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采煤機搖臂設(shè)計
摘 要
MG160/390-WD型采煤機是中等功率低采高的電牽引采煤機，用于煤層厚度1.5～2.92m的中厚煤層開采,采高1.3～3.0 m，煤層傾角小于35°,可采較硬煤質(zhì)。
本論文完成了采煤機搖臂的設(shè)計，包括搖臂減速器的布局設(shè)計及三維建模。文中主要介紹了目前國內(nèi)外采煤機的研究現(xiàn)狀及未來發(fā)展趨勢，同時介紹了采煤機的類型、工作原理和主要組成，還介紹了采煤機搖臂的具體結(jié)構(gòu)。
在設(shè)計過程中，重點完成了對減速器傳動方案的確定和相關(guān)組件的計算和設(shè)計。首先，完成了對搖臂減速器的傳動比分配，轉(zhuǎn)速及傳遞功率的計算，其次，完成了采煤機搖臂殼體內(nèi)一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動齒輪的設(shè)計及校核，簡單介紹了行星輪系的裝配關(guān)系確定和強度校核。再次，完成了軸承和聯(lián)接花鍵的選擇及校核。最后，對采煤機搖臂進行了三維建模。
關(guān)鍵詞：采煤機；搖臂；齒輪
ABSTRACT
The MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.5~2.92m, mining height 1.3~3.0m,coal bed pitch less than 35°, it can be used for hard coal mining.
Double drum coal shearer。A mining full-seam mining machine, one at each end of the drum. Front roller in cutting top coal, after cutting drum in under ground coal. Two roller are generally dorsal rotation, the driver left drum left spiral, the driver right right helical drum. Can also rotate in the opposite direction, the driver on the left with the right spiral drum, the drum with a left screw driver. Generally use the two-way mining, advanced shift after the head of the oblique cutting knife; also can be used to feed at the same time shift head tangent feeding mode.
This paper completed the design of shearer rocker arm, including the layout and three-dimensional modeling of speed reducer, it described the current status of domestic and international coal mining research and future development trends, the type of shearer, working principles and main components，it also introduced the specific structure of shearer rocker.
In the design process, completed the calculation and design of the reducer drive scheme and related components. First, completed the rocker reducer transmission ratio , speed and transfer power distribution calculation. Secondly, the completion of the design and check of five shafts and the shaft driving gears inside the rocker arm shell,simply introduced the assembly relationships and intensity checking of the planetary gear train. Thirdly, the completion of the selection and check the spline for connection. Finally, the three-dimensional modeling.
Keyword: shearer; rocker arm; gear
目錄
1 緒論 1
1.1 設(shè)計思路的提出 1
1.2 采煤機概述 2
1.2.1 采煤機分類及組成 2
1.2.2 滾筒采煤機工作原理 3
1.3 采煤機械化的發(fā)展與趨勢 4
2 搖臂整體方案確定 5
1.4 本章小結(jié) 5
2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介 5
2.1.1主要技術(shù)參數(shù) 6
2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成 7
2.1.3 截割部電動機的選擇 7
2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 8
2.3 傳動方案的確定 9
2.3.1 傳動方式確定 9
2.3.2 傳動比的確定 10
2.4 傳動比的分配 11
2.5 傳動效率選擇 12
2.6 本章小結(jié) 13
3 傳動系統(tǒng)設(shè)計 14
3.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 14
3.2 齒輪設(shè)計及強度效核 15
3.2.1 齒輪2（惰輪）和齒輪3的設(shè)計及強度效核 16
3.2.1 齒輪4和齒輪5的設(shè)計及強度效核 16
3.2.3 齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計及強度校核 20
3.2.4 驗算齒輪3和齒輪6是否干涉 22
3.2.5 行星齒輪設(shè)計及強度校核 22
3.3 軸的設(shè)計及強度效核 33
3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計及強度效核 33
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計及強度效核 38
3.3.3 惰輪Ⅰ軸的設(shè)計及強度效核 43
3.3.4 惰輪Ⅱ軸的設(shè)計及強度效核 47
3.4 軸承的壽命校核 53
3.4.1 Ⅲ軸軸承的壽命校 53
3.4.2 Ⅱ軸軸承的壽命校核 54
3.4.3 Ⅰ軸軸承的壽命校核 55
3.4.4 Ⅱ軸軸承的壽命校核 56
3.5 花鍵的選擇與強度校核 57
3.5.1 Ⅲ軸花鍵的強度校核 57
3.5.2 Ⅱ軸花鍵的強度校核 58
3.6 搖臂的潤滑與維護 12
3.7 本章小結(jié) 59
4 搖臂的三維建模 60
4.1 基于PRO/E的參數(shù)原理 60
4.2 基于PRO/E的模擬仿真 60
4.3 減速器參數(shù)化設(shè)計及仿真的總體方案及技術(shù)路線 60
4.4 搖臂三維實體建模 62
4.5 本章小結(jié) 64
5 致 謝 60
6 外文翻譯 66
河南理工大學(xué)萬方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文
1 緒論
1.1 設(shè)計思路的提出
在目前國內(nèi)采煤機市場，中厚煤層重型采煤機在研發(fā)、設(shè)計、制造和使用方面中占據(jù)著主導(dǎo)地位，中厚煤層采煤機技術(shù)日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國內(nèi)生產(chǎn)這類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以雞西煤礦機械廠設(shè)計生產(chǎn)的MG160/390-WD型電牽引采煤機也是典型代表，該機在國內(nèi)有著廣泛的應(yīng)用，得到眾多煤礦的好評。本設(shè)計是在其成功的設(shè)計思想和理念基礎(chǔ)上，著重對其搖臂進行設(shè)計與三維建模。
1.2 采煤機概述
1.2.1 采煤機分類及組成
采煤機有不同的分類方法：按工作機構(gòu)形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構(gòu)位置可分為額面式與側(cè)面式；還可以按層厚和傾角來分類?，F(xiàn)在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。雙滾筒采煤機綜合了國內(nèi)外薄煤層采煤機的成功經(jīng)驗，是針對我國具體國情而設(shè)計的新型大功率薄煤層采煤機。采煤機主要技術(shù)參數(shù)1、適用煤層 采高 0.85-1.6m 傾角 ≤30° 煤質(zhì)硬度 f≤3 2、生產(chǎn)能力 最大理論生產(chǎn)能力 528t/h 經(jīng)濟生產(chǎn)能力249t/h 3、截割部 滾筒轉(zhuǎn)速：75.62rpm 滾筒直徑：Φ850、Φ1000、Φ1200 調(diào)高方式：液壓調(diào)高4、牽引部 牽引方式：液壓無級調(diào)速、擺線齒輪、銷排無鏈牽引 最大牽引力：20t 牽引速度：0-5.5m/min 5、電動機 牽引電機。
滾筒采煤機的組成如圖1.1 所示。
現(xiàn)代采煤機基本上都使用模塊化設(shè)計，采用多電機橫向布置，結(jié)構(gòu)取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過高強度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒有動力傳遞，結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，傳動可靠，維修和檢查方便；采煤機的牽引部分也采用了無鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會出現(xiàn)斷鏈事故工作更安全。
圖1.1 雙滾筒采煤機
1.2.2 滾筒采煤機工作原理
雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機的工作原理如圖1.2所示）因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一次刀；返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。
圖1.2 雙滾筒采煤機工作原理
為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應(yīng)：對順時針旋轉(zhuǎn)（人站在采空側(cè)看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮臍w結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋；右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。
雙滾筒采煤機有自開缺口的能力，當(dāng)采煤機割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個截深，這一過程稱為進刀。常用的進刀方式有兩種：
1．端部斜切法
利用采煤機在工作面兩端約25～30m的范圍內(nèi)斜切進刀稱端部斜切進刀法；
2．中部斜切法（半工作面法）
利用采煤機在工作面中部斜切進刀稱為中部斜切法。
1.3 采煤機械化的發(fā)展與趨勢
機械化采煤開始于上世紀40年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，聯(lián)邦德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機械化。但是當(dāng)時的采煤機都是鏈式工作機構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。
50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)了滾筒采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化的發(fā)展。由于當(dāng)時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調(diào)高，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。因此，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國已經(jīng)研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開始試驗階段。
60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時期。第二代采煤機—單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術(shù)推向了一個新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機械化采煤的優(yōu)越性—高效、高產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟，因此各國競相采用綜采技術(shù)。
進入70年代，綜采機械化得到了進一步發(fā)展和提高，綜采設(shè)備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率達1500T/H的刮板輸送機，以及工作阻力達1500KN的強力液壓支架等。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機—電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。
目前，各主要產(chǎn)煤國家已基本上實現(xiàn)了采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。
采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達到高效、高產(chǎn)、安全、經(jīng)濟；向遙控及自動控制發(fā)展，并逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機械設(shè)備。
1.4 本章小結(jié)
本章為論文的緒論部分，主要是對設(shè)計題目的分析,重點介紹了采煤機的分類、組成、工作原理、進刀方式、發(fā)展及趨勢。
2 搖臂整體方案確定
2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介
MG160/390-WD 無鏈電牽引采煤機，裝機總功率390KW，截割功率 2160KW，牽引功率230KW。MG160/3900-WD無鏈電牽引采煤機，采用多電機驅(qū)動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內(nèi)橫向裝有開關(guān)磁阻電機，通過牽引機構(gòu)為采煤機牽引力，中間控制箱裝有調(diào)高油缸，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側(cè)抽出，易維修，易更換。
其主要用途及適用范圍：MG160/390－WD無鏈電牽引采煤機一般適用于中厚煤層的開采，傾角小于35度，煤質(zhì)中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。
2.1.1主要技術(shù)參數(shù)
該機的主要技術(shù)參數(shù)如下表2.1：
表2-1采煤機主要技術(shù)參數(shù)
采高
m
1.3-3.0
截深
m
0.6
適應(yīng)傾角
≤35°
適應(yīng)煤質(zhì)硬度
f≤4
滾筒轉(zhuǎn)速
r/min
46，52
滾筒直徑
mm
1250,1400,1600
搖臂形式
整體彎搖臂
搖臂長度
mm
1700
搖臂回轉(zhuǎn)中心距
mm
5813
搖臂擺角
°
﹢42，-19.7
牽引速度
m/min
0-7
牽引型式
交流變頻調(diào)速無鏈牽引
機面高度
mm
1100
最小臥底量
mm
410
滅塵方式
內(nèi)外噴霧
裝機功率
KW
????391
電壓
v
1140
2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成
截割部主要完成截煤和裝煤作業(yè)，主要組成部分有：截割電動機、搖臂減速箱、內(nèi)外噴霧系統(tǒng)和截割滾筒等。截割部為整體彎搖臂結(jié)構(gòu)，即截割電機、減速器均設(shè)在截割機構(gòu)減速箱上，與牽引部鉸接和調(diào)高油缸鉸接，油缸的另一端鉸接在牽引部上，當(dāng)油缸伸縮時，實現(xiàn)搖臂升降。支承組件固定在左、右牽引部上，與行走箱上的導(dǎo)向滑靴一起承擔(dān)整機重量。
搖臂減速箱主要由殼體、輸入軸部件、惰輪、行星齒輪減速器、滾筒聯(lián)接裝置及內(nèi)外噴霧等裝置組成。搖臂的作用是將截割電動機的動力傳遞到滾筒使之旋轉(zhuǎn)采煤，同時通過調(diào)高油缸的行程控制滾筒的升降。
2.1.3 截割部電動機的選擇
由設(shè)計要求知，截割部功率為2×160KW，即每個截割部功率為160KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全;而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)三相鼠籠異步防爆電動機YBCS4-160（B）, 其主要參數(shù)如下：
表2-2 YBCS4-160(B)主要技術(shù)參數(shù)
額定功率：400KW；
額定電壓：1140V
額定轉(zhuǎn)速：1470P/m
接線方式：Y
額定頻率：50HZ;
冷卻方式：外殼水冷
該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu)。
2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定
系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設(shè)計成對稱結(jié)構(gòu)，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長搖臂，擴大調(diào)高范圍，搖臂內(nèi)常裝有若干惰輪，致使截割部齒數(shù)較多。同時由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動比大，效率高，可減小齒輪模數(shù)，故末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。
（1） 殼體：采取直臂形式，用ZG25Mn材料鑄造，并在殼體內(nèi)腔表面設(shè)置有八組冷卻水管。
（2） Ⅰ軸 ：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機聯(lián)接。
（3） Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。
（4） Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。
（5） Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。
（6） Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。
（7） Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽輪通過花鍵聯(lián)接將動力傳遞給行星減速器。
（8） 行星減速器：太陽輪，行星輪，內(nèi)齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個行星輪系，太陽輪浮動，行星架靠兩個套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。
（9） 中心水路：水管和接頭組成。
（10） 離合器：離合手把，壓蓋，轉(zhuǎn)盤，推桿軸，扭矩軸等組成。
2.3 傳動方案的確定
2.3.1 傳動方式確定
其傳動系統(tǒng)如圖2.1，建模如圖2.2：
圖2-1 傳動系統(tǒng)圖
表2.3傳動系統(tǒng)圖明細表
序號
名稱
序號
名稱
序號
名稱
1
電動機
8
齒輪4
15
太陽輪
2
Ⅰ軸
9
齒輪5
16
轉(zhuǎn)臂
3
齒輪1
10
Ⅳ軸
17
內(nèi)齒圈
4
Ⅱ軸惰輪
11
齒輪6
18
齒輪8
5
齒輪2
12
Ⅴ軸 惰輪
19
Ⅵ軸 惰輪
6
Ⅲ軸
13
齒輪7
20
箱體
7
齒輪3
14
行星輪
圖2-2 搖臂三維建模
2.3.2 傳動比的確定
總傳動比
—電動機轉(zhuǎn)速 r/min
—滾筒轉(zhuǎn)速 r/min
2.4 傳動比的分配
多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：
(1) 各級傳動的傳動比一般應(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。
(2) 各級傳動間應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應(yīng)發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應(yīng)便于安裝。
(3) 使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。
(4) 使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。
采煤機一般需要3～4級減速，對于中厚煤層采煤機采用2K-H(NGW)負號行星齒輪傳動時，行星齒輪安在最后一級比較合理。采煤機每級傳動比一般為3～4（行星齒輪傳動可達5～6），傳動比應(yīng)從高速級向低速級遞減。在初步設(shè)計時可按/=20%～30%。本次設(shè)計采用NWG型行星減速裝置，其原理如圖2.3所示：
圖2-3 NWG型行星減速裝置
這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。查閱文獻[4],采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為2.8～9。這里定行星減速機構(gòu)傳動比，則其他三級減速機構(gòu)總傳動比：÷31.96÷5=6.39。
由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據(jù)前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，據(jù)文獻[8]，、分別為高速級和低速級的傳動比。初定各級傳動比為： ，，;以此計算三級減速傳動比的總誤差δ=（31.69-2.411.851.425)/31.69=2.71%，在誤差允許范圍5﹪內(nèi)，合適。
2.5 傳動效率選擇
圓柱齒輪傳動選擇8級傳動，傳動效率0.97；扭矩軸0.99；滾動軸承0.98（一對），行星齒輪傳動0.98。
2.6 本章小結(jié)
本章是論文的整體方案確定部分，主要包括采煤機截割電機的選擇、搖臂的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計、傳動方案選擇、傳動比分配、傳動效率確定、及潤滑方式的選擇，進而在此基礎(chǔ)上進行傳動系統(tǒng)的設(shè)計和校核.
3 傳動系統(tǒng)設(shè)計
3.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定
各軸轉(zhuǎn)速計算：
從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸。
Ⅰ軸 min
Ⅱ軸 min
Ⅲ軸 1470／2.42=607.44
Ⅳ軸 609.96/1.84=330.13
Ⅴ軸
Ⅵ軸
各軸功率計算：
Ⅰ軸 160×0.99=158.4
Ⅱ軸 158.4×0.97×0.98=150.58
Ⅲ軸 150.58×0.97×0.98=143.14
Ⅳ軸 143.14×0.97×0.98=136.07
Ⅴ軸 136.07×0.97×0.98=129.35
Ⅵ軸 129.35×0.97×0.98=122.96
各軸扭矩計算:
Ⅰ軸 ×
Ⅱ軸 × 978.26
Ⅲ軸 ×= 2250.41
Ⅳ軸 ×=3936.23
Ⅴ軸 ×=5350.83
Ⅵ軸 ×=5086.49
將上述計算結(jié)果列入下表,供以后設(shè)計計算使用
表3-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)表
軸號
功率/kW
轉(zhuǎn)速n/(r·min)
轉(zhuǎn)矩T/(N·m)
Ⅰ軸
158.4
1470
1029.06
Ⅱ軸
150.58
1470
978.26
Ⅲ軸
143.14
607.44
2250.41
Ⅳ軸
136.07
330.13
3936.23
Ⅴ軸
129.35
230.86
5350.83
Ⅵ軸
122.96
230.86
5086.49
3.2 齒輪設(shè)計及強度效核
這里主要是根據(jù)查閱的相關(guān)書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗,思路如下：初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定。截割部齒輪的設(shè)計及強度效核，具體計算過程及計算結(jié)果如下：
3.2.1 齒輪2（惰輪1）和齒輪3的設(shè)計及強度效核
（1）選擇齒輪材料及熱處理
查文獻5表16.2-59、60、61，大齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC。由圖16.2-17及圖16.2-26，按MQ級質(zhì)量要求取值=1450
（2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算
齒寬系數(shù)取＝0.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=978.26
許用接觸應(yīng)力，按表16.2-33，取1.2
查圖6-8 ，1.5
=246.67
取齒數(shù)=30
=301.42=72.3 取=73，實際傳動比（即齒數(shù)比）=2.43
查圖6-7得齒形系數(shù)2.59，2.27
0.0105，0.0092，取較大者，即前者
模數(shù)m，代入數(shù)據(jù)得m3.6,取m=4
中心距
齒寬 b=0.4206=82.4
小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm，取， 83
（3)驗算齒面接觸強度
，代入數(shù)據(jù)得910.05<
（4)齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑 =m=430=120， =473=292
齒頂高
齒根高 =6
齒頂圓直徑 =128
=300
齒根圓直徑 =282
=110
齒寬b ,83
中心距 =206
3.2.2 齒輪4和齒輪5設(shè)計及強度效核
（1）選擇齒輪材料
小齒輪4選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪5用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC
（2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算
齒寬系數(shù)取＝0.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=2250.41
許用接觸應(yīng)力
按表16.2-33，取1.2
查圖6-8 ，1.5
=246.67
取齒數(shù)=40
=301.85=74 取=74
實際傳動比（即齒數(shù)比）=1.85
查圖6-7得齒形系數(shù)2.45，2.26
0.0093，0.0092
取較大者，即前者
模數(shù)m
代入數(shù)據(jù)得m4.2,取m=5
中心距
齒寬 b=0.4285=114
小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm
取
（3)驗算齒面接觸強度
,代入數(shù)據(jù)得737.43<
（4)齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑 =m=540=200
=574=370
齒頂高
齒根高 =6.25
齒頂圓直徑 =210
=380
齒根圓直徑 =187.5
=357.5
齒寬b ,
中心距 =285
3.2.3 齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計及強度校核
（1）選擇齒輪材料
小齒輪6選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪7用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC
（2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算
齒寬系數(shù)?。?.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=3936.23
許用接觸應(yīng)力
按表16.2-33，取1.2
查圖6-8 ，1.5
=246.67
取齒數(shù)=37
=371.42=52.54 取=53
實際傳動比（即齒數(shù)比）=1.43
查圖6-7得齒形系數(shù)2.54，2.26
0.0103，0.0096
取較大者，即前者
模數(shù)m,代入數(shù)據(jù)得m5.8,取m=6
中心距
齒寬 b=0.4240=96, 取
（3）驗算齒面接觸強度
,代入數(shù)據(jù)得1133.23<
（4)齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑 =m=637=222, =653=318
齒頂高
齒根高 =7.5
齒頂圓直徑 =234,
=330
齒根圓直徑 =192
=288
齒寬b ,
中心距 =240
3.2.4 驗算齒輪3和齒輪6是否干涉
Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距=285
257285
故齒輪3和齒輪6是不干涉
3.2.5 行星齒輪設(shè)計及強度校核
（1）行星傳動類型為2K-H（A）。
（2）齒輪材料及熱處理
太陽輪和行星輪的材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等級6級，表面硬度為：太陽輪60HRC，行星輪56～62 HRC。據(jù)文獻9圖6-12和圖6-27，取=1450和=370。內(nèi)齒圈選用20Cr調(diào)質(zhì)，加工精度等級7級，硬度。=1450和=370
（3）確定主要參數(shù)
1）行星機構(gòu)總傳動比=4.97。
2）行星輪數(shù)目：根據(jù)文獻9表3-2，取=3。
3)載荷不均衡系數(shù)：
采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，取=1.15
4)配齒計算
根據(jù)文獻9表3-2及傳動比，選擇太陽輪齒數(shù)=17行星輪齒數(shù) =25，內(nèi)齒圈齒數(shù)=67,實際傳動比i=4.94。其傳動誤，傳動合適。
（4）初步計算齒輪的主要參數(shù)
文獻9按彎曲強度公式6-50計算齒輪模數(shù)m:
式中相關(guān)系數(shù)如下：
—名義轉(zhuǎn)矩，
—算式系數(shù)，對于直齒輪為=12.1。
—綜合系數(shù)，由表6-5查得=1.8
—使用系數(shù)由表6-7查得=1.5
—行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，=1.15
—小齒輪齒形系數(shù)，由圖6-22得=2.58
—試驗齒輪彎曲疲勞極限，
—齒寬系數(shù)，=0.7
—小齒輪齒數(shù)，=17
將上列數(shù)據(jù)帶入公式得：
故取齒輪模數(shù)為8。
5．嚙合參數(shù)計算
兩個嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標準中心距分別為：
由此可見, 滿足非變位同心條件。
6.幾何尺寸計算
表3-2星星輪系尺寸表 單位/mm
項目
計算公式
太陽輪a
行星輪c
內(nèi)齒圈b
分度圓直徑
136
200
536
齒頂高
8
8
8
齒根高
10
10
10
齒頂圓直徑
外嚙合
152
216
內(nèi)嚙合
520
齒根圓直徑df
外嚙合
116
180
內(nèi)嚙合
556
齒寬b
96
96
96
7條件驗算
（1） 鄰接條件 按文獻9公式3-7驗算，即和
式中：
—裝配行星輪的齒頂圓的半徑，。
—裝配行星輪的齒頂圓的直徑，。
—行星輪個數(shù)，。
—為a,c齒輪嚙合中心距，。
-相鄰兩行星齒輪中心距，。
，
故滿足鄰接條件。
（2）同心條件 由上知滿足同心條件。
（3）安裝條件 按文獻9公式3-20驗算，即（整數(shù)）
條件滿足。
8.齒輪副強度驗算
（1）齒面接觸應(yīng)力
1）據(jù)文獻9公式6-53，基本接觸應(yīng)力
式中：
—節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得。
—彈性系數(shù) 查表6-10得。
—重合度系數(shù) 查圖6-10得=0.9
—螺旋角系數(shù)，直齒輪，=1
—端面分度圓上的名義切向力，
—小齒輪分度圓直徑，=136
—小齒輪工作齒寬，=96
—齒數(shù)比，
—接觸應(yīng)力基本值，
2）齒面接觸應(yīng)力
據(jù)文獻9公式6-51，齒面接觸應(yīng)力
（6-51）
—使用系數(shù) 查表6-7取=1.5
—動載系數(shù) 公式6-58
式中
，
，
為傳動精度系數(shù)，。
為小齒輪相對轉(zhuǎn)臂節(jié)點的速度
。
代入公式得1.01
—齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度
圓的直徑比值小于1，取=1
—齒間載荷分布系數(shù)，查表6-9，取=1.0
—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,=1.1
，—齒面接觸應(yīng)力，
（2）許用接觸應(yīng)力
據(jù)文獻9公式6-54，許用接觸應(yīng)力
（6-54）
—試驗齒輪接觸疲勞極限，=1450
—接觸強度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年
太陽輪:
行星輪:
按表6-12，公式（9）
計算得：
，
—潤滑劑系數(shù)，查圖6-17得=1.05
—速度系數(shù)，查圖6-18得=0.9
—粗糙度系數(shù)，查圖6-19得=0.89
—工作硬化系數(shù)，=1.2
—接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式
（3）強度條件
（ 6-55）
故齒輪副滿足接觸強度條件。
9. 齒輪副強度驗算
在內(nèi)嚙合齒輪副中只需校核內(nèi)齒圈b的接觸強度。
（1）齒面接觸應(yīng)力
1）接觸應(yīng)力基本
式中：
——節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得。
——彈性系數(shù) 查表6-10得。
——重合度系數(shù),查圖6-10得=0.9
——螺旋角系數(shù)，直齒輪，=1
——端面分度圓上的名義切向力，
。
—小齒輪分度圓直徑，=200
—小齒輪工作齒寬，=92
—齒數(shù)比，
—接觸應(yīng)力基本值，
2）齒面接觸應(yīng)力
（6-52）
—使用系數(shù) 查表6-7取=1.5
—動載系數(shù) 公式6-58 ，式中
，
，
為傳動精度系數(shù)，。
為小齒輪相對轉(zhuǎn)臂節(jié)點的速度
。
代入公式得1.01
—齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度
圓的直徑比值小于1，取=1
—齒間載荷分布系數(shù)，查表6-9，取=1.1
—計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)
=1.1
—齒面接觸應(yīng)力，
（2）許用接觸應(yīng)力
(6-54)
—試驗齒輪接觸疲勞極限，=780
—接觸強度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2
—計算接觸強度的壽命系數(shù)，
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒圈
按表6-12，公式（9）計算得：
，
， ，—查表6-14，簡化計算的總值為（）=0.85
—工作硬化系數(shù)
—接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式
（3）強度條件
(6-55)
故齒輪副滿足接觸強度條件。
3.3 軸的設(shè)計及強度效核
3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計及強度效核
（1） 選擇Ⅳ軸的材料
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查文獻6表7-1，材料強度極限， 取
(2)軸徑的初步估算
由文獻6表7-11取C＝107，
可得
(3)求作用在齒輪上的力
軸上大齒輪5分度圓直徑為：
圓周力，徑向力和軸向力的大小如下
小輪6分度圓直徑為:
(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖3-1 Ⅳ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
取較寬齒輪距箱體內(nèi)壁距離軸承距箱體內(nèi)壁相鄰 齒輪軸向距離10mm,安裝齒輪處軸段長比輪轂寬少2 mm。
1)擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，，軸承型號N418，尺寸
Ⅱ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑，軸段長度(比齒輪6輪轂寬少2mm)。
Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度,取軸環(huán)直徑110+29=128軸環(huán)寬度=10.78mm，Ⅲ段長
Ⅳ段用于裝齒輪5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長(比齒輪5輪轂寬少2mm)。
Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號N418，尺寸，軸段直徑,
（齒輪4距離箱體內(nèi)壁為10mm,齒輪6距內(nèi)壁為13mm)。
2）軸上零件的周向定位
兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角。
(5） 軸的強度效核：
1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖：
圖3-2 Ⅳ軸計算簡圖
2） 求支反力：
水平面：
垂直面：
3） 計算彎矩
水平彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
4) 扭矩：
5） 計算當(dāng)量彎矩
顯然B處為危險截面，故只對該處進行強度效核
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表4－1得
由得
取
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計及強度效核
(1)選擇軸的材料
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查表7-1，材料強度極限， 取
(2)軸徑的初步估算
由文獻表7-11取C＝107，
可得
(3)求作用在齒輪上的力
軸上大齒輪4分度圓直徑為：
圓周力，徑向力和軸向力的大小如下
小輪3分度圓直徑為：
(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖3-3 Ⅲ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，軸承型號N420，尺寸；
Ⅱ段安裝齒輪3，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑軸段長度(比齒輪3輪轂寬少2mm)
Ⅲ段考慮相鄰齒面干涉距離，取其長度為，取齒輪右端軸肩高度,取軸環(huán)直徑120+29=138。
Ⅳ段用于安裝齒輪4，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長。
Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，軸承型號 N420，尺寸,取軸段直徑,
2）軸上零件的周向定位
同Ⅳ軸相同，兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)。
(5)軸的強度效核：
1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖：
圖3-4 Ⅲ軸計算簡圖
2） 求支反力：
水平面：
垂直面：
3） 計算彎矩
水平彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
4) 扭矩：
5） 計算當(dāng)量彎矩
,顯然C處為危險截面，進行強度效核
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，
，
強度校核合格
3.3.3 惰輪Ⅰ軸的設(shè)計及強度效核
由于心軸不傳遞轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)矩法估算直徑在這里不再適用,采用經(jīng)驗法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關(guān)系為:
初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑.
該心軸分三段,從右端起:
軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強度,取其長度。
軸段2:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰輪。取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承21320*,以使其自動補償軸和外殼中心線的相對偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長為10的距離套對其進行周向定位,該軸的長度。
軸段3:為了對軸承進行定位,取其直徑,由于箱體的厚度,為了保證惰輪與截一軸的齒輪正確嚙合,取該段的長度。
1.軸的受力分析,因為此軸為心軸,僅受彎矩作用.
圓周力:
選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=，
因為心軸只受彎矩作用，其危險截面在軸的中間，的雙支點梁，可以認為軸沿整個跨度承受均布載荷
因為相差無幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為：
抗彎截面模量：
許用彎曲應(yīng)力
所以該軸強度合格。
3.3.4 惰輪Ⅱ軸的設(shè)計及強度效核
采用經(jīng)驗法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關(guān)系為:
初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑.
該心軸分三段,從右端起:
軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強度,取其長度。
軸段2：L2=5.7
軸段3：該軸段用于軸承定位
軸段4:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰輪。取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承21320*,以使其自動補償軸和外殼中心線的相對偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長為10的距離套對其進行周向定位,該軸的長度。
軸段5：L5=29.3
軸段7：L7=35
1.軸的受力分析,因為此軸為心軸,僅受彎矩作用.
圓周力:
選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=，
因為心軸只受彎矩作用，其危險截面在軸的中間，的雙支點梁，可以認為軸沿整個跨度承受均布載荷
因為相差無幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為：
抗彎截面模量：
許用彎曲應(yīng)力
所以該軸強度合格。
3.4 軸承的壽命校核
3.4.1 Ⅳ軸軸承的壽命校
對Ⅳ軸的圓柱滾子軸承N418進行壽命計算
（1)查文獻8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
,
（3)合成支反力
32700.63，24829.18
（4）軸承的當(dāng)量動載荷(徑向動載荷系數(shù)X為1，軸向動載荷系數(shù)Y為0)
（5）軸承的壽命
查文獻8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==19623h
采煤機軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅳ軸軸承的壽命合格。
3.4.2 Ⅲ軸軸承的壽命校核
對軸的圓柱滾子軸承N420進行壽命計算
（1)查文獻8表8-24圓柱滾子軸承N420的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
,
（3)合成支反力(顯然較大)
21367.12
（4）軸承的當(dāng)量動載荷(徑向動載荷系數(shù)X為1，軸向動載荷系數(shù)Y為0)。
（5）軸承的壽命
查文獻8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==77697h
采煤機軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅲ軸軸承的壽命合格。
3.4.3 Ⅰ軸軸承的壽命校核
對Ⅰ軸的圓柱滾子軸承N418進行壽命計算
（1)查文獻8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
（3)合成支反力
9125.86
（4）軸承的當(dāng)量動載荷 （徑向動載荷系數(shù)X為1，軸向動載荷系數(shù)Y為0）。
（5）軸承的壽命
查文獻8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==309874h
采煤機軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅰ軸軸承的壽命合格。
3.4.4 Ⅱ軸軸承的壽命校核
對Ⅱ軸的圓柱滾子軸承N418進行壽命計算
(1)查文獻8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
(2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
(3)合成支反力
8675.6
(4)軸承的當(dāng)量動載荷 (徑向動載荷系數(shù)X為1，軸向動載荷系數(shù)Y為0)。
(5）軸承的壽命
查文獻8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==32355h
采煤機軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅰ軸軸承的壽命合格。
3.5 花鍵的選擇與強度校核
3.5.1 Ⅳ軸花鍵的強度校核
查文獻10表4-41選擇花鍵
Ⅱ階段和Ⅳ階段軸選漸開線外花鍵，其參數(shù)如下：
查文獻10花鍵擠壓強度校核公式
式中?。瓊鬟f的轉(zhuǎn)矩
－各齒載荷不均勻系數(shù) ?。?.7～0.8）
－齒數(shù)
－齒的工作（配合）長度
－平均直徑mm，漸開線花鍵
－齒的工作高度mm，漸開線花鍵
［］－許用壓強 查表4-3-29，［］=（30～60）
則只需校核Ⅱ階段
強度校核合格
3.5.2 Ⅲ軸花鍵的強度校核
Ⅱ階段和Ⅳ階段軸選漸開線外花鍵，其參數(shù)如下：
查文獻10花鍵擠壓強度校核公式
［］－許用壓強 查表4-3-29，［］=（30～60）
則只需校核Ⅱ段
強度校核合格。
3.6 搖臂的潤滑與維修
采煤機截割部因傳遞功率大而發(fā)熱嚴重，其殼體溫度可高達100℃，因此傳動裝置的潤滑十分重要。
減速箱中最常用的潤滑方法是飛濺潤滑，將一部分傳動零件浸在油池中，靠它們向其他零件供油和濺油，同時油甩到箱壁上，以利散熱。油面的位置應(yīng)使齒輪副的大齒輪浸在油中1/3～1/4中。飛濺潤滑的優(yōu)點是：潤滑強度高，工作零件散熱快，不需潤滑設(shè)備，對潤滑油的雜質(zhì)和粘度下降不敏感。
搖臂內(nèi)的傳動零件的潤滑是個特殊問題，截割頂部煤時滾筒上升，搖臂端部齒輪得不到潤滑；割底煤時滾筒下降，潤滑油集中在搖臂端部。為此常規(guī)定滾筒割煤一段時間后，應(yīng)停止?fàn)恳?，將搖臂下降，以潤滑端部齒輪，然后繼續(xù)上升工作。
采煤機的搖臂的故障一般是漏油，軸承損壞，齒輪損壞。漏油是由于骨架油封磨損或者是油封質(zhì)量不好，按照正確的方法安裝和使用高質(zhì)量的油封就能很好的避免這個問題。齒輪的損壞主要是由于人工操縱時的失誤以及在維修時，加油以及未知情況下使煤塵或者其他異物代入齒輪箱內(nèi)，避免的方法當(dāng)然就是提高工作質(zhì)量。軸承的損壞主要是一軸軸承，主要是由于它的轉(zhuǎn)速最高，另外再加上潤滑不好非常容易損壞，并且油量過多過少都會使郵箱溫度過高造成冷卻水壓力不足都會造成軸承損壞，主要的避免方法就是保證潤滑油的質(zhì)和量。
3.7 本章小結(jié)
本章為全文的設(shè)計部分，完成了傳動系統(tǒng)功率及轉(zhuǎn)速的分析，重點對齒輪、軸、軸承和聯(lián)接花鍵進行了設(shè)計和校核，在所得數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上進行了搖臂的三維建模。
4 搖臂的三維建模
4.1 基于PRO/E的參數(shù)原理
參數(shù)化設(shè)計也叫尺寸驅(qū)動，是CAD技術(shù)在實際應(yīng)用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動繪圖的功能。所謂參數(shù)化設(shè)計即是在設(shè)計中產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)形式是確定的，它需要根據(jù)某些具體的條件和具體的參數(shù)來決定產(chǎn)品某一結(jié)構(gòu)形式下的結(jié)構(gòu)參數(shù)，從而設(shè)計出不同規(guī)格的產(chǎn)品。其本質(zhì)是對統(tǒng)一結(jié)構(gòu)的產(chǎn)品通過修改尺寸來生成新規(guī)格的產(chǎn)品，利用計算機來進行參數(shù)化CAD設(shè)計，只需在計算機上輸入機械零件的幾個關(guān)鍵參數(shù)，就會準確地、自動地生成工程樣圖。
4.2 基于PRO/E的模擬仿真
在機械產(chǎn)品的開發(fā)過程中，有關(guān)產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)、功能、操作性，生產(chǎn)工藝、裝配性能甚至維護性能等許多問題都需要在開發(fā)過程的前期給予考慮。但有關(guān)裝配的問題往往只會在產(chǎn)品開發(fā)的后期或者在最終產(chǎn)品試運行過程中，甚至在投入使用一段時間后才能暴露出來。仿真技術(shù)的出現(xiàn)給以上問題提供了有效的解決方法，即便是在設(shè)計的初期階段，計算機產(chǎn)生的最初模型也可以放入虛擬環(huán)境進行實驗，甚至可以直接在虛擬環(huán)境中創(chuàng)建產(chǎn)品模型。
4.3 減速器參數(shù)化設(shè)計及仿真的總體方案及技術(shù)路線
本設(shè)計是在減速器各零部件得到相關(guān)參數(shù)的基礎(chǔ)上對減速器的部分零件進行參數(shù)化設(shè)計。采用的方案見圖4-1：
圖4-1 方案設(shè)計總體框架圖
其主要的技術(shù)路線見圖4.2:
圖4-2 減速器參數(shù)化設(shè)計技術(shù)路線框圖
4.4 搖臂三維實體建模
圖4-3 搖臂減速器Ⅰ軸（制作漸開線齒輪零件，拉伸）
圖4-4 搖臂減速器Ⅲ軸（旋轉(zhuǎn)