1、中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页1 绪论全套图纸，加 1538937061.1 引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一，是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的 3050 年内，世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此，在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20 世纪末期以来，先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，实现了采掘机械化和自动化控制，做到了矿井的高产高效生产。机械化是煤炭工业增加产量、
2、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一，在矿山生产中也占有重要地位，尤其是现代化矿井对此更应高度重视。矿井辅助运输的特点是：井下运输设备在巷道中工作，由于受井下巷道空间的限制，因而运输设备结构应紧凑，尺寸应尽量小；运输线路随工作地点的延伸（缩短）或迁移而经常变化；运输线路水平和倾斜互相交错连接；工作地点分散，使得运输线路环节多、分支多；待运物料品种繁多，形状各异；井下巷道受空间限制，有沼气和煤尘，需用防爆设备。辅助运输的上述特点，决定了辅助运输设备的类型具有多样性，除了过
3、去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页外，目前许多先进的辅助运输设备，如单轨吊车、卡轨车、粘着齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题，而且大大提高了辅助运输的效率。尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题，但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主要因素。为了进一步提高工效、降低成本，还需对整个运输系统进行改革，从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的，即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效
4、率。主要研究和发展方向有以下几个：井下材料、设备和人员的运输设备的研制，特别注意采区辅助运输设备的研制；对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制；对辅助材料不经转载直接运到用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制；完善运输辅助材料的有轨运输设备，增加专用的辅助运输设备；为扩大自行矿车的使用范围，必须改进它的结构，减小外形尺寸，提高通过能力和研制不污染矿井大气的动力源；进一步完善单轨吊车和卡轨车，使其具有更大的适应性。我国绞车的诞生是从 20 世纪 50 年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的绞车。60 年代进入了自行设计阶段，到了 70 年代，随着技术的逐渐成熟，绞车的设计
5、也进入了标准化和系列化的阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能、三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点：标准化、系列化；体积小、重量轻、结构紧凑；高效节能；寿命长、低噪音；一机多能，通用化；大功率；外形简单、平滑、美观、大方。1.2 概述无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段，目前在煤矿应用十分广泛，而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为：电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转，钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后，一端固定于张绳车上车轴上，另
6、一端经过尾轮缠绕于张绳车的容绳卷筒上， 通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力，牵引张绳车运动，再由张绳车牵引矿车或其它运输车辆运行。无极绳绞车运输系统主要具有以下特点：变单向为双向运行。由于该系统采用抛物线形摩擦滚筒结构，使得滚筒可以正反向旋转，钢丝绳也中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页可以实现双向运行；张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学，操作方便，安全可靠；运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的，而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上，以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时，就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出；当运输距离需要减
7、小时，亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些，这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上，采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的，是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输，结构布置紧凑、合理，操作简单，安全可靠，可在有瓦斯的巷道中使用，无污染，不影响周围环境。2 总体设计2.1 设计总则1、煤矿生产，安全第一；2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求；3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到运搬、调度等一般用途；4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；5、技术比较先进并要求多用途。2.2 主要设
8、计参数1、滚筒直径：800mm2、牵引力：F 1=50KN F2=30KN3、绳速：V 1=1m/s V2=1.5m/s2.3 牵引钢丝绳及卷筒的选择计算2.3.1 钢丝绳的选择由于该绞车主要工作地点为井下巷道内，湿度较大，酸碱度较高，为了增加钢丝绳的抗腐蚀能力，延长其使用寿命，故选取镀锌钢丝绳。此外，由于该绞车主要用于矿井上、下山运输，磨损为其主要损坏原因，故应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳，如 67，6（19）或三角股等。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页根据煤矿安全规程对提升钢丝绳的安全系数规定，选取钢丝绳的安全系数 K=6.5,则钢丝绳所能承受的拉力 F 需满足以下要求：
9、FKF 拉式中：F 拉 =50KN，即绞车最大牵引力。则： F6.55010 3=3.25105 N查实用机械设计手册表 5.6-30，选择钢丝绳 619(1+6+12),绳纤维芯，钢丝绳表面镀鉻。其主要参数为：钢丝绳直径： 22.5mm；钢丝直径： 1.4mm；钢丝总断面面积： 175.40mm 2参考重力： 1658 N/100m；钢丝绳公称抗拉强度：2000 Nmm 2钢丝破断拉力总和： 350500 N2.3.2 卷筒参数的确定由于采用无极绳牵引方式，卷筒上无需缠绕过多钢丝绳，故卷筒其它参数可根据传动方案的选择和外观适当选取（已知卷筒直径 D=800mm） ，以有利于整体布局的紧凑、美
10、观、合理。2.4 传动系统的确定、运动学计算及电动机选择2.4.1 传动系统的确定该无极绳绞车传动系统如下图所示： 快 速 制 动 器 慢 速 制 动 器中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页其传动路线为：防爆电动机联轴器行星减速器（行星排减速）太阳轮行星齿轮内齿轮卷筒。2.4.2 计算传动效率根据传动系统简图，查机械设计表 9-1 得：1）卷筒传动效率 1=0.96；2）单级行星圆柱齿轮减速器传动效率 2=0.98；3）齿式联轴器传动效率 3=0.99；4）滚动轴承效率 4=0.99（一对） 。故系统传动总效率 24321总=0.960.9830.990,992=0.87672
11、.4.3 选择电动机型号 10VFP= KW5786.5电动机所需的额定功率 P 与电动机输出功率 P之间有以下关系：PK 式中 K 为功率储备系数，对运输绞车取 K=1.1,故571.=62.7KW由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机容量，降低机器的成本和尺寸。Y 系列封闭式三相异步电动机，具有效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为 B 级绝缘，结构为全封闭式，自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。查实用电机手册选取：电动机型号：YB280M-6功 率：55 KW转 速：980r/min重 量：510 Kg中国矿业大学 20
12、08 届本科生毕业设计 第 6 页5.6额 定 电 流堵 转 电 流8.1额 定 转 矩堵 转 转 矩0.2额 定 转 矩最 大 转 矩电机外形尺寸（长宽高）=1060545830 mm电机中心高度 H=280mm电机轴直径长度=75140 mm电机过载系数 计算额 定 功 率 ）电 机 轴 功 率 JN(电机轴功率 总 ）卷 筒 上 的 功 率 （JJ N卷筒上的功率 3minax 10VFNJ= KW55则： KW03.786.J过载系数 :5.eJN0.237.12.4.4 总传动比及各级传动比分配1）总传动比 in式中： 电 动 机 转 速 ；中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计
13、第 7 页卷 筒 转 速 。n根据已知设计参数，卷筒直径 D=800 mm则可得： Dvn110684.3=23.89 minrDvn2210684.35.minr所以总传动比为： 02.4189.31ni 5.7.2i2）传动比分配根据传动形式及整体布局尺寸，各级行星传动传动比确定如下：高速第一组行星轮： 13.7baHi 13.6Habi高速第二组行星轮： 042低速级行星轮： 3baHi 93Habi中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页3 齿轮传动的设计计算3.1 高速级计算（1）第一组行星轮：3.1.1 配齿计算通常取行星轮数目 ，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行
14、3wn星齿轮传动的优点，由于 距可能达到的传动比极限值较远，所以1.7baHi可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算根据 并适当调整，CnZiwab baHi使 C 等于整数，再求出 ， 应尽可能取质数，并使 。适当调a CnZwa/整 ，使 C 为整数。263.7baHi则： 46326.711awabHZnZi解得： 91a中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页1934611 awbZnC50)(2)(2bc这些符合 的 NGW整 数无 公 约 数 ，及整 数 ， 且整 数 ， wcabwwa ncznzz配齿要求。由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可
15、知15091cabzj适用的预计啮合角为 2 tcbta，虽然 ，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提7min1zza高其承载能力，故采用高变位。由于实际的 ，所以取太阳轮正变位，4baHi行星轮和内齿轮负变位。高度变位时，啮合角 ，总变位系数 ，根据20w 021x齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定 ， 。3.0ax3.bc3.1.2 初步计算齿轮的主要参数中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精2lim2limN340N140FH和度 6 级；
16、内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2li2li 678F按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数 为：m3li2111FdaPAmZYKTK现已知 , ，小齿轮名义转矩 ，代入16ZliN40F 11954nPTw已知条件得： 98351T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页mN64.178取算式系数 ；2mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数 ,使用系数8.1FK；35.1A取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 ,则计算弯曲强度2.HP的行星轮载荷分布不均匀系数 15.1FPK3.由齿轮传动设计手册图 2-78
17、 查得齿形系数 ， 行星齿轮85.21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数 ，则齿轮模数 为：6.0dm4.3340198.54781.232m取齿轮模数 413.1.3 啮合参数计算在两个啮合齿轮副 中，其标准中心距 为：bca、 am1385094212aczm1cbb由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.4 几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径：m761941aazmd205cc中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页m476191bbzmd齿顶高：2.53.01xhaa841ccmxzmx
18、hbbbaab 121 .743.09.528.4齿根高：m8.34.02511 mxchaaf26.cfc1xbafb齿高：m98.32511 faah6fcc411fbab齿顶圆直径：m4.862.576211 aahd00cc411abab齿根圆直径：m4.68.32711 fafahd中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页m6.1872.0211 fccfhd43476fbfb3.1.5 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验算其邻接条件，即：wacacndsi21将已知的 、 和 的值代入上式，则得：1
19、acw23960si13826.05即满足邻接条件。同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即：cosbazz各齿轮副的啮合角为 和 ，且 ， ，20acbc19azbz，代入上式，即得：50cz43.720cos519s则满足同心条件。安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得：（整数）46319wbanz所以，满足其安装条件。3.1.6 传动效率的计算查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率 %，可见，4.97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。3.1.7 齿轮强度验算（1） 传动ca中国矿业大学 2008 届本
20、科生毕业设计 第 13 页强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定 和 所用的圆周速度vkz用相对于行星架的圆周速度。6011indvax3.79874.3sm5.则动载系数 1093.axvzvk=1.06速度系数 查行星齿轮传动图 6-18 .vz 970vz其他参数确定：查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数 ；35.1Ak齿向载荷分布系数 、HkF弯曲强度计算时： b1接触强度计算时： HHk式中： 、 齿轮相对于行星架的圆周速度 及大齿轮齿面硬度Fxv对 、 的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2HBkH46.0F35H齿宽和行星轮数目对 、 的影响系数。对于圆柱直齿bFkH传动
21、，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计， 值可由行星齿轮b传动图 6-8 查取，得 =1.38。b则：17.46.038.1Fk35H齿间载荷分布系数 、FkH先求端面重合度： tanttant21221zz式中：11cosarad4.869370.312cosarad6.205937.3则： 20tan9.3t502tan.4t192 = 8305.6=1.6因为是直齿轮传动，故总重合度 所以， 032.1645.06.HFk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页
22、节点区域系数 Hz查齿轮传动设计手册图 2-73 得 5.2Hz弹性系数 EzmN8.193.026121 、 、 和zNTzX计算接触强度的重合度系数 893.0643z计算接触强度的螺旋角系数 1cos计算接触强度的寿命系数 1NTz计算接触强度的尺寸系数 X最小安全系数 和minHsinF取 ，1in4.i润滑剂系数 、粗糙度系数 、速度系数LzRzVz取 92.0VR齿面工作硬化系数 Wz取 1Wz传动接触强度验算：ca计算齿面接触应力 ,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：H zzkkubdFEHpVAtH 11中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页
23、1893.015.203.16.3516.213876.04.2 mN9按式 6-54 许用接触应力 XWRVLNTHp zzsminl校核齿面接触应力的强度条件： p则：2lim14063192.0841H计算结果， 接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca传动弯曲强度计算：c根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为：YkkbmFSaFPFVAnt 式中： 齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY=2.85， =2.3212FaY应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：Sa， =1.754.12Sa计算弯曲强度的重合度系数Y719.06
24、.52.07.25.0an计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y则：179.05418.230.176.351201 madTAF中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17 页1.73846.0722mN1N/mm2.92F考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力：2max mN17.5.78105.F由强度条件 可得：maxPaxinaFFSTY即： 2miaxlim mN8.10524.715ST由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火， ，故 传2li3Fca动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2） 传动bc根据 传动的 来确定 传动的接触应力 ，因为
25、 传动aHbcHcb为内啮合齿轮传动，故 ，所以：4.25019czu6.214.Hcb7.38092mN35由 ，可得：HcbP中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页minlimHXWRVLNTHcbHszz192.01835442CrMo 调质 ，则内齿轮用 42CrMo 调22limmN43078HL质材料，接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和 传动的外啮合一样，即：ca，2N78.10F2mx17.5F由强度条件 可得：aFP2lim.542CrMo 调质材料 ，所以 传动中2li mN105.
26、860Fbc的内齿轮弯曲强度符合要求。（2）第二组行星轮：3.1.8 配齿计算通常取行星轮数目 ，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于 距可能达到的传动比极限值较远，所以04.2baHi可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算根据 并适当调整，CnZiwab baHi使 C 等于整数，再求出 ， 应尽可能取质数，并使 。适当调a CnZwa/整 ，使 C 为整数。163.baHi则： 58316.22awabHZnZi中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页解得： 52aZ195382awbnC32)()(12bcZ这些符合 的 NGW
27、整 数无 公 约 数 ，及整 数 ， 且整 数 ， wcabwwa ncznzz配齿要求。由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可132592cabzj知适用的预计啮合角为 0 tcbtac，虽然 ，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提17min1zza高其承载能力，故采用高变位。由于实际的 ，所以取太阳轮负变位，4baHi行星轮和内齿轮正变位。高度变位时，啮合角 ，总变位系数 ，根据20w 021x齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定 ， 。3.0ax3.bc3.1.9 初步计算齿轮的主要参数中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质、渗碳淬火，齿面硬度5862
28、HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精度2lim2limN340和N140FH6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2li2li 678F按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数 为：m3li2112FdaPAmZYKTKN64.1782T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 20 页取算式系数 ；1.2mK查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数 ,使用系数8.1FK；35.1A取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 ,则计算弯曲强度2.HP的行星轮载荷分布不均匀系数 15
29、.1FPK3.由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数 ， 行星齿轮3.21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数 ，则齿轮模数 为：6.0dm6.1340581178.232m为实现变速传动及制造简单，仍取齿轮模数 123.1.10 啮合参数计算在两个啮合齿轮副 中，其标准中心距 为：bca、 am743542121aczm129cbb由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.1.11 几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径：m205422aazmd183cc76922bbz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计
30、第 21 页齿顶高：m8.243.012 mxhaa5ccxzxhh bbbaab 22 1.743.019.5m7.2齿根高：2.643.05.12 xchaaf82cfcm.2mxbafb齿高：92.6822 faah35fccm.7.22fbab齿顶圆直径：6.258.022 aahd4131ccm.70.47622abab齿根圆直径：6.2.022 fafahd410831fccf中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页m4.82.64722 fbfbhd3.1.12 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：邻接条件 按行星齿轮传动公式 3-7 验
31、算其邻接条件，即：wacacndsi2将已知的 、 和 的值代入上式，则得：2accw7.360si214.38即满足邻接条件。同心条件 按行星齿轮传动表 3-1 验算该行星齿轮传动的同心条件，即：cosbazz各齿轮副的啮合角为 和 ，且 ， ，20acbc5az19bz，代入上式，即得：32cz58.920cos31s5则满足同心条件。安装条件 按行星齿轮传动公式 3-20 验算其安装条件，即得：（整数）58319wbanz所以，满足其安装条件。3.1.13 传动效率的计算查机械设计手册图 17.1.6 得该行星传动的效率 %，可见，4.97xab该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式
32、的使用要求。3.1.14 齿轮强度验算（1） 传动ca强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定 和 所用的圆周速度vkz中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页用相对于行星架的圆周速度。6012indvax04.31984.3sm57.则动载系数 1093.axvzvk=1.4速度系数 查行星齿轮传动图 6-18 .vz 970vz其他参数确定：查行星齿轮传动表 6-7 得使用系数 ；35.1Ak齿向载荷分布系数 、HkF弯曲强度计算时： b1接触强度计算时： HHk式中： 、 齿轮相对于行星架的圆周速度 及大齿轮齿面硬度Fxv对 、 的影响系数，按行星齿轮传动图 6-7 选取2
33、HBkH62.0F48H齿宽和行星轮数目对 、 的影响系数。对于圆柱直齿bFkH传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计， 值可由行星齿轮b中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页传动图 6-8 查取，得 =1.13。b则：08.162.13.Fk4H齿间载荷分布系数 、FkH先求端面重合度： tanttant21221zz式中：21cosarad6.59370.322cosarad4.1389706.则： 20tan6.9t320tan.23t51 = 1560.4=1.7因为是直齿轮传动，故总重合度 所以， 1.7
34、645.0.HFk节点区域系数 z中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页查齿轮传动设计手册图 2-73 得 5.2Hz弹性系数 EzmN8.193.026121 、 、 和zNTzX计算接触强度的重合度系数 876.034z计算接触强度的螺旋角系数 1cos计算接触强度的寿命系数 1NTz计算接触强度的尺寸系数 X最小安全系数 和minHsinF取 ，1in4.i润滑剂系数 、粗糙度系数 、速度系数LzRzVz取 92.0VR齿面工作硬化系数 Wz取 1Wz传动接触强度验算：ca计算齿面接触应力 ,由行星齿轮传动式 6-51、6-52、6-53 得：H zzkkubdFEHpV
35、AtH 111876.0195.2.1064.3518.07426.0. 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页2mN97按式 6-54 许用接触应力 XWRVLNTHp zzsminl校核齿面接触应力的强度条件： p则：2lim1403219.071H计算结果， 接触强度通过。用 20CrMnTi 调质后渗碳淬火，安全可靠。ca传动弯曲强度计算：c根据行星齿轮传动式 6-69、6-70 得齿根应力为：YkkbmFSaFPFVAnt 式中： 齿形系数，由行星齿轮传动图 6-22 查得：FaY=2.3， =2.4912FaY应力修正系数，由行星齿轮传动图 6-24 查得：Sa，
36、=1.647.12Sa计算弯曲强度的重合度系数Y69.07.152.05.2.0an计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为 1Y则：69.072131084.3512021 madTAF97.46.82N3中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 27 页N/mm232F考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力：2max mN485.13.F由强度条件 可得：maxPaxinaFFSTY即： 2miaxlim mN6.324.18ST由表查得，20CrMnTi 调质、渗碳淬火， ，故 传2li40Fca动改用材质后，弯曲强度验算也通过。（2） 传动bc根据 传动的 来确
37、定 传动的接触应力 ，因为 传动aHbcHcb为内啮合齿轮传动，故 ，所以：7.3219czu58.017.3Hcb6.292mN13由 ，可得：HcbPminlimHXWRVLNTHcbszz192.0153中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 28 页2mN3.1642CrMo 调质 ，则内齿轮用 40CrMo22li mN16.3780HL调质材料，接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按行星齿轮传动式 6-69、6-70 计算齿根应力，其大小和 传动的外啮合一样，即：ca，2mN3F2x48F由强度条件 可得：aFP2lim6.342CrMo 调质材料 ，所以 传
38、动中2li mN3.60Fbc的内齿轮弯曲强度符合要求。3.2 低速级计算3.2.1 配齿计算通常取行星轮数目 ，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行3wn星齿轮传动的优点，由于 距可能达到的传动比极限值较远，所以可10baHi不检验邻接条件。 各轮齿数按公式 进行配齿计算，计算根据 并适当调整，CnZiwab baHi使 C 等于整数，再求出 ， 应尽可能取质数，并使 。适当调a CnZwa/整 ，使 C 为整数。824.9baHi则： 563824.93awabHZnZi解得： 173a157563awbZC中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 29 页67)15(2)(2133
39、 abcZZ这些符合 的 NGW整 数无 公 约 数 ，及整 数 ， 且整 数 ， wcabwwa ncznzz配齿要求。由 ，查机械设计手册3 图 17.2-3 可知16753cabzj适用的预计啮合角为 20 tcbta，虽然 ，但为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提1min3zza高其承载能力，故采用高变位。由于实际的 ，所以取太阳轮正变位，4baHi行星轮和内齿轮负变位。高度变位时，啮合角 ，总变位系数 ，根据20w 021x齿数比 u 查齿轮传动设计手册图 2-7 确定 ， 。4.0ax4.bc3.2.2 初步计算齿轮的主要参数中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi 调质
40、、渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，据行星齿轮传动图 6-12 和图 6-27，取，中心轮 a 和行星轮 c 的加工精2lim2limN340和N140FH度 6 级；内齿轮 b 采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，据图取，加工精度 7 级。2li2li 678F按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数 为：m3li2112FdaPAmZYKTK现已知 , ，小齿轮名义转矩 ，代入已知17ZliN40F 12iT条件得： .3682T5取算式系数 ；1.mK中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 30 页查行星齿轮传动表 6-4、6-6，取综合系数 ,使用系数8.1FK；25.1
41、AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 ,则计算弯曲强度2.HP的行星轮载荷分布不均匀系数 15.1FPK3.由齿轮传动设计手册图 2-78 查得齿形系数 ， 行星齿轮97.21FaY传动表 6-6 查得齿宽系数 ，则齿轮模数 为：6.0dm2.5340178.25431.2m取齿轮模数 633.2.3 啮合参数计算在两个啮合齿轮副 中，其标准中心距 为：bca、 am25671221aczmcbb由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3.2.4 几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径：m1027633aazmd4cc9533bbz齿顶高：
