毕业设计-单卷筒行星齿轮传动的设计

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1、引言绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可 单独使用，也可作起重、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。本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法三维实 体设计来完成产品的设计。三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设 计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体 图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：三维构思 平面图形三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力 和时间

2、。因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认 知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。而三维实体设计（实体造型）弥补 了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接 认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先 进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体 造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。其最大的优点在于大大减少了设计师 的工作量，从而加速了机械设计的过程。另外，还可以对产品进行优化，使其结

3、构更加合 理，性能更加良好。单卷筒行星齿轮传动的设计第一章方案评述绞车有于动、内燃机和电动机驱动几类。手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停 止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物的手动绞车还应设置 安全手柄和制动器。手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。内燃 机驱动的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。当离合器和卷筒轴上的制动器松开后， 卷筒上的绳索处于无载状态，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物 件时的挂绳时间。内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正 常后再使离合器接合而驱动卷筒。内燃机驱动的绞车常用于户外需要经常

4、移动的作业，或 缺乏电源的场所。电动调度绞车广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。根据工作环 境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。单卷筒电动绞车的电动机经减速器 带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。为适应提升、牵引、回转等作业的需 要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。根据传动形式的不同，绞车可分为苏式多级内齿行星齿轮传动调度绞车、摆线针轮传 动调度绞车、蜗轮-蜗杆传动回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。对于单滚筒行星齿轮传 动调度绞车，其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿 车，

5、或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求， 采用行星齿轮传动，传动简图如下：第二章计算参数的确定第一节电动机的选择一、类型的选择该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车，矿井 中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以内，周围介质温度不超过35，须选 用YB系列防爆电机。当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80% 以下，周围介质温度不超过40r，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体， 可选用非防爆电机。二、容量选择电机计算功率：P =生kW，其中起重量F=10KN,绳速v=26m/m

6、in=0.43m/s（按满载d 1000na时算）。由电动机到滚筒的传动总效率为：门=门6门6门 a 12 3其中n、门、门分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由】4P3选n =0.91 （脂润1231滑，均按球轴承计算），n2 =0.93 （8级精度的一般齿轮传动，脂润滑），n3=0.96一.Fv10 乂 103 乂 0 43n = 0.916 x 0.936 x 0.96 = 0.35，贝U P = = 12.3kW,ad 1000n1000 x 0.35选额定功率P =15kW（ S连续工作制）。三、确定电动机转速由3表1推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮减速传动，再

7、经行星轮传动（在满载时，制动器A放松，B制动），故总传动比的合理范围是：i=.= (26)X (26) X (39)=27324滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为250mm）：60 x 1000vn=60 x 1000 x 0.43兀 x 250=32.8 r/min则电动机转速的可选范围是：n = i .n = （27324） X 32.8=88510627r/min d a由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，根据7选定 电动机为YB系列,方案比较见表-1：型号额定功率(kW)额定转速 (r/min)效率(%)重量(kg)YB160M2-215293088.21

8、49YB160L-415146088.5166YB180L-61597089.5215经比较，选电动机型号为YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表-2：表-2参数AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第二节传动比的确定和分配计算和说明计算结果一、计算总传动比电动机满载转速n T460r/min, m总传动比：i =m = 46 = 44.5a n 32.8二、分配传动装置的传动比. . ., . i = i .i .i其中七、i iH分别为两对齿轮、行星轮的传动比。初步取i=i=2.24，则行星轮的传动比为：i=、=44

9、5 = 8.8690 0H i i 2.24 X 2.240 0n =1460r/mini = 44.5iH =8.869第三节传动装置的运动和动力参数计算一、轴转速计算n =1460r/minI轴：n = n =1460r/minIImn = 651.79 r/minII轴：n =幻=地0 = 651.79 r/miniii02.24IIn = 290.98 r/minIII 轴： n = % =65L = 290.98 r/miniiii02.24n=32.80 r/min滚筒：n= = 290.98 = 32.80 r/min iH8.869二、功率计算（一）各轴输入功率I 车由：P =

10、 P 门=15 x 0.91 = 13.65RWin 1P =13.65kWiII轴：p = p气气=13.65 x 0.91 x 0.93 = 11.554WP = 11.55kWIII 轴：Pu =七叫 = 11.55 x 0.91 x 0.93 = 9.78kW匕=9.78kW滚筒：P= PH气=9.78 x 0.91 x 0.93 = 8.27kWP=8.274kW（二）各轴输出功率I轴: = P.气=13.65x0.91 = 12.42kWPr = 12.42 kWiII轴：P = .气=11.55 x 0.91 = 10.51kWP = 10.51kWiiI 轴： = Pu .气=

11、9.78 x 0.91 = 8.90kWP = 8.90kWin滚筒：P = P.n = 8.27 x 0.96 = 7.94kW3P= 7.94 kW三、转矩计算（一）各轴输入转矩 P15电机输出转矩：Td = 9550 = 9550x汀而=98.12 N - mmT = 98.12 N mI 轴：T = T .n = 98.12x0.91 = 89.29N - mi d 1T = 89.29 N m iII 轴:T = T.i0.n 2 = 89.29 x 2.24 x 0.93 = 186.01 N - mT = 186.01 N mTn = 352.62 N mT=2646.72 N

12、mT二 81.25 N miT = 169.27 N miiT = 320.88 N miiiT = 2540.85 N m轴号功率(kW)转矩(N m)转速 (r/min)输入输出输入输出电动机1598.121460I轴13.6512.4289.2981.251460II轴11.5510.51186.01169.27651.79III轴9.788.90352.62320.88290.98滚筒8.277.942646.722540.8532.80传动比i效率n1n 1=0.912.24n 1=0.91n 2=0.932.24n 1=0.91n 2=0.938.871n 1=0.91n 3=0.

13、96* 3III 轴：匕=J% = 186.01 x 2.24x 0.91 x 0.93 = 352.62 N - m 滚筒：T= Th 叩2 = 352.62 x 8.869 x 0.91 x 0.93 = 2646.72 N - m (二)各轴输出转矩I 轴：T；=T.气=89.29x0.91 = 81.25 N - mII 轴：T：=孔气=186.01 x 0.91 = 169.27 N - mIII 轴：T = Tm 气=352.62 x 0.91 = 320.88 N - m滚筒：T = T.n = 2646.72 x 0.96 = 2540.85 N - m 3运动和动力参数计算结

14、果见表-3。表-3第三章传动零件的设计第一节行星齿轮传动的设计一、配齿及其校核(一)配齿行星轮系布置图1 .行星轮传动比为:ib = inaH nw290.98=8.87132.802.知该行星轮负载工作时，为NGW型行星齿轮传动，有2P198表10-4，修正配齿为:z =18， z =60， z =138 acb（二）校核1.校核装配条件：有2表10-3，选行星轮数目K=3，则:1 , z1 + bq = z*a K竺严=52 （为整数），满足条件。2.校核同心条件:11g-七）-万（138-18）=60二七满足。3.校核邻接条件:z sin - 2h *a K a1 sin K（h *取标

15、准值）18 x sin - 2 x 1_311 sin 3=101.42 z ,满足条件。4.校核滚筒转速：实际传动比ib aH=1 + Zb = 1 + 138 = 8.7z181460滚筒实际转速n = w i0=33r/min . si b 2.24x2.24x8.7滚筒转速的相对差值33 32,8 = 0.6%_k=1.25k 一载荷系数，初取k=1.25T小齿轮转矩，T = 9.55 x 106 匕=9.55 x 106 x1365 = 8.92 x 104 Nmm an1460T1二命 kc = 攻；104 x 1.6 = 4.76x 104 Nmm(没有均载机构，取载荷不均匀系数

16、kc = 1.6)0 d 一齿宽系数，取d=0.55 (硬齿面，非对称布置)ZH一节点区域系数，由1) P222图12.16,取Zh=2.5u 一齿数比，u= 土 = 60 = 3.33, ZE一弹性系数，ZE= 189.8 x/MPaaW 一许用接触应力，W = kNHiim，由5P339有： HHSq hii =12HRC+550=12X (4854) +550= 11261198N/mm 中心轮a应力循环次数：N = 60(niii - nH) - K t = 60 x (290.98 - 32.80) x 3 x 15 x 300 x 5= 1.046X 109行星轮c的应力循环次数：

17、N = 60(n - n )t，由=三 c c h n - n zz18,-nH = (n - nH)笔=(290.98 - 32.80) x而=77.451r/mincN = 60 X 77.451 X 15 X 300 X 5=1.046 X 108寿命系数kN =11) P38，N 107)，安全系数S=1.25(较高可靠度)，则：q = 1x (11261198) = 900.8 958.4N/mm2h1.25d ：2x 1.25x 4.76x 104 乂 3.33 +1 x ( 2.5 x 189.8 a V 0.55 x 3.33 x (900.8 958.4)2= 42.74 4

18、1.00mm齿轮模数：m A =2 = 2.37 mm,取 m=4mm za18中心轮a分度圆直径：d = m z - 4 x 18 = 72mmTa = 8.92 x 104 Nmmk =1.6 cT1= 4.76 x 104 Nmm0 d=0.55Zh=2.5u=3.33ZE= 189.8、MPaN = 1.046X 109N = 1.046X 108q h =900.8 958.4N /mm2m=4mmd = 72mmad = 240mmc行星轮c分度圆直径：d - m z - 4 x 60 = 240mm行星轮 c 齿宽：b =中/d = 0.55X 72 = 39.6mm，取b =

19、40mm 中心轮 a 齿宽：b = b + 2 = 40 + 2 = 42mm（二）校核计算1.按接触疲劳强度校核kF u +1。H bd u ZHZE a，式中k = k k k kA V a HP由1P215 表 12.9,使用情况系数kA =1.25 ,睥 _ % (% -壮丑)兀 x 72 x (290.98 - 32.80) 097m/s a 60 X1000H 60 X1000.由1P216图12.9,动载荷系数kv 1.062T1da2 x 4.76 x 104721323Nb 40mmcb 42mma、1.25kv 1.06F 1323NkA。/b=1.25X 1323/40=

20、41.32N/mm100N/mm 齿间载荷分配系数k 1.0, k 1.0 (1P217表12.10)HaFa齿向载荷分布系数k 1.34 (1P218表12.11,非对称布置， HPDd=0.55, b=40mm,8 级精度)b/h=40/(4X2.25)=4.44, k 1.17 (1P219 图 12.14)FPkH =1.25X 1.06X 1.0X 1.34=1.78kF = 1.25X 1.06X 1.0X 1.17=1.55,1.78 x 1323 3.33 +1。 =xx 2.5 x 189.8 489.3N / mm 2k =1.0Hak =1.0Fak 1.34HPk 1.

21、17FPkH 1.78kF 1.55b 489.3N / mm 2HH ，安全.2.按弯曲疲劳强度校核成小V W ，式中k= k =1.55 bm F由1P229-230 图 12.21、12.22查的:Yf1 =2.9，Yf 2 =2.28,七 1 =L52,七2 = L74Yf1 =2.9Yf 2 =2.28Ya 1 =1.52七 2 = L74h 40 x 723.331.55 x 1323 x 2.9 x 1.52 =56.5 N / mm 240 x 41.55 x 1323 x 2.28 x 1.74=50.85N / mm 240 x 4kN F limc F = S，由 Na

22、= 1.046 X 109, Nc = 1.046 X 108 得寿命系数kNa =1，kNc =0.89(1P38 式 3.2) 由5P339 有bFlima =2.346HRC+605.628= 2.346X (4854) +605.628= 718.3 732.3N/ mm 同上。 F lim c = 711.2 723N/ mm2安全系数S=1.60(较高可靠度，1P225表12.14)1 x (718.3 732.3)r = 448.9 457.5N /mm2七=1.60Fa _l0.89 x (711.2 723)-=395.4 402.2N/mm2L =1.60 F F ，安全。

23、b= 56.5 N / mm 2F1b = 50.85N / mm 2F 2Na = 1.046 X 109,Nc =1.046 X 108k =1Na 1k Nc =0.89F lim a = 718.3 732.3N/ mmF lim c = 711.2 723N/ mmb Fa =448.9 457.5N/m b fc =395.4 402.2N/m 三、内啮合齿轮传动的设计（一）确定材料及其相关参数选内齿轮齿宽气=b - 2 = 40 - 2 = 38mm,选用ZG35，调质处理， 硬度HB200250。（二）校核计算1. 按接触疲劳强度校核kF 一 1接触 b =，一卜z z , k

24、= kkkk ，由1P215 表 12.9,使H 丫 bd U H E A V a Hp用情况系数kA =1.25由1P216图12.9，动载荷系数kv =1.5 （圆周速度v=1.93m/s）u= 土 =138 = 2.3 , k F /b=1.25X 1323/38=43.5N/mm 107），安全系数S=1.25（较高可靠度），则:.1 x (335.3 384)b = 268.2 307.2N /mm21.25bh = 215.26N/mm2 AT3 - YpJsaA =1.50Yf3 = 2.93Y 4 =2.37YS3 =1.51Ya 4 = 1.66m 3 /32 。f 式中系数

25、A =1.50 （查1232 表 12.17，A =1.34-1.17） 齿形系数Yf3 = 2.93，Y =2.37 （1229 图 12.21） 应力修正系数Y =1.51，Y = 1.66 （1230 图 12.22）c =920.7 N / mm 2F lim3弯曲许用应力cF3 = cF4 = 0.70c. = 644.49N/mm2 （轮齿单向受 力）Y Y 2.93 x 1.51Y Y 2.37 x 1.66Fa3 Sa3 = = 6.86 X 10-3 Fa4 Sa4 = = 6.10 X 10-3c f3644.49c f3644.49按齿轮3设计.1.693 x 105m

26、1.50 x 3, x 6.86 x 10-3 = 3.004 哑0.5 x 172m=3mm查1P206表12.3， 选m=3mm（传递动力的齿轮）则分度圆直径d 3 = mz 3 = 3 x 17 = 51mmd = mz = 3 x 38 = 114mm11中心距 a =强 3 + d 4） = x （51 +114） = 82.5mm计算齿宽b =中dd3 = 0.5 x51 = 25.5，取 b=30mmb = b + 5 = 30 + 5 = 35mm，b = b = 30mmd = 51mm3d =114mma = 82.5mm b=30mmb = 35mm3b = 30mm60

27、 x 1000兀 x 51 x 651.79 ， =1.74m / s v 6m / s60 x 1000二、校核计算、=1.25（一）校核齿根弯曲疲劳强度使用系数匕=1.25（1P215表12.9）动载系数七=1.976x 10-5 v3 -1.236x 10-3v2 + 3.18x 10-2v +1.063=1.976 x 10-5 x 1.743 -1.236 x 10-3 x 1.742+ 3.18 x 10-2 x 1.74 +1.063= 1.11齿向载荷分布系数k = 1.15（1P218表12.11）HPk = 0.66k + 0.3445 = 0.66x 1.15 + 0.3

28、445 = 1.10 （由5P336）邓HPk = 1.11Vk = 1.15HPkFp=1.10k = 1.2Ha齿间载荷分配系数k= 1.2， k = 1.2（1P217表12.10）HaFaF =奚=2 x L693 x 105 = 6639N t3d351kAF 3 /b = 1.25x 6639/30 = 276N/mm 100N/mmKh = 1.25 x 1.11 x 1.2 x 1.15 = 1.91Kf = 1.25 x 1.11 x 1.2 x 1.10 = 1.83重合度 a = 1.88 3.2（上）cos Pz 3z 4,11、T f=1.88 - 3.2x （） x

29、 cos 0。=1.7817 38k = 1.2FaF3 = 6639NKh = 1.91Kf = 1.83 e = 1.78重合度系数 Y = 0.25 + 075 = 0.25 + 075 = 0.67&e1.78a弯曲最小安全系数七心=1.25 (1P225, 一般可靠度)应力循环次数 Nh3 =吨3 = 60 = 60 x 651.79 x 15 x 300 x 5=8.8 x 108Nh 4 = Nf 4 = Nh 3/u = 8.8 x 108/2.24 = 3.93 x 108弯曲寿命系数Y= ( 3x 106 )0.020 = 0.89N 38.8 x 108Y = ( 3 x

30、 106 )0.020 = 0.91 n 43.93 x 108Y = 0.67SF min =技5Yn 3 = 0.89Yn 4 = 0.91尺寸系数YX=1(m = 3mm 5mm)b = F lim3 N 3F 3SF minY Y920 0.89 x 1 = 655.54N / mm2Yx = 11.251.25b = JnX = 920.7x 0.91 x 1 = 670.27N / mm 2F 4 SF minx 2.93 x 1.51 x 0.672K Y Y Y = 2 x 1.83 x 1.693 x 105 bd m Fa3 Sa3 e30 x 51 x 3=400.2N

31、/ mm2 b 尸3bF 3=400.2N / mm 2=400.2 x 2.37 x 1.66 = 355.87N / mm2 b 2.93 x 1.51f 4齿根弯曲疲劳强度安全（二）校核齿面接触疲劳强度b = 355.87N / mm 2F 4重合度系数七=、；七乎=。.86（ 1P221式12项）z = 0.86弹性系数z = 189.MPa（1P221 表 12.12） E节点区域系数ZH = 2.50（1P222图12.16）Ze = 189.8 jMPaZh = 2.50Sh . = 1.05接触最小安全系数Shmin = 1.05（1P225, 一般可靠度）109109接触寿命

32、系数ZN3 =()。569 = ()0.0569 = 1.01 (允许一定点H 3.蚀)Z () 0.0569 = () 0.0569 =1.05H 4.接触疲劳极限bh. 3 =bh. 4 = 1500N/mm2(5P339) 许用接触应力b =H lim3 N 3 =5X = 1442.86N / mm 2H 3S1.05H minb = b Hiim4 % 4 = 1500 x 1.05 = 1500N / mm 2H 4S1.05H minb =UE!H eh bd 2 32 x 1.91 x 1.693 x 105 2.235 1=189.8x2.50x0.86x、x T 30 x

33、5122.235Zn 3 = 1.01Zn 4 = 1.05b h = 873.3N/mm230 x 512=873.3N/mm2 g丑J，齿面接触疲劳强度安全。齿轮3和齿轮4的传动参数表名称单位小齿轮3小内齿轮4中心距amm31.5模数mmm3齿数z1738分度圆直径dmm51114齿顶圆直径damm57108齿根圆直径dfmm43.5121.5齿宽bmm3530第三节主要传动轴的设计一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计（一）受力分析轴传递转矩：T = 352.62 N m=3.35X 105 N mm 齿轮分度圆直径：d=72mm齿轮上的圆周力:F = 2T /d = 2 x 3.53 x

34、105/729806N齿轮上的径向力:I 2DFri 中心轮a的径向受力简图Tn =3.35 X 105N mmd=72mmF9806NF3569NF = F tan a = 9806 x tan 20 (有 =3569N三个行星轮，径向力分布如图）取载荷不均匀系数kC = 1.60，k = k /k = 1.6/3 = 0.533,k 2 =七=(1 - k1)/2 = 0.2331 ,、 ，1 ,F = F (F + F ) = k F kr r12 2 r 31 r12(二)轴的结构设计2( Fr1+ F ) = 0.3 x 3569 = 1071Nr1kc = 1.60k1 =0.53

35、3k2 =0.233F =1071N1.按扭转强度估算轴的直径轴受转矩作用，应满足菖t匕轴的材料同齿轮，为20CrMnTi,ob=1100N/m 此O S=850N/m 廿(14P113 表 6-2)查1P314表16.2，选许用扭转切应力M=4052 N/m廿，系数c=10698,9 78dM(10698)X 3： 3,=34.2 31.6 mm3 290.98轴上有单个键槽，d应增加3%,取d=34 mm取轴长l=100 mm。2.轴的弯矩计算O b=1100N/m 廿O S=850N/m :t了=4052 N/m c=10698d=34 mml=100 mm把两滚动轴承简化为铰支，各尺寸

36、如图 轴只在垂直面受力，在水平面内不受力，作轴在垂直面的受力图及弯矩图。轴承A、B的支反力为对 A 点取矩，MA =0, F x AC - RB x AB = 0EM = ER广2039NRa =-968NM =5.03x 104 N*mma T =2.12 x 105 NmmZ F = 0, RA + RB - F = 0,Ra = F - Rb = 1071 - 2039 = -968NMb = F - BC = 1071 x 47 = 5.03 x 104 N - mma T = 0.61 x 3.53 x 105 = 2.12 x 105 N - mm（应力校正系数a = b /b =

37、 98/160 = 0.61,扭转切应力按脉 -1b0b动循环变化，见P1315表16.3）M = 2.71x 104D1Ca从左端 M=M 2 + (a T)21/2 = 2.71 x 104N - mmDicaD1从右端M= 2.14 x 105D 2CaM = M 2 + (a T)21/2 = (2.71 x 104)2 + (2.12 x 105)21/2。上赤D2CaD2B 点弯Nmm=2.14 x 105 N - mmM = 2.18 x 105BC a矩 MBC = Mb2 + (a T)21/2 = (5.03 X 104)2 + (2.12 X 105)21/2Nmm=2.

38、18 x 105 N - mmM= 2.12 x 105CCaC 点弯矩 M = M 2 + (a T)21/2 = 2.12x 105N - mm ccacNmm(三)按弯矩校核轴的强度：1. 应根据M /d3来选择危险截面，由计算图可以看出，B截面危CaW=3.93 x 103 mm 3险。故对B截面进行校核：a = 98N / mm 2 caB 截面的抗弯截面系数 W=0.1 d3 = 0.1x343 = 3.93x 103mm3b = M /W = 2.18x 105 /(3.93x 103)= 55.5 S，安全。二、行星齿轮轴的设计采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心

39、轴，验算弯曲强度，结构取等直径轴，d=30mm，L=75mm。n n c 2T c 2 X 4.76 X104sR = R = 2 x d 2 x72= 2646NR = 2646 NaM b =w最大弯矩 M = = = 4.96 x 104N - mmM = 4.96 x 104N - mm44危险剖面抗弯截面系数W浇0.1d30.1 X 303 = 2.7 X103 mm 3W = 2.7 x 103 mm 3竹星齿轮受力简图4 一96 x 104 = -2710 = 18.4N/mm2，材料选45 钢，c = 600N/mm2，c = 18.4 N / mm 2c = 95N / mm

40、 20b按脉动循环处理，气=95N/mm2,c P3：空=些 x 部x 25&18x巨x匝=55.9x 103 N f 3 1061.5106d选6312轴承，Cr= 81.8x 103N，满足要求。第五节主要键联接的选择一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择采用普通圆头平键，取b x h = 28 x 16，L=60mm为非标准件，采用双键。Cr=16630NF h = 7950NP=11925Nn = 258.18r/minC=55.9 x 103NCr=81.8 x 103 Nb x h = 28 x 16L=60mm106穿 x ,60 x 54.5 x 2.25 x 业1.51. 校核强

41、度属于静联接，按挤压强度校核，由1P125（7.1）式可知校核公式为。=告v g P hl d p式中：键联接所传递的转矩T = 2.65 x 106N - mmT = 2.65 x 106 N - mml = 32 mmh = 16 mmd = 216 mm键的工作长度l = L - b = 60 一 26 = 32mm键的高度h = 16mm，配合直径d = 216mm由1P126表7.1得许用挤压应力bp = 55N/mm2 （静联接，铸 铁，冲击载荷）b = 55N / mm2 pb = 48N / mm 2p4 x 2.65 x 106b = 2 16 32 216 = 48N /

42、mm2 b ，强度满足要求。2. 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P51，按一般联接对待，键与轴28N9/h9，键与毂 28Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2键槽的对称度公差：一般联接，按7级精度决定对称度公差。3. 键槽的工作图二、中心轮a与内齿轮4的键联接的选择采用普通圆头平键，查4P51表4-1，由d=34mm，可知键的剖面尺寸为b x h = 10x 8，参照轴长度l=100mm，取键长L=80mm（符合4 P51表4-1长度系列） 键的标记为： 1.校核强度键 10 x 80G810096 - 79校核挤压强度4T而V其中：键联接所传递的

43、转矩属于静联接，T = 352.62N - m = 3.5262 x 105 N - mmb x h = 10 x 8L=80mmT = 3.5262 x 105 N - mml = 70 mm h = 8mm d = 34 mm键的工作长度l = L - b = 80 -10 = 70mm键的高度h = 8mm，配合直径d = 34mmb = 90N / mm 2 p由1P126表7.1得许用挤压应力bp = 90N/mm2 （静联接，钢， 冲击载荷）b = 74.1N / mm 2pb = 4 * 土5262 x105 = 74.IN/mm2 b ，强度满足要求。 p8 x 70 x 34p2. 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P51，按一般联接对待，键与轴10N9/h9，键与毂 10Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2,非工作表面取6.3 （均为Ra值）。键槽的对称度公差