EBZ135（S135）型掘进机的行走机构结构设计

摘 要现在掘进机是机、电、液、光技术的综合，行走机构是掘进机非常重要的部件之一，行走机构的性能对整机的性能起着决定性的影响。本文主要介绍了国内外掘进机的发展现状，在原有掘进机的成熟技术基础上，根据掘进机的实际工作环境对掘进机行走机构的各个部件进行了合理的结构设计。文章介绍了履带式掘进机的行走驱动形式的特点，并且对行走机构驱动形式进行了分析；对掘进机行走机构张紧装置进行了改进，用弹簧张紧装置代替张紧油缸实现其张紧功能；对掘进机的传动形式的分析选择和计算；主要针对掘进机行走机构的减速器进行了合理的结构设计和计算。 关键词 掘进机 行走机构 张紧装置 减速器AbstractNow TBM mechanical integrates the electrical，the fluid, the light and the technology. The walking is one of an important component of the TBM. Its performance plays a decisive impact for the performance of the system.This paper describes the boring machine in China and abroad with the status of the original excavation machines based on mature technology, According to TBM of the actual working environment of tunneling machine running the various components of a sound structural design. This paper introduces the operating characteristics of the crawler TBM-driven form and analyses the walking-driven form ; devices the TBM walking tensioning, uses spring tensioning device replace of its tank Tension to finish Tension function; choice and calculation the transmission forms of the TBM; mainly aims at the reducer of the digging machine running for a reasonable structure design and calculation.Keywords TBM Walking Tensioning Device Reducer目 录摘 要 .IAbstract .II第 1 章 绪 论 .11.1 选题的意义 .11.2 国内外掘进机的发展现状 .11.3 EBZ135 型掘进机行走机构的工作原理和特点 .21.4 EBZ135 型掘进机行走机构的组成和功能 .3第 2 章 行走机构的总体结构 设计和参数的确定 .42.1 履带行走装置的设计 .42.1.1 履带行走机构的组成 .42.2 履带行走装置参数的确定 .5第 3 章 行走机构结构的设计计算 .73.1 行走机构驱动形式的选择和计算 .73.1.1 行走机构的工作原理 .73.1.2 行走机构驱动类型 .73.1.3 行走系统压力计算 .83.1.4 行走功率的计算 .83.1.5 小齿轮的输入转数和输入转矩的计算.93.2 行走减速器的设计计算 .103.2.1 设计概述 .103.2.2 齿轮的设计计算 .113.2.3 行星减速器齿轮传动比的分配 .163.2.4 行星减速器齿轮高速级设计计算和校核 .183.2.5 行星减速器齿轮低速级设计计算和校核 .293.3 行星减速器输入轴的设计 .353.3.1 行星减速器输入轴的设计计算 .353.3.2 轴的强度校核 .383.4 减速机输出轴的设计计算和校核 .393.4.1 初步估算轴径 .393.4.2 轴的强度校核 .433.5 行星减速器用轴承的校核 .463.5.1 行星减速器齿轮用轴承的选择和校核 .463.5.2 行星减速器输出轴用轴承的选择 .483.6 弹簧张紧装置的结构设计 .48结 论 .51致 谢 .52参 考 文 献 .53附录 1.54附录 2.61第 1 章 绪 论1.1 选题的意义随着工业的飞速发展，对能源需求不断增大，煤炭一直是我国的主要能源来源，只有采煤机械化和综合机械化的不断的提高，才能满足国民经济对能源的需求。根据我国煤炭生产的现状，提高煤矿日产量和机械化程度，必须提高掘进、采煤、运输的机械化水平。这就要求加快井下掘进速度，以达到采掘平衡。掘进机是掘进的重要环节之一，国内外的生产实践以证实，只有实现掘进机械化、改善掘进机行走机构的结构才能满足这一要求。 1本次设计是对 EBZ135（S135）型掘进机的行走机构结构设计。行走机构的性能对整机的性能起决定性的影响。行走机构的功用是把整机支撑在地面上，传递和承载路面作用于履带的各种力或力矩，并吸收震动与缓冲和冲击以保证底盘的正常行使，以及整机的前进、后退、转弯等各项运动。它的性能、结构的可靠性将影响整机的工作性能。因此，研制新型的高效巷道掘进机的行走机构对于提高其整机性能具有重要意义，这也对一个产煤国家的矿山机械化程度的高低有着重要的意义1.2 国内外掘进机的发展现状目前，我国掘进机生产有了较快的发展。已具备研制开发切割功率200kW，适应断面 33m2，经济切割硬度8 的中重型掘进机能力 ，基本上解决了半煤岩巷的掘进装备问题。佳木斯煤机厂在消化吸收日本 S-200 掘进机引进技术的基础上完成了样机制造，分别在铁法和神东矿区使用，取得了较好的使用效果，2001 年通过了国家经贸委组织的验收。现在该厂被美国 IMM 公司收购，有了更雄厚的实力。目前，IMM 佳煤机生产的“大力士”牌掘进机涵盖轻、中、重型、硬岩型掘进机-6 大系列、15 个品种。如 EBZ55 型、EBZ100 型、EBZ135 型、EBZ150 型、EBZ200 型掘进机，EBZ300 硬岩型掘进机将于 2007 年 7 月隆重登场！六十年代以来，掘进机以成为各主要产煤国家不可缺少的设备，各国竟相制造掘进机，发展很快。英国 1960 年引进 IIK-3 型掘进机，在此基础上研制生产了多斯科 MK2 型和 MK2A 型及安德逊-马弗公司生产的 RH 型掘进机。日本在引进苏联、英国掘进机基础上，改进研制成 MRH 系列掘进机，西德六十年代制成甲虫型掘进机及 EV 型掘进机等。 无论是国内还是国外掘进机的发展都有着很大的发展，但其行走机构的形式、工作原理其本相同。国内外掘进机的行走机构大都采用了履带行走方式。因为履带不受轨道限制，机动性好，减少了铺设轨道的一系列辅助作业。履带与底板之间的粘着系数较大。在相同机重的条件下，履带式行走装置能获得更大的牵引力。履带对爆破后带有尖锐棱角的矿岩石块，比轮胎具有较好的适应性。由于履带接地面积大、对地比压小，履带板的磨损不象轮胎那样严重。此外，履带对不平的地面和障碍物的通过性也较好。还具有较大的爬坡能力。 1.3 EBZ135 型掘进机行走机构的工作原理和特点行走机构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。EBZ135（S135）型掘进机具有机身矮、功率大、适应大倾角、硬岩能力强、灭尘效果好等特点。主要适用于煤巷、半煤岩巷以及软岩巷道掘进，也可适用类似条件的工程隧道施工，能够实现连续切割、装载、运输作业。1.4 EBZ135 型掘进机行走机构的组成和功能EBZ135 型掘进机的行走机构采用履带形式，通常是由履带架、履带、驱动链轮、磨擦板、张紧轮、和张紧装置组成。行走机构组成布置见图 1.21。掘进机行走机构担负着掘进机的切割臂在无伸缩的情况下钻进截割的进给运动，以及整机的前进、后退、转弯等各种运动，它的性能、结构的可靠性将影响整机的工作性能。还有支撑机体并将液压马达传到驱动轮上的扭矩转变为机械行驶和进行作业所需的牵引力。图 掘进机行走机构总体布置图1张 紧 轮 ；1磨 擦 板 ；2张 紧 装 置 ；3履 带 架 ；4履 带 ；5驱 动 链 轮 ；6 第 2 章 行走机构的总体方案的确定2.1 履带行走装置的设计2.1.1 履带行走机构的组成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。2.履带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。本设计采用整体式履带，结构如图 21 123图 21 整体式履带1弹性销；2销轴；3履带板；3.驱动轮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。4.磨擦板EBZ135 型掘进机行走机构采用磨擦板与履带磨擦产生摩擦力来完成其行走功能的，磨擦板材料为 ，该材料具有高耐磨的性能，能够产生巨大40Mn2的摩擦力和承受很高的压力，适合掘进机在大倾角的工作环境中工作。2.2 履带行走装置参数的确定1.行走机构设计所需已知参数机重 ；40t机宽 ；2.83mS履带行走速度 ；m/in6v履带板宽 ；520b履带接地比压 ；MPa13.2.驱动轮直径的计算履带装岩机采用后轮驱动形式，若以 为装岩机的使用重量，则驱动轮直径的经验公式为 2：（21）475mD式中 kg机 器 总 重 量m驱动轮的直径 mm由式（21）得 710m594D选驱动轮直径为 mm。603.履带的接地长度计算接地比压 （22）LbGP2由式（22）得:=2.8m79.5.013.846式中： 机器总重量 NG履带接地板长度 mL履带板宽 mb履带平均接地比压 MPaP第 3 章 行走机构结构的设计计算3.1 行走机构驱动形式的选择和计算3.1.1 行走机构的工作原理EBZ135 型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。综上，选择中速马达-减速器驱动形式。3.1.3 行走系统压力计算减速机所需要的最大扭距 kN68.372.015dTM式中： 单边履带的牵引力 kN ；_驱动轮直径 m ；d3.1.4 行走功率的计算 kW56.120.5FvP式中： 单边履带的牵引力 KN ； 履带行走速度 ；/s（31）wRv（32）n2得： r/min35.906.143dv初取减速机减速比 60 i则马达输入转矩为 78N/iMm马达输出轴速为 r/min 20135.6ni3.1.5 小齿轮的输入转速和输入转矩的计算由 、 查得柱塞马达产品配类mMn选定 XM-F250F 型柱塞马达产品。表 31 是 XMF250F 型柱塞马达的技术参数表。 表 31 XMF250F 型技术参数额定压力MPa最高压力MPa额定转矩 mN最高转矩 额定转速r/in最高转速r/mi排量 l/r功率kW质量kg20 25 715 894 250 320 250 17 51则马达输出转速 r/in259.0额nm则减速机的减速比 16.73.i则马达输出轴转矩 mN05./680/1 iM即小齿轮的输入轴转速 r/ 21mn小齿轮的输入轴转矩 05.61T则马达输出转速 r/in29.额nm则减速机的减速比 16.735.i则马达输出轴转矩 mN0./680/1 iM即小齿轮的输入轴转速 25r/in1mn小齿轮的输入轴转矩 T0.613.2 行走减速器的设计计算3.2.1 设计概述1.行走机构的初始设计参数本次设计主要设计掘进机的行走部分。 a1Hcb2图 31 该行走机构传动系图主要初始设计参数：液压马达输出转矩 561.05 mN液压马达输出转速 225r/min总传动比 i=67.16使用寿命 h1024本次设计采用一级直齿圆柱齿轮及两极 2K-H 行星轮传动组合而成。结构传动系图如图 31 所示3.2.2 齿轮的设计计算1.选度等级、材料及齿数1）般单级圆柱齿轮减速器传动比 108i根据掘进机的具体要求初取第一级直齿圆柱齿轮的传动比 05.31i为使齿轮免于根切，对于 的标准直齿圆柱齿轮，小齿轮的齿数 。o20 71z初取 ，71z则大齿轮齿数为 85.17.312zi取整 52z2）于速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）3）材料选择。由表 选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为10280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2.齿面接触强度设计（33）1）确定公式内的各计算公式（1）试选载荷系数 3.1tK（2）小齿轮传递的转矩 m56.0NT（3）由实际需要齿宽系数取 294.d（4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.MPaEZ（5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaHim60 50Him3 211 )(2. HEdtt ZuTKd（6）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ；9.01HNK95.02HN（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得540MPa69.01lim1SKHNH2.2li2 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1H由式（33）得（2）计算圆周速度 1.08m/s6ndvt（3）齿宽计算 27.594.1tdb（4）计算齿宽与齿高之比 h/模数： 5.41m7/92/1zdmtt齿高： .5.2th9283.1 )5.2819(0.34.0156)(32. 211HEdtt ZuTKd2.m17./05.2/hb（5）计算载荷系数根据 ,七级精度，查得动载系数1.08m/sv 09.VK直齿轮，假设 .查得 ， 查得使用系数10N/bFKtA 1.FHAK查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时；由 16. 1023.)6.0(8.2. 2bdH由 ， ，查得 ，mhb.2/ .HK.FK故载荷系数 52.116.09FHvA（1）按实际是载荷系数校正所算得的分度圆直径97.03m152/.31ttKd（2）计算模数 m5.71.zd3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 （34） 321FPdSmnzYKTA1） 确定公式内的各计算数值（1） 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强MPaFE501度极限 ；380MPa2FE（2） 弯曲疲劳寿命系数 ， ；85.1FNK8.02FN（3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,30.57MPa4.101SFENF28.6.22K（4） 计算载荷系数 K452.11.09FvA（5） 查取齿形系数查得 ； 。65.21FaY6.2Fa（6） 查取应力校正系数查得 ； 。8.1Sa74.12Sa（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY01379.5.38621FSa 0164.8.23762FSaY大齿轮的数值大。2） 设计计算由式（34）得 mzYKTAFPdSmn861.50164.205.4.3 3321对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿面弯曲疲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得是模数并就近圆整为标准值861.5，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数m6这样设计出的齿轮传动，即满足的齿面接触疲劳强度，又满足的齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算1）计算分度圆直径312m650721zd2）计算齿宽09.804.1 bd3）计算中心距2m31621a5验算 10N256.31dTFtmbKtA1067.3所以设计的齿轮合适。3.2.3 行星减速器齿轮传动比的分配考虑到掘进机的工作条件选用 NGW 型行星齿轮减速器，它具有效率高、体积小、重量轻、结构简单，制造方便，传动功率范围大而且轴向尺寸小等特点。NGW 型行星轮传动，欲使径向尺寸最小，可使低速级内齿轮分度圆直径 db 与高速级内齿轮分度圆直径 db 之比接近于 1，通令 db / db =11.2两极 NGW 型行星轮传动的传动的传动比分配，可利用图中 i1 与 i 分别为高速级及总传动的传动比。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 18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为HRC5862,齿轮芯部硬度为 HRC3642。试验齿轮齿面接触疲劳强度极限=1500N/mm2limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮 =500N/mm2liF行星轮 =500N/mm2lim齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为 7 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=1500N/mm2limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限=500N/mm2limF齿轮的最终加工为插齿，精度 8 级。如图 31 所示一级直齿轮输出的转速 r/in7.305.1in入则 2.05.316iiNGW总2.确定主要参数1）行星齿轮减速器的总传动比为 22.02，采用 NGW 型两级行星减速器传动。2）行星轮数目 wn为了充分发挥行星齿轮传动的优点，同时又考虑到载荷均衡的困难和邻接条件的限制，取 ， 。31w42w3）载荷不均衡系数 Kp 高速级和低速级均采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，均取KHp=KFp=1.15.4）传动比的分配多级行星齿轮传动的传动比分配原则是各级传动之间等强度并希望获得最小的外阔尺寸。用角标 1 表示高速级参数，用角标 2 表示低速级参数。高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则 2lim1liH取 ， ， ， ， ，31wn42w21wz2bdB21cK ,86.12d8.121NHVzK所以 46.21212 wNHVcdznA式中： 行星轮数目；21,wn齿宽系数；d,齿面工作硬化系数；WZ,载荷分布系数；cCkK,接触强度的载荷系数。H,46.1.433ABE查得 192.5i2.19.502i3.2.4 行星减速器齿轮高速级设计计算和校核1.配齿计算查表选择行星轮数目，取 ，由于 距可能达到的传动比31wn192.5bHai极限较远，所以可以不检验邻接条件。确定各轮齿数，按机械设计手册行星轮传动中配齿公式进行计算。（35）cnziwabH1 cnziwabH18392.5a所以 ；圆整得： 48.10az1az4381 wbcn16)(2)(21abczz式中: 行星轮高速级减速比；1bHai行星轮高速级中心轮齿数；1z 行星齿轮齿数组合中高速级行星轮齿数；cNGW行星轮高速级内齿轮齿数；1bz行星轮高速级行星轮齿数。c采用不等角变位，则 1643cabzj有手册图 17.2-3 可查得适用的预计啮合角 ，302ac20ac2.按接触强度初算 a-c 传动的中心距和模数输入转矩 mN1.705.31.561 iT式中： 高速级输入转矩， ；mN马达输出轴转矩， ；1直齿轮传动比。i设载荷不均匀系数 15.cK在一对 传动中，中心轮传递的转矩am65.9N1.3721 cwaKnT式中： 中心轮转矩， ；mN载荷不均匀系数。c齿数比 45.161aczu中心轮和行星轮的材料用 渗碳淬火，齿面硬度 （中CrMo5HRC620心轮）和 （行星轮） HR586 ,0N/m2liHlim135.9.0P取齿宽系数 ，载荷系数.2a8.K按机械设计手册中齿面强度计算公式计算中心距 80.76m1504.30961543232HPaAauT式中： 钢对钢配对的齿轮副常系数；aA齿数比；u载荷系数；K齿宽系数；a许用接触应力， 。HP2/mN模数：mm，982.5167.021cazm取 m=6mm则 传动的未变位时的中心距：ca 81m)(2)(211cacaz按预取啮合角 ，可得 传动中心距变动系数30AC0671. 1302cos2s11acczca则中心距 81.4m1ca取实际中心距（圆整值） 3.计算 传动的实际中心距变动系数 和啮合角ca1ca1ca06811 mca93.2cossos c所以 01ca4.计算 传动的变位系数ca020tan)16(11ivizxcacac 用机械手册图 13-1-4 校核， ， ，在许用区内，可用。acxc用图 13-1-4 分配变位系数得： 26.01ax 26.0.11 accxx5.计算 传动的中心距变动系数 和啮合角bcbc1bc传动的未变位是的中心距：BC81m643211cbbcz按取啮合角 ，可得 传动的中心距变动系数：01bcbc1os)(211cbcz所以 201bc6.计算 传动的变位系数因为 20CB所以 1bcx26.01b7.几何尺寸计算计算各个齿轮分度圆直径 6m11azd25843b9611cczd式中： 分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径；1cbad分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数。z计算各个齿轮齿顶高齿顶高变位系数 0.6710.671.21cacacx02.bccbcx计算 传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数 ca 1ah7.15m60.7126xhcaa4.036.7126xhcacac计算 传动时中心轮和行星轮齿顶高bc4.6m0211xhbcac7.560211xhbcbab由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮合精度不要求太高，所以选 4.03m1ach计算各个齿轮的齿根高齿根系数取标准值 25.94m60.211xchaaf5.9460.211xchbafb9.06m62.11xchafc各个齿轮的齿顶圆直径 80.3m7.15211 aahd4.6.82bb 10.3911acachd各个齿轮的齿根圆直径54.12m.92611 fafahd6.8.582fbfb 7.9.02611fcfchd计算齿轮的齿宽宽度齿宽系数 3.0d21.78m60.31adb圆整后取 ；根据实际要求 ； ；2mBa1 1bB126c8.验算 传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度c1）中心轮齿面接触强度校核校核用参数如下： ， ， ，0.1BZ1.2H2/8.9mNZE， ，964.034aZ cos， ， ， ，NdTFat 2084.52125.1AK1.V13.HK， ， ， ，.HK2lim/H83.0TZ85.0RLZ，1WZX接触应力基本值210m1.N/ 1.45063820.9482ubdFZatEH式中： 节点区域系数；HZ弹性系数；E重合度系数；螺旋角系数；Z端面内分度圆上的名义切向力， 。tFN齿面接触应力216/m1.31.50.HVAHOBAKZ式中： 齿轮单对齿啮合系数；BZ使用系数；AK动载系数；V接触强度计算的齿向载荷分布系数；H接触强度计算的齿间载荷分配系数。K强度条件 可知齿面接触强度满足要221350N/m16N/mHPHA求。中心轮齿根弯曲强度校核校核用参数如下：， ， ， ， ，NdTFat 2084639.520125.1AK1.V13.FK， ， ， ， ， ， ，.K.FY7.SY0.STYNT， ， ， ， ，0.1relT0.1RrelT5.X2.1limFS2lim8/F16.4FSY齿根应力基本值 2036.95N/m148YbFStF式中： 复合齿形系数；FSY螺旋角系数。齿根应力 2061.9N/m1.353FVAFK式中： 使用系数；AK动载系数；V弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；F弯曲强度计算的齿间载荷分配系数。K齿轮的弯曲极限应力 2lim 0N/m845.180XRrelTlNTSFGYY式中： 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限， ；liF 2N/试验齿轮的应力修正系数；ST弯曲强度计算的寿命系数；NY相对齿根圆角敏感系数；relT相对齿根表面状况系数；Rrel弯曲强度计算的尺寸系数。XY许用齿根应力 2min70N/1.284FGPS式中： 弯曲强度的最小安全系数；limFS强度条件 可知齿根弯曲强度也满足2270/61.9N/FP要求。2）行星轮齿面接触强度校核同中心轮齿面接触强度满足。行星轮齿根弯曲强度校核校核用参数如下： ， ，NdTFat 2084639.520125.1AK， ， ， ， ， ， ，1.VK3.F.K1.FY7.SY， ， ， ， ， ，0.1STY1.NT12.relTY12.RrelT08.XY5.1limFS，2lim/8F6.4FS齿根应力基本值 2036.95N/m148YbFStF齿根应力 2067.3/1.31FVAFK齿轮的弯曲极限应力 2lim19N/1.08.80XRrelTlTSFGYY许用齿根应力 2min794.5/m1.FGPS强度条件 可知齿根弯曲强度也满22.N/607.3N/PF足要求。9.根据接触强度计算确定内齿轮材料 2lim 90N/m1XWRVLNEHAAtHZKubd根据 ，选用 ，进行表面淬火和氮化，表面硬度达limHCrMo35R52即可。10.验算 传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度B传动为内啮合，由于 NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于C外啮合，故传动的校核可以省略。3.2.5 行星减速器齿轮低速级设计计算和校核1.配齿计算查表 13-5-3 选择行星轮数目，取 ，由于 距可能达到42wn421.2bHai的传动比极限较远，所以可以不检验邻接条件。确定各轮齿数，按机械设计手册行星轮传动中配齿公式进行计算。 cnziwabH214.4a所以 67.2az圆整 132az式中： 行星轮低速级减速比；2bHai行星轮低速级中心轮齿数；2z 行星齿轮齿数组合中低速级行星轮齿数；cNGW43122awbzcnz 5)()(122 abc 行星轮低速级内齿轮齿数；2bz行星轮低速级行星轮齿数。c采用不等角变位，则 15342cabzj预计适用啮合角在 、 。0ACCB2.按接触强度初算 传动的中心距和模数确定低速级输入转速 2Tm8706.N.95.12712 i式中： 高速级入转矩， ；TmN高速级减速比；i 型行星齿轮传动效率；GW低速级输入转矩， ；2TmN设载荷不均匀系数 15.cK在一对 传动中，中心轮传递的转矩am2503.N14876.2cwaKnT式中： 中心轮转矩， ；2aTmN载荷不均匀系数。cK齿数比153.2aczu中心轮和行星轮的材料用 渗碳淬火，齿面硬度 （中CrMo15HRC620心轮）和 （行星轮） HR586 ,0N/m2liHlim1359.0P取齿宽系数 ，载荷系数19.a8.K按机械设计手册中齿面强度计算公式计算中心距 85.1m1350.692834232HPaauTA式中： 钢对钢配对的齿轮副常系数；aA齿数比；u载荷系数；K齿宽系数；a许用接触应力， 。HP2N/m模数 02.61534.82caz取 6m则 传动的未变位时的中心距：ca84m)(2)(2cacaz按预取啮合角 ，可得 传动中心距变动系数20cacac则中心距 84m602 ACca3.计算 传动的实际中心距变动系数 和啮合角ACAC0622mcaca所以 2ca4.计算 传动的中心距变动系数 和啮合角BCCBCB传动的未变位是的中心距： 84m153262cbbczm则 084c所以 CB所以 022bcax5.几何尺寸计算计算各个齿轮分度圆直径 78m1362azd542b90162cczd 式中： 分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径；2cbad分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数；cz计算各个齿轮齿顶高齿顶高变位系数 ；0ACCB计算 传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数 A 1ah6m1222xhcacac计算 传动时中心轮和行星轮齿顶高bc6m1222xhbcbab由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮合精度不要求太高，所以选 aC计算各个齿轮的齿根高齿根系数取标准值 25.0c222caa222bccac7.m60251xchaaf7.5m60212xchbafb7.560212xchafc各个齿轮的齿顶圆直径 90m62822 aahd45bb 102692acachd各个齿轮的齿根圆直径 3m7.5822 fafa 2.fbfbhd75.902fcfc计算齿轮的齿宽宽度齿宽系数 19.d92.8m71.22cdaB圆整后取 ；根据实际要求： ；932a 52cB126b低速级齿轮的齿面接触强度和齿根弯曲强度的验算和校核过程同高速级相同。即都满足要求。3.3 行星减速器输入轴的设计3.3.1 行星减速器输入轴的设计计算1.求输入轴上的转速 和转矩1n1T由于第一级直齿轮传动的输出轴通过花键套与减速器的输入轴联接，所损失的功率可以忽略不记。那么可以得：； 70.31r/min1n7.2N561 iMT2.初步确定轴的最小直径先按估算轴最小直径公式初步估算输入轴的最小直径。选取轴的材料为，调质处理。根据机械设计手册得CrMo35 75.3m2017.53Td式中： 轴传递的转矩；TmN轴用许用应力， ； MPa输入轴的输入端是用花键与花键套联接，根据矩形花键公称尺寸选用， ， 。68mD62d8b3.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案输入轴、轴承端盖、轴承、平键、轴肩、轴承依次从轴的左端向右端安装。而零件定位是以减速器箱体、轴用挡圈等来保证的。零件的周向定位是通过花键，按花键轴小径定心。如图 3.3-1 所示图 3.3-12）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据图 所示，由轴的受力，选取 型角接触球轴承一对反装。为AC70了便于安装选取轴承处的直径 ，其宽度 ， ,其8m1d18mB942d宽度为 ，轴肩处 花键处长度在考虑定心的情况下取21mB93。904d4.轴上的受力分析本轴是传动轴，通过平键键与齿轮相联，不但起支撑作用，还受到弯矩和扭矩作用。为确保使用安全和简化计算起见，设齿轮上的力传动到轴上，对其进行受力分析计算和强度校核 【4】 。大齿轮传递的扭矩为： Nm2.172T齿轮的圆周力： （36）2dTFt由式（36）得： 1096.3N317.2t齿轮的径向力： Ftr 47.3920costan23.1096cosan2 rRyxOn3.32 力分析图5.求支反力通过对轴上大齿轮的力分析后，可以看到大齿轮在工作过程中，由于是直齿轮的缘故，在 方向上大齿轮所受到的力的和为零。而花键联接处同样是yx,只有转矩输入，并且在不考虑到自重和零件在制造、安装误差所产生的力，那么输入轴只受到转矩。3.3.2 轴的强度校核1.危险截面的确定 【4】由于 B 处的轴径较小， 并且此处有应力集中， 故选取处为危险截面。2.弯曲强度校核计