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Xxxx大学毕业设计 目录 前言1 1 采煤机行走部3 1.1 采煤机行走部设计总体方案3 1.1.1 采煤机主要参数3 1.1.2 采煤机行走机构与驱动方式的总体设计方案3 2行走部传动总设计6 2.1 行走部电动机的选择6 2.2 行走部传动比分配6 3 行走部零件的初步设计及强度校核8 3.1行走部传动齿轮初步设计及强度校核8 3.1.1行走部齿轮Z1，Z2初步设计及强度校核8 3.1.2 行走部齿轮Z3，Z4的初步设计及强度校核15 3.1.3 行走部二级行星齿轮Z5，Z6，Z7的初步设计及强度校核23 3.2 行走部轴的校核及轴承寿命计算30 3.2.1 行走部Ⅰ轴的初步设计、校核及轴承寿命计算30 3.2.2 行走部II轴的初步设计及校核及轴承寿命计算36 3. 2. 3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算40 3. 2. 4 二级行星架支承轴承计算43 1 采煤机行走部 1.1 采煤机行走部设计总体方案 1.1.1 采煤机主要参数 摇臂回转中心距 4620 mm 过煤高度 280 mm 采煤高度 1.12.0m 适用倾角 ≤250 机面高度 0.855m 牵引力 326 KN 牵引速度 06.8m/min 总功率 312 KW 左右截割功率 130KW 牵引功率 52 KW 1.1.2 采煤机行走机构与驱动方式的总体设计方案 采煤机行走部包括行走机构和行走驱动装置两部分。行走机构是直接移动采煤机的装置，它分为钢丝绳牵引、链牵引及无链牵引三种。行走驱动装置用来驱动牵引机构，并实现牵引速度的调节。按调速传动方式有机械传动、液压传动和电传动，分别称为机械牵引、液压牵引和电牵引。行走驱动装置位于采煤机上的称为内牵引，位于工作面两端的称为外牵引。 在行走机构方面，钢丝绳牵引的牵引力小，易发生断绳事故，并且断裂后不易重新连接，故这种牵引机构已被淘汰。液压牵引采煤机上广泛使用的是链牵引，链牵引的特点是强度高，承载能力大，能满足采煤机增大牵引力和提高牵引素的的要求；链牵引是依靠链轮齿和链环相啮合，工作较可靠；牵引链使用寿命长，一般可用6个月以上。断链时弹性小，不宜伤人，断链后用连接环连接，十分方便；牵引链的节距较大，当链轮作等速运转时，牵引链相对链轮的移动是周期性变化的，这是产生动载荷的原因之一。链牵引的缺点是牵引速度不均匀，致使采煤机负载不平稳，齿数越少，速度波动越大。链牵引弹性伸长量的存在，使采煤机移动产生震动，其最大振幅可达到5080mm，引起切屑断面的急剧变化，从而导致采煤机载荷发生大的变化，使零件承受较大的动载荷，这是链牵引的最大缺点。 近年来广泛使用了无链牵引采煤机，其优点在于取消了工作面的牵引链，消除了断链和跳链伤人事故，工作安全可靠；在同一工作面内可以同时使用两台或者多台采煤机，从而可降低生产成本，提高工作效率；牵引速度的脉冲比链牵引小得很多，使采煤机运行较平稳。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的影响较小；牵引力大，能适应大功率采煤机和高产高效的需要。取消了链牵引的张紧装置，使工作面切口缩短。对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等的适应性强；适应采煤机在大倾角（可达45）条件下工作，利用制动器还可以使采煤机的防滑问题得到解决。 在行走驱动装置方面，机械牵引其特点是工作可靠，但只能有级调速，且传动结构复杂，目前已很少使用了。液压牵引，液压调速行走部是利用容积式液压传动的调速特性来实现调速性能的行走部，具有无级调速特性，且换向、停止、过载保护易于实现，便于根据负载变化实现自动调速，保护系统比较完善；但是其缺点是效率低，油液容易污染，致使零部件容易损坏，使用寿命较低。 由于液压牵引采煤机制造精度要求高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性较低的缺点，各采煤大国都在大力研发并发展电牵引采煤机。电牵引采煤机的优点是 1 具有良好的牵引特性。可在采煤机前进时提供牵引力，使机器克服阻力移动；也可在采煤机下滑时进行发电制动，向电网反馈电能。 2 可用于大倾角煤层。牵引电动机轴端装有停止时防止采煤机下滑的制动器。它的设计制动转矩为电动机额定转矩的1.62.0倍，因此电牵引采煤机可以用在40倾角的煤层。 3 运行可靠，使用寿命长。电牵引和液压牵引不同，前者除了电动机的电刷和整流子有磨损外，其他件均无磨损，因此使用可靠，故障少，寿命长，维修工作量小。 4 反应灵敏，动态特性好。电子控制系统能将多种信号快速传递到调节器中，以便及时调整各参数，防止机器超载荷运行。 5 效率高。电牵引采煤机将电能转化为机械能只做一次转换，效率可达到0.9；而液压牵引由于能量的几次转换，再加上存在的泄露损失、机械摩擦损失和液压损失，效率只有0.650.7。 6 结构简单。电牵引部的机械传动系统机构简单，尺寸小，重量轻。 7 有完善的检测和显示系统。采煤机在运行中，各种参数如电压、电流、温度、速度等均可检测和显示。当某些参数超过允许值时，便会发出警报信号，严重时可以自行切断电源。 综合上面行走机构和行走驱动装置的优缺点的表述，在本次设计中，主要采用了电牵引、齿轮销轨式无链牵引的设计方案。采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在200左右，减速级数为35级；采用了二级行星减速器在增大传动比的同时减少了齿轮的数量，简化结构，降低成本[1-2]。 2行走部传动总设计 2.1 行走部电动机的选择 依照给定的设计数据，通过查阅资料得其主要技术参数如下表21 电机参数 表21 电机参数 电机型号 功率kw 转速n/min 电压（V） YBQYS25 25 1460 380 2.2 行走部传动比分配 MG265/312-WD的采煤机的牵引速度要求 该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，润滑系统等组成。电动机功率25kw，电动机转速1460r/min，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为7m/min左右，所以,本设计结构采用直齿传动和行星传动 通过类比及查阅资料，初步确定传动比如下表22 传动比的分配 表22 传动比的分配 MG265/312-WD牵引部传动比 初步确定齿数为表223 齿数分配 表23 齿数分配 MG265/312-WD牵引部齿数确定 Z333 13 24 62 13 24 62 3 行走部零件的初步设计及强度校核 3.1行走部传动齿轮初步设计及强度校核 3.1.1行走部齿轮Z1，Z2初步设计及强度校核 在初步设计齿轮时，Z1,Z2齿轮材料初定为20CrMnTi。模数m6, 齿数Z125, Z236。 一．齿面接触强度计算 根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸 mm mm 式中K 载荷系数常用值,K2； 、 刚对钢配对的齿轮副的值，表13-1-75[3]得 直齿轮483、766； 齿宽系数，表13-1-77[3]圆整， 取0.5，则0.4； 许用接触应力，推荐 ； 试就验齿轮的接触疲劳极限，1500MPa 取较小值； 图13-1-24b [3] 1650MPa 1500MPa 取较小值。 ≈0.9 齿根弯曲强度计算 在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数 mm 式中 模数系数，由表13-1-78[3]得 直齿轮时，； 许用齿根应力， ； 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由图13-1-5[3] ； 复合齿形系数，； YFa 齿形系数按图13-1-38[3]可查 时， 当时， 2.37，当时，2.46。 YSa 应力修正系数按图13-1-43[3]查 时， 当时，；当时，。 两者比较取大者，取后者。 则 取 6mm Z1 25 Z236 二.计算Z1,Z2齿的几何尺寸 1．啮合角根据61 P6 查得0.6 得 由图13.1.4[3]查得变位系数 X10.33 X20.27 2．实际中心距152.76mm 3. 分度圆分离系数y 4. 齿顶高变动系数 5.齿轮的几何尺寸 6.计算齿顶圆压力角 31.59 28.40 三.齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力 小轮ZB 31 大轮ZD 32 式中 使用系数，见表13-1-81[3]、表13-1-82[3]原动机工作特性示例及表13-1-83[3]工作机工作特性示例，取1.0； 动载系数，由图13-1-14[3]查得KV2.07； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表13-1-99[3] 1.120.180.2310-3b b63mm 1.120.180.2310-3631.2176 接触强度计算的齿间载荷分配系数， 见表13-1-102[3]查得 1.1； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表13-1-104[3]， 取 取 节点处计算接触应力的基本值，； 2. 计算接触应力的基本值 （33） 式中 节点区域系数，； 弹性系数，，； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ； Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft20002306.4N， b 工作齿宽, b63mm； m 齿轮模数， m5mm。 将以上系数带入（33）式得 将以上结果带入（31）、（32）得 3.许用接触应力 （34） 式中 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限； 1650MPa 1500MPa 接触强度计算的寿命系数，工作寿命1万小时计算 见图13-1-26[3]查得 ； 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数， 见表13-1-108[3] 持久强度 ； 工作硬化系数， 1 1 接触强度计算的尺寸系数， .076-0.0109mn0.967 将以上系数带入（34）式得 4．计算安全系数 1.007 1.108 最小安全系数，见表13-1-110[3]，取1。 所以 Z1,Z2齿面接触强度满足要求。 四.轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力 （35） 式中， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值 取 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.1； 齿根应力的基本值，； 2. 计算齿根应力的基本值 （36） 式中 载荷作用于齿顶时的齿形系数， ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 重合度系数， 0.250.68； 螺旋角系数， 当00时，1。 将以上系数带入（36）式得 将以上结果带入（35）得 3.许用齿根应力 （37） 式中 计算齿轮的弯曲极限应力，； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，210MPa； 试验齿轮的应力修正系数，取2.0； 弯曲强度计算的寿命系数； 见图13-1-55[3]查得 相对齿根圆角敏感系数，见图13-1-57[3]查得1.0； 相对齿根表面状况系数，见图13-1-58[3]查得1.03 弯曲强度计算的尺寸系数，由表13-1-119[3]得1.0。 将以上系数带入（37）式得 4．计算安全系数 5.0 5.1 最小安全系数，见表13-1-110[3]，取1.6。 所以 Z1,Z2齿弯曲强度满足要求。 3.1.2 行走部齿轮Z3，Z4的初步设计及强度校核 在初步设计齿轮时，Z3,Z4齿轮材料初定为20CrMnTi。模数m5, 齿数Z333, Z465。 一．齿面接触强度 根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸 mm mm 式中 K 载荷系数常用值K2.0； 、 刚对钢配对的齿轮副的值，查表13-1-75[3]得 直齿轮483、766； 齿宽系数按表13-1-77[3]圆整， 取0.3。则0.3； 许用接触应力，推荐 ； 试就验齿轮的接触疲劳极限 ； 见图13-1-24[3] b 1180 MPa 1650 MPa 取较小值。 齿根弯曲强度 在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数 mm 式中 模数系数；直齿轮时，； 许用齿根应力， ； 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，图13-1-53[3]， 复合齿形系数，； YFa 齿形系数，查时， 当时 2.24，当时，2.18； YSa 应力修正系数按图13-1-43[3]查 时， 当时，；当时，。 两者比较取大者，取前者。 则 mm 取 5mm Z315 Z465。 二.计算Z3,Z4齿的几何尺寸 1．啮合角根据71 P6 查得0.70 得 由图13.1.4[3]查得变位系数 X30.32 X40.38。 2．实际中心距461.39mm。 3.分度圆分离系数y。 4.齿顶高变动系数。 5.齿轮的几何尺寸 6.计算齿顶圆压力角 28.970 28.70 三.齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力 小轮ZB 38 大轮ZD 39 式中 使用系数，见表13-1-81[3]、表13-1-82[3]原动机工作特性示例及表13-1-83[3]工作机工作特性示例，1.75。 动载系数，由图13-1-14[3]查得KV1.23； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表13-1-99[3] 1.120.180.2310-3b b22.5mm 1.120.180.2310-3481.159 接触强度计算的齿间载荷分配系数， 见表13-1-102[3]查得 1.0； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表13-1-104[3]。 取 取 .0 节点处计算接触应力的基本值，。 2. 计算接触应力的基本值 （310） 式中 节点区域系数， 弹性系数，，见表13-1-10[3] ； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ； Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft20003812.9N； b 工作齿宽, b22.5mm； m 齿轮模数， m5mm； 将以上系数带入（310）式得 将以上结果带入（38）、（39）得 3.许用接触应力 （311） 式中 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限； 1180MPa 1650MPa 接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算 见图13-1-26[3]查得 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数， 见表13-1-108[3] 持久强度 ； 工作硬化系数 ， 1.21 1.19 接触强度计算的尺寸系数， .076-0.0109mn0.967； 将以上系数带入（311）式得 4．计算安全系数 1.38 1.92 最小安全系数，见表13-1-110[3] 取1。 所以 Z3,Z4齿面接触强度满足要求。 四.轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力 （312） 式中， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值 取 ； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.1； 齿根应力的基本值，； 2. 计算齿根应力的基本值 （313） 式中Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft20003812.9N； b 工作齿宽, b22.5mm； m 齿轮模数， m5mm； 载荷作用于齿顶时的齿形系数， ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 重合度系数， 0.250.75； 螺旋角系数， 当00时，1。 将以上系数带入（313）式得 将以上结果带入（312）得 3.许用齿根应力 （314） 式中 计算齿轮的弯曲极限应力，； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限； 370MPa 450MPa 试验齿轮的应力修正系数，取2.0； 弯曲强度计算的寿命系数， 见图13-1-55[3]查得 相对齿根圆角敏感系数，见图13-1-57[3]查得1.0； 相对齿根表面状况系数，见图13-1-58[3]查得1.12； 弯曲强度计算的尺寸系数，由表13-1-119[3]得1.0； 将以上系数带入（314）式得 4．计算安全系数 4.2 4.19 最小安全系数，见表13-1-110[3] 取1.6。 所以 Z3,Z4齿弯曲强度满足要求。 3.1.3 行走部二级行星齿轮Z5，Z6，Z7的初步设计及强度校核 一．配齿计算 初选 5.77,查表13-5-3[3]，取Cs3,按配齿公式计算 c 25 12.99 取13 c- 253-1362 -/262-13/224.5 采用不等角变位，可取25或24。 为提高传动承载能力，宜取24,预取。 二.按接触强度初算中心距和模数 输入转矩 12245Nm 小轮（太阳轮）的转矩 Nm 齿数比 uZC/ZA24/131.846 太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度60-62HRC（太阳轮）和 56-58HRC（行星轮）， 取尺宽系数 ，载荷系数 K1.4。 （mm） 则 模数 m2a/ZAZC5.2mm 取 m5mm。 三.计算Z5,Z6,Z7齿的几何尺寸 1.计算A-C实际中心距 未变位时的中心距aACmZAZC/292.5mm 中心距变位系数 yACZAZc/20.784 则A-C实际中心距96.42mm 2.计算A-C实际中心距变位系数和啮合角 0.8 3．计算A-C传动得变位系数 0.8 用图13-1-4[3]校核，在许用区内，可用。 用图13-1-4[3]分配变位系数，。 4．计算C-B传动的中心距变位系数和啮合角 -0.2 5．计算C-B传动得变位系数 -0.2 用图13-1-4[3]校核，在许用区内，可用。 用图13-1-4[3]分配变位系数，。 6. 齿轮的几何尺寸 7.计算齿顶圆压力角 32.970 32.840 16.60 四.齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力 行星轮ZD 315 式中 使用系数，见表13-1-81[3]、表13-1-82[3]原动机工作特性示例及表13-1-83[3]工作机工作特性示例，1.75。 动载系数，由图13-1-14[3]查得KV1.03 ， 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表13-1-99[3]，行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比小于或等于1时，取 1； 接触强度计算的齿间载荷分配系数， 见表13-1-102[3]查得 1.1； 节点处计算接触应力的基本值，； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表13-1-104[3]。 。 取 .0 2. 计算接触应力的基本值 （316） 式中 节点区域系数。 式中 弹性系数，，； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ； Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft36735N； b 工作齿宽, b65mm； m 齿轮模数， m5mm。 将以上系数带入（316）式得 将以上结果带入（315）得 3.许用接触应力 （317） 式中 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极 1500MPa； 接触强度计算的寿命系数，工作寿命2万小时计算 见图13-1-26[3]查得 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数， 见表13-1-108[3] 持久强度 ； 工作硬化系数 ， 1.19； 接触强度计算的尺寸系数， .076-0.0109mn0.967。 将以上系数带入（317）式得 4．计算安全系数 1.26 最小安全系数，见表13-1-110[3] 取1。 所以 Z9齿面接触强度满足要求。 五.轮齿弯曲强度校核计算 1. 计算齿根应力 （318） 式中， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值 取 ； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 1； 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.1； 齿根应力的基本值，； 2. 计算齿根应力的基本值 （319） 式中 Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft36735N； b 工作齿宽, b65mm； m 齿轮模数， m5mm； 载荷作用于齿顶时的齿形系数，； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，； 重合度系数， 0.250.778； 螺旋角系数， 当00时，1。 将以上系数带入（319）式得 将以上结果带入（318）得 3.许用齿根应力 （320） 式中 计算齿轮的弯曲极限应力； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，450MPa； 试验齿轮的应力修正系数，取2.0； 弯曲强度计算的系数，见图13-1-55[3]查得 ； 相对齿根圆角敏感系数，见图13-1-57[3]查得1.0； 相对齿根表面状况系数，见图13-1-58[3]查得1.03； 弯曲强度计算的尺寸系数，由表13-1-119[3]得1.0。 将以上系数带入（320）式得 4．计算安全系数 2.2 最小安全系数，见表13-1-110[3]取1.6。 所以 Z6齿弯曲强度满足要求。 3.2 行走部轴的校核及轴承寿命计算 3.2.1 行走部Ⅰ轴的初步设计、校核及轴承寿命计算 1．初步估算轴径 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由表26.1-1[3]查得材料的机械性能数据为 1080 Mpa 835 Mpa 514 Mpa 300 Mpa 由于材料是20CrMnTi，由表26.3-2[3]选取A100，则得 dmin A 100 60 mm 2．轴上受力分析 I齿轮轴传递的转矩 T1 850 Nm 式中T1 I轴传递扭矩； P 电机功率， P＝52 kW； 电机转速， n1＝1460 rpm。 P1＝＝3192 N Pr1＝P1tgα13192.tg22014′46″1305 N 花键传动附加力 Po0.2＝0.2＝10625N 式中 花键分度圆直径 ＝16 mm 3. 求支反力 RAY2133 N RBY 1136 N RAX 1025N RBX 454 N RAO1604N RBO734N RA＝＝4287N RB＝＝1962N 4. 作弯矩和扭矩图 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图图3.2.11 MCxRAx0.08172 Nm 齿轮作用在垂直平面的弯矩图图3.2.12 MCyRAy0.081191 Nm 由于齿轮作用力在C截面作出的最大合成弯矩 227 Nm 由于R0作用而作出的弯矩图图3.2.13 MC0 RA00.081574Nm 则截面C的最大合成弯矩为 MC MC0 227574 801Nm 作转矩图（图4.2.14） T1 340 Nm 5. 轴的强度校核 a. 确定危险截面根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合与渐开线花键引起的应力集中，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。 b. 安全系数校核计算由于采煤机截割部电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。 弯曲应力幅为 39.5 MPa 式中W 抗弯断面系数， 取W21m3 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0 3.6 式中 20CrMnTi钢弯曲对称应力时的疲劳极限， 517 MPa； 正应力有效应力集中系数，按键槽查得 1.72，按配合查得 2.22，故取2.22； 表面质量系数，轴经彻削加工，按参考文献[3]表26.38查得0.92； 尺寸系数，由参考文献[3]表26.311查得 0.66。 剪应力幅为 10.96 MPa 式中 WP 抗扭断面系数，取W16m3 9.3 式中 20CrMnTi的扭转疲劳极限，由表26.11[3]查得 300 MPa； 剪应力有效应力集中系数，由表26.35[3]按键槽 得 1.58，按配合查得 1.66； ， 同正应力； 平均应力折算系数，由表26.313[3]查得 0.21 S 3.4 由表26.34[3]可知，[ S ]1.3 2.5 故S [ S ]，该轴C截面是安全的。 6. 轴的刚度校核 a.在截面C处加单位力Fi1N，画弯矩图 （图3.2.15） b.在支承B处加单位力矩Mi1 Nm , 画弯矩图 （图3.2.16） c.计算合成挠度yC d.计算合成偏转角 e. 许用变形值的计算 根据轴的变形许用值表26.41[3]规定安装齿轮轴的许用挠度[y]0.010.03mn0.10.3。 由表26.41[1]查得，安装圆锥滚子轴承处[]0.0016rad 该轴的计算结果 yC0012 mm [y]0.10.3 0.9238rad [ S ]，该轴D截面是安全的。 6. 轴承寿命计算 轴承A（煤壁侧）选用进口NJ212E型，Cr＝535 kN LhA＝（）＝（）＝191644h 式中PA 轴承所受实际动载荷， PA＝RA 。 轴承B（老塘侧）选用进口NJ212E型，Cr＝535kN LhB＝（）＝（）＝441419h 式中 PB 轴承所受实际动载荷， PB＝RB 图3.2.21～图3.2.26 3. 2. 3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 在二级行星轮机构中有三个行星轮，即有三根轴但他们的主要参数是相同的。轴承使用寿命相差不多，这里只计算一个轴强度和寿命。 1．初步估算轴径 选择轴的材料为45号钢，经调质处理，由表26.1-1[3]查得材料的机械性能数据为 650 Mpa 360 Mpa 270 Mpa 155 Mpa 由于材料是45号钢，由表26.3-2[3]选取A105，则得 dmin A 105 43mm 2．轴上受力分析 太阳轮扭矩计算 T8＝η6＝0.98315918 Nm 式中T8 二级太阳轮传递扭矩； η6 传动效率， η50.983 P12＝＝＝40377 N 式中 行星轮数量，3； T8 太阳轮传递扭矩，T8 15918Nm； 行星传动不均载数。 Pr12＝P12tgα121140377tg24035′18472 N ＝＝38730 N tgα121338730tg18032′55″12955 N RCRDRY39554 N RX 2738 N R39648N 3．求支反力 RA40345 N RBRCRD-RA96828 N 4. 轴的强度校核 a. 确定危险截面根据行星轮轴轴的结构尺寸及弯矩图，截面C处的弯矩最大，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。 b. 安全系数校核计算由于惰轮不传递扭矩，所以弯矩引起脉动循环的弯应力。 弯曲应力幅为 20.6 MPa 式中 W 抗弯断面系数，由表26.315[3]计算