EBH-90掘进机行走部行星减速器设计

内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）I摘 要行走机构是掘进机非常重要的部件之一，行走性能的好坏关键在于其传动系统的计算和设计。行走机构一般采用履带型式，两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向。履带的驱动动力有电动机和液压马达两种，电动机驱动一般只设置一种行走速度，液压马达驱动可采用低速大扭矩马达直接带动履带链轮，或采用中速液压马达+ 减速器带动履带链轮的传动方式，它可实现无极调速。履带结构型式有滑动和滚动两种，当机器调动速度10m/min 的中、轻型掘进机，宜采用滑动结构型式；当机器的调动速度10m/min 的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。本设计结合了国内外悬臂式掘进机履带式行走机构的特点，以及 EBH-120 掘进机的基本参数，对EBH90 型掘进机行走机构减速器进行了计算和设计。 关键词：掘进机 ， 行走机构 ， 传动系统， 计算内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）IIAbstractThe boring machine is running a very important part of one of the key operating performance is good or bad in its calculation and design of transmission system. Generally tracked the use of walking patterns, two tracks from their power to drive, steering can be achieved in situ. Driving force of the drive track has two electric motors and hydraulic motors, motor driver, generally speaking, only set up a walking speed, hydraulic motor-driven low-speed high torque motor can be driven directly track sprocket, or the use of medium-speed hydraulic motor + reducer Crawler sprocket drive of the drive way, it can speed the realization of non-polar. Tracked structure has two types of sliding and rolling, when the machine speed 10m/min of mobilization, the light boring machine, they are advised the use of a sliding structure; the mobilization of speed when the machine 10m/min heavy, special heavy-duty boring machine should be used rolling structure. In this paper, both at home and abroad cantilever boring machine operating agencies tracked the characteristics of EBH-120, as well as the basic parameters of boring machine, boring machine of the walking mechanism calculated reducer, made recommendations to improve the design.Key words: boring machine operating agencies transmission calculation内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）III内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）I目录摘 要 IABSTRACT.II第一章 绪论 11.1 掘进机在国外应用的情况 11.2 掘进机在我国应用发展简况 .21.3 掘进机的作用 .41.4 掘进机的分类 .41.5 影响掘进机性能的因素 .4第二章 机械传动装置的总体设计 72.1 齿轮传动的特点 .72.2 确定 EBH-90 掘进机行走部行星减速器传动方案 72.3 传动装置总传动比的计算及传动比分配 82.3.1 选择油马达 .82.3.2 总传动比的确定 .92.3.2 传动比分配 .92.4 传动装置的运动参数和动力参数的计算 102.4.1 各传动轴转速 .102.4.2 各传动轴功率 .102.4.3 各传动轴扭矩 .10第三章 传动零件设计计算 123.1 齿轮设计计算 .123.1.1 圆柱齿轮传动部分第一级齿轮设计计算 .123.2 行星齿轮传动设计 .163.2.1 选取传动类型和传动简图 .163.2.2 接触强度验算 .203.2.3 按弯曲强度验算 .22内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）II3.2.4 装配条件的验算 .233.3 行星齿轮传动的均载装置 .233.4 行星轮的结构 .253.5 行星架 .273.6 2KH 行星机构各元件受力分析 .283.7 轴的结构设计 .29.7.1 轴的材料 .293.7.2 轴的结构设计及校核 .293.8 轴承的选择与校核 .333.8.1 对轴承的分析 .333.8.2 轴承的计算及寿命校核 .333.8.3 轴承选用参数表 .36第四章 联接与紧固 374.1 螺栓组联接的设计 .374.1.1 设计的原则 .37第五章 密封与润滑 385.1 密封 .385.1.1 密封的分类 .385.1.2 影响密封性能的主要因素 385.1.3 改善密封性能措施 405.2 润滑 .415.2.1 齿轮的润滑状态 .415.3 润滑对齿轮传动的影响 425.3.1 边界润滑的失效对粘着胶合的影响 .42.3.2 润滑对点蚀的影响 .435.3.4 润滑剂失效导致磨损 .435.3.5 润滑对磨料磨损的影响 .435.4 矿山机械设备减速器的润滑 44内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）III5.5 矿山机械齿轮减速器对润滑油性能的要求和选用 445.5.1 对润滑的性能要求 .445.5.2 润滑油的选用 .45第六章 掘进机行走机构故障及处理方法 466.1 履带部不行走 466.2 履带行走不良 46参考文献 48致 谢 49内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）1第一章 绪论1.1 掘进机在国外应用的情况当隧道(洞) 长度过长时，用常规钻爆法进行隧道施工将需要相当长的工期，隧道掘进机法施工则适合长隧道施工的需要。隧道掘进机英文名称是 tunnel boring machine(TBM)。根据国外实践证明，当隧道长度与直径之比大于 600 时，采用 TBM 进行隧道施工是经济的。在一些发达国家中，一些部门还明确规定3 krn 以上的隧道必须采用 TBM 施工。但上述传统观念近年来已被工程实践所打破，例如我国香港地区连接九龙半岛及新界的西铁工程中全长只有 18 km的隧道，同样采用了掘进机施工， 该隧道开挖直径 875 m， 衬砌后直径762 m，隧道穿越一段坚硬岩层(花岗岩)和一段旧填海区软土，用混合式TBM 成功完成了开挖支护任务。TBM 最大的优点是快速，其一般速率为常规钻爆法的 310 倍。此外，采用 TBM 施工还有优质、安全、有利于环境保护和节省劳动力等优点。由于 TBM 提高了掘进速率，工期大为缩短，因此在整体上是经济的。TBM 的缺点主要是对地质条件的适应性不如常规的钻爆法，主机质量大，前期订购 TBM 费用较多，要求施工人员技术水平和管理水平高，对短隧道不能发挥其优越性。由于科学技术的不断迅猛进步，现在 TBM 可以适应较为复杂的地质条件，从松散软土到极坚硬的岩石都可以应用，使用范围日益广泛。TBM 的设计制造在一定程度上反映了一个国家的综合科学技术和工业水平，体现了计算机、新材料、自动化、信息传输和多媒体等技术的综合和密集水平。一门叫做“地质机械电子学”的学科应运而生，它把机械原理、电子学原理和机器人原理应用到岩土工程学中，包括所有岩土工程技术和 TBM 技术。未来的发展属于自动化隧道掘进机。目前，人们已能在办公室控制掘进机操作法国的斯特拉堡工地证实了这一事实。在 Geodata 总部办公室所在地都灵可以直接从计算机屏幕上获取远在葡萄牙 Porto 地下铁道运行的一台土压平衡掘进机(EPB TBM， =88 m)的所有施工图像和参数，据此可以发出指令，真正做到“运筹于帷幄之中，决胜于千里之外”及无纸化操作 。掘进机的针对性很强，不同的地质条件需要不同的掘进机，也就产生了不同的掘进机：有的适用于软土，又称为盾构；有的适用于岩石。岩石掘进机可内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）2分为开敞式、单护盾式和双护盾式，并且已研制出能进行斜井施工的，例如已用于日本东京附近抽水蓄能电站压力管道斜井的施工。软土掘进机(盾构)初期为气压手掘式，现在主要为泥浆加压式和土压平衡式两种，并且已研制出能掘进圆形连续多断面隧道掘进机， 已应用于日本 Hiroshima 新运输线的 Rijoh 隧道；研制出垂直一水平连续隧道掘进机，已应用于日本东京污水隧道工程；研制出椭圆形隧道掘进机， 已应用于日本 Nagoya 的管道施工。此外，还研制出既能在岩石又能在软土中掘进的两用混合型掘进机， 已应用于英吉利海峡隧道法国侧的隧道施工、日本广岛污水隧道施工、德国汉堡穿越 Elbe 河公路隧道施工、我国连接香港的九龙和新界的西铁隧道施工和广州地铁 2 线隧道施工。在 20 世纪 70 年代著名的岩石掘进机生产厂家是罗宾斯(Robbins)、佳瓦(Jarva)、维尔特 (Wirth)$H 德马克(Demag)。随后，由于生产厂家重组、转产以及停产等，现在生产岩石掘进机的厂家主要有罗宾斯、维尔特、海瑞克(Herrenknecht)、拉瓦特(Lovat)和小松(Komatsu) 。著名的软土掘进机 (盾构)生产厂家是川崎重 5(Kawasaki)、三菱重工(Mitsubishi)和法马通(NFM) 。隧道掘进机除主机外，还必须配备配套系统，称为后配套系统。通常主机和配套系统总长度达 150300 m。后配套系统包括运碴、运料系统、支护设备、激光导向系统、供电装置、供水系统、排水系统、通风防尘系统和安全保护系统。用于水工隧洞的还有注浆系统等。TBM 法与钻爆法相比，其主要优点是掘进速度快，所以后配套系统是满足连续快速掘进的关键因素，其运输布置、运输能力、供水、排水流量、通风方式及风压、风量以及喷锚、混凝土管片安装、豆砾石喷射、灌浆的速度，必须与掘进速度相匹配 J。由于隧道掘进机不仅技术上高速成洞，远比传统的钻爆法优越，而且经济上综合效益也远比钻爆法高，因此，在长大隧道的设计和施工中应该优先考虑采用隧道掘进机的方案。1.2 掘进机在我国应用发展简况我国 1966 年生产出第 1 台直径 34 m 的掘进机，在杭州人防工程中进行过试验。20 世纪 70 年代进入工业性试验阶段，研制出SJ55， SJ58， SJ64，EJ30 型掘进机。20 世纪 80 年代进入实用性阶段，研制出SJ58A，SJ58B ，SJ4045 ，EJ30，32，EJ50 型掘进机，在河北引滦、福建龙门内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）3滩、青岛引黄济青、云南羊场煤矿、贵阳煤矿、山西古交和怀仁煤矿等工程中使用。当时，我国掘进机与国外掘进机相比较，在技术性能和可靠性等方面还有相当大的差距 自 1978 年我国实行改革开放以来，引入国外大型 TBM 进行隧道施工，取得了成功。2003 年由中国第二重型机械集团公司和美国 Robbins 公司合作的新一代 365 m 双护盾掘进机在四川 I 德阳二重集团公司内制造完工。这台 365 m 双护盾掘进机为新一代全断面掘进机，是集机械、电气、液压、自动控制于一体的用于地下隧道工程开挖的智能化大型成套施工设备，用于云南省昆明市掌鸠河 22km 长的引水隧洞施工。该机为适应我国西南地区地质不确定性大，破碎地带会较多等特点，采取了许多特殊的设计，如脱困力矩和脱困难推进力都特大，用于脱困的辅助推进缸的液压系统压力最高可达 50 MPa。这些充分体现了新一代掘进机地质适应能力更强的特点。该掘进机的研制成功是我国重大装备制造业取得的一项重要成果。2004 年大连重工起重集团有限公司与美国罗宾斯合作生产两台双护盾掘进机，开挖直径 803 m，用于辽宁大伙房输水工程。近期，沈阳重型机械集团公司与德国维尔特钻掘设备制造公司以及法国NFM 技术公司三方共同投资创建了沈阳维尔特重型隧道工程机械成套设备公司。沈重投资 52控股，维尔特公司和 NFM 技术公司投资各占 24，合资年限为 30 a。这对我国重大装备制造将起到良好的促进作用。在盾构(软土掘进机) 方面上海隧道工程股份有限公司机械厂最早在 1958 年设计制造上海塘桥浅土层隧道试验盾构(网格式)以来， 自己制造和合作制造盾构 88 台( 至 2003 年年底) 。该厂是我国盾构最主要的生产厂。2002 年该厂与日本石川岛播磨重工业株式会社以及中和物产株式会社合作制造了双圆盾构。2004 年 6 月该厂偏心多轴多刀盘式矩形掘进机通过验收。该机尺寸为 4 mx6 m(宽 长) ，应用于宁波药行街一开明街地下通道工 。2003 年首钢与德国海瑞克公司合作开发盾构。目前，合作制造的盾构已正式下线，将为北京地铁施工服务。2004 年天津市机电工业控股集团与日本川崎重工株式会社达成协议， 由天重重型机器有限公司与川崎重工公司合作生产盾构。特别是 2004 年 10 月上海隧道工程股份有限公司机械厂设计制造的、具有我国自主知识产权的、直内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）4径 634 m 的“先行号” 。土压平衡盾构，已用于上海地铁 2 线西延伸段古北路站一中山公园站区间施工。以上这些都表明我国盾构技术已进入国际水平。1.3 掘进机的作用掘进机是截割、装载、转载煤岩、并能自己行走、具有喷雾降尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的掘进机还具有支护功能。掘进机掘进比钻爆法掘进有许多优点：掘进速度高、成本低、围岩不易被破碎、利于支护、减少冒顶和瓦斯突出、减少超挖量、改善劳动条件、提高生产的安全性。1.4 掘进机的分类掘进机根据所掘进的断面的形状，分为全断面掘进机和部分断面掘进机。全断面掘进机适用于直径为 2.510m 的全岩巷道、岩石单轴抗压强度为50350MPa 的硬岩巷道，可一次截割出所需断面且断面形状多为圆形，主要用于工程涵洞及隧道的岩石掘进。部分断面掘进机一般适用于单轴抗压强度小于 60MPa 的煤巷、煤岩巷、软岩水平巷道，但大功率掘进机也可用于单轴抗压强度达 200MPa 的硬岩巷道。部分断面掘进机一次仅能截割一部分断面，需要工作机构多次摆动、逐次截割才能掘出所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状。部分断面掘进机截割工作机构的刀具作用在巷道局部断面上，靠截割工作机构的摆动，依次破落所掘进断面的煤岩，从而掘出所需断面的形状，实现整个断面的掘进。部分断面掘进机按工作机构可分为冲击式掘进机、连续采煤机和圆盘滚刀式掘进机、悬臂式掘进机四种。其中悬臂式掘进机在煤矿中使用普遍。悬臂式掘进机按截割头的布置可分为纵轴式（如 ELMB 型）和横轴式（如EBH-132 型）两种；按掘进对象可分为煤巷悬臂式掘进机和全岩巷悬臂式掘进机和煤岩悬臂式掘进机三种；按机器的的驱动形式可分为电力驱动和电-液驱动两种。1.5 影响掘进机性能的因素设计、加工与制造(1)整机操作的稳定性。掘进机的操作稳定性对其工作效率、工作安全性具内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）5有很大的影响。一些研究人员论述了有关掘进机的操作稳定性的重要意义， 同时还对横轴型与纵轴型掘进机进行了比较分析，认为纵轴型掘进机对自身的重量利用不充分，因此同横轴型掘进机比较而言，纵轴型掘进机要实现相同的稳定性，重量需要增加约 20ahi2。在掘进机作业时，可能发生侧翻、后翻、沿垂直轴线旋转、履带打滑等失稳现象。增加机身重量可以改善掘进机作业的稳定性，但是这样做一方面会增加成本，另一方面使掘进机在潮湿低洼的环境下，容易出现下陷。0Acaroglu，HErgint：对掘进机的稳定性进行了分析，不仅给出了稳定性的力学方程，同时还阐述了稳定性对机器性能的影响。据统计，在工作过程中因机器在空间位置上不够稳定造成的停机达 26，因电机崩溃造成的停机占 20嘲。掘进机的整机稳定性直接影响其他执行机构的正常运转，因此增强掘进机的整机稳定性，对于提高掘进机的机械性能、增强其工作效率，减少故障都具有重要意义。(2)行星轮装载机构动作协调性。装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其作用是将截割机构破落下来的煤岩收集、耙装至中间输送机。装载能力的大小取决于装载机构参数的选择，它直接决定了整机的生产能力。因此不断改进和完善掘进机装载机构，是提高掘进机整机性能的前提。当星轮转速与输送机链速不相匹配，如果星轮转速较大，耙进的煤输送机不能及时运走，造成堆积；如果输送机链速较大，输送煤不充分，会降低机器效率。(3)截割头、截齿的综合因素。截齿是掘进机的关键部件，其材料、制造工艺对掘进机的性能会产生较大的影响。随着掘进机应用范围的扩展，对截齿硬度、疲劳强度的要求有增大趋势。目前国产掘进机截齿体材多为硬质合金，35CrMnSiA，其缺点是脆性大。由于掘进机作业岩层地质条件的复杂性，要求截齿具有较高硬度、良好的耐冲击性、抗磨性，从而保障掘进机在截割富含石英的岩石时具有稳定的工作能力。不仅截齿的材质十分重要，而且截齿的形状、截割头的排列方式，对于掘进机的性能影响也不容忽视。由于镐形截齿具有良好的自锐性、耐冲击性而得到广泛应用。截割头的排列方式直接影响着整机的平稳性和工作效率。张鑫在研究中发现，通过截齿排列参数优化设计，可以使截割头载荷波动的变差系数减小到 O06 以下，提高了掘进机的工作可靠性。内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）6(4)掘进机的功率。我国目前使用的掘进机功率普遍较小，一般不超过 160 kW。而发达国家的掘进机功率普遍在 200300 kW，最高接近 500 kW。功率偏小，不利于截割更坚硬的岩石和提高作业效率，因此我国需要加强大功率掘进机的开发。为了较好地发挥掘进机的性能，必须留有一定的储备功率。从目前掘进机发展趋势来看，大功率的掘进机，如$220、AM75 等机型必然成为矿山的主力机型。(5)其他因素。影响掘进机性能的因素还包括掘进机的控制系统、液压系统、供水系统、行走系统等的可靠程度。工程实践证明，这些系统性能稳定，安全可靠，为掘进机的长期无故障运行提供了重要保障。除以上因素外，影响掘进机性能的地质环境因素还有许多，作用机理相当复杂，还有待进一步研究。内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）7第二章 机械传动装置的总体设计2.1 齿轮传动的特点齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。齿轮传动的主要特点有：1)效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高，也有很大的经济性意义。2)结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。3)工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。4)传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动不公外界杂物级易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速齿轮传动。它的工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。如汽车、机床、般空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体（机匣）内，这称为闭式齿轮传动（齿轮箱） 。它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要场合。在此 EBH-90 掘进机行走部行星减速器中，由于闭式齿轮传动封闭性能较内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）8好，机械效率也较大，所以我们采用闭式齿轮传动。2.2 确定 EBH-90 掘进机行走部行星减速器传动方案行走机构是掘进机行走的执行机构 , 也是整机联接支撑的基础。采用两履带分别由液压马达传动的结构形式 , 它由左右减速器、左右张紧装置、左右履带架、履带、驱动轮、后支撑及导轨组成。方案一：左右减速器为一级直齿、一级蜗轮副和一级行星传动所组成的三级减速器。方案二：左右减速器为三级直齿、一级行星传动所组成的四级减速器。经比较方案一其传动缺点是: 传动效率低 , 不能及时有效的完成工作 ; 易发热 , 若不及时散热 , 会引起箱体内油温升高 , 润滑失效 , 导致轮齿磨损的加剧 , 甚至出现胶合 ; 蜗轮蜗杆设计要求高 , 成本高 , 实际使用蜗杆易折断 , 马达易损 , 耽误生产。方案二相对于方案一的优点: 其传动效率相对较高 , 能及时有效地传递能量; 直齿轮加工制造简单 , 制造成本相对较低 ; 检修较蜗轮结构容易且避免了蜗杆、马达易损的特点。根据已知条件：长期不间断，结构紧凑，传动比大，传动效率高 故选方案二传动较为合适，其传动简图如图 1-1图 2.1 EBH90 掘进机行走部行星减速器传动方案内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）92.3 传动装置总传动比的计算及传动比分配2.3.1 选择油马达本结构处需要无级调速，速度的调节范围要求很大，而且占地又小，需要结构紧凑的原动机，故选油马达。根据性能要求：制动力矩 540Nm，转速486r/min,输入扭矩 307.5 Nm.。故选择斜轴式轴向柱塞马达。其型号为A2F107W2P2。此马达为定量马达，它采用双金属缸体，球面配油结构，具有压力高、体积小、质量轻、转速高、耐冲击、寿命长等特点，而且输出轴能承受一定的径向载荷，适合于工程机械及冶金、矿山、起重、运输、船舶等机械的开式或闭式液压系统。该种马达由于容积效率高，往往作为大扭矩行星减速器马达，也可以作测速马达用。A2F107W2P2 斜轴式轴向柱塞马达。马达压力参数 最高压力 40Mpa 额定压力 35 Mpa ，功率为 15.3kW表 2-1 （技术参数）总重量（t）马达功率（kw）掘金机行走速度（m/min ）马达转速（/ ）40.2 15.3 5.11 486参素计算按经验公式：驱动轮直径） 4s857DqG）（=336380mm为了满足结构的布置，取 Dq=350mm，所以驱动轮的转速min/6.4v0nrDl2.3.2 总传动比的确定油马达确定后，根据油马达的满载转速 mn及工作机的转速 ln计算传动装置的总传动比 i=486/4.6=105.65r/min传动比的分配原则：1.使各级传动的承载能力大致相等（齿面接触强度大致相等） 。2.使减速器能获得最小外形尺寸和重量。内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）103.使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便。2.3.2 传动比分配按上述原则，本设计初分配行星齿轮传动比 3214ii总=6.20，初分配圆柱齿轮总传动比为 17.032。初分配三级圆柱齿轮传动比为 52.i6.2i.i 31 ，2.4 传动装置的运动参数和动力参数的计算2.4.1 各传动轴转速轴 min/4861rn轴 i/9212i轴 in/8.716.23 rin轴 mi/53934i太阳轮轴 5428/innr履带驱动轮轴 66/i2.4.2 各传动轴功率轴与马达直接以液压摩擦制动器相连，查阅相关手册知其效率如下式中，所以有：轴 kwP15轴 kw5.149.082轴 334. 2轴 41.3.70Pk太阳轮轴 545.709156w内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）11履带驱动轮轴 65613.09813.2Pkw2.4.3 各传动轴扭矩轴 NmT75.4486n9011轴 i 3.9.0275.22 轴 337184 Nm轴 418452.6Ti Nm太阳轮轴 526903 Nm履带驱动轮轴 645.7.987.0i根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见下表：表 2.2 传动装置的运动参数和动力参数数据表轴号参数 轴 轴 轴 轴 太阳轮轴 履带驱动轮轴转速n/（r/min）486 186.92 71.89 28.53 28.53 4.60功率P/kW15.0 14.55 14.12 13.70 13.56 13.29转矩T/（N m）294.75 743.37 1874.77 4582.69 4536.87 27566.0传动比 i 2.60 2.60 2.52 1 6.20效率 0.97 0.97 0.97 0.99 0.98内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）12第三章 传动零件设计计算3.1 齿轮设计计算3.1.1 圆柱齿轮传动部分第一级齿轮设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 如传动系统简图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。2）根据设计要求，选用 6 精度（GB 1009588） 。3）材料选择。小齿轮材料为 S16MnCr，其硬度 5662HBC。大齿轮的材料为 S16MnCr，其硬度 5662HBC。4）选小齿轮的齿数 。， 大 齿 轮 齿 数 47186.2z18z 2.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 3 2HEd1t1 )Z( 2.duKT确定公式内的各计算数值试选载荷系数 。6.1t计算小齿轮传递的扭矩。5151 10948.2486159n0.9PT由表 107 选取齿宽系数 。d内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）13由表 106 查得材料的弹性影响系数 。218.9MPaZE由图 1021e 按齿面硬度查的大、小齿轮的接触疲劳强度极限 a1650a150lim2limPMPHH，： 由式 1013 计算应力循环次数。 892 9h1107.6.0 10.234jnNL）（7)由图 1019 取接触疲劳寿命系数 。95.;93.21HNHNK8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（10-12）得 a5.167a16509. .343.2lim21li1 MPPSKHN计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 H中较小的值。1td muKT 96.45.1386.210948.263.)Z( 32.d 252HEd1t1 2）计算圆周速度 v。 s/m27.106489.106nt 计算齿宽 b。 9.4.dt14）计算齿宽与齿高之比 b/h模数 m7.2186.zdmtt 齿高 4.6.5.2.ht0.824.69hb内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）14计算载荷系数根据 v=1.27m/s，6 级精度，由图 108 查的动载系数 。05.1VK直齿轮 .1FHK由表 102 查得使用系数 ;5.A由表 104 用插值法查的 6 级精度，小齿轮相对支承非对承布置时， 507.1HK由 507.1,.8Hhb查图 1013 得 ;故载荷系数39FK924.507.1.8HVA6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由式(1010a)得 m61.6.4d33t1TK计算模数 m。 39.18z3. 按齿根弯曲弯曲强度设计 由式（105）得弯曲强度的设计公式为 a132dmzFSYKT（ ）(1)确定公式内的各计算数值1）由图 1020c 查的大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 205a105aFEFEMPMP， ；2）由图 1018 取弯曲寿命系数 。92.0,6.1FNFNK3) 计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.3,由式（1012）得内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）1511220.9615a75.38a3.4.0FNEKMPS算载荷系数 K。 v1.8501.392.7AFK5）查取齿形系数。由表 105 查得 。32.;9.21FaFaY6）查取应力校正系数。由表 105 查得 。69.1;5.21SaSa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FYa12.91.530.7478SFa26.284SFY小齿轮的数值大。(2)设计计算 532.70.981m0.742.9m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算的模数 2.97 并就近圆整为标准值 m=3.0mm，按接触强度算得分度圆直径 mm，算出小齿轮齿数681d1z20m3.大齿轮齿数 2.65内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）16这样设计出的齿轮传动，即满足了接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 12dzm2036m51（2）中心距 12d60a8计算齿轮宽度 d1b60m=取 。mB65;012第二、三级圆柱直齿轮传动设计计算方法同第一级（计算过程省略）表 31 计算结果代号 齿数 模数 转数 r/min 输入转矩 Nm材料 齿面硬度HRC3Z20 4 186.92 743.6 S16MnCr 5662452 4 71.89 1856 S16MnCr 5662522 5 71.89 1856 S16MnCr 56626Z55 5 28.52 4537.74 S16MnCr 56623.2 行星齿轮传动设计3.2.1 选取传动类型和传动简图行星齿轮传动的特点：行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与是输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小、内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）17质量小、结构紧凑，承载能力小；传动效率高；传动比较大，可以实现运动的合成与分解；运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。NGW(2KH 负号机构)型行星齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件。根据设计要求其传动简图（图 3.1） 。图 3.1 2KH 行星传动简图（2）计算1）传动比 4i和配齿计算 20.65.26.10ii3214 总为提高设计效率，一般不必自行配齿，只须首先将分配的传动比适当的调整即可直接查表确定齿数。可知根据表 1455 只需把 =6.20 调整为 =6.304i4i即可。根据 =6.30 和表 14-5-54i在 。3,71z,29,13z286. SBCABAX处 取4i.0%远小于一般减速器实际传动比允许误差 4%，完全符合要求。2）按接触强度初算 AC 传动中心距和模数输入转矩 m36.492i3535 NT内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）18设载荷不均匀系数 ;0.1cK在一对 AC 传动中，小轮（太阳轮）传动的扭矩为5492.36.1497.5sTNm齿数比 。.13ACzu太阳轮和行星轮的材料选用 S16MnCr 渗氮淬火，齿面硬度要求为：太阳轮5963HRC,行星轮 5358HRC; limplim1650;.91650.9485HHMPa许 用 接 触 应 力MPa。取齿宽系数 ，载荷系数 K=1.8, 按第一章 8.3.1 齿面接触强度计算.a公式计算中心距 33a2 2p 1.8497.5u481.670AHKTA（ +1） （ .）模数 a217.6m.z39AC取模数 m=6。为提高啮合齿轮副的承载能力，将 减少一个齿，改为 =28，并进行不CzCz等角变位，则 AC 传动未变位时的中心距为maz3412m2C根据系数 ,查图 1454，预取啮合角 则 。4AC3.18BCAC 传动中心距变动系数为 1cosyz0.5872ACACAC则中心距内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）19aym=123+0.5876=12.5m127AC取3）计算 AC 传动的实际中心距变动系数 和啮合角ACyACa1273y 0.676coscos.9124.8ACAAC计算 AC 传动的变位系数 invixz2ta4.8nv20138ACACC=0.738用图 1455 校核，均在许用区内，可用。根据 ，实际的 u=2.15，在图 1455 中， 纵坐标上 0.738738.0ACx X处向左作水平线与 3 号斜线（u1.62.2）相交,其交点向下做垂直线,与 横坐1标的交点即为太阳轮的变位系数 ,行星轮的变位系数为:4.0Ax=738.50.28C5)计算 CB 传动的中心距变动系数 和啮合角CByCBC-B 传动外变位时的中心距为 m6az712892CBC则 ay0.36BB 129coscoscos.954a7CB、 、 172C、6)计算 C-B 传动的变位系数内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）20 inviinv172i0xz78.3122tataCBCBx0.32B7)计算几何尺寸分度圆直径 dmz61378m264AACCBB齿顶圆直径 29.581264.aAaACCaBadmhxym基圆直径 cos73.01584.bABbCdm端面重合度 11 2 23tanttant1.6492.ACBa azz 验算 AC 传动的接触强度和弯曲强度3.2.2 接触强度验算确定系数 所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度VK5410./06AXmznims由式（14512）和式（14513）确定 。HFK和1FbHK内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）211HbFK由图 14512 得 86.0,1.FH081dAamz由图 14513 得 27.b=1+(1.27-1)0.86=1.23HK=1+(1.27-1)0.81=1.22F计算接触应力的值 0 1tHEuZdb式中 端面内分度圆上的名义切向力，NtFb工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽，b=39mm小齿轮分度圆直径， =78mm1d1du齿数比 ，u=2.15节点区域系数 ， =2.35HZHZ弹性系数 ， =189.8MpaEE 重合度系数， =0.91 螺旋角系数， =1ZZ各参数带入计算得：=344.70Mpa0H9）计算接触应力 10HBAVHZK式中 小轮单对齿啮合系数 由本节（5）得 =2BZ BZ使用系数，由表 14171 得 =1.85AKA内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）22动载系数，由图 14174 得 =1.0VKVK接触强度计算的齿间载荷分配系数。H接触强度计算的齿间载荷分布系数。 BCAbcCBACpBzznaoscs97.21i64.18228pn把以上数据带入计算得 1Hp3.2.3 按弯曲强度验算根据使用系数 表，采用表荐值时其最小弯曲强度安全系数AK。25.1minFS齿根应力 0tFFSnYbm式中 端面内分度圆上的名义切向力，NtFb工作齿宽（齿根圆处） ，mm法向模数，mm；nm载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力校正系数，见FY本节（4）载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数，见S本节（5）安全系数 FG参数的计算过程略直接查手册并带入数据计算得 =2.21。即:FS内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）23minFS9）根据接触强度计算结果确定内齿轮材料根据表 14170 得公式得1limt AVHHEHNLRWXFuKZdbZ计算结果 （在计算过程中，取 ）MPa02li 1limHS根据 limH选用 20Cr2Ni4A 并进行氮化处理，表面硬度达 5862HRC 即可。CB 的弯曲强度验算过程在本设计过程中（略） 。3.2.4 装配条件的验算邻接条件即 现已知 =182.64，pACnadsi2ACd18.647i219.7Ap同心条件太阳轮 A 与行星轮 C 间的中心距 ACa应等于内齿圈 B 与行星轮 C 间的中心距， . 其中 =13， =71， =28。即217,48.2 BCzBCzcossACCB装配条件 pn个行星轮在太阳轮与内齿圈之间要均匀分布，其条件为 ABpzCn其中 C 为整数整数带入数计算得： （得数为整数，满足条件）即28pBAnz内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）24ACa= B。对于角变位齿轮为 各啮合齿轮副的啮合角BACzzcoss3.3 行星齿轮传动的均载装置行星齿轮传动通过几个行星轮分担载荷传递动力。为了补偿制造及装配误差的影响，使各行星轮均匀地分担载荷，在传动中采用载荷均衡装置。采用弹性元件的均载装置这种装置的特点是通过弹性元件的弹性变形，使行星轮间达到载荷均衡。（1）太阳轮弹性浮动 太阳轮装在细长的弹性轴上或直接将太阳轮做成细长的齿轮轴，当行星轮间载荷分配不均匀时，依靠细长轴的弹性变形使太阳轮产生弹性浮动，从而达到行星轮间载荷均衡。应该指出，采用弹性轴时，应尽量使弹性轴设计成简支梁形式，载荷沿齿宽分布比较均匀。这种形式结构简单，制造方便，没有齿轮联轴器那种侧隙，减震性能好。但采用细长弹性轴时，其轴向尺寸长，因而常用于轴向尺寸不受限制的行星齿轮传动中，其均在效果比不上齿轮联轴器的浮动形式，载荷不均衡系数与弹性轴的刚度和制造误差成正比，因而有较高的制造精度。（2）行星轮弹性浮动 这是行星轮装在弹性轴上的一种装置，这种形式的装载的均载原理是当行星轮间载荷分配不均匀时，载荷大的行星轮在较大的啮合力作用下，使弹性元件压缩变形大，则此行星轮相对行星架的切向位移就大一些，无负载或负载较小的行星轮相对于行星架的切向位移则没有或者较小，与此同时，太阳轮相对于行星架转了一个角度，这样原来无负载或者负载较小的行星轮就消除了与俩中心轮啮合面得侧隙，传递载荷或进一步与俩中心轮轮齿压紧啮合，以增大传递载荷，从而达到载荷均衡之目的。由此可见这种形式的的装置主要利用弹性元件变形，使行星轮浮动来达到调整载荷，使其均衡。这种形式的装置有其行星轮浮动的固有优点，因受力大，浮动距离小，所以灵敏度高，可用于行星轮个数大于 3 的的行星齿轮传动中，减震性好，结构简单，但载荷不均衡系数与弹性元件的的刚度和制造误差成正比，因而仍要求较高的制造精度，此外，还不能承受较大的离心力。