割煤機截割機構設計說明書

1、攀枝花學院Panzhihua University攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）薄煤層割煤機一截割機構結構設計及典型零件的加工工藝編制及工裝設計學生姓名：楊茂梅學號： 7姓3院（系）：機電工程學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班 級：2004級機械設計制造及其自動化4班指導教師：陳永強職稱： 副教授二。八年六月我國是煤炭資源大國，薄煤層儲量十分豐碩，可是其開采的效率低，因此關 于薄煤層的割煤機的開發(fā)有著重要的研究意義。本文提供的是薄煤層割煤機的截割機構結構的設計，包括了截割部的動力部 份、傳動部份和截割部份的設計，從防暴電動機輸入，經兩級的斜齒輪和一級錐 齒輪傳動，帶動鏈輪轉動，刀具采納焊接到

2、鏈子上，從而實現(xiàn)一路運動。然后是 對割煤機機構進行工藝分析，并編制箱體的加工工藝和箱體加工的一套工裝設 計，最后再用三維軟件來表達典型零件。此薄煤層割煤機結構簡單、制造容易、操作利用和保護治理都極為方便，專 門適于中小型煤礦用于對薄煤層進行機械化掏槽切割采煤作業(yè)的機械，可減輕工 人勞動強度，提高生產效率和煤品的塊個率，產量增加，經濟效益十分顯著。關鍵詞：割煤機截割部箱體工藝ABSTRACTIn our country the coal resource is very thin coal bed reserves is very rich, but its mining efficiency

3、is the important thing is researching significance regarding the thin coal bed's coalcutter's development.This paper offers the design of the cutting frame structure of the thin seam coal cutter, including the design of the driving part of the cutting part, transmitting part and cutting part

4、; imputed in the anti-violent motor and transmitted by the two stage helical gear and one stage bevel gear, and then the chain wheels will be driven to roll, with the cutting tools welded on the chains to move together. Workmanship analysis of the structure of the coal-cutter should be made afterwar

5、ds, and the process workmanship of the box body and one set of uniform design of its processing should be established, the representative parts shall be indicated by the triaxiality programs at last.This thin coal bed coalcutter structure is simple. The manufacture is easy, the operation uses and ma

6、intains the management extremely to be convenient, so it is suitable for the middle and small scale coal mine to use in specially to the thin coal bed carries on the mechanized cutting and cutting mining coal work. It may reduce the worker labor intensity , raises the production efficiency and coal

7、block rate. The output increases and the economic efficiency is very remarkable.Key Words: Coal-cutter, Cutting part, Box body, Workmanship摘 要錯誤!未定義書簽。ABSTRACT II1緒論錯誤!未定義書簽。1薄煤層割煤機的研究意義錯誤!未定義書簽。2薄煤層割煤機要緊要求錯誤!未定義書簽。2傳動系統(tǒng)方案擬定錯誤!未定義書簽。方案一錯誤!未定義書簽。方案二錯誤!未定義書簽。方案三錯誤!未定義書簽。方案比較錯誤!未定義書簽。3計算功率錯誤!未定義書簽。類比法求

8、一個刀具的切削力錯誤!未定義書簽。功率的計算錯誤!未定義書簽。4各軸運動與動力參數(shù)錯誤!未定義書簽。傳動比分派錯誤!未定義書簽。各軸的轉速(r/min)計算錯誤!未定義書簽。各軸輸入功率(kW)計算錯誤!未定義書簽。各軸輸入扭矩(N -m)計算錯誤!未定義書簽。5傳動零件設計計算錯誤!未定義書簽。高速齒輪設計錯誤!未定義書簽。齒輪設計計算錯誤!未定義書簽。齒輪幾何尺寸計算錯誤!未定義書簽。低速齒輪機構設計錯誤!未定義書簽。齒輪設計計算錯誤!未定義書簽。齒輪結構參數(shù)錯誤!未定義書簽。錐齒輪傳動的設計錯誤!未定義書簽。選擇材料錯誤!未定義書簽。接觸強度設計計算錯誤!未定義書簽。要緊尺寸計算錯誤!未

9、定義書簽。齒根按彎曲強度設計錯誤!未定義書簽。齒面接觸強度驗算錯誤!未定義書簽。鍵輪結構設計錯誤!未定義書簽。6軸系零件的初步選擇錯誤!未定義書簽。第三軸的設計錯誤!未定義書簽。擬定軸上零件的裝配方案錯誤!未定義書簽。求作用在齒輪上的力錯誤!未定義書簽。初步設計軸的最小直徑：錯誤!未定義書簽。軸的結構設計錯誤!未定義書簽。求軸上的載荷錯誤!未定義書簽。按彎扭合成應力校核軸的強度錯誤!未定義書簽。精準校核軸的疲勞強度錯誤!未定義書簽。高速軸的設計錯誤!未定義書簽。求作用在齒輪上的力錯誤!未定義書簽。初步設計軸的最小直徑：錯誤!未定義書簽。軸的結構設計錯誤!未定義書簽。求軸上的載荷錯誤!未定義書簽

10、。按彎扭合成應力校核軸的強度錯誤!未定義書簽。第二軸的設計錯誤!未定義書簽。求作用在齒輪上的力錯誤!未定義書簽。初步估量軸的最小直徑： 錯誤!未定義書簽。軸的結構設計錯誤!未定義書簽。求軸上的載荷錯誤!未定義書簽。按彎扭合成應力校核軸的強度錯誤!未定義書簽。低速軸的設計錯誤!未定義書簽。求作用在齒輪上的力錯誤!未定義書簽。初步設計軸的最小直徑：錯誤!未定義書簽。軸的結構設計錯誤!未定義書簽。求軸上的載荷錯誤!未定義書簽。按彎扭合成應力校核軸的強度錯誤!未定義書簽。7軸承的校核錯誤!未定義書簽。高速軸上的軸承的校核錯誤!未定義書簽。第二軸上的軸承的校核錯誤!未定義書簽。第三軸上的軸承的校核錯誤!

11、未定義書簽。低速軸上的軸承的校核錯誤!未定義書簽。8鍵的校核錯誤!未定義書簽。高速軸上鍵的校核錯誤!未定義書簽。第二軸上鍵的校核錯誤!未定義書簽。第三軸上鍵的校核錯誤!未定義書簽。垂直軸上鍵的校核錯誤!未定義書簽。9箱體加工工藝的編制錯誤!未定義書簽。分析箱體零件圖錯誤!未定義書簽。薄煤層割煤機箱體加工定位基準的選擇錯誤!未定義書簽。箱體的加工工序安排錯誤!未定義書簽。10銃平面工裝設計錯誤味定義書簽。定位方案及定位元件設計錯誤!未定義書簽。夾具體的設計錯誤!未定義書簽。對刀裝置的選擇錯誤!未定義書簽。11典型零件造型錯誤!未定義書簽。結論錯誤!未定義書簽。參考文獻錯誤!未定義書簽。致謝錯誤!

12、未定義書簽。1緒論1薄煤層割煤機的研究意義我國是煤炭資源大國，薄煤層儲量十分豐碩，占全數(shù)可采儲量的20%以上。薄 可采儲量約為60多億3而產量只占總產量的"%，遠遠低于儲量所占的比例，而 且產量的比重還有進一步下降的趨勢。薄煤層的開采問題愈來愈突出，已是無法 回避的現(xiàn)實問題。而且隨著一些煤礦中厚煤層已近枯竭，薄煤層的開采加倍取得 充分重視。薄煤層割煤機可對薄型煤層進行切割掏槽機械化采煤作業(yè)，它結構簡 單、制造容易、操作利用和保護治理都極為方便，可減輕工人勞動強度，提高生 產效率和煤品的塊個率，產量增加，經濟效益十分顯著。2薄煤層割煤機要緊要求為了更好的進行薄煤層開采，對薄煤層割煤機的

13、一些要求要緊有以下幾點需 要注意：（1）機身矮，但要有足夠的電動機功率，以保證高效采煤；（2）有靠得住的支承導向裝置，以保證采煤機穩(wěn)固運行；（3）力求幸免工作面兩頭人工開缺口；（4）結構簡單、靠得住，以便安裝維修。3薄煤層割煤機的要緊設計內容第一搜集薄煤層的一些相關資料，對薄煤層割煤機的綜合分析。然后依照我 的設計題目，對割煤機的截割機構進行設計，包括動力部份、傳動部份、截割部 份的設計，并編制典型零件的加工工藝和一套工裝設計，最后用三維軟件表達典 型零件。2傳動系統(tǒng)方案擬定方案一截割機構采納液壓截割機構，液壓傳動具有效率高，啟動力矩大，噪聲低， 抗油液污染強，可傳遞介質真空運轉，靠得住性好，

14、壽命長，轉速范圍廣，耐高 壓，傳遞功率大等一系列優(yōu)勢。液壓截割一樣采納定量泵-定量馬達的容積調速 系統(tǒng)，通過溢流閥改變液壓泵的輸入壓力和流量來實現(xiàn)無級調速，通過改變液壓 泵的供油方向來實現(xiàn)截割頭的工作與否。如此實現(xiàn)了牽引機構的快速運動時，電 動機的雙輸出軸在轉動，而液壓馬達不轉動。如此來實現(xiàn)截割機構的空載與負載 的兩個狀態(tài)，讓整個機構的運動知足了設計要求。設計液壓系統(tǒng)圖如下:1液壓馬達 2三位兩通換向閥3溢流閥 4液壓泵5過濾器6油箱圖液壓傳動系統(tǒng)方案二由于薄煤層割煤機的所需的傳動比不是專門大，采納三級齒輪來減速就可 以。由于割煤機的輸入軸與輸出軸必需是垂直的，因此在那個地址選用二個斜齒 輪傳

15、動和一個錐齒輪傳動來實現(xiàn)。其中有個齒輪是恪輪，它在刀頭不工作的時候, 但電動機不是單獨的只帶動截割部工作，它還要繼續(xù)帶動牽引部空載運動，這時 只要用拔義的形式來拔動卡盤，使惰輪和另外一個齒輪離開，如此只有惰輪在進 行空轉。運動可不能傳遞到錐齒輪，從而也就傳遞到割頭，實現(xiàn)了割煤機的截割 部的傳動設計要求。由于割煤機的工作環(huán)境，大多是在礦井下作業(yè)，考慮到平安性，電機要選擇 防暴電動機。在圖中咱們能夠看到利用錐齒輪的傳動實現(xiàn)了輸入軸與輸出軸的直角傳動。其具 體的傳動系統(tǒng)如下圖。防 暴 電 動 機Z2圖錐齒傳動系統(tǒng)方案三通過二級斜齒輪傳動，和一個蝸輪傳動來實現(xiàn)。其中有個齒輪是惰輪，它在 刀頭不工作的時

16、候，但電動機不是單獨的只帶動截割部工作，它還要繼續(xù)帶動牽 引部空載運動，這時只要用拔義的形式來拔動卡盤，使臨輪和另外一個齒輪離開, 如此只有惰輪在進行空轉。運動可不能傳遞到錐齒輪，從而也就傳遞到割頭，實 現(xiàn)了割煤機的截割部的傳動設計要求。利用蝸輪的傳動實現(xiàn)了輸入軸與輸出軸的 直角傳動，如下圖。利用蝸輪蝸桿來傳遞運動和動力，并實現(xiàn)直角傳動。蝸桿傳動是在空間交織 的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構，兩軸線交織的夾角可為任意值，咱們 要用的是它的90度。蝸桿傳動能實現(xiàn)大的傳動比。由于傳動比大，零件數(shù)量乂 少，因此結構很緊湊。在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是持續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸 輪齒是慢慢進入嚙合及慢

17、慢退出嚙合的，同時嚙合的齒的對數(shù)乂較多，故沖擊載 荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸 桿傳動便具有自鎖性。蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當 滑動速度專門大，工作條件不夠良好時，會產生較嚴峻的磨擦與磨損，從而引發(fā) 過度發(fā)燒，使?jié)櫥樾螑夯Ｒ虼四Σ翐p失較大，效率低；當傳動具有自鎖性時, 效率僅為左右。同時由于磨擦與磨損嚴峻，常需耗用有色金屬制造蝸輪（或輪圈）,以便與鋼制蝸桿配對組成減摩性良好的滑動摩擦副。防暴電動機圖蝸桿傳動系統(tǒng)方案比較綜合上面的三種方案來進行方案的比較。方案一是要利用液壓傳動需要另外 配一個電機,用于給液壓泵的驅動。而且還要

18、給整個液壓系統(tǒng)配一個液壓工作站, 如此就還需要一個電機或一個柴油機。咱們都明白煤礦中含有大量的易燃的氣 體，如此就要求因此的電機都是防爆電機，還有確實是要用液壓馬達時還要另外 有一個空壓設備。如此制造的本錢就例如案二和方案三高了。因此方案一不適合 在煤礦這種環(huán)境中利用。因此方案一被排除。方案二采納斜齒輪傳動和蝸輪傳動 相集合，如此不僅知足了要求。而且也適合在高的傳動比下進行傳動，在本錢方 面也不是很高。方案三采納斜齒輪傳動和蝸輪傳動相集合，如此盡管能取得較高 的傳動比，可是截割部的傳動比不是很高，而且用價錢較使宜的圓錐齒輪就能夠 知足要求，還能加大截割部的重量，對經受截割頭的重量和在截割頭工作

19、時避免 擺動。方案三不適合在中、小型煤礦中不適合，方案三被排除。因此最后綜選擇 方案二。3計算功率類比法求一個刀具的切削力已知BND-100型薄煤層割煤機的一些技術特點如下:截深/m滾筒直徑/mm1000滾筒的截齒數(shù)46滾筒轉速/rmin"95牽引速度/"mi/06牽引力/KN牽引速度6m/min時牽引速度3m/min時電動機功率/kW100率=0.5截=0.6由此能夠算得：及=綜丫/60式（）式中：/%牽引機構所需的功率，單位K肌 七一牽引力，七二；V牽引速度，V=3m/min;一效率，產。因此，=117.6x3/60x0.5 = W.IGkW « 12kWP

20、= Pd -P； =1OO-12 = 88W60% 1經竺xL29.5函nDn 7 3.14x95x1 0.6每一個齒的受力F = FJZ； = 29.5/33 = 0.894A7V初選割頭長1m,截深，每10cm裝一對齒，齒的角度有0、+15、+30、+4五、-1 五、-30、-45 度。截割頭割煤層工作時受力作用的齒就有15個。功率的計算割煤機截割部的傳動系統(tǒng)線路圖如以下圖所示。7彈性聯(lián)軸器效率。取%一圓柱齒輪(8級精度)傳動效率。取7一錐齒輪(8級精度)傳動效率。取%轉動軸承效率。取石一滾子鏈傳動效率。取傳動系數(shù)總效率=如卬乙4么=0"x0W X0.95X0.984 xO.91

21、 = 0.72圖割煤機傳動系統(tǒng) 割煤機所需功率(kW)為P. = ZFv = 15x0.894x 2.4 « 32.2W電動機所需功率(kW)為Pd =q / = 32.2/0.72 = 44.7W4各軸運動與動力參數(shù)選截割部的鏈輪的直徑為30cm,加上刀具后，其直徑為40cm60v _ 60x2.4"3.14x0.46= 99.69/7 min總傳動比：/ = 1465/99.69 = 14.69傳動比分派最小等效轉動慣量設計小功率傳動，各級傳動比的分派按“前后大”順序, 結構緊湊。設計公式為：.4 =J2 壺- 伏=2,式（） 式中：i總傳動比；n為整數(shù)；。一第k級傳動

22、比。第一級斜齒輪的傳動比為23-3-11I； = 2H14.6 尸=1.8那么第二級斜齒輪的傳動比為'MJi2 mli2） = 2.322那么，錐齒輪的傳動比是i 14.69 o uA = = 3.5ii2 1.8x23各軸的轉速（r/min）計算q=1465nn =1465/1.8 = 813.8977IU =813.89/2.3 = 353.86/i1V = 99.69各軸輸入功率（kW）計算P = P，7j = 44.7 x 0.99 = 44.25舄=片4 z = 44.25 X 0.97 x 0.98 = 42.07昂 =鳥小 = 42.07 x 0.97 x 0.98 =

23、39.99Av =昂口小彷小=39.99 x 0.97 x 0.95 x 0.98 = 36.11各軸輸入扭矩(N -m)計算T = 9550R)/ % = 9550 x 44.25/1460 = 288.45G =9550片/ =9550x42.07/813.89 = 493.64/=95506/%=9550 x 39.99 / 353.86 = 1079.2571V =9550品河=9550x36.11/99.69 = 3459.59上述結果列入表1-1中，以供查用表1-1各軸運動與動力參數(shù)軸號轉速 n/ (r/min)功率P/kW扭矩 T/(N m)I1160IIIIIIV5傳動零件設計

24、計算高速齒輪設計5.1.1齒輪設計計算已知i=1465r/min, %=min, uj二1選定齒輪類、精度品級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒輪傳動。2）割煤機工作在礦山中，山于齒輪是用于薄煤層割煤機的傳動系統(tǒng)中，精度 要求不高，速度也不高，應選齒輪為8級精度。（GB10095-88）3）選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調 質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS.4）初選取小齒輪齒數(shù)Z尸20,那么大齒輪齒數(shù)Z, 二365）選取螺旋角。初選螺旋角p =14°2按齒面接觸強度進行設計設計公式：“怦福T式式中：4,一小齒輪分度圓真徑，單位m

25、m；（一載荷系數(shù)：（一小齒輪傳遞的轉矩，單位；內一齒寬系數(shù)；%一端面重合度；一傳動比；Z/：一彈性阻礙系數(shù)，單位為MPG% z一區(qū)域系數(shù)；5許用接觸應力。1）確信公式內的各計算數(shù)值試選Kt=；由圖10-30,選得區(qū)域系數(shù)Zh二；ill 圖 1026,查得端面重合度£0（1 =，sa-> » sa sal + sa7計算小齒輪傳遞的轉矩7； =95.5xlO5Z>/n1 =95.5xlO5x44.25/1465 = 2.88xlO5由表10-7選取齒寬系數(shù)中二1由表10-6查得材料的彈性阻礙系數(shù)ZE=MPai,2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極

26、限/600MPaallhm2 =560MPa由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)乂 =60/。=60x1465x1x（2x8x3（X）x12） = 5.063xl09N1=5.O63xlO9/1.8 = 2.813xlO9由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KIINi= KIIN2 =取失效概率為1%,平安系數(shù)S=lo齒輪的許用應力按下式計算團=4£血式（）S式中：9一許用應力，單位MP； K'一壽命系數(shù)；big一齒輪的疲勞極限；S疲勞強度平安系數(shù)。由式可得："/J ="您唆皿=0.89 x 600Mp4 = 534M&aH 2 = Kims = o.93

27、x56OM& = 520.8MP”s許用接觸應力b 1 = (" L + cr/z 2)/2=2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑北,由計算公式得=76.96mm1/2xL6x2.88xl05 2.8 72.433xl89.8du > :x x V 1x1.551.8527.4(2)(3)計算圓周速度乃4小60x10003.14x76,96x146560x1000m/ s = 5.9m/s計算齒寬b及模數(shù)為b = lx 76.96 = 76.96mmdu cos (5 76.96 x cos 14r今= - =nun = 3.73nun"020h = 2.25%

28、 = 2.25x3.73 = 8.39/?/? = 76.96/8.39 = 9.17(4)計算縱向重合度= 0.318 tiui/? = 0.318x 1 x20x tan 14 =1.586(5)計算載荷系數(shù)K由表10-2查得利用系數(shù)K.產依照v二s, 8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)二 由表10-3,查得齒間載荷分派系數(shù)=Ka =1.4 由表10-4,查得的計算公式Ar/?=1.15+O.18x2+O.31xlO-3/?=+Xl+X10-3X = 由圖10-13查得導尸=1.32,故載荷系數(shù)K = KAKvKHaKlfi = XXX =（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑4 =

29、 du llKIK = 76.96x4.27/1.6 = I06.75nw« （7）計算模數(shù)嗎（L cos B 106.75 x cos 14一八nr = - =mm = 5.1420式()3按齒根彎曲強度設計式中：叫一斜齒輪法面模數(shù)，單位；夕一螺旋角； 一螺旋角阻礙系數(shù)；Y,a齒形系數(shù)；q 一小齒輪齒數(shù)；Ysa 應力校正系數(shù);%一許用彎曲應力，其于各符號的意義和單位同前" （1）計算載荷系數(shù)K = KAKvKFaKllfi =1.75x1.32x1.4x1.32 = 4.27（2）依照重合度，從圖10-28查得螺旋角阻礙系數(shù)Y廣 （3）計算當量齒數(shù)Z, _ 20_cos

30、p cos514ZV1 = = -" - = 39.41cos P cos 14 （4）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 匕射二 匕匕2二（5）查取應力校正系數(shù)由表10-5查得小尸?二（6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b陽二400 %£/520（7）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K加=Kfq =（8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞平安系數(shù)S二,那么山式可得:Ek =K但=KX3r 52。用友 = 308.29M& S1.4K2G - 0.86 x 4003 2=MPa = 245.7 IMP”（9）計算大、小齒輪的1.431并加以比較回Y,，,YS.

31、 2.724x1.569 3 網(wǎng)=o.01386308.29X = 包= 0066crr2 245.71（10）設計計算、J2x4.27x2.88xl05x0.88xcos214 nnlAA , ”> 力；x0.0166/w7? = 3./9mmVlx20"xl.55對照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)也大于山齒根彎曲疲勞 強度計算的法面模數(shù)，取町尸（GB/T 135787）,已知滿足彎曲強度。但為了同 時知足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度，算得的分度圓直徑4=104mm來計算 應有的齒數(shù)。于是有106.75 x cos 144= 25.89取z尸26,那么z日| 二

32、 X26=475. 1.2齒輪幾何尺寸計算1）計算中心距（Z+Z；）砥（26 + 47）x4a = !=- = 150.47"2cos/7 2 x cos 14將中心距圓整為150mm.1）按圓整后的中心距修正螺旋角（Z】+Z2）m（26 + 47）x4sVp = arccos !=-=arccos= 13.26 = 13 15362a2x150因夕值改變不多，故參數(shù)與、右、Z等沒必要修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑f Zjh 26x4cl4 =106. 85mmcos/? cos 13.26,Z/47x4.d. =- -=193. 15mmcos/? cos 13.264）計算

33、齒輪寬度b = %d = 1 x 106.85 = 106.85mm圓整后取 B=105mm 用二HOmm1 /低速齒輪機構設計5. 2.1齒輪設計計算一、已知% =min,匕二二、選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBS,大齒輪 材料為45鋼（調質），硬度為240HBs，二者材料硬度差為40HBs,采納圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為p =14°初選小齒輪的齒數(shù)為20o那么大齒輪齒數(shù)為20X =46。3、由于減速器采納閉式傳動，因此按齒面接觸疲勞強度進行設計。設計公式式（5-1）：3/.（57確信公式中各參數(shù),Kt=, ZH=, 8al=, , £

34、;a2=.£a =£al +Sa2 二十二由小齒輪轉速為:n2=min,功率：P2 =p47 7由公式T= 95.5 x 1 CT =二95.5 x 1 O' .一二-二 4.93x 105公831.89再由表查得齒寬系數(shù)2=1。I查表得：材料彈性阻礙系數(shù)ZE二MrN 再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限bhmi=600MPa,大齒輪得接觸 疲勞強度極限：a-/hni2 =550MPa.由計算公式N=60J4算出循環(huán)次數(shù)：M=6OXX1X （2X8X12X300） =X 109M="=X1（）9再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)K/q二，&八

35、,，=.計算接觸疲勞許用應力，取平安系數(shù)s=l,失效概率1%?？贘 =""際” =0. 92X600=552Mpas.J = K,"mnn2 二 x 550二sb/J+叵/ _ 552+ 522.54、計算小齒輪分度圓直徑4,，由計算公式式（5-1）得:2.433x189.8537.3-2xl.6x4.93xl05 3.3xx1x1.6352.3"燈 N10L 02mm（1）計算小齒輪圓周速度:Tidn60x1000=4. 4m/s3.14x101.02x831.8960x1000（2）計算齒寬b及模數(shù)mb=4 惠=1x102.6 = 101.02&qu

36、ot;“= 4.64 mmcll cosp _ 101.02xcosl4°Z20/? = 2.25w, = X =/?_ 101.02 _h 10.44 -(3)計算縱向重合度：£p = 0.3180)/( kmp = X 1 X 20 X tanl4° =(4)計算載荷系數(shù)K已知利用系數(shù)已知V=s, 7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù)K-二由表查得：K邵的計算公式：=1.12+0.18(1+0.6 2)蟲j +o.23x1(T%=+ X (1+) +X 10-3x再由表查的：K印=,Klla = K,a =因此求得載荷系數(shù)：K = Ka Kv Klla =1.5x

37、1.12x1.434x1.2=2.89 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑：4 = 101.02x3J= 123.03mm1.6/ _ &cosp _ 123-03xcosl40計算模數(shù):口卜 0.85x500S 1.4Z.20J 五、再按齒根彎曲強度設計： 計算載荷系數(shù)：K = KAKvKraK=.5x. 12 x 1.2x 1.49=3.13依照縱向重合度：與=，從表查得螺旋角阻礙系數(shù) =查取齒形系數(shù)匕&尸，匕02二查取應力校正系數(shù)rSal=,二再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：6,修=500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限8.r7 380Mpa o再由表查得彎曲疲勞系數(shù)

38、:Kfni二,Kfn2二 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞平安系數(shù)：S二0.88x380小齒輪的,并加以比較:S1.4計算大,匕.必1_2.72乂1.57回 317.86匕必必 _ 2.316x1.703252.43大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪 沁二 回設計計算:2C3以/2x3.13x4.93xl05x0.88xcosr14e1x202x 1.635x 0.01653mn >4.01 mm對照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)n,大于山齒面接觸強度 計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)？=5mm,既知足彎曲強度，但為了知足接觸疲勞 強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑4=123. 03m

39、m來計算齒數(shù)：_ </3cosp _ 123.03xcosl4e,3 =一=24mZ4 =iZ =24 X =55六、幾何尺寸計算：計算中心距：(Z3 + Z4)m _ (24 + 55)x52 cosp 將中心距圓整為：206mm 按圓整后中心距修正螺旋角:2 x cos 140=206.12p = are cos"也= arccos(24 + 55)x5=3.86。2x206因p的值改變不大，故參數(shù)%，加Z等沒必要修正。 計算大小齒輪分度圓直徑：痣=紅=cosp24x5cos 13.8655x5T=123. 60mmcosp cos 13.86t=283. 25mm計算齒輪

40、寬度： = R4=lX=123.6mm5XB2=125mm, 4=130mm5. 2. 2齒輪結構參數(shù)一、第二級齒輪的參數(shù)如表和表二、第一級齒輪的參數(shù)計算齒輪一、2的尺寸做調整以適應加工工藝，需得使=% = 206 o如此就把齒輪一、2的強度均堤高。取模數(shù)m=5mmo取4 =29,那么Z2 = MZj = 1.8x29 = 52 o 修正夕。表小齒輪的參數(shù)名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)Din5面壓力角%20''螺旋角P13.86"分度圓直徑4齒頂圓直徑dai=di+2ha n)n齒根圓直徑df：=di - 2h* nin中心距a=m=(Zi+Z2)/ (2cos P

41、)206齒寬bi=b：+130表大齒輪的參數(shù)名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)IDn5面壓力角n20°螺旋角613.86“分度圓直徑&齒頂圓直徑da：=出+2鼠 IDn齒根圓直徑dr二& 2h* IDn中心距a=ma(Z1+Zc)/ (2cos 3 )206齒寬B：125表小齒輪的參數(shù)名 1稱計算公式結果/mm法面模數(shù)IDn5面壓力角%20"螺旋角810.58°分度圓直徑己齒頂圓直徑da：di+2ha IDn齒根圓直徑d*：=di - 2h* nin中心距a=nt(Zi+Z2)/ (2cos 3 )206齒寬bi=b：+ (510)mm110名稱計算公

42、式結果/mm法面模數(shù)mn5而壓力角a n20°螺旋角B10.58°分度圓直徑&齒頂圓直徑二 d 二+2ha IDn齒根圓直徑djx=d： - 2h* nin中心距a=m=（Zi+Z：）/ （2cos P ）206齒寬B：105表大齒輪的參數(shù)2x2062x206（工=arccos v9 +52） x）=簿比P = arccos£a =+ £ai = 0 808 + 0.87 = 1.678由于/轉變不是專門大且咱們是將齒輪一、2的彎曲強度和接觸強度均增加 來算的，故能夠沒必要修正。第一級齒輪的參數(shù)如表和表圖齒輪結構圖3、齒輪結構設計以第一級齒輪的大

43、齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而乂小于500mm, 故以選用腹板式結構為宜。其它有關尺寸的設計及結構如下圖。錐齒輪傳動的設計5. 3.1選擇材料為了傳遞的平穩(wěn)，選用弧齒圓錐齒輪傳動、小齒輪選用40Cr調質，大齒輪45 鋼調質。其硬度別離為280HBS、240HBSo 由圖3-3-llb按齒根接觸強度極限查得：<r/liml=730Mpa <7/lim2 =580Mpa由圖 3-3-17 查得 o-,. , =260Mpa=210Mpa5. 3. 2接觸強度設計計算j O.85x叫應式（）式中：方一齒寬系數(shù)；b心一許用接觸應力，單位Pa。式中其于各符號的意義和單位同前。取

44、 K二,4二, =i=(Tp=/=527Mpa1.4xl.079xl03x0.2x3.5=166.56mmT 0.85 xlO6(1 - 0.5 x 0.2)x527x10°5.3.3要緊尺寸計算齒數(shù)：依照4二 查圖3-4-5得Zj22乙=22X=77模數(shù)：m=c/l/Zl =22=取標準模數(shù):m=8miu 大端分度圓直徑：& =)叼=8X22=176mmd2 = mz2 =8X77=616mm節(jié)錐角：6 = arctg 亙=arctg = 15.945 = 1556,42Hz2 77d2 =90=90 -15C56'42" = 74:3'I8&qu

45、ot;錐距：R = 320.33mm2sin 42 x sin 15.945齒寬： =% R = 0.2 x 320.33 = 64.07?？周節(jié)：p = jnn = 3.14x8 = 25.12mm工作齒高：/?' = 2/?/ = 2x8 = 16/wn全齒高： h = 2.2m = 2x8 = 17.6齒頂高： h、= 0.54/77 + °'"、=0.54x8 + 。"“8丁 = 4.62?"(z2/)2(77/22尸% = h '一 % 164.62 = 11.38% =h-hal =17.6-11.38 = 6.22/

46、7?/?hfl =hhal = 17.64.62 = 12.98mm齒頂間隙：c = h-h, = 11.6-16 = 1.6mm齒根角： =arctghn /? = tzrc/6.22/320.33= 1.1166,2 = ardghf/ R = arctg 12.98/320.33 = 2.32平均分度圓直徑：4川=4（1一0.5打）= 176x（1-0.5x0.2） = 158.45. 3. 4齒根按彎曲強度設計、I 367 K74> 3；1 式（V（1-O.5%）2.ZJ4 + 1 %式中：4一齒形系數(shù)；b"一許彤彎曲應力，單位Pa;一小齒輪大端的模數(shù)，單位唳式中其于各

47、符號的意義和單位同前。/n= = 233.33MPa1.21.2,=巴絲1 =空=191.67MPa”-1.21.2齒形系數(shù)：4”二 蚱必二Sa 一匕a2 一三必”=27?'x'Z = o 0 83x 10"b“1233.33“短匕&2 = .22 也出=0.0205 X10-6b戶P2191.67、3.67x1.4x1079tn > 3產 e =' (1 一 0.5 x 0,2)2 x 0.2 x 222 J3S + 1x 0.0205 x 10 =6.43mm5. 3. 5齒面接觸強度驗算I % K R Kf 77K 她(1-0.5%)b4

48、外。式()式中：時一平均分度圓上的圓周力，N； Ka A工況系數(shù);Ky一動載系數(shù)；K/一載荷散布系數(shù)；%b=Z£Z，Ze為材料彈性系數(shù)，單位尸,產；Z為節(jié)點區(qū)域系數(shù)。式中其于各符號的意義和單位同前。27； _ 2x1079 - 158.4x10-3= 13.62KN查表3-3-17得K八=1.75殖相_ 3.14x158.4x353.8660x1000-60x1000=2.93m/ s圖鍵輪結構設計查 3-3-7 得 KV=A 由表 3-4-9 得 K6 = L1Z二Ze 二= 150.69MA/527MPaI 13.62xlO31.75xl.1x1.1".5? +1 64

49、.07 x 10-3 x 176 x 1 O-3 x (1 - 0.5 x 0.2) * 35-故強度足夠。鍵輪結構設計由于鏈輪的尺寸不大，因此一樣做成整體結 構，如下圖。由資料4表8-2-21可得：輪轂的厚h ,/? = K + " + 0.0W ,其中 K二，dK = 92mm ,6人d=227mll1。因此可得/2 = A： + + 0.01 = 6.4 + + 0.01x227 = 24mm66輪轂長度 / , / = 3.3 = 3.3x24 = 79.2二,取 I=80mmo輪轂直徑 dh = d. + 2h = 92 + 2x24 = 40mm fl f齒寬勺依照鏈的結

50、構而定。6軸系零件的初步選擇第三軸的設計根據(jù)傳動方案得，III號軸上安裝的零件最多。因此設計時，從第山號軸開始 設計。6.1.1 擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖：方案比較：顯而易見，圖b較圖a多了一個用于軸向定位的大套筒，使機械 的零件增多，增加了工序。相較之下，可知圖中的裝配方案較為合理。圖b)圖第三軸的兩種結構方案6.1.2 求作用在齒輪上的力分析齒輪Z 4的受力情形如下：F =F =27 2x4.93x10_123.6& = 44li = 7.89xt"n2° 一 cospcosl 13.86& = Fj4 tan p=7.98 tan 13.8

51、6° = 1.97KNZ5零度弧齒錐齒輪的受力情形如下：2( _ 2x1.079x1()6 mS158.4tan a,rtan 200= F- = 13.62xrcoscos 15.954Fa5 = Fi5 tan an sin13.62 x tan 20° x sin 15.945 = T 36kKN由上面對齒輪4和齒輪5的受力計算可得，軸向力乙4,方向向右，徑向力 圓周力耳4,方向垂直紙面向里。軸向力入$，方向向左，徑向力5$，圓周力£s， 方向垂直紙面向外。其受力如以下圖：in軸6.1.3 初步設計軸的最小直徑：先由公式（6-1）初步估算軸的最小直徑。選取軸

52、的材料為45鋼，調質處置。有表查得4=112,于是得：如圖以下圖【II號軸，因此軸的最小直顯然是安裝錐齒輪的直徑（圖）， 段確實是安裝軸承的，為了方便與安裝軸承相適應，再加上留出一安裝軸肩，故 取4-1=60mm,然后II TII段與軸承相配合，應選擇41Tn=65mm。6.1.3軸的結構設計1）依照軸向定位要求確信軸的各段直徑和長度。（1）初步選擇轉動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，應選用單例 圓錐滾子軸承，參照工作要求并依照4T尸65 mm,由軸承產品目錄中初步選取 轉動軸承 30213 GB/T297-1994,其尺寸為dxDxT=65mmX 140mmX36mm。軸承和 齒輪

53、之間的軸向定位采納套筒定位，取套筒的寬度為10mm, I1*/,., =36+10=46mmo VI-VII段的長度/譏5二36由,其右端是采納軸肩進行軸向定位，由手冊上查得 30313型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取乙尸77mm。（2）為了知足標準件軸承的軸向定位要求，HT1I段左端需制出一安裝軸肩， 故取安裝齒輪處的軸段IHTV的直徑由卜1V =70mm。在此處設有一個聚散裝置，由 于是在低速的時候進行聚散的，因此選用齒輪式聚散器。它是由一個雙聯(lián)齒輪的 一個小齒輪作為半個聚散器，另外的一個大的齒輪作為傳動齒輪，而齒輪的嚙合 乂是采納一個撥義來帶動滑環(huán)擺動來實現(xiàn)的聚散。作為聚散器用的

54、齒輪的寬度和 直徑是依照牙嵌聚散器尺寸來選，由于T3=1079N，選取牙嵌聚散器的許用應 力Tp = 13OON?，聚散器的半邊寬*50mm,直徑D=120mm,鍵采納雙鍵，且鍵寬 b=l6mm,6=5. 1mm,軸直徑d=60mm<IH_|V =70mm,因此其齒的強度足夠。為了方便 加工雙聯(lián)齒輪，在雙聯(lián)齒輪的中間留有一個退刀槽，并取其寬度為5mm,雙聯(lián)齒 輪的小齒輪寬那么選為50mm，由于把滑環(huán)放在聚散器的另一半上，那么選其寬 度為100mm。兩齒輪之間的軸向定位用一個套筒來實現(xiàn)，并取套筒的寬為3mmo 已知雙聯(lián)齒輪的用作傳動的齒輪的輪轂寬度為125mm,其右端與右軸承之間采納 套筒定位，為了使套筒端面靠得住地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度。故此 軸段的長度為 /|_ = 100mm+3mm+50mm+5mm+12 lmm=279mm。（3）齒輪的后端采納軸肩定位，軸肩高度。取h=6mm,那么軸環(huán)處的直 徑 4V=82mm.軸環(huán)