0252-煤矿井下输送机行星齿轮减速器设计【CAD图+说明书】
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煤矿
井下
输送
行星
齿轮
减速器
设计
- 资源描述：
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摘 要
煤矿井下输送机工作条件恶劣，起动困难，工作过程中容易过载通常解决的办法是用双速电机和液力耦合器，但它们效率较低，而且体积较大。
行星减速器具有传动功率大，传动效率高，结构紧凑的优点，能有效实现变载起动和过载调速，使电机工作在较好的状态，本次设计采用了液压泵控制行星齿轮传动，设计中涉及了机、电、液三方面的有关知识。
本次设计的减速器采用圆锥一行星传动形式，除内齿轮外，所有齿轮都采用硬齿面传动形式，适合于输送机重载的特点，行星轮级太阳轮a为评动构件，可以更好的补偿因制造装配误差而造成的行星轮间载荷分配和沿齿宽载荷分布的不均匀性，行星轮传动采用了曲变位从而使各捉合副的接触强度最大
设计中主要参数包括：
1、 调速范围 0～3.15m/s
2、 行星传动部分的传动类型为2K-H型
3、 减速箱实行两极调速，各级传动比为：
=1.7826 =6.94736
4、 动力传动部分主要参数包括
=23 =41 =7
=19 =46 =113 =3 m=4
5、 控制部分主要参数为
=19 =132 m=4
6、 减速箱总体尺寸为（不包括外伸轴）
700×624×672
7、 减速箱采用 工业用油
关键词：行星齿轮；传动比；减速器；液压泵
- 内容简介：
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摘 要 煤矿井下输送机工作条件恶劣，起动困难，工作过程中容易过载通常解决的办法是用双速电机和液力耦合器，但它们效率较低，而且体积较大。 行星减速器具有传动功率大，传动效率高，结构紧凑的优点，能有效实现变载起动和过载调速，使电机工作在较好的状态，本次设计采用了液压泵控制行星齿轮传动，设计中涉及了机、电、液三方面的有关知识。 本次设计的减速器采用圆锥一行星传动形式，除内齿轮外，所有齿轮都采用硬齿面传动形式，适合于输送机重载的特点，行星轮级太阳轮 以更好的补偿因制造装配误差而造成的行星轮间载荷 分配和沿齿宽载荷分布的不均匀性，行星轮传动采用了曲变位从而使各捉合副的接触强度最大 设计中主要参数包括： 1、 调速范围 0 s 2、 行星传动部分的传动类型为 23、 减速箱实行两极调速，各级传动比为： 1i = 2i =、 动力传动部分主要参数包括 1z =23 2z =41 1m =7 9 6 13 m=4 5、 控制部分主要参数为 1z =19 2z =132 m=4 6、 减速箱总体尺寸为（不包括外伸轴） 700 624 672 37、 减速箱采用 #120 工业用油 关键词 ： 行星齿轮；传动比；减速器；液压泵 1 目 录 1 概述 . 3 带运输机的集中控起动方法比较 . 3 压泵控软起动减速器 . 4 2 渐开线行星齿轮传动的特点及类型 . 6 开线行星齿轮传动的特点 . 6 开线行星齿轮传动的类型 . 6 3 传动方案的确定 . 7 定工况下的传动比设计计算 . 7 动比方案确定 . 7 4 传动比的优先分配 . 11 轮精度及材料的选择 . 11 化设计方法介绍 . 11 标函数的建立 . 12 5 锥齿轮设计计算 . 16 齿轮设计 . 16 齿轮校核 . 17 6 行星齿轮设计计算 . 18 星传动配齿计算 . 18 I . 19 星轮啮合模数计算 . 20 轮的变位计算 . 21 轮几何计算 . 23 合度计算 . 24 合效率计算 . 24 轮疲劳强度校核 . 24 7 各级轴的设计与校验 . 28 齿轮输入轴 . 28 齿轮输出轴 . 32 阳轴的设计校验 . 36 8 行星输出控制级设计 . 39 2 齿轮外制齿轮设计 . 39 动齿轮校核 . 39 压泵的选择及输出链选择 . 41 致 谢 . 42 参考文献 . 43 3 1 概述 带运输机的集中控起动方法比较 皮带运输机是化工，煤炭，冶金，建 材，电力，轻工，粮食，及至交通运输部门广泛使用的运输设备，随着现代科技的进步社会的发展，其重要性日趋明显，然而皮带 运输机在使用运行过载中，由于各种因素的影响，经常发生断带 ， 纵向撕裂，工作效率低等问题，因此，目前迫切需要一种性能良好的控启 动设备，用的改善皮带运输机的启动性能，且在稳定运行时，保持高效率，及电机的功率平衡。 启动及其各种方法比较 为了解决刮板 输送机在重载下难启动的问题，我国 重型刮板 输送机普遍采用了双速电机拖动，这种方式 属于刚性传动，在启动时 键 子中动负荷显著的增加，在运输中不能吸收由于各级原因而产生的动负荷 ，也不能对系统提供任何保护作用，刚性驱动启动时冲击电流延续时间较长，随着功率增大，对电网冲击日益严重，在生产中也时常发生断 键 和烧毁电机的事故，为了抑制事故的发生，人们这时 不断的增加 键 子强度和电机功率，却没有从拖动特性上去研究解决问题。 近年来国外一些厂家（美国，德国等）已开始从传动系统的拖动特性来研究改善输送机启动和运转中存在的问题，并提出了“软启动”的概念， 所谓软启动是相对刚性启动而言的，从传动上说就是使电机尽 量在空载下启动，达到额定转速后，再使系统无冲击而 慢慢 运输起来转如正常运行。 液力偶合器和液力变矩器是软启动方法中的一种，这种方法在启动时，偶合器不充液，电机在空载下启动，此时电机只带一个泵轮在空气中运转，惯量很小，加速很快，随着冲液量不断增加，拉矩不断增长，输送机在平稳状态下缓慢启动起来，燃而，液力偶合器由于漏液，因而工作效率比较低，只能达到 79%，起输入转矩与输出转矩是相等的，不能改善原动机的输出转矩，在启动过载中，不能有效的改变液力偶合器的冲液量，用时其调整性能较差，启动电流也比较大。 4 行星减速器，具有效率高，维护费用少，生产成本低启动迅速平稳，线形度好，能使多电机驱动滚筒时的各电机负载趋于均匀，同时改变原动机输出转矩等许多优点。一般减速器为二自由度系统，在运输机启动时，二自由度等只使减速器跟着电机一起运行，当电机达 到正常运行速度后，通过控制一个自由度，迫使行星齿轮减速器输出由于 控制方式不同，也存在一些差异，上 图是有德国亚琛工业大学教授克拖皮斯在一篇论文中论述的软启动减速器 从图上下看出它是 通过控制内齿轮运转，从而让行星架输出扭矩的方法，本方法对内齿轮的制动是采用齿轮制动，通过控制齿轮轴而达到目的，有的是采用两极摩擦离合器制动内齿轮，从而改变输出，效果一样，这种减速器具有下列优点，（ 1）实现电机空载启动（ 2）实现输送机软偶合过程（ 3）两极制动低速运行在重载工况从而实现过程保护（ 4）从是实拖过载保护功能来讲并不需要再增加附加费用 从本设计看来，上述设计唯一的缺点是两极制动时，调级的危险，因而本设计将采用液压泵控实现无级调速的目的。 压泵控软起动减速器 计技术方案 如上节所述，行星减速器具有很多优点。因而本设计也毫例外，但两极制动很难改善跳级时的冲击作用。那无论对电机 都存在不良影响。无级调 速 应该是发展的方向 ,而本设计偏重于机械方面。方案简图如下： 制动器 1 制动器 2 5 6 5 7 8 4 2 3 1 锥齿轮 动齿轮 由上图可见，从考虑电机安装及巷道布置出发使用了变向的锥齿轮。当电机起动时，液压泵空转可实现减速器空载起动。因为这时由于内齿轮运转，故其自由度为 2，行星架没有输出。当电机达到额定转速时，对液压泵缓慢加载，制动齿轮将内齿轮制动住，扭矩从行星架上输出逐渐增加一至达到内齿轮停止，扭矩全从行星架输出。 星减速器效率确定 分析其结构，可得其工作效率公式 = 12 22 v z 式中 : 1 2 取 1= 2= v= z=中 综上所述 = 12 22 v 星减速器的高效率传动，使之比起液压泵 的软起动来又优越可很多， 6 因而液压泵虽然亦能无级调速，但本设计不将之直接采用为起动装置。 2 渐开线行星齿轮传动的特点及类型 开线行星齿轮传动的特点 随着现代工业技术的发展，对齿轮传动的承载能力 圆周速度 。 体积和质量等技术和经济指标提出了越来越高的要求。渐开线行星齿轮传动就是近 30 年来为满足这种需要而发展起来的新型传动之一。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比即使在他们的零件材料和机械性能 。 制造精度和工作环境等均相同的条件下，前者都具有许多独特的优点。 渐开线行星齿轮传动具有以下特点： (1)(2)采用数个行星齿轮传动载荷 (3)(4)重量轻 (5)(6)并可实现运动合成与分解 ， 有级变速和无级变速 (7) 抗冲击和震动能力较强 近代行星齿轮传动在结构设计上的重大突破就是成功的采用了均载机构 ,解决了由于制造 使功率在各行星轮间均匀分流 ,从而使这种传动的特点得以充分发 挥。在未出现均载机构以前 ,人们靠减小制造误差来解决均载问题，但这是很不经济 ， 又十分困难的事。而且误差和变形总是难免的，不同类型的均载机构有不同的特点和适用范围。 开线行星齿轮传动的类型 行星齿轮传动的类型有很多种。因此，在设计时必须首先合理的选用传动类型。在选择传动类型时，必须考虑以下几个因素：传动比要求 外廓结构尺寸 据上述诸原因，先选择一种或几种传动类型方案并作分析比较，最后确定比较合理的类型方案。 以上述六种传动型式看， 具有效率高 体积小 轻 本设计选用 7 3 传动方案的确定 定工况下的传动比设计计算 原始材料：皮带运输能力 Q=1000T/h 电机功率 32带速度 s 宽选择 根据公式 A=Q/3600 计算物料断面积 其中 T/h） 为物料密度 米 3 s k 为系数取为 1 A=1000/3600*=槽角 =30o 堆积角 =20o 得带宽 b=800 皮带传动滚子直径选择 根据带宽 b=800带长 l=1000m 选择皮带传动滚子直径定为500 电机选择 根据原始资料要求 32矿 机电 产品目录决定选用 13232 千瓦 型号 率（ 132 额定电压 Ve(v) 660/1140 额定电流 A） 速 r/475 效率 功率因素转电流 /额定电流 转转矩 /额定转矩 大转矩 /额定 机外形 1243*660*重 1302 千克 由西北煤矿机械总厂生产 动比计算 由 V= 0 动比 i=n/475/动比方案确定 由上一章选择的传动比类型为 ， 的传动比范围在 内。可见一级传动不能满足传动比要求范围，应使用两级 通齿轮加一级 动即具有下图几种传动方案。 ( I ) 两级行星轮传动 ( 一级直齿一级行星轮传动 9 ( 一级锥齿一级行星轮传动 比较上述三种方案：两级行星轮传动，传动比分配容易但从行星传动的特点上来看，多一级传动会给制造安装上造成困难且成本较高，体积较大。一级直齿一级行星轮传动，结构简单制造安装容易，成本低，体积亦不大。但从考虑减速器在矿井安装上 考虑，皮带纵向布置，则减速器必须横向布置，而电机是串在减速器上的。如果按图（ ） .（）布置电机，则巷道直径为电机长度加减速器长度加皮带宽度加人行道宽度，这样的巷道直径至少在数 米左右，所以巷道加工成本会很高。即使采用拓宽机头处巷道的方法另加峒室安装电机，也会因启动 本设计在进行多种方案比较的基础上拟采用了图的传动形式，即一级锥齿轮加一级行星轮传动。从软启动角度考虑制动内齿轮实现无级调速，故使用了液压泵控制内齿轮！ 综上本设计的传动方案定为图，加之制动机构得到了在第一章第二节内容介 绍中的示意图。即如下两种方案形式： 10 ( I ) ( 至于两种方案的细微差别须在结构设计中考虑。因为存在轴承安装 及内齿轮定位等几方面的考虑。本设计采用了图，详见有关章节。 11 4 传动比的优先分配 轮精度及材料的选择 采用齿形角 n=20度等级定为 6级 为避免根切，减小机构的尺寸和重量，改善齿轮副的摩擦情况，凑合中心距，提高承 载能力，齿轮传动的行星轮故采用角度变位。 齿轮材料采用 20硬齿传动。为提高承载能力，内齿轮采用 40般太阳轮淬火硬度 内齿圈 40V650 4选取其下部值表于下： 齿轮 材料 热处理 度 小锥齿轮 20渗碳淬火 2 1450 350 大锥齿 轮 1400 300 太阳轮 350 行星轮 300 内齿轮 40整93 650 280 7 化设计方法介绍 一般优化设计实质是运用计算机技术高质。高效地完成设计任务，机械设计问题存在很多种可能设计方案。从若干方案中选一个最佳的过程就是优化过程。 优化过程包括两方面： 抽象成为优化设计的数学模型 化计算方法过程： 是用来评价设计变量好坏的函数。优化这个函数就可得到一组最优化设计变量 计中必须满足一些限制条件 有约束条件的最优化问题可以处理为无约束问题，而多变量的无约束问题又可转化为单变量无约束问题。因此无约束单变量优化方法是最基本的一种方法。 就是其中一种没有约束条件并且只有一个设计变量问题的数学模型，就是只有目标函数，而且目标函数为一元方程，求最优化解就是对一元方程求极值。对其中较简单的方程可以用古典微分学求解，而对于较复杂的问题，常常会遇到困难，使用数值迭代法可减少工 作量， 是一种迭代法。 12 简介 a,b，将其定为收索范围。试点 2，分别从 a 端和 b 端向相反方向截取 | ，经第一次迭代后去掉 a， b部分，收索范围缩小，剩下的收索范围长度为 按 在新的 a,b中选取试点，直到求得的 F（ x）对应的设计变量即为优化变量。 A X B A B 有约束条件的，可将约束条件对目标函数的影响用一惩罚系数 立一个目标函数。这个函数由原来的目标函数加上约束函数与 它地方就与 一般的 标函数的建立 计思路 为了使减速器的总体尺寸达到最小、重量最轻，设计减速器的纵向尺寸 13 最小，则大锥齿轮直径一半与内齿轮直径一半为目标函数。优化这个目标函数就可得到最优解，其方程式为： L=1/2 设计变量定为第一级传动比 第二级传动比为 一级圆锥齿轮设计参数 文献 1） 二级行星齿轮设计参数 文献 4） 算圆锥齿轮的参数变量，列表如下 计算项目 计算根据 结果 齿宽系数 献 1（下同）表 7轮转矩 1=06p/06*132/1475 854644荷系数 K K= 使用系数 7A=1 动载荷系数 7V=向载荷分布系数 图 7 = K=1*=性系数 7E=点区域系数 7H=用接触应力 H 由式 7 H= 接触疲劳极限 7 450 N/ 350 N/触寿命系数 709 硬化系数 7w=触最小安全系数 则 H1 H1= 1450N/ 2 2=1350 N/ 动比 . 由于相同齿合 14 星轮级的目标函数建立 . 设计太阳轮直径比行星轮为小 开线行星齿轮传动设计 其计算过程列表于下 . 计算项目 计算根据 结果 算式系数 钢制直齿轮 68 使用系数 文献 4表 6286 星轮间载不均系数 合系数 齿轮宽系数 取 d= a=齿轮名义转矩 1*03*132*3/1475 轮接触疲劳极限 50045068* 3 4 5 0/1 4 5 0/= ) 由行星轮传动的运动学公式可知 ,单排 2+a db=m Zb=m )*(故目标函数试为 f(x)=L= + =+1x*x ) 由建立方程要求的约束条件建立不等试如下 . 传动比 :x1 应约束方程为 :k(1)=k(2)=4k(3)=L 15 1,B,E +(+(|E =x2:x2=1 +(B=x1:x2=1=2=A+(16 5 锥齿轮设计计算 齿轮设计 动比选择分配 由上述优化结果可见各局部 优化传动比的总体尺寸接近而传动比相差较大。由于在优化过程中没有考虑齿轮模数作用，并且，锥齿轮从结构上考虑不应分配过大的传动比而只适宜起换向的作用。而且，根据优化结果，选择第 作为优化目标，这样可充分利用行星轮级重载高效的特点，同时保证锥齿轮负载不太大，制造容易，安全可靠。同时，考虑设计因素，在小范围内调整传动比分配，即 .8 齿轮轴交角为 90度，采用直齿传动 齿轮材料及热处理 采用闭式硬齿面传动，材料为 20齿轮 2 大齿轮0 齿面接触疲劳强度设计计算。列表 计算项目 计算根据 结果 确定齿轮精度等级 文献 1表 7计 5m/s 7 级 小轮大端分度圆直径 齿宽度系数 文献 1（下同）表 7 轮齿数 在推荐值 2040中选 硬齿面 3 大轮齿数 Z2=i 3*2=41 齿数比 u= 1/23=u=动比误差 u=(适 小轮转矩 06P/06*132/1475 54644荷系数 K=V A=1 使用系数 表 7V=载荷系数 由 5*23/100=s 查图 7B=向载荷分布系数 图 7*t=性系数 表 7E=点区域系数 表 7H=用接触应力 式 7 H= N 接触疲劳极限 图 7 450 17 400 接触寿命系数 硬化系数 图 7为硬齿面 接触最小安全系数 取值为 H1=1450*1*1/ H2=1400*1*1/ H1=966N/ H= H2=933N/ 齿轮模数 m= 取 m=7轮大端分度圆直径 m *23=161mm 61轮平均分度圆直径 + 1 周速度 0000 s 动载荷系数 由 1/100=图 7v=荷系数 K=1*=轮大端分度圆直径 = 61宽 B= dm( b=50齿轮校核 按齿根弯曲疲劳强度对锥齿轮进行校核计算 列表如下： 齿形系数 F=2+ 1)2当量齿数 1/=Z1 1 图 7文献 1 下同） 力 修正系数图 7用弯曲应力 F 式 7 V 弯曲疲劳极限 7 50N/ 00N/曲寿命系数 7 18 尺寸系数 7X=1 试验齿轮应力修正系数 弯曲最小系数 F1=350*2*1*1/ F1=388N/F2=300*2*1*1/ F2=333 N/*54644* （ 1+）2*0/161/7=256 N/ 255 N/ F1 F2 故校验合格 齿轮其它 主要尺寸计算 大轮大端分度圆直径 *14=287距 R： R=小轮大端顶圆直径： m =轮的端顶圆直径： m =度圆锥角： 1=u=2917 29 2=6082 71 齿顶高 hA*m=7 m 齿根高 + C*)m=轮大端 齿根圆直径 =宽中点处分度圆直径 dm=d/(1+ 1 87 行星齿轮设计计算 星传动配齿计算 按上一章分配的传动比进行计算。为正确设计 行星齿轮传动，必须研究行星轮系的配齿条件，以求合理地选择各轮齿 数和型心轮数目。 证满足给定的传动比要求 及传动比条件 在内齿轮 B 被制动而固定。中心轮 ： +得 19 即 保证中心轮内齿轮和行星架轴线重合 为保证行星轮 a. 合 ，要求外 啮合 齿轮 即 （ 啮合齿轮，为提高啮合传动质量和承载能力采用了角度变位有： (c)/a)= (b) aw(a)aw(b)证各个行星轮均 布装入两中心轮的齿间 当采用各行星轮结构时，要保证几个行星轮均匀地分布在中心轮的周围，而且使行星轮的轮齿正确地装入两中心轮的齿间。各轮齿数与行星轮个数 则，当第一个行星轮装入啮合位置后，其它几个行星轮就会装不进去。 行星轮的装配是逐个依次进行的，两相邻行星轮所夹的中心角等于 2/在位置 I 装入第一个行星轮 后将行星轮转过 2 /第一个行星轮 I，由于行星架 H 转动而带动中心轮转动，这时中心轮 a= / b c 2 / 了在位置 2，则要求中心轮在位置 该位置的齿轮位置相同，即 0 应的中心轮 2 / q= a =整数 将 q= Za 数 即 传动的装配条件为两个中心轮齿数之和是行星轮个数 接条件 为使相邻两行星轮不相碰，必须保证它们齿顶之间的连心线上有一定的间隙，通常最小间隙应大于半个模数。 设相邻两行星轮间的距离为 L，最大行星轮 顶圆直径为 L： 2 / 综合上述四个条件立式 c=( a)/2=( - q= a/ n p 根据资料 2表 8行星轮个数 n p=3 Zb:q= 2： a/ n p=30： 72： 174：68 由文献 2a/ n n 可能使 a/ 公约数。 从太阳 轮齿数 上选择来看，对硬齿面传动，一般齿数不超过 30，根据下图可正确选择 数选择 9 =47（未变位） 13 校验传动比误差： i=( i= i4% 故齿数匹配满足要求 星轮啮合模数计算 按齿根弯曲强度设计齿轮模数，其计算公式为： m 3 2b*21 输入轴作用在 a 轮上的扭矩 06* /4614411= 87147他参数计算，列表入下： 计算项目 计算根据 结果 载荷系数 K K=使用场合系数 献 3表 7A=载荷系数 7V=荷分布系数 7B=星轮间载荷分 布不均系数 8式 8宽系数 b* b*=轮弯曲疲劳极限 7 50N/形系数 x=0 图 7F=力修正系数 7S= m 3 850/19/19/ 8 7 1 4 7* = m=轮的变位计算 位原因 在行星齿轮传动中，一般都采用变位齿轮传动，其目的在于凑合中心距，避免轮齿根切，减小齿轮 机构的尺寸，减小齿面磨损和提高使用寿命 ，以及提高其承载能力等。本设计采用角变位 定行星轮齿数 ）由前面配齿数结果知： 9 13 =47（未变位） 2）为提高接触强度，将 （啮合角）定在 24左右 根据 Z a+ 9+47=66 初选 X 触法选取的变位系数可以保证齿轮扭啮合时不干涉，加工时不根切或只有微量根切；齿顶厚 合度 轮的最大滑动系数大致相等 3）初选 的齿高变动系数 据初选的 X 表 5献 4）简化公式计算 下图按 22 B=1000（ （ =则 D= D/1000( ) 确定 c=-（ X = 取 6 合副的计算 1）确定中心距 m=130 m=134 因 取 =133 2）中心距分离系数 - m=）齿高变动系数 文
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