3793采煤機搖臂低速區(qū)軸承故障分析與檢測設計

畢業(yè)設計說明書題目名稱：采煤機搖臂低速區(qū)軸承振動特性與故障分析院系名稱： 機械設計制造及其自動化班 級：學 號：學生姓名：指導教師：2015年5月摘 要機械工業(yè)是一個國家的重要產(chǎn)業(yè)，機械工業(yè)的發(fā)展無時不刻都在影響著國家經(jīng)濟的發(fā)展，人類的進步離不開機械工業(yè)的發(fā)展。在全球經(jīng)濟發(fā)展的大環(huán)境下，中國各個行業(yè)被其他國家的先進技術影響的同時，越來越多的外國企業(yè)和品牌傳播到中國已經(jīng)成為現(xiàn)實。在新的市場需求的推動下，對采煤機搖臂低速區(qū)軸承進行改良和優(yōu)化是當務之急。有大型采煤機設備企業(yè)對設備的安全指標的有著一定生產(chǎn)的嚴格要求。在生產(chǎn)設備的企業(yè)，充分考慮到在設備運行中可能出現(xiàn)的問題，從而減少噪聲污染引起的振動或不當操作設備的現(xiàn)象等。國內采煤機搖臂低速區(qū)軸承的研發(fā)及制造要與全球號召的低效經(jīng)濟、安全穩(wěn)定主題保持一致。采煤機搖臂低速區(qū)軸承的發(fā)展與人類社會的進步和科學技術的水平密切相關。本次設計的題目是采煤機搖臂低速區(qū)軸承振動特性與故障分析，在設計過程中，主要對采煤機搖臂低速去軸承結構方案的確定和相關組件的計算和設計，重點完成了采煤機搖臂低速區(qū)軸承振動特性與故障分析。首先，完成了對搖臂減速器的傳動比分配，轉速及傳遞功率的計算，其次，完成了采煤機搖臂殼體內一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動齒輪的設計及校核，簡單介紹了行星輪系的裝配關系確定和強度校核。再次，重點對搖臂低速區(qū)軸承的振動特性進行詳細分析。最后，對采煤機搖臂低速區(qū)軸承進行了三維建模，有限元分析。關鍵詞：機械工業(yè)；采煤機搖臂低速區(qū)軸承；設計；有限元分析；0AbstractWithdevelopmentofallkindofsciencetechnologyandglobaleconomy,Pneumaticmanipulatorisaautomateddevicesthatcanmimicthehumanhandandarmmovementstodosomething，aslocanaccordingtoafixedproceduretomovingobjectsorcontroltools.Itcanreplacetheheavylaborinordertoachievetheproductionmechanizationandautomation,andcanworkindangerousworkingenvironmentstoprotectthepersonalsafety.Thereforewidelyusedinmachinebuilding,metallurgy,electronics,lightindustryandatomicenergysectors.Thepneumaticpartofthedesignisprimarilytochoosetherightatcompressedneceengththdirectionprocedurework.Theinvertedpendulumisatypicalhighordersystem,withmultivariable,non-linear, strong-coupling,fleetandabsolutelyinstable.Itisrepresentativeasanidealmodeltoprovenewcontroltheoryandtechniques.Duringthecontrolprocess,pendulumcaneffectivelyreflectmanykeyproblemssuchasequanimity,robust,follow-upandtrack,therefore.Thispaperstudiesacontrolmethodofdoubleinvertedpendulum.Firstofall,themathematicalmodelofthedoubleinvertedpendulumisestablished,thenmakeacontroldesigntodoubleinvertedpendulumonthemathematicalmodel,anddeterminethesystemperformanceindexweightmatrix,byusinggeneticalgorithminordertoattainthesystemstatefeedbackcontrolmatrix.Finally,thesimulationofthesystemismadeby.Keyword:pneumaticmanipulatorcylinderpneumaticloopFoutdegreesoffreedom.1目 錄緒論............................................................11.1課題的來源與研究的目的和意義1.2 采煤機械化的發(fā)展與趨勢 ......................................21.3 本課題研究的內容2搖臂整體方案確定 ................................................52.1 采煤機的分類2.2 采煤機的工作原理2.3 搖臂具體結構設計方案的確定 73傳動系統(tǒng)設計 . 133.1 各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 133.2 齒輪設計及強度效核3.3 行星齒輪的計算 配齒計算 幾何尺寸計算 裝配條件驗算3.4 行星軸的設計計算 27 初算軸的最小直徑 輸入軸的設計 輸出軸的設計3.5 軸的設計校核與軸承選用 29 Ⅳ軸的設計及強度效核 Ⅲ軸的設計及強度效核23.6 軸承的壽命校核結論.............................................................54參考文獻.........................................................55致 謝3緒論1.1課題的來源與研究的目的和意義由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠超越個人掌握所有，一些專業(yè)知識是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識分割，使視野狹隘，可以多多參加技術交流，和參加科研項目，縮小范圍，提升新技術的進步和整個塊的技術，提高外部條件變化的適應能力。封閉的專業(yè)知識的太狹隘，考慮的問題太特殊，在工作中協(xié)調困難，不利于自我提高。因此，自上世紀第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的分化。機械工程可以增加產(chǎn)量，提高勞動生產(chǎn)率，提高生產(chǎn)的經(jīng)濟效益為目標，并研制和發(fā)展新的機械產(chǎn)品。在未來，新產(chǎn)品的開發(fā)，降低資源消耗，清潔的可再生能源，成本的控制，減少或消除環(huán)境污染作為一個超級經(jīng)濟目標和任務。機器能完成人的手和腳，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任務。現(xiàn)代機械工程機械和機械設備創(chuàng)造出更多、更精美的越來越復雜，很多幻想成為過去的現(xiàn)實。人類現(xiàn)在能成為天空的上游和宇宙，潛入海洋，數(shù)十億光年的密切觀察，細胞和分子。電子計算機硬件和軟件，人類的新興科學已經(jīng)開始加強，并部分代替人腦科學，這是人工智能。這一新的發(fā)展已經(jīng)顯示出巨大的作用，但在未來幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡。人類智慧的增長并沒有減少手的效果，而是要求越來越精致，手工制作，更復雜的工作，從而促進手功能。又一方面實踐促進人腦智力。在人類的進化過程中，以及在每個人的成長過程中，大腦和手是互相促進和平行進化。大腦和手之間的人工智能和機械工程的近似關系，唯一不同的是，智能硬件還需要使用機械制造。在過去，各種機械離不開人類的操作和控4制，反應速度和運算精度的進化是非常緩慢的大腦和神經(jīng)系統(tǒng)，人工智能將消除這種限制。相互促進，計算機科學和機械工程進展之間的平行，將在更高層次的新一輪發(fā)展的開始使機械工程。在第十九世紀，機械工程的知識總量仍然是有限的，大學在歐洲，它與一般的土木工程是一門綜合性的學科，稱為土木工程，下半場的第十九個世紀成為一門獨立的學科。在第二十世紀，隨著機械工程和知識增長的發(fā)展開始分解，機械工程專業(yè)，有分支機構。在第二十世紀中期趨勢分解，在時間之前和之后的第二次世界大戰(zhàn)結束時達到的峰值。由于機械工程的知識總量已經(jīng)遠遠從個人掌握所有，一些專業(yè)是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識使分割，視野狹隘，可以查看和統(tǒng)籌大局和全球工程和技術交流，縮小范圍，新技術的進步和整個塊的技術，外部條件變化的適應能力差。封閉的專業(yè)知識的專家太狹，考慮的問題太特殊，在工作協(xié)調困難，不利于自我提高。因此，自上世紀第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的分化。綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識循環(huán)過程的合成，是合理和必要的。從不同的專業(yè)和專業(yè)知識的專家，也有綜合的知識了解不夠，看看其他學科和項目作為一個整體，從而形成一種相互強烈的集體工作。綜合和專業(yè)水平。有機械工程全面而專業(yè)的沖突；在綜合性工程技術也有綜合和專業(yè)問題。在人類所有的知識，包括社會科學，自然科學和工程技術，有一個更高的水平，更廣泛的綜合性和專業(yè)性的問題。1.2采煤機械化的發(fā)展與趨勢機械化采煤開始于上世紀40年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，聯(lián)邦德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機械化。但是當時的采煤機都是鏈式工作機構，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)了滾筒采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調低，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。因此，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國已經(jīng)研制出了液壓自5移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術僅僅處于開始試驗階段。60年代是世界綜采技術的發(fā)展時期。第二代采煤機—單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采低調整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術推向了一個新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機械化采煤的優(yōu)越性—低效、低產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟，因此各國競相采用綜采技術。進入70年代，綜采機械化得到了進一步發(fā)展和提低，綜采設備開始向大功率、低效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率達1500T/H的刮板輸送機，以及工作阻力達1500KN的強力液壓支架等。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機—電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。目前，各主要產(chǎn)煤國家已基本上實現(xiàn)了采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設備，使之達到低效、低產(chǎn)、安全、經(jīng)濟；向遙控及自動控制發(fā)展，并逐步過渡到無人工作面采煤；提低單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機械設備。1.3本課題研究的內容本論文主要研究運用 SolidWorks對采煤機搖臂低速區(qū)軸承振動特性進行分析和計算，在設計過程中，了解 SolidWorks的各種功能。SolidWorks 公司成立于1993年，由PTC公司的技術副總裁與 CV公司的副總裁發(fā)起，總部位于馬薩諸州的康克爾郡Concord,Massachusetts）內。當初的目標是希望在每一個工程師的桌面上提供一套具有生產(chǎn)力的實體模型設計系統(tǒng)。從1995年推出第一套SolidWorks三維機械設計軟件至今已經(jīng)擁有位于全球的辦事處，并經(jīng)由6300家經(jīng)銷商在全球 140個國家進行銷售與分銷該產(chǎn)品。 1997年，Solidworks 被法國達索（Dassault Systemes）公司收購，作為達索中端主流市場的主打品牌。SolidWorks軟件是世界上第一個基于Windows開發(fā)的三維CAD系統(tǒng)。由于技術創(chuàng)新符合CAD技術的發(fā)展潮流和趨勢，SolidWorks公司于兩年間成為CAD/CAM產(chǎn)業(yè)中獲利最高的公司。良好的財務狀況和用戶支持使得 SolidWorks每年都有數(shù)十乃至數(shù)百項的技術創(chuàng)新，公司也獲得了很多榮譽。該系統(tǒng)在 1995-1999年獲得全球微機平臺CAD系統(tǒng)評比第一名。從 1995年至今，已經(jīng)累計獲得十七項國際大獎。其中僅從1999年起，美國權威的 CAD專業(yè)雜志CADENCE連續(xù)4年授予SolidWorks最佳編輯獎，以表彰 SolidWorks的創(chuàng)新、活力和簡明。至此，SolidWorks所遵循的易用、穩(wěn)定和創(chuàng)新三大原則得到了全面的落實和證明，使用它，設計師大大縮短了設計時間，產(chǎn)品快速、高效地投向了市場。由于SolidWorks出色的技術和市場表現(xiàn)，不僅成為 CAD行業(yè)的一顆耀眼的明星，也成為華爾街青睞的對象。終于在 1997年由法國達索公司以三億一千萬美元的高額市值將 SolidWorks全資并購。公司原來的風險投資商和股東，以一千三百萬美元的風險投資，獲得了高額的回報，創(chuàng)造了CAD行業(yè)的世界紀錄。并購后的SolidWorks以原來的品牌和管理技術隊伍繼續(xù)獨立運作，成為CAD行業(yè)一家高素質的專業(yè)化公司。SolidWorks三維機械設計軟件也成為達索企業(yè)中最具競爭力的 CAD產(chǎn)品。由于使用了WindowsOLE技術、直觀式設計技術、先進的 parasolid內核（由劍橋提供）以及良好的與第三方軟件的集成技術。 SolidWorks成為全球裝機量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的SolidWorks軟件使用許可約 28萬，涉及航空航天、機車、食品、機械、國防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂工業(yè)、日用品 /消費品、離散制造等分布于全球 100多個國家的約3萬1千家企業(yè)。在教育市場7上，每年來自全球 4，300所教育機構的近 145，000名學生通過SolidWorks的培訓課程。據(jù)世界上著名的人才招聘網(wǎng)站檢索，與其它 3D CAD軟件相比，SolidWorks相關的招聘廣告比其它軟件的總合還要多，這一事實說明了越來越多的工程師和設計者使用 SolidWorks三維軟件，越來越多的企業(yè)需要SolidWorks人才。Solidworks軟件功能強大，易于操作，界面人性化，技術創(chuàng)新，組件繁多是SolidWorks的五大特點。使得SolidWorks三維軟件成為目前全球領先的三維CAD解決方案。SolidWorks在設計時能夠為用戶提供不同的設計方案，通過方案的篩選，工程師能從中選擇合適的方案，從而在設計過程中降低設計的錯誤以及提高產(chǎn)品質量。在目前市場上所見到的三維CAD解決方案中，SolidWorks是設計過程比較簡便又通俗易懂的軟件之一。它不僅提供如此人性化的系統(tǒng)，同時對每個工程師和設計者，乃至整個機械行業(yè)提供了良好的發(fā)展基礎。SolidWorks軟件是世界上第一個基于Windows開發(fā)的三維CAD系統(tǒng)，由于技術創(chuàng)新符合CAD技術的發(fā)展潮流和趨勢，SolidWorks公司于兩年間成為CAD/CAM產(chǎn)業(yè)中獲利最高的公司。良好的財務狀況和用戶支持使得SolidWorks每年都有數(shù)十乃至數(shù)百項的技術創(chuàng)新，公司也獲得了很多榮譽。該系統(tǒng)在 1995-1999年獲得全球微機平臺 CAD系統(tǒng)評比第一名；從 1995年至今，已經(jīng)累計獲得十七項國際大獎，其中僅從 1999年起，美國權威的 CAD專業(yè)雜志CADENCE連續(xù)4年授予SolidWorks最佳編輯獎，以表彰SolidWorks的創(chuàng)新、活力和簡明。至此，SolidWorks所遵循的易用、穩(wěn)定和創(chuàng)新三大原則得到了全面的落實和證明，使用它，設計師大大縮短了設計時間，產(chǎn)品快速、高效地投向了市場。由于 SolidWorks出色的技術和市場表現(xiàn)，不僅成為 CAD行業(yè)的一顆耀眼的明星，也成為華爾街青睞的對象。終于在1997年由法國達索公司以三億一千萬美元的高額市值將SolidWorks全資并購。公司原來的風險投資商和股東，以一千三百萬美元的風險投資，獲得了高額的8回報，創(chuàng)造了CAD行業(yè)的世界紀錄。并購后的 SolidWorks以原來的品牌和管理技術隊伍繼續(xù)獨立運作，成為 CAD行業(yè)一家高素質的專業(yè)化公司，SolidWorks三維機械設計軟件也成為達索企業(yè)中最具競爭力的 CAD產(chǎn)品。由于使用了WindowsOLE技術、直觀式設計技術、先進的 parasolid內（由劍橋提供）以及良好的與第三方軟件的集成技術， SolidWorks成為全球裝機量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的 SolidWorks軟件使用許可約 28萬，涉及航空航天、機車、食品、機械、國防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂工業(yè)、日用品 /消費品、離散制造等分布于全球100多個國家的約3萬1千家企業(yè)。在教育市場上，每年來自全球4，300所教育機構的近145，000名學生通過SolidWorks的培訓課程。據(jù)世界上著名的人才網(wǎng)站檢索，與其它 3D CAD系統(tǒng)相比，與SolidWorks相關的招聘廣告比其它軟件的總和還要多，這比較客觀地說明了越來越多的工程師使用SolidWorks，越來越多的企業(yè)雇傭SolidWorks人才。據(jù)統(tǒng)計，全世界用戶每年使用 SolidWorks的時間已達5500萬小時。在美國，包括麻省理工學院（ MIT）、斯坦福大學等在內的著名大學已經(jīng)把SolidWorks列為制造專業(yè)的必修課，國內的一些大學（教育機構）如哈爾濱工業(yè)大學、清華大學、浙江工業(yè)大學、浙江大學、華中科技大學、北京航空航天大學、大連理工大學、北京理工大學、武漢理工大學等也在應用SolidWorks進行教學。Solidworks 軟件功能強大，組件繁多。Solidworks 有功能強大、易學易用和技術創(chuàng)新三大特點，這使得SolidWorks 成為領先的、主流的三維 CAD解決方案。SolidWorks 能夠提供不同的設計方案、減少設計過程中的錯誤以及提高產(chǎn)品質量。SolidWorks不僅提供如此強大的功能，而且對每個工程師和設計者來說，操作簡單方便、易學易用。SolidWorks 在現(xiàn)今社會階段逐漸廣泛應用，并且 SolidWorks公司對9中國市場重點開發(fā)，日后 SolidWorks應用將會更加完善，更加普遍。通過前文對SolidWorks的深入了解后，往后會對 SolidWorks進行個別應用的分析，如建模，裝配，工程圖，力學分析等。搖臂具體結構設計方案的確定2.1采煤機的分類采煤機有不同的分類方法：按工作機構形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構位置可分為額面式與側面式；還可以按層厚和傾角來分類。現(xiàn)在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。滾筒采煤機的組成如圖 2.1 所示?，F(xiàn)代采煤機基本上都使用模塊化設計，采用多電機橫向布置，結構取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過高強度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒有動力傳遞，結構簡單，傳動效率高，傳動可靠，維修和檢查方便；采煤機的牽引部分也采用了無鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會出現(xiàn)斷鏈事故工作更安全。10圖2.1 雙滾筒采煤機2.2采煤機的工作原理雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機的工作原理如圖 2.2所示）因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一次刀；返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。圖2.2 雙滾筒采煤機工作原理為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉方向相適應：對順時針旋轉（人站在采空側看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮臍w結為“左轉左旋；右轉右旋” ，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。雙滾筒采煤機有自開缺口的能力，當采煤機割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個截深，這一過程稱為進刀。常用的進刀方式有兩種：1．端部斜切法利用采煤機在工作面兩端約 25～30m的范圍內斜切進刀稱端部斜切進刀法；2．中部斜切法（半工作面法）利用采煤機在工作面中部斜切進刀稱為中部斜切法。112.3搖臂具體結構設計方案的確定采煤機是煤礦綜采工作中的關鍵機械設備之一，大功率、高強度、高可靠性是現(xiàn)代采煤機發(fā)展方向。然而作為采煤機可靠性最為薄弱環(huán)節(jié)，搖臂齒輪箱頻繁出現(xiàn)機械故障，據(jù)統(tǒng)計，近年來其平均故障率占采煤機故障率的34.2%，已嚴重制約著采煤機開機率的提高，影響到煤礦綜合采集作業(yè)的均衡生產(chǎn)。齒輪箱主要有齒輪、軸、軸承和機架四個部分組成。本課論文只從采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析方面進行簡單討論研究。本文在查找大量資料的基礎之上，首先針對課題研究的背景、意義及國內外研究現(xiàn)狀進行分析論述，找到采煤機搖臂高速區(qū)故障診斷的難點及特點及現(xiàn)有方法的不足，再通過對搖臂齒輪箱安裝、運行工況進行分析，詳細分析其結構、常見故障模式，研究高速區(qū)軸承振動故障機理。由于煤礦井下生產(chǎn)環(huán)境惡劣，搖臂齒輪箱安裝特殊性，由于實際問題限制，以仿真軟件對工況進行模擬仿真來代替在現(xiàn)場檢測在目前國內采煤機市場，中厚煤層重型采煤機在研發(fā)、設計、制造和使用方面中占據(jù)著主導地位，中厚煤層采煤機技術日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國內生產(chǎn)這類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以雞西煤礦機械廠設計生產(chǎn)的MG160/390-WD型電牽引采煤機也是典型代表，該機在國內有著廣泛的應用，得到眾多煤礦的好評。本設計是在其成功的設計思想和理念基礎上，對其搖臂進行設計，分析高速區(qū)軸承振動與三維建模。系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長搖臂，擴大調低范圍，搖臂內常裝有若干惰輪，致使截割部齒數(shù)較多。同時由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動比大，效率低，可減小齒輪模12數(shù)，故末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。1）殼體：采取直臂形式，用ZG25Mn材料鑄造，并在殼體內腔表面設置有八組冷卻水管。2）Ⅰ軸：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機聯(lián)接。3）Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。4）Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。5）Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。6）Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。7）Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽輪通過花鍵聯(lián)接將動力傳遞給行星減速器。8）行星減速器：太陽輪，行星輪，內齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個行星輪系，太陽輪浮動，行星架靠兩個套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。9）中心水路：水管和接頭組成。10）離合器：離合手把，壓蓋，轉盤，推桿軸，扭矩軸等組成。傳動系統(tǒng)設計3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定⑴.求輸出軸上的功率P3，轉速n3，轉矩T3P3=41.4KWn3=72r/minT3=5.49106Nmm⑵.求作用在齒輪上的力13已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=327mm而Ft=2T3/d225.49106/3273.36104(2-1)FrFttann/cos3.36104tan200/cos12.358o12511N(2-2)Fa=Fttan=3.36104tan12.3587362NN(2-3)圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:⑶. 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,取Ao 112dminAo3P392mm(2-4)n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號選取Ka1.3TcaKaT31.35.491067.13103Nm(2-5)因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以選取HL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為10000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d195mm,故取半d聯(lián)軸95器的mm長.度半聯(lián)軸器L212mm.ⅠⅡ與軸配合的轂孔長度為L1167mm⑷.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ103mm;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)取L12165②初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐磙子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ103mm,由軸承產(chǎn)品1468mm.目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列圓錐磙子軸承32021型對于選取的單列圓錐磙子軸承其尺寸為的dDB10516035,故dⅢⅣⅦⅧd105mm;而lⅦⅧ35mm.左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得32021型軸承定位軸肩高度h0.07d,取因h此5mm,dⅣⅤ115mm,③取安裝齒輪處的軸段dⅥⅦ110mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為110mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取lⅥⅦ100mm.齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高7.5,取dⅤⅥ125mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取b=20mm.④軸承端蓋的總寬度為48mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l20mm,故取lⅡⅢ⑤取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm,已知圓椎磙子軸承寬度33mm高速齒輪輪轂長 L=64mm,則lⅦⅧTsa(7570)(338165)mm62mm(2-6)lⅣⅤⅢⅣⅤⅥscallL(2-7)(56 8 20 16 24 8)mm 68mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度 .3.2齒輪設計這里主要是根據(jù)查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經(jīng)驗,思路如下：初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉速、傳動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定。截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下：15齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設計（1）選擇齒輪材料及熱處理初步計算（1）材料選擇因傳動尺寸已經(jīng)在圖紙上面有注明，批量較小，故小齒輪用40Cr(調質），硬度241HB~286HB，平均取為280HB，大齒輪用45鋼（調質），硬度229HB~286HB,平均取為240HB。選齒輪精度為 7級。（2）節(jié)錐角的計算cot13.11）1 arccoti arccot1.66 2222'06''3.12）2 90 2222''06'' 6767''54''3.13）由文獻[2]表14 3 3可知，zmin2hacos121cos22o22'06"15.8sin2asin2203.14）式中，ha齒頂高系數(shù)，ha1。取小齒輪齒數(shù)z130，z211.663049.8（3.15）iz取大齒輪齒數(shù)z250。16（3）根據(jù)工作條件的要求，大端模數(shù)為m 123.16）（4）齒輪分度圓的直徑111230360mmdmz（3.17）d2mz21250600mm（3.18）（5）錐距d12d2236026002R349.862222mm（3.19）（6）齒輪齒頂、齒根圓直徑由文獻[3]表109可知，齒頂高haha*m11212mm3.20）齒頂圓直徑da1d12hacos1360212cos2222'06''382mm（3.21）da2d22hacos2600212cos6767'54''610mm3.22）齒根高17hf ha* c*m 1 0.2 12 14.4mm3.23）齒輪基圓直徑dm1 d11 0.5R 3601 0.5 0.28 313.95mm3.24）dm2 d21 0.5R 6001 0.5 0.28 528mm3.25）（7）齒寬由文獻[2]表1433可知，，bRR0.28349.8697.96mm（3.26）（8）節(jié)圓周速度vd1n13.1436055610310310.486060m/s3.27）其他齒輪的計算后的結果圖紙上面已經(jīng)有注明。齒輪4和齒輪5設計及強度效核（1）選擇齒輪材料小齒輪4選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度 59HRC；大齒輪5用20Gr滲碳淬火，齒面硬度 59HRC2)按齒面彎曲強度設計計算齒寬系數(shù)取a＝0.4載荷系數(shù)取K=1.618小輪轉矩T=2241.11Nm許用接觸應力HPHlim/SHmin按表16.2-33，取SHmin1.2H2H314501208.33N/mm21.2查圖6-8Flim2Flim3370MPa，SF1.5F2F3Flim2370=246.67MPaSF1.5取齒數(shù)Z4=40Z4=301.85=74 取Z5=74實際傳動比（即齒數(shù)比） u2=1.85查圖6-7得齒形系數(shù)YF42.45，YF52.26YF40.0093，YF50.0092F4F5取較大者，即前者4KTYF4模數(shù)m3F4au1z22代入數(shù)據(jù)得m4.2,取m=5中心距aamZ4Z55407422852齒寬bb=aa0.4285=114小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm取b4120b51143)驗算齒面接觸強度（u1)KTH3352,代入數(shù)據(jù)得H737.43MPa<Hub4a（4)齒輪幾何尺寸計算19分度圓直徑dd4=m=540=200Z4d5mZ5=574=370齒頂?shù)蚳a齒根低hfhfh*c*m10.255=6.25a齒頂圓直徑dada4d42ha20025=210da5d52ha37025=380齒根圓直徑dfdf4d42hf20026.25=187.5df5d52hf37026.25=357.5齒寬bb4120,b5114中心距aa=285齒輪6和齒輪7（惰輪）設計及強度校核（Ⅰ）校核齒面接觸疲勞強度（1）接觸應力的計算由文獻[4]表5 39可知，齒面接觸應力計算公式，即HZHZE2KT1u21bd12(10.5R)2u3.28）確定公式內的各計算數(shù)值①計算載荷系數(shù)電動機驅動，載荷平穩(wěn)，由文獻[4]表52可知，取KA1平均分度圓直徑dm1d110.5R36010.50.28313.95mm平均分度圓圓周速度vmdm1n13.14313.955569.14m/s6000060000由文獻[4]圖54（a）可知，按vmz19.14302.7405，得KV1.2410010020；由文獻[4]圖57（b）可知，按b97.960.272，齒輪懸臂布置，d1360K1.21；由文獻[4]表54可知，K1.1；KKAKVKK11.241.211.11.65①由文獻[1]表106可知，彈性系數(shù)ZE189.8；①節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH222.49sincossin20ocos20o計算得，2.4921.659.261051.6621H189.8360221.66106.32MPa97.9610.5R（1）接觸疲勞強度的許用應力由文獻[4] 表5 28可知，許用接觸應力計算公式，即HP HlimZNZXZWZLVRSHmin3.29）確定公式內的各計算數(shù)值①小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa②最小安全系數(shù)SHmin1.0③由文獻[1，10-13]可知，計算應力循環(huán)系數(shù)N1 60n1jLh 60 360 1 5 365 24 9.46110821由文獻[1] 圖10-19可知，查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN10.87，④尺寸系數(shù)ZX1⑤工作硬化系數(shù)，按ZW1.2HBS1301.111700⑥潤滑油膜影響系數(shù)，ZLVR0.85計算得，60011.10.85443.7MPaHP0.871（3）由于H106.32MPaHP443.7MPa，故安全。（Ⅱ）校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根應力的計算由文獻[4]表5 55可知，彎曲應力計算公式，即F2KT1R)2YFYSbd1m(10.5（3.30）確定公式內的各計算數(shù)值①由文獻[1]表105可知，YF12.85，②由文獻[1]表105可知，YS11.54，計算得，F(xiàn)121.659.261052.851.5442.85MPa3601210.50.28297.96（2）彎曲強度的齒根許用應力由文獻[4]表5 31可知，齒根許用應力計算公式，即22HPFlimYSTYYNXSFmin3.31）確定公式內的各計算數(shù)值①彎曲疲勞極限 300MPaFlim③齒輪的應力修正系數(shù)YST 2.0④彎曲強度的最小安全系數(shù) SFmin 1.4⑤彎曲疲勞壽命系數(shù)YN10.93，YN20.96④彎曲疲勞的尺寸系數(shù)YX0.85計算得，30020.85338.8MPaF11.40.93（3）由于F142.85MPaF1338.8Mpa，故安全。驗算齒輪3和齒輪6是否干涉Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距a=285Z3m Z6m7343762572852 2故齒輪3和齒輪6是不干涉行星齒輪設計及強度校核1）行星傳動類型為2K-H（A）。2）齒輪材料及熱處理太陽輪和行星輪的材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等23級6級，表面硬度為：太陽輪60HRC，行星輪56～62HRC。據(jù)文獻9圖6-12和圖6-27，取Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2。內齒圈選用20Cr調質，加工精度等級7級，硬度。Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2（3）確定主要參數(shù)1）行星機構總傳動比 ip=4.97。2）行星輪數(shù)目：根據(jù)文獻 9表3-2，取np=3。載荷不均衡系數(shù)kp：采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取=1.15配齒計算根據(jù)文獻9表3-2及傳動比ip，選擇太陽輪齒數(shù)Za=17行星輪齒數(shù)Zc=25，內齒圈齒數(shù)Zb=67,實際傳動比i=4.94。其傳動誤ipi4100，傳動合適。i0.6100ip（4）初步計算齒輪的主要參數(shù)文獻9按彎曲強度公式6-50計算齒輪模數(shù)m:mT1KAKFKFPYFa1Km3dZ12Flim式中相關系數(shù)如下：TKc5057.361.15T1—名義轉矩，T131938.6N/mnpKm—算式系數(shù)，對于直齒輪為 Km=12.1。KF—綜合系數(shù)，由表 6-5查得KF=1.8KA—使用系數(shù)由表6-7查得KA=1.5KFp—行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)， KFp=1.1524YFa1—小齒輪齒形系數(shù)，由圖6-22得YFa1=2.58Flim—試驗齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim340N/mm2d—齒寬系數(shù)，d=0.7z1—小齒輪齒數(shù)，z1=17將上列數(shù)據(jù)帶入公式得：mKm3T1KAKFKFPYFa112.131938.651.51.81.152.587.76dZ12Flim0.71723.4故取齒輪模數(shù)為8。5．嚙合參數(shù)計算兩個嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標準中心距分別為：aac1mZaZcb1mZbZ此可見, aac acb,滿足非變位同心條件。幾何尺寸計算表3.2星星輪系尺寸表單位/mm項目計算公式太陽輪a行星輪c內齒圈b分度圓直徑ddmZ136200536齒頂?shù)?hahhm888aa齒根低hfhfha*c*m101010齒頂圓dad2ha152216外嚙合直徑da內嚙合dad2ha52025齒根圓外嚙合dfd2hf116180直徑df內嚙合dfd2hf556齒寬b b d d 96 96 96條件驗算（1）鄰接條件 按文獻9公式3-7驗算，即2rac Lc和式中：rac—裝配行星輪的齒頂圓的半徑， rac 108mm。dac—裝配行星輪的齒頂圓的直徑，dac216mm。np—行星輪個數(shù)，np3。aac'—為a,c齒輪嚙合中心距，aac'168mm。Lc-相鄰兩行星齒輪中心距，Lc2a'02168cos300mm。accos302912108291，2162162sin2803故滿足鄰接條件。（2）同心條件由上知aacacb,滿足同心條件。（3）安裝條件按文獻9公式3-20驗算，即zazbC（整數(shù)）npC176728條件滿足。38.ac齒輪副強度驗算（1）齒面接觸應力H1）據(jù)文獻9公式6-53，基本接觸應力Ttu1H0ZHZEZZud1b26式中：ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得ZH 2.5。ZE—彈性系數(shù) 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2。Z—重合度系數(shù) 查圖6-10得Z=0.9Z —螺旋角系數(shù)，直齒輪 0，Z =1Ft—端面分度圓上的名義切向力，d1—小齒輪分度圓直徑，d1=136b—小齒輪工作齒寬，b=96u—齒數(shù)比，uz2251.47z117H0—接觸應力基本值，H02.5189.80.928509.631.471211.47814.73N/mm136962）齒面接觸應力據(jù)文獻9公式6-51，齒面接觸應力H1H0KAKVKHKH1KHp1（6-51）H2H0KAKVKHKH2KHp2KA—使用系數(shù)查表6-7取KA=1.5ABKV—動載系數(shù)公式6-58KVA200vx式中A5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(6-5.0)0.6670.4C為傳動精度系數(shù)，C 6。27vx為小齒輪相對轉臂X節(jié)點的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齒向載荷分布系數(shù)，內齒圈的齒寬與行星輪分度圓的直徑比值小于 1，取KH=1KH—齒間載荷分布系數(shù)，查表 6-9，取KH =1.0KHp—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,KHp=1.1H1， H2—齒面接觸應力，H1 H2 814.731.51.01 11.0 1.1 1051.76N/mm2（2）許用接觸應力 Hp據(jù)文獻9公式6-54，許用接觸應力HpHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim（6-54）2Hlim—試驗齒輪接觸疲勞極限， Hlim=1450N/mmZNT—計算接觸強度的壽命系數(shù)，應力循環(huán)次數(shù)：按每天工作20小時，一年工作 300天，使用壽命為 8年t 20 3008 48000h太陽輪:NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星輪:NL2NL1/unp2.71071.4735.5107按表6-12，公式（9）2821060.0191ZNTNL計算得：21060.019121060.0191ZNT10.95ZNT10.941075.51072.7，ZL—潤滑劑系數(shù)，查圖6-17得ZL=1.05ZV—速度系數(shù)，查圖6-18得ZV=0.9ZR—粗糙度系數(shù)，查圖6-19得ZR=0.89ZW—工作硬化系數(shù)，ZW=1.2ZX—接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式ZXm0.991.076-0.0109H1H2

14500.951.050.90.891.20.991074N/mm21.214500.941.050.90.891.20.991062N/mm21.2（3）強度條件Hp（6-55）H1H21051.76N/mm2Hp11074N/mm2H1H21051.76N/mm2Hp21062N/mm2故ac齒輪副滿足接觸強度條件。齒bc輪副強度驗算在內嚙合齒輪副bc中只需校核內齒圈b的接觸強度。（1）齒面接觸應力H1）接觸應力基本Ttu1H0ZHZEZZud1b式中：ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得ZH 2.5。29ZE——彈性系數(shù) 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2。——重合度系數(shù),查圖6-10得Z=0.9Z——螺旋角系數(shù)，直齒輪0，Z=1Ft——端面分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t2T121938.65103mm。d120019386Nd1—小齒輪分度圓直徑，d1=200b—小齒輪工作齒寬，b=92u—齒數(shù)比，uz2672.68z125H0—接觸應力基本值，H02.5189.8193862.68120.91922.68513.66N/mm2002）齒面接觸應力H2H0KAKVKHKH2KHp2（6-52）KA—使用系數(shù)查表6-7取KA=1.5ABKV—動載系數(shù)公式6-58KV，式中A200vxA5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(7-5.0)0.6670.4C為傳動精度系數(shù)，C7。vx為小齒輪相對轉臂X節(jié)點的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齒向載荷分布系數(shù)，內齒圈的齒寬與行星輪分度圓的直徑比值小于 1，取KH=130KH—齒間載荷分布系數(shù)，查表 6-9，取KH =1.1KHp—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)KHp=1.1H2—齒面接觸應力，H2 513.66 1.51.0111.11.1 695.46N/mm2（2）許用接觸應力 HpHpHlimZNTZLZVZRZWZX(6-54)SHlimHlim—試驗齒輪接觸疲勞極限，Hlim=780N/mm2SHlim—接觸強度最小安全系數(shù)，查表6-11，SHlim=1.2ZNT—計算接觸強度的壽命系數(shù)，應力循環(huán)次數(shù)：按每天工作20小時，一年工作 300天，使用壽命為 8年t20300848000h太陽輪NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星輪NL2NL1/unp2.71071.4735.5107內齒圈NL3NL2/unp5.51072.683610721060.0191按表6-12，公式（9）ZNT計算得：NL21060.0191ZNT30.946107，ZL，ZV，ZR—查表6-14，簡化計算的總值為（ZLZVZR）=0.85ZW—工作硬化系數(shù)ZW1.2HB1302171301.1517001.2170031ZX —接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表 6-15公式ZX 1.076-0.0109m 0.99H 1450 0.94 0.85 1.15 0.99 1099N/mm21.2（3）強度條件Hp(6-55)H 695.46N/mm2 Hp 1099N/mm2故b c齒輪副滿足接觸強度條件。3.3行星齒輪的設計計算配齒計算據(jù)2Z-X(A)型行星傳動的傳動比ip值和按其配齒計算（見參考文獻）公式（3-27）~公式（3-33）可求得內齒輪b和行星輪c的齒數(shù)zb和zc?，F(xiàn)考慮到行星齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a的齒數(shù)za=17和行星輪np=3.根據(jù)內齒輪zb(ip1)zazb （5.5 1）17=76.5對內齒輪齒數(shù)進行圓整，同時考慮到安裝條件，取 zb 79，此時實際的p值與給定的p值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差的范圍內。實際傳動比為zb79i15.647za=17其傳動比誤差32ipi5.55.647i5.5ip=2.67%由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪c的齒數(shù)zc應按如下公式計算，即'zbzazczc2因為zbza62為偶數(shù)，故取齒數(shù)修正量為zc1。此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善a-c嚙合齒輪副的傳動性能。故79-17zc=-1302在考慮到安裝條件為za zb

C 322 （整數(shù)）初算中心距和模數(shù)齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57~61HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 Hlim=1591Mpa。試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪 Flim=485Mpa。行星輪 Flim=485 0.7Mpa=339.5Mpa (對稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為 6級。內齒圈材料為38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。33試驗齒輪的接觸疲勞極限 Hlim=1282Mpa驗齒輪的彎曲疲勞極限 Flim=370MPa齒形的終加工為插齒，精度為 7級。減速器的名義輸出轉速n2n1由i=n2n1 1000得n2=i=5.5rmin=181.82rmin載荷不均衡系數(shù)KP采用太陽輪浮動的均載機構，取 KHP KFP1.15。齒輪模數(shù)m和中心距a首先計算太陽輪分度圓直徑：daKtd3T1kAkHPkHu12udHlim301.76式中：u一齒數(shù)比為17KA一使用系數(shù)為 1.25；Ktd一算式系數(shù)為768；KH 一綜合系數(shù)為2；T1一太陽輪單個齒傳遞的轉矩。34TTa9549P11npn1np95491200.985Nm=31000=376Nm其中—高速級行星齒輪傳動效率，取=0.985—齒寬系數(shù)暫取bda=0.5Hlim=1450MpadaKtd3T1kAkHPkHu12u代入dHlimda7683376.231.251.151.6(1.761)0.5159121.76=78.66mmda78.664.63模數(shù)m=za17取m=5a01zg)1(1730)mm則m(za522=117.5 mm取a122.5mm齒寬 b d d 0.5 517 42.5取b62mm 幾何尺寸計算35計算變位系數(shù)(1)a-c 傳動嚙合角accosaca0cos117.5acos20因122.5=0.93969262所以‘“ac=203954xinvacinv(zazc)2tan變位系數(shù)和inv2039'54"inv20=（17+30）2tan20=1.14136圖2-1選擇變位系數(shù)線圖中心距變動系數(shù)yaa0122.5117.5y=m5=1齒頂降低系數(shù)yyxy1.14110.141分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2-1中心距變動系數(shù)yaa0122.5117.5y=m5=137齒頂降低系數(shù)yyxy1.14110.141分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過查找線圖2-1得到邊位系數(shù)xa0.549則xcxxa1.1410.5490.592c-b傳動由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有xxcxb0從而xbxc0.592且a'a'y0y0幾何尺寸計算結果對于單級的2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表：表3-1各齒輪副的幾何尺寸的計算結果項計算公a-c齒輪副b-c齒輪副目式分d1m1z1d151785d1150度圓直d2m2z2d2530150d2579395徑d基db1d1cosdb185cos2079.87db1140.95圓直徑38db db2 d2cos db2 150 cos20 140.95 db2外da1d12m(haxayda199.076嚙da2164.513齒da2d22m(haxcy)合頂圓直徑da內da1d12m(ha*xcy嚙da2d22m(haxby)合外df1d12m(ha*c*xa)df177.987嚙df2143.424齒合dd2m(h*cxf22根圓直ac徑df內df1d12m(ha*cxc)嚙合df2d22m(hacxb

395 cos20 371.da1 164.513da2 391.09df1 143.424df2 413.424注：齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 —ha 1，內齒輪—ha 0.8；頂隙系數(shù)：內齒輪—c 0.25按公式驗算其鄰接條件，即dac 2aac'sinnp39已知行星輪c的齒頂圓的直徑dac=164.513，a'122.5和np3代入ac上式，則得2122.5sin212.176mm164.5133滿足鄰接條件同心條件按公式對于角變位有zazczbzccos'cos'acbc已知za17zc30zb79，

'2539'54"'acbc

代入上式得17307930cos2039'54"cos20=52.145滿足同心條件 安裝條件按公式驗證其安裝條件，即得za zbC(整數(shù))np將 za 17 zb 79 np3代入該式驗證得17 79323 滿足安裝條件嚙合要素的驗算a-c傳動端面重合度a（1）頂圓齒形曲率半徑 a(da)2(db)22240a1(99.0076)2(79.874)2太陽輪22=29.31mma2(164.513)2(140.954)2行星輪22=42.416mm（2）端面嚙合長度gaga a1 ( a2 a'sin t')式中“ ”號正號為外嚙合，負號為內嚙合；'端面節(jié)圓嚙合角。'直齒輪t=ac=2539'54"則ga(29.3142.416122.5sin2539'54")mm=18.67mmgacos/(mncos18.67at)（3）端面重合度5cos20=1.265cb端面重合度a（1）頂圓齒形曲率半徑 a(da)2(db)22 2行星輪a1由上面計算得，a1=42.416mma2(391.08)2(371.18)2內齒輪22mm41=61.597 mm（2）端面嚙合長度gagaa1a2a'sint'=42.14661.597122.5sin20mm=24.05mm24.05（3）端面重合度agacos/(mncosat)=5cos20=1.633.4行星軸的設計計算行星齒輪減速器結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內，行星軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架通過鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內，太陽輪通過雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實現(xiàn)太陽輪浮動。太陽輪浮動原理如圖3-1所示：圖3-1太陽輪浮動原理初算軸的最小直徑在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 Ft 2 8868N，當行星輪相對于行星架對稱布置時，載荷 Ft則作用在軸跨距的中間。取行星輪與42行星架之間的間隙22.5mm，則跨距長度l0b22262567mm。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為l0的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸是沿著整個跨度承受均布載荷qFt/l0（見圖3-2）。圖3-2行星輪軸的載荷簡圖危險截面（在跨度中間）內的彎矩ql02Ftl02886867M888Nmm=148538.Nmm行星輪軸采用40Cr鋼,調質s440MPa，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù)S2.5;則許用彎曲應力bs/S(440/2.5)MPa=176MPa,d032M33214853820.485mm3mm故行星輪軸直徑b176取d020.485mm其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。選擇行星輪軸軸承在行星輪內安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷Fr43FrFttan208868tan2022N=1614N在相對運動中，軸承外圈以轉速HHza17ncnazc818.18rmin30rmin=463.64考慮到行星輪軸的直徑 d0 20.485mm，以及安裝在行星輪體內的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承6306型，其參數(shù)為d 30mm D 72mm B 19mmCr27.0kNC0r15.2kNnlim12000rmin（油浴）；取載荷系數(shù)fp1.2；當量動載荷PfpFr1.21614N=1937N;6(C0)327000)3Lh10H16670(軸承的壽命計算60ncP463.641937h=97377h根據(jù)設計要求，該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按320天計算，每天按22小時計算，即Lh10a320d/a22h/d70400h。所以設計決定選用6306型軸承，并把行星輪軸直徑增大到d0d30mm。校核行星輪輪緣厚度 c是否大于許用值：(df)cD2.5mc=2minmm式中m行星輪模數(shù)（mm）143.424722.55c2minmmc=35.712 min =12.5mm440.09~0.1滿足條件 c> min 。由于行星輪寬度 b2b062mm，因此兩個軸承之間安裝一厚度為5mm，寬度為13mm的套筒。3.5軸的設計校核與軸承選用Ⅳ軸的設計及強度效核（1）選擇Ⅳ軸的材料選取軸的材料為45鋼，調質處理.查文獻6表7-1，材料強度極限B 650MPa， B 58~65N/mm2 取 60MPa軸徑的初步估算由文獻6表7-11取C＝107，可得dminC3p41073136.0779.49mmn4331.96求作用在齒輪上的力軸上大齒輪5分度圓直徑為： d5＝mZ5 5 74 370mm圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力F的大小如下Ft52T423914530Nd537021159.62Fr5Fttann21159.62tan20770147N小輪6分度圓直徑為:d＝mZ6637222mm6Ft62T42391453035266.04Nd6222Fr6Fttann35266.04tan2012835.79N軸的結構設計45圖3.1 Ⅳ軸結構設計取較寬齒輪距箱體內壁距離 10mm,軸承距箱體內壁c 5mm,相鄰齒輪軸向距離S 10mm,安裝齒輪處軸段長比輪轂寬少 2mm。擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑 d1 90mm，L1 B 54mm，軸承型號N418，尺寸d D B 90 225 54L1 B c 2 54 5 10 2 71mmⅡ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑110mm，軸段長度L2 98mm(比齒輪6輪轂寬b6 100mm少2mm)。Ⅲ段取齒輪右端軸肩低度h0.07d0.071107.7mm,取h9mm，軸環(huán)直徑110+29=128mm,軸環(huán)寬度L31.4h=10.78mm，Ⅲ段長L313mmⅣ段用于裝齒輪 5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑100mm，軸段長L4112mm(比齒輪5輪轂寬b5114mm少。2mm)Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號NU2218E，尺寸46d DB9022554，軸段直徑d180mm,L5L1371374mm（齒輪4距離箱體內壁為10mm,齒輪6距內壁為13mm)。）軸上零件的周向定位兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較低的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力低，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角2 45。(5）軸的強度效核：1）首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖：47圖3.2 Ⅳ軸計算簡圖2）求支反力：lADL1L2L3L4L5B7198131127454314lABL1L2b6B719850279222lBCb6L3b550135712022lCDL4b5L5B11257742710222lBDlBClCD120102222水平面：RAXFt6lBDlCDFt5/lAD32023.93NRDXFt6Ft5RAX24786.88N垂直面：RAYFr6lBDFr5lCD/lAD6618.10NRDYFr5RAYFr61448.74N3）計算彎矩水平彎矩：MCXRDXlCD24786.881022528261.76Nmm48MBX RAX lAB 32023.93 92 2946201.56Nmm垂直面彎矩：MCYRDYlCD1448.74102147771.48NmmMBYRAYlAB6618.1092608865.2Nmm合成彎矩：MC222528261.762147771.4822532576.54MCXMCYNmmMBMBX2MBY22946201.562608865.223008458.15Nmm扭矩：T43941250NmmT3 0.6 3941250 2364750Nmm5）計算當量彎矩MeB MB2 TMeC MC2 T

2236475023826599.40Nmm3008458.15222236475023464965.58Nmm2532576.54顯然B處為危險截面，故只對該處進行強度效核軸的材料為45鋼，調質處理，查表4－1得B650N/mm2由MDa得W0.09~0.1B58~65N/mm2取60N/mm2Wd30.1d30.11103133100mm332MeC3826599.4028N/mm260N/mm2133100Ⅲ軸的設計及強度效核選擇軸的材料選取軸的材料為45鋼，調質處理.查表7-1，材料強度極限49B 650MPa， 0.09~0.1B 58~65N/mm2 取 60MPa軸徑的初步估算由文獻6表7-11取C＝107，可得dminC3p31073143.1465.84mmn3614.12求作用在齒輪上的力軸上大齒輪4分度圓直徑為：d4＝mZ4540200mm圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力F的大小如下Ft42T32222513022251.3Nd4200Fr4Ft4tann22251.3tan208098.81N小輪3分度圓直徑為：d＝mZ3473292mm3Ft32T322225130Nd329215240.62Fr3Ft3tann15240.62tan205547.13N(4)軸的結構設計50圖3.3Ⅲ軸結構設計）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑d1100mm，跟據(jù)軸直徑選擇標準軸承型號，軸尺寸dDB10025058；NU2220EL1Bc258510275mmⅡ段安裝齒輪3，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑120mm,軸段長度L281mm(比齒輪3輪轂寬b383mm少2mm)Ⅲ段考慮相鄰齒面干涉距離，取其長度為L327mm，取齒輪右端軸肩低度h 0.07d 0.07 120 8.4mm,取h 9mm，軸環(huán)直徑120+29=138mm。Ⅳ段用于安裝齒輪 4，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑120mm，軸段長L4 118mm。Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑 d1 100mm，軸承型號NU2220E，尺寸d D B 100 250 58,取軸段直徑d5 100mm,L5 L1 75mm2）軸上零件的周向定位同Ⅳ軸相同，兩個齒輪