畢業(yè)設計采煤機截割部設計

1、1 綜述1.1對設計題目的分析1.1.1. 設計思路的提出 我國是產(chǎn)煤大國，煤炭也是我國最主要的能源，是保證我國國民經(jīng)濟飛速增長的重要物質(zhì)基礎。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)在最主要的采煤機械。在目前的國內(nèi)采煤機市場，不管從研發(fā)、設計、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機都占據(jù)著主導的地位，也正是這種龐大的市場優(yōu)勢使得中厚煤層采煤機在技術(shù)上日趨成熟，而且有著非常大的改進刷新速度，目前國內(nèi)生產(chǎn)這種類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以西安煤礦機械廠設計制造的mg500

2、/1200-wd型交流電牽引采煤機為典型代表。該機型在國內(nèi)也有著廣泛的應用，其優(yōu)越的性能得到了各大礦的好評。其成功的設計思想和理念給了我很大的震撼，也給我的這次畢業(yè)設計提出了一個基本的框架和藍圖，所以我的設計以此為啟發(fā)、也以此為依據(jù)展開。1.1.2設計藍圖1) 整機的設計方案 主要技術(shù)特征項目數(shù)據(jù)單位最大計算生產(chǎn)能力2500t/h采高3.55m裝機功率1200kw供電電壓3300v滾筒直徑2000mm截深880mm牽引力410680kn牽引速度013.8m/min滅塵方式內(nèi)處噴霧拖電纜方式自動拖纜主機外形尺寸1440022921634mm主機重量60t最大不可拆卸尺寸307012001000m

3、m最大不可拆卸重量7.0t2）主要結(jié)構(gòu)特點1.整機為多電機橫向布置，框架式結(jié)構(gòu)，機身由三段組成，無底托架。三段機身采用液壓拉杠聯(lián)結(jié)，所有部件均可從老塘側(cè)抽出。2.采用直搖臂，左右可互換，左右牽引部對稱，結(jié)構(gòu)完全相同。 3.用二臺交流電機牽引，電氣拖動系統(tǒng)為一拖一。 4.電氣系統(tǒng)具有四象限運行的能力，可用于大傾角工作面。 5.采用水冷式變頻器，技術(shù)領(lǐng)先，可靠性高，體積小。 6.采用plc控制，全中文液晶顯示系統(tǒng)。 7.具有簡易智能監(jiān)測，系統(tǒng)保護功能齊全，查找故障方便。 8.具有手控、電控、遙控操作方式。3）用途及適用條件該機型的采煤機是一種多電機驅(qū)動,電機橫向布置,交流變頻調(diào)速無鏈雙驅(qū)動電牽引采

4、煤機.總裝機功率1200kw，機面高1634mm，適用于采高3.55m，煤層傾角45的中厚煤層綜采工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底板起伏不大,不過于松軟,煤質(zhì)硬或中硬,能截割一定的矸石夾層。工作面長度以150200m為宜。1.1.3選取采煤機的搖臂完成傳動和結(jié)構(gòu)的設計1) 搖臂處其動力通過兩級直齒圓柱齒輪減速和兩級行星齒輪減速傳給輸出軸，再由方法蘭驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)，搖臂減速箱設有離合裝置、冷卻裝置、潤滑裝置、噴霧降塵裝置等，搖臂減速箱殼體與一連接架鉸接后再與牽引部機殼鉸接，搖臂和滾筒之間采用方榫連接。2) 截割部的機械傳動 截割電機的空心軸通過扭矩軸花鍵與一軸軸齒輪連接，將動力傳入搖臂減速箱，在通

5、過二級圓柱直齒齒輪和三級惰輪組傳遞到二級行星減速器，末級的行星減速器的行星架出軸漸開線花鍵連接驅(qū)動滾筒。1.1.4牽引行走部 牽引行走部包括固定箱和型走箱兩大部分組成。固定箱內(nèi)有三級直齒傳動和一級行星傳動。行走箱內(nèi)有驅(qū)動輪、行走輪和導向滑靴。牽引電機輸出的動力經(jīng)過減速后，傳到行走箱的行走輪，與刮板輸送機銷軌相嚙合，使采煤機行走。導向滑靴通過銷軌對采煤機進行導向，保證行走輪與銷軌正常嚙合。 為使采煤機能在較大傾角條件下安全工作，在固定箱內(nèi)設有液壓制動器，能可靠防滑。該牽引行走部有如下特點：1) 采用銷軌牽引，承載能力大，導向好，拆裝、維修方便；2) 采用雙浮動、四行星輪行星減速機構(gòu)，軸承壽命和齒

6、輪的強度裕度大，可靠性高； 3) 導向滑靴回轉(zhuǎn)中心與行走輪中心同軸，保證行走輪與銷軌的正常嚙合。1.1.5截割部、行走部電機的選用截割部：選取型號為ybcs3500的礦用隔爆型三相交流異步電動機。行走部：選取型號為yb280s-4的礦用隔爆型三相交流異步電動機。1.1.6搖臂減速箱 有殼體、一軸、第一級減速惰輪組、二軸、第二級惰輪組、中心齒輪組、第一級行星減速器、第二級行星減速器、中心水路、離合器等組成。1.2采煤機的概況1.2.1采煤機的類型 采煤機有不同的分類方法，按工作機構(gòu)可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引和電牽引；按

7、工作機構(gòu)位置可分為額面式和側(cè)面式；還可以按層厚、傾角來進行分類。1.2.2采煤機的主要組成 電動機是采煤機的動力部分，它通過兩端出軸驅(qū)動滾筒和牽引部。牽引部通過其主動輪與固定在工作面前方的軌道相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此牽引部是采煤機的行走機構(gòu)；左、右截割部減速箱將電動機的動力經(jīng)齒輪減速傳到搖臂的齒輪，以驅(qū)動滾筒；滾筒式采煤機直接進行落煤和裝煤的機構(gòu)，稱為采煤機的工作機構(gòu)。滾筒上焊接有端盤及螺旋葉片，其上裝有截煤用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤裝到刮板輸送機種，為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側(cè)裝有弧形擋煤板，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉(zhuǎn)180；底托架用來固定整個采煤機，底托架內(nèi)的調(diào)高

8、油缸用來使搖臂升降，以調(diào)整采煤機的采高；采煤機的電纜和供水管靠托纜裝置來夾持，并由采煤機托著在工作面輸送機的電纜槽中移動；電氣控制箱內(nèi)裝有各種電控元件，以實現(xiàn)各種控制及電氣保護；為降低電動機和牽引部的溫度來提供噴霧降塵用水，采煤機上還設有專門的供水系統(tǒng)和內(nèi)噴霧系統(tǒng)。1.2.3滾筒采煤機的工作原理 單滾筒采煤機的滾筒一般位于采煤機下端，以使?jié)L筒割落下來的煤不經(jīng)機身下部運走，從而可降低采煤機機面高度，單滾筒采煤機上行工作時，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機，同時跟機懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長后，將弧形擋煤板翻轉(zhuǎn)180；接著，機器下行工作，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移工作面輸送機。這種采煤

9、機沿工作面往返一次進一刀的采煤法叫單向采煤機。雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤，因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一刀，返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法；必須指出，為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應；對順時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮貧w結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋，右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)側(cè)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。第四代采煤機研發(fā)成功后，現(xiàn)在采煤機的設計基本上傳承了他們的特點，隨著機械電子的飛速發(fā)展，對采煤

10、機產(chǎn)生了很大的影響，現(xiàn)在采煤機是集電子系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)，機械傳動系統(tǒng)于一身的復雜的系統(tǒng)。在機械傳動部分現(xiàn)代的采煤機去掉了以前采煤機的的托架，全部采用雙滾筒設計。1.2.4采煤機的進刀方法1) 端部斜切法2) 中部斜切法3) 正切進刀法1.3采煤機的發(fā)展趨勢 電牽引采煤機仍然是采煤機的發(fā)展方向，液壓牽引采煤機制造進度高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費用高，效率和可靠性則較低。德國eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一臺電牽引采煤機，在隨后的20年中，美國、日本、法國、英國等都大力研制并發(fā)展了電牽引采煤機。電牽引采煤機具有良好的牽引特性、可用于大傾角煤層、運行可靠、適用壽命長、反應

11、靈敏、動態(tài)特性好、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、有完善的檢測和顯示系統(tǒng)。因此，電牽引采煤機是今后的發(fā)展方向，近年來綜采高產(chǎn)高效的世界記錄都是由電牽引采煤機創(chuàng)造的。2 設計過程2.1整機功率的安排 設計機型的總裝機功率為1200kw，其中左右搖臂處各設一個功率為500kw的礦用隔爆型三相交流異步電動機，左右牽引部各設一個功率為75kw的礦用隔爆型三相交流異步電動機，液壓部分的泵用電機采用一個功率為50kw的礦用隔爆型三相交流異步電動機 。2.2搖臂減速器傳動比的安排總傳動比等于截割電動機的轉(zhuǎn)速與滾筒的轉(zhuǎn)速比值:電動機轉(zhuǎn)速： 1486r/min滾筒轉(zhuǎn)速： 37r/min總傳動比： 傳動比分配:對于采煤機結(jié)構(gòu)的

12、特殊性（如機厚及其約束），對于厚煤層型采煤機一般使用兩級圓柱直齒輪減速，帶兩級2kh負號行星齒輪減速。行星齒輪傳動安排在最后一級較合理，既可利用滾筒滾轂內(nèi)的空間，又可減少前面圓柱直齒輪的傳動比和尺寸。采煤機機身高度受到嚴格限制，每級圓柱直齒輪傳動比一般為，行星齒輪。行星齒輪減速級傳動比：初步估算第一級行星齒輪減速級傳動比為查表得可?。?3，91，34，初步估算第二級行星齒輪減速級傳動比為查表得可?。?5，99，37，兩級圓柱齒輪傳動總傳動比： 為有效利用空間，同時盡可能使所設計的采煤機機身高度較小，傳動比應從高速級向低速級遞減，在初步設計時可按：進行選取。所以初步估取兩級圓柱齒輪傳動的傳動比分

13、別為：2.3搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu)2.3.1殼體采取直搖臂形式，用zg25mn材料鑄造成整體，并在殼體內(nèi)腔殼體表面設置有八組冷卻水管。2.3.2一軸 軸齒輪、軸承、端蓋、密封座、銅套、密封件等組成，與截割電機空心軸以花鍵軸聯(lián)接的扭矩軸通過int/et16z5m30p6h/6h花鍵與一軸軸齒輪相聯(lián)。2.3.3第一級減速惰輪組 齒輪、軸承、距離墊、擋圈組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；2.3.4二軸軸齒輪、齒輪、軸承、端蓋、距離墊、密封圈等組成。2.3.5第二級減速惰輪由齒輪、軸承、擋圈、墊等組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體。2.3.6中心齒輪組由軸齒輪、太陽輪、兩個軸承座、兩個nc

14、f2940v軸承和四個骨架油封等組成，太陽輪通過花鍵與軸齒輪相聯(lián)并將動力傳給第一級行星減速器。2.3.7第一級行星減速器內(nèi)齒圈、行星架、太陽輪、行星輪及輪軸、行星輪軸承、兩個距離墊，該行星減速器為三個行星輪結(jié)構(gòu)，太陽輪浮動，行星架靠兩個銅質(zhì)距離墊軸向定位，徑向有一定的配合間隙，因而行星架徑向也有一定的浮動量。2.3.8第二級行星減速器行星架、內(nèi)齒圈、行星輪、行星輪軸及軸承、支承行星輪的兩個軸承、軸承座、聯(lián)接法蘭、滑動密封圈、及一些輔助材料和密封件組成，該行星減速器為四行星輪結(jié)構(gòu)，太陽輪浮動，行星架一端通過軸承hm266449/hm266410和軸承座支承與殼體上，另一端通過軸承m268749/

15、m268710支承與軸承杯上，軸承杯、內(nèi)齒圈通過螺栓、銷子和殼體緊固為一體。2.3.9中心水路有水管和一些接頭組成。2.3.10離合器離合手把、壓蓋、轉(zhuǎn)盤、推桿軸、扭矩軸等組成。2.4各軸的轉(zhuǎn)速 一軸齒輪的轉(zhuǎn)速：由于與電機相連所以 二軸的轉(zhuǎn)速： 中心輪組的轉(zhuǎn)速： 第二級行星減速器太陽輪的轉(zhuǎn)速：2.5各軸的功率 一軸齒輪的功率： 二軸齒輪的功率： 中心輪組的功率： 第二級行星減速器太陽輪的功率：2.6截割部齒輪的設計計算2.6.1第一級減速圓柱直齒輪的設計計算1) 選擇齒輪材料查機械手冊： 小齒輪選用18cr2ni4wa調(diào)質(zhì) 惰輪選用20crmnti調(diào)質(zhì) 大齒輪選用18cr2ni4wa調(diào)質(zhì)2)

16、按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.0130.022)估計圓周速度vt=17.15m/s,參考機械設計工程學中的表8-14，表8-15選取小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得：齒寬系數(shù)查表按齒輪相對軸承為對稱布置，取=0.4小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選=27大輪齒數(shù) =i=1.627=43.2 圓整取z2=42齒數(shù)比u= z2/=42/27=1.56傳動比誤差u/u u/u=(1.6-1.56)/1.6=0.025誤差在5%范圍內(nèi)，所以符合要求小輪轉(zhuǎn)矩t1 由公式得t1=9550/=9550490.05/1486=3149379.206 nmm 載荷系數(shù)k 由公式得 使

17、用系數(shù) 查表得=2 動載荷系數(shù) 查表得=1.3 齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1齒間載荷分配系數(shù) 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1則載荷系數(shù)的初值 = =2.01.311.1 =2.86彈性系數(shù) 查表得=189.8節(jié)點影響系數(shù) 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系數(shù) 由推薦值0.85-0.92，取=0.87許用接觸應力 由公式得接觸疲勞極限應力查圖得=1650 n/mm2 =1300 n/mm2應力循環(huán)次數(shù)由公式得：n1=60njlh=6014861243008=5.14109 n2=n1/u =5.14109/1.428 =3.21109則

18、查表得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕） =1硬化系數(shù)查表及說明得 =1按接觸強度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強度=1.251.3取 =1.2則 =165011/1.2 =1375 n/mm2 =130011/1.2 =1083 n/mm2d1的設計初值為 213.99 齒輪模數(shù)m m=/z1 =213.99/27 =7.93查表取m=8小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=mz1 =278 =216 圓周速 = =16.8 與估計值vt=17.15m/s 很相近，對值影響不大，不必修正= =1.3,小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑中心矩齒寬大齒輪齒寬小齒輪齒寬3) 考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑

19、，在大小齒輪間加一級惰輪由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取8，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。4) 齒根彎曲疲勞強度校核計算由公式 齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.57 大輪 2.38應力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.6 大輪 =1.67重合度系數(shù) 由公式 = =0.7許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查表得= =彎曲壽命系數(shù) 查表得=1尺寸系數(shù) 查表得=1安全系數(shù) 查表得=1.6則 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 所以齒根彎曲強度滿足要求。5) 其他尺寸的計算已知參數(shù)： 計算參數(shù)：嚙合角 按如下

20、公式計算 中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算 中心矩 按如下公式計算 齒高變動系數(shù) 齒頂高 齒根高 =（+-x）m 齒全高 =（2+-）m 齒頂圓直徑 =d1+2 齒根圓直徑 =d1-2 一齒輪軸與第一級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 =中心矩變動系數(shù) =0.4926中心矩 =齒高變動系數(shù) =0.0302齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪與第一級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 =中心矩變動系數(shù) = 0.5118中心矩 = 齒高變動系數(shù) = 0.0111齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。6) 結(jié)構(gòu)設計小齒輪的結(jié)構(gòu)設計

21、：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設花鍵與電動機的扭矩軸連接。 大齒輪的結(jié)構(gòu) 第一級惰輪的結(jié)構(gòu)： 2.6.2第二級減速圓柱直齒輪的設計計算1) 選擇齒輪材料查機械手冊：小齒輪選用18cr2ni4wa調(diào)質(zhì) 大齒輪選用18cr2ni4wa調(diào)質(zhì)2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.0130.022) 估計圓周速度=14.26m/s,參考機械設計工程學中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得齒寬系數(shù)查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.4小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選=28大輪齒數(shù) z4=iz3=1.2828=35.

22、84 圓整取=36齒數(shù)比u= / = 1.29傳動比誤差u/u u/u=(1.28-1.29)/1.28=0.007誤差在5%范圍內(nèi)，所以符合要求小輪轉(zhuǎn)矩t3 由公式得t3=9550=4838958.08 載荷系數(shù)k 由公式得 使用系數(shù) 查表得=1.75 動載荷系數(shù) 查表得=1.3 齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1.1齒間載荷分配系數(shù) 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1則載荷系數(shù)的初值 = =1.751.31.11.1 =2.75彈性系數(shù) 查表得=189.8節(jié)點影響系數(shù) 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.45重合度系數(shù) 查表得（）=0.87許用接觸應力

23、 由公式得接觸疲勞極限應力查圖得=1650n/mm2 =1300 n/mm2應力循環(huán)次數(shù)由公式得：n3=60928.751(243008)= n4=n3/u =3.2109/1.28 =2.5109則查表得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕） =1硬化系數(shù)查表及說明得 =1按接觸強度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強度=1.251.3取 =1.2則 =165011/1.2 =1375 n/mm2 =130011/1.2 =1083 n/mm2d3的設計初值d3t為 齒輪模數(shù)m =254.78/28 =9.1查表取m=10小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =2810 =圓周速 = =與估計值vt=14.2

24、6m/s 很相近，對值影響不大，不必修正=t=1.3 小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑中心矩 齒寬考慮到受內(nèi)部花鍵及齒輪強度的影響取大齒輪齒寬小齒輪齒寬3) 考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級惰輪 組。由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取10，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。4) 齒根彎曲疲勞強度校核計算由公式 齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.55 大輪 2.44應力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.61 大輪 =1.65 重合度系數(shù) 由公式 = =0.7許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查表得=1100n/mm2 =6

25、60 n/mm2彎曲壽命系數(shù) 查表得=1尺寸系數(shù) 查表得=1安全系數(shù) 查表得=1.3則 =110011/1.3=846.2 66011/1.3=507.7故 233.47n/mm2 164.99n/mm2所以齒根彎曲強度足夠5) 其他尺寸的計算 已知參數(shù)： 計算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計算 中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算 中心矩 按如下公式計算 齒高變動系數(shù) 按如下公式計算 齒頂高 按如下公式計算 齒根高 按如下公式計算=（+-x）m 齒全高 =（2+-）m 齒頂圓直徑 =d1+2 齒根圓直徑 =d1-2 二齒輪軸與第二級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 =中心矩變動系數(shù) = 0.50

26、09中心矩 = 310.009mm齒高變動系數(shù) = 0.0289齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 = 260.324mm 第三級惰輪與第二級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 =中心矩變動系數(shù) = 0.4926中心矩 = 334.926mm齒高變動系數(shù) = 0.0346齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心齒輪與第三級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 =中心矩變動系數(shù) = 0.4778中心矩 = 349.778mm齒高變動系數(shù) = 0.0469齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 = 340.222mm 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。6) 結(jié)

27、構(gòu)設計二軸齒輪中心輪組齒輪結(jié)構(gòu)： 第二級惰輪的結(jié)構(gòu)：2.6.3第一級行星減速器的設計計算1) 選擇行星傳動的類型為2k-ha。2) 選擇齒輪的材料及熱處理太陽輪和行星輪均選用18cr2ni4wa，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪hrc=60;行星輪hrc=58。內(nèi)齒圈選用40cr調(diào)質(zhì)，硬度為hb=256。3) 此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為7。4) 采用太陽輪a浮動的均載機構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)kp 的數(shù)值取為：kph=1.1（計算接觸強度時）；kpf=1.15（計算彎曲強度時）5) 行星輪個數(shù)的確定：，由此查表得取行星輪的個數(shù)為=3。6) 確定各輪的齒數(shù)：

28、首先試選太陽輪a的齒數(shù)=23,則=4.9523=113.85 同時考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取zb=91,即 中心齒輪圓整后數(shù),其傳動誤差i甚少，對動力傳動完全合用； 其次計算行星輪g的名義齒數(shù)值 取，選取高變位齒輪傳動，所以7) 強度計算a) 外齒輪副a-g的強度計算a. 計算中心距 根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下： 齒數(shù)比 齒寬系數(shù) 查表取為： 材料系數(shù) 查表取=189.8 節(jié)點嚙合系數(shù)zh 查表得zh=2.37 轉(zhuǎn)矩t1 根據(jù)公式 = 載荷系數(shù) 工作情況系數(shù) 查表得=1 動載荷系數(shù) 查表得=1.3 載荷分布系數(shù) 查表得 ， 故 許用接觸應力 按下式計算： （n/mm2） 齒輪材料的接觸疲勞

29、強度極限查表有 =23hrc 對太陽輪a =2360=1380（n/mm2） 對行星輪g =2358=1334（n/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.2 齒面光潔度系數(shù) =1.0 速度系數(shù) =1 接觸壽命系數(shù) 其中應力循環(huán)系數(shù) = 對太陽輪a =306142.4=1.47108 對行星輪g =305782.4=1.28108 齒輪的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 對太陽輪a為 對行星輪g為 按每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算出t=2430010=72000 (h) 根據(jù)傳動比 及 可計算出 故太陽輪a的循環(huán)次數(shù)為 行星輪g的循環(huán)次數(shù)為 因，故取 于是有太陽輪a的許用接觸應 行星輪g

30、的許用接觸應力 計算時應取較小的 將以上各值代入按接觸強度計算的中心距=233.7圓整中心距，取工作中心距b. 確定齒輪模數(shù)m 根據(jù)bg1357-87，取m=8c. 確定變位系數(shù)、 因工作中心距=234(mm) 標準中心距 比較，故外齒輪副a-g要采用正變位齒輪傳動（正傳動） 按下式計算嚙合角和 計算得嚙合角 總變位系數(shù) 按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配 ，d. 校核接觸強度 根據(jù)公式有 按，查表得2.1 小齒輪分度圓直徑 根據(jù) 所以重新取 ，那么將所求的各值代入接觸強度校核公式 =所以接觸強度滿足要求e. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表

31、齒根彎曲疲勞強度極限 =750（n/mm2） 因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=7500.8=600（n/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1 彎曲壽命系數(shù) 因齒輪的應力循環(huán)次數(shù)nl均大于4106，故取yn=1 對太陽輪a 對行星輪g 根據(jù)載荷分布系數(shù) 查表得 ， =1.2 故 從而載荷系數(shù) 轉(zhuǎn)矩 = 齒形系數(shù)查表有 太陽輪a =2.08 行星輪g =1.98 齒根應力集中系數(shù)查表有 太陽輪a =1.83 行星輪g =1.97 將求得的各值代入彎曲強度校核公式有 太陽輪a的齒根彎曲應力 = 行星輪g的齒根彎曲應力 =所以都滿足彎曲強度b) 內(nèi)齒輪副g-b的強度計算

32、a. 變位系數(shù)的確定 標準中心距 故應采用變位齒輪傳動（負傳動）再按下式計算嚙合角和 得，總變位系數(shù) 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686b. 校核接觸強度 根據(jù)校核的公式 查表有=189.8 按，查表得=2.5 齒數(shù)比=2.677 小齒輪分度圓直徑 =834=272（mm）齒寬系數(shù) 查表取=0.315轉(zhuǎn)矩 =2.26106=根據(jù)=0.315 ，查圖取 根據(jù)=4.5713 查圖有 0.3 =1+（1.02-1）0.3=1 1.41=1.4 許用接觸應力 對于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強度疲勞極限 查表有 =2hb+70=2265+70=600（n/mm2）因內(nèi)齒輪副的實際承載能力

33、低于計算結(jié)果， 當時應將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=6000.92=552（n/mm2） 安全系數(shù) 取為=1.1，=1.2，=1內(nèi)齒輪b的應力循環(huán)基數(shù) 內(nèi)齒輪b輪齒的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 129.392372000=1.677109 因,故=1 于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應力將求得的個值代入接觸強度的校核公式 c. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =1.8hb=1.8265=477（n/mm2） =1，=1，=1.75， 查表有 ， 于是 扭矩 = 取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) =1.96 應力集中系數(shù) =1.97 行星輪的齒根彎曲應力 =

34、 內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應力 所以滿足彎曲強度 校核結(jié)果表明，此傳動的承載能力滿足要求。2.6.4第二級行星減速器的設計計算1) 選擇行星傳動的類型為2k-ha。2) 選擇齒輪的材料及熱處理太陽輪和行星輪均選用18cr2ni4wa，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪ahrc=60;行星輪ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40cr調(diào)質(zhì)，硬度為hb=256。3) 此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為7。采用太陽輪a浮動的均載機構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)kp的數(shù)值取為：=1.1（計算接觸強度時）；=1.15（計算彎曲強度時）4) 行星輪個數(shù)的確定：由公式得，=1-4.96=-3.96，由

35、此查表得取行星輪的個數(shù)為np=4.5) 確定各輪的齒數(shù) 、: 首先試選太陽輪a的齒數(shù)=25,則 =pza=3.9625=99同時考慮“裝配條件”，故取zb=99,即 中心齒輪圓整后數(shù),其傳動誤差i甚少，對動力傳動完全合用； 其次計算行星輪g的名義齒數(shù)值 取，選取高變位齒輪傳動，所以6) 強度計算a) 外齒輪副a-g的強度計算a. 計算中心距 根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下： 齒數(shù)比 齒寬系數(shù) 查表取為： 材料系數(shù) 查表取=189.8 節(jié)點嚙合系數(shù) 查表得=2.5 轉(zhuǎn)矩t1 根據(jù)公式 = 載荷系數(shù) 工作情況系數(shù)查表得 =1 動載荷系數(shù) 查表得=1.3 載荷分布系數(shù) 查表得 ， 故 許用接觸應

36、力 按下式計算： （n/mm2） 齒輪材料的接觸疲勞強度極限查表有 =23hrc 對太陽輪a =2360=1380（n/mm2） 對行星輪g =2358=1334（n/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.2 齒面光潔度系數(shù) =1.0 速度系數(shù) =1 接觸壽命系數(shù) 其中應力循環(huán)系數(shù) =30hb2.4 對太陽輪a =306142.4=1.47108 對行星輪g =305782.4=1.28108 齒輪的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 對太陽輪a為 對行星輪g為 按每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算出=2430010=72000 (h) 根據(jù)傳動比 及 可計算出 故太陽輪a的循環(huán)次數(shù)為 行星

37、輪g的循環(huán)次數(shù)為 因，故取 于是有太陽輪a的許用接觸應力為 行星輪g的許用接觸應力為 計算時應取較小的 將以上各值代入按接觸強度計算的中心距 =316.2 圓整中心距，取工作中心距b. 確定齒輪模數(shù)m 根據(jù)bg1357-87，取m=10c. 確定變位系數(shù)、 因工作中心距=316(mm) 標準中心距 比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動（正傳動） 按下式計算嚙合角和 計算得嚙合角 總變位系數(shù) 按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配 ，d. 校核接觸強度 根據(jù)公式有 按，查表得2.24 小齒輪分度圓直徑 根據(jù) = 所以將所求的各值代入接觸強度校核公式所以滿足接觸強度要求e. 校

38、核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =750（n/mm2） 因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=7500.8=600（n/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1 彎曲壽命系數(shù) 因齒輪的應力循環(huán)次數(shù)nl均大于4106，故取yn=1 對太陽輪a 對行星輪g 根據(jù)載荷分布系數(shù) 查表得 ， =1.2 故 從而載荷系數(shù) 轉(zhuǎn)矩 齒形系數(shù)查表有 太陽輪a =2.08 行星輪g =1.98 齒根應力集中系數(shù)查表有 太陽輪a =1.83 行星輪g =1.97 將求得的各值代入彎曲強度校核公式有 太陽輪a的齒根彎曲應力 行星輪g的齒根彎曲應力 所以都滿足彎曲強度要求b) 內(nèi)齒輪副g-b的強度計算a. 變位系數(shù)的確定