成都理工大学毕业论文

1、400kw悬臂式采煤机截割部设计毕业论文摘要通过对薄煤层采煤机的组成及其工作原理分析，了解以往采煤机在结构上成在的缺陷。在煤炭行业发展迅速的行业背景下，采煤机的改进迫在眉睫。本次设计主要针对采煤机的截割部的结构进行改进设计。 首先查阅文献，调研，分析，从而了解薄煤层采煤机存在的不足，为设计新型的悬臂式采煤机截割部设计奠定基础。然后确定新型的截割部传动方案，利用CAD开展其结构设计，同时计算其各轴受力，齿轮传动比并校核等。最后完成薄煤层采煤机截割部和采煤机整体的图纸绘制。 关键词：采煤机；截割部；薄煤层AbstractBased on the analysis of the compositio

2、n and working principle of the thin coal seam shearer, we can understand the defects of the shearer in the past. Under the background of the rapid development of the coal industry, the improvement of the coal mining machine is imminent. This design is mainly aimed at the structure design of the cutt

3、ing part of shearer.First of all, consult the literature, research, analysis, so as to understand the shortcomings of thin seam shearer, for the design of a new type of shearer cutting the design of the foundation. Then determine the new cutting part of the transmission scheme, using CAD to carry ou

4、t its structural design, while calculating the force of each shaft, gear transmission ratio and check, etc. At last, complete the drawing of the shearer and the shearer.目录摘要1Abstract1第1章 绪 论31.1 课题背景及意义31.2 采煤机概述及其工作原理41.3 采煤机国内外发展情况51.3.1 国内发展情况51.3.2 国外发展情况61.4 主要研究内容及预期成果9第2章 方案确定92.1设计问题92.2 设计方

5、案分析确定102.2.1 传动方案确定102.2.2 驱动方式的确定112.2.3牵引方式的确定122.2.4 电机的选择及布置形式13第3章 总体结构设计143.1 技术参数143.2计算摇臂长度153.3 滚筒转速的确定153.4 传动比的计算163.5传动比的分配163.6各级传动转速、功率、转矩的确定193.6.1各轴转速计算203.6.2各轴功率计算203.6.3各轴扭矩计算213.7齿轮设计及强度校核223.7.1第一级齿轮传动设计及强度校核223.7.2第二级齿轮传动设计及强度校核283.7.3第三级齿轮传动设计及强度校核333.8截割部行星机构的设计计算383.8.1齿轮工艺选

6、定393.8.2确定各主要参数403.8.3几何尺寸计算423.8.4齿轮强度验算443.9轴的设计及强度校核473.9.1 轴的设计及强度校核483.9.2轴的设计及强度校核553.9.3轴的设计及强度校核583.9.4轴的设计及强度校核673.9.5轴的设计及强度校核743.5.6轴的设计及强度校核763.5.7轴的设计及强度校核823.6行星轮轴承轴寿命的计算843.7花键的强度校核843.7.1各轴花键校核843.7.2行星轮系花键校核853.8截割部的润滑86第4章 结 论86致 谢87参考文献88第1章 绪 论1.1 课题背景及意义由于当前薄煤层采煤机其机身在刮板上面，使得其过煤空

7、间较小，过煤效率较低，并且截割部上的采煤机也在刮板上方，存在挡煤问题，滚筒的直径与叶片宽度也存在采煤效率问题。采煤机的两种类型即骑输送机和爬底板，前者虽牵引阻力小，但机身在刮板上方，而后者又存在牵引阻力大的问题。为了加大过煤空间，提高采煤效率，在该背景下提出新型的“悬臂式采煤机截割部设计”这一研究课题。1.2 采煤机概述及其工作原理这种新型的采煤机主要应用在薄煤层开采。其结构还是由机身和截割部两部分组成，但与前人设计的采煤机存在很多的不同。如其摇臂设计成了U型弯摇臂，不在是Z型的了，这样就很好解决了悬臂电机挡煤问题。而机身放置在刮板侧方，刮板上方用一个过桥连接起来，这样的布置不仅可以无限增大过

8、煤空间，而且两侧都是骑在刮板上，这样就大大减小了牵引阻力。这种采煤机的工作原理也是以螺旋滚筒作为工作机构，以滚削原理实现落煤。当滚筒以一定的转速运动，采煤机以一定的牵引速度运行时，滚筒旋转并切入煤壁，螺旋滚筒上的截齿从煤壁上截割下煤体，破落下的煤在螺旋叶片的作用下被推入工作面的刮板输送机中。1.3 采煤机国内外发展情况1.3.1 国内发展情况从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取国外先进技术的同时，不断实践创新，锐意进取，重视采煤机成系列的开发，不断扩大使用范围，同时推广使用无链牵引，使采煤机工作更平稳，使用更安全。在九十年代，电牵引技术逐步成熟，多电机驱动横向布置的

9、总体结构成为电牵引采煤机发展的主流，为提高生产效率立下了汗马功劳。3 随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发展的主流：大功率，大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界前沿的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频调速技术，远程监控，无线遥控等等，为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础。 采煤机发展到现在，随着各项技术的掌握，我国将在以下方面进行攻关研究，力争赶上世界先进水平： (1) 大功率、大截深电牵引采煤机的进一步研究 (2) 大功率采煤机的工况监制，故障诊断于控制系统的研究 (3) 为最大限度的利用我国能源，着力研制发展薄煤层采掘机械 (4) 应用高

10、新技术，严格管理，提高可靠性 在电牵引采煤机的研制领域，我国虽然取得了一些可观的成绩，但与目前国外最先进的采煤机相比，在总体参数性能方面尚有较大差距，某些关键部件的性能、功能、适应范围还亟待完善和提高，尤其是线监控、故障诊断及预报、信号传输与采煤机自动控制、传感器等智能化技术和机械部件的可靠性、寿命与国外相比差距很大。此外，我国在采煤机的机械结构参数设计、加工制造和材质性能上与国外先进水平也有较大差距。因此，为提升产品质量，采煤机的机械传动系统理论设计尚需加大研究力度。41.3.2 国外发展情况20世纪40年代末，美国利诺斯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

11、装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。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的3JCM 型和6CM型为代表的截链式采煤机，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

12、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。 随着技术的成熟，一些集电子电力，微电子，信息管理以及计算机智能技术与一体的大功率电牵引采煤机被开发研制出来，其性能参数优，可靠性强，自动化程度高，操作方便，控制灵敏，监控保护及检测功能完善。 就采煤机的截割部而言，如今已结构形式和工作原理已经比较成熟，其具备以下特点： (1) 截割部均采用机械传动。固定减速箱是截割部的主要组成部分。采煤机电动机的转速一般为1470r/min左右，而滚筒的转速根据不同的直径一般为50rr/

13、min100r/min。为了达到减速的目的，截割部减速箱一般由3级5级减速齿轮组成，由于滚筒的轴线与电动机的轴线相垂直，因而在截割部减速箱里都采用一对圆齿轮传动。 (2) 滚筒的截割速度（截齿刀尖的圆周切向速度）一般为4m/s5m/s，因而采用不同直径的滚筒时，其转速应相应地改变，故在截割部减速箱中一般都有一对可更换的快速齿轮。通过改变齿轮的齿数，可以改变滚筒的转速。 (3) 在电动机和滚筒之间的传动装置中都有一离合器。采煤机调动或检修，或试验牵引部时需打开离合器，使滚筒停止转动。此外，为了人员安全， 当采煤机停止工作时，也需要将滚筒与电动机断开。 (4) 为了使采煤机自开缺口，截割滚筒一般都

14、伸出机身（或底托架）长度以外一定的距离，多娄采煤机采用摇臂的形式。 (5) 为了适应煤层厚度和煤层的起伏变化，截割滚筒的高度都是调整的。大多数采煤机采用摇臂调高的形式，少数采用底托架调高的形式。摇壁调高和底托架调高均采用液压驱动。 (6) 采煤机工作过程中，挡煤板均无滚筒的后面，因而当采煤机改变牵引方向时，挡煤板需从滚筒的一边换到另一边。挡煤板翻转装置可采用液压缸或液压马达驱动，也有的不用专门的驱动装置，而利用滚筒转动挡煤板。 (7) 为了实现截割部滚筒高度的调整和挡煤板的翻转，采煤机都有一套单独的辅助液压系统。辅助液压泵有的装在截割部减速箱内，有的装在单独的辅助液压箱内，也有的装在牵引部内。

15、41.4 主要研究内容及预期成果 研究内容：目前薄煤层采煤机有很多种，针对不同厚度的煤层有不同类型的采煤机，就采煤效率而言，它们还是存在一些问题需要解决，如：其一是在液压支架高度一定的条件下，怎样解决过煤空间与采煤机机身的矛盾问问题题 其二是怎样针对截割部结构设计的改进，和滚筒等部分改进使得截割更效率快捷。其三是怎样在骑输送机与爬底板之间的优缺点之间取舍。而解决这些问题的前提是我们需要对煤层结构特点，煤的物理机械性质及其截割机原理进行研究，再而研究采煤机结构及其工作原理，从中我们分析出一种更好的，能够解决上述问题的采煤机结构方案来。预期成果：(1)通过查阅文献和翻阅工具书，掌握传统薄煤层采煤机

16、截割部存在的不足； (2)提出高过煤效率、高截割能力及结构紧凑的截割部方案，并完成其结构设计； (3)提交整机装配图、截割部装配图、零件图和毕业设计说明书等。第2章 方案确定2.1设计问题截割部的传动系统的设计，截煤部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，要满足很高的可靠性。同时要保证设计合理，降低成本。2.2 设计方案分析确定2.2.1 传动方案确定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出滚筒式采煤机截割部若干传动方案如下图：1. 方案一 截割部简图传动方案简单明了，且锥齿轮的啮合好，传动效率更高。滚筒部位只有轴，那就可以增大叶片宽度，加大

17、采煤效率。但电机横向布置，这样无疑加大了电机部位的空间，电机部位距滚筒部位空间过小，存在过煤空间过小的问题。故此方案不选用。2. 方案二截割部简图传动系统中加入行星齿轮传动，其结构紧凑，传动效率高。但仍存在电机部位空间过大导致过煤空间过小问题。故此方案不选用。3. 方案三截割部简图电动机轴与滚筒轴平行，传动简单，调高范围大，机身长度小，电机部位空间相比前两个方案小，适宜薄煤层使用。故选用此方案。2.2.2 驱动方式的确定驱动方式是指采煤机拖动电机的数量和传动方式，大体上分为四类：单机驱动方式、双机分别驱动方式、双机联合驱动方式和多机分别驱动方式。而该采煤机采用多机分别驱动的方式，其截割部单独用

18、一个电机驱动，具有以下优点： (1) 每台电机的功率比较小； (2) 一台电机有故障，容易更换，损失小。2.2.3牵引方式的确定 采煤机沿工作面移动被称为牵引，能是采煤机实现自移的结构称为牵引结构。牵引结构又分为两大类：链牵引机构和无链牵引。链牵引机构：链牵引机构是有圆环链，链轮和紧链装置组成。牵引链的两端固定在紧链装置上，并与采煤机的链轮啮合。当链轮装动时，由于链轮与圆环链的啮合作用，采煤机便沿牵引链移动。无链牵引： 随着采煤机功率的不断增大，采煤机的总装机容量已超过1000kw。牵引链中的拉力也已增至400800N。因此链牵引机构已限制了采煤机功率的提高。无链牵引就发展起来了，其种类繁多，

19、大体上课分为三类：主动轮-齿条，闭合链-齿条，迈步油缸推进。其中主动轮-齿条无链牵引系统应用最广。 该采煤机采用主动轮-齿条无链牵引系统。2.2.4 电机的选择及布置形式由设计要求知，截割部功率为2180kW，即每个截割部功率为180kW。根据矿下电机的具体工作情况，要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。据此选择矿用隔爆型水冷却三相异步电动机YBCS3-180。其具体参数如下： 额定功率：180kW； 额定电压：1140V； 满载电流：130A； 额定转速：1470r/min； 满载效率：0.920； 绝

20、缘等级：H； 满载功率因数：0.85； 接线方式：Y； 质量： 1280kg； 冷却方式：外壳水冷 电机的布置形式采用纵向布置。其优点为可以增大截割功率、降低机身高度。第3章 总体结构设计3.1 技术参数主要技术参数如下：总装机功率：400kW；电机截割功率180kW2；采高：0.81.3；滚筒直径800mm；截深：800mm；适应倾角（）：45；煤质硬度:中硬（）；机面高度（mm）=600；过煤高度（mm）：；最小卧底量（mm）：70；滚筒直径（mm）：；截深（mm）：；液压调高、采用交流电牵引 3.2计算摇臂长度 摇臂长度：l=l1sin=3.3 滚筒转速的确定由最大切削厚度公式hmax=

21、1000VHZ1n滚mm 变形得n滚=1000VHZ1hr/min 式中 :VH采煤机的工作牵引速度(m/min) ,根据我国采煤机的使用情况,其实际运行的工作牵引速度一般为VH=2 -5m/min 这里取VH=3.6m/min;Z1一条截线上的截齿数 ,取决于截齿配置型式和螺旋叶片头数,对于薄煤层采煤机的滚筒最好采用双头螺旋的棋盘式配置，即Z1=1。h切屑厚度, 查阅文献知最佳切屑厚度hopt=40 mm -60 mm这里取h=40mm 。 代入，得n滚=90r/min3.4 传动比的计算滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的。截割部的速度传动比是从电动机输出转速

22、传递到截割部截割速度，因此截割部的总传动比总I为I总=nn滚=147090=16.33式中 n电动机转速 n滚滚筒转速3.5传动比的分配 在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则： (1) 各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。 (2) 各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。 (3) 使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。

23、 (4) 使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便6 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，此处先确定行星减速机构的传动比。NGW型行星机构设计采用NGW型行星减速装置，其工作原理如图所示，该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮c、行星架x等组成。传动时，内齿圈b固定不动，太阳轮a为主动轮，行星架x上的行星轮c绕自身的轴线oxox转动，从而驱动行星架X回转，实现减速。运转中，轴线oxox是转动的。 这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，

24、可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为0.970.99,传动比一般为2.113.7。如图所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架c为从动件时，传动比的推荐值为2.79。从文献7上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为2.89。所以先定行星减速机构传动比：iagb=3则其他三级减速机构总传动比 I=I总iagb=16.333=5.44对通用减速器，一般按等强度原则从计算机计算出各种安排组合的可行方案中优选。如果粗略估算，可按在总传动比i20时，i1i2i33i 。6 由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比i34:且后

25、级一般为前一级的120%130%，根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为 17为依据，另参考MG250/591型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定各级传动比为： i1=1.80 i2=1.77 i3=1.703.6各级传动转速、功率、转矩的确定截割部各轴及各齿轮命名如图所示，以便在以下计算中能明确的表示。由于要摇臂长度是必须要保证的，而仅靠三级齿轮传动是无法满足的，所以必须要在齿轮传动中加入惰轮。其中轴和轴为惰轮轴，轴上齿轮均为惰轮，不参与传动比分配。3.6.1各轴转速计算轴： n1=1470r/min轴： n3=n1i1=14701.80=816.66r/min轴

26、： n4=n3i2=816.661.77=461.39r/min轴： n6=n4i3=461.391.70=271.40r/min3.6.2各轴功率计算由于各级传动存在着传动效率，轴承传动效率1=0.99，齿轮传动效率2=0.98，花键传动效率3=0.99，因此，轴： p1=p1=1800.99=178.2kw轴： p2=p121=178.20.990.98=172.88kw轴： p3=p212=172.880.990.98=167.73kw轴： p4=p3123=167.730.990.980.99=161.11kw轴： p5=p4123=161.110.990.980.99=154.74k

27、w轴： p6=p521=154.740.980.99=150.13kw轴： p7=p6281232=122.69kw3.6.3各轴扭矩计算轴： T1=9550p1n1=9550178.21470=1157.69Nm=1.16106Nmm 轴： T3=9550p3n3=9550167.73816.66=1961.43Nm=2.0106Nmm 轴： T4=9550p4n4=9550161.11461.39=3334.70Nm=3.33106Nmm 轴： T6=9550p6n6=9550150.13271.40=5282.76Nm=5.28106Nmm轴： T7=9550p7n7=9550122.6

28、990=1346.55Nm=1.35106Nmm3.7齿轮设计及强度校核这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下。3.7.1第一级齿轮传动设计及强度校核1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级查文献8表8-7，齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HR

29、C，查文献8表8-2知，应采用7级精度。2.初步计算传动主要尺寸如图由文献9式（8-6）计算小轮分度圆直径d1，得d132KT1du+1u(ZEZHH)2式中：T1齿轮Z1传递的转矩，T1=1.16106Nmm =； K载荷系数，查文献9表8-3得， K=2.1=； d齿宽系数，查文献9表8-6得，d=0.6 f=； ZE材料弹性系数，查文献9表8-4得，ZE=189.8MPa=； ZH节点区域系数，查文献9图8-8得，ZH=2.5 =； u齿数比，u=i1=1.80 =；H 许用接触应力，查文献9式（8-4）得 H=HLimZNSH式中 HLim接触疲劳极限应力; ZN-齿轮寿命系数；SH-

30、安全系数 查文献9图8-9得，HLim1=HLim2=1450N/mm2 齿轮z1与z2的应力循环次数分比为 N1=60njLh=60147022030010=1.0581010 N2=N1u=1.05810101.8=5.92109 查文献9图8-10得寿命系数 ZN1=ZN2=1.0查文献9表8-5取安全系数 SH=1.3 则 H1= H2=HLim1SH.ZN1=14501.01.3=1115.38 N/mm2故，取 H= 1115.38 N/mm2初算齿轮z1分度圆d1t为 d1t32KT1du+1u(ZEZHH)2= 322.11.161060.61.8+11.8189.82.50.

31、8971115.382125mm 3.确定传动尺寸（1） 选择齿数z1 , z2初选z1=19=，则z2=uz1=1.819=34.2=，圆整为z2=34=，则传动比变化量为3419-1.81.8=0.5%5%允许。（2） 确定模数mm=d1tz1=124.519=6.5mm 查文献9表8-1，取标准模数m= 7 mm=。（3） 确定齿轮z1、z2的分度圆直径d1、d2和中心距a d1=mz1=719=133mm d2=mz2=734=238mm a=m(z1+z2)2=7(19+34)2=185.5mm（4） 确定齿宽齿轮 z2 b2=ddtmin=0.6125=75mm齿轮z1 b1= b

32、2+510=82mm4.校核齿根弯曲疲劳强度查文献9式8-13得F=2KTbdmYFYSF式中 K载荷系数，查文献9表8-3得，K=2.1 =； T齿轮Z1传递的转矩，T1= 1.16106Nmm =； m齿轮模数，m=7mm； d分度圆直径，d=d1=133mm =； b齿宽，b= b1=82mm =； YF齿形系数，查文献9图8-7得， YF1=2.86 =； YF2=2.47 YS应力修正系数，查文献9图8-7得，YS1=1.54 =，YS2=1.65 =； F许用弯曲应力，查文献9式8-14得 F=YNFlimSF式中 YN寿命系数，查文献9图8-15得，YN1=YN2=1=； Fli

33、m弯曲疲劳极限应力，查文献9图8-13得 Flim1=850Mpa Flim2=850Mpa SF安全系数，查文献9表8-5得，SF=2 于是F1=F2=YN1Flim2SF=1.08502=425 Mpa 即F= 425 Mpa 则 F1=2KT1bd1mYF1YS1= 22.11.161068213372.861.54=305.4 Mpa F= 425 MpaF2=F1YF2YS2YF1YS2=3052.471.652.861.54=283.3 F= 425 Mpa因此，齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.齿轮几何尺寸计算齿轮Z2为惰轮，不参与传动比分配，于是，齿轮Z2与Z3拥有相同的齿数和模数

34、。分度圆直径 d d1=mz1= 719=133mm d2=mz2=734=238mm齿顶高 ha ha=ha*m=17=7mm齿根高 hf hf=hf*+c*m=1+0.25 7=8.75mm 齿顶圆直径 dada1=d1+2ha=133+27=147mmda2=d2+2ha=238+27=252mm齿根圆直径 dfdf1=d1-2hf=133-28.75=115.5mmdf2=d2-2hf=238-28.75=220.5mm基圆直径 dbdb1=d1cos=133cos20=124.98mmdb2=d2cos=238cos20=223.65mm 齿距 pP=mn=3.147=21.98mm

35、齿厚 s S=mn2=3.1472=10.99mm中心距 aa=185.5mm3.7.2第二级齿轮传动设计及强度校核1. 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级查文献8表8-7，齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，查文献8表8-2知，应采用7级精度。2. 初步计算传动主要尺寸如图由文献9式（8-6）计算小轮分度圆直径d4，得d432KT4du+1u(ZEZHH)2T4齿轮Z4传递的转矩，T4=3.33106Nmm =； K载荷系数，查文献9表8-3得， K=2.2=； d齿宽系数，查文献9表8-6得，d=0.6 f=； ZE材料弹性系数，查文献9表8-4得，ZE=189.8

36、MPa=； ZH节点区域系数，查文献9图8-8得，ZH=2.5 =； u齿数比，u=i2=1.77 =；H 许用接触应力，查文献9式（8-4）得 H=HLimZNSH式中 HLim接触疲劳极限应力; ZN-齿轮寿命系数 SH-安全系数 查文献9图8-9得，HLim4=HLim5=1450N/mm2 齿轮z4与z5的应力循环次数分比为 N4=60njLh=60147022030010=1.0581010N5=N4u=1.05810101.77=5.45109 查文献9图8-10得寿命系数 ZN4=ZN5=1.0查文献9表8-5取安全系数 SH=1.3 则 H4= H5=HLim4SH.ZN4=1

37、4501.011.3=1103.25N/mm2故，取 H= 1103.25N/mm2初算齿轮z4分度圆d4t为 d4t32KT4du+1uZEZHH2=322.23.331060.61.77+11.77189.82.50.871103.252=145.3mm3.确定传动尺寸（1） 选择齿数z4 , z5初选z4=23=，则z5=uz4=1.7723=40.71=，圆整为z5=41=，则传动比变化量为4123-1.771.77=0.7%5%允许。（2） 确定模数mm=d4tz4=145.323=7.31mm 查文献9表8-1，取标准模数m= 8 mm=。（3） 确定齿轮z4、z5的分度圆直径d4

38、、d5和中心距a d4=mz4=823=184mm d5=mz5=841=328mm a=m(z4+z5)2=8（23+41）2=256mm（4） 确定齿宽齿轮 z5 b5=ddtmin=0.6145.3=87.18mm 取整b5=87mm齿轮z4 b4= b5+510=92mm4.校核齿根弯曲疲劳强度查文献9式8-13得F=2KTbdmYFYSF式中 K载荷系数，查文献9表8-3得，K=2.2 =； T齿轮Z4传递的转矩，T4=3.33106Nmm =； m齿轮模数，m=8mm； d分度圆直径，d=d4=184mm =； b齿宽，b=b4=92mm =； 4 YF齿形系数，查文献9图8-7得

39、， YF4=2.69 =， YF5=2.45 =； YS应力修正系数，查文献9图8-7得，YS4=1.575 =，YS5=1.65 =； F许用弯曲应力，查文献9式8-14得 F=YNFlimSF式中 YN寿命系数，查文献9图8-15得，YN4=YN5=1=； Flim弯曲疲劳极限应力，查文献9图8-13得 Flim4=850MPa Flim5=850MPa SF安全系数，查文献9表8-5得，SF=2 于是F5=F4=YN4Flim4SF=1.08502=425MPa 即F=425MPa 则 F4=2KT4bd4mYF4YS4=22.23.331069218482.711.58=265.3MP

40、a FF5=F4YF5YS5YF4YS4=265.32.451.652.691.575=248.6MPa F因此，齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d d4=mz4= 823=184mm d5=mz5=841=328mm齿顶高 ha ha=ha*m=18=8mm齿根高 hf hf=hf*+c*m=1+0.258=10mm 齿顶圆直径 dada4=d4+2ha=184+28=200mmda5=d5+2ha=328+28=344mm齿根圆直径 dfdf4=d4-2hf=184-210=164mmdf5=d5-2hf=328-210=308mm基圆直径 dbdb4=d4cos

41、=184cos20=172.9mmdb5=d5cos=328cos20=308.2mm齿距 pP=mn=3.148=25.12mm齿厚 s S=m2=3.1482=12.56mm中心距 aa=256mm3.7.3第三级齿轮传动设计及强度校核1. 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 查文献8表8-7，齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，查文献8表8-2知，应采用7级精度。2. 初步计算传动主要尺寸如图由文献9式（8-6）计算小轮分度圆直径d6，得d632KT6du+1u(ZEZHH)2T6齿轮Z6传递的转矩，T6=5.28106Nmm =； K载荷系数，查文献9表8-3得

42、， K=2.45=； d齿宽系数，查文献9表8-6得，d=0.6 f=； ZE材料弹性系数，查文献9表8-4得，ZE=189.8MPa=； ZH节点区域系数，查文献9图8-8得，ZH=2.5 =； u齿数比，u=i3=1.70 =；H 许用接触应力，查文献9式（8-4）得 H=HLimZNSH式中 HLim接触疲劳极限应力; ZN-齿轮寿命系数 SH-安全系数 查文献9图8-9得，HLim6=HLim7=1450N/mm2 齿轮z6与z7的应力循环次数分比为 N6=60njLh=60147022030010=1.0581010N7=N6u=1.05810101.7=6.223109 查文献9图

43、8-10得寿命系数 ZN6=ZN7=1.0查文献9表8-5取安全系数SH=1.3 则 H6= H7=HLim6SH.ZN6=14501.01.3=1115.38N/mm2故，取 H= 1115.38N/mm2初算齿轮z6分度圆d6t为 d6t32KT6du+1uZEZHH2=322.455.281060.61.7+11.7189.82.50.8971115.382170.5mm3.确定传动尺寸（1） 选择齿数z6 , z7初选z6=18=，则z7=uz6=1.718=30.6=，圆整为z7=31=，则传动比变化量为3118-1.71.7=1.3%5%允许。（2） 确定模数mm=d6tz6=17

44、0.518=9.47mm 查文献9表8-1，取标准模数m= 9 mm=。（3） 确定齿轮z6、z7的分度圆直径d4、d5和中心距a d6=mz6=918=162mmd7=mz7=931=279mm a=m(z6+z7)2=9(18+31)2=220.5mm（4） 确定齿宽齿轮 z7 b7=ddtmin=0.6170.5=102.3 圆整为102mm齿轮z6 b6= b7+510=108mm4.校核齿根弯曲疲劳强度查文献9式8-13得F=2KTbdmYFYSF式中 K载荷系数，查文献9表8-3得，K= 2.45=； T齿轮Z6传递的转矩，T6=5.28106Nmm =； m齿轮模数，m=9mm；

45、 d分度圆直径，d=d6=168m =； b齿宽，b=b6=102mm =； YF齿形系数，查文献9图8-7得， YF6=2.69 =， YF7=2.45 =； YS应力修正系数，查文献9图8-7得，YS6=1.575 =，YS7=1.65 =； F许用弯曲应力，查文献9式8-14得 F=YNFlimSF式中 YN寿命系数，查文献9图8-15得，YN6=YN7=1=； Flim弯曲疲劳极限应力，查文献9图8-13得 Flim6= 850MPa Flim7=850MPa SF安全系数，查文献9表8-5得，SF=2 于是F7=F6=YN6Flim6SF=18502=425MPa 即FMPa=425

46、 则 F6=2KT6bd6mYF6YS6=22.455.2810610216892.691.65=401.34MPa FF7=F6YF7YS7YF6YS6=401.342.451.652.691.575=378.2MPa F因此，齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.齿轮几何尺寸计算齿轮Z7为惰轮，不参与传动比分配，于是，齿轮Z7与Z8拥有相同的齿数和模数。分度圆直径 d d6=mz6=918=162mm d7=mz7=931=279mm齿顶高 ha ha=ha*m=19=9mm齿根高 hf hf=hf*+c*m=1+0.259=11.25mm 齿顶圆直径 dada6=d6+2ha=162+29=18

47、0mmda7=d7+2ha=279+29=297mm齿根圆直径 dfdf6=d6-2hf=162-211.25=139.5mmdf7=d7-2hf=279-211.25=256.5mm基圆直径 dbdb6=d6cos=162cos20=152.23mmdb7=d7cos=279cos20=262.17mm齿距 pP=m=3.149=28.26mm齿厚 s S=m2=3.1492=14.13mm中心距 aa=220.5mm3.8截割部行星机构的设计计算电牵引采煤机是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此,电牵引采煤机无论

48、牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星传动结构紧凑、速比大。 行星传动的优点是动力分流,功率流数取决于行星轮个数。因此,电牵引采煤机用的行星机构大多设计成4个行星轮,以降低每一行星轮的负载,但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形、惯性力、摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素,把太阳轮作成无支承的浮动件(单浮动),通过渐开线花键与前一级齿轮联接,花键侧隙则满足了浮动量的要求。或设计成双浮动(太阳轮、内齿圈浮动)、三浮动结构(太阳轮、内齿圈、行星架浮动)。这些均载措施结构简单、浮动灵敏、反力矩小,有效地补偿各种误差,使行星轮间的载荷均衡分配。行星轮与内齿圈一

49、般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分布会发生影响,由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形, 同样也有利于行星轮间的载荷分配均匀,并降低啮合时的动载荷。已知：输入功率P7=122.69kw转速n7=271.40r/min输出转速n滚=90r/min3.8.1齿轮工艺选定太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。8 试验齿轮齿面接触疲劳极限 Hl