MG700-WD型采煤机截割部的设计计算说明书

I摘 要本次设计的主要目的是对 MG700-WD 型采煤机截割部的设计计算。MG700-WD 型采煤机截割部主要是由四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。本此设计结果对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用，主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。本次设计认真完成了对 MG700-WD 型采煤机截割部设计。关键词：截割部；行星轮系；传动齿轮 IIAbstractThe main purpose of this design is the MG700-WD Shearer Calculation of cutting unit。MG700-WD shearer cutting unit is mainly composed of four-gear transmission，Department of Motor cutting in on the arm horizontal layout，Motor output power by three spur gear and planetary gear drive，Finally driven rotating drum。The results of this design of cutting unit shaft, transmission gears, bearings and spline connection with such parts of the design calculations, checking and selection intensity，The main components of the design and strength check calculation was described and introduced。This design carefully completed MG700-WD shearer cutting unit design。Keyword: cutting department; planetary gear; transmission geart III目 录摘 要 .IAbstract.II第 1 章 绪论 .11.1 研究目的和意义 .11.2 国内外发展情况 .1第 2 章 方案比较论证.42.1 方案对比 .42.2 研究设计方案 .6第 3 章 截割部的设计及计算 .73.1 摇臂尺寸的确定及电动机的规格 .73.2 总传动比及传动比的分配 .83.2.1 总传动比的确定 .83.2.2 传动比的分配 .83.3 截割部传动计算 .103.3.1 各级传动转速、功率、转矩 .103.3.2 截割部齿轮设计计算 .123.3.3 截割部行星机构的设计计算 .273.3.4 轴的设计及校核 .363.3.5 轴承的寿命校核 .453.3.6 花键的强度校核 .46结 论 .48致 谢 .49参考文献 .50IVCONTENTSAbstract .IChapter 1 Introduction .11.1 The purpose and significance.11.2 Domestic and international developments. .1Chapter 2 Program comparisons.42.1 Program comparison .42.2 Research and design programs. .6Chapter 3 Cutting on the design and calculation .73.1 Rocker arm and the motor to determine the size Specifications.73.2 Domestic and international developments .83.2.1 Determination of the total transmission Ratio. .83.2.2 The allocation of transmission ratio.83.3 Calculation of cutting unit drive .103.3.1 Levels of transmission speed, power,Torque.103.3.2 Cutting Unit Gear Design .123.3.3 Cutting the Department of Design and calculation of planetary bodies .273.3.4 Axis Design and Verification .363.3.5 Check bearing life.453.3.6 Spline strength check.46Conclusions .48VAcknowledgements .49References.501第 1 章 绪论1.1 采煤机截割部研究目的和意义随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械，本次设计是对中厚煤层采煤机截割部进行设计，其目的在于更加详细的掌握了采煤机截割部传动系统，从而来更好的优化采煤机截割部的传动系统，提高工作效率并且能够对于发现的问题得到很好的解决，锻炼了自己发现问题、分析问题、解决问题的能力，为以后的实际工作打下了良好的基础。煤机截割部作为采煤机的主体，其结构和各部件的选择直接影响到采煤机的工作效率和采煤量，所以说对采煤机截割部的设计是非常重要的。1.2 国内外发展情况世界上第1 台采煤机是原苏联于1952 年生产并开始使用的,我国于1952 年购进并使用,与此同时,鸡西煤矿机械厂即开始进行仿制工作,于1954年制造出我国第1 台深截式采煤机,即顿巴斯- 1型采煤康拜因,随后批量生产。在顿巴斯- 1 型采煤康拜因的基础上,经过研究、改进和完善,设计制造了多种型式的采煤康拜因,这一时期的采煤机称为中国第1 代采煤机 1。20 世纪60 年代初,在顿巴斯- 1 型采煤康拜因的基础上,我国开始自行研制生产采煤机,1964 年生产出MLQ - 64 型,1968 年生产出MLQ1 - 80 型浅截式单滚筒采煤机,成为我国第2 代采煤机。我国第2 代采煤机的特点是截割部滚筒采用摇臂调高,牵引机构也为钢丝绳牵引,通过应用证明,采用钢丝绳牵引,绳筒磨损严重,使用寿命短,同时牵引力较小,容易拉断而导致伤人和机器下滑事故。该类型采煤机采用了液压传动,具有无级调速和过载保护等特点 2。我国于20 世纪60 年代末70 年代初开始研制第3 代采煤机即双滚筒采煤机。1975 年生产的MLS3 - 170 型采煤机,实现了滚筒采煤机由单滚筒向双滚2筒的飞跃。MLS3 - 170 型采煤机的2 个可调高滚筒放在采煤机的两端,利用摇臂调高。牵引机构采用圆环链牵引,提高了牵引力,但不适应大倾角采煤 3。1983 年研制生产的大功率无链牵引双滚筒采煤机,采用了三头螺旋滚筒, 滚筒转速有所降低; 牵引机构采用齿轮- 销轨式, 传动平稳, 消除了链牵引的缺点,机器的使用寿命延长,增设了副牵引部和可靠的液压制动装置,可用于大倾角(4050) 煤层而不需要设防滑安全绞车,提高了工作效率,加大了生产能力。MG132P320 - W新型液压牵引采煤机是由泰山建能公司、煤炭科学研究总院、新汶矿业集团联合研制完成的。该采煤机采用滚筒式采煤机发展趋势的多电机横向布置,液压牵引系统打破常规,采煤机牵引部泵箱把长期使用的“湿腔”布置分离液压元件改为“干腔”布置,实现了采煤机液压系统的创新。该机在同类采煤机设计中达到了国内先进水平 4。国内于1976 年研制出第1 台电牵引采煤机。1991 年,由煤炭科学研究总院上海分院与波兰科玛克公司合作,研制成功我国第1 台采用交流变频调速的MG344 - PWD 型薄煤层强力爬底板电牵引采煤机,性能良好,电牵引采煤机成为我国第4 代采煤机。2005 年煤炭科学研究总院上海分院又开发出总装机功率达1 815 kW的大功率采煤机。随后,更大功率的电牵引采煤机MG900/ 2215 - GWD 也问世,该型采煤机的控制达到了国际先进水平,是目前国内功率最大的采煤机。如果采用长摇臂,最大采高可达到创记录的6 m ,该型采煤机完全能够满足国内煤矿高产高效工作面的生产需要 5。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 6。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3高。近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但 1999 年产煤量为 2.21 亿吨，仍占井工煤炭总产量的 53%。在美国，采煤机掘进平均班进尺 60 米，日产煤 2000 吨，有些高产工作面日进尺可达 100 米，月产量达 10 万吨.英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进主要靠悬臂式掘进机，但自从 80 年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的65。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法 ，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率 7。其中，南非全国约有 230 多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的90 .德国使用采煤机在海底煤层开采已有 40 多年的历史，效果显著，其中有 5 个工作面一直保持 200 万吨的年产量。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益 74第 2 章 方案比较论证2.1 方案对比方案一：电动机固定减速箱摇臂滚筒。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。如下图所示1电动机；2固定减速箱；3摇臂；4滚筒；图 2.1方案二：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。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。新的电牵引采煤机普遍都采取这种传动方式 8。如下图所示51电动机；2摇臂；3行星齿轮传动；4滚筒；图 2.2方案一中传动比基本满足要求，但是截割部整体体积比方案二要大，且此方案一中齿轮数过多，装配维修等方面都不方便，传动平稳性上也不如方案二。综合考虑，在结构体积、传动平稳性、安装维修、传动比大小、经济适用等方面，选择方案二更为合适。62.2 研究设计方案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。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， 图中 Z1Z6 分别表示齿轮齿数。传动机构简图如下所示 图 2.37第 3 章 截割部的设计及计算3.1 摇臂尺寸的确定及电动机的规格根据已知：最大采高 3.7m，最大摆角为 ，设采煤机行走部高度为451m，滚筒直径 1.8m, 图 3.1 为计算示意图，其中 a 和 d 之和为采高 3.8m，b和 c 为最大摆角 ，d 为行走部高度，c 为截割部总长度，减去滚筒半径即为45摇臂长度计算出采煤机摇臂的长度为 2452mm图 3.1电动机为抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，电动机型号为 YBCS3-8300C，截割部功率为 300kw，该电动机具有防爆和电火花的安全性，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。电动机为抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动 9机，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；质量： 1502kg；冷却方式：外壳水冷电动机的总体呈圆形，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。3.2 总传动比及传动比的分配3.2.1 总传动比的确定已知：电动机转速为 1472 r/min，滚筒转速为 40r/min总传动比： 83640172 滚总 nI电动机转速 滚筒转速n滚3.2.2 传动比的分配 1. 使各级传动承载能力接近相等（一般指齿面接触强度） 。 2. 使各级传动大齿轮浸入油中深度大致相等，以使润滑简便。3. 使减速器获最小外形尺寸和重量 10。采煤机截割部对于行星减速装置的要求比较高，所以先确定行星减速装置9的传动比，工作原理如下图所示：a 太阳轮 b 内齿圈 c 行星轮 x 行星架图 3.2该机构由太阳轮、行星轮、行星架、内齿圈等部件组成。传动时，太阳轮带动行星轮转动，行星轮带动行星架转动，在这个过程中内齿圈固定不动，通过行星架回转来实现减速。此行星减速器体 积 小 、 质 量 小 ， 结 构 紧 凑 、 承 载 能 力 大 ； 传 动 效率 高 ； 传 动 比 较 大 ； 运 动 平 稳 、 抗 冲 击 和 振 动 的 能 力 较 强 、传动比一为 2.113.7 11。采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46 所以选择行星机构传动比5.bagi其他三级减速机构总传动比为 36.85.5=6.69总Ii初定各级传动比为：,85.1i ,51.2i 36.2i10采煤机截割部四级减速传动比的总误差为：1 512 365.5） 36 8 1.485.136(在误差允许范围 5内，符合标准3.3 截割部传动计算3.3.1 各级传动转速、功率、转矩1. 各轴功率计算：轴 0.99=297 kw301 P轴 0.980.99 =288.2 kw29712轴 0.980.99 =279.6 kw.83轴 0.980.990.99=268.6 kw6.2793124 P轴 0.980.990.99=258 kw.85轴 0.980.99=250.3 kw2516轴 0.980.990.99=240.4 kw3.037 P轴 0.980.990.99=230.9 kw4128式中 滚动轴承效率 =0.991闭式圆柱齿轮效率 =0.982 2花键效率 =0.9933112. 各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、 、轴。轴 1472nmin/r轴 i/r7.958.3轴 .261./24in min/r轴 8.3./956363. 各轴扭矩计算:轴 95011nPT87.19264mN轴 12 .轴 95033nPTmN76.35.72轴 44 1.48.2轴 95077nPT mN25.0.3轴 88 9.87.2123.3.2 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=51. 齿轮 1 和 3 的设计及强度效核计算过程及说明(1) 选择齿轮材料查文献12，表 8-17两个齿轮都选用 20CrMnTi 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31(0.2)/tvnp，参考文献 12 表 814，表 815选取公差组 6 级smvt/14小轮分度圆直径 ，由式文献 12（864）得1d3 211 )(2HEdZukT齿宽系数 ：查文献12 表 823按齿轮相对轴承为非对称布d置，取 06小轮齿数 ： =201Z1大轮齿数 ： 2 372085.Zi13齿数比 ： u85.120/37/12Z传动比误差 误差在 范围内合适.0/%小轮转矩： T=1926.87Nm载荷系数 ：由文献12 式（854） 得K KKVA使用系数 ：查文献12 表 820 175A动载荷系数 ：查文献12 图 857 112V Vt齿向载荷分布系数 ： 查文献12 图 860 1.08KK齿间载荷分配系数 ： 由文献12 式(855)及 0=1.634 cos)/1(2.3812Z查文献 12 表821并插值 .0K则载荷系数 的初值 =2.12K1.75.81t弹性系数 ：查文献 12 表 82 EZ9.N/mEZ节点影响系数 ： 查文献12 图 8-64H 120,0x重合度系数 ：查文献 12 图 865 许用接触疲劳极限应力 ： 查文献 12 图 86921HLimi、21450N/mHLim450N/HLi接触应力 ：由文献 12 式 得 698HHLimSZ/14应力循环次数：由文献12 式 得708)132(147601 hnjLN92 0.58./9./u则查文献12 图 870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)12NZ硬化系数 ：查文献 12 图 871及说明 1 Z接触强度安全系数 ：HS查文献 12 表827，按高可靠度查 取6.15HLimS.HS 221 /N.906.1/450H故 的设计初值 为 dtd1=170.93 21 )5.906818(5.6.09287t齿轮模数 ： 查文献12 表 83mm4.2/./1Zdt小齿分度圆直径的参数圆整值 mmt 18091圆周速度 sndvt /6.3/47280.360/1 与估取 很相近，对 取值影响不大，不必修正smt4VKVK1.1 2 2Vt 1.t15小轮分度圆直径： td1大轮分度圆直径： mm3792mZ中心距 m5.601a齿宽 4.129.76.min1tdb大轮齿宽： =1052小轮齿宽： =1101051b3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献12 式 68FSFFYmbdKT12齿形系数 查文献12 图 867 小轮 大轮FY82.143.2应力修正系数 ：查文献 12 图 868 小轮 大轮 S 5.SY65.12S重合度系数 ：由文献12 式 867 =.0.709Y0.257/许用弯曲应力 ：由文献 12 式 871 FFxNFLimSY/弯曲疲劳极限 ：查文献12 图 872Lim21850N/FLim250N/Fi弯曲寿命系数 ：查文献 12 图 873 Y121NY16尺寸系数 ：查文献12 图 874xY1xY安全系数 ：查文献12 表 827FS2FS则 12=11/FLimNXFYS 2/18502m/N4579.2.980567.1F 18.F0.65143.2. 2/3.1齿根弯曲强度满足4) 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ： d2091mZm83792Zdm齿顶高 *ha齿根高 25.19.01cf齿顶圆直径mhdaa 8281 m351922aahd齿根圆直径 ：f5.172.18021 ffhdm.30.32ff基圆直径 ：bd17m2.1690cos18cos1db.332齿距 ：pm74.8齿厚 ： s1/齿槽宽 e： .2基圆齿距： m68.20cos748cospb法向齿距： n顶隙： 25.9.0mc2 齿轮 4 和齿轮 5 的设计及强度效核如下(1) 选择齿轮材料查文献12 表 8-17 两个齿轮都选用 20CrMnTi 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31(0.2)/tvnp，参考文献12 表 814，表 815选取公差组 7 级smvt/9小轮分度圆直径 ，由式文献 16（864）得3d3 2)(12HEdZukT齿宽系数 ：查文献12 表 823按齿轮相对轴承为非对称布置，取d1806d小齿轮齿数 ： =273Z3大齿轮齿数 ： = 圆整取 414 7.40251.2i 4Z齿数比 ： =1.52u/3传动比误差 误差在 范围内合适.0.%3小轮转矩： m7653NT载荷系数 ：由文献12 式（854） 得K KKVA使用系数 ：查文献 12 表 820 A 75.1动载荷系数 ：查文献12 图 857V .Vt齿向载荷分布系数 ： 查文献12 图 860 1.08KK齿间载荷分配系数 ：由文献12 式(855)及 得 0 cos)/1(2.38143Z 683.14271.38查文献12 表 821并插值 .K则载荷系数 的初值 K43.2108.715. t弹性系数 ： 查文献 12 表 82 EZ9.N/mEZ节点影响系数 ： 查文献12 图 8-64H 120,0x19重合度系数 ：查文献12 图 865Z0许用接触应力 ：由文献 12 式 得 H69HHLimSZ/接触疲劳极限应力 查文献12 图 86943HLimi、23limH/N14502li/N150应力循环次数：由文献12 式 得78)1032(1.95603hnjL 910865.294 87./8.2/uN则 查文献12 图 870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)43NZ硬化系数 ：查文献 12 图 871及说明 1Z接触强度安全系数 ：查文献 12 表 827，按高可靠度查HS， 6.15HLimS取 . 243 m/5.906.1/50NH故 的设计初值 为dtd346.21)5.9068218(5.6.074523 t20齿轮模数 ： mm87.2/46.1/4Zdt估取 查文献12 表 83小齿分度圆直径的参数圆整值 ：8 td3=216mm2733dt圆周速度 ：v s/m9.860/7.95214.360/1 nt与估取 很相近，对 取值影响不大，不必修正s/m9t VKVK17.Vt m26d45.2t小轮分度圆直径： td3大轮分度圆直径： 328414Z中心距 ： am723m齿宽 ：b46.12.6.0in1td大齿轮轮齿宽： 34b小轮齿宽： =135mm1053（3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献12 式 68FSFFYmbdKT32齿形系数 ：查文献12 图 867 小轮 大轮FY71.2345.2应力修正系数 ：查文献 12 图 868小轮 大轮 S 58.SY2164.1SY重合度系数 ：由文献12 式 8670.257/63.1/7502.7.0许用弯曲应力 ：由文献 12 式 871 FFxNFLimSY/弯曲疲劳极限 ：查文献12 图 872Lim23limF/850N24liF/50N弯曲寿命系数 ：查文献 12 图 873 Y143NY尺寸系数 ：查文献12 图 874x x安全系数 ：查文献 12 表 827FS2FS则 34XNY/33limF25/185027.081.86370.23 F 32m/N3.19F.645.2154.4 456.（4) 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ：d1783mZ32814Zd齿顶高 ： =8mmah*1a22齿根高 ： =2mmfh*10.258facm齿顶圆直径 ：dm3263ah4824a齿根圆直径 ： fd196063ffhm38284ff基圆直径 ：bd 97.0cos16cos32.38284db齿距 ：p25.1m齿厚 ： s/6齿槽宽 e： .基圆齿距： =23.6mm 法向齿距：cos251cos0bp nbp顶隙： 8.0mc3. 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12 表 8-17 两个齿轮都选用 20CrMnTi 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 344(0.1.2)/tvnp估取圆周速度 ，参考文献 12 表 814，表 815 选取公差组 8 级6m/stv小轮分度圆直径 ，由式文献5d12（8 64）得233 245 )(12HEdZukT齿宽系数 ：查文献12 表 823按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.6d齿轮齿数 ： 5Z19大轮齿数 ：6 84.36.253i取圆整 4齿数比 ： =2.37u19/45/6Z传动比误差 误差在 范围内03.2.%3齿轮转矩： 24/N03mT载荷系数 ： 由文献12 式（854） 得K KKVA使用系数 ：查文献 12 表 820 A175动载荷系数 ：查文献12 图 857 VK1.25VtK齿向载荷分布系数 ： 查文献12 图 860 1.08 齿间载荷分配系数 ： 由文献12 式(8 55)及 得 0 cos)/1(2.38165Z1.46324查文献12 表 821并插值 1.02K则载荷系数 的初值 K1.752.081t弹性系数 ： 查文献 12 表 82 EZ9.N/mEZ节点影响系数 ： 查文献12 图 8-64（ ）H 120,0x2.5H重合度系数 ： 查文献 12 图 865Z0.912Z许用接触应力 ：由文献12 式 得 H69HHLimSZ/接触疲劳极限应力 ：5lim6liH查文献12 图 869 2li/N14026limH/N1450应力循环次数：由文献12 式 得7095 10853.)302(1.5460 hnjLN996 8./083.1/u则 查文献12 图 870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)65NZ硬化系数 ： 查文献 12 图 871及说明 1Z接触强度安全系数 ：查文献 12 表 827，按较高可靠度查HS25， 取1.253HLimS1.3HS526 5N/m/.40故 的设计初值 为dtd13 25 )159.08.(3.26.02t m7.189齿轮模数 ：m查文献 12 表 836./7.9/5Zdt齿轮分度圆直径的参数圆整值 ：td5 1905Zt圆周速度 ：v s/5.3m6/72.4190.360/45nt与估取 相近，对 取值影响不大，不必修正6/tmsVKVK1.25Vt2.4t齿轮分度圆直径： td5大轮分度圆直径： m4016mZ中心距 ： a325925齿宽 ： b1406.min1td大轮齿宽： 小轮齿宽： 56 m120565b齿根弯曲疲劳强度效荷计算326由文献12 式 68FSFFYmbdKT542齿形系数 查文献12 图 867 齿轮 大轮FY2.985F2.586F应力修正系数 ： 查文献12 图 868 齿轮 大轮S 1.3S1.62S重合度系数 ：由文献12 式 867Y0.257/0.257/1.4630.72许用弯曲应力 ：由文献 12 式 871 FFxNFLimSY/弯曲疲劳极限 ： 查文献12 图 872Lim25liF/N806lim弯曲寿命系数 ： 查文献 12 图 873 NY165NY尺寸系数 ： 查文献12 图 874x x安全系数 ： 查文献12 表 827 FS1.6FS则 F65XNY/55lim80/.762.3198.20134.25 F 52mN.34F27762.0158.204123.6 F 62m/N0.145F4. 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ：d=190mm195mZm4506齿顶高 ： =10mmah*10a齿根高 ： =12.5mmf.2510fhc齿顶圆直径 ： =210mmad95aad=460mm10246h齿根圆直径 ： fd m65.95 ffd41.24026ffh基圆直径 ： bd 78cos19cos5dbm4132046齿距 ： p31.m齿厚 ： s/25.7s齿槽宽 e： /.基圆齿距： mpb .290cos431co法向齿距： n28顶隙： =2.5mm *.0251cm3.3.3 截割部行星机构的设计计算已知：输入功率 KW,4.7p转速 ，in/283rn输出转速 r/min0滚1. 齿轮材料及加工工艺热处理的选择：按参考文献13 表 16.2-64 ， 选取齿轮材料为：太阳轮：20CrNi3，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 5662HRC行星轮： ，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 5662HRC内齿圈：42CrMo，调质处理，硬度为 255286HBS.太阳轮行星轮齿轮齿面接触疲劳极限： =1200MpaHLim太阳轮行星轮齿轮齿面弯曲疲劳强度： =735MpaF内齿圈试验齿轮的接触疲劳极限： Mpa1079i内齿圈试验齿轮的弯曲疲劳极限： Mpa3Lm2. 传动形式的选择：(1) 总传动比为 i=5.5 用 NGW 型行星机构 14(2) 根据文献 13 表 17.2-4及传动比选行星轮数目 wn(3) 根据文献 13 表 17.2-4及传动比和行星轮数目选择齿数组 合 为13az59bz23cz(5) 设载荷不均衡系数 太阳轮与行星架同时浮动，查文献13表 17.2-16取 1.KC(6) 齿轮模数 ：按文献 13 表 16.2-33中的公式计算中心距：m32lim48(1)AakTauu(7) 接触强度使用的综合系数表文献13 表 17.2-31 K=2.5(8) 齿数比： 7.1aczu29(9) 太阳轮单个齿轮传递的转矩：Ta= 4.3275.1082m/N(10) 取齿宽系数： 156.0a(11) 初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得21507.1604.3527.14833a(12) 模数： m9caz(13) 未变位时： 2162ca按预取啮合角 传 动 中 心 距 系 数， 可 得。 0318.cos21aaaczmy则中心距 取 218.6m2ycac(14) 计算 a-c 传动的实际中心距变动系数和啮合角：167.0myacac93.ossac3.21ac(15) 计算 a-c 传动的变位系数16879.0tanivizccaac用文献13 图 16.2-7 校核， 在 和 之间，为综合性 ac3p4能较好区可用。30按文献13 图 16.2-8 分配变位系数，得 1275.0a而 - =0.04129cac(16) 计算 c-b 传动的中心距变位系数 和啮合角cbycb传动未变位时的中心距1b= 则 cam216)(cz 0acbcb0cb(17) 计算 传动的变位系数120cba0cb故 4129.ccb3. 几何尺寸计算 16分度圆 dmz齿顶圆 )(2*yxhaa 齿根圆 cf基圆直径 adbcos齿顶高系数 太阳轮，行星轮 1*ah内齿圈 8.0*a顶隙系数 太阳轮，行星轮 4.*c31内齿圈 25.0*c分度圆： m1631d m276312d789外啮合齿顶： 98.1207.125.156adm4.9.278.6.0183ad外啮合齿根： 46.1257.4251fm.0.1762 fd2.73419.258.03f基圆直径： .1697.156bd4. 啮合要素验算(1) a-c 传动端面重合度 17a顶圆齿形曲径 1： 22)()(aaad太阳轮 m7.54)29.146()283(1 a32行星轮 m39.75)236.59()230( 22 da(2) 端面啮合长度 ：ag)sin(21tag式中 “ ”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合t直齿轮 =ta39.21c则12(sin)aatg=50.64mm(3) 端面重合度 ： =a43.1cos/stamgna(4) c-b 端面重合度(5) 顶圆齿形曲径 ：a22)()(bad由上式计算得 行星轮 m39.752a内齿轮 08.1333(6) 端面啮合长度 ：ag=58.87mm21sintag(7) 端面重合度 ：=1.663)cos/(costnaamg5. 校核齿面接触疲劳强度按文献13 表 16.2-34HVAtEH KubdFZ1式中 分度圆上的圆周力 =t NT6.387421使用系数 查文献13 表 16.2-36，:AK.5A动载系数 :查文献 13 式 16.2-12V=1+ VuVZKbFtA10221V= s/m5.160nd根据齿轮的圆周速度，参考文献13 表 16.2-73选择齿轮的精度等级为 8-7-7 GB10095-1988按表 16.2-39， =14.9 =0.1931K2将有关数值代入式文献13 图 16.2-12的 =1VK34齿向载荷分布系数 按文献13 表 16.2-40HK=1.05+H 43.106.6.0121 bdb齿向载荷分配系数 查表 ,m/N392FKTAH16.2-42 1节点区域系数 ：按 ， ，查文献13 图 16.2-15，HZ39.20=2.4HZ查文献13 表 16.2-43， 2EN/m18.接触强度计算的重合度及螺旋角系数 Z首先计算当量齿数1.6cosZ31V49.28cos3V2求当量齿轮的断面重合度 从文献13 图 16.2-10可分别 21:va查得 所以，6.0176.024.按 9.112.63,39.1,./ 纵 向 重 合 度图查 文 献mb按 0.6Z.,.2,.,42.1 图查 文 献va讲以上各数值代入齿面接触应力计算公式得2/N7.63H计算安全系数 342.16:表按 文 献HS35式中，寿命系数 ：先按式文献 HXWLVRNZlimHSNTZ13 图 16.2-10计算应力循环次数：91 102.3964.185360tknp82 .5./N从文献13 图 16.2-18 按 。查 的 1Z102.3NT91N按 。查 的 Z1083.5T2润滑油膜影响系数 :按照 v=1.52m/s 选用 220 号中极压型工LVR业齿轮 18 油，其运动粘度为 220