1、 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 1 页 1 综述全套图纸，加 1538937061.1 对设计题目的分析1.1.1 设计思路的提出在目前的国内采煤机市场，不管从研发、设计、制造还是使用方面中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位，也正是这种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟，而且有着非常大的改进刷新速度，目前国内生产这种类型采煤机的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机械厂等，其中以西安煤矿机械厂设计制造的 MG400/930-WD 型交流电牵引采煤机为典型代表，2004 年中国能源集团旗下的进出口设备公司出口俄罗斯的成套综采设备中，采
2、煤机就选用的是西安煤机厂的 MG400/930-WD 型交流电牵引采煤机 ，该机型在国内也有着广泛的应用，其优越的性能得到了各大矿的好评。其成功的设计思想和理念给了我很大的震撼，也给我的这次毕业设计提出了一个基本的框架和蓝图，所以我的设计以此为启发、也以此为依据展开。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 2 页 1.1.2 设计蓝图1) 整机的设计方案主要技术特征项目 数据 单位最大计算生产能力 2500 t/h采高 1.803.76 m装机功率 2400+255+20 kW供电电压 3300 v滚筒直径 1800, 2000 mm截深 800 mm牵引力 680410 kN牵
3、引速度 08.313.8 m/min灭尘方式 内处喷雾 拖电缆方式 自动拖缆 主机外形尺寸 1440022921535 mm主机重量 60 t最大不可拆卸尺寸 307012001000 mm最大不可拆卸重量 7.0 t2) 主要结构特点1.整机为多电机横向布置，框架式结构，机身由三段组成，无底托架。三段机身采用液压拉杠联结，所有部件均可从老塘侧抽出。2.采用直摇臂，左右可互换，左右牵引部对称，结构完全相同。3.用二台交流电机牵引，电气拖动系统为一拖一。4.电气系统具有四象限运行的能力，可用于大倾角工作面。5.采用水冷式变频器，技术领先，可靠性高，体积小。6.采用 PLC 控制，全中文液晶显示系
4、统。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 3 页 7.具有简易智能监测，系统保护功能齐全，查找故障方便。8.具有手控、电控、遥控操作方式。3) 用途及适用条件该机型的采煤机是一种多电机驱动,电机横向布置,交流变频调速无链 双驱动电牵引采煤机.总装机功率 930kW，机面高度 1535mm，适用于采高 1.803.76m，煤层倾角40的中厚煤层综采工作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大,不过于松软,煤质硬或中硬,能截割一定的矸石夹层.工作面长度以 150200m 为宜。1.1.3 选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计1) 摇臂处其动力通过两级直齿圆柱齿轮减速和两级行星齿轮减速
5、传给输出轴，再由方法兰驱动滚筒旋转，摇臂减速箱设有离合装置、冷却装置、润滑装置、喷雾降尘装置等，摇臂减速箱壳体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接，摇臂和滚筒之间采用方榫连接。2) 截割部的机械传动截割电机的空心轴通过扭矩轴花键与一轴轴齿轮连接，将动力传入摇臂减速箱，在通过二级圆柱直齿齿轮和三级惰轮组传递到二级行星减速器，末级的行星减速器的行星架出轴渐开线花键连接驱动滚筒。3) 摇臂传动系统图中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 4 页 1.1.4 牵引行走部牵引行走部包括固定箱和型走箱两大部分组成。固定箱内有三级直齿传动和一级行星传动。行走箱内有驱动轮、行走轮和导向滑靴。牵引电
6、机输出的动力经过减速后，传到行走箱的行走轮，与刮板输送机销轨相啮合，使采煤机行走。导向滑靴通过销轨对采煤机进行导向，保证行走轮与销轨正常啮合。为使采煤机能在较大倾角条件下安全工作，在固定箱内设有液压制动器，能可靠防滑。该牵引行走部有如下特点：1) 采用销轨牵引，承载能力大，导向好，拆装、维修方便；2) 采用双浮动、四行星轮行星减速机构，轴承寿命和齿轮的强度裕度大，可靠性高； 3) 导向滑靴回转中心与行走轮中心同轴，保证行走轮与销轨的正常啮合。牵引行走部的传动系统图如下；中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 5 页 1.1.5 截割部、行走部电机的选用截割部：选取型号为 YBCS
7、3400(A)的矿用隔爆型三相交流异步电动机。行走部：选取型号为 YB280M-4 的矿用隔爆型三相交流异步电动机。1.1.6 摇臂减速箱有壳体、一轴、第一级减速惰轮组、二轴、第二级惰轮组、中心齿轴轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器、中心水路、离合器等组成。1.2 采煤机的概况1.2.1 采煤机的类型采煤机有不同的分类方法，按工作机构可分为滚筒式、钻削式和中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 6 页 链式采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引和电牵引；按工作机构位置可分为额面式和侧面式；还可以按层厚、倾角来进行分类。1.2.2 采煤
8、机的主要组成电动机是采煤机的动力部分，它通过两端出轴驱动滚筒和牵引部。牵引部通过其主动轮与固定在工作面前方的轨道相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此牵引部是采煤机的行走机构；左、右截割部减速箱将电动机的动力经齿轮减速传到摇臂的齿轮，以驱动滚筒；滚筒式采煤机直接进行落煤和装煤的机构，称为采煤机的工作机构。滚筒上焊接有端盘及螺旋叶片，其上装有截煤用的截齿，由螺旋叶片将落下的煤装到刮板输送机种，为了提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒侧装有弧形挡煤板，它可以根据不同的采煤方向来回翻转 180；底托架用来固定整个采煤机，底托架内的调高油缸用来使摇臂升降，以调整采煤机的采高；采煤机的电缆和供水管靠托缆装置来夹持，
9、并由采煤机托着在工作面输送机的电缆槽中移动；电气控制箱内装有各种电控元件，以实现各种控制及电气保护；为降低电动机和牵引部的温度来提供喷雾降尘用水，采煤机上还设有专门的供水系统和内喷雾系统。1.2.3 滚筒采煤机的工作原理单滚筒采煤机的滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下来的煤不经机身下部运走，从而可降低采煤机机面高度，单滚筒采煤机上行工作时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将弧形挡煤板翻转 180；接着，机器下行工作，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移工作面输送机。这种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法叫单向采煤机；双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶
10、部煤，后滚筒割底部煤，因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进二刀，这种采煤法称为双向采煤法；必须指出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 7 页 逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象地归结为“左转左旋，右转右旋” ，即人站在采空区侧从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。1.2.4 采煤机的进刀方法1) 端部斜切法2) 中部斜切法3) 正切进刀法1.3 采煤机的发展趋势电牵引
11、采煤机仍然是采煤机的发展方向，液压牵引采煤机制造进度高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性则较低。德国 Eickhoff 公司于 1976 年制造出了世界上第一台电牵引采煤机，在随后的 20 年中，美国、日本、法国、英国等都大力研制并发展了电牵引采煤机。电牵引采煤机具有良好的牵引特性、可用于大倾角煤层、运行可靠、适用寿命长、反应灵敏、动态特性好、效率高、结构简单、有完善的检测和显示系统。因此，电牵引采煤机是今后的发展方向，近年来综采高产高效的世界记录都是由电牵引采煤机创造的。2 设计过程2.1 整机功率的安排设计机型的总装机功率为 900KW，其中左右摇臂处各设一个功率为4
12、00KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为55KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一个功率为 20KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机 。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 8 页 2.2 摇臂减速器传动比的安排根据采煤机械手册，总装机功率在 900KW 左右的重型采煤机滚筒的转速没有一个确定的数值，只要在 2035r/min 之间都可以满足所需的要求，再根据摇臂减速箱的结构安排，参考西安煤矿机械厂的MG400/930-WD 型交流电牵引采煤机选取总的传动比为 53，当电机的转速为 1470r/min 时，滚筒的转速为：n=14
13、7053=27.73符合要求2.3 摇臂减速箱的具体结构2.3.1 壳体采取直摇臂形式，用 ZG25Mn 材料铸造成整体，并在壳体内腔壳体表面设置有八组冷却水管；2.3.2 一轴 轴齿轮、轴承、端盖、密封座、铜套、密封件等组成，与截割电机空心轴以花键轴联接的扭矩轴通过INT/ET16Z5m30p6H/6h 花键与一轴轴齿轮相联；2.3.3 第一级减速惰轮组 齿轮、轴承、距离垫、挡圈组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体；2.3.4 二轴轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成；中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 9 页 2.3.5 第二级减速惰轮由齿轮、轴承、挡圈、垫
14、等组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体；2.3.6 中心齿轮组由轴齿轮、太阳轮、两个轴承座、两个 NCF2940V 轴承和四个骨架油封等组成，太阳轮通过花键与轴齿轮相联并将动力传给第一级行星减速器；2.3.7 第一级行星减速器内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、两个距离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动，行星架靠两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙，因而行星架径向也有一定的浮动量；2.3.8 第二级行星减速器行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮的两个轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材料和密封件组成，该行星减速器为四行星轮结构，太阳
15、轮浮动，行星架一端通过轴承 HM266449/HM266410 和轴承座支承与壳体上，另一端通过轴承 M268749/M268710 支承与轴承杯上，轴承杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体；2.3.9 中心水路有水管和一些接头组成；中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 10 页 2.3.10 离合器离合手把、压盖、转盘、推杆轴、扭矩轴等组成。2.4 各轴的转速一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以 min/1470rn二轴的转速： i/10298/42rn中心轮组的转速： in/57.64/23第二级行星减速器太阳轮的转速： min/584.1293.4r2.5 各轴的功率一
16、轴齿轮的功率： kwP04.392.041二轴齿轮的功率： 767.392中心轮组的功率： k915.6第二级行星减速器太阳轮的功率： wP86.39.0.97015.34 2.6 截割部齿轮的设计计算2.6.1 第一级减速圆柱直齿轮的设计计算1) 选择齿轮材料中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 11 页 查机械手册：小齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质惰轮选用 20CrMnTi 调质大齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质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 vt=(0.0130.022) n1 1 估计圆3/nP周速度 vt=17.15m/s,参考机械
17、设计工程学中的表 8-14，表 8-15选取小轮分度圆直径 d1,查机械手册得 3 2112HEd ZKT齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为对称布置，取 =0.4d小轮齿数 Z1 在推荐值 2040 中选 Z1=28大轮齿数 Z2 Z2=iZ1=1.4328=40.04 圆整取 Z2=40齿数比 u= Z2/ Z1=40/28传动比误差u/u u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001 误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩 T1 由公式得 T1=9550P/n=9550392.04/1470=2546.926KNm载荷系数 K 由公式得 KVA使用系数 查表得 =2A动载荷系数 查表
18、得 =1.3VV齿向载荷分布系数 查表得 =1K齿间载荷分配系数 由公式及 =0 得 = = cos12.3812Z= 40.中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 12 页 =1.68查表并插值得 =1.1K则载荷系数 的初值 =tt KVA=2.01.311.1=2.86弹性系数 查表得 =189.8EZE2/mN节点影响系数 查表得（=0，x 1=0.2568、x 2=0.2529） =2.4H HZ重合度系数 查表得（ ） =1.0 0Z许用接触应力 由公式得HHWNHS/lim接触疲劳极限应力 查图得 =1650N/mm221limkun1li=1300 N/mm22l
19、imH应力循环次数由公式得：N 1=60njLh=6014701(243008)=5.08109N2=N1/u=5.08109/1.428=3.56109则查表得接触强度的寿命系数 、 （不允许有点蚀）1NZ1= =11硬化系数 查表及说明得WZ=1W按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度 =1.251.3 取HSminHS=1.2则 =165011/1.21H中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 13 页 =1375 N/mm2=130011/1.22H=1083 N/mm2d1的设计初值 d1t为3 21083.4.948.14.025698 t223.578mm齿轮模数
20、 m m=d1t/Z1=223.578/28=7.89查表取 m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值 =Z1mtd=288=224mm圆周速 v23.1760/4ndt与估计值 vt=17.15m/s 很相近，对 值影响不大，不必修正VKVK= t=1.3,VK86.t小齿轮分度圆直径 241td大齿轮分度圆直径 302mZ中心矩 274821a齿宽 mdbt 93.0min1大齿轮齿宽 82小齿轮齿宽 1中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 14 页 3) 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮组由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相
21、同都取 8，惰轮的齿数按推荐值取 ，变位系数取39Z惰 轮 1，也采用圆柱直齿渐开线齿形。0.27x惰 轮 14) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式FSFFYmbdKT1齿形系数 查表得 小轮 2.3Y1大轮 2.22F应力修正系数 查表得 小轮 =1.725S 1SY大轮 =1.7552重合度系数 由公式 Y=0.7.5/168+2.许用弯曲应力 由式 FFXNFSY/lim弯曲疲劳极限 查表得 =1100N/mm2lim1li=660 N/mm22limF弯曲寿命系数 查表得 = =1NY1NY尺寸系数 查表得 =1XX安全系数 查表得 =1.6FSFS中国矿业大学 2007 届本科生毕业设
22、计（论文） 第 15 页 则 =110011/1.6=687.5FXNFSY/111lim66011/1.6=412.5222li故 287.96 N/mm27.025.13840596.1F 1F193.16N/mm2322所以齿根弯曲强度足够5) 其他尺寸的计算已知参数：o1221m=8Z=4039=0h 1.c0.5ddm2x6.7Zx 惰 轮 1惰 轮 1惰 轮， ， ， ， ， ， ， .，计算参数：啮合角 按如下公式计算12tanxinvivZ中心矩变动系数 按如下公式计算y12cos1Zy中心矩 按如下公式计算aaym齿高变动系数 按如下公式计算yx齿顶高 按如下公式计算hhy齿
23、根高 按如下公式计算 =（ + -x）mf fc齿全高 =（2 + - ）mcy齿顶圆直径 =d12dh齿根圆直径 =d1-2ff一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 =23o中心矩变动系数 =0.5025y中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 16 页 中心矩 =272.02mma齿高变动系数 =0.0243y齿顶高 h19.86m9.7h惰 轮齿根高 f7584f惰 轮齿全高 1.01.0m惰 轮齿顶圆直径 d123.31.9d惰 轮齿根圆直径 =208.10mm ff 26f惰 轮大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 = 2153o中心矩
24、变动系数 = 0.4963y中心矩 = 319.97mma齿高变动系数 = 0.0266齿顶高 h29.81m9.7h惰 轮齿根高 f784f惰 轮齿全高 2.1.m惰 轮齿顶圆直径 d239.631.9d惰 轮齿根圆直径 = 304.22mm ff 26f惰 轮注：其他的大、小齿轮参数一样。6) 结构设计小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接，中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 17 页 大齿轮的结构：中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 18 页 第一级惰轮的结构：中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计
25、（论文） 第 19 页 2.6.2 第二级减速圆柱直齿轮的设计计算1) 选择齿轮材料查机械手册：小齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质大齿轮选用 18Cr2Ni4WA 调质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 vt=(0.0130.022) 估计圆32/nP中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 20 页 周速度 =14.26m/s,参考机械设计工程学中的表 8-14，表 8-15tv选取齿轮的公差组为 7 级小轮分度圆直径 d1,查机械手册得 3 2312HEd ZKT齿宽系数 查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取 =0.3d小轮齿数 Z3 在推荐值 2040
26、 中选 Z3=27大轮齿数 Z4 Z4=iZ3=1.4527=39.15 圆整取 Z4=40齿数比 u= Z2/ Z1=40/27传动比误差u/u u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020 误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩 T3 由公式得 T3=9550P/n3=9550376.476/1029=3494.019KNmm载荷系数 K 由公式得 KVA使用系数 查表得 =2.2A动载荷系数 查表得 =1.4VV齿向载荷分布系数 查表得 =1.08K齿间载荷分配系数 由公式及 =0 得 = = cos12.3812Z= 407.=1.68查表并插值得 =1.1K则载荷系数 的初值
27、 =tt KVA中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 21 页 =2.21.41.081.1=3.65弹性系数 查表得 =189.8EZE2/mN节点影响系数 查表得（=0，x 3=0.2662、x 4=0.2611） =2.35H HZ重合度系数 查表得（ ） =0.856 0Z许用接触应力 由公式得HHWNHS/lim接触疲劳极限应力 查图得 =1650N/mm221limkun3li=1300 N/mm24limH应力循环次数由公式得：N 3=60njLh=6010291(243008)=3.56109N4=N3/u=3.56109/1.48=2.41109则查表得接触强
28、度的寿命系数 、 （不允许有点蚀）3NZ4= =11硬化系数 查表及说明得WZ=1W按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度 =1.251.3 取HSminHS=1.2则 =165011/1.23H=1375 N/mm2=130011/1.24=1083 N/mm2D3的设计初值 d3t为中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 22 页 3 2108356.2.948.1.09652 td267.46mm齿轮模数 m m=d3t/Z3=267.46/27=9.906查表取 m=10小齿轮分度圆直径的参数圆整值 =Z3mtd=2710=270mm圆周速 v54.160/2973nd
29、t与估计值 vt=14.26m/s 很相近，对 值影响不大，不必修正VKVK= t=1.4,VK6.3t小齿轮分度圆直径 mm270td大齿轮分度圆直径 mm414mZ中心矩 ma3520721 齿宽 dbt 813.0min3考虑到受内部花键的影响取大齿轮齿宽 mm14小齿轮齿宽 mm03b3) 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加二级惰轮组由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取 10，惰轮的齿数按推荐值取 ，变位系数取3Z惰 轮 1中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 23 页 ，也采用圆柱直齿渐开线齿形。0.263x惰 轮 1
30、4) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式FSFFYmbdKT3齿形系数 查表得 小轮 2.1Y1大轮 2.0632F应力修正系数 查表得 小轮 =1.85S 1SY大轮 =1.8552重合度系数 由公式 Y=0.7.5/168+2.许用弯曲应力 由式 FFXNFSY/lim弯曲疲劳极限 查表得 =1100N/mm2lim3li=660 N/mm24limF弯曲寿命系数 查表得 = =1NY3NY尺寸系数 查表得 =1XX安全系数 查表得 =1.6FSFS则 =110011/1.6=687.5XNY/333lim66011/1.6=412.5FF444li中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论
31、文） 第 24 页 故 241.44N/mm27.081.20713465.23F 1F164.99N/mm25634所以齿根弯曲强度足够5) 其他尺寸的计算已知参数：o3423m=10Z7=03=0h 1.c.25ddmx6.6Zx 惰 轮 惰 轮 1惰 轮， ， ， ， ， ， ， .1，计算参数：啮合角 按如下公式计算12tanxinvivZ中心矩变动系数 按如下公式计算y12cos1Zy中心矩 按如下公式计算aaym齿高变动系数 按如下公式计算yx齿顶高 按如下公式计算hhy齿根高 按如下公式计算 =（ + -x）mf fc齿全高 =（2 + - ）mcy齿顶圆直径 =d12dh齿根圆
32、直径 =d1-2ff二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 =28o中心矩变动系数 = 0.5069y中心矩 = 305.06mma齿高变动系数 = 0.0229齿顶高 h12.43m12.40mh惰 轮中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 25 页 齿根高 fh17.95m9.84fh惰 轮齿全高 20382m惰 轮齿顶圆直径 d1.635.0d惰 轮齿根圆直径 = 254.10mm ff 12f惰 轮第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 = 21o中心矩变动系数 = 0.4926y中心矩 = 334.926mma齿高变动系数 = 0.03
33、46齿顶高 h9.7m惰 轮齿根高 f 84f惰 轮齿全高 1.惰 轮齿顶圆直径 d3.9惰 轮齿根圆直径 f 26mf惰 轮中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 = 3o中心矩变动系数 = 0.5055y中心矩 = 370.055mma齿高变动系数 = 0.0192齿顶高 h412.m12.40mh惰 轮齿根高 f9898f惰 轮齿全高 1.3.惰 轮齿顶圆直径 d142.354.0d惰 轮中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 26 页 齿根圆直径 = 380.22mm fd1f 310.2mfd惰 轮注：其他的大、小齿轮参数一样。6) 结构设计小齿轮的结构
34、设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接，二轴齿轮中心轮组齿轮结构：中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 27 页 第二级惰轮的结构：中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 28 页 2.6.3 第一级行星减速器的设计计算1) 选择行星传动的类型为 2K-HA。2) 选择齿轮的材料及热处理太阳轮和行星轮均选用 18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮aHRC=60;行星轮 Ghrc=58。内齿圈 b 选用 40Cr 调质，硬度为 HB=256。3) 此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为 8-7-7，齿面光洁度为 7。4
35、) 采用太阳轮 a 浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数 KP的数值取为：K PH=1.1（计算接触强度时） ；K PF=1.15（计算弯曲强度时）中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 29 页 5) 行星轮个数的确定：由公式 得， =1-biHiaba1Hiibaa15.36=-4.36， ，由此查表得取行星轮的个数为 np=3.36.4biHa6) 确定各轮的齿数 Za 、Z g 、 Zb: 36.41.5ipZibabba首先试选太阳轮 a 的齿数 Za=19,则 Z b=pZa=4.3619=82.84同时考虑“转配条件” ，故取 Zb=83,即Enpb3419
36、8e中心齿轮圆整后数 ,其传动误差i 甚少，仅为368.419abZ0.2%，对动力传动完全合用；其次计算行星轮 g 的名义吃数值 3129abgZ取 ，选取高变位齿轮传动，所以0g7) 强度计算a) 外齿轮副 a-g 的强度计算A. 计算中心距 wa根据公式 式中各参数的数值3121uKTZudHE计算如下：齿数比 63.19agZ齿宽系数 查表取为：d7.01adb材料系数 ZE 查表取 ZE=189.8节点啮合系数 ZH 查表得 ZH=2.5转矩 T1 根据公式 pPanK6105.9中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计（论文） 第 30 页 =9.55106 31.57.94=2.02106 Nmm载荷系数 HVAK工作情况系数 KA查表得 K A=1动载荷系数 查表得 =1.3VV载荷分布系数 HbH1查表得 ，2.1b84.0故 6HK51.6.3许用接触应力 按下式计算：H（N/mm 2）VRNOHZS齿轮材料的接触疲劳强度极限 查表有 =23HRCoHoH对太阳轮 a =2360=1380（N/mm 2）oH对行星轮 g =2358=1334（N/mm 2）安全系数 取为 =1.2HSHS齿面光洁度系数 =1.0RZ速度系数 =1V接触寿命系数 60N其中应力循环系数 =30HB2.40对太阳轮 a =306142.4=1.47108
