采煤机截割部设计毕业设计

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1、精选优质文档-倾情为你奉上本科生毕业设计姓 名： 学 号： 学 院： 专 业： 机械制造及其自动化 设计题目： 采煤机截割部设计 专 题： 指导教师： 职 称： 2012 年 4 月摘要本文描述了中煤层电牵引采煤机整机方案设计以及截割部的设计过程。中煤层电牵引采煤机可用于煤层厚度为2-4m、煤质中硬的缓倾斜煤层。与传统的纵向布置的单电机采煤机相比，该采煤机将截割电机直接安装在截割部壳体内，齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行星减速器内，取消了螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等结构，使其结构更简单、紧凑，可靠性更高。截割部是采煤机直接落煤、装煤的部分，其消耗的功率约占整个采煤机功率的80%-9

2、0%，主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速装置、滚筒等组成。该采煤机的截割部采用四级传动；前三级为直齿传动，第四级为行星传动。二级传动的圆柱齿轮为可换齿轮，使输出转速可根据不同的煤质硬度在两档速度内选取。截割部采用了三个惰轮轴，使采煤机能够满足截割高度对截割部长度的要求。设计将截割部行星减速器和滚筒直接联结，取消了安装在滚筒上的截齿，使结构简单、可靠。关键词：采煤机，截割部，结构，设计AbstractThis brochure describes the type of hydraulic shearer traction unit program design and cutting the

3、 Department of Design and calculation process. traction Shearer hydraulic seam thickness can be used for 2-4 m, Hard coal to the gently inclined seam. With the traditional vertical layout of the single-motor compared to Shearer, Shearer will be the ranging-arm installed directly in the cutting of th

4、e shell, gear device exclusively on cutting Shell and planetary reducer, the abolition of the spiral bevel gears, gear box fixed, Rocker rotating sets of structures, their structure is simpler, more compact and higher reliability. Ranging-arm of the shearer is directly charged coal, the coal loaded,

5、 its about the power consumption of the entire power shearer 80% -90%, mainly by cutting Shell, cutting electrical, Gear and drum components. The shearer cutting unit used four drive; Before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. 2 Drive Gear to be for the gears, ena

6、bling the output speed can be based on different coal hardness in two tranches within the selected speed. Cutting the Department has adopted a three lazy axle, to meet the shearer cutting height on the ranging-arm degree requirements. Designed to be cutting planetary reducer and drum direct link, ca

7、nceled installed in the drum Pick, simple and reliable. Keywords: shearer, ranging-arm,structure,design目录第一章 国内外采煤机研究及应用概况1.1 国内外研究现状为了提高工作面的生产效益, 世界主要采煤国均纷纷致力于发展大型先进的综采设备, 取得了显著的效果, 综采工作面的生产能力和效益均大幅度提高。我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经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。随着采煤机械化的发展，采煤机是

8、现在最主要的采煤机械。80年代以来，世界各主要采煤国家，为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要，积极采用新技术，不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构，相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中最具代表的是美国乔埃公司的LS系列，英国安德森公司的Electra系列，德国艾柯夫公司的SL系列和日本三井三池公司的MCLEDR系列电牵引采煤机，体现了当今世界采煤机的最新发展方向，并有如下几个特点。1、装机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采工作面快速截煤的需要，不论是厚、中厚和薄煤层采煤机，均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率)。装机功率大都在1000kW左

9、右，最大的已达2240kW，单个截割电动机的功率都在375kW以上，最高的已达600kW。直流电牵引的牵引功率最大已达256kW，交流电牵引功率已达260kW。2、电牵引采煤机成为主导机型德国艾柯夫公司最早开发电牵引采煤机，80年代中后期已基本停止生产液压牵引采煤机，研制出EDW系列电牵引采煤机，其中EDW450/1000和EDW300LN是代表性的机型，90年代又研制成功交直流两用的SL300、SL400、SL500型采煤机。美国乔埃公司70年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机，80年代以来先后推出3LS、4LS、6LS三个新机型，其中电控系统已改进多次，性能更趋完善。英国安德森公司

10、在80年代中期研制了第一台直流电牵引采煤机Electra550，在美国使用成功后，又先后开发了Electra1000和Electra薄煤层电引采煤机。日本三井三池公司80年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机，在国际上是首创，最具代表性的是MCLEDR、MCLEDR采煤机。法国萨吉姆公司在90年代也已研制成功PandeE型交流电牵引采煤机。世界各主要采煤机厂商80年代都已把重点转向开发电牵引采煤机，目前，美国长壁工作面中电牵引采煤机已超过90，德国已占56，澳大利亚占52，而且近几年来，几乎所有综采工作面的高产高效记录都是由电牵引采煤机创造的。交流电牵引近几年发展很快，由于技术先进，可靠性高，

11、维护管理简单，有取代直流电牵引的趋势。自日本80年代中期研制成第一台交流电牵引采煤机，至今除美国外，其他国家如德国、英国、法国等都先后研制成交流电牵引采煤机，并认为是今后电牵引采煤机发展的新目标。3、牵引速度和牵引力不断增加液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/min左右，而实际可用割煤速度为45m/min(相对最大牵引力时的牵引速度)，实际牵引功率仅为4050kW，不适应快速割煤的需要。为适应高产高效工作面，电牵引采煤机牵引功率需要成倍增加，据报导在美国18m/min的牵引速度已很普遍，个别的已超过24m/min，美国乔埃公司的一台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达28.5m/min。由于采煤

12、机需要快速牵引割煤，滚筒截深的加大和转速的降低，又导致进给量和推进力的加大，故要求采煤机增大牵引力，目前已普遍加大到450600kN，现正研制最大牵引力为1000kN的采煤机。4、采用多电动机驱动横向布置的总体结构70年代中期只有少数几种采煤机(主要是美国的LS系列采煤机，原西德的EDW1502L2W)采用多电动机驱动横向布置。由于这种布置方式是各部件由单独电动机驱动，机械传动系统彼此独立，取消了锥齿轮传动副和复杂通轴，机械结构简单，装拆方便，因此被广泛采用。包括电牵引的(如英国Electra系列、德国的SL系列)和液压牵引的(如波兰的KGS系列)，以及中厚煤层用大功率的(如Electra10

13、00,SL500)和薄煤层的(如英国Electra)，并有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。5、滚筒的截深不断增大牵引速度的加快，支架随机支护也相应跟上，使机道宽度内空顶时间缩短，为加大支架步距创造了条件，也为加大滚筒截深提供了可能性。十年前滚筒采煤机的截深，大都在630700mm，而今多数已采用800mm和1000mm，1200mm截深也已在实际使用。美国阿巴拉契煤矿正在考虑采用1500mm截深的可能性。6、普遍采用中高压供电80年代以来，由于装机功率大幅度提高，整个工作面供电容量超过5000kW，为了保证供电质量和电机性能，新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压，主要有2300V、

14、3300V、4160V和5000V。美国现有长壁工作面中45以上的电牵引采煤机供电电压不小于2300V。7、完善的监控系统包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统；就地控制、无线电随机控制，并能自动控制液压支架、工作面输送机动作和滚筒沿工作面煤层自动调节采高。8、高的可靠性据了解美国LS系列采煤机、英国Electra1000型采煤机的利用率可达9598，维修期都在采煤350万t以上，最高的达1000万t。1.2 国内外应用状况我国目前广泛使用的三大系列采煤机，主要有上海分院开发设计的MG系列，西安煤矿机械厂生产的MXA300和太原矿山机器厂的AM500系列采煤机，其中M

15、XA300和AM500系列采煤机主要用于综采工作面，MG系列采煤机既有配套液压支架使用综采工作面的，也有配套单体液压支柱适用于普通机采工作面的采煤机，可分别使用在厚煤层、中厚煤层和薄煤层。目前使用量最大的液压牵引采煤机有MG150(200)W1、MG200W、MG300(2300)W、AM500/3.5、MXA300等型号。1、双级行星齿轮减速器的设计采用了四个行星轮结构的行星齿轮减速器，在均载措施、材料及热处理工艺、齿轮的修形修缘加工等技术方面有了进一步提高。2、牵引机构采用无链牵引系统，其主要优点是：取消工作面牵引链，消除断链和跳链伤人事故，工作安全可靠；同一工作面可同时使用多台采煤机，降

16、低生产成本，提高工作效率；牵引速度脉动比链牵引小，采煤机运行较平稳。链轨式虽然也是链条，但强度余量较大，弹性变形对牵引速度影响较小；牵引力大，能适应大功率采煤机和高产高效的需要；取消链牵引的张紧装置，使工作面切口缩短。对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等适应性增强；适应采煤机在大倾角(可达54)条件下工作，利用制动器使采煤机防滑问题得到解决。但是无链牵引也存在需要解决的问题：加强输送机本身结构，使用和管理中保持平直度；齿轮、齿轨或销轴在啮合传动中传递力很大，且起支点作用，磨损加快材质和热处理要求较高，结构上要能快速更换；为适应采煤机在推移中水平和垂直方向的倾斜，仍能保证正确的啮合，在销轴座或齿

17、轨之间的连接方式上注意可调性，同时注意溜槽的连接强度；无链牵引机构使机道宽度增加约100mm，提高了对支架控顶能力的要求。3、采用液压紧固技术液压紧固技术为80年代末90年代初的高新技术，为超高压技术和材料热处理、超高压密封技术的综合应用领域。为了解决采煤机工况恶劣，构件联接容易松动而影响可靠性，对液压紧固技术进行了开发研制，目前已完成开发液压螺母M24、M30、M36、M42四种规格，相应的液压螺栓副长度3m(M42 )，2 .5m(M30 )，及超高压泵和超高压胶管总成也已批量生产，使用效果良好。4、交流变频调速牵引装置的研制对日本东芝和东洋公司的100kVA、150VA两个规格的51系列

18、变频器进行技术消化，其中100kVA的变频器成功改制成和MG344PWD型采煤机配套的交流变频调速牵引装置，并推广使用。在此基础上，消化吸收150kVA变频器技术，并将其改制成与其它一些大功率采煤机相配套的交流变频牵引调速装置，为电牵引采煤机的系列化和全面推广铺平了道路。200kVA61系列的交流变频调速牵引装置配套MG400/920WD型采煤机，也取得了较好的效果。5、电控技术的研究和电气控制装置的研制多年液压牵引采煤机电控装置的开发设计，积累了不少成功的经验，从引进消化吸收到自行研制，从原来的插件到现在盒装板式，从单台单件设计生产到现在简化型成批生产，经过十多年努力，功能逐步齐全，可靠性不

19、断提高，在通用性、互换性和集成化方面推进了一大步，无线电随机控制研制成功，并得到推广使用，数字化、微机化的电控装置正在试用阶段。6、截割部电动机使用弹性扭矩轴结合截割电动机横向布置多电机驱动采煤机的开发，将动态分析运用于具有弹性缓冲性能的扭矩轴设计，提出一套关于该类轴的理论设计依据，提高设计质量，改善传动件的可靠性，对提高采煤机的整体可靠度和利用率起到了积极作用。矩轴的结构设计以满足三项性能为原则，其结构设计则以其所处传动系统的具体结构而定。1弹性缓冲 2过载保护 3传递动力 弹性转矩轴典型结构d为卸载槽外径，在开有卸载槽的一端设有螺纹孔7、为了提高块煤率，采用耐磨滚筒及镐形截齿点开发硬煤耐磨

20、滚。30个截齿通过非均布叶片的特殊设计而达到叶片齿与端盘齿交错均布的目的，同时三个叶片各自的齿高不等，从而可确保叶片截齿截深相等。采用35mm的等截线距布置，叶片齿截割面积相等，此外叶片齿采用710角，确保其处于回转状态工作。同时能有效地抵消滚筒轴向力，其轴向力波动小于4，这种滚筒在使用中工作平稳性好，块煤率高，能耗低。专心-专注-专业第二章 传动方案的设计2.1总体传动方案的设计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。滚筒采煤机的类型很多，

21、可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按

22、适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图1.1）。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3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后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。 如图1.1 双滚筒采煤机滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其

23、上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180。底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在

24、拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。截割部传动装置的功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。同时，传动装置还应适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的8090，因此要求设计出的截割部传动装置具有高的强度、刚度和可靠性，良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。采煤机截割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种： 图2-1 截割部传动方式1电动机；12固定减速箱；3摇臂；4滚筒；5行星齿轮传动； 6泵箱；7机身及牵引部电动机固定减速箱摇臂滚筒(如图2-1(a)。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承

25、可靠，强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制，故卧底量较小。DY-150、BM-100型采煤机均采用这种传动方式。电动机固定减速箱摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(b)。这种方式在滚筒内装了行星传动，故前几级传动比减小，简化了传动系统，但筒壳尺寸却增大了，故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤机中采用。电动机减速箱滚筒(图2-1(c)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高(称为机身调高)，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。MXP

26、-240和DTS-300型采煤机采用这种传动方式。电动机摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(d)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。对比以上传动方式，我设计的截割部传动方式为:电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。（如图2.2）该截割部采用销轴与牵引部联结，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，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。图2.2 截割部传动系统该截割部有以下特点：电机横向布置,机械传动都是直齿传动故传动效率高，容易安装和维护。截割电机采用旋转开关控制外，其余控制如

27、牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换。截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。该机主要定位适用于倾角的中厚煤层的开采，煤层中不应有坚硬的

28、或较厚的该类夹杂物，以及落差较大的断层。主要技术参数如下：适应煤层：倾角的中厚煤层采高范围：24m煤质倾角：煤层硬度：f4滚筒转速(r/min)：低速25.4、中速31.5 、高速38.7；滚筒直径(mm)：1800；最大截深(mm)：1000；滚筒水平中心距（m）：10.517；摇臂回转中心距（m）：6.4；2.2传动比分配由设计要求知，截割部功率为700kW，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鼠笼异步防爆电动机，型号为YBCS315

29、0,其主要参数如下：额定功率：700kW； 额定电压：1140V；满载电流：98A； 额定转速：1472r/min；满载效率：0.915； 绝缘等级： H；满载功率因数：0.85； 接线方式：Y；质量： 1150Kg； 冷却方式：外壳水冷该电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。根据采煤机械手册，总装机功率在700KW左右的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，当电机的转速为1470r/min时，滚筒的转速为：n=147053=27.73符合要求，因此各轴的转速：一轴齿轮的转速

30、：由于与电机相连所以二轴的转速：中心轮组的转速：第二级行星减速器太阳轮的转速：各轴的功率一轴齿轮的功率： 二轴齿轮的功率： 中心轮组的功率： 第二级行星减速器太阳轮的功率：2.3截割部第一级圆柱齿轮传动设计选择齿轮材料，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18Cr2Ni4WA属于高强度中合金渗碳钢。是性能优良的含镍钢种，镍除了提高钢的淬透性外，还能提高韧性，并可大大改善钢的抗冲击疲劳强度，也是镍钢在重载下寿命高的原因；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) n11估计圆周速度v

31、t=17.15m/s,参考机械设计工程学中的表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4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=9550294.03/1470=1910.19KNm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2 动载荷系数 查表得=1.3 齿向载荷分布系数 查表得=1齿

32、间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.01.311.1 =2.86弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系数 查表得（）=1.0许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N1=60njLh=6014701(243008)=5.08109 N2=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） =1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表

33、，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2d1的设计初值d1t为 172.915mm齿轮模数m m=/Z1 =172.915/28 =6.17查表取m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z1m =288 =224mm圆周速 与估计值vt=17.15m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.3,小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿宽大齿轮齿宽小齿轮齿宽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同都取8，惰轮

34、的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式齿形系数 查表得 小轮 2.3 大轮 2.2应力修正系数 查表得 小轮 =1.725 大轮 =1.740重合度系数 由公式 =许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 287.96 N/mm2 193.16N/mm2所以齿根弯曲强度足够其他尺寸的计算已知参数：计算参数：啮合角 按如下公式计算中心矩变动系数 按如下公式计算中心矩 按

35、如下公式计算齿高变动系数 按如下公式计算齿顶高 按如下公式计算齿根高 按如下公式计算=（+-x）m齿全高 =（2+-）m齿顶圆直径 =d12齿根圆直径 =d1-2一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 =中心矩变动系数 =0.5025中心矩 =272.02mm齿高变动系数 =0.0243齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 =208.10mm 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 =中心矩变动系数 = 0.4963中心矩 = 319.97mm齿高变动系数 = 0.0266齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 304.22mm 注：其他的大

36、、小齿轮参数一样。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，因采用内设花键与电动机的扭矩轴连接 大齿轮的结构： 第一级惰轮的结构： 2.4截割部第二级圆柱齿轮传动设计查机械手册选择齿轮材料：小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质 大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质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) 估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.3小轮齿数Z3 在推荐值2040中选Z3=27大轮齿数Z4 Z4=i

37、Z3=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=9550/1029=2696.509KNmm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2.2 动载荷系数 查表得=1.4 齿向载荷分布系数 查表得=1.08齿间载荷分配系数 由公式及=0得= =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.21.41.081.1=3.65弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.26

38、11）=2.35重合度系数 查表得（）=0.856许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2=1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N3=60njLh=6010291(243008)=3.56109N4=N3/u=3.56109/1.48=2.41109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀）=1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2D3的设计初值d3t为 205.508mm齿轮模数m m=d3t/Z3 =205

39、.508/27 =7.615查表取m=10小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z3m =2710 =270mm圆周速 与估计值vt=14.26m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.4,小齿轮分度圆直径mm大齿轮分度圆直径mm中心矩齿宽考虑到受内部花键的影响取大齿轮齿宽mm小齿轮齿宽mm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，也采用圆柱直齿渐开线齿形。齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数 查表得 小轮 2.1大轮 2.063应力修正系数 查表得 小轮 =1.8

40、5大轮 =1.855重合度系数 由公式许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2=660 N/mm2弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 241.44N/mm2 164.99N/mm2所以齿根弯曲强度足够，其他尺寸的计算 已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算中心矩变动系数 按如下公式计算中心矩 按如下公式计算齿高变动系数 按如下公式计算齿顶高 按如下公式计算齿根高 按如下公式计算=（+-x）m齿全高 =（2+-）m齿顶圆直径 =d12齿根圆直径 =d1-2二齿轮轴与

41、第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角 =中心矩变动系数 = 0.5069中心矩 = 305.06mm齿高变动系数 = 0.0229齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 254.10mm 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 =中心矩变动系数 = 0.4926中心矩 = 334.926mm齿高变动系数 = 0.0346齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 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 =中心矩变动系数 = 0.5055中心矩 = 370.055mm齿高变动系数 = 0.0192齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆

42、直径 = 380.22mm 注：其他的大、小齿轮参数一样。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，二轴齿轮中心轮组齿轮结构：第二级惰轮的结构：2.5截割部第一级行星传动设计选择行星传动的类型为2K-HA。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。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）；

43、KPF=1.15（计算弯曲强度时）由公式得，=1-5.36=-4.36，由此查表得取行星轮的个数为np=3.确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=19,则 Zb=pZa=4.3619=82.84 同时考虑“转配条件”，故取Zb=83,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差i甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义吃数值 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 根据公式 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ZE 查表取ZE=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.5

44、 转矩T1 根据公式 =9.55106 =1.53106 Nmm 载荷系数 工作情况系数KA查表得 KA=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 =2360=1380（N/mm2） 对行星轮g =2358=1334（N/mm2） 安全系数取为 =1.2 齿面光洁度系数 =1.0 速度系数 =1 接触寿命系数 其中应力循环系数 =30HB2.4 对太阳轮a =306142.4=1.47108 对行星轮g =305782.4=1.28108 齿轮的应力循环次数按下式计算

45、对太阳轮a为 对行星轮g为 按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，计算出t=2430010=72000 (h) 根据传动比 及 可计算出 故太阳轮a的循环次数为 行星轮g的循环次数为 因，故取 于是有太阳轮a的许用接触应力为 行星轮g的许用接触应力为 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圆整中心距，取工作中心距B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87，取m=7C. 确定变位系数、 因工作中心距=180(mm) 标准中心距 比较，故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动（正传动） 按下式计算啮合角和 计算得啮合角.38 总变位系数 按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得

46、各齿轮变位系数的分配 ，D. 校核接触强度 根据公式有 按，查表得2.1 小齿轮分度圆直径 （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所以满足接触强度E. 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=7500.8=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4106，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（Nmm） 齿行系数查表有

47、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 a aw=180(mm) 故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和 得10、12，总变位系数0.00438 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686B. 校核接触强度 根据校核的公式 查表有=189.8 按，查表得=2.5 齿数比=2.677 小齿轮分度圆直径 =731=217（mm）齿宽系数 查表取=

48、0.315转矩 =1.58106=2.577106（Nmm）根据=0.238 ，查图取 根据 查图有 0.3 =1+（1.02-1）0.3=1 1.41=1.4 许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有 =2HB+70=2265+70=600（N/mm2） 因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果，当Zb/Zg=83/31=2.6772 时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳 极限=6000.92 =552（N/mm2） 安全系数 取为=1.1，ZR=1.2，ZV=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 129.392372000=1.677109

49、 因NlN0,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=1.8265=477（N/mm2） YN=1，YX=1，SF=1.75， 查表有 ， 于是 扭矩 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的齿根弯曲应力 校核结果表明，此传动的承载能力满足要求。2.6截割部第二级行星齿轮传动设计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，

50、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。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：KPH=1.1（计算接触强度时）；KPF=1.15（计算弯曲强度时）4) 行星轮个数的确定：由公式得，=1-4.66=-3.66，由此查表得取行星轮的个数为np=4.5) 确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=18,则 Zb=pZa=3.6618=65.88 同时考虑“转配条件”，故取Zb=66,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差i甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义吃数值 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 根据公式 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 =9.55106 =5.17106 Nmm 载荷系数 工作情况系数KA查表得 KA=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：