4 i直齿 5.5714 II 32.44 5.823 i直齿 5.5714 即:传动比在 5.24---5.823 之间 为有效利用空间,同时尽可能使所设计的采煤机机身高度较小,传动比 i j 1 i j应从高速级向低速级递增 i j 1 gt i j ,在初步设计时可按 10 ij 由公式: i1 × 1.1i1 × 1.1 × 1.1i1 i直齿 i1 1.65 , i2 1.865 , i3 1.9965 3 、直齿轮模数齿数 第一级直齿轮传动: 由:Tlt2000 N M 根据刘春生著《滚筒式采煤机理论涉及基础》第 104 页中齿轮模数的选择,第一级齿轮模数为 : m1 =6 Z1 24 Z3 Z1 i1 24 1.65 取: Z 3 47 考虑到齿轮直径的大小需加一惰轮 Z 2 取: Z 2 42 第二级直齿轮传动: 由于 i2 / i1 1.865 /1.65 1.13 T3 T i1 1177.4 1.65 2305.7 N M 取 m7 Z 4 26 Z5 Z 4 i2 26 1.865 取: Z 5 47 第三级直齿轮传动: 由于 i3 / i1 1.9965 /1.865 1.07 T4 T3 i2 2305.7 1.865 4300.1 N M 取 m8 Z 6 24Z7 Z 5 i3 24 1.9965 取: Z 7 39考虑到齿轮直径的大小需加一惰轮 : Z 6 取: Z 6 37 即: 第一级: Z1 24 Z 2 42 Z 3 47 m6 第二级: Z 4 26 Z 5 47 m7 第三级: Z 6 24 Z 7 39 m8 行星齿轮: Z a =14, Z b =64, Z g =25 iaH 5.5714 b 4 、 传动装置的运动参数计算4.1、各轴转速的计算。
第一轴的转速: n1 n 1480r / min第二轴的转速: 24 24 n2 n1 × 1480r / min× 845.7 r / min 42 42第三轴的转速: 42 42 n2 n2 × 845.7 r / min× 755.7 r / min 47 47第五轴的转速: 24 24 n5 n4 × 418.05r / min× 271.17 r / min 37 37第六轴的转速: 37 37 n6 n5 × 271.17 r / min× 257.26r / min 37 374.2、各轴的扭矩。
电机轴的扭矩: 180 T × 9549 1161.5 N M n 第一轴的扭矩: 180 T1 × 9549 1161.5 N M n第二轴的扭矩: 180 T2 × 9549 2060.45 N M n2第三轴的扭矩: 180 T3 × 9549 2305.74 N M n3第四轴的扭矩: 180 T4 × 9549 4168.07 N M n4第五轴的扭矩: 180 T5 × 9549 6425.78 N M n5第六轴的扭矩: 180 T6 × 9549 7041.11N M n6 行星齿轮单独计算、校核 5 、 圆柱直齿齿轮设计及校核5.1.圆柱直齿齿轮 1 设计及校核已知参数: Z1 24 m6B8—12m 取:B72 材料为 20Cr M n M o 淬火渗碳 5.1.1 接触疲劳强度计算、校核校核公式: 2 KT1 u 1 σ H Z H Z E Zε ≤ σ H bd12 u弹性系数 Z E ,查《机械设计工程学》图 8-64 取: Z E 189.8 N / mm 2节点影响系数 Z H ,查《机械设计工程学》图 8-65 取: Z H 2.5重合度系数 Zε , ( β 0 x1 x 0 ) 2 εα12 3.2 1 1.88 1 cos β Z1 Z2 4 εα Zε 0.87 3 载荷系数 K, K K A KV K β Kα 使用系数 K A 查《机械设计工程学》表 8-20 取: K A 1.75 齿间载荷分配系数 K a ε r ε α ,查《机械设计工程学》表 8-21 取: K a 1.15动载荷系数 KV , 查《机械设计工程学》图 8-57 取: KV 1.05齿向载荷分布系数 K β ,查《机械设计工程学》图 8-60 取: K β 1.02K1.751.15 1.051.022.324 2 KT1 u 1 σ H Z H Z E Zε bd12 u 2 × 2.324 × 1177400 1.75 1 189.8 × 2.5 × 0.87 × × 72 × 1442 1..75 926.6 N / mm σ H lim 校核公式: σ H Z N Zω SH齿面接触疲劳极限应力 σ H lim , 查表得: σ H lim 1450 N / mm齿面接触强度的安全系数 S H ,查《机械设计工程学》表 8-27 取 : S H =1.1齿面接触强度的寿命系数 Z N ,查《机械设计工程学》图 8-70 取: Z N =1 齿面工作硬化系数 Zω ,查《机械设计工程学》图 8-71 取: Zω =1 σ H lim σ H Z N Zω =1318N/mm SH 显然: σ H lt σ H 5.1.2 齿根弯曲疲劳强度的计算、校核 校核公式: 2 KT σF Y Y Y ≤ σ F bd1m Fa Sa ε 齿形系数 YFa ,查《机械设计工程学》图 8-67 取: YFa =2.68 应力修正系数 YSa ,查《机械设计工程学》图 8-68 取: YSa =1.58 重合度系数 Yε 由式 8-67 0.75 0.75 Yε 0.25 0.25 0.875 εα 1.2 2 KT 2 × 2.324 × 1177400 σ F YFa YSa Yε × 2.68 × 1.58 × 0.875 bd1m 72 × 144 × 6 2 347.8