毕业设计（论文）-MG2x100460-WD型采煤机截割部结构设计

PAGEPAGE10摘要我国中薄煤层储碳量丰富，对适合于薄煤层开采的采煤机的需求量很大。而炮采安全性比较低，生产率也比较低；综采对设备要求较高，而且投资费用比较大。所以对中薄煤层来说开发适应高档普采的采煤机是非常必要的，而该设计正是针对中薄煤层适应高普而进行的设计。主要从机械传动的角度对电牵引薄煤层采煤机的摇臂进行了设计，采取双电机横向布置，截割电机容量为2×100kW；开采含有夹矸等较硬煤质的综合机械化采煤工作面，可靠性高，性能先进。采煤机摇臂工作时由扭矩轴驱动，能量逐级传递，三轴起均载作用，四轴和五轴构成齿轮的变速级，末级为四行星减速器用以降低速度。并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和校核，设计计算结果满足设计要求。关键词：采煤机；摇臂；传动系统；行星机构AbstractInthepresentcoalmineofourcountry,thethinreservesofcoalseamarestillrich,arelargerforthedemandofthesmall-powermachineofcoalmining.Andcannonpicksafetycomparisonlittle,productivityisalsolow;Zongpickforequipmentrequirementhigher,andinvestmentcostiscompared.Soforinthincoalseamdevelopmentmeetthehighgeneralmachineofcoalminingisverynecessary.Andthedesignisadaptedforthinseamingeneralandforhighdesign.Mainlyfromthemechanicalpointofviewoftheelectrictractiondrivethinseamshearer'sarmwasdesignedtotaketwo-motorhorizontallayout,cuttingelectricalcapacityof2×100kW;miningandotherhardpartingwiththecomprehensivemechanizationofcoalminingface,highreliabilityandadvancedperformance.Shearerworkbythetorquearmshaftdrive,theenergytransferstepbystep,fromboththree-axisload,four-axisandfive-axisgearshiftlevelform,theendofgradefourplanetarygearreducertoreducethespeed.Andlevelsofgearanddriveshaftweredesignedcorrespondingcalculationandverification,designcalculationstomeetthedesignrequirements.Keywords：Shearer;RatioRocker;Transitionsystem目录摘要 IAbstract II第1章绪论 11.1选题背景 11.2国内外采煤机发展及使用状况 11.2.1采煤机在我国的使用情况 11.2.2采煤机在国外的发展和使用 21.3本文的主要内容 21.4设计意义 2第2章截割部传动总体设计 32.1MG2x100/460-WD采煤机主要参数 32.2总体方案确定 32.3摇臂长度及电机的确定 42.4总传动比的计算与分配 52.4.1总传动比的计算 52.4.2总传动比的分配 52.4.3截割部的运动和动力参数计算 6第3章截割部系统传动设计 83.1齿轮设计 83.1.1(惰轮)齿轮设计与校核 83.1.2大齿轮设计与校核 163.1.3齿轮设计与校核 223.1.4(惰轮)齿轮设计与校核 293.1.5齿轮设计与校核 363.1.6一级行星齿轮设计与校核 413.2轴的设计校核及轴承寿命计算 503.2.1Ⅰ轴的设计校核及轴承寿命计算 503.2.2Ⅳ轴的设计校核及轴承寿命计算 553.2.3行星轮系太阳轴的设计校核及轴承寿命计算 60结论 63致谢 64参考文献 65CONTENTSAbstract IChapter1Introduction 11.1Backgroundtopics 11.2ThedevelopmentandusestatusathomeandabroadShearer 11.2.1SheareruseinChina 11.2.2Shearerinthedevelopmentanduseofforeign 21.3Thisstudyincludes 21.4Designofsignificance 2Chapter2Drivetheoveralldesignofcuttingunit 32.1MG2x100/460-WDmainparametersShearer 32.2Overallprogramtodetermine 32.3DepartmentofMotorSelectioncutting 42.4Thedistributionoftheoveralltransmissionratio 52.4.1Calculationofthetotaltransmissionratio 52.4.2Thedistributionofthetotaltransmissionratio 52.4.3CuttingPartofthemovementandtheDynamicParameter 6Chapter3DepartmentofSystemDesigncuttingdrive 83.1GearDesign 83.1.1(Idler)geardesignandVerification 83.1.2greatgeardesignandVerification 163.1.3geardesignandVerification 223.1.4(Idler)geardesignandVerification 293.1.5geardesignandVerification 363.1.6aplanetarygeardesignandVerification 413.2Shaftandbearinglifecalculationdesigncheck 503.2.1ⅠShaftandbearinglifecalculationdesigncheck 503.2.2ⅣShaftandbearinglifecalculationdesigncheck 553.2.3Solarplanetarygearshaftandbearinglifecalculationdesigncheck 60Conclusion 63Thanks 64References 65第1章绪论1.1选题背景20世纪90年代，电牵引采煤机全面发展起来，国产电牵引采煤机虽然发展很快，但在性能和可靠上与世界先进国家相比还存在较大的差距。与目前国外的电牵引采煤机相比，国内电牵引采煤机在总体参数性能、加工制造和材质性能等尚有不足，需要我们投入更多的力量来改变现状。MG2x100/460-WD型电牵引采煤机是在广泛吸收国内外现有电牵引采煤机先进技术的基础上，针对我国目前煤机市场最新变化和需求而进行开发研制的，是较薄煤层采煤机更新换代的理想机型。1.2国内外采煤机发展及使用状况1.2.1采煤机在我国的使用情况我国20世纪80～90年代曾引进国外液压牵引采煤机，通过引进消化再创新，于90年代掌握了国际先进的交流变频电牵引采煤机技术，2005年初步掌握了大功率大采高采煤机技术。2001年大倾角电牵引采煤机和2002年短臂电牵引采煤机标志着我国采煤机总体设计技术接近国际先进水平。2001年能量回馈四象限交流变频技术、2002年中压开关磁阻调速、2005年中压交流变频调速技术标志着我国采煤机电器调速技术接近国际先进水平[2]。西安煤矿机械制造厂1995年在原MXA-300/3.5型液压牵引采煤机基础上，改装成第一台MXB-380E/3.5型直流电牵引采煤机，保留纵向布置方式[1]。太原矿山机器厂在与煤科总院上海分院合作将AM500液压牵引采煤机改造成MG375/830-WD型交流电牵引采煤机后，与兖州矿务局合作，研制了MGTY400/900-3.3D型交流电牵引采煤机。采用CPU作为控制核心，具有运行参数显示、故障诊断记忆及保护等功能[5]。鸡西煤矿机械制造厂在与煤科总院上海分院合作将MG2×300-W型液压牵引采煤改造成MG300/680-WD型交流电牵引采煤机后，研制了MG200/463型交流电牵引采煤机。具有运行参数显示、故障诊断及以保护等功能[2]。1.2.2采煤机在国外的发展和使用 20世纪70年代中期，德国Eickhoff公司和美国JOY公司相继研制出最早的直流电牵引采煤机。此后世界上个主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开发[3]。80年代后期涌现了大量电牵引采煤机机型，并出现了交流电牵引采煤机。90年代开发出集电子电力、微电子、信息管理以及计算机智能技术于一体的大功率电牵引采煤机。如美国JOY公司的LS系列，英国Long-Airdox公司的AndersonElectra、AndersonEL系列，德国Eick-hoof公司的EDW系列、SL系列，日本的三井三池制作所的MCLE-DR系列等电牵引采煤机。电牵引采煤机以其性能参数优、可靠性高、自动化程度高、操作方便、控制灵敏、监控保护及监测公能完善和经济效益等众多优点在国际上被迅速推广使用[4]。1.3本文的主要内容本文从机械传动角度对MG2x100/460-WD型电牵引采煤机摇臂的设计分章节展开了详细的介绍，包括绪论、主参数的计算、圆柱齿轮几何参数的计算、圆柱齿轮接触强度计算、圆柱齿轮齿根弯曲强度计算、轴的强度校核、设计的技术合理性分析及等主要内容。1.4设计意义本文所设计的MG2x100/460-WD型电牵引采煤机是针对我国目前煤机市场的最新变化和发展趋势而研制出一种适合开采薄煤层的综合机械化机型。它具有双电机横摆、结构先进、运行可靠、爬坡能力强等特点。采用了先进的控制技术，可靠性高，性能先进，是目前较薄煤层实现综合机械化采煤的理想机型。采煤机截割电机容量为2×100kW。MG2x100/460-WD型采煤机正是针对中薄煤层的开采进行的设计，它的设计将有着重大的意义。第2章截割部传动总体设计2.1MG2x100/460-WD采煤机主要参数截割部装机功率2×100kW采高1.2～2.0m工作转速55～65r/min截深0.6m倾角30o采用弯摇臂形式，在滚筒直径0.8m时，卧底量大于142mm；且滚筒变速可实现两档位条件下，进行采煤机截割部结构设计。2.2总体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2x100/460-WD采煤机截割部若干传动方案如下：方案一图2-1方案一传动简图此方案的宽度尺寸较小，适于在井下的狭窄空间中使用，但是锥齿轮的加工比较困难，增加了采煤机的成本，所以此方案不宜采用。方案二：因截割部输入功率较大，为提高稳定性，同时为使整体结构更加紧凑，而且有效的摇臂长度，在第一级和第三级传动的大小齿轮之间各加以惰轮。因电机功率较大，若采用单电机驱动，电机尺寸过大，影响截煤，而且不适于在采煤面的狭窄空间中工作，所以拟采用双电机驱动，为使两电机转向相同，用一惰轮把两电机串联起来，，因此最后确定的方案如下图：图2-2方案二传动简图2.3摇臂长度及电机的确定所设计采煤机截割部的最大牵引力为360kN,采高为1.2~2.0m，摇臂摆角小于三十度,采煤机行走部距地约0.9m。滚筒转速为57.9r/min，滚筒半径为0.4m。通过几何计算得该截割部的摇臂长度约为1800mm。图2-3摇臂长度计算示意图该截割部的最大输出功率为：各传动轴及齿轮的传动及啮合效率取为＝0.98，总效率由以上条件可知，预选电动机的功率为。由于给定100kW电动机，按总体设计方案的要求，选择两个功率各为100kW的电动机。查阅资料，根据抚顺电机厂的技术资料查得其主要技术参数如下表表2-1电机特征电机型号功率(kw)转速(r/min)电压（V）YBCS3—100100147011402.4总传动比的计算与分配2.4.1总传动比的计算电动机已确定，根据截割部电动机的满载转速和所设计的滚筒转速，可算得截割部总传动比为。2.4.2总传动比的分配本采煤机截割部传动装置采用三级直齿传动和一级行星传动，行星传动的目的是快速降速。所以传动比最大处在行星减速器上，取行星减速器的传动比为4.94，三级直齿传动比分别取1.76、1.33/1.42、2.05。则总传动比：高速；低速。所以输出转速（即滚筒转速）:高速低速输出转矩(行星减速器输出端):高速低速2.4.3截割部的运动和动力参数计算1.各轴的转速各轴位置见下图：图2-4传动简图2.各轴的功率3.各轴转矩第3章截割部系统传动设计3.1齿轮设计3.1.1(惰轮)齿轮设计与校核预选名义传动比u＝1.61.选择齿轮材料大、小齿轮：20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，表面硬度：56～62HRC心部硬度：240～300HBS2.初步确定主要参数按接触强度初步确定装配中心距：（3-1）式中：K——载荷系数常用值；——钢对钢配对的齿轮副的值查文献[6]表13-1-75得直齿轮——对中心矩的齿宽系数按文献[6]表13-1-77圆整，尺宽系数=0.5。则=0.305，圆整取；——许用接触应力，，，将以上系数代入式（3-1），取，对硬齿面（）的外啮合闭式传动，可按下式初选模数m＝2.64～5.19选，由公式，取，取。实际传动比：啮合角：齿宽：取b＝60mm所设计的圆柱齿轮传动的主要参数如下表：表3-1圆柱齿轮传动主要参数项目代号数值啮合角20齿顶高系数1顶隙系数0.25模数m6续表齿数z=21=34齿宽b60mm齿数比u1.619分度圆螺旋角03.，几何尺寸的确定：小齿轮分度圆直径：=6x21＝126mm大齿轮（惰轮）分度圆直径：6x34＝204mm实际中心距：＝165mm实际中心距a＝装配中心距，齿轮采用高变位，查文献[6]图13-1-4得＝0.21+（-0.21）＝0重合度：按文献[6]图13－1－7计算查得＝＝1.64所算齿轮具体几何尺寸列表如下：表3-2Z1,Z2齿轮具体几何参数项目代号计算公式数值分度圆直径d126mm204mm齿顶高ha7.26mm4.74mm齿根高6.24mm8.76mm齿高h13.5mm13.5mm齿顶圆直径140.52mm213.48mm齿根圆直径113.52mm186.48mm中心矩a165mm基圆直径118.4mm191.7mm齿顶圆压力角32.5826.1重合度＝1.644.齿面接触强度校核：1)计算接触应力：Z1：(3-2)Z2：(3-3)式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81～13-1-83查得；——动载系数，；根据v由文献[6]图13-1-14，查得，——按接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献[6]表13-1-98，；——接触强度得齿间载荷分配系数由文献[6]表13-1-102得；——小轮及大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-104，取；。——节点处计算接触应力的基本值（），计算接触应力的基本值:将以上结果带入（3-2）、（3-3）得：(2)许用接触应力：式中：——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110，按一般可靠度取。——计算齿轮的接触极限应力（）（3-5）式中：——齿轮的接触疲劳极限（）；＝1650MPa——接触强度计算的寿命系数，工作寿命2万小时计算；应力循环次数为：参考文献[6]表13－1－106和文献[6]图13-1-26查得：根据公式计算得：，——润滑剂系数，─速度系数，─粗糙度系数；见文献[6]表13-1-108持久强度，——工作硬化系数；，1.1，——接触强度计算的尺寸系数，渗碳淬火钢；按文献[6]表13－1－109将以上系数带入（3-5）式得：＝＝1472.6＝＝1493.9所以齿面接触强度满足要求。5.轮齿弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-6）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值；取：——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；=1.170.78=1.13——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；——齿根应力基本值（）。（3-7）将以上结果带入式（3-6）得：2)许用齿根应力：——计算齿轮的弯曲极限应力（）；（3-8）——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。按较高可靠度取=1.3>>所以齿弯曲强度满足要求。3.1.2大齿轮设计与校核1.选择齿轮材料20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，硬度：表面：56～62HRC心部：240～300HBS2.确定基本参数由于齿轮传动比选定i=1.619，为惰轮，齿轮啮合传动比已选定i=1.76。所以齿轮啮合传动比。计算得：，取。。3.计算齿的几何尺寸齿宽：取b=102mm采用高变位，齿轮3变位系数为0.21mm。所算齿轮具体几何尺寸列表如下：表3-3Z3齿轮具体几何尺寸项目代号计算公式数值分度圆直径d222mm齿顶高ha7.26mm齿根高6.24mm齿高h13.5mm齿顶圆直径233.56mm齿根圆直径204.5mm中心矩a243mm基圆直径208.6mm齿顶圆压力角26.72啮合角重合度1.734.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力：大轮：（3-9）式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81；文献[6]表13-1-82原动机工作特性示例及文献[6]表13-1-83工作机工作特性示例，；——动载系数，由文献[6]图13-1-14查得；——接触强度计算的齿向载荷分布系数，见文献[6]表13-1-99；=1.18——接触强度计算的齿间载荷分配系数，见文献[6]表13-1-102查得：；——大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-104；取1——节点处计算接触应力的基本值（）；计算接触应力的基本值:=557.9N/m2（3-10）将以上结果带入（3-9）得：(2)许用接触应力：（3-11）式中——计算齿轮的接触极限应力（）；——试取齿轮的接触疲劳极限（）；——接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算；见文献[6]图13-1-26查得：ZNT=0.913——润滑剂系数，─速度系数，─粗糙度系数，见文献[6]表13-1-108持久强度；；——工作硬化系数，；——接触强度计算的尺寸系数；将以上系数带入（3-11）式得：(3)计算安全系数：式中——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110，取。所以齿面接触强度满足要求。4.轮齿弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-12）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值，取，；——弯曲强度计的齿向载荷分布系数，——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，——齿根应力的基本值，计算齿根应力的基本值:（3-13）式中——端面内分度圆上的名义切向力（），——工作齿宽，——法向模数，时，——齿形系数按文献[6]图13-1-38当时，；时，——应力修正系数按文献[6]图13-1-43当时，；——重合度系数，；——螺旋角系数，当时，；将以上系数带入（3-13）式得：将以上结果带入（3-12）得：(2)许用齿根应力：（3-14）式中——计算齿轮的弯曲极限应力（）；——试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限（），；——试验齿轮的应力修正系数，取；——弯曲强度计算的寿命系数，见文献[6]图13-1-55；——相对齿根圆角敏感系数，见文献[6]图13-1-57查得；——相对齿根表面状况系数，见文献[6]图13-1-58查得；——弯曲强度计算的尺寸系数，由文献[6]表13-1-119得。将以上系数带入（3-14）式得：(3)计算安全系数：式中─最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。取，所以齿弯曲强度满足要求。3.1.3齿轮设计与校核1.选择齿轮材料大、小齿轮：20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，硬度：表面：56～62HRC心部硬度：240～300HBS2.初步确定主要参数根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸：（3-15）式中——载荷系数常用值，；——刚对钢配对的齿轮副的值，查文献[6]表13-1-75得直齿轮——齿宽系数按表13-1-77圆整；其中：，取。则；——许用接触应力，推荐——齿轮的接触疲劳极限；见文献[6]图13-1-24(b)，——小齿轮传递扭矩：将以上系数代入式（3-15）得：取对硬齿面（）的外啮合闭式传动，可按下式初选模数m=3.528～6.94选，，取。啮合角：得：齿宽：取b＝95mm所设计的圆柱齿轮传动的主要参数如下表：表3-4Z4,Z5齿轮传动的主要参数项目代号数值啮合角20齿顶高系数1顶隙系数0.25模数m7齿数z=27=36齿宽b95mm齿数比u1.33分度圆螺旋角03.计算齿轮的几何尺寸实际中心距：＝220.5mm实际中心距a＝装配中心距，齿轮采用高变位，查文献[6]图13-1-4得＝0.1+（-0.1）＝0重合度：按文献[6]图13－1－7计算查得，；，＝＝1.665表3-5Z4,Z5齿轮的几何尺寸项目代号计算公式数值分度圆直径d189mm252mm齿顶高ha7.7mm6.3mm齿根高8.05mm9.45mm齿高h15.75mm15.75mm齿顶圆直径204.4mm264.6mm齿根圆直径172.9mm233.1mm中心矩a220.5mm基圆直径177.6mm236.8mm齿顶圆压力角29.6726.15重合度＝1.6654.齿面接触强度校核：(1)计算接触应力：：(3-16)：(3-17)式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81～13-1-83查得；——动载系数，；根据v由文献[6]图13-1-84，查得，——按接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献[6]表13-1-98，；——按接触强度计算的齿间载荷分配系数，见文献[6]表13-1-102查得；——小轮及大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-104，取；取。——节点处计算接触应力的基本值（），计算接触应力的基本值:=617.5N/mm2（3-18）将以上结果带入（3-16）、（3-17）得：(2)许用接触应力：（3-19）——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110，按一般可靠度取。——计算齿轮的接触极限应力（）（3-20）将以上系数带入（3-19）式得＝＝1380＝＝1502.4所以齿面接触强度满足要求。5.轮齿弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-21）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值；取：——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；=1.1670.8=1.13——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；——齿根应力的基本值（）。计算齿根应力的基本值:（3-22）将以上结果带入式（3-21）得：(2)许用齿根应力：（3-23）——计算齿轮的弯曲极限应力（）；（3-24）——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。按较高可靠度取=1.6将以上系数带入（3-23）式得>>所以齿弯曲强度满足要求。3.1.4(惰轮)齿轮设计与校核预选名义传动比u＝1.641.选择齿轮材料大、小齿轮：20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，硬度：表面：56～62HRC心部：240～300HBS2.初步确定主要参数按接触强度初步确定装配中心距：（3-25）K——载荷系数常用值；——钢对钢配对的齿轮副的值，查文献[6]表13-1-75得直齿轮——对中心矩的齿宽系数按文献[6]表13-1-77圆整，尺宽系数=0.5。则=0.305，圆整取；——许用接触应力，——试验齿轮的接触疲劳极限，见文献[6]图13-1-23(b)，将以上系数代入式（3-25）得，取，对硬齿面（）的外啮合闭式传动，可按下式初选模数m＝3.392～7.678选，由公式，取，取。实际传动比：啮合角：齿宽：取b＝95mm表3-6Z6,Z7齿轮传动的主要参数项目代号数值啮合角20齿顶高系数1顶隙系数0.25模数m8齿数z=20=33齿宽b95mm齿数比u1.65分度圆螺旋角03.计算齿的几何尺寸：实际中心距：＝212mm实际中心距a＝装配中心距，齿轮采用高变位，查文献[6]图13-1-4得＝0.21+（-0.21）＝0重合度：表3-7Z6,Z7齿轮具体几何尺寸项目代号计算公式数值分度圆直径d160mm264mm齿顶高ha9.68mm6.32mm齿根高8.32mm11.68mm齿高h18mm18mm齿顶圆直径179.36mm278.08mm齿根圆直径143.36mm240.64mm中心矩a212mm基圆直径150.35mm248.08mm齿顶圆压力角33.0426.84重合度1.714.齿面接触强度校核：(1)计算接触应力：：(3-26)：(3-27)式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81～13-1-83查得；——动载系数，；根据v由文献[6]图13-1-14，查得，——按接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献[6]表13-1-98，=1.19；——按接触强度计算的齿间载荷分配系数，见文献[6]表13-1-102查得；——小轮及大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-102。取；取ZD=1.0。——节点处计算接触应力的基本值（），计算接触应力的基本值:=770.7N/mm2；（3-28）将以上结果带入（3-26）、（3-27）得：(2)许用接触应力：（3-29）——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110，按一般可靠度取。——计算齿轮的接触极限应力（）（3-30）将以上系数带入（3-29）式得：＝＝1290.4＝＝1304.36所以齿面接触强度满足要求。5.齿根弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-31）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值；取：——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数,=1.13;——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；——齿根应力的基本值（）。（3-32）将以上结果带入式（3-31）得：(2)许用齿根应力：（3-33）——计算齿轮的弯曲极限应力（）；（3-34）——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。按较高可靠度取=1.6将以上系数带入（3-33）式得>>所以齿弯曲强度满足要求。3.1.5齿轮设计与校核1.选择齿轮材料20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，硬度：表面：56～62HRC心部：240～300HBS2.确定基本参数由于齿轮传动比选定i=2.05，为惰轮，齿轮啮合传动比已选定i=1.65。所以齿轮啮合传动比。计算得：，取。同取。啮合角＝表3-8Z8齿轮传动的主要参数项目代号数值啮合角20齿顶高系数1顶隙系数0.25模数m8齿数z=41齿宽b95mm齿数比u1.24啮合角分度圆螺旋角03.计算齿的几何尺寸齿宽b：按取b=95mm.采用高变位，齿轮8变位系数为0.21mm。所算齿轮具体几何尺寸列表如下：表3-9Z8齿轮具体几何尺寸项目代号计算公式数值分度圆直径d328mm齿顶高ha9.68mm齿根高8.32mm齿高h18mm齿顶圆直径347.36mm齿根圆直径311.36mm中心矩a296mm基圆直径308.22mm齿顶圆压力角27.46重合度1.74.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力：：（3-35）式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81；表13-1-82原动机工作特性示例及文献[6]表13-1-83工作机工作特性示例，；——动载系数，由文献[6]图13-1-14查得；——接触强度计算的齿向载荷分布系数，见文献[6]表13-1-99；——接触强度计算的齿间载荷分配系数，见文献[6]表13-1-102查得：；——大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-104；取1——节点处计算接触应力的基本值（）；=623.6N/m2（3-36）将以上结果带入（3-35）得：(2)许用接触应力：（3-37）式中——计算齿轮的接触极限应力（）；——试验取齿轮的接触疲劳极限（）；——接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算；见文献[6]图13-1-26查得：——润滑剂系数，─速度系数，─粗糙度系数，见文献[6]表13-1-108持久强度；；——工作硬化系数，；——接触强度计算的尺寸系数；ZX=0.9888将以上系数带入（3-37）式得：(3)计算安全系数：式中——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110，取。所以齿面接触强度满足要求。5.齿根弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-38）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值，取，；——弯曲强度计的齿向载荷分布系数，——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，——齿根应力的基本值，计算齿根应力的基本值:（3-39）将以上结果带入（3-38）得：(2)许用齿根应力:（3-40）式中——计算齿轮的弯曲极限应力（）；——试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限（），；——试验齿轮的应力修正系数，取；——弯曲强度计算的寿命系数，见文献[6]图13-1-55；——相对齿根圆角敏感系数，见文献[6]图13-1-57查得；——相对齿根表面状况系数，见文献[6]图13-1-58查得；——弯曲强度计算的尺寸系数，由文献[6]表13-1-119得。将以上系数带入（3-40）式得：(3)计算安全系数:式中─最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。取，所以齿弯曲强度满足要求。3.1.6一级行星齿轮设计与校核1.配齿计算：，查文献[6]表13-5-3，取。查文献[6]表13-5-5初取，，采用不等角变位，根据文献[6]表13-5-13为提高传动承载能力，宜取。=1.049，根据文献[6]图13-5-4预选=25，=182.按接触强度初算A-C传动的中心距和模数：输入转矩=4990.90NmA-C传动中，太阳轮传递的转矩齿数比—载荷不均匀系数，取太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度60-62HRC（太阳轮）和56-58HRC（行星轮），取尺宽系数，载荷系数。见文献[6]表13-1-76（3-41）将以上系数代入式（3-40）得：模数，取。则A-C传动的未变位时的中心距：按预取啮合角=25，可得A-C传动中心距变动系数则A-C实际中心距：取实际中心距=128mm。(圆整)3.计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角所以4.计算A-C传动的变位系数式中各值由文献[6]表13-1-21查出。用文献[6]图13-1-4校核，在许用区内，可用。用文献[6]图13-1-5分配变位系数，。5.计算C-B传动的中心距变动系数和啮合角C-B传动的未变位时的中心距：则，则＝18.736.计算C-B传动的变位系数用文献[6]图13-1-4校核，在许用区内，可用。用文献[6]图13-1-5分配变位系数，，7.几何尺寸计算按文献[6]表13-1-18中的公式分别计算A,C,B轮的分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径：计算齿顶圆压力角：计算重合度：8.A-C传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度的核算1）接触强度核算：(1)计算接触应力:行星轮：(3-42)式中——使用系数，见文献[6]表13-1-81；文献[6]表13-1-82原动机工作特性示例及文献[6]表13-1-83工作机工作特性示例。；——动载系数，由文献[6]图13-1-14查得；——接触强度计算的齿向载荷分布系数，见文献[6]表13-1-99=1.24——接触强度计算的齿间载荷分配系数，见文献[6]表13-1-102查得：；——节点处计算接触应力的基本值（）；——小轮及大轮单对齿啮合系数，见文献[6]表13-1-104，取计算接触应力的基本值:（3-43）式中——节点区域系数；——弹性系数，。见文献[6]表13-1-105；——重合度系数；——螺旋角系数；——端面内分度圆上的名义切向力；——工作齿宽，；去取b＝90——法向模数，。将以上系数带入（3-43）式得：将以上结果带入（3-42）得：(2)许用接触应力：（3-44）式中——计算齿轮的接触极限应力；——试取齿轮的接触疲劳极；——接触强度计算的寿命系数。见文献[6]图13-1-26查得：；——润滑剂系数，——速度系数，——粗糙度系数，见文献[6]表13-1-108持久强度：；——工作硬化系数，；——接触强度计算的尺寸系数；。将以上系数带入（3-44）式得：(3)计算安全系数：式中——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。取。所以齿面接触强度满足要求。2）弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力：（3-45）式中，——使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值，取，；——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，；——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；——齿根应力的基本值（）；计算齿根应力的基本值:（3-46）将以上结果代入（3-44）得：(2)许用齿根应力：（3-47）式中——计算齿轮的弯曲极限应力（）；——试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限（MPa），；——试验齿轮的应力修正系数，取；——弯曲强度计算的系数，见文献[6]图13-1-55查得；——相对齿根圆角敏感系数，见文献[6]图13-1-57查得；——相对齿根表面状况系数，见文献[6]图13-1-58查得；——弯曲强度计算的尺寸系数，由文献[6]表13-1-119得；将以上系数代入（3-47）式得：(3)计算安全系数：式中——最小安全系数，见文献[6]表13-1-110。取。所以齿弯曲强度满足要求。9.根据接触强度计算来确定内齿轮材料根据文献[6]表13-1-80的公式推得＝479.4根据，内齿轮材料选用40Cr，进行长时间气体氮化，表面硬度达52～55HRC即可。3.2轴的设计校核及轴承寿命计算3.2.1Ⅰ轴的设计校核及轴承寿命计算1.选择轴的材料选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火、回火，由文献[8]表5-1-1查得材料的机械性能数据为：2.初步确定轴端直径由于材料是20CrMnTi，由文献[9]表26-3-1选取，按扭转强度初估轴的直径得：3.轴上受力分析=1\*ROMANI轴传递的转矩:＝1299Nm花键传动附加力:式中——花键分度圆直径，。4.求支反力垂直方向：水平方向：花键支反力：轴承上的合力：5.求弯矩并作弯扭矩图齿轮的作用力在水平平面的弯矩：齿轮作用在垂直平面的弯矩：由于齿轮作用力在C截面作出的最大合成弯矩：由于R0作用而得出的弯矩：则截面C的最大合成弯矩为：图3-1=1\*ROMANI轴受力及弯矩扭矩图6.轴的强度校核(1)确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合与渐开线花键引起的应力集中，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。(2)安全系数校核计算：由于采煤机截割部电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：式中:——抗弯断面系数，由文献[9]表21-30计算得：由于是对称循环弯曲应力，故平均应力；式中:——20CrMnTi钢弯曲对称应力时的疲劳极限（MPa），由文献[8]表5-1-1查得；——正应力有效应力集中系数，由文献[9]图21-10按花键查得；——表面质量系数，轴经车削加工，由文献[9]图21-12；——尺寸系数，由文献[8]表5-1-34查得。剪应力幅为：式中——抗扭断面系数，由文献[8]表5-1-26可知，故，该轴C截面是安全的。7.静强度效核，根据文献[9]表21-26得，所以满足静强度要求。8.轴承寿命计算轴承A选用型，基本额定载荷查文献[10]表6-2-66得式中PA——轴承所受实际动载荷（KN），PA=RA。轴承B也选用型式中——轴承所受实际动载荷（KN），。3.2.2Ⅳ轴的设计校核及轴承寿命计算1.选择轴的材料选择轴的材料为20Cr，渗碳后淬火，由文献[8]表5-1-1查得材料的机械性能数据为：2.初步确定轴端直径由于材料是20CrMnTi，由文献[9]表26-3-1选取，按扭转强度初估轴的直径得：3.轴上受力分析=1\*ROMANI轴传递的转矩:=2108.3Nm4.求支反力垂直方向：=+=20711N水平方向：轴承上的合力：5.求弯矩并作弯扭矩图齿轮的作用力在水平平面的弯矩：齿轮作用在垂直平面的弯矩：由于齿轮作用力在C截面得出的最大合成弯矩：则截面C，D处的最大合成弯矩为：Ⅳ轴受力及弯矩扭矩图如下：图3-2Ⅳ轴受力及弯矩扭矩图6.轴的强度校核(1)确定危险截面：根据轴的结构尺寸及弯矩图，截面C处的弯矩最大，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。(2)安全系数校核计算：由于采煤机截割部电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：式中——抗弯断面系数，由文献[9]表26-3-15计算的。由于是对称循环弯曲应力，故平均应力式中——20Cr钢弯曲对称应力时的疲劳极限（），由文献[8]表5-1-1查得：；——正应力有效应力集中系数，按文献[8]表5-1-30按花键查；——表面质量系数，轴经车削加工，按文献[8]表5-1-36查得；——尺寸系数，由文献[8]表5-1-34查得剪应力幅为：式中——抗扭断面系数，式中——20Cr的扭转疲劳极限，由文献[8]表5-1-1查得：；——剪应力有效应力集中系数，由文献[9]图21-11按花键查得；——同前；——查文献[8]表5-1-34得＝0.76——平均应力折算系数，由文献[8]表5-1-33查得。由文献[8]表5-1-26可知，故，该轴C截面是安全的。7.静强度校核，根据文献[9]表21-26得，所以满足静强度要求。8.轴承寿命计算轴承A选用型，基本额定载荷查文献[10]表6-2-66得式中PA——轴承所受实际动载荷（KN），PA=RA。轴承B选用型式中——轴承所受实际动载荷（KN），。3.2.3行星轮系太阳轴的设计校核及轴承寿命计算1.选择轴端材料选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火、回火，由文献[8]表5-1-1查得材料的机械性能数据为：2.初步确定轴端直径由于材料是20CrMnTi，由文献[9]表26-3-1选取，按扭转强度初估轴的直径得：取＝81mm2.轴上受力分析太阳轴传递扭矩：由于行星轮系是浮动的，所以不存在弯矩。3.轴的强度校核(1)确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及扭矩图，截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合与渐开线花键引起的应力集中，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。(2)安全系数校核计算：由于采煤机截割部电动机带动轴转动，转矩引起的为脉动循环的剪应力。——抗弯断面系数（），由文献[4]表26-3-17计算得：剪应力幅为：式中——抗扭断面系数（），由文献[9]表26-3-17计算得：式中——20CrMnTi的扭转疲劳极限（），；——剪应力有效应力集中系数，由文献[9]表