中厚煤层采煤机截割部设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321河南理工大学万方科技学院本科毕业论文摘 要在参考国内外有关中厚煤层采煤机的情况下，完成了截割电机功率为200KW总装机功率为475KW的截割式滚筒液压牵引采煤机的整机方案设计及对采煤机截割部进行了重点设计。主机身采用整体结构形式，取消了长螺柱及传统意义上的螺栓联接；此结构简单、可靠，且尺寸小，大大的降低了采煤机的机身高度。截割部采用四级传动前三级为直齿传动，第四级为行星传动。在前三级的直齿传动利用直齿传动设计的一般原理，设计出适合截割部的齿轮传动依次分为截一轴系，惰一轴系，截二轴系，截三轴系，惰二轴系，惰三轴系；采用了三个惰轴系是本设计的创新点，它即满足了传动强度的要求又满足了截割高度对截割部长度的要求。在第四级行星传动中，用运2KH行星减速器设计的原理，设计出适合截割部的一级2KH型行星减速器，并将它和滚筒直接联结，大大简化了截割部的设计，节省了材料、空间。此外对截割部上的其它部分如离合器，内喷雾系统也进行了详细设计及校合。关键词：采煤机 截割部 行星轮减速器ABSTRACT Reference to the domestic and international thick seam Shearer circumstances, cutting completed the electrical power of 200 KW total installed power of 475 KW of cutting-cylinder hydraulic traction Shearer Whole program design and right shearer cutting focus of the Department of Design. Host overall body structure, eliminating a long stud, and the traditional sense of the bolt; This structure is simple, reliable, and small size, greatly reducing the height of Shearers fuselage. Cutting Part 4 used to drive before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. The former three straight drive gear teeth through the direct transmission of the general design principles, designed for cutting the Department of Gear were divided into a closed shaft, the shaft an inert, as of two shaft, up 3 shaft, and inert two shafts; using three shaft is the innovation in design, It is a drive to meet the strength to meet the demands of the cutting height on the cutting Minister degree requirements. In the fourth grade planetary transmission, and use Win two KH planetary reducer design principle, designed for cutting the Department of a two-KH planetary reducer, and it will directly link drum, greatly simplified the cutting of the design, saving materials and space. In addition to cutting the Department of the other parts such as clutch, which spray system also carried out a detailed design and a calibration.Keywords： Shearer; Cutting Department; Planetary gear reducer 目录目录1第一章 绪论21.1引言21.2采煤机械概述21.3采煤机简述4第二章 截割部整体方案的选择62.1驱动方式的选择62.2传动方案的选择72.3滚筒结构形式的选择12第三章 截割部具体设计计算说明133.1 电机的选择133.2 传动方案的拟定143.3各轴功率、转速、转矩的确定163.4 齿轮的设计与校核173.5轴及轴承的设计及校核423.6 轴承的选型与校核483.7 滚筒结构及参数的设计选择503.8截齿材料及形式的选择593.9附属装置的设计61第四章 结束语62致谢63参考文献：64 第一章 绪论1.1引言 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。1.2采煤机械概述 1.2.1采煤机械化的发展 目前国内外使用的采煤机械主要是可调高的双滚筒采煤机，这种经过改进的滚筒采煤机，可追溯到长壁截煤机，是早期用于煤层底部掏槽的采煤机械。最早的滚筒采煤机是在截煤机的基础上，将减速箱部分改成允许安装一根水平轴和截割滚筒而演变成的。这种滚筒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。早期的滚筒采煤机主要存在2个问题，截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整(即所谓的固定滚筒)，对煤层厚度及变化适应性差； 截煤滚筒的装煤效果不佳(即所谓的圆形滚筒)，限制了采煤机生产率的提高。20世纪60年代，英国、德国、法国和前苏联等先后对采煤机的截割滚筒作出2项改进。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；二是把圆形滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，极大地提高了装煤效果。这2项改进使滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。在滚筒采煤机发展的同时，还研制出用刨削方式落煤的刨煤机、以钻削方式落煤的钻削式采煤机，以及螺旋钻式采煤机。现代滚筒采煤机均为可调高摇臂滚筒采煤机，其发展是从有链到无链；由机械牵引到液压牵引再到电牵引；由单机纵向布置驱动到多机横向布置驱动；由单滚筒到双滚筒，且向大功率、遥控、遥测、智能化发展，其性能日臻完善，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在采煤机上得到应用。 1.2.2机械化采煤的类型 长壁采煤工作面的采煤过程主要包括：落煤、装煤、工作面运煤、顶板支护及处理采空去五个工序，按照这些工序来分有两种机械化采煤方式：1） 普通机械化采煤（普采）：利用采煤机械（刨煤机或采煤机）来实现落煤和装煤，工作面输送机运煤，并用单体液压（或金属磨擦）支柱及金属铰接梁来支护顶板的采煤法称普通机械化采煤。2） 综合机械化采煤（综采）：用大功率采煤机来实现落煤装煤，刮板输送机运煤，自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤法称综合机械化采煤。综采工作面主要是三机配合：如下图1-1所示：1.3采煤机简述 1.3.1采煤机的分类和组成 采煤机有不同的分类方法，一般我们按照工作机构的形式进行分类，可分为：滚筒式、钻削式和链式采煤机；现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在有很广泛的使用。滚筒采煤机的组成如图1-2 所示： 1.3.2滚筒采煤机的工作原理第四代采煤机研发成功后，现在采煤机的设计基本上传承了他们的特点，随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现在采煤机是集电子系统，液压系统，机械传动系统于一身的复杂的系统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架，全部采用双滚筒设计。 1.3.3滚筒采煤机的特点 （1）使用范围广滚筒采煤机对煤层地质条件的要求较低，对于地板起伏不平、层厚变化大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等煤层条件，采煤机都能适应； （2）调高方便，免开缺口； （3）功率大、生产率高、工作可靠； （4）操作方便并有完善的保护、监测系统 （5）向标准化、系列化、通用化发展。但是滚筒采煤机也有其缺点：结构复杂，价格昂贵；割落的煤的块度小，粉尘含量多，因而破碎单位体积煤的能量消耗大。第二章 截割部整体方案的选择2.1驱动方式的选择除了外牵引和电力传动的采煤机外，驱动截割部和牵引部的电动机一般是公共的，其中牵引部大约消耗采煤机装机功率的10一15左右。一般有三种驱动方式： 1)单机驱动方式用一台电动机驱动采煤机的各部分，包括牵引部、全部截割部及其它辅助装置等， 2)分别驱动方式每个截割部由单独的电动机驱动，牵引部和其它辅助装置可以由截割部电动机带动或另设电动机驱动；3)联合驱动力式把两台电动机结合成整体，共同驱动采煤机的各部分。牵引部和辅助装置消耗的功率比较少，而在工作过程中滚筒可能突然裁到坚硬夹杂物、顶梁和铲煤板等，截割部载荷大大超过额定值。为了安全起见截割部强度应按其驱动电动机的全功率考核。即使是单机驱动，在上述情况下超载可能集中在一个截割部上，所以也应该这样考核。 分别驱动时，各截割部电动机功率般相同。若是双滚筒采煤机在采煤机装机功率一定的条件下，每台截割部电动机的功率只有单机驱动和联合驱动时的一半，截割部可能设计得较小且结构饺简单，可以取消容易引起发热等问题的横贯牵引部的过轴。 单机驱动或联合驱动时，每台截割部都要按采煤机的装机功率设计强度，所以截割部较重较大。但单机驱动时电动机的功率比另外两种驱功方式时大，故电动机、截割部和牵引部都较高，可能给设计带来某些方使。联合驱动时，截割部要按采煤机的装机功率设计强度，电功机和截割部的高度却不比分别驱动时高，所以设计的难度最高，截割部长度和采煤机总长度也是最长的。单机驱动和联合驱动时，采煤机的整体结构也较分别驱动时复杂。 综上所述，从机械设计的角度说，分别驱动是较好的方案，单机驱动次之，联合驱动最差。但是从有效利用设备能力的角度来考察，分别驱动并不是个好方案。因为两台电动机的实际载荷可能相差悬殊，负载重的电动机限制了采煤机的牵引速度，而另一台却可能还没有满载。单机驱动就没有这个问题，可以较充分地利用装机功率。联合驱动时，由于电动机驱动特性难免有些差异，从理论上说，不可能两台电功机同时达到满载，所以也不能充分利用装机功率。由此得出结论，单机驱动和分别驱动是常用的驱动方式，联合驱动则很少采用。通常的做法是，按单机驱动方式设计的采煤机，只要再加一台相同功率的电动机，就可以演变出装机功率增加一倍的大功率采煤机。本采煤机采用分别驱动的驱动方式，左右截割部各用一台电机驱动，牵引部由独立的电机驱动。2.2传动方案的选择 采煤机的传动有如下特点：(1)采煤机的电动机多采用四极电机其出轴转速n014601475rmin，而滚筒转速一般为n2050rmin，因此截割部总传动比为： 一般采用35级齿轮减速。由于采煤机机身高度受到严格限制，所以各级传动比不能平均分配，一般前级传动比较大，而后级逐渐减小，以保持尺寸均匀。各圆柱、圆锥齿轮的传动比一般不大于34，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可达56。 (2)采煤机电动机轴心与短筒轴心垂直时传动装置中必须装有圆锥齿轮。为减小传递扭矩及便于加工，圆锥齿轮一般放在高速级(第一或第二级)，并采用弧齿锥齿轮。两齿轮在安装的应使两轮的轴向力将两轮推开，以增大齿侧间隙，避免轮齿楔紧造成损坏。弧锥齿轮的轴向力方向取决于齿轮转向及螺旋线方向。 (3)采煤机电动机除驱动截割部外还要驱动牵引部时截割部传动系统中必须设置离离合器，使采煤机在调动工作或检修时将滚筒与电动机脱开。离合器一般放在高速级，以减小尺寸及便于操纵。 (4)为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有一串惰轮。致使强割部齿轮数较多。 (5)由于行星齿轮传动为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，放末级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。 采煤机的截割部或牵引部多采用2KH传动，即用两个中心轮(太阳轮Z1、和内齿圈Z3)及一个系杆(H)，若干个行星轮Z进行传动(常用3个)，其中一个中心轮(内齿圈Z3)固定。 (6)因采煤机承受大的冲击载荷，为保护传动件，某些采煤机如MG300从MCLEDR6565的传动系统设置了安全剪切销，当外载荷到了3倍额定载荷时，剪切销被剪断。滚筒停止工作。剪切销一般放在高速级。 采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下几种传动方式(图21)： (1)电动机机头减速箱摇臂减速箱滚筒(图a)。这种传动方式府用较多，DY150、MZS2150、BM100、SIRUS400等型采煤机都采用这种传动方式。它的特点是传动简单，摇臂从机头减速箱端部伸出(称为端面摇臂)，支承可靠，强度和刚度好，但摇臂下限位置受输送机限制，卧底量较小。 (2)电动机机头减速箱摇臂减速箱行星齿轮传动滚筒(图b)。由于行星齿轮的传动比较大，因此可使前几级传动比减小，系统得以简化，并使行星齿轮的齿轮模数减小。但行星齿轮的采用使滚筒筒毂尺寸增加，因而这种传动方式适应在中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机，大部分中厚煤层采煤机如AM500、BJD300、MLS3170、MXA300、MCLEDR65656等型都采用这种力式。这里摇臀从机头减速箱侧面伸出(称为侧面摇臂)，所以可获得较大的卧底量。 在以上两种传动方式中都采用摇臂调高，获得了好的调高性能，但摇臂内齿轮较多，要增加调高范围必须增加齿轮数。由于滚筒上受力大，摇臂及其与机头减速箱的支承比较薄弱，所以支承距离加大才能保证摇臂的强度和刚度。 (3)电动机机头减速箱滚筒(图c)。这种传动方式取消了摇臂，而靠由电动机、机头减速箱和滚筒组成的截割部来调高，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，可获得较大的调高范围，还可使采煤机机身长度大大缩短，有利于采煤机开切口等工作。 (4)电动机摇臂行星齿轮传动滚筒（图d)。这种传动方式主电动机采用横向布置，使电动机轴与滚筒轴平行，取消了承载大、易损坏的锥齿轮，使截割部更为简化。采用这种传动方式可获得较大的调高范围、并使采煤机机身长度进一步缩短。新型的电牵引采煤机如3LS、EDW1502L、R550等型都采用这种传动方式。 通过对比以上几种传动方式，结合设计任务书所给定的工作条件中厚煤层。最终确定采用第（4）种传动方案即：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒的传动方式。全部采用标准直齿圆柱齿轮传动，这种传动方式结构简单，制造工艺性好，有利于提高制造质量，安装及维护方便，使可靠性和生产能力大大提高。2.3滚筒结构形式的选择（1）铣削式结构方案 在鼓形滚筒的表面或在旋转滚筒的叶片上安装截齿，滚筒随采煤机前移并自转，截齿便用铣削的方式把煤从煤壁上截割下来，这就是铣削式结构。 具体分为侧铣和端铣两种，侧铣方式中螺旋滚筒结构应用最普遍，其主要优点是它不仅能实现截落煤的功能还能实现装煤的功能；水平旋转轴调整滚筒高度方便，对不同的煤层厚度的适应性好；具有自开缺口的功能等。端铣式结构是在齿冠外侧安装大截齿当齿冠自转并随采煤机移动时，截齿实现破煤功能。这种结构的特点是截齿安装的比较少， 煤的块度大，机器能耗小；实现简单，制造容易；负荷变化大，机器动特性较差。（2）钻削式结构方案钻削式结构在唤醒悬臂的前端安装截齿，这种悬臂的内表面上也安装有截齿。这种结构被称为钻削头，悬臂则被成为钻削臂。当钻削头自转并沿其轴线方向推进时，首先在煤层中由钻削头截割出现截槽，而此环形槽所围成的柱状煤体则被钻削头内的截齿所破碎。这种结构的优点是结构简单，制造方便；集落煤和装煤功能于一体；煤的坡度大，机器能耗低。其缺点是这种结构应布置于采煤机的端面，机身必沿其钻削出的空间前进，因此，机身长；这种结构不能自开缺口；为使地板平整还必须配有截割盘，沿顶板和地板截割煤层，因此使整个机器复杂化；此外这种结构对煤层厚度的适应性小。（3）滚压式结构方案滚压式破煤结构是在螺旋筒的旋叶上和滚筒端面安装滚演盘刀当,当滚筒前移并自转时，盘刀压向煤壁，其刃部的挤压和剪切作用达到破没的目的。这种结构的优点在于，彩霞煤的块度大，煤尘明显低；机器能耗小；盘刀寿命长。缺点在于机构复杂，成本高。采煤机的落煤功能是采煤机的第一功功能，因此，现在把有落煤功能的结构称为采煤机的工作机构。在采煤机的设计中，工作机构设计的合适与否，对采煤机的工作占有举足轻重的地位。对比以上三种结构，最终选用螺旋式滚筒结构。因为截割部把煤从煤壁上破碎下来以后，还要装在工作面输送机里运到工作面之外。实现这中装煤功能的机构与落煤结构的种类有关。经过淘汰和筛选，采用螺旋滚筒式工作机构，采煤下来的碎煤被螺旋叶片自煤壁向采空区方向输送，并装到工作面输送机里。第三章 截割部具体设计计算说明3.1、电机的选择。 参考采掘机械P59公式 其中，：能耗比=,查表4-5得=0.34，基准煤层阻抗A=180200,采煤机工作煤层阻抗=60120。 Q采煤机设计生产率：Q=8001200t/h=13.320t/hK1功率利用系数，两电机分别驱动时K1=0.8K2功率水平系数，查表4-6得K2=0.9K3后滚筒工作条件系数K3=0.81.0 因此，Nmax=377.78KW采用前后电机分别驱动方式，电机功率P0=188.89KW。选用电机型号为:YBC200C 功率：P0=200KW 电压：U=1140V转速：n0=1470r/min3.2 传动方案的拟定根据前文所确定的传动方式，拟定传动系统图，如图31所示：图31 传动系统图其中Z2、Z8、Z9惰轮，是为了增大传动距离而设。（1）分配传动比 由3.1节知所选电机转速为n0=1470 r/min，初定滚筒转速为40 r/min，则总传动比为：i=分配各级减速的传动比如下：i13=1.5；i45=2.1；i69=2.5；行星减速器ih=4.75（2）确定各齿轮齿数如下齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数233635214319353543162260表31齿轮齿数表（3）验算总传动比 则总传动比为 i=因此，最终确定滚筒转速为3.3各轴功率、转速、转矩的确定已知传递效率齿轮=0.98，轴承=0.99，则轴 P1=P=200KW n=n0=1470r/min T1=9.55106轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数， P2=P0齿轮轴承=194.04 KW 轴 P3 = P2 齿轮轴承 = 188.26 KW 轴 P4= P3 齿轮轴承 =182.65KW 轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数 P5= P4齿轮轴承=177.21KW 轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数 由于Z6=Z5=35，故 P6= P5齿轮轴承=171.93KW T6=轴 齿轮轴承=166.86KW 3.4 齿轮的设计与校核3.4.1电机齿轮组（Z1、Z2、Z3）的设计与校核3.4.1.1Z1、Z2的设计与校核1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo， 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知小齿轮齿数Z1=23，惰轮Z2=36。2）按齿面接触强度设计 按公式 d1t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T1=1.310Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.7。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N1=60n1j Lh=60=4.2336108 N2= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1= KHN2=0.98 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d1t2.32=2.32=109.14计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=10.68mm =7.15 计算载荷系数 根据v=8.396m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3051=2.62按实际载荷修正所算得分度圆直径 d1= d1t=109.14=119.11mm计算模数 m= 选取模数 m=6mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa1=2.69、YFa2=2.45，应力校正系数YSa1=1.575、YFa2=1.65。扭矩T1=1.30106，T2=1.97106弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.96KFN2=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，两齿轮弯曲强度均足够。3.4 .1.2 Z3的校核 1）、已知参数：m=6mm,Z3=35, d3=210mm b3=0.8d=110.4，d3=168mm 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC。 2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa 载荷系数K，K= Kv 由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.336 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3361=2.6887 Ft= 取齿宽系数=0.8 计算应力循环次数 N3=60n3jLh=609661（283001）=2.782108 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1= KHN2=0.98 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa3=2.45，应力校正系数YFa3=1.65。扭矩T3=1.86106，弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.98计算弯曲疲劳许用应力 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，校核合格。3.4.2二级减速器高速齿轮组（Z4、Z5）的设计与校核1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo。（4）已知小齿轮齿数Z4=21，大齿轮Z5=43。2）按齿面接触强度设计 按公式 d4t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T3=1.8610Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.8。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N4=60n4j Lh=60=1.36108 N5= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN4= KHN5=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d4t2.32=2.32=113.17计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=12.13 =7.47 计算载荷系数 根据v=2.61m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3051=2.62按实际载荷修正所算得分度圆直径 d4= d4t=113.17=123.83计算模数 m= 选取模数 m=7mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa4=2.76、YFa5=2.35，应力校正系数YSa4=1.56、YFa5=1.68。Z4传递的扭矩T3=1.86106N，Z5传递的扭矩T4=3.70106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，两齿轮弯曲强度均足够。3.4.3二级减速器输出齿轮组（Z6、Z7、Z8、Z9）的设计与校核3.4.3.1 Z6、Z7的设计与校核 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo。 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知小齿轮齿数Z6=19，惰轮Z7=35。2）按齿面接触强度设计 按公式 d6t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T4=3.7010Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.8。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N6=60n4轴j Lh=60=1.36108 N7= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN6= KHN7=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d6t2.32=2.32=142.3计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=16.85 =6.756 计算载荷系数 根据v=3.26m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.05 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.237 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.051.751.3141=2.41按实际载荷修正所算得分度圆直径 d6= d6t=142.3=151.52计算模数 m= 选取模数 m=8mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa6=2.97、YFa7=2.45，应力校正系数YSa6=1.52、YFa5=1.65。Z6传递的扭矩T4=3.70106N，Z7传递的扭矩T5=7.380106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.051.251=2.297 因此，两齿轮弯曲强度均足够，校核合格。3.4.3.2、Z8、Z9的设计与校核因为齿轮Z8与齿轮Z7的材料、齿数、模数均一致，所以在此不再校核。只进行Z3的校核。 1）、已知参数：m=8mm,Z9=43, d9=344mm b 9=0.8d=121.6,d9=275.2mm 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC 2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa 载荷系数K，K= Kv 由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.336 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3361=2.6887 Ft= 取齿宽系数=0.8 计算应力循环次数 N9=60n3jLh=60186.511（283001）=5.37107 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN9=0.98 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa9=2.35，应力校正系数YFa9=1.68。扭矩T7=1.86106，弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN9=0.98计算弯曲疲劳许用应力 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，校核合格。3.4.4、行星减速器齿轮组的设计与校核3.4.4.1 ac传动的设计与校核 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）行星减速器对齿轮制造精度要求较高，选用6级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3齿轮材料均选用20CrMnMo。 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知太阳轮齿数Z10=16，行星轮齿数Z11=22，内齿圈齿数Z12=60。2）选择行星轮数目，查机械设计手册 3表17.21选择行星轮数目，取nw=4。3）按接触强度计算ac传动模数 输入转矩T7=7.64106查机械设计手册 3表17.2116，载荷不均匀系数Kc=1.15.则，小齿轮名义转矩Ta=按公式 d10t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的名义转矩Ta=2.196510Nmm。 选择齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N10=60n10j Lh=60=6.00107 由图1019取接触疲劳寿命系数 KHN10=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算太阳轮分度圆直径d10t d10t2.32=2.32=116.235计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=16.35 =7.11 计算载荷系数 根据v=1.27m/s,6级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.03 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.031.751.3051=2.35按实际载荷修正所算得分度圆直径 d10= d10t=116.235=122.65计算模数 m= 选取模数 m=8mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa10=2.97、YFa11=2.72，应力校正系数YSa10=1.52、YFa11=1.57。Z10传递的名义转矩Ta=2.1965106N，Z11传递的扭矩Tb=3.32106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.031.251=2.25 因此，两齿轮弯曲强度均足够。4）ac传动的变位计算采取等变位齿轮传动，变位系数x=。根据机械设计手册 3表16.211公式 x=1-0.9358=0.0642取x=0.065，则x节圆直径 啮合角 等变位齿轮传动啮合角 齿顶高 m =1.0658 =8.52 mm h m =0.9358 =7.48 mm齿根高 =（1+0.25-0.065）8 =9.48 mm =（1+0.25+0.065）8 =10.52 mm齿顶圆直径 =128+28.52 =145.04 mm =176+27.48 =190.96 mm齿根圆直径 =128-29.48 =109.04 mm =176-210.52 =154.96 mm中心距 a = =152 mm 中心距变动系数 等变位齿轮传动，中心距变动系数y=0齿顶高变动系数 等变位齿轮传动，齿顶高变动系数3.4.4.2 内齿圈的校核与cb传动的变位计算 （1）、已知参数：m=8mm,Z12=60, ,d12=480mm 。 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC （2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹