机械毕业设计（论文）-远程操作矿用双速调度绞车的设计

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1、中国矿业大学徐海学院本科生毕业设计 姓 名： 学 号： 学 院： 中国矿业大学徐海学院 专 业： 机械制造及其自动化 设计题目： 远程操作矿用双速调度绞车的设计专 题： 指导教师： 职 称： 教授 2016年 6月 徐州 中国矿业大学徐海学院毕业设计任务书 专业年级 理工12-1班 学号学生姓名 任务下达日期： 2015 年 12 月 10 日 毕业设计日期： 2015 年 12 月15 日至 2016 年 6月 10 日全套图纸，加153893706 毕业设计题目:远程操作矿用双速调度绞车的设计 毕业设计专题题目： 毕业设计主要内容和要求：矿用调度绞车是司机须站在滚筒前用双手操作刹车手柄，这

2、种操作方式非常不安全，断绳经常打伤司机，过载时钢丝绳连带绞车及其底座一同拉起。本课题设计的绞车通过液压离合器和多级定轴齿轮传动实现变速切换，高速时提升速度快；低速时，提升力矩大，液压制动器制动滚筒。通过控制电机、液压离合器、液压制动器实现远程操作。本课题涉及机械、液压、控制系统的设计，可较好锻炼学生机械、液压、控制的综合设计能力，培养学生具有开发和设计机电产品的能力。 指导教师签字：郑 重 声 明本人所呈交的毕业设计，是在导师的指导下，独立进行研究所取得的成果。所有数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本毕业设计的研究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究

3、工作做出贡献的其他个人和集体，均已在文中以明确的方式标明。本论文属于原创。本毕业设计的知识产权归属于培养单位。 本人签名： 日期： 中国矿业大学徐海学院毕业设计指导教师评阅书 指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）： 成 绩： 指导教师签字： 年 月 日中国矿业大学徐海学院毕业设计评阅教师评阅书 评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成

4、绩；存在问题；是否同意答辩等）： 成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学徐海学院毕业设计答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日摘 要煤矿生产大量使用调度绞车，目前常用的矿用运输绞车的操作存在安全隐患且体力劳动强度大，为此，研究设计出了一种液压制动矿用双速调度绞车。该绞车采用液压系统完成绞车的启动、运行、变速、和安全制动等过程，避免了常用绞车操作过程中因机械故障而造成的人员伤害。设计的双速运行不仅可以完成搬运

5、重物、调度车辆的功能，而且也满足实现轻载下快速调度的需求，实现了一机多用，大大提高了绞车的工作效率和拓宽了绞车的使用工况。设计了一种可以换挡操作的变速箱，采用湿式多片离合器对绞车调度进行换挡控制。这不仅操作工可以远离绞车滚筒操作；同时变速箱变速更加稳定。变速箱通过箱内的离合器的油缸内充液压油推动活塞，从而使摩擦片结合来进行换挡操作。采用变速箱传动也使得绞车的传动部分脱离了绞车内部，这就方便了传动系统的损坏维修。本设计来源于毕业实习，充分考虑到现场可实施性。同时以操作工人的安全为出发点进行的设计。关键词：双速绞车 ；变速箱 ；离合器 ；盘式制动器ABSTRACTMine dispatching

6、winch is mechanical and electrical equipment in mine production work is used in coal production. But the operation is still dangerous and laborious manual where huge security risk exists. In the development of high degree of mechanization, liberation a development of productive forces is required. T

7、his requires the development of a safe and reliable high labor-saving efficiency of mining dispatching winch is essential. Dispatching winch is widely used in mine production. Security risks exist in the transport winch operation which is commonly used and this way will expand manual strength. Thus,

8、 researchers designed a two-speed hydraulic brake mine dispatching winch.We can design a speed changing box which have a shift operation , using wet multi-disc clutch to control the shift of winch scheduling. Not only the operator can be far away from the winch when operating, at the same time the w

9、inch can get more stable transmission speed. Transmission through in the clutch oil cylinder filling the hydraulic oil moves the pistons, which will make the combination friction plate for shift operation. The gearbox transmission makes the winch part out of the internal, it is convenient for operat

10、or to damage to maintain the damage of the transmission system .This design is derived from the graduation practice, and I have fully considering the field practical. At the same time think about the safety of the operator .Key words: double speed winch ;Gearbox ;Clutch ;Disc brake目 录1 绪论1双速矿用绞车的背景和

11、意义1国内外研究现状2课题的设计意义22 电动机的选型和滚筒设计4电动机的选型4牵引绞车外形设计计算4钢丝绳的选型4绞车滚筒的设计计算63 传动系统的设计8传动方案的确定8快速和慢速时传动比计算与分配94 齿轮的设计计算11变速箱快速时第一级设计计算11确定许用应力11按齿根弯曲疲劳强度计算12按齿面接触疲劳强度计算144.1.4.确定齿数16计算齿轮的几何尺寸164.1.6 齿轮3和齿轮4的强度校核17齿轮3和齿轮4的主要设计结果20变速箱慢速时第一级设计计算20齿轮1和齿轮2模数的确定20齿轮1和齿轮2的变位传动设计214.2.3 齿轮1和齿轮2的强度校核22齿轮1和齿轮2的设计结果25变

12、速箱第二级齿轮传动设计25确定许用应力25按齿根弯曲疲劳强度计算27按齿面接触疲劳强度计算294.3.4.确定齿数30计算齿轮的几何尺寸314.3.6 齿轮5和齿轮6的强度校核32主要设计结果34行星齿轮传动设计35行星齿轮齿数的确定35初算中心距和模数35.3几何尺寸计算37主要参数计算结果：38行星齿轮传动齿轮强度校核385 轴的结构设计和计算48所使用各轴的运动学参数计算48每个轴的转速的计算485.1.2 每个轴的功率的计算485.1.3 每个轴的转矩的计算49轴的材料的选择49对轴的直径进行理论估算49轴的结构的设计50轴上零件的轴向定位50确定各段轴的长度50确定各段轴的直径50轴

13、上零件的周向定位50按弯扭合成校核轴的强度51按照轴的安全系数校核轴的疲劳强度536 键的选择与校核56键的选择56键的连接强度的校核567 湿式多片换挡离合器的设计58湿式离合器的工作原理58离合器的设计计算59计算摩擦式离合器主要参数59离合器的校核60回位弹簧618 盘式制动器63盘式制动器的工作原理63盘式制动器主要参数的设计计算63制动时正压力的计算63弹簧力的计算64碟形弹簧的设计计算65液压缸的设计计算66油压最大值得理论计算67制动器的校核689 总结70参考文献71英文翻译721 绪论矿用绞车是煤矿不可缺少的矿山辅助运输重要设备，它是用来进行煤矿井下的物料运输矿车调度、回柱放

14、顶、综采设备的安装、拆迁及搬运、各类机电设备等工作、也可以在煤矿井下各种临时牵引工作。可以说，矿用绞车在煤矿上是无处不在、无时不用、不可或缺的设备。目前，矿用绞车可大致分为三类：快速矿用绞车、慢速矿用绞车和双速矿用绞车。快速矿用绞车平均牵引速度快、牵引力小，主要用于物料运输和矿车调度，同时也可用于中小型设备的搬迁和运输。慢速矿用绞车牵引速度小但牵引力大，主要用于煤矿井下回采工作面的回柱放顶，也可用于搬运重物和调度车辆。但由于所采用传动副为涡轮副，传动效率低、易磨损、成本高、寿命短，维修难度大，是故慢速绞车的使用数量逐渐减少。双速矿用绞车具有两种速度：慢速和快速。快速用于放绳，慢速牵引力大，快速

15、牵引力小，在煤矿现场可以根据牵引力的大小选择快速或慢速。双速绞车具有一机多能特点，克服了老式绞车的速度慢、效率低、寿命短等缺陷。传统双速矿用绞车的开启依然是采用手闸人工式开启，此操作不但费力，而且要求司机的技术较高。由于司机的工作位置位于绞车的旁边，极容易成为绞车断绳，咬绳，跳绳，跑车是故的受害者。近年来矿难事故中不少是因为人员与绞车距离过近而造成的。其中绞车断绳的因素很多，但是其与钢丝绳的爬绳、咬绳、绞车的启动与停止过程中的冲击和超载有很大关系。鉴于以上情况，设计新型的矿用双速绞车及排绳器应满足以下条件：(1)实现远程控制操作，摆脱司机站在绞车前双手握刹车闸的危险操作模式；(2)设计自动排绳

16、装置，满足煤矿斜巷运输管理第四章第二十条规定，绞车滚筒钢丝绳要排列整齐,做到不爬绳、不咬绳、不跳绳；(3)防超载功能；(4)将双速矿用绞车的变速机构内置于绞车卷筒内或是箱体设计为狭窄结构，以利于再井下狭小空间使用；(5)实现绞车的软启动特性；(6)能实现开机状态下的换速操作；(7)能够准确制动。因此设计一种新型远程控制矿用双速运输绞车，一机多用，不仅满足现有运输、调度绞车功能，还可以可实现安全远程控制，提高绞车操作的安全性，解放工人生产力，适用于狭小巷道作业。同时完善运输、调度绞车的应用空间，增大更加狭小巷道的应用领域；丰富我国绞车市场，有助于推动绞车的发展，对于煤矿生产有十分重大的意义。国内

17、现有调度绞车大多采用行星齿轮传动，主要由电机、卷筒装置、刹车系统、底座、防护罩等部件组成。由电机带动减速器从而驱动滚筒转动的传动方式，司机直接手动操作刹车系统控制绞车的运行，随着科技高速发展的今天，此种传统绞车的操作方法已渐渐被智能化的作业需求慢慢取代。新型无极绳绞车，主要由绞车、张紧装置、梭车、尾轮、压绳轮组、平托轮、控制电器、通讯系统及钢丝绳等构成，可实现远程自动控制，但其主要适用于长距离、大倾角、多边坡、大吨位复杂工况条件下工作，且系统复杂，费用昂贵，不适用于一般调度绞车的工作需求。而单轨吊安装复杂，成本高，在实际矿井应用中也存在局限性。因此新型无极绳绞车、单轨吊虽然有结构优势，但它不能

18、完全代替调度绞车。采用变频器可以实现绞车远程操作，主要由变频控制柜、PLC、主操作台构成。主电路主要有变频器电机回路，控制回路主要有PLC、检测元件、电磁阀、中间继电器及指示灯等组成。但是井下防爆变频器价格昂贵，变频绞车在煤矿生产中推广困难。综上所述，传统调度绞车结构简单成本低廉，但已无法满足现代智能化煤矿生产的需求，新型无极绳、单轨吊等虽可以实现远程控制，节约人力的要求，但成本昂贵，不适用于一般调度绞车的使用场合。因此，设计一种可远程控制的安全性高、实用性强的新型矿用调度绞车迫在眉睫。为了实现异地操作，目前有主要有两种方法：其一，采用变频技术实现远程控制，使绞车可以精确而高效的完成各种所需工

19、作，但是成本较高，无法广泛推行；另一种简单有效的方式是采用，液压系统调节的方式，实现在一定距离范围内的异地操作，由于液压系统简单有效，是故可以在较大范围内实现推广，基于此本设计采用液压调速制动的方式实现绞车的平稳换速，本设计采用两个湿式多片离合器和一个制动闸，通过远程控制离合器的制动和分离实现双速变换，从而实现远程操作。2 电动机的选型和滚筒设计2.1电动机的选型滚筒的功率为： 2-1-1传动系统的总功率为： 2-1-2查现代机械设计手册秦大同版，取下列参数：齿式联轴器，取值0.99；8级精度圆柱齿轮传动，取值0.97；级行星齿轮传动，取值0.97；滚动轴承，取值0.99；于是电动机的输出功率

20、为： 2-1-3 查现代机械设计手册表25186，考虑到电动机的使用条件井下防爆，防尘，因此选用YB2型三相异步防爆电机具体参数如下：表2-1型号功率转速效率YB2-280M-655KW980r/min在绞车运输提升中钢丝绳是主要的承力构建，在使用过程中受到如卷筒缠绕时的弯曲应力、上行下行的拉应力和钢丝绳各层之间的挤压应力、弯曲疲劳应力等多种力的作用，同时使用过程中还会产生扭转应力，钢丝绳会在这些应力的综合作用受到严重的损害，所以在钢丝绳的选用时必须考虑为钢丝绳留一定裕量。所以钢丝绳要满足以下公式： 2-2-1式中各参数的含义与取值：钢丝绳的最小破断力总和，（N）； 钢丝绳的最大静张力，（N）

21、；m安全系数，查煤矿安全规程一书，取m= 5。于是 2-2-2又可根据钢丝绳术语中的公式： 2-2-3 2-2-4可得： 2-2-5式中各参数的含义与取值破断力换算系数，其值可由钢丝绳术语中表14-35选取，；k可由钢丝绳术语中表14-5选取，k=0.330；代入公式得：19.47mm 2-2-6根据现代机械设计手册表4-1-176选取钢丝绳的直径为d=22.5mm。 绞车滚筒的设计计算滚筒是钢丝绳缠绕体，简而言之是一种储绳设备，钢丝绳在滚筒上缠发生弯曲，而且每层之间会产生挤压作用，同时对其进行扭转；又由于滚筒的旋转时会使钢丝绳的弯曲疲劳应力增加，这就造成了钢丝绳的使用寿命减少，所以合理的滚筒

22、结构能够有效的提高钢丝绳的使用寿命。2因此滚筒也要满足一定的稳定性和强度要求，在设计滚筒的结构时要有相应的绳槽，绳草结构要能够减少钢丝绳缠绕时钢丝绳之间的摩擦和挤压：总之一个好的滚筒结构能够很好的增加钢丝绳的使用寿命，从而达到节约成本的目的。滚筒的直径的计算，滚筒的直径与钢丝绳的直径和绳容量有关，一般可由下式计算得到： 2-2-7式中各参数含义与取值：h滚筒的工作级别和钢丝绳系数，取h=25；于是滚筒的外径为 2-2-8取 滚筒厚度： ；绳槽节距： 绳槽深度： 绳槽半径： 钢丝绳的缠绕直径取为9层，要满足850m的绳容量，则钢丝绳第一层缠绕长度为 2-2-9钢丝绳第二层缠绕长度为 2-2-10

23、钢丝绳第三层缠绕长度为 2-2-11 钢丝绳第九层缠绕长度为 2-2-12其中，Z为钢丝绳在每层的缠绕圈数为了满足850mm的绳容量，则39.3 2-2-13取Z=40。由滚筒的宽度的计算公式： 式中各参数含义与取值， 钢丝绳的不均匀系数，取取B=1000mm于是我们可以得到滚筒参数最外层滚筒直径为 最外层滚筒直径为 取滚筒第五层为滚筒基准层，则3 传动系统的设计传动方案是本设计的重点内容，传动方案决定了绞车运输特点以及绞车的变速方案。设计前进行毕业实习时，通过与现场工人交流了解到常用绞车传动系统都放在绞车滚筒内部，但这样有一个问题就是传动部分出现故障后不方便拆卸维修，因此本设计采用了一个变速

24、箱传动和一个放在滚筒外的行星轮作为绞车变速传动的传动系统，传动原理图如图一所示。图中变速箱部分主要实现的功能是对绞车进行变速，而行星轮系由于其可实现大的传动比的特点，因此作为主要传动比的承担者。传动原理：当离合器都分离时，电机轴连接带动齿轮1，单并不能通过任何一条传动路线把运动传递到滚筒上去，齿轮1和齿轮2空转。所以滚筒不转；当离合器1制动，离合器2分离时，运动的传递路线为Z1离合器1Z3Z4Z5Z6Z7Z8滚筒；当离合器1分离，离合器2闭合是，运动的传递路线为Z1Z2离合器2Z4Z5Z6Z7Z8滚筒。但两离合器不能同时闭合。3.2快速和慢速时传动比计算与分配绞车运行过程中要实现两种速度，各自

25、在运行过程中的转速和总传动比如表3.1所示；表3.1：快速慢速转速n传动比由于在绞车运行过程中，无论快速还是慢速都要经过行星轮系这一部分，即行星轮是两种传动速度的公共部分，因此先定下传动轮系的传动比。参考现代机械设计手册表14-5-7 （行星轮齿轮传动的齿轮组合）初定行星齿轮的传动比为 行星轮个数为 。即 3-2-1又由同心条件 3-2-2查现代机械设计手册表14-5-7可取 ； ； 因此，在快速运动时变速箱传动比为；慢速运动时变速箱传动比为 。现初定传动比为 ； ；。故初选齿数、， 则实际齿数比为 ； ； 。4 齿轮的设计计算变速箱快速时第一级设计计算（1）选择材料查现代机械设计手册表14-

26、1-132在这里大小齿轮都选用40Cr调质处理齿面硬度为241286HBS（2）确定许用应力以下数据除非注明外都来自秦大同版现代机械设计手册1）齿轮弯曲疲劳极限 。按照所选取的材料和齿面硬度查机械设计手册图14-1-73取得 ；齿轮接触疲劳极限 ，按照所选取的材料和齿面硬度查机械设计手册图14-1-44取得 。2）应力循环次数N 4-1-1 4-1-2根据、查现代机械设计手册14-1-102得接触强度寿命系数 4-1-3查表14-1-114得弯曲强度寿命系数 4-1-4接触疲劳强度安全系数 查表14-1-106得 4-1-5弯曲疲劳强度安全系数 4-1-6则许用应力 可由下式计算 4-1-7

27、4-1-8 4-1-9 4-1-10（1）按弯曲疲劳极限计算模数1）计算公式 4-1-112）计算式中各符号值的确定K第一根轴上齿轮传递得扭矩 4-1-12齿宽系数。由表14-1-73选取弯曲疲劳强度重合度系数。由计算下列得到两相啮合齿轮的齿顶圆压力角为： 4-1-13 4-1-14两齿轮按标准齿轮传动时的啮合角为 重合度 4-1-15重合度系数 4-1-16 齿形系数，查图14-1-59取；2.26；应力修正系数，查图14-1-64取1.56；1.74；计算两齿轮的值并进行比较 4-1-17故小齿轮3的数值较大，弯曲疲劳强度较低，因此将小齿轮的计算值代入公式计算 4-1-18(2) 模数修正

28、1）计算载荷系数时所需要的数据按计算模数可求得小齿轮分度圆直径 4-1-19圆周速度为 4-1-202）载荷系数计算值查表14-1-75得使用系数 由速度v=5.14m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为。下面按照实际载荷系数修正模数 4-1-21取标准模数m=54）于是小齿轮的分度圆直径 4-1-22（1）按齿面接触疲劳强度计算直径公式如下： 4-1-23（2）确定计算公

29、式中的各计算值1）齿宽系数，第一跟轴的传递转矩和上面一样。2）载荷系数查表14-1-75得使用系数 由速度v=5.14m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为 。 4-1-242）材料的弹性影响系数 ，由表14-1-101查取得 ；3）节点区域系数 ，查图14-1-37得=2.5；4）齿面接触疲劳强度的重合度系数 ，由表14-1-100查取得； 4-1-255）两齿轮的许用应

30、力；计算小齿轮的分度圆直径 4-1-26齿轮传动齿数既要满足按弯曲疲劳强度计算的模数m=5，同时又要满足按接触疲劳强度计算的小齿轮分度圆直径，则确定小齿轮齿数。 4-1-27对齿轮进行圆整，取 ，取，实际传动比为 验算传动比误差 4-1-28满足设计要求。（1）两齿轮的分度圆直径 （2）两齿轮的齿宽 于是取 ；， 取（3）两齿轮的中心距 （4）两齿轮的齿顶圆直径（5）两齿轮的齿根圆直径（6）齿轮3的圆周速度 4-1-29结合机械设计一书中表10-2，知选用8级精度是满足要求的。4.1.6 齿轮3和齿轮4的强度校核（1）按齿根弯曲强度校核1）校核计算所用公式 4-1-302）确定该核算式中各符号

31、数值 、m、 、b和上面计算结果一样；K载荷系数查表14-1-75得使用系数 由速度v=6.67m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为 4-1-30弯曲疲劳强度重合度系数。由计算下列得到两相啮合齿轮的齿顶圆压力角为： 4-1-31 4-1-32两齿轮按标准齿轮传动时的啮合角为 重合度 重合度系数 4-1-33 齿形系数，查图14-1-59取；。应力修正系数，查图14-1-6

32、4取；计算两齿轮的值并进行比较故小齿轮3的数值较大，弯曲疲劳强度较低，故小齿轮3的弯曲疲劳强度小于齿轮4的弯曲疲劳强度，故只要校核齿轮3即可。3）校核齿轮3的齿根弯曲强度满足弯曲疲劳强度（2）按齿面接触疲劳强度校核1）校核计算所用公式为 4-1-332）确定校核计算公式中的各符号的值K、 、 、 、 、 的值与前面所计算结果一致；u齿数比， 节点区域系数，由图14-1-37得 3）校核齿面接触疲劳强度 4-1-34满足齿面接触疲劳强度的要求齿轮3齿轮4材料40Cr模数5压力角齿数2661中心距（mm）齿宽（mm）5752分度圆直径（mm）130305齿根圆直径（mm）齿顶圆直径（mm）1403

33、15传动比4由于齿轮1和齿轮3，齿轮2和齿轮4分别处于同一根轴上，所以齿轮1和齿轮2之间的啮合及齿轮3和齿轮4之间的啮合应满足一定的同心条件，即 4-2-1所以可以取 可以取标准模数 又由于 4-2-2因此齿轮1和齿轮2需要进行变位设计。4由于 ，所以我们这里采用的是正传动，这里我们通过齿轮变位的方法进行配凑使得齿轮满足变位条件，并且变位过程中我们要保证其他参数保持不变。（1） 首先我们要先确定齿轮的变位系数1） 计算齿轮传动的啮合角 4-2-3因此 2） 计算齿轮的齿数和 4-2-43） 查取齿轮的变位系数之和根据齿轮的啮合角 和齿轮齿数和 查现代机械设计手册图14-1-5可以得到。4） 分

34、配齿轮的变位系数 ， 根据齿轮的齿数比，查图14-1-5读得 ，于是 5） 计算变位后齿轮的几何尺寸齿轮的中心距变动系数为 齿轮变位降低齿顶高系数为 齿顶圆直径为 齿根圆直径为节圆直径为 4.2.3 齿轮1和齿轮2的强度校核（1）按齿根弯曲强度校核1）校核计算所用公式 4-2-5（2）确定该核算式中各符号数值 、m、 、b和上面计算结果一样；K载荷系数查表14-1-75得使用系数 由齿轮3的圆周速度为 ，又齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚

35、度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为弯曲疲劳强度重合度系数。由计算下列得到两相啮合齿轮的齿顶圆压力角为： 两齿轮按标准齿轮传动时的啮合角为 重合度 重合度系数 齿形系数，查图14-1-59取；。应力修正系数，查图14-1-64取；计算两齿轮的值并进行比较故小齿轮1的数值较大，弯曲疲劳强度较低，故小齿轮1的弯曲疲劳强度小于齿轮2的弯曲疲劳强度，故只要校核齿轮1即可。3）校核齿轮3的齿根弯曲强度满足弯曲疲劳强度,。（2）按齿面接触疲劳强度校核1）校核计算所用公式为 4-2-62）确定校核计算公式中的各符号的值K、 、 、 、 、 的值与前面所计算结果一致；u齿数比， 节

36、点区域系数，由图14-1-37得 3）校核齿面接触疲劳强度满足齿面接触疲劳强度的要求4齿轮1齿轮2材料40Cr模数中心距（mm）齿数2174齿宽（mm）5045节圆直径（mm）333齿顶圆直径（mm）齿根圆直径（mm）传动比4.3变速箱第二级齿轮传动设计4（1）选择材料查现代机械设计手册表14-1-132在这里大小齿轮都选用40Cr调质处理齿面硬度为241286HBS（2）确定许用应力以下数据除非注明外都来自秦大同版现代机械设计手册1）齿轮弯曲疲劳极限 。按照所选取的材料和齿面硬度查机械设计手册图14-1-73取得 ；齿轮接触疲劳极限 ，按照所选取的材料和齿面硬度查机械设计手册图14-1-44

37、取得 。2）应力循环次数N 根据、查现代机械设计手册14-1-102得接触强度寿命系数 查表14-1-114得弯曲强度寿命系数接触疲劳强度安全系数 查表14-1-106得 弯曲疲劳强度安全系数则许用应力 可由下式计算4（1）按弯曲疲劳极限计算模数1）计算公式 2）计算式中各符号值的确定K第一根轴上齿轮传递得扭矩 齿宽系数。由表14-1-73选取弯曲疲劳强度重合度系数。由计算下列得到两相啮合齿轮的齿顶圆压力角为： 两齿轮按标准齿轮传动时的啮合角为 重合度 重合度系数 齿形系数，查图14-1-59取；。应力修正系数，查图14-1-64取；计算两齿轮的值并进行比较故小齿轮3的数值较大，弯曲疲劳强度较

38、低，因此将小齿轮的计算值代入公式计算(2) 模数修正1）计算载荷系数时所需要的数据按计算模数计算小齿轮分度圆直径 圆周速度为 2）载荷系数计算值查表14-1-75得使用系数 由速度v=3.08m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为。下面按照实际载荷系数修正模数 取标准模数m=84）于是小齿轮的分度圆直径4（1）按齿面接触疲劳强度计算直径公式如下：（2）确定计算公式中的各计算

39、值1）齿宽系数，第一跟轴的传递转矩和上面一样。2）载荷系数查表14-1-75得使用系数 由速度v=7.23m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿 轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为 。2）材料的弹性影响系数 ，由表14-1-101查取得 ；3）节点区域系数 ，查图14-1-37得=2.5；4）齿面接触疲劳强度的重合度系数 ，由表14-1-100查取得；5）两齿轮的许用应力；计算小齿轮的分度圆直径 4齿轮传动

40、齿数既要满足按弯曲疲劳强度计算的模数m=8，同时又要满足按接触疲劳强度计算的小齿轮分度圆直径，则确定小齿轮齿数。对齿轮进行圆整，取 ，取，实际传动比为 验算传动比误差满足传动比设计要求。4（1）两齿轮的分度圆直径 （2）两齿轮的齿宽 于是取 ；， 取（3）两齿轮的中心距 （4）两齿轮的齿顶圆直径（5）两齿轮的齿根圆直径（6）齿轮5的圆周速度 结合机械设计一书中表10-2，知选用8级精度是满足要求的。4.3.6 齿轮5和齿轮6的强度校核（1）按齿根弯曲强度校核1）校核计算所用公式 （2）确定该核算式中各符号数值 、m、 、b和上面计算结果一样；K载荷系数查表14-1-75得使用系数 由速度v=4

41、.37m/s，齿轮精度为8级精度，由图14-1-36查得动载系数。根据 ，齿轮为直齿轮齿面为硬齿面，8级精度，查表14-1-97得齿间载荷分配系数 根据 ，硬齿面直齿轮且齿轮在两支撑之间非对称布置。轴的刚度小，由机械设计图10-14查得齿向载荷分布系数。所以载荷系数为弯曲疲劳强度重合度系数。由计算下列得到两相啮合齿轮的齿顶圆压力角为： 两齿轮按标准齿轮传动时的啮合角为 重合度 重合度系数 齿形系数，查图14-1-59取；。应力修正系数，查图14-1-64取；计算两齿轮的值并进行比较故小齿轮3的数值较大，弯曲疲劳强度较低，故小齿轮3的弯曲疲劳强度小于齿轮4的弯曲疲劳强度，故只要校核齿轮3即可。3

42、）校核齿轮3的齿根弯曲强度满足弯曲疲劳强度（2）按齿面接触疲劳强度校核1）校核计算所用公式为 2）确定校核计算公式中的各符号的值K、 、 、 、 、 的值与前面所计算结果一致；u齿数比， 节点区域系数，由图14-1-37得 3）校核齿面接触疲劳强度满足齿面接触疲劳强度的要求4齿轮5齿轮6材料40Cr模数8压力角中心距300齿宽8580分度圆直径200400齿顶圆直径216416齿根圆直径180380传动比24.4行星齿轮传动设计根据我们所要满足的设计要求，我们可以知道所使用的行星齿轮传动比较小，且要能满足连续运转，轮系结构紧凑和外轮廓尺寸比较小的特点所以我们选择类型的行星齿轮传动，这种行星齿轮

43、传动适合结构简单，体积小的情况，并且制造较为简单，适用于各种工况下的传动。4根据所以满足的传动比；且行星轮的个数为，查阅现代机械设计手册表14-5-7可以选择齿数为；。此时实际传动比为，其传动比误差为，满足设计的传动比要求。4（1）齿轮材料和热处理工艺的确定表4材料热处理工艺太阳轮和行星轮40CrMnTi渗碳淬火(57-61)HRC内齿圈42CrMo正火调质处理(262-293)HBS通过查阅设计手册图14-1-42图14-1-46可以知道40CrMnTi这种材料的齿面接触疲劳极限为；查图14-1-71图14-1-75弯曲疲劳极限为；材料42CrMo的齿面接触疲劳极限为；弯曲疲劳极限为（2）行

44、星轮轮系的名义输入转速为：由得 。（3）按照弯曲疲劳强度计算齿轮的模数1）计算公式为 4-4-12）计算式中各符号含义和确定其值太阳轮所需传递的扭矩：；算式系数，取；行星轮载荷系数，查表14-5-21，取；综合系数，取； 齿形系数，取；又由于，所以应该按照行星轮计算模数对比标准模数对照表，可以去齿轮模数为m=8。（4）按照接触疲劳强度计算齿轮的直径1） 计算公式如下： 2） 计算式中各参数含义及数值确定算式系数，取；载荷系数，取K=1.3；齿宽系数，取；许用接触应力，取；传动比，；3） 代入参数计算（5）直径的确定按照齿轮模数为m=8计算太阳轮分度圆直径，此计算结果与按接触疲劳强度计算出的结果

45、相近，取d1 =152 mm。4分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿宽： 于是取；，取。4.4.4主要参数计算结果：表5齿轮7齿轮8齿轮9材料40CrMnTi42CrMo齿数193589齿宽605560中心距216216分度圆直径152280712齿轮7齿轮8齿轮9齿顶圆直径168296696齿根圆直径132260732传动比4行星齿轮的传动过程都可以看成相对啮合的几对齿轮副进行传动，在一般条件下，NGW型行星齿轮传动的齿轮强度主要是取决于齿轮的外啮合过程，因此一般要对外啮合进行强度校核，而且一般低速级小齿轮的承载能力较差。（1）齿轮7和齿轮8传动齿面接触疲劳强度校核1)计算太阳轮接触应力的

46、基本值 4-4-12）计算式中各参数的含义与取值：是节点区域系数，其值可由下式计算得到 4-4-2齿轮7和齿轮8的啮合角为 ；于是，； 4-4-3为材料的弹性影响系数，查表14-1-101得；为齿面接触疲劳强度的重合度系数；由表14-1-100查得可由下式计算得到 螺旋角系数，由于，所以取；齿数比，； 名义圆周力代入得 4-4-43）计算太阳轮7单对齿啮合下界点接触应力齿面接触应力可由下式计算得到 4-4-5式中各参数的含义与取值使用系数，取；动载荷系数，查表14-1-84，取=1.05；齿向载荷分配系数，由于，取=1 ；齿间载荷分配系数，由于，取=1；载荷分布不均匀系数，取=1.1；小齿轮轮

47、单对啮合系数，取=1.02。代入得 4-4-6计算行星轮8单对啮合下界点接触应力计算参数和公式和上面一样于是 4-4-74）接触应力需用系数计算公式如下 4-4-8计算式中各参数含义和取值寿命系数，取；润滑油膜系数，取；齿面工作硬化系数，取；尺寸系数，取。代入得。所以接触疲劳强度满足设计要求。（2）齿轮7和齿轮8齿轮弯曲疲劳强度1）计算太阳轮7齿根应力的基本值 4-4-9算式中各参数的含义及取值齿形系数，由图14-1-59，取；应力修正系数，由图14-1-69，取；齿轮的弯曲疲劳强度重合度系数，可由下式计算得到螺旋线载荷分布系数，由于，取。代入数据得2）计算行星齿轮8齿根应力基本值 4-4-1

48、0算式中各参数的含义及取值：齿形系数，由图14-1-59，取；应力修正系数，由图14-1-69，取；齿轮的弯曲疲劳强度重合度系数，；螺旋线载荷分布系数，取；代入数据得3）计算太阳轮的弯曲应力公式如下算式中各参数的含义及取值：使用系数，取；动载荷系数，查表14-1-84，取=1.05；齿间载荷分配不均匀系数，取；齿向载荷系数，取；行星轮间载荷分配不均系数，取；将上述数据代入得同理行星齿轮8的弯曲应力计算如下 4）计算太阳轮7的抗弯曲疲劳强度安全系数 4-4-11算式中各参数的含义及取值：齿根弯曲疲劳极限，取；计算弯曲强度寿命系数，取；计算弯曲强度的尺寸系数，取；齿轮的应力修正系数，取；相对齿根圆

49、角敏感系数，取；相对齿根表面状况系数，取。将上述数据代入公式得同样的方法我们可以得到行星轮的抗疲劳弯曲安全系数。所以齿轮7和齿轮8啮合满足抗弯曲疲劳强度条件。（3）行星齿轮8和内齿圈9的内啮合疲劳强度校核。校核内啮合疲劳强度的方法是与校核外啮合疲劳强度的方法一致的。由于行星齿轮8在上面已经完成校核，于是下面只需要对内齿圈进行校核就可以了。1)按照齿面接触疲劳强度进行内齿圈校核计算内齿轮接触应力的基本值，计算公式如下 4-4-12算式中各参数的含义及取值：节点区域系数，其值可由下式计算得到为材料的弹性影响系数，查表14-1-101得；齿面接触疲劳强度的重合度系数；由表14-1-100查得可由下式

50、计算得到 ；螺旋角系数，由于，；齿数比，； 名义圆周力，。将上述数据代入计算式得内齿轮接触应力 内齿轮安全系数，所以内齿圈9满足齿面接触疲劳强度设计要求2)按照齿根弯曲强度进行校核计算内齿圈9的齿根弯曲应力基本值 4-4-12算式中各参数的含义及取值齿形系数，由图14-1-59，取；应力修正系数，由图14-1-69，取；齿轮的弯曲疲劳强度重合度系数，可由下式计算得到螺旋线载荷分布系数，由于，取。将上述数据代入计算式得3）计算内齿圈9的弯曲应力公式如下 4-4-13算式中各参数的含义及取值：使用系数，取；齿间载荷分配不均匀系数，取；动载荷系数，查表14-1-84，取=1.05；齿向载荷系数，取；行星轮间载荷分配不均系数，取；将上述数据代入得 4）计算内齿圈9的抗弯曲疲劳强度安全系数 4-4-14算式中各参数的含义及取值：齿根弯曲疲劳极限，取；计算弯曲强度寿命系数，取；计算弯曲强度的尺寸系数，取；齿轮的应力修正系数，取；相对齿根圆角敏感系数，取；相对齿根表面状况系数，取。将上述数据代入公式得所以内齿圈9满足抗弯曲疲劳强度条件。5 轴的结构设计和计算5.1所使用各轴的运动学参数计算电机连接轴的转速（即I轴的转速） II的转速慢速时：快速时：III的转速（即I