机械毕业设计（论文）-MG300700 WD型采煤机截割部的设计【全套图纸】.doc

第68页中国矿业大学2007届本科生毕业设计全套图纸，加153893706第一章 概述.采煤机发展的历史 20世纪 40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。1截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；2把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这俩项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展发展阶段。从此，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前进行优化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争力。1.2我国采煤机30多年的发展进程121 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段 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，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点： 1装机功率小 例如，MLS3-170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD-150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY-100和DY-150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。 2有链牵引，输出牵引力小 此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。 3牵引速度低 由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6m /min 。 4自开切口差 由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此. 5工作可靠性较差 我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。122 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期 20世纪70年代后期，我国总共引进143套综采成套设备。世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场，其技术也展示在中国人的面前，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。 解决难采煤层的问题是20世纪80年代重大课题之一：具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制：大倾角综采成套设备的研制：“三硬”、“三软”45m一次采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制。据初步统计，20世纪80年代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。123 20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代进入20世纪90年代后，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，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是：（1）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是MG2X400W型采煤机。（2）高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤机，变频调速箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出8种机型，都已投入使用，取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国Electra1000直流电牵引全套技术的基础上，开发出MG400/900-WD和MG250/600-WD型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的I采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的7LS、6LS电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少，90年代采煤机技术发展的特点如下：1多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此独立，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而有取代电动机纵向布置的趋势。2我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到800KW，电牵引采煤机装机功率达到1020KW，其牵引功率为2X50KW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力已达到700KN，最大牵引速度达1256m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。3液压紧固技术的开发研究取得成功采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵，在电牵引采煤机中得到推广应用，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。回顾这30多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。1.3 采煤机的发展趋势80年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势：1）增大功率和能力为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论厚、中厚和薄煤层的采煤机均在不断增大装机功率和生产能力。2）电牵引采煤机已成为主导机型目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机型。3）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构 为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。4）机器的结构布置有新的发展 近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵向布置采煤机的牵引部和截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的结构布置方式。5）截割滚筒的革新和改进 截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行的其主要改进有增大截深、采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方面。6）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型 薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发展有，开发出了薄煤层、厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。7）提高采区工作电压 80年代以前，各国采区工作面设备电压多为1000V左右。随着综采设备向大功率发展，目前采煤机最大功率达1220kW，截割电机最大功率达6000kW，刮板输送机最大功率达1125kW，驱动电机最大功率达525 kW，加上工作面长度的不断增长，所以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般为2300、3300、4160和5000V等几档。8）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊断和自动控制，这是代表采煤机水平的重要标志。现代采煤机的微处理系统除了工况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显示、存储、控制和传输等，以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。9）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件（如电动机、截割部固定减速箱、摇臂、滚筒、牵引部、截牵箱、行走箱、牵引机构等）制定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的连接尺寸一致。这样，就可以根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩大采煤机的系列和加速研制过程。10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率。1.4 采煤机的类型及主要组成 采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。第二章 总体方案的确定21 MG300/700-WD型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率700KW，截割功率2300KW,牵引功率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。212主要技术参数该机的主要技术参数如下：采高m1.8-4.2 截深mm800 适应倾角 45 滚筒直径mm 2000, 2200 滚筒转速r/min 31.4,36,41 摇臂长度mm 2200 牵引力KN 500 牵引速度m/min 0-8.2/11 牵引型式齿轮 - 销轨机面高度mm 1726 最小卧底量mm 265 灭尘方式内外喷雾装机功率kw 3002+372+18.5 电压v1140机重t41 213 MG300/700-WD型采煤机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。22摇臂结构设计方案的确定 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。23截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为3002KW，即每个截割部功率为300KW。根据矿下电机的具体工作情况，要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。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机YBC3300,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：1475P/m 额定功率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：外壳水冷该电机总体呈圆形, 其电动机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。24传动方案的确定241 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的，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/min2.4.2 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。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图所示：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 36.755.747=6.39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： 1562295747）367502在误差允许范围5内，合适。2.5 传动系统的设计2.5.1各级传动转速、功率、转矩的确 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=263.15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 将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用 运动和动力参数编号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)传动比轴29714701929.51.79轴279.56821.23251.1轴271.23526.434920.41.56轴247.70229.8810290.32.29轴240.32229.88427494.25.7472.6 齿轮设计及强度效核：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： 齿轮1和惰轮2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 齿轮选用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 =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齿间载荷分配系数 由式855及得 1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表821并插值 1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822189.8节点影响系数 查图864重合度系数 查图865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，按高可靠度查 取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1.11， 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 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 中心距 圆整 HRC 5662公差组6级06=19341.79合适1751111.081189.82.50.8971mm171mm,.5mmmm2.862.47=1.54=1.6312 齿轮4和齿轮5设计及强度效核：1)选择齿轮材料查文献1表8-17 齿轮选用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小轮齿数大轮齿数 35.88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(1/23+1/36)=1.65查表821并插值 1.1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822 189.8 节点影响系数 查图864重合度系数 查图865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，按高可靠度查 取圆整齿轮模数 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 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 中心距 圆整HRC 5662公差组7级06=23361.565合适1.751.181.081.1189.82.50.8712.712.45=1.58=1.640.982齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算：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 中心距 圆整惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算：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 中心距 圆整 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。2.7轴的设计及强度效核 先确定轴 1.选择轴的材料 选取轴的材料为45钢，调质处理 2.轴径的初步估算 由表42取A115， 可得 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮分度圆直径为： 4.轴的结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号22219c，尺寸取轴段直径 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则： 段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度 段取齿轮右端轴肩高度轴环直径91轴段长 段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸，取轴段直径轴段长164 2）轴上零件的周向定位 两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。 花键尺寸为： 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为. 轴端倒角 5.轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：2） 求支反力： 水平面： 垂直面： 3） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 垂直面弯矩：图（c）所示 合成弯矩：图（d）所示 4) 扭矩： 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 显然D处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为45钢，调质处理，查表41得由得 取6.安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： 抗扭截面模量： 2）计算应力参数 弯曲应力幅 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力 扭剪应力幅 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力3）确定影响系数 轴的材料为45钢，调质处理，由表41查得， 轴肩圆角处得有效应力集中系数 根据 由表45经插值可得： 尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图418得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图419，得0.88 。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 所以强度足够。2.8 行星齿轮传动设计计算过程 以下参考现代机械传动手册 机械工业出版社已知：输入功率247.70kW,转速=229.88kW，输出转速=40r/min 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：行星轮：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：试验齿轮的弯曲疲劳极限：齿形的终加工为插齿，精度为7级。2确定各主要参数： 行星机构总传动比：i=5.747，采用一级NGW型行星减速机构。 行星轮数目, 根据表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 a-c齿轮接触强度初步计算按表义14-1-60中的公式计算中心距 1.输入扭矩 2.设载荷不均匀系数 3.在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩： 4.查表14-1-61 （机械设计手册第三版，第3卷化工出版社）得：接触强度使用的综合系数K=2.0（k=1.62.2） 5. 齿数比 6.取齿宽系数 7.初定中心距，将以上各值代入强度计算公式，得： 取 8.计算模数m 取标准值 m=8（mm）9.未变位时中心距a 10. 初选啮合角： 查图14-5-2，取 11.中心距变动系数， 12.实际中心距 取 13.a-c齿轮传动的主要尺寸 A实际中心距变动系数y B实际啮合角 C总变位系数 D分配变位系数： 和 取 （见机械传动装置设计手册上册）14.齿顶降低系数 (6) c-b传动 啮合角， 式中， 代入 变位系数和 中心距变动系数 齿顶降低系数 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 此顶高系数 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 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； 端面节圆啮合角 直齿轮 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 C. 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。） .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, ； 寿命期内要求传动的总运转时间，。 .确定强度计算中的各种系数 A.