毕业设计（论文）MG132315WD型采煤机设计（全套图纸）.doc

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1、全套CAD图纸,联系153893706目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 项目研究意义11.2设计意义11.3总体方案确定11.4截割部结构的技术特征2第2章 减速部分的设计与计算42.1 传动比的分配42.2一级减速齿轮传动设计及计算42.2.1 基本参数确定42.2.2 设计计算52.2.3 一级减速齿轮强度校核72.3 第二级减速齿轮传动设计及计算92.3.1几何尺寸设计计算92.3.2齿面接触强度校核112.3.3齿根弯曲强度校核112.4减速齿轮静强度校核122.4.1 一级齿轮静强度校核122.4.2 第二级齿轮静强度校核132.5 惰轮的设计计算与校核142.

2、5.1一级减速中惰轮的设计计算与校核142.5.2 第二级减速中惰轮的设计计算与校核172.6行星齿轮校核202.6.1配齿计算202.6.2按接触强度初算中心距和模数202.6.3.计算行星齿轮的几何尺寸212.6.4齿面接触强度校核计算222.6.5轮齿弯曲强度校核计算25第3章 轴的设计计算与校核273.1一轴设计计算与强度校核273.1.1 材料选择273.1.2 一轴的结构确定和设计计算273.1.3 轴的疲劳强度安全系数校核303.1.4 一轴的刚度校核323.2 二轴设计计算与强度校核323.2.1二轴尺寸的设计计算323.2.2 二轴强度校核343.3.3 二轴的静强度校核计算

3、353.3 三轴设计计算与强度校核363.3.1三轴尺寸的设计计算363.3.2 三轴强度校核393.4四轴设计计算与强度校核423.4.1四轴尺寸的设计计算423.4.2四轴的静强度校核计算453.5五轴的校核及轴承寿命计算463. 6 行星轮轴的校核及轴承寿命计算51第章 轴承和键的设计计算与校核554.1轴承的设计计算554.1.1 一轴受力分析55（5）行星轮轴承受力分析594.2 轴上渐开线花键的强度计算59对于动联结，花键的主要失效形式是工作面的过度磨损。59第5章 经济效益分析61第6章 环保分析62结论63参 考 文 献65摘 要MG132/315-WD型采煤机是电牵引型的采煤

4、机，它的截割部是由电动机带动，通过二级直齿轮减速和一级行星减速带动滚筒，最后，达到用户所需的转速。截割部的设计采用弯摇臂结构，可满足有较大的卧底量。本结构还采用行星减速机构大齿圈与太阳轮浮动，使截割部受力能承受较大的载荷，工作更加平稳。采用两腔分离结构，飞溅润滑方式，解决了行星机构的润滑问题。结合鸡西煤矿机械有限公司提出的要求，针对原有机型进行结构改进，适当增加摇臂的长度，实现高开采率，提高采煤效率。关键词 采煤机； 电牵引； 截割部AbstractThe type of MG132/315- WD adopts coal machine is piece that electricity l

5、ead the type adopt the coal machine, it mow a the department is to be aroused by electric motor to pass second class keeping the wheel gear decelerate to decelerate to arouse the roller with the second class planet, finally, attain the customer need of turn soon.The electricity leads to adopt the co

6、al machine is from now on the direction that develop, it have to lead the characteristic goodly, can used for the big cape of sloped coal seam, circulating dependable, the service life is long, responding intelligent, the dynamic characteristic is good, the efficiency is high, the construction is si

7、mple, having the perfect examination with show the system, the comprehensive adopts the high the world record that produce to all give or get an electric shock to lead to adopt the coal machine creation in recent years.The type of MG132/315- WD adopts the design success of the coal machine can used

8、for the thick layer in inside in well in mineral comprehensive adopts the work can adopt the hard coal quality, combining can adapt to the complicated a scaleboard term.Keywords Adopt the coal machine; give or get an electric shock to lead; cut to mow department第1章 绪论1.1 项目研究意义目前的采煤机机组中的大多数适应性不广，可靠性

9、不太高，因而使用不够广泛。薄煤层属难采煤层,由于受到工作面条件、空间狭小、地质条件变化大等因素的限制,从整体水平上远远落后于中厚及厚煤层开采水平。在机采工作面中采煤机是所有配套设备中的关键设备,要使薄煤层工作面技术经济指标接近或达到中厚煤层工作面的水平,根据薄煤层开采的迫切需要,开发适合国情的新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。电牵引采煤机生产能力大；操作简便，使用灵活，保护、控制功能齐全，适用于薄煤层开采。结合鸡西煤矿机械有限公司提出的要求，对现有采煤机摇臂长度进行改进，以保证足够大的卧底量，对薄煤层实现高开采率，提高采煤效率。1.2设计意义我国机械化采煤经过多年的发展，然而，我国薄煤层开

10、采机械化程度还很低，有相当一部分薄煤层工作面采用炮采，人工装煤，生产效率低，工人劳动强度大，对一些厚薄煤层并存的煤矿，由于薄煤层开采速度缓慢，使下部中厚煤层长期得不到及时开采，以至影响工作面的正常接替，而且被迫丢失一些薄煤层资源。因而迅速提高薄煤层开采机械化程度，加快薄煤层开采速度具有重要意义。根据市场需要设计MG132/320WD型薄煤层采煤机截割部，上摆角32度，下摆角11度，所采煤层厚度800mm到1400mm之间，电机驱动，转数1460转每分。滚筒长600毫米。卧底开采深度120mm。机构高400mm左右。使用寿命15000小时左右。1.3总体方案确定采煤机的截割部承担落煤和装煤任务，

11、是采煤机的重要部件之一。一个完善的工作机构应满足以下要求(1)能适应不同的煤层和有关地质条件。(2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。(3)能装煤和自开缺口。(4)载荷均匀分布，机械效率高。(5)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。方案一截割部减速部分采用行星机构；方案二截割部减速部分采用配对直齿轮。方案比较薄煤层属难采煤层,由于受到工作面条件、空间狭小、地质条件变化大等因素的限制,如果采用配对直齿轮减速,而不采用行星机构，想得到较大的传动比，势必要增加齿轮副的数目，这样将增加摇臂的长度，对摇臂的刚度要求较高或者造成机壳体积大，所采煤层厚度受到很大限制。采用行星机构减速，

12、能够适应较恶劣的工作环境，并且使采煤机工作平稳，可开采煤层厚度达到800mm 到1400mm之间。安全性提高，避免截割部经常出现问题，由于井下空间小，工人维修极不方便的问题。有效缩小机身体积，降低滚筒的转速，增加块煤量。经多方调查和研究，确定方案如下。（1）经环保分析、资源分析，设计成本等考虑，此结构设计可行行高。（2）煤层开采时，螺旋滚筒采煤机的工作机构在采煤过程中会产生大量煤尘，所以考虑降低滚筒转速，增加块煤量。（3）、经济分析、成本核算，在安全性和使用寿命满足设计目的的前提下尽量降低生产成本。（4）、机构便于安装，拆卸和维修。尽量提高部件的互换性、可靠性。（5）、在满足上述要求的同时，尽

13、量结构简单，操作方便，适合于整体或解体搬运。尽量做到标准化，通用化，系列化。1.4截割部结构的技术特征该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，除尘及冷却系统，润滑系统等组成。电动机功率132kw，电动机转速1460r/min，传动比，根据设计需要，欲把滚筒输出转速控制在60r/min左右，所以,本设计结构采用两级直齿传动和一级行星传动。下面进行齿数分配，为避免互质，增加齿轮使用寿命，依次选为如表1-1所示表11 齿数分配表齿轮ZZZZZZZZZ齿数203053203341172059i=i1i2=输出转速n=1460/i=1460/24.28=60.11，使用寿命15000h，采煤深度:

14、800mm 到1400mm之间，上摆角22度下摆角10度，电机为煤矿专用电机YBS2132，本设备符合矿用防爆规格，可用于有瓦斯和煤尘爆炸的矿井。能在海拔高度不超过2000米，周围介质温度不高于55C、空气湿度不大于95的情况下可靠的工作。输出功率为132kw，三相交频电动机，机壳带有冷却系统，为水冷，该电机设计了弹性扭拒轴，用于过载保护。该电机体积小，便于更换，适合于煤矿中使用。截割部与牵引部相连，该截割部电机输出轴与惰轮轴通过齿轮啮合，惰轮轴上的齿轮在与三轴上的齿轮啮合，组成一级减速，同样，二级减速构成一级减速系统构成方式类似，三级减速系统为行星减速系统，输出轴与滚筒相联结，滚筒转动带动切

15、齿，进行煤的开采，滚筒的转速直接影响到块煤量，降尘方法采用内喷雾式。箱体内采用N320硫磷极压齿轮油润滑，工作油液的状况直接影响机器性能和使用寿命，因此要定期检查，及时更换。注油时应严格过滤，防止杂质或其它异物进入油池。向机器注油时必须用原牌号油，更换变质油液时，应仔细清洗油箱。表12 采煤机截割部主要参数采煤机型号Type技术特征SpecificationsMG132/315采高 mMining height0.81.4适应倾角Seam inclination30滚筒直径 mDrum speed1.0滚筒转数 mDrum speed60.11灭尘方式Dust suppression内喷雾in

16、ternal spraying装机功率 KNTotal power315第2章 减速部分的设计与计算2.1 传动比的分配 图21输入转速n1=1460r/min，P=132kw三级减速第一级 i1=2.65,第二级 i2=2.05，第三级 =4.5。总传动比 i=i1i2=2.652.054.5=24.28。所以输出转速n2=60.11 r/min。2.2一级减速齿轮传动设计及计算2.2.1 基本参数确定输入转速1460r/min，i1=2.65, Z1=20、 Z2=53。P=132kw, n1=1460r/min, 参考文献5， 经分析齿轮材料选择用20CrMnTi合金钢，表面渗碳和调质处

17、理，渗碳层深度可为0.5=0.52=1mm。齿面硬度为5862HRC,8级精度，铸造。本设计齿轮齿面硬度为5862HRC350HBS，所以取d=0.4本设计齿面硬度大于350HBS，所以齿宽系数d =0.4。2.2.2 设计计算本截割部所用的齿轮全部为渐开线圆柱齿轮，可根据接触强度计算确定中心距a或小齿轮的直径d1、根据弯曲强度计算确定模数m来进行初步设计计算，参考文献5，校核各级传动齿轮的强度。1.选取大小齿轮的材料均为20CrMnTi,7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5862HRC，按齿面接触强度计算，初步确定中心距a,齿轮的直径d1,根据齿根弯曲强度计算确定模数m。弯曲强度计算 m12

18、.6 （2-1）式中 K载荷系数，本设计K=1.4；T1 传递扭拒 ，T1=95.5=8.634Nm；YFS复合齿型系数， YFS=4.45； 齿宽系数，；许用弯曲应力 （MPa）式中齿轮材料的弯曲疲劳强度，=900MPa； SFmin 弯曲强度最小安全系数，SFmin =1.5； 所以 =4.821mm接触强度 （2-2）式中 K载荷系数，K=1.6；T1 传递扭矩，T1 =8.634Nm；齿宽系数，=0.3；ZNT接触强度计算的寿命系数，ZNT=1.03；ZLVR润滑油膜影响系数，ZLVR=0.92；ZW工作硬化系数，ZW=1.0；ZX接触强度计算的尺寸系数，ZX=1.0；SHmin接触强

19、度最小安全系数，SHmin=1.25； 带入公式（2-2）可得=所以综上参数代入公式（2-2）中得到结果如下=0.19456m (2-3)式中 K载荷系数，K=1.6；T1 传递扭矩，T1 =8.634Nm；齿宽系数，=0.3；传动比，ZNT接触强度计算的寿命系数，ZNT=1.03；ZLVR润滑油膜影响系数，ZLVR=0.92；ZW工作硬化系数，ZW=1.0；ZX接触强度计算的尺寸系数，ZX=1.0；SHmin接触强度最小安全系数，SHmin=1.25； =代入公式（2-3）得=0.113mm m=5.65 mm综上，比较弯曲强度与接触强度计算结果，取其中较大者，所以m=5.65 mm,圆整后

20、m=6 mm。a=0.219m0.19456 m故合格。 b=d1=0.4620=0.048 m根据机械工程基础下册843页之阐述，根据d1和求出齿宽后，再将小齿轮宽度加大510但在强度计算中，仍按大齿轮的齿宽计算。所以，实际b值取55 mm。2.2.3 一级减速齿轮强度校核（1） 齿面接触疲劳强度校核1.计算应力 （2-4）式中 ZH节点区域系数，ZH=2.5； ZE材料弹性系数，ZE=188.0；接触强度计算的重合度与螺旋角系数， ； Ft分度圆上的圆周力； KA使用系数，KA=1.25；KV动载系数，KV=1+（）；参考文献5可得K1=39.1、K2=0.0193；u=3.65；V9.1

21、68所以 KV =1+（）=1.2KH齿向载荷分布系数，KH=1.15+0.18+0.31=1.25KH齿间载荷分配系数，KH=1.2。把所有系数代入公式得=2.5=1038.46 2.许用应力计算 =1650;因为N=式中 ZNT接触强度计算的寿命系数，ZNT=1.03；ZLVR润滑油膜影响系数，ZLVR=0.92；ZW工作硬化系数，ZW=1.0；ZX接触强度计算的尺寸系数，ZX=1.0；SHmin接触强度最小安全系数，SHmin=1.25；所以 =综上比较知；所以是安全的。 （2）齿根弯曲疲劳强度校核1.计算应力式中 Ft分度圆上的圆周力，Ft=14390N；b齿宽，b=0.055m；m模

22、数，m=6mm；KA使用系数，KA=1.25；KV动载系数，KV=1.1；KF齿向载荷分配系数，KF=1.2；KF齿间载荷分配系数，KF=1.2；YFS-复合齿形系数，YFS=4.45；Y抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，Y=0.75；把所查系数代入公式=288.1 MPa2、许用应力计算 （2.-5） =900MPa式中 YNT抗弯强度计算的寿命系数，YNT=相对齿根圆角敏感性系数， ；YRrelT相对表面状况系数， YRrelT=0.9；YX抗弯强度计算的尺寸系数，YX=1.0；SFmin 弯曲强度最小安全系数，SFmin=1.5；把所查系数代入公式（2-5）得 综上比较知 ，即计算应力小

23、于许用应力。2.3 第二级减速齿轮传动设计及计算2.3.1几何尺寸设计计算第二级减速机构仍为直齿减速机构，因为第二级齿轮承受的扭矩较第一级要大得多，令由于采煤机受到较大的冲击载荷，为了提高齿轮传动的承载能力，减小或均衡齿面的磨损以提高传动使用寿命，现对齿轮进行变位，根据齿轮的几何参数和热处理方式，参阅文献5第23章16页得变位系数总和，再根据线图选择分配变位系数，得小齿轮的变为系数，大齿轮的变位系数X2=0.56，啮合角。变位后的齿轮传动几何尺寸计算如表21： 表21齿轮设计几何尺寸名称代号计算公式结果分度圆直径d标准中心距a啮合中心距中心距变动系数y直齿轮 端面压力角端面啮合角总变位系数直齿

24、轮=1.06变位系数的分配根据传动具体要求，通过线图确定滚齿齿顶高变动系数直齿轮齿顶高haha1=10.70mmha2=11.18mm齿根高hfhf1=6mmhf2=5.52mm全齿高hh=ha+hfh1=ha1+hf2=16.70mmh2=ha2+hf2=16.70mm齿顶圆直径da外啮合da1=d1+2ha1,da2=d2+2ha2内啮合da2=da1=176.70mmda2=344.70mm齿根圆直径dfdf1=148mmdf2=316.96mm节圆直径1=164.70mm2=337.64mm基圆直径dbdb1=146.05mmdb2=299.40mm基圆螺旋角=0（带“” “”处，上面

25、的符号用于外啮合，下面的用于内啮合）变位之后，再进行强度校核。2.3.2齿面接触强度校核由于各参数所代表的意义已经在上述步骤中详细的介绍过（2-5）中详细介绍过，这里就不在敖述。ZB=1.04，ZH=2.20, ZE=189.8, 代入公式（2.2.3.1）可算得齿面接触强度满足。2.3.3齿根弯曲强度校核各参数值所代表的意义已经在2.2.3中详细介绍过，这里不在敖述，参数如下代入公式（2-5）计算得 可知齿根弯曲强度也满足要求。2.4减速齿轮静强度校核2.4.1 一级齿轮静强度校核1.简要说明齿轮传动工作中可能出现短时间、少次数的超过额定工况的大负荷，电动机转矩传递中造成中等甚至严重的冲击，

26、因此有必要对齿轮进行静强度校核计算，本设计中截割部齿轮的原电机功率为132KW，在进行静强度校核计算中，由于井下空间小等原因，维修极不方便，为保证机构的可靠性和使用寿命，避免矿井中机构出现问题，计算中按功率加大三倍既396KW校核。2.一级减速齿轮静强度校核计算(1) 齿面静强度 静强度最大齿面应力 （2-6） 式中 ZH=2.5， ZE=188.0， Z=0.65， d1=0.012m, b=0.055mu=2.65, KV=1, KH=1.2, KH=1.2；以上系数的意义和计算方法参考一级减速齿轮的设计和弯曲、接触的校核计算，这里不再重复。Fcal计算齿向载荷；Fcal=将系数代入公式得

27、MPa静强度许用齿面接触应力式中 ZNT=0.95，ZW齿面工作硬化系数，查得ZW=1.0；SHmin接触强度最小安全系数，SHmin=1.10；MPa；将参数代入公式得MPa综上可知所以齿面静强度校核结果合格。弯曲静强度 静强度最大的齿根弯曲应力式中 KV=1, KF=1.2, KF=1.2, YFS=4.45, Y=0.75;以上系数的意义和计算方法可以参考一级减速齿轮的设计计算和强度校核。这里不再重复。下面将系数代入公式得=1=617.37N/mm静强度许用齿根弯曲应力式中 YST试验齿轮的应力修正系数，查得YST=2.0； YNT抗弯强度寿命系数，此时NL=N0，查得YNT=0.89；

28、 SFmin抗弯强度最小安全系数，SFmin=1.5；将系数代入公式MPa综上比较知所以齿轮弯曲静强度校核合格。2.4.2 第二级齿轮静强度校核第二级减速齿轮静强度校核计算方法与第一级的相同，这里不再重复，经过计算，将所得计算结果列如22所示：表22 第二级减速齿轮静强度校核 齿 对 序 项目第二级减速齿轮1静强度最大齿面接触应力Mpa1470.65静强度许用齿面接触应力1530.002静强度最大的齿根弯曲应力MPa1125.58静强度许用齿根弯曲应力1221.433齿面静强度合格条件合格4弯曲静强度合格条件合格5接触强度最小安全系数SHmin1.16抗弯强度最小安全系数SFmin1.47接触

29、疲劳极限应力Mpa 16508弯曲疲劳强度极限应力 Mpa9002.5 惰轮的设计计算与校核2.5.1一级减速中惰轮的设计计算与校核惰轮所受应力为交变应力，在本设计中，采用近似的常规方法，用名义载荷乘以使用系数KA来确定计算载荷，当量转矩Ted代替名义转矩T。根据设计尺寸需要，初步拟定一级减速齿轮传动处的惰轮齿数为30。模数为6。另外P=132KW，n=1460r/min。受力分析见附图2，下面分别进行齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的校核。1齿面接触疲劳强度校核（1） 计算应力 （2-7）参数确定惰轮受的是交变载荷，应用当量转矩Ted代替名义转矩T，而当量转矩Ted则由疲劳累积假说确定。；

30、无当量载荷图谱时，则可以用名义载荷近似校核齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度，以上内容是参阅文献16其中13131页和13132页之内容。T1=95.5=8.634 Ft=14390N 惰轮受力分析参看图2-1 ，其中齿轮1和齿轮3受脉动载荷，惰轮受交变载荷；图2-1 惰轮受力简图式中 d1=120mm, b=55mm, u=2.65；ZH节区域系数，ZH=2.5； ZE材料弹性系数，ZE=188.0；KA使用系数，KA=1.0；KV动载系数， KV=1+（）；参阅文献16可得 K1=39.1、K2=0.0193。;代入算得KV=1.84；K=1.0，因为KH齿间载荷分配系数，KH=1.

31、2。把所有系数代入公式得=1089.23 MPa（2）接触疲劳极限应力式中 因为N=; ZR=0.95； ZW工作硬化系数，ZW=1.02 ；= =1.401.25所以是安全的。2 齿根弯曲疲劳强度校核计算应力 式中 Ft分度圆上的圆周力，Ft=14390N；b齿宽，b=0.055m；m模数，m=6mm；KA使用系数，KA=1.0；KV动载系数，KV=1.84；K齿向载荷分配系数，KF=1.0；KF齿间载荷分配系数，KF=1.2；YF=3.2；Y=0.75；把所查系数代入公式=231.07 MPa（1）许用应力计算 （2-8）式中 FE=900MPa；YNT抗弯强度计算的寿命系数，YNT=；相

32、对齿根圆角敏感性系数， ；YRrelT相对表面状况系数， YRrelT=0.9；YX抗弯强度计算的尺寸系数，YX=1.0；SFmin 弯曲强度最小安全系数，SFmin=1.6;把所查系数代入公式得综上比较知： ，即计算应力小于许用应力，满足设计要求。2.5.2 第二级减速中惰轮的设计计算与校核惰轮所受应力为交变应力，在本设计中，采用近似的常规方法，用名义载荷乘以使用系数KA来确定计算载荷，当量转矩Ted代替名义转矩T。根据设计尺寸需要，初步拟定二级减速齿轮传动处的惰轮齿数为33。模数为8。1惰轮几何尺寸的计算（1） 啮合角根据=61 P6 查得=0.54=+=+得 =参阅文献5，确定了 X3=

33、0.30 得 X惰轮=0.24 （2） 实际中心距=216.42 mm（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 另外P=124.23KW，n=268.75r/min，N=60NJLh=h受力分析见附图3，下面分别进行齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的校核。2齿面接触疲劳强度校核计算应力 （2-9）参数确定惰轮受的是交变载荷，应用当量转矩Ted代替名义转矩T，而当量转矩Ted则由疲劳累积假说确定。；无当量载荷图谱时，则可以用名义载荷近似校核齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度，以上内容是参考文献16，其中13131页和13132页之内容。惰轮受力分析参看附图2

34、，其中齿轮1和齿轮2受脉动载荷，惰轮受交变载荷；图22 三级惰轮受力简图式中 d1=160mm=0.016m, b=75mm=0.075m, u=2.05；ZH节区域系数，ZH=2.5；ZE 材料弹性系数，ZE=188.0；KA使用系数，KA=1.0；KV动载系数，KV=1+（）；查取K1=39.1、K2=0.0193；代入算得KV=1.009；KH=1.19，因为KH齿间载荷分配系数，KH=1.1。把所有系数代入公式得2许用应力计算 （2-10）式中 因为N=;所以ZLVR润滑油膜影响系数，ZLVR=0.95；ZW工作硬化系数，ZW=1.0；ZX接触强度计算的尺寸系数，ZX=1.0；SHmi

35、n接触强度最小安全系数，SHmin=1.0；所以 综上比较知，所以是安全的。4齿根弯曲疲劳强度校核（1）计算应力式中 Ft分度圆上的圆周力，Ft=55181.24N;b齿宽，b=0.075m;m模数，m=0.008m;KA使用系数，KA=1.0;KV动载系数，KV=1.009；K齿向载荷分配系数，KF=1.19；KF齿间载荷分配系数，KF=1.1；YFs=4.34；Y=0.72；把所查系数代入公式（2）许用应力计算 式中 FE=900MPaYNT抗弯强度计算的寿命系数，YNT=0.94；相对齿根圆角敏感性系数， ；YRrelT相对表面状况系数， YRrelT=0.9；参阅文献51673页知，8

36、级精度，齿面粗糙度调质处理Ra6.37级精度调质处理Ra3.2；相当于56；YX抗弯强度计算的尺寸系数，YX=1.0；SFmin 弯曲强度最小安全系数，SFmin=1.25;把所查系数代入公式=578.66MPa综上比较知 ，即计算应力小于许用应力，满足设计要求。2.6行星齿轮校核2.6.1配齿计算初选iBAx=4.47,查表13-5-3，取Cs=4,按配齿公式计算=c = 19ZA=17ZB=cCs-ZA=194-17=59=(ZB-ZA)/2=(59-17)/2=21采用不等角变位，可取ZC=20或ZC=21参考文献5可知，为提高传动承载能力，宜取ZC=20,预取2.6.2按接触强度初算中

37、心距和模数输入转矩 T=4326.4 小轮（太阳轮）的转矩 齿数比 u=ZC/ZA=20/17=1.18参阅文献5，可知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） MPa， MPa取尺宽系数 ，载荷系数 K=1.4（m） （2-10）则 =0.0916m模数 mn=2a/(ZA+ZC)=4.95 mm =0.00495m 取 mn=5 mm=0.005m2.6.3.计算行星齿轮的几何尺寸1.计算A-C实际中心距未变位时的中心距aAC=m(ZA+ZC)/2=92.5 mm=0.092m中心距变位系数 yAC=(ZA+Zc)()

38、/2=0.555则A-C实际中心距98.25 mm=0.098m2.计算A-C实际中心距变位系数和啮合角 0.52 3计算A-C传动得变位系数 =0.72 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 -0.24 5计算C-B传动得变位系数 =-0.24 分配变位系数，6.齿轮的几何尺寸7.计算齿顶圆压力角=26.70=34.30=26.1802.6.4齿面接触强度校核计算1. 计算接触应力行星轮=ZD (2-11) 式中 使用系数， =1.75；动载系数，由图13-1-14查得KV=1.1；接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表13-1-99行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径

39、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，参阅文献5-13-1-102查得 1.1节点处计算接触应力的基本值，MPa 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表13-1-104。 取 .02. 计算接触应力的基本值: （2-12）式中 节点区域系数式中 弹性系数，。见表13-1-10 重合度系数 螺旋角系数 Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft=24413.7 Nb工作齿宽, b=90 mm=0.09mmn 法向模数， mn=5 mm=0.005m将以上系数带入（2-12）式得 MPa将以上结果带入（2-11）得 MPa3.许用接触应力 （2-13）式中 计算齿轮的接触极限应力MPa试

40、取齿轮的接触疲劳极 =1500 MPa 接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算参阅文献5，查得 式中 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数。持久强度 式中 工作硬化系数 =1.19接触强度计算的尺寸系数 .076-0.0109mn=1将以上系数带入（3）式得 MPa4计算安全系数= = = 1.31 式中 最小安全系数，见表13-1-110。取=1所以 Z9齿面接触强度满足要求。2.6.5轮齿弯曲强度校核计算1.计算齿根应力 （2-14）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: （2-15）式中 Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft=24413.7 Nb 工作齿宽, b=90 mm=0.09m