为齿轮模数查表小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度与估取很相近，对取值影响不大，不必修正.，小轮分度圆直径惰轮分度圆直径中心距齿宽惰轮齿宽小轮齿宽齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式齿形系数查图小轮大轮应力修正系数查图小轮大轮重合度系数,由式许用弯曲应力由式弯曲疲劳极限查图弯曲寿命系数查图尺寸系数查图安全系数查表则齿轮几何尺寸计算分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚中心距圆整齿轮和惰轮的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚中心距圆整公差组级合适惰轮和齿轮的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚中心距圆整由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。.轴的设计及强度效核先确定Ⅲ轴.选择轴的材料选取轴的材料为钢，调质处理.轴径的初步估算由表取，可得.求作用在齿轮上的力Ⅲ轴上大齿轮分度圆直径为圆周力，径向力和轴向力的大小如下小轮分度圆直径为.轴的结构设计拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装调心滚子轴承。轴承型号，尺寸取轴段直径取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则Ⅱ段做成齿轮轴,轴段长度Ⅲ段取齿轮右端轴肩高度采用花键轴.轴段长Ⅳ段用于装轴承，选用调心滚子轴承，尺寸，取轴段直径轴段长。轴上零件的周向定位齿轮采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为.轴端倒角.轴的强度效核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图求支反力水平面垂直面计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩图所示垂直面弯矩图所示合成弯矩图所示扭矩计算当量弯矩图所示显然处为危险截面，故只对该处进行强度效核轴的材料为钢，调质处理，查表得由得取.安全系数效核计算确定参数由前述计算可知抗扭截面模量计算应力参数弯曲应力幅因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力确定影响系数轴的材料为钢，调质处理，由表查得，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据由表经插值可得尺寸系数根据轴截面为圆截面查图得表面质量系数根据和表面加工方法为精车，查图，得.。材料弯曲扭转的特性系数取.可得所以强度足够。轴的设计及强度效核.选择轴的材料选取轴的材料为钢，调质处理.轴径的初步估算由表取，可得.求作用在齿轮上的力Ⅳ轴上大齿轮分度圆直径为圆周力，径向力和轴向力的大小如下小轮分度圆直径为.轴的结构设计拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装调心滚子轴承。轴承型号，尺寸取轴段直径取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则Ⅱ段做成齿轮轴，取轴段直径轴段长度Ⅲ段用于装轴承，选用调心滚子轴承，尺寸，取轴段直径该段采用渐开线花键来安装齿轮，该轴段长轴上零件的周向定位齿轮采用渐开线花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为.轴端倒角.轴的强度效核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图求支反力水平面垂直面计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩图所示垂直面弯矩图所示合成弯矩图所示扭矩计算当量弯矩图所示显然右处为危险截面，故只对该处进行强度效核轴的材料为钢，调质处理，查表得由得取.安全系数效核计算确定参数由前述计算可知抗扭截面模量计算应力参数弯曲应力幅因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力确定影响系数轴的材料为钢，调质处理，由表查得，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据由表经插值可得尺寸系数根据轴截面为圆截面查图得表面质量系数根据和表面加工方法为精车，查图，得.,.。材料弯曲扭转的特性系数取.可得所以强度足够。惰轴的设计由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为初取,经受力分析在确定轴的直径.该心轴分三段,从右端起轴段该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径,为使该轴有足够的支撑强度,取其长度轴段该段安装轴承,轴承外圈支承着惰了轮.取其直径,这里选择调心滚子轴承,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为两轴间有长为的距离套对其进行周向定位,该轴的长度轴段为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度,为了保证惰轮与截轴的齿轮正确啮合,取该段的长度.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力选用钢调质处理，因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷因为相差无几，其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略，所以弯矩为抗弯截面模量许用弯曲应力所以该轴强度合格。行星传动机构的设计过程电牵引采煤机是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此,电牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星传动结构紧凑速比大。行星传动的优点是动力分流,功率流数取决于行星轮个数。因此,电牵引采煤机用的行星机构大多设计成个行星轮,以降低每行星轮的负载,但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形惯性力摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素,把太阳轮作成无支承的浮动件单浮动,通过渐开线花键与前级齿轮联接,花键侧隙则满足了浮动量的要求。或设计成双浮动太阳轮内齿圈浮动三浮动结构太阳轮内齿圈行星架浮动。这些均载措施结构简单浮动灵敏反力矩小,有效地补偿各种误差,使行星轮间的载荷均衡分配。行星轮与内齿圈般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分布会发生影响,由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形,同样也有利于行星轮间的载荷分配均匀,并降低啮合时的动载荷。以下参考现代机械传动手册机械工业出版社已知输入功率.,转速.，输出转速．齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为，表面渗碳淬火处理，表面硬度为。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的和等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮行星轮齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为级。内齿圈的材料为，调质处理，硬度为.试验齿轮的接触疲劳极限试验齿轮的弯曲疲劳极限齿形的终加工为插齿，精度为级。．确定各主要参数行星机构总传动比.，采用级型行星减速机构。行星轮数目,根据表.及传动比，取。载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取.配齿计算太阳轮齿数式中取整数内齿圈齿数行星轮齿数齿轮接触强度初步计算按表义中的公式计算中心距式中.综合系数为.太阳轮单个齿传递的转矩齿宽系数为.代入模数取则取计算变位系数传动．实际中心距变动系数．实际啮合角．总变位系数．分配变位系数和取综合性能较好区.取见机械传动装置设计手册上册则齿顶降低系数传动啮合角，式中，变位系数和中心距变动系数齿顶降低系数分配变位系数.几何尺寸计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径齿顶高系数太阳轮，行星轮内齿轮顶隙系数太阳轮，行星轮内齿轮代入上组公式计算如下太阳轮行星轮内齿轮太阳轮，齿宽由表.,取则取.啮合要素验算传动端面重合度.齿顶圆齿形曲径太阳轮行星轮.端面啮合长度式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合端面节圆啮合角直齿轮则.端面重合度.端面重合度.顶圆齿形曲径由上式计算得行星轮内齿轮.端面啮合长度.端面重合度.齿轮强度验算㈠.传动以下为相啮合的小齿轮太阳轮的强度计算过程，太阳轮行星轮的计算方法相同。.确定计算负荷名义转矩名义圆周力.应力循环次数式中太阳轮相对于行星架的转速,寿命期内要求传动的总运转时间，。