机械毕业设计（论文）-MG5001200-WD型交流电牵引采煤机截割部设计【全套图纸】

中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1 综述 1.1 对设计题目的分析 1.1.1. 设计思路的提出设计思路的提出 2. 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国 民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、 支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随 着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。 在目前的国内采煤机市场，不管从研发、设计、制造还是使 用方面中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位，也正 是这种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟， 而且有着非常大的改进刷新速度，目前国内生产这种类型采煤机 的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机 械厂等，其中以西安煤矿机械厂设计制造的 MG500/1200-WD 型交 流电牵引采煤机为典型代表。该机型在国内也有着广泛的应用， 其优越的性能得到了各大矿的好评。其成功的设计思想和理念给 了我很大的震撼，也给我的这次毕业设计提出了一个基本的框架 和蓝图，所以我的设计以此为启发、也以此为依据展开。 1.1.2 设计蓝图设计蓝图 1)1)整机的设计方案整机的设计方案 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 2 页 主要技术特征主要技术特征 项目数据单位 最大计算生产能力2500t/h 采高3.55m 装机功率1200kW 供电电压3300V 滚筒直径2000mm 截深880mm 牵引力410680kN 牵引速度013.8m/min 灭尘方式内处喷雾 拖电缆方式自动拖缆 主机外形尺寸1440022921634mm 主机重量60T 最大不可拆卸尺寸307012001000mm 最大不可拆卸重量7.0T 2）主要结构特点主要结构特点 1.整机为多电机横向布置，框架式结构，机身由三段组成，无 底托架。三段机身采用液压拉杠联结，所有部件均可从老塘侧 抽出。 2.采用直摇臂，左右可互换，左右牵引部对称，结构完全相同。 3.用二台交流电机牵引，电气拖动系统为一拖一。 4.电气系统具有四象限运行的能力，可用于大倾角工作面。 5.采用水冷式变频器，技术领先，可靠性高，体积小。 6.采用 PLC 控制，全中文液晶显示系统。 7.具有简易智能监测，系统保护功能齐全，查找故障方便。 8.具有手控、电控、遥控操作方式。 3 3）用途及适用条件）用途及适用条件 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 3 页 该机型的采煤机是一种多电机驱动,电机横向布置,交流变频 调速无链双驱动电牵引采煤机.总装机功率 1200kW，机面高 1634mm，适用于采高 3.55m，煤层倾角45的中厚煤层综采工 作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大,不过于松软,煤质硬 或中硬,能截割一定的矸石夹层。工作面长度以 150200m 为宜。 1.1.31.1.3 选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计 1)摇臂处其动力通过两级直齿圆柱齿轮减速和两级行星齿轮 减速传给输出轴，再由方法兰驱动滚筒旋转，摇臂减速箱设有离 合装置、冷却装置、润滑装置、喷雾降尘装置等，摇臂减速箱壳 体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接，摇臂和滚筒之间采用 方榫连接。 2) 截割部的机械传动 截割电机的空心轴通过扭矩轴花键与一轴轴齿轮连接，将动 力传入摇臂减速箱，在通过二级圆柱直齿齿轮和三级惰轮组传递 到二级行星减速器，末级的行星减速器的行星架出轴渐开线花键 连接驱动滚筒。 1.1.4 牵引行走部牵引行走部 牵引行走部包括固定箱和型走箱两大部分组成。固定箱内有三级 直齿传动和一级行星传动。行走箱内有驱动轮、行走轮和导向滑靴。 牵引电机输出的动力经过减速后，传到行走箱的行走轮，与刮板输送 机销轨相啮合，使采煤机行走。导向滑靴通过销轨对采煤机进行导向， 保证行走轮与销轨正常啮合。 为使采煤机能在较大倾角条件下安全工作，在固定箱内设有液压 制动器，能可靠防滑。该牵引行走部有如下特点： 1) 采用销轨牵引，承载能力大，导向好，拆装、维修方便； 2) 采用双浮动、四行星轮行星减速机构，轴承寿命和齿轮的强度 裕度大，可靠性高； 3) 导向滑靴回转中心与行走轮中心同轴，保证行走轮与销轨的正 常啮合。 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 4 页 1.1.5 截割部、行走部电机的选用截割部、行走部电机的选用 截割部：选取型号为 YBCS3500 的矿用隔爆型三相交流异步电动机。 行走部：选取型号为 YB280S-4 的矿用隔爆型三相交流异步电动机。 1.1.6 摇臂减速箱摇臂减速箱 有壳体、一轴、第一级减速惰轮组、二轴、第二级惰轮组、中 心齿轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器、中心水路、离 合器等组成。 1.2 采煤机的概况 1.2.1 采煤机的类型采煤机的类型 采煤机有不同的分类方法，按工作机构可分为滚筒式、钻削 式和链式采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引 部动力可分为机械牵引、液压牵引和电牵引；按工作机构位置可 分为额面式和侧面式；还可以按层厚、倾角来进行分类。 1.2.2 采煤机的主要组成采煤机的主要组成 电动机是采煤机的动力部分，它通过两端出轴驱动滚筒和牵 引部。牵引部通过其主动轮与固定在工作面前方的轨道相啮合， 使采煤机沿工作面移动，因此牵引部是采煤机的行走机构；左、 右截割部减速箱将电动机的动力经齿轮减速传到摇臂的齿轮，以 驱动滚筒；滚筒式采煤机直接进行落煤和装煤的机构，称为采煤 机的工作机构。滚筒上焊接有端盘及螺旋叶片，其上装有截煤用 的截齿，由螺旋叶片将落下的煤装到刮板输送机种，为了提高螺 旋滚筒的装煤效果，滚筒侧装有弧形挡煤板，它可以根据不同的 采煤方向来回翻转 180；底托架用来固定整个采煤机，底托架内 的调高油缸用来使摇臂升降，以调整采煤机的采高；采煤机的电 缆和供水管靠托缆装置来夹持，并由采煤机托着在工作面输送机 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 5 页 的电缆槽中移动；电气控制箱内装有各种电控元件，以实现各种 控制及电气保护；为降低电动机和牵引部的温度来提供喷雾降尘 用水，采煤机上还设有专门的供水系统和内喷雾系统。 1.2.3 滚筒采煤机的工作原理滚筒采煤机的工作原理 单滚筒采煤机的滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下来的 煤不经机身下部运走，从而可降低采煤机机面高度，单滚筒采煤机上 行工作时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬 挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将弧形挡煤板翻转 180；接着， 机器下行工作，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移工作面输送机。这 种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法叫单向采煤机。 双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶部煤，后滚筒割底部煤，因此 双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可以进一 刀，即采煤机往返一次进二刀，这种采煤法称为双向采煤法；必须指 出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋 方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转的滚筒，螺旋叶片方 向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形 象地归结为“左转左旋，右转右旋” ，即人站在采空区侧从上面看滚筒， 截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。 第四代采煤机研发成功后，现在采煤机的设计基本上传承了他们 的特点，随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现 在采煤机是集电子系统，液压系统，机械传动系统于一身的复杂的系 统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架，全部 采用双滚筒设计。 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 6 页 1.2.4 采煤机的进刀方法采煤机的进刀方法 1) 端部斜切法 2) 中部斜切法 3)正切进刀法 1.3 采煤机的发展趋势 电牵引采煤机仍然是采煤机的发展方向，液压牵引采煤机制造进度 高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性则较 低。德国 Eickhoff 公司于 1976 年制造出了世界上第一台电牵引采煤机， 在随后的 20 年中，美国、日本、法国、英国等都大力研制并发展了电 牵引采煤机。电牵引采煤机具有良好的牵引特性、可用于大倾角煤层、 运行可靠、适用寿命长、反应灵敏、动态特性好、效率高、结构简单、 有完善的检测和显示系统。因此，电牵引采煤机是今后的发展方向，近 年来综采高产高效的世界记录都是由电牵引采煤机创造的。 2 设计过程 2.1 整机功率的安排 设计机型的总装机功率为 1200KW，其中左右摇臂处各设一个功率为 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 7 页 500KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为 75KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一 个功率为 50KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机 。 2.2 摇臂减速器传动比的安排 总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速比值: 电动机转速： 1486r/min 滚筒转速： 37r/min 总传动比： 1486 / min 40.16 37 / min r i r 传动比分配: 对于采煤机结构的特殊性（如机厚及其约束） ，对于厚煤层型 采煤机一般使用两级圆柱直齿轮减速，带两级 2KH 负号行星齿 轮减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，既可利用滚筒滚毂 内的空间，又可减少前面圆柱直齿轮的传动比和尺寸。采煤机机身 高度受到严格限制，每级圆柱直齿轮传动比一般为，行星34 j i : 齿轮。46 j i : 行星齿轮减速级传动比： 初步估算第一级行星齿轮减速级传动比为4.95 b aH i 查表得可取：23，91，34， a Z b Z g Z3 P n 初步估算第二级行星齿轮减速级传动比为3.96 b aH i 查表得可取：25，99，37， a Z b Z g Z4 P n 两级圆柱齿轮传动总传动比： 40.16 2.05 4.96 3.95 i 为有效利用空间，同时尽可能使所设计的采煤机机身高度较 小，传动比应从高速级向低速级递减，在初步设计时可按： 1jj ii 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 8 页 进行选取。 1 1 5% 10% jj j ii i 所以初步估取两级圆柱齿轮传动的传动比分别为： 1 1.6i 2 1.28i 2.3 摇臂减速箱的具体结构 2.3.1 壳体壳体 采取直摇臂形式，用 ZG25Mn 材料铸造成整体，并在壳体内 腔壳体表面设置有八组冷却水管。 2.3.2 一轴一轴 轴齿轮、轴承、端盖、密封座、铜套、密封件等组成，与 截割电机空心轴以花键轴联接的扭矩轴通过 INT/ET16Z5m30p6H/6h 花键与一轴轴齿轮相联。 2.3.3 第一级减速惰轮组第一级减速惰轮组 齿轮、轴承、距离垫、挡圈组成，先成组装好，再与惰轮 轴一起装入壳体； 2.3.4 二轴二轴 轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成。 2.3.5 第二级减速惰轮第二级减速惰轮 由齿轮、轴承、挡圈、垫等组成，先成组装好，再与惰轮轴一 起装入壳体。 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 9 页 2.3.6 中心齿轮组中心齿轮组 由轴齿轮、太阳轮、两个轴承座、两个 NCF2940V 轴承和四 个骨架油封等组成，太阳轮通过花键与轴齿轮相联并将动力传 给第一级行星减速器。 2.3.7 第一级行星减速器第一级行星减速器 内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、 两个距离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动， 行星架靠两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙， 因而行星架径向也有一定的浮动量。 2.3.8 第二级行星减速器第二级行星减速器 行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮 的两个轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材 料和密封件组成，该行星减速器为四行星轮结构，太阳轮浮动， 行星架一端通过轴承 HM266449/HM266410 和轴承座支承与壳体 上，另一端通过轴承 M268749/M268710 支承与轴承杯上，轴承 杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体。 2.3.9 中心水路中心水路 有水管和一些接头组成。 2.3.10 离合器离合器 离合手把、压盖、转盘、推杆轴、扭矩轴等组成。 2.4 各轴的转速 一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以 1 1486 / minnr 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 10 页 二轴的转速： 1 2 928.75 / min 1.6 n nr 中心轮组的转速： 2 3 725.6 / min 1.28 n nr 第二级行星减速器太阳轮的转速： 3 4 146.583 / min 4.95 n nr 2.5 各轴的功率 一轴齿轮的功率： 1 500 0.99 0.99490.05Pkw 二轴齿轮的功率： 2 490.05 0.97 0.99470.595Pkw 中心轮组的功率： 3 470.595 0.99 0.97 0.99447.393Pkw 第二级行星减速器太阳轮的功率： 4 447.393 0.97 0.99 0.99 0.99421.082Pkw 2.6 截割部齿轮的设计计算 2.6.1 第一级减速圆柱直齿轮的设计计算第一级减速圆柱直齿轮的设计计算 1) 选择齿轮材料 查机械手册： 小齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质 惰轮选用 20CrMnTi 调质 大齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质 2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 vt=(0.0130.022)估计圆 3 111 /nP n 周速度 vt=17.15m/s,参考机械设计工程学中的表 8-14，表 8-15 选取 小轮分度圆直径 d1,查机械手册得： 3 2 1 12 H HE d ZZZKT d 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 11 页 齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4 d d 小轮齿数 在推荐值 2040 中选=27 1 Z 1 Z 大轮齿数 =i=1.627=43.2 圆整取 Z2=42 2 Z 2 Z 1 Z 齿数比 u= Z2/=42/27=1.56 1 Z 传动比误差u/u u/u=(1.6-1.56)/1.6=0.025 误差在5%范围内， 所以符合要求 小轮转矩 T1 由公式得 T1=9550/ 1 P 1 n =9550490.05/1486 =3149379.206 Nmm 载荷系数 K 由公式得 KKKKK VA 使用系数 查表得 =2 A K A K 动载荷系数 查表得=1.3 V K V K 齿向载荷分布系数 查表得=1 K K 齿间载荷分配系数 由公式及 =0 得 K =cos 11 2 . 388 . 1 21 ZZ = 11 1.883.2 2742 =1.68 查表并插值得=1.1 K 则载荷系数的初值 =K t K t K AV KKKK =2.01.311.1 =2.86 弹性系数 查表得=189.8 E Z E Z 2 /mmN 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 12 页 节点影响系数 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4 H Z H Z 重合度系数 由推荐值 0.85-0.92，取=0.87 Z Z 许用接触应力 由公式得 H lim / HHNWH ZZS 接触疲劳极限应力查图得=1650 N/mm2 12 minmin , HlHl 1 minHl =1300 N/mm2 2 minHl 应力循环次数由公式得：N1=60njLh =6014861243008 =5.14109 N2=N1/u =5.14109/1.428 =3.21109 则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） 1 N Z 1 N Z =1 1 N Z 1 N Z 硬化系数查表及说明得 W Z =1 W Z 按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3 取 H S minH S =1.2 H S 则 =165011/1.2 1 H =1375 N/mm2 =130011/1.2 2 H =1083 N/mm2 d1的设计初值为 1t d 2 3 1 2 2.86 3149379.2061.6 1189.8 2.4 0.87 0.41.61083 t d 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 13 页 213.99 mm 齿轮模数 m m=/Z1 1t d =213.99/27 =7.93 查表取 m=8 小齿轮分度圆直径的参数圆整值=mZ1 1t d =278 =216 mm 圆周速 v 11/60000t vd n =216 1486/60000 =16.8 /m s 与估计值 vt=17.15m/s 很相近，对值影响不大，不必修正 V K V K = =1.3, V K Vt K86 . 2 t KK 小齿轮分度圆直径 11 216 t ddmm 大齿轮分度圆直径 22 8 42336dmZmm 中心矩 12 82742 276 22 m ZZ amm 齿宽 1 min 0.4 21686.4 dt bdmm 大齿轮齿宽 2 87bbmm 小齿轮齿宽 12 592bbmm 3) 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮 由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的 模数相同都取 8，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取39Z 惰轮1 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 14 页 ，也采用圆柱直齿渐开线齿形。0.2700x 惰轮1 4)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式 FSFF YYY mbd KT 1 1 2 齿形系数 查表得 小轮 2.57 F Y 1 F Y 大轮 2.38 2 F Y 应力修正系数 查表得 小轮 =1.6 S Y 1S Y 大轮 =1.67 2S Y 重合度系数 由公式 = Y Y0.250.75/ =0.7 许用弯曲应力 由式 F min / FFlNXF Y YS 弯曲疲劳极限 查表得= limF 1limF 2 1100/N mm = 2limF 2 660/N mm 弯曲寿命系数 查表得=1 N Y 1N Y 2N Y 尺寸系数 查表得=1 X Y X Y 安全系数 查表得=1.6 F S F S 则 =110011/1.6=687.5 FXNFF SYY/ 111 1lim 66011/1.6=412.5 FXNFF SYY/ 222 2lim 故 1 2 2.86 3149379 2.57 1.6 0.7 92 216 8 F 2 326.2/N mm 1F 2 2 2.86 3149379 2.38 1.67 0.7 87 336 8 F 2 333.4/N mm 2F 所以齿根弯曲强度满足要求。 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 15 页 5) 其他尺寸的计算 已知参数： o 12 12 1 m=8Z =27Z =4239=20h =1.00 c =0.25d =216mmd =336mm=312mm x =0.25680.2700 Z x 惰轮1 惰轮1 2惰轮1 ， ，d ，x =0. 2529， 计算参数：啮合角 按如下公式计算 12 12 2 tan xx invinv ZZ 中心矩变动系数 按如下公式计算y 12 cos 1 2cos ZZ y 中心矩 按如下公式计算 a aaym 齿高变动系数 yyxy 齿顶高 hhhxy m 齿根高 =（+-x）m f h f h h c 齿全高 =（2+-）mh h cy 齿顶圆直径 =d1+2 1a d a h 齿根圆直径 =d1-2 1f d f h 一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 = 22 13 o 中心矩变动系数 =0.4926yy 中心矩 = a a 268.06mm 齿高变动系数 =0.0302yy 齿顶高 h 1 9.78mmh9.92mmh 惰轮 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 16 页 齿根高 f h 1 7.98mm f h7.84mm f h 惰轮 齿全高 h 1 17.76mmh 17.76hmm 惰轮 齿顶圆直径 d 1 235.56mmd331.84mmd 惰轮 齿根圆直径 f d200.04mm f d 1 296.32mm f d 惰轮 大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 = 21 53 o 中心矩变动系数 = 0.5118yy 中心矩 = a a 328.09mm 齿高变动系数 = 0.0111yy 齿顶高 h 2 9.93mmh9.97mmh 惰轮 齿根高 f h 2 7.98mm f h7.84mm f h 惰轮 齿全高 h 2 17.91mmh 17.81hmm 惰轮 齿顶圆直径 d 2 355.86mmd331.94mmd 惰轮 齿根圆直径 f d 2 320.04mm f d296.32mm f d 惰轮 注：其他的大、小齿轮参数一样。 6) 结构设计 小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因 此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接。 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 17 页 大齿轮的结构 第一级惰轮的结构： 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 18 页 2.6.2 第二级减速圆柱直齿轮的设计计算第二级减速圆柱直齿轮的设计计算 1) 选择齿轮材料 查机械手册：小齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质 大齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质 2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 vt=(0.0130.022) 估计圆 3 222 /nPn 周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学中的表 8-14，表 8-15 t v 选取齿轮的公差组为 7 级 小轮分度圆直径 d1,查机械手册得 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 19 页 3 2 3 3 12 H HE d ZZZKT d 齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.4 d d 小轮齿数 在推荐值 2040 中选=28 3 Z 3 Z 大轮齿数 Z4=iZ3=1.2828=35.84 圆整取=36 4 Z 4 Z 齿数比 u= / = 1.29 4 Z 3 Z 传动比误差u/u u/u=(1.28-1.29)/1.28=0.007 误差在5%范围内， 所以符合要求 小轮转矩 T3 由公式得 T3=9550 3 /P n = 3 9550 470.595 10 /928.75 =4838958.08 Nmm 载荷系数 K 由公式得 KKKKK VA 使用系数 查表得 =1.75 A K A K 动载荷系数 查表得=1.3 V K V K 齿向载荷分布系数 查表得=1.1 K K 齿间载荷分配系数 由公式及 =0 得 K =cos 11 2 . 388 . 1 21 ZZ = 11 1.883.2 2836 =1.68 查表并插值得=1.1 K 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 20 页 则载荷系数的初值 =K t K t K AV KKKK =1.751.31.11.1 =2.75 弹性系数 查表得=189.8 E Z E Z 2 /mmN 节点影响系数 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.45 H Z H Z 重合度系数 查表得（）=0.87 Z0 Z 许用接触应力 由公式得 H HWNHH SZZ/ lim 接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 lim3lim4 , HH 3lim H =1300 N/mm2 4lim H 应力循环次数由公式得：N3=60 h njL =60928.751(243008) = 9 3.2 10 N4=N3/u =3.2109/1.28 =2.5109 则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） 3 N Z 4 N Z =1 1 N Z 1 N Z 硬化系数查表及说明得 W Z =1 W Z 按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3 取 H S minH S =1.2 minH S 则 =165011/1.2 3H =1375 N/mm2 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 21 页 =130011/1.2 4H =1083 N/mm2 D3的设计初值 d3t为 2 3 3 2 2.75 4838958 1.28 1189.8 2.45 0.87 0.41.281083 t d 254.78mm 齿轮模数 m 33 / t mdZ =254.78/28 =9.1 查表取 m=10 小齿轮分度圆直径的参数圆整值 33t dmZ =2810 =280mm 圆周速 v 313/60000t vdn =280 928.75/60000 =13.6/m s 与估计值 vt=14.26m/s 很相近，对值影响不大，不必修正 V K V K = t=1.3 V K V K2.75 t KK 小齿轮分度圆直径 33 280 t ddmm 大齿轮分度圆直径 44 10 36360dmZmm 中心矩 a 12 102836 320 22 m ZZ amm 齿宽 3 min 0.4 280112 dt bdmm 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 22 页 考虑到受内部花键及齿轮强度的影响取 大齿轮齿宽 4 112bmm 小齿轮齿宽 34 5117bbmm 3)考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加二级惰轮 组。由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的 模数相同都取 10，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取33Z 惰轮1 ，也采用圆柱直齿渐开线齿形。0.2636x 惰轮1 4)齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式 FSFF YYY mbd KT 3 3 2 齿形系数 查表得 小轮 2.55 F Y 3 F Y 大轮 2.44 4 F Y 应力修正系数 查表得 小轮 =1.61 S Y 3a S Y 大轮 =1.65 4a S Y 重合度系数 由公式 = Y Y0.250.75/ =0.7 许用弯曲应力 由式 F FXNFF SYY/ lim 弯曲疲劳极限 limF 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2 3limF 4limF 弯曲寿命系数 N Y 查表得=1 3N Y 4N Y 尺寸系数 查表得=1 X Y X Y 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 23 页 安全系数 查表得=1.3 limF S limF S 则 =110011/1.3=846.2 FXNFF SYY/ 333 3lim 66011/1.3=507.7 FXNFF SYY/ 444 4lim 故 233.47N/mm2 3 2 2.75 4838958 2.55 1.61 0.7 117 280 10 F 1F 164.99N/mm2 4 2 2.75 4838958 2.44 1.65 0.7 112 360 10 F 2F 所以齿根弯曲强度足够 5) 其他尺寸的计算 已知参数： o 34 32 3 m=10Z =28Z =3633=20h =1.00 c =0.25d =280mmd =360mm=330mm x =0.26620.2636 Z x 惰轮2 惰轮2 4惰轮2 ， ，d ，x =0. 2611， 计算参数： 啮合角 按如下公式计算 12 12 2 tan xx invinv ZZ 中心矩变动系数 按如下公式计算y 12 cos 1 2cos ZZ y 中心矩 按如下公式计算 a aaym 齿高变动系数 按如下公式计算yyxy 齿顶高 按如下公式计算hhhxy m 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m f h f h h c 齿全高 =（2+-）mh h cy 齿顶圆直径 =d1+2 1 d h 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 24 页 齿根圆直径 =d1-2 1f d f h 二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 = 22 18 o 中心矩变动系数 = 0.5009yy 中心矩 = 310.009mm a a 齿高变动系数 = 0.0289yy 齿顶高 h12.373mm a h 12.347mm a h 齿根高 f h9.838mm f h 9.864mm f h 惰轮 齿全高 h22.211mmh 22.211hmm 惰轮 齿顶圆直径 a d304.746mm a d 354.694mm a d 惰轮 齿根圆直径 = 260.324mm f d f d310.272mm f d 惰轮 第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 = 22 12 o 中心矩变动系数 = 0.4926yy 中心矩 = 334.926mm a a 齿高变动系数 = 0.0346yy 齿顶高 h9.97mmh 惰轮 齿根高 f h7.84mm f h 惰轮 齿全高 h17.81hmm 惰轮 齿顶圆直径 d331.94mmd 惰轮 齿根圆直径 f d296.32mm f d 惰轮 中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 = 22 3 o 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 25 页 中心矩变动系数 = 0.4778yy 中心矩 = 349.778mm a a 齿高变动系数 = 0.0469yy 齿顶高 h 4 12.142mm a h 齿根高 f h 4 9.889mm f h 齿全高 h22.031mmh 齿顶圆直径 d 4 384.284mm a d 齿根圆直径 = 340.222mm f d 4f d 注：其他的大、小齿轮参数一样。 6) 结构设计 二轴齿轮 中心轮组齿轮结构： 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 26 页 第二级惰轮的结构： 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 27 页 2.6.3 第一级行星减速器的设计计算第一级行星减速器的设计计算 1)1) 选择行星传动的类型为 2K-HA。 2)2) 选择齿轮的材料及热处理 太阳轮和行星轮均选用 18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳 轮 HRC=60;行星轮 HRC=58。内齿圈选用 40Cr 调质，硬度为 HB=256。 3)3) 此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为 8-7-7，齿面光洁度为7。 4)4) 采用太阳轮 a 浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数 KP 的数值取为：KPH=1.1（计算接触强度时） ；KPF=1.15（计算弯曲强度时） 5)5) 行星轮个数的确定： ，由此查表得取行星轮的个数为=3。4.95 B AC i p n 6)6) 确定各轮的齿数： , abc ZZZ 14.96,3.96 BCC ACABAB iii 首先试选太阳轮 a 的齿数=23,则=4.9523=113.85 a Z b Z a iZ 同时考虑“转配条件”，故取 Zb=91,即E n ZZ p ab 9123 38 3 E 中心齿轮圆整后数,其传动误差i 甚少，对动 91 3.95 23 b a Z p Z 力传动完全合用； 其次计算行星轮 g 的名义齿数值 91 23 34 22 ba g ZZ Z 取，选取高变位齿轮传动，所以031 gg ZZ 7) 强度计算 a) 外齿轮副 a-g 的强度计算 A. 计算中心距 w a 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 28 页 根据公式 式中各参数的数值 3 1 2 1 2 1 u uKTZZ ua dH HE w 计算如下： 齿数比 34 1.48 23 g a Z u Z 齿宽系数 查表取为： d 0.8 d 材料系数 查表取=189.8 E Z E Z 节点啮合系数 ZH 查表得 ZH=2.37 转矩 T1 根据公式 p PH a n K n P T 6 1055 . 9 6 447.393 1.15 9.55 10 725.5863 = 6 2.26 10Nmm 载荷系数 HVA KKKK 工作情况系数 查表得 =1 A K A K 动载荷系数 查表得=1.3 V K V K 载荷分布系数 HbH K 11 查表得 ，2 . 1 b 84 . 0 H 故 168 . 1 84 . 0 12 . 11 H K 518 . 1 168 . 1 3 . 11K 许用接触应力 按下式计算： H （N/mm2） VRN H OH H ZZZ S 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC oH oH 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 29 页 对太阳轮 a =2360=1380（N/mm2） oH 对行星轮 g =2358=1334（N/mm2） oH 安全系数取为 =1.2 H S H S 齿面光洁度系数 =1.0 R Z 速度系数 =1 V Z 接触寿命系数 6 0 N N ZN 其中应力循环系数 = 0 N 2.4 30HB 对太阳轮 a =306142.4=1.47108 0 N 对行星轮 g =305782.4=1.28108 0 N 齿轮的应力循环次数按下式计算 l N 对太阳轮 a 为 60 laHp a Nnnn t 对行星轮 g 为 60 lgH g Nnnt 按每天工作 24 小时，每年工作 300 天，使用寿命 10 年， 计算出 t=2430010=72000 (h) 根据传动比 及 91 114.95 23 B b AC a Z ii Z 725.586/ min a nr 可计算出 725.586 146.583/ min 4.95 a H n nr i 725.586 146.583579.003/ min aH nnr 34 23 gH aH ag gHH Z nn i nnZ 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 30 页 23 579.003391.678/ min 34 aH gH g a nn nnr Z Z 故太阳轮 a 的循环次数为 9 60 579.003 3 720007.5 10 l a N 行星轮 g 的循环次数为 9 60 391.678 720001.7 10 l g N 因，故取 0 NNl1 N Z 于是有太阳轮 a 的许用接触应 2 1380 1 1 11150/ 1.2 H N mm 行星轮 g 的许用接触应力 2 /1112111 2 . 1 1334 mmN H 计算时应取较小的 2 /1112mmN H 将以上各值代入按接触强度计算的中心距 2 6 3 189.8 2.371.518 2.26 101.48 1 1.48 1 2 11120.81.48 W a =233.7 圆整中心距，取工作中心距234 W amm B. 确定齿轮模数 m 22 234 8.2 2334 W ag a m ZZ 根据 BG1357-87，取 m=8 C. 确定变位系数、 a x g x 因工作中心距=234(mm) W a 标准中心距 8 57 228 22 ag m ZZ amm 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 31 页 比较，故外齿轮副 a-g 要采用正变位齿轮传动（正传动） W aa 按下式计算啮合角 和 2 tan ag w ag xx invinv ZZ coscos w w 计算得啮合角21.95 w 总变位系数 0.3 ag xxx 按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 ，0.18 a x 0.12 g x D. 校核接触强度 根据公式有 3 21 HEH H d KTu Z Z du 按，查表得2.1 0.3 0.0053 57 ag ag xx ZZ H Z 小齿轮分度圆直径 8 23184 aa dmZmm 根据 1 223 579.003 6.763 60 100060 1000 waHa H dnn v 所以重新取 ，那么4 . 1 v K6352 . 1 K 将所求的各值代入接触强度校核公式 6 3 2 1.6352 2.26 101.48 1 189.8 2.1 0.8 2231.48 H = 458.367 H 所以接触强度满足要求 E. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 FSF ad F YY mZ KT 3 2 2 中国矿业大学 2009 届本科生毕业设计（论文） 第 32 页 许用弯曲应力安下式计算 XN F F F YY S 0 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2） F0 因行星轮 g 在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取 =7500.8=600（N/mm2） F0 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 F S F S X Y 弯曲寿命系数 N YN 6 104 因齿轮的应力循环次数 Nl均大于 4106，故取 YN=1 对太阳轮 a )/(42911 75 . 1 750 2 mmN aF 对行星轮 g )/(34311 75 . 1 600 2 mmN gF 根据载荷分布系数 FbF K 11 查表得 ， =1.2 49 . 0 F b 故 098 . 1 49 . 0 12 . 11 F K 从而载荷系数 537 . 1 098 . 1 4 . 11 FVA KKKK 转矩 6 447.3931.15 9.55 10 725.5863 T = 6 2.26 10 N mm: 齿形系数查表有 太阳轮 a =2.08 F Y 行星轮 g =1.98 F Y 齿根应力集中系数查表有 太阳轮 a =1.83 S Y S Y 行星轮