悬臂式型掘进机行走部-说明书

1、摘要随着煤矿生产能力的提高及安全生产的需要，掘进机在采矿工程中的应用越来越广泛，它已成为各主要煤矿不可缺少的设备。而掘进机的行走机构是其非常重要的部件之一。用来支承掘进机的自重，承受切割机构在工作过程中所产生的力，并完成掘进机在切割、装运及调动时的运行。 本文主要介绍了国内外掘进机的发展现状，在原有掘进机的成熟技术基础上，根据掘进机的实际工作环境对掘进机行走机构的各个部件进行了合理的结构设计。根据掘进机的行走工作原理和特点，对行走机构驱动形式进行了分析；对掘进机行走机构张紧装置进行了改进，对掘进机的传动形式的分析选择和计算；主要针对掘进机行走机构的减速器进行了合理的结构设计和计算。 关键词:

2、掘进机; 行走机构; 张紧装置; 减速器 AbstractWith the improving production capacity of coal mine and the needs of production safety, the using of TBM in mining engineering is more extensive and it has become the major indispensable coal equipment. TBMs travel mechanism is the one of important components. It support

3、s the weight itself, bear the acting forces in the cutting process and run in TBMs cutting action, loading-conveyer and scheduling. This paper introduces the development of the TBM situation in the original boring machine based on mature technology, According to TBM of the actual working environment

4、 of tunneling machine running the various components of a sound structural design. According to the tunneling machine operating principle and characteristics of walking driven form of analysis; right TBM walking tensioning device for the improvement of the transmission TBM form of choice and calcula

5、tion; mainly aimed at digging machine running the reducer for a reasonable structure design and calculation. Keywords: TBM; Walking; Tensioning Device; Reducer目 录摘要IAbstractII第1章 绪 论11.1 选题的意义11.2 国内外掘进机的发展现状1.2.1 国外发展现状1.2.2 国内发展现状21.3主要研究内容2第2章 行走机构的总体方案的确定42.1 掘进机行走机构的工作原理42.2 行走机构的方总体案对比42.2.1履带

6、行走机构的组成6第3章 履带行走机构的设计93.1 履带行走机构基本参数的确定93.2 行走机构驱动形式的选择和计算103.2.1 行走机构的工作原理103.2.2 行走机构驱动类型113.2.3 驱动轮直径计算113.2.4 行走系统压力计算113.2.5 行走机构实际功率P123.2.6 小齿轮的输入转速和输入转矩计算12第4章 行走减速器及张紧装置的设计144.1行走减速器的设计计算144.1.1 行星齿轮传动的特点144.1.2 齿轮的设计计算154.1.3 行星减速器齿轮传动比的分配214.1.4 行星减速器齿轮高速级设计计算和校核234.1.5 行星减速器齿轮低速级设计计算和校核3

7、54.2 行星减速器输入轴的设计394.2.1 行星减速器输入轴的设计计算394.2.2 轴的强度校核394.3 减速机输出轴的设计和校核394.3.1 初步估算轴径394.3.2 轴的强度校核394.4.1 行星减速器齿轮用轴承的选择和校核394.4.2 行星减速器输出轴用轴承的选择394.5 弹簧张紧装置的结构设计39结 论39致 谢39参 考 文 献39CONTENTSAbstractIChapter 1 Introduction11.1 The significance of topics11.2 Development of domestic and boring machine1.

8、2.1 Overseas Development Status1.2.2 Development of domestic21.3Main contents2 Chapter 2 Travel agencies to determine overall program42.1 TBM walking mechanism works42.2 Travel agency side comparison the overall case42.2.1 The composition crawler6 Chapter 3 Design crawler93.1 Crawler to determine th

9、e basic parameters93.2 Walking mechanism driving the selection and calculation103.2.1 Walking mechanism works103.2.2 Running gear drive type113.2.3 Driving wheel diameter calculation113.2.4 Travel System Pressure113.2.5 Travel agencies real power P123.2.6 The input pinion speed and input torque calc

10、ulation12 Chapter 4 Walking reducer and tensioning device design144.1 Design and calculation of travel reducer144.1.1 The characteristics of planetary gear drive144.1.2 Design and calculation of gear154.1.3 Planetary Gear Transmission Ratio of distribution214.1.4 High-level design of planetarygear r

11、educer calculation and verification234.1.5 Low-level design planetarygear reducer calculation and verification354.2 Planetary reducer input shaft design394.2.1 Planetary reducer input shaft design calculation394.2.2 Shaft strength check394.3 Reducer output shaft of the design and verification394.3.1

12、 Preliminary estimates shaft394.3.2 Shaft strength check394.4.1 Planetary gear reducer and check with the bearing of choice394.4.2 Planetary reducer output shaft with the bearing of choice394.5 Spring Tension Structure Design39Conclusions39Thanks39References39第1章 绪 论1.1 选题的意义随着工业的飞速发展，对能源需求不断增大，煤炭一直

13、是我国的主要能源来源，只有采煤机械化和综合机械化的不断的提高，才能满足国民经济对能源的需求。根据我国煤炭生产的现状，提高煤矿日产量和机械化程度，必须提高掘进、采煤、运输的机械化水平。这就要求加快井下掘进速度，以达到采掘平衡。掘进机是掘进的重要环节之一，国内外的生产实践以证实，只有实现掘进机械化、改善掘进机行走机构的结构才能满足这一要求。本设计是对悬臂式掘进机的行走机构结构设计。行走机构的性能对整机的性能起决定性的影响。行走机构的功用是把整机支撑在地面上，传递和承载路面作用于履带的各种力或力矩，并吸收震动与缓冲和冲击以保证底盘的正常行使，以及整机的前进、后退、转弯等各项运动。它的性能、结构的可靠

14、性将影响整机的工作性能。1.2 国内外掘进机的发展现状.2.1 国外发展现状六十年代以来，掘进机以成为各主要产煤国家不可缺少的设备，各国竟相制造掘进机，发展很快。英国1960年引进IIK-3型掘进机，在此基础上研制生产了多斯科MK2型和MK2A型及安德逊-马弗公司生产的RH型掘进机。日本在引进苏联、英国掘进机基础上，改进研制成MRH系列掘进机，西德六十年代制成甲虫型掘进机及EV型掘进机等。当前，各国制造、推广使用的煤巷、半煤岩巷道掘进机多以部分断面悬臂式工作机构为主。适用于任意断面形状的巷道掘进，其中苏制型，日制型、匈牙利制型适用于中小断面煤巷掘进,英制型和奥制型适用于较大断面煤和半煤岩巷道的

15、掘进.由于这种类型掘进机有适应性强、结构较简单、易操作、能实现煤岩分掘、机重适宜、拆装运输方便和调动灵活等优点，因此，发展快，使用量大。 .2.2 国内发展现状目前，我国掘进机生产有了较快的发展。已具备研制开发切割功率200kW，适应断面33m2，经济切割硬度8的中重型掘进机能力 ，基本上解决了半煤岩巷的掘进装备问题。佳木斯煤机厂在消化吸收日本S-200掘进机引进技术的基础上完成了样机制造，分别在铁法和神东矿区使用，取得了较好的使用效果，2001年通过了国家经贸委组织的验收。国内外掘进机的行走机构大都采用了履带行走方式。因为履带不受轨道限制，机动性好，减少了铺设轨道的一系列辅助作业。履带与底板

16、之间的粘着系数较大。在相同机重的条件下，履带式行走装置能获得更大的牵引力。履带对爆破后带有尖锐棱角的矿岩石块，比轮胎具有较好的适应性。由于履带接地面积大、对地比压小，履带板的磨损不象轮胎那样严重。此外，履带对不平的地面和障碍物的通过性也较好，还具有较大的爬坡能力。对于掘进机来说，行走机构是一个非常重要的部件，在整机中起着支撑、连接与行走的作用，因此，对行走机构进行设计，使其满足新机型的各项要求，就很有必要。1.3主要研究内容对于掘进机来说，行走机构是一个非常重要的部件，在整机中起着支撑、连接与行走的作用，因此，对行走机构进行设计，使其满足新机型的各项要求，就很有必要。本文主要对行走机构的基本参

17、数，行星减速器及张紧装置等进行了设计计算。掘进机的行走机构在设计时要满足以下要求：（1）具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能； （2）应合理确定机器的中心位置，避免履带出现零比压； （3）履带车的高度尺寸要小，以利于降低机器的高度和重心； （4）两条履带应分别驱动，其动力源选用液压马达或电动机。行走机构的性能、结构的可靠性将影响整机的工作性能，所以掘进机行走机构的合理设计至关重要。第2章 行走机构的总体方案的确定2.1 掘进机行走机构的工作原理行走机构工作原理是液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，驱动轮，液

18、压马达的转动带动驱动轮（链轮）旋转，链轮的轮齿和履带的链轨销咬合，从而实现掘进机在履带上爬行。掘进机的行走机构, 需要满足驱动机体前进、后退以及左右转弯调动的工作要求，所以履带式行走机构的左、右履带装置都采用分别单独驱动的传动方式。掘进机行走速度的调节是通过两液压泵的合流与否来实现的。掘进机前进、后退时，左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。当掘进机要转弯时，可以单独驱动转弯方向的另外一侧液压马达，而使转弯一侧的液压马达停止运转，或者可以采用以相反方向分别驱动左右液压马达的方法，使机体急转弯。掘进机是煤矿生产的重要机械设备之一，担负着煤岩巷道的掘进的重要环节。它的行走机构一种是之中轮行走机构

19、，一种是无支重轮行走机构，它的特点是性能可靠，维护量小，履带板采用军工工艺生产，坚固耐用。 2.2 行走机构的总体方案对比方案一：如图所示，该掘进机采用支重轮的支撑方式，履带与支重轮成滚动线接触，二者接触面积小，从而使整机接地比压大，对履带造成的破坏也大，而且平稳性能不太好。 1.导向轮 2.涨紧装置 3.履带架 4.支重轮5.履带链 6.驱动装置图2-1 履带行走机构结构简图方案二：如图所示，该掘进机采用履带板与履带直接接触成滑动摩擦式，履带与行走架是面接触接触稳定性加强，减小了整机的接地比压，更有利于掘进机行走。 1.导向轮 2.涨紧装置 3.履带架 4.摩擦板5.履带链 6.驱动装置图2

20、-2 履带行走机构结构简图经过对比会发现方案更加完美一些，所以选择方案二，采用履带板代替支重轮。2.2.1 履带行走机构的组成1. 履带架履带架在整机中起着支撑与连接的作用，是不可忽视的一个部分，履带架设计的好坏将直接关系着整机的质量与美观。因此，在设计中即要考虑到其强度的问题，又要考虑其美观与使用性的问题。见图22。 图23履带架结构简图履带架总体采用箱型梁结构，铸焊结合。由于支撑引导轮处结构复杂，受力较大，因而采用铸造件，其它部分采用焊接结构；为了提高箱型的强度和刚度，在其受力较大处采用较厚板材并增设筋板；另外，履带架与主机架通过螺栓刚性联结，为了防止螺栓在机器行走中承受剪力，在履带架前后

21、两端增加了挡板。2. 履带掘进机都采用履带行走机构,它支撑机器的自重和牵引转载机行走.履带机构的设计对整机正常运、行通过性能和工作稳定性能具有重要的意义。履带板是履带总成的重要组成部分，对履带板的要求：各节履带板之间应有可靠的连接；履带板和驱动轮的啮合要可靠；履带板与地面应有足够的附着力；履带板要硬度高、耐磨损、耐冲击。本设计采用整体式履带，结构如图23。 1弹性销；2销轴；3履带板；图24整体式履带3. 驱动轮驱动轮是将传动装置的动力传至履带，以产生底盘运动的驱动力。因此，要求驱动轮与履带的啮合性能要良好，既在各种行驶条件和允许磨损程度下图25驱动轮简图啮合不应发生干涉、冲击和脱落履带现象；

22、另外要求传动效率高、耐磨损。 驱动轮的结构与采用何种履带板有关，驱动轮与履带的啮合方式有节销式和节齿式两种。驱动轮与组合式履带的啮合方式是节销式；与整体式的啮合通常采用节齿式。驱动轮由轮毂、轮幅和轮缘构成。履带板绕在链轮上为多边行，链轮以等角速度转动时，履带速度不均。所以，在确定链轮齿数时应满足链齿强度的情况下，尽量增加齿数，减小机器的动负荷。4. 磨擦板掘进机行走机构采用磨擦板与履带磨擦产生摩擦力来完成其行走功能的，磨擦板材料为，该材料具有高耐磨的性能，能够产生巨大的摩擦力和承受很高的压力，适合掘进机在大倾角的工作环境中工作。如图所示。 图26磨擦板简图第3章 履带行走机构的设计已知参数机重

23、 ；履带行走速度 ；履带接地长度；3.1 履带行走机构基本参数的确定1. 履带板宽度b按经验公式： （31）已知，所以，为了不使接地比压过小浪费材料，故取520 mm。2. 左右履带中心距离B按经验公式 （32）由公式（31）可知b=520 mm，所以 B取2000mm3. 履带平均接地比压P （33）式中 机器总重量 KN 履带接地板长度 mm 履带板宽 mm履带平均接地比压 MPa代人式（33）中得: 符合要求4. 单侧履带牵引力T1 （34） 式中 滚动阻力系数， 转向阻力系数， 掘进机重心与行走机构接地行心的纵向偏心距离， 所以5. 履带对地面附着力校核计算 单边履带行走机构的牵引力必

24、须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单边履带与地面间的附着力。 （35）3.2 行走机构驱动形式的选择和计算3.2.1 行走机构的工作原理掘进机行走机构的工作原理是液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，驱动轮，液压马达的转动带动驱动轮（链轮）旋转，链轮的轮齿和履带的链轨销咬合，从而实现掘进机在履带上爬行。3.2.2 行走机构驱动类型履带行走机构的驱动方式有电动机和液压马达驱动两种方式。分别通过机械减速装置或直接由液压马达带动履带的主动链轮运转。1. 电动机驱动机械传动的履带行走机构，一般将电动机装于两条履

25、带减速器后部，制动装置采用机械液压制动方式。这种方式传动可靠性高，电动机价格低，维修容易，但不能调速，减速箱体积较大；巷道淋水大时，电动机易受潮而烧毁。2. 液压马达驱动履带行走机构采用液压传动型式，系统简单、性能较好、技术先进。采用中速马达+减速器驱动，其特点是传动系统简单，尺寸小、重量轻，能够实现无级调速及过载自动保护。综上，选择中速马达-减速器驱动形式。3.2.3 驱动轮直径计算 按经验公式: （36） 式中 机器总重量 Kg 驱动轮直径 mm3.2.4 行走系统压力计算减速机所需要的最大扭距 （37）式中 单边履带的牵引力 kN ； 驱动轮直径 m ；3.2.5 行走机构实际功率P （

26、38）式中 单边履带的牵引力 kN ； 履带行走速度 ；驱动轮转数 初取减速机减速比 则马达输入转矩为马达输出轴速为3.2.6 小齿轮的输入转速和输入转矩计算由、查得柱塞马达产品配类，选定 XM1-F250型柱塞马达产品。表31是XM1F250型柱塞马达的技术参数表。 表31 XM1F250型技术参数额定压力MPa最高压力MPa额定转矩最高转矩额定转速最高转速排量功率kW质量kg20255827272503202501739则马达输出转速则减速机的减速比则马达输出轴转矩即小齿轮的输入轴转速小齿轮的输入轴转矩即小齿轮的输入轴转速小齿轮的输入轴转矩第4章 行走减速器及张紧装置的设计4.1 行走减速

27、器的设计计算4.1.1 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与是输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小、质量小、结构紧凑，承载能力小；传动效率高；传动比较大，可以实现运动的合成与分解；运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。图41该行走机构传动系图由上章计算得到主要初始设计参数：液压马达输出转矩 651.96液压马达输出转速 225r/min总传动

28、比 i=63.73使用寿命 本次设计采用一级直齿圆柱齿轮及两级NGW行星轮传动组合而成。结构传动系图如图41所示4.1.2 齿轮的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 一般单级圆柱齿轮减速器传动比根据掘进机的具体要求初取第一级直齿圆柱齿轮的传动比为使齿轮免于根切，对于的标准直齿圆柱齿轮，小齿轮的齿数。初取，则大齿轮齿数为取整(2) 由于速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）(3) 材料选择。由表选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2. 齿面接触强度设计（41）式中 大小直齿轮

29、分度圆直径； 载荷系数；一般 小齿轮传递的转矩； 实际需要齿宽系数； 大小齿轮齿数比； 材料的弹性影响系数； 接触疲劳强度极限。(1) 确定公式内的各计算量 试选载荷系数 小齿轮传递的转矩 由实际需要齿宽系数取 由表查得材料的弹性影响系数 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 由图查得接触疲劳寿命系数； 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得 (2) 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度 齿宽计算 计算齿宽与齿高之比模数： 齿高： 计算载荷系数根据 ,七级精度，由108图查得动载系数直齿轮，假设，由表查得使用系数由表查得7

30、级精度，小齿轮相对支承非对称布置时；由由，查图得， 故载荷系数 按实际是载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数m3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 （42） 式中 齿轮模数； 载荷系数； 齿宽系数； 校正系数；尺形系数。(1) 确定公式内的各计算数值 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限； 由图弯曲疲劳寿命系数，； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 计算载荷系数K 查取齿形系数 由表查得；。 查取应力校正系数 由表查得；。 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。(2) 设计计算由式（42）得对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于

31、由齿面弯曲疲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得是模数 并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数则大齿轮齿数：这样设计出的齿轮传动，即满足的齿面接触疲劳强度，又满足的齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 (2) 计算齿宽 (3) 计算中心距 取B2=70mm, B1=75mm5 验算 所以设计的齿轮合适。4.1.3 行星减速器齿轮传动比的分配考虑到掘进机的工作条件选用NGW型行星齿轮减速器，它具有效率

32、高、体积小、重量轻、结构简单，制造方便，传动功率范围大而且轴向尺寸小等特点。NGW型行星轮传动，欲使径向尺寸最小，可使低速级内齿轮分度圆直径db与高速级内齿轮分度圆直径db之比接近于1，通令db/ db=11.2两级NGW型行星轮传动的传动的传动比分配，可利用i1与i分别为高速级及总传动的传动比。1. 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC5862,齿轮芯部硬度为HRC3642。 试验齿轮齿面接触疲劳强度极限=1500N/mm2 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 太阳轮 =500N/mm2 行星轮 =500N/mm2 齿形为渐

33、开线直齿。最终加工为磨齿，精度为7级。 内齿圈的材料为42CrMo,调质处理，硬度为262302HBS。 试验齿轮的接触疲劳极限 =1500N/mm2试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 =500N/mm2 齿轮的最终加工为插齿，精度8级。如图31所示一级直齿轮输出的转速则 2. 确定主要参数(1) 行星齿轮减速器的总传动比为20.23，采用NGW型两级行星减速器传动。(2) 行星轮数目 为了充分发挥行星齿轮传动的优点，同时又考虑到载荷均衡的困难和邻接条件的限制，取， 。(3) 载荷不均衡系数 高速级和低速级均采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，均取(4) 传动比的分配多级行星齿轮传动的传动比分配原则是

34、各级传动之间等强度并希望获得最小的外阔尺寸。用角标1表示高速级参数，用角标2表示低速级参数。高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则 取， ， ， , 所以 （43）式中 ；行星轮数目； 齿宽系数；齿面工作硬化系数，一般； 载荷分布系数，； 接触强度的载荷系数。 查图 4.1.4 行星减速器齿轮高速级设计计算和校核1. 配齿计算查表选择行星轮数目，取，由于距可能达到的传动比极限较远，所以可以不检验邻接条件。确定各轮齿数，按机械设计手册行星轮传动中配齿公式进行计算。 （44）代入式（44）得： 所以 ；圆整得： 式中 行星轮高速级减速比； 行星轮高速级中心轮齿数； 行星齿轮齿数组合中高速级

35、行星轮齿数； 行星轮高速级内齿轮齿数； 行星轮高速级行星轮齿数。采用不等角变位，则由图可查得适用的预计啮合角 ，2. 按接触强度初算a-c传动的中心距和模数输入转矩式中 高速级输入转矩，；马达输出轴转矩，；直齿轮传动比。设载荷不均匀系数在一对传动中，中心轮传递的转矩式中 中心轮转矩，； 载荷不均匀系数。齿数比中心轮和行星轮的材料用渗碳淬火，齿面硬度（中心轮）和（行星轮） 取齿宽系数，载荷系数按机械设计手册中齿面强度计算公式计算中心距式中 钢对钢配对的齿轮副常系数； 齿数比； 载荷系数； 齿宽系数； 许用接触应力，。模数：mm，取 m=6mm则传动的未变位时的中心距：按预取啮合角，可得传动中心距

36、变动系数则中心距取实际中心距（圆整值）3. 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角所以 4. 计算传动的变位系数用机械手册图校核，在许用区内，可用。用图分配变位系数得： 5. 计算传动的中心距变动系数和啮合角传动的未变位是的中心距：按取啮合角 ，可得传动的中心距变动系数：所以 6. 计算传动的变位系数因为 所以 7. 几何尺寸计算计算各个齿轮分度圆直径 式中 分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径；分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数。计算各个齿轮齿顶高齿顶高变位系数 计算传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数 计算传动时中心轮和行星轮齿顶高由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮

37、的啮合精度不要求太高，所以选计算各个齿轮的齿根高齿根系数取标准值各个齿轮的齿顶圆直径 各个齿轮的齿根圆直径 计算齿轮的齿宽宽度齿宽系数圆整后取；根据实际要求；8. 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度(1) 中心轮齿面接触强度校核校核用参数如下：，,，,， ，接触应力基本值式中 节点区域系数； 弹性系数； 重合度系数； 螺旋角系数； 端面内分度圆上的名义切向力，。 齿面接触应力 式中 齿轮单对齿啮合系数； 使用系数； 动载系数； 接触强度计算的齿向载荷分布系数； 接触强度计算的齿间载荷分配系数。强度条件可知齿面接触强度满足要求。中心轮齿根弯曲强度校核校核用参数如下：，齿根应力基本值式中 复合齿

38、形系数； 螺旋角系数。齿根应力式中 使用系数； 动载系数； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数； 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数。齿轮的弯曲极限应力式中 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，； 试验齿轮的应力修正系数； 弯曲强度计算的寿命系数； 相对齿根圆角敏感系数； 相对齿根表面状况系数； 弯曲强度计算的尺寸系数。许用齿根应力式中 弯曲强度的最小安全系数；强度条件可知齿根弯曲强度也满足要求。(2) 行星轮齿面接触强度校核同中心轮齿面接触强度满足。行星轮齿根弯曲强度校核校核用参数如下：，齿根应力基本值齿根应力齿轮的弯曲极限应力许用齿根应力强度条件可知齿根弯曲强度也满足要求。9. 根据接触强度计算确定内齿轮

39、材料根据表的公式得根据，选用，进行表面淬火和氮化，表面硬度达即可。10. 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度传动为内啮合，由于NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合，故传动的校核可以省略。4.1.5 行星减速器齿轮低速级设计计算和校核1. 配齿计算查表选择行星轮数目，取，由于距可能达到的传动比极限较远，所以可以不检验邻接条件。确定各轮齿数，按机械设计手册行星轮传动中配齿公式进行计算。所以 圆整式中 行星轮低速级减速比； 行星轮低速级中心轮齿数； 行星齿轮齿数组合中低速级行星轮齿数； 行星轮低速级内齿轮齿数； 行星轮低速级行星轮齿数。采用不等角变位，则预计适用啮合角在、。2. 按接触

40、强度初算传动的中心距和模数 确定低速级输入转速 式中 高速级入转矩，； 高速级减速比； 型行星齿轮传动效率；低速级输入转矩，；设载荷不均匀系数在一对传动中，中心轮传递的转矩式中 中心轮转矩，； 载荷不均匀系数。齿数比中心轮和行星轮的材料用渗碳淬火，齿面硬度（中心轮）和（行星轮） 取齿宽系数，载荷系数按机械设计手册中齿面强度计算公式计算中心距式中 钢对钢配对的齿轮副常系数； 齿数比； 载荷系数； 齿宽系数；许用接触应力，。模数取则传动的未变位时的中心距：按预取啮合角，可得传动中心距变动系数则中心距3. 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角所以 4. 计算传动的中心距变动系数和啮合角 传动的未变位

41、是的中心距： 则 所以 所以 5. 几何尺寸计算 计算各个齿轮分度圆直径 式中 分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径；分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数；计算各个齿轮齿顶高齿顶高变位系数 ；计算传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数 计算传动时中心轮和行星轮齿顶高由于在行星传动中，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，所以选计算各个齿轮的齿根高齿根系数取标准值 各个齿轮的齿顶圆直径 各个齿轮的齿根圆直径 计算齿轮的齿宽宽度齿宽系数圆整后取；根据实际要求：；低速级齿轮的齿面接触强度和齿根弯曲强度的验算和校核过程同高速级相同。即都满足要求。4.2 行星减速器输入轴的设计4.

42、2.1 行星减速器输入轴的设计计算1. 求输入轴上的转速和转矩由于第一级直齿轮传动的输出轴通过花键套与减速器的输入轴联接，所损失的功率可以忽略不记。那么可以得： ； 2. 初步确定轴的最小直径 先按估算轴最小直径公式初步估算输入轴的最小直径。由表选取轴的材料为，调质处理。取。根据机电液设计手册公式得式中 轴传递的转矩；轴用许用剪切应力，； 输入轴的输入端是用花键与花键套联接，根据矩形花键公称尺寸选用，。3. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案输入轴、轴承端盖、轴承、平键、轴肩、轴承依次从轴的左端向右端安装。而零件定位是以减速器箱体、轴用挡圈等来保证的。零件的周向定位是通过花键，按花键轴

43、小径定心。如图42 所示图42输入轴装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据图4-2 所示，由轴的受力，选取型角接触球轴承一对反装。为了便于安装选取轴承处的直径，其宽度，,其宽度为 ，轴肩处4. 轴上的受力分析本轴是传动轴，通过平键键与齿轮相联，不但起支撑作用，还受到弯矩和扭矩作用。为确保使用安全和简化计算起见，设齿轮上的力传动到轴上，对其进行受力分析计算和强度校核。大齿轮传递的扭矩为：齿轮的圆周力： （45）由式（45）得： 齿轮的径向力： 图43 力分析图5. 支反力 通过对轴上大齿轮的力分析后，可以看到大齿轮在工作过程中，由于是直齿轮的缘故，在方向上大齿轮所受到的力的

44、和为零。而花键联接处同样是只有转矩输入，并且在不考虑到自重和零件在制造、安装误差所产生的力，那么输入轴只受到转矩。4.2.2 轴的强度校核1. 危险截面的确定由于B处的轴径较小， 并且此处有应力集中， 故选取处为危险截面。2. 弯曲强度校核计算由于本轴为心轴， 只承受弯矩而不承受扭矩，故只对轴进行抗弯强度校核即可，而不需再进行安全系数校核。弯矩为对称循环的弯应力，弯曲应力幅为： （46）式中 W抗弯断面系数，W =。由式（46）得：MPa 选取安全系数为，则需要弯曲应力为:MPa可知计算最大弯曲应力，即弯曲强度条件满足。另外，由于此轴的结构特点可知其刚度条件很易满足，刚度校核可省略。4.3 减

45、速机输出轴的设计和校核4.3.1 初步估算轴径选择轴的材料为，经调质处理，通过查材料力学性能表得到。1. 求输出轴上的转速和转矩 ； 2. 初步确定轴的最小直径 先按估算轴最小直径公式初步估算输入轴的最小直径。选取轴的材料为，调质处理。取。根据机电液设计手册公式得 由上式得：式中 轴传递的转矩；轴用许用剪切应力，； 输出轴的输入端是用花键轴与行星架联接，根据矩形花键公称尺寸选用，。3. 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案平键、放松垫圈、圆螺母、轴套、调心滚子轴承、轴套、右端是依次从轴的左端向右安装。（如图4-4） 在最右端是花键，为满足强度和定位它的参数是键数10，。花键宽度。为了变于两轴承的

46、安装定位在它们中间采用轴肩定位，轴肩高度，取，则3-4段的直径为。2-3处是通过花键套与张紧轮联接的，考虑到轴上的载荷分布，此处花键参数取与左端相同键数10，键宽，花键宽度为。图4-4输出轴装配方案4. 轴上的的受力分析轴传递的转矩 输入端花键轴受的圆周力式中 花键小径直径，； 花键大径直径，。花键受的径向力和轴向力它们的大小分别是5. 支反力在水平平面内的支反力由得式中 点轴承受到的力，； 段的距离，； 段的距离，。得在垂直平面内的支反力6. 作弯矩和转矩图作用力在水平平面的弯矩图作用力在垂直平面的弯矩图由于作用力在截面作出的最大合成弯矩作转矩图轴的载荷分布图（如图4-5）图4-5输出轴载荷分布图4.3.2 轴的强度校核确定危险截面根据轴的尺寸及弯矩图、转矩图，截面处弯矩最大，且有花键传动、配合引起的应力集中，故属危险截面。现对截面进行强度校核。弯曲应力为式中 抗弯断面系数，由机械设计手册19.3-17查得由于是对称循环弯曲应力，故平均应力由 式中 弯曲对称循环应力时的疲劳极限，；正应力有效应力集中系数，由机械设计手册表19.3-