JX03-042@MG400940-WD型采煤机毕业设计
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机械毕业设计全套
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JX03-042@MG400940-WD型采煤机毕业设计,机械毕业设计全套
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I 摘要 . II Abstract . III 第一章 绪论 . 1 1.1 本课题研 究意义 . 1 1.2 国内电牵引采煤机的技术特点及发展趋势 . 2 1.2.1 采煤机的技术特点 . 2 1.2.2 采煤机的发展趋势 . 3 1.3 总体方案的确定 . 4 1.3.1 采煤机类型 . 4 1.3.2 采煤机的组成 . 4 1.4截割部结构及技术特征 . 6 1.4.1截割部传动方式确定 . 6 1.4.2 电动机的选择 . 8 第二 章 传动参数的确定 . 9 2.1 总传动比的计算 . 9 2.2 传动比的分配 . 9 2.3 确定各轴的转速 n、功率 P、转矩 T . 10 第三章 齿轮啮合参数及强度计 . 11 3.1 齿轮的初步设计及强度校核 . 11 3.1.1 第一级减速齿轮传动设计计算及强度校核 . 12 3.1.2 第二级减速齿轮传动设计计算及强度校核 . 15 3.1.3 三级减速齿轮传动设计及计算 . 19 3.1.4 一级减速中惰轮轴的 齿轮设计计算及校核 . 22 3.1.5 三级减速中惰轮轴的齿轮设计计算及校核 . 24 3.2 行星减速机构的齿轮设计计算及校核 . 26 第四章 轴及轴承的设计 . 31 4.1 轴的结构设计及其强度校核 . 31 4.1.1 轴的结构设计及其强度校核 . 31 4.1.2 轴的结构设计及其强度校核 . 36 4.1.3 轴的结构设计及其强度校核 . 41 4.1.4 轴的结构设计及其强度校核 . 47 nts II 4.1.5 轴的结构设计及其强度校核 . 53 4.1.6 轴的结构设计及其强度校核 . 57 4.1.7 大齿轮轴的结构设计及其强度校核 . 58 4.2 轴承的选用及其校核 . 64 4.2.1 轴上轴承的选用及其校核 . 65 4.2.2 轴上轴承的选用及其校核 . 66 4.2.3 轴上轴承的选用及其校核 . 66 4.2.4 轴上轴承的选用及其校核 . 67 4.2.5 轴上轴承的选用及其校核 . 68 4.2.6 轴上轴承的选用及其校核 . 69 第五章 截割部的润滑及密封 . 69 结 论 . 72 参考文献 . 73 摘要 MG400/940-WD 型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。 本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。 MG400/940-WD 型采煤机截割部主要是由四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆柱齿轮和一级行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了 结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。 在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了nts III 叙述和介绍。 此外，还对 MG400/940-WD 采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。 关键词 ：采煤机；截割部；行星轮系；齿轮传动设计 Abstract The MG400/940-WD type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power, all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard. Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/940-WD type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting. In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using, etc have designed to nts IV calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced. In addition， returning use for MG400/940-WD mining machine and maintenance proves, In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result. Keyword: Mining machine ； the cutting department ； A department of planet ； Gear wheel of the transmission Design 第一章 绪论 1.1 本课题研究意义 为了提高工作面的生产效益 , 世界主要采煤国均纷纷致力于发展大型先进的综采设备 , 取得了显著的效果 , 综采工作面的生产能力和效益均大幅度提高。我国经济的快速发展对煤炭需求大幅度增加 ,年产超 600 万 t 高产高效工作面得到快速发展 ,大功率采煤机的市场需求日益增加。电力电子技术、微电子技术、计算机计术的飞速发展 ,为开发集电力电子、信息采集、微机控制及智能监测系统于一身的大采高重型电牵引采煤机创造 了条件。我国在 90 年代初致力发展高产高效工作面 ,开发了日产7000t 综采成套设备 , 但能真正实现高产高效的工作面依然较少 , 主要原因是受采煤机生产能力的限制 , 高产高效工作面要求采煤机具有高可靠性、大截割功率、大牵引力、大牵引速度 , 并能较快发现故障和处理故障。 nts - 1 - 大功率采煤机应有足够的强度和良好的散热条件 ,并具有灵活的操作性。设计摇臂要充分考虑结构强度 ,滚筒要针对采煤工作面地质条件进行设计 ,具有很强的过断层能力 ,电气设计必须考虑过断层强烈冲击的影响。采煤机要有适当的重量抗冲击 ;同时要有足够的牵引力过断层 。采煤机功率大 ,发热量大 ,必须充分考虑各部件的散热问题。为了适应采煤工况要求 ,必须实现机载交流变频 ,“一拖一”方式平衡牵引 ,并开发保护、监测功能齐全、运行可靠的程序。为使采煤机可靠运行 ,必须解决机器联结的松动问题 ,除部件间用螺栓紧固外 ,采用多个高强度长螺杆和液压螺母组合将机身三大段联结起来形成一个刚性整体。根据国内外大功率大采高电牵引采煤机的主要技术参数和性能指标以及我国厚煤层的开采情况 ,分析大采高综采工作面的生产能力和煤质硬度与所需的采煤机截割功率、滚筒直径、滚筒转速、牵引速度、牵引功率、调高油缸推拉力等 采煤机主要性能参数的关系 ,在可行性、可靠性、先进性和经济性等方面进行比较 ,并考虑与已有采煤机部分元部件的互换 ,最后确定设计 MG400 /940-WD型电牵引采煤机。总体结构如 (图 1) 。 nts - 2 - 图 1-a 1.2 国内电牵引采煤机的技术特点及发展趋势 1.2.1 采煤机的技术特点 电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点 国内从 90 年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机 ;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代 液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。 装机功率不断增加 为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率 (包括截割功率和牵引功率 )均在不断加大，最大已达 1020KW，其中截割电机功率达 450KW，牵引电机功率达 2 50KW。 牵引速度和牵引力不断增大 电牵引采煤机最大牵引速度已达 14.5m/min，牵引力已普遍增大到 450 600KN。 电机横向布置总体结构发展迅速 近年来，我国基本停止了截割电左 尼纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。 控制系统日趋完善 采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的 PLC控制系统，实现了运行状态的nts - 3 - 监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能 ;研制成功井下无线电离机控制并得到推广使用。 滚筒截深不断增大 目前已由 630mm 增至 800mm，预计今后可能增至 1000mm。 采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标 随着高产高效矿井 的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产 7000 10000t水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。 1.2.2 采煤机的发展趋势 电牵引采煤机经过 25 年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下 : 电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。 结构形式向多电机驱动横向布置发展。 监控技术 向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。 性能参数向大功率、高参数发展。 综合性能向高可靠性和高利用率发展。 国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近 15 年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。 nts - 4 - 1.3 总体方案的确定 1.3.1 采煤机类型 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。 1.3.2 采煤机的组成 采煤机 主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图 1-b）。 电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。 牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链 3 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。 nts - 5 - 左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂 5 的齿轮，驱动滚筒 6旋转。 图 1-b 双滚筒采煤机 滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板 7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转 180。 底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴 9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。 调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。 调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起 伏不平时的截割要求。 电气控制箱 ： 内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。 此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。 nts - 6 - 1.4 截割部结构及技术特征 1.4.1 截割部传动方式确定 截割部传动装置的功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。同时，传动装置还应适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的 80 90，因 此要求设计出的截割部传动装置具有高的强度、刚度和可靠性，良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。 采煤机截割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种 (图 1-c)： 图 1-c 截割部传动方式 1电动机； 12固定减速箱； 3摇臂； 4滚筒； 5行星齿轮传动； 6泵箱； 7机身及牵引部 电动机 固定减速箱 摇臂 滚筒 (图 1-c(a)。这种传动方式的特点是传动简单，摇 臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制，故卧底量较小。 DY-150、 BM-100型采煤机均采用这种传动方式。 电动机 固定减速箱 摇臂 行星齿轮传动 滚筒 (图 1-c(b)。这种方式在滚筒内装了行星传动，故前几级传动比减小，简化了传动系统，但筒壳尺寸却增大了，故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机，如在 MLS3 -170、 MXA-300、 AM-500和 MGnts - 7 - 系列等型采煤机中采用。 电动机 减速箱 滚筒 (图 1-c(c)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速 箱和滚筒组成的截割部来调高 (称为机身调高 )，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。 电动机 摇臂 行星齿轮传动 滚筒 (图 1-c(d)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。 对比以上传动方式，我 设计的截割部传动方式为 :电动机 摇臂 行星齿轮传动 滚筒 （ 如图 1-d） 。 该截割部采用销轴与牵引部联结，截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力 传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 图 1-d 截割部传动系统 图 nts - 8 - 该截割部有以下特点： 1) 电机横向布置 ,机械传动都是直齿传动故传动效率高，容易安装和维护。 2) 截割电机采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。 3) 液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换。 4) 截割机械 传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。 5) 截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大 6) 调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作 。 1.4.2 电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 400KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。所以 选择 三相鼠笼异步防爆电动机，型号为 YBCS4 400,其主要参数如下： 额定功率： 400KW； 额定电压： 3300V； 满载电流： 98A； 额定转速： 1470r/min； 满载效率： 0.915； 绝缘等级： H； nts - 9 - 满载功率因数： 0.85； 接线方式： Y； 质量： 1150Kg； 冷却方式：外壳水冷 该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。 第 二 章 传动参数的确定 2.1 总传动比的计算 本次设计 选用 YBCS4-400(带离合 )防爆型异步电动机， 电机功率为 400KW，转速1470mn /minr ，滚筒转速 35wn /minr 。根据上述就可以求出总的传动比1 4 7 0 / m i n 423 5 / m i nri r 总电 机 输 入 转 速滚 筒 输 出 转 速。 传动比较大时通常 采用多级传动 ，若传动装置由多级串联而成，则必须使各级传动比的乘积和总传动比相等。 2.2 传动比的分配 1 分配原则 1） 由高速级至低速级逐渐增大传动比。由于该 截割部 要求传动比大，空间体积小，如果在高速级分配较大传动比，随着传动比和模数的增大，齿轮的直径将变得很大，不宜满足空间体积的要求。 2） 通过总体 预算具体分配各级传动比。由于分配传动比时首先要考虑 总体设计结构 ， 然后 在给定的中心矩范围内分配 各级 传动比，因而必须先进行总体预算，并经过不断的调整，最后 得到合 适的传动比 。 nts - 10 - 2 传动比数值表 级数 一 级 二 级 三 级 四 级 传动比 i 13 1.77i 34 1.76i 45 2.24i 6i 行 星实际分配后的总传动比： 1 . 7 7 1 . 7 6 2 . 2 4 6 4 1 . 9i 总2.3 确定各 轴的转速 n、功率 P、转矩 T 1） 确定各轴转速 n 1 1 4 7 0 r / m i nnn电 机21 1 4 7 0 r / m i nnn3 2 1/ 1 4 7 0 / 1 . 7 7 8 3 0 r / m i nn n i 4 3 2/ 8 3 0 / 1 . 7 6 4 7 2 r / m i nn n i 54= 4 7 2 r / m i nnn6 5 3/ 4 7 2 / 2 . 2 3 8 2 1 1 r / m i nn n i 76 / 2 1 1 / 6 3 5 r / m i nn n i 行 星2） 确定各轴输入功率 P 1 400 kWP 21 4 0 0 k WPP3 2 1 2 4 0 0 0 . 9 7 0 . 9 9 3 8 4 k WPP 4 3 1 2 3 8 4 0 . 9 7 0 . 9 9 3 6 9 k WPP 54 3 6 9 k WPPnts - 11 - 6 5 1 2 3 6 9 0 . 9 7 0 . 9 9 3 5 4 k WPP 76 3 5 4 k WPP式中： 1齿轮啮合效率，1 0.97 ; 2轴承效率，2 0.99 . 3） 确定各轴输入转矩 T 1114009 5 5 0 9 5 5 0 2 5 9 0 N m1470PT N 21 2 5 9 0 N mTT 3333849 5 5 0 9 5 5 0 4 3 7 9 N m830PT N 4443699 5 5 0 9 5 5 0 7 5 0 0 N m472PT N 54 7 5 0 0 N mTT 6663549 5 5 0 9 5 5 0 1 6 0 0 0 N m211PT N 7773549 5 5 0 9 5 5 0 9 6 0 0 0 N m35PT N 第 三 章 齿轮啮合参数及 强度 计 3.1 齿轮的初步设计及强度校核 本截割部 所用的齿轮为渐开线直齿圆柱齿轮，可根据弯曲强度计算确定模数来进nts - 12 - 行初步设计计算，参考文献 1来进行计算及校核。 3.1.1 第一级减速齿轮传动设计计算及强度校核 1. 选择齿轮材料和热 处理、精度等级、齿轮齿数 考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表 6-2，选齿轮材料用 20CrMnTi ，表面渗碳淬火，齿面硬度 5662 HRC 。 煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为 7级精度。 对闭式齿轮传动，高速级转速较高，为提高传动平稳性，降低动载荷，以齿轮较多为好，一般取小齿轮齿数为 20 40: ，现取1 22z ，传动比13 1.77i ，则31 1 . 7 7 2 2 3 8 . 9 4z iz ，则 取 整为3 39z 2设计计算 闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式（ 6-15）有 13 212 F a S ad FK T Y Y Ymz g 确定式中各项数值： 因载荷有较重冲击，由表 6-3查得 1.5AK ，故选初载荷系数 2tK6 6 61114009 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 5 9 1 01470pT n N mm 由式（ 6-7），13111 . 8 8 3 . 2 c o szz ，计算端面重合度 1.65 由式（ 6-13）， 0.75 0.750.25 0.25 0.71.65Y 由表 6-6，选取 0.6d 由图 6-19，由图 6-20查得 nts - 13 - 1 2.72FaY 1 1.57SaY 3 2.39FaY 3 1.63SaY 由式（ 6-12）有 9116 0 6 0 1 4 7 0 1 2 8 3 0 0 1 5 6 . 3 5 1 0hN n j L 9 913 136 . 3 5 1 0 3 . 5 9 1 01 . 7 7NNi 由图 6-21查得1 0.85NY ，3 0.86NY ； 取min 1.25FS 由图 6-22d按齿面硬度均值 60HRC，在 ML线上查得l i m 1 l i m 3 525FFMpa l i m 1 11m i n5 2 5 0 . 8 5 3571 . 2 5FNF FY M p aS Mpa l i m 3 33m i n5 2 5 0 . 8 6 3 6 9 . 61 . 2 5FNF FY M p aS Mpa 111 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 2357F a S aFYY g 222 2 . 3 9 1 . 6 3 0 . 0 1 0 53 6 9 . 6F a S aFYY g取 141 0 .0 1 2F a S aFYY g，设计齿轮模数： 将确定后的各项数值代入设计公式，求得： 61 1 1 33221 12 2 2 2 . 5 9 1 0 0 . 7 0 . 0 1 2 6 . 6 90 . 6 2 2t F a S atd FK T Y Y Ymz gmm 修正tm： 11 6 . 6 9 2 2 1 4 7 0 1 1 . 3 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tm z nv /ms 由图 6-7查得 1.19vK nts - 14 - 由图 6-10查得 1.12K 由表 6-4查得 1.2K 则 1 . 5 1 . 1 9 1 . 1 2 1 . 2 2 . 3 9AvK K K K K 33 2 . 3 96 . 6 9 7 . 12ttKmmK mm 由表 6-1，选取第 二 系列标准模数 7m 齿轮主要几何尺寸： 11 7 2 2 1 5 4d m z mm33 7 3 9 2 7 3d m z mm 13 7 2 2 3 9 2 1 3 . 522ma z z mm 1 0 . 6 1 5 4 9 2 . 4dbd mm，取3 93B mm1 96B mm3.校核齿面接触疲劳强度 122 1H E H HKT uZ Z Z b d ug 由表 6-5查得 EZ188 Mpa 由图 6-14查得 2.5HZ 由图 6-13查得 0.89Z 由图 6-15,按不允许出现点蚀，查得1 0.87NZ 3 0.89NZ 由图 6-16e，按齿面硬度均值 60HRC，在 MQ和 ML线中间查出 lim1H lim3H 1400Mpa 取min 1HS 则 l i m 1 1l i m 1m i n1218HNHHZS gMpa nts - 15 - l i m 3 3l i m 3m i n1246HNHHZS gMpa 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得 622 2 . 3 9 2 . 5 9 1 0 1 . 7 7 11 8 8 2 . 5 0 . 8 7 1 2 1 29 3 1 5 4 1 . 7 7H H 接触强满足。 4.校核齿跟弯曲疲劳强度 计算应力 611 1 12212 2 2 . 3 9 2 . 5 9 1 0 0 . 7 2 . 7 2 1 . 5 7 3 5 7 . 69 6 7 2 2F F a s aK T Y YYb m z Mpa 613 3 32232 2 2 . 3 9 2 . 5 9 1 0 0 . 7 2 . 3 9 1 . 6 3 1 8 9 . 99 3 7 3 9F F a s aK T Y YYb m z Mpa 计算弯曲应力 l i mm i n525 0 . 8 5 3 5 71 . 2 5FNF F YS Mpa 由图 6-22（ d）查得 lim 525F Mpa弯曲疲劳强度满足。 3.1.2 第二级减速齿轮传动设计计算及强度校核 1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数 考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表 6-2，选齿轮材料用 20CrMnTi ，表面渗碳淬火，齿面硬度 5662 HRC 。 煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为 7级精度。 对闭式齿轮传动，高速级转速较高，为提高传动平稳性，降低动载荷，以齿轮较多为好，一般取小齿轮齿数为 20 40 ，现取4 25z ，传动比34 1.76i ，则nts - 16 - 54 1 . 7 6 2 5 4 4z iz 。 2. 闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式（ 6-15）有 33 242 F a S ad FK T Y Y Ymz g 确定式中各项数值： 因载荷有较重冲击，由表 6-3查得 1.5AK ，故选初载荷系数 2tK6 6 63333849 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 . 3 7 9 1 0830pT n N mm 由式（ 6-7） ，45111 . 8 8 3 . 2 c o szz ，计算端面重合度 1.68 由式（ 6-13）， 0.75 0.750.25 0.25 0.71.68Y 由表 6-6，选取 0.4d 由图 6-19，由图 6-20查得 4 2.62FaY 4 1.59SaY 5 2.36FaY 5 1.67SaY 由式（ 6-12）有 9436 0 6 0 8 3 0 1 2 8 3 0 0 1 5 3 . 5 8 1 0hN n j L 9 9453 . 5 8 1 0 2 . 0 4 1 01 . 7 6NN i 由图 6-21查得4 0.89NY ，5 0.90NY ； 取min 1.25FS 由图 6-22d按齿面硬度均值 60HRC，在 ML线上查得l i m 4 l i m 5 525FFMpants - 17 - l i m 6 44m i n5 2 5 0 . 8 9 3 7 3 . 81 . 2 5FNF FY M p aS Mpa l i m 5 55m i n5 2 5 0 . 9 0 3781 . 2 5FNF FY M p aS Mpa 444 2 . 6 1 1 . 5 7 0 . 0 1 0 9374F a S aFYY g 555 2 . 3 6 1 . 6 7 0 . 0 1 0 4378F a S aFYY g取 444 0 . 0 1 0 9F a S aFYY g，设计齿轮模数： 将确定后的各项数值代入设计公式，求得： 63 4 4 33224 42 2 2 4 . 3 7 9 1 0 0 . 7 0 . 0 1 0 9 8 . 10 . 4 2 5t F a S atd FK T Y Y Ymz gmm 修正tm： 43 8 . 1 2 5 8 3 0 8 . 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tm z nv /ms 由图 6-7查得 1.17vK 由图 6-10查得 1.03K 由表 6-4查得 1.2K 则 1 . 5 1 . 1 7 1 . 0 3 1 . 2 2 . 1AvK K K K K 33 2 . 18 . 1 8 . 2 32ttKm m m mK mm 由表 6-1，选取第一系列标准模数 8m 齿轮主要几何尺寸： 44 8 2 5 2 0 0d m z mm55 8 4 4 3 5 2d m z mmnts - 18 - 45 8 2 5 4 4 2 7 622ma z z mm 4 0 . 4 2 0 0 8 0dbd mm，取5 86B mm4 80B mm3. 校核齿面接触疲劳强度 222 1H E H HKT uZ Z Z b d ug 由表 6-5查得 EZ188 Mpa 由图 6-14查得 2.5HZ 由图 6-13查得 0.87Z 由图 6-15,按不允许出现点蚀，查得4 0.86NZ 5 0.88NZ 由图 6-16e，按齿面硬度均值 60HRC，在 MQ和 ML线中间查出 lim4H lim5H 1400 取min 1HS 则 l i m 4 4l i m 4m i n1232HNHHZS gMpa l i m 5 5l i m 5m i n1246HNHHZS gMpa 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得 622 2 . 1 4 . 3 7 9 1 0 1 . 7 6 11 8 8 2 . 5 0 . 8 7 1 2 2 7 1 2 3 28 0 2 0 0 1 . 7 6H Mpa接触强满足。 4.校核齿跟弯曲疲劳强度 计算应力 634 4 42242 2
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