无链电牵引采煤机牵引部设计【含CAD图纸、说明书】
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含CAD图纸、说明书
无链电牵引采煤机牵引部设计【
无链电牵引采煤机牵引部设计
电牵引采煤机
采煤机牵引部设计【含说明书
CAD图纸】
电牵引采煤机牵引部设计
采煤机牵引部设计
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I 摘摘 要要 电牵引采煤机具有机电一体化程度高,装机功率愈来愈大,牵引速度成倍提 高,而且牵引部调速系统具有节能、传动效率高等优点。 本次设计的采煤机正为适合中厚煤层使用的无链电牵引采煤机，主要设计 内容为电牵引采煤机的牵引部结构设计，牵引速度为 07m/s，电动机采用横 向布置，通过二级直齿与二级行星减速器完成变速。大体内容：首先是不同方 案的对比分析与确定，其次是各部结构尺寸的设计计算，最后对齿轮及相应的 传动轴进行了强度校核，设计计算结果满足设计要求。 关键词：采煤机；电牵引；牵引部； II Abstract Electric traction shearer.two machine has a high degree of mechatronics, increasing the installed power, speed, and doubled traction control system of energy saving, high transmission efficiency. The design of the coal mining machine is suitable for use in thick coal seam no chain electric haulage shearer main content, design for electric haulage shearer traction of structure design, drawing speed for 0 7m/s, motor adopts horizontal layout, through the second straight tooth planetary reducer with 2 completed. Content: the first is in different scheme comparison analysis and determination, followed by each structure size of design calculation, and finally to gear and the intensity of the transmission design and calculation results and meet the design requirements. Keywords： coal winning machine, Electric traction, Traction, 1 目 录 摘要I ABSTRACT.II 第 1 章 绪论 .1 1.1 采煤机简介.1 1.2 国内外采煤机发展及使用状况.2 1.3 采煤机牵引部概述.3 1.4 设计目的及意义.3 第 2 章 机械系统传动总设计 .5 2.1 采煤机设计参数.5 2.2 采煤机牵引部总体方案确定.5 2.3 牵引部电动机的选用.7 2.4 牵引部传动比分配.8 第 3 章 牵引部系统各轴组件设计 .11 3.1 齿轮设计.11 3.1.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计计算 .11 3.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 .20 3.1.3 一级行星齿轮的初步设计及强度校核 .28 3.1.4 二级行星齿轮的初步设计及强度校核 .38 3.2 轴的设计计算及轴承的选择.46 3.2.1 轴的设计计算 .46 3.2.2 一级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 .57 3.2.3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 .60 结论 .62 致谢 .63 参考文献 .64 2 CONTENTSCONTENTS Abstract I Chapter 1 Introduction 1 1.1 Introduction Shearer 11.2 The development and use status at home and abroad Shearer 2 1.3 Overview of Shearer 3 1.4 The design purpose and meaning 3 ChapterChapter 2 General Design of the mechanical system drive . 5 2.1 Shearer parameters 5 2.2 Determine the overall plan of Shearer . 5 2.3 Selection of Motor Traction 7 2.4 The allocation of transmission ratio Traction . 8 Chapter 3 axis components of the haulage system design 11 3.1 Gear design . 11 3.1.1 High-level design of spur gear calculation 11 3.1.2 Low-level design of spur gear 3 calculation 20 3.1.3 Aplanetary gear of the preliminary design and strength check 28 3.1.4 The secondary planet gear preliminary design and intensity . 38 3.2 Shaft and bearing design and calculation of the choice of . 46 3.2.1 axle design calculation 46 3.2.2 Preliminary Design of a planetary axle and bearing life and strength check calculation 57 3.2.3 Stage Planetary preliminary design and strength check of axle and bearing life calculation 60 Conclusion . 62 Thanks . 63 References . 64 1 第 1 章 绪 论 1.1 采煤机简介 采煤机是一个集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统,工作环境恶劣, 如果出现故障将会导致整个采煤工作的中断,造成巨大的经济损失.随着煤炭工 业的发展,采煤机的功能越来越多,其自身的结构、组成愈加复杂,因而发生故障 的原因也随之复杂。 采煤机是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一。机械化采煤 可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。 采煤机分锯削式、刨削式、钻削式和铣削式四种 。 采煤机总体技术的发展过程经历了：牵引方式从液压牵引到电牵引、驱动 方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采煤机的电控技术 也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到集成化、PLC 和微机控制，逐步走向成熟，赶超国际同行先进水平。 7 以前，薄煤层采煤机可选机型少，可靠性差，功率低，单产低，使我国薄 煤层产量逐年减少，弃采严重，资源浪费大，薄煤层采煤机的机身应当矮一些， 要有足够的功率，通常功率不应低于 100-200kW，机身尽量短，以适应煤层 的波状起伏；结构简单、可靠，便于维护和安装。从 80 年代开始，薄煤层采 煤机从无到有得到稳定发展。随着薄煤层采煤机的推广应用，适用工作范围扩 大，也暴露了许多缺陷和不足，限制了使用效果。根据薄煤层开采的迫切需要， 开发适合国情的新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。由 MG375-W 型液 压采煤机演变的 MG375-AW 采煤机，基本实现了大功率薄煤层采煤机这一目 标。目前，哈尔滨煤矿机械研究所已经研制了五种机型的薄煤层采煤机，都已 投入工作中。以几种有代表性的机型 BM1100 型薄煤层采煤机，MG150B 型薄煤层采煤机和最新型的 MG300BW1 型薄煤层采煤机。对于薄煤层， 7 仍存在由于设备的不成熟和技术的不合理等问题，很难满足高产高效和可持续 发展的要求。 我国从 20 世纪 70 年代中期开始引进采煤机，大体分为以下两个阶段：80 2 年代为第一阶段，以单机引进为主，九十年代以来为第二阶段，以配套引进为 主。 7 波兰中国合作，成功研制了总装机功率 344KW 的 KSE-344 型薄煤层交流 电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的 KSE-360 型。英国在 80 年 代中期研制第一台直流电牵引采煤机，在美国使用成功后，又研制出 Electra1000 和 Electra 薄煤层电牵引采煤机。 搞清连续采煤机截割关键技术，为建立其工作机构设计理论和方法，研发 适合我国煤层地质条件的国产采煤机，及建设高产高效的现代化矿井和发展国 民经济具有重要意义。 18 1.2 国内外采煤机发展及使用状况 在国内，我国的滚筒式采煤机从 60 年代开始自行研制，70 年代初研制成 功第 1 台用于普采工作面的 DY150 型液压牵引采煤机，到 90 年代我们已经有 了 MG400/920-WD 型大功率交流电牵引采煤机,整个技术水平得到了较大发展 。总的看来,滚筒式采煤机总体技术的发展过程经历了牵引方式从液压牵引 7 到电牵引、驱动方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采 煤机的电控技术也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到 集成化、PLC 和微机控制，逐步走向成熟，赶超国际同行先进水平。 11 从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取 国外先进技术的同时，不断实践创新，锐意进取，重视采煤机成系列的开发， 不断扩大使用范围，同时推广使用无链牵引，使采煤机工作更平稳，使用更安 全。电牵引技术逐步成熟，多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机 发展的主流。 7 20 世纪 90 年代，国产电牵引采煤机虽然发展很快，但在性能和可靠上与 世界先进国家相比还存在较大的差距。近 10 年开发的系列电牵引采煤机在国 内已推广使用并取得了明显的经济效益。与目前国外的电牵引采煤机相比，国 内电牵引采煤机在总体参数性能、加工制造和材质性能等尚有不足。 随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发 展的主流：大功率，大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界前沿 的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频调速技术，远程监控，无 3 线遥控等等，为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础。 8 在国外，20 世纪 40 年代初期，英国、前苏联和德国相继生产了用于长壁 采煤的链式采煤机和刨煤机，实现了工作面落煤、装煤的机械化。至 50 年代 初期，英国和德国相继生产出滚筒采煤机。60 年代是世界综采技术的成熟时 期，英国、德国出现了单摇臂滚筒式采煤机，解决了采高调整问题，扩大了采 煤机的适用范围。1964 年又制成了双摇臂滚筒采煤机，解决了工作面自开切 口问题。进入 70 年代，综采机械化得到了进一步发展和提高，相继出现功率 达 8001000kW 的无链牵引采煤机。80 年代，德国、美国、英国都开发成功 各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上18。90 年 代，随着现代科学技术的发展，开发出集电力电子、微电子、信息管理及计算 机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机。如美国的 JOYU 公司的系列，英 国的 Long-Airdox 公司的 Anderson Eletra、Anderson EL 系列，德国的 Eickhoff 公司的 EDW 系列、SL 系列，日本三井三池制作的 MLCE-DR 系列等电牵引 采煤机。 9 1.3 采煤机牵引部概述 采煤机牵引部主要由箱体、原动机、输出轴、减速器等部分组成。采煤机 的牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。一个完善的工作机 构应满足以下要求： (1)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。 (2)能降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。 (3)能牵引行走。 (4)载荷均匀分布，机械效率高。 (5)能适应不同的煤层和有关地质条件。 1.4 设计目的和意义 我国经济发展对煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤设备对于提高煤炭的 生产率起到非常关键的作用。目前，煤矿生产的安全性要求日益受到国家安全 生产管理局的重视。因此，大力发展“综采设备”是当前和今后的主流。设计和 4 生产经济合理的滚筒采煤机不但保证煤炭生产率，而且保证安全生产的重要方 面。 牵引部传动箱内部的损坏主要取决于行星齿轮和直齿齿轮传动比分配是否 合理。另有对于牵引部的行走速度、行走稳定性都由传动比的分配是否合理所 影响。对于牵引部来说有很多方面的问题有待于提高完善。我国中厚煤层正向 大功率综合机械化，智能化采煤的方向发展。由于采煤机愈来愈大，采煤机本 身的稳定性就应该受到更深入的关注。而影响机身的稳定性，其中一条就是行 走的稳定性。所以本设计着重考虑了牵引部传动箱的结构设计的合理性，本设 计可用在硬煤质、中厚煤层的双高综合机械化工作面。可在有瓦斯气体或煤尘 爆炸危险矿井中使用。整体为多部电机横向布置。 5 第第 2 章章 机械系统传动总设计机械系统传动总设计 2.1 采煤机设计参数 机面高度 1.31.6m 牵引力 kN620F 牵引速度 07m/min 2.2 采煤机牵引部总体方案确定 设计目标：在满足最大牵引力大于kN；牵引速度 07m/s；机面620F 高度 1.31.6mm；无链牵引方式条件下进行采煤机牵引部结构设计，在结构 上要求能够实现电牵引，且能与 SGD880/800W 输送机配套。 为了确保本次设计满足采煤机的设计要求，经多方考察，确定本采煤机牵 引部的设计方向： (1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣， 外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在 200 左右， 减速级数为 35 级； (2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中可装有若干个惰轮。 (3)在满足上述各项要求的同时，务使结构简单，操纵方便，尽可能贯彻 标准化、通用化。 根据以上的指导思想，设计方案机构简图如下： 方案一： 6 1 电动机 2 齿轮 3 单行星减速器 图 2-1 牵引部传动机构简图 由电动机 1 经齿轮传动系 2 至单行星减速器 3，最后到达行走部。 方案二： 1 电动机 2 齿轮 3 双行星减速器 图 2-2 牵引部传动机构简图 7 由电动机 1 经齿轮传动系 2 至双行星减速器 3，最后到达行走部。 方案 1 的传动机构经过四级传动速比分配较均匀，但结构有点复杂在检 修与拆装时会有不便，在生产采煤机时相应箱体的设计会有一定困难，且这种 结构会导致传动箱体积过大，在实际生产中会有很多麻烦。方案 2 是两级齿 轮传动与双行星减速器共四级减速既可以达到预定的速比结构又简单，同时行 星机构体积小、结构紧凑、承载能力大、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振 动的能力较强、且可以减少传动级数。综合结构特性以及经济效益考虑，因此 方案 2 为此次设计的最终选用方案。 2.3 牵引部电动机的选用 1. 电动机的选择 按设计要求及工作条件选用 YB 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，且 左右截割部各一台电动机。 根据已知条件由计算可知工作机所需有效功率 kW17.36 6010002 710620 6021000 3 Fv pw 由手册查得: 闭式圆柱齿轮传动效率 0.97 g 对滚动轴承效率 0.99 b 行星机构的效率 0.98 x 则各轴之间的传动效率计算如下： 12 0.98 0.990.9603 gb 同样 345667 0.9603 双行星机构传动效率 8 22 0.980.9604 sx 由此可得牵引部总效率 12235667 4 0.96030.9604 0.8167 s 工作机所需电动机功率 kW28.44 8167 . 0 W r P P 由以上计算初选型号为 YB315L1-4 型矿用隔爆三相异步电动机，有关技 术参数列于下表： 表 2-1 电机型号功率(kW)转速(n/min)电流（A） YB250M-4551480289.1 2.4 牵引部传动比分配 本设计方案的驱动方式采用无链电牵引，初步确定行走轮直径，=320mm x d 令牵引速度约为 7m/min，则输出轴转速r/min 7 1000 7 3.14 320 w x v n d 所以本设计结构43.211 7 1480 w n n i 采用二级直齿传动和二级行星传动： 按传动方案传动箱需要两级齿轮减速和两级行星齿轮减速，且受机身高 度限制，每级传动比一般为 3i 4（行星齿轮可达 56） 。为有效利用空传 动比从高速向低速递减，故初步估算，双行星机构传动比为， 12 3.1i24.5 s i 输出轮传动比预设为 1.41。 9 由 19 . 2 43.21141 . 1 5 . 248 . 2 23 23 2312 i i iiiii s 行走 所以传动系统各级传动比分别为 8 . 2 12 i19 . 2 23 i 5 . 24 s i 当牵引速度变小牵引部的总传动比减小，传动箱的传动比也减小。 2.5 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 轴（电动机轴） min 1480 1 r n mNT kwPP R 73.285 1480 28.44 9550 28.44 1 1 轴（第一级减速轴） mNiTT kwpp r i n n 28.7689603 . 0 8 . 273.285 52.429603 . 0 28.44 min 57.528 8 . 2 1480 121212 1212 12 1 2 轴（双行星机构高速级太阳轮花键轴） mNiTT kwpp r i n n 73.16159603 . 0 19 . 2 28.768 83.409603 . 0 52.42 min 36.241 19 . 2 57.528 2323213 23213 23 2 3 轴（双行星机构低速级太阳轮花键轴） 01.4098 . 0 83.40 34 s pp 10 8 . 899398 . 0 68 . 5 73.1615 134 ss iTT 将上述结果汇总见下表: 表 2-2 轴号 轴轴轴轴 转速 n(r/min)1480528.57241.36 功率 p(kw)44.2842.5240.8340.01 转矩 T（NM）285.73768.281615.738993.8 11 第 3 章 牵引部系统各轴组件设计 3.1 齿轮设计 3.1.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计计算 1. 选择齿轮材料 小齿轮：20Cr2Ni4W, 渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341367HB 大齿轮：20Cr2Ni4W, 渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341367HB 由图14-1-24和14-1-53按 ME 级质量要求取值， 33 得接触疲劳极限 ， 2 lim1lim2 1650N mm HH 弯曲疲劳极限 2 lim1lim2 525N mm FF 2. 初步确定主要参数 （1） 按接触强度初步确定中心距 由公式 1 3 2 (1) aHP kT aAa 式中 Aa系数。由表14-1-75选 Aa483，选载荷系数 k=1.8； 3 理论传动比。2.8； 12 i 齿宽系数。由表14-1-79取 a 0.5(1) d a 3 经圆整后取。0.9 d 0.9 0.44 0.5 4.1 a 0.4 a 所以 12 mm79.120 23.12698 . 24 . 0 73.2858 . 1 ) 18 . 2(483 3 2 取130mma （2） 按接触强度确定许用接触应力 HP 由表14-1-80中公式 3 min HG HP H S 式中 minH s 接触强度最小安全系数。由表14-1-110取1.3； 3 minH S HG 计算齿轮的接触极限应力； HGHLimNTLVRwx ZZ Z Z Z Z 式中 L z 润滑剂系数， v z 速度系数， R z 粗糙度系数。由表14-1-107取； 3 LVR ZZZ w z 工作硬化系数。由图14-1-30取； 3 1 w Z x z 接触强度计算的尺寸系数。尺寸系数是考虑尺寸增大使材料强度 降低的尺寸效应因素的系数。由表14-1-109取。 3 1 x Z 故 12 1650 1 1 1 1 1 11269.23 1.3 HPHPHP （3） 初步确定模数、齿数、齿宽、变位系数、分度圆直径等几何参数 模数 1 13 由表14-1-31中公式 3 095 . 4 08 . 2 130)0315 . 0 016 . 0 ( 0315 . 0 016 . 0 am 按工作要求取 m=4 齿数 1 z 和 2 z 2 ； 2 . 608 . 2 5 . 21 5 .21 ) 18 . 2(4 1302 12 1 zz z 圆整后取 ；22 1 z ；61 2 z 实际传动比 77 . 2 1 2 12 z z i 传动比误差 100 77 . 2 76 . 2 77 . 2 36 . 0 在误差范围内 分度圆直径和 3 1 d 2 d 244614 88224 22 11 mzd mzd 齿宽和 4 1 b 2 b 14 8 . 92 8 . 73 22 11 db db a d 变位系数 5 取齿形角 20 故 9526 . 0 79.1202 834 )( 2 cos 21 zz a m 所以；2417 采用高变位，由图14-1-14取 3 1 0.37x 2 0.37x 3 按齿面接触强度设计 HLimNTLVRWX HP ZZ Z Z Z Z SH （1） 公度圆上名义切向力 t F N86.6493 88 73.28520002000 1 1 d T Ft （2） 使用系数 A K 由表14-1-81原动机为电动机，均匀稳定，工作机为齿轮，传动时有中 3 等冲击。因此取1.25 A K （3） 动载系数 V K 由表10-4查得精度等级为 7 级，由图 108 查得动载系数 4 1.18 V K 15 （4） 齿向载荷分布系数 H K 由表14-1-98装配时非对称支承的齿轮精度等级为 7 级 3 则 35 . 1 8 . 731023 . 0 ) 88 8 . 73 () 88 8 . 73 (6 . 01 18 . 0 12 . 1 1023 . 0 )()(6 . 01 18 . 1 12 . 1 322 32 1 2 1 b d b d b KH （5） 齿间载荷分配系数 H K N/min28.187 8 . 73 86.649325 . 1 b Fk K A H 由表14-1-102得， 3 1 H K （6） 弹性系数 E Z 由表14-1-105，取 32 189 N mm E Z （7） 重合度系数Z 由公式计算重合度得 68 . 1 cos) 58 1 21 1 (2 . 388. 1 cos) 11 (2 . 388. 1 21 zz a 由表14-1-19取重合度系数 3 0.88Z （8） 寿命系数 NT Z 应力循环系数 16 8 12 8 11 1049 . 2 8 . 2 1088 . 8 1000014806060 NLNL tnNL 由表14-1-106公式计算 3 082 . 1 ) 1049 . 2 10 ( 006 . 1 ) 1088 . 8 10 () 10 ( 057 . 0 8 9 2 057 . 0 8 9 057 . 0 1 9 1 NT NT Z NL Z （9） 润滑油膜影响系数 LVR Z Z Z 由表14-1-107，取 3 1 LVR ZZZ （10） 齿面工作硬化系数 ZW 由图14-1-30，取 ZW=1 3 （11） 尺寸系数Z 尺寸系数是考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数，由 表14-1-109，取 3 1 X Z （12） 安全系数 H S 407 . 1 23.1269 082 . 1 1650 308 . 1 23.1269 111106 . 1 1650 2 1 111 1 H HP XWRVLNTHLim H S ZZZZZZ S 均超过当初选定的最小安全系数1.3，故齿面接触强度核算通 1H S 2H S minH S 过。 4. 按轮齿弯曲强度校核 （1） 齿向载荷分布系数 F K 17 ()N FH KK 2 2 () 1() b h N bb hh 882 . 0 )9 8 . 73(9 8 . 731 )9 8 . 73( 9425 . 2 25 . 2 2 2 N mh 303 . 1 )35. 1 ( 882 . 0 F K （2） 齿向载荷分配系数 F K 1 FaHa KK （3） 齿形系数 F Y 由于当量齿数 22 11 ZZn 61 22 ZZn 由图14-1-38，取 3 1 2.76 Fa Y 2 2.26 Fa Y （4） 应力修正系数 S Y 由图14-1-43，取 3 1 1.56 Sa Y 18 2 1.72 Sa Y （5） 重合度系数Y 0.75 0.25 an Y 1.68 ana 故 0.75 0.250.7 1.68 Y （6） 计算齿根应力 因 由表14-1-111中方法二1.682 a 3 t FFaSaAVFFa n F Y Y Y Y K K KK bm 式中螺旋角系数。由于是直齿轮取1。YY 所以 19.203 31 . 1 18 . 1 1 . 125 . 1 17 . 072 . 1 26 . 2 4 8 . 92 86.6493 6 . 309 31 . 1 18 . 1 1 . 125 . 1 17 . 056 . 1 76 . 2 4 8 . 73 86.6493 2 1 F F （7） 试验齿轮的应力修正系数 ST Y 由表14-1-111，取2.0 3 ST Y （8） 寿命系数 NT Y 19 由14-1-118 3 02 . 0 6 ) 103 ( L NT N Y 6 0.02 1 8 3 10 ()0.89 8 10 NT Y 915 . 0 ) 1049 . 2 103 ( 02 . 0 8 6 2 N Y （9） 相对齿根敏感系数 relt Y 由文献图16.2-23知齿根圆角参数,.查表16.2-48知 2 1 1.5 s q 2 1.5 s q 12 1 reltrelt YY （10） 相对齿根表面状况系数 Rrelt Y 由表16.2-71，齿面粗糙度，按式16.2-22可得 2 12 3.2m aa RR 2 0.9 Rrelt Y （11） 尺寸系数 X Y 由表14-1-119的公式得 3 01 . 1 401 . 0 05 . 1 01 . 0 05 . 1 nX MY （12） 弯曲强度安全系数 F S 20 2 . 5 19.203 102 . 1 11915 . 0 2525 3 . 3 6 . 309 102 . 1 1189 . 0 2525 2 1 F F F XRreltreltNTSTFLim F S S YYYYY S 故，均达到表14-1-111规定的高可靠度的要求，轮齿 1F S 2F S 3 2.0 FLim S 弯曲强度核算通过。 3.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 1.选择齿轮材料 小齿轮：20Cr2Ni4W，渗碳淬火，表面硬度：HRc60 大齿轮：20Cr2Ni4W，渗碳淬火，表面硬度：HRc60 由图14-1-24和14-1-53，按 ME 级质量要求取值 33 得接触疲劳极限 ， 2 lim1lim2 1650N mm HH 弯曲疲劳极限 。 2 lim1lim2 525N mm FF 2. 初步确定主要参数 （1） 由接触强度疲劳极限计算许用接触应力 HP 由表14-1-80中公式 3 HG HP HLim S 式中 HLim S 接触强度最小安全系数。由表14-1-110取； 3 1.3 HLim S 21 HG 计算齿轮的接触极限应力 ，。 2 N mm HGHLimNTLVRWX ZZ Z Z Z Z 式中润滑剂系数 L Z 速度系数， V Z 粗糙度系数。由文献表14-1-107取1 ； R Z 3 L Z V Z R Z 齿面工作硬化系数。由文献表14-1-30取1； W Z 3 W Z 接触强度计算尺寸系数。由文献表14-1-109取1。Z 3 Z 12 3 1650 11269.23MPa HPHP n （2） 按接触强度确定中心距并初步确定主要参数 按直齿轮从表14-1-175选取 Aa483，按齿轮不对称布置、 3 速度较缓、冲击载荷较小，初选载荷系数 K1.5，由公式 3 2 (1) aHP KT aAa 理论传动比 ；19 . 2 23 i 大齿轮转矩 T41615.73N m 齿宽系数 由表14-1-175，取0.5， 0.5(1) d a 3 d 经圆整后取 0.3131 . 0 19 . 3 5 . 0 5 . 0 a 所以 22 ；75.195 23.126919 . 3 23 . 0 73.16155 . 1 19 . 3 483 3 a （3） 初步确定模数、齿数、齿宽等几何参数 模数 1 由表14-1-3公式 3 17 . 6 13 . 3 75.195)0315 . 0 016 . 0 (m 取4.0m 齿数和 2 3 Z 4 Z 19.6719 . 2 68.3019 . 2 68.30 19 . 3 4 75.1952 34 3 ZZ Z 经圆整后取 68 31 4 3 Z Z 实际传动比 ；193 . 2 31 68 4 3 23 Z Z i 传动比误差 13 . 0 193 . 2 19 . 2 193 . 2 在传动比误差范围内 分度圆直径和 3 3 d 4 d 272684 124314 44 33 mZd mZd 齿宽和 4 3 b 4 b 23 33 44 0.5 12462 0.25 27268 d a bd bd 3. 按齿面接触强度核算 （1） 分度圆上名义切向力 t F N 6 . 12391 124 28.76820002000 3 2 d T Ft （2） 使用系数 A K 由表14-1-81取 3 1.25 A K （3） 动载系数 V K 由10-4查得精度等级为 7 级，由图10-8查得 4 4 1.12 V K （4） 齿向载荷分布系数 H K 由表14-1-98齿轮装配时非对称支承，精度等级为 7 级时 3 186 . 1 621023 . 0 ) 124 62 () 124 62 (6 . 01 18 . 0 12 . 1 1023 . 0 )()(6 . 01 18. 012 . 1 322 322 b d b d b kH （5） 齿间载荷分配系数 H K 6 . 337 88.45 6 . 1239125 . 1 b FK K tA H 24 由表14-1-102得 3 1.1 H K （6） 弹性系数 E Z 由表14-1-105取 32 189.8 N mm E Z （7） 重合度系数Z 计算重合度 73 . 1 0cos) 68 1 31 1 (2 . 388. 1 cos) 11 (2 . 388. 1 0 43 ZZ a 由图14-1-19取重合度系数0.86 4 Z （8） 命系数 NT Z 应力循环次数 8 3 1071 . 3 1000057.52860 L N 8 4 1045 . 1 1000036.24160 L N 由表14-1-106公式计算得 4 12 . 1 ) 1045 . 1 10 ( 07 . 1 ) 1071 . 3 10 ( 057 . 0 8 9 2 057 . 0 8 9 1 NT NT Z Z （9） 齿面工作硬化系数 W Z 由表14-1-30取 4 1 W Z （10） 尺寸系数 X Z 由表14-1-109取 4 1 X Z 25 （11） 安全系数 H S 3 3 1650 1.07 1 1 1 1.39 1269.23 HLimNTLVRWX H H ZZ Z Z Z Z S 4 4 1650 1.12 1 1 1 1.46 1269.23 HLimNTLVRWX H H ZZ Z Z Z Z S ，均达到当初选定的最小安全系数，故齿面接触强度 3H S 4H S1.3 HLim S 核算通过。 4. 轮齿弯曲强度校核 （1） 齿向载荷分布系数 F K ()N FH KK 2 2 () 1() b h N bb hh 9425 . 2 25 . 2 n mh 所以 3 . 1)36. 1 ( 86 . 0 ) 9 62 ( 9 62 1 ) 9 62 ( 86 . 0 2 2 F K N （2） 齿向载荷分配系数 F K 1.1 FaHa KK （3） 齿形系数 Fa Y 当量齿数 26 33 31 n ZZ 44 68 n ZZ 由图14-1-38得 3 3 2.52 Fa Y 4 2.21 Fa Y （4） 应力修正系数 Sa Y 由图14-1-43，取 3 3 1.63 Sa Y 4 1.76 Sa Y （5） 重合度系数Y 0.75 0.25 an Y 1.74 ana 故 0.75 0.250.68 1.74 Y （6） 计算齿根应力 因用表14-1-111中方法二1.742 a 3 t FFaSaAVFFa mn F Y Y Y Y K K KK b 所以 27 N 4 . 279 1 . 13 . 112 . 1 25 . 1 168 . 0 63 . 1 52 . 2 462 6 . 12391 333 FaFVSaFa n F KKKYYYY bm Ft N58.264 1 . 13 . 112 . 1 25 . 1 168 . 0 76 . 1 21 . 2 462 6 . 12391 444 FaFVSaFa n F KKKYYYY bm Ft （7） 试验齿轮的应力修正系数 ST Y 由表14-1-111，取 3 2.0 ST Y （8） 寿命系数 NT Y 由表14-1-118得 3 6 0.002 3 10 () NT Y NL 所以 992 . 0 ) 1045 . 1 103 ( 99 . 0 ) 1071 . 3 103 ( 002 . 0 8 6 4 002 . 0 8 6 3 NT NT Y Y （9） 相对齿根敏感系数 relt Y 由图16.2-23知 查表16.2-48知 4 1 1.5 S q 2 1.5 S q 34 1 reltrelt YY （10） 相对齿根表面状况系数 Rrelt Y 28 由表16.2-71，齿面粗糙度,按式16.2-22得 4 12 3.2m aa RR0.9 Rrelt Y （11） 尺寸系数 X Y 由表14-1-119公式 3 01 . 1 401 . 0 05 . 1 01 . 0 05 . 1 nX
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