液压绞车设计说明

1绪论
1.1课题背景
1.1.1 研究目的和意义
总采工作面设备搬迁包括：采煤机、工作面刮板输送机、液压支架、机以及一些其他辅助设备的搬迁。

其中液压支架的搬迁量占到总搬迁量的%
70到%
75，所以液压支架的搬迁效率直接影响综采工作面的工作效率。

本设计的液压绞车主要是为了提高液压支架搬迁效率。

与传统煤矿井下电动绞车相比较液压绞车有着自己独特的优点[1]：
(1)动力源由液压代替了电动，减少了电气设备可能带来的危险。

(2)可以通过液压马达自身实现高低速度调速，在带动负载时液压马达低速，没有负载时液压马达高速，这样可以提高钢丝绳的利用率。

(3)液压绞车管路采用了大量快换接头，通过高压橡胶管联接，乳化液泵站可以采用液压支架的泵站，加强了绞车的可移动性。

而且随着液压技术的迅速发展，液压传动已经在各种各样的机械上得到了广泛的应用，代替许多的机械结构。

液压传动具有很多优点：
(1)易于获得很大的力和力矩,使液压传动成为最省力的有效手段。

(2)可以实现无级调速和稳定的低速运转性能，而且能获得很大的调速比，还容易获得极低的运转速度，使整个系统简化。

(3)能容量大，用较小的重量和尺寸的液压件就可以传递较大的功率使机械结构紧凑,体积小重量轻.矿用防暴绞车由于受井下空间尺寸的限制，就要求体积小。

同时液压系统的惯性小，起动快，工作平稳，易于实现快速而无冲击的变速与换向。

(4)易于获得更复杂的机械动作，以直接驱动工作装置。

(5)动力传递方便。

(6)易于实现安全保护,能只动防止过载，满足绞车安全工作的要求。

(7)液压元件能自行润滑，延长使用寿命。

(8)液压元件易于实现标准化，系列化，通用化。

采用专用液压绞车进行液压支架的搬迁可以加快搬迁速度，提高液压支架使用效率以及综采面生产效率，实现恒力控制和离机操作，对井下工作人员在搬迁液压支架时的安全起到非常大的保障。

1.1.2 国外的发展现状
20世纪年代后期，日本、美国又开始推广应用液压—机械传动绞车。

其优点是高速小扭矩液压马达具有制造容易、质量稳定、寿命长、传动效率高、噪音低、体积小等。

日本三井三池制作所引进西德盖特拉马齐克公司和法国
西克马菲尔公司的高速液压马达，研制了卷简直径为m
2的.
MHW型液压防爆绞车，高速液压马达经行星减速器传动卷-S
5
1
2000
22-
筒，用操作手柄改变变量泵斜盘的角度来实现无级调速。

主电机采用鼠笼式电机，比绕线式电机的结构简单、价格便宜、坚固耐用及效率较高，而且无滑环，运行时不产生火花，电控系统易实现防爆。

钢丝绳直径为mm
22.容
5
绳量为m
33时最大
3.，静力为kN
3
40时提升速度为m/s
1100，最大静力为kN
提升速度为m/s
4，主电机功率kW
160。

由于液压—机械传动绞车的优点很多，在国外应用广泛并逐步向大型化发展[2]。

2005年国直径最大的液压防爆绞车在省重机公司试车成功，并顺利发往大雁煤业公司。

这台液压防爆绞车直径达m
3，宽度m
2.，最大静力为
5
1767，最大提升速度为m/s
4，具有良好的防爆性能、120，最大容绳量m
kN
稳定的无极调速性能和低速运转性能，节能效果明显。

由于其配置科学合理、结构紧凑、体积小，可大大节约硐室基建成本；又由于其具有性能参数高、安全可靠、操作简便易学、寿命长、综合运行成本低等优势，在井下
30的斜坡上，这台绞车一次可提升t
24的煤炭，其直径和提升力均称得上是国之最矿井防爆绞车按其拖动方式可分为电动防爆和液压防爆两大类。

国外由于电器技术水平较高，井下工程机械化程度高，一般巷道和硐室较大，设备安装方便，较早的开始推广应用电动防爆绞车，主要是绕线型电机转子外接电子调速。

其缺点为发热严重，占地面积大，电控系统复杂，成本高，调整性差。

随着液压技术的不断发展，轴向柱塞式和径向柱塞式液压马达系列产品推出，并逐渐用于井下提升设备和研制液压防爆绞车。

液压防爆绞车具有结构紧凑、造价便宜、起动平稳、调速方便、过载保护等优点，特别是采用鼠笼式电机拖动，使电控系统简单，实现了防爆要求。

在国外，液压防爆绞车根据结构形式可分为两大类：一类是采用低速大扭矩柱塞液压马达直接拖动绞车卷筒的全液压传动式；另一类是采用高速小扭矩柱塞液压马达经减速器再拖动绞车卷筒的液压—机械传动式。

电动防暴绞车包括调度绞车和回柱绞车等。

调度绞车是供井下回采工作面和掘进工作面装载站，调度编组矿车及中间巷道拖运矿车，也可用于短距离运送材料，井下广泛使用。

回柱绞车主要用于回采工作面中的回柱放顶，也可用来拖运重物和调度车辆[3][4]。

大约在60年代中期，研制出防暴液压绞车在煤矿井下使用.英国是最早研制液压绞车的国家之一。

60年代就有液压绞车问世.彼克诺斯公司研制了一种适用矿井用的轻便液压绞车,结构紧凑,井下运输很方便。

其型号为
43
/
20/
H、04700
/
H，
/
30/
900
900
20/
900
2150
/
900
H、2150
H、2165
/
30/
电机功率为kW
22.。

采用传力式液压马达和斜盘式双向变量轴向柱
15或kW
3
塞泵,具有恒功率控制装置,工作介质可用40
60/号阻燃液。

日本三井三池制作所制造出第一台防暴液压绞车，以后反复进行了多种
设计和改，生产有40和75等几种型号的防暴液压绞车，具有手动和半自动两种运转方式。

液压控制方式与电动控制方式进行比较，液压控制方式能任意选择所需要的速度，操作简单，能任意调整加减速度，易于防暴结构，电器控制系统复杂，维修麻烦。

联、波兰、德国等国家研制和采用液压安全绞车作为倾斜煤层的采煤机的防滑、同步牵引设备。

这些国家还矿泛采用液压无极绳绞车牵引井下运输用的卡轨车和单轨吊。

日本三井三池制作所研制的小型液压绞车系列，主要用于煤矿井下作辅助运输，功率有kW
37及kW
48三档。

其采用高
22、kW
速轴向柱塞式液压马达通过安装在滚筒部的行星齿轮减速箱拖动绞车运转，因而结构紧凑，体积小[5]。

我国煤矿井下防暴液压绞车的研制和应用比欧美、日本大约晚10年，在煤与沼气突出的矿井都要使用防暴型电器设备。

由省煤炭科学研究所和省煤矿专业机械厂共同研制1
BYT-型防暴液
1.
BYT型防暴液压绞车和6
-
1200-
压绞车，并随同研制了16
E
NIM-型防暴绞车。

国其它厂家也进行了液压绞车的研制工作，煤机厂研制了Y
-型防暴液压绞车，它采用高速液压
JT1200
马达通过行星减速箱驱动滚筒，矿山机械研究所研制采用高速马达驱动的防暴液压绞车。

液压绞车是利用液压马达直接或通过减速箱拖动滚筒的一种绞车。

防暴液压绞车是在一般液压绞车的基础上配上防暴电气设备并在结构上满足煤矿井下使用，具有良好运转特性，在低速运转、起动和制动时比电控绞车效率高且操作简单、体积小、重量、安全效率高。

一般均由机械部分、液压传动部分、电气部分组成。

主要用于：船舶、港口、建筑、矿山和林业。

液压控制方式能任意选择所需要的速度，操作简单能任意调整加减速度、易于设计防暴结构、保养维护容易。

1.2 液压绞车的工作原理和用途
液压绞车是利用防爆电动机1带动乳化液泵2，然后乳化液泵带动变量液压马达3，液压马达将动力通过减速器拖动滚筒转动。

绞车的正反转和高低转速改变依靠马达自身调节完成。

原理图1-1
1电动机 2主油泵 3液压马达
4减速箱 5绞车滚筒
图1-1 绞车工作原理图
液压绞车用途：主要用于井下综采工作面液压支架以及其它井下设备的安装和拆除。

1.3 液压绞车的特点及分类
1.3.1 液压绞车的特点：
绞车采用液压传动，减少了产生电气火花的元件。

使用鼠笼电动机，使电器控制简单，容易做成防暴型。

所以采用液压绞车是解决煤矿井下绞车全防暴问题的有效途径。

由于用管道传递压力油，所以液压元件和各种机械装置都容易布局，各个元件的安装可以随意放在任何适当的位置，因此便于液压绞车进行远距离操作。

1.3.2 液压绞车的分类
1.按传动方式分：
（1）全液压传动的液压绞车
（2）液压机械传动的液压绞车
2.按操作方式分：
（1）手动操纵方式的液压绞车
（2）远距离液控操纵方式的液压绞车
（3）远距离机械操纵方式的液压绞车
（4）自动化或半自动化操纵的液压绞车
3.按滚筒数量和结构分：
（1）单滚筒液压绞车
（2）双滚筒液压绞车
（3）摩擦轮式液压绞车
4.按油泵的数量分：
（1）单泵驱动的液压绞车
（2）双泵驱动的液压绞车
（3）多泵驱动的液压绞车
5.按马达的数量分：
（1）单液压马达拖动的液压绞车
（2）双液压马达拖动的液压绞车
（3）多液压马达拖动的液压绞车
6.按驱动液压马达的形式分：
（1）低速大扭矩轴转径向柱塞式曲线液压马达驱动的液压绞车
（2）低速大扭矩壳转径向柱塞式曲线液压马达驱动的液压绞车
（3）低速大扭矩曲轴连杆式径向柱塞式曲线液压马达驱动的液压绞车（4）低速大扭矩静力平衡式径向柱塞式曲线液压马达驱动的液压绞车
（5）高速轴向柱塞斜盘式液压马达驱动的液压绞车（6）高速轴向柱塞斜轴式液压马达驱动的液压绞车（7）中速中扭矩摆线式液压马达驱动的液压绞车
7.按液压泵站布置方式：
（1）泵与绞车主体组装在一起的液压绞车
（2）泵站与主体分开装设的液压绞车
（3）泵站布置在隔开的硐室的液压绞车
8.按矿山液压绞车的功能分：
（1）提升人员及物料用液压绞车
（2）运输物料货载用液压绞车
（3）牵引矿车、卡轨车和单轨吊用的摩擦轮式液压绞车（4）倾斜煤层工作面采煤机防滑用液压安全绞车
9.按液压绞车的用途分：
（1）矿山用液压绞车
（2）建筑用液压绞车
（3）船舶用液压绞车
（4）冶金、林业等用液压绞车
第2章液压绞车的总体设计
2.1 液压绞车总体布置设计
井下巷道狭窄，因此，绞车滚筒与液压马达沿着巷道一侧垂直煤壁布置，乳化液箱、乳化液泵和电动机则沿同一侧平行煤壁布置。

此布置有利于绞车在井下工作并且能节省空间。

如图2-1所示：
1滚筒 2液压马达 3阀组 4乳化液箱
5乳化液泵 6电动机
图2-1 液压绞车布置图
2.2 液压管路的布置设计
液压绞车的油管主要采用无缝钢管、紫铜管和耐油橡胶软管三种形式。

本设计主要采用高压橡胶软管能够吸收液压冲击和震动，管路布置时在满足各个部件的联接的前提下尽可能的减少管路的长度。

为了提高绞车灵活性和快速性大量的采用了快换接头大大的提高了绞车的可移动性。

管路布置如上图2-１所示。

2.3 减速器总体设计
减速器是原动机和工作机之间的独立闭式传动装置，用来降低转速和增大扭矩，以满足工作需要。

井下空间狭窄为使绞车体积减小，结构紧凑，其减速机构采用了两组齿轮传动副和一组行星轮系，并将其装入滚筒体。

马达轴半伸入滚筒端部。

在绞车部各个转动处均采用滚动轴承支承，使绞车运转灵活[6]。

滚筒由铸钢制成，其主要功用:在滚筒面上缠绕钢丝绳以牵引负荷；在滚筒的制动盘上安装液压盘闸，用来操纵绞车的运行或停止。

减速器结构如图2-2所示：
图2-2 减速器结构
2.4 液压盘闸的总体设计
液压盘型制动闸用螺栓固定在支座上，它的工作原理是用油压松闸，弹簧力制动。

当制动时，在蝶形弹簧的作用下，迫使活塞向前移动，通过调整螺钉，活塞杆将滑套推出，使制动块与滚筒上的制动盘接触，产生制动[7]。

当油缸充入压力油后，压力油推动活塞向后移动，压缩蝶形弹簧，并通过调整螺钉带动活塞杆向后移动，此时在两个弹簧的作用下，通过螺钉使制动块也向后移动，离开制动盘实现松闸。

转动放气螺栓，可排除油缸中存留的气体，以保证制动闸能灵敏的工作。

盘型闸有时可能有微量的泄，此泄可起到滑套与支座间的润滑作用。

但长时间可能存油过多，因此应定期从放油螺栓处放油[8]。

如图2-3所示：
图2-3 液压盘闸结构 2.5 乳化液泵站的选择
表2-1 泵站主要参数
乳化液泵
乳化液箱 电动机 公称压力MPa 16
功率kW 37 公称流量L/min 80 容积L 640 转速r/min 1480 乳化液泵站由乳化液泵和乳化液箱组成，主要为综合机械化采煤工作面
液压支架、普采工作面单体液压支柱和其他以液压为动力的机械提供动力源。

由设计参数泵站压力MPa 20=P 和泵站流量L/min 80=Q ，选择乳化液泵的型号：2080/BRW 。

乳化液箱的型号：640-RX ，组成乳化液泵站。

与之相配套的电动机为三相交流卧室防爆电动机型号：30-DYB [9]。

乳化液泵站的主要参数：如表2-1。

2.6 钢丝绳的直径选择和容绳量验算
2.6.1钢丝绳直径选择
根据与常见煤矿井下绞车滚筒直径比较，取本设计滚筒直径mm 360=D ，滚筒宽度mm 400=B ，滚筒深mm 140=h 钢丝绳绳速
m/s 125.0ν=，
容绳长度m 200=L ，液压支架与底板的摩擦系数为6.0=μ，液压支架重量为t 20=m 。

N 1176008910002060=⨯⨯⨯==..mg F μ
式中F —钢丝绳牵引力, N
取钢丝绳的抗拉强度2N/m m 1520=B σ，在满足拉力并留有少量拉力余量的情况下尽量减小钢丝绳的直径，查钢丝绳规格表5151520196.--⨯-特-镀锌-右交叉捻，其技术特征为：钢丝绳直径m m 5.151=D ,绳中最粗钢丝直径mm 0.1=σ，钢丝绳全部钢丝断裂力总和N 368500=d Q ,每米重N/m 475.8=p 。

2.6.2容绳量的验算
mm 4.113036014.3=⨯==D l π
式中l —滚筒一圈的容绳量，mm 4.265
.154001===D B n ，取整26=n 式中n —滚筒容绳圈数
m m 29390264.11301=⨯=⋅=n l l
式中1l —钢丝绳一次缠满滚筒的长度，mm
8.629390
20000012===l L n 取整72=n 式中2n —钢丝绳缠绕圈数
mm 140mm 5.10875.15<=⨯ 滚筒容绳量满足要求。

2.7 液压马达的选择
2
D F
M ==m N 14112236.0117600⋅=⨯ 式中M —滚筒负载力矩，m N ⋅
F —钢丝绳牵引力，N
60
2rn πν= 式中n —绞车滚筒的转速r/min
r/min 6.618
.014.32125.060π2ν60=×××==r n 煤矿液压马达一般转数在r/m in 500~21=M
75.75~3.06
.6500~21===
n M i 根据与常见煤矿井下绞车减速比比较：取41=i
m N 1.34441
1411222⋅===i M M 式中2M —液压马达输出扭矩，m N ⋅
1n =i n ⨯=r/min 62704166..=⨯
式中 1n —液压马达转数，r/min 液压马达理论排量Mm P M q η28.62==ml/r 7.11395
.02001.3448.62=×× 式中 P —系统工作压力，Pa
Mm η—液压马达的机械效率 查机械设计手册取95.0=Mm η 液压绞车实际牵引力：N 1741112
3604194021=⨯==./D Ti F 式中T —液压马达转矩，m N ⋅
i —总减速比
D —液压绞车滚筒直径，m
由于乳化液泵站的工作压力为MPa 20,所以选择的液压马达额定压力最小为MP 20并且由以上计算查《机械设计手册》第四卷，选取液压马达型号为630322.QJM -。

该型马达具有重量轻、体积小、调速围大、可有级变量、工作可靠、寿命长等一系列优点。

目前已应用于矿山工程、起重运输、冶金重型、船舶、机床、轻工注塑、地质探勘等部门。

QJM 型液压马达结构上主要特点：该型马达的滚动体用一只钢球代替了一般曲线液压马达所用的两只以上滚轮和横梁，因而结构简单工作可靠、体积重量显著减少。

运动付惯量小，钢球结实可靠，故该型马达可以在较高转速和冲击负载下连续工作。

摩擦付小，配油轴与转子力平衡，活塞付具有静压力平衡和良好润滑条件，并采用软行塑料活塞密封高压油，因而具有较高的机械效率和容积效率。

该型马达具有二级和三级变量排量，因而具有较大的调速围。

机构简单，拆修方便，对油清洁度无特殊要求，油的过滤精度可按配套泵的要求选定。

该系列标准型液压马达的出轴一般只允许承受扭矩，不能承受径向和轴外向力、Z QJM -型液压马达的出轴可承受径向和轴外向力。

T QJM -型马达，中心具有通孔，转动轴可以穿过液压马达。

具体型号以及参数：排量：ml/r 664输出转矩m •N 1880，排量：ml/r 318输出转矩:m •N 940，额定压力MPa 20=P ，尖峰时压力MP 531.P =，功率W 819k .P =。

第3章 液压绞车的结构设计计算
3.1 减速器的设计计算
减速器传动方式，本设计的减速器采用二级齿轮传动和一级行星齿轮
传动。

3.1.1 齿轮的设计计算
1.基本参数的确定
(1)按传动方案，选用齿圆柱齿轮传动。

(2)减速器为一般机械，故选用7级精度（GB10095-88）
(3)材料选择。

选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS 。

(4)选小齿轮齿数z 1=17，大齿轮齿数z 2=1uz =913717232...=⨯ 2.按齿面接触强度设计 确定公式的各计算数值
由设计计算公式进行试算，即：
[]()
3
2
11132.2H
E
Z d u
u KT d σφ±≥ （3-1）
式中K —载荷系数；
H σ—接触疲劳强度极限； E Z —材料的弹性影响系数； d φ—齿宽系数
（1）试选载荷系数3.1=t k
（2）计算小齿轮
n
P .T 5110595⨯= （3-2）
由式（3-2）得：
6
2708191059551...T ⨯⨯=
=mm N 10966⋅⨯.
（3）选取齿宽系数d φ=1
（4）查得材料的弹性影响系数8.189=E Z MPa 1/2
（5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600lim =l H σMPa ；大
齿轮的接触强度极限550lim =l H σMPa ；
（6）查得接触疲劳寿命90.01=HN k ；95.02=HN k （7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，
[]S
K H HN H lim σ
σ=
（3-3）
由式（3-3）得：
[]6009.01⨯=H σ=MP 540 []55095.02⨯=H σ
=MP 5522.
3.计算
（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 由式（3-3）得：
32
5
15522818922231109631322⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯≥.......d
=mm 8854.
（2）计算圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π （3-4）
由式（3-4）得：
m/s
7701000
606
2708854143....v =⨯⨯⨯=
（3）计算载荷系数
根据770.v =m/s,7级精度，查得动载荷系数1=v K ； 直齿轮，假设N/m m 100<b F K t A 。

查得2.1==ααF H K K ； 查得使用系数1=A K ；
小齿轮相对支承非对称布置时，
()()
3
1885410230116011801102306011801322322.....b
...K d d H =⨯⨯+⨯⨯++=⨯+++=--φφβ 故载荷系数
56
1312111...K K K K K F H v A =⨯⨯⨯==α
α （4）按实际是载荷系数校正所算得的分度圆直径
3
11t t K K
d d = （3-5） 由式（3-5）得：
3
13
156
18854...d ⨯= =mm 3258. （5）计算模数m
mm 43.317
32.5811===z d m
4.按齿根弯曲强度设计
齿轮弯曲强度的设计公式为：
[]
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa
Fa d n Y Y z KT m σφ3
2112 （3-6） 式中n m —齿轮模数；
K —载荷系数； d φ—齿宽系数； Sa Y —校正系数； Fa Y —尺形系数；
（1）确定公式的各计算数值
查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 5001=FE σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa 3802=FE σ；
弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K ； （2）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,
[]S
K FE FN F σ
σ=
(3-7)
由式(3-7)得：
[]MPa
57.3034
.1500
85.01=⨯=F σ
[]MPa 862384
13808802...F =⨯=σ
（3）计算载荷系数K
512
12612111...K K K K K F F v A =⨯⨯⨯==β
α （4）查取齿形系数
查得6521.Y Fa =；22622.Y Fa =。

（5）查取应力校正系数
查得5811.Y Sa =；76412.Y Sa =。

（6）计算大、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]01172057
30352
19721
1
1....Y Y F Sa Fa =⨯=σ
[]01447086
23871
13122
2
2....Y Y F Sa Fa =⨯=
σ
大齿轮的数值大。

（7）设计计算 由式（3-6）得：
32
5
01447020
110
9651212...m n ⨯⨯⨯⨯⨯≥ =mm 1582.
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿面弯曲疲
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（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得是模数并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。

这样设计出的齿轮传动，即满足的齿面接触疲劳强度，又满足的齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径和中心距
m m 57319d 11=⨯==m z m m 126342d 22=⨯==m z
中心距 mm 5912
12657221
.)
()d d (a =+=+= 齿宽 =b d φ1d =mm 57571=⨯
取 572=B mm 621=B mm (2)验算
mm
8232957
1096225
11..d T F t =⨯⨯=
= 57
8
23291.b F K t A ⨯= =N/mm 87.40<N/mm 100 所以设计的齿轮合适。

第2级圆柱齿轮传动计算过程同理第一级, 193=Z ,424=Z
3.1.2 行星减速计算
1.配齿计算
1. 初选b
aH i =4.291,查机械设计手册表17.2-1，取C s =2,按配齿公式计算：
c C Z i s
A
b
aH =
1032291.4=⨯A Z 48=A Z
158482103=-⨯=-=A S B Z cC Z C Z '=5548)/2-(1582)(==-/Z Z B A
采用不等角变位，可取55=C Z
根据机械设计手册查得配齿计算公式。

55481582
1
21=-=-=)()z z (z a b 'c
（3-8）
148
5555
158=+-=+-=c a c b
z z z z j （3-9）
手册图17.2-3可查得适用的预计啮合角/ac '30200=α 2.按接触强度初算传动的中心距和模数 （1）中心距的计算
中心轮输入转矩：
m N 940⋅=T （3-10）
根据中心距计算公式：
32
lim )1(483u KT u a H a a
σφ+= （3-11）
式中u ——齿宽比，1458148
55
.u ==
； K ——按接触强度使用的综合系数，3=K ；
a T ——太阳轮单个齿传递的扭矩，
m N 5.54015.12
940⋅=⨯=⨯=p a K n T T ；
a φ——齿宽系数，50.a =φ； 由式（3-11）得：
()mm 154130014581505
54031145814833
2
=⨯⨯⨯+=....a
模数 =
m 9255
48154
22.z z a c a =+⨯=+ 取3=m （2）传动的未变位时的中心距：
mm 5154)5548(2
3
2.)z z (m a c a ac =+=+=
（3-12）
按预取啮合角''
3022︒=ac
a ，可得传动中心距变动系数 ()()80610130222055482
1121
.cos cos cos cos Z Z ''ac c a ac =⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=︒︒ααγ
（3-13）
则中心距mm 9.15638061.05.154'=⨯+=⨯+=m ac ac γαα
取实际中心距（圆整）mm 157'=α
（3）计算传动的实际中心距变动系数ac γ和啮合角'
ac α
833303
5
154157..m a a ac 'ac
=-=-=γ
9570205154157
.cos .cos cos '
ac '
ac ===
︒αα
αα 所以 ''''
14722︒=ac
α （4）计算传动的变位系数
()
()
057
172794
0014904
002238055482....tan inv inv Z Z x '
ac c a ac =-+=-+=∑α
α
α
用机械手册图13-1-4校核，ac x ∑，ac x ∑，在许用区，可用。

用机械设计手册图13-1-4分配变位系数，得： 8370.x A =
22083700571...x x x a ac C =-=-=∑ 3.几何尺寸计算
(1)计算各个齿轮分度圆直径
中心轮分度圆直径m m 144483=⨯==a a mz d 齿轮分度圆直径m m 4741583=⨯==b b mz d 行星轮分度圆直径m m 165553=⨯==c c mz d 4.太阳轮齿面接触强度校核 查机械手册校核用参数如下：
00.1=B Z ，11.2=H Z ，，1cos ==ββZ ，25.1=A K ，1.1=V K ，
113.1=βH K ，1.1=αH K ，2lim /1500mm N H =σ,883.0=NT Z ，
85.0===R V L Z Z Z ，1=W Z ，1=X Z 96403
4.Z a
=-=
εε 接触应力基本值
u
u b d F Z Z Z Z A t E H H 10+⋅=β
εσ (3-14) 式中H Z —节点区域系数；
E Z —弹性系数； εZ —重合度系数； βZ —螺旋角系数；
t F —端面分度圆上的名义切向力，N ；
由式（5-24）
16
11
16145468174351964081891120......H +⨯⨯⨯
⨯⨯⨯=σ=2N/mm 61143.
齿面接触应力
αβσσH H V A HO B HA K K K K Z = (3-15)
式中B Z —齿轮单对齿啮合系数；
A K —使用系数； V K —动载系数；
βH K —接触强度计算的齿向载荷分布系数；
αH K —接触强度计算的齿间载荷分配系数；
由式（3-15）得：
11113111251611431.....HA ⨯⨯⨯⨯⨯=σ
强度条件71483.=σN/mm 2≤1500=HP σN/mm 2可知齿面接触强度满足要求。

5.太阳轮齿根弯曲强度校核
查机械手册校核用参数如下：
25.1=A K ，1.1=V K ，113.1=βF K ，1.1=αF K ，1.1=αF Y ，75.3=αS Y ，1=εY ，1=βY ，0.1=ST Y ，1=NT Y ，0.1=relT Y δ，0.1=RrelT Y ，05.1=X Y ，
4.1lim =F S ，800lim =F σN/mm 2，16.4=FS Y
齿根应力基本值：
βσY Y bm
F FS t
F =0 （3-16）
式中FS Y —复合齿形系数；
βY —螺旋角系数；
由式（3-16）得：
11644
45417435
0⨯⨯⨯=
..F σ
=2N/mm 33333.
齿根应力：
αβσσF F V A F F K K K K 0= （3-17）
式中A K —使用系数；
V K —动载系数；
βF K —弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；
αF K —弯曲强度计算的齿间载荷分配系数。

由式（3-17）得：
111131112513333.....F ⨯⨯⨯⨯=σ
=2N/mm 6561. 齿轮的弯曲极限应力
X RrelT relT NT ST F FG Y Y Y Y Y δσσlim = （3-18）
式中lim F σ—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限；
ST Y —试验齿轮的应力修正系数；
NT Y —弯曲强度计算的寿命系数； relT Y δ—相对齿根圆角敏感系数； RrelT Y —相对齿根表面状况系数；
X Y —弯曲强度计算的尺寸系数；
由式（3-18）得：
05.11111800⨯⨯⨯⨯⨯=FG σ
=2N/mm 840 许用齿根应力
min
F FG
FP S σσ=
（3-19）
式中lim F S —弯曲强度的最小安全系数取41.S lim F =。

由式（3-19）得：
2600N/mm 41840
==
.FP σ 强度条件1561.F =σN/mm 2
<600=FP σN/mm 2可知齿根弯曲强度也满足要求。

6.行星轮齿面接触强度校核 计算方法同中心轮 齿面接触强度满足。

行星轮齿根弯曲强度校核 查机械手册参数如下：
25.1=A K ，1.1=V K ，113.1=βF K ，1.1=αF K ，1.1=αF Y ，75.3=αS Y ，1=εY ，1=βY ，0.1=ST Y ，1.1=NT Y ，12.1=relT Y δ，12.1=RrelT Y ，08.1=X Y ，
5.1lim =F S ，800lim =F σN/mm 2，1
6.4=FS Y
由式（3-16）得齿根应力基本值33330.F =σN/mm 2 由式（3-17）得齿根应力1561.F =σN/mm 2
由式（3-18）得齿轮的弯曲极限应力1192=FG σN/mm 2 由式（3-19）得许用齿根应力5.794=FP σN/mm 2
强度条件1561.F =σN/mm 25.794=≤FP σN/mm 2可知齿根弯曲强度也满足要求。

（9）根据接触强度计算确定齿轮材料
X
W R V L N E H H H V A A t H Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z K K K K u
u b d F βεαβσ⨯⋅-⋅≥
1lim
2600N/mm =
根据lim H σ，选用35CrMo ，进行表面淬火和氮化，表面硬度达
55~52HRC
即可。

3.1.3 轴的设计
以啮合齿轮Ⅱ轴为例进行轴的设计，如图3-1。

1.直径估算
轴材料用35CrMo ，调质处理，
mm 4732
1224193===..n p d min 2. 轴的结构设计
如图3—1所示：
图3-1 轴结构 3.轴上的受力分析
本轴是传动轴，通过平键键与齿轮相联，不但起支撑作用，还受到弯矩和扭矩作用。

为确保使用安全和简化计算起见，设齿轮上的力传动到轴上，对其进行受力分析计算和强度校核。

轴传递的扭矩为：m 2068N 2.29402⋅=⨯=T
齿轮的圆周力：
'2
222d T F t = （3-20）
由式（3-20）得：
157
1000206822⨯⨯=t F N 26343=
齿轮的径向力：
N 129921826262634322=︒⨯=⨯="'tan tan F F 't r α
不考虑效率损失
't F 2=2t F 1118230202326343=︒⨯="'tan tan 'α
水平方向： N 1810111821299222=-=-='r r x F F F 竖直方向： N 24174111821299222=+=+='t t y F F F
4.轴的强度校核
（1）弯曲强度校核计算
对轴进行抗弯强度校核，
弯矩为对称循环的弯应力，弯曲应力幅为：
W M A w d /==σσ
（3-21）
式中w —抗弯断面系数，w =125.7153332/3≈d π。

由式（5-31）得：
MPa 2513.d =σ
选取安全系数为5.2=k ，则需要弯曲应力为:
[]MPa 108522701===-./K /w σσ
可知计算最大弯曲应力[]w w σσ<，即弯曲强度条件满足。

许用静应力[]601=-σMPa ，那么3[]1-<σσw 即静强度条件也满足。

另外，由于此轴的结构特点可知其刚度条件很易满足，刚度校核可省略。

5.其它轴校
同样方法对减速器的其它轴进行设计计算和校核，都满足要求。

3.1.4 轴承选择、寿命计算以及键的校核
轴的轴承布置如上图3-1所示。

轴即承受径向载荷，也可同时承受轴向载荷根据轴的受力情况采用角接触球轴承。

1.轴承寿命的计算
选用角接触球轴承：kN 170=r C r/min 32=n
P A f R P ⨯= （3-22）
由式（3-22）得：。