1、中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 1 页目 录全套图纸，加 1538937061 绪论 .11.1 引言 .41.2 调度绞车简介 .41.3 国内外绞车的发展 .51.4 用途及适用范围 .62 调度绞车整体方案设计 .62.1 产品的名称、用途及主要设计参数 .62.2 整体设计方案的确定 .63 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定 73.1 钢丝绳的选择 .73.1.1 钢丝绳直径的确定 .73.1.2 丝绳强度校核 .73.2 滚筒的设计计算 .83.2.1 滚筒直径 83.2.2 滚筒宽度 83.2.3 滚筒外径 83.2.4 滚筒厚度 94 电机的选取 .94.1 系统的总
2、效率 .94.2 绳速的确定 .104.3 电机的选型 .105 减速器的设计 .105.1 总传动比的计算 .105.1.1 传动比的分配 115.2 第一级内齿啮合设计 .125.2.1 选择齿轮材料，确定许用应力 .125.2.2 齿面接触疲劳强度设计计算 .135.2.3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 .14中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 2 页5.2.4 齿轮其他主要尺寸计算 .155.3 第二级内齿啮合设计 .165.3.1 选择齿轮材料，确定许用应力 .165.3.2 齿面接触疲劳强度设计计算 .175.3.3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 .185.3.4 齿轮其他主要尺
3、寸计算 .195.4 行星齿轮传动 .205.4.1 行星齿轮传动符号 .205.5 行星齿轮传动设计 .205.5.1 配齿计算 205.5.2 变位方式及变位系数的选择 .215.5.3 按接触强度初算传动的中心距和模数 .215.5.4 计算 A-C 传动的实际中心距和啮合角 .225.5.5 计算 C-B 传动的中心距和啮合角 .225.5.6 几何尺寸计算 .225.5.7 装配条件的验算 .255.5.8 验算 A-C 传动的接触强度和弯曲强度 .252）齿向载荷分布系数 .265.5.9 验算 C-B 传动大接触强度和弯曲强度 .306 轴的结构设计及计算 316.1 各轴运动参
4、数的计算 .316.1.1 各轴转速计算 .316.1.2 各轴功率计算 .316.1.3 各轴扭矩计算 .326.2 低速轴的设计及计算 .326.2.1 计算作用在齿轮上的力 .326.2.2 初步估算轴的直径 .326.2.3 轴的结构设计 .336.2.4 轴的计算简图 .336.2.5 按弯矩合成强度校核轴的强度 .346.3 行星轮轴的设计计算 .366.3.1 计算作用在齿轮上的力 .366.3.2 初步估算轴的直径 .366.3.3 轴的结构设计 .366.3.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图 .366.3.5 轴的疲劳强度安全因数校核计算 .386.3.6 轴的表强度安全因数校核计
5、算 .397 滚动轴承的选择和计算 407.1 基本概念及术语 .407.2 按额定动载荷选择轴承 .407.3 行星轮轴承选择与计算 .417.3.1 计算当量动载荷: .417.3.2 计算轴承寿命 .427.4 低速轴的轴承选择与计算 .42中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 3 页7.4.1 计算当量动载荷 .427.4.2 计算轴承寿命 .438 键的选择与强度验算 438.1 行星架与滚筒联接键的选择与验算 .438.1.1 键的选择 438.1.2 键的验算 438.2 中间轴与内齿轮转臂键的选择与验算 .448.2.1 键的选择 448.2.2 键的验算 448.3
6、低速轴与内齿轮转臂键的选择与验算 .448.3.1 键的选择 448.3.2 键的验算 449 行星齿轮传动的结构设计 459.1 行星架的结构设计 .459.1.1 行星架形式的确定和材料的选定 .459.1.2 行星架的技术要求 .459.2 行星齿轮传动的均载机构 .479.2.1 均载机构的类型和特点 .479.2.2 行星轮间载荷分布均匀的措施 .479.2.3 行星轮的结构 .489.2.4 行星轮的支承结构 .4910 制动器的设计计算 .5010.1 制动器的作用与要求 .5010.1.1 制动器的作用： .5010.1.2 制动器的要求： .5110.2 制动器的类型比较与选
7、择 .5110.2.1 制动器的类型 .5110.2.2 制动器的选择 .5110.3 外抱闸式制动器结构 .5110.4 外抱闸式制动器的几何参数计算 .5211 主要零件的技术要求 .6111.1 齿轮精度 .6111.2 对行星轮制造方面的要求 .6111.3 齿轮材料和热处理要求 .6112 绞车使用及操作说明 .6212.1 绞车装配注意事项 .6212.2 绞车试运转 .6212.2.1 空负荷试运转 .6212.2.2 负荷试运转 .6212.3 操作前注意事项 .6212.4 操作要求和操作方法 .6313 绞车日常维护方法与保养方法 .63中国矿业大学 2011 届本科生毕业
8、设计 第 4 页13.1 调度绞车日常检查维护的内容 .6313.2 绞车的保养方法及注意事项 .64参考文献 .66翻译部分英文原文 .67中文译文 .73致 谢 .771 绪论1.1 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
9、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、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
10、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
11、运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。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中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 5 页制，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。1.2 调度绞车简介调度绞车是通过两级定轴轮系及一级行星轮系所采用的浮
12、动机构完成绞车的减速和传动。通过控制电机的正反转及操纵两个刹车闸的不同刹紧状态实现绞车卷筒的正转、反转和停转，从而实现对重物的牵引、下放和停止三种工作状态。深度指示器通过指示器的齿轮与卷筒上内齿轮的啮合带动与指示器相联的丝杠的旋转，达到显示深度的目的。绞车内部各转动部分均采用滚动轴承，运转灵活。绞车是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备（见起重机械） ，又称卷扬机。绞车可以单独使用，也可作为起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。调度绞车护绳装置，属于矿山用调度绞车装置技术领域。以往绞车仅在滚筒后部设置护绳板，操作人员违章处理容易发生
13、钢丝绳缠伤操作人员事故。该实用新型的技术方案为：支架上设置有轴套、上滑套管和下滑套管；上护绳架的垂直架在上滑套管内，其水平架上套有上滑转轮；下护绳架的垂直架在下滑套管内，其水平架上套有下滑转轮；弹簧一端固定在下护绳架上，其另一端固定在支架上；支架下端固定在铁板固定座上；上护罩两端分别连接轴套和护绳板。它的优点是：该装置有效的解决了绞车滚筒的部分封闭和缠绳质量差引起的安全问题，在一定程度上减少了绞车钢丝绳跑偏、乱绳等故障的发生。 绞车的运输方式可选用火车或汽车托运。可采用包装箱或敞车托运。若敞车托运应有防雨和固定设施，以防受潮湿和碰撞磕伤绞车。绞车贮存应存放在干燥的无腐蚀性气体的库房内，露天存放
14、应有防潮、防雨、防锈设施。以防绞车部件及面漆受损1.3 国内外绞车的发展近40年我国的煤炭行业发生了巨大变化，总裁机械化水平达到国际先进水平，综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而煤炭工业机械化离不开运输，运输又离不了辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。原煤的运输也已经实现了大运量娦式输送机化，但井下轨道辅助运输与之很不适应，材料的运较基本上沿用传统的小绞车群接 式的运输，运输战线长，环节多，占用搬运设备、人员多，安全性差，效率低。尽管一些煤矿对其进行了技术改造, 但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要。可见矿井辅 运输是当前现代化矿井建设的关键和重点。我国绞车的诞生是从20世纪50年代
15、开始的，初期主要仿制日本和苏联的；60年代进入了自行设计阶段；到了70年代，随着技术的慢慢成熟，绞车的设计也进入了标准化和中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 6 页系列化的发展阶段。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。国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：1）标准化系列化；2）体积小、重量轻、结构紧凑；3）高效节能；4）寿命长、低噪音；5）一机多能、通用化高、大功率；6）外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应讥采取以下措施：1）制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；2）完善测试手段
16、，重点放在产品性能检测；3）技术引进和更新换代相结合；4）组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。1.4 用途及适用范围矿用调度绞车性能特点：具有隔爆性能、设计合理、操作方便用途和特点。JD 型绞均用行星齿轮传动，绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便、起动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低等特点。绞车的电气设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井。JD 系列调度绞车，主要用于煤矿井下和其他矿山在倾角度小于 30 度的巷道中拖运矿车及其它辅助搬运工作，也可用于回采工作面和掘进工作面装载站上调度编组矿车。本绞车严禁用于提升和载人车2 调度绞车整体方案设计2.1 产品的名称、用
17、途及主要设计参数调度绞车是一种小型绞车，通过緾绕在滚筒上的钢丝绳牵引车辆在轨道上运行，属于有极绳运输绞车。调度绞车适用于煤矿井下或地面装载站调度编组矿车，在中间巷道中拖运矿车，亦可在其它地方作辅助运输工具。主要设计参数为：牵引力 = 10 KNT绳速 = 0.73m/sv容绳 = 500 mH2.2 整体设计方案的确定该型绞车采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z 1/Z2和 Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z 6、Z7 组成行星传动机构。中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 7 页在电动机轴头上安装着加长套的齿轮 Z1，通过内齿轮 Z2、齿轮 Z3 和内齿轮 Z4，把运动传到齿轮
18、Z6上，齿轮 Z6是行星轮系的中央轮（或称太阳轮） ，再带动两个行星齿轮 Z5和大内齿轮 Z7。行星齿轮自由地装在 2 根与带动固定连接的轴上，大内齿轮 Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制绞车滚筒运转。若将大内齿轮 Z7上的工作闸闸住，而将滚筒上的制动闸松开，此时电动机转动由两级内啮轮传动到齿轮 Z5、Z 6和 Z7。但由于 Z7已被闸住，不能转动，所以齿轮 Z6只能一方面绕自己的轴线自转，同时还要绕齿轮 Z5的轴线（滚筒中心线）公转。从而带动与其相连的带动转动，此时 Z6的运行方式很类似太阳系中的行星（如地球）的运动方式，齿轮 Z6又称行星齿轮，其传动方式称为行星传动。反之，若将大内齿轮 Z7
19、上的工作闸松开，而将滚筒上的制动闸闸住，因 Z6与滚筒直接相连，只作自转，没有公转，从 Z1到 Z7的传动系统变为定轴轮系，齿轮 Z7做空转。倒替松开（或闸住）工作闸或制动闸，即可使调度绞车在不停电动机的情况下实现运行和停车。当需要作反向提升时，必须重新按动启动按钮，使电机反向运转。为了调节起升和下放速度或停止，两刹车装置可交替刹紧和松开。3 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定3.1 钢丝绳的选择选择钢丝绳时，应跟据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。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。3.1.1 钢丝绳直径的确定：d=
20、 （3-1）Cs式中 d钢丝绳最小直径 mC选择系数 ，取 C =0.112/NS钢丝绳最大静拉力 NA1234567B中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 8 页则由公式（3-1）可得：d =10 m所以选择钢丝绳直径 d =12.5mm初选钢丝绳直径 = 12.5型号为：型号为：619 股（1+16+12）绳纤维芯其主要参数如下：钢丝绳直径： 12.5mm钢丝直径： 0.9 mm钢丝总断面面积： 72.49mm 2参考重力： 685.0N/100m钢丝绳公称抗拉强度： 1550MPa钢丝破断拉力总和： 112000N3.1.2 丝绳强度校核：由钢丝绳型号知：钢丝绳公称抗拉强度为 1
21、550 2N/m所以最小钢丝破断拉力总和 112000整条钢丝绳的破断拉力为（3-2）pss=0.85112000=95200 2N/m式中： 拉力影响系数，取 =0.85安全系数 rn65.30197maxTSp所以 =5r故所选钢丝绳满足要求。3.2 滚筒的设计计算3.2.1 滚筒直径(160)Dd式中， 钢丝绳直径 d = 12.5 mm则 （3-3）(1620)d220250(mm)中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 9 页取 D=280 (mm) 3.2.2 滚筒宽度 B滚筒的宽度直接影响到最终产品的宽度，因此它的宽度必然要有最大值的限制，即不能太宽。滚筒的宽度太窄的话，那
22、么与减速器装配起来后，就会显得不协调。所以滚筒的宽度不能随便确定，而最好是在画图的过程中把它定下来，这样有利于整体的配合。考虑到滚筒的平均速度以及便于下面的各种计算，暂定滚筒宽度为 351mm。3.2.3 滚筒外径 D1初选钢丝绳的缠绕层数为 n=9验算滚筒容绳量 L L = 021nzdnk=3.14925280+12.5+812.50,9=270.24 小于 500式中 k2-钢丝绳每层降低系数。取 k2=0.9则钢丝绳在卷筒上的最小缠饶直经：= 280+12.5=292.5mmminD钢丝绳在卷筒上的最大缠饶直经：280+12.52(9-1) 12.50.9=451.5mmax钢丝绳在卷
23、筒上的平均缠饶直经：21CD)(minax(451.5+292.5)=372mm滚筒转速:n=43.81000/3.14372=37.497r/min3.2.4 滚筒厚度：=0.02280+8=13.8mm)106(2.0D中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 10 页4 电机的选取4.1 系统的总效率 总= =0.99 =0.8412345720.9.0.98式中： 连轴器的效率，取 =0.991一级行星轮效率，取 =0.9902 2七对滚动轴承的效率，各取 =0.9933两级内齿传动的效率，各取 =0.9804 44.2 绳速的确定v=43.8/60=0.73 m/s4.3 电机的
24、选型最大功率： =F v =10 0.73 =7.3kWP电机轴上的功率： P = / =7.3/0.84=8.69 kW总根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：YBJ-11.4-4额定功率:11.4 KW实际转速 1 0.2额 定 转 矩最 大 转 矩 8.1额 定 转 矩堵 转 转 矩 0.6额 定 电 流堵 转 电 流5 减速器的设计5.1 总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 11 页平均速度为 vc = 43.8m/min电机的转速 = 1460 r/minn电 机滚筒转速 = = 37.497 r/min输 出 1043.8.72可
25、得总传动比为= 1460/37.497=36.352i总 n电 机输 出5.1.1 传动比的分配按三级传动， ，因此应进行传动比分配，分配的原则为：123i1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。为此，一般取1(0.6)iiq =221lim112li)(pdaAHpPnKk式中： 使用系数。 中等沖击， = =1.25AK1A2K行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6 级精度，取 =1.201HP 1HPK行星轮间载荷分配系数，太阳轮浮动，8 级精度，取 =1.052 2综合系数。 =3，高精度，
26、硬齿面，取 = =1.81HKpn1H角标 1、2 表示第一级和第二级传动。= =2pn2查表 定 = =0.71631()da2()da=lim1Hli2则：q = = =1.14312pPK.805计算 =1.143 233.由此得出行星轮系传动比：中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 12 页=2.43 1i=2.22=6.83i5.2 第一级内齿啮合设计5.2.1 选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮 40Cr 调质处理，硬度为 HBS=260HBS.内齿轮 45 正火,硬度为 HBS=210HBS许用接触应力： 由式 =ZSHminl接触疲劳极限 查得:lim小齿轮： 21li/
27、70N内齿轮： 2lim5接触强度寿命系数 查得:=11NZ=1.052接触强度最小安全系数 ，通常为 =1minSminHS则 ： =700 =70012N =550 105.=5772许用弯曲应力 F =minlFSXNY弯曲疲劳极限 ：li=3781limF2中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 13 页=2942limF2N弯曲强度寿命系数 ：Y= =11N2弯曲强度尺寸系数 X=1Y弯曲强度最小安全系数 minFS=1.4minF则 ： =378 1 =27014.2N =294 1 =2102F5.2.2 齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径 ，由式得:1d1d32)(k
28、T )(uZdHE其中：（注：本节以下查表，未注明的皆为查中国矿业大学出版社，王洪欣等主编的机械设计工一书中的表。 ）齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为悬臂布置d=0.4小轮齿数 ： =141z大轮齿数 = =2.43 14=342i1z齿数比 u u= = =2.424/3传动比误差:=(2.43-2.42)/2.42=0.00413350，则取ab。.35aHpli.9210.9N/m按接触强度初算中心距 公式：a(5-2)32481AaHpKTu由公式(5-2)可计算出中心距（内啮合用“”号）:320482.514935a7m求模数中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 22 页5.5
29、.4 计算 A-C 传动的实际中心距和啮合角 ACa计算 A-C 传动的实际中心距和啮合角 取模数 （渐开线齿轮标准模数 6m（GB1357-87） ） ，则实际中心距 ()2ACACmaz61740因为直齿轮高变位，则 1706ACACaYmcoscos1720ocs所以啮合角 ACa5.5.5 计算 C-B 传动的中心距和啮合角 CBa实际中心距：()2CBBCmaz697401因为中心距变动系数 ，所以啮合角 1706CBCBaYmo20CBa5.5.6 几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算 A、C、B 三轮的集合尺寸。1）分度圆直径61702mdz4C21785.940ACamz中国
30、矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 23 页697582mBdz2）齿顶高 *aAAhx10.3678m*aCChx10.3642*aBaBhxm式中 ；22*7.517.510.3.9aBxhz。0.3.aB3）齿根高 *fAaAhcxm10.25367*fCaChcx10.25369m*fBaBhcx10.253674）齿高 AafAh7.8513mCafC4.295中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 24 页BafBh7.0231m5）齿顶圆直径aAaAdh1027.86aCaC4.28.maBaBdh57.0696）齿根圆直径2fAfAdh107.86.4mfCfC2.
31、31fBfBdh587.02m7）齿宽：查机械设计手册表 13.1.79,即：齿宽系数 的推荐范围表。d查表得： ，取0.49d0.6d太阳轮齿宽 ： ；Ab812.A行星轮齿宽 ： C55m取 ；4.内齿轮齿宽 ： 。Bb2m5.5.7 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：中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 25 页邻接条件 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：1acw2960si1720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：cosba
32、zz各齿轮副的啮合角为 和 ，且 ， ， ，代入上式，20acbc17az9b40cz即得：65.os49720c1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）38971wbanz所以，满足其安装条件。5.5.8 验算 A-C 传动的接触强度和弯曲强度1）动载系数 和速度系数VKVZ动载系数 和速度系数 按齿轮相对于行星架 的圆周速度 ，Xms601XAXdnv查图 13-1-18(或按表 13.1.90 和表 13.1.84 计算)和图 13-1-28(或按表 13.1.107 计算)求出。查看机械设计手册 。和 所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速
33、度：VKZ601AXXdnvAi72011.6.9中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 26 页0.67ms动载系数 VK是用来考虑齿轮副在啮合过程中，因基节误差、齿形误差而引起的内V部附加动载荷对轮齿受载的影响。对于圆柱齿轮传动，可取 1.054V也可用公式算出 ：V10.93/XVAKvz.671.速度系数 由机械设计手册查得VZ0.94VZ2）齿向载荷分布系数 、HKF对于不重要的行星齿轮行动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数 、 可用HKF机械设计手册的传动齿轮第一章来确定；对于重要的行星齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时： 1FbF接触强度计算时：
34、 HHK式中 和 齿轮相对于行星架的圆周速度 及大齿轮齿面硬度 对 及FH 2HBHK的影响系数（图 13-5-12）;查看机械设计手册F齿宽和行星轮数目对 和 的影响系数。对于圆柱直齿或人字齿轮行星bHF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，因而使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时， 值由图 13-5-13 查取。查b看机械设计手册如果 NGW 型和 NW 型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于 时，可取 。11FHK0.3517.82adA由图 13-5-13 查得： .b由图 13-5-12 查得： ，8HF弯曲强度计算时： 1FbK.5
35、0.2接触强度计算时： 1HbH中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 27 页1.50.69可见算出来的数值有点偏高。另外在 NGW 型和 NW 型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于 1 时，可取 。1FHK3）求齿间载荷分配系数 及FK先求端面重合度 ：12tanttant2ACzz 式中 1cosaraAd0.937163.742cosarCad40.937286则 10tan35.4ta031tan24.78ta02 786.6.4因为是直齿齿轮，总重合度 0.45.0.4258HFK节点区域系数 ：Z)(83. H式中 024.8.71HYCAxz0.3
36、12 4.87.8()HZ中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 28 页2.53弹性系数 ：EZ1()2E06.32189.Nm接触强度计算的重合度系数 ：Z430.1.9接触强度计算的螺旋角系数 ：Z10cos接触强度计算的寿命系数 ：V.94Z因为当量循环次数 ，则 。7105eN1N最小安全系数 ：取 =1minHSinH润滑剂系数 ，考虑用 N46 机械油作为润滑冷却剂，取 =0.93。L LZ粗糙度系数 ：取 。RZ.齿面工作硬化系数 ：取 =1。WZ接触强度计算的尺寸系数 ： =1X4）A-C 传动接触强度验算计算接触应力 ：HH 1tAVHEFuKZdb20.351.06
37、81.25389.01.ATa282810.35712Nm许用接触应力 ：HP li mnNLVRWXZS中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 29 页其强度条件： HP则 min Hlim HNLVRWXSZ2 2lim271.8304.51N10N0.936H计算结果，A-C 接触强度通过。用 40Cr 钢（40MnB 钢）调质后表面淬火，安全可靠。5）A-C 传动弯曲强度验算齿根应力为：(5-3)2F ()tAVFaSnKYNmbm式中， 齿形系数，考虑当载荷作用于齿项时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、变FaY位系数有关，与模数无关。标准齿轮齿形系数可查表 6.5机械设计课本。应力
38、修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力的Sa影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关。标准齿轮应力修正系数可查表 6.5机械设计课本。重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载Y荷作用在单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数， 0.257Y相啮合的大、小齿轮，由于其齿数不同，两轮的 和 不相等，故它们的弯曲应力FaYS一般是不相等的，而且，当大、小齿轮的材料及热处理不同时，其许用应力也不相等，所以进行轮齿的弯曲疲劳强度校核时，大、小齿轮应分别计算。由表 6.5 查得：小轮： 2.97FaAY大轮： 40C小轮： 1.5S大轮： 6a重合度系数 0.27Y5.4.1
39、式中， 螺旋角系数；Y因为是直齿轮，所以取 =1Y由公式(5-3)计算：F tAVFaSnKbm201.068.281.607251.3ATd中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 30 页2051.8.041.2531.7086.3762.Nm考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力 2ax1.573.10.59N/mF由强度条件 mP即 limaxnFSTPFY则 (5-4)axinliFST式中， 弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的min后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数， ，取min1.43Fmin1.4FS由公式(5-4)计算出齿根最大应力： 2axi059.7.41N/m2STY由机械设计课本查取：40Cr 调质、表面淬火 。A-C 传动改用材lim3/F质后，弯曲强度验算也通过。 （参考图 6-3 查取）5.5.9 验算 C-B 传动大接触强度和弯曲强度1）根据 A-C 传动的 来确定 C-B 传动的接触应力 ，因为 C-B 传动为内啮合，HHCB，所以 972.40BCzu.1.294HCB260.3Nm2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限 limH由 ， ，即：HCBPliminCBNLVRWXSZin HlimHBLVRXS式中， 接触强度计算的最小安全系数，通常minH in1.5S
