工作滚筒的设计

Y 1 ——重合度系数
重合度 ；
Y 1 =0.25+
0.75
；
太阳轮与行星轮的重合度
1 =
1 z1 tan a1 - tan , +z 2 tan a 2 - tan , 2 ；
行星轮与内齿圈 1 z 2 tan a2 - tan , +z 3 tan a3 - tan , 2 = 2 式中 α a1、α a2、α a3——分别表示太阳轮和行星轮、内齿圈的齿顶圆压力 角；
2 KT1 1 d
2
式中ψ d——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 ψ d=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；
TI ——太阳轮转矩
T1 9.55 106
b= d d1 =0.8 110=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： ○
F =
2 KT1 YFaYSaY F bd1m ；
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；
则
F1
F lim1
S F min
YN 1YX =
378 11=270 N / mm2 1.4
F 2 F 3
F lim2
S F min
YN 2YX =
294 11=210 N / mm2 1.4 294 11=210 N / mm2 1.4
rb 2 = rb 3 =
z2 m 28 5.5 cos 20 cos 20 72.36 2 2 ；
z3m 76 5.5 cos 20 cos 20 196.4 2 2 重合度： 1 z1 tan a1 - tan , +z 2 tan a 2 - tan , 1 = 2 1 51.68 72.36 1 tan 20 +28 tan arccos tan 20 20 tan arccos 2 60.5 82.5
a1 = arccos （rb1 /ra1） ；
a 2 =arccos （rb2 /ra2） ；
a2、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；
ra1
z +2h m = 20+2 5.5 =60.5 =
F lim3
S F min
YN 3YX =
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
1 = 0.013~0.022 n1 3 P / n1
估取圆周速度
ν 1=2m/s，选取精度等级为 7 级。 小轮分度圆直径 d1，由式
Z E Z H Z d1 3 H
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 = d1n1 / 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 b
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 ia ，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 a 1
2
2
；
ra 2
z +2h m = 28+2 5.5=82.5 =
2 a 1
2
2
；
ra 2
z =
3
2h a m1 2
=
76 2 5.5=203.5
2
标准规定 ha*=1；
rb1 =mz1 cos / 2= 20 5.5 cos 20 51.68 2 ；
n2 z1 20 n1 n n 265.344 55.28 55.28 94.77 z2 28
行星轮转速： r/min；
由式机械设计 6-6 许用接触应力
H
Hlim
Smin
ZN
；
接触疲劳强度查机械设计手册图 5·2﹣18 有 20CrMnTi 调制钢的σ Hlim1=700N/mm2； 42CrMo 调制钢的σ Hlim2=550 N/mm2。 2 接触强度寿命系数 ZN ○ 应力循环次数 Ni =60ni khi 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 N1 =60n1kh1 =60 265.34 15000=2.4 10 行星轮： N2 =60n1kh1 =60 94.77 15000=8.5310
b ia 1 Za / Zb b
（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 中心距
/ agb / aag
与内啮合副 Zb-Zg 的
相等，因为各个齿轮的模数相等，故有：
Za Zg Zb Zg
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 Za =20 ，选取内齿圈的齿数为 Zb =76 ，行星轮的齿数为 Zg =28 （3）确定传动比
i1H =1+ z3 =1+3.8=4.8 z1
根据选定的齿轮齿数确定行星轮的传动比
（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： z1 +z2 =z3 -z2有20+28=76-28 ；符合条件
2 Ra+Rg sin / k 2 Rg ha m
工作滚筒的速度为 n =55.28 r/min； （1）确定行星轮数目 np 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 n 个行星轮，此处选择行星轮数目为 p =3。 （2）确定各齿轮齿数
7 8
内齿圈： N3 60 3 n * kh1 60 3 55.28 15000 1.49 10 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
8
H 1 =
计算得
Hlim1
Smin
Z N1 =
700 1.1=770 N / mm2 1 ； 550 1.1=605 N / mm2 1 ； 550 1.1=605 N / mm2 ; 1
（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 n 行星轮的数目 p 的比值为整数，即：
(Zb Za) / np 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：
装配条件：
z1 +z3 20+76 为整数，有 =32 np 3
np
；符合条件
5.32

z 2 arcsin 2 z1 z2


28 2 arcsin 20 28
邻接条件：
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， 1300 Mpa 齿面接触应力 H min ，实验齿轮弯曲疲劳极限： 太阳轮： F lim 400Mpa 行星轮： F lim 400 0.7 280Mpa 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： H min 750Mpa ，试验齿轮的弯曲疲劳极限： F lim 280Mpa ，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 n3 0 r/min，滚筒的速度 n=55.28 r/min，其他各构件转速： 太阳轮： n1 i * n 55.28 4.8 265.344 r/min；




1 =1.60