MG300700型交流电牵引采煤机设计

第 79 页 1 .采煤机的发展概况1.1 国际上的技术现状和趋势80年代以来，世界各主要采煤国家，为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要，积极采用新技术，不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构，相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中最具代表的是美国乔埃公司的LS系列，英国安德森公司的Electra系列，德国艾柯夫公司的SL系列和日本三井三池公司的MCLEDR系列电牵引采煤机，体现了当今世界采煤机的最新发展方向，并有如下几个特点。1.1.1 装机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采工作面快速截煤的需要，不论是厚、中厚和薄煤层采煤机，均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率)。装机功率大都在1000kW左右，最大的已达2240kW，单个截割电动机的功率都在375kW以上，最高的已达600kW。直流电牵引的牵引功率最大已达256kW，交流电牵引功率已达260kW。1.1.2电牵引采煤机成为主导机型德国艾柯夫公司最早开发电牵引采煤机，80年代中后期已基本停止生产液压牵引采煤机，研制出EDW系列电牵引采煤机，其中EDW450/1000和EDW300LN是代表性的机型，90年代又研制成功交直流两用的SL300、SL400、SL500型采煤机。美国乔埃公司70年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机，80年代以来先后推出3LS、4LS、6LS三个新机型，其中电控系统已改进多次，性能更趋完善。英国安德森公司在80年代中期研制了第一台直流电牵引采煤机Electra550，在美国使用成功后，又先后开发了Electra1000和Electra薄煤层电引采煤机。日本三井三池公司80年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机，在国际上是首创，最具代表性的是MCLEDR101101、MCLEDR102102采煤机。法国萨吉姆公司在90年代也已研制成功PandeE型交流电牵引采煤机。世界各主要采煤机厂商80年代都已把重点转向开发电牵引采煤机，目前，美国长壁工作面中电牵引采煤机已超过90，德国已占56，澳大利亚占52，而且近几年来，几乎所有综采工作面的高产高效记录都是由电牵引采煤机创造的。交流电牵引近几年发展很快，由于技术先进，可靠性高，维护管理简单，有取代直流电牵引的趋势。自日本80年代中期研制成第一台交流电牵引采煤机，至今除美国外，其他国家如德国、英国、法国等都先后研制成交流电牵引采煤机，并认为是今后电牵引采煤机发展的新目标。1.1.3牵引速度和牵引力不断增加液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/min左右，而实际可用割煤速度为45m/min(相对最大牵引力时的牵引速度)，实际牵引功率仅为4050kW，不适应快速割煤的需要。为适应高产高效工作面，电牵引采煤机牵引功率需要成倍增加，据报导在美国18m/min的牵引速度已很普遍，个别的已超过24m/min，美国乔埃公司的一台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达28.5m/min。由于采煤机需要快速牵引割煤，滚筒截深的加大和转速的降低，又导致进给量和推进力的加大，故要求采煤机增大牵引力，目前已普遍加大到450600kN，现正研制最大牵引力为1000kN的采煤机。1.1.4 采用多电动机驱动横向布置的总体结构 70年代中期只有少数几种采煤机(主要是美国的LS系列采煤机，原西德的EDW1502L2W)采用多电动机驱动横向布置。由于这种布置方式是各部件由单独电动机驱动，机械传动系统彼此独立，取消了锥齿轮传动副和复杂通轴，机械结构简单，装拆方便，因此被广泛采用。包括电牵引的(如英国Electra系列、德国的SL系列)和液压牵引的(如波兰的KGS系列)，以及中厚煤层用大功率的(如Electra1000,SL500)和薄煤层的(如英国Electra)，并有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。1.1.5滚筒的截深不断增大 牵引速度的加快，支架随机支护也相应跟上，使机道宽度内空顶时间缩短，为加大支架步距创造了条件，也为加大滚筒截深提供了可能性。十年前滚筒采煤机的截深，大都在630700mm，而今多数已采用800mm和1000mm，1200mm截深也已在实际使用。美国阿巴拉契煤矿正在考虑采用1500mm截深的可能性。1.1.6普遍采用中高压供电 80年代以来，由于装机功率大幅度提高，整个工作面供电容量超过5000kW，为了保证供电质量和电机性能，新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压，主要有2300V、3300V、4160V和5000V。美国现有长壁工作面中45以上的电牵引采煤机供电电压不小于2300V。1.1.7 完善的监控系统 包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统；就地控制、无线电随机控制，并能自动控制液压支架、工作面输送机动作和滚筒沿工作面煤层自动调节采高。1.1.8 高的可靠性 据了解美国LS系列采煤机、英国Electra1000型采煤机的利用率可达9598，维修期都在采煤350万t以上，最高的达1000万t。1.2 国内使用和研制情况 我国目前广泛使用的三大系列采煤机，主要有上海分院开发设计的MG系列，西安煤矿机械厂生产的MXA300和太原矿山机器厂的AM500系列采煤机，其中MXA300和AM500系列采煤机主要用于综采工作面，MG系列采煤机既有配套液压支架使用综采工作面的，也有配套单体液压支柱适用于普通机采工作面的采煤机，可分别使用在厚煤层、中厚煤层和薄煤层。目前使用量最大的液压牵引采煤机有MG150(200)W1、MG200W、MG300(2300)W、AM500/3.5、MXA300等型号。1.2.1 双级行星齿轮减速器的设计采用了四个行星轮结构的行星齿轮减速器，在均载措施、材料及热处理工艺、齿轮的修形修缘加工等技术方面有了进一步提高。1.2.2 牵引机构采用无链牵引系统1.2.2.1 无链牵引优点：取消工作面牵引链，消除断链和跳链伤人事故，工作安全可靠；同一工作面可同时使用多台采煤机，降低生产成本，提高工作效率；牵引速度脉动比链牵引小，采煤机运行较平稳。链轨式虽然也是链条，但强度余量较大，弹性变形对牵引速度影响较小；牵引力大，能适应大功率采煤机和高产高效的需要；取消链牵引的张紧装置，使工作面切口缩短。对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等适应性增强；适应采煤机在大倾角(可达54)条件下工作，利用制动器使采煤机防滑问题得到解决。1.2.2.2 需要解决的问题：加强输送机本身结构，使用和管理中保持平直度；齿轮、齿轨或销轴在啮合传动中传递力很大，且起支点作用，磨损加快材质和热处理要求较高，结构上要能快速更换；为适应采煤机在推移中水平和垂直方向的倾斜，仍能保证正确的啮合，在销轴座或齿轨之间的连接方式上注意可调性，同时注意溜槽的连接强度；无链牵引机构使机道宽度增加约100mm，提高了对支架控顶能力的要求。1.2.3 采用液压紧固技术 液压紧固技术为80年代末90年代初的高新技术，为超高压技术和材料热处理、超高压密封技术的综合应用领域。为了解决采煤机工况恶劣，构件联接容易松动而影响可靠性，对液压紧固技术进行了开发研制，目前已完成开发液压螺母M24、M30、M36、M42四种规格，相应的液压螺栓副长度3m(M42 )，2 .5m(M30 )，及超高压泵和超高压胶管总成也已批量生产，使用效果良好。1.2.4 交流变频调速牵引装置的研制 对日本东芝和东洋公司的100kVA、150VA两个规格的51系列变频器进行技术消化，其中100kVA的变频器成功改制成和MG344PWD型采煤机配套的交流变频调速牵引装置，并推广使用。在此基础上，消化吸收150kVA变频器技术，并将其改制成与其它一些大功率采煤机相配套的交流变频牵引调速装置，为电牵引采煤机的系列化和全面推广铺平了道路。200kVA61系列的交流变频调速牵引装置配套MG400/920WD型采煤机，也取得了较好的效果。1.2.5 电控技术的研究和电气控制装置的研制 多年液压牵引采煤机电控装置的开发设计，积累了不少成功的经验，从引进消化吸收到自行研制，从原来的插件到现在盒装板式，从单台单件设计生产到现在简化型成批生产，经过十多年努力，功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性、互换性和集成化方面推进了一大步，无线电随机控制研制成功，并得到推广使用，数字化、微机化的电控装置正在试用阶段。1.2.6 截割部电动机使用弹性扭矩轴结合截割电动机横向布置多电机驱动采煤机的开发，将动态分析运用于具有弹性缓冲性能的扭矩轴设计，提出一套关于该类轴的理论设计依据，提高设计质量，改善传动件的可靠性，对提高采煤机的整体可靠度和利用率起到了积极作用。矩轴的结构设计以满足三项性能为原则，其结构设计则以其所处传动系统的具体结构而定。1弹性缓冲 2过载保护 3传递动力 弹性转矩轴典型结构 d为卸载槽外径，在开有卸载槽的一端设有螺纹孔1.2.7 为了提高块煤率，采用耐磨滚筒及镐形截齿 点开发硬煤耐磨滚。30个截齿通过非均布叶片的特殊设计而达到叶片齿与端盘齿交错均布的目的，同时三个叶片各自的齿高不等，从而可确保叶片截齿截深相等。采用35mm的等截线距布置，叶片齿截割面积相等，此外叶片齿采用710角，确保其处于回转状态工作。同时能有效地抵消滚筒轴向力，其轴向力波动小于4，这种滚筒在使用中工作平稳性好，块煤率高，能耗低。2.对设计题目的分析2.1 设计思路的提出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MG300/700-WD型交流电牵引采煤机为典型代表，2004年中国能源集团旗下的进出口设备公司出口俄罗斯的成套综采设备中，采煤机就选用的是西安煤机厂的MG300/700-WD型交流电牵引采煤机 ，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。2.2设计蓝图2.2.1 整机的设计方案(1)主要技术特征项目数据单位最大计算生产能力2500t/h采高 1.803.76m装机功率 2300+240+20kW供电电压1140v滚筒直径2000mm截深 800mm牵引力 680410kN牵引速度 08.313.8m/min灭尘方式 内处喷雾拖电缆方式 自动拖缆主机外形尺寸1430022921535mm主机重量 60t最大不可拆卸尺寸 307012001000 mm最大不可拆卸重量 7.0t(2)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)适用条件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700kW，机面高度1535mm，适用于采高1.803.76m，煤层倾角40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。(4)选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计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。摇臂传动系统 由安装在摇臂端部的交流电机的动力通过与电机输出轴联接的第一传动轴带动与第一传动轴用花键联接的变速齿轮，变速齿轮带动变速齿轮，变速齿轮通过与之联接的齿轮轴传递给齿轮、齿轮通过与之联接的齿轮轴传递给惰轮（H1、H2），把动力传递给行星减速装置的太阳轮，通过太阳轮上齿轮传递给安装在行星架上的3 个行星齿轮，行星齿轮又与一个固定的双联内齿圈相啮合，这样使行星轮架转动行星轮架的另一端齿轮再将动力传递安装在第二级行星轮架上的个行星齿轮，行星齿轮与双联内齿圈的另一个内齿圈相啮合。行星齿轮又与一个固定的内齿轮相啮合，这样就带动行星架转动滚筒座用花键连接在行星架上，行星架的转动就带动滚筒座旋转。截齿喷雾系统供水系统将水送到摇臂上安装的斑卓块，水通过采空区一侧的管子进入，再经过摇臂中心的管子到摇臂采煤工作面侧的配水块上，水从这里分布到滚筒壳里，流入滚筒的每条叶片中，最后水由截齿前的喷咀喷出。只要水的压力和流量符合要求，那么喷雾的效果完全有效。冷却系统电机的冷却:为了保证电动机的冷却，冷却水的流量不少于2.1m3/h，为了保证电动机的水套不致破裂，同时也防止摇臂的密封处因水的压力过高而渗漏，所以水的压力必须调定在2MPa，不大于2MPa。摇臂齿轮箱油冷却系统:由于摇臂齿轮箱内齿轮转速较高，因而油温温升也较高，故该摇臂在低速腔装有油冷却器，来降低油温。注油在摇臂处于水平位置时,通过注油接头（1）注入中极压工业齿轮油N320，注到油位窗口2.1.4 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。4) 牵引传动部分别布置在采煤机采空区一侧的两端，并与主机架组成一体。每个牵引传动部装有一个十三齿的销轨轮，销轨轮与工作面运输机上的销轨相啮合，销轨轮的转动驱动采煤机沿着工作面运输机运行。销轨轮与销轨的正确啮合，是由外牵引上的导向靴来保证。5) 每个牵引传动箱上都装有一个制动器，当采煤机停止牵引时，制动器就起作用，防止采煤机下滑。6) 牵引传动箱可以安装在主机架两端头中任何一端，但是当左、右牵引传动箱需要相互调换安装位置时，必须把牵引传动箱翻过来，并将注油接头与放油塞调换上、下位置即可。牵引行走部的传动系统图如下； 牵引部的传动系统见图3-1传动系统，由牵引传动箱端部的交流电机（A）的动力通过与电机输出轴联接的第一传动轴（B），用花键联接，第一传动轴（B）与第二齿轮轴（C）相啮合，第二齿轮轴（C）通过花健带动齿轮（D），齿轮（D）与齿轮（E）相啮合，齿轮（E）通过花键带动第三齿轮轴（F），第三齿轮轴（F）与齿轮（G）相啮合，齿轮（G）通过花键带动太阳轮（H），通过太阳轮（H）将动力传递到安装在行星齿轮架（J）上的3个行星齿轮（I），行星齿轮（I）又与一个固定的双联内齿圈（M）相啮合，这样使行星轮架（J）转动行星轮架（J）的另一端齿轮再将动力传递安装在第二级行星轮架（L）上的五个行星齿轮（K），行星齿轮（K）与双联内齿圈（M）的另一个内齿圈相啮合。这样使行星轮架（L）转动，两头带有花键的花键轴（N）将牵引传动箱中的动力传递至外牵引中的齿轮（O），齿轮（O）与齿轮（P）相啮合，齿轮（P）与链轮（Q）用花键联接为整体。链轮与固定在工作面运输机上的销排相啮合，从而驱动采煤机行走。2.1.5制动器摩擦式制动器安装在牵引传动箱的煤壁侧，见下图制动器。当采煤机断电停车或泵站停止向其供压力油时，碟形弹簧（3）恢复原状推动活塞（2）移动，通过压力板（1）压紧摩擦片（5）。摩擦片（5）用花键轴套（6）联接，轴套（6）通过花键与轴齿轮（7）联接。当切断电动机电源停车或泵站停止向其供油时制动器起作用。摩擦片（5）上产生的摩擦力阻止轴齿轮（7）转动。从而销轨轮停止转动，保证了采煤机的安全。为了松开制动器，让采煤机沿工作面运行，首先起动泵站的电动机。当采煤机行走时泵站的压力油将通过接头（4）进入制动器，克服碟形弹簧（3）的作用力，松开摩擦片（5）。此时轴齿轮（7）即可随着牵引传动箱中的太阳轮转动。2.1.5截割部、行走部电机的选用截割部：选取型号为YBCS3300(A)的矿用隔爆型三相交流异步电动机。行走部：选取型号为YB280M-4的矿用隔爆型三相交流异步电动机。3 设计过程3.1整机功率的安排 设计机型的总装机功率为700KW，其中左右摇臂处各设一个功率为300KW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40KW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20KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机 。3.2摇臂减速器传动比的安排根据采煤机械手册，总装机功率在700KW左右的采煤机滚筒的转速没有一个确定的数值，只要在2035r/min之间都可以满足所需的要求，再根据摇臂减速箱的结构安排，参考西安煤矿机械厂、太原煤机厂的MG300/700-WD型交流电牵引采煤机选取总的传动比为53，当电机的转速为1470r/min时，滚筒的转速为： n=147053 =27.73符合要求3.3摇臂减速箱的具体结构3.3.1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；3.3.2一轴 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；3.3.3 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；3.3.4 二轴轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成；3.3.5 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；3.3.6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；3.3.7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；3.3.8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；3.3.9中心水路有水管和一些接头组成；3.3.10离合器离合手把、压盖、转盘、推杆轴、弹性扭矩轴等组成。3.4各轴的转速 一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以 二轴的转速： 中心轮组的转速： 第二级行星减速器太阳轮的转速：3.5各轴的功率 一轴齿轮的功率： 二轴齿轮的功率： 中心轮组的功率： 第二级行星减速器太阳轮的功率：3.6截割部齿轮的设计计算3.6.1第一级减速圆柱直齿轮的设计计算选择齿轮材料 1) 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18Cr2Ni4WA属于高强度中合金渗碳钢。是性能优良的含镍钢种，镍除了提高钢的淬透性外，还能提高韧性，并可大大改善钢的抗冲击疲劳强度，也是镍钢在重载下寿命高的原因；处理工艺1、渗碳后高温回火900920渗碳，600650回火。 2、深冷处理。 3、表面喷丸。 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) n11估计圆周速度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,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4小轮齿数Z1 在推荐值2040中选Z1=28大轮齿数Z2 Z2=iZ1=1.4328=40.04圆整取Z2=40齿数比u= Z2/ Z1=40/28传动比误差u/u u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩T1 由公式得T1=9550P/n=9550294.03/1470=1910.19KNm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2 动载荷系数 查表得=1.3 齿向载荷分布系数 查表得=1齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.01.311.1 =2.86弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系数 查表得（）=1.0许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N1=60njLh=6014701(243008)=5.08109 N2=N1/u =5.08109/1.428 =3.56109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2d1的设计初值d1t为 172.915mm齿轮模数m m=/Z1 =172.915/28 =6.17查表取m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z1m =288 =224mm圆周速 与估计值vt=17.15m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.3,小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿宽大齿轮齿宽小齿轮齿宽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8，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。4) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数 查表得 小轮 2.3 大轮 2.2应力修正系数 查表得 小轮 =1.725 大轮 =1.740 重合度系数 由公式 =许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 287.96 N/mm2 193.16N/mm2所以齿根弯曲强度足够5) 其他尺寸的计算 已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d12 齿根圆直径 =d1-2 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 =中心矩变动系数 =0.5025中心矩 =272.02mm齿高变动系数 =0.0243齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 =208.10mm 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 =中心矩变动系数 = 0.4963中心矩 = 319.97mm齿高变动系数 = 0.0266齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 304.22mm 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， 大齿轮的结构： 第一级惰轮的结构： 3.6.2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) 估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.3小轮齿数Z3 在推荐值2040中选Z3=27大轮齿数Z4 Z4=iZ3=1.4527=39.15圆整取Z4=40齿数比u= Z2/ Z1=40/27传动比误差u/u u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩T3 由公式得T3=9550P/n3=9550/1029=2696.509KNmm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2.2 动载荷系数 查表得=1.4 齿向载荷分布系数 查表得=1.08齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.21.41.081.1 =3.65弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35重合度系数 查表得（）=0.856许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N3=60njLh=6010291(243008)=3.56109 N4=N3/u =3.56109/1.48 =2.41109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2D3的设计初值d3t为 205.508mm齿轮模数m m=d3t/Z3 =205.508/27 =7.615查表取m=10小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z3m =2710 =270mm圆周速 与估计值vt=14.26m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.4,小齿轮分度圆直径mm大齿轮分度圆直径mm中心矩齿宽考虑到受内部花键的影响取大齿轮齿宽mm小齿轮齿宽mm3) 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，也采用圆柱直齿渐开线齿形。4) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数 查表得 小轮 2.1 大轮 2.063应力修正系数 查表得 小轮 =1.85 大轮 =1.855 重合度系数 由公式 =许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 241.44N/mm2 164.99N/mm2所以齿根弯曲强度足够5) 其他尺寸的计算 已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d12 齿根圆直径 =d1-2 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 =中心矩变动系数 = 0.5069中心矩 = 305.06mm齿高变动系数 = 0.0229齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 254.10mm 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 =中心矩变动系数 = 0.4926中心矩 = 334.926mm齿高变动系数 = 0.0346齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 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 =中心矩变动系数 = 0.5055中心矩 = 370.055mm齿高变动系数 = 0.0192齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 380.22mm 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，二轴齿轮中心轮组齿轮结构：第二级惰轮的结构：3.6.3第一级行星减速器的设计计算1) 选择行星传动的类型为2K-HA。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aHRC=60;行星轮Ghrc=58。内齿圈b选用40Cr调质，硬度为HB=256。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) 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) 行星轮个数的确定：由公式得，=1-5.36=-4.36，由此查表得取行星轮的个数为np=3.6) 确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=19,则 Zb=pZa=4.3619=82.84 同时考虑“转配条件”，故取Zb=83,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差i甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义吃数值 取，选取高变位齿轮传动，所以7) 强度计算a) 外齿轮副a-g的强度计算A. 计算中心距 根据公式 式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数 查表取为： 材料系数ZE 查表取ZE=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.5 转矩T1 根据公式 =9.55106 =1.53106 Nmm 载荷系数 工作情况系数KA查表得 KA=1 动载荷系数 查表得 =1.3 载荷分布系数 查表得 ， 故 许用接触应力 按下式计算： （N/mm2） 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC 对太阳轮a =2360=1380（N/mm2） 对行星轮g =2358=1334（N/mm2） 安全系数取为 =1.2 齿面光洁度系数 =1.0 速度系数 =1 接触寿命系数 其中应力循环系数 =30HB2.4 对太阳轮a =306142.4=1.47108 对行星轮g =305782.4=1.28108 齿轮的应力循环次数按下式计算 对太阳轮a为 对行星轮g为 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 可计算出 故太阳轮a的循环次数为 行星轮g的循环次数为 因，故取 于是有太阳轮a的许用接触应力为 行星轮g的许用接触应力为 计算时应取较小的将以上各值代入按接触强度计算的中心距圆整中心距，取工作中心距B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87，取m=7C. 确定变位系数、 因工作中心距=180(mm) 标准中心距 比较，故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动（正传动） 按下式计算啮合角和 计算得啮合角.38 总变位系数 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 ，D. 校核接触强度 根据公式有 按，查表得2.1 小齿轮分度圆直径 （mm） 根据 所以重新取 ，那么将所求的各值代入接触强度校核公式所以满足接触强度E. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2） 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） 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4106，故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 ， =1.2