关 键 词：

含CAD图纸+文档 MG400930 WD 牵引 采煤 机截割部 设计 计算 CAD 图纸 文档

资源描述：

压缩包内含有CAD图纸和说明书,均可直接下载获得文件，所见所得，电脑查看更方便。Q 197216396 或 11970985

内容简介：

任务书毕业生姓名专业指导教师姓名类别学号班级职称 外聘、本校一、毕业设计题目MG400/930-WD电牵引采煤机截割部设计计算二、毕业设计提供的原始数据资料截割电机功率：400KW 截割电机转速：1480 r/min滚筒截深：800mm 采高范围：1.8-3.76m煤层倾角：Y45 滚筒转速：27-30 r/min适应煤层硬度：中硬或中硬以上，能截割一定的矸石层三、毕业设计应完成主要内容：1、说明书：（1）分析说明设备的工作原理；（2）完成设备整体设计计算；（3）完成截割部传动设计计算；（4）完成关键部件的设计计算；2、图纸：（1）总体设计完整、图纸表达清晰、标注采用国家最新标准；（2）完成整机装配图纸设计，保证结构方案确定最优化； 四、毕业生应提交的毕业设计资料要求1、说明书：（1）毕业设计说明书必须打印成册；（2）同时提交电子文档；（3）电子文档的格式是： 说明书必须是WordDOC和EXCELXls 图纸提交的电子文档资料必须是AUTOCADdwg的格式。（4）邮箱地址（E-Mail）：yqgxe 163.com2、图纸：（1）设备图：1） 总装图1张（A0）2）采煤机截割部装配图1张（A0）3）左臂外形图1张（A0） 4）零件图若干张 注意：手工绘图不得少于三分之一，其余为AUTOCADDwg绘制。（2）说明书一份（不少于2万字）（3）电子文档资料（全部）五、设计进度安排（从第二周起）序号时间周次设计任务完成的内容及质量要求13月04日3月11日第02周查阅资料，了解采煤机的结构及工作机理23月14日3月20日第03周方案制定， 33月21日3月27日第04周各结构元件的选型设计43月28日4月03日第05周部分结构的设计54月04日4月10日第06周草图绘制64月11日4月17日第07周绘制截割部74月18日4月24日第08周绘制零、部件图84月25日5月01日第09周设计、编写说明书95月02日5月08日第10周修改说明六、主要参考文献资料1、工具书：（1）机械设计手册（2）液压传动设计手册机械工业出版社 1987（3）机械设计手册上、中、下（4）机械零件设计手册续编 （5）液压和气压传动 冶金工业出版社（6）国外采煤工作面综合机械化设备（7）煤矿机械设计手册（上、下）上海煤矿机械研究所（8）机床液压传动机械工业出版社2、参考资料：（1）煤矿设备管理使用手册；（2）零件图、说明书（3）MGTY400/900-3.3D电牵引采煤机产品说明书（4）MGTY400/900-3.3D电牵引采煤机图册（5）煤矿设备管理使用手册七、签字栏签 字 栏毕业生姓名专业班级要求设计工作起止日期20xx年03月10日20xx年05月11日教师审核指导教师（签字）日期20xx年 月 日教研室主任审查（签字）日期20xx年 月 日系主任批准（签字）日期20xx年 月 日 毕业设计说明书毕业生姓名：专业：学号：指导教师所属系（部）：二xx年五月成 绩 评 定指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%，答辩组为70%。 专业答辩组组长：（签名） 200 年月日 答辩记录卡 系 专业 姓名 答 辩 内 容问 题 摘 要评 议 情 况 记录员： （签名）摘 要 本文完成了MG400930一WD电牵引采煤机的整机外形的布局设计，介绍了采煤机的类型和工作原理，以及目前国内采煤机的现状和发展趋势，从左摇臂、左牵引部、左行走部、左电器控制箱、右电器控制箱、右行走箱、右牵引部、右摇臂的具体布局到各次的特点都有所涉及；重点完成了采煤机摇臂的设计计算，包括摇臂壳体以及壳体内一轴、第一级惰轮组、二轴、第二级惰轮组、第三级惰轮组、中心轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器几乎所有零部件的装配关系，各轴的转速计算，功率的传递计算，第一级 圆柱直齿齿轮减速器的设计计算，第二级圆柱直齿齿轮减速器的设计计算，第一级行星减速器的设计计算，第二级行星减速器的设计计算，各轴的设计以及校核，所有轴承支撑处轴承的选择校核、花键连接处花键的选用以及校核。关键词： 采煤机 ；电牵引；摇臂 ；行星轮减速器1目 录摘 要1第一章 综述2第一节 对设计题目的分析2一、设计思路的提出2二、设计蓝图2三、选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计3四、牵引行走部4五、截割部、行走部电机的选用4六、摇臂减速箱4第二节 采煤机的概况4一、采煤机的类型4二、采煤机的主要组成5三、滚筒采煤机的工作原理5四、采煤机的进刀方法5第三节 采煤机的发展趋势6第二章 设计过程7第一节 整机功率的安排7第二节 摇臂减速器传动比的安排7第三节 摇臂减速箱的具体结构7一、壳体7二、一轴7三、第一级减速惰轮组7四、二轴7五、第二级减速惰轮7六、中心齿轮组8七、第一级行星减速器8八、第二级行星减速器8九、中心水路8十、离合器8第四节 各轴的转速8第五节 各轴的功率8第六节 截割部齿轮的设计计算9一、第一级减速圆柱直齿轮的设计计算9二、第二级减速圆柱直齿轮的设计计算16三、第一级行星减速器的设计计算24四、第二级行星减速器的设计计算32第七节 截割部轴的设计及校核以及轴承的选用和校核39一、齿轮轴139二、第一级惰轮轴42三、二轴齿轮44四、第二级惰轮轴47五、第三级惰轮轴（与第二级惰轮轴相同）49六、中心齿轮轴49第八节 截割部花键连接强度校核53一、电动机输出轴与齿轮啮合处的花键53二、二轴处与齿轮啮合的花键53三、中心轮与太阳轮啮合处的花键54四、第一级行星减速器机架与第二级行星减速器太阳轮啮合处的花键54五、方法兰与第二级行星减速器机架啮合处的花键55参考文献56致 谢57前 言 毕业设计是高校教学中最后一个环节，它是在学生学习了一系列专业基础课程和专业课程，并且在实习、实践基础上，利用自己所学知识，结合生产实际，在老师指导、帮助下，自行设计与解决实际问题的过程。它是学生三年大学课程的一次全面总结和综合利用，通过毕业设计不仅可以巩固所学的专业知识，而且可接触实际，发现不足，开拓视野，在实践中检验和丰富所学知识，增强分析和解决问题能力，因此它是非常重要的一个环节。 随着社会主义建设与改革开放的深入，与在当前市场经济条件下激烈的竞争，一切企业必须进行深刻改革与创新，更对我们工程技术人员提出了严峻要求，我们不仅要有专业技术方面的能力，更要有经济头脑，我们所设计与提供的产品，将是更为轻巧、灵便、美观、经济的，所以我们在设计中要大胆革新，换新见解、新方案，紧密联系所学知识，向最优秀化靠近。MG400/930-WD电牵引采煤机截割部第一章 综述第一节 对设计题目的分析一、设计思路的提出 在目前的国内采煤机市场，不管从研发、设计、制造还是使用方面中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位，也正是这种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟，而且有着非常大的改进刷新速度，目前国内生产这种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，其中以西安煤矿机械厂设计制造的MG400/930-WD型交流电牵引采煤机为典型代表，2004年中国能源集团旗下的进出口设备公司出口俄罗斯的成套综采设备中，采煤机就选用的是西安煤机厂的MG400/930-WD型交流电牵引采煤机 ，该机型在国内也有着广泛的应用，其优越的性能得到了各大矿的好评。其成功的设计思想和理念给了我很大的震撼，也给我的这次毕业设计提出了一个基本的框架和蓝图，所以我的设计以此为启发、也以此为依据展开。二、设计蓝图 （1）整机的设计方案 表1-1 主要技术特征项目数据单位最大计算生产能力2500t/h采高1.803.76m装机功率2400+255+20kW供电电压3300v滚筒直径1800, 2000mm截深800mm牵引力680410kN牵引速度08.313.8m/min灭尘方式内处喷雾拖电缆方式自动拖缆主机外形尺寸1440022921535mm主机重量60t最大不可拆卸尺寸307012001000mm最大不可拆卸重量7.0t（2）主要结构特点1.整机为多电机横向布置，框架式结构，机身由三段组成，无底托架。三段机身采用液压拉杠联结，所有部件均可从老塘侧抽出。2.采用直摇臂，左右可互换，左右牵引部对称，结构完全相同。3.用二台交流电机牵引,电气拖动系统为一拖一。4.电气系统具有四象限运行的能力，可用于大倾角工作面。5.采用水冷式变频器，技术领先，可靠性高，体积小。6.采用PLC控制，全中文液晶显示系统。7.具有简易智能监测，系统保护功能齐全，查找故障方便。8.具有手控、电控、遥控操作方式。（3）用途及适用条件该机型的采煤机是一种多电机驱动,电机横向布置,交流变频调速无链 双驱动电牵引采煤机.总装机功率930kW，机面高度1535mm，适用于采高1.803.76m，煤层倾角40的中厚煤层综采工作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大,不过于松软,煤质硬或中硬,能截割一定的矸石夹层.工作面长度以150200m为宜。三、选取采煤机的摇臂完成传动和结构的设计 （1）摇臂处其动力通过两级直齿圆柱齿轮减速和两级行星齿轮减速传给输出轴，再由方法兰驱动滚筒旋转，摇臂减速箱设有离合装置、冷却装置、润滑装置、喷雾降尘装置等，摇臂减速箱壳体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接，摇臂和滚筒之间采用方榫连接。 （2）截割部的机械传动截割电机的空心轴通过扭矩轴花键与一轴轴齿轮连接，将动力传入摇臂减速箱，在通过二级圆柱直齿齿轮和三级惰轮组传递到二级行星减速器，末级的行星减速器的行星架出轴渐开线花键连接驱动滚筒。 （3）摇臂传动系统图 图1-1摇臂传动系统简图四、牵引行走部牵引行走部包括固定箱和型走箱两大部分组成。固定箱内有三级直齿传动和一级行星传动。行走箱内有驱动轮、行走轮和导向滑靴。牵引电机输出的动力经过减速后，传到行走箱的行走轮，与刮板输送机销轨相啮合，使采煤机行走。导向滑靴通过销轨对采煤机进行导向，保证行走轮与销轨正常啮合。为使采煤机能在较大倾角条件下安全工作，在固定箱内设有液压制动器，能可靠防滑。该牵引行走部有如下特点：（1）采用销轨牵引，承载能力大，导向好，拆装、维修方便；（2）采用双浮动、四行星轮行星减速机构，轴承寿命和齿轮的强度裕度大，可靠性高； （3）导向滑靴回转中心与行走轮中心同轴，保证行走轮与销轨的正常啮合。五、截割部、行走部电机的选用截割部：选取型号为YBCS3400(A)的矿用隔爆型三相交流异步电动机。行走部：选取型号为YB280M-4的矿用隔爆型三相交流异步电动机。六、摇臂减速箱有壳体、一轴、第一级减速惰轮组、二轴、第二级惰轮组、中心齿轴轮组、第一级行星减速器、第二级行星减速器、中心水路、离合器等组成。第二节 采煤机的概况一、采煤机的类型采煤机有不同的分类方法，按工作机构可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；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、液压牵引和电牵引；按工作机构位置可分为额面式和侧面式；还可以按层厚、倾角来进行分类。二、采煤机的主要组成电动机是采煤机的动力部分，它通过两端出轴驱动滚筒和牵引部。牵引部通过其主动轮与固定在工作面前方的轨道相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此牵引部是采煤机的行走机构；左、右截割部减速箱将电动机的动力经齿轮减速传到摇臂的齿轮，以驱动滚筒；滚筒式采煤机直接进行落煤和装煤的机构，称为采煤机的工作机构。滚筒上焊接有端盘及螺旋叶片，其上装有截煤用的截齿，由螺旋叶片将落下的煤装到刮板输送机种，为了提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒侧装有弧形挡煤板，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180；底托架用来固定整个采煤机，底托架内的调高油缸用来使摇臂升降，以调整采煤机的采高；采煤机的电缆和供水管靠托缆装置来夹持，并由采煤机托着在工作面输送机的电缆槽中移动；电气控制箱内装有各种电控元件，以实现各种控制及电气保护；为降低电动机和牵引部的温度来提供喷雾降尘用水，采煤机上还设有专门的供水系统和内喷雾系统。三、滚筒采煤机的工作原理单滚筒采煤机的滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下来的煤不经机身下部运走，从而可降低采煤机机面高度，单滚筒采煤机上行工作时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将弧形挡煤板翻转180；接着，机器下行工作，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移工作面输送机。这种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法叫单向采煤机；双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶部煤，后滚筒割底部煤，因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进二刀，这种采煤法称为双向采煤法；必须指出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转的滚筒，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。或者形象地归结为“左转左旋，右转右旋”，即人站在采空区侧从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。四、采煤机的进刀方法（1）端部斜切法（2）中部斜切法（3）正切进刀法第三节 采煤机的发展趋势电牵引采煤机仍然是采煤机的发展方向，液压牵引采煤机制造进度高，在井下易被污染，因而维修困难，使用费用高，效率和可靠性则较低。德国Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一台电牵引采煤机，在随后的20年中，美国、日本、法国、英国等都大力研制并发展了电牵引采煤机。电牵引采煤机具有良好的牵引特性、可用于大倾角煤层、运行可靠、适用寿命长、反应灵敏、动态特性好、效率高、结构简单、有完善的检测和显示系统。因此，电牵引采煤机是今后的发展方向，近年来综采高产高效的世界记录都是由电牵引采煤机创造的。第二章 设计过程第一节 整机功率的安排 设计机型的总装机功率为930KW，其中左右摇臂处各设一个功率为400KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为55KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一个功率为20KW的矿用隔爆型三相交流异步电动机 。第二节 摇臂减速器传动比的安排根据采煤机械手册，总装机功率在900KW左右的重型采煤机滚筒的转速没有一个确定的数值，只要在2035r/min之间都可以满足所需的要求，再根据摇臂减速箱的结构安排，参考西安煤矿机械厂的MG400/930-WD型交流电牵引采煤机选取总的传动比为53，当电机的转速为1470r/min时，滚筒的转速为： n=147053 =27.73符合要求第三节 摇臂减速箱的具体结构一、壳体采取直摇臂形式，用ZG25Mn材料铸造成整体，并在壳体内腔壳体表面设置有八组冷却水管。二、一轴 轴齿轮、轴承、端盖、密封座、铜套、密封件等组成，与截割电机空心轴以花键轴联接的扭矩轴通过INT/ET16Z5m30p6H/6h花键与一轴轴齿轮相联。三、第一级减速惰轮组 齿轮、轴承、距离垫、挡圈组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体。四、二轴轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成。五、第二级减速惰轮由齿轮、轴承、挡圈、垫等组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体。六、中心齿轮组由轴齿轮、太阳轮、两个轴承座、两个NCF2940V轴承和四个骨架油封等组成，太阳轮通过花键与轴齿轮相联并将动力传给第一级行星减速器。七、第一级行星减速器内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、两个距离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动，行星架靠两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙，因而行星架径向也有一定的浮动量。八、第二级行星减速器行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮的两个轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材料和密封件组成，该行星减速器为四行星轮结构，太阳轮浮动，行星架一端通过轴承HM266449/HM266410和轴承座支承与壳体上，另一端通过轴承M268749/M268710支承与轴承杯上，轴承杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体。九、中心水路有水管和一些接头组成。十、离合器离合手把、压盖、转盘、推杆轴、扭矩轴等组成。第四节 各轴的转速 一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以 二轴的转速： 中心轮组的转速： 第二级行星减速器太阳轮的转速：第五节 各轴的功率 一轴齿轮的功率： 二轴齿轮的功率： 中心轮组的功率： 第二级行星减速器太阳轮的功率：第六节 截割部齿轮的设计计算一、第一级减速圆柱直齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质 惰轮选用20CrMnTi调质 大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt=(0.0130.022) n11估计圆周速度vt=17.15m/s，参考机械设计工程学【1】中的表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数根据机械手册得，按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4小轮齿数Z1 在推荐值2040中选Z1=28大轮齿数Z2 Z2=iZ1=1.4328=40.04圆整取Z2=40齿数比u= Z2/ Z1=40/28传动比误差u/u u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001误差在5%范围内，所以符合要求小轮转矩T1 由公式得T1=9550P/n=9550392.04/1470=2546.926KNm 载荷系数K 由公式得 使用系数根据机械手册得=2 动载荷系数根据机械手册得=1.3 齿向载荷分布系数根据机械手册得=1齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =2.01.311.1 =2.86弹性系数 根据机械手册得=189.8节点影响系数 根据机械手册得（=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系数 根据机械手册得（）=1.0许用接触应力 由公式得 接触疲劳极限应力根据机械手册得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N1=60njLh =6014701(243008) =5.08109 N2=N1/u =5.08109/1.428 =3.56109则根据机械手册得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数根据机械手册得及说明得 =1按接触强度安全系数根据机械手册得 ，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2d1的设计初值d1t为 223.578mm齿轮模数m m=d1t/Z1 =223.578/28 =7.89查表取m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z1m =288 =224mm圆周速 与估计值vt=17.15m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.3,小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿宽大齿轮齿宽小齿轮齿宽（3）考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮组由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取8，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。（4）齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数根据机械手册得 小轮 2.3 大轮 2.2应力修正系数根据机械手册得 小轮 =1.725 大轮 =1.755 重合度系数 由公式 =许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 根据机械手册得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 根据机械手册得=1尺寸系数 根据机械手册得=1安全系数 根据机械手册得=1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 287.96 N/mm2 193.16N/mm2所以齿根弯曲强度足够（5）其他尺寸的计算已知参数：计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d12 齿根圆直径 =d1-2一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 =0.5025中心矩 =272.02mm齿高变动系数 =0.0243齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 =208.10mm 大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 = 0.4963中心矩 = 319.97mm齿高变动系数 = 0.0266齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 304.22mm 注：其他的大、小齿轮参数一样。（6）结构设计小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接，图2-1小齿轮结构图 大齿轮的结构：图2-2大齿轮结构图第一级惰轮的结构：图2-3第一级惰轮结构图二、第二级减速圆柱直齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质 大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt=(0.0130.022) 估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学【1】中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数根据机械手册得按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.3小轮齿数Z3 在推荐值2040中选Z3=27大轮齿数Z4 Z4=iZ3=1.4527=39.15圆整取Z4=40齿数比u= Z2/ Z1=40/27传动比误差u/u u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020误差在5%范围内，所以符合要求。小轮转矩T3 由公式得T3=9550P/n3=9550376.476/1029=3494.019KNmm 载荷系数K 由公式得 使用系数根据机械手册得=2.2 动载荷系数根据机械手册得=1.4 齿向载荷分布系数根据机械手册得=1.08齿间载荷分配系数 由公式及=0得 = = =1.68根据机械手册得并插值得=1.1则载荷系数的初值 = =81.1 =3.65弹性系数 根据机械手册得=189.8节点影响系数 根据机械手册得（=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35重合度系数 根据机械手册得（）=0.856许用接触应力 由公式得接触疲劳极限应力根据机械手册得=1650N/mm2 =1300 N/mm2应力循环次数由公式得：N3=60njLh=6010291(243008)=3.56109 N4=N3/u =3.56109/1.48 =2.41109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀） =1硬化系数根据机械手册得及说明得 =1按接触强度安全系数根据机械手册得，按较高可靠强度=1.251.3取 =1.2则 =165011/1.2 =1375 N/mm2 =130011/1.2 =1083 N/mm2D3的设计初值d3t为267.46mm齿轮模数m m=d3t/Z3 =267.46/27 =9.906根据机械手册得取m=10小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z3m =2710 =270mm圆周速 与估计值vt=14.26m/s 很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.4,小齿轮分度圆直径mm大齿轮分度圆直径mm中心矩a 齿宽考虑到受内部花键的影响取大齿轮齿宽mm小齿轮齿宽mm（3）考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加二级惰轮组由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取10，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。（4）齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数根据机械手册得 小轮 2.1 大轮 2.063应力修正系数根据机械手册得 小轮 =1.85 大轮 =1.855 重合度系数 由公式 =许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限根据机械手册得=1100N/mm2 =660 N/mm2弯曲寿命系数 根据机械手册得=1尺寸系数 根据机械手册得 =1安全系数 根据机械手册得 =1.6则 =110011/1.6=687.5 66011/1.6=412.5故 241.44N/mm2 164.99N/mm2所以齿根弯曲强度足够 （5）其他尺寸的计算 已知参数： 计算参数：啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=（+-x）m 齿全高 =（2+-）m 齿顶圆直径 =d12 齿根圆直径 =d1-2二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 = 0.5069中心矩 = 305.06mm齿高变动系数 = 0.0229齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 254.10mm 第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 = 0.4926中心矩 = 334.926mm齿高变动系数 = 0.0346齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值： 啮合角 =中心矩变动系数 = 0.5055中心矩 = 370.055mm齿高变动系数 = 0.0192齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 380.22mm 注：其他的大、小齿轮参数一样。（6）结构设计小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接，二轴齿轮图2-4二轴齿轮图中心轮组齿轮结构：图2-5中心轮组齿轮结构图第二级惰轮的结构：图2-6第二级惰轮机构图三、第一级行星减速器的设计计算（1）选择行星传动的类型为2K-HA。（2）选择齿轮的材料及热处理太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮aHRC=60;行星轮Ghrc=58。内齿圈b选用40Cr调质，硬度为HB=256。（3）此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为7。（4）采用太阳轮a浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为：KPH=1.1（计算接触强度时）；KPF=1.15（计算弯曲强度时）（5）行星轮个数的确定：由公式得，=1-5.36=-4.36，由此根据机械手册得此取行星轮的个数为np=3.（6）确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=19,则 Zb=pZa=4.3619=82.84 同时考虑“转配条件”，故取Zb=83,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差i甚少，仅为0.2%，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义吃数值 取，选取高变位齿轮传动，所以（7）强度计算（a）外齿轮副a-g的强度计算A. 计算中心距 根据公式 式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数根据机械手册得取为：材料系数ZE 根据机械手册得取ZE =189.8节点啮合系数ZH 根据机械手册得ZH=2.5转矩T1 根据公式 =9.55106 =2.02106 Nmm载荷系数工作情况系数KA根据机械手册得KA=1动载荷系数根据机械手册得=1.3载荷分布系数 根据机械手册得 ，故 许用接触应力 按下式计算： （N/mm2）齿轮材料的接触疲劳强度极限根据机械手册得有 =23HRC对太阳轮a =2360=1380（N/mm2）对行星轮g =2358=1334（N/mm2）安全系数取为 =1.2齿面光洁度系数 =1.0速度系数 =1接触寿命系数 其中应力循环系数 =30HB2.4对太阳轮a =306142.4=1.47108对行星轮g =305782.4=1.28108齿轮的应力循环次数按下式计算对太阳轮a为 对行星轮g为 按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，计算t=2430010=72000 (h)根据传动比 及 可计算出 故太阳轮a的循环次数为 行星轮g的循环次数为 因，故取于是有太阳轮a的许用接触应力为行星轮g的许用接触应力为计算时应取较小的将以上各值代入按接触强度计算的中心圆整中心距，取工作中心距B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87，取m=7C. 确定变位系数、 因工作中心距=180(mm) 标准中心距 比较，故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动（正传动） 按下式计算啮合角和 计算得啮合角.38 总变位系数 按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 ，D. 校核接触强度 根据公式有 按，根据机械手册得2.1 小齿轮分度圆直径 （mm） 根据 所以重新取 ，那么将所求的各值代入接触强度校核公所以满足接触强度E. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 根据机械手册得齿根弯曲疲劳强度极限 =750（N/mm2） 因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取=7500.8=600（N/mm2） 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4106，故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 根据机械手册得 ， =1.2 故 从而载荷系数 转矩（Nmm） 齿行系数根据机械手册得 太阳轮a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数根据机械手册得太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力所以都满足弯曲强度（b）内齿轮副g-b的强度计算A. 变位系数的确定 标准中心距 a aw=180(mm) 故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和 得10、12，总变位系数0.00438 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686B. 校核接触强度 根据校核的公式 根据机械手册得=189.8 按，根据机械手册得=2.5 齿数比=2.677 小齿轮分度圆直径 =731=217（mm）齿宽系数 根据机械手册取=0.315转矩 =2.02106=3.296106（Nmm）根据=0.238 ，根据机械手册取根据根据机械手册有 0.3 =1+（1.02-1）0.3=1 1.41=1.4许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限查表有 =2HB+70=2265+70=600（N/mm2）因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果，当Zb/Zg=83/31=2.6772时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳。极限=6000.92=552（N/mm2）安全系数 取为=1.1，ZR=1.2，ZV=1内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 129.392372000=1.677109因NlN0,故ZN=1于是内齿轮b的许用接触应力将求得的个值代入接触强度的校核公式有C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8265=477（N/mm2） YN=1，YX=1，SF=1.75， 根据机械手册得 ， 于是 扭矩 取内齿轮b的齿形系数 YF=1.96 应力集中系数 YS=1.97 行星轮的齿根弯曲应力 aw=228(mm) 故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和 得54、，总变位系数0.0011 已有 xg=0.2590 所以xb=0.2579G. 校核接触强度 根据校核的公式 根据机械手册得=189.8 按，根据机械手册得=2.52 齿数比=2.869 小齿轮分度圆直径 =1123=253（mm）齿宽系数 根据机械手册得=0.315转矩 =6.827106=8.723Nmm）根据=0.238根据机械手册得， 根据 根据机械手册得0.3 =1+（1.02-1）0.3=1 1.31=1.3 许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 根据机械手册得 =2HB+70=2265+70=600（N/mm2） 因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果，当Zb/Zg=66/23=2.8692 时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳 极限=6000.92 =552（N/mm2） 安全系数 取为=1.1，ZR=1.2，ZV=1 内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 79.533472000=1.374109 因NlN0,故ZN=1 于是内齿轮b的许用接触应力 将求得的个值代入接触强度的校核公式有H. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8265=477（N/mm2） YN=1，YX=1，SF=1.75， 根据机械手册得 ， 于是 扭矩 取内齿轮b的齿形系数 YF=1.96 应力集中系数 YS=1.97 行星轮的齿根弯曲应力 内齿轮b的齿根弯曲应力 所以满足弯曲强度 校核结果表明，此传动的承载能力满足要求。第七节 截割部轴的设计及校核以及轴承的选用和校核一、齿轮轴1 （1）确定轴的最小直径 选取轴的材料为，淬火渗碳处理。按机械设计工程学24-2查表取 A=107可得： 考虑到轴中空取：d=120mm（2）轴的结构设计装配方案如图：图2-7轴结构装配方案图轴段1 装配轴承 ，=d=120mm选圆柱滚子轴承NJ224E 轴段 2 为了给轴承定位，根据轴承的定位尺寸取=150mm，考虑到齿轮与箱体的间隔 取轴段 3 此段为轴齿轮，=224mm，轴段 4 此段和轴段 2一样给轴承定位，齿轮与箱体的间隔。取 =150mm，轴段 5 此段和轴段 1一样装配轴承，选圆柱滚子轴承NJ224E 但考虑到内花键的影响取 （3）轴的强度校核 （a）轴的载荷 圆周力： 轴向力：支反力：水平面 垂直面 弯矩： 水平面 垂直面 合成弯矩： 当量弯矩： （b）校核轴的强度 轴的材料为，淬火渗碳。由机械设计工程学2表4-1查得，则=0.09-0.1，即58-65，取=60，轴的计算应力为 所以强度满足强度要求 （4）轴承强度的校核（a）查机械设计手册圆柱滚子轴承NJ224E的主要性能参数： （b）计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 （c）轴承的当量载荷 即： （d）轴承的寿命因为=，固都可以，由机械设计工程学2表5-9 ，5-10 查得： 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为：10000-30000 所以满足要求二、第一级惰轮轴（1）确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。按机械设计工程学24-2查表取 A=115可得： 考虑到轴为心轴：取 d=115mm（2）轴的结构设计 装配方案如图图2-8轴的结构装配方案图轴段1装配箱体 ，=d=115mm考虑到箱体的厚度，以及与齿轮的间隔取：轴段 2为了方便装配轴承，根据选取的轴承的尺寸取=120mm，选取的轴承为：圆柱滚子轴承NJ224E 考虑到轴段1次段应该缩进4mm 取轴段3此段为装配箱体，考虑圆柱滚子轴承NJ224E的装配尺寸取：=140mm 跟轴段1考虑到箱体的厚度，以及与齿轮的间隔取：（3）轴的强度校核（a）轴的载荷 圆周力： 轴向力：支反力：水平面 垂直面 弯矩： 水平面 垂直面 合成弯矩： 当量弯矩：（b）校核轴的强度 轴的材料为45钢，淬火渗碳。由表4-1查得则=0.09-0.1，即58-65，取=60，轴的计算应力为所以满足强度满足（4）轴承强度的校核 （a）查机械设计手册调心滚子轴承22216c/w33的主要性能参数： （b）计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 （c）轴承的当量载荷 即： （d）轴承的寿命因为=，固都可以，由机械设计工程学2表5-9 ，5-10 查得： 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为：10000-30000完全满足要求三、二轴齿轮（1）确定轴的最小直径选取轴的材料为，淬火渗碳处理。按机械设计工程学24-2查表取 A=107可得：考虑到轴承的承受能力以及花键的影响 取：d=140mm（2）轴的结构设计 装配方案如图图2-9轴的装配方案图轴段1 装配轴承 ，=d=140mm选圆柱滚子轴承NJ228E 轴段 2 根据轴承的定位尺寸取=165mm，考虑到齿轮与箱体的间隔 取轴段 3 此轴段为轴齿轮 =270mm，轴段 4 此轴段为台阶用于齿轮的轴向定位 取=180mm, 轴段 5 此段装配齿轮，考虑内花键的影响以及齿轮4的承受能力取，轴段6 此段和轴段 1一样装配轴承，选圆柱滚子轴承选圆柱滚子轴承NJ228E ，考虑到要与箱体的接触（3）轴的强度校核（a）轴的载荷 圆周力： 轴向力：支反力：水平面 垂直面 弯矩： 水平面 垂直面 合成弯矩： 当量弯矩：（b）校核轴的强度 轴的材料为45钢，淬火渗碳。由机械设计工程学2表4-1查得则=0.09-0.1，即58-65，取=60，轴的计算应力为 强度满足（4）轴承强度的校核（a）查机械设计手册圆柱滚子轴承选圆柱滚子轴承NJ228E 的主要性能参数： （b）计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 （c）轴承的当量载荷 即： （d）轴承的寿命因为，由机械设计工程学2表5-9 ，5-10 查得： 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为：10000-30000 所以满足要求 四、第二级惰轮轴 （1）确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。按机械设计工程学24-2查表取 A=115可得：取 d=110mm （2）轴的结构设计 装配方案如图 图2-10轴的结构装配图轴段1 装配箱体 ，=d=110mm考虑到箱体的厚度，以及与齿轮的间隔取：轴段 2 为了方便装配轴承，根据选取的轴承的尺寸取=120mm，选取的轴承为：两个调心滚子轴承22224CC/W33 120x215x58考虑到轴段1次段应该缩进4mm 取轴段 3 此段为装配箱体，考虑调心滚子轴承的装配尺寸取：=140mm 跟轴段1考虑到箱体的厚度，以及与齿轮的间隔取： （3）轴的强度校核（a）轴的载荷圆周力： 轴向力：支反力：水平面 垂直面 弯矩： 水平面 垂直面 合成弯矩： 当量弯矩：（b）校核轴的强度轴的材料为45钢，淬火渗碳。由表4-1查得则=0.09-0.1，即58-65，取=60，轴的计算应力为所以强度满足（4）轴承强度的校核（a）查机械设计手册调心滚子轴承22224CC/W33 120x215x58的主要性能参数： （b）计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 （c）轴承的当量载荷 即： （d）轴承的寿命因为=，固都可以，由机械设计工程学2表5-9 ，5-10 查得： 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为：10000-30000所以满足寿命要求五、第三级惰轮轴（与第二级惰轮轴相同）六、中心齿轮轴（1）确定轴的最小直径 选取轴的材料为，淬火渗碳处理。按机械设计工程学24-2查表取 A=107可得：考虑到中空以及内花键的影响 取 d=170mm（2）轴的结构设计轴段1 用于安装两个骨架油封，取=d=170mm 轴段2 装配轴承 ，=200mm选圆柱滚子轴承NCT2940V 轴段 3 为了给轴承定位，根据轴承的定位尺寸取=220mm，考虑到齿轮与箱体的间隔 取轴段 4 此段为轴齿轮，=400mm，轴段 5 此段和轴段 2一样给轴承定位，齿轮与箱体的间隔。取=220mm，轴段 6 此段和轴段 1一样装配轴承，选圆柱滚子轴承NCT2940V 轴段 7 和轴段1一样用于安装两个骨架油封，取=d=170mm （3）轴的强度校核图2-11强度校核