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皮带
运输机
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皮带运输机,皮带,运输机
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中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 1 目目 录录 1 1 概述概述.3 1.11.1 皮带运输机的集中控起动方法比较皮带运输机的集中控起动方法比较3 1.21.2 液压泵控软起动减速器液压泵控软起动减速器4 2 2 渐开线行星齿轮传动的特点及类型渐开线行星齿轮传动的特点及类型.6 2.12.1 渐开线行星齿轮传动的特点渐开线行星齿轮传动的特点6 2.22.2 渐开线行星齿轮传动的类型渐开线行星齿轮传动的类型6 3 3 传动方案的确定传动方案的确定.7 3.13.1 额定工况下的传动比设计计算额定工况下的传动比设计计算7 3.23.2 转动比方案确定转动比方案确定.7 4 4 传动比的优先分配传动比的优先分配.11 4.1.1 齿轮精度及材料的选择齿轮精度及材料的选择11 4.24.2 优化设计方法介绍优化设计方法介绍12 4.34.3 目标函数的建立目标函数的建立13 5 5 锥齿轮设计计算锥齿轮设计计算.17 5.1 锥齿轮设计17 5.25.2 锥齿轮校核锥齿轮校核18 6 6 行星齿轮设计计算行星齿轮设计计算.19 6.16.1 2K-H2K-H 行星传动配齿计算行星传动配齿计算19 I I.20 6.26.2 行星轮啮合模数计算行星轮啮合模数计算21 6.36.3 齿轮的变位计算齿轮的变位计算22 6.46.4 齿轮几何计算齿轮几何计算24 6.56.5 重合度计算重合度计算25 6.66.6 啮合效率计算啮合效率计算25 6.7 齿轮疲劳强度校核25 7 7 各级轴的设计与校验各级轴的设计与校验.29 7.17.1 锥齿轮输入轴锥齿轮输入轴29 7.27.2 锥齿轮输出轴锥齿轮输出轴33 7.37.3 太阳轴的设计校验太阳轴的设计校验37 8 8 行星输出控制级设计行星输出控制级设计.40 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 2 8.18.1 内齿轮外制齿轮设计内齿轮外制齿轮设计40 8.28.2 制动齿轮校核制动齿轮校核40 8.38.3 液压泵的选择及输出链选择液压泵的选择及输出链选择42 致致 谢谢.43 参考文献参考文献.44 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 3 1 概述 1.11.1 皮带运输机的集中控起动方法比较皮带运输机的集中控起动方法比较 1.1.11.1.1 控起动设备研究的必要性控起动设备研究的必要性 皮带运输机是化工，煤炭，冶金，建材，电力，轻工，粮食，及至交 通运输部门广泛使用的运输设备，随着现代科技的进步社会的发展，其重 要性日趋明显，然而皮带运输机在使用运行过载中，由于各种因素的影响， 经常发生断带，纵向撕裂，工作效率低等问题，因此，目前迫切需要一种 性能良好的控启动设备，用的改善皮带运输机的启动性能，且在稳定运行 时，保持高效率，及电机的功率平衡。 1.1.21.1.2 软启动及其各种方法比较软启动及其各种方法比较 为了解决刮板输送机在重载下难启动的问题，我国重型刮板输送机普 遍采用了双速电机拖动，这种方式属于刚性传动，在启动时键子中动负荷 显著的增加，在运输中不能吸收由于各级原因而产生的动负荷，也不能对 系统提供任何保护作用，刚性驱动启动时冲击电流延续时间较长，随着功 率增大，对电网冲击日益严重，在生产中也时常发生断键和烧毁电机的事 故，为了抑制事故的发生，人们这时不断的增加键子强度和电机功率，却 没有从拖动特性上去研究解决问题。 近年来国外一些厂家（美国，德国等）已开始从传动系统的拖动特性 来研究改善输送机启动和运转中存在的问题，并提出了“软启动”的概念， 所谓软启动是相对刚性启动而言的，从传动上说就是使电机尽量在空载下 启动，达到额定转速后，再使系统无冲击而慢慢运输起来转如正常运行。 液力偶合器和液力变矩器是软启动方法中的一种，这种方法在启动时， 偶合器不充液，电机在空载下启动，此时电机只带一个泵轮在空气中运转， 惯量很小，加速很快，随着冲液量不断增加，拉矩不断增长，输送机在平 稳状态下缓慢启动起来，燃而，液力偶合器由于漏液，因而工作效率比较 低，只能达到 79%，起输入转矩与输出转矩是相等的，不能改善原动机的输 出转矩，在启动过载中，不能有效的改变液力偶合器的冲液量，用时其调 整性能较差，启动电流也比较大。 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 4 行星减速器，具有效率高，维护费用少，生产成本低启动迅速平稳， 线形度好，能使多电机驱动滚筒时的各电机负载趋于均匀，同时改变原动 机输出转矩等许多优点。一般减速器为二自由度系统，在运输机启动时， 二自由度等只使减速器跟着电机一起运行，当电机达到正常运行速度后， 通过控制一个自由度，迫使行星齿轮减速器输出由于控制方式不同，也存 在一些差异，上图是有德国亚琛工业大学教授克拖皮斯在一篇论文中论 述的软启动减速器 从图上下看出它是通过控制内齿轮运转，从而让行星架输出扭矩的方 法，本方法对内齿轮的制动是采用齿轮制动，通过控制齿轮轴而达到目的， 有的是采用两极摩擦离合器制动内齿轮，从而改变输出，效果一样，这种 减速器具有下列优点， （1）实现电机空载启动（2）实现输送机软偶合过程 （3）两极制动低速运行在重载工况从而实现过程保护（4）从是实拖过载 保护功能来讲并不需要再增加附加费用 从本设计看来，上述设计唯一的缺点是两极制动时，调级的危险，因 而本设计将采用液压泵控实现无级调速的目的。 1.21.2 液压泵控软起动减速器液压泵控软起动减速器 1.2.11.2.1 设计技术方案设计技术方案 如上节所述，行星减速器具有很多优点。因而本设计也毫例外，但两 极制动很难改善跳级时的冲击作用。那无论对电机.胶带还是减速器本身, 都存在不良影响。无级调速应该是发展的方向,而本设计偏重于机械方面。 方案简图如下： 制动器 1制动器 2 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 5 6 5 7 8 4 2 3 1 1.输入锥齿轮 2.输出锥齿轮 3.太阳轮 4.行星架 5.行星轮 6.内齿轮 7.液压泵 8.制动齿轮 由上图可见，从考虑电机安装及巷道布置出发使用了变向的锥齿轮。当 电机起动时，液压泵空转可实现减速器空载起动。因为这时由于内齿轮运 转，故其自由度为 2，行星架没有输出。当电机达到额定转速时，对液压泵 缓慢加载，制动齿轮将内齿轮制动住，扭矩从行星架上输出逐渐增加一至 达到内齿轮停止，扭矩全从行星架输出。 1.2.21.2.2 行星减速器效率确定行星减速器效率确定 分析其结构，可得其工作效率公式 =1222vz 式中: 1-联轴器效率 2-轴承效率 v-行星轮系效率 z-锥齿轮系效率 取1=0.99 2=0.99 v=0.98 z=0.96 其中v计算见后面相关部分 综上所述 =1222vz0.904 行星减速器的高效率传动，使之比起液压泵的软起动来又优越可很多， 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 6 因而液压泵虽然亦能无级调速，但本设计不将之直接采用为起动装置。 2 渐开线行星齿轮传动的特点及类型 2.12.1 渐开线行星齿轮传动的特点渐开线行星齿轮传动的特点 随着现代工业技术的发展，对齿轮传动的承载能力.可靠性效率.圆周速 度。体积和质量等技术和经济指标提出了越来越高的要求。渐开线行星齿 轮传动就是近 30 年来为满足这种需要而发展起来的新型传动之一。行星齿 轮传动与普通齿轮传动相比即使在他们的零件材料和机械性能。制造精度 和工作环境等均相同的条件下，前者都具有许多独特的优点。 渐开线行星齿轮传动具有以下特点： (1).把定轴线传动改为动轴线传动 (2).功率分流.采用数个行星齿轮传动载荷 (3).合理地利用内齿合 (4).结构紧凑.重量轻.体积小 (5).传动效率高 (6).传动比范围大.并可实现运动合成与分解，有级变速和无级变 速 (7).运动平稳，抗冲击和震动能力较强 近代行星齿轮传动在结构设计上的重大突破就是成功的采用了均载机构,解 决了由于制造.装配和构件变形等因素引起的各行星轮之间载荷不均匀问题,使 功率在各行星轮间均匀分流,从而使这种传动的特点得以充分发挥。在未出 现均载机构以前,人们靠减小制造误差来解决均载问题，但这是很不经济， 又十分困难的事。而且误差和变形总是难免的，不同类型的均载机构有不 同的特点和适用范围。 2.2 渐开线行星齿轮传动的类型 行星齿轮传动的类型有很多种。因此，在设计时必须首先合理的选用传 动类型。在选择传动类型时，必须考虑以下几个因素：传动比要求.传动效 率.外廓结构尺寸.制造装配工艺等。根据上述诸原因，先选择一种或几种 传动类型方案并作分析比较，最后确定比较合理的类型方案。 以上述六种传动型式看，NGW 型具有效率高.功率不限.体积小.重量轻. 制造安装方便等优点。故本设计选用 NGW 型传动方案。 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 7 3 3 传动方案的确定传动方案的确定 3.13.1 额定工况下的传动比设计计算额定工况下的传动比设计计算 原始材料：皮带运输能力 Q=1000T/h 电机功率 pe=132kw 皮带速度 V 带=3.15m/s 3.1.13.1.1 带宽选择带宽选择 根据公式 A=Q/3600vk 计算物料断面积 其中 Q 为运输能力（T/h） 为物料密度 1.6 吨/米 3 V 为带速 3.15m/s k 为系数取为 1 A=1000/3600*1.6*3.15*1=0.055m2 按槽角 =30o 堆积角 =20o 得带宽 b=800mm 3.1.23.1.2 皮带传动滚子直径选择皮带传动滚子直径选择 根据带宽 b=800mm 和带长 l=1000m 选择皮带传动滚子直径定为 500mm=0.5m 3.1.33.1.3 电机选择电机选择 根据原始资料要求 Pe=132kw 查煤矿机电产品目录决定选用 YBS- 132 型电机 1.型号说明 YBS-132 Y-输送机用 B-防爆式 S-异步机 132-额定功率 132 千瓦 2.电机有关参数列表 型号 YBS-132 功率（kw） 132 额定电压 Ve(v) 660/1140 额定电流 Ie（A） 174.1/100.5 转速 r/min 1475 效率 94.5% 功率因素 cos 0.85 堵转电流/额定 电流 5.5 堵转转矩/额定 转矩 2.3 最大转矩/额 定 2.2 电机外形 1243*660*780.5 重 1302 千克 由西北煤矿机械总厂生产 3.1.43.1.4 传动比计算传动比计算 由 V=wr=3.15=2n1*0.25/60 n1=120.32r/min 传动比 i=n/n1=1475/120.32=12.25886 3.23.2 转动比方案确定转动比方案确定 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 8 由上一章选择的传动比类型为 NGW 型，NGW 型的传动比范围在 2.7-9 以 内。可见一级传动不能满足传动比要求范围，应使用两级 NGW 传动或一级 普通齿轮加一级 NGW 传动即具有下图几种传动方案。 ( I ) 两级行星轮传动 ( II ) 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 9 一级直齿一级行星轮传动 ( III ) 一级锥齿一级行星轮传动 比较上述三种方案：两级行星轮传动，传动比分配容易但从行星传动的 特点上来看，多一级传动会给制造安装上造成困难且成本较高，体积较大。 一级直齿一级行星轮传动，结构简单制造安装容易，成本低，体积亦不大。 但从考虑减速器在矿井安装上考虑，皮带纵向布置，则减速器必须横向布 置，而电机是串在减速器上的。如果按图（）.（）布置电机，则巷道 直径为电机长度加减速器长度加皮带宽度加人行道宽度，这样的巷道直径 至少在数米左右，所以巷道加工成本会很高。即使采用拓宽机头处巷道的 方法另加峒室安装电机，也会因启动.维修不方便而造成损失！ 本设计在进行多种方案比较的基础上拟采用了图的传动形式，即一级 锥齿轮加一级行星轮传动。从软启动角度考虑制动内齿轮实现无级调速， 故使用了液压泵控制内齿轮！ 综上本设计的传动方案定为图，加之制动机构得到了在第一章第二节 内容介绍中的示意图。即如下两种方案形式： 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 10 ( I ) ( II ) 至于两种方案的细微差别须在结构设计中考虑。因为存在轴承安装.评 动件长度.及内齿轮定位等几方面的考虑。本设计采用了图，详见有关章 节。 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 11 4 4 传动比的优先分配传动比的优先分配 4.1.1 齿轮精度及材料的选择齿轮精度及材料的选择 采用齿形角 n=20o的直齿渐开线齿轮传动，精度等级定为 6 级.7 级。 为避免根切，减小机构的尺寸和重量，改善齿轮副的摩擦情况，凑合中 心距，提高承载能力，齿轮传动的行星轮故采用角度变位。 齿轮材料采用 20CrMnT:的硬齿传动。为提高承载能力，内齿轮采用 40Cr 的软齿传动。一般太阳轮淬火硬度 HRC603.行星齿轮面硬度 HRC5558.芯部硬度为 HRC33-38. 内齿圈 40Cr 采用调质后表面淬火或软氮 化处理 HV650 .接触疲劳极限 Hlim和弯曲疲劳极限 Flim按文献4选取 其下部值表于下： 齿轮材料热处理 HlimMPaFlimMPa 精度 小锥齿轮 1450350 大锥齿轮 1400300 太阳轮 350 行星轮 20CrMnT: 渗碳淬火 HRC5862 300 内齿轮 40Cr 调整 HB262293 6502807 4.24.2 优化设计方法介绍优化设计方法介绍 一般优化设计实质是运用计算机技术高质。高效地完成设计任务，机械 设计问题存在很多种可能设计方案。从若干方案中选一个最佳的过程就是 优化过程。 优化过程包括两方面： 1.将工程实际问题模型化，即抽象成为优化设计的数学模型 2.应用优化计算方法的程序在计算机上求解数学模型 4.2.14.2.1 优化计算方法过程：优化计算方法过程： 1.拟定设计变量 2.建立目标函数，是用来评价设计变量好坏的函数。优化这个函数就可 得到一组最优化设计变量 3.找出约束条件，设计中必须满足一些限制条件 4.优化计算 有约束条件的最优化问题可以处理为无约束问题，而多变量的无约束问 题又可转化为单变量无约束问题。因此无约束单变量优化方法是最基本的 一种方法。0.618 法就是其中一种没有约束条件并且只有一个设计变量问题 的数学模型，就是只有目标函数，而且目标函数为一元方程，求最优化解 就是对一元方程求极值。对其中较简单的方程可以用古典微分学求解，而 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 12 对于较复杂的问题，常常会遇到困难，使用数值迭代法可减少工作量， 0.618 就是一种迭代法。 4.2.24.2.2 0.6180.618 法简介法简介 0.618 法就是先决定一个含有极小点的区间a,b，将其定为收索范围。 试点 X1和 X2，分别从 a 端和 b 端向相反方向截取|b-a|的 0.618034 点，经 第一次迭代后去掉a，X2或X1，b部分，收索范围缩小，剩下的收索范围 长度为 0.618，再按 0.618 法在新的a,b中选取试点，直到求得的 F（x） 对应的设计变量即为优化变量。 A X B A 0.618 B X2 x1 0.382 对有约束条件的，可将约束条件对目标函数的影响用一惩罚系数 R 表示， 建立一个目标函数。这个函数由原来的目标函数加上约束函数与 R 的乘积 组成，其它地方就与一般的 0.618 法一样了。 4.34.3 目标函数的建立目标函数的建立 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 13 4.3.14.3.1 设计思路设计思路 为了使减速器的总体尺寸达到最小、重量最轻，设计减速器的纵向尺寸 最小，则大锥齿轮直径一半与内齿轮直径一半为目标函数。优化这个目标 函数就可得到最优解，其方程式为： L=1/2m2Z2+m5Z5/2 设计变量定为第一级传动比 X1，则第二级传动比为 12.25/X 一级圆锥齿轮设计参数 d1利用下列公式：（文献1） 二级行星齿轮设计参数 da利用下列公式：（文献4） 4.3.24.3.2 计算圆锥齿轮的参数变量，列表如下计算圆锥齿轮的参数变量，列表如下 计算项目计算根据结果 齿宽系数 dm文献1（下同）表 7-130.32 小轮转矩 T1T1=9.55*106p/n1=9.55*106*132/147 5 854644Nmm 载荷系数 KK=KAKVK 使用系数 KA表 7-5KA=1 动载荷系数 KV图 7-4GKV=1.15 图 7-7K=1.12齿向载荷分布系 数 K则 K=KAKVK=1*1.15*1.12K=1.288 弹性系数 ZE表 7-6ZE=189.8N/mm2 节点区域系数 Zn图 7-15ZH=2.5 许用接触应力 H 由式 7-12H=HlinZNZw/ZHlin Hlim1=1450 N/mm2接触疲劳极限 Hlim 图 7-16 Hlim2=1350 N/mm2 接触寿命系数 ZN图 7-17 按循环次数 109ZN1=ZN2=1 硬化系数 Zw图 7-18Zw=1.08 则 Hlim1=H1H1= 1450N/mm2接触最小安全系 数 SHmin=1Hlim2=22=1350 N/mm2 d1的初值 d1t 传动比 u 即为设计变量 X 由于相同齿合.摸术相同. 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 14 4.3.34.3.3 行星轮级的目标函数建立行星轮级的目标函数建立. . 设计太阳轮直径比行星轮为小.按马从谦编渐开线行星齿轮传动 设计P280.太阳轮直径为 其计算过程列表于下. 计算项目计算根据结果 算式系数钢制直齿轮Ktd=768 使用系数文献4表 6-5 P286KA=1.00 行星轮间载不均系数P351KHP=1.10 综合系数P280KH=2.30 小齿轮宽系数取 d=0.7a=0.7 小齿轮名义转矩T1=1*9.55*103*132 *3/1475 T1=270.637vm 齿轮接触疲劳极限 VHlim 按 VaHlim=1500MPa VcHlim=1450MPa da=768*=25.8* 3 25.12/1450/1450/7 . 0/ )25.12(*3 . 2*1 . 1*637.270xx 3 )25.12(xx 由行星轮传动的运动学公式可知,单排 2K-H 机构传动比是:i2=1+Zb/Za Zb=( i2-1) Za db=m Zb=m Za( i2-1)= 25.8*(12.25/x-1) 3 )25.12(xx 故目标函数试为 f(x)=L= d2/2+ db/2=47.36(1+0.32/)1x*x 由建立方程要求的约束条件建立不等试如下. 传动比:x1 x0 对应约束方程为:k(1)=x-1 k(2)=4-x k(3)=L 0.618 流程图: 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 15 1NPVT A,B,E X1=A+0.618(B-A):F1=F(x1) X2=A+0.382(B-A):F2=F(x2) |F1- F2|E F1F2 A=x2:x2=x1 F2=F1 X1=A+0.618(E-A) F1=F(x1) B=x1:x2=x2:F1=F2 X2=A+0.382(B-A) F2=F(x2) F1F2 PRINT X2.F2 PRINT X1.F1 END 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 16 5 5 锥齿轮设计计算锥齿轮设计计算 5.1 锥齿轮设计 5.1.15.1.1 传动比选择分配传动比选择分配 由上述优化结果可见各局部优化传动比的总体尺寸接近而传动比相差 较大。由于在优化过程中没有考虑齿轮模数作用，并且，锥齿轮从结构上 考虑不应分配过大的传动比而只适宜起换向的作用。而且，根据优化结果， 选择第 IV 组作为优化目标，这样可充分利用行星轮级重载高效的特点，同 时保证锥齿轮负载不太大，制造容易，安全可靠。同时，考虑设计因素， 在小范围内调整传动比分配，即 i1=1.8 i2=6.8 锥齿轮轴交角为 90 度，采 用直齿传动 5.1.25.1.2 锥齿轮材料及热处理锥齿轮材料及热处理 采用闭式硬齿面传动，材料为 20CrMnTi 小齿轮 HRC6062 大齿轮 HRC5560 5.1.35.1.3 按齿面接触疲劳强度设计计算。列表按齿面接触疲劳强度设计计算。列表 计算项目计算根据结果 确定齿轮精度等 级 文献1表 7-1 估计 5m/s7 级 小轮大端分度圆 直径 齿宽度系数文献1（下同）表 7-13dm=0.36 小轮齿数在推荐值 2040 中选 硬齿面Z1=23 大轮齿数Z2=i Z1=23*1.8=41.4Z2=41 齿数比u= Z2/ Z1=41/23=1.7826u=1.7826 传动比误差u=(1.7826-1.8)/1.8=-0.009合适 小轮转矩T1=9.55*106P/n1=9.55*106*132/147 5 T1=854644Nmm 载荷系数K=KA KV KBKA=1 使用系数表 7-5KV=1.15 动载荷系数由 5*23/100=1.15m/s 查图 7-4KB=1.22 齿向载荷分布系 数 图 7-7 则 Kt=1*1.15*1.22=1.4Kt=1.4 弹性系数表 7-6ZE=189.8 节点区域系数表 7-15ZH=2.5 许用接触应力式 7-12 H= Hlim ZN ZW/VHlim 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 17 接触疲劳极限图 7-16Hlim1=1450 Hlim2=1400 接触寿命系数ZN1= ZN2=1 硬化系数图 7-18 均为硬齿面ZW=1 接触最小安全系 数 取值为 1.5 则H1=1450*1*1/1.5 H2=1400*1*1/1.5 SHmin=1.5 H1=966N/mm2 H= H2=933N/mm2 故 d1的初值 d1t d1t=147.47mm 故齿轮模数 m= d1t/ Z1=6.41 取 m=7mm 小轮大端分度圆 直径 d1t=m Z1=7*23=161mmd1t=161mm 小轮平均分度圆 直径 dm1= d1t/1+dm/1uu dm1=136.89mm 圆周速度 Vm=dm1n1/60000Vm=10.57m/s 动载荷系数由 Vm Z1/100=2.43 查图 7-4aKv=1.25 载荷系数K=1*1.25*1.22=1.525K=1.525 小轮大端分度圆 直径 d1d1t=143.33mm 3 Kt/K 取 d1=161mm 齿宽B=dm(dm1)min=49.28取 b=50mm 5.25.2 锥齿轮校核锥齿轮校核 按齿根弯曲疲劳强度对锥齿轮进行校核计算 列表如下： 齿形系数 YFaVF=2KT1(1+dm/)2YFaYsa/bd1m1uu VF 当量齿数 ZV1=Z1/cos1=Z1 uuu/1 Zv1=44.47 Zv2= Zv1u=79.27 查图 7-21 （文献1 下同） YFa1=2.38 YFa2=2.24 应力修正系数 Ysa 查图 7-22Ysa1=1.68 Ysa2=1.78 许用弯曲应力 F 式 7-18 VF= Flim YST YV YX/SFlim 弯曲疲劳极限图 7-25Flim1=350N/mm2 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 18 FlimFlim2=300N/mm 弯曲寿命系数 YN 图 7-23YN1= YN2=1 尺寸系数 Yx图 7-24YX=1 试验齿轮应力 修正系数 YST YST=2 弯曲最小系数 SFmax SFmax=1.8 则F1=350*2*1*1/1.8 F1=388N/mm2 F2=300*2*1*1/1.8 F2=333 N/mm2 故 F1=2*1.525*854644*（1+0.36/ ）17826 . 1 *7826 . 1 2*2.38*1.68/50/161/7=256 N/mm2 F2=F1 YFa2 Ysa2/( YFa1 YFa)=255 N/mm2 由 F1F1 F2F2 故校验合格 5.2.15.2.1 锥齿轮其它主要尺寸计算锥齿轮其它主要尺寸计算 大轮大端分度圆直径 d2: d2=M Z2=7*14=287mm 锥距 R：R=164.53 小轮大端顶圆直径：da1= d1+2m cos1=173.21 大轮的端顶圆直径：da2= d2+2m cos2=299.21 分度圆锥角 ：1=arctg1/u=291729 2=608271 齿顶高 hA= hA*m=7 m 齿根高 hF=(hA* + C*)m=8.4mm 小轮大端齿根圆直径 df1= d1-2*1.2m cos1=146.35mm 齿宽中点处分度圆直径 dm=d-bsin=d/(1+dm/)1uu dm1=136.88mm dm2=287-50*sin60.49=243.48mm 6 6 行星齿轮设计计算行星齿轮设计计算 6.16.1 2K-H2K-H 行星传动配齿计算行星传动配齿计算 按上一章分配的传动比进行计算。为正确设计行星齿轮传动，必须研 究行星轮系的配齿条件，以求合理地选择各轮齿数和型心轮数目。 6.1.16.1.1 保证满足给定的传动比要求及传动比条件保证满足给定的传动比要求及传动比条件 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 19 在内齿轮 B 被制动而固定。中心轮 ZA为输入时，有： iahb=1+Za/ Zb 得 Zb/ Za= iahb-1=6.8-1=5.8 即 Zb=5.8Za 6.1.26.1.2 保证中心轮内齿轮和行星架轴线重合保证中心轮内齿轮和行星架轴线重合-同轴条件同轴条件 为保证行星轮 Zc与两个中心轴 Za. Zb同时正确啮合，要求外啮合齿轮 a-c 的中心轮等于内啮合齿轮 b-c 的中心距. 即 （aw）a-c=（aw）b-c 对啮合齿轮，为提高啮合传动质量和承载能力采用了角度变位有： (Za+Zc)/cosaw(a)= (Zb-Zc)/cosaw(b) aw(a)-a-c 外啮合传动的啮合角 aw(b)-b-c 内啮合传动比啮合角 6.1.36.1.3 保证各个行星轮均布装入两中心轮的齿间保证各个行星轮均布装入两中心轮的齿间-装配条件装配条件 当采用各行星轮结构时，要保证几个行星轮均匀地分布在中心轮的 周围，而且使行星轮的轮齿正确地装入两中心轮的齿间。各轮齿数与行 星轮个数 np必须满足装配条件，否则，当第一个行星轮装入啮合位置 后，其它几个行星轮就会装不进去。 行星轮的装配是逐个依次进行的，两相邻行星轮所夹的中心角等于 2/np，设在位置 I 装入第一个行星轮 C1与两个中心轮想啮合，然后将行 星轮转过 2/np角度，使第一个行星轮 C1转到位置 II，由于行星架 H 转动 而带动中心轮转动，这时中心轮 a 转过角度 a= iahb 2/np I b c 2/np III II 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 20 为了在位置 I 装入行星轮 C2，则要求中心轮在位置 I 的轮齿位置应该与她 转过 a角之前，在该位置的齿轮位置相同，即 a必须刚好是中心轮两齿 所对应的中心轮 2/np的倍数。 q=a Za/2=整数 将 a代入上式并化简得 q= Za iahb/ np=( Za +Zb)/ np=整数 即 NGW 型行星轮传动的装配条件为两个中心轮齿数之和是行星轮个数 np的 整数倍。 6.1.46.1.4 邻接条件邻接条件-保证相邻两行星轮齿顶不相碰保证相邻两行星轮齿顶不相碰 为使相邻两行星轮不相碰，必须保证它们齿顶之间的连心线上有一定 的间隙，通常最小间隙应大于半个模数。 设相邻两行星轮间的距离为 L，最大行星轮顶圆直径为 dac 则 Ldac 即：2aacsin(/np) dac np-行星轮个数 aac-a-c 啮合副的中心距 综合上述四个条件立式 Zb=( iahb-1) Za Zc=( Zb- Za)/2=( iahb-1) Za/2- Za=( iahb-2) Za/2 q= iahb Za/ n p 根据资料2表 8-288 选行星轮个数 n p=3 Za: Zc: Zb:q= Za：Za( iahb-2)/2：Za ( iahb-1)：iahb Za/ n p=30：72：174：68 由文献2P642说明 Za尽可能取质数并使 Za/ n p不等于整数。Zb/ n p不等 于整数。尽可能使 Zb/ Zc及 Za/ Zc 无公约数。 从太阳轮齿数上选择来看，对硬齿面传动，一般齿数不超过 30，根据 下图可正确选择 由图考虑及综合齿轮加工强度方面依据配齿关系决定调整传动比为 6.94736。齿数选择 Za=19 Zc=47（未变位） Zb=113 校验传动比误差： i=( iahb-i)/i=2.16% i4% 故齿数匹配满足要求 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 21 6.2 行星轮啮合模数计算 按齿根弯曲强度设计齿轮模数，其计算公式为： m2KKFPT1YF1YS1/b*Z12FP1 3 输入轴作用在 a 轮上的扭矩 Ta为： Ta=9.55*106*pa*/na=1461441Nmm T1= Ta/ np=487147Nmm 其他参数计算，列表入下： 计算项目计算根据结果 载荷系数 KK=KAKVKB 使用场合系数 KA文献3表 7-2KA=1.25 动载荷系数 KV表 7-3KV=1.25 载荷分布系数 KB表 7-4KB=1.04 K=1.25*1.25*1.04K=1.62 行星轮间载荷分布不均系 数 KFP 表 8-1 和式 8-11KFP=1.20 齿宽系数 b*b*=0.6 齿轮弯曲疲劳极限 oF表 7-7Of=850N/mm2 齿形系数 YF按 x=0 图 7-1YF=2.4 应力修正系数 YS图 7-2YS=1.66 m=3.44mm 3 850/19/19/6 . 0/66 . 1 *4 . 2*487147*62 . 1 *2 . 1*2 取 m=3.44mm 6.36.3 齿轮的变位计算齿轮的变位计算 6.3.16.3.1 变位原因变位原因 在行星齿轮传动中，一般都采用变位齿轮传动，其目的在于凑合中心 距，避免轮齿根切，减小齿轮机构的尺寸，减小齿面磨损和提高使用寿命， 以及提高其承载能力等。本设计采用角变位 6.3.26.3.2 确定行星轮齿数确定行星轮齿数 Z Zc c 1）由前面配齿数结果知：Za=19 Zb=113 Zc=47（未变位） 2）为提高接触强度，将 ac（啮合角）定在 24 左右 根据 Zac=Za+ Zc=19+47=66 初选 Xac=1.02 接触法选取的变位系数可以保证齿轮扭啮合时不干涉，加工时不根切 或只有微量根切；齿顶厚 Sa=0.4m 重合度1.2，两轮的最大滑动系数大致 相等 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 22 3）初选 a-c 副的齿高变动系数yac 根据初选的 Xac= Za+ Zc 用表 5-6（文献4）简化公式计算yac 由 下图按 B 查 D B=1000（xa+ xc）cos/（Za+ Zc）=15.45 则 D=1.36 则yac=（D/1000-u）(Za+ Zc)/ cos=0.08976 4) 确定 Zc Zc=Zc-（Xac-yac）=46.06 取 Zc=46 6.3.3a-c6.3.3a-c 啮合副的计算啮合副的计算 1）确定中心距 aac a-c 和 c-b 啮合副的标准中心距 aac=0.5（Za+ Zc）m=130 acb=0.5 (Zb-Zc)m=134 因 Zc小于计算值的圆整体 取 aac=133 2）中心距分离系数 yac yac= aac- aac/m=0.75 3）齿高变动系数 yac 按文献4表 5-6 简化公式计算 yac=（c/1000-w）(Za+ Zc）/ cos 式中 =0 w=0 cos=1 c 值按 A=1000 yac/(Za+ Zc）=11.53 查图 5-7 得 c=0.92 故 yac=0.92（19+46）/1000=0.06 4）变位系数 Xac和啮合角 aac Xac= yac+yac=0.81 aacarccos(aac cos aac/ aac)=231733 Xac在图 5-1 范围内 aac在推荐值范围内 5）变位系数分配 根据齿数比 u=46/19=2.42 由图 6-4 左部直线得 X=0.81 时 x1=0.48= xa 故 xc=Xac- xa=0.33 即 xa=0.48 xc=0.33 6.3.4c-b6.3.4c-b 啮合副的计算啮合副的计算 1）中心分离系数 ycb ycb=( aac- acb)/m=-0.25 2)齿顶高变动系数ycb 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 23 以知 acb= aac 由表 5-6 简化公式 ycb =（c/1000-w）(Zb-Zc)/cos 式中 =0 w=0 cos=1 c 值根据 A=1000 ycb/(Zb-Zc)=-3.731 查文献4图 5-5 得 C=0.11 故ycb=0.0074 3）变位系数 xb Xcb= ycb+ycb=-0.2426 故 xb= Xcb+xc=0.0874 4)啮合角 acb acb=arcos(acbcos acb/ acb)=18.78=184650 acb在推荐值范围内 6.46.4 齿轮几何计算齿轮几何计算 6.4.16.4.1 分度圆直径：分度圆直径： (d)a=mZa=4*19=76mm (d)c=184mm (d)b=452mm 6.4.26.4.2 节圆直径节圆直径： (d)a=dacos a/cos aac=77.75mm (dac)c=188.24mm (dcb)c=182.63mm (d)b=448.65mm 6.4.36.4.3 齿顶高齿顶高 h ha a: : haa=(ha*+x1-y)m=5.68mm hac=5.08mm hab=2.7237mm 6.4.46.4.4 齿顶圆直径齿顶圆直径 d da a: : (da)a=87.36mm (da)c=194.16mm (da)b=446.55mm 6.4.56.4.5 基圆直径基圆直径 d db b： dba=dacos a=71.42mm 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 24 dbc= dccos a=172.90mm dbb=dbcos a=424.74mm 6.4.66.4.6 齿根圆直径齿根圆直径： （df）a=（d）a-2(h*+c*-xa)m=69.84mm （df）c=176.64mm （df）b=(d)b+2(hac*+c*+xn2)m=462.70mm 6.56.5 重合度计算重合度计算 利用公式 q=Za（tgac-tg）+Zc(tgac-tg) 基中，齿顶圆压力角 aaa=arccoa(dba/ daa)=35.16 aac=arccoa(dbc/ dac)=27.06 aab=arccoa(dbb/ dab)=17.98 外啮合 a-c 副的重合度 =19*（tg35.16-tg23.29）+46*(tg27.06-tg23.29) /2=1.4168 内啮合 c-b 副的重合度 =46*（tg27.06-tg18.78）+113*(tg18.78-tg17.98) /2=1.5293 由于 =20 ha*=1 时 qmax=1.982 而前面变位齿计算时保证重合度大于 1.2，所以两重合度在规定范围内，变位设计合理 6.66.6 啮合效率计算啮合效率计算 行星齿轮啮合效率按公式 I=aHb=(1-iabHH)/（1-iabH） 式中 H为转化机构的效率，可按文献4查图 3-3a.b 得各啮合副的效率为： acH=0.984 cbH=0.998 H=acHcbH=0.982 转化机构的传动比 iabH=-Zb/Za=-5.94736 则 I=abH=(1+5.94736*0.982)/(1+5.94736)=0.984 即行星齿轮传动啮合效率为 89.4% 6.7 齿轮疲劳强度校核 6.7.16.7.1 外啮合外啮合 按参考文献按参考文献44中公式中公式 6-196-19 6-20-6-216-20-6-21 校验接触强度校验接触强度. .按公式按公式 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 25 6-346-34 6-356-35 6-366-36 校验齿根弯曲疲劳强度校验齿根弯曲疲劳强度 6.7.1.16.7.1.1 外啮合接触强度有关参数和系数计算外啮合接触强度有关参数和系数计算. .裂表裂表 计算项目计算根据结果 使用系数按平稳传动 表 6-5KA=100 动载荷系数VH=(d)anaH/60/100=da(na- nH)/60/100 NH=na/iabH=1182/min VH=76(475/1.8-118)/60/100=2.79 VHZa/100=0.53m/s 查图 6-5KV=1.08 齿向载荷公布系 数 KH=1+（KHo-1）KHwKHe 查图 6-6 得 KHo=1.2 查图 6-7 得 KHw=0.85 查图 6-8 得 KHe=0.7 KH=1+（1.2-1）*0.85*0.7=1.12KH=1.12 齿向载荷公布系 数 按 =1.4165 查图 6-9KH=1.0 行星轮间载荷不 均系数 表 7-2KHP=1.15 节点区域系数（xa+xc） /(za+zc)=(0.48+0.33)/(19+46)=0.01246 查图 6-10ZH=2.3 弹性系数查表 6-7ZE=189.8 重合度系数=1.4168 =0 查图 6-11Z=0.93 螺栓旋角系数直齿 =0Z=1 分度圆上的切向 力 Ta=9550*132*1.8*0.95/1475=1461.441Nmm Ft=2000 Ta/np(d)a=2000*1461.4/3/76=12819.6 Ft=12819.6 N 工作齿宽b=a(d)a=0.6*76=45.6mm取 b=46mm 寿命系数ZN=1 润滑油系数HRC60 v=2.79m/s 表 8-10v50=120*10-6ZC=1.05 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 26 速度系数图 6-20ZV=0.96 粗糙度系数RZ=2.4um RZ100=(RZ1+RZ2)/2=2.19 3 /100 a 图 6-21RE1.03 工作硬化系数两齿均为硬齿Zw=1 尺寸系数m5Zx=1 最小安全系数按高可靠行SHmin=1.25 太阳轮与行星轮传动比 u u=46/19=2.42 接触应力基本值 HO： HO= ZH ZE ZZ=924.2MPa udbuFt/ ) 1( 接触应力 H： H=HO=1090MPa KHKHpKaKvKH 许用接触应力： HP=Hlim ZN ZC Zw Zx ZVZR=1204.3MPa 故 HHP 接触强度通过 6.7.1.26.7.1.2 外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数. .列表列表 计算项目计算根据结果 齿向载荷分布系数由 KHBO=1.2 b/m=9.5 图 6-23 KFBO=1.19 KFB=1+（KFBO-1）KFwKFeKFB=1.17 齿间载荷分布系数KFa=KHaKFa=1 行星轮间载荷分配系数KFP=1+1.5(KHp-1)KFP=1.225 太阳轮齿形系数xa=0.48 Za=19 图 6- 25 YFa*c=2.2 行星轮齿形系数Xc=0.33 Zc=46 图 6- 25 YFa*c=2.5 太阳轮应力修正系数图 6-27YSa*a=1.85 行星轮应力修正系数图 6-27YSa*c=1.9 重合度系数Y=0.25+0.75/Y=0.78 弯曲寿命系数YNT=1 试验齿轮应力修正系数YST=2 太阳轮齿根圆角敏感系 数 图 6-35YSrelTa=1.01 中国中国矿业矿业大学成人教育学院大学成人教育学院 2008 届届毕业设计毕业设计 27 行星轮齿根系数敏感系 数 图 6-35YSrelTc=1.02 齿根表面形状系数YRrelT=1.075 最小安全系数高可靠度 表 6-8SFmin=1.6 太阳轮： 弯曲应力基本值 FOa： FOa=FtYFaaYsaaYY /
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