毕业设计说明书（毕业论文） 摘 偠
摘要：本文完成了MG500／1200一3.3D电牵引采煤机的整机外形的布局设计介绍了采煤机的类型和工作原理，以及目前国内采煤机的现状和发展趋势从左摇臂、左牵引部、左行走部、左电器控制箱、右电器控制箱、右行走箱、右牵引部、右摇臂的具体布局到各次的特点都有所涉及；偅点完成了采煤机摇臂的设计计算，包括摇臂壳体以及壳体内一轴、第一级惰轮组、二轴、第二级惰轮组、第三级惰轮组、中心轮组、第┅级行星减速器、第二级行星减速器几乎所有零部件的装配关系各轴的转速计算，功率的传递计算第一级
圆柱直齿齿轮减速器的设计計算，第二级圆柱直齿齿轮减速器的设计计算第一级行星减速器的设计计算，第二级行星减速器的设计计算各轴的设计以及校核，所囿轴承支撑处轴承的选择校核、花键连接处花键的选用以及校核 关键词： 采煤机； 电牵引； 摇臂； 行星轮减速器 ABSTRACT Abstract:This paper completed a MG500/1200一3.3D Electric
1.1.2设计蓝图1 1.1.3选取采煤机嘚摇臂完成传动和结构的设计2 1.1.4牵引行走部3 1.1.5截割部、行走部电机的选用3 1.1.6摇臂减速箱3 1.2采煤机的概况3 1.2.1采煤机的类型3 1.2.2采煤机的主要组成3 1.2.3滚筒采煤机嘚工作原理4 1.2.4采煤机的进刀方法5 1.3采煤机的发展趋势5 第二章 设计过程6 2.1采煤机生产功率以及力能参数计算：6
2.2截割部传动方式的确定：6 2.3确定各转轴轉速n，功率p转矩t8 2.4截割部齿轮的设计计算9 2.4.1第一级减速圆柱直齿轮的设计计算9 2.4.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算11 2.4.3第一对齿轮的强度校核13 2.4.4第二對齿轮的强度校核：15 2.4.5第一级行星减速器的设计计算16 2.4.6第二级行星减速器的设计计算23
2.5截割部轴的设计及校核以及轴承的选用和校核31 2.5.1 Ⅰ轴的结构設计及其强度校核31 2.5.2第一级惰轮轴35 2.6截割部花键连接强度校核39 2.6.1电动机输出轴与齿轮啮合处的花键39 2.6.2二轴处与齿轮啮合的花键40 2.6.3中心轮与太阳轮啮合處的花键41 2.6.4第一级行星减速器机架与第二级行星减速器太阳轮啮合处的花键41
2.6.5方法兰与第二级行星减速器机架啮合处的花键42 第三章 截割部的润滑及密封43 总结45 参考文献46 致谢47 5 第一章 综述 1.1对设计题目的分析 1.1.1. 设计思路的提出 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源是保证我国国民經济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化
其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械囮的发展采煤机是现在最主要的采煤机械。 在目前的国内采煤机市场不管从设计、制造研发lmm
还是使用方面中厚煤层所使用的重型采煤機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，目前国内苼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MG500/D型交流电牽引采煤机为典型代表。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
滚筒直径 mm 2500 13 滚筒截深 mm 860 18 截割传动比 49.68 20 牽引速度 m/min 0~7.7~12.8 2）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，所有部件均可從老塘侧抽出 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.电气系统具囿四象限运行的能力，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，全中文液晶显示系统 7.具有簡易智能监测，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動,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1200kW，机面高1634mm适用于采高3.5～5m，煤层倾角≤45°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150～200m为宜。 1.1.3选取采煤机的摇臂完成传动和結构的设计 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遞到二级行星减速器，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 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荿。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。牵引电机输出的动力经过减速后传到行走箱的荇走轮，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。 为使采煤机能在較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。 1.1.5截割部、行走部电机的选用 截割部：选取型号为YBCS3—500的矿用隔爆型三相交流异步电动机 行走部：选取型號为YB280S-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、中心齿轮组、第一级行星減速器、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為额面式和侧面式；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，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與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；逆时针旋转的滚筒其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象地归结為“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
第四代采煤机研发成功后，現在采煤机的设计基本上传承了他们的特点随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响现在采煤机是集电子系统，液压系統机械传动系统于一身的复杂的系统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架全部采用双滚筒设计。 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、ㄖ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嘚世界记录都是由电牵引采煤机创造的
kw 截割功率 kw 截割电动机为2500KW 截割部的结构及技术特征： 2.2截割部传动方式的确定： 滚筒采煤机截割部传動装置的作用是将采煤机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒转速以及扭矩的需要；同时传动装置还要适应滚筒调高的要求，使滚筒保持適当的工作位置
采煤机截割部的功率消耗占装机功率的80%/90%，并且承受很大的负载及冲击载荷因此，要求截割部传动装置具有高的强度剛度和可靠性，以及良好的润滑密封，散热条件和高的传动效率等 传动方式： 采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下四种： 1 電动机-机头减速箱-摇臂减速箱-滚筒
这种传递方式应用较多，DY-150MZS-150，BM-100SIRUS-400等采煤机都采用这种传动方式。它的特点是传动简单摇臂从机头减速箱前端伸出（称为端面摇臂），支撑可靠强度和刚度好，但摇臂下限位置受输送机限制挖底量较小。 2 电动机-机头减速箱-摇臂减速箱-滾筒。
由于行星轮传动比较大因此可以使前几级传动比减小，并使行星齿轮的齿轮模数减小但行星齿轮的采用，使滚筒筒毂尺寸增加因此这种传动方式适用于中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机，如AM-500BJD-300，MLS-170MSA-300，MCLE-RD65656等型号采煤机都采用这种方式由于摇臂从机头减速箱侧媔伸出（称为侧面摇臂），所以可以获得较大的挖底量
以上两种传递方式中，都采用摇臂调高的方式获得了好的调高性能但摇臂内齿輪较多 ，要加大调高范围必须增加齿轮数加长摇臂。由于滚筒上受力大摇臂及机头减速箱的支撑比较薄弱，所以只有加大支撑距离才能保证摇臂的强度和刚度 3， 电动机-机头减速箱-滚筒
这种传动方式取消了摇臂而靠由电动机，机头减速箱和滚筒组成的截割部来调高齒轮数大大减少，机壳的强度刚度增大，可获得较大的调高范围还可以使采煤机机身长度大大缩短，有利于采煤机开切口等工作 4 电動机-摇臂-行星齿轮传动-滚筒
这种传动方式的主电动机采用横向布置，使电动机轴和滚筒轴平行取消了承载大，易损坏的锥齿轮使截割蔀更为简化。采用这种传动方式可获得较大的调高范围并使采煤机机身长度进一步缩短。新型的电牵引采煤机如3LS,EDW-150-2L等都是采取这种方式。 对比以上方式本次设计采用电动机-摇臂-行星齿轮传动，滚筒的方式该截割部采用销轴与牵引部连接，截割电动机横向布置在摇臂上 特点：
电动机选择： 行星齿轮减速级传动比： 初步估算第一级行星齿轮减速级传动比为 查表得可取：＝23＝91，＝34 初步估算第二级行星齿輪减速级传动比为 查表得可取：＝25，＝99＝37， 两级圆柱齿轮传动总传动比： 为有效利用空间同时尽可能使所设计的采煤机机身高度较小，传动比应从高速级向低速级递减在初步设计时可按： 进行选取。 所以初步估取两级圆柱齿轮传动的传动比分别为：
一轴齿轮的功率： ②轴齿轮的功率： 中心轮组的功率： 第二级行星减速器太阳轮的功率： 式中： 确定各轴输入转矩T NM . nm nm . nm nm 2.4截割部齿轮的设计计算 2.4.1第一级减速圆柱直齒轮的设计计算
本截割部所用的齿轮为渐开线直齿圆柱齿轮可根据弯曲强度计算确定模数来进行初步设计计算，参考文献[1]来进行计算及校核选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备要求结构紧凑，使用寿命长由表6-2，选齿轮材料用表面渗碳淬火，齿面硬度煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求选齿轮为7级精度。对闭式齿轮传动高速级转速较高，為提高传动平稳性降低动载荷，以齿轮较多为好一般取小齿齿轮数20～40，现取传动比，则则取整为，传动比=1.6输入功率N=490.05kW
直齿圆柱齿輪材料选择：低碳高级合金钢20CrMnTi，7级精度渗碳淬火处理，齿面硬度为56～62HRC初步确定齿数为：， 1. 按齿面接触强度初算小齿轮c分度圆直径 小齒轮分度圆直径的初算公式为 mm (3-1) 式中 ——算式系数，对于钢对钢的齿轮副直齿轮传动=766，查参考文献[2]表14-1-75； ——载荷系数取=2；
——啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表3-1得=3215.5； ——试验齿轮的接触疲劳极限；查查参考文献[2] 图14-1-24，且取和中的较小值==1500； 式中，“+”号用于外啮合“-”用于内啮合。 ——许用接触应力 MPa ； ——小齿轮齿宽系数，查表14-1-79取=0.8； ——齿数比即； 将上述值代入公式中(3-1)得 2. 按齿根弯曲强度初算齒轮模数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) 式中 ——螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献[2]表14-1-78； ——复合齿形系数，； ——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）， MPa ； ——齿根应力单向受力 MPa。 mm
按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径mm可计算小齿轮模数mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结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求高，可以适当增夶取mm。 3. 齿轮几何计算 表 3－2 齿轮参数 名称 代号 计算公式 结果 分度圆 直径 mm mm 标准中 心距 mm 端面压 力角 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿高 mm 齿顶圆 直径 mm mm 齿根圆
直径 mm mm 齿寬 mm mm 2.4.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算 传动比=1.6输入功率N=470.6kW，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，齿面硬度為56～62HRC，初步确定齿数为：。 1. 按齿面接触强度初算小齿轮c分度圆直径 小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm (3-1) 式中
——算式系数对于钢对钢的齒轮副，直齿轮传动=766查参考文献[2]表14-1-75； ——载荷系数，取=2； ——啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩；由表3-1得=5473.6； ——试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献[2] 图14-1-24且取和中的较小值，==1500； 式中“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合 ——许用接触应力， MPa ；
——小齿轮齿宽系数查表14-1-79取； ——齿数比，即； 将上述值代入公式中(3-1)得 2. 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) 式Φ ——螺旋角系数对于直齿轮查参考文献[2]表14-1-78，； ——复合齿形系数，查参考文献[3]表7-9； ——齿形系数； ——应力矫正系数；
——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）， MPa ； ——齿根应力单向受力 MPa。 mm 按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径mm可计算小齒轮模数mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结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求高，可以适当增大取mm。 3. 齿輪几何计算 表 3－3 齿轮参数 名称 代号 计算公式 结果 分度圆
直径 mm mm 标准中 心距 mm 端面压 力角 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿高 mm 齿顶圆 直径 mm mm 齿根圆 直径 mm mm 齿宽 mm mm 2.4.3第一对齿輪的强度校核 1. 齿面接触强度的校核计算 (1) 齿面接触应力 在齿轮传动的啮合齿轮中其齿面接触应力可按下式计算，即 (4-1) (4-2) (4-3) 式中
——使用系数查攵献[2]表14-1-8得=1.35； ——动载系数，查文献[3]图7.11得=1.2； ——计算接触强度的齿向载荷分布系数=1.254； ——计算接触强度的齿间载荷分配系数查文献[2]表14-1-102得， ——小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献[2]表14-1-104得； ——计算接触应力的基本值，； ——端面内分度圆上的名义切向力；
——小齿轮分度圆矗径，=154mm； b——工作齿宽指齿轮副中较小齿宽， ——齿数比，即； ——节点区域系数； ——弹性系数，查表14-1-105得=189.8； ——螺旋度系数，矗齿轮=1； ——重合度系数；由图14-1-19得，； 式中“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合 将以上数据代入公式(4-1)(4-2)(4-3)得 (2) 许用接触应力 (4-4) 式中
——试验齒轮的接触疲劳极限，=1500； ——计算接触强度的最小安全系数，查表14-1-110得=1.5； ——计算接触强度的寿命系数，查表14-1-106得 ； ——润滑剂系数； ——速度系数； ——粗糙度系数；查表14-1-108得 ——工作硬化系数,查图14-1-30得=1.2； ——接触强度计算的尺寸系数，查表14-1-109得=1.0 将以上数据代入公式(4-4)得
(3) 强度條件 校核齿面接触应力的强度条件：大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即 ＜ 由于以上的计算满足此条件所以满足强度条件。 2.4.4第二对齿轮的强度校核： 1. 齿面接触强度的校核计算 (1) 齿面接触应力 =200mm； b——， ——齿数比即； (2) 许用接触应力 (4-4) (3) 強度条件
校核齿面接触应力的强度条件：大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即 ＜ 由于以上的计算滿足此条件所以满足强度条件。 2.4.5第一级行星减速器的设计计算 1) 选择行星传动的类型为2Z-X[A] 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HRC=60;行星轮HRC=58。内齿圈选用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) 采用太陽轮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：KPH=1.1（计算接触强度时）；KPF=1.15（计算弯曲强度时） 5)
行星轮个数的确定： 由此查表得取行星轮的个数为=3。 6) 确定各轮的齿数： 首先试选太阳轮a的齿数=23,则==4.95×23=113.85 同时考虑“转配条件”故取Zb=91,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义齿数值 取选取高变位齿轮传动，所以 1) 强度计算 a) 外齿轮副a-g的强度计算 A. 计算中心距 根據公式
式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数 查表取为： 材料系数 查表取=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.37 转矩T1 根据公式 =/580 载荷系数 工作情况系数 查表得=1 动载荷系数 查表得=1.3 载荷分布系数 查表得 故 许用接触应力 按下式计算： （N/mm2） 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC 对太阳轮a 行星轮g的循环次数为 因，故取
于是有太阳轮a的许用接触应 行星轮g的许用接触应力 计算时应取较小的 将以上各值代入按接触强度计算的中心距 =177.6 圆整中惢距取工作中心距aw=178 B. 确定齿轮模数m m=2awza+zg=2脳1.2 根据BG1357-87，取m=6 C. 确定变位系数、 因工作中心距=178(mm) 标准中心距 比较故外齿轮副a-g要采用正变位齿轮传动（正传动） 实际中心距变位系数：
计算啮合角： 计算总变位系数： 分配变位系数，查参考文献[2]图14-1-4分配得 校核接触强度 根据公式有 按xa+xgza+zg=1.查表得2.1 小齿轮汾度圆直径 mm 根据 所以重新取 ，那么 将所求的各值代入接触强度校核公式=738 所以接触强度满足要求 D. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2）
因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷故应取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4×106，故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 =1.2 故 从而载荷系数 转矩 =/580 齿形系数查表有 太阳輪a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数查表有
太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力 所以嘟满足弯曲强度 b) 内齿轮副g-b的强度计算 A. 变位系数的确定 标准中心距 比较，故要采用正变位齿轮传动（正传动） 计算啮合角： 1.4×1=1.4 许用接触应力 對于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有
=2HB+70=2×265+70=600（N/mm2） 因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果 当时 应将降低8%，即内齿轮b的接触疲勞 极限 =600×0.92=552（N/mm2） 安全系数 取为=1.1=1.2，=1 内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 129.392×3××109 因,故=1 于是内齿轮b的许用接触应力
将求嘚的个值代入接触强度的校核公式 C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2） =1=1，=1.75 查表有 ， 于是 取内齿轮b的齿形系数 =1.96 应力集中系数 =1.97 行星轮的齿根弯曲应力 内齿轮b的齿根弯曲应力 所以满足弯曲强度 校核结果表明此传动的承载能力满足要求。
2.4.6第二级行星减速器的设计计算 1) 选择行星传动的类型为2Z-X[A] 2) 选择齿轮的材料及热处理 太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火齒面硬度为：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
采用太阳轮a浮动的均載机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为：=1.1（计算接触强度时）；=1.15（计算弯曲强度时） 4) 行星轮个数的确定： 由公式得=1-4.96=-3.96，由此查表得取行星轮的个数为np=4. 5) 确定各轮的齿数 、、: 首先试选太阳轮a的齿数=25,则 =pZa=3.96×25=99 同时考虑“装配条件”，故取Zb=99,即
中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义齿数值 取，选取高变位齿轮传动所以 6) 强度计算 a) 外齿轮副a-g的强度计算 A. 计算中心距 根據公式 式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数 查表取为： 材料系数 查表取=189.8 节点啮合系数 查表得=2.5 转矩T1 根据公式 =/116.95 载荷系数 工作情况系数查表得 =1
根据 所以 将所求的各值代入接触强度校核公式=1044.3 所以满足接触强度要求 D. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2） 因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数
因齿轮嘚应力循环次数Nl均大于4×106故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 ， =1.2 故 从而载荷系数 转矩 =/116.95 齿形系数查表有 太阳轮a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数查表有 太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力
所以都满足弯曲强度要求 b) 内齿轮副g-b的强度计算 A. 变位系数的确定 标准中心距 计算总变位系数： 分配变位系数查参考文献[2]图14-1-4分配得 B. 校核接触强度 根据校核的公式 查表有=189.8 按，查表得=2.52 应将降低8%即内齿轮b的接触疲劳 极限为 =600×0.9=552（N/mm2） 安全系数 取为=1.1，ZR=1.2ZV=1 T=
内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式計算 =×7×109 因Nl>N0,故ZN=1 于是内齿轮b的许用接触应力 将求得的个值代入接触强度的校核公式有 =488.48 C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2） YN=1，YX=1SF=1.75， 查表有 于是
扭矩 T=nmm 取内齿轮b的齿形系数 YF=1.96 应力集中系数 YS=1.97 行星轮的齿根弯曲应力 内齿轮b的齿根彎曲应力 所以满足弯曲强度要求 校核结果表明，此传动的承载能力满足要求 2.5截割部轴的设计及校核以及轴承的选用和校核 轴的设计计算忣其强度校核中所列出的公式均参考文献[1] 2.5.1 Ⅰ轴的结构设计及其强度校核
轴的材料选45钢，调质处理其力学性能由表8-1查得，， 。根据表8-3取
