MG400-900无链电牵引采煤机行走部设计【含CAD图纸和说明书】
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摘 要MG400/900-WD型采煤机是一种多电机驱动，横向布置的交流电牵引采煤机。根据采煤机现在的发展动态通过分析与比较，确定了采煤机的牵引方式，并且对牵引部的基本参数进行了详细的计算，介绍了行走部传动系统的拟定；传动装置的运动及动力参数的计算；各个齿轮的几何尺寸的确定；以及轴、行星齿轮和花键的设计计算和校核。牵引电机输出的转矩经三级圆柱齿轮和二级行星齿轮减速器减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行走轮相啮合，再由行走轮与工作面刮板输送机上的齿轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴输出轴通过键与制动器相连，实现电牵引部的制动。MG400/900-WD型采煤机，操作方便，可靠性高，事故率低，开机效率高，可满足高产高效工作面的需要。关键词：采煤机；牵引部；行走部；行星齿轮AbstractThe MG300/900-WD coal mining machine is more than one kind of motor-driven, crosswise arrangement alternating current hauling coal mining machine. TAccording to the coal mining machine now development through analysis and comparison, determine the shearer traction, and the traction of the basic parameters are calculated in detail, introduces the walking part of the transmission system of the protocol; transmission device of kinematic and dynamic parameters calculation; each gear to determine the geometric size, and shaft; planetary reduction gear and spline design calculation and checking.he pulling motor outputs torque decelerates after the third-level cylindrical gears and the second-level planet gear reduction gear, by the planet carrier outputs, with walks lining on the feet and palms of buddha meshing through the driving gear, by walks again round and on working surface scraper conveyers rack rail meshing causes the coal mining machine back and forth to walk, simultaneously the brake spindle output shaft is connected through the key and the brake, realizes the electricity hauling department brake.The MG400/900-WD coal mining machine, the ease of operation, the reliability is high, the accident rate is low, the starting efficiency is high, may satisfy the high production highly effective working surface the need.Key word: The coal mining machine； the hauling department； walks；目 录 摘 要IAbstractII1引 言- 1 -1.1采煤机械发展的历史- 1 -1.2国外采煤机的发展状况- 1 -1.3国内采煤机的发展状况- 3 -1.4电牵引采煤机产生和发展- 4 -1.5采煤机类型- 5 -1.6采煤机的组成- 6 -1.7电牵引采煤机的优点- 7 -2.牵引机构传动系统- 8 -2.1主要技术参数- 8 -2.1.1电动机的选择- 9 -2.1.2传动比的分配- 11 -2.2.牵引部传动计算- 13 -3.牵引部齿轮设计计算- 16 -3.1齿轮1和齿轮2的设计及强度效核- 16 -3.2齿轮3和齿轮4的设计及强度效核- 25 -3.3齿轮5和齿轮6的设计及强度效核- 32 -4.牵引部行星机构的设计计算- 39 -4.1配齿计算- 39 -4.2行星齿轮的计算- 41 -4.3行星轮啮合要素验算- 54 -5轴的设计及校核- 58 -5.1 确定轴的最小直径- 58 -5.2花键的强度校核- 70 -5.3轴承的校核- 72 -6 采煤机的使用和维护- 74 -7总结- 76 -参考文献- 77 -致 谢- 78 - - 79 -1引 言1.1采煤机械发展的历史 煤炭企业由劳动密集型转向资本及技术高密集型。在矿井开采方面采用以日产万吨的超大型综合机械化采，煤工作面为核心的生产工艺。在实现煤炭生产工艺综合机械化的基础上，向遥控和自动化发展，机器人与人工智能和专家系统相结合，为采煤自动化开辟了新的途径。采掘行业的安全将不断提高，安全性将更加受到重视。环境治理及综合利用成为煤炭企业经营的重要方面。采掘工人将变得自由化、市场化人力配备管理。 早期的滚筒采煤机主要存在2个问题，（1）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；（2） 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做出两项改进。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。这两项改进使滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。1.2国外采煤机的发展状况(1) 牵引方式向电牵引方向发展。传统的液压牵引采煤机在国外仍然在生产和使用中，但已不占主导地位，由于电牵引采煤机的诸多优点，国外目前新开发的采煤机，特别是大功率采煤机基本上都是采用电牵引方式。(2) 装机总功率不断增大。为适应煤矿生产实现高产高效，国外采煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400 kW 以上，最新报道已达850 kW。牵引电机功率均在40 kW 以上，大的甚至达到125kW。总装机功率通常超过1000Kw，如EL3000型采煤机总装机功率高达2000 Kw，7LS5型采煤机达1 940Kw。(3) 电牵引方式趋向交流变频调速。电牵引采煤机的牵引方式按牵引电机的类型可分为直流牵引和交流牵引，由于交流变频调速电牵引系统具有技术先进可靠、维护管理简单、价格低廉等特点，近几年发展很快。20世纪90年代中后期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统。交流牵引正逐步替代直流牵引，成为今后电牵引采煤机的发展方向。(4) 无链牵引向齿轮一齿轨式演变。随着牵引力不断增大，销轮一齿轨式无链牵引已近淘汰，齿轮一链轨式无链牵引已使用不多，正逐步趋向于采用齿轮一齿轨式无链牵引。这是一种从齿轮一销轨式演变而来的无链牵引结构，圆柱销被齿轨所取代，焊接结构改成了整体精密铸造或锻造，宽度增大，节距由125mm增加到175mm。无链牵引的优缺点 无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵引链，而采用采煤机上的驱动轮与输送机上的齿条等相啮合的方式来移动机器。无链牵引具有一系列优点： 采煤机移动平稳、振动小，因而载荷均匀，延长了机器的使用寿命，故障率也大减小。 可利用无链双牵引传动将牵引力提高到400600kN，以适应采煤机在大倾角（最大达54）条件下工作，利用制动器还可以使机器的防滑问题得到解决。 可以实现工作面多台采煤机同时工作，提高工作产量。 啮合效率高，可将牵引力有效地用在割煤上 消除了牵引链带来的断链、反链敲缸等事故，大大提高了安全性。无链牵引的缺点是对输送机的弯曲和起伏不平的要求较高，对煤层地质条件变化的适应性较差，因底板及输送机起伏度太大，会影响无链牵引机构的啮合，造成传动件的损环事故。无链牵引机构使机道宽度增加约100mm，所以提高了对支架控顶能力的要求。1.3国内采煤机的发展状况(1)新设计的滚筒采煤机几乎都采用多电机横向布置；取消底托架；各大部件间采用液压螺栓、哑铃销、偏心锁紧螺母等联接，以构成采煤机的机身，左、右摇臂通过销轴铰接在机身的两端。(2)大力开发电牵引采煤机。装机功率1000kW以下的电牵引采煤机已逐步走向成熟，且形成系列，装机功率1800kW电牵引采煤机在研制中。目前国内使用的交流电牵引采煤机的电牵引调速系统主要有3种：即交流变频调速系统、电磁转差离合器调速系统和开关磁阻电机调速系统(简称SRD)。(3)我国经济型综采和高档普采的主要机型为MG200，目前在册近千台，该机型由于功率偏小、过断层能力差、结构上的局限性等，而需要改进以至换代。为此，近年来进行了MG200采煤机的换代设计。现已完成的MG150375w型及MG160375w采煤机均可作为MG200的换代产品，使用中已取得良好效果。(4)特殊机型采煤机的发展与应用。如天地科技股份有限公司上海分公司开发的MG250300NWD型电牵引短壁采煤机，可用于急倾斜特厚煤层水平分层放顶煤开采；“三下一上”采煤；煤柱和边角煤回收；短壁工作面双巷或单巷开采；长壁面开机窝；煤巷掘进等。1.4电牵引采煤机产生和发展近几年来，我国薄煤层采煤机得到了很大的发展，但在质量和寿命和高新技术应用与国内大型采煤机，特别是与国外采煤机相比还存在较大的差距。主机用原材料、关键零部件、轴承、密封件、电机、电器元件、液压元部件等都存在较大的差距。这些问题造成了我们的产品可靠性不高，寿命较低。国外综采工作面采煤机一般都装有自动监控、诊断、数据传输、无线电遥控装置，不仅操作方面，而且能通过诊断装置预先发现故障并及时排出。20世纪90年代后，随着煤炭生产集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行其主要方向是高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后成功开发MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤机，变频调速箱可以使机载，也可以是非机载。1.5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。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。1.6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。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。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。 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。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。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。1.7电牵引采煤机的优点采煤机牵引负载特性在截割时多为恒转矩特性，所需动力为机械特性为硬特性；调动时是恒功率特性，所需动力机械的机械特性为软特性。这对于电动机或泵马达系统只有调速才能满足这种恒转矩恒功率的负载特性，这种特性是为人为机械特性，即负载的变化按人规定的规律来变化。从这点出发，直流电动机、交流电动机、液压泵马达系统都是硬特性。因此，不论电牵引或液压牵引，应该说都具有良好的调速特性。但液压牵引的机械特性除了受负载影响外，还受油液的泄漏、粘度、温度和清洁度、制造和维修质量的影响到，特性曲线慢慢变软，但电动机特性除了受负载影响外，就没有像液压传动那么多的影响，也就是电牵引的牵引特性好，调速平稳性好，牵引特性曲线可长时间的保持稳定。(1) 机械传动效率高(2) 机械传动和结构简单(3) 生产率显著提高由于牵引力大、牵引速度高、截割电动机功率大，尤其是故障非常低，因而使生产率大大提高综合上述，电牵引采煤机最主要的优点是整机性能明显提高，工作可靠性大大加强，从而保证生产率明显提高。 2.牵引机构传动系统2.1主要技术参数主要技术参数及配套设备：采高（m）：2.23.5；适应倾角（）：25；煤质硬度 : f4；截深（m）：0.8滚筒直径 （m）： 1.6 电压（V）：1140；牵引形式 ：强力轮齿齿轨电牵引；额定牵引速度（m/min）：6额定牵引力（KN)：328 装机功率（Kw）：904 （其中两个截割电机2400Kw两个牵引电机237Kw，一个泵电机30KW，共计240023730=904Kw） 图2.1 牵引机构传动系统图2.1.1电动机的选择设计牵引部功率为37KW，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，查表2-1型号定为YBXn225S-4；其主要参数如下：额定功率：37Kw；额定电压：380V；满载电流：69A；额定转速：1480r/min；满载效率：0.936；满载功率因数：0.87；接线方式：Y；质量：400Kg；冷却方式：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齿轮减速机构。表2-12.1.2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。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。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，这里先确定行星减速机构的传动比。设计采用NGW型行星减速装置，其工作原理如下图所示：a太阳轮 b内齿圈 c行星轮 h行星架图2.2 NGW型行星机构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h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h上的行星轮c绕自身的轴线oxox转动，从而驱动行星架h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，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2.3，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架h为从动件时，传动比的推荐值为2.79。从采掘机械与支护设备上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为56。所以这里先定行星减速机构传动比：i i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，初定齿数及各级传动比为：i=z/z=2.84 i=z/z=2.13 i=6.3 2.2.牵引部传动计算各级传动转速、功率、转矩1）各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。 轴 nr/min 轴 n=n/i =1480/2.84 =511.127r/min轴 n=n/i =511.127/2.13 =244.66 r/min 轴 n=n/i =244.66/6.3 =38.83r/min轴 n=n/i =38.83/4.5 =8.629r/min2）各轴功率计算：轴 =370.990.98 =35.90Kw轴 .=35.900.980.97=34.127kW轴 P=P=34.1270.980.97=33.441kW轴 P=P= 33.4410.980.97=30.838kW轴 P=P=30.8380.980.97=29.315 kW式中 =0.99 =0.97 =0.99 3）各轴扭矩计算:轴 T=9550 轴 T=9550N轴 T=9550轴 T=9550轴 T=9550将上述计算结果列入下表：轴号输出功率P（kW）转速n(r/min)输出转矩T/(Nm)传动比轴35.901480231.1652.842.136.3轴34.127521.127625.4轴32.441244.661266.29轴30.83838.837584.424.5轴29.3158.62932443.881.36 3.牵引部齿轮设计计算3.1齿轮1和齿轮2的设计及强度效核计算过程及说明: 1) 选择齿轮材料查表2-3 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火 齿面硬度5862HRC 齿心硬度300HRC 2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度。小轮分度圆直径，由式得 (4-1)齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =25惰轮齿数： i=71齿数比 ： /=71/25传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=231165N载荷系数： 由文献1式（854）得表2-3常用齿轮材料及其机械性能 (4-2)使用系数：查表2-41.75动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数： 表2-4使用系数齿间载荷分布系数 在推荐值1.01.2 则载荷系数的初值 =1.75 =2.541 弹性系数： 查表2-5表2-5弹性系数 节点影响系数： 可知：重合度系数： Z=0.89许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力：查文献1=1430N=1430N应力循环次数：（工作寿命15年，设每年工作300天） 由式N=60njL得N 1=60njL=60 N= N/i=/2.84=2.814 则 查图2-3得接触强度的寿命系数=1 ,(不许有点蚀)硬化系数：查图2-4及说明 1接触强度安全系数：查表2-6，按较高可靠度查S=11.5，图2-3接触强度的寿命系数图2-4硬化系数表2-6最小安全系数 取故的设计初值为d =66.333mm齿轮模数： m=d/Z=66.333/25=2.65查表 取m=4mm小齿分度圆直径的参数圆整值：=25小轮分度圆直径： d=mZ=4中心距 ：=m/2(Z+ Z)=192mm 齿宽： b=0.8mm圆整 b=54mm齿宽： 小轮齿宽： =603）齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 (4-3)齿形系数 查文献 小轮Y=2.62 大轮Y=2.222应力修正系数： 查文献小轮Y=1.59 大轮Y=1.752重合度 =1.675重合度系数：由式=0.25+0.75/1.675=0.698许用弯曲应力：由式 (4-4) 弯曲疲劳极限 ： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.5 = =则公式: =142.33 =52.04 合格3.2齿轮3和齿轮4的设计及强度效核计算过程及说明:1) 选择齿轮材料查表 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度 小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =38大齿数： i=80.94圆整取=81齿数比 ： /=81/38 传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=625400N载荷系数： 由文献1式（854）得使用系数： 查表 175动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数：在推荐值1.01.2 则载荷系数的初值 =1.75 =2.541 弹性系数： 查表 节点影响系数： 可知：重合度系数： Z=0.89许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力： 查文献=1430N=1430N应力循环次数： 由式N=60njL得N=60njL=60 N=N/i=/2.13=1.321 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数Z= Z=1硬化系数： 查文献1图871及说明 1接触强度安全系数：查文献1表827，按较高可靠度查S=11.5， 取故的设计初值为d =109.94mm齿轮模数： m=d/Z=109.94/38=2.89查表 取m=4mm小齿分度圆直径的参数圆整值：=38小轮分度圆直径： d=mZ=4中心距 ： =m/2(Z+ Z)=238mm 齿宽： b=0.8mm惰轮齿宽： 小轮齿宽： =82mm3）齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数： 查文献 小轮Y=2.43 大轮Y=2.202应力修正系数： 查文献 小轮Y=1.652 大轮Y=1.771重合度 =1.66 重合度系数：由式=0.25+0.75/1.66=0.701许用弯曲应力：由式 弯曲疲劳极限： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.7 =581341.76=581341.76则公式:=158.18 =76.18合格3.3齿轮5和齿轮6的设计及强度效核计算过程及说明:1) 选择齿轮材料查表 2-3 两个齿轮都选用20GrMnTi调质2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周度小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =17惰轮齿数： i=23.18圆整 =23齿数比 ： /=23/17传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=32443880N载荷系数： 由文献1式（854）得 使用系数： 查表 1动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数： 在推荐值1.01.2 =1.1 则载荷系数的初值 =1 =1.45 弹性系数： 查表 节点影响系数： 可知： 重合度系数： Z=0.89 许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力： 查文献=1430N=1430N应力循环次数： 由式N=60njL得N=60njL=60 N= N/i=/1.36=3.5 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数Z=1.04Z=1.06硬化系数： 查文献1图871及说明 1接触强度安全系数：查文献1表827，按较高可靠度查S=11.5， 取故的设计初值为d =302.77mm齿轮模数： m=d/Z=302.77/17=18 查表 取m=16mm小齿分度圆直径的参数圆整值=17小轮分度圆直径： d=mZ=18中心距 ： =m(Z+ Z)/2=360mm 齿宽： b=0.8mm 圆整b=242惰轮齿宽： 小轮齿宽： =247mm3）齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数： 查文献 小轮Y=2.97 大轮Y=2.69应力修正系数：查文献 小轮Y=1.52 大轮Y=1.575重合度 =1.554重合度系数：由式 =0.25+0.75/1.554=0.732许用弯曲应力：由式 弯曲疲劳极限： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.5则公式: 得：=595396.67=595396.67=228.53=161.80合格4.牵引部行星机构的设计计算4.1配齿计算这里采用NGW型行星传动机构, 该种机构要正确啮合，必须满足四个条件：(1) 传动比条件：当中心轮a输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为Zb，中心轮的齿数为Za，则上述三个量满足满足下列关系： =1+Zb/Za (5-1) (2)同轴条件：为保证行星轮g同时与中心轮a,太阳轮b实现正确啮合，对于圆柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距与内啮合副的中心距相等，即=。对于标准传动或高度变位传动，有=可得： (5-2)在标准传动中，外啮合齿轮副的接触强度远低于内啮合齿轮的接触强度，为适当调节内外啮合齿轮副的接触强度，常采用角度变位传动，外啮合齿轮副通常采用大啮合角的正传动，；内啮合齿轮副一般采用小啮合角的正传动或负传动，这样整个行星传动的接触强度可提高30%，采用角变度传动时，外啮合和内啮合的中心距分别为： 由以上两式可得： (5-3)以上三式中 分度圆压力角；外啮合齿轮副的啮合角; 内啮合齿轮副的啮合角(3)装配条件：为保证各行星齿轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和与行星轮的数目的比值为整数，即：（整数）亦可表示为： (5-4) (4)邻接条件：行星机构在运动的过程中，行星轮之间不能发生干涉，即要保证两行星轮的中心距L大于两行星轮齿顶圆半径之和，即： (5-5)对于标准传动或高度变位传动有： 将以上两式代入式(3-5)得： (5-6) 依据上述四个条件，初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。4.2行星齿轮的计算已知：输入功率32.441Kw,转速244.66r/min，输出转速=38.83r/min一、 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的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。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为20CrMnTi，调质处理，硬度为262302HBS.齿形的加工为插齿，精度为7级。二、 确定各主要参数（1）行星机构总传动比：i=6.3，采用NGW型行星机构。（2）行星轮数目：取3。（3）载荷不均衡系数：采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 =1.15（4）配齿计算：太阳轮齿数=13内齿圈齿数 z =z圆整z=69行星轮齿数z= =29 （5）齿轮模数：按公式计算中心距： (5-7)1) 综合系数：K=1.152）太阳轮单个齿轮传递的转矩：T=1266.29=485.41N3）齿数比：u= z /z=28/13=2.154）取齿宽系数： 5）初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得mm =112mm6）计算模数：m=取标准值m=5mm7）未变位时中心距a：mm（6）计算变位系数1）a-c传动a)啮合角：=cos20 =0.9208 所以 =21.450b)总变位系数： =(inv-inv) (5-8) = =0.20834c)中心距变动系数： = (5-9)d)齿顶降低系数：-y=0.20834-0.2=0.00834e)分配变位系数：查图可知： x=0.28 x=-0.07166 2）c-b传动a)啮合角：=cos20式中， =(69-28) =102.5 代入 =cos20 =(102.5/106)cos20所以 =24.6785b)变位系数和：=(inv-inv) = =0.7835c)中心距变动系数：=d)齿顶降低系数：=0.7835-0.7=0.00835e)分配变位系数： x=-0.07166 x=+ x=0.7835-0.07166=0.7118 第二对行星齿轮的计算已知：输入功率30.838KW,转速38.83r/min，输出转速=8.629r/min三、 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的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。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为20CrMnTi，调质处理，硬度为262302HBS.齿形的加工为插齿，精度为7级。四、 确定各主要参数(1)行星机构总传动比：i=4.5，采用NGW型行星机构。(2)行星轮数目：取3。(3)载荷不均衡系数：采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 =1.15(4)配齿计算：(5)太阳轮齿数=14 内齿圈齿数z =z 取50 行星轮齿数z= =17.5 取 z=181) 齿轮模数：按公式计算中心距：2) 综合系数：K=1.153) 太阳轮单个齿轮传递的转矩：T=7584.42=2907.361N4) 齿数比：u= z /z=18/14=1.285) 取齿宽系数：=1.1 6) 初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得mm =150mm7)计算模数：m=mm取标准值m=9mm8) 未变位时中心距a：mm（6）计算变位系数1）a-c传动a)啮合角：=cos20 =0.938 所以 =20.2816b)总变位系数：=(inv-inv) = =0.0286c)中心距变动系数：=d)齿顶降低系数：-y=0. 0286-0.=0.016e)分配变位系数：查图可知：x=0.0191 x=0.0095 2）c-b传动 a)啮合角：=cos20式中， =(50-18)=144mm 代入 =cos20 =(144/142)cos20=0.9412 所以 =19.7b)变位系数和：=(inv-inv) = =-0.03c)中心距变动系数：=d)齿顶降低系数：-y=0. 03+0.22=0.19e)分配变位系数： x=0. 0095 x=+ x= -0. 03+0. 0095 = -0.0205第一对行星轮配齿验算：（1）传动比条件： z 28=（69-13） 满足（2）安装条件： （+ z/2=整数 (69+13)/2=整数 满足（3）同轴线条件: 13+28=69-28 故 满足（4）邻接条件: np 即： 3180/59.9=3.005 满足第二对行星轮配齿验算：（1）传动比条件： z= 18=(50-14） 满足（2）安装条件： （+ z)/2=整数 (50+14)/2=整数 满足（3）同轴线条件: 14+18=50-18 故 满足（4）邻接条件: np 即： 3180/49.88=3.6 满足几何尺寸计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数 太阳轮，行星轮内齿轮顶隙系数太阳轮，行星轮内齿轮代入上组公式计算如下：第一对太阳轮d=5=65mmda= 65+2=77.72mmd=65-2=53.8mm d=dcos20=65=61.08mm行星轮 d=5=140mmda=140+2=149.2mmd=140-2=125.93mm d=dcos20=140=131.55mm内齿轮d=5=345mmda= 345-2=329.96mmd=345+2=364.118mm d=dcos20=345=324.19mm第二对太阳轮d=9=126mmda=126+2=143.74mmd=126-2=101.14mm d=dcos20=126=118.4mm行星轮 d=9 =162mmda=162+2=179.88mmd=162-2=136.97mm d=dcos20=162 =152.23mm内齿轮d=9=450mmda=450-2=432.55mmd=450+2=471.23mm d=dcos20=350=422.86mm第一对太阳轮，齿宽b 取 则 b =1.1=71.5mm 取 b=70b=b=7010)=76第二对太阳轮，齿宽b 取 则 b =1.1=138.6mm 取 b=138b=b=13810)=1444.3行星轮啮合要素验算（1）a-c传动端面重合度1） 顶圆齿形曲径： (5-10)太阳轮 =11.11mm行星轮 =23.95mm2）端面啮合长度： (5-11)式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合,则:=11.11-23.95+106sin21.44=25.9（mm）3）端面重合度： (5-12)=1.756（2）c-b端面重合度1） 顶圆齿形曲径 ： 由上式计算得 行星轮 =23.95mm 内齿轮 =59mm2）端面啮合长度： =23.95-59+142sin24.6785=24.2383）端面重合度： =1.65第二对行星轮啮合要素验算（1）a-c传动端面重合度1）顶圆齿形曲径：太阳轮 =21.55mm行星轮 =27.7mm2）端面啮合长度：式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合,则: =21.55-27.7+142sin20.2816 =43.07mm3）端面重合度： =1.62（2） c-b端面重合度1）顶圆齿形曲径 ： 由上式计算得 行星轮 =27.7mm 内齿轮 =76.95mm2）端面啮合长度： =27.7+76.95-142sin19.7=56.78mm3）端面重合度： =1.85轴的设计及校核5.1 确定轴的最小直径轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈基础上进行的。为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。在一根轴上的轴承一般都取一样型号，使轴承孔尺寸相同，可一次镗孔，保证精度。输入轴为齿轮轴结构，如下图选取轴的材料为20Cr，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得表3-1 轴的常用材料及其力学性能惰一轴的设计由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为: 初取,经受力分析在确定轴的直径.该心轴分三段,从右端起:轴段1:该轴段直接安装在壳体上,起支撑作用.取其直径,为使该轴有足够的支撑强度,取其长度轴段2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰了轮.取其直径,这里选择调心滚子轴承253520,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为:两轴间有一长为10的距离套对其进行周向定位,该轴的长度轴段3:为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度,为了保证惰轮与截一轴的齿轮正确啮合,取该段的长度1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用. 圆周力: 选用45钢调质处理HBS=，因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷弯矩为：抗弯截面模量：许用弯曲应力所以该轴强度合格。公式为： (6-1)3.2轴的校核 轴1的设计与校核(1)轴上的转矩TT=9.55=9550=231.165Nm 由表42取A115 可得dA=115 =33.309取 d=67mm(2)求作用在齿轮上的力 轴1上大齿轮分度圆直径为： d=mZ=100mm 圆周力，径向力和轴向力的大小如下F=4623.3N =4623.3tan20=1682.74NF= F/cosa=4623.3/cos20=4920N (3)轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：1） 轴的计算简图 （见下页插图）2）求支反力水平面： R=NR=2069.48N垂直面： R=N R=3） 计算弯矩水平面弯矩： M=240059.08Nmm M=240059.68 Nmm 垂直面弯矩： M=86997.94Nmm M=87374.68Nmm合成弯矩： M=M=254951Nmm 扭矩 T=231165Nmm 轴的计算简图4） 扭矩： (6-2) =138699Nmm 5） 计算当量弯矩： (6-3)=289827.53Nmm轴的材料为45钢，调质处理，查文献2表41得由得 取 W=0.1d=30076=289827.53/30076=9.64该轴满足强度要求轴5的设计与校核(1)轴上的转矩TT=9.55=9550 由表42取A115可得dA=115 =172.87mm取 d=173mm(2)求作用在齿轮上的力 轴6上大齿轮分度圆直径为： d=mZ=272mm 圆周力，径向力和轴向力的大小如下F=23855.79N=23855.79tan20=8682.79NF=F/cosa=23855.79/cos20=25386.60N (3)轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：1） 轴的计算简图 （见下页插图）2）求支反力水平面： R =13177.48N R=10678.31N垂直面： R=4796.21N R=3886.58N3） 计算弯矩水平面弯矩： M=1238683.12Nmm M=2238683.96Nmm 垂直面弯矩： M=450843.74Nmm M=350843.28Nmm合成弯矩： M=130384.48Nmm M=1272792.21Nmm 扭矩 T=32443880Nmm4） 扭矩： =0.61272792.21=763675.32 Nmm5） 计算当量弯矩： =1509966.89=1483239.70Nmm 轴的计算简图轴的材料为45钢，调质处理，查文献2表41得由得 取 W=0.1d=491300=3.02该轴满足强度要求5.2花键的强度校核花键强度校核按公式 (6-4)式中传递的转矩各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）齿数齿的工作长度平均直径mm齿的工作高度mm渐开线花键花键模数m=6.5 齿数z=12 长度l=76许用压强查表2-23 =（1020）则 P=强度校核合格花键模数m=7 齿数z=13 长度l=79行星轮系花键校核按公式 代入数据得 P=强度校核合格花键模数m=9 齿数z=17 长度l=119行星轮系花键校核按公式 代入数据得 P=6.820000h轴承的寿命合格6 采煤机的使用和维护6.1采煤机轴承的维护据不完全统计，在采煤机发生故障的总数中，机械事故占 80 左右，而因润滑问题造成事故占很大的比例。采煤机轴承的维护及漏油的防治又是其中关键的一个环节。1采煤机轴承损坏形式和原因采煤机各传动轴承中，强度薄弱，容易损坏的部位有：(1)
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