掘進機截割部設計

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1、 2.1.2 各部件的結構型式的確定 2.1.2.1 切割機構 (3)行星減速器 主要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合， 此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相 應的軸孔內(nèi)， 內(nèi)輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架， 實現(xiàn)第一級減速 [7] 。 第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行 星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內(nèi)。這里內(nèi)輪與減速器殼體組 成一體與行星

2、輪嚙合，此星輪不僅自轉還繞太陽輪公轉，從而實現(xiàn)第二級減速器。 圖 2-1 EBZ200E 掘進機的截割部行星減速器結構 Fig.2-1 EBZ200E roadheader in Jiamusi Coal Mine Machinery Co. Ltd. 2.2.4 截割機構技術參數(shù)的初步確定 2.2.4.3 電動機的選擇 根據(jù)行業(yè)標準 MT477-1996YBU 系列掘進機用隔爆型三相異步電動機選

3、擇，確定截割 功率為 200kw，額定電壓 AC1140 /660 V，轉速 1500rpm 1 表 2-2 電動機的基本參數(shù) [13] 功率 /kW 效率 /% 功率因數(shù) 堵轉轉矩 堵轉電流 最小轉矩 最大轉矩 冷卻水流 / cos 量/ m3 h 1 額定轉矩 額定電流 額定轉矩 額定轉矩 200 92 0.85 2.0 6.5 1.2 2.6 1.3

4、 2 3 懸臂式掘進機截割機構方案設計 3.1 截割部的組成 掘進機截割部主要 由截割電動機、截割機構減速器、截割頭、懸臂筒組成。見圖 3-1. 截割部是掘進機直接截割煤巖的裝置，其結構型式、截割能力、運轉情況

5、直接影響掘進機 的生產(chǎn)能力、掘進效率和機體的穩(wěn)定性，是衡量掘進機性能的主要因素和指標。因此，工 作部的設計是掘進機設計的關鍵。 1 截割頭 2 伸縮部 3 截割減速機 4 截割電機 圖 3-1 縱軸式截割部 ?3.2 截割部電機及傳動系統(tǒng)的選擇 切割電機的選擇應根據(jù)工作條件選取，由設計要求可知，所設計的掘進機可截割硬度 為小于 85Mpa 的中硬巖，查表 2-1 可知應該選取功率為 200KW 的截割電動機。電機動力

6、 經(jīng)傳動系統(tǒng)傳向截割頭進行截割，且機體為焊接結構，前端與行星減速器相聯(lián)，后端聯(lián)接 回轉臺。電機輸出力矩，通過花鍵套傳遞給減速器，再由花鍵套傳到主軸，主軸通過內(nèi)花 套鍵與截割頭相聯(lián)，把力 (矩)傳遞到割頭上，截割頭以此方式進行工作。 3.5 傳動方案設計 懸臂式掘進機的傳動方式為電機輸出軸通過聯(lián)軸器將轉矩傳遞給減速器的輸入軸，減 速器輸出軸通過聯(lián)軸器將轉矩傳遞給主軸，主軸帶動截割頭轉動。 3 3.5.2 傳動類型的設計 由于行星齒輪傳動具有多分流傳動、低壓力嚙合、作用力平衡

7、和運行多變性等一系列 特點，所以在同等工作條件下與定軸齒輪傳動相比，行星齒輪傳動具有外形尺寸小，重量 輕、傳動效率高、工作可靠和同軸傳動等許多突出優(yōu)點，因此國內(nèi)外縱軸式掘進機的截割 結構傳動系統(tǒng)均采用行星齒輪傳動，以期在提高承載能力、效率和可靠性的同時，盡可能 地減輕重量、縮小外廓尺寸、降低制造成本。要求傳動裝置體積小、結構緊湊，并滿足一 定的強度要求和減速比要求。因此，這種工作機構的傳動裝置多采用行星齒輪傳動，以滿 足以上要求。 如果采用一級減速，則傳動比太大，導致齒輪結構很難滿足現(xiàn)實要求，因此，決定采 用 2 級齒輪減速。齒輪系的選取有定

8、軸輪系和周轉輪系兩種。由于懸臂采用內(nèi)伸縮式，電動機、聯(lián)軸器、的減速器相對于軸向是固定的，從傳動裝置體積小、結構緊湊等考慮，采用雙級行星齒輪傳動。工作機構傳動系統(tǒng)布置圖 3-1。 圖 3-6 傳動系統(tǒng) Fig 3-6 The transmission system 截割電動機通過聯(lián)軸節(jié)、中心輪、行星輪、內(nèi)齒輪、中心輪、行星輪和聯(lián)軸節(jié)驅動切 割頭進行切割。 中心輪固定在懸臂主軸上，行星輪與之嚙合，同時又與一個內(nèi)齒輪嚙合，內(nèi)齒輪固定在箱 體上。 使減速

9、器的強度能滿足電動機的最大轉矩和動載荷，即使電動機過載以至停止，減速 器也不至于出現(xiàn)機械故障。若減速器的強度不能滿足電動機的最大轉矩，必須設過載保護 裝置，如安全銷、壓緊彈簧、液壓或摩擦聯(lián)軸器等。 4 4 截割部減速機構設計 4.1 電機選擇 4.1.1 截割速度 根據(jù)設計要求，截割頭轉速 n= 46r/min 4.1.2 截割功率 根據(jù)所截割煤巖的特性、工作機構的類型，參照類似工作條件、工作范圍的國內(nèi)外各 種掘進機，來選定截割電機功率。 表 4-1 我

10、國主流掘進機的主要技術性能表 Tablet.4-1 Table of mainly performance of roadheader in China 技術參數(shù) AM50 S-100 EBJ-120TP EBZ200TY S150J ELMB-75C EBJ-200SH 斷面 /㎡ 6～ 18 8～ 23 8～ 18 9～ 21 9～ 23 6～ 17 8～ 24 可截割硬度 60 70 60 80 80 70 80～100 /MPa 機重 /t 26.8 27

11、 36 51.5 44.6 23.4 53 總功率 /kW 174 145 190 250 205 130 314 截割功率 /kW 100 100 120 200 150/80 75 200 適應坡度 /（°） 16 16 16 16 16 16 16 系統(tǒng)壓力 /MPa 16 16 16 23 16 16 16 7.5 × 2.1 12.2 × 2.8 8.6 × 2.1 9.8 × 9.0 × 2.8 8.22 × 10.8 × 2.7 外形尺寸 2.55 × 2.5

12、× /m× m× m × 1.65 × 1.8 × 1.55 × 1.8 × 1.5 1.7 1.56 生產(chǎn)廠家 淮南 佳木斯 太原分院 太原分院 佳木斯 南京晨光 上海分院 根據(jù)設計要求，截割硬度小于 85Mpa，選擇截割功率為 200kW。 4.1.3 選擇電機 根據(jù)截割功率選擇電動機型號為： YBUD-200 隔爆電動機 其主要性能數(shù)據(jù)如下： 5 表 4-1 Tablet.4-1

13、型號 額定 同步 滿載 功率 轉速 轉速 YBUD-200 200KW 1500 1460 r/min r/min 4.2 截割減速器結構設計 根據(jù)性能要求：傳動比大，輸入軸與輸出軸具有同軸性，選用行星齒輪傳動。 因傳動比較大，采用兩級行星傳動，傳動系統(tǒng)簡圖如圖 4-2： 圖 4-1 傳動系統(tǒng)簡圖 Fig 4-1 The diagram of transmission system 行

14、星減速器主要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行 星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第 一級行星架相應的軸孔內(nèi)，內(nèi)輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn) 第一級減速 [7] 。 第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行 星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內(nèi)。這里內(nèi)輪與減速器殼體組 成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉還繞太陽輪公轉，從而實現(xiàn)第二級減速器。 為了盡量減小減速器體積和重量，將行星減速器的外殼與兩級行星傳動的內(nèi)齒圈

15、設計 6 成一體。這種結構使得低速級和高速級的內(nèi)齒圈齒數(shù)相等， 整個輪系中齒輪的模數(shù)也相等。 4.2.1 傳動比的分配 確定總傳動比并根據(jù)傳動比分配理論分配各級傳動比 ,并選擇齒輪齒數(shù) i 總= n0 / nw =1460/46=31.739 高速級的傳動比： i1 = 1.35 i 6.546 低速級的傳動比： i2 i 4.849 i1 4.2.2 各軸功率、轉速和轉矩的計算 按指導書表 4.2-9 確定各零件效率取： 聯(lián)軸器效率

16、聯(lián) =0.99 齒輪嚙合效率 齒 =0.97（齒輪精度為 7 級） 滾動軸承效率 承 =0.98 滾筒效率 卷筒 =0.96 開式齒輪嚙合效率 開齒 =0.95 0 軸（電動機軸）： P 0 =P r =200kw n 0 =1460r/min 3 T 0 =9.55P0 /n 0 =9.55 ×200×10 /1460=1308.22N.m Ⅰ軸： P1 = P0 × 聯(lián) =P0 × 聯(lián) =200×0.99=198kw n 1 =1460r/min T 1 =9.55 ×P1

17、/n 1 =9.55 ×198×10 3 /1460=1295.14N.m 7 Ⅱ軸： P 2 =P1 × 12 =P 0 × 齒 × 承 =200×0.97 ×0.98=190.12kw n 2 = n1 /i 1 =1460/6.546=223.04r/min T 2 =9.55 ×P 2 / n 2 =9.55 ×190.12 ×103/223.04=8127.33N.m Ⅲ軸： P3 =P2 × 23 = P 2 × 齒 × 承 =190.12 ×0.97 ×0.98=180.73kw n 3

18、 = n 2 / i 2 =223.04/4.849=45.997r/min T 3 =9.55 ×P3 / n3 =9.55 ×180.73 ×103/45.997=37523.57N.m 4.2.3 齒輪部分設計 4.2.3.1 高速級齒輪傳動的設計 (1)選擇齒輪材料： 太陽輪選用 45#鋼 調(diào)質處理 HRC1=56—62 行星輪選用 45#鋼 調(diào)質處理 HRC2=56—62 (2)按齒面接觸疲勞強度設計計算： 齒寬系數(shù) d ,查教材表 8-23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 d =0.5 齒輪齒數(shù)的選擇

19、： 傳動比條件： z3 / z1 i13 1 同心條件（各齒輪模數(shù)相同） ： z3 z1 2z2 均布條件（ N 為整數(shù)）： ( z1 z3 ) / k N 鄰接條件： ( z1 z2 ) / sin(180o / k ) z2 2ha * 根據(jù)以上四個條件選擇 z1 =21 z2 =57 z3 =135 k=3 8 實際傳動比 u=Z3/Z1+1=7.429 傳動比誤差 u / u =（7.429-7.399） /7.429=0.0041 誤差在

20、 5%內(nèi)，合適 1）確定齒輪傳動精度等級， 比照公式： vt (0.013 0.022)n0 3 p0 / n0 （4-1 ） 估取圓周速度 V t =6.08m/s,參考教材表 8-14，8-15 選取 II 公差組 7 級 2）太陽輪分度圓直徑 d1, 由下式得： d1 2KT1 u 1 ZE ?ZH?Z 2 （4-2 ） 3 ? ( [ ) d u H ]

21、 a 齒寬系數(shù) d : 查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d =0.8 b 太陽輪轉矩 T : T 1 = 108494N.mm 1 c 載荷系數(shù) K : K=K A Kv K K （4-3） 使用系數(shù) KA : 查表得 K A =1.3 動載荷系數(shù) Kv : 查表得 Kv =1.2 齒向載荷分布系數(shù) K : 查表取 K =1 齒間載荷分配系數(shù) K ：由下式及其

22、 =0 得 [1.88 3.2( 1 1 )]cos =[1.88-3.2( 1 1 )]=1.68 Z1 Z2 20 80 查表并插值得 K =1.16 則載荷系數(shù) K 的初值 K K =1.3 ×1.2 ×1×1.16=1.81 t t d 彈性系數(shù) Z E : 查表取得 Z E =189.8 N / mm2 e 節(jié)點影響系數(shù)（ 0, x1 x2 0 ）: 根據(jù)條件查圖可得

23、 Z H =2.5 f 重合度系數(shù) Z : 查表（ 0），取Z =0.87 g 許用接觸應力 [ H ] : [ H ] H lim1 ? ZN ? Zw / SH （4-4 ） 9 接觸疲勞極限應力 H lim1 ， Hlim 2 ，查表可得 2, 2 H lim1 =570N/mm H lim 2 =460N/mm 應力循環(huán)次數(shù) N : N1 60njL h 60 1460 300 8 5 1.0

24、5 1010 N2 N1 / u =1.05 1010 9 / 7.429 =1.42 ×10 則查表得出接觸強度的壽命系數(shù) ZN1, ZN2 ( 不允許有點蝕 ) ， ZN1 ZN21 硬化系數(shù) Zw : 根據(jù)設計條件查圖可取 Zw =1 接觸強度安全系數(shù) SH, 按照一般可靠度查 SHmin=1.0 —1.1 ，取 SH=1.1 ， [ 2 H 1 ] =570×1×1/1.1=518N/mm

25、 [ H 2 ] 460×1×1/1.1=418N/mm2 所以太陽輪分度圓直徑 d1 的設計初值 d1t 為 3 2 1.81 71950 4 1 189.8?2.5 ?0.87 2 73.49mm d1t 0.8 ? 4 ( ) 418 齒輪模數(shù) m ： m= d1t / Z1 =73.49/21=3.50 取 m=4 太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值： d ' 1t Z1m =21×4=84mm 圓周

26、速度 v： v d '1t n1 / 60000 84 1460 / 60000 6.42 m / s 與估取值 vt 6.08 m s相近，對 K 取值影響不大，不必修正 K / V V 所以可以取定： K =K =1.2 ， K=K=1.81 V Vt t 太陽輪分度圓直徑 d1 ： d 1= d '1t =84mm 行星輪分度圓直徑 d ： d =mZ=4×57=228mm 2 2

27、 2 中心距 a ： a= m(Z1 Z2 ) 4(21 57) 160 mm 2 2 齒寬 b： b d ? d1t min 0.5 73.49 ，取 37 36.74 mm 行星輪齒寬 b2 ： b 2=b=37mm 太陽輪齒寬 b1 ： b 1=b2 +(5--10) 取 b1=45 內(nèi)齒圈分度圓直徑： d3=mZ3=4

28、× 135=540mm 4.2.3.2 低速級齒輪傳動的設計 (1)選擇齒輪材料： 10 太陽輪選用 45#鋼 調(diào)質處理 HRC1=56—62 行星輪選用 45#鋼 調(diào)質處理 HRC2=56—62 (2)按齒面接觸疲勞強度設計計算： 齒寬系數(shù) d ,查教材表 8-23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 d =0.5 齒輪齒數(shù)的選擇： 傳動比條件： z3 / z1 i13 1 同心條件（各齒輪模數(shù)相同） ： z3 z1 2z2 均布條件（ N 為整數(shù)）：

29、( z1 z3 ) / k N 鄰接條件： ( z1 z2 ) / sin(180o / k ) z2 2ha * 根據(jù)以上四個條件選擇 z1 =29 z2 =53 z3 =135 k=3 實際傳動比 u=Z3 1 +1=5.5 /Z 傳動比誤差 u / u =（5.5-5.481）/5.5=0.0035 誤差在 5%內(nèi)，合適 1）確定齒輪傳動精度等級比照公式： v t (0.013 0.022)n 3 p / n （

30、4-5 ） 2 2 2 估取圓周速度 V t =1.29m/s,參考教材表 8-14，8-15 選取 II 公差組 7 級 2）太陽輪分度圓直徑 d1, 由下式得： d2 3 2KT2 ? u 1 ( ZE ? Z H ?Z )2 （4-6 ） d u [ H ] a 齒寬系數(shù) d : 查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 d =0.5 b 太陽輪轉矩 T2 : T 2 = 7287860N.m m 11 c 載荷系數(shù) K : K=K

31、A Kv K K （4-7） 使用系數(shù) KA : 查表得 K A =1.3 動載荷系數(shù) Kv : 查表得 Kv =1.2 齒向載荷分布系數(shù) K : 查表取 K =1 齒間載荷分配系數(shù) K ： 由下式及其 =0 得 [1.88 1 1 )]cos 1 1 )]=1.68 3.2( Z2 =[1.88-3.2( 80 Z

32、1 20 查表并插值得 K =1.16 則載荷系數(shù) K 的初值 K K =1.3 ×1.2 ×1×1.16=1.81 t t d 彈性系數(shù) Z E : 查表取得 Z E =189.8 N / mm2 e 節(jié)點影響系數(shù)（ 0, x1 x2 0 ）: 根據(jù)條件查圖可得 Z H =2.5 f 重合度系數(shù) Z : 查表（ 0 ） ，取 Z =0.87 g

33、許用接觸應力 [ H ] : [ H ] H lim1 ?ZN ? Zw / SH （4-8 ） 接觸疲勞極限應力 H lim1 ， Hlim 2 ，查表可得 2, 2 H lim1 =570N/mm H lim 2 =460N/mm 應力循環(huán)次數(shù) N : N1 60njL h 60 197.32 30085 1.42 108 N2 N1 / u =1.42 108 / 5.5 =2.58 ×107 則查表得出接觸強度的壽命系數(shù)

34、ZN1, ZN2 ( 不允許有點蝕 ) ， ZN1 ZN21 硬化系數(shù) Zw : 根據(jù)設計條件查圖可取 Zw =1 接觸強度安全系數(shù) S , 按照一般可靠度查 S =1.0 —1.1 ，取 S =1.1 ， H Hmin H [ H 1 ] =570×1×1/1.1=518N/mm2 [ H 2 ] 460×1×1/1.1=418N/mm2 所以太陽輪分度圓直徑 d1 的設計初值 d1t 為 3

35、 2 1.81 7287860 5.5 1 189.8?2.5? 0.87 2 113.8mm d2 t 0.8 ? ( ) 5.5 418 12 齒輪模數(shù) m ： m= d2t / Z2 =113.8/29=3.92 取 m=4 太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：d ' 1t Z1m =29×4=116mm 圓周速度 v： vd '1t n2 / 60000 120 197.32 / 60000 1.24m / s

36、 與估取值 vt 1.29 m s 相近，對 K 取值影響不大，不必修正 K / V V 所以可以取定： K V=KVt =1.2 ， K=Kt=1.81 太陽輪分度圓直徑 d1 ： d 1= d '1t =116mm 行星輪分度圓直徑 d2 ： d 2=mZ2=4×53=212mm 中心距 a ： a= m(Z1 Z2 ) 4(29 53) 2 164 mm 2 齒寬 b： b d ? d1t min 0.5 ，取 57 113.8 56.9 mm

37、 行星輪齒寬 b2 ： b 2=b=57mm 太陽輪齒寬 b1 ： b 1=b2 +(5--10) 取 b1=65mm 內(nèi)齒圈分度圓直徑： d3=mZ3=4×135=540mm 4.2.4 軸設計及校核 輸入軸、中間空心軸和輸出軸只承受轉矩作用而無彎矩作用，所以在設計計算時只需 按照許用轉應力計算公式計算出最小軸徑，然后按照軸上零部件進行設計，不需要再對軸 進行校核計算 輸入軸： 材料 40Cr（ A 100.7 : 98 ） 功率 P 158.4KW 轉速 n 1460

38、 r/min d輸入 A3 P 100 3 158.4 47.7 （ 4-9） n 1460 輸出軸： 材料 40Cr（ A 100.7 : 98 ） 功率 P 143.14KW 轉速 n 36 r/min d輸出 A 3 P 100 3 143.14 158.4 （4-10） n 36 中間空心軸 材料 40Cr（ A 100.7 : 98 ） 功率 P 150.58KW 轉速 n 197.32 r/min 13

39、 d0 0.53 （ 4-11 ） d 3 1 3 1 1.03 （4-12） 4 0.534 1 1 d中間 A3 P g3 1 4 100 3 110 1.03 108.7 （ 4-13） n1 93.59 行星輪軸 行星輪軸不僅承受嚙合作用力對其施加的載荷，而且還要承受行星齒輪的離心力對其施加的載荷。

40、 圖 4-2 齒輪運動簡圖 Fig.4-2 The diagram of gear's load 行星輪 c 作用于中心輪 a 的切向力： 高速級：Fca1 2000Ta1 2000 1036.11 （4-14） np1da1 ' 7771 N 3 88.89 低速級： Fca2 2000Ta 2 7287.86 24987 np2 da2 ' 2000

41、 3 194.44 中心輪 a 作用于行星輪 c 的切向力： 14 高速級： Fac1 Fca1 -7771 （ 4-15） 低速級： Fac 2 Fca 2 24987 內(nèi)齒輪 b 作用于行星輪 c 的切向力： 高速級： Fbc1 Fac1 -7771 （ 4-16） 低速級： Fbc 2 Fac2 24987 轉臂 x 作用于行星輪 c 的切向力： 高速級：

42、 Fxc1 2Fac1 15542 （4-17） 低速級： Fxc2 2Fac 2 49974 轉臂 x 所受的作用力： 高速級： Fcx1 Fxc1 15542 （ 4-18） 低速級： Fcx2 Fxc2 49974 內(nèi)齒輪 b 所受的切向力： 高速級： Fcb1 Fbc1 7771 （4-19） 低速級： Fcb2 Fbc2 24987 嚙合作用力載荷為中心輪 a 和

43、內(nèi)齒輪 b 作用于行星輪 c 的切向力之和： 高速級： F 嚙合1 Fac1 Fbc1 2Fac1 15542 （4-20） 低速級： F 嚙合2 Fac2 Fbc22Fac2 49974 離心力： 高速級： FL1 6.73 10 11 dc2bnx2 rx 0 198 （4-21） 低速級： FL1 6.73 10 11 dc2 bnx2 rx 0 73 兩種作用力在同一平面內(nèi)，方向垂直，其合力為： 高速級： Fc1 2 F離心1 2 15543 （ 4-22）

44、 F嚙合 1 低速級： Fc2 2 2 49975 F嚙合 2 F離心 2 行星輪軸最可能的失效形式是剪斷，應校核其剪切應力 材料 40Cr 40 : 52 高速級： 4Fc1 4 15543 5.5 （4-23） d12 3.14 602 15 低速級： 4Fc 2 4 49975 6.37 d22 3.14 1002 4.2.5 軸承設計及校核 在結構要求很緊湊時．

45、可選用無內(nèi)圈和外圈的滾針軸承，此時滾道就是行星輪孔壁和行星軸表面。 由于掘進機截割機構行星減速器的外廓尺寸受到極大的限制，行星齒輪直徑太小 ，其軸承的選用便是要解決的難題之一。 根據(jù)上述限制條件，一般要選擇內(nèi)外徑之差如此小的軸承，通常會首先選用滾針軸承或滑動軸承可是采用滾針軸承雖能滿足尺寸方面的要求，但在承受強烈沖擊及重負荷的工況下，其使用壽命不能滿足可靠性方面的要求。而滑動軸承因偏載、潤滑等問題，同樣保證不了可靠性要求。為了解決這一難題，在該機的設計中采用了另一種形式，即用行星齒輪內(nèi)孔充當軸承滾子的外圈滾道，行星軸圓柱面充當本軸承滾子的內(nèi)圈滾道，在內(nèi)外滾道間充填短圓柱滾子，與行星

46、齒輪、行星軸等共同組成行星齒輪軸承。在該軸承的設計中，重點考慮了以下幾個方面 : 1）結構。短圓柱滾子安裝在齒輪內(nèi)孔和軸之間閥。在圓周上排列著的短圓柱滾子問 設有保持架，在軸向方向因有多排短圓柱滾子，排與排之間設有鋁青銅制成的隔環(huán)，防止 排與排間的運動干涉。 2）潤滑。由于良好的潤滑可以減小摩擦 ，降低發(fā)熱，使行星齒輪軸承正常運轉．延 長其使用壽命。當多排圓柱滾子披密集地安裝在行星齒輪孔及軸之間，處于中間排的短圓 柱滾子潤滑比較困難。在行星齒輪齒根處鉆幾個直通至排與排之間的小孔，小孔的個數(shù)視 短圓柱滾子排數(shù)而定．小孔座均勻分布在齒輪圓周上。 3）

47、精度。由于行星齒輪內(nèi)孔充當軸承外滾道，行星軸表面充當軸承內(nèi)滾道，因此對 行星齒輪內(nèi)孔及軸的形狀精度、尺寸精度和表面粗糙度等要求較高，均按滾動軸承的精度 標準予 以考慮。另外 ，尺寸公差的給出除參照標準推薦值外，還同時考慮短圓柱滾子、 廂環(huán)、擋環(huán)等相關 件的尺寸精度 ，并通過計算確定，最終還要滿足滾動軸承標準中關于 滾子軸承軸向游隙和徑向游隙的要求。 4）材料及熱處理。該軸承中與短圓柱滾子相接觸的行星齒輪和軸表面，除具有高的 加工質量外，還要有很高的熱處理硬度．同時為兼顧齒輪和軸對高強度的要求．因此在選 16 擇材料時，

48、通常采用高強度滲碳淬火鋼．如 18Cr2N4W、20Cr2N4A 等．這類鋼材除具有 很高的強度，而且通過滲碳淬火，可使?jié)B碳表面達到 HRC58—63。 4.2.6 花鍵設計及校核 花鍵設計及校核 花鍵聯(lián)結為多齒工作，承載能力高，對中性好，導向性好，齒根較淺，應力集中小， 對軸榖的削弱小。 矩形花鍵加工方便，可用磨削方法獲得較高的精度。按齒數(shù)和齒高不同規(guī)定有輕、中 兩個系列。應用廣泛。一般用于輕載和中載。 漸開線花鍵受載時齒上有徑向分力，能起自動定心的作用，使各齒載荷作用均勻，強 度高，壽命長，加工工藝與齒輪加工

49、相同，易獲得較高的精度和互換性。用于載荷較大， 定心精度要求高，以及尺寸較大的聯(lián)結。齒根有平齒根和圓齒根，漸開線有標準壓力角 30°、37.5°和 45°。30°壓力角花鍵應用廣泛， 既適用于傳遞運動， 又適用于傳遞動力， 不僅適用于固定聯(lián)結，而且適用于滑動和浮動聯(lián)結， 45°花鍵適用于固定聯(lián)結，通常用于 傳動精度要求不太高的結構上， 37.5°花鍵介于上述兩者之間，常用于聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器花鍵： 壓力角 D 37.5o ， Z 20 m 2.5 大徑尺寸 D ee m(Z 0.9) 66.15 強度校核：一般的花鍵聯(lián)結只進行擠壓強度和耐磨性計算。

50、對于靜聯(lián)結，其主要失效 形式是齒面壓潰，偶爾也會發(fā)生齒根被折斷，對于動聯(lián)結，主要的失效形式是工作面的過 度磨損。本次設計的花鍵都是靜聯(lián)結，其強度條件為： p 2T pp （4-24） Zhld m p 2 1046.58 0.021 pp 滿足強度 20 0.9 3.5 40 20 2.5 0.8 輸出軸花鍵：

51、 選用壓力角 D 30o Z 20 m 2.5 大徑尺寸 Dee m(Z 1) 52.5 強度校核 p 2 37970.81 0.046 pp 滿足強度 0.8 29 3.5 66 29 3.5 17 低速太陽輪花鍵 根據(jù)結構，高速級轉臂與低速級太陽輪聯(lián)結的外花鍵與低速級太陽輪設計成一體，所 以該花鍵聯(lián)結的尺寸參照太陽輪的尺寸，只進行強度校核。 p 2 7287.86 0.18 pp 滿足強度

52、 29 4 48 29 0.8 4 4.3 聯(lián)軸器的選擇 4.3.1 輸入端聯(lián)軸器的選擇 計算轉矩： TC K ? T K ?9550 pw Tn Nm （ 4-25 ） n 查表知 K=2.5. TC K ?T K ? 9550 pw 2.5*9550*0.99*200/1460=2590.3Nm n 根據(jù)工作情況要求，決定高速軸Ⅰ與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按 [1] 表 4-2-22 查聯(lián)軸器型號為： HL5聯(lián)軸器 55 142 GB5014-85 ?4.3.2 輸

53、出端聯(lián)軸器的選擇 pw Tn Nm 計算轉矩： TC K ?T K ? 9550 n 查表知 K=2.5. pw TC K ?T K ?9550 2.5*9550*143.14/36=94929.65Nm n 根據(jù)工作情況要求，低速軸Ⅴ與工作機主軸之間需要選用三個漲套聯(lián)軸器。漲套聯(lián)軸器是靠正壓力產(chǎn)生漲緊力，而通過漲緊力產(chǎn)生的摩擦力傳遞扭矩。漲套聯(lián)軸器除具有傳遞扭矩大、對中性好、結構簡單、拆裝方便等優(yōu)點之外，還可起緩沖和過載保護作用。 所以選用 Z18 型脹緊聯(lián)結套。標記為 : Z18 型脹緊聯(lián)結套 120×11

54、2 ；其基本尺寸為 表 4-2 Tablet.4-2 18 d D i L Mt Ftdt n Ma Pt G 基 本 尺 寸 額定負 螺母 脹套與軸結合 重量 載 面上壓力 mm (KN.m) KN dt n N.m N/m 2 kg m 120 165 100 112 40.3 673 M12 15 145 165 8.3 19