交流电牵引采煤机牵引部的设计毕业论文.doc

河北工程大学毕业设计交流电牵引采煤机牵引部的设计毕业论文目 录摘要3第一章 MG300/730-WD型电牵引采煤机的概述51.1 机器型号51.2 机器用途与配套设备主要技术参数51.3 采煤机的组成61.4 采煤机的特点61.5 采煤机的技术特征81.6 行走电动机91.7 变频调速10第二章 牵引部设计的原则和方案142.1 电牵引的优越性142.2 牵引部设计方案的确定162.3 采煤机行走机构的选择19第三章 采煤机牵引部的设计计算203.1 系统总传动比的确定203.2 总传动比的分配和各轴转矩的计算213.3 二级圆柱齿轮的设计计算253.4 双级行星减速器的设计373.5 行走箱减速部分设计493.6 液压制动器54第四章 各个传动轴的计算与校核554.1 轴的设计574.2 轴的设计604.3 轴设计634.4 轴IV的设计：684.5 轴V的设计704.6 轴VI的设计71第五章 轴承与花键类型的选取与验算：74第六章 冷却与润滑77第七章 采煤机牵引部的使用与维护78结束语82外文翻译83中文翻译85参考文献86致 谢8783第一章 MG300/730-WD型电牵引采煤机的概述1.1 机器型号 MG300/730-3.3WD型电牵引采煤机是一种多电机驱动、横向抽屉式布置，采用机载式交流变频调速装置的新型电牵引采煤机。 该采煤机型号：MG300/730-3.3WD 型号含义： M采煤机 G滚筒式 300/730截割电机功率（Kw）/装机总功率（Kw） 3.3供电电压（3300V） W无链 D电牵引1.2 机器用途与配套设备主要技术参数 MG300/730-3.3WD电牵引采煤机适用于缓倾斜、中硬煤层长壁式综采工作面，采高范围为2.24.7米。可在有瓦斯、煤尘或其它爆炸性混合气体的煤矿中使用，它主要与工作面输送机、液压支架、皮带运输机等配套使用，在长壁式采煤工作面可实现采、装、运的机械化，达到综采的高产高效。该采煤机具有良好可靠性并能满足工作面高产高效的要求，与之配套设备为SGZ800/750型刮板输送机和ZZ5600/14/28型液压支架，采煤机最大计算生产能力为1800（t/h）。配套设备主要技术参数：1.SGZ800/750型刮板输送机 输送能力：1000t/h 功 率：2375KW 电 压：1140V 刮板链速：1.1m/s 中部槽规格：1500mm800mm315mm 中部槽水平弯曲角度：中部槽垂直弯曲角度： 2.ZZ5600/14/28型液压支架： 支架高度：14002800mm支架中心距：1500mm 工作阻力：5600KN1.3 采煤机的组成采煤机由左、右摇臂，左、右滚筒，牵引传动箱，外牵引，泵站，高压箱，控制箱，调高油缸，主机架，辅助部件，电器系统及附件等部件组成，整机外形见下图1-1。1.4 采煤机的特点采煤机主要特点是总体结构为多电机横向布置，牵引方式为机载式交流变频无级调速销轨式无链牵引，电源电压为3300伏，单电缆供电，以计算机操作、控制并能中文显示运行状态、故障检测。下面是该机型一些与其它机型不同之处以及其本身的特点：4.1 主机架为分体框架式焊接结构，其强度大、刚性好，各部件的安装均可单独进行，部件间没有动力传递和连接，该机上所有切割反力、牵引力、采煤机的限位、导向作用力均由主机架承受。4.2 摇臂为悬挂铰接与主机架相联接，无回转轴承及齿轮啮合环节，摇臂功率大，输出轴转速低。4.3 牵引采用销排式无链牵引系统，牵引力大，工作平稳可靠，使采煤机能适应底板起伏较大的工作面。4.4 采用镐型截齿强力滚筒，减少了截齿的消耗，提高了滚筒的使用寿命，并且提高块煤率。4.5采煤机电源电压等级为3300伏，减小了电缆直径，提高了供电质量；单电缆供电使采煤机拖移电缆方便自如，减小工作面电缆故障。4.6 采用机载式交流变频无级调速系统，提高了牵引速度和牵引力。4.7 采用计算机控制，系统简单可靠，对运行状态随时检测显示，显示内容全部中文显示，适应国内煤矿使用。4.8 液压系统和水路系统的主要元件都是集中在集成块上，管路连接点少，维护简单。图1-11.5 采煤机的技术特征序 号 名 称 参 数1采高范围 m2.24.72机面高度 mm15933适应煤层倾角354适应煤层硬度f45装机总功率KW7006供电源电压 V33007摇臂长度 mm21148摇臂摆角上摆角 度()32.92下摆角 度()23.139截割电机功率 KW2 300转速 r/min1480电压 V3300冷却方式水冷10滚筒转速 r/min35.711截割速度 m/S3.36512滚筒直径 mm180013滚筒截深 mm66514降尘方法内、外喷雾15牵引形式 交流变频无级调速销排式无链牵引16调速范围Hz1.5508417牵引传动比328.5718截割传动比41.4519牵引电机功率 kw2 40转速 r/min 014722455电压 V380冷却方式水 冷20牵引速度 m/min07.281221牵引力 KN35058022牵引中心距 mm597023摇臂回转中心距 mm763024滚筒最大中心距 mm1185825主机架长度 mm752026泵站电机功率 kw18.5转速 r/min1438电压 V380冷却方式水冷27调高泵额定压力 MPa2028调高泵排量 ml/r20.929制动器压力 MPa230最大卧底量 mm26031总重 t45.4532运输机型号： SGZ880、800、7641.6 行走电动机 行走电动机为矿用隔爆型三相交流调速电动机，与变频调速装置配套，作为采煤机的行走动力源，采用外壳水套冷却。一、适用范围： 1.海拔不超过2000m；2.周围运行环境一般为-540；3.周围空气相对湿度不大于95%（+25）；4.周围空气中的甲烷、煤层、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规定中规定的安全含量的矿井中。二、采煤机牵引部电动机的技术参数：MG300/700-3.3WD型电牵引采煤机牵引部电动机的技术参数见下表：型号YBS4-40B工作表功率(KW)40接法Y极数4绝缘等级F额定电压(V)380冷却方式水套额定电流(A)76冷却水量（L/min)20频率()50冷却水压(MPa)1.5转速(r/min)014722455外形尺寸4007601.7 变频调速所谓变频调速，就是通过改变电动机定子供电频率以改变同步转速来实现调速的。在调速过程中，从高速到低速都可以保持有限的转差率，因而，具有较高的效率，宽范围和高精度的调速性能。可以认为，变频调速是异步电动机最有前途的一种方法。一、变频调速的原理由（为旋转磁场的转速，同步转速；P为电机极对数），电机转子转速,可知改变定子电源频率可以改变同步转速和电机转速。又由异步电动机的电势公式可知外加电压近似与频率和磁通的乘积成正比，因此，若外加电压不变，则磁通随频率改变而改变，亦即频率降低，则磁通增加；频率增加，磁通降低。显而易见，为了解决这个问题，就要求在变频调速系统中，降频的同时最好降压，即频率与电压能协调控制，亦即必须与成比例的变化。一般来说，在恒转矩变频调速系统中，如能保持为定值，则可保证调速过程中的电动机的过载能力保持不变，同时，可满足磁通基本不变的要求。而在恒功率调速时，如能满足为定值的条件，则调速过程中电动机的过载能力也能保持不变，但此时磁通将发生变化，如果此时亦按恒转矩调速满足定值的条件，则磁通将基本保持不变，但电动机的过载能力将在调速过程中改变。从而根据协调控制的方法不同，可以有不同的调速特征。在异步电动机变频调速系统中，为了得到更好的性能，可以将恒转矩调速与恒功率调速结合起来。在变频调速中使用最多的变频调速器是电压型变频调速器，由整流器、滤波系统和逆变器三部分组成。在其工作时首先将三相交流电，脉动的直流电压经平滑滤波后在微处理的调控下，用逆变器将直流电在逆变为电压和频率可调的三相交流电源，输出到需要调速的电动机上。由电气原理可知电机的转速与电源的频率成正比，通过变频器可任意改变电源输出频率从而任意调节电动机转速，实现平滑的无级调速。二、脉宽调制型变频调速系统 脉宽调制型（又称PWM)变频器是一种交直交变频器。常采用电压型逆变器，其基本原理是控制逆变器开关元件的导通和关闭时间比来控制交流电压的大小和频率。基本组成如图1-2所示。通过整流器将工频交流电整成直流电，经过中间环节再由逆变器将直流电逆变成频率可调的交流电，供给交流电动机（负载）。由前知，异步电动机变频调速时，供电电源不但频率可调，而且电压的大小也必须能随频率的变化而变化，即要求 基本恒定，PWM型变频器一般采用电压型逆变器。根据供给逆变器的直流电压是可变的还是恒定的，变频器可分为变幅PWM型变频器和恒幅PWM型变频器两种。变幅型的变频器采用晶闸管整流器，用它来调压，逆变器只起改变输出频率作用，即用它来实现变频。恒幅脉宽调制型变频器如图1-3所示，由二极管整流桥和逆变器组成。逆变器输入恒定不变的直流电压，通过调节逆变器输出电压的脉冲宽度和输出电压的频率，即实现调压又实现调频，也就是说，变压，变频都由PWM型逆变器承担，这种电路简单，只要有相应的控制电路就可以了。同时，由于输出电压直接由逆变器决定，所以，调节速度快，系统的动态响应好，PWM型变频器靠改变脉冲宽度来控制其输出电压，改变调制周期来控制输出频率。调制方法有单极性调制和多极性调制。从载波信号和参考信号频率之间的关系看，又可分为同步式和非同不式两种，现以单极性正弦波脉宽调制方法为例说明其工作原理。 单极性正弦波脉宽调制方法采用正弦波与三角波相交来获取一系列按正弦规律变化的矩形脉冲，其波形如图1-4所示。三角波时上下宽度线性变化的波形，所以，任何一个光滑的曲线与三角波相交时，都会得到一组等幅的脉冲宽度正比于该函数值的矩形脉冲。用正弦波与三角波相交时，得到一组幅值为宽度按正弦规律变化的矩形脉冲。用这组矩形脉冲作为逆变器开关元件的控制信号，则在逆变器输出端可以获得一组类似的矩形脉冲，其幅值为逆变器直流侧电压而宽度按正弦规律变化。同理，这一组矩形脉冲可用正弦波来等效（如图中虚线所示）。对于正弦波的负半波，则用相应的负三角波调制。输出电压的大小和频率均由正弦参考电压来控制。当改变幅值时，脉宽随之改变，从而可改变输出电压的大小；当改变频率时，输出电压频率即随之改变。但正弦波最大幅值必须小于三角波幅值，否则，输出电压的大小和频率将失去所要求的配合关系。若三角波和正弦波成比例的改变，就叫同步调制式。图1-2 PWM变频器图1-3 脉宽调制式变频器原理图 图14单极性正弦波脉宽调制波形图图1-4所示仅画出了单项脉冲调制波。而对于三相逆变器，则必须产生互差的三相调制波。载频三角波可以共用，但必须有一个三相可变频，变幅的正弦波发生器产生可变频、可变幅的三角正弦参考信号，然后，分别与三角波相比较产生三相脉冲调制波。图1-5给出了晶闸管准正弦波脉宽调制变频调速控制系统框图。图1-5所示为控制电路各点的单向波形图。 图15准正弦波脉宽调制变频调速控制系统框图 m调制系数 N半周内的脉冲数图1-5中，V/F变换器产生占空间比为50%的脉冲列，载波信号为与脉冲列同步的等腰三角波，D/A变换器产生的阶梯波参考信号，与载波比较获得准正弦调制波。m,N控制器经分频译码输出鉴相波形，经逻辑电路调制输出至触发电路去控制逆变器，使逆变器输出变频变幅的电压，从而实现异步电动机的调速。图1-5中，载频信号发生器输出的载波信号2与其输入的脉冲列1同步，3为阶梯波，4是由2和3波形比较产生的脉宽调制波形，5和6为鉴相波形，7和8为最后调制结果的波形，9为逆变器输出波形。PWM型变频器的电路有多种，其控制方法也不尽相同。但只要采用高速开关元件，使逆变器输出脉冲增多，即使输出低频时，输出波形也是比较好的。所以PWM型变频器适用于作为异步电动机变频调速的供电电源，实现平滑启动、停车和高效率宽范围调速。一般PWM系统或准正弦波脉宽调制变频系统（又称SPWM系统大多采用开环控制，由于异步电动机在不同供电频率下的机械特性硬度变化不大，所以，开环变频调速控制仍然获得广泛的应用。但在机械加工领域，有时调速精度要求高，这就需要实行速度闭环调节。一般来说，速度闭环调节系统只需在图1-5所示的V/F变换器前，增加速度给定环节和速度负反馈元件即可。由图所示，速度给定电压和速度反馈电压相比较后，其差值经放大器放大，然后将放大后的差值和速度给定值相加，作为瞬时速度给定值。加/减速限制器的作用是在升降瞬时延缓逆变器输出频率的变化率，以避免电机升降速时出现过大的电流冲击，使调速过程平稳。第二章 牵引部设计的原则和方案2.1 电牵引的优越性 国内从20世纪90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机，并将研究重点转向电牵引采煤机，后者已成为国内采煤机的研究重点。其特点如下：调速性能好；因采用固体元件，所以抗污染能力强；交流电机寿命和效率较高，维修工作量小；因电子控制的响应快，所以易于实现各种保护、检测和显示；结构简单，机身长度可以大大缩短，提高了采煤机的通过性能和开缺口效率。 1)牵引特性较好 电牵引或液压牵引都具有良好的调速特性，但液压牵引的机械特性除了受负载影响外，还受油液的泄漏、粘度、温度、清洁度、制造和维修质量的影响，特性曲线慢慢变软。而电动机特性除了受负载影响外，就没有像液压传动那么多的影响，也就是电牵引的牵引特性好，调速平稳性好，牵引特性曲线可长时间的保持稳定。 在实际应用中，对于液压牵引牵引力增加一倍时，需要使泵和马达的排量增加一倍，但液压元件的体积要增大很多。电牵引动力源是电源，就没有此问题。 直流和交流电牵引可以在负载特性坐标系中4个象限运行（采煤机的牵引系统除要求能两个方向牵引外，还要做到既能提供与采煤机运行方向一致的牵引力，又能提供与采煤机运行方向相反的制动力，四象限牵引特性），能向采煤机提供牵引力或制动力，而液压牵引只能在1，3象限运行，只能提供牵引力，制动力由制动闸提供。 2）机械传动效率高 电牵引没有能量多次转换问题，总效率可达0.9以上，而液压牵引一般在0.650.70。 3）牵引力大、牵引速度高 液压牵引性能指标的提高，必须采用大功率液压泵和液压马达，其寿命较短，可靠性差，这也限制了截割功率的进一步增大。电牵引采煤机牵引力可达950KN，牵引速度最大可达25m/min，总装机功率可达2210KW，其牵引速度和可用率都明显高于液压牵引采煤机。 4）工作可靠性提高 电牵引采煤机的可用率在90%以上，液压牵引可用率在50%60%以下。 5）易于实现微机自动控制 由于微机控制的功能齐全、计算速度极快、与电牵引电控的电参数容易配合，因此，易于实现工况监测、机电保护、故障诊断、数据显示。特别是动态响应很快，电牵引微机控制的自动调整时间都在1S以内，而液压牵引的自动调整时间一般在1020S。 6）机械传动和结构较简单 电牵引采煤机采用了多电机和独立驱动、模块式结构设计，使传动系统和结构简化。特别是截割电机横向布置，取消了寿命较短、传动效率较低、调整啮合间隙较复杂的圆锥齿轮。 7）生产率显著提高由于牵引力大、牵引速度高、截割电机功率大，尤其是故障率非常的低，因而使生产率大大提高。2.2 牵引部设计方案的确定 在进行传动装置设计时，首先要进行传动方案的设计，因为方案的好坏直接影响对传动装置的工作性能、外廓尺寸、重量、可靠性以及制造、维护成本很大。 传动方案的设计是一项比较复杂的工作，需要综合运用多方面的技术知识和实践设计经验，从多方面考虑拟定出比较合理的传动系统方案。设计需考虑以下：1.合理选择传动型式 选择传动型式时，常需要根据一些指标，其中比较重要的是：传动效率，输入输出轴的布置，外廓尺寸，重量，工作寿命，重量，可靠性，价格，以及结构工艺等。 一般情况对功率大的传动，尤其是需要长期连续运动的传动，应优先选用传动效率高的传动，如高精度的齿轮传动等，以节约能源，减低运转和维护费用。 对于要求传动尺寸结构紧凑时，应优先选用齿轮传动、蜗杆传动、行星齿轮传动等。当运动有同步要求和精确的传动比要求时，只能采用齿轮传动、蜗杆传动、同步带传动、链传动，而不可采用可能打滑的带传动、摩擦传动等。 2.传动链尽可能简短，机构尽可能简单 传动链简短，可使传动环节和构件数目减少，有利于降低制造费用，减轻机器重量和减小外廓尺寸；另外可减少由于各零件的制造误差而形成的运动链的累积误差。 3.合理安排好各级传动和机构的先后顺序4.根据采煤机的总设计原则，本机在设计前考虑过两种方案。 方案一：采用三级传动，第一级采用一级直齿轮传动，第二级采用圆弧锥齿轮传动，第三极采用一级直齿轮传动。传动原理图如下图：方案一方案二：采用三级传动，第一级采用一级直齿轮传动，第二级采用二级行星齿轮传动，第三级采用一级直齿轮传动。见下页图方案二。方案二牵引机构的传动系统： 40kw的两台牵引交流防爆电机通过法兰螺栓安装在牵引传动箱的壳体内，分别分布在采煤机两端。牵引电机的出轴外花键与电机齿轮轴内花键相联接，将电机输出转矩通过齿轮、两级齿轮减速传给双级行星减速机构，双级行星减速机构为两个2K-H行星减速串联，具有NGW行星减速机构的优点，动力经双级行星减速后由行星架输出，传给驱动轮至齿轨轮与铺设在工作面刮板输送机上的销轨啮合，使采煤机来回行走。另外轴还通过花键与液压制动器相连，实现行走驱动装置的制动。方案二综合比较两种方案，虽然两者均可满足传动比要求，但方案二优于方案一（1）在方案一中，第一级直齿传动比较大，对整体润滑不利，齿轮的寿命较短；两级圆锥减速器制造安装复杂，寿命较短、传动效率较低、调整啮合间隙较复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用，且传动比不及二级行星减速器的大，双级行星减速器与定轴轮系相比，具有体积小，重量轻，传动比范围大，承载能力大、效率高和工作平稳，轴向尺寸小等优点，行星减速机构采用双浮动结构，即太阳轮、行星架浮动，以补偿制造和安装误差，使各行星轮均匀承担载荷；第三级行走箱中方案一行走轮采用双联齿轮结构比方案二结构复杂，增大了行走箱尺寸。（2）方案一中牵引部减速箱采用整体式布置，拆装维修不方便，方案二中采用抽屉式布置，安装维修方便。结合以上分析，本设计选用方案二。 2.3 采煤机行走机构的选择 采煤机向强力化、重型化及大倾角发展，装机功率增大到2000kW，牵引力达到6001000kN,牵引链不能满足要求，且牵引链一旦断裂，其储存的弹性能被释放，严重危及人身安全无链牵引机构。无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵引链，以采煤机牵引部的驱动轮或再经中间轮与铺设在输送机槽帮上的齿轨相啮合，从而使采煤机沿工作面移动。无链牵引的结构型式很多，主要有以下几种：1）齿轨销轨型；2）滚轮齿轨型；3）链轮链轨型。 无链牵引优点：取消工作面牵引链，消除断链和跳链伤人事故，工作安全可靠；同一工作面可同时使用多台采煤机，降低生产成本，提高工作效率；牵引速度脉动比链牵引小，采煤机运行较平稳。链轨式虽然也是链条，但强度余量较大，弹性变形对牵引速度影响较小；牵引力大，能适应大功率采煤机和高产高效的需要；取消链牵引的张紧装置，使工作面切口缩短。对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等适应性增强；适应采煤机在大倾角(可达54)条件下工作，利用制动器使采煤机防滑问题得到解决。 无链牵引的缺点是：对输送机的弯曲和起伏不平要求高，输送机的弯曲段较长（约15m)，对煤层地质条件变化的适应性差。此外，无链牵引机构使机道宽度增加约100mm,加长了支架的控顶距离。 现在绝大多数无链牵引采煤机采用齿轮销轨型牵引，此次设计采用齿轮销轨型牵引。它具有良好的运行平稳性，对底板的起伏、中心距和销轨节距的变化有较强的适应性。齿轮-销轨传动副通过接触把圆周运动转换成直线运动 这种无链牵引机构是以采煤机牵引部的驱动齿轮或再经中间轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨（即销轨）相啮合使采煤机移动。为适应底板起伏不平以及与销轨啮合，齿轨轮选为摆线齿轮，驱动轮的齿形则为圆弧曲线。对于装机功率在（6001000）kw的采煤机，销轨由圆柱销（直径55mm)与两侧厚钢板焊接成节段(销子节距125mm),每节销轨长度是输送机中部槽长度的一半（750mm)，销轨接口与溜槽接口相互错开。当相邻溜槽的偏转角为时，相邻齿轨的偏转角只有，以保证齿轮和销轨的啮合。第三章 采煤机牵引部的设计计算3.1 系统总传动比的确定设计先从行走轮算起，确定行走轮齿数：行走轮齿数的多少对于传动的平稳性和使用寿命均有很大的影响。齿数不易过多和过少。当齿数过少时：传动的不均匀性和动载荷增大；当齿数过多时：增大传动尺寸。由于销轨的销节常取偶数，考虑到均匀磨损问题，行走轮的齿数最好选用质数，选定行走轮齿数为Z=13，由销轨的节距P为125mm，查机械设计手册有公式,则 故总传动比3.2 总传动比的分配和各轴转矩的计算一、系统传动比的分配 1.合理分配传动比 传动系统的传动比如何合理分配给各级传动机构对于系统的传动级数、结构布局、动力传递和外廓尺寸有着重要的影响。 （1）各级传动均有一个合理使用的传动比范围，每一级传动的传动比宜在该种传动的常用范围内选取，一般不应超过。 （2）一级传动的传动比如果过大，其外廓尺寸将会很大，宜分成两级传动或多级传动，所以当齿轮传动的传动比i810时，一般设计成两级传动。 （3）对于减速的多级传动，按照“前小后大”的分配原则分配传动比有利于减轻减速器重量，且使相邻两级传动比的差值不要太大。这种逐级减速的方法，可使各级中间轴由较高的转速和较小转矩，轴和轴上的零件尺寸就可以缩小，从而获得较为紧凑的结构。（4）为了润滑简便，在两级卧式圆柱齿轮减速器中，应按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中的深度大致相近（低速级可以稍深些）的条件进行传动比分配。（5）保证机器安全运转。 2.整个系统传动比较大，应合理分配传动比，系统分三级传动，应结合每一级传动的特点分配传动比。 （1）第一级为高速级二级直齿轮传动，传动比为i=860,选用传动比范围内较小的值，选用i=8，结构采用展开式，具有结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴要有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。在两极卧式圆柱齿轮减速器中，按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中的深度大致相等的原则，由计算得高速级传动比选用3，低速级传动比选用2.67。 （2）第二级传动为双级行星减速器，推荐的传动比范围为i=14160,与普通圆柱减速器相比，尺寸小，重量轻，但制造精度要求较高，结构较复杂，在要求结构紧凑的动力传动中应用广泛。 （3）第三级传动为一级齿轮减速，由于为低速级齿轮，载荷较大，尺寸较大，选用的传动比较小为i=1.5,齿轮为圆弧齿轮与摆线齿轮啮合。则第二级的行星减速器传动比可确定二、 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速 由变频器输出给采煤机电动机的频率范围为（）HZ，当电动机频率为50HZ时各轴的转速如下： 轴： 轴： 轴：r/min 轴： 轴：轴： 当电动机频率为84HZ时各轴转速如下： 轴：轴：轴：r/min 轴： 轴： 轴： 2.各轴功率查机械设计手册知一对滚动轴承：球轴承效率为0.99,滚子轴承为0.98,齿轮传动高速级选6级精度， 各轴输入功率： 轴： 轴： 轴： 轴： 轴： 轴： 牵引减速箱速度 牵引减速箱速度 牵引减速箱最大牵引力： 牵引减速箱最小牵引力：3.各轴转矩 当电动机频率为50HZ时各轴的转矩如下： 轴： 轴： 轴： 轴： 轴： 轴：当电动机频率为84HZ时各轴转矩如下： 轴： 轴： 轴： 轴： 轴：轴：计算结果如下表：轴名功率（kw)转矩(Nmm)转速（r/min)轴40轴38.81轴37.27轴35.79轴34.36轴333.3 二级圆柱齿轮的设计计算一、 齿轮设计原则1.传动比单级圆柱齿轮减速器，直齿，斜齿；两级圆柱齿轮减速器60；双级行星减速器14160.2.齿数当中心距一定时，齿数取的越多，则重合度增大，改善了传动的平稳性。同时，齿数多则模数小，齿顶圆直径小，可使滑动比减小，因此磨损小，胶合的危险性小，并且又能减小金属切削量，节省材料，降低加工成本。但是齿数增多则模数减小，轮齿的抗弯强度降低，因此，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。通常取齿数小于等于 1830，闭式传动，硬度小于350HBS,过载不大，宜取较大值；硬度大于350HBS,过载大，宜取较小值；开式传动宜取较小值。对高速胶合危险性大的传动，用大于等于2527。3.模数m 模数由强度计算或结构设计确定，要求圆整为标准值，传递动力的传动齿轮模数m2。初步确定模数时，一般对于软齿面齿轮（齿面硬度350HBS）外啮合传动，m =（0.0070.02）a ；对于硬齿面齿轮（齿面硬度350HBS）外啮合传动m =（0.0160.0315）a； 载荷平稳，中心距大的取小值，反之取大值。4.齿宽系数 由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为；所以对于外啮合齿轮传动的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定再用上式计算出相应的值 。二、二级圆柱直齿齿轮传动的设计计算几何计算及强度计算均采用机械出版社的机械设计手册新版第3卷和高等教育出版社的机械设计上的计算方法。 传动为闭式齿轮传动，为使结构紧凑，由机械设计表6-5、表6-6选择大小齿轮的材料为40Cr钢，表面淬火，二者为硬齿面齿轮，硬度为4550HRC,力学性能=735 MPa，539Mpa，齿轮全为渐开线直齿轮，压力角。 精度等级：高速级齿轮在频率最高转速为2455r/min时，估算圆周速度约为小于15m/s，选择6级精度；低速级齿轮在频率最高转速为1227.5r/min时，估算圆周速度约为小于6m/min,选择8级精度。 分配传动比的基本原则是： 1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度）。 2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。两级卧式圆柱齿轮减速器，按高速级和低速级的大齿轮浸入油中的深度大致相等的原则，以及齿面接触强度相等的条件，传动比的分配可按经验公式进行，对于展开式减速器，由于中心距，所以常使，选用，则。对于惰轮结合齿轮整体布置尺寸满足安装尺寸，且考虑在齿轮和之间使传动比分配均匀，与齿轮的传动比（一）齿轮和的设计： 按每天工作16小时，预期寿命10年，每年工作250天计算 齿 数：齿轮为电机出轴齿轮，转速较高，考虑齿面胶合的危险性，在满足抗弯强度的条件下，宜取较多的齿数。选择=30 ,则。 1.按齿面接触疲劳强度设计 计算公式按式（68） 由前面求得=2.5951 查机械设计表6-10，硬齿面齿轮，两轴承之间非对称布置，取齿宽系数=0.4，由表6-7查得使用系数： =1.75，由图6-6a试取动载荷系数=1.15，由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.03，由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，6级精度，齿间载荷分配系数=1.0。 初步确定弹性系数。 由机械设计表6-13齿面接触许用应力 由机械设计图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力(ML级），小齿轮应力循环次数： ， 大齿轮应力循环次数： ， 由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数为： 由机械设计图6-23查取工作硬化系数,由机械设计表6-12查取安全系数。 取小齿轮宽度，大齿轮宽度。 ，取m=3.5mm强度满足 分度圆直径， 齿轮中心距 按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度 ，由图6-6查得：。 故：假设成立。 ,由机械设计图6-14查得节点区域系数。由机械设计图6-12、图6-13查得，代入，得， 由式（6-4） 由式（6-7） =751MPa齿轮接触疲劳强度安全。由计算结果可知，工作应力比许用应力小（874-750.4)MPa=123.6MPa,为了充分利用材料，可以把齿宽适当减小，可以取齿轮齿宽为30mm,齿轮齿宽为35mm。 2.按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式（6-11） 查机械设计图6-18得：小齿轮齿形系数 ：，大齿轮齿形系数 ： 查机械设计图6-19得：小齿轮应力修正系数：，大齿轮应力修正系数： 查机械设计图6-20得：重合度系数： 按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 按图6-24查齿轮材料弯曲疲劳极限应力：，。 由机械设计表6-13计算弯曲疲劳强度计算寿命系数： 由机械设计查图6-25得尺寸系数：，由式（6-14）取试验齿轮的应力修正系数： 弯曲疲劳强度安全系数按表6-12，取。 比较， ，应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 =弯曲疲劳强度足够。（二）齿轮的设计：齿轮的齿数，取齿数为52，在允许取值范围之内。齿轮的材料及热处理与和的选取一样，选用为40Cr钢，表面淬火，硬度为4550HRC,力学性能=735 MPa，539Mp。，则齿轮的模数也确定为3.5mm,齿轮的齿宽为，则齿轮和的宽度为35mm。齿轮的分度圆直径。精度等级：同样选择6级精度校核齿轮和： 按每天工作16小时，预期寿命10年，每年工作250天计算 1.按齿面接触疲劳强度校核 计算公式按式（68） 由前面求得=2.5951 查机械设计表6-10，硬齿面齿轮，两轴承之间非对称布置，取齿宽系数=0.4，由表6-7查得使用系数： =1.75，由图6-6a试取动载荷系数=1.15，由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.03，由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，6级精度，齿间载荷分配系数=1.0。 初步确定弹性系数。 由机械设计表6-13齿面接触许用应力 由机械设计图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力，小齿轮应力循环次数： ， 大齿轮应力循环次数： ， 由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数为： 由机械设计图6-23查取工作硬化系数,由机械设计表6-12查取安全系数。 齿轮中心距 前面求得。 ,由机械设计图6-14查得节点区域系数。由机械设计图6-12、图6-13查得，代入，得， 由式（6-4） 由式（6-7） =867.6MPa齿轮接触疲劳强度安全。 2.按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式（6-11） 查机械设计图6-18得：小齿轮齿形系数 ：，大齿轮齿形系数 ： 查机械设计图6-19得：小齿轮应力修正系数：，大齿轮应力修正系数： 查机械设计图6-20得：重合度系数： 按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 按图6-24查齿轮材料弯曲疲劳极限应力：，。 由机械设计表6-13计算弯曲疲劳强度计算寿命系数： 由机械设计查图6-25得尺寸系数：，由式（6-14）取试验齿轮的应力修正系数：弯曲疲劳强度安全系数按表6-12，取。 比较，应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 =弯曲疲劳强度足够。 （三）齿轮和的设计：选用的材料及处理同高速级相同，精度等级选用为8级，此处转速已经降低，当中心距一定时，齿数取的越多，则重合度增大，改善了传动的平稳性。同时，齿数多则模数小，齿顶圆直径小。选定齿轮的齿数为23，则。取，在误差允许范围内。 1.按齿面接触疲劳强度设计 计算公式按式（68） 由前面求得=7.40 查机械设计表6-10，硬齿面齿轮，两轴承之间非对称布置，取齿宽系数=0.5，由表6-7查得使用系数： =1.75，由图6-6a试取动载荷系数=1.15，由图6-8：按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.03，由表6-8：按齿面硬化，直齿轮，8级精度，齿间载荷分配系数=1.2。 初步确定节点区域系数 ，重合度系数，由表6-9确定弹性系数。 由机械设计表6-13齿面接触许用应力 由机械设计图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力=1150MPa（MQ级），小齿轮应力循环次数：，大齿轮应力循环次数：，由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数为： 由机械设计图6-23查取工作硬化系数,由机械设计表6-12查取安全系数。 取小齿轮宽度，大齿轮宽度（机械设计P-201对于圆柱齿轮传动，为了避免安装时轴向错位不能保证设计要求的轮齿接触宽度，常将小齿轮齿宽加大510mm。） ，取m=5mm强度满足分度圆直径， 齿轮中心距 按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度 ，由图6-6查得：。 故：假设成立。 ,由机械设计图6-14查得节点区域系数。由机械设计图6-12、图6-13查得，代入，得， 由式（6-4） 由式（6-7） =975MPa齿轮接触疲劳强度安全。取齿宽，则取小齿轮为50mm,大齿轮为45mm。 2.按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式（6-11） 查机械设计图6-18得：小齿轮齿形系数 ：，大齿轮齿形系数 ： 查机械设计图6-19得：小齿轮应力修正系数：，大齿轮应力修正系数： 查机械设计图6-20得：重合度系数： 按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 按图6-24查齿轮材料弯曲疲劳极限应力：，。 由机械设计表6-13计算弯曲疲劳强度计算寿命系数： 由机械设计查图6-25得尺寸系数：，由式（6-14）取试验齿轮的应力修正系数： 弯曲疲劳强度安全系数按表6-12，取。 比较， ，应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 =弯曲疲劳强度足够。3.4 双级行星减速器的设计 双级行星减速器与定轴轮系相比，具有体积小，重量轻，传动比范围大，承载能力大、效率高和工作平稳等优点。设计过程参考机械设计手册中关于渐开线行星齿轮传动的设计。（一）已知参数 输入功率： 输入转速： 输出转速: 中等冲击，每天连续工作16小时，预期寿命10年，每年工作250天计算（二）方案设计 1.传动型式与机构简图 减速器的传动比，参考表17.1-1选用效率较高的二级NGW型渐开线行星齿轮减速器。拟用两级中心轮输入、行星架输出的型式串联，高速级采用中心轮和行星架浮动而内齿轮固定的结构，低速级采用仅中心轮浮动的结构。 高速级行星轮轮数选，低速级行星轮轮数选 上图为双级NGW型传动方案 2.齿形、精度 因属于低速传动，采用齿形角的直齿轮传动，精度定位8级。为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合左右，内啮合左右。 3.齿轮材料及其性能太阳和行星轮采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力、减小尺寸。两级都用相同的材料搭配。（三）传动比分配 由机械设计手册17-3