厚煤层采煤机截割部设计-毕业论文.doc

1 绪论
1.1 前言
我国是产煤大国，煤炭也是我国目前最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质保证。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化，其中采掘包括采煤和掘金巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。20世纪70年代我国主要靠进口采煤机来满足生产需要，现今，国产采煤机几乎占领我国的整个采煤机市场。依靠科技进步，推进技术创新，开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技发展的主攻方向，我国的采煤机现在已经进入了自主研发，标准化，系列化阶段。
1.2 采煤机械概述
1.2.1 采煤机械化的发展
机械化采煤开始于二十世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以限制了采煤机生产率的提高。
50年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。
60年代是世界综采技术的发展时期，第二代采煤机——单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围，特别是1964年第三代采煤机——双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性——高产、高效、安全和经济。
进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为750~1000kW，生产率达1500t/h的输送机，以及工作阻力达1500kN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及国外于1976年出现的第一台电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的适用范围。
80年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。
目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标就是采煤机械化程度和综采机械化程度。采煤机械化今后的发展方向是：不断完善各类型采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用户；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。
1.2.2 机械化采煤的类型
长壁采煤工作面的采煤过程主要包括：落煤、装煤、工作面运煤、顶板支护及处理采空区五个工序，按照这些工序的机械化程度不同，目前有普通机械化采煤即普采、高档普采和综合机械化采煤三种机械化采煤类型。
普采一般是用单滚筒采煤机和刨煤机的截齿落煤，借助滚筒的螺旋叶片或煤刨的斜面将碎落的煤炭退运并装入刮板输送机，再由刮板输送机将煤炭运出工作面。工作面顶板是利用金属摩擦支柱和金属铰接顶梁来支护和管理的。
高档普采是用功率较大的采煤机或刨煤机落煤、装煤，用运输量和功率较大的刮板输送机运煤，顶板支护和管理则用单体液压支柱和金属铰接顶梁连接。
综合机械化采煤是用大功率采煤机来实现落煤、装煤，刮板输送机运煤，自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤法。
1.3采煤机简述
1.3.1 采煤机的分类和组成
采煤机有不同的分类方法，一般我们按照工作机构的形式进行分类，可以分为：滚筒式、钻削式和链式采煤机。现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以使用很广泛。滚筒采煤机的组成如图1-1所示。
现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置。结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递，结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便。采煤机的牵引部分也采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故，工作更安全。

图1-1 双滚筒采煤机
1—电动机；2—牵引部；3—牵引链；4—截割部减速箱；5—摇臂；6—滚筒；7—弧形挡煤板；8—底托架；9—滑靴；10—调高油缸；11—调斜油缸；12—拖缆装置；13—电气控制箱
1.3.2 滚筒采煤机的工作原理
第四代采煤机研发成功后，现代采煤机基本上都传承了他们的特点。机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现在采煤机是集电子系统、液压系统和机械传动系统于一身的复杂系统。现代的采煤机基本上都取消了底托架，全部采用双滚筒结构。
双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶煤，后滚筒割底部煤并清理浮煤。（双滚筒采煤机的工作原理如图1-2所示）因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采法称为双向采煤法。
必须指出的是，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转（人站在采空侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象的归结为“左转左旋，右转右旋”，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。
双滚筒采煤机具有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种：
1）端部斜切法
利用采煤机在工作面两端约25~30m的范围内斜切进刀的方式称端部斜切进刀法；
2）中部斜切法
采煤机在工作面中部斜切进入煤壁的进刀方式称为中部斜切法。

图1-2 双滚筒采煤机工作原理
1.3.3 滚筒采煤机的特点
1）使用范围广。滚筒采煤机对煤层地质条件的要求较低，对于地板起伏不平、层厚变动大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等每层条件，采煤机都能适应；
2）调高方便，面开切口；
3）功率大、生产率高、工作可靠；
4）操作方便并有完善的保护、监测系统；
5）滚筒式采煤机正在向标准化、系列化、通用化发展。
但是采煤机也有其缺点：结构复杂，价格昂贵；割落的煤的块度小，粉尘含量多，破碎单位体积煤的能量消耗大。
1.4 大功率采煤机的现状与发展
综合机械化采煤的关键设备是采煤机，采煤要实现日产万吨，非大功率、低故障率的综采煤机不可。
1.4.1 国产大功率综采采煤机使用过程中暴露出来的质量问题
1. 采煤机的液压元件质量不稳定，使用寿命短。目前，国内各大矿区使用的采煤机大部分是液压牵引采煤机，而各大矿务局每年都要更换数百台的主泵和液压马达，耗资两百多万元，其中国产的占90%。
2. 采煤机漏油。液压牵引采煤机漏油是国产采煤机尚未解决的难题。采煤机漏油首先增加了油耗，加大了成本，漏油无法回收又造成了火灾隐患。漏油部位主要表现在高速轴部位、低速轴部位、牵引马达部位。
3. 滚筒、齿座、截齿方面的问题。国产滚筒使用寿命短、质量差，进口滚筒可采50~70万t煤，而国产滚筒一般采到18万t左右就得更换；齿座主要是焊缝开裂；截齿主要是齿柄弯曲，合金钢脱落或崩裂、齿牙磨损。
1.4.2 目前国产大功率综采采煤机与引进设备的差距
1. 装机功率小，工作能力差。目前我国采煤机最大装机功率为2215kW(2007)，而国外达到了2390kW（2007），差距为93%，落后约4年。
2. 国产大功率采煤机在截高、故障诊断状态检测、变频器方面分别落后国外同类型产品4年、8年和7年。
3. 效益低下。采煤过程是一个由采煤机为龙头，支护、输送、通风等相互协调统一的大系统，由于种种原因需要经常对采煤机更换机件或揭盖维修，都将影响机组的正常运转和煤炭生产，维护费用增加，生产效益下降。
1.4.3 国产大功率采煤机研究方向
随着国际采煤自动化程度的快速发展，未来开发的大功率采煤机一定是高可靠性、高自动化、具有很强适应性、能远程控制的产品。根据我国煤炭生产远景规划及采煤机技术发展趋势，国产大功率采煤机的主要研究方向为：
1）满足整机2000万t寿命的总体技术及高强度长寿命壳体的研究。
足600万t大修、1000万t寿命的机械传动系统的研究。
2）长寿命、可靠性油封技术的研究。
3）截割部摇臂及其行星轮齿轮减速器的开发研究。
4）高可靠性、高性能、抗干扰、抗热效应、拥有远程实时操作的嵌入式矿用计算机控制系统的研究。
5）开发工作面远距离无线高速信号传输装置，解决采煤机工作影像高可靠度实时传输的研究。
大功率电牵引采煤机具相对于其他采煤机械来说具有结构简单、操作方便、安全可靠、故障率低、维护方便、原部件使用寿命长、控制灵敏、监控保护等功能完善和经济效益好等优点。因此我们必须研制开发具有自主知识产权的电牵引采煤机，对相关项目进行攻关研发。

2 MG750/1815-WD型电牵引采煤机
2.1 概述
MG750/1815-WD型电牵引采煤机，是一种多电机驱动，电机横向布置，交流变频调速无链双驱动大型电牵引采煤机。总装机功率1815kW，截割功率2×750kW，牵引功率2×90kW，调高电机功率为35kW，破碎电机功率为100kW适用于采高3.5~5.0m，煤层倾角≤15°的厚煤层综采工作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大，不过于松软，煤质中硬或中硬以上，也能截割一定的矸石夹层。工作面长度以150~200m为宜。该采煤机与相应的液压支架，各种型号工作面运输机配套，实现综合机械化采煤。
2.2 采煤机型号的组成及意义
M G 750 / 1815 － W D
电牵引
无链
装机总功率（kW）

截割电机功率（kW）
滚筒式
采煤机
2.3 使用环境条件
该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程的要求，可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过《煤矿安全规程》中所规定的安全含量的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40℃，空气湿度不大于95%(在+25℃时)的情况下可靠地工作。

3 厚煤层采煤机截割部的设计
3.1 截割部概述
截割机构由左右摇臂、左右滚筒组成，其主要功能是完成采煤工作面的落煤，向工作面运输机装煤和喷雾降尘。左、右摇臂完全相同，摇臂内横向安装一台750kW截割电机，其动力通过二级直齿轮减速和两级行星齿轮减速传给输出轴方法兰驱动滚筒旋转。摇臂减速箱设有离合装置、润滑装置、喷雾降尘装置等。
摇臂减速箱壳体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接，通过与连接架铰接的调高油缸实现摇臂的升降。其最大的优点是附加一摇臂连接架，从而使摇臂左右通用，同时使铸造和加工的工艺性得以改善。摇臂和滚筒之间采用方榫联接。
3.2 截割部传动总体方案
3.2.1 设计总则
1）煤矿生产，安全第一。
2）面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。
3）贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。
4）技术比较先进，在一般设计中进行改进，要求性能和寿命能有显著的提高。
3.2.2 已知条件
1）采高范围 2.80~5.0m；
2）煤层倾角 ≤15°；
3）截割功率 750kW；
4）滚筒转速 26.88r/min；
5）滚筒直径 2.5m。
3.2.3 摇臂传动方案的确定
参考同类型采煤机摇臂的设计，总体传动方案如图3-1。传动路线经过四级减速，其中含有二级行星齿轮传动，通过直齿轮和行星轮减速实现速度的变化。

图3-1 摇臂传动系统图
3.2.4 截割部电动机的选择
由设计要求知，截割部功率为750kW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。所以选择由抚顺煤矿电机厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型为YBCS—750,
1) 性能及结构特点：YBCS系列电动机具有效率高、堵转转矩高、隔爆结构先进合理、温升裕度大、安全可靠、性能优良等优点，并且体积小、重量轻、外形美观。此系列电动机采用封闭自扇冷式防护结构。
2) 适用范围：适用于正常或不正常情况下都能形成爆炸性混合物的场所。

3) 该电动机主要技术参数
额定功率：750kW
额定电压：3300V
满载电流：105A；
额定转速：1485r/min
满载效率：0.915
绝缘等级：H
工作方式：S1
接线方式：Y
质量：2365 kg
冷却方式：外壳水冷
3.2.5 传动比的分配及配齿情况
滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而得，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。
总传动比

式中 n0——电动机满载转速 r/min；
n ——滚筒转速 r/min。
传动比分配原则：
1）各级传动比应在每一级传动所推荐的范围内。一般圆柱直齿传动比一般不大于3~4，行星轮行星减速传动比在2.8~12.5之间。
2）两级及两级以上的齿轮传动时，应尽可能使各级从动齿轮的浸油深度相近，以使各级齿轮得到良好的润滑，并减少搅油损失。
3）各级传动尺寸要协调、合理。
根据以上原则及总传动比的大小，各级传动比暂定为：
第一级直齿轮传动比：
第二级直齿轮传动比：
第一级行星齿轮传动比：
第二级行星齿轮传动比：
理论总传动比：
根据减速箱内空间尺寸的设计，增加摇臂的长度，所以增加了五个惰轮，对整个系统的传动比没有影响。
由配齿情况确定各级真实传动比：
第一级直齿传动比：

第一级直齿传动比第一级行星齿轮传动比：

第一级行星齿轮传动比：

第二级行星齿轮传动比:

实际总传动比：

验算总传动比误差：

因此该传动比分配合理
3.3 截割部传动系统齿轮的校核计算
3.3.1 概述
滚筒截割到硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击载荷，而且截割部的工作环境相当差，所以截割部齿轮的校核计算均按照驱动电机的额定全功率算。
3.3.2第一级直齿轮传动设计校核计算
Z1和Z3使用的都是直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度效核计算过程和计算结果如下：
计算及说明
计算结果
1）选择齿轮材料
查参考文献15表8-17 两个齿轮都选 20CrMnTi
渗碳淬火。
2）按齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，
按
，
估取圆周速度，参考文献15表8-14，表8-15选取
小轮分度圆直径 ，由参考文献15式8-64得

齿宽系数 查文献15表8-23，按齿轮相对轴承为对称布置，取
小轮齿数 初取=23
大轮齿数 ＝ 圆整
齿数比 ＝
传动比误差
误差在范围内
小轮转矩

载荷系数

使用系数 查文献15表8-20
动载荷系数 查文献15 图8-57
齿向载荷分布系数 查文献15图8-60
齿间载荷分配系数 查文献15表8-21
则载荷系数的初值
弹性系数 查文献15表8-22
节点影响系数 查文献15图8-64（）
重合度系数 查文献15图8-65
许用接触应力 由文献15式8.69
＝
接触疲劳极限应力 查文献15图6-69
应力循环次数N 由文献15式8-70得

查文献15图8-70得
接触强度的寿命 ,（不许有点蚀）
接触强度安全系数 查文献15表8-27，按较高可靠度查 ， 取

故 的设计初值

齿轮模数m
查文献15表8-3，得小齿分度圆直径的参数圆整值
＝
圆周速度：
与估取很相近，对取值影响不大，不必修正
＝1.12，
小轮分度圆直径
惰轮分度圆直径
中心距
齿宽
惰轮齿宽
小轮齿宽
3）齿根弯曲疲劳强度校荷计算
由文献15式8-66
齿形系数 查文献15图8-67 小轮
惰轮
大轮
应力修正系数 查文献15图8-68 小轮
惰轮
大轮
重合度

重合度系由数 文献15式8-67

许用弯曲应力 由文献15式8-71

弯曲疲劳极限 查文献15图8-7

弯曲寿命系数 查文献15图8-73
尺寸系数 查文献15图8-74
安全系数 查文献15表8-21

4）齿轮几何尺寸计算
齿轮变位系数选择计算
选择齿根及齿面承载能力高区的线
按 初选
变位后齿轮中心距

计算出变位系数

选定
齿数比

分度圆直径

节圆直径
,

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

HRC 56~62

II公差组6级

＝0.5

合适

＝1.75
＝1.12
＝1.01
＝1.04

＝1.6

齿根弯曲强度足够

3.3.3第二级直齿轮传动校核计算
惰轮5和齿轮9使用直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度校核如下：
由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。
计算及说明
结果
1) 选择齿轮材料
查参考文献15表8-17 两个齿轮都选用20CrMnTi，渗碳淬火。
许用接触应力 由文献15式8-69得
＝
接触疲劳极限应力 查文献15图 8-69
应力循环次数N 由文献15式8-70得

查文献15图8-70得 接触强度得寿命系数
,(不许有点蚀)
接触强度安全系数 按较高可靠度查得
， 取

许用弯曲应力 由文献15式8-71

弯曲疲劳极限 查文献15图8-7
弯曲寿命系数 查文献15图8-73
尺寸系数 查文献15图8-74
安全系数 查文献15表8-21

2) 按已知惰轮2进行计算
因为惰轮3至惰轮5都为同一型号惰轮
所以惰轮5的参数如下：

齿轮9齿数
齿数比 ＝
传动比误差 误差在范围内
惰轮5分度圆直径
齿轮9分度圆直径
圆周速度：

参考文献15表8-14，表8-15选取
3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算
由文献15式8-66
载荷系数

使用系数 查文献15表8-20
动载荷系数 查文献15 图8-57
齿向载荷分布系数 查文献15图8-60
齿间载荷分配系数 查文献15表8-21
载荷系数的值
齿形系数 查文献15图8-67 小轮
惰轮
大轮
应力修正系数 查文献15图8-68 小轮
惰轮
大轮
重合度

重合度系数

故

4) 齿轮几何尺寸计算
齿宽 b

分度圆直径

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

HRC56~62

＝0.96
＝1.6

合适

II公差组6级

＝1.75
＝1.11
＝1.08

8

齿根弯曲强度足够

3.4 截割部第一级行星机构的设计计算
3.4.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定
太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57～61HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。
试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa
试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：
太阳轮：MPa
行星轮：MPa
齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS.
试验齿轮的接触疲劳极限：
试验齿轮的弯曲疲劳极限：
齿形的加工为插齿，精度为7级。
3.4.2 行星机构中主要参数的确定
(1) 行星机构总传动比
i=5.1，采用NGW型行星机构。
(2) 行星轮数目
要根据文献16表2.9-3及传动比i，取。
(3) 载荷不均衡系数，采用行星架和太阳轮浮动均载机构，取 =1.4
(4) 配齿计算
太阳轮齿数 ，式中取C=42（整数）；
内齿圈齿数；
行星齿轮齿数；
(5) 齿轮模数m，
齿轮模数m的初算公式为

式中 ——实用系数
─—算式系数，这对于直齿轮传动
——综合系数
——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数
=1+1.5（-1）=1.6
小齿轮齿形系数，
在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩：

计算模数

取标准值
则

(6) 计算变位系数
1) a-g传动
按 和左右的限制条件，
由图初选

变位系数分配
找出和决定的点，由此点按L射
线的方向引一辅助射线，在此射线上按、选定
、。
2) g-b传动
和

3.4.3 行星机构中各齿轮几何尺寸的计算
分度圆
齿顶圆
齿根圆
基圆直径
代入上组公式计算如下：
太阳轮:

行星轮:

内齿轮:

太阳轮，齿宽b
因为
则
3.4.4 啮合要素验算
(1) a-g传动端面重合度
A. 顶圆齿形曲径

太阳轮
行星轮
B. 端面啮合长度

式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角
— 端面节圆啮合
直齿轮

C. 端面重合度

(2) g-b端面重合度
A. 顶圆齿形曲径 ，
由上式计算得 行星轮
内齿轮
B. 端面啮合长度ga

C. 端面重合度

3.4.5 齿轮强度验算
(一) a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。）
(1) 确定计算负荷
名义转矩

名义圆周力

(2) 应力循环次数

式中 ——太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)

——寿命期内要求传动的总运转时间(h)

(3) 确定强度计算中的各种系数
A. 使用系数
根据对截割部使用负荷的实测与分析，取
B. 动负荷系数
因为和
可根据圆周速度：

和
由文献16图6-6，查得6级精度时：
C. 齿向载荷分布系数
由机械设计大典32.1-35表6-8

在一般计算中可取
D. 齿间载荷分布系数
由行星齿轮传动设计表6-9
E. 节点区域系数

式中 直齿轮；
—端面节圆啮合角；
直齿轮
—端面压力角， 直齿轮
F. 弹性系数
由文献16表2.4-11查得 （钢—钢）
G. 齿形系数
根据和，由文献16 6-22查
H. 应力修正系数
由文献16图6-24,查得
I. 重合度系数

J.螺旋角系数
因 得
得
(4) 齿数,
(5) 接触应力的基本值

(6) 接触应力

(7) 弯曲应力的基本值

(8) 齿根弯曲应力

(9) 确定计算许用接触应力时的各种系数
A. 寿命系数
因，由文献16图2.4-7,得
B. 润滑系数
因和
由文献16图6-17，查得
C. 速度系数
因 ，由文献16图6-18，查得
D. 粗糙硬化系数
因 和
由图6-19， 查得
E. 工作硬化系数
由于大小齿轮均为硬齿面，所以
F. 尺寸系数 由文献16表2.4-15
查得
(10) 许用接触应力

(11) 接触强度安全系数SH

(12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数
A. 试验齿轮的应力修正系数
B. 寿命系数 查文献16查图得
C. 相对齿根圆角敏感系数
因,由图2.4-20查得
D. 齿根表面状况系数
E. 尺寸系数，由文献16表2.4-16,得

(13) 许用弯曲应力

(14) 弯曲强度安全系数

齿轮合格
(二) c-b传动
本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，计算从略。
(1) 名义切向力
(2) 应力循环次数

式中 ——内齿轮相对于行星架的转速 131.75r/mim；
(3) 确定强度计算中的各种系数
A．使用系数
B. 动负荷系数

和
由文献16查得，（7级精度）
C. 齿向载荷分布系数
机械设计大典32.1-35得

其中
取
D. 齿间载荷分布系数
由表6-9查得
E. 节点区域系数

式中 直齿轮：
——端面节圆啮合角：
直齿轮
——端面压力角，直齿轮
F. 弹性系数
由文献16表2.4-11，查得
G. 齿形系数
由文献16图6-23，查得
H. 应力修正系数
由文献16图6-24,查得
I. 重合度系数

J. 螺旋角系数，
因 得
得
(4) 齿数，
(5) 接触应力的基本值

(6) 接触应力

(7) 弯曲应力的基本值

(8) 齿根弯曲应力

(9) 确定计算许用接触应力时的各种系数
A. 寿命系数
由文献16图得
B. 由表6-14得
C. 工作硬化系数
内齿轮齿面硬度为
由公式得
D. 尺寸系数 由文献16图查得
(10) 许用接触应力

(11) 接触强度安全系数

(12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数
A. 试验齿轮的应力修正系数
B. 寿命系数 查文献16图2.4-8得
C. 相对齿根圆角敏感系数
由文献16图2.4-20,查得
D. 齿根表面状况系数
E. 尺寸系数，由文献16表2.4-16,得

(13) 许用弯曲应力

(14) 弯曲强度安全系数

齿轮合格
3.5 截割部第二级行星机构的设计
3.5.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定
第二级行星机构所选用的材料与第一级行星机构相同，太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火，表面硬度为58~62HRC。
试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa
试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：
太阳轮：MPa
行星轮：MPa
齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS.
试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa
试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa
齿形的加工为插齿，精度为7级。
3.5.2 行星机构中主要参数的确定
(1) 行星机构总传动比：i=4.94，采用NGW型行星机构。
(2) 行星轮数目,根据文献16表2.6-3及传动比i，取。
(3) 载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动的均载机构，取
(4) 配齿计算
太阳轮齿数
式中取 c = 21（整数，自己调整）
内齿圈齿数
行星轮齿数
(5) 齿轮模数m，
齿轮模数m的初算公式为

式中 ——实用系数=1.6
——算式系数，这对于直齿轮传动=12.1
——综合系数=1.6
——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数
=1+1.5（-1）=1.15
——小齿轮齿形系数，
输入扭矩
在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩：

计算模数

取标准值
则

(6) 计算变位系数
1) 传动
按 和左右的限制条件，
由图初选

变位系数分配
找出和决定的点，由此点按L射
线的方向引一辅助射线，在此射线上按、选定
、。
2）传动
和

3.5.3 行星机构中各齿轮几何尺寸的计算
分度圆
齿顶圆
齿根圆
基圆直径
代入上组公式计算如下：
太阳轮:

行星轮:

内齿轮:

太阳轮，齿宽b
因为
则
取
3.5.4 啮合要素验算
(1) a-c传动端面重合度
A. 顶圆齿形曲径
太阳轮
行星轮
B. 端面啮合长度

式中 为 端面节圆啮合；“”号正号为外啮合，负号为内啮合角。
直齿轮

C. 端面重合度

(2) c-b端面重合度
A. 顶圆齿形曲径 ，
由上式计算得 行星轮
内齿轮
B. 端面啮合长度ga

C. 端面重合度

3.5.5 齿轮强度验算
(一) a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。）
(1) 确定计算负荷
名义转矩

名义圆周力

(2) 应力循环次数

式中 ——太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)

——寿命期内要求传动的总运转时间(h)

(3) 确定强度计算中的各种系数
A. 使用系数
根据对截割部使用负荷的实测与分析，取
B. 动负荷系数
因为和
可根据圆周速度：

和
由文献16图6-6，查得6级精度时：
C. 齿向载荷分布系数
由机械设计大典32.1-35表6-8

在一般计算中可取
D. 齿间载荷分布系数
由行星齿轮传动设计表6-9
E. 节点区域系数

式中 直齿轮；
——端面节圆啮合角；
直齿轮
——端面压力角，
直齿轮
F. 弹性系数
由文献16表2.4-11查得 （钢—钢）
G. 齿形系数
根据和，由文献166-22查
H. 应力修正系数
由文献16图6-24,查得
I. 重合度系数

J. 螺旋角系数
因 得
得
(4) 齿数

(5) 接触应力的基本值

(6) 接触应力

(7) 弯曲应力的基本值

(8) 齿根弯曲应力

(9) 确定计算许用接触应力时的各种系数
A. 寿命系数
因，由文献16图2.4-7,得
B. 润滑系数
因和
由文献16图6-17，查得
C. 速度系数
因 ，由文献16图6-18，查得
D. 粗糙硬化系数
因 和
由图6-19， 查得
E. 工作硬化系数
由于大小齿轮均为硬齿面，所以
F. 尺寸系数 由文献16表2.4-15
查得
(10) 许用接触应力

(11) 接触强度安全系数SH

(12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数
A. 试验齿轮的应力修正系数
B. 寿命系数 查文献16查图得
C. 相对齿根圆角敏感系数
因,由图2.4-20查得
D. 齿根表面状况系数
E. 尺寸系数，由文献16表2.4-16,得

(13) 许用弯曲应力

(14) 弯曲强度安全系数

齿轮合格
(二) c-b传动
本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，帮计算从略。
(1) 名义切向力
(2) 应力循环次数

式中——内齿轮