【正文】 構(gòu)的簡單化，降低成本。因此我們采用抱閘式制動器。：1）帶式制動器；2）抱閘式制動器；3）盤式制動器。在這里就是由外力產(chǎn)生的摩擦阻力矩來克服機械傳動以及負載的慣性力矩。 b—鍵的寬度 —鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力 查表可得輕微沖擊載荷時，取=150 —鍵的許用靜壓力 查表可知：=100 由公式（111）和（112）可得： = = = = = = 所以 由以上的計算可知，兩萬平鍵的強度極限滿足要求。其主要參數(shù)為: d =55 D =100 B =25 Cr =922 同理由于該軸承軸向受力可忽略不計，只受徑向載荷，所以P = =2 = N = r/min由公式(101)可得 = = h =55000 h 減速器中所用的深汮球軸承按從左到右、從上到下的順序分別為軸承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。 X方向軸線平行度誤差，Y 方向軸線平行度誤差行星架的偏心誤差 行星架的偏心誤差可根據(jù)其中心距的極限偏差和相鄰行星輪軸孔距偏差的幾何關(guān)系求得。～。因為本設(shè)計中傳動比較大，(NGW型單級)，所以行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，采用雙壁整體式行星架（）這種型式的行星架結(jié)構(gòu)剛性大，受載變形小，因而有利于行星輪上載荷沿齒寬方向均勻分布，減少振動和噪聲。 校核危險截面的安全因數(shù) =式中：—40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點，查表得 =550 —工作時的短時最大載荷，設(shè)工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2 = —抗彎截面系數(shù)， = = 所以查表得許用安全因數(shù)=～S ,該軸靜強度足夠。 軸徑d =45選用40Cr鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可查得材料力學(xué)為： =750 =550 =350 =200 軸的受力分析結(jié)合軸的受力情況，軸的受力分析（） a、求支反力 在水平面內(nèi)受力情況分析，（) 軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =2 = 由受力平衡條件容易求出： = = = 所以B截面處所受的彎矩最大 = b、軸的彎矩圖 由軸的受力分析可得軸的彎矩圖()按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = = (考慮轉(zhuǎn)達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =)在結(jié)構(gòu)設(shè)計時,取d =55是滿足強度要求的.(1)確定危險截面根據(jù)載荷分布（彎矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸知，截面B屬于危險截面，取截面B進行校核計算。(2)校核危險截面的安全因數(shù)因為行星軸為心軸，所以它的安全系數(shù)為： =式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350 —彎曲應(yīng)力幅 = = 其中，抗彎截面系數(shù)W = —正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù)，按配合查得 =，所以取 =，—材料彎曲時的平均應(yīng)力折算因數(shù)，查表可得 =查表知當(dāng)載荷確定較精確，材料性質(zhì)較均勻時，許用安全因數(shù)=～S ，該軸截面B疲勞強度足夠。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。(1)確定危險截面 根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上B截面分析。按載荷較大，截面較小的原則，選取A截面為危險截面。七、主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用40Cr鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，可查得材料力學(xué)性能為： = 750 = 550 = 350 = 200 軸直徑的初步估算 初步估算軸徑，材料為40Cr鋼，查表取A=105，則軸的輸出端直徑式中：考慮有鍵槽，軸徑應(yīng)增大4%～5%所以，取 =60 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計見圖（）所示，軸的受力分析，鋼絲繩通過滾筒施加經(jīng)主軸的力（方向未定），故以假想線表示當(dāng)力全部作用于A處時，軸的受力分析（—a）取最大值時為 =25a 求支反力設(shè)由于力產(chǎn)生的作用，各支反力分別為，（）容易求得== =25 = b 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖由于作用而作出彎矩圖（）= 作轉(zhuǎn)矩圖（） 1按當(dāng)量彎矩計算軸徑 按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計算A截面軸徑 = =(考慮轉(zhuǎn)達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =)在結(jié)構(gòu)設(shè)計時,取d =75是滿足強度要求的.(1)確定危險截面根據(jù)載荷分布（彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上A截面分析。行星輪： =11 = 則：彎曲應(yīng)力 =1 = 許用彎曲應(yīng)力 =1 =323 故：,彎曲強度通過。 =1+（1） =1+ （）= —小齒輪齒形系數(shù)，高精度，正變位，靜定結(jié)構(gòu)，按x =0查值， = = —小齒輪齒數(shù) —試驗齒輪彎曲疲勞極限，取模數(shù)m = 6 則太陽輪直徑 = m =246 = 144 = =6(24+37) = 183 取 =183 (1) 確定行星輪齒數(shù)Ⅰ) 由前面的配齒結(jié)果知：=24 =99 =37 Ⅱ) 初選a—c副的變位系數(shù)和根據(jù) =+ =24＋37 = 61， 和 =左右的限制條件，查圖初選 =1Ⅲ) 初算a—c副的齒高變動系數(shù)根據(jù)初的 =+ 由圖按B查DB = = =D =因 =0 所以 =1，=0則 = = = (2)ac嚙合副的計算Ⅰ) 確定中心距ac和cb嚙合副的標準中心距： =（）m =(24+37)6 =183 =() m =(9937)6 =186 因為小于計算值的圓整值，取=180 （略小于）Ⅱ) 中心距的分離系數(shù) = = = 1Ⅲ) 齒高變動系數(shù) =（） 式中： =0， =0， =1， c值按A = = = 查圖得： c =故 = =Ⅳ) 變位系數(shù)和嚙合角 =+ =1＋ = == = 在圖的范圍內(nèi)，在推薦范圍內(nèi)。由，則=則： 故內(nèi)嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。由于材料為40Cr，故取=350—最小安全系數(shù)。取= —應(yīng)力修正系數(shù)。 則 取圓整 =4 內(nèi)嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算分度圓的壓力角： 齒頂高系數(shù)：縱向間隙系數(shù)模數(shù)的選取 =4 齒輪接觸疲勞強度設(shè)計計算小輪分度圓直徑，由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置=小輪齒數(shù) 取=27大輪齒數(shù) ===齒數(shù)比 ==75/27傳動比誤差 =小輪轉(zhuǎn)矩 ===347801載荷系數(shù) ——使用系數(shù)，查表取=1——動載系數(shù)，查表取=——齒間載荷系數(shù)，——齒間載荷分布系數(shù)，載荷系數(shù) ==材料彈性系數(shù) 查表取=節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖取 =重合度系數(shù) ，則= = = 齒輪模數(shù) ==，取圓整 =4 小輪分度圓直徑 ==427=108 圓周速度 = 取= 標準中心距 ==5（27+75）/2=255 齒寬 === 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +（510）= 基圓直徑 ==75 4=300 分度圓直徑 ==300=282 齒頂圓直徑 = 式中 =當(dāng) =1，=時 ===1 ==282215+1=272 齒根圓直徑 =272+2（1+）5= 全齒高 =（ 272）= 中心距=（7527）5=120 齒輪強度校驗Ⅰ）齒面接觸疲勞強度計算接觸應(yīng)力由公式（515）得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =1 = 式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，取 = N b—工作齒寬， 取b = —小齒輪分度圓直徑，取 =108 u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 = =0，查圖610，取 =—彈性系數(shù)，查表取 =—重合度系數(shù)，查圖取 =—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，由公式（514）得接觸應(yīng)力 = = = 式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 = —動載系數(shù)，6級精度，查表 取 = —計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 = —計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1 —計算接觸強度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表取 = —計算齒面接觸應(yīng)力的基本值，許用接觸應(yīng)力 = 式中：—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取 =1400 —計算接觸強度的最小安全系數(shù)，取 = —計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =—潤滑油系數(shù)，取 =—工作硬化系數(shù)， =—速度系數(shù)，取 =—粗糙度系數(shù)，取 =—尺寸系數(shù)，取 =1則 = = 故 接觸強度通過。取== —尺寸系數(shù)。= 則： 計算許用彎曲應(yīng)力 式中：—彎曲疲勞極限。取= —齒間載荷系數(shù)，取= —齒間載荷分布系數(shù)，取=彎曲強度的重合度系數(shù) 式中： —齒形系數(shù)。 ——小齒輪的齒形系數(shù) ——小齒輪的傳動轉(zhuǎn)矩 ——額定功率， ——小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)（一般為第一級即電機轉(zhuǎn)數(shù)）， ——實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質(zhì)量要求選取 ——齒寬系數(shù)，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。=3，高精度，硬齒面，取 = =角標2表示第一級和第二級傳動。取=鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑：= （26）=（+）= 卷筒的結(jié)構(gòu)外徑：=+= 取= 卷筒厚度：對鑄鐵卷筒：厚度=+(610)=+9= mm三、 電機的選取：===式中：—卷筒上鋼絲繩纏繞效率，取=—攪油效率，取=—一級行星輪傳動效率，各取=—七個滾動軸承的效率，各取=——兩級內(nèi)齒傳動效率，各取=v == m/s最大功率： =Fv = =36 kW電機軸上的功率：P =/=36/= kW根據(jù)以上計算，選取電機的參數(shù)如下：型號：Y250M4額定功率：55 KW滿載轉(zhuǎn)速：1480 r/min效率：%====電機的實際輸出功率：P=== kW 所以該電機符合要求。設(shè)計中還采用了合理的變位齒輪，在漸開線行星齒輪傳動中，可以獲得如下的效果：獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動質(zhì)量和承載能力，在傳動比得到保證的前提下得到理想的中心距，在保證裝配及同心等條件下，使齒數(shù)的選擇有較大的靈活性。 設(shè)計方案的改進為了達到良好的均載效果，在設(shè)計的均載機構(gòu)中采取無多余約束的浮動，既在行星輪中安裝一個球面調(diào)心軸承。 反之，若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘松開，而將滾筒上的制動閘閘住，因Z6與滾筒直接相連，只作自轉(zhuǎn)，沒有公轉(zhuǎn)，從Z1到Z7的傳動系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉(zhuǎn)。但由于Z7已被閘住，不能轉(zhuǎn)動，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn)，同時還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉(zhuǎn)。行星齒輪自由地裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內(nèi)齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉(zhuǎn)。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內(nèi)嚙合傳動，ZZZ7組成行星傳動機構(gòu)。 中國礦業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計 第97頁液壓絞車的整體設(shè)計方案畢業(yè)論文一、整體方案設(shè)計、用途及主要設(shè)計參數(shù) 本次設(shè)計的產(chǎn)品名稱是3噸調(diào)度絞車，調(diào)度絞車是一種小型絞車，通過緾繞在滾筒上的鋼絲繩牽引車輛在軌道上運行，屬于有極繩運輸絞車。該型絞車采用兩級內(nèi)嚙合傳動和一級行星輪傳動。在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內(nèi)齒輪Z齒輪Z3和內(nèi)齒輪Z4，把運動傳到齒輪Z5上，齒輪Z5是行星輪系的中央輪（或稱太陽輪），再帶動兩個行星齒輪Z6和大內(nèi)齒輪Z7。 若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動機轉(zhuǎn)動由兩級內(nèi)嚙輪傳動到齒輪ZZ6和Z7。為