机械毕业设计1694中厚煤层采煤机截割部的设计
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机械毕业设计1694中厚煤层采煤机截割部的设计,机械毕业设计论文
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I 摘 要 随着我国经济的发展，对煤炭能源资源的需求量也日益增加，采煤机是专用的开采机械，其生产效率和能力对煤炭产量有决定性的影响 。 通过分析现代采煤机的截割部传动，并对其传动和摇臂的制作工艺进行了探讨和调查，设计 采煤机截割部 。介绍了采煤机截割部的传动， 主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，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拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。 在设计过程中，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。本说明书主要针对主要部 件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。 关键词 ：截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮 ntsII Abstract As Chinas economic development, energy resources on the demand for coal increased, Shearer is a specialized mining machinery, production efficiency and capacity of its coal production have a decisive impact. By analyzing the modern shearer cutting unit drive and its drive and arm of the production process were discussed and investigation, design shearer cutting unit. Introduced the shearer cutting unit transmission, mainly by a reduction gear box and 4 formed on the arm motor cutting unit arranged in horizontal, motor output power by three spur gears and planetary round Zhu gear transmission, final drive roller rotation. In the design process, the Department of the cutting shaft, transmission gears, bearings and spline connection with the design calculations and other components, strength check, and use. The main components of this manual aimed at the design and strength check calculation was described and introduced. Key words: cutting unit； gear box； planetary gear； transmission gear ntsIII 目 录 摘 要 . Abstract 第 1 章 绪论 .1 1.1 采煤机的发展史 . . . .1 1.2 采煤机的发展趋势 . .2 1.3 采煤机的类型和主要组成 .3 1.4 关于此设计的相关问题 .3 第 2 章 总体方案的确定 . .5 2.1 方案的提出与确定 .5 2.2 MG400/900-3.3D 型采煤机简介 .6 2.2.1 主要技术参数 . .6 2.2.2 MG400/900-WD 型采煤机得特点 . .6 2.3 摇臂结构设计方案的确定 . 7 2.4 截割部电动机的选择 . 7 第 3 章 传动系统的设计 . .8 3.1 传动比的确定与分配 . .8 3.1.1 传动比的确定 . 8 3.1.2 传动比的分配 .8 3.2 各级传动转速、功率、转矩的确定 .10 3.3 齿轮设计及强度效核 .11 3.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核 .11 3.3.2 齿轮 4和齿轮 5设计及强度效核 .16 3.3.3 齿轮 6和惰轮 7的几何尺寸计算 .21 3.3.4 惰轮 8和齿轮 9的几何尺寸计算 .22 3.4 轴的设计及强度效核 .22 3.4.1 求作用在齿轮上的力 .23 3.4.2 轴的结构设计 . 23 3.4.3 轴的强度效核 24 ntsIV 3.4.4 安全系数效核计算 28 3.5 截割部行星机构的设计计算 . 29 3.5.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选 定 .30 3.5.2 确定各主要参数 30 3.5.3 几何尺寸计算 34 3.5.4 啮合要素验 算 36 3.5.5 齿轮强度验算 38 3.6 轴承的寿命校核 . 51 3.6.1 对截轴的轴承 22219c和 Nj419进行寿命计算 . .51 3.6.2 行星轮轴承寿命的计算 52 3.7 花键的强度校核 . 52 3.7.1 截轴花键校核 .52 3.7.2 行星轮系花键校核 .53 总 结 . . 54 致 谢 . .55 参考文献 . 56 ntsV CONTENTS Abstract . Chapter 1 Introduction. 1 1.1 Shearer History . 1 1.2 Development Trend of Shearer . 2 1.3 The type and main components Shearer . 3 1.4 About this design-related issues . 3 Chapter 2 Determination of the overall program. 5 2.1 The proposed program and to determine. 5 2.2 MG400/900-3.3D Shearer Introduction . 6 2.2.1 Main technical parameters . 6 2.2.2 MG400/900-WD Shearer may Features . 6 2.3 Determination of radial structural design . 7 2.4 Selection of cutting the Department of Motor . 7 Chapter 3 Design of Transmission System. 8 3.1 Determination and allocation of transmission ratio . 8 3.1.1 Determination of transmission ratio . 8 3.1.2 The allocation of transmission ratio . 8 3.2 At all levels of transmission speed, power, torque determined .10 3.3 The effect of nuclear gear design and strength . 11 3.3.1 Edler gear 1 and 2, strength of the nuclear effect . 11 3.3.2 Eear 4 and gear 5, and strength of the nuclear . 16 3.3.3 Edler gear 6 and 7, the geometric dimensioning . 22 3.3.4 Edler gear 8 and 9, the geometric dimensioning . 22 3.4 Axis design and strength effects of nuclear . 23 3.4.1 Demand on the force acting on gear. 23 3.4.2 Axis Design . 24 3.4.3 Axis intensity of the nuclear effect . 24 ntsVI 3.4.4 Effect of nuclear factor of safety calculation: . 28 3.5 Cutting of Design and calculation of planetary bodies. 29 3.5.1 Heat Treatment gear materials and processes of selected 30 3.5.2 Identify the main parameters . 30 3.5.3 Calculation of the geometric dimensions . 34 3.5.4 Checking meshing elements. 36 3.5.5 Checking gear strength. 38 3.6 Check of bearing life. 51 3.6.1 Section 22219c and Nj419 for life calculation . 51 3.6.2 Calculation of planetary gear bearing life 52 3.7 Checking the strength of spline . 52 3.7.1 Check spline shaft section . 52 3.7.2 Planetary Lines of Hot Pepper key check 53 Conclusion . 54 T h a n k s . 55 References. . 56nts1 第 1 章 绪论 1.1 采煤机 的 发展史 20 世纪 40 年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链式截落煤，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式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。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 1。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高 2。进入60 年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。 我国采煤机的发展 从 20 世纪 70 年代进入起步阶段，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的 MD-150 型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的 DY100型、 DY150 型单滚筒采煤机； 70年代中后期，制造出 MLS3-170 型双滚筒采煤机 3。 20 世纪 70 年代我国采煤机的发展有以下特点： (1) 装机功率小。 (2) 有链牵引，输出牵引力小。 (3) 牵引速度低。 (4) 自开切口差。 . (5) 工作可靠性较差 4。 到了 80 年代，解决难采煤层的问题成为重大课题之一：具体的课 题是薄煤层综合机械化成套设备的研制：大倾角综采成套设备的研制：“三硬”、“三软” 4 5m 一次采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制 5， 6。 据初步统计， 20 世纪 80 年代自行开发和研制的采煤机品种有 50 余种，是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。 20 世纪 80 年代采煤机的发展有如下特点： nts2 (1) 重视采煤机系列的开发，扩大使用范围 (2) 元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高 (3) 链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使 用安全 7 进入 20 世纪 90 年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是： (1) 大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是 MG2X400W 型采煤机。 (2) 高性能电牵引采煤机国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的 I 采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团 引进美国的 7LS、 6LS 电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的 SL-500 型和日本的 MCLE-DR102 型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少 8， 9。 90 年代采煤机技术发展的特点如下： (1) 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 (2) 我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小 (3) 液压紧固技术的开发研究取得成功 10。 回顾这 30 多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从 20 世纪 70 年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步 11。 1.2 采煤机的发展趋势 80 年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势： (1) 增大功率和能力 。 (2) 电牵引采煤机已成为主导机型 。 (3) 增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构 。 (4) 机器的结构布置有新的发展 。 (5) 截割滚筒的革新和改进 13， 14。 nts3 (6) 扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤 层的机型 。 (7) 提高采区工作电压 。 (8) 采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制 。 (9) 贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 。 (10) 提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率 15。 1.3 采煤机的类型及主要组成 采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可 分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类 16,18。 1-电动机 2-牵引部 3-牵引链 4-截割部减速箱 5-摇臂 6-滚筒 7-弧形挡煤板 8-地托板9-滑靴 10-调高油缸 11-调斜油缸 12-拖缆装置 13-电气控制箱 图 1-1 采煤机结构示意图 1.4 关于本设计的相关问题 中厚煤层的采量大，开采效率也高，所以一直是 中厚煤层采煤机的设计 一个很重要的问题。选择对中厚煤层采煤机截割部进行设计，就是为了适应中nts4 厚煤层的工作环境，提高生产效率， 在之前的截割部 设计中，一般会出现卧底量较小或是调高范围小等问题，此设计的采煤机可以实现卧底量大，调高范围大，弥补了以前一些设计的不足。 通过采煤机和机械设计的相关书籍查询，了解了采煤机截割部、齿轮传动、轴的设计、行星减速器设计等有关知识，以这些理论知识为基础，并且应对实际工作情况参数进行设计。设计的主要内容有：截割部传动方案的确定， 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。 主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了 介绍。 本次设计在吸取了前人经验的基础上设计了大功率，适合于中 厚煤层的采煤机。对于采煤机的截割部进行了革新设计，采用强力 滚筒对称布置，提高了割煤效果和滚筒寿命，降低截齿消耗量和用户成本。机械传动系统采用直齿圆柱齿轮和行星轮传动动。故传动效率高，容易安装和维护，分别用两台 400KW的电动机驱动两截割部。截割部采用 行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大。本次设计的采煤机采煤效率高，生产可随不同的煤质的变化生产不同的机型，市场适应性强。 nts5 第 2 章 总体方案的确定 2.1 方案的提出与确定 采煤机截 割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种 (1) 电动机 减速箱 滚筒 (图 2-1a)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高 (称为机身调高 )，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。 MXP-240 和 DTS-300 型采煤机采用这种传动方式。 (2) 电动机 摇臂 行星齿轮传动 滚筒 (图 2-1b)。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。新的电牵引采煤机都采 取这种传动方式。 图 a 图 b 1电动机； 2固定减速箱； 3摇臂； 4滚筒； 5行星齿轮传动； 6泵箱； 7机身及牵引部 图 2-1 截 割部传动方式 对比以上传动方式，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，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 nts6 2.2 MG400/900-3.3D 型采煤机简介 MG400/900-WD 型机载交流电牵引采煤机，该机总装机功率 900kW，截割功 率 2 400kW。 该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过 2000m、周围介质温度不超过 40 或低于 10 、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。 2.2.1 主要技术参数 该机的主要技术参数如 表 2-1 表 2-1 参数 采高 m 2.2-3.5 截深 mm 800 适应倾角 25 适应煤质硬度 F 4 滚筒转速 r/min 40 摇臂长度 mm 3500 牵引速度 m/min 0-15 牵 引型式 齿轮 - 齿轨 机面高度 mm 1726 最小卧底量 mm 265 灭尘方式 内外喷雾 装机功率 kW 900 电压 v 1140 2.2.2 MG400/900-WD 型采煤机 的 特点 MG400/900-WD 型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装nts7 有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点： (1) 截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复 杂的通轴。 (2) 主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。 2.3 摇臂结构设计方案的确定 根据已知条件 ： 最大采高 3.5m，最大摆角为 45 ，设采煤机行走部高度为 1.7m，计算出采煤机摇臂的长度为 2904mm 由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的 必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计对称结构。 2.4 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 400 2 kW，即每个截割部功率为 400 kW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和电火花的安全性，以保证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。据此选择顺厂三相鼠笼异步防爆电动机 YBC3400,其主要参数如下： 额定功率： 400kW； 额定电压： 1140V 额定电流： 296A; 额定转速： 1470r/min 额定频率： 50Hz; 绝缘等级： H 接线方式： Y 工作方式： S1 质量： 1502kG 冷却方式：外壳水冷 该电机总体呈圆形 , 其电动机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。 nts8 第 3 章 传动系统的设计 3.1 传动比的确定与分配 3.1.1 传动比的确定 由滚筒速度为 40r/min，可知总传动比 总i 7536401470 滚总 nnI n 电动机转速 r/min 滚n 滚筒转速 r/min 3.1.2 传动比的分配 在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能 否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则： (1) 各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。 (2) 各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。 (3) 使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。 (4) 使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。 由于采煤机在工作过程中常有过载和 冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。 本次设计采用 NWG型行星减速装置，其原理如图 3-1 所示： nts9 1-太阳轮 2-内齿圈 3-行星轮 4-行星架 图 3-1 NWG型行星减速器示意图 该行星齿轮传动机构主要由太阳轮 1、内齿圈 2、行星轮 3、行星架 4 等组成。传动时，内齿圈 2 固定不动，太阳轮 1 为主动轮，行星架 4 上的行星轮 4 面绕自身的轴线 ox ox转动，从而驱动行 星架 x回转，实现减速。运转中，轴线 ox ox 是转动的。 这种 类 型的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为 0.97 0.99,传动比一般为 2.1 13.7。如 3-1所示，当内齿圈 2固定，以太阳轮 1为主动件，行星架 4为从动件时，传动比的推荐值为 2.7 9。采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 4 6。这里定行星减速机构传动比 747.5i bag 则其他三级减速机构总传动比 总II bagi36.75 5.747=6.39 由于采煤机机身高度受到限制，每级传动比一般为 ;43ji根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： ,79.1i1 ,56.1i2 29.2i3 nts10 以此计算，四级减速传动比的总误差为： 79.175.36( 1 56 2 29 5 747） 36 75 0 2 在误差允许范围 5内，合适。 3.2 各级传动转速、功率、转矩的确定 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为、轴。 轴 14701 n min/r 轴 m in/r2.82179.1/14703 n轴 43.52656.1/2.821/234 inn min/r轴 m in/r88.22929.2/43.526/346 inn 各轴功率计算： 轴 40031 PP 0.99=396kW 轴 39621212 PP 0.98 0.992 =384.2kW 轴 2.3841223 PP 0.98 0.99 =372.75kW 轴 75.37231234 PP 0.98 0.99 0.99=358kW 轴 35831245 PP 0.98 0.99 0.99=343.9kW 轴 9.3431256 PP 0.98 0.99=333.6kW 轴 6.33331267 PP 0.98 0.99 0.99=320.5kW 轴 5.32031278 PP 0.98 0.99 0.99=307.8kW 各轴扭矩计算 : nts11 轴 95509550111 nPT mN65.2 5 7 21 4 7 03 9 6 轴 95509550333 nPT mN9.43582.821 75.372 轴 95509550444 nPT mN23.6698143.526358 轴 95509550777 nPT mN137928.229 5.320 将上述计算结果列入下表 ,供以后设计计算使用运动和动 力参数 表 3-1 各轴参数 编号 功率 /kW 转速n/(r min1 ) 转矩 T/(N m) 传动比 轴 396 1470 2572.65 1.79 轴 372.75 821.2 4358.9 轴 358 526.43 6698.23 1.56 轴 320.5 229.88 13792 2.29 轴 307.8 229.88 427494.2 5.747 3.3 齿轮设计及强度效核 3.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核 1 选择 齿轮材料 通过 查表 8-1710 齿轮选用 20GrMnTi 渗碳淬火 HRC 56 62 2 根据齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 3111t /np0. 022 ) n( 0. 013v 估取圆周速度14.24 m /stv ，公差组 6级 ， nts12 由 表 8 1511选取小轮分度圆直径 1d ，由式（ 8 64） 可 得 ： 3 211 )(12HHEdZZZuukTd 齿宽系数d查 1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 =19 惰轮齿数 2Z 2Z 1979.111 Zi 34.01 齿数比 u u 19/34/ 12 ZZ 传动比误差 0/ uu 误差在 %3 范围内 小轮转矩 25726501 T N 载荷系数 K 由式（ 8 54） 11得 : KKKKK VA 式中 使用系数 AK 查表 8 2011 AK 1 75 动载荷系数 VK查图 8 5711得初值VtKVtK 1 11 齿向载荷分布系数 K查图 8 6011 K 1.08 齿间 载荷分配系数 K由式 8 5511及 0 得 c o s)/1/1(2.388.1 21 ZZ 1.88 3.2(1/19+1/34)=1.617 查表 8 2111并插值 K 1 则载荷系数 K 的初值 1.2tK 98.1108.11.175.1 tK弹性系数 EZ 查表 8 2211 EZ 189.8 2mm/N nts13 节点影响系数 HZ 查 表 8 27【 11 0xx,021 HZ 2.5 重合度系数Z查图 8 6511 0Z 0.897 许用接触应力 由式 698 11 H HHH Lim SZZ / 接触疲劳极限应力 21 HLimHLim 、查图 8 6911 21 mm/N1 4 5 0H L im 22 mm/N1450H L im 应力循环次数由式 708 11 )1030020(2147060601 hn j LN =10.58 910 N 912 1092.579.1/58.10/ uNN N 则 查图 8 7011 接触强度得寿命系数 121 NN ZZ硬化系数Z查图 8 7111及说明 Z 1 接触强度安全系数 HS 查表 8 2711 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 6.18325.906 897.05.28.18979.1 179.16.0 2 5 7 2 6 5 01.22321 tdnts14 齿轮模数 66.919/6.183/11 Zdm t圆整得 m=10 查表 8 311 小齿分度圆直径的参数圆整值 td1 10191 mZ =190 圆周速度 v 6 0 0 0 0/1 4 7 019014.36 0 0 0 0/11 ndv t=14.61 与估取 smvt /6.14很相近，对VK取值影响不大，不必修正VKVtV KK 1.11， 1.2tKK小轮分度圆直径 19011 tddmm 惰轮分度圆直径 340341022 mZd mm 中心距 a 2652 3419102 21 ZZmamm 齿宽 b 1106.1836.0m i n1 td db mm 惰轮齿宽 1102 bb mm 小轮齿宽 1151021 bb mm 3 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由式 668 11 FSF1 1F YYYmbdKT2 齿形系数FY查图 8 6711 小轮1FY=2.86 大轮2FY=2.47 应力修正系数SY查图 8 6811 小轮1SY=1.54 大轮2SY=1.63 nts15 重合度系数Y,由式 8 6711 71.0617.1/75.025.0/75.025.0 Y 许用弯曲应力 F 由式 8 7111 FxNF L imF SYY / 式中 弯曲疲劳极限 FLim查图 8 7211 21 mm/N850F Lim22 mm/N850F L im弯曲寿命系数 NY查图 8 7311 121 NN YY尺寸系数 xY查图 8 7411 xY 1 安全系数 FS 查表 8 2711 FS 2 则 2/98.01850/11121 FXNF L i mFF SYY 2mm/N5.416 121 mm/N6.15771.054.186.210190115 257265014.22 FF 222 mm/N16.8471.063.147.210340110 2 5 7 2 6 5 014.22 FF 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d 190191011 mZd mm 340341022 mZd mm 齿顶高 ahmm10101* mhhaa齿根高 fh 5.121025.01* mchhafmm 齿顶圆直径ad210102190211 aa hddmm nts16 360102340222 aa hddmm 齿根圆直径fd1655.122190211 ff hddmm 3155.122340222 ff hdd mm 基圆直径 bd 20c o s190c o s11 dd b=178.5mm 20c o s340c o s22 dd b =319.5mm 齿距 p 4.31 mp mm 齿厚 s 7.152/ ms mm 中心距 a 265a mm 3.3.2 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核 1. 选择齿轮材料 查表 8-1711 齿轮选用 20GrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 2. 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速 度 smvt /32.11， 公差组 7 级，参考表 8 14，表 8 1511选取 小轮分度圆直径 1d ，由式（ 8 64） 11 3 211 )(12HHEdZZZuukTd 齿宽系数d查 表 8 2311按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 0 6 小轮齿数 4Z =24 大轮 齿数 5Z 2456.142 Zi 37.44圆整取 5Z=37 齿数比 u u 24/37/45 ZZ=1.542 合适 nts17 传动比误差 003.0/ uu 误差在 %5 范围内 小轮转矩 mmN66982304 T 载荷系数 K 由式（ 8 54） 11 KKKKK VA 式中 使用系数 AK 查表 8 2011 AK 1.75 动载荷系数 VK查图 8 5711得初值VtKVtK 1.18 齿向载荷分布系数 K查图 8 6011 K 1.08 齿向载荷分配系数 K由式 8 5511及 0 得 c o s)/1/1(2.388.1 54 ZZ 1.88 3.2(1/23+1/36)=1.65 查表 8 2111 并插值 K 1.1 则载荷系数 K 的初值 1.108.118.175.1 tK=2.45 EZ 189.8 2/ mmN 节点影响系数 HZ 查图 8 6411 0,021 xxHZ 2.5 重合度系数Z查图 8 6511 0Z 0.87 许用接触应力 由式 698 11 H HHH Lim SZZ / 接触疲劳极限应力 21 HLimHLim 、查图 8 6911 nts18 1HLim 22 mm/N1450H L im 应力循环次数由式 708 11得 )1030020(12.82160601 hn j LN = 910956.2 N 9912 1089.1565.1/10956.2/ uNN = 91089.1 N 则查图 8 7011得接触强度得寿命系数 121 NN ZZ硬化系数Z查图 8 7111及说明 Z 1 接触强度安全系数 HS 查表 8 2711 按高可靠度查 6.15.1HLimS取 6.1HS 221 mm/N25.9066.1/111450 HH 齿轮模数 mm045.1124/08.265/44 Zdm t圆整得 11m 小齿分度圆直径的参数圆整值 td4 11244 mZ =264mm 圆周速度 v 60000/2.82126414.360000/34 ndv t= s/m34.11 与估取 smvt /9很相近，对VK取值影响不大，不必修正 VtV KK 1.18， 45.2tKK小轮分度圆直径 26444 tdd惰轮分度圆直径 407371155 mZdmm 中心距 a 5.3352 3724112 54 ZZmamm nts19 齿宽 b 16008.2656.0m i n1 td db mm 惰轮齿宽 1255 bbmm 小轮齿宽 1351054 bbmm 3. 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由式 668 FSFF YYYmbdKT 4 42 式中 齿形系数 FY查图 8 6711 小轮4FY=2.71 大轮5FY=2.45 应力修正系数 SY查图 8 6811 小轮4SY=1.58大轮5SY=1.64 重合度系数 Y由式 8 6711 7.065.1/75.025.0/75.025.0 Y 许用弯曲应力 F 由式 8 7111 FxNF L imF SYY / 弯曲疲劳极限 FLim查 文献 118 72 24 mm/N850F L im 25 mm/N850F L im 弯曲寿命系数 NY查 文献 118 73 121 NN YY尺寸系数 xY查 文献 118 74 xY 0.98 安全系数 FS 查 文献 118 27 FS 2 则
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