2.1.2 各部件的結(jié)構型式的確定2.1.2.1 切割機構(3)行星減速器主要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相應的軸孔內(nèi)， 內(nèi)輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn)第一級減速 7 。第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結(jié)，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內(nèi)。這里內(nèi)輪與減速器殼體組成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉(zhuǎn)還繞太陽輪公轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)第二級減速器。圖 2-1 EBZ200E 掘進機的截割部行星減速器結(jié)構Fig.2-1 EBZ200E roadheader in Jiamusi Coal Mine Machinery Co. Ltd.2.2.4 截割機構技術參數(shù)的初步確定2.2.4.3 電動機的選擇根據(jù)行業(yè)標準 MT477-1996YBU 系列掘進機用隔爆型三相異步電動機選擇，確定截割功率為 200kw，額定電壓 AC1140 /660 V，轉(zhuǎn)速 1500rpm1表 2-2 電動機的基本參數(shù)13功率 /kW效率 /%功率因數(shù)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流最小轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩冷卻水流/ cos量/ m3 h 1額定轉(zhuǎn)矩額定電流額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩200920.852.06.51.22.61.323 懸臂式掘進機截割機構方案設計3.1 截割部的組成掘進機截割部主要 由截割電動機、截割機構減速器、截割頭、懸臂筒組成。見圖3-1.截割部是掘進機直接截割煤巖的裝置，其結(jié)構型式、截割能力、運轉(zhuǎn)情況直接影響掘進機的生產(chǎn)能力、掘進效率和機體的穩(wěn)定性，是衡量掘進機性能的主要因素和指標。因此，工作部的設計是掘進機設計的關鍵。1 截割頭2伸縮部3截割減速機4截割電機圖 3-1 縱軸式截割部?3.2截割部電機及傳動系統(tǒng)的選擇切割電機的選擇應根據(jù)工作條件選取，由設計要求可知，所設計的掘進機可截割硬度為小于 85Mpa 的中硬巖，查表2-1 可知應該選取功率為200KW 的截割電動機。電機動力經(jīng)傳動系統(tǒng)傳向截割頭進行截割，且機體為焊接結(jié)構，前端與行星減速器相聯(lián)，后端聯(lián)接回轉(zhuǎn)臺。電機輸出力矩，通過花鍵套傳遞給減速器，再由花鍵套傳到主軸，主軸通過內(nèi)花套鍵與截割頭相聯(lián)，把力(矩)傳遞到割頭上，截割頭以此方式進行工作。3.5傳動方案設計懸臂式掘進機的傳動方式為電機輸出軸通過聯(lián)軸器將轉(zhuǎn)矩傳遞給減速器的輸入軸，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器將轉(zhuǎn)矩傳遞給主軸，主軸帶動截割頭轉(zhuǎn)動。33.5.2傳動類型的設計由于行星齒輪傳動具有多分流傳動、低壓力嚙合、作用力平衡和運行多變性等一系列特點，所以在同等工作條件下與定軸齒輪傳動相比，行星齒輪傳動具有外形尺寸小，重量輕、傳動效率高、工作可靠和同軸傳動等許多突出優(yōu)點，因此國內(nèi)外縱軸式掘進機的截割結(jié)構傳動系統(tǒng)均采用行星齒輪傳動，以期在提高承載能力、效率和可靠性的同時，盡可能地減輕重量、縮小外廓尺寸、降低制造成本。要求傳動裝置體積小、結(jié)構緊湊，并滿足一定的強度要求和減速比要求。因此，這種工作機構的傳動裝置多采用行星齒輪傳動，以滿足以上要求。如果采用一級減速，則傳動比太大，導致齒輪結(jié)構很難滿足現(xiàn)實要求，因此，決定采用 2 級齒輪減速。齒輪系的選取有定軸輪系和周轉(zhuǎn)輪系兩種。由于懸臂采用內(nèi)伸縮式，電動機、聯(lián)軸器、的減速器相對于軸向是固定的，從傳動裝置體積小、結(jié)構緊湊等考慮，采用雙級行星齒輪傳動。工作機構傳動系統(tǒng)布置圖 3-1。圖 3-6 傳動系統(tǒng)Fig 3-6 The transmission system截割電動機通過聯(lián)軸節(jié)、中心輪、行星輪、內(nèi)齒輪、中心輪、行星輪和聯(lián)軸節(jié)驅(qū)動切割頭進行切割。中心輪固定在懸臂主軸上，行星輪與之嚙合，同時又與一個內(nèi)齒輪嚙合，內(nèi)齒輪固定在箱體上。使減速器的強度能滿足電動機的最大轉(zhuǎn)矩和動載荷，即使電動機過載以至停止，減速器也不至于出現(xiàn)機械故障。若減速器的強度不能滿足電動機的最大轉(zhuǎn)矩，必須設過載保護裝置，如安全銷、壓緊彈簧、液壓或摩擦聯(lián)軸器等。44 截割部減速機構設計4.1電機選擇4.1.1截割速度根據(jù)設計要求，截割頭轉(zhuǎn)速n= 46r/min4.1.2截割功率根據(jù)所截割煤巖的特性、工作機構的類型，參照類似工作條件、工作范圍的國內(nèi)外各種掘進機，來選定截割電機功率。表 4-1我國主流掘進機的主要技術性能表Tablet.4-1 Table of mainly performance of roadheader in China技術參數(shù)AM50S-100EBJ-120TPEBZ200TYS150JELMB-75C EBJ-200SH斷面 /6 188 238 189 219 236 178 24可截割硬度60706080807080100/MPa機重 /t26.8273651.544.623.453總功率 /kW174145190250205130314截割功率 /kW100100120200150/8075200適應坡度 /（°）16161616161616系統(tǒng)壓力 /MPa161616231616167.5 × 2.112.2 × 2.88.6 × 2.19.8 ×9.0 × 2.88.22 ×10.8 × 2.7外形尺寸2.55 ×2.5 ×/m× m× m× 1.65× 1.8× 1.55× 1.8× 1.51.71.56生產(chǎn)廠家淮南佳木斯太原分院太原分院佳木斯南京晨光上海分院根據(jù)設計要求，截割硬度小于85Mpa，選擇截割功率為200kW。4.1.3 選擇電機根據(jù)截割功率選擇電動機型號為：YBUD-200 隔爆電動機其主要性能數(shù)據(jù)如下：5表 4-1Tablet.4-1型號額定同步滿載功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速YBUD-200200KW15001460r/minr/min4.2截割減速器結(jié)構設計根據(jù)性能要求：傳動比大，輸入軸與輸出軸具有同軸性，選用行星齒輪傳動。因傳動比較大，采用兩級行星傳動，傳動系統(tǒng)簡圖如圖4-2：圖 4-1 傳動系統(tǒng)簡圖Fig 4-1 The diagram of transmission system行星減速器主要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相應的軸孔內(nèi)，內(nèi)輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn)第一級減速 7 。第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結(jié)，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內(nèi)。這里內(nèi)輪與減速器殼體組成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉(zhuǎn)還繞太陽輪公轉(zhuǎn)，從而實現(xiàn)第二級減速器。為了盡量減小減速器體積和重量，將行星減速器的外殼與兩級行星傳動的內(nèi)齒圈設計6成一體。這種結(jié)構使得低速級和高速級的內(nèi)齒圈齒數(shù)相等，整個輪系中齒輪的模數(shù)也相等。4.2.1傳動比的分配確定總傳動比并根據(jù)傳動比分配理論分配各級傳動比,并選擇齒輪齒數(shù)i 總= n0 / nw =1460/46=31.739高速級的傳動比：i1 =1.35i6.546低速級的傳動比：i2i4.849i14.2.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算按指導書表 4.2-9 確定各零件效率?。郝?lián)軸器效率聯(lián) =0.99齒輪嚙合效率齒 =0.97（齒輪精度為7 級）滾動軸承效率承 =0.98滾筒效率卷筒 =0.96開式齒輪嚙合效率開齒 =0.950 軸（電動機軸）：P 0 =P r =200kwn 0 =1460r/min3T 0 =9.55P0 /n 0 =9.55 ×200×10 /1460=1308.22N.m軸：P1 = P0 × 聯(lián) =P0 × 聯(lián) =200×0.99=198kwn 1 =1460r/minT 1 =9.55 ×P1 /n 1 =9.55 ×198×10 3 /1460=1295.14N.m7軸：P 2 =P1 × 12 =P 0 × 齒 × 承 =200×0.97 ×0.98=190.12kwn 2 = n1 /i 1 =1460/6.546=223.04r/minT 2 =9.55 ×P 2 / n 2 =9.55 ×190.12 ×103/223.04=8127.33N.m軸：P3 =P2 × 23 = P 2 × 齒 × 承 =190.12 ×0.97 ×0.98=180.73kwn 3 = n 2 / i 2 =223.04/4.849=45.997r/minT 3 =9.55 ×P3 / n3 =9.55 ×180.73 ×103/45.997=37523.57N.m4.2.3齒輪部分設計4.2.3.1高速級齒輪傳動的設計(1)選擇齒輪材料：太陽輪選用 45#鋼調(diào)質(zhì)處理 HRC1=5662行星輪選用 45#鋼調(diào)質(zhì)處理 HRC2=5662(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算：齒寬系數(shù)d ,查教材表8-23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d =0.5齒輪齒數(shù)的選擇：傳動比條件：z3 / z1i131同心條件（各齒輪模數(shù)相同） ：z3z12z2均布條件（ N 為整數(shù)）：( z1z3 ) / kN鄰接條件：( z1 z2 ) / sin(180o / k )z2 2ha*根據(jù)以上四個條件選擇z1 =21z2 =57 z3 =135 k=38實際傳動比u=Z3/Z1+1=7.429傳動比誤差u / u =（7.429-7.399） /7.429=0.0041誤差在5%內(nèi)，合適1）確定齒輪傳動精度等級，比照公式： vt (0.0130.022)n03 p0 / n0（4-1 ）估取圓周速度 V t=6.08m/s,參考教材表 8-14，8-15 選取 II 公差組 7 級2）太陽輪分度圓直徑 d1,由下式得：d12KT1u 1ZE ?ZH?Z2（4-2 ）3?()duH a 齒寬系數(shù) d :查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d =0.8b 太陽輪轉(zhuǎn)矩 T :T1= 108494N.mm1c 載荷系數(shù) K :K=KA Kv K K（4-3）使用系數(shù) KA :查表得 K A =1.3動載荷系數(shù) Kv :查表得 Kv =1.2齒向載荷分布系數(shù) K:查表取 K=1齒間載荷分配系數(shù) K：由下式及其=0 得1.88 3.2( 11 )cos=1.88-3.2(11 )=1.68Z1Z22080查表并插值得K=1.16則載荷系數(shù) K 的初值 KK =1.3 ×1.2 ×1×1.16=1.81ttd 彈性系數(shù) Z E :查表取得 Z E =189.8N / mm2e 節(jié)點影響系數(shù)（0, x1x20 ）:根據(jù)條件查圖可得 Z H =2.5f 重合度系數(shù) Z:查表（0），取Z=0.87g 許用接觸應力 H :H H lim1 ? ZN ? Zw / SH（4-4 ）9接觸疲勞極限應力H lim1，Hlim2，查表可得2,2H lim1 =570N/mmH lim 2 =460N/mm應力循環(huán)次數(shù) N :N160njL h601460 300 8 51.051010N2N1 / u =1.0510109/ 7.429 =1.42 ×10則查表得出接觸強度的壽命系數(shù)ZN1, ZN2 ( 不允許有點蝕 ) ， ZN1ZN21硬化系數(shù) Zw :根據(jù)設計條件查圖可取 Zw =1接觸強度安全系數(shù) SH, 按照一般可靠度查 SHmin=1.0 1.1 ，取 SH=1.1 ，2H 1 =570×1×1/1.1=518N/mmH 2 460×1×1/1.1=418N/mm2所以太陽輪分度圓直徑 d1 的設計初值 d1t 為321.817195041 189.8?2.5 ?0.87273.49mmd1t0.8?4()418齒輪模數(shù) m ： m= d1t / Z1 =73.49/21=3.50取 m=4太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：d ' 1tZ1m =21×4=84mm圓周速度 v：vd '1t n1 / 60000841460 / 600006.42 m / s與估取值 vt6.08ms相近，對 K 取值影響不大，不必修正 K/VV所以可以取定：K =K =1.2 ， K=K=1.81VVtt太陽輪分度圓直徑 d1 ： d 1= d '1t =84mm行星輪分度圓直徑 d ： d =mZ=4×57=228mm222中心距 a ：a=m(Z1 Z2 )4(2157)160 mm22齒寬 b：bd ? d1t min0.573.49，取3736.74 mm行星輪齒寬 b2 ：b2=b=37mm太陽輪齒寬 b1 ：b1=b2 +(5-10)取 b1=45內(nèi)齒圈分度圓直徑： d3=mZ3=4× 135=540mm4.2.3.2低速級齒輪傳動的設計(1)選擇齒輪材料：10太陽輪選用 45#鋼調(diào)質(zhì)處理 HRC1=5662行星輪選用 45#鋼調(diào)質(zhì)處理 HRC2=5662(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算：齒寬系數(shù)d ,查教材表 8-23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d =0.5齒輪齒數(shù)的選擇：傳動比條件：z3 / z1i131同心條件（各齒輪模數(shù)相同） ：z3z12z2均布條件（ N 為整數(shù)）：( z1z3 ) / kN鄰接條件：( z1 z2 ) / sin(180o / k )z2 2ha*根據(jù)以上四個條件選擇z1 =29z2 =53 z3 =135 k=3實際傳動比 u=Z3 1+1=5.5/Z傳動比誤差 u / u =（5.5-5.481）/5.5=0.0035誤差在5%內(nèi)，合適1）確定齒輪傳動精度等級比照公式：vt(0.0130.022)n 3p/ n（4-5 ）222估取圓周速度 V t =1.29m/s,參考教材表 8-14，8-15 選取 II 公差組 7 級2）太陽輪分度圓直徑d1,由下式得：d2 32KT2 ? u 1 ( ZE ? Z H ?Z )2（4-6 ）duH a 齒寬系數(shù)d :查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d =0.5b 太陽輪轉(zhuǎn)矩 T2 :T2 = 7287860N.m m11c 載荷系數(shù) K : K=KA Kv KK（4-7）使用系數(shù) KA :查表得 K A =1.3動載荷系數(shù) Kv :查表得 Kv =1.2齒向載荷分布系數(shù) K:查表取 K =1齒間載荷分配系數(shù) K：由下式及其=0 得1.8811)cos11)=1.683.2(Z2=1.88-3.2(80Z120查表并插值得K=1.16則載荷系數(shù) K 的初值 KK =1.3 ×1.2 ×1×1.16=1.81ttd 彈性系數(shù) Z E :查表取得 Z E =189.8N / mm2e 節(jié)點影響系數(shù)（0, x1x20 ）:根據(jù)條件查圖可得 Z H =2.5f 重合度系數(shù) Z:查表（0 ） ，取 Z =0.87g 許用接觸應力 H :H H lim1?ZN ? Zw / SH（4-8 ）接觸疲勞極限應力H lim1，Hlim 2，查表可得2,2H lim1 =570N/mmH lim 2 =460N/mm應力循環(huán)次數(shù) N :N160njL h60197.32300851.42108N2N1 / u =1.42108 / 5.5 =2.58 ×107則查表得出接觸強度的壽命系數(shù)ZN1, ZN2 ( 不允許有點蝕 ) ， ZN1ZN21硬化系數(shù) Zw :根據(jù)設計條件查圖可取 Zw =1接觸強度安全系數(shù) S , 按照一般可靠度查 S=1.0 1.1 ，取 S =1.1 ，HHminHH 1 =570×1×1/1.1=518N/mm2H 2 460×1×1/1.1=418N/mm2所以太陽輪分度圓直徑 d1 的設計初值 d1t 為321.8172878605.51 189.8?2.5? 0.872113.8mmd2 t0.8?()5.541812齒輪模數(shù) m ： m= d2t / Z2 =113.8/29=3.92取 m=4太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：d ' 1tZ1m =29×4=116mm圓周速度 v：vd '1t n2 / 60000120 197.32 / 60000 1.24m / s與估取值 vt1.29ms 相近，對 K 取值影響不大，不必修正 K/VV所以可以取定：KV=KVt =1.2 ， K=Kt=1.81太陽輪分度圓直徑d1 ： d 1= d '1t =116mm行星輪分度圓直徑d2 ： d 2=mZ2=4×53=212mm中心距 a ：a=m(Z1 Z2 )4(29 53)2164 mm2齒寬 b：bd ? d1t min0.5，取57113.8 56.9 mm行星輪齒寬 b2 ：b2=b=57mm太陽輪齒寬 b1 ：b1=b2 +(5-10)取 b1=65mm內(nèi)齒圈分度圓直徑：d3=mZ3=4×135=540mm4.2.4軸設計及校核輸入軸、中間空心軸和輸出軸只承受轉(zhuǎn)矩作用而無彎矩作用，所以在設計計算時只需按照許用轉(zhuǎn)應力計算公式計算出最小軸徑，然后按照軸上零部件進行設計，不需要再對軸進行校核計算輸入軸：材料 40Cr（ A 100.7 : 98 ） 功率 P 158.4KW轉(zhuǎn)速 n 1460 r/mind輸入 A3P1003 158.447.7（ 4-9）n1460輸出軸：材料 40Cr（ A100.7 : 98 ） 功率 P 143.14KW轉(zhuǎn)速 n 36 r/mind輸出 A 3P1003 143.14158.4（4-10）n36中間空心軸材料 40Cr（ A100.7 : 98 ） 功率 P150.58KW轉(zhuǎn)速 n197.32 r/min13d00.53（ 4-11 ）d31311.03（4-12）40.53411d中間A3P g314100 31101.03 108.7（ 4-13）n193.59行星輪軸行星輪軸不僅承受嚙合作用力對其施加的載荷，而且還要承受行星齒輪的離心力對其施加的載荷。圖 4-2 齒輪運動簡圖Fig.4-2 The diagram of gear's load行星輪 c 作用于中心輪 a 的切向力：高速級：Fca12000Ta120001036.11（4-14）np1da1 '7771 N3 88.89低速級：Fca22000Ta 27287.8624987np2 da2 '20003 194.44中心輪 a 作用于行星輪 c 的切向力：14高速級：Fac1Fca1-7771（ 4-15）低速級：Fac 2Fca 224987內(nèi)齒輪 b 作用于行星輪 c 的切向力：高速級：Fbc1Fac1-7771（ 4-16）低速級：Fbc 2Fac224987轉(zhuǎn)臂 x 作用于行星輪 c 的切向力：高速級：Fxc12Fac115542（4-17）低速級：Fxc22Fac 249974轉(zhuǎn)臂 x 所受的作用力：高速級：Fcx1Fxc115542（ 4-18）低速級：Fcx2Fxc249974內(nèi)齒輪 b 所受的切向力：高速級：Fcb1Fbc17771（4-19）低速級：Fcb2Fbc224987嚙合作用力載荷為中心輪a 和內(nèi)齒輪 b 作用于行星輪 c 的切向力之和：高速級：F 嚙合1Fac1Fbc12Fac115542（4-20）低速級：F 嚙合2Fac2Fbc22Fac249974離心力：高速級： FL16.7310 11 dc2bnx2 rx0198（4-21）低速級： FL16.7310 11 dc2 bnx2 rx073兩種作用力在同一平面內(nèi)，方向垂直，其合力為：高速級：Fc12F離心1215543（ 4-22）F嚙合 1低速級：Fc22249975F嚙合 2F離心 2行星輪軸最可能的失效形式是剪斷，應校核其剪切應力材料 40Cr40 : 52高速級：4Fc14 155435.5（4-23）d123.1460215低速級：4Fc 24 499756.37d223.1410024.2.5軸承設計及校核在結(jié)構要求很緊湊時可選用無內(nèi)圈和外圈的滾針軸承，此時滾道就是行星輪孔壁和行星軸表面。由于掘進機截割機構行星減速器的外廓尺寸受到極大的限制，行星齒輪直徑太小 ，其軸承的選用便是要解決的難題之一。根據(jù)上述限制條件，一般要選擇內(nèi)外徑之差如此小的軸承，通常會首先選用滾針軸承或滑動軸承可是采用滾針軸承雖能滿足尺寸方面的要求，但在承受強烈沖擊及重負荷的工況下，其使用壽命不能滿足可靠性方面的要求。而滑動軸承因偏載、潤滑等問題，同樣保證不了可靠性要求。為了解決這一難題，在該機的設計中采用了另一種形式，即用行星齒輪內(nèi)孔充當軸承滾子的外圈滾道，行星軸圓柱面充當本軸承滾子的內(nèi)圈滾道，在內(nèi)外滾道間充填短圓柱滾子，與行星齒輪、行星軸等共同組成行星齒輪軸承。在該軸承的設計中，重點考慮了以下幾個方面 :1）結(jié)構。短圓柱滾子安裝在齒輪內(nèi)孔和軸之間閥。在圓周上排列著的短圓柱滾子問設有保持架，在軸向方向因有多排短圓柱滾子，排與排之間設有鋁青銅制成的隔環(huán)，防止排與排間的運動干涉。2）潤滑。由于良好的潤滑可以減小摩擦，降低發(fā)熱，使行星齒輪軸承正常運轉(zhuǎn)延長其使用壽命。當多排圓柱滾子披密集地安裝在行星齒輪孔及軸之間，處于中間排的短圓柱滾子潤滑比較困難。在行星齒輪齒根處鉆幾個直通至排與排之間的小孔，小孔的個數(shù)視短圓柱滾子排數(shù)而定小孔座均勻分布在齒輪圓周上。3）精度。由于行星齒輪內(nèi)孔充當軸承外滾道，行星軸表面充當軸承內(nèi)滾道，因此對行星齒輪內(nèi)孔及軸的形狀精度、尺寸精度和表面粗糙度等要求較高，均按滾動軸承的精度標準予以考慮。另外，尺寸公差的給出除參照標準推薦值外，還同時考慮短圓柱滾子、廂環(huán)、擋環(huán)等相關件的尺寸精度，并通過計算確定，最終還要滿足滾動軸承標準中關于滾子軸承軸向游隙和徑向游隙的要求。4）材料及熱處理。該軸承中與短圓柱滾子相接觸的行星齒輪和軸表面，除具有高的加工質(zhì)量外，還要有很高的熱處理硬度同時為兼顧齒輪和軸對高強度的要求因此在選16擇材料時，通常采用高強度滲碳淬火鋼如18Cr2N4W、20Cr2N4A 等這類鋼材除具有很高的強度，而且通過滲碳淬火，可使?jié)B碳表面達到HRC5863。4.2.6花鍵設計及校核花鍵設計及校核花鍵聯(lián)結(jié)為多齒工作，承載能力高，對中性好，導向性好，齒根較淺，應力集中小，對軸榖的削弱小。矩形花鍵加工方便，可用磨削方法獲得較高的精度。按齒數(shù)和齒高不同規(guī)定有輕、中兩個系列。應用廣泛。一般用于輕載和中載。漸開線花鍵受載時齒上有徑向分力，能起自動定心的作用，使各齒載荷作用均勻，強度高，壽命長，加工工藝與齒輪加工相同，易獲得較高的精度和互換性。用于載荷較大，定心精度要求高，以及尺寸較大的聯(lián)結(jié)。齒根有平齒根和圓齒根，漸開線有標準壓力角30°、37.5°和 45°。30°壓力角花鍵應用廣泛， 既適用于傳遞運動， 又適用于傳遞動力，不僅適用于固定聯(lián)結(jié)，而且適用于滑動和浮動聯(lián)結(jié)，45°花鍵適用于固定聯(lián)結(jié)，通常用于傳動精度要求不太高的結(jié)構上，37.5°花鍵介于上述兩者之間，常用于聯(lián)軸器。聯(lián)軸器花鍵：壓力角D37.5o ， Z20m2.5 大徑尺寸 D eem(Z0.9)66.15強度校核：一般的花鍵聯(lián)結(jié)只進行擠壓強度和耐磨性計算。對于靜聯(lián)結(jié)，其主要失效形式是齒面壓潰，偶爾也會發(fā)生齒根被折斷，對于動聯(lián)結(jié)，主要的失效形式是工作面的過度磨損。本次設計的花鍵都是靜聯(lián)結(jié)，其強度條件為：p2Tpp（4-24）Zhld mp21046.580.021pp滿足強度200.93.540202.50.8輸出軸花鍵：選用壓力角D30oZ20m2.5 大徑尺寸 Deem(Z 1)52.5強度校核p237970.810.046pp 滿足強度0.8293.566293.517低速太陽輪花鍵根據(jù)結(jié)構，高速級轉(zhuǎn)臂與低速級太陽輪聯(lián)結(jié)的外花鍵與低速級太陽輪設計成一體，所以該花鍵聯(lián)結(jié)的尺寸參照太陽輪的尺寸，只進行強度校核。p27287.860.18pp 滿足強度29448290.844.3 聯(lián)軸器的選擇4.3.1 輸入端聯(lián)軸器的選擇計算轉(zhuǎn)矩： TCK ? T K ?9550 pw Tn Nm （ 4-25 ） n查表知 K=2.5.TCK ?T K ? 9550 pw2.5*9550*0.99*200/1460=2590.3Nmn根據(jù)工作情況要求，決定高速軸與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按1 表4-2-22 查聯(lián)軸器型號為： HL5聯(lián)軸器 55142 GB5014-85?4.3.2 輸出端聯(lián)軸器的選擇pwTn Nm計算轉(zhuǎn)矩： TC K ?T K ? 9550n查表知 K=2.5.pwTCK ?TK ?95502.5*9550*143.14/36=94929.65Nmn根據(jù)工作情況要求，低速軸與工作機主軸之間需要選用三個漲套聯(lián)軸器。漲套聯(lián)軸器是靠正壓力產(chǎn)生漲緊力，而通過漲緊力產(chǎn)生的摩擦力傳遞扭矩。漲套聯(lián)軸器除具有傳遞扭矩大、對中性好、結(jié)構簡單、拆裝方便等優(yōu)點之外，還可起緩沖和過載保護作用。所以選用 Z18 型脹緊聯(lián)結(jié)套。標記為:Z18 型脹緊聯(lián)結(jié)套120×112；其基本尺寸為表 4-2 Tablet.4-218dDiLMtFtdtnMaPtG基本尺寸額定負螺母脹套與軸結(jié)合重量載面上壓力mm(KN.m)KNdtnN.mN/m 2kgm12016510011240.3673M12151451658.319