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滚筒采煤机总体方案设计及截割部摇臂箱的设计【5张图纸+毕业论文】【优秀】

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关键词：: 滚筒采煤机总体方案设计截割部摇臂箱设计图纸滚筒采煤机截割部摇臂箱

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滚筒采煤机总体方案设计及截割部摇臂箱的设计

84页 19000字数+说明书+开题报告+5张CAD图纸【详情如下】

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摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1 采煤机简介1

1.2 国内外采煤机发展及使用状况2

1.2.1 采煤机在我国的使用情况2

1.2.2 采煤机在国外的发展和使用5

1.3 采煤机牵引部概述7

1.4 设计意义8

第2章牵引部传动总体设计9

2.1 MG800/2040－WD牵引部主要设计参数9

2.2 总体方案确定9

2.3 牵引部电动机的选用12

2.4 牵引部传动比分配13

2.5传动系统的运动和动力参数计算14

第3章牵引部系统各轴组件设计17

3.1 齿轮设计17

3.1.1高速级直齿圆柱齿轮的设计计算17

3.1.2低速级直齿圆柱齿轮的设计计算25

3.1.3双行星机构的设计计算32

3.2 轴的设计计算及轴承的选择56

3.2.1 Ⅱ轴的设计计算56

3.2.2双行星机构高速级行星轮轴的设计计算65

3.2.3双行星机构低速级行星轴设计计算69

第4章经济分析74

结论76

致谢77

参考文献78

附录 180

附录 289

摘要

我国煤炭储量丰富，但我国煤矿的地质条件决定我们必须拥有大功率采煤机，而大功率大采高采煤机由于其负荷大，技术要求更高，其中的一个主要技术困难就是牵引力不够，不能很好的适应综采面的坡度变化。MG800/2040－WD型采煤机正是在这样一个背景下进行设计的，它能满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产能力的需要，实现煤矿集中化生产。

MG800/2040－WD型采煤机牵引部机械传动部分由两级齿轮传动和两级行星传动, 且末级采用太阳轮浮动形式的行星传动,使得采煤机在工作时能够有效的平衡和抵消来自周围的冲击。在设计的过程中通过任务书中提供的已知数据，对牵引部的传动方案进行了系统的分析与比较最终确定了现在的方案，并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核，结果满足设计要求。

关键词采煤机牵引部传动箱双行星机构

Abstract

our country coal keeps quantity abundant, but our country the geology condition of the coal mine decide we have to own big power to adopt coal machine, but the big power greatly adopt the machine of Gao Cai3 Mei2 because of its burden big, the technique has higher request, a main technique that is among them is to lead dint not enough, can't be good orientation Zong to adopt the slope variety of noodles. MG800/2040 － WD type adopts coal machine to carry on a design under this background, it can satisfy Gao Chan3 efficiently the Zong adopt work noodles to quickly mow the demand of the coal exaltation production ability and carry out coal mine concentration to turn production.

MG800/2040 － WD type's adopting coal machine to lead a machine to spread to move part is spread by two class wheel gears to move to spread to move with two class planets, and the end class adopt the sun round planet which floats a form to spread to move and make to adopt coal machine can while work valid balance with offset the impact from surroundings. Pass the known number that the mission provides in the book in the design of the process according to, to the analysis which leads a spread of department to move a project to carry on system and ender made sure the project in nowadays, and to all levels wheel gear and correspond of spread and move the stalk carried on a design a calculation with correspond of school pit, satisfy design to request as a result.

Key words Shearer Coal cutting part Spread to move a box Planet organization 　　　随着世界经济的不断发展，对能源的需求量将会日益增加，而作为三大传统能源的煤也倍受重视，各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要, 积极采用新技术, 不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构, 相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机提高煤矿采煤工作面的单机工效和全员工效，我国在“重型”机这方面很久以来都是空白，但我国煤矿的地质条件决定我们必须拥有大功率采煤机，而大功率大采高采煤机由于负荷大，其技术要求更高，其中的一个主要技术困难除了截割部不能满足需要外，主要的就是牵引力不够，不能很好的适应综采面的坡度变化，MG800/2040－WD型采煤机正是在这样一个背景下进行设计的，它能满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产能力的需要，实现煤矿集中化生产，是填补国内空白、替代进口的项目。

第2章牵引部传动总体设计

2.1 MG800/2040－WD牵引部主要设计参数

表2－1

　　　采煤高度H　　　2.6～6 m

　　　牵引电机功率N　　　120 kW

　　　电动机转速n　　　1485 r/min

　　　牵引速度V　　　0～10/16 m/min

　　　牵引力P　　　1250/785kN

　　　机面高度B　　　2200 mm

2.2 总体方案确定

　　　MG800/2040－WD型采煤机吸收了国内外同类产品的成熟的先进结构，集可靠性和先进性于一体，具有适应我国的国情，故障率低，方便维修保养，提高开机率，适用范围广的特点，能够提综合机械化采煤的效率。采高范围：2.8～5.5米；适应倾角: ≤12°；适应煤层硬度: f≤4。MG800/2040－WD型采煤机主要用于中厚煤层的综采工作面，可采较硬煤质。是厚煤层建设高产高效工作面的理想机型。

　　　根据采煤机牵引部工作原理设计，电机功率120kW，转速1485r/min，输出转速为39.6 r/min。为了确定MG800/2040－WD型采煤机的方案及满足牵引部的设计要求，我们的毕业指导老师特意带我们去了鸡西煤机厂进行实地实习了解，并对采煤机的结构进行了分析。

内容简介：: 中文题目：滚筒采煤机总体设计及截割部摇臂箱的设计外文题目：THE OVERALL DESIGN OF DRUM SHEARER AND THE DESIGN OF CUTTING UNIT RANGING ARM BOX毕业设计（论文）共 61 页（其中：外文文献及译文23页）图纸共5张完成日期 2006年6月答辩日期 2006年6月摘要随着我国煤炭事业的发展，高产高效工作面技术在全国发展较快，工作面设备的生产能力也在不断的提高，因此做为主要采煤工具的采煤机也有了新的技术要求。本文主要说明了我自己设计的型双滚筒采煤机总体方案的拟订和截割部的设计与计算。本文主要分为两部分。第一部分是采煤机的总体方案设计。主要对采煤机的工作机构、总体结构方案、基本参数、附属装置和截割部传动系统进行了说明和拟订。第二部分是采煤机截割部摇臂箱的设计。主要对摇臂箱中有关齿轮、轴、轴承和行星轮进行了设计与校核计算。关键词：采煤；采煤机；截割部AbstractAlong with the development of the our country coal enterprise, high production and highly effective working surface technology is quicker in the national development. working surface device productivity also in unceasing enhancement, therefore the mining machinery which as main mining coal also had the new specification.This thesis is about the MG300W doubledrum shearer ,Which I designed myself。The thesis mainly explained the shearers determination of overall plan, design and calculation of cutting unit ranging arm box。The thesis is divided into two parts. The first one is the design of overall plan of the shearer. Working mechanism overall structure plan basic parameter ancillary devices and the transmission system of cutting unit are explained and determinate in this part. The second one is the design of cutting unit ranging arm box of the shearer. Geers, axles and bearings are designed and calculated in this part. Key words: Mining coal；Shearer；Cutting department 本科毕业设计（论文）开题报告题目滚筒采煤机总体方案设计及截割部摇臂箱的设计指导教师院（系、部）机械工程学院专业班级学号姓名日期教务处印制3 一、选题的目的、意义和研究现状采煤机械直接用于煤炭的开采,是煤炭生产中的机械设备。按煤层赋存条件，煤环境，采煤的方法与采煤机不同。对煤炭的开采可以分为露天开采和地下开采。本次设计所涉及到的采煤机工作机构的设计为地下采煤机工作部位的传动机构。我国所采用的采煤机械多为滚筒式采煤机和刨煤机。滚筒式采煤机能极好地适应各种煤层赋存条件。煤层厚度不同，煤层倾角不同，煤层的物理机械性质也各异。对滚筒式采煤机的使用经验表明，只要能根据煤层赋存条件，并按用户要求设计滚筒式采煤机，既按“量体裁衣”原则来设计采煤机，则这样的采煤机一定能在煤炭开采中满足要求。为适应不同煤层厚度和不同倾角的开采条件，在滚筒式采煤机中又有薄煤层采煤机，中厚层煤层采煤机。厚煤层采煤机以及急倾斜煤层采煤机之分。但是，这些滚筒式采煤机的基本组成部分是相同的。其截割部摇臂箱的要求也基本相同。滚筒式采煤机工作机构为截煤滚筒，是采煤机的特有部件。采煤机的主要工作也是由采煤机的截煤滚筒来完成的。采煤机螺旋滚筒是鼓型滚筒上安装扁齿或镐齿。扁齿和镐齿为截煤机截煤时的主要工作部位，其切割机理人们早有研究。截煤滚筒的截煤能力取决于许多因素，如：截齿的材料，强度，表面硬度，结构尺寸，齿尖硬质合金的形状尺寸，工作机构的运动学参数和被截割煤岩的物理机械性质等。因此要想提高截煤的能力，必须要提高两种截齿的各种参数和材料，因此采煤机工作机构的设计显得有为重要了。煤层的物理机械性质对采煤机截割部摇臂箱的传动影响也尤其重要。它能直接影响采煤机的采煤能力。把煤从煤层上截落下来并运出采煤工作面，这是煤炭生产的两个重要工序。使用刮板输送机是煤的运输，而把煤从煤层上截落下来并装入输送机，则是由采煤机来完成。采煤机完成了落煤和装煤这两个主要工序，就实现了煤炭开采的机械化。上世纪四十年代初，英国和原苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链来落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤刀具，这种采煤机工作效率底。而德国则同时研究出了用刨削方式落煤的刨煤机。五十年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机。这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，确定了煤炭开采机械化的基础。八十年代以后，刨煤机也有了长足的进步，滑行刨的研制成功，使刨煤机成为与滚筒式采煤机竞争的采煤设备。在德国底下开采的煤矿中有50%以上的煤产量是由刨煤机开采出来的。九十年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率，遥控，遥测方向发展，其性能愈益完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测，故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术以已经在采煤机上得到应用。现代采煤机已经发展成为高技术机电一体化产品。经过很多年的发展。我国已经能自行设计和生产适合于各种煤层赋存条件的螺旋滚筒式采煤机。全国已经涌现出几十座全自动化矿井，煤炭的自动化程度达到100%。近几年，煤炭系统科研部门和采煤制造场正在研制带有故障诊断和工矿自动检测技术的自动化采煤机，可望不久的将来，我国采煤技术水平一定能赶上和超过世界水平。我国原煤产量必须达到十四亿吨，才能满足我国工农业生产发展的需求。为此，必须加大煤炭生产机械化力度，大幅度提高煤炭生产率。这就要求我们不断开发出技术先进，高效并可靠的新型采煤机，不仅满足国内生产之需，为人类煤炭生产做贡献。二、研究方案及预期结果主要研究路线：首先对煤层构造特点煤的物理机械性质及其截割机理的研究。其二对采煤机的结构与工作原理进行分析。其三对采煤机总体结构的方案设计。其四对采煤机截割部摇臂箱进行设计。主要解决问题：确定截割部驱动功率，截割部传动系统的设计载荷，齿轮的设计特点，齿轮和轴联接特点，截割部离合机构设计特点，部件间联接、轴头密封和机壳。采煤机的附属装置选择有调高和调斜装置喷雾降尘装置挡板及其翻转装置防滑装置电缆拖移装置输送机。三、研究进度第1 -3 周、调查资料第4 -5 周、提交开题报告第6 -9 周、初步拟订总体设计方案第10-13周、主要设计阶段第14-15周、完成设计论文第16-17周、修改定稿第17周周三、提交毕业设计四、主要参考文献1 采煤机械设计李贵轩李晓豁主编2 采煤机李昌熙于慕松主编3 采煤机破煤理论苏保晋.(等) 主编4 新编机械设计实用手册蔡春源主编5 采煤机司机钟诚等译主编6 采掘机械程东棠等编7 采煤机工作面液压支架设计丁绍南编著8 双滚筒采煤机陈奇许景昆编著9 综采工作面采煤机韩振川等编 10 采矿岩石力学新理论于学馥等编11 缓倾斜厚煤层开采矿山压力控制（苏）格罗莫夫等译12 采煤工陈中彦等译13 2000 Report on Ohio mineral industries Wolfe, M. E14 Mine subsidence Crowell, D. L五、指导教师意见指导教师签字：摘要我国煤炭储量丰富，但我国煤矿的地质条件决定我们必须拥有大功率采煤机，而大功率大采高采煤机由于其负荷大，技术要求更高，其中的一个主要技术困难就是牵引力不够，不能很好的适应综采面的坡度变化。MG800/2040WD 型采煤机正是在这样一个背景下进行设计的，它能满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产能力的需要，实现煤矿集中化生产。MG800/2040WD 型采煤机牵引部机械传动部分由两级齿轮传动和两级行星传动, 且末级采用太阳轮浮动形式的行星传动,使得采煤机在工作时能够有效的平衡和抵消来自周围的冲击。在设计的过程中通过任务书中提供的已知数据，对牵引部的传动方案进行了系统的分析与比较最终确定了现在的方案，并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核，结果满足设计要求。关键词采煤机牵引部传动箱双行星机构 IAbstractour country coal keeps quantity abundant, but our country the geology condition of the coal mine decide we have to own big power to adopt coal machine, but the big power greatly adopt the machine of Gao Cai3 Mei2 because of its burden big, the technique has higher request, a main technique that is among them is to lead dint not enough, cant be good orientation Zong to adopt the slope variety of noodles. MG800/2040 WD type adopts coal machine to carry on a design under this background, it can satisfy Gao Chan3 efficiently the Zong adopt work noodles to quickly mow the demand of the coal exaltation production ability and carry out coal mine concentration to turn production.MG800/2040 WD types adopting coal machine to lead a machine to spread to move part is spread by two class wheel gears to move to spread to move with two class planets, and the end class adopt the sun round planet which floats a form to spread to move and make to adopt coal machine can while work valid balance with offset the impact from surroundings. Pass the known number that the mission provides in the book in the design of the process according to, to the analysis which leads a spread of department to move a project to carry on system and ender made sure the project in nowadays, and to all levels wheel gear and correspond of spread and move the stalk carried on a design a calculation with correspond of school pit, satisfy design to request as a result.Key words Shearer Coal cutting part Spread to move a box Planet organization II目录摘要.IABSTRACT.II第 1 章绪论 .11.1 采煤机简介.11.2 国内外采煤机发展及使用状况.21.2.1 采煤机在我国的使用情况 .21.2.2 采煤机在国外的发展和使用 .51.3 采煤机牵引部概述.71.4 设计意义.8第 2 章牵引部传动总体设计 .92.1 MG800/2040WD 牵引部主要设计参数 .92.2 总体方案确定.92.3 牵引部电动机的选用.122.4 牵引部传动比分配.132.5 传动系统的运动和动力参数计算 .14第 3 章牵引部系统各轴组件设计 .173.1 齿轮设计.173.1.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计计算 .173.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 .253.1.3 双行星机构的设计计算 .323.2 轴的设计计算及轴承的选择.563.2.1 轴的设计计算 .563.2.2 双行星机构高速级行星轮轴的设计计算 .653.2.3 双行星机构低速级行星轴设计计算 .69 III第 4 章经济分析 .74结论 .76致谢 .77参考文献 .78附录 1 .80附录 2 .89 0第 1 章绪论1.1 采煤机简介所谓采煤机就是把煤由煤层中采落下来的机械。采煤机是机械化采煤作业的主要机械设备，其功能是落煤和装煤，在工作中能同时把煤装入输送机运出工作面。20 世纪 40 年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤刀具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50 年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效率不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入 60 年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出两项革命性改进。其一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大RP 地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自 70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能逐渐完善，生产率和可靠性进一步提高。工况自动监测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。采煤机按牵引方式可分为链牵引和无链牵引。无链牵引的主要优点是： 1（1）取消了工作面的牵引链，消除了断链事故和链子跳动伤人的事故；（2）在同一工作面内可以同时使用两台或多台采煤机。从而可以降低生产成本，提高工作面的产量。特别适用于超长的高产高效的工作面的需要；（3）对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等的适应性增强等优点。目前煤矿井下广泛使用的采煤机有两类：滚筒式采煤机和刨煤机。由于滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛应用。现代采煤机必须满足以下要求：(1) 生产率满足要求。(2) 采煤机工作机构能适应煤层厚度变化而工作。(3) 机身所占空间较小，对薄煤层采煤机尤为重要。(4) 采煤机可拆成几个重要部件，以便下井和运输，也便于拆装和检修。(5) 所有电气设备都应具有防暴性能，采煤机能在有煤尘瓦斯爆炸危险的工作面内安全工作。(6) 电动机、传动装置和牵引部应具有超负荷安全保护装置。(7) 具有防滑装置，以防机器沿斜坡自动下滑。(8) 具有内外喷雾灭尘装置。(9) 工作稳定可靠，操作简单方便，操作手把或按钮尽量集中，日常维护工作少而容易。1.2 国内外采煤机发展及使用状况1.2.1 采煤机在我国的使用情况我国的滚筒式采煤机从 20 世纪 60 年代开始自行研制，60 年代初研制成功第 1 台用于普采工作面的 DY150 型液压牵引采煤机，到 60 年代我们已经有 2了 MG400/920-WD 型大功率交流电牵引采煤机，整个技术水平得到了较大发展。总的看来，滚筒式采煤机总体技术的发展过程经历了：牵引方式从液压牵引到电牵引、驱动方式从单电机到多电机、总体结构从纵向布置到横向布置。采煤机的电控技术也随之逐步发展，从引进仿制到自行设计，从分立元件组成到集成化、PLC 和微机控制，逐步走向成熟，赶超国际同行先进水平5。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五种机型的薄煤层采煤机，都已投入工作中。以几种有代表性的机型 BM1100 型薄煤层采煤机，MG150B 型薄煤层采煤机和最新型的 MG300BW1 型薄煤层采煤机6。我国近年来的攻关研究主要集中在交流电牵引采煤机的系列设计，控制系统及控制功能的开发上。开发的系列交流电牵引采煤机，已在国内煤矿逐步推广使用，取得了比较明显的经济效益。波兰与中国合作，成功研制了总装机功率 344KW 的 KSE-344 型薄煤层交流电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的 KSE-360 型、用于中厚煤层的 KSE-700 型、KSE-800RW/2BP 型和KSE-535S/2BP 型等交流电牵引采煤机。美国 JOY 公司研制了 2LS-6LS 型多种多电机横向布置直流电牵引采煤机。德国开发了多种形式的电牵引采煤机，有截割电机纵向布置的 EWD-450/1100-L 型采煤机，ESA-300-L 型短机身直流电牵引采煤机等。日本三井三池制作所研制成功多种截割电机纵向布置的交流电牵引采煤机，主要有：MCLE400-DR6868 型；MCLE500-DR101101 型等。我国从 20 世纪 70 年代中期开始引进采煤机，大体分为以下两个阶段：80年代为第一阶段，以单机引进为主，共引进三十二台。这些采煤机在山西、陕 3西、山东、黑龙江等一些煤矿试验，探索性地使用采煤机进行房柱式采煤法，有些矿井取得了成功的经验，有些矿井的使用效果不好7。由于这些设备不配套，备件供应困难，设备维护和技术管理跟不上等原因，现基本上已停止使用。九十年代以来为第二阶段，以配套引进为主，神东公司和黄陵矿区先后引进了27 台连续采煤机及其配套设备。1995 年大柳塔矿最高月进尺就已经到达 1051米。2000 年以后，运用 12CM18-10D 连续采煤机和运煤车在 182 断面掘进中，平均月进尺在 2000 米以上，榆家梁煤矿月进尺 2705 米，创造了 2002 年世界记录。上湾煤矿采用旺格维利采煤法，2002 年 4 月 20 日，两套采煤机日产原煤 10220 吨。同年，该矿用采煤机与连续运输系统等设备配套，在短壁综采工作面年生产原煤 219 万吨；用采煤机与运煤车等设备配套，在短壁综采工作面年生原煤 101 万吨，均创造了同类机型 2002 年的世界最好成绩，同时工作面回采率达 70%以上，节约了宝贵的煤炭资源。2003 年 1 月，上湾矿使用连续运输系统作为采煤机的配套设备实现煤巷掘进 4656 米的好成绩912。在国内，虽然短壁机械化开采技术逐渐成熟，采煤机的使用日益增多，但目前我国各研究机构和煤机制造企业还没有开发、研制成功采煤机，没有成套国产化的采煤机供煤矿使用。煤炭科学研究院太原分院初步完成连续采煤机的设计方案，开发出与采煤机相配套使用的 XZ7000/24/45 型履带行走支架、LY1500/865-10 型连续运输系统和 GP460/150 型履带行走式给料破碎机。这些采煤机的配套设备在神东矿区、兖州矿区使用时，有些性能达到了国际水平11。我国煤炭资源分布广泛，地质条件复杂多样。经过 30 多年的综合机械化开采，适合长壁开采的规则煤田越来越少，而“三下”压煤、残留煤柱和不规则煤的煤炭储藏量多达上百亿吨，长壁开采难以进行，不开采又必将对我国煤炭资源造成极大的浪费16，17。短壁开采技术能很好的解决这一问题，但短壁开采所使用的采煤机及其配套设备全部需要从国外进口，截齿、滚筒等易磨易损件更需要大量进口，这必然要影响生产效率、增加吨煤成本。虽然我国的普 4通滚筒采煤机研制技术比较成熟，但对于采煤机的研制却处于起步阶段，缺乏必要的基础研究工作。采煤机通常由截割机构、装载机构、履带行走机构、液压系统、电控系统、冷却喷雾除尘系统及安全保护装置等部分组成。其中，截割机构是采煤机的重要部件之一，一般包括两个外滚筒、一个截割链（或中间滚筒）。采煤机工作在煤或半煤岩条件下，工作面煤岩分布不均、性质多变，具有很大的随机性。截割机构直接作用在煤岩上，截割时呈悬臂状态，滚筒受力复杂，截割载荷变化大，容易引起机器较大的振动，从而降低了机器传动件和连接件的使用寿命，影响了机器工作的可靠性，并且增加了维修工作量和吨煤成本。因此说，对采煤机工作机构的研究是整机设计的基础。通过对工作机构上载荷状况的研究，找出其结构参数及运行参数对煤炭品质、生产效率和载荷波动等的影响关系，搞清连续采煤机截割的关键技术，为建立其工作机构的设计理论和方法，为研发适合我国煤层地质条件的国产连续采煤机，以及建设高产高效的现代化矿井和发展国民经济具有重要意义13。1.2.2 采煤机在国外的发展和使用20 世纪 40 年代末，美国利诺斯（LEE-NORSE）公司首先在装煤机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形14。历经半个多世纪的发展，采煤机已经日臻完善，其采掘工艺也走向成熟，不仅在美国，而且世界许多国家，在房柱式采煤、回收边角煤以及长壁开采的煤巷快速掘进中得到了广泛应用，其单产、单进作业创造出前所未有的水平，为采煤界所公认15。按照落煤机构来划分，采煤机的发展大体经历三个阶段：第一阶段，20世纪 40 年代，以利诺斯公司的 CM28H 型和久益机械制造公司（JOY MANUFACTURING COMPANY）的 3JCM 型和 6CM 型为代表的截链式采 5煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等。采煤机的生产能力低，且结构复杂，装煤效果差。第二阶段，50 年代，以久益公司的8CM 型为代表的摆动式截割头采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器工作时振动大，维护费用高。第三阶段，60 年代至今，滚筒式连续采煤机高速发展，并日趋成熟。从 80 年代开始，随着开采工艺的发展和开采条件的提高，采煤机不断向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性增强，逐渐成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，达到了很高的制造水平，其中久益公司的 12CM 型、14CM 型及 17CM 型系列产品代表了当前国际先进水平。90 年代初期，塔姆洛克奥钢联研制出了集安全、环保和人类工程学于一体的 ABM20 型带有锚杆机的连续采煤机。2000 年久益公司开发的连续采煤机加大了机器的质量和功率，改进了技术性能，使其强度增加，同时提高了运行速度，降低了吨煤成本。这种采煤机带有故障诊断装置并且具有标准的部件结构，有助于在生产过程中使停工事故降到最低程度。2003 年美国菲尔奇公司又开发了一种525 型连续采煤机锚杆机，集采、掘、落、装、行、钻眼和支护等功能于一体，使采煤机的应用有了重大突破。国外十大煤炭企业中有美国的阿齐煤炭公司（美国第二大煤炭公司）、英国的 RJB 采矿有限公司（欧洲最大的煤炭公司）和南非的英格威煤炭公司等三家公司使用不同型号的采煤机进行开采，产煤量约占总产量的五分之一以上。美国是使用采煤机最多、使用效果最好的国家。全国各大煤炭公司共有 2000 多台采煤机，其采用短壁机械化采煤法的产量在井工采煤中一直处于领先地位16-19，80 年代中期占井工产量的 70%以上。近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但 1999 年产煤量为 2.21 亿吨，仍占井工煤炭总产量的 53%7。在美国，采煤机掘进平均班进尺 60 米，日产煤 2000 吨，有些高产工作面日进尺可达 100 米，月产量达 10 万吨。英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进 6主要靠悬臂式掘进机，但自从 80 年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的 65。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法8，9，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率。其中，南非全国约有 230 多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的 9010。德国使用采煤机在海底煤层开采已有 40 多年的历史，效果显著，其中有 5 个工作面一直保持 200 万吨的年产量。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益。1.3 采煤机牵引部概述采煤机牵引部主要由箱体、原电机、输出轴、减速部分、冷却系统，润滑系统等组成。采煤机牵引部减速器主要由固定齿轮和双行星机构两部分组成，牵引部承担采煤机工作时的移动和非工作时的调动，是采煤机的主要部件之一。一个完善的工作机构应满足以下要求：(1)牵引力与传动比能够满足要求。(2) 能实现无级调速。(3)不受滚筒转向的影响。(4)载荷均匀分布，机械效率高。(5)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。MG800/2040WD 是由鸡西煤矿机械有限公司研制，目前我国装机功率最大、控制手段最先进、检测功能最完善的电牵引采煤机。它对各种煤层适应性强,有完善可靠的安全保护装置，操作方便，因而得到了广泛的应用。 71.4 设计意义随着世界经济的不断发展，对能源的需求量将会日益增加，而作为三大传统能源的煤也倍受重视，各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要, 积极采用新技术, 不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构, 相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机提高煤矿采煤工作面的单机工效和全员工效，我国在“重型”机这方面很久以来都是空白，但我国煤矿的地质条件决定我们必须拥有大功率采煤机，而大功率大采高采煤机由于负荷大，其技术要求更高，其中的一个主要技术困难除了截割部不能满足需要外，主要的就是牵引力不够，不能很好的适应综采面的坡度变化，MG800/2040WD 型采煤机正是在这样一个背景下进行设计的，它能满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产能力的需要，实现煤矿集中化生产，是填补国内空白、替代进口的项目。 8第 2 章牵引部传动总体设计2.1 MG800/2040WD 牵引部主要设计参数表 21采煤高度 H2.66 m牵引电机功率 N120 kW电动机转速 n1485 r/min牵引速度 V010/16 m/min牵引力 P1250/785kN机面高度 B2200 mm2.2 总体方案确定MG800/2040WD 型采煤机吸收了国内外同类产品的成熟的先进结构，集可靠性和先进性于一体，具有适应我国的国情，故障率低，方便维修保养，提高开机率，适用范围广的特点，能够提综合机械化采煤的效率。采高范围：2.85.5 米；适应倾角: 12；适应煤层硬度: f4。MG800/2040WD 型采煤机主要用于中厚煤层的综采工作面，可采较硬煤质。是厚煤层建设高产高效工作面的理想机型。根据采煤机牵引部工作原理设计，电机功率 120kW，转速 1485r/min，输出转速为 39.6 r/min。为了确定 MG800/2040WD 型采煤机的方案及满足牵引部的设计要求，我们的毕业指导老师特意带我们去了鸡西煤机厂进行实地实习了解，并对采煤机的结构进行了分析。设计目标： 9牵引部装机功率：120kW；采高：2.85.5m；牵引力:1250kN ；牵引速度： 10 m/min。设计时采用双行星减速机构，双行星减速器的工作原理为：当太阳轮转动时，驱动行星轮沿本身轴线自转，因为齿圈固定不转，所以迫使行星架沿其轴线转动。行星架通过花键和方形联接套联接，将输出转矩传递到滚筒。行星齿轮是由四个行星轮同时啮合传动，可以使功率分流，即增大了传递功率，又缩小了行星机构的体积。齿轮和太阳轮浮动，行星架通过两端支承轴承定位在壳体上，形成双浮动结构，可以消除制造误差对载荷分配不均匀的影响。太阳轮与行星架有相对转动，因此在太阳轮与行星架接触面间装有聚四氯乙烯垫块，用以限制太阳轮的轴向窜动。设计方案的选定方案 1.由电动机 2 经齿轮传动系 3 至单行星减速器 4 最后到达行走部图 21.牵引部传动方案 1方案 2.由电动机 1 经齿轮传动系 2 至单行星减速器 3 最后到达行走部 10图 22.牵引部传动方案 2方案 3.由电动机 1 经齿轮传动系 3 至双行星减速器 4 最后到达行走部图 23.牵引部传动方案 3 11方案 1 的优点是结构简单方便日常的检修与拆装，但由于结构太过简单而且是单行星机构共三级传动有可能达不到预定的速比。方案 2 的传动机构经过四级传动速比分配较均匀，但结构有点复杂在检修与拆装时会有不便，在生产采煤机时相应箱体的设计会有一定困难，且这种结构会导致传动箱体积过大，在实际生产中会有很多麻烦。方案 3 是 1 与 2 的综合集中了前两者的优点，两级齿轮传动与双行星减速器共四级减速既可以达到预定的速比结构又简单，因此方案 3 为此次设计的最终选用方案。2.3 牵引部电动机的选用1.电动机的选择按设计要求及工作条件选用 YB 系列三相异步电动机，卧式封闭结构。（1）电动机容量的选择根据已知条件由计算可知工作机所需有效功率31250 1010104.16kW10002 1000 60wFvP由手册查得: 闭式圆柱齿轮传动效率 0.97g 对滚动轴承效率 0.99b行星机构的效率 0.98x则各轴之间的传动效率计算如下：120.98 0.990.9603gb 同样3456670.9603双行星机构传动效率220.980.9604sx 12由此可得牵引部总效率1223566740.96030.96040.8167s 工作机所需电动机功率r104.16127.55kW0.8167wPP（2）.电动机转速的选择根据已知条件由计算得知采煤机行走轮的工作转速310 106.19r min17 146.92wxxvnZd 由以上计算初选型号为 YB315L14 型矿用隔爆三相异步电动机，有关技术参数列于下表：表 22电机型号功率(kW)转速(n/min)电流（A）YB315L1-41601485289.12.4 牵引部传动比分配牵引部总传动比1485239.96.19wnin按传动方案传动箱需要两级齿轮减速和两级行星齿轮减速，且受机身高度限制，每级传动比一般为（行星齿轮可达 56）。为有效利用空间传3i 4动比应从高速向低速递减，故初步估算双行星机构传动比为123.1i24.5si 13由12 2323233.1 i24.5 1.41239.9i2.24sii i i i行走 =所以传动系统各级传动比分别为 123.1i23i2.2424.5si 当时16m minv 316 109.911 146.92xvnZT14851509.9i总故 150106.381.41iii总传动行走由此可知，当牵引速度变小牵引部的总传动比减小，传动箱的传动比也减小。由传动方案从便于折装的角度出发应减小第一级传动比。所以12 2312122.24 24.5 1.411501.94sii i i ii行走i2.5 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：轴（电动机轴）11485r minnn1127.55kWrPP 14010127.55T =95509550820.27N m1485pn轴（第一级减速轴）12121485479r min3.1nni21 12127.55 0.9603122.49kWPP21 1212T =Ti=820.27 3.1 0.96032441.886N m轴（双行星机构高速级太阳轮花键轴）2323479213.84r min2.24nni3223=122.49 0.9603=117.63kWP P32 23232441.886 2.24 0.96035252.67N mTT i轴（双行星机构低速级太阳轮花键轴）43117.63 0.98115.28kWsPP435252.67 5.4 0.9827797.13N mssTT i将上述结果和传动比及传动效率汇总如下表:表 22电动机轴齿轮减速轴双行星机构太阳轮花键轴轴号轴轴轴轴转速 n(r/min)1485497213.8439.6功率 p(kw)127.55122.49117.63115.28转矩T（NM）820.272441.8865252.6727797.13两轴联接齿轮齿轮齿轮轴 15件、传动件传动比 i3.12.245.4传动效率0.96030.96030.98 16第 3 章牵引部系统各轴组件设计3.1 齿轮设计3.1.1 高速级直齿圆柱齿轮的设计计算1.选择齿轮材料小齿轮：18Cr2Ni4W,渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341367HB 大齿轮：18Cr2Ni4W,渗碳淬火，硬度：表 HRC 60，心 341367HB由文献3图 14124 和 14153 按 ME 级质量要求取值，得接触疲劳极限，2lim1lim21650N mmHH 弯曲疲劳极限 2lim1lim2525N mmFF2.初步确定主要参数（1）按接触强度初步确定中心距并初步确定主要参数由文献3中公式132(1)aHPkTaAa 式中 Aa系数。由文献3表 14175 选 Aa483，选载荷系数k=1.8；理论传动比。3.1； 12i 齿宽系数。由文献3表 14179 取a0.5(1)da0.9d经圆整后取。0.90.440.5 4.1a0.4a 所以 17321.8 820.274834.10.44.1 1269.23163amm（2）按接触强度确定许用接触应力 HP由文献3表 14180 中公式minHGHPHs式中接触强度最小安全系数。由3表 141110 取minHs1.3；minHS 计算齿轮的接触极限应力；HGHGHLimNTLVRwxZZ Z Z Z Z式中润滑剂系数，Lz 速度系数，vz 粗糙度系数。由文献3表 141107 取；RzLVRZZZ工作硬化系数。由文献3图 14130 取；wz1wZ 接触强度计算的尺寸系数。尺寸系数是考虑尺寸增大使材料xz强度降低的尺寸效应因素的系数。由文献3表 141109 取。1xZ 故 1216501 1 1 1 1 11269.231.3HPHPHP （3）初步确定模数、齿数、齿宽、变位系数、分度圆直径等几何参数 1）模数由文献3表 14131 中公式(0.0160.0315)(0.0160.0315)1632.65.1ma按工作要求取 m=3.8 182)齿数和1z2z122 16320.9(1)3.8 (3.1 1)azm2120.9 3.164.79zz圆整后取 121z 265z 实际传动比21213.095ziz传动比误差3.1 3.095100%0.16%3.1在误差范围内 3）分度圆直径和1d2d113.8 2179.8dmz223.8 65247dmz4）齿宽 b1 和 b2110.9 79.871.8mmdbd220.4 24798.8mmabd5）变位系数取齿形角20 故 12cos()cos25.586 cos202 2350.9457mzza 所以18 5818 19 采用高变位，由文献3图 14114 取 10.37x 20.37x 3齿面接触强度核算 (1)公度圆上名义切向力tF120002000 820.2720558N79.8tTFd (2)使用系数AK 由文献3表 14181 原动机为电动机，均匀稳定，工作机为齿轮，传动时有中等冲击。因此取1.25AK (3)动载系数VK 由文献4表 104 查得精度等级为 7 级，由图 108 查得动载系数1.18VK （4）齿向载荷分布系数HK 由文献3表 14198 装配时非对称支承的齿轮精度等级为 7 级则223112231.120.181 0.6 () ()0.23 1071.871.81.120.181 0.6 () ()0.23 1071.879.879.81.36HbbKbdd（5）齿间载荷分配系数HK1.25 20558357.9N mm71.8AKFb 由文献3表 141102 得，1HK（6）弹性系数EZ 由文献3表 141105，取2189 N mmEZ （7）重合度系数Z 20 由公式计算重合度得12111.883.2()cos111.883.2()cos021651.68aZZ 由文献3表 14119 取重合度系数0.88Z（8）寿命系数NTZ应力循环系数8116060 1485 100008.91 10LNnt8122602.87 103.1LLNNn t由文献3表 141106 公式计算990.0570.0571811010()()1.018.91 10NTLZN990.0570.0572821010()()1.072.87 10NTLZN（9）润滑油膜影响系数LVRZ Z Z由文献3表 141107，取 1LVRZZZ（10）齿面工作硬化系数 ZW 由文献3图 14130，取 ZW=1(11) 尺寸系数XZ尺寸系数是考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数，由文献3中表 141109，取 1XZ（12）安全系数 HS111111650 1.01 1 1 11.311269.23HLimNTLVRWXHHZZ Z Z ZZS 21222221650 1.07 1 1 11.391269.23HLimNTLVRWXHHZZ Z Z ZZS 均超过当初选定的最小安全系数，故齿面接触强度核算通过。1HS2HS4.轮齿弯曲强度核算（1）齿向载荷分布系数FK()NFHKK22()1()bhNbbhh2.252.25 3.88.55nhm2271.8()8.550.8871.871.81()8.558.55N 0.88(1.36)1.31FK（2）齿向载荷分配系数FK1FaHaKK（3）齿形系数FY当量齿数 1121nZZ2265nZZ由文献3图 14138，取，12.74FaY22.27FaY（4）应力修正系数SY由文献3图 14143，取，11.56SaY21.74SaY（5）重合度系数Y0.750.25anY 221.68ana故 0.750.250.71.68Y（6）计算齿根应力因由文献3表 141111 中方法二1.682atFFaSaAVFFanFY Y Y Y K K KKbm式中螺旋角系数。由于是直齿轮取1。YY所以 1205582.74 1.56 0.7 1 1.25 1.1 1.18 1.3171.8 3.8479F 2205582.27 1.74 0.7 1 1.25 1.1 1.18 1.3198.8 3.8322F （7）试验齿轮的应力修正系数 STY由文献3表 141111，取2.0STY（8）寿命系数NTY由文献314111802. 06)103(LNTNY60.02183 10()0.898 10NTY60.02283 10()0.912.87 10NTY（9）相对齿根敏感系数reltY 23由文献2图 16.223 知齿根圆角参数,.查表 16.248 知11.5sq21.5sq121reltreltYY（10）相对齿根表面状况系数RreltY由文献2表 16.271，齿面粗糙度，按式 16.222 可123.2maaRR得0.9RreltY（11）尺寸系数XY由文献3表 14-1-119 的公式得1.050.011.050.01 3.81.012XnYm（12）弯曲强度安全系数FSimFLSTNTrelTRrelTXFFY Y YYYSim111111525 2 0.89 1 1 1.1022.0479FLSTNTrelTRrelTXFFY YYYYS im222222525 2 0.91 1 1 1.1023.0322FLSTNTrelTRrelTXFFY YYYYS 故，均达到文献3表 141111 规定的高可靠度的1FS2FS2.0FLimS要求，轮齿弯曲强度核算通过。3.1.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算1.选择齿轮材料小齿轮：18Cr2Ni4W 渗碳淬火表面硬度 HRc60 大齿轮：18Cr2Ni4W 渗碳淬火表面硬度 HRc60由文献3图 14124 和 14153，按 ME 级质量要求取值得接触疲劳极限 24，2lim1lim21650N mmHH弯曲疲劳极限。，2lim1lim2525N mmFF2.初步确定主要参数（1）由接触强度疲劳极限计算许用接触应力HP 由文献3表 14180 中公式HGHPHLimS式中接触强度最小安全系数。由3表 141110 取；HLimS1.3HLimS 计算齿轮的接触极限应力，。HG2N mmHGHLimNTLVRWXZZ Z Z Z Z 式中 ZL润滑剂系数， ZV速度系数， ZR粗糙度系数。由文献3表 141107 取 ZLZVZR1 ； ZW齿面工作硬化系数。由文献3表 14130 取 ZW1； ZX接触强度计算尺寸系数。由文献3表 141109 取 ZX1。故 123165011269.23MPaHPHPn （2）按接触强度确定中心距并初步确定主要参数按直齿轮从文献3表 141175 选取 Aa483，按齿轮不对称布置、速度较缓、冲击载荷较小，初选载荷系数 K1.5，由文献3公式 32(1)aHPKTaAa 25理论传动比 232.24i大齿轮转矩 T45252.67N m齿宽系数由文献3表 14179，取0.37，0.5(1)dad 经圆整后取0.370.230.5 3.24a0.2a所以 321.5 5252.67483 3.24217.80.56 3.74 1269.23a（3）初步确定模数、齿数、齿宽等几何参数 1）模数由文献3表 1413 公式(0.0160.0315)(0.0160.0315) 217.83.486.86ma 按工作要求取 m=4.1 2) 齿数 Z3 和 Z4322 217.8Z32.8( 1)4.1 3.24am4332.8 2.2473.5ZZ经圆整后取，333Z 474Z 实际传动比3234742.24233ZiZ 26传动比误差2.2422.240.1%2.242在传动比误差范围内3）分度圆直径和3d4d334.1 33135.3dmZ444.1 74303.4dmZ4）齿宽和3b4b330.37 135.350dbd440.2 303.461abd3.齿面接触强度核算（1）分度圆上名义切向力tF320002000 2441.88636096N135.3tTFd（2）使用系数AK由文献3表 14181 取1.25AK （3）动载系数VK 由文献4104 查得精度等级为 7 级，由图 108 查得1.12VK （4）齿向载荷分布系数HK由文献3表 14198 齿轮装配时非对称支承，精度等级为 7 级时2232231.120.181 0.6 ( ) ( )0.23 10121.8121.81.120.181 0.6 () ()0.23 10121.8135.3135.31.37HbbKbdd（5）齿间载荷分配系数HK 271.25 36096370121.8AtK Fb由文献3表 141102 得1.1HK（6）弹性系数EZ由文献3表 141105 取2189.8 N mmEZ (7)重合度系数Z计算重合度3411111.883.2()cos1.883.2()cos01.743374aZZ 由文献3图 14119 取重合度系数0.86Z（8）寿命系数NTZ应力循环次数8326060 479 100002.87 10LNn t8436060 213.84 100001.28 10LNn t由文献3表 141106 公式计算得990.0570.0571831010()()1.072.87 10NTLZN990.0570.0572841010()()1.121.28 10NTLZN（9）齿面工作硬化系数WZ由文献3表 14130 取1WZ（10）尺寸系数XZ由文献3表 141109 取1XZ（11）安全系数HS331650 1.07 1 1 11.391269.23HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS 28441650 1.12 1 1 11.461269.23HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS ，均达到当初选定的最小安全系数，故齿面接触强度核算通过。3HS4HS4.轮齿弯曲强度核算（1）齿向载荷分布系数FK()NFHKK22()1()bhNbbhh2.252.25 4.19.2nhm所以22121.8()9.20.92121.8121.81()9.29.2N 0.92(0.36)1.33FK（2）齿向载荷分配系数FK1.1FaHaKK（3）齿形系数FaY 当量齿数 3333nZZ4465nZZ 由文献3图 14138 得 32.54FaY42.23FaY（4）应力修正系数SaY 由文献3图 14143，取 31.63SaY41.76SaY 29（5）重合度系数Y0.750.25anY1.74ana故 0.750.250.681.74Y(6) 计算齿根应力因用文献3表 141111 中方法二1.742atFFaSaAVFFamnFY Y Y Y K K KKb所以3332360962.54 1.63 0.68 1 1.25 1.12 1.33 1.1121.8 4.1N416.8mmtFFaSaAVFFanFYYY Y K K KKbm 4442360962.23 1.76 0.68 1 1.25 1.12 1.33 1.1182 4.1N264.4mmtFFaSaAVFFanFYYY Y K K KKbm （7）试验齿轮的应力修正系数STY 由文献3表 141111，取2.0STY（8）寿命系数NTY 由文献3表 141118 得 3060.0023 10()NTYNL所以 60.002383 10()0.912.87 10NTY60.002483 10()0.931.28 10NTY（9）相对齿根敏感系数reltY由文献2图 16.223 知查表 16.248 知11.5Sq21.5Sq341reltreltYY（10）相对齿根表面状况系数RreltY 由文献2表 16.271，齿面粗糙度,按式 16.222123.2maaRR得0.9RreltY（11）尺寸系数XY 由文献3表 141119 公式1.050.011.050.01 4.11.009XnYm（12）弯曲强度安全系数FSFLimSTNTrelTRreltXFFY Y YYYS所以 333333525 2 0.91 1 0.9 1.0092.08416.8FLimSTNTrelTRreltXFFY YYYYS 444444525 2 0.93 1 0.9 1.0093.35264.4FLimSTNTrelTRreltXFFY YYYYS 故均达到文献3表 141111 规定的高可靠度的3FS4FSlim2.0FS要求，轮齿弯曲强度核算通过。3.1.3 双行星机构的设计计算1.行星减速器的选型 31 根据采煤机工作环境的要求，效率高、体积小、重量轻、结构简单、传动范围大由文献3表 1451 选 NGW（2ZX）型行星减速器。工作简图如下。图 31. NGW（2ZX）型行星减速器工作简图按照方案传动比分配的结果 24.5i行星根据文献3表 1453 得知需选用两级 NGW 型行星齿轮减速器，故双行星机构的方案是正确的。2.传动比分配用角标表示高速级参数，表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则 HLimHLim所以 34213.845.439.6nin24.54.545.4iii行星3.高速级计算 32（1）配齿计算由文献3表 1453 选择行星轮数目，取，由于3sC距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。5.4BAXi 确定各轮齿数由公式得BAXAsiZCC5.4273AZ 所以15AZ 27 3 1566BSAZCCZ 11()(66 15)25.522CBAZZZ采用不等角变位，可取2425cZ 或若取，则，由文献3图 1454 可查出适24cZ 66241.07691524j用的预计啮合角在，到，的范围内；26ACa14 54CBa26 45ACa16CBa若取，预计适用的啮合角在，到66251.0251525j21ACa1710CBa，的范围内。为提高传动承载能力宜取，但齿22 49ACa19 20CBa24CZ 数间有公因数，故取，预取。25CZ 22 30ACa（2）按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数输入转矩,由文献3表 14118 取载荷不均匀系35252.67N mT 33数，在一对 AC 传动中，小齿轮（太阳轮）传递的转矩1CK 5252.6711750.89N m3ACSTTKC 齿数比 251.6715CAZZ太阳轮和行星轮的材料用 18Cr2Ni4W 渗碳淬火，太阳轮齿面硬度6572HRC，行星轮 5868HRC。由文献3图 14124 按 ME 级质量要求取值则齿面接触强度 21650HLimN mm许用接触应力 0.90.9 16501485NHPHLim 弯曲疲劳极限 2N525mmFLim由公式 32(1)AaHPKTaAa 式中 Aa系数。由3表 14175 选 Aa483，选载荷系数k=1.8；理论传动比。3.1； 12i 齿宽系数。由文献3表 14179 取a0.5(1)da经圆整后取。0.9d0.90.440.5 4.1a0.4a所以 343232(1)1.8 1750.89483 (1.67 1)1.0 1.67 1485122.4AaHPKTaAa 模数 22 122.46.121525ACamZZ取 6m 则 AC 传动的未变位时的中心距 AC16()(1525)120mm22ACmaZZ按预取啮合角，可得 AC 传动中心距变位系数a22 30AC1cos()(1)2cos1cos20(1525)(1)2cos22 300.34ACACACayZZa则中心距取实际中心距，1200.34 6122.04ACACaaYm122a 所以齿宽122 1122aba （3）计算 AC 传动的实际中心距变动系数和啮合角ACYACa122 1200.36ACACaaym120coscoscos200.924122ACACaaaa 所以 22 2855ACa（4）计算 AC 传动的变位系数()2tan22 285520(1525)2tan200.0214880.014904402 0.3640.36ACACACinvainvaXZZainvinv 35 由文献3图 1455 校核在许用区内可用。由图可得ACX，故 0.38AX0.360.380.02CACAXXX （5）计算 CB 传动的中心距变动系数和啮合角CBYCBa CB 传动未变位时的中心距 6()(6625)12322CBBCmaZZ 则 122 1230.0176CBCBaaYm 所以啮合角123arcos(cos )(cos20 )18.7122CBCBaaaarca（6）计算 CB 传动变位系数()2tan18.720(6625)2tan200.0120420.014904412 0.3640.16CBBCCBinvainvaXZZainvinv 由文献 3图 1455 得在许用区内可用。CBX故0.160.020.14BCCBxXx （7）几何尺寸计算由文献3表 14118 中公式进行计算齿顶高变动系数 yXy 36 齿顶高 ahahxy 齿顶圆直径 2dadha 分度圆直径 dm Z由以上公式可得齿顶高变动系数 0.360.30.06ACACACyXy0.160.170.33CBCBCByXy 齿顶高 1 0.380.061.44mmAaAAChahxy 1 0.140.330.81mmBaBCBhahxy 1 0.020.060.92mmCaCAChahxy 分度圆直径 6 1590mmAAdm Z6 66396mmBBdm Z6 25150mmCCdm Z齿顶圆直径2902 1.4492.88mmAAAdadha 23962 1.17393.66mmBBBdadha 21502 0.92148.2mmCCCdadha （8）验算 AC 传动的接触强度和弯曲强度接触强度验算1）分度圆上名义切向力tF20002000 5252.67116726N90tATFd 372) 使用系数AK原动机为电动机均匀平稳，工作机有中等冲击。由文献3表 14181 取1.25AK 3）运载系数VK由文献4表 104 查得精度等级为 7 级，由图 108 查得动载系数1.18VK 4）齿间载荷分配系数HaK1.25 1167261196122AtKFb由文献3表 141102 得1.1HaK5）节点区域系数HZ 由文献3图 14116 取0.36ACX02.32HZ6）弹性系数EZ 由文献3表 141105，取2N188.9mmEZ 7）重合度系数Z由于是直齿轮纵向重合度，端面重合度011111.883.2()cos1.883.2 ()cos01.541525aACZZ由文献3图 14119 得0.91Z8) 确定运载系数和速度系数所用的圆周速度用相对于行星架的圆VKVZ周速度XV11(1)90 213.84 (1)5.40.82m s1000 601000 60AXd niV9）齿向载荷分布系数和HKFK 38由文献3表 14512 和表 14513 确定和HKFK 按弯曲强度计算时 1 (1)FbFK 按接触强度计算时 1 (1)HbHK 式中及齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度 HB2FHXV对及的影响系数，由文献3图 14512 得 HKFK0.95H；0.75F 齿宽和行星轮数目对和的的影响系数，由文献3图bHKFK14513 取。1.5b所以 1 (1.5 1) 0.751.38FK 1 (1.5 1) 0.951.48HK 10）寿命系数NTZ 应力循环次数 816060 213.84 100001.28 10LANn t82213.846060100000.77 101.67LCNn t由文献3表 141106 公式计算得990.07060.07061811010()()1.21.28 10NTLZN990.07060.07062821010()()1.20.77 10NTLZN11）润滑油影响系数LVRZ Z Z 39由文献3表 141107，取1LVRZZZ12）齿面工作硬化系数WZ由文献3图 14130 取1WZ13）尺寸系数XZ由文献3表 141109 取1XZ14）安全系数HS11111650 1.2 1 1 11.331485HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS 22221650 1.2 1 1 11.331485HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS 均达到文献3表 141110 规定的较高可靠度的时最小安全系数1HS2HS的要求，AC 传动接触强度验算通过。min1.25 1.30HS弯曲强度验算1）齿向载荷分配系数FaK1.1FaHaKK2）齿形系数FaY当量齿数，115nAZZ225nCZZ由文献3图 14138 得，12.38FaY22.67FaY3）重合度系数Y0.750.25anY1.54ana故 0.750.250.71.54Y4）计算齿根应力 40 由于用文献3表 141111 中方法二1.542atFFaSaAVFFaSnFY Y Y Y K K KKC m式中螺旋角系数，由于是直齿轮故Y1Y所以1167262.38 1.68 0.74 1 1.25 1.38 1.18 1.1122 6 3352FA 1167262.67 1.52 0.74 1 1.25 1.38 1.18 1.1122 6 3357FC 5) 试验齿轮的应力修正系数STY由文献3表 141111，取2.0STY6）寿命系数NTY由文献3表 141118 公式得60.023 10()NTLYN60.0283 10()0.931.28 10NTAY60.0283 10()0.940.77 10NTCY7）相对齿根敏感系数reltY由文献2图 16.223 知齿根圆角系数，查表 16.248 知11.5sq21.5sq121reltreltYY8）相对齿根表面状况系数RreltY由文献2表 16.271 齿面粗糙度系数，按式 16.222 得123.2maaRR0.9RreltY9）尺寸系数XY 41 由文献3表 141119 的公式得1.050.011.050.01 60.99XnYm10）弯曲强度安全系数FS525 2.0 0.93 1 0.9 0.992.47352FLimSTNTArelTRrelTXFAFAY YYYYS C525 2.0 0.94 1 0.9 0.992.46357FLimSTNTCrelTRrelTXFCFY YYYYS ，均达到3表 141110 规定的高可靠度时最小安全系FASFCS2.0FLimS要求，弯曲强度较核通过。（9）根据接触强度计算来确定内齿轮材料根据文献3表 14180 公式211167261.67 11.25 1.18 1.38 1.1 2.32 188.9 0.01 190 1221.671.2 1 11027N mmtAVHHaHEHLimNLVRWXFK K KKZ Z Z Zd bZ Z Z Z Z Z 式中螺旋角系数。根据选用 20CrMnTi 渗碳淬火，Z21027N mmHLim表面硬度达 5662HRC 即可。（10）CB 传动的弯曲强度验算行星轮轴上的的转矩ACCT5252.67 1.67 0.96032807.9N m3ACSiTC行星轮分度圆上的名义切向力 4220002000 2807.937438.67N150CtCTFd 1）齿形系数FY当量齿数，由文献3图 14138 得25nCCZZ66nBBZZ，2.4FaCY1.54FaBY2）应力修正系数SY由文献3图 14143，取，1.23SaCY1.54SaBY3）重合度系数Y0.750.25anY重合度 111.883.2()111.883.2()25661.7anaCBZZ 所以0.750.250.691.7Y4）计算齿根应力由，用文献3表 141111 中方法二得1.72a37438.672.4 1.23 0.69 1 1.25 1.18 1.48 1.1122 6250tFCFaCSaCAVFFanFYYY Y K K KKb m 37438.672.32 1.54 0.69 1 1.25 1.18 1.48 1.1122 6303tFBFaBSaBAVFFanFYYY Y K K KKb m 5）试验齿轮的应力修正系数STY 43由文献3表 141111，取2.0STY6）内齿轮的寿命系数NTY 内齿轮的应力循环次数8213.846060100000.29 101.67 2.64LBBNn t 由公式 60.023 10()NTLYN得60.0283 10()0.960.29 10NTBY7）相对齿根敏感系数reltY1relTBrelTCYY8）相对齿根表面状况系数RreltY 由文献2表 16.271 齿间粗糙度，按式 16.222123.2maaRR得0.9RreltY9）尺寸系数XY1.050.011.050.01 60.99XnYm10）弯曲强度安全系数FS525 2.0 0.94 1 0.9 14250FLimSTNTCrelTRrelTXFCFCY YYYYS 525 2.0 0.96 1 0.9 12.99303FLimSTNTBrelTRrelTXFBFBY YYYYS ，均达到文献3表 141110 规定的较高可靠度时最小安全FCSFBS系数的要求，因此 BC 传动轮齿弯曲强度较核通过。min1.6S4.低速级计算 (1)配齿计算 44由文献3表 1453 选择行星轮数目，取由于距可能达4SC4.54BAXi到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件确定各轮齿数由公式BAXASiZCC得4.5417.64AAZCZ圆整后取17AZ 所以20 4 1763BSAZC CZ 11()(63 17)2322CBAZZZ故 632311723BCACZZjZZ；由文献3图 1454 可查出适用的预计啮合角在22ACa，22CBa到23ACa，23CBa预取22 30ACa（2）按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数输入转矩427797.13TN m,由文献3表 14118 取载荷不均匀系数1CK ，在一对 AC 传动中，小齿轮（太阳轮）传递的转矩 427797.1316949.28N m4CSTTAKC 齿数比231.3517CAZZ太阳轮和行星轮的材料用 18Cr2Ni4W 渗碳淬火，太阳轮齿面硬度 456572HRC，行星轮 5868HRC。由文献3图 14124 按 ME 级质量要求取值则齿面接触强度2N1650mmHLim 弯曲疲劳极限2N525mmFLim许用接触应力0.90.9 16501485NHPHLim 由公式 32(1)AaHPKTaAa Aa 常系数，由文献3表 14175 选 Aa483 初选载荷系数K1.8；齿宽系数0.5(1)da，由文献3表 14179 取1.4d，则1.41.00.5(1.67 1)a。所以 3232(1)1.8 6949.28483 (1.35 1)1.2 1.35 1485172.36AaHPKTaAa 模数 22 172.367.181723ACamZZ 取7m 则 AC 传动的未变位时的中心距()7(1723)140mm2ACACmaZZ按预取啮合角22 30ACa，可得 AC 46传动中心距变位系数1cos()(1)2cos1cos20(1723)(1)2cos22 300.34ACACACayZZa则中心距 1400.34 7142.38ACACaaYm取实际中心距142mma ，所以齿宽142 1.2170abamm（3）计算 AC 传动的实际中心距变动系数ACY和啮合角ACa142 1400.297ACACaaym140coscoscos200.926142ACACaaaa 所以（4）计算 AC 传动的变位系数()2tan22 63920(1723)2tan200.0203460.014904402 0.3640.299ACACACinvainvaXZZainvinv 由文献3图 1455 校核ACX在许用区内可用。由图可得0.3Ax ，故0.0.2990.30.01CAACxXx （5）计算 CB 传动的中心距变动系数CBY和啮合角CBa CB 传动未变位时的中心距 7()(6323)14022CBBCmaZZ 则 47142 1400.297CBCBaaYm所以啮合角140arcos(cos )(cos20 )22.11142CBCBaaaarca（6）计算 CB 传动变位系数()2tan22.1120(6323)2tan200.0203380.014904402 0.3640.299CBBCCBinvainvaXZZainvinv由文献 3图 1455 得CBX在许用区内可用。故0.2990.010.3BCCBxXx（7）几何尺寸计算所用公式与高速级尺寸计算公式相同所以由公式可得齿顶高变动系数 0.2990.340.04ACACACyXy 0.2990.290.09CBCBCByXy齿顶高1 0.30.041.26mmAaAAChahxy 1 0.30.090.79mmBaBCBhahxy 1.03CaCAChahxy分度圆直径7 17119mmAAdm Z 487 63441mmBBdm Z7 23161mmCCdm Z齿顶圆直径21192 1.26121.5mmAAAdadha 2441 2 0.79439.4mmBBBdadha 21612 1.03163mmCCCdadha （8）验算 AC 传动的接触强度和弯曲强度接触强度验算1）分度圆上名义切向力tF20002000 27797.13467176N119tATFd2) 使用系数AK 原动机为电动机均匀平稳，工作机为行走轮有中等冲击。由文献3表 14181 取1.25AK 3）运载系数VK 由文献4表 104 查得精度等级为 7 级，由图 108 查得运载系数1.18VK 4）齿间载荷分配系数HaK1.25 4671763435170AtKFb 由文献3表 141102 得1.1HaK5）节点区域系数HZ 0.299ACX 0由文献3图 14116 取2.28HZ6）弹性系数EZ 由文献3表 141105，取2N188.9mmEZ 497）重合度系数Z由于是直齿轮纵向重合度0，端面重合度11111.883.2()cos1.883.2 ()cos01.551723aACZZ由文献3图 14119 得0.9Z8) 确定运载系数VK和速度系数VZ所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度XV11(1)119 39.6 (1)4.540.19m s1000 601000 60AXd niV9）齿向载荷分布系数HK和FK 由文献3表 14512 和表 14513 确定HK和FK 按弯曲强度计算时 1 (1)FbFK 按接触强度计算时 1 (1)HbHK 式中 F及H齿轮相对于行星架的圆周速度XV及大齿轮齿面硬度HB2 对HK及FK的影响系数，由文献3图 14512 得0.85H 0.75F； b齿宽和行星轮数目对HK和FK的的影响系数，由文献3图 14513 取1.75b。所以 1 (1.75 1) 0.751.56FK 1 (1.75 1) 0.851.64HK 10）寿命系数NTZ 应力循环次数 716060 39.6 100002.38 10LANn t 507239.66060100001.76 101.35LCNn t 由文献3表 141106 公式计算得 990.07060.07061711010()()1.32.38 10NTLZN 990.07060.07062721010()()1.331.76 10NTLZN11）润滑油影响系数LVRZ Z Z由文献3表 141107，取1LVRZZZ12）齿面工作硬化系数WZ 由文献3图 14130 取1WZ13）尺寸系数XZ由文献3表 141109 取1XZ14）安全系数HS11111650 1.3 1 1 11.441485HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS 22221650 1.33 1 1 11.481485HLimNTLVRWXHHZZ Z Z Z ZS 1HS 2HS均达到文献3表 141110 规定的较高可靠度的时最小安全系数min1.25 1.30HS的要求，AC 传动接触强度验算通过。弯曲强度验算1）齿向载荷分配系数FaK1.1FaHaKK2）齿形系数FaY 当量齿数 117nAZZ，223nCZZ由文献3图 14138 得 5112.16FaY，21.36FaY3）应力修正系数SaY 由文献3图 14143，取11.43SaY，21.36SaY4）重合度系数Y0.750.25anY1.55ana 故 0.750.250.711.55Y5）计算齿根应力由于1.552a用文献3表 141111 中方法二tFFaSaAVFFanSFY Y Y Y K K KKbm C式中Y螺旋角系数，由于是直齿轮故1Y所以 4671762.16 1.43 0.71 1 1.25 1.18 1.56 1.1170 7 4537FA 4671762.24 1.36 0.71 1 1.25 1.18 1.56 1.1170 7 4529.7FC 6) 试验齿轮的应力修正系数STY 由文献3表 141111，取2.0STY7）寿命系数NTY 由文献3表 141118 公式60.023 10()NTLYN得 5260.0273 10()0.962.38 10NTAY60.0273 10()0.971.76 10NTCY8）相对齿根敏感系数relTY 由文献2图 16.223 知齿根圆角系数11.5Sq，21.5Sq查表16.248 知1relTArelTCYY9）相对齿根表面状况系数RrelTY 由文献2表 16.271 齿面粗糙度系数123.2RaRam，按式16.222 得0.9RrelTY11）尺寸系数XY 由文献3表 141119 的公式得1.050.011.050.01 70.98XnYm12）弯曲强度安全系数FS525 2.0 0.96 1 0.9 0.981.67537FLimSTNTArelTRrelTXFAFAY YYYYS C525 2.0 0.97 1 0.9 0.981.7529.7FLimSTNTCrelTRrelTXFCFY YYYYS AFS，FCS均达到文献3表 141110 规定的较高可靠度时最小安全系数min1.6FS的要求，弯曲强度较核通过。（9）根据接触强度计算来确定内齿轮材料根据文献3表 14180 公式 53214671761.35 11.25 1.18 1.63 1.1 2.28 188.9 0.9 1119 1701.351.3 1 1N1186mmtAVHHaHEHLimNLVRWXFK K KKZ Z Z Zd bZ Z Z Z Z Z 式中 Z螺旋角系数。根据2N1186HLimmm选用 20CrMnTi 渗碳淬火，表面硬度达 5662HRC 即可。（10）CB 传动的弯曲强度验算行星轮轴上的的转矩ACCT27797 1.35 0.96039009N m4ACSiTC行星轮分度圆上的名义切向力20002000 2807.9111913N150 4CtCSTFdC 1）齿形系数FaY 当量齿数 23nCCZZ，63nBBZZ由文献3图 14138 得2.46FaCY，2.22FaBY2）应力修正系数SaY 由文献3图 14143，取1.38SaCY，1.54SaBY3）重合度系数Y0.750.25anY重合度 54111.883.2()111.883.2()23631.69anaCBZZ 所以 0.750.250.691.69Y4）计算齿根应力由1.72a，用文献3表 141111 中方法二得1119132.46 1.38 0.69 1 1.25 1.18 1.56 1.1170 7557.6tFCFaCSaCAVFFanFYYY Y K K KKb m 1119132.22 1.54 0.69 1 1.25 1.18 1.56 1.1170 7561.5tFBFaBSaBAVFFanFYYY Y K K KKb m 5）试验齿轮的应力修正系数STY 由文献3表 141111，取2.0STY6）内齿轮的寿命系数NTY 内齿轮的应力循环次数739.66060100000.64 10631.3523LBBNn t由公式 60.023 10()NTLYN得 5560.0273 10()0.980.64 10NTBY7）相对齿根敏感系数relTY 取 1relTBrelTCYY8）相对齿根表面状况系数RrelTY 由文献2表 16.271 齿间粗糙度3.2BCRaRam，按式 16.222得0.9RrelTY9）尺寸系数XY1.050.011.050.01 70.98XnYm10）弯曲强度安全系数FS525 2.0 0.97 1 0.9 0.981.61250FLimSTNTCrelTRrelTXFCFCY YYYYS 525 2.0 0.98 1 0.9 0.981.62561.5FLimSTNTBrelTRrelTXFBFBY YYYYS FCS，FBS均达到文献3表 141110 规定的较高可靠度时最小安全系数min1.6FS的要求，因此 BC 传动轮齿弯曲强度较核通过。3.2 轴的设计计算及轴承的选择3.2.1 轴的设计计算1 选择轴的材料初步选定轴材料为 40Cr;调质处理。由文献3表 611 查得抗拉强度 750MPab 屈服点 550MPaS弯曲疲劳极限 1350MPa 许用疲劳应力1194233MPaP扭转疲劳极限 1300MPa 许用静应力1300MPaP许用弯曲应力 170MPa 562 求作用在齿轮上的力列出已知条件122.49kwPr479minn2441.886N mT 2 轴两齿轮分度圆直径分别为 2247mmd ，3135.3mmd 由此可得圆周力 22222 2441.886 100019772.36N247tTFd33322 2441.886 100036095.88N135.3tTFd径向力 22tan19772.356 tan207196.5NnFrFta33tan36095.88 tan2013137.8NnFrFta Ft，Fr的方向如方案图 3-2 所示 57图 32.轴受力分析图3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案初步拟定装配方案如下图 58图 33. 轴装配方案图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足轴端轴向定位与装配的要求，轴段右端需制出一轴环，故取段的直径78mmd，10mml。初步选择滚动轴承。左端轴承同时受径向力和轴向力作用，但轴向力较小，故选用单列内圈有单挡边圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据 78dmm，由文献3表 7266 初步选取轴承代号为 NJ1312E，其尺寸为60 130 31mmdDR，故为保证端盖不压在轴端，轴右端不宜过长，略微超出轴承即可，故取35mml。右端轴承采用轴向定位，由于轴承直接接触箱体轴向载荷很小，径向载荷较大，故选用调心滚子轴承，能自动调心。，由文献3表 7277 初步选取轴承代号为 21312TN1，其尺寸为60 130 31mmdDR,由装配条件限制，其右端长度l-不能超过轴承故30mml-。又查得所选轴承 59d2=80,故2806010mm22ddh，所以轴间高度不应超过 10mm。故取65mmd。段对应齿轮 3，由于采用轴肩定位，同时为了避免齿轮右端与箱体壁接触，故采用轮毂定位。为简化结构轮毂与齿轮为一体件，故取55mml-。段与齿轮 2 对应也采用轴肩定位，由装配方案齿轮 2 与 3 直接啮合，受箱体内壁宽度的限制，取95lmm-，70dmm-。至此，已初步确定了 3 轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位由装配方案可知齿轮 2 与 3 直接啮合，即扭矩的传递在齿轮间直接进行，轴并不传递扭矩故只采用过盈配合即可。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由文献4表 152，取轴端倒角2 45，各轴间角处圆角半径为R1.6。4 求轴上载荷根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图 32 所示。作为简支梁的轴的支承跨距23160llmm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图2c,e 所示），从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 E 是轴的危险截面，现将 E 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表：表 31支反力12523.5NNHF 28464.9NNHF122725NNVF233142.9NNVF弯矩1100940N MHM 2296271.5N MHM1909000N MVM21160001.5N MVM 60总弯矩221100940909000914330N MM 222296271.51160001.51197330N MM 扭矩2441886N MT 5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。，上文献4表 155 及上表中的数值取0.6，则轴的计算应力222()caMTW式中 W轴的抗弯截面系数。由文献4表 154 知330.10.1 6527462.5Wd 所以 221197330(0.6 2441886)68Mpa27462.5ca前已选定轴材料为 40Cr，调质处理且已查得170Mpa，因此1ca故安全。6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面、只受弯矩影响，虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此均无需较核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面受载最为严重，从受载情况看 C、E 截面睥应力较大，但由于 2 齿轮直接与 3 齿轮的轴套啮合并不会在C、E 处引起应力集中，因此 C、E 截面也不用校核。在 2、3 齿轮啮合转动时，由于扭矩的作用会使应力集中并通过轴套作用于轴上，因此该轴只需校核截面左右两侧即可。 61（2）截面左侧抗弯截面系数 3330.10.1 7034300mmWd 抗扭截面系数3330.20.2 7068600mmTWd截面左侧弯矩 M 为1218520()85651184694(2424004 1184694)852132401.6N mmMMMM截面上的扭矩32441.886TN mm截面上的弯曲应力2132401.662.2Mpa34300aMW截面上的扭转应力3244188635.6Mpa68600aTTW前面已经查出轴材料为 40Cr，750MpaB，1350Mpa，1300Mpa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a按文献4附表32 查取，因1.60.02565rd，701.0565Dd。经插值后可查2.0a，1.31a又由附图 31 可得轴材料的敏感系数为0.84q，0.87q。故有效应力集中系数为：1(1)1 0.84 (2.0 1)1.84kqa 621(1)1 0.87 (1.31 1)1.27kq a 由附图 32 得尺寸系数0.68，由附图 33 得扭转尺寸系数0.82；轴按磨削加工，由附图 34 得表面质量系数为0.92。轴经过调质处理，即1q由文献4或 312 及 312a 的综合系数为11.841112.70.680.92kK 11.271111.550.820.92kK 又由文献4式 36 得合金钢的特性系数：0.20.3 取0.20.50.1 于是计算安全系数cas值1350212.7 62.20.2 0amsK 13005.335.61.55 35.60.12amsK 22222.1 5.32.01.52.15.3cas sssss 故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 3330.10.1 6527462.5mmwd抗扭截面系数 330.254925mmTwd弯矩 M 及弯曲应力为 6321220()85202424004(11846942424004)852132401.6N mmMMMM2132401.677.627462.5bMW扭矩及扭转切应力为 32441886N mmT 3244188644.5Mpa54925bTTW过盈配合处的K值，由文献4附表 38 用插入法求出，并取0.7KK于是得2.5K，0.7 2.51.75K故得综合系数1112.512.60.92kK 1111.7511.80.92kK 所以轴在截面右侧的安全系数为13501.72.6 77.60.1 0bmsK 13003.744.51.8 44.50.12bmsK 22221.7 3.71.571.51.73.7cas sssss 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。7 静强度校核只考虑弯矩时的安全系数 64max5506.23242400427462.5sssMw 只考虑扭矩时的安全系数maxssTsTW式中 s材料的抗扭屈服极限，取0.58ss所以： 0.58 5507.18244188654925ss故危险静强度安全系数：2244.74.71.49.5cassssssssssss因此静强度校核通过。3.2.2 双行星机构高速级行星轮轴的设计计算1 轴材料的选择初选轴的材料为 40Cr，调质处理。由文献3表 611 查得抗拉强度 750MPab 屈服点 550MPaS弯曲疲劳极限 1350MPa 许用疲劳应力1194233MPaP扭转疲劳极限 1300MPa 许用静应力1300MPaP许用弯曲应力 170MPa2 求作用在齿轮上的力列出已知条件 653117.63 0.97114.1kwcpp3213.84r128min1.67cnn5252.67N mmAT 25885.7N mmBT 3369.48N mmCT 90mmAd 396mmBd 150mmCd 由此可得太阳轮 A 作用于行星轮 C 上的切向力与径向力20005252.67 200038908.7N3 90AacpATFn dtan38908.7tan2014161.6NraacnFFa外齿圈 B 作用于行星轮 C 上的切向力与径向力20002000 25885.743578.6N3 396BbcpBTFn dtan43578.6 tan2015861NrbbcnFFaraF、rbF、acF、bcF如图 34 所示 66图 34.高速级行星轮轴受力分析图3 求轴上载荷（1）拟定轴上零件装配方案初步拟定装配方案如下图 67图 35.高速级行星轮轴装配方案图（2）求轴上载荷.根据轴的结构图作出轴的计算简图（如图 34）。因此轴的支承跨距122lmm-，根据轴的计算简图，作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图可以看出段承担轴承应力所以整个轴段受力是较平均的，但在轴肩处会引也应力过度集中，故与最小直径相接的截面为危险截面，现将处的 MH、MV 及 M 值列于下表:表 32水平垂直支反力175473NNHF27011NNHF11529NNVF2144.5NNVF弯矩943412.5N mmHM19112.5N mmVM总弯矩2222943412.519112.5943606N mmHVMMM4 轴的结构设计 (1) 由于行星轮为固定心轴，两端固定中间段安装行星齿轮，故采用轴肩定位即可。为满足装配方案与拆装方便的要求，轴从左到右端直径逐级增大，故取60mmd-，70mmd-。 (2）由于行星齿轮齿宽已经算出122mmb ，故122mml-，两端为固定之用，依照行星机构的结构要求取25mmll-。 68 (3) 行星齿轮内选择滚动轴承，因轴承受径向力较大参照工作要求并根据60d-，由文献3表 7277 初选轴承代号为 22212TN1/W33 型调心滚子轴承，其尺寸为60 110 28mmdDB，两个轴承间用轴套隔开，轴套长度1222 2866mml ，以保正装配严紧轴承工作时不移动。 5 确定轴上圆角和倒角尺寸由文献4表 152 取轴端倒角2 45，轴肩处圆角半径尺寸1.6R 6 按弯曲应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩的强度，所以轴的计算应力为 2caMW330.10.1 6021600Wd故294340643.621600ca由于轴材料为 40Cr 调质处理，其170，故1ca轴的强度符合要求。3.2.3 双行星机构低速级行星轴设计计算1 轴材料的选择初选轴的材料为 4

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