MG300-700采煤机牵引部结构设计-交流电牵引采煤机【带开题】【含4张CAD图纸】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共56页)
编号：128935289
类型：共享资源
大小：1.83MB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-19
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
带开题
MG300
700
采煤
牵引
结构设计
交流电
开题
CAD
图纸
- 资源描述：
-
喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的全都有，下载后全都有，图纸均为CAD原图，有疑问咨询QQ:414951605 或1304139763
- 内容简介：
-
摘 要300/700采煤机是一种交流电牵引的采煤机。由牵引电机输出的转矩经圆柱齿轮和行星齿轮减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行走轮相啮合，再由行走轮与工作面刮板输送机上的齿轨啮合使采煤机来回行走。设计中采用角度变位，并做了相应的校核，在保证需要的传动比的情况下，使设计的NGW型行星减速器体积最小。300/700电牵引采煤机具有良好的牵引特性，可用于大倾角煤层，运行可靠，使用寿命长，反应灵敏，动态特性好，结构简单，效率高。关键词：采煤机；牵引部；行星齿轮AbstractAbstract: 300/700 coal-winning machine is the shearer with AC (alternating current) electric traction. The torque which is outputted by traction motor, moderated by cylindrical gears and planetary gears, outputted by the planet carrier, through the engagement between the driving wheel and the travelling wheel as well as the engagement between the travelling wheel and the gears which are on working face scraper conveyor, makes the coal winning machine walk back and forth. In this design, the angle displacement has been applied, and the appropriate check has been made to guarantee the designed NGW planet decelerator has the minimum volume in the case of ensuring the required transmission ratio. 300/700 electric traction shearer has the excellent traction characteristics. It can be used in steeply dipping seam and it has the reliable operation, long service life, the sensitive reaction, good dynamic characteristics, simple structure and high efficiency.Key words: coal-winning machine；traction unit；planetary gear目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 国内外采煤机的发展现状11.2 研究目的和意义31.3 采煤机牵引部工作原理41.4 设计的主要内容4第2章 总体方案的确定52.1 主要设计参数52.2 设计方案的确定5第3章 传动系统的设计83.1 电动机的选用83.2 传动系统的设计9第4章 高速级齿轮设计计算104.1 选定齿轮类型、材料104.2 初步确定主要参数104.3 齿轮尺寸124.4 齿面接触强度核算124.5 轮齿弯曲强度核算14第5章 低速级齿轮设计计算165.1 选定齿轮类型、材料165.2 初步确定主要参数165.3 齿面接触强度核算185.4 齿轮弯曲强度核算19第6章 行星齿轮设计计算216.1 传动比的确定216.2 行星齿轮高速级计算216.2.1 啮合要素计算256.2.2 齿轮强度计算266.3 行星齿轮低速级计算326.3.1 啮合要素计算356.3.2 齿轮强度计算36第7章 轴的结构设计397.1 牵一轴结构397.2 牵二轴结构427.3 高速级行星轮轴直径447.4 低速级行星轮轴直径457.5 轴承的选择以及寿命计算46结 论49致 谢50参考文献51CONTENTSAbstractIIChapter 1 Introduction11.1 Domestic and international the development adopted coal machine present condition11.2 Adopt the coal machine lead a department work principle31.3 The this times design is main completion mission41.4 Research purpose and meaning4Chapter 2 To determine the overall scheme5 2.1 The main design parameters52.2 Design Scheme5 Chapter 3 Design Scheme.83.1 Motor selection83.2 Transmission systems design9Chapter 4 High speed level gear drive design104.1 Make selection a wheel gear type, material104.2 Preliminary determination main parameter104.3 Wheel gear size124.4 The tooth face contact strength check124.5 Round Chi flection the strength check14Chapter 5 The low speed class wheel design calculation165.1 Make selection a wheel gear type, material165.2 Preliminary determination main parameter165.3 The tooth face contact strength check185.4 Round Chi flection the strength check19Chapter 6 The planet wheel gear spread to calculation216.1 Determination of transmission ratio216.2 The planet wheel gear high speed class calculation215.2.1 The Nie match a main factor calculation255.2.2 Wheel gear strength calculation266.3 The planet wheel gear low speed class calculation326.3.1 The Nie match a main factor calculation356.3.2 Wheel gear strength calculation36Chapter 7 Stalk structure design397.1 Lead long one stalk structure397.2 Lead long two stalk structures427.3 The high speed class planet axle diameter447.4 The low speed class planet axle diameter456.5 Selection and calculation of bearing life46Conclusion49Send thanks50Reference51V第1章 绪论1.1 国内外采煤机的发展现状机械化采煤开始于20世纪40年代，是随着采煤机和刨煤机的出现而开始的。20世纪40年代初，英国和前苏联相继生产了链式采煤机，从此使工作面采煤实现了机械化。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，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和单体液压支柱配套，大大推进了采煤机械化技术的发展，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。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。其一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度；其二是把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础，这种采煤机被称为第二代采煤机。1964年双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题；再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等等，把综采技术推向了一个新水平，我们称这种双滚筒采煤机为第三代采煤机。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上的到应用。80年代以来，世界各主要采煤国家，为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要，积极采用新技术，不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构，相继研制出一批高性能、高可靠的“采煤机”。德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。装机功率大副增加,为了适应高产高效综采工作面快速截煤的需要，不论是厚、中厚和薄煤层采煤机，均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率)。装机功率大都在1000kW左右，最大的已达2240kW，单个截割电动机的功率都在375kW以上，最高的已达600kW。直流电牵引的牵引功率最大已达256kW，交流电牵引功率已达260kW。电牵引成为主导机型,牵引速度和牵引力不断增加,液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/min左右，而实际可用割煤速度为45m/min(相对最大牵引力时的牵引速度)，实际牵引功率仅为4050kW，不适应快速割煤的需要。为适应高产高效工作面，电牵引采煤机牵引功率需要成倍增加，据报导在美国18m/min的牵引速度已很普遍，个别的已超过24m/min，美国乔埃公司的一台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达28.5m/min。由于采煤机需要快速牵引割煤，滚筒截深的加大和转速的降低，又导致进给量和推进力的加大，故要求采煤机增大牵引力，目前已普遍加大到450600kN，现正研制最大牵引力为1000kN的采煤机。我国煤矿综合机械化采煤设备的研制水平，经过几十年的引进技术、消化吸收和自主研发，已有长足进步。国内某些技术如综采放顶煤支架技术处于国际领先水平；国产综采设备的主要技术参数已接近或达到本世纪初的国际先进水平；国产综采设备的机电一体化程度接近或达到20世纪90年代中期的国际先进水平；国产综采设备的可靠性接近或达到20世纪90年代初的国际先进水平。我国20世纪80年代曾大量引进德国、英国、波兰、日本液压牵引采煤机；通过技贸结合于80年代引进英国液压牵引采煤机技术、90年代引进德国直流电牵引采煤机技术；通过引进消化于80年代掌握了德国液压牵引采煤机技术；通过引进消化再创新于90年代掌握了国际先进的交流变频电牵引采煤机技术、2005年初步掌握了大功率大采高采煤机技术和机电一体化技术。2001年大倾角电牵引采煤机和2002年短壁电牵引采煤机标志着我国采煤机总体设计技术达到或接近国际先进水平。2001年能量回馈型四象限交流变频技术、2002年中压开关磁阻调速和中压电磁调速、2005年中压交流变频调速技术标志着我国采煤机电气调速技术达到或接近国际先进水平。总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。1.2 研究目的和意义我国是采煤大国，煤炭是我国主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。而采煤机牵引部是采煤机的重要组成部件，它不但负担采煤机工作时的移动和非工作时的调动，而且牵引速度大小直接影响工作机构的效率和质量，并对整机的生产能力和工作性能产生很大影响。所以采煤机牵引部设计是整台采煤机重中之重，因为它关系到采煤机牵引力、牵引功率等重要参数。国内目前所设计的高性能采煤机的牵引部并不是很完善，而该设计正是在这样一个背景下进行的，对采煤机牵引部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥更大的作用。面对煤炭需求量的不断增加，采煤的机械化和自动化是煤炭工业高产高效，增强竞争力的必经之路。机械化作业对于提高劳动生产率，改善劳动条件和环境，降低工人的劳动强度，实现安全文明生产有着非常积极的意义。而且随着煤炭工业的高速发展，对安全可靠的采煤机的需求显得非常的迫切。1.3 采煤机牵引部工作原理牵引部是采煤机的行走机构，每台采煤机装有两个牵引传动箱。减速箱的主要功能是将电动机的高转速变为低转速后传给行走箱。行走箱最终驱动齿轮，与固定在输送机上的销排啮合，从而驱动整台采煤机行走。采煤机牵引部工作过程是由齿轮减速和行星减速通过花键连接实现减速。1.4 设计的主要内容采煤机牵引部由一个防爆电机、二级齿轮传动、二级行星齿轮传动组成，本次设计的主要任务是对采煤机牵引部进行结构设计，合理分配传动比，主要零部件的设计，以及进行强度校核等。通过计算牵引部各个组件的传动比，确定牵引部各个组件尺寸参数。第2章 总体方案的确定2.1 主要设计参数在满足最大牵引力大于590kN，牵引速度09m/min，牵引链轮直径D=290mm。设计采煤机牵引部使其满足采高1.8m，煤层倾角小于等于30，生产能力800t/h的井下采煤工作的要求。2.2 设计方案的确定方案一牵引部减速机构由三级直尺圆柱齿轮和NGW一级行星机构组成，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。由两个轴承支承在壳体上，由齿轮传递给齿轮低速级齿轮，通过内花键传递到一级行星组件，最后由行星架输出。图2-1 方案一方案二牵引部减速机构由二级直尺圆柱齿轮和一级渐开线少齿差行星齿轮组成，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。由两个轴承支承在壳体上，由齿轮传递给齿轮低速级齿轮，通过内花键传递到一级渐开线少齿差行星齿轮，最后由行星架通过内花键与长轴相连，该轴另一端与驱动轮相连输出。图2-2 方案二方案三牵引部减速机构由二级直齿圆柱齿轮和二级行星机构组成，在一级直齿轮中间加入一个惰轮组，调节中心距，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。一轴为轴齿轮，由两个轴承支承在壳体上。经过惰轮将电机动力传递给大齿轮，由齿轮传递给齿轮低速级齿轮，通过内花键传递到二级行星组件，最后由行星架输出。图2-3 方案三三个方案比较选择方案三。方案一使径向尺寸增大，不适合井下采煤，方案二渐开线少齿行星传动时，啮合变位齿的啮合角较大，造成径向负荷增大，使轴承使用寿命缩短，通常用于短工作。方案二是现有的以体积最小为目标的设计方案。方案三是NGW行星齿轮传动，体积小，效率高，外廓尺寸小，传动比大，用于大功率及大传动比的转动装置。第3章 传动系统的设计3.1 电动机的选用根据已知条件计算得知工作功率P=FV=590=88.5P1=44.25kw根据参考文献1查表22-1-89电机选择YB225M-4 功率45kW转速1480r/min重量440kg输出转速nw=9.88r/min总传动比的分配i总=150用两级直齿圆柱齿轮 两级NGW行星传动 i齿轮=5.36i12=2.64i23=2.033.2 传动系统的设计传动系统各轴转速、功率、转矩计算见表2-1 表2-1 各轴的转速、功率及转矩各 轴 转 速（）功 率（）转 矩（）符 号nPT牵1轴n1=1480P1=45T1=9550=9550=290.4牵2轴n2=561P2=P1=450.990.97=43.21T2=T1i12=290.42.640.9603=736牵3轴n3=276P3=P27362.030.9603=1434.77式中 滚动轴承效率，；圆柱齿轮传动效率，。第4章 高速级齿轮设计计算4.1 选定齿轮类型、材料1. 选用直齿圆柱齿轮传动2. 材料选择小齿轮材料20CrMnTi调质、硬度280HBS 大齿轮材料20CrMnTi硬度207269HBS查1表14-1-127和图14-1-25按MQ级质量要求取值 4.2 初步确定主要参数1. 按接触强度初步确定中心距由参考文献1查表14-1-75选取Aa=483mm，冲击载荷较大，取载荷系数=2.0由参考文献1查表14-1-79选,表14-1-77齿宽系数许用接触应力小齿轮传递转矩中心距 （4-1）取200mm2. 确定模数、齿数、齿宽等几何参数 （4-2）取由 （4-3） z2=i12z1=272.64=71实际传动比i12=2.63齿宽 (4-4)小齿轮分度圆直径 (4-5)大齿轮分度圆直径d2=mnz2=471=284mm根据中心距求啮合角cosa=(z1+z2)cosa=(71+27)0.94=0.90 (4-6)根据参考文献1查图14-1-4 中心距变动系数y=(-1)=(-1)=1.07 (4-7)变位时中心距 a=(d1+d2)+ymn=mn(+y)=4(+1.07)=200.28mm (4-8)齿顶高变动系数y=(x1+x2)-y=(0.65+0.85)-1.07=0.43齿顶高ha1=(ha*+x1-y)mn=(1+0.65-0.43)4=4.88mm (4-9)ha2=(ha*+x2-y)mn=(1+0.85-0.43)4=5.68mm齿根高 (4-10)齿高h1=ha1+hf1=4.88+2.4=7.28mm (4-11) h2=ha2+hf2=5.68+1.6=7.28mm4.3 齿轮尺寸齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=108+4.882=117.76mm (4-12)da2=d2+2ha2=284+5.682=295.36mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=108-24.88=98.24mm (4-13) df2=d2-2hf2=284-25.68=272.64mm齿轮圆周速度 (4-14)根据1表14-1-39取齿轮精度7级4.4 齿面接触强度核算1. 分度圆切向力 (4-15)2. 计算接触应力由1表14-1-80公式 (4-16)式中 使用系数 查1表14-1-81；动载荷系数 根据1表14-1-90计算精度系数C； (4-17) 根据参考文献1查图14-1-14 =1.31；齿向载荷分布系数；查1表14-1-98齿轮装配时； 齿向载荷分配系数 查1表14-1-102得；节点区域系数 查1图14-1-16得；弹性系数 查1表14-1-105得；端面重合度系数 根据1图14-1-5知；根据1图14-1-19知；小齿轮、大齿轮啮合系数 ；根据1表14-1-104 ；当时 当时。将以上数值代入接触应力公式得3. 安全系数 (4-18)式中 寿命系数；应力循环次数根据参考文献1查表14-1-106公式计算； (4-19)润滑油膜影响系数 查1表14-1-108 ； 齿面工作硬化系数；根据参考文献1查图14-1-30 ；尺寸系数 查1表14-1-109 。将以上数值代入安全系数公式、均达到了参考文献1表14-1-110规定的一般可靠度时最小安全系数的要求。4.5 轮齿弯曲强度核算1. 计算齿根应力 (4-20)式中 齿向载荷分布系数； (4-21)齿向载荷分配系数；当量齿形系数 ； ；重合度系数 。将以上数值代入接触应力公式得2. 安全系数 (4-22)式中 实验齿轮应力修正系数 查1表14-1-111 ；寿命系数根据参考文献1查表14-1-118得 ； 尺寸系数；齿根表面状况系数；相对齿根表面状况系数。将以上数据代入安全系数公式得、均达到规定较高可靠度，最小安全系数齿轮弯曲强度核算通过。第5章 低速级齿轮设计计算5.1 选定齿轮类型、材料1. 选直齿圆柱齿轮传动2. 材料选择小齿轮20CrMnTi调质HBS241 大齿轮20CrMnTi调质硬度207269HBS由1图14-1-23和图14-1-52取值 5.2 初步确定主要参数齿轮尺寸参数见表5-1表5-1 模数、齿数、齿宽等主要几何参数项 目代 号小齿轮大齿轮未变位时中心距见式（4-1）Aa=483mm(查1表14-1-75选取)=2.0（按1表14-1-77齿宽系数）T=735.98Nm代入式（4-1）得：a234 取280mm模 数见式（3-2）代入得mn=(1.965.6)mm 取mn=5（由1表14-1-2及表14-1-3查出）续表项 目代 号小齿轮大齿轮齿 数见式（4-3）z1=37z2 =75实际传动比i12=2.03齿 宽b1=b2+(510)=80mm见式（4-4）b2=a=0.25280=70mm分度圆直径见式（4-5）d1=mnz1=185mmd2=385啮合角见式（4-6）cosa=(37+75)cosa=总变位系数=0.2（由1图14-1-4取得）变位系数x1=0.3（由1图14-1-4取得）x2=-0.1 (x2=-x1)中心距变动系数见式（4-7）y=0.03变位时中心距见式（4-8）a=280.15mm齿顶高变动系数=(x1+x2)-y=0.17齿顶高见式（4-9）ha1=5.65mmha2=3.65mm齿根高见式（4-10）hf1=4.75mmhf2=6.75mm齿高见式（4-11）h1=10.4mmh2=10.4mm齿顶圆直径见式（4-12）续表项 目代 号小齿轮大齿轮齿顶圆直径da1=196mmda2=392mm齿根圆直径见式（4-13）df1=175.5mmdf2=371.5mm齿轮圆周速度见式（4-14）V=5.4m/s根据1表14-1-39取齿轮精度7级5.3 齿面接触强度核算齿面接触强度核算见表5-2 表5-2 齿面接触强度核算项 目代 号小齿轮大齿轮分度圆切向力见式（4-15）d1=185mm代入式（4-15）得Ft=7956.76N精度系数见式（4-17）z=z1=37fpt=25代入式（4-17）得 C=9.2接触应力见式（4-16）KA=1.5(查1表14-1-81) KV=1.21(查1图14-1-14)(查1表14-1-102)ZH=2.9(查1表14-1-16)ZE=189.8(查1表14-1-105)见式(4-16)KA=1.5(查1表14-1-81)KV=1.21(查1图14-1-14) (查1表14-1-102)ZH=2.9(查1表14-1-16)ZE=189.8(查1表14-1-105)续表项 目代 号小齿轮大齿轮接触应力(查1表14-1-5)代入得(查1表14-1-5)代入得寿命系数见式（4-19）NL1=60n1t=1.7109代入得 ZNT1=0.96见式（4-19）NL2=60n2t=8.3108代入得 ZNT2=1.01安全系数见式(4-18)ZLZRZV=1(查1表14-1-108)Zw1=1.11(查1图14-1-30)Zx=1.0(查1表14-1-109) 代入得 SH1=1.84见式(4-18)ZLZRZV=1(查1表14-1-108)Zw1=1.11(查1图14-1-30)Zx=1.0(查1表14-1-109) 代入得 SH1=1.84、均达到了参考文献1表14-1-110规定的一般可靠度时最小安全系数的要求。5.4 齿轮弯曲强度核算齿轮弯曲强度核算见表5-3 表5-3 齿轮弯曲强度核算项 目代 号小齿轮大齿轮齿根应力见式（4-20）YFa1=2.21 YSa1=1.759 代入得见式（4-20）YFa2=2.257 YSa2=1.75 代入得安全系数见式（4-22）（查1表14-1-111）YNT1=1(查1图14-1-111)YX=1.03-0.006mn=1 代入得 SF1=7.96见式（4-22）（查1表14-1-111）YNT1=1(查1图14-1-111)YX=1.03-0.006mn=1 代入得 SF1=7.96、均达到114-1-110规定较高可靠时最安全系数的要求，齿轮弯曲强度核算通过。第6章 行星齿轮设计计算6.1 传动比的确定1. 行星齿轮总传动比2. 两级NGW型行星齿轮减速3. 传动比用角标表示高速级参数、表示低速级参数取 查1图14-5-7得 6.2 行星齿轮高速级计算1. 配齿计算根据参考文献1查表14-5-3选择行星齿轮数目取由于距可能达到传动比极限值较远，所以不检验邻接条件。确定各齿轮齿数 (6-1) (6-2) (6-3)采用角变位若取则 (6-4)根据参考文献1查图114-5-4啮合角 2. 按接触强度初算传动中心距和模数输入转矩 T1=9550=1435.6N (6-5)设载荷不均匀系数在传动中太阳轮传递的转矩TA= (6-6)齿数比齿轮材料太阳轮和行星轮材料用18Cr2Ni4W渗碳淬火，齿面硬度57-61HRC，内齿圈硬度262-302HBS。取齿宽系数 载荷系数按齿面强度计算中心距由式（3-1）得 模数 取 (6-7)则传动未变位时中心距 (6-8)按预取啮合角得传动中心距变动系数由式（3-7）得 yAC=0.156 则中心距 (6-9)取实际中心距3. 计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角 (6-10) (6-11)4. 计算传动变位系数根据参考文献1查表14-1-21 (6-12)根据参考文献1查图14-1-4校核在许用区域内可用根据参考文献1查图14-1-4分配变位系数 5. 计算C-B传动中心距变动系数和啮合角C-B传动时未变位时的中心距 (6-13)则 (6-14)6. 计算C-B传动变为系数 (6-15)根据参考文献1查图14-1-4校核、在许用区域内根据参考文献1查图14-1-4分配变位系数 7. 几何尺寸计算根据参考文献1查表14-1-18中公式分别计算A、B、C轮分度圆直径、齿顶圆直径太阳轮A尺寸 (6-16)齿顶高 (6-17)式中 齿顶高系数 太阳轮、行星轮。齿顶圆 (6-18)齿根圆 (6-19)太阳轮齿宽 (6-20)行星轮C尺寸齿顶圆齿根圆基圆直径 (6-21)行星轮齿宽内齿轮B尺寸齿顶圆齿根圆基圆直径6.2.1 啮合要素计算1. A-C传动端面重合度(1) 顶圆齿形曲率半径 (6-22)太阳轮曲率半径行星轮曲率半径(2) 端面啮合长度 (6-23)(3) 端面重合度 (6-24)2. C-B传动端面重合度(1) 顶圆齿形曲率半径行星轮内齿轮(2) 端面啮合长度(3) 端面重合度6.2.2 齿轮强度计算1. A-C传动(1) 确定计算负荷名义转矩T3=1434.77由式（3-15）得 Ft=(2) 应力循环次数N (6-25)式中 太阳轮相对行星架的转速；寿命期内要求总运转时间。(3) 确定强度系数1) 使用系数2) 动负荷系数 (6-26)根据参考文献1查图14-1-14图6级精度 3) 齿向载荷分布系数、 (6-27) (6-28)根据参考文献1查图14-5-12 根据参考文献1查图14-5-13 4) 节点区域系数 (6-29)5) 弹性系数6) 载荷作用齿轮系数根据参考文献1查图13-1-38 根据参考文献1查图13-1-43 7) 重合度系数、 (6-30) (6-31) (4) 齿数比 (5) 接触应力基本值 (6-32)式中 节点区域系数；弹性系数；螺旋角系数；重合度系数。将以上数值代入接触应力公式得 (6) 接触应力 (6-33)式中 齿向载荷分布系数 ；使用系数；动负荷系数。将以上数值代入接触应力公式得(7) 弯曲应力基本值 (6-34)式中 载荷作用齿轮系数 ；重合度系数；螺旋角系数。将以上数值代入弯曲应力公式得(8) 齿根弯曲应力 (6-35)式中 使用系数；动负荷系数；使用系数；动负荷系数。将以上数值代入齿根弯曲应力得(9) 许用接触应力 (6-36)式中 寿命系数；润滑油膜影响系数 查1表14-1-108；工作硬化系数 ； 尺寸系数 。将以上数值代入接触应力公式得(10) 接触强度安全系数 (6-37)(11) 确定许用弯曲应力系数1) 试验齿轮修正系数2) 寿命系数根据参考文献1查图13-1-55 3) 齿根表面状况系数根据参考文献1查图13-1-58 4) 齿根圆角敏感系数根据参考文献1查14-1-585) 尺寸系数(12) 许用弯曲应力 (6-38)式中 试验齿轮修正系数；寿命系数；齿根表面状况系数； 齿根圆角敏感系数；尺寸系数。将以上数值代入许用弯曲应力公式得(13) 弯曲强度安全系数SF= (6-39)2. C-B传动强度验算强度验算见表6-1表6-1 C-B传动强度验算项 目代 号计算及说明名义切向力FtFt=35869.25N应力循环次数NbNb=4.4次续表项 目代 号计算及说明动载系数Kv见式（6-26）d=400 代入得 v=0.96m/sKv=1.05（根据1图14-1-14 6级精度选取）齿向载荷分布系数 KH KF见式（6-27）、（6-28） （根据图14-5-12选取）（根据图14-5-13选取）代入得 KH=1.24 KF=1.26节点区域系数ZH见式（6-29）a=21.27代入得 ZH=2.42弹性系数ZEZE=189.8载荷作用齿轮系数YF YS YF=2.2 YS=1.8重合度系数ZY见式（6-30）、（6-31）代入得 Z=0.82 Y=0.625齿数比接触应力基本值见式（6-32）ZH=2.42；ZE=189.8Z=1Z=0.82代入得 接触应力见式（6-33）KA=1.5KV=1.25K=1.24K=1.05代入得 齿根弯曲应力见式（6-35）代入得 弯曲应力基本值见式（6-34）Y=0.625Y=1代入得 =187.28MPa许用接触应力见式（6-36）ZNT=1.0ZLZVZR=1ZW=1ZX=0.96代入得 =864MPa接触强度安全系数SH见式（6-37）SH=0.96 许用弯曲应力见式（6-38）YST=2.0YNT=1.0（根据1图13-1-55）Y（根据1图13-1-57）Y（根据1图13-1-58）YX=1.05-0.01m=1代入得 =565.26MPa弯曲强度安全系数SF见式（6-39）代入得 SF=1.756.3 行星齿轮低速级计算1. 齿轮材料、热处理根据选材料20CrNi2MoA 表面渗碳淬火处理，表面硬度57-61HRC试验齿面接触疲劳极限齿根弯曲疲劳极限 太阳轮 行星轮内齿圈材料42CrMo调质处理，硬度齿轮接触疲劳极限齿轮弯曲疲劳极限2. 初步确定主要参数低速级输入转矩TII=TIiI=1424.776.10.98=8684.48主要参数见表6-2表6-2 行星齿轮低速级主要参数项 目代 号ZAZBZC配齿计算Z见式（6-1）i=4.68CS=4代入得 zA=21见式（6-2）C=25CS=4代入得 zB=79见式（6-3）zA=21zB=79代入得 zC=29预取啮合角a见式（6-4）代入得 j=1根据1图14-5-4 aAB=21 aBC=21 太阳轮传递的转矩TA见式（6-6）T2=8684.48N设kc=1.15代入得 TA=2596.8N齿数比按齿面强度计算中心距a见式（4-1）TA=2596.8NK=1.8 代入式（3-1）得 a=139.5mm模数m见式（6-7）a=139.5mm代入得 m=5.56 取m=6未变位时中心距aAC见式（6-8）代入得 aAC=150mmaBC见式（6-13）代入得 aBC=150mm续表项 目代 号ZA传动中心距变动系数见式（6-7）a=20aAC=21代入得 yAC=0.16中心距a见式（6-9）代入得 a=150.96mm 取实际中心距a=151mmA-C传动的实际中心距变动系数和啮合角yAC见式（6-10）代入得 yAC=0.17aAC见式（6-11）代入得 aAC=216A-C传动变位系数x见式（6-12）代入得 x=0.18根据1图14-1-4分配变位系数xA=0.18 xC=0C-B传动中心距变动系数和啮合角yCB见式（6-14）代入得 yCB=0.17mmaCB见式（6-11）代入得 aCB=211C-B传动变位系数x见式（6-15）代入得 x=0.18根据1图14-1-4分配变位系数 xC=0.25 xB=0.25分度圆直径d见式（6-16）代入得 d=126mmd=474mmd=174mm齿顶高ha见式（6-17）代入得ha1=6.06mmha2=5.52mmha3=6.54mm续表项 目代 号ZAZBZC齿顶圆da见式（6-18）代入得da=138.12mmda=462.96mmda=187.08mm齿根圆dfdf=111.36mmdf=492mmdf=160.2mm基圆db见式（6-21）代入得db=117.18mmdb=440.82mmdb=161.82mm齿宽b见式（6-20）代入得b=126mmb=284.4mmb=104mm6.3.1 啮合要素计算传动端面重合度计算见表6-3表6-3 传动端面重合度计算项 目代 号A-C传动端面C-B传动端面太阳轮齿形曲率半径见式（6-22）da=138.12mmdb=117.18mm代入得 =35.52mm行星轮齿形曲率半径见式（6-22）da=187.08mmdb=161.82mm代入得 =46.94mm见式（6-22）da=187.08mmdb=161.82mm代入得 =46.94mm内齿轮齿形曲率半径见式（6-22）da=462.96mmdb=440.82mm代入得 =70.72mm端面啮合长度ga见式（6-23）a=151mm代入得 ga=28.1mm见式（6-23）a=151mm代入得 ga=19.16mm端面重合度见式（6-24）代入得 =1.56见式（6-24）代入得 =1.086.3.2 齿轮强度计算强度验算见表6-4表6-4 传动强度验算项 目代 号A-C传动端面C-B传动端面名义切向力Ft见式（6-15）TA=2496.79代入得 Ft=39632NFt=39632N应力循环次数Nb见式（6-25）t=105600hnHa=9.8r/min代入得 N=2.4108见式（6-25）t=105600hnHa=9.8r/min代入得 N=2.4108动载系数 Kv见式（6-26）d=162nHb=35.9r/min见式（6-26）d=474nHb=9.8r/min动载系数Kv代入式（6-26）得 （根据1图14-1-14 6级精度选取）代入式（6-26）得 （根据1图14-1-14 6级精度选取）齿向载荷分布系数 KH KF见式（6-27）、（6-28）=0.82 =0.86（根据1图14-5-12选取）=1.2（根据1图14-5-13选取）代入得KH=1.16 KF=1.17见式（6-27）、（6-28）=0.78 =0.82（根据1图14-5-12选取）=1.1（根据1图14-5-13选取）代入得KH=1.078 KF=1.082节点区域系数ZH见式（6-29）a=21.1代入得 ZH=2.42见式（6-29）a=21.1代入得 ZH=2.42弹性系数ZEZE=ZE=载荷作用齿轮系数YF YSYF=2.45 YS=1.64YF=2.3 YS=1.74重合度系数见式（6-30）、（6-31）=1.59代入得 =0.89 =0.72见式（6-30）、（6-31）=1.08代入得 =0.98=0.94齿数比=接触应力基本值见式（6-32）ZH=2.42；Z=1Z=0.98代入得 =848.2MPa见式（6-32）ZH=2.42；Z=1Z=0.98代入得 =779.8MPa接触应力见式（6-33）KA=1.5 KV=1.05代入得 =1276.67MPa见式（6-33）KA=1.25 KV=1.05代入得 =950.47MPa弯曲应力基本值见式（6-34）=1代入得 =151.66见式（6-34）=1代入得 =239齿根弯曲应力见式（6-35）代入得 =279.47MPa见式（6-35）代入得 =356MPa许用接触应力见式（6-36）ZNT=1.0ZLZVZR=1ZW=1ZX=0.96代入得 =1344MPa见式（6-36）ZNT=1.0ZLZVZR=1ZW=1ZX=0.96代入得 =1248MPa接触强度安全系数见式（6-37）=1.10见式（6-37）=1.3许用弯曲应力见式（6-38）YST=2.0YNT=1.0（根据1图13-1-55）Y（根据1图13-1-57）Y（根据1图13-1-58）YX=1.05-0.01m=0.99代入得 =552MPa见式（6-38）YST=2.0YNT=1.0（根据1图13-1-55）Y（根据1图13-1-57）Y（根据1图13-1-58）YX=1.05-0.01m=0.99代入得 =559.6MPa弯曲强度安全系数SF见式（6-39）=552MPa=279.47MPa代入得 SF=1.6见式（6-39）=559.6MPa=356MPa代入得 SF=1.6、均达到114-5-25规定较高可靠时最安全系数的要求，齿轮弯曲强度核算通过。第7章 轴的结构设计7.1 牵一轴结构1. 选择轴材料 40CrMnMo2. 初步确定轴端直径根据1表6-1-19 (7-1)电机轴 取一轴直径3. 轴受力分析 (1) 计算齿轮啮合力 (7-2)(2) 求水平支承力作用平面内弯矩(3) 垂直面内支承反力，作垂直平面内弯矩(4) 支承反力作合成弯矩 由数据得C截面为危险截面4. 轴初步计算 (7-3)式中 弯曲疲劳极限 =495MPa；工作载荷，；折算系数。将以上数值代入危险截面公式得5. 牵一轴力分析图7-1 牵一轴图 图7-2 牵一轴受力图 图7-3 水平支承力作用平面内弯矩图7-4 垂直平面内弯矩图7-5 合成弯矩图7-6 轴转矩图7.2 牵二轴结构1. 选择轴材料 40Cr2. 初步确定轴端直径根据1表6-1-19 =97见式（7-1） 代入得 取50mm3. 轴受力分析 受力分析见表7-1表7-1 轴受力分析项 目代 号计算及说明齿轮啮合力Ft1代入式（7-2）得 Ft1=Fr1Fr1=Fttan20=1874.37NFt2代入式（7-2）得 Ft2=Fr2Fr2=Fttan20=2886.10N水平面内支承反力RAXRAX=RBXRBX=Ft1+Ft2-RAX=6907.76N水平面内弯矩MAXMBXMAX=MBX=0MCXMCX=RAXLAC=625975=469425NMDXMDX=RBXLAC=6907.7680=552620.8N垂直面内支承反力RAyRAy=-259.3N垂直面内支承反力RByRBy=Fr2-Fr1-RAy=1271.03N垂直平面内弯矩MAyMByMAy=MBy=0MCyMCy=MAyLAC=-19447.5MDyMDy=RAyLAD-Fr1LCD=-179472.75合成弯矩MA=0MB=0MA=MB=0MCMC=MDMD=4. 轴初步计算见式（7-3） =350MPa 代入得：5. 牵二轴力分析图7-7 牵二轴图图7-8 牵二轴受力图图7-9 水平支承力作用平面内弯矩图7-10 垂直平面内弯矩图7-11 合成弯矩7.3 高速级行星轮轴直径在相对运动中，每个行星轮承受稳定载荷，当行星轮相对行星架对称位置时，载荷则作用在轴跨距中间。取行星轮与行星架之间间隙，则跨距长度危险截面内弯矩行星轮轴材料 45号钢调质 安全系数故行星轮轴直径 取40mm图7-12 高速级行星轮危险截面弯矩图7.4 低速级行星轮轴直径在相对运动中，每个行星
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号