EBZ160掘进机截割部的设计【含6张CAD图纸】
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EBZ160掘进机截割部的设计
摘 要
掘进机是用于开凿平直地下巷道的机器。掘进机分为开敞式掘进机和护盾式掘进机。本次主要正对-EBZ160掘进机截割部进行设计,其主要由截割电动机、截割机构减速器、截割头、悬臂筒组成。
本文首先,掘进机国内外研究现状及截割部的结构及原理,通过对截割部结构及原理的分析,在此分析基础上提出了改进后的总体结构方案及传动机构方案;接着,对选择了各主要技术参数并且对各主要零部件进行了设计与校核,通过设计计算得到主要结构尺寸,而通过校核计算校核零件的强度;然后,绘制了螺旋千斤顶装配图及主要零部件图。
通过本次设计,得到了结构合理、工作可靠、性能优良的掘进机截割部,并且形成了一套通用的掘进机截割部设计流程及方法,有利于今后掘进机截割部的设计与制造。
关键词:掘进机;截割部;行星齿轮传动;设计
Abstract
Roadheader is a machine used to dig straight underground roadway. The roadheader is divided into open type roadheader and shield type roadheader. The cutting part of EBZ160 roadheader is mainly designed in this paper. It consists of cutting motor, cutting mechanism reducer, cutting head and cantilever barrel.
Firstly, the research status of roadheader at home and abroad and the structure and principle of cutting section are introduced. Based on the analysis of the structure and principle of cutting section, the improved overall structure scheme and transmission mechanism scheme are put forward. Then, the main technical parameters are selected and the main components are designed and checked. The main structural dimensions are obtained through design calculation. The strength of the parts is checked by checking calculation, and then the assembly drawing and the main parts drawing of the screw jack are drawn.
Through this design, a reasonable structure, reliable work, excellent performance of the roadheader cutting section is obtained, and a set of general design process and method of the roadheader cutting section is formed, which is conducive to the design and manufacture of the roadheader cutting section in the future.
Key words:Roadheader;Cutting Section;Planetary Gear Transmission; Design
目录
摘 要 I
Abstract II
第1章 绪 论 1
1.1 掘进机简介 1
1.2国内外研究及发展现状 1
1.2.1国外现状 1
1.2.2国内现状 1
第2章 总体方案设计 4
2.1 设计任务 4
2.2截割部总体方案 4
2.3传动机构方案设计 5
2.3.1齿轮传动的两大类型 5
2.3.2行星机构的类型选择 6
第3章 设计计算 10
3.1第一级齿轮传动 10
3.1.1根据齿面接触疲劳强度计算 10
3.1.2齿根弯曲疲劳强度校核 12
3.2行星齿轮传动设计计算 13
3.2.1 配齿计算 13
3.2.2 初步计算齿轮的主要参数 14
3.2.3啮合参数计算 16
3.2.3几何尺寸的计算 16
3.2.5装配条件的验算 18
3.2.6传动效率的计算 19
3.3行星齿轮强度的验算 20
3.3.1高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核 20
3.3.2高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 22
3.3.3 高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核 24
3.3.4低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核 24
3.3.5低速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 26
3.3.6低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核 27
第四章 结构设计 29
4.1 轴的设计 29
4.1.1 输入轴 29
4.1.2 中间轴 29
4.1.3 输出轴 29
4.2内齿轮的设计 30
4.3 行星齿轮设计 30
4.4 转臂的设计 30
4.5 箱体及前后机盖的设计 31
4.6 齿轮联轴器的设计 31
4.7 标准件及附件的选用 31
4.8 密封和润滑 32
总 结 33
致 谢 34
参考文献 35
35
第1章 绪 论
1.1 掘进机简介
掘进机是用于开凿平直地下巷道的机器。掘进机分为开敞式掘进机和护盾式掘进机。价格一般在上亿元人民币。主要由行走机构、工作机构、装运机构和转载机构组成。随着行走机构向前推进,工作机构中的切割头不断破碎岩石,并将碎岩运走。有安全、高效和成巷质量好等优点,但造价大,构造复杂,损耗也较大。
1.2国内外研究及发展现状
1.2.1国外现状
1949年第一台悬臂式掘进机在匈牙利问世,经过几十年不断改进、发展的历程。现在世界上掘进机使用已超过几千台。有10多个国家、20多家公司和厂商从事悬臂式掘进机设计研究和制造。主要国家是:奥地利、英国德国、日本、前苏联等。
(1)半煤岩巷道掘进机普遍推广
随着开采深度的加大及薄煤层开采的需要,切割煤岩的硬度及半煤岩巷道的掘进量增长,已研制的EBJ-132, EBH-132, EBJ-160等几种掘进机能够胜任半煤岩巷道掘进。半煤岩巷道掘进机适用机型重量约45-90 t.切割岩石抗压强度不大于80MPa为宜。EBJ-160在切割局部硬岩时,出现强烈振动,应以60-70t重的机型为主,可以使机器的振动减轻,机器零件寿命延长,总体经济效果好。
(2)机器的可靠性高
以先进的制造技术为基础,从原材料质量到零部件的加工精度都能严格控制,又有优越的国际协作条件,选购外购外协件的范围宽广。有效的保证了主机的质量水平。此外,今年来广泛的采用了可靠性技术,其突出表现为简化机械结构、采用将额设计。在齿轮传动、机械联接及液压传动方面尽量减少串联系统,有的地方以嵌装式结构代替螺栓组结构。既简化了结构,又大大提高了可靠性。
(3)采用机电一体化技术
国外新型掘进机均配各有完善的工况监测和故障诊断系统。从而可早期发现故障,快速排出故障,大大减少停机时间。有些重型掘进机还可配置自动控制系统,可以使机器的生产率提高30%左右,还可以保证切割机构的负载平稳,避免由于人工操作不当引起的尖峰负荷,从而延长机器的使用寿命约20%。
1.2.2国内现状
(1)我国掘进机的科研成果
目前,我国悬臂式掘进机技术已跃上了一个新的台阶,总体水平已接近国外同行。在产品的开发方面,掘进机的切割功率从30kW提高到160kW,机重从13t上升到53t,切割对象从煤扩展到半煤岩,并逐步形成了煤及半煤岩掘进两大系列、十多个品种。尤其是在“八五”后期至“九五”初期研制成功的EBJ系列半煤岩掘进机,其技术性能达到并部分超过了某些进口的同类产品,具有良好的性能价格比。代表我国煤巷掘进机设计水平的主要机型有:上海分院研制的ELMA一40型、ELMB一55型、ELMS一75型系列、EBJ一100型等掘进机,太原分院研制的EMA一30M、EL一90型、EBJ一110型、EBJ一65/48型等掘进机和唐山分院研制的EBZ-75型掘进机。其中上海分院研制的ELMB一75型系列掘进机与引进技术生产的AM一50型,5100型掘进机已逐渐成为我国煤巷掘进设备的主力机型。
(2)我国掘进机的前进和发展趋势
当前,我国已经成为世界最大的掘进机制造基地及应用市场。随着国内城市道交通,铁路,公路,水利,市政工程等建设事业的高速度增长,我国掘进机械也迎来了飞速的发展。我国掘进机械行业已经成为国内高端装备制造业和战略性新兴产业重点支持发展产业。
近年来,随着我国煤炭行业的快速发展,与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。在煤炭行业纲领性文件《关于促进煤炭工业健康发展的若干意见》中,在全国煤炭工业科学技术大会上以及国家发改委出台的煤炭行业结构调整政策中,都涉及到发展大型煤炭井下综合采煤设备等内容。
掘进和回采是煤矿生产的重要生产环节,国家的方针是:采掘并重,掘进先行。煤矿巷道的快速掘进是煤矿保证矿井高产稳产的关键技术措施。采掘技术及其装备水平直接 掘进机关系到煤矿生产的能力和安全。高效机械化掘进与支护技术是保证矿井实现高产高效的必要条件,也是巷道掘进技术的发展方向。随着综采技术的发展,国内已出现了年产几百万吨级、甚至千万吨级超级工作面,使年消耗回采巷道数量大幅度增加,从而使巷道掘进成为了煤矿高效集约化生产的共性及关键性技术。
我国煤巷高效掘进方式中最主要的方式是悬臂式掘进机与单体锚杆钻机配套作业线,也称为煤巷综合机械化掘进,在我国国有重点煤矿得到了广泛应用,主要掘进机械为悬臂式掘进机。
悬臂式掘进机是集截割、装运、行走、操作等功能于一体,主要用于截割任意形状断面的井下岩石、煤或半煤岩巷道。现在国内的掘进机设计虽然说离国际先进的技术还有段距离,但是国内的技术水平已能基本满足国内的需求。大中型号的掘进机不断被创新。主要厂家石煤机、三一、佳木斯都以各自特点屹立国内市场。
(3)我国掘进机目前存在的问题
1)目前我国研制的产品主要适用于煤巷掘进,对于硬煤及半煤岩巷道适应性差,机器振动过大,故障率高。
2)国内应用最多的几种机型,除切割硬度偏低之外,内喷雾系统及防碰撞装置实际上不起作用,许多电气保护工作不可靠,普遍存在用户甩保护现象,电控系统抗振性差。
3)技术引进缺少创新我国引进技术生产的机型生产多年改进不大,尤其是不能结合我国制造,使用水平进行改进,逐渐暴露出许多缺点。
第2章 总体方案设计
2.1 设计任务
设计一个EBZ160掘进机截割部的设计,原始条件和数据如下:
纵轴式结构,功率160KW,电机转速1470r/min,切割头转速 28r/min。
2.2截割部总体方案
掘进机的总体方案设计对于整机的性能起着决定性的作用。因此,根据掘进机的用途、作业情况及制造条件,合理选择机型,并正确确定各部结构型式,对于实现整机的各项技术指标、保证机器的工作性能具有重要意义。
部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘进机机体灵活、体积较小,可截出各种形状和断面的巷道,并能实现选择性截割,而且截割效果好,掘进速度较高;所以,现在主要采用悬臂截割式,并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。
按截割头的布置方式,分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头传动方便、结构紧凑,能截出任意形状的断面,易于获得较为平整的断面,有利于采用内伸缩悬臂,可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形,由于后两种截割头利于钻进,并使截割表面较平整,故使用较多。缺点是由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心,与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动,故稳定性较差。因此,在煤巷掘进时,需加大机身重量或装设辅助支撑装置。
横轴式截割头分滚筒形、圆盘形、抛物线形和半球形几种。这种掘进机截齿的截割方向比较合理,破落煤岩较省力,排屑较方便。由于截深较小,截割与装载情况较好。纵向截割时,稳定性较好。缺点是传动装置较复杂,在切入工作面时需左右摆动,不如纵轴式工作机构使用方便;因为截割头较长对掘进断面形状有限制,难以获得较平整的侧壁。这种掘进机多使用抛物线或半球形截割头。
由于工作机构的载荷变化范围大、驱动功率大、过坚硬岩石时短期过载运转、有冲击载荷、振动较大,要求其传动装置体积小,最好能调速。考虑掘进机工作时,截割头不仅要具有一定的转矩和转速以截割煤岩,而且要能上下左右摆动,以掘出整个断面,掘进机工作机构一般都采用单机驱动。虽然液压传动具有体积小、调速方便等优点,但由于对冲击载荷很敏感,元件不能承受较大的短时过载,一般选择过载能力较大的电动机驱动。
综合上述分析选定本EBZ160掘进机截割部方案如下:
掘进机截割部主要由截割电动机、截割机构减速器、截割头、悬臂筒组成。见图2-1.截割部是掘进机直接截割煤岩的装置,其结构型式、截割能力、运转情况直接影响掘进机的生产能力、掘进效率和机体的稳定性,是衡量掘进机性能的主要因素和指标。本次设计主要针对截割机构减速器进行设计。
1-截割头 2-伸缩部 3-截割减速机 4-截割电机
图2-1 EBZ160掘进机截割部方案简图
2.3传动机构方案设计
2.3.1齿轮传动的两大类型
轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的轮系,称为空间轮系;而由圆柱齿轮组成的轮系,称为平面轮系。
根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动,齿轮传动分为两大类型。
(1)普通齿轮传动(定轴轮系)
当齿轮系运转时,如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何位置都是固定不变的,则称为普通齿轮传动(或称定轴轮系)。在普通齿轮传动中,如果各齿轮副的轴线均相互平行,则称为平行轴齿轮传动;如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副,则称为不平行轴齿轮传动(空间齿轮传动)。
(2)行星齿轮传动(行星轮系)
当齿轮系运转时,如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定,而绕着其他齿轮的几何轴线旋转,即在该齿轮系中,至少具有一个作行星运动的齿轮,则称该齿轮传动为行星齿轮传动,即行星轮系。
将普通传动改为行星传动,可保证使重量降低,有可能利用普通传动所不宜于采用或不能采用的设计(因齿轮尺寸较大)来提高承载能力。
我所设计的EBZ160型掘进机截割部分的减速装置上采用的是行星减速系统。
2.3.2行星机构的类型选择
(1)行星机构的类型及特点
行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较,它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下:
1)体积小,质量小,结构紧凑,承载能力大。一般,行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的(即在承受相同的载荷条件下)。
2)传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下,其效率值可达0.97~0,99。
3)传动比较大。可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案,便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中,其传动比可达到几千。应该指出,行星齿轮传动在其传动比很大时,仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。
4)运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮,均匀地分布于中心轮的周围,从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时,也使参与啮合的齿数增多,故行星齿轮传动的运动平稳,抵抗冲击和振动的能力较强,工作较可靠。
最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分:按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。
行星齿轮传动最显著的特点是:在传递动力时它可进行功率分流;同时,其输入轴与输出轴具有同轴性,即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。所以,行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动,而作为各种机械传动系统的中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置,行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用,表2-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点:
表2-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点
传动
形式
简图
性能参数
特点
传动比
效率
最大功率/kW
NGW(2Z-X
负号机构)
=1.13~13.7推荐2.8~9
0.97~0.99
不限
效率高,体积小,重量轻,结构简单,制造方便,传递公路范围大,轴向尺寸小,可用于各个工作条件,在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小,耳机和三级传动均广泛应用
NW(2Z-X负号机构)
=1~50推荐7~21
效率高,径向尺寸比NGW型小,传动比范围较NGW型大,可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂,故||7时不宜采用
NN(2Z-X负号机构)
推荐值:
=8~30
效率较低,一般为0.7~0.8
40
传动比打,效率较低,适用于短期工作传动。当行星架X从动时,传动比||大于某一值后,机构将发生自锁
WW(2Z-X负号机构)
=1.2~数千
||=1.2~5时,效率可达0.9~0.7,>5以后.随||增加徒降
20
传动比范围大,但外形尺寸及重量较大,效率很低,制造困难,一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时,||从某一数值起会发生自锁。常用作差速器;其传动比取值为=1.8~3,最佳值为2,此时效率可达0.9
NGW(Ⅰ)型(3Z)
小功率传动500;推荐:=20~100
0.8~0.9随增加而下降
短期工作120,长期工作10
结构紧凑,体积小,传动比范围大,但效率低于NGW型,工艺性差,适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出,当||大于某一数值时会发生自锁
NGWN(Ⅱ)型(3Z)
=60~500推荐:=64~300
0.7~0.84随增加而下降
短期工作120,长期工作10
结构更紧凑,制造,安装比上列Ⅰ型传动方便。由于采用单齿圈行星轮,需角度变为才能满足同心条件。效率较低,宜用于短期工作。传动自锁情况同上
(2)确定行星齿轮传动类型
根据上述设计要求可知,该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2K-H型结构简单,制造方便,适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2K-H型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理。
总的传动比:
总的传动比:
为了使减速器输入轴与输出轴偏心尽可能小,取第一级直齿轮传动比i0=1.8,
因此名义传动比可分为,进行传动。传动简图如图2-2所示:
图2-2二级行星齿轮减速器传动简图
行星减速器主要由箱体、减速齿轮、二级行星轮架、输入、输出轴构成。太阳轮与行星轮相啮合,此行星轮通过两个轴承装在星轮轴上,两端装有孔用弹性挡圈,星轮装在第一级行星架相应的轴孔内,内轮与箱体组成一体并与行星轮啮合带动第一级行星架,实现第一级减速[7]。
第二级的太阳轮与第一级行星架为渐开县花键联结,太阳轮与第二行星轮啮合,此行星轮装在第二级的轮轴,此轮轴装在第二级行星架相应轴孔内。这里内轮与减速器壳体组成一体与行星轮啮合,此星轮不仅自转还绕太阳轮公转,从而实现第二级减速器。
第3章 设计计算
3.1第一级齿轮传动
3.1.1根据齿面接触疲劳强度计算
确定齿轮传动精度等级:按估取圆周速度
根据圆周速度取精度等级为Ⅱ组6级精度
小轮分度圆直径
选取齿宽系数
小齿轮齿数选取为:
大齿轮齿数选取为:取
传动比
齿轮齿数比
小齿轮转距
载荷系数
使用系数
预取动载荷系数
齿向载荷分布系数
齿间载荷分配系数根据来确定。
查相关资料得
则动载荷系数K的初值
弹性系数
预取模数m=6
初算中心距
圆周速度 m/s
修正
节点影响系数
重合度系数根据来选取
许用接触应力
接触疲劳极限应力
应力循环次数
根据应力循环次数查得寿命系数
取硬化系数
则许用接触应力
齿轮分度圆直径的计算
齿轮模数的计算 小于6,则取m=6可行
实际分度圆直径的计算
中心距的计算
齿宽b的计算
按小齿轮齿宽比大齿轮齿宽大5mm的原则得:
3.1.2齿根弯曲疲劳强度校核
根据公式 计算:
查得:
齿形系数
应力修正系数
重合度系数
许用弯曲应力
查得:
弯曲寿命系数
尺寸系数
安全系数
则
故
所以合格
3.2行星齿轮传动设计计算
3.2.1 配齿计算
根据2X-A型行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式,可得第一级传动的内齿轮,行星齿轮的齿数。
现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸,故选取第一级中心齿轮:
选取行星齿轮数为:。
根据内齿轮则:
再考虑到其安装条件为:(整数),取
对内齿轮齿数进行圆整后,此时实际的P值与给定的P值稍有变化,但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为:
=+
其传动比误差===2℅
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为:
所求得的适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。
第二级传动比,根据2X-A型行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式,可得第二级传动的内齿轮,行星齿轮的齿数。
现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸,选择第二级中心齿轮齿数:;
行星齿轮数目为:。
根据内齿轮则:
再考虑到其安装条件:(整数),取
根据同心条件可求得行星齿轮c2的齿数为:
实际传动比为 =+
其传动比误差 ==8﹪
3.2.2 初步计算齿轮的主要参数
齿轮材料和热处理的选择:中心齿轮A1和中心齿轮A2,以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速,中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC,根据图二可知,取=1400,=340,中心齿轮加工精度为六级,高速级与低速级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理,以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为217-259HRC,根据图三可知,取=780,=420轮B1和B2的加工精度为7级。
(1)计算高速级齿轮的模数m
按弯曲强度的初算公式,为:
现已知,=340。中心齿轮a1的名义转矩为:
取算式系数,按表6-6取使用系数;
按表6-4取综合系数=1.8;
取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数;
由公式可得:;
由表查得齿形系数;由表查的齿宽系数;
则所得的模数:
取齿轮模数为:
(2)计算低速级的齿轮模数m
按弯曲强度的初算公式,计低速级齿轮的模数m为:
现已知,=420。中心齿轮a2的名义转矩:
取算式系数,按表6-6取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数,由公式可得;由表查得齿形系数;由表查的齿宽系数;则所得的模数为
取齿轮模数为
3.2.3啮合参数计算
(1)高速级
在两个啮合齿轮副中,中,其标准中心距a1为
(2)低速级
在两个啮合齿轮副中,中,其标准中心距a2为
由此可见,高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件因此取变位系数为:。
3.2.3几何尺寸的计算
对于双级的型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算,各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表:
(1)高速级
项目
计算公式
齿轮副
齿轮副
分度圆直径
基圆直径
顶圆
直径
外啮合
内啮
合
齿根圆直径
外啮合
内啮
合
(2)低速级
项目
计算公式
齿轮副
齿轮副
分度圆直径
基圆直径
齿顶圆
直径
外啮合
内啮
合
齿根圆直径
外啮合
内啮
合
3.2.5装配条件的验算
对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件
(1)邻接条件
按公式验算其邻接条件,即
已知高速级的,和代入上式,则得
满足邻接条件
将低速级的,和代入,则得
满足邻接条件
(2)同心条件
按公式对于高度变位有已知高速级, 满足公式则满足同心条件。
已知低速级, 也满足公式则满足同心条件。
(3)安装条件
按公式验算其安装条件,即得
(高速级满足装配条件)
(低速级满足装配条件)
3.2.6传动效率的计算
双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的,故传动效率为
由表可得: ,
(1)高速级啮合损失系数的确定
在转化机构中,其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和。即
其中
——转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失
——转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失
可按公式计算即
高速级的外啮合中重合度=1.584,则得
式中——齿轮副中小齿轮的齿数
——齿轮副中大齿轮的齿数
——啮合摩擦系数,取0.2
=0.0585
内外啮合中重合度=1.864,则的
=0.0103
即得 =0.0585+0.0103=0.0688,
(2)低速级啮合损失系数的确定
外啮合中重合度=1.627
==0.037
内啮合中重合度=1.858
=0.019
即得
=0.037+0.019=0.056,
则该行星齿轮的传动效率为==,传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。
3.3行星齿轮强度的验算
校核齿面接触应力的强度计算,大小齿轮的计算接触应力中的较大值均小于其相应的许用接触应力,即
3.3.1高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核
考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数,它与原动机和工作机的特性,轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关,原动机工作平稳,为中等冲击[8]。故选为1.6, 工作机的环境恶劣,属于严重冲击[9]。故选为1.8
1)动载荷系数
考虑齿轮的制造精度,运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数,查表可得=1.108
2)齿向载荷分布系数
考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数,该系数主要与齿轮加工误差,箱体轴孔偏差,啮合刚度,大小齿轮轴的平行度,跑合情况等有关。
查表可得,
则
3)齿间载荷分配系数、
齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差,齿廓修形,重合度等因素有关。查表可得=1 ,=1
4)行星齿轮间载荷分配不均匀系数
考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度,齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.4
5)节点区域系数
考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。根据,取为2.495
6)弹性系数
考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数,查表可得为 189.80
7)重合度系数
考虑重合度对单位齿宽载荷的影响,而使计算接触应力减小的系,故取0.897
8)螺旋角系数
考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。,取为1
9)最小安全系数,
考虑齿轮工作可靠性的系数,齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度,使用场合等。取=1
10)接触强度计算的寿命系数
考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时,它与一对相啮合齿轮的材料,热处理,直径,模数和使用润滑剂有关。
取=1.039,=1.085
11)润滑油膜影响系数,,
齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1,=0.987, =0.991
12)齿面工作硬化系数,接触强度尺寸系数
考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选=1,=1
根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力[10],即中心齿轮a1的 =1422 MPa
行星齿轮c1的=1486 MPa
外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中,则
,经计算可得 MPa
则 MPa, MPa满足接触疲劳强度条件。
3.3.2高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核
1)名义切向力
已知,=3和=68mm,则得
使用系数,和动载系数的确定方法与接触强度相同。
2)齿向载荷分布系数
齿向载荷分布系数按公式计算,即
由图可知=1,,则=1.311
3)齿间载荷分配系数
齿间载荷分配系数可查表=1.1
4)行星齿轮间载荷分配系数
行星齿轮间载荷分配系数按公式计算
5)齿形系数
查表可得,=2.421, =2.656
6)应力修正系数
查表可得=1.684, =1.577
7)重合度系数
查表可得
8)螺旋角系数
9)计算齿根弯曲应力
=187 MPa
=189 MPa
10)计算许用齿根应力
已知齿根弯曲疲劳极限=400
查得最小安全系数=1.6,式中各系数,,,和取值如下:
查表=2,==1
查表齿根圆角敏感系数=1,
相对齿根表面状况系=1.043
=1.043
许用应力694, 因此;, a-c满足齿根弯曲强度条件。
3.3.3 高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核
高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略,主要表现为接触强度的计算,校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择=1.272,=1.189, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844,=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1
计算行星齿轮的许用应力为
=1677 MPa
计算内齿轮c1的接触许用应力
=641 MPa
而==396 MPa
则641 MPa 得出结论:满足接触强度的条件。
3.3.4低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核
1)选择使用系数
原动机工作平稳,为中等冲击。故选为1.6, 工作机的环境恶劣,属于严重冲击。故选为1.8
2)动载荷系数
3)齿向载荷分布系数
=1.229
4)齿间载荷分配系数、
查表可得=1.021 =1.021
5)节点区域系数
取=2.495
6)弹性系数
考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数,查表可得为 189.80
7)重合度系数
考虑重合度对单位齿宽载荷的影响,而使计算接触应力减小的系数,故取0.889
8)螺旋角系数
考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。,取为1
计算齿面的接触应力代人参数
=1451
9)最小安全系数,
取=1
10)接触强度计算的寿命系数
取=1.116,=1.117
11)润滑油膜影响系数,,
齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1,=0.958, =0.996
12)齿面工作硬化系数,接触强度尺寸系数
选=1,=1
计算许用接触应力
=1770 ﹙中心齿轮a2﹚=1525 ﹙行星齿轮c2﹚
接触强度校核:
1451﹤﹙满足接触强度校核﹚
3.3.5低速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核
1)名义切向力
已知,=3和=138mm,则得
使用系数,和动载系数的确定方法与接触强度相同。
2)齿向载荷分布系数
齿向载荷分布系数按公式计算,即
由图可知=1,,则=1.229
3)齿间载荷分配系数
齿间载荷分配系数可查表=1.021
4)行星齿轮间载荷分配系数
行星齿轮间载荷分配系数按公式计算
5)齿形系数
查表可得,=2.531, =2.584
6)应力修正系数
查表可得=1.630, =1.590
7)重合度系数
查表可得
8)螺旋角系数
9)计算齿根弯曲应力
=396 MPa
=394 MPa
10)计算许用齿根应力
已知齿根弯曲疲劳极限=400
查得最小安全系数=1.6,式中各系数,,,和取值如下
查表=2,==1
查表齿根圆角敏感系数=1,
相对齿根表面状况系=1.043
=1.043
许用应力674 MPa, MPa因此;, a2-c2满足齿根弯曲强度条件。
3.3.6低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核
低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略,主要表现为接触强度的计算,校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似[11]。选择=1.051,=1.213, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844
=1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912,
=0.996,=0.992,=1.153, =1.153,=1,=1, =1
计算行星齿轮的许用应力为
=1782 MPa
计算内齿轮c1的接触许用应力=665 MPa
而==652 MPa
则652 MPa 得出结论:满足接触强度的条件。
第四章 结构设计
4.1 轴的设计
4.1.1 输入轴
根据ZX-A型的行星齿轮传动的工作特点,传递功率的大小和转速的高低情况,首先确定中心齿轮a1的结构,因为它的直径较小,所以a1采用齿轮轴的结构形式;即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。
输入功率,转速
按公式mm 按照3﹪-5﹪增大,试取为60mm,同时进行轴的结构设计[3],为了便于轴上的零件的装拆,将轴做成阶梯形。
带有单键槽的输入轴直径确定为50mm,再过台阶为65mm满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设为60mm,宽度为10mm。根据轴承的选择确定为60mm。对称安装轴承,试确定其他各段等。
4.1.2 中间轴
输入功率,转速
根据=112,带有双键槽[4],按照3﹪-5﹪增大,试取为90mm与转臂2相连作为输出轴。取为90mm,选择63X32的键槽。再到台阶为100mm。输出连接轴为90mm,选择70X36的键槽。
4.1.3 输出轴
输入功率,转速
根据=112,带有双键槽[4],按照3﹪-5﹪增大,试取为150mm与转臂2相连作为输出轴。取为150mm,选择63X32的键槽。再到台阶为160mm。输出连接轴为150mm,选择70X36的键槽。
4.2内齿轮的设计
内齿轮b1采用紧固螺钉与箱体连接起来,从而可以将其固定。
4.3 行星齿轮设计
行星齿轮采用带有内孔结构,它的齿宽应该加大[5],以保证该行星齿轮c与中心齿轮a的啮合良好,同时还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合。在每个行星齿轮的内孔中,可安装四个滚动轴承来支撑着。
而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后,还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴的固定。
4.4 转臂的设计
一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺。对于2X-A型的传动比时,选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。转臂X作为行星齿轮传动的输出基本构件时,承受的外转矩最大。
转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差可按公式计算,先已知高速级的啮合中心距a=102mm[6],则得
取=37.4
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算,即
取0.04=40
转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的,即
先已知低速级的啮合中心距a=171mm,则得
取=44.4
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算,即
取0.040=40
转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的,即
4.5 箱体及前后机盖的设计
按照行星传动的安装类型的不同,则该行星减速器选用卧式不部分机体,为整体铸造机体,其特点是结构简单,紧凑,能有效多用于专用的行星齿轮传动中,铸造机体应尽量的避免壁厚突变,应设法减少壁厚差,以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁[7]。如图12、13、14所示
壁厚
——机体表面的形状系数 取1
——与内齿轮直径有关的系数取2.6
_____作用在机体上的转矩
4.6 齿轮联轴器的设计
浮动的齿轮联轴器是传动比的内外啮合传动,其齿轮的齿廓曲线通常采用渐开线。选取齿数为23 ,因为它们是模数和齿数相等的啮合齿轮副[8]。
4.7 标准件及附件的选用
轴承的选择:根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的内径为60mm ,外径为110mm。行星齿轮中的轴承为双列角接触球的轴承内径为30mm,外径为50mm 。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。
螺钉的选择:大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。
4.8 密封和润滑
行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式,通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起来,带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔,便与油入轴承。在油标中显示油位,便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触面的摩擦损失大,因而功能耗大,使用期限短。
总 结
毕业设计历经三个月。期间饱含酸甜苦辣,尝过成功的喜悦,体会过失败的悲痛,有过放弃的念头,得到过真诚的鼓励。到今天,我回过头看看三个月的时光真是漫长但富有成就感。
刚开始准备设计的时候,简直是一无所知,但是在老师、同学的耐心帮助和讲解下,我开始对我所设计的东西熟悉了,自己尝试着去找一些相关资料,看一些相关的例子,以及翻阅一些前人设计过的相关的东西,从中受到很大的启发。
这三个月是收获的三个月,单从设计本身来讲,我现在对我所设计的掘进机的截割部已经非常了解了。当初看相关产品的图纸的时候简直一头雾水,现在能一幕了然了。从自己的能力提升来讲,不但提高了自己看图,画图的能力,对于一般的结构性设计有了概念,如果让我自己再做相应的设计,我能知道方法步骤,不会不知所措了。对于减速器,是很多机构中都用的部件,这次设计的减速器比课程设计的减速器复杂的多,回过头看看课程设计的减速器,简直很简单,如果再设计其它型号的减速器,相信我已经可以单独处理了。
这次毕业设计中也发现了自己很多缺点和不足。实践经验太少,很多我一开始设计的结构在实际生产和装配中,根本不可行,在老师的指导下,我积累了很多经验,在错误中得到了提高。另外,实验环节很不足,很多参数是参考相关的设计确定的,对于不同的产品,不同的工作环境,有些参数并不很准确,需要试验来得出,但在这方面我做的很不够。
总之,这次毕业设计是对我大学四年所学内容的一次大考验和大复习,自己也在毕业设计中提高着。
致 谢
经过半年的忙碌和工作,毕业设计接近了尾声,在这段时间中我所做的工作是比较肤浅的,很多方面由于知识跨度较大,我的设计方面的基础显得很欠缺,所以遇到了不小的困难。在论文写作的关键步骤上,导师给了我很大的帮助和指导,同时在学习的每一个细节上都为我考虑得很周到,论文能够完成,首先要感谢的是我的导师。支他平日里工作繁多,但在我做设计的每个阶段,从外出实习到查阅资料,设计草案的确定和修改,中期检查,后期详细设计,收据分析等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计分析较为复杂烦琐,但是支教授仍然细心地纠正分析过程的错误,让我少走了很多弯道。除了敬佩支教授的专业水平外,他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样,并将积极影响我今后的学习和工作
在本文的完成过程中,我还要感谢的是在大学期间给我授过课的老师,正是他们出色的工作使我掌握了较为扎实的基础知识,本课题的研究工程中我多次得益于大学阶段的学习。本文所引用文献的作者也给我了很大的帮助,正是他们做在前面的工作使我在做这个课题的时候有很多资料可以借鉴,有很多前人的方法可以参考,他们的工作大大的丰富了我的思路,给我了很多有益的启示。
然后,感谢我的家人。是他们在挫折时,给与我信心与前进的动力;是他们在快乐时,分享我的喜悦。感谢所有关心和帮助过我的人。
参考文献
[1]冯澄宇.渐开线少齿差行星传动.人民教育出版社,1981.3
[2] 饶振纲.行星传动机构设计.国防工业出版社,1980.11
[3] 成大先.机械设计手册.化学工业出版社.第四版,2002.1
[4] 唐保宁,高学满.机械设计与制造简明手册.同济大学出版社,1993.7
[5] 孙宝钧.机械设计课程设计.机械工业出版社,2004.4
[6]甘永立.几何量公差与检测.上海科学技术出版社,2005.7
[7]马从谦,陈自修.渐开线行星齿轮传动设计.北京:机械工业出版社,1987
[8]王云根.封闭行星传动系统.机械设计与研究,1995
[9] 殷玉枫. 机械设计课程设计. 机械工业出版社, 2006
[10] 孙岩, 陈晓罗, 熊涌主编. 机械设计课程设计. 北京理工大学出版社 , 2007
[11]寇尊权, 王多主编. 机械设计课程设计. 机械工业出版社 , 2007
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