侧卸式刮板输送机的结构设计.doc

侧卸式刮板输送机的结构设计第1章 绪论工作面刮板输送机是一种利用链传动原理，以刮板链作为工作机构的连续输送设备，它主要用于煤矿的采煤工作面或运输巷等场所。它主要由下列各部分组成：机头部（包括机头架驱动装置链轮组件等），承载槽（分为中部槽特殊槽和调节槽等），刮板链，机尾部1.1输送机的发展概况自世界上第一台刮板输送机诞生以来，经历了半个多世纪的不断研究、试验、改进，刮板输送机已成为煤矿运输的主要设备。目前世界上生产刮板输送机的国家主要有德国、美国、英国、澳大利亚、日本等。机型从轻型、中型到重型、超重型装机功率已发展到3700kW。保护形式有：弹性联轴器、限矩型液力耦合器、双速电机、调速型液力耦合器、软启动(CST可控传动装置、阀控调速型液力耦合器、交流电机变频调速技术三种软启动装置)等等。我国综采机械化的应用始于20世纪70年代末，经过20多年的发展目前我国中、小功率刮板输送机已具备成型技术并有成熟的制造能力，完全能够满足国内市场的需求。大功率刮板输送机通过成套引进国外的装备和技术，成功地进行了国产化研制工作并相继推出了一些产品。从总体水平上看我国刮板输送机发展现状与国外相比还存在一些差距，主要表现在：基础研究薄弱。缺少强有力的理论支持，计算少，靠经验取值多，缺乏专门的开发分析软件；受基础工业水平的制约，国产输送机制造质量不稳定。元部件的可靠性还有待提高：大功率刮板输送机的关键部件仍需进口，有待进一步研发并国产化；安全性和可靠性的不稳定。直接制约了煤矿的生产效率，从而不能从根本上降低使用成本；煤矿管理水平落后，资金不足矿工不按操作规程操作等，也间接增加了输送机发生故障的机会从而不能最大限度地发挥设备的设计能力。1。2国内外刮板输送机的技术特点及趋势1。2。1先进产煤国家刮板输送机的技术发展一、先进产煤国家刮输送机的技术发展(一)发展重点与代表机型在不断提高工作面单产和效率的总要求下，80年代初期，主要是对工作面刮板输送机的结构进行改进。如采用双中心链、侧卸机头、封底溜槽和双速电动机，增大溜槽、牵引链条等组件的强度及传动功率等都有效地提高了刮板输送机的运输能力和可靠性。80年代后期以来，工作面刮板输送机技术发展可概括为“三大（大运量、大运距、大功率）、二重（重型溜槽、重型链条）、一新（自动监测等新技术）”。以德国DBT公司制造的MTA4231000型软起动刮板输送机为例，其装机容量为3750KW，双中心链242 /46mm，溜槽为轧焊结构，溜槽能力可达4500t/h，在美国科罗拉多州塞浦露斯20英里矿与朗艾道公司制造的EL3000型安德森电牵引采煤机配合，于1997年6月创造月产990361t洁净的世界纪录。其它如美国的朗艾道公司、久益公司、德国的哈尔巴赫布朗公司和DBT公司等，都在80年代至90年代推出了新型强力工作面刮板输送机。(二)已达到的主要技术指标进入80年代以后，代表工作面刮板输送机技术发展水平的主要指标为：1。大运量70年代末，工作面刮板输送机运量能力一般小于1000t/h，80年代中期达2000t/h，80年代末90年代初达到25003500t/h，目前已出现运量达到4000 t/h以上的重型刮板输送机。相应的溜槽宽度从730764mm增大9801100mm以上，链上1m/s左右提高到1。31。4m/s以上，最高链速已达1。78m/s 。2。长运距70年代末期，一般工作面刮板输送机长度不超过200mm（只有德国在1979年平均长度达到223m）；80年代逐步增长到250m长的采煤工作面刮板输送机平均长度为244m。目前美、英、德均已有超过300m长的采煤工作面和刮板输送机，最长的工作面直径从2630mm增大到3442mm，目前已出现4652mm的链子。国外专家研究分析认为，从设备投资、运营成本、掘进通风、维修搬家等因素综合考虑，工作面及刮输送机长度在250左右时，技术经济指标最为合理。3。大功率70年代末期，刮板输送机驱动电动机单台功率Nd200KW，最大装机功率为2200KW，80年代初期为（23）（250315）KW。目前实际运行的刮板输送机单台电动机最大功率已达到或超过700KW，减速器传动比i=1：40。相应地，对于功率大于250300KW电动机的供电电压也从1000V左右升高到2300V、3300V、4160V或5000V。4。长寿命与高可靠性70年代，工作面刮板输送机过煤量约为100万t，80年代初期为200万吨。目前重型刮板输送机整机（大修周期）过煤量已达到400600万t（相当于运行34年）；组件工作寿命，30mm以上链条为200300万t（相当于运行12年），链轮为100150万t（约运行1年左右），减速器设计寿命为1250015000h，接链环的疲劳寿命达到70000次以上。1。2。2我国刮板输送机的技术改进方向一技术先进性。随着科学技术的进步和市场的发展，输送机的国际竞争将越来越激烈，对输送机的设计水平和生产能力要求也越来越高，不仅要求造型科学、配套合理，在技术上不断创新、完善，去适应不断变化着的使用条件，而且关键部件(如刮板链、减速器、保护装置等)的设计或选用，要求与国际接轨，实现标准化。二性能可靠性。设备的可靠性是进行高效作业的根本保证。井下受场地、灯光等条件的限制，维修条件较差有些高瓦斯矿井基本不具备现场维修的条件，一旦出现故障就会严重影响安全生产。因此，输送机各部分的结构型式、传动方式、使用材料等，不仅要求设计合理，还要建立在实践验证的基础上。三设备安全性。安全性是至关重要的环节。是所有设备必须具备的性能，同样也贯穿在输送机的设计、制造、使用过程中。目前国家高度重视煤矿安全生产，引起煤矿井下事故的除了瓦斯爆炸、透水、冒顶等之外设备事故也会引起人员伤亡和财产损失。因此，输送机各部件的防护装置应设计合理、安装完备，在易发生事故的部位尤其要加强防护防止因断链、飞溅、高温等引发人员伤亡事故。四机电液一体化趋势明显。随着实用型新技术的发展，大功率输送机控制系统与保护装置的机电液一体化趋势越来越明显。主要表现为：机头部与机尾部功率分配、顺序启动，电机保护除过流保护、过热保护外增加过压保护，阀控充液型液力耦合器的推广使用。链条张力监控及工况检测和故障诊断等。虽然还有部分技术的实现与应用尚需时日，但输送机机电液一体化的发展趋势不会变。随着当今世界综采技术的发展和设计思路的不断创新、高产高效工作面的相继投产，大功率刮板输送机的研制与开发已势在必行，要加强计算机辅助设计、模拟工况、仿真等技术的应用。对此，应该抓紧机遇一方面提高现有机型的可靠性、安全性，降低事故发生率；另一方面要研制开发国产大功率刮板输送机尽快投入市场，提高与国外同类产品的竞争力，以适应我国煤炭工业迅猛发展的需要。1。3刮板输送机类型及组成刮板输送机的类型很多，可按刮板链型式、卸载方式、中部槽结构、采煤机牵引方式、电动机类型、承载重类型、整机适用条件分类。按刮板链型式分为中单链型刮板输送机、边双链型刮板输送机、中双链型刮板输送机、准边双链型刮板输送机。按卸载方式分为端卸式刮板输送机、侧卸式刮板输送机、直弯式刮板输送机、交叉侧卸式刮板输送机，现在重型、超重型刮板输送机多用于交叉侧卸式刮板输送机。按中部槽结构分为开底式刮板输送机、封底式刮板输送机、分体中部槽刮板输送机、整体焊接中部槽刮板输送机、框架式中部槽刮板输送机、铸造式中部槽刮板输送机。按采煤机牵引方式分为有链牵引采煤机用的刮板输送机和无链牵引采煤机用的刮板输送机。按电动机类型分为单速电动机刮板输送机和双速电动机刮板输送机。按承重类型分为轻型刮板输送机、中型刮板输送机、重型刮板输送机、超重型刮板输送机。按整机适用条件分为缓倾斜中厚煤层刮板输送机、缓倾斜薄煤层刮板输送机、缓倾斜厚煤层大采高刮板输送机、缓倾斜三软煤层刮板输送机、中厚煤层大倾角刮板输送机、急倾斜厚煤层水平分段放顶煤及“三下”综采刮板输送机。1。4刮板输送机总体方案的确定采用单速电机驱动，机头双传动装置、机尾单传动装置，交叉侧卸机头，液压锁伸缩机尾，1750mm长铸焊封底中部槽，147mm节距整体锻造销轨，48152mm紧凑型中双链，48152mm链轮组件，4000KN中部哑铃联接。是比较理想的更新换代机型。1。4。1 适用范围SGZ1000/3000型刮板输送机适用于缓倾斜中厚煤层，长壁式回采工作面输送煤炭。本机与滚筒采煤机、液压支架、转载机、破碎机、工作面运输巷可伸缩带式输送机及电控装置相配套，实现综合机械化采煤。1。4。2 主要技术参数主要技术参数及配套设备：1。出厂长度-400m2。输送量-3000t/h3。装机功率-31000KW4。电动机（1）型号-YBSS2-1000（2）额定功率-1000KW（3）额定电压-3300V（4）冷却方式-水冷5。中部槽（1）规格（长内宽高）2）结构形式-铸焊封底（3）联接方式-哑铃销（4）联接强度-4000KN6。刮板链（1）型式-矿用高强度圆环链（中双链）（2）规格-48152紧凑链（3）链中心距-280mm（4）刮板间距-6152mm7。卸载方式-交叉侧卸8。紧链方式-液压马达紧链、液压伸缩机尾辅助紧链1。4。3整机主要部分输送机的组成，输送机主要由机头传动部、机尾传动部、中部槽、变线槽、电缆槽、刮板链、液压张紧装置、伸缩机尾控制装置、减速器综合监控系统及工具等组成1。4。4输送机的传动系统及组成输送机的传动系统包括单速电动机、阀控充液式液力偶合器，液压张紧装置、减速器等，单速电动机通过阀控充液式液力偶合器将动力传递给减速器输入轴；再由减速器输出轴传递给链轮组件；链轮驱动封闭的刮板链按需要的方向运行，完成输送煤炭的任务。输送机主要零部件的结构特点及作用。（1）机头传动部机头传动部与机尾部为输送机的驱动装置。机头传动部主要由机头架、齿轮联轴器、联接垫架、传动装置、链轮组件、拨链器、舌板组件等组成。其中传动装置有平行布置和垂直布置各一个，并可根据工作面的实际情况分别安装在机头架的两侧。1）机头架该机所采用的机头架为交叉侧卸式，是用来安装、支撑传动装置、链轮组件、舌板组件、拨链器等部件的架体；两侧均安装传动装置。中板组件及下中板等形成了输送机与转载机相互独立的刮板链运行轨道。机头架为左、右对称结构，以适应左、右工作面的互换。机头架上面设有可拆卸的机头盖板，前端设有可拆卸的前端板。在机头盖板、端面板上所设的孔是用来联接犁煤板、转载机尾过渡挡板的。在前端板上设盖板，以观察链轮与链条的运行状况。2）机头传动装置平行布置的传动装置，减速器由自己设计，抚顺YBSS21000型电动机、福伊特阀控高速型液力偶合器562DTPKWL2，液压张紧装置等组成。垂直布置的传动装置主要由德国PW公司的PSPL65Z/B型减速器、抚顺YBSS21000型电动机、562DTPKWL阀控充液式液力偶合器等组成。3）机头链轮组件链轮组件安装于机头架上，链轮组件采用从机头架一侧穿入的安装方法。链轮组件为双伸结构，两侧均通过齿轮联轴器和传动装置联接。链轮组件采用远程注油方式，润滑油为GB59031995工业闭式齿轮油LCKD等品460，油箱注满为止，每季更换润滑油一次。拆卸链轮组件可在不拆传动装置的情况下进行。七齿链轮与渐开线内花键孔滚筒焊接，构成链轮轴。链轮由优质合金钢锻造而成，齿形部分经电解加工成型，链窝及齿形表面经淬火处理。滚筒上的内花键用来与减速器输出轴联接。链轮轴上的轴承、轴承座、套及密封装置为对称布置。在传动部一侧安装右透盖、右端盖和一组浮封环，在另一侧安装左透盖和左端盖。4）拨链器安装拨链器时拨叉插入链轮齿的沟槽内，由舌板组件将其固定在安装位置，当需要更换拨链器时，拆卸舌板组件，即可更换。拨链器的作用是：使刮板链的链条与链轮能顺利的啮合和分离，当链轮组件与啮合的圆环链脱开时，防止链环卡在链轮沟槽内而不能在正常分离点脱开。5）转载机尾本输送机为交叉侧卸式，故转载机尾安装于输送机机头架上。转载机尾包括机尾架、链轮组件、舌板组件、盖板组件、端板、卡板、销轴等。机尾架是支撑链轮组件的架体。将转载机机尾架上的联接耳插入输送机机头架的槽内，并通过圆柱销将转载机尾和输送机机头架联为一体。（3）机尾传动部主要由机尾传动装置、伸缩机尾架、伸缩油缸、链轮组件、舌板组件、拨链器和机尾左、右油缸护罩等组成。1）传动装置机尾传动部为平行布置，机尾传动部中除机尾架、减速器、左、右压链块、联接垫板、盖板外，其余零部件均与机头传动部相同。2）机尾架机尾架由左、右侧板、中板组件等焊接而成。机尾架上用于安装链轮组件、舌板、拨链器以及和过渡槽联接的结构与机头架相同。3）伸缩机尾架、机尾伸缩液压控制系统伸缩机尾架由固定架体和活动机架组成，活动架体主要用来安装、支撑传动装置、链轮组件、舌板、拨链器等部件，固定架体、活动机架通过伸缩油缸联为一体。伸缩油缸工作的作用是使机尾架活动机架伸出或缩回。操纵机尾伸缩液压控制系统使伸缩油缸动作以实现机尾架活动机架的伸出或缩回，配合液压张紧装置完成输送机刮板链的张紧。伸缩机尾辅助紧链可有效地减少输送机紧链次数，工作过程：当输送机刮板链松驰时，操纵机尾伸缩液压控制系统将伸缩油缸缸体伸出（机尾架活动机架伸出），液压锁自动锁定，完成伸缩机尾的伸出动作；当油缸行程达到时或机尾架活动机架需要缩回时，操纵液控系统将伸缩油缸缸体缩回（伸缩机尾活动架体缩回），操纵输送机液压张紧装置及阻链器等，张紧输送机刮板链。4）机尾左、右油缸护罩机尾左、右油缸护罩用于井下输送机运行时保护油缸及和油缸相联接的接头和高压软管等。5）机尾链轮组件链轮组件安装于机尾架上，结构等和机头链轮组件一样。（4）中部槽、变线槽（抬高槽）本输送机采用铸焊封底式溜槽，槽间采用锻造哑铃销联接。本输送机机头部分、机尾部分各设有4节抬高变线槽，保证输送机的卸载高度及采煤机的卧底量，便于采煤机自开缺口、沿工作面顺利落煤。（5）刮板链输送机刮板链为48152紧凑型中双链；刮板通过螺栓固定在圆环链的平环上；链段之间用接链环联接，接链环必须远离刮板。刮板链出厂发货时除整条圆环链外，还带3、5、7、9环长的链条，用以调节输送机整链的长度。圆环链出厂时经过严格的配对，安装时必须配对组件，不得混装。第2章 传动部的设计及计算刮板输送机是综采工作面中工况条件恶劣、负载状况复杂的关键运输设备。由于难起动，负载变化剧烈，多机驱动中各电机负载分配失衡和负载振荡等问题，造成刮板输送机传动系统和链条组件中应力过大，受冲击厉害使溜槽磨损严重甚至电机烧毁损坏，直接影响刮板输送机的可靠性及寿命。驱动装置是刮板输送机的心脏，其性能的好坏和功能的完善程度与刮板输送机整机的运行品质、可靠性和寿命密切相关。我国综采工作面刮板输送机自70年代中期开发以来，取得了长足的进步，其驱动装置从性能和可靠性等各方面都有了大幅度的提高。80年代后期，我国成功地开发研制了双速电机驱动装置，有效地解决了刮板输送机难起动的问题，降低了链条、链轮及溜槽的磨损，延长了刮板输送机的使用寿命。但是，与国外先进水平相比，还存在着很大差距。近十年来，国外各先进的采煤国家，为适应国际市场的需要，不断加大刮板输送机的功率，改进驱动技术，完善了双速电机驱动装置，并开始采用可控软起动技术，使刮板输送机的输送能力不断增加，技术性能日趋完善，可靠性及寿命大幅度提高。鉴于国产刮板输送机驱动装置技术性能还比较落后，功能还不够完善，严重制约着我国刮板输送机整机性能的提高。因此。结合我国国情和需要，找出差距，充分吸收、借鉴国外先进技术，尽快完善现有技机研究开发中的重要任务。2。1电动机的选择设计要求传动部功率为31000KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。所以选择由抚顺厂生产的三相异步防爆电动机，型号为YBSS2-1000 ；其主要参数如下：额定功率：1000KW；额定电压：3300V；额定转速：1475r/min；满载效率：0。920；绝缘等级：H；满载功率因数：0。85；接线方式：Y；质量：1380KG；冷却方式：外壳水冷。该电动机输出轴连接阀控充液式力偶合器将动力传递给减速器输入轴；再由减速器输出轴传递给链轮组件。2。2总传动比及传动比的分配2。2。1刮板输送机的选型计算1。刮板输送机输送能力，按连续运行方式进行计算，其公式为 (2。1)式中： 货载最大横断面积， 货载在溜槽中的动堆积角，对原煤 货载的装满系数， 货载的散集容重，对原煤刮板输送机链速， (2。2)2。估算减速器的输出转速 已知 、式中：链轮节圆的半径； 链轮旋转的角速度； 相遇点轮齿的圆周速度； 水平线的夹角； 链条水平运动的瞬时速度。角的大小等于相遇点轮齿的半径与链轮纵轴线的夹角，这个夹角随链轮的旋转而变化，从相遇点刚开始啮合时的逐渐减小到0，再逐渐增加到。链轮继续旋转，另一个轮齿在相遇点与链轮条啮合，链条的速度就随这个新的相遇点轮齿的运动而变化。据此，式中的变化范围为式中：为一个链节所对应的链轮圆心角。链速的变化范围为： 故 3。减速器的选用设计本传动部所用的减速器为圆锥圆柱行星轮减速器，这种传动装置承载能力大，结构紧凑，体积小，重量轻，传动比大，效率高，传动平稳，噪音小，便于实现大功率传动，亦利于运输巷道布置及工作面端头顶板维护，且易于实现工作面刮板输送机机头架与运输巷转载机整体快速推移。2。2。2总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得，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 (2。3)电动机满载转速 r/min链轮转速 r/min2。2。3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。由于刮板运输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。如图2。3，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架c为从动件时，传动比的推荐值为2。79。所以这里先定行星减速机构传动比： 则其他两级减速机构总传动比： （2。4）根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为17为依据，另参考刮板运输机传动部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为：2。3传动部传动计算2。3。1各级传动转速、功率、转矩各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。 第一轴的转速 (2。5)第二轴的转速 (2。6)第三轴的转速 (2。7)各轴功率计算：第一轴的功率 (2。8)第二轴的转速 (2。9)第三轴的转速 (2。10)式中 联轴器效率 =0。98闭式圆柱齿轮效率 =0。97滚动轴承 =0。99各轴扭矩计算:第一轴的功率 (2。11)第二轴的转速 (2。12)第三轴的转速 (2。13)将上述计算结果列入表2-1：表2-1轴号输出功率P（kW）转速n(r/min)输出转矩T/(Nm)传动比轴970。214756281。632。3轴931。68641。313874。233。45轴894。69185。8845966。72。3。2 传动部圆锥齿轮设计计算a、高速级直齿锥齿轮传动设计已知参数：、 、已知：两锥齿轮轴交角，小齿轮悬臂布置，大齿轮两端支承，长期工作，闭式锥齿轮传动，先按接触疲劳强度计算，再按接触疲劳强度和抗弯强度校核计算。i、接触强度估算：（1）选材料、热处理方法、定精度等级。大、小齿轮均采用20CrMnMo，合金渗碳钢，采用渗碳淬火，低温回火，由图查得，；采用6级精度，即：6CGB11365，齿面粗糙度，应力循环次数 (2。14)=6014751(335020)=1。8585109 次 =1。8585109 次 (2。15)=1。8585109/4。5=4。13108 次=4。13108 次 (2。16) (2。17)=4。13108/2。74 =1。507108 次式中：齿轮转速，齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数齿轮的工作寿命，h（2）初步估算选用直齿圆锥齿轮，按接触强度进行初步设计，即 (2。18)载荷系数 得齿数比 齿宽系数 取材料配对系数 估算大端分度圆直径 (2。19)（3）主要几何尺寸计算齿数， 取 (2。20)实际齿数比 (2。21)分锥角 (2。22) 大端模数 (2。23)按标准取 分度圆直径 变位系数 齿宽中点分度圆直径 (2。24) (2。25)外锥矩 (2。26)中锥距 (2。27)齿宽 (2。28)大端齿顶高 (2。29) 大端齿根高 (2。30) 大端齿顶圆直径: (2。31) 齿根角 (2。32)齿顶角顶锥角 根锥角 冠顶距 (2。33) 安装距，考虑齿轮结构情况，以及轮冠距H的测量方便，取 轮冠距， (2。34) 大端分度圆齿厚 (2。35)大端分度圆弦齿厚 (2。36) 大端分度圆弦齿高 (2。37)当量齿数， (2。38) 当量齿轮分度圆直径， (2。39) 齿宽中点齿顶高， (2。40)当量齿轮顶圆直径， (2。41) 齿宽中点模数当量齿轮基圆直径， 啮合线长度端面重合度 (2。42) (2。43)（4）校核接触强度强度条件计算接触应力 (2。44)式中： 式中： (2。45) (2。46) 此式中： 则 则 (2。47) 式中： 则 (2。48)结论：，满足接触强度（5） 齿根弯曲强度校核强度条件计算齿根应力 (2。49)式中： 则 许用接触应力 (2。50)式中： 则： (2。51)结论：，满足齿根弯曲强度。2。3。3 传动部圆柱齿轮设计计算具体设计参数及结果见下表，介绍齿轮传动部分的设计方法和步骤。已知参数如下： （1）选择齿轮材料，确定和及精度等级参考表8-3-24和表8-3-25选择两齿轮材料：大、小齿轮均采用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火 ，精度等级为6级。（2）按齿面接触强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 估取圆周速度 小轮分度圆直径，由式得: (2。52)齿宽系数 查表6。9按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0。6（硬齿面）小轮齿数 在推荐值2040中选取=27大轮齿数， 齿数比 传动比误差 误差在5%范围内，合适小轮转矩 ，得 载荷系数 ， 使用系数，查表6-3，得 动载荷系数，由推荐值1。051。4，得初值齿向载荷分布系数，由推荐值1。01。2，得齿向载荷分布系数，由推荐值1。01。2，得载荷系数 (2。53)节点影响系数 重合度系数 由推荐值0。850。92 许用接触应力 得 接触疲劳极限应力 接触强度的寿命系数 ，应力循环次数N 预设刮板输送机每天工作20小时，每年工作350天，预期寿命为3年 接触强度最小安全系数 按一般可靠度查=1。01。1，取 故的设计初值为： (2。54)齿轮模数， 小轮分度圆直径的参数圆整值 圆周速度： (2。55)与估取 相差很大，对取值影响很大，需要修正 修正 小轮分度圆直径: 大轮分度圆直径: 中心距: 齿宽 大轮齿宽 小轮齿宽 mm（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 齿形系数 小轮 大轮 应力修正系数 小轮 大轮 重合度 (2。56)重合度系数许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 则： (2。57)故 该对齿轮齿根弯曲强度能够满足要求。（4）齿轮的几何尺寸计算：已知：齿顶高系数，顶隙系数小齿圆柱齿轮的几何尺寸分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 齿顶圆直径： 齿顶圆直径 ： 齿根圆直径： 基圆直径 分度圆齿距 基圆齿距 分度圆齿厚 分度圆齿槽宽 顶隙 标准中心距 大齿圆柱齿轮的几何尺寸分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 齿顶圆直径： 齿顶圆直径 齿根圆直径： 基圆直径 分度圆齿距 基圆齿距 分度圆齿厚 分度圆齿槽宽 2。3。4传动部行星机构的设计计算（1）配齿计算取行星轮数目，过多会使其载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点。各轮齿数按公式 (2。58) 进行配齿计算，计算中根据并适当调整，使C等于整数，再求出，应尽可能取质数，并使。适当调整，使c为整数。则 所以 这些符合取质数，整数，整数，且及无公约数，整数的NGW型配齿要求。（2）初步计算齿轮的主要参数输入转距 (2。59)因传动中有一个或两个基本构件浮动动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，所以取载荷不均匀系数。在一对A-C传动中，小齿轮（太阳轮）传递的扭矩 (2。60)太阳轮a和行星轮c的材料均采用20CrNi2MoA调质，渗碳淬火，齿面硬度5761HRC，据图查得和，太阳轮a和行星轮c的加工精度为6级；内齿轮b采用42CrMo，调质，表面淬火，硬度262293HB，内齿轮b的加工精度为7级。1） 按齿面接触强度，计算太阳轮分度圆直径2-2 K的使用系数代号名称说明取值使用系数均匀平稳1行星轮间载荷分配系数，行星架浮动，6级精度1。15综合系数，高精度硬度齿面，静定结构，降低取值2。6太阳轮分度圆直径 (2。61)2）按弯曲强度初算模数，按式（7。3-6）进行计算。式中、同前，其余系数见下式 算式系数 行星轮间载荷不均衡系 （ ）综合系数 齿轮齿形系数 则有： (2。62)若取 ，则太阳轮分度圆直径，与接触强度初算结果接近，初定，进行接触弯曲疲劳强度计算 （3）计算A-C传动的实际中心距和啮合角取模数，则实际中心距 (2。63) 因为直齿轮高变位，则 (2。64) (2。65)所以 （4）计算C-B传动的中心距和啮合角实际中心距： (2。66)因为中心距变动系数，所以啮合角（5）几何尺寸计算该行星齿轮采用正角度变位：使1)根据选择齿数条件，确定太阳轮齿数，内齿轮齿数和行星齿轮齿数2）从提高接触强度出发或视其具体设计条件，按图2。2-9初选啮合副的变位系数和，在图2。2-9的横坐标上找到的点处向上引垂线，与线图的上边界交于点，点处的啮合角值，即为时的最大许用啮合角。取啮合角为。 点的纵坐标值即为所求的总变位系数（若须圆整中心距，可以适当调整总变位系数）。 由于齿数比，故应按斜线分配变位系数。自点做水平线与斜线交于点，则点的横坐标值即为，得。 故。中心距变动系数 (2。67)中心距为 (2。68)齿顶高变动系数 (2。69)齿顶高变动系数分度圆直径 齿顶高 。齿根高 齿高 齿顶圆直径 为了避免小齿轮过渡曲线干涉，应满足下式，即 式中 (2。70) 即 (2。71)满足条件齿根圆直径 (5)装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。邻接条件 按公式验算其邻接条件，即 将已知的、和值代入上式，则得 即满足邻接条件。同心条件 按公式验算该公式2KH型行星传动的同心条件，即 (2。72)各齿轮副的啮合为和，且，和。代入上式，即得则满足同心条件。安装条件验算 按公式验算其安装条件，即得 (2。73)所以，满足其安装条件。（6）验算A-C传动的接触强度和弯曲强度强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度 (2。74)则 动载系数速度系数由表6-11查得 确定计算公式中的其他系数使用系数使用系数按轻微冲击得行星轮间载荷不均匀系数 查表7。8-2 =1。1 齿间载荷分布系数，：弯曲强度计算时，接触强度计算是，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，按表选取齿宽和行星轮数目对，的影响系数。对于圆柱直齿传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，值可由图6-10查取。 (2。75)由图查得=1。35，代入上式，则得(2。76)求齿间载荷分配系数，。先求端面重合度 (2。77)式中 (2。78)则 因为是直齿齿轮，总重合度=所以 =节点区域系数： 查表得节点区域系数弹性系数： (2。79)接触强度计算的重合度系数： (2。80)接触强度计算的螺旋角系数： (2。81)接触强度计算的寿命系数因为当量循环次数，则 。最小安全系数：取=