毕业论文行星齿轮减速器Word下载.docx
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3.5啮合参数的计算
3.5.1变位中心距的计算
3.5.2变位系数的计算
3.6几何尺寸的计算
3.6.1分度圆直径的计算
3.6.2齿根圆直径和齿顶圆直径的计算
3.6.3基圆直径的计算
3.6.4节圆直径的计算
3.7装配条件的验算
3.7.1邻接条件
3.7.2同心条件
3.7.3安装条件
3.8传动效率的计算
3.9各构件切向力的计算
3.10齿轮强度验算
3.10.1齿面接触强度校核
3.10.2齿根弯曲强度校核
3.11结构设计
3.11.1高速轴的结构设计
3.11.2低速轴的结构设计
3.11.3转臂与心轴的设计
4履带板设计
4.1形式的选择
4.2材料的选择
4.3形状和尺寸的选择
4.4链和链轮的参数计算
5实现互换性的设计
5.1履带板参数变更设计
5.1.1履带板参数计算
5.1.2减速器已知条件的变更
5.2履带板结构变更设计
6结论
致谢
附录A
附录B
摘要:
Abstract
1行走机构参数的确定
1.1行星机构的组成和功用
履带行走机构的功能是支撑机体并将由传动机构输入的旋转运动的转矩变成掘进机在地面上的移动和牵引力,它可以使机器实现推进、调用、转弯等。
对于履带行走机构的抓哦性能要求良好的附着力,较低的接地压力,较小的滚动阻力,其结构由履带架、履带、驱动链轮、支撑轮、引导轮和张紧装置。
1.2.1履带板宽度b
按经验公式b=(0.9~1.1)2093G(1-1)
已知G=3仃所以b=590722(mrjn为了不应接地比压过小浪费材料取b=500mm
1.2.2左右履带中心距离B
B=(3.5〜4.5)b=1750〜2250(mm)取B=2000mm(1-2)
1.2.3单侧履带接地长度L
(1-3)
L兰(1.6〜2.2)B=3200~4400(mm取L=3000mm
1.2.4履带板平均接地比压p
已知G—掘进机总重量Gs=310KN
1.2.5单侧履带牵引力T1
uGSL(1
B
4n2)2
Gsf
uGSL
4B
(1-
(1-5)
式中f-滚动阻力系数,
u-转向阻力系数,
0。
08-1o0;
取f=1.0
0.8-1.0;
取u=0.98
n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距n,n=500mm
所以T1=247KN
1.3行走机构的功率
1.3.1行走机构的实际功率
已知行走速度v=0.5m/min,所以
二—2470.5=2.06kw
60
(1-6)
1.3.2
单边履带行走机构输入功率的计算确定
P1
12
(1-7)
—单边履带行走机构的输入功率,—履带链的传动效率;
—驱动装置减速器的传动效率。
取值范围,有支重轮时取0.89〜0.92,由(1-7)公式得
式中:
无支重轮时取0.71〜0.74。
2.06
P1二旦
120.900.812
=2.82kW
单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和,但应小于或等于单边履带与地面之间的附着力。
TjG1=3100.8=248kN(1-8)
2驱动元件的选择和参数计算
按经验公式:
驱动链轮直径Dq=(75~85)4G^(310~356)mm(2-1)
取Dq=350mm输出转矩T==247?
350=43.225KN.m
方案1根据电机和参考文献[7]表4.12-1可选电机如表2-1:
表2-1电机参数对比表
Tab.2-1TableofElectricalparameterscontrast
型号
Y90L-2
Y100L1-4
Y112M-6
YB2S-8
转速r/min
2840
1420
940
750
重量kg
25
34
45
63
传动比1
5680
1880
1500
四种电机传动比过大,为了减速器结构紧凑,不应使用电机
方案2根据功率和文献[14]表17-5-68可选用于行走机构的马达如表2-2表2-2马达参数对比表
Tab.2-2TableofContrastmotorparameters
MFB5
MFB10
MFB20
MFB29
MVB5
MVB10
额定转矩N.m
:
31
64
101:
178
61
输出最小转速r/min
770
373
200
114
320
由公式(2-2)得p=^2-Mn
所以n=
p=Mw(2-2)
转速越大,减速器的传动比也越大,即结构也越大,为了使减速器结构紧凑且满
足转矩要求:
T:
T额,选MFB2柱塞马达,取其转速n=120r/min,所以总传动
该行星传动的输入功率p1=2.82kw,输入转速n1=120r/min,传动比ip=240,要求该行星齿轮传动结构紧凑,外廓尺寸较小,传动效率较高,工作环境较差,冲击严重。
3.2选取传动类型和传动简图
根据已知条件:
结构紧凑和外廓尺寸小,传动比大,故选用具有单齿圈行星轮的3Z(H)型行星传动较为合适,其传动简图如图3-1
b
根据ip=240和参考文献[1]表3-6,在^=239.875处取Za=16zb=98ze=101zc=42np=3
・・b
i—i
Ai=pae=0.05%满足条件
ip
为了使3Z(H)型行星传动能正常啮合,必须将其各啮合齿轮副进行角度变位。
根据实际情况和参考文献[1]表6-3,选取中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度58-62HRC加工精度均为6级,根据参考文献[1]图6-12
和图6-27,取二Hlm=1400N/m和二F讪=340N/mm内齿轮b和e均采用42CrMo调
质硬度217-259HB,加工精度均为7级,根据参考文献[1]图6-11和6-26,取
;
「Hiim=780N/m4和二Fiim=260N/mmi
按弯曲强度的初算公式,计算齿轮的模数m
「KAKF、KFpYFa1
(3-1)
B=9549=95492.5=54.64N.m,取算式系数km=12.1,按参考文献
npn1120x3
[1]表6-6取取使用系数K=2.25,按参考文献[1]表6-5取综合系数Kf、=2.0,取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数Khp=1.2(在无均匀载荷下),心=1+1.5(Khp-1)=1.3;
由参考文献[1]图6-22查得齿形系数
YFai=2.67,由参考文献[1]表6-5查得齿宽系数°
d=0.6(°
d<
0.75),由公
式3-1得齿轮模数m为
^12.1354.642・25于「32・67
V0.6X162X340
在三个啮合齿轮副a-c,b-c和e-c中,其标准中心距a
aa^-m(zaZc^13(1642)=8722
aac=abc=aec,不满足同心条件,故需角度变位根据建议:
公共角度变位中心距a'
=aec=88.5mm
已知za+zc=58,zb-zc=56和ze-zc=69,m=3,a'
=88.5及压力角〉=20,3Z(H)
型行星传动角度变位的啮合参数如表3-1:
表3-1基本参数表
Tab.3-1Tableofbasicparameters
项目
计算公式
a-c
b-c
e-c
中心距变
a'
—a
ya=0.5
yb=1.5
ye=0
动系数y
y-
m
啮合角a'
a'
=arccosfcos。
)a'
ac=22.5
4—26.9°
"
ec=20:
变位系数
Zy.、.
X&
=0.527
X^c=匸770
Xgc=0
和X号
x^——(invct—invct)
J2tana
齿顶高变
△y=x^—y
△ya=0.027
Ayb=0.270
Aye=0
动系数△y
齿顶圆压
db1
cta1-arccos——,
da1
^aa=37.5
%=27.5:
力角aa
db2
aa2—arccos
da2
%=27.5°
肚ab=21・6
Je=16.7:
重合度E
1
z-[z-!
(tanaa1—tana)土
2江
気=1.649
坯=2.294
Ee=2.076
z2(tanaa2—tana'
)]
确定各齿轮的变位系数
(1)a-c齿轮副当齿顶系数ha*=1,压力角-=20时,避免根切的最小变位系
、‘17-乙
数xmin,xmin0.0588
17
中心轮a变位系数(小齿轮输入,故△x=0.08)
乙_za
Xa二0.5[X、ac一—-(X、ac一Va)「X二0.383mmXmin
Zc+Za
xc=x、ac-xa二0.527-0.383二0.144mm
(2)b-c
齿轮副现已知Xfc
二1
.7和xc=0.144
所以
Xb=
Xbc
x1=.91
(3)e-c
齿
轮畐U
现已知
X'
ec
=0和xc=0.144,
所
以
Xe=
EXe%
0匚1
4
mm
齿轮均采用z°
=25,ha;
=1.25的插齿刀加工,
且齿轮均为直齿轮C*=0.25,
分度圆直
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