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电牵引采煤机的牵引部的结构设计


论第 2 章

总体方案的确定

为了确保本次设计满足采煤机的设计要求,经多方面考察,确定本采煤机牵引部的设计方向: (1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣,外形尺寸受到严格限制, 可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在 200 左右,减速级数为 3—5 级; (2)为了保证牵引部有适当的长度,牵引部中都装有若干

个惰轮。 (3)在满足上述各项要求的同时,务使结构简单,操纵方便,尽可能贯彻标准化、通用化。 (4)采用了二级行星减速器在增大传动比的同时减少了齿轮的数量,简化结构,降低成本。 以上是本采煤机牵引部的指导思想,牵引部采用二级直齿二级行星减速器,机构简图如图 2-1。

图 2-1 牵引部传动机构简图

第3章 3.1

机械系统传动总设计 牵引部电动机的选用

给定设计参数为 v

? 0 ~ 9 m min , F ? 450 kN 则 P ? Fv ?

9 ? 450 ? 67.5kW , 60

采用双牵引方式,选用额定功率为 40kW 的电机即可满足要求 通过查阅资料得其主要技术参数如下表 3 ? 1 电机参数: 电机型号 YBQYS—40 表 3 ? 1 电机参数 功率(kw) 转速(n/min) 40 1478 3.2 牵引部传动比分配

电压(V) 380

该机构主要由箱体,原电机,输出轴,减速部分,润滑系统等组成。电动机功率 40kW ,电动机 转速 1478r

min ,传动比,根据设计需要,欲把行走速度为 7 r min 左右,所以 i ?

1478 ? 211 , 7

本设计结构采用二级直齿传动和二级行星传动: 通过类比及查阅资料,初步确定传动比如下表 3 ? 2 传动比的分配: 表 3 ? 2 传动比的分配 MG300/701-WD 牵引部传动比

i1 ? 2.75 i3 ? 6.2
初步确定齿数为表 3 ? 3 齿数分配: 表 3 ? 3 齿数分配 MG300/701-WD 牵引部齿数确定 直齿高速级 直齿低速级 行星高速级 行星低速级

i2 ? 2.3 i4 ? 5.28

z1 ? 20 z3 ? 30

z2 ? 55 z4 ? 69
17 18 35 29 88 77

Z5 Z6

第4章 4.1 4.1.1

牵引部零件的初步设计及强度校核

牵引部传动齿轮初步设计及强度校核

牵引部齿轮 Z1,Z2 初步设计及强度校核

在初步设计齿轮时, Z1 , Z 2 齿轮材料初定为 20CrMnTi 。齿数 Z1 1.齿面接触强度计算 根据齿面接触强度,可按下列公式估算齿轮传动的尺寸
【1】

? 20, Z 2 ? 55。

a ? 483?u ? 1?3

KT1 2 ? a u? HP

(mm)

d1 ? 7663
式中: u —齿数比, u

?d?

KT1
2 HP

?3

u ?1 (mm) u

z 2 55 ? ? 2.75; z1 20 K — 载荷系数常用值, K =2; ?d 按参考文献[1]表 16-5.2 圆整, ? a — 齿宽系数, ? a ? 0.5(u ? 1) ?

取 ? d =0.5,则 ? a =0.27; , σ HP ? ? H lim S H lim 。? H lim 为实验齿轮的接触疲劳极 ? HP — 许用接触应力( N mm2 ) 2 2 限应力( N mm ) ,由[1]图 16.2-17 查取 ? H lim ? 1500 N mm , S H lim 为接触强度计算的最 2 小安全系数,取 S H lim ? 1.2 。则 σ HP ? 1500 1.2 ? 1250 N mm

T

—小齿轮传递的额定转矩( N ? m ) ,

T?

9550P(kw) 9550? 40 ? ? 258.46 N ? m N (r min) 1478

a ? 483(2.75 ? 1)3

2.0 ? 258.46 ? 121 mm 0.4 ? 2.75? 12502 2.0? 258.46 2.75 ? 1 d ? 7663 ? ? 74mm 0.5 ? 12502 2.75

2.齿根弯曲强度计算 在初步设计齿轮时,根据齿根弯曲强度,可按下列公式估算齿轮的模数:

m ? Am 3
式中:

KT1YFs ? d z1? FP

(mm)

Am — ?0

模数系数,由参考文献[3]表 14-1-78 得
?

直齿轮 ?

时,

Am ? 12.6 ;
=1.5 ,? FP ? ? FE sF min ,? fp —为齿轮材料的弯曲疲劳强度 mm2 )

? FP —
则 ? FP

K —载荷系数,取 K

许用齿根应力( N

的基本值, 由 [1 ] 16.2-6 查得 ? FE =450 N

mm2 ,sF min 为抗弯曲强度最小安全系数,取 sF min =1.4。

? 450 1.4 ? 321 N mm2 ; YFs — 复合齿形系数, YFs ? YFaYSa ;
YFa— 齿形系数按参考文献[2]图 10-5 可查

当 z1

? 20 时, YFa1

h fP ? fP haP ? 1, ? 1.25, ? 0.38. 时, mn mn mn =2.8,当 z 2 ? 55 时, YFa2 =2.3。

? n ? 20? ,

YSa— 应力修正系数按参考文献[2]图 10-5 查



YFs1
则: 取m

h fP ? fP haP ? 1, ? 1.25, ? 0.38. 时, mn mn mn z1 ? 20 时 , YSa1 ? 1.55 ; 当 z 2 ? 55 时 , ? YFa1YSa1 ? 2.8 ? 1.55, YFs2 ? YFa2YSa 2 ? 2.3 ? 1.72

? n ? 20? ,

YSa 2 ? 1.72



两者比较取大者,取后者。

mn ? 12.63
? 5mm
3.计算 Z1,Z2 齿的几何尺寸

2 ? 258.46 ? 4.34 ? 4.12 0.5 ? 20 ? 321

(1)啮合角 ? ? :根据 Z ? =61 P6 查得:

X ? =0.6

? 2 ? tan? ( X 1 ? X 2 ) 2 ? tan20 ? 0.6 ? inv20? + inv ? = 25 ? 55 Z1 ? Z 2 由参考文献[1]图 16.2-7, 8, 查得变位系数 x1 ? 0.63,x2 ? 0.77 代入已知数据并结合[1]表 16.2-9

inv? ? =

得:

? ' ? 24?36'
(2)实际中心距 a ? :

a? =

a cos ? 150? cos20? ? 152.76mm = cos ? ? cos 24?36'

式中

a?
所以

1 1 m( z1 ? z 2 ) ? ? 5 ? (20 ? 55) ? 187 .5mm 圆整为 190 mm 2 2 190? cos20? a? = ? 196.1mm cos24? 36'

(3)分度圆分离系数 y:

y?

a'?a 196.1 ? 190 ? ? 1.22 m, 5

(4)齿顶高变动系数 ? : ? (5)齿轮的几何尺寸:

? ( x1 ? x2 ) ? y ? 1.4 ?1.22 ? 0.18

d1 ? mz1 ? 5 ? 20 ? 100mm d 2 ? mz2 ? 5 ? 55 ? 275mm z1 20 d w1 ? 2a' ? 2 ? 196.1? ? 103.3mm z1 ? z 2 20 ? 55 z1 55 d w2 ? 2a' ? 2 ? 196.1? ? 284mm z1 ? z 2 20 ? 55

d b1 ? d1 cos? ? 100? cos 20? ? 93.97mm d b2 ? d 2 cos? ? 275? cos 20? ? 258.42mm

d a1 ? d1 ? 2(h * ) ? 114.5mm a ? x1 ? ? )m ? 100 ? 2 ? (1 ? 0.63 ? 0.18
d a1 ? d 2 ? 2(h * ) ? 290.9mm a ? x2 ? ? )m ? 275 ? 2 ? (1 ? 0.77 ? 0.18
* d f1 ? d1 ? 2(h * ) ? 93.8mm a ? c ? x1 )m ? 100 ? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.63

* df2 ? d2 ? 2(h* .2mm a ? c ? x2 )m ? 275? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.77) ? 5 ? 270

(6)计算齿顶圆压力角 ? a :

d b1 93.97 ? arccos ? 34.58? d a1 114.5 d 258 .42 ? 27 .33? ? a 2 = arccos b 2 = arccos 290 .9 d a2

? a1 = arccos

??
?

1 [ z1 (tan? a1 ? tan? ' ) ? z2 (tan? a 2 ? tan? ' )] 2? 1 [20(tan34.85? ? tan24.5? ) ? 55(tan27.33? ? tan24.5? )] 2?

? 1.3
4.齿面接触强度校核计算 (1)计算接触应力: 小轮: ? H 1 =ZB ? HO 大轮: ? H 2 =ZD ? HO 作机工作特性示例,取 K A =1.0;

K A K V K H? K H? K A K V K H? K H?

(4—1) (4—2)

式中: K A — 使用系数,见参考文献[3]表 14-1-81、表 14-1-82 原动机工作特性示例及表 14-1-83 工

KV —

动载系数,由参考文献[3]图 14-1-14 查得 KV=1.15;

v?

?d1n1
60 ?1000

?

? ?100 ?1478
60 ?1000

? 7.73 m s

K H? —

接触强度计算的齿向载荷分布系数,见参考文献[3]表 14-1-99

K H? ? 1.12 ? 0.18 (

b ) ? 0.23? 103 b d1 b ? ?d ? d1 ? 50mm

K H? ? 1.1765
K H? — 接触强度计算的齿间载荷分配系数,见参考文献[3]表 14-1-102 查得 K H? ? 1.1 ; Z B、Z D — 小轮及大轮单对齿啮合系数,见参考文献[3]表 14-1-104, 因?? ? 2,当M1〉 1时,ZB ? M1;当M1 ? 1时,ZB ? 1;当M2〉 1时,ZD ? M2;
当M2 ? 1时,ZD ? 1.

M1 ? [ ? [ d a1 d b1

tan α'
2 2

?1 ?

d 2π 2π ][ a 2 2 ? 1 ? (ε a ? 1 ) ] z3 z4 db2 tan 24? 36'

2

114.5 2 2? 290.92 2 2? ? 1 ? ][ ? 1 ? (1.3 ? 1) ] 2 2 20 55 93.97 258.42

? 1.03 ? 1


Z B ? 1.03

M2 ?

tan? ?

2 ? d 2 2π ? ? d 2π ? ? a 2 2 ? 1 ? ? ? a12 ? 1 ? ?εα ? 1? ? z 4 ? ? d b1 z3 ? ? db2 ? ?? ? ? 0.90 ? 1



ZD ?1

? HO —

节点处计算接触应力的基本值, N/mm ;

2

(2)计算接触应力的基本值:

? HO ? Z H Z E Z ? Z ?
式中: Z H — 节点区域系数, Z H

Ft u ? 1 ? d 1b u


(4—3)

? 2.5 ;
, ZE

ZE —

弹性系数, 重合度系数, 螺旋角系数,

N/mm2
Z? ?

? 189.8 N/mm 2

Z? —

4 ??a 4 ? 1.3 ? ? 0.95 ; 3 3

Z? —

Z ? ? cos ? ? cos 0 ? ? 1 ;

Ft — 端面内分度圆上的名义切向力

b— 工作齿宽, m— 齿轮模数, 将以上系数带入(4—3)式得:

T1 258 .46 ? 5004 .67 N = 2000 103 .3 dW 1 b ? 50 mm ; m ? mm。
Ft=2000 ?

? HO ? 2.5 ?189.8 ? 0.92 ?1?
将以上结果带入(4—1) 、 (4—2)得:

2306.4 1.44 ? 1 ? ? 307.5N/mm2 125 ? 63 1.44

? H1 ? 1.03? 613.05 ? 1 ? 1.15 ? 1.1765? 1.1 ? 770.33 N mm2 ? H2 ? 1 ? 613.05 ? 1 ? 1.15 ? 1.1765? 1.1 ? 747.89 N mm2
(3)许用接触应力:

? HG ? ? H lim Z NT Z L Z V Z R Z W Z X
式中: ? HG — 计算齿轮的接触极限应力 N/mm ;
2

(4—4)

? HLim —
Z NT —

试取齿轮的接触疲劳极限;

? H lim1 ? 1650 MPa

? H lim2 ? 1500 MPa

接触强度计算的寿命系数,工作寿命 1 万小时计算

N L1 ? 60njLh ? 60?1478?1?1?104 ? 0.887?109 N L 2 ? N L1
见参考文献[3]图 13-1-26 查得

i1

? 0.887?10

9

2.75

? 0.322?109

Z NT 1 ? 0.88 Z NT 2 ? 0.95 ; Z L — 润滑剂系数, Z V —速度系数, Z R —粗糙度系数, 见参考文献[3]表 13-1-108 持久强度 N L ? N C : Z L ZV Z R ? 0.95 ; Z W — 工作硬化系数, ZW1 ? 1 ZW 2 ? 1 Z X — 接触强度计算的尺寸系数, Z X ? 1.076? 0.019mn
将以上系数带入(4—4)式得:

? HG1 ? 1650? 0.88? 0.92?1?1.0215? 1335 .84N mm2
? HG 2 ? 1500? 0.95? 0.92?1?1.0215? 1311N mm2
(4)计算安全系数:

S H1 =
S H2 =

所以

S H lim — Z1 , Z 2 齿面接触强度满足要求。
5 轮齿弯曲强度校核计算 ⑴计算齿根应力:

1311 ? 1.75 ? S HLim 747 .89 最小安全系数,见参考文献 [3]表 13 - 1 - 110 ,取 S H lim ? 1.25 。
=

? HG 1 ? H1 ? HG 2 ? H2

=

1335 .84 ? 1.73 ? S HLim 770 .33

? F ? ? F 0 K A KV K F? K F?
式中: K A , K V — 使用系数,动载荷系数同齿面接触强度中的值 取

(4—5)

K A ? 1 KV ? 1.15 K F? — 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数,
K F? ? K H?
N

? 1.17650.826 ? 1.14

K F? —

(b / h) 2 N? ? 0.806 1 ? b / h ? (b / h) 2 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数, K F? ? K H? ? 1.1 ;
齿根应力的基本值, N/mm ;
2

? FO —

(2)计算齿根应力的基本值:

? F0 ?
YSa — ? 1.77; Y?

Ft YFaYSa Y? Y? bm

(4—6)

式中:YFa — 载荷作用于齿顶时的齿形系数,有参考文献[2]表 10-5 得 YFa1

? 2.85 YFa2 ? 2.33 ; 载 荷 作 用 于 齿 顶 时 的 应 力 修 正 系 数 , 有 参 考 文 献 [2] 表 10-5 得 YSa1 ? 1.57
Y? ? 0.25 ? 0.75

YSa 2

— 重合度系数, 螺旋角系数,

Y? —

?? ? 当 ? ? 0 时, Y? ? 1 。

=0.83;

将以上系数带入(4—6)式得:

? FO1 ?

? FO 2

5004 .07 ? 2.85 ? 1.57 ? 0.83 ? 1 ? 74.34 N/mm2 50 ? 5 5004 .07 ? ? 2.53 ? 1.77 ? 0.83 ? 1 ? 68.52 N/mm2 50 ? 5

将以上结果带入(4—5)得:

? F1 ? 74.34?1?1.15?1.14?1.1 ? 107.21 N/mm2 ? F 2 ? 68.52?1?1.15?1.14?1.1 ? 98.81 N/mm2
⑶许用齿根应力:

? FG ? ? F limYST YNT Y?relT YRrelTYX
式中: ? FG — 计算齿轮的弯曲极限应力, N/mm ;
2

(4—7)

? FLim —

试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限, ? F lim1 = ? F lim2

? 210MPa;

YST — 试验齿轮的应力修正系数,取 YST ? 2.0; YNT — 弯 曲 强 度 计 算 的 寿 命 系 数 ; 见 参 考 文 献 [2] 图 14-1-55 查 得 YNT 1 ? 0.75 YNT 1 ? 0.81 Y?relT — 相对齿根圆角敏感系数,见参考文献[2]图 14-1-57 查得 Y?relT ? 1.0; YRrelT — 相对齿根表面状况系数,见参考文献[2]图 14-1-58 查得 YRrelT ? 1.03; YX — 弯曲强度计算的尺寸系数,由参考文献[2]表 14-1-119 得 YX ? 1.0
将以上系数带入(4—7)式得:

? FG1 ? 210? 2 ? 0.75?1.0 ?1.03?1.0 ? 324.35 N/mm2
? FG2 ? 210? 2 ? 0.8 ?1?1.03?1 ? 348.09 N/mm2
(4)计算安全系数:

S F1 =
S F2 =

? FG1 324 .45 ? 3.024 = ? F 1 192 .97 ? FG 2 348 .09 ? 3.53 = ? F 2 177 .86

>

S FLim S FLim

>

S F lim — 最小安全系数,见参考文献[2]表 14 - 1 - 110 ,取 S F lim ? 1.6。 所以 : Z1 , Z 2 齿弯曲强度满足要求。
4.1.2 牵引部齿轮 Z3,Z4 的初步设计及强度校核

在初步设计齿轮时, Z 3, Z 4 齿轮材料初定为 20CrMnTi 。齿数 Z3 1.齿面接触强度 根据齿面接触强度,可按下列公式估算齿轮传动的尺寸:

? 30 , Z 4 ? 69 。

a ? Aa ?u ? 1?3 d 3 ? Ad 3
式中: K — 载荷系数常用值 K

KT2 2 ? a u? HP ?3

(mm)

KT2

?d?

2 HP

u ?1 u

(mm)

? 2.0 ;

Aa 、 Ad — 刚对钢配对的齿轮副的值,查参考文献[2]表 14-1-75 得 直齿轮 Aa ? 483、 Ad ? 766 ; ?d 按参考文献[2]表 14-1-77 圆整, ? a — 齿宽系数 ? a ? 0.5(u ? 1) 取 ?d ? 0.3 。则 ?a ? 0.3 ;

? HP — 许用接触应力,推荐 ? HP ? 0.9? H lim (N/mm2 ) ; ? H lim — 试就验齿轮的接触疲劳极限 ;见参考文献[2]图 14-1-24(a) ? H lim3 ? 1180 MPa

? H lim4 = 1650 MPa 取较小值; ? HP 3 ? 0.9? H lim3 ? 0.9 ?1180? 1062N/mm2
T2 ? 齿轮3传递的转矩T2 ? T1i1? ? 258.46 ? 2.75 ? 0.96 ? 710.77

a ? 483(2.3 ? 1)3

2.0 ? 710.77 ? 194.84mm 0.3 ? 2.3 ? 10622 2 ? 710.77 2.3 ? 1 d 3 ? 7663 ? ? 139.41mm 2.3 0.3 ? 10622

2.齿根弯曲强度计算 在初步设计齿轮时,根据齿根弯曲强度,可按下列公式估算齿轮的模数:

m ? Am 3
式中:

KT2YFs (mm) ? d z3? FP
由 [1] 表 16.2-26 查 取 位

? 0 ? 时, Am ? 12.6 ; ? FP — 许 用 齿 根 应 力 , ? FP ? ? FE s F min ; 其 中 ? FE 450 2 ? 321 N mm 2 450 N mm , sF min ? 1.4,所以 ? FP ? 1.4 YFs — 复合齿形系数, YFs ? YFaYSa ; Am —
Y Fa — 齿形系数,由[2]表 10-5 查得

模数系数;直齿轮 ?

当 z3

? 30时 YFa3

h fP ? fP haP ? 1, ? 1.25, ? 0.38. 时, mn mn mn ? 2.52, z 4 ? 69 时, YFa4 ? 2.24

? n ? 20? ,

h fP ? fP haP ? 1, ? 1.25, ? 0.38. 时, mn mn mn 当 z3 ? 30时, YSa 3 ? 1.65;当 z 4 ? 69 时, YSa 4 ? 1.75 。 所以 YFs ? 2.52?1.65 ? 4.16 YF 4 ? 2.24?1.75 ? 3.92

YSa — 应力修正系数按参考文献[2]图 14-1-43 查:

? n ? 20? ,

两者比较取大者,取前者。 则:

mn ? 12.63

2 ? 710.77 ? 4.16 ? 4.78mm 10 ? 321? 30

取: m

? 5mm 。

3.计算 Z3,Z4 齿的几何尺寸 (1)啮合角 ? ? :根据 Z ? =71 P6 查得:

X ? ??.2

2 ? tan 20? ? 1.2 2 ? tan? ( X 3 ? X 4 ) 0 + inv ? = + inv20 30 ? 69 Z3 ? Z 4 ? ? = 22?15' 得 由参考文献[3]图 13.1.4 查得变位系数 x3 ? 0.54 , x4 ? 0.66
inv? ? =
(2)实际中心距 a ? :

a? =
(3)分度圆分离系数 y:

a cos ? cos ? ?

=

458? cos 20? ?? 461.39mm 。 cos 22?

y?
(4)齿顶高变动系数 ? :

a' ? a 461.39 ? 458 ? ? 0.678。 5 m

? ? ( x3 ? x4 ) ? y ? 0.061。
(5)齿轮的几何尺寸:

d3 ? m z3 ? 5 ? 30 ? 150mm d 4 ? m z4 ? 5 ? 69 ? 345mm d w3 ? 2a0
d w4

z3 30 ? 2 ? 371? ? 153.41mm z3 ? z4 30 ? 69 z4 69 ? 2a0 ? 2 ? 371? ? 352.85mm z3 ? z4 30 ? 69

db3 ? d3 cos? ? 150cos20? ? 140.95mm db 4 ? d 4 cos? ? 345cos20? ? 324.19mm da3 ? d3 ? 2(ha* ? x3 ? ?1 )m ? 150? 2 ? (1 ? 0.54 ? 0.074) ? 5 ? 164.6mm da 4 ? d4 ? 2(ha* ? x4 ? ? 2 )m ? 345? 2 ? (1 ? 0.66 ? 0.074) ? 5 ? 360.86mm d f 3 ? d3 ? 2(ha* ? c * ?x3 )m ? 150? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.54) ? 5 ? 142.9mm
d f 4 ? d4 ? 2(ha* ? c * ?x4 )m ? 345? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.66) ? 5 ? 339.1mm
(6)计算齿顶圆压力角 ? a :

d b3 = arccos d a. d ? a 4 = arccos b 4 = arccos d a4

? a 3 = arccos

140 .95 ? 31.09 ? 164 .6 324 .19 ? 26 .05 ? 360 .86

?a ?

1 [ z 3 (tan ? ? 3 ? tan ? ' ) ? z 4 (tan ? ? 4 ? tan ? " )] 2? 1 ? [30(tan31.09? ? tan23.25? ) ? 65(tan26.05? ? tan23.25? )] 2? ? 1.48

4.齿面接触强度校核计算 (1)计算接触应力: 小轮:

? H 3 = Z B? HO K A KV K H? K H?

(4—8)

大轮:

? H 4 = Z D? HO K A KV K H? K H?
作机工作特性示例, K A =1.1。

(4—9)

式中: K A — 使用系数,见参考文献[2]表 14-1-81、表 14-1-82 原动机工作特性示例及表 14-1-83 工

KV —

动载系数,由参考文献[2]图 14-1-14 查得 KV=1.13;

v?

?d3n2
60 ? 1000

?

? ? 150 ? 572 .86
60000

? 4.14 m/s

K H? —

接触强度计算的齿向载荷分布系数,见参考文献[2]表 14-1-98

K H? = 1.12? 0.18+ 0.2310 - 3b (

b 2 ) + 0.2? 10-3 b d1 b ? ?d ? d3 ? 50mm

(0.3)2 ? 0.23? 10?3 ? 48 ? 1.148 K H? = 1.12? 0.18 K H? —
接触强度计算的齿间载荷分配系数, 见参考文献[2]表 14-1-102 查得

K H? ? 1.0 ;

Z B、Z D —

小轮及大轮单对齿啮合系数,见参考文献[2]表 14-1-104。

因?? ? 2,当M1〉 1时,ZB ? M1;当M1 ? 1时,ZB ? 1;当M2〉 1时,ZD ? M2; 当M2 ? 1时,ZD ? 1。
M1 ? tan? '



Z B ? 1.03

2 ? d 2 2? ? ? d a 4 2? ? ? a 32 ? 1 ? ?? ? ? ? ? 1 ? ? ? 1 a z3 ? ? d b 4 2 z4 ? d ? b 3 ? ?? ? ? 1.03 ? 1

M2 ?

tan? "



Z D ? 1.0

2 ? d 2 2? ? ? d a 3 2? ? a4 ? ? ? ? ? ? ? 1 ? ? 1 ? ? ? 1 a 2 z4 ? ? d b3 2 z3 ? d ? b 4 ? ?? ? ? 0.96 ? 1

? HO —

节点处计算接触应力的基本值, N/mm 。

2

(2)计算接触应力的基本值:

? HO ? Z H Z E Z ? Z ?
式中: Z H — 节点区域系数,由 ?

Ft u ? 1 ? d 1b u

(4—10)

? 0? , ( x3 ? x4) /( z3 ? z 4) ? 0.42 / 80 ? 0.00525 从参考文献[2]查图 14-1-16 得 Z H ? 2.5
ZE —
弹性系数, 重合度系数, 螺旋角系数,

N/mm2
Z? ?

,见参考文献[2]表 14-1-10

Z E ? 189.8 N/mm 2



Z? —

4 ? ?? 4 ? 1.48 ? ? 0.92 ; 3 3

Z? —

Z ? ? cos ? ? cos 0 ? ? 1 ;
Ft — 端面内分度圆上的名义切向力,

T2 =9266.3N; dW 3 其中: T2 ? T1?i1 ? 258 .46? 2.75? 0.96 ? 710.77N ? m
Ft =2000 ?

b—

工作齿宽,

m— 将以上系数带入(4—10)式得:

b ? 50mm ; 齿轮模数, m ? 5mm ;

? HO ? 2.5 ? 189.8 ? 0.92 ? 1?
将以上结果带入(4—8) 、 (4—9)得:

9266 .3 2.3 ? 1 ? ? 750.33N/mm2 150? 75 2.3

? H 3 ? 1.03? 750.33? 1.35?1.13?1.148?1 ? 1252 .64N/mm2
? H 4 ? 1? 750.33? 1.35?1.13?1.148?1 ? 1216 .15N/mm2
(3)许用接触应力:

? HG ? ? H limZ NT Z L ZV Z R ZW Z X
式中: ? HG — 计算齿轮的接触极限应力 N/mm ;
2

(4—11)

? HLim —
Z NT —

试取齿轮的接触疲劳极限;

? H lim1 ? 1500MPa ? H lim2 ? 1650MPa
接触强度计算的寿命系数。工作寿命 2 万小时计算

N L3 ? 60njLh ? 60 ? 527.86 ? 1? 2 ? 104 ? 0.633? 109
N L 4 ? N L1 / i2 ? 0.633? 109 / 2.3 ? 0.275? 108 见参考文献[2]图 14-1-26 查得 Z NT 3 ? 0.9 Z NT 4 ? 0.93 Z L — 润滑剂系数, Z V —速度系数, Z R —粗糙度系数, 见参考文献[3]表 14-1-108 持久强度 N L ? N C : Z L ZV Z R ? 0.85 ; Z W — 工作硬化系数 , ZW 3 ? 1 , ZW 4 ? 1 ; Z X — 接触强度计算的尺寸系数, Z X ? 1.076- 0.0109 mn ? 1.0215
将以上系数带入(4—11)式得:

? HG 3 ? 1650? 0.9 ? 0.92?1?1.0215? 1629 .933N/mm2 ? HG 3 ? 1500? 0.9 ? 0.92?1?1.0215? 1559 .33N/mm2
(4)计算安全系数:

SH3 =

? HG 3 1659 .933 ? 1.33 ? S HLim = 1252 .64 ? H3 ? 1559 .33 ? 1.28 ? S HLim S H 4 = HG 4 = ? H 4 1216 .15
? 1.25。

S H lim —

最小安全系数,见参考文献[3]表 14-1-110 取 S H lim

所以:Z3,Z4 齿面接触强度满足要求。 5.轮齿弯曲强度校核计算

(1)计算齿根应力:

? F ? ? F 0 K A KV K F? K F?
式中: K A , K V — 使用系数,动载荷系数同齿面接触强度中的值,取

(4—12)

K A ? 1.35

KV ? 1.13 ;

K F? —

弯曲强度计算的齿向载荷分布系数,

K F? ? (K H? ) N ? 1.1480.77 ? 1.112
(b h) 2 ? 0.77 1 ? (b h) ? (b h) 2 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数, K F? ? K H? ? 1.0 ; N?
齿根应力的基本值, N/mm ;
2

K F? —

? FO —

(2)计算齿根应力的基本值:

Ft YFaYSa Y? Y? bm T 式中:F — 端面内分度圆上的名义切向力,F ? 2000 ? 2 ? 2841.62N ; dW 3 b ? 50 mm ; b— 工作齿宽, m — 齿轮模数, m ? 5mm ; YFa — 载荷作用于齿顶时的齿形系数, YFa3 ? 2.52 YFa4 ? 2.24 ;

? F0 ?

(4—13)

t

t

? 1.65 YSa 4 ? 1.75; 0.75 0.75 ? 0.76 ; ? 0.25? Y? — 重合度系数, Y? ? 0.25 ? 1.48 ?? Y? — 螺旋角系数, 当 ? =0 时, Y? ? 1 。

YSa —

载荷作用于齿顶时的应力修正系数, YSa 3

0

将以上系数带入(4—13)式得:

? FO3 ? ? FO 4

9266.3 ? 2.52 ? 1.65? 0.76 ? 1 ? 195.21N/mm2 50 ? 5 9266.3 ? ? 2.52 ? 1.65? 0.76 ? 1 ? 184.04N/mm2 50 ? 5

将以上结果带入(4—12)得:

? F 3 ? 130.14 ? 1.1? 1.13? 1.078? 1.1 ? 3310.15N/mm2 ? F 4 ? 122.69 ? 1.1? 1.13? 1.078? 1.1 ? 312.2N/mm2
(3)许用齿根应力:

? FG ? ? F limYST YNT Y?relT YRrelTYX

(4—14)

式中: ? FG — 计算齿轮的弯曲极限应力, N/mm ;
2

? FLim —

试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限; ? F lim3

? 370MPa ? F lim4 ? 450MPa

YST — 试验齿轮的应力修正系数,取 YST ? 2.0; YNT — 弯曲强度计算的寿命系数, 见参考文献[2]图 14-1-55 查得 YNT 3 ? 0.89 YNT 4 ? 0.82 Y?relT — 相对齿根圆角敏感系数,见参考文献[2]图 14-1-57 查得 Y?relT =1.0; YRrelT — 相对齿根表面状况系数,见参考文献[2]图 14-1-58 查得 YRrelT =1.12; YX — 弯曲强度计算的尺寸系数,由参考文献[2]表 14-1-119 得 YX =1.0;
将以上系数带入(4—14)式得:

? FG3 ? 370? 2 ? 0.89 ? 1.0 ? 1.12 ? 1.0 ? 737.36N/mm2 ? FG 4 ? 450? 2 ? 0.92 ? 1? 1.12 ? 1 ? 927.36N/mm2
(4)计算安全系数:

SF3 =
SF4= S F lim —
4.1.3 所以,Z3,Z4 齿弯曲强度满足要求。

? FG 3 568 .35 = ? 2.23 ? F 3 331 .15 ? FG 4 927 .36 ? 2.97 = 312 .2 ? F4

> S FLim > S FLim

最小安全系数,见参考文献[2]表 14-1-110 取 S F lim =1.6。

牵引部二级星行齿轮的初步设计及强度校核

由[1]式 17.2-17 得: E 式中:

A?

? AB 3 2 2 n? ?? d ? K c? K v? K H?? Z N ? Z w ?

n??? d? K c ? K v ? K H? ? Z N? Z w?
2

2



n?? ? n? ?



Kc? ? Kc ?



?d ? ? 1.86 ?d?



K v? K H?? Z N ? Z w ? K v? K H?? Z N ? Z w ?
2

2

2 2

?2



Z w? ? Z w?



B?

db ? ?1 d b? 所以: E ? 3.72
由[1]图 17.2-4 查得 i? 所以:

? 6.2
i? ? i ? 5.28 i?

1.高速级计算 (1)配齿计算 查[3]表 14.5-3 选择行星轮数目,取 Cs
B =6.2 据可能达到的传动比极限值较远。所以 ? 3 由于 iAx
B i Ax ZA ?C; Cs

可不检验;邻接条件。确定各轮齿数,由[1]17.1.2.2 所述 式中: Z A

则:

6.2 ? Z A ? 35 3

? 17 Z B ? cCs ? Z A ? 35? 3 ? 18 ? 88 1 1 Z c' ? ( Z B ? Z A ) ? (88 ? 17 ) ? 35.5 2 2 ' 采用不等角变为,可取 ZC ? 34 或 35 。 Z B ? Z C 88 ? 34 若取 ZC ? 34 ,则 j ? ? ? 1.0588,由[3]图 14-5-4 可查出适用的预计啮 Z A ? Z C 17 ? 34
合角
' ? AC ? 26?



' ' ' ? 26? ,?CB ? 17?51' 的 范 围 内 。 若 取 ZC ? 35 则 ?CB ? 17?51' 到 ? AC

j?

Z B ? Z C 88 ? 35 ? ? 1.0192 , Z A ? Z C 17 ? 35

预 计 适 用 啮 合 角

' ? AC ? 26?



' ?CB ? 17?51'



' ' ? AC ? 26? ,?CB ? 17?51' 的 范 围 内 。 为 提 高 传 动 承 载能 力 , 宜 取 ZC ? 34 , 但 齿 间 有 公 约数 ' ? ZC ? 35 预取 ?CB ? 22?30'

(2)按接触强度初算 A-C 传动的中心距和模数 输入转矩:

P 9550? 40 ? 0.962 ? 2.3 ? 2.75 T ? 9550 ? ? 1506 .58N ? m n1 1478 设载荷不均匀系数 K ? 1.15
在一对 A-C 传动中,小轮(太阳轮)传递的转矩

TA ?
齿数比 μ

T1 1506 .58 Kc ? 1.15 ? 577.52N ? m Cs 3

ZC 35 ? ? 2.06 ZA 17 太阳轮和行星轮的材料用 20 CrMnTi 渗碳淬火,齿面硬度 60 - 62HRC (太阳轮)和齿面硬度 ? 1500 56 - 58HRC (行星轮) ? Hlim ? 1500N mm2 , ? Hp ? Hlim ? ? 1250 N mm 2 1.2 1.2 取齿宽系数 ?a ? 0.5 ,载荷系数 K ? 1.8 , ?


a ? 483?u ? 1?3

KT1 2 ? a u? HP

(mm)

? 483(2.06 ? 1)3 ? 127.76mm 2a 2 ?127.06 模数 m ? ? ? 4.89mm Z A ? ZC 17 ? 35 取 m ? 5mm
则 A-C 传动的未变位时的中距:

1.8 ? 577.52 0.4 ? 2.06 ? 12502

a AC ?
按预取啮合角 ? CB
'

m 5 ( Z A ? Z C ) ? (17 ? 35) ? 130 mm 2 2

? 22?30' ,可得 A-C 传动中心距变动系数 1 cos? y AC ? ( Z A ? Z C )( ? 1) ' 2 cos? AC 1 cos 20 ? (17 ? 35)( ? 1) 2 cos 20 ?30 ' ? 0.445 ' 则中心距 a ? a AC ? y AC ? m ? 130? 0.445 ? 5 ? 132.225mm
计算 A-C 传动的实际中心距变动系数
' y AC 和啮合角 ? AC

所以

a ' ? a AC 132? 130 ? ? 0.4 m 5 a 132 ' cos ? AC ? AC cos ? ? cos 20 ? ? 0.925455 ' a 130 ' ? AC ? 22.26? y AC ?
(3)计算 A-C 传动的变位系数
' inv? AC ? inv? 2 tan?

x

? AC

? (Z A ? Z C ) ? (17 ? 35) ? 0.534

0.022381 ? 0.014904 2 ? tan 20?

由[3]图 14-1-4 校核, z

? AC

,x

? AC

在需用范围内,可用。

用[3]图 14-1-4 分配数, 得

xA ? 0.314 , xC ? x AC ? x A ? 0.534 ? 0.314 ? 0.22 ?
' ? B 传动的中心距变动系数 y CB 和啮合角 ? CB

(4)计算 C

C ? B 传动的未变位是的中心距: m 5 ? CB ? ?Z B ? Z C ? ? ?88 ? 35 ? ? 132 .225 mm 2 2 ' ? ? ? CB 132.225? 132.225 yCB ? ? ?0 m 5
所以 (5)计算 C 因为 所以
' ? CB ? 20?

? B 传动的变位系数
' ? CB ? 20?

x? CB ? 0 xB ? x? CB ? xC ? 0.22
(6)几何尺寸计算 几何尺寸计算公式由[3]表 14-1-18,

d A ? mZA ? 5 ?17 ? 85mm d C ? mZC ? 5 ? 35 ? 175mm d B ? mZB ? 5 ? 88 ? 440mm

d bA ? d A cos? ? 85? cos20? ? 79.87mm

dbC ? dC cos? ? 175? cos20? ? 164.45mm
d bB ? d B cos? ? 440? cos20? ? 413.46mm daA ? d A ? 2(h* ) ? 5 ? 96.8mm a ? x A ? ? )m ? 85 ? 2 ? (1 ? 0.314? 0.134

daC ? dC ? 2(h* ) ? 5 ? 185.86mm a ? xC ? ? )m ? 175? 2 ? (1 ? 0.22 ? 0.134
daB ? d B ? 2(h* mm a ? xB ? ? )m ? 440? 2 ? (1 ? 0 ? 0) ? 5 ? 430
* d fA ? d A ? 2(h* ) ? 5 ? 75.64mm a ? c ? x A )m ? 85 ? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.314

* dfC ? dC ? 2(h* .7mm a ? c ? xC )m ? 175? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.22) ? 5 ? 164
* dfB ? d B ? 2(h* mm a ? c ? xB )m ? 440? 2 ? (1 ? 0 ? 0) ? 5 ? 450 1 ?? [ z1 (tan ? a1 ? tan ? ' ) ? z2 (tan ? a 2 ? tan ? ' )] ? 1.37 2?

(7)齿面接触强度校核计算 ① 计算接触应力: 小轮: 大轮:

? HA =Z ? HO K A K V K H? K H?
B

(4—1) (4—2)

? HC =Z ? HO K A K V K H? K H?
D

式中: K A — 使用系数,见参考文献[3]表 14-1-81、表 14-1-82 原动机工作特性示例及表 14-1-83 工 作机工作特性示例,取 K A =1.0;

KV —

动载系数,由参考文献[3]图 14-1-14 查得 KV=1.05;

v?

?d A n A
60 ? 1000

?

? ? 85 ? 196.26
60 ? 1000

? 0.87 m s

K H? —

接触强度计算的齿向载荷分布系数,见参考文献[3]表 14-1-98

K H? = 1 ? (? b ? 1)? H
由[3]图 14-5-12,13 得 ? H =1, ?b =1.23

K H? = 1 ? (1.23 ? 1) ? 1.23
K H? — 接触强度计算的齿间载荷分配系数,见参考文献[3]表 14-1-102 查得 K H? ? 1.1 ; Z B、Z D — 小轮及大轮单对齿啮合系数,见参考文献[3]表 14-1-104, 因?? ? 2,当M1〉 1时,ZB ? M1;当M1 ? 1时,ZB ? 1;当M2〉 1时,ZD ? M2;
当M2 ? 1时,ZD ? 1.

MA ?

tan? ' d 2? d 2? [ aA 2 ? 1 ? ][ aC2 ? 1 ? (? a ? 1) ] z3 z4 dbA dbC
2 2

? 1.07 ? 1


Z B ? 1.07
MC ?

tan? ?
2 ? d 2 2? ? ? d aA 2? ? ? aC 2 ? 1 ? ?? ? ? ? ? 1 ? ? ? 1 ? 2 z z d d ? ? ? C A ? ? bC ? ? bA ?

? 0.807 ? 1



ZD ? 1
节点处计算接触应力的基本值, N/mm ;
2

? HO —

②计算接触应力的基本值:

? HO ? Z H Z E Z ? Z ?
式中: Z H — 节点区域系数, Z H

Ft u ? 1 ? d 1b u


(4—3)

? 2;
, ZE

ZE —

弹性系数, 重合度系数, 螺旋角系数,

N/mm2
Z? ?

? 189.8 N/mm 2

Z? —

4 ? ?a 4 ? 1.37 ? ? 0.92 ; 3 3

Z? —

Z ? ? cos ? ? cos 0 ? ? 1 ;
2000

Ft — 端面内分度圆上的名义切向力, Ft ? ?

577 .52 TA ? 11638 .3N = 2000 86.3 dWA

式中: dWA

ZA ? 86.3mm Z A ? ZC b — 工作齿宽, b ? 42 .5mm ; m — 齿轮模数, m ? 5mm 。 ? 2a '

将以上系数带入(4—3)式得:

? HO ? 2 ?189.8 ? 0.92
将以上结果带入(4—1) 、 (4—2)得: 强度条件 ? HA

11638 .3

2.06 ? 1 ? 837.08 N mm2 85? 42.5 2.06 ?

? ? HP , ? HC ? ? HP 其中 ? HP ?

? H lim
0.9

1350 N mm 2

(8)轮齿弯曲强度校核计算 ①计算齿根应力:

? F ? ? F 0 K A KV K F? K F?
式中:

(4—5)

K A , KV —


使用系数,动载荷系数同齿面接触强度中的值

K A ? 1 KV ? 1.15 K F? — 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数,

K F? ? 1 ? (? F ?1)? F ? 1.23

式中由[3]图 14-5-12,13 得 ? H

K F? —

? 1, ? b ? 1.23 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数, K F? ? K H? ? 1.1;
2

? FO —

齿根应力的基本值, N/mm ;

② 计算齿根应力的基本值:

? F0 ?
YSa — ? 1.625; Y?

Ft YFaYSa Y? Y? bm

(4—6)

式中:YFa — 载荷作用于齿顶时的齿形系数,有参考文献[2]表 10-5 得 YFaA

? 2.97 YFaC ? 2.45 ; 载 荷 作 用 于 齿 顶 时 的 应 力 修 正 系 数 , 有 参 考 文 献 [2] 表 10-5 得 YSaA ? 1.52
Y? ? 0.25 ?
0

YSaC

— 重合度系数,

0.75

??

=0.79;

螺旋角系数, 当 ? =0 时, Y? =1。 将以上系数带入(4—6)式得:

Y? —

? FOA ?
? FOC

11638 .3 ? 2.97 ?1.52 ? 0.79 ?1 ? 247 .25 N/mm2 42.5 ? 5 11638 .3 ? ? 2.45 ?1.625 ? 0.79 ?1 ? 218 .05 N/mm2 42.5 ? 5

将以上结果带入(4—5)得:

? FA ? 247.25?1?1.15?1.23?1.1 ? 384 N/mm2 ? F 2 ? 218.05?1?1.15?1.23?1.1 ? 338.5 N/mm2
齿轮的弯曲极限应力

? FGA ? ? F limYST YNT Y?relT YRrelT YX ? 800? 1 ? 1? 1 ? 1? 1.05 ? 840N/mm2 ? 840 ? FP ? FG ? ? 600N mm2 ? F min 1.4
式中 ? FG 为最小安全系数

? FGB

? F < ? FP 满足条件 ? ? F limYST YNT Y?relTYRrelTYX ? 800?1?1.1?1.12?1.12?1.08 ? 1192 N/mm2 ? 1192 ? FP ? FG ? ? 851.43 N mm2 ? F min 1.4 ? F < ? FP 满足条件
Ft u ? 1 ? ? K A KV K H? K H? ? Z H Z E Z? Z ? d Ab u ? 900N/mm2 Z N Z L ZV Z R ZW Z X

(9)根据接触强度计算确定内齿轮材料

? H lim ?

根据 ? H lim ,选用 35CrMo ,进行表面淬火和氮化,表面硬度达 52 即可。 (10)验算 C 以省略。 2.低速级计算 (1)配齿计算 查[3]表 14.5-3 选择行星轮数目, 取 Cs

~ 55 HRC

? B 传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合,故传动的校核可

C ? B 传动为内啮合,由于 NGW

B =5.28 据可能达到的传动比极限值较远。 所以 ? 5 由于 iAx
B i Ax ZA ?C Cs

可不检验;邻接条件。确定各轮齿数,由[1]17.1.2.2 所述

6 .2 ? Z A =19 即 Z A ? 18 5 Z B ? cCs ? Z A ? 19? 5 ?18 ? 77 1 1 Z c' ? ( Z B ? Z A ) ? (77 ? 18) ? 29.5 2 2 ' 采用不等角变为,可取 Z C ? 29 或 30 。 Z B ? Z C 77 ? 29 若取 Z C ? 29 ,则 j ? ? ? 1.0213,由[3]图 14-5-4 可查出适用的预计啮 Z A ? Z C 29 ? 18
合角
' ' ' ' ? 22? 49' ,?CB ? 20? ? AC ? 21? , ?CB ? 18? 到 ? AC

的范围内。若取

Z C ? 30 , 则

j?

Z B ? Z C 77 ? 30 ' ' ? ? 1 ,预计适用啮合角在 a AC ? 20? 、 aCB ? 20? 。 Z A ? Z C 17 ? 30
' ? 29 ,且与公因数相符,预取 a AC ? 22?30'

为提高传动承载能力,宜取 Z C

(2)初算 A-C 传动的中心距和模数 输入转矩:

P 9550? 40? 0.962 ? 2.3 ? 2.75? 6.2 ? 0.98 T ? 9550 ? ? 9153 .98N ? m n1 1478 设载荷不均匀系数 K ? 1.15
在一对 A-C 传动中,小轮(太阳轮)传递的转矩

TA ?

T1 9153 .98 Kc ? 1.15 ? 2105 .54N ? m Cs 5

齿数比 μ

?

Z C 29 ? ? 1.61 Z A 18

太阳轮和行星轮的材料用 20 CrMnTi 渗碳淬火,齿面硬度 60 - 62HRC (太阳轮)和齿面硬度

56 - 58HRC (行星轮) ? Hlim ? 1500N mm2 , ? Hp ? ? Hlim ? 0.9 ? 1350N mm2 。
取齿宽系数 ?a

? 0.5 ,载荷系数 K ? 1 ,则
a ? 483?u ? 1?3 KT1 2 ? a u? HP

? 483(1.61 ? 1)3
模数 m ?

1.8 ? 577.52 ? 162.77mm 0.5 ?1.61?12502

2a 2 ?162.77 ? ? 6.9mm Z A ? ZC 18 ? 29 取 m ? 7mm 。 m 7 ( Z A ? Z C ) ? (18 ? 29) ? 164 .5mm 则 A-C 传动的未变位时的中心距: a AC ? 2 2 ' ? ' 按预取啮合角 ? CB ? 22 30 ,可得 A-C 传动中心距变动系数 1 cos? y AC ? ( Z A ? Z C )( ? 1) ' 2 cos? AC 1 cos 20 ? (18 ? 29)( ? 1) 2 cos 22 ? 30 ' ? 0.402 ' 则中心距 a ? a AC ? y AC ? m ? 164.5? 0.402 ? 7 ? 167.31mm圆整为 170mm
计算 A-C 传动的实际中心距变动系数
' y AC 和啮合角 ? AC

所以

a ' ? a AC 170? 164.5 ? ? 0.78 m 7 a 132 ' cos ? AC ? AC cos ? ? cos 20 ? ' 130 a ' ? ? AC ? 24 30' y AC ?

(3)计算 A-C 传动的变位系数
' inv? AC ? inv? 0.028121 ? 0.014904 ? (18 ? 29) ? 0.853 ? AC 2 tan? 2 ? tan20? 由[3]图 14-1-4 校核, z AC , x AC 在需用范围内,可用。 ? ?

x

? (Z A ? Z C )

用[3]图 14-1-4 分配变位系数,得

x A ? 0.466 xC ? x? AC ? x A ? 0.853 ? 0.466 ? 0.387 。
(4)计算 C
' ? B 传动的中心距变动系数 y CB 和啮合角 ? CB

C ? B 传动的未变位是的中心距: m 7 ? CB ? ?Z B ? Z C ? ? ?77 ? 29 ? ? 168 mm 2 2 ' ? ? ? CB 170? 168 yCB ? ? ? 0.286 则 m 7 a 168 ' cos ? AC ? AC cos ? ? cos 20 ? 所以 ' 170 a ' ?CB ? 20? 47'
(5)计算 C

? B 传动的变位系数

x

? BC

? (Z B ? Z C )

' inv? BC ? inv? 0.019443 ? 0.014904 ? (18 ? 29) ? 0.299 2 tan? 2 ? tan20? xB ? x? CB ? xC ? 0.686

(6)几何尺寸计算 几何尺寸计算公式由[3]表 14-1-18 得

d A ? mZA ? 7 ?18 ? 126mm dC ? mZC ? 7 ? 29 ? 203mm d B ? mZB ? 7 ? 77 ? 539mm

d bA ? d A cos? ? 126? cos20? ? 118.4mm d bC ? d C cos? ? 203? cos20? ? 190.76mm d bB ? d B cos? ? 539? cos20? ? 506.49mm d aA ? d A ? 2(h* .68mm a ? x A ? ? )m ? 126? 2 ? (1 ? 0.466? 0.04) ? 7 ? 145 d aC ? d C ? 2(h* .3mm a ? xC ? ? )m ? 203? 2 ? (1 ? 0.387? 0.04) ? 7 ? 221 d aB ? d B ? 2(h* .96mm a ? xB ? ? )m ? 539? 2 ? (1 ? 0.44 ? 0.04) ? 7 ? 506
* d fA ? d A ? 2(h* ) ? 5 ? 115.03mm a ? c ? x A )m ? 126? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.466 * d fC ? d C ? 2(h* ) ? 7 ? 190.91mm a ? c ? xC )m ? 203? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.387 * d fB ? d B ? 2(h* .34mm a ? c ? xB )m ? 539? 2 ? (1 ? 0.25 ? 0.44) ? 7 ? 541 d d ? a1 ? arccos b1 ? 35?36' , ? a 2 ? arccos b 2 ? 30? 28' d a1 da2

??

1 [ z1 (tan ? a1 ? tan ? ' ) ? z 2 (tan ? a 2 ? tan ? ' )] ? 1.36 2?

(7)齿面接触强度校核计算 ①计算接触应力: 小轮: 大轮:

? HA =Z ? HO K A K V K H? K H?
B

? HC =Z ? HO K A K V K H? K H?
D

式中: K A — 使用系数,见参考文献[3]表 14-1-81、表 14-1-82 原动机工作特性示例及表 14-1-83 工 作机工作特性示例,取 K A =1.0;

KV —

动载系数,由参考文献[3]图 14-1-14 查得 KV

? 1.05; ?d A n A ? ? 126 ? 31.44 v? ? ? 0.21 m s 60 ? 1000 60 ? 1000

K H? —

接触强度计算的齿向载荷分布系数,见参考文献[3]表 14-1-98

K H? = 1 ? (? b ? 1)? H
由[3]图 14-5-12,13 得 ? H

? 1, ? b ? 1.4 K H? = 1 ? (1.4 ? 1) ? 1.4

K H? — 接触强度计算的齿间载荷分配系数,见参考文献[3]表 14-1-102 查得 K H? ? 1.1 ; Z B、Z D — 小轮及大轮单对齿啮合系数,见参考文献[3]表 14-1-104, 因?? ? 2,当M1〉 1时,ZB ? M1;当M1 ? 1时,ZB ? 1;当M2〉 1时,ZD ? M2;
当M2 ? 1时,ZD ? 1.

MA ?

tan? ' d d 2? 2? [ aA 2 ? 1 ? ][ aC 2 ? 1 ? (? a ? 1) ] z3 z4 d bA d bC
2 2



ZB ? 1.05

? 1.05 ? 1
MC ? tan? ?
2 ? d 2 2? ? ? d 2? ? ? aC 2 ? 1 ? ? ? aA 2 ? 1 ? ?? ? ? 1? ? z C ? ? d bA zA ? ? ? d bC ?? ?

? 0.97 ? 1



ZD ? 1
节点处计算接触应力的基本值, N/mm ;
2

? HO —

②计算接触应力的基本值:

? HO ? Z H Z E Z ? Z ?
式中: Z H — 节点区域系数, Z H

Ft u ? 1 ? d1b u


(4—3)

? 2;
, ZE

ZE —

弹性系数, 重合度系数, 螺旋角系数,

N/mm2
Z? ?

? 189.8 N/mm 2

Z? —

4 ? ?a 4 ? 1.37 ? ? 0.92 ; 3 3

Z? —

Z ? ? cos ? ? cos 0 ? ? 1 ;
Ft=2000 ?

Ft — 端面内分度圆上的名义切向力,

577 .52 TA ? 11638 .3N = 2000 86.3 dWA

式中: dWA

ZA ? 86.3mm Z A ? ZC b — 工作齿宽, b ? 42 .5mm ; m — 齿轮模数, m ? 5mm 。 ? 2a'

将以上系数带入(4—3)式得:

? HO ? 2 ?189.8 ? 0.94
将以上结果带入(4—1) 、 (4—2)得:

32343 .16 1.61? 1 ? ? 917.06 N mm2 126? 63 1.61

? A ? 1.05? 917.06 ? 1.05? 1? 1.4 ? 1.1 ? 1167.48 N mm2
强度条件 ? HA

? 1 ? 1? 917.06 ? 1.05? 1? 1.4 ? 1.1 ? 1111.88 N mm2 ? ? ? HP , ? HC ? ? HP 其中 ? HP ? H lim 1350 N mm 2
0.9

(8)轮齿弯曲强度校核计算 ①计算齿根应力:

? F ? ? F 0 K A KV K F? K F?
式中: K A , K V — 使用系数,动载荷系数同齿面接触强度中的值 取

(4—5)

K A ? 1 KV ? 1.15 K F? — 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数,

K F? ? 1 ? (? F ?1)? F ? 1.4
式中由[3]图 14-5-12,13 得 ? H =1, ?b =1.4

K F? —

弯曲强度计算的齿间载荷分配系数, K F? 齿根应力的基本值, N/mm ;
2

? K H? ? 1.1 ;

? FO —

② 计算齿根应力的基本值:

式中:YFa —

Ft YFaYSa Y? Y? (4—6) bm 载荷作用于齿顶时的齿形系数,有参考文献[2]表 10-5 得 YFaA ? 2.91YFaC ? 2.53 ;

? F0 ?

YSaC

YSa — 载 荷 作 用 于 齿 顶 时 的 应 力 修 正 系 数 , 有 参 考 文 献 [2] 表 ? 1.62; 0.75 ? 0.8 ; Y? — 重合度系数, Y? ? 0.25 ? ?? Y? — 螺旋角系数, 当 ? =0 时, Y? ? 1 。
0

10-5 得

YSaA ? 1.53

将以上系数带入(4—6)式得:

? FOA ?

? FOC

32343 .16 ? 2.91 ? 1.53 ? 0.8 ? 1 ? 331 .5 N/mm2 63 ? 7 32343 .16 ? ? 2.53 ? 1.62 ? 0.8 ? 1 ? 300 .69 N/mm2 63 ? 7

将以上结果带入(4—5)得:

? FA ? 333.5 ?1?1.15?1.23?1.1 ? 518.91 N/mm2 ? F 2 ? 300.69?1?1.15?1.23?1.1 ? 467.86 N/mm2
齿轮的弯曲极限应力

? FGA ? ? F limYST YNT Y?relT YRrelT YX ? 800? 1 ? 1? 1 ? 1? 1.05 ? 840N/mm2 ? 840 ? FP ? FG ? ? 600N mm2 ? F min 1.4
式中 ? FG 为最小安全系数

? FGB ? ? F limYST YNT Y?relTYRrelTYX ? 800?1?1.1?1.12?1.12?1.08 ? 1192N/mm2 ? 1192 ? FP ? FG ? ? 851.43 N mm2 ? F min 1.4 ? F < ? FP 满足条件
(9)根据接触强度计算确定内齿轮材料

? H lim ?

Ft u ? 1 ? ? K A KV K H? K H? ? Z H Z E Z? Z ? d Ab u ? 900N/mm2 Z N Z L ZV Z R ZW Z X

根据 ? H lim ,选用 35CrMo ,进行表面淬火和氮化,表面硬度达 52 即可。 (10)验算 C 以省略。 4.2 4.2.1 牵引部轴的校核及轴承寿命计算

~ 55 HRC

? B 传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合,故传动的校核可

C ? B 传动为内啮合,由于 NGW

牵引部 I 轴的初步设计及校核及轴承寿命计算

1.初步估算轴径

? b ? 1080 Mpa

选择轴的材料为 20CrMnTi , 渗碳后淬火, 由参考文献[1]表 19.1-1 查得材料的机械性能数据为:

? s ? 835Mpa

? ?1 ? 514Mpa

? ?1 ? 300Mpa
? 100 ,则得

由于材料是 20CrMnTi ,由参考文献[3]表 26.3-2 选取 A

d min ? A3
2.轴上受力分析 I 齿轮轴传递的转矩:

P 40 ? 1003 ? 30mm n 1478

T1 ?
式中:T1 — I 轴传递扭矩;

9550? P 9550 ? 40 ? 258 .46 N ? m = 1460 n1

p



电机功率, 电机转速, n1

p ? 40kW;

n1 —

? 1478 rpm。

P1 =

2000 T1 2000 ? 258 .466 ? 5004 .7 N = 103 .3 dw1

Pr1 ? P .7 ? tan(24? 36' ) ? 2280 .49 N 1 tan?1 ? 5004
花键传动附加力 Po=

2000 T1 D0

×0.2=

2000 ? 258.46 ? 0.2 ? 2247 .48 N 46

式中: D0 — 花键分度圆直径 3. 求支反力

D0 ? 46mm

RAY =
RAX
=

P1 ? 89 ? 2800N 70 ? 89 Pr1 ? 89 ? 1276N 70 ? 89 Po ? 89 ? 1257N N 70 ? 89

RBY =
RBX

P1 ? 70 ? 2203N 70 ? 89
=

Pr1 ? 70 ? 1004 N 70 ? 89

R0 =

R0 =

Po ? 70 ? 989 N 70 ? 89

2 2 ? RAY ? RAO ? 4874N RA = RAX 2 2 ? RBY ? RBO ? 3140 N RB = RBX

4. 作弯矩和扭矩图 齿轮的作用力在水平面的弯矩图:(图 4-1)

M Cx=RaX 0.081= 103.3 N ? m
齿轮作用在垂直平面的弯矩图:(图 4-2)

M Cy=RAy ? 0.081= 226.8N? m
由于齿轮作用力在 C 截面作出的最大合成弯矩:

? ? MC
由于 R0 作用而作出的弯矩图:(图 4-3)

2 2 M Cx ? M Cy = 249 N ? m

M C 0= RA0 0.081= 101.8N? m
则截面 C 的最大合成弯矩为:

作转矩图(图 4-4): 5. 轴的强度校核

M C= M ' C +M C 0 = 227+ 574 = 350N? m T1 = 258.46N ?m

a.确定危险截面:根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图,扭矩图,截面 C 处的弯矩最大,且有齿轮配合 与渐开线花键引起的应力集中,故属危险截面。现对截面 C 进行强度校核。 b.安全系数校核计算:由于采煤机牵引部电动机带动轴转动,弯矩引起对称循环的弯应力,转矩引 起的为脉动循环的剪应力。 弯曲应力幅为:

式中: W — 抗弯断面系数,

M C 350 ? 106 ? ? 54.69MPa 64 W -6 3 取 W = 64?10 m

?a ?

由于是对称循环弯曲应力,故平均应力 ? m

?0
?
517? 106 ? 3.6 2.22 6 ? 39.5 ? 10 0.92 ? 0.66

S? ?

? ?1 ? ??
K?

? a?? ? ? m

式中: ? ?1 — 20CrMnTi 钢弯曲对称应力时的疲劳极限,

? ?1 ? 517 MPa

K? —

正应力有效应力集中系数,按键槽查得

K? ? 1.72 ,按配合查得 K? ? 2.22 ,故取 K? ? 2.22 ; ? — 表面质量系数,轴经彻削加工,按参考文献[3]表 26.3—8 查得 ? ?? — 尺寸系数,由参考文献[3]表 26.3—11 查得 ? ? ? 0.66。
剪应力幅为:

=0.92;

? m?? a =
式中: W P — 抗扭断面系数,取 WP

T1 258.46?106 ? 10.1MPa = 2 ? 72.8 2W P
300? 106 ? 9.3

? 16mm2

S? =
式中: ? ?1 —

? ?1 ? ??
K?

=

? a ? ? a? m

1.66 ? 10.96 ? 106 ? 0.21? 10.96 ? 106 0.92 ? 0.66

? , ? — 同正应力; ? ? — 平均应力折算系数,由参考文献[3]表 26.3—13 查得 ? ? ? 0.21 3.6 ? 9.3 S? S? S= = ? 3.4 2 2 3.6 2 ? 9.32 S? ? S? 由参考文献[3]表 26.3—4 可知, [ S ] ? 1.3 ~ 2.5
故 S >[ S ],该轴 C 截面是安全的。 6. 轴承寿命计算 轴承 A(煤壁侧)选用进口 NJ412E 型圆柱滚子轴承, C r

K ? — 剪应力有效应力集中系数,由参考文献[3]表 26.3—5 按键槽 得 K? ? 1.58,按配合查得 K? ? 1.66;

20CrMnTi 的扭转疲劳极限,由参考文献[33]表 26.1—1 查得 ? ?1 ? 300 MPa ;

? 155kN

LhA ?

106 Cr ( ) 60n1 PB

式中: PA —

106 40? 10 ( ) 60? 1478 3410 轴承所受实际动载荷, PA ? R A 。 ?

10 3

3 10 3

? 15338 h

轴承 B(老塘侧)进口 NJ316E 型, C r

? 245kN

LhB

106 Cr 3 106 40 ? 103 3 ? ( ) ? ( ) ? 25630 h 60n1 PB 60 ? 1478 3410
10

10

式中:PB— 轴承所受实际动载荷,

PB ? RB

A

C

B

图 4-1

水平面弯矩图

A

C

B

图 4-2 垂直弯矩图

C

P 作用弯矩图
0

A

C

B

图 4-3 P 0 作用弯矩图

图 4-4 T1 弯矩图 4.2.2 牵引部 II 轴的初步设计及校核及轴承寿命计算

1.初步估算轴径 选择轴的材料为 20CrMnTi,渗碳后淬火,由参考文献[1]表 19-1-1 查得材料的机械性能数据为:

? b ? 850MPa

? s ? 550MPa ? ?1 ? 375MPa

? ?1 ? 215MPa
? 108 ,则得

由于材料是 20CrMnTi,由参考文献[3]表 26.3-2 选取 A

d min ? A3

P 40 ? 100 ? 42mm 3 20 n 1478? 55

2.轴上受力分析 II 轴传递的转矩: T2=

9550? P ηη= n2
1 2

9550? 40 ? 0.96? 0.96 ? 1506 .54 N ? m 20 30 1478? ? 55 69

式中: T2 —

II 轴传递扭矩; 传动效率, ?1

?1,? 2 —
n2

? 0.96

?2 ? 0.96;

— II 轴转速,

n2 = 1478 ?

20 30 ? 55 69

P2 =

2000 T2 ? 10605 .6 N dw21

Pr 2 = P2 tan?23 ? 4833 .2N

P2? =

2000 T2 ? 19633 .7 N dw34

Pr?2 = P2? tan?23 ? 8947 .6N
花键传动附加力: Po= 式中: D0 — 花键分度圆直径, 3.求支反力

2000 T2 ? 0.2 ? 10043.6N D0

D0 。

RAY =

10605 .6(85 ? 66) ? 19633 .7 ? 85 ? 16770 N 85 ? 66 ? 44 4833 .2(85 ? 66) ? 8947 .6 ? 85 ? 1723 .8N 85 ? 66 ? 44 R AO ? PO ? 60 ? 4270 N 195

RAX =

RBY =

10605 .6 ? 44 ? 19633 .7 ? (44 ? 66) ? 13684 .5N 85 ? 66 ? 44
8947.6 ? (44 ? 66) - 4833.2 ? 44 ? 3957 N 85 ? 66 ? 44

RBY =

R BO ?

PO ? 135 ? 6953.26N 195

2 2 R A ? RAX ? RAY ? RAO ? 19948 N 2 2 ? RBY ? RBO ? 21198 N RB = RB ? RBX

4. 作弯矩和扭矩图 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图:(图 4-5)

M Dx ? RAx ? 0.085? 164.455N ? m
齿轮作用在垂直平面的弯矩图:(图 4-6)

M Dy ? RAy ? 0.。 085 ? 161.95N ? m
由于齿轮作用力在 C 截面作出的最大合成弯矩:

? MD

=

2 2 ? 230.89N ? m M Dx ? M Dy

由于 R0 作用而作出的弯矩图:(图 4-7)

M D0 ? RAo ? 0.174 ? 537N ? m
则截面 D 最大合成弯矩为:

? ? M D0 ? 230.89 ? 537 ? 767.89 N ? m MD ? MD 作转矩图(图 4-8): T2 ? 1506.54N ? m
5. 轴的强度校核 a. 确定危险截面:根据轴的结构尺寸及弯矩图,扭矩图,截面 D 处的弯矩最大,且有齿轮配合与 渐开线花键引起的应力集中,故属危险截面。现对截面 D 进行强度校核。 b. 安全系数校核计算:由于采煤机牵引部电动机带动轴转动,弯矩引起对称循环的弯应力,转矩 引起的为脉动循环的剪应力。 弯曲应力幅为:

?a =

M D 1963?106 ? 21.57MPa = W 91
W = 0.1 ? 113 = 133 ? 10?6 m3

式中 : W — 抗弯断面系数,由表 26.3—15 计算的 由于是对称循环弯曲应力,故平均应力 ? m =0

S? =

? ?1 ? ??
K?

=

? a?? ? ? m

375? 106 ? 3.2 2.22 6 ? 31? 10 0.92 ? 0.64

式中: ? ?1 — 20Cr 钢弯曲对称应力时的疲劳极限,

? ?1 ? 375MPa ;

K? —

正应力有效应力集中系数,按键槽查得

K? ? 1.72,按配合查得 K? ? 2.22,故取 K? ? 2.22 ; ? — 表面质量系数,轴经车削加工,按参考文献[3]表 26.3—8 查得 ? ? 0.92 ; ?? — 尺寸系数,由参考文献[3]表 26.3—11 查得 ?? ? 0.64 ;

剪应力幅为:

T2 1474?106 ? m?? a? ? ? 9.1MPa 2Wp 2 ? 68.6
式中: W P —抗扭断面系数,由参考文献[3]表 26.3—15 计算得

W ? 0.2d3 ? 68.6m 3 ? ?1 215? 106 ? ? 5.5 S? = K? 1.66 6 6 ? 12.2 ? 10 ? 0.21? 9.1? 10 ? ?? a? m 0.92 ? 0.64 ??? a 式中: ? ?1 — 20CrMnTi 的扭转疲劳极限,由参考文献[3]表 26.1—1 查得 ? ?1 ? 215; K ? — 剪应力有效应力集中系数,按键槽查得 K? ? 1.58 ,按配合查得 K? ? 1.66 ; ? , ? — 同正应力; ? ? — 平均应力折算系数,由参考文献[3]表 26.3—13 查得 ? ? ? 0.21 S? S? 3.2 ? 5.5 S= = ? 2.8 2 2 3.22 ? 5.52 S? ? S? 由参考文献[3]表 26.3—4 可知, [ S ] ? 1.3 ~ 2.5 故 S ? [ S ] ,该轴 D 截面是安全的。
6. 轴承寿命计算 轴承 A(煤壁侧)选用进口 22210KTN1/ LhA=

W33 型, C r ? 96.5kN

106 60n6



Cr PA



10 3



96500 3 ) ? 191644 h 25 15 21198 60 ? 1460 ? ? 36 65 (

106

10

式中: PA — 轴承所受实际动载荷, PA

? RA



轴承 B(老塘侧)选用进口 21309CCK/W 33 型, C r
10

? 142kN

LhB= 式中: PB — 轴承所受实际动载荷,

106 Cr 3 ( ) ? 441419h 60n6 PB

PB = RB

A

B

C

D

图 4-5 水平面弯矩图

A

B

C

D

图 4-6 垂直面弯矩图

A

C

B

图 4-7 P 0 作用弯矩图

N·m

图 4-8 T1 作用弯矩图 4.2.4 一级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算

1.初步估算轴径 选择太阳轮齿轮轴的材料为 20CrMnTi ,经调质处理,由参考文献[3]表 26.1-1 查得材料的机械 性能数据为:

? b ? 1100MPa ? -1 ? 525MPa

? s ? 850MPa ? -1 ? 300MPa

由于材料是 20CrMnTi 钢,由参考文献[3]标 26.3-2 选取 A

? 100 ,则得

dmin

?

取 d min 2.轴上受力分析 太阳轮扭矩计算:

40 ? 0.962 P = 100 ? 60mm 3 20 30 n 3 ? 1478? ? 55 69 ? 75mm
A

3

T3 =

9550? P η= n3
3

9550? 40 ? 0.983 ? 1634 .7 N ? m 20 30 1478? ? 55 69

式中:T3 —二级太阳轮传递扭矩;

?3 —传动效率,?3 ? 0.983
PAC ? K f 2000 T3 ? n3 d wAC
? 3;


1.15 ? 2000 ?1634 .7 ? 14438 N ? m 3 ? 87

式中: ns —行星轮数量, n s

T3 —太阳轮传递扭矩;
K f —行星传动不均载数。

PrAC = PAC ? tan 22?16' ? 5868N
' p AC ?

PAC d wAC d wBC



14438? 87 ? 8960N 165,7

? ‘ ' ' N = p AC ? tan2216 ? 3649 prAC

' PAC ? p AC 14438 ? 8960 ? 11699N = RC = RD = RBY = 2 2

RAX =

' PrAC ? prAC 2
2 2 RX ? RY

=

5868 ? 3649 ? 9517N 2

R
3. 轴的强度校核

=

=

116992 ? 95172 ? 15081 N

a. 确定危险截面:根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图,截面 C 处为危险截面。现对截面 C 进

行强度校核。 b. 安全系数校核计算:由于太阳轮只受扭矩,不受弯矩作用,所以扭矩引起脉动循环的剪应力。 剪应力幅为:

? m?? a =
? ?1
K?

T3 1634.7? 106 ? 21MPa = 2 ? 38.6 2W P
?6

式中: WP —抗扭矩断面系数,取 WP =38.6 ?10

m3

S? =

=

300? 106 1.58 ? 32.75 ? 106 ? 0.21? 32.75 ? 106 0.85 ? 0.75

? 3.4

? ??

? a ?? ?? m

? ?1 —20CrMnTi 扭转疲劳极限, ? ?1 ? 300 MPa ; K? — 正应力有效应力集中系数,有参考文献[3]表 26.3—5 按键槽查得 K ? =1.58,按配合查 得 K? ? 1.46 ,故取 K ? ? 1.58 ; ? — 表面质量系数,轴经车削加工,按参考文献[3]表 26.3—8 查得 ? =0.85; ?? — 尺寸系数,由参考文献[3]表 26.3—11 查得 ?? ? 0.75 ; ? a — 平均应力折算系数,由参考文献[3]表 26.3—13 查得? a ? 0.21。 由表 26.3—4 可知, [ S ] ? 1.3 ~ 2.5 故 S ? [ S ] ,该轴 C 截面是安全的。
5.轴承寿命计算 轴承选用进口 22211CKK/W

33 型, C r ? 102kN
10

106 Cr 3 Lh ? ( ) ? 6.3 ? 104 h 60n12 P
式中: P — 轴承所受实际动载荷, P

?R;

n12 — 行星轮与轴相对转速,
4.2.5 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算

1.初步估算轴径 选择太阳轮齿轮轴的材料为 20CrMnTi ,经调质处理,由参考文献[3]表 26.1-1 查得材料的机械 性能数据为:

? b ? 1100MPa
? ?1 ? 525MPa

? s ? 850 MPa
? -1 ? 300MPa

dmin

取 d min

40 ? 0.962 ? 0.98 P = 100 ? 82mm 3 20 30 17 17 n 3 ? 1478? ? ? ( ? ) 55 69 17 ? 88 35 ? 110mm

3

?

A

2.轴上受力分析 太阳轮扭矩计算: T4=

9550? P η= n4
4

9550? 40 ? 9796 .2N ? m 20 30 17 1478? ? ? ( ) 55 69 17 ? 88

式中: T4 —

二级太阳轮传递扭矩; 传动效率, ?4

?4 —

? 0.983? 0.962


PAC =

K f 2000 T4 ? n4 d AC
? 5;

1.15 ? 2000 ? 9796.2 ? 57683 N ? m 5 ?130.2

式中: ns — 行星轮数量, ns

T4 — 太阳轮传递扭矩;

Kf —

行星传动不均载数。

PrAC
' = PAC

、9

= PAC ·tan 22 16 =

?

'

? 23619N

PAC d wAC d wBC

37731 .0 ? 160 .21 ? 48831.76N 123 .79

' ' PaAC ? PAC tan ? BC ? 48831.76 tan18.26? ? 16111.7 N

Rc = RD = RY = RX =

? 9 37731 .0 ? 16113 .7 P8、 9 ? P 8、 ? 26921.35 N = 2 2

' PrAC ? prAC 37731 .0 ? 16111 .7 ? 10809.15 N = 2 2

2 2 R = R X ? RY

=

10809 .152 ? 26921 .352 ? 29010.1N

3. 轴的强度校核 a. 确定危险截面:根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图,截面 C 处为危险截面。现对截面 C

进行强度校核。 b. 安全系数校核计算:由于太阳轮只受扭矩,不受弯矩作用,所以扭矩引起脉动循环的剪应力。 剪应力幅为:

? m?? a =
式中: WP —抗扭矩断面系数,取 WP

T4 9796 。 2 ? 106 ? 71MPa = 2 ? 102.4 2W P
? 102.4 ?10?6 m3
300? 106
? 2.2

S? =

? ?1
K?

=

? ??

? a ?? ?? m

1.58 ? 108.1 ? 106 ? 0.21? 108.1 ? 106 2 ? 0.75

? ?1 — 20CrMnTi 扭转疲劳极限, ? ?1 ? 300 MPa ; K? — 正应力有效应力集中系数,有参考文献[3]表 26.3—5 按键槽查得 K ? =1.58,按配合查 得 K? ? 1.46 ,故取 K ? ? 1.58 ; ? — 表面质量系数,轴经渗碳处理,按参考文献[3]表 26.3—9 查得 ? ? 2 ; ?? — 尺寸系数,由参考文献[3]表 26.3—11 查得 ?? ? 0.75 ; ? a — 平均应力折算系数,由参考文献[3]表 26.3—13 查得 ? a ? 0.21 。 由表 26.3—4 可知, [ S ] ? 1.3 ~ 1.5 故 S ? [ S ] ,该轴 C 截面是安全的。
4.轴承寿命计算 轴承选用进口 22212CK/W3 3 型, C r

? 110kN

10 3

106 L= 60n12
h

Cr ( P

=7.3 ? 10 h
4

式中: P — 轴承所受实际动载荷,

P ? R;

n12 —

行星轮与轴相对转速。

通过近三个月的努力完成了采煤机牵引部的设计, 本次设计的采煤机牵引部采用了二级直齿二级行 星减速装置,采用齿轮数目较少,结构紧凑,体积较小 适合用于工作在特殊环境下的采煤机。从经济 角度而言,该方案的结构简单,经济成本较低,技术及经济优势很明显、投资机会很大。 在设计过程中,了解了采煤机的发展历史和基本知识,通过查阅资料,了解了采煤机的结构和采煤 机截割部的工作原理。我所设计的 MG300/701-WD 型采煤机的牵引部的特点: (1)采煤机的牵引部是由电动机带动,通过二级直齿轮和二级行星器减速驱动行走轮,最后达到设 计转速。设计中末级采用二级行星减速,目的是为了使采煤机结构紧凑和提高效率。 (2)设计完成了所给任务,达到牵引速度 0~9m/min,q 牵引力大于 450KN 的要求 (3)设计中确定了总体传动方案, 设计中对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核, 结果满足设计要求。

经过指导老师的耐心辅导下和半个学期不懈的努力学习和研究, 我终于完成了采煤机牵引部的设计 和专题课题的研究,其中的苦与甜如今想起来,真的会使我铭记一生。 在这次毕业设计中,得到了鸡西煤机厂各位领导,以及其他多位老师的热情支持,帮助及指导,尤 其是指导老师林海鹏老师,在此设计过程中对我的极大帮助及指导,在此我表示由衷的表示感谢。

1 王文斌. 机械设计手册. 北京:机械工业出版社,2004 2 纪名刚. 机械设计. 北京:高等教育出版社,2007 3 成大先主编. 机械设计手册. 北京:化学工业出版社,2004 4 刘春生. 滚筒式采煤机理论设计基础. 徐州:中国矿业大学出版社,2003 5 孙忠义. 电牵引采煤机的研制、使用及发展前景. 煤矿机械,2000(5) 6 花国梁. 互换性与测量技术基础. 北京:北京理工大学出版社,1990 7 李占权. 行星齿轮减速器的设计. 煤矿机械,2000(11) 8 王蓓. 行星机构在电牵引采煤机中的应用. 煤矿机械,2000(30) 9 李贵轩,李晓豁编著. 采煤机械设计. 沈阳:辽宁大学出版社,1994 10 成居山. 矿山机械. 徐州:中国矿业大学出版社,1987 11 保晋,王庆康,门迎春译.采煤机破煤理论. 北京:煤炭工业出版社,1992 12 李贵轩.采煤机工作机构的运动学分析及应用.1980 年煤矿机械化学术交流学术报告选编,1980 13 张仕红,何敬德,管亚平.电牵引采煤机的技术现状和发展趋势,煤矿机电 14 刘春生,刘华利.采煤机摇壁壁厚的最佳确定.煤炭技术,1995(4) 15 陶驰东.采掘机械. 煤炭工业出版社,1999:18-34 16 孙 桓,陈作模. 机械原理. 第 7 版. 高等教育出版社,2001:56-68 17 饶振纲.行星齿轮传动设计. 化学工业出版社,2003:30-40 18 王焕庭.机械工程材料. 大连理工大学出版社,1998::41-46 20 徐小粤.采煤机械的技术现状与发展趋势. 中州煤炭. 2005,⑷: 14-17 21 毛开友.电牵引采煤机的发展. 山西煤炭技术. 1999:(1),6-9 22 浦过树,张世洪, 刘振坚. 滚筒式采煤机的技术现状和发展趋势.煤炭 电.1999:⑷,28-30 23 姜 彬,徐艳冬,寇林慧.大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法. 煤炭技术. 2004,23: 20-21 25 孙兆森, 张殿用.MG-300WA1 采煤机截割部乃问题及改进.煤矿机械. 2000:⑴,46 26 徐天赐. “国外薄煤层长壁开采机械发展情况和对几种新型采煤机的评 述”. 煤碳机械化. 1985:1-2 27 Theory of Hydrodynamic Lubrication ,O.Pinkus,B.Sternlicht,Mc gray-Hill,1961. 28 FAG Kugellager, Rollenlager Katalog 41000,1966. 29 Design of Machine Elements, M.F. Spotts,1971. 30 Whipkey,Kevin. Productivity Improvement for Longwall Development. Coal Age , 2005, 110( Aug) : 31 32 鱼云龙. 浅谈连续采煤机的使用情况. 陕西煤炭技术,1997(2):122-125 I. Evans. Optimum line spacing for cutting picks. The Mining Engineer. Jan1982:33-35

33 I. Evans.Basic mechanics of the point-attack pick.Colliery Guardian, Vol.232, No5, 1984:11-12


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