机械毕业设计171JD

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1、目录引言 2 第一章 绪 论31.1 JD-40型调度绞车简述31.2 JD-40型调度绞车工作原理31.3 JD40 型调度绞车改进原因分析41.4 JD-40型调度绞车改进方案41.5 JD-40调度绞车改进的意义5第二章 总体设计62.1 概述 72.2 JD-40型绞车的技术规范表72.3 JD-40形绞车的结构特征82.4 改进方案的提出 82.5 经济分析12第三章 轴的设计 1 43.1 材质的选择、材料的确定 .143.2 轴的结构设计 153.3 轴的强度校核.18第四章 传动机构设计 2 24.1 概述.224.2 轮系的参数确定224.3 齿轮几何尺寸的确定.264.4

2、齿轮承载能力的校核 .30 第五章 JD-40 绞车的维护与修理 .40参考文献.41引言JD-40 型调度绞车广泛应用于矿井轨道上下山，井底车场，中间巷道 等地区进行地面调度和其他辅助搬运工作，它使用的电器设备具有防爆 性能，JD-40型调度绞车具有传动效率高，承载能力大，调度操作简单等 优点但是根据其工作原理和实习中的发现，以前的调度绞车因结构不 合理等情况，具有很高的返修率，由于绞车常用于井下地区，修理不方 便所以本设计从绞车的装配，以及对轴与齿轮的配合，键的承载能力 进行了改进，使其绞车在实际应用中增加了经济效益，同时安全性和市 场前景也是比较好的第一章 绪 论1.1 JD40 型调度

3、绞车简述JD40 型调度绞车广泛应用于矿井轨道上下、井底车场、中间巷道、采区运输巷道调度编组矿车、掘进行头调度矿车，也可用于矿出地面、 冶金矿场或建筑工地面高度和其他辅助搬运工作。它用的电器设备具有 防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井中，它具有传动效率高，承载能 力大，调度操作简单，价格低廉等优点。1.2 JD40 型调度绞车工作原理JD40 型绞车主要由电动机、卷筒、行星齿轮传动装置，刹车装置 和机座组成。在传动传动结构上采用两级行星齿轮传动。电动机通过齿形连轴器带动太阳轮转动，使三个行星轮旋转，由于 左端的内齿轮是固定不动的，所以行星齿轮除作自转外，还要围绕电机 齿轮公转，自转，于是带动了

4、左端齿轮架旋转，从而使主轴旋转，固定 在主轴右端的中心齿轮也旋转，于是带动了右端齿轮架上的一对行星齿 轮转动，此时可以有三种情况：1、如果左刹车闸松开，右刹车闸刹住大内齿轮，此时大行星齿轮除 作自转外，还要围绕中心齿轮公转，同时带动了在齿轮架旋转起来 此时即可进行牵引，称为工作牵引状态。2、如果右刹车闸松开，左刹车闸刹住滚筒，此时滚筒停止转动，重 物被停留在某一隹置，称为停止状态，这时右端齿轮架不再旋转， 大行星齿轮亦不再公转只自转，并带动大内齿轮空转。3、如果左右两刹车闸松开，重物便借自重自由下落，带动滚筒反转， 称为工作下放状态，为了调节下放速度或停止，两刹车装置可交替 刹紧和松开。1.3

5、 JD40 型调度绞车改进原因分析通过在实习中的调研发现，以前生产的JD-40型绞车存在结构不合理的情况，有很高的反修率，其中除了在使用中的正常磨损、使用和保 养不当而引起的齿轮损坏外，有相当数量的绞车是因小行星轮处的键联 结损坏、滚键、轴损坏，从而使传动轴和小行星轮报废造成停机，严重 影响生产秩序的正常进行。为此，针对以上问题对原结构提出以下方案 的改进。卷筒通过轴承与传动轴连接，主传动轴承受径向载荷。主传动轴通过 平键连接与小行星轮架通过两套轴承支撑在左支架上。也就是说主传动 轴同时扭矩和弯矩。在实际使用过程中，在各种复杂的工作条件下，小 行星轮架与轴以及键联结承受着交变载荷与冲击载荷。根

6、据对图纸的分析和在实际生产中的经验可以知道：由于结构复杂、 安装空间受限、配合要求高、小行星轮架同时内孔与轴的装配和外圆与 轴承内孔的装配，而且需要同时进行过度配合的装配等原因，实际装配 的难度生产中厂家改变了此处的配合性质，放大了其配合间隙，使机械 加工以及装配工作容易。这样该部分静配合改变为动配合，使其受载条 件恶劣。综上所述，这种结构在投入使用后不久，就产生了滚键、轴头 损坏、轴断裂、小行星轮架内孔损坏等现象，造成停机事故。1.4 JD-40 型调度绞车改进方案1.4.1改进方案 I将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向载 荷。并选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架的装配

7、更方便。 1.4.2改进方案 II将小行星轮架与轴的配合部分的长度缩短，降低小行星轮架的配合要求，同时将该部分的平键联合改为渐开线花键联结(m = 3, z=30),增大其承载能力，对花键联结配合性质的要求可以适当降 低，以利于半装拆。1.4.3 改进方案 III将主传动轴端部直径加大至93,阶梯处采用弧过渡，避免应 力集中，增大其承载能力。1.5 JD-40 调度绞车改进的意义经改进后的JD-40绞车的成本比改进前多了 2, 200元，但在实际的应用当中,有明显的经济效益,在矿井中,绞车是在井下作业的设备, 维修是很困难的,由于改进后的结构更加合理,就延长了使用周期,大 大减少了维修的次数,

8、接生了大量的人力物力；易损坏的使用周期的延 长,延缓了更换时间,节省了资金；改进后的结构更利于装拆,节省了 时间。综合考虑以上因素，一台改进的JD-40绞车实际的使用过程中要 节省7 0 0 0元左右,经济效益是可观的。经过结构改进,可以使小行星轮架与轴联接楞靠,承载能力加大, 另外，改进后的结构利于各部分的装配，使制造成本降低。行星轮架采 用 双边支承，既有利于保证径向的同轴度要求，又可以防止行星轮架的 轴向窜动。经改进后的JD-40绞车，由于其实用性，经济性，安全性都比较好, 市场景还是比较好的。第 2 章 总体设计2.1 概述JD-40 型调度绞车广泛应用于矿井轨道上下山、井底车场、中间

9、巷道 采区运输巷道调度编组矿车、掘进头调度矿车，也可用于矿山地面、冶 金矿场或建筑工地进行地面调度和其他辅助搬运工作。它使用的电器设 备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井中，它具有传动效率高， 承载能力大，调度操作简单，价格低廉等优点。2.2 JD-40 型绞车的技术规范表表2-1 JD-40型绞车的技术规范表纲绳拉力3000kg钢绳速度60-90m/min钢绳直径20mm卷筒直径450mm卷筒宽度580mm卷筒容绳量600m电动机型号Dsb-40电动机功率40kw电动机转速1465r/min总速比40.5绞车的重量2760kg外形（长X宽X高）1900 x 1500 x 1420mm2.

10、3 JD-40 形绞车的结构特征JD-40 型绞车由下面主要部分组成：电动机、卷筒、行星齿轮传动装 置，刹车装置和机座。在传动结构上采用两级行星齿轮传动，分别布置 在主轴的两端，主轴贯穿滚筒，左端与三星架联结，右端与太阳轮联结 电动机采用法兰盘式固定在左支架上。2.4 改进方案的提出通过在实习中的调研发现，以前生产的JD-40型绞车存在结构不合 理的情况，有很高的返修率，其中除了在使用中的正常磨损、使用和保 养不当而引起的齿轮损坏外，有相当数量的绞车是因小行星轮处的键联 结损坏、滚键、轴损坏，从而使传动轴和小行星轮报废造成停机，严重 影响生产秩序的正常进行。为此，针对以上问题对原结构提出以下方

11、案 的改进。2.4.1改进方案图2-1 改进前的情况(a)改进方案1(b)改进方案2图2-2 改进前后的对比2.4.2 小行星轮架处损坏原因分析图2-1是小行星轮架处的局部装配图，分析图我们可以看到：1 .简通过轴承与主传动轴连接，主传动轴承受径向载荷。主传动轴通过平键连接与小行星轮架相连传递扭矩。小行星轮架通 过两套轴承支撑在左支架上。也就是说主传动轴同时扭矩和弯矩。在实 际使用过程中，在各种复杂的工作条件下，小行星轮架与轴以及键联结 承受着交变载荷与冲击载荷。2 . 绞车技术参数为：功率40kw，钢绳拉力3000kg，卷筒直径450mm，主传动轴小端直径为 80mm。演算：轴的刚度c =M

12、 /w其中M为计算弯矩，W为轴的抗弯剖面模数cac ac aMca=jM2 + (aT)2 = 3.5 x 10 6 (其中 a 取 1)W- 0.2d3 = 5200 mm3c = M /w 68.36Mp查表，轴的许用应力c p=70m PacacaPa ，所以，计算应力接近于许用应力，这基本是不合理的。3. 验算键的许用挤压应力：c = 200T =3i.8Mpakld而动联接键的许用应力为cp =3045 Mpa所以，采用单键显然是不合理的。4 .行星轮架与主传动轴的轴、孔的配合尺寸为80，配合类型为(H7/js6),属于过度配合。小行星过度配合。小行星轮架外圆与轴承的 配合为150

13、(k6),也属于过度配合。根据对图纸的分析和在实际生产中的经验可以知道：由于结构复杂、 安装空间受限、配合要求高、小行星轮架同时进行内孔与轴的装配和外 圆与轴承内孔的装配，而且需要同时进行过度配合的装配等原因，实际 装配的难度很大。同时对小行星轮架两端的同轴要求很高，加工不易保 证。因此，在生产中厂家改变了此处的配合性质，放大了其配合间隙， 使机械加 以及装配工作容易。这样该部分静配合改变为动配合，使其受 载条件恶劣。综上所述，这种结构在投入使用后不久，就产生了滚键、轴头损坏、轴断裂、小行星轮架内孔损坏等现象，造成停机事故。2.4.3 小行星轮架部分的改进方案对比1. 改进方案 I如图2-2

14、(a )中，把原结构中的单键改为渐开线花键联结，同时增大 联结部分的轴颈，使轴的强度有所大，这样解决了滚键，轴断裂等问题， 但出于结构复杂、安装空间受限、配合要求高、小行星轮架同时进行内 孔与轴的装配和外圆与轴承内孔的内配，而且需要同时进行过度配合的 装配，小行星轮教的尺寸过长，使机械加工和装配的难度很大，大大增 加了生产成本。同时用主传动轴支撑径向载荷，大大增加了主传动轴的 受力，使轴的使用状况处于不良状态，又增加了轴的机械加工难度。2 改进方案 II如图2-2 (b)中：( 1)将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向载荷。并 选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架配更方便。(

15、2) 将小行星轮架与轴的配合改为渐开线花键联结(m=3, z = 30),增 大其承载能力，对花键联结配合性质的要求可以适当降低，以利于 装拆。(3) 将主传动轴端部直径加大至93,阶梯处采用圆弧过渡，避免应力 集中，增大其承载能力。经过结构改进,可以使小行星轮架与轴联接可靠,承载能力加大, 另外,改进后的结构利于各部分的装配,使制造成本降低。行星轮架采用双边支承，既有利于保证径向的同轴度要求，又可以防止行星轮架的 轴向窜动。2.5 经济分析2.5.1 成本估算表2-2原来结构JD-40绞车的成本估算名称规格单位数量单价金额总额电动机DSB-40台18，3008，300卷筒装件123， 100

16、23， 100置40， 626制动 装置件16，2366，236保护罩件1180180底座件12，8102，810表2-3经改进后的JD-40绞车的成本估算名称规格单位数量单价金额总额电动机DSB-40台18，3008，300卷筒装件125， 30025， 300置制动装件16，2366，236置保护罩件1180180底座件12，8102，8102.5.2 经济分析经改进后 JD-40 绞车的成本比改进前多了 2，200 元，但在实际的应 用当中，有明显的经济效益，在矿井中，绞车是在井下作业的设备，维 修是很困难的，由于改进后的结构更加合理，就延长了使用周期，大大 减少了维修的次数，接生了大量

17、的人力物力；易损坏的使用周期的延长 延缓了更换时间，节省了痪金；改进后的结构更利于装拆，节省了时间 综合考虑以上因素，一台改进的 JD- 40 绞车实际的使用过程中要节省 7000 元左右，经济效益是客观的。2.5.3 工程预算工程预算是生产中重要的组成部分，一般来说预决算金额由下表中的 几个部分组成，工程预算的金额要比成本估算的金额数要高一些，以防 止以外情况的出现。表 2-4 预决算金额工程预算的算法一般遵循下列公式：管理预算额=（材料预算额+运搬预算额）X10%15%= （ 29180 + 800 ）x 10 %15%= 2998 4479 （元）现取最大预算额作为管理预算额工资预算额二

18、材料预算额x8%= 30680X 8%= 2334.4（元）2.5.4 资源分析经改进后的JD-40绞车，由于其实用性，经济性，安全性都比较好, 市场前景还是比较好的。第三章 轴的设计轴是机械传动中的重要零件，它的合理性直接影响传动的质是和机 器的使用寿命。3.1 材质的选择、材料的确定轴的材料主要是碳素结构钢和合金结构钢，毛坯为轧罅的圆钢和锻件。 在本设计中的轴，由于受力不是很大，工作温度不是很高，为降低生产成 本，在本设计中的轴，由于受力不是很大，工作温度不是很高，为降低生 产成本，采用综合机械性能比较好的锻造4 5钢，且为提高其使用寿命，进 行调质处理。3.2 轴的结构设计轴的结构形式是

19、由许多因素决定的，其中包括轴上安装的零件、轴承的类型和数量、轴承的安装方式、轴的受载情况，各零件、的装配急 拆卸方式、轴的加工工艺等。轴的结构应使轴受力合理，避免或减轻应 力集中，并使轴上零件定位可靠，装拆方便，制造工艺性好等。遵循以 上原则，所设计轴的图形如下图结构设计过程如下:3.2.1 轴径的设计1 .渐开线花键轴径根绝标准确定D=90, D =93, D =85.5ee ie2 .轴径d的确定：根据渐开线花键的标准直径及装配尺寸确定出d =100113 轴径d的确定：根据轴径的设计原则确定出d=11022（1）轴径 d 的确定：根据轴径的设计原则确定出 d=11833（2）轴径 d 的

20、确定：根据轴承决定它的直径由滚动轴承尺寸由表查得4轴径 d=1004（3）轴径 d 的确定：根据轴径的设计原则及与中心齿轮的装配要求确5定出 d=855（4）轴径 d 的确定：根据轴径决定它的直径由滚动轴承尺寸由表查得6轴径 d=805)螺纹直径 M 的确定：根据轴径的具体情况及螺母的直径系列表得螺纹为M x272(6) 轴径d的确定：根据退刀糟的选择原则得出轴径d=6877(7) 轴径dn.、d两处装的是轴用弹性挡圈，查表得d =84.5、d =79.5T2 T1 T24 轴的个部分的长度的确定(1) L的确定：根据装配结构确定L=27211(2) L的确定：根据装配结构确定L=35555(

21、3) L 的确定：根据滚动轴承的装配尺寸确定，得出 L=7566(4) L 的确定：根据二级行星轮系中心齿轮的结构确定，得出 L=7477(5) L 的确定：根据轴用弹性挡圈的装配尺寸桷定，得出 L=388(6) L的确定：根据装配要求桷定，得L=14999(7 )则 L 总=L +L5+L +L +L +L16789=272+355+75+74+3+149=928(8 ) L的确定：根据选择的螺母确定，得L =2010 10(9) L的确定：在L确定完后，留出退刀槽的尺寸长度为2 ，然后11 10根据所装轴承的安装尺寸确定出 L =9311( 10) 花键部分 L 的确定：根据与一级中心齿轮

22、的装配尺寸确定0L =930( 11) L 的确定：根据一级中心齿轮与轴的装配要求及花键工作长度3系列表，得 L =853(12) L的确定：根据轴用弹性挡圈的尺寸要求桷定L2=3(13) 其它长度尺寸由装配要求桷定如图3-1 所示5. 轴肩各部分圆角、倒角的确定轴的截面变化处(如轴肩、键槽等、环槽等)，是轴生产疲劳破坏 的主要部位，为了不到过分削弱轴的疲劳强度，轴肓上的配合表面和非 配合表面的圆角及倒角要合理选择。由于轴径d是在80120之间，查 得圆角半径R选2.5，倒角选1;配合表面的轴肩查表，选取R=5;自由 轴肩的圆角按查表选取R=25。6 轴上键槽的确定(1) 平键槽的确定 根据键

23、联结处的轴的直径，查表选择标准的平键，得出它的公称尺寸22 x 14，再由长度系列表和轴的实际长度系列表和轴的实际 长度确定键联结的长度为70。(2) 花键的键的选择渐开线花键，用于载荷较大，定心精度较高以及尺寸较大的联 接。受载时齿上有径向分力，能起自动定心作用，使各齿承载均匀 强度高，寿命长。加工工艺与齿轮相同，刀具比较经济，同一把滚 刀或插刀可加工模数相同，齿数不同的内、外花键，易获得较高的 精度和互换性，齿根有平齿根和圆齿根，圆齿根有利于降低齿根的 应力集中和避免淬火裂纹，但为了刀具制造的方便，选用平齿根， 以降低成本。由表查得花键参数为：EXT30Z x3mx30Px7h( 3478

24、.1-83 )。3.3 轴的强度校核3.3.1 花键的强度校核 花键联接的失效形式主要是键侧齿面的压溃和磨损按抗挤压强度条件校核：a =1000T a c Z x h x l x r x申c式中，T-轴传递的转矩T=9550x p =匹二 260.75 N*mn 1465p -各齿载荷不均匀系数，一般取甲=0.70.8Z-花键齿数h-花键侧面的工作高度，h=0.8m = 0.8x3 = 2.4mmL-花键的工作长，l=85mmr-花键平均半径，r=D/2 = 90/2 = 45mma=1.26 Mpa1000 x 67500.75 x 30 x 2.4 x 85 x 45a =1.26 n二

25、2 是安全产。第四章传动机构设计4. 1概述JD-40 绞车的传动比为 40.5，属于传动比较大的传动，如果仅 仅使用一对齿轮传动，必然使两轮尺寸相差悬殊，从而使传动机构的 外廓尺寸庞大。一般一对齿轮的传动比不大于 8，在这种情况下，需 要采用周转轮系来满足传动，同时，采用周转轮系传动，还可在机构 尺寸及重量较小的条件下实现大功率传动。42轮系的参数确定下面就小行星轮系的设计进行分析4.2.1 小行星轮系参数的确定1. 传动系统简图13=60Zf1392. 工作参数的确定由表2-1可知v =n dn1式中，v-刚绳n_滚筒转速d滚筒直径 所以V=nx 450 x 10-3 xn 得 n = 4

26、2.5 63.7r/min1则传动比 i=n /n1 = 1465/ ( 42.5 63.7)电=23 34.工作参数见 4-13. 根据传动比要求和装配条件选择中心齿轮Za和Zb由式Z : Z : r 二 Z : Z (i b -1)： z i b /na ba a ahaah p由上述关系式确定 Z = 22， Z = 83 ab4. 确定标准传动(非变位传动)的行星轮齿数ZgZ = (Z -Z )/2 + (83-22)/2 = 30.5gb a所以取 Z =31g5校核装配条件Zb+ Za = rnp即宁=35(整数)符合装配条件要求表 4 1输出功率P (kw)输入转速n电(r/mi

27、n)输出转速nl(r/min)传动比i寿命t (h)工作载荷40146542.563.72334.5反向材料牌号热处理轮齿硬度太阳轮(a) 行星轮(g)内齿圈(b)太阳轮行星轮内齿圈太阳轮行星轮内齿圈20CrMnTi渗碳淬火氮化齿面HRC58 62蕊部HRC36 42齿面HV 600蕊部HB280320齿面粗糙度齿根圆角粗糙度精度等级GB10095 - 88太阳轮行星轮内齿圈太阳轮行星轮内齿轮太阳轮行星轮内齿轮Ral.6Ra6.3Ra6.3Ra6.37-7-68-7-76. 初步确定a - g传动的变位系数Xa及确定行星齿轮数Zg在行星传动中，为调整内外啮合齿轮的接触强度，a和g采用大啮合 角

28、的正变位传动(a = 25。27o)。而g和b采用小啮合角度的正变位。 方式，不仅可以提高整个传动的承载能力和寿命，使传动获得较小尺寸 和较轻重量，而且能将a-g传动的同轴度条件放宽，更便于配齿计算。当a-g传动采用大啮合角的正确度变位传动时，两轮Za和Zg的总 个，使a-g传动的标准太阳距见效，而使b - g传动的标准中心距增大， 这样就有可能使 a- g 传动采用大啮合角的正确度变位，而 b- g 传动采 用负角度变位或高度变位，可使内齿Zb的顶圆直径相应减小，从而增大 内齿轮的齿厚，相应提高了内齿轮的弯曲强度。由图3-1中选取X=Xa+Xg =1E(a)取 Xa=0.5xg=0.5根据角

29、度变位要求确定行星轮齿数的减少值：U=X +0.2 (四舍五入取整)E (a)= 1 0.2所以取减少齿数U=1然而，角度变位传动的行星轮齿数Za=Zg-U=31-l=307. 根据Za、Zg及Xa、Xg按下式计算变位中心距a = a + y m(a )( a)式中,a-标准传动中心距y( a 广 X + J yAy-补偿变位系数Ay (Z + Z )Ay =z ag2Ay 查表可得， Ay=0.0039966zz则 Ay =眾(Z2 + Zg)= 00039966X(22 + 3)=。如y =x +x - Ay(a) a g=1-0.204 =0.796变位中心距 a ，=130+0.796

30、 x 5 = 134.48(a)将 a 圆整 a =135(a)(a)u = XV + 0.2 (四舍五入取整) 乙(a)= 1+0.2所以取减少齿数卩=1因而，角度变位传动的行星轮齿数Z =Z 一卩=31-1=30gg4.3 齿轮几何尺寸的确定4.3.1 圆直径的确定 由 d= mz 得1.太阳轮分度圆直径d =5a22 = 1102行星轮分度圆直径d =5g30 = 1503内齿圆分度圆直径db=538 = 4154.节圆直径d的确定中心距变动系数Z + Z cos a + cosy = a g (a)a 2cos a(a)=22 + 30 cos20。一 cos25o12cos25012

31、2=1d - dy = 0.0482bm则 d (a) = d( a )(1+) = 110 X (1+ 諾)=11423agd( g )1 = d (g )(1+ 花)=150 X (1+ 詰)=E77ag2y2X0.0482d二 d (1+(a)二 150x (1+)二 155.77(g )2(g)Z + Z22 - 30ag2 y2 X 0.0482、d二 d (1+(a)二 415x (1+)二 155.77(b )1(b)Z + Z83 + 30ag5齿顶圆直径d的确定ad = d + 2(h* + x -Ay ) m = 123.66 a ( a )a a a( a )d = d

32、+ 2(h* + x -Ay ) m = 163.66 a(g )( g )a g(a)d = d + 2(h* + x -Ay ) m = 398.36 a (b )(b )a b(b )6. 齿根圆 d 直径的确定d = d + 2(h* + c* - x ) m = 101.7 f ( a )aaad = d + 2(h* + c* -x ) m = 143.2 f ( g )gagd = d + 2(h* + c* - x ) m = 408.3 f (b )b a b7.齿全高h的确定h= 0.5( d-d)aa(a)f (a )h= 0.5( d-d)ga(g)f (g )h= 0

33、.5(d-d)bf (b )s(b)8. 顶隙c的确定C= a - 0.5(d+ d ) = 2.35aa(g)f (a )C= a -0.5(d+ d ) = 2.35ga(a)f (g )C= 0.5(d- d) - a = 2.35ga(b)f (g )C = a 0.5(d+ d ) = 2.35aa(g )f (a)9基圆直径 d 的确定b由d =dcos20o 得nd =d cos200 =110cos200 =103.37 b( a)ad =d cos200 =110cos200 =103.37 b( a)ad =d cos200 =410cos200 =390 b (b)b10

34、 齿顶圆压力角a的确定aa= cos-1(d /d )=cos-1(103.37/123.66)=33017a(a )b( a)a ( a)a= cos-1 (d/d ) = cos-1(140.95/163.66) = 30032a( g )b( g )a( g )a= cos-1(d/d ) =cos-1(390/398.36) =11045a(b)b(b) a (b)11.重合度的确定a-gz tg + z tga ( z + z )tgaa a (a)ga (g) aga - g2兀2兀a- g22tg 33ol7 + 30tg 30。32(22 + 30)tg 25ol2=1.211

35、2.分度圆弧齿厚的确定兀由公式S二性+2 xtga）得S=11.513.公法线跨齿数的确定由公式1K = _ (ztga - zinva + 2xtga) +1兀x式中z cos aa = COS-1x2 x + z22cos 200 a= cos-1= 26。42则 x(a)2x0.57 + 2230COS 200a= cos-i= 2508x(g)2 x 0.57 +30二 1 (22tg 26o42 - 22inv2Oo + 2 x 0.57tg 2Oo) +1兀=4（取整数部分）二丄(30tg 25o8 - 30inv2Oo + 2 x 0.57tg 2Oo) +1兀=514.公法线长

36、度的确定W =兀(k - 0.5) + zinva + 2xtgam cos a得由公式 W =兀(4 - 0.5) + 22inv2Oo + 2 x 0.57tg 20o x 5cos 20o=66.27215.校验邻接条件18001800d2a sin();163.66 2xl35.03xsin( )二 233.88a (g)n3p4.4 齿轮承载能力的校核4.4 1 a-g 的啮合副的强度校核 转矩的计算T = 9550? KPH 二二9550 40 11 - 95.6 N m1Hnanp14653PK401.15T 二9550PF-9550-99.95N m1Fnn14653ap式中，

37、P-传到中心轮上的功率na -太阳轮的转速KP行星轮间载荷分配不均匀系数（按表5-1-15 选取）分度团圆上的切向力的计算2000T2000x 95.6F 二 1H 二二 1738.18NtH d110(a)2000T2000 x 99.95 181727“F =1F = 1817.27 NtF d110(a)使用系数K的选取A查表选取K =1.75A4. 动载系数Ky的计算单位齿宽柔度 q 的计算0.15551 0.25791 xq = 0.04732 =+ 0.00635x 0.116541z z 1 zv1v 2v 2x0.00193x 0.24188 + 0.00529x 2 + 0.

38、00182x 22 z 1 2v20.15551 0.257910.57q 0.04732 + 0.00635 x 0.57 0.116542230220.570.00193 x 0.57 0.24188+ 0.00529 x 0.572 + 0.00182 x 0.57230单对齿刚度C，的计算C10.05367618.63N / mm 卩 m因为 豊1.21 1.21,所以C 18.63x0.9 16.767N/mmm(3) 啮合刚度Cr的计算C (0.75& + 0.25)c (0.75 x1.21 + 0.25) x 16.767 19.41 ra计算太阳轮，行星轮的当量质量兀p d4

39、兀 x7.85x10-6 112.684 八m m(a) 0.0465(a)8d28103.372b(a)兀p d4m m(g)(g)8 d2b(g) 0.0843兀 x 7.85 x 10-6 152.6848140.952式中，P -材料密度db 太阳轮基圆直径，d103.37,d140.95b(a)b( g)dm 平均直径，d (d + d )m 2 a f1d 二(123.66+101.7)二 112.68 m ( a ) 21d 二一(163.66+141.7)二 152.68m(g ) 2计算诱导质量%mm 二 3red n m p (g )m0.0465 - 0.08434 二二

40、 0.437- m3 x 0.0843 - 0.0465(a)6）计算齿廓合量 yay=0.075fpb=0.075 x13 二 0.975 3Kv 的计算临界转速比nN =nE1式中，系数FtHC Ab16.767x10.025= 3 311738.18 x1.7550其中有效基节偏差pbeff=f - y = 13 - 0.975 = 12.025 pb a系数C f Bf二严 tH - b16.767x10.025二二 2 761738.18 x 1.7550其中有效齿形误差fbeff= f -y =11-0.975=10.025 fb系数BK =1 （齿轮精度低于5级）系数CV1、CV

41、2、CV3、查表得. 3 C2 , =V20C. 3=V3C =0V1K =0 . 5x1( 0x . 3 2V4,0.233 . x3 1 -0 . 3 42.7 60.2 31=2.145. 向载荷分布系数Khp、Kfp的计算(I) Khp的计算b 50r =()2 = ()2 = 0.207太阳轮的结构系数 d 100单位载荷(Wm=1N/mm)作用下的相对变形fsh0的计算f = (31r + 5) X10-3 二 0.0114卩 m mm / N sh0计算单位齿宽上作用的计算切向力WmW 二 FtKAKv/b =173818X175 X 2.1450 二 130.19N/mm计算综

42、合变形产生的啮合齿向误差分量fshf 二 W f 二 130.19 x 0.0114 二 1.48 卩 msh m sh 0加工、安装误差产生的啮合齿向误差分量fma的计算f = 1 F0 =x1 .=0 |i m 2map初始啮合齿向误差仏的计算F =|f +Xf | = 1.48 + 1x12 = 13.48px 九-补偿系数，查表选取九=1齿向跑合量yp的计算y = 0.15 F y = 13.48 2 = 11.48 卩 mpp xp按接触强度计算的齿载荷分布系数Khp的计算+-0 +1 =pm.X 4 819.41.86.5 二 卩 m3 0.19弯曲强度计算齿向载荷分布系数K卩的计

43、算 K =(KF卩H卩(b/ )(50：门)N 二一( )( )=(1).9() = 0.4505所以K = (1.86)0.45051.323F卩式中，幂指数1 + 5川丿 1 + (5010.98)+(5010.98)6 齿间载荷分配系数KHa、总重合度8厂1-21 28K 二 K 二丫Ha Fa 2Cy(f + y )0.9 + 0.4 pb a FK K K /bt A V Ha -罟杯 + 41738.18 xl.75 x 2.14 486/5019.4 x(13 - 0.975)=0.78因f f ,f按大轮计算,又因为K = 0.78 1 fpb pdHaYY所以取KHa = 1

44、7节点区域系数的计算2cos P cos a i2cos0o cos 25012Z =b 严=2.194H cos2 a sin a cos2 20 sin 25012 1 18弹性系数的确定由表查得ZE =189.8N /mm2重合度系数计算34-8壬F = 0.964按接触强度计算的重合度系数ZgZ=g按弯曲强度计算的重合度系数.75.75Y = 0.25 += 0.25 += 0.87g1.21a9螺旋角度系数的计算按接触强度计算的螺旋角系数Z bZp = (cos B = fcos = 1按弯曲强度计算的是螺旋角系数乙1=01 Y = 11 bbqs1qs21 0 进行校核计算齿根圆角

45、参数的计算S 10.5= 2.32p 2x 2.285f1S 10.83* = 2.42 p 2 x 2.25f22）齿根危险截面处齿厚与弯曲力臂的比值LSL Fn1 =1hfe15805=I-L SL Fn 22 hFe2=竺=2.165.013）应力修正系数的计算二(】.2 + -13 81)2%21 + 2.3/1.81 = 133YJ (12 + 0.13L1)qs11.21 + 2.3/ LYs2 =(12 + 0叫q，2 1.21 + 2.3/ L14）弹性系数确定杳表得 Z = 189.8N / mm25）应力循环次数的计算N= 60n nHt = 60x 3 x1136x 50

46、00 = 10x10sL ( a )p aN=60nHt =60x580x5000=1.7x108L(g )g6) 寿命系数的计算杳表得Z = 1Z =1N1N 2由杳表得Y=1Y= 1NT1NT 2(7) 系数Czl的计算C = 0.83 + b HLim _ 850 0.08 = 0.83 + 1200 850 x 0.08 = 0.91ZL3503508)润滑剂系数的计算ZL = CZL +& = 0- + 甘=1-50bC = 0.85 + ZV（9）系数CZV的计算HLim 850 0.08 = 0.83 + 1200 850 x 0.08 = 0.9335035010）速度系数的计

47、算Z = C + 2 x W CJ = 0.93 + 2 x 。一 .93)0.95532 08 + 二 vV ZV32320.8 + 1.05711）相对平均粗糙度的计算厂 R + R 顾 6.3 + 6.3 I 100R=Z1Z2 3=X3= 5.7Z1002a 2135.03（12）指数czr的计算C 二 0.12 + 1000 y HLm = 0.12 + 1000 1200 二 0.08 zr5000500013） 久寿命时的粗糙度系数计算33Z = ()crz= ()0.08 = 0.95R1 R5.7Z100lgZR2lg(N / N ) L20 lg Zlg(Ns / N )R

48、10lg(1.7X108 /105)lg(5X107 /105 )Xlg0.951 + i P三(1+ 2q )7= Y 5 s15re1T 1:11+ /P七(1+ 2q )5sTY5re1T 21 +jP A* 2qs 2)得 Z = 0.968式中,NL -齿轮有限寿命的应力循环次数N0 -齿轮疲劳破坏最少的应力循环次数N齿轮持久寿命的应力循环次NRs 持久寿命时的 ZR（14）工作硬化系数的确定不符合硬化公式的使用条件ZW =1（15）持久寿命时的相对齿根圆敏感系数计算1 + ：0.003 x + ；0.003 x 1 x (1+ 2 x 2.4)5= 0.9991 + ：0.003x

49、 5 x (1+ 2 x 2.5) x (1+ 2 x 2.3)1= 0.9981 + ：0.003x 5 x (1+ 2 x 2.5)式中P查表选取P = 0.003,qsT = 2.5（16）相对齿根表面状况系数的计算Y二 1.674 - 0.529(R + 1)o.io 二 1.674 - 0.529(20 + 1)o.io 二 0.957Rre1TZ17)验证齿轮修正系数Y = 2.0ST18）尺寸系数的计算查表可得YX二119）计算接触应力基本值片F卩+1G 二 Z Z Z Z tH H 0 H E s P d b 卩1 12.194 X189.8 x 0.964 x1x”738.18 1.364 +1V110 x 501.364=297MPa(20)计算接触应力值oJK K K K 二 279 讣1.75 x 2.14 x 1.86 x 1 二 736.4MPHH 0A V H P Haa21)计算接触应力许用值ohp(a)oHLomSH minZ Z Z Z ZN 1L VR1W1200= x 1x 1.03 x 0.955 x 0.95