1、I摘 要我国是一个产煤大国，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。随着采煤机械化的发展，采煤机成为现在最主要的采煤机械。在我国，中、厚煤层资源分布广泛，煤质好。但机械化开采技术发展速度相对缓慢，随着大批煤矿中、厚煤层的资源开采增多,提高采煤机的工作效率也越来越重要。而采煤机截割部对于整台采煤机非常重要，因为截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件。说明书主要论述了采煤机截割部机械主传动结构的设计与计算。截割部传动设计采用的是电动机输出动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星机构减速，最后带动螺旋滚筒，实现采煤。在设计过程中，对截割部机械主传动结构中的齿轮、轴和轴承进行了设计
2、计算、强度校核和选用，使采煤机的截割部机械主传动结构设计最终满足需要。关键词：采煤机；截割机构；截割部；行星机构全套图纸，加 153893706IIAbstractChina is a country with great coal. coal is Chinas main energy, also,it is the guarantee of our country national economy rapid growth of the important matter foundation. With the development of integrated mechanization
3、 coal mining machine, now the main coal mining machinery. In our country, in a widely distributed resource, thick coal seam, coal quality is good. But the mechanization mining technology relatively slow pace of development, with a large number of coal mines in the thick coal seam mining resources, i
4、ncrease work efficiency, enhances the coal mining machine is more and more important. The shearer cutting unit for a mining machine is very important, because the cutting mechanism of shearer is achieved, the main components of coal on coal. The manual discusses the design and calculation of the mai
5、n drive of the shearer cuttingthe Department of Mechanical structure. The cutting unit drive design uses the motoroutput power through three spur gear and planetary bodies slow down, and finally drivenspiral roller to achieve the coal. Structure of the cutting unit mechanical main drive gears, shaft
6、s and bearings in the design process, design calculations, strength check and selection, and ultimately meet the needs of the shearer cutting unit mechanical structural design of the main drive. Key words：Shearer; Cutting agency;Cutting Unit;Planetary bodies. III目 录摘 要 IAbstract .II第 1 章 绪论 11.1 研究目
7、的和意义 11.2 国内外采煤机的发展及趋势 11.2.1 国外采煤机的发展概况 11.2.2 国内采煤机的发展概况 21.3 研究/设计的目标 31.4 研究的主要内容 3第 2 章 采煤机截割部的方案设计 42.1 采煤机截割部设计方案的制定 42.2 采煤机截割部设计方案的确定 5第 3 章 截割部主传动参数确定 63.1 截割部电动机功率计算及电动机选型 63.1.1 截割部装机功率的计算 63.1.2 电动机的选型 73.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定 83.2.1 总传动比的确定 83.2.2 传动比的分配 83.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定 93.3 齿轮参数
8、计算 103.3.1 确定第一对啮合齿轮的参数 103.3.2 确定第二对啮合齿轮的参数 123.3.3 确定第三对啮合齿轮的参数 153.3.4 确定行星齿轮的参数 173.4 轴组件结构设计 213.4.1 截一轴尺寸的确定 21IV3.4.2 截二轴尺寸的确定 223.4.3 截三轴尺寸的确定 23第 4 章 强度校核 254.1 齿轮传动强度的校核计算 254.1.1 第一对齿轮的强度校核 254.1.2 行星轮系校核 274.2 轴的强度校核 314.3 轴承的选择以及寿命计算 344.4 轴上渐开线花键的强度计算 34结 论 37致 谢 38参考文献 39VCONTENTS Abs
9、tract.Chapter 1 Introduction11.1 Research purpose and significance of study 11.2 Domestic and foreign development and trend of coal mining machine .11.2.1 Overview of the development of foreign Shearer .11.2.2 The domestic development situation of coal mining machine 21.3 Research / design goals 31.
10、4 The main content of the research 3Chapter 2 Shearer cutting unit design 42.1 Enactment of the shearer cutting unit for Scheme determination .42.2 Shearer cutting unit design scheme .5Chapter 3 Cutting the Department of main transmission parameters 63.1 Cutting the Department of Motor power calcula
11、tion and motor selection .63.1.1 Cutting the calculation of the installed power .63.1.2 Selection of motor .73.2 Calculate the distribution of the cutting unit total transmission ratio and dynamicparameters to determine the .83.2.1 The total transmission ratio .83.2.2 Distribution of the transmissio
12、n ratio .83.2.3 The shaft speed, power, torque identification .93.3 Gear parameters for calculation .103.3.1 Determine the parameters of the first pair of meshing gears 103.3.2 Determine the parameters of the second pair of meshing gears .123.3.3 Determine the parameters of the third pair of meshing
13、 gears .153.3.4 To determine the parameters of the planetary gear .173.4 Axis component structure design 213.4.1 Cut-off one axis to determine the size 213.4.2 Cut-off two axes to determine the size 223.4.3 Cut-off three-axis to determine the size .23VIChapter 4 Strength Check .254.1 Check Calculati
14、on of gear drive strength 254.1.1 The first pair of the strength of the gear check .254.1.2 Department of checking of planetary gear 274.2 Axis strength check .314.3 Bearing selection and life span .344.4 Axis involute flower bond strength calculation 34Conclusions 37Acknowledgements .38References 3
15、91第 1 章 绪论1.1 研究目的和意义随着我国经济的迅速发展，对能源的需求量将会日益增加。而作为我国传统能源的煤炭是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿对于一些中、厚煤层，由于技术的原因开采不到位，因此对中、厚煤层采煤机的需求量很大。所以说研制开发中、厚煤层采煤机有着长远的社会效益。而目前我国的中、厚煤层采煤机并不能满足实际工况的需要，其中一个主要的原因是由于其截割部的设计并不是很完善，而该设计正是在这样一个背景下进行的，对中、厚煤层采煤机截割部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥更大的作用。为适应中、厚煤层的开采，研究设计 MG300/700-WD 型采煤机，它采用
16、了当今国内外的一些比较先进的技术，如变频调速，机载操作站操作和无线电离机遥控操作等等，可以说是代表了当前世界的一流水平，在国内投入使用，设备运行状态的监测，检测及有关参数的显示使用中文。这款采煤机的设计生产及使用，能大大的提高采煤的效率，对降低工人工作强度，提高年产量都有很大的帮助。采煤机截割部主要由箱体、原电机、输出轴、减速部分、除尘及冷却系统，润滑系统等组成。采煤机截割部承担截煤和装煤任务，是采煤机的主要部件之一。通过对截割部设计的完善，从整体上提高我国对中、厚煤层开采的效率。1.2 国内外采煤机的发展及趋势1.2.1 国外采煤机的发展概况20 世纪 40 年代末，美国利诺斯公司首先在装煤
17、机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。按照落煤机构来划分，采煤机的发展大体经历三个阶段：第2一阶段，20 世纪 40 年代，以利诺斯公司的 CM28H 型和久益机械制造公司的3JCM 型和 6CM 型为代表的截链式采煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等。采煤机的生产能力低，且结构复杂，装煤效果差。第二阶段，50 年代，以久益公司的 8CM 型为代表的摆动式截割头采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器工作时振动大，维护费用高。第三阶段，60 年代至今，滚筒式连续采煤机高速发展，并日趋成熟。从 80 年代开
18、始，随着开采工艺的发展和开采条件的提高，采煤机不断向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性增强，逐渐成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，达到了很高的制造水平。随着技术的成熟，一些集电子电力，微电子，信息管理以及计算机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机被开发研制出来，其性能参数优，可靠性强，自动化程度高，操作方便，控制灵敏，监控保护及检测功能完善 1。1.2.2 国内采煤机的发展概况从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取国外先进技术的同时，不断的实践创新，锐意进取，重视采煤机成系
19、列的开发，不断矿大使用范围，同时推广使用无连牵引，是采煤机工作更平稳，使用更更安全。在九十年代，电牵引技术逐渐成熟，多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流，为提高生产效率立下了汗马功劳。随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发展的主流：大功率、大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界前沿的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频技术，远程监控、无线遥控等等，为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础。1991 年，煤炭科学总院上海分院与波兰合作，在国内率先研制成功了我国第一台交流变频调速技术的薄煤层爬底板采煤机后，上海分院又先后研制成功了截割电机
20、纵向布置的交流电牵引采煤机、截割电机横向布置的适用于中厚和较薄煤层的交流电牵引采煤机，并成功应用于晋城、淮南、徐州、大同等矿务局 11 。采煤机发展到现在，随着各项技术的掌握，我国将在以下方面进行攻关研究，力争赶上世界先进水平：(1)大功率、大截深电牵引采煤机的进一步研究3(2)大功率采煤机的工况监制，故障诊断于控制系统的研究(3)为最大限度的利用我国能源，着力研制发展薄煤层采掘机械(4)应用高新技术，严格管理，提高可靠性在电牵引采煤机的研制领域，我国虽然取得了一些客观的成绩，但与目前与国外先进的采煤机相比，再总体参数性能方面尚有较大差距，某些关键部件的性能、功能、适用范围还亟待完善和提高，尤
21、其是线监控、故障诊断及预报、信号传输与采煤机自动控制、传感器等智能化技术和机械部件的可靠性、寿命与国外的相比差距很大，此外，我国在采煤机的机械结构参数设计、加工制造和材质性能上与国外先进水平也有较大的差距。因此，为提高产品质量，采煤机的机械传动系统理论设计尚需加大研究力度 12 。1.3 研究/设计的目标对 MG300/700-WD 型采煤机截割部的结构进行设计，通过几种设计方案的比较分析，选择最优方案，使其结构更紧凑，更合理。在煤层开采时，能够使采煤机安全、可靠、高效生产。设计目标：采高 H=1.8m；截深 J=0.8m；滚筒直径=1800；适应倾角45；滚筒转速 n=39.67r/min；
22、年生产量达到 500 万吨。1.4 研究的主要内容本次设计主要研究以下内容：采煤机截割部的传动方案的制定；采煤机截割部电机型号的确定；采煤机截割部传动比的确定；各级动力学计算，包括扭矩、转速、功率与效率； 传动比的分配及各齿轮齿数、模数的确定；行星机构设计与计算；各轴组件的设计；齿轮的结构设计与强度校核； 轴承的选型与寿命计算；键的设计与强度校核。4第 2 章 采煤机截割部的方案设计2.1 采煤机截割部设计方案的制定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出滚筒式采煤机截割部若干传动方案如下：方案一(如图 2-1)，该方案传动方式：电机固定减速箱摇臂
23、滚筒。 1234（图 2-1）1-电动机 2-固定减速箱 3-摇臂 4-滚筒方案二（如图 2-2） ，此方案传动方式为：电机固定减速箱行星齿轮传动滚筒。 12345（图 2-2） 1-电动机 2-固定减速箱 3-摇臂 4-行星齿轮 5-滚筒 34 2 1（图 2-3） 1-电动机 2-摇臂减速箱 3-行星齿轮 4-滚筒 5方案三（如图 2-3） ，传动方式为：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。2.2 采煤机截割部设计方案的确定方案一的特点是：传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，齿轮系传动稳定，易于安装，但卧底量较小，不适合中厚煤层开采。因此，此方案不宜采用。方案二的特点是：在滚筒内装了行星
24、传动，简化了传动系统，但筒壳增大了，结构不够紧凑，所以此方案也不宜采用。方案三的特点是：采用独立摇臂，其本身就是个单独的减速箱，进出油口都密封。截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴，传动简单，调高范围大，结构紧凑，较为适合。综上所述，此次设计方案确定为方案三。6第 3 章 截割部主传动参数确定3.1 截割部电动机功率计算及电动机选型3.1.1 截割部装机功率的计算设计目标：1.采高 H=1.8m（约等于滚筒直接 D） ；2.截深 J=0.8m；3.采煤机机宽小于 B=1.5m；4.设计年产量 M=500 万吨；5.滚筒转数 n 小于 40r/m
25、in。采煤机的设计生产力 Q= =856.2t/h1635/M由文献 1知， Q= （t/h） qVHJ0式中 J滚筒有效截深，m；H采煤机的平均采高，m；采煤机的最大工作牵引速度，m/min；qV块煤的比重率（t/ ） ， =1.35t/ 。3m3Q= =856.2t/h5.18.06qV算得 m/min7.5m/min4.7q螺旋滚筒的截割功率采用单位生产力所消耗的能量的方法来计算，即(kW)4.06(321KKHQNjxwj 式中 采煤机截割总功率，kW;jN采煤机设计生产率， =648 ；Q 5.781.qJhm/3截割比能耗，wxH3/)(mhkW功率利用系数，单机驱动时取 1，分别
26、驱动时取 0.8；1K功率水平系数，自动调速时取 0.95，手动调速时取 0.85；2后滚筒的工作条件系数，一般取 0.8；37如果每层截割阻抗不同于基煤层，则： AHxwx式中 截割比能耗， =0.52；wH 2q079.0.96.832=qw 不同截割阻抗，取值范围为 240360N/mm ，则取值 300；xAA相同截割阻抗，取值范围为 180240N/mm ，则取值 210。则 74.02130.5AHxwxkW600kW5.8).6.(89.1746)4.06(321 KKHQNjxwj式中 截割部的总传动效率。j3.1.2 电动机的选型采煤机截割部的截割功率为 3002kW，即每个
27、截割部的功率为 300kW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和防电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的客气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择由辽宁抚顺电机厂生产的三相鼠笼式异步防爆电动机：YBC3-300。该型号电动机带有离合器，电动机输出轴带有花键，通过花键传递动力。其技术参数如下：额定功率：300kW 额定电压：1140V额定电流：206A 额定转速：1476r/min额定频率：50Hz 绝缘等级：H接线方式：Y 工作方式：S重量：1502kG 冷却方式：外壳水冷83.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定3.2.1 总传动比的确
28、定总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速的比值，滚筒的转速依据总体参数的性能要求而定，考虑调换齿轮对，滚筒的转速通常有 2-4 种可供选择。采煤机截割电动机的同步转速为 1476r/min，滚筒的转速一般在 20r/min-100r/min（直径大转速小） ，截割部主传动比的总传动比约为 。75-1i总传动比： 21.376.94滚总 nI式中 电动机转速， r/min；滚筒转速，r/min。滚3.2.2 传动比的分配对与采煤机结构的特殊性，一般需要 3-5 级减速。对于大功率中、厚煤层采煤机，采用 2Z-X 负号行星齿轮传动时，可能只需要三级减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，即可利用
29、滚筒筒毂内的空间，又可减小前各级齿轮的传动比和尺寸。由于采煤机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的要求。因此，先确定行星减速机构的传动比。2K-H 行星减速装置的使用效率为 0.970.99；其传动比一般为 2.813.7。当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比推荐值为 39。采煤机的截割部的行星减速机构的传动比一般为 56。这里定行星机构的传动比为： =5.714。BAxi采煤机机身高度严格限制，每级传动比 34。根据多级减速齿轮传动ji比的分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为：=1.79， =1.58， =
30、2.29。1i2i3i93.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定图 3-1 摇臂传动系统图从电动机出来，各轴依次命名为：、轴。1. 各轴转速计算：轴： r/min1476n轴： r/min6.8249./3轴： r/min9.51/24i轴： r/min7.5/37轴： r/min.8滚n2. 各轴功率计算：轴： kW29.031P轴： kW15.8.7212 轴： kW675.8轴： kW23.9.0.634 轴： kW215轴： kW1.5.90.6 P轴： kW7.48537轴： 320974128上式中：轴承效率 ，齿轮效率 ，花键效率 。8298.033. 各轴转矩计算：轴： 6.14
31、7295011 nPTNm10轴： 7.326.8457909533 nPTNm轴： 144 轴： 7.039.295077n轴： .586.88 PTNm表 3-1 运动和动力参数表编号 功率（kW ） 转速（r/min） 转矩（ ）传动比轴 297 1476 1921.6 1.79轴 279.56 824.6 3237.7轴 271.23 521.9 4963.1 1.58轴 247.7 227.9 10379.7 2.29轴 240.32 39.67 57853.7 5.7143.3 齿轮参数计算3.3.1 确定第一对啮合齿轮 的参数31Z、传动比 =1.791i输入功率 N=297kW
32、直齿圆柱齿轮材料选择：低碳高级合金钢 20CrMnTi，7 级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为： ， 。19Z3413Zi1. 按齿面接触强度初算小齿轮 c 分度圆直径 1d小齿轮分度圆直径 的初算公式为1d11mm (3-1)32d11HPKTA式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动 =766，查参考dA dA文献 2表 14-1-75；载荷系数，取 =2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， ；由表 3-1 得 =1921.61T mN1T；mN试验齿轮的接触疲劳极限， ；查查参考文献 2 图 14-Hli21-24，且取 和 中的较小值， = =1500；
33、Hlim1li2Hli1lim式中， “+”号用于外啮合， “-”用于内啮合。许用接触应力， MPa ；HP 3509.0.HlimP小齿轮齿宽系数，查表 14-1-79 取 =0.8；d d齿数比，即 ；1342z将上述值代入公式中(3-1)得 68.21934508.6.76321 d2. 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数 。mm (3-2)3FP21dSZYKTAn式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献 2表 14-1-78， ；mA 6.12mA复合齿形系数， ；FSY.4Fs齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献 2图 8.4.2（8）
34、，EMPa ；1072limFSTY齿根应力，单向受力 MPa。FP 90147FPEmm82.98.46132n12按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径 mm，可计算小68.12d齿轮模数 mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结45.619/8.21zdm果，取模数 中的较大值，所以 mm，在传动过程中对齿轮的强度要m求高，可以适当增大 ，取 mm。73. 齿轮几何计算31Z、表 32 齿轮参数31Z、名称 代号 计算公式 结果分度圆直径 dcostnmmm13dmm28标准中心距 a31n312Zdmm5.a端面压力角 tnt20t齿顶高 ahmha mm7ah齿根高 f caf mm5
35、.8f齿高 hafhmm7.1h齿顶圆直径 ada1a2da3ahmm4admm25a3齿根圆直径 ff1ff3f2dmm.1fmm0f3d齿宽 b1dbmm81bmm973133.3.2 确定第二对啮合齿轮 的参数54Z、传动比 =1.582i输入功率 N=279.56kW直齿圆柱齿轮材料选择：低碳高级合金钢 20CrMnTi，7 级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为： ， 。234Z3425Zi1. 按齿面接触强度初算小齿轮 c 分度圆直径 1d小齿轮分度圆直径 的初算公式为1dmm (3-1)32d1HPKTA式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动 =7
36、66，查参考dA dA文献 2表 14-1-75；载荷系数，取 =2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， ；由表 3-1 得 =3237.71T mN1T；mN试验齿轮的接触疲劳极限， ；查查参考文献 2 图 14-Hli21-24，且取 和 中的较小值， = =1500；Hlim1li2Hli1lim式中， “+”号用于外啮合， “-”用于内啮合。许用接触应力， MPa ；HP 3509.0.HlimP小齿轮齿宽系数，查表 14-1-79 取 ；d d齿数比，即 ；23712z将上述值代入公式中(3-1)得 4.173213507631 d2. 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m根据齿根弯曲强度，
37、可按下列公式估算齿轮的模数 。14mm (3-2)3FP21dSmnZYKTA式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献 2表 14-1-78， ；mA 6.12mA复合齿形系数， ，查参考文献 3表FSY 4.57.169Fs Sa7-9；齿形系数；a应力矫正系数；S齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献 2图 8.4.2（8） ，FEMPa ；14072limFSTY齿根应力，单向受力 MPa。P 90147FPEmm6.59835.2613n按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径 mm，可计算小齿4.173d轮模数 mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，4.72/.1zdm取模数 中
38、的较大值，所以 mm，在传动过程中对齿轮的强度要求高，m可以适当增大 ，取 mm。83. 齿轮几何计算54Z、表 33 齿轮参数54Z、名称 代号 计算公式 结果分度圆直径 dcostnmmm184dmm2965标准中心距 a31n312Zdmm0a端面压力角 tnt2t齿顶高 ahmha mm8ah15齿根高 fhmchaf mm10fh齿高 af mm8齿顶圆直径 ada1a2hd3 mm20a4dmm315齿根圆直径 ff1f32hdmm6f4mm275d齿宽 b4bmm13bmm043.3.3 确定第三对啮合齿轮 的参数96Z、传动比 =2.293i输入功率 N=271.23kW直齿圆
39、柱齿轮材料选择：低碳高级合金钢 20CrMnTi，7 级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为： ， 。176Z3969Zi1. 按齿面接触强度初算小齿轮 c 分度圆直径 1d小齿轮分度圆直径 的初算公式为1dmm (3-1)32d11HPKTA式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动 =766，查参考dA dA文献 2表 14-1-75；载荷系数，取 =2；K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， ；由表 3-1 得 =4963.11T mN1T；mN16试验齿轮的接触疲劳极限， ；查查参考文献 2 图 14-Hlim2mN1-24，且取 和 中的较小值， = =1500
40、；Hlim1li2Hlim1li式中， “+”号用于外啮合， “-”用于内啮合。许用接触应力， MPa ；HP 3509.0.HliP小齿轮齿宽系数，查表 14-1-79 取 ；d 8d齿数比，即 ；1372z将上述值代入公式中(3-1)得 m8.631793508467321 d2. 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数 。mm (3-2)3FP21dSnZYKTA式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献 2表 14-1-78， ；mA 6.12mA复合齿形系数， ，查参考文献 3FSY 5.4.197Fs Sa表 7-9；齿形系数；a应力矫正系数；S齿轮
41、材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献 2图 8.4.2（8） ，FEMPa ；14072limFSTY齿根应力，单向受力 MPa。P 90147FPEmm3.98.563132n按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径 mm，可计算小齿8.16d轮模数 mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，.97/8.61zdm取模数 中的较大值，所以 mm，在传动过程中对齿轮的强度要求高，6m可以适当增大 ，取 mm。0173. 齿轮几何计算54Z、表 34 齿轮参数96Z、名称 代号 计算公式 结果分度圆直径 dcostnmdmm1706dmm39标准中心距 a31n312Zmm28a端面压力角 tn
42、t0t齿顶高 ahmha mm1ah齿根高 f caf mm5.2f齿 高 hafhmm.h齿顶圆直径 ada1a2d3 mm190a6dmm4齿根圆直径 ff1fh32dmm5f6mm39d齿宽 b6bmm106bmm79183.3.4 确定行星齿轮的参数1. 配齿计算：初选 ，采用一级 2Z-X 型行星减速机构。714.5BAxi根据 ，按文献 2表 14-5-3 选取行星轮数目 。3sC根据齿数强度及传动平稳性及参考文献 2表 14-5-5 确定太阳轮齿数为 =21。AZ根据下列条件试凑 值：Y(a)传动比条件： 12074.5ABxZi(b)装配条件： （整数）3/120/sC(c)同
43、心条件： =120（偶数） 计算内齿圈及行星齿轮齿数 和 ：BC9ABZY对角变位齿轮传动， 381292AZC式中， 行星齿轮减少值，当（ ）为偶数时， 。CBCZ预计啮合角 和 ：查参考文献 2图 14-5-4，按ACB，得 ； 。034.1829CABZj 24AC19CB通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善 A-C 啮合齿轮副的传动性能。2. 接触强度处算中心距和模数输入转矩 7.10397TNm小轮（太阳轮）的转矩： 9.37815.0379C7AsKNm式中， 载荷步均匀系数，由文献 2表 14-5-18 得， ；CK 15.CK齿数比: = =38/21=1.8
44、1u/Z太阳轮和行星轮的材料用 20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度 58-62HRC(太阳轮)和 56-58HRC(行星轮) 150Hlim2/1913509.0.Hlimp 2/mN取齿宽系数 ，载荷系数 ；5.0a2AKmm3HPaaT则 mm4.193508.10728.14332a模数： mm6.CAZam取 7m3. 计算齿轮的几何尺寸（1） 计算 实际中心距：未变位是的中心距：mm5.20638172CAdCzZma初算中心距变位系数： 84.12cos1cosACAC y计算中心距并取圆整值：= =212.408mm2ACAyZm84.0327圆整后 mm1a实际中心距变位系数
45、： 79.05261dACCay计算啮合角： 13.cos21.coscosdACa75.3AC计算总变位系数：2086.02tan75.3821tan2ACA iviviviZxC分配变位系数，查参考文献 2图 14-1-4 分配得 4.,.0CAx（2） 传动计算：B计算未变位时的中心距：mm5.2138972CBdCZma计算中心距变位系数： .07.1dCByCB计算啮合角： 9463.2cos15.3coscosdBC a8.计算总变位系数： 21.02tan5.39tan2CBC iviiviZxB计算 1.04.10B（3） 齿轮的几何尺寸：分度圆直径： mm4710mdmm26
46、381Zmm92节圆直径： mm92.1503810w10 amm.72Zdmm1.6389212w1 a基圆直径： mm.0cos47cos0bmm2461dmm1.653221齿顶圆直径：mm16.74.01247210a mxhdAamm8259Cmm3632aB齿根圆直径： m6.174.0124710f xchdAamm8255Cmm4.3.6932f2mB（4） 计算齿顶圆压力角： .3416.78arcosarcos1010 bd0.29.5aa4.3.68rcosrcos12a12bd（5） 端面重合度： 11101010 tanttant ACACZZ = 75.230.92
47、75.328.342= 5.3.4 轴组件结构设计3.4.1 截一轴尺寸的确定1. 初算轴径 d齿轮轴的一端带有内渐开线花键，通过渐开线花键与电机输出轴相联接传递转矩，为了提高齿轮轴可靠性，齿轮轴的材料选择为 20CrMnTi。(3-3) 3nPAd22式中 轴传递的功率， ；PkW297P轴的转速， ；nr/min1461i、与轴的材料及相应的 值有关的系数。查文献 3表 9-1 得ATp=118。将上述数据代入公式(3-5)得mm69147283d2. 确定轴的直径和长度1 段： ， ；m861d201L2 段： ， ；20363 段： ， ；4384 段： ， 。4初步确定出轴的形状如图 3-2：3-2 截一轴
