机械毕业设计（论文）-MG5001150-WDK型交流电牵引采煤机牵引部设计【全套图纸】.doc

目 录1.绪论11.1大功率厚煤层采煤机的意义11.2大功率厚煤层采煤机国内外发展动态11.3国内大功率厚煤层采煤机研究方向11.4双滚筒采煤机的类型及总体结构21.4.1采煤机的类型21.4.2采煤机的总体结构22 开关磁阻电机调速系统简介32.1开关磁阻电机调速系统的组成和技术优势32.2开关磁阻电机调速系统的原理42.3开关磁阻电机电机的控制方式53 总体设计63.1传动方案的确定63.2电动机的选择73.3总传动比及传动比分配73.3.1总传动比83.3.2 传动比分配83.4牵引部传动系统运动学、动力学参数的计算93.4.1传动效率的选择93.4.2各轴的转速计算93.4.3各轴功率计算103.4.4各轴的扭矩计算103.4.5数据汇总114 牵引部齿轮设计计算124.1牵引部第一级齿轮传动设计计算124.2牵二轴上大齿轮的强度校核174.3第二级齿轮传动的强度校核214.4行星齿轮减速器的设计264.4.1计算传动比264.4.2高速级计算264.4.3低速级325.牵引部传动轴结构设计与强度校核395.1牵一轴设计与校核395.2牵二轴结构设计和强度校核426 牵引部轴承寿命校核466.1牵一轴的轴承寿命校核466.2牵二轴上轴承的寿命校核476.3牵三轴上轴承的寿命校核487 刮板输送机的选型497.1刮板输送机的机构与作用497.2刮板输送机的型式与型号的编制方法497.3刮板输送机的选型计算498 基于模糊神经网络的采煤机故障诊断专家系统508.1专家系统简介508.2模糊神经网络与专家系统的结合508.3模糊神经网络故障诊断专家系统总体结构518.4采煤机智能故障诊断系统528.4.1训练样本及其模糊化528.4.2人机界面的设计54参考文献59总 结60附 录61英文原文76中文译文86致 谢95全套图纸，加153893706第95页中国矿业大学2010届本科生毕业设计（论文）1.绪论1.1大功率厚煤层采煤机的意义MG500/1150型交流电牵引采煤机属于大功率厚煤层采煤机。当前，国家大力发展大型煤矿建设，作为煤矿开采的核心设备之一的采煤机也迎来了一轮新的发展机遇和挑战。年国内使用进口大功率采煤机的综采工作面，最高单产已超过。截止目前，据不完全统计，国内各大煤矿先后引进国外大功率采煤机30台以上。为满足大型煤矿基地的生产需要，大功率采煤机于2006年列入国家发改委项目“年产600万吨综采成套装备研制” 的子项。大功率采煤机在厚煤层工作面可以一次性采全高，极大地提高煤炭开采效率。大功率采煤机的推广使用，将极大提高采煤工作面生产能力，改善安全生产环境，满足我国高产高效煤炭生产的需要，对我国国民经济可持续发展具有推动作用。1.2大功率厚煤层采煤机国内外发展动态国外大功率厚煤层采煤机水平，目前处于全球行业领先地位，特别是德国Eickhoff公司、美国JOY公司、德国DBT公司等制造的采煤机销往全球主要产煤国家，并创造了综采工作面最高单产纪录。Eickhoff公司的SL500系列采煤机截高范围26m，适用煤层倾角，号称可以截割的煤和岩石。滚筒时截割功率，破碎机功率，牵引功率，泵站功率，因此装机总功率可达。该机最大牵引力可达，最大牵引速度可达。自动调高方面，JOY7LS6、Eickhof SL500和DBTEL3000型采煤机装备有采煤机位置传感器、同步位置传感器、油缸传感器，通过计算机的记忆储存及自动控制实现了采煤机滚筒的自动调高（记忆截割）；在工况检测、故障诊断技术方面，JOY公司的长壁图形显示器以文字和图形提供机器的工况检测、故障诊断信息，可以通过遥控选择显示主菜单、信息汇总、左（右） 截割部电流曲线、左（右） 截割部温度曲线、牵引电流曲线、牵引速度曲线、泵站电机电流曲线、状态显示灯、错误信息记录、单项记录/重新整定、记忆截割菜单、参数模式整定。目前国产大功率厚煤层采煤机有上海MG400/920-GWD和太矿MGTY500/1200-4.5/5.3，采高范围分别为1.9m4.9m，2.5m4.5m，适用煤层倾角，可以截割的煤和岩石。截割功率分别为，破碎机功率，牵引功率分别为，泵站功率， 装机总功率分别为920kW，1200kW。上海正在研制与SL500相当的MG750/1820-GWD型大功率厚煤层采煤机，可以实现整机和主要部件的互换，并将实现记忆截割。国内外采煤机工况检测、故障诊断技术差距很大，主要表现在：国外微机控制，国内多为PLC 控制，仅有太矿微机控制；国外传感器多，信息量大，显示屏大，显示点多；国内传感器少，信息量小，显示屏小，显示点少；国外有数字和曲线显示，国内只有数字，但是汉化了；国外可以工作数据和故障信息的记录和远程传输，国内尚无。1.3国内大功率厚煤层采煤机研究方向随着国际采煤自动化程度的快速发展，未来开发的大功率采煤机一定是高可靠性、高度自动化、具有很强适应性、能远程控制的产品。根据我国煤炭生产远景规划及采煤机技术发展趋势，国产大功率采煤机的主要研究方向为：(1)满足整机2000万t寿命的总体技术及高强度长寿命壳体的研究。满足600万t大修、1000万t寿命的机械传动系统的研究。(2)长寿命、可靠性油封技术的研究。(3)开发1140V和3300V的矿用交流变频调速装置，大幅提升采煤机整机适应性的研究。(4)高可靠性、高性能、抗干扰、抗热效应、拥有远程实时操作的嵌入式矿用计算机控制系统的研究。(5)开发或增强电控系统中的专家诊断系统、显示与信息传输系统、工作面采煤机自动运行集中控制系统、采煤机记忆截割系统的研究。(6)开发工作面远距离无线高速信号传输装置，解决采煤机工作影像高可靠度实时传输的研究。1.4双滚筒采煤机的类型及总体结构1.4.1采煤机的类型滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.4.2采煤机的总体结构双滚筒采煤机主要有电动机、截割部、行走部、电控系统、辅助装置等组成。如图1-1所示。采煤机的截割部： 是由采煤机的工作机构和驱动工作机构的减速器所组成的部件。工作机构的类型较多，螺旋滚筒式工作机构是目前采煤机使用最广泛的工作机构。螺旋滚筒实现了落煤和装煤的任务。截割部消耗功率占采煤机装机总功率的80%90%。工作机构的截割性能好坏，减速器传动质量的好坏，直接影响采煤机的生产率，传动效率，比能耗和使用寿命。生产率高和比能耗低主要体现在截割部。 采煤机的行走部：行走部是采煤机的重要组成部分，它不但担负着工作时采煤机的移动和非工作时的调动，而且其牵引速度的大小对整机的生产率和工作性能产生很大影响。行走部包括牵引部和行走驱动机构两部分。牵引部主要是传递原动机的动力和实现行走部的运动速度和牵引力，主要是齿轮减速。行走部是直接移动采煤机的装置。它分为钢丝绳牵引，链牵引，无链牵引。随着高产高效工作面的出现以及采煤机功率的增大，同时为了工作面更加安全可靠，无链牵引机构逐渐取代链牵引。 电控系统：采煤机的操作指令，截割部的恒功率控制以及记忆截割技术，行走部的驱动调速装置的运行指令和负荷平衡控制，采煤机的监测监控显示，系统保护和故障诊断等，都由电控系统来完成。近年来，国内采煤机电气控制系统有较大的发展。主要有两类：一类是基于PLC的控制系统，另一种是基于工控机的控制系统，但都是普通产品应用级的控制系统。 辅助装置：采煤机的辅助装置包括调高和调斜装置、底托架、降尘装置、拖缆装置、破碎装置、挡煤板、张紧装置，防滑装置，和辅助液压装置等。当然，要根据实际工况和环境要求，对个辅助装置进行取舍。根据工作面的倾角等来确定是不是用防滑装置；根据煤层的厚度来确定是否加装破碎装置。图1-1 采煤机总体结构图1电控箱：2右牵引部；3左牵引部；4右摇臂；5左摇臂；6右螺旋滚筒；7左螺旋滚筒；8左行走部；9右行走部；10滑靴2 开关磁阻电机调速系统简介2.1开关磁阻电机调速系统的组成和技术优势 目前国内的电牵引系统多采用电磁调速电机和交流变频系统。前者电机体积大、效率低、故障较多;后者多采用国外生产的通用变频器改造冷却方式而成，其性能和使用条件难以与采煤机完全适应，如起动转矩不够大、机械特性较软、不适合频繁起、停等，尤其是国内的公司还未能完全掌握变频器的核心技术，故改装中一旦出现故障，维修困难，费用极高。另外，目前通用变频器的电压等级为380V,对于1140V采煤机需加一台1140V/380V变压器，增加了系统造价和复杂程度。因此，选择一种高性能，高可靠性的电机调速系统用于采煤机牵引是技术上的一个新的尝试。开关磁阻电动机调速系统（SRD）,是20世纪80年代中期发展起来的新型交流调速系统。开关磁阻电动机驱动系统是典型的机电一体化的装置，主要有开关磁阻电机、功率变换器、控制器和检测器几部分组成，如图2-1所示。它在电机结构上比鼠笼感应式电动机还要简单，十分坚固可靠，只有定子有集中绕组，易于水冷和提高电压等级;控制器的电路结构非常简单，无桥臂直通短路的危险，故它具有较高的性价比和可靠性。其控制参数主要有转速、绕组电流、开通角和关断角，只要适当合理控制相绕组的通电位置角和各相的相电流就可以控制电磁转居和角速度，相电流作为控制系统的中间变量，直接关系到电机的输出转矩和转速。SRD作为一种调速系统，在变速性能上较其他调速系统具有突出的技术优势。(1)调速性能和转矩特性好 SRD的起动性能非常好，以30%的额定电流可达到150%的额定转矩，非常适合频繁起停的应用；它还具有低速转矩大、调速范围宽等特点，可以满足多数机械的调速要求。图2-1 开关磁阻电动机调速系统（SRD）的控制系统框图(2) 系统效率高 SRD不仅在额定转速附近具有很高的系统效率(包括系统中所有的电气、机械损耗和电子元件损耗在内)，而且在很宽的调速范围内可维持较高效率，图2-1便是一台SRD样机(额定转速为1500r/min、功率为5.5k W)的等效率曲线图。从图中看出，在转速和负载转矩大范围变化的情况下，均能保持很高的效率。因此，应用SRD有显著的节能效果，用户通常可以在短期内靠节能收回投资成本。(3 ) 可实现四象限运行 SRD可通过改变通电相序的实现电机的正转、反转以及电动、制动状态的切换，并保持输出特性的对称，即实现所谓的四象限运行，满足要求快速停车或位能性负载的需要。图2-2是SRD在四象限运行时的机械特性图。图2-2 等效率曲线图2.2开关磁阻电机调速系统的原理由于电动机磁路的非线性，通常SR电动机的转矩根据转矩根据磁共能来计算，转矩方程有式中 转子位置角； 绕组电流。机械运动方程：式中， 系统惯量； 摩擦系数；负载转矩。可以看出控制电流和通电角度，就能控制转矩和角速度。图2-3 四象限运行机械特性图2.3开关磁阻电机电机的控制方式 如果认为外加电压和SR开关角是固定的，SR电动机固有机械特性可由下式表示：（2-1） 式中， 比例常数； 平均电磁转矩； 角速度。 对于SR电动机，最高外加电压和允许最大电流条件下，存在一个临界角速度，这个角速度是SR电动机能得到最大转矩的最高角速度，称为SR电动机的“基速”。显然，基速也是SR电动机得到最大电磁功率的最最低角速度。 对于传动系统所需要的转矩-转速特性，SR电动机产生两种控制方式。(1) 电流斩波控制 若要0速度范围内获得恒转矩特性，可固定开关角，用电流的限值控制电压加在导通绕组上的有效时间，以实现磁链和电流值的限定和得到恒转矩特性。改变限流幅值的大小，即可控制输出转矩的变化。这种方式只能在基速以下使用，使SR电动机得到恒转矩调速特性。(2) 角度位置控制 当SR电动机在高于的速度范围运行时，因旋转电动势较大且各相主开关器件导通时间较短，电流较小，从式（2-1）中可知，随着角速度的增加，平均力矩则下降，这时，若通过按比例地增大导通角，导通时间下降变慢，通过控制，使磁通以角速度下降，则电磁转矩随下降，即可在基速以上一个较宽的范围内得到恒功率输出特性。 SR电动机典型的运行方式如图2-3所示。近年来，随着技术水平提高和功率半导体器件的发展，SRD产品的应用电压等级由交流380V提高到660V或，为采煤机提供无需变压器的电牵引系统，这种方式非常适合小型的、用于薄煤层的采煤机，替代原来的液压牵引系统。它将有可能形成一种非常有市场潜力的规格范围。本次设计的大功率厚煤层采煤机便采用了开关磁阻电机调速系统。3 总体设计3.1传动方案的确定 根据现有采煤机的牵引部的常用结构和本采煤机的传动特点，MG500/1150-WD型采煤机牵引部采用两级直齿轮和两级行星齿轮减速。同时，为保证有足够的装配空间，两级直齿轮传动中添加一个惰轮组件。齿轮传动瞬时传动比不变，且效率高，体积小。 行星齿轮减速器功率经多个行星轮分流而同轴输出，减小了轴和轴承上的载荷。与其他平行轴系齿轮传动相比，它具有结构紧凑、扭矩与质量比大等的优点，非常适合于矿山机械中的动力与运动传递。型采煤机的传动系统图如图3-1所示。图3-1型采煤机牵引部传动系统图从牵引部第二级行星齿轮的行星架，通过渐开线花键驱动驱动轮，驱动轮驱动走轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨相啮合使采煤机移动。MG500/1150-WD采煤机的行走箱如图3-2所示。图3-2 型采煤机行走箱结构3.2电动机的选择型采煤机采用了四象限运行的组合式开关磁阻调速系统（SRD）、可遥控、手动和两端按钮操作。该产品是目前国内最为新型的大功率四象限开关磁阻调速电牵引采煤机。根据煤矿工作条件和煤矿安全规程的要求，选择抚顺煤矿电机厂生产的开关磁阻电动机，电动机型号型，电动机的主要参数如表3-1， 电动机的外形如图3-3所示。表3-2-1 开关磁阻电动机的主要参数项目额定功率（KW）电源电压（V）额定转速（r/min）绝缘等级冷却水量（/h）数量603801100H1项目冷却水温（）数量30图3-3 开关磁阻电动机的外形3.3总传动比及传动比分配3.3.1总传动比要确定传动系统的总传动比，就要首先明确电动机的输入速度和采煤机的牵引速度。由上一节可知电动机的额定转速为1100r/min。采煤机的目标牵引速度定为10m/min。根据三机配套的要求采煤机、液压支架和刮板输送机的配套，驱动轮（）和行走轮()的齿数分别定为, 模数牵引部传动系统的总传动比：3.3.2 传动比分配总传动比等于各级传动比的连乘积，即 （3-1） 如果把传动比分配的合理时，传动系统结构合理紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好；但分配不合理，其结果正好相反，因此分配传动比时要考虑以下几条原则：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。二级圆柱齿轮减速的推荐传动比范围为（淬硬齿轮），单级行星齿轮减速的传动比范围为，考虑到减速范围和采煤机的尺寸要求，暂定二级圆柱齿轮减速的传动比为，两级行星齿轮减速的传动比 。对展开式二级圆柱齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动必要满足下式： (3-2)式中 高速级传动比； 低速级传动比； 所以有 (3-3) 已知 求解得 根据机械设计手册提供的公式和图线，分配两级行星齿轮传动的传动比。取 可以求得： (3-4)查图文献10中图14-5-7 可知： 式中 两级行星齿轮减速的高速级传动比； 两级行星齿轮减速的低速级传动比。总传动比误差 (3-5)在误差允许范围5内，满足设计要求。3.4牵引部传动系统运动学、动力学参数的计算3.4.1传动效率的选择1滚子轴承的效率：；2圆柱齿轮传动的效率：；3单级行星圆柱齿轮减速的传动效率：。3.4.2各轴的转速计算电机轴转速： 惰轮轴的转速： 牵二轴的转速：牵三轴（第一级行星齿轮减速器的输入转速）的转速：第二级行星齿轮减速器的输入转速： 驱动轮的转速： 行走轮的转速：3.4.3各轴功率计算输入功率：惰轮轴的功率：牵二轴的功率：牵三轴的功率： 第二级行星齿轮减速器的输入功率： 第二级行星齿轮减速器的输出功率： 行走箱的输出功率：3.4.4各轴的扭矩计算扭矩公式：(3-6) 牵一轴（电动机）的扭矩：牵二轴的扭矩：牵三轴的扭矩：第二级行星齿轮减速器的输入扭矩：第二级行星齿轮减速器的输出扭矩：行走箱的输出扭矩：3.4.5数据汇总将以上数据列于表3-4-1中。表3-4-1 牵引部运动和动力参数轴 号转 速n(r/min)输出功率（KW）输出扭矩（）传动比i效率电机轴110060520.90.98牵一轴110058.8510.492.390.94牵二轴46255.311431.840.9702牵三轴248.7753.652059.566.30.98第二级行星齿轮减速器的输入轴39.552.57712711.654.90.98驱动轮轮轴8.0651.525610501.30.98行走轮轴6.250.4977770.884 牵引部齿轮设计计算在借鉴以往采煤机牵引部传动系统的设计经验的基础上和采煤机工作环境的恶劣，结合文献10中的齿轮传动的计算，牵引部齿轮的结构设计及强度校核，具体计算过程及计算结果如下：4.1牵引部第一级齿轮传动设计计算(1) 选择齿轮材料和热处理方法 根据以前采煤机的设计经验，由文献10第一卷，选 小齿轮 18Cr2Ni4WA ，渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC；大齿轮 18Cr2Ni4WA , 渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC。齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求查文献中的图查得：(2) 初定齿轮的主要参数按照齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸。小齿轮传递的扭矩 ： (4-1)许用齿根应力： 选齿宽系数： 选用小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。由文献10中的图14-1-98外齿轮齿廓系数得：由文献10中的图14-1-103外齿轮应力修正系数得： 所以，复合齿廓系数 (4-2) (4-3) 将以上数据代入公式(4-4)圆整并取标准模数则齿轮的主要尺寸齿轮分度圆直径： 齿宽： (4-6) 大齿轮的宽度： 小齿轮的宽度： (3) 齿面接触强度校核1) 分度圆上名义切向力 (4-7) 2) 使用系数的选择，原动机工作平稳，工作机工作特性严重冲击,所以选用3) 动载系数(4-8)取，查文献【10】中图14-1-74得：=1.374) 齿间载荷分布系数查表14-1-92得5) 螺旋线载荷分布系数6) 节点区域系数 ，查图14-1-76得 7) 弹性系数由表14-1-95 8) 重合度系数重合度(4-9)将、代入公式(4-9)得9) 螺旋角系数由可得： 10) 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数 11) 计算接触应力(4-10)12) 寿命系数由文献10表14-1-96得： 13) 润滑油膜影响系数由表14-1-98 14) 齿面工作硬化系数由图14-1-90及两个啮合齿轮的硬度15) 齿面接触强度计算的尺寸系数16) 安全系数(4-11) 、都达到了表14-1-100规定的较高可靠度，最小安全系数的要求，齿面接触强度校核通过。(4) 轮齿弯曲强度校核1) 螺旋线载荷分布系数2) 螺旋线载荷分配系数3) 齿廓系数由图14-1-98 4) 应力修正系数由图14-1-103 5) 重合度系数6) 螺旋角系数由图14-1-109和7) 计算齿根应力(4-12)8) 试验齿轮的应力修正系数由表14-1-101 9) 寿命系数由表14-1-108 10) 相对齿根角敏感系数由图14-1-98知：用表14-1-102所列公式进行计算11) 相对齿根表面状况系数12) 尺寸系数由表14-1-109的公式计算如下： 13) 弯曲强度的安全系数(4-13)、均达到表14-1-100规定的高可靠度时最小安全的要求，轮齿的弯曲强度核算通过。4.2牵二轴上大齿轮的强度校核(1) 选择齿轮材料和热处理方法由文献【10】第一卷，选小齿轮 18Cr2Ni4WA ,渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC。齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求查文献中的图查得：(2) 初定齿轮的主要参数根据齿轮的啮合原理，齿轮的模数。由分配的第一级传动的传动比，可以确定齿轮的齿数齿轮。齿轮的主要尺寸参数如下：分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿宽： 齿轮的精度等级7级(3) 齿面接触强度校核1) 分度圆上名义切向力2) 使用系数原动机为电动机，轻微冲击。工作机为采煤机行走箱，有严重冲击，查表14-1-71得3) 动载系数 取查文献10中图14-1-74得4) 齿间载荷分布系数查表14-1-92得5) 螺旋线载荷分布系数6) 节点区域系数由于， 查图14-1-76得7) 弹性系数由表14-1-95 8) 重合度系数由公式4-9，重合度 9) 螺旋角系数由得： 10) 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数 11) 计算接触应力 由公式4-10得：12) 寿命系数由表14-1-96得 13) 润滑油膜影响系数由表14-1-98 14) 齿面工作硬化系数由图14-1-90及两个啮合齿轮的硬度15) 齿面接触强度计算的尺寸系数16) 安全系数、都达到了表14-1-100规定的高可靠度，最小安全系数的要求，齿面接触强度校核通过。(4) 轮齿弯曲强度校核1) 螺旋线载荷分布系数2) 螺旋线载荷分配系数3) 齿廓系数由图14-1-98 4) 应力修正系数由图14-1-103 5) 重合度系数6) 螺旋角系数由图14-1-109和7) 计算齿根应力8) 试验齿轮的应力修正系数由表14-1-101 9) 寿命系数由表14-1-108 10) 相对齿根角敏感系数由图14-1-98知：用表14-1-102所列公式进行计算11) 相对齿根表面状况系数12) 尺寸系数由表14-1-109的公式 13) 弯曲强度的安全系数 达到表14-1-100规定的高可靠度时最小安全的要求，轮齿弯曲强度核算通过。4.3第二级齿轮传动的强度校核(1) 选择齿轮材料和热处理方法根据以前采煤机的设计经验，由文献10第一卷，选 小齿轮 18Cr2Ni4WA ,渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC;大齿轮 18Cr2Ni4WA , 渗碳淬火,齿面硬度58-62HRC。齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求查文献中的图查得(2) 初定齿轮的主要参数按照齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸。小齿轮传递的扭矩 ：许用齿根应力： 选齿宽系数：选用小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。由文献10中的图14-1-98外齿轮齿廓系数得：由文献10中的图14-1-103外齿轮应力修正系数得：所以，复合齿廓系数将以上数据代入公式(4-4)取标准模数，则齿轮的主要尺寸：齿轮分度圆直径 齿宽大齿轮的宽度： 小齿轮的宽度： 齿轮的精度等级7级(3) 齿面接触强度校核1) 分度圆上名义切向力2) 使用系数原动机为电动机，轻微冲击。工作机为采煤机行走箱，有严重冲击，查表14-1-71得3)动载系数 取，查文献10中图14-1-74得：4) 齿间载荷分布系数查文献10中表14-1-92得5)螺旋线载荷分布系数6) 节点区域系数由于， 查图14-1-76得7) 弹性系数由文献10中表14-1-95 8) 重合度系数重合度 9) 螺旋角系数由10) 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数 11) 计算接触应力12) 寿命系数应力循环次数： 13) 润滑油膜影响系数由文献10中表14-1-9814) 齿面工作硬化系数由文献10中图14-1-90及两个啮合齿轮的硬度15) 齿面接触强度计算的尺寸系数16) 安全系数，都达到了文献10中表14-1-100规定的高可靠度，最小安全系数的要求，齿面接触强度校核通过。(4) 轮齿弯曲强度校核1) 螺旋线载荷分布系数2) 螺旋线载荷分配系数3) 齿廓系数由图14-1-98 4) 应力修正系数由图14-1-103 5) 重合度系数6) 螺旋角系数由图14-1-109和7) 计算齿根应力8) 试验齿轮的应力修正系数由表14-1-1019) 寿命系数由表14-1-108 10) 相对齿根角敏感系数由图14-1-98知：用文献10中表14-1-102所列公式进行计算：11) 相对齿根表面状况系数12) 尺寸系数由文献10中表14-1-109的公式13) 弯曲强度的安全系数、均达到表14-1-100规定的高可靠度时最小安全的要求，轮齿的弯曲强度核算通过。4.4行星齿轮减速器的设计4.4.1计算传动比由3.3.2节可知：高速级行星齿轮减速器的传动比：低速级行星齿轮减速器的传动比：4.4.2高速级计算1) 确定齿数将改为，总传动比误差为，小于一般减速器实际传动比允许误差。查表14-5-3，取,查表16-5-5中，一栏中选取齿数组合：，2) 初算中心距和齿轮模数输入转矩：载荷不均匀系数一对传动中，小齿轮传递的转矩齿数比： 太阳轮和行星轮的材料都选为,齿面硬度,芯部硬度，许用接触应力。取齿宽系数：载荷系数： 按齿面接触强度计算公式计算中心距(4-14)模数： 为提高啮合齿轮副的承载能力，将减少一个齿，改为，并进行不等角变位，则传动未变位时的中心距为根据系数，暂取啮合角,则。传动中心距变动系数为则中心距取实际中心距为：3) 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角4) 计算传动的变位系数根据文献10中图14-5-5校核，和均在许用区内，可用，根据，和齿数比，在图14-5-5 中选取，行星轮变位系数5) 计算传动的中心距变动系数和啮合角6) 计算传动的变位系数由于可以得，所以7) 计算几何尺寸 传动的齿轮几何尺寸由文献10中表的公式得分度圆直径、：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿根圆直径： 计算传动的齿轮尺寸同样按照中的公式计算得：8) 验算传动的接触强度和弯曲强度根据4.1节的步骤和方法进行校核，现只将计算结果和各系数的数值直接写出，具体的计算过程省略。 接触强度的校核圆周力：使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 螺旋线载荷分布系数： 节点区域系数： 弹性系数： 重合度系数： 螺旋角系数： 小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、： 计算接触应力：寿命系数： 润滑油膜影响系数：齿面工作硬化系数： 尺寸系数： 安全系数：太阳轮和行星轮的接触强度都达到了一般可靠度的最小安全系数的要求。 弯曲强度的校核螺旋线载荷分布系数： 螺旋线载荷分配系数： 齿廓系数：应力修正系数：重合度系数： 螺旋角系数：计算齿根应力：试验齿轮的应力修正系数： 寿命系数：相对齿根角敏感系数： 相对齿根表面状况系数： 尺寸系数： 弯曲强度安全系数： 太阳轮和行星轮的弯曲强度都达到了较高可靠度的行星传动的最小安全系数的要求。9) 根据接触强度计算结果确定内齿轮材料 内齿轮接触强度校核名义切向力：使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 螺旋线载荷分布系数： 节点区域系数：弹性系数： 重合度系数： 螺旋角系数： 小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、： 寿命系数： 润滑油膜影响系数： 齿面工作硬化系数： 尺寸系数： (4-15)根据选取材料, 调质处理，硬度,齿面氮化处理，齿面硬度。材料的接触强度极限,可计算得安全系数达到了表14-5-21规定的较高可靠度的行星传动，最小安全系数的要求，齿面接触强度校核通过。 内齿圈弯曲强度的校核螺旋线载荷分布系数： 螺旋线载荷分配系数： 齿廓系数：应力修正系数：重合度系数： 螺旋角系数： 由公式4-12计算齿根应力试验齿轮的应力修正系数： 寿命系数：相对齿根角敏感系数： 相对齿根表面状况系数： 尺寸系数： 弯曲强度安全系数：根据公式4-13计算得内齿圈的弯曲强度达到了较高可靠度的行星传动的最小安全系数的要求。4.4.3低速级1) 确定齿数查表14-5-3，取,查表16-5-5中，一栏中选取齿数组合：，2) 初算中心距和齿轮模数输入转矩 ：载荷不均匀系数： 一对传动中，小齿轮传递的转矩为齿数比：太阳轮和行星轮的材料都选为,齿面硬度,芯部硬度，许用接触应力。取齿宽系数：载荷系数： 按齿面接触强度计算公式计算中心距： 根据公式(4-14)计算得模数 圆整取 为提高啮合齿轮副的承载能力，将减少一个齿，改为，并进行不等角变位，则传动未变位时的中心距根据系数，暂取啮合角,则。 传动中心距变动系数为：则中心距取实际中心距为： 3) 计算传动的实际中心距变动系数和啮合角4) 计算传动的变位系数根据文献10中图14-5-5校核，和均在许用区内可用。根据，和齿数比，在图14-5-5 中选取，行星轮变位系数。5) 计算传动的中心距变动系数和啮合角6)计算传动的变位系数由于可以得，所以7)计算几何尺寸 传动的齿轮几何尺寸由文献10中表的公式得分度圆直径：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：重合度： 计算传动的齿轮尺寸同样按照中的公式计算得：分度圆直径：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：重合度：8) 验算传动的接触强度和弯曲强度根据4.1节的步骤和方法进行校核，现只将计算结果和各系数的数值直接写出，具体的计算过程省略。 接触强度的校核圆周力：使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 螺旋线载荷分布系数： 节点区域系数： 弹性系数： 重合度系数： 螺旋角系数： 小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、：计算接触应力，根据公式4-10得：寿命系数： 润滑油膜影响系数：齿面工作硬化系数： 尺寸系数： 安全系数，根据公式4-11得：太阳轮和行星轮的接触强度都达到了较高可靠度的最小安全系数的要求。 弯曲强度的校核螺旋线载荷分布系数：螺旋线载荷分配系数：齿廓系数：应力修正系数：重合度系数：螺旋角系数：计算齿根应力，根据公式4-12得：试验齿轮的应力修正系数： 寿命系数：相对齿根角敏感系数： 相对齿根表面状况系数： 尺寸系数： 弯曲强度安全系数：太阳轮和行星轮的弯曲强度都达到了较高可靠度的行星传动的最小安全系数的要求。9) 根据接触强度计算结果确定内齿轮材料 内齿轮接触强度校核名义切向力： 使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 螺旋线载荷分布系数： 节点区域系数： 弹性系数： 重合度系数： 螺旋角系数： 小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、： 寿命系数： 润滑油膜影响系数： 齿面工作硬化系数： 尺寸系数： 把以上数据代入公式(4-15)得：根据选取材料, 调质处理，硬度,齿面氮化处理，齿面硬度。材料的接触强度极限,可计算得安全系数达到了文献10中表14-5-21规定的较高可靠度的行星传动，最小安全系数的要求，齿面接触强度校核通过。内齿圈弯曲强度的校核螺旋线载荷分布系数： 螺旋线载荷分配系数： 齿廓系数：应力修正系数：重合度系数： 螺旋角系数： 计算齿根应力，根据公式(4-12)和以上的系数可以求得：试验齿轮的应力修正系数： 寿命系数：相对齿根角敏感系数： 相对齿根表面状况系数： 尺寸系数： 弯曲强度安全系数：内齿圈的弯曲强度达到了较高可靠度的行星传动的最小安全系数的要求。5.牵引部传动轴结构设计与强度校核5.1牵一轴设计与校核(1) 选择齿轮轴的材料选择轴的材料为18Cr2Ni4WA，齿面渗碳，表面淬火。由机械设计手册（第五版）第一卷查得： ，。(2) 初步确定轴端直径取A=105 (查文献中表8.6选取)，轴的输入端直径(5-1)考虑到轴端由内花键和煤矿井下环境的恶劣，取轴的直径(3) 轴的结构设计齿轮轴的两端的轴径为70mm，与标准的轴承NJ2218E（GB/T 283-2007）配合。一轴端加工有渐开线内花键。轴的结构草图见图5-1-1。(4) 花键连接的强度校核由于传递的扭矩较大，所以采用了渐开线花键。花键配合为齿的工作长度，键连接传递的扭矩T为(5-2)为避免键齿工作表面压溃，应进行必要的强度校核计算，计算公式如下：(5-3)键连接强度满足要求。(5) 计算支承反力、弯矩及扭矩轴的受力见图5-1-1a、水平面及垂直面受力简图见图5-1-2b及d。1) 计算作用在齿轮上的力(5-4、5、6)2) 求轴承反力H 水平面,V垂直面,3) 求齿宽中点的弯矩H 水平面V垂直面合成弯矩 (5-7)4) 求花键退刀槽内侧的弯矩H 水平面V垂直面合成弯矩5) 扭矩T弯矩图、扭矩图见图5-1-2（c、e、f、g）。(6)轴的疲劳强度校核齿轮中点和退刀槽内侧所在的