3793采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承故障分析與檢測(cè)設(shè)計(jì)

畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)題目名稱(chēng)：采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承振動(dòng)特性與故障分析院系名稱(chēng)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班 級(jí)：學(xué) 號(hào)：學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：2015年5月摘 要機(jī)械工業(yè)是一個(gè)國(guó)家的重要產(chǎn)業(yè)，機(jī)械工業(yè)的發(fā)展無(wú)時(shí)不刻都在影響著國(guó)家經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，人類(lèi)的進(jìn)步離不開(kāi)機(jī)械工業(yè)的發(fā)展。在全球經(jīng)濟(jì)發(fā)展的大環(huán)境下，中國(guó)各個(gè)行業(yè)被其他國(guó)家的先進(jìn)技術(shù)影響的同時(shí)，越來(lái)越多的外國(guó)企業(yè)和品牌傳播到中國(guó)已經(jīng)成為現(xiàn)實(shí)。在新的市場(chǎng)需求的推動(dòng)下，對(duì)采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承進(jìn)行改良和優(yōu)化是當(dāng)務(wù)之急。有大型采煤機(jī)設(shè)備企業(yè)對(duì)設(shè)備的安全指標(biāo)的有著一定生產(chǎn)的嚴(yán)格要求。在生產(chǎn)設(shè)備的企業(yè)，充分考慮到在設(shè)備運(yùn)行中可能出現(xiàn)的問(wèn)題，從而減少噪聲污染引起的振動(dòng)或不當(dāng)操作設(shè)備的現(xiàn)象等。國(guó)內(nèi)采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承的研發(fā)及制造要與全球號(hào)召的低效經(jīng)濟(jì)、安全穩(wěn)定主題保持一致。采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承的發(fā)展與人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步和科學(xué)技術(shù)的水平密切相關(guān)。本次設(shè)計(jì)的題目是采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承振動(dòng)特性與故障分析，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，主要對(duì)采煤機(jī)搖臂低速去軸承結(jié)構(gòu)方案的確定和相關(guān)組件的計(jì)算和設(shè)計(jì)，重點(diǎn)完成了采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承振動(dòng)特性與故障分析。首先，完成了對(duì)搖臂減速器的傳動(dòng)比分配，轉(zhuǎn)速及傳遞功率的計(jì)算，其次，完成了采煤機(jī)搖臂殼體內(nèi)一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)及校核，簡(jiǎn)單介紹了行星輪系的裝配關(guān)系確定和強(qiáng)度校核。再次，重點(diǎn)對(duì)搖臂低速區(qū)軸承的振動(dòng)特性進(jìn)行詳細(xì)分析。最后，對(duì)采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承進(jìn)行了三維建模，有限元分析。關(guān)鍵詞：機(jī)械工業(yè)；采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承；設(shè)計(jì)；有限元分析；0AbstractWithdevelopmentofallkindofsciencetechnologyandglobaleconomy,Pneumaticmanipulatorisaautomateddevicesthatcanmimicthehumanhandandarmmovementstodosomething，aslocanaccordingtoafixedproceduretomovingobjectsorcontroltools.Itcanreplacetheheavylaborinordertoachievetheproductionmechanizationandautomation,andcanworkindangerousworkingenvironmentstoprotectthepersonalsafety.Thereforewidelyusedinmachinebuilding,metallurgy,electronics,lightindustryandatomicenergysectors.Thepneumaticpartofthedesignisprimarilytochoosetherightatcompressedneceengththdirectionprocedurework.Theinvertedpendulumisatypicalhighordersystem,withmultivariable,non-linear, strong-coupling,fleetandabsolutelyinstable.Itisrepresentativeasanidealmodeltoprovenewcontroltheoryandtechniques.Duringthecontrolprocess,pendulumcaneffectivelyreflectmanykeyproblemssuchasequanimity,robust,follow-upandtrack,therefore.Thispaperstudiesacontrolmethodofdoubleinvertedpendulum.Firstofall,themathematicalmodelofthedoubleinvertedpendulumisestablished,thenmakeacontroldesigntodoubleinvertedpendulumonthemathematicalmodel,anddeterminethesystemperformanceindexweightmatrix,byusinggeneticalgorithminordertoattainthesystemstatefeedbackcontrolmatrix.Finally,thesimulationofthesystemismadeby.Keyword:pneumaticmanipulatorcylinderpneumaticloopFoutdegreesoffreedom.1目 錄緒論............................................................11.1課題的來(lái)源與研究的目的和意義1.2 采煤機(jī)械化的發(fā)展與趨勢(shì) ......................................21.3 本課題研究的內(nèi)容2搖臂整體方案確定 ................................................52.1 采煤機(jī)的分類(lèi)2.2 采煤機(jī)的工作原理2.3 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定 73傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) . 133.1 各級(jí)傳動(dòng)轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 133.2 齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核3.3 行星齒輪的計(jì)算 配齒計(jì)算 幾何尺寸計(jì)算 裝配條件驗(yàn)算3.4 行星軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 27 初算軸的最小直徑 輸入軸的設(shè)計(jì) 輸出軸的設(shè)計(jì)3.5 軸的設(shè)計(jì)校核與軸承選用 29 Ⅳ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 Ⅲ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核23.6 軸承的壽命校核結(jié)論.............................................................54參考文獻(xiàn).........................................................55致 謝3緒論1.1課題的來(lái)源與研究的目的和意義由于機(jī)械工程的知識(shí)總量已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)超越個(gè)人掌握所有，一些專(zhuān)業(yè)知識(shí)是必不可少的。但是過(guò)度的專(zhuān)業(yè)知識(shí)分割，使視野狹隘，可以多多參加技術(shù)交流，和參加科研項(xiàng)目，縮小范圍，提升新技術(shù)的進(jìn)步和整個(gè)塊的技術(shù)，提高外部條件變化的適應(yīng)能力。封閉的專(zhuān)業(yè)知識(shí)的太狹隘，考慮的問(wèn)題太特殊，在工作中協(xié)調(diào)困難，不利于自我提高。因此，自上世紀(jì)第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢(shì)。人們?cè)絹?lái)越重視基礎(chǔ)理論，拓寬領(lǐng)域，對(duì)專(zhuān)業(yè)合并的分化。機(jī)械工程可以增加產(chǎn)量，提高勞動(dòng)生產(chǎn)率，提高生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)效益為目標(biāo)，并研制和發(fā)展新的機(jī)械產(chǎn)品。在未來(lái)，新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)，降低資源消耗，清潔的可再生能源，成本的控制，減少或消除環(huán)境污染作為一個(gè)超級(jí)經(jīng)濟(jì)目標(biāo)和任務(wù)。機(jī)器能完成人的手和腳，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任務(wù)。現(xiàn)代機(jī)械工程機(jī)械和機(jī)械設(shè)備創(chuàng)造出更多、更精美的越來(lái)越復(fù)雜，很多幻想成為過(guò)去的現(xiàn)實(shí)。人類(lèi)現(xiàn)在能成為天空的上游和宇宙，潛入海洋，數(shù)十億光年的密切觀察，細(xì)胞和分子。電子計(jì)算機(jī)硬件和軟件，人類(lèi)的新興科學(xué)已經(jīng)開(kāi)始加強(qiáng)，并部分代替人腦科學(xué)，這是人工智能。這一新的發(fā)展已經(jīng)顯示出巨大的作用，但在未來(lái)幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡。人類(lèi)智慧的增長(zhǎng)并沒(méi)有減少手的效果，而是要求越來(lái)越精致，手工制作，更復(fù)雜的工作，從而促進(jìn)手功能。又一方面實(shí)踐促進(jìn)人腦智力。在人類(lèi)的進(jìn)化過(guò)程中，以及在每個(gè)人的成長(zhǎng)過(guò)程中，大腦和手是互相促進(jìn)和平行進(jìn)化。大腦和手之間的人工智能和機(jī)械工程的近似關(guān)系，唯一不同的是，智能硬件還需要使用機(jī)械制造。在過(guò)去，各種機(jī)械離不開(kāi)人類(lèi)的操作和控4制，反應(yīng)速度和運(yùn)算精度的進(jìn)化是非常緩慢的大腦和神經(jīng)系統(tǒng)，人工智能將消除這種限制。相互促進(jìn)，計(jì)算機(jī)科學(xué)和機(jī)械工程進(jìn)展之間的平行，將在更高層次的新一輪發(fā)展的開(kāi)始使機(jī)械工程。在第十九世紀(jì)，機(jī)械工程的知識(shí)總量仍然是有限的，大學(xué)在歐洲，它與一般的土木工程是一門(mén)綜合性的學(xué)科，稱(chēng)為土木工程，下半場(chǎng)的第十九個(gè)世紀(jì)成為一門(mén)獨(dú)立的學(xué)科。在第二十世紀(jì)，隨著機(jī)械工程和知識(shí)增長(zhǎng)的發(fā)展開(kāi)始分解，機(jī)械工程專(zhuān)業(yè)，有分支機(jī)構(gòu)。在第二十世紀(jì)中期趨勢(shì)分解，在時(shí)間之前和之后的第二次世界大戰(zhàn)結(jié)束時(shí)達(dá)到的峰值。由于機(jī)械工程的知識(shí)總量已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)從個(gè)人掌握所有，一些專(zhuān)業(yè)是必不可少的。但是過(guò)度的專(zhuān)業(yè)知識(shí)使分割，視野狹隘，可以查看和統(tǒng)籌大局和全球工程和技術(shù)交流，縮小范圍，新技術(shù)的進(jìn)步和整個(gè)塊的技術(shù)，外部條件變化的適應(yīng)能力差。封閉的專(zhuān)業(yè)知識(shí)的專(zhuān)家太狹，考慮的問(wèn)題太特殊，在工作協(xié)調(diào)困難，不利于自我提高。因此，自上世紀(jì)第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢(shì)。人們?cè)絹?lái)越重視基礎(chǔ)理論，拓寬領(lǐng)域，對(duì)專(zhuān)業(yè)合并的分化。綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識(shí)循環(huán)過(guò)程的合成，是合理和必要的。從不同的專(zhuān)業(yè)和專(zhuān)業(yè)知識(shí)的專(zhuān)家，也有綜合的知識(shí)了解不夠，看看其他學(xué)科和項(xiàng)目作為一個(gè)整體，從而形成一種相互強(qiáng)烈的集體工作。綜合和專(zhuān)業(yè)水平。有機(jī)械工程全面而專(zhuān)業(yè)的沖突；在綜合性工程技術(shù)也有綜合和專(zhuān)業(yè)問(wèn)題。在人類(lèi)所有的知識(shí)，包括社會(huì)科學(xué)，自然科學(xué)和工程技術(shù)，有一個(gè)更高的水平，更廣泛的綜合性和專(zhuān)業(yè)性的問(wèn)題。1.2采煤機(jī)械化的發(fā)展與趨勢(shì)機(jī)械化采煤開(kāi)始于上世紀(jì)40年代，是隨著采煤機(jī)械（采煤機(jī)和刨煤機(jī)）的出現(xiàn)而開(kāi)始的。40年代初期，英國(guó)、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機(jī)，聯(lián)邦德國(guó)生產(chǎn)了刨煤機(jī)，使工作面落煤，裝煤實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化。但是當(dāng)時(shí)的采煤機(jī)都是鏈?zhǔn)焦ぷ鳈C(jī)構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機(jī)不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。年代初期，英國(guó)、聯(lián)邦德國(guó)相繼生產(chǎn)了滾筒采煤機(jī)、可彎曲刮板輸送機(jī)和單體液壓支柱，大大推進(jìn)了采煤機(jī)械化的發(fā)展。由于當(dāng)時(shí)采煤機(jī)上的滾筒是死滾筒，不能實(shí)現(xiàn)調(diào)低，因而限制了采煤機(jī)械的適用范圍，我們稱(chēng)這種固定滾筒的采煤機(jī)為第一代采煤機(jī)。因此，50年代各國(guó)的采煤機(jī)械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國(guó)已經(jīng)研制出了液壓自5移式支架，但是由于采煤機(jī)和可彎曲刮板輸送機(jī)尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開(kāi)始試驗(yàn)階段。60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時(shí)期。第二代采煤機(jī)—單搖臂滾筒采煤機(jī)的出現(xiàn)，解決了采低調(diào)整的問(wèn)題，擴(kuò)大了采煤機(jī)的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機(jī)——雙搖臂采煤機(jī)的出現(xiàn)，進(jìn)一步解決了工作面自開(kāi)缺口問(wèn)題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機(jī)的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術(shù)推向了一個(gè)新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機(jī)械化采煤的優(yōu)越性—低效、低產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟(jì)，因此各國(guó)競(jìng)相采用綜采技術(shù)。進(jìn)入70年代，綜采機(jī)械化得到了進(jìn)一步發(fā)展和提低，綜采設(shè)備開(kāi)始向大功率、低效率及完善性能和擴(kuò)大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率達(dá)1500T/H的刮板輸送機(jī)，以及工作阻力達(dá)1500KN的強(qiáng)力液壓支架等。1970年采煤機(jī)無(wú)鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機(jī)—電牽引采煤機(jī)，大大改善了采煤機(jī)的性能，并擴(kuò)大了它的使用范圍。目前，各主要產(chǎn)煤國(guó)家已基本上實(shí)現(xiàn)了采煤機(jī)械化。衡量一個(gè)國(guó)家采煤機(jī)械化水平的指標(biāo)是采煤機(jī)械化程度和綜采機(jī)械化程度。采煤機(jī)械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類(lèi)采煤設(shè)備，使之達(dá)到低效、低產(chǎn)、安全、經(jīng)濟(jì)；向遙控及自動(dòng)控制發(fā)展，并逐步過(guò)渡到無(wú)人工作面采煤；提低單機(jī)的可靠性，并使之系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機(jī)械設(shè)備。1.3本課題研究的內(nèi)容本論文主要研究運(yùn)用 SolidWorks對(duì)采煤機(jī)搖臂低速區(qū)軸承振動(dòng)特性進(jìn)行分析和計(jì)算，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，了解 SolidWorks的各種功能。SolidWorks 公司成立于1993年，由PTC公司的技術(shù)副總裁與 CV公司的副總裁發(fā)起，總部位于馬薩諸州的康克爾郡Concord,Massachusetts）內(nèi)。當(dāng)初的目標(biāo)是希望在每一個(gè)工程師的桌面上提供一套具有生產(chǎn)力的實(shí)體模型設(shè)計(jì)系統(tǒng)。從1995年推出第一套SolidWorks三維機(jī)械設(shè)計(jì)軟件至今已經(jīng)擁有位于全球的辦事處，并經(jīng)由6300家經(jīng)銷(xiāo)商在全球 140個(gè)國(guó)家進(jìn)行銷(xiāo)售與分銷(xiāo)該產(chǎn)品。 1997年，Solidworks 被法國(guó)達(dá)索（Dassault Systemes）公司收購(gòu)，作為達(dá)索中端主流市場(chǎng)的主打品牌。SolidWorks軟件是世界上第一個(gè)基于Windows開(kāi)發(fā)的三維CAD系統(tǒng)。由于技術(shù)創(chuàng)新符合CAD技術(shù)的發(fā)展潮流和趨勢(shì)，SolidWorks公司于兩年間成為CAD/CAM產(chǎn)業(yè)中獲利最高的公司。良好的財(cái)務(wù)狀況和用戶支持使得 SolidWorks每年都有數(shù)十乃至數(shù)百項(xiàng)的技術(shù)創(chuàng)新，公司也獲得了很多榮譽(yù)。該系統(tǒng)在 1995-1999年獲得全球微機(jī)平臺(tái)CAD系統(tǒng)評(píng)比第一名。從 1995年至今，已經(jīng)累計(jì)獲得十七項(xiàng)國(guó)際大獎(jiǎng)。其中僅從1999年起，美國(guó)權(quán)威的 CAD專(zhuān)業(yè)雜志CADENCE連續(xù)4年授予SolidWorks最佳編輯獎(jiǎng)，以表彰 SolidWorks的創(chuàng)新、活力和簡(jiǎn)明。至此，SolidWorks所遵循的易用、穩(wěn)定和創(chuàng)新三大原則得到了全面的落實(shí)和證明，使用它，設(shè)計(jì)師大大縮短了設(shè)計(jì)時(shí)間，產(chǎn)品快速、高效地投向了市場(chǎng)。由于SolidWorks出色的技術(shù)和市場(chǎng)表現(xiàn)，不僅成為 CAD行業(yè)的一顆耀眼的明星，也成為華爾街青睞的對(duì)象。終于在 1997年由法國(guó)達(dá)索公司以三億一千萬(wàn)美元的高額市值將 SolidWorks全資并購(gòu)。公司原來(lái)的風(fēng)險(xiǎn)投資商和股東，以一千三百萬(wàn)美元的風(fēng)險(xiǎn)投資，獲得了高額的回報(bào)，創(chuàng)造了CAD行業(yè)的世界紀(jì)錄。并購(gòu)后的SolidWorks以原來(lái)的品牌和管理技術(shù)隊(duì)伍繼續(xù)獨(dú)立運(yùn)作，成為CAD行業(yè)一家高素質(zhì)的專(zhuān)業(yè)化公司。SolidWorks三維機(jī)械設(shè)計(jì)軟件也成為達(dá)索企業(yè)中最具競(jìng)爭(zhēng)力的 CAD產(chǎn)品。由于使用了WindowsOLE技術(shù)、直觀式設(shè)計(jì)技術(shù)、先進(jìn)的 parasolid內(nèi)核（由劍橋提供）以及良好的與第三方軟件的集成技術(shù)。 SolidWorks成為全球裝機(jī)量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的SolidWorks軟件使用許可約 28萬(wàn)，涉及航空航天、機(jī)車(chē)、食品、機(jī)械、國(guó)防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂(lè)工業(yè)、日用品 /消費(fèi)品、離散制造等分布于全球 100多個(gè)國(guó)家的約3萬(wàn)1千家企業(yè)。在教育市場(chǎng)7上，每年來(lái)自全球 4，300所教育機(jī)構(gòu)的近 145，000名學(xué)生通過(guò)SolidWorks的培訓(xùn)課程。據(jù)世界上著名的人才招聘網(wǎng)站檢索，與其它 3D CAD軟件相比，SolidWorks相關(guān)的招聘廣告比其它軟件的總合還要多，這一事實(shí)說(shuō)明了越來(lái)越多的工程師和設(shè)計(jì)者使用 SolidWorks三維軟件，越來(lái)越多的企業(yè)需要SolidWorks人才。Solidworks軟件功能強(qiáng)大，易于操作，界面人性化，技術(shù)創(chuàng)新，組件繁多是SolidWorks的五大特點(diǎn)。使得SolidWorks三維軟件成為目前全球領(lǐng)先的三維CAD解決方案。SolidWorks在設(shè)計(jì)時(shí)能夠?yàn)橛脩籼峁┎煌脑O(shè)計(jì)方案，通過(guò)方案的篩選，工程師能從中選擇合適的方案，從而在設(shè)計(jì)過(guò)程中降低設(shè)計(jì)的錯(cuò)誤以及提高產(chǎn)品質(zhì)量。在目前市場(chǎng)上所見(jiàn)到的三維CAD解決方案中，SolidWorks是設(shè)計(jì)過(guò)程比較簡(jiǎn)便又通俗易懂的軟件之一。它不僅提供如此人性化的系統(tǒng)，同時(shí)對(duì)每個(gè)工程師和設(shè)計(jì)者，乃至整個(gè)機(jī)械行業(yè)提供了良好的發(fā)展基礎(chǔ)。SolidWorks軟件是世界上第一個(gè)基于Windows開(kāi)發(fā)的三維CAD系統(tǒng)，由于技術(shù)創(chuàng)新符合CAD技術(shù)的發(fā)展潮流和趨勢(shì)，SolidWorks公司于兩年間成為CAD/CAM產(chǎn)業(yè)中獲利最高的公司。良好的財(cái)務(wù)狀況和用戶支持使得SolidWorks每年都有數(shù)十乃至數(shù)百項(xiàng)的技術(shù)創(chuàng)新，公司也獲得了很多榮譽(yù)。該系統(tǒng)在 1995-1999年獲得全球微機(jī)平臺(tái) CAD系統(tǒng)評(píng)比第一名；從 1995年至今，已經(jīng)累計(jì)獲得十七項(xiàng)國(guó)際大獎(jiǎng)，其中僅從 1999年起，美國(guó)權(quán)威的 CAD專(zhuān)業(yè)雜志CADENCE連續(xù)4年授予SolidWorks最佳編輯獎(jiǎng)，以表彰SolidWorks的創(chuàng)新、活力和簡(jiǎn)明。至此，SolidWorks所遵循的易用、穩(wěn)定和創(chuàng)新三大原則得到了全面的落實(shí)和證明，使用它，設(shè)計(jì)師大大縮短了設(shè)計(jì)時(shí)間，產(chǎn)品快速、高效地投向了市場(chǎng)。由于 SolidWorks出色的技術(shù)和市場(chǎng)表現(xiàn)，不僅成為 CAD行業(yè)的一顆耀眼的明星，也成為華爾街青睞的對(duì)象。終于在1997年由法國(guó)達(dá)索公司以三億一千萬(wàn)美元的高額市值將SolidWorks全資并購(gòu)。公司原來(lái)的風(fēng)險(xiǎn)投資商和股東，以一千三百萬(wàn)美元的風(fēng)險(xiǎn)投資，獲得了高額的8回報(bào)，創(chuàng)造了CAD行業(yè)的世界紀(jì)錄。并購(gòu)后的 SolidWorks以原來(lái)的品牌和管理技術(shù)隊(duì)伍繼續(xù)獨(dú)立運(yùn)作，成為 CAD行業(yè)一家高素質(zhì)的專(zhuān)業(yè)化公司，SolidWorks三維機(jī)械設(shè)計(jì)軟件也成為達(dá)索企業(yè)中最具競(jìng)爭(zhēng)力的 CAD產(chǎn)品。由于使用了WindowsOLE技術(shù)、直觀式設(shè)計(jì)技術(shù)、先進(jìn)的 parasolid內(nèi)（由劍橋提供）以及良好的與第三方軟件的集成技術(shù)， SolidWorks成為全球裝機(jī)量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的 SolidWorks軟件使用許可約 28萬(wàn)，涉及航空航天、機(jī)車(chē)、食品、機(jī)械、國(guó)防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂(lè)工業(yè)、日用品 /消費(fèi)品、離散制造等分布于全球100多個(gè)國(guó)家的約3萬(wàn)1千家企業(yè)。在教育市場(chǎng)上，每年來(lái)自全球4，300所教育機(jī)構(gòu)的近145，000名學(xué)生通過(guò)SolidWorks的培訓(xùn)課程。據(jù)世界上著名的人才網(wǎng)站檢索，與其它 3D CAD系統(tǒng)相比，與SolidWorks相關(guān)的招聘廣告比其它軟件的總和還要多，這比較客觀地說(shuō)明了越來(lái)越多的工程師使用SolidWorks，越來(lái)越多的企業(yè)雇傭SolidWorks人才。據(jù)統(tǒng)計(jì)，全世界用戶每年使用 SolidWorks的時(shí)間已達(dá)5500萬(wàn)小時(shí)。在美國(guó)，包括麻省理工學(xué)院（ MIT）、斯坦福大學(xué)等在內(nèi)的著名大學(xué)已經(jīng)把SolidWorks列為制造專(zhuān)業(yè)的必修課，國(guó)內(nèi)的一些大學(xué)（教育機(jī)構(gòu)）如哈爾濱工業(yè)大學(xué)、清華大學(xué)、浙江工業(yè)大學(xué)、浙江大學(xué)、華中科技大學(xué)、北京航空航天大學(xué)、大連理工大學(xué)、北京理工大學(xué)、武漢理工大學(xué)等也在應(yīng)用SolidWorks進(jìn)行教學(xué)。Solidworks 軟件功能強(qiáng)大，組件繁多。Solidworks 有功能強(qiáng)大、易學(xué)易用和技術(shù)創(chuàng)新三大特點(diǎn)，這使得SolidWorks 成為領(lǐng)先的、主流的三維 CAD解決方案。SolidWorks 能夠提供不同的設(shè)計(jì)方案、減少設(shè)計(jì)過(guò)程中的錯(cuò)誤以及提高產(chǎn)品質(zhì)量。SolidWorks不僅提供如此強(qiáng)大的功能，而且對(duì)每個(gè)工程師和設(shè)計(jì)者來(lái)說(shuō)，操作簡(jiǎn)單方便、易學(xué)易用。SolidWorks 在現(xiàn)今社會(huì)階段逐漸廣泛應(yīng)用，并且 SolidWorks公司對(duì)9中國(guó)市場(chǎng)重點(diǎn)開(kāi)發(fā)，日后 SolidWorks應(yīng)用將會(huì)更加完善，更加普遍。通過(guò)前文對(duì)SolidWorks的深入了解后，往后會(huì)對(duì) SolidWorks進(jìn)行個(gè)別應(yīng)用的分析，如建模，裝配，工程圖，力學(xué)分析等。搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定2.1采煤機(jī)的分類(lèi)采煤機(jī)有不同的分類(lèi)方法：按工作機(jī)構(gòu)形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)；按牽引方式可分為鏈牽引和無(wú)鏈牽引采煤機(jī)；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動(dòng)力可分為機(jī)械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機(jī)構(gòu)位置可分為額面式與側(cè)面式；還可以按層厚和傾角來(lái)分類(lèi)?，F(xiàn)在我們所說(shuō)的采煤機(jī)主要是指滾筒采煤機(jī)，這種采煤機(jī)適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。滾筒采煤機(jī)的組成如圖 2.1 所示?，F(xiàn)代采煤機(jī)基本上都使用模塊化設(shè)計(jì)，采用多電機(jī)橫向布置，結(jié)構(gòu)取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過(guò)高強(qiáng)度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒(méi)有動(dòng)力傳遞，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)可靠，維修和檢查方便；采煤機(jī)的牽引部分也采用了無(wú)鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會(huì)出現(xiàn)斷鏈?zhǔn)鹿使ぷ鞲踩?0圖2.1 雙滾筒采煤機(jī)2.2采煤機(jī)的工作原理雙滾筒采煤機(jī)工作時(shí)，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機(jī)的工作原理如圖 2.2所示）因此雙滾筒采煤機(jī)沿工作面牽引一次，可以進(jìn)一次刀；返回時(shí)，又可以進(jìn)一刀，即采煤機(jī)往返一次進(jìn)兩次刀，這種采法稱(chēng)為雙向采煤法。圖2.2 雙滾筒采煤機(jī)工作原理為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機(jī)，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應(yīng)：對(duì)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)（人站在采空側(cè)看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮臍w結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋；右轉(zhuǎn)右旋” ，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。雙滾筒采煤機(jī)有自開(kāi)缺口的能力，當(dāng)采煤機(jī)割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個(gè)截深，這一過(guò)程稱(chēng)為進(jìn)刀。常用的進(jìn)刀方式有兩種：1．端部斜切法利用采煤機(jī)在工作面兩端約 25～30m的范圍內(nèi)斜切進(jìn)刀稱(chēng)端部斜切進(jìn)刀法；2．中部斜切法（半工作面法）利用采煤機(jī)在工作面中部斜切進(jìn)刀稱(chēng)為中部斜切法。112.3搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定采煤機(jī)是煤礦綜采工作中的關(guān)鍵機(jī)械設(shè)備之一，大功率、高強(qiáng)度、高可靠性是現(xiàn)代采煤機(jī)發(fā)展方向。然而作為采煤機(jī)可靠性最為薄弱環(huán)節(jié)，搖臂齒輪箱頻繁出現(xiàn)機(jī)械故障，據(jù)統(tǒng)計(jì)，近年來(lái)其平均故障率占采煤機(jī)故障率的34.2%，已嚴(yán)重制約著采煤機(jī)開(kāi)機(jī)率的提高，影響到煤礦綜合采集作業(yè)的均衡生產(chǎn)。齒輪箱主要有齒輪、軸、軸承和機(jī)架四個(gè)部分組成。本課論文只從采煤機(jī)搖臂高速區(qū)軸承振動(dòng)特性與故障分析方面進(jìn)行簡(jiǎn)單討論研究。本文在查找大量資料的基礎(chǔ)之上，首先針對(duì)課題研究的背景、意義及國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀進(jìn)行分析論述，找到采煤機(jī)搖臂高速區(qū)故障診斷的難點(diǎn)及特點(diǎn)及現(xiàn)有方法的不足，再通過(guò)對(duì)搖臂齒輪箱安裝、運(yùn)行工況進(jìn)行分析，詳細(xì)分析其結(jié)構(gòu)、常見(jiàn)故障模式，研究高速區(qū)軸承振動(dòng)故障機(jī)理。由于煤礦井下生產(chǎn)環(huán)境惡劣，搖臂齒輪箱安裝特殊性，由于實(shí)際問(wèn)題限制，以仿真軟件對(duì)工況進(jìn)行模擬仿真來(lái)代替在現(xiàn)場(chǎng)檢測(cè)在目前國(guó)內(nèi)采煤機(jī)市場(chǎng)，中厚煤層重型采煤機(jī)在研發(fā)、設(shè)計(jì)、制造和使用方面中占據(jù)著主導(dǎo)地位，中厚煤層采煤機(jī)技術(shù)日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國(guó)內(nèi)生產(chǎn)這類(lèi)型采煤機(jī)的大型企業(yè)有西安煤礦機(jī)械廠、雞西煤礦機(jī)械廠、佳木斯煤礦機(jī)械廠等，其中以雞西煤礦機(jī)械廠設(shè)計(jì)生產(chǎn)的MG160/390-WD型電牽引采煤機(jī)也是典型代表，該機(jī)在國(guó)內(nèi)有著廣泛的應(yīng)用，得到眾多煤礦的好評(píng)。本設(shè)計(jì)是在其成功的設(shè)計(jì)思想和理念基礎(chǔ)上，對(duì)其搖臂進(jìn)行設(shè)計(jì)，分析高速區(qū)軸承振動(dòng)與三維建模。系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化是采掘機(jī)械發(fā)展的必然趨勢(shì)。所以，這里把左右搖臂設(shè)計(jì)成對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長(zhǎng)搖臂，擴(kuò)大調(diào)低范圍，搖臂內(nèi)常裝有若干惰輪，致使截割部齒數(shù)較多。同時(shí)由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動(dòng)比大，效率低，可減小齒輪模12數(shù)，故末級(jí)采用行星齒輪傳動(dòng)可簡(jiǎn)化前幾級(jí)傳動(dòng)。1）殼體：采取直臂形式，用ZG25Mn材料鑄造，并在殼體內(nèi)腔表面設(shè)置有八組冷卻水管。2）Ⅰ軸：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過(guò)以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機(jī)聯(lián)接。3）Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。4）Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。5）Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。6）Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。7）Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽(yáng)輪通過(guò)花鍵聯(lián)接將動(dòng)力傳遞給行星減速器。8）行星減速器：太陽(yáng)輪，行星輪，內(nèi)齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個(gè)行星輪系，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架靠?jī)蓚€(gè)套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。9）中心水路：水管和接頭組成。10）離合器：離合手把，壓蓋，轉(zhuǎn)盤(pán)，推桿軸，扭矩軸等組成。傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)3.1各級(jí)傳動(dòng)轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定⑴.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3P3=41.4KWn3=72r/minT3=5.49106Nmm⑵.求作用在齒輪上的力13已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為d2=327mm而Ft=2T3/d225.49106/3273.36104(2-1)FrFttann/cos3.36104tan200/cos12.358o12511N(2-2)Fa=Fttan=3.36104tan12.3587362NN(2-3)圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:⑶. 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取Ao 112dminAo3P392mm(2-4)n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)選取Ka1.3TcaKaT31.35.491067.13103Nm(2-5)因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,所以選取HL8型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為10000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d195mm,故取半d聯(lián)軸95器的mm長(zhǎng).度半聯(lián)軸器L212mm.ⅠⅡ與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)1167mm⑷.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度①為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑dⅡⅢ103mm;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取L12165②初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐磙子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ103mm,由軸承產(chǎn)品1468mm.目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐磙子軸承32021型對(duì)于選取的單列圓錐磙子軸承其尺寸為的dDB10516035,故dⅢⅣⅦⅧd105mm;而lⅦⅧ35mm.左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得32021型軸承定位軸肩高度h0.07d,取因h此5mm,dⅣⅤ115mm,③取安裝齒輪處的軸段dⅥⅦ110mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為110mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取lⅥⅦ100mm.齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高7.5,取dⅤⅥ125mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取b=20mm.④軸承端蓋的總寬度為48mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l20mm,故取lⅡⅢ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知圓椎磙子軸承寬度33mm高速齒輪輪轂長(zhǎng) L=64mm,則lⅦⅧTsa(7570)(338165)mm62mm(2-6)lⅣⅤⅢⅣⅤⅥscallL(2-7)(56 8 20 16 24 8)mm 68mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度 .3.2齒輪設(shè)計(jì)這里主要是根據(jù)查閱的相關(guān)書(shū)籍和資料，借鑒以往采煤機(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),思路如下：初步確定各級(jí)傳動(dòng)中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動(dòng)的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級(jí)傳動(dòng)的效率，進(jìn)而對(duì)各級(jí)齒輪模數(shù)進(jìn)行初步確定。截割部齒輪的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核，具體計(jì)算過(guò)程及計(jì)算結(jié)果如下：15齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設(shè)計(jì)（1）選擇齒輪材料及熱處理初步計(jì)算（1）材料選擇因傳動(dòng)尺寸已經(jīng)在圖紙上面有注明，批量較小，故小齒輪用40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度241HB~286HB，平均取為280HB，大齒輪用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度229HB~286HB,平均取為240HB。選齒輪精度為 7級(jí)。（2）節(jié)錐角的計(jì)算cot13.11）1 arccoti arccot1.66 2222'06''3.12）2 90 2222''06'' 6767''54''3.13）由文獻(xiàn)[2]表14 3 3可知，zmin2hacos121cos22o22'06"15.8sin2asin2203.14）式中，ha齒頂高系數(shù)，ha1。取小齒輪齒數(shù)z130，z211.663049.8（3.15）iz取大齒輪齒數(shù)z250。16（3）根據(jù)工作條件的要求，大端模數(shù)為m 123.16）（4）齒輪分度圓的直徑111230360mmdmz（3.17）d2mz21250600mm（3.18）（5）錐距d12d2236026002R349.862222mm（3.19）（6）齒輪齒頂、齒根圓直徑由文獻(xiàn)[3]表109可知，齒頂高h(yuǎn)aha*m11212mm3.20）齒頂圓直徑da1d12hacos1360212cos2222'06''382mm（3.21）da2d22hacos2600212cos6767'54''610mm3.22）齒根高17hf ha* c*m 1 0.2 12 14.4mm3.23）齒輪基圓直徑dm1 d11 0.5R 3601 0.5 0.28 313.95mm3.24）dm2 d21 0.5R 6001 0.5 0.28 528mm3.25）（7）齒寬由文獻(xiàn)[2]表1433可知，，bRR0.28349.8697.96mm（3.26）（8）節(jié)圓周速度vd1n13.1436055610310310.486060m/s3.27）其他齒輪的計(jì)算后的結(jié)果圖紙上面已經(jīng)有注明。齒輪4和齒輪5設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核（1）選擇齒輪材料小齒輪4選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度 59HRC；大齒輪5用20Gr滲碳淬火，齒面硬度 59HRC2)按齒面彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算齒寬系數(shù)取a＝0.4載荷系數(shù)取K=1.618小輪轉(zhuǎn)矩T=2241.11Nm許用接觸應(yīng)力HPHlim/SHmin按表16.2-33，取SHmin1.2H2H314501208.33N/mm21.2查圖6-8Flim2Flim3370MPa，SF1.5F2F3Flim2370=246.67MPaSF1.5取齒數(shù)Z4=40Z4=301.85=74 取Z5=74實(shí)際傳動(dòng)比（即齒數(shù)比） u2=1.85查圖6-7得齒形系數(shù)YF42.45，YF52.26YF40.0093，YF50.0092F4F5取較大者，即前者4KTYF4模數(shù)m3F4au1z22代入數(shù)據(jù)得m4.2,取m=5中心距aamZ4Z55407422852齒寬bb=aa0.4285=114小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm取b4120b51143)驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（u1)KTH3352,代入數(shù)據(jù)得H737.43MPa<Hub4a（4)齒輪幾何尺寸計(jì)算19分度圓直徑dd4=m=540=200Z4d5mZ5=574=370齒頂?shù)蚳a齒根低hfhfh*c*m10.255=6.25a齒頂圓直徑dada4d42ha20025=210da5d52ha37025=380齒根圓直徑dfdf4d42hf20026.25=187.5df5d52hf37026.25=357.5齒寬bb4120,b5114中心距aa=285齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核（Ⅰ）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度（1）接觸應(yīng)力的計(jì)算由文獻(xiàn)[4]表5 39可知，齒面接觸應(yīng)力計(jì)算公式，即HZHZE2KT1u21bd12(10.5R)2u3.28）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①計(jì)算載荷系數(shù)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，由文獻(xiàn)[4]表52可知，取KA1平均分度圓直徑dm1d110.5R36010.50.28313.95mm平均分度圓圓周速度vmdm1n13.14313.955569.14m/s6000060000由文獻(xiàn)[4]圖54（a）可知，按vmz19.14302.7405，得KV1.2410010020；由文獻(xiàn)[4]圖57（b）可知，按b97.960.272，齒輪懸臂布置，d1360K1.21；由文獻(xiàn)[4]表54可知，K1.1；KKAKVKK11.241.211.11.65①由文獻(xiàn)[1]表106可知，彈性系數(shù)ZE189.8；①節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH222.49sincossin20ocos20o計(jì)算得，2.4921.659.261051.6621H189.8360221.66106.32MPa97.9610.5R（1）接觸疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力由文獻(xiàn)[4] 表5 28可知，許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式，即HP HlimZNZXZWZLVRSHmin3.29）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa②最小安全系數(shù)SHmin1.0③由文獻(xiàn)[1，10-13]可知，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1 60n1jLh 60 360 1 5 365 24 9.46110821由文獻(xiàn)[1] 圖10-19可知，查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN10.87，④尺寸系數(shù)ZX1⑤工作硬化系數(shù)，按ZW1.2HBS1301.111700⑥潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，ZLVR0.85計(jì)算得，60011.10.85443.7MPaHP0.871（3）由于H106.32MPaHP443.7MPa，故安全。（Ⅱ）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根應(yīng)力的計(jì)算由文獻(xiàn)[4]表5 55可知，彎曲應(yīng)力計(jì)算公式，即F2KT1R)2YFYSbd1m(10.5（3.30）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①由文獻(xiàn)[1]表105可知，YF12.85，②由文獻(xiàn)[1]表105可知，YS11.54，計(jì)算得，F(xiàn)121.659.261052.851.5442.85MPa3601210.50.28297.96（2）彎曲強(qiáng)度的齒根許用應(yīng)力由文獻(xiàn)[4]表5 31可知，齒根許用應(yīng)力計(jì)算公式，即22HPFlimYSTYYNXSFmin3.31）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①?gòu)澢跇O限 300MPaFlim③齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST 2.0④彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù) SFmin 1.4⑤彎曲疲勞壽命系數(shù)YN10.93，YN20.96④彎曲疲勞的尺寸系數(shù)YX0.85計(jì)算得，30020.85338.8MPaF11.40.93（3）由于F142.85MPaF1338.8Mpa，故安全。驗(yàn)算齒輪3和齒輪6是否干涉Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距a=285Z3m Z6m7343762572852 2故齒輪3和齒輪6是不干涉行星齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核1）行星傳動(dòng)類(lèi)型為2K-H（A）。2）齒輪材料及熱處理太陽(yáng)輪和行星輪的材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等23級(jí)6級(jí)，表面硬度為：太陽(yáng)輪60HRC，行星輪56～62HRC。據(jù)文獻(xiàn)9圖6-12和圖6-27，取Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2。內(nèi)齒圈選用20Cr調(diào)質(zhì)，加工精度等級(jí)7級(jí)，硬度。Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2（3）確定主要參數(shù)1）行星機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比 ip=4.97。2）行星輪數(shù)目：根據(jù)文獻(xiàn) 9表3-2，取np=3。載荷不均衡系數(shù)kp：采用太陽(yáng)輪浮動(dòng)和行星架浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取=1.15配齒計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)9表3-2及傳動(dòng)比ip，選擇太陽(yáng)輪齒數(shù)Za=17行星輪齒數(shù)Zc=25，內(nèi)齒圈齒數(shù)Zb=67,實(shí)際傳動(dòng)比i=4.94。其傳動(dòng)誤ipi4100，傳動(dòng)合適。i0.6100ip（4）初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù)文獻(xiàn)9按彎曲強(qiáng)度公式6-50計(jì)算齒輪模數(shù)m:mT1KAKFKFPYFa1Km3dZ12Flim式中相關(guān)系數(shù)如下：TKc5057.361.15T1—名義轉(zhuǎn)矩，T131938.6N/mnpKm—算式系數(shù)，對(duì)于直齒輪為 Km=12.1。KF—綜合系數(shù)，由表 6-5查得KF=1.8KA—使用系數(shù)由表6-7查得KA=1.5KFp—行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)， KFp=1.1524YFa1—小齒輪齒形系數(shù)，由圖6-22得YFa1=2.58Flim—試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim340N/mm2d—齒寬系數(shù)，d=0.7z1—小齒輪齒數(shù)，z1=17將上列數(shù)據(jù)帶入公式得：mKm3T1KAKFKFPYFa112.131938.651.51.81.152.587.76dZ12Flim0.71723.4故取齒輪模數(shù)為8。5．嚙合參數(shù)計(jì)算兩個(gè)嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距分別為：aac1mZaZcb1mZbZ此可見(jiàn), aac acb,滿足非變位同心條件。幾何尺寸計(jì)算表3.2星星輪系尺寸表單位/mm項(xiàng)目計(jì)算公式太陽(yáng)輪a行星輪c內(nèi)齒圈b分度圓直徑ddmZ136200536齒頂?shù)?hahhm888aa齒根低hfhfha*c*m101010齒頂圓dad2ha152216外嚙合直徑da內(nèi)嚙合dad2ha52025齒根圓外嚙合dfd2hf116180直徑df內(nèi)嚙合dfd2hf556齒寬b b d d 96 96 96條件驗(yàn)算（1）鄰接條件 按文獻(xiàn)9公式3-7驗(yàn)算，即2rac Lc和式中：rac—裝配行星輪的齒頂圓的半徑， rac 108mm。dac—裝配行星輪的齒頂圓的直徑，dac216mm。np—行星輪個(gè)數(shù)，np3。aac'—為a,c齒輪嚙合中心距，aac'168mm。Lc-相鄰兩行星齒輪中心距，Lc2a'02168cos300mm。accos302912108291，2162162sin2803故滿足鄰接條件。（2）同心條件由上知aacacb,滿足同心條件。（3）安裝條件按文獻(xiàn)9公式3-20驗(yàn)算，即zazbC（整數(shù)）npC176728條件滿足。38.ac齒輪副強(qiáng)度驗(yàn)算（1）齒面接觸應(yīng)力H1）據(jù)文獻(xiàn)9公式6-53，基本接觸應(yīng)力Ttu1H0ZHZEZZud1b26式中：ZH—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得ZH 2.5。ZE—彈性系數(shù) 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2。Z—重合度系數(shù) 查圖6-10得Z=0.9Z —螺旋角系數(shù)，直齒輪 0，Z =1Ft—端面分度圓上的名義切向力，d1—小齒輪分度圓直徑，d1=136b—小齒輪工作齒寬，b=96u—齒數(shù)比，uz2251.47z117H0—接觸應(yīng)力基本值，H02.5189.80.928509.631.471211.47814.73N/mm136962）齒面接觸應(yīng)力據(jù)文獻(xiàn)9公式6-51，齒面接觸應(yīng)力H1H0KAKVKHKH1KHp1（6-51）H2H0KAKVKHKH2KHp2KA—使用系數(shù)查表6-7取KA=1.5ABKV—?jiǎng)虞d系數(shù)公式6-58KVA200vx式中A5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(6-5.0)0.6670.4C為傳動(dòng)精度系數(shù)，C 6。27vx為小齒輪相對(duì)轉(zhuǎn)臂X節(jié)點(diǎn)的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度圓的直徑比值小于 1，取KH=1KH—齒間載荷分布系數(shù)，查表 6-9，取KH =1.0KHp—計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,KHp=1.1H1， H2—齒面接觸應(yīng)力，H1 H2 814.731.51.01 11.0 1.1 1051.76N/mm2（2）許用接觸應(yīng)力 Hp據(jù)文獻(xiàn)9公式6-54，許用接觸應(yīng)力HpHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim（6-54）2Hlim—試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限， Hlim=1450N/mmZNT—計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：按每天工作20小時(shí)，一年工作 300天，使用壽命為 8年t 20 3008 48000h太陽(yáng)輪:NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星輪:NL2NL1/unp2.71071.4735.5107按表6-12，公式（9）2821060.0191ZNTNL計(jì)算得：21060.019121060.0191ZNT10.95ZNT10.941075.51072.7，ZL—潤(rùn)滑劑系數(shù)，查圖6-17得ZL=1.05ZV—速度系數(shù)，查圖6-18得ZV=0.9ZR—粗糙度系數(shù)，查圖6-19得ZR=0.89ZW—工作硬化系數(shù)，ZW=1.2ZX—接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式ZXm0.991.076-0.0109H1H2

14500.951.050.90.891.20.991074N/mm21.214500.941.050.90.891.20.991062N/mm21.2（3）強(qiáng)度條件Hp（6-55）H1H21051.76N/mm2Hp11074N/mm2H1H21051.76N/mm2Hp21062N/mm2故ac齒輪副滿足接觸強(qiáng)度條件。齒bc輪副強(qiáng)度驗(yàn)算在內(nèi)嚙合齒輪副bc中只需校核內(nèi)齒圈b的接觸強(qiáng)度。（1）齒面接觸應(yīng)力H1）接觸應(yīng)力基本Ttu1H0ZHZEZZud1b式中：ZH——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得ZH 2.5。29ZE——彈性系數(shù) 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2?！睾隙认禂?shù),查圖6-10得Z=0.9Z——螺旋角系數(shù)，直齒輪0，Z=1Ft——端面分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t2T121938.65103mm。d120019386Nd1—小齒輪分度圓直徑，d1=200b—小齒輪工作齒寬，b=92u—齒數(shù)比，uz2672.68z125H0—接觸應(yīng)力基本值，H02.5189.8193862.68120.91922.68513.66N/mm2002）齒面接觸應(yīng)力H2H0KAKVKHKH2KHp2（6-52）KA—使用系數(shù)查表6-7取KA=1.5ABKV—?jiǎng)虞d系數(shù)公式6-58KV，式中A200vxA5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(7-5.0)0.6670.4C為傳動(dòng)精度系數(shù)，C7。vx為小齒輪相對(duì)轉(zhuǎn)臂X節(jié)點(diǎn)的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度圓的直徑比值小于 1，取KH=130KH—齒間載荷分布系數(shù)，查表 6-9，取KH =1.1KHp—計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)KHp=1.1H2—齒面接觸應(yīng)力，H2 513.66 1.51.0111.11.1 695.46N/mm2（2）許用接觸應(yīng)力 HpHpHlimZNTZLZVZRZWZX(6-54)SHlimHlim—試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限，Hlim=780N/mm2SHlim—接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，查表6-11，SHlim=1.2ZNT—計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：按每天工作20小時(shí)，一年工作 300天，使用壽命為 8年t20300848000h太陽(yáng)輪NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星輪NL2NL1/unp2.71071.4735.5107內(nèi)齒圈NL3NL2/unp5.51072.683610721060.0191按表6-12，公式（9）ZNT計(jì)算得：NL21060.0191ZNT30.946107，ZL，ZV，ZR—查表6-14，簡(jiǎn)化計(jì)算的總值為（ZLZVZR）=0.85ZW—工作硬化系數(shù)ZW1.2HB1302171301.1517001.2170031ZX —接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，按表 6-15公式ZX 1.076-0.0109m 0.99H 1450 0.94 0.85 1.15 0.99 1099N/mm21.2（3）強(qiáng)度條件Hp(6-55)H 695.46N/mm2 Hp 1099N/mm2故b c齒輪副滿足接觸強(qiáng)度條件。3.3行星齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算配齒計(jì)算據(jù)2Z-X(A)型行星傳動(dòng)的傳動(dòng)比ip值和按其配齒計(jì)算（見(jiàn)參考文獻(xiàn)）公式（3-27）~公式（3-33）可求得內(nèi)齒輪b和行星輪c的齒數(shù)zb和zc?，F(xiàn)考慮到行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a的齒數(shù)za=17和行星輪np=3.根據(jù)內(nèi)齒輪zb(ip1)zazb （5.5 1）17=76.5對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整，同時(shí)考慮到安裝條件，取 zb 79，此時(shí)實(shí)際的p值與給定的p值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差的范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為zb79i15.647za=17其傳動(dòng)比誤差32ipi5.55.647i5.5ip=2.67%由于外嚙合采用角度變位的傳動(dòng)，行星輪c的齒數(shù)zc應(yīng)按如下公式計(jì)算，即'zbzazczc2因?yàn)閦bza62為偶數(shù)，故取齒數(shù)修正量為zc1。此時(shí)，通過(guò)角變位后，既不增大該行星傳動(dòng)的徑向尺寸，又可以改善a-c嚙合齒輪副的傳動(dòng)性能。故79-17zc=-1302在考慮到安裝條件為za zb

C 322 （整數(shù)）初算中心距和模數(shù)齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽(yáng)輪和行星輪材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57~61HRC。試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 Hlim=1591Mpa。試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽(yáng)輪 Flim=485Mpa。行星輪 Flim=485 0.7Mpa=339.5Mpa (對(duì)稱(chēng)載荷)。齒形為漸開(kāi)線直齒。最終加工為磨齒，精度為 6級(jí)。內(nèi)齒圈材料為38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。33試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限 Hlim=1282Mpa驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限 Flim=370MPa齒形的終加工為插齒，精度為 7級(jí)。減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速n2n1由i=n2n1 1000得n2=i=5.5rmin=181.82rmin載荷不均衡系數(shù)KP采用太陽(yáng)輪浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取 KHP KFP1.15。齒輪模數(shù)m和中心距a首先計(jì)算太陽(yáng)輪分度圓直徑：daKtd3T1kAkHPkHu12udHlim301.76式中：u一齒數(shù)比為17KA一使用系數(shù)為 1.25；Ktd一算式系數(shù)為768；KH 一綜合系數(shù)為2；T1一太陽(yáng)輪單個(gè)齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。34TTa9549P11npn1np95491200.985Nm=31000=376Nm其中—高速級(jí)行星齒輪傳動(dòng)效率，取=0.985—齒寬系數(shù)暫取bda=0.5Hlim=1450MpadaKtd3T1kAkHPkHu12u代入dHlimda7683376.231.251.151.6(1.761)0.5159121.76=78.66mmda78.664.63模數(shù)m=za17取m=5a01zg)1(1730)mm則m(za522=117.5 mm取a122.5mm齒寬 b d d 0.5 517 42.5取b62mm 幾何尺寸計(jì)算35計(jì)算變位系數(shù)(1)a-c 傳動(dòng)嚙合角accosaca0cos117.5acos20因122.5=0.93969262所以‘“ac=203954xinvacinv(zazc)2tan變位系數(shù)和inv2039'54"inv20=（17+30）2tan20=1.14136圖2-1選擇變位系數(shù)線圖中心距變動(dòng)系數(shù)yaa0122.5117.5y=m5=1齒頂降低系數(shù)yyxy1.14110.141分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過(guò)查找線圖 2-1中心距變動(dòng)系數(shù)yaa0122.5117.5y=m5=137齒頂降低系數(shù)yyxy1.14110.141分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過(guò)查找線圖2-1得到邊位系數(shù)xa0.549則xcxxa1.1410.5490.592c-b傳動(dòng)由于內(nèi)嚙合的兩個(gè)齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有xxcxb0從而xbxc0.592且a'a'y0y0幾何尺寸計(jì)算結(jié)果對(duì)于單級(jí)的2Z-X(A)型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的計(jì)算結(jié)果如下表：表3-1各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果項(xiàng)計(jì)算公a-c齒輪副b-c齒輪副目式分d1m1z1d151785d1150度圓直d2m2z2d2530150d2579395徑d基db1d1cosdb185cos2079.87db1140.95圓直徑38db db2 d2cos db2 150 cos20 140.95 db2外da1d12m(haxayda199.076嚙da2164.513齒da2d22m(haxcy)合頂圓直徑da內(nèi)da1d12m(ha*xcy嚙da2d22m(haxby)合外df1d12m(ha*c*xa)df177.987嚙df2143.424齒合dd2m(h*cxf22根圓直ac徑df內(nèi)df1d12m(ha*cxc)嚙合df2d22m(hacxb

395 cos20 371.da1 164.513da2 391.09df1 143.424df2 413.424注：齒頂高系數(shù)：太陽(yáng)輪、行星輪 —ha 1，內(nèi)齒輪—ha 0.8；頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪—c 0.25按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即dac 2aac'sinnp39已知行星輪c的齒頂圓的直徑dac=164.513，a'122.5和np3代入ac上式，則得2122.5sin212.176mm164.5133滿足鄰接條件同心條件按公式對(duì)于角變位有zazczbzccos'cos'acbc已知za17zc30zb79，

'2539'54"'acbc

代入上式得17307930cos2039'54"cos20=52.145滿足同心條件 安裝條件按公式驗(yàn)證其安裝條件，即得za zbC(整數(shù))np將 za 17 zb 79 np3代入該式驗(yàn)證得17 79323 滿足安裝條件嚙合要素的驗(yàn)算a-c傳動(dòng)端面重合度a（1）頂圓齒形曲率半徑 a(da)2(db)22240a1(99.0076)2(79.874)2太陽(yáng)輪22=29.31mma2(164.513)2(140.954)2行星輪22=42.416mm（2）端面嚙合長(zhǎng)度gaga a1 ( a2 a'sin t')式中“ ”號(hào)正號(hào)為外嚙合，負(fù)號(hào)為內(nèi)嚙合；'端面節(jié)圓嚙合角。'直齒輪t=ac=2539'54"則ga(29.3142.416122.5sin2539'54")mm=18.67mmgacos/(mncos18.67at)（3）端面重合度5cos20=1.265cb端面重合度a（1）頂圓齒形曲率半徑 a(da)2(db)22 2行星輪a1由上面計(jì)算得，a1=42.416mma2(391.08)2(371.18)2內(nèi)齒輪22mm41=61.597 mm（2）端面嚙合長(zhǎng)度gagaa1a2a'sint'=42.14661.597122.5sin20mm=24.05mm24.05（3）端面重合度agacos/(mncosat)=5cos20=1.633.4行星軸的設(shè)計(jì)計(jì)算行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，行星軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架通過(guò)鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi)，太陽(yáng)輪通過(guò)雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實(shí)現(xiàn)太陽(yáng)輪浮動(dòng)。太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理如圖3-1所示：圖3-1太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理初算軸的最小直徑在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，每個(gè)行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 Ft 2 8868N，當(dāng)行星輪相對(duì)于行星架對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，載荷 Ft則作用在軸跨距的中間。取行星輪與42行星架之間的間隙22.5mm，則跨距長(zhǎng)度l0b22262567mm。當(dāng)行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的配合選為H7/h6時(shí)，就可以把它看成是具有跨距為l0的雙支點(diǎn)梁。當(dāng)軸較短時(shí)，兩個(gè)軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認(rèn)為軸是沿著整個(gè)跨度承受均布載荷qFt/l0（見(jiàn)圖3-2）。圖3-2行星輪軸的載荷簡(jiǎn)圖危險(xiǎn)截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩ql02Ftl02886867M888Nmm=148538.Nmm行星輪軸采用40Cr鋼,調(diào)質(zhì)s440MPa，考慮到可能的沖擊振動(dòng)，取安全系數(shù)S2.5;則許用彎曲應(yīng)力bs/S(440/2.5)MPa=176MPa,d032M33214853820.485mm3mm故行星輪軸直徑b176取d020.485mm其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。選擇行星輪軸軸承在行星輪內(nèi)安裝兩個(gè)軸承，每個(gè)軸承上的徑向載荷Fr43FrFttan208868tan2022N=1614N在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，軸承外圈以轉(zhuǎn)速HHza17ncnazc818.18rmin30rmin=463.64考慮到行星輪軸的直徑 d0 20.485mm，以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承6306型，其參數(shù)為d 30mm D 72mm B 19mmCr27.0kNC0r15.2kNnlim12000rmin（油?。?；取載荷系數(shù)fp1.2；當(dāng)量動(dòng)載荷PfpFr1.21614N=1937N;6(C0)327000)3Lh10H16670(軸承的壽命計(jì)算60ncP463.641937h=97377h根據(jù)設(shè)計(jì)要求，該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按320天計(jì)算，每天按22小時(shí)計(jì)算，即Lh10a320d/a22h/d70400h。所以設(shè)計(jì)決定選用6306型軸承，并把行星輪軸直徑增大到d0d30mm。校核行星輪輪緣厚度 c是否大于許用值：(df)cD2.5mc=2minmm式中m行星輪模數(shù)（mm）143.424722.55c2minmmc=35.712 min =12.5mm440.09~0.1滿足條件 c> min 。由于行星輪寬度 b2b062mm，因此兩個(gè)軸承之間安裝一厚度為5mm，寬度為13mm的套筒。3.5軸的設(shè)計(jì)校核與軸承選用Ⅳ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核（1）選擇Ⅳ軸的材料選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查文獻(xiàn)6表7-1，材料強(qiáng)度極限B 650MPa， B 58~65N/mm2 取 60MPa軸徑的初步估算由文獻(xiàn)6表7-11取C＝107，可得dminC3p41073136.0779.49mmn4331.96求作用在齒輪上的力軸上大齒輪5分度圓直徑為： d5＝mZ5 5 74 370mm圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力F的大小如下Ft52T423914530Nd537021159.62Fr5Fttann21159.62tan20770147N小輪6分度圓直徑為:d＝mZ6637222mm6Ft62T42391453035266.04Nd6222Fr6Fttann35266.04tan2012835.79N軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)45圖3.1 Ⅳ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)取較寬齒輪距箱體內(nèi)壁距離 10mm,軸承距箱體內(nèi)壁c 5mm,相鄰齒輪軸向距離S 10mm,安裝齒輪處軸段長(zhǎng)比輪轂寬少 2mm。擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑 d1 90mm，L1 B 54mm，軸承型號(hào)N418，尺寸d D B 90 225 54L1 B c 2 54 5 10 2 71mmⅡ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑110mm，軸段長(zhǎng)度L2 98mm(比齒輪6輪轂寬b6 100mm少2mm)。Ⅲ段取齒輪右端軸肩低度h0.07d0.071107.7mm,取h9mm，軸環(huán)直徑110+29=128mm,軸環(huán)寬度L31.4h=10.78mm，Ⅲ段長(zhǎng)L313mmⅣ段用于裝齒輪 5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑100mm，軸段長(zhǎng)L4112mm(比齒輪5輪轂寬b5114mm少。2mm)Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號(hào)NU2218E，尺寸46d DB9022554，軸段直徑d180mm,L5L1371374mm（齒輪4距離箱體內(nèi)壁為10mm,齒輪6距內(nèi)壁為13mm)。）軸上零件的周向定位兩個(gè)齒輪均采用漸開(kāi)線花鍵聯(lián)結(jié)，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較低的靜聯(lián)接和動(dòng)聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力低，它的鍵布置對(duì)稱(chēng)，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對(duì)軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角2 45。(5）軸的強(qiáng)度效核：1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖：47圖3.2 Ⅳ軸計(jì)算簡(jiǎn)圖2）求支反力：lADL1L2L3L4L5B7198131127454314lABL1L2b6B719850279222lBCb6L3b550135712022lCDL4b5L5B11257742710222lBDlBClCD120102222水平面：RAXFt6lBDlCDFt5/lAD32023.93NRDXFt6Ft5RAX24786.88N垂直面：RAYFr6lBDFr5lCD/lAD6618.10NRDYFr5RAYFr61448.74N3）計(jì)算彎矩水平彎矩：MCXRDXlCD24786.881022528261.76Nmm48MBX RAX lAB 32023.93 92 2946201.56Nmm垂直面彎矩：MCYRDYlCD1448.74102147771.48NmmMBYRAYlAB6618.1092608865.2Nmm合成彎矩：MC222528261.762147771.4822532576.54MCXMCYNmmMBMBX2MBY22946201.562608865.223008458.15Nmm扭矩：T43941250NmmT3 0.6 3941250 2364750Nmm5）計(jì)算當(dāng)量彎矩MeB MB2 TMeC MC2 T

2236475023826599.40Nmm3008458.15222236475023464965.58Nmm2532576.54顯然B處為危險(xiǎn)截面，故只對(duì)該處進(jìn)行強(qiáng)度效核軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表4－1得B650N/mm2由MDa得W0.09~0.1B58~65N/mm2取60N/mm2Wd30.1d30.11103133100mm332MeC3826599.4028N/mm260N/mm2133100Ⅲ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核選擇軸的材料選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查表7-1，材料強(qiáng)度極限49B 650MPa， 0.09~0.1B 58~65N/mm2 取 60MPa軸徑的初步估算由文獻(xiàn)6表7-11取C＝107，可得dminC3p31073143.1465.84mmn3614.12求作用在齒輪上的力軸上大齒輪4分度圓直徑為：d4＝mZ4540200mm圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力F的大小如下Ft42T32222513022251.3Nd4200Fr4Ft4tann22251.3tan208098.81N小輪3分度圓直徑為：d＝mZ3473292mm3Ft32T322225130Nd329215240.62Fr3Ft3tann15240.62tan205547.13N(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)50圖3.3Ⅲ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑d1100mm，跟據(jù)軸直徑選擇標(biāo)準(zhǔn)軸承型號(hào)，軸尺寸dDB10025058；NU2220EL1Bc258510275mmⅡ段安裝齒輪3，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑120mm,軸段長(zhǎng)度L281mm(比齒輪3輪轂寬b383mm少2mm)Ⅲ段考慮相鄰齒面干涉距離，取其長(zhǎng)度為L(zhǎng)327mm，取齒輪右端軸肩低度h 0.07d 0.07 120 8.4mm,取h 9mm，軸環(huán)直徑120+29=138mm。Ⅳ段用于安裝齒輪 4，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑120mm，軸段長(zhǎng)L4 118mm。Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑 d1 100mm，軸承型號(hào)NU2220E，尺寸d D B 100 250 58,取軸段直徑d5 100mm,L5 L1 75mm2）軸上零件的周向定位同Ⅳ軸相同，兩個(gè)齒輪