1、 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 1 页1 绪论2 MG300/700WD 型采煤机2.1 概述 MG300/700WD 无链电牵引采煤机，装机总功率 700KW，截割功率 2 300KW，牵引功率 2 40KW，调高电机功率 18.5KW，采用开关磁阻电机调速系统来控制采煤机牵引速度。MG300/700WD 无链电牵引采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通过牵引机构为采煤机提供 520KN 的 牵引力，中间控制箱装有调高油缸，电控、变压器、水阀，每个主要部件可以从老塘侧
2、抽出，易维修，易更换。2.2 主要用途及适用范围MG300/700WD 无链电牵引采煤机一般适用于中厚煤层的开采，倾角小于 35 度，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。2.3 型号的组成及其代表的含义2.4 使用环境条件1、可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。2、海拔高度小于 200m。3、周围介质温度不超过40 摄氏度、不低于-10 摄氏度。中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 2 页4、环境温度为25 摄氏度时，周围空气湿度不大于 97。5、周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。3 MG300/70
3、0WD 型采煤机截割部的设计3.1 截割部概述截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。本次设计主要的工作是MG300/700-WD 采煤机截割部齿轮传动的设计。3.2 截割部传动总体方案3.2.1 设计总则1、煤矿生产，安全第一；2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求；3、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；4、技术比较先进，在一般设计中进行改进，要求性能和寿命能有显著的提高。3.2.2 已知条件1. 采高范围 1.8m4.0m；2. 煤层倾角 ；353.
4、截割功率 ；20KW4. 滚筒转速 9.4r/min;.6r/i;38.r/min;5. 摇臂形式采用整体，左右可互换直摇臂；6. 摇臂摆角： （设计后有所调整）.19.上 摆 ： ； 下 摆 ： ；7. 设计寿命：5000h。3.2.3 摇臂传动方案的确定参考以前 MG300/700WD 型采煤机摇臂的设计，采用变换齿轮的方式实现滚筒在三个速度间变换的要求。总体传动方案如图 3-1。传动路线经过五级减速，其中含有二级行星齿轮传动，通过改变工作面侧的两个齿轮实现三个速度的变化。创新点：采用两级行星传动左右可互换摇臂主要目的：1. 减小行星头尺寸，可以装较小的滚筒，截割更硬的煤层；2. 减小摇臂
5、整体尺寸使其质量更轻，刚性更好，过煤量更大；中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 3 页3. 左右摇臂互换，减少了摇臂的备用量。图 3-1 摇臂传动系统图3.2.4 计算传动效率1. 各传动件的效率为： 1234710.92873.46050.9） 花 键 效 率 （ 个 ） ；） 滚 动 轴 承 效 率 对 ；） 圆 柱 直 齿 轮 效 率 ；） 行 星 齿 轮 传 动 效 率 ；） 搅 油 效 率 ；762134576280.980总 3.2.5 传动比的分配及配齿情况采煤机摇臂传动齿轮传动比的分配与一般减速器传动比的分配有所不同，摇臂要求所有大齿轮尽量的一样大，这样设计出的摇臂才
6、能紧凑小巧，根据以上原则齿轮的齿数与模数定为表 3-1 中所列的参数。输出转速与要求滚筒转速的误差计算： 129.4.36% 0 236.05 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 4 页38.4 10 误差较小符合要求。表 3-1 齿轮参数表3.3 截割部传动系统齿轮的校核计算3.3.1 概述滚筒截割到硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击载荷，而且截割部工作的环境相当差，所以截割部齿轮的校核计算均按照驱动电机的额定全功率验算。3.3.2 截一齿轮，惰一齿轮，截二大齿轮校核计算渐开线直齿的设计与校核参考机械工程学 I （王洪欣等著，中国矿业大学出版社出版）和现代机械传动手册 （现代机械传动手
7、册编辑委员会 编） ，校核过程中的系数均从上述两本书中查取。Z1 与 Z2 啮合参数及强度计算计算依据及计算过程 重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用 30CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达 5862HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度 6 级。齿轮 2 为惰轮，其受到循环弯曲应力，所以上述齿轮 2 的试验齿根弯曲疲劳极限乘了一个修正系数 0.8。2、几何尺寸计算： 128;5;3;mzlim12li450MPa8HF120m8d中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计
8、第 5 页分度圆直径： ；dmz齿顶圆直径： ；*2()aahxy齿根圆直径： ；f c其中： 1， 0.25；*ahc二啮合要素的验算：1 和 2 的重合度 ；12（1）顶圆齿形曲率半径： ；22()abd；22160cos()()22298()()12sin;gat（其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度： ；12co3.679cos0s1482ngmt（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击负载。设计时间按 T20000h1200000min 计算。 （1） 圆周速度 3.142086dnv（2）确定计算
9、负载名义转矩： 309514pT名义圆周力： 120962tFd（3）应力循环次数 Na126m9ad1206fd153.2m6793.g12.415.49m/stv36NTA190tF236t中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 6 页148012NntA925.763u（4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数 ak2）动负载荷系数 v3）齿向载荷分布系数 k4）齿间载荷分布系数 ；（ ）12.43则载荷系数 K 的初值 ，ttAvtkk5）弹性系数 EZ6）节点影响系数 H22coscos0ininbtHtz 7）重合度系数 Z41.433z0.750.75.2.
10、2Y齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数 F9）应力修正系数 sY10）重合度系数 0.257/91.70N21.75akv.0k12.3t89.MPEZa12.5HZ0.9374Y12.654F12.965sY0.74中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 7 页计算接触应力的基本值 H0H01tEFuZdbAA01 93601.42.589.02H01 .8接触应力： 0AvtkH159.21.75.0164弯曲应力基本值： 0tFFSYbmA012936.5190.741.8.4F齿根弯曲应力 0FAvtFk1287.6951.0.43F确定计算许用接触应力 时的各种系数HP1）
11、寿命系数 NTZ2）润滑系数 L3）速度系数 vH01H0259.MPa6.4H1287.05MPa3601287.69Pa4.3MF1285.30Pa7F12NTZL1vZ0.9Rw中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 8 页4）粗糙度系数 RZ5）工作硬化系数 w6）尺寸系数 x许用接触应力 HPLimNTLvRwxZZAA123501.91接触强度安全系数HPS12587.036.HS确定计算许用弯曲应力 时的各种系数Fp1）寿命系数 NTY2）齿根表面状况系数 RrelT3）尺寸系数 1.05xm许用弯曲应力 Fp180.910.7HLimNTRrelxFpYA2 9齿根弯曲强
12、度安全系数FpS1xZ125MPaHP12.4.65HS120.9NTY.RrelT097xY15.4MPaFp263中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 9 页12705.3846.FS 123.8.FSZ2 与 Z3 啮合参数及强度计算计算依据及计算过程 重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用 30CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达 5661HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度 6 级。2、几何尺寸计算： 128;35;9;mz分度圆直径： ；dz齿顶圆直径：
13、；*()aamhxy齿根圆直径： ；2f c其中： 1， 0.25；*ahc二啮合要素的验算：2 和 3 的重合度 23（1）顶圆齿形曲率半径： 22()abd2229680cos()()22343()()12sin;gat（其中正号为外啮合，负号为内啮合）lim31450MPaHF2380md239648ad2310mf267.9m35.19.2g中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 10 页端面重合度： ；23cos39.52cos01468ngmt（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间
14、按 T20000h1200000min 计算。 （2） 圆周速度 3.14682.600dnv（2）确定计算负载名义转矩： 309514pTn名义圆周力： 3120962tFd（3）应力循环次数 Na9135.76nu（4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数 ak2）动负载荷系数 v3）齿向载荷分布系数 k4）齿间载荷分布系数 ；（ ）231.67则载荷系数 K 的初值 ，ttAvtkk5）弹性系数 EZ6）节点影响系数 H22coscos0ininbtHtz231.6717.38m/stv96N/T310tF93.51.7ak5v.0k1.23tk89.MPaEZ32.5H
15、Z中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 11 页7）重合度系数 Z41.673z0.50.5.2.2Y齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数 F9）应力修正系数 sY计算接触应力的基本值 H0H01tEFuZdbAA03 93601.22.589.0接触应力： H0Avtk354.91.75.01弯曲应力基本值： 0tFFSYbmA31962.510.691.8齿根弯曲应力 0FAvtFk375.0确定计算许用接触应力 时的各种系数HP0.8Z69Y32.5FY16sH0354.9MPaH3790Pa0379.1MPaF36.aF中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 12 页7
16、）寿命系数 NTZ8）润滑系数 L9）速度系数 v10） 粗糙度系数 RZ11） 工作硬化系数 w12） 尺寸系数 x许用接触应力 HPLimNTLvRwxZZAA3150.91接触强度安全系数HPS3125790确定计算许用弯曲应力 时的各种系数Fp4）寿命系数 NTY5）齿根表面状况系数 RrelT6）尺寸系数 1.05xm许用弯曲应力 Fp380.910.7HLimNTRrelxFpYA齿根弯曲强度安全系数31NTZLv0.9RZ1w.6x3125MPaHP31.54HS30.9NTY1Rrel.7x3705.84FpMPa中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 13 页FpS37
17、05.8416F34.2FS3.3.3 变速齿轮校核计算说明：本校核只计算传动比最大的一对齿轮，这对齿轮也是这三对中受力最大的一对。Z4 与 Z5 啮合参数及强度计算计算依据及计算过程 重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用 30CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达 5862HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度 6 级。齿轮 2 为惰轮，其受到循环弯曲应力，所以上述参数中齿轮2 的试验齿轮齿根弯曲疲劳极限乘了一个修正系数 0.8。2、变位系数的选取及几何尺寸计算：标准中心距
18、；取 270；45026.zaAa啮合角 ； 45coscscos0.92437变位系数 ； 455)2tanivixZ中心距变动系数 ； 6.9ym齿顶降低系数 ； 0.3.5x分配变位系数：；取450.3;.2;x97mz分度圆直径： ；dz齿顶圆直径： ；*2()aamhxylim45li10MPaHF452.78x0.y3245198m3d中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 14 页齿根圆直径： ；*2()fadmhcx其中： 1， 0.25；*ahc二啮合要素的验算：4 和 5 的重合度 ；45（1）顶圆齿形曲率半径： 22()abd2240.819cos0()()2253
19、.63()()12(sin;gat（其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度： ；45co50.2coss314690ngmt（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按 T20000h1200000min 计算。 （3） 圆周速度 3.1498275.600dnv（2）确定计算负载名义转矩： 31.9pT名义圆周力： 22458tFd（3）应力循环次数 Na4175.90ntA4520.8m36ad451.97fd459.67m8350.2g451.913.2m/stv45.N/T68F521.t9
20、430中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 15 页945251.307nNu（4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数 ak2）动负载荷系数 v3）齿向载荷分布系数 k4）齿间载荷分布系数 ；（ ）12.9则载荷系数 K 的初值 ，ttAvtkk5）弹性系数 EZ6）节点影响系数 H22coscos0.478ininbtHtz 7）重合度系数 Z41.93z齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数 FY9）应力修正系数 s10）重合度系数 0.257/计算接触应力的基本值 HH01tEFuZdbAA950.1N.7ak15v.0k2.13t89.MPaEZ452.3HZ
21、0.837452.FY4517.6s0Y中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 16 页H04 2681.2.3189.03790.05 . .接触应力： H0Avtk452.1.75.01H389弯曲应力基本值： 0tFFSYbmA0452681.35.710635.9.F齿根弯曲应力 0FAvtFk456.317.2051.F确定计算许用接触应力 时的各种系数HP13） 寿命系数 NTZ14） 润滑系数 L15） 速度系数 v16） 粗糙度系数 RZ17） 工作硬化系数 wH04H052.MPa387.9H45730.MPa60456.3Pa.1MF4512.67PaF451NTZL
22、vZ0.9R1w中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 17 页18） 尺寸系数 xZ许用接触应力 HPLimNTLvRwxZAA45130.91接触强度安全系数HPS4512730.6.HS确定计算许用弯曲应力 时的各种系数Fp8）寿命系数 NTY9）齿根表面状况系数 RrelT10） 尺寸系数 1.05xm许用弯曲应力 Fp480.920.6HLimNTRrelxFpYA5齿根弯曲强度安全系数FpS1xZ452HP451.62.HS450.8NTY.92RrelT06xY49.5MPaFp520中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 18 页459.1267.0FS 4531F
23、S3.3.4 截三轴小齿轮，惰二轴齿轮，惰三轴齿轮，截四轴齿轮校核计算Z6 与 Z7 啮合参数及强度计算计算依据及计算过程 重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用 30CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达 5862HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度 6 级。2、几何尺寸计算： 669;7;3;mz分度圆直径： ；dz齿顶圆直径： ；*2()aamhxy齿根圆直径： ；f c其中： 1， 0.25；*ahc二啮合要素的验算：1 和 2 的重合度 ；23（1）顶圆齿形曲率半径：
24、 ；22()abd；226143cos0()()；227597()()67sin;gatlim1450MPaHF67243m9d67135ad6720.4mf63.205m7.43.892g中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 19 页（其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度： ；67cos43.892cos016ngmt（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按 T20000h1200000min 计算。 （4） 圆周速度 63.142758.600dnv（2）确定计算负载名义转矩： 6
25、309758.26pTn名义圆周力： 204tFd（3）应力循环次数 Na6758.610ntA7293u（4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数 ak2）动负载荷系数 v3）齿向载荷分布系数 k4）齿间载荷分布系数 ；（ ）671.5则载荷系数 K 的初值 ，kttAvtk5）弹性系数 EZ6）节点影响系数 H671.59.647m/stv38.N/T109tF86.74510N.ak10v.5k2.013tk89EZ中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 20 页22coscos0ininbtHtz 7）重合度系数 Z41.653z0.70.7.25.2Y齿根弯曲疲
26、劳强度计算各系数8）齿形系数 F9）应力修正系数 sY10）重合度系数 0.257/计算接触应力的基本值 HH0 1tEFuZdbAA06 3098.212.5189.057H07 1.接触应力： 0AvtkH61.751.0.74弯曲应力基本值： 0tFFSYbmA672.5HZ0.85Z.7Y672.05F671.3sY0.5H06H071.MPa58.H678.MPa25中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 21 页06731982.60.7513F齿根弯曲应力 0FAvtFk6792.15.10.45F确定计算许用接触应力 时的各种系数HP19） 寿命系数 NTZ20） 润滑系
27、数 L21） 速度系数 v22） 粗糙度系数 RZ23） 工作硬化系数 w24） 尺寸系数 x许用接触应力 HPLimNTLvRwxZZAA671350.91接触强度安全系数HPS6712580.HS06792.1MPa.4F67194.Pa5MF671NTZL1vZ0.9Rw1xZ6725MPaHP671.92.HS中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 22 页确定计算许用弯曲应力 时的各种系数Fp11） 寿命系数 NTY12） 齿根表面状况系数 RrelT13） 尺寸系数 1.05xm许用弯曲应力 Fp680.910.7pHLimNTRrelxFYA7 9p齿根弯曲强度安全系数Fp
28、S6705.38419.FS670.9NTY.2RrelT096xY675.4MPaFp3673.2.9FSZ8 与 Z9 啮合参数及强度计算计算依据及计算过程 重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用 30CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达 5862HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度 6 级。2、几何尺寸计算： 89;31;mz分度圆直径： ；dz齿顶圆直径： ；*2()aamhxylim1450MPaHF8927m351d中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 2
29、3 页齿根圆直径： ；*2()fadmhcx其中： 1， 0.25；*ahc二啮合要素的验算：1 和 2 的重合度 ；23（1）顶圆齿形曲率半径： ；22()abd；22897cos0()()2293651()()89sin;gat（其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；89cos4.75cos031692nmt（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按 T20000h1200000min 计算。 圆周速度 83.1427960.60dnv（2）确定计算负载名义转矩： 6350.7pTn名义圆
30、周力： 204629tFd（3）应力循环次数 Na86.710ntA8927m36ad895.2fd869.7m92.4.75g891.69.647m/stv3.N/T1098tF887.中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 24 页889317.09Nu（4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数 ak2）动负载荷系数 v3）齿向载荷分布系数 4）齿间载荷分布系数 ；（ ）k671.5则载荷系数 K 的初值 ，ttAvtk5）弹性系数 EZ6）节点影响系数 H22coscos0ininbtHtz 7）重合度系数 Z41.683z0.750.75.2.2Y齿根弯曲疲劳强度
31、计算各系数8）齿形系数 F9）应力修正系数 sY10）重合度系数 0.257/计算接触应力的基本值 H896.210N.75ak10v.k2.013t89.MPaEZ892.5HZ0.879Z.6Y892.50F871.63sY0.9中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 25 页H0 1tEFuZdbAA08 3098.12.519.08527H09 1.接触应力： 0AvtkH8574.61.5.012弯曲应力基本值： 0tFFSYbmA089312.51630.917F齿根弯曲应力 0FAvtFk89.715.01.2F确定计算许用接触应力 时的各种系数HP25） 寿命系数 NTZ
32、26） 润滑系数 L27） 速度系数 v28） 粗糙度系数 RZH08H09574.6MPa12.H8916.MPa72089.7Pa1.2MF89164.Pa2F891NTZLvZ0.9R中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 26 页29） 工作硬化系数 wZ30） 尺寸系数 x许用接触应力 HPLimNTLvRwxZZAA891350.91接触强度安全系数HPS891256.7.HS确定计算许用弯曲应力 时的各种系数Fp14） 寿命系数 NTY15） 齿根表面状况系数 RrelT16） 尺寸系数 1.05xm许用弯曲应力 Fp80910.7HLimNTRrelxFpYA9齿根弯曲强
33、度安全系数FpS1wZx89125MPaHP891.5.7HS890.NTY.2RrelT06xY8564.3MPaFp970中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 27 页89564.3170.2FS 893.4.6FS3.3.5 第一级行星传动齿轮校核计算行星轮的设计与校核参考渐开线齿轮行星传动得设计与制造 （渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会著，机械工业出版社出版）其中参数的选择与查取大部分在上书中查出，但有些经过了简化或从设计手册中查取。第一级行星齿轮的设计计算计算步骤及计算根据 重要计算结果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从用 18Cr2Ni4WA，表面
34、渗碳淬火处理，表面硬度为 5661HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限为 limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 limF齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度 6 级。内齿圈材料为 42CrMo，调质处理，硬度为 262302HBS。试验齿轮的接触疲劳极限 limH试验齿轮的弯曲疲劳极限 liF齿形的最终加工为插齿，精度为 7 级。2、确定各主要参数（1）传动比 i4；（2）行星轮数目 np4；（3）载荷不均衡系数 Kp 取 1.5;HPFkK（4）配齿计算 Za 取15;7;49;agbzz（5）齿轮的模数 m 和中心距 a模数 m 取 m8，1()5712822acz取 130;li10li6MP
35、a428Flim123750Pa8HF8m130a中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 28 页（6）计算变位系数1）a-g 传动啮合角 ag128coscscos032.96ag 变位系数()2tan.9620157gagivixzv中心距变动系数 y 138m齿顶降低系数 Axy分配变位系数：因为 0.264.5所以取 ;ag2）g-b 传动啮合角 ag128coscscos032.96gb 变位系数()tan21320497ggbivixzv中心距变动系数 y 8m齿顶降低系数 Axy分配变位系数：因为 0.264.5所以取 ;18gb3、几何尺寸计算2.96ag0.264x.5
36、y014A.26agx2.96gb0.264x.5y014A0.264gbx中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 29 页*2()aafdmzhxycA分 度 圆 直 径齿 顶 圆 直 径齿 根 圆 直 径*cos10.8.425ba基 圆 直 径齿 顶 高 系 数 内 齿 轮顶 隙 系 数 内 齿 轮太阳轮：85120(0.64.1)2cosafbad行星轮：817362(0.14)cosgafgbd内齿轮：84932(0.8264.01)15cosbafbd齿宽 取齿宽为 110mm9Bm4、啮合要素验算（1）a-g 传动端面重合度 ag1）顶圆齿形曲率半径 22()bad2212
37、401.76()598(a120m4.876afbad13m5.762.98gafgbd3.m41628.abfbd10B中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 30 页2）端面啮合长度 12(sin)aatg4.90.13i2.963）重合度 cosagntm3.1s0468co2（2）g-b 传动端面重合度 gb1）顶圆齿形曲率半径2238.36.()()a2）端面啮合长度 23sin)aatg40.95.102.963）合度 cosagbntm37.5s01468co25、齿轮强度校核（1）a-g 传动1）确定计算负荷名义转矩 1.530()()9425.pakTn名义圆周力 20168ttFd2）应力循环次数15./minanri124.9m0a3.1ag1.40ag352.91ma7.ag1.58gb1568NmTA239tF
