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MG2×100460-WD型采煤机截割部结构设计.doc
JX04-045@MG2×100460-WD型采煤机截割部结构设计
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机械毕业设计全套
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JX04-045@MG2×100460-WD型采煤机截割部结构设计,机械毕业设计全套
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I 摘 要 我国 中 薄煤层 储 碳 量丰富 ， 对 适合于薄煤层开采的 采煤机的需求量 很 大 。而炮采安全性比较 低 ，生产率 也 比较低；综采对设备要求较高，而且投资费用比较大。 所以 对中薄煤层来 说开发 适应高 档 普 采 的 采煤机 是非常必要的 ， 而 该设计 正是针对中薄煤层 适应高普而 进行 的 设计 。 主要从机械传动的角度对电牵引 薄煤层 采煤机的摇臂进行了设计，采取双电机横向布置， 截割 电机容量为 2100kW； 开采含有夹矸等较硬煤质的综合机械化采煤工作面，可靠性高，性能先进 。采煤机摇臂工作时由扭矩轴驱动，能量逐级传递，三轴起均载作用，四轴和五轴构成齿轮的变 速级，末级为四行星减速器用以降低速度。并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和校核，设计计算结果满足设计要求。 关键词 ： 采煤机 ； 摇臂 ； 传动系统 ； 行星机构 nts II Abstract In the present coal mine of our country,the thin reserves of coal seam are still rich ,are larger for the demand of the small-power machine of coal mining.And cannon pick safety comparison little,productivity is also low;Zong pick for equipment requirement higher,and investment cost is compared.So for in thin coal seam development meet the high general machine of coal mining is very necessary. And the design is adapted for thin seam in general and for high design. Mainly from the mechanical point of view of the electric traction drive thin seam shearers arm was designed to take two-motor horizontal layout, cutting electrical capacity of 2100kW; mining and other hard parting with the comprehensive mechanization of coal mining face, high reliability and advanced performance. Shearer work by the torque arm shaft drive, the energy transfer step by step, from both three-axis load, four-axis and five-axis gear shift level form, the end of grade four planetary gear reducer to reduce the speed. And levels of gear and drive shaft were designed corresponding calculation and verification, design calculations to meet the design requirements. Keywords： Shearer;Ratio Rocker;Transition system nts III目 录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1.1 选题背景 1 1.2 国内外采煤机发展及使用状况 1 1.2.1 采煤机在我国的使用情况 1 1.2.2 采煤机在国外的发展和使用 2 1.3 本文的主要内容 2 1.4 设计意义 2 第 2 章 截割部传动总体设计 3 2.1 MG2X100/460-WD 采煤机主要参数 3 2.2 总体方案确定 3 2.3 摇臂长度及电 机的确定 4 2.4 总传动比的计算与分配 5 2.4.1 总传动比的计算 5 2.4.2 总传动比的分配 5 2.4.3 截割部的运动和动力参数计算 6 第 3 章 截割部系统传动设计 8 3.1 齿轮设计 8 3.1.1 12,ZZ(惰轮 )齿轮设计与校核 8 3.1.2 3Z大齿轮设计与校核 16 3.1.3 45,ZZ齿轮设计与校核 22 3.1.4 67,ZZ(惰轮 )齿轮设计与校核 29 nts IV3.1.5 8Z齿轮设计与校核 36 3.1.6 ,A C BZ Z Z一级行星齿轮设计与校核 41 3.2 轴的设计校核及轴承寿命计算 50 3.2.1 轴的设计校核及轴承寿命计算 50 3.2.2 轴的设计校核及轴承寿命计算 55 3.2.3 行星轮系太阳轴的设计校核及轴承寿命计算 60 结论 63 致谢 64 参考文献 65 nts V CONTENTS Abstract I Chapter 1 Introduction 1 1.1 Background topics 1 1.2 The development and use status at home and abroad Shearer 1 1.2.1 Shearer use in China 1 1.2.2 Shearer in the development and use of foreign 2 1.3 This study includes 2 1.4 Design of significance 2 Chapter 2 Drive the overall design of cutting unit 3 2.1 MG2X100/460-WD main parameters Shearer 3 2.2 Overall program to determine 3 2.3 Department of Motor Selection cutting 4 2.4 The distribution of the overall transmission ratio 5 2.4.1 Calculation of the total transmission ratio 5 2.4.2 The distribution of the total transmission ratio 5 2.4.3 Cutting Part of the movement and the Dynamic Parameter 6 Chapter 3 Department of System Design cutting drive 8 3.1 Gear Design 8 3.1.1 12,ZZ(Idler) gear design and Verification 8 3.1.2 3Zgreat gear design and Verification 16 3.1.3 45,ZZgear design and Verification 22 3.1.4 67,ZZ(Idler) gear design and Verification 29 3.1.5 8Zgear design and Verification 36 nts VI3.1.6 ,A C BZ Z Za planetary gear design and Verification 41 3.2 Shaft and bearing life calculation design check 50 3.2.1 Shaft and bearing life calculation design check 50 3.2.2 Shaft and bearing life calculation design check 55 3.2.3 Solar planetary gear shaft and bearing life calculation design check 60 Conclusion 63 Thanks 64 References 65 nts 1 第 1 章 绪论 1.1 选题背 景 20 世纪 90 年代，电牵引采煤机全面发展起来，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。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，需要我们投入更多的力量来改变现状。 MG2x100/460-WD 型电牵引采煤机是在广泛吸收国内外现有电牵引采煤机先进技术的基础上，针对我国目前煤机市场最新变化和需求而 进行 开发研制的，是较薄煤层采煤机更新换代的理想机型。 1.2 国内外采煤机发展及使用状况 1.2.1 采煤机在我国的 使用 情 况 我国 20 世纪 80 90 年代曾引进 国外 液压牵引采煤机，通过引进消化再创新，于 90 年代掌握了国际先进的交流变频电牵引采煤机技术， 2005 年初步掌握了大功率大采高采煤机技术。 2001 年大倾角电牵引采煤机和 2002 年短臂电牵引采煤机标志着我国采煤机总体设计技术 接近国际先进水平。 2001 年能量回馈四象限交流变频技术、 2002 年中压开关磁阻调速、 2005 年中压交流变频调速技术标志着我国采煤机电器调速技术接近国际先进水平 2。 西安煤矿机械制造厂 1995 年在原 MXA-300/3.5 型液压牵引采煤机基础上，改装成第一 台 MXB-380E/3.5 型直流电牵引采煤机，保留 纵向布置方式 1。 太原矿山机器厂在与煤科总院上海分院合作将 AM500 液压牵引采煤机改造成 MG375/830-WD 型交流电牵引采煤机后，与兖州矿务局合作，研制了MGTY400/900-3.3D 型交流电牵引采煤机。采用 CPU 作为控制核心，具有运行参数显示、故障诊断记忆及保护等功能 5。 鸡西煤矿机械制造厂在与煤科总院上海分院合作将 MG2300-W 型液压牵nts 2 引采煤改造成 MG300/680-WD 型交流电牵引采煤机后，研制了 MG200/463 型交流电牵引采煤机。 具有运行参数显示、故障诊断及以保护等功能 2。 1.2.2 采煤机在国外的发展和使用 20 世纪 70 年代中期，德国 Eickhoff 公司和美国 JOY 公司相继研制出最早的直流电牵引采煤机。此后世界上个主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开发 3。 80 年代后期涌现了大量电牵引采煤机机型，并出现了交流电牵引采煤机。 90 年代 开发出集电子电力、微电子、信息管理以及计算机智能技术于一体的大功率电牵引采煤机。如美国 JOY 公司的 LS 系列，英国 Long-Airdox 公司的 Anderson Electra、 Anderson EL 系列，德国 Eick-hoof 公司的 EDW 系列、 SL 系列，日本的三井三池制作所的 MCLE-DR 系列等电牵引采煤机。电牵引采煤机以其性能参数优、可靠性高、自动化程度高、操作方便、控制灵敏、监控保护及监测公能完善和经济效益等众多优点在国际上被迅速推广使用 4。 1.3 本文的主要内容 本文从机械传动角度对 MG2x100/460-WD 型电牵引采煤机摇臂的设计分章节展开了详细的介绍，包括绪论、主参数的计算、圆柱齿轮几何参数的计算、圆柱齿轮接触强度计算、圆柱齿轮齿根弯曲强度计算、轴的强度校核 、设计的技术合理性分析及等主要内容。 1.4 设计意义 本文 所设计的 MG2x100/460-WD 型电牵引采煤机是针对我国目前煤机市场的最新变化和发展趋势而研制出一种适合开采薄煤层的综合机械化机型。它具有 双 电机横摆、结构先进、运行可靠、爬坡能力强等特点。 采用了先进的控制技术，可靠性高，性能先进，是目前较薄煤层实现综合机械化采煤的理想机型。采煤机截割电机容量为 2100kW。 MG2x100/460-WD 型采煤机正是针对中薄煤层的开采进行的设计，它的设计将有着重大的意义 。 nts 3 第 2 章 截割部传动 总体设计 2.1 MG2x100/460-WD 采煤机主要 参数 截割部 装机功率 2100kW 采高 1.2 2.0m 工作转速 55 65r/min 截深 0.6 m 倾角 30o 采用弯摇臂形式， 在滚筒直径 0.8m 时，卧底量大于 142mm；且滚筒变速可实现 两 档位条件下，进行采煤机截割部结构设计。 2.2 总体方案确定 综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时 类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出 2x100/460-WD 采煤机截割部 若干 传动方案如下： 方案一 图 2-1 方案一传动简图 此方案的宽度尺寸较小，适于在井下的狭窄空间中使用，但是锥齿轮的加工比较困难，增加了采煤机的成本，所以此方案不宜采用。 nts 4 方案 二 ： 因截割部输入功率较大 ， 为提高稳定性，同时为使整体结构更加紧凑，而且有效的摇臂长度，在第一级和第三级传动的大小齿轮之间各加以惰轮。 因电机功率较大，若采用单电机驱动，电机尺寸过大，影响截煤，而且不适于在采煤面的狭窄空间中工作，所以拟采用双电机驱动，为使 两电机转向相同，用一惰轮把两电机串联起来，因此最后确定的方案如下图： 图 2-2 方案二传动简图 2.3 摇臂长度 及电机 的确定 所设计采煤机 截割部的最大牵引力为 360kN,采高 为 1.22.0m， 摇臂摆角小于三十度 ,采煤机行走部距地约 0.9m。 滚筒转速为 57.9r/min，滚筒 半 径为0.4m。 通过几何计算得 该截割部的 摇臂长度约为 1800mm。 图 2-3 摇臂长度计算示意 图 nts 5 该截割部的最大输出功率为 ： 5 7 . 93 6 0 0 . 4 1 3 8 . 9 6 k W60P F v F r 出 各传动轴及齿轮的传动及啮合效率取为 0.98，总效率 8.098.0 11 总由以上条件可知，预选电动机的功率为 1 3 8 . 9 6 1 7 3 . 7 k W0 . 8PP 出总。 由于给定100kW 电动机，按总体设计方案的要求，选择两个功率各为 100kW 的电动机。 查阅资料，根据抚顺电机厂的技术资料查得其主要技术参数如下表 表 2-1 电机特征 电机型号 功率 (kw) 转速 (r/min) 电压（ V） YBCS3 100 100 1470 1140 2.4 总传动比的计算与分配 2.4.1 总传动比的计算 电动机已确定，根据截割部电动机的满载转速 min/1470 rnm 和 所设计的滚筒转速 min/9.57 rnw ，可算得截割部总传动比为 38.259.57147 0 总i。 2.4.2 总传动比的分配 本 采煤机截割部传动装置 采用三级直齿传动和一级行星传动，行星传动的目的 是 快速降速。所以传动比最大处在行星减速器上，取行星减速器的传动比为 4.94，三级直齿传动比分别 取 1.76、 1.33/1.42、 2.05。 则总传动比 ： nts 6 高速 1 2 3 1 . 7 6 1 . 3 3 2 . 0 5 4 . 9 4 2 3 . 7 9 6i i i i i 总 行 星； 低速 1 2 3 1 . 7 6 1 . 4 2 2 . 0 5 4 . 9 4 2 5 . 3 9 8i i i i i 总 行 星。 所以输出转速 （即滚筒转速） : 高速 1470 6 1 . 7 7 5 r / m i n2 3 . 7 9 6n 高低 速 1470 5 7 . 8 7 9 r / m i n2 5 . 3 9 8n 低输出转矩 (行星减速器输出端 ): 高速 9 5 5 0 1 7 3 . 79 5 5 0 2 6 . 8 5 k N m6 1 . 7 7 5PTN 高低速 9 5 5 0 1 7 3 . 79 5 5 0 2 8 . 6 6 k N m5 7 . 8 7 9PTN 低2.4.3 截割部的运动和动力参数计算 1. 各轴的转速 1 = 1 4 7 0 / m i nn n r 电 机 轴m in/19.5 8 899.6 2 742.1 2.8 3 5/33.1 2.8 3 55 rn 或m in/97.9 0 76 1 9.11 4 7 03 rn m in/5.3 5 66.3 8 065.1 19.5 8 8/65.1 99.6 2 76 rn 或 m in/2.83576.114704 rn m in/92.2863.30605.2 19.588/05.2 99.6277 rn 或 各轴位置见下图： nts 7 图 2-4 传动简图 2. 各轴的功率 1 2 0 0 k WPP 电 机 轴 3354 1 8 4 . 4 0 . 9 8 1 7 3 . 5 6 k WPP 2231 2 0 0 0 . 9 8 1 9 2 k WPP 2265 1 7 3 . 5 6 0 . 9 8 1 6 6 . 6 9 k WPP 2243 1 9 2 0 . 9 8 1 8 4 . 4 k WPP 2276 1 6 6 . 6 9 0 . 9 8 1 6 0 . 0 9 k WPP 3. 各轴转矩 NmnTT 1299P9549111 电机轴 Nmn PT 67.281710.26399549555 或Nmn PT 3.21089549444 Nmn PT 34.532890.49909549777 或nts 8 第 3 章 截割部 系统传 动设计 3.1 齿轮设计 3.1.1 12,ZZ(惰轮 )齿轮设计与校核 预选名义传动比 u 1.6 1. 选择齿轮材料 大、 小齿轮： 20CrMnTi，渗炭 +淬火 +低温回火， 表面硬度 ： 56 62HRC 心部 硬度 ： 240 300HBS 2. 初步确定主要参数 按接触强度初步确定装配中心距： a 13 21 ( m m )aa H PKTAuu（ 3-1） 式中： K 载荷 系数常用值 2K ； aA 钢对钢配对的齿轮副的值查 文献 6表 13-1-75 得 直齿轮 483aA a 对中心矩的齿宽系数0 .5 ( 1)da u 按 文献 6表 13-1-77 圆整， 尺宽系数d=0.5。则a=0.305，圆整取 0.35a ； HP 许用接触应力 2(N/mm ) ， lim0 .9H P H limH 试验齿轮的接触疲劳极限 2(N/mm ) ，见 文献 6图 13-1-23(b) nts 9 li m 1 1 6 5 0 M P aH ，li m 2 1 6 5 0 M P aH ， 20 . 9 1 6 5 0 1 4 8 5 ( N / m m )HP 1 = 9 5 4 9 / = 9 5 4 9 2 0 0 / 1 4 7 0 1 2 9 9 N mT P N 将以上系数代入式（ 3-1） a 322 1 2 9 94 8 3 (1 . 6 1 ) 1 5 9 . 4 7 m m0 . 3 5 1 . 6 1 4 8 5 ，取 a 165mm ， 对硬齿面（ 350HB ）的外啮合闭式传动，可按下式初选模数 m ( 0 . 0 1 6 0 . 0 3 1 5 )ma 2.64 5.19 选 6m ， 由公式 2 2 1 6 5 2 1 . 1 5( 1 ) 6 ( 1 . 6 1 )az mu ，取1 21z ， 21 2 1 1 . 6 3 3 . 6z z u 取2 34z 。 实际传动比 ： 20 1 34 1 . 6 1 921zi z 啮合角 ： 12 7c o s ( ) c o s 2 0 ( 2 1 3 4 ) c o s 2 0 c o s 2 02 2 1 6 5m zza o o o齿宽 b ： 0 . 3 5 1 6 5 5 7 . 7 5ab a m m 取 b 60mm 所设计的圆柱齿轮传动的主要参数如下表： 表 3-1 圆柱齿轮传动主要参数 项目 代号 数值 啮合角 20o 齿顶高系数 *ah 1 顶隙系数 *c 0.25 模数 m 6 nts 10续表 齿数 z 1z=21 2z=34 齿宽 b 60mm 齿数比 u 1.619 分度圆螺旋角 0o 3. 1Z，2Z几何尺寸的确定 ： 小齿轮分度圆直径 ： 11d mz=6x21 126mm 大齿轮（惰轮）分度圆直径 ： 22d mz6x34 204mm 实际中心距 ： 122dda 165mm 实际中心距 a 装配中心距 a ，齿轮采用高变位，查 文献 6图 13-1-4 得12x x x 0.21+（ -0.21） 0 重合度 ： 按 文献 6图 13 1 7 计 算查得 1121 1 7 . 31 1 0 . 2 1z x 1 0.77 2234 431 1 0 . 2 1z x 2 0.89 12(1 1 ) (1 1 )xx 1.64 所算齿轮具体几何尺寸列表如下： nts 11表 3-2 Z1,Z2齿轮具体几何参数 项目 代号 计算公式 数值 分度圆 直径 d 11d mz 22d mz126mm 204mm 齿顶高 ha 11( * )ah h a x m 22( * )ah h a x m 7.26mm 4.74mm 齿根高 fd11( * * )fah h c x m 22( * * )fah h c x m 6.24mm 8.76mm 齿高 h 1 1 1afh h h 2 2 2afh h h 13.5mm 13.5mm 齿顶圆直径 ad1 1 12aad d h 2 2 22aad d h 140.52mm 213.48mm 齿根圆直径 fd1 1 12ffd d h 2 2 22ffd d h 113.52mm 186.48mm 中心矩 a 211 ()2a d d165mm 基圆直径 bd11cosbdd 22cosbdd118.4mm 191.7mm 齿顶圆压力角 a11 1a r c c o s ba add 222a r c c o s baadd 32.58o 26.1o 重合度 12(1 1 ) (1 1 )xx 1.64 nts 124. 齿面接触强度校核： 1) 计算接触应力： Z1： 1H B H O A V H HZ K K K K(3-2) Z2： 2H D H O A V H HZ K K K K(3-3) 式中 AK 使用系数，见 文献 6表 13-1-81 13-1-83 查得 1.75AK ； VK 动载系数 ， 11 1 2 6 1 4 7 0 9 . 6 9 m / s6 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0dnv ； 根据 v 由 文献 6图 13-1-14，查得 1.17VK ， HK 按 接触强度计算的齿向载 荷分布系数， 查 文献 6表 13-1-98， 2 - 311 . 1 2 0 . 1 8 ( ) 0 . 2 3 1 0 H bKbd 2 - 3 60 1 . 1 2 0 . 1 8 ( ) 0 . 2 3 1 0 6 0 1 . 1 7126HK ； HK 接触强度得 齿间载荷分配系数 由 文献 6 表 13-1-102 得1.1HK ； DZ、BZ 小轮及大轮单对齿啮合系数，见 文献 6表 13-1-104， 取 BZ 1.02； 1.0DZ 。 HO 节点处计算接触应力的基本值（ 2N/mm ）， 计算接触应力的基本值 : 22 0 6 1 9 1 . 6 1 9 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 8 7 1 . 0 8 8 4 . 0 5 N / m m1 2 6 6 0 1 . 6 1 9HO 将以上结果带入 （ 3-2）、（ 3-3） 得： nts 1321 1 . 0 2 8 8 4 . 0 5 1 . 7 5 1 . 1 7 1 . 1 7 1 . 1 1 4 6 3 . 7 8 N / m mH 22 1 . 0 8 8 4 . 0 5 1 . 7 5 1 . 1 7 1 . 1 7 1 . 1 1 4 3 4 . 8 N / m mH (2) 许用接触应力： minHGHPHS 式中： limHS 最小安全系数，见 文献 6表 13-1-110， 按一般可靠度 取lim 1.1HS 。 HG 计算齿轮的接触极限应力 （ 2N/mm ） XWRVLNTHHG ZZZZZZl i m （ 3-5） 式中 ：HLim 齿轮的接触疲劳极限（ MPa ）； HLim 1650MPa NTZ 接触强度计算的寿命系数，工作寿命 2 万小时计算； 应力循环次数为： 491 6 0 6 0 1 4 7 0 2 1 0 1 . 7 6 4 1 0LhN n L 9 912 1 . 7 6 4 1 0 1 . 0 9 1 01 . 6 1 9LL NN u 参考 文献 6表 13 1 106 和 文献 6图 13-1-26 查得： 根据公式 7 0 . 0 3 0 65 1 0()NTLZ N 计算得： 1 0.897NTZ ，2 0.92NTZ nts 14LZ 润滑剂系数， VZ 速度系数， RZ 粗糙度系数； 见 文献 6表 13-1-108 持久强度CL NN ， 92.0RVL ZZZWZ 工作硬化系数；1 7 0 01 3 02.1 HBZ W，1WZ 1.1， XZ 接触强度计算的尺寸系数，渗碳淬 火钢 ； 按 文献 6表 13 1 109 1 . 0 7 6 0 . 0 1 0 9 1 . 0 7 6 0 . 0 1 0 9 7 0 . 9 9 9 7XnZm 将以上系数带入（ 3-5）式得： 21 1 6 5 0 0 . 8 9 7 0 . 9 2 1 . 1 0 . 9 9 9 7 1 6 1 9 . 8 7 N / m mHG 22 1 6 5 0 0 . 9 1 0 . 9 2 1 . 1 0 . 9 9 9 7 1 6 4 3 . 3 4 N / m mHG 11m inHGHPHS 1619.871.1 1472.6 2N/mm 1H 22m inHGHPHS 1643.341.1 1493.9 2N/mm 2H 所以 12,ZZ齿面接触强度满足要求。 5. 轮齿弯曲强度校核计算 (1) 计算齿根应力： FFVAFF KKKK0（ 3-6） 式中 AK ，VK 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值； 取： 75.1AK 1.17VK FK 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数； NHF KK )( =1.170.78=1.13 nts 15FK 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， 1 .1FHKK； FO 齿根应力基本值 （ 2N/mm ） 。 YYYYbmFSaFatF 0（ 3-7） 120 20619 2 . 7 6 1 . 5 5 0 . 7 1 1 7 1 . 5 N / m m6 0 6F 220 20619 2 . 8 5 1 . 5 0 . 7 1 1 7 1 . 3 9 N / m m6 0 6F 将以上结果带入式 （ 3-6） 得： 21 1 7 1 . 5 1 . 7 5 1 . 1 7 1 . 1 3 1 . 1 4 3 6 . 4 7 N / m mF 22 1 7 1 . 3 9 1 . 7 5 1 . 1 7 1 . 1 3 1 . 1 4 3 6 . 1 9 N / m mF 2) 许用齿根应力： FP minFGFS FG 计算齿轮的弯曲极限应力（ 2N/mm ）； XRr e l Tr e l TNTSTFFG YYYYY l i m（ 3-8） 21 5 0 0 2 . 0 0 . 8 8 1 . 0 1 . 0 3 1 . 0 9 0 6 . 4 N / m mFG 22 5 0 0 2 . 0 0 . 8 9 1 . 0 1 . 0 3 1 . 0 9 1 6 . 7 N / m mFG limFS 最小安全系数，见 文献 6表 13-1-110。按较高可靠度取 limFS =1.3 1F P 1m i n9 0 6 . 4 6 9 6 . 91 . 3FGFS 2N/mm F1 2F P 2m i n9 1 6 . 7 7 0 5 . 1 51 . 3FGFS 2N/mm F2 所以12 ,ZZ齿弯曲强度满足要求。 nts 163.1.2 3Z大齿轮设计与校核 1. 选择齿轮材料 20CrMnTi， 渗炭 +淬火 +低温回火，硬度：表面： 56 62HRC 心部： 240 300HBS 2. 确定基本参数 由于12 ,ZZ齿轮传动比选定 i=1.619，2Z为惰轮，13 ,ZZ齿轮啮合传动比已选定 i=1.76。所以23 ,ZZ齿轮啮合传动比 1 . 7 6 / 1 . 6 1 9 1 . 0 8 7i 。 计算得：32 1 . 0 8 7 3 4 3 6 . 9z i z ， 取 3 37z 。 6mmnm 。 3. 计算3Z齿的几何尺寸 齿宽 ： 2 0 . 5 2 0 4 1 0 2db d m m 取 b=102mm 采用高变位，齿轮 3变位系数为3x0.21mm。 所算齿轮具体几何尺寸列表如下： nts 17表 3-3 Z3齿轮具体几何尺寸 项目 代号 计算公式 数值 分度圆 直径 d 33d mz222mm 齿顶高 ha 3 3( * )ah h a x m 7.26mm 齿根高 fd33( * * )fah h c x m 6.24mm 齿高 h 3 3 3afh h h 13.5mm 齿顶圆 直径 ad3 3 32aad d h 233.56mm 齿根圆 直径 fd3 3 32ffd d h 204.5mm 中心矩 a 2 3 2 31 ( ) ( )22ma d d z z 243mm 基圆直径 bd33cosbdd208.6mm 齿顶圆压力角 a33 3a r c c o s ba add 26.72o 啮合角 23c o s ( ) c o s 2 02m zza o20o 重合度 2233t a n t a n12 t a n t a naazz 1.73 nts 184. 齿面接触强度校核计算 (1) 计算接触应力 ： 大轮： 3H D H O A V H HZ K K K K（ 3-9） 式中 AK 使用系数，见 文献 6表 13-1-81； 文献 6表 13-1-82 原动机工作特性示例及 文献 6表 13-1-83 工作机工作特性示例 ， 1.75AK ； vK 动载系数，由 文献 6图 13-1-14 查得 1.17VK ； HK 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见 文献 6表 13-1-99； 2 - 331 . 1 2 0 . 1 8 ( ) 0 . 2 3 1 0H bKbd =1.18 HK 接触强度计算的齿间载荷分配系数， 见 文献 6表 13-1-102 查得 ： 1.1HK ； DZ 大轮单对齿啮合系数，见 文献 6表 13-1-104； 取 DZ 1 HO 节点处计算接触应力的基本值 （ 2N/mm ） ； 计算接触应力的基本值 : 11tH O H EF uZ Z Z Zd b u =557.9N/m2 （ 3-10） 将以上结果带入 （ 3-9） 得： 23 1 . 5 5 7 . 9 1 . 7 5 1 . 1 7 1 . 1 8 1 . 1 9 0 9 . 5 N / m mH (2) 许用接触应力： XWRVLNTHHG ZZZZZZl i m （ 3-11） nts 19式中 HG 计算齿轮的接触极限应力 （ 2N/mm ）
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