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中國礦業(yè)大學(xué)2008屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第81頁
1 概述
1.1采煤機的發(fā)展概況
機械化采煤開始于二十世紀(jì)40年代，是隨著采煤機械的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤、裝煤實現(xiàn)了機械化。但當(dāng)時的采煤機都是鏈?zhǔn)焦ぷ鳈C構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。
50年代初期，英國、德國相繼生產(chǎn)出滾筒式采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進(jìn)了采煤機械化技術(shù)的發(fā)展。由于當(dāng)時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調(diào)高，因而限制了采煤機的適用范圍，我們稱這種固定滾筒采煤機為第一代采煤機。
60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時期，第二代采煤機——單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整問題，擴大了采煤機的適用范圍，特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，進(jìn)一步解決了工作面自開缺口的問題，再加上液壓支架和可彎曲輸送機的不斷完善等等，把綜采技術(shù)推向了一個新水平，并且在生產(chǎn)中顯示了綜采機械化采煤的優(yōu)越性——高產(chǎn)、高效、安全和經(jīng)濟。
進(jìn)入70年代，綜采機械化得到了進(jìn)一步的發(fā)展和提高，綜采設(shè)備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機——電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。
80年代，德國、美國、英國都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機，同時把計算機控制系統(tǒng)用在采煤機上。并且開始重視系列化采煤機的開發(fā)工作，一種功率的采煤機可以派生出多種機型，主要元部件在不同功率的采煤機上都能通用，這樣不僅擴大了工作面的適應(yīng)范圍，而且便于用戶配件的管理。采煤機系列化是20世紀(jì)80年代采煤機發(fā)展中非常突出的特點。
至此，緩傾斜中厚煤層的綜采機械化問題已經(jīng)基本得到解決，專家開始對實現(xiàn)厚煤層、薄煤層、急傾斜及其它難采煤層開采的綜采機械的研發(fā)，以適用不同的開采條件。
1.2國內(nèi)電牽引采煤機的技術(shù)特點及趨勢
1.2.1采煤機的技術(shù)特點
⑴電牽引采煤機已成為國內(nèi)采煤機的研究重點
國內(nèi)從90年代初已逐步停止研究開發(fā)液壓牽引采煤機將研究重點轉(zhuǎn)向電牽引采煤機;通過交流、直流電牽引采煤機的對比研究，已基本確定以交流變頻調(diào)速電牽引采煤機為今后電牽引采煤機的發(fā)展方向。電牽引替代液壓牽引，交流調(diào)速代替直流調(diào)速已成為國內(nèi)采煤機的發(fā)展方向。
⑵裝機功率不斷增加
為了滿足高產(chǎn)高效綜采工作面快速割煤對采煤機的高強度、高性能需要，不論是厚、中厚煤層還是薄煤層采煤機，其裝機功率(包括截割功率和牽引功率)均在不斷加大，最大已達(dá)1020kW，其中截割電機功率達(dá)450k W，牽引電機功率達(dá)2×50kW。
⑶牽引速度和牽引力不斷增大
電牽引采煤機最大牽引速度已達(dá)14.5m/min，牽引力已普遍增大到450～600kN。
⑷電機橫向布置總體結(jié)構(gòu)發(fā)展迅速
近年來，我國基本停止了截割電左尼縱向布置采煤機的研制，新研制的采煤機中已廣泛采用了多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)。
⑸控制系統(tǒng)日趨完善
采煤機電氣控制功能逐步齊全，可靠性不斷提高，在通用性互換性和集成化等方面已有較大進(jìn)步；開發(fā)了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系統(tǒng)，實現(xiàn)了運行狀態(tài)的監(jiān)控、監(jiān)測功能，以及故障記憶和診斷功能;研制成功井下無線電離機控制并得到推廣使用。
⑹滾筒截深不斷增大
目前已由630mm增至800mm，預(yù)計今后可能增至1000mm。
⑺采煤機的可靠性將成為國產(chǎn)采煤機越來越重要的性能指標(biāo)
隨著高產(chǎn)高效礦井的建設(shè)和發(fā)展，要求采煤工作面逐步達(dá)到日產(chǎn)7000～10000t水平。采煤機及其系統(tǒng)的可靠性將成為影響礦井原煤產(chǎn)量關(guān)鍵因素越來越受到重視，成為中國采煤機越來越重要的綜合性能指標(biāo)。
1.2.2采煤機的發(fā)展趨勢
電牽引采煤機經(jīng)過25年的發(fā)展，技術(shù)已趨成熟。新一代大功率電牽引采煤機已集中采用了當(dāng)今世界最先進(jìn)的科學(xué)技術(shù)成為具有人工智能的高自
動化機電設(shè)備代替液壓牽引已成必然。技術(shù)發(fā)展趨勢可簡要歸結(jié)如下:
⑴電牽引系統(tǒng)向交流變頻調(diào)速牽引系統(tǒng)發(fā)展。
⑵結(jié)構(gòu)形式向多電機驅(qū)動橫向布置發(fā)展。
⑶監(jiān)控技術(shù)向自動化、智能化、工作面系統(tǒng)控制及遠(yuǎn)程監(jiān)控發(fā)展。
⑷性能參數(shù)向大功率、高參數(shù)發(fā)展。
⑸綜合性能向高可靠性和高利用率發(fā)展。
國內(nèi)電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展基本一致經(jīng)過近15年的研究，已取得較大進(jìn)展但離國際先進(jìn)水平特別是在監(jiān)控技術(shù)及可靠性方面尚有較
大差距，必須進(jìn)行大量的技術(shù)和試驗研究。
1.3采煤機類型及組成
1.3.1采煤機類型
滾筒采煤機的類型很多，可按滾筒數(shù)目、行走機構(gòu)形式、行走驅(qū)動裝置的調(diào)速傳動方式、行走部布置位置、機身與工作面輸送乳汁機配合導(dǎo)向方式、總體結(jié)構(gòu)布置方式等分類。
按滾筒數(shù)目分為單滾筒和雙滾筒采煤機，其中雙滾筒采煤機應(yīng)用最普遍。按行走機構(gòu)形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。按行走驅(qū)動裝置的調(diào)速方式分機械調(diào)速、液壓調(diào)速和電氣調(diào)速滾筒采煤機（通常簡稱機械牽引、液壓牽引和電牽引采煤機）。按行走部布置位置分內(nèi)牽引和外牽引采煤機。按機身與工作面輸送機的配合導(dǎo)向方式分騎槽式和爬底板式采煤機。按總體結(jié)構(gòu)布置方式分截割（主）電動機縱向布置在搖臂上的采煤機和截割（主）電動機橫向布置在機身上的采煤機、截割電動機橫向布置在搖臂上的采煤機。按適用的煤層厚度分厚煤層、中厚煤層和薄煤層采煤機。按適用的煤層傾角分緩斜、大傾角和急斜煤層采煤機。
1.3.2采煤機的組成
采煤機主要由電動機、牽引部、截割部和附屬裝置等部分組成（如圖1.1）。
電動機：是滾筒采煤機的動力部分，它通過兩端輸出軸分別驅(qū)動兩個截割部和牽引部。采煤機的電動機都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以縮小電動機的尺寸。
牽引部：通過其主動鏈輪與固定在工作面輸送機兩端的牽引鏈3相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此，牽引部是采煤機的行走機構(gòu)。
左、右截割部減速箱：將電動機的動力經(jīng)齒輪減速后傳給搖臂5的齒輪，驅(qū)動滾筒6旋轉(zhuǎn)。
滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構(gòu)，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。螺旋葉片將截齒割下的煤裝到刮板輸送機中。為提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒一側(cè)裝有弧形擋煤板7，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉(zhuǎn)180°。
如圖1.1 雙滾筒采煤機
底托架：是固定和承托整臺采煤機的底架，通過其下部四個滑靴9將采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上，其中采空區(qū)側(cè)兩個滑靴套在輸送機的導(dǎo)向管上，以保證采煤機的可靠導(dǎo)向。
調(diào)高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調(diào)節(jié)采煤機的采高。
調(diào)斜油缸：用于調(diào)整采煤機的縱向傾斜度，以適應(yīng)煤層沿走向起伏不平時的截割要求。
電氣控制箱：內(nèi)部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護(hù)。
此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內(nèi)外噴霧降塵用水，采煤機設(shè)有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內(nèi)，并由采煤機拉動在工作面輸送機的電纜槽中卷起或展開。
1.4采煤機總體方案的確定
采用多電機驅(qū)動、橫向布置（電機）積木組合，各部件之間為干式對接，可采中厚偏薄煤層中的硬煤。是比較理想的更新?lián)Q代機型。
1.4.1．適用范圍
該機主要定位適用于傾角的中厚偏薄煤層的開采，煤層中不應(yīng)有堅硬的或較厚的該類夾雜物，以及落差較大的斷層。
1.4.2．主要技術(shù)參數(shù)
主要技術(shù)參數(shù)及配套設(shè)備：
采高（m）：1.5～3.2；
適應(yīng)傾角（°）：≤15；
煤質(zhì)硬度 : f≤4；
機面高度（m）：1.1；
過煤高度（m）： 0.366 ；
機重（T）：36
牽引速度(m/min)： 0～7.5；
牽引力（KN）：524；
截深（m）：0.63
滾筒直徑 （m）： ￠1.6
電壓（V）：1140；
臥底量（m）：0.403（￠1.6m滾筒）；
滾筒水平中心距（m）：10.517；
搖臂回轉(zhuǎn)中心距（m）：6.4；
牽引形式 ：機載交流變頻調(diào)速銷軌式；
調(diào)高泵型號：A2F12R4P1 ；
泵電機型號：YBRB-11 ；
截割電機型號：YBCS3-250C ；
牽引電機型號：YBQYS3-40
供水泵型號：PB-320/6.3
裝機功率（KW）：591
（其中兩個截割電機2×250KW 兩個牽引電機2×40KW，一個泵電機11KW，共計2×250＋2×40＋11=591KW）
1.4.3整機主要特點
1）機身矮，裝機功率大。截割電機容量調(diào)整范圍寬。通過調(diào)整截割電機的容量，可實現(xiàn)一機多型。
2）整機為無底托架積木式組合結(jié)構(gòu)。各部件之間為干式對接，對接面之間無任何機械或液壓傳動關(guān)系。機身三大部件之間使用高強度 T形螺栓和四個楔形啞鈴銷以及兩個Φ150定位銷連接和緊固，提高了大部件之間聯(lián)接的可靠性。
3）截割電機、牽引電機的啟動、停止等操作采用旋轉(zhuǎn)開關(guān)控制外，其余控制如牽引速度調(diào)整、方向設(shè)定、左右搖臂的升降，急停等操作均由設(shè)在機身兩端操作站的按鈕進(jìn)行控制，操作簡單、方便。
4）所有電機橫向布置。機械傳動都是直齒傳動。電機、行走箱驅(qū)動輪組件等均可從老塘側(cè)抽出。故傳動效率高，容易安裝和維護(hù)。
5）液壓系統(tǒng)設(shè)計合理，采用集成閥塊結(jié)構(gòu)，管路少，連接可靠；經(jīng)常調(diào)整的閥設(shè)在液壓箱體外，便于檢修和更換；
6）截割機械傳動鏈設(shè)有扭矩軸過載保護(hù)裝置，并可設(shè)有強制潤滑冷卻系統(tǒng)，提高了傳動件，支承件的使用壽命。
7）截割部采用四行星單浮動結(jié)構(gòu)，承載能力大，減小了結(jié)構(gòu)尺寸。采用大角度彎搖臂設(shè)計，加大過煤空間，提高裝煤效果，臥底量大
8）調(diào)高油缸與調(diào)高液壓鎖采用分離布置，液壓鎖置于殼體空腔內(nèi)，打開蓋板即可取出液壓鎖，方便井下查找故障和更換調(diào)高油缸、液壓鎖等維修工作。
9）行走箱與牽引部為干式對接，拆行走箱后，牽引部不漏油。行走箱內(nèi)為干油潤滑，行走輪軸承壽命高。
1.4.4主要結(jié)構(gòu)及組成確定
該采煤機主要由以下幾部分組成。左、右搖臂，裝在搖臂上的兩臺250KW電機，左、右螺旋滾筒等組成左右對稱的兩大可搖動調(diào)高的截割機構(gòu)；左、右行走部；左、右牽引部；液壓傳動部和電控部以及底托架等組成主體部分。下面分別裝有導(dǎo)向及平滑靴，調(diào)高油缸等。此外還有內(nèi)外噴霧冷卻系統(tǒng)。
1）搖臂截割機構(gòu)
采煤機截割部都采用齒輪傳動，常見的傳動方式有以下幾種：
⑴電動機—固定減速箱—搖臂—滾筒(如圖1.2(a))。這種傳動方式的特點是傳動簡單，搖臂從固定減速箱端部伸出，支承可靠，強度和剛度好。但搖臂下降的最低位置受輸送機限制，故臥底量較小。DY-150、BM-100型采煤機均采用這種傳動方式。
⑵電動機—固定減速箱—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒(圖1.2(b))。這種方式在滾筒內(nèi)裝了行星傳動，故前幾級傳動比減小，簡化了傳動系統(tǒng)，但筒殼尺寸卻增大了，故這種傳動方式適用于中厚煤層采煤機，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤機中采用。
⑶電動機—減速箱—滾筒(圖1.2(c))。這種傳動方式取消了搖臂，靠由電動機、減速箱和滾筒組成的截割部來調(diào)高(稱為機身調(diào)高)，使齒輪數(shù)大大減少，機殼的強度、剛度增大，且調(diào)高范圍大，采煤機機身也可縮短，有利于采煤機開缺口工作。MXP-240和DTS-300型采煤機采用這種傳動方式。
⑷電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒(圖1.2(d))。這種傳動方式的電動機軸與滾筒軸平行，取消了容易損壞的錐齒輪，使傳動更加簡單，而且調(diào)高范圍大，機身長度小。新的電牽引采煤機都采取這種傳動方式。
圖1.2 截割部傳動方式
1－電動機；12－固定減速箱；3－搖臂；4－滾筒；
5－行星齒輪傳動； 6－泵箱；7－機身及牽引部
對比以上傳動方式，本采煤機截割部傳動方式為:電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒。（如圖1.3）該截割部采用銷軸與牽引部聯(lián)結(jié)，截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結(jié)構(gòu)中的螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)雜的通軸。
圖1.3 截割部傳動系統(tǒng)
2)牽引機構(gòu)
該部分主要由左右牽引箱、牽引電動機組成，牽引箱中裝有變量主油泵、輔助油泵、調(diào)高油泵、閥組和調(diào)速機構(gòu)、過濾器等；牽引箱中有與主油泵基本相同的定量馬達(dá)和減速機構(gòu)。
3）牽引機構(gòu)及調(diào)高系統(tǒng)
無鏈牽引選用廣泛使用的銷排式傳動，方便配套；調(diào)高油缸選用用量最廣的標(biāo)準(zhǔn)油缸。方便維修及更換備件。
2截割部的設(shè)計及計算
2.1電動機的選擇
設(shè)計要求截割部功率為250KW，根據(jù)礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。所以選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異步防爆電動機，型號為YBCS3-250C ；其主要參數(shù)如下：
額定功率：250KW；
額定電壓：1140V；
滿載電流：157A；
額定轉(zhuǎn)速：1476r/min；
滿載效率：0.920；
絕緣等級： H；
滿載功率因數(shù)：0.85；
接線方式：Y；
質(zhì)量： 1380KG；
冷卻方式：外殼水冷
該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu)。
2.2總傳動比及傳動比的分配
2.2.1總傳動比的確定
滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉(zhuǎn)速和直徑計算而得，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細(xì)煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉(zhuǎn)速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉(zhuǎn)速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉(zhuǎn)速。
總傳動比
——電動機滿載轉(zhuǎn)速 r/min
——滾筒轉(zhuǎn)速 r/min
2.2.2傳動比的分配
在進(jìn)行多級傳動系統(tǒng)總體設(shè)計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結(jié)構(gòu)、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：
1.各級傳動的傳動比一般應(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。
2.各級傳動間應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應(yīng)發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應(yīng)便于安裝。
3.使各級傳動的承載能力接近相等，即要達(dá)到等強度。
4.使各級傳動中的大齒輪進(jìn)入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。
由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴(yán)格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構(gòu)的傳動比。
設(shè)計采用NGW型行星減速裝置，其工作原理如下圖所示（圖2.1）：
a太陽輪 b內(nèi)齒圈
c行星輪 x行星架
圖2.1 NGW型行星機構(gòu)
該行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪a、內(nèi)齒圈b、行星輪c、行星架x等組成。傳動時，內(nèi)齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪c繞自身的軸線ox—ox轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動行星架X回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。運轉(zhuǎn)中，軸線ox—ox是轉(zhuǎn)動的。
這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構(gòu)的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如圖2.3，當(dāng)內(nèi)齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架c為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。從《采掘機械與支護(hù)設(shè)備》上可知,采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為5～6。所以這里先定行星減速機構(gòu)傳動比：
則其他三級減速機構(gòu)總傳動比：
根據(jù)前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為17為依據(jù)，另參考MG250/591型采煤機截割部各齒輪齒數(shù)分配原則，初定齒數(shù)及各級傳動比為：
2.3截割部傳動計算
2.3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩
各軸轉(zhuǎn)速計算：
從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、、Ⅷ軸。
Ⅰ軸 r/min
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅶ軸
各軸功率計算：
Ⅰ軸
kW
Ⅱ軸
kW
Ⅲ軸
kW
Ⅳ軸
kW
Ⅴ軸
kW
Ⅵ軸
kW
Ⅶ軸
kW
式中 ——滾動軸承效率 =0.99
——閉式圓柱齒輪效率 =0.97
——花鍵效率 =0.99
各軸扭矩計算:
Ⅰ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅶ軸
將上述計算結(jié)果列入下表（表2.1）：
軸號
輸出功率
P（kW）
轉(zhuǎn)速n(r/min)
輸出轉(zhuǎn)矩T/(N·m)
傳動比
Ⅰ軸
245
1476
1585
1.79
Ⅱ軸
237.67
Ⅲ軸
225.96
824.58
2617
Ⅳ軸
214.81
528.58
3881
1.56
Ⅴ軸
206.29
2.29
Ⅵ軸
198
Ⅶ軸
188.33
230.8
7792.68
2.3.2 截割部齒輪設(shè)計計算
齒輪1和惰輪2的設(shè)計及強度效核，具體計算過程和計算結(jié)果如下：
計算過程及說明
計算結(jié)果
1)選擇齒輪材料
查文獻(xiàn)1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻(xiàn)1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻(xiàn)1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻(xiàn)1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0．6
小輪齒數(shù)：
=19
惰輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)
小輪轉(zhuǎn)矩：
載荷系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－57
＝1．11
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式(8－55)及得
查文獻(xiàn)1表8－21并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8-64
重合度系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－65
許用接觸應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式 得
＝
接觸疲勞極限應(yīng)力：
查文獻(xiàn)1圖8－69
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
由文獻(xiàn)1式得
則 查文獻(xiàn)1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設(shè)計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－3
小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
＝1.11，
小輪分度圓直徑：
惰輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
惰輪齒寬：
小輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻(xiàn)1式
齒形系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－67
小輪
大輪
應(yīng)力修正系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－68
小輪
大輪
重合度系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式8－67
許用彎曲應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻(xiàn)1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組7級
＝0．6
=19
＝33
＝1.73
合適
＝1．75
＝1．11
＝1.08
＝1.0
＝2.5
＝0.8970
＝1
齒根彎曲強度
足夠
齒輪4和齒輪5的設(shè)計及強度效核，具體計算過程和計算結(jié)果如下
1)選擇齒輪材料
查文獻(xiàn)1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻(xiàn)1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻(xiàn)1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻(xiàn)1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0．6
小齒輪齒數(shù)：
=23
大齒輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)
小輪轉(zhuǎn)矩：
載荷系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－57
＝1．15
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式(8－55)及得
查文獻(xiàn)1表8－21并插值
＝1.0
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8-64
重合度系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－65
許用接觸應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式 得
＝
接觸疲勞極限應(yīng)力：
查文獻(xiàn)1圖8－69
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
由文獻(xiàn)1式得
則 查文獻(xiàn)1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設(shè)計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－3
小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
小輪分度圓直徑：
大輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
大齒輪輪齒寬：
小輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻(xiàn)1式
齒形系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－67
小輪
大輪
應(yīng)力修正系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－68
小輪
大輪
重合度系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式8－67
許用彎曲應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻(xiàn)1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組7級
＝0．6
=23
＝36
＝1.56
合適
＝1．75
＝1.08
＝1.0
7
＝2.5
＝0.88
＝1
齒根彎曲強度
足夠
齒輪6和惰輪7的設(shè)計及強度效核，具體計算過程和計算結(jié)果如下：
1)選擇齒輪材料
查文獻(xiàn)1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算
確定齒輪傳動精度等級，按
估取圓周速度，參考文獻(xiàn)1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻(xiàn)1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻(xiàn)1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0.6
齒輪齒數(shù)：
=17
惰輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)
齒輪轉(zhuǎn)矩：
載荷系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－57
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式(8－55)及得
查文獻(xiàn)1表8－21并插值
＝1.02
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8-64（）
重合度系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－65
許用接觸應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式 得
＝
接觸疲勞極限應(yīng)力：
查文獻(xiàn)1圖8－69
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
由文獻(xiàn)1式得
則 查文獻(xiàn)1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設(shè)計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－3
齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
齒輪分度圓直徑：
惰輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
齒輪齒寬：
惰輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻(xiàn)1式
齒形系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－67
齒輪
惰輪
應(yīng)力修正系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－68
齒輪
惰輪
重合度系數(shù)：
由文獻(xiàn)1式8－67
許用彎曲應(yīng)力：
由文獻(xiàn)1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻(xiàn)1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻(xiàn)1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻(xiàn)1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組8級
＝0.6
=17
＝28
＝1.611
合適
＝1．75
＝1.08
＝1.02
＝1
齒根彎曲強度
足夠
由于齒輪的設(shè)計計算和強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的設(shè)計計算和強度效核過程安排在設(shè)計說明書以外的篇幅中進(jìn)行，并全部強度驗算合格。
2.3.3截割部行星機構(gòu)的設(shè)計計算
已知：輸入功率KW,
轉(zhuǎn)速=230.8r/min，
輸出轉(zhuǎn)速=40r/min
1.齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪：
MPa
行星輪：
MPa
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。
內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS.
試驗齒輪的接觸疲勞極限：
Mpa
試驗齒輪的彎曲疲勞極限：
Mpa
齒形的加工為插齒，精度為7級。
2.確定各主要參數(shù)
⑴行星機構(gòu)總傳動比：
i=5.74，采用NGW型行星機構(gòu)。
⑵行星輪數(shù)目：
要根據(jù)文獻(xiàn)3表2.9-3及傳動比i，取。
⑶載荷不均衡系數(shù)：
采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，取 =1.15
⑷配齒計算：
太陽輪齒數(shù)
式中：取c=22（整數(shù)）
內(nèi)齒圈齒數(shù)
行星輪齒數(shù)
取
⑸齒輪模數(shù)：
按文獻(xiàn)3表2.4-7中的公式計算中心距：
1) 綜合系數(shù)：
2）太陽輪單個齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：
3）齒數(shù)比：
4）取齒寬系數(shù)：
5）初定中心距：
將以上各值代入強度計算公式，得
6）計算模數(shù)：
取標(biāo)準(zhǔn)值m=8
7）未變位時中心距a：
根據(jù)實際情況取
（6）計算變位系數(shù)
1）a-c傳動
a)嚙合角：
所以
b)總變位系數(shù)：
c)中心距變動系數(shù)：
d)齒頂降低系數(shù)：
e)分配變位系數(shù)：
取 （見文獻(xiàn)3第101頁）
則
2）c-b傳動
a)嚙合角：
式中，
代入
所以
b)變位系數(shù)和：
c)中心距變動系數(shù)：
d)齒頂降低系數(shù)：
e)分配變位系數(shù)：
3.幾何尺寸計算
分度圓
齒頂圓
齒根圓
基圓直徑
齒頂高系數(shù)
太陽輪，行星輪—
內(nèi)齒輪—
頂隙系數(shù)
太陽輪，行星輪—
內(nèi)齒輪—
代入上組公式計算如下：
太陽輪
行星輪
內(nèi)齒輪
太陽輪，齒寬b
由表2.5-12,
取
則
取
～
4.嚙合要素驗算
⑴a-c傳動端面重合度
1） 頂圓齒形曲徑：
太陽輪
行星輪
2）端面嚙合長度：
式中 “”號正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
（mm）
3）端面重合度：
⑵ c-b端面重合度
1） 頂圓齒形曲徑 ：
由上式計算得
行星輪
內(nèi)齒輪
2）端面嚙合長度：
3）端面重合度：
5.齒輪強度驗算
（1）a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。）
1）確定計算負(fù)荷：
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
2） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
式中 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速, (r/min)
—壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間，(h)
(h)
3）確定強度計算中的各種系數(shù)：
a)使用系數(shù)
根據(jù)對截割部使用負(fù)荷的實測與分析，?。ㄝ^大沖擊）
b)動負(fù)荷系數(shù)
因為和
可根據(jù)圓周速度：
和
由文獻(xiàn)3圖2.4-4，
查得6級精度時：
c)齒向載荷分布系數(shù)
由文獻(xiàn)3表2.4-8查得滲碳淬火齒輪
文獻(xiàn)3表2.4-9，
由文獻(xiàn)3表2.4-8查得，
根據(jù)和,由文獻(xiàn)3圖2.4-5,
查得
式中：
d)齒間載荷分布系數(shù)
因
由文獻(xiàn)3圖2.4-6查得
e)節(jié)點區(qū)域系數(shù)
式中， 直齒輪；
—端面節(jié)圓嚙合角；
直齒輪
—端面壓力角， 直齒輪
f)彈性系數(shù)
由文獻(xiàn)3表2.4-11查得
（鋼—鋼）
g)齒形系數(shù)
根據(jù)和，由文獻(xiàn)3圖2.4-14查
h)應(yīng)力修正系數(shù)
由文獻(xiàn)3圖2.4-18,查得
i)重合度系數(shù)
j)螺旋角系數(shù)和
因
得
得
4) 齒數(shù)比：
5） 接觸應(yīng)力的基本值
6） 接觸應(yīng)力：
7） 彎曲應(yīng)力的基本值：
8） 齒根彎曲應(yīng)力：
9） 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù)
a)壽命系數(shù)
因，由文獻(xiàn)3圖2.4-7,得
b)潤滑系數(shù)
因和
由文獻(xiàn)3圖2.4-9，查得
c)速度系數(shù)
因 ，由文獻(xiàn)3圖2.4-10，查得
d)粗糙硬化系數(shù)
因 和
由圖2.4-11， 查得
e)工作硬化系數(shù)
由于大小齒輪均為硬齒面，所以
f)尺寸系數(shù) 由文獻(xiàn)3表2.4-15 ，查得
10) 許用接觸應(yīng)力
11) 接觸強度安全系數(shù)
12) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù)
a)試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
b)壽命系數(shù) 因,查文獻(xiàn)3圖2.4-8得
c)相對齒根圓角敏感系數(shù)
因,由文獻(xiàn)3圖2.4-20查得
d)齒根表面狀況系數(shù)
e)尺寸系數(shù)
由文獻(xiàn)3表2.4-16,得
13) 許用彎曲應(yīng)力
14)彎曲強度安全系數(shù)
(2) c-b傳動
本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪（內(nèi)齒輪）的強度計算過程，小齒輪（行星輪）的強度較高，故計算從略。
1) 名義切向力
2) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
式中 —內(nèi)齒輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速 r/mim；
3) 確定強度計算中的各種系數(shù)
a)使用系數(shù)
b)動負(fù)荷系數(shù)
和
由文獻(xiàn)3圖2.4-4查得， （7級精度）
c)齒向載荷分布系數(shù)
由文獻(xiàn)3表2.4-8，查得調(diào)質(zhì)鋼
，
由文獻(xiàn)3表2.4-9，得
由文獻(xiàn)3表2.4-10，查得
（因為 齒寬100
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