MG400-900-WD型無鏈電牽引采煤機行走部分的設計含7張CAD圖,mg400,wd,型無鏈電,牽引,采煤,行走,部分,部份,設計,cad 摘 要 MG400/900-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。根據(jù)采煤機現(xiàn)在的發(fā)展動態(tài)通過分析與比較，確定了采煤機的牽引方式，并且對牽引部的基本參數(shù)進行了詳細的計算，介紹了行走部傳動系統(tǒng)的擬定；傳動裝置的運動及動力參數(shù)的計算；各個齒輪的幾何尺寸的確定；以及軸、行星齒輪和花鍵的設計計算和校核。 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。 MG400/900-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 Abstract The MG300/900-WD coal mining machine is more than one kind of motor-driven, crosswise arrangement alternating current hauling coal mining machine. TAccording to the coal mining machine now development through analysis and comparison, determine the shearer traction, and the traction of the basic parameters are calculated in detail, introduces the walking part of the transmission system of the protocol; transmission device of kinematic and dynamic parameters calculation; each gear to determine the geometric size, and shaft; planetary reduction gear and spline design calculation and checking. he pulling motor outputs torque decelerates after the third-level cylindrical gears and the second-level planet gear reduction gear, by the planet carrier 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 mining 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. The MG400/900-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 machine； the hauling department； walks； 目 錄 摘 要 I Abstract II 1引 言 - 1 - 1.1采煤機械發(fā)展的歷史 - 1 - 1.2國外采煤機的發(fā)展狀況 - 1 - 1.3國內(nèi)采煤機的發(fā)展狀況 - 3 - 1.4電牽引采煤機產(chǎn)生和發(fā)展 - 4 - 1.5采煤機類型 - 5 - 1.6采煤機的組成 - 6 - 1.7電牽引采煤機的優(yōu)點 - 7 - 2.牽引機構傳動系統(tǒng) - 8 - 2.1主要技術參數(shù) - 8 - 2.1.1電動機的選擇 - 9 - 2.1.2傳動比的分配 - 11 - 2.2.牽引部傳動計算 - 13 - 3.牽引部齒輪設計計算 - 16 - 3.1齒輪1和齒輪2的設計及強度效核 - 16 - 3.2齒輪3和齒輪4的設計及強度效核 - 25 - 3.3齒輪5和齒輪6的設計及強度效核 - 32 - 4.牽引部行星機構的設計計算 - 39 - 4.1配齒計算 - 39 - 4.2行星齒輪的計算 - 41 - 4.3行星輪嚙合要素驗算 - 54 - 5軸的設計及校核 - 58 - 5.1 確定軸的最小直徑 - 58 - 5.2花鍵的強度校核 - 70 - 5.3軸承的校核 - 72 - 6 采煤機的使用和維護 - 74 - 7總結(jié) - 76 - 參考文獻 - 77 - 致 謝 - 78 - - 79 - 1引 言 1.1采煤機械發(fā)展的歷史 煤炭企業(yè)由勞動密集型轉(zhuǎn)向資本及技術高密集型。在礦井開采方面采用以日產(chǎn)萬噸的超大型綜合機械化采，煤工作面為核心的生產(chǎn)工藝。在實現(xiàn)煤炭生產(chǎn)工藝綜合機械化的基礎上，向遙控和自動化發(fā)展，機器人與人工智能和專家系統(tǒng)相結(jié)合，為采煤自動化開辟了新的途徑。采掘行業(yè)的安全將不斷提高，安全性將更加受到重視。環(huán)境治理及綜合利用成為煤炭企業(yè)經(jīng)營的重要方面。采掘工人將變得自由化、市場化人力配備管理。 　早期的滾筒采煤機主要存在2個問題， （1）截煤滾筒的安裝高度不能在使用中調(diào)整(即所謂的固定滾筒)，對煤層厚度及變化適應性差； （2） 截煤滾筒的裝煤效果不佳(即所謂的圓形滾筒)，限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。20世紀60年代，英國、德國、法國和前蘇聯(lián)等先后對采煤機的截割滾筒做出兩項改進。一是截煤滾筒可以在使用中調(diào)整其高度，完全解決對煤層賦存條件的適應性；二是把圓形滾筒改進成螺旋葉片式截煤滾筒，極大地提高了裝煤效果。這兩項改進使?jié)L筒式采煤機成為現(xiàn)代化采煤機械的基礎。 1.2國外采煤機的發(fā)展狀況 (1) 牽引方式向電牽引方向發(fā)展。傳統(tǒng)的液壓牽引采煤機在國外仍然在生產(chǎn)和使用中，但已不占主導地位，由于電牽引采煤機的諸多優(yōu)點，國外目前新開發(fā)的采煤機，特別是大功率采煤機基本上都是采用電牽引方式。 (2) 裝機總功率不斷增大。為適應煤礦生產(chǎn)實現(xiàn)高產(chǎn)高效，國外采煤機的功率在不斷提高，電機截割功率通常在400 kW 以上，最新報道已達850 kW。牽引電機功率均在40 kW 以上，大的甚至達到125kW?？傃b機功率通常超過1000Kw，如EL3000型采煤機總裝機功率高達2000 Kw，7LS5型采煤機達1 940Kw。 (3) 電牽引方式趨向交流變頻調(diào)速。電牽引采煤機的牽引方式按牽引電機的類型可分為直流牽引和交流牽引，由于交流變頻調(diào)速電牽引系統(tǒng)具有技術先進可靠、維護管理簡單、價格低廉等特點，近幾年發(fā)展很快。20世紀90年代中后期研制的大功率電牽引采煤機均采用交流變頻調(diào)速牽引系統(tǒng)。交流牽引正逐步替代直流牽引，成為今后電牽引采煤機的發(fā)展方向。 (4) 無鏈牽引向齒輪一齒軌式演變。隨著牽引力不斷增大，銷輪一齒軌式無鏈牽引已近淘汰，齒輪一鏈軌式無鏈牽引已使用不多，正逐步趨向于采用齒輪一齒軌式無鏈牽引。這是一種從齒輪一銷軌式演變而來的無鏈牽引結(jié)構，圓柱銷被齒軌所取代，焊接結(jié)構改成了整體精密鑄造或鍛造，寬度增大，節(jié)距由125mm增加到175mm。 無鏈牽引的優(yōu)缺點 無鏈牽引機構取消了固定在工作面兩端的牽引鏈，而采用采煤機上的驅(qū)動輪與輸送機上的齒條等相嚙合的方式來移動機器。無鏈牽引具有一系列優(yōu)點： ①采煤機移動平穩(wěn)、振動小，因而載荷均勻，延長了機器的使用壽命，故障率也大減小。 ②可利用無鏈雙牽引傳動將牽引力提高到400～600kN，以適應采煤機在大傾角（最大達54）條件下工作，利用制動器還可以使機器的防滑問題得到解決。 ③可以實現(xiàn)工作面多臺采煤機同時工作，提高工作產(chǎn)量。 ④嚙合效率高，可將牽引力有效地用在割煤上 ⑤消除了牽引鏈帶來的斷鏈、反鏈敲缸等事故，大大提高了安全性。 無鏈牽引的缺點是 ①對輸送機的彎曲和起伏不平的要求較高，對煤層地質(zhì)條件變化的適應性較差，因底板及輸送機起伏度太大，會影響無鏈牽引機構的嚙合，造成傳動件的損環(huán)事故。 ②無鏈牽引機構使機道寬度增加約100mm，所以提高了對支架控頂能力的要求。 1.3國內(nèi)采煤機的發(fā)展狀況 (1)新設計的滾筒采煤機幾乎都采用多電機橫向布置；取消底托架；各大部件間采用液壓螺栓、啞鈴銷、偏心鎖緊螺母等聯(lián)接，以構成采煤機的機身，左、右搖臂通過銷軸鉸接在機身的兩端。 (2)大力開發(fā)電牽引采煤機。裝機功率1000kW以下的電牽引采煤機已逐步走向成熟，且形成系列，裝機功率1800kW電牽引采煤機在研制中。目前國內(nèi)使用的交流電牽引采煤機的電牽引調(diào)速系統(tǒng)主要有3種：即交流變頻調(diào)速系統(tǒng)、電磁轉(zhuǎn)差離合器調(diào)速系統(tǒng)和開關磁阻電機調(diào)速系統(tǒng)(簡稱SRD)。 (3)我國經(jīng)濟型綜采和高檔普采的主要機型為MG200，目前在冊近千臺，該機型由于功率偏小、過斷層能力差、結(jié)構上的局限性等，而需要改進以至換代。為此，近年來進行了MG200采煤機的換代設計?，F(xiàn)已完成的MG150／375w型及MG160／375w采煤機均可作為MG200的換代產(chǎn)品，使用中已取得良好效果。 (4)特殊機型采煤機的發(fā)展與應用。如天地科技股份有限公司上海分公司開發(fā)的MG250／300．NWD型電牽引短壁采煤機，可用于急傾斜特厚煤層水平分層放頂煤開采；“三下一上”采煤；煤柱和邊角煤回收；短壁工作面雙巷或單巷開采；長壁面開機窩；煤巷掘進等。 1.4電牽引采煤機產(chǎn)生和發(fā)展 近幾年來，我國薄煤層采煤機得到了很大的發(fā)展，但在質(zhì)量和壽命和高新技術應用與國內(nèi)大型采煤機，特別是與國外采煤機相比還存在較大的差距。主機用原材料、關鍵零部件、軸承、密封件、電機、電器元件、液壓元部件等都存在較大的差距。這些問題造成了我們的產(chǎn)品可靠性不高，壽命較低。國外綜采工作面采煤機一般都裝有自動監(jiān)控、診斷、數(shù)據(jù)傳輸、無線電遙控裝置，不僅操作方面，而且能通過診斷裝置預先發(fā)現(xiàn)故障并及時排出。 20世紀90年代后，隨著煤炭生產(chǎn)集約化方向發(fā)展，減員提效，提高工作面單產(chǎn)成為煤炭發(fā)展的主流，發(fā)展高產(chǎn)高效工作面勢在必行，此采煤機開發(fā)研制圍繞高產(chǎn)高效的要求進行其主要方向是高性能電牽引采煤機：電牽引采煤機的研制從20世紀80年代開始起步，20世紀90年代全面發(fā)展，電牽引的發(fā)展存在直流和交流兩種技術途徑。進入20世紀90年代后，交流變頻調(diào)速技術在中厚煤層采煤機中推廣使用，上海分院先后成功開發(fā)MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤機，變頻調(diào)速箱可以使機載，也可以是非機載。 1.5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)構布置方式等分類。 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。按行走機構形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。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）。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。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。按總體結(jié)構布置方式分截割（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。 1.6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。 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。 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，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。 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。 1.7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。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。 (1) 機械傳動效率高 (2) 機械傳動和結(jié)構簡單 (3) 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.牽引機構傳動系統(tǒng) 2.1主要技術參數(shù) 主要技術參數(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； 額定牽引速度（m/min）：6 額定牽引力（KN)：328 裝機功率（Kw）：904 （其中兩個截割電機2×400Kw兩個牽引電機2×37Kw，一個泵電機30KW，共計2×400＋2×37＋30=904Kw） 圖2.1 牽引機構傳動系統(tǒng)圖 2.1.1電動機的選擇 設計牽引部功率為37KW，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，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，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，查表2-1型號定為YBXn225S-4；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：1480r/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 該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給齒輪減速機構。 表2-1 2.1.2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)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結(jié)構、潤滑條件、成本及工作能力。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大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。 2）各級傳動間應做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；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的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。 由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，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 該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪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，從而驅(qū)動行星架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)構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。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《采掘機械與支護設備》上可知,采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為5～6。所以這里先定行星減速機構傳動比： i i 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=6.3 2.2.牽引部傳動計算 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 nr/min Ⅱ軸 n=n/i =1480/2.84 =511.127r/min Ⅲ軸 n=n/i =511.127/2.13 =244.66 r/min Ⅳ軸 n=n/i =244.66/6.3 =38.83r/min Ⅴ軸 n=n/i =38.83/4.5 =8.629r/min 2）各軸功率計算： Ⅰ軸 =37×0.99×0.98 =35.90Kw Ⅱ軸 . =35.90×0.98×0.97 =34.127kW Ⅲ軸 P=P =34.127×0.98×0.97 =33.441kW Ⅳ軸 P=P = 33.441×0.98×0.97 =30.838kW Ⅴ軸 P=P =30.838×0.98×0.97 =29.315 kW 式中 =0.99 =0.97 =0.99 3）各軸扭矩計算: Ⅰ軸 T=9550 Ⅱ軸 T=9550N Ⅲ軸 T=9550 Ⅳ軸 T=9550 Ⅴ軸 T=9550 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 35.90 1480 231.165 2.84 2.13 6.3 Ⅱ軸 34.127 521.127 625.4 Ⅲ軸 32.441 244.66 1266.29 Ⅳ軸 30.838 38.83 7584.42 4.5 Ⅴ軸 29.315 8.629 32443.88 1.36 3.牽引部齒輪設計計算 3.1齒輪1和齒輪2的設計及強度效核 計算過程及說明: 1) 選擇齒輪材料 查表2-3 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火 齒面硬度58~62HRC 齒心硬度300HRC 2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度。 小輪分度圓直徑，由式得 (4-1) 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0．8 小輪齒數(shù)： =25 惰輪齒數(shù)： ＝i=71 齒數(shù)比 ： ＝/=71/25 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩： T=231165N 載荷系數(shù)： 由文獻1式（8－54）得 表2-3常用齒輪材料及其機械性能 (4-2) 使用系數(shù)：查表2-4 ＝1.75 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ＝1.1 齒間載荷分配系數(shù)： 表2-4使用系數(shù) 齒間載荷分布系數(shù) 在推薦值1.0~1.2 則載荷系數(shù)的初值 =1.75 =2.541 彈性系數(shù)： 查表2-5 表2-5彈性系數(shù) 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力：查文獻1 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)：（工作壽命15年，設每年工作300天） 由式N=60njL得 N 1=60njL=60 N= N/i=/2.84=2.814 則 查圖2-3得接觸強度的壽命系數(shù) =1 ,(不許有點蝕) 硬化系數(shù)：查圖2-4及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查表2-6，按較高可靠度查S=1~1.5， 圖2-3接觸強度的壽命系數(shù) 圖2-4硬化系數(shù) 表2-6最小安全系數(shù) 取 故的設計初值為 d =66.333mm 齒輪模數(shù)： m=d/Z=66.333/25=2.65 查表 取m=4mm 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值： =25 小輪分度圓直徑： d=mZ=4 中心距 ：=m/2(Z+ Z)=192mm 齒寬： b=0.8mm 圓整 b=54mm 齒寬： 小輪齒寬： =60 3）齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由文獻1式 (4-3) 齒形系數(shù) 查文獻 小輪Y=2.62 大輪Y=2.222 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.59 大輪Y=1.752 重合度 =1.675 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.675 =0.698 許用彎曲應力： 由式 (4-4) 彎曲疲勞極限 ： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.5 []= []= 則公式: [] ==142.33 ==52.04 合格 3.2齒輪3和齒輪4的設計及強度效核 計算過程及說明: 1) 選擇齒輪材料 查表 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，按估取圓周速度 小輪分度圓直徑，由式得 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0．8 小輪齒數(shù)： =38 大齒數(shù)： ＝i=80.94 圓整取=81 齒數(shù)比 ： ＝/=81/38 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩： T=625400N 載荷系數(shù)： 由文獻1式（8－54）得 使用系數(shù)： 查表 ＝1．75 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ＝1.1 齒間載荷分配系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 則載荷系數(shù)的初值 =1.75 =2.541 彈性系數(shù)： 查表 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力： 查文獻 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)： 由式N=60njL得 N=60njL=60 N=N/i=/2.13=1.321 則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) Z= Z=1 硬化系數(shù)： 查文獻1圖8－71及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查文獻1表8－27，按較高可靠度查S=1~1.5， 取 故的設計初值為 d =109.94mm 齒輪模數(shù)： m=d/Z=109.94/38=2.89 查表 取m=4mm 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值： =38 小輪分度圓直徑： d=mZ=4 中心距 ： =m/2(Z+ Z)=238mm 齒寬： b=0.8mm 惰輪齒寬： 小輪齒寬： =82mm 3）齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由文獻1式 齒形系數(shù)： 查文獻 小輪Y=2.43 大輪Y=2.202 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.652 大輪Y=1.771 重合度 =1.66 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.66=0.701 許用彎曲應力： 由式 彎曲疲勞極限： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.7 [] []=581341.76 []=581341.76 則公式: ==158.18 ==76.18 合格 3.3齒輪5和齒輪6的設計及強度效核 計算過程及說明: 1) 選擇齒輪材料 查表 2-3 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，按估取圓周度 小輪分度圓直徑，由式得 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0．8 小輪齒數(shù)： =17 惰輪齒數(shù)： ＝i=23.18 圓整 =23 齒數(shù)比 ： ＝/=23/17 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩： T=32443880N 載荷系數(shù)： 由文獻1式（8－54）得 使用系數(shù)： 查表 ＝1 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ＝1.1 齒間載荷分配系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 =1.1 則載荷系數(shù)的初值 =1 =1.45 彈性系數(shù)： 查表 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力： 查文獻 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)： 由式N=60njL得 N=60njL=60 N= N/i=/1.36=3.5 則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) Z=1.04 Z=1.06 硬化系數(shù)： 查文獻1圖8－71及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查文獻1表8－27，按較高可靠度查S=1~1.5， 取 故的設計初值為 d =302.77mm 齒輪模數(shù)： m=d/Z=302.77/17=18 查表 取m=16mm 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =17 小輪分度圓直徑： d=mZ=18 中心距 ： =m(Z+ Z)/2=360mm 齒寬： b=0.8mm 圓整b=242 惰輪齒寬： 小輪齒寬： =247mm 3）齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由文獻1式 齒形系數(shù)： 查文獻 小輪Y=2.97 大輪Y=2.69 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.52 大輪Y=1.575 重合度 =1.554 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.554=0.732 許用彎曲應力： 由式 彎曲疲勞極限： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.5 則公式: [] 得： []=595396.67 []=595396.67 ==228.53 ==161.80合格 4.牽引部行星機構的設計計算 4.1配齒計算 這里采用NGW型行星傳動機構, 該種機構要正確嚙合，必須滿足四個條件： (1) 傳動比條件：當中心輪a輸入時，設給定的傳動比為，內(nèi)齒圈的齒數(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 (5-1) (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，要求外嚙合副的中心距與內(nèi)嚙合副的中心距相等，即=。對于標準傳動或高度變位傳動，有 = 可得： (5-2) 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，外嚙合齒輪副通常采用大嚙合角的正傳動，；內(nèi)嚙合齒輪副一般采用小嚙合角的正傳動或負傳動，，這樣整個行星傳動的接觸強度可提高30%，采用角變度傳動時，外嚙合和內(nèi)嚙合的中心距分別為： 由以上兩式可得： (5-3) 以上三式中 —分度圓壓力角；—外嚙合齒輪副的嚙合角; —內(nèi)嚙合齒輪副的嚙合角 (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： （整數(shù)） 亦可表示為： (5-4) (4)鄰接條件：行星機構在運動的過程中，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： (5-5) 對于標準傳動或高度變位傳動有： 將以上兩式代入式(3-5)得： (5-6) 依據(jù)上述四個條件，初步確定太陽輪，內(nèi)齒圈以及行星輪的齒數(shù)。 4.2行星齒輪的計算 已知：輸入功率32.441Kw, 轉(zhuǎn)速244.66r/min， 輸出轉(zhuǎn)速=38.83r/min 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MPa 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限： 太陽輪：MPa 行星輪：MPa 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。 內(nèi)齒圈的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS. 齒形的加工為插齒，精度為7級。 二、 確定各主要參數(shù) （1）行星機構總傳動比：i=6.3，采用NGW型行星機構。 （2）行星輪數(shù)目：取3。 （3）載荷不均衡系數(shù)： 采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取 =1.15 （4）配齒計算： 太陽輪齒數(shù)=13 內(nèi)齒圈齒數(shù) z =z圓整z=69 行星輪齒數(shù) z= =29 （5）齒輪模數(shù)： 按公式計算中心距： (5-7) 1) 綜合系數(shù)： K=1.15 2）太陽輪單個齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T==1266.29=485.41N 3）齒數(shù)比：u= z /z=28/13=2.15 4）取齒寬系數(shù)： 5）初定中心距： 將以上各值代入強度計算公式，得 mm =112mm 6）計算模數(shù)： m== 取標準值m=5mm 7）未變位時中心距a： mm （6）計算變位系數(shù) 1）a-c傳動 a)嚙合角： =cos20 =0.9208 所以 =21.450 b)總變位系數(shù)： =(inv--inv) (5-8) = =0.20834 c)中心距變動系數(shù)： = (5-9) d)齒頂降低系數(shù)： --y=0.20834-0.2=0.00834 e)分配變位系數(shù)： 查圖可知： x=0.28 x=-0.07166 2）c-b傳動 a)嚙合角： =cos20 式中， =(69-28) =102.5 代入 =cos20 =(102.5/106)cos20 所以 =24.6785 b)變位系數(shù)和： =(inv--inv) = =0.7835 c)中心距變動系數(shù)： = d)齒頂降低系數(shù)： =0.7835-0.7=0.00835 e)分配變位系數(shù)： x=-0.07166 x=+ x=0.7835-0.07166=0.7118 第二對行星齒輪的計算 已知：輸入功率30.838KW, 轉(zhuǎn)速38.83r/min， 輸出轉(zhuǎn)速=8.629r/min 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，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MPa 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限： 太陽輪： MPa 行星輪： MPa 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。 內(nèi)齒圈的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS. 齒形的加工為插齒，精度為7級。 四、 確定各主要參數(shù) (1)行星機構總傳動比：i=4.5，采用NGW型行星機構。 (2)行星輪數(shù)目：取3。 (3)載荷不均衡系數(shù)： 采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取 =1.15 (4)配齒計算： (5)太陽輪齒數(shù)=14 內(nèi)齒圈齒數(shù)z =z 取50 行星輪齒數(shù)z= =17.5 取 z=18 1) 齒輪模數(shù)： 按公式計算中心距： 2) 綜合系數(shù)：K=1.15 3) 太陽輪單個齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T==7584.42=2907.361N 4) 齒數(shù)比：u= z /z=18/14=1.28 5) 取齒寬系數(shù)： =1.1 6) 初定中心距： 將以上各值代入強度計算公式，得 mm =150mm 7)計算模數(shù)： m==mm 取標準值m=9mm 8) 未變位時中心距a： mm （6）計算變位系數(shù) 1）a-c傳動 a)嚙合角： =cos20 =0.938 所以 =20.2816 b)總變位系數(shù)： =(inv--inv) = =0.0286 c)中心距變動系數(shù)： = d)齒頂降低系數(shù)： -y=0. 0286-0.=0.016 e)分配變位系數(shù)： 查圖可知： x=0.0191 x=0.0095 2）c-b傳動 a)嚙合角： =cos20 式中， =(50-18)=144mm 代入 =cos20 =(144/142)cos20=0.9412 所以 =19.7 b)變位系數(shù)和： =(inv--inv) = =-0.03 c)中心距變動系數(shù)： = 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 x=+ x= -0. 03+0. 0095 = -0.0205 第一對行星輪配齒驗算： （1）傳動比條件： z 28=（69-13） 滿足 （2）安裝條件： （+ z/2=整數(shù) (69+13)/2=整數(shù) 滿足 （3）同軸線條件: 13+28=69-28 故 滿足 （4）鄰接條件: np< 即： 3<180/59.9=3.005 滿足 第二對行星輪配齒驗算： （1）傳動比條件： z= 18=(50-14） 滿足 （2）安裝條件： （+ z)/2=整數(shù) (50+14)/2=整數(shù) 滿足 （3）同軸線條件: 14+18=50-18 故 滿足 （4）鄰接條件: np< 即： 3<180/49.88=3.6 滿足 幾何尺寸計算 分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數(shù) 太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪— 頂隙系數(shù) 太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪— 代入上組公式計算如下： 第一對太陽輪 d=5=65mm da= 65+2=77.72mm d=65-2=53.8mm d=dcos20=65 =61.08mm 行星輪 d=5=140mm da=140+2=149.2mm d=140-2=125.93mm d=dcos20=140=131.55mm 內(nèi)齒輪 d=5=345mm da= 345-2=329.96mm d=345+2=364.118mm d=dcos20=345=324.19mm 第二對太陽輪 d=9=126mm da=126+2=143.74mm d=126-2=101.14mm d=dcos20=126=118.4mm 行星輪 d=9 =162mm da=162+2=179.88mm d=162-2=136.97mm d=dcos20=162 =152.23mm 內(nèi)齒輪 d=9=450mm da=450-2=432.55mm d=450+2=471.23mm d=dcos20=350=422.86mm 第一對太陽輪，齒寬b 取 則 b =1.1=71.5mm 取 b=70 b=b=70 ～10)=76 第二對太陽輪，齒寬b 取 則 b =1.1=138.6mm 取 b=138 b=b=138 ～10)=144 4.3行星輪嚙合要素驗算 （1）a-c傳動端面重合度 1） 頂圓齒形曲徑： (5-10) 太陽輪 ==11.11mm 行星輪 ==23.95mm 2）端面嚙合長度： (5-11) 式中 “”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合角 — 端面節(jié)圓嚙合,則: =11.11-23.95+106sin21.44 =25.9（mm） 3）端面重合度： (5-12) ==1.756 （2）c-b端面重合度 1） 頂圓齒形曲徑 ： 由上式計算得 行星輪 =23.95mm 內(nèi)齒輪 =59mm 2）端面嚙合長度： =23.95-59+142sin24.6785=24.238 3）端面重合度： ==1.65 第二對行星輪嚙合要素驗算 （1）a-c傳動端面重合度 1）頂圓齒形曲徑： 太陽輪 ==21.55mm 行星輪 ==27.7mm 2）端面嚙合長度： 式中 “”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合角 — 端面節(jié)圓嚙合,則: =21.55-27.7+142sin20.2816 =43.07mm 3）端面重合度： ==1.62 （2） c-b端面重合度 1）頂圓齒形曲徑 ： 由上式計算得 行星輪 =27.7mm 內(nèi)齒輪 =76.95mm 2）端面嚙合長度： =27.7+76.95-142sin19.7=56.78mm 3）端面重合度： ==1.8 5軸的設計及校核 5.1 確定軸的最小直徑 軸的結(jié)構設計包括軸的形狀、軸的徑向尺寸和軸向尺寸。軸的結(jié)構設計是在初估軸頸基礎上進行的。 為了滿足設計要求，保證軸上零件的定位和規(guī)定，便于裝配，并有良好的加工工藝性，所以選擇階梯軸形。裝滾動軸承的定位軸肩尺寸應查有關的安裝尺寸。為便于裝配及減小應力集中，有配合的軸段直徑變化處做成引導錐。在一根軸上的軸承一般都取一樣型號，使軸承孔尺寸相同，可一次鏜孔，保證精度。 輸入軸為齒輪軸結(jié)構，如下圖選取軸的材料為20Cr，滲碳、淬火、回火處理。初估軸的最小直徑，可得 表3-1 軸的常用材料及其力學性能 惰一軸的設計 由于心軸不傳遞轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)矩法估算直徑在這里不再適用,采用經(jīng)驗法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關系為: 初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑. 該心軸分三段,從右端起: 軸段1:該軸段直接安裝在殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強度,取其長度 軸段2:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰了輪.取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承253520,以使其自動補償軸和外殼中心線的相對偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長為10的距離套對其進行周向定位,該軸的長度 軸段3:為了對軸承進行定位,取其直徑,由于箱體的厚度,為了保證惰輪與截一軸的齒輪正確嚙合,取該段的長度 1.軸的受力分析,因為此軸為心軸,僅受彎矩作用. 圓周力: 選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=， 因為心軸只受彎矩作用，其危險截面在軸的中間，的雙支點梁，可以認為軸沿整個跨度承受均布載荷 彎矩為： 抗彎截面模量： 許用彎曲應力 所以該軸強度合格。 公式為： (6-1) 3.2軸的校核 軸1的設計與校核 (1)軸上的轉(zhuǎn)矩T T=9.55=9550=231.165Nm 由表4－2取A＝115 可得 dA=115 =33.309 取 d=67mm (2