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采煤机摇臂毕业设计,采煤,摇臂,毕业设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文摘 要MG160/390-WD型采煤机是中等功率低采高的电牵引采煤机，用于煤层厚度1.52.92m的中厚煤层开采,采高1.33.0 m，煤层倾角小于35,可采较硬煤质。本论文完成了采煤机摇臂的设计，包括摇臂减速器的布局设计及三维建模。文中主要介绍了目前国内外采煤机的研究现状及未来发展趋势，同时介绍了采煤机的类型、工作原理和主要组成，还介绍了采煤机摇臂的具体结构。 在设计过程中，重点完成了对减速器传动方案的确定和相关组件的计算和设计。首先，完成了对摇臂减速器的传动比分配，转速及传递功率的计算，其次，完成了采煤机摇臂壳体内一轴、二轴、三轴、四轴、五轴和各轴传动齿轮的设计及校核，简单介绍了行星轮系的装配关系确定和强度校核。再次，完成了轴承和联接花键的选择及校核。最后，对采煤机摇臂进行了三维建模。关键词：采煤机；摇臂；齿轮 ABSTRACTThe MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.52.92m, mining height 1.33.0m,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目录1 绪论11.1 设计思路的提出11.2 采煤机概述21.2.1 采煤机分类及组成21.2.2 滚筒采煤机工作原理31.3 采煤机械化的发展与趋势42 摇臂整体方案确定51.4 本章小结52.1 MG160/390-WD型采煤机简介52.1.1主要技术参数62.1.2 MG160/390-WD 型电牵引采煤机截割部组成72.1.3 截割部电动机的选择72.2 摇臂具体结构设计方案的确定82.3 传动方案的确定92.3.1 传动方式确定92.3.2 传动比的确定102.4 传动比的分配112.5 传动效率选择122.6 本章小结133 传动系统设计143.1 各级传动转速、功率、转矩的确定143.2 齿轮设计及强度效核153.2.1 齿轮2（惰轮）和齿轮3的设计及强度效核163.2.1 齿轮4和齿轮5的设计及强度效核163.2.3 齿轮6和齿轮7（惰轮）设计及强度校核203.2.4 验算齿轮3和齿轮6是否干涉223.2.5 行星齿轮设计及强度校核223.3 轴的设计及强度效核333.3.1 轴的设计及强度效核333.3.2 轴的设计及强度效核383.3.3 惰轮轴的设计及强度效核433.3.4 惰轮轴的设计及强度效核473.4 轴承的寿命校核533.4.1 轴轴承的寿命校533.4.2 轴轴承的寿命校核543.4.3 轴轴承的寿命校核553.4.4 轴轴承的寿命校核563.5 花键的选择与强度校核573.5.1 轴花键的强度校核573.5.2 轴花键的强度校核583.6 摇臂的润滑与维护12 3.7 本章小结594 摇臂的三维建模604.1 基于PRO/E的参数原理604.2 基于PRO/E的模拟仿真604.3 减速器参数化设计及仿真的总体方案及技术路线604.4 摇臂三维实体建模624.5 本章小结645 致 谢606 外文翻译 665河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1 绪论1.1 设计思路的提出在目前国内采煤机市场，中厚煤层重型采煤机在研发、设计、制造和使用方面中占据着主导地位，中厚煤层采煤机技术日益成熟，有着广阔的提升空间。目前国内生产这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、佳木斯煤矿机械厂等，其中以鸡西煤矿机械厂设计生产的MG160/390-WD型电牵引采煤机也是典型代表，该机在国内有着广泛的应用，得到众多煤矿的好评。本设计是在其成功的设计思想和理念基础上，着重对其摇臂进行设计与三维建模。1.2 采煤机概述 1.2.1 采煤机分类及组成 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。现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在使用很广泛。双滚筒采煤机综合了国内外薄煤层采煤机的成功经验，是针对我国具体国情而设计的新型大功率薄煤层采煤机。采煤机主要技术参数1、适用煤层 采高0.85-1.6m 倾角30 煤质硬度f3 2、生产能力 最大理论生产能力528t/h 经济生产能力249t/h 3、截割部 滚筒转速：75.62rpm 滚筒直径：850、1000、1200 调高方式：液压调高4、牵引部 牵引方式：液压无级调速、摆线齿轮、销排无链牵引 最大牵引力：20t 牵引速度：0-5.5m/min 5、电动机 牵引电机。滚筒采煤机的组成如图1.1 所示。现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置，结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递，结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便；采煤机的牵引部分也采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故工作更安全。图1.1 双滚筒采煤机 1.2.2 滚筒采煤机工作原理双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶煤，后滚筒割底部煤并清理浮煤。（双滚筒采煤机的工作原理如图1.2所示）因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采法称为双向采煤法。 图1.2 双滚筒采煤机工作原理为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应：对顺时针旋转（人站在采空侧看）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。或者形象的归结为“左转左旋；右转右旋”，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。双滚筒采煤机有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种：1端部斜切法利用采煤机在工作面两端约2530m的范围内斜切进刀称端部斜切进刀法；2中部斜切法（半工作面法）利用采煤机在工作面中部斜切进刀称为中部斜切法。1.3 采煤机械化的发展与趋势 机械化采煤开始于上世纪40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。50年代初期，英国、联邦德国相继生产了滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。因此，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通水平。虽然在1954年英国已经研制出了液压自移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别是1964年第三代采煤机双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性高效、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采技术。进入70年代，综采机械化得到了进一步发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为7501000KW，生产率达1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力达1500KN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。1.4 本章小结 本章为论文的绪论部分，主要是对设计题目的分析,重点介绍了采煤机的分类、组成、工作原理、进刀方式、发展及趋势。2 摇臂整体方案确定2.1 MG160/390-WD型采煤机简介MG160/390-WD 无链电牵引采煤机，装机总功率390KW，截割功率 2160KW，牵引功率230KW。MG160/3900-WD无链电牵引采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通过牵引机构为采煤机牵引力，中间控制箱装有调高油缸，电控、变压器、水阀，每个主要部件可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。其主要用途及适用范围：MG160/390WD无链电牵引采煤机一般适用于中厚煤层的开采，倾角小于35度，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。 2.1.1主要技术参数该机的主要技术参数如下表2.1：表2-1采煤机主要技术参数采高m1.3-3.0截深m0.6适应倾角 35 适应煤质硬度f4滚筒转速r/min 46，52滚筒直径mm1250,1400,1600摇臂形式整体弯摇臂摇臂长度mm 1700摇臂回转中心距mm5813 摇臂摆角42，-19.7牵引速度m/min 0-7牵引型式交流变频调速无链牵引机面高度mm 1100最小卧底量mm 410灭尘方式内外喷雾装机功率KW 391电压v 1140 2.1.2 MG160/390-WD 型电牵引采煤机截割部组成截割部主要完成截煤和装煤作业，主要组成部分有：截割电动机、摇臂减速箱、内外喷雾系统和截割滚筒等。截割部为整体弯摇臂结构，即截割电机、减速器均设在截割机构减速箱上，与牵引部铰接和调高油缸铰接，油缸的另一端铰接在牵引部上，当油缸伸缩时，实现摇臂升降。支承组件固定在左、右牵引部上，与行走箱上的导向滑靴一起承担整机重量。 摇臂减速箱主要由壳体、输入轴部件、惰轮、行星齿轮减速器、滚筒联接装置及内外喷雾等装置组成。摇臂的作用是将截割电动机的动力传递到滚筒使之旋转采煤，同时通过调高油缸的行程控制滚筒的升降。 2.1.3 截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为2160KW，即每个截割部功率为160KW。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。据三相鼠笼异步防爆电动机YBCS4-160（B）, 其主要参数如下： 表2-2 YBCS4-160(B)主要技术参数额定功率：400KW；额定电压：1140V额定转速：1470P/m接线方式：Y额定频率：50HZ;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。2.2 摇臂具体结构设计方案的确定 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，摇臂减速箱完全互换，只是摇臂壳体分左右。为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有若干惰轮，致使截割部齿数较多。同时由于行星齿轮为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，故末级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。（1） 壳体：采取直臂形式，用ZG25Mn材料铸造，并在壳体内腔表面设置有八组冷却水管。（2） 轴 ：轴齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成，通过以花键联接的扭矩轴与截割电机联接。（3） ：为惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。（4） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（5） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（6） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（7） 轴：惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。太阳轮通过花键联接将动力传递给行星减速器。（8） 行星减速器：太阳轮，行星轮，内齿圈，行星架和轮轴，轴承，套筒组成。该行星减速器有三个行星轮系，太阳轮浮动，行星架靠两个套筒轴向定位，径向有一定的配合间隙。（9） 中心水路：水管和接头组成。（10） 离合器：离合手把，压盖，转盘，推杆轴，扭矩轴等组成。2.3 传动方案的确定 2.3.1 传动方式确定 其传动系统如图2.1，建模如图2.2：图2-1 传动系统图表2.3传动系统图明细表序号名称序号名称序号名称1电动机8齿轮415太阳轮2轴9齿轮516转臂3齿轮110轴17内齿圈4轴惰轮11齿轮618齿轮85齿轮212轴 惰轮19轴 惰轮6轴13齿轮720箱体7齿轮314行星轮图2-2 摇臂三维建模 2.3.2 传动比的确定 总传动比 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min2.4 传动比的分配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。采煤机一般需要34级减速，对于中厚煤层采煤机采用2K-H(NGW)负号行星齿轮传动时，行星齿轮安在最后一级比较合理。采煤机每级传动比一般为34（行星齿轮传动可达56），传动比应从高速级向低速级递减。在初步设计时可按/=20%30%。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图2.3所示：图2-3 NWG型行星减速装置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。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为2.89。这里定行星减速机构传动比，则其他三级减速机构总传动比：31.965=6.39。由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为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，据文献8，、分别为高速级和低速级的传动比。初定各级传动比为： ，;以此计算三级减速传动比的总误差=（31.69-2.411.851.425)/31.69=2.71%，在误差允许范围5内，合适。2.5 传动效率选择 圆柱齿轮传动选择8级传动，传动效率0.97；扭矩轴0.99；滚动轴承0.98（一对），行星齿轮传动0.98。2.6 本章小结 本章是论文的整体方案确定部分，主要包括采煤机截割电机的选择、摇臂的具体结构设计、传动方案选择、传动比分配、传动效率确定、及润滑方式的选择，进而在此基础上进行传动系统的设计和校核.3 传动系统设计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、轴。轴 min轴 min轴 14702.42=607.44轴 609.96/1.84=330.13轴 轴 各轴功率计算：轴 1600.99=158.4轴 158.40.970.98=150.58轴 150.580.970.98=143.14轴 143.140.970.98=136.07轴 136.070.970.98=129.35轴 129.350.970.98=122.96各轴扭矩计算:轴 轴 978.26轴 = 2250.41 轴 =3936.23轴 =5350.83轴 =5086.49将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用表3-1 传动系统的运动和动力参数表轴号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)轴158.414701029.06轴150.581470978.26轴143.14607.442250.41轴136.07330.133936.23轴129.35230.865350.83轴122.96230.865086.493.2 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,思路如下：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： 3.2.1 齿轮2（惰轮1）和齿轮3的设计及强度效核（1）选择齿轮材料及热处理查文献5表16.2-59、60、61，大齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC。由图16.2-17及图16.2-26，按MQ级质量要求取值=1450（2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=978.26许用接触应力，按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=30=301.42=72.3 取=73，实际传动比（即齿数比）=2.43查图6-7得齿形系数2.59，2.270.0105，0.0092，取较大者，即前者模数m，代入数据得m3.6,取m=4中心距 齿宽 b=0.4206=82.4小齿轮一般比大齿轮齿宽多5-10mm，取， 83（3)验算齿面接触强度，代入数据得910.05 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=430=120， =473=292 齿顶高 齿根高 =6 齿顶圆直径 =128 =300 齿根圆直径 =282 =110 齿宽b ,83 中心距 =206 3.2.2 齿轮4和齿轮5设计及强度效核（1）选择齿轮材料 小齿轮4选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮5用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=2250.41许用接触应力按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=40=301.85=74 取=74实际传动比（即齿数比）=1.85查图6-7得齿形系数2.45，2.260.0093，0.0092取较大者，即前者模数m代入数据得m4.2,取m=5中心距 齿宽 b=0.4285=114小齿轮一般比大齿轮齿宽多5-10mm取 （3)验算齿面接触强度,代入数据得737.43 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=540=200 =574=370 齿顶高 齿根高 =6.25 齿顶圆直径 =210 =380 齿根圆直径 =187.5 =357.5 齿宽b , 中心距 =285 3.2.3 齿轮6和齿轮7（惰轮）设计及强度校核（1）选择齿轮材料 小齿轮6选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮7用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=3936.23许用接触应力按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=37=371.42=52.54 取=53实际传动比（即齿数比）=1.43查图6-7得齿形系数2.54，2.260.0103，0.0096取较大者，即前者模数m,代入数据得m5.8,取m=6中心距 齿宽 b=0.4240=96, 取 （3）验算齿面接触强度,代入数据得1133.23 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=637=222, =653=318 齿顶高 齿根高 =7.5 齿顶圆直径 =234, =330 齿根圆直径 =192 =288齿宽b , 中心距 =240 3.2.4 验算齿轮3和齿轮6是否干涉轴和轴中心距=285257285故齿轮3和齿轮6是不干涉 3.2.5 行星齿轮设计及强度校核（1）行星传动类型为2K-H（A）。（2）齿轮材料及热处理太阳轮和行星轮的材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，加工精度等级6级，表面硬度为：太阳轮60HRC，行星轮5662 HRC。据文献9图6-12和图6-27，取=1450和=370。内齿圈选用20Cr调质，加工精度等级7级，硬度。=1450和=370（3）确定主要参数1）行星机构总传动比=4.97。2）行星轮数目：根据文献9表3-2，取=3。3)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=1.154)配齿计算根据文献9表3-2及传动比，选择太阳轮齿数=17行星轮齿数 =25，内齿圈齿数=67,实际传动比i=4.94。其传动误，传动合适。（4）初步计算齿轮的主要参数文献9按弯曲强度公式6-50计算齿轮模数m:式中相关系数如下：名义转矩，算式系数，对于直齿轮为=12.1。综合系数，由表6-5查得=1.8使用系数由表6-7查得=1.5行星齿轮间载荷分布不均匀系数，=1.15小齿轮齿形系数，由图6-22得=2.58试验齿轮弯曲疲劳极限， 齿宽系数，=0.7 小齿轮齿数，=17将上列数据带入公式得：故取齿轮模数为8。5啮合参数计算两个啮合齿轮副a-c和b-c中，其标准中心距分别为：由此可见, 满足非变位同心条件。6.几何尺寸计算 表3-2星星轮系尺寸表 单位/mm项目计算公式太阳轮a行星轮c内齿圈b 分度圆直径136200536齿顶高 888齿根高 101010齿顶圆直径 外啮合152216 内啮合520齿根圆直径df 外啮合116180 内啮合556齿宽b9696967条件验算（1） 邻接条件 按文献9公式3-7验算，即和 式中：装配行星轮的齿顶圆的半径，。装配行星轮的齿顶圆的直径，。行星轮个数，。为a,c齿轮啮合中心距，。-相邻两行星齿轮中心距，。，故满足邻接条件。（2）同心条件 由上知满足同心条件。（3）安装条件 按文献9公式3-20验算，即（整数） 条件满足。 8.齿轮副强度验算（1）齿面接触应力 1）据文献9公式6-53，基本接触应力 式中：节点区域系数 查图6-9得。弹性系数 查表6-10得。重合度系数 查图6-10得=0.9螺旋角系数，直齿轮，=1端面分度圆上的名义切向力， 小齿轮分度圆直径，=136小齿轮工作齿宽，=96 齿数比，接触应力基本值， 2）齿面接触应力据文献9公式6-51，齿面接触应力 （6-51） 使用系数 查表6-7取=1.5动载系数 公式6-58 式中 ， ， 为传动精度系数，。 为小齿轮相对转臂节点的速度 。 代入公式得1.01齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度 圆的直径比值小于1，取=1齿间载荷分布系数，查表6-9，取=1.0计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 ,=1.1，齿面接触应力，（2）许用接触应力 据文献9公式6-54，许用接触应力 （6-54）试验齿轮接触疲劳极限，=1450接触强度最小安全系数，查表6-11，=1.2 计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作300天，使用寿命为8年太阳轮:行星轮:按表6-12，公式（9）计算得：， 润滑剂系数，查图6-17得=1.05 速度系数，查图6-18得=0.9 粗糙度系数，查图6-19得=0.89 工作硬化系数，=1.2 接触强度计算的尺寸系数，按表6-15公式（3）强度条件 （ 6-55） 故齿轮副满足接触强度条件。9. 齿轮副强度验算在内啮合齿轮副中只需校核内齿圈b的接触强度。（1）齿面接触应力 1）接触应力基本 式中：节点区域系数 查图6-9得。弹性系数 查表6-10得。重合度系数,查图6-10得=0.9螺旋角系数，直齿轮，=1端面分度圆上的名义切向力， 。小齿轮分度圆直径，=200小齿轮工作齿宽，=92齿数比，接触应力基本值，2）齿面接触应力 （6-52） 使用系数 查表6-7取=1.5动载系数 公式6-58 ，式中 ， ， 为传动精度系数，。 为小齿轮相对转臂节点的速度 。 代入公式得1.01齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度 圆的直径比值小于1，取=1齿间载荷分布系数，查表6-9，取=1.1计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 =1.1齿面接触应力，（2）许用接触应力 (6-54) 试验齿轮接触疲劳极限，=780接触强度最小安全系数，查表6-11，=1.2计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作300天，使用寿命为8年太阳轮行星轮内齿圈按表6-12，公式（9）计算得：， ， ，查表6-14，简化计算的总值为（）=0.85工作硬化系数 接触强度计算的尺寸系数，按表6-15公式 （3）强度条件 (6-55) 故齿轮副满足接触强度条件。3.3 轴的设计及强度效核 3.3.1 轴的设计及强度效核（1） 选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理.查文献6表7-1，材料强度极限， 取 (2)轴径的初步估算由文献6表7-11取C107， 可得(3)求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮5分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮6分度圆直径为: (4)轴的结构设计图3-1 轴结构设计取较宽齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁相邻 齿轮轴向距离10mm,安装齿轮处轴段长比轮毂宽少2 mm。 1)拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径，轴承型号N418，尺寸 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，轴段长度(比齿轮6轮毂宽少2mm)。段取齿轮右端轴肩高度,取轴环直径110+29=128轴环宽度=10.78mm，段长段用于装齿轮5，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径，轴段长(比齿轮5轮毂宽少2mm)。段安装圆柱滚子轴承,轴承型轴承型号N418，尺寸，轴段直径,（齿轮4距离箱体内壁为10mm,齿轮6距内壁为13mm)。 2）轴上零件的周向定位两个齿轮均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， 轴端倒角。 (5） 轴的强度效核：1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图3-2 轴计算简图2） 求支反力：水平面： 垂直面： 3） 计算弯矩 水平弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 4) 扭矩： 5） 计算当量弯矩 显然B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41得由得 取 3.3.2 轴的设计及强度效核 (1)选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理.查表7-1，材料强度极限， 取 (2)轴径的初步估算由文献表7-11取C107， 可得 (3)求作用在齿轮上的力轴上大齿轮4分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮3分度圆直径为： (4)轴的结构设计 图3-3 轴结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径，轴承型号N420，尺寸；段安装齿轮3，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度(比齿轮3轮毂宽少2mm)段考虑相邻齿面干涉距离，取其长度为，取齿轮右端轴肩高度,取轴环直径120+29=138。段用于安装齿轮4，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径，轴段长。段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径，轴承型号 N420，尺寸,取轴段直径,2）轴上零件的周向定位同轴相同，两个齿轮均采用渐开线花键联结。 (5)轴的强度效核：1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图3-4 轴计算简图2） 求支反力：水平面： 垂直面： 3） 计算弯矩水平弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 4) 扭矩： 5） 计算当量弯矩,显然C处为危险截面，进行强度效核 轴的材料为45钢，调质处理，强度校核合格3.3.3 惰轮轴的设计及强度效核 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1: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2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰轮。取其直径,这里选择调心滚子轴承21320*,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:两轴间有一长为10的距离套对其进行周向定位,该轴的长度。 轴段3:为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度,为了保证惰轮与截一轴的齿轮正确啮合,取该段的长度。1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力: 选用45钢调质处理HBS=，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。 3.3.4 惰轮轴的设计及强度效核 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1: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2：L2=5.7 轴段3：该轴段用于轴承定位 轴段4:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰轮。取其直径,这里选择调心滚子轴承21320*,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:两轴间有一长为10的距离套对其进行周向定位,该轴的长度。 轴段5：L5=29.3 轴段7：L7=35 1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力: 选用45钢调质处理HBS=，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。 3.4 轴承的寿命校核 3.4.1 轴轴承的寿命校对轴的圆柱滚子轴承N418进行寿命计算（1)查文献8表8-24圆柱滚子轴承N418的主要性能参数：,（2）采用在轴的校核中的数据,（3)合成支反力32700.63，24829.18（4）轴承的当量动载荷(径向动载荷系数X为1，轴向动载荷系数Y为0)（5）轴承的寿命查文献8表8-14，8-15得温度系数，载荷系数按公式8-1=19623h采煤机轴承寿命要求为1000030000h,故轴轴承的寿命合格。 3.4.2 轴轴承的寿命校核对轴的圆柱滚子轴承N420进行寿命计算（1)查文献8表8-24圆柱滚子轴承N420的主要性能参数：,（2）采用在轴的校核中的数据, ,（3)合成支反力(显然较大)21367.12（4）轴承的当量动载荷(径向动载荷系数X为1，轴向动载荷系数Y为0)。（5）轴承的寿命查文献8表8-14，8-15得温度系数，载荷系数按公式8-1=77697h采煤机轴承寿命要求为1000030000h,故轴轴承的寿命合格。 3.4.3 轴轴承的寿命校核 对轴的圆柱滚子轴承N418进行寿命计算（1)查文献8表8-24圆柱滚子轴承N418的主要性能参数：,（2）采用在轴的校核中的数据, （3)合成支反力9125.86 （4）轴承的当量动载荷 （径向动载荷系数X为1，轴向动载荷系数Y为0）。（5）轴承的寿命查文献8表8-14，8-15得温度系数，载荷系数按公式8-1=309874h采煤机轴承寿命要求为1000030000h,故轴轴承的寿命合格。 3.4.4 轴轴承的寿命校核对轴的圆柱滚子轴承N418进行寿命计算(1)查文献8表8-24圆柱滚子轴承N418的主要性能参数：,(2）采用在轴的校核中的数据, (3)合成支反力8675.6(4)轴承的当量动载荷 (径向动载荷系数X为1，轴向动载荷系数Y为0)。(5）轴承的寿命查文献8表8-14，8-15得温度系数，载荷系数按公式8-1=32355h采煤机轴承寿命要求为1000030000h,故轴轴承的寿命合格。 3.5 花键的选择与强度校核 3.5.1 轴花键的强度校核查文献10表4-41选择花键阶段和阶段轴选渐开线外花键，其参数如下：查文献10花键挤压强度校核公式式中传递的转矩各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）齿数齿的工作（配合）长度平均直径mm，渐开线花键齿的工作高度mm，渐开线花键许用压强查表4-3-29，=（3060）则只需校核阶段 强度校核合格 3.5.2 轴花键的强度校核阶段和阶段轴选渐开线外花键，其参数如下：查文献10花键挤压强度校核公式许用压强查表4-3-29，=（3060）则只需校核段强度校核合格。3.6 摇臂的润滑与维修 采煤机截割部因传递功率大而发热严重，其壳体温度可高达100，因此传动装置的润滑十分重要。减速箱中最常用的润滑方法是飞溅润滑，将一部分传动零件浸在油池中，靠它们向其他零件供油和溅油，同时油甩到箱壁上，以利散热。油面的位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中1/31/4中。飞溅润滑的优点是：润滑强度高，工作零件散热快，不需润滑设备，对润滑油的杂质和粘度下降不敏感。摇臂内的传动零件的润滑是个特殊问题，截割顶部煤时滚筒上升，摇臂端部齿轮得不到润滑；割底煤时滚筒下降，润滑油集中在摇臂端部。为此常规定滚筒割煤一段时间后，应停止牵引，将摇臂下降，以润滑端部齿轮，然后继续上升工作。采煤机的摇臂的故障一般是漏油，轴承损坏，齿轮损坏。漏油是由于骨架油封磨损或者是油封质量不好，按照正确的方法安装和使用高质量的油封就能很好的避免这个问题。齿轮的损坏主要是由于人工操纵时的失误以及在维修时，加油以及未知情况下使煤尘或者其他异物代入齿轮箱内
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