刨煤机实验台转载装置传动系统设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985刨煤机实验台转载系统传动装置设计题目班级姓名指导教师完成日期2015/1/28买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985设计任务书一、设计内容了解刨煤机实验台的组成和结构，根据实验台的工作原理，设计转载系统的传动装置。二、上交材料转载系统传动装置总图；主要零件图；设计说明书。三、进度安排查阅收集资料、拟定设计方案1周；设计计算、画图15周；撰写说明书05周。四、指导教师评语成绩指导教师日期买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985摘要刨煤机是一种结构简单、维修方便、操作容易的采煤设备。本文对刨煤机实验台转载装置传动系统进行设计。传动系统采用渐开线齿轮行星传动。本文完成了对一级行星齿轮减速器的结构设计。主要针对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的设计计算，通过所给的输入功率及带速确定传动比及配齿确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。行星减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。关键词刨煤机，转载装置，传动系统，行星减速器买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录1刨煤机实验台转载装置传动系统设计111设计条件112传动方案的确定113行星机构的类型选择2131行星机构的类型及特点2132确定行星齿轮传动类型2133电动机选择及传动比计算32齿轮的设计计算421配齿计算4211确定各齿轮的齿数4212初算中心距和模数522几何尺寸计算723装配条件验算9231邻接条件9232同心条件9232安装条件1024啮合要素的验算10241AC传动端面重合度10A242端面重合度11B25齿轮强度校核12买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853轴的设计计算1831行星轴设计18311初算轴的最小直径18322选择行星轮轴轴承1932转轴的设计20321输入轴设计20322输出轴设计214行星架和箱体的设计2441行星架的设计2442箱体的设计27参考文献29买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709851刨煤机实验台转载装置传动系统设计刨煤机实验台是实验室中研究刨煤机采煤过程的重要设备，通过对采煤机采煤过程的工作阶段，认识了解井下采煤时采煤机工作的整个过程，并了解采煤机各组成部分及工作原理。本文设计转载装置的传动系统，设计NGW型行星减速器。11设计条件原始条件和数据转载装置运输速度2M/S，电机总功率75KW。12传动方案的确定传动方案如图11123456图111传送带；2滚筒；3联轴器；4行星减速器；5移动联轴器；6电动机买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513行星机构的类型选择131行星机构的类型及特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下（1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条512件下）。（2）传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达097099。（3）传动比较大。可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。132确定行星齿轮传动类型根据设计要求连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表11中传动类型的工作特点可知，2ZXA型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2ZXA型行星传动较合理，其传动简图如图12所示。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985图12减速器设计方案（单级NGW2ZXA型行星齿轮传动）133电动机选择及传动比计算查表16128（见参考文献5），选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机额定功率为75KW，初选同步转速为1000R/MIN的Y315S6电动机和同步转速为1500R/MIN的Y280S4电动机，二者主要参数如下表11满载时型号额定功率/KW额定电流/A转速/R/MIN效率/功率因数COS重量（B3）/KGY315S675141980928087850Y280S4751401480927088535表11电机选择滚筒半径，则滚筒转速为M1RDDW60206/IN2348WVNR计算传动比取I998I5106WN买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852齿轮的设计计算21配齿计算211确定各齿轮的齿数据2ZXA型行星传动的传动比值和按其配齿计算（见参考文献PI1）公式（327）公式（333）可求得内齿轮B和行星轮C的齿数和。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮BZCA的齿数19和行星轮3APN根据内齿轮ABZIZ152B（）对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，ABPZCN整数取，此时实际的P值与给定的P值稍有变化，但是必须控制在15BZ其传动比误差的范围内。实际传动比为159BAZI其传动比误差91574PI由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数应按如下公式计CZ算，即买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985CABCZZ2因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通15936BAZ1CZ过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善AC啮合齿轮副的传动性能。故CZ159672考虑到安装条件为（整数）159833ABZC212初算中心距和模数1齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮材料为20GRMNTI，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限1591MPA。LIMH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮485MPA。LIF行星轮48507MPA3395MPA对称载荷。齿形为渐开线直齿。LIMF最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料为38GRMOALA，氮化处理，表面硬度为973HB。试验齿轮的接触疲劳极限1282MPALIMH验齿轮的弯曲疲劳极限370MPALIF齿形的终加工为插齿，精度为7级。2减速器的名义输出转速2N由，得I21N买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512980N71R/MIN5I3载荷不均衡系数PK采用太阳轮浮动的均载机构，取。15PHFK4齿轮模数和中心距AM首先计算太阳轮分度圆直径13A2LIM1DAHPTDTKU式中齿数比为U6759使用系数为125；AK算式系数为768；TD综合系数为16；H太阳轮单个齿传递的转矩；1T高速级行星齿轮传动效率，取0985齿宽系数暂取045DADB1450MPALIMH（其中311950PPTPNN）379508NMA24代入13A2LI1DAHPTDTKU3A240563517689453MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985模数453M28M19ADZ取M25MM则ACC519671052AZM取。10A4DZ齿宽57235MB取B3222几何尺寸计算1计算变位系数1AC传动啮合角因AC1075OSSCOS2所以AC43“变位系数和2TANIVIZXCCA“32401967TIINV“1023中心距变动系数YY10752ACM齿顶降低系数Y买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709850YX分配边位系数根据线图法，通过查找线图1355，（见参考文献4）得到边位系数490AX则730592CA2CB传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有0BCX从而24BX且；AY0Y2几何尺寸计算对于单级的2ZXA型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表分度圆DMZ齿顶圆A2AHXY齿根圆FAC基圆直径OSBD齿顶高系数太阳轮、行星轮1AH内齿轮08顶隙系数内齿轮25C代入上组公式计算太阳轮买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985AFB251947059235840COS6MDM行星轮AFB256710243172556COSMD内齿轮AFB25138750243825096COS61MD23装配条件验算对于所设计的单级2ZXA型的行星齿轮传动应满足如下装配条件231邻接条件按公式验算其邻接条件，即PACCNDSI2已知行星轮C的齿顶圆的直径1725MM，110MM和代入ACAC3PN上式，则得满足邻接条件17250SIN9053232同心条件按公式对于角变位有买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985COSSBAZZ已知，代入上式得19AZ67C15“234AC20BC，满足同心条件“9OS234OS0232安装条件按公式验证其安装条件，即得整数CNZPBA将，代入该式，验证得19AZ5B3PN满足安装条件1824啮合要素的验算241AC传动端面重合度A（1）顶圆齿形曲率半径22BAAD太阳轮2215846A1414M行星轮2227540A3529（2）端面啮合长度AG买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985SIN21TAAG式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；端面节圆啮合角。T直齿轮TAC“234则“15910SIN234GM1867M（3）端面重合度A15520COS5678COS/STNAG242端面重合度BCA（1）顶圆齿形曲率半径22BAAD行星轮由上面计算得，35291A1AM内齿轮22385064A5856M（2）端面啮合长度AG21SINTAAG“35948610234M2825M（3）端面重合度A买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985COS/CSANTGMA8504COS25齿轮强度校核本节仅列出相啮合的小齿轮太阳轮的强度计算过程，大齿轮行星轮的计算方法相同，从略。1确定计算载荷名义转矩240NMT名义圆周力N6316NTFD204752应力循环次数AN60次次AHNPT8970491037（其中AI1MINR）HA08/式中太阳轮相对于行星架的转速NIR寿命期内要求传动的总运转时间HTT10A70400HD233确定强度计算中的各种系数1使用系数KA取K125A2动负荷系数KV因Z191200MPA4SMLIMH查得Z10L3速度系数ZV因364和1591MPAVSLIMH查得Z0975V4粗糙度系数ZR因1200MPA和齿面R16696LIMHZM查得Z1026R5工作硬化系数W因大小齿轮均为硬齿面，且齿面R966,ZM由图517取10WZ6尺寸系数查得Z10X10许用接触应力HPPLIMXWRVLNTZ159110100975102610101592MPA11接触强度安全系数SHS1985HP27买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512确定计算许用弯曲应力时的各种系数FPL试验齿轮的应力修正系数20STY2寿命系数因N，查得083L91037N3相对齿根圆角敏感系数RELT由1796，查得10SAYRELY4齿根表面状况系数0925齿根R636378TRRLZM5尺寸系数可按下式计算X001M10Y513许用弯曲应力FPFPLIMSTNRELTRLXY4852008310092510MPA745MPA14弯曲强度安全系数SFS521FP37买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853轴的设计计算行星齿轮减速器结构特点行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图31所示图31太阳轮浮动原理31行星轴设计311初算轴的最小直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮NFT862相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。当行星轮T轴在转臂中的配合选为H7/H6时，就可以把它看成是具有跨距为的0L双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图31）。0/LFQT买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985图31行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩NMM8672802LFQMT148538NMM行星轮轴采用40CR钢,调质MPA，考虑到可能的冲击振动，取40S安全系数则许用弯曲应力MPA176MPA,2S52/40/SBS故行星轮轴直径MDB81768532330取M48520其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。322选择行星轮轴轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷RFN20TAN8620TANRF1614N在相对运动中，轴承外圈以转速463643078CAHCZNMINRINR考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，D852其外廓尺寸将受到限制，故初步选用深沟球轴承6306型，其参数为D30D7B19KNKN（油浴）；2RC250R20LIMNINR取载荷系数；PF买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985当量动载荷N1937N642RPFFP轴承的寿命计算H97377H01PCNLHCH假设该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即H。所以设计决定选用74/2/3DAH6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到。M0校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值CMMCDDCF522MIN式中行星轮模数（MM）MMM7413INC35712125MMI满足条件。CMIN由于行星轮宽度MM，因此两个轴承之间安装垫片。20B32转轴的设计321输入轴设计1初算轴的最小直径由下式30NPAD初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40CR钢，调质处理。根据表32查得。0A查表取112，得买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098533MIN075124980PDM输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大57。其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2选择输入轴轴承1轴的结构设计根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6308型，其尺寸为。40923DDBM轴承的寿命计算其参数为BMKNKN（油浴）；283RC8630R50LININR取载荷系数；21PF当量动载荷N3873N2RFP轴承的寿命计算H165258H70400H3306870161CNLAH故该对轴承满足寿命要求。322输出轴设计1初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CRMN合金钢，其许用剪切应力MPA，即45求出输出轴伸出端直径买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985MTD3322456171788423NMM322120951095978PTN6114NMM式中输出轴转矩；2齿轮啮合传动的效率，取097。2选择输出轴轴承由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径5282MM。AD故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6024型，其尺寸为。1040DB轴承的寿命计算，其参数为2DM215BMKNKN（油浴）；13RC0R30LININR取载荷系数；PF当量动载荷N5088N421RFP轴承的寿命计算H1600938H70400H33065821671CNLCH故该轴承满足寿命要求。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853输出轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按下式计算PP20KLDT式中转矩，；NMA轴颈，MM键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，MM；KHK50键的工作长度，MM,型键；型键；型键LBLLBLLC，其中为键的长度，为键的宽度；/2LLBL许用挤压应力，在这里键材料为45钢。其许用挤P2N压应力值按轻微冲击算查相关资料的100120。PMPA由前面计算知输入转矩NM，146T选用型键，其型号为，ALHB89将数值，051K9072L键连接处的轴颈60MM代入式（32）得D4较大时，行星轮的轴承一般应安装在BAXI行星轮轮缘孔内臂较合理。对于尺寸较小的整体式转臂结构，可以采用整休锻造毛坯来制造，但其切削加工量较大。因此，对于尺寸较大的整体式转臂结构，则可采用铸造和焊接的方法，以获得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯。但在制造转臂的工艺过程中，应注意消除铸造或焊接的内应力和其他缺陷否则将会影响到转臂的强度和刚度，而致使其产生较大的变形，从而，影响行星齿轮机构的正常运转。在此，还应该指出的是在加工转臂买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985时，应尽可能提高转臂X上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度。图41双侧板整体式转臂2双侧板分开式转臂双侧板分开式转臂见图41的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上，故又称之为装配式转臂其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传动比较小，例如，2ZXA型的传动比4，故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。BAXI42箱体的设计机体是上述各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的重要组成部分。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动，一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时，通常采用铸造机体。按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式见图44。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985图44机体结构形式图44A所示为卧式整体铸造机体，其特点是结构简单、紧凑，能有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的