电牵引采煤机的牵引部的结构设计.docx

摘 要

电牵引采煤机机电一体化程度高 ,装机功率愈来愈大 ,牵引速度成倍提高 ,而且牵引部调速系统具有节能、传动效率高。因此 ,国内外采煤机制造厂家已重点或全部转向电牵引采煤机的研制和开发。
本次设计的采煤机正为适合中厚煤层使用的无链电牵引采煤机，我的主要设计内容为电牵引采煤机的牵引部的结构设计，牵引力为450kN，牵引速度为09m/s电动机为40kW采用横向布置，通过二级直齿二级行星减速器完成变速，最终输出达到要求的速度。

关键词 采煤机 电牵引　牵引部

Abstract

09m/s
目　　录
摘 要 I
Abstract II

第1章 绪 论 1
1.1 采煤机简介 1
1.2 国内外采煤机发展及使用状况 2
1.2.1 采煤机在我国的使用情况 2
1.2.2 采煤机在国外的发展和使用 4
1.3 采煤机牵引部概述 5
1.4 设计意义 5
第2章 总体方案的确定 7
第3章 机械系统传动总设计 8
3.1 牵引部电动机的选用 8
3.2 牵引部传动比分配 8
第4章 牵引部零件的初步设计及强度校核 9
4.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核 9
4.1.1 牵引部齿轮Z1,Z2初步设计及强度校核 9
4.1.2 牵引部齿轮Z3,Z4的初步设计及强度校核 16
4.1.3 牵引部二级星行齿轮的初步设计及强度校核 24
4.2 牵引部轴的校核及轴承寿命计算 38
4.2.1 牵引部I轴的初步设计及校核及轴承寿命计算 38
4.2.2 牵引部II轴的初步设计及校核及轴承寿命计算 43
4.2.4 一级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 48
4.2.5 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 51
结 论 54
致 谢 55
参考文献 56
附录1 58
附录2 63

第1章 绪 论
1.1 采煤机简介
所谓采煤机就是把煤由煤层中采落下来的机械。采煤机是机械化采煤作业的主要机械设备，其功能是落煤和装煤，在工作中能同时把煤装入输送机运出工作面。20世纪40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤刀具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效率不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出两项革命性改进。其一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能逐渐完善，生产率和可靠性进一步提高。工况自动监测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。
采煤机按牵引方式可分为链牵引和无链牵引。无链牵引的主要优点是：
(1)取消了工作面的牵引链，消除了断链事故和链子跳动伤人的事故；
(2)在同一工作面内可以同时使用两台或多台采煤机。从而可以降低生产成本，提高工作面的产量。特别适用于超长的高产高效的工作面的需要；
(3)对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等的适应性增强等优点。
目前煤矿井下广泛使用的采煤机有两类：滚筒式采煤机和刨煤机。由于滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛应用。现代采煤机必须满足以下要求：
(1)生产率满足要求。
(2)采煤机工作机构能适应煤层厚度变化而工作。
(3)机身所占空间较小，对薄煤层采煤机尤为重要。
(4)采煤机可拆成几个重要部件，以便下井和运输，也便于拆装和检修。
(5)所有电气设备都应具有防暴性能，采煤机能在有煤尘瓦斯爆炸危险的工作面内安全工作。
(6)电动机、传动装置和牵引部应具有超负荷安全保护装置。
(7)具有防滑装置，以防机器沿斜坡自动下滑。
(8)具有内外喷雾灭尘装置。
(9)工作稳定可靠，操作简单方便，操作手把或按钮尽量集中，日常维护工作少而容易。
1.2 国内外采煤机发展及使用状况
1.2.1 采煤机在我国的使用情况
我国的滚筒式采煤机从20世纪60年代开始自行研制，60年代初研制成功第1台用于普采工作面的DY150型液压牵引采煤机，到60年代我们已经有了MG400/920-WD型大功率交流电牵引采煤机，整个技术水平得到了较大发展。总的看来，滚筒式采煤机总体技术的发展过程经历了：牵引方式从液压牵引到电牵引、驱动方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采煤机的电控技术也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到集成化、PLC和微机控制，逐步走向成熟，赶超国际同行先进水平。
以前，薄煤层采煤机可选机型少，可靠性差，功率低，单产低，使我国薄煤层产量逐年减少，弃采严重，资源浪费大，从80年代开始，薄煤层采煤机从无到有得到稳定发展。随着薄煤层采煤机的推广应用，适用工作范围扩大，也暴露了许多缺陷和不足，限制了使用效果。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。目前，哈尔滨煤矿机械研究所已经研制了五种机型的薄煤层采煤机，都已投入工作中。以几种有代表性的机型BM1—100型薄煤层采煤机，MG150B型薄煤层采煤机和最新型的MG300—BW1型薄煤层采煤机[6]。
我国近年来的攻关研究主要集中在交流电牵引采煤机的系列设计，控制系统及控制功能的开发上。开发的系列交流电牵引采煤机，已在国内煤矿逐步推广使用，取得了比较明显的经济效益。波兰与中国合作，成功研制了总装机功率344KW的KSE-344型薄煤层交流电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的KSE-360型、用于中厚煤层的KSE-700型、KSE-800RW/2BP型和KSE-535S/2BP型等交流电牵引采煤机。美国JOY公司研制了2LS-6LS型多种多电机横向布置直流电牵引采煤机。德国开发了多种形式的电牵引采煤机，有截割电机纵向布置的EWD-450/1100-L型采煤机，ESA-300-L型短机身直流电牵引采煤机等。日本三井三池制作所研制成功多种截割电机纵向布置的交流电牵引采煤机，主要有：MCLE400-DR6868型；MCLE500-DR101101型等
我国从20世纪70年代中期开始引进采煤机，大体分为以下两个阶段：80年代为第一阶段，以单机引进为主，共引进三十二台。这些采煤机在山西、陕西、山东、黑龙江等一些煤矿试验，探索性地使用采煤机进行房柱式采煤法，有些矿井取得了成功的经验，有些矿井的使用效果不好。由于这些设备不配套，备件供应困难，设备维护和技术管理跟不上等原因，现基本上已停止使用。九十年代以来为第二阶段，以配套引进为主，神东公司和黄陵矿区先后引进了27台连续采煤机及其配套设备。1995年大柳塔矿最高月进尺就已经到达1051米。2000年以后，运用 12CM18-10D 连续采煤机和运煤车在18ｍ2断面掘进中，平均月进尺在2000米以上，榆家梁煤矿月进尺 2705米，创造了2002年世界记录。上湾煤矿采用旺格维利采煤法，2002年4月20日，两套采煤机日产原煤10220吨。同年，该矿用采煤机与连续运输系统等设备配套，在短壁综采工作面年生产原煤219万吨；用采煤机与运煤车等设备配套，在短壁综采工作面年生原煤101万吨，均创造了同类机型2002年的世界最好成绩，同时工作面回采率达 70%以上，节约了宝贵的煤炭资源。2003年1月，上湾矿使用连续运输系统作为采煤机的配套设备实现煤巷掘进 4656 米的好成绩[9～12]。在国内，虽然短壁机械化开采技术逐渐成熟，采煤机的使用日益增多，但目前我国各研究机构和煤机制造企业还没有开发、研制成功采煤机，没有成套国产化的采煤机供煤矿使用。煤炭科学研究院太原分院初步完成连续采煤机的设计方案，开发出与采煤机相配套使用的 XZ7000/24/45 型履带行走支架、LY1500/865-10型连续运输系统和 GP460/150 型履带行走式给料破碎机。这些采煤机的配套设备在神东矿区、兖州矿区使用时，有些性能达到了国际水平[11]。我国煤炭资源分布广泛，地质条件复杂多样。经过30多年的综合机械化开采，适合长壁开采的规则煤田越来越少，而“三下”压煤、残留煤柱和不规则煤的煤炭储藏量多达上百亿吨，长壁开采难以进行，不开采又必将对我国煤炭资源造成极大的浪费[16，17]。短壁开采技术能很好的解决这一问题，但短壁开采所使用的采煤机及其配套设备全部需要从国外进口，截齿、滚筒等易磨易损件更需要大量进口，这必然要影响生产效率、增加吨煤成本。虽然我国的普通滚筒采煤机研制技术比较成熟，但对于采煤机的研制却处于起步阶段，缺乏必要的基础研究工作。采煤机通常由截割机构、装载机构、履带行走机构、液压系统、电控系统、冷却喷雾除尘系统及安全保护装置等部分组成。其中，截割机构是采煤机的重要部件之一，一般包括两个外滚筒、一个截割链（或中间滚筒）。采煤机工作在煤或半煤岩条件下，工作面煤岩分布不均、性质多变，具有很大的随机性。截割机构直接作用在煤岩上，截割时呈悬臂状态，滚筒受力复杂，截割载荷变化大，容易引起机器较大的振动，从而降低了机器传动件和连接件的使用寿命，影响了机器工作的可靠性，并且增加了维修工作量和吨煤成本。因此说，对采煤机工作机构的研究是整机设计的基础。通过对工作机构上载荷状况的研究，找出其结构参数及运行参数对煤炭品质、生产效率和载荷波动等的影响关系，搞清连续采煤机截割的关键技术，为建立其工作机构的设计理论和方法，为研发适合我国煤层地质条件的国产连续采煤机，以及建设高产高效的现代化矿井和发展国民经济具有重要意义[13]。
1.2.2 采煤机在国外的发展和使用
20世纪40年代末，美国利诺斯（LEE-NORSE）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[14]。历经半个多世纪的发展，采煤机已经日臻完善，其采掘工艺也走向成熟，不仅在美国，而且世界许多国家，在房柱式采煤、回收边角煤以及长壁开采的煤巷快速掘进中得到了广泛应用，其单产、单进作业创造出前所未有的水平，为采煤界所公认[15]。
按照落煤机构来划分，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（JOY MANUFACTURING COMPANY）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，其中久益公司的12CM型、14CM型及17CM型系列产品代表了当前国际先进水平。90年代初期，塔姆洛克奥钢联研制出了集安全、环保和人类工程学于一体的ABM20 型带有锚杆机的连续采煤机。2000年久益公司开发的连续采煤机加大了机器的质量和功率，改进了技术性能，使其强度增加，同时提高了运行速度，降低了吨煤成本。2003年美国菲尔奇公司又开发了一种Ｆ525型连续采煤机锚杆机，集采、掘、落、装、行、钻眼和支护等功能于一体，使采煤机的应用有了重大突破。国外十大煤炭企业中有美国的阿齐煤炭公司（美国第二大煤炭公司）、英国的 RJB 采矿有限公司（欧洲最大的煤炭公司）和南非的英格威煤炭公司等三家公司使用不同型号的采煤机进行开采，产煤量约占总产量的五分之一以上。美国是使用采煤机最多、使用效果最好的国家。全国各大煤炭公司共有2000多台采煤机，其采用短壁机械化采煤法的产量在井工采煤中一直处于领先地位[16-19]，80年代中期占井工产量的70%以上。近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但1999年产煤量为2.21亿吨，仍占井工煤炭总产量的53%[7]。在美国，采煤机掘进平均班进尺60米，日产煤2000吨，有些高产工作面日进尺可达100米，月产量达10万吨。英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进主要靠悬臂式掘进机，但自从80年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的65％。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法[8，9]，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率。其中，南非全国约有230多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的90％[10]。德国使用采煤机在海底煤层开采已有40多年的历史，效果显著，其中有5个工作面一直保持200 万吨的年产量。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益。
1.3 采煤机牵引部概述
采煤机牵引部主要由箱体、原电机、输出轴、减速等部分组成。采煤机的牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。一个完善的工作机构应满足以下要求：
(1)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。
(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)能牵引行走。
(4)载荷均匀分布，机械效率高。
(5)能适应不同的煤层和有关地质条件。
1.4 设计意义
我国经济发展对煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤设备对于提高煤炭的生产率起到非常关键的作用。目前，煤矿生产的安全性要求日益受到国家安全生产管理局的重视。因此，大力发展“综采设备”是当前和今后的主流。设计和生产经济合理的滚筒采煤机不但保证煤炭生产率，而且保证安全生产的重要方面。
牵引部传动箱内部的损坏主要取决于行星齿轮和直齿齿轮传动比分配是否合理。另有对于牵引部的行走速度、行走稳定性都由传动比的分配是否合理所影响。对于牵引部来说有很多方面的问题有待于提高完善。我国中厚煤层正向大功率综合机械化，智能化采煤的方向发展。由于采煤机愈来愈大，采煤机本身的稳定性就应该受到更深入的关注。而影响机身的稳定性，其中一条就是性走的稳定性。所以本课题着重考虑了牵引部传动箱的结构设计的合理性。本设计可用在夹矸等硬煤质、中厚煤层的双高综合机械化工作面。可在有瓦斯气体或煤尘爆炸危险矿井中使用。整体为多部电机横向布置，电控系统为机载式，采用计算机控制技术，在结构、技术、性能、操作和维护等方面接近进口同类机型的水平。

第2章 总体方案的确定
为了确保本次设计满足采煤机的设计要求，经多方面考察，确定本采煤机牵引部的设计方向：
(1)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3—5级；
(2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中都装有若干个惰轮。
(3)在满足上述各项要求的同时，务使结构简单，操纵方便，尽可能贯彻标准化、通用化。
(4)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。
以上是本采煤机牵引部的指导思想，牵引部采用二级直齿二级行星减速器,机构简图如图2-1。

图2-1牵引部传动机构简图
第3章 机械系统传动总设计
3.1 牵引部电动机的选用
给定设计参数为，则，
采用双牵引方式，选用额定功率为的电机即可满足要求
通过查阅资料得其主要技术参数如下表电机参数：
表电机参数
电机型号
功率(kw)
转速(n/min)
电压（V）
YBQYS—40
40
1478
380
3.2 牵引部传动比分配
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，电动机转速，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为左右，所以,本设计结构采用二级直齿传动和二级行星传动：
通过类比及查阅资料，初步确定传动比如下表传动比的分配：
表传动比的分配
MG300/701-WD牵引部传动比

初步确定齿数为表齿数分配：
表齿数分配
MG300/701-WD牵引部齿数确定
直齿高速级

直齿低速级

行星高速级

17
35
88
行星低速级

18
29
77
第4章 牵引部零件的初步设计及强度校核
4.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核
4.1.1 牵引部齿轮Z1,Z2初步设计及强度校核
在初步设计齿轮时，,齿轮材料初定为。齿数。
1.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【1】
(mm)
(mm)
式中：—齿数比，；
— 载荷系数常用值, =2；
— 齿宽系数，按参考文献[1]表16-5.2圆整，
取=0.5，则=0.27；
— 许用接触应力（）， 。为实验齿轮的接触疲劳极限应力（），由[1]图16.2-17查取，为接触强度计算的最小安全系数，取。则
—小齿轮传递的额定转矩（），

2.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，由参考文献[3]表14-1-78得
直齿轮时，；
—载荷系数，取 =1.5
— 许用齿根应力（），，—为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由［1］16.2-6查得=450，为抗弯曲强度最小安全系数，取=1.4。则；
— 复合齿形系数，；
YFa— 齿形系数按参考文献[2]图10-5可查
时，
当时， =2.8，当时，=2.3。
YSa— 应力修正系数按参考文献[2]图10-5查
时，
当时，；当时，。
两者比较取大者，取后者。
则:
取
3.计算Z1,Z2齿的几何尺寸
(1)啮合角：根据=61 P6 查得：=0.6
=+=
由参考文献[1]图16.2-7，8，查得变位系数，代入已知数据并结合[1]表16.2-9得：

(2)实际中心距：
==
式中
圆整为
所以 =
(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：
=
==

4.齿面接触强度校核计算
(1)计算接触应力：
小轮：=ZB (4—1)
大轮：=ZD (4—2)
式中：— 使用系数，见参考文献[3]表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，取=1.0；
— 动载系数，由参考文献[3]图14-1-14查得KV=1.15；

— 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献[3]表14-1-99

— 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献[3]表14-1-102查得 ；
— 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献[3]表14-1-104，

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:
（4—3）
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
Ft=2000=
b— 工作齿宽, ；
m— 齿轮模数， 。
将以上系数带入（4—3）式得：

将以上结果带入（4—1）、（4—2）得：

(3)许用接触应力：
（4—4）
式中：— 计算齿轮的接触极限应力；
— 试取齿轮的接触疲劳极限；

— 接触强度计算的寿命系数，工作寿命1万小时计算

见参考文献[3]图13-1-26查得 ；
— 润滑剂系数，—速度系数，—粗糙度系数，
见参考文献[3]表13-1-108 持久强度： ；
— 工作硬化系数，
— 接触强度计算的尺寸系数,
将以上系数带入（4—4）式得：

(4)计算安全系数：
= =
= =
— 最小安全系数，见参考文献表，取。
所以 ,齿面接触强度满足要求。
5轮齿弯曲强度校核计算
⑴计算齿根应力：
（4—5）
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，；
— 齿根应力的基本值，；
(2)计算齿根应力的基本值:
（4—6）
式中：— 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献[2]表10-5得 ；
— 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献[2]表10-5得 ；
— 重合度系数， =0.83；
— 螺旋角系数， 当时，。
将以上系数带入（4—6）式得：

将以上结果带入（4—5）得：

⑶许用齿根应力：
（4—7）
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，=；
— 试验齿轮的应力修正系数，取；
— 弯曲强度计算的寿命系数；见参考文献[2]图14-1-55查得
— 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献[2]图14-1-57查得；
— 相对齿根表面状况系数，见参考文献[2]图14-1-58查得；
— 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献[2]表14-1-119得
将以上系数带入（4—7）式得：

(4)计算安全系数：
= = >
= = >
— 最小安全系数，见参考文献[2]表，取。
所以 ：齿弯曲强度满足要求。
4.1.2 牵引部齿轮Z3,Z4的初步设计及强度校核
在初步设计齿轮时，齿轮材料初定为。齿数, 。
1.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：— 载荷系数常用值；
、— 刚对钢配对的齿轮副的值，查参考文献[2]表14-1-75得
直齿轮、；
— 齿宽系数按参考文献[2]表14-1-77圆整，
取。则；
— 许用接触应力，推荐 ；
— 试就验齿轮的接触疲劳极限 ；见参考文献[2]图14-1-24(a) =取较小值；

2.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：

式中：— 模数系数；直齿轮时，；
— 许用齿根应力， ；其中由[1]表16.2-26查取位450，，所以
— 复合齿形系数，；
— 齿形系数，由[2]表10-5查得
时，
当时，时，
— 应力修正系数按参考文献[2]图14-1-43查：
时，
当时，；当时，。
所以

两者比较取大者，取前者。
则：
取：。
3.计算Z3,Z4齿的几何尺寸
(1) ，
(2)
(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：
==
==

4.齿面接触强度校核计算
(1)计算接触应力：
小轮：
= (4—8)

大轮：
= (4—9)
式中：— 使用系数，见参考文献[2]表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，=1.1。
— 动载系数，由参考文献[2]图14-1-14查得KV=1.13；

— 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献[2]表14-1-98
=

=
— 接触强度计算的齿间载荷分配系数，
见参考文献[2]表14-1-102查得 ；
— 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献[2]表14-1-104。

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:
（4—10）

式中：— 节点区域系数，由，
从参考文献[2]查图14-1-16得
— 弹性系数，，见参考文献[2]表14-1-10 ；
— 重合度系数， ；
— 螺旋角系数，
；
— 端面内分度圆上的名义切向力，
=2000=9266.3N；
其中：
— 工作齿宽, ；
— 齿轮模数，；
将以上系数带入（4—10）式得：

将以上结果带入（4—8）、（4—9）得：

(3)许用接触应力：
（4—11）
式中：— 计算齿轮的接触极限应力；
— 试取齿轮的接触疲劳极限；

— 接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算

见参考文献[2]图14-1-26查得
— 润滑剂系数，—速度系数，—粗糙度系数，
见参考文献[3]表14-1-108 持久强度： ；
— 工作硬化系数 ， ，
— 接触强度计算的尺寸系数， ；
将以上系数带入（4—11）式得：

(4)计算安全系数：
= =
= =
— 最小安全系数，见参考文献[3]表14-1-110 取。
所以：Z3,Z4齿面接触强度满足要求。
5.轮齿弯曲强度校核计算
(1)计算齿根应力：
（4—12）
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，；
— 齿根应力的基本值，；
(2)计算齿根应力的基本值:
（4—13）
式中：Ft— 端面内分度圆上的名义切向力，Ft；
b— 工作齿宽, ；
m — 齿轮模数， ；
— 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， ；
— 螺旋角系数， 当=00时，。
将以上系数带入（4—13）式得：

将以上结果带入（4—12）得：

(3)许用齿根应力：
（4—14）
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；
— 试验齿轮的应力修正系数，取；
— 弯曲强度计算的寿命系数，
见参考文献[2]图14-1-55查得
— 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献[2]图14-1-57查得=1.0；
— 相对齿根表面状况系数，见参考文献[2]图14-1-58查得=1.12；
— 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献[2]表14-1-119得=1.0；
将以上系数带入（4—14）式得：

(4)计算安全系数：
= = >
= = >
— 最小安全系数，见参考文献[2]表14-1-110 取=1.6。
所以，Z3,Z4齿弯曲强度满足要求。
4.1.3 牵引部二级星行齿轮的初步设计及强度校核
由[1]式17.2-17得：
式中：
取，，，，。
所以：
由[1]图17.2-4查得
所以：
1.高速级计算
(1)配齿计算
查[3]表14.5-3选择行星轮数目，取由于=6.2据可能达到的传动比极限值较远。所以可不检验；邻接条件。确定各轮齿数,由[1]17.1.2.2所述; 则：
式中：

采用不等角变为，可取或。
若取，则，由[3]图14-5-4可查出适用的预计啮合角，到的范围内。若取则，预计适用啮合角，到的范围内。为提高传动承载能力，宜取，但齿间有公约数预取
(2)按接触强度初算A-C传动的中心距和模数
输入转矩：

设载荷不均匀系数
在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩

齿数比
太阳轮和行星轮的材料用20渗碳淬火，齿面硬度（太阳轮）和齿面硬度（行星轮），
取齿宽系数，载荷系数，

则
(mm)

模数
取
则A-C传动的未变位时的中距：

按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数

则中心距
计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角

所以
(3)计算A-C传动的变位系数

由[3]图14-1-4校核，，在需用范围内，可用。
用[3]图14-1-4分配数，
得 ，
(4)计算传动的中心距变动系数和啮合角
传动的未变位是的中心距:

所以
(5)因为
所以

(6)几何尺寸计算
几何尺寸计算公式由[3]表14-1-18，

(7)齿面接触强度校核计算
① 计算接触应力：
小轮： =ZB (4—1)
大轮： =ZD (4—2)
式中：— 使用系数，见参考文献[3]表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，取=1.0；
— 动载系数，由参考文献[3]图14-1-14查得KV=1.05；

— 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献[3]表14-1-98
=
由[3]图14-5-12，13得=1，=1.23
=
— 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献[3]表14-1-102查得 ；
— 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献[3]表14-1-104，

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:
（4—3）
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，
Ft=
式中：
— 工作齿宽, ；
— 齿轮模数， 。
将以上系数带入（4—3）式得：

将以上结果带入（4—1）、（4—2）得：
强度条件，其中

(8)轮齿弯曲强度校核计算
①计算齿根应力：
（4—5）
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，

式中由[3]图14-5-12，13得，
— 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；
— 齿根应力的基本值，；
② 计算齿根应力的基本值:
（4—6）
式中：— 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献[2]表10-5得 ；
— 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献[2]表10-5得 ；
— 重合度系数， =0.79；
— 螺旋角系数， 当=00时，=1。
将以上系数带入（4—6）式得：

将以上结果带入（4—5）得：

齿轮的弯曲极限应力

式中为最小安全系数
<满足条件

<满足条件
(9)

根据，选用，进行表面淬火和氮化，表面硬度达
即可。
(10)验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
传动为内啮合，由于NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合，故传动的校核可以省略。
2.低速级计算
(1)配齿计算
查[3]表14.5-3选择行星轮数目，取由于=5.28据可能达到的传动比极限值较远。所以可不检验；邻接条件。确定各轮齿数,由[1]17.1.2.2所述

=19 即

采用不等角变为，可取或。
若取，则，由[3]图14-5-4可查出适用的预计啮合角，到的范围内。若取，则，预计适用啮合角在、。
为提高传动承载能力，宜取，且与公因数相符，预取
(2)初算A-C传动的中心距和模数
输入转矩：

设载荷不均匀系数
在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩

齿数比
太阳轮和行星轮的材料用20渗碳淬火，齿面硬度（太阳轮）和齿面硬度（行星轮），。
取齿宽系数，载荷系数，则

模数
取。
则A-C传动的未变位时的中心距：
按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数

则中心距圆整为
计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角

所以
(3)计算A-C传动的变位系数

由[3]图14-1-4校核，，在需用范围内，可用。
用[3]图14-1-4分配变位系数，得
。
(4)计算传动的中心距变动系数和啮合角
传动的未变位是的中心距:

则
所以

(6)几何尺寸计算
几何尺寸计算公式由[3]表14-1-18得

，

(7)齿面接触强度校核计算
①计算接触应力：
小轮： =ZB
大轮： =ZD
式中：— 使用系数，见参考文献[3]表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，取=1.0；
— 动载系数，由参考文献[3]图14-1-14查得；

— 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献[3]表14-1-98
=
由[3]图14-5-12，13得，
=
— 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献[3]表14-1-102查得 ；
— 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献