置，直齒輪）查［1］P207表12.6，選8級精度（估計節(jié)點圓周速度＜6m/s）。0d=0.5z3=17z廣38u=2.235選齒輪齒數(shù)z=17（閉式硬齒面?zhèn)鲃樱?，z=i'-z=2.24x17=38.08，取z=3834034u=z4/z3=38/17=2.235（二）按齒根彎曲疲勞強度設計m>AT3-YpJsaA=1.50Yf3=2.93Y^4=2.37YS3=1.51Ya4=1.66m3①/32[。f]式中系數(shù)A=1.50（查[1]232表12.17，A=1.34-1.17）齒形系數(shù)Yf3=2.93，Y^=2.37（[1]229圖12.21）應力修正系數(shù)Y^=1.51，Y^=1.66（[1]230圖12.22）c=920.7N/mm2Flim3彎曲許用應力[cF3]=[cF4]=0.70c].=644.49N/A=1.50Yf3=2.93Y^4=2.37YS3=1.51Ya4=1.66Fa3Sa3==6.86X10-3>Fa4Sa4==6.10X10-3[cf3]644.49[cf3]644.49按齒輪3設計.1.693x105m>1.50x3,x6.86x10-3=3.004啞\0.5x172m=3mm查[1]P206表12.3，選m=3mm（傳遞動力的齒輪）

則分度圓直徑d3=mz3=3x17=51mmd=mz=3x38=114mm11中心距a=m=3mm則分度圓直徑d3=mz3=3x17=51mmd=mz=3x38=114mm11中心距a=強3+d4）=^x（51+114）=82.5mm計算齒寬b=中dd3=0.5x51=25.5，取b=30mmb=b+5=30+5=35mm，b=b=30mmd=51mm3d=114mma=82.5mmb=30mmb=35mm3b=30mm60x100060x1000二、校核計算、=1.25（一）校核齒根彎曲疲勞強度使用系數(shù)匕=1.25（[1]P215表12.9）動載系數(shù)七=1.976x10-5v3-1.236x10-3v2+3.18x10-2v+1.063=1.976x10-5x1.743-1.236x10-3x1.742+3.18x10-2x1.74+1.063=1.11齒向載荷分布系數(shù)k=1.15（[1]P218表12.11）HPk=0.66k+0.3445=0.66x1.15+0.3445=1.10（由[5]P336）鄧HP、=1.25=1.976x10-5x1.743-1.236x10-3x1.742+3.18x10-2x1.74+1.063=1.11齒向載荷分布系數(shù)k=1.15（[1]P218表12.11）HPk=0.66k+0.3445=0.66x1.15+0.3445=1.10（由[5]P336）鄧HPk=1.11Vk=1.15HPkFp=1.10k=1.2Ha齒間載荷分配系數(shù)k=1.2，k=1.2（[1]P217表12.10）HaFaF=奚=2xL693x105=6639Nt3d351kAF3/b=1.25x6639/30=276N/mm>100N/mmKh=1.25x1.11x1.2x1.15=1.91Kf=1.25x1.11x1.2x1.10=1.83重合度￡a=[1.88—3.2（上——）]cosPz3z4,11、Tf=[1.88-3.2x（）]xcos0。=1.781738k=1.2FaF3=6639NKh=1.91Kf=1.83e=1.78重合度系數(shù)Y=0.25+075=0.25+075=0.67&e1.78a彎曲最小安全系數(shù)七心=1.25([1]P225,一般可靠度)應力循環(huán)次數(shù)Nh3=噸3=60"=60x651.79x15x300x5=8.8x108Nh4=Nf4=Nh3/u=8.8x108/2.24=3.93x108彎曲壽命系數(shù)Y=(3x106)0.020=0.89N38.8x108Y=(3x106)0.020=0.91n43.93x108Y=0.67SFmin=技5Yn3=0.89Yn4=0.91尺寸系數(shù)YX=1(m=3mm<5mm)[b]=—Flim3N3F3SFminYY920"0.89x1=655.54N/mm2Yx=11.251.25F4SFminx2.93x1.51x0.672K[YYY=2x1.83x1.693x105bdmFa3Sa3e30xx2.93x1.51x0.67=400.2N/mm2<[b尸3]bF3=400.2N/mm2=400.2x2.37x1.66=355.87N/mm2<[b]2.93x1.51f4齒根彎曲疲勞強度安全（二）校核齒面接觸疲勞強度b（二）校核齒面接觸疲勞強度b=355.87N/mm2F4重合度系數(shù)七=、?；七乎=。.86（[1]P221式12項）z=0.86彈性系數(shù)z=189.^.MPa（[1]P221表12.12）E節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.50（[1]P222圖12.16）Ze=189.8jMPaZh=2.50Sh.=1.05Ze=189.8jMPaZh=2.50Sh.=1.05接觸壽命系數(shù)ZN3=(—)。?。569=()0.0569=1.01(允許一定點TOC\o"1-5"\h\zH3.蝕)Z—()0.0569=()0.0569=1.05H4.接觸疲勞極限bh].3=bh].4=1500N/mm2([5]P339)許用接觸應力[b]=—Hlim3^N3='5°°X'°'=1442.86N/mm2H3S1.05Hmin[b]=bHiim4%4=1500x1.05=1500N/mm2H4S1.05Hminb=…《UE!Heh"bd232x1.91x1.693x1052.235—1=189.8x2.50x0.86x、、xT30x5122.235Zn3=1.01Zn4=1.05bh=873.3NZn3=1.01Zn4=1.05bh=873.3N/mm230x512齒輪3和齒輪4的傳動參數(shù)表名稱單位小齒輪3小內(nèi)齒輪4中心距amm31.5模數(shù)mmm3齒數(shù)z1738分度圓直徑dmm51114齒頂圓直徑damm57108齒根圓直徑dfmm43.5121.5齒寬bmm3530第三節(jié)主要傳動軸的設計一、行星齒輪傳動之中心齒輪軸的設計（一）受力分析軸傳遞轉(zhuǎn)矩：T[=352.62N?m=3.35X105N?mm齒輪分度圓直徑：d=72mm齒輪上的圓周力:F=2T/d=2x3.53x105/72」9806N齒輪上的徑向力:I2D'Fri中心輪a的徑向受力簡圖Tn=3.35X105N?mmd=72mmF「9806NF「3569NF=Ftana=9806xtan20°(有=‘3569N三個行星輪，徑向力分布如圖）取載荷不均勻系數(shù)kC=1.60，k=k/k=1.6/3=0.533,k2=七=(1-k1)/2=0.2331,、，1,F=F——(F+F)=kF——k

rr12‘2r31r12(二)軸的結(jié)構(gòu)設計2(Fr1+F)=0.3x3569=1071Nr1kc=1.60k1=0.533k2=0.233F=1071N1.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑軸受轉(zhuǎn)矩作用，應滿足菖t匕軸的材料同齒輪，為20CrMnTi,ob=1100N/m此OS=850N/m廿([14]P113表6-2)查［1］P314表16.2，選許用扭轉(zhuǎn)切應力M『］=40?52N/m廿，系數(shù)c=106?98,978dM(106?98)X3：—3,=34.2?31.6mm3290.98軸上有單個鍵槽，d應增加3%,取d=34mm取軸長l=100mm。2.軸的彎矩計算Ob=1100N/m廿OS=850N/m^:t了]=40?52N/m^c=106?98d=34mml=100mm把兩滾動軸承簡化為鉸支，各尺寸如圖軸只在垂直面受力，在水平面內(nèi)不受力，作軸在垂直面的受力圖及彎矩圖。軸承A、B的支反力為對A點取矩，MA=0,FxAC-RBxAB=0EM=EM=ER廣2039NRa=-968NM=5.03x104N*mmaT=2.12x105N?mmZF=0,RA+RB-FRa=-968NM=5.03x104N*mmaT=2.12x105N?mmMb=F-BC=1071x47=5.03x104N-mmaT=0.61x3.53x105=2.12x105N-mm（應力校正系數(shù)a=[b]/[b]=98/160=0.61,扭轉(zhuǎn)切應力按脈-1b0b動循環(huán)變化，見P[1]315表16.3）

M=2.71x104D1Ca從左端M=[M2+(aT)2]1/2=2.71x104N-mmDicaD1從右端M=2.14x105D2CaM=[M2+(aT)2]M=2.71x104D1CaM=2.14x105D2CaD2CaD2B點彎N?mm=2.14x105N-mmM=2.18x105BCa矩MBC=[Mb2+(aT)2]1/2=[(5.03X104)2N?mmM=2.18x105BCaN?mm=2.18x105N-mmM=2.12x105CCaC點彎矩M=[M2+(aT)2]1/2=2.12x10N?mmM=2.12x105CCaN?mm應根據(jù)M/d3來選擇危險截面，由計算圖可以看出，B截面危CaW=3.93x103mm3W=3.93x103mm3a=98N/mm2caB截面的抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1x343=3.93x103mm3b=M/W=2.18x105/(3.93x103)=55.5<[a]caCa-a=98N/mm2ca疲勞強度安全系數(shù)校核應根據(jù)M/d3和應力集中情況選擇危險截面，可知B截面為危險Caw=3.93x103w=3.93x103mm3w=7.86x103mm3抗彎截面系數(shù)w俐0.1d3=0.1x343=3.93x103mm3Mb=2.18x105N-mm抗扭截面系數(shù)七n0.2d3=0.2x343=7.86x103mm3彎矩Mb=2.18x105N-mmTb=3.53x105N-mm扭矩氣=3.53x105N-mma=55.5N/mm2b彎曲應力氣=Mb/W=2.18x105/(3.93x103)=55.5N/mm2a二氣=55.5N/mm2，a=0(氣按對稱循環(huán)變化)Tt=44.9N/mm2k=3.13扭轉(zhuǎn)應力tt=w=7.86x103mm3Mb=2.18x105N-mmTb=3.53x105N-mma=55.5N/mm2bTt=44.9N/mm2k=3.13kT=1.68查[1]P331附錄表5,有表面狀態(tài)系數(shù)&=0.85查[1]P331附錄表6，得尺寸系數(shù)^=0.73，七=0.78取壽命系數(shù)kN=1查[1]P41表3.2b=0.41b=0.41x1100=451N/mm2-1Bt=0.30b=0.30X1100=330N/mm2-1Bb=1.6b=1.6x451=722N/mm20-1t=1.4t=1.4X330=462N/mm20-1P=0.85￡=0.73￡=0.78kN=1b=451N/mm2-1t=330N/mm2-1b=722N/mm2等效系數(shù)wb=(2b1-b0)/b0=(2x451-722)/722=0.249t0=462N/mm2wb=0.249=(2t-t)/t=(2X330-462)/462=0.429wb=0.249安全系數(shù)wt=0.429kk宦七+kk宦七+Wbbmb=495168x22.5+0.429x22.50.85x0.78Sb=1.61S=4.95S=1.53[S]=1.501X451——=1.613.13x55.5+0.249x00.85x0.73kT1k^Ta+WTTmT."1.61x4.951S=■bT===1.53項S2+S2J1.612+4.952查[1]P316，選[S]=1.50，S>[S]，安全。二、行星齒輪軸的設計采用雙臂分開式行星架，行星輪軸固定于臂中，屬固定心軸，驗算彎曲強度，結(jié)構(gòu)取等直徑軸，d=30mm，L=75mm。nnc2Tc2X4.76X104…sR=R=2xd~^—2x72=2646NR=2646NaMb=w最大彎矩M=^^=——=4.96x104N-mmM=4.96x104N-mm44危險剖面抗彎截面系數(shù)W澆0.1d30.1X303=2.7X103mm3W=2.7x103mm3竹星齒輪受力簡圖4一96x104?=-"27―10—=18.4N/mm2，材料選45鋼，c=600N/mm2，c=18.4N/mm2[c]=95Nc=18.4N/mm2[c]=95N/mm20b第四節(jié)主要軸承的選擇一、行星齒輪軸之軸承的選擇作用于軸承上的徑向載荷R=2646N作用于軸承上的當量動載荷P=f(XF+YF)，式中draU5X=1Y=0P=3969N沖擊載荷系數(shù)fU5X=1Y=0P=3969N由F=0知X=1，Y=0P=1.5x(1x2646+0x0)=3969N取軸承預期壽命：按五年計算L'=2.25x104hhL=15x300x5=2.25L'=2.25x104hh行星輪軸承的相對轉(zhuǎn)速：n-n=54.5r/min選深溝球軸承，計算額定動載荷C=11087N=11087N選6306軸承，Cr=16630N,滿足要求。二、中心齒輪軸之軸承的選擇1.該軸承受有連軸齒輪3和小內(nèi)齒輪4傳動產(chǎn)生的徑向力，以及中心輪與行星輪傳動產(chǎn)生的徑向力，即2T'F=F，+F=i+FrHrrdr32x1.69x10551C=11087N=11087N選6306軸承，Cr=16630N,滿足要求。二、中心齒輪軸之軸承的選擇1.該軸承受有連軸齒輪3和小內(nèi)齒輪4傳動產(chǎn)生的徑向力，以及中心輪與行星輪傳動產(chǎn)生的徑向力，即2T'F=F，+F=i+FrHrrdr32x1.69x10551+1323=7950N2.作用在軸承上的當量動載荷（其中f尸.5,X=1，Y=0，理由同上）P=f^(XFh+YF)=1.5x(1x7950+0x0)=11925N預期壽命：L=15x300x5=2.25x104hh軸承轉(zhuǎn)速：n=n^-nH=290.98-32.80=258.18r/min計算額定動載荷，選深溝球軸承C>P3：空=些x部x25&18x巨x匝=55.9x103Nf31061.5\106d選6312軸承，Cr=81.8x103N，滿足要求。第五節(jié)主要鍵聯(lián)接的選擇一、行星齒輪架與滾筒間鍵聯(lián)接的選擇采用普通圓頭平鍵，取bxh=28x16，L=60mm為非標準件，采用雙鍵。Cr=16630NFh=7950NP=11925Nn=258.18r/minC=55.9x103NCr=81.8x103Nbxh=28x16L=60mm106校核強度屬于靜聯(lián)接，按擠壓強度校核，由[1]P125（7.1）式可知校核公式為。=告vg]Phldp式中：鍵聯(lián)接所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=2.65x106N-mm

T=2.65x106N-mml'=32mmh=16mmd=216mm鍵的工作長度l'=L-b=60一26=32mm鍵的高度h=16mm，配合直徑d=216mm由[1]P126表T=2.65x106N-mml'=32mmh=16mmd=216mm[b]=55N/mm2pb=48N/mm2pb=21632216=48N/mm2<[b]，強度滿足要求。決定鍵與槽的配合，鍵槽表面粗糙度和鍵槽的對稱度公差查[4]P51，按一般聯(lián)接對待，鍵與軸28N9/h9，鍵與轂28Js9/h9。鍵槽表面粗糙度：工作表面，一般聯(lián)接，取3.2鍵槽的對稱度公差：一般聯(lián)接，按7級精度決定對稱度公差。鍵槽的工作圖二、中心輪a與內(nèi)齒輪4的鍵聯(lián)接的選擇采用普通圓頭平鍵，查[4]P51表4-1，由d=34mm，可知鍵的剖面尺寸為bxh=二、中心輪a與內(nèi)齒輪4的鍵聯(lián)接的選擇采用普通圓頭平鍵，查[4]P51表4-1，由d=34mm，可知鍵的剖面尺寸為bxh=10x8，參照軸長度l=100mm，取鍵長L=80mm（符合[4]P51表4-1長度系列）鍵的標記為：1.校核強度鍵10x80G810096-79校核擠壓強度4T而V其中：鍵聯(lián)接所傳遞的轉(zhuǎn)矩屬于靜聯(lián)接，T=352.62N-m=3.5262x105N-mmbxh=10x8L=80mmT=3.5262x105N-mml'=70mmh=8mmd=34mm鍵的工作長度l'=l'=70mmh=8mmd=34mm鍵的高度h=8mm，配合直徑d=34mm[b]=90N/mm2p由[1]P126表7.1得許用擠壓應力[bp]=90N/mm2（靜聯(lián)接，鋼，沖擊載荷）b=74.1N/mm2pb=4*土5262x105=74.IN/mm[b]=90N/mm2pb=74.1N/mm2p查[4]P51，按一般聯(lián)接對待，鍵與軸10N9/h9，鍵與轂10Js9/h9。鍵槽表面粗糙度：工作表面，一般聯(lián)接，取3.2,非工作表面取6.3（均為Ra值）。鍵槽的對稱度公差：一般聯(lián)接，按7級精度決定對稱度公差。鍵槽的工作圖第六節(jié)制動帶的設計根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，采用凸緣式帶制動。1.計算圓周力F根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，采用凸緣式帶制動。1.計算圓周力FF=7.36x103NF=艾=2X2540.85=7.36x103NF=7.36x103N2.計算帶的繞入端張力F1和繞出端張力F2Fe^a7.36x103xe0.45x5.655=7.9x103Ne呻一1e0.45x5.655—1F=7.9x103NiF2epa—1e0.45x5.6557.36x103=626N—1式中：T制動轉(zhuǎn)矩(T=2540.85N?m)摩擦系數(shù)，由［16］表29.13-48取日=0.45制動輪包角，取a=324。D——制動帶直徑，D=0.69m3.帶寬b的確定帶寬b按許用單位壓力［p］(其取值參考資料［16］，本計算?。踦］=0.3N/mm2)決定，其取值應比輪寬B小5~10mmb=^~=2x7.9x103=76.5mm,取b=75mm[p]D0.3x6904.確定帶厚8由[16]29-383表29.13-33，選8=6mm。F2=626NT=2540.85N?m日=0.45a=324。D=0.69mb=75mm8=6mm第四章本產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù)和相關(guān)說明第一節(jié)技術(shù)參數(shù)表起重量kN10電動機型號YB160L-4繩速m/min最小26功率kW15最大62轉(zhuǎn)速r/min1460平均44電壓V380/660減速比44.5整機質(zhì)量kg530容繩量m400繩徑mm12.5地腳孔直徑mm(P25卷筒直彳仝mm250外形尺寸（長X寬X高）mm1100X766X727卷筒寬度mm310一、裝配說明、對于各軸承和定位零件，要將其裝到規(guī)定的位置上；各軸承推薦熱裝（在柴油中加熱，溫度在120°C-140°C之間）。裝前在結(jié)合面上涂以適量的機油，在各軸承內(nèi)填入2/3容積的黃油，滾筒體內(nèi)的小齒輪中，以及行星傳動的大內(nèi)齒輪中填入黃油（機體內(nèi)的黃油均采用鈣基潤滑脂）。行星傳動的大內(nèi)齒輪與滾筒之間應保證有0.5-1.5毫米的間隙，通過加工表面來保證；電機與滾筒端面之間的間隙為2毫米，可調(diào)整安裝與其間的墊片來實現(xiàn)。電機和軸承支架中心高應保持一致，偏差不可大于0.1毫米。滾筒上的各固定螺釘和油堵，不得高出滾筒外表面。螺釘和地腳螺栓等緊固裝置必須可靠。剎車帶要平穩(wěn)地與剎車轂接觸；剎車帶的松緊程度可由鉸鏈螺栓來調(diào)整，要保證剎車把及杠桿系統(tǒng)動作靈活可靠。二、安全操作說明起重負荷不得超過1000公斤，而且不可運送人員。本絞車操作人員必須了解本絞車的性能，熟悉操作方法，才能單獨操作。防爆電器設備的檢查和維修應符合有關(guān)安全生產(chǎn)試行規(guī)程；非防爆電器設備也應符合有關(guān)電器設備的安全操作規(guī)程。工作前的注意事項：（1）檢查鋼絲繩接頭是否牢固，繩卡和軸承支架及電機地腳的連接螺栓固緊完好，車安裝是否牢靠。（2）檢查絞車部件制動性能是否良好，使用是否靈