掘进机的截割机构的设计-说明书

1、i 摘 要 随着煤炭行业机械化程度的加快，煤炭行业以前只是重视采煤的机械化， 大多数的煤炭行业很少有在掘进方面有较大的投入和研究，这样就造成了采掘 速度远远大于开拓速度，此时怎样来提高出煤量，开拓的机械化就显得极其重 要了。作为我国主要能源的煤炭资源在开采上日趋机械化的同时，迫切需要拥 有先进的掘进机械，掘进机的研制成功标志着我国的煤炭行业已达到世界的先 进水平。 掘进机截割机构是掘进机的主要组成部分，按照掘进机截割部的总体、动 力部分、传动部分以及执行部分的设计思路进行掘进机截割部的设计。在设计 时，动力部分做选型计算，传动部分的行星减速机构做具体的设计计算和校核， 执行部分只对执行元件进行

2、设计计算和校核。设计对于提高和改进掘进机工作 性能，发展我国大口径全断面掘进机产业以及进一步提高我国的盾构研发能力、 改善研发条件具有重大战略意义。 关键词关键词：掘进机; 截割臂; 行星减速器 ii abstract with the accelerating of coal industry, the degree of mechanization mining coal industry is the importance before, the most mechanized excavating in coal industry has rarely have large inves

3、tment and research, thus causing the mining speed than develop, how to improve the speed of coal, development of a mechanized appears very important. as our main source of energy in the exploitation of coal resources in the increasingly urgent need, mechanized excavating the advanced mechanical, swi

4、nging the successful development of the coal industry, china has reached the advanced world level. determing cutting mechanism is the main component, the product in accordance with the overall determing cutting parts, power transmission part and the part, the part of the design thought for the desig

5、n of determing cutting. in the design, selection of part, transmission parts of planetary gearhead institutions do specific design calculation and test execution part only, design calculation of actuators and checking. design for improvement in china, the development work performance swinging big ca

6、liber, whole section roadheader industry and further enhance our shield developing capability, improve development condition with the strategic significance. key words： roadheader ; cutting arm ; planetary-gear drive iii 目 录 摘 要.i abstract .ii 第 1 章 绪论.1 1.1 掘进机的作用和分类.1 1.1.1 掘进机在煤矿领域中的作用 .1 1.1.2 掘

7、进机的分类 .1 1.2 国内外悬臂式掘进机的现状和发展趋势.2 1.2.1 国外悬臂式掘进机的现状和发展趋势 .2 1.2.2 国内悬臂式掘进机的现状和发展趋势 .3 1.3 论文的主要研究内容及意义.5 第 2 章 悬臂式掘进机截割部的结构设计和动力装置的选择.6 2.1 掘进机截割机构设计方案选择.6 2.1.1 整体形式选择 .6 2.1.2 截割头布置方式选择 .6 2.1.3 纵轴式悬臂掘进机的结构组成 .7 2.2 截割部的设计参数.8 2.3 截割部的总体结构设计.8 2.4 截割部对电动机的要求.9 2.5 截割电动机的选择 .10 第 3 章 悬臂式掘进机截割部的传动装置.

8、11 3.1 二级行星减速器齿轮的设计计算.11 3.1.1 二级行星减速器齿轮传动比的分配 .11 3.1.2 二级行星减速器高速级齿轮的设计计算和校核 .13 iv 3.1.3 二级行星减速器低速级齿轮的设计计算和校核 .27 3.2 二级行星减速器输入输出轴的设计计算.40 3.2.1 二级行星减速器输入轴的设计计算 .40 3.2.2 二级行星减速器输出轴的设计计算.44 3.3 二级行星减速器轴承的校核.46 3.3.1 二级行星减速器齿轮用轴承的选择和校核 .46 3.3.2 二级行星减速器输入输出轴用轴承的选择.52 第 4 章 悬臂式掘进机截割臂的设计计算.54 4.1 截割头

9、轴的设计计算和校核.54 4.2 截割头轴用轴承的选择和校核.60 结论.62 致谢.63 参考文献.64 v contents abstract.ii chapter 1 introduction.1 1.1 the role of tbm and classification .1 1.1.1 boring machine in the role of the field.1 1.1.2 boring machine classification.1 1.2 domestic and foreign roadheader status and development trend.2 1.2

10、.1 foreign roadheader status and development trend .2 1.2.2 domestic roadheader status and development trend.3 1.3 the main research content and meaning .5 chapter 2 rdadheader cutting unit of the strucure and the choice of power plant .6 2.1 mechanism design of cutting selection .6 2.1.1 select the

11、 whole form .6 2.1.2 cutting head lay out option.6 2.1.3 longitudinal cantilever structure and composition of tbm.7 2.2 cutting part of the design parameters .8 2.3 cutting the overall structure of the department of design .8 2.4 cutting the request of thedepartment of motor .9 2.5 selection of cutt

12、ing motor .10 chapter 3 roadheader gear cutting unit .11 3.1 stage planetary gear design and calculation .11 3.1.1 two level planetary gear design and calculation .11 3.1.2 two high-level planetary gear reducer design calculation and vi verification.13 3.1.3 two low-level planetary gear reducer desi

13、gn calculation and verification.27 3.2 two evel planetary reducer design and calculation of input and output shaft 40 3.2.1 two level planetary reducer input shaft design calculation .40 3.2.2 two level planetary reducer output shaft design calculation .44 3.3 two level planetary reducer bearing che

14、cking .46 3.3.1 two level planetary gear selection and check with the bearing .46 3.3.2 two level planetary reducer output shaft .52 chapter 4 roadheader cutting arm of the design calculation .54 4.1 the cutting head design calculation and verification .54 4.2 the cutting head shaft bearings selecti

15、on and verification .60 conclusions .62 thanks .63 references .65 1 第 1 章 绪论 1.1 掘进机的作用和分类 2 1.1.1 掘进机在煤矿领域中的作用 掘进机主要由行走机构、工作机构、装运机构和转载机构组成。随着 行走机构向前推进，工作机构中的切割头不断破碎岩石，并将碎岩运走。 有安全、高效和成巷质量好等优点，但造价大，构造复杂，损耗也较大。 掘进机的主要功能是剥落煤岩，能掘出不同的巷道断面尺寸。在给定所掘巷道 的地质情况下，有较高的生产率。掘进机在井下不但用于巷道的掘进，在对一 些特殊的煤和煤岩也起到采掘作用。并且在截割

16、过程中动载荷小，生成的粉尘 少，比能耗低，取代了人工钻眼放炮的原始掘进方法，掘进机自身携带装载、 转载以及独立的行走机构，提高了井下的工作环境、工作效率和井下安全系数 1。 1.1.2 掘进机的分类 掘进机可按下列几种方式进行分类： 1. 按所掘断面的形状 分为全断面掘进机和部分断面掘进机2。 2. 按截割头的布置方式 分为横轴式和纵轴式。 3. 按掘进对象 分为煤巷、煤岩巷和全岩巷掘进机。 4. 按矿井类型 分为竖井、斜井和平硐掘进机。 5. 按悬臂形式 分为单臂式、双臂式和三臂式掘进机3。 1.2 国内外悬臂式掘进机的现状和发展趋势 1.2.1 国外悬臂式掘进机的现状和发展趋势 早在上世纪

17、 30 年代，德国、前苏联、英国、美国就开始了煤矿巷道掘进 机的研制，但巷道掘进机得到较广泛工业性应用还是在第二次世界大战之后。 3 1948 年，匈牙利开始研制 f 系列煤巷掘进机。当时是为了适应“房柱式”开 采的需要。1949 年生产的 f2 型掘进机，是世界上的第一台悬臂式掘进机，不 过当时还未能实现悬臂式掘进机的全部功能。1951 年匈牙利研制了采用履带 行走机构的 f4 型悬臂式掘进机，这种机型除采用横轴截割方式和调动灵活的 履带行走机构外，还采用了铲板和星轮装载机构，并采用了刮板运输机转运物 料。这种机型已具备了现代悬臂掘进机的雏形。f 系列掘进机是目前悬臂式横 轴掘进机的原始机型

18、。1971 年奥地利 alpine 公司在匈牙利 f 系列掘进机的 基础上，研制了 am50 型掘进机，并在此基础上逐步形成了 am 系列掘进 机。1972 年德国引进 am50 型掘进机在半煤岩巷中使用，在此基础上 eickhoff 公司自行研制出 evii 型掘进机，并在此基础上发展成为 eva 系列掘进机。1973 年 westfalia 公司研制成功了 wav170 和 wva200 型掘进机，并在此基础上发展为 wva 系列掘进机。f 系列、am 系列和 wva 系列掘进机均采用的是横轴截割机构7。 1956 年前苏联生产了首台 iik3 型纵轴悬臂式掘进机，在 8m2断面下煤 巷中

19、使用。iik3 型掘进机是目前纵轴悬臂式掘进机的雏形。19601964 年， 英国从前苏联引进了 iik3 型掘进机，进行工业性试验，同时开始了悬臂式 掘进机的研制。1963 年 dosco 公司在 iik3 型掘进机的基础上，通过改变 截割头截齿配置和更换电气系统，研制成了 mkii 型和 mkii a 型掘进机， 并逐步发展成为 dosco 系列掘进机。1968 年，德国 eickhoff 公司在引进 的 dosco 掘进机的基础上研制出了 ev100 型掘进机。后来德国 paurat 公司又研制出了 et 系列掘进机，使纵轴悬臂式掘进机逐步形成系列化。1966 年，日本三井三池机械制造公

20、司在前苏联 iik3 型和英国 dosco 掘进机的 基础上研制成功了 s 系列掘进机。到上世纪 70 年代后期，s 系列掘进机已逐 步形成系列化8。 经过半个多世纪的发展，目前，国外掘进机主要生产国有:英国、德国、 俄罗斯、奥地利、日本等国所生产的掘进机已被广泛用于硬度 f 低于 8 半煤岩 的采准巷道掘进，并扩大到岩巷。重型机不移位截割断面达 3542m2，多数 机型能在纵向16、横向 8的斜坡上可靠工作，截割功率在 132300kw， 机重在 50100t，切割岩石硬度 f 为 12。部分机型截割速度已降至 1m/s 以下， 牵引速度采用负载反馈调节，以适应不同岩石硬度；一些机型除设有后

21、支撑外， 还在履带前后安装了卡爪式液压扎脚机构，以便在切割岩石时锚固定位。机电 一体化已成为掘进机发展趋势，新推出的掘进机可以实现推进方向和断面监控、 4 电动机功率自动调节、离机遥控操作及工况监测和故障诊断，部分掘进机实现 plc 控制，实现回路循环检测9。 1.2.2 国内悬臂式掘进机的现状和发展趋势 我国煤巷悬臂式掘进机的研制和应用始于 20 世纪60 年代，以 3050kw 的小功率掘进机为主，研究开发和生产使用都处于试验阶段。 80 年代初期，我国淮南煤机厂（现重组为凯盛重工）引进了奥地利奥钢联 公司 am50 型掘进机、佳木斯煤机厂（现隶属于国际煤机）引进了日本三 井三池制作所 s

22、-100 型掘进机，通过对国外先进技术的引进、消化、吸收， 推动了我国综掘机械化的发展。但当时引进的掘进机技术属于70 年代的 水平，设备功率小、机重轻、破岩能力低及可靠性差，仅适合在条件较好 的煤巷中使用，加之国产机制造缺陷，在使用中暴露了很多问题。国内进 一步加强对引进机型的消化吸收工作，积极研制开发了适合我国地质条件 和生产工艺的综合机械化掘进装备。经过近 30 年的消化吸收和自主研发， 目前，我国已形成年产 1000 余台的掘进机加工制造能力，研制生产了 20 多种型号的掘进机，其截割功率从 30kw 到200kw ，初步形成系列化产 品，尤其是近年来，我国相继开发了以ebj-120t

23、p 型掘进机为代表的替 代机型，在整体技术性能方面达到了国际先进水平。基本能够满足国内半 煤岩掘进机市场的需求，半煤岩掘进机以中型和重型机为主，能截割岩石 硬度为 f68，截割功率在 120kw 以上，机重在 35t 以上。煤矿现用主 流半煤岩巷悬臂式掘进机以煤科总院太原研究院院生产的ebj-120tp 型、 ebz160ty 型及佳木斯煤机厂生产的 s150j 型三种机型为主，占半煤岩 掘进机使用量的 80以上。90年代初至今为自主研发阶段。这一阶段中型悬 臂式掘进机发展日趋成熟，重型掘进机大批出现悬臂式掘进机的设计与加工制 造水平已经相当先进，并且具备了根据矿井条件实现个性化的能力9。我国

24、的 悬臂式掘进机发展主要受英国 dosco、日本三井三池 s 系列型掘进机的影响。 目前主要以纵轴悬臂式为主。同时由于吸收奥地利 am 系列型掘进机的特点， 也有部分掘进机设计为横轴截割方式10。 然而，国内目前岩巷施工仍以钻爆法为主，重型悬臂式掘进机用于大断 面岩巷的掘进在我国处于试验阶段，但国内煤炭生产逐步朝向高产、高效、 5 安全方向发展，煤矿技术设备正在向重型化、大型化、强力化、大功率和 机电一体化发展，新集能源股份公司、新汶矿业集团、淮南矿业集团及平 顶山煤业集团公司等企业先后引进了德国wav300、奥地利 ahm105、 英国 mk3 型重型悬臂式掘进机。全岩巷重型悬臂式掘进机代表

25、了岩巷掘 进技术今后的发展方向。虽然三一重装去年推出了国内第一台ebz200h 型硬岩掘进机，但国产重型掘进机与国外先进设备的差距除总体性能参数 偏低外，在基础研究方面也比较薄弱，适合我国煤矿地质条件的截割、装 运及行走部载荷谱没有建立，没有完整的设计理论依据，计算机动态仿真 等方面还处于空白；在元部件可靠性、控制技术、在截割方式、除尘系统 等核心技术方面有较大差距 。 随着煤矿采掘机械化的不断发展。悬臂式掘进机的发展具有以下趋势: (1) 适用范围不断扩大； (2) 可靠性不断提高； (3) 增加机器的截割能力，提高工作稳定性； (4) 机电一体化趋势明显； (5) 采掘锚综合机组出现12。

26、 1.3 论文的主要研究内容及意义 随着煤炭行业机械化程度的加快，煤炭行业以前只是重视采煤的机械化， 大多数的煤炭行业很少有在掘进方面有较大的投入和研究，这样就造成了采掘 速度远远大于开拓速度，此时怎样来提高出煤量，开拓的机械化就显得极其重 要了13。 悬臂式掘进机具有掘进速度快，巷道成形好，便于与其他设备配套使用在 综掘工作面以及成本较为合理等优点，因而被广泛应用。近年来掘进机不仅广 泛用于煤及软岩巷道的掘进，在中等硬度的半煤岩巷道掘进中也获得良好的技 术经济效果14。 据初步统计，目前我国统配煤矿巷道掘进工作中，综掘机械化平均仅占 6 10%左右，而前苏联、英、德等主要采煤国在六十年代末就

27、已达到这一水平。 与此不成比例的是，我国综采机械化的发展却相当快，煤矿高产高效的要求是 二者比例协调。为了适应综采机械化的发展，保持采掘比例协调，综掘机械化 程度厄待提高。因此全面提高国产悬臂式掘进机的技术性能，也成为迫切要求 15。 本文简单介绍了悬臂式掘进机的分类、特点和国内外的发展应用状况。详 细说明了掘进机截割部的组成、工作原理和传动过程，并对截割部减速器的选 择和设计计算有一个比较全面的认识和掌握，同时对截割部相关的零部件以及 它们的工作原理、选用方式和本身的特性有一定的了解。 7 第 2 章 悬臂式掘进机截割部的结构设计和动力装 置的选择 2.1 掘进机截割机构设计方案选择 2.1

28、.1 整体形式选择 本次设计采用悬臂式方案设计，悬臂式掘进机具有掘进速度快，巷道成形 好，工作稳定可靠，便于与其它设备配套使用应用在综掘工作面等优点。随着 我国煤矿采掘机械的迅速发展，悬臂式掘进机的可靠性和稳定性在一定程度上 也有了很大的提高。目前，我国自主研发的悬臂式掘进机足以满足现代煤矿掘 进的需要4。 2.1.2 截割头布置方式选择 方案一 掘进机截割机构采用横轴式截割头，横轴式悬臂掘进机一般用于软岩掘进， 横轴式截割头的截割性能好，横轴式截割头的头体多为厚钢板的组焊结构或者 螺钉连接结构，由左右对称的两个半球体组成。截割头体是通过涨套式联轴器 同减速器的输出轴相连，可起到过载保护作用。

29、横轴式截割头结构较为复杂。 截割头掏槽时横轴式的推进方式与截割力方向基本一致，必须用较大的进给力， 如果用行走机构进给掏槽，则应加大行走功率，而且最大截割深度最大不能超 过2/3的截割直径，这不便于挖柱窝。横轴式截割头在掘进巷道时在工作面某 一位置沿巷道掘进方向切进一定深度，然后截割头上下左右摆动扩大截割范围， 实现对全工作面的截割，但要注意点是由于横轴式截割头的结构所限，不容许 完全做垂直摆动截割，否则两截割头中间部分将触媒，增大工作阻力。 8 方案二 掘进机截割机构采用纵轴式截割头，纵轴式悬臂掘进机采用二级行星齿轮 传动。它的特点是同轴传动、结构紧凑、传递功率大、传动效果好，在推进过 程中

30、方向几乎垂直截割方向，因而只需较小的进给力，而且截割深度可由几厘 米到整个截割头长度任选。在巷道掘进中纵轴截割头可以朝任何方向摆动，因 而可以选择岩层较弱、阻力最小的方向截割，同时还能掘出平整的巷道5。纵 轴式截割头在掘进巷道时截割头首先要钻进工作面一定深度，然后横向摆动截 割，达到巷道边界后，沿垂直方向截割一定高度，在水平摆动截割，如此循环 往复，直到完成对全工作面的截割。 本次设计采用纵轴式悬臂掘进机的截割机构进行设计。 2.1.3 纵轴式悬臂掘进机的结构组成 纵轴式悬臂掘进机主要由截割机构、装载机构、回转台、液压系统、行走 机构、电气系统、后支撑和转载机构等组成。截割头是由截割机构上的电

31、动机 驱动，行走、装载、运输和转载的动力则是由安装在本体部的电动机和液压马 达提供。截割臂的上下、左右摆动、铲板起落、后支撑支地和伸缩部伸缩都是 由液压油缸来实现的6。 12345678 1截割机构；2装载机构；3回转台；4液压系统；5行走机构；6后支撑；7电气系统；8 转载机构 图 1-1 纵轴式悬臂掘进机 9 2.2 截割部的设计参数 悬臂式掘进机截割部的初始设计参数： 截割头转速：rpm44 截割头摆动速度：m/min05 . 1 截割头平均直径： m65 . 0 截割头所受径向力：n150000 r f 截割头所受轴向力：n100000 x f 截割深度：m8 . 0 经济截割硬度：m

32、pa70 2.3 截割部的总体结构设计 悬臂式掘进机截割部主要由截割头组件、截割臂、二级行星减速器和电动 机组成。 电动机选用掘进机专用电动机，减速器采用 ngw 型二级行星减速器，它 具有结构紧凑、体积和质量小、传动比范围大、效率高、运转平稳、噪声低、 结构简单、制造方便、传动功率范围大而且轴向尺寸小等优点。截割臂的上下、 左右动作是由截割部与回转台间的两个伸缩油缸完成的。 截割功率是由电动机输出的功率经减速器后，传递到截割臂，截割臂主轴 上花键与截割头相连接，将功率输出。 10 1234 5 1截割头组件；2截割臂；3减速器；4联轴器；5电动机 图 2-1 悬臂式掘进机截割部 2.4 截割

33、部对电动机的要求 悬臂式掘进机是一种主要应用于煤炭行业的掘进设备。因此在选择截割电 动机时，首先要考虑截割电动机的防爆性能。而且掘进机的截割电动机在工作 过程中，大多数情况为空载起动。当遇到软岩或夹石时，会有较大的阻力矩， 因此要求电动机应有较大的最大转矩。当遇到截割阻力矩较大的情况时，转为 低速操作。而且掘进机的截割电动机是截割部不可缺少的一部分，除须符合 的有关规定外，其外形机壳结构的机械强度、连接方式、冷却方法以3836gb 及防尘防水程度都必须满足掘进机作业的要求。 11 2.5 截割电动机的选择 根据艾克霍夫公司实验资料可得，对于的煤岩取，5f 3 h/mkw4 h 利用能耗法比能耗

34、的实验数据估算截割功率n (2-1)ldvhn h 60 式中比能耗，； h 3 h/mkw4 h 截割头摆动速度，； h v m/min05 . 1 h v 截割深度，；lm8 . 0l 截割头平均直径，。dm65 . 0 d kw04.13165 . 0 8 . 005. 1460n 根据计算得知，选用标准电动机的功率为。再根据表 2-1 对电动机135kw 的技术要求中，选用 ybus3-135 型掘进机专用隔爆型三相异步电动机。 表2-1 电动机技术数据 型号 功率 kw 额定 电压 v 转速 rpm 效率 % 功率 因数 额定 转矩 冷却 方式 工 作 制 绝缘 等级 重 量 kg

35、ybus 3135 135/12 2 660/114 0 970/95 5 0.96/0.870.852.0外壳 水冷 s2h170 0 12 第 3 章 悬臂式掘进机截割部的传动装置 3.1 二级行星减速器齿轮的设计计算 3.1.1 二级行星减速器齿轮传动比的分配 从掘进机的工作条件考虑，选用 ngw 型行星齿轮减速器。它具有结构紧 凑、体积和质量小、传动比范围大、效率高、运转平稳、噪声低、结构简单、 制造方便、传动功率范围大而且轴向尺寸小等优点。减速器采用渐开线圆柱直 齿轮，高速轴与电动机直接相连。电动机功率，输入转速kw135p ，输出转速。970rpm 1 n3.67rpm4 2 n

36、图 3-1 截割部减速器传动原理图 1. 总传动比 (2-1)21.22 67.43 970 2 1 n n i 13 2. 各级传动比 ngw 型两级行星齿轮传动的传动比可利用图 3-2 进行分配，图中 和 i 分别为高速级传动比和总传动比。i 用角标 表示高速级参数，表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合 齿轮材料、齿面硬度相同，则 limlimhh 1 b b d d b 式中低速级内齿轮的分度圆直径； bii d 高速级内齿轮的分度圆直径。 bi d 22 22 wnhvcds wnhvcds zzkkkc zzkkkc a 式中中间变量；a 行星轮数目 ，； ssc c3 s c5

37、s c 分度圆的齿宽系数，； dd 2 . 1 d d 齿面工作硬化系数，； ww zz ww zz 载荷分布系数，； cck k cc kk 接触强度的载荷系数，。 hh kk2 2 2 nhv nhv zkk zkk 422 . 11 3 5 a 14 414 88 abe 3 4 5 6 7 8 1020304050 e=124 ii i 图 3-2 两级 ngw 型传动比分配 由图 3-2 可得18. 5 i 29. 4 18 . 5 21.22 i i i 3.1.2 二级行星减速器高速级齿轮的设计计算和校核 1. 配齿计算 查表 3-1 选择行星轮数目取，由于距可能达到的传动比3

38、s c18 . 5 b ax i 极限较远，所以可以不检验邻接条件。 确定各齿轮齿数，按文献16行星减速器齿轮传动的配齿公式进行计算。 15 n c zi s a b ax asb zncz )( 2 1 abc zzz 式中行星减速器高速级减速比，； b ax i18 . 5 b ax i 行星减速器高速级中心轮齿数； a z 整数，；n19n 行星减速器高速级内齿轮齿数； b z 行星减速器高速级行星轮齿数。 c z 19 3 18 . 5 a z 11 a z 4611319 b z 5 . 17)1146( 2 1 c z 表 3-1 行星轮数目与传动比的关系 传动比范围 行星轮数目

39、s c b ax ingw 32.113.7 42.16.5 52.14.7 16 采用不等角变位，可取或17 c z18 c z 若取，则，由文献 16可查出适用的预计啮 18 c z98 . 0 1811 1846 ca cb zz zz j 合角在、到、的范围内；若取， 20 ac 23 cb 3021 ac 24 cb 17 c z 则，适用的预计啮合角在、到04 . 1 1711 1746 ca cb zz zz j 3023 ac 4017 cb 、的范围内。 3026 ac 21 cb 取时，不符合不等角变位的选择条件、且各齿轮齿数间存在公因18 c z 数。应取且符合公因数条件

40、，预取。17 c z 3026 ac 2. 按齿面接触强度初算传动的中心距和模数ca 电动机输入转矩 i t (3-2) n p t9550 式中电动机功率，； pkw135 p 电动机转速，。 nrpm970 n mn1329 970 135 9550 t 在对传动中，中心轮传递的转矩ca a t c s a k c t t 式中电动机输入转矩，； tmn1329 t 17 行星轮个数，； s c3 s c 载荷不均匀系数，由文献16查得。 c k15. 1 c k mn50915 . 1 3 1329 a t 齿数比 5 . 1 11 17 a c z z u 中心轮和行星轮的材料用渗碳淬

41、火，中心轮和行星轮齿面硬度均crmo20 为，则试验齿轮的接触疲劳极限。hrc6356 2 lim n/mm1500 h 中心轮的许用接触应力 limlimhxwrvnhhp szzzzz 式中 计算接触强度的寿命系数，根据文献17查得； n z1 n z 速度系数，根据文献17查得； v z9 . 0 v z 粗糙度系数，根据文献17查得； r z1 r z 工作硬化系数，根据文献17查得； w z1 w z 接触强度计算的尺寸系数，根据文献17查得； x z1 x z 计算接触强度的最小安全系数，根据文献17查得。 limh s1 lim h s 2 mmn13509 . 01500 hp

42、 按文献16中齿面强度计算公式计算中心距 (3-3)3 2 1 hpa a a u kt uaa 式中钢对钢配对的齿轮副常系数，； a a483 a a 18 齿数比，； u 5 . 1u 载荷系数，由文献16查得； k 8 . 1k 齿宽系数，； a 7 . 0 a 许用接触应力，。 hp 2 mmn1350 hp mm46.94 13505 . 17 . 0 5098 . 1 15 . 1483 3 2 a 齿轮模数 mm7 . 6 1711 46.9422 ca zz a m 圆整后取模数。mm8m 传动未变位时的中心距ca mm112)1711( 2 8 )( 2 caac zz m

43、a 按预取啮合角，可得传动中心距变动系数 3026 ac aca 1 cos cos 2 1 ac caac zz 式中标准压力角，。 20 704. 01 3026cos 20cos 1711 2 1 ac 则传动的实际中心距ca mm63.1178704 . 0 112 maa acac 圆整后取实际中心距。 mm118 a 3. 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角ca ac ac 19 传动的实际中心距变动系数 caac m aa ac ac 式中圆整后的实际中心距，； amm118 a 传动未变位时的中心距，。 ac acamm112 ac a 75 . 0 8 112118 ac

44、传动的啮合角ca ac 89191164 . 0 20cos 118 112 coscos a aac ac 15326 ac 4. 计算传动的变位系数ca (3-4) tan2 invinv zzx ac caac 式中啮合角的渐开线函数，； ac inv037958. 0 ac inv 标准压力角的渐开线函数，。inv01508 . 0 inv 88 . 0 72794. 0 01508 . 0 037958 . 0 1711 ac x 利用文献16校核，在许用区内。 ac x ac x 根据文献16分配变位系数，得 515 . 0 a x 365 . 0 515 . 0 88 . 0 a

45、acc xxx 5. 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角bc cb cb 传动的未变位时的中心距bc 20 mm1161746 2 8 2 cbcb zz m a 25 . 0 8 116118 m aa cb cb 923765627 . 0 20cos 118 116 coscos a acb cb 023122 cb 6. 计算传动的变位系数bc (3-5) tan2 invinv zzx cb cbcb 式中啮合角的渐开线函数，。 cb inv02171 . 0 cb inv 265 . 0 72794 . 0 01508 . 0 02171. 0 1746 cb x 63 . 0

46、365 . 0 265 . 0 ccbb xxx 7. 几何尺寸计算 几何尺寸计算公式由表 3-2，计算各个齿轮分度圆直径： mm88118 aa mzd mm368468 bb mzd mm136178 cc mzd 式中分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径。 cba dddmm 计算各个齿轮齿顶高 齿顶高变位系数 13 . 0 75 . 0 365 . 0 515 . 0 accaac xx 21 015 . 0 25 . 0 365 . 0 63 . 0 cbcbcb xx 计算传动时中心轮和行星轮齿顶高 ca mxhh acaaaa 式中齿顶高系数，； a h1 a h 齿轮模数，

47、。mmm8m mm08.11813 . 0 515 . 0 1 aa h mm88. 9813. 0365. 01 mxhh accaac 计算传动时行星轮和内齿轮齿顶高 bc mm8 .108015 . 0 365 . 0 1 mxhh cbcaac mm96. 48015 . 0 365. 01 mxhh cbbaab 由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮合精度不 要求太高，所以选。mm 8 . 10 ac h 计算各个齿轮的齿根高 (3-6)mxchh aafa 式中齿根系数标准值，； c25 . 0 c 齿轮模数，。mmm8m mm88 . 5 8515 . 0 2

48、5 . 0 1 fa h mm04.15863. 025. 01 mxchh bafb mm08 . 7 8365 . 0 25 . 0 1 mxchh cafc 22 表3-2 齿轮传动几何尺寸计算 计算公式及说明 项目代号 直齿轮（外啮合、内啮合） 分度圆直径d 22 11 mzd mzd 齿顶高变动系数y yxxy 12 齿顶高 a h myxhh myxhh aa aa 22 11 齿根高 f h mxchh mxchh af af 22 11 齿高h 222 111 fa fa hhh hhh 外啮合 222 111 2 2 aa aa hdd hdd 齿顶圆直径 内啮合 a d 2

49、22 111 2 2 aa aa hdd hdd 齿根圆直径 f d 222 111 2 2 ff ff hdd hdd 各个齿轮的齿顶圆直径 mm16.11008.112882 aaaa hdd 23 mm08.35896. 423682 abab hdd mm 6 . 157 8 . 1021362 acac hdd 各个齿轮的齿根圆直径 mm24.7688 . 5 2882 fafa hdd mm08.39804.1523682 fbfb hdd mm84.12108 . 7 21362 fcfc hdd 计算齿轮的齿宽 中心轮齿宽 mm 6 . 61887 . 0 ada db 圆整后

50、取中心轮齿宽，mm50 a b 行星轮齿宽，mm40 c b 内齿轮齿宽。mm166 b b 8. 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度ca （1） 中心轮齿面接触强度校核 中心轮输入转矩 (3-7) n p t9550 式中电动机功率，；pkw135p 电动机转数，。nrpm970n mn1329 970 135 9550t 端面内分度圆上的名义切向力 24 d t f 2 3 1 式中中心轮输入转矩，； tmn1329t 中心轮的分度圆直径，。 dmm88d n10068 88 13292 3 1 f 中心轮齿面接触应力的计算 ha = ha zzzkkkk u u bd f ehhhva

51、 2 1 1 式中端面内分度圆上的名义切向力，；fn10068f 分度圆直径，； dmm88d 齿宽，；bmm50b 齿数比，； u5 . 1u 使用系数，由文献17查得； a k75 . 1 a k 动载系数，由文献17查得； v k1 v k 齿向载荷分布系数，由文献17查得； h k525 . 1 h k 齿间载荷分布系数，由文献17查得； h k2 . 1 h k 节点区域系数，由文献17查得； h z8 . 1 h z 弹性系数，由文献17查得； e z 8 . 189 e z 重合度系数，由文献17查得。 z9 . 0 z 25 9 . 0 8 . 1898 . 12 . 1525

52、 . 1 175 . 1 5 . 1 15 . 1 5088 10068 2 1 ha = 2 mmn1068 中心轮许用齿面接触应力的计算 hp = hp limlimhxwrvnh szzzzz 2 mmn13509 . 01500 hpha 13501068 安全系数： lim 126 . 1 10681350 hhahp ssh 中心轮齿面强度符合要求。 （2） 中心轮齿根弯曲强度校核 中心轮齿根应力的计算 fa (3-8)bmyyykkkfk esfffvafa 式中端面内分度圆上的名义切向力，= ffn10068 齿宽，= bbmm50 模数，= mmmm8 使用系数，； a k7

53、5 . 1 a k 动载系数，； v k1 v k 载荷分布系数，由文献17查得； f k88. 1 f k 载荷分配系数，由文献17查得； f k2 . 1 f k 齿形系数，由文献17查得； f y75 . 2 f y 26 修正系数，由文献17查得； s y7 . 1 s y 重合度系数，由文献17查得。 e y35 . 1 e y 35 . 1 7 . 175 . 2 2 . 188 . 1 175 . 1 850 10068 fa 2 mmn 2 . 627 中心轮许用齿根应力的计算 fp limlimfxrreltreltstffp syyyy 式中弯曲疲劳极限，； limf 2

54、lim mmn500 f 应力修正系数，由文献17查得； st y2 st y 敏感系数，由文献17查得； relt y1 relt y 表面系数，由文献17查得； rrelt y1 . 1 rrelt y 尺寸系数，由文献17查得； x y98. 0 x y 安全系数，由文献17查得。 limf s2 . 1 lim f s 2 . 198 . 0 1 . 112500 fp 2 mmn898 fpfa 898 2 . 672 安全系数：2 . 143 . 1 2 . 672898 lim ffafp ssf 中心轮齿根强度符合要求。 （3） 行星轮齿面接触强度校核 行星轮齿面接触应力的计算

55、 hc 27 = (3-9) hc zzzkkkk u u bd f ehhhva 2 1 1 式中分度圆直径，； dmm136d 齿宽，；bmm40b 齿向载荷分布系数，由文献17查得； h k3 . 1 h k 齿间载荷分布系数，由文献17查得； h k0 . 1 h k 重合度系数，由文献查得17。 z1 z 1 8 . 1898 . 113 . 1175 . 1 5 . 1 15 . 1 40136 10068 2 1 hc = 2 mmn896 行星轮许用齿面接触应力的计算 hp = hp limlimhxwrvnh szzzzz 2 mmn13509 . 01500 hphc 13

56、50896 安全系数： lim 151 . 1 8961350 hhchp ssh 所以行星轮齿面强度符合要求。 （4） 行星轮齿根弯曲强度校核 行星轮齿根应力的计算 fc (3-10)bmyyykkkfk esfffvafc 式中齿宽，=； bbmm40 28 载荷分布系数，由文献17查得； f k55. 1 f k 载荷分配系数，由文献17查得； f k0 . 1 f k 齿形系数，由文献17查得； f y5 . 2 f y 修正系数，由文献17查得。 s y72 . 1 s y 35 . 1 72 . 1 5 . 20 . 155 . 1 175 . 1 840 10068 fc 2 m

57、mn 4 . 495 行星轮许用齿根应力的计算 fp limlimfxrreltreltstffp syyyy 2 . 198 . 0 1 . 112500 2 mmn898 fpfc 898 4 . 495 安全系数：2 . 181 . 1 4 . 495898 lim ffcfp ssf 所以行星轮齿根强度符合要求。 9. 根据齿面接触强度确定内齿轮材料 2 lim n/mm533 9 . 0 9 . 0 8 . 1898 . 12 . 1525. 175 . 1 5 . 1 15 . 1 5088 10068 1 xwrvn ehhhva h zzzzz zzzkkkk u u db f

58、 根据选用内齿轮材料为并进行表面淬火和氮化，表面硬度 limh crmo20 达即可。hb280240 10. 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度bc 传动中齿轮为内啮合，由于 ngw 型行星齿轮传动的承载能力主要bc 29 取决于外啮合，故传动的校核可以省略。bc 3.1.3 二级行星减速器低速级齿轮的设计计算和校核 1. 配齿计算 根据表 3-1 取，由于距可能达到的传动比极限较远，所5 s c29 . 4 b ax i 以可以不检验邻接条件。 确定各齿轮齿数，按文献16行星减速器齿轮传动的配齿公式进行计算。 (3-11)n c zi s a b ax asb zncz )( 2 1 a

59、bc zzz 式中行星减速器低速级减速比，； b ax i29 . 4 b ax i 行星减速器低速级中心轮齿数； a z 整数，；n12n 行星减速器低速级内齿轮齿数； b z 行星减速器低速级行星轮齿数。 c z 12 5 29. 4 a z 14 a z 4614512 b z 16)1446( 2 1 c z 30 采用不等角变位，可取或16 c z15 c z 若取，则，由文献 16可查出适用的预计 16 c z1 1614 1646 ca cb zz zz j 啮合角在、到、的范围内；若取 20 ac 3018 cb 24 ac 24 cb ，则，预计适用啮合角在、15 c z06

60、9 . 1 1514 1546 ca cb zz zz j 25 ac 到、的范围内。 2014 cb 30 ac 2522 cb 若取，与各齿轮齿数之间不应存在公因数相违背；应取，16 c z15 c z 且与公因数相符，预取。 3028 ac 2. 按接触强度初算传动的中心距和模数ca 低速级输入转速 (3-12) i n n 式中电动机输入转速，； nrpm970 n 高速级减速比，。 i18 . 5 i rpm26.187 18 . 5 970 n 低速级输入功率 pp 式中电动机输入功率，； pkw135 p 型行星齿轮传动效率，。ngw96 . 0 31 kw 6 . 12996