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机械毕业设计全套
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JX04-177@无链电牵引采煤机牵引部,机械毕业设计全套
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I 摘 要 电牵引采煤机 具有 机电一体化程度高 ,装机功率愈来愈大 ,牵引速度成倍提高 ,而且牵引部调速系统具有节能、传动效率高 等优点 。 本次设计的采煤机正为适合中厚煤层使用的无链电牵引采煤机，主要设计内容为电牵引采煤机的牵引部结构设计，牵引速度为 07m/s，电动机采用横向布置，通过二级直齿 与 二级行星减速器完成变速。 大体 内容：首先是不同方案的对比分析与确定，其次是各部结构尺寸的设计计算，最后 对 齿轮及相应的传动轴进行了 强度 校核，设计计算结果满足设计要求。 关键词 ： 采煤机 ； 电牵引 ； 牵引部 ； nts II Abstract Electric traction shearer.two machine has a high degree of mechatronics, increasing the installed power, speed, and doubled traction control system of energy saving, high transmission efficiency. The design of the coal mining machine is suitable for use in thick coal seam no chain electric haulage shearer main content, design for electric haulage shearer traction of structure design, drawing speed for 0 7m/s, motor adopts horizontal layout, through the second straight tooth planetary reducer with 2 completed. Content: the first is in different scheme comparison analysis and determination, followed by each structure size of design calculation, and finally to gear and the intensity of the transmission design and calculation results and meet the design requirements. Keywords： coal winning machine, Electric traction, Traction, nts 1 目 录 摘要 . I ABSTRACT . II 第 1章 绪论 . 1 1.1 采煤机简介 . 1 1.2 国内外采煤机发展及使用状况 . 3 1.3 采煤机 牵引部概述 . 2 1.4 设计 目的及 意义 . 2 第 2章 机械系统传动总设计 . 5 2.1 采煤机 设计 参数 . 5 2.2 采煤机牵引部总体方案确定 . 5 2.3 牵引部电动机的选用 . 7 2.4 牵引部传动比分配 . 8 第 3章 牵引部系统各轴组件设计 . 11 3.1 齿轮设计 . 11 3.1.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计计算 . 11 3.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 . 20 3.1.3 一级行星齿轮的初步设计及强度校核 . 28 3.1.4 二级行星齿轮的初步设计及强度校核 . 38 3.2 轴的设计计算及轴承的选择 . 46 3.2.1 轴的设计计算 . 46 3.2.2 一级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 . 57 3.2.3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 . 60 结论 . 62 致谢 . 63 参考文献 . 64 nts 2 CONTENTS Abstract I Chapter 1 Introduction 1 1.1 Introduction Shearer 11.2 The development and use status at home and abroad Shearer 2 1.3 Overview of Shearer 2 1.4 The design purpose and meaning 3 Chapter 2 General Design of the mechanical system drive . 5 2.1 Shearer parameters 5 2.2 Determine the overall plan of Shearer . 5 2.3 Selection of Motor Traction 7 2.4 The allocation of transmission ratio Traction . 8 Chapter 3 axis components of the haulage system design 11 3.1 Gear design . 11 3.1.1 High-level design of spur gear calculation 11 3.1.2 Low-level design of spur gear calculation 20 3.1.3 Aplanetary gear of the preliminary design and strength check 28 3.1.4 The secondary planet gear preliminary design and intensity . 38 3.2 Shaft and bearing design and calculation of the choice of . . 46 3.2.1 axle design calculation 46 3.2.2 Preliminary Design of a planetary axle and bearing life and strength check calculation 57 3.2.3 Stage Planetary preliminary design and strength check of axle and bearing life calculation 60 Conclusion . 62 Thanks . 63 References . 64 nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 采煤机简介 采煤机是一个集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统 ,工作环境恶劣 ,如果出现故障将会导致整个采煤工作的中断 ,造成巨大的经济损失 .随着煤炭工业的发展 ,采煤机的功能越来越多 ,其自身的结构、组成愈加复杂 ,因而发生故障的原因也随之复杂。 采煤机是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一。机械化采煤可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。采煤机分锯削式、刨削式、钻削式和铣削式四种 。 采煤机总体技术的发展过程经历了：牵引方式从液压牵引到电牵引、驱动方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采煤机的电控技术也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到集成化、PLC 和微机控制，逐步走向 成熟，赶超国际同行先进水平 7 。 以前，薄煤层采煤机可选机型少，可靠性差，功率低，单产低，使我国薄煤层产量逐年减少，弃采严重，资源浪费大，薄煤层采煤机的机身应当矮一些，要有足够的功率，通常功率不应低于 100-200kW，机身尽量短，以适应煤层的波状起伏；结构简单、可靠，便于维护和安装。从 80 年代开始，薄煤层采煤机从无到有得到稳定发展。随着薄煤层采煤机的推广应用，适用工作范围扩大，也暴露了许多缺陷和不足，限制了使用效果。根据薄煤层开采的迫切需要，开发适合国情的 新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。由MG375-W 型液压采煤机演变的 MG375-AW 采煤机，基本实现了大功率薄煤层采煤机这一目标。目前，哈尔滨煤矿机械研究所已经研制了五种机型的薄煤层采煤机，都已投入工作中。以几种有代表性的机型 BM1100 型薄煤层采煤机， MG150B 型薄煤层采煤机和最新型的 MG300BW1 型薄煤层采煤机 7 。对于薄煤层，仍存在由于设备的不成熟和技术的不合理等问题，很难满足高产高效和可持续发展的要求。 我国从 20 世纪 70 年代中期开始引进 采煤机，大体分为以下两个阶段：nts 2 80 年代为第一阶段，以单机引进为主，九十年代以来为第二阶段，以配套引进为主 7 。 波兰中国合作，成功研制了总装机功率 344KW 的 KSE-344 型薄煤层交流电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的 KSE-360 型。英国在 80年代中期研制第一台直流电牵引采煤机，在美国使用成功后，又研制出Electra1000 和 Electra 薄煤层电牵引采煤机。 搞清连续采煤机截割关键技术，为建立其工作机构设计理论和方法，研发适合我国煤层地质条件 的国产采煤机 ， 及建设高产高效的现代化矿井和发展国民经济具有重要意义 18 。 1.2 国内外采煤机发展及使用状况 在国内， 我国的滚筒式采煤机从 60 年代开始自行研制， 70 年代初研制成功第 1 台用于普采工作面的 DY150 型液压牵引采煤机，到 90 年代我们已经有了 MG400/920-WD 型大功率交流电牵引采煤机 ,整个技术水平得到了较大发展 7 。总的看来 ,滚筒式采煤机总体技术的发展过程经历了牵引方式从液压牵引到电牵引、驱动 方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采煤机的电控技术也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到集成化、 PLC 和微机控制，逐步走向成熟，赶超国际同行先进水平 1 。 从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取国外先进技术的同时，不断实践创新，锐意进取，重视采煤机成系列的开发，不断扩大 使用范围，同时推广使用无链牵引，使采煤机工作更平稳，使用更安全。 电牵引技术逐步成熟，多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展 的主流 7 。 20 世纪 90 年代，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。近 10 年开发的系列电牵引采煤机在国内已推广使用并取得了明显的经济效益。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 。 随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发展的主流：大功率，大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界nts 3 前沿的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频调速技 术，远程监控，无线遥控等等，为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础 8 。 在国外， 20 世纪 40 年代初期，英国、前苏联和德国相继生产了用于长壁采煤的链式采煤机和刨煤机，实现了工作面落煤、装煤的机械化。至 50年代初期，英国和德国相继生产出滚筒采煤机。 60 年代是世界综采技术的成熟时期，英国、德国出现了单摇臂滚筒式采煤机，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围。 1964 年又制成了双摇臂滚筒采煤机，解决了工作面自开切口问题。进入 70 年代，综采机械化得到了进一步发 展和提高，相继出现功率达 800 1000kW 的无链牵引采煤机。 80 年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上18。 90 年代，随着现代科学技术的发展，开发出集电力电子、微电子、信息管理及计算机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机。如美国的 JOYU 公司的系列，英国的 Long-Airdox 公司的 Anderson Eletra、 Anderson EL 系列，德国的 Eickhoff 公司的 EDW 系列、 SL 系列，日本三井三池制作的 MLCE-DR系列等电牵引采煤机 9 。 1.3 采煤机牵引部概述 采煤机 牵引部 主要由箱体、原动机、输出轴、减速器等部分组成。 采煤机的牵引部承担牵引和行走任务，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)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。 (2)能降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。 (3)能牵引行走。 (4)载荷均匀分布，机械效率高。 (5)能适应不同的煤层和有关地质条件。 1.4 设计 目的和 意义 我国经济发展对煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤设备对于提高煤炭的生产率起到非常关键 的作用。目前，煤矿生产的安全性要求日益受到国家nts 4 安全生产管理局的重视。因此，大力发展 “综采设备 ”是当前和今后的主流。设计和生产经济合理的滚筒采煤机不但保证煤炭生产率，而且保证安全生产的重要方面。 牵引部传动箱内部的损坏主要取决于行星齿轮和直齿齿轮传动比分配是否合理。另有对于牵引部的行走速度、行走稳定性都由传动比的分配是否合理所影响。对于牵引部来说有很多方面的问题有待于提高完善。我国中厚煤层正向大功率综合机械化，智能化采煤的方向发展。由于采煤机愈来愈大，采煤机本身的稳定性就应该受到更深入的关注。而影响机身的稳定 性，其中一条就是 行 走的稳定性。所以本 设计 着重考虑了牵引部传动箱的结构设计的合理性 ， 本设计可用在硬煤质、中厚煤层的双高综合机械化工作面。可在有瓦斯气体或煤尘爆炸危险矿井中使用。整体为多部电机横向布置 。 nts 5 第 2 章 机械系统传动总设计 2.1 采煤机 设计 参数 机面高度 1.3 1.6m 牵引力 620F kN 牵引速度 0 7m/min 2.2 采煤机牵引部总体方案确定 设计目标：在满足最大牵引力大于 620F kN；牵引速度 0 7m/s；机面高度 1.3 1.6mm；无链牵引方式条件下进行采煤机牵引部结构设计，在结构上要求能够实现电牵引，且能与 SGD880/800W 输送机配套。 为了确保本次设计满足采煤机的设计要求，经多方考察，确定本采煤机牵引部的设计方向： (1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在 200左右 ，减速级数为 35 级； (2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中可装有若干个惰轮。 (3)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。 根据以上的指导思想，设计方案机构简图如下： 方案一： nts 6 1 电动机 2 齿轮 3 单行星减速器 图 2-1 牵引部传动机构简图 由电动机 1 经齿轮传动系 2 至单行星减速器 3，最后到达行走部。 方案二： 1 电动机 2 齿轮 3 双 行星减速器 图 2-2 牵引部传动机构简图 nts 7 由电动机 1 经齿轮传 动系 2 至双行星减速器 3，最后到达行走部。 方案 1 的传动机构经过四级传动速比分配较均匀，但结构有点复杂在检修与拆装 时会有不便，在生产采煤机时相应箱体的设计会有一定困难，且这种结构会导致传动箱体积过大，在实际生产中会有很多麻烦。方案 2 是两级齿轮传动与双行星减速器共四级减速既可以达到预定的速比结构又简单， 同时行星机构体积小、结构紧凑、承载能力大、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动的能力较强、且可以减少传动级数。综合结构特性以及经济效益 考虑， 因此方案 2 为此次设计的最终选用方案。 2.3 牵引部电动机的选用 1. 电动机的选择 按设计要求及工作条件选用 YB 系列三相异步电动机，卧式封闭结构 ，且左右截割部各一台电动机 。 根据已知条件由计算可知工作机所需有效功率 17.366010002 7106206021000 3 Fvp w kW 由手册查得 : 闭式圆柱齿轮传动效率 0.97g 对滚动轴承效率 0.99b 行星机构的效率 0.98x 则各轴之间的传动效率计算如下： 12 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 0 3gb 同样 3 4 5 6 6 7 0 . 9 6 0 3 双行星机构传动效率 nts 8 220 . 9 8 0 . 9 6 0 4sx 由此可得牵引部总效率 1 2 2 3 5 6 6 740 . 9 6 0 3 0 . 9 6 0 40 . 8 1 6 7s 工作机所需电动机功率 28.448167.0 Wr PP kW 由以上计算初选型号为 YB315L1-4 型矿用隔爆三相异步电动机，有关技术参数列于下表： 表 2-1 电机型号 功率 (kW) 转速 (n/min) 电流（ A） YB250M-4 55 1480 289.1 2.4 牵引部传动比分配 本 设计 方案的驱动方式采用无链电牵引 ， 初步确定行走轮直径=320mmxd ， 令 牵 引 速 度 约 为 7m/min ，则输出轴转速7 1 0 0 073 . 1 4 3 2 0w xvn d r/min 所以本设计结构 43.2 1 171 4 8 0 wnni采用二级直齿传动和二级行星传动： 按传动方案传动箱需要两级齿轮减速和两级行星齿轮减速，且受机身高 度限制， 每级传动比一般为 3i 4 （行星齿轮可达 5 6）。为有效利用空传动比 从高速向低速递减，故初步估算12 3.1i ， 双行星机构传动比为 24.5si ，nts 9 输出轮传动比预设为 1.41。 由 19.243.21141.15.248.223232312iiiiiii s 行走 所以传动系统各级传动比分别为 8.212 i 19.223 i 5.24si 当牵引速度变小牵引部的总传动比减小，传动箱的传动 比也减小。 2.5 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 轴（电动机轴） min14801 rn mNTkwPP R73.2851480 28.44955028.4411 轴（第一级减速轴） mNiTTkwpprinn28.76896 03.08.273.28552.4296 03.028.44min57.5288.214 8012121212121212 轴（双行星机构高速级太阳轮花键轴） mNiTTkwpprinn73.161 5960 3.019.228.76883.40960 3.052.42min36.24119.257.5282323213232132323 轴（双行星机构低速级太阳轮花键轴） nts 10 01.4098.083.4034 spp 8.8 9 9 398.068.573.1 6 1 5134 ssiTT 将上述结果汇总见 下表 : 表 2-2 轴号 轴 轴 轴 轴 转速 n(r/min) 1480 528.57 241.36 功率 p(kw) 44.28 42.52 40.83 40.01 转矩 T（ NM） 285.73 768.28 1615.73 8993.8 nts 11 第 3 章 牵引部系统各轴组件设计 3.1 齿轮设计 3.1.1 高速级直 齿圆柱齿轮的设计计算 1. 选择齿轮材料 小齿轮： 20Cr2Ni4W, 渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341 367HB 大齿轮： 20Cr2Ni4W, 渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341 367HB 由 图 14-1-243 和 14-1-533 按 ME 级质量要求取值， 得接触疲劳极限 2l i m 1 l i m 2 1 6 5 0 N m mHH， 弯曲疲劳极限 2l i m 1 l i m 25 2 5 N m mFF2. 初步确定主要参数 （ 1） 按接触强度初步确定中心距 由 公式 13 2( 1 )a H PkTa A a 式中 Aa系数。由 表 14-1-753 选 Aa 483，选载荷系数 k=1.8； 理论传动比。 12i 2.8； a齿宽系数。0 .5 ( 1)da 由 表 14-1-793 取 0.9d 0 . 9 0 . 4 40 . 5 4 . 1a 经圆整后取 0.4a 。 所以 nts 12 mm79.12023.12698.24.073.2858.1)18.2(483 32 取 130mma （ 2） 按接触强度确定许用接触应力HP由 表 14-1-803 中公式 minHGHPHS 式中 minHs 接触强度最小安全系数。由 表 14-1-1103 取minHS 1.3； HG 计算齿轮的接触极限应力； H G H L im N T L V R w xZ Z Z Z Z Z式中 Lz 润滑剂系数， vz 速度系数， Rz 粗糙度系数。由 表 14-1-1073 取L V RZ Z Z； wz 工作硬化系数。由 图 14-1-303 取 1wZ ； xz 接触强度计算的尺寸系数。 尺寸系数是考虑尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。由 表 14-1-1093 取 1xZ 。 故 12 1650 1 1 1 1 1 1 1 2 6 9 . 2 31 . 3H P H P H P （ 3） 初步确定模数、齿数、齿宽、变位系数、分度圆直径等几何参数 1 模数 nts 13 由 表 14-1-313 中公式 095.408.2130)0315.0016.0(0315.0016.0 am 按工作要求取 m=4 2 齿数 1z 和 2z 2.608.25.215.21)18.2(4 1302121 zzz ； 圆整后取 221 z ； 612 z ； 实际传动比 77.21212 zzi 传动比误差 1 0 077.2 76.277.2 36.0 在误差范围内 3 分度圆直径1d和2d244614882242211 mzd mzd 4 齿宽1b和2bnts 14 8.928.732211 db dbad 5 变位系数 取齿形角 20 o 故 9 52 6.079.1 202834)(2c o s 21 zzam所以 2417 ； 采用高变位，由 图 14-1-143 取 1 0.37x 2 0.37x 3 按 齿面接触强度 设计 H L i m N T L V R W XHPZ Z Z Z Z ZSH （ 1） 公度圆上名义切向力tF86.649388 73.2852000200011 d TFtN （ 2） 使用系数AK由 表 14-1-813 原动机为电动机，均匀稳定，工作机为齿轮，传动时有中等冲击。因此取 1.25AK （ 3） 动载系数VK由 表 10-44 查得精度等级为 7 级，由图 10 8 查得动载系数 1.18VK nts 15 （ 4） 齿向载荷分布系数HK由 表 14-1-983 装配时非对称支承的齿轮精度等级为 7 级 则 35.18.731023.0)888.73()888.73(6.0118.012.11023.0)()(6.0118.112.132232121bdbdbKH （ 5） 齿间载荷分配系数HK28.1878.73 86.649325.1 b FkK AH N/min 由 表 14-1-1023 得， 1HK （ 6） 弹性系数EZ由 表 14-1-1053 ，取 21 8 9 N m mEZ （ 7） 重合度系数 Z由公式计算重合度得 68.1c os)581211(2.388.1c os)11(2.388.121zza由 表 14-1-193 取重合度系数 0.88Z （ 8） 寿命系数NTZ应力循环系数 nts 16 8128111049.28.21088.81000014806060NLNLtnNL 由表 14-1-1063 公式计算 082.1)1049.210(006.1)1088.810()10(0 5 7.08920 5 7.0890 5 7.0191NTNTZNLZ（ 9） 润滑油膜影响系数L V RZ Z Z由 表 14-1-1073 ，取 1L V RZ Z Z （ 10） 齿面 工作硬化系数 ZW 由 图 14-1-303 ，取 ZW=1 （ 11） 尺寸系数 Z尺寸系数是考虑因 尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数，由表 14-1-1093 ，取 1XZ （ 12） 安全系数HS407.123.126 9082.1165 0308.123.126 9111106.1165 0211111HHPXWRVLNTH L i mHSZZZZZZS1HS2HS均超过当初选定的最小安全系数minHS 1.3，故齿面接触强度核算通过。 4. 按轮齿弯曲强度校核 （ 1） 齿向载荷分布系数FKnts 17 ()NFHKK 22()1 ( )b hN bbhh 882.0)98.73(98.731 )98.73(9425.225.222 Nmh30 3.1)35.1( 882.0 FK （ 2） 齿向载荷分配系数FK1Fa HaKK （ 3） 齿形系数FY由于 当量齿数 2211 ZZ n 6122 ZZ n 由 图 14-1-383 ，取 1 2.76FaY 2 2.26FaY （ 4） 应力修正系数SY由 图 14-1-433 ，取 nts 18 1 1.56SaY 2 1.72SaY （ 5） 重合度系数 Y0 .7 50 .2 5anY 1 .6 8an a 故 0 . 7 50 . 2 5 0 . 71 . 6 8Y （ 6） 计算齿根应力 因 1.68 2a 由 表 14-1-111 3 中方法二 tF F a S a A V F F anF Y Y Y Y K K K Kbm 式中 Y螺旋角系数。由于是直齿轮取 Y 1。 所以 19.20331.118.11.125.117.072.126.248.9286.64936.30931.118.11.125.117.056.176.248.7386.649321FF（ 7） 试验齿轮的应力修正系数 STY由 表 14-1-1113 ，取STY 2.0 nts 19 （ 8） 寿命系数NTY由 14-1-1183 02.06 )103(LNT NY 6 0 . 0 21 83 1 0( ) 0 . 8 98 1 0NTY 915.0)1049.2 103( 02.0862 NY （ 9） 相对齿根敏感系数reltY由文献图 16.2-23 2 知齿根圆角参数1 1.5sq ,2 1.5sq .查表 16.2-48 知121relt reltYY（ 10） 相对齿根表面状况系数RreltY由表 16.2-712 ，齿面粗糙度123 .2 maaRR，按式 16.2-222 可得RreltY0.9 （ 11） 尺寸系数XY由 表 14-1-1193 的公式得 01.1401.005.101.005.1 nX MY （ 12） 弯曲强度安全系数FSnts 20 2.519.203102.111915.025253.36.309102.11189.0252521FFFXR r e l tr e l tNTSTF L i mFSSYYYYYS 故1FS，2FS均达到 表 14-1-111 3 规定的高可靠度 2.0FLimS 的要求，轮齿弯曲强度核算通过。 3.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 1.选择齿轮材料 小齿轮： 20Cr2Ni4W， 渗碳淬火 ， 表面硬度 ： HRc 60 大齿轮： 20Cr2Ni4W， 渗碳淬火 ， 表面硬度 ： HRc 60 由 图 14-1-243 和 14-1-533 ，按 ME 级质量要求取值 得接触疲劳极限 2l i m 1 l i m 2 1 6 5 0 N m mHH， 弯曲疲劳极限 2l i m 1 l i m 2 5 2 5 N m mFF。 2. 初步确定主要参数 （ 1） 由接触强度疲劳极限计算许用接触应力HP由 表 14-1-803 中公式 HGHPHLimS 式中 HLimS 接触强度最小安全系数。由 表 14-1-1103 取 1.3HLimS ； nts 21 HG 计算齿轮的接触极限应力 ， 2N mm 。 H G H L im N T L V R W XZ Z Z Z Z Z 式中LZ润滑剂系数 VZ速度系数， RZ粗糙度系数。由文献 表 14-1-1073 取LZVZRZ 1 ； WZ齿面工作硬化系数。由文献 表 14-1-303 取WZ 1； Z 接触强度计算尺寸系数。由文献 表 14-1-1093 取 Z 1。 12 31650 1 1 2 6 9 . 2 3 M P aH P H P n （ 2） 按接触强度确定中心距并初步确定主要参数 按直齿轮从 表 14-1-1753 选取 Aa 483，按齿轮不对称布置、 速度较缓、冲击载荷较小，初 选载荷系数 K 1.5，由 公式 3 2( 1 )a H PKTa A a 理论传动比 19.223 i； 大齿轮转矩 T4 1615.73N m 齿 宽 系 数 0 .5 ( 1)da 由 表 14-1-175 3 ，取d 0.5 ，31.019.35.0 5.0 a 经圆整后取 0.31 所以 nts 22 75.19523.126919.323.0 73.16155.119.3483 3 a ； （ 3） 初步确定模数、齿数、齿宽等几何参数 1 模数 由 表 14-1-33 公式 17.613.375.1 9 5)0 3 1 5.00 1 6.0( m 取 4.0m 2 齿数3Z和4Z19.6719.268.3019.268.3019.34 75.1952343ZZZ 经圆整后取 683143 ZZ 实际传动比 193.231684323 ZZi ； 传动比误差 13.01 9 3.2 19.21 9 3.2 在传动比误差范围内 3 分度圆直径3d和4d2 7 26841 2 43144433 mZd mZd 4 齿宽3b和4bnts 23 33440 . 5 1 2 4 6 20 . 2 5 2 7 2 6 8dabd 3. 按 齿面接触强度 核算 （ 1） 分度圆上名义切向力tF6.12391124 28.7682000200032 d TF tN （ 2） 使用系数AK由 表 14-1-813 取 1.25AK （ 3） 动载系数VK由 10-44 查得精度等级为 7 级，由图 10-84 查得 1.12VK （ 4） 齿向载荷分布系数HK由 表 14-1-983 齿轮装配时非对称支承，精度等级为 7 级时 186.1621023.0)12462()12462(6.0118.012.11023.0)()(6.0118.012.1322322 bdbdbk H （ 5） 齿间载荷分配系数HK6.33788.45 6.1239125.1 bFKK tAH nts 24 由 表 14-1-1023 得 1.1HK （ 6） 弹性系数EZ由 表 14-1-1053 取 21 8 9 . 8 N m mEZ （ 7） 重合度系数 Z计算重合度 73.10c o s)681311(2.388.1c o s)11(2.388.1 043 ZZa 由 图 14-1-194 取重合度系数 Z 0.86 （ 8） 命系数NTZ应力循环次数 83 1071.31000057.52860 LN84 1045.11000036.24160 LN 由 表 14-1-1064 公式计算得 12.1)1045.110(07.1)1071.310(057.0892057.0891NTNTZZ（ 9） 齿面工作硬化系数WZ由表 14-1-304 取 1WZ （ 10） 尺寸系数XZ由 表 14-1-1
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