采煤机总体方案及截割减速器设计

1绪论1.1采煤机的研究现状与发展趋势我国和世界其他主要采煤国家一样，20世纪50年代采煤机械化尚处于开发和探索阶段。1950年，吉林蛟河煤矿首先引进使用前苏联KM-1型截煤机，实际上这是一种深截盘（截深1.62.0m）的煤层掏槽机械。1951年，黑龙江双鸭山煤矿首先引进使用了前苏联顿巴斯-1型采煤机（康拜因），这是一种深截框式采煤机械，截深1.2-1.6m。康拜因当时在我国得到了较广泛使用，据1957年煤炭工业部对开滦矿务局的12个工作面的抽样调查表明，这种机采比炮采具有较好的生产技术经济指标。引自文献（2）在破碎顶板条件下，鸡西矿务局小恒山矿改变康拜因的截深取得了成功。1960年该矿的201工作面顶板破碎，曾采用1.6m截深的康拜因采煤，因产量及工效低、材料消耗大，后研究改造原设备的截框，将截深缩为1.0m取得成功，月产量从原来的4256-7433t增加到11027-13722t。这也是从深截式向浅截式发展的一种尝试。使用截深0.6m的浅截式采煤机，则始于1964年鸡西矿务局小恒山矿，该矿首先引进使用波兰浅截式固定滚筒采煤机。阜新矿务局清河门矿则与1966年开始使用鸡西煤矿机械厂生产的MLQ-64型浅截式固定滚筒采煤机，并配用了SGW-44型可弯曲刮板输送机，开创了我国自行研制生产普通机械化采煤成套装备的新局面。经过5年连续生产，达到了高效、低耗和安全要求。于此同时，开滦、鸡西等矿务局把原来用的康拜因、截装机改成浅截式滚筒采煤机，取得了良好的效果。随后，在全国范围内广泛进行了这种采煤机的技术改造，成效显著，为进一步推动普通机械化采煤起到了重要的作用。20世纪70年代初期，我国煤矿使用的采煤机主要有：固定滚筒采煤机MLQ-64型和单摇臂滚筒采煤机MLQ1-80型，以及由截煤机、康拜因改装成的固定滚筒采煤机，此外尚有少量其他型滚筒采煤机，但都是属于80KW以下的小功率采煤机。70年代后期，由于综合机械化采煤装备的引进个发展，促进了中功率采煤机的研制成功，也改善并发展了普通机械化采煤装备。80年代初期，引进了采煤机的整体（如英国AM500型）和关键零部件（如德国EDW300型）的制造工艺技术，补充了我国发展大功率采煤机的不足。同时，还引进了国内尚缺的综采工作面三机或单机，如俄罗斯薄煤层K103型、用于急倾斜的AK-1型综采机和英国安德森420型爬底板采煤机、美国3LS-3E电牵引采煤机。在仿制的基础上，研制和发展了MLS3型系列、MAX型系列和AM500型系列。并在广泛吸收国外几种采煤机长处的基础上，结合我国煤田条件，自行设计了具有弯摇臂和无链牵引的MG行系列，同时也研制了一批适用与破碎顶板、大倾角、薄煤层等困难条件下的中功率采煤机。20世纪70年代中期，德国Eickhoff公司和美国JOY公司相继研制出直流电牵引采煤机。此后，世界上各主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开发。80年代后期出现了交流电牵引采煤机。90年代，开发出集电子电力、微电子、信息管理以及计算机智能技术于一体的大功率电牵引采煤机。如美国JOY公司的LS系列，英国Long-Airdox公司的Electura、EL系列，德国Eickhoff公司的EDW系列、SL系列，日本三井三池制作所的MCLE-DR系列等电牵引采煤机。电牵引采煤机以其性能参数优、可靠性高、自动化程度高、操作方便、监控保护及检测功能完善和经济效益高等有点被迅速推广使用。1991年，煤炭科学研究总院上海分院与波兰合作，在国内率先研制成功我国第一台采用交流交频调速技术的 薄煤层爬底板采煤机后，上海分院优先后研制成功了截割电动机纵向布置的交流电牵引采煤机、截割电动机横向布置的适用于中厚和较薄煤层的交流电牵引采煤机。目前，上海分院研制的MG系列电牵引采煤机已形成9大系列共几十个品种。到目前为止，国内采煤机生产厂家均对交流电牵引采煤机进行了大量的研制开发。如太原矿上机器集团有限公司与上海分院合作，将AM500液压牵引采煤机改造成MG375/830-WD型交流电牵引采煤机后，又研制成功了MGTY400/900-3.3D型、MGTY500/1200-3.3D型交流电牵引采煤机；鸡西煤矿机械有限公司与上海分院合作将MG2300W型液压牵引采煤机改造成MG668-WD型交流电牵引采煤机后，又开发了MG200/463型、MG400/985型、MG750/2040型交流电牵引采煤机；西安煤矿机械厂研制成功了MG300/700型、MG500/1130型、MG750/1910型交流电牵引采煤机；辽源煤矿机械厂在1998年与邢台矿业集团合作研制成功我国应用电磁滑差离合器调速技术的MG668-WD型电牵引采煤机，又开发了MG500/1220型、MG650/1600型电牵引采煤机；无锡盛达机械制造有限公司开发研制成功应用开关磁阻电动机调速技术的MG200/500型、MG250/600型、MG300/700型电牵引采煤机。经过近20年的研制开发，我国的交流电牵引采煤机已逐步走向成熟。交流电牵引技术的应用满足了不同煤矿用户的使用要求，为煤矿生产的技术进步起到了积极的推动作用。引自文献（13）1.2 采煤机在国民经济中的应用随着近年来我国煤炭行业的快速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。从去年出台的煤炭行业纲领性文件关于促进煤炭工业健康发展的若干意见，到去年召开的全国煤炭工业科学技术大会，再到近日的国家发改委出台的煤炭行业结构调整政策，都涉及到发展大型煤炭井下综合采煤设备等内容。有关人士指出，大型煤炭井下综合采煤设备走进人们的视野，这是煤机行业发展的必然趋势，加快发展煤机制造业意义重大。我国是世界煤炭第一生产和消费大国。由于我国富煤少油，所以煤炭在我国的一次能源中占有极其重要的地位。近年来，国际油价高企，这在某种程度上更加凸显了我国煤炭资源的战略意义.建设强大的煤炭工业须有强大的煤矿机械制造能力作为后盾。然而，生产技术总体水平落后正在制约着煤炭工业的快速发展。据统计，目前全国采煤机械化程度仅为42%。众多小煤矿仍沿用传统落后的开采方式。为解决这一矛盾，国家提出了加快提升煤炭生产和设备制造技术水平的战略目标。根据“十一五”煤炭行业结构调整的主要目标，到2010年，全国大、中型煤矿采煤机械化程度要分别达到95%和80%以上。据有关专家介绍，大型煤炭井下综合采掘设备等重大专项，主要是面向煤矿高产、高效集约化生产及其配套的设备和技术。包括年产600万1000万吨厚煤层综采成套技术装备研制；年产150万200万吨薄煤层自动化综采成套技术装备研制；年产100万吨以上短壁综采成套技术装备研制；巷道快速综掘成套技术装备研制等。有关业内人士指出，我国发展大型煤炭井下综合采煤设备，不仅是为了解决煤炭行业发展的设备需求，也不仅是间接地为提高我国煤机行业技术水平提供难得的发展机遇，更重要的是，它将为我国重要能源资源开采提供有力保障.制约因素加大综合差距,煤机行业的发展并非一帆风顺。在经过多年的低谷期后，虽然近年来市场逐步转暖，但在其自身发展中仍有诸多制约因素。诸如基础技术及基础元器件发展滞后、国产原材料不能满足要求、企业数量多规模小且分散重复、科技开发投入少、技术创新能力弱等。引自文献（16）目前，煤机全行业最突出的问题之一就是成套能力薄弱，市场竞争力不强。据了解，改革开放以来，在煤炭专用设备研制和国产化工作上取得了巨大成就.但是，由于体制和机制的制约，在煤炭专用设备研制和国产化工作中，力量主要集中在提高单机的设计制造能力和水平上。因而，煤炭专用设备的系统开发、系统设计、系统成套及系统服务，则显得十分薄弱。同时，由于煤炭装备制造业发展滞后，产品的性能和可靠性难以满足高产、高效矿井要求，导致企业在市场竞争中缺乏竞争力。另据了解，目前国内仅有山西焦煤集团和中国煤炭机械工程装备集团具有综合煤机制造实力。种种制约因素及行业技术创新能力不足，造成目前我国煤机制造业与国际水平相比存在很大差距。专家建议，根据目前行业的具体情况，行业创新路线还需要引进和自主研发相结合。专家指出，在全球产业结构调整和转移的浪潮中，以及诸多制约因素前提下，我国煤炭装备制造业面临着重组和规模经营的新趋势。引自文献（17）1.3 设计内容和预期结果（1）设计内容1）采煤机截割部传动系统;2）齿轮的设计3）;行星减速器的设计;（2）预期结果能够设计出最理想的采煤机截割部传动系统，并能提高一定的生产率和产品质量，减轻工人劳动强度，降低生产成本。1.4 采煤机基本参数的确定采煤机是一个集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统,工作环境恶劣,如果出现故障将会导致整个采煤工作的中断,造成巨大的经济损失.随着煤炭工业的发展,采煤机的功能越来越多,其自身的结构、组成愈加复杂,因而发生故障的原因也随之复杂。双滚筒采煤机综合了国内外薄煤层采煤机使用经验，针对我国具体国情而设计的新型大功率薄煤层采煤机。采煤机主要技术参数1、适用煤层 采高0.8-1.3m 倾角25 煤质硬度f1.5-3.0.2、截割部 滚筒转速：50r/min 滚筒直径：850调高方式：液压调高.3、牵引部 牵引方式：电牵引 最大牵引力：120kN 牵引速度2.5-5m/min.4、电动机 牵引电机.2总体方案设计及其总体参数选择2.1采煤机截割部传动系统总体方案按煤层厚度、开采高度和采煤机总体结构方案作出的结论，同时考虑工作机构的结构参考现有的截割部传动系统，拟定工作可靠和满足要求的传动系统。以下有3种截割部传动系统。（1） 电动机固定减速箱摇臂滚筒这种传动系统的特点是结构简单，如图2-1摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度都比较有利；不足之处是摇臂下放角度受输送机构限制，使滚筒卧底量受限制。图1-1截割部传动系统Fig.1-1 transmission system of the department of cutting（2） 电动机减速箱滚筒 这种传动系统如图2-2，其特点是，电动机与传动系统以及滚筒共同组成一个部件，此部件支承在机身牵引部上，并能绕其支承点旋转，实现滚筒调高。这种传动系统的特点是；调高范围大；机身短，采煤机开缺口的距离小；整个截割部传动系统的结构简化，刚度增加。图1-2截割部传动系统Fig.1-2 transmission system of the department of cutting（3） 电动机摇臂行星传动滚筒 这种传动系统如图2-3，其特点是；电动机与摇臂形成一体，支承刚度大；简化了传动系统，尤其是取消了锥齿轮传动，减小了加工难度，也增加了截割部传动系统的可靠性；调高范围大；缩短了采煤机机身。图1-3截割部传动系统Fig.1-3 transmission system of the department of cutting综合上述选择第三种方案作为截割部传动系统。2.2 采煤机基本参数采煤机实际高度.注意事项：煤层厚度一般不宜超过采煤机的最大采高的，不宜小于采煤机最小采高的 。 采煤机的最大采高H和最大卧底深度X的关系式：sin 式中： A机身上部距底板的距离=2000mm C机身箱体厚度1700mm L摇臂回转中心到滚筒轴心的长度 855 摇臂相对机身水平上摆动最大角度摇臂相对机身水平下摆动最大角度D滚筒直径 9002.2.1截深定义：采煤机截割部机构，每次切入煤体内的深度B，称为截深。截深是决定采煤机功率和生产率的主要因素。在厚煤层中，由于受到输送机的能力和顶板易冒顶片条件的限制，宜用较小的截深。当用单体支柱护顶板时，金属顶梁的长度为采煤机截深的整数倍。滚筒采煤机的截深一般小于1m，多采用，大功率采煤机可取0.75m。2.2.2 滚筒宽度滚筒宽度B是滚筒边缘到端盘最外侧截面齿齿尖的距离，但滚筒的实际截深小于滚筒宽度。我国滚筒的宽度系列为：，近年来，多采用的截深。此处采用700mm2.2.3 截割速度概念：滚筒上截齿齿尖的圆周切线速度，称为截割速度。它取决于截割部传动比，滚筒直径，滚筒转速。截割速度一般取。新型采煤机直径左右的滚筒转速多为左右，直径小于的滚筒转速可高达。2.2.4牵引速度牵引速度越大，单位时间内的产煤量越大。但电动机的负荷和牵引力也相应增大。牵引速度是无级的，至少是多级的。目前，采煤机的最大截割牵引速度可达,有的采煤机最大牵引速度高达。截煤时，牵引速度一般不超过。采煤机的生产能力计算： （） 式中： H采煤机采高 B采煤机截深 采煤机平均牵引速度 煤的密度 一般为对于一定的滚筒转速和允许的截齿切削厚度，可用下面公式计算允许工作的牵引速度： （） 式中：t采煤机允许的截割切屑厚度m滚筒每一截线上的截齿数n滚筒转速2.2.5 牵引力牵引力由外载荷决定，因此精确计算采煤机所需要的牵引力既不可能，也没必要。据统计，装机功率P不超过的链牵引采煤牵引力约为,无链牵引采煤机牵引力约为，装机功率P超过300kw，有链和无链牵引采煤机的牵引力分别为1P和2P。牵引力和牵引速度的关系为： =340N 式中：C牵引阻力的不变分量k系数，取决于煤质及压张程度2.2.6 生产能力 采煤机的生产能力主要取决于牵引速度，而牵引速度的提高就要求采煤机的装机功率和牵引力加大。2.2.7 装机功率采煤机所装备的电动机的总功率，称为装机功率8。 装机功率越大，采煤机可采越坚硬的煤层，生产能力越高。原煤炭工业部标准MT484规定采煤机电动功率系列为：100，150，170，200，300和375KW。 滚筒采煤机总消耗率P包括截煤功率，装煤功率和牵引功率三部分。采用总装机功率法：煤层截割阻抗A120,煤层厚度2.0m查表4-8 取总装机功率P=200KW截割电动机功率取150KW2.3.8 采煤机的主要技术参数1、适用煤层 采高2.1-3.1m 倾角20 煤质硬度f3 2、生产能力 最大理论生产能力528t/h 经济生产能力249t/h 3、截割部 滚筒转速：54rpm 滚筒直径：1800mm 调高方式：齿轮齿条付4、牵引部 牵引方式：交流变频调速、摆线齿轮、销排无链双牵引分别驱动 最大牵引力：20t 牵引速度：0-12m/min 5、除尘方式：采用高压水枪除尘2.3 齿型选择截齿是采煤机上直接用来落煤的刀具。对截齿的主要要求是：(1)耐磨性和强度要求。(2)几何参数合理，能适合不同煤质的截割工程。(3)固定可靠，拆装方便。选用镐形截齿：当截割煤岩时，齿能在齿座内自由旋转，使齿尖磨损均匀，保持齿尖锐利。为了保证截齿的强度和耐磨性，截齿齿身常用或刚制成，并调质处理。2.4 电动机的选择计算选择电动机的转速:截割滚筒的转速范围：,取。卷筒直径D1800mm选用JDMB-150S电动机，功率150kw，转速n=1475rpm电机型号及主要性能参数：Motor models and the main performance data型号功率/KW电压/v转速/rpm冷却方式JDMB-150S功率1501140或660n=1475水冷又因为滚筒转速为，所以截割部的总传动比为： 3. 采煤机截割部减速器的设计传动系统的拟定本设计的主传动系统见图如图3-1，电动机的动力通过齿轮传动，最后由行星架输出，将动力传给整个系统3-1传动系统图Fig.3-1Schematic Gear3.1分配传动比1、总传动比:2、圆柱齿轮各级传动比的分配，由，得：， 根据滚筒转速需求和所选电机转速则有：=2.2 .53、行星齿轮传动部分传动比i=27.3/（2.2*1.7）=7.13.2各轴功率、转速和转矩的计算0轴：P=1500.995=150kwn1475r/minT=9.55P/n=9.5515010/1475971.18N.m1轴：P=1500.995=149.3kwn1475r/minT=9.55P/n=9.55149.310/1475966.66N.m2轴：P= P0.980.99=149.30.980.99=142.2kwn670r/minT=9.55P/n=9.55142.210/6702026.88N.m3轴：P= P0.980.99=142.20.980.99=138.0kwn383r/minT=9.55P/n=9.55138.010/3833441.0N.m4轴：P= P0.980.99=138.00.980.99=134.0kwn383r/minT=9.55P/n=9.55134.010/3833341.3N.m3.3齿轮的运动和动力参数3.3.1 圆柱齿轮传动的设计计算1. Z1,Z2齿轮传动计算：(1)选择材料及热处理方法：Z1齿轮： 40CrNiMo 调质HBSP1=293330 HBS1=312Z2齿轮： 34CrNi3Mo 调质HBSP2=269341 HBS2=305(2)按齿面接触疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.0120.023)=0.018 估取圆周速度11.02m/s ,参考教材表8-14，8-15选取第公差组7级小齿轮分度圆直径由式8-77得 齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴非对称布置取=0.6小齿轮齿数 按推荐值2040中选=20大齿轮齿数=i=2.220=44齿数比= / =44/22=2.2传动比误差 =(2.2-2.2)/2.2=0.00误差在5%范围里小轮转矩=9.55/=9.5510149.3/1475= 966654.4 N.mm载荷系数K K=KKKK动载荷系数K初值查图8-57K=1.20使用系数 K 查表8-20 K=1.85齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.00齿间载荷的初值在推荐值（=）中选值初选=15由式8-55和8-56得=+=1.88-3.2（1/+1/）COS+()tan= 1.57+ 1.37=2.94查表8-21得载荷系数K初值K=1.851.201.001.10=2.4弹性系数查表8-22得节点影响系数Z查图8-64（X=X=0）得Z=2.42重合度系数查图8-65=0.79螺旋角系数Z Z=0.98许用接触应力由式=.ZZ/S接触疲劳极限应力、查图8-69861.0 N/，955.3 N/应力循环次数由式8-70得N=60nj=60147512436086.117 N= N/6.117/2.2=3.06 查图8-70接触强度寿命系数Z ZZ = Z=1.3硬化系数Z查图8-71及说明Z=1.00接触强度安全系数S查表8-27按一般可靠度S=1.01.1取 S=1.1=861.011.30/1.11119.3N/mm=955.311.30/1.11241.9N/mm的设值95.7法面模数：m=. / =95.7cos15/20=4.62圆整取模数m=7中心距a=m(+)/2cos=764/2cos15=232.1 圆整取230.0分度圆螺旋角=cosm(+)/2a=cos764/（2265）=13.12小轮分度圆直径的计算= m/cos=720/cos13.12=143.75圆周速度V=/60000=3.14143.741475/60000=11.98m/s与估取的值11.02m/s相近对K取值影响不大不必修正取K=K=1.20齿间载荷K由式8-55和8-56得为=+=1.88-3.2（1/+1/）COS+1/tan=1.88-3.2(1/20+1/44) cos13.12+1/200.8tan13.12=1.56924+1.36245=2.93168查表8-21得K=1.10载荷系数 K=1.851.201.001.10=2.44小轮分度圆直径=95.7=94.9mm取=143.75mm大轮分度圆直径=m/cos=744/cos13.12=316.25mm齿宽=0.695.7=57.4 大齿轮齿宽b圆整取齿宽70 小齿轮宽=b+（510）=70+10=80齿轮1分度圆直径 d1=143.75 (mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=157.75 (mm)齿轮1齿根圆直径 df1=126.25 (mm)齿轮1齿顶高 ha1=7.00 (mm)齿轮1齿根高 hf1=8.75 (mm)齿轮1全齿高 h1=15.75 (mm)齿轮2分度圆直径 d2=316.25 (mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=330.25 (mm)齿轮2齿根圆直径 df2=298.75 (mm)齿轮2齿顶高 ha2=7.00 (mm)齿轮2齿根高 hf2=8.75 (mm)齿轮2全齿高 h2=15.75 (mm)2. Z3 Z4齿轮传动计算(1)选择材料及热处理方法：小齿轮： 40CrNiMo 调质HBSP1=293330 HBS1=312大齿轮： 34CrNi3Mo 调质HBSP2=269341 HBS2=305(2)按齿面接触疲劳强度设计计算:采用直齿圆柱齿轮传动，按V=(0.0120.023)=0.018 估取圆周速度7.02m/s8m/s ,选用直齿圆柱齿轮传动参考教材表8-14，8-15选取第公差组7级小齿轮分度圆直径由式8-77得齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴非对称布置取=0.6小齿轮齿数 =20大齿轮齿数=i=1.7520=35齿数比= / =35/20=1.75传动比误差 =(1.75-1.75)/1.75=0%误差在5%范围里小轮转矩=9.55/=9.5510142.2/670=2026880 N.mm载荷系数K K=KKKK动载荷系数K初值查图8-57K=1.14使用系数 K 查表8-20 K=1.85齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.00由式8-55和8-56得=+=1.88-3.2（1/+1/）COS+()tan= 1.60+0.00=1.60查表8-21得 Ka= 1.000载荷系数K初值K=1.851.141.001.00=2.1弹性系数查表8-22得节点影响系数Z查图8-64（X=X=0）得Z=2.49重合度系数查图8-65=0.89许用接触应力由式=.ZZ/S861.0 N/，955.3 N/接触疲劳极限应力、查图8-69861.0 N/，955.3 N/应力循环次数由式8-70得N=60nj=6067012436082.78 N= N/2.78/1.78=1.56 查图8-70接触强度寿命系数Z ZZ = Z=1.3硬化系数Z查图8-71及说明Z=1.00接触强度安全系数S查表8-27按一般可靠度S=1.01.1取 S=1.1=861.011.30/1.11119.3N/mm=955.311.30/1.11241.9N/mm的设值121.8齿轮模数m m= / =121.8/20=6.09 模数取m=10中心距a=m(+)/2=1055/2=275小轮分度圆直径的计算= m=1020=200圆周速度V=/60000=3.14200670/60000=7.01m/s与估取的值7.01m/s相近对K取值影响不大不必修正取K=K=1.14取=200mm大轮分度圆直径=m=1035=350mm齿宽=0.6121.8=73.1 大齿轮齿宽b圆整取齿宽90 小齿轮宽=b+（510）=90+10=100齿轮3分度圆直径 d1=200.00 (mm)齿轮3齿顶圆直径 da1=220.00 (mm)齿轮3齿根圆直径 df1=175.00 (mm)齿轮3齿顶高 ha1=10.00 (mm)齿轮3齿根高 hf1=12.50 (mm)齿轮3全齿高 h1=22.50 (mm)齿轮4分度圆直径 d2=350.00 (mm)齿轮4齿顶圆直径 da2=370.00 (mm)齿轮4齿根圆直径 df2=325.00 (mm)齿轮4齿顶高 ha2=10.00 (mm)齿轮4齿根高 hf2=12.50 (mm)齿轮4全齿高 h2=22.50 (mm)按齿根弯曲疲劳强度校核计算=Y Y查图8-67得与2.502.17应力修正系数Y查图8-68 1.631.82重合修正系数Y由式8-67得Y0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 所以Y=0.69 许用弯曲应力由式（8-71）计算 弯曲疲劳极限查图（8- 72）= 684.0 N/= 678.8N/弯曲疲劳强度得寿命系数查图8-73查得=1.0尺寸系数Y 查图8-74Y=1.0安全系数S 查表8-27 则S=1.3=684.011/1.3=526.2N/ =678.811/1.3=521.5N/故=21.5820268802.501.630.69/（10019811）=82.691N/=21.5820268802.171.820.69/（9035211）=50.09N/满足要求，合格3. Z4，Z5齿轮传动计算(1)选择材料及热处理方法：Z4齿轮： 34CrNi3Mo 调质HBSP2=269341 HBS2=305Z5齿轮： 34CrNi3Mo 调质HBSP2=269341 HBS2=305齿轮4作为舵轮，齿轮5采用与齿轮4一样的尺寸，已获得需要的要比尺寸。 齿轮5分度圆直径 d2=350.00 (mm)齿轮5齿顶圆直径 da2=370.00 (mm)齿轮5齿根圆直径 df2=325.00 (mm)齿轮5齿顶高 ha2=10.00 (mm)齿轮5齿根高 hf2=12.50 (mm)齿轮5全齿高 h2=22.50 (mm)3.3.2行星齿轮传动部分1.选择齿轮材料及热处理方法(1)、中心轮a选择20CrMoTi，渗碳淬火，61HRC接触应力极限1591Mp, 弯曲应力极限485Mp行星轮c选择20CrMoTi，渗碳淬火，57HRC接触应力极限1358Mp弯曲应力极限349Mp内齿轮b选择38CrMoAIA,氮化，973HV, 接触应力极限1282Mp,弯曲应力极限370Mp(2)、中心轮a与行星轮c取=1591 N/mm，=485 N/mm ，加工精度为7级。内齿轮b =1282 N/mm =370 N/mm加工精度为7级(3)、根据弯曲强度初算公式计算齿轮的模数 m=K 小齿轮名义转矩T=1172.3Nm由文献1表6-7、表6-5取使用系数=1.85；综合系数=1.6；算式系数K=12.1；接触强度计算的行星轮载荷分布不均匀系数 K=1.2 由文献行星公式7-12可得 =1+1.5(K-1) =1+1.5(1.2-1)=1.3由文献1图6-22查得齿形系数=2.95，图6-6查得齿宽系数=0.6则得齿轮模数m为 m=12.1=5.2取m=62.啮合参数的计算： 两个啮合齿轮副其标准中心距为a；a=m(z+ z)=6(17+43)=180mm；a=m(z-z)=6(103-43)=180mm；满足传动性能啮合条件，不用变位。3.几何尺寸计算: (1)分度圆直径齿宽 b=1020.6=61.2 圆整取70mm(2)齿顶高(3)齿根高(4)齿高(5)齿顶圆直径(6)齿根圆直径(7)齿顶圆压力角d=dcos=1020.94=95.88mmd= dcos=2580.94=242.52mmd= dcos=6180.94=580.92mm (8)端面重合度 =1.62 =1.834.装配条件的验算:(1)邻近条件：按文献1公式3-7验算其邻近条件270+10=270+10=280mm/R0.850.5=160mm 则=0.70160=111.72mm 取112mm2.齿轮强度验算（1）、确定计算负荷名义转矩T=1172.3Nm名义圆周力（2）、应力循环次数=383.3-383.37.1=329.3r/min次 (太阳轮相对于行星轮的转速) (寿命期内要求总的传动时间8年、350天/年、24小时/天）K=1.85动负荷系数齿轮精度6级 文献1查图5-1得=1.027齿间载荷分布系数 （3）、弯曲强度计算时接触强度计算时式中及是齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮轮齿而硬度对及的影响系数及文献10按表629选取，取=0.65，=0.95齿宽和行星轮数目对和的影响系数值可由图610查取 =1.3所以弯曲强度齿向载荷分布系数 = 1.302接触强度齿向载荷分布系数 = 1.351（4）、齿间载荷分配系数及K/b=1.85/44=319.4N/mm文献1查表6-9得 =1.00文献1查图6-9得 节点区域系数=2.5；文献1查表6-10得 弹性系数= ；文献1查图622得 齿形系数 =2.96；文献1查图6-24得 修正系数=1.53；（5）、重合度系数， =0.25+=0.71（6）、齿数比（7）、计算接触应力基本值 =860.52Mpa（8）、接触应力= =1159Mpa MPa(9)、齿根应力基本值=240MPa(10)、齿根弯曲应力=285 MPa（11）、确定计算许用接触应力时的各种系数,由文献1得1) 寿命系数 图6-16 =1.002) 润滑剂系数 图6-17 =1.003) 速度系数 图6-18 =0.964) 工作硬化系数 图6-19 =1.005) 粗糙度系数 图6-20 =0.986) 尺寸系数 =1.00(12)、许用接触应力 =1198MPa因为 因此满足条件(13)、确定计算许用弯曲应力时的各种系数1)应力修正系数 =2.02)寿命系数 =1.03)相对齿根圆角敏感系数 =0.954)齿根表面状况系数 =1.0435)尺寸系数 =0.99 (14)、许用弯曲应力 =635MPa因此校核条件。3.4 轴的设计3.4.1轴各部尺寸选取及校核：（1）输入轴1上的转矩T=9.55（2） 作用在齿轮1上的力d=165.64周向力，径向力 ，轴向力大小如下，=F= Ft=11716.97=4414.45Fa=Fttan=11716.97tan14.97=3132.98d=A=115=53.6mm由结构确定各尺寸：图3-2 轴1Fig.3-2 Axis 1根据结构确定轴1尺寸外形如下图3-3轴2Fig.3-3 Axis 2 图3-4 轴的计算简图Fig.3-4 Axis of calculating diagram输入轴2上的转矩T=9.55作用在齿轮2上的力大齿轮的分度圆直径d=364.4mm周向力，径向力 ，轴向力大小如下，F=4414.45Fa=3132.98d=A=115=68.5mm轴上有4个键，所以多取10%取d=80mm轴3的上的转矩T=9.55齿轮的分度圆直径d=350mm=18982.9NF=Ft=19.0=18982.9=10008.5N轴2上的小齿轮受到与其相反的力支反力 水平面 R=15972.1 R=14727.8 垂直面 R=-448.9 R=6027.5弯矩M和M水平面 M =990264 M=692169垂直面 M =-17924 M=373674M=990425M=774596其当量弯矩M=1542724 图3-5平面内弯矩图Fig.3-5 Plane moment map 图3-6 垂面内弯矩图Fig.3-6 Vertical plane moment map 图3-7 合成弯矩图Fig.3-7 Synthesis moment map图3-8转矩图Fig.3-8 Torque Chart图3-9当量弯矩图Fig.3-9 Equivalent moment map校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质处理，=650N/mm,则=0.090.1,即5865 N/mm，取=60 N/mm，轴的计算应力为=30.13=60 N/mm3.5 选择联轴器，滚动轴承的选择与校核 初步估算轴外伸段直径d=(0.81.0)d=(0.81.0)75=60753.5.1 联轴器的选择1、电机联轴器计算转矩为：名义转矩T=9.55 工作情况系数 K=1.251.5 取K=1.4T=KT=1.4=1353.32N.m查表4.7-2 HL6： T=3150N.mT=1353.32 N.m n=3150r/min1475r/min d=A轴孔直径d=60 d=85若取减速器高速轴外伸轴径d=71可选联轴器轴孔d= 70 d=75mm d=d=71mm 选取HL6型2、浮动齿轮联轴器在行星齿轮传动中，采用浮动的齿轮联轴器作为其均载机构已获得了广泛的应用。它是利用内外啮合，以实现联办联轴器的连接。齿轮联轴器具有结构紧凑，承载能力大，工作可靠；补偿性能好，即具有综合补偿两轴相对位移的能力；使用速度范围广等许多优点。正是由于它能较好地保证行星齿轮传动中的基本构件在实现行星轮载荷分布均匀的不良影响。因此，浮动的齿轮联轴器已被认为是行星齿轮传动中性能良好的均载机构之一，而被广泛的采用。但是，在行星齿轮传动中所采用的浮动齿轮联轴器（单齿联轴器和双齿联轴器），目前尚未制定标准系列，同时也不能直接的选用标准齿式联轴器（JB/ZQ42224223-1986）。采用鼓形齿轮，期许用相对位移可达3。从而，提高了鼓形齿联轴器的补偿性能。同时，也提高了该齿轮联轴器传递转矩的能力：通常可提高15%20%d=d=mz=2*42=84mmd=mz+2mh=84+3.2=87.2d=mz-2mh=84-4=80d=d-2.5m=84-5=79d=d+2hm=84+5=89在浮动齿轮联轴器中，由于其内外齿轮的齿数相等，基本上属于零齿差的内啮合齿轮副。根据该啮合传动的受载荷情况，它的失效形式主要是齿面点蚀和齿面磨损。一般，不会产生齿轮折断。因此该齿轮联轴器只需按轮齿表面挤压或接触强度计算，而不必盐酸其齿轮的齿根弯曲强度。关于齿轮联轴器的强度计算，一般只进行其齿轮的切应力计算、齿轮挤压应力计算鼓形齿的接触应力计算：齿轮的挤压应力计算：所以满足使用条件3.5.2、轴承的选择与校核因为轴2上的轴承受到较大的径向力，而且受力相对复杂，所以此处只详细计算安装在2轴上的轴承。轴承类型：圆锥滚子轴承 径向载荷 Fr = 5600(N) 轴向载荷 Fa = 3133(N) 额定静载荷Co =212000(N) 工况系数 fp = 1.2 轴承列数：单列 接触角 a =10()中间参数： 判断系数 e = 0.973 径向载荷系数 X = 1 轴向载荷系数 Y = 0计算结果： 当量动载荷 P = 6720(N) 轴承所需基本额定动载荷 C = 31964.548(N)寿命校核 额定动载荷 C = 160000(N) 当量动载荷 P = 6720(N) 轴承转速 n = 670(r/min) 工作温度 T = =120() （温度系数 ft = 1） 要求寿命 Lh = 4500(h) 计算寿命 Lh = 964904(h)计算寿命 L10 = 38789(106 转)校核结果：合格3.6 键联接的选择和验算3.6.1平键设计及校核1. 0轴上平键的选择和校核：与联轴器连接的平键l=L-b k=h/2=4.5 L=60 bh=149 T=966660N. d=75=100-120N/根据式：=2T/dkl=2966660/757(70-14)=65.8 N/所以选用的平键合格2. 与齿轮1连接的平键l=L-b k=h/2=7 L=60 bh=2214 T=966660N. d=84 =100-120N/根据式：=2T/dkl=2966660/847(60-22)=86.5 N/所以选用的平键合格3. 与齿轮2连接的平键l=L-b k=h/2=7 L=50 bh=2214 T=2026880N. d=84=100-120N/根据式：=2T/dkl=22026880/847(63-22)=96 N/所以选用的平键合格4. 与齿轮3连接的平键l=L-b k=h/2=7 L=50 bh=2214 T=2026880N. d=84=100-120N/