【《采煤机行星齿轮减速器的设计及其计算过程案例》3400字】

采煤机行星齿轮减速器的设计及其计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u264831.1第一级行星齿轮减速器的设计及其计算 1182661.1.1a--g传动过程计算 280331.1.2a--g传动的啮合角及变位系数的计算 2236201.1.3g--b传动的啮合角αgb及中心距变动系数ygb的计算 346451.1.4g--b传动变位系数 3144911.1.5行星齿轮减速器的几何尺寸： 39891.1.6a--g传动时的接触强度 4249201.1.7确定齿轮材料 6229311.2第二级行星齿轮减速器的设计及其计算 750031.2.6g--b传动变位系数的计算 9162841.2.9确定齿轮所用材料 121.1第一级行星齿轮减速器的设计及其计算⑴为了使得采煤机截割部结构简单，不易出现故障，行星传动机构选用固定内齿圈行星传动机构。⑵行星齿轮减速器的材料选择：以为行星轮和太阳轮载荷较大，所以采用材料为20CrMnTi，内齿圈采用40Cr作为材料并需调质处理，其硬度为256HBC。太阳轮齿面硬度为59~63HRC，行星轮的齿面硬度为53~58HRC，σHlim=1580MPa，许用接触应力大小为σHP=0.9σHlim=1580×0.9=1422MPa。该减速器所选材料均需采用渗碳后淬火的热处理方法。⑶行星轮个数的确定：已知其减速比为4.95，经查表，[3]表14-432，取行星轮个数为Cs=3。⑷不均匀系数KC：KCH=1.1，KCF=1.15。⑸减速器各轮齿数的确定：i=1+，初步选定太阳轮a齿数为23，受安装要求及条件限制，需满足公式，故此减速器内齿圈齿数为Zb=91。行星轮g齿数由公式，对于非角变位传动，经查表，[3]表14-440，得：Zg=Zg，=34。1.1.1a--g传动过程计算TⅣ=4157.5N.m暂取载荷不均匀系数Kc=1.15，Ta=TⅣ/Cs×Kc=4157.5÷3×1.15=1600.6N.m。齿数比：u=Zg/Za=34÷23≈1.48。齿宽系数：φd=0.5。载荷系数：K=1.8。相配对的齿轮副Aa：经查表，查[3]表14-1-65，得Aa=483。按照公式以齿面接触强度计算中心距：mm模数m=，模数取整数为m=6。需要把行星轮减去一个齿Zg=33，以提高啮合齿轮副的承载能力。中心距计算确定：aag=m/2×（Za+Zg）=6÷2×（23+33）=168mm，αag=24o，αgb=20.5°。确定传动中心距变位系数为：；a，=aag+yagm=168+0.8×6=172.8mm，取整数为a，=173mm。1.1.2a--g传动的啮合角及变位系数的计算，太阳轮的变位系数为Xa=0.41，则行星轮变位系数为：Xg=X∑ag-Xa=0.75-0.41=0.34。1.1.3g--b传动的啮合角αgb及中心距变动系数ygb的计算g--b传动时没有变位的中心距：agb=m/2（Zb-Zg）=6÷2×（91-33）=174mmYgb=Cosαgb，=，故得αgb，=21.75°1.1.4g--b传动变位系数X∑gb=（Zb-Zg）Xb=X∑gb+Xg=0.0015+0.34=0.34151.1.5行星齿轮减速器的几何尺寸：⑴分度圆直径：da=mZa=6×23=138mm，db=mZb=6×91=546mm，dg=mZg=6×33=198mm⑵齿顶高的变动系数：Δy=（x2±x1）-yXa=0.41，xb=0.3415，xg=0.34Yag=0.8，ygb=0.33Δyag=（0.41+0.34）-0.8=-0.05，Δygb=（0.3415-0.34）-0.33=-0.3285⑶齿顶高ha：haa=（ha*+xa-Δyag）m=（1+0.41+0.05）×6=8.76mmhag=（ha*+xg-Δyag）m=（1+0.34+0.05）×6=8.34mmhab=（ha*-xb+Δygb）m=（1-0.3415-0.3285）×6=2mm⑷齿根高hf：hfa=（ha*+c*-xa）m=（1+0.25-0.41）×6=1.04mmhfg=（ha*+c*-xg、）m=（1+0.25-0.34）×6=1.46mmhfb=（ha*+c*+xb）m=（1+0.25+0.3415）×6=9.55mm⑸齿高h：ha=haa+hfa=8.76+1.04=13.8mmhb=hab+hfb=8.34+1.46=13.8mmhg=hag+hfg=2+9.55=11.55mm⑹齿顶圆直径da：daa=da+2haa=138=2×8.76=151.52mmdag=dg+2hag=198+2×8.34=214.68mmdab=db-2hab=546-2×2=542mm⑺齿根圆直径df：dfa=da-2hfa=138-2×1.04=127.92mmdfg=dg-2hfg=198-2×1.46=187.08mmdfb=db+2hfb=546+2×9.55=561.1mm⑻基圆直径dh：dha=dacosα=138×cos20°=129.68mmdhg=dgcosα=198×cos20°=186.06mmdhb=dbcosα=546×cos20°=513.07mm⑼齿宽B：Ba=φada=0.5×138=69mm，Bg=Ba-（5~10），所以取Bg=64mm；Bb=Bg-（5~10），所以取Bb=59mm。⑽重合度εa：εa1=1.74，εa2=1.361.1.6a--g传动时的接触强度其许用接触应力为[σH]：[σH]=；经查表，由[3]图14-1-83得：σHlima=1580N/mm2，σHlimg=1580N/mm2；应力循环次数N=60njLn=60×619.3×10×300×20=2.2×109；经查表，Zna=1，Zng=1。（查[3]图14-1-86）取最小安全系数（接触疲劳强度）：SHlim=1。由上得：[σHa]1580×1/1=1580N/mm2;[σHg]=1580×1/1=1580N/mm2。许用弯曲应力[σF]计算：由公式[σF]=计算；经查表得弯曲疲劳极限σFlim：（查[3]图14-1-114）σFlima=890N/mm，σFlimb=890N/mm，σFlimg=890×0.7=623N/mm。经查表得弯曲强度寿命系数YN、弯曲强度尺寸系数YX、弯曲强度最小安全系数SFlim，其数据如下：YNa=YNb=YNg=1，（查[3]图14-1-115得）；YXa=YXb=YXg=1，（查[3]图14-1-116得）；SFlim=1.4，（查[3]图14-1-19得）。算得：[σFa]=890×1×1÷1.4=636N/mm2，[σFb]=890×1×1÷1.4=636n/mm2，[σFg]=623×1×1÷1.4=445N/mm2。按公式σF=，进行计算；齿形系数YF为：YFa=2.55，YFb=2.21，YFg=2.4。（查[3]表14-1-102得）应力修正系数YSa为：YSaa=1.60，YSab=1.78，YSag=1.50。（查[3]表14-1-103得）重合度系数Yε为：Yε1=0.25+0.75/εα1=0.68，Yε2=0.25+0.75/εα2=0.8。（查[3]表14-169得）载荷系数K为：K=KAKVKαKβ；经查表使用系数KA：KA=1.5；（查[4]表10-2得）经查表动载荷系数KV：KV=1.1；（查[4]图10-8得）经查表齿间载荷分布系数Kα：Kα=1；（查[4]表10-3得）经查表齿向载荷分布系数Kβ：Kβ=1；（查[4]表10-3得）载荷系数K=KAKVKαKβ=1.5×1.1×1×1=1.65。计算得：；；；由上得：[σFa]＞σFa,[σFb]＞σFb,[σFg]＞σFg。按计算：经查表材料弹性系数ZE为：ZE=189.8；（查[4]表10-5得）经查表节点区域系数ZH为：ZH=2.3；（查[4]图10-20得）重合度系数Zε：其推荐值为0.85~0.92，取其为Zε=0.85；齿数比：u==33/23=1.43。综上所得数据，计算：σHa=189.8×2.3×0.85×=1562.96N/mm2；σHg=189.8×2.3×0.85×=1622.86N/mm2；比较：[σHa]＞σHa，[σHg]＞σHg。1.1.7确定齿轮材料由公式：σHlim≥，查表得使用系数KA：KA=1.5（查[4]表10-2得）；查表得动载荷系数KV：KV=1.2（查[4]表10-8得）；查表得齿间载荷分布系数Kα：Kα=1.1（查[4]表10-3得）；查表得齿向载荷分布系数Kβ：Kβ=1.1（查[4]表10-3得）；查表得齿轮材料的弹性系数ZE：ZE=189.8（查[4]表10-5得）；选取得重合度系数Zε：Zε=0.85；查表得螺旋角系数Zβ：Zβ=1（查[3]图14-1-80得）；查表得接触强度寿命系数ZN：ZN=1（查[3]表14-1-96得）；查表得润滑系数ZL：ZL=1（查[3]表14-1-87得）；查表得速度系数ZV：ZV=1（查[3]图14-1-88得）；查表得粗糙度系数ZR：ZR=1（查[3]图14-1-89得）；查表得工作硬化系数ZW：ZW=1（查[3]图14-1-90得）；查表得接触强度计算尺寸系数ZX：ZX=0.748（查[3]图14-1-91得）。Ft=；σHlim≥=1048.86MPa。由上述所得数据可知：所取用材料40Cr需氮化处理，使其表面硬度达到52~55HRC即可。1.2第二级行星齿轮减速器的设计及其计算1.2.1确定减速器各齿轮的齿数已知数据i=3.96，CS=3，查表选取行星齿轮减速器的齿数组合：Za=50，Zb=148，Zg=49。（查[3]表14-5-3得）1.2.2初步计算a--g传动中心距及其模数（按照接触疲劳强度计算）TⅤ=19368.6N.m，KC=1.15Ta=TⅤ/CS×KC=19368.6÷3×1.15=7424.63N.m，齿数比：u==49÷50=0.98。内齿圈选用材料为40Cr并进行调质处理，其硬度为256HRC；热处理方式采用渗碳后淬火。太阳轮和行星轮的齿面硬度：太阳轮齿面硬度为59~63HRC，行星轮齿面硬度为53~58HRC。σHlim=1580MPa，σHv=0.9σHlim=0.9×1580=1422MPa。齿宽系数φd及载荷系数K：φd=0.5，K=1.8。中心距a：a=Aa（u+1）=482×（0.98+1）×=257.18mm模数m：m==2×257.18÷（50+49）=1.19，取整数为m=6。需把Zg减少一个齿，用以使啮合齿轮副的承载能力得以提高，则Zg=48，同时要采用不等角变位，则a--g传动在未变位时的中心距为：a==6÷2×（50+48）=294mmj==（148-48）÷（50+48）=1.02，查表取啮合角αag=22°，Ααgb=19.3°。计算a--g传动的中心距变位系数为：yag=1/2（Za+Zg）×=1/2×（50+48）×=0.67，a，=aag+yagm=294+0.67×6=298mm1.2.3计算a--g传动的啮合角αag及实际中心距变位系数yagYag==（298-294）÷6=0.67Cosαag==294÷298cos20°=0.93，得αag=22°。1.2.4a--g传动变位系数的计算X∑ag=（Za+Zg）=（50+48）×=0.68；Z∑ag=50+48=98；两者所得数据均在许用范围之内。Xg=X∑ag-Xa=0.68-0.45=0.23。1.2.5g--b传动中心距变位系数ygb与啮合角的计算g--b传动时未变位情况下的中心距为：agb==6÷2×（148-48）=300mmygb==（298-300）÷6=-0.333Cosαgb==300÷298×cos20°=0.94由上可得：αgb=18.4°1.2.6g--b传动变位系数的计算X∑gb==-0.008Xb=X∑gb+Xg=-0.008+0.23=0.2221.2.7减速器各齿轮几何尺寸的计算⑴各齿轮的分度圆直径：da=mZa=6×50=300mmdb=mZb=6×48=288mmdg=mZg=6×148=888mm⑵各齿轮齿顶高变动系数：Δy=（x2±x1）-yXa=0.45，Xb=0.222，Xg=0.23yag=0.67，ygb=-0.333Δyag=（0.23+0.45）-0.67=0.01，Δygb=（0.23-0.222）+0.167=0.175⑶各齿轮齿顶高ha：haa=（ha*+Xa-Δyag）m=（1+0.45-0.01）×6=8.64mmhag=（ha*+Xg-Δyag）m=（1+0.23-0.01）×6=7.32mmhab=（ha*-Xb+Δygb）m=（1-0.222+0.175）×6=1.72mm⑷各齿轮的齿根高hf：hfa=（ha*+C*-Xa）m=（1+0.25-0.45）×6=4.8mmhfg=（ha*+C*-Xg）m=（1+0.25-0.23）×6=6.12mmhfb=（ha*+C*+Xb）m=（1+0.25+0.222）×6=8.83mm⑸各齿轮的齿高h：ha=haa+hfa=8.64+4.8=13.44mmhb=hab+hfb=1.72+8.83=14.55mmhg=hag+hfg=7.32+6.12=13.44mm⑹各齿轮齿顶圆直径da：daa=da+2haa=300+2×8.64=317.28mmdag=dg+2hag=288+2×7.32=302.64mmdab=db-2hab=888-2×1.72=876.56mm⑺各齿轮齿根圆直径df：dfa=da-2hfa=300-2×4.8=290.4mmdfg=dg-2hfg=288-2×6.12=271.76mmdfb=db+2hfb=888+2×8.83=901.66mm⑻各齿轮基圆直径db：dba=dacosα=300×cos20°=281.91mmdbg=dgcosα=288×cos20°=270.62mmdbb=dbcosα=888×cos20°=834.43mm⑼各齿轮齿宽B：Ba=φada=0.5×300=150mmBg=Ba-（5~10），取Bg=145mmBb=Bg-（5~10），取Bb=140mm⑽重合度εa：εaa=1/2π查表得：εα1=1.6，εα2=1.74（查[3]图14-1-25得）1.2.8a--g传动过程中接触强度的校核验算；查表得接触疲劳强度极限σHlim：σHlima=1580MPa，σHlimg=1580MPa（查[3]图14-1-83得）；计算应力循环次数N：Na=60njL，得Na=4.2×108；Ng=Na/i=1.09×108Zna=1，Zng=1（查[3]图14-1-86得）选取接触强度最小安全系数SHlim=1。[σHa]=1580N/mm2，[σHg]=1580N/mm2计算许用弯曲应力：查表得弯曲疲劳极限σFlim：σFlima=890N/mm2，σFlimb=890N/mm2，σFlimg=890×0.7=623N/mm2，（查[3]图14-1-114得）查表得弯曲强度寿命系数YN：YNa=YNb=YNg=1（查[3]图14-1-115得）查表得弯曲强度尺寸系数YX：YXa=YXb=YXg=1（查[3]图14-1-116,得）查表得弯曲强度最小安全系数SFlim：SFlim=1.4（查[3]图14-1-91得）计算得：[σHa]=635N/mm2,[σHb]=635N/mm2,[σHg]=446N/mm2由公式：进行校核验算查表得齿形系数YF：YFa=2.1，YFb=2.05，YFg=2.07（查[3]表14-1-102得）查表得重合度系数Yε：Yε1=0.25+0.75/εα1=0.72，Yε2=0.25+0.75/εα2=0.68（查[3]表14-169得）查表得应力修正系数Ysb：YSba=1.4，，由公式计算载荷系数K：K=；使用系数KA为：KA=1.5；动载荷系数KV为：KV=1.05；