采煤機截割部的設計畢業(yè)設計說明書

1、采煤機截割部的設計摘要本文描述了中煤層電牽引采煤機整機方案設計以及截割部的設計過程。中煤層電牽引采煤機可用于煤層厚度為2-4m、煤質中硬的緩傾斜煤層。與傳統(tǒng)的縱向布置的單電機采煤機相比，該采煤機將截割電機直接安裝在截割部殼體內，齒輪減速裝置全部集中在截割部殼體及行星減速器內，取消了螺旋傘齒輪、固定減速箱、搖臂回轉套等結構，使其結構更簡單、緊湊，可靠性更高。截割部是采煤機直接落煤、裝煤的部分，其消耗的功率約占整個采煤機功率的80%-90%，主要由截割部殼體、截割電機、齒輪減速裝置、滾筒等組成。該采煤機的截割部采用四級傳動；前三級為直齒傳動，第四級為行星傳動。二級傳動的圓柱齒輪為可換齒輪，使輸出轉

2、速可根據不同的煤質硬度在兩檔速度內選取。截割部采用了三個惰輪軸，使采煤機能夠滿足截割高度對截割部長度的要求。設計將截割部行星減速器和滾筒直接聯結，取消了安裝在滾筒上的截齒，使結構簡單、可靠。關鍵詞：采煤機，截割部，結構，設計Machine Translation Oriented StochasticLexicla Semantic Driven ApproachAbstractThis brochure describes the type of hydraulic shearer traction unit program design and cutting the Department

3、 of Design and calculation process. traction Shearer hydraulic seam thickness can be used for 2-4 m, Hard coal to the gently inclined seam. With the traditional vertical layout of the single-motor compared to Shearer, Shearer will be the ranging-arm installed directly in the cutting of the shell, ge

4、ar device exclusively on cutting Shell and planetary reducer, the abolition of the spiral bevel gears, gear box fixed, Rocker rotating sets of structures, their structure is simpler, more compact and higher reliability. Ranging-arm ofthe shearer is directly charged coal, the coal loaded, its about t

5、he power consumption of the entire power shearer 80% -90%, mainly by cutting Shell, cutting electrical, Gear and drum components. The shearer cutting unit used four drive; Before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. 2 Drive Gear to be for the gears, enabling the ou

6、tput speed can be based on different coal hardness in two tranches within the selected speed. Cutting the Department has adopted a three lazy axle, to meet the shearer cutting height on the ranging-arm degree requirements. Designed to be cutting planetary reducer and drum direct link, canceled insta

7、lled in the drum Pick, simple and reliable.Key words: shearer, ranging-arm,structure,design目錄摘要IAbstractII第一章 國內外采煤機研究及應用概況11.1 國內外研究現狀11.2 國內外應用狀況3第二章 傳動方案的設計62.1 總體傳動方案的設計62.2 傳動比分配102.3 截割部第一級圓柱齒輪傳動設計112.4 截割部第二級圓柱齒輪傳動設計202.5 截割部第一級行星傳動設計292.6 截割部第二級行星齒輪傳動設計38第三章 國內外采煤機研究及應用概況473.1 國內外研究現狀473.2 國

8、內外應用狀況49第四章 截割部輔助零部件的設計524.1 齒輪軸1的設計及校核524.2 第一級惰輪軸的設計及校核564.3 齒輪二軸的設計及校核594.4 第二級惰輪軸的設計及校核634.5 中心齒輪軸的設計及校核684.6 截割部花鍵連接強度校核72第五章 輔助零部件概述765.1 機身765.2 托纜裝置775.3 噴霧冷卻系統(tǒng)775.4 輔助液壓系統(tǒng)795.5 護板及拆卸工具805.6 螺旋滾筒81第六章 結論83參考文獻84第一章 國內外采煤機研究及應用概況1.1 國內外研究現狀為了提高工作面的生產效益, 世界主要采煤國均紛紛致力于發(fā)展大型先進的綜采設備, 取得了顯著的效果, 綜采工

9、作面的生產能力和效益均大幅度提高。我國是產煤大國，煤炭也是我國最主要的能源，是保證我國國民經濟飛速增長的重要物質基礎。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現在最主要的采煤機械。80年代以來，世界各主要采煤國家，為適應高產高效綜采工作面發(fā)展和實現礦井集中化生產的需要，積極采用新技術，不斷加速更新和改進滾筒采煤機的技術性能和結構，相繼研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤機。其中最具代表的是美國喬埃公司的LS系列，英國安德森公司的Electra系列，德國艾柯夫公司的SL系列和日本三井三池公司的MCLEDR系列電牽引采煤機，

10、體現了當今世界采煤機的最新發(fā)展方向，并有如下幾個特點。1) 裝機功率有較大幅度增加為了適應高產高效綜采工作面快速截煤的需要，不論是厚、中厚和薄煤層采煤機，均在不斷加大裝機功率(包括截割功率和牽引功率)。裝機功率大都在1000kW左右，最大的已達2240kW，單個截割電動機的功率都在375kW以上，最高的已達600kW。直流電牽引的牽引功率最大已達2×56kW，交流電牽引功率已達2×60kW。2) 電牽引采煤機成為主導機型德國艾柯夫公司最早開發(fā)電牽引采煤機，80年代中后期已基本停止生產液壓牽引采煤機，研制出EDW系列電牽引采煤機，其中EDW450/1000和EDW300LN是

11、代表性的機型，90年代又研制成功交直流兩用的SL300、SL400、SL500型采煤機。美國喬埃公司70年代中期開始開發(fā)多電機驅動的直流電牽引采煤機，80年代以來先后推出3LS、4LS、6LS三個新機型，其中電控系統(tǒng)已改進多次，性能更趨完善。英國安德森公司在80年代中期研制了第一臺直流電牽引采煤機Electra550，在美國使用成功后，又先后開發(fā)了Electra1000和Electra薄煤層電引采煤機。日本三井三池公司80年代中期著手開發(fā)高起點交流電牽引采煤機，在國際上是首創(chuàng)，最具代表性的是MCLEDR101101、MCLEDR102102采煤機。法國薩吉姆公司在90年代也已研制成功Pande

12、E型交流電牽引采煤機。世界各主要采煤機廠商80年代都已把重點轉向開發(fā)電牽引采煤機，目前，美國長壁工作面中電牽引采煤機已超過90，德國已占56，澳大利亞占52，而且近幾年來，幾乎所有綜采工作面的高產高效記錄都是由電牽引采煤機創(chuàng)造的。交流電牽引近幾年發(fā)展很快，由于技術先進，可靠性高，維護管理簡單，有取代直流電牽引的趨勢。自日本80年代中期研制成第一臺交流電牽引采煤機，至今除美國外，其他國家如德國、英國、法國等都先后研制成交流電牽引采煤機，并認為是今后電牽引采煤機發(fā)展的新目標。3) 牽引速度和牽引力不斷增加液壓牽引采煤機的最大牽引速度為8m/min左右，而實際可用割煤速度為45m/min(相對最大牽

13、引力時的牽引速度)，實際牽引功率僅為4050kW，不適應快速割煤的需要。為適應高產高效工作面，電牽引采煤機牽引功率需要成倍增加，據報導在美國18m/min的牽引速度已很普遍，個別的已超過24m/min，美國喬埃公司的一臺經改進的4LS采煤機的牽引速度高達28.5m/min。由于采煤機需要快速牽引割煤，滾筒截深的加大和轉速的降低，又導致進給量和推進力的加大，故要求采煤機增大牽引力，目前已普遍加大到450600kN，現正研制最大牽引力為1000kN的采煤機。4) 采用多電動機驅動橫向布置的總體結構70年代中期只有少數幾種采煤機(主要是美國的LS系列采煤機，原西德的EDW1502L2W)采用多電動機

14、驅動橫向布置。由于這種布置方式是各部件由單獨電動機驅動，機械傳動系統(tǒng)彼此獨立，取消了錐齒輪傳動副和復雜通軸，機械結構簡單，裝拆方便，因此被廣泛采用。包括電牽引的(如英國Electra系列、德國的SL系列)和液壓牽引的(如波蘭的KGS系列)，以及中厚煤層用大功率的(如Electra1000,SL500)和薄煤層的(如英國Electra)，并有取代傳統(tǒng)的截割電動機縱向布置的趨勢。5) 滾筒的截深不斷增大牽引速度的加快，支架隨機支護也相應跟上，使機道寬度內空頂時間縮短，為加大支架步距創(chuàng)造了條件，也為加大滾筒截深提供了可能性。十年前滾筒采煤機的截深，大都在630700mm，而今多數已采用800mm和1

15、000mm，1200mm截深也已在實際使用。美國阿巴拉契煤礦正在考慮采用1500mm截深的可能性。6) 普遍采用中高壓供電80年代以來，由于裝機功率大幅度提高，整個工作面供電容量超過5000kW，為了保證供電質量和電機性能，新研制的大功率電牽引采煤機幾乎都提高供電電壓，主要有2300V、3300V、4160V和5000V。美國現有長壁工作面中45以上的電牽引采煤機供電電壓不小于2300V。7) 完善的監(jiān)控系統(tǒng)包括采用微處理機控制的工況監(jiān)測、數據采集、故障顯示的自動控制系統(tǒng)；就地控制、無線電隨機控制，并能自動控制液壓支架、工作面輸送機動作和滾筒沿工作面煤層自動調節(jié)采高。8) 高的可靠性據了解美國

16、LS系列采煤機、英國Electra1000型采煤機的利用率可達9598，維修期都在采煤350萬t以上，最高的達1000萬t。1.2 國內外應用狀況我國目前廣泛使用的三大系列采煤機，主要有上海分院開發(fā)設計的MG系列，西安煤礦機械廠生產的MXA300和太原礦山機器廠的AM500系列采煤機，其中MXA300和AM500系列采煤機主要用于綜采工作面，MG系列采煤機既有配套液壓支架使用綜采工作面的，也有配套單體液壓支柱適用于普通機采工作面的采煤機，可分別使用在厚煤層、中厚煤層和薄煤層。目前使用量最大的液壓牽引采煤機有MG150(200)W1、MG200W、MG300(2×300)W、AM500

17、/3.5、MXA300等型號。雙級行星齒輪減速器的設計采用了四個行星輪結構的行星齒輪減速器，在均載措施、材料及熱處理工藝、齒輪的修形修緣加工等技術方面有了進一步提高。1）牽引機構采用無鏈牽引系統(tǒng)，其主要優(yōu)點是：取消工作面牽引鏈，消除斷鏈和跳鏈傷人事故，工作安全可靠；同一工作面可同時使用多臺采煤機，降低生產成本，提高工作效率；牽引速度脈動比鏈牽引小，采煤機運行較平穩(wěn)。鏈軌式雖然也是鏈條，但強度余量較大，彈性變形對牽引速度影響較小；牽引力大，能適應大功率采煤機和高產高效的需要；取消鏈牽引的張緊裝置，使工作面切口縮短。對底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等適應性增強；適應采煤機在大傾角(可達54

18、76;)條件下工作，利用制動器使采煤機防滑問題得到解決。2）但是無鏈牽引也存在需要解決的問題：加強輸送機本身結構，使用和管理中保持平直度；齒輪、齒軌或銷軸在嚙合傳動中傳遞力很大，且起支點作用，磨損加快材質和熱處理要求較高，結構上要能快速更換；為適應采煤機在推移中水平和垂直方向的傾斜，仍能保證正確的嚙合，在銷軸座或齒軌之間的連接方式上注意可調性，同時注意溜槽的連接強度；無鏈牽引機構使機道寬度增加約100mm，提高了對支架控頂能力的要求。3）采用液壓緊固技術液壓緊固技術為80年代末90年代初的高新技術，為超高壓技術和材料熱處理、超高壓密封技術的綜合應用領域。為了解決采煤機工況惡劣，構件聯接容易松動

19、而影響可靠性，對液壓緊固技術進行了開發(fā)研制，目前已完成開發(fā)液壓螺母M24、M30、M36、M42四種規(guī)格，相應的液壓螺栓副長度3m(M42 )，2 .5m(M30 )，及超高壓泵和超高壓膠管總成也已批量生產，使用效果良好。4）交流變頻調速牽引裝置的研制對日本東芝和東洋公司的100kVA、150VA兩個規(guī)格的51系列變頻器進行技術消化，其中100kVA的變頻器成功改制成和MG344PWD型采煤機配套的交流變頻調速牽引裝置，并推廣使用。在此基礎上，消化吸收150kVA變頻器技術，并將其改制成與其它一些大功率采煤機相配套的交流變頻牽引調速裝置，為電牽引采煤機的系列化和全面推廣鋪平了道路。200kVA

20、61系列的交流變頻調速牽引裝置配套MG400/920WD型采煤機，也取得了較好的效果。5）電控技術的研究和電氣控制裝置的研制多年液壓牽引采煤機電控裝置的開發(fā)設計，積累了不少成功的經驗，從引進消化吸收到自行研制，從原來的插件到現在盒裝板式，從單臺單件設計生產到現在簡化型成批生產，經過十多年努力，功能逐步齊全，可靠性不斷提高，在通用性、互換性和集成化方面推進了一大步，無線電隨機控制研制成功，并得到推廣使用，數字化、微機化的電控裝置正在試用階段。6）截割部電動機使用彈性扭矩軸結合截割電動機橫向布置多電機驅動采煤機的開發(fā)，將動態(tài)分析運用于具有 彈性轉矩軸典型結構。彈性緩沖性能的扭矩軸設計，提出一套關于

21、該類軸的理論設計依據，提高設計質量，改善傳動件的可靠性，對提高采煤機的整體可靠度和利用率起到了積極作用。矩軸的結構設計以滿足三項性能為原則，其結構設計則以其所處傳動系統(tǒng)的具體結構而定。1彈性緩沖 2過載保護 3傳遞動力d為卸載槽外徑，在開有卸載槽的一端設有螺紋孔7）為了提高塊煤率，采用耐磨滾筒及鎬形截齒點開發(fā)硬煤耐磨滾。30個截齒通過非均布葉片的特殊設計而達到葉片齒與端盤齒交錯均布的目的，同時三個葉片各自的齒高不等，從而可確保葉片截齒截深相等。采用35mm的等截線距布置，葉片齒截割面積相等，此外葉片齒采用7°10°角，確保其處于回轉狀態(tài)工作。同時能有效地抵消滾筒軸向力，其軸

22、向力波動小于4，這種滾筒在使用中工作平穩(wěn)性好，塊煤率高，能耗低。第二章 傳動方案的設計2.1 總體傳動方案的設計在目前的國內采煤機市場，不管從研發(fā)、設計、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機都占據著主導的地位，也正是這種龐大的市場優(yōu)勢使得中厚煤層采煤機在技術上日趨成熟，而且有著非常大的改進刷新速度。滾筒采煤機的類型很多，可按滾筒數目、行走機構形式、行走驅動裝置的調速傳動方式、行走部布置位置、機身與工作面輸送乳汁機配合導向方式、總體結構布置方式等分類。按滾筒數目分為單滾筒和雙滾筒采煤機，其中雙滾筒采煤機應用最普遍。按行走機構形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。按行走驅動裝置的調速方式

23、分機械調速、液壓調速和電氣調速滾筒采煤機（通常簡稱機械牽引、液壓牽引和電牽引采煤機）。按行走部布置位置分內牽引和外牽引采煤機。按機身與工作面輸送機的配合導向方式分騎槽式和爬底板式采煤機。按總體結構布置方式分截割（主）電動機縱向布置在搖臂上的采煤機和截割（主）電動機橫向布置在機身上的采煤機、截割電動機橫向布置在搖臂上的采煤機。按適用的煤層厚度分厚煤層、中厚煤層和薄煤層采煤機。按適用的煤層傾角分緩斜、大傾角和急斜煤層采煤機。采煤機主要由電動機、牽引部、截割部和附屬裝置等部分組成（如圖1.1）。電動機：是滾筒采煤機的動力部分，它通過兩端輸出軸分別驅動兩個截割部和牽引部。采煤機的電動機都是防爆的，而且

24、通常都采用定子水冷，以縮小電動機的尺寸。牽引部：通過其主動鏈輪與固定在工作面輸送機兩端的牽引鏈3相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此，牽引部是采煤機的行走機構。左、右截割部減速箱：將電動機的動力經齒輪減速后傳給搖臂5的齒輪，驅動滾筒6旋轉。 如圖1.1 雙滾筒采煤機滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。螺旋葉片將截齒割下的煤裝到刮板輸送機中。為提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒一側裝有弧形擋煤板7，它可以根據不同的采煤方向來回翻轉180°。底托架：是固定和承托整臺采煤機的底架，通過其下部四個滑靴9將采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上，其中采空區(qū)側兩個滑靴套在輸

25、送機的導向管上，以保證采煤機的可靠導向。調高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調節(jié)采煤機的采高。調斜油缸：用于調整采煤機的縱向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的截割要求。電氣控制箱：內部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內外噴霧降塵用水，采煤機設有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內，并由采煤機拉動在工作面輸送機的電纜槽中卷起或展開。截割部傳動裝置的功用：是將電動機的動力傳遞到滾筒上，以滿足滾筒工作的需要。同時，傳動裝置還應適應滾筒調高的要求，使?jié)L筒保持適當的工作高度。由于截割消耗采煤機總功率的8090，因此要求設計出的截割部傳

26、動裝置具有高的強度、剛度和可靠性，良好的潤滑密封、散熱條件和高的傳動效率。采煤機截割部都采用齒輪傳動，常見的傳動方式有以下幾種：圖2-1 截割部傳動方式1電動機；12固定減速箱；3搖臂；4滾筒；5行星齒輪傳動； 6泵箱；7機身及牽引部電動機固定減速箱搖臂滾筒(如圖2-1(a)。這種傳動方式的特點是傳動簡單，搖臂從固定減速箱端部伸出，支承可靠，強度和剛度好。但搖臂下降的最低位置受輸送機限制，故臥底量較小。DY-150、BM-100型采煤機均采用這種傳動方式。電動機固定減速箱搖臂行星齒輪傳動滾筒(圖2-1(b)。這種方式在滾筒內裝了行星傳動，故前幾級傳動比減小，簡化了傳動系統(tǒng)，但筒殼尺寸卻增大了，

27、故這種傳動方式適用于中厚煤層采煤機，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤機中采用。電動機減速箱滾筒(圖2-1(c)。這種傳動方式取消了搖臂，靠由電動機、減速箱和滾筒組成的截割部來調高(稱為機身調高)，使齒輪數大大減少，機殼的強度、剛度增大，且調高范圍大，采煤機機身也可縮短，有利于采煤機開缺口工作。MXP-240和DTS-300型采煤機采用這種傳動方式。電動機搖臂行星齒輪傳動滾筒(圖2-1(d)。這種傳動方式的電動機軸與滾筒軸平行，取消了容易損壞的錐齒輪，使傳動更加簡單，而且調高范圍大，機身長度小。新的電牽引采煤機都采取這種傳動方式。對比以上傳動方式，我設計的截

28、割部傳動方式為:電動機搖臂行星齒輪傳動滾筒。（如圖2.2）該截割部采用銷軸與牽引部聯結，截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。圖2.2 截割部傳動系統(tǒng)該截割部特點電機橫向布置,機械傳動都是直齒傳動故傳動效率高，容易安裝和維護。截割電機采用旋轉開關控制外，其余控制如牽引速度調整、方向設定、左右搖臂的升降，急停等操作均由設在機身兩端操作站的按鈕進行控制，操作簡單、方便。液壓系統(tǒng)設計合理，采用集成閥塊結構，管路少，連接可靠；經常調整的閥設在液壓箱體外，便于檢修和更換。截割機械傳動鏈設有扭矩軸過載保護裝置，并可設有強制潤滑冷卻系統(tǒng)，提高

29、了傳動件，支承件的使用壽命。截割部采用四行星單浮動結構，承載能力大，減小了結構尺寸。采用大角度彎搖臂設計，加大過煤空間，提高裝煤效果，臥底量大調高油缸與調高液壓鎖采用分離布置，液壓鎖置于殼體空腔內，打開蓋板即可取出液壓鎖，方便井下查找故障和更換調高油缸、液壓鎖等維修工作。該機主要定位適用于傾角的中厚煤層的開采，煤層中不應有堅硬的或較厚的該類夾雜物，以及落差較大的斷層。主要技術參數如下：適應煤層：傾角的中厚煤層采高范圍：24m煤質傾角：煤層硬度：f4滾筒轉速(r/min)：低速25.4、中速31.5 、高速38.7；滾筒直徑(mm)：1800；最大截深(mm)：1000；滾筒水平中心距（m）：1

30、0.517；搖臂回轉中心距（m）：6.4；2.2 傳動比分配由設計要求知，截割部功率為700kW，根據礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，而且電機工作要可靠，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。所以選擇由撫順廠生產的三相鼠籠異步防爆電動機，型號為YBCS3150,其主要參數如下：額定功率：700kW； 額定電壓：1140V；滿載電流：98A； 額定轉速：1472r/min；滿載效率：0.915； 絕緣等級： H；滿載功率因數：0.85； 接線方式：Y；質量： 1150Kg； 冷卻方式：外殼水冷該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵

31、，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構。根據采煤機械手冊，總裝機功率在700KW左右的采煤機滾筒的轉速沒有一個確定的數值，只要在2035r/min之間都可以滿足所需的要求，再根據搖臂減速箱的結構安排，當電機的轉速為1470r/min時，滾筒的轉速為：n=1470÷53=27.73符合要求，因此各軸的轉速：一軸齒輪的轉速：由于與電機相連所以二軸的轉速：中心輪組的轉速：第二級行星減速器太陽輪的轉速：各軸的功率一軸齒輪的功率： 二軸齒輪的功率： 中心輪組的功率：第二級行星減速器太陽輪的功率：2.3 截割部第一級圓柱齒輪傳動設計選擇齒輪材料，查機械手冊：小齒輪選用18Cr2Ni

32、4WA調質，惰輪選用20CrMnTi調質，大齒輪選用18Cr2Ni4WA調質18Cr2Ni4WA屬于高強度中合金滲碳鋼。是性能優(yōu)良的含鎳鋼種，鎳除了提高鋼的淬透性外，還能提高韌性，并可大大改善鋼的抗沖擊疲勞強度，也是鎳鋼在重載下壽命高的原因；按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.0130.022) n11估計圓周速度vt=17.15m/s,參考機械設計工程學中的表8-14，表8-15選取小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得齒寬系數查表按齒輪相對軸承為對稱布置，取=0.4小輪齒數Z1 在推薦值2040中選Z1=28大輪齒數Z2 Z2=i·Z1=1.43×2

33、8=40.04圓整取Z2=40齒數比u= Z2/ Z1=40/28傳動比誤差u/u u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001誤差在±5%范圍內，所以符合要求小輪轉矩T1 由公式得T1=9550P/n=9550×294.03/1470=1910.19KN·m 載荷系數K 由公式得 使用系數 查表得=2 動載荷系數 查表得=1.3 齒向載荷分布系數 查表得=1齒間載荷分配系數 由公式及=0得= = =1.68查表并插值得=1.1則載荷系數的初值= =2.0×1.3×1×1.1 =2.86彈性系數 查表得=189.8節(jié)點影響系

34、數 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系數 查表得（）=1.0許用接觸應力 由公式得接觸疲勞極限應力查圖得=1650N/mm2=1300 N/mm2應力循環(huán)次數由公式得：N1=60njLh=60×1470×1×(24×300×8)=5.08×109N2=N1/u=5.08×109/1.428=3.56×109則查表得接觸強度的壽命系數、（不允許有點蝕）=1硬化系數查表及說明得 =1按接觸強度安全系數 查表，按較高可靠強度=1.251.3取=1.2則 =1650×1

35、5;1/1.2=1375 N/mm2=1300×1×1/1.2=1083 N/mm2d1的設計初值d1t為172.915mm齒輪模數m m=/Z1 =172.915/28 =6.17查表取m=8小齒輪分度圓直徑的參數圓整值=Z1m =28×8 =224mm圓周速與估計值vt=17.15m/s 很相近，對值影響不大，不必修正=t=1.3,小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑中心矩齒寬大齒輪齒寬小齒輪齒寬考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加一級惰輪組，由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數必須和大小齒輪的模數相同都取8，惰輪的齒數按推薦值取，變位系數取，

36、也采用圓柱直齒漸開線齒形。齒根彎曲疲勞強度校核計算由公式齒形系數 查表得 小輪 2.3 大輪 2.2應力修正系數 查表得 小輪 =1.725 大輪 =1.740重合度系數 由公式 =許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2=660 N/mm2彎曲壽命系數 查表得=1尺寸系數 查表得=1安全系數 查表得=1.6則 =1100×1×1/1.6=687.5660×1×1/1.6=412.5故 287.96 N/mm2193.16N/mm2所以齒根彎曲強度足夠其他尺寸的計算已知參數：計算參數：嚙合角 按如下公式計算中心矩變動系數 按如下公式計

37、算中心矩 按如下公式計算齒高變動系數 按如下公式計算齒頂高 按如下公式計算齒根高 按如下公式計算=（+-x）m齒全高 =（2+-）m齒頂圓直徑 =d1±2齒根圓直徑 =d1-2一齒輪軸與第一級惰輪嚙合傳動的相關參數的計算值：嚙合角=中心矩變動系數=0.5025中心矩=272.02mm齒高變動系數=0.0243齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =208.10mm大齒輪與第一級惰輪嚙合傳動的相關參數的計算值：嚙合角=中心矩變動系數= 0.4963中心矩=319.97mm齒高變動系數= 0.0266齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =304.22mm注：其他的大、小齒輪參數

38、一樣。小齒輪的結構設計：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因采用內設花鍵與電動機的扭矩軸連接大齒輪的結構：第一級惰輪的結構：2.4 截割部第二級圓柱齒輪傳動設計查機械手冊選擇齒輪材料：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調質 大齒輪選用18Cr2Ni4WA調質按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.0130.022) 估計圓周速度=14.26m/s,參考機械設計工程學中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得齒寬系數查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.3小輪齒數Z3 在推薦值2040中選Z3=27大輪齒數Z4 Z4=i·Z3

39、=1.45×27=39.15圓整取Z4=40齒數比u= Z2/ Z1=40/27傳動比誤差u/u u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020誤差在±5%范圍內，所以符合要求小輪轉矩T3 由公式得T3=9550P/n3=9550×/1029=2696.509KN·mm 載荷系數K 由公式得 使用系數 查表得=2.2 動載荷系數 查表得=1.4 齒向載荷分布系數 查表得=1.08齒間載荷分配系數 由公式及=0得= =1.68查表并插值得=1.1則載荷系數的初值= =2.2×1.4×1.08×1.1=3.65彈性系數 查

40、表得=189.8節(jié)點影響系數 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35重合度系數 查表得（）=0.856許用接觸應力 由公式得接觸疲勞極限應力查圖得=1650N/mm2=1300 N/mm2應力循環(huán)次數由公式得：N3=60njLh=60×1029×1×(24×300×8)=3.56×109N4=N3/u=3.56×109/1.48=2.41×109則查表得接觸強度的壽命系數、（不允許有點蝕）=1硬化系數查表及說明得 =1按接觸強度安全系數 查表，按較高可靠強度=1.251.3取 =1.2則

41、=1650×1×1/1.2 =1375 N/mm2=1300×1×1/1.2 =1083 N/mm2D3的設計初值d3t為205.508mm齒輪模數m m=d3t/Z3 =205.508/27 =7.615查表取m=10小齒輪分度圓直徑的參數圓整值=Z3m =27×10 =270mm圓周速與估計值vt=14.26m/s 很相近，對值影響不大，不必修正=t=1.4,小齒輪分度圓直徑mm大齒輪分度圓直徑mm中心矩齒寬考慮到受內部花鍵的影響取大齒輪齒寬mm小齒輪齒寬mm考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級惰輪組由于要分別和大小齒輪嚙

42、合傳遞扭矩，所以模數必須和大小齒輪的模數相同都取10，惰輪的齒數按推薦值取，變位系數取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。齒根彎曲疲勞強度校核計算由公式 齒形系數 查表得 小輪 2.1大輪 2.063應力修正系數 查表得 小輪 =1.85大輪 =1.855重合度系數 由公式許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2=660 N/mm2彎曲壽命系數 查表得=1尺寸系數 查表得=1安全系數 查表得=1.6則 =1100×1×1/1.6=687.5660×1×1/1.6=412.5故 241.44N/mm2164.99N/mm2所以齒根彎曲強度足夠，

43、其他尺寸的計算已知參數：計算參數：嚙合角 按如下公式計算中心矩變動系數 按如下公式計算中心矩 按如下公式計算齒高變動系數 按如下公式計算齒頂高 按如下公式計算齒根高 按如下公式計算=（+-x）m齒全高 =（2+-）m齒頂圓直徑 =d1±2齒根圓直徑 =d1-2二齒輪軸與第二級惰輪嚙合傳動的相關參數的計算值：嚙合角=中心矩變動系數= 0.5069中心矩=305.06mm齒高變動系數= 0.0229齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =254.10mm第三級惰輪與第二級惰輪嚙合傳動的相關參數的計算值：嚙合角=中心矩變動系數= 0.4926中心矩=334.926mm齒高變動系數= 0

44、.0346齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心齒輪與第三級惰輪嚙合傳動的相關參數的計算值：嚙合角=中心矩變動系數= 0.5055中心矩=370.055mm齒高變動系數= 0.0192齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =380.22mm 注：其他的大、小齒輪參數一樣。小齒輪的結構設計：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因此采用內設花鍵與電動機的扭矩軸連接，二軸齒輪中心輪組齒輪結構：第二級惰輪的結構：2.5 截割部第一級行星傳動設計選擇行星傳動的類型為2K-HA。選擇齒輪的材料及熱處理太陽輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪aHRC=60;行星輪G

45、hrc=58。內齒圈b選用40Cr調質，硬度為HB=256。此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為7。采用太陽輪a浮動的均載機構，各行星輪間載荷分配不均勻系數KP的數值取為：KPH=1.1（計算接觸強度時）；KPF=1.15（計算彎曲強度時）由公式得，=1-5.36=-4.36，由此查表得取行星輪的個數為np=3.確定各輪的齒數Za 、Zg 、Zb: 首先試選太陽輪a的齒數Za=19,則 Zb=pZa=4.36×19=82.84 同時考慮“轉配條件”，故取Zb=83,即 中心齒輪圓整后數,其傳動誤差i甚少，僅為0.2%，對動力傳動完全合用； 其次計算行星輪g的名義

46、吃數值 取，選取高變位齒輪傳動，所以強度計算外齒輪副a-g的強度計算計算中心距 根據公式 式中各參數的數值計算如下： 齒數比 齒寬系數 查表取為： 材料系數ZE 查表取ZE=189.8 節(jié)點嚙合系數ZH 查表得ZH=2.5 轉矩T1 根據公式 =9.55×106 =1.53×106 Nmm 載荷系數 工作情況系數KA查表得 KA=1 動載荷系數 查表得 =1.3 載荷分布系數 查表得 ， 故 許用接觸應力 按下式計算： （N/mm2） 齒輪材料的接觸疲勞強度極限查表有 =23HRC 對太陽輪a =23×60=1380（N/mm2） 對行星輪g =23×5

47、8=1334（N/mm2） 安全系數取為 =1.2 齒面光潔度系數 =1.0 速度系數 =1 接觸壽命系數 其中應力循環(huán)系數 =30HB2.4 對太陽輪a =30×6142.4=1.47×108 對行星輪g =30×5782.4=1.28×108 齒輪的應力循環(huán)次數按下式計算 對太陽輪a為 對行星輪g為 按每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算出t=24×300×10=72000 (h) 根據傳動比 及 可計算出 故太陽輪a的循環(huán)次數為 行星輪g的循環(huán)次數為 因，故取 于是有太陽輪a的許用接觸應力為 行星輪g的許用接

48、觸應力為 計算時應取較小的將以上各值代入按接觸強度計算的中心距圓整中心距，取工作中心距確定齒輪模數m根據BG1357-87，取m=7確定變位系數、 因工作中心距=180(mm) 標準中心距 比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動（正傳動） 按下式計算嚙合角和 計算得嚙合角.38° 總變位系數 按滾切的外齒輪副變位系數的線圖差得各齒輪變位系數的分配，校核接觸強度 根據公式有 按，查表得2.1 小齒輪分度圓直徑 （mm） 根據 所以重新取 ，那么將所求的各值代入接觸強度校核公式所以滿足接觸強度校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =750

49、（N/mm2） 因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系數取為 =1.75 尺寸系數=1 彎曲壽命系數 因齒輪的應力循環(huán)次數Nl均大于4×106，故取YN=1 對太陽輪a 對行星輪g 根據載荷分布系數 查表得 ， =1.2 故 從而載荷系數 轉矩（Nmm） 齒行系數查表有 太陽輪a =2.08 行星輪g =1.98 齒根應力集中系數查表有 太陽輪a =1.83 行星輪g =1.97 將求得的各值代入彎曲強度校核公式有 太陽輪a的齒根彎曲應力 行星輪g的齒根彎曲應力所以都滿足彎曲強度內齒輪副g-b的強度計算變位系數的確定 標準中心距 aw=180(mm) 故應采用變位齒輪傳動（負傳動）再按下式計算嚙合角和 得°10、12，總變位系數0.00438 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686校核接觸強度 根據校核的公式 查表有=189.8 按，查表得=2.5 齒數比=2.677 小齒輪分度圓直徑 =7×31=217（mm）齒寬系數 查表取=0.315轉矩 =1.58×106×=2.577×106（Nmm）根據=0.238 ，查圖取 根據 查圖有 0.3=1+（1.02-1）