机械毕业设计（论文）-MG150391-WD采煤机截割部的设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第95页1 绪论全套图纸，加1538937061.1采煤机发展历史1.1.1 国外采煤机的发展历史机械化采煤开始于二十世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以限制了采煤机生产率的提高。50年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。60年代是世界综采技术的发展时期，第二代采煤机单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围，特别是1964年第三代采煤机双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性高产、高效、安全和经济。进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。80年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。至此，缓倾斜中厚煤层的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。1.1.2 国内采煤机的发展历史我国采煤机发展始于20世纪70年代初期，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。70年代中后期，又制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。那时我国采煤机的发展有以下特点： 装机功率小； 有链牵引，输出牵引力小； 牵引速度低； 自开切口差； 工作可靠性较差。到了20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期，当时世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入了中国市场，为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了条件，同时通过20世纪70年代自行研制采煤机的实践，获得了成功和失败的经验与教训，确立了我国采煤机的发展方向，即仿制和自行研制并举。据初步统计，20世纪80年代我国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20世纪70年代开发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。2元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。3无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。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，之后电牵引采煤机则应势而出。最早的也是世界第一台直流电牵引（他励）采煤机是由德国艾柯夫公司1976年研制的EDW-150-2L型采煤机，同年美国久益公司也研制出1LS直流（串励）电牵引采煤机。近年来电牵引采煤机的使用日趋增多：1991年报导美国电牵引采煤机占采煤机总量的65，德国51，澳大利亚46；1994年美国98.7，只有一台液压牵引采煤机。我国也重视电牵引采煤机的发展，1987年从美国久益公司引进了3LS直流电牵引采煤机2台，在鹤岗矿务局兴安煤矿使用；1990年我国鸡西煤矿机械厂生产了MG463DW型直流电牵引采煤机：1994年西安煤矿机械厂生产了MXA-380型直流电牵引采煤机，1996年生产了MXB-880型直流电牵引采煤机。目前，我国采煤机也以电牵引为主流，它具有如下优点： 牵引特性较好采煤机牵引负载特性在截割时多为恒转矩特性，所需动力机械特性为硬特性；调动时是恒功率特性，所需动力机械特性为软特性。这对于电动机或泵马达系统只有调速才能满足这种恒转矩恒功率的负载特性，这种特性是人为机械特性，即负载的变化按人规定的规律来变化。 机械传动效率高电牵引没有能量多次转换问题，总效率可达0.9以上，而液压牵引一般在0.650.70。 牵引力大，牵引速度高液压牵引性能指标的提高，必须采用大功率液压泵和液压马达，其寿命较短，可靠性较差，这也限制了截割功率进一步增大。目前电牵引采煤机的牵引力可达950kN；电牵引采煤机的牵引速度已达到：截割时812m/min，最大可达25 m/min，装机总功率：电牵引已达到1530kW，而液压牵引为900kW和1000kW。 工作可靠性提高ELECTRA1000电牵引采煤机在美国、英国、一些矿的可用率为9698；液压牵引采煤机的可用率一般在5060以下。 易于实现微机自动控制由于微机控制的功能齐全、计算速度极快、与电牵引电控的电参数容易配合，因此，易于实现工况监测、机电保护、故障诊断、数据显示。特别是动态响应很快，德国EE23电牵引部的自动调整时间只需持30ms；而液压牵引的自动调整时间一般在1020s。 机械传动和结构较简单电牵引采煤机采用了多电机和独立驱动、模块式结构设计，使传动系统和结构简化。特别是截割电动机横向布置，取消了寿命较短、传动效率较低、调整啮合间隙较复杂圆锥齿轮。 生产率显著提高由于牵引力大、牵引速度高、截割电动机功率大，尤其是故障率非常低，因而使生产率大大提高。1.2 电牵引采煤机的技术特点及趋势1.2.1 电牵引采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过27年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下: 电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。 结构形式向多电机驱动横向布置发展。 监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。 性能参数向大功率、高参数发展。 综合性能向高可靠性和高利用率发展。1.2.2 国内电牵引采煤机的技术特点及发展趋势 电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点国内从90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。 装机功率不断增加 为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率(包括截割功率和牵引功率)均在不断加大，最大已达1020kW，其中截割电机功率达450kW，牵引电机功率达250kW。 牵引速度和牵引力不断增大电牵引采煤机最大牵引速度已达14.5m/min，牵引力已普遍增大到450600kN。 电机横向布置总体结构发展迅速 近年来，我国基本停止了截割电左尼纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。 控制系统日趋完善 采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系统，实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能;研制成功井下无线电离机控制并得到推广使用。 滚筒截深不断增大目前已由630mm增至800mm，预计今后可能增至1000mm。 采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标 随着高产高效矿井的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产7000 10000t水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。 国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近15年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。1.3 采煤机的类型及组成1.3.1 采煤机的类型 滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.3.2 采煤机的组成 采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图1.1）。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。 如图1.1 双滚筒采煤机滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180。底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。 2 采煤机的总体方案2.1 采煤机总体方案2.1.1 采煤机总体结构的确定该采煤机主要由以下几部分组成。左、右摇臂，装在摇臂上的两台150KW电机，左、右螺旋滚筒等组成左右对称的两大可摇动调高的截割机构；左、右行走部；左、右牵引部；液压传动部和电控部以及底托架等组成主体部分。下面分别装有导向及平滑靴，调高油缸等。此外还有内外喷雾冷却系统。采用多电机驱动、横向布置（电机）积木组合，各部件之间为干式对接可采中厚偏薄煤层中的硬煤。是比较理想的更新换代机型。2.1.2 采煤机的适用范围该机主要定位适用于倾角的中厚偏薄煤层的开采，煤层中不应有坚硬的或较厚的该类夹杂物，以及落差较大的断层。2.1.3 采煤机的主要技术参数主要技术参数及配套设备：采高（m）：1.53.2；适应倾角（）：；煤质硬度 : ；截深（m）：0.63；滚筒直径 （m）：； 电压（V）：1140；牵引形式 ：机载交流变频调速销轨式；调高泵型号：A2F12R4P1；泵电机型号：YBRB-11；截割电机型号：YBCS3-150C；牵引电机型号：YBQYS3-40；供水泵型号：PB-320/6.3；装机功率（kW）：391；（其中两个截割电机2150kW两个牵引电机240kW，一个泵电机11kW，共计215024011=391kW）2.1.4 采煤机整机主要特点1）机身矮，装机功率大。截割电机容量调整范围宽。通过调整截割电机的容量，可实现一机多型。2）整机为无底托架积木式组合结构。各部件之间为干式对接，对接面之间无任何机械或液压传动关系。机身三大部件之间使用高强度 T形螺栓和四个楔形哑铃销以及两个150定位销连接和紧固，提高了大部件之间联接的可靠性。3）截割电机、牵引电机的启动、停止等操作采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。4）所有电机横向布置。机械传动都是直齿传动。电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出。故传动效率高，容易安装和维护。5）液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换；6）截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。7）截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大8）调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。9）行走箱与牵引部为干式对接，拆行走箱后，牵引部不漏油。行走箱内为干油润滑，行走轮轴承寿命高。2.2 截割部主要结构的确定截割部功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。同时，传动装置还应适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的8090，因此要求设计出的截割部具有高的强度、刚度和可靠性，良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。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(图2.1)：图2-1 截割部传动方式1电动机；12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 电动机固定减速箱摇臂滚筒(如图2-1(a)。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制，故卧底量较小。DY-150、BM-100型采煤机均采用这种传动方式。 电动机固定减速箱摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(b)。这种方式在滚筒内装了行星传动，故前几级传动比减小，简化了传动系统，但筒壳尺寸却增大了，故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤机中采用。 电动机减速箱滚筒(图2-1(c)。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。 电动机摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(d)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，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。对比以上传动方式，我设计的截割部传动方式为:电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。（如图2.2）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。图2.2 截割部传动系统该截割部有以下特点： 电机横向布置,机械传动都是直齿传动故传动效率高，容易安装和维护。 截割电机采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。 液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换。 截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。 截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大 调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为150KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。所以选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型号为YBCS3150,其主要参数如下： 额定功率：150kW； 额定电压：1140V； 满载电流：98A； 额定转速：1470r/min； 满载效率：0.915； 绝缘等级： H；满载功率因数：0.85； 接线方式： Y； 质量： 1150Kg； 冷却方式：外壳水冷该电动机输出轴上带有矩形花键，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。2.4 总传动比及传动比的分配2.4.1 总传动比的确定滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而得，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。总传动比 电动机满载转速 r/min滚筒转速 r/min2.4.2 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。设计采用NGW型行星减速装置，其工作原理如下图所示（图2.3）：a太阳轮 b内齿圈c行星轮 x行星架图2.3 NGW型行星机构该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮c、行星架x等组成。传动时，内齿圈b固定不动，太阳轮a为主动轮，行星架x上的行星轮c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。这种型号的行星减速装置，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。如图27所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架c为从动件时，传动比的推荐值为2.79。从采掘机械与支护设备上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为56。所以这里先定行星减速机构传动比：则其他三级减速机构总传动比：根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为17为依据，另参考MG150/391型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为：3 截割部的设计及计算3.1 各级传动的转速、功率、转矩各轴转速计算（惰轮比改变转速 ）：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 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW式中 滚动轴承效率 =0.99 闭式圆柱齿轮效率 =0.98 花键效率 =0.99各轴扭矩计算:轴 轴 轴 轴 将上述计算结果列入下表（表2.1）：表2.1轴号输出功率P（kW） 转速n(r/min)输出转矩T/(Nm)传动比轴147.021470955.131.79轴142.63轴135.63821.231577.23轴130.27480.252590.481.71轴126.392.29轴122.62轴117.78209.725363.343.2 截割部齿轮的设计计算3.2.1 齿轮1和齿轮2的设计计算齿轮1和惰轮2使用的都是直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度效核计算过程和计算结果如下：计算及说明计算结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火。2)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，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数 查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 06小轮齿数 初取=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 载荷系数 由文献1式（854）得使用系数 查文献1表820动载荷系数 查文献1图857得初值齿向载荷分布系数 查文献1图860齿间载荷分配系数 由文献1式(855)及得 1.883.2(1/19+1/34)=1.62查文献1表821并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查文献1表822节点影响系数 查文献1图8-64重合度系数 查文献1图865许用接触应力 由文献1式 得接触疲劳极限应力 查文献1图869应力循环次数 由式得 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)硬化系数 查文献1图871及说明 接触强度安全系数，查文献1表827，按较高可靠度查， 取故的设计初值为齿轮模数 查文献1表83，得小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度：与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.11， 8小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 圆整齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算由式 齿形系数 查文献1图867 小轮 大轮应力修正系数 查文献1图868 小轮大轮重合度系数,由文献1式867许用弯曲应力由文献1式871 弯曲疲劳极限 查文献1图872弯曲寿命系数 查文献1图873尺寸系数 查文献1图874安全系数 查文献1表827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： 齿槽宽e：基圆齿距： 顶隙： HRC 5662公差组6级0.6=19341.79合适1.751.111.081.0482.50.9182.862.46=1.55=1.6411.6齿根弯曲强度足够3.2.2 齿轮4和齿轮5的设计计算齿轮4和齿轮5使用直齿圆柱齿轮，设计及强度校核如下：计算及说明结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得 则 查图870得接触强度得寿命系数 硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按可靠度查 取2)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，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由文献1 式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数大轮齿数 35.91圆整取 =36齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图857得初值齿向载荷分布系数 查图860 齿向载荷分配系数 由式855及得 1.883.2(1/21+1/36)=1.64查表821并插值 1.1则载荷系数的初值 弹性系数 查表822 , 节点影响系数 查图864 ,重合度系数 查图865故的设计初值为齿轮模数 查表83小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度：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 中心距 齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 3)齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827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： 齿槽宽e：基圆齿距：顶隙： HRC 56621合适公差组7级06=21361.711.751.181.081.12.50.872.712.45=1.58=1.640.982合格3.2.3 齿轮6和齿轮7的设计计算齿轮6和惰轮7使用直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度校核如下：计算及说明结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火2)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，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式文献1（864）得齿宽系数：查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 齿轮齿数 惰轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内齿轮转矩 载荷系数 由文献1式（854）得使用系数 查文献1表820 1.75动载荷系数 查文献1图857 齿向载荷分布系数 查文献1图860 齿间载荷分配系数由文献1式(855)及得查文献1表821并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查文献1表82节点影响系数查文献1图8-64（）重合度系数查文献1图865 许用接触应力 由文献1式 得接触疲劳极限应力 查文献1图869应力循环次数 由文献1式得 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)硬化系数 查文献1图871及说明接触强度安全系数查文献1表827，按较高可靠度查， 取故的设计初值为 齿轮模数 查文献1表83 齿轮分度圆直径的参数圆整值：圆周速度：与估取很相近，对取值影响不大，不必修正 齿轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 圆整齿宽 圆整齿轮齿宽 惰轮齿宽 2)齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数 查文献1图867 齿轮 惰轮 应力修正系数 查文献1图868齿轮 惰轮 重合度系数 由文献1式867许用弯曲应力 由文献1式871 弯曲疲劳极限查文献1图87弯曲寿命系数 查文献1图873 尺寸系数 查文献1图874安全系数 查文献1表827则 2) 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： 齿槽宽e：基圆齿距： 顶隙： HRC 5662公差组8级0.6=17281.65合适1.751.081.021齿根弯曲强度足够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，并全部强度验算合格。3.2.4 齿轮1至齿轮9的几何尺寸汇总表各个齿轮的几何尺寸如下表：齿轮1的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮2的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮3的尺寸与齿轮2相同： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮4的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮5的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮6的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮7的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮8的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮9的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 3.3 截割部行星机构的设计计算已知：输入功率kW,转速=209.72 r/min，输出转速=37r/min3.3.1 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。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。3.3.2 行星机构中主要参数的确定 行星机构总传动比：i=5.67，采用NGW型行星机构。 行星轮数目, 要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。 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 =1.15 配齿计算太阳轮齿数 式中 取 c=21（整数） 内齿圈齿数 行星轮齿数 取 a-c齿轮接触强度初步计算，按文献3表14-1-60中的公式计算中心距： 1) 齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数，按文献3表2-28，取 =12) 输入扭矩 3) 设载荷不均匀系数 4) 在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩： 5) 查文献3表14-1-61，得接触强度使用的综合系数K=2.0（K=1.62.2）齿数比 6) 取齿宽系数 初定中心距，将以上各值代入强度计算公式，得： 取 7) 计算模数取标准值 8) 未变位时中心距a9) 初选啮合角j：，由文献3图14-5-2，取10) 中心距变动系数，11) 实际中心距 取12) a-c齿轮传动的主要尺寸 A实际中心距变动系数 B实际啮合角 C总变位系数 D分配变位系数 根据 和 因此，取 （见文献3 ）则13) 齿顶降低系数 c-b传动啮合角， 式中， 所以 1) 变位系数和 2) 中心距变动系数 3) 齿顶降低系数 4) 分配变位系数 3.3.3 行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数 太阳轮，行星轮，内齿轮顶隙系数 太阳轮，行星轮 内齿轮 代入上组公式计算如下：太阳轮: 行星轮: 内齿轮: 太阳轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 3.3.4 啮合要素验算 a-c传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则（mm）C.端面重合度 c-b端面重合度A.顶圆齿形曲径 ， 由上式计算得 行星轮 内齿轮 B.端面啮合长度 =51mmC.端面重合度 3.3.5 齿轮强度验算 a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。） 确定计算负荷名义转矩名义圆周力 应力循环次数 式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min) 寿命期内要求传动的总运转时间， (h) (h) 确定强度计算中的各种系数A.使用系数 根据对截割部使用负荷的实测与分析，取（较大冲击）B.动负荷系数因为和可根据圆周速度：和 由文献3图2.4-4，查得6级精度时：C.齿向载荷分布系数由文献3表2.4-8查得渗碳淬火齿轮 由文献3表2.4-9， 由文献3表2.4-8查得， 根据和,由文献3图2.4-5,查得 式中： D.齿间载荷分布系数因由文献3图2.4-6查得E.节点区域系数 式中， 直齿轮； 端面节圆啮合角； 直齿轮 端