JWB-75型无极绳绞车设计.docx

1绪论错误！未定义书签。Ll背景错误!未定义书签。1. 2绞车简介错误!未定义书签。1.2. 1对无极绳的概述错误!未定义书签。1.3. 2无极绳绞车错误!未定义书签。1.4. 计目的32设计方案32. 1JWB无极绳绞车的组成32. 2绞车的工作原理42. 3主要构成及结构特征43总体设计53.1 设计总则53.2 已知条件53.3 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定53.3.1钢丝绳的选择53.3.2滚筒参数的确定53.4电机的选择、传动系统的确定和运动学计算63.4.1电动机选型63.4.2传动系统的确定73.4.3计算传动效率74齿轮传动设计计算84.1传动装置运动参数的计算84.1.1各轴转速计算84.1.2各轴功率计算84.1.3各轴扭矩计算84.2锥齿轮传动设计计算84.2.1选材料、热处理方法，定精度等级。84.2.2初步设计84.2.3几何尺寸计算94.2.4校核接触强度错误!未定义书签。4.2.5齿根弯曲强度校核错误!未定义书签。4.2.6齿轮各检验项目及公差值的计算错误!未定义书签。4.3斜齿圆柱齿轮传动设计计算错误!未定义书签。4.3.1选择材料，确定和以及精度等级错误!未定义书签。4.3.2按接触强度进行初步设计错误!未定义书签。4.3.3校核齿面接触强度204.3.4校核齿根弯曲强度错误!未定义书签。4.3.5齿轮及齿轮副精度精度的检验项目计算错误!未定义书签。4.4行星齿轮传动设计错误!未定义书签。4.4.1选取行星传动齿轮传动的传动类型和传动简图错误!未定义书签。4.4.2配齿计算错误!未定义书签。4.4.3材料选择及热处理方式错误!未定义书签。4.4.4a-c齿轮按接触强度初步计算错误!未定义书签。4.4.5a-C齿轮传动的主要尺寸错误!未定义书签。4.4.6b-c齿轮传动的主要尺寸错误!未定义书签。4.4.7内齿圈B主要尺寸错误!未定义书签。4.4.8装配条件的验算错误!未定义书签。4.4.9强度验算错误!未定义书签。5轴的设计错误!未定义书签。5.1小锥齿轮轴的设计计算与强度校核错误!未定义书签。1.1.1 轴的初步计算错误!未定义书签。1.1.2 轴的疲劳强度校核错误!未定义书签。1.1.3 锥齿轮轴上轴承的寿命验算错误!未定义书签。5.2 大锥齿轮轴的设计计算和强度验算错误!未定义书签。1. 2.1选材料错误!未定义书签。5. 2.2估算轴的直径错误!未定义书签。6. 2.3结构设计错误!未定义书签。7. 2.4齿轮上的作用力错误!未定义书签。8. 2.5轴上键的强度验算错误!未定义书签。9. 2.6轴上轴承寿命校核错误!未定义书签。5.3 大斜齿圆柱齿轮轴的设计计算与强度校核错误!未定义书签。5. 3.1估算轴的直径错误!未定义书签。6. 3.2轴的疲劳强度校核错误!未定义书签。7. 3.3轴上键的强度校核错误!未定义书签。8. 3.4轴承寿命的验算错误!未定义书签。5.4 行星轮轴的设计计算与强度校核错误!未定义书签。5. 4.1初定轴的直径错误!未定义书签。6. 4.2轴的疲劳强度校核错误!未定义书签。7. 4.3轴承的寿命校核错误!未定义书签。5.5 行星架轴的设计计算与强度校核505.5.1估算轴的直径505. 5.2渐开线花键的强度校核505.6 卷筒轴的设计错误!未定义书签。5. 6.1估算轴的直径错误!未定义书签。6. 6.2轴的疲劳强度校核错误!未定义书签。7. 6.3轴承的寿命校核错误!未定义书签。8. 6.4键的校核错误!未定义书签。5.7 轴的受力简图错误!未定义书签。6JWB-75型无极绳绞车使用说明书错误!未定义书签。6. 1使用范围错误!未定义书签。7. 2主要技术规范错误!未定义书签。8. 3绞车的润滑与密封错误!未定义书签。9. 4绞车的装配、调整、及试运转错误!未定义书签。6.4.1变速箱错误!未定义书签。6.4.2卷筒装置错误!未定义书签。6.4.3总装错误!未定义书签。6.4.4空负荷试运转错误!未定义书签。6.4.5负荷试运转错误!未定义书签。6.5 绞车的固定方法和安设位置错误!未定义书签。6. 5.1绞车在现场的固定方法错误!未定义书签。6.6 绞车的操作规程错误!未定义书签。6. 6.1工作前的注意事项错误!未定义书签。6.7绞车的维护、拆卸与修理错误!未定义书签。7结论错误!未定义书签。参考文献错误!未定义书签。翻译部分66英文原文错误!未定义书签。中文翻译72致谢761绪论11背景建国以来，我国地方煤炭的发展非常迅速，产量成倍增长。当前地方煤矿已成为煤炭工业的一个重要阵地，对国民经济的全面发展，改善煤炭工业布局，发展地方经济，支援农业,解决城乡人民生活需要方面，起了很好的作用。煤炭是当前我国能源的重要组成部分之一，是我国实现工业现代化的重要能源基础。我国的煤炭工业发展还不能适应整个国民经济发展的需要，为了适应整个国民经济持续、快速、高效发展的需要，必须以更快的速度发展煤炭工业。然而，高速发展煤炭工业的出路在于机械化。近40年我国的煤炭工业发生了巨大变化，开采技术已接近或部分达到国际先进水平，综采单采原煤产量早已突破了百万吨，然而煤炭工业机械化离不了运输，运输又离不了辅助运输设备，绞车就是辅助运输设备的一种。原煤的运输也已经实现了大运量带式输送机化，但井下轨道辅助运输与之很不适应，材料的运输基本上沿用传统的小绞车群接力式的运输方式,运输战线长，环节多，占用的搬运设备、人员多，安全性差，效率低。尽管一些煤矿对其进行了技术改造，但仍然满足不了当前矿井发展和生产的需要。可见矿井辅助运输是当前现代化矿井建设的关键和重点。我国绞车的诞生是从20世纪50年代开始的，初期主要仿制日本和苏联的；60年代进入了自行设计阶段；到了70年代，随着技术的慢慢成熟，绞车的设计也进入了标准化和系列化的发展阶段。但与国外水平相比，我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能，三化水平（参数化、标准化、通用化）和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车发展趋势有以下几个特点：a、标准化系列化；b、体积小、重量轻、结构紧凑；c、高效节能；d、寿命长、低噪音；e、一机多能、通用化；f、大功率；g、外形简单、平滑、美观、大方。针对国外的情况我们应该采取以下措施：a、制定完善标准，进行产品更新改造和提高产品性能；b、完善测试手段，重点放在产品性能检测；c、技术引进和更新换代相结合；d、组织专业化生产，争取在较短时间内达到先进国家的水平。1.2绞车简介现有的绞车类型有：（I）JTK系列提升绞车。主要用于煤矿及其他矿山作为斜坡的提升设备，或作为其它辅助拖运工具。有防爆型和非防爆型两种。防爆型配有防爆电机及电器，可用于煤矿井下有煤尘和瓦斯的地区。不能用于升降人员。（2）JDM系列调车绞车。适用于煤矿、选煤厂、电厂、钢铁厂、钢金矿场、水泥厂、港口等场所调度列车之用。JDM型为单摩擦轮型式，适用于单向调车。2JDM型为双摩擦轮型式，适用于双向调车。其由电动机、减速器、摩擦轮组成，具有结构先进、体积小、重量轻、效率高、操作方便、投资费用少、维护费用低等特点。（3）JHS型双速系列回柱绞车。均具有隔爆性能，主要适用于煤矿井下回柱放顶，亦可在运输、牵引中作运料、移溜槽等辅助工作。在结构上采用了球面蜗轮副传动，手动拨叉实现换挡调速，快速可到慢速的56倍，可大提高工作效率，与传统的双速纺车相比有结构紧凑、体积小、噪音低、运转平稳、调速灵活、安全可靠、手动刹车、断电自锁等特点。（4）JY系列绞车均为隔爆型，供矿井井下或地面装载调度编组矿车及在中间巷拖运矿车和其它辅助搬运工作。JY系列绞车均采用行星齿轮传动，绞车具有结构紧凑、刚性好、效率高、安装移动方便，起动平稳、操作灵活、制动可靠、噪音低等特点。1.2.1 对于无极绳的概述无极绳运输是矿山辅助运输的重要组成部分，是利用钢丝绳在水平或者倾斜的轨道上牵引矿车或提升容器沿轨道移动的一种运输方式。目前，在我国当前的矿山企业中，特别是中小型煤矿的地面运输以及主要运输巷道、中间平巷、采区上、下山运输等地方都可以考虑采用无极绳运输。按照钢丝绳与矿车相对位置不同，无极绳运输分为上绳式（钢丝绳在矿车的上方）和下绳式（钢丝绳在矿车的下方）两种绳式（如图l-l）0上绳式运行阻力小，但在线路上需要铺设许多托绳轮和支架，消耗材料多。由于钢丝绳搁在矿车上，两者磨损都很大；在起伏的底板上，矿车运行欠稳定。因此，上绳式已淘汰。现在主要采用下绳式，下绳式的优缺点与上述相反。（a）上绳式图1-1无极绳运输类型L钢丝绳2.矿车3.轨道无极绳运输与单滚筒、双滚筒等有极绳运输相比，具有以下优点:（1）牵引力恒定平稳、爬坡能力强；（2）结构简单、可靠性高、维护量小；（3）可实现连续运输、运输效率高；（4）对巷道适应性强、使用方便；（5）操作简单、安全；（6）无污染及噪音。但无极绳运输却有如下缺点：（1）只能实现固定巷道运输、不具有机动性；（2）绞车司机需依靠信号操作、直观性差；（3）在挂车、摘车时需其它设备调车；（4）沿线布置有钢丝绳，需对沿线道岔作处理。1.2.1无极绳绞车无极绳绞车是为无极绳运输提供动力的设备，是摩擦式绞车，由电动机、减速器、摩擦滚筒、制动装置和操纵机构等组成，除了摩擦滚筒外与一般的绞车相同。目前国内有很多厂家生产制造无极绳绞车，主要有两种结构形式（如图1-2）。(a)右型(b)左型图1-2无极绳绞车L摩擦滚筒2.减速器3.电动机国产无极绳绞车分为螺旋缠绕式和夹钳式两种。螺旋缠绕式是增加围角的最简单方法，因为它可以在一个滚筒上缠绕两圈或更多圈的钢丝绳，螺旋缠绕式滚筒又分为抛物线滚筒和圆锥形滚筒。抛物线滚筒进绳由直径较大处绕进滚筒上，由于倾斜力的作用，使各绳圈沿轴向运动，移动到小直径处出绳。在滚筒向某一方旋转时，只利用滚筒的一半，当绞车反转时则可应用滚筒的另一半，因此抛物线形滚筒可以正、反向工作，而圆锥形滚筒只能单向运行。螺旋缠绕式绞车的优点是结构简单，缺点是钢丝绳磨损很大，而且钢丝绳从大半径到小半径滑动的过程中，钢丝绳之间容易“咬住”，造成运转不可靠。夹钳式绞车的优点是拉力大，钢丝绳弯曲小，缺点是维护稍麻烦。夹绳弹簧质量差时易折断。1.3设计目的JWB型系列绞车是在老的慢速绞车基础上采用了双速多用绞车的某些结构全面改进后设计发明出来的，是一种有效矿山辅助运输设备。JWB型无极绳绞车主要用于煤矿井下工作面顺槽和采区大巷材料、设备、液压支架等辅助设备，也可用于金属矿井下巷道和地面轨道运输，适用于坡度不大有起伏变化的轨道运输。2设计方案2.1JWB无极绳绞车的组成JWB系列绞车主要由以下六部分组成：1).底座；2).电动机；3).制动器；4).联轴器；5)减速箱；6)卷筒装置。外形图如图2-1JWB-75型无极绳绞车具有下列特点：1)速度快，提高了工作效率JWB-75型无极绳绞车工作时卷筒牵引速度40一一60mmin,平均速度为50mmin,是同种功用绞车产品牵引速度的3一一5倍，工作效率大大提高。2)结构简单，合理采用锥齿轮、圆柱齿轮传动、行星齿轮。只有三级传动，大大简化了机械部分传动系统，便于安装和拆卸，结构布置紧凑，合理。滚筒结构布置对称，由一对圆柱滚子轴承支承在滚筒轴上，支承效果好，支承刚度高，运行平稳。3)实现标准化、系列化在整个机器中采用了大量的标准件，都是外购产品。另外，JWB系列绞车共有5个规格，实现了系列化设计，可以满足不同场合，不同工矿的使用。4)操作简便，安全可靠2.2绞车的工作原理由电机提供动力，通过三级传动，使行星架轴带动无极绳绞车滚筒旋转，借助钢丝绳与滚筒之间的摩擦力而达到传送重物之目的。2.3主要构成及结构特征该绞车由底座、制动装置、变速箱、滚筒部分、联轴器等构成。(1)底座。由结构件焊接成整体，通过地脚螺栓与地基固定。(2)制动装置。制动器为电磁制动器。(3)变速箱。采用硬齿面齿轮。(4)滚筒部分。滚筒部分由主轴、卷筒及轴承等组成。(5)联轴器。联轴器用于联结电机和变速箱以及卷筒与行星架轴的联接。3总体设计3.1设计总则L煤矿生产，安全第一。2 .面向生产，力求实效，以满足客户最大实际需求。3 .既考虑到运搬为主要用途，又考虑到运输、调度、回柱等一般用途。4 .贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。5 .技术比较先进，并要求多用途。3.2 已知条件绳速0.78ms牵引力60kN电机功率75kW牵引距离1200m设计寿命5000h3.3 牵引钢丝绳直径及滚筒直径的确定3.3.1钢丝绳的选择绞车的工作级别为As钢丝绳的安全系数由式nsg=n得6Ftnse5×60000N=300000N式中n钢丝绳的最小安全系数Ft钢丝绳的额定拉力St整条钢丝绳的破断拉力则所选型号绳6X19-26-1550钢丝绳直径026钢丝绳公称抗拉强度为1550Nmm2钢丝绳破断拉力总和S326000N整条钢丝绳破断拉力总和Sp=S=0.88×326000N=286880N式中=0.88,拉力影响系数额定负载下的安全系数SP _ 286880TmaX - 60000=4.781 > nr=3. 3.2滚筒参数的确定1).由 D0d 20 得D0 20 Xd = 520 mm取 DO = 600 mm式中D0 滚筒直径d钢丝绳的直径2) .确定滚筒的各个直径(1)滚筒缠绕直径DminDmin = D0 ÷ 2d = 652mm(2)滚筒结构外径D外D外 Dmin取 D外=800mm3.4电机的选择、传动系统的确定和运动学计算3.4.1 电动机选型1) .选择电机型号 电动机功率 电动机型号 同步转速 额定转速 额定功率 效 率 输出功率重最大转矩P = 75kWYB280S-41500rmin1485rmin75kw0.927P = 75 × 0.927 = 69.525kW650 Kg额定转矩=2.2电机外形尺寸(长X宽X高)：1010X545X83Omm电机中心高H： H = 280mm电机轴直径长度：75×140 mm2) .电机输出功率的计算已知工作机上的作用力与线速度FvP =r 1000 = 5790kw3).验算电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数(1)电机闷车时，钢丝绳的拉力102入Nen总102×2,2×75×0.808357/60Vmin/6。=143196.73N（2）电机闷车时，钢丝绳在里层的安全系数SP286880Q八八、raonr=-7=2.00>nr=1.3rT11143196.73Lj所以电机闷车时，钢丝绳是安全的。1.1 .2传动系统的确定滚筒的转速：M=咚=然=26.62r/minD×0.56总传动比i=些=55.7826.62采用锥齿轮-圆柱齿轮-行星齿轮三级传动示意图如图31图3T传动系统示意图传动路线:防爆电机一联轴器一小锥齿轮一大锥齿轮一小斜齿圆柱齿轮一大斜齿圆柱齿轮一行星齿轮一行星架一卷筒。3.4 .3计算传动效率1 .各传动效率1)弹性联轴器效率1=0.992)圆锥滚子轴承效率2=0.98(3对)3)圆柱滚子轴承3=0.99(2对)4)直齿圆锥齿轮效率4=0.965)直齿圆柱齿轮传动5=0.986)行星齿轮传动6=0987)摩擦轮钢丝绳缠绕效率7=0.962.计算传动总效率23 n X 32 n X1 =1 n×4×5×6×7=0.99×0.983×0.992×0.96×0.98×0.98×0.9=0.80833.各级传动比分配根据传动比分配关系知锥-圆柱齿轮高速级传动比i134取4=3.80i2=2.92=5.034齿轮传动设计计算4.1 传动装置运动参数的计算4.1.1 各轴转速计算n1=n1=1485/3.8=390.8rminn2=n12=390.8/2.92=133.83rminn3=n2=133.83/5.03=26.61rmin4.1.2 各轴功率计算P1=P×1×2×114=69.525X0.99X0.98X0.96=64.76KwP2=P1X3X5=64.76X0.98X0.98=62.19Kwp3=p2X3X6=62.19X0.98X0.98=59.73Kw4.1.3 各轴扭矩计算T=9550p×1n=9550X69.525/1485=447.11NmT1=9550P1n1=9550X64.76/390.8=1582.54NmT2=9550P2n2=9550×62.19/133.831=4437.83NmT3=9550P3n3=9550X59.73/32.43=21436.36Nm4. 2锥齿轮传动设计计算4.1.1 选材料、热处理方法，定精度等级。小锥齿轮材料选用：203，调质HBS=241286大锥齿轮材料选用：20Cr,表面淬火HRC=5662查得OHlim=1500MPaOFIim=460MPa;采用8级精度，Ral=Raz=2Im4.1.2 初步设计选用直齿锥齿轮按接触强度进行初步设计，即dl965CmJ62+彳(.O.50r)20r°h2载荷系数K=KAKaKB使用系数KA取KA=I动载系数Ka推荐值1.05L4,取Ka=1.2齿向载荷分布系数KB推荐值1.0L2,¾K=1.1载荷系数K=KAKaKP=1×1.2×1.1=1.32额定转矩T=447.11Nm齿数比u=3.8齿宽系数0r=0.3许用接触应力OH=0.9×OHIim=0.9X1500=1350MPa(见表83101)材料配对系数Cm=1(见表8328)初算结果.、c,l-31.32×447.111>965Il_7,.1J3.82+1(1-O.5×O.3)2×O.3×135O2=69.91mm4.2.3几何尺寸计算齿数取Z1=19z?=UZl=3.8×19=72分锥角1=tan-1-=tan-1=14.744o1u3.82=-=90°-14.744o=75.256o模数m=由/Zi=69.91/19=3.679m=4分度圆直径由=mxa=4x19=76mmd2=mxZ2=4x72=288mm齿宽中点分度圆直径dml=d1(1O.50r)=76×(10.5×0.3)=64.6mmdm2=d2(I-O.50r)=288×(1-0.5×0.3)=244.8mm外锥距R=d12sin1=76/(2sinl4.744o)=149.31mm中锥距Rm=R(l-O.50r)=149.31×(1-0.5×0.3)=126.92mm齿宽b=0rR=0.3x149.31=44.793mmb=46mm齿顶高hal=m(l+x1)=4×1=4mmha2=m(l+x2)=4×1=4mm齿根高hfl=m(1.2x1)=4×1.2=4.8mmhf2=m(1.2x2)=4×1.2=4.8mm顶圆直径dal=d1+2halcos1=76+2×4×cos14.744o=83.74mmda2=d2+2ha2,cos2=288+2×4cos75.256°=290.04mm齿根角fl=tan1i=tan-148=1.84orR149.31f2=1.84o齿顶角al=f2=184°a2=fl=1.84°顶锥角ai=1+a=14.744o+1.84o=16.584oa2=2+a2=75.256o+1.84o=77.096o根锥角冠顶距f = 1 - fl=14.744o - 1.84o = 12.904o f2 = 2 f2°=75.256o - 1.84o = 73.416oAkl = d22 -hal sin1=咨一 4 x sin 14.744。=142.98mAk2 = d12 -ha2 sin2=762-4×sin75.256o=34.13mm安装距的 Al = I47.98mm ixA2=104.13mm考虑齿轮结构情况，以及轮冠距H的测量方便轮冠距H1 = A1 Akl = 5mmH2 = A2 Ak2 = 70mm分度圆齿厚S1 = m Q + 2x1 tan a + xtlj= 4×I = 628mmS2 = 6.28mm分度圆弦齿厚 = s1-)z. CC“6.282、=6.28×(17)'6X762,=6.273mm¾ = s1-)z. CC-6.28z、=6.28×(17)v6×28827=6.279mm分度圆弦齿高hal = ha +Sj cos 14d.6.282×C0S14.744o=4H=4.125mm4×76_u,Scos24d2ha2-ha2当量齿数ZVl=Zl/COS8=19/COS14.744°=20Zv2=Z2CoS2=72/cos75.256°=283当量齿轮分度圆直径dvi=drncos1=64.6/cos14.744°=66.7mmdv2=dm2cos2=244.8/cos75.256°=961.886mm齿宽中点齿顶高1hami=hal-btanal=4-×46tan1.84o=3.261mm21ham2=ha2-jbtana2=4-×46tan1.84o=3.261mm2当量齿轮顶圆直径dva=dvl+2haml=66.7+2×3.261=73.222mmdva2=dv2÷2ham2=961.886+2×3.261=969.16mm齿宽中点模数mm=mRmR=4×126.92/149.31=3.4mm当量齿轮基圆直径4.5dvbl=dvlcos=66.7cos20o=62.667mmdvb2=dv2,cosagva =05(Jd1 dVbl + JdVa2 dvb2J=0.5 ×(73.2222-62.6772 +969.1062-903.8772)=961.886cos20o=903.877mm啮合线长度66.7+961.8862sin20o=17.795mm端面重合度va=17795o=1.77mmcos3.4××cos20o4.2.4校核接触强度强度条件OHw计算接触应力(4.2)H=ZHZEZWZBZKJ1KAKVKHBKHa节点区域系数Zh=2.5弹性系数Ze=189.8MPa重合度系数Z=0.88螺旋角系数ZB=I锥齿轮系数名义切向力ZK = 0.85_2000T12000x447.1164.613842.41N有效齿宽使用系数beH=0.85b=0.85×46=39.1mmKA=I动载系数Kv=NK+1其中N=0Q84需层=0.084X-=0.09100>3.82+l(<rmt=d1n60×1000×90×148560x1000=7.00ms)(fpt-ya)c'KAFmtbehCvl2+Cv3(28-2.8)×14113842.411××0.66+0.23=0.277齿距极限偏差fpt=28m跑合量Va=2.8单对齿单位齿宽的刚度c,=14N(mmm)CVl20.66Cv3=0.23则Kv=0.09×0.277÷1=1.09齿向载荷分布系数KHB=15XKHBbe=15X1.1=1.65齿向载荷分配系数KHa=1.2则qh=2.5×189.8X0.88×1×0.85/13843.413.82+lYYCC.z.r.YC×J××1×1.03X1.65×1.2Y64.6×39.13.8=1206.59MPa许用接触应力即=产LZXZLZVZR5Hmin尺寸系数ZX=I润滑剂系数Zl=0.975(选100号齿轮油，运动粘度以O=100mm2s)速度系数Zv=0.954粗糙度系数Zr=0.98(按Ra=2m)SHmin=1则qh=1500×1×0.975×0,954X0.98=1367.32MPa结论qhqh满足接触强度4.2.5齿根弯曲强度校核强度条件OF回计算齿根应力OF=KAKVKFKF'，YFaYsaZYY(4.3)齿向载荷分布系数KFB=KHB=165齿向载荷分配系数KFa=1.2有效齿宽beF=0.85b=45.9mm齿形系数YFal=2.62Ypa2=2.05应力修正系数YSal=166Ysa2=2.06重合度系数Ye=0.68螺旋角系数V=.o锥齿轮系数YK=io法向模数mmn=m(l-O.50r)=4×(10.5×0.3)=3.4mm则111=1×1.09×1.65×1.2×1384241Ia39.1×3.4×2.62×1.66×0.68×1.0×1.0=664.61MPa厂_厂YFaIYFa2F2FlYSalYSa2=664.61×2,05x206=645.32MPa2.62×1.66许用接触应力CFlir11YsTVVVF-relTRrelTXoFmin极限应力Fiim=460MPa安全系数SFmin=14应力修正系数Yst=2.0齿根圆角敏感系数YRreITI=°99齿根表面状况系数YrelT=l04尺寸系数YX=I则OF=竺吆X0.99X1.04=675.59MPa1.4结论(TFlpF2p4.2.6齿轮各检验项目及公差值的计算1 .对小齿轮：齿距累积公差Fp=63m齿距极限公差fpt=±25m齿形相对误差的公差fc=13m切向综合误差F=Fp-1.15fc=48.05m齿切向综合公差fi,=0.8(fpt+1.15fc)=31.96m(齿厚上偏差=-22m齿厚公差11=80m2 .对大齿轮：齿距累积公差Fp=125m齿距极限公差fpt=±28m齿形相对误差的公差fc=15m切向综合误差Fl=FP-1.15fc=107.75m齿切向综合公差fi,=0.8(fpt+1.15fc)=36.2m齿厚上偏差2=-30m齿厚公差12=110m3 .对齿轮副接触斑点沿齿长方向35%65%沿齿高方向40%70%最小法向侧隙j11min=62m最大法向侧隙Jnmax=(IEMSl+s2+TMl+12+l÷EsA2)'COSOt式中Esi=24m,E皿2=32m则Jnmax=278m安装精度齿圈轴向位移极限偏差±fM=±53m轴间距极限偏差±fa=±30m轴交角极限偏差±Eg=±30m4.3斜齿圆柱齿轮传动设计计算4.3.1选择材料，确定和以及精度等级选择两个齿轮的材料为;大、小齿轮均为20G,并经调质和表面淬火,齿面硬度为56-62HRC：精度等级为8级。OHIim1=。Hlim2=1500MPa；OFEl=OFE2=900MPa,Fiml=。Flim2=460MPao4. 3.2按接触强度进行初步设计1 .确定中心距a(按表8-3-27公式进行设计)a CmAa(U + 1)3< KT1 0auH2(4.4)式中配对材料修正系数Cm=I螺旋角系数Aa=476载荷系数K=1.4小齿轮额定转矩T1=1582.54Nm齿宽系数0a=0.6齿数比u=2.92许用接触应力1109Hlim=0.9×1500=1350MPa则a476(2.92+I)3/14×1582Z>165.19mm'y-0.6×2.92×1350z取a=240mm2 .确定模数rnmn=(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)X240=1.684.8取mn=43 .确定齿数4、¾初取螺旋角=12°7_2acos1mn(u+l)2×240×cos12occ/L=-=29.654×(2,92+l)取ZI=30Z2=UZl=2.92×30=87.6取Z2=894 .重新确定螺旋角COST吧卫竺2r2a=COS-1+89)=12,732o2×2405 .计算主要几何尺寸分度圆直径d1=mnZ1cos=4×30cos12.732o=123.03mmd2=mnZ2cos=4×89/cos12.732o=364.98mm齿顶圆直径da = d1 ÷ 2ha=123.03 + 2 ×4 = 131.03mm2 = d2 + 2ha=364.98 + 2 × 4 = 372.98mm 端面压力角at = tan-1-1 tan 20o Cd nz.o=tan 1= 21.06oCOS 12.7320基圆直径dbl = d1 cos t=123.03 X cos21.06o = 114.81mmdb2 = d2 * cos t364.98 X cos 21.06o = 340.60mm齿顶圆压力角Otati = COST=COSdbl dal .1U4181 =28811O 131.030tat2 = COS=COS2一12 = 24.051。372.98端面重合度a = 4 (tan at 一 tan t) + Z2 (tan at2 - tan t)1230 × (tan 28.811o - tan 21.06o) + 89 X(tan 24.051。- tan 21.06。)=1.66齿宽取齿宽系数b = 0a a = 0.6 X 240 = 144mm b1 = 150mm, b2 = 144mm0d =户品=117纵向重合度bsin m11144×sinl2.732oLr=Z.53×4当量齿数ZVl=2T1COS3=30cos312.7320=32.33Zv2=¾cos3=89cos312.732°=91.59基圆柱螺旋角b=tan-1(costtan)=tan-1(cos21.06°×tan12.732o)=11.097o4.3.3校核齿面接触强度强度条件：OH¾计算应力OHl=ZBZHZEZJ住平KAKVKHKH(4.5)_ZD°H2=0Hl*(4.6)式中名义切向力Ft=2000T1d1=2000×1582.54/123.03=25726.08N使用系数KA=I动载系数KV=(A+篇式中V=dn=60×1000×123.03×390.8CLC/=2.52ms60×1000,A=50+56(1.0-B)B=0.25(C-5.0)o667C=-0.5048InZ-1.144Inmn+2.852Infpt+3.22(将Zl=30,fptl=28代入得C=9.42;32=89,fpt2=28代入得C=8.85;再将C值两个结果比较，并向大圆取整C=IO)回代得B=0.73,A=65.12zKv=1.26齿向载荷分布系数KHB=136齿间载荷分配系数KHa=14节点区域系数Zh=2.44重合度系数Ze=0.68螺旋角系数Z=0.992弹性系数Ze=189.8MPa单对齿啮合系数Zb=Zd=1qhi=qh2=2.44X189.8×0.68X0.992×1× 1.26 X 1.36 × 1.4I25726.082.92+1y123.03x1442.92=675.58MPa许用应力(4.7)。司=IuIZNTZLZVZRZWZXSHhm式中极限应力OHIim=ISOOMPa最小安全系数SHIim=L寿命系数ZNT=094(NL=60×390.8×5000=1.17×IO8)润滑剂系数Zl=1.07(按润滑油黏度Mo=350mm2s)速度系数Zv=0.97粗糙度系数Zr=0