工作滚筒的设计

1工作滚筒的设计1.1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bai，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：1/baiZaZb（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/aga与内啮合副Zb-Zg的中心距/gba相等，因为各个齿轮的模数相等，故有：ZaZgZbZg（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pn的比值为整数，即：()/pZbZan整数（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：2a+gsin/k2aRRRghm工作滚筒的速度为n=55.28r/min；（1）确定行星轮数目pn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pn=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=20Za，选取内齿圈的齿数为=76Zb，行星轮的齿数为=28Zg（3）确定传动比根据选定的齿轮齿数确定行星轮的传动比311zi=1+=1+3.8=4.8zH（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：1232z+z=z-z20+28=76-28有；符合条件装配条件：13pz+z20+76=32n3为整数，有；符合条件邻接条件：p212n5.322282arcsinarcsin2028zzz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min1300HMpa，实验齿轮弯曲疲劳极限：太阳轮：lim400FMpa行星轮：lim4000.7280FMpa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：min750HMpa，试验齿轮的弯曲疲劳极限：lim280FMpa，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○1各齿轮转速当耙斗装岩机工作时内齿圈固定，所以30nr/min，滚筒的速度n=55.28r/min，其他各构件转速：太阳轮：1*55.284.8265.344ninr/min；行星轮转速：121220265.34455.2855.2894.7728znnnnzr/min；由式机械设计6-6许用接触应力limminHHNZS；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=550N/mm2。○2接触强度寿命系数ZN应力循环次数iii=60nkhN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8111=60nkh=60265.3415000=2.410N行星轮：7211=60nkh=6094.7715000=8.5310N内齿圈：831603*60355.28150001.4910Nnkh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2lim111min700==1.1=770/mm1HHNZNS；2lim222min550==1.1=605/mm1HHNZNS；2lim333min550==1.1=605/mm;1HHNZNS所以选取[σ]=605N/mm2。许用弯曲应力FlimminFFNXFYYS；查机械设计手册图5·2﹣29弯曲疲劳极限σFlim1=378N/mm2；σFlim2=294N/mm2；σFlim3=294N/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minFS=1.4。则2lim111min378=11=270/mm1.4FFNXFYYNS2lim222min294=11=210/mm1.4FFNXFYYNS2lim333min294=11=210/mm1.4FFNXFYYNS○3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3111=0.013~0.022/nnP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2131d12dEHHZZZKT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；IT——太阳轮转矩661144.59.5510=9.5510=n1480PT287145N/mm2；K——载荷系数AVKKKKK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；K——齿间载荷分配系数由推荐值1.0~1.2，选取K=1.1；K——齿向载荷分配系数由推荐值1.0~1.2，选取K=1.1；K——载荷系数=11.751.11.1=2.1175AVKKKKK；ZE——材料弹性系数查机械设计表6.4得ZE=189.8√2；ZH——节点区域系数查机械设计图6﹣3（β=0°，x1=x2=0）得ZH=2.5；Z——重合度系数由推荐值0.85~0.92选取Z=0.9；故2311.4+1189.82.50.922.1175287145d=109.096050.81.4齿轮模数111d109.09m===z205.45mm，按机械设计表6.6圆整取m=5.5mm；太阳轮分度圆直径d1=20×5.5=110mm；行星轮分度圆直径d2=28×5.5=154mm；内齿圈分度圆直径d3=76×5.5=418mm；圆周速度11=dn/60000=8.91m/s，与估取的速度相近，符合要求；标准中心距a=m（z1+z2）/2=5.5×（20+28）/2=132mm；齿宽bd1b=d=0.8110=88mm；行星轮齿宽b2=b=88mm；太阳轮齿宽b1=b2+（5~10），取b1=95mm；内齿圈齿宽b3=95mm；○4齿根弯曲疲劳强度的计算：1aa12=bdmFFSFKTYYY；YFa——齿形系数查机械设计表6.5得太阳轮YFa1=2.80；行星轮YFa2=2.55；内齿圈YFa3=2.23；YSa——应力修正系数查机械设计表6.5得太阳轮YSa1=1.55；行星轮YSa2=1.61；内齿圈YSa3=1.76；1Y——重合度系数10.75=0.25+Y；重合度；太阳轮与行星轮的重合度,,11a12a21=ztan-tan+ztan-tan2；行星轮与内齿圈,,22a23a31=ztan-tan+ztan-tan2式中αa1、αa2、αa3——分别表示太阳轮和行星轮、内齿圈的齿顶圆压力角；1b1a1=arccosrra（/）；2b2a2=arccosrra（/）；3b3a3=arccosrra（/）rb1、rb2、rb3分别为太阳轮行星轮，和内齿圈的基圆半径，ra1、ra2、ra3分别为太阳轮与行星轮、内齿圈的齿顶圆半径；1a1a1z+2hm20+25.5r===60.522；2a12z+2hm28+2r==5.5=82.522a；3a12z2hm762r==5.5=203.522a标准规定ha*=1；b11205.5cos20r=mzcos/2=51.682；22m285.5cos20r=cos2072.3622bz；33m765.5cos20r=cos20196.422bz重合度：,,11a12a2111=ztan-tan+ztan-tan2151.6872.3620tanarccos-tan20+28tanarccos-tan20260.582.5=1.60,,22a23a3221=ztan-tan+ztan-tan2172.36196.428tanarccos-tan20-76tanarccos-tan20282.5203.5=1.93太阳轮与行星轮的重合度系数110.750.75=0.25+=0.25+=0.721.6Y；内齿圈与行星轮的重合度系数220.750.75=0.25+=0.25+=0.641.93Y所以11a1a1111222.1175287145==2.81.550.72=bdm951105.5FFSKTYYY66.11N/mm2；212a1a1121222.1175287145==2.551.610.72=67.52N/mmbdm951105.5FFSKTYYY；所以σF1﹤[σF1]=270满足要求；13a3a3232222.1175287145==2.231.760.64=bdm951545.5FFSKTYYY37.96N/mm2；所以σF3﹤[σF3]=210满足要求；○5齿轮其他主要尺寸计算齿根圆直径：太阳轮齿根圆直径**f11a1d=z-2h-2cm=5.520-21-20.25=96.25；行星轮齿根圆直径**f22a1d=z-2h-2cm=5.528-21-20.25=140.25；内齿圈齿根圆直径**33225.57620.5431.75fdzhcm；齿顶圆直径：太阳轮齿顶圆直径*a11a1d=z+2hm=20+215.5=121mm；行星轮齿顶圆直径*a22a1d=z+2hm=28+215.5=165mm；内齿圈齿顶圆直径*3325.5762adzhm407mm；h*——称为齿顶高系数，标准规定ha*=1；c*——称为顶系数，标准规定c*=0.25。5.1.3行星架的设计行星架是行星传动装置中的主要构件之一，行星架的结构设计和制造对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和震动等有很大影响。行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。在此选用双侧板整体结构，材料选用40Gr