采煤机截割部结构设计毕业论文

摘要我国是一个产煤大国，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。随着采煤机械化的发展，采煤机成为现在最主要的采煤机械。在我国，中、厚煤层资源分布广泛，煤质好。但机械化开采技术发展速度相对缓慢，随着大批煤矿中、厚煤层的资源开采增多,提高采煤机的工作效率也越来越重要。而采煤机截割部对于整台采煤机非常重要，因为截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件。说明书主要论述了采煤机截割部机械主传动结构的设计与计算。截割部传动设计采用的是电动机输出动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星机构减速，最后带动螺旋滚筒，实现采煤。在设计过程中，对截割部机械主传动结构中的齿轮、轴和轴承进行了设计计算、强度校核和选用，使采煤机的截割部机械主传动结构设计最终满足需要。关键词采煤机；截割机构；截割部；行星机构ABSTRACTCHINAISACOUNTRYWITHGREATCOALCOALISCHINASMAINENERGY,ALSO,ITISTHEGUARANTEEOFOURCOUNTRYNATIONALECONOMYRAPIDGROWTHOFTHEIMPORTANTMATTERFOUNDATIONWITHTHEDEVELOPMENTOFINTEGRATEDMECHANIZATIONCOALMININGMACHINE,NOWTHEMAINCOALMININGMACHINERYINOURCOUNTRY,INAWIDELYDISTRIBUTEDRESOURCE,THICKCOALSEAM,COALQUALITYISGOODBUTTHEMECHANIZATIONMININGTECHNOLOGYRELATIVELYSLOWPACEOFDEVELOPMENT,WITHALARGENUMBEROFCOALMINESINTHETHICKCOALSEAMMININGRESOURCES,INCREASEWORKEFFICIENCY,ENHANCESTHECOALMININGMACHINEISMOREANDMOREIMPORTANTTHESHEARERCUTTINGUNITFORAMININGMACHINEISVERYIMPORTANT,BECAUSETHECUTTINGMECHANISMOFSHEARERISACHIEVED,THEMAINCOMPONENTSOFCOALONCOALTHEMANUALDISCUSSESTHEDESIGNANDCALCULATIONOFTHEMAINDRIVEOFTHESHEARERCUTTINGTHEDEPARTMENTOFMECHANICALSTRUCTURETHECUTTINGUNITDRIVEDESIGNUSESTHEMOTOROUTPUTPOWERTHROUGHTHREESPURGEARANDPLANETARYBODIESSLOWDOWN,ANDFINALLYDRIVENSPIRALROLLERTOACHIEVETHECOALSTRUCTUREOFTHECUTTINGUNITMECHANICALMAINDRIVEGEARS,SHAFTSANDBEARINGSINTHEDESIGNPROCESS,DESIGNCALCULATIONS,STRENGTHCHECKANDSELECTION,ANDULTIMATELYMEETTHENEEDSOFTHESHEARERCUTTINGUNITMECHANICALSTRUCTURALDESIGNOFTHEMAINDRIVEKEYWORDSSHEARERCUTTINGAGENCYCUTTINGUNITPLANETARYBODIES目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111研究目的和意义112国内外采煤机的发展及趋势1121国外采煤机的发展概况1122国内采煤机的发展概况213研究/设计的目标314研究的主要内容3第2章采煤机截割部的方案设计421采煤机截割部设计方案的制定422采煤机截割部设计方案的确定5第3章截割部主传动参数确定631截割部电动机功率计算及电动机选型6311截割部装机功率的计算6312电动机的选型732截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定8321总传动比的确定8322传动比的分配8323各轴转速、功率、转矩的确定933齿轮参数计算10331确定第一对啮合齿轮的参数10332确定第二对啮合齿轮的参数12333确定第三对啮合齿轮的参数15334确定行星齿轮的参数1734轴组件结构设计21341截一轴尺寸的确定21342截二轴尺寸的确定22343截三轴尺寸的确定23第4章强度校核2541齿轮传动强度的校核计算25411第一对齿轮的强度校核25412行星轮系校核2742轴的强度校核3143轴承的选择以及寿命计算3444轴上渐开线花键的强度计算34结论37致谢38参考文献39CONTENTSABSTRACTCHAPTER1INTRODUCTION111RESEARCHPURPOSEANDSIGNIFICANCEOFSTUDY112DOMESTICANDFOREIGNDEVELOPMENTANDTRENDOFCOALMININGMACHINE1121OVERVIEWOFTHEDEVELOPMENTOFFOREIGNSHEARER1122THEDOMESTICDEVELOPMENTSITUATIONOFCOALMININGMACHINE213RESEARCH/DESIGNGOALS314THEMAINCONTENTOFTHERESEARCH3CHAPTER2SHEARERCUTTINGUNITDESIGN421ENACTMENTOFTHESHEARERCUTTINGUNITFORSCHEMEDETERMINATION422SHEARERCUTTINGUNITDESIGNSCHEME5CHAPTER3CUTTINGTHEDEPARTMENTOFMAINTRANSMISSIONPARAMETERS631CUTTINGTHEDEPARTMENTOFMOTORPOWERCALCULATIONANDMOTORSELECTION6311CUTTINGTHECALCULATIONOFTHEINSTALLEDPOWER6312SELECTIONOFMOTOR732CALCULATETHEDISTRIBUTIONOFTHECUTTINGUNITTOTALTRANSMISSIONRATIOANDDYNAMICPARAMETERSTODETERMINETHE8321THETOTALTRANSMISSIONRATIO8322DISTRIBUTIONOFTHETRANSMISSIONRATIO8323THESHAFTSPEED,POWER,TORQUEIDENTIFICATION933GEARPARAMETERSFORCALCULATION10331DETERMINETHEPARAMETERSOFTHEFIRSTPAIROFMESHINGGEARS10332DETERMINETHEPARAMETERSOFTHESECONDPAIROFMESHINGGEARS12333DETERMINETHEPARAMETERSOFTHETHIRDPAIROFMESHINGGEARS15334TODETERMINETHEPARAMETERSOFTHEPLANETARYGEAR1734AXISCOMPONENTSTRUCTUREDESIGN21341CUTOFFONEAXISTODETERMINETHESIZE21342CUTOFFTWOAXESTODETERMINETHESIZE22343CUTOFFTHREEAXISTODETERMINETHESIZE23CHAPTER4STRENGTHCHECK2541CHECKCALCULATIONOFGEARDRIVESTRENGTH25411THEFIRSTPAIROFTHESTRENGTHOFTHEGEARCHECK25412DEPARTMENTOFCHECKINGOFPLANETARYGEAR2742AXISSTRENGTHCHECK3143BEARINGSELECTIONANDLIFESPAN3444AXISINVOLUTEFLOWERBONDSTRENGTHCALCULATION34CONCLUSIONS37ACKNOWLEDGEMENTS38REFERENCES39第1章绪论11研究目的和意义随着我国经济的迅速发展，对能源的需求量将会日益增加。而作为我国传统能源的煤炭是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿对于一些中、厚煤层，由于技术的原因开采不到位，因此对中、厚煤层采煤机的需求量很大。所以说研制开发中、厚煤层采煤机有着长远的社会效益。而目前我国的中、厚煤层采煤机并不能满足实际工况的需要，其中一个主要的原因是由于其截割部的设计并不是很完善，而该设计正是在这样一个背景下进行的，对中、厚煤层采煤机截割部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥更大的作用。为适应中、厚煤层的开采，研究设计MG300/700WD型采煤机，它采用了当今国内外的一些比较先进的技术，如变频调速，机载操作站操作和无线电离机遥控操作等等，可以说是代表了当前世界的一流水平，在国内投入使用，设备运行状态的监测，检测及有关参数的显示使用中文。这款采煤机的设计生产及使用，能大大的提高采煤的效率，对降低工人工作强度，提高年产量都有很大的帮助。采煤机截割部主要由箱体、原电机、输出轴、减速部分、除尘及冷却系统，润滑系统等组成。采煤机截割部承担截煤和装煤任务，是采煤机的主要部件之一。通过对截割部设计的完善，从整体上提高我国对中、厚煤层开采的效率。12国内外采煤机的发展及趋势121国外采煤机的发展概况20世纪40年代末，美国利诺斯公司首先在装煤机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。按照落煤机构来划分，采煤机的发展大体经历三个阶段第一阶段，20世纪40年代，以利诺斯公司的CM28H型和久益机械制造公司的3JCM型和6CM型为代表的截链式采煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等。采煤机的生产能力低，且结构复杂，装煤效果差。第二阶段，50年代，以久益公司的8CM型为代表的摆动式截割头采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器工作时振动大，维护费用高。第三阶段，60年代至今，滚筒式连续采煤机高速发展，并日趋成熟。从80年代开始，随着开采工艺的发展和开采条件的提高，采煤机不断向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性增强，逐渐成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，达到了很高的制造水平。随着技术的成熟，一些集电子电力，微电子，信息管理以及计算机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机被开发研制出来，其性能参数优，可靠性强，自动化程度高，操作方便，控制灵敏，监控保护及检测功能完善1。122国内采煤机的发展概况从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取国外先进技术的同时，不断的实践创新，锐意进取，重视采煤机成系列的开发，不断矿大使用范围，同时推广使用无连牵引，是采煤机工作更平稳，使用更更安全。在九十年代，电牵引技术逐渐成熟，多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流，为提高生产效率立下了汗马功劳。随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发展的主流大功率、大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界前沿的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频技术，远程监控、无线遥控等等，为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础。1991年，煤炭科学总院上海分院与波兰合作，在国内率先研制成功了我国第一台交流变频调速技术的薄煤层爬底板采煤机后，上海分院又先后研制成功了截割电机纵向布置的交流电牵引采煤机、截割电机横向布置的适用于中厚和较薄煤层的交流电牵引采煤机，并成功应用于晋城、淮南、徐州、大同等矿务局11。采煤机发展到现在，随着各项技术的掌握，我国将在以下方面进行攻关研究，力争赶上世界先进水平1大功率、大截深电牵引采煤机的进一步研究2大功率采煤机的工况监制，故障诊断于控制系统的研究3为最大限度的利用我国能源，着力研制发展薄煤层采掘机械4应用高新技术，严格管理，提高可靠性在电牵引采煤机的研制领域，我国虽然取得了一些客观的成绩，但与目前与国外先进的采煤机相比，再总体参数性能方面尚有较大差距，某些关键部件的性能、功能、适用范围还亟待完善和提高，尤其是线监控、故障诊断及预报、信号传输与采煤机自动控制、传感器等智能化技术和机械部件的可靠性、寿命与国外的相比差距很大，此外，我国在采煤机的机械结构参数设计、加工制造和材质性能上与国外先进水平也有较大的差距。因此，为提高产品质量，采煤机的机械传动系统理论设计尚需加大研究力度12。13研究/设计的目标对MG300/700WD型采煤机截割部的结构进行设计，通过几种设计方案的比较分析，选择最优方案，使其结构更紧凑，更合理。在煤层开采时，能够使采煤机安全、可靠、高效生产。设计目标采高H18M；截深J08M；滚筒直径1800；适应倾角45；滚筒转速N3967R/MIN；年生产量达到500万吨。14研究的主要内容本次设计主要研究以下内容采煤机截割部的传动方案的制定；采煤机截割部电机型号的确定；采煤机截割部传动比的确定；各级动力学计算，包括扭矩、转速、功率与效率；传动比的分配及各齿轮齿数、模数的确定；行星机构设计与计算；各轴组件的设计；齿轮的结构设计与强度校核；轴承的选型与寿命计算；键的设计与强度校核。第2章采煤机截割部的方案设计21采煤机截割部设计方案的制定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出滚筒式采煤机截割部若干传动方案如下方案一如图21，该方案传动方式电机固定减速箱摇臂滚筒。1234（图21）1电动机2固定减速箱3摇臂4滚筒方案二（如图22），此方案传动方式为电机固定减速箱行星齿轮传动滚筒。12345（图22）1电动机2固定减速箱3摇臂4行星齿轮5滚筒3421（图23）1电动机2摇臂减速箱3行星齿轮4滚筒方案三（如图23），传动方式为电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。22采煤机截割部设计方案的确定方案一的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，齿轮系传动稳定，易于安装，但卧底量较小，不适合中厚煤层开采。因此，此方案不宜采用。方案二的特点是在滚筒内装了行星传动，简化了传动系统，但筒壳增大了，结构不够紧凑，所以此方案也不宜采用。方案三的特点是采用独立摇臂，其本身就是个单独的减速箱，进出油口都密封。截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴，传动简单，调高范围大，结构紧凑，较为适合。综上所述，此次设计方案确定为方案三。第3章截割部主传动参数确定31截割部电动机功率计算及电动机选型311截割部装机功率的计算设计目标1采高H18M（约等于滚筒直接D）；2截深J08M；3采煤机机宽小于B15M；4设计年产量M500万吨；5滚筒转数N小于40R/MIN。采煤机的设计生产力Q8562T/H1635/M由文献1知，Q（T/H）QVHJ0式中J滚筒有效截深，M；H采煤机的平均采高，M；采煤机的最大工作牵引速度，M/MIN；QV块煤的比重率（T/），135T/。3M3Q8562T/H51806QV算得M/MIN75M/MIN47Q螺旋滚筒的截割功率采用单位生产力所消耗的能量的方法来计算，即KW406321KKHQNJXWJ式中采煤机截割总功率，KWJN采煤机设计生产率，648；Q5781QJHM/3截割比能耗，WXH3/MHKW功率利用系数，单机驱动时取1，分别驱动时取08；1K功率水平系数，自动调速时取095，手动调速时取085；2后滚筒的工作条件系数，一般取08；3如果每层截割阻抗不同于基煤层，则AHXWX式中截割比能耗，052；WH2Q079096832QW不同截割阻抗，取值范围为240360N/MM，则取值300；XAA相同截割阻抗，取值范围为180240N/MM，则取值210。则74021305AHXWXKW600KW586891746406321KKHQNJXWJ式中截割部的总传动效率。J312电动机的选型采煤机截割部的截割功率为3002KW，即每个截割部的功率为300KW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和防电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的客气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择由辽宁抚顺电机厂生产的三相鼠笼式异步防爆电动机YBC3300。该型号电动机带有离合器，电动机输出轴带有花键，通过花键传递动力。其技术参数如下额定功率300KW额定电压1140V额定电流206A额定转速1476R/MIN额定频率50HZ绝缘等级H接线方式Y工作方式S重量1502KG冷却方式外壳水冷32截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定321总传动比的确定总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速的比值，滚筒的转速依据总体参数的性能要求而定，考虑调换齿轮对，滚筒的转速通常有24种可供选择。采煤机截割电动机的同步转速为1476R/MIN，滚筒的转速一般在20R/MIN100R/MIN（直径大转速小），截割部主传动比的总传动比约为。751I总传动比2137694滚总NI式中电动机转速，R/MIN；滚筒转速，R/MIN。滚322传动比的分配对与采煤机结构的特殊性，一般需要35级减速。对于大功率中、厚煤层采煤机，采用2ZX负号行星齿轮传动时，可能只需要三级减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，即可利用滚筒筒毂内的空间，又可减小前各级齿轮的传动比和尺寸。由于采煤机工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高的要求。因此，先确定行星减速机构的传动比。2KH行星减速装置的使用效率为097099；其传动比一般为28137。当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比推荐值为39。采煤机的截割部的行星减速机构的传动比一般为56。这里定行星机构的传动比为5714。BAXI采煤机机身高度严格限制，每级传动比34。根据多级减速齿轮传动JI比的分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为179，158，229。1I2I3I323各轴转速、功率、转矩的确定图31摇臂传动系统图从电动机出来，各轴依次命名为、轴。1各轴转速计算轴R/MIN1476N轴R/MIN68249/3轴R/MIN951/24I轴R/MIN75/37轴R/MIN8滚N2各轴功率计算轴KW29031P轴KW1587212轴KW6758轴KW2390634轴KW215轴KW15906P轴KW748537轴320974128上式中轴承效率，齿轮效率，花键效率。8298033各轴转矩计算轴61472950911NPTNM轴73268457909533NPTNM轴144轴7039295077N轴58688PTNM表31运动和动力参数表编号功率（KW）转速（R/MIN）转矩（）传动比轴297147619216179轴27956824632377轴27123521949631158轴24772279103797229轴240323967578537571433齿轮参数计算331确定第一对啮合齿轮的参数31Z、传动比1791I输入功率N297KW直齿圆柱齿轮材料选择低碳高级合金钢20CRMNTI，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为，。19Z3413ZI1按齿面接触强度初算小齿轮C分度圆直径1D小齿轮分度圆直径的初算公式为1DMM3132D11HPKTA式中算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动766，查参考DADA文献2表14175；载荷系数，取2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表31得192161TMN1T；MN试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2图14HLI2124，且取和中的较小值，1500；HLIM1LI2HLI1LIM式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。许用接触应力，MPA；HP35090HLIMP小齿轮齿宽系数，查表14179取08；DD齿数比，即；1342Z将上述值代入公式中31得6821934508676321D2按齿根弯曲强度初算齿轮模数M根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。MM323FP21DSZYKTAN式中螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14178，；MA612MA复合齿形系数，；FSY4FS齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献2图842（8），EMPA；1072LIMFSTY齿根应力，单向受力MPA。FP90147FPEMM829846132N按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径MM，可计算小6812D齿轮模数MM，比较弯曲强度与接触强度计算的结45619/821ZDM果，取模数中的较大值，所以MM，在传动过程中对齿轮的强度要M求高，可以适当增大，取MM。73齿轮几何计算31Z、表32齿轮参数31Z、名称代号计算公式结果分度圆直径DCOSTNMMM13DMM28标准中心距A31N312ZDMM5A端面压力角TNT20T齿顶高AHMHAMM7AH齿根高FCAFMM58F齿高HAFHMM71H齿顶圆直径ADA1A2DA3AHMM4ADMM25A3齿根圆直径FF1FF3F2DMM1FMM0F3D齿宽B1DBMM81BMM973332确定第二对啮合齿轮的参数54Z、传动比1582I输入功率N27956KW直齿圆柱齿轮材料选择低碳高级合金钢20CRMNTI，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为，。234Z3425ZI1按齿面接触强度初算小齿轮C分度圆直径1D小齿轮分度圆直径的初算公式为1DMM3132D1HPKTA式中算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动766，查参考DADA文献2表14175；载荷系数，取2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表31得323771TMN1T；MN试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2图14HLI2124，且取和中的较小值，1500；HLIM1LI2HLI1LIM式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。许用接触应力，MPA；HP35090HLIMP小齿轮齿宽系数，查表14179取；DD齿数比，即；23712Z将上述值代入公式中31得4173213507631D2按齿根弯曲强度初算齿轮模数M根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。MM323FP21DSMNZYKTA式中螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14178，；MA612MA复合齿形系数，查参考文献3表FSY457169FSSA79；齿形系数；A应力矫正系数；S齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献2图842（8），FEMPA；14072LIMFSTY齿根应力，单向受力MPA。P90147FPEMM6598352613N按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径MM，可计算小齿4173D轮模数MM，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，472/1ZDM取模数中的较大值，所以MM，在传动过程中对齿轮的强度要求高，M可以适当增大，取MM。83齿轮几何计算54Z、表33齿轮参数54Z、名称代号计算公式结果分度圆直径DCOSTNMMM184DMM2965标准中心距A31N312ZDMM0A端面压力角TNT2T齿顶高AHMHAMM8AH齿根高FHMCHAFMM10FH齿高AFMM8齿顶圆直径ADA1A2HD3MM20A4DMM315齿根圆直径FF1F32HDMM6F4MM275D齿宽B4BMM13BMM04333确定第三对啮合齿轮的参数96Z、传动比2293I输入功率N27123KW直齿圆柱齿轮材料选择低碳高级合金钢20CRMNTI，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为，。176Z3969ZI1按齿面接触强度初算小齿轮C分度圆直径1D小齿轮分度圆直径的初算公式为1DMM3132D11HPKTA式中算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动766，查参考DADA文献2表14175；载荷系数，取2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表31得496311TMN1T；MN试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2图14HLIM2MN124，且取和中的较小值，1500；HLIM1LI2HLIM1LI式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。许用接触应力，MPA；HP35090HLIP小齿轮齿宽系数，查表14179取；D8D齿数比，即；1372Z将上述值代入公式中31得M8631793508467321D2按齿根弯曲强度初算齿轮模数M根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。MM323FP21DSNZYKTA式中螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14178，；MA612MA复合齿形系数，查参考文献3FSY54197FSSA表79；齿形系数；A应力矫正系数；S齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献2图842（8），FEMPA；14072LIMFSTY齿根应力，单向受力MPA。P90147FPEMM398563132N按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径MM，可计算小齿816D轮模数MM，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，97/861ZDM取模数中的较大值，所以MM，在传动过程中对齿轮的强度要求高，6M可以适当增大，取MM。03齿轮几何计算54Z、表34齿轮参数96Z、名称代号计算公式结果分度圆直径DCOSTNMDMM1706DMM39标准中心距A31N312ZMM28A端面压力角TNT0T齿顶高AHMHAMM1AH齿根高FCAFMM52F齿高HAFHMMH齿顶圆直径ADA1A2D3MM190A6DMM4齿根圆直径FF1FH32DMM5F6MM39D齿宽B6BMM106BMM79334确定行星齿轮的参数1配齿计算初选，采用一级2ZX型行星减速机构。7145BAXI根据，按文献2表1453选取行星轮数目。3SC根据齿数强度及传动平稳性及参考文献2表1455确定太阳轮齿数为21。AZ根据下列条件试凑值YA传动比条件120745ABXZIB装配条件（整数）3/120/SCC同心条件120（偶数）计算内齿圈及行星齿轮齿数和BC9ABZY对角变位齿轮传动，381292AZC式中，行星齿轮减少值，当（）为偶数时，。CBCZ预计啮合角和查参考文献2图1454，按ACB，得；。0341829CABZJ24AC19CB通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善AC啮合齿轮副的传动性能。2接触强度处算中心距和模数输入转矩710397TNM小轮（太阳轮）的转矩9378150379C7ASKNM式中，载荷步均匀系数，由文献2表14518得，；CK15CK齿数比38/21181U/Z太阳轮和行星轮的材料用20CRMNTI渗碳淬火，齿面硬度5862HRC太阳轮和5658HRC行星轮150HLIM2/135090HLIMP2/MN取齿宽系数，载荷系数；50A2AKMM3HPAAT则MM41935081072814332A模数MM6CAZAM取7M3计算齿轮的几何尺寸（1）计算实际中心距未变位是的中心距MM520638172CADCZZMA初算中心距变位系数8412COS1COSACACY计算中心距并取圆整值212408MM2ACAYZM840327圆整后MM1A实际中心距变位系数7905261DACCAY计算啮合角13COS21COSCOSDACA753AC计算总变位系数8602TAN753821TAN2ACAIVIVIVIZXC分配变位系数，查参考文献2图1414分配得4,0CAX（2）传动计算B计算未变位时的中心距MM52138972CBDCZMA计算中心距变位系数071DCBYCB计算啮合角94632COS153COSCOSDBCA8计算总变位系数2102TAN539TAN2CBCIVIIVIZXB计算10410B（3）齿轮的几何尺寸分度圆直径MM4710MDMM26381ZMM92节圆直径MM921503810W10AMM72ZDMM16389212W1A基圆直径MM0COS47COS0BMM2461DMM16532齿顶圆直径MM167401247210AMXHDAAMM8259CMM3632AB齿根圆直径M61740124710FXCHDAAMM8255CMM436932F2MB（4）计算齿顶圆压力角341678ARCOSARCOS1010BD0295AA4368RCOSRCOS12A12BD（5）端面重合度11101010TANTTANTACACZZ752309275328342534轴组件结构设计341截一轴尺寸的确定1初算轴径D齿轮轴的一端带有内渐开线花键，通过渐开线花键与电机输出轴相联接传递转矩，为了提高齿轮轴可靠性，齿轮轴的材料选择为20CRMNTI。333NPAD式中轴传递的功率，；PKW297P轴的转速，；NR/MIN1461I、与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表91得ATP118。将上述数据代入公式35得MM69147283D2确定轴的直径和长度1段，；M861D201L2段，；20363段，；4384段，。4初步确定出轴的形状如图3232截一轴342截二轴尺寸的确定1初算轴径D齿轮轴的材料选择为20CRMNTI。333NPAD式中轴传递的功率，；PKW56279轴的转速，；NR/MI84N与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表91得ATP118。将上述数据代入公式35得M3796824513D2确定轴的直径和长度1段，；M901D421L2段，；2583段，；3364段，。844初步确定出轴的形状如图3333截二轴343截三轴尺寸的确定1初算轴径D齿轮轴的材料选择为20CRMNTI。333NPA式中轴传递的功率，；PKW271轴的转速，；NR/MI95N与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表91得ATP118。将上述数据代入公式35得M94521378D2确定轴的直径和长度1段，；M01D621L2段，；29073段，；3534段，。44初步确定出轴的形状如图3233截三轴第4章强度校核41齿轮传动强度的校核计算411第一对齿轮的强度校核1齿面接触强度的校核计算1齿面接触应力H在齿轮传动的啮合齿轮中，其齿面接触应力可按下式计算，即H41VA01KZB42HH2D4311TE0BDF式中使用系数，查文献2表1418得135；AKAK动载系数，查文献3图711得12；VV计算接触强度的齿向载荷分布系数1254；HKHK计算接触强度的齿间载荷分配系数，查文献2表141102得，1MN10236972835BHTAF小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献2表141104得，DBZ、；D计算接触应力的基本值，；H02端面内分度圆上的名义切向力，；TFN89613021TDTF小齿轮分度圆直径，133MM；1DB工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，M齿数比，即；34921Z节点区域系数；HZ520SIN2COSINCOT2BT弹性系数，查表141105得，EMN1898；Z2螺旋度系数，直齿轮，1；0Z重合度系数；由图14119得，；850式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。将以上数据代入公式414243得2H2120MN1625413575739738092许用接触应力HP44XWRVLNTLIMZZS式中试验齿轮的接触疲劳极限，1500；HLIM2HLIM2N计算接触强度的最小安全系数，查表141110得，NS15；IN计算接触强度的寿命系数，查表141106得NTZ；140110105789570L9NT8L9L7）（）（，时，取Z润滑剂系数；速度系数；VZ粗糙度系数；查表141108得，R92RVLZ工作硬化系数,查图14130得12；WW接触强度计算的尺寸系数，查表141109得10。XX将以上数据代入公式44得2HPMN615802914503强度条件校核齿面接触应力的强度条件大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即HHP由于以上的计算满足此条件，所以满足强度条件。412行星轮系校核1行星轮系AC副齿面接触强度的校核计算1齿面接触应力H在齿轮传动的啮合齿轮中，其齿面接触应力可按下式计算，即H41VA01KZB42H2D4311TEH0BDFZ式中使用系数，查文献2表1418得135；AKAK动载系数，查文献3图711得12；VV计算接触强度的齿向载荷分布系数，由文献3表78得，H1337；H计算接触强度的齿间载荷分配系数，查文献2表141102得，1MN106987543BHTAKF小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献2表141104得，DBZ、；1,DBZ计算接触应力的基本值，；H02端面内分度圆上的名义切向力，；TFN7541317938021TDTF小齿轮分度圆直径，147MM；1DB工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，M齿数比，即；2138ACZ节点区域系数；HZ2753SIN0COSINCO22TBT弹性系数，查表141105得，E2N1898；Z2M螺旋度系数，直齿轮，1；0Z重合度系数；由图14119得，；91354Z式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。将以上数据代入公式414243得2H2120MN9137213548648649072许用接触应力HP44XWRVLNTLIMZZS式中试验齿轮的接触疲劳极限，1500；HLIM2HLIM2N计算接触强度的最小安全系数，查表141110得，NS11；IN计算接触强度的寿命系数，查表141106得NTZ；140110105789570L9NT8L9L7）（）（，时，取Z润滑剂系数；速度系数；VZ粗糙度系数；R查表141108得，920RVLZ工作硬化系数,查图14130得12；WW接触强度计算的尺寸系数，查表141109得10。XZXZ将以上数据代入公式44得2HPMN1802914503强度条件校核齿面接触应力的强度条件大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即HHP由于以上的计算满足此条件，所以满足强度条件。2行星轮系CB副齿面接触强度的校核计算1齿面接触应力H在齿轮传动的啮合齿轮中，其齿面接触应力可按下式计算，即H41VA01KZB42H2D4311TE0BDF式中使用系数，查文献2表1418得135；AKA动载系数，查文献3图711得12；VVK计算接触强度的齿向载荷分布系数，由文献3表78得，H1150；H计算接触强度的齿间载荷分配系数，查文献2表141102得，1MN1063853BHTAKF小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献2表141104得，DBZ、；,DBZ计算接触应力的基本值，；H02端面内分度圆上的名义切向力，；TFN562740201TDTF小齿轮分度圆直径，266MM；1DB工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，M齿数比，即；389CBZ节点区域系数；HZ57281SIN20COSINCO2TBT弹性系数，查表141105得，E2MN1898；EZ2MN螺旋度系数，直齿轮，1；0Z重合度系数；由图14119得，；91354Z式中，“”号用于外啮合，“”用于内啮合。将以上数据代入公式414243得2H2120MN71501235068690872许用接触应力HP44XWRVLNTLIMZZS式中试验齿轮的接触疲劳极限，1500；HLIM2HLIM2N计算接触强度的最小安全系数，查表141110得，NS11；IN计算接触强度的寿命系数，查表141106得NTZ；140110105789570L9NT8L9L7）（）（，时，取Z润滑剂系数；速度系数；VZ粗糙度系数；R查表141108得，920RVLZ工作硬化系数,查图14130得12；WW接触强度计算的尺寸系数，查表141109得10。XZXZ将以上数据代入公式44得2HPMN1802914503强度条件校核齿面接触应力的强度条件大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即HHP由于以上的计算满足此条件，所以满足强度条件。42轴的强度校核截一齿轮轴校核1齿轮轴的受力分析齿轮轴传递的转矩2T1921621MN齿轮的圆周力NTF120D28963齿轮的径向力NR1057TAN896TAN求支反力这里根据材料力学相关知识把轴两端的轴承简化为固定铰支座进行受力分析。计算水平面内的支反力如图42所示由，0AZM0RBZAFBRN5287615NAZBZR计算垂直平面内的支反力与弯矩同理，根据和的值为零，可以求出YM0BYTBARFN14376289BNTAYR合成支反力N552822ZN54315282BY2ZBR2计算弯矩、转矩,并画弯矩图1弯矩齿轮的作用力在水平平面的弯矩图42A39647528AZCAMM齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图42B10814YRN由于齿轮作用在D处截面的最大合成弯矩图42C4369536222C2ZC2转矩图42D102TM综上确定危险截面为处，此处弯矩最大，且有轴承配合引起的应力集中，轴内有孔，所以处是危险截面。下面进行危险截面的强度校核。3校核齿轮轴的强度1按弯扭合成强度条件计算MPA（47）WTM2C式中齿轮轴在计算截面上的工作应力，MPA；轴的抗弯截面系数，MM3；W2D齿轮轴在计算截面上的合成弯矩，；CMNM414386；NM根据切应力或轴向应力变化性质而定的校正系数，06；齿轮轴在计算截面上的转矩，。2TC19260TA76B76ABFR10573NRAZ5286NRBZ5286NMCZD3964NA水平面弯矩图ARAY14320NRBY14320NCC水平受力图垂直受力图T28964B垂直面弯矩图C合成弯矩图DT2转矩图MCY109538NMC41386NMT21960NMM图42齿轮轴弯矩、转矩图将以上数据代入公式（47）得MPA9861378592042齿轮轴选用的材料为20CRMNTI，查参考文献3表511可查得其许用弯曲应力165MPA1截面处，故安全。D143轴承的选择以及寿命计算牵一轴两端选用轴承N2220E，主要参数为D100MM，D180MM，B46MM。按文献2中的轴承寿命计算公式HALR601PCN式中轴承基本额定寿命，H；10AL轴承的工作转速，1476R/MIN；NN基本额定动载荷，查得282KN；RCR当量载荷，5453N；APARP寿命指数，滚子轴承。310将以上数据代入公式（48）得AL3106H574428170LHHL寿命计算满足条件。44轴上渐开线花键的强度计算花键的挤压强度校核挤压强度（静联结）49PMPZHLDT2式中转矩，；TN各齿载荷不均匀系数，一般取；807齿数；Z齿的工作长度，MM；L平均直径，MM，矩形花键，渐开线花键MD2DDMDM矩形花键为大径，渐开线花键为分度圆直径；齿的工作高度，MM，矩形花键（C为倒角尺寸）；HH渐开线花键时，时（为模数）30H53780许用压强，。PMPA1截一轴的渐开线花键副INT/EXT22Z3M30P6H/6E取1921600，075，22，100MM，66MM，31TMNZLMDHMM，80PA1860327509PA满足要求。P2截二轴的渐开线花键副INT/EXT34Z3M30P6H/6