毕业设计（论文）-ML170连续采煤机总体设计

绪论1.1ML170连续采煤机的基本概况1.1.1连续采煤机的发展历程连续采煤机的发展大致可以划分为下一几个阶段：（1）第一阶段：连采机最开始的形式是链式截割连采机，由lion公司生产的CM28h型连采机和久益机械制造公司生产的3CM型号的连采机，这种连采机主要是应用煤矿冻土等场合。缺点就是链式容易断链、噪音大、挠性大而且装截煤效果不理想，同时结构复杂，所以被逐渐淘汰。（2）第二阶段：连采机的迅速发展，技术不断提升，采用机械传动三滚筒式结构，1980至今，开采技术和破壁开采的技术不断改善，连采机性能不断提高，适应能力增强，逐渐成为几个产煤大国采煤的主要设备。图1-114CM型号的链式连采机图图1-2于采煤-锚杆一体机的机械图1.1.2连续采煤机的前景发展我国的煤炭资源不仅分布范围广，而且分布的地质状况也很复杂。在近30多年开采过程中，可以长壁开采规则的煤田在慢慢减少，无规律的“三下”煤和埋藏量已经高达上百亿吨的残留煤炭的柱子，一边是长壁开采困难，另一边又是放置不管又会造成很大煤炭资源的浪费。现在，国内采煤的机械化率还很低，主要有原因是我国还不能完全自主生产连采机，一些生产技术我国还未掌握，国外连采煤机并不能很好的应用我国煤炭的地质状况。目前，连采机的断壁机械化开采是解决“三下”采煤和边角煤采集最有效的方法，所以，连采机在我国的应用市场很高。1.1.3连续采煤机的国内外应用（1）连续采煤机的国产化应用连采机在我国的应用主要可分为以下几个阶段。①从1980年开始，我国主要是以引进单机为主，引进了100多台连采机进行试验。在此期间，连采机在大同煤矿取得了优异的成绩，久益公司生产的12CM-9b连采机更是创造巷道月掘进2187m的当时全国纪录。②上世纪90年代，主要是成套引进。由于国内外高效高产矿井的快速发展，国内煤层巷道机械化掘进滞后的问题愈发严重。神东矿区从上世纪90年代开始，使用连采机和相应的支护设备进行巷道的短壁开采。通过具体操作，形成了具有神东自己特色的连采机短壁机械化巷道开采的方法，在巷道采煤的同时，也实现煤柱回收、煤巷快速掘进、运输、等多工序的机械化操作，提供了一种安全有效的短壁机械化开采方法。（2）连采机在国外的应用到目前为止，美国是使用连采机效果最好，使用数量最多的国家。近年来，虽然长壁综采的发展，连采机的产量有所下降，但1999年连采机煤炭年产量为2.21亿吨，仍占煤炭开产总产量的53%。连续采煤机的使用，创造了高产高效的好纪录。连采机平均日掘进尺60m，日产煤2000吨，有的机械化程度高的工作面日更是可以进尺100米，月产量达10万吨。1.2连续采煤机的主要结构连续采煤机的主体结构由截割部、装载和运输机构、行走部、油箱电控室等组成。截割部分采用三个截割滚筒，截割滚筒是由一个中间截割滚筒和两个外滚筒组成，根据任务书规定，合理选择滚筒的直径宽度，滚筒采用双螺旋叶片，截割部分与电机之间采用四级减速。装载机构选用星轮式，星轮式的装载机构不仅简单而且可靠。选用履带行走机构。履带式可以使用在地面不规则和松软的煤路，无需筑路和铺轨，具有安全可靠、牵引能力大、机动性好（不受轨道限制）、运行稳定、等好处，本设计采用履带式，以交流电机为驱动机构，并进行防爆防湿的设计。冷却除尘系统的设计主要使用内外冷的方法。抑尘系统由抽风机和主喷淋系统组成，对水进行扩散和雾化，使粉尘像水滴一样依附在水雾的表面，达到降尘的效果。电气控制系统主要有电源部分、控制以及检测部分。主要是煤矿井下防爆电气控制系统的设计。从实际的角度出发，设计了机械传动部分的故障监测功能、压力、液位及关键部分的故障分析设备和操作和诊断的灵活性。

2ML170连续采煤机总体方案设计2.1总体参数确定连采机的总体参数，是连采机主要性能参数，表示了连采机特性指标。连续采煤机的总体参数有：机重、外形尺寸、卧底量、采高、行走速度、截割力等。1总体参数采高2.0-4.0m总装机功率589kW卧底量300mm质量58t地隙300mm装载机构形式三星轮2截割滚筒滚筒转速53r/min宽度3300mm直径1120mm电机转速1480r/min3刮板输送机链速2.36m/s槽宽762mm4履带行走机构最大牵引力550~600KN行走速度0~7~12m/min5机器外形尺寸长度10.00m宽度3.200m高度1.500m2.2ML170连续采煤机方案初选适应条件巷道断面：连采机在采高的范围内可以根据煤层巷道的厚度调节高度，但截割部的宽度是固定不变的，所以不能随巷道宽度调正，所以呈矩形断面形状。地质条件：连采机应用在巷道的掘进及三下煤的回收，但是对顶、巷道的条件要求严格，对于顶板极差和三软（软的顶板岩层、软的主采煤层和软的煤层底板岩层）道路不适用。掘进效率：在巷道顶板条件好的煤层上，连采机掘进速度快，效率高。2.2.1截割机构的型式设计截割机构的主要形式有以下几种类型：(1)链式：工作能力稳定，有效地截落左、右外侧滚筒之间的煤体。但是链式的宽度有限，截割阻力比较大，同时截煤面积小，维修量较大，生产能力小。(2)三滚筒：滚筒的宽度大、截割煤层面积大、生产能力强，连续工作能力强等优点。本设计选用三种滚筒截割机构。结构的具体选择(1)截割滚筒的选择截割滚筒由两个外截割滚筒和一个中间滚筒组成，根据设计任务书，合理选择滚筒直径和宽度，可以增加机组的开采面积，同时也要满足符合2*170kw截割电机和减速器的设计，在最大限度的前提下提高传动效率，根据任务书的要求，截割滚筒直径为1120mm，总宽度为3300mm。图2-1截割滚筒结构图选用要求：高耐磨性；几何参数合理：固定可靠，拆卸方便。（2)连采机有很多部件之间的连接都是销轴链接，比如截割臂和车架之间的链接，油缸和车架之间的连接。销轴的固定可靠且有效的方式的如图2-2所示。在图2-2（a）中，在销钉的大端磨出一个缺口，然后固定在连接件上，使得物件只有x轴方向的自由度。XY向的自由度固定，不能旋转，导致受力侧就会受到较大的磨损。在图2-2（b）中，连接件有一凹槽，压盘夹在槽中。压板固定后，销钉不能一起移动，但可以转动，这是一种销钉连接，图2-2（c）所示销钉在螺钉固定后也可以转动。图2-2（d）与图2-2（a）相似，只是压板和销焊接在一起，使得销树无法转动。销轴树会产生一对大的销轴在经过偏心的磨损后，这对销轴会截割固定螺钉。经过以上论述，本次选用图2-2（b）中的销轴连接形式。图2-2销轴联接形式图(3)截割滚筒转速选择连采机的滚筒转速一般在35r/min~70r/min之间，鉴于本次设计已给定数据，本次设计选取滚筒转速为53r/min。2.2.2装载运输机构的型式设计（1）主要装载形式耙爪（蟹爪式）：目前应用广泛，这种方法结构简单，体积小，受力效果好。1-主扒爪2-偏心铰轴3-连杆4-摇杆铰轴图2-3扒爪式装载装置星轮式：这种机构运输平稳，简单，负载效率高，过载能力强，运输平稳，同时过载保护性能好。1-圆盘；2-弧形耙杆；3-压盖；4-铲装板；5-单链刮板输送机主轴图2-4拨盘式装载装置本次设计选择星轮式的设计。两侧星轮机构分别由一台170kw电机提供动力，星轮同时向相内侧转动。所产下的煤由铲板外侧到中央输送槽，然后输送槽内的刮板输送到机尾。（2）中间刮板运输的主要形式中单链就是链条在刮板的中心，刮板在中部槽中起导向作用，带动煤炭的输送。这种运输方式运煤少效率低。中双链即两根链条位于刮板的中间部分，两链中间间隔20%。这种输送方式的优点是机头尺寸小，而且链条的更换方便。但是能量消耗较大，效率不高。边双链即两根链条位于刮板两端。边双链的优势是过煤空间大,拉煤能力强，适于拉大块硬煤。此次设计采用的是边双链。2.2.3行走机构的型式设计行走机构可分为迈步、履带和导轨式三种。迈步式：这种机构使用液压机架装置工作，同时工作人员可以自由出入工作面，并通过加载机构到达机器后部。顶板起保护和临时支撑。2）导轨式：为了达到冲击破碎岩石的目的，将连采机通过导轨吊在顶板上，避开地面。该型钢轨的驱动机构对驱动力要求较高。3）履带式，具有不需要铺设轨道，运行可靠等优点，但结构复杂，零件容易磨损严重。本设计选择履带式行走机构。履带式的驱动方式有液压驱动、直流驱动和交流电机三种，其性能比较见表2-1。表2-1连续采煤机行走驱动性能比较项目液压传动直流传动交流传动系统实现难较难容易调速性能无极调速无极调速无极调速调速范围窄调速范围较窄调速范围宽维护量大较大小效率低较高小系统体积大较大小由表2-1可知，连采机如果采用液压传动方式驱动行走，会造成系统实施困难、管道相对复杂、容易发热、速度慢等问题，所以已不再采用；但采用直流驱动方式会带来体积大、维护量大、难以实现高速等问题，因此本次设计选择交流电机驱动方式实现连采机的步进驱动。2.2.4冷却、除尘系统的型式设计主要存在形式如下：连采机的除尘主要方式有一下几种：（1）喷雾式：利用高强高压下将水进行雾化处理扩散，然后灰尘附着水雾上，达到降尘的效果。有两种除尘方法：1外喷雾除尘式2内喷雾除尘式。（2）抽放方式：一般采用除尘器，利用风机在除尘器内产生负压，从进风口吸入工作粉尘空气，然后采用湿式或干式除尘。本设计主要采用喷雾器的内外冷却，抑尘系统由一套主喷雾系统和一套相应的抽风机组成。2.2.5电控系统型式设计电气控制系统通常包括电气部分、控制部分以及检测部分。电气控制系统的设计、制造和试验应符合煤矿防爆标准，并应符合相相应的规定和要求。机械传动的操作灵活性和诊断监控功能，从安全性和实用性的角度出发，必须安装遥控装置、故障诊断装置来测量和控制压力、温度、液位和关键部件。2.2.6液压系统型式设计截割臂、铲板、稳定靴液压缸和自动注油回路由一组六联多路换向方向阀组提供压力油。同时也向辅助油路中的电磁阀提供先导油，电磁阀控制其开启和关闭。工具泵由一台55kW发动机提供动力，该发动机将压力油按比例输送到每个执行机构。通过对连采机部件选型与设计，完成了连机的整体设计与优化。与传机械井相比，节能降耗，故障率低。连采机的总图：1截割部2摇臂3装载机构4刮板输送机5机架6左行走机构7右行走机构8电动机9电气系统10驾驶座11液压系统12支撑防护总成图2-5ML170连续采煤机总装配图2.3连采机的设计计算2.3.1最大采高摇臂摆角的计算根据任务书的要求，连采机的采高需要在2m到4m之间。滚筒的直径112mm，机身高1500，连采机133mm可见可以满足采高的最低要求。最大采高时摇臂摆角的计算：sin𝜑=（H采−RH机+）L（3-1=(4000−1120−1500+133)/4194=0.36𝜑=𝑎𝑟𝑐sin0.36=9.2°（3-2H采连采机最大采高mm；R切割滚筒的半径mm；H机机面高度mm；L摇臂长，mm。因计算出的角度与作图时的角度相等，所以最大采高校核成功。2.3.2最大卧底量的校核连采机的最大卧底量就是采煤机下切到底板以下的最大的深度。要将底板下的煤切的差不多，可以防止刮板输送机因底煤没清理干净在运行过程中飘起来。采煤机的铰接中心距上端面为133mm。最大卧底量的校核：sin𝜑=（H机−−R+𝐻卧）L（3-3=(1500−133−1120+300)/4194=0.36𝜑=𝑎𝑟𝑐sin0.36=16.2°（3-4）式中，𝐻卧是最大卧底量，mm；R滚筒的半径，mm；H机机面高度，mm；L摇臂长，mm。因计算出的角度与作图时的角度相等，所以最大采高校核成功。2.3.3牵引力的设计计算（1）主要技术性能参数下表5-1：表5-1电机性能参数名称单位数值和说明备注电动机功率KW转速r/min0～1480～2455电压V1140电流A输出轴传动比（i）牵引速度m/min0~9.79~16.3牵引力kN550～600履带板线速度m/s3.128驱动轮分度圆直径mm434总宽度mm560润滑方式飞溅润滑齿轮油型号N320（2）设计计算牵引电机的输出扭矩TKNM式中N：电机功率KWn1：转速r/min==239.5Nm传动比i=行走部的输出扭矩Ti=205.067=49113.5Nmi=205.067=29512.4Nm输出转速n1=r/minn2=r/min输出转速v1=πDn1=π×0.434×7.19=9.79m/minV2=πDn2=π×0.434×11.97=16.31m/min牵引力F1===226329.5N=226.3KNF2===136001.8N=136KN总牵引力ΕF1=226×2=452KNΕF2=136×2=272KN（3）所需牵引力的估算1、连续采煤机的基本运行阻力按其重量和基本阻力系数的乘积，履带的基本阻力系数，根据书P253表中选取砂土路面0.10~0.15，机器重量约58tF1=Υg=0.15×58000=8700KG=87KN2、滚筒的截割阻力估算K1G（K10.6~0.8）F2=0.6×58000=34800KG=348KN3、连续采煤机在倾角为16°时产生的分力F3=Gsinα=58000×sin16°=15986.9KG=159.9KN

3截割部减速器的选用与设计3.1减速器的型式设计机械传动系统的两个主要任务是保证工作装置达到预期的要求和传递功率，根据电机的功率和动力要求确定传动系统的具体方案和设计。在设计的传动装置中，由于工况要求，传动比大，传动功率和扭矩大，整体尺寸小。截割部分由两台170KW交流电机驱动，分别通过一直齿轮、锥齿轮和NGW行星齿轮，安装维护方便。图3-1截割部传动系统图3.2减速器行星齿轮部分设计时的注意事项减速器的设计必须同时考虑传动比和外形尺寸的要求。安装条件和相邻条件必须同时满足。减速机的整体结构是一个输出轴，两个NGW行星齿轮通过中心轮中心穿过，所以两个行星齿轮的中心轮的尺寸必须较大。3.3传动装置总传动比的确定和各级传动比的分配3.3.1分配传动比总的传动比：i=n减速器采用四级减速。一级传动选择直齿传动，改变传动方向但不改变传动大小，取iΙ=1。预设大小圆锥齿轮的传动比iΠi双下面计算双级NGW行星轮各级的传动比：

用角标Ⅰ表示高速级参数；角标Ⅱ表示低速级参数。高速与低速级外啮合齿轮选择相同的材料和齿面硬度，则σHlim⁡Ι=σHlim⁡Π取，nWΙ=B=dbΙdbΠ=1.03KVΙA=n式中：σHZW工作硬化系数当HBW<130时，ZW=KVKHβ--接触强度计算的齿向载荷分布系数取KkA—使用系数取kZNTE=ABiⅣ3.3.2传动装置参数计算1）各级传动的转速、功率、转矩Ⅰ轴：表示高速轴Ⅱ轴：表示小圆锥齿轮所在的轴Ⅲ轴：表示大圆锥齿轮所在的轴Ⅳ轴：表示双级NGW的第一级行星轮所在H轴Ⅴ轴：双级NGW的第二级行星轮所在H轴2）各个轴的转速计算：Ⅰ轴：nΙⅡ轴：nΠⅢ轴：nⅢⅣ轴：nⅣⅤ轴:nⅤ3）各轴的输入功率P（kw）Ⅰ轴的输入功率：PⅡ轴的输入功率:PⅢ轴的输入功率：PⅣ轴的输入功率：PⅤ轴的输入功率:P式中：ηC--联轴器传动效率η1--圆柱齿轮传动效率（七级）ηg--双列滚柱轴承传动效率η2--圆锥齿轮传动效率（八级）η3--NGW行星轮传动效率η4--NGW行星轮传动效率ηb4）各轴扭矩计算：Ⅰ轴的扭矩：TⅡ轴的扭矩：TⅢ轴的扭矩：TⅣ轴的扭矩：Ⅴ轴的扭矩:T3.4四级减速器的具体设计计算3.4.1计算第一级圆柱齿轮传动1）选择齿轮材料（1)分析机械手册选取齿轮选取7级精度，两齿轮的材料都选择40Gr(合金结构钢)，表面淬火以及调制，齿面硬度达到48~55HRC。计算两圆柱齿轮1,2由于这一级传动不改变转速，又因为，所以取：Ζ按齿面接触强度设计d1t>2.32×（2)确定公式内的各计算数值试选K=1.3；计算齿轮1上传递的转矩：T计算齿轮2上传递的转矩:T因齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数:分析机械设计手册可知弹性系数:齿轮1和2的接触疲劳极限为：σ分析机械设计手册计算应力循环次数：N由查机械设计手册取接触疲劳寿命系数：K计算接触疲劳需用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由下式计算公式得:σσ许用接触应力的计算2）参数的计算：（1)齿轮1分度圆直径的计算过程：d1t×（2)计算圆周速度v（3)计算齿宽b（4）计算齿宽和齿高之比模数mℎb（5)计算载荷系数依据v=9.06m/s分析机械设计手册查得动载系数KV分析机械设计手册查得使用系数KA分析机械设计手册查得(插值法)K分析机械设计手册查得KFβ分析机械设计手册查得KHα故载荷系数：K（6)依据实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径由公式得：d（7）计算模数m3）依据齿根弯曲强度设计由公式mn≥32KTYFa(1)确定计算参数计算载荷系数K机械设计手册查得，YFα1=2.45机械设计手册查得,Y计算齿轮1、2的并比较分析机械设计手册得1、2的弯曲疲劳极限σ分析机械设计手册取弯曲疲劳寿命系数取安全系数由公式得：σYY齿轮2的数值大（2）设计计算m通过对计算结果的比较，因为齿根弯曲疲劳强度计算的小于齿面解除疲劳强度计算的法面模数,可以满足所需要的弯曲强度。为了同时还可以满足接触疲劳强度，还要按接触疲劳强度计算得出的分度圆直径d1=159.06取Ζ4)几何尺寸计算取h计算两齿轮的分度圆直径:d1计算中心距：a=计算齿轮宽度：b=计算齿顶高：ℎ计算齿根高：ℎf1计算齿全高：ℎ计算齿顶圆直径：d计算齿根圆直径：d计算基圆直径：d计算齿距：P=π计算基圆（法向）齿距：P计算分度圆齿槽宽：e=计算分度圆齿厚：3.4.2计算第二级圆锥齿轮传动材料选择。选取大小圆锥齿轮材料均为40Gr(合金结构钢)，且经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮选取7级精度初步设计公式de1≥19513KTⅢu①计算参数(1)载荷系数K=1.2~1.8,取K=1.7；(2)齿数比u=(3)估算时的齿轮需用接触应力σ估算时的安全系数Sσ(4)估算结果d②几何计算（1）齿数Ζ1=21,（2）分锥角δδ（3）大端模数m查表取（4）大端分度圆直径dd(5)外锥距R（6）齿宽系数取ϕR（7）齿宽:b=取b=85实际齿宽系数ϕ（8）中点模数m（9）中点分度圆直径dd（10）由机械设计手册查得切向变位系数xt（11）分析机械设计手册得变位系数x1（12）顶隙c=c（13）大端齿顶高ℎℎ（14）大端齿根高ℎℎ（15）全齿高ℎ=（16）齿根角θθf2=arc(17)根锥角δδ（18）齿顶角θθ（19）顶锥角δδ（20）大端齿顶圆直径dd（21）冠顶到轮冠的距离AA（22）大端分度圆弧齿厚ss（23）大端中点分度圆弦齿厚ss（24）大端分度圆弦齿高ℎℎ(25)当量齿数ΖΖ（26）当量齿轮分度圆直径dd（27）当量齿轮顶圆直径dd（28）当量齿轮根圆直径dd（29）当量齿轮传动中心距a（30）当量齿轮基圆齿距P（31）啮合线长度g=0.5×（32）端面重合度ε（33）齿中部接触线长度l（34）齿中部接触线的投影长度l③齿面接触疲劳强度校核计算公式σH=ZMZ（1）重点分度圆上的切向力F（2）使用系数查机械设计手册取KA（3）动载系数选择齿轮精度为7级，中点节线速度v分析机械设计手册得KV(4)齿向载荷分配系数由机械设计手册取KHβe=KHβ（5）端面载荷系数Ftbe（6）节点区域系数Z（7）中点区域系数Z（式中F1（8）弹性系数分析机械设计手册得ZE（9）计算齿面接触强度螺旋角系数分析机械设计手册得Zβ（10）计算齿面接触强度的锥齿轮系数分析机械设计手册得ZK（11）计算齿面接触强度载荷分配系数分析机械设计手册得ZLS(12）计算接触应力σ=852.43N/mm（13）许用接触应力σHP=ZNTZLVR（14）试验齿轮的接触疲劳极限σ（15）寿命系数NNZNT=0.9(小锥齿)（16）润滑油膜影响系数分析机械设计手册查得ZLVR（17）工作硬化系数分析机械设计手册图得ZW（18）尺寸系数分析机械设计手册图得ZX（19）最小安全系数分析机械设计手册表得SHlim（20）许用接触应力值σHP=ZNTZ=（21）齿面接触强度校核结果σ④齿根抗弯疲劳强度校核计算公式

σF=KAKV由前式已知KF（1）符合齿形系数分析机械设计手册图得Y（2）计算齿根强度的重合度系数分析机械设计手册式得Yε（3）计算齿根强度的锥齿轮系数分析机械设计手册式得YK(4）计算齿根强度的载荷分配系数分析机械设计手册式得YLS（5）齿根弯曲应力计算值σF=255.00σ（6）齿根许用弯曲应力σFP=σFE（7）齿根弯曲疲劳极限应力基本值分析机械设计手册图得σFE（8）寿命系数由机械设计手册查得YNT1=0.9（小锥齿）（9）相对齿根圆角敏感系数分析机械设计手册第二章得YδrelT=1（齿根圆角参数范围（10）相对齿根表面状况系数分析机械设计手册第二章得YRrelT=1(齿根表面粗糙度R（11）计算齿根强度的尺寸系数由机械设计手册表得YX1=Y（12）最小安全系数由机械设计手册表得SFlim（13）许用弯曲应力值σ=σ=(14)齿轮抗弯曲强度校核结果σσ3.4.3计算双级NGW行星齿轮传动高速级与低速级外啮合齿轮所选用材料、齿面硬度均相同。Ⅰ：高速级参数Ⅱ：低速级参数。则σHlim⁡Ι=σHlim⁡Π取nB=dbΙdbΠ=1.03KA=nE=AB3=3.348×3-2双级NGW传动图高速级（第一级）（1）齿数配比计算传动比条件i同心条件Z装配条件Za邻接条件2由以上关系得出Zc=1.1Z取Za=计算变位系数j=Zb（2）按接触强度初算传动的中心距和模数输入转矩T设载荷不均系数Kc=K在一对传动中，小齿轮（太阳轮）传递的转矩T依据机械设计手册查得接触强度使用的综合系数K=3.8；齿数比u=（1）太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度56~60HRC,查机械设计手册选取σ取齿宽系数φa依据机械设计手册中的公式计算中心距a≥483u+13KTaφ模数：又考虑到减速器输出轴的直径dmin第一级行星轮减速器中心轮的直径dmin=A03=112×3152.07所以第一级中心轮的定位套至少为d=140.6+67.68取m=10a（2）按预取啮合角αac,,=y=0.5×则中心距a取a（3）计算传动的实际中心距变动系数和啮合角ycos∴α（4）计算a−c传动的变位系数x=经过机械手册的核算校验，在P4与P5线之间，综合性能为最好，通过分析机械手册分配变位系数，可得x而x（5）计算传动的中心距变动系数ycb和啮合角传动未变时的中心距aycos∴α（6）计算c−bxbc=Zb=通过机械设计手册校核，xbc在P4与P5线之间的综合性能最好，通过分析机械设计手册的分配变位系数，可得而x（7）几何尺寸计算。计算0，轮的几何尺寸，取h计算分度圆直径ddd计算齿顶高ℎℎ计算齿根高ℎ计算齿顶圆直径ddd计算齿根圆直径ddd（1）验算传动的接触强度和抗弯强度齿面接触强度的校核计算齿面接触应力σσ式中：KA--使用系数，由于工作机的工作特性是严重冲击，故取KKV圆周速度

v==分析机械设计手册可得K分析机械设计手册可得K1FK=1+0.01×20×5.86×26.8×1001.75×7244.9KHβ由机械设计手册查（选择非对称支承，齿轮的进度选7级）K==KHα由机械设计手册查得K取KHα式中：d1—小齿轮分度圆直径，mmb—工作齿宽，mm；u—齿数比；ZH由机械手册查得公式如下：Z=ZE由机械设计手册得ZEZεZε=4−ε由机械设计手册得εε纵向重合度εZZβ--螺旋角系数，直齿轮Z将各个系数代入得：σ==558.89MP许用接触应力σσHP=ZNTZ式中:σHlim--试验齿轮的接触疲劳极限SHlim--计算接触强度的最小安全系数，SZNT--计算接触强度的寿命系数，分析机械设计手册可知计算应力循环次数=1.2×10分析机械设计手册得ZNTZLVR--润滑模油影响系数，取ZZW--工作硬化系数，取ZZX--接触强度计算的尺寸系数，取Z将各个系数代入得，σ强度条件S故安全可行。（2）齿根弯曲强度的校核计算齿根应力σσF=Ft式中:KA--使用系数，由于工作机的工作特性是严重冲击，故取KKV--动载系数,由上式可知KKFβ--计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，KKFα--计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，KYFS--复合齿形系数,分析机械设计手册得YYεβ--计算弯曲强度的螺旋角系数，Yβ=1−b--工作齿宽。将各个系数代入得:σ=7244.9×1.75×1.2×1.19×1.1×4.025×0.73100×10

许用齿根应力σσFP=σFE式中：σFE--齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，分析机械设计手册取σYNT--计算弯曲强度的寿命系数，分析机械设计手册取YYδrelT--相对齿根圆角敏感系数，分析机械设计手册取YYRrelT--相对齿根表面状况系数，分析机械设计手册取YYX--计算弯曲强度的尺寸系数，分析机械设计手册取YSFlim--计算弯曲强度的最小安全系数，分析机械设计手册取S将各个系数代入得，σ=所以安全可以选用。（3）齿轮的材料由计算的接触强度来决定。齿轮的材料选用42CrMo调质，要求表面硬度（4）c−b齿根弯曲强度的校核计算σF=Ft式中：KA--使用系数，由于工作机的工作特性是严重冲击，故取KKV--动载系数圆周速度

==由机械设计手册可得KV=1+1由机械设计手册可得K1FK=1+0.01×22×6.45×26.8×1001.75×6586.27KHβ通过机械设计手册查得（非对称支承，齿轮七级精度）K==KHα通过机械设计手册查得取KHαYFS--复合齿形系数,由机械设计手册得YYεβ--计算弯曲强度的螺旋角系数，YYβ=1−将各个系数代入得，σ==52.36许用齿根应力σFP=σFE式中：σFE--齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，分析机械设计手册取σFE=YNT--计算弯曲强度的寿命系数，分析机械设计手册取YYδrelT--相对齿根圆角敏感系数，分析机械设计手册取YYRrelT--相对齿根表面状况系数，分析机械设计手册取YYX--计算弯曲强度的尺寸系数，分析机械设计手册取YSFlim--计算弯曲强度的最小安全系数，分析机械设计手册取S将各个系数代入得，σ=σFP第二级（1）齿数配比计算传动比条件i同心条件Z装配条件Za2邻接条件2由以上关系得出Zc2=0.75Za,取Za2=计算变位系数j=Zb2（2）按接触强度初算传动的中心距和模数输入转矩T设载荷不均系数Kc=K在一对a2T查阅机械设计手册查得接触强度使用的综合系数K=3.8齿数比：u=（1）太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度56~60HRC按机械设计手册选取σ取齿宽系数φ查阅机械设计手册中的公式计算中心距a=483×模数m=又考虑到减速器输出轴的直径dmin第一级行星轮减速器中心轮的直径d=112×3144.58175所以第一级中心轮的定位套至少为d=140.6+107.4取m=7a（2）按预取啮合角αac,,=y=0.5×则中心距a取a（3）计算a2−c2ycos∴α（4）计算传动的变位系数x=按机械设计手册校核，xa2c2在P4与P5线之间的性能最好，查机械设计手册的分配变位系数，可得而x（5）计算c2−b2传动的中心距变动系数传动未变时的中心距aycos∴α（6）计算c2x=90−27inv通过查阅机械设计手册校核，xb2c2在P4与P5按机械设计手册分配变位系数而x（7）几何尺寸计算。依据齿轮表计算a2,计算分度圆直径ddd计算齿顶高ℎℎ计算齿根高ℎ计算齿顶圆直径ddd计算齿根圆直径ddd3）验算传动的接触强度和抗弯强度齿面接触强度的校核计算齿面接触应力σσH=ZHZ式中：KA使用系数，由于工作机的工作特性是严重冲击，故取KKV圆周速度

v==由机械设计手册得K由查机械设计手册可知K1FK=1+0.01×36×1.65×26.8×1001.75×20872.86KHβ经机械设计手册查可得（选用非对称支承，齿轮七精度选用7级）K==KHα由机械设计手册可知K取K式中：d1—小齿轮分度圆直径，mmb—工作齿宽，mm；u—齿数比。ZH由机械手册查得公式如下：Z=ZE--弹性系数Z由机械设计手册可知ZεZ查机械设计手册得εε纵向重合度εZZβ--螺旋角系数，直齿轮Z将各个系数代入得：σ==895.5MP许用接触应力σσ式中:σHlim--试验齿轮的接触疲劳极限SHlim--计算接触强度的最小安全系数，SZNT--计算接触强度的寿命系数，由表机械设计手册可知计算应力循环次数=1.62×由表机械设计手册可知ZNTZLVR--润滑模油影响系数，取ZZW--工作硬化系数，取ZZX--接触强度计算的尺寸系数，取Z将各个系数代入得，σ强度条件σ所以可以安全选用。4）齿根弯曲强度的校核计算齿根应力σσ式中：FKV=1.03，YYβ=1−将各个系数代入得:σ=20872.86×1.75×1.03×1.19×1.1×4.2×0.7494.5×7

许用齿根应力σσ式中：σFE=630N/S将各个系数代入得，σ=σ所以可以安全选用。5）齿轮的材料由接触强度计算得来。齿轮的材料选用42CrMo调质，要求表面硬度6）c2齿根弯曲强度的校核计算σF=Ft式中：KK==KHα=Yε=Yεβ将各个系数代入得，==319.5许用齿根应力σFP=σFE式中：σFE=600N/YRrelT=将各个系数代入得，σ=σFP

4牵引部的设计4.1方式选择连采机的牵引方式有：液压牵引和电牵引两种方式；电牵引传动效果好，易于维修、控制方便。液压牵引的有过载保护，但是缺点是容易发热道路复杂已经逐渐被淘汰。所以本次选择电牵引的方式。4.2电动机的选择电机的选择主要包括两个方面一个是安全，第二个重要的因素是可靠，行走部承担整个机体的重量所以要求行走部的启动转矩必须要大，电机选择37KW，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：400KG4.3传动方案的拟定连采机的行走功率是通过电动机带动齿轮减速箱，最后传递到行星减速器上，由行星减速器拨动履带链行走。行走部支撑起整个机器处于整个连采机的最底端，主要承受的是工作时和行走时的力，井下路况也是比较复杂，所以其工作条件不是很好。传动方案图如4-1：4-1连采机的传动方案牵引图减速器由圆锥-圆柱齿轮减速器和2K-H行星减速器组成，均为对称布置，因而左右减速器不能互相通用，但行星减速器则