1、<p>　　中 國 礦 業(yè) 大 學</p><p><b>　　本科生畢業(yè)設計</b></p><p>　　姓 名： 學 號： </p><p>　　學 院： 應用技術學院 </p><p>

2、　　專 業(yè)： 機械工程及自動化 　 </p><p>　　設計題目： 采煤機截割部設計 </p><p>　　專 題： </p><p>

3、　　指導教師： 職 稱： 副教授 </p><p><b>　　畢業(yè)設計任務書</b></p><p>　　學院 應用學院 專業(yè)年級 機自05 學生姓名 </p><p>　　任務下達日期： 2009 年3月5日</p><p>　　畢業(yè)設計日期：

4、 2009 年 3月26 日 至 2009 年 6 月 5日</p><p>　　畢業(yè)設計題目： 采煤機截割部設計</p><p><b>　　畢業(yè)設計專題題目：</b></p><p>　　畢業(yè)設計主要內容和要求：</p><p><b>　　參考參數(shù)：</b></p><

5、;p>　　截割部功率：500KW 滾筒截深：880mm</p><p>　　采高范圍：3.5—5m 滾筒轉速：</p><p>　　煤層傾角： 電動機轉速：</p><p><b>　　滾筒直徑：2m</b></p><p><b>　　設計要求：</

6、b></p><p>　　完成采煤機總體方案的設計；</p><p>　　完成截割部傳動及結構設計；</p><p>　　完成主要部件、組件、零件圖、裝配圖的設計；</p><p>　　編寫完成設計計算說明書。</p><p>　　院長簽字： 指導教師簽字：</p>

7、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　摘要：本文完成了MG500／1200一WD電牽引采煤機的整機外形的布局設計，介紹了采煤機的類型和工作原理，以及目前國內采煤機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，從左搖臂、左牽引部、左行走部、左電器控制箱、右電器控制箱、右行走箱、右牽引部、右搖臂的具體布局到各次的特點都有所涉及；重點完成了采煤機搖臂的設計計算，包括搖臂殼體以及殼體內一軸、第

8、一級惰輪組、二軸、第二級惰輪組、第三級惰輪組、中心輪組、第一級行星減速器、第二級行星減速器幾乎所有零部件的裝配關系，各軸的轉速計算，功率的傳遞計算，第一級 圓柱直齒齒輪減速器的設計計算，第二級圓柱直齒齒輪減速器的設計計算，第一級行星減速器的設計計算，第二級行星減速器的設計計算，各軸的設計以及校核，所有軸承支撐處軸承的選擇校核、花鍵連接處花鍵的選用以及校核。</p><p>　　關鍵詞： 采煤機； 電牽引； 搖臂；

9、 行星輪減速器</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Abstract:This paper completed a MG500/1200一WD Electric Traction Shearer of equipment configuration for the layout .Shearer introduced the ty

10、pe and principle,and the current domestic Shearer's current situation and development trend .From The left arm、left traction Department、 the Department of left running,、the electrical control box on the left and righ

11、t electrical control box,、dextral box、 and the right of traction 、right arm to the specific layout of the features have been covered，shearer wil</p><p>　　Keywords： seam； shearer； electrical haulage；Rocker；

12、Planetary gear reducer</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　一般設計部分</b></p><p><b>　　1 綜述1</b></p><p>　　1.1對設計題目的分析1</p><p&

13、gt;　　1.1.1 設計思路的提出1</p><p>　　1.1.2設計藍圖1</p><p>　　1.1.3選取采煤機的搖臂完成傳動和結構的設計2</p><p>　　1.1.4牽引行走部3</p><p>　　1.1.5截割部、行走部電機的選用3</p><p>　　1.1.6搖臂減速箱3</p

14、><p>　　1.2采煤機的概況4</p><p>　　1.2.1采煤機的類型4</p><p>　　1.2.2采煤機的主要組成4</p><p>　　1.2.3滾筒采煤機的工作原理4</p><p>　　1.2.4采煤機的進刀方法5</p><p>　　1.3采煤機的發(fā)展趨勢6<

15、/p><p><b>　　2 設計過程6</b></p><p>　　2.1整機功率的安排6</p><p>　　2.2搖臂減速器傳動比的安排6</p><p>　　2.3搖臂減速箱的具體結構7</p><p><b>　　2.3.1殼體7</b></p>

16、<p><b>　　2.3.2一軸7</b></p><p>　　2.3.3第一級減速惰輪組8</p><p><b>　　2.3.4二軸8</b></p><p>　　2.3.5第二級減速惰輪8</p><p>　　2.3.6中心齒輪組8</p><p&g

17、t;　　2.3.7第一級行星減速器8</p><p>　　2.3.8第二級行星減速器8</p><p>　　2.3.9中心水路9</p><p>　　2.3.10離合器9</p><p>　　2.4各軸的轉速9</p><p>　　2.5各軸的功率9</p><p>　　2.6截割部

18、齒輪的設計計算10</p><p>　　2.6.1第一級減速圓柱直齒輪的設計計算10</p><p>　　2.6.2第二級減速圓柱直齒輪的設計計算17</p><p>　　2.6.3第一級行星減速器的設計計算26</p><p>　　2.6.4第二級行星減速器的設計計算35</p><p>　　2.7截割部軸

19、的設計及校核以及軸承的選用和校核45</p><p>　　2.7.1齒輪軸145</p><p>　　2.7.2第一級惰輪軸48</p><p>　　2.7.3二軸齒輪52</p><p>　　2.7.4第二級惰輪軸57</p><p>　　2.7.5第三級惰輪軸（雨第二級惰輪軸相同）61</p>

20、;<p>　　2.7.6中心齒輪軸61</p><p>　　2.8截割部花鍵連接強度校核66</p><p>　　2.8.1電動機輸出軸與齒輪嚙合處的花鍵66</p><p>　　2.8.2二軸處與齒輪嚙合的花鍵67</p><p>　　2.8.3中心輪與太陽輪嚙合處的花鍵67</p><p>

21、　　2.8.4第一級行星減速器機架與第二級行星減速器太陽輪嚙合處的花鍵68</p><p>　　2.8.5方法蘭與第二級行星減速器機架嚙合處的花鍵69</p><p><b>　　3 總結 70</b></p><p><b>　　參考文獻：71</b></p><p><b>　

22、　翻譯部分</b></p><p><b>　　英文原文72</b></p><p><b>　　中文譯文78</b></p><p><b>　　致謝86</b></p><p><b>　　1 綜述</b></p>&l

23、t;p>　　1.1對設計題目的分析</p><p><b>　　設計思路的提出</b></p><p>　　我國是產煤大國，煤炭也是我國最主要的能源，是保證我國國民經(jīng)濟飛速增長的重要物質基礎。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)在最主要的采煤機械。</p><p>

24、;　　在目前的國內采煤機市場，不管從研發(fā)、設計、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機都占據(jù)著主導的地位，也正是這種龐大的市場優(yōu)勢使得中厚煤層采煤機在技術上日趨成熟，而且有著非常大的改進刷新速度，目前國內生產這種類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以西安煤礦機械廠設計制造的MG500/1200-WD型交流電牽引采煤機為典型代表。該機型在國內也有著廣泛的應用，其優(yōu)越的性能得到了各大礦的好評。其

25、成功的設計思想和理念給了我很大的震撼，也給我的這次畢業(yè)設計提出了一個基本的框架和藍圖，所以我的設計以此為啟發(fā)、也以此為依據(jù)展開。</p><p><b>　　1.1.2設計藍圖</b></p><p><b>　　整機的設計方案</b></p><p><b>　　主要技術特征</b></p&g

26、t;<p><b>　　2）主要結構特點</b></p><p>　　1.整機為多電機橫向布置，框架式結構，機身由三段組成，無底托架。三段機身采用液壓拉杠聯(lián)結，所有部件均可從老塘側抽出。</p><p>　　2.采用直搖臂，左右可互換，左右牽引部對稱，結構完全相同。</p><p>　　3.用二臺交流電機牽引，電氣拖動系統(tǒng)為一拖一

27、。</p><p>　　4.電氣系統(tǒng)具有四象限運行的能力，可用于大傾角工作面。</p><p>　　5.采用水冷式變頻器，技術領先，可靠性高，體積小。</p><p>　　6.采用PLC控制，全中文液晶顯示系統(tǒng)。</p><p>　　7.具有簡易智能監(jiān)測，系統(tǒng)保護功能齊全，查找故障方便。</p><p>　　8.具有手

28、控、電控、遙控操作方式。</p><p><b>　　3）用途及適用條件</b></p><p>　　該機型的采煤機是一種多電機驅動,電機橫向布置,交流變頻</p><p>　　調速無鏈雙驅動電牽引采煤機.總裝機功率1200kW，機面高1634mm，適用于采高3.5～5m，煤層傾角≤45°的中厚煤層綜采工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底

29、板起伏不大,不過于松軟,煤質硬或中硬,能截割一定的矸石夾層。工作面長度以150～200m為宜。</p><p>　　1.1.3選取采煤機的搖臂完成傳動和結構的設計</p><p>　　搖臂處其動力通過兩級直齒圓柱齒輪減速和兩級行星齒輪減速傳給輸出軸，再由方法蘭驅動滾筒旋轉，搖臂減速箱設有離合裝置、冷卻裝置、潤滑裝置、噴霧降塵裝置等，搖臂減速箱殼體與一連接架鉸接后再與牽引部機殼鉸接，搖臂和滾

30、筒之間采用方榫連接。</p><p><b>　　截割部的機械傳動</b></p><p>　　截割電機的空心軸通過扭矩軸花鍵與一軸軸齒輪連接，將動力傳入搖臂減速箱，在通過二級圓柱直齒齒輪和三級惰輪組傳遞到二級行星減速器，末級的行星減速器的行星架出軸漸開線花鍵連接驅動滾筒。</p><p>　　1.1.4牽引行走部</p><

31、;p>　　牽引行走部包括固定箱和型走箱兩大部分組成。固定箱內有三級直齒傳動和一級行星傳動。行走箱內有驅動輪、行走輪和導向滑靴。牽引電機輸出的動力經(jīng)過減速后，傳到行走箱的行走輪，與刮板輸送機銷軌相嚙合，使采煤機行走。導向滑靴通過銷軌對采煤機進行導向，保證行走輪與銷軌正常嚙合。</p><p>　　為使采煤機能在較大傾角條件下安全工作，在固定箱內設有液壓制動器，能可靠防滑。該牽引行走部有如下特點：</p&

32、gt;<p>　　采用銷軌牽引，承載能力大，導向好，拆裝、維修方便；</p><p>　　采用雙浮動、四行星輪行星減速機構，軸承壽命和齒輪的強度裕度大，可靠性高； </p><p>　　導向滑靴回轉中心與行走輪中心同軸，保證行走輪與銷軌的正常嚙合。</p><p>　　1.1.5截割部、行走部電機的選用</p><p>　　截割

33、部：選取型號為YBCS3—500的礦用隔爆型三相交流異步電動機。</p><p>　　行走部：選取型號為YB280S-4的礦用隔爆型三相交流異步電動機。</p><p>　　1.1.6搖臂減速箱</p><p>　　有殼體、一軸、第一級減速惰輪組、二軸、第二級惰輪組、中心齒輪組、第一級行星減速器、第二級行星減速器、中心水路、離合器等組成。</p>&l

34、t;p><b>　　1.2采煤機的概況</b></p><p>　　1.2.1采煤機的類型</p><p>　　采煤機有不同的分類方法，按工作機構可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引部位置可分為內牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引和電牽引；按工作機構位置可分為額面式和側面式；還可以按層厚、傾角來進行分類。</p><p&g

35、t;　　1.2.2采煤機的主要組成</p><p>　　電動機是采煤機的動力部分，它通過兩端出軸驅動滾筒和牽引部。牽引部通過其主動輪與固定在工作面前方的軌道相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此牽引部是采煤機的行走機構；左、右截割部減速箱將電動機的動力經(jīng)齒輪減速傳到搖臂的齒輪，以驅動滾筒；滾筒式采煤機直接進行落煤和裝煤的機構，稱為采煤機的工作機構。滾筒上焊接有端盤及螺旋葉片，其上裝有截煤用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤

36、裝到刮板輸送機種，為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側裝有弧形擋煤板，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉180°；底托架用來固定整個采煤機，底托架內的調高油缸用來使搖臂升降，以調整采煤機的采高；采煤機的電纜和供水管靠托纜裝置來夾持，并由采煤機托著在工作面輸送機的電纜槽中移動；電氣控制箱內裝有各種電控元件，以實現(xiàn)各種控制及電氣保護；為降低電動機和牽引部的溫度來提供噴霧降塵用水，采煤機上還設有專門的供水系統(tǒng)和內噴霧系統(tǒng)。</p&

37、gt;<p>　　1.2.3滾筒采煤機的工作原理</p><p>　　單滾筒采煤機的滾筒一般位于采煤機下端，以使?jié)L筒割落下來的煤不經(jīng)機身下部運走，從而可降低采煤機機面高度，單滾筒采煤機上行工作時，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機，同時跟機懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長后，將弧形擋煤板翻轉180°；接著，機器下行工作，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移工作面輸送機。這種采煤機沿工作面往返一次

38、進一刀的采煤法叫單向采煤機。</p><p>　　雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤，因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一刀，返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法；必須指出，為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉方向相適應；對順時針旋轉的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮貧w結為

39、“左轉左旋，右轉右旋”，即人站在采空區(qū)側從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。</p><p>　　第四代采煤機研發(fā)成功后，現(xiàn)在采煤機的設計基本上傳承了他們的特點，隨著機械電子的飛速發(fā)展，對采煤機產生了很大的影響，現(xiàn)在采煤機是集電子系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)，機械傳動系統(tǒng)于一身的復雜的系統(tǒng)。在機械傳動部分現(xiàn)代的采煤機去掉了以前采煤機的的托架，全部采用雙滾筒設計。</p><p>　　1

40、.2.4采煤機的進刀方法</p><p><b>　　端部斜切法</b></p><p><b>　　中部斜切法</b></p><p><b>　　正切進刀法</b></p><p>　　1.3采煤機的發(fā)展趨勢</p><p>　　電牽引采煤機仍然是采

41、煤機的發(fā)展方向，液壓牽引采煤機制造進度高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費用高，效率和可靠性則較低。德國Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一臺電牽引采煤機，在隨后的20年中，美國、日本、法國、英國等都大力研制并發(fā)展了電牽引采煤機。電牽引采煤機具有良好的牽引特性、可用于大傾角煤層、運行可靠、適用壽命長、反應靈敏、動態(tài)特性好、效率高、結構簡單、有完善的檢測和顯示系統(tǒng)。因此，電牽引采煤機是今后的發(fā)展方向，近年來綜采高產高效的

42、世界記錄都是由電牽引采煤機創(chuàng)造的。</p><p><b>　　2 設計過程</b></p><p>　　2.1整機功率的安排</p><p>　　設計機型的總裝機功率為1200KW，其中左右搖臂處各設一個功率為500KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機，左右牽引部各設一個功率為75KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機，液壓部分的泵用電機采用一個功

43、率為50KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機 。</p><p>　　2.2搖臂減速器傳動比的安排</p><p>　　總傳動比等于截割電動機的轉速與滾筒的轉速比值:</p><p>　　電動機轉速： 1486r/min</p><p>　　滾筒轉速： 37r/min</p><p>　　總傳動比：

44、 </p><p><b>　　傳動比分配:</b></p><p>　　對于采煤機結構的特殊性（如機厚及其約束），對于厚煤層型采煤機一般使用兩級圓柱直齒輪減速，帶兩級2K－H負號行星齒輪減速。行星齒輪傳動安排在最后一級較合理，既可利用滾筒滾轂內的空間，又可減少前面圓柱直齒輪的傳動比和尺寸。采煤機機身高度受到嚴格限制，每級圓柱直齒輪傳動比一般為，行星齒輪。</p

45、><p>　　行星齒輪減速級傳動比：</p><p>　　初步估算第一級行星齒輪減速級傳動比為</p><p>　　查表得可取：＝23，＝91，＝34，</p><p>　　初步估算第二級行星齒輪減速級傳動比為</p><p>　　查表得可取：＝25，＝99，＝37，</p><p>　　兩級圓柱齒

46、輪傳動總傳動比：</p><p>　　為有效利用空間，同時盡可能使所設計的采煤機機身高度較小，傳動比應從高速級向低速級遞減，在初步設計時可按：</p><p><b>　　進行選取。</b></p><p>　　所以初步估取兩級圓柱齒輪傳動的傳動比分別為：</p><p>　　2.3搖臂減速箱的具體結構</p>

47、;<p><b>　　2.3.1殼體</b></p><p>　　采取直搖臂形式，用ZG25Mn材料鑄造成整體，并在殼體內腔殼體表面設置有八組冷卻水管。</p><p><b>　　2.3.2一軸 </b></p><p>　　軸齒輪、軸承、端蓋、密封座、銅套、密封件等組成，與截割電機空心軸以花鍵軸聯(lián)接的扭矩

48、軸通過INT/E×T16Z×5m×30p×6H/6h花鍵與一軸軸齒輪相聯(lián)。</p><p>　　2.3.3第一級減速惰輪組 </p><p>　　齒輪、軸承、距離墊、擋圈組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；</p><p><b>　　2.3.4二軸</b></p><p&g

49、t;　　軸齒輪、齒輪、軸承、端蓋、距離墊、密封圈等組成。</p><p>　　2.3.5第二級減速惰輪</p><p>　　由齒輪、軸承、擋圈、墊等組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體。</p><p>　　2.3.6中心齒輪組</p><p>　　由軸齒輪、太陽輪、兩個軸承座、兩個NCF2940V軸承和四個骨架油封等組成，太陽輪通過花鍵

50、與軸齒輪相聯(lián)并將動力傳給第一級行星減速器。</p><p>　　2.3.7第一級行星減速器</p><p>　　內齒圈、行星架、太陽輪、行星輪及輪軸、行星輪軸承、兩個距離墊，該行星減速器為三個行星輪結構，太陽輪浮動，行星架靠兩個銅質距離墊軸向定位，徑向有一定的配合間隙，因而行星架徑向也有一定的浮動量。</p><p>　　2.3.8第二級行星減速器</p>

51、;<p>　　行星架、內齒圈、行星輪、行星輪軸及軸承、支承行星輪的兩個軸承、軸承座、聯(lián)接法蘭、滑動密封圈、及一些輔助材料和密封件組成，該行星減速器為四行星輪結構，太陽輪浮動，行星架一端通過軸承HM266449/HM266410和軸承座支承與殼體上，另一端通過軸承M268749/M268710支承與軸承杯上，軸承杯、內齒圈通過螺栓、銷子和殼體緊固為一體。</p><p><b>　　2.3.

52、9中心水路</b></p><p>　　有水管和一些接頭組成。</p><p><b>　　2.3.10離合器</b></p><p>　　離合手把、壓蓋、轉盤、推桿軸、扭矩軸等組成。</p><p><b>　　2.4各軸的轉速</b></p><p>　　一軸

53、齒輪的轉速：由于與電機相連所以</p><p><b>　　二軸的轉速：</b></p><p><b>　　中心輪組的轉速：</b></p><p>　　第二級行星減速器太陽輪的轉速：</p><p><b>　　2.5各軸的功率</b></p><p&g

54、t;<b>　　一軸齒輪的功率：</b></p><p><b>　　二軸齒輪的功率：</b></p><p><b>　　中心輪組的功率：</b></p><p>　　第二級行星減速器太陽輪的功率：</p><p>　　2.6截割部齒輪的設計計算</p><

55、;p>　　2.6.1第一級減速圓柱直齒輪的設計計算</p><p><b>　　選擇齒輪材料</b></p><p>　　查機械手冊： 小齒輪選用18Cr2Ni4WA調質</p><p>　　惰輪選用20CrMnTi調質</p><p>　　大齒輪選用18Cr2Ni4WA調質</p><p&g

56、t;　　按齒面接觸疲勞強度設計計算</p><p>　　確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.013～0.022)估計圓周速度vt=17.15m/s,參考機械設計工程學［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取</p><p>　　小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得：</p><p>　　齒寬系數(shù)查表按齒輪相對軸承為對稱布置，取=0.4</p><p>

57、;　　小輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選=27</p><p>　　大輪齒數(shù) =i·=1.6×27=43.2 圓整取Z2=42</p><p>　　齒數(shù)比u= Z2/=42/27=1.56</p><p>　　傳動比誤差△u/u △u/u=(1.6-1.56)/1.6=0.025誤差在±5%范圍內，所以符合要求</p&

58、gt;<p>　　小輪轉矩T1 由公式得T1=9550/</p><p>　　=9550×490.05/1486</p><p>　　=3149379.206 N·mm</p><p>　　載荷系數(shù)K 由公式得</p><p>　　使用系數(shù) 查表得=2</p><p>　　

59、動載荷系數(shù) 查表得=1.3</p><p>　　齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得</p><p><b>　　εγ=εα=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=1.

60、68</b></p><p>　　查表并插值得=1.1</p><p>　　則載荷系數(shù)的初值 =</p><p>　　=2.0×1.3×1×1.1</p><p><b>　　=2.86</b></p><p>　　彈性系數(shù) 查表得=189.8&l

61、t;/p><p>　　節(jié)點影響系數(shù) 查表得（β=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4</p><p>　　重合度系數(shù) 由推薦值0.85-0.92，取=0.87</p><p>　　許用接觸應力 由公式得</p><p>　　接觸疲勞極限應力查圖得=1650 N/mm2</p><p>　　=1

62、300 N/mm2</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)由公式得：N1=60njLh</p><p>　　=60×1486×1×24×300×8</p><p><b>　　=5.14×109</b></p><p><b>　　N2=N1/u</b

63、></p><p>　　=5.14×109/1.428</p><p><b>　　=3.21×109</b></p><p>　　則查表得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕）</p><p><b>　　==1</b></p><p>　　硬化系數(shù)

64、查表及說明得</p><p><b>　　=1</b></p><p>　　按接觸強度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強度=1.25～1.3取</p><p><b>　　=1.2</b></p><p>　　則 =1650×1×1/1.2</p

65、><p>　　=1375 N/mm2</p><p>　　=1300×1×1/1.2</p><p>　　=1083 N/mm2</p><p><b>　　d1的設計初值為</b></p><p><b>　　≥213.99 </b></p>

66、<p>　　齒輪模數(shù)m m=/Z1</p><p>　　=213.99/27</p><p><b>　　=7.93</b></p><p><b>　　查表取m=8</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=mZ1</p><p><

67、;b>　　=27×8</b></p><p><b>　　=216 </b></p><p><b>　　圓周速 </b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=16.8 </b></

68、p><p>　　與估計值vt=17.15m/s 很相近，對值影響不大，不必修正</p><p><b>　　= =1.3,</b></p><p><b>　　小齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　大齒輪分度圓直徑</b></p><p>&

69、lt;b>　　中心矩</b></p><p><b>　　齒寬</b></p><p><b>　　大齒輪齒寬</b></p><p><b>　　小齒輪齒寬</b></p><p>　　考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加一級惰輪</p&

70、gt;<p>　　由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取8，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度校核計算</p><p><b>　　由公式</b></p><p>　　齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.57</p>&l

71、t;p><b>　　大輪 2.38</b></p><p>　　應力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.6</p><p><b>　　大輪 =1.67</b></p><p>　　重合度系數(shù) 由公式 =</p><p><b>　　=0.7</b></

72、p><p>　　許用彎曲應力 由式 </p><p>　　彎曲疲勞極限 查表得=</p><p><b>　　=</b></p><p>　　彎曲壽命系數(shù) 查表得==1</p><p>　　尺寸系數(shù) 查表得=1</p><p>　　安全系數(shù)

73、 查表得=1.6</p><p>　　則 =1100×1×1/1.6=687.5</p><p>　?。?60×1×1/1.6=412.5</p><p><b>　　故 ≤</b></p><p><b>　　≤</b></p>

74、<p>　　所以齒根彎曲強度滿足要求。</p><p><b>　　其他尺寸的計算</b></p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p>　　計算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計算</p><p>　　中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算</p><p>

75、　　中心矩 按如下公式計算</p><p><b>　　齒高變動系數(shù) </b></p><p>　　齒頂高 </p><p>　　齒根高 =（+-x）m</p><p>　　齒全高 =（2+-）m</p><p>　　齒頂圓直徑

76、 =d1+2</p><p>　　齒根圓直徑 =d1-2</p><p>　　一齒輪軸與第一級惰輪嚙合傳動的相關參數(shù)的計算值：</p><p><b>　　嚙合角 =</b></p><p>　　中心矩變動系數(shù) =0.4926</p><p>　　中心矩

77、 =</p><p>　　齒高變動系數(shù) =0.0302</p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒全高 </b></p><p><b>　　齒頂圓

78、直徑 </b></p><p><b>　　齒根圓直徑 </b></p><p>　　大齒輪與第一級惰輪嚙合傳動的相關參數(shù)的計算值：</p><p>　　嚙合角 =</p><p>　　中心矩變動系數(shù) = 0.5118</p><p>　　中心矩

79、 = </p><p>　　齒高變動系數(shù) = 0.0111</p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒全高 </b></p><p>　　齒頂圓直

80、徑 </p><p>　　齒根圓直徑 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　小齒輪的結構設計：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因此采用內設花鍵與電動機的扭矩軸連接。</p><p><b>　　大齒輪

81、的結構</b></p><p><b>　　第一級惰輪的結構：</b></p><p>　　2.6.2第二級減速圓柱直齒輪的設計計算</p><p><b>　　選擇齒輪材料</b></p><p>　　查機械手冊：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調質</p><p&

82、gt;　　大齒輪選用18Cr2Ni4WA調質</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度設計計算</p><p>　　確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.013～0.022) 估計圓周速度=14.26m/s,參考機械設計工程學［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級</p><p>　　小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得</p><p&g

83、t;　　齒寬系數(shù)查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.4</p><p>　　小輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選=28</p><p>　　大輪齒數(shù) Z4=i·Z3=1.28×28=35.84 圓整取=36</p><p>　　齒數(shù)比u= / = 1.29</p><p>　　傳動比誤差△u/u △u/u

84、=(1.28-1.29)/1.28=0.007誤差在±5%范圍內，所以符合要求</p><p>　　小輪轉矩T3 由公式得T3=9550</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=4838958.08 </p><p>　　載荷系數(shù)K 由公式得</p><p>

85、;　　使用系數(shù) 查表得=1.75</p><p>　　動載荷系數(shù) 查表得=1.3</p><p>　　齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1.1</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得</p><p><b>　　εγ=εα=</b></p><p><b>　　=<

86、;/b></p><p><b>　　=1.68</b></p><p>　　查表并插值得=1.1</p><p>　　則載荷系數(shù)的初值 =</p><p>　　=1.75×1.3×1.1×1.1</p><p><b>　　=2.75</b

87、></p><p>　　彈性系數(shù) 查表得=189.8</p><p>　　節(jié)點影響系數(shù) 查表得（β=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.45</p><p>　　重合度系數(shù) 查表得（）=0.87</p><p>　　許用接觸應力 由公式得</p><p>　　接觸疲勞極限應力查圖得

88、=1650N/mm2</p><p>　　=1300 N/mm2</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù)由公式得：N3=</p><p>　　=60×928.75×1×(24×300×8)</p><p>　　=

89、N4=N3/u</p><p>　　=3.2×109/1.28</p><p><b>　　=2.5×109</b></p><p>　　則查表得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕）</p><p><b>　　==1</b></p><p>　　硬化系數(shù)

90、查表及說明得</p><p><b>　　=1</b></p><p>　　按接觸強度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強度=1.25～1.3取</p><p><b>　　=1.2</b></p><p>　　則 =1650×1×1/1.2</p

91、><p>　　=1375 N/mm2</p><p>　　=1300×1×1/1.2</p><p>　　=1083 N/mm2</p><p>　　D3的設計初值d3t為</p><p><b>　　≥</b></p><p>　　齒輪模數(shù)m &

92、lt;/p><p>　　=254.78/28</p><p><b>　　=9.1</b></p><p><b>　　查表取m=10</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值</p><p><b>　　=28×10</b><

93、;/p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　圓周速 </b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　與估計值vt=14.26m/s 很相近，對值影

94、響不大，不必修正</p><p>　　=t=1.3 </p><p><b>　　小齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　大齒輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　中心矩 </b></p><p><b>

95、;　　齒寬</b></p><p>　　考慮到受內部花鍵及齒輪強度的影響取</p><p><b>　　大齒輪齒寬</b></p><p><b>　　小齒輪齒寬</b></p><p>　　考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級惰輪 組。由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭

96、矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取10，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度校核計算</p><p><b>　　由公式</b></p><p>　　齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.55</p><p><b>　　大輪 2.44<

97、/b></p><p>　　應力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.61</p><p><b>　　大輪 =1.65</b></p><p>　　重合度系數(shù) 由公式 =</p><p><b>　　=0.7</b></p><p>　　許用彎曲應力 由

98、式 </p><p><b>　　彎曲疲勞極限 </b></p><p>　　查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2</p><p>　　彎曲壽命系數(shù) </p><p><b>　　查表得==1</b></p><p>　　尺寸系數(shù)

99、 查表得=1</p><p>　　安全系數(shù) 查表得=1.3</p><p>　　則 =1100×1×1/1.3=846.2</p><p>　?。?60×1×1/1.3=507.7</p><p>　　故 233.47N/mm2≤</p><p>　　164.9

100、9N/mm2≤</p><p>　　所以齒根彎曲強度足夠</p><p><b>　　其他尺寸的計算</b></p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　計算參數(shù)：</b></p><p>　　嚙合角 按如下公式計算&l

101、t;/p><p>　　中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算</p><p>　　中心矩 按如下公式計算 </p><p>　　齒高變動系數(shù) 按如下公式計算</p><p>　　齒頂高 按如下公式計算</p><p>　　齒根高 按如下公式計算=（+-x）m</p><p>　　齒全高 =（2+-）

102、m</p><p>　　齒頂圓直徑 =d1+2</p><p>　　齒根圓直徑 =d1-2</p><p>　　二齒輪軸與第二級惰輪嚙合傳動的相關參數(shù)的計算值：</p><p><b>　　嚙合角 =</b></p><p>　　中心矩變動系數(shù) = 0.5009</p>&l

103、t;p>　　中心矩 = 310.009mm</p><p>　　齒高變動系數(shù) = 0.0289</p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒全高 </b></p><

104、p><b>　　齒頂圓直徑 </b></p><p>　　齒根圓直徑 = 260.324mm </p><p>　　第三級惰輪與第二級惰輪嚙合傳動的相關參數(shù)的計算值：</p><p><b>　　嚙合角 =</b></p><p>　　中心矩變動系數(shù) = 0.4926<

105、;/p><p>　　中心矩 = 334.926mm</p><p>　　齒高變動系數(shù) = 0.0346</p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒全高 </b></

106、p><p><b>　　齒頂圓直徑 </b></p><p>　　齒根圓直徑 </p><p>　　中心齒輪與第三級惰輪嚙合傳動的相關參數(shù)的計算值：</p><p><b>　　嚙合角 =</b></p><p>　　中心矩變動系數(shù) = 0.4778<

107、;/p><p>　　中心矩 = 349.778mm</p><p>　　齒高變動系數(shù) = 0.0469</p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><b>　　齒根高 </b></p><p><b>　　齒全高

108、 </b></p><p>　　齒頂圓直徑 </p><p>　　齒根圓直徑 = 340.222mm </p><p>　　注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。</p><p><b>　　結構設計</b></p><p><b>　　二軸齒輪&l

109、t;/b></p><p><b>　　中心輪組齒輪結構：</b></p><p><b>　　第二級惰輪的結構：</b></p><p>　　2.6.3第一級行星減速器的設計計算</p><p>　　選擇行星傳動的類型為2K-H[A]。</p><p>　　選擇齒輪的

110、材料及熱處理</p><p>　　太陽輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪HRC=60;行星輪HRC=58。內齒圈選用40Cr調質，硬度為HB=256。</p><p>　　此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為△7。</p><p>　　采用太陽輪a浮動的均載機構，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP 的數(shù)值取為

111、：KPH=1.1（計算接觸強度時）；KPF=1.15（計算彎曲強度時）</p><p><b>　　行星輪個數(shù)的確定：</b></p><p>　　，由此查表得取行星輪的個數(shù)為=3。</p><p><b>　　確定各輪的齒數(shù)： </b></p><p>　　首先試選太陽輪a的齒數(shù)=23,則==4.

112、95×23=113.85</p><p>　　同時考慮“轉配條件”，故取Zb=91,即</p><p>　　中心齒輪圓整后數(shù),其傳動誤差△i甚少，對動力傳動完全合用；</p><p>　　其次計算行星輪g的名義齒數(shù)值 </p><p>　　取，選取高變位齒輪傳動，所以</p><p><b>　

113、　強度計算</b></p><p>　　外齒輪副a-g的強度計算</p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下：</p><p>　　齒數(shù)比 </p><p>　　齒寬系數(shù) 查表取為：</p>

114、<p>　　材料系數(shù) 查表取=189.8</p><p>　　節(jié)點嚙合系數(shù)ZH 查表得ZH=2.37</p><p>　　轉矩T1 根據(jù)公式 </p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　載荷系數(shù)</b></p><p>　　工作情

115、況系數(shù) 查表得=1</p><p>　　動載荷系數(shù) 查表得=1.3</p><p><b>　　載荷分布系數(shù) </b></p><p><b>　　查表得 ，</b></p><p><b>　　故 </b></p><p>　　許用接觸應力

116、 按下式計算：</p><p><b>　?。∟/mm2）</b></p><p>　　齒輪材料的接觸疲勞強度極限查表有 =23HRC</p><p>　　對太陽輪a =23×60=1380（N/mm2）</p><p>　　對行星輪g =23×58=1334（N/mm2）</p>

117、;<p>　　安全系數(shù)取為 =1.2</p><p>　　齒面光潔度系數(shù) =1.0</p><p>　　速度系數(shù) =1</p><p>　　接觸壽命系數(shù) </p><p>　　其中應力循環(huán)系數(shù) =</p><p>　　對太陽輪a =30&#

118、215;6142.4=1.47×108</p><p>　　對行星輪g =30×5782.4=1.28×108</p><p>　　齒輪的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算</p><p>　　對太陽輪a為 </p><p>　　對行星輪g為 </p><p>　　按

119、每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算出t=24×300×10=72000 (h)</p><p><b>　　根據(jù)傳動比 及 </b></p><p><b>　　可計算出 </b></p><p><b>　　∵ </b></p><

120、;p><b>　　∴ </b></p><p>　　故太陽輪a的循環(huán)次數(shù)為 </p><p>　　行星輪g的循環(huán)次數(shù)為</p><p><b>　　因，故取</b></p><p>　　于是有太陽輪a的許用接觸應</p><p>　　行星輪g的許用接觸應力</p

121、><p><b>　　計算時應取較小的</b></p><p>　　將以上各值代入按接觸強度計算的中心距</p><p><b>　　=233.7</b></p><p>　　圓整中心距，取工作中心距</p><p><b>　　確定齒輪模數(shù)m</b><

122、;/p><p>　　根據(jù)BG1357-87，取m=8</p><p><b>　　確定變位系數(shù)、</b></p><p>　　因工作中心距=234(mm)</p><p><b>　　標準中心距 </b></p><p>　　比較，故外齒輪副a-g要采用正變位齒輪傳動（正傳動）

123、</p><p><b>　　按下式計算嚙合角</b></p><p><b>　　和</b></p><p><b>　　計算得嚙合角</b></p><p><b>　　總變位系數(shù) </b></p><p>　　按滾切的外齒輪

124、副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　校核接觸強度</b></p><p><b>　　根據(jù)公式有 </b></p><p><b>　　按，查表得2.1</b></p>

125、;<p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p><b>　　根據(jù) </b></p><p>　　所以重新取 ，那么</p><p>　　將所求的各值代入接觸強度校核公式</p><p><b>　　=</b></p><p>　　所以接觸強度滿足要

126、求</p><p><b>　　校核彎曲強度</b></p><p>　　彎曲強度的校核公式為 </p><p>　　許用彎曲應力安下式計算 </p><p>　　查表齒根彎曲疲勞強度極限 =750（N/mm2）</p><p>　　因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=750&

127、#215;0.8=600（N/mm2）</p><p>　　安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1</p><p><b>　　彎曲壽命系數(shù) </b></p><p>　　因齒輪的應力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1</p><p><b>　　對太陽輪a </b&g

128、t;</p><p><b>　　對行星輪g </b></p><p>　　根據(jù)載荷分布系數(shù) </p><p>　　查表得 ， =1.2 </p><p><b>　　故 </b></p><p><b>　　從而載荷系數(shù) </b&g

129、t;</p><p><b>　　轉矩</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　齒形系數(shù)查表有 太陽輪a =2.08 </p><p>　　行星輪g =1.98</p><p>　　齒根應力集中系數(shù)查表有 太陽輪a =1.83</

130、p><p>　　行星輪g =1.97</p><p>　　將求得的各值代入彎曲強度校核公式有</p><p>　　太陽輪a的齒根彎曲應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　行星輪g的齒根彎曲應力</p><p><b>　　=</b&

131、gt;</p><p><b>　　所以都滿足彎曲強度</b></p><p>　　內齒輪副g-b的強度計算</p><p><b>　　變位系數(shù)的確定</b></p><p><b>　　標準中心距 </b></p><p>　　故應采用變位齒輪傳動

132、（負傳動）</p><p><b>　　再按下式計算嚙合角</b></p><p><b>　　和</b></p><p><b>　　得，總變位系數(shù)</b></p><p>　　已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686</p><p>

133、;<b>　　校核接觸強度</b></p><p><b>　　根據(jù)校核的公式 </b></p><p><b>　　查表有=189.8</b></p><p><b>　　按，查表得=2.5</b></p><p><b>　　齒數(shù)比=2.6

134、77</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 =8×34=272（mm）</p><p>　　齒寬系數(shù) 查表取=0.315</p><p><b>　　轉矩 </b></p><p>　　=2.26×106×=</p><p>　　根據(jù)=0

135、.315 ，查圖取</p><p><b>　　根據(jù)</b></p><p><b>　　=4.571>3</b></p><p><b>　　查圖有 0.3</b></p><p>　　=1+（1.02-1）×0.3=1</p><p&

136、gt;<b>　　1.4×1=1.4</b></p><p><b>　　許用接觸應力 </b></p><p>　　對于內齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強度疲勞極限</p><p>　　查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）</p><p>　　因內齒輪

137、副的實際承載能力低于計算結果，</p><p><b>　　當時</b></p><p>　　應將降低8%，即內齒輪b的接觸疲勞 極限</p><p>　　=600×0.92=552（N/mm2）</p><p>　　安全系數(shù) 取為=1.1，=1.2，=1</p><p>　　內齒輪b的

138、應力循環(huán)基數(shù) </p><p>　　內齒輪b輪齒的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算</p><p>　　129.392×3×72000=1.677×109</p><p><b>　　因,故=1</b></p><p>　　于是內齒輪b的許用接觸應力</p><p>　　將