双滚筒采煤机截割部结构设计论文.doc

湖 南 科 技 大 学 毕 业 设 计（ 论 文 ） 题目 双滚筒采煤机截割部结构设计 作者 周乾 学院 机电工程学院 专业 机械设计制造及其自动化 学号 1103010513 指导教师 谷金良 二〇一五年 五月 三十日 湖南科技大学本科生毕业设计（论文） 摘 要 我国是一个产煤大国，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。随着采煤机械化的发展，采煤机成为现在最主要的采煤机械。在我国，中、厚煤层资源分布广泛，煤质好。但机械化开采技术发展速度相对缓慢，随着大批煤矿中、厚煤层的资源开采增多,提高采煤机的工作效率也越来越重要。而采煤机截割部对于整台采煤机非常重要，因为截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件。 说明书主要论述了采煤机截割部机械主传动结构的设计与计算。截割部传动设计采用的是电动机输出动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星机构减速，最后带动螺旋滚筒，实现采煤。在设计过程中，对截割部机械主传动结构中的齿轮、轴和轴承进行了设计计算、强度校核和选用，使采煤机的截割部机械主传动结构设计最终满足需要。 关键词采煤机；截割机构；截割部；行星机构 Abstract China is a country with great coal. coal is Chinas main energy, also,it is the guarantee of our country national economy rapid growth of the important matter foundation. With the development of integrated mechanization coal mining machine, now the main coal mining machinery. In our country, in a widely distributed resource, thick coal seam, coal quality is good. But the mechanization mining technology relatively slow pace of development, with a large number of coal mines in the thick coal seam mining resources, increase work efficiency, enhances the coal mining machine is more and more important. The shearer cutting unit for a mining machine is very important, because the cutting mechanism of shearer is achieved, the main components of coal on coal. The manual discusses the design and calculation of the main drive of the shearer cuttingthe Department of Mechanical structure. The cutting unit drive design uses the motoroutput power through three spur gear and planetary bodies slow down, and finally drivenspiral roller to achieve the coal. Structure of the cutting unit mechanical main drive gears, shafts and bearings in the design process, design calculations, strength check and selection, and ultimately meet the needs of the shearer cutting unit mechanical structural design of the main drive. Key wordsShearer; Cutting agency;Cutting Unit;Planetary bodies. 目录 第一章 绪论1 1.1采煤机研究的目的1 1.2采煤机研究的方向1 1.3 国内外采煤机的发展及趋势2 1.3.1国内采煤机的发展概况2 1.3.2国外采煤机的发展概况3 1.4 本次设计的主要结构特点和研究内容3 1.4.1 关于双滚筒采煤机的整体结构特点3 1.4.2 本次设计的主要研究内容5 第二章 双滚筒采煤机截割部的方案设计6 2.1双滚筒采煤机截割部设计方案的制定6 2.1.1双滚筒采煤机截割部设计方案的确定6 2.1.2采煤机截割部相关布置7 第三章 双滚筒采煤机的截割部设计及计算10 3.1截割部电动机功率计算及电动机选型10 3.1.1截割部生产功率的计算10 3.1.2 截割部摇臂的摆角和电动机的选型11 3.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定12 3.2.1 总传动比的确定12 3.2.2 传动比的分配12 3.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定13 3.3 齿轮参数计算14 3.3.1 确定第一对啮合齿轮的参数14 3.3.2 确定第二对啮合齿轮的参数17 3.3.3 确定第三对啮合齿轮的参数19 3.3.4 确定行星齿轮的参数22 3.4 轴组件结构设计25 3.4.1 截一轴尺寸的确定25 3.4.2 截二轴尺寸的确定26 3.4.3 截三轴尺寸的确定27 第四章 强度校核29 4.1 齿轮传动强度的校核计算29 4.1.1 第一对齿轮的强度校核29 4.1.2 行星轮系校核31 4.2 轴的强度校核36 4.2.1 齿轮轴的受力分析36 4.2.2 计算弯矩、转矩,并画弯矩图37 4.3 轴承的选择38 4.4 轴上渐开线花键的强度计算39 4.5 螺旋滚筒相关计算40 4.6润滑和冷却44 设计总结45 参考文献47 致谢48 iii 第一章 绪论 进入21世纪，我们说这是一个信息化的社会，各种各样的社交网络像一张巨大的网，但这也是一个能源的社会，这个社会依靠能源而运转而充满活力。煤在我国作为能源物质有着相当大的储量。采煤自古以来都被人们看作一项并非很安全的事情。在以前甚至现在某些偏远地区依然有很多小型煤窑，由于规模小，技术落后，大部分都是靠人工进行挖煤、运输煤。不但经常出现各种事故，而且浪费了资源。大型的采煤机械的出现使这一现象得到了有效的改观。采煤机作为采煤的主要工具是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一。机械化采煤可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。它对提高煤的采掘效率有着重要的影响。因此国内外采煤机的设计、改进一直都在以较快的速度向前发展。 1.1采煤机研究的目的 随着我国经济的不断发展，对能源的需求量将会日益增加。而作为我国传统能源的煤炭是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿对于一些中、厚煤层，由于技术的原因开采不到位，因此对中、厚煤层采煤机的需求量很大。所以说研制开发中、厚煤层采煤机有着长远的社会效益。而目前我国的中、厚煤层采煤机并不能满足实际工况的需要，其中一个主要的原因是由于其截割部的设计并不是很完善，而该设计正是在这样一个背景下进行的，对中、厚煤层采煤机截割部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥更大的作用。 1.2采煤机研究的方向 不得不说的是，连续采煤机的特点有截割功率大，截割滚筒长两大要点。因此截割能力强，生产效率高，调动灵活，可控性好。尚需研究的主要内容如下 （1）连续采煤机总体参数的研究。机器牵引力及速度的确定，滚筒长度、直径、功率、转速及切割牵引力大小和变化。 （2） 整机截割部稳定性的研究。机器的截割臂长度、重心位置、截割速度、功率等切割参数对机器工作稳定性的影响。 （3）截割机构方式的研究。根据电机不同的安装形式，其截割机构方式的确定须进行专项调查研究与分析对比。 （4）切割技术的研究。截割滚筒上截齿排列对机器的截割效率、振动及截齿的寿命有着重要的影响，必须利用计算机进行截齿排列优化设计和实验室模拟试验。 （5） 行走电机变频调速系统的研究。连续采煤机工作时，需要频繁调动；截割时，根据煤的硬度，行走速度在0～4m／min之间自动调整，以适应截割电机的工作特性；调动时，以20m／min的行走速度实现快速调动。 （6） 机器的自动控制、工况检测和故障诊断系统的研究。由于连续采煤机常在环境恶劣、安全得不到保障的工况下工作，因此，机器必须具有离机摇控系统，自动化控制功能。为了提高机器的可靠性，需研制工况检测和故障诊断系统，使连续采煤机具有监控电流、电压、电机功率等自动监测、存储、显示及故障提示等相关功能。 （7） 机载集尘装置的研究。需进行水喷雾集尘系统的试验研究。 （8） 对专用电动机、扭矩轴、传感器等特性元部件的研究。 1.3 国内外采煤机的发展及趋势 我国在长期煤炭生产实践中，也陆续研制生产了一系列国产采煤机并且在借鉴国外先进机型的基础上，迅速发展了大功率电牵引采煤机总装机功率达1 400KW 以上，但是和国外先进的技术和设备相比较还有很大的差距。因此我们必须抓住机遇，加快采煤机的设计和改进步伐，竭尽所能缩短与国外技术和设备的差距。 1.3.1国内采煤机的发展概况 古往今来，采煤机的发展方向就是向大功率、高效率、采掘厚煤层方面进行。这也符合国内当前煤炭采掘业的实际情况。接下来简单叙述一下本次的双滚筒采煤机的主要特点。 很早以前，我国开始采用多电机驱动采煤机，用于提高采煤机的功率。本机吸取了前人的实践经验，采用多电机横向布置电牵引。两台截割部分别由两个250KW的电动机驱动，牵引部以及其他的辅助装置由单独的2个40KW的电动机或者液压马达驱动。另外，该机还可通过更换电控部及液压传动部面成为交流变频调速电牵引或液压牵引采煤机，并且可通过更换行走部和支承组件，形成1.1m和1.2m两种机面高度，而其它部件通用。 一般采煤机机械传动都采用的直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，传动效率高，易于安装和维护。截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。保证可靠性及使用寿命，传动系统中的轴承和高速端的油封采用进口件，齿轮材料选用国内最好的钢种 18Cr2Ni4WA（军工材料）。虽然这些材料价格不便宜，但质量优异，能够保证采煤机的正常工作时间，提高采煤机的生产效率。所以说，选择合适的材料才能发挥最好的效果。 本机机身矮，装机功率大。截割电机容量调整范围宽。为了加宽截割电机的功率调整范围，采煤机截割部设计强度为300Kw，电机容量调整范围为150～300Kw，通过调整截割电机容量，可实现一机多型。因此能够更好地适应不同工作面煤质变化要求。三种容量截割电机的联接尺寸完全相同。可采中厚偏薄煤层中的硬煤，是采高范围1.5～3.2m 硬煤层选择的理想机型。该采煤机可以根据各个煤矿企业所处位置地理因素的区别，生产出不同的机型以适应市场，提高产品生产的灵活变通性能。 机器采用的是强力耐磨滚筒，割煤效果和滚筒寿命有着显著的优化，降低了截齿消耗量和用户成本。液压传动各主要控制阀，均设于箱体以外，以便于调整提高采煤机的维护性。除设有电机过载，过热保护之外，液压传动设有恒功率自动控制，高压保护和失压保护，另外左右截割部（摇臂）高速端各设有机械离合，机身两端和中间各设有急停开关进一步提高采煤机的可靠性，另一方面来说，很好地保证了机器的正常运行。 1.3.2国外采煤机的发展概况 20世纪40年代末，美国利诺斯公司首先在装煤机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。按照落煤机构来划分，采煤机的发展大体经历三个阶段第一阶段，20世纪 40年代，以利诺斯公司的CM28H型和久益机械制造公司的3JCM型和6CM型为代表的截链式采煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等。采煤机的生产能力低，且结构复杂，装煤效果差。第二阶段，50年代，以久益公司的8CM 型为代表的摆动式截割头采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器工作时振动大，维护费用高。第三阶段，60年代至今，滚筒式连续采煤机高速发展，并日趋成熟。从80年代开始，随着开采工艺的发展和开采条件的提高，采煤机不断向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性增强，逐渐成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，达到了很高的制造水平。 随着技术的成熟，一些集电子电力，微电子，信息管理以及计算机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机被开发研制出来，其性能参数优，可靠性强，自动化程度高，操作方便，控制灵敏，监控保护及检测功能完善[1]。 1.4 本次设计的主要结构特点和研究内容 对双滚筒采煤机截割部的结构进行设计，通过几种设计方案的比较分析，选择最优方案，使其结构更紧凑，更合理。在煤层开采时，能够使采煤机安全、可靠、高效生产。 1.4.1 关于双滚筒采煤机的整体结构特点 （1）横向布置多个电动机 截割部、牵引部、泵站和破碎机构设计成横向布置方式。这种电动机布置方式可取消摇臂回转传动装置，代之不传动功率的铰接轴，用于简化结构，减少了薄弱环节和故障因素。将传动链中锥齿轮取消，消除了加工、装配、维修锥齿轮的复杂工艺，提高整个系统的可靠性。各电动机传动系统功能单一，无过轴、旁轮等多余饥件和交叉重叠环节，部件为自封闭，部件之间无机械传动， 只有柔性联接，使得结构紧凑、机身缩短，便于组装拆卸及维修更换部件。 （2）将机身设计成使部件可侧面拉装的整体箱式 整个机身是个箱形结构的焊接件，根据需要分成若干个间隔室，安放变压器电控部 电牵引部、液压站等部分；而在采空区一侧将其敞开，可以将上述具有自封结构的部件方便地装入固定和拆下拉出，而机身两端铰接的截割部及其电动机也可以从采空区侧拆装。采用这种机身设计方式，可以为井下组装维修创造更方便快捷的条件，同时可实现整个机身无对口螺栓，也无底托架，强度大，刚性好， 免除了螺栓紧固的麻烦,还可将机身做成两段拼装，并用液压螺栓紧固。 （3） 破碎机采用单独电动机传动 将滚筒做成电动滚筒，由单独电动机经行星传动机构驱动破碎滚筒。采用这种破碎机驱动方式，可以利用按钮控制破碎机，操作方便，而且单独电动机还可用于控制和保护。 改进挡煤板传动装置。即用中低速摆线马达，通过内齿轮或柱销传动。比如，可在挡煤板回转臂环架圆周安装轴向柱销，利用固装在摇臂上的液压马达带动长牙齿轮驱动柱销翻转挡煤板。采用这种挡煤板传动装置，可使挡煤板结构更可靠，且不怕煤粉堵塞，不易存煤泥，可大幅减少故障。 （4） 增大截煤深度 截深在750mm以上方能称为大截深，由于加大了截深，相应的滚筒轴、轴承和摇臂强度也应加大，同时适当增大螺旋叶片的升角一般大于等于20，以改善装煤效果。采用强力截齿。由于速度加大，截齿的切削厚度增大， 可采用齿伸较长120mm -l50mm 左右、大断面齿柄30*50ram、硬质合金片厚度达l8ram以上的强力截齿，同时加大齿座尺寸和强度，这样可减少截齿数、降低截齿消耗、增大块煤率和降低煤尘。 （5） 增大块煤率，减少煤尘生成 采用双行星传动截割头，适当降低滚筒转速，使其转速在2224r／rain左右，以增大块煤率，减少二次破碎；或减少截齿数，增大截距60ram左右以使块煤率增加；滚筒结构上还可采用碟形端盘开窗口，轮毂采用锥形或指数曲线形，以使截落的煤快速排出，从而减少二次破碎；此外还可在螺旋叶片上采用盘形滚刀以及采用抽风和吸尘滚筒。加设高压水射流喷雾装置。即在采煤机上加装增压水泵6070kW ，使喷雾水压达到l8MPa以上，流量达到140L／min以上，这样可有效降低煤尘和防止截割时产生火花。 另外减少喷雾喷嘴的直径0．50．8ram，可形成高压射流，起到辅助切割作用，以减少截齿受力，降低能耗。同时还可加设流量压力自动控制型水泵，使采煤机滚筒只在割煤时喷雾洒水，以节约水能源。 改进滚筒材质和结构。即采用国际最新耐磨合金钢板制造滚筒，以提高其刚度、强度和耐磨性，同时加大轮毂板厚度和叶片板厚度。在有条件的情况下，我国煤机厂可适当引进国外成型高强度滚筒。 综上所述，本次采煤机结构采用电牵引，多电机横向布置。该机具有电机横摆、结构先进、运行可靠、可实现电液互换、大功率能力强等特点。截割电机、牵引电机的启动、停止等操作采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、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。 所有电机横向布置。机械传动都是直齿传动。电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出。故传动效率 高，容易安装和维护。采用强力耐磨滚筒，提高割煤效果和滚筒寿命，降低截齿消耗量和用户成本。可通过更换电控部或液压传动部而成为交流变频调速电牵引或液压牵引采煤机以实现电液互换，而其它 部件通用。两动力输入部位可安装液压马达，也可安装40Kw牵引电机。两种形式联接尺寸相同。 1.4.2 本次设计的主要研究内容 （1） 双滚筒采煤机截割部的传动方案的制定； （2） 双滚筒采煤机截割部电机型号的确定； （3） 双滚筒采煤机截割部传动比的确定； （4） 传动比的分配及各齿轮齿数、模数的确定； （5） 行星机构设计与计算 第二章 双滚筒采煤机截割部的方案设计 第三章 双滚筒采煤机的截割部设计及计算 经过上述的论述，现在我们可以开始更深入的进行进一步的研究计算。 3.1截割部电动机功率计算及电动机选型 3.1.1截割部生产功率的计算 设计目标 1.采高H1.8m（约等于滚筒直径D）； 2.截深J0.66m； 3. 滚筒水平中心距为10810mm 4.两摇臂铰接中心距为6700mm 5.牵引速度为08（m/min） 6.机身宽为1210mm 采煤机的设计生产功率 （3.1） 式中 J滚筒的有效截深 J 0.63m H采煤机的平均采高 H 2.4m Vq采煤机的最大工作牵引速度m/min Vq 8 γ 1.35煤的重率（） Q 600.632.481.35 979.7（吨/时） 979.7/60（吨/分） 采煤机的设计装机功率 （3.2） 式中 功率利用系数，以为该机的驱动方式为分别驱动所以0.8。 功率水平系数，由表31查得0.9。 后滚筒的工作条件系数，0.8。 采煤机的比能耗，由表32查得0.44（KW.h/T）。 （3.3） ≈300N/mm。 （3.4） （3.5） 取 N 591KW 表31 功率水平系数 电动机 自动调速 人工调速 2.02.2 0.90 0.80 2.22.4 0.95 0.85 2.42.6 1.00 0.90 表32 螺旋滚筒采煤机比能耗 牵引速度（m/min） （KW.h/T） 2.0 0.50 3.0 0.44 4.0 0.42 5.0 0.40 3.1.2 截割部摇臂的摆角和电动机的选型 （1）摇臂的摆角 弯摇臂 2055.02mm 摇臂上摆角 36.3 下摆角 17.3 （2）电动机的选型 采煤机截割部的截割功率为2250 500KW，即每个截割部的功率为250kW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和防电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的客气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择变极异步双速电机YD280M-4/2电动机该型号电动机带有离合器，电动机输出轴带有花键，通过花键传递动力。其技术参数如下 功率250KW 电压1140V 转速1476r/min 额定频率50Hz 绝缘等级H 接线方式Y 工作方式S 冷却灭尘灭尘方式内外喷雾 3.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定 截割部减速器要传递采煤机的很大比重部分的装机功率，载荷重而不稳定，工作条件恶劣，可靠性要求相对较高，外形和尺寸却受到工作环境的严格限制。截割部减速器的强度、刚度、润滑、效率、密封和散热等问题，都应予以重视。 由以往的经验，以及原来采煤机的传动系统可以了解到滚筒采煤机截割部减速器传动系统都具有以下特点 1由于滚筒轴和电机轴互相垂直，传动系统中必须有一队圆锥齿轮。 2截割部系统中还应该有一个离合器或者一个离合齿轮，当离合器或离合齿轮脱开时，调高泵应仍能获得动力。 3为了操作轻便，离合器或离合齿轮不设在低速轴上；为了避免圆锥齿轮的模数过大，圆锥齿轮也不宜设在低速轴上。 3.2.1 总传动比的确定 总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速的比值，滚筒的转速依据总体参数的性能要求而定，考虑调换齿轮对，滚筒的转速通常有2-4种可供选择。采煤机截割电动机的同步转速为1476r/min，滚筒的转速一般在20r/min-100r/min（直径大转速小），截割部主传动比的总传动比约为。 总传动比 （3.6） 式中 电动机转速，r/min； 滚筒转速，r/min。 3.2.2 传动比的分配 对与采煤机结构的特殊性，一般需要3-5级减速。对于大功率中、厚煤层采煤机，采用2Z-X负号行星齿轮传动时，可能只需要三级减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，即可利用滚筒筒毂内的空间，又可减小前各级齿轮的传动比和尺寸。 由于采煤机工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高的要求。因此，先确定行星减速机构的传动比。2K-H行星减速装置的使用效率为0.97～0.99；其传动比一般为2.8～13.7。当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比推荐值为3～9。采煤机的截割部的行星减速机构的传动比一般为5～6。这里定行星机构的传动比为5.714。 采煤机机身高度严格限制，每级传动比≤3～4。根据多级减速齿轮传动比的分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为1.79，1.58，2.29。 3.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定 图3-1 摇臂传动系统图 从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ轴。 1. 各轴转速计算 Ⅰ轴r/min Ⅲ轴r/min Ⅳ轴r/min （3.7） Ⅶ轴r/min （3.8） Ⅷ轴r/min 2. 各轴功率计算 Ⅰ轴kW Ⅱ轴kW （3.9） Ⅲ轴kW （3.10） Ⅳ轴kW （3.11） Ⅴ轴kW （3.12） Ⅵ轴kW （3.13） Ⅶ轴kW （3.14） Ⅷ轴 （3.15） 上式中轴承效率，齿轮效率，花键效率。 3. 各轴转矩计算 Ⅰ轴 （3.16） Ⅲ轴 （3.17） Ⅳ轴 （3.18） Ⅶ轴 （3.19） Ⅷ轴 3.20 表3-1 运动和动力参数表 编号 功率（kW） 转速（r/min） 转矩（） 传动比 Ⅰ轴 297 1476 1921.6 1.79 Ⅲ轴 279.56 824.6 3237.7 Ⅳ轴 271.23 521.9 4963.1 1.58 Ⅶ轴 247.7 227.9 10379.7 2.29 Ⅷ轴 240.32 39.67 57853.7 5.714 3.3 齿轮参数计算 3.3.1 确定第一对啮合齿轮的参数 1 传动比1.79 2 输入功率N297kW 3 直齿圆柱齿轮的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， （4）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 3.21 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1921.6； 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0.8； 齿数比，即； 将上述值代入公式中3-1得 （5）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 3.22 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，； 齿轮材料弯曲疲劳值，由参考文献[2]， MPa ； 齿根应力，单向受力 MPa。 mm （3.23） 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，可以适当增大，取mm。 （6）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 齿宽 mm mm 3.3.2 确定第二对啮合齿轮的参数 经上述条件可知，传动比1.58，输入功率N279.56kW的直齿圆柱齿轮详细参数。 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 小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm 3.24 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3237.7； 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 3.25 （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 3.26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，，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， MPa ； 齿根应力，单向受力 MPa。 mm 3.27 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，可以适当增大，取mm。 （3）齿轮几何计算 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 3.3.3 确定第三对啮合齿轮的参数 传动比2.29 输入功率N271.23kW 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 小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm 3.28 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4963.1； 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 3.29 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 3.30 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，， 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 MPa ； 齿根应力，单向受力MPa。 mm 3.31 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，可以适当增大，取mm。 3 齿轮几何计算 表 3－4 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 3.3.4 确定行星齿轮的参数 3.3.4.1. 配齿计算 1 初选，采用一级2Z-X型行星减速机构。 2 根据，按文献[2]表14-5-3选取行星轮数目。 3 根据齿数强度及传动平稳性及参考文献[2]表14-5-5确定太阳轮齿数 为21。 4 根据下列条件试凑值 传动比条件 3.32 装配条件 （整数） 3.33 同心条件 120（偶数） 5 计算内齿圈及行星齿轮齿数和 3.34对角变位齿轮传动， 3.35 式中，行星齿轮减少值，当（）为偶数时，。 6 预计啮合角和查参考文献，按，得；。 通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善A-C啮合齿轮副的传动性能。 3.3.4.2 接触强度处算