畢業(yè)設計-采煤機牽引部設計【含7張CAD圖紙】

1. 緒論 .51.1 采煤機的組成 51.2 采煤機類型 71.3 采煤機的發(fā)展趨勢 71.4 電牽引采煤機的優(yōu)點 82. 牽引部的設計 .102.1 牽引機構(gòu)傳動系統(tǒng) 102.1.1 主要技術(shù)參數(shù) .112.1.2 電動機的選擇 .112.1.3 傳動比的分配 .122.2 牽引部傳動計算 142.2.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩 .142.3 牽引部齒輪設計計算 162.3.1 齒輪 1 和惰輪 2 的設計及強度效核 .162.3.2 齒輪 3 和惰輪 4 的設計及強度效核 .192.3.3 齒輪 5 和惰輪 6 的設計及強度效核 .232.4 牽引部行星機構(gòu)的設計計算 262.4.1 行星齒輪的計算 .282.4.2 行星輪嚙合要素驗算 .373. 軸的設計及校核 .393.1 確定軸的最小直徑 393.2 軸的校核 413.3 花鍵的強度校核 473.4 軸承的校核 484. 采煤機的使用和維護 .504.1 采煤機的維護 504.2 采煤機軸承的維護及漏油的防治 535. 機械密封 .56參考文獻 59致謝 60`摘 要G400/900-WD 型采煤機是一種多電機驅(qū)動，橫向布置的交流電牽引采煤機。該機功率大，多電機橫向布置，整機結(jié)構(gòu)緊湊，采用交流變頻調(diào)速系統(tǒng)，變頻調(diào)速采用機載式。截割電機、牽引電機等主要元部件均可從采空區(qū)抽出，容易更換，方便維修。牽引電機輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)三級圓柱齒輪和二級行星齒輪減速器減速后，由行星架輸出，通過驅(qū)動輪與行走輪相嚙合，再由行走輪與工作面刮板輸送機上的齒軌嚙合使采煤機來回行走，同時制動軸輸出軸通過鍵與制動器相連，實現(xiàn)電牽引部的制動。左右牽引部，中間電控箱的聯(lián)結(jié)螺柱，定位銷，搖臂與左右電牽引部鉸接銷軸四組，這些裝置將采煤機各大部件聯(lián)接成一個整體，起到緊固及連接的作用。牽引部與行走部做成一體，使機身整體尺寸緊湊，縮小了機身寬度。G400/900-WD 型采煤機，操作方便，可靠性高，事故率低，開機效率高，可滿足高產(chǎn)高效工作面的需要。關鍵詞：采煤機；牽引部；行走部；行星齒輪`ABSTRACTThe G400/900-WD coal mining machine is more than one kind of motor-driven, crosswise arrangement alternating current hauling coal mining machine. This machine power is big, the multi-electrical machinery crosswise arrangement, the complete machine structure is compact, uses the exchange frequency conversion velocity modulation system, the frequency conversion velocity modulation uses aircraft-borne -like. Cuts the electrical machinery, the pulling motor and so on main part to be possible to extract from the worked-out section, easy to replace, facilitates the service.The pulling motor outputs torque decelerates after the third-level cylindrical gears and the second-level planet gear reduction gear, by the planet outputs, with walks lining on the feet and palms of buddha meshing through the driving gear, by walks again round and on working surface scraper conveyer's rack rail meshing causes the coal machine back and forth to walk, simultaneously the brake spindle output shaft is connected through the key and the brake, realizes the electricity hauling department brake.About the hauling department, the middle electrically controlled box's joint stud, the positioning pin, the rocking shaft sells the axis four groups with about electricity hauling department hinge, these installments join coal mining machine various major assemblies a whole, plays the fastening and the connection role. The hauling department with walks to make a body, caused the fuselage overall size to be compact, reduced the fuselage width.The G400/900-WD coal mining machine, the ease of operation, the reliability is high, the accident rate is low, the starting efficiency is high, may satisfy the high production highly effective working surface the need.Key word: The coal mining machinethe ，hauling department；walks；Planet gear`1. 緒論1.1 采煤機的組成 采煤機主要由電動機、牽引部、截割部和附屬裝置等部分組成（如圖 1.1） 。電動機：是滾筒采煤機的動力部分，它通過兩端輸出軸分別驅(qū)動兩個截割部和牽引部。牽引部：通過其主動鏈輪與固定在工作面輸送機兩端的牽引鏈 3 相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此，牽引部是采煤機的行走機構(gòu)。 左、右截割部減速箱：將電動機的動力經(jīng)齒輪減速后傳給搖臂 5 的齒輪，驅(qū)動滾筒 6 旋轉(zhuǎn)。滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構(gòu)，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。螺旋葉片將截齒割下的煤裝到刮板輸送機中。為提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒一側(cè)裝有弧形擋煤板 7，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉(zhuǎn) 180°。如圖 1.1 雙滾筒采煤機底托架：是固定和承托整臺采煤機的底架，通過其下部四個滑靴 9將采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上，其中采空區(qū)側(cè)兩個滑靴套在輸送機的導向管上，以保證采煤機的可靠導向。調(diào)高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調(diào)節(jié)采煤機的采高。調(diào)斜油缸：用于調(diào)整采煤機的縱向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的截割要求。`電氣控制箱：內(nèi)部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內(nèi)外噴霧降塵用水，采煤機設有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內(nèi)，并由采煤機拉動在工作面輸送機的電纜槽中卷起或展開。1.2 采煤機類型 滾筒采煤機的類型很多，可按滾筒數(shù)目、行走機構(gòu)形式、行走驅(qū)動裝置的調(diào)速傳動方式、行走部布置位置、機身與工作面輸送乳汁機配合導向方式、總體結(jié)構(gòu)布置方式等分類。①按滾筒數(shù)目分為單滾筒和雙滾筒采煤機，其中雙滾筒采煤機應用最普遍。②按行走機構(gòu)形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。③按行走驅(qū)動裝置的調(diào)速方式分機械調(diào)速、液壓調(diào)速和電氣調(diào)速滾筒采煤機（通常簡稱機械牽引、液壓牽引和電牽引采煤機） 。④按行走部布置位置分內(nèi)牽引和外牽引采煤機。按機身與工作面輸送機的配合導向方式分騎槽式和爬底板式采煤機。⑤按適用的煤層厚度分厚煤層、中厚煤層和薄煤層采煤機。按適用的煤層傾角分緩斜、大傾角和急斜煤層采煤機。⑥按總體結(jié)構(gòu)布置方式分截割（主）電動機縱向布置在搖臂上的采煤機和截割（主）電動機橫向布置在機身上的采煤機、截割電動機橫向布置在搖臂上的采煤機。1.3 采煤機的發(fā)展趨勢電牽引采煤機經(jīng)過 25 年的發(fā)展，技術(shù)已趨成熟。新一代大功率電牽引采煤機已集中采用了當今世界最先進的科學技術(shù)成為具有人工智能的高自動化機電設備代替液壓牽引已成必然。技術(shù)發(fā)展趨勢可簡要歸結(jié)如下:⑴電牽引系統(tǒng)向交流變頻調(diào)速牽引系統(tǒng)發(fā)展。⑵結(jié)構(gòu)形式向多電機驅(qū)動橫向布置發(fā)展。⑶監(jiān)控技術(shù)向自動化、智能化、工作面系統(tǒng)控制及遠程監(jiān)控發(fā)展。⑷性能參數(shù)向大功率、高參數(shù)發(fā)展。⑸綜合性能向高可靠性和高利用率發(fā)展。國內(nèi)電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展基本一致經(jīng)過近 15 年的研究，已取得較大進展但離國際先進水平特別是在監(jiān)控技術(shù)及可靠性方面尚有較`大差距，必須進行大量的技術(shù)和試驗研究。1.4 電牽引采煤機的優(yōu)點采煤機牽引負載特性在截割時多為恒轉(zhuǎn)矩特性，所需動力為機械特性為硬特性；調(diào)動時是恒功率特性，所需動力機械的機械特性為軟特性。這對于電動機或泵－馬達系統(tǒng)只有調(diào)速才能滿足這種恒轉(zhuǎn)矩恒功率的負載特性，這種特性是為人為機械特性，即負載的變化按人規(guī)定的規(guī)律來變化。對調(diào)還特性來講，需要速度剛度越大越好，其調(diào)速過程或工作速度就越平穩(wěn)。從這點出發(fā)，直流電動機、交流電動機、液壓泵馬達系統(tǒng)都是硬特性。因此，不論電牽引或液壓牽引，應該說都具有良好的調(diào)速特性。但液壓牽引的機械特性除了受負載影響外，還受油液的泄漏、粘度、溫度和清潔度、制造和維修質(zhì)量的影響到，特性曲線慢慢變軟，但電動機特性除了受負載影響外，就沒有像液壓傳動那么多的影響，也就是電牽引的牽引特性好，調(diào)速平穩(wěn)性好，牽引特性曲線可長時間的保持穩(wěn)定。在牽引特性的實際應用中還有兩個問題：1、目前的液壓牽引，當雙牽引時牽引力增加１倍，牽引速度比單牽引時大約減少一半，這在設計中可以使泵馬達的排量增大１倍，但液壓件的體積要增大很多。電牽引動力源泉就沒有此問題。2、直流和交流電牽引可以在負載特性坐標系中四象限運行，能向采煤機提供牽引力或制動力，而液壓牽引中能在象限運行，只能提供牽引力，制動力由制動閘提供。液壓牽引也有用液控背壓來產(chǎn)生制動的，電牽引采煤機在超速牽引時，一般是指在大傾角工作面上機器下滑時出現(xiàn)超速牽引，對電動機為超同步轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)。這時電動機發(fā)電反饋電網(wǎng)，同時產(chǎn)生制動力矩。只要牽引力在傾斜工作面中足夠大時，司機仍可按要求的牽引速度進行操作運行。3、機械傳動效率高電牽引沒有能量多次轉(zhuǎn)換問題，總效率可達 0.9 以上，而液壓牽引一般在 0.65~0.70。牽引力大、牽引速度高：液壓牽引性能指標的提高，必須采用大功率液壓泵和液壓馬達，其壽命較短，可靠性較差，這也限制了載割功率進一步增大。目前電牽引采煤機的牽引力可達 950KN；電牽引采煤機的牽引速度已達到：載割時 8~12m/min，最大可達 25m/min;裝機總功率：電牽引已達 1530kW，而液壓牽引為 900kW 和 1000kW，所以世界紀錄的采煤機都是電牽引采煤機，其牽引速度和可用率都明顯高于液壓牽引的采煤機。`4、工作可靠行很高液壓牽引采煤機的可用率一般在 50%~60%以下。5、易于實現(xiàn)微機自動控制由于微機控制的功能齊全、計算速度極快、與電牽引電控的電參數(shù)容易配合，因此，易于實現(xiàn)工況檢測、幾點保護、故障診斷、數(shù)據(jù)顯示。6、機械傳動和結(jié)構(gòu)簡單電牽引采煤機采用了多電機和獨立驅(qū)動、模塊式結(jié)構(gòu)，使傳動系統(tǒng)和結(jié)構(gòu)簡化。特別是截割電動機橫向布置，取消了壽命較短、傳動效率較低、調(diào)整嚙合間隙較復雜的圓錐齒輪。7、生產(chǎn)率顯著提高由于牽引力大、牽引速度高、截割電動機功率大，尤其是故障非常低，因而使生產(chǎn)率大大提高綜合上述，電牽引采煤機最主要的優(yōu)點是整機性能明顯提高，工作可靠性大大加強，從而保證生產(chǎn)率明顯提高。`2 牽引部的設計2.1 牽引機構(gòu)傳動系統(tǒng)圖 2.1 牽引機構(gòu)傳動系統(tǒng)圖2.1.1 主要技術(shù)參數(shù)主要技術(shù)參數(shù)及配套設備：采高（m）： 2.2～3.5；適應傾角（°）： ≤25；煤質(zhì)硬度 : f≤4；截深（m）： 0.8滾筒直徑 （m）：￠1.6 電壓（V）： 1140；牽引形式 ： 強力輪齒—齒軌電牽引；牽引電機型號： YBXn225S-4裝機功率（KW）： 904 2.1.2 電動機的選擇`根據(jù)礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。所以選擇三相鼠籠異步防爆電動機.其主要參數(shù)如下：額定功率：37KW；額定電壓：380V；滿載電流：69A；額定轉(zhuǎn)速：1470r/min；滿載效率：0.936；滿載功率因數(shù)：0.87；接線方式：Y；質(zhì)量：400KG；冷卻方式：水冷2.1.3 傳動比的分配在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，而多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：1.各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內(nèi)，不應超過所允許的最值，以符合其傳動形式的工作特點.2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各所有傳動零件應便于安裝。3.使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。4.使各級傳動中的大齒輪進入油中深度大致相等，使其潤滑比較方便。由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構(gòu)的傳動比。設計采用 NGW 型行星減速裝置，其工作原理如下圖所示：`a 太陽輪 b 內(nèi)齒圈 c 行星輪 h 行星架圖 2.2 NGW 型行星機構(gòu)該行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪 a、內(nèi)齒圈 b、行星輪 c、行星架h 等組成。傳動時，內(nèi)齒圈 b 固定不動，太陽輪 a 為主動輪，行星架 h上的行星輪 c 繞自身的軸線 ox—ox 轉(zhuǎn)動，從而使行星架 h 回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。運轉(zhuǎn)中，軸線 ox—ox 是轉(zhuǎn)動的。這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，適用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構(gòu)的使用效率為 0.97～0.99,傳動比一般為 2.1～13.7。如圖 2.3，當內(nèi)齒圈 b 固定，以太陽輪 a 為主動件，行星架 h 為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。從書上可知,采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為5～6。所以這里先定行星減速機構(gòu)傳動比：i i3.61?bac 5.42?bac根據(jù)前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為 17 為依據(jù)，另參考 MG250/591 型采煤機截割部各齒輪齒數(shù)分配原則，初定齒數(shù)及各級傳動比為：i =z /z =2.84 i =z /z =2.13 i =1.3612124332.2 牽引部傳動計算2.2.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩`1) 各軸轉(zhuǎn)速計算：從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸。Ⅰ軸 n r/min1470?Ⅱ軸 n = n / i =1470/2.84=517.6 r/min21Ⅲ軸 n = n / i =517.6/2.13=243 r/min32Ⅳ軸 n = n / i =243/6.3=38.57 r/min43Ⅴ軸 n = n / i =38./4.5=8.57 r/min542) 各軸功率計算：Ⅰ軸 =37×0.99×0.98=35.89kW1.P??3Ⅱ軸 . =35.89×0.98×0.97=34.124kW22?Ⅲ軸 P =P =34.124×0.98×0.97=33.107 kW34Ⅳ軸 P = P = 33.107×0.98×0.97=32.12kW43?Ⅴ軸 P = P =32.12×0.98×0.97=30.534 kW54式中 ——滾動軸承效率 =0.991 1——閉式圓柱齒輪效率 =0.972?2?——花鍵效率 =0.99333) 各軸扭矩計算:Ⅰ軸 T =95501 mNnP????21.14705.891Ⅱ軸 T =95502 632`Ⅲ軸 T =95503 mNnP????19.3024.79503Ⅳ軸 T =95504 .58.4Ⅶ軸 T =95505 mNnP????64.302.7950將上述計算結(jié)果列入下表：軸號 輸出功率 P（kW） 轉(zhuǎn)速n(r/min) 輸出轉(zhuǎn)矩 T/(N·m) 傳動比Ⅰ軸 35.89 1470 233.211 2.84Ⅱ軸 34.124 517.6 629.6 2.13Ⅲ軸 33.107 243 1301.119 6.3Ⅳ軸 32.12 38.57 7953.09 4.5Ⅴ軸 30.534 8.57 3402564 1.362.3 牽引部齒輪設計計算2.3.1 齒輪 1 和惰輪 2 的設計及強度效核（1）計算過程及說明:1)選擇齒輪材料： 兩個齒輪都選用 20GrMnTi 滲碳淬火2)按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按 估取圓311/)02.~.(npvt?周速度。小輪分度圓直徑 ，由式得1d3 211 )][(2HEdZukT???????`齒寬系數(shù) ：取 ＝0.8(齒輪相對軸承為非對稱布置)d?d小輪齒數(shù) ： =251Z1惰輪齒數(shù) ： ＝ i =71221Z?齒數(shù)比 ： ＝ / =71/25(傳動比誤差應控制在 范圍u %5?內(nèi))小輪轉(zhuǎn)矩： T =233211.N1m?載荷系數(shù) ： 由式（8－54）得K??KVA???其中，使用系數(shù) ： ＝1.75A動載荷系數(shù) ： ＝1.2VKVt齒向載荷分布系數(shù) ： ＝1.1??齒間載荷分配系數(shù) ： ?1.0??則載荷系數(shù) 的初值 ： K??KVA??=1.75 =2.541.2.?彈性系數(shù) ： =189.8EZez節(jié)點影響系數(shù) ： H120,0x???重合度系數(shù) ： Z =0.89??許用接觸應力 ： ??H?由式 ＝ HHLimS/??接觸疲勞極限應力 ：21iHLim、`=1430N =1430N1HLim?2?2HLim?2?應力循環(huán)次數(shù)： 由式 N=60njL 得：hN =60njL =601h 91038.75302147???N = N /i= /2.84=2.795 2938. 9接觸強度得壽命系數(shù): =1 ,(不許有點蝕)12NZ硬化系數(shù) ： ＝1?Z?接觸強度安全系數(shù) ： S =1~1.5， 取Hminh 1.3HS?221 03./40mN????故 的設計初值為：d=66.587mm1? 23 )1089.5.89(84.20)(315.2 ????齒輪模數(shù) ： m= /Z =66.587/25=2.66 取 m = 4mmm1d小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 : =25t?1td?04??小輪分度圓直徑： 1td?d =mZ =42m287中心距 ： =m/2(Z + Z )=192mm aa1齒寬 ： b= 0.8 mmb??d?6.53.6??取整數(shù) b=54mm`齒寬： 2b?小輪齒寬： =60??10~51?齒根彎曲疲勞強度效荷計算??3由式 得： ?68???FSFFYmbdKT????????12齒形系數(shù) ： 小輪 Y =2.62 大輪 Y =2.222?FYa 2a應力修正系數(shù) : 小輪 Y =1.59 大輪 Y =1.752S1S 1S重合度: =1.675a?重合度系數(shù) ： =0.25+0.75/1.675=0.698?Y0.257/?????許用彎曲應力 ： ??F?FxNFLimSY??彎曲疲勞極限 : Lim 21/81.3i?2570FLim?彎曲壽命系數(shù) ： NY1NY尺寸系數(shù) ： xx安全系數(shù) ： S =1.5FSF則公式:[ ]F?11/LimNXFY??= =107.691 405698.052.34.2?? 2/mN= =93.62 2F167所以齒輪 1 和惰輪 2 的齒根彎曲疲勞強度合格.`2.3.2 齒輪 3 和惰輪 4 的設計及強度效核1)選擇齒輪材料： 兩個齒輪都選用 20GrMnTi 滲碳淬火2)按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按 估取圓周速311/)02.~.(npvt?度小輪分度圓直徑 ，由式得:1d3 211 )][(2HEdZukT???????齒寬系數(shù) ：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0.8d? d?小輪齒數(shù) ： =383Z3大齒數(shù) ： ＝i =80.94 取 =81443Z?4Z齒數(shù)比 ： ＝ / =81/38（傳動比誤差應控制在 范圍u %5?內(nèi)）小輪轉(zhuǎn)矩： T =629600N1m?載荷系數(shù) ： 由式（8－54）得K??KVA???使用系數(shù) ： ＝1.75A動載荷系數(shù) ： ＝1.2VKVt齒向載荷分布系數(shù) ： ＝1.1?齒間載荷分配系數(shù) ： ?1.0?則載荷系數(shù) 的初值： K??KVA??=1.75 =2.5411.2.?`彈性系數(shù) ： =189.8EZEz節(jié)點影響系數(shù) ： H120,0x???重合度系數(shù) ： Z =0.89??許用接觸應力 ： ＝??H???HHLimSZ/???接觸疲勞極限應力 ：21iLim、=1430N =1430NHi?2HLim2?應力循環(huán)次數(shù)： 由式 N=60njL 得：hN =60njL =603h 91075.3026.517???N = N /i= /2.13=1.312 419. 9接觸強度得壽命系數(shù)： Z = Z =11N2硬化系數(shù) ： ＝1??接觸強度安全系數(shù) ： 按較高可靠度查 S =1~1.5，取HSminh1.3HS? 2103./1421 NH????故 的設計初值為：1dd? 23 )1089.5.89(13.280)(695. ????=95.33mm齒輪模數(shù) ： m=d/ =95.33/38=2.51 取 m=4mmm3Z小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 ： =381td?1t?m524??`小輪分度圓直徑：d =mZ =41td??2m32481??中心距 ： =m/2(Z + Z )=238mm aa1齒寬 ： b= 0.8 mmb?d?76.95惰輪齒寬： 2b?小輪齒寬： =82mm??10~1?齒根彎曲疲勞強度效荷計算??3可知： ??FSFFYmbdKT????????12齒形系數(shù) ： 小輪 Y =2.43 大輪 Y =2.202?FYa 2a應力修正系數(shù) ：小輪 Y =1.652 大輪 Y =1.771S1S 1S重合度： =1.66a?重合度系數(shù) ： ?0.257/?????=0.25+0.75/1.66=0.701許用彎曲應力 ： 可知： ??F???FxNFLimSY/??彎曲疲勞極限 ： Lim 2181.3FLim?2/570i ?彎曲壽命系數(shù) ： NY1NY尺寸系數(shù) ： xx安全系數(shù) ： S =1.7FSF`[ ] F?11/LimNXFYS??[ ] =581 /358.243??7.[ ] =581 /358.244F/則公式:= =194.863F?4152767013905.2?? 2/mN= =175.4424F8 2/所以齒輪 3 和惰輪 4 的設計及強度效核合格2.3.3 齒輪 5 和惰輪 6 的設計及強度效核1)選擇齒輪材料： 兩個齒輪都選用 20GrMnTi 調(diào)質(zhì)2)按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按 估取圓周311/)02.~.(npvt?速度小輪分度圓直徑 ，由式得1d3 211 )][(2HEdZukT???????齒寬系數(shù) ：因齒輪相對軸承為非對稱布置， 取 ＝0.8d d?小輪齒數(shù) ： =175Z5惰輪齒數(shù) ： ＝i =23.18 取整數(shù) =23665Z?6Z齒數(shù)比 ： ＝ / =23/17（傳動比誤差應控制在 范圍u21 %5?內(nèi)）`小輪轉(zhuǎn)矩： T =34025640N1m?載荷系數(shù) ： K??KVA???使用系數(shù) ： ＝1A動載荷系數(shù) ： 則 ＝1.2VVt齒向載荷分布系數(shù) ： ＝1.1?K?齒間載荷分配系數(shù) ： =1.1??則載荷系數(shù) 的初值： ??KVA???=1 =1.451.2.?彈性系數(shù) ： =189.8EZEz節(jié)點影響系數(shù) ： H120,0x???重合度系數(shù) ： Z =0.89??許用接觸應力 ： ＝??H?HHLimSZ/???接觸疲勞極限應力 ：21iLim、=1430N =1430NHi?2HLim2?應力循環(huán)次數(shù)： 由式 N=60njL 得hN =60njL =601h 7106.453057.8???N = N /i= /1.36=3.39 21647則接觸強度得壽命系數(shù)： Z =1.04 Z =1.06N2N硬化系數(shù) ： ＝1??Z`接觸強度安全系數(shù) ： 取 HS1.3HS?21 4/0.43mN????2H6.故 的設計初值為 ：1dd ? 23 )1487.05.89(3529.180)(46.2 ???=275.335mm齒輪模數(shù) ： m=d/Z =275.335/17=16.1 取 m=16mmm1小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 ： =17td?1t?m276??小輪分度圓直徑： d =mZ =161t?238中心距 ： =m/2(Z + Z )=320mm aa1齒寬 ： b= 0.8 mm 取整數(shù) b=220 b?1d?035.7??mm惰輪齒寬： =220 mm2b?小輪齒寬： =226mm??10~51?齒根彎曲疲勞強度效荷計算??3由公式可知： ??FSFFYmbdKT????????12齒形系數(shù) ： 小輪 Y =2.97 大輪 Y =2.69?FYa2a應力修正系數(shù) ： 小輪 Y =1.52 大輪 Y =1.575S1S 1S`重合度 =1.554a?重合度系數(shù) ： =0.25+0.75/1.554=0.732?Y0.257/?????許用彎曲應力 ： ??F?FxNFLimSY/??彎曲疲勞極限 ： Lim 2159.8i ??2/70FLim彎曲壽命系數(shù) ： NY1NY尺寸系數(shù) ： xx?安全系數(shù) ： S =1.5FSF則公式: [ ]?11/LimNXFYS?得： [ ]=595 4255F??4.2/m[ ]=595 /2106/= =328.1775F?1627732.0594.3405.12?? 2/N= =319.6216F .所以齒輪 5 和惰輪 6 的設計及強度效核合格 2/mN2.4 牽引部行星機構(gòu)的設計計算這里采用 2K-H 型行星傳動機構(gòu), 該種機構(gòu)要正確嚙合，必須滿足四個條件：) 傳動比條件：當中心輪 a 輸入時，設給定的傳動比為 ，內(nèi)齒baHi(1`圈的齒數(shù)為 Zb，中心輪的齒數(shù)為 Za，則上述三個量滿足滿足下列關系：=1+Zb/Za (4-1) baHi(2)同軸條件：為保證行星輪 g 同時與中心輪 a,太陽輪 b 實現(xiàn)正確嚙合，對于圓柱齒輪行星傳動機構(gòu)，要求外嚙合副 的中心距gaZ?與內(nèi)嚙合副 的中心距 相等，即 = 。對于標準傳動或ag? gbZ?gba?g?b高度變位傳動，有=2)(bam?2)(gbZ?可得： (4-2)ag?在標準傳動中，外嚙合齒輪副的接觸強度遠低于內(nèi)嚙合齒輪的接觸強度，為適當調(diào)節(jié)內(nèi)外嚙合齒輪副的接觸強度，常采用角度變位傳動，外嚙合和內(nèi)嚙合的中心距分別為：agbaagZm??????cos)(2 bggbbgZm??????cos)(2由以上兩式可得： (4-3)gbagZ????式中 —分度圓壓力角；—外嚙合齒輪副 的嚙合角; ag?? ga—內(nèi)嚙合齒輪副 的嚙合角bbZ?(3)裝配條件：為保證各行星齒輪均勻分布在中心輪的周圍，而且能準確的裝入兩中心輪的齒間實現(xiàn)正確嚙合，則必須滿足兩中心輪的齒數(shù)和 與行星輪的數(shù)目 的比值為整數(shù)，即：)(baZ?pn（整數(shù)）rZba??)(亦可表示為： (4-4) niapH(4)鄰接條件：行星機構(gòu)在運動的過程中，行星輪之間不能發(fā)生干涉，即要保證兩行星輪的中心距 L 大于兩行星輪齒頂圓半徑之和，即： `agpagrnL2si2????依據(jù)上述四個條件，可初步確定太陽輪，內(nèi)齒圈以及行星輪的齒數(shù)。2.4.1 行星齒輪的計算一、 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪的材料為 20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的 18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 MPalim1450H??試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：太陽輪： MPali行星輪： MPalim1450H??齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為 6 級。二、 確定各主要參數(shù)⑴行星機構(gòu)總傳動比： i=6.3(采用 NGW 型行星機構(gòu))⑵行星輪數(shù)目 ： 取 =3。pnp⑶載荷不均衡系數(shù) ：k采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，取 =1.15pk⑷配齒計算：太陽輪齒數(shù) ： =13az內(nèi)齒圈齒數(shù) z ： z =z 取bba?9.68)13.()1(????i`z =69b行星輪齒數(shù) z : z = =29 取 z =28cc)-(21abc⑸齒輪模數(shù) ：m按公式計算中心距：32lim)1(48ukTuA?????1)綜合系數(shù)： K=2.12）太陽輪單個齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T = =1301.119 =498.76NaCKn?243/15.?m?3）齒數(shù)比： u= z /z =28/13=2.15c4）取齒寬系數(shù)： 0.7a??5）初定中心距： 將以上各值代入強度計算公式，得mm24.1065.1437.0982)15.(4833?????w?則 =106mm6）計算模數(shù) ： m= = 取標準值mcaz?218.5213.6?m=5mm7）未變位時中心距 a：mm 105)9(52)(2????cz?(6) 計算變位系數(shù)1）a-c 傳動 a)嚙合角 ： = cos20 =0.9308ac?acw?10652cos?`=21.44°ac?b)總變位系數(shù)： = (inv --inv )??tn2cz?ac?= =0.20834204.1(0t913inviv??c)中心距變動系數(shù) ： =ymw?56?d)齒頂降低系數(shù) ： －y=0.20834-0.2=0.00834???e)分配變位系數(shù)： x =0.28 x =－0.07166 122）c-b 傳動 a)嚙合角 ： = (69-28)=102.5cba)(2cbzm????5= cos20=(102.5/106)cos20=24.6785°cbwab)變位系數(shù)和 ： = (inv --inv )?x???tn2cbz?ac?= =0.7835206785.(0t69inviv??c)中心距變動系數(shù) ： =ymaw??.1?d)齒頂降低系數(shù) ： －y=0.7835－ 0.7=0.00835???e)分配變位系數(shù)： x =－0.07166 2x = + x =0.7835-0.07166=0.7118?32三、 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪的材料為 20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透`性大的 18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度 及耐磨性.試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 MPalim1450H??試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：太陽輪： MPa 行星輪： MPaliH lim1450H??齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為 7。四、 確定各主要參數(shù)⑴行星機構(gòu)總傳動比： i=4.5 (采用 NGW 型行星機構(gòu))⑵行星輪數(shù)目 ： 取 =3pnpn⑶載荷不均衡系數(shù) ： 取 =1.15k(采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu))(4)配齒計算：太陽輪齒數(shù) : =14azaz內(nèi)齒圈齒數(shù): z =z 取 b?49)15.(4)1(????iz =50b行星輪齒數(shù): z = =17.5 取 z =18c)z-(21ab c（5）齒輪模數(shù) ：m按公式計算中心距： 32lim)1(48ukTuA?????1）綜合系數(shù)： K=2.12）太陽輪單個齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T = =7953.09 =3048.6845NaCKn?57.38/1.?m?3）齒數(shù)比： u= z /z =18/14=1.28ac`4)取齒寬系數(shù)： =1.1 A?5)初定中心距：將以上各值代入強度計算公式，得mm1749.28.1430.652)8.1(4332?????w?則 =142mm6）計算模數(shù) ： m= = m 取標準值mcaz??87.149.?m=9mm7)未變位時中心距 a：mm75.41).(92)(2????cz（6）計算變位系數(shù)1）a-c 傳動a)嚙合角 ： = cos20 =0.93ac?w14275.0cos=20.2816°acb)總變位系數(shù)：= (inv --inv )=???tan2cz?ac?)2081.(20tan5.174inviv???=0.0286c)中心距變動系數(shù) ： =ymw??7.9.?d)齒頂降低系數(shù) ： －y=0. 0286－ 0. =0.016???02e)分配變位系數(shù): x =0.0191 x =0.0095 12）c-b 傳動a)嚙合角 ： 由于 = (50-18) =144mmcba)(2cbzm????91`代入 = cos20=(144/142)cos20=0.9412cb?wa所以 =19.7°cbb)變位系數(shù)和 ： = (inv --inv )?x???tan2cbz?ac?= = -0.03207.19(0t85invi??c)中心距變動系數(shù) ： =ymw??.4?d)齒頂降低系數(shù) ： －y=0.03+0.22=0.19???e)分配變位系數(shù)： x =0.0095 2x = + x =-0.03+0.0095 = -0.0205?32第一對行星輪配齒驗算：（1）傳動比條件： z =c) z-(1ab即: 28= （69-13） 滿足2（2）安裝條件： （ + z ）/2=整數(shù)ab即: (69+13)/2=整數(shù) 滿足（3）同軸線條件: 13+28=69-28滿足（4）鄰接條件: np )2zarcsin(Bca??即： 3180/59.9=3.005 滿足第二對行星輪配齒驗算：（1）傳動比條件： z =c) z-(21ab`即: 18= （50-14） 滿足21（2）安裝條件： （ + z ）/2=整數(shù)ab即: (50+14)/2=整數(shù) 滿足（3）同軸線條件: 14+18=50-18滿足（4）鄰接條件: np ) 2zarcsin(Bca??即： 3180/49.88=3.6 滿足3.幾何尺寸計算(1) 第一對太陽輪分度圓直徑: d=5 =65mm13?齒頂圓直徑: da= 65+2×5（1＋0.4－0.28）=77.72mm齒根圓直徑: d =65－2×5（1＋0.4－0.28）=53.8mm f基圓直徑: d =dcos20=65 =61.08mmb20cos行星輪分度圓直徑: d=5 =140mm28?齒頂圓直徑: da= 140+2 =149.2mm)834.716.(5?齒根圓直徑: d =140-2 =125.93mm f 04?基圓直徑: d =dcos20=140 =131.55mmb2cos?內(nèi)齒輪:分度圓直徑: d=5 =345mm69齒頂圓直徑: da= 345-2 =329.96mm)0835.71.80(5??齒根圓直徑: d =345+2 =364.118mm f?4基圓直徑: d =dcos20=345 =324.19mmb2cos