EBZ260C掘进机截割部设计---本科生毕业论文.doc

内蒙古科技大学
本科生毕业设计说明书（毕业论文）

题 目：EBZ260C掘进机截割部设计
学生姓名：冯璐
学 号：1276805502
专 业：机械设计制造及其自动化
班 级：2012-5班
指导教师：韩利
I

摘要

煤炭是目前以及未来一段时期内我们国家得主要能源。煤炭工业是我国经济建设的重要基础。掘进机是应用于隧道建设以及煤炭巷道机械化掘进的一种重要的机械设备，而掘进机的截割截割部工作机构又是掘进机的主要部件，期截割性能对整体的工作效率、可靠性和使用寿命，以及截割的经济效益都有直接的影响，是整机的综合体现。
在本次设计中的EBZ260C掘进机是一个能够实现连续截割，装载，运输的掘进机器。悬臂截割部工作机构是掘进机的主要组成机构，按照悬臂截割部工作机构的总体、动力部分、传动部分以及执行部分的设计思路进行掘进机悬臂截割部的设计。在设计时，动力部分做选型计算，传动部分的截割减速机构做具体的计算与校核。我所设计的课题是掘进机的截割部机构设计。对于提高和改进掘进机工作性能，发展我国大口径全断面掘进机产业以及进一步提高我国的盾构研发能力、改善研发条件具有重大战略意义。

关键词：掘进机;截割部;截割减速器;

Abstract

Coal is the main energy source of our country in the present and the future.. Coal industry is the important basis of economic construction in China. Boring machine is applied in tunnel construction and mechanized Drivage of coal roadway is a kind of important mechanical equipment and working mechanism of cantilever directly involved in cutting working mechanism, broken period cutting performance on the overall work efficiency, reliability and service life, and the cutting of the economic benefits have direct influence, is a comprehensive reflection of the whole.
In this design, the tunneling machine is a driving machine that can achieve continuous cutting, loading, transportation.. Cantilever roadheader consisting mainly of institutions, in accordance with the cantilever overall, power part, transmission part and part of the implementation of the design ideas of cantilever roadheader design. In the design, the power part of the selection calculation, the transmission part of the cutting reducer to do the specific calculation and verification. The subject I designed is the mechanism design for the cantilever working in the tunneling machine, and the design of the cutting mechanism.. To enhance and improve the working performance of the boring machine, the development of China's large - diameter full face tunnel boring machine industry and further improve our shield ability of research and development, improve the R & D conditions is of great strategic significance.

Keywords: tunneling machine;cutting reducer; cantilever working mechanism;

目录

1 掘进机的作用 1
1.1 国内掘进机技术与发展现状 1
2 悬臂的截割部工作机构的设计 2
2.1 悬臂截割机构设计方案设计 2
2.1.1 截割头形式的选择 2
2.1.2 伸缩机构的确定 3
2.1.3 截齿的类性 3
2.2 参数确定 3
2.2.3 截割机构技术参数的初步确定 5
3 截割减速器设计 9
3.1　传动类型的设计 9
3.2 齿轮传动比的分配 9
3.2.1总传动比 9
3.2.2各级传动比 10
3.3 高速级齿轮的设计计算 11
3.3.1 配齿计算 11
3.3.2 按齿面的接触强度做出初算传动中心距与模数 13
3.3.3 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角 15
3.3.4 计算传动的变位系数 15
3.3.5 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角 16
3.3.6 计算传动的变位系数 16
3.3.7 几何尺寸计算 16
3.3.8 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度 19
3.3.9 根据齿面接触强度确定内齿轮材料 24
3.4 低速级齿轮的设计计算 24
3.4.1 配齿计算 24
3.4.2 按接触强度初算传动的中心距和模数 25
3.4.3 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角 28
3.4.4 计算传动的变位系数 29
3.4.5 计算传动的中心距变动系数和啮合角 29
3.4.6 计算传动的变位系数 29
3.4.7 几何尺寸计算 30
3.4.8 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度 32
3.4.9 根据齿面接触强度确定内齿轮材料 36
3.5 输入输出轴的设计计算 37
3.5.1 输入轴的设计计算 37
3.5.2 输出轴的设计计算 39
3.6 减速器轴承的校核 42
3.6.1 齿轮用轴承的选择 42
3.6.2. 输入输出轴用轴承的选择 48
3.7 减速器的润滑和密封 49
3.7.1 减速器润滑 49
3.7.2 密封方式 49
4 截割头轴的计算校核 50
4.1 截割头轴的设计计算和校核 50
4.2 截割头轴用轴承的选择和校核 55
5 结论 57
致谢 58
参考文献 59
附录A 60
附录B 64

1 掘进机的作用
1.1 国内掘进机技术与发展现状
随着采煤技术的发展煤矿生产规模的扩大，大型矿井下大都开始采用全煤巷布置开采方式。采煤的工作面推进速度也比以前快的多，因而使煤矿井下的煤巷掘进工作量大幅增加所以掘进机工作效率也有了较高的要求。出于安全考虑巷道采用炮掘已经被严格要求。故掘进机是我国煤巷道掘进的重要设备。我国20世纪80年代初大批引进煤炭采掘设备，进过消化吸收和一些民营资本的进入，是我国的掘进设备有了长足发展与创新。
1.2 掘进机在煤矿领域中的作用
掘进机主要由行走机构，截割部工作机构，装运机构和转载机构组成。随着行走机构向前推进，截割部工作机构中的切割头不断破碎岩石，并将碎岩运走。有安全、高效和成巷质量好等优点，但造价大，构造复杂，损耗也较大。掘进机的主要功能是剥落煤岩，能掘出不同的巷道断面尺寸。在给定所掘巷道的地质情况下，有较高的生产率。而且掘进机在井下不但用于巷道的掘进，在对一些特殊的煤和煤岩也起到采掘作用。并且在截割过程中动载荷小，生成的粉尘少，比能耗低，取代了人工钻眼放炮的原始掘进方法，掘进机自身携带装载、转载以及独立的行走机构，提高了井下工人们的工作环境、工作效率和井下安全系数。

2 悬臂的截割部工作机构的设计
2.1 悬臂截割机构设计方案设计
2.1.1 截割头形式的选择
掘进机的截割机构采用纵轴式截割头，纵轴式的悬臂掘进机采用二级的行星齿轮作为传动。它的特点是同轴传动，结构紧凑，传递功率大，传动效果好，在推进过程中方向几乎垂直截割方向，因而只需较小的进给力，而且截割深度可由几厘米到整个截割头长度任选。在巷道掘进中纵轴截割头可以朝任何方向摆动，因而可以选择岩层较弱、阻力最小的方向截割，同时还能掘出平整的巷道。纵轴式的截割头在掘进巷道时截割头首先要钻进工作面一定深度，然后横向摆动截割，达到巷道边界后，沿垂直方向截割一定高度，在水平摆动截割，如此循环往复，直到完成对全工作面的截割。
使用纵轴式的悬臂机构进行设计。纵轴式悬臂掘进机由截割机构，装载机构，回转台，液压系统，行走机构，电气系统，后支撑和转载机构等组成。截割头是由截割机构上的电动机来驱动。行走，运输和转载的动力则是由安装在本体部的电动机和液压马达提供。截割臂的上下，左右摆动，铲板起落，后支撑支地和伸缩部伸缩都是由液压油缸来实现的[6]
2.1.2 伸缩机构的确定
伸缩机构分为内伸缩式和外伸缩式。内伸缩式的结构具有尺寸小，结构紧凑，伸缩灵活。所以采用内伸缩式的伸缩机构。内伸缩式结构是由保护筒，伸缩内筒，伸缩外筒，花键套，密封座，主轴，轴承，隔套，旋转密封、油封等构成。位于截割头和减速器，通过花键联接使主轴旋转运动，带动截割头旋转，通过油缸伸缩带动伸缩部实现伸缩的机构。
2.1.3 截齿的类性
选择截齿类型的时候，应综合考虑煤岩的坚固性、抗截强度、脆性程度、所含夹石层的软硬等因素。一般来说煤质坚硬、节理和层理都不明显、裂隙不发达的煤巷，可选用刀形齿。但因其径向安装，刀体部分承受弯矩较大容易断裂，所以刀体应有较高的强度。对于煤质硬而脆且含有硬夹石的煤层，应选用镐形齿。这种截齿的强度大、耐磨，而且截割阻力的方向近于截齿的轴线方向，齿身所受弯矩小；齿的固定方法也比较简单。如果合理设计，可使截齿在截割过程中旋转，自磨刀，保持齿尖锐利，减少截割阻力，延长截齿寿命。所以这种截齿在掘进机截割头上使用较多。
2.2 参数确定
2.2.1 悬臂的长度和回转角度的确定
根据上文的结构选择，伸缩机构类型采用内伸缩式。
(1)伸缩量。伸缩量要大于或等于截深，考虑伸缩部的结构和机器工作的稳定性，悬臂伸缩量一般为500~600mm。
(2)悬臂长度和摆角
通常情况下，巷道的形状和规格确定后，按照巷道和最大高度和上下宽度，结合巷道数据，基本可以确定悬臂的长度和摆角。
最大掘高4.5m，上摆角，下摆角，取水平摆角=。

最大掘宽5.5m下，悬臂长为：
(2-1)
即悬臂长为3941mm(为垂直回转中心至水平回转中心的距离，取650mm)。
回转中心高：
(2-2)
(2-3)
即mm尽量降低重心，取H=1600mm。
根据几何关系确定上摆角和下摆角。既上摆角，下摆角。
2.2.2 可掘断面参数的确定
最大宽度(当悬臂在水平位置摆动时)：
(2-4)
，，，；
上部宽度(当悬臂在上极限位置左右摆动时)：
(2-5)
，
下部宽度(当悬臂在下部位置左右摆动时)：
(2-6)
，
上摆高度： (2-7)

下摆高度： (2-8)

卧底深度： (2-9)
，
巷道高度： (2-10)
可掘最大断面： (2-11)
式中：
—切割头前端至垂直回转中心的距离；
—垂直回转中心至水平回转中心的距离；
—水平回转时，悬臂的摆角；
—垂直回转的上摆角；
—截割到巷道底面时，垂直回转的下摆角；
—卧底时，悬臂垂直回转的最大下摆角，可根据卧底深度来定，一般可取 mm，这里取250 mm。
2.2.3 截割机构技术参数的初步确定
1截割头的有关参数的确定
(1)截割速度与摆角速度
在截割功率一定，切割的速度决定着截割力矩与截割力大小。
截割力矩为
平均截割力
平均单齿截割力
式中
—为切割头平均直径，m；
—为切割头的转速，r/min；
—为切割力矩，；
—平均切割力，N；
—平均单齿切力，N；
—同时工作齿数，可用总齿数一半。
悬臂式掘进机能达到的最大截割力总是与其截齿截割的速度相关。截割速度的选取一般取决于被截割岩石的特性， 在1～5m/s中间选用。
本设计要求，确定的截割的速度为2.0m/s。
掘进机对煤岩性质具有一定的范围，通常在半煤岩中，可以选合理的工作摆动速度，在硬一点得半煤岩中取，在中硬煤岩石，摆动速度不可以过大，取。
本设中，选取摆动速度为1.4。
(2)截割头的直径
截割头的直径通常指其平均直径，它决定着掘进机的生产率和截齿的截割能力并与巷道断面大小有关。
根据公式求得截割头横截面积
（2-12）
式中：
；
。

根据公式得截割头平均直径
（2-13）
求得平均直径
(3)截割头的长度
截割头的长度是指截割头沿轴线方向的长度，其值大小不仅影响掘进机工作的循环时间，而且还和煤岩的性质及其压张效应有关。因此，必须严格地选取。若截割头较长，虽对提高掘进机的生产率有利，但却使截割阻力和比能耗增加。如果截割头设计得太短，虽然可以利用自由面和地压作用，但由于钻进深度小将使掘进机推进速度降低。
根据掘进机理论生产率：
（2-14）
式中：
—理论截割生产率；；
—煤岩松散比；；
—截割头平均直径；；
—截割头长度；
—横切速度（悬臂的摆动速度）；。

故截割头长度取
2截割头的转速确定
掘进机的截割头转速根据公式为：

（2-15）
式中：
—截割速度；；
—截割头平均直径；。

故该掘进机截割头转速选取。

3电动机的选择
利用能耗法比能耗的实验数据估算截割功率
(2-16)
式中：
—比能耗，；
—截割头摆动速度，；
—截割深度，；
—截割头平均直径，。

根据行业标准MT477-1996YBU系列掘进机用隔爆型三相异步的电动机，确定截割功率为160kw，额定电压AC1140 /660 V，转速1483rpm，选用YBUD-160/100-4/8 型掘进机专用防爆水冷型三相异步电动机。数据如表2-1所示。
表2-1 电动机技术数据
Table 2-1 motor technical data

型号

功率

额定
电压

转速

效率
%
功率因数
额定转矩

冷却方式
工作制
绝缘等级
重量

YBUD260
260
660/1140
1483/733rpm
0.925/0.90
0.88/0.69
2.0
外壳水冷
S2
H
2690

3 截割减速器设计
3.1　传动类型的设计
行星齿轮的传动具有多分流传动，低压力啮合，作用力平衡与运行多变性等诸多特点，所以同等工作条件下和定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动具有外形尺寸小，重量轻，传动效率高，工作可靠和同轴传动等一些优点，国内外纵轴式掘进机的截割结构传动系统都采用行星齿轮传动，以提高承载能力、效率和可靠性的同时，也尽可能地减轻重量，缩小外廓尺寸，降低制造成本。不但要传动装置体积小，结构紧凑，而且满足一定的强度要求和减速比要求。故这种截割部工作机构的传动装置多采用行星齿轮传动，来满足要求。
若采用一级减速，则传动比太大导致齿轮结构很难满足现实要求，所以，决定采用二级齿轮减速。齿轮系的选取有定轴轮系与周转轮系两种。由于悬臂使用内伸缩式，电动机，联轴器，的减速器相对于轴向是固定的，传动装置体积小，结构紧凑等考虑，采用双级行星齿轮传动。截割部工作机构传动系统布置图3-1。

图3-1传动系统
Figure 3-1 transmission system
3.2 齿轮传动比的分配
确定总传动比并根据传动比分配理论分配各级传动比,并选择齿轮齿数。
3.2.1总传动比
(3-1)

3.2.2各级传动比
和分别为高速级传动比和总传动比。
用角标表示高速级参数，表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则
（3-2）
式中：
—低速级内齿轮的分度圆直径；
—高速级内齿轮的分度圆直径。
（3-3）
式中：
—中间变量；
—行星轮数目，，；
—分度圆的齿宽系数，；
—齿面工作硬化系数，；
—载荷分布系数，；
—接触强度的载荷系数，。

图3-2传动比分配图
Figure 3-2 ratio distribution diagram
由图3-2可得
（3-4）
3.3 高速级齿轮的设计计算
3.3.1 配齿计算
选择确定行星轮数目取，因为距达到的传动比较远，所以可以不计算邻接的条件。
确定告诉轴中个齿轮齿数，行星减速器齿轮传动的配齿公式来计算。
（3-5）
（3-6）
（3-7）
式中：
—行星的减速器高速级减速比，；
—行星的减速器高速级的中心轮齿数；
—整数，；
—行星的减速器高速级的内齿轮齿数；
—行星的减速器高速级的行星轮齿数。

表3-1 行星轮数目与传动比的关系
Table 3-1 the planets round number to the transmission ratio
行星轮数目
传动比范围

3
2.1～13.7
4
2.1～6.5
5
2.1～4.7
采用了不等角变位。可取或
若取，则，由文献[16]可查出适用预计的啮合角在、到、的范围内；若取，则，适用预计的啮合角在、到、的范围内。
取时，不符合不等角变位的选择条件、且各齿轮齿数间存在公因数。应取且符合公因数条件，预取。
3.3.2 按齿面的接触强度做出初算传动中心距与模数
电动机输入转矩
(3-8)
式中：
— 电动机的功率，；
— 电动机的转速，；

在传动中，对中心轮的传递转矩
（3-9）
式中：
— 电动机输入的转矩，；
— 行星轮个数，；
— 载荷的不均匀系数，由文献[16]查得。

齿数的比：

中心轮与行星轮材料使用渗碳淬火处理，中心轮与行星轮齿面硬度均为，则试验齿轮接触疲劳的极限为。
齿轮中心轮的许用的接触应力
（3-10）
式中：
— 计算接触强度寿命系数，根据文献[17]查得；
— 速度系数，根据文献查得；
— 粗糙度系数，根据文献查得；
— 工作硬化系数，根据文献查得；
— 接触强度计算尺寸系数，根据文献[17]查得；
— 计算接触强度为最小安全系数根据文献查得。

中齿面的强度计算公式可以计算出中心距
(3-10)
式中：
— 钢与钢配对齿轮副常系数；
— 齿数比；
— 载荷系数由文献[16]查得；
— 齿宽系数，；
— 许用的接触应力。

齿轮模数：
（3-11）
圆整之后取模数。
传动的未变位时的中心距

按之前取啮合角，可得出传动中心距的变动系数

式中—标准压力角，。

则传动的实际的中心距

圆整后取实际中心距。
3.3.3 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角
传动的实际中心距变动系数
（3-12）
式中—圆整后的实际的中心距，；
—传动未变位时的中心距，。

传动的啮合角

3.3.4 计算传动的变位系数
(3-13)
式中：
—啮合角的渐开线函数，；
—标准压力角的渐开线函数，。

利用文献校核，在许用区内。
分配变位系数，得

3.3.5 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角
传动的未变位时的中心距
（3-13）

3.3.6 计算传动的变位系数
(3-14)
式中：
—啮合角得渐开线函数，。

3.3.7 几何尺寸计算
几何尺寸计算公式由表3-2，计算各个齿轮分度圆直径：

式中：
—分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆的直径。
计算各个齿轮齿顶高
齿顶高变位系数

计算传动时中心轮和行星轮齿顶高
（3-15）
式中：
—齿顶高系数，；
—齿轮模数，。

计算出传动时的行星轮和内齿轮齿顶高

由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮合精度不要求太高，所以选。
计算各个齿轮的齿根高
(3-16)
式中：
—齿根系数标准值，；
—齿轮模数，。

表3-2 齿轮传动几何尺寸计算
Table 3-2 gear geometry size calculation
项目
代号
计算公式及说明
直齿轮（外啮合、内啮合）
分度圆直径

齿顶高变动系数

齿顶高

齿根高

齿高

齿顶圆直径
外啮合

内啮合

齿根圆直径

各个齿轮的齿顶圆直径

各个齿轮的齿根圆直径

计算齿轮的齿宽
中心轮齿宽

圆整后取中心轮齿宽，
行星轮齿宽，
内齿轮齿宽。
3.3.8 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
（1） 中心轮齿面接触强度校核
中心轮输入转矩
(3-17)
式中：
—电动机功率，；
—电动机转数，。

端面内分度圆上的名义切向力

式中：
—中心轮输入转矩，；
—中心轮的分度圆直径，。

中心轮齿面接触应力的计算
= （3-18）
式中：
—端面内分度圆上的名义切向力，；
—分度圆直径，；
—齿宽，；
—齿数比，；
—使用系数，由文献[17]查得；
—动载系数，由文献[17]查得；
—齿向载荷分布系数，由文献[17]查得；
—齿间载荷分布系数，由文献[17]查得；
—节点区域系数，由文献[17]查得；
—弹性系数，由文献[17]查得；
—重合度系数，由文献[17]查得。

=
中心轮许用齿面接触应力的计算
=

安全系数：
中心轮齿面的强度符合要求。
（2） 中心轮齿根弯曲强度校核
中心轮齿根应力的计算
(3-19)
式中：
—端面内分度圆上的名义切向力，=
—齿宽，=
—模数，=
—使用系数，
—动载系数，；
—载荷分布系数，由文献[17]查得；
—载荷分配系数，由文献[17]查得；
—齿形系数，由文献[17]查得；
—修正系数，由文献[17]查得；
—重合度系数，由文献[17]查得。

中心轮许用齿根应力的计算

式中：
—弯曲疲劳极限，；
—应力修正系数，由文献[17]查得；
—敏感系数，由文献[17]查得；
—表面系数，由文献[17]查得；
—尺寸系数，由文献[17]查得；
—安全系数，由文献[17]查得。

安全系数：
中心轮齿根强度符合要求。
（3） 行星轮齿面接触强度校核
行星轮齿面接触应力的计算
= (3-20)
式中：
—分度圆直径，；
—齿宽，；
—齿向载荷分布系数，由文献[17]查得；
—齿间载荷分布系数，由文献[17]查得；
—重合度系数，由文献查得[17]。

=
行星轮许用齿面接触应力的计算
=

安全系数：
所以行星轮齿面强度符合要求。
（4） 行星轮齿根弯曲强度校核
行星轮齿根应力的计算
(3-21)
式中：
—齿宽，=；
—载荷分布系数，由文献[17]查得；
—载荷分配系数，由文献[17]查得；
—齿形系数，由文献[17]查得；
—修正系数，由文献[17]查得。

行星轮许用齿根应力的计算

安全系数：
所以行星轮齿根强度符合要求。
3.3.9 根据齿面接触强度确定内齿轮材料
（3-22）
根据选用内齿轮材料为并进行表面淬火和氮化，表面硬度达即可。
3.3.10 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
传动中齿轮为内啮合，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。
3.4 低速级齿轮的设计计算
3.4.1 配齿计算
取，由于距可能达到的传动比极限较远，所以可以不检验邻接条件。
确定各齿轮齿数，减速器齿轮传动的配齿公式计算。
(3-23)

式中：
—行星减速器低速级减速比，；
—行星减速器低速级中心轮齿数；
—整数，；
—行星减速器低速级内齿轮齿数；
—行星减速器低速级行星轮齿数。

采用不等角变位，可取或
若取，则，由文献 [16]可查出适用的预计啮合角在、到、的范围内；若取，则，预计适用啮合角在、到、的范围内。
若取，与各齿轮齿数之间不应存在公因数相违背；应取，且与公因数相符，预取。
3.4.2 按接触强度初算传动的中心距和模数
低速级输入转速
(3-24)
式中：
—电动机输入转速，；
—高速级减速比，。

低速级输入功率
（3-25）
式中：
—电动机输入功率，；
—型行星齿轮传动效率，。

低速级输入转矩
（3-26）
式中：
—低速级输入功率，；
—低速级输入转速，。

在对传动中，中心轮传递的转矩
（3-27）
式中：
—低速级输入转矩，；
—载荷不均匀系数，由文献[16]查得；
—行星轮数目，。

齿数比

中心轮和行星轮的材料用渗碳淬火，中心轮和行星轮齿面硬度均为，则试验齿轮的接触疲劳极限。
许用接触应力
=
式中：
—试验齿轮的接触疲劳极限，；
—计算接触强度的寿命系数，；
—速度系数，；
—粗糙度系数，；
—工作硬化系数，；
—接触强度计算的尺寸系数，；
—计算接触强度的最小安全系数，。
根据文献[16]齿面强度计算公式计算中心距
(3-28)

式中：
—钢对钢配对的齿轮副常系数，；
—齿数比，；
—载荷系数，；
—齿宽系数，；
—许用接触应力，。

齿轮模数

在强度和结构都允许的情况下模数取值，即取
传动的未变位时的中心距

按预取啮合角，可得传动的中心距变动系数

式中;
—标准压力角，。

则传动的实际中心距

圆整后取实际中心距
3.4.3 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角
传动的实际中心距变动系数
（3-29）
式中：
—圆整后的实际中心距，；
—未变位时的中心距，；
—齿轮模数，。

传动的啮合角

3.4.4 计算传动的变位系数

式中：
—啮合角的渐开线函数，；
—标准压力角的渐开线函数，。

利用文献[16]校核，在许用区内。
根据文献[16]分配变位系数，得

3.4.5 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

3.4.6 计算传动的变位系数

式中：
—啮合角的渐开线函数，。

3.4.7 几何尺寸计算
由表3-2计算各个齿轮的分度圆直径

式中：
—分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径。
计算各个齿轮齿顶高
齿顶高变位系数

计算传动时中心轮和行星轮齿顶高
（3-30）
式中：
—齿顶高系数，；
—齿轮模数，。

计算传动时行星轮和内齿轮齿顶高

由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮合精度不要求太高，所以选
计算各个齿轮的齿根高
（3-31）
式中：
—齿根系数标准值，；
—齿轮模数，。

各个齿轮的齿顶圆直径

各个齿轮的齿根圆直径

计算齿轮的齿宽
行星轮齿宽

圆整后取中心轮齿宽，
行星轮齿宽，
内齿轮齿宽。
3.4.8 验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度
（1） 中心轮齿面接触强度校核
中心轮输入转矩
(3-32)
式中：
—高速级输入转矩，；
—高速级减速比，。

端面内分度圆上的名义切向力

式中：
—中心轮输入转矩，；
—中心轮的分度圆直径，。

中心轮齿面接触应力的计算
= (3-33)
式中：