机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）-MG100采煤机总成设计（全套图纸） .doc

2011届毕业设计说明书 mg100采煤机总成设计 系 、 部： 机械工程系 学生姓名： 指导教师： 职称 教授 专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 机本0701班 完成时间： 2011年5月 摘 要mg100-bw滚筒式采煤机是采用电机驱动、横向布置，用以开采较薄煤层的无链液压牵引采煤机，机面高度低，装机功率较大，具备截割硬煤、夹矸和爬坡的能力和过断层的能力。采煤机的类型很多，但多以双滚筒采煤机为主。双滚筒采煤机主要由截割部、牵引部、电气系统和辅助装置组成。采煤机各个部分协调工作，实现采煤机对煤矿开采的目的。mg100采煤机的调高系统运动模型为曲柄摇块机构。通过液压油缸的推或拉，实现摇臂成角度摆动。关键词：采煤机；总成设计；齿轮全套cad图纸，加153893706 abstractmg100-bw shearer drum drive motor is used, horizontal layout for the non-chain thin seam mining hydraulic shearer, machine height is low, a larger installed power, with the cutting of hard coal, and partings climbing ability and the ability to have faults. many types of coal mining, but more than double drum shearer-based. mainly by the double-drum shearer cutting unit, traction department, composed of electrical systems and auxiliary devices. coordination of the various parts of shearer to achieve the purpose of coal mining on the coal mining. mg100 shearer movement model system for the crank to increase the block body shaking. the hydraulic cylinder to push or pull, to achieve the angle into the swing arm.key words:shearer；assembly design；gear目录1 mg100采煤机主要技术参数错误！未定义书签。1.1采煤机的组成和总体分布错误！未定义书签。1.1.1 采煤机的组成错误！未定义书签。1.1.2 采煤机总体布置错误！未定义书签。2 液压系统错误！未定义书签。2.1主油路系统错误！未定义书签。2.1.1主油路错误！未定义书签。2.1.2补油和热交换回路错误！未定义书签。2.2保护系统错误！未定义书签。2.2.1恒压控制和电动机超载保护错误！未定义书签。2.2.2高压保护错误！未定义书签。2.2.3液压马达制动错误！未定义书签。2.3操作系统错误！未定义书签。2.3.1液压牵引系统开启错误！未定义书签。2.3.2摇臂调高系统液压操作和手动操作错误！未定义书签。3 采煤机传动系统错误！未定义书签。3.1牵引部传动系统错误！未定义书签。3.1.1牵引部液压马达选取错误！未定义书签。3.1.2牵引部传动比设计错误！未定义书签。4 液压传动部传动系统错误！未定义书签。4.1 液压传动部电动机选取错误！未定义书签。4.2 液压传动部辅助泵选取错误！未定义书签。4.3 液压传动部主泵选取错误！未定义书签。4.4 液压传动部传动比错误！未定义书签。4.5 采煤机总传动简图错误！未定义书签。5 采煤机传动系统齿轮设计错误！未定义书签。5.1液压传动部齿轮设计错误！未定义书签。5.1.1液压传动部各轴的传递功率及扭矩计算错误！未定义书签。5.1.2按齿根弯曲疲劳强度设计液压传动部齿轮错误！未定义书签。5.1.3按齿面接触疲劳强度校核液压传动部齿轮错误！未定义书签。5.1.4校核液压传动部其他齿轮是否符合设计要求错误！未定义书签。5.2牵引部齿轮设计错误！未定义书签。5.2.1牵引部各轴的传递功率及扭矩计算错误！未定义书签。5.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计牵引部齿轮错误！未定义书签。5.2.3按齿面接触疲劳强度校核牵引部齿轮错误！未定义书签。5.2.4 牵引部行星轮机构设计错误！未定义书签。5.2.4.1牵引部行星轮机构传动比及模数设计错误！未定义书签。5.2.4.2按齿根弯曲疲劳强度设计行星轮齿轮错误！未定义书签。5.2.4.3按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮错误！未定义书签。5.2.4.4按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮错误！未定义书签。5.2.5 牵引部行走齿轮设计错误！未定义书签。5.2.5.1按齿轮接触疲劳强度设计错误！未定义书签。5.2.5.2按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮错误！未定义书签。5.2.5.3大齿轮的强度校核错误！未定义书签。6 采煤机部分传动轴的设计及校核错误！未定义书签。6.1初步设计轴的最小直径错误！未定义书签。6.2按弯扭合成应力校核轴的强度错误！未定义书签。7 采煤机箱体设计错误！未定义书签。7.1采煤机箱体力学模型错误！未定义书签。7.2采煤机壁厚计算错误！未定义书签。8 采煤机调高系统设计错误！未定义书签。8.1调高油缸的选择错误！未定义书签。8.2调高方案设计错误！未定义书签。参考文献错误！未定义书签。致谢错误！未定义书签。附录错误！未定义书签。error! not a valid bookmark self-reference.1 mg100采煤机主要技术参数mg100采煤机主要参数如表1所示:表1 mg100采煤机主要参数项目内容采煤范围m0.761.40装机功率kw240截割功率kw1002牵引功率kw40滚筒直径mm0.76；0.8；0.85；0.9；1.0滚筒截深mm630；700；800牵引力kn150调速方式液压控制，无级调速工作面倾角30 机面高度mm640滚筒转速r/min90.8牵引速度m/min05牵引方式摆线轮销轨式无链牵引整体机重t12 mg100-bw滚筒式采煤机是采用电机驱动、横向布置，用以开采较薄煤层的无链液压牵引采煤机，机面高度低，装机功率较大，具备截割硬煤、夹矸和爬坡的能力和过断层的能力。适用于煤层厚度0.761.40米，煤层工作面倾角30，顶、底板不过于松软的普采或高档普采工作面，完成落煤和装煤作业。可在混有甲烷、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。1.1采煤机的组成和总体分布1.1.1 采煤机的组成采煤机的类型很多，但多以双滚筒采煤机为主。双滚筒采煤机由以下几部分组成：1、 截割部截割部主要包括摇臂齿轮箱，机头齿轮箱、滚筒及附件。截割部主要承担落煤、碎煤和装煤工作2、 牵引部牵引部由牵引传动装置和牵引机构组成。牵引机构可分为无链牵引和有链牵引，此次mg100采煤机总成设计中的采煤机采取无链牵引。牵引部主要是控制采煤机沿工作面运行，同时达到过载保护的目的。3、 电气系统电气系统主要是给采煤机提供动力，并对采煤机进行过载保护及动作控制4辅助装置辅助装置主要包括挡煤板，底托架，喷雾冷却装置和调高装置等。采煤机各个部分协调工作，实现采煤机对煤矿开采的目的。1.1.2 采煤机总体布置此次mg100采煤机总体布置方式如图1所示。图1 采煤机总体布置1-滚筒；2-摇臂；3-截割部；4-牵引部；5液压传动部；6-电气控制部采煤机总体结构如图2所示图2 采煤机总体结构1-左摇臂；2-主箱体；3-右摇臂；4-左导向滑靴1；5-左导向滑靴2；6-右导向滑靴1；7-右导向滑靴2；8-右旋滚筒；9-左弧形挡煤板；10-左弧形挡煤板；11-左旋滚筒；12-左行走箱；13-右行走箱；14-左调高油缸；15-右调高油缸2 液压系统mg100-wb型采煤机牵引液压系统包括主油路系统、保护系统和操作系统。液压系统如图3所示。图3 采煤机液压系统2.1主油路系统主油路系统包括主油路、补油和热交换回路2.1.1 主油路由zb125型斜轴式轴向柱塞泵（q=125ml/r）和两个并联的bm-es630摆线液压马达（q=625ml/r）组成闭合回路。2.1.2补油和热交换回路系统的补油是由辅助泵3经粗过滤器4从油池中吸油，液压油经过精过滤器5、单向阀8或者单向阀9从主回路的低压侧进入主泵1，补偿系统的泄露和建立系统背压。辅助泵是齿轮泵，只能单向工作，不允许反转。若电动机因为接线有误而瞬时反转时，齿轮泵可经由单向阀7吸油，防止吸空。溢流阀6用来限制辅助泵的最大压力。系统的冷热油交换通过整流阀10、背压阀11和冷却器12实现。整流阀10是一个三位五通的换向阀，由主油路高压侧压力油控制整流阀自动转换。若主油路a为高压侧，则整流阀向下动作；b油路低压热油一部分经整流阀10、背压阀11、冷却器12和单向阀13进入油池冷却，另一部分继续供给主液压泵。由于补偿单向阀8和9在结构位置上靠近主液压泵，故由辅助泵排除的冷油能及时经由补偿单向阀8或9供给主液压泵。整流阀10中位的2个节流孔的作用是产生一定的降压，使调速手把给速后，整流阀能够立即动作，防止换向阀冲击并保证冷热油交换的可靠进行。单向阀13的作用是为了在更换冷却器时使油池不向外泄露。2.2 保护系统保护系统包括恒压控制和电动机超载保护、高压保护和马达制动。2.2.1 恒压控制和电动机超载保护恒压控制特性属性如图4所示。图中ab位牵引速度限制线，bc为牵引力限制线，由oacd所围成区域内的任一点均是该液压传动系统可以工作的工况点。若把速度调节为x，如图虚线所示，则在机器牵引过程中，由于外界负载的变化，系统的工作点将沿着虚线方向来回移动。当牵引阻力达到ac线以后，牵引速度沿cd方向下降。当牵引阻力降低后，牵引速度又恢复到原来的调定值。图4 恒压控制属性 整个控制过程是由换向阀16、换向阀19，变量油缸17和溢流阀18共同作用完成的。当采煤机负载正常时，换向阀19处于右阀位，液压油经由换向阀19和换向阀16进入变量油缸17，调动液压油缸弹簧，使主泵输出流量处于设定数值，此时机器的牵引速度也处于设定数值。当采煤机超载工作时，主油路工作压力超出溢流阀18设定数值，溢流阀溢流，一部分液压油进入换向阀19，换向阀19换向到左阀位，另一部分液压油经节流阀流入油池，目的使保证换向阀19的稳定性。由于换向阀19处于左阀位，液压油缸左右油缸联通，液压油缸弹簧恢复平衡，主泵流量减小，机器的牵引速度减小。一旦采煤机负载恢复正常，主油路工作压力恢复正常，溢流阀18不溢流，换向阀19回到右阀位，液压油经换向阀19和换向阀16进入变量油缸，推动变量油缸中的弹簧朝主泵流量增加方向伸缩，主泵流量恢复设定数值，机器牵引速度恢复设定数值。采煤机在工作时，电动机大部分功率都消耗于截煤，当牵引速度选择过大或者遇到夹矸时，截割功率增加，电动机将超载工作。若电动机长期超载工作，会引起电动机和机械零部件损坏。采用的恒压保护系统可使电动机工作在额定功率之下。当工作负载过大时，机器牵引速度减小，以减小电动机输出功率；当工作负载过小时，机器牵引速度增加，直到牵引速度恢复到设定值。2.2.2 高压保护采煤机工作时，经常遇到鳖卡现象，牵引阻力突然增加会使液压系统的工作压力急剧上升。由于恒压控制受分流阻尼的影响，牵引速度下降比较慢，因此系统压力会继续上升。因此，系统中设置了高压安全保护系统，以限制系统的最高压力。高压保护依靠安全阀20来实现。当系统压力达到一定数值时，安全阀20开启溢流，溢出的油液回到主回路低压侧，系统压力不再上升，牵引速度很快下降，实现液压系统的超载保护。另外，一旦溢流阀18动作失灵，安全阀20可以起到二次保护的作用。2.2.3 液压马达制动当采煤机正常工作时，若因故停电，使主液压泵突然停止向液压马达供液，而液压马达仍在转动，必须有相应的制动装置使液压马达制动。系统中的液压制动器能实现液压马达制动。当突然因故停电，辅助泵停止供油时，液压制动器将在弹簧力的作用下实现液压马达的制动。2.3操作系统2.3.1 液压牵引系统开启当手把14处于中间位置时，换向阀处于中位，主液压泵和辅助泵不开启。当手把14左旋或者右旋时，换向阀16换向，主液压泵和辅助泵工作，液压系统开启。液压油经换向阀19右阀位、换向阀16左或右阀位进入变量油缸，变量油缸对主液压泵流量起到调节作用。2.3.2 摇臂调高系统液压操作和手动操作液压系统开启后，按下调高阀22，液压油从辅助泵经调高阀22作用于换向阀23，换向阀23换向，调高油缸油路和辅助泵接通，调高油缸工作。当松开按键时，在液压锁的作用下，调高油缸锁定在该位置。安全阀25用来防止滚筒截割时掉高泵过载。安全阀27限制调高泵的工作压力。由于连接调高泵的2个换向阀串联，所以调高泵只能先后相继动作。手动作用于换向阀23，实现手动操作，将换向阀23打到左或右阀位时，调高油缸工作，当将换向阀打到中位时，调高油缸锁定。3采煤机传动系统3.1 牵引部传动系统 3.1.1 牵引部液压马达选取当采煤机牵引速度为5m/min时，牵引部功率最大。为：p=fv=150560=12.5kw由于传递过程中存在功率损失，故选取的液压马达功率应远大于12.5kw,偏于安全考虑，选取a2fe80型液压马达。a2fe80液压马达技术参数如表2所示。表2 a2fe80液压马达技术参数排量ml/r最高转速r/min额定压力mpa最高压力mpa理论扭矩nm功率kw旋转方向8033503540445156双向3.1.2 牵引部传动比设计液压马达的转速由其输入流量决定。根据mg100-bw的技术参数，mg100-bw采煤机牵引部的输入转速为486.5r/min，输出转速为5.7r/min，故mg100-bw采煤机牵引部理想总传动比为：n理想=486.55.7=85.35该传动比非常巨大，故需要采取行星轮减速机构。采用nwg行星轮减速机构，其传动比范围为1.13至13.7。nwg型心轮机构简图如图3.1所示图5 行星轮机构选取za=13, zc=23, zb=59, cs=3,传动比为5.54。一级行星轮减速机构显然不能满足要求，故采用两级行星轮减速机构，两级行星轮均采用nwg型，如图3.2所示。图6 二级行星轮机构选取za1=13, zc1=23, zb1=59, cs1=3, 选取za2=13, zc2=23, zb2=59, cs2=3总传动比为30.69传动比分配85.3530.69=2.62取齿轮一齿数30，齿轮二齿数61，齿轮三齿数72，传动比：n1=7230=2.4取行走轮一齿数6，行走轮而齿数7，传动比：n2=76=1.17n1n2=2.8n实际=2.830.69=85.93n实际-n理想n理想=0.7%误差在5%以内，符合设计要求。4液压传动部传动系统4.1 液压传动部电动机选取由于采煤机工作环境恶劣，工作环境的空气中常混有甲烷、煤尘、硫化氢等易燃易爆物质，故须采用隔爆电机。根据采煤机mg100-bw技术参数，采煤机电机选用电动机ybrb-40。电动机ybrb-40的技术参数如表3所示表3 ybrb-40电机的技术参数额定功率kw转速r/min效率%电压v40145092.33804.2 液压传动部辅助泵选取辅助泵选用cbk1016型齿轮泵。cbk1016型齿轮泵技术参数如表4所示表4 cbk1016c齿轮泵技术参数公称排量ml/l额定压力mpa最高压力mpa额定转速r/min16163020004.3 液压传动部主泵选取主泵选用zb55型斜轴式轴向柱塞泵。zb55型斜轴式轴向柱塞泵技术参数如表5所示表5 zb55型斜轴式轴向柱塞泵技术参数公称排量ml/l额定压力mpa最高压力mpa额定转速r/min55253222004.4 液压传动部传动比液压传动部的输入转速为1450r/min，辅助泵输出转速为1342.4r/min，主泵输出转速为1647.7r/min电机和辅助泵间的理想传动比为：n理想1=14501342.4=1.08辅助泵和主泵间的理想传动比为：n理想2=1342.41450=0.92选取齿轮1齿数为25，齿轮2齿数为33，齿轮3齿数为27n实际1=2725=1.08选取齿轮4齿数为33，齿轮5齿数为23，齿轮6齿数为22n实际2=2225=0.88n实际1-n理想1n理想1=0n实际2-n理想2n理想2=-4.3%误差在5%以内，符合设计要求。液压传动部传动简图如图8所示图8 液压传动部传动简图4.5 采煤机总传动简图采煤机总传动简图如图9所示图9 采煤机总传动图5采煤机传动系统齿轮设计5.1 液压传动部齿轮设计液压传动部传动简图10如图所示图10 液压传动部传动简图5.1.1 液压传动部各轴的传递功率及扭矩计算齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取0.98。轴承的传递效率取0.98。轴1的功率p1=40kw轴1的扭矩t1=95.5105p1n1=263.45103nmm轴2的功率p2=400.98=39.20kw轴2上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩轴3的功率p3=400.983=37.65kw轴3的扭矩t3=95.5105p3n3=267.81103nmm轴4的功率p4=400.985=36.16kw轴4上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩轴5的功率p5=400.987=34.73kw轴5的扭矩t5=95.5105p5n5=210.4103nmm轴6的功率p6=400.988=34.03kw轴6的扭矩t6=95.5105p6n6=197.24103nmm液压传动部各轴传动功率及扭矩如表6所示表6 各轴传动功率及扭矩轴号传递扭矩kw传递功率nmm140263.45103 239.200337.65267.81103 436.160534.73210.4103 634.03197.24103 5.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计液压传动部齿轮齿轮选用20crmnni材料，按7级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为fe=860mpa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数n计算，n1=60njlh，齿轮的工作寿命按工作15年，每年300天设计。n1=60145013001524=0.941010n2=60109823001524=1.41010n3=60134223001524=1.71010n4=60109823001524=1.41010n5=60157623001524=2.01010n6=60164713001524=1.11010齿轮1至齿轮6弯曲疲劳寿命系数均取kfn=0.80计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.5f=kfnfes0.88601.5=458.67mpa试选载荷系数kt=2.0查齿形系数和应力校正系数yfa1=2.62 ysa1=1.59 yfa2=2.49 ysa2=1.64计算大小齿轮的yfa1ysa1f，并加以比较，取其中的较大值。yfa1ysa1f=0.009082yfa2ysa2f=0.008903计算小齿轮模数mt32kttdz2(yfaysaf)mt32ktdz2(yfa1ysa1f)=322.02.6310512520.009082=2.48取mt=3计算尺宽和齿宽高比d1t=mtz1=325=75mmb=dd1t=75mm，按结构要求，取b=60mmh=2.25mt=6.75bh=606.75=8.89计算圆周速度vt=d1tn1601000=5.69m/s根据vt=5.69m/s，6级精度，查图10-8得到动载系数kv=1.07直齿轮kh=kf=1查得使用系数ka=1.75由bh=606.75=8.89，kh=1.10，得到kf=1.09。k=kakvkfkf=2.04按实际载荷系数校正齿轮模数m=mt3kkt=3.02小齿轮选用推荐模数m=4。5.1.3 按齿面接触疲劳强度校核液压传动部齿轮d2.323ktdu+1u(zeh)2确定公式内的各计算数值计算载荷系数kk=kakvkhkh=2.06查得材料弹性影响系数ze=188mpa查得接触疲劳系数khn=0.85查得齿轮疲劳强度hlim=1500mpa计算接触疲劳需用应力 取安全系数s=1h=khnhlims=0.8515001mpa=1275mpa计算2.323ktdu+1u(zeh)2=63.7100设计符合要求。5.1.4 校核液压传动部其他齿轮是否符合设计要求液压传动部其它齿轮齿根弯曲强度校核f=2ktyfaysadm3z2f=458.67mpa确定公式内的各计算数值d2=mz2=433mm=132mmd3=mz2=427mm=108mmd4=mz2=433mm=132mmd5=mz2=423mm=92mmd6=mz2=422mm=88mmd2=1d3=1d4=1d5=1d6=0.4yfa2=2.49 ysa2=1.64yfa3=2.57 ysa3=1.60yfa4=2.49 ysa4=1.64yfa5=2.69 ysa5=1.575yfa6=2.72 ysa6=1.57v2=7.59m/sv3=7.59m/sv4=7.59m/sv5=7.59m/sv6=7.59m/s由于齿轮的圆周速度相同，故均取k=2.04f2=2ktyfa2ysa2d2m3z22=69.11mpa458.67mpaf3=2ktyfa3ysa3d3m3z32=80.00 mpa458.67mpaf4=2ktyfa4ysa4d4m3z42=63.35mpa458.67mpaf5=2ktyfa5ysa5d5m3z52=91.48 mpa458.67mpaf6=2ktyfa6ysa6d6m3z62=235.53 mpa458.67mpa齿根弯曲强度符合要求。其它齿轮的齿面接触强度校核。d2.323ktdu+1u(zeh)2确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均相同为v=7.59m/s，故取k=2.06u2=0.82u3=1.22u4=0.82u5=0.70u6=0.96b2=55mmb3=60mmb4=55mmb5=60mmb6=40mmze=188mpad22.323ktdu+1u(zeh)2=68.9132d32.323ktdu+1u(zeh)2=64.3108d42.323ktdu+1u(zeh)2=67.8132d52.323ktdu+1u(zeh)2=58.792d62.323ktdu+1u(zeh)2=60.088设计符合要求。各齿轮的几何尺寸d1=mz1=100mmd2=mz2=132mmd3=mz3=108mmd4=mz4=132mmd5=mz5=92mmd6=mz6=88mm液压传动部齿轮几何参数如表7所示表7 各齿轮几何参数齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6模数（mm）444444压力角（）202020202020分度圆直径（mm）1001321081329288齿轮宽度（mm）605560556040齿轮1和齿轮2的中心距a12=116mm齿轮2和齿轮3的中心距a23=120mm齿轮3和齿轮4的中心距a34=120mm齿轮4和齿轮5的中心距a45=112mm齿轮5和齿轮6的中心距a56=90mm5.2 牵引部齿轮设计牵引部传动简图如图11所示图11 牵引部传动简图5.2.1 牵引部各轴的传递功率及扭矩计算齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取0.98。轴承的传递效率取0.98。轴7的功率p7=17.5kw轴7的扭矩t7=95.5105p7n7=343.53103nmm轴8的功率p8=17.50.98=17.15kw轴8上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩轴9的功率p9=17.50.983=16.47kw轴9的扭矩t9=95.5105p9n9=142.19103nmm轴10的功率p10=p9轴10的扭矩t10=t9 轴11的功率p11=17.50.985=15.82kw轴11的扭矩t11=95.5105p11n11=745.31103nmm轴13的功率p13=p11轴13的扭矩t13=95.5105p13n13=4172.90103nmm 轴14的功率p14=17.50.987=15.19kw轴14的扭矩t14=95.5105p14n14=3963.51103nmm轴16的功率p16=17.50.988=14.89kw轴16的扭矩t16=95.5105p16n16=21543.00103nmm轴17的功率p17=17.50.9810=14.30kw轴17的扭矩t17=95.5105p17n17=23958.77103nmm牵引部各轴传动功率及扭矩如表8所示表8 各轴传动功率及扭矩轴号传递扭矩kw传递功率nmm717.5343.53103 817.150916.47142.19103 1016.47142.19103 1115.82745.31103 1315.824172.90103 1415.193963.51103 1614.8921543.00103 1714.3023958.77103 5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计牵引部齿轮齿轮选用20crmnni材料，按7级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为fe=860mpa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数n计算，n=60njlh，齿轮的工作寿命按工作15年，每年300天设计。n7=6048613001524=3.1109n8=6023923001524=3.1109n9=6020213001524=1.31010齿轮7至齿轮9弯曲疲劳寿命系数均取kfn=0.82计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.5f=kfnfes0.828601.5=470.13mpa试选载荷系数kt=2.0查齿形系数和应力校正系数yfa7=2.52 ysa7=1.625 yfa8=2.28 ysa8=1.73计算大小齿轮的yfaysaf，并加以比较，取其中的较大值。yfa7ysa7f=0.008928yfa8ysa8f=0.008600计算小齿轮模数mt32kttdz2(yfaysaf)mt32ktdz2(yfa1ysa1f)=322.03.4410513020.008928=2.39取mt=3计算尺宽和齿宽高比d7t=mtz1=330=90mmb=dd7t=90mm，根据结构取b=60mmh=2.25mt=6.75bh=606.75=8.89计算圆周速度vt=d1tn1601000=2.29m/s根据vt=2.29m/s，7级精度，查得到动载系数kv=1.02直齿轮kh=kf=1查得使用系数ka=1.75由bh=606.75=8.89，kh=1.5，得到kf=1.5。k=kakvkfkf=2.68按实际载荷系数校正齿轮模数m=mt3kkt=3.3小齿轮选用推荐模数m=4。按齿面接触疲劳强度校核齿轮d72.323ktdu+1u(zeh)2确定公式内的各计算数值计算载荷系数kk=kakvkhkh=2.68查得材料弹性影响系数ze=188mpa查询接触疲劳系数khn=0.85查得齿轮疲劳强度hlim=1200mpa计算接触疲劳需用应力取安全系数s=1h=khnhlims=0.8512001mpa=1020mpa计算d72.323ktdu+1u(zeh)2=72.0120设计符合要求。校核其它齿轮是否符合设计要求其它齿轮齿根弯曲强度校核f=2ktyfaysadm3z2f=470.13mpa确定公式内的各计算数值d7=mz7=461mm=244mmd8=mz8=472mm=288mmd7=1d8=1yfa7=2.28 ysa7=1.73yfa8=2.24 ysa8=1.75v7=3.07m/sv8=3.07m/s由于齿轮的圆周速度接近，故均取k=1.97f7=2ktyfa2ysa2d2m3z22=43.79mpa470.13mpaf8=2ktyfa3ysa3d3m3z32=35.38 mpa470.13mpa齿根弯曲强度符合要求。5.2.3 按齿面接触疲劳强度校核牵引部齿轮d82.323ktdu+1u(zeh)2确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均接近为v=3.07m/s，故取k=2.1u8=2.03u9=1.18b8=90mmb9=85mmze=188mpad82.323ktdu+1uzeh2=82.9240d92.323ktdu+1uzeh2=86.5288接触疲劳强度均小于h=1020mpa，设计符合要求。各齿轮的几何尺寸d7=mz1=120mmd8=mz2=244mmd9=mz3=288mm牵引部齿轮1齿轮2齿轮3几何参数如表9所示表9 齿轮几何参数齿轮7齿轮8齿轮9模数（mm）444压力角（）202020分度圆直径（mm）120244288齿轮宽度（mm）959085齿轮7和齿轮8的中心距a12=182mm齿轮8和齿轮9的中心距a12=266mm 5.2.4 牵引部行星轮机构设计5.2.4.1 牵引部行星轮机构传动比及模数设计采用两级nwg行星轮机构，机构简图如图12所示图12 行星轮结构简图设高速级和低速级的外啮合材料和齿面硬度相同。取两级行星轮的传动比相同，故i=5.54。取cs=3，查表得到：z10=13,z11=23,z12=59,z13=13,z14=23,z15=59按接触疲劳强度初算齿轮a1至齿轮c1的中心距和模数输入转矩t10=955016.47202.71=142.19103nmm设载荷不均匀系数kc=1.15太阳轮传递的扭矩t12=t10cskc=391.48nmm齿数比u=z11z10=1.77，太阳轮和行星轮的材料用20crmnti，吃面硬度为6062hrc（太阳轮）和5658hrc（行星轮）hlim=1500n/mm3,hp=0.9hlim=1350 n/mm3取齿宽系数a=0.5,载荷系数k=1.8齿面强度计算公式计算中心距a=aau+1kt10auhp2=4831.77+131.8391.480.51.7713502=101.52模数m=2az10+z11=5.63取模数m=6齿轮10和齿轮11未变位时的中心距a=m2z10+z11=108mm预取啮合角10、11=2230齿轮10和11的中心距变动系数y=12z10+z11(coscos10、11-1)=0.308中心距a=a+ym=109.85mm取实际中心距a=110mm计算齿轮10和11实际中心距变动系数和啮合角y=a*-am=0.33a*=arccosaa*cos=224123计算变为系数x10、11=z10+z11inv-inv2tan=0.300取x10=0.2，则x11=0.1由于齿轮11和齿轮12的齿数均超过17，故齿轮12的变为系数x12=-0.1=-x11由于齿轮13、齿轮14和齿轮15的构成的行星轮机构和齿轮10、齿轮11齿和轮12构成的行星轮机构相同，故他们的几何参数也一样。5.2.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计行星轮齿轮齿轮选用20crmnni材料，按7级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为fe=860mpa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数n计算，n=60njlh，齿轮的工作寿命按工作15年，每年300天设计。n10=6020213001524=1.3109n11=6013423001524=1.7109齿轮10至齿轮11弯曲疲劳寿命系数均取kfn=0.84计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.5f=kfnfes0.848601.5=481.6mpa试选载荷系数kt=2.0查齿形系数和应力校正系数yfa10=3.20 ysa10=1.47 yfa11=2.72 ysa11=1.57计算大小齿轮的yfaysaf，并加以比较，取其中的较大值。yfa10ysa10f=0.009767yfa11ysa11f=0.008867计算小齿轮模数mt32kttdz2(yfaysaf)mt32kttdz2(yfa1ysa1f)=322.07.6010511320.009767=5.6计算尺宽和齿宽高比d10t=mtz1=5.613=72.8mmb=dd1t=72.8mm，取b=78mmh=2.25mt=12.6bh=72.812.6=5.78计算圆周速度vt=d1tn1601000=0.77m/s根据vt=0.77m/s，6级精度，查图10-8得到动载系数kv=1直齿轮kh=kf=1查表10-2使用系数ka=1.75由bh=7813.5=5.78，kh=1.3，得到kf=1.28。k=kakvkfkf=2.24按实际载荷系数校正齿轮模数m=mt3kkt=5.81小齿轮选用推荐模数m=6。d=mz10=613=78mmb=dd=78mm，取b=84mm5.2.4.3 按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮h=2.5ze2ktbd2u1uh确定公式内的各计算数值计算载荷系数kk=kakvkhkh=2.275由表10-6查得材料弹性影响系数ze=188mpa查询接触疲劳系数khn=0.85查图10-21齿轮疲劳强度hlim=1500mpa计算接触疲劳需用应力取安全系数s=1h=khnhlims=0.8512001mpa=1275mpa计算d112.323ktdu+1uzeh2=72.378设计符合要求。校核其它齿轮是否符合设计要求其它齿轮齿根弯曲强度校核f=2ktyfaysadm3z2f=458.67mpa确定公式内的各计算数值d11=mz4=622mm=132mmd12=mz5=659mm=354mmd5=1d6=0.4yfa11=2.72 ysa11=1.57yfa12=2.28 ysa12=1.73v11=0.77m/s依此取k=2.26f11=2ktyfa5ysa5d5m3z52=202.73 mpa470.13mpaf12=2ktyfa6ysa6d6m3z62=354.45mpa470.13mpa齿根弯曲强度符合要求。5.2.4.4 按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮d112.323ktdu+1uzeh2确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均接近为v=0.77m/s，故取k=2.3u11=1.69u12=2.68b11=78mmb12=72mmze=188mpad112.323ktdu+1uzeh2=101.1132d122.323ktdu+1u(zeh)2=148.79354接触疲劳强度均小于h=1020mpa，设计符合要求。各齿轮的几何尺寸d10=mz1=120mmd11=mz2=244mmd12=mz3=288mm行星轮机构中齿轮10齿轮11齿轮12的几何参数如表10所示：表10 齿轮几何参数齿轮10齿轮11齿轮12模数（mm）666压力角（）202020分度圆直径（mm）78132354齿轮宽度（mm）847872齿轮10和齿轮11的中心距a12=105mm齿轮11和齿轮12的中心距a12=243mm5.2.5 牵引部行走齿轮设计5.2.5.1 按齿轮接触疲劳强度设计齿轮选用zg35crmnsi材料，按7级精度计算。该材料齿轮为软齿面齿轮，故按照齿面接触疲劳强度进行设计设计公式d16t2.32ktdu+1u(zeh)2试选载荷系数kt=2.0取齿宽系数d=1查材料的弹性影响系数ze=188mpa12大小齿轮的接触疲劳强度均为hlim=700mpa计算应力循环次数n16=606.613001524=4.3107n17=605.6613001524=3.7107由此取接触疲劳寿命系数khn16=1.1n计算疲劳需用应力取安全系数s=1h16=khn16hlims=770 mpah17=khn17hlims=770 mpa计算d16t2.32ktdu+1u(zeh)2=2.32322.210712.171.17（188770）2=393.1mm计算圆周速度v=d16tn60000=0.136m/sb=dd16t=393.1mm计算齿宽和齿高之比mt=d16tz16=65.5bh=393.1147.4=2.67计算载荷系数根据v=d16tn60000=0.136m/s，7级精度，查得动载荷系数kv=1.0直齿轮kh=kf=1查使用系数ka=1.75由v=d16tn60000=0.136ms，