掘进机的总体和行走机构设计

掘进机的总体和行走机构设计目 录第一章概述11.1国内外悬臂式掘进机发展历史和现状1国外悬臂式掘进机发展历史和现状1国内悬臂式掘进机发展历史和现状2国内悬臂式掘进机目前存在问题21.2悬臂式掘进机发展趋势21.3悬臂式掘进机主要组成部分31.4 EBJ120TP型掘进机简介41.4.1 EBJ120TP概述41.4.2 EBJ120TP主要技术参数5第二章总体设计82.1总体布置82.2掘进机各组成部分基本结构设计8截割部8装载部9刮板输送机10行走部11机架和回转台11液压系统11电气系统11第三章行走部设计123.1行走部设计原理123.2行走部基本参数的确定123.3履带的设计133.4驱动元件的选择133.5链轮设计153.6行走架设计163.7导向张紧装置设计17第四章减速器设计和校核184.1传动类型的选择184.2传动比计算184.3配齿计算194.4齿轮模数选择224.5齿轮几何尺寸和啮合参数计算234.6传动效率计算254.7齿轮强度校核26齿轮材料热处理简介26齿轮弯曲强度校核274.8其它零件校核33减速器轴校核33轴承校核41键校核42第五章检修及维护保养455.1机器检修455.2机器维护和保养47机器日常维护保养48机器定期维护保养48润滑495.2.4电气535.3机器常见故障原因及处理方法:53结论58参考文献59英文原文60中文译文70致谢80摘 要EBJ-120TP型掘进机是一种中型悬臂式掘进机，主要用于中型煤巷及半煤岩巷的掘进作业。它结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。本设计主要针对掘进机的整机进行方案设计，对行走部进行结构及传动等相关设计。EBJ-120TP型掘进机采用履带式行走部，驱动动力由液压马达提供，利用液压马达转动方向变化实现行走部前进、后退和转向。在行走部传动设计中，利用3K()型行星减速器设计的一般原理，设计出适合行走部使用的3K()型行星减速器，并将它和液压马达直接联结，简化了行走部的传动布置。本设计的创新点：在3K()型行星减速器中增加了一对增速齿轮，提高制动轴的转速，减小制动转矩，使得采用较小体积的制动器实现有效地制动。结构上将制动器和液压马达平行布置在减速器的端面，充分利用空间。设计中对3K()型行星减速器进行了优化配齿，采用高度变位，并做了相应的校核，在保证需要的传动比的情况下，使设计的3K()型行星减速器体积最小。关键词：悬臂式掘进机；行走部；行星减速器；制动器详细DWG图纸请加：三二1爸爸五四0六ABSTRACTThe EBJ-120TP tunneling machine is one kind of medium cantilever tunneling machine which is mainly used in the medium coal lane and the half coal crag lane digging the tunnels, its structure compact, the compatibility good, the fuselage short, the center of gravity low, the operation simple, the overhaul is convenient. This design mainly aims at the tunneling machines entire machine to carry on the plan design and aims at walks-organization to carry on the design of its structure and transmission and so on. The EBJ-120TP tunneling machine uses marching walks organization, the actuation power provides by the oil motor, using the change of the oil motors rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using general principle of the 3K() planet reduction gear, designing a new 3K() planet reduction gear which is suitable to the walks organization, and joining it and the oil motor directly, simplified the walks-organizations transmission. The innovation spot of this design: increase a pair of speed-up gear in the 3K() planet reduction gear, so it can enhance the rotational speed of the stalk and reduce the brake torque, causes to use a smaller volume brake realizing effectively to apply the brake. In Structure design, the brake and the oil motor parallel are arranged in the reduction gears end surface, fully uses the space. In the design, I carried on optimizing the teeth of 3K() planet reduction gear and used highly dislodges, and has made the corresponding examination, in the needed velocity ratio, made the volume of the 3K() planet reduction gear is the smallest. Keywords：Cantilever tunneling machine; Walks-organization; Planet reduction gear; Brake第一章 概述1.1国内外悬臂式掘进机发展历史和现状国外悬臂式掘进机发展历史和现状19世纪70年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在20世纪30年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英、德、日等十几个国家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制，经过多年的不懈努力，现有20多家公司，先后研制了近百种机型。各国早期研制的悬臂式掘进机都是以煤巷为作业对象。中期产品主要是用于截割各种煤岩的中型掘进机，机重一般在25t左右。可截割岩石硬度系数f6、截割功率为50100kW。有代表性的机型有英国的MKA-2400型、奥地利的AM-50型、日本的S1O0型掘进机。近期产品是主要以中硬岩和工程隧道为作业对象的重型、全岩巷道掘进机和掘锚机组，机重多在40100 t，部分机型机重超过100 t。可截割岩石硬度系数：纵轴可达f=8lO，横轴可达f=1014，截割功率为150300 kW。比较有代表性的机型有英国的LH-1300、LH-1400；奥地利的AM75、ATM105、AHM105和日本的S200、S220、S300、S350等机型以及奥钢联的掘锚机组等。目前，也有把连续采煤机代替掘进机作为巷道掘进的，它主要针对半煤岩巷道和软岩巷道的掘进，截割硬度f6。国内悬臂式掘进机发展历史和现状我国的悬臂式掘进机的发展主要经历了三个阶段。第一阶段：60年代初期到70年代末，这一阶段主要是以引进国外掘进机为主，也定型生产了几种机型，在引进的同时进行消化、吸收，为我国悬臂式掘进机的第二阶段的发展打下了良好的技术基础。这一阶段掘进机的主要特点是：使用范围越来越广，切割能力逐步提高，有切割夹岩和过断层的能力。第二阶段：70年代末到80年代末，这一阶段，我国与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步地实现了国产化，其典型的代表是与奥地利、日本合作生产的AM50型及S100型，其后，我国自行设计制造了几种悬臂式掘进机，其典型代表是EMA-30型及EBJ-100型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：可靠性较高，已能适应我国煤巷掘进的需要；半煤岩巷的掘进技术已达到相当的水平；出现了重型机。第三阶段：由80年代末至今，重型机型大批出现，悬臂式掘进机的设计与制造水平已相当先进，可以根据矿井生产的不同要求实现部分个性化设计，这一阶段的代表机型较多，主要有EBJ型、EL型及EBH型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：设计水平较为先进，可靠性大幅提高；功能更加完善；功率更大；一些高新技术已用于机组的自动化控制并逐步发展全岩巷的掘进。经过三阶段的发展，我国悬臂式掘进机的设计、生产、使用进入了一个较高的水平，已跨入国际先进行列，可与国外的悬臂式掘进机相媲美。1.1.3国内悬臂式掘进机目前存在问题悬臂式掘进机发展速度虽然很快，并且技术成熟，但随着煤矿生产工艺的改进，高产、高效矿井的建设，它已不能满足需要，主要表现在以下几方面。（1）锚杆支护的成功推广应用提高了巷道支护的可靠性，目前存在掘进、支护不能同步作业，据统计，巷道支护约占用4050的掘进作业时间，这就使得掘进机的开机率大大降低，不能有效提高掘进速度。（2）现有机型偏向于中、重型，虽然有些掘进机实现了矮型化设计，但整体尺寸仍不能有效缩减，对低矮巷道的适应性还较差。（3）内喷雾除尘系统使用可靠性和适应性较差，而外置机载除尘系统还比较困难。（4）使用元部件的可靠性还不高，不能适应截割硬煤岩产生的震动及井下恶劣的工作条件。（5）对于提高截割效率方面的设计和设备配套还不完善。（6）电子元器件的选型面窄、电子保护插件的可靠性不高。电控技术还不能适应通用性、灵活性、可扩展性、准确性及响应速度快速的需要。1.2悬臂式掘进机发展趋势1、更加全面的功能与完善的前后配套为适合各种条件要求以及加快掘进速度，提高截割效率，悬臂式掘进机将会逐步发展掘锚一体化、截割硬度更高、适应各种断面、适应坡度范围更广的机型，并会完善前后配套的转载、装运等设备，实现集约化功能，进一步发挥其效能，提高劳动生产率。2、自动控制技术的发展悬臂式掘进机的自动控制包括截割断面轮廓尺寸的监控、机组运行状况的监测和故障的自动诊断、各种功率的自动调节、遥控操作等。要实现自动控制功能，在电控技术上必须将声控、光控、微机处理数据等先进技术融合在一起，实现电控技术整体先进、准确、可靠。3、提高元部件的可靠性和寿命现在新机型的关键元部件大都选用国外的知名品牌，这虽然可提高整机的性能，但使得国产机型在元部件的配置上高低不一、质量不等，为使用、维护和更新机型带来了许多困难，随着我国在掘进机元部件研究上的突破，这种状况会很快改变。4、个性化开发机型煤矿在开采过程中会碰到各种不同的生产条件，如煤层变化、水、瓦斯、煤岩硬度不一等，这些特殊的情况必然要求机组具有不同的功能和整体参数的合理匹配，今后的机型将会根据不同的要求进行不同的性能配置，实现设计和制造个性化和多元化。1.3悬臂式掘进机主要组成部分悬臂式掘进机主要有横轴式掘进机和纵轴式掘进机。它们的主要组成部件相同，只是截割头的布置不同。悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成一、 切割机构切割机构由切割头、齿轮箱、电动机、回转台等组成，具有破碎煤岩功能的机构。切割头装有截齿，用于破碎煤岩的部件。切割头是掘进机的工作机构，主要功能是破碎和分离煤岩。通过对煤岩切割过程研究得知，影响切割效果的因素很多，从而使得切割头设计变得复杂和困难。在切割头的每一转中，如同时参加切削的各个截齿都从岩石带中切下同样大小体积的煤岩，达到每个刀齿受力相等、磨损相同、运动乎稳，这是切割头设计的最佳目标。尤其在切削硬岩中实现它更是当前国内外学者和专家潜心研究的课题。回转台实现切割机构水平摆动和支承装置。回转台是悬臂式掘进机主要组成部件之一，它联接左、有机架、支承切割臂，实现切割臂的升降和回转运动，并承受来自切割头的复杂交变的冲击载荷。回转台对整机工作效率、切割乎稳性有重要影响。回转台设计的基本要求成载能力大、惯性小、能量损耗少；运转平稳、具有足够的强度和刚度；结构紧凑、回转角度小、重心降低；水平回转时，进给力变化较小。二、装运机构装运机构由装载部和刮板输送机组成。悬臂式掘进机装载机构形式较多。如星轮式、链轮链条式、蟹爪式等，过去比较多的是运用蟹爪式，现在随着液压的广泛运用，开始大规模运用液压马达直接带动转盘的机构了。刮板输送机的目的是将切割下来的煤和岩石运出去，要保证在一定的时间中将切割下来的物料全部运转到后面的转载机构上。三、行走机构掘进机的行走机构主要由履带部分、减速器和动力输入装置（液压马达或电动机）。履带机构设计要求：具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能；两条履带分别驱动，其动力可选用液压马达或电动机；履带应有较小的接近角和离去角。以减少其运行阻力；要注意合理设计整机重心位置。使履带不出现零比压现象；履带应有可靠的制动装置，以保证机器在设计的最大坡度工作不会下滑。四、液压系统液压系统由统一的泵站给分布在各个地方的液压缸，液压泵供液压油，设计中要照顾不同液压部件的压力。五、电气系统电器系统是电动机和控制掘进机的运动的电信号控制器等电器元件，在井下工作的时候要注意它的防爆处理，选用的电动机、电器元件必须符合井下的防爆标准。六、除尘喷雾系统除尘喷雾系统内喷雾回路、外喷雾回路及冷却水回路组成。1.4 EBJ120TP型掘进机简介 EBJ120TP概述一、产品特点EBJ120TP型掘进机由煤炭科学总院分院设计制造。该机为悬臂式部分断面掘进机，适应巷道断面918m2、坡度16。、可经济切割单向抗压强度60MP的煤岩，属于中型悬臂式掘进机。该机的主要特点是结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。二、主要用途、适应范围EBJ120TP型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采准巷道掘进服务的机械设备。主要适用于煤及半煤岩巷的掘进，也适用于条件类似的其它矿山及工程巷道的掘进。该机可经济切割高度3.75m,可掘任意断面形状的巷道，适应巷道16。该机后配套转载运输设备可采用桥式胶带转载机和可伸缩式带式输送机，实现连续运输，以利于机器效能的发挥。三、产品型号、名称及外型产品型号、名称为EBJ120TP型悬臂式掘进机外型参见图1.1四、型号的组成及其代表的意义图1.1 EBJ120TP主要技术参数一、总体参数机 长 8.6m机 宽 2.1m机 高 1.55m地 隙 250mm截割卧底深度 240mm接地比压 0.14MPa机 重 35t总 功 率 190kW可经济截割煤岩单向抗压强度 60MPa可掘巷道断面 918m2最大可掘高度 3.75m最大可掘宽度 5.0m适应巷道坡度 16。机器供电电压 660/1140V二、截割部电动机 型 号 YBUS3120 功 率 120kW 转 速 1470r/min截割头 转 速 55r/min 截 齿 镐形 最大摆动角 上 42。 下 31。 左右各39。三、装载部装载形式 三爪转盘装运能力 180m3/h铲板宽度 2.5m/2.8m铲板卧底深度 250mm铲板抬起 360mm转盘转速 30r/min四、刮板输送机运输形式 边双链刮板槽 宽 510mm龙门宽度 350mm链 速 0.93m/s锚链规格 1864mm张紧形式 黄油缸张紧五、行走部行走形式 履带式(液压马达分别驱动)行走速度 工作3m/min，调动6m/min接地长度 2.46m制动形式 摩擦离合器履带板宽度 500mm张紧形式 黄油缸张紧六、液压系统系统额定压力： 油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 装载回路 14MPa 输送机回路 14MPa 转载机回路 14MPa 锚杆钻机回路 10MPa系统总流量 450L/min泵站电动机： 型 号 YB250M4 功 率 55kW 转 速 1470r/min泵站三联齿轮泵流量 50/50/40ml/r泵站双联齿轮泵流量 63/40ml/r锚杆泵站电动机： 型 号 YB160L4 功 率 15kW 转 速 1470r/min锚杆泵站双联齿轮泵流量 32/32ml/r油箱：有效容积610L冷却方式板翅式水冷却器油缸数量： 8个七、喷雾冷却系统灭尘形式 内喷雾、外喷雾供水压力 3MPa外喷雾压力 1.5MPa流 量 63L/min冷却部件 切割电动机、油箱八、电器系统供电电压 660/1140V总 功 率 190kW隔爆形式 隔爆兼本质安全型控 制 箱 本质安全型第二章 总体设计2.1总体布置机器的总体布置关系到整机的性能、质量和整机的合理性。也关系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，总体布置是总体设计中极为重要的内容。(1)切割机构由悬臂和回转台组成，位于机器前上部，悬臂能上下、左右回转；(2)装载铲板是在机器下部前方，后接中间刮板运输机，两者组成装运机构，贯穿掘进机的纵向轴线；(3)考虑掘进机的横向稳定平衡，主要部件按掘进机纵向平面对称布置，电控箱、液压装置分别装在运输机两侧；(4)为保证作业的稳定性，履带位于机器的下部两侧，前有落地铲板，后有稳定器支撑，整个机器的重心在履带接地面积的形心面积范围内；(5)为了保护司机安全，同时又便于观察、操作，将司机位置在机器后部右侧；(6)由于掘进机是地下巷道作业，所以整个机器呈长条形，而且机身越矮机器越稳定。机器的整体结构看图1.1。2.2掘进机各组成部分基本结构设计截割部截割部又称工作机构，结构如图2.1所示，主要又截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头组成。图2.1截割部为二级行星齿轮传动。由120kW水冷电动机输入动力，进齿轮连轴节传至二级行星减速器，经过悬臂段主轴，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。装载部装载部结构如图2.2，主要由铲板及左右对称的驱动装置组成，通过低速大扭矩液压马达直接驱动三爪转盘向内转动，从而达到装载煤岩的目的。本次设计采用的是2.5m宽的铲板。图2.2装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板的左右升降油缸铰接于主机架上，在铲板油缸的作用下，铲板绕销轴上下摆动。当机器截割煤岩时，应使铲板前端紧贴底板，以增加机器的截割稳定行。刮板输送机刮板输送机结构如图2.3，主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等组成。图2.3刮板输送机位于机器中部，前端与主机架和铲板铰接，后部托在机架上。机架在该处设有可拆装的垫片，根据需要，刮板输送机后部可垫高，增加刮板输送机的卸载高度。刮板输送机采用低速大扭矩液压马达直接驱动，刮板链条的张紧是通过在输送机尾部的张紧脂油缸来实现的。行走部行走部的设计见第三章的介绍。机架和回转台机架是整个机器的骨架，它承受来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各个部件均用螺栓、销轴及止口与机架联接，机架为组焊件。回转台主要用于支承，联接并实现切割机构的升降和回转运动。回转台座在机架上，通过大型回转轴承用于止口、36个高强度螺栓与机架相联。工作时，在回转油缸的作用下，带动切割机构水平摆动。截割机构的升降是通过回转台支座上左、右耳轴铰接相连的两个升降油缸实现的。图2.4液压系统本机除截割头的旋转运动外，其余各部分采用液压传动。系统原理图见图2.4电气系统电气系统由前级馈电开关、KXJ250/1140EB型隔爆兼本质安全型掘进机用电控箱、CZD14/8型矿用隔爆型掘进机电控箱用操作箱、XEFB36/150隔爆型蜂鸣器、DGY60/36型隔爆照明灯、LA8101型隔爆急停按钮、KDD2000型瓦斯断电仪以及驱动掘进机各工作机构的防爆电动机和连接电缆组成。第三章 行走部设计3.1行走部设计原理掘进机行走机构的工作原理:液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转,与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩, 液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，液压马达的转动带动驱动轮(链轮) 旋转, 链轮的轮齿和履带的链轨销咬合, 从而实现掘进机在履带上爬行。同时导向轮起到导向作用, 导向轮和张紧油缸一起作用对履带的松紧进行调节, 支重轮起到对车身支撑作用, 拖轮主要是支撑履带。在设计和装配过程中, 必须保证驱动轮、引导轮、支重轮、拖轮四轮一线。悬臂式巷道掘进机的行走机构, 需要满足驱动机体前进、后退以及左右转弯调动的工作要求,所以履带式行走机构的左、右履带装置都采用分别单独驱动的传动方式。掘进机行走速度的调节是通过两液压泵的合流与否来实现的。掘进机前进、后退时,左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。当掘进机要转弯时,可以单独驱动转弯方向的另外一侧液压马达,而使转弯一侧的液压马达停止运转,或者可以采用以相反方向分别驱动左右液压马达的方法,使机体急转弯。本次的设计采用的是液压马达驱动，由液压马达直接连接3K行星减速器，所以采用的液压马达的转速相对要低一些。3.2行走部基本参数的确定（1）履带板宽度b （3.1）式中 掘进机总质量，t；= 612752 mm为了使接地比压不至于过小而浪费材料，取 。（2）左右履带中心距离B （3.2）=17502250 mm 取 B=2000 mm。（3）单侧履带接地长度L （3.3）= 32004400 mm取 L=2460 mm。(6)履带板平均接地比压p （3.4）式中 掘进机总重量，kN；Pa =0.14MPa(7)行走速度工作速度为0.05m/s，调动速度为0.1m/s。3.3履带的设计图3.1如图3.1，选取履带板的节距p=160 mm，所以接地履带板个数为：取n=16，即意味着和地接触的履带板为16。3.4驱动元件的选择（1）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下，履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行，而掘进机在水平地面转弯时，单侧履带的牵引力为最大，故单侧履带行走机构的牵引力的计算以此为依据。（3.5）（3.6）式中 T1单侧履带行走机构的牵引力，kN；R1单侧履带对地面的滚动阻力，kN；f履带与地面之间滚动阻力因数，0.080.1，按较大值选取；履带与地面之间的转向阻力因数，0.81.0，按较大值选取；n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，取n,mm；G1单侧履带行走机构承受的掘进机的重力，kN。f取0.1时，由公式（3.4）：取1.0，n取时，由公式（3.5）：根据单侧履带行走机构的牵引力心须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧履带与地面之间的附着力。，附着系数值选取0.8。符合。（2）单侧履带行走机构输入功率的计算确定（3.7）式中P单侧履带行走机构的输入功率，kW；V履带行走机构工作时的行走速度，ms；1履带链的传动效率。有支重轮时取089092，无支重轮时取071074；2驱动装置减速器的传动效率，。在最大速度的情况下计算，V=6m/min=0.1m/s，1取0.9，2取0.8，根据公式（3.7）：（3）液压马达选型选取液压马达型号为JMDG2150，宁波中意液压马达生产。液压马达的技术参数为：排量V：157 ml/r； 连续压力p：25 MPa；额定扭矩T：581 N.m； 转速范围S：101000 r/min；最大输出功率P：25 kW； 重量W：27 kg。（3）泵站电机的功率选择行走需要电动机的功率为PnPn=2P/v1v2j（3.8）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；v1液压马达的效率，%；v2液压泵的效率，%；j功率传输的损失，%；v1、v1取0.9，j取0.95,根据公式（3.8）：考虑还有其它的液压泵需要功率，所以选取电动机型号为YB250M4，功率为55kW,转动速度为1470r/min。3.5链轮设计按照经验公式：驱动链轮分度圆直径（3.9）由公式（3.9）得d=（324368）mm，为满足结构布置，取d=368 mm而（3.10）（3.11）（3.12）式中 d分度圆直径，mm；z链轮的齿数；da齿顶圆直径，mm；df齿根圆直径，mm；d1两个履带的厚度，mm。将p=160带入（3.6）、（3.7）、（3.8）三个公式：；圆整为，。3.6行走架设计行走架的地板长度要能保证1516个履带板和地面接触，在这个设计中行走架是承担了负重轮的功能的。行走架要保证导向轮和传动链轮的安装以及保证履带能在上面运动。行走架见图3.2。图3.23.7导向张紧装置设计张紧装置行程的推荐范围为0.751.25个履带链节距,前文提到取履带链节距取160mm，因此取张紧行程为120 mm。导向张紧装置是用来保证掘进机转弯和调整履带松紧程度的一种装置，其设计如图3.3：图3.3第四章 减速器设计和校核4.1传动类型的选择根据掘进机的工作特点，它每天的工作时间较少，且为短期间断的工作方式，以及矿井下空间狭小的工况，因此该减速器的特点应为：短期间断工作、重量轻、传动效率高。而3K(I)型行星齿轮传动较适合于短期间断的工作，其传动比大、结构紧凑、重量轻，故选用3K(I)型行星齿轮传动，其传动系统如图4.1所示。图4.14.2传动比计算（1）液压马达转速的计算在高速行走的时候，液压马达由63液压泵和50液压泵提供液压油，液压泵的转动速度和泵站电动机的转动速度相同。（4.1），带入（4.1）：液压马达有（4.2），带入（4.2）（2）链轮的转动速度的计算链轮的转动速度与前进速度有关系，前面已经提到用调动的速度即。（4.3）式中 V机器的调动速度，m/min；z链轮的齿数；p履带节距，mm。将，带入公式（4.3），则得（3）减速比计算减速比计算公式为：（4.4）由前面可以知道，带入公式（4.4），则得4.3配齿计算根据3K(）传动的传动比公式（4.5）和安装条件：（4.6）（4.7）式中将公式（4.6）（4.7），可得齿差数（4.8）令，则得（4.9）式中。所以（4.10）其同心条件为即有（4.11）所以（4.12）再按同心条件：则得（4.13）将公式（4.10），（4.12）和（4.13）代入传动比公式（4.5），经整理化简后可得齿数的一元二次方程（4.14）则可结得（4.15）则由公式（4.10）可求得，即如果为偶数，则可按公式（4.13）计算，即由上面的式子所求得的值只适合用于非变位或高度变位的行星传动。如果为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则可按下面的公式计算（4.16）按公式（4.13）、（4.16）所确定的值是不相同的，所以它们所对应的实际传动比也是不相同的。当选取行星轮数时，即可取。从而，可以获得许多组不同齿数的3K（）型传动方案。但必须验算传动比，允许其传动误差为（4.17）式中；。按照上述公式（4.15）、（4.10）、（4.13）或（4.16）和（4.12），可以根据给定的传动比确定各个齿轮的齿数。本次设计的齿轮模数比较大，高度比较小，所以采用的齿轮的齿数不能太多，如果齿数太多的话就会造成减速器与地面接触。，分别取等数据，带入公式，可得到一组解见表4.1：84.88215120111524384.891157269282584.96018183165836584.98821162150715985.000181081024539表4.1通过比较发现传动比为84.891的时候，表4.1有一组齿数比较合适。这组解齿数也比较少，而且只需要高度变位就可以了，比较合适在小空间上使用大模数的3（K）减速器。84.8911572692825表4.2参数带入公式（4.5）传动比。现在考虑的是在传动比为89.891的情况下速度的增加情况，利用公式（4.4），事实上的速度增加非常小，工程误差一般在5%左右，这样的误差合乎要求。4.4齿轮模数选择根据空间的情况和该减速器的重载情况，该行星减速器的齿轮材料全部采用合金钢，表面淬火，其中行星轮和外啮合齿轮才用渗碳淬火。按照齿面接触疲劳强度设计公式：（4.18）式中-齿轮材料许用接触应力，查表取577-齿宽系数，查表取0.8；-太阳轮a承受的转矩，Nmm；u-齿数比，；K-载荷系数，；-使用系数，查表取1.5；-动载系数，推荐值1.051.4；-齿间载荷分配系数，推荐值1.01.2；-齿向载荷分配系数，推荐值1.01.2；-材料弹性系数，查表取189.8；-节点区域系数，查表取2.5；-重合度系数，推荐值0.850.92；所以K=2.59而3K（）型传动有三个啮合齿轮副：，。在这里先按照高速级齿轮副进行模数的初算。（4.19）将，代入公式（4.19）又有将上面得到的数据代入公式（4.18），可以得到：齿轮模数m= 72.4/15 = 4.83mm考虑到减速器使用在恶劣的环境下，圆整取模数为m=5mm。4.5齿轮几何尺寸和啮合参数计算如前所述，该行星减速器具有四个啮合齿轮副：，和增速齿轮副。齿轮变位方式的选用，主要根据以下几个因素：（1）各个齿轮啮合副中小齿轮的齿数的多少；（2）各个齿轮啮合副中的齿轮齿数之和值的大小；（3）各个齿轮啮合副中的非变位中心距a与变位后的实际中心距的关系，a或a=。各齿轮副的标准中心距为 mm mm mm增速齿轮副为210 mm。前面三对是减速器行星齿轮部分，其中心距相等，因为小齿轮少于17个齿，所以进行变位，但是不可以进行角度变位，只好进行高度变位。因为与a有关系的只有c和e，所以只对，变位，没有必要变位。经计算，各个齿轮的主要参数见表4.3：表4.3名称齿数模数(mm)分度圆直径(mm)变位系数x齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)中心轮a155750.28764.5行星轮c285140-0.2148125.5行星轮d2551250135112.5内齿圈b725360-0.2349.4370.5内齿轮e6953450335357.5增速大齿轮6353150325302.5增速小齿轮215105011592.5 内齿圈和减速器设计图分别见图4.2和图4.3：图4.2图4.3 减速器4.6传动效率计算由上面的几何尺寸结果可以知道，b的分度圆直径大于e的分度圆直径，所以，该3K（）型行星减速器的传动效率可采用下面的公式计算（4.20）已知：和啮合损失系数为（4.21）当重合度时，则有（4.22）式中齿轮副中的小齿轮齿数；齿轮副中的大齿轮齿数；啮合摩擦系数，一般取；如果齿面经过跑合，可取；正号“+”为外啮合，负号“-”为内啮合。按照公式（4.22）将，代入（4.21），可以得到将，和代入公式（4.20），有再考虑轴承等的摩擦损失，可得到该3K（）型行星减速器的传动效率为4.7齿轮强度校核齿轮材料热处理简介根据该行星减速器的短期间断工作特点以及结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比较大的要求，分别选用各齿轮的材料和热处理及其硬度见表4.4。表4.4名称材料牌号热处理硬度HRC抗拉强度屈服极限中心轮a35CrMo调质淬火4655735539行星轮c、d40Cr调质淬火4855735539内齿轮b40Cr调质淬火4855735539内齿轮e40Cr调质淬火4855735539增速大齿轮35CrMo调质淬火4655735539增速小齿轮35CrMo调质淬火4655735539齿轮弯曲强度校核国家标准（GB/T34801997）是以载荷作用侧的齿轮廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经过相应的系数修正后作为计算齿根应力。考虑到使用条件、要求以及尺寸的不同，标准将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用应力。给出的轮齿弯曲强度计算公式适用于齿根以内轮缘厚度不小于3.5mn的圆柱齿轮。对于短期间断工作特点的3K（）型行星传动，只需要校核齿根弯曲强度，按下列公式验算（4.23） （4.24）式中计算弯曲强度的使用系数；计算弯曲强度的动载荷系数；计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；尺寸系数，按模数查表；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；计算弯曲强度的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定（4.25）式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；试验齿轮的应力修正系数；计算弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；计算弯曲强度的尺寸系数；相对齿根表面状况系数；计算弯曲强度的最小安全系数。现在分别校核四个啮合齿轮副：，增速齿轮副。（1）齿轮副名义切向力Ft前面我们已经得到。 (N)相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算a轮相对于转臂的速度，可由下式得到（4.26）式中 小齿轮的分度圆直径，mm；小齿轮的转动速度，r/min；转臂H的转动速度，r/min。式中（r/min）。将mm，(r/min)，（m/s）代入公式（4.26）（m/s）中心轮和行星轮均为7级精度，即精度系数C=7；按下式计算动载系数（4.27）式中A=50+56(1-B)=50+56(1-0.4)=83.6代入公式（4.27），可得所以中心轮a和行星轮g的动载系数为0.5c.齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算（4.28）上式中，查相关图可以得到=1，由于没有变位，d=0.5，由此可查图可以得到b=1.15，代入（4.28），则得d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.1e.行星轮间载荷分配不均匀系数行星轮间载荷分配不均匀系数按下式计算（4.29）上式中，行星轮间载荷分布不均匀系数KHp取1.2，代入公式（4.29），则得f.齿形系数齿形系数由图可得，g.应力修正系数应力修正系数由图可得,h.重合度系数重合度系数可按下面的公式计算（4.30）取ac=1.5，代入（4.30），则得i.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1j.齿宽b从前面可有得到b=40计算齿根弯曲应力取弯曲应力为155N/mm2。计算许用齿根应力按公式（4.25）计算许用齿根应力，即已经知道=340 N/mm2查表查得最小安全系数=2.0。应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数由NL确定，NL由下式确定（4.31）根据要求，减速器的寿命为t=2000 h，代入（4.31），可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算（4.32）取齿根表面微观不平度Rz=12.5m，代入式（4.32），可得尺寸系数=1.05-0.01m5=1将上面的所得的数据代入公式（4.25），则得因为齿根应力N/mm2小于许用应力 N/mm2，即。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（2）齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮b的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道zb=75，=440N/mm2（参考13171174页）。仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1.1，=1，=1，b=40，=1.03，=1。取可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（3）齿轮副在内啮合齿轮副中需要校核内齿轮e和d的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道Ze=72,Zf=27，=440N/mm2（参考13171174页）。仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1，=1.1，,，=1，b=40，=1.03，=1。此时，Ft1=30/27Ft=264830/27=2942 （N）取可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（4）增速齿轮副前面我们已经得到。 (N)在增速齿轮副中需要校核大齿轮和小齿轮的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道大小齿轮齿为Z大=63，Z小=21，=440N/mm2（参考13171174页）仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1，=1.1，,，=1，b=40，=1.03，=1。代入公式有取 N/mm2，前面已经知道 N/mm2。因为齿根应力N/mm2小于许用应力 N/mm2，即。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。4.8其它零件校核减速器轴校核（1）行星轮支承轴校核a.受力分析行星轮支承关系见图4.8图4.8根据关系图可以画出受力示意图如图4.9和图4.10：图4.9 垂直平面图4.10 水平平面Fag、Fbg、Fef可以通过下面的公式计算（4.33）（4.34）（4.35）当时，则对于，前面已经知道了，=75mm，代入（4.33） N对于，先要知道，可以按照下面的公式计算（4.36）前面已经知道了，代入（4.36），则有 Nmm代入（4.35），有对于，先要知道，可以按照下面的公式计算（4.37）前面已经知道了，代入（4.37），则有 Nmm代入（4.34），有的计算可以按照下面的公式计算（4.38）将上面得到的数据代入（4.38），则得 (N) (N) (N)根据受力示意图如图，有（4.39）（4.40）将上面所得到的数据代入（4.39），（4.40），有通过计算得到画出受力图、弯矩图，如图4.10图4.11 垂直平面图4.12 水平平面b.强度校核根据材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩，很明显强度最大的部位在c齿轮的中部的那个地方的轴。只要这个地方通过了。其它的也没有问题。 Nmm （4.41）从受力图上我们可以看到，这个轴上的扭矩刚好全部抵消，所以只需要将弯矩代入计算，则得行星轮心轴选用37SiMn2MoV合金钢进行调质处理，当直径小于200mm的时候，b=863Nmm2（参考13151页）， Nmm2。行星轮心轴直径选取65，按照下式进行强度校核 Nmm2（4.42）将，d=50 mm代入（4.42），则得 Nmm2很显然有，所以通过校核。（2）功率输入轴校核a.受力分析