毕业论文-采煤机滚筒毕业设计.docx

摘 要对中厚煤层的开采在煤矿生产中有重大的经济利益，而采煤机的滚筒在开采过程中有相当重要的作用，其好坏直接影响到采煤的效率，基于此，本文对mg160/390wd电牵引采煤机的滚筒进行了分析与设计。本文通过查阅文献、寻求指导老师帮助以及与同学合作的方式，对采煤机的工作原理、截割机构的传动和结构设计进行了阐述；对截割部中的各个轴的传动功率和转速进行了计算，并重点对减速箱的一、二级行星减速器中的各个齿轮进行了计算分析；对截齿的材料以及截齿的配置和固定、截割部减速器的润滑情况进行了文献查阅。通过以上工作的整合，得出滚筒中各主要零部件的尺寸和大体形状，并在autocad画图软件中体现出来。从而基本完成了毕业设计论文的要求，较为圆满的完成了任务。本论文通过图文并茂的形式更为直观的展现了设计思路和设计内容及成果，有较好的效果。关键词：滚筒；截齿；行星轮减速器abstractin the mining of thick coal seam in coal mine production is a major economic benefit, while the roller in the mining of coal mining machinery in the process to have very important function, its direct influence on the efficiency of coal mining, and based on this, the paper to mg160/390-4 wd electric traction shearer drum of the analysis and design. this article through the literature for guidance, the teachers help with classmates and cooperation way of coal winning machine, the working principle, cut cut the transmission and structure institutions design is discussed in this paper; for cutting part of each shaft power transmission and speed are calculated, and focus on the gear box, level 2 of each planet reducer gear is calculated and analyzed; to cut tooth material and cut teeth configuration and fixed, cutting part of the gear lubrication literature inspection. through the integration of the above work, it is concluded that the main parts in the drum of the size and overall shape, and drawing in autocad software reflected. thus the basic completed the graduation design, the paper requirement, relatively satisfactory to finish the task. this paper, by illustrated form is more intuitive show the design way of thinking and the design content and result, have better effect.keywords: roller; cut dentate; planetary wheel reducer目 录1 综述31.1对设计题目的分析31.2采煤机的技术现状和发展趋势32 整体设计方案32.1采煤机的分类32.2设计背景32.2.1采煤机的主要组成32.2.2采煤机的工作原理32.2.3采煤机的进刀方式32.3设计蓝图32.3.1主要指标32.3.2主要结构特点32.3.3用途及适用条件32.3.4整机设计方案32.4 选取采煤机的截割机构完成传动和结构的设计32.4.1截割机构简述32.4.2截割机构各主要组件33 滚筒的设计与选择33.1整机功率的安排33.2摇臂减速器传动比的安排33.3减速箱的具体结构33.3.1第一级行星减速器33.3.2第二级行星减速器33.4各轴的转速33.5各轴的功率33.6 截齿33.6.1截齿的配置33.6.2 截齿的材料以及截齿的固定33.7截割部齿轮的设计计算33.7.1第一级行星减速器的设计计算33.7.2第二级行星减速器的设计计算33.8截割部减速器的润滑3结 论3参考文献3致 谢31 综述1.1对设计题目的分析在目前的国内采煤机市场，不管从研发、设计、制造还是使用方面，中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位，也正是这种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟，而且有着非常大的改进刷新速度，目前国内生产这种类型采煤机的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机械厂等。其中以鸡西煤矿机械厂设计制造的mg160/390-wd 型采煤机为典型代表，该机型在国内有着广泛的应用，其优越的性能得到了各大矿的好评。其成功的设计思想和理念给了我很大的震撼，也给我的这次毕业设计提出了一个基本的框架和蓝图，所以我的设计以此为启发、也以此为依据展开。1.2采煤机的技术现状和发展趋势电牵引采煤机仍然是采煤机的发展方向，液压牵引采煤机制造进度高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性则较低。德国eickhoff公司于1976 年制造出了世界上第一台电牵引采煤机，在随后的20 年中，美国、日本、法国英国等都大力研制并发展了电牵引采煤机。电牵引采煤机具有良好的牵引特性、可用于大倾角煤层、运行可靠、适用寿命长、反应灵敏、动态特性好、效率高、结构简单、有完善的检测和显示系统。因此，电牵引采煤机是今后的发展方向，近年来综采高产高效的世界记录都是由电牵引采煤机创造的。采煤机的工作机构螺旋滚筒,是采煤机的截割机构,包括截割部和传动装置。截割部是采煤机进行落煤和装煤的部分,截割部消耗的功率占整个采煤机功率的80%90%。采煤机螺旋滚筒是1 个带有螺旋叶片的圆柱体,截齿装在焊于螺旋叶片上的齿座套中,工作时滚筒转动,并作径向移动,通过螺旋叶片上的截齿进行切削煤层实现落煤,再由螺旋叶片把煤沿滚筒的轴线方向推运出来装进工作面运输机。因此,螺旋滚筒的结构、参数的合理与否直接影响采煤机的生产效率、传动效率、能耗和使用寿命。目前,我国螺旋滚筒的设计能力已得到飞速发展,接近了国际同行业的技术水平,但是由于元部件的制造工艺不成熟和稳定性差,国产强力镐型螺旋滚筒的使用寿命(过煤量)仅为120150 万t (截割硬质煤体)或250 万t截割软质煤体) ,而国外的螺旋滚筒使用寿命在截割硬质煤体时已达到了200250 万t。国内滚筒较国外滚筒性能落后,主要体现在以下几个方面: 1)结构设计不合理。2) 滚筒的强度低、可靠性差。3) 截割系统不合理。4 )截齿稳定性差。因此,造成镐型截齿刀头脱落,齿座的定位孔间隙变大,引起截齿丢失及螺旋叶片磨损,直接引起采煤机工况的恶化,加剧所截割的煤体或岩体对采煤机传动系统的冲击。这样不仅降低了螺旋滚筒的使用寿命,也降低了采煤机的开采效率。同时,目前国内生产的螺旋滚筒最大直径仅为d= 2240 mm,已经不能满足采高46 m 厚煤层开采需要,而国外生产的直径d=2500 mm或d=2700 mm 的螺旋滚筒能满足这一开采需要。综合市场研究，目前滚筒的现状是进口采煤机滚筒比使用国产采煤机滚筒能为煤矿带来巨大的直接和间接经济效益。因此,必须加快研制具有我国自主知识产权的、性能优越的采煤机螺旋滚筒。2 整体设计方案2.1采煤机的分类采煤机有不同的分类方法：按滚筒数目，可分为单滚筒、双滚筒采煤机；按煤层厚度可分为厚煤层、中厚煤层、薄煤层采煤机；按调高方式，可分为固定滚筒式、摇臂调高式、机身摇臂调高式采煤机；按牵引传动方式，可分为机械牵引、液压牵引、电牵引采煤机；另外，还可以按照机身设置方式、牵引工作机构、牵引机构设置等分类方式进行分类。 2.2设计背景2.2.1采煤机的主要组成采煤机的类型很多，但基本上以双滚筒采煤机为主，其基本组成部分也大体相同。各种类型的采煤机一般都由下列部分组成。（1）截割部截割部包括摇臂齿轮箱（对整体调高采煤机来说，摇臂齿轮箱和机头齿轮箱为一整体）、机头齿轮箱、滚筒及附件。截割部的主要作用是落煤、碎煤和装煤。(本次设计即针对截割部的滚筒进行展开)（2）牵引部牵引部由牵引传动装置和牵引机构组成。牵引机构是移动采煤机的执行机构，又可分为链牵引和无链牵引两类。牵引部的主要作用是控制采煤机，使其按要求沿工作面运行，并对采煤机进行过载保护。（3）电气系统电气系统包括电动机及其箱体和装有各种电气元件的中间箱（连接筒）。该系统的主要作用是为采煤机提供动力，并对采煤机进行过载保护及控制其动作。（4）辅助（附属）装置辅助装置包括挡煤板、底托架、电缆拖曳装置、供水喷雾冷却装置，以及调高、调斜等装置。该装置的主要作用是同各主要部件一起构成完整的采煤机功能体系，以满足高效、安全采煤的要求。mg160/390-wd 型电牵引采煤机，属多部电机横向布置形式。整机由左、右牵引部，左、右截割部，左、右行走部及电控箱组成，电气控制系统、液压传动系统及喷雾冷却系统组成机器的控制保护系统。左、右牵引部、电控箱通过一组连接丝杠，形成刚性联接，左、右牵引部分别与电控部的左、右端面干式对接。两行走部分别固定在左、右牵引部的箱体上。牵引部与电控部对接面用圆柱销定位，高强度t形螺栓和螺母联接。截割部为整体弯摇臂结构，即截割电机、减速器均设在截割机构减速箱上，与牵引部铰接和调高油缸铰接，油缸的另一端铰接在牵引部上，当油缸伸缩时，实现摇臂升降。支承组件固定在左、右牵引部上，与行走箱上的导向滑靴一起承担整机重量。图2.1采煤机整体平面图2.2.2采煤机的工作原理采煤机的割煤是通过螺旋滚筒上的截齿对煤壁进行切割实现的。采煤机的装煤是通过滚筒螺旋叶片的螺旋面进行装载的，利用螺旋叶片的轴向推力，将从煤壁上切割下的煤抛到刮板输送机溜槽内运走。单滚筒采煤机（图2.2，图2.3）滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下的煤不经机身下部就运走，从而可降低采煤机机面（由底板到机身上表面）高度。单滚筒采煤机上行工作（图2.2）时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将孤行挡煤板翻转180；机器下行工作（图2.3）时，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移刮板输送机。这种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法称为单向采煤法。 图2.2 单滚筒采煤方式 图2.3单滚筒采煤方式 图2.4双滚筒采煤方式双滚筒采煤机（图2.4）工作时，前滚筒割顶部煤，后滚筒割底部煤。因此，双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可进一刀，即采煤机往返一次进二刀，这种采煤法称为双向采煤法。必须指出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应，对顺时针旋转（人站在采空区侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，螺旋叶片方向必须左旋，可归结为“左转左旋，右转右旋”。2.2.3采煤机的进刀方式 1）端部斜切法 2）中部斜切法（半工作面法） 3）正切进刀法（钻入法）2.3设计蓝图2.3.1主要指标（1）可用于高档普采工作面，又可用于综合机械化采煤工作面。（2）满足产量450t/h 的生产指标。（3）传动部分的结构简单、可靠，拆装方便。（4）具有与工作面输送机配套的合理性及可靠性。（5）调速系统采用机载“一拖二”交流变频调速型式。（6）变频器采用abb 公司产品，元件合理集成。（7）主控器采用日本松下fp 系列plc，监控器采用工业控制计算机，显示器采用5.7 英寸真彩液晶显示屏，操作界面为全中文界面。（8）在保护设置上，合理的减少停机保护，多采用报警方式。（9）整机有故障自检和状态监控，并预留通讯接口，用于远程数据传输。2.3.2主要结构特点（1）整机积木式组合结构，多电机横向布置、多点驱动。（2）机身通过一组丝杠形成钢性联接。（3）摇臂壳体带有冷却水套，滚筒内喷雾水与壳体冷却水分开。（4）牵引调速采用机载式交流变频调速、一拖二控制方式；牵引驱动采用摆线轮销排型式。（5）液压系统采用双联齿轮泵、所有需要操作或调节的元件均布置在油箱外部方便维修，并具有手动换向（应急）功能。（6）电控系统采用工业控制计算机结合plc 组成上、下位机复合形式，可以方便地设定或屏蔽各种监测、检测及显示和保护项目。（7）具有5.7 英寸大屏幕集中显示机器的运行工况。（8）控制方式为机身中段集中操作，机身两端操作站控制及无线电离机遥控。（9）具备适应现代化矿井所需的各种检测和监测功能和远程传输接口。2.3.3用途及适用条件mg160/390-wd 型电牵引采煤机，是鸡西煤矿机械有限公司自主开发研制的中等功率低采高的交流电牵引采煤机。主要用于厚度1.52.92 米，煤层倾角小于35，煤质中硬，顶板中等稳定,底板起伏不大，不过于松软的综合机械化采煤工作面，完成落煤与装煤作业。用于高档普采工作面时，采高范围为1.32.92 米。可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。整体为多部电机横向布置，电控系统为机载式，采用计算机控制技术。2.3.4整机设计方案表1 主要技术特征项 目数据单位设计生产能力550t/h采 高13002920mm装机功率2160+230+11kw供电电压1140v滚筒直径1250；1400；1600mm截 深600mm牵引力410kn牵引速度07m/min灭尘公式内外喷雾整机外形尺寸6053979878mm主机重量27kg最大组件尺寸2455975700mm2.4 选取采煤机的截割机构完成传动和结构的设计2.4.1截割机构简述截割机构主要完成截煤和装煤作业,其主要组成部分有：截割电动机、摇臂减速箱、内外喷雾系统和割煤滚筒等。具体结构如图1所示。截割机构减速箱为整体弯摇臂形式，左、右截割机构减速箱完全互换，只有摇臂壳体分左右。因此以下只以左截割部为例，右截割部不再阐述。截割机构的传动系统共有三级直齿传动和一级行星减速，其中改变第二级减速齿轮传动副的齿数比，可使滚筒获得二种不同的转速。配套滚筒有三种：1.25米、1.4米、1.6米。每部截割机构均由一台160kw交流电动机单独驱动，电机动力是通过扭矩轴输出到截割传动系统，扭矩轴不仅起到动力传递和离合器的作用，而且扭起到柔性启动和保护其它机械传动件及电动机的作用。断裂时从煤壁侧（或操作侧）抽出并更换扭矩轴。在检修滚筒时先将扭矩轴拉出至断开位置，以确保操作安全。2.4.2截割机构各主要组件（1）一轴组件如（图2.5）所示。轴齿轮一端与截割电机输出轴以渐开线花键干式联接。拆装可从煤壁侧将轴承杯拆出，再将轴组件取出。图2.5一轴组件表2 一轴组件各对应名称序号名称序号名称1螺栓9密封环2垫圈10安全轴3滚动轴承11挡圈404密封堵12o形密封圈5齿轮轴13cr759010crw1v6滚动轴承14o形密封圈7套15挡圈8o形密封圈16o形密封圈17盖（2）惰轮一轴组件滚动轴承惰轮o形密封圈o形密封圈轴垫挡圈图2.6惰轮一轴组件如(图2.6)所示，为一个惰轮轴，不影响整个减速器的传动比，只起到增大尺寸的作用。齿轮的参数为：z=40。（3）二轴组件滚动轴承滚动轴承调正垫齿轮垫圈螺栓盖轴o形密封圈垫距离套o形密封圈1盖盖图2.7二轴组件如（图2.7）所示，二轴为双联齿轮结构，通过花键轴将大齿轮的动力传递给小齿轮，实现截割部的第二级直齿减速。（4）三轴组件调整垫盖距离套齿轮轴盖垫圈滚动轴承滚动轴承图2.8二轴组件如（图2.8）所示，与二轴组件类似，也为双联齿轮结构，通过花键轴将大齿轮的动力传递给小齿轮，实现截割部的第三级直齿减速。（5）惰轮二轴组件距离套套o形密封圈轴挡圈惰轮滚动轴承o形密封圈图2.9惰轮二轴组件如（图2.9）所示，惰轮二轴组件只起到加长传动链尺寸而不改变传动比，每部安装两组。（6）行星机构行星机构结构如（图2.10）所示，为三行星轮ngw 型行星机构。主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架、轴承、浮动密封装置和滚筒联接盘等组成。直齿传动到大齿轮并将动力传递给太阳轮，行星减速后通过行星架外花键带动滚筒联接盘回转，将动力传递给螺旋滚筒。为使浮动油封的性能更加可靠，本机采用双列圆锥滚子轴承限定行星架的轴向窜动量，轴承为双外环带隔圈结构，安装时必须严格按照顺序安装，防止装反。图2.10行星机构表3 行星机构组件各部件对应名称序号名称序号名称1垫圈16心轴2内六角螺塞17挡圈3挡环18垫片4联接盘19螺栓5cr9562020螺母6螺栓21挡圈7垫圈22垫片8o形密封圈23行星轮9m244249dw-m244210m244210ea24齿圈10o形密封圈25滚动轴承11垫26轴承架12销子27o形密封圈13行星架28密封盖14滚动轴承29调整垫15太阳轮30调整垫3 滚筒的设计与选择3.1整机功率的安排设计机型的总装机功率为391kw，其中左右摇臂处各设一个功率为160kw 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为30kw的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一个功率为11kw 的矿用隔爆型三相交流异步电动机。3.2摇臂减速器传动比的安排根据西安煤矿机械厂的mg160/390-wd 型交流电牵引采煤机选取总的传动比为32，当电机的转速为1470r/min 时，滚筒的转速为：n =1470 32 = 45.93r/min3.3减速箱的具体结构3.3.1第一级行星减速器内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、两个距离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动，行星架靠两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙，因而行星架径向也有一定的浮动量。3.3.2第二级行星减速器行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮的两个轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材料和密封件组成，该行星减速器为四行星轮结构， 太阳轮浮动， 行星架一端通过轴承hm266449/hm266410 和轴承座支承与壳体上， 另一端通过轴承m268749/m268710 支承与轴承杯上，轴承杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体。3.4各轴的转速一轴齿轮的转速：由于其与电机相连所以二轴的转速： 中心轮组的转速：n3 =27n140=694.575 r/min第二级行星减速器太阳轮的转速： n4=n35.36=129.584 /min3.5各轴的功率一轴齿轮的功率：二轴齿轮的功率：p2 =156.8160.970.99 =150.59(kw)中心轮组的功率：p3 =150.590.990.970.99 =143.165(kw)第二级行星减速器太阳轮的功率：p4 =143.165 0.97 0.990.99 0.99 =134.745(kw) 3.6 截齿3.6.1截齿的配置采煤机滚筒设计的一个重要问题是截齿配置，基本要求是：采出的块煤要多，产生的煤尘要小，截割阻力和牵引力要比较均衡地作用在滚筒上。这些要求若能实现，则采煤机使用寿命延长，同时也将提高煤的售价，保护了井下工作人员的身体健康。块煤率的大小与截齿的尺寸、安装数量以及排列方式都有较大的关系，加大截齿的伸出长度或减少截齿的数量都可以提高块煤率，但这将会加剧整个采煤机的振动，影响采煤机的使用寿命。图3.1采煤机滚筒端面结构图1.端盘端面截齿 2端盘截齿 3叶片截齿端盘截齿的作用是平衡轴向力与自开缺口。(1)端盘截齿的工作条件接近为半封闭，截齿负荷大，消耗的功率占工作机构的13左右，端盘截齿消耗占滚筒截齿消耗的一半左右，故其截距要缩小，每条截线上安装的截齿数要增多。端盘端面安装有6个端面截齿，以利于采煤机开缺口及防止端盘接触煤壁，增加摩擦和磨损。端盘截齿截距从煤壁向外逐渐加大，即18mm一28mm一34mm40mm。(2)滚筒截齿在截煤过程中所产生的振动对采煤机截割部内的各部件及整个采煤机的使用寿命和工作可靠性的影响都是极为严重的。产生振动的原因除了煤是脆性非均匀材料外，另一个较重要的因素是滚筒本身的结构。切槽断面形状不对称是产生截齿侧向力的根本原因，所有截齿的侧向力之和就形成了沿滚筒轴向作用的滚筒侧向力，这个力对采煤机的稳定性起着决定性的作用，侧向不平衡力大小的不断变化导致了滚筒、摇臂以及整个采煤机沿着这个方向振动。因此在每组截齿中设置一个向采空区负倾斜截齿，用以平衡轴向力，以减轻采煤机的振动，提高采煤机的稳定性。(3)开道截齿采用零度齿，这样对截割是最有利的，因为开道截齿是在半封闭一封闭截槽里工作，条件最差，当它开出一个自由面后，即为以后截齿开创了良好的工作条件。端盘的截割宽度为120mm，与滚筒的有效截深630mm相比只是很小的一个宽度，但对整个滚筒的影响却是不能忽视的。对截齿的基本要求是：1)耐磨性要好；2)截齿的几何形状要能适应不同的煤质和截割条件，截割比能耗要低；3)拆装截齿要简便迅速，安装固定要可靠，以免截齿丢失；4)截齿及其固定装置的结构应尽量简单，以利制造和维护。滚筒采煤机采用的截齿基本可分为两大类：扁截齿和镐型截齿。该滚筒选用扁截齿。根据设计经验，类比取截角=25、前角=90-=5、后角=18、侧角=6、尖角=3。截刃b取15mm。3.6.2 截齿的材料以及截齿的固定 为了保证截齿的强度和耐磨性，截齿齿身常用30-35crmnsi，30-35simnv或者40cr钢制作，并经调质处理。为了减少截齿的丢失和更换截齿所消耗的时间，要求截齿装拆方便而固定可靠。由于截煤过程中截齿受到的载荷较重，且有振动所以现代采煤机多采用弹性元件固定截齿。该机的滚筒采用弹簧钢丝挡住柱销来固定截齿。3.7截割部齿轮的设计计算3.7.1第一级行星减速器的设计计算1）选择行星传动的类型为2k-ha。2）选择齿轮的材料及热处理：太阳轮和行星轮均选用18cr2ni4wa，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮a的硬度hrc=60;行星轮g的硬度hrc=58。内齿圈b 选用40cr 调质，硬度为hb=256。3）此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为。4）采用太阳轮a 浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数的数值取为： （计算接触强度时）；（计算弯曲强度时）。5）行星轮个数的确定：由公式=1-得， =1-=1-5.36=-4.36 （其中为齿数比， 为轮系传送比），由此查表得取行星轮的个数为=3。图3.2行星轮减速器简易图a太阳轮 b外齿圈 g行星轮 输入轴 输出轴6）确定各轮的齿数 z a、 z g 、 z b : = =p=-1=5.36-1=4.36首先试选太阳轮a 的齿数=19，则=4.3619=82.84同时考虑“转配条件”，故取 =83,即e =34中心齿轮圆整后数 p = = =4.368,其传动误差i 甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用；其次计算行星轮g 的名义齿数值 = = =32取 = 0，选取高变位齿轮传动，所以 = 31。7）强度计算a）外齿轮副a-g 的强度计算a.计算中心距aw根据公式 aw (u+1) 式中各参数的数值计算如下：上式中u齿数比 z e 材料系数 z h节点啮合系数 许用接触应力载荷系数 转矩 齿宽系数齿数比 u = = = 1.63齿宽系数 查表取为： = = (a = 0.7材料系数 z e 查表取 =189.8节点啮合系数 查表得 =2.5转矩 根据公式 t = 9.55 = 9.551rsi43.165694.575=8.08 nmmp 功率 太阳轮a 的转速载荷分配不均与系数 齿轮个数载荷系数 k = 工作情况系数 查表得 ka = 1动载荷系数 查表得 = 1.3载荷分布系数 = 1+(-1)查表得 = 1.2， 故 = 1+(1.2-1)0.84 = 1.168k = 11.31.168 = 1.518许用接触应力 按下式计算： = （n /） 齿轮材料的接触疲劳强度极限 查表有 = 23hrc对太阳轮a =2360=1380（n /）对行星轮g =2358=1334（n /mm2）安全系数 s h 取为 s h =1.2齿面光洁度系数 z r =1.0速度系数 z v =1接触寿命系数 z n = 6n0n其中应力循环系数 n0 = 30hb2.4对太阳轮a n0 = 30=1.47108对行星轮g n0 =30 =1.28108齿轮的应力循环次数nl按下式计算对太阳轮a 为 (nl)a =60na-nh npt对行星轮g 为 (nl)g =60ng-nht按每天工作24 小时，每年工作300 天，使用寿命10 年，计算出t=2430010=72000 (h)根据传动比 ii = iabh = 1+ z b z a = 1+ 8319 =5.368 及 na = 694.575(r /min)可计算出 nh = naii = 694.5755.368 =129.392( r/min)na-nh=694.575-129.392=565.183( r/min)iahg = = - z g z h =- 3119 ng-nh=- 3119565.183=346.402( r/min)故太阳轮a 的循环次数为 (nl)a = 60 565.183 3 72000 = 7.325109行星轮g 的循环次数为(nl)g = 60346.402 72000 = 1.496109因 nl n0，故取 z n = 1于是有太阳轮a 的许用接触应力为 = 13801.2111=1150（n /mm2）行星轮g 的许用接触应力为 = 13341.2111=1112（n /mm2）计算时应取较小的 =1112（n /mm2）将以上各值代入按接触强度计算的中心距aw (1.278+1) =115.23(mm)圆整中心距，取工作中心距 aw = 115(mm) 。b. 确定齿轮模数m m= 2aw z a+ z g = 2脳115c19+31 = 4.6根据bg1357-87，取m=4.5(mm)。c. 确定变位系数xa 、xg因工作中心距 aw=115( mm )标准中心距 a = m (z a+ z g)2 = 4.5脳5c02 =112.5( mm )比较 aw a，故外齿轮副 a-g 要采用变位齿轮传动（正传动）按下式计算啮合角 inv = tg+inv 和 cos = cos计算得啮合角 = 25.38总变位系数 = xa + xg= 0.7843按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配xa = 0.5113 ，xg = 0.2730 。d. 校核接触强度根据公式有 = (n /mm2) 按 = 0.784350 =0.0156 ,查表得 z h =2.1小齿轮分度圆直径 da= m z a =4.519=85.5（mm）根据 vha = = =2.532 所以重新取 kv =1.4，那么k = 1.6352将所求的各值代入接触强度校核公式 = = 1014.026 = 1112(n /mm2) 所以满足接触强度。e. 校核弯曲强度弯曲强度的校核公式为 = 2kt蠄d z a 2m3 y f y s y f 齿行系数 y s 齿根应力集中系数许用弯曲应力安下式计算 = y n y x y n 弯曲寿命系数 y x 尺寸系数查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（n /mm2）因行星轮g 在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取 =7500.8=600（n /mm2）安全系数 s f 取为 s f =1.75 尺寸系数 y x =1弯曲寿命系数 y n = 因齿轮的应力循环次数nl均大于4106，故取 y n =1对太阳轮 = 7501.75 11=429 (n /mm2)对行星轮g = 6001.75 11=343 (n /mm2)根据载荷分布系数 k f尾 = 1+（-1）查表得 = 0.49 ， = 1.2故 k f尾 = 1+(1.2-1)0.49 = 1.098从而载荷系数 k = = 11.41.098 = 1.537转矩 t = 9.55106pnakphnp = 9.55 = 2.108106 (nmm)齿行系数查表有 太阳轮a y f =2.08行星轮g y f =1.98齿根应力集中系数 y s 查表有 太阳轮a y s =1.83行星轮g y s =1.97将求得的各值代入弯曲强度校核公式有太阳轮a 的齿根弯曲应力 = 2.08 1.83 =291.235 =429 (n /mm2)行星轮g 的齿根弯曲应力 = 1.98 1.97 =291.612 =343 (n /mm2)所以都满足弯曲强度。b）内齿轮副g-b 的强度计算a.变位系数的确定标准中心距 a = = =117a aw =115 (mm) 故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角 inv = 2(xb-xg) z b- z gtg+inv 和 cos = cos得 = 18 掳1012，总变位系数 = xb - xg = - 0.00438 已有xg =0.2730 所以xb =0.2686b. 校核接触强度根据校核的公式 = 查表有 z e =189.8按 = -0.0043852 = -0.000084 ，查表得zh =2.5齿数比 u = z bz g = 8331 =2.677小齿轮分度圆直径g = m =4.531=139.5（mm）齿宽系数 查表取 =0.315转矩 t = k ph z g z a =2.021063119 = 3.296106 (nmm)根据 =0.238 ， 查图取 = 1.02根据 vha = = =3.8923查图有 = 0.3 = 1+( 0.3 = 1 k = = 11.41 = 1.4许用接触应力 = 蟽l0h sh z n z r z v 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有 =2hb+70=2265+70=600（n /mm2）因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果， 当 / =83/31=2.6772 时应将 降低8%，即内齿轮b 的接触疲劳极限=6000.92=552（n /mm2）安全系数取为 =1.1， =1.2， =1内齿轮b 的应力循环基数 = 30 hb2.4 =1.96107内齿轮b 轮齿的应力循环次数 按下式计算(n l) b = 60na-nhnpt = 60 129.392372000=1.667109因,故 =1于是内齿轮b 的许用接触应力 = 5521.1 11.21 =602.4（n /mm2）将求得的个值代入接触强度的校核公式有 = =563.057 =602.4（n /mm2）c.校核弯曲强度弯曲强度的校核公式为 = y f y s 蟽f许用弯曲应力按下式计算 = y n y x 查表齿根弯曲疲劳强度极限 = 1.8hb =1.8265=477（n /mm2） y n =1, y x =1, =1.75, 蟽f = 4771.75 11 =273（n /mm2）查表有 渭f = 0.45， = 1.075 于是 = 1+（ 胃b -1） 渭f =1+(1.02-1)0.45 =1 k = kakvkh尾 =11.0751=1.075扭矩 t = k ph z g z a =2.1081063119 = 3.439106 (nmm)取内齿轮b 的齿形系数 y f =1.96应力集中系数 y s =1.97行星轮的齿根弯曲应力 = =283.222 蟽f=343（n /mm2）内齿轮b 的齿根弯曲应力 = =274.956 蟽f=273（n /mm2）但未超过5%，所以满足弯曲强度。校核结果表明，此传动的承载能力满足要求。3.7.2第二级行星减速器的设计计算1)选择行星传动的类型为2k-ha。2)选择齿轮的材料及热处理太阳轮和行星轮均选用18cr2ni4wa，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮a的硬度hrc=60；行星轮g的硬度hrc=58。内齿圈b选用40cr调质，硬度为hb=256。3)此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为。采用太阳轮a 浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数kp 的数值取为：=1.1（计算接触强度时）； =1.15（计算弯曲强度时）。4)行星轮个数的确定：由公式=1-得， = 1- = 1-4.66 = -3.66 ,=3.66，由此查表得取行星轮的个数为=3。5)确定各轮的齿数、: = =p=-1=4.66-1=3.66首先试选太阳轮a 的齿数 =18,则=p =3.6618=65.88同时考虑“转配条件” = e，故取 =66,即e = =21中心齿轮圆整后数p = = =3.667,其传动误差 甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用；其次计算行星轮g 的名义齿数值= = = 24取 = 0，选取高变位齿轮传动，所以 = 23 。6)强度计算a）外齿轮副a-g 的强度计算a.计算中心距aw根据公式 (u+1) 式中各参数的数值计算如下：齿数比 u = = = 1.278齿宽系数 查表取为： = = (a = 0.7 材料系数 z e 查表取 =189.8 节点啮合系数 z h查表得 =2.5转矩 t i 根据公式 = 9.55= 9.55=3.82 nmm载荷系数 k = 工作情况系数 查表得 =1动载荷系数 查表得 =1.3载荷分布系数 = 1+(查表得 = 1.2 ， = 0.84故 = 1+( = 1.168 k = 1 = 1.518许用接触应力 按下式计算： = z n z r z v （n /mm2）齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23hrc对太阳轮a =2360=1380（n /mm2）对行星轮g =2358=1334（n /mm2）安全系数 s h 取为 s h =1.2齿面光洁度系数 z r =1.0速度系数 z v =1接触寿命系数 z n = 6n0n其中应力循环系数 n0 = 30hb2.4对太阳轮a n0 = 30=1.47108对行星轮g n0 =30 =1.28108齿轮的应力循环次数nl按下式计算对太阳轮a 为 (nl)a =60na-nh npt对行星轮g 为 (nl)g =60ng-nht按每天工作24 小时，每年工作300 天，使用寿命10 年，计算出t=2430010=72000 (h)根据传动比 ii = iabh = 1+ z b z a = 1+ 6618 =4.667 及 na = 694.575(r /min)可计算出 nh = naii = 694.5754.667 =148.357( r/min)na-nh=694.575-148.357=546.218( r/min)iahg = = - z g z h =- 3119 -=- 546.218=346.402( r/min)故太阳轮a 的循环次数为 = 60 565.183 3 72000 = 7.325行星轮g 的循环次数为 = 60346.402 72000 = 1.496109因 ，故取 z n = 1于是有太阳轮a 的许用接触应力为 = 111=1150（n /）行星轮g 的许用接触应力为 = 111=1112（n /）计算时应取较小的 =1112（n /mm2）将以上各值代入按接触强度计算的中心距 (1.278+1) =193.40(mm)圆整中心距，取工作中心距aw =193(mm)b.确定齿轮模数m m= = = 7.72根据bg1357-87，取m=8(mm)。c.确定变位系数xa 、xg因工作中心距 aw=193( mm )标准中心距 a = = =187.5( mm )比较 a，故外齿轮副 a-g 要采用变位齿轮传动（正传动）按下式计算啮合角 inv = tg+in