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采煤机总成设计

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MG100采煤机总成设计

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图纸

液压传动部.dwg

液压采煤机系统A1.dwg

箱体总图A0.dwg

轴A2.dwg

采煤机装配图AO.dwg

齿轮A2.dwg

论文

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关键词：: 采煤总成设计

资源描述：

摘要

MG100-BW滚筒式采煤机是采用电机驱动、横向布置，用以开采较薄煤层的无链液压牵引采煤机，机面高度低，装机功率较大，具备截割硬煤、夹矸和爬坡的能力和过断层的能力。采煤机的类型很多，但多以双滚筒采煤机为主。双滚筒采煤机主要由截割部、牵引部、电气系统和辅助装置组成。采煤机各个部分协调工作，实现采煤机对煤矿开采的目的。MG100采煤机的调高系统运动模型为曲柄摇块机构。通过液压油缸的推或拉，实现摇臂成角度摆动。

关键词：采煤机；总成设计；齿轮

ABSTRACT

MG100-BW shearer drum drive motor is used, horizontal layout for the non-chain thin seam mining hydraulic shearer, machine height is low, a larger installed power, with the cutting of hard coal, and partings climbing ability and the ability to have faults. Many types of coal mining, but more than double drum shearer-based. Mainly by the double-drum shearer cutting unit, traction department, composed of electrical systems and auxiliary devices. Coordination of the various parts of Shearer to achieve the purpose of coal mining on the coal mining. MG100 shearer movement model system for the crank to increase the block body shaking. The hydraulic cylinder to push or pull, to achieve the angle into the swing arm.

Key words:shearer；assembly design；gear

1 MG100采煤机主要技术参数1

1.1采煤机的组成和总体分布1

1.1.1 采煤机的组成1

1.1.2 采煤机总体布置2

2 液压系统4

2.1主油路系统4

2.1.1主油路4

2.1.2补油和热交换回路4

2.2保护系统5

2.2.1恒压控制和电动机超载保护5

2.2.2高压保护6

2.2.3液压马达制动6

2.3操作系统6

2.3.1液压牵引系统开启6

2.3.2摇臂调高系统液压操作和手动操作6

3 采煤机传动系统8

3.1牵引部传动系统8

3.1.1牵引部液压马达选取8

3.1.2牵引部传动比设计8

4 液压传动部传动系统11

4.1 液压传动部电动机选取11

4.2 液压传动部辅助泵选取11

4.3 液压传动部主泵选取11

4.4 液压传动部传动比11

4.5 采煤机总传动简图12

5 采煤机传动系统齿轮设计14

5.1液压传动部齿轮设计14

5.1.1液压传动部各轴的传递功率及扭矩计算14

5.1.2按齿根弯曲疲劳强度设计液压传动部齿轮15

5.1.3按齿面接触疲劳强度校核液压传动部齿轮17

5.1.4校核液压传动部其他齿轮是否符合设计要求17

5.2牵引部齿轮设计21

5.2.1牵引部各轴的传递功率及扭矩计算21

5.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计牵引部齿轮22

5.2.3按齿面接触疲劳强度校核牵引部齿轮25

5.2.4 牵引部行星轮机构设计26

5.2.4.1牵引部行星轮机构传动比及模数设计26

5.2.4.2按齿根弯曲疲劳强度设计行星轮齿轮28

5.2.4.3按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮29

5.2.4.4按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮30

5.2.5 牵引部行走齿轮设计31

5.2.5.1按齿轮接触疲劳强度设计31

5.2.5.2按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮32

5.2.5.3大齿轮的强度校核33

6 采煤机部分传动轴的设计及校核35

6.1初步设计轴的最小直径35

6.2按弯扭合成应力校核轴的强度35

7 采煤机箱体设计42

7.1采煤机箱体力学模型42

7.2采煤机壁厚计算42

8 采煤机调高系统设计44

8.1调高油缸的选择44

8.2调高方案设计44

参考文献47

致谢48

附录49

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内容简介：: 湖南工学院 20 届毕业设计（论文）课题任务书系：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化指导教师学生姓名课题名称 MG100 采煤机总成设计内容及任务 1.参照相关书籍文献及外文资料，确定 MG100 采煤机的功能及结构。 2.根据采煤机功率、采煤机几何参数条件、齿轮的传动比条件、齿轮传动条件、采煤机滚筒转度、采煤机滚筒功率条件设计采煤机箱体结构。拟达到的要求或技术指标 1了解采煤机在生产实践中所起作用及其相关行业标准。 2了解采煤机总机组成及其工作原理。 3仔细研究采煤机箱体部分结构。 4机器适用于煤层厚度 0.76-1.40 米，煤层工作面倾角小于 30 度，顶、底板不过于松软的普采或高档普采工作面，完成落煤和装煤作业。可在混有甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。 5确定采煤机箱体及箱体内各零件的各项几何参数。 6. 设计应满足采煤机的牵引力 150KN、牵引速度为 0-5m/s、调速方式为液压无极调速。 7绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。 nts进度安排起止日期工作内容备注 2011 年 2 月 20 29日 2011 年 3 月 1 5 日 2011 年 3 月 6 15 日 2011 年 3 月 16 日 4月 15 日 2011 年 4 月 16 30日 2011 年 5 月 1 20 日 2011 年 5 月 21 25日在校图书馆查阅相关资料 ,以及完成开题报告。根据任务书要求有目标地查阅相关资料，构思 MG100 采煤机总成的总体方案。 MG100 型采煤机总成方案设计，将多种方案进行对比，确定最佳法案。 MG100 型采煤机总成的各零件设计，确定各零件的材料及几何参数，对各零件进行强度校核。绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。整理编写毕业说明书。准备毕业答辩。主要参考资料 1 孙桓，陈作模，葛文杰 .机械原理 . 七版 M. 北京 : 高等教育出版社 , 2006. 2 谢铁邦 ,李柱 ,席宏卓 . 互换性与技术测量 . 三版 M. 武汉 : 华中科技大学出版社 , 1998. 3 濮良贵 , 名纪刚 . 机械设计 . 八版 M. 北京 : 高等教育出版社 , 2006. 4 大连理工大学工程画教研室 . 机械制图 . 第五版 M. 北京 : 高等教育出版社 , 2003. 5 寇尊权 , 王多 . 机械设计课程设计 M. 北京 : 机械工业出版社 , 2006. 8 孙训方，方孝苏，关来泰 .材料力学（） .第四版 M.北京 .高等教育出版社 .2002. 9 刘又文，彭献 .理论力学 M.北京 .高等教育出版社 .2006. 10 雷天觉等 . 液压工程手册 M. 北京：机械工程出版社， 1985.029 教研室意见年月日系主管领导意见年月日 nts nts 湖南工学院毕业设计 (论文 )开题报告题目 MG100 采煤机总成设计学生姓名唐涛班级学号机本 0701 214070114 专业机械设计制造及其自动化一、设计（论文）依据及研究意义：采煤机是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一。机械化采煤可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。通过对采煤机总成的设计，达到采煤机适应生产及高效生产的目的。二、设计（论文）主要研究的内容、预期目标：（技术方案、路线） 1了解采煤机在生产实践中所起作用及其相关行业标准。 2了解采煤机总机组成及其工作原理。 3仔细研究采煤机箱体部分结构。 4根据采煤机功率、采煤机几何参数条件、齿轮的传动比条件、齿轮传动条件、采煤机滚筒转度、采煤机滚筒功率条件设计采煤机箱体结构。 5确定采煤机箱体及箱体内各零件的各项几何参数。 6绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。 7绘制采煤机运动的三维造型。设计路线： 1根据设计书要求搜集相关资料，了解采煤机的行业标准、功能作用、工作原理。 2搜集相关专业书籍，仔细研究采煤机箱体的工作原理、功能结构、零件组成。 3根据设计书的要求对采煤机箱体进行总体构想，参考相关专业书籍，构思多种方案，最终确定最佳方案。 4根据设计书的要求确定该方案中箱体及其零件的各项几何参数。 5绘制采煤机运动的三维造型，验证方案的可行性，同时对方案进行优化。 6绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。 7编写毕业设计说明书。三、设计（论文）的研究重点及难点： 1采煤机总成方案的构思以及最佳方案的确定。 2各零件几何参数的设计。 3各零件材料的选择。 4各零件强度的校核。 5采煤机三维运动造型的绘制。 6最终方案可行性的验证机优化。四、设计（论文）研究方法及步骤（进度安排）： 2010.12 下达毕业设计（论文）任务书。 2011. 2.20 -2011.2.29 在校图书馆查阅相关资料 ,以及完成开题报告。 2011.3.1-2011.3.5 根据任务书要求有目标地查阅相关资料，构思 MG100 采煤机总成的总体方案。 2011.3.6-2011.3.15 MG100 型采煤机总成方案设计，将多种方案进行对比，确定最佳法案。 2011.3.16-2011.4.15 MG100 型采煤机总成总图草图设计。 MG100 型采煤机总成的各零件设计，确定各零件的材料及几何参数，对各零件进行强度校核。 2011.4.16-2011.4.30 绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。 nts 2011.5.1-2011.5.20 整理编写毕业说明书。 2011.5.21-2011.5.25 准备毕业答辩。指导教师批阅意见指导教师 (签名 )：年月日 nts湖南工学院毕业设计 (论文 )工作中期检查表题目 MG100 采煤机总成设计学生姓名唐涛班级学号机本 0701 班 214070114 专业机械设计制造及其自动化指导教师填写学生开题情况学生调研及查阅文献情况毕业设计（论文）原计划有无调整学生是否按计划执行工作进度学生是否能独立完成工作任务学生的英文翻译情况学生每周接受指导的次数及时间毕业设计（论文）过程检查记录情况学生的工作态度在相应选项划“ ” 认真一般较差尚存在的问题及采取的措施：指导教师签字：年月日系部意见：负责人签字：年月日 nts湖南工学院 2011 届毕业设计（论文）指导教师评阅表系：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学生姓名唐涛学号 214070114 班级机本 0701 班专业机械设计制造及其自动化指导教师姓名罗建华课题名称 MG100 采煤机总成设计是否同意参加答辩：是否指导教师评定成绩分值：指导教师签字：年月日 nts湖南工学院毕业设计（论文）评阅教师评语表题目 MG100 采煤机总成设计学生姓名唐涛班级学号机本 0701 班214070114 专业机械设计制造及其自动化评阅教师姓名罗建华职称教授工作单位湖南工学院评分内容具体要求总分评分开题情况调研论证能独立查阅文献资料及从事其他形式的调研，能较好地理解课题任务并提出实施方案，有分析整理各类信息并从中获取新知识的能力。 10 外文翻译摘要及外文资料翻译准确，文字流畅，符合规定内容及字数要求。 10 设计质量论证、分析、设计、计算、结构、建模、实验正确合理。 35 创新工作中有创新意识，有重大改进或独特见解，有一定实用价值。 10 撰写质量结构严谨，文字通顺，用语符合技术规范，图表清楚，书写格式规范，符合规定字数要求。 15 综合能力能综合运用所学知识和技能发现与解决实际问题。 20 总评分评阅教师评阅意见评阅成绩总评分 20% 评阅教师签名日期 nts湖南工学院毕业设计（论文）答辩资格审查表题目 MG100 采煤机总成设计学生姓名唐涛学号 214070114 专业机械设计制造及其自动化指导教师罗建华内容综述：本次设计主要研究内容： 1了解采煤机在生产实践中所起作用及其相关行业标准。 2了解采煤机总机组成及其工作原理。 3仔细研究采煤机箱体部分结构。 4根据采煤机功率、采煤机几何参数条件、齿轮的传动比条件、齿轮传动条件、采煤机滚筒转度、采煤机滚筒功率条件设计采煤机箱体结构。 5确定采煤机箱体及箱体内各零件的各项几何参数。 6绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。设计路线： 1根据设计书要求搜集相关资料，了解采煤机的行业标准、功能作用、工作原理。 2搜集相关专业书籍，仔细研究采煤机箱体的工作原理、功能结构、零件组成。 3根据设计书的要求对采煤机箱体进行总体构想，参考相关专业书籍，构思多种方案，最终确定最佳方案。 4根据设计书的要求确定该方案中箱体及其零件的各项几何参数。 5验证方案的可行性，同时对方案进行优化。 6绘制采煤机总成图、采煤机箱体图、部份零件的零件图。 7编写毕业设计说明书。此次设计已全部完成规定工作内容，设计基本符合设计要求。具有较好的实用性和较多的创新元素。故申请答辩，望老师批准。申请人：唐涛 2011 年 5 月 30 日 nts资格审查项目是否 01 工作量是否达到所规定要求 02 文档资料是否齐全（任务书、开题报告、外文资料翻译、定稿论文及其相关附件资料等） 03 是否完成任务书规定的任务 04 完成的成果是否达到验收要求 05 是否剽窃他人成果或者直接照抄他人设计（论文）指导教师签名：毕业设计（论文）答辩资格审查小组意见：符合答辩资格，同意答辩不符合答辩资格，不同意答辩审查小组成员签名：年月日 nts湖南工学院 2011 届毕业设计（论文）答辩及最终成绩评定表系：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学生姓名唐涛学号 214070114 班级机本 0701 班答辩日期课题名称 MG100 采煤机总成设计指导教师罗建华成绩评定分值评定小计课题介绍思路清晰，语言表达准确，概念清楚，论点正确，实验方法科学，分析归纳合理，结论严谨，设计（论文）有应用价值。 30 答辩表现思维敏捷 ,回答问题有理论根据，基本概念清楚，主要问题回答准确大、深入 , 知识面宽。必答题 40 自由提问 30 合计 100 答辩评分分值：答辩小组长签名：答辩成绩 a： 40 指导教师评分分值：指导教师评定成绩 b： 40 评阅教师评分分值：评阅教师评定成绩 c： 20 最终评定成绩：分数：等级：答辩委员会主任签名：年月日 nts nts第 1页，共 49页错误 !书签自引用无效。 1 MG100 采煤机主要技术参数 MG100采煤机主要参数如表 1所示 : 表 1 MG100 采煤机主要参数项目内容采煤范围 m 0.76 1.40 装机功率 kw 240 截割功率 kw 1002 牵引功率 kw 40 滚筒直径 mm 0.76； 0.8； 0.85； 0.9； 1.0 滚筒截深 mm 630； 700； 800 牵引力 kN 150 调速方式液压控制，无级调速工作面倾角 30 机面高度 mm 640 滚筒转速 r/min 90.8 牵引速度 m/min 0 5 牵引方式摆线轮销轨式无链牵引整体机重 t 12 MG100-BW滚筒式采煤机是采用电机驱动、横向布置，用以开采较薄煤层的无链液压牵引采煤机，机面高度低，装机功率较大，具备截割硬煤、夹矸和爬坡的能力和过断层的能力。适用于煤层厚度 0.76 1.40米，煤层工作面倾角 30 ，顶、底板不过于松软的普采或高档普采工作面，完成落煤和装煤作业。可在混有甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。 1.1 采煤机的组成和总体分布 1.1.1 采煤机的组成采煤机的类型很多，但多以双滚筒采煤机为主。双滚筒采煤机由以下几部分组成： nts第 2页，共 49页 1、截割部截割部主要包括摇臂齿轮箱，机头齿轮箱、滚筒及附件。截割部主要承担落煤、碎煤和装煤工作 2、牵引部牵引部由牵引传动装置和牵引机构组成。牵引机构可分为无链牵引和有链牵引，此次 MG100采煤机总成设计中的采煤机采取无链牵引。牵引部主要是控制采煤机沿工作面运行，同时达到过载保护的目的。 3、电气系统电气系统主要是给采煤机提供动力，并对采煤机进行过载保护及动作控制 4辅助装置辅助装置主要包括挡煤板，底托架，喷雾冷却装置和调高装置等。采煤机各个部分协调工作，实现采煤机对煤矿开采的目的。 1.1.2 采煤机总体布置此次 MG100采煤机总体布置方式如图 1 所示。图 1 采煤机总体布置 1-滚筒； 2-摇臂； 3-截割部； 4-牵引部； 5 液压传动部； 6-电气控制部采煤机总体结构如图 2所示 nts第 3页，共 49页图 2 采煤机总体结构 1-左摇臂； 2-主箱体； 3-右摇臂； 4-左导向滑靴 1； 5-左导向滑靴 2； 6-右导向滑靴 1； 7-右导向滑靴 2； 8-右旋滚筒； 9-左弧形挡煤板； 10-左弧形挡煤板； 11-左旋滚筒； 12-左行走箱； 13-右行走箱； 14-左调高油缸； 15-右调高油缸 nts第 4页，共 49页 2 液压系统 MG100-WB 型采煤机牵引液压系统包括主油路系统、保护系统和操作系统。液压系统如图 3所示。图 3 采煤机液压系统 2.1 主油路系统主油路系统包括主油路、补油和热交换回路 2.1.1 主油路由 ZB125型斜轴式轴向柱塞泵（ q=125ml/r）和两个并联的 BM-ES630 摆线液压马达（ q=625ml/r）组成闭合回路。 2.1.2 补油和热交换回路系统的补油是由辅助泵 3经粗过滤器 4 从油池中吸油，液压油经过精过滤器5、单向阀 8 或者单向阀 9 从主回路的低压侧进入主泵 1，补偿系统的泄露和建立系统背压。辅助泵是齿轮泵，只能单向工作，不允许反转。若电动机因为接线有误而瞬时反转时，齿轮泵可经由单向阀 7 吸油，防止吸空。溢流阀 6用来限制辅助泵的最大压力。 nts第 5页，共 49页系统的冷热油交换通过整流阀 10、背压阀 11 和冷却器 12 实现。整流阀 10是一个三位五通的换向阀，由主油路高压侧压力油控制整流阀自动转换。若主油路 a为高压侧，则整流阀向下动作； b油路低压热油一部分经整流阀 10、背压阀11、冷却器 12和单向阀 13进入油池冷却，另一部分继续供给主液压泵。由于补偿单向阀 8和 9在结构位置上靠近主液压泵，故由辅助泵排除的冷油能及时经由补偿单向阀 8或 9 供给主液压泵。整流阀 10中位的 2个节流孔的作用是产生一定的降压，使调速手把给速后，整流阀能够立即动作，防止换向阀冲击并保证冷热油交换的可靠进行。单向阀13的作用是为了在更换冷却器时使油池不向外泄露。 2.2 保护系统保护系统包括恒压控制和电动机超载保护、高压保护和马达制动。 2.2.1 恒压控制和电动机超载保护恒压控制特性属性如图 4所示。图中 AB 位牵引速度限制线， BC 为牵引力限制线，由 OACD 所围成区域内的任一点均是该液压传动系统可以工作的工况点。若把速度调节为 x，如图虚线所示，则在机器牵引过程中，由于外界负载的变化，系统的工作点将沿着虚线方向来回移动。当牵引阻力达到 AC 线以后，牵引速度沿 CD方向下降。当牵引阻力降低后，牵引速度又恢复到原来的调定值。图 4 恒压控制属性整个控制过程是由换向阀 16、换向阀 19，变量油缸 17 和溢流阀 18 共同作用完成的。当采煤机负载正常时，换向阀 19 处于右阀位，液压油经由换向阀 19和换向阀 16进入变量油缸 17，调动液压油缸弹簧，使主泵输出流量处于设定数值，此时机器的牵引速度也处于设定数值。当采煤机超载工作时，主油路工作压力超出溢流阀 18设定数值，溢流阀溢流，一部分液压油进入换向阀 19，换向阀nts第 6页，共 49页 19换向到左阀位，另一部分液压油经节流阀流入油池，目的使保证换向阀 19的稳定性。由于换向阀 19 处于左阀位，液压油缸左右油缸联通，液压油缸弹簧恢复平衡，主泵流量减小，机器的牵引速度减小。一旦采煤机负载恢复正常，主油路工作压力恢复正常，溢流阀 18不溢流，换向阀 19回到右阀位，液压油经换向阀 19和换向阀 16 进入变量油缸，推动变量油缸中的弹簧朝主泵流量增加方向伸缩，主泵流量恢复设定数值，机器牵引速度恢复设定数值。采煤机在工作时，电动机大部分功率都消耗于截煤，当牵引速度选择过大或者遇到夹矸时，截割功率增加，电动机将超载工作。若电动机长期超载工作，会引起电动机和机械零部件损坏。采用的恒压保护系统可使电动机工作在额定功率之下。当工作负载过大时，机器牵引速度减小，以减小电动机输出功率；当工作负载过小时，机器牵引速度增加，直到牵引速度恢复到设定值。 2.2.2 高压保护采煤机工作时，经常遇到鳖卡现象，牵引阻力突然增加会使液压系统的工作压力急剧上升。由于恒压控制受分流阻尼的影响，牵引速度下降比较慢，因此系统压力会继续上升。因此，系统中设置了高压安全保护系统，以限制系统的最高压力。高压保护依靠安全阀 20来实现。当系统压力达到一定数值时，安全阀 20开启溢流，溢出的油液回到主回路低压侧，系统压力不再上升，牵引速度很快下降，实现液压系统的超载保护。另外，一旦溢流阀 18动作失灵，安全阀 20可以起到二次保护的作用。 2.2.3 液压马达制动当采煤机正常工作时，若因故停电，使主液压泵突然停止向液压马达供液，而液压马达仍在转动，必须有相应的制动装置使液压马达制动。系统中的液压制动器能实现液压马达制动。当突然因故停电，辅助泵停止供油时，液压制动器将在弹簧力的作用下实现液压马达的制动。 2.3 操作系统 2.3.1 液压牵引系统开启当手把 14 处于中间位置时，换向阀处于中位，主液压泵和辅助泵不开启。当手把 14左旋或者右旋时，换向阀 16换向，主液压泵和辅助泵工作，液压系统开启。液压油经换向阀 19右阀位、换向阀 16左或右阀位进入变量油缸，变量油缸对主液压泵流量起到调节作用。 2.3.2 摇臂调高系统液压操作和手动操作液压系统开启后，按下调高阀 22，液压油从辅助泵经调高阀 22 作用于换向nts第 7页，共 49页阀 23，换向阀 23换向，调高油缸油路和辅助泵接通，调高油缸工作。当松开按键时，在液压锁的作用下，调高油缸锁定在该位置。安全阀 25 用来防止滚筒截割时掉高泵过载。安全阀 27 限制调高泵的工作压力。由于连接调高泵的 2 个换向阀串联，所以调高泵只能先后相继动作。手动作用于换向阀 23，实现手动操作，将换向阀 23打到左或右阀位时，调高油缸工作，当将换向阀打到中位时，调高油缸锁定。 nts第 8页，共 49页 3 采煤机传动系统 3.1 牵引部传动系统 3.1.1 牵引部液压马达选取当采煤机牵引速度为 5m/min时，牵引部功率最大。为： P = FV = 150 560 = 12.5kw 由于传递过程中存在功率损失，故选取的液压马达功率应远大于 12.5kw,偏于安全考虑，选取 A2FE80型液压马达。 A2FE80液压马达技术参数如表 2所示。表 2 A2FE80 液压马达技术参数排量 ml/r 最高转速r/min 额定压力 MPa 最高压力 MPa 理论扭矩 Nm 功率 Kw 旋转方向 80 3350 35 40 445 156 双向 3.1.2 牵引部传动比设计液压马达的转速由其输入流量决定。根据 MG100-BW的技术参数， MG100-BW采煤机牵引部的输入转速为 486.5r/min，输出转速为 5.7r/min，故 MG100-BW采煤机牵引部理想总传动比为： n理想 = 486.55.7 = 85.35 该传动比非常巨大，故需要采取行星轮减速机构。采用 NWG 行星轮减速机构，其传动比范围为 1.13 至 13.7。 NWG 型心轮机构简图如图 3.1所示 nts第 9页，共 49页图 5 行星轮机构选取 ZA = 13, ZC = 23, ZB = 59,CS = 3,传动比为 5.54。一级行星轮减速机构显然不能满足要求，故采用两级行星轮减速机构，两级行星轮均采用 NWG型，如图 3.2所示。 nts第 10页，共 49页图 6 二级行星轮机构选取 ZA1 = 13 , ZC1 = 23 , ZB1 = 59,CS1 = 3, 选取 ZA2 = 13 , ZC2 =23, ZB2 = 59,CS2 = 3总传动比为 30.69 传动比分配 85.35 30.69 = 2.62 取齿轮一齿数 30，齿轮二齿数 61，齿轮三齿数 72，传动比： n1 = 7230 = 2.4 取行走轮一齿数 6，行走轮而齿数 7，传动比： n2 = 76 = 1.17 n1 n2 = 2.8 n实际 = 2.830.69 = 85.93 n实际 ;n理想n理想 = 0.7% 误差在 5%以内，符合设计要求。 nts第 11页，共 49页 4 液压传动部传动系统 4.1 液压传动部电动机选取由于采煤机工作环境恶劣，工作环境的空气中常混有甲烷、煤尘、硫化氢等易燃易爆物质，故须采用隔爆电机。根据采煤机 MG100-BW 技术参数，采煤机电机选用电动机 YBRB-40。电动机YBRB-40的技术参数如表 3所示表 3 YBRB-40 电机的技术参数额定功率 kw 转速 r/min 效率 % 电压 V 40 1450 92.3 380 4.2 液压传动部辅助泵选取辅助泵选用 CBK1016 型齿轮泵。 CBK1016 型齿轮泵技术参数如表 4所示表 4 CBK1016C 齿轮泵技术参数公称排量 ml/L 额定压力 MPa 最高压力 Mpa 额定转速 r/min 16 16 30 2000 4.3 液压传动部主泵选取主泵选用 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵。 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵技术参数如表 5所示表 5 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵技术参数公称排量 ml/L 额定压力 MPa 最高压力 MPa 额定转速 r/min 55 25 32 2200 4.4 液压传动部传动比液压传动部的输入转速为 1450r/min，辅助泵输出转速为 1342.4r/min，主泵输出转速为 1647.7r/min 电机和辅助泵间的理想传动比为： n理想 1 = 14501342.4 = 1.08 辅助泵和主泵间的理想传动比为： n理想 2 = 1342.41450 = 0.92 nts第 12页，共 49页选取齿轮 1齿数为 25，齿轮 2齿数为 33，齿轮 3齿数为 27 n实际 1 = 2725 = 1.08 选取齿轮 4齿数为 33，齿轮 5齿数为 23，齿轮 6齿数为 22 n实际 2 = 2225 = 0.88 n实际 1;n理想 1n理想 1 = 0 n实际 2;n理想 2n理想 2 = 4.3% 误差在 5%以内，符合设计要求。液压传动部传动简图如图 8所示图 8 液压传动部传动简图 4.5 采煤机总传动简图采煤机总传动简图如图 9所示 nts第 13页，共 49页图 9 采煤机总传动图 nts第 14页，共 49页 5 采煤机传动系统齿轮设计 5.1 液压传动部齿轮设计液压传动部传动简图 10如图所示图 10 液压传动部传动简图 5.1.1 液压传动部各轴的传递功率及扭矩计算齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取 0.98。轴承的传递效率取 0.98。轴 1的功率 P1 = 40KW 轴 1的扭矩 T1 = 95.5105P1n1= 263.45103Nmm 轴 2的功率 P2 = 40 0.98 = 39.20KW 轴 2上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩轴 3的功率 P3 = 40 0.983 = 37.65KW 轴 3的扭矩 T3 = 95.5105P3n3= 267.81 103Nmm 轴 4的功率 P4 = 40 0.985 = 36.16KW 轴 4上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩 nts第 15页，共 49页轴 5的功率 P5 = 40 0.987 = 34.73KW 轴 5的扭矩 T5 = 95.5105P5n5= 210.4103Nmm 轴 6的功率 P6 = 40 0.988 = 34.03KW 轴 6的扭矩 T6 = 95.5105P6n6= 197.24 103Nmm 液压传动部各轴传动功率及扭矩如表 6 所示表 6 各轴传动功率及扭矩轴号传递扭矩 KW 传递功率 Nmm 1 40 263.45103 2 39.20 0 3 37.65 267.81103 4 36.16 0 5 34.73 210.4103 6 34.03 197.24103 5.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计液压传动部齿轮齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数 N 计算， N1 = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15 年，每年 300 天设计。 N1 = 60 1450 1300 15 24 = 0.94 1010 N2 = 60 1098 2300 15 24 = 1.41010 N3 = 60 1342 2300 15 24 = 1.71010 N4 = 60 1098 2300 15 24 = 1.41010 N5 = 60 1576 2300 15 24 = 2.01010 N6 = 60 1647 1300 15 24 = 1.11010 齿轮 1 至齿轮 6 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.80 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.88601.5 = 458.67MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 nts第 16页，共 49页查齿形系数和应力校正系数 YF1 =2.62 YS1 = 1.59 YF2 = 2.49 YS2 = 1.64 计算大小齿轮的 YFa1YSa1F ，并加以比较，取其中的较大值。 YF1YS1 F = 0.009082 YF2YS2 F = 0.008903 计算小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2Ktz2(YF1YS1F )3 = 22.02.63 1051252 0.0090823= 2.48 取 mt = 3 计算尺宽和齿宽高比 d1t = mtz1 = 325 = 75mm b = d1t = 75mm，按结构要求，取 B=60mm h = 2.25mt = 6.75 bh =606.75 = 8.89 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 5.69m/s 根据 vt = 5.69m/s， 6 级精度，查图 10-8 得到动载系数 KV = 1.07 直齿轮 KH = KF = 1 查得使用系数 KA = 1.75 由 h = 606.75 = 8.89， KH = 1.10，得到 KF = 1.09。 K = KAKVKF KF = 2.04 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 3.02 小齿轮选用推荐模数 m=4。 nts第 17页，共 49页 5.1.3 按齿面接触疲劳强度校核液压传动部齿轮 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.06 查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查得接触疲劳系数 KHN = 0.85 查得齿轮疲劳强度 Hlim = 1500MPa 计算接触疲劳需用应力取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 15001 MPa = 1275MPa 计算 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 63.7 100 设计符合要求。 5.1.4 校核液压传动部其他齿轮是否符合设计要求液压传动部其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 458.67MPa 确定公式内的各计算数值 d2 = mz2 = 433mm = 132mm d3 = mz2 = 427mm = 108mm d4 = mz2 = 433mm = 132mm d5 = mz2 = 423mm = 92mm d6 = mz2 = 422mm = 88mm 2 = 1 3 = 1 4 = 1 5 = 1 nts第 18页，共 49页 6 = 0.4 YF2 = 2.49 YS2 = 1.64 YF3 =2.57 YS3 = 1.60 YF4 = 2.49 YS4 = 1.64 YF5 =2.69 YS5 =1.575 YF6 = 2.72 YS6 = 1.57 v2 = 7.59m/s v3 = 7.59m/s v4 = 7.59m/s v5 = 7.59m/s v6 = 7.59m/s 由于齿轮的圆周速度相同，故均取 K=2.04 F2 = 2KTYFa2YSa2d2m3z22=69.11MPa 458.67MPa F3 = 2KTYFa3YSa3d3m3z32=80.00 MPa 458.67MPa F4 = 2KTYFa4YSa4d4m3z42= 63.35MPa 458.67MPa F5 = 2KTYFa5YSa5d5m3z52=91.48 MPa 458.67MPa F6 = 2KTYFa6YSa6d6m3z62=235.53 MPa 458.67MPa 齿根弯曲强度符合要求。其它齿轮的齿面接触强度校核。 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均相同为 v = 7.59m/s，故取 K=2.06 u2 = 0.82 u3 = 1.22 u4 = 0.82 u5 = 0.70 u6 = 0.96 b2 = 55mm nts第 19页，共 49页 b3 = 60mm b4 = 55mm b5 = 60mm b6 = 40mm ZE = 188MPa d2 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 68.9 132 d3 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 64.3 108 d4 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 67.8 132 d5 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 58.7 92 d6 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 60.0 88 设计符合要求。各齿轮的几何尺寸 d1 = mz1 = 100mm d2 = mz2 = 132mm d3 = mz3 = 108mm d4 = mz4 = 132mm d5 = mz5 = 92mm d6 = mz6 = 88mm 液压传动部齿轮几何参数如表 7 所示表 7 各齿轮几何参数齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿轮 5 齿轮 6 模数（ mm） 4 4 4 4 4 4 压力角（） 20 20 20 20 20 20 分度圆直径（ mm） 100 132 108 132 92 88 齿轮宽度（ mm） 60 55 60 55 60 40 齿轮 1 和齿轮 2 的中心距 a12 = 116mm nts第 20页，共 49页齿轮 2 和齿轮 3 的中心距 a23 = 120mm 齿轮 3 和齿轮 4 的中心距 a34 = 120mm 齿轮 4 和齿轮 5 的中心距 a45 = 112mm 齿轮 5 和齿轮 6 的中心距 a56 = 90mm nts第 21页，共 49页 5.2 牵引部齿轮设计牵引部传动简图如图 11 所示图 11 牵引部传动简图 5.2.1 牵引部各轴的传递功率及扭矩计算齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取 0.98。轴承的传递效率取 0.98。轴 7 的功率 P7 = 17.5KW 轴 7 的扭矩 T7 = 95.5105P7n7= 343.53 103Nmm 轴 8 的功率 P8 = 17.50.98 = 17.15KW 轴 8 上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩轴 9 的功率 P9 = 17.50.983 = 16.47KW 轴 9 的扭矩 T9 = 95.5105P9n9= 142.19 103Nmm 轴 10 的功率 P10 = P9 轴 10 的扭矩 T10 = T9 轴 11 的功率 P11 = 17.50.985 = 15.82KW nts第 22页，共 49页轴 11 的扭矩 T11 = 95.5105P11n11= 745.31 103Nmm 轴 13 的功率 P13 = P11 轴 13 的扭矩 T13 = 95.5105P13n13= 4172.90103Nmm 轴 14 的功率 P14 = 17.50.987 = 15.19KW 轴 14 的扭矩 T14 = 95.5105P14n14= 3963.51103Nmm 轴 16 的功率 P16 = 17.50.988 = 14.89KW 轴 16 的扭矩 T16 = 95.5105P16n16= 21543.00103Nmm 轴 17 的功率 P17 = 17.50.9810 = 14.30KW 轴 17 的扭矩 T17 = 95.5105P17n17= 23958.77103Nmm 牵引部各轴传动功率及扭矩如表 8 所示表 8 各轴传动功率及扭矩轴号传递扭矩 KW 传递功率 Nmm 7 17.5 343.53103 8 17.15 0 9 16.47 142.19103 10 16.47 142.19103 11 15.82 745.31103 13 15.82 4172.90103 14 15.19 3963.51103 16 14.89 21543.00103 17 14.30 23958.77103 5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计牵引部齿轮齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数 N 计算， N = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15 年，每年 300 天设计。 N7 = 60 486 1300 15 24 = 3.1109 N8 = 60 239 2300 15 24 = 3.1109 N9 = 60 202 1300 15 24 = 1.31010 nts第 23页，共 49页齿轮 7 至齿轮 9 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.82 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.828601.5 = 470.13MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 查齿形系数和应力校正系数 YF7 =2.52 YS7 = 1.625 YF8 = 2.28 YS8 = 1.73 计算大小齿轮的 YFaYSaF ，并加以比较，取其中的较大值。 YF7YS7 F = 0.008928 YF8YS8 F = 0.008600 计算小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2Ktz2(YF1YS1F )3 = 22.03.44 1051302 0.0089283= 2.39 取 mt = 3 计算尺宽和齿宽高比 d7t = mtz1 = 330 = 90mm b = d7t = 90mm，根据结构取 B=60mm h = 2.25mt = 6.75 Bh =606.75 = 8.89 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 2.29m/s 根据 vt = 2.29m/s， 7 级精度，查得到动载系数 KV = 1.02 直齿轮 KH = KF = 1 查得使用系数 KA = 1.75 由 h = 606.75 = 8.89， KH = 1.5，得到 KF = 1.5。 nts第 24页，共 49页 K = KAKVKF KF = 2.68 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 3.3 小齿轮选用推荐模数 m=4。按齿面接触疲劳强度校核齿轮 d7 2.32KTu +1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.68 查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查询接触疲劳系数 KHN = 0.85 查得齿轮疲劳强度 Hlim = 1200MPa 计算接触疲劳需用应力取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 12001 MPa = 1020MPa 计算 d7 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 72.0 120 设计符合要求。校核其它齿轮是否符合设计要求其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 470.13MPa 确定公式内的各计算数值 d7 = mz7 = 461mm = 244mm d8 = mz8 = 472mm = 288mm 7 = 1 8 = 1 YF7 = 2.28 YS7 = 1.73 YF8 =2.24 YS8 = 1.75 nts第 25页，共 49页 v7 = 3.07m/s v8 = 3.07m/s 由于齿轮的圆周速度接近，故均取 K=1.97 F7 = 2KTYFa2YSa2d2m3z22=43.79MPa 470.13MPa F8 = 2KTYFa3YSa3d3m3z32=35.38 MPa 470.13MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.3 按齿面接触疲劳强度校核牵引部齿轮 d8 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均接近为 v = 3.07m/s，故取 K=2.1 u8 = 2.03 u9 = 1.18 b8 = 90mm b9 = 85mm ZE = 188MPa d8 2.32KTu+1u (ZE H)23= 82.9 240 d9 2.32KTu+1u (ZE H)23= 86.5 288 接触疲劳强度均小于 H = 1020MPa，设计符合要求。各齿轮的几何尺寸 d7 = mz1 = 120mm d8 = mz2 = 244mm d9 = mz3 = 288mm 牵引部齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 几何参数如表 9 所示 nts第 26页，共 49页表 9 齿轮几何参数齿轮 7 齿轮 8 齿轮 9 模数（ mm） 4 4 4 压力角（） 20 20 20 分度圆直径（ mm） 120 244 288 齿轮宽度（ mm） 95 90 85 齿轮 7 和齿轮 8 的中心距 a12 = 182mm 齿轮 8 和齿轮 9 的中心距 a12 = 266mm 5.2.4 牵引部行星轮机构设计 5.2.4.1 牵引部行星轮机构传动比及模数设计采用两级 NWG 行星轮机构，机构简图如图 12 所示 101112131415图 12 行星轮结构简图设高速级和低速级的外啮合材料和齿面硬度相同。取两级行星轮的传动比相同，故 i = 5.54。取 CS = 3，查表得到： z10 = 13,z11 = 23,z12 = 59,z13 =nts第 27页，共 49页 13,z14 = 23,z15 = 59 按接触疲劳强度初算齿轮 A1 至齿轮 C1 的中心距和模数输入转矩 T10 = 9550 16.47202.71 = 142.19103Nmm 设载荷不均匀系数 K=1.15 太阳轮传递的扭矩 T12 = T10CSK = 391.48Nmm 齿数比 u = z11z10= 1.77，太阳轮和行星轮的材料用 20CrMnTi，吃面硬度为6062HRC（太阳轮）和 5658HRC（行星轮） Hlim = 1500N/mm3, HP =0.9 Hlim = 1350 N/mm3 取齿宽系数 = 0.5,载荷系数 K = 1.8 齿面强度计算公式计算中心距 a = A(u+1) KT10u HP2 = 483(1.77+1)1.8391.480.51.77 135023= 101.52 模数 m = 2z10:z11= 5.63 取模数 m=6 齿轮 10和齿轮 11 未变位时的中心距 a=m2 (z10 +z11) = 108mm 预取啮合角 10、 11=22 30 齿轮 10和 11的中心距变动系数 y=12(z10 +z11)( osos10、 11 1) = 0.308 中心距 a=a+ym=109.85mm 取实际中心距 a=110mm 计算齿轮 10和 11 实际中心距变动系数和啮合角 y=;m =0.33 a = arccos cos=224123 计算变为系数 x10、 11 = (z10 +z11)inv inv2tan = 0.300 取 x10 = 0.2，则 x11 = 0.1 由于齿轮 11 和齿轮 12 的齿数均超过 17，故齿轮 12 的变为系数 x12 = 0.1 =x11 由于齿轮 13、齿轮 14和齿轮 15的构成的行星轮机构和齿轮 10、齿轮 11齿和轮 12构成的行星轮机构相同，故他们的几何参数也一样。 nts第 28页，共 49页 5.2.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计行星轮齿轮齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计确定公式内的各计算数值查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa；弯曲疲劳系数查询齿轮工作循环管应力次数 N计算， N = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15年，每年 300天设计。 N10 = 60 202 1300 15 24 = 1.3109 N11 = 60 134 2300 15 24 = 1.7109 齿轮 10至齿轮 11 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.84 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.848601.5 = 481.6MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 查齿形系数和应力校正系数 YF10 =3.20 YS10 = 1.47 YF11 = 2.72 YS11 = 1.57 计算大小齿轮的 YFaYSaF ，并加以比较，取其中的较大值。 YF10YS10 F = 0.009767 YF11YS11 F = 0.008867 计算小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2KtTz2(YF1YS1F )3 = 22.07.601051132 0.0097673= 5.6 计算尺宽和齿宽高比 d10t = mtz1 = 5.613 = 72.8mm b = d1t = 72.8mm，取 B=78mm nts第 29页，共 49页 h = 2.25mt = 12.6 bh =72.812.6 = 5.78 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 0.77m/s 根据 vt = 0.77m/s， 6级精度，查图 10-8 得到动载系数 KV = 1 直齿轮 KH = KF = 1 查表 10-2使用系数 KA = 1.75 由 h = 7813.5 = 5.78， KH = 1.3，得到 KF = 1.28。 K = KAKVKF KF = 2.24 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 5.81 小齿轮选用推荐模数 m=6。 d = m z10 = 613 = 78mm b = d = 78mm，取 B=84mm 5.2.4.3 按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮 H = 2.5ZE2KTbd2 u1u H 确定公式内的各计算数值计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.275 由表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查询接触疲劳系数 KHN = 0.85 查图 10-21齿轮疲劳强度 Hlim = 1500MPa 计算接触疲劳需用应力取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 12001 MPa = 1275MPa 计算 d11 2.32KTu+1u (ZE H)23= 72.3 78 nts第 30页，共 49页设计符合要求。校核其它齿轮是否符合设计要求其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 458.67MPa 确定公式内的各计算数值 d11 = mz4 = 622mm = 132mm d12 = mz5 = 659mm = 354mm 5 = 1 6 = 0.4 YF11 =2.72 YS11 =1.57 YF12 = 2.28 YS12 = 1.73 v11 = 0.77m/s 依此取 K=2.26 F11 = 2KTYFa5YSa5d5m3z52=202.73 MPa 470.13MPa F12 = 2KTYFa6YSa6d6m3z62=354.45MPa 470.13MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.4.4 按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮 d11 2.32KTu+1u (ZE H)23确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度均接近为 v = 0.77m/s，故取 K=2.3 u11 = 1.69 u12 = 2.68 b11 = 78mm b12 = 72mm ZE = 188MPa d11 2.32KTu+1u (ZE H)23= 101.1 132 nts第 31页，共 49页 d12 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 148.79 354 接触疲劳强度均小于 H = 1020MPa，设计符合要求。各齿轮的几何尺寸 d10 = mz1 = 120mm d11 = mz2 = 244mm d12 = mz3 = 288mm 行星轮机构中齿轮 10齿轮 11齿轮 12的几何参数如表 10所示：表 10 齿轮几何参数齿轮 10 齿轮 11 齿轮 12 模数（ mm） 6 6 6 压力角（） 20 20 20 分度圆直径（ mm） 78 132 354 齿轮宽度（ mm） 84 78 72 齿轮 10和齿轮 11 的中心距 a12 = 105mm 齿轮 11和齿轮 12 的中心距 a12 = 243mm 5.2.5 牵引部行走齿轮设计 5.2.5.1 按齿轮接触疲劳强度设计齿轮选用 ZG35CrMnSi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为软齿面齿轮，故按照齿面接触疲劳强度进行设计设计公式 d16t 2.32KTdu:1u (ZE H)2 试选载荷系数 Kt = 2.0 取齿宽系数 = 1 查材料的弹性影响系数 ZE = 188MPa12 大小齿轮的接触疲劳强度均为 Hlim = 700MPa 计算应力循环次数 N16 = 60 6.61300 15 24 = 4.3107 N17 = 60 5.661300 15 24 = 3.7107 由此取接触疲劳寿命系数 KHN16 = 1.1 n计算疲劳需用应力取安全系数 S=1 nts第 32页，共 49页 H16 = KHN16 HlimS = 770 MPa H17 = KHN17 HlimS = 770 MPa 计算 d16t 2.32KTu+1u (ZE H)2 = 2.3222.210712.171.17（188770）23= 393.1mm 计算圆周速度 v = d16tn60000 = 0.136m/s b = d16t = 393.1mm 计算齿宽和齿高之比 mt = d16tz16= 65.5 bh =393.1147.4 = 2.67 计算载荷系数根据 v = 16tn60000 = 0.136m/s， 7级精度，查得动载荷系数 KV = 1.0 直齿轮 KH = KF = 1 查使用系数 KA = 1.75 由 v = 16tn60000 = 0.136ms ， KH = 1.457，查得 KF = 1 故载荷系数 K=KAKVKH KH H = 2.55 d16 = d16tKKt3 = 426.3mm 计算齿轮的实际模数 m = d16z16= 71.04 取齿轮的模数为 72 5.2.5.2 按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮 F = 2KTYFYSm3z2 F 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE16 = FE17 = 560MPa 查取弯曲疲劳寿命系数 KFN16 = KFN17 = 0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 FE17 = FE16 = 0.955601.5 = 354.67MPa nts第 33页，共 49页确定公式内的各计算数值 d16 = mz4 = 72 6mm = 432mm 16 = 1 YF16 = 3.41 YS16 = 1.432 v16 = 0.136m/s 依此取 K=1.75 F16 = 2KTYFa16YSa16d16m3z162=27.4MPa 354.673MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.5.3 大齿轮的强度校核大齿轮的齿面接触强度校核。 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值由于各齿轮的圆周速度为 v = 0.13

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