采煤机牵引部减速器设计说明书.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。采煤机是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一。机械化采煤可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。采煤机分为锯削式、刨削式、钻削式和铣削式四种。20世纪初开始应用截煤机；40年代出现了深截式联合采煤机；50年代初期出现了浅截式滚筒采煤机，生产能力和对顶板的适应性都有很大提高，60年代研制成双滚筒采煤机，使生产情况得到进一步改善。中国在1949年以前很少用机械采煤。50年代开始使用截煤机和深截式联合采煤机，60年代开始使用浅截式滚筒采煤机，70年代初在一些矿区开始使用浅截式双滚筒采煤机，机采产量不断提高。70年代以来，采煤机不断改进,如采用大功率水冷电机来提高生产能力,开采厚度较大的坚硬煤层；采用粗齿滚筒提高块煤率；采用无链牵引减少机械事故并适应长工作面多台采煤机同时作业等。我国20世纪80年代曾大量引进德国、英国、波兰、日本液压牵引采煤机；通过技贸结合于80年代引进英国液压牵引采煤机技术、90年代引进德国直流电牵引采煤机技术； 2005年初步掌握了大功率大采高采煤机技术和机电一体化技术。2001年大倾角电牵引采煤机和2002年短壁电牵引采煤机标志着我国采煤机总体设计技术达到或接近国际先进水平。2001年能量回馈型四象限交流变频技术、2002年中压开关磁阻调速和中压电磁调速、2005年中压交流变频调速技术标志着我国采煤机电气调速技术达到或接近国际先进水平。国产采煤机未来的发展方向是提高采煤机的利用率、通过优化结构减少设备检修费用和提高采煤过的自动化程度。提高开机率就要提高设备单一部件的坚固耐用性，如行走机构中的轴承、滚筒的截齿和液压装置等；减少检修费用一方面需要通过传感器对各种油位进行监视，另一方是将所有的维护工作只根据具体负荷情况进行；提高采煤机的自动化程度就要识别煤与围岩之间的临近层、实现工作面端部的自动控制和通过间距信号防止煤机与设备的碰撞。采煤机的牵引部承担牵引和行走任务。本次设计的电牵引型采煤机牵引部减速器由二级圆柱直齿传动减速和二级行星传动减速两部分组成，是采煤机的主要部件之一。牵引部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。而滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛的应用。电牵引型采煤机主要用于矿井中薄层综采工作面可采较硬煤质，并能适应较复杂的顶底板条件。因为牵引部的牵引速度时刻影响着采煤量，所以采煤机牵引部有着非常重要的地位。 1 绪论1.1 引言我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。1.2 采煤机械概述1.2.1 采煤机械化的发展20世纪40年代初，英国和苏联相继研制出来了链式采煤机。这种采煤机是用截链落煤，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，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。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，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。可提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阶段。从此，综合机械化采煤机采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动监测、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。1.2.2 机械化采煤的类型 长壁采煤工作面的采煤过程主要包括：落煤、装煤、工作面运煤、顶板支护及处理采空去五个工序，按照这些工序来分有两种机械化采煤方式：1普通机械化采煤（普采）：利用采煤机械（刨煤机或采煤机）来实现落煤和装煤，工作面输送机运煤，并用单体液压（或金属磨擦）支柱及金属铰接梁来支护顶板的采煤法称普通机械化采煤。2综合机械化采煤（综采）：用大功率采煤机来实现落煤装煤，刮板输送机运煤，自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤法称综合机械化采煤。综采工作面主要是三机配合：如下图1-1所示： Figure 1-11.3 采煤机简述1.3.1 采煤机的分类和组成采煤机有不同的分类方法，一般我们按照工作机构的形式进行分类，可分为：滚筒式、钻削式和链式采煤机；现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在有很广泛的使用。滚筒采煤机的组成如图1-2 所示：1.3.2 滚筒采煤机的工作原理第四代采煤机研发成功后，现在采煤机的设计基本上传承了他们的特点，随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现在采煤机是集电子系统，液压系统，机械传动系统于一身的复杂的系统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架，全部采用双滚筒设计。Figure 1-2 double drum shearer1.3.3 滚筒采煤机的特点1.使用范围广滚筒采煤机对煤层地质条件的要求较低，对于地板起伏不平、层厚变化大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等煤层条件，采煤机都能适应；2.调高方便，免开缺口3.功率大、生产率高、工作可靠；4.操作方便并有完善的保护、监测系统5.向标准化、系列化、通用化发展。但是滚筒采煤机也有其缺点：结构复杂，价格昂贵；割落的煤的块度小，粉尘含量多，因而破碎单位体积煤的能量消耗大。1.4 电牵引采煤机牵引部随着我国经济的迅速发展，作为三大传统能源的煤将是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿大部分都已经经过了多年的开采，由于技术的原因我们一直以来对薄煤层的开采还不到位，还是有很大的潜力的，对小功率采煤机的需求量比会增加。而我国目前薄煤层采煤机的虽然有一些种类的产品，但还不能满足实际工况的需要，而该设计正是在这样一个背景下进行设计的，对薄煤层采煤机牵引部的设计可以满足这一需求。近年来的研究主要集中在交流电牵引采煤机的系列设计，控制系统及控制功能的开发上。开发的系列交流电牵引采煤机，已在国内煤矿逐步推广使用，取得了比较明显的经济效益。日本三井三池制作所研制成功多种截割电机纵向布置的交流电牵引采煤机，主要有MCLE500-DR101101型等。波兰与中国合作，成功研制了总装机功率344kW的KSE-344型薄煤层交流电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的KSE-360型、用于中厚煤层的KSE-700型和KSE-535S/2BP型等交流电牵引采煤机。电牵引型采煤机牵引部减速器由固定减速器和摇臂行星减速起两部分组成，牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。牵引部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。而滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛的应用。电牵引型采煤机主要用于矿井中薄层综采工作面可采较硬煤质，并能适应较复杂的顶底板条件。1.5 总体方案确定采煤机的牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。一个完善的工作机构应满足以下要求：(1) 结构简单，工作可靠，拆装维修方便。(2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。(3)能牵引行走。(4)载荷均匀分布，机械效率高。(5) 能适应不同的煤层和有关地质条件。为了确定无链电牵引采煤机的方案及满足采煤机的设计要求，经多方面考察，确定本采煤机牵引部的设计方向：(1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在300左右，减速级数为35级；(2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中都装有若干个惰轮。(3)在满足上述各项要求的同时，务使结构简单，操纵方便，尽可能贯彻标准化、通用化。(4)本次采煤机牵引部采用二级直齿圆柱齿轮传动和二级行星齿轮传动。采用二级行星减速器在增大传动比的同时减少了齿轮的数量，简化结构，降低成本。以上是本采煤机牵引部的指导思想。图1-3减速箱传动减图Figure 1-3 minus Figure Gearbox Transmission2 牵引电动机的选择牵引阻力的估算采煤机移动时必须克服的牵引阻力T为 吨力式中：f摩擦系数取决于采煤机导向机构表面状况和湿度及采煤机运动速度等平均可取0.18一经验系数估算时可取一估算系数，初步估粼寸可取侧面导向反力对牵引阻力影响系数，主要取决于牵引链或无链牵引轨道的位置及煤层倾角大小，取上式最后一项，当向上牵引时，取正号，向下牵引时取负号上述几项计算应和采煤机的性能接近并满足采煤工作面的基本要求本次设计f=0.18, =0.7, =0.1, =0.18,G=50吨，经过计算得到所以取那么牵引电动机功率所以取选取电动机参数：电机型号： YBQYS40额定功率（kw）： 40kw额定电压（V）： 380V额定转速（r/min）： 1472r/min外形尺寸（mm）： 7204003 确定传动装置的总传动比及分配传动比3.1 总传动比的计算采煤机的牵引速度为，估取齿轨轮分度圆直径为600mm，则算得齿轨轮的转速为。3.2 分配传动比其中和是直齿轮传动比，和是行星齿轮传动比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Figure 2.1 NGW planetary bodies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，它用在采煤机牵引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0.960.98,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x为从动件时，传动比的推荐值为2.79。采煤机牵引部行星减速机构的传动比一般为412。这里定行星减速机构传动比，则其他二级减速机构总传动比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：()/在误差允许范围5内，合适。4 传动装置的运动和动力参数计算4.1 各轴转速计算从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 轴 轴 轴 轴 轴 轴 4.2 各轴功率计算轴 轴 轴 轴 轴 轴 轴 式中直齿圆柱齿轮传动效率 8级精度 0.97圆柱滚子轴承效率 0.98花键传动效率 0.98滑动轴承效率 0.984.3 各轴转矩计算轴 轴 轴 轴 轴 轴 轴 5 齿轮传动设计计算5.1 第二级直齿圆柱齿轮传动1.选择材料小齿轮选用40Gr钢，调质处理，齿面硬度240270HBS大齿轮选用ZG310570，正火处理，齿面硬度180220HBS计算应力循环次数N根据资料机械设计图5-17查得 取，按齿面硬度240HBS和180HBS查得计算接触应力因为 ，所以取=2.按齿面接触强度确定中心距小齿轮转矩初取，中心距a：取；估算模数，取标准模数齿数计算如下：取齿数此时齿轮的分度圆直径齿轮的齿顶圆直径齿轮的齿根圆直径齿轮的基圆直径圆周速度由表5-6，选齿轮精度为8级3.验算齿面接触疲劳强度由机械设计表5-3查得由图5-4（a）,按8级精度和齿宽由图5-7a，按，低速级轴的刚度较大，二级传动中齿轮相对轴承为非对称布置，得到；由表5-4，得到由式5-4计算载荷系数 按机械原理的公式计算断面重合度，其中齿顶压力角 那么有 由式5-13计算 由式5-17计算齿面接触应力4.校和齿根弯曲疲劳强度由式5-23计算 由图5-18b得到由图5-15得到由式5-32得到由式5-31计算需用弯曲应力由式5-24计算齿根弯曲应力5.齿轮主要几何参数5.2 第一级直齿圆柱齿轮传动1.选择材料小齿轮选用40Gr钢，调质处理，齿面硬度240270HBS大齿轮选用ZG310570，正火处理，齿面硬度180220HBS计算应力循环次数N根据资料机械设计图5-17查得 取，按齿面硬度240HBS和180HBS查得计算接触应力因为 ，所以取=2.按齿面接触强度确定中心距小齿轮转矩初取，中心距a：取；估算模数，取标准模数齿数计算如下：取齿数此时齿轮的分度圆直径齿轮的齿顶圆直径齿轮的齿根圆直径齿轮的基圆直径圆周速度由表5-6，选齿轮精度为8级3.验算齿面接触疲劳强度由机械设计表5-3查得由图5-4（a）,按8级精度和齿宽由图5-7a，按，低速级轴的刚度较大，二级传动中齿轮相对轴承为非对称布置，得到；由表5-4，得到由式5-4计算载荷系数按机械原理的公式计算断面重合度齿顶压力角 那么有 由式5-13计算由式5-17计算齿面接触应力4.校和齿根弯曲疲劳强度由式5-23计算 由图5-18b得到由图5-15得到由式5-32得到由式5-31计算需用弯曲应力由式5-24计算齿根弯曲应力5. 齿轮主要几何参数 5.3 行星齿轮传动5.3.1 第一级行星齿轮传动所需条件这里采用NGW型行星传动机构, 该种机构要正确啮合，必须满足四个条件：1.传动比条件：当中心轮a输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为，中心轮的齿数为，则上述三个量满足满足下列关系： 2.同轴条件：为保证行星轮g同时与中心轮a,太阳轮b实现正确啮合，对于圆柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距与内啮合副的中心距相等，即=。对于标准传动或高度变位传动，有可得： 在标准传动中，外啮合齿轮副的接触强度远低于内啮合齿轮的接触强度，为适当调节内外啮合齿轮副的接触强度，采用角变位齿轮传动（主要用于拼凑中心距，改善啮合特性和提高承载能力）。 3.装配条件：为保证各行星齿轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和与行星轮的数目的比值为整数，即：（整数） 4.邻接条件：行星机构在运动的过程中，行星轮之间不能发生干涉，即要保证两行星轮的中心距L大于两行星轮齿顶圆半径之和，即： 依据上述四个条件，初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。5.3.2 第一级行星齿轮传动设计计算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20CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5662HRC（洛氏硬度）。查得机械设计图5-16得到试验齿轮齿面接触疲劳极限，则许用接触应力为查得机械设计5-18得到试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮和行星轮分别为齿形为渐开线直齿，齿形加工为滚齿，精度为6级。内齿圈的材料均为35CrMo，调质处理，硬度为207269HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：试验齿轮的弯曲疲劳极限：齿形的加工为插齿，精度为7级。2.确定各主要参数（1）行星机构总传动比：采用NGW型行星机构。（2）计算1）行星轮数目：根据机械设计手册单行本-机械传动表13-5-3及传动比，取。2）载荷不均衡系数：查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-22采用行星架浮动均载机构，取3）配齿：经查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-5得到4）按接触强度计算a-c传动中心距和齿轮模数：按机械设计手册单行本-机械传动13-8-3-1中的公式计算中心距：a) 接触强度使用的载荷系数查得：b) 太阳轮单个齿轮传递的转矩：太阳轮传动转矩为 单个行星轮传递转矩为c) 齿数比：d) 取齿宽系数：e) 初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得f) 计算模数：取标准值g) 中心距a 未变位时中心距a为变位后中心距a为（查机械设计课程设计表4.2-10）5）计算变位系数由于中心距不一样，所以采用等角变位。对于a-c传动a)啮合角：b)总变位系数：根据齿数和与啮合角查机械设计手册单行本机械传动图13-1-4得：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数：查图13-1-4可知：对于c-b传动a)啮合角：b)总变位系数：根据齿数和与啮合角查机械设计手册单行本机械传动图13-1-4得：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数：查图13-1-4可知：6）几何尺寸计算齿顶高系数 顶隙系数 分度圆直径：齿轮宽： 齿顶圆直径：齿根圆直径：基圆直径：3.齿轮弯曲疲劳强度校核计算太阳轮齿轮 20CrMnTi调制 行星齿轮正火20CrMnTi调制 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮和行星轮分别为齿形为渐开线直齿，齿形加工为滚齿，精度为7级。内齿圈的材料均为32CrMo，调质处理，硬度为262302HBS。许用接触应力由机械设计式5-28得到接触强度寿命系数 应力循环次数N 由5-33得到每天工作16小时，每年300天，用10年。 查图5-17得 接触强度最小安全系数查式5-29得，查式5-30得，查得，则那么许用弯曲应力 由5-31得到弯曲疲劳极限查文5-18得到 弯曲强度寿命系数查图5-19得到弯曲强度尺寸系数查式5-32得到弯曲强度最小安全系数 ，试验齿轮的应力修正系数齿形系数查图5-14得到 太阳轮 行星轮应力修正系数查图5-15得到 太阳轮行星轮重合度 重合度系数由式5-23得到那么所以齿根弯曲强度满足4.装配条件的验算对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件，即：（1）传动比条件，满足传动比条件（2）邻接条件 由于距可能达到的传动比极限值较远所以满足邻接条件（3）同心条件应满足公式，即满足同心条件（4）安装条件 (整数)满足安装条件5.3.3 第二级行星齿轮传动所需条件这里采用NGW型行星传动机构, 该种机构要正确啮合，必须满足四个条件：1.传动比条件：当中心轮a输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为，中心轮的齿数为，则上述三个量满足满足下列关系：2.同轴条件：为保证行星轮g同时与中心轮a,太阳轮b实现正确啮合，对于圆柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距与内啮合副的中心距相等，即=。对于标准传动或高度变位传动，有可得： 在标准传动中，外啮合齿轮副的接触强度远低于内啮合齿轮的接触强度，为适当调节内外啮合齿轮副的接触强度，采用角变位齿轮传动（主要用于拼凑中心距，改善啮合特性和提高承载能力）。 3.装配条件：为保证各行星齿轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和与行星轮的数目的比值为整数，即：（整数）4.邻接条件：行星机构在运动的过程中，行星轮之间不能发生干涉，即要保证两行星轮的中心距L大于两行星轮齿顶圆半径之和，即： 依据上述四个条件，初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。5.3.4 第二级行星齿轮传动设计计算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20CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5662HRC（洛氏硬度）。查得机械设计图5-16得到试验齿轮齿面接触疲劳极限，则许用接触应力为查得机械设计5-18得到试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮和行星轮分别为齿形为渐开线直齿，齿形加工为滚齿，精度为6级。内齿圈的材料均为35CrMo，调质处理，硬度为207269HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：试验齿轮的弯曲疲劳极限：齿形的加工为插齿，精度为7级。2.确定各主要参数（1）行星机构总传动比：采用NGW型行星机构。（2）计算1）行星轮数目：根据机械设计手册单行本-机械传动表13-5-3及传动比，取。2）载荷不均衡系数：查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-22采用行星架浮动均载机构，取3）配齿：经查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-5得到此时4）按接触强度计算a-c传动中心距和齿轮模数：按机械设计手册单行本-机械传动13-8-3-1中的公式计算中心距：h) 接触强度使用的载荷系数查得：i) 太阳轮单个齿轮传递的转矩：太阳轮传动转矩为 单个行星轮传递转矩为j) 齿数比：k) 取齿宽系数：l) 初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得m) 计算模数：取标准值n) 中心距a 未变位时中心距为 变位后中心距为（查机械设计课程设计表4.2-10）5）计算变位系数由于中心距不一样，所以采用等角变位。对于a-c传动a)啮合角：b)总变位系数：根据齿数和与啮合角查机械设计手册单行本机械传动图13-1-4得：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数：查图13-1-4可知：对于c-b传动a)啮合角：b)总变位系数：根据齿数和与啮合角查机械设计手册单行本机械传动图13-1-4得：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数： e)分配变位系数：查图13-1-4可知：6）几何尺寸计算齿顶高系数 顶隙系数 分度圆直径：齿轮宽： 齿顶圆直径：齿根圆直径：基圆直径：3.齿轮弯曲疲劳强度校核计算太阳轮齿轮 20CrMnTi调制 行星齿轮正火20CrMnTi调制 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，齿形加工为滚齿，精度为7级。内齿圈的材料均为32CrMo，调质处理，硬度为262302HBS。许用接触应力由机械设计式5-28得到接触强度寿命系数 应力循环次数N 由5-33得到每天工作16小时，每年300天，用10年。 查图5-17得 接触强度最小安全系数查式5-29得，查式5-30得，查得，则那么许用弯曲应力 由5-31得到弯曲疲劳极限查文5-18得到 弯曲强度寿命系数查图5-19得到弯曲强度尺寸系数查式5-32得到弯曲强度最小安全系数 ，试验齿轮的应力修正系数那么 齿形系数查图5-14得到 太阳轮 行星轮应力修正系数查图5-15得到 太阳轮行星轮重合度 重合度系数由式5-23得到故 所以齿根弯曲强度满足4.装配条件的验算对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件，即：（1）传动比条件，满足传动比条件（2）邻接条件 由于距可能达到的传动比极限值较远所以满足邻接条件（3）同心条件应满足公式，即满足同心条件（4）安装条件 (整数)满足安装条件5.3.5 行走箱齿轮传动设计计算1.选择齿轮材料，确定许用应力 由机械设计表5-1选，两个齿轮都用20CrMnTi渗碳淬火 许用接触应力 由式5-28得到接触疲劳极限 查图5-16得到每天工作16小时，每年300天，用10年。 查图5-17得 接触强度最小安全系数查式5-29得，查式5-30得，查得则那么许用弯曲应力 由5-31得到弯曲疲劳极限查文5-18得到 弯曲强度寿命系数查图5-19得到弯曲强度尺寸系数查式5-32得到弯曲强度最小安全系数 ，试验齿轮的应力修正系数那么2.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 参考机械设计课程设计表4.11-16选取公差组为8级小轮分度圆直径 由式6-5得齿宽系数查机械设计课程设计表5-8按齿轮相对轴承为非对称布置齿轮齿数在推荐值2040中选 齿轮齿数 齿数比 传动比误差为0小轮转矩 总载荷系数 材料弹性系数查表5-5得到节点区域系数由式5-14得到重合度系数由推荐值0.850.92得到故齿轮模数 取 齿轮分度圆直径 圆周速度 与估取接近（）标准中心距 齿宽 齿轮齿宽 3.齿根弯曲疲劳强度校核计算由式5-24齿形系数和应力修正系数 查图5-14和图5-15得 重合度 重合度系数 齿根弯曲强度满足4.齿轮其他尺寸计算分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 基圆直径：6 轴的设计与校核轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈基础上进行的。为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。6.1 I轴（齿轮轴）的设计与校核1.材料选择选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 835 MPa，= 480MPa,= 280 MPa2.按钮转强度初步计算轴径由于材料是20CrMnTi，由表8-2选取A=100，则得取3.轴的结构设计根据轴的轴向定位要求已知轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，已经轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。下图为轴和轴上零件的示意图：图6-1轴简图Figure 6-1 axis diagram从左往右：第一段：根据轴的最小直径，圆整后取，装圆柱滚子轴承，选用N218E，其尺寸为，该段轴长为轴承宽度和齿轮定位套筒宽度之和。第二段：为齿轮轴上齿轮的齿宽。第三段：齿轮的直径为,。第四段：安装圆柱滚子轴承NU1018，尺寸为，此段轴的直径为,该段轴长为轴承宽度和齿轮定位套筒宽度之和。 4.轴的强度效核：计算作用在齿轮上的力轴上的转矩轴上齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力的大小如下首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。因此得，。（1）求轴承的反力水平面：垂直面：（2）求齿宽中点处的弯矩水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩：扭矩为（3）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轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。（4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 图6-2轴受力简图、弯矩图、扭矩图Figure 6-2 axial force diagram, bending moment diagram, torque graph6.2 II轴的设计与校核1.材料选择 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1和简明机械设计手册表14-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 850 MPa，= 525MPa,= 300 MPa2.按钮转强度初步计算轴径由于材料是20CrMnTi，由表8-2选取A=100，则得取。3.轴的结构设计根据轴的轴向定位要求已知轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，已经轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。下图为轴和轴上零件的示意图：图6-3 轴简图Figure 6-3 axis diagram从左往右：第一段：与箱体配合，轴颈为，该段轴长为。第二段：轴颈为，该段轴长为。第三段：轴径为50mm,该段轴长为。4.轴的强度效核：计算作用在齿轮上的力轴上齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力的大小如下（1）求支反力（2）求齿宽中点处的弯矩 此轴（惰轮轴）不受转矩，只受径向力。（3）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轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。（4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图 6-4 轴受力简图、弯矩图6-4 axial force diagram, bending moment diagram6.3 III轴的设计与校核1.材料选择 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1和简明机械设计手册表14-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 850 MPa，= 525MPa,= 300 MPa2.按钮转强度初步计算轴径由于材料是20CrMnTi，由表8-2选取A=100，则得取。3.)轴的结构设计 图6-5 轴简图Figure 6-5 axis diagram从左往右：第一段：此段为花键轴，轴长为。第二段：此段为光轴，轴长为。第三段：此段为第一级行星传动太阳轮，轴长为。太阳轮采用齿轮轴。大齿轮采用渐开线花键联结，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。渐开线花键（内花键）尺寸为： 4.轴的强度效核：（1）对该轴进行受力分析：由于大齿轮直接和轴承相互配合，大齿轮所受径向力和周向力均作用在轴承上，即大齿轮和轴之间仅传递扭矩，所以III轴上仅承受扭矩。 （2）计算当量弯矩： （3）按弯扭合成计算强度 轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。（4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 图6-6 轴弯矩简图Figure 6-6 axis bending moment diagram6.4 第一级行星齿轮传动轴设计与校核6.4.1 第一级行星齿轮轴的设计与校核在第一级行星轮机构中有三个行星轮，即有三根轴但他们的主要参数是相同的。轴承使用寿命相差不多，这里只计算一个轴强度。1选择材料 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1和简明机械设计手册表14-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 850 MPa，= 525MPa,= 300 MPa 2轴上受力分析：太阳轮扭矩计算：那么太阳轮的轴向力查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-14得到行星轮切向力那么行星轮对行星轮轴的力为 行星轮与行星架之间的间隙 则跨距 行星轮转壁中的配合 选H7/h6 危险截面的弯距： 选用20CrMnTi， 固行星轮轴直径由机械设计公式8-7：取：3轴的结构设计根据轴的轴向定位要求已知轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，已经轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。下图为轴和轴上零件的示意图：图6-7 1级行星传动行星轴Figure 6-7 a planet shaft planetary transmission从左往右：第一段：与行星架配合，轴颈为，该段轴长为。第二段：轴颈为，该段轴长为。第三段：轴径为50mm,该段轴长为。 4轴的强度效核：计算作用在齿轮上的力轴上齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力的大小如下（1）求支反力此轴（惰轮轴）不受转矩，只受径向力。（2）求齿宽中点处的弯矩 （3）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轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。（4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 图6-8 1级行星传动行星轴弯矩简图Figure 6-81 stage planetary drive axle bending moment diagram of the planet6.4.2 第一级行星齿轮传动输出轴设计与校核1.材料选择选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1和简明机械设计手册表14-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 850 MPa，= 525MPa,= 300 MPa2.按钮转强度初步计算轴径由于材料是20CrMnTi，由表8-2选取A=100，则得取。3.轴的结构设计图6-9 1级行星传动输出轴Figure 6-91 stage planetary transmission output shaft从左往右：第一段：此段为花键，轴长为。第二段：此段为光轴，轴长为。第三段：此段为第二级行星太阳轮，轴长为。渐开线花键（内花键）尺寸为： 。4.轴的强度效核：（1）对该轴进行受力分析：该轴通过花键与第一级行星架联接，即行星架和轴之间仅传递扭矩，所以该轴上仅承受扭矩。 （2）计算当量弯矩： （3）按弯扭合成计算强度 轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。 （4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 图6-10 1级行星传动输出轴弯矩简图Figure 6-10 a planetary transmission output shaft bending moment diagram6.5 第二级行星齿轮的轴设计在第二级行星轮机构中有四个行星轮，即有四根轴但他们的主要参数是相同的。轴承使用寿命相差不多，这里只计算一个轴强度。1选择材料 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由机械设计表8-1和简明机械设计手册表14-1查得材料的机械性能数据为： = 1100 MPa，= 850 MPa，= 525MPa,= 300 MPa 2轴上受力分析：太阳轮扭矩计算：那么太阳轮的轴向力查机械设计手册单行本-机械传动表13-5-14得到行星轮切向力那么行星轮对行星轮轴的力为 行星轮与行星架之间的间隙 则跨距 行星轮转壁中的配合 选H7/h6 危险截面的弯距： 选用20CrMnTi， 固行星轮轴直径由机械设计公式8-7：取：3轴的结构设计根据轴的轴向定位要求已知轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，已经轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。如图所示：图6-11 2级行星传动行星轴简图Figure 6-112 planetary stage planetary drive shaft diagram从左往右：第一段：与行星架配合，轴颈为，该段轴长为。第二段：轴颈为，该段轴长为。第三段：轴径为,该段轴长为。 4轴的强度效核：计算作用在齿轮上的力轴上齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力的大小如下（1）求支反力此轴（惰轮轴）不受转矩，只受径向力。(2）求齿宽中点处的弯矩 (3）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轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火处理。由表8-3查得，由表8-3查得材料许用应力由式子8-6得轴的计算应力为该轴满足强度要求。(4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 6-12 2级行星传动行星轴弯矩图6-122 planetary stage planetary drive axle bending moment diagram7 轴承的寿命校核7.1 对I轴的轴承校核对I轴的轴承NU218E尺寸为和轴承NU1018尺寸为进行寿命计算主