中厚煤层采煤机截割部的设计说明书

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 IIAbstractAs 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 III目 录摘 要. Abstract第 1 章 绪论.11.1 采煤机的发展史.11.2 采煤机的发展趋势.21.3 采煤机的类型和主要组成.31.4 关于此设计的相关问题.3第 2 章 总体方案的确定.52.1 方案的提出与确定 .52.2 MG400/900-3.3D 型采煤机简介.62.2.1 主要技术参数.62.2.2 MG400/900-WD 型采煤机得特点.62.3 摇臂结构设计方案的确定.72.4 截割部电动机的选择.7第 3 章 传动系统的设计.83.1 传动比的确定与分配.83.1.1 传动比的确定.83.1.2 传动比的分配.83.2 各级传动转速、功率、转矩的确定.103.3 齿轮设计及强度效核.113.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核.113.3.2 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核.163.3.3 齿轮 6 和惰轮 7 的几何尺寸计算.213.3.4 惰轮 8 和齿轮 9 的几何尺寸计算.223.4 轴的设计及强度效核.223.4.1 求作用在齿轮上的力.233.4.2 轴的结构设计.233.4.3 轴的强度效核243.4.4 安全系数效核计算28IV3.5 截割部行星机构的设计计算.293.5.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定.303.5.2 确定各主要参数303.5.3 几何尺寸计算343.5.4 啮合要素验算363.5.5 齿轮强度验算383.6 轴承的寿命校核.513.6.1 对截轴的轴承 22219c 和 Nj419 进行寿命计算.513.6.2 行星轮轴承寿命的计算523.7 花键的强度校核.523.7.1 截轴花键校核.523.7.2 行星轮系花键校核.53总 结.54致 谢.55参考文献.56VCONTENTSAbstract .Chapter 1 Introduction.1 1.1 Shearer History .11.2 Development Trend of Shearer .21.3 The type and main components Shearer .31.4 About this design-related issues .3Chapter 2 Determination of the overall program.52.1 The proposed program and to determine.52.2 MG400/900-3.3D Shearer Introduction .62.2.1 Main technical parameters .62.2.2 MG400/900-WD Shearer may Features .62.3 Determination of radial structural design .72.4 Selection of cutting the Department of Motor .7Chapter 3 Design of Transmission System.83.1 Determination and allocation of transmission ratio .83.1.1 Determination of transmission ratio .83.1.2 The allocation of transmission ratio .83.2 At all levels of transmission speed, power, torque determined.103.3 The effect of nuclear gear design and strength .113.3.1 Edler gear 1 and 2, strength of the nuclear effect .113.3.2 Eear 4 and gear 5, and strength of the nuclear .163.3.3 Edler gear 6 and 7, the geometric dimensioning.223.3.4 Edler gear 8 and 9, the geometric dimensioning .223.4 Axis design and strength effects of nuclear .233.4.1 Demand on the force acting on gear. 233.4.2 Axis Design .243.4.3 Axis intensity of the nuclear effect .243.4.4 Effect of nuclear factor of safety calculation: .283.5 Cutting of Design and calculation of planetary bodies.29VI3.5.1 Heat Treatment gear materials and processes of selected 303.5.2 Identify the main parameters .303.5.3 Calculation of the geometric dimensions .343.5.4 Checking meshing elements.363.5.5 Checking gear strength.383.6 Check of bearing life.513.6.1 Section 22219c and Nj419 for life calculation .513.6.2 Calculation of planetary gear bearing life 523.7 Checking the strength of spline .523.7.1 Check spline shaft section .523.7.2 Planetary Lines of Hot Pepper key check53Conclusion . 54 Thanks .55 References.561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”45m 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：(1) 重视采煤机系列的开发，扩大使用范围2(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 。(6) 扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型。3(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，就是为了适应中厚煤层的工作环境，提高生产效率，4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。第 2 章 总体方案的确定52.1 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 b1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。2.2 MG400/900-3.3D 型采煤机简介6MG400/900-WD 型机载交流电牵引采煤机，该机总装机功率 900kW，截割功率 2400kW。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 F4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 11402.2.2 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7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 ，设采煤机行走部高度为451.7m，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 4002 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。第 3 章 传动系统的设计83.1 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i7536401 滚总 nI电动机转速 r/min滚筒转速 r/min滚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：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9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 oxox 转动，从而驱动行星架 x 回转，实现减速。运转中，轴线 oxox 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 0.970.99,传动比一般为 2.113.7。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 2.79。采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46。这里定行星减速机构传动比74.5ibag则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39总Ibagi由于采煤机机身高度受到限制，每级传动比一般为 根据前述多;43ji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：,79.1i,56.1i229.i3以此计算，四级减速传动比的总误差为：1562295747）367502.536(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 1470nmin/r轴 i/r2.81.310轴 43.526.1/82/34in min/r轴 8.9.4566各轴功率计算：轴 0.99=3964031 PkW轴 0.980.99 =384.296212 2k轴 0.980.99 =372.75.38423轴 0.980.990.99=35875.214 P kW轴 0.980.990.99=343.93825轴 0.980.99=333.69.416 k轴 0.980.990.99=320.56.327 P轴 0.980.990.99=307.85.018 kW各轴扭矩计算:轴 911nPTmN65.27403轴 5033 9.8.1轴 944nPT mN23.64.2311轴 95077nPTmN137928.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/(rmin)1转矩 T/(Nm) 传动比轴 396 1470 2572.65轴 372.75 821.2 4358.91.79轴 358 526.43 6698.23 1.56轴 320.5 229.88 13792 2.29轴 307.8 229.88 427494.2 5.7473.3 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 56622 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 估取圆周速度31t /np0.2)(.1v，公差组 6 级，14.m/stv由表 815 11选取小轮分度圆直径 ，由式（864）可得： 1d3 21 )(2HEdZukT齿宽系数 查 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 06d d小轮齿数 =191Z112惰轮齿数 34.012Z2197.1Zi齿数比 u/34/传动比误差 误差在 范围内0/%小轮转矩 N25761T载荷系数 由式（854） 11得:KKVA式中 使用系数 查表 820 11 175AA动载荷系数 查图 857 11得初值 111VKVtt齿向载荷分布系数 查图 860 11 1.08K齿间载荷分配系数 由式 855 11及 得0 cos)/1(2.3812Z1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表 821 11并插值 1K则载荷系数 的初值 .2t 98.10.75.t弹性系数 查表 822 11 189.8EZEZ2m/N节点影响系数 查表 827 【11H x,1132.5HZ重合度系数 查图 865 11 0.897Z0Z许用接触应力 由式 1169HHLimS/接触疲劳极限应力 查图 869 1121ii、1/N450HLim 2/N1450HLim应力循环次数由式 1178=10.58 N)1032(140601 hnjN 9N 92 .57./8/u则 查图 870 11 接触强度得寿命系数 121NZ硬化系数 查图 871 11及说明 1Z接触强度安全系数 查表 827 11HS按高可靠度查 取6.15Lim.HS 221 m/N5.906./40H故 的设计初值 为1dtd6.18325.9067817.6.0253 21 t14齿轮模数 圆整得 m=106.91/.83/1Zdmt查表 83 11 小齿分度圆直径的参数圆整值 =190t110m圆周速度 =14.61v 6/479.360/ndt与估取 很相近，对 取值影响不大，不必修正smt.14VKVK 1.11， VtK1.2t小轮分度圆直径 mm901td惰轮分度圆直径 mm342mZ中心距 mma26511齿宽 mmb 0.836.0min1td惰轮齿宽 mm2b小轮齿宽 mm15013 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 11 68FSF1FYmbdKT2齿形系数 查图 867 11 小轮 =2.86FY1大轮 =2.472FY15应力修正系数 查图 868 11 小轮 =1.54SY1SY大轮 =1.632重合度系数 ,由式 867 11 71.06./7502./75.02. Y许用弯曲应力 由式 871 11 FFxNFLimSY/式中 弯曲疲劳极限 查图 872 11 i 21m/N850Li2Fi弯曲寿命系数 查图 873 11 NY11NY尺寸系数 查图 874 11 1x x安全系数 查表 827 11 2FSFS则 /98.015/1121 FXNFLimFY 2m/N5.41612.7.486.209574. F 22 /16.8.031.13.F4 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 mmd91mZ16mm34012mZd齿顶高 ah*ha齿根高 mmf 5.120.1cf齿顶圆直径 mmad921aahdmm36013402齿根圆直径 mmfd 5.291ffhdmm31.34022 ff基圆直径 =178.5mmbd2cos19cos1db=319.5mm0342齿距 mmp.1mp齿厚 mms75/s中心距 mm a263.3.2 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 56622. 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 ，公差组 7 级，smvt/32.1参考表 814，表 815 11选取小轮分度圆直径 ，由式（864） 111d173 211 )(2HEdZukT齿宽系数 查表 823 11按齿轮相对轴承为非对称布置，取 06d d小轮齿数 =244Z大轮齿数 37.44 圆整取 =3752456.142i 5Z齿数比 =1.542 合适u/37/Z传动比误差 误差在 范围内0./%小轮转矩 mN698234T载荷系数 由式（854） 11KKVA式中 使用系数 查表 820 11 1.75AA动载荷系数 查图 857 11得初值 1.18VKVtt齿向载荷分布系数 查图 860 11 1.08 K齿向载荷分配系数 由式 855 11及 得0 cos)/1/(2.38154Z1.883.2(1/23+1/36)=1.65查表 821 11 并插值 1.1K则载荷系数 的初值 =2.451.08.175t18 189.8EZ2/mN节点影响系数 查图 864 11 H 0,01x2.5重合度系数 查图 865 11 0.87Z0Z许用接触应力 由式 1169HHLimS/接触疲劳极限应力 查图 869 1121ii、HLim2/N450Li应力循环次数由式 11得708= N)1032(1.601 hnjN 956.2= N992 8.56./0./ u.则查图 870 11得接触强度得寿命系数 121NZ硬化系数 查图 871 11及说明 1 Z接触强度安全系数 查表 827 11 按高可靠度查 HS 6.15HLimS取 6.1HS 221 /N5.90./1450H19齿轮模数 圆整得 m045.12/8.65/4Zdmt 1小齿分度圆直径的参数圆整值 =264mmtd2Z圆周速度 =v 60/.814.360/34ndt s/m34.1与估取 很相近，对 取值影响不大，不必修正smt/9VK 1.18， tV 45.2t小轮分度圆直径 2644td惰轮分度圆直径 mm07315mZ中心距 mma5.224齿宽 mmb 1608.6.0min1td惰轮齿宽 mm55b小轮齿宽 mm13043. 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 68FSFFYmbdKT42式中齿形系数 查图 867 11 小轮 =2.71 大轮 =2.45FY4F5FY应力修正系数 查图 868 11 小轮 =1.58 大轮 =1.64S SYS20重合度系数 由式 867 11 Y7.065.1/2.0/75.2.0许用弯曲应力 由式 871 11 FFxNFLimSY/弯曲疲劳极限 查文献11872 Lim24/N850Fi 25/80FLim弯曲寿命系数 查文献11873 Y121NY尺寸系数 查文献11874 0.98x x安全系数 查文献11827 2FSFS则 /98.015/1421 FXNFLimF SY 2m/N5.416424 .7.7.29035. F 55 /9.1.064.412.F4. 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 dm214mZ0735齿顶高 ah1*ha齿根高 f m75.132.0mcf21齿顶圆直径 ad m28612644aahd9075齿根圆直径 fd 5.236.16424ffhdm.79.075 ff基圆直径 bd 248cos264cos4db5.3075齿距 pm4.3齿厚 mms21/s中心距 a63.3.3 齿轮 6 和惰轮 7 的几何尺寸计算分度圆直径 dm2716mZ487齿顶高 ah16*ha齿根高 f m205.mcf齿顶圆直径 ad3416276aahd8047齿根圆直径 fd m2326ffhd22m40824827ffhd基圆直径 bd 3coscos6b820487d齿距 pm2.50p齿厚 s1/s中心距 圆整a363.3.4 惰轮 8 和齿轮 9 的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 dm482168mZ399齿顶高 ah16*ha齿根高 f m205.mcf齿顶圆直径 ad4816428aahd59齿根圆直径 fd m40824828ffhd569ff基圆直径 bd 3820cos48cos8db23m58620cos64cos9db齿距 p.50mp齿厚 s132/s中心距 圆整a6由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。3.4轴的设计及强度效核先确定轴选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢，调质处理轴径的初步估算 由表 42 12取 A115， 可得 m4.8.175331 npAd3.4.1 求作用在齿轮上的力轴上大齿轮分度圆直径为： 340Zd圆周力 ，径向力 和轴向力 的大小如下tFrFN25633048231dTt 910tantan1rF小轮分度圆直径为： m264dN.130758243Tt24N1207tan6.314tan2 rF3.4.2 轴的结构设计(1) 拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度段安装调心滚子轴承。轴承型号 22219c。 尺寸 361508BDd取轴段直径 m851取齿轮距箱体内壁距离 轴承距箱体内壁 则：,m5s16501 sBL段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径 轴段长度m9m2段取齿轮右端轴肩高度 轴环直径 91 轴段长，4h,mm1783L段用于装轴承，选用深沟球轴承 Nj419，尺寸 ，069BDd取轴段直径 轴段长 164 ,903d(2) 轴上零件的周向定位两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。花键尺寸 16201BDdN轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为 . 6K轴端倒角 4523.4.3 轴的强度效核1. 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图轴 承 1 轴 承 225图 3-5 轴的弯矩图21 图 3-6 轴的合成弯矩扭矩图2. 求支反力水平面： N2.78439012583/125834ttRBFFN.74HBttHA垂直面： 9.5820183/125)83(4rrRB74rBrHARF3. 计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩：图 3-5 所示 N2.0598434.28173HACMm90BDR垂直面弯矩：图 3-5 所示26mN17654832VACRM290.590BD合成弯矩：图 3-6 所示mN6.20739517654.822 CHVC8.1350DDM4. 扭矩 mN321TmN195066.05. 计算当量弯矩图 3-6 所示6.207395CaM mN4.3218619508.2 TDD左 mN.25601a右显然 D 处为危险截面，故只对该处进行强度效核轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 41 12得 2/650B由 得 WMDa取2/6581.09. mNB 2m/N603333 .917.0.2d272/3.5.91267438mNWMCa2/603.4.4 安全系数效核计算1. 确定参数由前述计算可知： 1.325TmN6.079CaM3Win/r2.813n抗扭截面模量： 3336.1825497.0.6d2. 计算应力参数弯曲应力幅 2m/N.a因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力 0扭剪应力幅 23 /9.861254WTa因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力 2m/N.a3. 确定影响系数轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 41 12查得，212m/N30,/N650B 21/5轴肩圆角处得有效应力集中系数 K,根据 9.85/6./dr071D28由表