机械毕业设计1114煤巷和半煤岩掘进机设计

1 煤巷和半煤岩掘进机设计任务书
1.1 产品设计的依据
随着我国煤炭事业的发展.因采煤机械和综合机械化水平的速度提高,要求有于之相适应巷道掘进速度.传统的钻煤掘进效率低,人海战术和小型机械化装备,还是不能满足需要.
巷道掘进机是一种能够实现截割、装载运转、转载煤岩,并可调动行走喷雾、除尘的联合机组.它具有掘进速度快,快速掘进有利于及时查明采区地质条件,以便正确部署采煤工作面的准备和接替.减少岩石的毛顶及瓦斯突出事故,有利于安全生产和减少巷道超挖,减少不必要的工作量,减轻掘工的体力劳动.全力研制和使用巷道掘进机具有重大的技术经济意义.
目前,国内外研制和使用巷道掘进机种类繁多.主要分为两大类:全断面巷道掘进机和部分断面掘进机. 全断面巷道掘进机主要用于掘进岩石巷道，这类掘进机功率大，结构复杂，巷道断面形状单一。

在煤炭工业中没有得到广泛应用。

部分断面掘进机，其工作机构仅能同时截割工作面煤岩断面的一部分。

为截割破落整个工作面的煤岩必须在断面内多次连续地移动工作机构的截割头。

故此它能实际掘出所需巷道断面形状。

它主要用于掘进煤或半煤岩巷道。

近年研制的掘进机有以下趋势：广泛采用悬臂式可伸缩的工作机构，改善起截割性能和使用范围。

采用横轴式截割头，以减少机器振动，增加机器稳定性。

广泛采用触爪式装载机构和履带式行走机构。

加大掘进机的总功率和提高液压系统的工作压力。

改进喷雾除主装置，支护设备和配套转载设备。

SM—90巷道掘进机是为了满足我国煤炭工业发展的需要，采用国内外新技术，先进经验，由我国自行设计的中型半煤岩巷道掘进机。

它采用可伸缩纵轴式工作机构，以提高生产效率及挖掘能力，它采用内外喷雾相结合的方式，有效地降低了粉尘，减小了工作面污染。

此外它还是具有稳定性的，切割力较大等优点。

它的产生标志着我国掘进机的研制已发展到了一个新的水平。

1.2 产品的适用范围、工作原理与主要技术特征
1.1.1产品的适用范围
SM—90巷道掘进机可掘煤岩度f≤6；可掘巷道最大宽度5.29米、最大高度3—76；使用净断面8~14米平方；适用巷道坡度±10度。

该机在长度大于600米的半煤岩巷道中使用经济效果最佳。

原配套转载运输设备采用桥式胶带转载机和可伸缩胶带输送机等连续运输设备将更有利于发挥该机的效能。

1.1.2工作原理
SM—90型巷道掘进机是悬臂纵轴式部分断面掘进机。

外形结构见下图，它由切割机构1、装运机构2、液压机构3、行走机构4、电气机构5、和供水系统等部分组成。

掘进机沿巷道中线由履带行走到掘进迎头，切割头旋转。

切割头上的截齿，沿悬臂轴线垂面作圆周切割运动，破落煤岩。

切割头在悬臂伸缩油缸的作用下实现钻进开切，在悬臂水平和垂直摆动油缸的作用下，实现上、下、左、右的牵引运动，从而掘出所需大小和形状断面的巷道。

履面向前推进，装载铲板上下摆动，沿巷道底版铲取被切割头破落下来的煤岩，触爪将铲板铲取的煤岩，装入刮板转入运机，转入掘进机后的桥式胶带转载机，卸入后面的运转设备中。

1、主要技术性能
1）总体
外形尺寸长8670（包括转载机为32000）毫米
宽（履带外宽为2400）毫米
高2000毫米
总重 37.2（包括转载机为41.5）吨
总功率 145.8（包括转载机为153.8）瓦
可切岩石硬度 f≤6
技术生产能力 35~125立方米/小时
适用巷道净断面 8~14平方米
最大切割宽度 6230毫米
最大切割高度 3760毫米
最大卧底深度 355毫米
适用巷道坡度±10度
可通过最小弯道半径 10米
地隙 234毫米
接地比压 1. 26公斤/平方厘米
2）切割机构
纵轴式、外伸式
电动机型号JBU-S-90 （外水冷）
功率 90瓦
转速 985转/分
切割头尺寸直径（650³900）³750 毫米
转速 21﹒3转／分；切煤 60﹒3转／分
平均切割速度切岩 0﹒865米／秒
切煤 2﹒5米／秒截齿强力截齿 48个；锥盘截齿 5个；中心钻 1个。

3）行走机构履带
电动机型号 TBJQ–11﹒4 2台（15千瓦）
功率 2³11﹒4千瓦 2³15千瓦
转速 1450转／分
行走速度 2﹒2米转／分
设计牵引力 2³18﹒3吨
履带板节距 175毫米
板宽 450毫米
履带接地长 3480毫米
履带接地比压1﹒26
履带外宽 2400毫米
4 ）装运机构
耙爪—单链刮板集中驱动
电机型号BJQD 52—4 2台
功率 2³10千瓦
转速 1470转/分
1.装载部
装载铲板宽度 2800毫米
耙爪扒集次数 31.8次/分
2.中间刮板输送机
槽宽560毫米
龙门宽360毫米
链速 0.89米/分
节距 78.18毫米
破断拉力＞30吨力
5）液压系统
系统工作压力 140公斤/平方厘米
额定流量66.1升/分
电动机型号 BJO261-4 D2/T2
功率13千瓦
转速 1470转/分
齿轮泵型号 CBGIAO45
额定压力 200公斤/平方厘米
额定流量 45毫升/转
油箱容积362升
油缸数量7个
6）电气系统
供电电压 660v(75%～110%) 50Hz
电动机总容量 153千瓦
动力载泼装置1路载坡
7）供水系统
系统工作压力内喷雾 40公斤/平方厘米
冷却及外喷雾 10公斤/平方厘米
泵站型号 XPB
额定压力 55公斤/平方厘米
额定流量 160升/分
电动机型号JG3180—4
功率22千瓦
转速1470转/分
8）桥式胶带转载机ES—650型
传动型式双电动滚筒
电动滚筒功率 2³4千瓦
带速 1.6米／秒
直径φ320毫米
胶带规格：普通型
尾滚动直径φ180毫米
输送长度 22.3米
2 机总体设计掘
2.1 主要技术参数确定、原则和依据
可掘进断面尺寸：一般巷道断面的高和宽与煤层的厚度，设备要求的最小宽度、高度和断面规格等因素有关。

据调查，巷道最宽为4﹒66米，最高为2﹒7米；另外考虑有些矿选用拱型断面较高特点，确定最宽为5﹒29米，最高为2﹒77米。

切割机构功率的确定：
利用经验公式
N
式中 V—切割头平均直径圆周速度，米/秒，取
VP-切割机构牵引速度，米/分，取1；
A- 切割头截面积，平方米。

取
n-减速器传动效率，取
选用电动机容量为90千瓦
切割头上平均扭距不小于：
M
切割头上牵引力为：
据类比法，定牵引力为10吨力
电压等级的选择：
据我国煤矿现形情况，主回路等级选660伏，控制回路电压永36伏。

液压系统压力选择：
据牵引力及结构允许的有缸直径，结合我国用液压元件的压力等级，选用额定压力为140公斤/平方厘米
履带接地比压：
据英国煤炭工程公司推荐，涌水不大，且迂水不软化底版，一般接地比
压≤1.4公斤/平方厘米可满足使用要求。

2.2掘进机的主要结构和系统
2.2.1切割机构
1.切割方式采用径向切割式减速其采用二级2K—H行星减速器；变速方式采用滑动齿轮二级变速机构。

切割机构由于传动功率及传动比均较大，而体积和重量又受到一定限制，故选用两级2K—H行星圆柱齿轮传动系统。

为了满足切割煤和岩石两种不同硬度的需要，减速箱后设有变速箱，可以通过变速手柄，更换切割头地切割速度，高速 61 .228转/分切煤；慢速切岩21.53转/分。

结构如上图所示该组件由锥形切割头悬臂筒，二级行星减速器，变速器、外冷电机和滑架组成。

锥形切割头由前锥盘和切割体两部分组成。

前锥盘上装一个三翼中心钻和五把端头截齿，担负钻进破碎功能。

切割体为一圆柱、截锥组合体，在其表面的双头螺旋叶片上安装截线间距T=30-55毫米，采用单线双刀排列的恶48把强力截齿，担负钻进径向切割功能。

滑架由框架和左右夹板组成。

由电动机、变速器、减速器、悬臂筒和锥形切割头组成的悬臂，在推进油缸的作用下，沿着燕尾槽形滑道作直线往返运动，实现切割头的钻进。

框架上的销轴与回转机构中的耳架交接，构成悬臂上下摆动的中心，再升降油缸作用下悬臂上下摆动，实现切割头的升降。

2.2.2迴转机构
该件由回转台，推力球轴承、回转上盖和耳架组成。

在带有滑动轴颈的回转台上整装有耳架构成悬臂左右摆动中心，在回转油缸作用下实现切割头左右摆动。

2.2.3工作原理
1.该机构的运动由两部分组成：1）.由电动机、变速器、减速器传来得，切割头自身绕轴线回转切割运动。

根据围岩硬度变化，搬动变速手柄，使切割头获得两种转速。

2）．是由油缸传来的切割头轴向进给和上下升降，左右摆动的牵引运动，
以实现任意形状巷道断面的切割。

切割巷道断面的正确原则是：先软后硬，由下而上。

在岩石硬度相近的断面中正常切割程序是：首先在断面的右下角钻进开切,当达到预定的进给深度后，沿底板横扫掏槽b,开出一个下方自由面，接着上挑一个截深c,横扫切割第二条带d,重复、;自下而上一条带一条带的切割。

直到巷道顶部。

最后刷顶，刷帮,清底g和挖柱窝h,完成所需巷道断面的切割。

2.装运机构
有触耙式装载机，刮板运载机等部分组成装运机构传动系统的动力，由装在铲板后端两个10千瓦电动机载出，经湿式摩擦片联轴节圆柱齿轮减速箱带动耙爪机构，再由链轮带动刮板运载机。

这种传动方式减少了链条全段的张力，减轻了耙爪突然卡住对链条带来的冲击力；此时，摩擦片联轴节发生过载大滑，不会使电动机发生过载堵转现象。

圆柱齿轮减速器由模数m=8毫米，螺旋升角pf=35°的三个螺旋齿轮组成。

其中大伞齿轮与主动伞齿轮的轴间角为90°，而与另一个伞齿轮的轴间角为94°08″
装载机的耙爪，转盘，导向轴构成了一个四连杆机构。

其简化如右图的
原理结构形成，当曲柄等速运动时，耙爪尖的轨迹为一封闭的腰形曲线。

中间刮板运载机
由溜槽、机尾部、刮板链和装载部铲板及链轮组成。

铲板可由油缸带动上下摆动，以适应底版起伏。

2.2.3行走机构及中央基架
1.行走机构
行走机构传动系统特点是传动比大，齿轮负荷大，要求具有一定的防滑性能，而减速器外形尺寸又受空间的限制，故选用一级圆弧窝轮窝杆传动和二级圆柱齿轮传动。

采用履带式行走机构，稳定性好，转向灵活，操纵方便，维修容易。

每条履带分别有各自的动力驱动，从而简化了机械传动结构。

行走动力型：鉴于我国制造的液压马达质量寿命
和可靠性差，现场对其维修管理的技术水平有限。

所以，当前选用电动机传动型式较符合我国的实际情况。

行走机构减速器由圆柱齿轮减速器和窝轮减速器，电动机、联轴节、主动链轮组成。

，主动链轮具有十个互相交错的槽齿。

传动时，槽齿与履带板上凸台齿合，实现绿带前进或后退。

履带链由履带板，销轴和插销等组成。

履带架的结构由架体，支重轮及张紧装置组成。

2.中央机架
由后架、前架、铲板摆动油缸支承架和前回转台组成。

是整个机器的基础。

其它各部都直接或间接地困联在中央机架上。

2.2.4液压系统
液压系统选用开式回路系统。

系统中仅有直径100、直径200两种规格的油缸7个，无液压马达，故选用多路换向伐集中控制。

切割机构和铲板的升降油缸均设计成背压平衡回路以控制下降速度。

13千瓦电动机驱动流量为66。

1升/分的齿轮油泵，它驱动：两个内径100毫米的切割机构推进油缸
两个内径200毫米的切割机构回转油缸
两个内径200毫米的切割机构回转油缸
一个内径200毫米的装载部升降油缸
1.系统的压力控制
控制系统压力是由多路换向伐中的溢流伐来实现的。

在调试时，借助于压力表的指示，调节溢流伐调节杆，将系统压力调整至140公斤/平方厘米。

安装在操纵台上的压力表，随时指出系统的压力变化情况。

可以以此决定调整钻进牵引速度。

当系统中压力超限时，溢流伐打开，向邮箱排油，实现系统过载自动保护。

2.系统的流量控制
仅对直径100的推进油缸实行节流调整。

3.系统的方向控制
各油缸的换向是通过操纵四联多路换向伐来实现的。

4.单向控制回路
当切割机构由上而下运动时，由于其自重较大，因而切割机构升降油缸内产生较大负荷，使切割头加速向下动。

为此在回路中加上单向节流伐，给以背压，构成单向节流控制回路，使切割机构运动平稳可靠。

5.销紧回路
为使切割机构升降油缸能在任何位置上定位，不致因换向筏的漏损而改变其位置或因油管破裂造成事故。

因此在回路中接人液控单向伐构成销紧回路。

6.节流、销紧及液压保护的综合回路
当装载部升降油缸定位在某一位置时，要求销紧。

故在回路中接人一对液
控单向伐。

但当其从上而下运动时，由于自重使其加速向下运动，在油缸小腔内产生负电荷。

因此，油缸大腔相联的液控单向伐关闭，一旦负负荷消失，单向伐就打开。

因此在系统内形成冲击，故需在系统中加单向节流伐，消除此冲击；另外，当切割机构向上乱岩时，装载部前端作为机体的支点而受力，因而装载部升降油缸小腔内的压力，随外负荷的增大而增到200公斤/平方厘米以上，为保护液压元件不致损失，故在回路中设一高压溢流伐，调定压力140公斤/平方厘米。

当油缸小腔内压超限，溢流伐打开，接通油箱。

7.管路与接头
本系统的管路除了部分采用无缝钢管外，其余为直径19毫米的高压胶管。

接头的形成有快速接头与螺纹连接两种。

快速接头是用“o”型密封圈颈向密封。

螺纹连接是端面密封。

接头与胶管的连接，采用特殊工具压制成扣压式不可拆卸胶管接头。

所有管件的耐压不小于180公斤/平方厘米。

8.油箱
油箱有效溶剂为362升，设有加油器和吸油管，吸油管端装有2³V-B160³100网式回油过滤器和油标。

2.2.5供水系统
为消除机组工作时产生的粉尘，保证安全和工人健康，本机构采用内、外喷雾除尘。

同时为提高切割电机的出力，减小外形尺寸。

电机采用外水冷式机构。

因此本机设有供水系统。

系统的水源部分为XPB160/55型喷雾泵站供水。

内喷雾的压力为40巴。

外喷雾的压力为10巴。

由于外喷雾水路和水冷电动机串联。

因此，机组开启，水冷电机供水，即外喷雾供水，但当工作面水量过大时，可停内喷雾。

一旦机组停车，即可关闭球伐，安全伐自动打开。

水经巷道排水沟流人水池。

喷嘴有PN-2直径1.2和PN-2直径2.5两种，前者共28个用于内喷雾，后者12个用于外喷雾。

电器系统
该系统对机组各个部分的电动机进行控制和保护。

系统中有五种规格的电机八台除切割机构和电动滚筒的两种电机为非标准型外，其他均为标准型号，对交流接触器的选用，考虑到装在隔煤箱中散热条件差，工作条件与地面情况差别大，为了安全可靠起见，降低容易使用。

为确保切割电机的可靠运转，采用了电子式反时限过流继电器
2.3掘进机稳定性计算
考虑机器在行走，工作过程中是否会翻倒，特作以下稳定性计算
机器重心如图所示机器有绕a点倾倒的危险
1.行走的静态稳定：
∂1arctg x=arctg5.178=63°
如图a所示=
63°是机器爬坡时有可能绕a点倾倒的临界角
有余63°＞设计角度（10°）。

故本机器在上坡时无绕a点倾倒危险
机器有绕a点倾倒的危险
如图b 所示
机器有绕b 点倾倒的危险
2α=arctg 3.905
.177=63°
当机器在坡度为63°的陡坡上下时，有绕b 点倾倒的危险。

而设计角度
10°＜＜63°，故此，本机器在按规定行进中无饶b 点倾倒可能。

3.如图C 所示
X 3=⨯
21
2400=1200毫米
X
853
.9012003
==arctg
103＞α（设计角度）
本机在这种工况下无绕C 点倾倒的危险
4°设履带与地板的摩擦系数μ=1，α为下降临界角 tg α=μ
α=arctg μ=45° α＞10°（设计角度）
在正常情况下，本机不会在坡道上下降
P 842014021⨯⨯⨯⨯=
π
=30085(公斤)
P 372002=公斤
S 厘米180
1=
S 5.1772=厘米
S 厘米5.1783= S=216厘米
2.截割时的稳定性
1.纵向稳定
A 向上截割机器有绕a 点，尾部抬起的可能性
P 介(S 2+S)=37200³（177.5+216）
=146382公斤²米
P 1803008511⨯=⋅S =54153公斤²米
P 112S S S ＞P ∙+）（自
所以机器的切割头由下而上纵向切割时，机器稳定
向下切割机器有绕b 点，前部抬起的可能性仅画出切割头受力方向
P 5
.17837200S 3⨯=自
=66402公斤米
P 公斤米226239)2165.1785.177180(30085)(3211
=+++⨯=+++S S S S
P 自S 3＜P 1(S 1+S 2+S 3)
由此可见，机器的切割头由上而下进行纵向切割较硬物料时，机器不稳定 所以本机器应避免由上而下的工作方式
2°横向稳定
P 吨力102=
P 吨力自2.37= h 米76.3= X 米2.13= P （吨米自
64.442.12.37X 3=⨯=)
P 吨米）(6.3776.31022=⨯=h
P 223X h ＞P 自
在这种工况下，机器不可能绕a 点扭动，稳定
2.4掘进机生产能力的计算
由经验公式Q=60KAV p
式中：A-切割头没入煤壁的剖面积，取0.3875米2
V p -截割头的牵引速度，对煤3.5分米
岩石1分米
K-煤岩的松散系数K=1.5
Q 小时）（米煤/062.1225.33875.05.1603=⨯⨯⨯= Q 小时）（米岩/88.3413875.05.1603=⨯⨯⨯=
3． 部件设计
3.1传动比和各轴转矩的计算
3.1.1确定总传动比
因为电机转速985转/分，而切割速度要求切割煤是3米/秒
切割岩石是1米/秒，所以确定总传动比是i 1总=16.088 i 2总=45.753 3.1.2确定各级传动比 如下图所示
第一级采用一对斜齿轮，取i 1=1.58 第二级为速度箱 快速i=1/1.58=0.632 慢速i=1.8
第三级，行星减速箱级H k -αα i=i 008.16125.49.321=⨯=i
3.1.3确定各级传动效率和总效率
已知：每对轴承（滑动）η=0.98 每对轴承（滚动）η=0.985 齿轮联轴器η=0.99 圆柱齿轮传动η=0.98
第一级
9653.0985
.098.0=⨯=∙=承
轮ηηη
第二级
9653.0985.098.0=⨯=∙=承
轮ηηη
第三级
21ηηη=
=0.956³0.951
=0.909
总体传动效率总η
=0.953909.099.09653.0⨯⨯⨯ =0.839
3.1.4确定各轴转距 a 轴
N=90瓦 n=985转/分
M=95500厘米）
公斤∙=⨯=(87259859095500n N
b 轴
N=90（瓦）024.8399.09653.02
=⨯⨯
分转快/985=η 分转）（慢/346.348.11.58985=⨯÷
=η M
厘米）公斤快∙=⨯
==(8049985024
.8395500/95500ηN
M
厘米）（公斤慢∙=⨯
==2289334.346024
.839550095500N/η
C 轴
N=90
瓦37.79956.099.09653.02
=⨯⨯⨯
厘米）
（公斤厘米）
（公斤分）
（转）（分）（转快慢快快慢快∙=⨯==∙=⨯===⨯⨯÷==÷=853598
.8837
.7995500N 95500M 30011564
.25237.7995500N 95500M /88.88.158.13.9985/564.2529.3985ηηηη
d 轴
公斤厘米厘米
公斤分）
（转）（分）（转）（瓦
慢快快慢快33489353.215
.7595500M 117760228
.615.7595500N 95500M /53.21125.49.38.11.58985/228.61125.43.99855.75839.090 =⨯
=∙=⨯===⨯⨯⨯÷==⨯÷==⨯=ηηηN
3.2 行星减速器设计计算
3.2.1第一级行星减速器计算
转入轴传递功率
分）
（转）（转速（瓦）
齿轮承/985~343.3461~8.11.58985024.8399.098.0985.09090222
2=⨯÷==⨯⨯⨯=∙∙⨯=ηηηηN
1°确定行星传动的结构形式及传动比 采用单级2K-H 传动 传动比i=3.9
2°据给定的2K-H 传动的传动比确定该行星传动的9.3=b
aH i 各轮齿数
9
.3)9.2(119
.2205858
20)19.3()1(20
3=--=-=-=-=-
==∙-=-===b aH H
ab
b aH H ab
a
b
H ab b a
b
aH b a i i i i Z Z i Z Z i Z Z u 由式由式由式选一般，选取行星轮数目 由给定的传动比9.3=i （设计结果为3.9）。

参照同类产品最后确定该2K-H
传动的各轮齿数为19
,58,20===g b a Z Z Z 用类比法选取各齿轮的模版位m=7毫米 3°计算几何尺寸
该2K-H 传动可分为a-g,b-g 两个齿 各组齿的标准中心距为：
毫米）
毫米）
(5.136)1958(721
)(21A (5.136)1920(72
1
)(2/1=-⨯⨯=-==+⨯⨯=+=g b ob g a oa E E m Z Z m A
a-g 齿合
内度圆直径 毫米）毫米）
(133197(1402072010=⨯===⨯===b o a mz d mz d mz
d
基圆直径
)(98.12420cos 133cos (556.13120cos 140cos cos 0022
010
1毫米毫米）
=⨯=∙==⨯=∙=∙=
αααd d d d d d i i o j o 节圆直径
毫米）
毫米(133)(140d d d d 0220110
=====d d 齿顶圆直径 （毫米）（毫米）1471721332D 1541721402200220011
00=⨯⨯+=+==⨯⨯+===+=mf d mf d D mf d D e e e
齿根圆直径
毫米）毫米）
(5.11525.172133)(2D (5.122)25.01(72140)(2)(2002i2001100=⨯⨯-=+⨯-==+⨯⨯-=+⨯-=+-=x x i x
i c f m d c f m d D c f m d D
全翅高
75.15725.225.221=⨯===h h m
h
a-g 翅合 分度圆直径
毫米毫米
40658713319702010=⨯==⨯==d d mz
d 基圆直径
毫米毫米
515.38120cos 406979.12420cos 133cos 210
0=⨯==⨯==
i i i d d d d α 节圆直径
毫米
毫米
40613320110
====d d d d d
齿顶圆直径
（毫米）
（毫米）39217240621471721332202210
011=⨯⨯-=-==⨯⨯+=+=e o
e e e D m
f d D D m f d D
齿根圆直径
（毫米）（毫米）5.423)25.01(72406)
(25.115)25.01(721332200220011=+⨯⨯+=++==+⨯⨯-=+-=**
i i i i D C f m d D D C mf d D
全齿高
毫米）(75.15725.225.221=⨯===h h m
h 4°重叠系数验算 a- g 齿合
由式
()()[]
2
2
21112211arccos ,arccos 21
e e D d
D d tg tg z tg tg z σσααααααπ
ε==-+-=
式中
19
,20,20766.31147
98
.124arccos ,322.31154556
.131arccos 2121=======z z
ααα
()()[]
1
55.120766.311920322.312021
＞tg tg tg tg =-+-=
πε
a-g 齿合
由式
()()[]
20,58,1921212211===---=αααααπ
εz z tg tg z tg tg z 式中
28.13147392
55
.381arccos ,766.31147979
.124arccos
2
1====αα
()()[]
1
953.12028.135820766.311921＞tg tg tg tg =---=
πε
满足要求!
5°装配尺寸的验算
对于所设计的2k-H 传动，应满足如下的装配条件
1)邻接条件
按式 Deg ＜2Asin u
180 验算其邻接条件
Deg=147, 中心距A=136.5 行星轮个数u=3
147＜2³ 136.5³ sin (
424.233180=
毫米 满足要求邻接条件!
2)同心条件 由公式 a Z +
g
b g z z z -=验算该2K-H 传动的同心条
39
1958=-=-g b z z 39
1920=+=+g a z z
39=39
满足同心条件! 3)安装条件
为使径向力互相抵消，安装行星抡时，应将行星抡匀称的分布 由式
263
58
20=+=+（整数）r u z z b
a （满足同心条件）!
6°行星齿轮传动的强度验算
分别选用各齿轮的材料，热处理及其硬度如下
A 、齿面接触强度计算
a- g 啮合
由于中心轮浮动，行星轮间载荷分配不均匀的系数1.1=Ωk
()()
()()
厘米公斤厘米公斤·3106~883619202951~8394··2951~83943985~342.346101.1024.8355.910·55.921122
166
1=⨯==∴=⨯⨯⨯⨯=⨯Ω=z z
M M ＞z z u
n N M k
由资料1的表1-6得 03.1=i K 由资料1的表1-9：
5
.1/9851==d K n 分时
转当
2
.1/342.3461==d K n 分时转当
得
236.12.103.1545.15.103.121=⨯==⨯==K K K K K d
i
由资料1的得1=s K 由资料1的表1-10得
[]
()()()[]
()[
]
通过
）厘米（公斤齿宽（厘米）取中心距（厘米）取式中：由式厘米公斤i
＜i i ＜
B A I
i I Bi
KM A i z z HRC i 8875
053
.178836236.11053.165.131073/5883053
.173106
545.11053.165.131070i 765
.131i ·107053
.119
20i /15680
56280280322312
3
212=⨯⨯⨯+=
=⨯⨯⨯+⨯
=--≤+=====⨯==
B 、轮齿弯曲强度的计算
a-g 啮合
考虑在行星轮间载荷分配不均匀的系数15.1=Ωu
()()
厘米公斤·3247~92381.115.13106~88362=⨯=ΩΩ=
∴k u
M
由资料1的表1-11得
[][][][]()
[]()
[][]1
21
1
212
2
12
22
2
2221212
2221
22][/(549268
.0269
.0547/1306268.0269
.01302/547269
.07.03.137545.131062/1302269.07.03.137236
.192382269
.0268.0181,,7
.02/(382875.11200110005.075
.11200
5.01
w w y bx ＜＜y ＜＜y y y y m ＜m y Bd K
M ∂=⨯=∂=⨯
===⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯===--===+⨯=+=）厘米公斤）厘米（公斤由式厘米公斤厘米公斤得由图号同前分别齿形系数其中同符摸数（厘米）取式中由式）厘米公斤ωωωωωσωωωωωωωσσσσσσσσσσσσσσ
通过！ b-g 啮合
[]75.11200
50.01+∂⨯=
∂bx w
=75.11200
1100050.0+⨯
=3828（公斤/厘米2
）
[]6.1900
50.02
+∂⨯=
∂bx w
=6.1900
750035.0+⨯ =2203（公斤/厘米2
）
由图1-8得 324.0,269
.021==y y 由式
1111my Bd k
M ασω=
()
[]121
/1302269
.07.03.137236
.192382ωωσσ＜厘米公斤=⨯⨯⨯⨯⨯=
[]通过）厘米公斤）厘米（公斤由式]
[/(454324
.0269
.0547/1080324.0269
.01302212
222
2
21
w w y ＜＜y ∂=⨯=∂=⨯
==ωωωωσσσσ
7°传动效率的计算H k -α
956
.0985.0985.0·985
.09
.2198
.09.21·19
.220
5822
1=⨯===+⨯+=
-=
-=-=-=承考虑轴承的摩擦损失得
由式ηηηηηη
b aH b aH H
ab
H ab b aH
a b H
ab
i z z i
3.2.2第二级行星减速器设计计算 轨入轴承功率
()()分）
转转速瓦齿
轮承/(56.252~81.889.3~9.38.158.1985371
.7999
.098.0985.0956.090·90222
221=⨯⨯÷==⨯⨯⨯⨯=∙⨯=n N ηηηη
1．确定行星轮传动的结构形式及传动比
圆柱直齿2K-H 传动 传动比i=4.125
2.根据给定2K-H 传动的传动比i=4.125，确定该行星传动的各轮齿数： 选取行星轮齿数u=3 选取 Z a =16 由式 Z a b ah b
z i ）1(-=
Z 50
16
)1125.4(=⨯-=B
由式
125.316
50-=-
=-
=a
b h ab
z z
由式
125.4)125.3(11=--=-=H ab
b aH i i
据给定的传动比
125.4=b aH i （设计结果为4.125）最后确定该2K-H 传动的个轮池数为50
,16,16===b b a z z z
参考有关的结构，以类比法选取各齿轮的摸数为m=9毫米 3°几何尺寸计算
该2K-H 传动可分为a-g,b-g 两个啮合
各组啮合的标准中心距为：
()
()()()毫米）毫米）
(1531650921
21
(144161692
1
2
1
=-⨯⨯=-==+⨯⨯=
+=g b ob g a oa z z m A z z m A
根据实际需要，定 A=149.94
a- g 啮合采用正变位，凑中心距，改善齿轮啮合 b-g 啮合采用正变位，凑中心距，改善齿轮啮合 a-g 符合 中心距变动系数
66
.09
14494.1490
=-=-=
m
A A λ
啮合角
75032520cos ·94.149144cos cos ·cos 1001'
''=⎪⎭⎫
⎝⎛=⎪⎭⎫
⎝⎛=-- ααA A
变位系数和
()751.0)
20750325(202216200
=-'''⨯=
-=
∑
∑
inv inv tg inv inv tg z αααξ
反位系数和
091
.066.0751.0=-=-=∑λ
ξσ
定
438.0,313.021==ξξ
分度圆直径
毫米）(1441691
010=⨯===m z d m z d
节圆直径
毫米）
(94.14916266.0211441=⎪⎭⎫ ⎝⎛
⨯⨯+=d
基圆直径
毫米）毫米）
(316.13520cos ·144(316.13520cos 144cos ·210
0=====
i i i d d d d α
齿顶圆直径
()())
(246.1689)091.0438.01(2144)
(996.1659091
.0313.0121442D 210011毫米毫米=⨯-++==⨯-++=-+⨯+=e e D m
f d σξ
齿根圆直径
()
()())(384.1299
25.0438.012144(134.127925.0313.01214422100毫米毫米）
=⨯+--==⨯+-⨯-=+--=*e i i D D m
C f d
D ξ
全齿高
()())
(384.1299091
.025.0222100毫米=⨯-+==-+=h h m
c f h σ
b-g 啮合
中心距变动系数
34.09
15394.149A -A 0
-=-=
=
m
λ
啮合角
32921420cos 94.149153cos cos cos 1001'''=⎪
⎭⎫
⎝⎛=⎪⎭
⎫
⎝⎛=--
ααA A 变位系数和
()()
438.020
3292142021650200
2-=-'''-=
-=
inv inv tg inv inv tg z αααξε
反变位系数
098.0)
34.0(438.0-=---=-=∑λ
ξσ
定
6776,2396.021-==ξξ
分度圆直径
)(144
169010毫米=⨯==d m z
d )(45050902毫米=⨯=d
0cos α∙=d d i
毫米316.13520cos 144cos 0011=⨯== αd d i 毫米862.42220cos 450cos 0
022=⨯== αd d i
节圆直径
⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+
=2021z d d λ
()毫米
12.1413434.021*********=⎪
⎭⎫ ⎝⎛
-⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=z d d λ
毫米
4413434.021*********=⎪
⎭⎫ ⎝⎛
⨯-=⎪⎪⎭⎫ ⎝
⎛-=z d d λ
齿顶圆直径
()()()()
毫米077.1689
098.02396.012144210011=⨯--++=∙-++=m f d D e σξ
()()()()毫米567.4279
098.06776.012450220202=⨯--+-=∙+--=m f d D e σξ
(
)
()()
毫米125.8139
25.00.2396-12144C 21010i1=⨯+-=∙+--=*m f d D ξ 最后确定g 啮合的齿顶圆和齿根圆直径如下：
毫米
毫米
813.125077.168==ig
eg D D
4°重叠系数计算，齿顶厚度 a-g 啮合 由式
()()[]
20,16,16382.36007
.168316
.135cos 395.35996
.165316
.135cos cos 21
211
21111122211========-+-=
---αααααααπ
εz z D d tg tg z tg tg z e i 式中
重叠系数
()()[]
1832.120382.361620395.351621＞tg tg tg tg =-+-= π
ε
齿顶厚：
()
()
()毫米式中由727.520395.35996.165144996
.16520313.022*******
0=--⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯=∴⎪
⎭⎫
⎝⎛+=--=
inv inv tg s tg m s inv inv D d D
s s ea e e e e παξπαα ()()
毫米24.520382.36007.168144007.16820438.0229=--⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯= tg inv tg s eg πa-g 啮合 重叠系数：
()()[]
20,50,1651.8567
.427862
.422cos 382.36007
.168316.135cos cos 21
21
1
2111
1e12211========---=
---αααααπ
εz z D d tg tge z tg tge z e e i 式中
()()[]
155.22051.81620382.361621
＞tg tg tg tg =-+-=
πε
齿顶厚：
()
()
()
毫米由726.320382.36007.168144
007
.168202396.022922000=--⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯=--⎪⎭⎫ ⎝⎛+=
inv inv tg s inv inv D d D
tg m s eg e e e e παααξπ()()
()毫米6.142051.8567.427450567.427206776.0229=--⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯-⨯+⨯=
inv inv tg s eb π
5°装配条件的验算 1)邻接条件
由式
u a D eg
180sin
2<验算其邻接条件
7
.2593180sin 2007.168=<=
s D eg
满足条件!
2)同心条件
由式
bg
g b ag
g
a z z z z ααcos cos -=
+
9214,0325'
='= αα
3
.350325cos 2
16cos ='⨯=
+ ag
g a z z α
3.359214cos 34
cos ='=
-
bg
g b z z α
满足同心条件
3）安装条件
由式整数）(r u z z b
a =+
22350
16=+∴
满足条件!
6°行星齿轮传动的强度计算
选材如下：
A 、齿面接触强度计算 a-g 啮合
太阳轮浮动，行星轮间载荷分配不均匀系数
1.1=Ωk
由于两种转速都较低，动载荷差别不大。

因此仅取大扭距计算。

公斤厘米）
分
转瓦(3129531
.181.88371.7995500N 95500
M /81.88371.791=⨯=Ω===u n n N k
2
.1=k
由资料1中表1-6得：
03.1=i k
1
236
.103.12.1==⨯==s i d k k k k
由资料1中表1-10得
[][]()2
i
2
/1568056280/280厘米公斤厘米公斤=⨯==σσHRC i 由式
()[]
i i Bi
kM
i A σσ≤+=
1
3
11070
式中
1161612===
z z i
其同符号同前
B=10.4厘米 A=14.994厘米
()[]
i
i σσ≤=⨯⨯⨯+=
）厘米公斤2
3
/(123091
4.1031295236.111994
.141070
通过
2）b-g 啮合 厘米公斤·31295M 1=
由资料1中表1-6得：03.1=i k 由资料1中表1-9得：2.1=d k
1
236.103.12.1==⨯=∙=s i d k k k k
由资料1中表1-10得
[]2
/7002802525厘米公斤=⨯==HB i σ
由式
()
[]
i i Bi
kM i A σσ≤+=
1
3
11070
式中
125.3165012===z z i
()
[]
i i σσ<=⨯⨯⨯-=
）厘米公斤23
/(3332125.34.1031295
236.11125.3994
.141070
B 、齿轮弯曲度的计算 1）a-g 啮合
15.1=Ωu
公斤厘米）(327181.115
.131********M
k
=⨯
=ΩΩ
=u
由资料1中表1-11得
[]75.112005.0+=
bx σσω
[][]22
1
/382975
.11200110005.0厘米公斤=+⨯=
=ωωσσ
由资料1中表1-18得
389.03.021==y y
由式
[][]1
11112ωωσσ≤=
m y Bd K
M
式中符号意义同前
K=1.236 厘米
厘米
公斤4.10B ·327181==M 厘米
厘米
9.0994.141==m d
由式
[]1
2/19200.30.914.99410.4236
.1327182ωωσσ＜厘米公斤=⨯⨯⨯⨯⨯=
由式
[]2
1
1
2y y ωωσσσ≤=
通过 2）b-g 啮合
由资料1中表1-11得
[]75.11200
5.01
+=
bx σσω
[]6
.190035.02
+⨯=
bx σσω
=6.1900
750035.0+⨯
=2230（公斤/厘米)2
K=1.236
由图1-18得， y 1=0.389, y 2=0.489
[]()
[]
　w ＜m y Bd K
M 1211
2
111/1481389.09.0994.144.10236.13271822σωσσσωω厘米公斤=⨯⨯⨯⨯⨯=
≤=
由式
()
[]通过！
厘米公斤2
2
489
.0389
.02
1
1
2/11781481y y ωωωσσσ＜=⨯==
7°2k-H 传动效率的计算
125.3-=-
=a
b
h ab z z i
125
.3198
.0125.3111+⨯+=
-⨯-=h
ab
h
ab h ab b ah
i i ηη
考虑轴承的摩擦损失得
951
.098
.0985.0985.02=⨯⨯=η
3.3行星减速器中心周轴的设计计算
如下图所示分别设计b 轴和c 轴
3.3.1b 轴
1.传递功率 N=83.024(千瓦)
转速n=346.34(转/分)
所传递扭距M=22893(公斤²厘米)
由式 D 10
≥3n
N
D 10≥334
.346024.83n =6.2（厘米） 取 D=10（厘米） d=6（厘米） 2．强度较核 1）由式
[]
[]材料对循环系数影响扭矩力的绝对尺寸表面状态系数
应力集中系数扭矩作用所引力的有效式中----=≥+=
-τττττ
τ
ψεβτψτβετR 5
.11
s s R s m
a I
T w M
=
τ
()
()()
()
()
()22
2
3
4
4
4
4
T /98.66/98.662
1
/95.1339.170228939.17061010
1616·22893厘米公斤厘米公斤厘米公斤厘米厘米
公斤=====
=
=-⨯=
-=
=m T
a T
T w M
d
D
D
M ττττπ
π
ω
查资料[2]表15得 2
1/2800厘米公斤=-τ
查资料[2]表1得 2.2=τR
查资料[2]表5得
80.0=β 查资料[2]表6得 70.0=τ
ε
查资料[2]表15-1得
1.0=τψ
[]s S >=⨯+⨯⨯=
1098
.661.098.667.08.02
.22800
τ 2） 由
[]
s s T s ≥=
max
τττ
查资料[2]表15-1得
2max 2
/95.133/6650厘米公斤厘米公斤===T T s τττ
[]
s s >==
4995.1336650τ。