机械毕业设计（论文）-MG700-WD采煤机的截割部设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第91页1 概述全套图纸，加1538937061.1采煤机的发展概况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。1.2国内电牵引采煤机的技术特点及趋势1.2.1采煤机的技术特点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450k W，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700010000t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。1.2.2采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过25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。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采煤机类型及组成1.3.1采煤机类型 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。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。图1.1 双滚筒采煤机底托架：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。1.4采煤机总体方案的确定采用多电机驱动、横向布置，可采中厚煤层中的硬煤。该机装机功率700KW，截割功率2300KW,牵引功率240KW。1.4.1适用范围该机主要定位适用于倾角的中厚煤层的开采，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。该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。1.4.2主要技术参数主要技术参数及配套设备：采高（m）：1.93.7；适应倾角（）：16；煤质硬度 : 硬或中硬；机面高度（mm）：1432.5； 机重（T）：42牵引速度(m/min)： 07.512；牵引力（KN）：580；截深（mm）：800滚筒直径 （mm）：1600，2000； 电压（V）：1140；滚筒水平中心距（mm）：10780；摇臂回转中心距（mm）：6400；牵引形式 ：交流变频调速，齿轮销轨式；调高泵型号：A2F12R4P1 ；泵电机型号：YBRB-11 ；截割电机型号：YBCS3-300C ；牵引电机型号：YBQYS3-40 供水泵型号：PB-320/6.3装机功率（KW）：700 （其中两个截割电机2300KW两个牵引电机240KW，一个泵电机18.5KW，共计230024018.5）1.4.3整机主要特点采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点：1）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。2）主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。1.4.4主要结构及组成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250KW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。1）摇臂截割机构由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计成对称结构。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：电动机固定减速箱摇臂滚筒(如图1.2(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1.2(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1.2(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。 图1.2 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摇臂行星齿轮传动滚筒(图1.2(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，本采煤机截割部传动方式为:电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。（如下图）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。2)牵引机构 该部分主要由左右牵引箱、牵引电动机组成，牵引箱中装有变量主油泵、辅助油泵、调高油泵、阀组和调速机构、过滤器等；牵引箱中有与主油泵基本相同的定量马达和减速机构。3）牵引机构及调高系统无链牵引选用广泛使用的销排式传动，方便配套；调高油缸选用用量最广的标准油缸。方便维修及更换备件。2截割部的设计及计算2.1电动机的选择设计要求截割部功率为300KW，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YBCS3-300C ；其主要参数如下：额定功率：300KW；额定电压：1140V；额定电流：206A；额定转速：1472r/min；绝缘等级： H；满载功率因数：0.85；接线方式：Y；质量： 1502KG；冷却方式：外壳水冷该电动机总体呈圆形，输出轴上带有渐开线花键，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。2.2总传动比及传动比的分配2.2.1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 电动机转速 r/min滚筒转速 r/min2.2.2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2.1）：a太阳轮 b内齿圈 c行星轮 x行星架图2.1 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g、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g面绕自身的轴线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。如上图所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架g为从动件时，传动比的推荐值为2.79。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为46。这里定行星减速机构传动比 则其他三级减速机构总传动比 36.85.7=6.456由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： 以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1582315.7）368023在误差允许范围5内，合适。2.3截割部传动计算2.3.1各级传动转速、功率、转矩各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 min轴 轴 轴 各轴功率计算：轴 0.99=297轴 0.980.99=288.15轴 0.980.99=279.56轴 0.980.990.99=271.23轴 0.980.990.99=255.33轴 0.980.99=255.31轴 0.980.990.99=247.70轴 0.980.990.99=240.32各轴扭矩计算:轴 轴 轴 轴 轴 轴 式中 滚动轴承效率 =0.99闭式圆柱齿轮效率 =0.97花键效率 =0.99将上述计算结果列入下表（表2.1）：编号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)传动比轴29714721926.871.81轴288.1514721869.45轴279.56813.263282.83轴271.23514.725032.341.58轴247.70222.8210616.352.31轴240.32222.8210300.045.72.3.2 截割部齿轮设计计算这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下：第一级齿轮的模数可根据电动机的最大转矩按表初选m=5 齿轮1和3的设计及强度效核计算过程及说明计算结果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06小轮齿数： =19大轮齿数： 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820 175动载荷系数： 查文献1图857 111齿向载荷分布系数： 查文献1图860 1.08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 1接触强度安全系数：查文献1表827，按高可靠度查 取故的设计初值为齿轮模数： 查文献1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1.11， 小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距 ： 齿宽： 大轮齿宽： 小轮齿宽： 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 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： 法向齿距： 顶隙： HRC 5662公差组7级06=19341.789合适1751111.081.02.50.89701齿根弯曲强度足够齿轮4和齿轮5的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下 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 06小齿轮齿数： =27大齿轮齿数： =圆整取齿数比 ： 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 齿向载荷分布系数： 查文献1图860 1.08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 1接触强度安全系数：查文献1表827，按高可靠度查， 取故的设计初值为 齿轮模数： 查文献1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 小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距 ： 齿宽： 大齿轮轮齿宽： 小轮齿宽： 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 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： 法向齿距： 顶隙： HRC 5662公差组7级06=27431.59合适1.082.51齿根弯曲强度足够齿轮6和9的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下：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0.6齿轮齿数： 大轮齿数： 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820 175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 1.08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 1.02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 1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： 与估取相近，对取值影响不大，不必修正 齿轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距 ： 齿宽： 大轮齿宽： 小轮齿宽： 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 大轮应力修正系数： 查文献1图868 齿轮大轮重合度系数：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： 法向齿距： 顶隙： HRC 5662公差组8级0.62.315合适1751.081.021齿根弯曲强度足够2.3.3截割部行星机构的设计计算已知：输入功率KW,转速，输出转速40r/min1.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。2.确定各主要参数行星机构总传动比：i=5.7，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=20（整数）内齿圈齿数 行星轮齿数 当为偶数时，齿轮修正量取 齿轮模数：按文献3表2.4-7中的公式计算中心距：1) 接触强度使用的综合系数：2）太阳轮单个齿轮传递的转矩：3）齿数比：4）取齿宽系数： 5）初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得6）计算模数：取标准值m=87）未变位时中心距a：8）初选啮合角： 查图取9）中心距变动系数 10）实际中心距 取（6）计算变位系数1）a-c传动a)实际啮合角：所以 b)总变位系数：c)实际中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数： 取 （见文献3第101页）则2）c-b传动a)啮合角：式中， 代入 所以 b)变位系数和： c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数： 3.几何尺寸计算分度圆 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 4.啮合要素验算a-c传动端面重合度1） 顶圆齿形曲径：太阳轮行星轮2）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）3）端面重合度： c-b端面重合度1） 顶圆齿形曲径 ： 由上式计算得 行星轮 内齿轮 2）端面啮合长度：3）端面重合度： 5.齿轮强度验算（1）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。）1）确定计算负荷：名义转矩名义圆周力2） 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)3）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 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；直齿轮端面压力角， 直齿轮f)弹性系数由文献3表2.4-11查得 （钢钢）g)齿形系数根据和，由文献3图2.4-14查h)应力修正系数由文献3图2.4-18,查得 i)重合度系数j)螺旋角系数和因 得 得 4) 齿数比：5） 接触应力的基本值 6） 接触应力：7） 弯曲应力的基本值：8） 齿根弯曲应力：9） 确定计算许用接触应力时的各种系数a)寿命系数因，由文献3图2.4-7,得 b)润滑系数因和由文献3图2.4-9，查得 c)速度系数因 ，由文献3图2.4-10，查得 d)粗糙硬化系数因 和 由图2.4-11， 查得 e)工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以 f)尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得10) 许用接触应力11) 接触强度安全系数12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数a)试验齿轮的应力修正系数b)寿命系数 因,查文献3图2.4-8得 c)相对齿根圆角敏感系数 因,由文献3图2.4-20查得 d)齿根表面状况系数 e)尺寸系数由文献3表2.4-16,得13) 许用弯曲应力 14)弯曲强度安全系数(2) c-b传动 本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，故计算从略。1) 名义切向力 2) 应力循环次数 式中 内齿轮相对于行星架的转速 r/mim； 3) 确定强度计算中的各种系数 a)使用系数 b)动负荷系数 和 由文献3图2.4-4查得， （7级精度）c)齿向载荷分布系数 由文献3表2.4-8，查得调质钢 ， 由文献3表2.4-9，得 由文献3表2.4-10，查得 （因为 齿宽100b200） 根据和由文献3图2