摘 要調度絞車是礦山生產(chǎn)系統(tǒng)中最常用的機電設備，主要用于煤礦井下和其他礦山在傾角度小于 30 度的巷道中拖運礦車及其它輔助搬運工作，也可用于回采工作面和掘進工作面裝載站上調度編組礦車。在設計過程中根據(jù)絞車牽引力選擇電動的型號以及鋼絲繩的直徑，選擇后驗證速度是否與設計要求速度一致，根據(jù)要求設計絞車是通過兩級行星輪系及所采用的浮動機構完成絞車的減速和傳動，其兩級行星齒輪傳動分別在滾筒的兩側，從而根據(jù)設計要求確定行星減速器的結構和各個傳動部件的尺寸，根據(jù)滾筒的結構形式選擇制動裝置為帶式制動，并對各個設計零部件進行校核等等。絞車通過操縱工作閘和制動閘來實現(xiàn)絞車卷筒的正轉和停轉，從而實現(xiàn)對重物的牽引和停止兩種工作狀態(tài)。設計中絞車內部各轉動部分均采用滾動軸承，運轉靈活。JD-0.5 型調度絞車采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低以及隔爆性能、設計合理、操作方便，用途廣泛等特點。關鍵詞：調度絞車； 帶式制動；行星輪系IABSTRACTMine production Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine and other mines in the dumping of less than 30 degrees angle of the roadway in the haulage mine car handling and other auxiliary work, can also be used for mining and tunneling Face loading station on the scheduling grouping tramcar. In the design process in accordance with electric winch traction choose the type and the diameter of wire rope, after the choice of whether or not verify the speed consistent with the design requirements of speed, according to winch was designed by two rounds of the planet and used by the body floating completion of the slowdown and drive winch , The two planetary gear transmission in the drum on both sides, in accordance with design requirements so as to determine the structure and planetary reducer in various parts of the drive size, according to choose the form of the structure of drum brakes for the belt brake, and various design Parts and components for checking and so on. Winch through the manipulation of gates and brake drum gates to achieve the winch is to turn and stop, thus realizing the weight of traction and the suspension of the two working condition. Winch in the design of the internal rotation of the rolling bearings are used, flexible operation. JD-0.5 to Dispatching winch used planetary gear transmission, the winch is compact, rigid and efficient, easy to install mobile, starting a smooth, flexible operation, the brake reliable, low noise and flameproof performance, design reasonable, easy to operate, such as extensive use Characteristics.Keywords：Scheduling winch; Belt braking; Round of the planet.目錄緒論 11 調度絞車的總體設計 31.1 設計參數(shù) 31.2 結構特征與工作原理 31.3 選擇電動機 51.3.1 電動機輸出功率的計算 .51.3.2 確定電動機的型號 .62 滾筒及其部件的設計 72.1 鋼絲繩的選擇 72.2 滾筒的設計計算 82.2.1 滾筒直徑 .82.2.2 滾筒寬度 .82.2.3 滾筒的外徑 .83 減速器設計 103.1 總傳動比及傳動比分配 103.1.1 總傳動比 .103.1.2 傳動比分配 .103.2 高速級計算 123.2.1 配齒計算 .123.2.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇 .133.2.初算傳動的中心距和模數(shù) 143.2.4 幾何尺寸計算 .163.2.5 驗算傳動的接觸強度和彎曲強度 .183.2.6 驗算傳動接觸強度和彎曲強度 .233.3 低速級計算 243.3.1 配齒計算 .243.3.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇 .253.3.3 初算太陽輪行星輪傳動的中心距和模數(shù) .263.3.4 幾何尺寸計算 .283.3.5 驗算接觸強度和彎曲強度 .303.3.6 驗算大接觸強度和彎曲強度 .353.4 傳動裝置運動參數(shù)的計算 373.4.1 各軸轉速計算 .373.4.2 各軸功率計算 .37i3.4.3 各軸扭矩計算 .383.4.4 各軸轉速 功率 扭矩列表 .384 傳動軸的設計計算 394.1 計算作用在齒輪上的力 394.2、初步估算軸的直徑 .394.3 軸的結構設計 404.3.1 確定軸的結構方案 .404.3.2 確定各軸段直徑和長度 .404.3.3 確定軸承及齒輪作用力位置 .414.4 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 424.5 軸的計算簡圖 444.6 按彎矩合成強度校核軸的強度 445 滾動軸承的選擇與壽命計算 465.1 基本概念及術語 465.2 軸承類型選擇 475.3 按額定動載荷選擇軸承 486 鍵的選擇與強度驗算 506.1 電機軸與中心輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 506.1.1 鍵的選擇 .506.1.2 鍵的驗算 .516.2 主軸（滾筒軸）與行星架聯(lián)接鍵的選擇與驗算 516.2.1 鍵的選擇 .516.2.2 鍵的驗算 .516.3 主軸與太陽輪聯(lián)接鍵的選擇與驗算 526.3.1 鍵的選擇 .526.3.2 鍵的驗算 .526.4 行星架與滾筒聯(lián)接鍵的選擇與驗算 536.4.1 鍵的選擇 .536.4.2 鍵的驗算 .537 制動器的設計計算 557.1 制動器的作用與要求 557.1.1 制動器的作用 .557.1.2 制動器的要求 .557.2 制動器的類型比較與選擇 557.2.1 制動器的類型 .557.2.2 制動器的選擇 .56ii7.3 外抱帶式制動器結構 567.4 外抱帶式制動器的幾何參數(shù)計算 578 主要零件的技術要求 698.1 對齒輪的要求 698.1.1 齒輪精度 .698.1.2 對行星輪制造方面的幾點要求 .698.1.3 齒輪材料和熱處理要求 .70小 結 71參考文獻 72致 謝 730緒論我國調度絞車的生產(chǎn)經(jīng)歷了仿制和自行設計兩個階段。50 年代測繪仿制了日本、蘇聯(lián)的各型絞車。1958 年后，蘇聯(lián) DJ14.5 型和日本內齒輪相繼淘汰。1960 年對調度絞車進行了方案整頓，型號用 DJ 表示，保留了 DJ4.5、DJ11.4 型兩種規(guī)格。從 1964 年開始自行設計了調度絞車，已投入批量生產(chǎn)。結構為多行星齒輪轉動，結構緊湊，體積小，重量輕，操作簡單，搬運方便，適于礦山井下使用。近幾年各廠加強了新產(chǎn)品的研制工作，對產(chǎn)品的結構進行了很大的改進和創(chuàng)新，在提高壽命、降低噪聲方面取得了一定的效果。調度絞車在國外使用也很普遍，生產(chǎn)廠家也很多。根據(jù)目前收集到的資料，蘇、法、美、英、波、捷、匈、羅、加拿大、丹麥、瑞典等國家都在制造絞車，有國家從三十年代就已生產(chǎn)。種類繁多，規(guī)格較多，拉力小到 100kg，大到 3600kg。動力有電動、液動和風動。工作機構有單筒、雙筒和摩擦式。傳統(tǒng)形式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線傳動等。其中用行星齒輪傳動的比較多?？v觀國內外調度絞車的發(fā)展概況，其發(fā)展趨勢有以下幾個特點：1）向標準化、系列化方向發(fā)展；2）向體積小、重量輕、結構緊湊方向發(fā)展；3）向高效、節(jié)能方向發(fā)展；4）向壽命長、低噪音方向發(fā)展；5）向一機多能，通用化方向發(fā)展；16）向大功率方向發(fā)展；7）向外形簡單、平滑、美觀大方方向發(fā)展。當前我國調度絞車還存在一些不足之處。主要是壽命、噪音、可靠性等綜合性技術指標與國外有差距。由于我國尚不具備測試手段，是壽命無法考核，噪聲也比較大，目前還不能達到環(huán)保衛(wèi)生部門的要求。在可靠性方面，目前尚無要求。這些反映了我國的產(chǎn)品質量還存在一定差距。所以我國還需要加強對調度絞車這個學科的建設，努力完善各方面測試手段及性能要求。作為一名機械專業(yè)的本科畢業(yè)生，針對國內外礦用調度絞車的發(fā)展現(xiàn)狀，本文選題礦用調度絞車設計。采用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。絞車的電氣設備具有防爆性能，可用于有煤塵及瓦斯的礦井。本文所做的基本工作：1）設計完成總體裝配圖設計；2）設計完成主減速器裝配圖設計；3）完成主要傳動組件、零件的工作圖設計；4）編寫完成整體設計計算說明書。21 調度絞車的總體設計1.1 設計參數(shù)最大牽引力：6KN；容繩量： 150m平均速度： .6/s~.2/1.2 結構特征與工作原理絞車由下列主要部分組成。電動機、滾筒、行星齒輪傳動裝置、剎車裝置和機座。在結構上采用兩級行星齒輪傳動，分別布置在主軸的兩端，主軸貫穿滾筒，左端支承在左支架上，右端支承在右支架上，電動機采用法蘭盤固定在左支架上。絞車的傳動系統(tǒng)見附圖：3Z1234Z56Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ ⅤⅥ Ⅶ圖 1-1 JD─0.5 型調度絞車傳動系統(tǒng)圖1─左側行星輪架 2─主軸 3─右側行星輪架JD-0.5 型調度絞車采用兩級行星齒輪傳動，分別安裝在滾筒的兩側， 、 、 為左側行星齒輪， 、 、 為右側行星齒輪。電1Z234Z56動機軸上裝有電機齒輪（太陽輪） ，它帶動左側行星齒架 1 上的行星1齒輪 旋轉，由于電動機齒輪 是固定旋轉的，所以，行星齒輪除作2自轉外，還要圍繞電動機齒輪 公轉，因此，帶動左側行星輪架 1 旋轉，1Z從而使固定在行星輪架上、通過滾筒中心的主軸 2 旋轉，裝在主軸上的齒輪（太陽輪） 也旋轉，于是帶動右側行星輪架 3 上的行星齒輪1Z轉動，此時有如下三種情況：5Z1）如果將左側制動閘剎住，右側工作閘松開，此時滾筒被剎住，4行星輪架 3 與滾筒相連接，也不旋轉，行星齒輪 不作公轉只作5Z自轉，同時帶動內齒輪 空轉（此為停止狀態(tài)） ；6Z2）如果將左側制動閘松開，右側工作閘剎住，內齒輪 停止不轉，6行星齒輪 除作自轉外，還要作公轉，帶動行星輪架 3 轉動，滾5Z筒與行星輪架相連接，也旋轉起來，即可進行牽引（此為工作狀態(tài)）；3）如果兩側閘都松開，行星輪架 3 呈浮動狀態(tài)，牽引繩可以帶動滾筒反向松繩（此為下放狀態(tài)） 。1.3 選擇電動機1.3.1 電動機輸出功率的計算已知：最大拉力：F=6KN 最低繩速： min0.6/sV?則： （1.1） ??' kW1FP??根據(jù)傳動方案圖 1-1 可得：總傳動效率 1120.9.70.86???式中： 軸承的效率 為 ； 1?.行星輪傳動效率 為 。297.051.3.2 確定電動機的型號按公式(1.1)可計算出電動機的輸出功率：=4.2KW??p86.010??VF電動機所需的額定功率 與電動機輸出功率 之間有以下的關系：P'P(1.2)'KA?其中： ─用以考慮電動機和工作機的運轉等外部因素引起的附AK加動載荷而引入的系數(shù)，取 1A?由式(1.2)可計算出額定功率 ： P =4.2KW，圓整取4.21??P=5.5KW。同時，絞車井下使用，條件比較惡劣，要求電動機必須具有防爆功能，查《機械零件設計手冊》 ，得到電動機的型號：YB2-132S-4。額定功率 P=5.5KW,實際轉速 ；140r/min?；.2額 定 轉 矩最 大 轉 矩；3.?額 定 轉 矩堵 轉 轉 矩；7.0堵 轉 電 流額 定 電 流其外形尺寸： 515×365×470；??4635m???長 寬 高電機中心高度 ： ；H=126電動機軸直徑 長度：28×80（mm） 。?72 滾筒及其部件的設計2.1 鋼絲繩的選擇選擇鋼絲繩時，應根據(jù)使用條件和鋼絲繩的特點來考慮。我國提升鋼絲繩多用同向捻繩，至于是左捻還是右捻，我國的選擇原則是：繩的捻向與繩在卷筒上的纏繞螺旋線方向一致。我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻；多繩摩擦提升為了克服繩的旋轉性給容器導向裝置造成磨損，一般選左、右捻各一半。由于調度絞車是用以調度車輛的一種絞車，常用于井下采區(qū)、煤倉用裝車站調度室、牽引礦車，濕度較大，酸堿度很高，為了增加鋼絲繩的搞腐蝕能力，延長它的使用壽命。因此選擇鍍鋅鋼絲繩。因為鍍鋅以后，對于防腐蝕及防銹有很好的效果。鋼絲繩的安全系數(shù)取 ，則鋼絲繩所能承受的拉力 需滿足以下的5?KF要求： 其中：5F??拉 KN6F拉則： 30?查《礦井運輸提升》表 2-2（2）選擇：繩 股 196???61?繩纖維芯，鋼絲繩表面鍍絡。其主要參數(shù)如下：鋼絲繩直徑： 9.3m?鋼絲直徑： 0.68鋼絲總斷面面積： 23.m參考重力： 04.5N/鋼絲繩公稱抗拉強度：1550Mpa鋼絲破斷拉力總和 ：?S490?2.2 滾筒的設計計算2.2.1 滾筒直徑??16~20Dd??式中， ─鋼絲繩直徑，d9.3m?則： ????.48取 180?2.2.2 滾筒寬度滾筒的寬度直接影響到最終產(chǎn)品的寬度，因此它的寬度不能太寬。滾筒的寬度太窄的話，就會顯得不協(xié)調。最好是在畫圖的過程中把它定下來，這樣有利于整體的配合。讓人看起來協(xié)調、美觀、大方。根據(jù)總裝圖，我們定下來的滾筒寬度為 。240mB?2.2.3 滾筒的外徑滾筒的容繩量，我們設定為 ，據(jù)以上設計可知，每一層纏1509繞的圈數(shù) ： n??240/9.35?圈每一圈所纏繞的長度 ：lRl??2/1804.?56m?∴ 鋼絲繩的纏繞層數(shù)為 ???5.層則:滾筒的外徑 ：1Dd???521式中， ─為鋼絲繩直徑， 9.3md?∴ 180.6取外徑 ，可算出最大速度 。36D?1v轉速 vn??1804.36.??67rmin?由于 ，Dv?10?即 7.63246?可得 ，同已知的最高速度一樣，所以符合條件。1.m/sv?103 減速器設計3.1 總傳動比及傳動比分配3.1.1 總傳動比(3.1)'ni?式中， 為電動機轉速 為滾筒轉速'據(jù)滾筒及其部件設計，滾筒直徑 180mD?則 '601vnD???60.3.4??57.32r/in所以，總傳動比 ''//.in在傳遞動力時,行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點,但是行星數(shù)目的增加會使其載荷均衡困難,而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍.因而在設計行星齒輪傳動時,通常采用 3 個或 4 個,特別是 3 個行星輪。取行星輪的數(shù)目為 3。因為行星輪數(shù)目 ，傳動范圍只有 ，故選用兩wn?7.1~2?BAXi級行星齒輪傳動機構。3.1.2 傳動比分配多級行星齒輪傳動的傳動比分配原則是各級傳動之間等強度，并希望獲得最小的外廓尺寸，在兩級 NGW 型行星齒輪傳動中，用角標 表示?高速級參數(shù)， 表示低速級參數(shù)。設高速級和低速級外嚙合齒輪材料，?11齒面硬度相同，則 ；取行星輪數(shù)目 ；對于兩級 NGWlimliH????3wn?型行星齒輪傳動，可使低速級內齒輪分度圓直徑 與高速級內齒輪分bd?度圓直徑 之比接近于 ，之比值用 表示，通常令 ，并取bd?1B1~.2B；取載荷不均勻系數(shù) ；取齒寬系數(shù) 。1.2B?CK???2.d??兩級 NGW 型行星齒輪傳動的傳動比分配可利用圖 17.2-4《機械設計手冊》 ，圖中 和 分別為高速級及總的傳動比， 可按下式計算i? E3EAB?22limwdCVHNWHnKZ????????式中 ——行星輪數(shù)目； ——齒寬系數(shù)；wd——載荷不均勻系數(shù)見表 17.2-16；查《機械設計手冊》CK——接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)； ——動載系數(shù)；H? VK——接觸強度的壽命系數(shù)； ——工作硬化系數(shù)；NZWZ——計算齒輪的接觸疲勞極限，取值查第 16 篇第 2 章。查limH?《機械設計手冊》、 、 的比值，可用類比法進行試湊，或取三項比值的乘VKH?2NZ積 等于 。取 2VN?????????1.8~021.9VHNKZ????如全部齒輪硬度 ，可取 。35BS?2W?12∴ 22limwdCVHNWHnKZA?????????1.9??2.8由公式 可計算出 E 值：3EB再使用圖 17.2-4《機械設計手冊》,即可查出 NGW 型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配，圖中 和 分別為高速級及總的傳動比，如果最后i?標得的 值大于 ，則取 。E66E?332.81.94AB?由圖 17.2-4，查得 5i?那么低速級傳動比 。.64.31i??3.2 高速級計算3.2.1 配齒計算確定齒數(shù)應滿足的條件：行星齒輪傳動各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應滿足漸開線圓柱齒輪齒數(shù)的選擇，還須滿足其傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。通常電動滾筒中取行星輪數(shù)目 ，過多會使其載荷均衡困難，3wn?過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點，由于 距可能達到的傳5.1BAXi動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。各輪齒數(shù)按公式 13BAXwizcn?進行配齒計算，計算中根據(jù) 并適當調整，使 等于整數(shù)，再求出BAXic， 應盡可能取質數(shù)，并使 整數(shù)。Az wzn?則 5.134BAXAwizn??20A?208BAc???1CBzz???1??31?這些符合 取質數(shù)， / 整數(shù)， / 整數(shù)，且 及AAwn?Bzwn?CBz/無公約數(shù)， 整數(shù)的 NGW 型配齒要求。CAz//c3.2.2 變位方式及變位系數(shù)的選擇在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果：獲得準確的傳動化、改善嚙合質量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心距、在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)的選擇具有較大的靈活性。常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數(shù)可按表 13-5-13 及 13-5-4、圖 13-5-5 和圖 13-5-6 確定。參考《機械零件設計手冊》此行星齒輪傳動采用的變位方式為高變位；表 13-5-13《機械零件設計手冊》詳細說明了高變位的系數(shù)的選擇的情況:14（1） 太陽輪負變位，行星輪和內齒輪正變位。即： 4BAXi?Cx??和 按圖 13-5-4 及圖 13-5-5 確定。選《機械零件設計手冊》A（2） 太陽輪正變位，行星輪和內齒輪負變位。即：4BXi?ACxx??和 按圖 13-5-4 及圖 13-5-5 確定。選《機械零件設計手冊》由于 ，故 查得 ，5.14BAXi?ACBxx??0.3A?0.3CBx??3.2.初算傳動的中心距和模數(shù)輸入轉距 ??mN2.3140.95P0nT1 ????因傳動中有一個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于 6 級，所以取載荷不均勻系數(shù) 。15.CFHcK在一對 A-C 傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩 ??23.T158.9NmAcwKn?????全面硬齒面的外嚙合，在對稱，中等沖擊載荷時：精度采用 8-7-7 GB/T100951-2001。使用的綜合系數(shù) 2.0~8K考慮電動滾筒加工和使用的實際條件，取 。齒數(shù)比4.?31.520CAzu?15太陽輪和行星輪的材料用 40Cr 鋼表面的影響系數(shù)。調質處理后HBS240 285，取 。~2lim10N/H??齒寬系數(shù) （GB10098—88）線偏斜可以忽略因齒面硬度/ab?HB350，則取 。0.3按接觸強度初算中心距 公式：a(3.2)??32lim481AaHKTauu????由公式(3.2)可計算出中心距（內嚙合用“－”號）:??32.489481.501.5a??????41.8m?求模數(shù) m24.8.6301ACz???1）計算 A-C 傳動的實際中心距和嚙合角 取模數(shù) （漸'ACa3m??開線齒輪標準模數(shù)（GB1357-87） ） ，則實際中心距()2ACACmaz????3(201)?????76.5?因為直齒輪高變位，則' .03ACACaY???''coscos??76.5cs2?o?所以嚙合角 '20ACa162）計算 C-B 傳動的中心距和嚙合角 'CBa實際中心距：()2CBBCmaz??????3821?????76.5m?因為中心距變動系數(shù) ，所以嚙合角' .03CBaY??。'o20CBa?3.2.4 幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算 A、C、B 三輪的集合尺寸。1）分度圓直徑3206mAdz????319mCdz????84B?2）齒頂高 ??*aAAhx??????10.3?.9?CCm??.?2.1m*aBaBhx? ??式中 ；????22*7.517.510.3.568aBz????。0.64maBh???3）齒根高 17??*fAaAhcxm? ??????10.253????2.85m?fCC? ?.4.6*fBaBhcx? ???10.2532.854）齒高 AafA?????3.986.7m?CfCh???2.145.BafB???386.25）齒頂圓直徑 2aAaAdh?????0.9?7.m?CC???32.1.2aBaBdh????46.39.66）齒根圓直徑 fAfA????02.85?4.m?2fCfCdh????93.63.7fBfB????42.851.7）齒寬：查《機械設計手冊》表 13-1-79,即：齒寬系數(shù) 的推薦范圍表。d?查表得： ，取0.4~9d??0.8d??太陽輪齒寬 ： ；Ab.64mA??18行星輪齒寬 ： 取 ；Cb??5~10438mA???42Cb?內齒輪齒寬 ： 。B42m3.2.5 驗算傳動的接觸強度和彎曲強度1）動載系數(shù) 和速度系數(shù)VKVZ動載系數(shù) 和速度系數(shù) 按齒輪相對于行星架 的圓周速度X，查圖 13-1-18(或按表 13-1-90 和表 13-1-84 計??ms601XAXdnv????算)和圖 13-1-28(或按表 13-1-107 計算)求出。查看《機械設計手冊》 。和 所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：VKZ??601AXXdnv????106Adni????????????1045.6??????????3.5ms動載系數(shù) VK是用來考慮齒輪副在嚙合過程中，因基節(jié)誤差、齒形誤差而引V起的內部附加動載荷對輪齒受載的影響。對于圓柱齒輪傳動，可取 取 1.061.05~4VK?速度系數(shù) 由《機械設計手冊》查得VZ.96VZ192）齒向載荷分布系數(shù) 、HK?F如果 NGW 型和 NW 型行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于 時，可取 。11FHK??另外在 NGW 型和 NW 型行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于 1 時，可取 。FH?3）求齒間載荷分配系數(shù) 及HK?先求端面重合度 ：??????12tanttant2ACzz??????? ?? ?式中 1cosaraAd?? 60.937rs8?.4??2rcsCaad???.rc972?6?則 ????10tn3.74t031tant0???? ????? ??????2.6848.6??1.58因為是直齒齒輪，總重合度 ????0.645.1.5802HFK????節(jié)點區(qū)域系數(shù) ： 式中 Z)(3.' ??H 0????2'4.80.71HY??20CAxYz??0.312??∴ 24.87.8()HZ??.53彈性系數(shù) ：E1Z???206(1.3)?2189.Nm?接觸強度計算的重合度系數(shù) ：?43Z????1.580.9?接觸強度計算的螺旋角系數(shù) ：?Z10cos??接觸強度計算的壽命系數(shù) ：V.96因為當量循環(huán)次數(shù) ，則 。7105??eN1NZ最小安全系數(shù) ：取 =1minHSinH潤滑劑系數(shù) ，考慮用 N46 機械油作為潤滑冷卻劑，取 =0.93。LZ LZ粗糙度系數(shù) ：取 。 齒面工作硬化系數(shù) ：取 =1。R1.0?W接觸強度計算的尺寸系數(shù) ： =1XZ4）A-C 傳動接觸強度驗算計算接觸應力 ：H?H 1?¤?¤tAVHEFuKZdb??????21201.5?¤.0681.253189.013ATda???????28.986075??26Nm?許用接觸應力 ：HP ?lim nNLVRWXZS?其強度條件： HP??則 min Hlim ?¤HNLVRWXSZ???2 2lim261910N0.931H?????計算結果，A-C 接觸強度通過。用 40Cr 鋼（40MnB 鋼）調質后表面淬火，安全可靠。5）A-C 傳動彎曲強度驗算齒根應力為：(3.3)2F ()tAVFaSnKYNmbm??????式中， ——齒形系數(shù)，考慮當載荷作用于齒項時齒形對彎曲應力的aY影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪齒形系數(shù)可查表 10-5《機械設計》課本?！獞π拚禂?shù)，考慮齒根過渡曲線處的應力集中及其他SaY22應力對齒根應力的影響，與齒數(shù)、變位系數(shù)有關，與模數(shù)無關。標準齒輪應力修正系數(shù)可查表 10-5《機械設計》課本?！睾隙认禂?shù)，是將載荷作用于齒頂時的齒根彎曲應力折算Y?為載荷作用在單齒對嚙合區(qū)上界點時齒根彎曲應力的系數(shù)， 0.257????相嚙合的大、小齒輪，由于其齒數(shù)不同，兩輪的 和 不相等，F(xiàn)aYS故它們的彎曲應力一般是不相等的，而且，當大、小齒輪的材料及熱處理不同時，其許用應力也不相等，所以進行輪齒的彎曲疲勞強度校核時，大、小齒輪應分別計算。由表 10-5 查得：小輪： 大輪：2.8FaAY?2.51FaCY?小輪： 大輪：1.5S .6S重合度系數(shù) 0.27?????0.271.58?0.2式中， ——螺旋角系數(shù)；因為是直齒輪，所以取 =1?Y ?Y由公式(3.3)計算：F tAVFaSnKYbm??????201.068.281.607251.3ATd?????.9.6075?23??215.4Nm?考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應力 ??2max1.54.23.16N/mF???由強度條件 aP?即 limaxnFSTPFY??則 (3.4)axiliFST?式中， ——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，由于斷齒破壞比點蝕minF破壞具有更嚴重的后果，所以通常設計時，彎曲強度的安全系數(shù)應大于接觸強度的安全系數(shù)， ，取min1.4~3FS?min1.4FS?公式(3.4)算出齒根最大應力： ??2axi26.N/mSTY??由《機械設計》課本查取：40Cr 調質、表面淬火 。2li350/F??A-C 傳動改用材質后，彎曲強度驗算也通過。 （參考圖 6-3 查?。?.2.6 驗算傳動接觸強度和彎曲強度1）根據(jù) A-C 傳動的 來確定 C-B 傳動的接觸應力 ，因為 C-BH?HCB?傳動為內嚙合， ，所以 82.64531BCzu?242.6451.HCB????260.15????263.Nm2）核算內齒輪材料的接觸疲勞極限 limH?由 ， ，即：HCBP??liminCBNLVRWXSZ?in Hlim?¤HBLVRXS??式中， :接觸強度計算的最小安全系數(shù) ,通常 minH in1~.5S?取 i1S?則 ??2lim63.183.4N0.9 H?????45 號鋼調 ，則內齒輪用 45 號鋼調質鋼，2lim57/./H??調質硬度 ，接觸強度符合要求。B2~63）彎曲強度的驗算只對內齒輪進行驗算，計算齒根應力，其大小和 A-C 傳動的外嚙合一樣，即 215.4NF?? 2max3.16NF??由強度條件 得maxFP?inliFSTY?23.164??2.145 號鋼調 ，所以 C-B 傳動中的內22lim0N/./mF???齒輪彎曲強度符合要求。