I摘 要電牽引采煤機具有機電一體化程度高,裝機功率愈來愈大,牽引速度成倍提高,而且牽引部調(diào)速系統(tǒng)具有節(jié)能、傳動效率高等優(yōu)點。本次設計的采煤機正為適合中厚煤層使用的無鏈電牽引采煤機，主要設計內(nèi)容為電牽引采煤機的牽引部結(jié)構(gòu)設計，牽引速度為 0~7m/s，電動機采用橫向布置，通過二級直齒與二級行星減速器完成變速。大體內(nèi)容：首先是不同方案的對比分析與確定，其次是各部結(jié)構(gòu)尺寸的設計計算，最后對齒輪及相應的傳動軸進行了強度校核，設計計算結(jié)果滿足設計要求。關鍵詞：采煤機；電牽引；牽引部；IIAbstractElectric traction shearer.two machine has a high degree of mechatronics, increasing the installed power, speed, and doubled traction control system of energy saving, high transmission efficiency.The design of the coal mining machine is suitable for use in thick coal seam no chain electric haulage shearer main content, design for electric haulage shearer traction of structure design, drawing speed for 0 ~ 7m/s, motor adopts horizontal layout, through the second straight tooth planetary reducer with 2 completed. Content: the first is in different scheme comparison analysis and determination, followed by each structure size of design calculation, and finally to gear and the intensity of the transmission design and calculation results and meet the design requirements.Keywords： coal winning machine, Electric traction, Traction,1目 錄摘要 IABSTRACT.II第 1 章 緒論 .11.1 采煤機簡介 .11.2 國內(nèi)外采煤機發(fā)展及使用狀況 .21.3 采煤機牽引部概述 .31.4 設計目的及意義 .3第 2 章 機械系統(tǒng)傳動總設計 .52.1 采煤機設計參數(shù) .52.2 采煤機牽引部總體方案確定 .52.3 牽引部電動機的選用 .72.4 牽引部傳動比分配 .8第 3 章 牽引部系統(tǒng)各軸組件設計 .113.1 齒輪設計 .113.1.1 高速級直齒圓柱齒輪的設計計算 .113.1.2 低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 .203.1.3 一級行星齒輪的 初步設計及強度校核 .283.1.4 二級行星齒輪的初步設計及強度校核 .383.2 軸的設計計算及軸承的選擇 .463.2.1 Ⅱ軸的設計計算 .463.2.2 一級行星輪軸初步設計及強度校核及軸承壽命計算 .573.2.3 二級行星輪軸初步設計及強度校核及軸承壽命計算 .60結(jié)論 .62致謝 .63參考文獻 .642CONTENTSAbstract． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ． ．IChapter 1 Introduction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．11.1 Introduction Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．1 1.2 The development and use status at home and abroad Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．21.3 Overview of Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．31.4 The design purpose and meaning ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．3Chapter 2 General Design of the mechanical system drive． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ．52.1 Shearer parameters． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．52.2 Determine the overall plan of Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．52.3 Selection of Motor Traction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．72.4 The allocation of transmission ratio Traction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．8Chapter 3 axis components of the haulage system design． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1 Gear design． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1.1 High-level design of spur gear calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1.2 Low-level design of spur gear 3calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．203.1.3 Aplanetary gear of the preliminary design and strength check． ． ． ． ． ． ． ． ． ．283.1.4 The secondary planet gear preliminary design and intensity． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ．383.2 Shaft and bearing design and calculation of the choice of． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.．.． ． ． ． ．463.2.1 Ⅱ axle design calculation ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．463.2.2 Preliminary Design of a planetary axle and bearing life and strength check calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ．573.2.3 Stage Planetary preliminary design and strength check of axle and bearing life calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．．60Conclusion． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ．． ． ． ． ． ．62Thanks． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ． ．63References． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ．． ． ． ． ．641第 1 章 緒 論1.1 采煤機簡介采煤機是一個集機械、電氣和液壓為一體的大型復雜系統(tǒng),工作環(huán)境惡劣,如果出現(xiàn)故障將會導致整個采煤工作的中斷,造成巨大的經(jīng)濟損失 .隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,采煤機的功能越來越多,其自身的結(jié)構(gòu)、組成愈加復雜,因而發(fā)生故障的原因也隨之復雜。采 煤 機 是 實 現(xiàn) 煤 礦 生 產(chǎn) 機 械 化 和 現(xiàn) 代 化 的 重 要 設 備 之 一 。 機 械 化 采 煤可 以 減 輕 體 力 勞 動 、 提 高 安 全 性 ， 達 到 高 產(chǎn) 量 、 高 效 率 、 低 消 耗 的 目 的 。采 煤 機 分 鋸 削 式 、 刨 削 式 、 鉆 削 式 和 銑 削 式 四 種 。采煤機總體技術(shù)的發(fā)展過程經(jīng)歷了：牽引方式從液壓牽引到電牽引、驅(qū)動方式從單電機到多電機、總體結(jié)構(gòu)從縱向布置到橫向布置。采煤機的電控技術(shù)也隨之逐步發(fā)展，從引進仿制到自行設計，從分立元件組成到集成化、PLC和微機控制，逐步走向成熟，趕超國際同行先進水平 。[7]以前，薄煤層采煤機可選機型少，可靠性差，功率低，單產(chǎn)低，使我國薄煤層產(chǎn)量逐年減少，棄采嚴重，資源浪費大，薄煤層采煤機的機身應當矮一些，要有足夠的功率，通常功率不應低于 100-200kW，機身盡量短，以適應煤層的波狀起伏；結(jié)構(gòu)簡單、可靠，便于維護和安裝。從 80 年代開始，薄煤層采煤機從無到有得到穩(wěn)定發(fā)展。隨著薄煤層采煤機的推廣應用，適用工作范圍擴大，也暴露了許多缺陷和不足，限制了使用效果。根據(jù)薄煤層開采的迫切需要，開發(fā)適合國情的新一代大功率薄煤層采煤機是非常必要的。由 MG375-W 型液壓采煤機演變的 MG375-AW 采煤機，基本實現(xiàn)了大功率薄煤層采煤機這一目標。目前，哈爾濱煤礦機械研究所已經(jīng)研制了五種機型的薄煤層采煤機，都已投入工作中。以幾種有代表性的機型 BM1—100 型薄煤層采煤機，MG150B型薄煤層采煤機和最新型的 MG300—BW1 型薄煤層采煤機 。對于薄煤層，[7]仍存在由于設備的不成熟和技術(shù)的不合理等問題，很難滿足高產(chǎn)高效和可持續(xù)發(fā)展的要求。我國從 20 世紀 70 年代中期開始引進采煤機，大體分為以下兩個階段：802年代為第一階段，以單機引進為主，九十年代以來為第二階段，以配套引進為主 。[7]波蘭中國合作，成功研制了總裝機功率 344KW 的 KSE-344 型薄煤層交流電牽引采煤機的基礎上，陸續(xù)開發(fā)了用于薄煤層的 KSE-360 型。英國在 80 年代中期研制第一臺直流電牽引采煤機，在美國使用成功后，又研制出Electra1000 和 Electra 薄煤層電牽引采煤機。搞清連續(xù)采煤機截割關鍵技術(shù)，為建立其工作機構(gòu)設計理論和方法，研發(fā)適合我國煤層地質(zhì)條件的國產(chǎn)采煤機，及建設高產(chǎn)高效的現(xiàn)代化礦井和發(fā)展國民經(jīng)濟具有重要意義 。[18]1.2 國內(nèi)外采煤機發(fā)展及使用狀況在國內(nèi)，我國的滾筒式采煤機從 60 年代開始自行研制，70 年代初研制成功第 1 臺用于普采工作面的 DY150 型液壓牽引采煤機，到 90 年代我們已經(jīng)有了 MG400/920-WD 型大功率交流電牽引采煤機 ,整個技術(shù)水平得到了較大發(fā)展。總的看來,滾筒式采煤機總體技術(shù)的發(fā)展過程經(jīng)歷了牽引方式從液壓牽引[7]到電牽引、驅(qū)動方式從單電機到多電機、總體結(jié)構(gòu)從縱向布置到橫向布置。采煤機的電控技術(shù)也隨之逐步發(fā)展，從引進仿制到自行設計，從分立元件組成到集成化、PLC 和微機控制，逐步走向成熟，趕超國際同行先進水平 。[1]從上世紀八十年代開始，我國進入了采煤機發(fā)展的興旺時期，在廣泛吸取國外先進技術(shù)的同時，不斷實踐創(chuàng)新，銳意進取，重視采煤機成系列的開發(fā)，不斷擴大使用范圍，同時推廣使用無鏈牽引，使采煤機工作更平穩(wěn)，使用更安全。電牽引技術(shù)逐步成熟，多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)成為電牽引采煤機發(fā)展的主流 。[7]20 世紀 90 年代，國產(chǎn)電牽引采煤機雖然發(fā)展很快，但在性能和可靠上與世界先進國家相比還存在較大的差距。近 10 年開發(fā)的系列電牽引采煤機在國內(nèi)已推廣使用并取得了明顯的經(jīng)濟效益。與目前國外的電牽引采煤機相比，國內(nèi)電牽引采煤機在總體參數(shù)性能、加工制造和材質(zhì)性能等尚有不足。隨著科技的進步，開發(fā)高產(chǎn)高效礦井綜合配套設備已成為我國煤炭科技發(fā)展的主流：大功率，大截深電牽引采煤機被廣泛的開發(fā)和使用，一些世界前沿的先進技術(shù)也被用到了采煤機的開發(fā)應用中，如變頻調(diào)速技術(shù)，遠程監(jiān)控，無3線遙控等等，為更好的服務我國煤礦事業(yè)奠定了堅實的基礎 。[8]在國外，20 世紀 40 年代初期，英國、前蘇聯(lián)和德國相繼生產(chǎn)了用于長壁采煤的鏈式采煤機和刨煤機，實現(xiàn)了工作面落煤、裝煤的機械化。至 50 年代初期，英國和德國相繼生產(chǎn)出滾筒采煤機。60 年代是世界綜采技術(shù)的成熟時期，英國、德國出現(xiàn)了單搖臂滾筒式采煤機，解決了采高調(diào)整問題，擴大了采煤機的適用范圍。1964 年又制成了雙搖臂滾筒采煤機，解決了工作面自開切口問題。進入 70 年代，綜采機械化得到了進一步發(fā)展和提高，相繼出現(xiàn)功率達 800～1000kW 的無鏈牽引采煤機。 80 年代，德國、美國、英國都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機，同時把計算機控制系統(tǒng)用在采煤機上 [18]。90 年代，隨著現(xiàn)代科學技術(shù)的發(fā)展，開發(fā)出集電力電子、微電子、信息管理及計算機智能技術(shù)與一體的大功率電牽引采煤機。如美國的 JOYU 公司的系列，英國的 Long-Airdox 公司的 Anderson Eletra、Anderson EL 系列，德國的 Eickhoff公司的 EDW 系列、SL 系列，日本三井三池制作的 MLCE-DR 系列等電牽引采煤機 。[9]1.3 采煤機牽引部概述采煤機牽引部主要由箱體、原動機、輸出軸、減速器等部分組成。采煤機的牽引部承擔牽引和行走任務，是采煤機的主要部件之一。一個完善的工作機構(gòu)應滿足以下要求：(1)結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，拆裝維修方便。(2)能降低能耗，提高塊煤率，減少煤塵。(3)能牽引行走。(4)載荷均勻分布，機械效率高。(5)能適應不同的煤層和有關地質(zhì)條件。1.4 設計目的和意義我國經(jīng)濟發(fā)展對煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤設備對于提高煤炭的生產(chǎn)率起到非常關鍵的作用。目前，煤礦生產(chǎn)的安全性要求日益受到國家安全生產(chǎn)管理局的重視。因此，大力發(fā)展“綜采設備” 是當前和今后的主流。設計和4生產(chǎn)經(jīng)濟合理的滾筒采煤機不但保證煤炭生產(chǎn)率，而且保證安全生產(chǎn)的重要方面。牽引部傳動箱內(nèi)部的損壞主要取決于行星齒輪和直齒齒輪傳動比分配是否合理。另有對于牽引部的行走速度、行走穩(wěn)定性都由傳動比的分配是否合理所影響。對于牽引部來說有很多方面的問題有待于提高完善。我國中厚煤層正向大功率綜合機械化，智能化采煤的方向發(fā)展。由于采煤機愈來愈大，采煤機本身的穩(wěn)定性就應該受到更深入的關注。而影響機身的穩(wěn)定性，其中一條就是行走的穩(wěn)定性。所以本設計著重考慮了牽引部傳動箱的結(jié)構(gòu)設計的合理性，本設計可用在硬煤質(zhì)、中厚煤層的雙高綜合機械化工作面?？稍谟型咚箽怏w或煤塵爆炸危險礦井中使用。整體為多部電機橫向布置。5第 2 章 機械系統(tǒng)傳動總設計2.1 采煤機設計參數(shù)機面高度 1.3～1.6m牽引力 kN620F?牽引速度 0～7m/min2.2 采煤機牽引部總體方案確定設計目標：在滿足最大牽引力大于 kN；牽引速度 0～7m/s；機面620F?高度 1.3～1.6mm；無鏈牽引方式條件下進行采煤機牽引部結(jié)構(gòu)設計，在結(jié)構(gòu)上要求能夠?qū)崿F(xiàn)電牽引，且能與 SGD880/800W 輸送機配套。為了確保本次設計滿足采煤機的設計要求，經(jīng)多方考察，確定本采煤機牽引部的設計方向：(1)采煤機的部分功率是通過牽引部減速器傳遞的。牽引部工作條件惡劣，外形尺寸受到嚴格限制，可靠性要求很高。牽引部的總傳動比一般在 200 左右，減速級數(shù)為 3—5 級；(2)為了保證牽引部有適當?shù)拈L度，牽引部中可裝有若干個惰輪。(3)在滿足上述各項要求的同時，務使結(jié)構(gòu)簡單，操縱方便，盡可能貫徹標準化、通用化。根據(jù)以上的指導思想，設計方案機構(gòu)簡圖如下：方案一：61 電動機 2 齒輪 3 單行星減速器圖 2-1 牽引部傳動機構(gòu)簡圖由電動機 1 經(jīng)齒輪傳動系 2 至單行星減速器 3，最后到達行走部。方案二：1 電動機 2 齒輪 3 雙行星減速器圖 2-2 牽引部傳動機構(gòu)簡圖7由電動機 1 經(jīng)齒輪傳動系 2 至雙行星減速器 3，最后到達行走部。方案 1 的傳動機構(gòu)經(jīng)過四級傳動速比分配較均勻，但結(jié)構(gòu)有點復雜在檢修與拆裝時會有不便，在生產(chǎn)采煤機時相應箱體的設計會有一定困難，且這種結(jié)構(gòu)會導致傳動箱體積過大，在實際生產(chǎn)中會有很多麻煩。方案 2 是兩級齒輪傳動與雙行星減速器共四級減速既可以達到預定的速比結(jié)構(gòu)又簡單，同時行星機構(gòu)體積小、結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力大、傳動效率高、運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強、且可以減少傳動級數(shù)。綜合結(jié)構(gòu)特性以及經(jīng)濟效益考慮，因此方案 2 為此次設計的最終選用方案。2.3 牽引部電動機的選用1. 電動機的選擇按設計要求及工作條件選用 YB 系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，且左右截割部各一臺電動機。根據(jù)已知條件由計算可知工作機所需有效功率kW17.36012601?????Fvpw由手冊查得:閉式圓柱齒輪傳動效率 .97g?對滾動軸承效率 0.b?行星機構(gòu)的效率 .98x 則各軸之間的傳動效率計算如下： 120603gb????同樣 34567.9?雙行星機構(gòu)傳動效率8220.98.64sx??由此可得牽引部總效率 12356740.9.08s??工作機所需電動機功率kW2.4167.0WrP由以上計算初選型號為 YB315L1-4 型礦用隔爆三相異步電動機，有關技術(shù)參數(shù)列于下表：表 2-1電機型號 功率(kW) 轉(zhuǎn)速(n/min) 電流（A）YB250M-4 55 1480 289.12.4 牽引部傳動比分配本設計方案的驅(qū)動方式采用無鏈電牽引，初步確定行走輪直徑 ，=320mxd令牽引速度約為 7m/min，則輸出軸轉(zhuǎn)速 r/min7103.42wxvnd????所以本設計結(jié)構(gòu) 43.21780?wni采用二級直齒傳動和二級行星傳動：按傳動方案傳動箱需要兩級齒輪減速和兩級行星齒輪減速，且受機身高度限制，每級傳動比一般為 i?～ （行星齒輪可達 5～6） 。為有效利用空傳動比從高速向低速遞減，故初步估算 ，雙行星機構(gòu)傳動比為 ，123.i?24.5si?輸出輪傳動比預設為 1.41。9由 19.243.21.548.33???iiis行 走所以傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為8.12i.23i5.24?si當牽引速度變小牽引部的總傳動比減小，傳動箱的傳動比也減小。2.5 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下：Ⅰ軸（電動機軸） min1480rn?mNTkwPR???73.285.951Ⅱ軸（第一級減速軸）mNiTkwprin ????28.76903.8273.55464in012212?Ⅲ軸（雙行星機構(gòu)高速級太陽輪花鍵軸） mNiTkwprin ????73.16590.128.7643054in.9.231323?Ⅳ軸（雙行星機構(gòu)低速級太陽輪花鍵軸） .4.0434sp108.93.068573.134 ???siT?將上述結(jié)果匯總見下表:表 2-2軸號 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸轉(zhuǎn)速 n(r/min) 1480 528.57 241.36功率 p(kw) 44.28 42.52 40.83 40.01轉(zhuǎn)矩 T（N·M ） 285.73 768.28 1615.73 8993.811第 3 章 牽引部系統(tǒng)各軸組件設計3.1 齒輪設計3.1.1 高速級直齒圓柱齒輪的設計計算1. 選擇齒輪材料小齒輪：20Cr2Ni4W, 滲碳＋淬火，硬度：表 HRC ?60，心 341～367HB大齒輪：20Cr2Ni4W, 滲碳＋淬火，硬度：表 HRC 60，心 341～367HB由圖 14-1-24 和 14-1-53 按 ME 級質(zhì)量要求取值，[3][3]得接觸疲勞極限 ，2lim1li2650NmH??彎曲疲勞極限 liliF2. 初步確定主要參數(shù)（1） 按接觸強度初步確定中心距由公式 132()aHPkTaA?????式中 Aa——系數(shù)。由表 14-1-75 選 Aa＝483，選載荷系數(shù) k=1.8；[3]μ——理論傳動比。μ＝ ＝2.8； 12i——齒寬系數(shù)。 由表 14-1-79 取a?0.5()da????[3]經(jīng)圓整后取 。0.9d?.451?0.4a?所以 12m79.12023.1698.475)8(433???取 130ma?（2） 按接觸強度確定許用接觸應力 HP?由表 14-1-80 中公式[3] minGPHS?式中 minHs——接觸強度最小安全系數(shù)。由表 14-1-110 取 ＝1.3；[3]minHSG?——計算齒輪的接觸極限應力； HGLimNTVRwxZ??式中 Lz——潤滑劑系數(shù)，v——速度系數(shù)，Rz——粗糙度系數(shù)。由表 14-1-107 取 ；[3]LVRZ?w——工作硬化系數(shù)。由圖 14-1-30 取 ；[]1wxz——接觸強度計算的尺寸系數(shù)。尺寸系數(shù)是考慮尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)。由表 14-1-109 取 。[3]1xZ?故 12650269.3.3HPHP???（3） 初步確定模數(shù)、齒數(shù)、齒寬、變位系數(shù)、分度圓直徑等幾何參數(shù)模數(shù)○ 113由表 14-1-31 中公式[3] 095.4~8.213)16(??am按工作要求取 m=4齒數(shù) 1z和 2○ 2；2.608.521).(4321??????z圓整后取 ；1z；62?實際傳動比 7.1212zi?傳動比誤差 ?07.26?????3在誤差范圍內(nèi)分度圓直徑 和○ 3 1d2 2461821???mzd齒寬 和○ 4 1b2148.9273211??dba?變位系數(shù)○ 5取齒形角 20???故 9526.07.12834)(cos1????zam?所以 ；2417?????采用高變位，由圖 14-1-14 取 [3]1.x2.37x?3． 按齒面接觸強度設計 HLimNTVRWXPZS??（1） 公度圓上名義切向力 tFN86.49387.25021???dTt（2） 使用系數(shù) AK由表 14-1-81 原動機為電動機，均勻穩(wěn)定，工作機為齒輪，傳動時有中[3]等沖擊。因此取 1.25A?（3） 動載系數(shù) VK由表 10-4 查得精度等級為 7 級，由圖 10－8 查得動載系數(shù)[4] 1.8VK?15（4） 齒向載荷分布系數(shù) HK?由表 14-1-98 裝配時非對稱支承的齒輪精度等級為 7 級[3]則 35.1 8.73102.)8.73(]).(6.0[8.2 .1.2 3211? ?????bdbKH?（5） 齒間載荷分配系數(shù) HK?N/min28.178.73649251???bFkAH?由表 14-1-102 得，[3]（6） 彈性系數(shù) EZ由表 14-1-105 ，取[3] 2189Nm?（7） 重合度系數(shù) ?由公式計算重合度得 68.1cos)]5812(.3[.2?????za由表 14-1-19 取重合度系數(shù)[3] 0.Z?（8） 壽命系數(shù) NT應力循環(huán)系數(shù)16812 81049.210.60?????NLtn由表 14-1-106 公式計算[3] 082.1)49.210( 06.)(57.8057.9.91???NTZ（9） 潤滑油膜影響系數(shù) LVRZ由表 14-1-107 ，取 [3] 1?（10） 齒面工作硬化系數(shù) ZW 由圖 14-1-30 ，取 ZW=1[3]（11） 尺寸系數(shù) ?尺寸系數(shù)是考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)，由表 14-1-109 ，取 [3]1XZ?（12） 安全系數(shù) HS407.123.698150 308.12.169052 11??? ???HPXWRVLNTLimSZ?均超過當初選定的最小安全系數(shù) ＝1.3，故齒面接觸強度核算通1 minHS過。4. 按輪齒彎曲強度校核（1） 齒向載荷分布系數(shù) FK?17()NFHK??21()bh?82.0)9.73(8.145.2. 2????Nmh158.0?FK（2） 齒向載荷分配系數(shù) ?1FaH?（3） 齒形系數(shù) FY?由于當量齒數(shù) 21?Zn62由圖 14-1-38 ，取[3] 1.7FaY?2.6（4） 應力修正系數(shù) S?由圖 14-1-43 ，取[3] 1.56SaY?1821.7SaY?（5） 重合度系數(shù) ?0.5.2an??1.68an?故 0.75.2.Y??（6） 計算齒根應力因 由表 14-1-111 中方法二1.82a???[3]tFFaSAVFanYKbm?????式中 ——螺旋角系數(shù)。由于是直齒輪取 ＝1。Y? ?所以 19.203 31.8.1257.0126.48.6 .5738491? ????FF?（7） 試驗齒輪的應力修正系數(shù) STY由表 14-1-111 ，取 ＝2.0[3]STY（8） 壽命系數(shù) N19由 14-1-118 [3] 02.6)13(LNTY??60.218()9T15.49.3.2???NY（9） 相對齒根敏感系數(shù) relt?由文獻圖 16.2-23 知齒根圓角參數(shù) , .查表 16.2-48 知[2] 1.5sq?2s12reltreltY??（10） 相對齒根表面狀況系數(shù) RreltY由表 16.2-71 ，齒面粗糙度 ，按式 16.2-22 可得[2] 123.μma?[2]＝0.9RreltY（11） 尺寸系數(shù) XY由表 14-1-119 的公式得[3] 01.4.051.051??????nXM（12） 彎曲強度安全系數(shù) FS202.519.2030.553.6821 ????FFXRreltltNTSFLimSYY?故 ， 均達到表 14-1-111 規(guī)定的高可靠度 的要求，輪齒1F[] .0FLimS彎曲強度核算通過。3.1.2 低速級直齒圓柱齒輪的設計計算1.選擇齒輪材料小齒輪：20Cr2Ni4W ，滲碳淬火，表面硬度： HRc?60大齒輪：20Cr2Ni4W ，滲碳淬火，表面硬度： HRc 60由圖 14-1-24 和 14-1-53 ，按 ME 級質(zhì)量要求取值[3][3]得接觸疲勞極限，2lim1li2650NmH??彎曲疲勞極限。2li1li2F2. 初步確定主要參數(shù)（1） 由接觸強度疲勞極限計算許用接觸應力 HP?由表 14-1-80 中公式[3] HGPLimS??式中 HLimS——接觸強度最小安全系數(shù)。由表 14-1-110 取 ；[3]1.3HLimS?21HG?——計算齒輪的接觸極限應力 ， 。2NmHGLimTVRWXZ??式中 ——潤滑劑系數(shù)LZ——速度系數(shù)，V——粗糙度系數(shù)。由文獻表 14-1-107 取 ＝ ＝ ＝1 ；R [3]LZVR——齒面工作硬化系數(shù)。由文獻表 14-1-30 取 ＝1；WZ []W——接觸強度計算尺寸系數(shù)。由文獻表 14-1-109 取 ＝1。? [3]?123650129.3MPaHPn????（2） 按接觸強度確定中心距并初步確定主要參數(shù)按直齒輪從表 14-1-175 選取 Aa＝483，按齒輪不對稱布置、[3]速度較緩、沖擊載荷較小，初選載荷系數(shù) K＝1.5，由公式 32(1)aHPTaA?????理論傳動比 ；9.223?i大齒輪轉(zhuǎn)矩 T4＝1615.73N m?齒寬系數(shù) 由表 14-1-175 ，取 ＝0.5，0.5(1)da???[3]d?經(jīng)圓整后取 0.3131.09.5??a?所以 22；75.1923.619.2307519.483????a（3） 初步確定模數(shù)、齒數(shù)、齒寬等幾何參數(shù)模數(shù)○ 1由表 14-1-3 公式[] 17.6~3.75.19)03.~16.(???m取 4.0?齒數(shù) 和○ 2 3Z19.67.283019.2475.3????Z經(jīng)圓整后取 643實際傳動比；193.284323??Zi?傳動比誤差 ?.0193.2??在傳動比誤差范圍內(nèi)分度圓直徑 和○ 3 3d427681434???mZ齒寬 和○ 4 3b423340.5124678dab????3. 按齒面接觸強度核算（1） 分度圓上名義切向力 tFN6.123948.76203???dTt（2） 使用系數(shù) AK由表 14-1-81 取[3]1.25?（3） 動載系數(shù) V由 10-4 查得精度等級為 7 級，由圖 10-8 查得[4] [4]1.2VK?（4） 齒向載荷分布系數(shù) HK?由表 14-1-98 齒輪裝配時非對稱支承，精度等級為 7 級時[3]186. 62103.)1246(])(.0[.21 32? ?????bdbkH?（5） 齒間載荷分配系數(shù) HK?6.378.45129???bFtAH?24由表 14-1-102 得[3]1.HK??（6） 彈性系數(shù) EZ由表 14-1-105 取[3] 2189.Nm（7） 重合度系數(shù) ?計算重合度 73.10cos)]6831(2.8[cos)]1(2.381[4 ?????????Za由圖 14-1-19 取重合度系數(shù) ＝0.86[4] ?（8） 命系數(shù) NT應力循環(huán)次數(shù) 83 107.31057.286????L4 450由表 14-1-106 公式計算得[4] 12.)045.1(7.7.35.8920.1???NTZ（9） 齒面工作硬化系數(shù) W由表 14-1-30 取[4]（10） 尺寸系數(shù) XZ由表 14-1-109 取[4]1?25（11） 安全系數(shù) HS33 1650.71.3929LimNTVRWXZZ?????44 46HiLS， 均達到當初選定的最小安全系數(shù) ，故齒面接觸強度3H 1.3HLimS核算通過。4. 輪齒彎曲強度校核（1） 齒向載荷分布系數(shù) FK?()NH??21()bh?945???nmh所以 3.1)6.(86.0921)(8.0???FKN（2） 齒向載荷分配系數(shù) F?1.aHa?（3） 齒形系數(shù) FaY當量齒數(shù)