【正文】 的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l9：斗桿油缸的最大作用力臂.圖41 斗桿機(jī)構(gòu)基本參數(shù)計(jì)算簡(jiǎn)圖取整個(gè)斗桿為研究對(duì)象，可得斗桿油缸最大作用力臂的表達(dá)式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100103 （3167+1550）103/π(70)2106 = 975 mm 如圖41所示圖中，D：斗桿油缸的下鉸點(diǎn)；E：鏟斗油缸的上鉸點(diǎn)；F動(dòng)臂的上鉸點(diǎn)；ψ2：斗桿的擺角；l8：斗桿油缸的最大作用力臂。5 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 回轉(zhuǎn)支撐的選擇 滾動(dòng)軸承式回轉(zhuǎn)支撐廣泛用于全回轉(zhuǎn)的挖掘機(jī)，起重機(jī)和其他機(jī)械上。結(jié)構(gòu)上相當(dāng)于放大了的滾動(dòng)軸承。 小齒輪齒數(shù)Z2=94/5=,根據(jù)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)輸出小齒輪齒數(shù)的一般選擇，圓整Z=20 模數(shù)m=10回轉(zhuǎn)支撐大齒輪主要尺寸： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒寬：中心距小齒輪主要尺寸：分度圓直徑： 齒寬：齒根圓直徑：mm 頂圓直徑：mm 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)一般選用行星齒輪傳動(dòng)，行星齒輪傳動(dòng)與普通定軸齒輪傳動(dòng)相比較，具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大、承載能力大以及傳動(dòng)平穩(wěn)和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，這些已被我國(guó)越來(lái)越多的機(jī)械工程技術(shù)人員所了解和重視。行星齒輪傳動(dòng)不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉(zhuǎn)矩的機(jī)械傳動(dòng)裝置上。因此，行星齒輪傳動(dòng)在起重運(yùn)輸、工程機(jī)械、冶金礦山、石油化工、建筑機(jī)械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應(yīng)用。擬用兩級(jí)太陽(yáng)輪輸入、行星架輸出的形式串聯(lián)。 設(shè)計(jì)方案如圖51 圖51 二級(jí)NGW型行星減速器 主要參數(shù)的確定總傳動(dòng)比將傳動(dòng)比分配為 高速級(jí)齒數(shù)的確定行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開(kāi)線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。所以ac傳動(dòng)和cb傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為71mm =0 =0 1）分度圓直徑2）齒頂圓直徑3）齒根圓直徑4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為30 實(shí)際齒寬系數(shù) 驗(yàn)算ac傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度按接觸疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13－1－80 校核公式為1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)查表13－1－104得 =13）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖13－1－16得 =4)彈性系數(shù)查表13－1－105得 ＝5)重合度系數(shù)6）螺旋角系數(shù)＝17）使用系數(shù)查表13－1－81 得 ＝18) 動(dòng)載系數(shù)動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度查圖13114求出可得：＝ 9）齒向載荷分布系數(shù)、由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=1所以： 可?。剑?10)齒間載荷分配系數(shù)、查表131102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13124選取12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：太陽(yáng)輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽(yáng)輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)查表13－1－108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 ＝15)尺寸系數(shù)查表13－1－109 得 ＝16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 =將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力則==結(jié)論：由于,所以ac傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核. 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13－1－111校核公式為1）齒向載荷分布系數(shù)由于: 內(nèi)齒輪寬度/行星齒輪分度圓直徑=1所以： 可?。剑?2)齒間載荷分配系數(shù)查表131102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝3)使用系數(shù)＝14) 動(dòng)載系數(shù) ＝ 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝ =6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù)＝8)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13124選取由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為10）壽命系數(shù) 太陽(yáng)輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽(yáng)輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13－1－56 得 ＝12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)查表 32－1－39【2】 得 ＝13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查圖13－1－58 得 ＝14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 （一般可靠度）16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以ac傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來(lái)確定內(nèi)齒輪材料1．cb傳動(dòng)比u重合度系數(shù)內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕）齒輪的接觸疲勞極限為5根據(jù)，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa cb傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算1）齒向載荷分布系數(shù)＝12)齒間載荷分配系數(shù)＝3)使用系數(shù)＝14) 動(dòng)載系數(shù) ＝ 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝ =6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù)＝8)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13123取 齒輪行星輪受對(duì)稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù)行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13－1－56 得 ＝12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)查表 32－1－39【2】 得 ＝13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查圖13－1－58 得 ＝14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 （一般可靠度）17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以cb傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核 低速速級(jí)齒數(shù)的確定行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒數(shù)的選擇，除去應(yīng)滿足漸開(kāi)線圓柱齒輪齒數(shù)選擇的原則外，還須滿足以下條件：同心條件、裝配條件、鄰接條件。所以ac傳動(dòng)和cb傳動(dòng)的實(shí)際中心距變位系數(shù)及中心距為102mm =0 =0 幾何尺寸計(jì)算1）分度圓直徑2）齒頂圓直徑3）齒根圓直徑4）齒寬和實(shí)際齒寬系數(shù) 取為40 實(shí)際齒寬系數(shù) 驗(yàn)算ac傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度按接觸疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13－1－80 校核公式為1）一對(duì)齒輪嚙合中分度圓上圓周力2)小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)查表13－1－104得 =13）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖13－1－16得 =4)彈性系數(shù)查表13－1－105得 ＝5)重合度系數(shù)6）螺旋角系數(shù)＝17）使用系數(shù)查表13－1－81 得 ＝18) 動(dòng)載系數(shù)動(dòng)載系數(shù)是按齒輪相對(duì)于行星架X的圓周速度查圖13114求出＝ 9）齒向載荷分布系數(shù)、?。剑?10)齒間載荷分配系數(shù)、查表131102 按7級(jí)精度 選取 得＝＝將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪得計(jì)算接觸應(yīng)力：11)許用接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13124選取12）接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N由下式?jīng)Q定：太陽(yáng)輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽(yáng)輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)查表13－1－108 取 14）工作硬化系數(shù) 取 ＝15)尺寸系數(shù)查表13－1－109 得 ＝16)接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 =將上述參數(shù)代入公式求得許用接觸應(yīng)力則==結(jié)論：由于,所以ac傳動(dòng)的接觸疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核. 按彎曲疲勞強(qiáng)度校核根據(jù)表13－1－111校核公式為1）齒向載荷分布系數(shù)取＝＝12)齒間載荷分配系數(shù)查表131102 按7級(jí)精度 選取 、 得＝＝3)使用系數(shù)＝14) 動(dòng)載系數(shù) ＝ 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝ =6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù)＝8)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9))許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13124選取由于行星輪受對(duì)稱雙向彎曲，故行星輪的許用彎曲疲勞強(qiáng)度為10）壽命系數(shù) 太陽(yáng)輪 行星輪 內(nèi)齒輪 由于 、所以 得 行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）太陽(yáng)輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13－1－56 得 ＝12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)查表 32－1－39【2】 得 ＝13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查圖13－1－58 得 ＝14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 15)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 （一般可靠度）16）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以ac傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來(lái)確定內(nèi)齒輪材料1．cb傳動(dòng)比u重合度系數(shù)內(nèi)齒輪接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) （允許有一定點(diǎn)蝕）齒輪的接觸疲勞極限為根據(jù)，選用40cr調(diào)質(zhì)處理, =700MPa cb傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算1）齒向載荷分布系數(shù)＝12)齒間載荷分配系數(shù)＝3)使用系數(shù)＝14) 動(dòng)載系數(shù) ＝ 5）齒形系數(shù) 查圖13－1－38 得 ＝ =6)應(yīng)力修正系數(shù) 查圖13－1－43 得 7）螺旋角系數(shù)＝8)重合度系數(shù)9)將以上數(shù)據(jù)代入下式得齒輪的計(jì)算彎曲應(yīng)力：9) 許用彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 查圖13123取 齒輪行星輪受對(duì)稱雙向彎曲， 10）壽命系數(shù)內(nèi)齒輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）行星輪 （允許有一定點(diǎn)蝕）11)尺寸系數(shù)查圖13－1－56 得 ＝12）相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)查表 32－1－39【2】 得 ＝13）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查圖13－1－58 得 ＝14)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 16)彎曲疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)查表13－1－110 取 （一般可靠度）17）將上述參數(shù)代入公式求得許用彎曲應(yīng)力則 結(jié)論：由于所以cb傳動(dòng)的彎曲疲勞強(qiáng)度通過(guò)校核 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核 1 軸的初步計(jì)算按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初定軸的直徑輸出軸的扭矩轉(zhuǎn)速rpm由表5118查得： 考慮到鍵槽的影響及軸的受力情況，取軸的基本直徑d=70mm。根據(jù)裝配關(guān)系，輸出軸的示意圖如圖52圖52 輸出軸示意圖 2 軸的疲勞強(qiáng)度校核 1）軸的支反力： 軸的受力簡(jiǎn)圖，水平面受力及垂直面受力分別如圖53所示。 4） 校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)s：： 計(jì)算內(nèi)容截面的計(jì)算值及數(shù)據(jù)350200 ① 軸的當(dāng)量彎矩 ② 由表511 查得，則 []= = ， ③ 彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅④ 只考慮彎矩作用時(shí)的安全系數(shù) ⑤ 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 ⑥ 只考慮扭矩作用時(shí)的安全系數(shù)⑦ 危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)由上計(jì)算可知，軸的疲勞強(qiáng)度通過(guò)。，型號(hào)為：鍵2060 由于： 所以，改平鍵強(qiáng)度滿足要求。在工作過(guò)程中時(shí)常受到?jīng)_擊載荷，對(duì)其零部件的破壞相對(duì)較大，因而，為了充分保證軸承使用的可靠性，取其設(shè)計(jì)壽命低一些，選取Lh＝5000h。 Fp－載荷系數(shù)。其參數(shù)如表51所示：表51軸承型號(hào)DmmdmmTmmemmY mm額定動(dòng)負(fù)載kN額定靜負(fù)載kN極限轉(zhuǎn)速r/min脂潤(rùn)滑油潤(rùn)滑2231617080