毕业设计（论文）-BM-100型薄煤层采煤机总体及截割部设计.doc

中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 1 页 目 录 1 概述. .3 1.1 引言.3 1.2 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 .3 1.320 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 .3 1.4薄煤层采煤机的发展状况.4 2总体方案的确定 .5 2.1 主要技术参数 .5 2.2传动方案的确定.5 2.2.1传动比的确定.5 2.2.2传动比的分配.5 2.3.1 牵引部 .6 2.3.2 截割部 .6 2.3.3 电气设备 .6 2.3.4 附属装置 .6 2.4 输送机、支架的确定 .6 2.5 电动机的选择 .7 2.6 调高泵、调高液压缸的选择 .7 3传动系统的设计 .9 3.1 齿轮设计及强度效核 .9 3.1.1 第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核 .9 3.1.2 第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核 .15 3.1.3 第三级直齿圆柱小齿轮和惰轮的设计和强度校核 .21 3.1.4 第三级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核 .26 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 .31 3.1.5 第四级直齿圆柱惰轮 2 的设计和强度校核 .37 3.1.6 第四级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核 .38 3.2 轴及其组件的设计及效核.40 3.2.1第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核.40 3.2.2第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核.45 3.2.3第轴的设计及其组件的选择.53 3.2.4第轴的设计及其组件的选择.57 3.2.5第轴的设计及其组件的选择.58 3.2.6第轴的设计及其组件的选择.60 3.2.7第轴的设计及其组件的选择.62 3.2.8第轴的设计及其组件的选择.63 4 采煤机的使用和维护.66 4.1润滑及注油.66 4.2 地面检查与试运转.66 4.3.1 试运转前的检查：.66 4.3.2 试运转时检查：.66 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 2 页 4.4 下井及井下组装. 66 4.5采煤机的井下操作. 67 4.5.1 操作前的检查：.67 4.5.2 试运转中注意事项：.67 4.6机器的维护与检修.68 5 总结.69 参考文献.70 全套图纸加扣 3012250582 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 3 页 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 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 。 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。 1.31.32020 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 4 页 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 轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。 1.41.4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 2011 届本科生毕业设计 第 5 页 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)：6； 牵引力(kN) ：118； 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； 2.22.2传动方案的确定 2.2.12.2.1 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 2.2.22.2.2 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 6 页 =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 2.3 采煤机各部分特点 2.3.12.3.1 牵引部牵引部 牵引部主要包括由主泵和马达组成的闭式循环的液压传动系统、机械传动装置和操 纵手把等。通过控制液压传动系统可以实现采煤机牵引的无限高速和换向。机械传动装 置分为两部分，在液压传动系统前面的齿轮传动装置用于向液压传动系统传递动力，在 液压传动系统后面齿轮传动装置和锚链链轮传动装置用于传递液压传动系统输出的动力， 实现采煤机的牵引动作。操纵手把的的开关手把用于控制牵引部的“开” “停” 、而换向 调速手把用于控制牵引部的牵引速度和牵引方向。 2.3.22.3.2 截割部截割部 截割部包括减速箱、摇臂和螺旋滚筒。减速箱内有齿轮传动装置和液压调高装置。 减速箱内的齿轮传动装置通过摇臂内的齿轮传动装置将电动机的动力传给螺旋滚筒轴， 由滚筒轴带动滚筒转动进行落煤和装煤。减速箱内的液压调高系统通过一对液压调高油 缸的动作带动摇臂摆动来实现滚筒的升降，以适应不同的采高和顶底板起伏。 2.3.32.3.3 电气设备电气设备 采煤机电气设备包括水冷电动机、电动机附带的电控箱、电控箱内各组件用于实现 电动机的开停、各部电气零件的控制和电机的过载保护。 2.3.42.3.4 附属装置附属装置 采煤机附属装置主要包括弧形挡煤板、底托架、拖电缆装置、供水及灭尘装置、牵 引链及护板等。 2.4 输送机、支架的确定 三机配套的原则 1 生产能力配套的原则，工作面输送机的生产能力必须略大于采煤机的理论生产率， 顺槽转载机和胶带输送机的生产率又应大于工作面输送机的生产率。 2 移架速度和牵引速度配套 液压支架沿工作面长度的移架速度应能跟上采煤机的工作牵引速度，否则采煤机后 面的空顶面积将增大，易造成梁端顶板的冒落。 3 相关尺寸的配套 采煤机依靠工作面输送导向并在其上移动，而工作面输送机与液压支架又互为支点 移架和推溜，因此三者的相关尺寸应能协调。 采煤机理论生产率： qt vJHQ60ht / 25135 . 1 65 . 4 65 . 0 025 . 1 60 t Qht / 该采煤机适用于顶底板较稳定的薄煤层和极薄煤层的普采高档普采和综采。主要的 配套设备为 SGD630/180 型刮板输送机配以薄煤层液压支架(或单体液压支柱和金属铰接 顶梁)，实现综采(或高档普采)。 SGD630/180 型刮板输送机主要技术特征： 输送机输送能力 Q：350t/h； 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 7 页 出厂长度：150m； 输送机链速：0.92m/s 刮板链形式：圆环链； 规格：2692（C 级） 链单位长度质量：36.26kg/m； q 圆环链破断拉力：850 KN； 电动机型号：DSB-90； 功率：290 KW 电压：660/1400V 转速：1475r/min 液力耦合器型号：Tfa-487 额定功率：90 kW； 工作液体：22 号汽轮机油； 充液量：14.5L； 中部槽尺寸：1500mm630mm220mm 紧链方式：摩擦盘； 机器总质量：4.85t； 生产厂家：西北煤机厂。 液压支架选择，HB-160 型垛式薄煤层液压支架或 BY200-06/15 型掩护式支架组成综 合机械化工作面，开采 1.0-1.3 米的薄煤层。 2.5 电动机的选择 由设计要求知，整机功率为 100KW。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 JDMB-100S，其主要参数如下： 额定功率：100KW； 额定电压：660V 额定电流：118.5A; 额定转速：1470r/min 额定频率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 950KG 冷却方式：外壳水冷 JDMB-100S 外形尺寸：1230730350 2.6 调高泵、调高液压缸的选择 由设计要求知，我们选用轴向定量柱塞泵，这种泵精度高，密封性能好，工作压力 高，一个调高油缸。调高油缸活塞直径为 120mm，行程为 120mm。轴向定量柱塞泵额定工 作压力为 15MPa，最高工作压力为 23 MPa，额定转速为 1095 r/min，最高转速为 2000 r/min，实际转速为 851.57 r/min。 下图为调高系统液压传动图。 1 液压锁 2 电磁换向阀 3 高压安全阀 4 调高油缸 5 定量柱塞泵 图 2-2 液压系统 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 8 页 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 9 页 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，=1650和=550，=550 1limH 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，冲击载荷较大，取 a A 载荷系数 K=2.0。按表 13-1-79，选0.8。则0.495。按表 13-1-77（13-86）圆整取 d a 齿宽系数0.5 a 齿数比 u=i=2.23 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 10 页 = 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 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 11 页 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 =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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 12 页 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。齿面接触强 1H S 2H S 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 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。由图 13-1-38 知： F S q Fn s 2 =1.25、=0.38 m hfp m fp 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 13 页 =-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 =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. 003 . 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系数的要求。 1F S 2F S 齿轮弯曲强度核算通过。 （5） 齿轮几何尺寸计算 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 14 页 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 ( 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. 7278 =182.28mm 222 2 aa hdd14 . 4 2174 齿根圆直径：=66.72mm 1f d 111 2 ff hdd64 . 5 278 =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 13-1-39） （13-60） 。 a Rm 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 13-1-41） 。mm 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 13-1-45） 。 W Fmm 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 2011 届本科生毕业设计 第 15 页 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） 、=-108（偏差 W E Wms Em Wmi Em 代号 G） ，大齿轮=-120（偏差代号 G）=-200（偏差代号 J）（查表 13-1- Wms E Wmi Em W E 47） 。 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、1650和525 525 1limH 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 =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： 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 16 页 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. 868.115 =629.66mm 22122 tan5 . 0 aavva hdd6 .66tan5 . 016. 805.616 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