行星齿轮传动电动滚筒的毕业设计

行星齿轮传动电动滚筒的毕业设计内容摘要：

支撑和承受反力矩的作用，其失效机制与首先破坏部分与输送机的传动滚筒不同，电动滚筒的破坏主要是磨损破坏，有的 筒体磨穿也 还在使用。 根据以上情况，电动滚筒多采用薄筒皮结构，必要时，筒体表面再加所需要的各种覆盖包覆层，减少直接磨损，提高筒体的使用寿命。 所以下面推荐的筒体厚度计算，是根据多年的国内外实践经验，尽量采用了薄形筒体的经验计算公式。 由于受力分析中得出   22 222 ( 0 . 0 3 8 8 0 . 1 8 7 5 )uF lDW  （ 317） 即  22 2 22( 0 .1 9 6 3 ) ( 0 .0 3 8 8 0 .1 8 7 5 )uFt l D 整理后滚筒厚度计算式为：   2225 0 9 4 . 2 4 0 . 0 3 8 8 0 . 1 8 7 5Pt l DvR mm （ 318） 式中 P„„功率， kW； 注： 19 v„„带速， m/s； l„„筒长， mm； D„„滚筒直径， mm；  „„许用应力， 2Nmm。 这里取  ＝4s，对于 Q235 钢， s ＝ 235 2Nmm。 所以，  ＝ 2Nmm 通常电动滚筒筒体均用 Q235 钢板或钢管制造，则有 1 88 75Pt l DvR mm 有 222228 6 .7 1 0 .0 3 8 8 1 0 0 0 0 .1 8 7 5 6 3 01 .6 3 1 5t    ＝ 实际取 t＝ 6mm 因为 功率 P＝ 22kW，带速 v＝ ，筒长 l＝ 1000mm，直径 D＝ 630mm， 筒体厚度 t＝ 6mm。 圆周驱动力 221 0 0 0 1 0 0 0 1 3 7 5 01 .6u PF v  N 紧边张力 1 2 uFF ＝ 2 13750＝ 27500N 松边张力 2 uFF ＝ 13750N 平均张 力 F＝ uF ＝  13750＝ 扭矩 3 2u DMF＝ 13750 315 310 ＝ m 滚筒弯矩 m a x F l＝   1＝ m 注： 20 正应力 3222 7 0 7 . 0 3 1 05 . 0 9 3 5 . 0 9 3 2 3 . 1 5 83 1 5 6h MRt   2Nmm 剪切应力 322 4 3 3 1 . 2 5 1 0 0 02 . 5 4 7 2 . 5 4 7 1 8 . 5 3 03 1 5 6MRt    2Nmm 根据第四强度理论，合成应力为： 2 2 2 23 2 3 .1 5 8 1 8 .5 3 0 3 9 .5 7 7h       2Nmm 45 号钢许用应力为   aMP  则有，     验算强度合格 注： 21 4 电动滚筒行星齿轮传动设计与校核 传动部分设计采用的方案为：第一级为 NGW型渐开线齿轮传动，第二级为 NGW型定轴齿轮传动。 (1) 计算传动比 i 1 0 .6 3 9 7 0 1 9 .9 9 86 0 6 0 1 .6Dni v     因为行星轮数目 sC =3 时，传动比范围只有 BAXi =~，故选用 NGW 型两级行星齿轮传动。 (2) 动比的分配： 分配原则：各级传动等强度，获得最小的外型尺寸。 在 NGW 型两级行星齿轮传动中，用角标 1 表示高速级的参数，用角标 2表示低速级的参数。 取高速级与低速级外啮合齿轮材料硬度相同，则 Hlim1 = Hlim2 ，行星轮数目 sC =3，齿面工作硬化系数 w1Z = w2Z ；低速级内齿轮分度圆直径 B1d 与高速级内齿轮分度圆直径 B2d 之比为 B，并取 B2B1dB ，取载荷布均匀系数 C1K = C2K ，取齿宽系数 d2d1 =。 因为动载系数 VK ，接触强度计算的齿向载荷分布系数 HK 及接触强度计算的寿 注： 22 命系数 NZ 的三项比值的乘积 V1 H 1 N2V2 H 2 N1K K ZK K Z为 ~，故取 V1 H 1 N2V2 H 2 N1K K ZK K Z=。 所以 A= 2s 1 d 2 C 1 V 1 H 1 N 2 W 2 H l i m 22s 2 d 1 C 2 V 2 H 2 N 1 W 1 H l i m 1C K K K Z ZC K K K Z Z = = 由公式 Z= 3AB =  = 由《电动滚筒设计与选用手册图 69 可查得 1i = 2i = 1ii = 高速级计算（第一级）： (1) 配齿计算： 由于 1i =，所以可以不检验邻接条件。 由公式 BAX AsiZC =C （ 41） 进行配齿计算： 并满足： AsZC  整数， BCZZ 无公约数，且sCC 整数。 则： BA X A Assi Z 4 .8 Z 38CC C    AZ = 3 38   B s AZ CC Z=38 323=91 注： 23 A1 ( Z )2CBZZ=12(9123)=34 (2) 变位方法 此处选择高变位，主要目的在于避免根切，使齿轮副的滑动系数和抗弯强度大致相等。 因为 BAXi =〉 4，所以太阳轮选择正变位，行星轮和内齿轮选择负变位， 取 Ax =， Cx = Bx =－。 (3) 触强度初算 AC 传动的中心距 a 和模数 m： 输入转矩：1 229550 N m 因为传动中有一个或者两个基本构件浮动作为均载机构，且齿轮精度低于 6级，所以取载荷不均匀系数： CK = CHK = CFK = 则有太阳轮传递扭矩为： 11 21 0 53ACsTTKC  = N m 考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取 K=。 齿速比： u= CAZZ =34/23=。 太阳轮和行星轮的材料用 40Cr 钢表面淬火，齿面硬度 HRC50~55（太阳轮）和 HRC45~50(行星轮 )，取 limH =1100 2Nmm 因齿面硬度 HB350，则取齿宽系数 a =。 按接触强度初算中心距 a 公式为 a= 3 2lim4 8 4 ( 1) AaHKTu u  mm （ 42） 计算中心距： 注： 24 a= 322 . 4 8 3 . 34 8 4 (1 . 4 8 1 ) 0 . 3 1 1 0 0 1 . 4 8 =(mm) 模数 m= 2 2 23 34ACaZZ =（ mm） 取 m =3mm。 (4) 计算 AC 传动的实际中心距和啮合角 AC ： 则实际中心距 ACa = 1 ()2ACm ZZ=（ 23+34） =（ mm） 因直齿轮是高变位： 则1 1 ACAC aaY m=（ ） /3=0 1c os c osACAC   =cos20 所以 AC =20 (5) 计算 CB 传动的中心距和啮合角 BC 实际的中心距为： 11 ()2CB B Cm ZZ =（ 9134） = 同理可得啮合角 1 20CB 。 (6) 几何尺寸的计算： 按高变位齿轮传动的几何计算 A、 C、 B三个齿轮的几何尺寸。 1〉、分度圆直径： 1Ad = 1 AmZ =3 23=69 1Cd = 1 CmZ =3 34=102 注： 25 1Bd = 1 BmZ =3 91=273 2〉 、 齿顶高： 1aAh =（ *ah ＋ Ax ） 1m =（ 1＋ ） 3=（ mm） 1aCh =( *ah ＋ Cx ) 1m =（ 1－ ） 3=（ mm） 1aBh =( *ah － *ah － Bx ) 1m 式中 *ah = (1 )BBxZ = (1 )91 = 所以 1aBh =[+] 3= 3〉、齿根高： 1aBh =（ *ah ＋ *C － Ax ） 1m =（ mm） 1fCh =（ *ah ＋ *C － Cx ） 1m =（ mm） 1fBh =（ *ah ＋ *C ＋ Bx ） 1m =（ mm） 4〉 、齿高： 1Ah = 11fA aAhh =+= 1Ch = 11fC aChh =+= 1Bh = 11fB aBhh =+= 5〉 、齿顶圆直径： 1aAd = 112A aAdh =69+2 = 1aCd = 112C aCdh =102+2 = 1aBd = 112B aBdh =273+2 = 注： 26 6〉、齿根圆直径： 1fAd = 112A fAdh =69－ 2 = 1fCd = 112C fCdh =102－ 2 = 1fBd = 112B fBdh =273－ 2 = (7) 验算 AC传动的接触强度和弯曲强度： 强度计算所用的公式同定轴线齿轮传动的不同在于：确定 VK 和 VZ 所用的圆 周速度用相对于行星架的圆周速度。 11 11(1 )10 00 60AX dn iV   m/s （ 43） 13 . 1 4 6 9 9 7 0 (1 )4 . 82 . 7 71 0 0 0 6 0XV      m/s 由此得出动载系数： VK =1＋ 1vZ /1000=1＋ 23/100= 速度系 数： VZ 查表得 VZ =。 1〉、确定其他系数： 名 称 计算公式 结果 使用系数 AK 1 a d 1aAd F 注： 27 H b 载荷分布系数FK 1 ( 1)bF 载荷分布系数HK 1 ( 1)bH 1a 11coscos AaAdarc d  176。 2a 11coscos CaCdarc d  176。 总重合度 r (  )    1 a 1 2 a 21 Z ta n ta n Z ta n ta n2        载荷分配系数HK  载 荷 分 配 系 数FK  节点区域系数HZ HZ － （  － 8） （ HZ = =） 弹性系数 EZ 1 E(1r)2 E=206000N/ 2mm 重合度系数 Z 43 注：。