回柱絞車采煤機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)計(jì)劃書

1 回柱絞車采煤機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)計(jì)劃書 第 1 章 緒論 柱絞車簡介 回柱絞車就是用于回采工作面回柱放頂?shù)膶Ｓ迷O(shè)備，以及在各種采煤工作面上回收沉入底版或被矸石壓卡住的金屬支柱，同時(shí)還可以做一般的牽引之用 ， 絞車的電動機(jī)電器控制設(shè)備要具有防爆性能，適用于含有沼氣，煤塵及含有瓦斯，工作溫度一般為 +40o ，環(huán)境相對濕度不超過 95（在室溫下）；工作制為低速重載非連續(xù)，在煤礦使用較為廣泛， 隨著國民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，煤炭需求的增加，我國綜合機(jī)械化采煤技術(shù)正向高產(chǎn)量、大功率、重型化的趨勢發(fā)展，但搬運(yùn)設(shè)備卻沒有相應(yīng) 的更新與開發(fā)， 原有的絞車設(shè)備將面臨現(xiàn)代化生產(chǎn)的挑戰(zhàn)。 目前，煤礦多采用 列，它開發(fā)于 20 世紀(jì) 50 、60 年代，主要有 3、 5、 8、 14等規(guī)格 3，并且 具有結(jié)構(gòu)、外形尺寸緊湊，能整機(jī)下井；結(jié)構(gòu)對稱布置，呈長條形，底座呈雪橇狀，故在井下自移平穩(wěn)靈便；絞車重心底，底座鋼性好，既可打頂柱，又可安設(shè)地錨，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，安全可靠 4。但在其牽引速度方面多數(shù)還是慢速絞車，用作牽引時(shí)工作效率低，因此多配備兩臺絞車，一臺用來回收液壓支柱；另一臺作一般牽引；單臺絞車并不能滿足工作要求。本次設(shè)計(jì)是在原有的 上進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，借用工作面現(xiàn)有設(shè)備 ,保持回柱絞車防爆及電氣保護(hù)性能 ,降低整機(jī)重量 ,減輕工人勞動強(qiáng)度 ,提高安全程度，利用離合裝置做到雙速操作從爾實(shí)現(xiàn)一機(jī)多用。 2 柱絞車的發(fā)展 回柱絞車主要使用來回收液壓支柱的小型機(jī)械設(shè)備，特別適用于立槽煤層中厚煤層和急傾斜煤層采煤工作面及頂板壓力較小的采掘工作面，以及在各種采煤工作面上回收沉入底版或被矸石壓卡住的金屬支柱。結(jié)構(gòu)對稱布置，外型尺寸緊湊，能整機(jī)下礦，重心低。 我國回柱絞車的發(fā)展大致可分為三個(gè)階段： 20 紀(jì) 50 年代仿制設(shè)計(jì)； 60 年代開始自行設(shè)計(jì)； 70 年代以后 向系列化標(biāo)準(zhǔn)化方面發(fā)展。1973 年首次制定了回柱絞車參數(shù)系列標(biāo)準(zhǔn)（ 74）。 1982 年對該標(biāo)準(zhǔn)又進(jìn)行了第一次修訂，標(biāo)準(zhǔn)號為 83（該標(biāo)準(zhǔn)適用于電動機(jī)驅(qū)動的 列回柱絞車）。我國回柱絞車以電動機(jī)驅(qū)動為主 5。 隨著國民經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，煤炭需求的增加， 我國綜合機(jī)械化采煤技術(shù)正向高產(chǎn)量、大功率、重型化的趨勢發(fā)展，但搬運(yùn)設(shè)備卻沒有相應(yīng)的更新與開發(fā)，延誤了綜采設(shè)備搬家倒面的工期，特別是在端頭支架受壓的情況下 6?，F(xiàn)在大型液壓支架單臺重量已達(dá) 30 多噸，而液壓支架等綜采設(shè)備在采煤工作面的撤移與 運(yùn)輸仍然使用回柱絞車等老式設(shè)備，因牽引力小、容繩量少、鋼絲繩細(xì)、不適應(yīng)綜采工作面的工況要求。在實(shí)際生產(chǎn)中，因缺乏合適設(shè)備，只得采用 2臺絞車合拉或接力，生產(chǎn)效率低、出力不均衡、設(shè)備損壞多，并且由于負(fù)載大，鋼絲繩細(xì)，易出現(xiàn)斷繩，存在安全隱患。在斜巷運(yùn)輸時(shí)，提升絞車、調(diào)度絞車、回柱絞車均因牽引力、繩速、容繩量等主要技術(shù)參數(shù)不能同時(shí)滿足綜采設(shè)備運(yùn)輸要求 7。 對于普遍使用的 5 型回柱絞車在使用過程中發(fā)現(xiàn)很多問題。(1) 回柱絞車采用三級傳動。為調(diào)整中心高度，第一級為傳動比 =1 的外齒輪傳動；第二級為 蝸輪蝸桿傳動；第三級為外齒輪通過惰輪驅(qū)動固接于滾筒上的大外齒輪傳動，需要 3 個(gè)減速箱，結(jié)構(gòu)松散，占地面積大。 (2)由于 回柱絞車三級傳動的中間一級為蝸輪蝸桿傳動，因而其傳動總效率低于 50%，比能耗高。 (3) 回柱絞車的動力源是一臺 防爆電機(jī)。價(jià)格較高，且需要輔助電纜及相應(yīng)電控裝置，因此經(jīng)濟(jì)性較差，尤其是在井下使用，安全性也較差。 回柱絞車存在的問題目前， 回柱絞車的基本結(jié)構(gòu)，電機(jī)為 4 極，電機(jī)功率為 定轉(zhuǎn)速為 1440r/3 電機(jī)與工作滾筒成型布置。由 于回柱絞車輸出力較大，滾筒轉(zhuǎn)速極低，故采用三級減速方案 :第一級為調(diào)整電機(jī)安裝中心高的過渡傳動裝置，采用一對斜齒輪；第二級減速裝置為單頭蝸桿 三級為一對外齒輪，大齒輪與滾筒固聯(lián)，小齒輪由蝸輪軸驅(qū)動，滾筒輸出轉(zhuǎn)速為 絲繩平均速度為 s。該絞車最大的缺點(diǎn)是加工比較困難，成本高，傳動效率低 8。 回柱絞車的發(fā)展方向較多，例如：在結(jié)構(gòu)上會趨向小型化，結(jié)構(gòu)會更緊湊，現(xiàn)今正有一種便攜式的礦用液壓絞車被很多礦山使用，它的結(jié)構(gòu)緊湊，合理體積小，重量輕，操作、維修方便 9；在質(zhì)量上變的更輕，在回柱絞車上采用少齒行星傳動它的最大好處就是減輕了回柱絞車的重量，節(jié)省了原材料從而降低了生產(chǎn)成本；在功能上有兩用或三用的回柱絞車，但帶來了體積大質(zhì)量大的缺點(diǎn)。在國外，絞車在控制性能上，有遙控感應(yīng)機(jī)的研究和使用 10，這也是無人工作面的一個(gè)條件控制性能一定要發(fā)達(dá)，但是所有的礦用設(shè)備必須要有嚴(yán)格的防爆設(shè)備；在井下工作面工作的機(jī)器中，多數(shù)還是采用液壓設(shè)備的比較多，主要原因是液壓設(shè)備相比電氣設(shè)備來說它的防爆性能要比電氣設(shè)備的好，因此，液壓回柱絞車的發(fā)展仍有很大的空間也是當(dāng)今新型絞車的一個(gè)方向，國外 液壓馬 達(dá)及制動 設(shè)備正向 模塊化絞車 發(fā)展， 加拿大的 司，運(yùn)用模塊化設(shè)計(jì)理念， 使 自己的 泰坦 系列液壓絞車產(chǎn) 生 強(qiáng)勁 并適應(yīng)多樣化的應(yīng)用 11。 4 第 2 章 回柱絞車的主要參數(shù)確定 動機(jī)的選擇 算所需主要參數(shù) 表 2車基本參數(shù) 拉力 F / 繩速度 /m/滾筒直徑 / 使用年限 /h 140/17 60 12000 1000 (2式中 機(jī)械效率，估算時(shí)取 1。 慢速 0 0 0 0 01 0 0 0/ 快速 0 0 0 01 0 0 0/ 估電動機(jī)額定功率 P 1 為輸入聯(lián)軸器效率 2 為蝸桿效率 3 為開式圓柱齒輪 4 軸承輸出效率為 齒式連軸器效率 0 . 6 5 32554321 總 5 電動機(jī)所需輸出功率 入最大功率 18. 5速時(shí)時(shí)電機(jī)功率 速時(shí)電機(jī)功率 擇電動機(jī) 表 2B 系列三相異步型隔爆電動機(jī) 額 定功率 18.5 載時(shí) 額定電流 載時(shí) 額定轉(zhuǎn)速 730r/載時(shí) 功率因數(shù) 大轉(zhuǎn)矩 /額定轉(zhuǎn)矩 2 堵轉(zhuǎn)電流 /額定電流 6 動比的分配 結(jié)構(gòu)簡圖如下： 圖 2車結(jié)構(gòu)原理圖 6 慢速 r / m i 0 0(1 n 快速 1 5 . 9 2 r / m i 0 0(1 n 慢速時(shí)總傳動比 i 快速時(shí)總傳動比 i I 根據(jù)上式計(jì)算將轉(zhuǎn)速控制在 間可采用一級蝸桿傳動和兩級直齒傳動，傳動比分配如下： 第一級蝸桿減速器 1i= 第二級直齒減速器 2i=2i= 第三級減速器傳動比 3i= 實(shí)際總傳動比 慢速 321 際輸出速度 慢速 1n=730/速 2n=730/7 第 3 章 齒輪的設(shè)計(jì) 輪減速器的設(shè)計(jì) 步確定蝸輪、蝸桿的主要參數(shù) 1. 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) (86)選擇一級傳動的阿基米德圓柱蝸桿 2. 選擇材料 考慮轉(zhuǎn)速不高，蝸桿選用 40金結(jié)構(gòu)鋼，表面淬火，硬度為55，渦輪緣采用鑄錫青銅 屬模鑄造。 3. 初選幾何參數(shù) 由參考文獻(xiàn) 1表 8 i ， 21z ， 412 z 。 4. 確定許用接觸應(yīng)力 H Z (3由參考文獻(xiàn) 1表 得 由參考文獻(xiàn) 1圖 得 m/s 8 潤滑方式采用浸油潤滑，由參考文獻(xiàn) 1圖 得 系數(shù)由參考文獻(xiàn) 3圖 得 Z 5. 確定彎曲應(yīng)力 M P ， 壽命系數(shù)。 6. 蝸桿輸出轉(zhuǎn)矩 95 50 n 7. 確定 m 和 2d 根據(jù)公式 )15150( 222 (3 由參考文獻(xiàn) 1可知 2.1k 由參考文獻(xiàn) 1表 m ， 1121 d 幾何尺寸計(jì)算 9 表 3輪蝸桿參數(shù)表 名稱 代號 計(jì)算關(guān)系式 說明 中心距 a 2)2( 221 數(shù) m na 動比 i 12輪變位系數(shù) 2x 212 桿直徑系數(shù) q 桿軸向齒距 桿齒頂圓直徑 111 2桿齒根圓直徑 1)(2 *11 隙 c 桿齒高 1h )(21 111 fa 輪分度圓直徑 2d 122 22 輪喉圓直徑 2222 2 aa 輪齒根圓直徑 2222 2 ff 輪齒頂高 2)( 2*2 輪齒根高 2)c( *2*2 10 蝸輪齒高 2h )(21 222 桿軸向齒厚 21桿法向齒厚 as 桿節(jié)圓直徑 1d )2(2 2211 輪節(jié)圓直徑 2d 22 齒面接觸強(qiáng)度校核 21294 00 (3式中 系數(shù)根據(jù)參考文獻(xiàn) 1表 得 使用系數(shù)， 2.1 動載荷系數(shù)， K； 材料彈性系數(shù)， Z ； K 載荷分布系數(shù)， K； 則 Z 212 所以 ，滿足接觸強(qiáng)度的要求。 11 面彎曲強(qiáng)度校核 212666 (3式中 使用系數(shù)， 2.1 動載荷系數(shù)， K； K 載荷分布系數(shù)， K； 蝸輪齒形系數(shù)， 導(dǎo)程角系數(shù)， Y； M P 所以 ，滿足彎曲強(qiáng)度要求。 熱計(jì)算 傳動中損耗的功率為 1 4 3 (1 根據(jù)設(shè)計(jì)要 求 P 考慮到自然通風(fēng)良好，取 C)W /(k ， t ， t ， 則 12 095(15 1 4 3 需使減速箱的散熱面積滿足計(jì)算面積 A。 1、 輪的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 步確定齒輪主要的幾何參數(shù) 度不高，選用 8 級精度 由參考文獻(xiàn) 2表 10擇齒輪的材料為 1=21，大齒輪的齒數(shù) 6 3 211 )(12 (31）確定公式內(nèi)計(jì)算數(shù)值 （ 1）試選 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 9550n p = （ 3）根據(jù)參考文獻(xiàn) 1所述取齒寬系數(shù) 4.0d（ 4）由參考文獻(xiàn) 2表 10得 21Z （ 5）由參考文獻(xiàn) 2表 10差得齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限 M （ 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 13 711 105 6 0 0 672 N （ 7）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得接觸疲勞系數(shù) 1 K （ 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 %1 ，安全系數(shù)為 S =1。 1l i M P 2l i M P 2）計(jì)算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑1 )( =167（ 2）計(jì)算圓周的速度 v 5 0 060 01 0 0 060 11 t （ 3）計(jì)算齒寬 b td （ 4）計(jì)算齒寬與尺高之比 模數(shù) 0/ （ 5）計(jì)算載荷系數(shù) 14 根據(jù) v=s、 8 級精度，由參考文獻(xiàn) 2圖 10得 k v= 直齒輪，假設(shè) 參考文獻(xiàn) 2 表 10 FH 由表 10得使用系數(shù) k ；由表 10得 8 級精度齒輪非對稱布置時(shí) 322 將數(shù)據(jù)代入后得 1(22 由 ，2圖 10得 載荷系數(shù) （ 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 311 tt （ 7）計(jì)算模數(shù) 11 )(2 (31）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù) （ 1）由參考文獻(xiàn) 2表 10得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 E （ 2）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得彎曲疲勞壽命系數(shù) 15 ； （ 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 得 M P 111 M P 222 （ 4）計(jì)算載荷系數(shù) 9 6 （ 5）查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 7）計(jì)算大小齒輪的111 6 8 7 1 222 5 對比計(jì)算結(jié)果選取模數(shù) 10m 能同時(shí)滿足接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 輪幾何尺寸確定 表 31、 輪參數(shù)表格 16 名稱 代號 計(jì)算關(guān)系 說明 模數(shù) m 強(qiáng)度計(jì)算所得 10度圓直徑 1d d 頂高 1 根高 1c( * 齒高 1h fa h 頂圓直徑 12(2 根圓直徑 1 心距 a 2 )(2 2121 數(shù)比 u 1217 輪齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算 接觸應(yīng)力計(jì)算公式 (3式中 使用系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 動載系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，見圖 得 彈性系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13 Z 接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 Z=取較大的接觸應(yīng)力值： MP 6 2 9 98 8 1 0 4 5 H 計(jì)算許用應(yīng)力 18 (3式中 接 觸 強(qiáng) 度 計(jì) 算 的 壽 命 系 數(shù) ， 見 圖 得 潤滑油膜影響系數(shù)，見圖 得 工作硬化系數(shù)，見圖 得 接 觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，見圖 得 1； 接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，見表 得 且大小齒輪選擇同種材料則 MP 4 6 l i ml i 所以 滿足強(qiáng)度條件。 接觸安全系數(shù)計(jì)算 3 7 1 8l i m 所以 S 滿足使用要求。 19 輪齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 彎曲應(yīng)力計(jì)算公式 (3式中 使用系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 動載系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13得 復(fù)合齒形系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 1 Y 抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得Y=； 小齒輪 M P F 大齒輪 M P F 20 許用應(yīng)力計(jì)算公式 re (3式中 抗彎強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 相對齒根圓角敏感性系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得1； 相對表面狀況系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 321 查得 ； 抗彎強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 則 M P 0l i r e e 所以 滿足強(qiáng)度要求。 彎曲安全系數(shù) re 21 9 8 r e e 則 S 滿足使用要求。 3、 輪的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 步確定齒輪主要的幾何參數(shù) 度不高，選用 8 級精度 2表 10擇齒輪的材料為 Z =19，大齒輪的齒數(shù) 2Z =67 3 211 )(12 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （ 1）試選 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1T =19550n p = 0 （ 3）根據(jù)參考文獻(xiàn) 1所述取齒寬系數(shù) 4.0d （ 4）由參考文獻(xiàn) 2表 10得 21Z （ 5）由參考文獻(xiàn) 2表 10得齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極 M H 22 （ 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 611 101 5 6 0 0 662 N （ 7）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得接觸疲勞系數(shù) 1 K （ 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S =1。 M P 1l i M P 2l i 2）計(jì)算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 1d t 3 11 )( =180（ 2）計(jì)算 圓周的速度 v 1 t（ 3）計(jì)算齒寬 b td （ 4）計(jì)算齒寬與尺高之比 模數(shù) =6 23 （ 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) v=s、 8 級精度，由參考文獻(xiàn) 2圖 10得 k v=1； 直 齒 輪 ， 假 設(shè) 由 參 考 文 獻(xiàn) 2表 10 FH 由表 10得使用系數(shù) k ；由表 10得 8 級精度齒輪非 對稱布置時(shí) 322 將數(shù)據(jù)代入后得 1(22 由 ，1圖 10得 載荷系 數(shù) 4 3 （ 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 311 tt （ 7）計(jì) 算模數(shù) n 3 211 )(2 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù) （ 1）由參考文獻(xiàn) 2表 10得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 24 E （ 2）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得彎曲疲勞壽命系數(shù) （ 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安 全系數(shù) 得 M P 5 111 M P 5 222 （ 4）計(jì)算載荷系數(shù) 4 7 6 （ 5）查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 7）計(jì)算大小齒輪的111 5 0 222 5 25 對比計(jì)算結(jié)果選取模數(shù) 10m 能同時(shí)滿足接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 輪幾何尺寸確定 表 33、 輪 參數(shù)表格 名稱 代號 計(jì)算關(guān)系 說明 模數(shù) m 強(qiáng)度計(jì)算所得 10 分度圓直徑 3 d 頂高 3 根高 3c( * 全高 3h 頂圓直徑 32(2 根圓直徑 3 26 中心距 a 2 )(2 4343 數(shù)比 u 34 齒輪齒面接觸強(qiáng)度校 核計(jì)算 接觸應(yīng)力計(jì)算公式 式中 使用系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 動載系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，見圖 得 彈性系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13 Z 接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 Z= 27 則取較大的接觸應(yīng)力值： MP 計(jì)算許用應(yīng)力 式中 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，見圖 得 潤 滑油膜影響系數(shù)，見圖 得 工作硬化系數(shù)，見圖 得 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，見圖 得 1； 接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，見表 得 則 1 1 2 6 . 9 4 M P a=l i ml i 所以 滿足強(qiáng)度要求。 接觸安全系數(shù)計(jì)算 28 4 9 2 6l i m 所以 S 滿足使用要求。 輪齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 彎曲應(yīng)力計(jì)算公式 式中 使用系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 動載系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13得 復(fù)合齒形系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 1 Y 抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得Y= 29 小齒輪 M P 98 731 F 大齒輪 M P F 許用應(yīng)力計(jì)算公式 re 式中 抗彎強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 相對齒根圓角敏感性系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得1； 相對表面狀況系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 321 查得 ； 抗彎強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 則較小的許用應(yīng)力 M P 0l i mr e e 30 所以 滿足強(qiáng)度要求。 彎曲安全系數(shù) re 8 8 r e e 則 S 滿足使用要求。 5、 速齒輪的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 步確定齒輪主要的幾何參數(shù) 度不高，選用 8 級精度 2表 10擇齒輪的材料為 Z =21，大齒輪的齒數(shù) 2Z =56 3 211 )(12 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （ 1）試選 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 119550n = （ 3）根據(jù)參考文獻(xiàn) 1所述選取齒寬系數(shù) 4.0d 31 （ 4）由參考文獻(xiàn) 2表 10得 21Z （ 5）由參考文獻(xiàn) 2表 10差得齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限 M H （ 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 711 105 6 0 0 772 N （ 7）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得接觸疲勞系數(shù) 1 K （ 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S =1。 M P 1l i M P 2l i 2)計(jì)算 （ 1）試算小齒 輪分度圓直徑 1d t 3 11 )( 170根據(jù)傳動比和低速級的齒輪中心距確定大齒輪的分度圓直徑 d （ 2）計(jì)算圓周的速度 v 0 060 01 0 0 060 11 t（ 3）計(jì)算齒寬 b 32 根據(jù)齒輪的許用最小分度圓 td （ 4）計(jì)算齒寬與尺高之比 模數(shù) (由已知的低速級中心距確定） m 齒高 （ 5）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) m/v 、 8 級精度，由參考文 獻(xiàn) 2圖 10得 k v= 齒 輪 ， 假 設(shè) 由 參 考 文 獻(xiàn) 2表 10 FH 由表 10得使用系數(shù) k ；由表 10得 8 級精度齒輪非對稱布置時(shí) 322 = ，2圖 10得 載荷系數(shù) （ 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 tt 3 211 )(2 33 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù) （ 1）由參考文獻(xiàn) 2表 10得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限E （ 2）由參考文獻(xiàn) 2圖 10得彎曲疲勞壽命系數(shù) （ 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 得 M P 5 111 M P 222 （ 4） 計(jì)算載荷系數(shù) （ 5） 查取齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 6） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn) 2表 10得 7） 計(jì)算大小齒輪的0 0 6 6 5 7 0 111 222 34 5 對比計(jì)算結(jié)果選取模數(shù) 10m 能同時(shí)滿足接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 輪幾何尺寸確定 表 35、 輪參數(shù)表格 名稱 代號 計(jì)算關(guān)系 說明 模數(shù) m 強(qiáng)度計(jì)算所得 10 分度圓直徑 5 頂高 5 根高 5c( * 全高 5頂圓直徑 52(2 35 齒根圓直徑 5 心距 a 2 )(2 6565 數(shù)比 u 56 齒輪接觸強(qiáng)度校核 接觸應(yīng)力計(jì)算公式 式中 使用系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 動載系數(shù)，由文獻(xiàn) 1圖 得 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 得 齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，見圖 得 彈性系數(shù)，由文獻(xiàn) 1表 13 36 Z 接觸強(qiáng)度計(jì)