JX04-046@MG700-WD型采煤机截割部的设计计算
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机械毕业设计全套
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JX04-046@MG700-WD型采煤机截割部的设计计算,机械毕业设计全套
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I 摘 要 本次设计的主要目的是对 MG700-WD 型采煤机截割部的设计计算。MG700-WD 型采煤机截割部主要是由四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。 本此设计结果对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用，主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。本次设计认真完成了对 MG700-WD型采煤机截割部设计。 关键词 ：截割部；行星轮系；传动齿轮 nts II Abstract The main purpose of this design is the MG700-WD Shearer Calculation of cutting unit。 MG700-WD shearer cutting unit is mainly composed of four-gear transmission， Department of Motor cutting in on the arm horizontal layout， Motor output power by three spur gear and planetary gear drive， Finally driven rotating drum。 The results of this design of cutting unit shaft, transmission gears, bearings and spline connection with such parts of the design calculations, checking and selection intensity， The main components of the design and strength check calculation was described and introduced。 This design carefully completed MG700-WD shearer cutting unit design。 Keyword: cutting department; planetary gear; transmission geart nts III 目 录 摘 要 . .I Abstract .II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 研究目的和意义 . 1 1.2 国内外发展情况 . 1 第 2章 方案比较论证 .4 2.1 方案对比 . 4 2.2 研究设计方案 . 6 第 3 章 截割部的设计及计算 . 7 3.1 摇臂尺寸的确定及电动机的规格 . 7 3.2 总传动比及传动比的分配 . 8 3.2.1 总传动比的确定 . 8 3.2.2 传动比的分配 . 8 3.3 截割部传动计算 . 10 3.3.1 各级传动转速、功率、转矩 . 10 3.3.2 截割部齿轮设计计算 . 12 3.3.3 截割部行星机构的设计计算 . 27 3.3.4 轴的设计及校核 . 36 3.3.5 轴承的寿命校核 . 45 3.3.6 花键的强度校核 . 46 结 论 . 48 致 谢 . 49 参考文献 . 50 nts IV CONTENTS Abstract . I Chapter 1 Introduction . 1 1.1 The purpose and significance . 1 1.2 Domestic and international developments. . 1 Chapter 2 Program comparisons.4 2.1 Program comparison . 4 2.2 Research and design programs. . 6 Chapter 3 Cutting on the design and calculation . 7 3.1 Rocker arm and the motor to determine the size Specifications . 7 3.2 Domestic and international developments . 8 3.2.1 Determination of the total transmission Ratio. . 8 3.2.2 The allocation of transmission ratio. . 8 3.3 Calculation of cutting unit drive . 10 3.3.1 Levels of transmission speed, power, Torque . 10 3.3.2 Cutting Unit Gear Design . 12 3.3.3 Cutting the Department of Design and calculation of planetary bodies . 27 3.3.4 Axis Design and Verification . 36 3.3.5 Check bearing life . 45 3.3.6 Spline strength check. . 46 Conclusions. 48 Acknowledgements . 49 References. . 50 nts 1 第 1 章 绪论 1.1 采煤机截割部研究目的和意义 随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械，本次设计是对中厚煤层采煤机截割部进行设计，其目的在于更加详细的掌握了采煤机截割部传动系统，从而来更好的优化采煤机截割部的传动系统，提高工作效率并且能够对于发现的问题得到很好的解决， 锻炼了自己发现问题、分析问题、解决问题的能力，为以后的实际工作打下了良好的 基础。煤机截割部作为采煤机的主体，其结构和各部件的选择直接影响到采煤机的工作效率和采煤量，所以说对采煤机截割部的设计是非常重要的。 1.2 国内外发展情况 世界上第 1 台采煤机是原苏联于 1952 年生产并开始使用的 ,我国于 1952 年购进并使用 ,与此同时 ,鸡西煤矿机械厂即开始进行仿制工作 ,于 1954年制造出我国第 1 台深截式采煤机 ,即顿巴斯 - 1型采煤康拜因 ,随后批量生产。在顿巴斯 - 1 型采煤康拜因的基础上 ,经过研究、改进和完善 ,设计制造了多种型式的采煤康拜因 ,这一时期的采煤机称为中国第 1 代采煤机 1。 20 世纪 60 年代初 ,在顿巴斯 - 1 型采煤康拜因的基础上 ,我国开始自行研制生产采煤机 ,1964 年生产出 MLQ - 64 型 ,1968 年生产出 MLQ1 - 80 型浅截式单滚筒采煤机 ,成为我国第 2 代采煤机。我国第 2 代采煤机的特点是截割部滚筒采用摇臂调高 ,牵引机构也为钢丝绳牵引 ,通过应用证明 ,采用钢丝绳牵引 ,绳筒磨损严重 ,使用寿命短 ,同时牵引力较小 ,容易拉断而导致伤人和机器下滑事故。该类型采煤机采用了液压传动 ,具有无级调速和过载保护等特点2。 我国于 20 世纪 60 年代末 70 年代初开始研制第 3 代采煤机即双滚筒采nts 2 煤机。 1975 年生产的 MLS3 - 170 型采煤机 ,实现了滚筒采煤机由单滚筒向双滚筒的飞跃。 MLS3 - 170 型采煤机的 2 个可调高滚筒放在采煤机的两端 ,利用摇臂调高。牵引机构采用圆环链牵引 ,提高了牵引力 ,但不适应大倾角采煤3。 1983 年研制生产的大功率无链牵引双滚筒采煤机 ,采用了三头螺旋滚筒 , 滚筒转速有所降低 ; 牵引机构采用齿轮 - 销轨式 , 传动平稳 , 消除了链牵引的缺点 ,机器的使用寿命延长 ,增设了副牵引部和可靠的液压制动装置 ,可用于大倾角 (40 50 ) 煤层而不需要设防滑安全绞车 ,提高了工作效率 ,加大了生产能力。 MG132P320 - W新型液压牵引采煤机是由泰山建能公司、煤炭科学研究总院 、新汶矿业集团联合研制完成的。该采煤机采用滚筒式采煤机发展趋势的多电机横向布置 ,液压牵引系统打破常规 ,采煤机牵引部泵箱把长期使用的“湿腔”布置分离液压元件改为“干腔”布置 ,实现了采煤机液压系统的创新。该机在同类采煤机设计中达到了国内先进水平 4。 国内于 1976 年研制出第 1 台电牵引采煤机。 1991 年 ,由煤炭科学研究总院上海分院与波兰科玛克公司合作 ,研制成功我国第 1 台采用交流变频调速的 MG344 - PWD 型薄煤层强力爬底板电牵引采煤机 ,性能良好 ,电牵引采煤机成为我国第 4 代采煤机。 2005 年煤炭科学研究总院上海分院又开发出总装机功率达 1 815 kW的大功率采煤机。随后 ,更大功率的电牵引采煤机 MG900/ 2215 - GWD 也问世 ,该型采煤机的控制达到了国际先进水平 ,是目前国内功率最大的采煤机。如果采用长摇臂 ,最大采高可达到创记录的 6 m ,该型采煤机完全能够满足国内煤矿高产高效工作面的生产需要 5。 20世纪 40年代初，英国和苏联相继研制出来了链式采煤机。这种采煤机是用截链落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。 50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础6。 可提高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化nts 3 采煤设 备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤机采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自 70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性进一步提高。 近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但 1999 年产煤量为 2.21 亿吨，仍占井工煤炭总产量的 53%。在美国，采煤机掘进平均班进尺 60 米，日产煤 2000 吨，有些高产工作面日进尺可达 100 米，月产量达 10 万吨 .英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进 主要靠悬臂式掘进机，但自从 80 年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的 65。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法 ，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率 7。其中，南非全国约有 230 多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的 90 .德国使用采煤机在海底煤层开采已有 40 多年的历史，效果显著，其中有 5 个工作面一直保持 200 万吨的年产量 。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益 7 nts 4 第 2 章 方案比较论证 2.1 方案对比 方案一： 电动机 固定减速箱 摇臂 滚筒。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度好 。如下图所示1电动机； 2固定减速箱； 3摇臂； 4滚筒； 图 2.1 方案二： 电动机 摇臂 行星齿轮传动 滚筒。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简 单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机 普遍 都采取这种传动方式 8。如下图所示 nts 5 1电动机； 2摇臂； 3行星齿轮传动； 4滚筒； 图 2.2 方案一中传动比基本满足要求，但是截割部整体体积比方案二要大，且此方案一中齿轮数过多，装配维修等方面都不方便，传动平稳性上也不如方案二。 综合考虑，在结构体积、传动平稳性、安装维修、传动比大小、经济适用等方面，选择方案二更为合适。 nts 6 2.2 研究设计方案 本采煤机截割部传动方式为 :电动机 摇臂 行星齿轮传动 滚筒。 该截割部采用销轴与牵引部联结，截割电机横向布置在摇臂上 ， 图中 Z1Z6 分别表示齿轮齿数。传动机构简图如下所示 图 2.3 nts 7 第 3 章 截割部的设计及计算 3.1 摇臂尺寸的确定及电动机的规格 根据已知 ： 最大采高 3.7m，最大摆角为 45 ，设采煤机行走部高度为 1m，滚筒直径 1.8m, 图 3.1 为计 算示意图，其中 a 和 d 之和为采高 3.8m， b 和 c为最大摆角 45 ， d 为行走部高度， c 为截割部总长度，减去滚筒半径即为摇臂长度 计算出采煤机摇臂的长度为 2452mm 图 3.1 电动机为 抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机， 电动机 型号为nts 8 YBCS3-300C， 截割部功率为 300kw， 该 电 动 机具有防爆和电火花的安全性，在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全，而且电机工 作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。 电动机为 抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动 9机，其主要参数如下： 额定功率： 300kw； 额定电压： 1140V； 额定 电流： 206A； 额定转速： 1472r/min； 质量： 1502kg； 冷却方式：外壳水冷 电动机 的总体呈圆形， 输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。 3.2 总传动比及传动比的分配 3.2.1 总传动比的确定 已知 ： 电动机转速为 1472 r/min，滚筒转速为 40r/min 总传动比 ： 836401 4 7 2 滚总 nnI n 电动机转速 滚n 滚筒转速 3.2.2 传动比的分配 1. 使各级传动承载能力接近相等（一般指齿面接触强度）。 2. 使各级传动大齿轮浸入油中深度大致相等，以使润滑简便。 3. 使减速器获最小外形尺寸和重量 10。 采煤机截割部对于行星减速装置的要求比较高，所以先确定行星减速装nts 9 置的传动比， 工作原理如下图所示： a 太阳轮 b 内齿圈 c 行星轮 x 行星架 图 3.2 该机构由太阳轮、行星轮、行星架、内齿圈等部件组成。传动时，太阳轮带动行星轮转动，行星轮带动行星架转动，在这个过程中内齿圈固定不动，通过行星架回转来实现减速。 此行星减速器 体积小、质量小，结构紧凑 、 承载能力大 ； 传动效率高 ； 传动比较大 ； 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 、传动比一为 2.1 13.711。采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 4 6 所以选择行星机构传动比 5.5bagi其他三级减速机构总传动比为 总II bagi36.8 5.5=6.69 初定各级传动比为： ,85.11 i ,51.12 i 36.23 ints 10 采煤机截割部四级减速传 动比的总误差为： 85.18.36( 1 51 2 36 5.5） 36 8 1.4 在误差允许范围 5内，符合标准 3.3 截割部传动计算 3.3.1 各级传动转速、功率、转矩 1. 各轴功率计算： 轴 30031 PP 0.99=297 kw 轴 2971212 PP 0.98 0.99 =288.2 kw 轴 2.2881223 PP 0.98 0.99 =279.6 kw 轴 6.2 7931234 PP 0.98 0.99 0.99=268.6 kw 轴 6.26831245 PP 0.98 0.99 0.99=258 kw 轴 2581256 PP 0.98 0.99=250.3 kw 轴 3.2 5031267 PP 0.98 0.99 0.99=240.4 kw 轴 4.2 4031278 PP 0.98 0.99 0.99=230.9 kw 式中 1滚动轴承效率 1=0.99 2闭式圆柱齿轮效率 2=0.98 3花键效率 3=0.99 nts 11 2. 各轴转速计算 ： 从电动机出来，各轴依次命名为 、 、 、 、 、 、 轴。 轴 14721 n min/r 轴 m in/r7.79585.1/14723 n轴 95.52651.1/7.795/234 inn min/r轴 m in/r28.22336.2/95.526/346 inn 3. 各轴扭矩计算 : 轴 9 5 5 09 5 5 0111 nPT 87.19261472297 mmN 轴 9 5 5 09 5 5 0112 nPT mmN78.18691472 2.288 轴 9 5 5 09 5 5 0333 nPT mmN76.33 557.79 5 6.27 9 轴 95509550444 nPT mmN51.4 8 7 195.5 2 6 8.2 6 8 轴 95509550777 nPT mmN25.1028228.223 4.240 轴 9 5 5 09 5 5 0888 nPT mmN92.987528.223 9.230 nts 12 3.3.2 截割部齿轮设计计算 这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各 级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下：第一级齿轮的模数可根据电动机的最大转矩按表初选 m=5 1. 齿轮 1 和 3 的设计及强度效核计算过程及说明 (1) 选择齿轮材料 查文献 12， 表 8-17两个齿轮都选用 20CrMnTi 渗碳淬火 (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 31 1 1( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圆周速度smvt /14 ，参考文献 12 表 8 14，表 8 15选取公差组 6 级 小轮分度圆直径 1d ，由式文献 12（ 8 64） 得 3 211 )(12HHEdZZZuukTd 齿宽系数d：查文献 12 表 8 23按齿轮相对轴承为非对称 布 置，取d 0 6 小轮齿数 1Z ： 1Z =20 大 轮齿数 2Z ： 2Z 372085.111 Zi 齿数比 u ： u 85.120/37/ 12 ZZ 传动比误差 03.00/ uu 误差在 %3 范围内合适 小轮转矩： T=1926.87N m 载荷系数 K ：由文献 12 式（ 8 54） 得 KKKKK VA nts 13 使用系数 AK ：查文献 12 表 8 20 AK 1 75 动载荷系数VK：查文献 12 图 8 57 VtK 1 12 齿向载荷分布系数K： 查文献 12 图 8 60 K 1.08 齿间载荷分配系数K： 由文献 12 式 (8 55)及 0 c o s)/1/1(2.388.1 21 ZZ =1.634 查文献 12 表 8 21并插值 1.0K则载荷系数 K 的初值 1 . 7 5 1 . 1 1 1 . 0 8 1 . 0tK =2.12 弹性系数 EZ ：查文献 12 表 8 2 1 8 9 . 8 N / m mEZ 节点影响系数 HZ ： 查文献 12 图 8-64120 , 0xx 重合度系数Z：查文献 12 图 8 65 0许用接触疲劳极限应力21 HLimHLim 、： 查文献 12 图 8 69 21 1 4 5 0 N / m mH L i m 22 1 4 5 0 N / m mH L i m 接触应力 H ：由文献 12 式 698 得 H HHHL im SZZ / 应力循环次数：由文献 12 式 708 得 )1030020(2147260601 hn j LN 912 107 2 9.585.1/5 9 8.10/ uNN 则查文献 12 图 8 70得接触强度得寿命系数 nts 14 12NNZZ,(不许有点蚀 ) 硬化系数Z：查文献 12 图 8 71及说明Z 1 接触强度安全系数 HS ： 查文献 12 表 8 27，按高可靠度查 6.15.1HLimS取 6.1HS 221 mm/N25.9066.1/111450 HH 故1d的设计初值td1为 3 21 )25.906 88.05.28.189(85.1 185.16.0 192687 012.22 td=170.9 齿轮模数 m ： mm545.820/9.170/11 Zdm t查文献 12 表 8 3 小齿分度圆直径的参数圆整值td1 1809201 mZ mm 圆周速度 sndvt /m86.1360000/147218014.360000/11 与估取 smvt /14很相近，对VK取值影响不大，不必修正VKVtV KK 1.12 1.2tKK2 小轮分度圆直径：tdd 11 大 轮分度圆直径 ： 33337922 mZd mm 中心距 mm5.2562 372092 21 ZZma齿宽 mm54.1 0 29.1 7 06.0m i n1 td db nts 15 大 轮齿宽：2bb=105 小轮齿宽： 10521 bb =110 3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由文献 12 式 668 FSFF YYYmbdKT 1 12 齿形系数FY查文献 12 图 8 67 小轮 82.21 FY大轮 43.22 FY应力修正系数SY：查文献 12 图 8 68 小轮 55.11 SY大轮 65.12 SY 重合度系数Y：由文献 12 式 8 67 0 . 2 5 0 . 7 5 /Y=.0.709 许用弯曲应力 F ：由文献 12 式 8 71 FxNF L i mF SYY / 弯曲疲劳极限FLim：查文献 12 图 8 72 21 8 5 0 N / m mF L i m 22 8 5 0 N / m mF L i m 弯曲寿命系数NY：查文献 12 图 8 73 121 NN YY尺寸系数xY：查文献 12 图 8 74 1xY安全系数 FS ：查文献 12 表 8 27 2FS 则 12FF1 1 1 /F L i m N X FY Y S 2/11850 = 2mm/N425 709.055.182.29180105 192687012.221 F 12mm/N85.148 F nts 16 709.065.143.29180110 1 9 2 68 7 012.221 F 22mm/33.1 3 0 FN 齿根弯曲强度满足 4) 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d ： 20911 mZd mm180 37922 mZd mm333 齿顶高 mm991* mhhaa齿根高 mm25.11925.01* mchhaf齿顶圆直径 mmhddaa 19892180211 mm35192333222 aa hdd齿根圆直径fd： mm5.15725.112180211 ff hddmm5.31025.112333222 ff hdd基圆直径bd： mm2.16920c o s180c o s11 dd bmm9.31220c o s333c o s22 dd b齿距 p ： mm274.28 mp 齿厚 s ： mm14.142/ ms 齿槽宽 e： mm14.142/ me 基圆齿距： mm68.2620c o s274.28c o s ppb法向齿距：nbpp顶隙： mm25.2925.0 mcc nts 17 2 齿轮 4 和齿轮 5 的设计及强度效核如下 (1) 选择齿轮材料 查文献 12 表 8-17 两个齿轮都选用 20CrMnTi 渗碳淬火 (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 31 3 3( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圆周速度smvt /9 ，参考文献 12 表 8 14，表 8 15选取公差组 7 级 小轮分度圆直径3d，由式文献 16（ 8 64） 得 3 233 )(12HHEdZZZuukTd 齿宽系数d：查文献 12 表 8 23按齿轮相对轴承为非对称布置，取d0 6 小齿轮齿数3Z： 3Z=27 大齿轮齿数 4Z ： 4Z = 77.402751.132 Zi圆整取 4Z 41 齿数比 u ： u 27/41/34 ZZ=1.52 传动比误差 03.0005.0/ uu 误差在 %3 范围内 合适 小轮转矩： mm76.3 3 553 NT载荷系数 K ：由文献 12 式（ 8 54） 得 KKKKK VA 使 用系数 AK ：查文献 12 表 8 20 75.1AK nts 18 动载荷系数VK：查文献 12 图 8 57 17.1VtK齿向载荷分布系数K： 查文献 12 图 8 60 K 1.08 齿 间 载 荷 分 配 系 数K： 由 文 献 12 式 (8 55) 及 0 得 c o s)/1/1(2.388.1 43 ZZ 683.14112712.388.1 查文献 12 表 8 21并插值 1.1K则载荷系数 K 的初值 43.21.108.117.175.1 tK弹性系数 EZ ： 查文献 12 表 8 2 1 8 9 . 8 N / m mEZ 节点影响系数 HZ ： 查文献 12 图 8-64120 , 0xx 重合度系数Z：查文献 12 图 8 65 0许用接触应力 H ：由文献 12 式 698 得 H HHHL im SZZ / 接触疲劳极限应力43 HLimHLim 、查文献 12 图 8 69 23l i mH mm/N1450 24limH mm/N1450 应力循环次数：由文献 12 式 708 得 )1030020(17.79560603 hn j LN 910865.2 9934 10897.151.1/10865.2/ uNN 则 查文献 12 图 8 70得接触强度得寿命系数43 NN ZZ ,(不许有点蚀 ) nts 19 硬化系数Z：查文献 12 图 8 71及说明Z 1 接触强度安全系数 HS ：查文献 12 表 8 27 ，按高可靠度查6.15.1HLimS ， 取 6.1HS 243 mm/25.9066.1/111 4 5 0 NHH 故3d的设计初值td3为 mm46.212)25.906 88.05.28.189(51.1 151.16.0 335576045.223 23 td 齿轮模数 m ： mm87.727/46.212/44 Zdm t估取 8mmm 查文献 12 表 8 3小齿分度圆直径的参数圆整值td3： 27833 Zmd t=216mm 圆周速度 v ： s/m99.860000/7.79521614.360000/31 ndv t与估取 s/m9tv很相近，对VK取值影响不大，不必修正VK17.1 VtV KK mm2161 d 45.2 tKK 小轮分度圆直径： tdd 33大轮分度圆直径： mm32 841844 mZd 中心距 a： mm2 7 22 412782 43 ZZma齿宽 b ： mm4 7 6.1 2 746.2 1 26.0m i n1 td db nts 20 大齿轮轮齿宽： mm1304 bb 小轮齿宽： 10543 bb=135mm （ 3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由文献 12 式 668 FSFF YYYmbdKT 3 32 齿形系数FY：查文献 12 图 8 67 小轮 71.23 FY大轮 45.24 FY应力修正系数SY：查文献 12 图 8 68小轮 58.13 SY大轮 64.14 SY 重合度系数Y：由文献 12 式 8 67 0 . 2 5 0 . 7 5 /Y 683.1/75.025.0 7.0 许用弯曲应力 F ：由文献 12 式 8 71 FxNF L i mF SYY / 弯曲疲劳极限FLim：查文献 12 图 8 72 23limF mm/8 5 0 N 24limF mm/85 0 N 弯曲寿命系数NY：查文献 12 图 8 73 143 NN YY尺寸系数xY：查文献 12 图 8 74 1xY安全系数 FS ：查文献 12 表 8 27 2FS 则 3F 4F FXN SYY /333limF 4252/11850 2N/mm nts 21 7.058.171.282 1 61 3 0 3 3 5 5 7 6 045.223 F 32mm/N3.219 F7.064.145.28328135 3 3 5 5 7 6 045.224 F 42mm/N56.1 3 0 F （ 4) 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d ： mm21627833 mZd mm32 841844 mZd齿顶高ah： * 18aah h m =8mm 齿根高fh： * 1 0 . 2 5 8fah h c m =2mm 齿顶圆直径ad： mm23282216233 aa hddmm34482328244 aa hdd齿根圆直径fd： mm196102216233 ff hddmm308102328244 ff hdd基圆直径bd： mm97.2 0 220c o s2 1 6c o s33 dd bmm22.3 0 820c o s3 2 8c o s44 dd b齿距 p ： 2 5 . 1 2 m mpm 齿厚 s ： / 2 1 2 . 5 6 m msm 齿槽宽 e： / 2 1 2 . 5 6 m mem 基圆齿距： c o s 2 5 . 1 2 c o s 2 0bpp o=23.6mm 法向齿距：nbpp顶隙： mm2825.0 mcc 3. 齿轮 6 和 9 的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下 nts 22 (1) 选择齿轮材料 查文献 12 表 8-17 两个齿轮都选用 20CrMnTi 渗碳淬火 (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 34 4 4( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圆周速度 6m/stv ，参考文献 12 表 8 14，表 8 15 选取公差组 8 级 小轮分度圆直径5d，由式文献 12（ 8 64） 得 3 245 )(12HHEdZZZuukTd 齿宽系数d：查文献 12 表 8 23按齿轮相 对轴承为非对称布置，取 d 0.6 齿轮齿数5Z： 195 Z大 轮齿数6Z： 84.441936.2536 ZiZ取圆整 456 Z齿数比 u ： u 19/45/56 ZZ=2.37 传动 比误差 03.00 02 5.0/ uu 误差在 %3 范围内 齿轮转矩： 24 /N5 0 3 2 3 4 0 mmT 载荷系数 K ： 由文献 12 式（ 8 54） 得 KKKKK VA 使用系数 AK ：查文献 12 表 8 20 AK 1 75 nts 23 动载荷系数VK：查文献 12 图 8 57 1.25VtK 齿向载荷分布系数K： 查文献 12 图 8 60 K 1.08 齿 间 载 荷 分 配 系 数K： 由文献 12 式 (8 55) 及 0 得 c o s)/1/1(2.388.1 65 ZZ 1.463 查文献 12 表 8 21并插值 K 1.02 则载荷系数 K 的初值 1 . 7 5 1 . 2 5 1 . 0 8 1 . 0 2tK 弹性系数 EZ ： 查文献 12 表 8 2 1 8 9 . 8 N / m mEZ 节点影响系数 HZ ： 查文献 12 图 8-64（120 , 0xx ） 2.5HZ 重合 度系数Z： 查文献 12 图 8 65 0 0.912Z 许用接触应力 H ：由文献 12 式 698 得 H HHHL im SZZ / 接触疲劳极限应力5limH 6limH： 查文献 12 图 8 69 25l i mH mm/N1450 26l i mH mm/N1450应力循环次数： 由文献 12 式 708 得 95 10853.1)1030020(172.5146060 hn j LN 9956 10802.031.2/10853.1/ uNN nts 24 则 查文献 12 图 8 70得接触强度得寿命系数65 NN ZZ ,(不许有点蚀 ) 硬化系数Z： 查文献 12 图 8 71及说明 Z 1 接触强度安全系数 HS ：查文献 12 表 8 27，按较高可靠度查1 .2 5 1 .3H L imS ， 取 1.3HS 5H 26 1 1 1 5 N / m m1 / 1 . 311450 H 故5d的设计初值td1为 3 25 )1115 912.05.28.189(31.2 131.26.0 50323 404.22 tdmm27.189 齿轮模数 m ： mm96.919/27.189/55 Zdm t查文献 12 表 8 3 齿轮分度圆直径的参数圆整值 td5： mm190191055 mZd t圆周速度 v ： s/5 . 3 m60000/72.51419014.360000/45 ndv t与估取 6/tv m s相近，对VK取值影响不大，不必修正VK1 .2 5V V tKK 2.4tKK 齿轮分度圆直径： tdd 55大 轮分度圆直径： mm440441066 mZd中心距 a： mm3 2 02 4519102 65 ZZma齿宽 b ： mm1141906.0m i n1 td d
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