2323 采煤機搖臂設計

2323 采煤機搖臂設計,采煤,搖臂,設計 采煤機搖臂設計摘 要MG160/390-WD 型采煤機是中等功率低采高的電牽引采煤機，用于煤層厚度 1.5～2.92m 的中厚煤層開采,采高 1.3～3.0 m，煤層傾角小于 35°,可采較硬煤質。本論文完成了采煤機搖臂的設計，包括搖臂減速器的布局設計及三維建模。文中主要介紹了目前國內外采煤機的研究現(xiàn)狀及未來發(fā)展趨勢，同時介紹了采煤機的類型、工作原理和主要組成，還介紹了采煤機搖臂的具體結構。 在設計過程中，重點完成了對減速器傳動方案的確定和相關組件的計算和設計。首先，完成了對搖臂減速器的傳動比分配，轉速及傳遞功率的計算，其次，完成了采煤機搖臂殼體內一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動齒輪的設計及校核，簡單介紹了行星輪系的裝配關系確定和強度校核。再次，完成了軸承和聯(lián)接花鍵的選擇及校核。最后，對采煤機搖臂進行了三維建模。關鍵詞：采煤機；搖臂；齒輪ABSTRACTThe MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.5~2.92m, mining height 1.3~3.0m,coal bed pitch less than 35°, it can be used for hard coal mining.Double drum coal shearer。A mining full-seam mining machine, one at each end of the drum. Front roller in cutting top coal, after cutting drum in under ground coal. Two roller are generally dorsal rotation, the driver left drum left spiral, the driver right right helical drum. Can also rotate in the opposite direction, the driver on the left with the right spiral drum, the drum with a left screw driver. Generally use the two-way mining, advanced shift after the head of the oblique cutting knife; also can be used to feed at the same time shift head tangent feeding mode.This paper completed the design of shearer rocker arm, including the layout and three-dimensional modeling of speed reducer, it described the current status of domestic and international coal mining research and future development trends, the type of shearer, working principles and main components，it also introduced the specific structure of shearer rocker.In the design process, completed the calculation and design of the reducer drive scheme and related components. First, completed the rocker reducer transmission ratio , speed and transfer power distribution calculation. Secondly, the completion of the design and check of five shafts and the shaft driving gears inside the rocker arm shell,simply introduced the assembly relationships and intensity checking of the planetary gear train. Thirdly, the completion of the selection and check the spline for connection. Finally, the three-dimensional modeling.Keyword: shearer; rocker arm; gear目錄1 緒論 .........................................................11.1 設計思路的提出 ..........................................11.2 采煤機概述 ..............................................21.2.1 采煤機分類及組成 ..................................21.2.2 滾筒采煤機工作原理 ................................31.3 采煤機械化的發(fā)展與趨勢 ..................................42 搖臂整體方案確定 .............................................51.4 本章小結 ................................................52.1 MG160/390-WD 型采煤機簡介 ...............................52.1.1 主要技術參數 .......................................62.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成 .............72.1.3 截割部電動機的選擇 ................................72.2 搖臂具體結構設計方案的確定 ..............................82.3 傳動方案的確定 ..........................................92.3.1 傳動方式確定 ......................................92.3.2 傳動比的確定 .....................................102.4 傳動比的分配 ...........................................112.5 傳動效率選擇 ...........................................122.6 本章小結 ...............................................133 傳動系統(tǒng)設計 ................................................143.1 各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 .........................143.2 齒輪設計及強度效核 .....................................153.2.1 齒輪 2（惰輪）和齒輪 3 的設計及強度效核 ............163.2.1 齒輪 4 和齒輪 5 的設計及強度效核 ...................163.2.3 齒輪 6 和齒輪 7（惰輪）設計及強度校核 ..............203.2.4 驗算齒輪 3 和齒輪 6 是否干涉 .......................223.2.5 行星齒輪設計及強度校核 ...........................223.3 軸的設計及強度效核 .....................................333.3.1 Ⅳ軸的設計及強度效核 .............................333.3.2 Ⅲ軸的設計及強度效核 .............................383.3.3 惰輪Ⅰ軸的設計及強度效核 .........................433.3.4 惰輪Ⅱ軸的設計及強度效核 .........................473.4 軸承的壽命校核 .........................................533.4.1 Ⅲ軸軸承的壽命校 .................................533.4.2 Ⅱ軸軸承的壽命校核 ...............................543.4.3 Ⅰ軸軸承的壽命校核 ...............................553.4.4 Ⅱ軸軸承的壽命校核 ...............................563.5 花鍵的選擇與強度校核 ...................................573.5.1 Ⅲ軸花鍵的強度校核 ...............................573.5.2 Ⅱ軸花鍵的強度校核 ...............................583.6 搖臂的潤滑與維護 .......................................12 3.7 本章小結 ...............................................594 搖臂的三維建模 ..............................................604.1 基于 PRO/E 的參數原理 ...................................604.2 基于 PRO/E 的模擬仿真 ...................................604.3 減速器參數化設計及仿真的總體方案及技術路線 .............604.4 搖臂三維實體建模 .......................................624.5 本章小結 ...............................................645 致 謝 ......................................................606 外文翻譯 ...................................................66河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文11 緒論1.1 設計思路的提出在目前國內采煤機市場，中厚煤層重型采煤機在研發(fā)、設計、制造和使用方面中占據著主導地位，中厚煤層采煤機技術日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國內生產這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，其中以雞西煤礦機械廠設計生產的MG160/390-WD 型電牽引采煤機也是典型代表，該機在國內有著廣泛的應用，得到眾多煤礦的好評。本設計是在其成功的設計思想和理念基礎上，著重對其搖臂進行設計與三維建模。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文21.2 采煤機概述1.2.1 采煤機分類及組成采煤機有不同的分類方法：按工作機構形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構位置可分為額面式與側面式；還可以按層厚和傾角來分類?，F(xiàn)在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。雙滾筒采煤機綜合了國內外薄煤層采煤機的成功經驗，是針對我國具體國情而設計的新型大功率薄煤層采煤機。采煤機主要技術參數 1、適用煤層 采高　0.85-1.6m 傾角　≤30° 煤質硬度　f≤3 2、生產能力 最大理論生產能力　528t/h 經濟生產能力 249t/h 3、截割部 滾筒轉速：75.62rpm 滾筒直徑：Φ850、Φ1000、Φ1200 調高方式：液壓調高 4、牽引部 牽引方式：液壓無級調速、擺線齒輪、銷排無鏈牽引 最大牽引力：20t 牽引速度：0-5.5m/min 5、電動機 牽引電機。滾筒采煤機的組成如圖 1.1 所示?，F(xiàn)代采煤機基本上都使用模塊化設計，采用多電機橫向布置，結構取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過高強度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒有動力傳遞，結構簡單，傳動效率高，傳動可靠，維修和檢查方便；采煤機的牽引部分也采用了無鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會出現(xiàn)斷鏈事故工作更安全。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文3圖 1.1 雙滾筒采煤機1.2.2 滾筒采煤機工作原理雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機的工作原理如圖 1.2 所示）因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一次刀；返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。圖 1.2 雙滾筒采煤機工作原理為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉方向相適應：對順時針旋轉（人站在采空側看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮臍w結為“左轉左旋；右轉右旋” ，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。雙滾筒采煤機有自開缺口的能力，當采煤機割完一刀后，需要重新將滾河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文4筒切入一個截深，這一過程稱為進刀。常用的進刀方式有兩種：1．端部斜切法利用采煤機在工作面兩端約 25～30m 的范圍內斜切進刀稱端部斜切進刀法；2．中部斜切法（半工作面法）利用采煤機在工作面中部斜切進刀稱為中部斜切法。1.3 采煤機械化的發(fā)展與趨勢機械化采煤開始于上世紀 40 年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）的出現(xiàn)而開始的。40 年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產了采煤機，聯(lián)邦德國生產了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機械化。但是當時的采煤機都是鏈式工作機構，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產率受到一定的限制。50 年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產了滾筒采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調高，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。因此，50 年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通水平。雖然在 1954 年英國已經研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術僅僅處于開始試驗階段。60 年代是世界綜采技術的發(fā)展時期。第二代采煤機—單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別是1964 年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術推向了一個新水平，并在生產中顯示了綜合機械化河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文5采煤的優(yōu)越性—高效、高產 、安全和經濟，因此各國競相采用綜采技術。進入 70 年代，綜采機械化得到了進一步發(fā)展和提高，綜采設備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了功率為 750～1000KW，生產率達 1500T/H 的刮板輸送機，以及工作阻力達1500KN 的強力液壓支架等。1970 年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976 年出現(xiàn)的第四代采煤機—電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。目前，各主要產煤國家已基本上實現(xiàn)了采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設備，使之達到高效、高產、安全、經濟；向遙控及自動控制發(fā)展，并逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機械設備。1.4 本章小結本章為論文的緒論部分，主要是對設計題目的分析,重點介紹了采煤機的分類、組成、工作原理、進刀方式、發(fā)展及趨勢。2 搖臂整體方案確定2.1 MG160/390-WD 型采煤機簡介MG160/390-WD 無鏈電牽引采煤機，裝機總功率 390KW，截割功率 2160KW，牽引功率 2 30KW。MG160/3900-WD 無鏈電牽引采煤機，采用多電??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文6機驅動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內橫向裝有開關磁阻電機，通過牽引機構為采煤機牽引力，中間控制箱裝有調高油缸，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側抽出，易維修，易更換。其主要用途及適用范圍：MG160/390－WD 無鏈電牽引采煤機一般適用于中厚煤層的開采，傾角小于 35 度，煤質中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。2.1.1 主要技術參數該機的主要技術參數如下表 2.1：表 2-1 采煤機主要技術參數采高 m 1.3-3.0截深 m 0.6適應傾角 　 ≤35° 適應煤質硬度 f≤4河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文7滾筒轉速 r/min 46，52滾筒直徑 mm 1250,1400,1600搖臂形式 整體彎搖臂搖臂長度 mm 1700搖臂回轉中心距 mm 5813搖臂擺角 ° ﹢42，-19.7牽引速度 m/min 0-7牽引型式 　 交流變頻調速無鏈牽引機面高度 mm 1100最小臥底量 mm 410滅塵方式 　 內外噴霧裝機功率 KW 391電壓 v 11402.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成截割部主要完成截煤和裝煤作業(yè)，主要組成部分有：截割電動機、搖臂減速箱、內外噴霧系統(tǒng)和截割滾筒等。截割部為整體彎搖臂結構，即截割電機、減速器均設在截割機構減速箱上，與牽引部鉸接和調高油缸鉸接，油缸的另一端鉸接在牽引部上，當油缸伸縮時，實現(xiàn)搖臂升降。支承組件固定在左、右牽引部上，與行走箱上的導向滑靴一起承擔整機重量。 搖臂減速箱主要由殼體、輸入軸部件、惰輪、行星齒輪減速器、滾筒聯(lián)接裝置及內外噴霧等裝置組成。搖臂的作用是將截割電動機的動力傳遞到滾筒使之旋轉采煤，同時通過調高油缸的行程控制滾筒的升降。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文82.1.3 截割部電動機的選擇由設計要求知，截割部功率為 2×160KW，即每個截割部功率為160KW。根據礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全;而且電機工作要可靠，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。據三相鼠籠異步防爆電動機 YBCS4-160（B）, 其主要參數如下： 表 2-2 YBCS4-160(B)主要技術參數額定功率：400KW； 額定電壓：1140V額定轉速：1470P/m 接線方式：Y額定頻率：50HZ; 冷卻方式：外殼水冷該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構。2.2 搖臂具體結構設計方案的確定系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長搖臂，擴大調高范圍，搖臂內常裝有若干惰輪，致使截割部齒數較多。同時由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動比大，效率高，可減小齒輪模數，故末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。（1） 殼體：采取直臂形式，用 ZG25Mn 材料鑄造，并在殼體內腔表面設置有八組冷卻水管。（2）Ⅰ軸 ：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機聯(lián)接。（3）Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文9（4）Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。（5）Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。（6）Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。（7）Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽輪通過花鍵聯(lián)接將動力傳遞給行星減速器。（8）行星減速器：太陽輪，行星輪，內齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個行星輪系，太陽輪浮動，行星架靠兩個套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。（9）中心水路：水管和接頭組成。（10）離合器：離合手把，壓蓋，轉盤，推桿軸，扭矩軸等組成。2.3 傳動方案的確定2.3.1 傳動方式確定其傳動系統(tǒng)如圖 2.1，建模如圖 2.2：截 割 部 傳 動 系 統(tǒng) 圖河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文10圖 2-1 傳動系統(tǒng)圖表 2.3 傳動系統(tǒng)圖明細表序號 名稱 序號 名稱 序號 名稱1 電動機 8 齒輪 4 15 太陽輪2 Ⅰ軸 9 齒輪 5 16 轉臂3 齒輪 1 10 Ⅳ軸 17 內齒圈4 Ⅱ軸惰輪 11 齒輪 6 18 齒輪 85 齒輪 2 12 Ⅴ軸 惰輪 19 Ⅵ軸 惰輪6 Ⅲ軸 13 齒輪 7 20 箱體7 齒輪 3 14 行星輪河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文11圖 2-2 搖臂三維建模2.3.2 傳動比的確定 總傳動比 總i6.931470n?滾總I—電動機轉速 r/min—滾筒轉速 r/min滾n2.4 傳動比的分配多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：(1) 各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文12(2) 各級傳動間應做到尺寸協(xié)調、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。(3) 使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。(4) 使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。采煤機一般需要 3～4 級減速，對于中厚煤層采煤機采用 2K-H(NGW)負號行星齒輪傳動時，行星齒輪安在最后一級比較合理。采煤機每級傳動比一般為 3～4（行星齒輪傳動可達 5～6） ，傳動比應從高速級向低速級遞?i減。在初步設計時可按 / =20%～30%。本次設計采用 NWG 型行星減??1?jij速裝置，其原理如圖 2.3 所示：a-太 陽 輪 b內 齒 圈 g-行 星 輪 x行 星 架 NWG行 星 機 構圖 2-3 NWG 型行星減速裝置這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。查閱文獻[4],采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為 2.8～9。這里定行星減速機構傳動比，則其他三級減速機構總傳動比： ÷ 31.96÷5=6.39。5?bagi 總I?bagi由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為 根據;4~3?ji前述多級減數齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結構，據文獻[8]， 、 分別為高速級和低速級的傳動比。初定各級傳動比iij)5.1~3(?j1?ji河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文13為： ， ， ;以此計算三級減速傳動比的總誤差42.1?i8.1i43.?iδ=（31.69-2.41 1.85 1.42 5)/31.69=2.71%，在誤差允許范圍 5﹪內，?合適。2.5 傳動效率選擇圓柱齒輪傳動選擇 8 級傳動，傳動效率 0.97；扭矩軸 0.99；?2??1?滾動軸承 0.98（一對） ，行星齒輪傳動 0.98。?3?42.6 本章小結本章是論文的整體方案確定部分，主要包括采煤機截割電機的選擇、搖臂的具體結構設計、傳動方案選擇、傳動比分配、傳動效率確定、及潤滑方式的選擇，進而在此基礎上進行傳動系統(tǒng)的設計和校核.河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文143 傳動系統(tǒng)設計3.1 各級傳動轉速、功率、轉矩的確定各軸轉速計算：從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸。Ⅰ軸 min1470?n/rⅡ軸 min2Ⅲ軸 1470／ 2.42=607.4431/i min/rⅣ軸 609.96/1.84=330.13?24nⅤ軸 i/86.2304./79/35 riⅥ軸 in86.06r＝各軸功率計算：Ⅰ軸 160×0.99=158.4??1?PkWⅡ軸 158.4×0.97×0.98=150.58322ηη＝ kⅢ軸 150.58×0.97×0.98=143.14?3ηη＝Ⅳ軸 143.14×0.97×0.98=136.07?324ηη＝ PkⅤ軸 136.07×0.97×0.98=129.35?5ηη＝ WⅥ軸 129.35×0.97×0.98=122.96326ηη＝ k各軸扭矩計算:河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文15Ⅰ軸 ×95011?nPTmN??06.12947.8Ⅱ軸 × 978.2622 .?Ⅲ軸 × = 2250.41 95033?nPT6.143mN?Ⅳ軸 × =3936.2344 .7?Ⅴ軸 × =5350.839505?nPT86.231mN?Ⅵ軸 × =5086.4966 .?將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用表 3-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數表軸號 功率/kW 轉速 n/(r·min )1?轉矩 T/(N·m)Ⅰ軸 158.4 1470 1029.06Ⅱ軸 150.58 1470 978.26Ⅲ軸 143.14 607.44 2250.41Ⅳ軸 136.07 330.13 3936.23Ⅴ軸 129.35 230.86 5350.83Ⅵ軸 122.96 230.86 5086.493.2 齒輪設計及強度效核這里主要是根據查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經驗,思路如下：初步確定各級傳動中齒輪的齒數、轉速、傳動河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文16的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定。截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下：3.2.1 齒輪 2（惰輪 1）和齒輪 3 的設計及強度效核（1）選擇齒輪材料及熱處理查文獻 5 表 16.2-59、60、61，大齒輪選用 20GrMnTi 滲碳淬火，齒面硬度 59HRC；大齒輪用 20Gr 滲碳淬火，齒面硬度 59HRC。由圖 16.2-17 及圖 16.2-26，按 MQ 級質量要求取值 =14502lim1liH??2/N（2)按齒面彎曲強度設計計算齒寬系數取 ＝ 0.4a?載荷系數取 K=1.6 小輪轉矩 =978.262TmN?許用接觸應力 ，按表 16.2-33，取 1.2inli/HHPS???minHS??3.108.24532H?aM查圖 6-8 ， 1.5aF73limli ?FS=246.67????FFS2li32.510P取齒數 =302Z=30 1.42=72.3 取 =73，實際傳動比（即齒數比） = 2.433?3Z1u?307查圖 6-7 得齒形系數 2.59， 2.27?2FY3F河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文170.0105， 0.0092，取較大者，即前者???2FY????3FY?模數 m ，代入數據得 m 3.6,取 m=4?????3214zuYKTaF????中心距 ??20673432???Z齒寬 b= 0.4 206=82.4b?a??小齒輪一般比大齒輪齒寬多 5-10mm，取 ， 83902?b3（3)驗算齒面接觸強度，代入數據得 910.05 <23)15aubKTH??（?H?aMP??H?（4)齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 =m =4 30=120， =4 73=292d2Z?3mZd??齒頂高 ah齒根高 =6f ????425.01*??chaf齒頂圓直徑 =128ad22?d=30093aa齒根圓直徑 =282f 5??ffh=1102102?ffd河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文18齒寬 b , 83902?b3中心距 =206aa3.2.2 齒輪 4 和齒輪 5 設計及強度效核（1）選擇齒輪材料小齒輪 4 選用 20GrMnTi 滲碳淬火，齒面硬度 59HRC；大齒輪 5 用 20Gr 滲碳淬火，齒面硬度 59HRC（2)按齒面彎曲強度設計計算齒寬系數取 ＝ 0.4a?載荷系數取 K=1.6 小輪轉矩 =2250.41TmN?許用接觸應力 inli/HHPS??按表 16.2-33，取 1.2min??3.1208.4532H?2/N查圖 6-8 ， 1.5aFMP73lim2li???FS=246.67???FFSli32.510取齒數 =404Z=30 1.85=74 取 =74?5Z實際傳動比（即齒數比） =1.852u查圖 6-7 得齒形系數 2.45， 2.26?4FY5F河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文190.0093， 0.0092???4FY????5FY?取較大者，即前者模數 m?????3241zuYKTaF???代入數據得 m 4.2,取 m=5中心距 a???285740524???Z齒寬 b= 0.4 285=114b?a??小齒輪一般比大齒輪齒寬多 5-10mm取 1204?45（3)驗算齒面接觸強度,代入數據得 737.43 <24)3aubKTH?（??H?aMP??H?（4)齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 =m =5 40=200d4Z?=5 74=3705m?齒頂高 ah齒根高 =6.25f ????52.01*??chaf齒頂圓直徑 =210ad24?d河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文20=380523705???aahd齒根圓直徑 =187.5fd.64?ff=357.55ff齒寬 b , 1204?b中心距 =285aa3.2.3 齒輪 6 和齒輪 7（惰輪）設計及強度校核（1）選擇齒輪材料小齒輪 6 選用 20GrMnTi 滲碳淬火，齒面硬度 59HRC；大齒輪 7 用 20Gr滲碳淬火，齒面硬度 59HRC（2)按齒面彎曲強度設計計算齒寬系數取 ＝ 0.4a?載荷系數取 K=1.6 小輪轉矩 =3936.23TmN?許用接觸應力 inli/HHPS??按表 16.2-33，取 1.2min??3.1208.4532H?2/N查圖 6-8 ， 1.5aFMP73lim2li???FS=246.67???FFSli32.510取齒數 =376Z河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文21=37 1.42=52.54 取 =534Z?5Z實際傳動比（即齒數比） =1.433u查圖 6-7 得齒形系數 2.54， 2.26?6FY6.327F0.0103， 0.0096???6FY???7F?取較大者，即前者模數 m ,代入數據得 m 5.8,取 m=6?????32614zuYKTaF????中心距 ???24053776???Z齒寬 b= 0.4 240=96, 取 b?a??16b967（3）驗算齒面接觸強度,代入數據得 1133.23 <27)15aubKTH??（??H?aMP??H?（4)齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 =m =6 37=222, =6 53=318d6Z?7mZd??齒頂高 ah齒根高 =7.5f ????625.01*??chaf齒頂圓直徑 =234,ad26?d河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文22=330623187???aahd齒根圓直徑 =192f 56?ff=2887ff齒寬 b , 106?b9中心距 =240aa3.2.4 驗算齒輪 3 和齒輪 6 是否干涉Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距 =285a257285?????2374263mZ故齒輪 3 和齒輪 6 是不干涉3.2.5 行星齒輪設計及強度校核（1）行星傳動類型為 2K-H（A） 。（2）齒輪材料及熱處理太陽輪和行星輪的材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等級 6 級，表面硬度為：太陽輪 60HRC，行星輪 56～62 HRC。據文獻 9 圖 6-12 和圖 6-27，取 =1450 和 =370 。內齒圈選用?limH?2/NlimF?2/N20Cr 調質，加工精度等級 7 級，硬度。 =1450 和 =370?liHlimF?2/N（3）確定主要參數1）行星機構總傳動比 =4.97。pi2）行星輪數目：根據文獻 9 表 3-2，取 =3。pn河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文233)載荷不均衡系數 ： pk采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取=1.154)配齒計算根據文獻 9 表 3-2 及傳動比 ，選擇太陽輪齒數 =17 行星輪齒數 pi aZcZ=25，內齒圈齒數 =67,實際傳動比 i=4.94。其傳動誤bZ，傳動合適。0.6140pi????（4）初步計算齒輪的主要參數文獻 9 按彎曲強度公式 6-50 計算齒輪模數 m:3lim211FdaPAmZYKT????式中相關系數如下：—名義轉矩，1TnTKpc /49.82N35.0861 ???—算式系數，對于直齒輪為 =12.1。mKm—綜合系數，由表 6-5 查得 =1.8?F ?FK—使用系數由表 6-7 查得 =1.5AA—行星齒輪間載荷分布不均勻系數， =1.15pFKpF—小齒輪齒形系數，由圖 6-22 得 =2.58a1Ya1Y—試驗齒輪彎曲疲勞極限，limF? 2limF/N340??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文24—齒寬系數， =0.7d?d?—小齒輪齒數， =171z1z將上列數據帶入公式得： 36.734017.58.258269.1323lim21 ??????FdaPAmZYKT??故取齒輪模數為 8。5．嚙合參數計算兩個嚙合齒輪副 a-c 和 b-c 中，其標準中心距分別為：????1187251682acacmZ??????cbbc??由此可見, 滿足非變位同心條件。,acb?6.幾何尺寸計算表 3-2 星星輪系尺寸表 單位/mm項目 計算公式 太陽輪 a 行星輪 c 內齒圈 b分度圓直徑 dmZ?136 200 536齒頂高 ahha*8 8 8齒根高 f??cf?10 10 10齒頂圓直徑 ad 外嚙合2aad?152 216河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文25內嚙合 2aadh??520外嚙合 ff116 180齒根圓直徑df 內嚙合 2ffdh??556齒寬 b db??96 96 967 條件驗算（1） 鄰接條件 按文獻 9 公式 3-7 驗算，即 2acrL?和式中：—裝配行星輪的齒頂圓的半徑， 。acr mrac108?—裝配行星輪的齒頂圓的直徑， 。dd26—行星輪個數， 。pn3?pn—為 a,c 齒輪嚙合中心距， 。'ac mac18'-相鄰兩行星齒輪中心距，L。ac 2930cos168230os2' ???，918??80in?故滿足鄰接條件。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文26（2）同心條件 由上知 滿足同心條件。,acb?（3）安裝條件 按文獻 9 公式 3-20 驗算，即 （整數）Cnzpba??條件滿足。 283671C??8. 齒輪副強度驗算ca?（1）齒面接觸應力 H?1）據文獻 9 公式 6-53，基本接觸應力 ubZ1dTtEH0??????式中：—節(jié)點區(qū)域系數 查圖 6-9 得 。HZ5.2ZH?—彈性系數 查表 6-10 得 。E 2E/N.819m—重合度系數 查圖 6-10 得 =0.9? ?—螺旋角系數，直齒輪 ， =1?Z0???Z—端面分度圓上的名義切向力，tF82.673136082.9421???dT?—小齒輪分度圓直徑， =1361 1d—小齒輪工作齒寬， =96bb河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文27—齒數比，u47.1251?z—接觸應力基本值，H0?2H0 /N8.147.961382..08195.2 m??????2）齒面接觸應力據文獻 9 公式 6-51，齒面接觸應力（6-51） Hp1VAH01 K????22—使用系數 查表 6-7 取 =1.5AKA—動載系數 公式 6-58 VBxv?????????20KV式中，B)-56(1.0A?? 6.830.4)-(156A???，.67.2C...267為傳動精度系數， 。為小齒輪相對轉臂 節(jié)點的速度 xvX河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文28。????4.211907.6.23cos36190' ?????xxndv代入公式得 1.01VK—齒向載荷分布系數，內齒圈的齒寬與行星輪分度 ?HK圓的直徑比值小于 1，取 =1?H—齒間載荷分布系數，查表 6-9，取 =1.0?H ?K—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數 , =1.1pK pH， —齒面接觸應力，H1?2 2/N6.7105.1.0584.73m???（2）許用接觸應力 pH?據文獻 9 公式 6-54，許用接觸應力（6-54）XWRVLNTHpZSlim?limH?—試驗齒輪接觸疲勞極限， limH?=1450 2N/liS—接觸強度最小安全系數，查表 6-11， limHS=1.2NTZ—計算接觸強度的壽命系數，應力循環(huán)次數：按每天工作 20 小時，一年工作 300 天，使用壽命為 8 年ht480320??太陽輪:河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文29?? 7L1 10.24832.769.13N??????）（tnpxa行星輪: 77L12 .5.0.2/??pu按表 6-12，公式（9） 0.19L6NT2Z????????計算得：， 5.9012.7Z.16NT1????????? 4.901.52Z.176NT1????????L—潤滑劑系數，查圖 6-17 得 L=1.05V—速度系數，查圖 6-18 得 V=0.9RZ—粗糙度系數，查圖 6-19 得 RZ=0.89W—工作硬化系數， W=1.2X —接觸強度計算的尺寸系數，按表 6-15 公式9.0.1-.076Z??m21H /N1074.2.85.9.245 m???? 2/69..0.10.?（3）強度條件（ 6-55） pH??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文3021H2H21 /N074/N6.705mmp?????26故 齒輪副滿足接觸強度條件。ca?9. 齒 輪副強度驗算b在內嚙合齒輪副 中只需校核內齒圈 b 的接觸強度。cb?（1）齒面接觸應力 H?1）接觸應力基本 ubZ1dTtE0?????式中：——節(jié)點區(qū)域系數 查圖 6-9 得 。HZ5.2H?——彈性系數 查表 6-10 得 。E 2E/N.819Zm——重合度系數,查圖 6-10 得 =0.9? ?——螺旋角系數，直齒輪 ， =1?Z0???——端面分度圓上的名義切向力， tF。mdt ???N2.1948208.194T3—小齒輪分度圓直徑， =2001d1d—小齒輪工作齒寬， =92bb—齒數比，u8.625712?zu—接觸應力基本值，H0?河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文312H0 /N7.5138.629014.8195.2 m??????2）齒面接觸應力（6-52） Hp2VAH0K??—使用系數 查表 6-7 取 =1.5KA—動載系數 公式 6-58 ，式中VBxv?????????20V，B)-56(1.0A?? 6.83.4)-(156A??，.67.2C.0.7.267?為傳動精度系數， 。為小齒輪相對轉臂 節(jié)點的速度 xvX。????4.211907.6.23cos36190' ?????xxnd代入公式得 1.01VK—齒向載荷分布系數，內齒圈的齒寬與行星輪分度 ?HK圓的直徑比值小于 1，取 =1?H—齒間載荷分布系數，查表 6-9，取 =1.1?H ?K—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數 pK=1.1pH—齒面接觸應力，2?河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文322H2 /N63.951..0157.3 m?????（2）許用接觸應力 pH?(6-54) XWRVLNTpZSlimH?li?—試驗齒輪接觸疲勞極限， limH?=780 2N/limHS—接觸強度最小安全系數，查表 6-11， limHS=1.2NTZ—計算接觸強度的壽命系數，應力循環(huán)次數：按每天工作 20 小時，一年工作 300 天，使用壽命為 8 年ht480320??太陽輪 ?? 7L1 10.2432.769.13N?????）（tnpxa行星輪 72 .52/??u內齒圈 7L3 108.0.5?p按表 6-12，公式（9） 計算得：0.9L6NT2Z???????， 4.90162Z.17NT3?????????L， V ， R—查表 6-14，簡化計算的總值為（ LZVR）=0.85WZ—工作硬化系數河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文335.17032.1703.21?????HBZWX —接觸強度計算的尺寸系數，按表 6-15 公式9.0.1-.076Z??m2H /N1.5.849.215m???（3）強度條件(6-55) pH?2H2/N109/N6.495mmp?????故 齒輪副滿足接觸強度條件。cb?3.3 軸的設計及強度效核3.3.1 Ⅳ軸的設計及強度效核（1） 選擇Ⅳ軸的材料選取軸的材料為 45 鋼，調質處理.查文獻 6 表 7-1，材料強度極限， 取aBMP650????2/5~8109mNB?????aMP0??(2)軸徑的初步估算由文獻 6 表 7-11 取 C＝107， 可得 npd63.791.30734min ?????(3)求作用在齒輪上的力河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文34軸上大齒輪 5 分度圓直徑為： mZd370455??＝圓周力 ，徑向力 和軸向力 的大小如下tFr?FNdTt 92.1763092254???Fntr 17.40tan.a5? ??小輪 6 分度圓直徑為: mZd2366??＝NTt 5.4123964??Fntr 94.206tan.56a6 ?? ??(4)軸的結構設計河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文35圖 3-1 Ⅳ軸結構設計取較寬齒輪距箱體內壁距離 軸承距箱體內壁 相鄰 ,10m??,5mc?齒輪軸向距離 10mm,安裝齒輪處軸段長比輪轂寬少 2 mm。?S1)擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑 ， ，軸d901?BL541?承型號 N418，尺寸 54290???BDdmcL7541 ????Ⅱ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑 ，軸段長度 (比齒輪 6 輪轂寬 少 2mm)。m0L982?b106?Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度 ,取 軸dh7..07.??，mh9環(huán)直徑 110+2 9=128 軸環(huán)寬度 =10.78mm，Ⅲ段長?,413 L3Ⅳ段用于裝齒輪 5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長 (比齒輪 5 輪轂寬 少 2mm)。m10mL124?b5?Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號 N418，尺寸，軸段直徑 ,59??BDd md801 mL743115??（齒輪 4 距離箱體內壁為 10mm,齒輪 6 距內壁為 13mm)。2）軸上零件的周向定位兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角 。 ??452(5） 軸的強度效核：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文361）首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖：圖 3-2 Ⅳ軸計算簡圖2） 求支反力： 31457123987L54321 ????????BLlAD016?bB 25732536 ????lC 104154 ??BLblD20???CBll水平面： ??NlFlRADtCBDtAX 93.20/56?RXtt 84766?垂直面： ??llADCrBDrAY .1/56??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文37NFRrAYrDY148.765????3） 計算彎矩水平彎矩：mNlRMCDXC ????? 6.72581108.2476ABB 943垂直面彎矩：NlRCDYC ????? 8.1702.148mMABB 6596合成彎矩： mNCYXC ?????? 4.523768.417.25822BB 106059424) 扭矩： mNT?3604mN????? 23178.?5） 計算當量彎矩?? mNTMBe ?????? 79.382426175.308422C 17?顯然 B 處為危險截面，故只對該處進行強度效核軸的材料為 45 鋼，調質處理，查表 4－1 得 2/650mNB??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文38由 得 ?????WMDa取??2/65~81.09. mNB??2/60mN??3333 10..2d?????2C/8.741302.469mNWMe???2/6mN??3.3.2 Ⅲ軸的設計及強度效核(1)選擇軸的材料選取軸的材料為 45 鋼，調質處理.查表 7-1，材料強度極限， 取aBMP650????2/65~8109mNB?????aMP60??(2)軸徑的初步估算由文獻 表 7-11 取 C＝107 ， 可得 mnpd09.64.71303min ?????(3)求作用在齒輪上的力軸上大齒輪 4 分度圓直徑為： Zd20454??＝圓周力 ，徑向力 和軸向力 的大小如下tFr?FNdTt .1250401243???河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文39NFntr 82.190tan504.12a4 ???? ??小輪 3 分度圓直徑為： mZd733＝dTt .154293NFntr 15.602tan7.3a3 ?