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机械毕业设计全套
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JX03-193@煤巷和半煤岩掘进机设计,机械毕业设计全套
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第 1 页 共 51 页 1 煤巷和半煤岩掘进机设计任务书 1.1 产品设计的依据 随着我国煤炭事业的发展 .因采煤机械和综合机械化水平的速度提高 ,要求有于之相适应巷道掘进速度 .传统的钻煤掘进效率低 ,人海战术和小型机械化装备 ,还是不能满足需要 . 巷道掘进机是一种能够实现截割、装载运转、转载煤岩 ,并可调动行走喷雾、除尘的联合机组 .它具有掘进速度快 ,快速掘进有利于及时查明采区地质条件 ,以便正确部署采煤工作面的准备和接替 .减少岩石的毛顶及瓦斯突出事故 ,有利于安全生产和减少巷道超挖 ,减少不必要的工作量 ,减轻掘工的体力劳动 .全力研制和 使用巷道掘进机具有重大的技术经济意义 . 目前 ,国内外研制和使用巷道掘进机种类繁多 .主要分为两大类 :全断面巷道掘进机和部分断面掘进机 . 全断面巷道掘进机主要用于掘进岩石巷道，这类掘进机功率大，结构复杂，巷道断面形状单一。在煤炭工业中没有得到广泛应用。部分断面掘进机，其工作机构仅能同时截割工作面煤岩断面的一部分。为截割破落整个工作面的煤岩必须在断面内多次连续地移动工作机构的截割头。故此它能实际掘出所需巷道断面形状。它主要用于掘进煤或半煤岩巷道。 近年研制的掘进机有以下趋势：广泛采用悬臂式可伸缩的工作机构，改善起 截割性能和使用范围。采用横轴式截割头，以减少机器振动，增加机器稳定性。广泛采用触爪式装载机构和履带式行走机构。加大掘进机的总功率和提高液压系统的工作压力。改进喷雾除主装置，支护设备和配套转载设备。 SM 90 巷道掘进机是为了满足我国煤炭工业发展的需要，采用国内外新技术，先进经验，由我国自行设计的中型半煤岩巷道掘进机。它采用可伸缩纵轴式工作机构，以提高生产效率及挖掘能力，它采用内外喷雾相结合的方式，有效地降低了粉尘，减小了工作面污染。 此外它还是具有稳定性的，切割力较大等优点。它的产生标志着我国掘进机的研制已 发展到了一个新的水平。 1.2 产品的 适用范围、工作原理与主要技术特征 1.1.1 产品的适用范围 SM 90 巷道掘进机可掘煤岩度 f 6； 可掘巷道最大宽度 5.29 米、最大高度 3 76；使用净断面 814 米平方；适用巷道坡度 10 度。该机在长度大于 600米的半煤岩巷道中使用经济效果最佳。 nts 第 2 页 共 51 页 原配套转载运输设备采用桥式胶带转载机和可伸缩胶带输送机等连续运输设备将更有利于发挥该机的效能。 1.1.2 工作原理 SM 90 型巷道掘进机是悬臂纵轴式部分断面掘进机。外形结构见下图，它由切割机构 1、装运机构 2、液压 机构 3、行走机构 4、电气机构 5、和供水系统等部分组成。 掘进机沿巷道中线由履带行走到掘进迎头，切割头旋转。切割头上的截齿，沿悬臂轴线垂面作圆周切割运动，破落煤岩。切割头在悬臂伸缩油缸的作用下实现钻进开切，在悬臂水平和垂直摆动油缸的作用下，实现 上、 下 、左 、 右的牵引运动，从而掘出所需大小和形状断面的巷道。履面向前推进，装载 铲板上下摆动，沿巷道底版铲取被切割头破落下来的煤岩，触爪将铲板铲取的煤岩，装入刮板转入运机，转入掘进机后的桥式胶带转载机，卸入后面的运转设备中。 1、 主要技术性能 1） 总体 外形尺寸 长 8670（包括转载机为 32000）毫米 宽（履带外宽为 2400）毫米 高 2000毫米 总重 37.2（包括转载机为 41.5）吨 总功率 145.8（包括转载机为 153.8） 瓦 可切岩石硬度 f 6 技术生产能力 35125立方米 /小时 nts 第 3 页 共 51 页 适用巷道净断面 814平方米 最大切割宽度 6230毫米 最大切割高度 3760毫米 最大卧底深度 355毫米 适用巷道坡度 10度 可通过最小弯道半径 10米 地隙 234毫米 接地比压 1. 26公斤 /平方厘米 2） 切割机构 纵轴式 、 外伸式 电动机 型号 JBU-S-90 （外水冷） 功率 90瓦 转速 985转 /分 切割头 尺寸 直径（ 650 900） 750 毫米 转速 21 3转分；切煤 60 3转分 平均切割速度 切岩 0 865米 秒 切煤 2 5米秒 截齿 强力截齿 48个；锥盘截齿 5个； 中心钻 1个。 3） 行走机构 履带 电动机 型号 TBJQ 11 4 2台（ 15 千瓦） 功率 2 11 4千瓦 2 15千瓦 转速 1450转分 行走速度 2 2米转分 设计牵引力 2 18 3吨 履带板节距 175毫米 板宽 450毫米 履带接地长 3480毫米 履带接地比压 1 26 履带 外宽 2400 毫米 4 ） 装运机构 耙爪 单链刮板集中驱动 电机 型号 BJQD 52 4 2台 功率 2 10 千瓦 nts 第 4 页 共 51 页 转速 1470转 /分 1.装载部 装载铲板宽度 2800毫米 耙爪扒集次数 31.8次 /分 2.中间刮板输送机 槽宽 560毫米 龙门宽 360 毫米 链速 0.89 米 /分 节距 78.18 毫米 破断拉力 30吨力 5） 液压系统 系统工作压力 140公斤 /平方 厘米 额定流量 66.1升 /分 电动机 型号 BJO261-4 D2/T2 功率 13千瓦 转速 1470转 /分 齿轮泵 型号 CBGIAO45 额定压力 200 公斤 /平方 厘米 额定流量 45 毫升 /转 油箱容积 362升 油缸数量 7个 6） 电气系统 供电电压 660v(75% 110%) 50Hz 电动机总容量 153千瓦 动力载泼装置 1路载坡 7） 供水系统 系统工作压力 内喷雾 40公斤 /平方厘米 冷却及外喷雾 10公斤 /平方厘米 泵 站 型号 XPB 额定压力 55公斤 /平方 厘米 额定流量 160升 /分 电动机 型号 JG3180 4 功率 22千瓦 转速 1470转 /分 nts 第 5 页 共 51 页 8） 桥式胶带转载机 ES 650型 传动型式 双电动滚筒 电动滚筒功率 2 4千瓦 带速 1.6米秒 直径 320毫米 胶带规格： 普通型 尾滚动直径 180毫米 输送长度 22.3米 2 机总体设计 掘 2.1 主要技术参数确定、原则和依据 可掘进断面尺寸：一般巷道断面的高和宽与煤层的厚度，设备要求的最小宽度、高度和断面 规格等因素有关。 据 调查，巷道最宽为 4 66米 ，最高为 2 7米；另外考虑有些矿选用拱型断面较高特点，确定最宽为 5 29米，最高为 2 77米。 切割机构功率的确定： 利用经验公式 N 式中 V 切割头平均直径圆周速 度，米 /秒，取 VP-切割机构牵引 速度，米 /分，取 1； A- 切割头截面积，平方米。取 n-减速器传动效率，取 选用电动机容量为 90千瓦 切割头上平均扭距不小于： M 切割头上牵引力为： 据类比法，定牵引 力为 10 吨力 电压等级的选择： 据我国煤矿现形情况，主回路等级 选 660伏，控制回路电压永 36伏。 液压系统压力选择： 据牵引力及结构允许的有缸直 径，结合我国用液压 元件的压力等级，选用额定压力为 140 公斤 /平方厘米 履带接地比压： 据 英国煤炭工程公司推荐，涌水不大，且迂水不软化底版， 一般接地比nts 第 6 页 共 51 页 压 1.4公斤 /平方厘米可满足使用要求。 2.2 掘进机的主要结构和系统 2.2.1 切割机构 1.切割方式采用径向切割式减速其采用二级 2K H行星减速器；变速方式采用滑动齿轮二级变速机构。 切割机构由于传动 功率及传动比均较大，而体积和重量又受到一定限制，故选用 两级 2K H行星圆柱齿轮传动系统。为了满足切割煤和岩石两种不同硬度的需要，减速箱后设有变速箱， 可以通过变速手柄，更换切割头地切割速度，高速 61 .228转 /分切煤；慢速切岩 21.53转 /分。 nts 第 7 页 共 51 页 结构如 上 图所 示 该组件由锥形 切割头悬臂筒，二级行星减速器，变速器、外冷电机和滑架组成。 锥形切割头由前 锥盘 和切割体两部分组成。 前锥盘上装一个三翼中心钻和五把端头截齿，担负钻进破碎功能。 切割体为一 圆柱、截锥组合体，在其表面的双头螺旋叶片上安装截线间距 T=30-55毫米，采用单线双刀排列的恶 48把强力截齿， 担负钻进径向切割功能。 滑架由框架和左右夹板组成。由电动机、变速器、减速器、悬臂筒和锥形切割头组成的悬臂，在推进油缸的作用下， 沿着燕尾槽形滑道作直线往返运动，实现切割头的钻进。框架上的销轴与回转机构中的耳架交接，构成悬臂上下摆动的中心，再升降油缸作用下悬臂上下摆动，实现切割头的升降。 2.2.2 迴 转机构 该件由回转台， 推力球轴承、回转上盖和耳架组成。在带有滑动轴颈 的回转台上整装有耳架构成悬臂左右摆动中心，在回转油缸作用下实现切割头左右摆动。 2.2.3 工作原理 1.该机构的运动由两部分组成 ： 1） .由电动机、变速器、减速器传来得，切割头自身绕轴线回转切割运动。根据围岩硬度变化，搬动变速手柄，使切割头获得两种转速。 2） 是由油缸传来的切割头轴向进给和上下升降，左右摆动的牵引运动，nts 第 8 页 共 51 页 以实现任意形状巷道断面的切割。切割巷道断面的正确原则是：先软后硬，由下而上。在 岩石硬度相近的断面中正常切割程序是：首先在断面的右下角钻进开切 ,当达到预定的进给深度后，沿底板横扫掏槽 b,开出一个下方自由面，接着上挑一个截深 c,横扫切割第二条带 d,重复、 ;自下而上一条带一条带的切割。直到巷道顶部。最后刷顶，刷帮 ,清底 g 和挖柱窝 h,完成所需巷道断面的切割。 e d b c f f a g h 2.装运机构 有触耙式装载机，刮板运载机等部分组成装运机构传动系统的动力，由装在铲 板后端两个 10 千瓦电动机 载出，经湿式摩擦片联轴节圆柱齿轮减速箱带动耙爪机构，再由链轮带动刮板运载机。这种传动方式减少了链条全段的张力，减轻了耙爪突然卡住对链条带来的冲击力；此时，摩擦片联轴节发生过载大滑，不会使电动机发生过载堵转现象。 圆柱齿轮减速器由模数 m=8 毫米，螺旋升角 pf=35的三个螺旋齿轮组成。其中大伞齿轮与主动伞齿轮的轴间 角为 90，而与另一个伞齿轮的轴间角为 94 08 装载机的耙爪，转盘，导向轴构成了一个四连杆机 构。其简化如右图的nts 第 9 页 共 51 页 原理结构形成，当曲柄等速运动时，耙爪尖的轨迹为一封闭的腰形曲线。 中间刮板运载机 由溜槽、机尾部、刮板链和装载部铲板及链轮组成。铲板可由油缸带动上下摆动，以适应底版起伏。 2.2.3 行走机构及中央基架 1.行走机构 行走机构传动系统 特点是传动比大，齿轮负荷大，要求具有一定的防滑性能，而减速器外形尺寸又受空间的限制，故选用一级圆弧窝轮窝杆传动和二级圆柱齿轮传动。 采用履带式行走机构，稳定性好，转向灵活，操纵方便，维修容易。每条履带分别有各自的动力驱动，从而简化了机械传动结构。行走动力型：鉴于我国制造的液压马达质量寿命 和可靠性差，现场对其维修管理的技术水平有限。所以，当前选用电动机传动型式较符合我国的实际情况。 行走机构减速器由圆柱齿轮减速器和窝轮减速器，电动机、联轴节、主动链轮组成。，主动链轮具有十个互相交错 的槽齿。传动时，槽齿与履带板上凸台齿合，实现绿带前进或后退。 履带链由履带板，销轴和插销等组成。 履带架的结构由架体 ，支重轮及张紧装置组成。 2.中央机 架 nts 第 10 页 共 51 页 由后架、前架、铲板摆动油缸支承架 和前回转台组成。是整个机器的基础。其它各部都直接或间接地困联在中央机架上。 2.2.4 液压系统 液压系统选用 开式回路系统。系统中仅有直径 100、直径 200 两种规格的油缸 7个，无液压马达，故选用多路换向伐集中控制。切割机构和铲板 的升降油缸均设计成背压平衡回路以控制下降速度。 13千瓦电动机驱动流量为 66。 1升 /分的齿轮油泵，它驱动： 两个内径 100毫米的切割机 构推进油缸 两个内径 200毫米的切割机构回转油缸 两个内 径 200毫米的切割机构回转油缸 一个内径 200毫米的装载部升降油缸 1.系统的压力控制 控制系统压力是由多路换向伐 中的溢流伐来实现的。在调试时，借助于压力表的指示，调节溢流伐调节 杆，将系统压力调整至 140 公斤 /平方厘米。安装在操纵台上的压力表，随时指出系统的压力变化情况。可以以此决定调整钻进牵引速度。当系统中压力超限时， 溢流伐打开，向邮箱排油，实现系统过载自动保护。 nts 第 11 页 共 51 页 2.系统的流量控制 仅对 直径 100 的推进油缸实行节流调整。 3.系统的方向控制 各油缸的换向是通过操纵四联多路换向伐来实现的。 4.单向控制回路 当切割机构由上而下运动时，由于其自重较大， 因而切割机构升降油缸内产生较大负荷，使切割头加速向下动。为此在回路中加上单向节流伐，给以背压，构成单向节流控制回路，使切割机构运动平稳可靠。 5.销紧回路 为使切割机构升降油缸能在任何位置上定位，不致因换向筏的漏损而改变其位置或因油管破裂造成事故。因此在回路中接人液控单向伐构成销紧回路。 6.节流、销紧及液压保护的综合回路 当装载部 升降油缸定位在某一位置时，要求销紧。 故在回路中接人一对液nts 第 12 页 共 51 页 控单向伐。但当其从上而下运动时，由于自重使其加速向下运动，在油缸小腔内产生负电荷。因此，油缸大腔相联的液控单向伐关闭，一旦负负荷消失，单向伐就打开。因此在系统内形成冲击，故需在系统中加单向节流伐，消除此冲击；另外，当切割机构向上乱岩时，装载部前端作为机体的支点而受力，因而装载部升降油缸小腔内的压力，随外负荷的增大而增到 200 公斤 /平方厘米以上，为保护液压元件不致损失，故在回路中设一高压溢流伐，调定压力 140公斤 /平方厘米。当油缸小腔内压超限，溢流伐打开 ，接通油箱。 7.管路与接头 本系统的管路除了部分采用无缝钢管外，其余为直径 19 毫米的高压胶管。 接头的形成有快速接头与螺纹连接两种。快速接头是用“ o”型密封圈颈向密封。螺纹连接是端面密封。接头与胶管的连接，采用特殊工具压制成扣压式不可拆卸 胶管接头。所有管件的耐压不小于 180公斤 /平方厘米。 8.油 箱 油 箱 有效溶剂为 362 升，设有加油器和吸油管，吸油管端装有 2 V-B160 100网式回油过滤器和油标。 2.2.5 供水系统 为消除机组工作时产生的粉尘，保证安全和工人健康，本机构采用内、外喷雾除尘。同时为提高切割电机的出力，减小外形尺寸。电机采用外水冷式机构。因此本机设有供水系统。 nts 第 13 页 共 51 页 系统的水源部分为 XPB160/55型喷雾泵站供水。内喷雾的压力为 40巴。外喷雾的压力为 10 巴。由于外喷雾水路和水冷电动机串联。因此，机组开启，水冷电机供水，即外喷雾供水，但当工作面水量过大时，可停内喷雾。一旦机组停车，即可关闭球伐，安全伐自动打开。水经巷道排水沟流人水池。 喷嘴有 PN-2 直径 1.2和 PN-2直径 2.5两种，前者共 28个用于 内喷雾，后者 12个用于外喷雾。 电器系统 nts 第 14 页 共 51 页 该系统对机组各个部分的电动机进行控制和保护。系统中有五种规格的电机 八台除切割机构和电动滚筒的两种电机为非标准型外，其他均为标准型号，对交流接触器的选用，考虑到装在隔煤箱中散热条件差，工作条件与地面情况差别大，为了安全可靠起见，降低容易使用。为确保切割电机的可靠运转，采用了电子式反时限过流继电器 2.3 掘进机稳定性计算 考虑机器在行走，工作过程中是否会翻倒，特作以下稳定性计算 机器重心如图所示 机器有绕 a点倾倒的危险 1. 行走的静态稳定： 如图 a所示 1 arctgnx =arctg 3.905.178 =63 63是机器爬坡时有可能绕 a点倾倒的临界角 有余 63设计角度（ 10）。故本机器在上坡时无绕 a点倾倒危险 机器有绕 a点倾倒的危险 nts 第 15 页 共 51 页 如图 b所示 机器 有绕 b点倾倒的危险 2 =arctg 3.905.17 =63 当机器在坡度为 63的陡坡上下时，有绕 b 点倾倒的危险。而设计角度10 63，故此，本机器在按规定行进中无饶 b点倾倒可能。 3.如图 C所示 X3 = 21 2400=1200 毫米 X 853.9012003 arctg 103 （设计角度） 本机在这种工况下无绕 C点倾倒的危险 4设履带与地板的摩擦系数 =1，为下降临界角 tg = =arctg =45 10（设计角度） 在正常情况下，本机不会在坡道上下降 P 842014021 =30085(公斤 ) P 372002 公斤 S 厘米1801 nts 第 16 页 共 51 页 S 5.1772 厘米 S 厘米5.1783 S=216厘米 2.截割时的稳定性 1.纵向稳定 A向上截 割机器有绕 a点，尾部抬起的可能性 P介 (S2 +S)=37200（ 177.5+216） =146382公斤 米 P 1803008511 S =54153 公斤 米 P 112 SS SP ）（自 所以机器的切割头由下而上纵向切割时，机器稳定 向下切割机器有绕 b点，前部抬起的可能性仅画出切割头受力方向 P 5.1783 7 2 0 0S 3 自 =66402 公斤米 P 公斤米226239)2165.1785.177180(30085)( 3211 SSSS P自 S3 P1 (S1 +S2 +S3 ) 由此可见，机器的切割头由上而下进行纵向切 割较硬物料时，机器不稳定 所以本机器应避免由上而下的工作方式 nts 第 17 页 共 51 页 2横向稳定 P 吨力102 P 吨力自 2.37 h 米76.3 X 米2.13 P （吨米自 64.442.12.37X 3 ) P 吨米）(6.3776.31022 h P 223X hP自 在这种工况下，机器不可能绕 a点扭动，稳定 2.4 掘进机生产能力的计算 由经验公式 Q=60KAVp 式中： A-切割头没入煤壁的剖面积，取 0.3875米 2 Vp -截割头的牵引速度，对煤 3.5 分米 岩石 1 分米 K-煤岩的松散系数 K=1.5 Q 小时）（米煤 /062.1225.33 8 7 5.05.160 3 Q 小时）（米岩 /88.3413875.05.160 3 3 部件设计 3.1 传动比和各轴转矩的计算 3.1.1 确定总传动比 因为电机转速 985转 /分，而切割速度要求切割煤是 3米 /秒 切割岩石是 1米 /秒，所以确定总传动比是 i1总 =16.088 i 2总 =45.753 3.1.2 确定各级传动比 如 下 图所示 nts 第 18 页 共 51 页 第一级采用一对斜齿轮，取 i1 =1.58 第二级为速度箱 快速 i=1/1.58=0.632 慢速 i=1.8 第三级， 行星减速箱级 Hk i=i 0 0 8.161 2 5.49.321 i 3.1.3 确定各级传动效率和总效率 已知：每对轴承（滑动） =0.98 每对轴承（滚动） =0.985 齿轮联轴器 =0.99 圆柱齿轮传动 =0.98 第一级 9653.0985.098.0 承轮 第二级 9653.0985.098.0 承轮 nts 第 19 页 共 51 页 第三级 21 =0.956 0.951 =0.909 总体传动效率 总 =0.953 909.099.09653.0 =0.839 3.1.4 确定各轴转距 a轴 N=90瓦 n=985转 /分 M=95500 厘米）公斤 (87259859095500nN b轴 N=90 （瓦）024.8399.09 6 5 3.0 2 分转快 /985 分转）（慢 /3 4 6 . 3 48.11 .5 8985 M 厘米）公斤快 (8049985 024.8395500/95500 N M 厘米）（公斤慢 2289334.346 024.83955009 5 5 0 0 N / C轴 N=90 瓦37.79956.099.09653.0 2 厘米）（公斤厘米）（公斤分）（转）（分）（转快慢快快慢快853598.8837.7995500N95500M30011564.25237.7995500N95500M/8 8 . 88.158.13 . 9985/564.2529.3985d轴 nts 第 20 页 共 51 页 公斤厘米厘米公斤分）（转）（分）（转）（瓦慢快快慢快3 3 4 8 9 353.215.7595500M1 1 7 7 6 0228.615.7595500N95500M/53.21125.49.38.11 . 5 8985/228.61125.43 . 99855.75839.090N3.2 行星减速器设计计算 3.2.1 第一级行星减速器计算 转入轴传递功率分）（转）（转速（瓦）齿轮承/985343.34618.11 . 5 8985024.8399.098.0985.09090 2222N1确定行星传动的结构形式及传动比 采用单级 2K-H传动 传动比 i=3.9 2据给定的 2K-H传动的传动比 确定该行星传动的9.3baHi 各轮齿数 9.3)9.2(119.220585820)19.3()1(203baHHabbaHHababHabbabaHbaiiiiZZiZZiZZu由式由式由式选一般，选取行星轮数目由给定的传动比 9.3i （设计结果为 3.9）。参照同类产品最后确定该 2K-H传动的各轮齿数为 19,58,20 gba ZZZ 用类比法选取各齿轮的模版位 m=7 毫米 3计算几何尺寸 nts 第 21 页 共 51 页 该 2K-H传动可分为 a-g,b-g两个齿 各组齿的标准中心距为： 毫米）毫米）(5.136)1958(721)(21A(5.136)1920(721)(2/1gbobgaoaEEmZZmAa-g齿合 内度圆直径 毫米）毫米）(133197(1402072010boamzdmzdmzd基圆直径 )(98.12420cos133cos(556.13120cos140coscos00220101毫米毫米）ddddddiiojo节圆直径 毫米）毫米(1 3 3)(1 4 0dddd0220110dd 齿顶圆直径 （毫米）（毫米）1471721332D154172140220022001100mfdmfdDmfdDeee齿根圆直径 毫米）毫米）(5.11525.172133)(2D(5.122)25.01(72140)(2)(2002i2001100xxixicfmdcfmdDcfmdD全翅高 75.15725.225.221 hhmha-g翅合 分度圆直径 毫米毫米40658713319702010ddmzd基圆直径 nts 第 22 页 共 51 页 毫米毫米515.38120c o s406979.12420c o s133c o s2100iiidddd 节圆直径 毫米毫米40613320110ddddd齿顶圆直径 （毫米）（毫米）39217240621471721332202210011eoeeeDmfdDDmfdD齿根圆直径 （毫米）（毫米）5.423)25.01(72406)(25.115)25.01(721332200220011iiiiDCfmdDDCmfdD全齿高 毫米）(75.15725.225.221 hhmh4重叠系数验算 a- g齿合 由式 2221112211a r c c o s,a r c c o s21ee DdDdtgtgztgtgz 式中nts 第 23 页 共 51 页 19,20,207 6 6.311 4 798.1 2 4a r c c o s,3 2 2.311 5 45 5 6.1 3 1a r c c o s2121zz 155.120766.311920322.312021tgtgtgtg a-g齿合 由式 20,58,1921212211zztgtgztgtgz式中28.131 4 7 3 9 255.381a r c c o s,766.31147979.124a r c c o s21 1953.12028.135820766.311921tgtgtgtg 满足要求 ! 5装配尺寸的验算 对于所设计的 2k-H传动，应满足如下的装配条件 1)邻接条件 按式 Deg 2Asin u180验算其邻接条件 Deg=147, 中心距 A=136.5 行星轮个数 u=3 nts 第 24 页 共 51 页 147 2 136.5 sin (424.233180 毫米 满足要求邻接条件 ! 2)同心条件 由公式 aZ + gbg zzz 验算该 2K-H 传动的同心条 391958 gb zz 391920 ga zz 39=39 满足同心条件 ! 3)安装条件 为使径向力互相抵消，安装行星抡时，应将行星抡匀称的分布 由式 2635820（整数）ruzz ba（满足同心条件） ! 6行星齿轮传动的强度验算 分别选用各齿轮的材料，热处理及其硬度如下 名称 材料牌号 热处理 硬度 芯部强度限（公斤 /毫米 2 ） 芯部屈服限（公斤 /毫米 2 中心轮 a 20CrMnTi 渗碳 HRC56-62 bx =110 sx =85 行星轮 g 20CrMnTi 渗碳 HRC56-62 bx =110 sx =85 内齿轮 b 40Cr 调质 HB281-350 bx =75 sx=50 A、 齿面接触强度计算 a- g啮合 由于中心轮浮 动，行星轮间载荷分配不均匀的系数 1.1k nts 第 25 页 共 51 页 厘米公斤厘米公斤31068836192029518394295183943985342.346101.1024.8355.91055.9211221661zzMMzzunNM k由资料 1的表 1-6得 03.1iK 由资料 1的表 1-9： 5.1/9851 dKn 分时转当2.1/342.3461 dKn 分时转当得 236.12.103.1545.15.103.121KKKKK di由资料 1的得 1sK 由资料 1的表 1-10得 通过）厘米（公斤齿宽（厘米）取中心距（厘米）取式中：由式厘米公斤iiiBAIiIBiKMAizzH R Ci8 8 7 5053.178 8 3 6236.11053.165.131 0 7 3/5 8 8 3053.173 1 0 6545.11053.165.131 0 7 0i765.131i107053.11920i/1 5 6 8 0562802803223123212B、轮齿弯曲强度的计算 nts 第 26 页 共 51 页 a-g啮合 考虑在行星轮间载荷分配不均匀的系数 15.1u 厘米公斤 324792381.1 15.1310688362 kuM由资料 1的表 1-11得 12112122122222221212222122/(549268.0269.0547/1306268.0269.01302/547269.07.03.137545.131062/1302269.07.03.137236.192382269.0268.0181,7.02/(382875.11200110005.075.112005.01wwybxyyyyymmyBdKM）厘米公斤）厘米（公斤由式厘米公斤厘米公斤得由图号同前分别齿形系数其中同符摸数（厘米）取式中由式）厘米公斤通过！ b-g啮合 75.1 1 2 0 050.01 bxw = 75.1 1 2 0 01 1 0 0 050.0 =3828（ 公斤 /厘米 2 ） nts 第 27 页 共 51 页 6.1 90050.02 bxw = 6.1 9 0 07 5 0 035.0 =2203（公斤 /厘米 2 ） 由图 1-8得 324.0,269.0 21 yy 由式 1111myBdkM 121 /1302269.07.03.137 236.192382 厘米公斤 通过）厘米公斤）厘米（公斤由式/(454324.0269.0547/1080324.0269.01302212222221wwyy7 传动效率的计算Hk 956.0985.0985.0985.09.2198.09.2119.22058221承考虑轴承的摩擦损失得由式baHbaHHabHabbaHabHabizzi3.2.2 第二级行星减速器设计计算 轨入轴承功率 nts 第 28 页 共 51 页 分）转转速瓦齿轮承/(56.25281.889.39.38.158.1985371.7999.098.0985.0956.09090222221nN 1 确定行星轮传动的结构形式及传动比 圆柱直齿 2K-H传动 传动比 i=4.125 2.根据给定 2K-H 传动的传动比 i=4.125，确定该行星传动的各轮齿数： 选取行星轮齿数 u=3 选取 Za =16 由式 Z abahb zi ）1( Z 50 16)1125.4( B由式 125.31650abhabzz由式 125.4)125.3(11 HabbaH ii据给定的传动比 125.4baHi （设计结果为 4.125）最后确定该 2K-H传动的个轮池数为50,16,16 bba zzz参考有关的结构，以类比法选取各齿轮的摸数为 m=9毫米 3几何尺寸计算 该 2K-H传动可分为 a-g,b-g两个啮合 nts 第 29 页 共 51 页 各组啮合的标准中心距为： 毫米）毫米）(153165092121(144161692121gbobgaoazzmAzzmA根据实际需要，定 A=149.94 a- g啮合采用正变位，凑中心距，改善齿轮啮合 b-g啮合采用正变位，凑中心距，改善齿轮啮合 a-g符合 中心距变动系数 66.0914494.1490mAA啮合角 75032520c o s94.149144c o sc o sc o s1001AA变位系数和 751.0)20750325(2022162 00 in vin vtgin vin vtgz反位系数和 nts 第 30 页 共 51 页 0 9 1.066.07 5 1.0 定 438.0,313.0 21 分度圆直径 毫米）(1441691010mzdmzd节圆直径 毫米）(94.149162 66.0211441 d 基圆直径 毫米）毫米）(316.13520c o s144(316.13520c o s144c o s2100iiidddd 齿顶圆直径 )(246.1689)091.0438.01(2144)(996.1659091.0313.0121442D210011毫米毫米eeDmfd 齿根圆直径 )(384.129925.0438.012144(134.127925.0313.01214422100毫米毫米） eiiDDmCfdD 全齿高 nts 第 31 页 共 51 页 )(384.1299091.025.0222100毫米hhmcfh b-g啮合 中心距变动系数 34.0915394.149A-A 0m啮合角 32921420c o s94.149153c o sc o sc o s1001AA变位系数和 438.02032921420216502 002in vin vtgin vin vtgz 反变位系数 098.0)34.0(438.0 定 6776,2396.0 21 分度圆直径 )(144169010毫米dmzd)(45050902 毫米d 基圆直径 nts 第 32 页 共 51 页 00 c o s dd i毫米316.13520c o s144c o s 0011dd i毫米862.42220c o s450c o s 0022dd i节圆直径 20 21 zdd 毫米12.1413434.021144212011 zdd毫米4 4 13434.0214 5 0212202 zdd齿顶圆直径 毫米077.1689098.02396.0121442 10011 mfdD e 毫米567.4279098.06 7 7 6.0124502 20202 mfdD e 齿根圆直径 nts 第 33 页 共 51 页 毫米1 2 5 . 8 1 3925.00 . 2 3 9 6-12144C2 1010i1 mfdD 最后确定 g啮合的齿顶圆和齿根圆直径如下： 毫米毫米813.125077.168igegDD4重叠系数计算，齿顶厚度 a-g啮合 由式 20,16,16382.36007.168316.135cos395.35996.165316.135coscos2121121111122211zzDdtgtgztgtgzei式中重叠系数 1832.120382.361620395.35162 1tgtgtgtg 齿顶厚： 毫米式中由727.520395.35996.165144996.16520313.02292200000in vin vtgstgmsin vin vDdDsseaeeee 毫米24.520382.36007.168144007.16820438.0229 tgin vtgsega-g啮合 重叠系数： 由式 nts 第 34 页 共 51 页 20,50,1651.8567.427862.422c o s382.36007.168316.135c o sc o s2121121111e12211zzDdtgtg eztgtg ezeei式中 155.22051.81620382.36162 1tgtgtgtg 齿顶厚： 毫米由726.320382.36007.168144007.168202396.022922 000 in vin vtgsin vin vDdDtgmsegeeee 毫米6.142051.8567.427450567.427206776.0229 in vin vtgseb5装配条件的验算 1)邻接条件 由式 uaD eg180s in2验算其邻接条件 7.2593180s in2007.168 sD eg 满足条件 ! 2)同心条件 由式 bggbagga zzzz c o sc o s各组啮合角分别为 9214,0325 bgag nts 第 35 页 共 51 页 3.350325c o s 216c o s agga zz 3.359214c o s 34c o s bggb zz 满足同心条件 3）安装条件 由式 整数）(ruzz ba 223 5016 满足条件 ! 6行星齿轮传动的强度计算 选材如下： 名称 材料牌号 热处理 硬 度 芯部强度限（公斤 /毫米2 ） 芯部屈服限（公斤 /毫米 2 中心轮 a 20CrMnTi 渗碳 HRC56-62 bx =110 sx =85 行星轮 g 20CrMnTi 渗碳 HRC56-62 bx =110 sx =85 内齿轮 b 40Cr 调质 HB281-350 bx =75 sx=50 A、齿面接触强度计算 a-g啮合 太阳轮浮动，行星轮间载荷分配不均匀系数 1.1k 由于两种转速都较低，动载荷差别不大。因此仅取大扭距计算。 公斤厘米）分转瓦(3129531.181.88371.7995500N95500M/81.88371.791unnNk由资料 1中表 1-9得： 2.1dk nts 第 36 页 共 51 页 由资料 1中表 1-6得： 03.1ik 1236.103.12.1sidkkkk由资料 1中表 1-10得 2i2/1568056280/280厘米
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