采煤機截割部結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文

1、采煤機截割部結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文 摘 要 我國是一個產(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(chǔ)。隨著采煤機械化的發(fā)展,采煤機成為現(xiàn)在最主要的采煤機械。在我國,中、厚煤層資源分布廣泛,煤質(zhì)好。但機械化開采技術(shù)發(fā)展速度相對緩慢,隨著大批煤礦中、厚煤層的資源開采增多,提高采煤機的工作效率也越來越重要。而采煤機截割部對于整臺采煤機非常重要,因為截割機構(gòu)是采煤機實現(xiàn)落煤、裝煤的主要部件。 說明書主要論述了采煤機截割部機械主傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計與計算。截割部傳動設(shè)計采用的是電動機輸出動力經(jīng)由三級直齒圓柱齒輪和行星機構(gòu)減速,最后帶動螺旋滾筒,實現(xiàn)采煤。在設(shè)計過程中,對截割部機械主傳動

2、結(jié)構(gòu)中的齒輪、軸和軸承進行了設(shè)計計算、強度校核和選用,使采煤機的截割部機械主傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計最終滿足需要。 關(guān)鍵詞:采煤機;截割機構(gòu);截割部;行星機構(gòu)Abstract China is a country with great coal. coal is Chinas main energy, also,it is the guarantee of our country national economy rapid growth of the important matter foundation. With the development of integrated mechanization

3、 coal mining machine, now the main coal mining machinery. In our country, in a widely distributed resource, thick coal seam, coal quality is good. But the mechanization mining technology relatively slow pace of development, with a large number of coal mines in the thick coal seam mining resources, i

4、ncrease work efficiency, enhances the coal mining machine is more and more important. The shearer cutting unit for a mining machine is very important, because the cutting mechanism of shearer is achieved, the main components of coal on coal?The manual discusses the design and calculation of the main

5、 drive of the shearer cuttingthe Department of Mechanical structure. The cutting unit drive design uses the motoroutput power through three spur gear and planetary bodies slow down, and finally drivenspiral roller to achieve the coal. Structure of the cutting unit mechanical main drive gears, shafts

6、 and bearings in the design process, design calculations, strength check and selection, and ultimately meet the needs of the shearer cutting unit mechanical structural design of the main driveKey words:Shearer; Cutting agency;Cutting Unit;Planetary bodies目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒論11.1 研究目的和意義11.2 國內(nèi)外采煤

7、機的發(fā)展及趨勢11.2.1 國外采煤機的發(fā)展概況11.2.2 國內(nèi)采煤機的發(fā)展概況21.3 研究/設(shè)計的目標(biāo)31.4 研究的主要內(nèi)容3第2章 采煤機截割部的方案設(shè)計42.1 采煤機截割部設(shè)計方案的制定42.2 采煤機截割部設(shè)計方案的確定5第3章 截割部主傳動參數(shù)確定63.1 截割部電動機功率計算及電動機選型63.1.1 截割部裝機功率的計算63.1.2 電動機的選型73.2 截割部總傳動比的計算分配及動力參數(shù)的確定83.2.1 總傳動比的確定83.2.2 傳動比的分配83.2.3 各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定93.3 齒輪參數(shù)計算103.3.1 確定第一對嚙合齒輪的參數(shù)103.3.2 確定第二對

8、嚙合齒輪的參數(shù)123.3.3 確定第三對嚙合齒輪的參數(shù)153.3.4 確定行星齒輪的參數(shù)173.4 軸組件結(jié)構(gòu)設(shè)計213.4.1 截一軸尺寸的確定213.4.2 截二軸尺寸的確定223.4.3 截三軸尺寸的確定23第4章 強度校核254.1 齒輪傳動強度的校核計算254.1.1 第一對齒輪的強度校核254.1.2 行星輪系校核274.2 軸的強度校核314.3 軸承的選擇以及壽命計算344.4 軸上漸開線花鍵的強度計算34結(jié) 論37致 謝38參考文獻39CONTENTS AbstractChapter 1 Introduction11.1 Research purpose and signif

9、icance of study11.2 Domestic and foreign development and trend of coal mining machine 11.2.1 Overview of the development of foreign Shearer 11.2.2 The domestic development situation of coal mining machine 2 1.3 Research / design goals 31.4 The main content of the research 3Chapter 2 Shearer cutting

10、unit design 42.1 Enactment of the shearer cutting unit for Scheme determination42.2 Shearer cutting unit design scheme 5Chapter 3 Cutting the Department of main transmission parameters 63.1 Cutting the Department of Motor power calculation and motor selection 63.1.1 Cutting the calculation of the in

11、stalled power 63.1.2 Selection of motor 73.2 Calculate the distribution of the cutting unit total transmission ratio and dynamicparameters to determine the 83.2.1 The total transmission ratio 83.2.2 Distribution of the transmission ratio 83.2.3 The shaft speed, power, torque identification 93.3 Gear

12、 parameters for calculation 103.3.1 Determine the parameters of the first pair of meshing gears 103.3.2 Determine the parameters of the second pair of meshing gears 123.3.3 Determine the parameters of the third pair of meshing gears 153.3.4 To determine the parameters of the planetary gear 173.4 Axi

13、s component structure design 213.4.1 Cut-off one axis to determine the size 213.4.2 Cut-off two axes to determine the size 223.4.3 Cut-off three-axis to determine the size 23Chapter 4 Strength Check 254.1 Check Calculation of gear drive strength 254.1.1 The first pair of the strength of the gear che

14、ck 254.1.2 Department of checking of planetary gear 274.2 Axis strength check 314.3 Bearing selection and life span 344.4 Axis involute flower bond strength calculation 34Conclusions 37Acknowledgements 38References 39第1章 緒論1.1 研究目的和意義 隨著我國經(jīng)濟的迅速發(fā)展,對能源的需求量將會日益增加。而作為我國傳統(tǒng)能源的煤炭是推動我國經(jīng)濟持續(xù)健康發(fā)展的重要能源保障。我國目前煤礦

15、對于一些中、厚煤層,由于技術(shù)的原因開采不到位,因此對中、厚煤層采煤機的需求量很大。所以說研制開發(fā)中、厚煤層采煤機有著長遠的社會效益。而目前我國的中、厚煤層采煤機并不能滿足實際工況的需要,其中一個主要的原因是由于其截割部的設(shè)計并不是很完善,而該設(shè)計正是在這樣一個背景下進行的,對中、厚煤層采煤機截割部的設(shè)計就是為了滿足實際工況的需求,使其發(fā)揮更大的作用。 為適應(yīng)中、厚煤層的開采,研究設(shè)計MG300/700-WD型采煤機,它采用了當(dāng)今國內(nèi)外的一些比較先進的技術(shù),如變頻調(diào)速,機載操作站操作和無線電離機遙控操作等等,可以說是代表了當(dāng)前世界的一流水平,在國內(nèi)投入使用,設(shè)備運行狀態(tài)的監(jiān)測,檢測及有關(guān)參數(shù)的顯

16、示使用中文。這款采煤機的設(shè)計生產(chǎn)及使用,能大大的提高采煤的效率,對降低工人工作強度,提高年產(chǎn)量都有很大的幫助。采煤機截割部主要由箱體、原電機、輸出軸、減速部分、除塵及冷卻系統(tǒng),潤滑系統(tǒng)等組成。采煤機截割部承擔(dān)截煤和裝煤任務(wù),是采煤機的主要部件之一。通過對截割部設(shè)計的完善,從整體上提高我國對中、厚煤層開采的效率。 1.2 國內(nèi)外采煤機的發(fā)展及趨勢1.2.1 國外采煤機的發(fā)展概況 20世紀(jì)40年代末,美國利諾斯公司首先在裝煤機機身上安裝了一個可擺動的落煤截割頭,實現(xiàn)了割煤、落煤和裝煤工序的機械化連續(xù)作業(yè),這就形成了采煤機的雛形。按照落煤機構(gòu)來劃分,采煤機的發(fā)展大體經(jīng)歷三個階段:第一階段,20世紀(jì)

17、40年代,以利諾斯公司的CM28H型和久益機械制造公司的3JCM型和6CM型為代表的截鏈?zhǔn)讲擅簷C,主要用于開采煤炭、鉀堿礦、鋁土礦、頁巖以及永凍土等。采煤機的生產(chǎn)能力低,且結(jié)構(gòu)復(fù)雜,裝煤效果差。第二階段,50年代,以久益公司的8CM 型為代表的擺動式截割頭采煤機,生產(chǎn)能力較高,裝煤效果較好,但機器工作時振動大,維護費用高。第三階段,60年代至今,滾筒式連續(xù)采煤機高速發(fā)展,并日趨成熟。從80年代開始,隨著開采工藝的發(fā)展和開采條件的提高,采煤機不斷向大功率、多功能、系列化和自動化方向發(fā)展,使其適用性和智能性增強,逐漸成為先進產(chǎn)煤大國的主要采煤設(shè)備。第三代滾筒式連續(xù)采煤機,集破煤、落煤、裝運、行走、

18、電液系統(tǒng)及輔助裝置為一體,達到了很高的制造水平。 隨著技術(shù)的成熟,一些集電子電力,微電子,信息管理以及計算機智能技術(shù)與一體的大功率電牽引采煤機被開發(fā)研制出來,其性能參數(shù)優(yōu),可靠性強,自動化程度高,操作方便,控制靈敏,監(jiān)控保護及檢測功能完善1。1.2.2 國內(nèi)采煤機的發(fā)展概況 從上世紀(jì)八十年代開始,我國進入了采煤機發(fā)展的興旺時期,在廣泛吸取國外先進技術(shù)的同時,不斷的實踐創(chuàng)新,銳意進取,重視采煤機成系列的開發(fā),不斷礦大使用范圍,同時推廣使用無連牽引,是采煤機工作更平穩(wěn),使用更更安全。在九十年代,電牽引技術(shù)逐漸成熟,多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)成為電牽引采煤機發(fā)展的主流,為提高生產(chǎn)效率立下了汗馬功勞

19、。隨著科技的進步,開發(fā)高產(chǎn)高效礦井綜合配套設(shè)備已成為我國煤炭科技發(fā)展的主流:大功率、大截深電牽引采煤機被廣泛的開發(fā)和使用,一些世界前沿的先進技術(shù)也被用到了采煤機的開發(fā)應(yīng)用中,如變頻技術(shù),遠程監(jiān)控、無線遙控等等,為更好的服務(wù)我國煤礦事業(yè)奠定了堅實的基礎(chǔ)。 1991年,煤炭科學(xué)總院上海分院與波蘭合作,在國內(nèi)率先研制成功了我國第一臺交流變頻調(diào)速技術(shù)的薄煤層爬底板采煤機后,上海分院又先后研制成功了截割電機縱向布置的交流電牽引采煤機、截割電機橫向布置的適用于中厚和較薄煤層的交流電牽引采煤機,并成功應(yīng)用于晉城、淮南、徐州、大同等礦務(wù)局11 。采煤機發(fā)展到現(xiàn)在,隨著各項技術(shù)的掌握,我國將在以下方面進行攻關(guān)研

20、究,力爭趕上世界先進水平: 1大功率、大截深電牽引采煤機的進一步研究 2大功率采煤機的工況監(jiān)制,故障診斷于控制系統(tǒng)的研究 3為最大限度的利用我國能源,著力研制發(fā)展薄煤層采掘機械 4應(yīng)用高新技術(shù),嚴(yán)格管理,提高可靠性在電牽引采煤機的研制領(lǐng)域,我國雖然取得了一些客觀的成績,但與目前與國外先進的采煤機相比,再總體參數(shù)性能方面尚有較大差距,某些關(guān)鍵部件的性能、功能、適用范圍還亟待完善和提高,尤其是線監(jiān)控、故障診斷及預(yù)報、信號傳輸與采煤機自動控制、傳感器等智能化技術(shù)和機械部件的可靠性、壽命與國外的相比差距很大,此外,我國在采煤機的機械結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計、加工制造和材質(zhì)性能上與國外先進水平也有較大的差距。因此,

21、為提高產(chǎn)品質(zhì)量,采煤機的機械傳動系統(tǒng)理論設(shè)計尚需加大研究力度12 。1.3 研究/設(shè)計的目標(biāo) 對MG300/700-WD型采煤機截割部的結(jié)構(gòu)進行設(shè)計,通過幾種設(shè)計方案的比較分析,選擇最優(yōu)方案,使其結(jié)構(gòu)更緊湊,更合理。在煤層開采時,能夠使采煤機安全、可靠、高效生產(chǎn)。 設(shè)計目標(biāo):采高H1.8m;截深J0.8m;滾筒直徑1800;適應(yīng)傾角45;滾筒轉(zhuǎn)速n39.67r/min;年生產(chǎn)量達到500萬噸。1.4 研究的主要內(nèi)容 本次設(shè)計主要研究以下內(nèi)容:采煤機截割部的傳動方案的制定;采煤機截割部電機型號的確定;采煤機截割部傳動比的確定;各級動力學(xué)計算,包括扭矩、轉(zhuǎn)速、功率與效率; 傳動比的分配及各齒輪齒數(shù)

22、、模數(shù)的確定;行星機構(gòu)設(shè)計與計算;各軸組件的設(shè)計;齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核; 軸承的選型與壽命計算;鍵的設(shè)計與強度校核。第2章 采煤機截割部的方案設(shè)計2.1 采煤機截割部設(shè)計方案的制定 綜合參考國內(nèi)外各種采煤機的結(jié)構(gòu)方案,同時類比相似型號的采煤機的截割部傳動方案,初步定出滾筒式采煤機截割部若干傳動方案如下: 方案一如圖2-1,該方案傳動方式:電機?固定減速箱?搖臂?滾筒。(圖2-1)1-電動機 2-固定減速箱 3-搖臂 4-滾筒 方案二(如圖2-2),此方案傳動方式為:電機?固定減速箱?行星齒輪傳動?滾筒。(圖2-2) 1-電動機 2-固定減速箱 3-搖臂 4-行星齒輪 5-滾筒 (圖2-3)

23、 1-電動機 2-搖臂減速箱 3-行星齒輪 4-滾筒 方案三(如圖2-3),傳動方式為:電動機?搖臂?行星齒輪傳動?滾筒。2.2 采煤機截割部設(shè)計方案的確定 方案一的特點是:傳動簡單,搖臂從固定減速箱端部伸出,支承可靠,齒輪系傳動穩(wěn)定,易于安裝,但臥底量較小,不適合中厚煤層開采。因此,此方案不宜采用。 方案二的特點是:在滾筒內(nèi)裝了行星傳動,簡化了傳動系統(tǒng),但筒殼增大了,結(jié)構(gòu)不夠緊湊,所以此方案也不宜采用。 方案三的特點是:采用獨立搖臂,其本身就是個單獨的減速箱,進出油口都密封。截割電機橫向布置在搖臂上,搖臂和機身連接沒有動力傳遞,取消了螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)雜的通軸,傳動簡單,調(diào)高范圍大,結(jié)構(gòu)緊湊

24、,較為適合。 綜上所述,此次設(shè)計方案確定為方案三。第3章 截割部主傳動參數(shù)確定3.1 截割部電動機功率計算及電動機選型3.1.1 截割部裝機功率的計算設(shè)計目標(biāo):1.采高H1.8m(約等于滾筒直接D); 2.截深J0.8m; 3.采煤機機寬小于B1.5m; 4.設(shè)計年產(chǎn)量M500萬噸; 5.滾筒轉(zhuǎn)數(shù)n小于40r/min。采煤機的設(shè)計生產(chǎn)力Q856.2t/h 由文獻1知, Q(t/h)式中 J?滾筒有效截深,m; H?采煤機的平均采高,m; ?采煤機的最大工作牽引速度,m/min; ?塊煤的比重率(t/),1.35t/。 Q856.2t/h算得m/min7.5m/min螺旋滾筒的截割功率采用單位生

25、產(chǎn)力所消耗的能量的方法來計算,即 kW式中 ?采煤機截割總功率,kW;?采煤機設(shè)計生產(chǎn)率,648;?截割比能耗,?功率利用系數(shù),單機驅(qū)動時取1,分別驅(qū)動時取0.8;?功率水平系數(shù),自動調(diào)速時取0.95,手動調(diào)速時取0.85;?后滾筒的工作條件系數(shù),一般取0.8;如果每層截割阻抗不同于基煤層,則: 式中 ?截割比能耗,0.52;?不同截割阻抗,取值范圍為240360N/mm,則取值300;A?相同截割阻抗,取值范圍為180240N/mm,則取值 210。則 kW600kW式中 ?截割部的總傳動效率。3.1.2 電動機的選型 采煤機截割部的截割功率為3002kW,即每個截割部的功率為300kW。根

26、據(jù)礦下電機的具體工作情況,要有防爆和防電火花的安全性,以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的客氣中絕對安全,而且電機工作要可靠,啟動轉(zhuǎn)矩大,過載能力強,效率高。據(jù)此選擇由遼寧撫順電機廠生產(chǎn)的三相鼠籠式異步防爆電動機:YBC3-300。該型號電動機帶有離合器,電動機輸出軸帶有花鍵,通過花鍵傳遞動力。其技術(shù)參數(shù)如下: 額定功率:300kW 額定電壓:1140V 額定電流:206A 額定轉(zhuǎn)速:1476r/min 額定頻率:50Hz 絕緣等級:H 接線方式:Y 工作方式:S 重量:1502kG 冷卻方式:外殼水冷3.2 截割部總傳動比的計算分配及動力參數(shù)的確定3.2.1 總傳動比的確定 總傳動比等于截割電

27、動機的轉(zhuǎn)速與滾筒的轉(zhuǎn)速的比值,滾筒的轉(zhuǎn)速依據(jù)總體參數(shù)的性能要求而定,考慮調(diào)換齒輪對,滾筒的轉(zhuǎn)速通常有2-4種可供選擇。采煤機截割電動機的同步轉(zhuǎn)速為1476r/min,滾筒的轉(zhuǎn)速一般在20r/min-100r/min(直徑大轉(zhuǎn)速小),截割部主傳動比的總傳動比約為。 總傳動比: 式中 ?電動機轉(zhuǎn)速,r/min; ?滾筒轉(zhuǎn)速,r/min。3.2.2 傳動比的分配 對與采煤機結(jié)構(gòu)的特殊性,一般需要3-5級減速。對于大功率中、厚煤層采煤機,采用2Z-X負號行星齒輪傳動時,可能只需要三級減速。行星齒輪傳動安排在最后一級較合理,即可利用滾筒筒轂內(nèi)的空間,又可減小前各級齒輪的傳動比和尺寸。 由于采煤機工作過程

28、中常有過載和沖擊載荷,維修比較困難,空間限制又比較嚴(yán)格,故對行星齒輪減速裝置提出了很高的要求。因此,先確定行星減速機構(gòu)的傳動比。2K-H行星減速裝置的使用效率為0.970.99;其傳動比一般為2.813.7。當(dāng)內(nèi)齒圈固定,以太陽輪為主動件,行星架為從動件時,傳動比推薦值為39。采煤機的截割部的行星減速機構(gòu)的傳動比一般為56。這里定行星機構(gòu)的傳動比為:5.714。 采煤機機身高度嚴(yán)格限制,每級傳動比34。根據(jù)多級減速齒輪傳動比的分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu),初定各級傳動比為:1.79,1.58,2.29。3.2.3 各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定圖3-1 搖臂傳動系統(tǒng)圖 從電動機出來,各軸依次命名為:、

29、軸。1. 各軸轉(zhuǎn)速計算: 軸:r/min 軸:r/min 軸:r/min 軸:r/min 軸:r/min2. 各軸功率計算: 軸:kW 軸:kW 軸:kW 軸:kW 軸:kW 軸:kW 軸:kW 軸: 上式中:軸承效率,齒輪效率,花鍵效率。3. 各軸轉(zhuǎn)矩計算: 軸: 軸: 軸: 軸: 軸: 表3-1 運動和動力參數(shù)表編號功率(kW)轉(zhuǎn)速(r/min)轉(zhuǎn)矩()傳動比軸29714761921.61.79軸279.56824.63237.7軸271.23521.94963.11.58軸247.7227.910379.72.29軸240.3239.6757853.75.7143.3 齒輪參數(shù)計算3.3

30、.1 確定第一對嚙合齒輪的參數(shù)傳動比1.79輸入功率N297kW直齒圓柱齒輪材料選擇:低碳高級合金鋼20CrMnTi,7級精度,滲碳淬火處理,齒面硬度為5662HRC。初步確定齒數(shù)為:,。 1按齒面接觸強度初算小齒輪c分度圓直徑小齒輪分度圓直徑的初算公式為 mm 3-1式中 ?算式系數(shù),對于鋼對鋼的齒輪副,直齒輪傳動766,查參考文獻2表14-1-75; ?載荷系數(shù),取2; ?嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩,;由表3-1得1921.6;?試驗齒輪的接觸疲勞極限,;查查參考文獻2 圖14-1-24,且取和中的較小值,1500; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。 ?許用接觸應(yīng)力, MPa

31、 ; ?小齒輪齒寬系數(shù),查表14-1-79取0.8; ?齒數(shù)比,即;將上述值代入公式中3-1得 2按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 根據(jù)齒根彎曲強度,可按下列公式估算齒輪的模數(shù)。 mm 3-2式中 ?螺旋角系數(shù),對于直齒輪查參考文獻2表14-1-78,; ?復(fù)合齒形系數(shù),; ?齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值,由參考文獻2圖8.4.2(8), MPa ; ?齒根應(yīng)力,單向受力 MPa。mm 按齒面接觸強度計算所得的小齒輪分度圓直徑mm,可計算小齒輪模數(shù)mm,比較彎曲強度與接觸強度計算的結(jié)果,取模數(shù)中的較大值,所以mm,在傳動過程中對齒輪的強度要求高,可以適當(dāng)增大,取mm。 3. 齒輪幾何計算表 3-

32、2 齒輪參數(shù)名稱代號計算公式結(jié)果分度圓直徑mmmm標(biāo)準(zhǔn)中心距mm端面壓力角齒頂高mm齒根高mm齒高mm齒頂圓直徑mmmm齒根圓直徑mmmm齒寬mmmm3.3.2 確定第二對嚙合齒輪的參數(shù)傳動比1.58輸入功率N279.56kW直齒圓柱齒輪材料選擇:低碳高級合金鋼20CrMnTi,7級精度,滲碳淬火處理,齒面硬度為5662HRC。初步確定齒數(shù)為:,。 1按齒面接觸強度初算小齒輪c分度圓直徑小齒輪分度圓直徑的初算公式為 mm3-1式中 ?算式系數(shù),對于鋼對鋼的齒輪副,直齒輪傳動766,查參考文獻2表14-1-75; ?載荷系數(shù),取2; ?嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩,;由表3-1得3237.7;?

33、試驗齒輪的接觸疲勞極限,;查查參考文獻2 圖14-1-24,且取和中的較小值,1500; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。 ?許用接觸應(yīng)力, MPa ; ?小齒輪齒寬系數(shù),查表14-1-79取; ?齒數(shù)比,即;將上述值代入公式中3-1得 2按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 根據(jù)齒根彎曲強度,可按下列公式估算齒輪的模數(shù)。 mm3-2式中 ?螺旋角系數(shù),對于直齒輪查參考文獻2表14-1-78,; ?復(fù)合齒形系數(shù),查參考文獻3表7-9; ?齒形系數(shù); ?應(yīng)力矯正系數(shù); ?齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值,由參考文獻2圖8.4.2(8), MPa ; ?齒根應(yīng)力,單向受力 MPa。mm 按齒面接

34、觸強度計算所得的小齒輪分度圓直徑mm,可計算小齒輪模數(shù)mm,比較彎曲強度與接觸強度計算的結(jié)果,取模數(shù)中的較大值,所以mm,在傳動過程中對齒輪的強度要求高,可以適當(dāng)增大,取mm。 齒輪幾何計算表 3-3 齒輪參數(shù)名稱代號計算公式結(jié)果分度圓直徑mmmm標(biāo)準(zhǔn)中心距mm端面壓力角齒頂高mm齒根高mm齒高mm齒頂圓直徑mmmm齒根圓直徑mmmm齒寬mmmm3.3.3 確定第三對嚙合齒輪的參數(shù)傳動比2.29輸入功率N271.23kW直齒圓柱齒輪材料選擇:低碳高級合金鋼20CrMnTi,7級精度,滲碳淬火處理,齒面硬度為5662HRC。初步確定齒數(shù)為:,。 1按齒面接觸強度初算小齒輪c分度圓直徑小齒輪分度圓

35、直徑的初算公式為 mm 3-1式中 ?算式系數(shù),對于鋼對鋼的齒輪副,直齒輪傳動766,查參考文獻2表14-1-75; ?載荷系數(shù),取2; ?嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩,;由表3-1得4963.1;?試驗齒輪的接觸疲勞極限,;查查參考文獻2 圖14-1-24,且取和中的較小值,1500; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。 ?許用接觸應(yīng)力, MPa ; ?小齒輪齒寬系數(shù),查表14-1-79取; ?齒數(shù)比,即;將上述值代入公式中3-1得 2按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m根據(jù)齒根彎曲強度,可按下列公式估算齒輪的模數(shù)。mm 3-2式中 ?螺旋角系數(shù),對于直齒輪查參考文獻2表14-1-78,;

36、 ?復(fù)合齒形系數(shù),查參考文獻3表7-9; ?齒形系數(shù); ?應(yīng)力矯正系數(shù); ?齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值,由參考文獻2圖8.4.2(8), MPa ; ?齒根應(yīng)力,單向受力MPa。mm 按齒面接觸強度計算所得的小齒輪分度圓直徑mm,可計算小齒輪模數(shù)mm,比較彎曲強度與接觸強度計算的結(jié)果,取模數(shù)中的較大值,所以mm,在傳動過程中對齒輪的強度要求高,可以適當(dāng)增大,取mm。 3. 齒輪幾何計算表 3-4 齒輪參數(shù)名稱代號計算公式結(jié)果分度圓直徑mmmm標(biāo)準(zhǔn)中心距mm端面壓力角齒頂高mm齒根高mm齒 高mm齒頂圓直徑mmmm齒根圓直徑mmmm齒寬mmmm3.3.4 確定行星齒輪的參數(shù) 1配齒計算: 初

37、選,采用一級2Z-X型行星減速機構(gòu)。 根據(jù),按文獻2表14-5-3選取行星輪數(shù)目。 根據(jù)齒數(shù)強度及傳動平穩(wěn)性及參考文獻2表14-5-5確定太陽輪齒數(shù) 為21。 根據(jù)下列條件試湊值: a傳動比條件: b裝配條件:(整數(shù)) c同心條件:120(偶數(shù)) 計算內(nèi)齒圈及行星齒輪齒數(shù)和: 對角變位齒輪傳動,式中,?行星齒輪減少值,當(dāng)()為偶數(shù)時,。 預(yù)計嚙合角和:查參考文獻2圖14-5-4,按,得;。 通過角變位后,既不增大該行星傳動的徑向尺寸,又可以改善A-C嚙合齒輪副的傳動性能。 2接觸強度處算中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩 小輪(太陽輪)的轉(zhuǎn)矩:式中,?載荷步均勻系數(shù),由文獻2表14-5-18得,;齒數(shù)比:

38、38/211.81 太陽輪和行星輪的材料用20CrMnTi滲碳淬火,齒面硬度58-62HRC太陽輪和56-58HRC行星輪 取齒寬系數(shù),載荷系數(shù);mm則mm模數(shù):mm取 3計算齒輪的幾何尺寸 (1) 計算實際中心距:未變位是的中心距: mm初算中心距變位系數(shù): 計算中心距并取圓整值:212.408mm圓整后mm實際中心距變位系數(shù):計算嚙合角:計算總變位系數(shù): 分配變位系數(shù),查參考文獻2圖14-1-4分配得 (2) 傳動計算:計算未變位時的中心距: mm計算中心距變位系數(shù): 計算嚙合角: 計算總變位系數(shù): 計算 (3) 齒輪的幾何尺寸:分度圓直徑: mm mm mm節(jié)圓直徑: mm mm mm基

39、圓直徑: mm mm mm齒頂圓直徑: mm mm mm齒根圓直徑:mm mm (4) 計算齒頂圓壓力角: (5) 端面重合度: 3.4 軸組件結(jié)構(gòu)設(shè)計3.4.1 截一軸尺寸的確定 1初算軸徑 齒輪軸的一端帶有內(nèi)漸開線花鍵,通過漸開線花鍵與電機輸出軸相聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩,為了提高齒輪軸可靠性,齒輪軸的材料選擇為20CrMnTi。 3-3式中 ?軸傳遞的功率,; ?軸的轉(zhuǎn)速,; ?與軸的材料及相應(yīng)的值有關(guān)的系數(shù)。查文獻3表9-1得118。將上述數(shù)據(jù)代入公式3-5得 mm 2確定軸的直徑和長度1段: ,;2段: ,;3段: ,;4段: ,。初步確定出軸的形狀如圖3-2:3-2 截一軸3.4.2 截二軸尺

40、寸的確定 1. 初算軸徑 齒輪軸的材料選擇為20CrMnTi。 3-3式中 ?軸傳遞的功率,; ?軸的轉(zhuǎn)速,; ?與軸的材料及相應(yīng)的值有關(guān)的系數(shù)。查文獻3表9-1得118。將上述數(shù)據(jù)代入公式3-5得 2. 確定軸的直徑和長度1段: ,;2段: ,;3段: ,;4段: ,。初步確定出軸的形狀如圖3-3:3-3 截二軸3.4.3 截三軸尺寸的確定 1. 初算軸徑 齒輪軸的材料選擇為20CrMnTi。 3-3式中 ?軸傳遞的功率,; ?軸的轉(zhuǎn)速,; ?與軸的材料及相應(yīng)的值有關(guān)的系數(shù)。查文獻3表9-1得118。將上述數(shù)據(jù)代入公式3-5得 2. 確定軸的直徑和長度1段: ,;2段: ,;3段: ,;4段

41、: ,。初步確定出軸的形狀如圖3-2:3-3 截三軸第4章 強度校核4.1 齒輪傳動強度的校核計算4.1.1 第一對齒輪的強度校核 1齒面接觸強度的校核計算 1 齒面接觸應(yīng)力 在齒輪傳動的嚙合齒輪中,其齒面接觸應(yīng)力可按下式計算,即 4-1 4-2 4-3式中 ?使用系數(shù),查文獻2表14-1-8得1.35; ?動載系數(shù),查文獻3圖7.11得1.2; ?計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)1.254; ?計算接觸強度的齒間載荷分配系數(shù),查文獻2表14-1-102得, ?小輪和大輪單對齒嚙合系數(shù),由文獻2表14-1-104得,; ?計算接觸應(yīng)力的基本值,;?端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,; ?小齒輪分度圓直

42、徑,133mm;b?工作齒寬,指齒輪副中較小齒寬, ?齒數(shù)比,即; ?節(jié)點區(qū)域系數(shù); ?彈性系數(shù),查表14-1-105得,189.8; ?螺旋度系數(shù),直齒輪,1; ?重合度系數(shù);由圖14-1-19得,; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-14-24-3得 2 許用接觸應(yīng)力 4-4式中 ?試驗齒輪的接觸疲勞極限,1500;?計算接觸強度的最小安全系數(shù),查表14-1-110得,1.5; ?計算接觸強度的壽命系數(shù),查表14-1-106得 ; ?潤滑劑系數(shù); ?速度系數(shù); ?粗糙度系數(shù);查表14-1-108得, ?工作硬化系數(shù),查圖14-1-30得1.2; ?接觸強度計

43、算的尺寸系數(shù),查表14-1-109得1.0。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-4得 3 強度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強度條件:大、小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力,即 由于以上的計算滿足此條件,所以滿足強度條件。4.1.2 行星輪系校核 1行星輪系A(chǔ)-C副齒面接觸強度的校核計算 1 齒面接觸應(yīng)力 在齒輪傳動的嚙合齒輪中,其齒面接觸應(yīng)力可按下式計算,即 4-1 4-2 4-3式中 ?使用系數(shù),查文獻2表14-1-8得1.35; ?動載系數(shù),查文獻3圖7.11得1.2; ?計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù),由文獻3表7-8得,1.337; ?計算接觸強度的齒間載荷分配系數(shù),查文獻2表

44、14-1-102得, ?小輪和大輪單對齒嚙合系數(shù),由文獻2表14-1-104得,; ?計算接觸應(yīng)力的基本值,;?端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,; ?小齒輪分度圓直徑,147mm;b?工作齒寬,指齒輪副中較小齒寬, ?齒數(shù)比,即; ?節(jié)點區(qū)域系數(shù); ?彈性系數(shù),查表14-1-105得,189.8; ?螺旋度系數(shù),直齒輪,1; ?重合度系數(shù);由圖14-1-19得,; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-14-24-3得 2 許用接觸應(yīng)力 4-4式中 ?試驗齒輪的接觸疲勞極限,1500;?計算接觸強度的最小安全系數(shù),查表14-1-110得,1.1; ?計算接觸強度的壽命系

45、數(shù),查表14-1-106得 ; ?潤滑劑系數(shù); ?速度系數(shù); ?粗糙度系數(shù); 查表14-1-108得, ?工作硬化系數(shù),查圖14-1-30得1.2; ?接觸強度計算的尺寸系數(shù),查表14-1-109得1.0。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-4得 3 強度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強度條件:大、小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力,即 由于以上的計算滿足此條件,所以滿足強度條件。 2行星輪系C-B副齒面接觸強度的校核計算 1 齒面接觸應(yīng)力 在齒輪傳動的嚙合齒輪中,其齒面接觸應(yīng)力可按下式計算,即 4-1 4-2 4-3式中 ?使用系數(shù),查文獻2表14-1-8得1.35; ?動載系數(shù),查文

46、獻3圖7.11得1.2; ?計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù),由文獻3表7-8得,1.150; ?計算接觸強度的齒間載荷分配系數(shù),查文獻2表14-1-102得, ?小輪和大輪單對齒嚙合系數(shù),由文獻2表14-1-104得,; ?計算接觸應(yīng)力的基本值,;?端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,; ?小齒輪分度圓直徑,266mm;b?工作齒寬,指齒輪副中較小齒寬, ?齒數(shù)比,即; ?節(jié)點區(qū)域系數(shù); ?彈性系數(shù),查表14-1-105得,189.8; ?螺旋度系數(shù),直齒輪,1; ?重合度系數(shù);由圖14-1-19得,; 式中,“+”號用于外嚙合,“-”用于內(nèi)嚙合。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-14-24-3得 2 許用接觸應(yīng)

47、力 4-4式中 ?試驗齒輪的接觸疲勞極限,1500;?計算接觸強度的最小安全系數(shù),查表14-1-110得,1.1; ?計算接觸強度的壽命系數(shù),查表14-1-106得 ; ?潤滑劑系數(shù); ?速度系數(shù); ?粗糙度系數(shù); 查表14-1-108得, ?工作硬化系數(shù),查圖14-1-30得1.2; ?接觸強度計算的尺寸系數(shù),查表14-1-109得1.0。將以上數(shù)據(jù)代入公式4-4得 3 強度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強度條件:大、小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力,即 由于以上的計算滿足此條件,所以滿足強度條件。4.2 軸的強度校核截一齒輪軸校核 1. 齒輪軸的受力分析 齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩: 1921.6 齒輪的圓周力: N 齒輪的徑向力: N 求支反力:這里根據(jù)材料力學(xué)相關(guān)知識把軸兩端的軸承簡化為固定鉸支座進行受力分析。 計算水平面內(nèi)的支反力:如圖4-2所示由, N N 計算垂直平面內(nèi)的支反力與彎矩: 同理,根據(jù)和的值為零,可以求出: N N 合成支反力: N N 2計算彎矩、轉(zhuǎn)矩,并畫彎矩圖 1 彎矩: 齒輪的作用力在水平平面的彎矩:圖4-2-a 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩:圖4-2-b 由于齒輪作用在D處截面的最大合成彎矩:圖4-2-c2 轉(zhuǎn)矩: 圖4-2-d 綜上確定危險截面為處,此處彎矩