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中 國 礦 業(yè) 大 學
本科生畢業(yè)設計
姓 名： 張帥 學 號： 21040292
學 院： 應用技術學院
專 業(yè)： 機械工程及自動化
設計題目： 3.0噸調度絞車的設計
專 題：
指導教師： 職 稱：
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計任務書
學院應用技術學院專業(yè)年級 機自04-3班 學生姓名 張帥
任務下達日期： 2008年1月11日
畢業(yè)設計日期： 2008年3月25日至2008年6月16日
畢業(yè)設計題目： 3.0噸調度絞車的設計
畢業(yè)設計專題題目：
畢業(yè)設計主要內容和要求：
設計3噸調度絞車，
主要設計參數(shù)
牽引力：≈30
速繩： ≈1.2
容繩量：≈500 m
院長簽字： 指導教師簽字：
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計指導教師評閱書
指導教師評語（①基礎理論及基本技能的掌握；②獨立解決實際問題的能力；③研究內容的理論依據和技術方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）：
成 績： 指導教師簽字：
年 月 日
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書
評閱教師評語（①選題的意義；②基礎理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學知識解決實際問題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）：
成 績： 評閱教師簽字：
年 月 日
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書
評閱教師評語（①選題的意義；②基礎理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學知識解決實際問題的能力；③工作量的大??；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）：
成 績： 評閱教師簽字：
年 月 日
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計答辯及綜合成績
答 辯 情 況
提 出 問 題
回 答 問 題
正 確
基本
正確
有一般性錯誤
有原則性錯誤
沒有
回答
答辯委員會評語及建議成績：
答辯委員會主任簽字：
年 月 日
學院領導小組綜合評定成績：
學院領導小組負責人：
年 月 日
摘 要
本次設計的題目是3噸調度絞車的設計。調度絞車由于結構簡單、重量不大、移動方便，而被廣泛應用于礦山地面、冶金礦場或建筑工地等進行調度和其它運輸工作。
絞車的主要特點為：結構尺寸和重量較小、鋼絲繩速度不高，安裝及撤除操作方便、啟動平衡（穩(wěn)）、故障率低、常見故障易處理、維護方便。
我國許多調度絞車的設計是引進前蘇聯(lián)的技術，并在其基礎上作了一些改進，本設計方案的主要特點：?該型絞車采用兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構。在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內齒輪Z2、齒輪Z3和內齒輪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和大內齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉。
為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構中采取無多余約束的浮動方式。另外，變位齒輪的使用也可以獲得準確的傳動比，提高嚙合傳動質量和承載能力。
本次設計主要對兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動、滾筒結構、制動器等進行了詳細的設計。
關鍵詞： 調度絞車；行星齒輪；行星傳動；內嚙合傳動
Abstract
The design is the subject of three tons scheduling winch design. Scheduling winch as simple structure, less weight, mobile convenience, and the ground was widely used in mining, metallurgical mines or construction sites, such as dispatching and other transportation work.
Winch the main features are: small size and weight of the structure, the rope speed is not high, installation and removal easy to operate, start balance (stability), the failure rate is low and easy to deal with common fault, and easy maintenance. Many of our scheduling winches are designed to introduce the former Soviet Union, and on the basis of their made some improvements, the design of the main features: the use of two-winch internal drive and a planetary gear transmission. Z1/Z2 and Z3/Z4 for two Internal Drive, Z5, Z6, Z7 composition of planetary transmission mechanism. Installation of the motor shaft head of the extended sets of gear Z1, through the gears Z2, with gear Z3 and Z4, the movement spread to gear Z5, the Z5 is the planetary gear wheel of a central round (or round the sun), Further promote the two planetary gear Z6, and the gear Z7. Planetary gear freely installed in the two driven and connected to a fixed axis, the largest in the gear Z7 Gear work with the external gateway, used to control winch drum operation.
In order to achieve good results, are contained in the design of the bodies contained no extra bound to take the floating manner. In addition, the use of variable gear can also get accurate than the drive to improve the quality and meshing transmission capacity.
The design of the two main transmissions and meshing with a planetary gear transmission, the drum structure, such as brake carried out a detailed design.
Key words: scheduling winch; planetary gear; planetary transmission; Internal Drive
目 錄
一、整體方案設計 1
1.1產品的名稱、用途及主要設計參數(shù) 1
1.2整體設計方案的確定 1
1.3 設計方案的改進 2
二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定 3
2.1 鋼絲繩的選擇 3
2.1.1 計算鋼絲繩直徑 3
2.1.2鋼絲繩強度校核： 3
2.2卷筒 3
2.2.1 卷筒的名義直徑 3
2.2.2 確定卷筒的寬度B 4
2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為: 4
2.2.5 確定卷筒直徑 4
2.2.6 卷筒厚度： 4
三、 電機的選取： 6
3.1系統(tǒng)的總效率 6
3.2繩速的確定 6
3.3電機的選型 6
四、總傳動比的計算及傳動比的分配 7
4.1總傳動比的計算： 7
4.2 傳動比的分配 7
五、 兩級內齒圈傳動設計 9
5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 9
5.2確定各主要參數(shù) 9
5.2.1傳動比 9
5.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù)m 9
5.2.3 內嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 10
5.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算 10
5.2.5齒輪強度校驗 12
5.3 第二級傳動齒輪模數(shù)m 16
5.3.1 內嚙合標準圓柱齒輪傳動幾何尺寸的計算 17
5.3.2 齒輪接觸疲勞強度設計計算 17
5.3.3 齒輪強度校驗 20
六、 行星輪傳動設計 24
6.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定 24
6.2確定各主要參數(shù) 24
6.2.1傳動比 24
6.2.2行星輪數(shù)目 24
6.2.3載荷不均衡系數(shù) 24
6.2.4 配齒計算 24
6.2.5 太陽輪分度圓直徑 25
6.2.6計算變位系數(shù) 26
6.3幾何尺寸計算 29
6.4 嚙合要素計算 30
6.4.1 a—c傳動端面重合度 30
6.4.2 c—b傳動端面重合度 30
6.5 齒輪強度驗算 31
6.5.1 外嚙合 31
6.5.2 內嚙合 36
七、主軸的結構設計 40
7.1軸的材料的選定 40
7.2 軸直徑的初步估算 40
7.3軸的結構設計 40
八、行星軸的結構設計和校核 55
8.1行星軸 55
8.1.1結構設計 55
8.1.2行星軸材料 55
8.1.3 軸的受力分析 55
8.1.4按當量彎矩計算軸徑 56
8.1.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 56
8.1.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算 57
8.2行星軸校驗 58
8.2.1 軸徑 58
8.2.2行星軸材料 58
8.2.3 軸的受力分析 58
8.2.4按當量彎矩計算軸徑 59
8.2.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算 60
8.2.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算 61
九、 行星架結構設計 63
9.1行星架形式的確定和材料的選定 63
9.2行星架的技術要求 63
十、軸承及校核 65
10.1調心滾子軸承 65
10.2深汮球軸承 66
十一、 聯(lián)接（普通平鍵聯(lián)接） 69
11.1主軸上的平鍵聯(lián)接 69
11.1.1 鍵的選取 69
11.1.2 鍵聯(lián)接的強度校核 69
11.2滾筒和行星架之間的聯(lián)接 70
11.2.1鍵的選取 70
11.2.2鍵聯(lián)接的強度校核 70
十二、減速器鑄造機體結構尺寸 71
12.1鑄造機體的壁厚 71
12.2螺栓直徑 71
十三、 制動器的設計計算 72
13.1制動器的作用與要求 72
13.1.1制動器的作用 72
13.1.2制動器的要求 72
13.2制動器的類型比較與選擇 72
13.2.1制動器的類型 72
13.2.2制動器的選擇 72
13.3外抱閘式制動器結構 72
13.4外抱閘式制動器的幾何參數(shù)計算 73
十四、 主要零件的技術要求 79
14.1對齒輪的要求 79
14.1.1齒輪精度 79
14.1.2對行星輪制造方面的幾點要求 79
14.1.3齒輪材料和熱處理要求 79
十五、維護及修理 80
15.1潤滑 80
15.2維護 80
15.3修理 80
Abstract 81
摘要 88
畢業(yè)設計總結 94
參考文獻 95
中國礦業(yè)大學本科生畢業(yè)設計 第97頁
一、整體方案設計
1.1產品的名稱、用途及主要設計參數(shù)
本次設計的產品名稱是3噸調度絞車，調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。調度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調度編組礦車，在中間巷道中拖運礦車，亦可在其它地方作輔助運輸工具。
主要設計參數(shù)為：
牽引力 ≈30
繩速 ≈1.2
容繩 ≈500 m
1.2整體設計方案的確定
?該型絞車采用兩級內嚙合傳動和一級行星輪傳動。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級內嚙合傳動，Z5、Z6、Z7組成行星傳動機構。
A
1
2
3
4
5
6
7
B
? ?在電動機軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1，通過內齒輪Z2、齒輪Z3和內齒輪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和大內齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動固定連接的軸上，大內齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘，用于控制絞車滾筒運轉。
?? 若將大內齒輪Z7上的工作閘閘住，而將滾筒上的制動閘松開，此時電動機轉動由兩級內嚙輪傳動到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住，不能轉動，所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉，同時還要繞齒輪Z5的軸線（滾筒中心線）公轉。從而帶動與其相連的帶動轉動，此時Z6的運行方式很類似太陽系中的行星（如地球）的運動方式，齒輪Z6又稱行星齒輪，其傳動方式稱為行星傳動。
?? 反之，若將大內齒輪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，沒有公轉，從Z1到Z7的傳動系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系，齒輪Z7做空轉。倒替松開（或閘住）工作閘或制動閘，即可使調度絞車在不停電動機的情況下實現(xiàn)運行和停車。當需要作反向提升時，必須重新按動啟動按鈕，使電機反向運轉。
為了調節(jié)起升和下放速度或停止，兩剎車裝置可交替剎緊和松開。
1.3 設計方案的改進
為了達到良好的均載效果，在設計的均載機構中采取無多余約束的浮動，既在行星輪中安裝一個球面調心軸承。高速級行星架無支承并與低速級太陽輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點是機構中無多余約束，結構簡單，浮動效果好，沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內只裝一個軸承，當傳動比較小時，軸承尺寸小，壽命較長。
設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。
二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定
2.1 鋼絲繩的選擇
2.1.1 根據GB/T8918－1996知，鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力，按下式確定：
d = （2-1）
式中d－鋼絲繩最小直徑
C－選擇系數(shù) ，取C =0.1
S－鋼絲繩最大靜拉力N
則由公式（2-1）可得：
d =17.32
所以選擇鋼絲繩直徑d =19.5
初選鋼絲繩直徑 =19.5
型號為：6×19（a）－19.5－155
2.1.2鋼絲繩強度校核：
由鋼絲繩型號知：
鋼絲繩公稱抗拉強度為1550
所以最小鋼絲破斷拉力總和
整條鋼絲繩的破斷拉力為
（2-2）
式中：—拉力影響系數(shù)，取=0.85
安全系數(shù)
所以=5
故所選鋼絲繩滿足要求。
2.2卷筒
2.2.1 卷筒的名義直徑
（2-3）
式中：—按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑
d—鋼絲繩直徑
h—與機構工作級別和鋼絲繩的結構有關的系數(shù)，因為機構的工作級別為M5級，所以取h =18
2.2.2 確定卷筒的寬度B
初選每層纏繞圈數(shù)z=21
B=
式中：—鋼絲繩排列不均勻系數(shù)
2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為:
n=13
2.2.4 驗算卷筒容繩量L
L = （2-4）
=413.95 m
式中：—鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.9
2.2.5 確定卷筒直徑
鋼絲繩的最小纏繞直徑
==351+15.5=366.5 mm
鋼絲繩的最大纏繞直徑
=+d+2(n-1)d （2-5）
=351+19.5+2(13-1)19.50.9
=791.7 mm
式中：—鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.9
鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑：
= （2-6）
=（366.5+791.7）=579.1
卷筒的結構外徑：
=791.7+219.53=908.7
取=908.7
2.2.6 卷筒厚度：
對鑄鐵卷筒：厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm
三、 電機的選?。?
3.1系統(tǒng)的總效率
==0.9600.990=0.825
式中：—卷筒上鋼絲繩纏繞效率，取=0.960
—攪油效率，取=0.990
—一級行星輪傳動效率，各取=0.970
—七個滾動軸承的效率，各取=0.990
——兩級內齒傳動效率，各取=0.980
3.2繩速的確定
v ==1.2 m/s
3.3電機的選型
最大功率： =Fv =301.2 =36 kW
電機軸上的功率：P =/=36/0.825=43.636 kW
根據以上計算，選取電機的參數(shù)如下：
型號：Y250M-4
額定功率：55 KW
滿載轉速：1480 r/min
效率：92.5%
==2.0
==7.7
電機的實際輸出功率：P==550.925=50.875 kW
所以該電機符合要求。
四、總傳動比的計算及傳動比的分配
4.1總傳動比的計算：
由上面的選型及計算可知：
電機的轉速 =1480 r/min
卷筒轉速 =37.799 r/min
可得總傳動比為
= = =39.15
4.2 傳動比的分配
按三級傳動，，因此應進行傳動比分配，分配的原則為：
1）使各級傳動的承載能力大致相等，即齒面接觸強度大致相等；
2）使減速機構獲得最小的外形尺寸和重量；
3）使各級傳動的大齒輪浸油深度大致相等。
為此，一般取
q =
式中：—使用系數(shù)。 中等沖擊， = =1.25
—行星輪間載荷分配系數(shù)，行星架浮動，6級精度，取 =1.20
—行星輪間載荷分配系數(shù)，太陽輪浮動，8級精度，取 =1.05
—綜合系數(shù)。=3，高精度，硬齒面，取 = =1.8
角標1、2表示第一級和第二級傳動。
= =2
查表定 = =0.7
=
則：q = = =1.143
計算 =1.143 ≈2
以此值和傳動比得
=6.8 可知：
=i/=39.15/7.8=4.99
則=2.79
=2.79
=4.99
五、 兩級內齒圈傳動設計
5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定
內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262～293
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限
=650
=220
齒輪的加工為插齒，精度為7級。
5.2確定各主要參數(shù)
由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用直齒輪傳動。
5.2.1傳動比
=2.79
5.2.2 第一級傳動齒輪模數(shù)m
模數(shù)m由強度計算或結構設計確定
式中 ——綜合系數(shù)，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.6~2.6，8級精度等級中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時取較大值。
——小齒輪的齒形系數(shù)
——小齒輪的傳動轉矩
——額定功率，
——小齒輪轉數(shù)（一般為第一級即電機轉數(shù)），
——實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取
——齒寬系數(shù)，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。
則
取圓整 =4
5.2.3 內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
5.2.4 齒輪接觸疲勞強度計算
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=0.8
小輪齒數(shù) 取=27
大輪齒數(shù) ==2.7927=75.33
齒數(shù)比 ==75/27
傳動比誤差 =0.33/2.770.05
小輪轉矩 ===354899
載荷系數(shù)
——使用系數(shù)，查表取=1
——動載系數(shù)，查表取=1.2
——齒間載荷系數(shù)，由表取1.1
——齒間載荷分布系數(shù)，查表取1.1
載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45
材料彈性系數(shù) 查表取=189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5
重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ，則=0.87
=
=96.41
齒輪模數(shù) ==96.41/27=3.57 ，取圓整 =5
小輪分度圓直徑 ==527=135
圓周速度 =
取=10.46
標準中心距 ==5（27+75）/2=255
齒寬 ==0.8135=108
大齒輪齒寬
小齒輪齒寬 = +（510）=115
分度圓直徑 ==75 5=375
基圓直徑 ==375=352
齒頂圓直徑 =-
式中 =
當 =1，=時
===1
=-=375-215+1=366
齒根圓直徑
=375+2（1+0.25）5=382.5
全齒高 =（382.5 366）=8.25
中心距 =（75-27）5=120
5.2.5齒輪強度校驗
Ⅰ）齒面接觸疲勞強度
計算接觸應力
由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值
=
=2.58×189.8×0.91×1×
=226.63
式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N
b—工作齒寬， 取b =108
—小齒輪分度圓直徑，取 =144
u—齒數(shù)比，u =/ =75/27 =2.79
—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 =2.58
=0，查圖6-10，取 =2.21
—彈性系數(shù)，查表取 =189.8
—重合度系數(shù)，查圖取 =0.91
—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，
由公式（5-14）得接觸應力
=
= 226.63×
= 309.62
式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25
—動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01
—計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12
—計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1
—計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2
—計算齒面接觸應力的基本值，
許用接觸應力
=
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 =1.25
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03
—潤滑油系數(shù)，取 =1.06
—工作硬化系數(shù)， =1.1
—速度系數(shù)，取 =0.905
—粗糙度系數(shù)，取 =0.96
—尺寸系數(shù)，取 =1
則 = =1168.62
故 < 接觸強度通過。
Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，
計算齒根應力
式中：
=
—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N
b—工作齒寬， 取b =108
—法向模數(shù)，取=5
= =5.14
載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45
式中：
—使用系數(shù)。取=1
—動載系數(shù)。取=1.2
—齒間載荷系數(shù)，取=1.1
—齒間載荷分布系數(shù)，取=1.1
彎曲強度的重合度系數(shù)
式中：
—齒形系數(shù)。取=2.5
—應力修正系數(shù)。取=1.605
—重合度系數(shù)。=0.716
—螺旋角系數(shù)。=1.0
則：
計算許用彎曲應力
式中：
—彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350
—最小安全系數(shù)。取=1.4
式中：
—應力修正系數(shù)。取=2.0
—壽命系數(shù)，取=1.0
—圓角敏感系數(shù)，取=0.99
—表面狀況系數(shù)。取=1.674-0.529=1.063
—尺寸系數(shù)。由，則=1.0
則：
故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。
5.3 第二級傳動齒輪模數(shù)m
模數(shù)m由強度計算或結構設計確定
式中 ——綜合系數(shù)，齒輪為7級精度等級沖擊取=1.6~2.6，8級精度等級中等沖擊取=2.5~3.9，沖擊較大、不變位時取較大值。
——小齒輪的齒形系數(shù)
——小齒輪的傳動轉矩
——額定功率，
——小齒輪轉數(shù)（一般為第一級即電機轉數(shù)），
——實驗齒輪的彎曲疲勞極限，按MQ級中等質量要求選取
——齒寬系數(shù)，齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。
則
取圓整 =4
5.3.1 內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
5.3.2 齒輪接觸疲勞強度設計計算
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
=0.8
小輪齒數(shù) 取=27
大輪齒數(shù) ==2.7927=75.33
齒數(shù)比 ==75/27
傳動比誤差 =0.33/2.770.05
小輪轉矩 ===347801
載荷系數(shù)
——使用系數(shù)，查表取=1
——動載系數(shù)，查表取=1.2
——齒間載荷系數(shù)，由表取1.1
——齒間載荷分布系數(shù)，查表取1.1
載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45
材料彈性系數(shù) 查表取=189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5
重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ，則=0.87
=
=95.77
齒輪模數(shù) ==95.77/27=3.57 ，取圓整 =4
小輪分度圓直徑 ==427=108
圓周速度 =
取=8.36
標準中心距 ==5（27+75）/2=255
齒寬 ==0.8108=86.4
大齒輪齒寬
小齒輪齒寬 = +（510）=95.4
基圓直徑 ==75 4=300
分度圓直徑 ==300=282
齒頂圓直徑 =-
式中 =
當 =1，=時
===1
=-=282-215+1=272
齒根圓直徑
=272+2（1+0.25）5=294.5
全齒高 =（294.5 272）=11.25
中心距=（75-27）5=120
5.3.3 齒輪強度校驗
Ⅰ）齒面接觸疲勞強度
計算接觸應力
由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值
=
=2.58×189.8×0.91×1×
=180.44
式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N
b—工作齒寬， 取b =86.4
—小齒輪分度圓直徑，取 =108
u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68
—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 =2.58
=0，查圖6-10，取 =2.21
—彈性系數(shù)，查表取 =189.8
—重合度系數(shù)，查圖取 =0.91
—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，
由公式（5-14）得接觸應力
=
= 226.85×
= 309.91
式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25
—動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01
—計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12
—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 =1.2
—計算齒面接觸應力的基本值，
許用接觸應力
=
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 =1.25
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03
—潤滑油系數(shù)，取 =1.06
—工作硬化系數(shù)， =1.1
—速度系數(shù)，取 =0.905
—粗糙度系數(shù)，取 =0.96
—尺寸系數(shù)，取 =1
則 = =1168.62
故 < 接觸強度通過。
Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，
計算齒根應力
式中：
=
—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N
b—工作齒寬， 取b =86.4
—法向模數(shù)，取=4
= =8.03
載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45
式中：
—使用系數(shù)。取=1
—動載系數(shù)。取=1.2
—齒間載荷系數(shù)，取=1.1
—齒間載荷分布系數(shù)，取=1.1
彎曲強度的重合度系數(shù)
式中：
—齒形系數(shù)。取=2.5
—應力修正系數(shù)。取=1.605
—重合度系數(shù)。=0.716
—螺旋角系數(shù)。=1.0
則：
計算許用彎曲應力
式中：
—彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr，故取=350
—最小安全系數(shù)。取=1.4
式中：
—應力修正系數(shù)。取=2.0
—壽命系數(shù)，取=1.0
—圓角敏感系數(shù)，取=0.99
—表面狀況系數(shù)。取=1.674-0.529=1.063
—尺寸系數(shù)。由，則=1.0
則：
故內嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。
六、 行星輪傳動設計
6.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料均為20CrMnTi,表面滲碳淬火處理，表面硬度為
HRC 57～61
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=1400
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限
太陽輪=350
行星輪=245
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級，
內齒圈的材料為40Cr,調質處理，硬度為HBS 262～293
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限
=650
=220
齒輪的加工為插齒，精度為7級。
6.2確定各主要參數(shù)
由于屬于低速傳動，采用齒形角=，直齒輪傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合=左右，內嚙合=左右。
6.2.1傳動比
= 38.89/7.8 = 4.99
6.2.2行星輪數(shù)目
=3
6.2.3載荷不均衡系數(shù)
低速級采用無多余約束浮動均載機構，取==1.15
6.2.4 配齒計算
太陽輪數(shù)目
= = 25
式中取c = 42
內齒圈齒數(shù)
= = 25×（4.99-1） = 99
行星齒齒數(shù)
= = = 37
配齒結果：=24 =99 =37 i=4.99
6.2.5 太陽輪分度圓直徑
按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑
由公式（5-1）得，
= 768×
=77.17
式中：
—算式系數(shù)，一般鋼制齒輪，直齒輪傳動，取 =768
—使用系數(shù)，查表，取 =1.25
—計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 =1.20
—綜合系數(shù)，查表，取=1.80
—小齒輪齒寬系數(shù)，取 =0.7
u—齒數(shù)比， u = 37/24 = 1.54
—一對嚙合副中小齒輪的名義轉矩，N.m
太陽輪傳動的扭矩
=9549 =9549 = 312.45 N.m
—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取=1400
按彎曲強度初算模數(shù)
由公式（5-2）得，
= 12.1×
=3.27
式中：—算式系數(shù)，直齒傳動 =12.1
—計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)。 =1+1.5（-1） =1+1.5 （1.2-1）=1.3
—小齒輪齒形系數(shù)，高精度，正變位，靜定結構，按x =0查值， =3.18 =2.4
—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 =24×6 = 144
= =6(24+37) = 183
取 =183
6.2.6計算變位系數(shù)
(1) 確定行星輪齒數(shù)
Ⅰ) 由前面的配齒結果知：=24 =99 =37
Ⅱ) 初選a—c副的變位系數(shù)和
根據 =+ =24＋37 = 61， 和 =左右的限制條件，查圖初選 =1
Ⅲ) 初算a—c副的齒高變動系數(shù)
根據初的 =+ 由圖按B查D
B =
= =16.39
D =1.43
因 =0 所以 =1，=0
則 = = = 0.08723
(2)a-c嚙合副的計算
Ⅰ) 確定中心距
a-c和c-b嚙合副的標準中心距：
=0.5（）m =0.5(24+37)6 =183
=0.5() m =0.5(99-37)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)
= = = 1
Ⅲ) 齒高變動系數(shù)
=（）
式中： =0， =0， =1， c值按
A = = = 16.39
查圖得： c =1.82
故 = =0.111
Ⅳ) 變位系數(shù)和嚙合角
=+ =1＋0.111 = 1.111
=
=
=
在圖的范圍內，在推薦范圍內。
Ⅴ) 變位系數(shù)分配
根據齒數(shù)比u =37/24 = 1.54 ，由圖得， =1.104 時， =0.52 =
故 = =1.104－0.52 =0.584
（3）c-b嚙合副的計算
Ⅰ) 中心距的分離系數(shù)
= = = -0.5
Ⅱ)齒頂高變動系數(shù)
已知 =
=（）
式中： =0， =0 ， =1，
c 根據 A = = = -8.06
查圖得：c =0.60 故
=（99-37） =0.037
Ⅲ) 變位系數(shù)
=+ =-0.5＋0.037 = -0.463
故 =+ =-0.463＋0.584 =0.121
Ⅳ)嚙合角
=
=
=
在推薦范圍內。
6.3幾何尺寸計算
把相關數(shù)據代入（5-5）、（5-6）、（5-7）、（5-8），可得計算結果如下：
太陽輪
d =24×6 = 144
=144＋2×6×(1＋0.314－0.014) =159.6
=144－2×6×(1＋0.4－0.314) =130.97
=144× =153.3
行星輪
d =6×37 =222
=222＋2×6×(1＋0.2896－0.014) =237.30
=222－2×6×(1＋0.4－0.2896) = 208.68
=222 =208.61
內齒輪
d =6×99 =594
=594－2×6×(0.8－0.314＋0.2896) =584.69
=594＋2×6×(0.8＋0.25－0.314) =602.83
=594 = 558.18
6.4 嚙合要素計算
6.4.1 a—c傳動端面重合度
Ⅰ) 頂圓齒形曲徑
把相關數(shù)據代入（5-5）可得：
太陽輪 = =42.33
行星輪 = =56.56
Ⅱ) 端面嚙合長度
把相關數(shù)據代入（5-10）中，
得 =42.33＋56.56－180× = 29.77
式中 —端面節(jié)圓嚙合角，直齒輪 = = 22.5
Ⅲ) 端面重合度
把相關數(shù)據代入（5-11）得：
=
=1.68
6.4.2 c—b傳動端面重合度
Ⅰ) 頂圓齒形曲徑
行星輪由上面計算得 = 56.56
把相關數(shù)據代入（5-9）得：
內齒輪 = =87.03
Ⅱ) 端面嚙合長度
由公式（5-12）得
=
= 56.56－87.03＋180
= 37.89
Ⅲ) 端面重合度
由公式(5-13)得
=
=
=2.14
6.5 齒輪強度驗算
6.5.1 外嚙合
Ⅰ)齒面接觸疲勞強度
計算接觸應力
由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值
=
= =2.21×189.8×0.95×1×
=252.55
式中：—端面內分度圓上的名義切向力， =9549× =9549× =599.65N.m = = =2776.16 N
b—工作齒寬，b = =0.7×144 =100.8 取b =100
—小齒輪分度圓直徑，取 =144
u—齒數(shù)比，u =/ =37/24 =1.54
—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，（）/() =(0.52+0.584)/(24+37)
=0.0181， =0，查圖，取 =2.21
—彈性系數(shù)，查表取 =189.8
—重合度系數(shù)， =1.302， =0查圖取 =0.95
—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，
由公式（5-14）得接觸應力
=
=252.55×
=345.03
式中： —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25
—動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01
—計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，按 =0.7， =3，查圖得， =1.214,取 =0.8， =0.7， =1+（-1） =1+（1.214-1）0.8×0.7 =1.12
—計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，按 =1.302，6級精度，硬齒面，查圖6-9，取 =1
—計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),行星架浮動，查表取 =1.2
許用接觸應力
由公式(5-16)得
=
=
=1118.3
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)，按高可度查表6-22取 =1.25
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，按工作10年，每年300天，每天14個小時，計算應力系數(shù)， =60（）t =60(1470-973)×3×10×300×14 =4.93× > 按圖，取 =1
—潤滑油系數(shù)，HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型極壓油 =150× =150 取 =1.03
—工作硬化系數(shù)，兩齒均為硬齒面，查圖取 =1
—速度系數(shù)，查圖取 =0.96
—粗糙度系數(shù)，按8， =2.4m， = = =2.72，取 =1.01
—尺寸系數(shù)，m < 5,取 =1
故 < 接觸強度通過。
Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，
計算齒根應力
由公式(5-17)得
=
式中：—使用系數(shù)，
—動載系數(shù)，
—計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)， =1.08
—計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1
—計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)， =1.3
—計算齒根彎曲應力基本值，
由公式(5-18)得
=
式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，太陽輪 =0.52， =24，查圖取 =2.28，行星輪， =0.584 ， =37，查圖，取 =2.14
—載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，查圖，太陽輪取 =1.82
行星輪 =1.88，
—計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)，
—計算彎曲強度的重合度系數(shù)， =0.826
b—工作齒寬，
許用齒根應力
由公式（5-19）得
=
式中：—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，
—試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取 =2
—計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1
—計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，按高可靠度，查表，取 =1.6
—相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖得太陽輪 =0.98，行星輪
=1.01
—相對齒根表面狀況系數(shù)，取1.045
—計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，
太陽輪：
= =15.86
則：彎曲應力 =15.86×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =28.11
許用彎曲應力 =×0.98×1.045×1 =448
故：<,彎曲強度通過。
行星輪：
=×1×2.14×1.85×0.826×1 =15.13
則：彎曲應力 =15.13×1.25×1.01×1.08×1×1.3 =26.82
許用彎曲應力 =×1.01×1.045×1 =323
故：<,彎曲強度通過。
6.5.2 內嚙合
Ⅰ）齒面接觸疲勞強度
計算接觸應力
由公式（5-15）得齒面接觸應力的基本值
=
=2.58×189.8×0.91×1×
=229.27
式中：—端面內分度圓上的名義切向力，取 =2776.16 N
b—工作齒寬， 取b =100
—小齒輪分度圓直徑，取 =144
u—齒數(shù)比，u =/ =99/37 =2.68
—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取 =2.58
=0，查圖6-10，取 =2.21
—彈性系數(shù)，查表取 =189.8
—重合度系數(shù)，查圖取 =0.91
—螺旋角系數(shù)，直齒 =0，取 =1，
由公式（5-14）得接觸應力
=
= 229.27×
= 313.23
式中 —使用系數(shù)，中等沖擊，查表 取 =1.25
—動載系數(shù)，6級精度，查表 取 =1.01
—計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)，，取 =1.12
—計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)，取 =1
—計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2
—計算齒面接觸應力的基本值，
=523.67× =523.67
許用接觸應力
=
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 =1.25
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，取 =1.03
—潤滑油系數(shù)，取 =1.06
—工作硬化系數(shù)， =1.1
—速度系數(shù)，取 =0.905
—粗糙度系數(shù)，取 =0.96
—尺寸系數(shù)，取 =1
則 = =1168.62
故 < 接觸強度通過。
Ⅱ）齒根彎曲疲勞強度，
計算齒根應力
由公式(5-24)得
齒根彎曲應力基本值 =
= =17.74
式中：—載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，取 =2.055
—載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，取 =2.458
—計算彎曲強度極限的螺旋角系數(shù)，
—計算彎曲強度的重合度系數(shù)，取 =0.759
b—工作齒寬，
由公式(5-23)得
=
=17.74×1.25×1.01×1.08×1×1.3
=31.44
式中：—使用系數(shù)，
—動載系數(shù)，
—計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，取 =1.08
—計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，取 =1
—計算齒根彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，取 ==1.3
—計算齒根彎曲應力基本值，
許用齒根應力
由公式（5-25）得
=
=×0.98×1.045×1 =360
式中：—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，
—試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取 =2
—計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取 =1
—計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，取 =1.6
—相對齒根圓角敏感系數(shù)， =0.759
—相對齒根表面狀況系數(shù)，取 =1.045
—計算彎曲強度極限的尺寸系數(shù)，
故：<,彎曲強度通過。
以上計算說明齒輪承載能力足夠。
七、主軸的結構設計
7.1軸的材料的選定
選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學性能為：
= 750 = 550
= 350 = 200
7.2 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，軸徑應增大4%～5%
所以，取 =60
7.3軸的結構設計
軸的結構設計見圖（7.1）所示
圖7.1
7.4.1當鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在A處時，軸的受力分析，鋼絲繩通過滾筒施加經主軸的力（方向未定），故以假想線表示當力全部作用于A處時，軸的受力分析（圖7.2—a）取最大值時為 =25
a 求支反力
設由于力產生的作用，各支反力分別為，（圖7.2-b）容易求得
=
=20.313
=25 - 20.313 =4.687
b 作彎矩和轉矩圖
由于作用而作出彎矩圖（圖7.2-c）
=3046.9
作轉矩圖（如圖7.2-b）
c.校核計算
1按當量彎矩計算軸徑
按插值法查表得:
=72
=124
根據公式計算A截面軸徑
= 0.07518 =75.18
(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)
在結構設計時,取d =75是滿足強度要求的.
2.軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面
根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上
A截面分析。截面A屬于危險截面，取截面A進行校核計算。
(2)校核危險截面的安全因數(shù)
1）彎矩作用時的安全因數(shù)
由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數(shù)為
= 1.94
式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350
—彎曲應力幅
= =42.73
其中，抗彎截面系數(shù)W =
—彎曲平均應力， =0
—正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以
取 =2.652，
—表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91
—尺寸因數(shù)，查表可得 =0.68
—材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =0.34
2）轉矩作用時的安全因數(shù)
考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數(shù)為
=39.46
式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200
—切應力幅
= =1.68
其中，抗彎截面系數(shù)W =
—平均切應力， = =2.39
—正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =1.89，所以
取 =1.89，
—表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91
—尺寸因數(shù)，查表可得 =0.74
—材料扭轉時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =0.21
3）截面A的疲勞強度安全系數(shù)
= 1.92
查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數(shù)
=1.3～1.5
S > ，該軸截面A 疲勞強度足夠。
3.軸的靜強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取A截面為危險截面。
(2)校核危險截面的安全因數(shù)
=8.07
式中： —40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550
—工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×2437.5 =4875
—抗彎截面系數(shù)， =71.53×
=68.15
2）轉矩作用時的安全因數(shù)
=48.03
式中：—40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得：
=0.6 =0.6×550 =330
—工作時短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m
—抗彎截面系數(shù)， =143.56×
3）截面B的靜強度安全因數(shù)
= 6.32
因為 =0.733
所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2
S > ,該軸靜強度足夠。
7.4.2當鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在B處時，軸的受力分析
見（圖7.3-a）
a 求支反力
設由于力產生的作用，各支反力分別為，（圖7.3-b）容易求得
=
=6.25
=20 – 6.25=13.75
b 作彎矩和轉矩圖
由于作用而作出彎矩圖（圖7.3-c）
=3437.5
作轉矩圖（如圖7.3-b）
c.校核計算
1按當量彎矩計算軸徑
按插值法查表得:
=72
=124
根據公式計算A截面軸徑
= 0.08425 =84.25
(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)
在結構設計時,取d =90是滿足強度要求的.
2.軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面
根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上
B截面分析。截面B屬于危險截面，取截面B進行校核計算。
2.軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面
根據載荷分布（彎矩圖、轉矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸、選取軸上B截面分析。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)
1）彎矩作用時的安全因數(shù)
由于該軸轉動，彎矩起對稱循環(huán)變應力，根據表中彎矩作用時的安全因數(shù)為
= 1.72
式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350
—彎曲應力幅
= =48.06
其中，抗彎截面系數(shù)W =
—彎曲平均應力， =0
—扭轉有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以
取 =2.652，
—表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91
—尺寸因數(shù)，查表可得 =0.68
—材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =0.34
2）轉矩作用時的安全因數(shù)
考慮到機器運轉時不均勻引起的慣性力和振動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力，轉矩作用時的安全因數(shù)為
=39.46
式中：—40Cr鋼抗扭的疲勞極限，由前知 =200
—切應力幅
= =1.68
其中，抗彎截面系數(shù)W =
—平均切應力， = =2.39
—正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =1.89，所以
取 =1.89，
—表面質量因數(shù)，軸徑車削加工，查表可得 =0.91
—尺寸因數(shù)，查表可得 =0.74
—材料扭轉時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =0.21
3）截面B的疲勞強度安全系數(shù)
= 1.72
查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數(shù)
=1.3～1.5
S > ，該軸截面B疲勞強度足夠。
3.軸的靜強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。
(2)校核危險截面的安全因數(shù)
=5.72
式中： —40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550
—工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×3437.5 =6875
—抗彎截面系數(shù)， =71.53×
=96.11
2）轉矩作用時的安全因數(shù)
=48.03
式中：—40Cr鋼材料切應力屈服點，查表得：
=0.6 =0.6×550 =330
—工作時短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2T =2×479.32 =958.64 N.m
—抗彎截面系數(shù)， =143.56×
3）截面B的靜強度安全因數(shù)
= 5.68
因為 =0.733
所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2
S > ,該軸靜強度足夠。
由以上的計算可知：主軸的強度滿足要求。
八、行星軸的結構設計和校核
8.1行星軸
8.1.1結構設計
行星軸的結構設計見（圖8.1）
圖8.1
8.1.2行星軸材料
選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學為：
=750 =550
=350 =200
8.1.3 軸的受力分析
結合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a）
a、求支反力
在水平面內受力情況分析，（圖8.2-b)
軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為
=2×1521.89 =3043.78
由受力平衡條件容易求出：
=1606.44
=3043.78-1606.44 =1437.34
所以B截面處所受的彎矩最大
=68.27
b、軸的彎矩圖
由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.2-c)
8.1.4按當量彎矩計算軸徑
按插值法查表得:
=72
=124
根據公式計算A截面軸徑
= 0.0212 =21.2
(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)
在結構設計時,取d =45是滿足強度要求的.
8.1.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算
(1)確定危險截面
根據載荷分布（彎矩圖）、應力集中和軸的結構尺寸知，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：
=15.47
式中：—40Cr鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞極限，由前知 =350
—彎曲應力幅
= =7.63
其中，抗彎截面系數(shù)W =
—正應力有效應力集中因數(shù)，按配合查得 =2.652，所以
取 =2.652，
—材料彎曲時的平均應力折算因數(shù)，查表可得 =0.34
查表知當載荷確定較精確，材料性質較均勻時，許用安全因數(shù)
=1.3～2.5
S >，該軸截面B疲勞強度足夠。
8.1.6軸的表強度安全因數(shù)校核計算
1、確定危險截面。按載荷較大，截面較小的原則，選取B截面為危險截面。
2、校核危險截面的安全因數(shù)
=36.03
式中： —40Cr鋼材料正應力屈服點，查表得 =550
—工作時的短時最大載荷，設工作時短時過載為正常工作載荷的兩倍，則 =2 =2×68.27 =136.54
—抗彎截面系數(shù)， =8.946×
=15.263
所以查表得許用安全因數(shù)=1.7～2.2
S > ,該軸靜強度足夠。
8.2行星軸校驗
8.2.1 軸徑
d =45
8.2.2行星軸材料
選用40Cr鋼，經調質處理，可查得材料力學為：
=750 =550
=350 =200
8.2.3 軸的受力分析
結合軸的受力情況，軸的受力分析（圖8.2-a）
a、求支反力
在水平面內受力情況分析，（圖8.3-b)
軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為
=2×5592.94 =11185.88
由受力平衡條件容易求出：
=5939.60
=11185.88-5939.60 =5846.28
所以B截面處所受的彎矩最大
=445.47
b、軸的彎矩圖
由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.3-c)
8.2.4按當量彎矩計算軸徑
按插值法查表得:
=72
=124
根據公式計算A截面軸徑
= 0.0396 =39.6
(考慮轉達矩按脈動循環(huán)變化,取 = = =0.58)
在結構設計時,取d =55是滿足強度要求的.
8.2.5軸的疲勞強度安全因數(shù)校核計算