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MG6001370-DW型采煤机截割部

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关键词：: mg6001370 dw 采煤机截割部

资源描述：

摘要·······························································································I

Abstract························································································II

一般部分

第1章绪论····················································································1

第2章采煤机技术特性····································································3

2.1 采煤机组成·········································································3

2.2 采煤机主要参数··································································3

第3章机械系统传动设计··································································4

3.1 齿轮强度校核·····································································4

3.2 轴的校核及轴承寿命计算····················································48

第4章经济分析·············································································78

结论·····························································································80

参考文献·······················································································81

专题部分

1.前言···························································································82

2．液压系统的工作组成及工作原理····················································83

3．存在的问题及原因········································································84

4．解决的措施·················································································85

5．结语···························································································86

6.参考文献····················································································89

附录1····························································································90

致谢·····························································································113

第1章绪论

1.1 MG600/1370-DW型采煤机截割部概述

MG600/1370-DW型采煤机主要用于矿井中较厚层综采工作面可采较硬煤质，并能适应较复杂的顶底板条件。

MG600/1370-DW型采煤机截割部减速器由固定减速器和摇臂行星减速起两部分组成，截割部承担截煤和装煤任务，是采煤机的主要部件之一。采煤机的绝大部分功率是通过截割部减速器传递的。截割部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。而滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛的应用。

1.2总体方案确定

采煤机的截割部承担截煤和装煤任务，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)能适应不同的煤层和有关地质条件。

(2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。

(3)能装煤和自开缺口。

(4)载荷均匀分布，机械效率高。

(5)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。

根据采煤机截割部工作原理设计在电动机功率600千瓦，转速1485转/每分时，电压3300V, 输出转矩为40.6转/每分的采煤机的截割部。为了确定MG600/1370-DW型采煤机的方案及满足钻机的设计要求，设计组曾先后调研了鸡西和淮南等几个制造、生产和科研单位并对国内外钻机的结构进行了分析，根据我国目前煤炭生产现状，结合制造及使用技术水平，确定本钻机的设计方向是：

(1)采煤机的绝大部分功率是通过截煤部减速器传递的。截煤部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。截煤部的总传动比一般为30—50，减速级数为3—5级；

(2)因截煤部和牵引部由同一台电动机驱动，截煤部传动系统中须有一对变速齿轮；

(3)为了保证摇臂有适当的长度，摇臂减速器中都装有若干个惰轮。

(4)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。

以上是本采煤机截割部的指导思想，如图。下面将分别介绍各个部件设计计算及其校核过程。

内容简介：: 黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 1 第 1 章绪论 1.1 MG600/1370-DW 型采煤机截割部概述 MG600/1370-DW型采煤机主要用于矿井中较厚层综采工作面可采较硬煤质，并能适应较复杂的顶底板条件。 MG600/1370-DW型采煤机截割部减速器由固定减速器和摇臂行星减速起两部分组成，截割部承担截煤和装煤任务，是采煤机的主要部件之一。采煤机的绝大部分功率是通过截割部减速器传递的。截割部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。而滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛的应用。 1.2 总体方案确定采煤机的截割部承担截煤和装煤任务，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)能适应不同的煤层和有关地质条件。 (2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。 (3)能装煤和自开缺口。 (4)载荷均匀分布，机械效率高。 (5)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。根据采煤机截割部工作原理设计在电动机功率 600 千瓦，转速 1485 转 /每分时，电压 3300V, 输出转矩为 40.6 转 /每分的采煤机的截割部。为了确定MG600/1370-DW型采煤机的方案及满足钻机的设计要求，设计组曾先后调研了鸡西和淮南等几个制造、生产和科研单位并对国内外钻机的结构进行了分析，根据我国目前煤炭生产现状，结合制造及使用技术水平，确定本钻机的设计方向是： (1)采煤机的绝大部分功率是通过截煤部减速器传递的。截煤部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。截煤部的总传动比一般为 30 50，减速级数为 3 5级； (2)因截煤部和牵引部由同一台电动机驱动，截煤部传动系统中须有一对变速齿轮； (3)为了保证摇臂有适当的长度，摇臂减速器中都装有若干个惰轮。 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 2 (4)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。以上是本采煤机截割部的指导思想，如图。下面将分别介绍各个部件设计计算及其校核过程。保证间隙1.5间隙0.2-0.35滚筒（?2000800）齿尖位置保证间隙1.5保证间隙1.8nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 3 第 2 章采煤机技术特性 2.1 采煤机的组成双滚筒采煤机的主要结构它包括左右截割部的固定减速箱 1、摇臂减速箱 2、弧形挡板 9、电动机 3、牵引部 4、带有电器控制的中间箱 7和接线箱6、装有电磁阀的电液控制箱 5。附属装置包括底托架、调高油缸和防滑装置。此外还有电缆拖移装置和供水灭尘装置等。如图 2.1。 2.2 采煤机主要参数采煤高度 2.1 4.1 m 摇臂倾角 160 地面高度 1.54 m 牵引力 785 KN 牵引速度 10 16m/min 总功率 1370 KW 左右截割功率 600 KW 牵引功率 170 KW nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 4 第 3 章机械系统传动设计 3.1 齿轮强度校核 3.1.1 Z1,Z2齿轮校核一齿面接触强度在初步设计齿轮时， Z1,Z2齿轮材料初定为 20CrMnTi。根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸： 3 211HPaa uKTuAa(mm) 33 211 1uuKTAdHPdd(mm) 式中 K 载荷系数常用值 K=2.5 aA、dA 刚对钢配对的齿轮副的值查表 13-1-75得直齿轮aA=483、dA=766 a 齿宽系数)1(5.0 uda 按表 13-1-77圆整，取d=0.38。则a=0.3。 HP 许用接触应力，推荐 HP )/(9.0 2lim mmNH 1limH 试就验齿轮的接触疲劳极限见图 13-1-24(b) 1limH =1650 MPa 2limH =1500 MPa 取较小值 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 5 HP )/(1 4 8 51 5 0 09.09.0 2l i m mmNH 2 8 6 m m14851 . 7 13.0 38602 . 5)11 . 7 1(483a 3 2 2 0 2 m m71.1 171.1148583.0 38602 . 5766d 3 21 齿根弯曲强度在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的法向模数： 311FPdFsmn z YKTAm (mm) 式中 mA系数，由表 13-1-78：直齿轮 0 时， 6.12mA。 FP 许用齿根应力， )/(7.0 2mmNFEFP FE 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，图 13-1-53（ b）。2221 /450,/450 mmNmmN FEFE 。 2221 /3154507.0,/3154507.0 mmNmmN FPFP FsY复合齿形系数，SaFaFs YYY YFa 齿形系数按图 13-1-38 可查：.38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时，当 211 z 时1FaY=2.37，当 362 z 时，2FaY=2.46。 YSa 应力修正系数按图 13-1-43 可查：nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 6 .38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时，当 211 z 时， 72.11 SaY；当 362 z 时， 66.12 SaY。 009075.0450 66.146.2,009059.0450 72.137.2222111 FESaFaFESaFa YYYY 两者比较取大者，取后者。则 mm64.92138.00 0 9 0 7 5.038605.16.12 32 nm取 nm=10mm Z1=21 Z2=36 二 .计算 Z1,Z2齿的几何尺寸 1 啮合角：根据Z=57 P6 查得：X=0.62 inv =2121 )(tan2 ZZ XX + inv =3621 62.020tan20 + 020inv 得 = 6441220 由图 13.1.4 查得变位系数 X1=0.35 X2=0.27 2实际中心距 a ： a =coscosa=644122cos 20cos285 00=289.35mm 3.分度圆分离系数 y： 435.010 28535.289 m aay4.齿顶高变动系数： 185.0)( 21 yxx 5.齿轮的几何尺寸： mm 2102110mzd 11 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 7 mm 3603610mzd 22 m05.21323621 2135.28922d211W1 mZZ Za m5.3653621 3635.289222122 mZZ Zad W mm 1 9 7 . 3 42 1 0 c o s 2 0c o sdd 1b1 mm 3 3 8 . 2 93 6 0 c o s 2 0c o sdd 2b2 2 3 3 . 3 m m10)0 . 1 8 50 . 3 51(2210m)xh(2dd 1a1a1 3 8 1 . 7 m m10)0 . 1 8 50 . 2 71(2360m)xh(2dd 2a2a2 mm19210)35.025.01(2210m)xch(2dd 1a1f1 mm04.3410)0 . 2 725.01(2360m)xch(2dd 2a2f2 6.计算齿顶圆压力角a： 1a=11arccosabdd=3.233 34.197arccos=32.240 2a=22arccosabdd=7.381 9.338arccos=27.590 4.125.22t a n59.27t a n3625.22t a n24.34t a n2121t a nt a nt a nt a n212211 aa zz三 .齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力： nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 8 小轮： 1H =ZB HHVAHO KKKK(1) 大轮： 2H =ZD HHVAHO KKKK(2) AK 使用系数，见表 13-1-81；表 13-1-82 原动机工作特性示例及表13-1-83工作机工作特性示例。 AK =1.75 VK动载系数，由图 13-1-14查得 KV=1.24。 smndv /32.1660000 1485210100060 11 HK接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表 13-1-99 HK=1.12+0.1821)(db +0.23 10-3b b=1dd =80 mm HK=1.12+0.18 2)38.0( +0.23 10-3 80=1.16 HK接触强度计算的齿间载荷分配系数，见表 13-1-102查得 HK1.0 DZ、BZ 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表 13-1-104。 1Z1MMZ1M1Z1MMZ1M2D22D2B11B1 时，；当时，当。时，；当时，。当因 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 9 1048.1z211ddz21ddt a nM22b22a212b12a11 取 1.0ZB 48 1966.0z211ddz21ddt a nM12b12a122b22a22 取 1ZD .0 HO节点处计算接触应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算接触应力的基本值 : uubdFZZZZ tEHHO11（ 3） HZ 节点区域系数 35.225.22s i n20c o s25.22c o s0c o s2s i nc o sc o sc o s222 tttbHZ EZ 弹性系数， 2/ mmN 。见表 13-1-10 2/8.1 8 9 mmNZ E Z重合度系数 935.034.1434 Z nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 10 Z螺旋角系数 10coscos ZFt 端面内分度圆上的名义切向力， Ft=200011WdT =36196 N b工作齿宽 , b=80mm mn 法向模数， mn=10mm 将以上系数带入（ 3）式得： 2/35.88871.1171.1802109.367611935.08.18935.2 mmNHO 将以上结果带入（ 1）、（ 2）得： 2221/22.14781.116.124.175.135.8880.1/76.11951.116.124.175.135.888048.1mmNmmNHH 3.许用接触应力： XWRVLNTHHG ZZZZZZli m （ 4） HG计算齿轮的接触极限应力 2/ mmN HLim试取齿轮的接触疲劳极限 1limH =1650 MPa 2limH =1500 MPa NTZ接触强度计算的寿命系数。工作寿命 2万小时计算 9911294110042.171.110782.110782.1102114856060iNNn j LNLLhL 见图 13-1-26查得 88.01 NTZ89.02 NTZLZ 润滑剂系数， VZ 速度系数， RZ 粗糙度系数。 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 11 见表 13-1-108 持久强度CL NN ： 92.0RVL ZZZWZ工作硬化系数 1700 1302.1 HBZ W1WZ=1.18 2WZ=1.19 XZ 接触强度计算的尺寸系数 1XZ .076-0.0109mn=0.967 将以上系数带入（ 4）式得： 21 /47.1650967.018.192.088.01650 mmNHG 22 /34.1530967.019.192.089.01650 mmNHG 4计算安全系数： H1S = 11HHG= 18.1549 47.1650= 1.07 HLimS H2S = 22HHG= 22.147834.1530= 1.04 HLimS limHS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limHS =1 所以 Z1,Z2齿面接触强度满足要求。四 .轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力： FFVAFF KKKK0（ 1） AK ， VK 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 75.1AK 24.1VKFK弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 12.116.1)( 75.0 NHF KK 75.0)/()/(1)/(22 hbhbhbN nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 12 FK弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， FK HK1.1 FO齿根应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算齿根应力的基本值 : YYYYbmFSaFatF 0（ 2） FaY载荷作用于齿顶时的齿形系数， 37.21 FaY46.22 FaYSaY载荷作用于齿顶时的应力修正系数， 72.11 SaY66.12 SaYY重合度系数， 75.025.0 Y =0.25+ 4.175.0 =0.79 Y螺旋角系数，当 =00时，Y=1 将以上系数带入（ 2）式得： 7.145179.072.137.210803 6 1 9 610 F N/mm2 96.145179.066.146.210803619620 F N/mm2 将以上结果带入（ 1）得： 52.3891.112.124.175.170.1451 F N/mm2 22.3901.112.124.175.196.1452 F N/mm2 3.许用齿根应力： XR r e lTr e lTNTSTFFG YYYYY li m（ 3） FG计算齿轮的弯曲极限应力 2/ mmN FLim试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 1limF = 2limF =450 MPa nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 13 STY试验齿轮的应力修正系数，取STY=2.0 NTY弯曲强度计算的寿命系数，见图 13-1-55查得 88.01 NTY89.02 NTYrelTY相对齿根圆角敏感系数，见图 13-1-57查得relTY=1.0 RrelTY相对齿根表面状况系数，见图 13-1-58查得RrelTY=1.03 XY 弯曲强度计算的尺寸系数，由表 13-1-119得 XY =1.0 将以上系数带入（ 3）式得： 76.8150.103.10.188.00.24501 FG N/mm2 03.8250.103.10.189.00.24502 FG N/mm2 4计算安全系数： F1S = 11FFG= 52.38976.815= 2.0 FLimS F2S = 22FFG= 22.39003.825= 2.1 FLimS limFS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limFS =1.6 所以 Z1,Z2齿弯曲强度满足要求。 3.1.2 Z3,Z4齿轮校核一齿面接触强度在初步设计齿轮时， Z1,Z2齿轮材料初定为 40Cr,20CrMnTi。根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸： nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 14 3 221HPaa uKTuAa(mm) 33 223 1uuKTAdHPdd(mm) 式中 K 载荷系数常用值 K=2.5 aA、dA 刚对钢配对的齿轮副的值查表 13-1-75得直齿轮aA=483、dA=766 a 齿宽系数)1(5.0 uda 按表 13-1-77圆整，取d=0.3。则a=0.3。 HP 许用接触应力，推荐 HP )/(9.0 2lim mmNH limH 试就验齿轮的接触疲劳极限见图 13-1-24(b) 3limH=1180 MPa 4limH =1650 MPa 取较小值 3HP )/(106211809.09.0 23l i m mmNH 3 6 0 m m10621 . 0 93.0 64802 . 5)11 . 0 9(483a 3 2 3 3 7 . 9 8 m m09.1 109.110623.0 64802 . 5766d 3 21 齿根弯曲强度 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 15 在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的法向模数： 332FPdFsmn z YKTAm (mm) 式中 mA系数，由表 13-1-78：直齿轮 0 时， 6.12mA。 FP 许用齿根应力， )/(7.0 2mmNFEFP FE 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，图 13-1-53（ b）。2423 /450,/370 mmNmmN FEFE 。 2423 /3154507.0,/2493707.0 mmNmmN FPFP FsY复合齿形系数，SaFaFs YYY YFa 齿形系数按图 13-1-38 可查：.38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时，当 343 z时3FaY=2.24，当 374 z 时，4FaY=2.18。 YSa 应力修正系数按图 13-1-43 可查：.38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时，当 343 z时， 78.13 SaY；当 374 z 时， 83.14 SaY。 0089.0450 83.118.2,012.0370 78.124.2444333 FESaFaFESaFa YYYY 两者比较取大者，取前者。 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 16 则 9 . 6343.0012.06 4 8 05.26.12 32 nmmm 取 nm=10mm Z3=34 Z4=37 二 .计算 Z1,Z2齿的几何尺寸 1 啮合角：根据Z=71 P6 查得：X=0.70 inv =4343 )(tan2 ZZ XX + inv =3734 7.020tan20 + 020inv 得 = 1173220 由图 13.1.4查得变位系数 X3=0.32 X4=0.38 2实际中心距 a ： a =coscosa=117322cos 20cos355 00=613.9 mm 3.分度圆分离系数 y： 639.010 35539.361 m aay4.齿顶高变动系数： 061.0)(43 yxx5.齿轮的几何尺寸： mm38.96310)0 . 6 3 90 . 3 81(2703m)xh(2ddmm18.65310)639.00 . 3 21(2403m)xh(2ddmm 69.4733 7 0 c o s 2 0c o sddmm 50.193c o s 2 0403c o sdd66.37637343739.3612212.34637343439.36122dmm 3703710mzdmm 3403410mzd4a4a43a3a34b43b34344433W34433mmZZZadmmZZZaWnts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 17 mm6.35210)0 . 3 825.01(2370m)xch(2ddmm40.32110)32.025.01(2403m)xch(2dd4a4f43a3f3 6.计算齿顶圆压力角a： 3a=.3arccosabdd=18.365 5.319arccos= 28.970 4a=44arccosabdd=38.396 69.347arccos= 28.70 51.162.22t a n7.28t a n3762.22t a n97.28t a n3421t a nt a nt a nt a n214433 aa zz三 .齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力：小轮：3H=ZB HHVAHO KKKK(1) 大轮： 4H =ZD HHVAHO KKKK(2) AK 使用系数，见表 13-1-81；表 13-1-82 原动机工作特性示例及表13-1-83工作机工作特性示例。 AK =1.75 VK动载系数，由图 13-1-14查得 KV=1.23。 smndv /4.1560000 36/211485340100060 23 HK接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表 13-1-99 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 18 HK=1.12+0.1821)(db +0.23 10-3b b=3dd =100 mm HK=1.12+0.18 2)3.0( +0.23 10-3 100=1.159 HK接触强度计算的齿间载荷分配系数，见表 13-1-102查得 HK1.0 DZ、BZ 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表 13-1-104。 1Z1MMZ1M1Z1MMZ1M2D22D2B11B1 时，；当时，当。时，；当时，。当因 195.0z211ddz21ddt a nM42b22a232b12a11 取 1.0ZB 1935.0z211ddz21ddt a nM32b12a142b22a22 取 1ZD .0 HO节点处计算接触应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算接触应力的基本值 : nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 19 uubdFZZZZ tEHHO11（ 3） HZ 节点区域系数 33.262.22s i n20c o s62.22c o s0c o s2s i nc o sc o sc o s222 tttbHZ EZ 弹性系数， 2/ mmN 。见表 13-1-10 2/8.1 8 9 mmNZ E Z重合度系数 91.0351.1434 Z Z螺旋角系数 10coscos ZFt 端面内分度圆上的名义切向力， Ft=200032WdT =38129.41 N b 工作齿宽 , b=100 mm mn 法向模数， mn=10 mm 将以上系数带入（ 3）式得： 2/31.58409.1109.110034041.38129191.08.18933.2 mmNHO 将以上结果带入（ 1）、（ 2）得： 243 /95.9671.1159.123.175.131.5840.1 mmNHH 3.许用接触应力： XWRVLNTHHG ZZZZZZli m （ 4） HG计算齿轮的接触极限应力 2/ mmN nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 20 HLim试取齿轮的接触疲劳极限 1limH =1180 MPa 2limH =1650 MPa NTZ接触强度计算的寿命系数。工作寿命 2万小时计算 892149431056.909.110042.110042.1102114856060iNNn j LNLLhL 见图 13-1-26查得 89.03 NTZ895.04 NTZLZ 润滑剂系数， VZ 速度系数， RZ 粗糙度系数。见表 13-1-108 持久强度CL NN ： 92.0RVL ZZZWZ工作硬化系数 1700 1302.1 HBZ W3WZ=1.21 4WZ=1.19 XZ 接触强度计算的尺寸系数 1XZ .076-0.0109mn=0.967 将以上系数带入（ 4）式得： 23 /52.1130967.021.192.089.01180 mmNHG 24 /39.1563967.019.192.0895.01650 mmNHG 4计算安全系数： 3HS= 33HHG= 95.967 52.1130= 1.17 HLimS 4HS = 44HHG= 95.967 39.1563= 1.62 HLimSnts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 21 limHS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limHS =1 所以 Z3,Z4齿面接触强度满足要求。四 .轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力： FFVAFF KKKK0（ 1） AK ， VK 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 75.1AK 23.1VKFK 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 096.1159.1)( 62.0 NHF KK 62.0)/()/(1)/(22 hbhbhbN FK弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， FK HK1.1 FO齿根应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算齿根应力的基本值 : YYYYbmFSaFatF 0（ 2） Ft 端面内分度圆上的名义切向力， Ft=200032WdT =38129.41 N b 工作齿宽 , b=100 mm mn 法向模数， mn=10 mm FaY载荷作用于齿顶时的齿形系数， 24.23 FaY18.24 FaYnts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 22 SaY载荷作用于齿顶时的应力修正系数， 78.13 SaY83.14 SaYY重合度系数， 75.025.0 Y =0.25+ 51.175.0 =0.75 Y螺旋角系数，当 =00时，Y=1 将以上系数带入（ 2）式得： 02.114175.078.124.210100 41.3 8 1 2 903 F N/mm2 09.114175.083.118.210100 41.3812904 F N/mm2 将以上结果带入（ 1）得： 89.2951.1096.123.175.102.1143 F N/mm2 07.2961.1096.123.175.109.1144 F N/mm2 3.许用齿根应力： XR r e lTr e lTNTSTFFG YYYYY li m（ 3） FG计算齿轮的弯曲极限应力 2/ mmN FLim试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 3limF=370 MPa 4limF =450 MPa STY试验齿轮的应力修正系数，取STY=2.0 NTY弯曲强度计算的寿命系数，见图 13-1-55查得 89.03 NTY895.04 NTYrelTY相对齿根圆角敏感系数，见图 13-1-57查得relTY=1.0 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 23 RrelTY相对齿根表面状况系数，见图 13-1-58查得RrelTY=1.12 XY 弯曲强度计算的尺寸系数，由表 13-1-119得 XY =1.0 将以上系数带入（ 3）式得： 63.7370.112.10.189.00.23703 FG N/mm2 16.9020.112.10.1895.00.24504 FG N/mm2 4 计算安全系数： 3FS= 33FFG= 89.295 63.737= 2.49 FLimS 4FS = 44FFG= 07.296 16.902= 3.05 FLimS limFS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limFS =1.6 所以 Z3,Z4齿弯曲强度满足要求。 3.1.3 Z5,Z6惰轮校核因为 Z4, Z5, Z6 同为惰轮材料相同 20CrMnTi3.1.2 中我们已经校核 Z4 成功，所以 Z5, Z6 齿轮的接触疲劳强度，轮齿的弯曲疲劳强的也满足要求。但由于变位的问题需要计算它们的几何尺寸。一 .计算 Z5齿的几何尺寸： 1 啮合角：根据Z=74 P6 查得：X=0.63 inv =5454 )(tan2 ZZ XX + inv =3621 63.020tan20 + 020inv 得 = 4451220 在 3.1.2中我们已经确定了 X4=0.38 得 X5=0.25 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 24 2实际中心距 a ： a =coscosa=445122cos 20cos370 00=375.69 mm 3.分度圆分离系数 y： 569.010 37069.375 m aay4.齿顶高变动系数： 061.0 5.齿轮的几何尺寸： mm35010)0 . 2 525.01(2370m)xch(2ddmm78.93310)0 . 0 6 10 . 2 51(2370m)xh(2ddmm 69.4733 7 0 c o s 2 0c o sdd69.37537373769.37522mm 3703710mzd5a5f55a5a55b5545555 mmZZZad W6.计算齿顶圆压力角a： 5a=55arccosabdd=78.393 69.347arccos=280 二计算 Z6齿的几何尺寸 Z6同 Z4的几何尺寸 3.1.4 Z7大齿轮校核一计算齿数，模数 Z7 材料初定为 18Cr2Ni4WA。 Z6,Z7 齿轮啮合由于传动比已选定 i=1.19, 计算得 Z7=44 nm=10.0 二 .计算 Z7齿的几何尺寸 1 啮合角：根据Z=81 P6 查得：X=0.786 inv =7676 )(tan2 ZZ XX + inv =4437 786.020tan20 + 020inv nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 25 得 = 326322 0 由图 13.1.4查得变位系数 X6=0.35 X7=0.27 2实际中心距 a ： a =coscosa=326322cos 20cos405 00=412.25 mm 3.分度圆分离系数 y： 725.010 40525.412 m aay4.齿顶高变动系数： 061.0 5.齿轮的几何尺寸： mm12.42310)0 . 2 725.01(2440m)xch(2ddmm9.46610)0 . 0 6 10 . 2 51(2044m)xh(2ddmm 46.4130 c o s 2 044c o sdd88.44744374425.41222mm 0444410mzd7a7f77a7a77b7767777 mmZZZad W6.计算齿顶圆压力角a： 7a=77arccosabdd=9.466 46.413arccos=27.680 45.1t a nt a nt a nt a n2 1 7766 aa zz 三 .齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力：大轮：7H=ZD HHVAHO KKKK（ 1） AK 使用系数，见表 13-1-81；表 13-1-82 原动机工作特性示例及表13-1-83工作机工作特性示例。 AK =1.75 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 26 VK动载系数，由图 13-1-14查得 KV=1.24。 smndv /4.156000037343621148537010006044 HK接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表 13-1-99 HK=1.12+0.1827)(db +0.23 10-3b b=7dd =100 mm HK=1.12+0.18 2)28.0( +0.23 10-3 100=1.156 HK接触强度计算的齿间载荷分配系数，见表 13-1-102查得 HK1.0 DZ 大轮单对齿啮合系数，见表 13-1-104。 1Z1MMZ1M2 D22D2 时，；当时，。当因 198.0z211ddz21ddt a nM62b62a672b72a77 取 1ZD .0 HO节点处计算接触应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算接触应力的基本值 : uubdFZZZZ tEHHO11（ 2） nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 27 HZ 节点区域系数 33.261.22s i n20c o s61.22c o s0c o s2s i nc o sc o sc o s222 tttbHZ EZ 弹性系数， 2/ mmN 。见表 13-1-10 2/8.1 8 9 mmNZ E Z重合度系数 922.0345.1434 Z Z螺旋角系数 10coscos ZFt 端面内分度圆上的切向力， Ft=2000624 98.0WdT =35173 N b 工作齿宽 , b=100 mm mn 法向模数， mn=10 mm 将以上系数带入（ 2）式得： 2/31.53919.1119.1100370351731922.08.18933.2 mmNHO 将以上结果带入（ 1）得： 27 /25.8921.1156.123.175.131.5391 mmNH 3.许用接触应力： XWRVLNTHHG ZZZZZZli m （ 4） HG计算齿轮的接触极限应力 2/ mmN HLim试取齿轮的接触疲劳极限 7limH=1650 MPa NTZ接触强度计算的寿命系数。工作寿命 2万小时计算 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 28 108819.11056.910856.910213734362114856060831246iNNn j LNLLhL 见图 13-1-26查得 897.07 NTZLZ 润滑剂系数， VZ 速度系数， RZ 粗糙度系数。见表 13-1-108 持久强度CL NN ： 92.0RVL ZZZWZ工作硬化系数 1700 1302.1 HBZ W7WZ=1.19 XZ 接触强度计算的尺寸系数 1XZ .076-0.0109mn=0.967 将以上系数带入（ 4）式得： 27 /89.1566967.019.192.0897.01650 mmNHG 4计算安全系数： 7HS= 77HHG= 25.892 89.1566= 1.76 limHS limHS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limHS =1 所以 Z7齿面接触强度满足要求。四 .轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力： FFVAFF KKKK0（ 1） AK ， VK 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 75.1AK 24.1VKFK 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 29 094.1156.1)( 62.0 NHF KK 62.0)/()/(1)/(22 hbhbhbN FK弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， FK HK1.1 FO齿根应力的基本值， 2/ mmN 2. 计算齿根应力的基本值 : YYYYbmFSaFatF 0（ 2） Ft 端面内分度圆上的名义切向力， Ft=35173 N b 工作齿宽 , b=100 mm mn 法向模数， mn=10 mm YFa 齿形系数按图 13-1-38当 447 z时，2FaY=2.14 .38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时， YSa 应力修正系数按图 13-1-43当 447 z时， 85.17 SaY.38.0,25.1,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh 时， Y重合度系数， 75.025.0 Y =0.25+ 45.175.0 =0.78 Y螺旋角系数，当 =00时，Y=1 将以上系数带入（ 2）式得： nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 30 45.109178.083.118.2101003517307 F N/mm2 将以上结果带入（ 1）得： 51.2831.1094.123.175.145.1097 F N/mm2 3.许用齿根应力： XR r e lTr e lTNTSTFFG YYYYY li m（ 3） FG计算齿轮的弯曲极限应力 2/ mmN FLim试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 7limF=450 MPa STY试验齿轮的应力修正系数，取STY=2.0 NTY弯曲强度计算的寿命系数，见图 13-1-55 897.07 NTYrelTY相对齿根圆角敏感系数，见图 13-1-57查得relTY=1.0 RrelTY相对齿根表面状况系数，见图 13-1-58查得RrelTY=1.03 XY 弯曲强度计算的尺寸系数，由表 13-1-119得 XY =1.0 将以上系数带入（ 3）式得： 52.8310.103.10.1897.00.24507 FG N/mm2 4计算安全系数： 7FS= 77FFG= 51.28352.831= 2.93 limFS limFS 最小安全系数，见表 13-1-110。取 limFS =1.6 所以 Z7齿弯曲强度满足要求。 3.1.5 Z8,Z9,Z10一级行星齿轮校核 nts黑龙江科技学院毕业设计（或论文）说明书 31 一配齿计算

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