mg110260wd型电牵引薄煤层截割部设计（机械cad图纸）

摘要我国是产煤大国，煤炭现在和将来几十年也都还是我国最主要的能源，随着煤炭开采的不断推进，资源总量不断减少，占煤炭资源总量的20%以上，含量多达25.29亿吨的薄和极薄煤层将是保证我国国民经济飞速增长的重要能源物质基础。现阶段薄煤层主要的采煤技术是滚筒式采煤机，螺旋钻采煤机，刨煤机等，其中，滚筒式采煤机因为适应性强，生产产量大，机械化程度和截割效率高等优点得到了飞速的发展，但是由于在薄煤层开采中采煤机工作空间受到很大的限制，对于滚筒，影响其装煤效果的因素很多，其中，摇臂壳对煤流阻挡就是一个主要的因素，这也是为什么很多摇臂都做成弯曲的原因。当螺旋滚筒直径较小，提高滚筒转速可以一定程度提高装煤效果，但是这种提高受到转速限制，所以本设计通过提出一种新型式布置的双滚筒式采煤机，将阻挡装煤的摇臂向采空区一侧进行布置，以便增加装煤效果，对于薄煤层开采具有重要意义，同时在设计过程中简化采煤机截割部的设计，尤其是采用直摇臂和常规的直齿圆柱齿轮传动，增加了可靠性，减少了加工和制造的难度。关键词：薄煤层滚筒式采煤机装煤截割部ABSTRACTChinaisabig-producingcoalcountry.coal,nowandfordecadesinthefutureisstillthemostimportantenergysource,withthecontinuousadvanceofcoalmining,thetotalresourceisdecreasing,About25.29milliontonsofcoalinthethinandverythinseamaccountformorethan20%ofthetotalcoalresourcewillbeanimportantmaterialfoundationofenergywhichcaneasuretherapiddevelopmentofthenationaleconomic.Atprensent,thinseamminingtechnologyisthemaindrumoftheshearer,CoalAuger,plow,etc.,Amongthem,drumshearerdevelopsrapidlyforitsadaptability,highyield,highmechanizationlevelandhighcuttingefficiencyadvantage,butbecauseoftheworkingspacofthethincoalseamshearereisverylimited,therearemanyinfluncingfactorsoftheloadingcoaleffect,Amongthem,rockershellofthecoalflowisthemajorbarrierfactor,thatiswhyalotofrockeraremadecrooked.Whenthediameterspiraldrumissmaller,increasingdrumspeedcanincreasecoalloadingeffecttosomeextent,buttheeffectislimitbythespeed,sothedesignlayoutanewtypeofdouble-drumshearer,arrangthearmwhichstopsloadingofcoalinthesideofrockgobinordertoincreasecoalloadingeffectofthethincoalseam,ithasgreatsignificanceinthedesignprocess.Meanwhilesimplifyingthedesignofshearercuttingunit,particularlytheuseofconventionalstraightarmandstraightteethgeardrive,itcanincreasereliabilityandreducethedifficultyofprocessingandmanufacturing.Keywords：ThincoalseamdrumshearercoalloadingCuttingpart目录一、绪论 11.1引言 11.2采煤机械概述 11.2.1采煤机械化的发展 11.2.2机械化采煤的类型 11.3采煤机简述 21.3.1采煤机的分类和组成 21.3.2滚筒采煤机的工作原理 31.3.3滚筒采煤机的特点 31.4MG110/260－WD型薄煤层采煤机 31.4.1MG110/260－WD型电牵引薄煤层采煤机总体介绍 31.4.2MG110/260－WD型电牵引薄煤层采煤机主要特点： 31.4.3主要用途及适用范围 41.4.4型号的组成及其代表的含义 41.4.5使用环境条件及安全警示 4二、设计过程和思想 4三、采煤机截割部的设计 6电机的选择： 62、传动比分配 62.1、总传动比 62.2、各级传动比分配 63、各级传动齿轮计算与校核 73.1、齿轮1和2设计与校核： 73.2、齿轮4和5号设计与校核： 123.3、齿轮6和7设计与校核： 183.4、齿轮9和10设计与校核： 244、轴的计算和校核 304.1、截一轴的设计与校核： 304.2、截二轴设计与校核： 364.3、截三轴设计与校核： 434.4、截四轴的设计与校核： 495、总结 55四、参考文献 56五、附录一：基于ansys和pro/E的轴的结构分析和疲劳分析 57六、附录二：基于ansys和pro/E的轴的结构分析和优化设计 64七、附录三、采煤机三维设计 72八、英文文献 73九、中文翻译 77十、致谢 81一、绪论1.1引言我国是产煤大国，煤炭现在和将来几十年也都还是我国最主要的能源，随着煤炭开采的不断推进，资源总量不断减少，可以预见占煤炭资源总量的20%以上，含量多达25.29亿吨的薄和极薄煤层将是保证我国国民经济飞速增长的重要能源物质基础。对以前难开采利用的薄和极薄煤层，边角煤等都要被有效地利用起来，这将增加对资源的有效利用率，也是保障能源供应的重要举措。当前，中厚煤层整套采煤技术已经相当成熟了，薄煤层和极薄煤层采煤技术由于难度大，效率低等问题还没有大规模地应用于实际生产。现阶段薄煤层主要的采煤技术是滚筒式采煤机，螺旋钻采煤机，刨煤机等，其中，滚筒式采煤机适应性强，生产产量大，机械化程度高，截割效率高等等优点得到了飞速的发展，但是由于在薄煤层开采中工作空间的限制，螺旋滚筒直径较小，转速较高，装煤效果不好是一个突出的问题，本设计通过提出一种新型式布置的双滚筒式采煤机，将阻挡装煤的摇臂向采空区一侧进行布置，以便增加装煤效果，同时简化采煤机设计，尤其是采用直摇臂，采用常规的直齿圆柱齿轮传动，减少了加工和制造的难度。1.2采煤机械概述1.2.1采煤机械化的发展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。20世纪40年代初，英国和苏联相继研制出来了链式采煤机。这种采煤机是用截链落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种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。这种采煤机的主要缺点有二，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。可提高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤机采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动监测、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经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：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。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：图1—1、三机配套图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。1.4MG110/260－WD型薄煤层采煤机1.4.1MG110/260－WD型电牵引薄煤层采煤机总体介绍MG110/260－WD型电牵引薄煤层采煤机（以下简称MG180/435-WD采煤机），为多电机横向布置，该机装机总功率260KW，截割功率2X110KW，牵引功率40KW。 MG110/260-WD采煤机，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，适用薄煤层开采。多电机驱动采用横向布置形式，拆装方便。1.4.2MG110/260－WD型电牵引薄煤层采煤机主要特点：1、除了具有传统双滚筒采煤机的所有特点为，由于采用摇臂向采空区一侧放置，有效地解决了采煤机摇臂对滚筒装煤过程中的阻挡，尤其是在薄煤层中，滚筒装煤效果不佳，这个作用就非常突出了。2、采用直摇臂，简化了摇臂的加工和制造，节约成本。3、采用四级圆柱直齿轮传动，没有变位齿轮，也没有行星结构，结构简化，制造复杂性减低，可靠性增加。1.4.3主要用途及适用范围MG180/435-WD采煤机适用于采高0.80-1.40m的薄煤层，倾角小于或等于35度，煤质中硬或中硬以下，含有少量夹矸的长壁式工作面。1.4.4型号的组成及其代表的含义图1—3、采煤机型号含义1.4.5使用环境条件及安全警示可在周围空气中的甲烷、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。海拔高度小于200m。周围介质温度不超过＋40摄氏度、不低于-10摄氏度。环境温度为＋25摄氏度时，周围空气湿度不大于97％。周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。6、该产品必须取得矿用产品安全标志后方可下井使用。7、该产品的电控腔急接线腔的箱盖严禁在带电的情况下打开。该产品在箱盖的显著位置已标有“严禁带电开盖”的字样。8、用的隔离开关“QS”严禁带电离合。9、该产品的电路严禁乱拆乱调。10、该产品开机前必须先通水，后开机，当喷雾泵站停止供水时，应立即停止电机运行。11、随时注意冷却水路中的安全阀，如产生释放现象，应及时检查原因。12、定期检查清洗水阀内的过滤器。13、随时注意各喷嘴运行情况，如有堵塞，应及时疏通。14、定期检查喷雾泵站至采煤机输水管各连接口是否密合，不得有渗透水现象。二、设计过程和思想本设计作为毕业设计，具有以下几个特点：第一、检验大学四年对基础和专业课知识的学习和掌握情况，尤其是知识的运用能力，是综合化和运用性的集中体现；第二、这次设计是作为我们由学校向工作单位的过渡，是一个缓冲和连接，这也是利用所学知识联系实际情况，综合解决问题的一次机会。第三、理论性和实践性高度统一，从设计过程中体会课堂上学不到的经验和知识。面对这次设计，我的工作流程大体如下：分析设计题目和要求——收集和查阅想关文献——确定设计思路和核心思想——方案设计和论证——具体结构细化——利用工具软件（pro/E，MATLAB）优化分析——绘图和编写设计说明书。图2-1采煤机截割部功能和结构分解示意图本次设计主要采用功能的核心思想，在《现代设计理论》中描述，设计最核心的理念是功能，设计的最终目标是完成既定的功能，功能决定结构，结构是功能的反映。基于此，将设计对象的功能进行分解，再从每一个子功能入手来设计和完成结构，这一保证了设计过程中不漏掉主要结构部件，每一个功能都有它自身明确的对应结构来完成，用功能来检查结构的设计。在功能等价，而结构不同的指导思想下，清晰的功能思想同时对于改进设计有指导性帮助。三、采煤机截割部的设计图3—1、截割部方案简图电机的选择：电机型号：YBC－100额定功率（kw）：100kw（暂时功率110KW）额定电压（V）：1140V额定电流（A）：68额定转速（r.p.m）：1470r.p.m工作效率：0.9功率因数：0.85电动机的转距：T＝=2、传动比分配2.1、总传动比总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速比值：根据计算和优化后的结果，电动机转速：1470转/分；滚筒转速：68.18转/分；所以：总传动比：2.2、各级传动比分配总体结构采用四级圆柱直齿轮加上两级惰轮传动，在保证总传动比的前提下，传动系统体积要最小（等价于用料最小），发挥的功效接近相同，而不出现浪费。基于计算和优化，得出各级传动比如下：第一级为2.882；第二级为2.278；第三级为2.158，第四级为1.552，外加两级惰轮传动，传动比为1。3、各级传动齿轮计算与校核3.1、齿轮1和2设计与校核：原动机为防爆电动机，高速齿轮（小齿轮）传递功率110kw，小齿轮转速1470r/min，传动比i=2.882，单向传递，齿轮的传递效率0.98，轴承的效率0.98，总效率，0.9604，工作有严重冲击，预期寿命5000小时。3.1.1、选择齿轮材料，确定许用应力：小齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60大齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60许用接触应力=接触疲劳极限查表取：16501650应力循环次数N:60×1470×1×5000n：齿轮转速，n=1470.00j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h4.4160×510.06×2×5000n：齿轮转速，n=1470j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=2：齿轮的工作寿命，=5000h3.06查《机械设计》第80页的图6-5得接触强度计算的寿命系数如下：1.041.05接触强度计算的最小安全系数依据经验取：1.1由上面的参数所以得出：1650×1.04/1.1=1560.001650×1.05/1.1=1575.00许用弯曲应力:弯曲疲劳极限查表取：900900弯曲强度寿命系数,查表取：11弯曲强度尺寸系数，查表取：1弯曲强度最小安全系数：1.6由上面的数据可以计算出：900÷1.6×1×1=562.5900÷1.6×1×1=562.53.1.2、齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮传动的精度等级，参考《机械设计》第84页的表6.7、6.8选取结果如下：Ⅱ公差组7级精度按式子：估取圆周速度:小轮的分度圆直径：齿宽系数，查《机械设计》第85页表6.9取：0.8小齿轮齿数，按照推荐值选择：=17大齿轮齿数：48.994，圆整后取49传动比：49/17=2.8823传动比误差：（2.8823-2.882）/2.882=0.000104<0.05误差范围满足要求小齿轮的转矩计算：=9.55×1000000×110÷1470=0.715载荷系数的计算公式为:,使用系数，查《机械设计》第76页表6.3取值为：1.75,动载系数，由《机械设计》第76页推荐值取为：1.1,齿间载荷分配系数，由《机械设计》第76页的简化计算推荐值取：1.05,齿向载荷分配系数，由《机械设计》简化计算的推荐值取：1.1由以上的参数可以计算出载荷系数：=1.75×1.05×1.1×1.1=2.223材料的弹性系数,由《机械设计》第78页表6.4取为：189.8节点区域系数,由《机械设计》第79页图6-3取为：2.5重合度系数,由推荐值取：0.85所以可以得出=70.99小齿轮的模数M计算公式如下:70.99/17=4.18，圆整后取5查表圆整后取模数为：=5小轮分度圆直径：5×17=85圆周速度v：=3.14x85x1470/60000=6.53m/s在估计的范围内部。标准中心距：5×（17+49）÷2=165齿宽b：85×0.8=68大轮齿宽：由于所以取70；小轮齿宽：，取为753.1.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：齿形系数查《机械设计》表6.5取为：小齿轮2.97大齿轮2.33应力修正系数查表取：小齿轮1.52大齿轮1.69重合度：=1.70重合度系数：0.25+0.75/1.70=0.69由以上的各个参数得出：310.65=332.84由以上的校核结果可以判断：齿根弯曲强度满足要求3.1.4齿轮的其它尺寸的计算：大齿轮的分度圆直径：5×49=245mm齿顶圆直径：85+2×5=95mm245+2×5=255mm齿根圆直径：85-2.5×5=72.5mm245-2.5×5=232.5mm3.2、齿轮4和5号设计与校核：原动机为防爆电动机，高速齿轮（小齿轮）传递功率101.46kw，小齿轮转速510.06r/min，传动比i=2.278，单向传递，齿轮的传递效率0.98，轴承的效率0.98，总效率，0.9604，工作有严重冲击，预期寿命5000小时。3.2.1、选择齿轮材料，确定许用应力：小齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60大齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60许用接触应力=接触疲劳极限查表取：16501650应力循环次数N:60×510.06×1×5000n：齿轮转速，n=510.06j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h1.5360×223.91×1×5000n：齿轮转速，n=223.91j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h6.7查《机械设计》第80页的图6-5得接触强度计算的寿命系数如下：1.081.15接触强度计算的最小安全系数依据经验取：1.1由上面的参数所以得出：1650×1.08/1.1=1620.001650×1.15/1.1=1725.00许用弯曲应力:弯曲疲劳极限查表取：900900弯曲强度寿命系数,查表取：11弯曲强度尺寸系数，查表取：1弯曲强度最小安全系数：1.6由上面的数据可以计算出：900÷1.6×1×1=562.5900÷1.6×1×1=562.53.2.2、齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮传动的精度等级，参考《机械设计》第84页的表6.7、6.8选取结果如下：Ⅱ公差组7级精度按式子：估取圆周速度:小轮的分度圆直径：齿宽系数，查《机械设计》第85页表6.9取：0.75小齿轮齿数，按照推荐值选择：=18大齿轮齿数：41.004，圆整后取41传动比：41/18=2.2777传动比误差：（2.278-2.2777）/2.278=0.0001<0.05误差范围满足要求小齿轮的转矩计算：=9.55×1000000×101.46÷510.06=1.900载荷系数的计算公式为:,使用系数，查《机械设计》第76页表6.3取值为：1.75,动载系数，由《机械设计》第76页推荐值取为：1.1,齿间载荷分配系数，由《机械设计》第76页的简化计算推荐值取：1.05,齿向载荷分配系数，由《机械设计》简化计算的推荐值取：1.1由以上的参数可以计算出载荷系数：=1.75×1.05×1.1×1.1=2.223材料的弹性系数,由《机械设计》第78页表6.4取为：189.8节点区域系数,由《机械设计》第79页图6-3取为：2.5重合度系数,由推荐值取：0.85所以可以得出=100.15小齿轮的模数M计算公式如下:100.15/18=5.563，圆整后取6查表圆整后取模数为：=6小轮分度圆直径：6×18=108圆周速度v：=3.14x108x510.06/60000=2.883m/s在估计的范围内部。标准中心距：6×（18+41）÷2=177齿宽b：108×0.75=81大轮齿宽：由于所以取80；小轮齿宽：，取为903.2.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：齿形系数查《机械设计》表6.5取为：小齿轮2.91大齿轮2.39应力修正系数查表取：小齿轮1.53大齿轮1.67重合度：=1.56重合度系数：0.25+0.75/1.56=0.73由以上的各个参数得出：470.77=529.62由以上的校核结果可以判断：齿根弯曲强度满足要求3.2.4齿轮的其它尺寸的计算：大齿轮的分度圆直径：6×41=246mm齿顶圆直径：108+2×6=120mm246+2×6=258mm齿根圆直径：108-2.5×6=93.0mm246-2.5×6=231.0mm3.3、齿轮6和7设计与校核：原动机为防爆电动机，高速齿轮（小齿轮）传递功率97.44kw，小齿轮转速223.91r/min，传动比i=2.158，单向传递，齿轮的传递效率0.98，轴承的效率0.98，总效率，0.9604，工作有严重冲击，预期寿命5000小时。3.3.1、选择齿轮材料，确定许用应力：小齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60大齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60许用接触应力=接触疲劳极限查表取：16501650应力循环次数N:60×223.91×1×5000n：齿轮转速，n=223.91j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h6.7260×103.76×1×5000n：齿轮转速，n=103.76j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h3.11查《机械设计》第80页的图6-5得接触强度计算的寿命系数如下：1.181.21接触强度计算的最小安全系数依据经验取：1.1由上面的参数所以得出：1650×1.18/1.1=1770.001650×1.21/1.1=1815.00许用弯曲应力:弯曲疲劳极限查表取：900900弯曲强度寿命系数,查表取：11弯曲强度尺寸系数，查表取：1弯曲强度最小安全系数：1.6由上面的数据可以计算出：900÷1.6×1×1=562.5900÷1.6×1×1=562.53.3.2、齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮传动的精度等级，参考《机械设计》第84页的表6.7、6.8选取结果如下：Ⅱ公差组7级精度按式子：估取圆周速度:小轮的分度圆直径：齿宽系数，查《机械设计》第85页表6.9取：0.6小齿轮齿数，按照推荐值选择：=19大齿轮齿数：41.002，圆整后取41传动比：41.002/19=2.158传动比误差：（2.158-2.158）/2.158=0<0.05误差范围满足要求小齿轮的转矩计算：=9.55×1000000×97.44÷223.91=4.156载荷系数的计算公式为:,使用系数，查《机械设计》第76页表6.3取值为：1.75,动载系数，由《机械设计》第76页推荐值取为：1.1,齿间载荷分配系数，由《机械设计》第76页的简化计算推荐值取：1.05,齿向载荷分配系数，由《机械设计》简化计算的推荐值取：1.1由以上的参数可以计算出载荷系数：=1.75×1.05×1.1×1.1=2.223材料的弹性系数,由《机械设计》第78页表6.4取为：189.8节点区域系数,由《机械设计》第79页图6-3取为：2.5重合度系数,由推荐值取：0.85所以可以得出=126.00小齿轮的模数M计算公式如下:126.00/19=6.63，圆整后取7查表圆整后取模数为：=7小轮分度圆直径：7×19=133圆周速度v：=3.14x133x223.91/60000=1.558m/s在估计的范围内部。标准中心距：7×（19+41）÷2=210齿宽b：113×0.6=67.8大轮齿宽：由于所以取70；小轮齿宽：，取为753.3.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：齿形系数查《机械设计》表6.5取为：小齿轮2.85大齿轮2.40应力修正系数查表取：小齿轮1.54大齿轮1.67重合度：=1.632重合度系数：0.25+0.75/1.632=0.70由以上的各个参数得出：406.50=397.73由以上的校核结果可以判断：齿根弯曲强度满足要求3.3.4、齿轮的其它尺寸的计算：大齿轮的分度圆直径：7×41=287mm齿顶圆直径：133+2×7=147mm287+2×7=301mm齿根圆直径：133-2.5×7=115.5mm287-2.5×7=269.5mm3.4、齿轮9和10设计与校核：原动机为防爆电动机，高速齿轮（小齿轮）传递功率89.84kw，小齿轮转速103.76r/min，传动比i=1.522，单向传递，齿轮的传递效率0.98，轴承的效率0.98，总效率，0.9604，工作有严重冲击，预期寿命5000小时。3.4.1、选择齿轮材料，确定许用应力：小齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60大齿轮：20CrMnTi，淬火加渗碳处理；HRC=60许用接触应力=接触疲劳极限查表取：16501650应力循环次数N:60×103.76×1×5000n：齿轮转速，n=103.76j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h3.1160×68.18×1×5000n：齿轮转速，n=68.18j：齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；j=1：齿轮的工作寿命，=5000h2.04查《机械设计》第80页的图6-5得接触强度计算的寿命系数如下：1.211.23接触强度计算的最小安全系数依据经验取：1.1由上面的参数所以得出：1650×1.21/1.1=1815.001650×1.23/1.1=1845.00许用弯曲应力:弯曲疲劳极限查表取：900900弯曲强度寿命系数,查表取：11弯曲强度尺寸系数，查表取：1弯曲强度最小安全系数：1.6由上面的数据可以计算出：900÷1.6×1×1=562.5900÷1.6×1×1=562.53.4.2、齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮传动的精度等级，参考《机械设计》第84页的表6.7、6.8选取结果如下：Ⅱ公差组7级精度按式子：估取圆周速度:小轮的分度圆直径：齿宽系数，查《机械设计》第85页表6.9取：0.6小齿轮齿数，按照推荐值选择：=23大齿轮齿数：35.006，圆整后取35传动比：35/23=1.52174传动比误差：（1.522-1.52174）/1.522=0.00017<0.05误差范围满足要求小齿轮的转矩计算：=9.55×1000000×89.84÷103.76=8.269载荷系数的计算公式为:,使用系数，查《机械设计》第76页表6.3取值为：1.75,动载系数，由《机械设计》第76页推荐值取为：1.1,齿间载荷分配系数，由《机械设计》第76页的简化计算推荐值取：1.05,齿向载荷分配系数，由《机械设计》简化计算的推荐值取：1.1由以上的参数可以计算出载荷系数：=1.75×1.05×1.1×1.1=2.223材料的弹性系数,由《机械设计》第78页表6.4取为：189.8节点区域系数,由《机械设计》第79页图6-3取为：2.5重合度系数,由推荐值取：0.85所以可以得出=170.99小齿轮的模数M计算公式如下:170.99/23=7.43，圆整后取8查表圆整后取模数为：=8小轮分度圆直径：8×23=184圆周速度v：=3.14x184x103.76/60000=1.000m/s不在估计的范围内部，将原来的精度降低一级变为8级。标准中心距：8×（23+35）÷2=232齿宽b：184×0.6=110大轮齿宽：由于所以取110；小轮齿宽：，取为1153.4.3、齿根弯曲疲劳强度校核计算：齿形系数查《机械设计》表6.5取为：小齿轮2.69大齿轮2.45应力修正系数查表取：小齿轮1.57大齿轮1.65重合度：=1.867重合度系数：0.25+0.75/1.867=0.63由以上的各个参数得出：551.12=527.34由以上的校核结果可以判断：齿根弯曲强度满足要求3.4.4、齿轮的其它尺寸的计算：大齿轮的分度圆直径：8×35=280mm齿顶圆直径：184+2×8=200mm280+2×8=296mm齿根圆直径：184-2.5×8=164mm280-2.5×8=264mm截割部传动齿轮设计参数表序序号模模数齿齿数齿齿宽分分度圆顶齿顶圆根齿根圆1151775859572.52254970245255232.53354970245255232.544618901081209355641802462582316671975133147115.57774170287301269.58874170287301269.5998239518420016411083590280296260（注：以上除了齿数以外，单位皆为mm，总传动比为:21.56；电机转速1470r/min；滚筒转速为68.18r/min。）4、轴的计算和校核4.1、截一轴的设计与校核：轴上小齿轮为连轴齿轮，与轴合为一体，通过齿轮的啮合将功率传给下一个齿轮。电机通过花键与齿轮轴连接，轴内部有一个套用于摇臂的离合和导向。轴1的输出功率为110KW，转速为1470r/min；单向运转，严重冲击。齿轮1的齿宽为75mm，分度圆直径85mm，齿数17，模数5mm，压力角20°；花键的模数是2mm，齿数为22，分度圆直径为44mm；压力角为304.1.1、计算作用在齿轮上的力：转矩=0.71分度圆直径85mm圆周力2×0.71÷85=1.67N径向力1.67×=6078N计算作用在花键上的力：转矩=0.71分度圆直径44mm圆周力2×0.71÷44=3.23N径向力1.80×=1.86N4.1.2、初步估算轴的直径：由于采煤机的工作情况比较恶劣，所以选取力学性能比较优异的18Cr2Ni4WA作为轴的材料，并且对其进行调质和渗碳处理，轴的加工采用精车，表面粗糙度要达到要求。由式计算轴的最小直径；加大7%考虑键的影响和轴的中空。查表取105则：=47.34考虑到其内部要中空，并导入离合装置，所以圆整后取为604.1.3、轴的结构设计1、确定轴的结构方案小齿轮为轴齿轮，所以其定位问题不用考虑，轴要能够满足一下功能：为轴承提供轴向和周向的可靠定位，一般轴向是通过轴上加工台阶来完成，轴和电机的连接采用能传递大扭矩的30°花键连接，增加其传递能力和可靠性。轴的倒角和圆角主要由轴的尺寸和安装的需要和标准件的倒角和圆角决定。轴从左到右，共分为5段，分别为1到5编号。参见轴的示意图。2、确定各轴段直径和长度1段：此段的主要目的是为离合机构提供一个导向的套，便于在拔出和插入的过程中，方便，快捷，准确。同时它也是轴承的支撑轴段，依据套和轴承的的要求和具体的尺寸，所以28mm；60mm；2段：按照初步估算的轴的直径选择轴承，参照轴承的内外径和其他参数，此段主要是为了给轴承一个轴向的定位，同时保证轴承轴向距离摇臂内壁的距离为15mm。所以15mm，所以64mm3段：此段的结构为轴连齿轮，所以其具体的尺寸由齿轮校核中所得到的齿轮的具体尺寸决定；所以75mm，齿轮的分度圆直径为85mm，齿根圆直径为72.5mm，齿顶圆直径为95mm；4段：按照初步估算的轴的直径选择轴承，参照轴承的内外径和其他参数，此段主要是为了给轴承一个轴向的定位，同时保证轴承轴向距离摇臂内壁的距离为15mm。所以15mm，同时为了保证花键的加工后轴的强度和刚度，加大其直径，所以68.5mm；5段：为轴承提供支撑，40mm，60mm；另外是轴上的花键的尺寸：M=2mm；Z=22；压力角为30°，7级精度，H的公差带；分度圆直径D=MZ=2*22=44mm；内花键大径：=47mm内花键小径：42.1mm花键的深度：71mm下图为轴的结构示意图：图4-1、轴的结构示意图3、确定轴及齿轮的作用位置：左侧调心滚子轴承宽28m，其支点尺寸a＝28/2＝14mm，右侧调心滚子轴承宽28m，其支点尺寸a＝28/2＝图4-2、轴上受力位置及受力示意图4.1.4、绘制轴的弯矩图和扭矩图2.4.1.4.1、求轴承的支反力：在H面内：力的平衡方程：力矩的平衡方程：其中：AB=14mmBC=66.5CD=55DE=15EF=14mm由以上的条件可以求得：在V面内：力平衡方程：力矩的平衡方程：其中：AB=14mmBC=66.5CD=55DE=15EF=14mm由以上的条件可以求得：2.4.1.4.2、弯矩和剪力图如下：图4-3、轴3的弯矩和扭矩图（注：以上各物理量的单位皆为：）4.1.5、按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：，取折合系数，则C点处当量弯矩：方向为负则D点处当量弯矩：方向为负轴的材料为，调质渗碳处理。，轴的计算应力为其中：d=72.5mm；β=49/72.5=0.6758；计算结果表明满足强度要求。4.1.6、精确校核轴的疲劳强度：1、轴的细部结构设计：圆角半径：各轴肩处圆角半径见轴的CAD图；键槽：采用的是花键。精加工方法：精车；2、选择危险截面：在轴的各个台阶所在的各截面均有应力集中源，选择其中靠近键槽同时又靠近轴的台阶的截面，其为应力较大、应力较集中较严重的从右边起的第一个台阶和第二个台阶之间的截面为危险截面。3、计算危险截面工作应力：截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：其中:抗扭截面系数：截面上弯曲应力：762500/27556=27.67截面上扭剪应力：710000/55112=12.88弯曲应力副：27.67弯曲平均应力：扭切应力：=6.444、确定轴材料机械性能弯曲疲劳极限：530剪切疲劳极限320材料特性系数：0.10.055、确定综合影响系数：轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，，由表8.9差值计算得3.10；1.81； 配合处综合影响系数，根据，配合H7/k6由表8.11差值计算得3.90；2.74；键槽处有效应力集中系数，根据由表8.10差值计算得1.75；1.60；尺寸系数，根据d由图8-12查得0.70；0.76；表面状况系数，根据，表面加工方法查图8-2得0.78轴肩处综合影响系数为：键槽处综合影响系数为：同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故取综合影响系数5.67；3.05；6、计算安全系数：取需用安全系数[S]＝1.8=3.38；；；经校核，疲劳强度安全。4.2、截二轴设计与校核：轴上小齿轮为连轴齿轮，与轴合为一体，通过齿轮的啮合将功率传给下一个齿轮。大齿轮通过花键与齿轮轴连接，轴3的输出功率为101.46KW，转速为510.06r/min；单向运转，严重冲击。齿轮3的齿宽为70mm，分度圆直径245mm，齿数49，模数5mm，压力角20°；齿轮6的齿宽为90mm，分度圆直径108mm，齿数18，模数6mm，压力角20°；花键的模数是4.2.1、计算作用在齿轮上的力：转矩=1.9分度圆直径108mm圆周力2×1.9÷108=3.52N径向力3.52×=1.28N计算作用在花键上的力：转矩=1.9分度圆直径93mm圆周力2×1.9÷82.5=4.6N径向力4.6×=1.67N4.2.2、初步估算轴的直径：由于采煤机的工作情况比较恶劣，所以选取力学性能比较优异的18Cr2Ni4WA作为轴的材料，并且对其进行调质和渗碳处理，轴的加工采用精车，表面粗糙度要达到要求。由式计算轴的最小直径；加大3%考虑键的影响。查表取105则：=63.13圆整后取为704.2.3、轴的结构设计1、确定轴的结构方案小齿轮为轴齿轮，所以其定位问题不用考虑，轴要能够满足一下功能：为轴承提供轴向和周向的可靠定位，一般轴向是通过轴上加工台阶来完成，轴和电机的连接采用能传递大扭矩的30°花键连接，增加其传递能力和可靠性。轴的倒角和圆角主要由轴的尺寸和安装的需要和标准件的倒角和圆角决定。轴从左到右，共分为9段，分别为1到9编号。参见轴的示意图。2、确定各轴段直径和长度各轴段直径和长度1段：按照初步估算的轴的直径选择轴承，其宽度为31mm，同时考虑用套筒将轴承和摇臂内壁隔开一定距离，在飞溅润滑是可以增加对轴承的润滑，所以31mm，直径为轴承内径，所以70mm2段：此段主要是实现轴承的轴向定位，同时使大齿轮与摇臂的内壁之间达到至少15mm的间距，台阶的高度由轴端的直径尺寸安装一定的经验公式选取，同时要求其不得高于轴承的内圈的外径，同时这段也是大齿轮连接用的花键，所以17.5mm，76mm；3段：此段主要是大齿轮的连接花键，所以取70mm，85mm；4段：此段主要是实现轴承的轴向定位，同时使大齿轮与摇臂的内壁之间达到至少15mm的间距，台阶的高度由轴端的直径尺寸安装一定的经验公式选取，同时要求其不得高于轴承的内圈的外径，同时这段也是大齿轮连接用的花键，所以17.5mm，94mm；5段：调整前后两个摇臂的距离，同时传递扭矩到下一个齿轮，所以240.5mm，70mm；6段：按照初步估算的轴的直径选择轴承，其宽度为31mm，同时考虑用套筒将轴承和摇臂内壁隔开一定距离，同时使齿轮与摇臂的内壁之间达到至少15mm的间距，台阶的高度由轴端的直径尺寸安装一定的经验公式选取，所以32.5mm，86mm7段：此段主要是大齿轮的连接花键，所以取90mm，120mm；8段：此段主要是实现轴承的轴向定位，台阶的高度由轴端的直径尺寸安装一定的经验公式选取，同时要求其不得高于轴承的内圈的外径，所以110mm，86mm；9段：按照初步估算的轴的直径选择轴承，其宽度为31mm，所以31mm，直径为轴承内径，所以70mm另外是轴上的花键的尺寸：M=2.5mm；Z=30；压力角为30°，7级精度，H的公差带；分度圆直径D=MZ=2.5*30=82.5mm；内花键大径：=85mm内花键小径：78mm花键的深度：80mm下图为轴的结构示意图：图4-3、轴的结构示意图4.2.4、确定轴及齿轮的作用位置：左侧调心滚子轴承宽31m，其支点尺寸a＝31/2＝15.5mm，右侧调心滚子轴承宽31m，其支点尺寸a＝图4-4、轴上受力位置及受力示意图4.2.5、绘制轴的弯矩图和扭矩图:（1）、求轴承的支反力：在H面内：力的平衡方程：力矩的平衡方程：其中：AB=15.5mmBC=68CD=68DE=209.5EF=93mmFG=170.5mmGH=15.5mm由以上的条件可以求得：在V面内：力平衡方程：力矩的平衡方程：其中：AB=15.5mmBC=68CD=68DE=209.5EF=93mmFG=170.5mmGH=15.5mm由以上的条件可以求得：（2）、弯矩和剪力图如下：图4-5、轴3的剪力图图4-6、轴3的弯矩和扭矩图（注：以上各物理量的单位皆为：）4.2.6、按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯矩：，取折合系数，则C点处当量弯矩：方向为正轴的材料为，调质渗碳处理。，轴的计算应力为其中：d=70mm；计算结果表明满足强度要求。4.2.7、精确校核轴的疲劳强度：1、轴的细部结构设计：圆角半径：各轴肩处圆角半径见轴的CAD图；键槽：采用的是花键。精加工方法：精车；2、选择危险截面：在轴的各个台阶所在的各截面均有应力集中源，选择其中靠近键槽同时又靠近轴的台阶的截面，其为应力较大、应力较集中较严重的从左边起的第四个台阶和第五个台阶之间的截面为危险截面。3、计算危险截面工作应力：截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：2060000/34300=60.060截面上扭剪应力：1900000/68600=27.69弯曲应力副：60.06弯曲平均应力：扭切应力：=13.84、确定轴材料机械性能弯曲疲劳极限：530剪切疲劳极限320材料特性系数：0.10.055、确定综合影响系数：轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，，由表8.9差值计算得2.10；1.55； 配合处综合影响系数，根据，配合H7/k6由表8.11差值计算得3.90；2.74；键槽处有效应力集中系数，根据由表8.10差值计算得1.75；1.60；尺寸系数，根据d由图8-12查得0.68；0.74；表面状况系数，根据，表面加工方法查图8-2得0.78轴肩处综合影响系数为：键槽处综合影响系数为：同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故取综合影响系数3.96；2.77；6、计算安全系数：取需用安全系数[S]＝1.8=2.23；=8.23；；经校核，疲劳强度安全。4.3、截三轴设计与校核：轴上小齿轮为连轴齿轮，与轴合为一体，通过齿轮的啮合将功率传给下一个齿轮。大齿轮通过花键与齿轮轴连接，轴4的输出功率为97.44KW，转速为223.91r/min；单向运转，严重冲击。齿轮5的齿宽为80mm，分度圆直径246mm，齿数41，模数6mm，压力角20°；齿轮6的齿宽为75mm，分度圆直径133mm，齿数19，模数7mm，压力角20°；花键的模数是4.3.1、计算作用在齿轮上的力：转矩=4.16分度圆直径133mm圆周力2×4.16÷113=6.26N径向力6.26×=2.28N计算作用在花键上的力：转矩=4.16分度圆直径93mm圆周力2×4.16÷93=8.95N径向力8.95×=3.26N4.3.2、初步估算轴的直径：由于采煤机的工作情况比较恶劣，所以选取力学性能比较优异的18Cr2Ni4WA作为轴的材料，并且对其进行调质和渗碳处理，轴的加工采用精车，表面粗糙度要达到要求。由式计算轴的最小直径；加大3%考虑键的影响和轴的中空。查表取105则：=81.9圆整后取为854.3.3、轴的结构设计：1、确定轴的结构方案小齿轮为轴齿轮，所以其定位问题不用考虑，轴要能够满足一下功能：为轴承提供轴向和周向的可靠定位，一般轴向是通过轴上加工台阶来完成，轴和电机的连接采用能传递大扭矩的30°花键连接，增加其传递能力和可靠性。轴的倒角和圆角主要由轴的尺寸和安装的需要和标准件的倒角和圆角决定。轴从左到右，共分为5段，分别为1到5编号。参见轴的示意图。2、确定各轴段直径和长度1段：按照初步估算的轴的直径选择轴