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机械毕业设计全套

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JX03-040@MG180435-W型液压牵引采煤机截割部设计b,机械毕业设计全套

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第 页 1 绪论 1.1 引言 我国是一个贫油、少气、富煤的国家，因此 我国是产煤大国，煤炭是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。 20 世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产的需要，到今天几乎是我国采煤机占领我国的整个采煤机市场，依靠科技进步，推进技术创新，开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技的发展的主攻方向，我国的采煤机现在已经进入了自主研发，标准化，系列化阶 段。 1.2 采煤机械概述 机械化采煤开始于上世纪 40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。 40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。 50年代初期，英国、联邦德国相继生产力滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒式死滚筒，不能实现跳高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的 采煤机为第一代采煤机。这样， 50 年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平。虽然载 1954 年英国已经研制出了液压自移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。 60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机 单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别式 1964年第三代采煤机 双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中 显示了综合机械化采煤的优越性 高校、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采。 进入 70 年代。综采机械化得到了进一步发掌和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发掌，相继出现了功率为750 1000KW，生产率大 1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力大 1500KN的nts 第 页 强力液压支架等。 1970 年采煤机无链牵引系统的研制成功以及 1976 年出现的第四代采煤机 电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。 80 年代以来 ,世界各主要采煤国家 ,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要 ,积极采用新技术 ,不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构 ,相继研制出一批高性能 !高可靠性的 /重型采煤机 。 目前，各主要产煤国家已基本上实现力采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。 采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，以逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制后、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。 1.3 采煤机械工作过程 采煤工作主要包括：落 煤、装煤、支护、和运输等几个工序。 采煤机械是机械化采煤工作面的主要设备之一，它完成落煤了装煤两个工序。现代的采煤机械一般采用滚筒式采煤机和刨煤机。 在一个综采工作面中，采煤机是主要设备，但是还要有其他机械的辅助，在工作面中，最主要的设备除了采煤机外，就是液压支架和刮板运输机。液压支架和采煤机之间要有一个安全距离，一是为了工作人员通过，二是防止采煤机在落煤时有大的煤块 弹出，伤到工作人员。这三者的关系如下图 1-1。 图 1 - 11 . 采 煤 机2 . 刮 板 输 送 机3 . 液 压 支 架nts 第 页 2 总体 2.1 概述 MG180/435-W 多电机横向布置液压牵引采煤机（以下简称 MG180/435-W采煤机），装机总功率 435kw，截割功率 2 180kw, 牵引功率 75kw，采用液压无级调速系统来控制采煤机牵引速度。 MG180/435-W 采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。液压传动部置于中间箱右部，主要由泵电机、齿轮传动箱和泵箱组成。除了冷却器外，其它主要部件均可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。 瓦斯断电仪（型号： DJB4）接线根据其自身的使用说明书进行， 把其一组常闭接点串接在采煤机控制回路中，根据煤矿要求调整瓦斯超标动作值。瓦斯超标时，常闭接点打开，即控制真空磁力启动器断电，使整机停止运转。 MG180/435-W采煤机外形见图 1-1。 2.2 主要用途及适用范围 该产品适用于采高 1.4-3.2m，倾角 35，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。 nts 第 页 2.3 型号的组成及代表意义 2.4 使用环境条件 1、海拔高度小于 2000m。 2、周围介质温度不超过 +40、不低于 -10。 3、环境温度为 +25时，周围空气相对 湿度不大于 97%。 4、周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。 2.5 安全警示 1、该产品必须取得矿用产品安全标志后方可下井使用。 2、该产品的电控腔及接线腔的箱盖严禁在带电的情况下打开。该产品在箱盖的显著位置已标有“严禁带电开盖”的字样。 3、该产品中使用的隔离开关“ QS”严禁带电离合。 4、该产品开机前必须先通水，后开机，当喷雾泵站停止供水时，应立即停止电机运行。 5、随时注意冷却水路中的安全阀，如产生释放现象，应及时检查原因。 6、定期检查清洗水阀内的过滤器。 7、随时注意各喷嘴运行情况，如 有堵塞，应及时疏通。 nts 第 页 8、定期检查喷雾泵站至采煤机输水管各连接口是否密合，不得有渗透水现象。 2.6 技术特征 该机的主要技术参数如下： 1、适应煤层 采高范围（ m）： 1.4-3.2 煤层倾角（）： 35 煤质硬度： 中硬或中硬以上 2、总体 机身厚度（ mm）： 530 机面高度（ mm）： 1180 摇臂摆动中心距（ mm）： 5850 行走轮中心距（ mm）： 4230 过煤高度（ mm）： 426 截深（ mm）： 630； 800 配套滚筒直径与对应卧底量、最大采高和最佳采高范围见表 1-1。 表 1-1 滚筒直径（ mm） 卧底量（ mm） 最大采高（ mm） 最佳采高范围（ mm） 1250 145 3025 1.8 2.8 1400 220 3100 1.9 2.9 1600 320 3200 2.0 3.0 3、截割部 摇臂结构形式： 整体、弯摇臂 摇臂长度（ mm）： 1826 摇臂摆角（）： 64 截割功率（ kw）： 2 180 截割速度（ m/s）： 50 4、牵引行走部 牵引形式： 齿轮销排式液压牵引 牵引功率（ KW）： 75 牵引速度（ m/min）： 0 6.0 牵引 力（ KN）： 400 5、电机 nts 第 页 （ 1）截割电机 电机型号： YBC-180 额定功率（ KW）： 180 额定电压（ V）： 1140 额定电流（ A） ： 112 额定转速（ r.p.m） ： 1480 外形尺寸（ mm）： 693 550 615 （ 2）牵引电机 电机型号： YBQYS3-75 额定功率（ KW）： 75 额定电压（ V）： 1140 额定电流（ A） ： 48 额定转速（ r.p.m） ： 1478 外形尺寸（ mm）： 930 470 470 6、电缆 主电缆型号： MCP3 95+1 25+4 10 标称外径（ mm）： 66 截割电机电缆型号： MCP3 35+1 10+4 4 标称外径（ mm）： 48.9 牵引电机电缆型号： MYP3 10+1 10 标称外径（ mm）： 31 38.2 7、冷却和喷雾 冷却： 截割电机、牵引电机、泵箱、摇臂分别 水冷 喷雾方式： 内外喷雾 供水压力（ Mp）： 1.5/3.0 供水流量（ 1/min）： 250 8、配套工作面刮板输送机 型号： SGD630/264W 9、整机重量（ T）： 32 nts 第 页 3 截割部设计 3.1 截割部概述 截割部是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要 由截割部壳体、截割电机、齿轮减速器装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。 截割电机直接安装在截割部壳体内，齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行星减速器内，与传统的纵向布置的单电机采煤机相比没有通轴、螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等结构，因此结构简单、紧凑，可靠性高。 两个截割部分别用阶梯轴同左、右固定箱铰接，同时通过回转腿与调高油缸铰接，通过油缸的伸缩实现左、右截割滚筒的升降。 截割部有如下特点： 1、截割部（摇臂）回转采用学销铰轴结构，与其它部件间没有传动联，回转部分的磨损与截割部传动 齿轮啮合无关。 2、截割部齿轮减速都是简单的直齿传动，传动效率高。 3、截割电机和截割部一轴齿轮之间采用细长扭矩轴联接，电机和截割部一轴齿轮安装位置的小量误差不影响动力传递，便于安装，在受到较大的冲击载荷时对截割传动系统的齿轮和轴承起到缓冲作用。 4、高速轴油封线速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用寿命。 5、截割部壳体采用弯摇臂结构形式，较直摇臂可以加大装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。 截割部外壳上下有冷却水套，以降低摇臂内油池温度。输出端采用 300 300mm 方形联接套和滚筒联接，滚筒采用三头螺旋叶 片，其直径可根据煤层厚度在 1.25m、 1.4m、 1.6m内选取，滚筒截深可采用 630mm或 800mm，输出转速可根据不同直径滚筒的线速度要求和媒质硬度在两档速度内选取。 3.2 截割部的传动系统 截割部的传动系统如图 2-1所示 。 nts 第 页 图 2-1 截割电机的出轴是带有内花键的空心轴，通过两端均为渐开线花键（ M=5， Z=12）的细长扭矩轴与截一轴齿轮（ M=6， Z=21）相连，电机输出转矩通过齿轮 Z1， Z2， Z3， Z4， Z5， Z6， Z7， Z8， Z9 传动到 行星机构，最后由行星机构的行星架输出，将动力传给截割滚筒。 左、右截割部传动方式相同，传动元件通用。 截割部的传动比为： i1=(Z3/Z1)*(Z5a/Z4a)*(Z9/Z6)*(1+Z12/Z10)=29.5 传动齿轮及支承轴承规格及参数详见表 2-1，表 2-2。 表 2-1 齿轮参数表 序号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 模数 6 7 8 7 齿轮 21 41 35 21 39 21 35 41 16 23 62 轴号 转速(r/min) 1475 755.50 855.35 476.54 285.92 244.08 50.33 0 nts 第 页 表 2-2 3.3 传动系统的确定、运动学计算 3.3.1确定总传动比 并分配各级传动比 1、 电动机的选择 查表选择电动机为 YBC-180型号。 2、 基本参数确定 电动机的输出转速 ： n=1475r/min 电动 机的输出功率 ： p=180kw 滚筒转速 ： n=50r/min 传动比 ： i=1475/50=29.5 3、 分配各级传动比 如图 2-1，为了保持中心距的合理，传动图中有两个惰轮，所以85.4,17.1,67.1,86.1,85.0,95.1 654321 iiiiii 3.3.2 计算传动装置的运动和动力参数 1、 各轴转速 轴 m in/14751 rnn m 序号 1 2 3 4 5 型号 NJ216E NJ216E NN3017 22218C 22213C 尺寸(dXDXB) 80 14026 80 14026 85 13034 90 16040 65 12031 序号 6 7 8 9 10 型号 22218C 22215C 22219C 32928 32930 尺寸(dXDXB) 90 16040 75 13031 95 17043 140 190 32 150 210 38 序号 11 12 型号 特制 22213C 尺寸(dXDXB) 65 12031 nts 第 页 轴 m in/5.75595.11 4 7 5112 rinn 轴 m in/4.85585.05.755223 rinn 轴 m in/5.47686.14.855334 rinn 轴 m in/9.28567.15.476445 rinn 轴 m in/1.24417.19.285556 rinn 滚筒轴 m in/3.5085.41.244777 rinn 2、 各轴功率 轴 kwPP 40.17698.018001 离合器 轴 kwPP 40.16997.099.040.176112 齿轮轴承 轴 kwPP 67.16297.099.040.169223 齿轮轴承 轴 kwPP 21.15697.099.067.162334 齿轮轴承 轴 kwPP 01.15097.099.021.156445 齿轮轴承 nts 第 页 轴 kwPP 05.14497.099.001.150556 齿轮轴承 滚筒轴 kwPP 33.13897.099.005.14467 行星轮轴承 3、 各轴转矩 轴 mNnPT 12.1142147540.17695509550111 轴 mNnPT 32.21415.75540.16995509550222 轴 mNnPT 11.1 8 1 64.85567.1629 5 5 09 5 5 0333 轴 mNnPT 50.313054.47621.15695509550444 轴 mNnPT 83.5 0 1 09.28501.1509 5 5 09 5 5 0555轴 mNnPT 71.5 6 3 51.24405.1449 5 5 09 5 5 0666滚筒轴 mNnPT 45.262633.5033.13895509550777nts 第 页 3.4 齿轮传动的设计计算 3.4.1第一传动组齿轮设计计算 1、材料及热处理 大小齿轮均为 CrMnTi20 ,渗碳、淬火，硬度均为 HRC6256 . 由图 8-3-8文献 8查得 21 /1500 mmNH lin ，查得 21lim /460 mmNF 2、齿轮基本参数确定 由 mNT 12.11421 可 查 文献 2选出其模数为 m=6，确定该组的齿轮齿数为： 1 21Z , 2 1 1 2 1 1 . 9 5 4 1Z Z i , 3 2 2 4 1 0 . 8 5 3 5Z Z i 分度圆直径 mmmzdmmmzd2524261262162211 齿顶高 mmmhhaa 661 齿根高 mmchhaf 25.1)( mm5.7 625.1 全齿高 mmmhhhfa 5.13625.225.2 齿顶圆直径 mmhddmmhddaaaa 264622522 1386212622211 齿根圆直径 mmhddmmhddffff2375.7225221115.7212622211 基圆直径 mmddmmddbb 23720c o s252c o s 11820c o s126c o s2211 nts 第 页 齿距 mmmp 84.18614.3 基节 mmppb 70.1720co s84.18co s 端面重合度 )11(2.388.121 ZZ )411211(2.388.1 mm62.1 纵向重合度 0总重合度 mm62.1 中心距 mmdda 189)252126(21)(21 21 齿宽 mmaba 571 8 930.0 圆整取 b=60mm 则确定齿宽为： 1260b b m m3、 按齿面接触疲劳 强度校核 名义切向力：1112000 2 0 0 0 1 1 0 0 1 7 4 6 0 . 3 2126tTFNd 强度条件： HH或者 HHSS计算应力： HHVAtEHBH kkkkuubdFZZZZZ 111DBHH ZZ 12 （ 1）使用系数AK查表 8-3-31文献 8 查得 2.25AK （ 2） 动载荷系数VKnts 第 页 200BVAKAv 0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f 1 21Z 6m 查表得 14.0ptfm0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f 0 . 5 0 4 8 l n ( 2 1 ) 1 . 1 4 4 l n ( 6 ) 2 . 8 5 2 l n (1 4 ) 3 . 2 2 6.63 圆整取 7C 2 41Z 6m 查表得 18ptfm0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f 0 . 5 0 4 8 l n ( 2 1 ) 1 . 1 4 4 l n ( 6 ) 2 . 8 5 2 l n (1 4 ) 3 . 2 2 6.87 圆整取 7C 计算得 7C 0 . 6 6 70 . 2 5 ( 5 . 0 )BC 0 . 6 6 70 . 2 5 ( 7 . 0 5 . 0 ) =0.40 5 0 5 6 (1 . 0 ) 5 0 5 6 (1 . 0 0 . 4 ) 8 3 . 6AB 11 3 . 1 4 1 2 6 1 4 7 5 9 . 7 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 则 200BVAKAv 0 . 4 08 3 . 61 . 1 88 3 . 6 2 0 0 9 . 7 3 （ 3）齿向载荷分布系数HK查表 8-3-32文献 8得公式为： 311 . 1 2 0 . 1 8 ( ) 0 . 2 3 1 0H bKbd 3601 . 1 2 0 . 1 8 ( ) 0 . 2 3 1 0 6 0126 =1.24 nts 第 页 (4) 齿间载荷分配系数 HK查表 8-3-33 文献 8 得 1.1HK （ 5） 节点区域系数HZ查 图 8-3-11文献 8得 2.5HZ （ 6）重合度系数 Z查 图 8-3-12文献 8得 0.90Z （ 7）螺旋角系数 Z查 图 8-3-13文献 8得 1Z （ 8）弹性系数EZ查表 8-3-34文献 8得 1 8 9 .8EZ M P a（ 9）单对齿啮合系数 122121 1 2 222( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z 22201 3 8 2 3 . 1 4 2 5 2 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )1 1 8 2 1 2 3 7 4 1tg =1.02 所以 1.02BZ 222121 2 2 122( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z nts 第 页 22202 5 2 2 3 . 1 4 1 3 8 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )2 3 7 4 1 1 1 8 2 1tg =0.993 所以 1DZ （ 10）寿命系数NTZ查 图 8-317文献 8得 1.0NTZ （ 11） 疲劳极 限应力值limH查图 8-3-8文献 8得 lim 1500H M P a （ 12）润滑剂系数LZ查图 8-3-19文献 8得 1 . 4 1 . 0 5 1 . 4 7LZ （ 13） 速度系数vZ查图 8-3-20文献 8得 1.0vZ （ 14）粗糙系数RZ查图 8-3-21文献 8得 0.88RZ （ 15）齿面工作硬化系数wZ查图 8-3-22文献 8得 1.0wZ （ 16）尺寸系数XZ查图 8-3-23文献 8得 1.0XZ 则 HHVAtEHBH kkkkuubdFZZZZZ 111nts 第 页 25.21.124.118.138.1 138.160126 32.1746019.08.1895.202.1 =1589.47MPa DBHH ZZ 12 02.1 147.1589 =1558.30MPa XWRVLNTHHH ZZZZZZS l i ml i m 0.10.188.00.147.10.110.11500 MPa1764 21H H H l i m11HH N T L v R w XHS Z Z Z Z Z Z 0.10.188.00.147.10.147.1 5 8 91 5 0 0 23.1 l i m22HH N T L v R w XHS Z Z Z Z Z Z 0.10.188.00.147.10.130.1 5 5 81 5 0 0 25.1 2 1 l i m 1 . 1 0H H HS S S 满足要求 ，验算结果 安全。 4、 按 齿根弯曲强度校核 强度条件： FF 或者 minFFSS（ 1） 动载荷系数VK1.18VK （ 2） 齿向载荷分布系数FK()NFHKKnts 第 页 2222( / ) ( 6 0 / 1 3 . 5 ) 0 . 7 81 ( / ) ( / ) 1 ( 6 0 / 1 3 . 5 ) ( 6 0 / 1 3 . 5 )bhNb h b h 0 . 7 8( ) ( 1 . 2 4 ) 1 . 1 8NFHKF （ 3）重合度系数 Y0 . 7 50 . 2 5 0 . 7 5 / 0 . 2 5 0 . 7 11 . 6 2amY （ 4）螺旋角系数 Y查 图 8-3-14文献 8得 1Y （ 5）载荷作用于齿顶时的齿形系数FaY查图 图 8-3-15文献 8得 1 2.78FaY 2 2.55FaY （ 6）应力修正系数SaY查图 8-3-16文献 8得 1 1.56SaY 2 1.63SaY （ 7） 弯曲强度值limF查图 8-3-9文献 8得 lim 460F M P a （ 8）寿命系数NTY查表 8-3-18文献 8得 1.0NTY （ 9）尺寸系数XY查图 8-3-24文献 8得 1.0XY （ 10） 应力修正系数STY2.0STY （ 11）敏感系数relTY查图 8-3-26文献 8得 0.98relTY nts 第 页 （ 12）表面状况系数RrelTY查图 8-3-25文献 8得 1.00RrelTY （ 13）齿间分配系数FK查表 8-3-33 文献 8得 1.1FK 计算应力 111 1 1t A V F FnF F a S aK K K KF Y Y Y Ybm 2 . 7 8 1 . 5 6 0 . 7 1 1 . 0 2 . 2 5 1 . 1 8 1 . 1 8 1 . 11 7 4 6 0 . 3 26 0 6 4 7 6 .0 7 M Pa 2211211 . 6 3 2 . 5 3 4 7 5 . 0 71 . 5 6 2 . 7 8F a S aF a S aFFYYYY 4 5 5 .3 2 M Pa 查表取最小安全系数min 1.25FS l i ml i m1 F XF NTF S T r e l T R r e l TYY Y Y YS 2 . 0 1 . 0 0 . 9 8 1 . 0 0 1 . 04601 . 2 5 7 2 1 .2 8M Pa 因为齿轮 2受到双向弯曲应力 所以 21 0 . 7 7 2 1 . 2 8 0 . 7 5 0 4 . 9 0FF M P a 2 1 2 1 F F F F 齿轮安全系数校荷 nts 第 页 l i m11FFXF NTST r e l T R r e l TYS Y Y Y Y 4 6 0 2 . 0 0 . 9 8 1 . 0 1 . 04 7 5 . 0 7 1.90 l i m22FFXF NTST r e l T R r e l TYS Y Y Y Y 4 6 0 2 . 0 0 . 9 8 1 . 0 1 . 04 5 5 . 3 2 1.98 2 1 m i n 1 . 2 5F F FS S S 齿轮的弯曲强度验算安全。 3.4.2 齿轮3 35Z 的校核 分度圆直径 mmmzd 21035633 齿顶圆直径 mmhddaa 22262210233 齿根圆直径 mmhddff 19562210233 基圆直径 mmdd b 19720co s210co s33 按齿面接触疲劳强度校核 由上面计算可知 MPaH 30.15582 DBHH ZZ 12 nts 第 页 222232 2 3 322( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z 22202 5 2 2 3 . 1 4 2 2 2 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )2 3 7 2 1 1 9 7 3 5tg =1.01 所以 1.01BZ 322323 3 2 222( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z 22202 2 2 2 3 . 1 4 2 5 2 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )1 9 7 3 5 2 3 7 2 1tg =0.96 所以 1DZ DBHH ZZ 23 01.1 130.1558 =1542.87MPa XWRVLNTHHH ZZZZZZS l i ml i m 0.10.188.00.147.10.110.11500 MPa1764 l i m31HH N T L v R w XHS Z Z Z Z Z Z 0.10.188.00.147.10.187.1 5 4 21 5 0 0 26.1 3 HH3 lim 1 .1 0HHSSnts 第 页 满足要求，验算结果安全。 按齿根弯曲强度进行校荷 332232F a S aF a S aFFYY 由上面计算可知 MPaF 32.4552 齿形系数： 1 2.45FaY 1 2.55FaY 1 1.65SaY 1 1.63SaY 3322321 . 6 5 2 . 4 5 4 5 5 . 3 21 . 6 3 2 . 5 5F a S aF a S aFFYYYY 4 4 2 .8 3M Pa l i ml i m3 F XF NTF S T r e l T R r e l TYY Y Y YS 2 . 0 1 . 0 0 . 9 8 1 . 0 0 1 . 04601 . 2 5 7 2 1 .2 8M Pa l i m33FFXF NTST r e l T R r e l TYS Y Y Y Y 4 6 0 2 . 0 0 . 9 8 1 . 0 1 . 04 4 2 . 8 3 2.04 33FF3 m in 1 .2 5FFSS齿轮的弯曲强度验算安全。 由上述验算结果得，第一 传动组1 21Z ，2 41Z ，3 35Z 满足强度要求，设计合理、安全。 nts 第 页 3.4.3第 二 传动组齿轮设计计算 1、材料及热处理 大小齿轮均为 CrMnTi20 ,渗碳、淬火，硬度均为 HRC6256 . 由图 8-3-8文献 8查得 21 /1500 mmNH lin ，查得 21lim /460 mmNF 2、齿轮基本参数确定 由 mmNNT 11.1 8 1 61 可查 文献 2选出其模数为 m=7，确定该组的齿轮齿数为： 1 21Z , 2 1 3 2 1 1 . 8 5 3 9Z Z i 分度圆直径 mmmzdmmmzd2733961472172211 齿顶高 mmmhhaa 771 齿根高 mmchhaf 25.1)( mm75.8 725.1 全齿高 mmmhhhfa 75.15725.225.2 齿顶圆直径 mmhddmmhddaaaa 287722522 1617212622211 齿根圆直径 mmhddmmhddffff5.25575.8225225.12975.8212622211 基圆直径 mmddmmddbb 25620c o s273c o s 13820c o s147c o s2211 齿距 mmmp 98.21714.3 nts 第 页 端面重合度 )11(2.388.121 ZZ )391211(2.388.1 mm65.1 纵向重合度 0总重合度 mm65.1 中心距 mmdda 210)273147(21)(21 21 齿宽 mmaba 8421040.0 圆整取 b=90mm 则确定齿宽为： 1290b b mm3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力：1112000 2 0 0 0 1 8 1 6 . 1 1 1 8 3 4 . 4 6126tTFNd 强度条件： HH或者 HHSS计算应力： HHVAtEHBH kkkkuubdFZZZZZ 111DBHH ZZ 12 （ 1）使用系数AK查表 8-3-31文献 8 查得 2.25AK （ 2）动载荷系数VK200BVAKAv 0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f nts 第 页 1 21Z 7m 查表得 16.0ptfm0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f 0 . 5 0 4 8 l n ( 2 1 ) 1 . 1 4 4 l n ( 7 ) 2 . 8 5 2 l n (1 6 ) 3 . 2 2 7.36 圆整取 8C 2 39Z 7m 查表得 16ptfm0 . 5 0 4 8 l n ( ) 1 . 1 4 4 l n ( ) 2 . 8 5 2 l n ( ) 3 . 2 2n p tC Z m f 0 . 5 0 4 8 l n ( 3 9 ) 1 . 1 4 4 l n ( 7 ) 2 . 8 5 2 l n (1 6 ) 3 . 2 2 7.05 圆整取 7C 计算得 8C 0 . 6 6 70 . 2 5 ( 5 . 0 )BC 0 . 6 6 70 . 2 5 ( 8 . 0 5 . 0 ) =0.52 5 0 5 6 (1 . 0 ) 5 0 5 6 (1 . 0 0 . 5 2 ) 7 6 . 8 8AB 11 3 . 1 4 1 4 7 8 8 5 6 . 8 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 则 200BVAKAv 0 . 5 27 6 . 8 81 . 2 37 6 . 8 8 2 0 0 6 . 8 1 （ 3）齿向载荷分布系数HK查表 8-3-32文献 8得公式为： 311 . 1 7 0 . 1 8 ( ) 0 . 4 7 1 0H bKbd 3601 . 1 7 0 . 1 8 ( ) 0 . 4 7 1 0 6 0126 =1.29 （ 4） 齿间载荷分配系数 HK查表 8-3-33文献 8 得 1.1HK nts 第 页 （ 5）节点区域系数HZ查图 8-3-11文献 8得 2.5HZ （ 6）重合度系数 Z查 图 8-3-12文献 8得 0.88Z （ 7）螺旋角系数 Z查 图 8-3-13文献 8得 1Z （ 8）弹性系数EZ查表 8-3-34文献 8得 1 8 9 .8EZ M P a（ 9）单对齿啮合系数 122121 1 2 222( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z 22201 6 1 2 3 . 1 4 2 8 7 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )1 3 8 2 1 2 5 6 3 9tg =1.04 所以 1.04BZ 222121 2 2 122( 1 ) 1 ( 1 )taaabbtgMddd Z d Z 22202 8 7 2 3 . 1 4 1 6 2 2 3 . 1 4( 1 ) 1 (1 . 6 2 1 )2 5 6 3 5 1 3 8 2 1tg =0.97 所以 1DZ nts 第 页 （ 10）寿命系数NTZ查 图 8-3-17文献 8得 1.0NTZ （ 11）疲劳极限应力值limH查图 8-2-8文献 8得 lim 1500H M P a （ 12）润滑剂系数LZ查图 8-3-19文献 8得 1 . 4 1 . 0 5 1 . 4 7LZ （ 13）速度系数vZ查图 8-3-20文献 8得 0.96vZ （ 14）粗糙系数RZ查图 8-3-21文献 8得 0.92RZ （ 15）齿面工作硬化系数wZ查图 8-3-22文献 8得 1.0wZ （ 16）尺寸系数XZ查图 8-3-23文献 8得 0.97XZ 则 HHVAtEHBH kkkkuubdFZZZZZ 11129.11.123.125.286.1 186.190147 64.24958188.08.1895.204.1 =1465.70MPa DBHH ZZ 12 04.1 170.1465 =1409.33MPa nts 第 页 XWRVLNTHHH