BM1100型薄煤层采煤机设计毕业设计说明.doc

中国矿业大学本科生毕业设计 第 1 页 1 bm1100bm1100 型薄煤层采煤机设计型薄煤层采煤机设计 目目 录录 1 1 概述概述.1 1.1 引言.1 1.2 我国采煤机 30 多年的发展进程1 1.2.1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 1 1.2.2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 2 1.2.3 薄煤层采煤机的发展状况2 2 2 总体方总体方案案的确定的确定.4 2.1 主要技术参数.4 2.3 传动方案的确定.4 2.3.1 传动比的确定4 2.3.2 传动比的分配5 3 3 传动系统的设计传动系统的设计.6 3.1 齿轮设计及强度效核.6 3.1.1 第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核6 3.1.2 第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核.13 3.1.3 第三级直齿圆柱小齿轮和惰轮的设计和强度校核.20 3.1.4 第三级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核.27 3.1.5 第四级直齿圆柱小齿轮和惰轮 1 的设计和强度校核.33 3.1.6 第四级直齿圆柱惰轮 2 的设计和强度校核.39 3.1.7 第四级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核.41 3.2 轴及其组件的设计及效核43 3.2.1 第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核.43 3.2.2 第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核.49 3.2.3 第轴的设计及其组件的选择.58 3.2.4 第轴的设计及其组件的选择.62 3.2.5 第轴的设计及其组件的选择.64 3.2.6 第轴的设计及其组件的选择.65 3.2.7 第轴的设计及其组件的选择.67 3.2.8 第轴的设计及其组件的选择.69 中国矿业大学本科生毕业设计 第 2 页 2 4 4 采煤机的使用和维护采煤机的使用和维护72 4.1 润滑及注油72 4.2 地面检查与试运转72 4.2.1 试运转前的检查：.72 4.2.2 试运转时检查：.72 4.3 下井及井下组装73 4.4 采煤机的井下操作73 4.4.1 操作前的检查：.73 4.4.2 试运转中注意事项：.73 4.5 机器的维护与检修74 5 5 总结总结76 参考文献参考文献77 英文原文英文原文78 中文译文中文译文85 致致 谢谢90 中国矿业大学本科生毕业设计 第 1 页 1 1 概述 1.1 引言 采煤机械的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用 取决于煤层的赋存条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又 促进了采煤方法和采煤工艺的更新。 采煤方法按采煤工艺可分为长壁式采煤法和房柱式采煤法两大类。我们 广泛使用长壁式采煤法。 长壁式采煤法所使用的机械设备按机械化程度分为爆破采煤机械、普 通机械化采煤机械和综合机械化采煤机械三类。 炮采工作面的机电设备较少，主要靠人力完成各项工序。破煤工序有 直接打眼放炮和先掏槽后打眼放炮两种，装煤工序主要依靠人工攉煤，运 煤工序依靠工作面刮板输送机来完成。 普通机械化采煤机工作面用采煤机或刨煤机和工作面刮板输送机实现 破煤、装煤和运煤工序的机械化，用单体支护设备实现人工控制顶板。 综合机械化采煤工作面将各种相对独立的机电设备合理的组合在一起， 在工艺过程中协调工作，使采煤工作面的破、装、运、支全部工序实现机 械化。 1.2 我国采煤机 30 多年的发展进程 1.2.11.2.1 2020 世纪世纪 7070 年代是我国综合机械化采煤起步阶段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 。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 2 页 2 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。 1.2.21.2.2 2020 世纪世纪 8080 年代是我国采煤机发展的兴旺时期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”45m 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， 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 中国矿业大学本科生毕业设计 第 3 页 3 泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。 1.2.31.2.3 薄煤层采煤机的发展状况薄煤层采煤机的发展状况 以前，薄煤层采煤机可选机型少，可靠性差，功率低，单产低，使我 国薄煤层产量逐年减少，弃采严重，资源浪费大，从 80 年代开始，薄煤层 采煤机从无到有得到稳定发展。随着薄煤层采煤机的推广应用，适用工作 范围扩大，也暴露了许多缺陷和不足，限制了使用效果。根据薄煤层开采 的迫切需要，开发适合国情的新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。 目前，哈尔滨煤矿机械研究所已经研制了 5 种机型的薄煤层采煤机，都已 投入工作中。其中具有代表性的机型 bm1100 型薄煤层采煤机。 bm1100 型薄煤层采煤机是一种用于沿长壁回采工作面全长穿棱采煤 的机械。可采 0.8-1.3 m 厚的煤层。该采煤机由单电动机驱动，电动机的 动力通过右端出轴上齿轮传给右截割部离合器齿轮，再经过一级伞齿轮和 三级直齿轮传至滚筒，滚筒以 94.87 r/min 转速进行落煤和装煤。电动机的 动力通过其左端的齿轮，带动牵引部过轴上的齿轮，分别经过一对直齿轮 传至主泵和辅助泵，主泵产生的高压油通过闭式循环油路驱动马达，马达 再经过两级直齿轮和一套行星齿轮传动，带动主链轮和圆环链，采煤机以 0-6 m/min 牵引速度沿输送机运行。它的特点是电动机功率较大，机身强 度较高，牵引部装有液压恒功率自动调速装置，可使电动机在额定功率下 工作。另外还设有内外喷雾装置、双支点摇臂,刚性较好、强度较高。 中国矿业大学本科生毕业设计 第 4 页 4 2 总体方案的确定 本设计参照 bm1100 型薄煤层采煤机，该机装机功率 100kw，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 主要技术参数 采高： 0.75-1.3； 适用煤倾角： 0-20； 煤质硬度：f3； 滚筒截深：0.6 米； 牵引速度(m/min)：0.3-4.65； 牵引力(kn) ：120； 滚筒直径(mm)：750、900、1150； 滚筒转速(r/min)： 86； 摇臂摆角：下摆-9 上摆+40； 灭尘方式：内外喷雾； 拖电缆方式：自动拖缆； 装机功率(kw)：100； 电压(v)：1140； 2.2 采煤机结构方案采煤机结构方案 该采煤机由单电动机驱动,电动机的动力通过右端出轴上齿轮传给右截 割部离合器齿轮,再经过一级伞齿轮和三级直齿轮传至滚筒。电动机的动力 通过其左端的齿轮,带动牵引部过轴上的齿轮,分别经过一对直齿轮传至主 泵和辅助泵,主泵产生的高压油通过闭式循环油路驱动马达,马达再经过两 级直齿轮和一套行星齿轮传动,带动主链轮和圆环链,采煤机以 0.3-4.65 m/min 牵引速度沿输送机运行。该采煤机可根据用户要求组成双滚筒采煤机 和能适应左、右工作面使用的两种形式的单滚筒采煤机。 2.3 传动方案的确定 2.3.12.3.1 传动比的确定传动比的确定 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 算而得，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 总 i 27.17 86 1470 滚 总 n n i 电动机转速 r/minn 滚筒转速 r/min 滚 n 中国矿业大学本科生毕业设计 第 5 页 5 2.3.22.3.2 传动比的分配传动比的分配 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。 根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则，另参考 bm1100 型薄煤层 采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为： =2.23 1 2 1 z z i 13 29 =2.31 3 4 2 z z i 13 30 =2.08 5 7 3 z z i 13 27 =1.62 8 11 4 z z i 13 21 中国矿业大学本科生毕业设计 第 6 页 6 3 传动系统的设计 图 31 截割部传动系统图 3.1 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、传递的功率、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，具体计算过 程级计算结果如下： 3.1.13.1.1 第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核 （1） 选择齿轮材料 小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火momncr 22 20 大齿轮：渗碳+淬火+低温回火wnicr 42 18 由图 13-1-24 和图 13-1-53 按 mx 级质量要求取值，得=1650 1limh ，=1650和=550，=550 2 /mmn 2limh 2 /mmn 1limf 2 /mmn 2limf 2 /mmn （2） 初步确定主要参数 1) 按疲劳强度初步确定中心距 按直齿轮从表 13-1-75 选取=483，按齿轮对称布置，速度中等，冲 a a 击载荷较大，取载荷系数 k=2.0。按表 13-1-79，选0.8。则 d 0.495。按表 13-1-77（13-86）圆整取齿宽系数0.5 a a 齿数比 u=i=2.23 中国矿业大学本科生毕业设计 第 7 页 7 许用接触应力：0.91650=1485 limh 1limhlimh 0.9 2 /mmn 小齿轮传递的转矩： 1 tmn n p t 650 1470 10094599549 1 1 中心距： a 3 2 lim 1 ) 1(a ha a u kt ua = 3 2 148523 . 2 5 . 0 6500 . 2 ) 123 . 2 (483 =126.14mm 取=126 a 2) 初步确定模数、齿数 z、齿宽 b n m =取=6mma)02 . 0 007 . 0 (mn126)05 . 0 007 . 0 (3 . 6882 . 0 n m 由公式=13.00 取=13 ) 1( 2 1 um a z n ) 123 . 2 (6 1262 1 z =28.99 取=29 12 izz 1323 . 2 2 z 小轮分度圆直径：=78mm 1 d 11 zmd n 136 大轮分度圆直径： =174mm 2 d 22 zmd n 296 未变位时中心距:=126mma2/ )( 21 zzma2/ )2913(6 实际传动比=2.23 1 2 z z io 13 29 齿宽 b：=63 取 b=60mmab a 1265 . 0 3) 变位计算 实际啮合角：=0.94 cos a a cos ac 20cos 126 126 20 计算传动变位系数：=0 x x 用图 13-1-4（13-19）校核，许用范围内，可用。 z x 用图 13-1-4（13-19）分配变位系数，得，31 . 0 1 x31 . 0 2 x （3） 齿面接触强度核算 1)计算分度圆上名义切向力： =16656n t f 1 1 2000 d t ft 78 6502000 2)使用系数： a k 原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表 13-1- 81 =1.5。 a k 3)动载系数 v k 齿轮线速度=6m/s 100060 11 nd v 100060 14707814 . 3 中国矿业大学本科生毕业设计 第 8 页 8 由表 13-1-90（13-93）公式计算传动精度系数 c： 查表 13-1-49（13-65）齿距极限偏差： pt fmfpt25 32 . 3 )ln(825 . 2 )ln(144 . 1 )ln(5048 . 0 ptn fmzc =9.0732 . 3 )25ln(825 . 2 )6ln(144 . 1 )13ln(5048 . 0 c 圆整取 c=9 由图 13-1-14 查得 =1.3 v k 4)齿向载荷分布系数： h kb d b kh 32 1 1023 . 0 )(18 . 0 12 . 1 =1.24601023 . 0 78 60 18 . 0 12 . 1 3 2 h k 5)齿间载荷分布系数 h k 416.41bft/ka60/166565 . 1 查表 13-1-102（13-100）：=1.1 h k 6)节点区域系数：由图 13-1-16 查得（13-102） h z5 . 1 h z 7)弹性系数：由表 13-1-105（13-103）查得 =189.8 e z e z 2 /mmn 8)重合度系数： z 重合度： a 小齿轮齿顶压力角： 1a a ) 2 cos arccos( 1 1 1 z z aa ) 213 20cos13 arccos( 55.38 大齿轮齿顶压力角： 2a a ) 2 cos arccos( 2 2 2 z z aa ) 229 20cos29 arccos( 23.26 重合度： a )tan(tan)tan(tan 2 1 22 11 aazaaz aaa =1.49)20tan23.26(tan29)20tan55.38(tan13 2 1 a 重合度系数： z 3 4 z 3 49.14 91.0 9)大、小齿轮的单对齿啮合系数、 b z d z 按表 13-1-104 的判定条件=1、=1 b z d z 10) 计算接触应力: 1h u u bd f zzzzkkkkz t ehhhvabh 1 1 1 23 . 2 123 . 2 6078 16656 191 . 0 8 . 1895 . 21 . 124 . 1 3 . 15 . 11 1 h 中国矿业大学本科生毕业设计 第 9 页 9 =927.93 2 /mmn 由于=1，所以 b z d z 21hh 11) 寿命系数、： 1nt z 2nt z 应力循环次数=tnnl 11 6050000147060 9 104 . 4 =inn ll / 12 23 . 2 /104 . 4 9 9 109 . 1 由表 13-1-106 公式计算 =0.96 0706 . 0 1 9 1 10 ( l nt n z 0706 . 0 9 9 104 . 4 10 =0.97 057 . 0 2 9 2 10 ( l nt n z 0706 . 0 9 9 109 . 1 10 12) 润滑油膜影响系数： rvl zzz 由表 13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.92mrz4 10 rvl zzz 13) 齿面工作硬化系数： w z 由图 13-1-30 查得： =1、=1 1w z 2w z 14) 尺寸系数： x z 由表 13-1-109 查得： =1 x z 15) 安全系数： h s =1.5 1 11lim 1 h xwrvlnth h zzzzzz s 93.927 1192 . 0 95 . 0 1650 =1.6 2 22lim 2 h xwrvlnth h zzzzzz s 93.927 1192 . 0 97 . 0 1650 、均达到表 13-1-110 规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。 1h s 2h s 齿面接触强度核算通过。 （4） 齿轮弯曲强度核算 1)齿向载荷分布系数： f k =0.78 2 2 )/(/1 )/( hbhb hb n 2 2 ) 5 . 13/60( 5 . 13/601 )5 .13/60( =1.18 n hf kk)( 78 . 0 )24. 1 ( 2)齿向载荷分布系数： f k 1.1 hf kk 齿形系数： f y 3)由图 13-1-38（13-118）查得=2.45、=3.05 1f y 2f y 4)应力修正系数： s y 由图 13-1-43（13-121）查得 =1.65、=1.47 1s y 2s y 中国矿业大学本科生毕业设计 第 10 页 10 5)重合度系数：=0.75 y 75 . 0 25 . 0 y 49 . 1 75. 0 25. 0 6)计算齿根应力： f 因为，用表 13-1-111（13-112）中方法二。21.67 ffavsf t f kkkkyyy bm f =358.821.118 . 1 5 . 13 . 10.751.652.45 660 16656 1 f 2 /mmn =396.851.118 . 1 1.53 . 175 . 0 47 . 1 3.05 660 16656 2 f 2 /mmn 7)试验齿轮的应力修正系数：查表 13-1-111，得=2.0 st y st y 8)寿命系数： nt y 由表 13-1-118（13-128）中公式： 02 . 0 6 ) 103 ( l nt n y 86 . 0 ) 104 . 4 103 ( 02 . 0 9 6 1 nt y 88 . 0 ) 109 . 1 103 ( 02 . 0 9 6 2 nt y 9)相对齿根角敏感系数 relt y 由齿根圆角参数，用表 13-1-112（13-114）所列公式计算。 f s q fn s 2 由图 13-1-38 知：=1.25、=0.38 m hfp m fp =-0.8738 . 0 25 . 1 38 . 0 1 x m h m g fpfp 20cos 638 . 0 )20sin1 (020tan625 . 1 4 6 cos )sin1 ( cos tan 4 fppr fp s h m e =0.39 =-0.82 36 39 . 0 213 2 32 2 1 1 m e z h =0.72rad 13 0.87-2 1 962 . 0 2 1 - 1 1 1 ）（ z g h 38 . 0 72. 0 . 0cos 87 . 0 3)72 . 0 3 sin(13 cos 3 3 sin 1 11 1 m g z m s fp fn =1.97 中国矿业大学本科生毕业设计 第 11 页 11 =11.83mm61.97 1 fn s )87 . 0 (272 . 0 cos1372 . 0 cos )87 . 0 (2 38 . 0 )2cos(cos 2 2 2 2 11 2 1 gz g mm fp f =0.60 =3.60mm660 . 0 1 f =1.64 60 . 3 2 83.11 2 1 1 1 f fn s s q 同样计算可知： =1.045 . 1 2 s q relt y 10) 相对齿根表面状况系数： rrelt y 由图 13-1-58，齿根表面微观不平度 10 点高度为时mrz 5 . 12 10 =1.0 rrelt y 11) 尺寸系数：由表 13-1-119（13-129）的公式 x y =0.994myx06 . 0 03 . 1 606 . 0 03 . 1 12) 弯曲强度的安全系数： f s f xrreltreltntstf f yyyyy s lim =2.52 82.357 99 . 0 1186 . 0 2550 1 f s =2.31 85.396 99 . 0 1187 . 0 2550 2 f s 、均达到表 13-1-110（13-111）规定的较高可靠度时最小安全 1f s 2f s 系数的要求。齿轮弯曲强度核算通过。 （5） 齿轮几何尺寸计算 顶隙系数：=0.25 c c 齿顶高系数： =1 a h a h 未变位时中心距:=126mma a 实际中心距:=126mm a a 中心距变动系数：=0y m aa y 6 126126 变位系数：=0.31、 = 1 x 2 x31 . 0 齿顶高变动系数：=0yxx)( 21 0)31 . 0 31 . 0 ( 齿顶高=7.86mmmyxhh aa )( 11 6)031 . 0 1 ( =4.14mmmyxhh aa )( 22 6)031 . 0 1 ( 中国矿业大学本科生毕业设计 第 12 页 12 齿根高=5.64mmmxchh af )( 11 6)31 . 0 25. 01 ( =9.36mmmxchh af )( 22 6)31. 025. 01 ( 齿顶圆直径：=93.72mm a d 111 2 aa hdd86 . 7 278 =182.28mm 222 2 aa hdd14 . 4 2174 齿根圆直径：64 . 5 278=66.72mm 1f d 111 2 ff hdd =155.28mm 222 2 ff hdd36 . 9 2174 跨测齿数：k 5 . 0 2 cos 2 1 cos 1 2 2 inv z x z xz k =2.415 . 020 13 31 . 0 2 20cos 13 31 . 0 2 1 20cos 113 2 2 invk 圆整3k 12 . 3 5 . 020 29 31 . 0 2 20cos 29 31. 02 1 20cos 113 2 2 invk 圆整3k 公法线长度： mxzimvkwsin25 . 0cos mmimvw93.28620sin31 . 0 220135 . 0320cos mmimvw45.45620sin31 . 0 220295 . 0320cos 轮精度设计 由于齿轮工作在高速有反转的情况下，齿轮采用 7 级精度，在高精度的 齿轮机床上范成加工，淬火后磨齿，齿面粗糙度=0.8（查表 13-1- a rm 39） （13-60） 。 孔的尺寸公差、形状公差采用 it7，轴的尺寸公差、形状公差采用 it6。 顶圆直径公差 it8（查表 13-1-40） 。 基准面径向圆跳动和端面圆跳动，小齿轮 18，大齿轮 22（查表mm 13-1-41） 。 齿圈径向圆跳动，小齿轮 40，大齿轮 56（查表 13-1-46） 。 r fmm 公法线长度变动公差，小齿轮 28，大齿轮 36（查表 13-1- w fmm 45） 。 中心距极限偏差=查表 13-1-55） 。 a f 5 . 31m 基节极限偏差，小齿轮 16，大齿轮 18（查表 13-1-48） 。 pb fmm 中国矿业大学本科生毕业设计 第 13 页 13 齿形公差，小齿轮 14，大齿轮 16（查表 13-1-47） 。 t fmm 齿向公差，小齿轮 16，大齿轮 20（查表 13-1-47） 。 fmm 公法线平均长度公差：小齿轮=-72（偏差代号 f） 、=- w e wms em wmi e 108（偏差代号 g） ，大齿轮=-120（偏差代号 g）=-200（偏m wms e wmi em 差代号 j）（查表 13-1-47） 。 w e 精度等级和公法线平均长度极限偏差代号： 小齿轮：7fg gb/t 10095-1988 大齿轮：7gj gb/t 10095-1988 3.1.23.1.2 第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核 （1） 选择齿轮材料 小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火 42 20nicr 大齿轮： 渗碳+淬火+低温回火momncr 22 20 由图 13-1-23 图 13-1-52 按 mx 级质量要求取值，得1650 1limh 、1650和525 525 2 /mmn 2limh 2 /mmn 1limf 2limf 2 /mmn （2） 初步确定主要参数 1) 按弯曲强度初步确定小齿轮大端分度圆直径 小齿轮传递的转矩： 1 tnm n p t1449 659 1009550109550 1 6 1 使用系数： a k 原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击。 由表 13-1-81 查得： 。5 . 1ka 齿向载荷分布系数： f k 由表 13-3-34 查得轴承系数=1.25 beh k =1.5=1.5.=1.875 f k beh k 取小齿轮齿数:=13 1 z 1 z 取大齿轮齿数:=30 2 z 2 z 齿数比 u= 12/ z z13/3031 . 2 节锥角: = cos sin arctan 1 u 90cos31 . 2 90sin 9 . 24 =90-= 2 1 9 . 241 .65 当量齿数： v z =14.17 圆整=14 1 1 1 cos z zv 9 . 24cos 13 1v z 中国矿业大学本科生毕业设计 第 14 页 14 =75.45 圆整=75 2 2 2 cos z zv 1 . 65cos 28 2v z 齿形系数： f y 由图 13-3-24 查得 =2.65 f y 预取分度圆直径： 4 1 3 lim 2 1 1 50dz y u kkt f f fa =191.29mm 4 3 2 13 525 56 . 2 115 . 2 875 . 1 5 . 11449 50 取 d=150mm 2) 初步确定模数m =11.5mm 1 /mzd13/150 取=10mm m =1310=130mm 1 dmz1 =3010=300mm 2 dmz2 锥距 r:=163.48mm 1 1 sin2 d r 9 .24sin2 130 3) 变位系数:x 采用高变位=0 由表 13-3-7 查得=0.36、=-0.36 x 1 x 2 x （3） 齿面接触强度核算 1) 齿宽中点处分度圆上名义切向力： mt f rm dd5 . 01 11 mm33.108 3 1 5 . 01130 n 1 1 2000 m mt d t f02.26751 33.108 14492000 2) 节点区域系数：查图 13-3-27 h z5 . 2 h z 3) 弹性系数：由表 13-1-105 查得： =189.8 e z e z 2 /mmn 4) 重合度系数： z 当量圆柱齿轮几何尺寸计算 分度圆直径： v d =115.68mm 1 1 1 cos 5 . 0 d r br dv 130 4 . 23cos48.163 605 . 048.163 =616.05mm 2 2 2 cos 5 . 0 d r br dv 300 6 . 66cos48.163 605 . 048.163 中国矿业大学本科生毕业设计 第 15 页 15 中心距： =365.87mm v a 21 2 1 vvv dda05.61668.115 2 1 齿顶圆直径： va d =129.29mm 1111 tan5 . 0 aavva hdd 4 . 23tan5 . 016 . 8 68.115 =629.66mm 22122 tan5 . 0 aavva hdd 6 . 66tan5 . 016 . 8 05.616 端面齿形角： vt 20vt 基圆直径： vb d =108.70mm vtvvb ddcos 11 4 . 23cos68.115 =578.899mm vtvvb ddcos 22 6 . 66cos05.616 啮合线长度 va g ： vtvvbvavbvava addddgsin)(5 . 0 2 2 2 2 2 1 2 1 =33.720sin87.36590.57866.62970.10829.1295 . 0 2222 va g 0mm 端面重合度： va =1.71 vtbrm rgva va cos5 . 0 20cos605 . 043.1631014 . 3 43.16370.33 =0.87 3 4 va z 3 1 . 174 5) 接触强度计算的锥齿轮系数： k z 是考虑锥齿轮齿形与渐开线齿形的差异及轮齿刚度沿齿宽变化对齿 k z 面接触强度的影响。当齿顶和齿根修形适当时,取=0.85； k z 6) 使用系数： a k 原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表 13-1- 81 =1.5。 a k 7) 动载系数 v k 由推荐值 1.05-1.4 取：=1.25 v k 8) 齿间载荷分布系数 h k =668.78bfk mta /60/02.267515 . 1 由表 13-3-35 查得： =1.1 h k 9) 接触强度计算的最小安全系数: minh s 由表 13-1-110 查得 =1 minh s 10)润滑油膜影响系数： rvl zzz 由表 13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.92mrz4 10 rvl zzz 11)尺寸系数： 由表 13-3-36 查得： =1 x z x z 中国矿业大学本科生毕业设计 第 16 页 16 12)计算接触应力: h u u bd fkkkk zzzzz ehv mthhva ehkh 1 1 1 31 . 2 131. 2 6068.115 02.267511 . 1875 . 1 5 . 15 . 1 187 . 0 8 .1895 . 285 . 0 1 h =1419.42 2 /mmn 13)许用接触应力： hp xrvl h h hp zzzz s min 1lim 1 =1518192 . 0 1650 min 1 h hp s 2 /mmn 接触应力校核通过满足要求 （4） 齿轮弯曲强度核算 1) 齿向载荷分布系数： f k =1.875 hf kk 2) 齿向载荷分布系数： f k =1.1 hf kk 3) 齿宽中点法向模数： mn m =8.16mm mn mrbrm/5 . 048.163/605 . 048.16310 4) 齿形系数： f y 由图 13-3-28 查得：=2.63、=3.05 1f y 1f y 5) 应力修正系数： s y 由图 13-3-29 查得：=1.5=1.9 1s y 1s y 6) 弯曲强度计算的重合度系数： y =0.69 va y 75 . 0 25 . 0 71 . 1 75 . 0 25 . 0 7) 试验齿轮的应力修正系数： st y 由表 13-1-111 查得： =2.0 st y 8) 弯曲强度最小安全系数： minf s 由表 13-1-110 查得： =1.2 minf s 9) 相对齿根角敏感系数 relt y 由齿根圆角参数，用表 13-1-112（13-114）所列公式计算。 f s q fn s 2 由图 13-1-38 知：=1.25、=0.38 m hfp m fp 中国矿业大学本科生毕业设计 第 17 页 17 =38. 025 . 1 38 . 0 1 x m h m g fpfp 87 . 0 20cos 1038 . 0 )20sin1 (020tan1025 . 1 4 10 cos )sin1 ( cos tan 4 fppr fp s h m e =0.53 = 310 53 . 0 213 2 32 2 1 1 m e z h82 . 0 =0.72rad 13 0.87-2 1 82 . 0 2 1 - 1 1 1 z g h 38 . 0 72. 0 . 0cos 87 . 0 3)72 . 0 3 sin(13 cos 3 3 sin 1 11 1 m g z m s fp fn =1.97 =16.10mm61.97 1 fn s )87 . 0 (272 . 0 cos1372 . 0 cos )87 . 0 (2 38 . 0 )2cos(cos 2 2 2 2 11 2 1 gz g mm fp f =0.60 =4.91mm16 . 8 60 . 0 1 f =1.64 91 . 4 2 10.16 2 1 1 1 f fn s s q 同样计算可知： =1.045 . 1 2 s q relt y 10)相对齿根表面状况系数： rrelt y 由图 13-1-58，齿根表面微观不平度 10 点高度为时mrz 5 . 12 10 =1.0 relt y 11)弯曲强度计算的尺寸系数： x y 由表 13-1-119 中公式计算得=0.97 x y 12)计算齿根应力： f 中国矿业大学本科生毕业设计 第 18 页 18 ffavsf t f kkkkyyy bm f =777.611 . 1875 . 1 5 . 125 . 1 69 . 0 73 . 1 63 . 2 1060 26751 1 f 2 /mmn =792.331 . 1875 . 1 5 . 125 . 1 69 . 0 52 . 1 05 . 3 1060 26751 1 f 2 /mmn 13)许用弯曲应力： fp =848.75 xrreltrelt f stf fp yyy s y min lim 97 . 0 11 2525 min f s 2 /mmn 弯曲应力校核通过满足要求 （5） 直齿锥齿轮传动的几何计算 顶隙系数：=0.2 c c 齿顶高系数： =1 a h a h 变位系数：=0.36 =-0.36 1 x 2 x 齿顶高： a h =13.6mmmxhh aa1 * 1 1036 . 0 1 =6.4mmmxhh aa2 * 2 1036 . 0 1 齿高：h =22mm102 . 0122 * mchh a 齿根高： f h =8.4mm 6 . 1322 11 af hhh =15.6mm4 . 622 22 af hhh 齿顶圆直径： a d mmhdd aa 96.154 4 . 23cos 6 . 132130cos2 1111 mmhdd aa 09.305 6 . 66cos4 . 62300cos2 22212 齿根角： f 94 . 2 48.163 4 . 8 arctanarctan 1 1 r hf f 45 . 5 48.163 6 . 15 arctanarctan 2 2 r hf f 齿顶角： a 76 . 4 48.163 6 . 13 arctanarctan 1 1 r ha a 24 . 2 48.163 4 . 6 arctanarctan 2 2 r ha a 顶锥角： a 中国矿业大学本科生毕业设计 第 19 页 19 20.2876 . 4 4 . 23 111aa 85.6824 . 2 6 .66 222aa 根锥角： f 50.2094 . 2 4 . 23 111ff 15.6145 . 5 6 . 66 222ff 外锥高： k a mmh d a ak 59.