【終稿全套】MGTY400-900-3.3D電牽引采煤機截割部設(shè)計【8張CAD圖紙+文檔】

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太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院 畢 業(yè) 論 文 畢業(yè)生姓名 ： 周 駿 騰 專業(yè) ： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué)號 ： 120531002 指導(dǎo)教師 郭 曉 娥 所屬系（部） ： 機械電子工程系 二〇一四年六月 太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計評閱書 題目: MGTY400/900—3.3D電牽引采煤機截割部設(shè)計　　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　 　機電 系 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 姓名 　　 設(shè)計時間：2014年3月24日—2014年6月15日 評閱意見： 成績： 　　　　　　　　　　　　　　　 指導(dǎo)教師：　　　　　（簽字） 　　　　　　　　　　　　　 職　　務(wù)：　　　　　 201 年　月　日 太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計答辯記錄卡 機電 系 機械設(shè)計制造及其自動化　專業(yè) 姓名　 答 辯 內(nèi) 容 問 題 摘 要 評 議 情 況 　　　　　　　　　 記錄員： （簽名） 成 績 評 定 指導(dǎo)教師評定成績 答辯組評定成績 綜合成績 注：評定成績?yōu)?00分制，指導(dǎo)教師為30%，答辯組為70%。 專業(yè)答辯組組長：　　　　　（簽名） 　　　　　　　　　 201 年　　月　　日 II 摘 要 MGTY400/900-3.3D型采煤機是一種電牽引大功率采煤機，該機機身矮，裝機功率大，采用大角度彎搖臂設(shè)計，加大了過煤空間，提高了裝煤效果，機械傳動都是直齒傳動，傳動效率高，容易安裝和維護。 本次設(shè)計以MGTY400/900-3.3D型電牽引型采煤機截割部為設(shè)計對象,采煤機截割部主要是由四級齒輪傳動組成,電動機輸出的動力經(jīng)由兩級直齒圓柱齒輪和雙級行星輪系的傳動，最后驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)。設(shè)計任務(wù)有：一初步確定設(shè)計方案；二是通過查找有關(guān)資料及設(shè)計手冊設(shè)計計算截割部的傳動系統(tǒng)。在設(shè)計過程中，對截割部的軸、傳動齒輪、軸承和聯(lián)接用的花鍵等部件進行了設(shè)計計算、強度校核和選用。同時在計算過程中我們應(yīng)該正確應(yīng)用設(shè)計手冊，認真計算每個過程的具體數(shù)據(jù)，確保設(shè)計數(shù)據(jù)的準確率，達到設(shè)計所要求的目的。 關(guān)鍵字：采煤機 截割部 減速器 行星輪 齒輪 Abstract MGTY400/900-3.3D Shearer is a high-power electric traction shearer with a short body and strong power. And it was designed with a wide-angle rocker arm, so that the space to deliver the coal was expanded, and the coal loading speed was efficiently improved. Mechanical transmission?is?a straight transmission with high transmission efficiency,?easy to install and maintain. This research takes the cutting unit of MGTY400/900-3.3D type electric traction shearer as the design object. The cutting unit is mainly composed of four - stage of gear transmission. The motor’s output power passes through two-stage of spur gears transmission and two-stage planetary gear train transmission, finally, rotates the drive rollers .The targets of the research: first, determine the basic design scheme. Second, design the transmission system of the cutting part by looking up some relevant information. In the process, we will design, choose and check the parts of shearer ,such as axle,transmission gears, bearings, the spline and so on. At the same time, we should make good use of the design manual when calculating, carefully calculate each specific data, ensure the accuracy of design data, and finally reaches the design requirements. Key words：Coal mining machines Cutting Department Reducer Planetary gear Gear 102 太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院----畢業(yè)設(shè)計說明書 目 錄 緒 論 1 第一章 MGTY400/900—3.3D型采煤機整機概述 3 第一節(jié) 采煤機的組成與特點 3 第二節(jié) 采煤機的工作面布置情況及工作過程 6 第三節(jié) 采煤機的主要技術(shù)特征 7 第二章 采煤機截割部設(shè)計的原則和依據(jù) 11 第一節(jié) 采煤機截割部總體設(shè)計原則 11 第二節(jié) 傳動方案設(shè)計 13 第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算 17 第三章 采煤機附屬裝置 79 第一節(jié) 輔助液壓系統(tǒng)作用 79 第二節(jié) 調(diào)高油缸 83 第三節(jié) 冷卻系統(tǒng) 84 第四章 采煤機的運輸、操作與檢修 88 第一節(jié) 運輸 88 第二節(jié) 井上井下檢查與運輸 89 第三節(jié) 采煤機的啟動、操作和停機 90 第四節(jié) 采煤機的維護 91 結(jié)束語 95 參考文獻 96 英文文獻 97 中文翻譯 100 結(jié) 論 103 致 謝 104 太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院----畢業(yè)設(shè)計說明書 緒 論 一、產(chǎn)品設(shè)計的意義 改革開放以來，我國煤炭科學(xué)技術(shù)取得了突飛猛進得發(fā)展，開采工藝和裝備水平不斷提高，機械化程度逐年上升。煤炭工業(yè)戰(zhàn)線上的技術(shù)人員和廣大職工，在設(shè)計制造礦山機械設(shè)備和引進吸收國外先進技術(shù)等方面積累了豐富的經(jīng)驗，取得了豐碩的成果。 高產(chǎn)高效綜采技術(shù)的核心是工作面綜采設(shè)備近10年來，工作面三大配套設(shè)備――采煤機，刮板輸送機和液壓支架，在設(shè)計方法和結(jié)構(gòu)上都有了重大的發(fā)展，主要是提高設(shè)備生產(chǎn)能力和可靠性，改進操作性能。 采煤機技術(shù)發(fā)展得一個重要突破是采用了多電機電牽引技術(shù)，大大簡化了機械傳動系統(tǒng)。采煤機得模塊化設(shè)計使機器的維護和監(jiān)測更加簡單，可靠性更高?，F(xiàn)代先進采煤機的主要特點是： 1. 多電機交流變頻調(diào)速或直流調(diào)速電牽引，牽引速度不斷提高，最大牽引速度已達到30m/min。 2. 大功率、高電壓、大截深，采煤機裝機功率超過1200kw，最大達到2285kw?，F(xiàn)行1100V工作電壓已不適應(yīng)大功率采煤機的要求。美國目前常用電壓為2300V，部分工作面采用4160V電壓；英國、澳大利亞使用3300V電壓；法國使用5000V電壓；波蘭使用6000V電壓。采煤機截深達到1～1.2m。 3. 積木式結(jié)構(gòu)，各單元之間沒有機械動力傳動，簡單可靠。 4. 更先進得設(shè)備，可實現(xiàn)滾筒自動導(dǎo)向，其關(guān)鍵是煤巖界面探測技術(shù)。它能自動識別煤巖界面，并據(jù)此自動調(diào)節(jié)滾筒截割高度。 5. 采用煤層控制和故障診斷系統(tǒng)。 現(xiàn)階段，在我國煤炭開采中，機械化采煤的采量占主要地位，其中高檔普采、綜合機械化采煤占有一定的比例，同時，我國目前生產(chǎn)的滾筒式采煤機的品種并不齊全，主要技術(shù)性能還不是很完善，因此我國設(shè)計的雙滾筒采煤機是適應(yīng)要求的。 二、設(shè)計目的 1. 這次畢業(yè)設(shè)計是所學(xué)課程的應(yīng)用和鞏固，也是一次全面性的總結(jié)，學(xué)習(xí)煤礦采掘機械部改裝設(shè)計的一般方法和步驟，掌握解決煤礦機械化技術(shù)問題的初步能力，為以后的工作打下一定基礎(chǔ)，適應(yīng)日趨深奧的科學(xué)技術(shù)。 2. 根據(jù)所給定的地質(zhì)條件，通過擬定傳動的結(jié)構(gòu)方案，并結(jié)合現(xiàn)有的生產(chǎn)條件等獨立完成采煤機的局部改裝設(shè)計全過程，熟悉正確運用設(shè)計資料，加深采煤機的設(shè)計正確認識，培養(yǎng)分析和解決問題的能力。 第一章 MGTY400/900—3.3D型采煤機整機概述 第一節(jié) 采煤機的組成與特點 MGTY400/900-3.3D型交流電牽引采煤機是一種多電機驅(qū)動、橫向抽屜式布置，采用機載式交流變頻調(diào)速裝置的新型電牽引采煤機。 該采煤機型號：MGTY400/900-3.3D 型號含義： TY——太原 M——采煤機 G——滾筒式 400/900——截割電機功率/裝機總功率（kW） 3.3——電壓等級 D——電牽引 采煤機端面及與工作面運輸機配套尺寸見圖1-1采煤機端面配套圖。采煤機由左、右搖臂，左、右螺旋滾筒，牽引傳動箱，外牽引，泵站，控制箱，牽引調(diào)速裝置，調(diào)高油缸，主機架，輔助部件，電器系統(tǒng)及附件等部件組成。見圖1-2交流電牽引采煤機。 采煤機主要特點是總體結(jié)構(gòu)為多電機橫向布置，牽引方式為機載式交流變頻調(diào)速--銷軌式無鏈牽引，電源電壓為3300伏，采用單電纜供電，以計算機操作、控制并能中文顯示運行狀態(tài)、故障檢測。 下面是該機型一些與其它機型不同之處以及其本身的特點： 1. 主機架為整體鑄焊結(jié)構(gòu)，其強度大、剛性好，各部件的安裝均可單獨進行，部件間沒有動力傳遞和連接，該機上所有切割反力、牽引力、采煤機的限位、導(dǎo)向作用力均由主機架承受。 2. 搖臂為懸掛鉸接與主機架相聯(lián)接，無回轉(zhuǎn)軸承及齒輪嚙合環(huán)節(jié)，搖臂功率大，輸出軸轉(zhuǎn)速低。 3. 牽引采用強力鏈軌式無鏈牽引系統(tǒng)，牽引力大，工作平穩(wěn)可靠，使采煤機能適應(yīng)底板起伏較大的工作面。 4. 采用鎬型截齒強力滾筒，減少了截齒的消耗，提高了滾筒的使用壽命，并且提高塊煤率。 5. 采煤機電源電壓等級為3300伏，減小了電纜直徑；單電纜供電使采煤機拖移電纜方便自如，減小工作面電纜故障。 6. 采用機載式交流變頻調(diào)速系統(tǒng)，提高了牽引速度和牽引力。 7. 采用計算機控制，系統(tǒng)簡單可靠，對運行狀態(tài)隨時檢測顯示，顯示內(nèi)容全部中文顯示，適應(yīng)國內(nèi)煤礦使用。 8. 液壓系統(tǒng)和水路系統(tǒng)的主要元件都是集中在集成塊上，管路連接點少，維護簡單。 圖1-1 采煤機配套圖 第二節(jié) 采煤機的工作面布置情況及工作過程 一、 工作面布置如圖1－3 圖1-3 工作面布置圖 1、7-端頭支架 2-液壓安全鉸車 3-噴霧泵站 4-液壓支架 5-刮板輸送機； 6-雙滾筒采煤機 8-集中控制臺 9-配電箱 10-乳化液泵站 11-移動變電站； 12-軌道 13-帶式輸送機 14-轉(zhuǎn)載機 二、工作過程 MGTY400/900-3.3D交流電牽引采煤機適用于較傾斜、中硬煤層長壁式綜采工作面，采高范圍為2.5～3.5米(根據(jù)配置可以改變采高)?？稍谥車諝庵械募淄椤⒚簤m、硫化物、二氧化碳等不超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量的礦井中使用；該電氣系統(tǒng)應(yīng)用兩臺DTC變頻器采用光纜通訊技術(shù)，一拖一的牽引方式。該機主要與工作面輸送機、液壓支架、皮帶運輸機等配套使用，可實現(xiàn)采、裝、運的機械化，達到綜采的高產(chǎn)高效。 　 綜合機械化采煤工藝過程如下： 1、 采煤機自工作面一端開始向另一端采煤； 2、 隨著采煤機的移動，緊接著移動液壓支架以便及時的支護底板； 3、 在采煤機后面的一定距離處，推移工作面輸送機；當(dāng)采煤機移動到工作面的另一端，各工序也都相應(yīng)的完成之后，就實現(xiàn)了一完整的采煤循環(huán)過程。 第三節(jié) 采煤機的主要技術(shù)特征 序 號 名 稱 參 數(shù) 1 采高范圍 m 2.2～3.5 2 機面高度 mm 1593 3 主機架長度mm 7670 4 適應(yīng)煤層傾角 ° ≤25 5 適應(yīng)煤層硬度 f≤4 6 裝機總功率kW 900 7 供電源電壓 V 3300 8 搖 臂 搖臂長度 mm 2168 搖臂回轉(zhuǎn)中心距 mm 7520 搖臂水平時最大長度mm 13648 搖臂擺角 上擺角度 ° 30.7 下擺角度 ° 28.88 9 截 割 部 截 割 電 機 功率 kW 400 轉(zhuǎn)速 r/min 1480 電壓 V 3300 冷卻方式 水冷 滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 32.7 截割速度 m/s 3.1 滾筒直徑 mm 1800 滾筒截深 mm 800 噴霧方式 內(nèi)、外噴霧 11 牽 引 部 牽 引 電 機 功率 kW 2×40 轉(zhuǎn)速 r/min 0～1472～2455 電壓 V 380 冷卻方式 水 冷 牽引形式 機載式交流變頻調(diào)速 頻率范圍Hz 3～50～83 牽引傳動比 258.58 牽引速度 m/min 0～7.7～12.8 牽引力 kN 300～500 牽引中心距 mm 5970 12 泵 站 泵 站 電 機 功率 kW 20 轉(zhuǎn)速 r/min 1465 電壓 V 3300 冷卻方式 水冷 調(diào)高泵額定壓力 MPa 20 調(diào)高泵排量 ml/r 20.9 制動器壓力 MPa 2 13 調(diào)高油缸 內(nèi)徑mm 200 外徑mm 120 活塞桿行程mm 714 14 最大臥底量 mm 250 15 總重 kg 51535 16 整機尺寸（長×寬×高） 13648×2128×1593 一. 采煤機理論生產(chǎn)率 它是采煤機的最大生產(chǎn)率，是在所給工作面條件下，以最大參數(shù)運行時的生產(chǎn)率，其計算公式為 其中H為工作面的平均采高，單位m ；B為滾筒的有效截深，單位m；為在所給工作面條件下可能的最大工作牽引速度，m/min；ρ為煤的實體密度，一般為1.3～1.4t/。采煤機的理論生產(chǎn)率是選擇與采煤機配套的工作面輸送機、轉(zhuǎn)載機、帶式輸送機生產(chǎn)能力的依據(jù)。一般工作面輸送機的生產(chǎn)率應(yīng)略大于采煤機的理論生產(chǎn)率。 二. 采煤機技術(shù)生產(chǎn)率 它指在除去采煤機必要的輔助工作（如調(diào)動機器、檢查機器、更換截齒、自開缺口等）和排除故障所占用的時間外的生產(chǎn)率。其計算公式為 式中，為采煤機技術(shù)上的可靠性和完備性有關(guān)的參數(shù)，一般為0.5～0.7。 三. 采煤機實際生產(chǎn)率 它是采煤機工作面每小時的實際產(chǎn)量，其計算公式為 式中，為考慮由于工作面其他配套設(shè)備的影響（如采空區(qū)運輸系統(tǒng)銜接不良、輸送機和支護設(shè)備出現(xiàn)故障等）、處理頂?shù)装迨鹿省趧咏M織不周等原因造成的采煤機被迫停機所占用時間的系數(shù)，一般為0.6～0.65。 四. 滾筒直徑與截深 滾筒直徑是指中心到截齒齒尖的直徑，滾筒直徑大小應(yīng)按煤層厚度來選取。 雙滾筒采煤機一般都是一次采全高，即上行或下行各進一刀，各完成一個循環(huán)，故滾筒直徑應(yīng)稍大于最大采高的一半。 滾筒直徑已經(jīng)系列化：0.6 m、0.65 m、0.7 m、0.8 m、0.9 m、1.0 m、1.25 m、 1.4 m、1.6 m、1.8 m、2.0 m、2.3 m、2.6 m 。 滾筒寬度即截深，是指滾筒外緣到端盤外側(cè)截齒齒尖的距離，即一次截割的深度。 一般取0.75～1.0m 。 五. 采高、臥底量及機面高度 本采煤機適用于2.2—3.5米的中厚煤層，滾筒直徑采用D=1.8米， 該采煤機滾筒直徑選用時按下原則進行： 1. 保證滿足最大采高和臥底量需求，且經(jīng)濟合理。 2. 保證能把所采煤全部裝入刮板輸送機。 3. 保證上擺角不大于65度（因為上擺角大于65度，搖臂受力不好，其穩(wěn)定性差、剛性很差，同時，調(diào)高油缸的受力惡劣）。 如圖1-4，該方案設(shè)計的搖臂長度L=2168mm，機面高度A=1593mm， 圖3-1截割高度與采煤機尺寸關(guān)系 最大采高 最小采高 最大臥底量 最小臥底量 式中h為電動機高度，經(jīng)計算得： 上擺角 上擺角 最大臥底量 第二章 采煤機截割部設(shè)計的原則和依據(jù) 第一節(jié) 采煤機截割部總體設(shè)計原則 機械傳動的方案的優(yōu)勢對整臺機器的工作能力和外廓尺寸有著極大的影響，因此，設(shè)計時因遵循以下原則： 1. 確定機械傳動的方案應(yīng)滿足機器生產(chǎn)過程或工藝對機械傳動系統(tǒng)的要求，既要做到先進又要符合我國目前生產(chǎn)能力和技術(shù)水平，要求截割部結(jié)實可靠，結(jié)構(gòu)緊湊，密封性能好這是由于井下空間所限制和特殊的工作條件所要求的。 2. 機械傳動系統(tǒng)應(yīng)簡單，傳動級數(shù)要盡可能的少，級數(shù)減少可以減少零件數(shù)目和機器的外廓尺寸，降低制造成本，便于使用和維護，同時也減少了傳動零件的積累誤差，提高傳動系統(tǒng)的運動精度，但在某些情況下，傳動級數(shù)的減少反而會增大傳動的外廓尺寸。設(shè)計時要進行方案比較，做到統(tǒng)籌兼顧，合理安排。 3. 擬訂傳動系統(tǒng)時，要注意整機性能和尺寸，同時要注意和主要設(shè)備的配合尺寸等。 一. 傳動比的分配原則 1. 各級傳動比不應(yīng)超過其總傳動比的最大值。 2. 使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的各傳動機構(gòu)具有最小的外廓尺寸。 3. 使各級大齒輪的浸油深度大致相等，以便實現(xiàn)噴油潤滑。 4. 使各級圓柱齒輪傳動中心距保持一定的比例。 5. 搖臂箱中的傳動比不能過大，否則使搖臂厚度加大，對裝煤不利特別是薄煤層。 二. 齒輪設(shè)計原則 (一) 齒數(shù)比 齒數(shù)比,對于一般減速器傳動，取u=6～8。 (二) 齒數(shù) 當(dāng)中心距一定時，齒數(shù)取的越多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小，齒頂圓直徑小，可使滑動比減小，因此磨損小，膠合的危險性小，并且又能減小金屬切削量，節(jié)省材料，降低加工成本。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，輪齒的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。 通常取齒數(shù)小于等于 18～30，閉式傳動，硬度小于350HBS,過載不大，宜取較大值；硬度大于350HBS,過載大，宜取較小值；開式傳動宜取較小值。對載荷平穩(wěn)、不重要的手動機構(gòu)甚至可取10～12，而對高速膠合危險性大的傳動，用大于等于25～27，一般減速器中常取=100～200。 (三) 模數(shù)m 模數(shù)由強度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定，要求圓整為標準值，傳遞動力的傳動齒輪模數(shù)m≥2㎜。初步確定模數(shù)時，一般對于軟齒面齒輪（齒面硬度≤350HBS）外嚙合傳動，m =（0.007～0.02）a ；對硬齒面齒輪（齒面硬度>350HBS）外嚙合傳動 m =（0.016～0.0315）a； 載荷平穩(wěn)，中心距大的取小值，反之取大值。 (四) 齒寬系數(shù) 由齒輪的強度公式可知，輪齒越寬，承載能力也愈高，因而輪齒不宜過窄；但增大齒寬又會使齒面上的載荷分布更趨不均勻，故齒寬系數(shù)應(yīng)取得適合。圓柱齒輪齒寬系數(shù)的薦用值列于下表。對于標準圓柱齒輪減速器，齒寬系數(shù)取為；所以對于外嚙合齒輪傳動的值規(guī)定為0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。運用設(shè)計計算公式時，對于標準減速器，可先選定再用上式計算出相應(yīng)的值 。 表2-1圓柱齒輪的齒寬系數(shù) 裝置狀況 兩支撐相對小齒輪作對稱布置 兩支撐相對小齒輪作不對稱布置 小齒輪作懸臂布置 0.9～1.4（1.2～1.9） 0.7～1.15（1.1～1.65） 0.4～0.6 注：1）大、小齒輪皆為硬齒面時應(yīng)取表中偏下限的數(shù)值；若皆為軟齒面或僅大齒輪為軟齒面時可取表中偏上限的數(shù)值； 2)括號內(nèi)的數(shù)值用于人自齒輪，此時b為人字齒輪的總寬度； 3)金屬切削機床的齒輪傳動，若傳遞的功率不大時，可小到0.2； 4)非金屬齒輪可取≈0.5～1.2。 三. 軸承類型的選取 本方案設(shè)計時所用的軸承均從機械工業(yè)出版社的《機械設(shè)計手冊》一書中的第四版第二卷查取。 本方案設(shè)計時，所用軸承多為圓柱調(diào)心滾子軸承，該軸承有如下優(yōu)點： 1. 具有兩列滾子，主要承受徑一載荷，同時也能承受任一方向的軸向載荷。 2. 有高的徑向載荷能力，特別適用于重載或振動載荷下工作，但不能承受純軸向載荷。 3. 該類軸承外圈滾道是球面形，故其調(diào)心性能良好，允許內(nèi)外圈相錯一定角度，能補償同軸度誤差。 4. 對于制造偏差及沖擊載荷的作用，基本不影響軸承的正常工作。 5. 在相同尺寸大小的條件下，它比同類軸承承載能力大壽命長。 第二節(jié) 傳動方案設(shè)計 一. 確定傳動類型 根據(jù)采煤機的總體設(shè)計原則，本機在設(shè)計前考慮過兩種方案。 方案一：如圖2-1，采用四級傳動，第一級采用直齒輪傳動，第二級采用圓弧錐齒輪傳動，三、四級采用直齒輪傳動。 方案一的特點：這種傳動方式改裝較為方便，箱體結(jié)構(gòu)簡單，易鑄造，側(cè)面搖臂突出在采煤機身寬度外面，所以滾筒離運輸機較遠，對裝煤效果和工作穩(wěn)定性都不利。側(cè)面搖臂的支承呈懸臂結(jié)構(gòu)，支承間距一般較小，故支承剛度差。但是，側(cè)面搖臂不影響大塊煤的通過和滾筒的臥底，有利于擴大采煤機的工作行程。當(dāng)采高較大時，采落的塊度較大，因而需要在截割部端頭設(shè)破碎器時，只能用側(cè)面搖臂。而且錐齒輪容易損壞，機身長度較大。 圖2-1 方案二: 如圖2-2所示，采用四級傳動，第一級采用直齒輪傳動，第二級采用直齒輪傳動，三、四級采用行星齒輪傳動。 方案二的特點：這種傳動方式的電動機軸和滾筒軸平行，取消了容易損壞的錐齒輪，使傳動更加簡單，而且調(diào)高范圍大，機身長度小，承載能力大，工作平穩(wěn)；但傳動結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，要求制造精度高。 由安裝在搖臂端部的交流電機（1）的動力通過與電機輸出軸聯(lián)接的第一傳動軸（Ⅰ）帶動與第一傳動軸用花鍵聯(lián)接的變速齒輪（j），變速齒輪（j）帶動變速齒輪（g），變速齒輪（g）通過與之聯(lián)接的齒輪軸（h）傳遞給一系列惰輪（f）、（e）、（d），把動力傳遞給雙行星減速裝置的太陽輪（a），通過太陽輪（a）上齒輪傳遞給安裝在 圖2-2 1.電動機 2.雙級行星減速器 3.滾筒安裝盤 行星架（H）上的3 個行星齒輪（c），行星齒輪（c）又與一個固定的內(nèi)齒輪（b）相嚙合，這樣就帶動行星架（H）轉(zhuǎn)動，行星架（H）上的齒又傳動第二級行星減速機構(gòu)，行星架（H）上的齒帶動安裝于二級行星架（H）上的二級行星齒輪（C），行星齒輪（C）又與固定的內(nèi)齒輪（b）相嚙合，這樣就帶動二級行星架（H）轉(zhuǎn)動，滾筒座（3）用花鍵連接在二級行星架（H）上，行星架（H）的轉(zhuǎn)動就帶動滾筒座旋轉(zhuǎn)。 滾筒是通過本身的錐形法蘭結(jié)構(gòu)安裝在搖臂的滾筒座上。 各級傳動的特點： 第一級采用直齒輪傳動，與軸通過矩形花鍵連接，可拆換以改變滾筒轉(zhuǎn)速。 第二級采用直齒輪傳動，為增強齒輪的接觸強度，提高兩輪的齒根彎曲強度，采用正角度變位。 第3、 四級采用采用雙行星機構(gòu)，行星齒輪傳動具有體積小，重量輕，承載能力大、效率高和工作平穩(wěn)等優(yōu)點。為使行星架減速傳動的行星輪載荷分配均勻，補償制造誤差，本機雙行星減速設(shè)計有均載機構(gòu)，第一級行星減速為中心輪柔動與行星架浮動，其噪音低，浮動效果好，工作可靠。第二級行星減速為中心輪浮動。為抗振需要，內(nèi)齒圈設(shè)計成薄壁構(gòu)件，以增加柔性。 方案三：如圖2-3因截割部輸入功率較大（輸入功率為400kw）為提高穩(wěn)定性，同時為使整體結(jié)構(gòu)更加緊湊，而且有效的搖臂長度，在第一級和第三級傳動的大小齒輪之間各加以惰輪。 因電機功率較大，若采用單電機驅(qū)動，電機尺寸過大，影響截煤，而且不適于在采煤面的狹窄空間中工作，所以擬采用雙電機驅(qū)動，為使兩電機轉(zhuǎn)向相同，用一惰輪把兩電機串聯(lián)起來 圖2-3 1、電動機 2、搖臂 3、行星齒輪機構(gòu) 4、滾筒 ①截割部的傳動方式為：電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒，采用縱向出軸的兩個電動機，使電動機軸與滾筒軸平行。 ②采用獨立搖臂，其本身就是個單獨的減速箱，進出油口都密封。 ③截割部的減速器用飛濺潤滑。 從整體上看，方案二較方案一,方案三好，因此，本截割部傳動按系統(tǒng)方案二設(shè)計。 如圖2-2所示，圖為MGTY400/900-3.3D電牽引采煤機截割部傳動系統(tǒng)圖。 二. 確定電動機類型及轉(zhuǎn)速 選擇YBC-400G(防爆型)電動機，輸出功率400KW，轉(zhuǎn)速1480r/m。 三. 分配傳動比 傳動裝置總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速確定,即 設(shè)第一級直齒傳動比為，第二級直齒傳動比為，第三級兩級行星齒輪傳動比。取第一級直齒傳動比為=1.3，第二級直齒傳動比為=2.15，則第三級雙行星齒輪傳動比=16.176。 根據(jù)各級傳動機構(gòu)傳動比選擇合適的齒數(shù): =39, =30 , =27 , ===58 =1.3×2.148×16.19256=45.219205 傳動比誤差==0.0038%<5% 合格。 四. 計算傳動裝置的運動參數(shù) (一) 計算各軸的轉(zhuǎn)速 軸Ⅰ：1480r/m 軸Ⅱ： 軸Ⅲ、軸Ⅳ、軸Ⅴ、軸Ⅵ： 軸Ⅶ： (二) 計算各軸功率 滾動軸承效率=0.98，圓柱直齒齒輪效率=0.97，雙NGW型效率=0.95。 軸Ⅰ: =400kw 軸Ⅱ: ==380.24kw 軸Ⅲ: ==361.46kw 軸Ⅳ: ==343.60kw 軸Ⅴ: ==326.63kw 軸Ⅵ: ==310.49kw 軸Ⅶ：==294.97kw (三) 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 計算公式：T=9550× 將以上計算結(jié)果列表如下： 軸名 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩（） 轉(zhuǎn)速(r/min) 傳動比 效率 Ⅰ軸 400 2581.1 1480 1.3 0.95 Ⅱ軸 380.24 3189.7 1138.46 2.15 0.95 Ⅲ軸 361.46 6504.8 530.0 1 0.95 Ⅳ軸 343.60 6191.3 530.0 1 0.95 Ⅴ軸 326.63 5885.5 530.0 1 0.95 Ⅵ軸 310.49 20293.3 530.0 16.193 0.95 Ⅶ軸 294.97 86145.7 32.7 第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算 一. 第一級圓柱直齒齒輪傳動的設(shè)計計算 (一) 選擇材料、齒輪精度等級、齒數(shù)等 由表選擇 小齒輪： 20CrMnTi, 滲碳淬火， 硬度：HRC 59，=1475 Mpa，＝850 Mpa 大齒輪： 20CrMnTi，滲炭淬火， 硬度：HRC 59, =1475 MPa，＝830 MPa 根據(jù)表得： 精度等級：估算圓周速度約為15m/s，選擇7級精度。 齒 數(shù)：=30 ,=39。 (二) 按彎曲疲勞強度設(shè)計 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 初步確定小齒輪模數(shù)m 由公式9-17 輸入轉(zhuǎn)矩 =9.55×N·㎜ =2.58× N·㎜ 齒寬系數(shù) 由表9-12，硬齒面、齒輪對稱安裝 =0.6 使用系數(shù) 由表9-7，電動機平穩(wěn)、 嚴重沖擊特性 =1.75 動載系數(shù) 由圖9-10，設(shè)v=15m/s =1.4 齒向載荷 分布系數(shù) 由彎曲強度圖9-15， =1.02 齒間載荷 分布系數(shù) 由表9-9，直齒， 設(shè),7級精度 =1.1 載荷系數(shù) 由公式 = =2.75 齒根彎曲疲勞應(yīng)力 = 齒輪齒形系數(shù) 由圖9-21查得變位為 齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 重合度 由圖9-22查得 由圖12-4 =1.69 重合度系數(shù) =0.68 許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力 由公式9-19 齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖12-23查得 壽命系數(shù) 由表9-14 圖9-24 =0.863 =0.863 尺寸系數(shù) 由圖9-25查取 =0.98 應(yīng)力修正系數(shù) 由式12-21算取 =2.0 彎曲疲勞強度安全系數(shù) 由表9-13查取 =1.25 比較選擇齒輪校核彎曲疲勞強度 小齒輪0.0062較大 按小齒輪計算 計算模數(shù)m 由（6-20） m=7.646 取m=8mm 中心距a a = a = 276㎜ 齒輪分度圓直徑 =240mm =312mm =240mm =312mm 小齒輪齒寬 b==145㎜ 取=145㎜ =145㎜ 大齒輪齒寬 =－5㎜ =140㎜ (三) 按齒面疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 齒面接觸應(yīng)力 動載系數(shù) 由圖9-10得 =1.41 齒間載荷 分布系數(shù) , 原假設(shè)合理 =1.1 載荷系數(shù) = =2.76 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖9-17 =2.5 重合度系數(shù) 由圖12-11 =0.9 彈性系數(shù) 由9-11得 齒面接觸許用應(yīng)力 = 小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖15-22 大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖15-22 小齒輪壽命系數(shù) 由表15-35，允許有一定點蝕， 大齒輪壽命系數(shù) 由表15-35，允許由一定點蝕， 工作硬化系數(shù) 由圖15-37查取 =1.1 安全系數(shù) 由表15-31得 =1.25 小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 齒面接觸許用應(yīng)力 校核 符合條件 (四) 主要幾何尺寸計算 項目 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 8 壓力角α 20? 中心距a 276㎜ 傳動比u 1.3 重合度 1.69 齒頂高 齒根高 全齒高h 18㎜ 齒數(shù)z 30 39 齒頂圓直徑 256㎜ 328㎜ 齒根圓直徑 220㎜ 292㎜ 分度圓直徑d 240㎜ 312㎜ 齒寬b 145㎜ 140㎜ 二. 第二級圓柱直齒齒輪傳動設(shè)計計算 (一) 選擇材料、齒輪精度等級、齒數(shù)等 由表9-6選擇 小齒輪： 20CrMnTi, 滲炭淬火， 硬度：HRC 59， =1475 MPa，＝830 Mpa 大齒輪： 20CrMnTi，滲炭淬火， 硬度：HRC 59, =1475 MPa，＝830 MPa 精度等級：估算圓周速度約為15m/s，選擇7級精度。 齒 數(shù)：=27 ,=58。 (二) 按彎曲疲勞強度設(shè)計 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 初步確定小齒輪模數(shù)m 由公式9-17得 輸入轉(zhuǎn)矩 =9.55×N·mm =3.19× N·㎜ 齒寬系數(shù) 由表9-12，軟齒面、齒輪對稱安裝 =0.6 使用系數(shù) 由表9-7，電動機、嚴重沖擊 =1.75 動載系數(shù) 由圖9-10，設(shè)v=10m/s =1.2 齒向載荷 分布系數(shù) 由圖9-15，硬齒面、=0.6 =1.0 齒間載荷 分布系數(shù) 由表9-9，齒面硬化，直齒， 設(shè),7級精度 =1.1 載荷系數(shù) = =2.31 齒根彎曲疲勞應(yīng)力 = 齒輪齒形系數(shù) 由圖9-21查得 變位為 齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 由圖9-22查得 重合度 由12-4得 =1.725 重合度系數(shù) =0.68 齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖12-23查得 壽命系數(shù) 由表9-14 圖9-24 =0.863 =0.863 尺寸系數(shù) 由圖9-25查取 =0.98 應(yīng)力修正系數(shù) 由式12-21查取 =2.0 彎曲疲勞強度安全系數(shù) 由表6-13查取 =1.25 許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力 比較選擇齒輪彎曲疲勞強度 小齒輪0.0058較大 按小齒輪設(shè)計 計算模數(shù)m 由（6-20） m=7.23 第二系列 取m=7m 齒輪分度圓直徑 =189mm =406mm =189mm =406mm 小齒輪寬度 b==116㎜ 取=116㎜ =116㎜ 大齒輪寬度 =－㎜ =㎜ 中心距a a = a = 297.5㎜ 變位后中心距 強度不足，調(diào)整中心距，采用正變位齒輪提高齒輪強度 =300㎜ 嚙合角 變位后嚙合角 由表6-2 =21?16?24? 確定變位系數(shù) 查圖15-2，按的 =0.38 =0.28 =0.1 小齒輪節(jié)圓直徑 =190.59㎜ ·大齒輪節(jié)圓直徑 =409.41㎜ (三) 按齒面疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 齒面接觸應(yīng)力 動載系數(shù) v==11.35m/s =1.22 齒間載荷 分布系數(shù) ，, 原假設(shè)合理 =1.1 載荷系數(shù) = =2.35 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖9-17得 =2.4 重合度 由圖12-4得 重合度系數(shù) 由圖12-11得 =0.775 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖9-17 =2.4 重合度系數(shù) 由圖12-11初步確定 =0.875 彈性系數(shù) 由表9-11得 齒面接觸許用應(yīng)力 = 小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖15-22， =1600 Mpa 大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖15-22， =1600 Mpa 小齒輪壽命系數(shù) 由表15-35，允許由一定點蝕， =1 大齒輪壽命系數(shù) 由表15-35，允許由一定點蝕， =1 工作硬化系數(shù) 由圖15-37查取 =1.1 安全系數(shù) 由表15-31得 =1.25 小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 = =1408MPa 大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 = =1408MPa 校核 符合要求 (四) 主要幾何尺寸計算 項目 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 7 壓力角α 20? 嚙合角 21?16′24? 中心距a 297.5㎜ 變位后中心距 300㎜ 傳動比u 2.14 重合度 1.72 齒頂高 9.566㎜ 齒根高 6.1768㎜ 齒全高h 15.743㎜ 變位系數(shù)x 中心距變動系數(shù)y 0.357 齒高變動系數(shù)Δy 0.023 齒數(shù)z 27 58 齒頂圓直徑 208.1㎜ 425.1㎜ 齒跟圓直徑 176.6㎜ 393.6㎜ 分度圓直徑d 189㎜ 406㎜ 節(jié)圓直徑 190.59㎜ 409.41㎜ 齒寬b 116㎜ 110㎜ 三. 惰輪傳動的設(shè)計計算 (一) 選擇材料 由表9-6選擇 惰輪：20CrMnTi, 滲炭淬火，硬度：HRC 60，=1475 MPa，＝830 Mpa 精度等級：估算圓周速度約為10m/s，選擇7級精度。 齒 數(shù)：=58 。 (二) 按齒面疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 齒面接觸應(yīng)力 轉(zhuǎn)矩 由=9.55×N·㎜ =6.5× N·㎜ 使用系數(shù) 由表9-7，電動機、嚴重沖擊 =1.75 動載系數(shù) 由圖9-10，設(shè)v=10m/s =2.0 齒向載荷分布系數(shù) 由圖9-15，硬齒面、=0.6 =1.0 齒間載荷 分布系數(shù) 由表9-15，齒面硬化，直齒， 設(shè),7級精度 =1.1 載荷系數(shù) = =3.85 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖9-17得 =2.5 重合度 由圖12-4得 =1.66 重合度系數(shù) 由圖6-13得 =0.77 齒面接觸 應(yīng)力 =1334 MPa < =1408MPa 符合要求 (三) 按齒根彎曲疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 齒根彎曲疲勞應(yīng)力 = 齒輪齒形系數(shù) 由圖9-21查得 =2.28 齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 由圖9-22查得 =1.73 重合度 由圖12-4得 =1.66 重合度系數(shù) =0.66 齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖12-23查得 壽命系數(shù) 由表9-14 =0.881 尺寸系數(shù) 由圖9-25查取 =0.98 應(yīng)力修正系數(shù) 由式12-21查取 =1.0 彎曲疲勞強度安全系數(shù) 由表9-13查取 =1.25 許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力 校核 通過 四. 第三、四級傳動NGW型行星減速設(shè)計 (一) 已知條件： 輸入功率P=310kw，輸入轉(zhuǎn)速，輸出轉(zhuǎn)速，嚴重沖擊，每天連續(xù)工作20小時，使用期10年 (二) 方案設(shè)計： 1. 結(jié)構(gòu)簡圖如圖2-4 減速器的傳動比，屬于雙級NGW型的傳動比范圍，擬用兩級太陽輪輸入，行星架輸出的型式串聯(lián)，即 兩級行星輪數(shù)都選，高速級行星架不加支承，與低速級太陽輪之間用單套齒聯(lián)接，以實現(xiàn)高速級行星架和低速級太陽輪浮動均載。圖4-3為其機構(gòu)簡圖，其中 圖2-4 雙級NGW型行星減速器 高速級行星輪采用球面軸承，機構(gòu)靜定，低速級仍為靜不定，按式 式中:W——機構(gòu)的自由度； n——運動構(gòu)件數(shù)； K——運動副的級別（即運動副的約束數(shù)）； ——級別為k的運動副數(shù)目。 機構(gòu)自由度為： 機構(gòu)的靜定度按式（7-3）為： 式中——機構(gòu)的實際自由度 2.齒形及精度 因?qū)儆诘退賯鲃樱捎谬X形角的直齒傳動，精度為6級，為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合左右，內(nèi)嚙合左右。 3.齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒面用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸。兩級都用相同的材料搭配，如表4-1所示，疲勞極限和按圖6-15，6-16和圖6-31，6-32選取區(qū)域圖的下部和數(shù)值，行星輪的是乘以0.7以后的數(shù)值。 表2-2 行星輪材料選擇 齒輪 材料 熱處理 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火HRC58-62 1900 400 6級 行星輪 245 內(nèi)齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)262-293HBS 850 220 7級 4.傳動比分配 按照高速級（I）、低速級（II）齒面接觸強度相等的原則分配傳動比，則有，式中由圖8-2查得。按式（8-2），式（8-3）（），式中腳標II表示第一級和第二級傳動，為了獲得合理的尺寸關(guān)系，一般取=1～1.2，式中取，由表6-3定，，其余系數(shù)確定如表所示，則q值為 表2-3 有關(guān)q值的系數(shù) 代號 名稱 說 明 取值 KA 使用系數(shù) 表6-5，嚴重沖擊，KAI=KAII 1.25 KHPI 行星輪間載荷系數(shù) 表7-2，行星架浮動，6級精度 1.20 KHPII 齒分配參數(shù) 表7-2，太陽輪浮動，6級精度 1.05 綜合系數(shù) 表6-4，np=3，高精度，硬齒面，靜定結(jié)構(gòu)降低取值 1.80 1.80 計算，以此值和傳動比由圖8-2得P=2.43，可知 (三) 高速級設(shè)計計算 1.配齒數(shù) 根據(jù)類比方法，按變位傳動要求選配齒數(shù)。從彎曲強度的高可靠性出發(fā)，并保證必要的工作平穩(wěn)性。取Za=29,按齒面硬度HRC=60，查圖4-7a得，故可用。由傳動比條件知，，為滿足裝配條件取Y=99,按式（4-13b） 計算內(nèi)齒輪和行星輪齒數(shù)： （按下面的變位計算確定的實際齒數(shù)） 實際傳動比： 配齒數(shù)結(jié)果： 2. 初步計算齒輪主要參數(shù) （1） 按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 用式9-10進行計算，式中系數(shù)-使用壽命系數(shù)表6-5 -綜合系數(shù)表6-4 -齒變系數(shù)表6-3， 太陽輪傳遞的扭矩： 算式系數(shù)取768，則太陽輪分度圓直徑： （2） 按彎曲強度初算模數(shù) 同式6-7進行計算，式中系數(shù)同前，其余系數(shù)如表4-3得。 因為，則應(yīng)按行星輪計算模數(shù)： 表2-4 彎曲強度有關(guān)系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 算式系數(shù) 直齒輪 12.1 行星輪間載荷分配系數(shù) 1.3 綜合系數(shù) 表6-4高精度，正復(fù)位，靜定結(jié)構(gòu) 1.6 齒形系數(shù) 圖6-25，按x=0查得 2.6 2.4 取模數(shù)，則太陽輪直徑，故初定按進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算 3.齒輪變位計算: 參照第五章關(guān)于的角度變位方法和步驟進行計算 (1)確定行星輪齒數(shù) 1）．由前面配出齒數(shù)，可知。 2）．初選副的變位系數(shù)和： 根據(jù)，左右的限制條件，由圖5-1可初選a-c的副變位系數(shù)和。 3）．初算a-c副的齒高變動系數(shù)： 根據(jù)初選的，用表5-6公式計算。由圖5-4按B查D其中， ，故查得。 因，故，則 4）．確定 故取 （2）．a(chǎn)-c嚙合副的計算： 1）．確定中心距 a-c和c-b嚙合副的標準中心距 因的值唯一，的值小于計算的圓整值，故?。孕∮冢? 2）．中心距分離系數(shù) 3）．齒高變動系數(shù) 用表5-6的簡化公式計算（已知） ，其中，c值按 查圖5-7得，故 4）．變位系數(shù)和嚙合角 在線圖5-1的范圍內(nèi)，在推薦值范圍內(nèi)。 5）．變位系數(shù)分配 根據(jù)齒數(shù)比 由圖5-1左部直線得，當(dāng)時， 故， （3）．c-b嚙合副的計算： 1）．中心距分離系數(shù) 2）．齒高變動系數(shù) 已知，用表5-6的簡化式計算， 其中，c值根據(jù) 查圖5-5得，故 3）．變位系數(shù) 故， 4）．嚙合角 4．幾何尺寸的計算， 按分度圓直徑，節(jié)圓直徑和齒頂圓直徑的計算值如下表 齒輪 分度圓的直徑(mm) 節(jié)圓的直徑(mm) 齒頂圓的直徑(mm) 太陽輪 203 206.72 218.16 行 星 輪 外嚙合 140 137.9 150.61 內(nèi)嚙合 136.7 內(nèi)齒輪 490 486.9 481.48 5. 重合度的計算 外嚙合： 按嚙合角，查圖5-9得 內(nèi)嚙合： 按嚙合角，查圖5-9得， 6.嚙合效率計算 由表3-5中公式（1）知 式中為轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率，可用計算法確定，查圖3-3 a、b（取,因齒輪精度高）得各嚙合的效率為，轉(zhuǎn)化機構(gòu)效率為 轉(zhuǎn)化機構(gòu)傳動比 則 7.齒輪疲勞強度的校核 （1）．外嚙合 1）．齒面接觸疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 接觸應(yīng)力 式（6-19） 接觸應(yīng)力基本值 式（6-20） 許用接觸應(yīng)力 式（6-21） 使用系數(shù) 按大的沖擊查表6-5 =1.75 動載荷系數(shù) ，6級精度， ，查圖6-5b =1.30 齒向載荷 分布系數(shù) 按，，查圖9-10得， 取 =1.12 齒間載荷分布系數(shù) 按，6級精度，硬齒面， 查圖6-9 =1.05 行星輪間載荷不均衡系數(shù) 行星架浮動，查表7-2 =1.20 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，查圖9-12 =2.42 彈性系數(shù) 查表9-7 =189.8 重合度系數(shù) 查圖6-11 =0.87 螺旋角系數(shù) 直齒， =1 分度圓上的切向力 =21313.9N 工作齒寬 =122.5mm 齒數(shù)比u u=1.28 壽命系數(shù) 按工作10年，每年300天，每天14小時，應(yīng)力循環(huán)系數(shù) =1 潤滑油系數(shù) 查表8-10，用中型極壓齒輪油， =1.03 速度系數(shù) 查圖6-20 =1.02 粗糙度系數(shù) 按，由式6-33計算 ， 查圖6-21 =1.03 工作硬化系數(shù)系數(shù) 兩齒輪均為硬齒面，圖6-22 =1 尺寸系數(shù) 由式（6-21）可知，一般取1 =1 最小安全系數(shù) 查表9-15得 =1.25 校核 接觸疲勞強度通過 2）．齒根彎曲疲勞強度校核 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 彎曲應(yīng)力 式（6-34） 彎曲應(yīng)力基本值 式（6-35） 許用彎曲應(yīng)力 式（6-21） 使用系數(shù) 按大的沖擊查表6-5 =1.75 動載荷系數(shù) ，6級精度， ，查圖6-5b =1.30 齒向載荷 分布系數(shù) 由， 查圖6-23得, 由式6-38得： =1.08 齒間載荷 分布系數(shù) =1.05 行星輪間載荷 不均衡系數(shù) 按式7-43， =1.30 太陽輪齒形系數(shù) ，查圖6-25 =2.40 行星輪齒形系數(shù) ，查圖6-25 =2.38 太陽輪應(yīng)力修正系數(shù) 查圖6-27 =1.73 行星輪應(yīng)力修正系數(shù) 查圖6-27 =1.73 重合度系數(shù) 式6-40， =0.71 彎曲壽命系數(shù) =1 試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 按所給的區(qū)域圖取 =2 太陽輪齒根圓角敏感系數(shù) 查圖6-35 =0.98 行星輪齒根圓角敏感系數(shù) 查圖6-35 =1.01 齒根表面 形狀系數(shù) ,查圖 6-36 =1.07 最小安全系數(shù) 按高可靠度，查表9-15 =1.6 校核太陽輪 彎曲疲勞強度通過 校核行星輪 彎曲疲勞強度通過 （2）內(nèi)嚙合 1）齒面接觸疲勞強度 計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果 接觸應(yīng)力 式（6-19） 接觸應(yīng)力基本值 式（6-20） 許用接觸應(yīng)力 式（6-21） 使用系數(shù) 按大的沖擊查表6-5 =1.75 動載荷系數(shù) ，6級精度， ，查圖6-5b =1.30 齒向載荷 分布系數(shù) 按，，查圖9-10得， 取 =1.12 齒間載荷分布系數(shù) 按，6級精度，硬齒面， 查圖6-9 =1.05 行星輪間載荷不均衡系數(shù) 行星架浮動，查表7-2 =1.20 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，查圖9-12 =2.52 彈性系數(shù) 查表9-7 =189.8 重合度系數(shù) 查圖6-11 =0.90 螺旋角系數(shù) 直齒， =1 分度圓上