工作滚筒得设计.docxVIP

工作滚筒的设计工作行星减速器结构设计该行星减速器采用2K-H型行星传动，其特点是：效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，在机械传动中应用最广泛。5.1.1齿轮的配齿计算在周转轮系中，为提高传递功率，减小杆系与中心轮上的载荷不平衡，在内、外中心轮之间总均布安装两个以上的行星轮，此时，齿轮的齿数必须满足四个条件：（1）传动比条件：当中心轮输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为Zb，中心轮的齿数为Za，则上述三个量满足下列关系：（2）同心条件：为保证行星轮g同时与中心轮a，太阳轮b实现正确啮合，对于圆柱行星传动机构，要求外啮合副Za-Zg的中心距与内啮合副Zb-Zg的中心距相等，因为各个齿轮的模数相等，故有：（3）装配条件：为保证各行星轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和（Za+Zb）与行星轮的数目的比值为整数，即：（4）邻接条件：行星机构在运动过程中，行星轮之间不能发生干涉，既要保证两行星轮的中心距L大于两行星轮齿顶圆半径之和，对于标准齿轮，其几何关系为：工作滚筒的速度为r/min；（1）确定行星轮数目行星轮数目越多，传动承载能力越高，但行星轮数目的增加使各行星轮受力越不均匀，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而，通常采用3~4个行星轮，此处选择行星轮数目为=3。（2）确定各齿轮齿数太阳轮齿数一般取（20~40），在满足强度的条件下，其齿数越小越好，初步确定太阳轮的齿数为，选取内齿圈的齿数为，行星轮的齿数为（3）确定传动比根据选定的齿轮齿数确定行星轮的传动比（4）验算齿轮必须满足的条件按同心条件，装配条件和邻接条件校核所选齿数的正确性。同心条件：；符合条件装配条件：；符合条件邻接条件：符合条件5.1.2行星机构的齿轮设计（1）齿轮材料、热处理工艺及制造的确定：太阳轮和行星轮的材料20CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为58~62HRC，齿面接触应力，实验齿轮弯曲疲劳极限：太阳轮：行星轮：齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料为42CrMo，调制处理，硬度为262~302HBS，试验齿轮的接触疲劳极限：，试验齿轮的弯曲疲劳极限：，齿形的最终加工成插齿，精度为7级。 （2）齿轮几何尺寸的确定各齿轮转速当耙斗装岩机工作时内齿圈固定，所以 r/min，滚筒的速度n=55.28 r/min，其他各构件转速：太阳轮： r/min；行星轮转速： r/min；由式机械设计6-6许用接触应力 ； 接触疲劳强度查机械设计手册图5·2﹣18有20CrMnTi调制钢的σHlim1=700N/mm2；42CrMo调制钢的σHlim2=550 N/mm2。接触强度寿命系数ZN应力循环次数式中：Ni——第i级载荷应力循环次数；ni——第i级载荷作用下齿轮的转速； k——齿轮每转一周同侧齿面的接触次数； hi——在i级载荷作用下齿轮的工作小时数。因为耙斗装岩机是在建设巷道时使用，是间歇工作，设使用寿命为15000小时。计算得太阳轮行星轮：内齿圈：查机械设计手册图5·2﹣19得ZN1=ZN2=ZN3=1.1。接触强度最小安全系数SHmin=1计算得；； 所以选取[σ]=605N/mm2。许用弯曲应力；查机械设计手册图5·2﹣29弯曲疲劳极限σFlim1=378N/mm2；σFlim2=294 N/mm2；σFlim3=294 N/mm2。查机械设计手册图5·2﹣30弯曲强度寿命系数YN1= YN2=1；查机械设计手册图5·2﹣31弯曲强度尺寸系数YX=1；弯曲强度最小安全系数=1.4。则齿面接触疲劳强度及模数与齿轮尺寸计算：先确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度ν1=2m/s，选取精度等级为7级。小轮分度圆直径d1，由式式中ψd——齿宽系数 查机械设计表6.9，按齿轮相对轴承非对称布置 取ψd=0.8； 太阳轮齿数Z1=20，行星轮齿数z2=28，内齿圈Z3=76； μ——齿数比 μ=z2/z1=28/20=1.4；——太阳轮转矩 287145N/mm2； K——载荷系数 KA——使用系数 查机械设计表6.3选KA=1； KV——动载系数 耙斗机属于强烈震动机械选取KV=1.75；——齿间载荷分配系数 由推荐值1.0 ~1.2，选取=1.1；——齿向载荷分配系数 由推荐值1.0 ~1.2，选取=1.1； K—— 载荷系数 ；ZE——材料弹性系数 查机械设计表6.4得ZE=189.82； ZH——节点区域系数 查机械设计图6﹣3（β=0°，x1=x2=0）得ZH=2.5；——重