MG400930-WD型电牵引采煤机截割部设计

摘要
摘要：本文完成了MG400／930一WD电牵引采煤机的整机外形的布局设计，介绍了采煤机的类型和工作原理，以及目前国内采煤机的现状和发展趋势，从左摇臂、左牵引部、左行走部、左电器控制箱、右电器控制箱、右行走箱、右牵引部、右摇臂的具体布局到各次的特点都有所涉及；重点完成了采煤机摇臂的设计计算，包括摇臂壳体以及壳体内一轴、第一级惰轮组、二轴、第二级惰轮组、第三级惰轮组、中心轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器几乎所有零部件的装配关系，各轴的转速计算，功率的传递计算，第一级圆柱直齿齿轮减速器的设计计算，第二级圆柱直齿齿轮减速器的设计计算，第一级行星减速器的设计计算，第二级行星减速器的设计计算，各轴的设计以及校核，所有轴承支撑处轴承的选择校核、花键连接处花键的选用以及校核。

关键词：采煤机；电牵引；摇臂；行星轮减速器
ABSTRACT
Abstract:This paper completed a MG400/930 WD Electric Traction Shearer of equipment configuration for the layout .Shearer introduced the type and principle,and the current domestic Shearer's current situation and development trend .From The left arm、left traction Department、the Department of left running,、the electrical control box on the left and right electrical control box,、dextral box、and the right of traction 、right arm to the specific layout of the features have been covered，shearer will focus on completing the design of the Rocker which including Shell and Shell within one axis,、the first-round group inert、two-axis,、the second-round group inert、the third-round group inert,、the center round group、first-class planetary reducer,、and the second-stage planetary reducer almost all parts of the assembly.The shaft speed and power transmission are calculated importont .First-class Spur Gear reducer design calculation, the second-straight cylindrical gear reducer design, first-class planetary reducer design calculation, the second-stage planetary reducer design, the design of the shaft and Verification, Bearing all the support bearings choice Department Verification, Key spent connecting Department spent Key Selection and Verification.
Keywords：seam；shearer；electrical haulage；Rocker ；Planetary gear reducer
目录
一般设计部分
1 综述 (1)
1.1对设计题目的分析 (5)
1.1.1 设计思路的提出 (5)
1.1.2设计蓝图 (5)
1.1.3选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计 (6)
1.1.4牵引行走部 (7)
1.1.5截割部、行走部电机的选用 (8)
1.1.6摇臂减速箱 (8)
1.2采煤机的概况 (9)
1.2.1采煤机的类型 (9)
1.2.2采煤机的主要组成 (9)
1.2.3滚筒采煤机的工作原理 (9)
1.2.4采煤机的进刀方法 (10)
1.3采煤机的发展趋势 (10)
2 设计过程 (11)
2.1整机功率的安排 (11)
2.2摇臂减速器传动比的安排 (11)
2.3摇臂减速箱的具体结构 (11)
2.3.1壳体 (11)
2.3.2一轴 (11)
2.3.3第一级减速惰轮组 (12)
2.3.4二轴 (12)
2.3.5第二级减速惰轮 (12)
2.3.6中心齿轮组 (12)
2.3.7第一级行星减速器 (12)
2.3.8第二级行星减速器 (12)
2.3.9中心水路 (13)
2.3.10离合器 (13)
2.4各轴的转速 (13)
2.5各轴的功率 (13)
2.6截割部齿轮的设计计算 (14)
2.6.1第一级减速圆柱直齿轮的设计计算 (14)
2.6.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算 (22)
2.6.3第一级行星减速器的设计计算 (31)
2.6.4第二级行星减速器的设计计算 (40)
2.7截割部轴的设计及校核以及轴承的选用和校核 (50)
2.7.1齿轮轴1 (50)
2.7.2第一级惰轮轴 (53)
2.7.3二轴齿轮 (57)
2.7.4第二级惰轮轴 (60)
2.7.5第三级惰轮轴（雨第二级惰轮轴相同） (64)
2.7.6中心齿轮轴 (64)
2.8截割部花键连接强度校核 (68)
2.8.1电动机输出轴与齿轮啮合处的花键 (68)
2.8.2二轴处与齿轮啮合的花键 (68)
2.8.3中心轮与太阳轮啮合处的花键 (69)
2.8.4第一级行星减速器机架与第二级行星减速器太阳轮啮合处的花键 (70)
2.8.5方法兰与第二级行星减速器机架啮合处的花键 (70)
专题论述重载齿轮变位系数的选择：.................................................错误！未定义书签。

变位齿轮的产生.............................................................................错误！未定义书签。

变位齿轮的优点.............................................................................错误！未定义书签。

变为系数的选择.............................................................................错误！未定义书签。

参考文献：.............................................................................................错误！未定义书签。

英文原文.........................................................................................错误！未定义书签。

中文译文.........................................................................................错误！未定义书签。

致谢. (72)
1 综述
1.1对设计题目的分析
1.1.1 设计思路的提出
在目前的国内采煤机市场，不管从研发、设计、制造还是使用方面中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位，也正是这
种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟，而且有
着非常大的改进刷新速度，目前国内生产这种类型采煤机的大型企
业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机械厂等，其
中以西安煤矿机械厂设计制造的MG400/930-WD型交流电牵引采煤
机为典型代表，2004年中国能源集团旗下的进出口设备公司出口俄
罗斯的成套综采设备中，采煤机就选用的是西安煤机厂的
MG400/930-WD型交流电牵引采煤机，该机型在国内也有着广泛的
应用，其优越的性能得到了各大矿的好评。

其成功的设计思想和理
念给了我很大的震撼，也给我的这次毕业设计提出了一个基本的框
架和蓝图，所以我的设计以此为启发、也以此为依据展开。

1.1.2设计蓝图
1)整机的设计方案
2)主要结构特点
1.整机为多电机横向布置，框架式结构，机身由三段组成，无底
托架。

三段机身采用液压拉杠联结，所有部件均可从老塘侧抽
出。

2.采用直摇臂，左右可互换，左右牵引部对称，结构完全相同。

3.用二台交流电机牵引，电气拖动系统为一拖一。

4.电气系统具有四象限运行的能力，可用于大倾角工作面。

5.采用水冷式变频器，技术领先，可靠性高，体积小。

6.采用PLC控制，全中文液晶显示系统。

7.具有简易智能监测，系统保护功能齐全，查找故障方便。

8.具有手控、电控、遥控操作方式。

3)用途及适用条件
该机型的采煤机是一种多电机驱动,电机横向布置,交流变频
调速无链双驱动电牵引采煤机.总装机功率930kW，机面高度
1535mm，适用于采高1.80～3.76m，煤层倾角≤40°的中厚煤
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,煤质硬或中硬,能截割一定的矸石夹层.工作面长度以
150～200m为宜。

1.1.3选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计
1)摇臂处其动力通过两级直齿圆柱齿轮减速和两级行星齿轮减
速传给输出轴，再由方法兰驱动滚筒旋转，摇臂减速箱设有
离合装置、冷却装置、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，摇臂和滚
筒之间采用方榫连接。

2)截割部的机械传动
截割电机的空心轴通过扭矩轴花键与一轴轴齿轮连接，将动
力传入摇臂减速箱，在通过二级圆柱直齿齿轮和三级惰轮组
传递到二级行星减速器，末级的行星减速器的行星架出轴渐
开线花键连接驱动滚筒。

3)摇臂传动系统图
1.1.4牵引行走部
牵引行走部包括固定箱和型走箱两大部分组成。

固定箱内有三级直齿传动和一级行星传动。

行走箱内有驱动轮、行走轮和导向滑靴。

牵引电机输出的动力经过减速后，传到行走箱的行走轮，与刮板输送机销轨相啮合，使采煤机行走。

导向滑靴通过销轨对采煤机进行导向，保证行
走轮与销轨正常啮合。

为使采煤机能在较大倾角条件下安全工作，在固定箱内设有液压制动器，能可靠防滑。

该牵引行走部有如下特点：
1)采用销轨牵引，承载能力大，导向好，拆装、维修方便；
2)采用双浮动、四行星轮行星减速机构，轴承寿命和齿轮的强度
裕度大，可靠性高；
3)导向滑靴回转中心与行走轮中心同轴，保证行走轮与销轨的正
常啮合。

牵引行走部的传动系统图如下；
1.1.5截割部、行走部电机的选用
截割部：选取型号为YBCS3—400(A)的矿用隔爆型三相交流异步电动机。

行走部：选取型号为YB280M-4的矿用隔爆型三相交流异步电动机。

1.1.6摇臂减速箱
有壳体、一轴、第一级减速惰轮组、二轴、第二级惰轮组、中心齿轴
轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器、中心水路、离合器等组成。

1.2采煤机的概况
1.2.1采煤机的类型
采煤机有不同的分类方法，按工作机构可分为滚筒式、钻削式和链
式采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可
分为机械牵引、液压牵引和电牵引；按工作机构位置可分为额面式
和侧面式；还可以按层厚、倾角来进行分类。

1.2.2采煤机的主要组成
电动机是采煤机的动力部分，它通过两端出轴驱动滚筒和牵引部。

牵引部通过其主动轮与固定在工作面前方的轨道相啮合，使采煤机
沿工作面移动，因此牵引部是采煤机的行走机构；左、右截割部减
速箱将电动机的动力经齿轮减速传到摇臂的齿轮，以驱动滚筒；滚
筒式采煤机直接进行落煤和装煤的机构，称为采煤机的工作机构。

滚筒上焊接有端盘及螺旋叶片，其上装有截煤用的截齿，由螺旋叶
片将落下的煤装到刮板输送机种，为了提高螺旋滚筒的装煤效果，
滚筒侧装有弧形挡煤板，它可以根据不同的采煤方向来回翻转
180°；底托架用来固定整个采煤机，底托架内的调高油缸用来使
摇臂升降，以调整采煤机的采高；采煤机的电缆和供水管靠托缆装
置来夹持，并由采煤机托着在工作面输送机的电缆槽中移动；电气
控制箱内装有各种电控元件，以实现各种控制及电气保护；为降低
电动机和牵引部的温度来提供喷雾降尘用水，采煤机上还设有专门
的供水系统和内喷雾系统。

1.2.3滚筒采煤机的工作原理
单滚筒采煤机的滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下来的煤不经机身下部运走，从而可降低采煤机机面高度，单滚筒采煤机上行工
作时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将弧形挡煤板翻转180°；接着，机器下行工作，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移工作面输送机。

这种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法叫单向采煤机；双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶部煤，后滚筒割底部煤，因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进二刀，这种采煤法称为双向采煤法；必须指出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转的滚筒，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。

或者形象地归结为“左转左旋，右转右旋”，即人站在采空区侧从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。

1.2.4采煤机的进刀方法
1)端部斜切法
2)中部斜切法
3)正切进刀法
1.3采煤机的发展趋势
电牵引采煤机仍然是采煤机的发展方向，液压牵引采煤机制造进度高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性则较低。

德国Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一台电牵引采煤机，在随后的20年中，美国、日本、法国、英国等都大力研制并发展了电牵引采煤机。

电牵引采煤机具有良好的牵引特性、可用于大倾角煤层、运行可靠、适用寿命长、反应灵敏、动态特性好、效率高、结构简单、有完善的检测和显示系统。

因此，电牵引采煤机是今后的发展方向，近年来综采高产高效的世界记录都是由电牵引采煤机创造的。

2 设计过程
2.1整机功率的安排
设计机型的总装机功率为900KW，其中左右摇臂处各设一个功率为400KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为55KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一个功率为20KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机。

2.2摇臂减速器传动比的安排
根据采煤机械手册，总装机功率在900KW左右的重型采煤机滚筒的转速没有一个确定的数值，只要在20～35r/min之间都可以满足所需的要求，再根据摇臂减速箱的结构安排，参考西安煤矿机械厂的
MG400/930-WD型交流电牵引采煤机选取总的传动比为53，当电机的转速为1470r/min时，滚筒的转速为：
n=1470÷53
=27.73
符合要求
2.3摇臂减速箱的具体结构
2.3.1壳体
采取直摇臂形式，用ZG25Mn材料铸造成整体，并在壳体内腔壳
体表面设置有八组冷却水管；
2.3.2一轴
轴齿轮、轴承、端盖、密封座、铜套、密封件等组成，与截割电
机空心轴以花键轴联接的扭矩轴通过INT/E³T16Z³5m³30p³
6H/6h花键与一轴轴齿轮相联；
2.3.3第一级减速惰轮组
齿轮、轴承、距离垫、挡圈组成，先成组装好，再与惰轮轴一起
装入壳体；
2.3.4二轴
轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成；
2.3.5第二级减速惰轮
由齿轮、轴承、挡圈、垫等组成，先成组装好，再与惰轮轴一起
装入壳体；
2.3.6中心齿轮组
由轴齿轮、太阳轮、两个轴承座、两个NCF2940V轴承和四个骨
架油封等组成，太阳轮通过花键与轴齿轮相联并将动力传给第一
级行星减速器；
2.3.7第一级行星减速器
内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、两个距
离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动，行星架靠
两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙，因而行星架
径向也有一定的浮动量；
2.3.8第二级行星减速器
行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮的两个
轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材料和密封
件组成，该行星减速器为四行星轮结构，太阳轮浮动，行星架一
端通过轴承HM266449/HM266410和轴承座支承与壳体上，另一端
通过轴承M268749/M268710支承与轴承杯上，轴承杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体；
2.3.9中心水路
有水管和一些接头组成；
2.3.10离合器
离合手把、压盖、转盘、推杆轴、扭矩轴等组成。

2.4各轴的转速
一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以min /14701r n =
二轴的转速：min /102928
/4012r n n == 中心轮组的转速：min /575.69427
/4023r n n == 第二级行星减速器太阳轮的转速：min /584.12936.534r n n ==
2.5各轴的功率
一轴齿轮的功率：()kw P 04.392
99.099.04001=⨯⨯= 二轴齿轮的功率：()kw P 476.37699.097.004.3922=⨯⨯=
中心轮组的功率：()kw P 915.35799.097.099.0476.3763=⨯⨯⨯= 第二级行星减速器太阳轮的功率：
()kw P 865.33699.099.099.097.0915.3574=⨯⨯⨯⨯=
2.6截割部齿轮的设计计算
2.6.1第一级减速圆柱直齿轮的设计计算
1) 选择齿轮材料
查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA 调质
惰轮选用20CrMnTi 调质
大齿轮选用18Cr2Ni4WA 调质
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vt=(0.013～0.022) n13/n P 1估计圆周
速度vt=17.15m/s,参考机械设计工程学［Ⅰ］中的表8-14，表8-15选取
小轮分度圆直径d1,查机械手册得 []32
112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙∙∙+∙≥H H E d Z Z Z KT d σμμϕε 齿宽系数d ϕ查表按齿轮相对轴承为对称布置，取d ϕ=0.4
小轮齿数Z1 在推荐值20～40中选Z1=28
大轮齿数Z 2 Z 2=i ²Z1=1.43³28=40.04圆整取Z 2=40
齿数比u= Z 2/ Z1=40/28
传动比误差△u/u △u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001误差在±5%范围内，所以符合要求
小轮转矩T 1 由公式得T 1=9550P/n
=9550³392.04/1470
=2546.926KN ²m
载荷系数K 由公式得αβK K K K K V A ∙∙∙=
使用系数A K 查表得A K =2
动载荷系数V K 查表得V K =1.3
齿向载荷分布系数βK 查表得βK =1
齿间载荷分配系数αK 由公式及β=0得
εγ=εα=βcos 112.388.121⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-Z Z =⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-4012812.388.1 =1.68
查表并插值得αK =1.1
则载荷系数K 的初值t K t K =K K K K V A ∙∙∙β
=2.0³1.3³1³1.1
=2.86
弹性系数E Z 查表得E Z =189.82/mm N
节点影响系数H Z 查表得（β=0，x 1=0.2568、x 2=0.2529）H Z =2.4 重合度系数εZ 查表得（0=βε）εZ =1.0
许用接触应力[]H σ 由公式得[]H W N H H S Z Z /lim ∙∙=σσ
接触疲劳极限应力21lim kun H H σσ查图得1lim H σ=1650N/mm 2
2lim H σ=1300 N/mm 2
应力循环次数由公式得：N 1=60njL h
=60³1470³1³(24³300³8)
=5.08³109
N 2=N 1/u
=5.08³109/1.428
=3.56³109
则查表得接触强度的寿命系数1N Z 、1N Z （不允许有点蚀）
1N Z =1N Z =1
硬化系数W Z 查表及说明得
W Z =1
按接触强度安全系数H S 查表，按较高可靠强度min H S =1.25～1.3取
H S =1.2
则 []1H σ=1650³1³1/1.2
=1375 N/mm 2
[]
2H σ=1300³1³1/1.2
=1083 N/mm 2
d 1的设计初值d 1t 为
32110830.14.28.189428.11428.14.025*******.22⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯∙+∙⨯⨯≥t d ≥223.578mm
齿轮模数m m=d 1t /Z 1
=223.578/28
=7.89
查表取m=8
小齿轮分度圆直径的参数圆整值t d 1'=Z 1m
=28³8
=224mm
圆周速v 23
.1760000/147022460000
/11=⨯⨯='=ππn d v t
与估计值vt=17.15m/s 很相近，对V K 值影响不大，不必修正V K V K =V K t =1.3,86.2==t K K
小齿轮分度圆直径2241
1='=t d d 大齿轮分度圆直径32040822=⨯==mZ d
中心矩
()()2722
40288221=+⨯=+=Z Z m a
齿宽mm d b t d 892234.0min 1=⨯=∙=ϕ
大齿轮齿宽802=b
小齿轮齿宽801=b
3) 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰
轮组
由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取8，惰轮的齿数按推荐值取39Z =惰轮1，变位系数取
0.2700x =惰轮1，也采用圆柱直齿渐开线齿形。

4) 齿根弯曲疲劳强度校核计算
由公式 []F S F F Y Y Y m
bd KT σσεαα≤∙=112 齿形系数αF Y 查表得 小轮 =1αF Y 2.3
大轮 =2αF Y 2.2
应力修正系数αS Y 查表得 小轮 1αS Y =1.725
大轮 2αS Y =1.755
重合度系数εY 由公式
εY =0.70
0.75/1.68
+0.25=/75.025.0=+αε
许用弯曲应力[]F σ 由式 []F X N F F S Y Y /lim σσ=
弯曲疲劳极限lim F σ 查表得1lim F σ=1100N/mm 2
2lim F σ=660 N/mm 2
弯曲寿命系数N Y 查表得1N Y =2N Y =1
尺寸系数X Y 查表得X Y =1
安全系数F S 查表得F S =1.6
则 []F X N F F S Y Y /1111lim σσ==1100³1³1/1.6=687.5
[]F X N F F S Y Y /2222lim σσ=＝660³1³1/1.6=412.5
故 =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
7.0725.13.28
22480259864086.221F σ287.96 N/mm 2≤[]1F σ =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=7.0755.12.28
32080259864086.222F σ193.16N/mm 2≤[]2F σ 所以齿根弯曲强度足够
5) 其他尺寸的计算 已知参数：o 12121m=8Z =28Z =4039=20h =1.00
c =0.25
d =224mm d =320mm =312mm x =0.25680.2700
Z x αα**==惰轮1惰轮12惰轮1，，，，，，，，d ，x =0.2529，
计算参数：啮合角'α 按如下公式计算()12122tan x x inv inv Z Z ααα+'=++ 中心矩变动系数y 按如下公式计算
12cos 12cos Z Z y αα+⎛⎫=- ⎪'⎝⎭
中心矩a ' 按如下公式计算a a ym '=+
齿高变动系数y ∆ 按如下公式计算y x y ∑∆=-
齿顶高h α 按如下公式计算()h h x y m αα
*=+-∆ 齿根高f h 按如下公式计算f h =（*
αh +*c -x ）m
齿全高 h =（2*αh +*c -y ∆）m
齿顶圆直径 1αd =d 1±2αh
齿根圆直径 1f d =d 1-2f h
一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角'α 'α=2213o ''
中心矩变动系数y y =0.5025
中心矩a ' a '=272.02mm
齿高变动系数y ∆ y ∆=0.0243
齿顶高h α 19.86mm h α= 9.97mm h α=惰轮
齿根高f h 17.95mm f h = 7.84mm f h =惰轮
齿全高h 117.80mm h = 17.80h mm =惰轮
齿顶圆直径 d α 1243.72mm d α= 331.94mm d α=惰轮
齿根圆直径 f d 1f d =208.10mm 296.32mm f d =惰轮
大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：
啮合角'α 'α=2153o ''
中心矩变动系数y y = 0.4963
中心矩a ' a '= 319.97mm
齿高变动系数y ∆ y ∆= 0.0266
齿顶高h α 29.81mm h α= 9.97mm h α=惰轮
齿根高f h 27.98mm f h = 7.84mm f h =惰轮
齿全高h 217.79mm h = 17.81h mm =惰轮
齿顶圆直径 d α 2339.62mm d α= 331.94mm d α=惰轮
齿根圆直径 f d 2f d = 304.22mm 296.32mm f d =惰轮
注：其他的大、小齿轮参数一样。

6)结构设计
小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因
此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接，
大齿轮的结构：
第一级惰轮的结构：
2.6.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算
1) 选择齿轮材料
查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA 调质 大齿轮选用18Cr2Ni4WA 调质 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vt=(0.013～0.022) 322/n P n 估计圆周
速度t v =14.26m/s,参考机械设计工程学［Ⅰ］中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级
小轮分度圆直径d1,查机械手册得
[]3
2
3
312⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛∙∙∙+∙
≥H H E d
Z Z Z KT d σμμϕε
齿宽系数d ϕ查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取d ϕ=0.3
小轮齿数Z 3 在推荐值20～40中选Z 3=27
大轮齿数Z 4 Z 4=i ²Z 3=1.45³27=39.15圆整取Z 4=40 齿数比u= Z 2/ Z1=40/27
传动比误差△u/u △u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020误差在±5%范围内，所以符合要求
小轮转矩T 3 由公式得T 3=9550P/n 3
=9550³376.476/1029 =3494.019KN ²mm 载荷系数K 由公式得αβK K K K K V A ∙∙∙= 使用系数A K 查表得A K =2.2 动载荷系数V K 查表得V K =1.4
齿向载荷分布系数βK 查表得βK =1.08
齿间载荷分配系数αK 由公式及β=0得 ε
γ=ε
α=βcos 112.388.121⎥⎦⎤
⎢⎣
⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-Z Z =⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-401271
2.388.1
=1.68
查表并插值得αK =1.1
则载荷系数K 的初值t K t K =K K K K V A ∙∙∙β
=2.2³1.4³1.08³1.1 =3.65 弹性系数E Z 查表得E Z =189.82/mm N
节点影响系数H Z 查表得（β=0，x 3=0.2662、x 4=0.2611）H Z =2.35 重合度系数εZ 查表得（0=βε）εZ =0.856
许用接触应力[]H σ 由公式得[]H W N H H S Z Z /lim ∙∙=σσ 接触疲劳极限应力21lim kun H H σσ查图得3lim H σ=1650N/mm 2 4lim H σ=1300 N/mm 2 应力循环次数由公式得：N 3=60njL h
=60³1029³1³(24³300³8) =3.56³109
N 4=N 3/u
=3.56³109/1.48 =2.41³109
则查表得接触强度的寿命系数3N Z 、4N Z （不允许有点蚀） 1N Z =1N Z =1 硬化系数W Z 查表及说明得 W Z =1
按接触强度安全系数H S 查表，按较高可靠强度min H S =1.25～1.3取 H S =1.2
则 []3H σ=1650³1³1/1.2 =1375 N/mm 2 []4H σ=1300³1³1/1.2 =1083 N/mm 2 D 3的设计初值d 3t 为
3
2
31083856.035.28.18948.1148.13.0349401965.32⎪
⎭⎫
⎝⎛⨯⨯∙+∙⨯⨯≥t d
≥267.46mm
齿轮模数m m=d 3t /Z 3 =267.46/27 =9.906 查表取m=10
小齿轮分度圆直径的参数圆整值t d 3
'=Z 3m =27³10
=270mm
圆周速v 54
.1460000/102927060000/331
=⨯⨯='=ππn d v t
与估计值vt=14.26m/s 很相近，对V K 值影响不大，不必修正V K
V K =V K t =1.4,65.3==t K K 小齿轮分度圆直径2703
3='=t d d mm 大齿轮分度圆直径400401044=⨯==mZ d mm
中心矩
()()mm Z Z m a a
3352
402710221=+⨯=+=
齿宽mm d b t d 812703.0min 3=⨯=∙=ϕ 考虑到受内部花键的影响取 大齿轮齿宽1104=b mm 小齿轮齿宽1103=b mm
3) 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加二级惰轮
组
由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取10，惰轮的齿数按推荐值取33Z =惰轮1，变位系数取0.2636x =惰轮1，
也采用圆柱直齿渐开线齿形。

4) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式 []F S F F Y Y Y m
bd KT σσεαα≤∙=
33
2 齿形系数αF Y 查表得 小轮 =1αF Y 2.1 大轮 =2αF Y 2.06
3 应力修正系数αS Y 查表得 小轮 1αS Y =1.85 大轮 2αS Y =1.855 重合度系数εY 由公式
εY =0.70
0.75/1.68+0.25=/75.025.0=+α
ε
许用弯曲应力[]F σ 由式 []F X N F F S Y Y /lim σσ= 弯曲疲劳极限lim F σ 查表得3lim F σ=1100N/mm 2 4lim F σ=660 N/mm 2
弯曲寿命系数N Y 查表得3N Y =4N Y =1 尺寸系数X Y 查表得X Y =1 安全系数F S 查表得F S =1.6
则 []F X N F F S Y Y /3333lim σσ==1100³1³1/1.6=687.5 []F X N F F S Y Y /4444lim σσ=＝660³1³1/1.6=412.5
故 =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
7.08.11.2102701103712340
65.323F σ241.44N/mm 2≤[]1F σ
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
7.0855.1063.210
4001103712340
65.324F σ164.99N/mm 2≤[]2F σ 所以齿根弯曲强度足够 5) 其他尺寸的计算
已知参数：o 34323m=10Z =27Z =4033=20h =1.00
c =0.25
d =270mm d =400mm =330mm
x =0.26620.2636
Z x αα*
*==惰轮2惰轮14惰轮2，，，，，，，，d ，x =0.2611，
计算参数：啮合角'α 按如下公式计算()
1212
2tan x x inv inv Z Z ααα+'=
++
中心矩变动系数y 按如下公式计算
12cos 12cos Z Z y αα+⎛⎫
=
- ⎪
'⎝⎭
中心矩a ' 按如下公式计算a a ym '=+ 齿高变动系数y ∆ 按如下公式计算y x y ∑∆=-
齿顶高h α 按如下公式计算()h h x y m αα
*
=+-∆ 齿根高f h 按如下公式计算f h =（*
αh +*c -x ）m 齿全高 h =（2*
αh +*c -y ∆）m 齿顶圆直径 1αd =d 1±2αh 齿根圆直径 1f d =d 1-2f h
二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角'α 'α=2228o '
中心矩变动系数y y = 0.5069 中心矩a ' a '= 305.06mm 齿高变动系数y ∆ y ∆= 0.0229
齿根高f h 17.95mm f h = 9.84mm f h =惰轮 齿全高h 120.38mm h = 22.24h mm =惰轮
齿顶圆直径 d α 1294.86mm d α= 354.80mm d α=惰轮 齿根圆直径 f d 1f d = 254.10mm 310.32mm f d =惰轮
第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角'α 'α=2212o '
中心矩变动系数y y = 0.4926 中心矩a ' a '= 334.926mm 齿高变动系数y ∆ y ∆= 0.0346 齿顶高h α 9.97mm h α=惰轮 齿根高f h 7.84mm f h =惰轮 齿全高h 17.81h mm =惰轮
齿顶圆直径 d α 331.94mm d α=惰轮 齿根圆直径 f d 296.32mm f d =惰轮
中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角'α 'α=223o '
中心矩变动系数y y = 0.5055 中心矩a ' a '= 370.055mm 齿高变动系数y ∆ y ∆= 0.0192
齿顶高h α 412.42mm h α= 12.40mm h α=惰轮 齿根高f h 49.89mm f h = 9.84mm f h =惰轮
齿顶圆直径 d α 1424.84mm d α= 354.80mm d α=惰轮 齿根圆直径 f d 1f d = 380.22mm 310.32mm f d =惰轮
注：其他的大、小齿轮参数一样。

6) 结构设计
小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接， 二轴齿轮
中心轮组齿轮结构：
第二级惰轮的结构：
2.6.3第一级行星减速器的设计计算
1)选择行星传动的类型为2K-H[A]。

2)选择齿轮的材料及热处理
太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮aHRC=60;行星轮Ghrc=58。

内齿圈b选用40Cr调质，硬度为HB=256。

3)此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为△
7。

4)采用太阳轮a浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数K
P
的数值取为：K
PH =1.1（计算接触强度时）；K
PF
=1.15（计算弯曲强度时）
5) 行星轮个数的确定：由公式b i H i H
a b a -=1得，
H i b i b a H a -=1=1-5.36=-4.36，36.4=b i H a ，由此查表得取行星轮的个数
为n p =3.
6) 确定各轮的齿数Z a 、Z g 、Z b :
36.4136.51=-=-===
H i p Z Z H i b
a a
b b
a 首先试选太阳轮a 的齿数Z a =19,则 Z
b =pZ a =4.36³19=82.84 同时考虑“转配条件”
E n Z Z p
a b =+，故取Z b =83,即34319
83=+=e 中心齿轮圆整后数368.419
83
===
a b Z Z p ,其传动误差△i 甚少，
仅为0.2%，对动力传动完全合用；
其次计算行星轮g 的名义吃数值312
19
832=-=-='a b
g Z Z Z 取0=σ，选取高变位齿轮传动，所以31=='
g g Z Z
7) 强度计算
a) 外齿轮副a-g 的强度计算
A. 计算中心距w a
根据公式 ()[]312
121u u KT Z Z u a d
H H
E w +∙∙⎪⎪⎭⎫ ⎝
⎛+≥ψσ式中各参数的数值计算如下： 齿数比 63.119
31
==
=
a
g Z Z u 齿宽系数d ψ 查表取为：()7.01
===
a d b
d d ψψ 材料系数Z E 查表取Z E =189.8 节点啮合系数Z H 查表得Z H =2.5
转矩T 1 根据公式p
PH
a n K n P T ∙
⨯=6
1055.9 =9.55³10631
.1575.694915.357⨯⨯
=2.02³106 Nmm
载荷系数βH V A K K K K = 工作情况系数K A 查表得 K A =1 动载荷系数V K 查表得V K =1.3 载荷分布系数 ()H b H K μθβ11-+= 查表得 2.1=b θ，84.0=H μ 故 ()168.184.012.11=⨯-+=βH K 518.1168.13.11=⨯⨯=K 许用接触应力[]H σ 按下式计算： []V R N H
O
H Z Z Z S ∙=
σσ （N/mm 2
）
齿轮材料的接触疲劳强度极限oH σ查表有 oH σ=23HRC 对太阳轮a oH σ=23³60=1380（N/mm 2） 对行星轮g oH σ=23³58=1334（N/mm 2） 安全系数H S 取为 H S =1.2 齿面光洁度系数 R Z =1.0 速度系数 V Z =1 接触寿命系数 6
N
N Z N = 其中应力循环系数 0N =30HB 2.4
对太阳轮a 0N =30³6142.4=1.47³108 对行星轮g 0N =30³5782.4=1.28³108 齿轮的应力循环次数l N 按下式计算 对太阳轮a 为 ()pt H a a l n n n N -=60 对行星轮g 为 ()t n n N H a g l -=60
按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，
计算出t=24³300³10=72000 (h)
根据传动比368.519
83
11=+=+
==I a b b
a Z Z H i i 及 ()min /575.694r n a =
可计算出 ()min /392.129368
.5575.694r i n n a H ===
I ()min /183.565392.129575.694r n n H a =-=-
∵ 19
31
-=-=--=
H g H g H a H
a Z Z n n n n g i
∴
()min /402.346183.5653119
r Z Z n n n n a
g H a H g =⨯-=--=
- 故太阳轮a 的循环次数为
()910325.7720003183.56560⨯=⨯⨯⨯=a l N
行星轮g 的循环次数为
()910496.172000402.34660⨯=⨯⨯=g l N 因0N N l ≥，故取1=N Z
于是有太阳轮a 的许用接触应力为
()()2/11501112
.11380mm N H =⨯⨯⨯=σ
行星轮g 的许用接触应力为
[]()2/11121112.11334mm N H =⨯⨯⨯=σ
计算时应取较小的[]()
2/1112mm N H =σ 将以上各值代入按接触强度计算的中心距
()(a W 213.18063.1163.17.01002.2518.1111225.28.189163.136
2
=+⨯⨯⨯⨯
⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯+≥圆整中心距，取工作中心距()mm a W 180=
B. 确定齿轮模数m 2.731
19180
22=+⨯=+=
g a W Z Z a m
根据BG1357-87，取m=7 C. 确定变位系数a x 、g x 因工作中心距W a =180(mm) 标准中心距 ()()mm Z Z m a g a 1752
50
72
=⨯=
+=
比较a a W >，故外齿轮副a-g 要采用变位齿轮传动（正传动） 按下式计算啮合角()αααinv tg Z Z x x inv g
a g a w +++=
2和
ααα
αcos cos w
w =
计算得啮合角25=w α.38° 总变位系数 7843.0=+=∑g a x x x
按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分
配
5113.0=a x ，2730.0=g x
D. 校核接触强度
根据公式有 []()
2
3
/12mm N u u d
KT Z Z H d H
E H σψσ≤+∙= 按
0156.050
7843
.0=
++g
a g a Z Z x x ，查表得=H Z 2.1 小齿轮分度圆直径 133197=⨯==a a mZ d （mm ） 根据 393.31000
60183
.5651331000
601>=⨯⨯⨯=
⨯-=
ππH
a w a H
n n d v
所以重新取 4.1=v K ，那么6352.1=K
将所求的各值代入接触强度校核公式
[]3
61112
026.101463.11
63.11337.01002.26352.121.28.189H H
=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σσ所以满足接触强度
E. 校核弯曲强度
弯曲强度的校核公式为[]F S F a d F Y Y m
Z KT
σψσ≤=
3
22
许用弯曲应力安下式计算 []X N F
F
F Y Y S 0σσ=
查表齿根弯曲疲劳强度极限 F 0σ=750（N/mm 2）
因行星轮g 在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取F 0σ=750³
0.8=600（N/mm 2）
安全系数F S 取为 F S =1.75 尺寸系数X Y =1
弯曲寿命系数 N
Y N 6
104⨯=。