中厚煤層采煤機截割部設計,中厚煤層采煤機截割部設計,煤層,采煤,機截割部,設計 摘 要 在參考國內外有關中厚煤層采煤機的情況下，完成了截割電機功率為200KW總裝機功率為475KW的截割式滾筒液壓牽引采煤機的整機方案設計及對采煤機截割部進行了重點設計。主機身采用整體結構形式，取消了長螺柱及傳統(tǒng)意義上的螺栓聯(lián)接；此結構簡單、可靠，且尺寸小，大大的降低了采煤機的機身高度。截割部采用四級傳動前三級為直齒傳動，第四級為行星傳動。在前三級的直齒傳動利用直齒傳動設計的一般原理，設計出適合截割部的齒輪傳動依次分為截一軸系，惰一軸系，截二軸系，截三軸系，惰二軸系，惰三軸系；采用了三個惰軸系是本設計的創(chuàng)新點，它即滿足了傳動強度的要求又滿足了截割高度對截割部長度的要求。在第四級行星傳動中，用運2KH行星減速器設計的原理，設計出適合截割部的一級2KH型行星減速器，并將它和滾筒直接聯(lián)結，大大簡化了截割部的設計，節(jié)省了材料、空間。此外對截割部上的其它部分如離合器，內噴霧系統(tǒng)也進行了詳細設計及校合。 關鍵詞： 采煤機 截割部 行星輪減速器 ABSTRACT Reference to the domestic and international thick seam Shearer circumstances, cutting completed the electrical power of 200 KW total installed power of 475 KW of cutting-cylinder hydraulic traction Shearer Whole program design and right shearer cutting focus of the Department of Design. Host overall body structure, eliminating a long stud, and the traditional sense of the bolt; This structure is simple, reliable, and small size, greatly reducing the height of Shearer's fuselage. Cutting Part 4 used to drive before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. The former three straight drive gear teeth through the direct transmission of the general design principles, designed for cutting the Department of Gear were divided into a closed shaft, the shaft an inert, as of two shaft, up 3 shaft, and inert two shafts; using three shaft is the innovation in design, It is a drive to meet the strength to meet the demands of the cutting height on the cutting Minister degree requirements. In the fourth grade planetary transmission, and use Win two KH planetary reducer design principle, designed for cutting the Department of a two-KH planetary reducer, and it will directly link drum, greatly simplified the cutting of the design, saving materials and space. In addition to cutting the Department of the other parts such as clutch, which spray system also carried out a detailed design and a calibration. Keywords： Shearer; Cutting Department; Planetary gear reducer 目錄 目錄 1 第一章 緒論 2 1.1引言 2 1.2采煤機械概述 2 1.3采煤機簡述 4 第二章 截割部整體方案的選擇 6 2.1驅動方式的選擇 6 2.2傳動方案的選擇 7 2.3滾筒結構形式的選擇 12 第三章 截割部具體設計計算說明 13 3.1 電機的選擇 13 3.2 傳動方案的擬定 14 3.3各軸功率、轉速、轉矩的確定 16 3.4 齒輪的設計與校核 17 3.5軸及軸承的設計及校核 42 3.6 軸承的選型與校核 48 3.7 滾筒結構及參數(shù)的設計選擇 50 3.8截齒材料及形式的選擇 59 3.9附屬裝置的設計 61 第四章 結束語 62 致謝 63 參考文獻： 64 第一章 緒論 1.1引言 我國是產(chǎn)煤大國，煤炭也是我國最主要的能源，是保證我國國民經(jīng)濟飛速增長的重要物質基礎。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)在最主要的采煤機械。 1.2采煤機械概述 1.2.1采煤機械化的發(fā)展 目前國內外使用的采煤機械主要是可調高的雙滾筒采煤機，這種經(jīng)過改進的滾筒采煤機，可追溯到長壁截煤機，是早期用于煤層底部掏槽的采煤機械。最早的滾筒采煤機是在截煤機的基礎上，將減速箱部分改成允許安裝一根水平軸和截割滾筒而演變成的。這種滾筒采煤機與可彎曲輸送機配套，奠定了煤炭開采機械化的基礎。早期的滾筒采煤機主要存在2個問題，①截煤滾筒的安裝高度不能在使用中調整(即所謂的固定滾筒)，對煤層厚度及變化適應性差；② 截煤滾筒的裝煤效果不佳(即所謂的圓形滾筒)，限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。20世紀60年代，英國、德國、法國和前蘇聯(lián)等先后對采煤機的截割滾筒作出2項改進。一是截煤滾筒可以在使用中調整其高度，完全解決對煤層賦存條件的適應性；二是把圓形滾筒改進成螺旋葉片式截煤滾筒，極大地提高了裝煤效果。這2項改進使?jié)L筒式采煤機成為現(xiàn)代化采煤機械的基礎。在滾筒采煤機發(fā)展的同時，還研制出用刨削方式落煤的刨煤機、以鉆削方式落煤的鉆削式采煤機，以及螺旋鉆式采煤機。 現(xiàn)代滾筒采煤機均為可調高搖臂滾筒采煤機，其發(fā)展是從有鏈到無鏈；由機械牽引到液壓牽引再到電牽引；由單機縱向布置驅動到多機橫向布置驅動；由單滾筒到雙滾筒，且向大功率、遙控、遙測、智能化發(fā)展，其性能日臻完善，生產(chǎn)率和可靠性進一步提高，工況自動監(jiān)測、故障診斷以及計算機數(shù)據(jù)處理和數(shù)顯等先進的監(jiān)控技術已在采煤機上得到應用。 1.2.2機械化采煤的類型 長壁采煤工作面的采煤過程主要包括：落煤、裝煤、工作面運煤、頂板支護及處理采空去五個工序，按照這些工序來分有兩種機械化采煤方式： 1） 普通機械化采煤（普采）：利用采煤機械（刨煤機或采煤機）來實現(xiàn)落煤和裝煤，工作面輸送機運煤，并用單體液壓（或金屬磨擦）支柱及金屬鉸接梁來支護頂板的采煤法稱普通機械化采煤。 2） 綜合機械化采煤（綜采）：用大功率采煤機來實現(xiàn)落煤裝煤，刮板輸送機運煤，自移式液壓支架來支護頂板而使工作面采煤過程完全實現(xiàn)機械化的采煤法稱綜合機械化采煤。綜采工作面主要是三機配合：如下圖1-1所示： 1.3采煤機簡述 1.3.1采煤機的分類和組成 采煤機有不同的分類方法，一般我們按照工作機構的形式進行分類，可分為：滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；現(xiàn)在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在有很廣泛的使用。 滾筒采煤機的組成如圖1-2 所示： 1.3.2滾筒采煤機的工作原理 第四代采煤機研發(fā)成功后，現(xiàn)在采煤機的設計基本上傳承了他們的特點，隨著機械電子的飛速發(fā)展，對采煤機產(chǎn)生了很大的影響，現(xiàn)在采煤機是集電子系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)，機械傳動系統(tǒng)于一身的復雜的系統(tǒng)。在機械傳動部分現(xiàn)代的采煤機去掉了以前采煤機的的托架，全部采用雙滾筒設計。 1.3.3滾筒采煤機的特點 （1）使用范圍廣滾筒采煤機對煤層地質條件的要求較低，對于地板起伏不平、層厚變化大、煤粘頂、有落差不大的斷層以及不同性質的頂板等煤層條件，采煤機都能適應； （2）調高方便，免開缺口； （3）功率大、生產(chǎn)率高、工作可靠； （4）操作方便并有完善的保護、監(jiān)測系統(tǒng) （5）向標準化、系列化、通用化發(fā)展。 但是滾筒采煤機也有其缺點：結構復雜，價格昂貴；割落的煤的塊度小， 粉塵含量多，因而破碎單位體積煤的能量消耗大。 第二章 截割部整體方案的選擇 2.1驅動方式的選擇 除了外牽引和電力傳動的采煤機外，驅動截割部和牽引部的電動機一般是公共的，其中牽引部大約消耗采煤機裝機功率的10一15％左右。一般有三種驅動方式： 1)單機驅動方式——用一臺電動機驅動采煤機的各部分，包括牽引部、全部截割部 及其它輔助裝置等， 2)分別驅動方式——每個截割部由單獨的電動機驅動，牽引部和其它輔助裝置可以 由截割部電動機帶動或另設電動機驅動； 3)聯(lián)合驅動力式——把兩臺電動機結合成整體，共同驅動采煤機的各部分。牽引部和輔助裝置消耗的功率比較少，而在工作過程中滾筒可能突然裁到堅硬夾雜物、頂梁和鏟煤板等，截割部載荷大大超過額定值。為了安全起見．截割部強度應按其驅動電動機的全功率考核。即使是單機驅動，在上述情況下超載可能集中在一個截割部上，所以也應該這樣考核。 分別驅動時，各截割部電動機功率—般相同。若是雙滾筒采煤機在采煤機裝機功率一定的條件下，每臺截割部電動機的功率只有單機驅動和聯(lián)合驅動時的一半，截割部可能設計得較小且結構餃簡單，可以取消容易引起發(fā)熱等問題的橫貫牽引部的過軸。 單機驅動或聯(lián)合驅動時，每臺截割部都要按采煤機的裝機功率設計強度，所以截割部較重較大。但單機驅動時電動機的功率比另外兩種驅功方式時大，故電動機、截割部和牽引部都較高，可能給設計帶來某些方使。聯(lián)合驅動時，截割部要按采煤機的裝機功率設計強度，電功機和截割部的高度卻不比分別驅動時高，所以設計的難度最高，截割部長度和采煤機總長度也是最長的。單機驅動和聯(lián)合驅動時，采煤機的整體結構也較分別驅動時復雜。 綜上所述，從機械設計的角度說，分別驅動是較好的方案，單機驅動次之，聯(lián)合驅動最差。但是從有效利用設備能力的角度來考察，分別驅動并不是個好方案。因為兩臺電動機的實際載荷可能相差懸殊，負載重的電動機限制了采煤機的牽引速度，而另一臺卻可能還沒有滿載。單機驅動就沒有這個問題，可以較充分地利用裝機功率。聯(lián)合驅動時，由于電動機驅動特性難免有些差異，從理論上說，不可能兩臺電功機同時達到滿載，所以也不能充分利用裝機功率。 由此得出結論，單機驅動和分別驅動是常用的驅動方式，聯(lián)合驅動則很少采用。通常的做法是，按單機驅動方式設計的采煤機，只要再加一臺相同功率的電動機，就可以演變出裝機功率增加一倍的大功率采煤機。本采煤機采用分別驅動的驅動方式，左右截割部各用一臺電機驅動，牽引部由獨立的電機驅動。 2.2傳動方案的選擇 采煤機的傳動有如下特點： (1)采煤機的電動機多采用四極電機．其出軸轉速n0＝1460—1475r／min，而滾筒轉速一般為n＝20—50r／min，因此截割部總傳動比為： 一般采用3—5級齒輪減速。由于采煤機機身高度受到嚴格限制，所以各級傳動比不能平均分配，一般前級傳動比較大，而后級逐漸減小，以保持尺寸均勻。各圓柱、圓錐齒輪的傳動比一般不大于3—4，當末級采用行星齒輪傳動時，其傳動比可達5—6。 (2)采煤機電動機軸心與短筒軸心垂直時．傳動裝置中必須裝有圓錐齒輪。為減小傳遞扭矩及便于加工，圓錐齒輪一般放在高速級(第一或第二級)，并采用弧齒錐齒輪。兩齒輪在安裝的應使兩輪的軸向力將兩輪推開，以增大齒側間隙，避免輪齒楔緊造成損壞。弧錐齒輪的軸向力方向取決于齒輪轉向及螺旋線方向。 (3)采煤機電動機除驅動截割部外還要驅動牽引部時截割部傳動系統(tǒng)中必須設置離離合器，使采煤機在調動工作或檢修時將滾筒與電動機脫開。離合器一般放在高速級，以減小尺寸及便于操縱。 (4)為加長搖臂，擴大調高范圍，搖臂內常裝有一串惰輪。致使強割部齒輪數(shù)較多。 (5)由于行星齒輪傳動為多齒嚙合，傳動比大，效率高，可減小齒輪模數(shù)，放末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。 采煤機的截割部或牽引部多采用2K—H傳動，即用兩個中心輪(太陽輪Z1、和內齒圈Z3)及一個系桿(H)，若干個行星輪Z進行傳動(常用3個)，其中一個中心輪(內齒圈Z3)固定。 (6)因采煤機承受大的沖擊載荷，為保護傳動件，某些采煤機如MG—300從MCLE—DR6565的傳動系統(tǒng)設置了安全剪切銷，當外載荷到了3倍額定載荷時，剪切銷被剪斷。滾筒停止工作。剪切銷一般放在高速級。 采煤機截割部大多采用齒輪傳動，主要有以下幾種傳動方式(圖2—1)： (1)電動機—機頭減速箱—搖臂減速箱—滾筒(圖a)。這種傳動方式府用較多，DY—150、MZS2—150、BM—100、SIRUS—400等型采煤機都采用這種傳動方式。它的特點是傳動簡單，搖臂從機頭減速箱端部伸出(稱為端面搖臂)，支承可靠，強度和剛度好，但搖臂下限位置受輸送機限制，臥底量較小。 (2)電動機—機頭減速箱—搖臂減速箱—行星齒輪傳動—滾筒(圖b)。由于行星齒輪的傳動比較大，因此可使前幾級傳動比減小，系統(tǒng)得以簡化，并使行星齒輪的齒輪模數(shù)減小。但行星齒輪的采用使?jié)L筒筒轂尺寸增加，因而這種傳動方式適應在中厚煤層以上工作的大直徑滾筒采煤機，大部分中厚煤層采煤機如AM—500、BJD—300、MLS3—170、MXA—300、MCLE—DR65656等型都采用這種力式。這里搖臀從機頭減速箱側面伸出(稱為側面搖臂)，所以可獲得較大的臥底量。 在以上兩種傳動方式中都采用搖臂調高，獲得了好的調高性能，但搖臂內齒輪較多，要增加調高范圍必須增加齒輪數(shù)。由于滾筒上受力大，搖臂及其與機頭減速箱的支承比較薄弱，所以支承距離加大才能保證搖臂的強度和剛度。 (3)電動機—機頭減速箱—滾筒(圖c)。這種傳動方式取消了搖臂，而靠由電動機、機頭減速箱和滾筒組成的截割部來調高，使齒輪數(shù)大大減少，機殼的強度、剛度增大，可獲得較大的調高范圍，還可使采煤機機身長度大大縮短，有利于采煤機開切口等工作。 (4)電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒（圖d)。這種傳動方式主電動機采用橫向布置，使電動機軸與滾筒軸平行，取消了承載大、易損壞的錐齒輪，使截割部更為簡化。采用這種傳動方式可獲得較大的調高范圍、并使采煤機機身長度進一步縮短。新型的電牽引采煤機如3LS、EDW—150—2L、R550等型都采用這種傳動方式。 通過對比以上幾種傳動方式，結合設計任務書所給定的工作條件——中厚煤層。最終確定采用第（4）種傳動方案即：電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒的傳動方式。全部采用標準直齒圓柱齒輪傳動，這種傳動方式結構簡單，制造工藝性好，有利于提高制造質量，安裝及維護方便，使可靠性和生產(chǎn)能力大大提高。 2.3滾筒結構形式的選擇 （1）銑削式結構方案 在鼓形滾筒的表面或在旋轉滾筒的葉片上安裝截齒，滾筒隨采煤機前移并自轉，截齒便用銑削的方式把煤從煤壁上截割下來，這就是銑削式結構。 具體分為側銑和端銑兩種，側銑方式中螺旋滾筒結構應用最普遍，其主要優(yōu)點是它不僅能實現(xiàn)截落煤的功能還能實現(xiàn)裝煤的功能；水平旋轉軸調整滾筒高度方便，對不同的煤層厚度的適應性好；具有自開缺口的功能等。端銑式結構是在齒冠外側安裝大截齒當齒冠自轉并隨采煤機移動時，截齒實現(xiàn)破煤功能。這種結構的特點是截齒安裝的比較少， 煤的塊度大，機器能耗??；實現(xiàn)簡單，制造容易；負荷變化大，機器動特性較差。 （2）鉆削式結構方案 鉆削式結構在喚醒懸臂的前端安裝截齒，這種懸臂的內表面上也安裝有截齒。這種結構被稱為鉆削頭，懸臂則被成為鉆削臂。當鉆削頭自轉并沿其軸線方向推進時，首先在煤層中由鉆削頭截割出現(xiàn)截槽，而此環(huán)形槽所圍成的柱狀煤體則被鉆削頭內的截齒所破碎。這種結構的優(yōu)點是結構簡單，制造方便；集落煤和裝煤功能于一體；煤的坡度大，機器能耗低。其缺點是這種結構應布置于采煤機的端面，機身必沿其鉆削出的空間前進，因此，機身長；這種結構不能自開缺口；為使地板平整還必須配有截割盤，沿頂板和地板截割煤層，因此使整個機器復雜化；此外這種結構對煤層厚度的適應性小。 （3）滾壓式結構方案 滾壓式破煤結構是在螺旋筒的旋葉上和滾筒端面安裝滾演盤刀當,當滾筒前移并自轉時，盤刀壓向煤壁，其刃部的擠壓和剪切作用達到破沒的目的。這種結構的優(yōu)點在于，彩霞煤的塊度大，煤塵明顯低；機器能耗小；盤刀壽命長。缺點在于機構復雜，成本高。 采煤機的落煤功能是采煤機的第一功功能，因此，現(xiàn)在把有落煤功能的結構稱為采煤機的工作機構。在采煤機的設計中，工作機構設計的合適與否，對采煤機的工作占有舉足輕重的地位。 對比以上三種結構，最終選用螺旋式滾筒結構。因為截割部把煤從煤壁上破碎下來以后，還要裝在工作面輸送機里運到工作面之外。實現(xiàn)這中裝煤功能的機構與落煤結構的種類有關。經(jīng)過淘汰和篩選，采用螺旋滾筒式工作機構，采煤下來的碎煤被螺旋葉片自煤壁向采空區(qū)方向輸送，并裝到工作面輸送機里。 第三章 截割部具體設計計算說明 3.1、電機的選擇。 參考《采掘機械》P59公式 其中，：能耗比=,查表4-5得=0.34，基準煤層阻抗A=180~200,采煤機工作煤層阻抗=60~120。 Q采煤機設計生產(chǎn)率：Q=800~1200t/h=13.3~20t/h K1功率利用系數(shù)，兩電機分別驅動時K1=0.8 K2功率水平系數(shù)，查表4-6得K2=0.9 K3后滾筒工作條件系數(shù)K3=0.8~1.0 因此，Nmax=377.78KW 采用前后電機分別驅動方式，電機功率P0==188.89KW。 選用電機型號為:YBC—200C 功率：P0=200KW 電壓：U=1140V 轉速：n0=1470r/min 3.2 傳動方案的擬定 根據(jù)前文所確定的傳動方式，擬定傳動系統(tǒng)圖，如圖3—1所示： 圖3—1 傳動系統(tǒng)圖 其中Z2、Z8、Z9惰輪，是為了增大傳動距離而設。 （1）分配傳動比 由3.1節(jié)知所選電機轉速為n0=1470 r/min，初定滾筒轉速為40 r/min，則總傳動比為： i= 分配各級減速的傳動比如下： i13=1.5；i45=2.1；i69=2.5；行星減速器ih=4.75 （2）確定各齒輪齒數(shù)如下 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 齒數(shù) 23 36 35 21 43 19 35 35 43 16 22 60 表3—1齒輪齒數(shù)表 （3）驗算總傳動比 則總傳動比為 i= 因此，最終確定滾筒轉速為 3.3各軸功率、轉速、轉矩的確定 已知傳遞效率η齒輪=0.98，η軸承=0.99，則 Ⅰ軸 P1=P=200KW n=n0=1470r/min T1=9.55×106× Ⅱ軸 該軸為心軸，轉速為0，此處計算所得均指該軸上齒輪的動力參數(shù)， P2=P0×η齒輪×η軸承=194.04 KW Ⅲ軸 P3 = P2 ×η齒輪×η軸承 = 188.26 KW Ⅳ軸 P4= P3 ×η齒輪×η軸承 =182.65KW Ⅴ軸 該軸為心軸，轉速為0，此處計算所得均指該軸上齒輪的動力參數(shù) P5= P4×η齒輪×η軸承=177.21KW Ⅵ軸 該軸為心軸，轉速為0，此處計算所得均指該軸上齒輪的動力參數(shù) 由于Z6=Z5=35，故 P6= P5×η齒輪×η軸承=171.93KW T6= Ⅶ軸 ×η齒輪×η軸承=166.86KW 3.4 齒輪的設計與校核 3.4.1電機齒輪組（Z1、Z2、Z3）的設計與校核 3.4.1.1Z1、Z2的設計與校核 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照前面所確定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 （2）采煤機為一般工作機器，選用7級精度。 （3）選擇材料，參考《機械設計手冊 3》兩齒輪材料均選用20CrMnMo， 滲碳淬火，58~62HRC。 （4）已知小齒輪齒數(shù)Z1=23，惰輪Z2=36。 2）按齒面接觸強度設計 按公式 d1t≥2.32×進行試算 （1）確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=2.0。 小齒輪傳遞的扭矩T1=1.310Nmm。 由《機械設計》教材表10—7選擇齒寬系數(shù)=0.7。 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa。 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 由式10—13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1j Lh=60=4.2336×108 N2= 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= （2）計算 試算小輪分度圓直徑d1t d1t≥2.32× =2.32× =109.14 計算圓周速度v v= 試算齒寬bt bt= 試算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=10.68mm =7.15 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=8.396m/s,7級精度，由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.15 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得小齒輪對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.305 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.15×1.75×1.305×1=2.62 按實際載荷修正所算得分度圓直徑 d1= d1t=109.14×=119.11mm 計算模數(shù) m= 選取模數(shù) m=6mm 3）按齒根彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa1=2.69、YFa2=2.45，應力校正系數(shù)YSa1=1.575、YFa2=1.65。 扭矩T1=1.30×106，T2=1.97×106 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.96KFN2=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 MPa 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.15×1.25×1=2.51 因此，兩齒輪彎曲強度均足夠。 3.4 .1.2 Z3的校核 1）、已知參數(shù)：m=6mm,Z3=35, d3=210mm b3=0.8d=110.4，d3=168mm 材料：20CrMnMo，滲碳淬火，58~62HRC。 2）、按齒面接觸強度校核 校核公式: 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa 載荷系數(shù)K，K= Kv 由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.15 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得齒輪非對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.336 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.15×1.75×1.336×1=2.6887 Ft= 取齒寬系數(shù)=0.8 計算應力循環(huán)次數(shù) N3=60n3jLh=60×966×1×（2×8×300×1）=2.782×108 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= KHN2=0.98 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa3=2.45，應力校正系數(shù)YFa3=1.65。 扭矩T3=1.86×106， 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.15×1.25×1=2.51 因此，校核合格。 3.4.2二級減速器高速齒輪組（Z4、Z5）的設計與校核 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照前面所確定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 （2）采煤機為一般工作機器，選用7級精度。 （3）選擇材料，參考《機械設計手冊 3》兩齒輪材料均選用20CrMnMo。 （4）已知小齒輪齒數(shù)Z4=21，大齒輪Z5=43。 2）按齒面接觸強度設計 按公式 d4t≥2.32×進行試算 （1）確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=2.0。 小齒輪傳遞的扭矩T3=1.8610Nmm。 由《機械設計》教材表10—7選擇齒寬系數(shù)=0.8。 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa。 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 由式10—13計算應力循環(huán)次數(shù) N4=60n4j Lh=60=1.36×108 N5= 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN4= KHN5=0.99 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= （2）計算 試算小輪分度圓直徑d1t d4t≥2.32× =2.32× =113.17 計算圓周速度v v= 試算齒寬bt bt= 試算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=12.13 =7.47 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.61m/s,7級精度，由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.15 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得小齒輪對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.305 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.15×1.75×1.305×1=2.62 按實際載荷修正所算得分度圓直徑 d4= d4t=113.17×=123.83 計算模數(shù) m= 選取模數(shù) m=7mm 3）按齒根彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa4=2.76、YFa5=2.35，應力校正系數(shù)YSa4=1.56、YFa5=1.68。 Z4傳遞的扭矩T3=1.86×106N，Z5傳遞的扭矩T4=3.70×106 N 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN4=0.96，KFN5=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 MPa 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.15×1.25×1=2.51 因此，兩齒輪彎曲強度均足夠。 3.4.3二級減速器輸出齒輪組（Z6、Z7、Z8、Z9）的設計與校核 3.4.3.1 Z6、Z7的設計與校核 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照前面所確定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 （2）采煤機為一般工作機器，選用7級精度。 （3）選擇材料，參考《機械設計手冊 3》兩齒輪材料均選用20CrMnMo。 滲碳淬火，58~62HRC。 （4）已知小齒輪齒數(shù)Z6=19，惰輪Z7=35。 2）按齒面接觸強度設計 按公式 d6t≥2.32×進行試算 （1）確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=2.0。 小齒輪傳遞的扭矩T4=3.7010Nmm。 由《機械設計》教材表10—7選擇齒寬系數(shù)=0.8。 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa。 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 由式10—13計算應力循環(huán)次數(shù) N6=60n4軸j Lh=60=1.36×108 N7= 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN6= KHN7=0.99 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= （2）計算 試算小輪分度圓直徑d1t d6t≥2.32× =2.32× =142.3 計算圓周速度v v= 試算齒寬bt bt= 試算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=16.85 =6.756 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=3.26m/s,7級精度，由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得小齒輪對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.237 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.05×1.75×1.314×1=2.41 按實際載荷修正所算得分度圓直徑 d6= d6t=142.3×=151.52 計算模數(shù) m= 選取模數(shù) m=8mm 3）按齒根彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa6=2.97、YFa7=2.45，應力校正系數(shù)YSa6=1.52、YFa5=1.65。 Z6傳遞的扭矩T4=3.70×106N，Z7傳遞的扭矩T5=7.380×106 N 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN4=0.96，KFN5=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 MPa 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.05×1.25×1=2.297 因此，兩齒輪彎曲強度均足夠，校核合格。 3.4.3.2、Z8、Z9的設計與校核 因為齒輪Z8與齒輪Z7的材料、齒數(shù)、模數(shù)均一致，所以在此不再校核。只進行 Z3的校核。 1）、已知參數(shù)：m=8mm,Z9=43, d9=344mm b 9=0.8d=121.6,d9=275.2mm 材料：20CrMnMo，滲碳淬火，58~62HRC 2）、按齒面接觸強度校核 校核公式: 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa 載荷系數(shù)K，K= Kv 由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.15 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得齒輪非對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.336 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.15×1.75×1.336×1=2.6887 Ft= 取齒寬系數(shù)=0.8 計算應力循環(huán)次數(shù) N9=60n3jLh=60×186.51×1×（2×8×300×1）=5.37×107 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN9=0.98 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa9=2.35，應力校正系數(shù)YFa9=1.68。 扭矩T7=1.86×106， 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN9=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.15×1.25×1=2.51 因此，校核合格。 3.4.4、行星減速器齒輪組的設計與校核 3.4.4.1 a—c傳動的設計與校核 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按照前面所確定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 （2）行星減速器對齒輪制造精度要求較高，選用6級精度。 （3）選擇材料，參考《機械設計手冊 3》齒輪材料均選用20CrMnMo。 滲碳淬火，58~62HRC。 （4）已知太陽輪齒數(shù)Z10=16，行星輪齒數(shù)Z11=22，內齒圈齒數(shù)Z12=60。 2）選擇行星輪數(shù)目，查《機械設計手冊 3》表17.2—1選擇行星輪數(shù)目，取nw=4。 3）按接觸強度計算a—c傳動模數(shù) 輸入轉矩T7=7.64×106 查《機械設計手冊 3》表17.2—116，載荷不均勻系數(shù)Kc=1.15. 則，小齒輪名義轉矩Ta= 按公式 d10t≥2.32×進行試算 （1）確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=2.0。 小齒輪傳遞的名義轉矩Ta=2.196510Nmm。 選擇齒寬系數(shù)=1。 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa。 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 由式10—13計算應力循環(huán)次數(shù) N10=60n10j Lh=60=6.00×107 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN10=0.99 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= （2）計算 試算太陽輪分度圓直徑d10t d10t≥2.32× =2.32× =116.235 計算圓周速度v v= 試算齒寬bt bt= 試算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=16.35 =7.11 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.27m/s,6級精度，由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.03 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得小齒輪非對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.305 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.03×1.75×1.305×1=2.35 按實際載荷修正所算得分度圓直徑 d10= d10t=116.235×=122.65 計算模數(shù) m= 選取模數(shù) m=8mm 3）按齒根彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa10=2.97、YFa11=2.72，應力校正系數(shù)YSa10=1.52、YFa11=1.57。 Z10傳遞的名義轉矩Ta=2.1965×106N，Z11傳遞的扭矩Tb=3.32×106 N 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN4=0.96，KFN5=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 MPa 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.03×1.25×1=2.25 因此，兩齒輪彎曲強度均足夠。 4）a—c傳動的變位計算 采取等變位齒輪傳動，變位系數(shù)x=。 根據(jù)《機械設計手冊 3》表16.2—11公式 x==1-0.9358=0.0642 取x=0.065，則x 節(jié)圓直徑 嚙合角 等變位齒輪傳動嚙合角 齒頂高 m =1.065×8 =8.52 mm h m =0.935×8 =7.48 mm 齒根高 =（1+0.25-0.065）×8 =9.48 mm =（1+0.25+0.065）×8 =10.52 mm 齒頂圓直徑 =128+2×8.52 =145.04 mm =176+2×7.48 =190.96 mm 齒根圓直徑 =128-2×9.48 =109.04 mm =176-2×10.52 =154.96 mm 中心距 a = =152 mm 中心距變動系數(shù) 等變位齒輪傳動，中心距變動系數(shù)y=0 齒頂高變動系數(shù) 等變位齒輪傳動，齒頂高變動系數(shù) 3.4.4.2 內齒圈的校核與c—b傳動的變位計算 （1）、已知參數(shù)：m=8mm,Z12=60, ,d12=480mm 。 材料：20CrMnMo，滲碳淬火，58~62HRC （2）、按齒面接觸強度校核 校核公式: 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 MPa 載荷系數(shù)K，K= Kv 由圖10—8查得動載荷系數(shù)Kv=1.03 直齒輪齒間載荷分布系數(shù)KHα=KF =1 由表10—2查得使用系數(shù)KA=1.75 由表10—4查得齒輪非對稱布置時齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.336 由圖10—13KFβ=1.25 K=Kv=1.03×1.75×1.336×1=2.4814 內齒圈傳遞的名義轉矩Tc=(9.55×106×) =8.806×106 Ft= 取齒寬系數(shù)=1 計算應力循環(huán)次數(shù) N9=60n3jLh=60×186.51×1×（2×8×300×1）=5.37×107 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN9=0.98 由圖10—21d按齒面強度查得齒輪的接觸疲勞強度極限lim=1480MPa。 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 （3）按彎曲強度校核 校核公式 查表10—5，齒形系數(shù)YFa9=2.28，應力校正系數(shù)YFa9=1.73。 內齒圈傳遞的名義轉矩Tc=8.806×106， 彎曲強度極限 取安全系數(shù)S=1.25 由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN12=0.98 計算彎曲疲勞許用應力 載荷系數(shù)K=KAKvKFαKFβ=1.75×1.03×1.25×1=2.253 因此，校核合格。 （4）c—b傳動的變位計算 采取等變位齒輪傳動，由前面計算可知變位系數(shù)=-0.065。 節(jié)圓直徑 嚙合角 等變位齒輪傳動嚙合角 齒頂高 h m =0.935×8 =7.48 mm m =1.065×8 =8.52 mm 齒根高 =（1+0.25+0.065）×8 =10.52 mm =（1+0.25-0.065）×8 =9.48 mm 齒頂圓直徑 =176+2×7.48 =190.96 mm =480－2×8.52 =462.96 mm 齒根圓直徑 =176-2×10.52 =154.96 mm =480＋2×9.48 =498.96 mm 中心距 a = =152 mm 中心距變動系數(shù) 等變位齒輪傳動，中心距變動系數(shù)y=0 齒頂高變動系數(shù) 等變位齒輪傳動，齒頂高變動系數(shù) 3.5軸及軸承的設計及校核 3.5.1 軸1 （1）確定軸的最小直徑 該軸為傳動軸，主要載荷為扭矩，可直接按扭轉強度估算軸頸而不再按彎扭合成強度條件進行校核。選取軸的材料為40CrNi，調質處理。參考《機械設計手冊 3》表19.3—2取 A=110，則： ==56.61 取dmin=59。 （2）軸的結構設計 軸的各段長度如圖3—2所示，兩端為花鍵m=3，Z=21。 圖3—2 1軸結構圖 3.5.2 2軸的結構設計與校核 （1）確定軸的最小直徑 2 軸為心軸，只承受彎矩，可先按扭轉強度估算軸頸再按彎扭合成強度條件進行校核。 選取軸的材料為45鋼，參考《機械設計手冊 3》表19.3—2取 A=115，則 =115=67.98 取d=70 （2）軸的結構設計與校核 軸的各段直徑和長度如圖3—3所示： 圖3—3 2軸結構圖 軸上齒輪的載荷 圓周力： Ft= 徑向力： =6639.09 支反力：水平面 RH1=8716.81 RH2=9523.93 垂直面 RV1=3172.66 RV2=3466.43 彎矩圖如圖3—4所示： 圖3—4 2軸彎矩圖 彎矩： 水平面 MH=1.0285×106N·mm 垂直面 Mv=374373.88N·mm 合成彎矩 M==1094517.27 N·mm 查得45鋼的許用彎曲應力 =17.82≤ 綜上，強度校核合格。 3.5.3 3軸的結構設計與校核 （1）確定軸的最小直徑 該軸為空心軸，材料選用45鋼，調質處理許用彎曲應力。 參考《機械設計手冊 3》表19.3—2取 A=115，根據(jù)圖19.3—1取=0.6,查得=1.05.則： ==70.01mm 取d=88 （2）軸的結構設計與校核 軸的各段直徑和長度如圖3—5所示： 圖3—5 3軸結構圖 軸上齒輪的載荷 圓周力： Ft1=