交流电牵引采煤机左牵引部机械传动系统项目设计方案

1 交流电牵引采煤机左牵引部机械传动系统 项目设计方案 第一章 20电牵引采煤机的概述 煤机的使用范围 煤是重要的工业能源，可称之为工业的粮食，它不仅在国防建设中起着相对关键的作用，而且在国民经济建设中起着更重要的作用。现阶段，煤作为第一能源存在于我国，在人民生活中起着相当重要的作用。因此，如何将煤能源挖掘出来广泛使用是许多人乃至许多国家所关注的，由此说明加速发展采煤事业是当前形势的需要，原始的人工采煤是不能长久持续的，发展采煤机械化不论是从经济效益、采煤效率以及改善工人的劳动条 件出发考虑都有重大意义。 现阶段，在我国煤炭开采中，机械化采煤的采量占主要地位，其中高档普采、综合机械化采煤占了一定的比例，我国目前生产的电牵引采煤机的品种并不齐全，主要技术性能还不是很完善，因此我们进行电牵引采煤机的研究设计是有很大的市场前景。 20牵引型采煤机适用于煤质中硬或硬的综采工作面，采高范围为 ，在工作内角度不大于 15时，牵引部可以不装液压制动器（以下过程中均按工作角度小于 15，不进行制动器的设计）。 本采煤机适用于周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等 不超过煤矿安全规程中规定的安全含量的矿井中，主要用于工作面刮板输送机、液压支架配套使用，组成采煤工作面综合机械化采煤设备，完成截煤、落煤、装煤作业。 煤机的主要组成 采煤机的组成： 20电牵引采煤机由左、右摇臂，左右滚筒，牵 2 引传动箱，外牵引，泵站，高压控制箱，牵引控制箱，调高油缸，主机架，辅助部件等部件组成。 煤机的主要特征 臂和机身连接没有动力传递， 高油缸支撑反力和行走反作用力均由左右行走减速框架承受，可 靠性高。 消了底托架，三段间用高强度液压副联接，简单可靠，拆卸方便。 摆线轮销轨牵引系统，调速范围广，体积小，故障少，能得到足够大的牵引速度和牵引力，适应高产高效工作面的需要。 易更换，维修方便，设备利用率高。 路少，维修方便 套不同槽宽的输送机或牵引方式，只需改变行走箱的宽度或煤膀侧的滑靴，而主机无需改变。 性好，过煤空间大，装煤效果好。 用隔爆兼本安全性电控箱，调高泵站等均为独立机构，分别安装在个框架内，使这些箱体受采煤机外力减小到最小程度。 制，各项保护和显示功能齐全，并配套中文液晶显示器。 煤机牵引部的牵引特征 20电牵引采煤机牵引部牵引特征见表 1 表 1引功率 50牵引速度 电动机 50 1472 /牵引力 700煤机牵引部电动机的技术参数 20电牵引采煤机牵引部电动机的技术参数见表 1 表 13 型号 作表 150接法 Y 级数 4 绝缘等级 F 额定电压 380 V 冷却方式 水套冷却 额定电流 95 A 冷却水量 35 /频率 5Z 冷却水压 转速 0455 /外形尺寸 400 850 第二章 牵引部设计的原则和方案 引部设计的原则 机械传动的方案的优势对整台机器的工作能力和外廓尺寸有着极大的影响，因此，设计时 因遵循以下原则： 要做到先进又要符合我国目前生产能力和技术水平，要求采煤机牵引部结实可靠、结构紧凑、密封性能好，这是由于井下空间所限制和特殊的工作条件所要求的。 动级数要尽可能的少，级数减少可以减少零件数目和机器的外廓尺寸，降低制造成本，便于使用和维护，同时也减少了传动零件的积累误差，提高传动系统的运动精度，但在某些情况下，传动级数的减少反而会增大传动的外廓尺寸。设计时要进行方案比较，做到统筹兼顾，合理安排。 注意整机性能和尺寸，同时要注意和主要设备的配合尺寸等。 引部设计方案的确定 根据采煤机的总体设计原则，本机在设计前考虑过两种方案。 方案一： 采用三级传动，第一级采用直齿轮传动，第二级采用圆弧锥齿轮传动，三级采用直齿轮传动。 方案一的缺点在于：第一级采用直齿轮传动，高速级传动不太稳定，采用的是侧面摇臂，这样它的支承效果不太好，牵引部减速箱是整体式，各轴上零件需穿孔安装，比较麻烦，因此采用的很少。 4 方案二： 第一级、第三级均采用直齿轮传动，第二级采用双行星减速机构。其特点：改装较 方便，箱体结构简单，易铸造，双行星减速机构的均载机构采用第一级行星架浮动及中心轮柔动，第二级为中心轮浮动结构，第二级行星齿轮传动采用 级行星减速器，传动比大，外形尺寸小，使得结构更加紧凑，传动可靠。而且直齿减速箱和行星减速箱为独立箱体，结构简单，拆装维修方便。 从整体上看，方案二较方案一好，因此，本牵引部传动按系统方案二进行设计。 动比的分配原则 便实现喷 油润滑。 械传动的特点 本方案设计的传动系统结构简单，造价低廉，工作可靠，性能稳定。 方案传动及特点 牵引部是采煤机的行走机构，担负着移动采煤机，并使工作机构落煤或进行调动采煤机的任务，它位于机身里的两端部，分别由两台 50交流电机经齿轮减速后驱动链轮。 50交流电机通过法兰螺栓安装在牵引传动箱得壳体内，牵引电机的出轴花键与第一级齿轮 1Z 联接，将电机输出转矩通过二级直齿轮传给双行星减速机构， 1Z 、 2Z 为第一级直齿传动，3Z、 4Z 为第二级直齿传动，双行星减速机构为两个 2K H 行星减速串接，7过第一级行星架上的1011Z 为第二级行星减速的行星齿轮， 12Z 为第二级行星减速得内齿轮，7Z、8Z、9K H 行星减速机构，10Z、 11Z 、 12KH 行星减速机构，且为 5 个行星轮减速机构，两个 2K H 行星减速串接，具有 2KH 的优点，其传动比为 )/1()/1(101279 ,动力由行星架输出，传递给13Z、 143Z、 14Z 为驱动轮，亦为一级减速，15与工作面刮板输送机上的销轨啮合，使采煤机来回行走。其传动简图见下图 2 5 行走箱行星减速箱直齿减速箱图 2二）各级传动比及齿轮模数 根据传动比分配原则和各级传动需要，本方案传动的具体情况在第三章具体解说。 （三）轴承类型的选取 本方案设计时所用的轴承均从化学工业出版社的机械零件设计手册一书中的第三版第二卷查取。 本方案设计时，所用轴承多为圆柱滚子轴承，该轴承有如下优点： 能承受较大径向载荷，由于外圈（或内 圈）可分离，故不能承受轴向载荷。只有以承受少量轴向载荷。滚子有内圈（或外圈）的挡边轴向定位，工作时允许内、 6 外圈有少量的轴向错动。内、外圈轴线之间允许有很小的角偏移（ 42 ）。 在二级行星减速器设计过程中，会选用调心磙子轴承，调心磙子轴承极限转速比较低，外圈滚道表面是以轴承中心为中心的球面，故能自动调心，内、外圈之间在2 3 范围内可自动调心正常工作。能承受较大的径向载荷。 第三章 采煤机牵引部的设计计算 传动比的分配和各轴转矩的计算 统传动比的分配 根据 定销轨的节距 25轮齿数为 00060 11 n = 故：i=机械传动设计手册（上）可知：二级行星齿轮减速器传动比： i 50 二级直齿轮传动比： 53 i 。所以在此设计中传动比分配如下： 行星减速器传动比 ，两级直齿轮减速器传动比 4i ，单极直齿轮减速器传动比 。 算传动装置的运动和动力参数 1各级转速 I 轴 4721 m i n/73621472112 m i n/ 7223 m i n/3682736334 V 轴 m i n/行星 m i n/2各轴功率 轴承 齿轮 7 I 轴 501 V 轴 5 3 各轴的转矩 电机轴 472 5095509550 电机I 轴 4/1 4 7 5 09 5 5 0111 5 09 5 5 0222 7 3 52 6 5 09 5 5 0333 6 03 6 87 2 5 09 5 5 0444 V 轴 3 6 2 9 5 09 5 5 0555 0 0 5 09 5 5 0666 计算结果如下表 3 表 3名 功率 (转矩（ ） 转速 (r/轴 472 轴 36 轴 52 轴 68 轴 6290 轴 8 二级直齿减速器齿轮的计算 几何计算及强度计算均采用机械工业出版社的机械设计手册新版第 3 卷和高等教育出版社的机械设计上的计算方法。 高速级齿轮的设计计算（每天工作 15 小时，预期寿命 10 年，每年工作 250 天）。 初定为 251 Z , 可知 502 Z ，通过计算可算出 363 Z， 724 Z 择材料及热处理，齿数和齿轮 精度等级 由机械设计表 6 6择小齿轮选用 40面淬火处理，硬度为0，精度： 7 级。 齿轮接触疲劳强度设计 计算公式按式（ 6 1T = 由机械设计 表 6齿面齿轮，非对称安装，齿宽系数 d =械设计表 6得 使用系 数 机械设计图 6取动载荷系数机械设计图 6齿轮在两轴间非对称布置，取K=机械设计表6表面硬化，直齿轮， 7 级精度。 100 b N m m齿间载荷分配系数 K=4 3 A 初步确定节点区域系数 重合系数Z=机械设计表 6定弹性系数 机械设计表 6面接触许用应力 H = 机械设计图 6取齿轮接触疲劳极限应力 =1150 环系数： 91 0101 4 7 260 N 大齿轮应力循环系数： 92 N 由机械设计表 6得接触疲劳强度计算的寿命系数 9 1 9 0 1 3 械设计图 6取工作硬化系数，由表 6取安全系数 1 561 19 1 501 651 11 0 502 211 取小齿轮宽度 40 大齿轮宽度 35 t， 取 m=3按计算结果校核前面的假设是否正确 齿轮节圆速度 6 2 0 060 11 据： 机械设计表 6得t 9 2 4 422 1 1 100 故： 原假设成立。 K=02121 ZZ 机械设计图 6得节点区域系数 机械设计图 6 6得 入 251 Z ， 2Z =50 得 a，2a=a， A 10 322 . 4 3 5 3 1 4 . 6 6 1 02 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 8 7 2 6 . 79 8 8 01 0 5 6 . 8 5 故： 齿面接触疲劳强度安全。 齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按机械设计（ 6 112 由机械设计图 6得 小齿轮齿形系数1 由机械设计图 6得 小齿轮应力修正系数 齿轮应力修正系数 械设计图 6得 重合度系数Y=算弯曲疲劳带极限应力 F ： 由机械设计图 6g 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力： ，。 由机械设计表 6算弯 曲疲劳强度计算的寿命系数 8 6 由机械设计图 6取尺寸系数， 1 ， 由式（ 6 弯曲疲劳强度安全系数 机械设计表 6 取 61l i i 比较： 0 0 8 6 1 F Y 11 0 0 8 0 2 F Y 1 1 2 212F a S a F a S Y Y, 故应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 2 T 故：弯曲疲劳强度足够 个传动 轴的计算与校核 1. 初步估算轴的直径 选择轴的 材料为 45 钢 ,由 机械设计 表 2得根据机械设计公式（ 2步计算轴径 . 轴 ： 3111 轴 ： 3222 轴 ： 53 轴 ： 3444 轴 ： 3555 ，取 5d =180轴 ： 3666 ,取 6d =2402 轴 的强度的校核 1）画出轴的空间受力图 轴传递的 转矩 3146601472 61 齿轮的圆周力： 9 8 0353 1 4 6 6 022111 12 径向力 ： 2）画出水平面受力图 画出水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图见图。考虑到 C 处为可能的危险截面，计算 C 处的弯矩。 支点反力： 8 9 02 9 8 02 1 C 点弯矩： 4 5 6 2453）画出垂直面受力图 计算支点反力和 C 处的弯矩，画出垂直面弯矩图 支点反力： C 点弯矩： r V 6 3 3 6454）求合成弯矩，画出合成弯矩图 合成弯矩 C 处： 出轴的转矩图 6）计算 C 处当量弯矩，画出当量弯矩图 ： 当量弯矩 22 )()( 式中 是根据转矩产生的循环特征差异而的应力校正系数，对于扭转切应力为脉动循环变应力时取： 01b C 6 6 44)()( 22 7） 校核轴的强度 由 机械设计 表 2用 45 钢，按表 2插值法得 )( 6 6 4 3 合格 13 3. 轴的计算与校核 1）画出轴的空间受力图 轴传递的 转矩： 604 366736 62 齿轮的圆周力： F t 8 6 0456 0 4 3 6 622222 14 径向力： 2）画出水平面受力图 计算支点反力，画水平弯矩图。 考虑到 C 处为可能的危险截面，计算 C 处的弯矩 支点反力： 0 1 22 0 522 C 点弯矩： 0 9 4 7503）画出垂直面受力图 计算支点反力，画出垂直面弯矩图。 支点反力： 4 22 622 C 点弯矩： 1 3 2 4 5 9504）求合成弯矩，画出合成弯矩图 合成弯矩 C 处： 出轴 的转矩图 6）计算 C 处当量弯矩，画出当量弯矩图 当量弯矩 ： 22 )()( 式中 是根据转矩产生的循环特征差异而定的应力校正系数，对于扭转切应力为脉动循环变应力时取： 01b C )( 22 7）校核轴的强度 由 机械设计 表 2用 45 钢，按表 2插值法得 : 15 4. 轴的强度的校核 1）画出轴的空间受力图 轴传递的 转矩： 1160690368 64 齿轮的圆周力： F t 2 0 6551 1 6 0 6 9 022444 径向力： 16 2）画出水平面受力图 计算支点反力，画水平弯矩图见图 ,考虑到 C 处为可能的危险截面，计算 C 处的弯矩。 支点反力： 6 6 14 C 点弯矩： 7 3 6 2 画出垂直面受力图 计算支点反力和 C 处的弯矩，画出垂直面弯矩图 支点反力： C 点弯矩： r V 4 6 0 求合成弯矩，画出合成弯矩图 合成弯矩 C 处： 画出轴的转矩图 6) 计算 C 处当量弯矩，画出当量弯矩图 当量弯矩 22 )()( 式中 是根据转矩产生的循环特征差异而定的应力校正系数，对于扭转切 应力为脉动循环变应力时取： 01b C 8 32)()( 22 7) 校核轴的强度 由 机械设计 表 2用 45 钢，按表 2插值法得 。 17 行星减速器设计 以下设计过程均参考机械设计手册渐开线行星齿轮传动设计 知参数 输入功率： P=输入转速： n=368r/出转速： n=等冲击，每天连续工作 15 小时，使用期为 10 年，一年为 250 天 案设计 1 机构简图 减速器的传动比 i=368/于二级 的传动比范围。拟用两级 18 太阳轮输入、行星架输出的型式串联，即 3 2 . 5x a 。 高速级行星轮数选1 3K，低速级行星轮数选2 4K 。 二级行星减速器机构简图。 2 齿形及精度 因属于低速传动，采用齿形角 20n 的直齿轮传动。精度定位 6 级。为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合 24左右，内啮合 20左右。 3齿轮材料及其性能 太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力、减小尺寸。两级都用相同的材料搭配，如表 图 66图 6取区域图的下部数值。行星轮的乘以 后的数值。 19 表 3轮材料及其性能 齿轮 材料 热处理 2 / )H N m m2 / )F N m m加工精度 太阳轮 20r n 21400 350 6 级 行星轮 245 内齿轮 4093650 220 7 级 4 传动比分配 按照高速级（ I）、低速级（ 面接触强度相等的原则分配传动比。按式（ 8 。式（ 8取 3， 4 ，由表 6 ( ) ( ) 0 . 7d a d a，其余系数确定如表 3 q 值为 1 . 1 5 1 . 8 41 . 3 1 41 . 0 5 2 . 0 3H p H pH p H n 表 3 有关 q 值的系数 代号 名称 说明 取值 使用系数 表 6等冲击 K =， 行星轮间载荷分配系数 表 7阳轮浮动， 6 级精度 表 7阳轮浮动， 6 级精度 K综合系数 表 63，高精度，硬齿面，静定机构降低取值 K表 64，高精度，硬齿面 算 331 . 3 1 4 1 . 2 2q 以此值和传动比查图得 ，可知 1 1 5 . 5 6 . 5 / 3 2 . 5 / 6 . 5 5i i i 速级设计计算 1 配齿数 20 根据第四章所述方法，按变位传动要求选配齿数。 从弯曲强度的高可靠性出发，并保证必要的工作平稳性，取 13，按齿面硬度60 ， / ( 6 . 5 2 ) / 2 2 . 2 5z z ，查图 4 4 ，故 12 24 ，可用。 由传动比条件知， 6 . 5 1 3 8 4 . 5ba x a aY i z i z ，为满足装配条件取 84Y ，按式（ 4b） 84 283 计算内齿轮和行星轮齿数： 8 4 1 3 7 1 z 7 1 1 3 2922 （名义齿数） 28 （按下面变位计算确定的实际齿数） 实际传动比 711 1 6 . 4 613z （传动比误差符合 要求） 配齿数结果： 13， 71， 29， 2初步计算齿轮主要参数 1） 按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 用式（ 6行计算。式中系数AK、d、2 9 / 1 3 2 u ，太阳轮传递的扭矩 14 4 . 7 2 69 4 5 9 9 4 5 9 3 8 6 . 8 53 3 6 8 式中系数68，则太阳轮分度圆直径 1 331 22l i 8 6 . 8 5 1 . 2 5 1 . 1 5 1 . 8 0 2 . 2 3 1( ) 7 6 80 . 7 1 4 0 0 2 . 2 37 6 8 0 . 0 0 0 7 2 9 1 . 4 2 9 7 8 . 2A H p Ha t K K ud d 式中： 为算式系数，对一般钢制齿轮，直齿轮传动取68； 使用系数，见表 6 计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数； 21 综合系数，见表 6 d 小齿轮齿宽系数； u 齿数比； 1T 一对啮合副中齿轮的名义转矩； 试验齿轮的接触 疲劳极限。 2） 按弯曲强度初算模数 用式（ 6行计算。式中系数AK、d同前，其余系数如表 3 表 3曲强度有关系数 代号 名称 说明 取值 直齿轮 1 1 . 5 ( 1 )1 1 . 5 (1 . 1 5 1 )F p F K综合系数 高精度，正变位，静定机构 图 6按 x = 0 查值 为 2l i m 2 1 2/ 2 4 5 3 . 1 8 / 2 . 4 3 2 4 . 6 3 5 0 /F F a F N m m ，所以应按行星轮计算模数： 12 33221 l i m 23 8 6 . 8 5 1 . 2 5 1 . 2 2 5 1 . 6 2 . 41 2 . 1 5 . 1 80 . 7 1 3 2 4 5A F p F F K K 若取模数 ，故初算按 ( ) 1 3 6 . 0 7 8ad z m m m ， 进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。 3 齿轮变位系数 以下按角度变位方法和步骤进行计算。 1） 确定行星轮齿数13， 71， 292）初选 a c 副的变位系数和据1 3 2 9 4 2 ，和 24左右的限制条件，由手册图 5选1 22 3）初算 a c 副的齿高变动系数据初选的ac a cx x x ，用表 5化公式计算 由图 5 B 查 D： 1 0 0 0 ( ) 1 0 0 0 1c o s 2 3 . 8 11 3 2 9 得取： 因 0 ，所以 ， 0 则： 2 . 9 1( ) ( 1 3 2 9 ) 0 . 1 2 2 21 0 0 0 c o s 1 0 0 0 故可以确定 ( ) 2 9 (1 0 . 1 2 2 2 ) 2 8 . 1 2 2 2c c a c a cz z x y 取： 28（实际齿数） 4） a c 啮合副的计算 1）确定 中心距 a c 和 c b 啮合副的标准中心距： 0 . 5 ( ) 0 . 5a c a ca z z m （ 13+28 ） 23 . 5 ( ) 0 . 5 ( 7 1 2 8 ) 6 . 0 1 2 9c b b ca z z m 据确定 的圆整值，取 小于 2）中心距分离系数计算 1 2 8 1 2 3 0 . 9 26 . 0a c a 3）齿高变动系数计算 用表 5简化公式计算 (已知 c o s - ）1000式中 0 ， 0 ， ， c 值按 1000 1 0 0 0 0 . 9 2 2 1 . 9 51 3 2 8 23 查图 5： c = ： 3 . 1 8 ( 1 3 2 8 ) 0 . 1 3 01000 4）变位系数 和啮合角 0 . 9 0 . 1 3 0 1 . 0 3a c a c a cx y y 1 0 2 . 5a r c c o s ( c o s ) a r c c o s ( c o s 2 0 ) 2 5 . 8 2 2 5 4 9 1 2107c a 线图 5范围内， 推荐值范围内。 5）变位系数分配 根据齿数比 2 8 / 1 3 2 u ，由图 5部直线 得， 时，1 0 ，故： 1 . 0 3 0 . 4 5 0 . 5 8c a c ax x x 5） c b 啮合副的计算 1）中心距分离系数 算 1 2 8 1 2 9 0 . 0 8 36 . 0a c c 2）齿顶高变动系数 计算 已知 cb 用表 5化公式计算 ()1 0 0 0 c o 式中， 0 ， 0 ， ， c 值根据 1000 1 0 0 0 ( 0 . 1 ) 2 . 3 37 1 2 8 查图 ： c 故： 0 . 0 5 5 ( 7 1 2 8 ) 0 . 0 0 2 3 71000 3）变位系数 算 0 . 1 0 . 0 0 2 3 7 0 . 0 9 8c b c b c bx y y 故： 0 . 0 9 8 0 . 5 8 0 . 4 8 2b c b cx x x 4）啮合角 计算 24 1 2 8 . 5a r c c o s ( c o s ) a r c c o s ( c o s 2 0 ) 1 9 . 2 5 1 9 1 5129b c 在推荐值范围内。 4齿轮几何尺寸计算 将分度圆直径、节圆直径和齿顶圆直径的计算值列于表 3表 3齿轮几何尺寸（ 齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 说明 太阳轮 ( ) 78( ) ( ) 90 行星轮 外啮合 ( ) 168 ( ) c ( ) 180 按外啮合的顶 内啮合 ( ) 1 6 2 c b 内齿轮 ( ) 426( ) 4 1 2 ( ) 414 以考虑了干涉 5 重合度计算 由线图 5算重合度。 外啮合 () 90 1 . 1 3 7( ) 7 9 . 1 6 () 180 1 . 0 5 6( ) 1 7 0 . 5a c 按啮合角 2 5 4 9 1 2查得： ， 1 3 0 . 0 5 2 2 8 0 . 0 2 2 1 . 2 9 2 1 . 2a a c 内啮合 () 180 1 . 1 0 8( ) 1 6 2 . 5c b () 414 1 . 0 0 4( ) 4 1 2 . 2 2 按啮合角 19 15查 ， 故： 2 8 0 . 0 5 3 0 7 1 ( 0 . 0 0 2 ) 1 . 4 8 4 0 . 1 4 2 1 . 3 4 2 1 . 2a c c b 6 啮合效率计算 由参考文献 3中表 3公式（ 1）知： 11 25 式中 X 为转化机构的效率，用y p 法计算，查 3图 3b （取 ，因齿轮精度高）得： 各啮合副的效率 ， ， 转化机构 效率： 0 . 9 8 6 0 . 9 9 8 0 . 9 8 4X X Xa c c b 转化机构传动比： 71 5 . 4 6 213x z 则 1 5 . 4 6 2 0 . 9 8 4 0 . 9 8 61 5 . 4 6 2 7 齿轮疲劳强度校核 1）外啮合 1）齿面接触疲劳强度 用式（ 6式（ 6算接触应力H，用式（ 6算其许用应力式中的参数和系数取值如表 3 表 3外啮合接触强度有关参数和 系数 代号 名称 说明 取值 按中等冲击，查手册表 6 动载荷系数 () 1 . 0 7 46 0 1 0 0 0XX ， 6 级精度1 / 1 0 0 0 . 1 4 0，查手册图 6K齿向载荷分布系数 按 ， 3，查手册图 61 4 ，取 ， ，用式（ 6： 1 ( 1 )1 ( 1 . 2 1 4 1 ) 0 . 8 0 . 7 1 . 1 2H H o H W H K K K齿间载荷分布系数 按 ， 6 级精度，硬齿面，查手册图 6星轮和 26 太阳轮浮动 ( ) / ( ) ( 0 . 4 5 0 . 5 8 ) / ( 1 3 2 8 ) 0 . 0 2 5a c a cx x z z ， 0 ，查手册图 6查手册表 6 重合度系数 ， 0 ，查手册图 6z 螺旋角系数 直齿， 0 1 4 4 . 7 2 69 4 5 9 9 4 5 9 1 1 6 0 . 5 6368a pT n 000 2 0 0 0 1 1 6 0 . 5 6 9920( ) 3 7 8at N 9920 N b 工作齿宽 ( ) 1 . 1 8 7 8 9 2 92 mm u 齿数比 / 2 8 / 1 3 2 . 1 5 按工作 10 年，每年 250 天，每天连续工作 15h,计算应力循环次数：查手册图 696 0 ( )6 0 3 1 1 3 1 0 1 5 2 5 02 . 1 0 1 0 1 0L a x pN n n n t 查 手册图 6 6 0 7 1 3H R C H V ， m/s,查表 8中型极压油， 6 2 250 1 5 0 1 0 / 1 5 0 /m s m m s 查图 6取 ，由式（ 6 8 ，计算 27 123100 310022 . 4 2 . 4 1 0 02 1 2 8 . 52 . 2 1查手册图 6两齿轮均为硬齿面，手册图 6 5m 提 高可靠度，查手册表 6触应力基本值0H： 2011 9 9 2 0 2 . 1 5 12 . 2 5 1 8 9 . 8 0 . 8 1 1 4 9 2 . 3 /7 8 9