矿大毕业设计-厚煤层采煤机牵引部设计

11和电现在电已经成为了市场上产品。本计目计出强度满足理论求、结构符合实际情况682型电总体计与相关运动参数计算，然后依据关公和标准对各级齿轮传动、轴与轴承分别进行了计和校核对行星结构相关齿轮、轴和轴承进行了计算。计得到中全齿轮行星结构中行星轴、太结构合理强度也符合安全求可以投入生产和在矿生产中使用。关键词：；；行星轮系 .. .1.1 .1.2 . .2.1 5.2.2 .2.3 .2.4 .、强度、几何 .3.1 类型的选择 .3.2 材料的选择 .3.3 的 .的结构及强度 .34.1 布估径及结构 .34.2 行星强度校核 .8承的选型及寿命 .35.1 承的类型选择 .35.2 承的校核 .3技术经济析 .6结 论7考文献9致 谢82014前 言附属置等（见1。1-；2-；3-；4；5滑靴；6电控箱图1 结构示意图担负着移动使工构连续或调动器任务包括构及传动置两分构直接移动器置有链无链两构并实现速度调节传动置有传动、液压传动电传动等类型分别称为、液压电指全用传动置特点工可靠但只有级调利用液压传动来驱动液压传动变速、换向停等操比较方便保护系统比较完善并且随负载变自动地调节速度；电（图2）对专门驱动电动调速从而调节速度1控制箱；2直流电动；3齿轮减速置；4驱动轮；5交流电动；6摇臂；7滚筒图2 电示意图12014、制箱1制直动2调速，然后经34使7分别用动56来驱动。由于截割部动5的轴线与身纵轴线垂直，所以截割部械传动系统与液压的不同，没有锥齿轮传动。这种截割部兼作摇臂的结构使器的长度缩短。随着我国高产高效工作面的不断发展,已经有逐步取代液压,直接以动,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此电无论部或截部均在最后出级用行星构。行星齿轮传动具有结构紧,2KH3KKHV2KH型加工装配工艺较简单,传动功率范围不受限制,在掘运械传动系统中应用最为广泛。现代部械传动系统中的前2级或前3级传动,虽然各类型,但其末级传动却全都用行星齿轮传动。工作环境恶劣,载荷变化大,常拌有冲击载荷且安,故对行星齿轮传动构设计要求较高。行星齿轮构传动具有以下特点：结构紧凑,,体积小；传动比较大；(3)传运动平稳,它的设计好坏直接关系到部能否正常运行，对设计提出了很高的要求和挑战。以尽能减少行星构和牵以提高产品的竞争能力，为生产企业带来观的经济收益。220141 、蜗杆支撑轴、轴承、体等）两分。它的重量本在的工作影响也很大。因此合理设计方案具有的选择于带链不适合井下繁重的工作要求而蜗杆的效率低、功率损失大因此全用。方案可以不同构类型以不同的合形式布置：1该方案的布结构分有的作加工大；体维护。1b.布结构紧凑；全加工维护方便；可以的形式安拆卸很方便。经过比本的设计决定用b。1-1 方案图与分配比 b1.2.1的本设计已知总比237.354。参考他相近类型的设计确定四级前三级最后一级行星见20轴320145122

12 “前小后大”的原则分配可以得到：i=i=2.3i=3.8i=4.6i=5.6701 12 23 34 45ii

i0112

iii233445

12.383.824.615.67

237.643

1）420142 传动参数计算0123451i i 01 12 01 12PPk；0 1TT·mm；0 1n n /mi,0 1则可按至工作运递路线得运力参数。2-1简图知i =i =2.3i =3.8i =4.6i =5.6701 12 23 34 45传动效率计算6686则 =0.9601 =0.98×0.96=0.9412 =0.98×0.96=0.9423 =0.98×0.96=0.9434各轴转速计算

=0.9645知n n下00n n0

1500r/min1 i 101n n 12 i

630.3r/min1252014PAGEPAGE272n n2

630

165.0r/min3 i 3.8223n 165.0n 34 i

4.61

35.8r/min344n n 4

35.8

6.3r/min2.3

5 i 5.6745P=P W0 额PP1 0

300.9601

28

kW 2-）PP

28.80.94

27.072 W 2）2 1 12PP

27.072

0.9425.448

kW 2-）3 2 23PP4 3 34

25.448

0.9423.921

W 4）P52.4

P4 45

23.9210.96

22.964

W 5）PT 9.55106 0 n0

9.5510

301500

191000

N·m 6）T T1 0

i 01 01

191000

10.96

183400

N·m 7）T T2 T T3 2

i 12 12i 23 23

183400410200

2.380.943.820.94

4102001473000

N·m 8）N·m 9）T T4 3

i 34 34

1473000

4.610.94

6383100

N·m 0）T T5 4

i 45 45

6383100

5.67

0.96

34744300

N·m 1）运动和动力参数2-1：2-1 力参数号0 1 2 3 4 5入30 28.8 27.072 25.448 23.921 22.964W）入191000 183400 410200 1473000 6383100 34744300Nm）速）

1500 1500 630 165 35.8 3 、强度、几何计算类型的选择齿轮传动应满足下列两项基本要求：1、传动平稳——要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击、振动噪声；2、承载能力高——要求在尺寸小、重量轻的前提下，轮齿的强度高、耐磨性好，在预定的使用期限内不出现断齿等失效现象。根据这两点要求，再考虑工作环境和加工难度的因素，选择齿轮类型为标准圆柱直齿轮。材料的选择齿轮材料应具备下列基本条件：1、齿面具有足够的硬度，以获得较高的抗点蚀、抗磨粒磨损、抗胶合和抗塑性流动的能力；2、在变载荷和冲击载荷下有足够的弯曲疲劳强度；3、具有良好的加工和热处理工艺性；4、较。在本轮材料选用素合18Cr2Ni4WA度1.～1.8m，面硬度为562HR，在类材料性能，热处理的性能标高较高。传动的设计在本，齿轮的，度圆直和齿，定齿轮度等、齿zm度圆直da等齿轮然齿轮齿面疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度，以定齿轮合强度要求。，在合要求的下，，得出齿轮的基本和尺寸。下列，1小齿轮，2齿轮。第一级传动的设计：=i =2.3，T=T=183400m，n =n =1500r/min12 1 1 1 11尺寸为HHm

H Hm

1）Hm

=1 H

2H1 H2 H

0.91d为13T3T12uud H1 d

2）Ad

A0；dT1

T0N·m；1 ] 5；d2uuz2z1

d； H

。d A1 d

d33 T12uud H318340021

z则1z=iz=2.3×30=71 3-）2 112.3[1m=则

m=dz1 1

=116/30=3.87 3-）z=d1 1

m=116/4=29z=iz=2.38×29=692 1实际分度圆d、心距ab为d 1 d 2 2

））m(zz 1 22

4(2969)2

=196mm （3-7）b=dd=0.35×116=40.6，取bb=40mm1齿面接触疲劳强度验算圆周速度vv

n11

1 21161500601000

601000

=9.1m/s （3-8）由齿轮的圆周速度v12.6[172TF 1t d1

2116

）实际圆周力要综合考虑各种因素的影响，为F KFt

（3-10）式中 K——载荷系数

K=K KA

K KHa H

（3-11）K ——使用系数，查12.9[1]，可得K =1.25；A AK ——动载系数，由12.9[1]，可得K =1.17；V VK ——齿间载荷分配系数，查表12.10[1],先求Ha2TF 1t d1

2116

N ）tKAF 1.253162t

98.8N/mm<100N/mmb

401端面重合度a

3.2 z

z cos 1 21.88

3.21

1Z

4 3

29443

0.871K Ha Z2

10.872

；K 2·2-24[6Hb2K AB 1H d 1

C103b=1.12+0.18×402+0.23×103×40116 =1.15。总工作时间为t=5000应力循环次N 为N 60ntL1 N

h4.5108

L4.5108N L2 i

1.9108

N 图]

Z 为Z 5Z 1，L力为H

ZHN

N N1

N2（3-13）H SHmin中

H

=Hlim1=

Hlim2=1500MPaNZ N

Z 5Z 1；N1 N2HminS 接触最小安全12.14[1可S =1.Hmin代入各值计算可得

Hmin

ZH1 N1

1.05

=1432MPaH1 S

Hmin

1.1

ZH2 N

1.1

=1500MPaH2 为H

SHmin

1.1 Z Z

2KT1

u1

）H E H

2 uMPaZ 1]Z 8 ；MPaE EHZ ]Z 5；HZ

HZ 7；K=K KA V代入各值

K KHa

=1.25×1.17×1.32×1.15=2.22。2Kbd21T2Kbd21T1uuH E H 212212： < 格。H H齿根弯曲疲劳强验算Y为

=605MPaK

Y

a

8 5）K=K KA V

K KFa FK 齿间分配12.10[1K =1/=1/0.68=1.4；Fa FaK 齿向分配b/h=40/(2.2×4)=4.12.14[1F代入各值

K =1.11。FK=K A

K KFa

=1.25×1.17×1.47×1.11=2.39许用弯曲F为

YYFN

6）F SFmin Hlim

= ；H1 H2Y N得Y ，Y ；

N 4.5108，NL1 L

1.9108，由图12.24[1]，N1 N2Y 图得Y ；X XS ——弯曲最小安全系数，由12.14[1]，可得S =1.25。Fmin代入各数值，计算可得

Y YF1N1

Fmin0.91F1 S

Fmin

1.25F2

Y YF2 N2 S

11.25

=744MPa力 为F1

Fmin

2KT1Y Y Y

3-1）F1KK

bd1

Fa1

Sa1Y ——齿形系数，由图12.21[1]，可得Y =2.54，Y =2.25；Fa Fa1 Fa2Y ——应力修正系数，由图12.22[1]，可得Y =1.62，Y =1.77；SaY——重合度系数，已经求得Y=0.68。

Sa1

Sa2 代入各数值，计算可得 2KT1Y

Y Y

22.391834002.541.620.68=132MPaF1 bdm1

Fa1Sa1

401164

Y YFa2 Sa

1322.251.77=128MPaF2 F1Y Y

2.541.62Fa1Sa1结论： <， <合格。F1 F1 F2 F2齿轮基本参数及几何尺寸3-1 一级齿轮传动基本参数及几何尺寸符 轮称 式 1号 2数 z 29 69数 m 4 4h*a数 c*

1 10.25 0.25角

20

20d

d

h h h*m 4 4a a ah h (h*c*)m 5 5f f a高 h

hh h 9 9a f

d d a a

2ha

(z2)m

d d f f

2hf

(z2.5)m

距 a

a 1d2d2d

1962比 u zz21

2.38=i =3.8T=T=410200·mn=n=630r/min23 1 2 1 2初步尺寸设计初步时的许用接触应H

为H Hm Hm图8]得 = 0a（1Hm1 Hm2H1 H2 H

0.91d为13T 3T d H12u1u1 dA6]d

A0；dT1

T0N·m；1 3] 6；d dzuu=z1

； H

d A1 d

90 =70m取d=92mm3T3T d H1 2uu30.63.8213.82参取z=3则1

z=iz=3.82×30=11512.[1m=则

2 1m=dz1 1

=92/30=3.1z=d1 1

m=92/4=23z=iz=3.82×23=882 1实际分度圆d、心距ab为d 1 d 2 2

z 1 2 2

4(232

=222mmb=d

d=0.6×92=55.2mm，取bb=56mm1v1v

12n1211

92

=3.0m/s601000 601000由齿轮的圆周速度v，查表12.6[1]，选取齿轮精度为8级，名义圆周力为2TF 1t d1

292

N实际圆周力要综合考虑各种因素的影响，为F KF式中 K——载荷系数；

K=K KA

tK KHa HK ——使用系数，查表12.9[1]，可得K =1.25；A AK ——动载系数，由图12.9[1]，可得K =1.17；V VK ——齿间载荷分配系数，查表12.10[1],先求Ha2TF 1t d1

292

NtKAF t

1.258917

206N/mm>100N/mmb

561端面重合度a

3.2z

cosz3.21

111.70

24a344a343

0.87K F因 A t

K =1.2；b HaK 2·4]得Hb2K AB H d1

C103b =1.15+0.18×562 92

103

×56 。为t0hN 为hN 60ntL1 h

L1

1.9108NN

1.98

4.97L2 i

3.82N 图

Z 为Z 1Z 2，L力为H

ZHN

N N1 N2H SHmin中 Hlim

= ；H1 H2Z 知Z 1Z 2；N N1 N2S 接触最小安全由12.1[1可得S =1.。Hmin代入各值计算可得

ZH1 N1

1.1

Hmin=1500MPaH1 S

Hmin

1.1

ZH2 N

1.2

=1636MPaH2力 为H

SHmin

1.12KTbd212KTbd211u1uH E H MPa中 Z 2]得Z 8 ；MPaE EZ 9]得Z 5；H HZ Z 7； K=K KA 代入各值

K KHa

=1.25×1.17×1.2×1.23=2.16。2Kbd21T2Kbd21T1u1uH E H 222.164102003.821569223.82H

189.82.50.87 格。H

=913MPa齿根弯曲疲劳强验算Y为K为

Y

a

=0.69K=K KA

K KFa F式中 K 齿间分配查12.1[1K =1/=1/0.69=1.4；Fa FaK 齿向分配b/h=56/(2.2×4)=6.12.1[1FK =1.18。F代入各值K=K A V许用弯曲应为F

K K =1.25×1.17×1.45×1.18=2.5Fa F

YYFN XF SFmin中 Hlim

= ；H1 H2Y N

N 1.908NL1 L

4.97，Y 3Y 6；N1 N22014Y ——尺寸系数，由图12.25[1]，可得Y =1.0；X XS ——弯曲最小安全系数，由12.14[1]，可得S =1.25。Fmin代入各数值，计算可得F1

Y YF1 N1 S

Fmin11.25F2力 为F1

FminF2YN2YXSFmin

11.252KT 1Y Y YF1式中 K——载荷系数，K=2.5；

bd1

Fa1

Sa1Y ——齿形系数，由图12.21[1]，可得Y =2.68，Y =2.21；Fa Fa1 Fa2Y ——应力修正系数，由图12.22[1]，可得Y =1.57，Y =1.8；Sa Sa1 Sa2Y——重合度系数，已经求得Y=0.69。 代入各数值，计算可得 2KT1

Y Y

22.54102002.681.570.69=289MPaF1 bd1

Fa1 Sa1Y

56924Y 2.211.8 F2 F1

Fa2Y

SaY

289

2.681.57

=273MPaFa1 Sa1结论： <， <合格。F1 F1 F2 F2齿轮基本参数及几何尺寸3-2 二级齿轮传动基本参数及几何尺寸名 称 符 号 计算公式 齿轮1 轮齿 数 z 模 数 m 4 4数 h* 1 1a数 c*

0.25 0.25角 径 d

d

20

20

h h h*m9235249235244559910036082342222h h (h*c*)mf f a高

hh ha f

d d a a

2ha

(z2)m

d d f f

2hf

(z2.5)m距

a 1d2d2dzz比 u u=2z1三级齿轮传动的设计

3.82=i =4.6T=T=1473000·mn=n=165r/min34 1 3 1 31初步尺寸设计初步计算时的许用接触应为HH Hm Hm图8]得 = 0a（1Hm1 Hm2H1 H2 H

0.91d为13 3 T12u1ud H1 dA6]d

A=90；dTT0N·m；1 1 表3] 9；d dzuu=

=i=4.61；z1 H

=1350MPa。代入各数值计算可得d A1 d

0 3m取d03T3T d H1 2uu30.9135021473000 4.6114.61参数计算z0则1

z=iz=4.61×30=13812.[1m=则

2 1m=dz1 1

=100/30=3.3z=d1 1

m=100/4=25z=iz=4.61×25=1152 1可得实际分度圆直径d、中心距a宽b分别为d 1 d 2 2

z 1 2 2

4(25115)2

=280mmb=d

d=0.×100=90m取bb=90mm1面接触疲劳强度验算圆周速度vdn

1 2100165v 11

=0.9m/s601000 601000由v12.[1选取8，2014

2TF 1t d1

2100

NF KFK

K=K KA

tK KHa HK 12.[1K =1.2；A AK 12.[1K =0.；V VK 12.10[1],Ha2TF 1t 1

2100

NtKAF t

1.2529460

409N/mm>100N/mmb

901a

3.2z

cosz 1 23.21 1 Z

443 343

0.87K FA t

K =1.；b HaK 2·2-2[6HK AB

b

C103bH d1902=1.15+0.18×100

+0.31×103×90 =1.32。t0hN 为hN 60ntL1 h

L

4.9107NN

4.9107

1.1107L2 i

4.61N 8]Z Z 2Z 5，L为H

ZHN

N N1 N2H SHmin Hlim

= ；H1 H2Z Z 2Z 5；N N1 N2S 12.1[1S =1.。Hmin

ZH1 N1

1.2

Hmin=1636MPaH1 S

Hmin

1.1

ZH2 N

=1705MPaH2 H

SHmin

1.12KTbd212KTbd211u1uH E H MPaZ 2]Z 8 ；MPaE EZ 9]Z 5；HZ

HZ 7；K=K KA

K KHa

=1.20.1.1.32=1.7。2Kbd212Kbd21T1u1uH E H 21.7821.7814730004.6119010024.61H

189.82.50.87 H

=1099MPaY为YK为

a

=0.69K=K KA

K KFa FK 12.1[1K =1/=1/0.69=1.4；Fa FaK b/h=90/(2.2×4)=112.1[1FK =1.26。F代入各值计K=K A V

K KFa

=1.25×0.9×1.46×1.26=2.1许用应F

YYFN XF SFmin Hlim

= ；H1 H2Y N

N 4.907NL1 L

1.1107图Y 6Y 0；N1 N2Y 图Y ；X XS 最小安全12.1[1S =1.2。Fmin代入各值计F1

Y YF1 N1 S

Fmin11.25Fmin

Y YF2 N2

11

=800MPaF2 F1

SFmin

2KT1

1.25Y YF1KK=2.1；

bd1

Fa1

Sa1Y ——齿形系数，由图12.21[1]，可得Y =2.62，Y =2.18；Fa Fa1 Fa2Y ——修正系数，由图12.22[1]，可得Y =1.59，Y =1.82；Sa Sa1 Sa2Y——重合度系数，已经求得Y=0.69。 代入各数值，计算可得 2 Y

Y Y

22.114730002.621.590.69=494MPaF1 bd1

Fa1 Sa1Y

901004Y 2.811.82 F2 F1

Fa2 SaY Y

494

2.621.59

=470MPaFa1 Sa1结论： <F1

， <F1 F2 F

，合格。齿轮基本参数及几何尺寸3-3 三级齿轮传动基本参数及几何尺寸名 称 符 号 计算公式 齿轮1 轮齿 数 z 模 数 m 4 4齿顶高系数 h* 1 1a顶隙系数 c*

0.25 0.25分度圆压角

20

20分度圆直径 d

dmz

100 齿顶高齿根高

h h h*m 4 4a a afh h (h*c*)m 5 5ff a高 h

hh h9 9 a径 da

d a

2ha

(z2)m

108 f径 df

d f

2hf

(z2.5)m

90 距 a

a 1d2d2d

280zz比 u u= 2z1传动的设计

4.61T =i =5.6T

4 5N·mn=n8451

1 n 4 1 4w初步计算时的许用接触应力H

为H H Hlim图8]得 = 0a（1H1 H2H1 H2 H

0.9d为13 3 T12u1ud H1 dA6]d

A=90；dTT5N·m；1 1 表3]得 0；d d2uuz2z1

； H

d A1 d

90 d3 3 d HT1 2uu31135021595775 5.6715.67abcuz4：a

u zzza

1zb

(u1)za

zb3-4 z、z关系之一a bz …… 17 18 19 20 21az …… 79.39 84.06 88.73 93.4 98.07bz 22 23 24 25 26 27az 102.74 107.41 112.08 116.75 121.42 126.09bz 28 29 30 31 32 ……az 130.76 135.43 140.10 144.77 149.44 ……b5：3-5 z、z关系之二a bz 18 21 24 27 30az 84.06 98.07 112.08 126.09 140.10bz z装配条件a b整原则选能实现n 个zzx

z za bn

p a bp则有：p3-6

z、z、n 关系a b pz 18 21 24 27 30az 84 98 112 126 140bn 4 4 4 4 4px 25.5 29.75 34 38.25 42.5z4za bz za c

z z2zb c

z zzb a cz zz b c 2

112242

44Z =2Z =11Z=4md

96 4a b

Z 24adbd a a

d b bd c

d dd1v为

bnv 1 1

96358

=0.1m/s601000 601000由轮的周速v12.[1选取轮精8，名义周力为2TF t d1

2159577596

33245NF KF式中 K——载荷系数；

K=K KA

tK KHa HK ——使用系数查表12.[1K =1.2；A AK ——动载系数由图12.[1K =1.；V VK ——间载荷配系数12.10[1],先求Ha2TF t d1

2159577596

33245NtKAF t

1.2533245

433N/mm>100N/mmb

961a

3.2z

cosz3.21

111.67

224

Z

441.673 341.673

0.88K FA t

K =1.；b HaK 2·2-2[6HK AB

b2

C103bH d1962=1.15+0.18×96

+0.31×103×96 =1.36。为t0hN 为hN 60ntL1 h

L435.8

4.3107NN

4.3107

2.3107L2 i

1.83N 图

Z 为Z 1Z 2，L力为H

ZHN

N N1 N2H SHmin中

Hlim

=Hlim1

；Hlim2Z 知Z 1Z 2；N N1 N2S 接触最小安全由12.1[1可S =1.。Hmin Hmin

ZH1 N1

=1650MPaH1 S

Hmin

1.1

ZH2 N

=1664MPaH2 S

Hmin

1.1 为H2KT212KT211uuH E H MPaZ 2]Z 8 ；MPaE EZ 9]Z 5；HZ

HZ 8；K=K KA

K KHa

=1.25×1.05×1.2×1.36=2.142。2Kbd21T2Kbd21T1u1uH E H 2212H

.82.5 格。H

=1259MPa齿根弯曲疲劳强验算Y为K

Y

a

=0.70K=K KA

K KFa FK 齿间分配12.1[1K =1/=1/0.7=1.4；Fa FaK 齿向分配由b/h=90/(2.2×4)=10.12.1[1FK =1.3。FK=K A V许用弯曲应为F

K K =1.25×1.2×1.43×1.3=2.79Fa F

YYFN XF SFmin中 Hlim

= ；H1 H2Y N

N 4.307NL1 L

2.3107Y 6Y 5；N1 N2Y 图Y ；X XS ——弯曲最小安全系由12.1[1S =1.2。FminF1

Y YF1 N1 S

Fmin11.25Fmin Y

10000.951 F2 NF2 S

X 1.25

=760MPa力 为F1

Fmin

2KT1Y Y YF1式中 K——载荷系K=2.3

bd1

Fa1

Sa1Y ——齿形系由图12.2[1Y =2.6Y =2.3；Fa Fa1 Fa2Y ——应力修正系由图12.2[1Y =1.5Y =1.；Sa Sa1 Sa2Y——重合度系已经求Y=0.7。 2KT1

Y Y

22.7915957752.651.570.7=703MPaF1 bdm1

Fa1 Sa1

96964

YFa2

YSa

703

2.371.7

=681MPaF2 F1

Y Fa1

Sa1

2.651.57 <F1

<F1 F2 F

。齿轮基本参数及几何尺寸名称符号传动基本参数及几何尺寸计算公式 太阳轮内齿轮行星轮齿数z2411244模数m444齿顶高系数 h*a

1 1 1顶隙系数 c* 0.25 0.25 0.25分度圆压力角

20

20

20分度圆直径 d

dmz

448 齿顶高 ha

h h*ma a

4 4 4齿根高 hf

h (h*c*)mf a

5 5 5齿全高 h

hh h9999910445818486440166接齿顶圆直径 da

d a

2ha

(z2)m齿根圆直径

d d f f

2hf

(z2.5)m中心距 a

a 1d2d2d

136z齿数比 u 2z1

5.674 Ar。3Pnd3Pn

(4-1)CA2]可C=102；PPP8W；1nn0n。1代入各数值

d

3Pn3Pn

28.8328.83二

d =40m初步如4-。min

3Pnd3Pn——关系数40C16.[1C=10；2014P——轴传递的功率，P=P=27.072kW；2n——轴的转速，nn=630r/min。2

dC3

Pn

630

2.结构设计

d =45，初步设计轴结构如图4-2：min图4-1 一轴的结构设计4-2二轴的结构设计根据设计公式，轴的最小直径为PdC3 n342014C18Cr2Ni4WA16.2[1]，C=102；P——轴传递的功率，P=P=25.448kW；3n——轴的转速，nn=165r/min。3

dC3

Pn

165

2.结构设计

d =82，初步设计轴结构如图4-3。min估算估算轴径

4-3三轴的结构设计根据设计公，轴的最小直径为dC P3 nC18Cr2Ni4WA16.2[1]，C=102；P——轴传递的功率，P=P=23.921kW；4n——轴的转速，nn=35.8r/min。4352014dC3

PnP

35.8

d =84m4-：min4-4[11]。本就是一个联联单联和双联联二种本采单联。1形为渐开线有直和鼓形两种本采直。有关见表4-14-1 何计算项目 号 公式及说明形角 20顶高系ha

h 1.0a顶圆直径 da

d a

2hma

24根圆直径 df

d f

2.54362014d

bd d

30 0.31042a2000cKAKmb_ K c N

2）K c

K 2c

K 3cK 2；cK 得K ；A AK 4·7]得K 1；m md直径mzbm；_ 厚_

；c c 2zK 寿命根据加循环次而定。通常每开动和停止次才标个N加循环22-26[7得K =；N 许用MP2·2-2[7得 =315MP。P P已知T=6383md=104mz=2b=30m代入各值得2000TKcKAKm

20006383

1.25

196MPab_ Kc N

1042630

104 1 P226b挤压作用直侧挤压 2000AKm

3）c cPWK 得K ；A AK 4·7]得K 1；m m372014dm；zh MP2·2-2[7得 =35MP；cP cPK 磨损寿命系2·2-2[7得K =。W W已知T=6383md=104mz=2b=30mh=9mm值得 2000 A m

2000

6383

1.25

22c dzbhKW

104

263091 cP4.1.5估算与轴承尺寸的限制情况特殊故此处采取先设计后校核的方法设计4-5：4.2

图45 r]0～0 0a 0MPa。由于B S该轴是心轴只承受弯矩而不承受扭矩所以只对轴分别进行弯曲和安全系的校核计算。4.2.1 按许用弯曲应力计算计算行星受行星受到的周为FFt

Ftcb

（44

2T'中 F 太阳作于行星的周F 1 ；tca

tca d1382014F ——内齿圈作用于行星轮的圆周力=F 。tcb通过计算，可以得到

tcb2

tca1F22t

2T 1d1

2

4638310096

66490 N行星轮受到的径向力为

F Fr

Frcb

（4-5）式中 F ——太阳轮作用于行星轮的径向力；rcaF ——内齿圈作用于行星轮的径向力=F 。rcb通过计算，可以得到行星轮受到的径向力为计算支撑反力行星轴所受齿轮圆周力分力为

F Fr F1 1

Frcb0N

rca=0N

rcb支撑反力为

F F2 t 2

6649033245 N1F FR

F33245 Nt行星轴结构如图4-6所示，行星轴受力如图4-7所示图4-6 行星轴结构图392014

4-7 Mmax

R

N·mm示4-8校核径，有较的应和应集中，虽然其不是最值，但综合考虑，仍确定其危险截面，且以值对该截面校核。截面Ⅰ的直径d=60mm，其应该满足M'd 3

（