中厚煤层采煤机截割部的设计-说明书

1、摘 要随着我国经济的发展，对煤炭能源资源的需求量也日益增加，采煤机是专用的开采机械，其生产效率和能力对煤炭产量有决定性的影响。通过分析现代采煤机的截割部传动，并对其传动和摇臂的制作工艺进行了探讨和调查，设计采煤机截割部。介绍了采煤机截割部的传动，主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。关键词：截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮 Abstrac

2、t As Chinas economic development, energy resources on the demand for coal increased, Shearer is a specialized mining machinery, production efficiency and capacity of its coal production have a decisive impact. By analyzing the modern shearer cutting unit drive and its drive and arm of the production

3、 process were discussed and investigation, design shearer cutting unit. Introduced the shearer cutting unit transmission, mainly by a reduction gear box and 4 formed on the arm motor cutting unit arranged in horizontal, motor output power by three spur gears and planetary round Zhu gear transmission

4、, final drive roller rotation. In the design process, the Department of the cutting shaft, transmission gears, bearings and spline connection with the design calculations and other components, strength check, and use. The main components of this manual aimed at the design and strength check calculat

5、ion was described and introduced. Key words: cutting unit；gear box；planetary gear； transmission gear 目 录摘 要. Abstract第1章 绪论.11.1采煤机的发展史.11.2采煤机的发展趋势.21.3采煤机的类型和主要组成.31.4关于此设计的相关问题.3第2章 总体方案的确定.52.1方案的提出与确定 .52.2 MG400/900-3.3D型采煤机简介.6 2.2.1主要技术参数.62.2.2 MG400/900-WD型采煤机得特点.62.3 摇臂结构设计方案的确定.72.4 截割部电

6、动机的选择.7第3章 传动系统的设计.83.1 传动比的确定与分配.83.1.1 传动比的确定.83.1.2 传动比的分配.83.2 各级传动转速、功率、转矩的确定.103.3 齿轮设计及强度效核.113.3.1 齿轮1和惰轮2的设计及强度效核.113.3.2 齿轮4和齿轮5设计及强度效核.163.3.3 齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算.213.3.4 惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算.223.4轴的设计及强度效核.223.4.1 求作用在齿轮上的力.233.4.2 轴的结构设计.233.4.3 轴的强度效核243.4.4 安全系数效核计算283.5 截割部行星机构的设计计算.293.5.1 齿轮材

7、料热处理工艺及制造工艺的选定.303.5.2 确定各主要参数303.5.3 几何尺寸计算343.5.4 啮合要素验算363.5.5 齿轮强度验算383.6 轴承的寿命校核.513.6.1 对截轴的轴承22219c和Nj419进行寿命计算.513.6.2 行星轮轴承寿命的计算523.7 花键的强度校核.523.7.1 截轴花键校核.523.7.2 行星轮系花键校核.53总 结.54致 谢.55参考文献.56CONTENTSAbstract .Chapter 1 Introduction.1 1.1 Shearer History .1 1.2 Development Trend of Shear

8、er .2 1.3 The type and main components Shearer .3 1.4 About this design-related issues .3Chapter 2 Determination of the overall program.5 2.1 The proposed program and to determine.5 2.2 MG400/900-3.3D Shearer Introduction .6 2.2.1 Main technical parameters .6 2.2.2 MG400/900-WD Shearer may Features

9、.6 2.3 Determination of radial structural design .7 2.4 Selection of cutting the Department of Motor .7Chapter 3 Design of Transmission System.8 3.1 Determination and allocation of transmission ratio .8 3.1.1 Determination of transmission ratio .8 3.1.2 The allocation of transmission ratio .8 3.2 At

10、 all levels of transmission speed, power, torque determined.10 3.3 The effect of nuclear gear design and strength .11 3.3.1 Edler gear 1 and 2, strength of the nuclear effect .11 3.3.2 Eear 4 and gear 5, and strength of the nuclear .16 3.3.3 Edler gear 6 and 7, the geometric dimensioning.22 3.3.4 Ed

11、ler gear 8 and 9, the geometric dimensioning .22 3.4 Axis design and strength effects of nuclear .23 3.4.1 Demand on the force acting on gear. 23 3.4.2 Axis Design .24 3.4.3 Axis intensity of the nuclear effect .24 3.4.4 Effect of nuclear factor of safety calculation: .28 3.5 Cutting of Design and c

12、alculation of planetary bodies.29 3.5.1 Heat Treatment gear materials and processes of selected 30 3.5.2 Identify the main parameters .30 3.5.3 Calculation of the geometric dimensions .34 3.5.4 Checking meshing elements.36 3.5.5 Checking gear strength.38 3.6 Check of bearing life.51 3.6.1 Section 22

13、219c and Nj419 for life calculation .51 3.6.2 Calculation of planetary gear bearing life 52 3.7 Checking the strength of spline .52 3.7.1 Check spline shaft section .52 3.7.2 Planetary Lines of Hot Pepper key check53Conclusion . 54 Thanks .55 References.56 第1章 绪论1.1 采煤机的发展史20世纪 40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采

14、煤机。这种采煤机是用截链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础1。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高2。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。我国采煤机的发展从20世纪70年代进入起步阶段

15、，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的MD-150型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3-170型双滚筒采煤机3。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点：(1) 装机功率小。 (2) 有链牵引，输出牵引力小。 (3) 牵引速度低。 (4) 自开切口差。. (5) 工作可靠性较差4。到了80年代，解决难采煤层的问题成为重大课题之一：具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制：大倾角综采成套设备的研制：“三硬”、“三软”45m一次采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制5，6。

16、据初步统计，20世纪80年代自行开发和研制的采煤机品种有50余种，是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20世纪80年代采煤机的发展有如下特点：(1) 重视采煤机系列的开发，扩大使用范围(2) 元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高(3) 链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全7进入20世纪90年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是：(1) 大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是MG2X400W型采煤

17、机。(2) 高性能电牵引采煤机国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的I采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的7LS、6LS电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少8，9。90年代采煤机技术发展的特点如下：(1) 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(2) 我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小(3) 液压紧固技术的开发研究取得成功10。回顾这3

18、0多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步11。1.2 采煤机的发展趋势80年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势：(1) 增大功率和能力。(2) 电牵引采煤机已成为主导机型。(3) 增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构。(4) 机器的结构布置有新的发展。(5) 截割滚筒的革新和改进13，14。(6) 扩大采煤机的使用范围，

19、不断开发难采煤层的机型。(7) 提高采区工作电压。(8) 采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制。(9) 贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型。(10) 提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率15。1.3 采煤机的类型及主要组成采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；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、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类

20、16,18。1-电动机 2-牵引部3-牵引链4-截割部减速箱5-摇臂6-滚筒7-弧形挡煤板8-地托板9-滑靴10-调高油缸11-调斜油缸12-拖缆装置13-电气控制箱图1-1 采煤机结构示意图1.4 关于本设计的相关问题中厚煤层的采量大，开采效率也高，所以一直是中厚煤层采煤机的设计一个很重要的问题。选择对中厚煤层采煤机截割部进行设计，就是为了适应中厚煤层的工作环境，提高生产效率，在之前的截割部设计中，一般会出现卧底量较小或是调高范围小等问题，此设计的采煤机可以实现卧底量大，调高范围大，弥补了以前一些设计的不足。通过采煤机和机械设计的相关书籍查询，了解了采煤机截割部、齿轮传动、轴的设计、行星减速

21、器设计等有关知识，以这些理论知识为基础，并且应对实际工作情况参数进行设计。设计的主要内容有：截割部传动方案的确定，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了介绍。本次设计在吸取了前人经验的基础上设计了大功率，适合于中厚煤层的采煤机。对于采煤机的截割部进行了革新设计，采用强力滚筒对称布置，提高了割煤效果和滚筒寿命，降低截齿消耗量和用户成本。机械传动系统采用直齿圆柱齿轮和行星轮传动动。故传动效率高，容易安装和维护，分别用两台400KW的电动机驱动两截割部。截割部采用行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度

22、弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大。本次设计的采煤机采煤效率高，生产可随不同的煤质的变化生产不同的机型，市场适应性强。第2章 总体方案的确定2.1 方案的提出与确定采煤机截割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种(1) 电动机减速箱滚筒(图2-1a)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高(称为机身调高)，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。MXP-240和DTS-300型采煤机采用这种传动方式。(2) 电动机摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1b)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了

23、容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。图a图b1电动机； 2固定减速箱；3摇臂；4滚筒；5行星齿轮传动； 6泵箱；7机身及牵引部图2-1 截割部传动方式对比以上传动方式，本采煤机截割部传动方式为:电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。该截割部采用销轴与牵引部联结，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，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。2.2 MG400/900-3.3D型采煤机简介MG400/900-WD型机载交流电牵引采煤机，该机总装机功率900kW，截割功率2400kW。该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设

24、备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。2.2.1 主要技术参数该机的主要技术参数如表2-1表2-1 参数采高m2.2-3.5截深mm800适应倾角 25 适应煤质硬度F4滚筒转速r/min40摇臂长度mm3500牵引速度m/min0-15牵引型式齿轮 - 齿轨机面高度mm1726最小卧底量mm265灭尘方式内外喷雾装机功率kW900电压v 11402.2.2 MG400/900-WD型采煤机的特点 MG400/900-WD型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴

25、与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点：(1) 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，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。(2) 主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。2.3 摇臂结构设计方案的确定 根据已知条件：最大采高3.5m，最大摆角为，设采煤机行走部高度为1.7m，计算出采煤机摇臂的长度为2904mm由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便

26、。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计对称结构。2.4 截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为4002 kW，即每个截割部功率为400 kW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择顺厂三相鼠笼异步防爆电动机YBC3400,其主要参数如下： 额定功率：400kW； 额定电压：1140V 额定电流：296A; 额定转速：1470r/min 额定频率：50Hz; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502kG 冷却

27、方式：外壳水冷该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。第3章 传动系统的设计3.1 传动比的确定与分配3.1.1 传动比的确定 由滚筒速度为40r/min，可知总传动比 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min3.1.2 传动比的分配在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则：(1) 各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外

28、形。(2) 各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。(3) 使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。(4) 使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。由于采煤机在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要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图3-1所示：1-太阳轮 2-内齿圈 3-行星轮 4-行星架图3-1 NWG型行星减速器示意图该行星齿轮传动机构主要由太阳轮1、内齿圈2、行星轮3、行星架4等组成。传动时，内齿圈

29、2固定不动，太阳轮1为主动轮，行星架4上的行星轮4面绕自身的轴线oxox转动，从而驱动行星架x回转，实现减速。运转中，轴线oxox是转动的。这种类型的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为0.970.99,传动比一般为2.113.7。如3-1所示，当内齿圈2固定，以太阳轮1为主动件，行星架4为从动件时，传动比的推荐值为2.79。采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为46。这里定行星减速机构传动比 则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39由于采

30、煤机机身高度受到限制，每级传动比一般为根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： 以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1562295747）367502在误差允许范围5内，合适。3.2 各级传动转速、功率、转矩的确定各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 轴 轴 轴 各轴功率计算：轴 0.99=396轴 0.980.99=384.2轴 0.980.99=372.75轴 0.980.990.99=358轴 0.980.990.99=343.9轴 0.980.99=333.6轴 0.980.990.99=320.5轴 0.980.990.99=307.8

31、各轴扭矩计算:轴 轴 轴 轴 将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用运动和动力参数表3-1 各轴参数编号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)传动比轴39614702572.651.79轴372.75821.24358.9轴358526.436698.231.56轴320.5229.88137922.29轴307.8229.88.25.7473.3 齿轮设计及强度效核3.3.1 齿轮1和惰轮2的设计及强度效核1 选择齿轮材料通过查表8-1710 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火HRC 56622 根据齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，公差组6级，由表81

32、511选取小轮分度圆直径，由式（864）可得： 齿宽系数查1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 06小轮齿数 =19惰轮齿数 34.01齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩 N载荷系数 由式（854）11得:式中 使用系数 查表82011 175动载荷系数 查图85711得初值 111齿向载荷分布系数 查图86011 1.08齿间载荷分配系数 由式85511及得1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表82111并插值 1则载荷系数的初值 弹性系数 查表82211 189.8节点影响系数 查表827【112.5重合度系数 查图86511 0.897许用接触应力 由式11接触疲

33、劳极限应力 查图86911 应力循环次数由式11=10.58NN 则 查图87011 接触强度得寿命系数 硬化系数 查图87111及说明 1接触强度安全系数查表82711按高可靠度查 取故的设计初值为齿轮模数 圆整得m=10查表8311 小齿分度圆直径的参数圆整值=190圆周速度 =14.61与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.11， 小轮分度圆直径 mm惰轮分度圆直径 mm中心距 mm齿宽 mm惰轮齿宽 mm小轮齿宽 mm3 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式11 齿形系数 查图86711 小轮=2.86 大轮=2.47应力修正系数 查图86811 小轮=1.54大轮=1.63重合度系数,由

34、式86711许用弯曲应力由式87111 式中 弯曲疲劳极限 查图87211 弯曲寿命系数 查图87311 尺寸系数 查图87411 1安全系数 查表82711 2则 4 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 mm mm 齿顶高 齿根高 mm 齿顶圆直径 mm mm 齿根圆直径 mmmm基圆直径 =178.5mm=319.5mm齿距 mm 齿厚 mm 中心距 mm 3.3.2 齿轮4和齿轮5设计及强度效核1. 选择齿轮材料查表8-1711 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火 HRC 56622. 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，公差组7级，参考表814，表81511选取小轮分

35、度圆直径，由式（864）11齿宽系数查表82311按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数 =24大轮齿数 37.44圆整取 =37齿数比 =1.542 合适传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）11式中 使用系数 查表82011 1.75动载荷系数 查图85711得初值 1.18齿向载荷分布系数 查图86011 1.08齿向载荷分配系数 由式85511及得1.883.2(1/23+1/36)=1.65查表82111 并插值 1.1则载荷系数的初值 =2.45 189.8节点影响系数 查图86411 2.5重合度系数 查图86511 0.87许用接触应力 由式11接触疲劳极

36、限应力 查图86911应力循环次数由式11得=N=N则查图87011得接触强度得寿命系数 硬化系数 查图87111及说明 1 接触强度安全系数 查表82711 按高可靠度查 取齿轮模数 圆整得 小齿分度圆直径的参数圆整值 =264mm圆周速度 =与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.18， 小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 mm中心距 mm齿宽 mm惰轮齿宽 mm小轮齿宽 mm3. 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 式中齿形系数 查图86711 小轮=2.71 大轮=2.45应力修正系数 查图86811 小轮=1.58大轮=1.64重合度系数由式86711 许用弯曲应力由式87111 弯曲疲劳极

37、限 查文献11872 弯曲寿命系数 查文献11873 尺寸系数 查文献11874 0.98安全系数 查文献11827 2则4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 mm中心距 3.3.3 齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整3.3.4 惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并

38、全部强度验算合格。3.4轴的设计及强度效核先确定轴 选择轴的材料 选取轴的材料为45钢，调质处理 轴径的初步估算 由表4212取A115， 可得3.4.1 求作用在齿轮上的力轴上大齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下小轮分度圆直径为： 3.4.2 轴的结构设计(1) 拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度段安装调心滚子轴承。轴承型号22219c。 尺寸 取轴段直径 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则：段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度段取齿轮右端轴肩高度轴环直径91轴段长段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸，取轴段直径轴段长164 (

39、2) 轴上零件的周向定位两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。花键尺寸 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为. 轴端倒角3.4.3 轴的强度效核1. 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图图3-5 轴的弯矩图图3-6 轴的合成弯矩扭矩图2. 求支反力 水平面： 垂直面： 3. 计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩：图3-5所示 垂直面弯矩：图3-5所示 合成弯矩：图3-6所示 4. 扭矩 5. 计算当量弯矩图3-6所示 显然D处为

40、危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为45钢，调质处理，查表4112得由得 取3.4.4 安全系数效核计算1. 确定参数由前述计算可知： 抗扭截面模量： 2. 计算应力参数弯曲应力幅 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力 3. 确定影响系数轴的材料为45钢，调质处理，由表4112查得，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据 由表459经插值可得： 尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图41812得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图41912，得：0.88 。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 所以强度足够

41、。3.5 截割部行星机构的设计计算已知：输入功率kW,转速=230.8r/min，输出转速=40r/min3.5.1 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20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性13。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质

42、处理，硬度为262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级13。3.5.2 确定各主要参数1. 行星机构总传动比i=5.74，采用NGW型行星机构13。2. 行星轮数目要根据表2.9-313及传动比i，取。3. 载荷不均衡系数采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 =1.15134. 配齿计算太阳轮齿数式中 取c=22（整数）内齿圈齿数 行星轮齿数 取 135. 齿轮模数按表2.4-713中的公式计算中心距：式中 综合系数太阳轮单个齿轮传递的转矩TA齿数比取齿宽系数 初定中心距将以上各值代入强度计算公式，得计算模数 取标准值m=8未变位时中心