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1、 中国矿业大学2009届本科生毕业设计（论文） 第 88 页 1 综述1.1对设计题目的分析1.1.1. 设计思路的提出 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。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
2、、佳木斯煤矿机械厂等，其中以西安煤矿机械厂设计制造的MG500/1200-WD型交流电牵引采煤机为典型代表。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 主要技术特征项目数据单位最大计算生产能力2500t/h采高3.55m装机功率1200kW供电电压3300V滚筒直径2000mm截深880mm牵引力410680kN牵引速度013.8m/min灭尘方式内处喷雾拖电缆方式自动拖缆主机外形尺寸144002292163
3、4mm主机重量60T最大不可拆卸尺寸307012001000mm最大不可拆卸重量7.0T2）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
4、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1200kW，机面高1634mm，适用于采高3.55m，煤层倾角45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150200m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
5、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。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、
6、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。1.1.5截割部、行走部电机的选用截割部：选取型号为YBCS3500的矿用隔爆型三相交流异步电动机。行走部：选取型号为YB280S-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
7、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
8、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
9、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。第四代采煤机研发成功后，现在采煤
10、机的设计基本上传承了他们的特点，随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现在采煤机是集电子系统，液压系统，机械传动系统于一身的复杂的系统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架，全部采用双滚筒设计。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
11、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1200KW，其中左右摇臂处各设一个功率为500KW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75KW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50KW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总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速比值:电动机转速： 1486r/min滚筒
12、转速： 37r/min总传动比： 传动比分配:对于采煤机结构的特殊性（如机厚及其约束），对于厚煤层型采煤机一般使用两级圆柱直齿轮减速，带两级2KH负号行星齿轮减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，既可利用滚筒滚毂内的空间，又可减少前面圆柱直齿轮的传动比和尺寸。采煤机机身高度受到严格限制，每级圆柱直齿轮传动比一般为，行星齿轮。行星齿轮减速级传动比：初步估算第一级行星齿轮减速级传动比为查表得可取：23，91，34，初步估算第二级行星齿轮减速级传动比为查表得可取：25，99，37，两级圆柱齿轮传动总传动比： 为有效利用空间，同时尽可能使所设计的采煤机机身高度较小，传动比应从高速级向低速级递减，在初
13、步设计时可按：进行选取。所以初步估取两级圆柱齿轮传动的传动比分别为：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/ET16Z5m30p6H/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
14、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/HM2
15、66410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 二轴的转速： 中心轮组的转速： 第二级行星减速器太阳轮的转速：2.5各轴的功率 一轴齿轮的功率： 二轴齿轮的功率： 中心轮组的功率： 第二级行星减速器太阳轮的功率：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
16、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=(0.0130.022)估计圆周速度vt=17.15m/s,参考机械设计工程学中的表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径d1,查机械手册得：齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4小轮齿数 在推荐值2040中选=27大轮齿数 =i=1.627=43.2 圆整取Z2=42齿数比u= Z2/=42/27=1.56传动比误差u/u u/u=(1.6-1.56)/1.6=0.025误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩T1 由公式得T1=9550/=9550490.05/14
17、86=3149379.206 Nmm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2 动载荷系数 查表得=1.3 齿向载荷分布系数 查表得=1齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.01.311.1 =2.86弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系数 由推荐值0.85-0.92，取=0.87许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650 N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N1=60njLh=6014861243008=5.14109 N
18、2=N1/u =5.14109/1.428 =3.21109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2d1的设计初值为 213.99 齿轮模数m m=/Z1 =213.99/27 =7.93查表取m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值=mZ1 =278 =216 圆周速 = =16.8 与估计值vt=17.15m/s 很相近，对值影响不大，不必修正= =1.3,小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿
19、宽大齿轮齿宽小齿轮齿宽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，变位系数取，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 齿形系数 查表得 小轮 2.57 大轮 2.38应力修正系数 查表得 小轮 =1.6 大轮 =1.67重合度系数 由公式 = =0.7许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得= =弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 所以齿根弯曲强度满足
20、要求。5) 其他尺寸的计算已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 齿顶高 齿根高 =（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d1+2 齿根圆直径 =d1-2 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 =中心矩变动系数 =0.4926中心矩 =齿高变动系数 =0.0302齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 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 =中心矩变动系数 = 0.5118中心矩 = 齿高变动系数 = 0.0111齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径
21、 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=(0.0130.022) 估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.4小轮齿数 在推荐值
22、2040中选=28大轮齿数 Z4=iZ3=1.2828=35.84 圆整取=36齿数比u= / = 1.29传动比误差u/u u/u=(1.28-1.29)/1.28=0.007误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩T3 由公式得T3=9550=4838958.08 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=1.75 动载荷系数 查表得=1.3 齿向载荷分布系数 查表得=1.1齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =1.751.31.11.1 =2.75弹性系数 查表得=189.8节点影响系数 查表得（=0，x3=0.2662、x4=0.2
23、611）=2.45重合度系数 查表得（）=0.87许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N3=60928.751(243008)= N4=N3/u =3.2109/1.28 =2.5109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数查表及说明得 =1按接触强度安全系数 查表，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2D3的设计初值d3t为 齿轮模数m =254.78/28 =9.1查表取m=10小齿轮分度圆直径的
24、参数圆整值 =2810 =圆周速 = =与估计值vt=14.26m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.3 小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩 齿宽考虑到受内部花键及齿轮强度的影响取大齿轮齿宽小齿轮齿宽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，变位系数取，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 齿形系数 查表得 小轮 2.55 大轮 2.44应力修正系数 查表得 小轮 =1.61 大轮 =1.65 重合度系数 由公式 = =0.7许用
25、弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 查表得=1尺寸系数 查表得=1安全系数 查表得=1.3则 =110011/1.3=846.2 66011/1.3=507.7故 233.47N/mm2 164.99N/mm2所以齿根弯曲强度足够5) 其他尺寸的计算 已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d1+2 齿根圆直径 =d1-2 二齿轮轴与第二级惰轮啮合传
26、动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 = 0.5009中心矩 = 310.009mm齿高变动系数 = 0.0289齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 260.324mm 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 =中心矩变动系数 = 0.4926中心矩 = 334.926mm齿高变动系数 = 0.0346齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 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 =中心矩变动系数 = 0.4778中心矩 = 349.778mm齿高变动系数 = 0.0469齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径
27、= 340.222mm 注：其他的大、小齿轮参数一样。6) 结构设计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-HA。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HRC=60;行星轮HRC=58。内齿圈选用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KP 的数值取为：KPH=1.1（计算接触强度时）；KPF=1.15（计算弯曲强度时）5) 行星轮个数的确
28、定：，由此查表得取行星轮的个数为=3。6) 确定各轮的齿数： 首先试选太阳轮a的齿数=23,则=4.9523=113.85 同时考虑“转配条件”，故取Zb=91,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差i甚少，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义齿数值 取，选取高变位齿轮传动，所以7) 强度计算a) 外齿轮副a-g的强度计算A. 计算中心距 根据公式 式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数 查表取为： 材料系数 查表取=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.37 转矩T1 根据公式 = 载荷系数 工作情况系数 查表得=1 动载荷系数 查表得=1.3 载荷分布系数 查表得 ， 故
29、许用接触应力 按下式计算： （N/mm2） 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC 对太阳轮a =2360=1380（N/mm2） 对行星轮g =2358=1334（N/mm2） 安全系数取为 =1.2 齿面光洁度系数 =1.0 速度系数 =1 接触寿命系数 其中应力循环系数 = 对太阳轮a =306142.4=1.47108 对行星轮g =305782.4=1.28108 齿轮的应力循环次数按下式计算 对太阳轮a为 对行星轮g为 按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，计算出t=2430010=72000 (h) 根据传动比 及 可计算出 故太阳轮a的循环次数为 行星轮
30、g的循环次数为 因，故取 于是有太阳轮a的许用接触应 行星轮g的许用接触应力 计算时应取较小的 将以上各值代入按接触强度计算的中心距=233.7圆整中心距，取工作中心距B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87，取m=8C. 确定变位系数、 因工作中心距=234(mm) 标准中心距 比较，故外齿轮副a-g要采用正变位齿轮传动（正传动） 按下式计算啮合角和 计算得啮合角 总变位系数 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 ，D. 校核接触强度 根据公式有 按，查表得2.1 小齿轮分度圆直径 根据 所以重新取 ，那么将所求的各值代入接触强度校核公式 =所以接触强度满足要求E. 校
31、核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2） 因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取=7500.8=600（N/mm2） 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4106，故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 ， =1.2 故 从而载荷系数 转矩 = 齿形系数查表有 太阳轮a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数查表有 太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 = 行星轮g的齿
32、根弯曲应力 =所以都满足弯曲强度b) 内齿轮副g-b的强度计算A. 变位系数的确定 标准中心距 故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和 得，总变位系数 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686B. 校核接触强度 根据校核的公式 查表有=189.8 按，查表得=2.5 齿数比=2.677 小齿轮分度圆直径 =834=272（mm）齿宽系数 查表取=0.315转矩 =2.26106=根据=0.315 ，查图取 根据=4.5713 查图有 0.3 =1+（1.02-1）0.3=1 1.41=1.4 许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有 =2HB+70
33、=2265+70=600（N/mm2）因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果， 当时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳 极限=6000.92=552（N/mm2） 安全系数 取为=1.1，=1.2，=1内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 129.392372000=1.677109 因,故=1 于是内齿轮b的许用接触应力将求得的个值代入接触强度的校核公式 C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8265=477（N/mm2） =1，=1，=1.75， 查表有 ， 于是 扭矩 = 取内齿轮b的齿形系数 =1.96 应力集中系数 =1.97 行星轮的齿根弯曲应力 = 内齿轮b的齿根弯曲应力 所以满足弯曲强度 校核结果表明，此传动的承载能力满足要求。2.6.4第二级行星减速器的设计计算1) 选择行星传动的类型为2K