悬臂式掘进机行走机构工作分析及设计毕业论文.doc

悬臂式掘进机行走机构工作分析及设计毕业论文目录绪论11.1选题的目的、意义和研究现状11.1.1目的11.1.2 意义11.1.3 国外研究现状21.1.4 国内研究现状21.2研究方案及预期结果31.2.1 主要研究内容31.2.2 主要解决的问题31.2.3理论方法31.2.4技术路线32 行走机构的方案的确定42.1履带行走机构的组成42.1.1 履带架42.1.2 履带42.1.3 驱动装置52.1.4 支重装置52.1.5 张紧装置52.2掘进机履带行走机构主要参数的确定63 行走机构设计计算93.1行走机构驱动形式的选择93.1.1行走机构工作原理93.1.2行走机构驱动类型选择93.2驱动元件的选择和参数计算103.3行走减速器的设计113.3.1行星减速器主要零件的技术要求113.3.2传动装置参数123.3.3减速器前两级传动设计计算133.3.4轴的设计及校核213.3.5二级行星齿轮传动设计计算293.3.6行星齿轮减速器行星架设计493.3.7滚动轴承的选用503.3.8键的选用534 结论56致谢57参考文献58附录A 译文59附录 外文文献63辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1 绪论1.1 选题的目的、意义和研究现状1.1.1 目的我国是产煤大国，煤炭占能源需求的70%以上，是我国的主要能源，尽管新能源的发展和推广会使煤炭在一次能源中的消费比重会逐年下降，但是煤炭的的主导地位不会发生重大改变。煤炭生产的高产高效和现代化是当今国际煤炭工业的发展发方向，是衡量一个国家煤炭工业发达程度的重要标志，是我国煤炭行业的必然选择。我国自从高产高效矿井技术以来，煤炭工业得到了迅速的发展和推广，掘进机作为高产高效矿井掘进设备的主要设备之一起了重要作用。煤炭工业的机械化包括采掘、支护、运输、提升的机械化，其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着掘进技术的发展，悬臂式掘进机是主要的掘进机械。悬臂式掘进机要同时实现剥离煤岩、装载运出、机器本身的行走调动以及喷雾除尘等功能，即集切割、装载、运输、行走于一身。随着发展，悬臂式掘进贡的功能越来越多，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。早期的悬臂式掘进机行走，装载机构主要采用电动方式，如匈牙利的F6HK、前苏联的4IIY 、奥地利的AM50等。随后出了抗冲击易实现无级变速的液压系统在行走机构既用油马达来拖动的技术开始占主流。如日本三井三池公司的S100、S200，奥地利奥钢联公司的AM100，英国多斯科MK2A、MK2B等。为了适应高产高效的发展和实现矿井集约现代化的需要，积极采用新技术，就要求大力发展综合机械化掘进。综合掘进 是高效安全的掘进方法，而悬臂式掘进机是综合机械化掘进中的重要设备。1.1.2 意义随着掘进机在土木隧道和采矿工程中的大量使用,目前掘进机已成为各主要产煤国家不可缺少的生产设备,且各国制造、推广使用的煤、岩和煤一岩巷掘进机多以部分断面悬臂式为主。实践证明,悬臂式部分断面掘进机具有以下优点掘进速度快质量好。掘进机可实现连续掘进,能同时完成破煤岩、运输等作业,效率高,且掘进机是机械破岩,掘进后巷道周围煤岩壁完整光滑,超挖掘量少,减少了支护量。这与传统的钻爆法相比,掘进速度可提高数倍,并避免了爆破作业时巷道周围煤岩因爆破振动而破坏的现象发生。结构紧凑、技术先进。目前悬臂式掘进机多采用耙装式装载机构和履带式行走机构。其装载能力大、调运灵活、工作可靠。经济、安全。掘进机掘进速度快、经济效益和社会效益高。改善了工人的劳动条件,体力劳动量减少与钻爆法相比。避免了因爆破掘进造成的人员伤亡,事故率大大减少。本设计主要是对悬臂式掘进机的行走机构进行完善和改进，对行走机械的承载能力，运行速度进行提高，并且在实际的设计过程中，不断地发现问题解决问题，使产品的性能得到进一步提高，从而更好的适应煤炭工业的发展。1.1.3 国外研究现状19世纪70年代，英男为修建海底隧道，研制出了第一台掘进机，美国在20世纪30年代发明悬臂式掘进机，并将其应用于采矿作业，取得了良好的效果，此后，各国以煤巷为作业对象研制了各种类型的悬臂式掘进机，随着社会经济的发展，人们对煤炭矿石的需求越来越大，悬臂式掘进机的研究与发展也得了空前的进步。发展至今，悬臂式掘进机已呈现出系列化和多样化，英国、前苏联、德国、美国、日本、奥地利等10几个国家的20多家公司，先后成功研制出70多种机型。目前在国外，悬臂式掘进机被广泛用于硬度系数人低于80MPa的半煤岩采准巷道的掘进，同进也有不少悬臂式掘进机在全岩巷的掘进中取得了不错成效。1.1.4 国内研究现状我国掘进机研制工作始于20世纪60年代中期，最初是引进了苏联的BK3型，将其仿制和改进生产了部分机型，20世纪70年代初到80年代中期，我国科研人员研制成功了ELM55、EMIA30、EL90、EMS55等机型。同时，通过与奥地利合作生产了AM50型，和日本合作生产S100型，初步形成了批量生产悬臂式掘进机的能力，对国内矿山推广应用悬臂式掘进机起到了巨大的推动作用。20世纪90年代，我国开始了重型悬臂式掘进机的研发工作，进入21世纪以后，我国的悬壁式掘进机进入了快速发展阶段，科研能力有了飞跃式的发展，相关生产厂家和机型数量大幅增加。目前国内掘进机生产厂家有三一重装，佳木斯煤机等13家，其中三一重装、佳木斯煤机、太 原煤科院三家生产的掘进机占了绝大部分市场。我国自主创新研制的EBZ200、EBZ230、EBZ260、EBZ300和EBZ318等机型结构紧凑，造型简洁，重心低、元件性能及质量优越、安全保护完善表明我国悬臂掘进机技术水平与国际水平越来越接近。成为中国煤矿工业技术装备的主体，为我国煤矿安全生产和高产高效矿井的建设提供了可靠的保证。1.2 研究方案及预期结果1.2.1 主要研究内容熟悉悬臂式掘进机行走机构的工作原理及结构类型及特点，适用条件主要参数的确定及行走机构的设计1.2.2 主要解决的问题根据原始条件，通过悬臂式掘进机的类型及其特点和适用条件研确定总体方案并对行走机构进行设计。设计合理、经济、安全、可靠的掘进机行走机构提供设计说明书，并给出主要结构图及零件图1.2.3理论方法通过理论力学、材料力学、机械原理、双履带行走机构对地粘着力矩的研究及机械设计等基本专业知识的学习，运用案例比较法，系统分析法等各种方法来实现悬臂式掘进机行走的分析与设计。1.2.4技术路线（1）根据原始条件，通过悬臂式掘进机的类型及其特点和适用条件对行走机构进行分析 （2）行走机构结构的设计计算行走机构驱动形式的选择和计算、行走减速器的设计计算、减速器输入轴的设计、减速器输出轴的设计计算和校核轴承计算校核。69辽宁工程技术大学毕业设计（论文）2行走机构的方案的确定履带行走机构是悬臂式掘进机整机的支承座,用来支承掘进机的自重、承受切割机构在工作过程中所产生的力,并完成掘进机在切割、装运及调动时的移动。履带行走机构包括左右行走机构、并以掘进机纵向中心线左右对称。掘进机行走机构包括履带架、履带、驱动装置、支重装置、张紧轮（导向轮）、张紧装置等部件。2.1履带行走机构的组成2.1.1履带架履带架在整机中起着支撑与连接的作用，是不可忽视的一个部分，履带架设计的好坏将直接关系着整机的质量与美观。因此，在设计中即要考虑到其强度的问题，又要考虑其美观与使用性的问题。履带架总体采用箱型梁结构，铸焊结合。由于支撑引导轮处结构复杂，受力较大，因而采用铸造件，其它部分采用焊接结构；为了提高箱型的强度和刚度，在其受力较大处采用较厚板材并增设筋板；另外，履带架与主机架通过螺栓刚性联结，为了防止螺栓在机器行走中承受剪力，在履带架前后两端增加了挡板。2.1.2履带履带板按结构形式分为整体式履带板和滚子式履带板2种形式，滚子式履带板不仅结构较复杂、容易损坏，而且维修不方便，已经逐渐被淘汰，多采用铸造或锻造整体式履带板；掘进机都采用履带行走机构,它支撑机器的自重和牵引转载机行走.当履带作业时,它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷.履带机构的设计对整机正常运、行通过性能和工作稳定性能具有重要的意义。履带的设计要求：具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能；两条履带分别驱动，其驱动力可选用液压马达或电动机；履带应有较小的接近角和离去角，以减少起运动阻力；要注意合理设计整机重心位置，使履带不出现零比压现象；履带应有可靠的自动装置，以保证机器在设计的最大坡度上工作不会下滑。履带的结构有组合式和整体式两种。组合式履带由履带板、链轨节、履带销和销套所组成；整体式履带的履带板之间用销子连接。履带板是履带总成的重要组成部分，对履带板的要求：各节履带板之间应有可靠的连接；履带板和驱动轮的啮合要可靠；履带板与地面应有足够的附着力；履带板要硬度高、耐磨损、耐冲击。2.1.3驱动装置行走机构的动力源按驱动形式分为电机驱动和液压马达驱动2种形式。驱动轮是将传动装置的动力传至履带，以产生底盘运动的驱动力。因此，要求驱动轮与履带的啮合性能要良好，既在各种行驶条件和允许磨损程度下啮合不应发生干涉、冲击和脱落履带现象；另外要求传动效率高、耐磨损。驱动轮的结构与采用何种履带板有关，驱动轮与履带的啮合方式有节销式和节齿式两种。驱动轮与组合式履带的啮合方式是节销式；与整体式的啮合通常采用节齿式。驱动轮由轮毂、轮幅和轮缘构成。履带板绕在链轮上为多边行，链轮以等角速度转动时，履带速度不均。所以，在确定链轮齿数时应满足链齿强度的情况下，尽量增加齿数，减小机器的动负荷。2.1.4支重装置履带链支承方式分为支重轮式和摩擦板式2种形式，支重轮式行走部结构较复杂，支重轮容易损坏，但传动效率高、能适应泥砂水等恶劣环境条件摩擦板式行走部结构简单不易损坏，但传动效率较低，因此，多采用支重轮式行走机构2.1.5张紧装置履带张紧装置的形式分为机械式张紧装置和液压张紧装置2种形式，因为履带不仅工况恶劣，而且需要承受较大的驱动扭矩，所以，对张紧装置承受能力提出了更高的要求，既能够承受较大的张紧力，还要有较高的可靠性，以此保证整机行走结构的工作常态。2.2掘进机履带行走机构主要参数的确定机重 ；截割电动机功率；爬坡能力（1）履带板宽度按经验公式 （21）已知G60t,所以：； 为了不应接地比压过小浪费材料取520 mm；（2）左右两条履带中心距的推荐范围其中,较小的数值适用于较小的履带中心距B,较大的数值适于较大的中心距B。为了降低掘进机转弯的功率,在满足整机宽度的条件下,应尽量加大B值。对于左右 2 条履带中心距 B 的值，可以推荐进行选取。 ；取 B2000 mm；（3）掘进机履带接地长度的推荐范围 （22）式中L单侧履带行走机构的接地长度，mm； B 左右两条履带的中心距，mm； ；取L4000mm；掘进机的平均接地比压. （23）式中 b掘进机履带板宽度，mm ；L掘进机单侧履带行走机构的接地长度，mm ；G掘进机整机的重力kN；平均接地比压主要是根据底板岩石条件选取,对于遇水软化的底板,取较小值,对于底板较硬,遇水不软化的底板取较大值。在设计掘进机时,推荐平均比压p0.14 MPa。设计中,履带的接地比压不允许出现三角形分布状况,不得在履带接地长度上出现零比压,掘进机重心位置应在履带接地的截面核心之内。（4）掘进机接地履带板个数的确定本设计所选取的掘进机履带板为整体式履带板，其节距 a=160 mm，所以可以确定履带板与地面接触的数量 （24）取 n=20 个履带板与地面接触（6）行走速度推荐范围。推荐掘进机的工作速度为0.6 m/min,调动速度为10.18 m/min。工作速度依据掘进机切割岩石的硬度情况选取,切割较硬岩石选取较小的行走速度。调动速度应尽可能大些,以降低掘进机辅助工作时间,但速度太高,会导致驱动功率的增大。（7）张紧装置行程的推荐范围。张紧装置的行程应大于履带节距的一半,以便在履带因磨损而伸长时,可拆去一块而继续使用。张紧装置的行程一般为0.751.25个履带节距。（8）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求,最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下,履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行,而掘进机在水平地面转弯时,单侧履带的牵引力为最大,故单侧履带行走机构的牵引力的计算以此为依据。 取315 kN （25）30 kN式中 单侧履带行走机构的牵引力, kN；单侧履带对地面的滚动阻力, kN；履带与地面之间滚动阻力因数,0.08 0.1；履带与地面之间的转向阻力因数,0.8 1.0；n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离, 355mm;单侧履带行走机构承受的掘进机的重力, kN（9）单侧履带行走机构输入功率的计算确定。在掘进机最大速度情况下：V6m/min0.1 m/s，0.9，0.8。 kW （26）式中 P单侧履带行走机构的输入功率, kW；V履带行走机构工作时的行走速度,m/s； 履带链的传动效率。有支重轮时取0.890.92,无支重轮时取0.710.74; 驱动装置减速器的传动效率,%。（10）履带对地面附着力校核计算。单侧履带行走机构的牵引力心须大于或等于各阻力之和,但应小于或等于单侧履带与地面之间的附着力。,附着系数值根据表1选取。 kN地面或底板状况 铺石子路面 0.60.8稍湿的渣子路面 0.81.0泥泞的底板 0.2砂、页岩底板 0.650.17干黏土地面 1.0干砂土硬地面 1.1水泥地面 0.95煤底板 0.60.7（11）张紧装置预张力的计算确定。 （27）式中张紧装置的预张力, kN； q履带链单位长度的重力, kN/mm；a导向轮与驱动轮间的中心距, mm；h履带链的悬垂度, mm。履带链的悬垂度一般取h（0.0150.031）L；kN 3行走机构设计计算3.1行走机构驱动形式的选择3.1.1行走机构工作原理掘进机行走机构的工作原理是液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，驱动轮，液压马达的转动带动驱动轮（链轮）旋转，链轮的轮齿和履带的链轨销咬合，从而实现掘进机在履带上爬行。3.1.2行走机构驱动类型选择液压驱动行走机构的特点是：统一了动力源，液压马达体积小，驱动结构便于合理布置，适合于行走部的频繁启动。目前，装岩机行走机构液压驱动形式通常又分为中、高速马达带减速器驱动和低速液压马达直接驱动三种形式14。（1）高速马达-减速器驱动这种驱动形式的马达多采用齿轮马达，其优点是：结构简单，工作可靠，抗污染性强，价格低廉等。但它最大的缺点是运转一定时间后，其内部摩擦副磨损严重，间隙增大，效率很快下降。而且与之配套的减速机要求传动比要大、结构也相应复杂，所以以这种形式应用极少。（2）中速马达-减速器驱动这种驱动形式的马达多采用柱塞马达。中速马达具有体积小，效率高，寿命长，售价低等特点，且减速器的结构形式国内外已趋于系列化，因此这种驱动形式应用形式很多。（3）低速液压马达直接驱动该驱动形式的马达输出轴直接带动主链轮。马达大部分采用多作用内曲线径向柱塞式液压马达。其特点是：结构形式简单，成本低、传动扭矩大、低速稳定性好、起点效率高。但马达体积大，难以保证间隙，制动装置不易处理，只适合于中、小型机械。所以，选择中速马达-减速器驱动形式。3.2驱动元件的选择和参数计算根据工作机的要求，传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机。实际表明，传动装置设计得合理与否，对整部装置的性能，成本以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要环节，即合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。本次设计使用四级减速器，其中后两级别为二级行星减速减速器，此减速器的优点：传动比较大，适用于载荷较平稳的场合，要求轴具有较大的刚度。行星传动是通过几个行星轮传递动力的，为了补偿制造及装配误差的影响，使各行星轮均匀地分担载荷，在传动中采用载荷均衡机构，高速级采用行星架浮动，低速级采用太阳轮浮动，这是两级行星减速器中最常用的应用最广泛的一种。高速级和低速级行星轮组件全部采用双壁整体式，行星架材料为ZG340-640，正火。两级之间力矩的传动是通过渐开线花键联接的。传动比的分配：（行走部设计中为二级圆柱齿轮传动和二级行星减速）履带行走速度：由， 按经验公式：D（7585） （31） D驱动轮直径 600 kN D（7585）（371420）取D400mm；驱动轮的转速: 输出转矩： N.M根据以上要求选择了内曲线摆线马达，型号为：NJM-G07-1，其中，07为压力级，1为设计序号。主要参数如下：排量 额定压力 最高压力 额定转速07ml/r 25MPa 315MPa 150r/min额定转矩 最高转矩 功率 质量2500Nm 3150Nm 36KW 85kg总传动比传动比分配结果为：，3.3行走减速器的设计3.3.1行星减速器主要零件的技术要求（1）对齿轮的要求精度等级：行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度查表13-5-32确定。本次设计行星结构中齿轮采用8级精度。齿轮精度的检验项目及偏差应符合GB/T10095-1988渐开线圆柱齿轮精度的规定。齿轮副的侧隙：齿轮啮合侧隙一般应比定轴齿轮传动稍大。查表选择，高速级：，低速级：以低速级行星轮为例求齿轮精度等级如下：根据齿轮圆周速度确定齿轮传递运动的准确性、传动平稳性、轮齿载荷分布均匀性的精度等级分别为8级、8级、7级。（2）对行星轮制造方面的几点要求行星轮的偏心误差对浮动量的影响最大，因此对其齿圈径向跳动公差应严格要求。在成批生产中，应选取偏心误差相近的行星轮为一组，装配时使同组各行星轮的偏心方向对各自中心线（行星架中心与该行星轮轴孔中心的连线）呈相同角度，这样可使行星轮的偏心误差降到最小。在单件生产中应严格控制齿厚，如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿，可保证砂轮与被磨齿轮的相对位置不变，即可控制各行星轮齿厚保持一致。对调质齿轮，并以滚齿作为最终加工时，应将几个行星轮安装在一个心轴上一次完成精滚齿，并做出位置标记，以便按标记装配，保证各行星轮啮合处的齿厚基本一致。（3）齿轮材料和热处理要求行星齿轮传动中太阳轮同时与几个行星轮啮合，载荷循环次数最多，因此在一般情况下，应选用载荷能力较高的合金钢，并采用表面淬火、渗氮等热处理方法，增加其表面硬度。在NGW传动中，行星轮C同时与太阳轮和内齿轮啮合，齿轮受双向弯曲载荷，所以常采用与太阳轮相同的材料和热处理。内齿轮强度一般裕量较大，可采用稍差一些的材料。齿面硬度也可低些，通常只调质处理，也可表面淬火和渗氮。（4）浮动件的轴向间隙：对于采用基本构件浮动的均载机构的行星传动，其每一浮动构件的俩端与相邻零件间需留有的轴向间隙，否则不仅会影响浮动和均载效果，还会导致摩擦发热和产生噪声。间隙的大小通常通过控制有关零件轴向尺寸的制造偏差和装配时返修有关零件的端面来实现，并且对于小规格行星传动其轴向间隙取小值，大规格行星传动取较大值。3.3.2传动装置参数（1）各轴转速计算：轴转速： ， 轴转速： ， 、轴为惰轮轴，与箱体通过键联接固定，故转速为0轴转速：（2）各轴功率计算：传动系统总效率轴承效率，减速器齿轮传动的效率，行星齿轮传动的效率，链传动效率， 马达输出功率KN轴功率：KN 轴功率： KN 轴功率： KN 轴功率：KN （3）各轴扭矩计算轴扭矩：N.m轴扭矩：N.m轴扭矩：N.m3.3.3减速器前两级传动设计计算（1）齿轮1，2的尺寸确定与相关计算以下齿轮的相关计算未注明的均采用参考文献11）选择齿轮材料由表62两个齿轮都选用20CrMnTi渗碳淬火。硬度为 HRC 5662许用接触应力，由式接触疲劳极限，查图6-4，得，接触强度寿命系数，应力循环次数N，由式6-7查图6-5，得、，接触强度最小安全系数，则 许用弯曲应力，由式弯曲疲劳极限，查图6-7，双向传动乘07，得，弯曲强度寿命系数，查图6-8，弯曲强度尺寸系数，查图6-9，(设摸数m小于5mm)弯曲强度最小安全系数，则 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，选取公差组9级式中， 小轮分度圆直径，得齿宽系数：查表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数：在推荐值2040中选取 ，大轮齿数：，圆整取，齿数比 ：传动比误差误差在范围内，合适小轮转矩：N.m/s载荷系数：使用系数：查表63 ，动载荷系数：由推荐值10514中选取，齿向载荷分布系数： 由推荐值1012中选取，齿间载荷分配系数：由推荐值1012中选取，载荷系数：弹性系数： 查表64，节点区域系数：查图6-3（，），重合度系数：是用以考虑因重合度的增加，接触长度增加而造成的接触应力降低的影响系数。一般取085092，故的设计初值为： mm齿轮模数： 查表66，参照第一系列，圆整小齿分度圆直径的参数圆整值：mm圆周速度：m/s大轮分度圆直径：mm中心距 ：mm齿宽：mm大轮齿宽： mm小轮齿宽： mm3）齿根弯曲疲劳强度效核计算由式齿形系数：查表65 小轮， 大轮，应力修正系数：查表6-5 小轮，大轮，重合度系数：重合度： 所以，直齿圆柱齿轮齿根弯曲强度校核公式为：齿根弯曲强度足够4） 齿轮几何尺寸计算（参考文献2） 分度圆直径： mmm齿顶高： mm 齿根高： mm式中，为齿顶高系数，为径向间隙系数，在GB/T1356-2001规定，齿顶圆直径：mmmm齿根圆直径：mmmm 基圆直径：mmmm 注：GB/T1356-2001中规定齿形角齿距：（分度圆上）mm 齿厚，齿槽宽e：（分度圆上）mm（2）齿轮3，4尺寸确定与相关计算以下齿轮的相关计算未注明的均采用参考文献11）选择齿轮材料由表62选 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火硬度： HRC 5662 许用接触应力，由式6-6， 接触疲劳极限，查图6-4得， 接触强度寿命系数，应力循环次数N，由式6-7 查图6-5，得、， 接触强度最小安全系数，则 许用弯曲应力，由式 弯曲疲劳极限，查图6-7，双向传动乘0.7，得， 弯曲强度寿命系数，查图6-8得， 弯曲强度尺寸系数，查图6-9得， (设摸数m小于5mm)弯曲强度最小安全系数则 2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度所以，选取公差组9级式中， 小轮分度圆直径，由式6-5得齿宽系数：查表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数：在推荐值2040中选取 大轮齿数：，圆整取 齿数比 ：传动比误差：误差在范围内，合适小轮转矩： 载荷系数：使用系数：查表63 得，动载荷系数：由推荐值10514中选取 齿向载荷分布系数： 由推荐值1012中选取齿间载荷分配系数：由推荐值1012中选取载荷系数：弹性系数： 查表64，节点区域系数：查图6-3（，）重合度系数：是用以考虑因重合度的增加，接触长度增加而造成的接触应力降低的影响系数。一般取085092，所以，故的设计初值为：所以，齿轮模数：查表66，参照第一系列，圆整小齿分度圆直径的参数圆整值：mm圆周速度：m/s大轮分度圆直径：mm中心距 ：mm齿宽：mm大轮齿宽： mm小轮齿宽： ，mm3）齿根弯曲疲劳强度效核计算由式6-10， 齿形系数：查表65 小轮 大轮 应力修正系数：查表6-5 小轮 大轮 重合度系数：重合度： =直齿圆柱齿轮齿根弯曲强度校核公式为： 齿根弯曲强度足够4）齿轮几何尺寸计算（参考文献2）分度圆直径： mm mm齿顶高：mm齿根高：mm 式中，为齿顶高系数，为径向间隙系数，在GB/T1356-2001规定，齿顶圆直径：mm mm齿根圆直径：mmmm基圆直径： mm mm 注：GB/T1356-2001中规定齿形角 齿距：（分度圆上） mm齿厚，齿槽宽e：（分度圆上）：惰轮主要尺寸参数：（渐开线直齿轮）mm，mm分度圆直径：mm齿顶圆直径：mm齿根圆直径：mm3.3.4轴的设计及校核由于各轴的计算方法与校核基本相同，故只对轴做详细的介绍轴的设计计算如下：（1）计算作用在齿轮上的力：轴上的转矩=N.m.轴上输出小齿轮分度圆直径：mm圆周力N径向力N各力方向如图所示：（2）初步估算轴的直径选取45号钢为轴的材料，调质处理按文献1式8-2初估轴的最小直径，查文献1表86 取A=115，则 mm轴的设计及校核如下：（1）计算作用在齿轮上的力：（渐开线圆柱齿轮受力分析如下图所示：）轴上的转矩： =N.m.m轴上输出大齿轮分度圆直径：mm轴上输出小齿轮分度圆直径：mm大齿轮圆周力：小齿轮圆周力：大齿轮径向力：小齿轮径向力：各力方向如图所示：（2）初步估算轴的直径选取45号钢为轴的材料，调质处理按文献1式8-2初估轴的最小直径，查文献1表86 取A=115，则 （3）轴的结构设计1）确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，该轴上有一个轴齿轮。左轴承和齿轮从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间采用定位套筒使轴承得到定位。齿轮采用普通平键得到轴向固定。（轴的结构见下页图）2）确定各轴段直径和长度段 根据圆整，取，根据文献6选择单列圆锥滚子轴承33216（GB/T297-1994），故取段 为使轴承定位，取，段 为轴齿轮，其长度取齿轮的齿宽段 为使齿轮定位，取，段 为使套筒可靠地压紧齿轮，应比齿轮齿宽短14mm，齿轮靠轴肩定位，所以段 ，段 选择单列圆锥滚子轴承33216（GB/T297-1994），3）确定轴承及齿轮作用力位置如下图所示，先确定轴承支点位置，查33216轴承，其支点尺寸，因此，轴的支承点到齿轮的载荷作用点距离见下图所示。4）绘制轴的弯矩图和扭矩图（见下图）求轴承反力H水平面N NV垂直面N N求齿宽中点处弯矩H水平面N.mm N.mmV垂直面N.mm N.mm合成弯矩MN.mm N.mm扭矩TN.mm5）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩：，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩： N.mmN.mm轴的材料为45钢，调质处理。由文献机械设计表82查得，N.mm，由表89查得材料许用应力则轴的计算应力为为：该轴满足强度要求 因该轴为比较重要的轴，应进行疲劳强度的精确校核6）精确校核轴的疲劳强度：判断危险截面 危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。分析可知，危险截面为截面计算危险截面应力截面右侧弯矩M为N.mm截面上的扭矩T为N.mm 抗弯截面系数 抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即确定轴材料机械性能查表82，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料：特性系数：，轴的设计及校核如下：轴上的转矩 =N.mm大齿轮圆周力N大齿轮径向力N小齿轮圆周力N小齿轮径向力N选取45号钢为轴的材料，调质处理按文献1式8-2初估轴的最小直径，查文献1表86 取A=115，则 mm轴的校核同轴。3.3.5二级行星齿轮传动设计计算行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与是输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小、质量小、结构紧凑，承载能力小；传动效率高；传动比较大，可以实现运动的合成与分解；运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。本次设计行星传动总传动比为，查文献7，根据表13-5-3得知，需要选用两级NGW型行星齿轮减速器。(1)高速级（）配齿计算以及变位方式和变位系数的选择 根据表13-5-3选择行星轮数目，取。已选择，故，根据同心条件，有在渐开线行星齿轮传动中，合理采用变位齿轮可以获得如下效果：获得真确的传动比、改善啮合质量和提高承载能力，在保证所需传动比的前提下得到合理的中心距、在保证装配及同心等条件下使齿数的选择具有较大的灵活性。变位齿轮有高变位和角变位，两者在渐开线行星齿轮中都有应用。高变位主要应用于消除根切，和使相啮合齿轮的滑动比及弯曲强度大致相等。角变位主要用于更灵活的选择齿数，拼凑中心距，改善啮合特性及提高承载能力。由于高变位的应用在某些情况下受到限制，因此角变位在渐开线行星齿轮传动中应用更为广泛。本级传动中，A-C传动B-C传动均采用不等角变位。对A-C不等角变位，查图13-5-4得到几对啮合角，根据经验取，齿轮预取的端面啮合角，为提高传动承载能力，宜取：按接触强度初算A-C传动的中心距和模数估算中心距：式中，A-直齿轮的钢对钢配对齿轮副A值查表得483输入转矩 取载荷不均匀系数故，在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传动的转矩：N.mm齿数比：太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度6062HRC（太阳轮）和5658HRC（行星轮），查表13-1-39可知，由于齿轮转速要求不高，可采取任意方法加工，齿面最终不需要精加工，齿轮选取精度为9级取齿宽系数取载荷系数-许用接触应力，推荐按下式确定：所以，模数m:，取则A-C传动未变位时的中心距：按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数则中心距取实际中心距：计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角计算A-C传动的变位系数式中，为渐开线函数，查文献表13-1-21可得 ，故：用图13-1-4校核，在许用区内，可用。用图13-1-4分配变位系数，得，计算C-B传动的中心距变动系数和啮合角C-B传动未变位时的中心距：mm所以计算C-B传动的变位系数因为，所以，几何尺寸的计算（参考文献表13-1-18）按不等角变位齿轮传动的A、C、B三轮的几何尺寸1）分度圆直径mmmmmm2）齿顶高（选用滚齿法加工）A-C齿轮传动中心距变动系数齿顶高变动系数 C-B齿轮传动中心距变动系数齿顶高变动系数 齿顶高： mm mm mm3）齿根高mmmmmmm4） 齿高mmmmmm5） 齿顶圆直径mmmmmm为避免小齿轮齿根过渡曲线干涉，应满足下式：式中， 6） 齿根圆直径mmmmmm7） 节圆直径mmmmmm8） 基圆直径mmmmmm9） 齿顶圆压力角验算配齿条件：1）传动比条件：对于NGW型机构，传动比应满足以下条件：。2）同心条件：为了保证正确的啮合，各对齿轮之间的中心距必须相等。对于NGW型传动，太阳轮A与行星轮C的的中心距应等于行星轮与内齿轮的中心距。3）装配条件：保证各行星轮能均布地安装于俩中心齿轮之间，并且与俩个中心轮啮合良好，没有错位现象。为简化计算和装配，应使太阳轮和内齿轮的齿数等于行星轮数目的整数倍，即（c为整数）4） 邻接条件：必须保证相邻俩行星齿轮互不碰撞，并留有大于05倍的模数的间隙，即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距L（）。验算A-C传动的接触强度计算公式：确定式中的系数：1）动载系数和速度系数确定和所用的圆周速度是用相对与行星架的圆周速度，即： 即 由图13-1-90可查取查图13-1-28可查取=092）使用系数，是考虑由于齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数。取=113）齿间载荷分布系数、：考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力响的系数。对于重要的行星齿轮齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时，接触强度计算时，式中，及-齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度对、的影响系数，及按图13-5-12选取=1；-齿宽和行星轮数目对、的影响系数。查图13-5-13确定，所以=1。35；则4）求齿间载荷分配系数及：是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数。先求端面重合度：式中 则 = =2.19因为是直齿轮，总重合度，所以5）节点区域系数：是考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响，并将分度圆上切向力折算为节圆上法向力的系数。，所以 6）弹性系数：用以考虑材料弹性模量E和泊松比对赫兹应力的影响。式中，E弹性模量，刚的E=206000； -泊松比，刚及铁的均为03。7）接触强度计算的重合度系数：用以考虑重合度对单位齿宽载荷的影响。 对直齿轮： 8）接触强度的螺旋角系数：是螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 9）接触强度计算的寿命系数：是考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命的条件循环次数，其可承受的接触应力值与其相应的条件循环次数时疲劳疲劳极限应力的比例的系数。 因为当量循环次数 大于，所以取10）最小安全系数，取=1111）润滑剂系数12)粗糙度系数，一般取13）齿面工作硬化系数 硬齿面取14）接触强度计算的尺寸系数 取=115）端面分度圆上的切向力：即太阳轮所传动的扭矩代入公式得：计算许用接触应力：因为所以即：计算结果：接触强度通过。验算A-C传动的弯曲强度1）计算公式2）确定式中系数齿形系数 查(机械设计)表65取，应力修正系数，查(机械设计) 表65取，弯曲强度计算的重合度系数 弯曲强度计算的螺旋角系数，因是直齿，故取3）代入公式计算结果 考虑到行星齿轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力。由强度公式即式中为材料应力修正系数，取=20；安全系数，则：4）计算结果：弯曲强度通过。验算C-B传动的接触强度和弯曲强度1）根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力，因为C-B传动为内啮合，所以：2）核算内齿轮材料的接触强度疲劳极限由，则：由于齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火，故接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只需要对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即 由强度条件得：由于齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火，故弯曲强度符合要求。（2）低速级（）配齿计算以及变位方式和变位系数的选择 根据表13-5-3选择行星轮数目，取。已选择，故，根据同心条件，有 本级传动中，A-C传动B-C传动均采用高变位。查文献表13-5-13，因为，所以 太阳轮采取负变位，行星轮和内齿轮采用正变位。即：因为，查图13-5-4得到几对啮合角，根据经验取，齿轮预取的端面啮合角，。按接触强度初算A-C传动的中心距和模数估算中心距：式中，A-直齿轮的钢对钢配对齿轮副A值查表得A=483输入转矩取载荷不均匀系数故，在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传动的转矩：齿数比：太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度6062HRC（太阳轮）和5658HRC（行星轮）取齿宽系数取载荷系数-许用接触应力，推荐按下式确定：所以，模数m:，取则A-C传动未变位时的中心距：按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数则中心距取实际中心距：计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角计算A-C传动的变位系数式中，为渐开线函数，查文献表13-1-21可得 ，故：用图13-1-4校核，在许用区内，可用。用图13-1-4分配变位系数，得，所以几何尺寸的计算（参考文献表13-1-18）按不等角变位齿轮传动的A、C、B三轮的几何尺寸1）分度圆直径2）齿顶高式中，是为避免过渡曲线干涉而将齿顶高系数减小的量。当、时，故：3）齿根高4）齿高5）齿顶圆直径6）齿根圆直径7）中心距8）基圆直径9）齿顶圆压力角验算配齿条件：1）传动比条件：对于NGW型机构，传动比应满足以下条件：。2）同心条件：为了保证正确的啮合，各对齿轮之间的中心距必须相等。对于NGW型传动，太阳轮A与行星轮C的的中心距应等于行星轮与内齿轮的中心距，即：5） 装配条件：保证各行星轮能均布地安装于俩中心齿轮之间，并且与俩个中心轮啮合良好，没有错位现象。为简化计算和装配，应使太阳轮和内齿轮的齿数等于行星轮数目的整数倍，即（c为整数）；4）邻接条件：必须保证相邻俩行星齿轮互不碰撞，并留有大于05倍的模数的间隙，即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距L（）。验算A-C传动的接触强度计算公式：确定式中的系数：1）动载系数和速度系数 确定和所用的圆周速度是用相对与行星架的圆周速度，即：即由图13-1-90可查取查图13-1-28可查取2）使用系数，是考虑由于齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数。取=113）齿间载荷分布系数、：考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数。对于重要的行星齿轮齿轮传动，应考虑行星传动的特点，用下述方法确定。弯曲强度计算时，接触强度计算时，式中，及-齿轮相对于行