采煤机截割部设计毕业设计说明书

中国矿业大学毕业论文任务书

学院 应用技术学院 专业年级 机自04-2班学生姓名 甘龙兵 任务下达日期：2008年03月16日

毕业论文日期：2008年3月17日至2008年6月10日

毕业论文题目：中厚煤层采煤机截割部的设计

毕业论文专题题目：

毕业论文主要内容和要求： 设计参数：

总装机功率：900 KW 适应煤质硬度：f?4

截割部功率：400 KW 采高范围：2.2～3.5m

滚筒截深：800 mm 滚筒转速：40 r/min

电机转速：1470 r/min 额定电压：1140 V 要求：

（1）完成采煤机总体方案设计。

（2）对截割部的传动及结构进行设计。

（3）设计完成截割部的组件、零件工作图设计。 （4）编写完成设计计算说明书。

院长签字： 指导教师签字：

中国矿业大学毕业论文指导教师评阅书

指导教师评语（①基础理论及基本技能的掌握；②独立解决实际问题的能

力；③研究内容的理论依据和技术方法；④取得的主要成果及创新点；⑤工作态度及工作量；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

成 绩： 指导教师签字： 年 月

日

中国矿业大学毕业论文评阅教师评阅书

评阅教师评语（①选题的意义；②基础理论及基本技能的掌握；③综合运

用所学知识解决实际问题的能力；③工作量的大小；④取得的主要成果及创新点；⑤写作的规范程度；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

成 绩： 评阅教师签字： 年 月

日

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评阅教师评语（①选题的意义；②基础理论及基本技能的掌握；③综合运

用所学知识解决实际问题的能力；③工作量的大小；④取得的主要成果及创新点；⑤写作的规范程度；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日

中国矿业大学毕业论文答辩及综合成绩

答 辩 情 况 回 答 问 题 提 出 问 题 正 确 基本 正确 有一般性错误 有原则性错误 没有 回答 答辩委员会评语及建议成绩： 答辩委员会主任签字： 年 月 日 学院领导小组综合评定成绩： 学院领导小组负责人： 年 月 日

摘 要

MG4000/900-3.3D型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。

本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/900-3.3D型采煤机截割部主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。

在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。

此外，还对MG400/900-3.3D采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。

关键词：采煤机；截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮；设计

ABSTRACT

The MG400/900-3.3D type mining machine is that a kind of electricity draws

the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power,all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard.

Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a gearbox and moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/900-3.3D type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting.

In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using,etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced.

In addition，returning use for MG400/900-3.3D mining machine and maintenance proves,In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result.

Keyword: Mining machine Cut the cutting department Gearbox A

department of planet Gear wheel of the transmission Design

目 录

第一章 概述 ............................................................................................... 1 1.1 采煤机发展的历史 ..................................................................................... 1 1.2 我国采煤机30多年的发展进程 ............................................................... 2 1.3 采煤机的发展趋势 ................................................................................... 4 1.4 采煤机的类型及主要组成 ....................................................................... 6 第二章 总体方案的确定 ........................................................................... 8 2.1 MG400/900-3.3D型采煤机简介 ................................................................. 8 2.2 摇臂结构设计方案的确定 ......................................................................... 9 2.3 截割部电动机的选择 ................................................................................. 9 2.4传动方案的确定 .......................................................................................... 9 第三章 传动系统的设计 ......................................................................... 12 3.1各级传动转速、功率、转矩的确定 ........................................................ 12 3.2 齿轮设计及强度效核： ........................................................................... 13 3.3 轴的设计及强度效核 ............................................................................. 24 3.4截割部行星机构的设计计算 .................................................................... 31 3.5 轴承的寿命校核 ....................................................................................... 53 3.6 花键的强度校核 ....................................................................................... 54 第四章 采煤机的使用与维护 .................................................................. 56

4.1采煤机使用过程中常见故障与处理 ........................................................ 56 4.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 ................................... 57 4.3采煤机轴承的维护及漏油的防治 ............................................................ 58 4.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 ........................................................ 60 4.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 ............................................................... 64

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第一章 概述

1.1 采煤机发展的历史

20世纪 40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤

机是用截链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。1．截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；2．把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这俩项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。

可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展发展阶段。从此，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。

我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前进行优化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争力。

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1.2 我国采煤机30多年的发展进程

1.2.1 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段

20世纪70年代初期，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的MD-150型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点： 1．装机功率小

例如，MLS3-170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD-150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY-100和DY-150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。

2．有链牵引，输出牵引力小

此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。 3．牵引速度低

由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6m /min 。 4．自开切口差

由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此. 5．工作可靠性较差

我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。

1.2.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期

20世纪70年代后期，我国总共引进143套综采成套设备。世界主要采

煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场，其技术也展示在中国人的面前，为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了条件，同时通过20世纪70年代自行研制采煤机的实践，获得了成功和失败的经验与教训，确立了我国采煤机的发展方向，即仿制和自行研制并举。 解决难采煤层的问题是20世纪80年代重大课题之一：具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制：大倾角综采成套设备的研制：“三硬”、“三软”4．5m一次采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制。

据初步统计，20世纪80年代自行开发和研制的采煤机品种有50余种，

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是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20世纪80年代采煤机的发展有如下特点：

1．重视采煤机系列的开发，扩大使用范围

20世纪70年代开发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。 2．元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高

总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。

3．无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全

在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。

1.2.3 20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代

进入20世纪90年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是：

（1）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是MG2X400－W型采煤机。

（2）高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤机，变频调速

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箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出8种机型，都已投入使用，取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国Electra1000直流电牵引全套技术的基础上，开发出MG400/900-WD和MG250/600-WD型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。

国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的I采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的7LS、6LS电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少，90年代采煤机技术发展的特点如下：

1．多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流

我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此独立，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而有取代电动机纵向布置的趋势。

2．我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小 在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到800KW，电牵引采煤机装机功率达到1020KW，其牵引功率为2X50KW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力已达到700KN，最大牵引速度达12．56m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。

3．液压紧固技术的开发研究取得成功

采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵，在电牵引采煤机中得到推广应用，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。

回顾这30多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。

1.3 采煤机的发展趋势

80年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势： 1）增大功率和能力

为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论厚、中厚和薄煤层的采煤机均在不断增大装机功率和生产能力。

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2）电牵引采煤机已成为主导机型

目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机型。

3）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构

为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。

4）机器的结构布置有新的发展

近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵向布置采煤机的牵引部和截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的结构布置方式。

5）截割滚筒的革新和改进

截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行的其主要改进有增大截深、采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方面。 6）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型

薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发展有，开发出了薄煤层、厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。 7）提高采区工作电压

80年代以前，各国采区工作面设备电压多为1000V左右。随着综采设备向大功率发展，目前采煤机最大功率达1220kW ，截割电机最大功率达6000kW，刮板输送机最大功率达1125kW，驱动电机最大功率达525 kW，加上工作面长度的不断增长，所以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般为2300、3300、4160和5000V等几档。 8）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制

现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊断和自动控制，这是代表采煤机水平的重要标志。现代采煤机的微处理系统除了工况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显示、存储、控制和传输等，以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。

9）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型

目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件

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（如电动机、截割部固定减速箱、摇臂、滚筒、牵引部、截牵箱、行走箱、牵引机构等）制定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的连接尺寸一致。这样，就可以根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩大采煤机的系列和加速研制过程。

10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率。

1.4 采煤机的类型及主要组成

采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；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、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。

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牌铭第7页

部控电、8 动传压液、7 筒滚旋右、6 筒滚旋左、5 部走行右、4 部走行左、3 部割截右、2 部割截左、1中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第8页

第二章 总体方案的确定

2.1 MG400/900-3.3D型采煤机简介

MG400/900-WD型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率900KW，截割功率2×400KW,牵引功率

该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过＋40℃或低于－10℃、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。 2.1.2主要技术参数

该机的主要技术参数如下：

采高 截深 适应倾角 适应煤质硬度 滚筒转速 摇臂长度 牵引速度 牵引型式 机面高度 最小卧底量 灭尘方式 装机功率 电压 m mm r/min mm m/min mm mm kw v 2.2-3.5 800 ≤25 ° F≤4 40 3500 0-15 齿轮 - 齿轨 1726 265 内外喷雾 900 1140 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第9页

2.1.3 MG400/900-WD型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点：

1．截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。

2．主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。

2.2 摇臂结构设计方案的确定

由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计成对称结构。

2.3 截割部电动机的选择

由设计要求知，截割部功率为400×2KW，即每个截割部功率为400KW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机YBC3─400,其主要参数如下：

额定功率：400KW； 额定电压：1140V 额定电流：296A; 额定转速：1470P/m 额定频率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：外壳水冷

该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。

2.4传动方案的确定

2.4.1 传动比的确定

滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出

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现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。 总传动比i总

I总＝n1470＝＝36．75 n滚40 n ——电动机转速 r/min n滚——滚筒转速 r/min 2.4.2 传动比的分配

在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合

理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则：

1．各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。

2.各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。

3．使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。

4．使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。

由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。

本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图所示：

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a-太阳轮 b-内齿圈 g-行星轮 x-行星架 NWG行星机构

该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮g、行星架x等组成。传动时，内齿圈b固定不动，太阳轮a为主动轮，行星架x上的行星轮g—面绕自身的轴线ox—ox转动，从而驱动行星架x回转，实现减速。运转中，轴线ox—ox是转动的。

这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为0.97～0.99,传动比一般为2.1～13.7。如上图所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架g为从动件时，传动比的推荐值为2.7～9。查阅文献[4],采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为4～6。这里定行星减速机构传动比

b?5.747 iag则其他三级减速机构总传动比

b?36.75÷5.747=6.39 I?I总÷iagi?3~4;由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为j根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为：

i1?1.79, i2?1.56, i3?2.29 以此计算，四级减速传动比的总误差为：

??(36.75?1.79×1．56×2．29×5．747）÷36．75＝0．2‰ 在误差允许范围5﹪内，合适。

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第三章 传动系统的设计

截割部传动系统图

3.1各级传动转速、功率、转矩的确定

各轴转速计算：

从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ轴。 Ⅰ轴 n1?1470r/min

Ⅲ轴 n3?1470/1.79?821.2r/min

Ⅳ轴 n4＝n3/i2?821.2/1.56?526.43r/min Ⅵ轴 n6＝n4/i3?526.43/2.29?229.88r/min 各轴功率计算：

Ⅰ轴 P1＝P?η3?400×0.99=396kW

2?396×0.98×0.992=384.2kW Ⅱ轴 P2＝P1?η2?η1Ⅲ轴 P3＝P2?η2?η1?384.2×0.98×0.99=372.75kW Ⅳ轴 P4＝P3?η2?η1?η3?372.75×0.98×0.99×0.99=358kW

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第13页

Ⅴ轴 P5＝P4?η2?η1?η3?358×0.98×0.99×0.99=343.9kW Ⅵ轴 P6＝P5?η2?η1?343.9×0.98×0.99=333.6kW

Ⅶ轴 P7＝P6?η2?η1?η3?333.6×0.98×0.99×0.99=320.5kW Ⅷ轴 P8＝P7?η2?η1?η3?320.5×0.98×0.99×0.99=307.8kW 各轴扭矩计算: Ⅰ轴 T1?9550P1396?9550×?2572.65N?m n11470P3372.75?9550×?4358.9N?m n3821.2P4358?9550×1?6698.23N?m n4526.43P7320.5?9550×?13792N?m n7229.8Ⅲ轴 T3?9550Ⅳ轴 T4?9550Ⅶ轴 T7?9550将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用

运动和动力参数

编号 功率/kW 转速转矩T/(N·m) 传动比 n/(r·min?1) Ⅰ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅶ轴 Ⅷ轴 396 372.75 358 320.5 307.8 1470 821.2 526.43 229.88 229.88 2572.65 4358.9 6698.23 13792 427494.2 1.79 1.56 2.29 5.747 3.2 齿轮设计及强度效核：

这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第14页

及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下： 齿轮1和惰轮2的设计及强度效核

计算过程及说明 1)选择齿轮材料 查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火 2)按齿面接触疲劳强度设计计算 计算结果 HRC 56～62 3p/n估取确定齿轮传动精度等级，按vt?(0.013~0.022)n111圆周速度vt?14.24m/s，参考文献1表8－14，表8－15选取 小轮分度圆直径d1，由式（8－64）得 d1?32kT1u?1ZE?ZH?Z?2?() ?du[?H] vt?14.24m/s 公差组6级 齿宽系数?d查文献1表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取?d＝0．6 小轮齿数Z1 Z1=19 惰轮齿数Z2 Z2＝i1?Z1?1.79?19?34.01 齿数比u u＝Z2/Z1?34/19 传动比误差?u/u?0 误差在?3%范围内 小轮转矩T1?2572650N?mm ?d＝0．6 Z1=19 Z2＝34 u＝1.79 合适 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第15页 载荷系数 K 由式（8－54）得K?KA?KV?K??K? 使用系数KA 查表8－20 动载荷系数KV 查图8－57得初值KVt 齿向载荷分布系数K? 查图8－60 齿间载荷分配系数K? 由式8－55及??0得 KA＝1．75 KVt＝1．11 K?＝1.08 K?＝1 Kt?2.1 ??????[1.88?3.2(1/Z1?1/Z2)]cos? ＝[1.88－3.2(1/19+1/34)]=1.617 查表8－21并插值 K?＝1 则载荷系数K的初值 Kt?2.1Kt?1.75?1.1?1.08?1 弹性系数ZE 查表8－22 ZE＝189.8N/mm2 ZE＝189.8N/mm ZH＝2.5 Z?＝0.897 节点影响系数ZH 查图8－64??0,x1?x2?0 重合度系数Z? 查图8－65????0? 许用接触应力 由式?8?69?得 ??H?＝?HLim?ZH?Z?/SH 接触疲劳极限应力 ?HLim1、?HLim2查图8－69 应力循环次数由式?8?70?得 N1?60njLh?60?1470?2?(20?300?10) ?HLim1?1450N/mm2?HLim2?1450N/mm2 N1?10.58?109 N2?5.92?109 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第16页 N2?N1/u?10.58/1.79?5.92?109 ZN1?ZN2?1 Z?＝1 则 查图8－70得接触强度得寿命系数ZN1?ZN2?1 硬化系数Z? 查图8－71及说明 接触强度安全系数SH 查表8－27，按高可靠度查SHLim?1.5~1.6 取SH?1.6 SH?1.6 2??H1????H2??1450?1?1/1.6?906.25N/mm故d1的设计初值d1t为 d1t?3 2?2.1?25726501.79?1?189.8?2.5?0.897?????183.6 0.61.79?906.25?2 m?10mm 齿轮模数m?d1t/Z1?183.6/19?9.66mm 查表8－3 小齿分度圆直径的参数圆整值d1t＝Z1?m?19?9 圆周速度v v??d1tn1/60000?3.14?190?1470/60000 与估取vt?14.6m/s很相近，对KV取值影响不大，不必修正KV KV?KVt＝1.11， K?Kt?2.1 d1t＝190mm v?14.6m/s KV?1.11,K?2.1 小轮分度圆直径 d1?d1t d1?190mm 惰轮分度圆直径 d2?mZ2?10?34?340 中心距 a a?m?Z1?Z2?10?19?34???265 22d2?340mm a?265mm 齿宽 b b??d?d1tmin?0.6?183.6?110

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第17页 惰轮齿宽 b2?b?110 小轮齿宽 b1?b2??5~10? b2?110mm b1?115mm ?3?齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由式?8?66? ?F?2KT1?YF??YS??Y????F? bd1m YF?1＝2.86 齿形系数YF? 查图8－67 小轮YF?1 大轮YF?2 应力修正系数YS? 查图8－68 小轮YS?1 大轮YS?2 重合度系数Y?,由式8－67 Y??0.25?0.75/???0.25?0.75/1.617?0.71 YF?2＝2.47 YS?1=1.54 YS?2=1.63 Y??0.71 许用弯曲应力??F?由式8－71 ??F???FLim?YN?Yx/SF 弯曲疲劳极限?FLim 查图8－72 弯曲寿命系数 YN 查图8－73 ?FLim1?850N/mm2?FLim2?850N/mm2 YN1?YN2?1 Yx＝1 尺寸系数 Yx 查图8－74 SF＝2 安全系数 SF 查表8－27 则 ??F1????F2???FLim1?YN1?YX1/SF?F1??850?1?0.98/2 ??F1??416.5N/mm22?2.14?2572650?2.86?1.54?0.71?157.6N/mm2???F1? 115?190?10??F2??416.5N/mm2 ?F1?157.6N/mm2 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第18页 ?F2?2?2.14?2572650?2.47?1.63?0.71?84.16N/mm2???F2? ?F2?84.16N/mm2 110?340?104. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d d1?mZ1?10?19 d2?mZ2?10?34 齿顶高 ha ha?ham?1?10?10mm 齿根高 hf hf?ha?c*m??1?0.25??10 * d1?190mm d2?340mm ha?10mm hf?12.5mm *?? 齿顶圆直径da da1?d1?2ha?190?2?10 da2?d2?2ha?340?2?10 齿根圆直径df df1?d1?2hf?190?2?12.5 df2?d2?2hf?340?2?12.5 基圆直径 db db1?d1cos??190?cos20? db2?d2cos??340?cos20? 齿距 p p??m?31.4 齿厚 s s??m/2?15.7 中心距 a a?265 圆整 齿轮4和齿轮5设计及强度效核： 1)选择齿轮材料 查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火 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)n33p3/n3估da1?210mm da2?360mm df1?165mm df2?315mm db1?178.5mm db2?319.5mm p?.31.4mm s?15.7mm a?265mm HRC 56~62 vt?11.32m/s 公差组7级 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第19页 取圆周速度vt?11.32m/s，参考文献1表8－14，表8－15 选取 小轮分度圆直径d1，由式（8－64）得 d1?32kT1u?1ZE?ZH?Z?2?() ?du[?H] ?d＝0．6 Z4=24 Z5＝37 齿宽系数?d查文献1表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取?d＝0．6 小轮齿数Z4 大轮齿数Z5 Z5＝i2?Z4?1.56?24?37.44圆整取 齿数比u u＝Z5/Z4?37/24 传动比误差?u/u?0.003 误差在?5%范围内 小轮转矩T4?6698230N?mm 载荷系数 K 由式（8－54）得K?KA?KV?K??K? 使用系数KA 查表8－20 动载荷系数KV 查图8－57得初值KVt 齿向载荷分布系数K? 查图8－60 齿向载荷分配系数K? 由式8－55及??0得 u＝1.542 合适 T4?6698230N?mm KA＝1.75 KVt＝1.18 K?＝1.08 K?＝1.1 Kt?2.45 ??????[1.88?3.2(1/Z4?1/Z5)]cos? ＝[1.88－3.2(1/23+1/36)]=1.65 查表8－21并插值 K?＝1.1 则载荷系数K的初值 Kt?1.75?1.18?1.08?1.1 ZE＝189.8N/mm中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第20页 弹性系数ZE 查表8－22 ZE＝189.8N/mm2 节点影响系数ZH 查图8－64??0,x1?x2?0 重合度系数Z? 查图8－65????0? 许用接触应力 由式?8?69?得 ZH＝2.5 Z?＝0.87 ?HLim1?1450N/mm2??H?＝?HLim?ZH?Z?/SH 接触疲劳极限应力 ?HLim1、?HLim2查图8－69 应力循环次数由式?8?70?得 N1?60njLh?60?821.2?1?(20?300?10) N2?N1/u?2.956?109/1.565?1.89?109 ?HLim2?1450N/mm2 N1?2.956?109 N2?1.89?109 ZN1?ZN2?1 Z?＝1 则 查图8－70得接触强度得寿命系数ZN1?ZN2?1 硬化系数Z? 查图8－71及说明 接触强度安全系数SH 查表8－27，按高可靠度查SHLim?1.5~1.6 取SH?1.6 SH?1.6 2??H1????H2??1450?1?1/1.6?906.25N/mm m?11 d4t?264mm 齿轮模数m?d4t/Z4?265.08/24?11.045mm 查表8－3 小齿分度圆直径的参数圆整值d4t＝Z4?m?24?11 圆周速度v v?11.34m/s KV?1.18 v???d4tn3/60000?3.14?264?821.2/60000 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第21页 与估取vt?9m/s很相近，对KV取值影响不大，不必修正KV?KVt＝1.18， K?Kt?2.45 K?2.45 d4?264mm d5?407mm 小轮分度圆直径 d4?d4t 惰轮分度圆直径 d5?mZ5?11?37?407 中心距 a a?m?Z4?Z5?11?24?37???335.5 22 a?335.5mm b5?160mm 齿宽 b b??d?d1tmin?0.6?265.08?160 惰轮齿宽 b5?b?125 小轮齿宽 b4?b5??5~10? b4?135mm YF?4＝2.71 YF?5＝2.45 YS?4=1.58 YS?5=1.64 ?3?齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由式?8?66? ?F?2KT4?YF??YS??Y????F? bd4m齿形系数YF? 查图8－67 小轮YF?4 大轮YF?5 应力修正系数YS? 查图8－68 小轮YS?4 大轮YS?5 重合度系数Y?,由式8－67 Y??0.25?0.75/???0.25?0.75/1.65 Y??0.7 许用弯曲应力??F?由式8－71 ??F???FLim?YN?Yx/SF 弯曲疲劳极限?FLim 查图8－72 ?FLim4?850N/mm2

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第22页 弯曲寿命系数 YN 查图8－73 尺寸系数 Yx 查图8－74 安全系数 SF 查表8－27 则 ?FLim5?850N/mm2 YN1?YN2?1 Yx＝0.98 SF＝2 ?850?1?0.98/2 ??F1????F2???FLim4?YN1?YX1/SF ??F1??416.5N/mm2??F2??416.5N/mm2?F4 2?2.45?32510002??2.71?1.58?0.7?197.14N/mm???F4?130?207?9 ?F4?197.14N/mm2 2?2.45?32510002?F5??2.45?1.64?0.7?122.92N/mm???F5? 125?324?9?F5?122.92N/mm2(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d d4?mZ4?11?24 d5?mZ5?11?37 d4?264mm d5?407mm ha?11mm hf?13.75mm 齿顶高 ha ha?ham?1?11?11mm * 齿根高 hf hf?ha?c*m??1?0.25??11 *?? 齿顶圆直径da da4?d4?2ha?264?2?11 da5?d5?2ha?407?2?11 齿根圆直径df df4?d4?2hf?164?2?13.75 df5?d5?2hf?407?2?13.75 da4?286mm da5?429mm df4?236.5mm df5?379.5mm 基圆直径 db db4?d4cos??264?cos20 ?db4?248mm 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第23页 db5?d5cos??407?cos20? 齿距 p p??m?34.45mm 齿厚 s s??m/2?17.27 中心距 a a?336mm 圆整 齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算： 齿轮几何尺寸计算： 分度圆直径 d d6?mZ6?16?17 d7?mZ7?16?28 * 齿顶高 ha ha?ham?1?16?16mm * 齿根高 hf hf?ha?c*m??1?0.25??16 db5?382.5mm p?34.45mm s?17.27mm a?336mm d6?272mm d7?448mm ha?16mm hf?20mm ?? 齿顶圆直径da da6?d6?2ha?272?2?16 da7?d7?2ha?448?2?16 齿根圆直径df df6?d6?2hf?272?2?20 df7?d7?2hf?448?2?20 基圆直径 db db6?d6cos??272?cos20? db7?d7cos??448?cos20? 齿距 p p??m?50.24mm 齿厚 s s??m/2?25.12mm 中心距 a a?360mm 圆整 惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算： 齿轮几何尺寸计算： da6?304mm da7?480mm df6?232mm df7?408mm db6?232mm db7?382mm p?50.24mm s?25.12mm a?360mm 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第24页 分度圆直径 d d8?mZ8?16?28 d8?448mm d9?624mm ha?16mm hf?20mm d9?mZ9?16?39 齿顶高 ha ha?ha*m?1?16?16mm 齿根高 hf hf?ha*?c*m??1?0.25??16 齿顶圆直径da da8?d8?2ha?448?2?16 da9?d9?2ha?624?2?16 齿根圆直径df df8?d8?2hf?448?2?20 df9?d9?2hf?624?2?20 基圆直径 db db8?d8cos??448?cos20? ??da8?480mm da9?656mm df8?408mm df9?420mm db8?382mm db9?586mm db9?d9cos??624?cos20? 齿距 p p??m?50.26mm 齿厚 s s??m/2?25.13mm 中心距 a a?536mm 圆整 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。

p?50.26mm s?25.13mm a?536mm 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

3.3 轴的设计及强度效核

先确定Ⅲ轴

3.3.1 选择轴的材料

选取轴的材料为45钢，调质处理 3.3.2 轴径的初步估算

由表4－2取A＝115， 可得d1?A?3p3372.75?115?3?88.4mm n3821.2中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第25页

3轴示意图

3.3.3 求作用在齿轮上的力

Ⅲ轴上大齿轮分度圆直径为： dⅢ＝mZ3?340mm 圆周力Ft，径向力Fr和轴向力F?的大小如下

F3t1?2Td?2?4358000?25636N 2306Fr1?Ft?tan?n?25636?tan20?9331N

小轮分度圆直径为： d4?264mm F3t2?2Td?2?4358000207?33.16.6N 4 Fr2?Ft?tan?n?31411.6?tan20?12017N 3.3.4 轴的结构设计

1）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22219c，d?D?B?85?150?36 取轴段直径d1?85mm

尺寸

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第26页

取齿轮距箱体内壁距离??10mm,轴承距箱体内壁s?5mm,则：

L1?B?s???150?5?10?165mm Ⅱ段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，

取轴段直径91mm,轴段长度L2?110mm

Ⅲ段取齿轮右端轴肩高度h?4mm,轴环直径91mm,轴段长L3?178mm

Ⅳ段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸d?D?B?90?160?30，取轴段直径d3?90mm,轴段长164mm 2）轴上零件的周向定位

两个齿轮均采用花键联结，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。

花键尺寸为：N?d?D?B?10?102?112?116 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K6.

轴端倒角2?45?

3.3.5 轴的强度效核：

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第27页

轴承1轴承2

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第28页

|Α2Α1ΑΑ

2） 求支反力：

水平面：RRB??Ft3?83??125?83??Ft4?/?83?125?90??27843.2N RHA?Ft3?Ft4?RHB?24817.4N 垂直面：RRB??Fr3?(?83)??125?83??Fr4?/?83?125?90??5825.9N RHA?Fr3?Fr4?RrB?2127N

3） 计算弯矩，绘弯矩图

中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第29页

水平弯矩：图（b）所示

MCH?RHA?83?24817.4?83?2059844.2N?mm MDH?RHB?90?27843.2?90?2505888N?mm 垂直面弯矩：图（c）所示

MCV??RVA?83?2127?83??176541N?mm MDV?RVB?90?5825.9?90?524331N?mm

合成弯矩：图（d）所示

22?MCH?2059844.22?1765412?2067395.6N?mm MC?MCV22?MDH?25058882?5243312?2560155.8N?mm MD?MDV 4) 扭矩： T3?3251100N?mm ??T3?0.6?3251100?1950660N?mm 5） 计算当量弯矩：图（f）所示

MCa?MC?0?2067395.6N?mm2MDa左?MD???T??2560155.82?19506602?3218613.4N?mm22MDa右?MD?2560155.8N?mm 2 显然D处为危险截面，故只对该处进行强度效核

轴的材料为45钢，调质处理，查表4－1得?B?650N/mm2 由??MDa????得 W????0.09~0.1?B?58~65N/mm2 取????60N/mm2 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第30页

W??d332?0.1d3?0.1?973?91267.3mm3 ??MCa3218613.4??35.3N/mm2

由前述计算可知： T3?3251.1N?m MCa?2067395.6N?mm W?91267.3mm3 n3?821.2r/min 抗扭截面模量： W?? 2）计算应力参数

弯曲应力幅 ?a???20.9N/mm2 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力?m?0 扭剪应力幅 ?a?T33251100??8.9N/mm2 2W?2?182534.6?d316?0.2d3?0.2?973?182534.6mm3

因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力?a??m?8.9N/mm2 3）确定影响系数

轴的材料为45钢，调质处理，由表4－1查得2?B?650N/mm2,??1?300N/mm，??1?155N/mm2 轴肩圆角处得有效应力集中系数K?,K? 根据r/d?1.6/85?0.019 D/d?91/85?1.07

由表4－5经插值可得：k??2.02 k??1.36 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第31页

尺寸系数??、??

根据轴截面为圆截面查图4－18得：??＝0.75 ??=0.85 表面质量系数??、??

根据?B?650N/mm2和表面加工方法为精车，查图4－19，得 ??＝??＝0.88 。材料弯曲扭转的特性系数??、?? 取??＝0.1 ??＝0.5??=0.05 可得：S????1300??7.1 K??a????m2.02?20.9?0.1?0 S????1155??12.35 K??a????m1.36?8.9?0.05?8.9S?S?S??S?22 SCa??7.1?12.357.1?12.3522?6.16??S??1.5~1.8

所以强度足够。

3.4截割部行星机构的设计计算

已知：输入功率p7?188.33KW,

转速n7=230.8r/min， 输出转速n滚=40r/min

3.4.1 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20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57～61HRC。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18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA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?Hlim?1450MPa 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：

太阳轮：

?Hlim?1450MPa

行星轮：

?Hlim?1450MPa

齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。

内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS.

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