MG400-940WD型采煤機搖臂減速箱設計含7張CAD圖,mg400,wd,采煤,搖臂,減速,設計,cad 摘要 MG400/940-WD型采煤機是一種電牽引大功率采煤機，該機機身矮，裝機功率大，所有電機橫向布置，機械傳動都是直齒傳動，電機、行走箱驅動輪組件等均可從老塘側抽出，故傳動效率高，容易安裝和維護。 本說明書主要介紹了采煤機截割部的設計計算。MG400/940-WD 型采煤機截割部主要是由四級齒輪傳動組成，截割部電機放在搖臂內橫向布置，電動機輸出的動力經由三級直齒圓柱齒輪和一級行星輪系的傳動，最后驅動滾筒旋轉。截割部采用四行星單浮動結構，減小了結構尺寸，采用大角度彎搖臂設計，加大了過煤空間，提高了裝煤效果。 在設計過程中，對截割部的軸、傳動齒輪、軸承和聯接用的花鍵等部件進行了設計計算、強度校核和選用。本說明書主要針對主要部件的設計計算和強度校核進行了敘述和介紹。 此外，還對MG400/940-WD采煤機的使用與維護進行了說明，以便能更好的發(fā)揮該采煤機的性能，達到最佳工作效果。 關鍵詞：采煤機；截割部；行星輪系；齒輪傳動設計 Abstract The MG400/940-WD type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power, all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard. Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/940-WD type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting. In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using, etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced. In addition，returning use for MG400/940-WD mining machine and maintenance proves, In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result. Keyword: Mining machine ；the cutting department ； A department of planet ；Gear wheel of the transmission Design 目錄 摘要 II Abstract III 第一章 緒論 1 1.1本課題研究意義 1 1.2 國內電牽引采煤機的技術特點及發(fā)展趨勢 2 1.2.1 采煤機的技術特點 2 1.2.2 采煤機的發(fā)展趨勢 3 1.3 總體方案的確定 4 1.3.1 采煤機類型 4 1.3.2 采煤機的組成 4 1.4截割部結構及技術特征 6 1.4.1截割部傳動方式確定 6 1.4.2 電動機的選擇 8 第二章 傳動參數的確定 9 2.1總傳動比的計算 9 2.2傳動比的分配 9 2.3確定各軸的轉速n、功率P、轉矩T 10 第三章 齒輪嚙合參數及強度計 11 3.1齒輪的初步設計及強度校核 11 3.1.1第一級減速齒輪傳動設計計算及強度校核 12 3.1.2 第二級減速齒輪傳動設計計算及強度校核 15 3.1.3 三級減速齒輪傳動設計及計算 19 3.1.4 一級減速中惰輪軸的齒輪設計計算及校核 22 3.1.5 三級減速中惰輪軸的齒輪設計計算及校核 24 3.2 行星減速機構的齒輪設計計算及校核 26 第四章 軸及軸承的設計 31 4.1軸的結構設計及其強度校核 31 4.1.1 Ⅰ軸的結構設計及其強度校核 31 4.1.2 Ⅱ軸的結構設計及其強度校核 36 4.1.3 Ⅲ軸的結構設計及其強度校核 41 4.1.4 Ⅳ軸的結構設計及其強度校核 47 4.1.5 Ⅴ軸的結構設計及其強度校核 53 4.1.6 Ⅵ軸的結構設計及其強度校核 57 4.1.7 大齒輪軸的結構設計及其強度校核 58 4.2 軸承的選用及其校核 64 4.2.1 Ⅰ軸上軸承的選用及其校核 65 4.2.2 Ⅱ軸上軸承的選用及其校核 66 4.2.3 Ⅲ軸上軸承的選用及其校核 66 4.2.4 Ⅳ軸上軸承的選用及其校核 67 4.2.5 Ⅴ軸上軸承的選用及其校核 68 4.2.6 Ⅵ軸上軸承的選用及其校核 69 第五章 截割部的潤滑及密封 69 結 論 72 參考文獻 73 IV 第一章 緒論 1.1本課題研究意義 為了提高工作面的生產效益, 世界主要采煤國均紛紛致力于發(fā)展大型先進的綜采設備, 取得了顯著的效果, 綜采工作面的生產能力和效益均大幅度提高。我國經濟的快速發(fā)展對煤炭需求大幅度增加,年產超600萬t高產高效工作面得到快速發(fā)展,大功率采煤機的市場需求日益增加。電力電子技術、微電子技術、計算機計術的飛速發(fā)展,為開發(fā)集電力電子、信息采集、微機控制及智能監(jiān)測系統(tǒng)于一身的大采高重型電牽引采煤機創(chuàng)造了條件。我國在90 年代初致力發(fā)展高產高效工作面,開發(fā)了日產7000t 綜采成套設備, 但能真正實現高產高效的工作面依然較少, 主要原因是受采煤機生產能力的限制, 高產高效工作面要求采煤機具有高可靠性、大截割功率、大牽引力、大牽引速度, 并能較快發(fā)現故障和處理故障。 大功率采煤機應有足夠的強度和良好的散熱條件,并具有靈活的操作性。設計搖臂要充分考慮結構強度,滾筒要針對采煤工作面地質條件進行設計,具有很強的過斷層能力,電氣設計必須考慮過斷層強烈沖擊的影響。采煤機要有適當的重量抗沖擊;同時要有足夠的牽引力過斷層。采煤機功率大,發(fā)熱量大,必須充分考慮各部件的散熱問題。為了適應采煤工況要求,必須實現機載交流變頻,“一拖一”方式平衡牽引,并開發(fā)保護、監(jiān)測功能齊全、運行可靠的程序。為使采煤機可靠運行,必須解決機器聯結的松動問題,除部件間用螺栓緊固外,采用多個高強度長螺桿和液壓螺母組合將機身三大段聯結起來形成一個剛性整體。根據國內外大功率大采高電牽引采煤機的主要技術參數和性能指標以及我國厚煤層的開采情況,分析大采高綜采工作面的生產能力和煤質硬度與所需的采煤機截割功率、滾筒直徑、滾筒轉速、牽引速度、牽引功率、調高油缸推拉力等采煤機主要性能參數的關系,在可行性、可靠性、先進性和經濟性等方面進行比較,并考慮與已有采煤機部分元部件的互換,最后確定設計MG400 /940-WD型電牽引采煤機?？傮w結構如(圖1) 。 圖1-a 1.2 國內電牽引采煤機的技術特點及發(fā)展趨勢 1.2.1 采煤機的技術特點 ⑴ 電牽引采煤機已成為國內采煤機的研究重點 國內從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，交流調速代替直流調速已成為國內采煤機的發(fā)展方向。 ⑵ 裝機功率不斷增加 為了滿足高產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1020KW，其中截割電機功率達450KW，牽引電機功率達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14.5m/min，牽引力已普遍增大到450～600KN。 ⑷ 電機橫向布置總體結構發(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動橫向布置的總體結構。 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步；開發(fā)了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系統(tǒng)，實現了運行狀態(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，預計今后可能增至1000mm。 ⑺ 采煤機的可靠性將成為國產采煤機越來越重要的性能指標 隨著高產高效礦井的建設和發(fā)展，要求采煤工作面逐步達到日產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量關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。 1.2.2 采煤機的發(fā)展趨勢 電牽引采煤機經過25年的發(fā)展，技術已趨成熟。新一代大功率電牽引采煤機已集中采用了當今世界最先進的科學技術成為具有人工智能的高自動化機電設備代替液壓牽引已成必然。技術發(fā)展趨勢可簡要歸結如下: ⑴ 電牽引系統(tǒng)向交流變頻調速牽引系統(tǒng)發(fā)展。 ⑵ 結構形式向多電機驅動橫向布置發(fā)展。 ⑶ 監(jiān)控技術向自動化、智能化、工作面系統(tǒng)控制及遠程監(jiān)控發(fā)展。 ⑷ 性能參數向大功率、高參數發(fā)展。 ⑸ 綜合性能向高可靠性和高利用率發(fā)展。 國內電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展基本一致經過近15年的研究，已取得較大進展但離國際先進水平特別是在監(jiān)控技術及可靠性方面尚有較大差距，必須進行大量的技術和試驗研究。 1.3 總體方案的確定 1.3.1 采煤機類型 滾筒采煤機的類型很多，可按滾筒數目、行走機構形式、行走驅動裝置的調速傳動方式、行走部布置位置、機身與工作面輸送乳汁機配合導向方式、總體結構布置方式等分類。 按滾筒數目分為單滾筒和雙滾筒采煤機，其中雙滾筒采煤機應用最普遍。按行走機構形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。按行走驅動裝置的調速方式分機械調速、液壓調速和電氣調速滾筒采煤機（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牽引和外牽引采煤機。按機身與工作面輸送機的配合導向方式分騎槽式和爬底板式采煤機。按總體結構布置方式分截割（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-b）。 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。 左、右截割部減速箱：將電動機的動力經齒輪減速后傳給搖臂5的齒輪，驅動滾筒6旋轉。 圖1-b 雙滾筒采煤機 滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構，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，滾筒一側裝有弧形擋煤板7，它可以根據不同的采煤方向來回翻轉180°。 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)側兩個滑靴套在輸送機的導向管上，以保證采煤機的可靠導向。 調高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調節(jié)采煤機的采高。 調斜油缸：用于調整采煤機的縱向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的截割要求。 電氣控制箱：內部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。 此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內外噴霧降塵用水，采煤機設有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內，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截割部結構及技術特征 1.4.1截割部傳動方式確定 截割部傳動裝置的功用：是將電動機的動力傳遞到滾筒上，以滿足滾筒工作的需要。同時，傳動裝置還應適應滾筒調高的要求，使?jié)L筒保持適當的工作高度。由于截割消耗采煤機總功率的80％～90％，因此要求設計出的截割部傳動裝置具有高的強度、剛度和可靠性，良好的潤滑密封、散熱條件和高的傳動效率。 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(圖1-c)： 圖1-c 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 ⑴ 電動機—固定減速箱—搖臂—滾筒(圖1-c(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-c(b))。這種方式在滾筒內裝了行星傳動，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-c(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高(稱為機身調高)，使齒輪數大大減少，機殼的強度、剛度增大，且調高范圍大，采煤機機身也可縮短，有利于采煤機開缺口工作。 ⑷ 電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒(圖1-c(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。 對比以上傳動方式，我設計的截割部傳動方式為:電動機—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒（如圖1-d）。該截割部采用銷軸與牽引部聯結，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，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。 圖1-d 截割部傳動系統(tǒng)圖 該截割部有以下特點： 1) 電機橫向布置,機械傳動都是直齒傳動故傳動效率高，容易安裝和維護。 2) 截割電機采用旋轉開關控制外，其余控制如牽引速度調整、方向設定、左右搖臂的升降，急停等操作均由設在機身兩端操作站的按鈕進行控制，操作簡單、方便。 3) 液壓系統(tǒng)設計合理，采用集成閥塊結構，管路少，連接可靠；經常調整的閥設在液壓箱體外，便于檢修和更換。 4) 截割機械傳動鏈設有扭矩軸過載保護裝置，并可設有強制潤滑冷卻系統(tǒng)，提高了傳動件，支承件的使用壽命。 5) 截割部采用四行星單浮動結構，承載能力大，減小了結構尺寸。采用大角度彎搖臂設計，加大過煤空間，提高裝煤效果，臥底量大 6) 調高油缸與調高液壓鎖采用分離布置，液壓鎖置于殼體空腔內，打開蓋板即可取出液壓鎖，方便井下查找故障和更換調高油缸、液壓鎖等維修工作。 1.4.2 電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為400KW，根據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，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。所以選擇三相鼠籠異步防爆電動機，型號為YBCS4─400,其主要參數如下： 額定功率：400KW； 額定電壓：3300V； 滿載電流：98A； 額定轉速：1470r/min； 滿載效率：0.915； 絕緣等級： H； 滿載功率因數：0.85； 接線方式：Y； 質量： 1150Kg； 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。 第二章 傳動參數的確定 2.1總傳動比的計算 本次設計選用YBCS4-400(帶離合)防爆型異步電動機，電機功率為400KW，轉速，滾筒轉速。根據上述就可以求出總的傳動比。傳動比較大時通常采用多級傳動，若傳動裝置由多級串聯而成，則必須使各級傳動比的乘積和總傳動比相等。 2.2傳動比的分配 1．分配原則 1）由高速級至低速級逐漸增大傳動比。由于該截割部要求傳動比大，空間體積小，如果在高速級分配較大傳動比，隨著傳動比和模數的增大，齒輪的直徑將變得很大，不宜滿足空間體積的要求。 2）通過總體預算具體分配各級傳動比。由于分配傳動比時首先要考慮總體設計結構，然后在給定的中心矩范圍內分配各級傳動比，因而必須先進行總體預算，并經過不斷的調整，最后得到合適的傳動比。 2．傳動比數值表 級數 一級 二級 三級 四級 傳動比 實際分配后的總傳動比： 2.3確定各軸的轉速n、功率P、轉矩T 1）確定各軸轉速 n 2）確定各軸輸入功率 P 式中： －齒輪嚙合效率，; －軸承效率，. 3）確定各軸輸入轉矩T 第三章 齒輪嚙合參數及強度計 3.1齒輪的初步設計及強度校核 本截割部所用的齒輪為漸開線直齒圓柱齒輪，可根據彎曲強度計算確定模數來進行初步設計計算，參考文獻[1]來進行計算及校核。 3.1.1第一級減速齒輪傳動設計計算及強度校核 1. 選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數 考慮到傳遞功率較大，并且是井下設備，要求結構緊湊，使用壽命長，由表6-2，選齒輪材料用，表面滲碳淬火，齒面硬度。 煤礦機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為7級精度。 對閉式齒輪傳動，高速級轉速較高，為提高傳動平穩(wěn)性，降低動載荷，以齒輪較多為好，一般取小齒輪齒數為，現取，傳動比，則，則取整為 2．設計計算 閉式硬齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于彎曲強度，故先按彎曲強度設計，驗算接觸強度。由式（6-15）有 確定式中各項數值： 因載荷有較重沖擊，由表6-3查得，故選初載荷系數 由式（6-7），，計算端面重合度 由式（6-13）， 由表6-6，選取 由圖6-19，由圖6-20查得 由式（6-12）有 由圖6-21查得，； 取 由圖6-22d按齒面硬度均值60HRC，在ML線上查得 取，設計齒輪模數： 將確定后的各項數值代入設計公式，求得： 修正： 由圖6-7查得 由圖6-10查得 由表6-4查得 則 由表6-1，選取第二系列標準模數 齒輪主要幾何尺寸： ，取 3.校核齒面接觸疲勞強度 由表6-5查得 188 由圖6-14查得 由圖6-13查得 由圖6-15,按不允許出現點蝕，查得 由圖6-16e，按齒面硬度均值60HRC，在MQ和ML線中間查出 1400 取 則 將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得 接觸強滿足。 4.校核齒跟彎曲疲勞強度 計算應力 計算彎曲應力 由圖6-22（d）查得 彎曲疲勞強度滿足。 3.1.2 第二級減速齒輪傳動設計計算及強度校核 1. 選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數 考慮到傳遞功率較大，并且是井下設備，要求結構緊湊，使用壽命長，由表6-2，選齒輪材料用，表面滲碳淬火，齒面硬度。 煤礦機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為7級精度。 對閉式齒輪傳動，高速級轉速較高，為提高傳動平穩(wěn)性，降低動載荷，以齒輪較多為好，一般取小齒輪齒數為，現取，傳動比，則。 2. 閉式硬齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于彎曲強度，故先按彎曲強度設計，驗算接觸強度。由式（6-15）有 確定式中各項數值： 因載荷有較重沖擊，由表6-3查得，故選初載荷系數 由式（6-7），，計算端面重合度 由式（6-13）， 由表6-6，選取 由圖6-19，由圖6-20查得 由式（6-12）有 由圖6-21查得，； 取 由圖6-22d按齒面硬度均值60HRC，在ML線上查得 取，設計齒輪模數： 將確定后的各項數值代入設計公式，求得： 修正： 由圖6-7查得 由圖6-10查得 由表6-4查得 則 由表6-1，選取第一系列標準模數 齒輪主要幾何尺寸： ，取 3. 校核齒面接觸疲勞強度 由表6-5查得 188 由圖6-14查得 由圖6-13查得 由圖6-15,按不允許出現點蝕，查得 由圖6-16e，按齒面硬度均值60HRC，在MQ和ML線中間查出 1400 取 則 將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得 接觸強滿足。 4.校核齒跟彎曲疲勞強度 計算應力 計算彎曲應力 由圖6-22（d）查得 彎曲疲勞強度滿足。 3.1.3 三級減速齒輪傳動設計及計算 1. 選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數 考慮到傳遞功率較大，并且是井下設備，要求結構緊湊，使用壽命長，由表6-2，選齒輪材料用，表面滲碳淬火，齒面硬度。 煤礦機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為7級精度。 對閉式齒輪傳動，高速級轉速較高，為提高傳動平穩(wěn)性，降低動載荷，以齒輪較多為好，一般取小齒輪齒數為，現取，傳動比，則，圓整為。 2. 閉式硬齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于彎曲強度，故先按彎曲強度設計，驗算接觸強度。由式（6-15）有 確定式中各項數值： 因載荷有較重沖擊，由表6-3查得，故選初載荷系數 由式（6-7），，計算端面重合度 由式（6-13）， 由表6-6，選取 由圖6-19，由圖6-20查得 由式（6-12）有 由圖6-21查得，； 取 由圖6-22d按齒面硬度均值60HRC，在ML線上查得 取，設計齒輪模數： 將確定后的各項數值代入設計公式，求得： 修正： 由圖6-7查得 由圖6-10查得 由表6-4查得 則 由表6-1，選取第一系列標準模數 齒輪主要幾何尺寸： ，取 3. 校核齒面接觸疲勞強度 由表6-5查得 188 由圖6-14查得 由圖6-13查得 由圖6-15,按不允許出現點蝕，查得 由圖6-16e，按齒面硬度均值60HRC，在MQ和ML線中間查出 1400 取 則 將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得 接觸強滿足。 4.校核齒跟彎曲疲勞強度 計算應力 計算彎曲應力 由圖6-22（d）查得 彎曲疲勞強度滿足。 3.1.4 一級減速中惰輪軸的齒輪設計計算及校核 1. 選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數 考慮到傳遞功率較大，并且是井下設備，要求結構緊湊，使用壽命長，由表6-2，選齒輪材料用，表面滲碳淬火，齒面硬度。 煤礦機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為7級精度。 已知惰輪齒數為39，且與齒輪1嚙合，因此其模數m＝7。惰輪所受應力為交變應力，且,。 則 2.校核齒面接觸疲勞強度 由4.1.1的計算可知,,，，，， 由表6-5查得 188 由圖6-14查得 由圖6-13查得 由圖6-15,按不允許出現點蝕，查得 由圖6-16e，按齒面硬度均值60HRC，在MQ和ML線中間查出 取 則 將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得 接觸強滿足。 4.校核齒跟彎曲疲勞強度 計算應力 由4.1.1的計算可知,, 計算彎曲應力 由圖6-22（d）查得 彎曲疲勞強度滿足。 3.1.5 三級減速中惰輪軸的齒輪設計計算及校核 1. 選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數 考慮到傳遞功率較大，并且是井下設備，要求結構緊湊，使用壽命長，由表6-2，選齒輪材料用，表面滲碳淬火，齒面硬度。 煤礦機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為7級精度。 已知惰輪齒數為40，且與齒輪6嚙合，因此其模數m＝10。惰輪所受應力為交變應力，且,。 則 2.校核齒面接觸疲勞強度 由4.1.3的計算可知,,,, ,, 由表6-5查得 188 由圖6-14查得 由圖6-13查得 由圖6-15,按不允許出現點蝕，查得 由圖6-16e，按齒面硬度均值60HRC，在MQ和ML線中間查出 取 則 將確定出的各項數值代入接觸強度校核公式，得 接觸強滿足。 4.校核齒跟彎曲疲勞強度 計算應力 由4.1.3的計算可知,, 計算彎曲應力 由圖6-22（d）查得 彎曲疲勞強度滿足。 3.2 行星減速機構的齒輪設計計算及校核 行星傳動與普通齒輪傳動比較具有重量輕、體積小、傳動比大及效率高等優(yōu)點;缺點是：結構復雜、制造比困難。行星減速器的重量與體積僅為普通減速器的。由于行星傳動具有一些獨特的優(yōu)點，應用日益廣泛。 本次設計選用NGW型行星傳動，簡圖如下圖所示： 本行星輪設計、校核和結構均參考文獻[2]、[3] 1. 齒數的選擇 由式(16-6) （，）代入上式得 則，為2的倍數，即可為整數，今取 按式（16-7）,行星輪預選齒數 2. 齒輪傳動主要尺寸的確定 為減小傳動的尺寸，采用角變位。 由，查圖12-6，取 按式（16-15） 取 按式（16-14） 根據及查圖12-3得齒高變動系數 中心距變動系數 中心距 （取） 嚙合角 由及按圖12-7查得 ， 太陽輪的尺寸 行星輪的尺寸 齒輪寬度 3. 齒輪傳動主要尺寸的確定 未變位的中心距 中心距變動系數 按及，查圖12-2得 變位系數和 內齒輪變位系數 嚙合角 內齒輪的尺寸 或 式中 則 應取 4．太陽輪的材料為，滲碳后表面淬火，行星輪的材料與熱處理同太陽輪。試驗齒輪的接觸極限接觸應力，試驗齒輪的彎曲疲勞極限應力。 按表12-19中的接觸強度校核公式： 式中 取 根據 及7級精度，查圖12-15得 根據，查圖12-16a得 按7級精度查表12-21得 兩輪皆為鑄鋼，查表12-22得 按及查圖12-17得 按，及查圖12-11得，，于是，，則；再按及查圖12-18得 （兩輪皆硬齒面;按長期工作考慮;高可靠性，查表12-23得）將上述數據代入公式得 5．齒輪彎曲強度校核 按表12-19中的彎曲強度校核公式 式中根據及查圖12-22得 及查圖12-22得，兩輪材料一樣，應計算中心論。 因, 根據查圖12-23得 (長期工作；按及滲碳淬火鋼，查圖12-27得；按，及滲碳淬火鋼，查圖12-28得； 按高可靠率查表12-23得) 將上述數據，同已知數據代入公式 內齒輪采用調質的，齒輪是內嚙合傳動，承載能力遠遠超過外嚙合傳動，無需校核其強度。 第四章 軸及軸承的設計 4.1軸的結構設計及其強度校核 軸的設計計算及其強度校核中所列出的公式均參考文獻[1] 4.1.1 Ⅰ軸的結構設計及其強度校核 1. 根據機械傳動方案整體布局，擬定軸上零件的裝配方案。擬定不同裝配方案進行分析比較，選用下圖所示的裝配方案。 圖4-1-a 2. 選擇軸的材料 軸的材料選45鋼，調質處理。其力學性能由表8-1查得，，， ，。根據表8-3，取。 3. 求軸的功率，轉速和轉矩 由2.2可知: 4. 初步估算軸的直徑 由式（8-2）初步估算軸的最小直徑為 軸的最小直徑是按安裝軸承處的直徑，為了使軸與所選用的滾動軸承的內圈直徑相適應，且根據軸的受力情況，選用滾動軸承NJ224E，其基本尺寸為。則軸的最小直徑取80mm。 5. 軸的結構設計(如圖4-1-a) 6. 按彎扭合成強度條件計算 由所確定的結構圖（4-1-a）可確定出簡支梁的支撐距離，.據此求出齒輪寬度所在的中點所在的截面的、、值。 (1) 畫出軸的計算簡圖（如圖4-1-b） 為計算方便，將軸上的作用力分解到水平面和垂直面內計算。取集中力作用于軸上零件的中點。 (2) 計算軸上外力 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 (3) 求支反力 水平面內支反力 垂直面支反力 (4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 (5) 畫轉矩圖（圖4-1-b） 圖4-1-b (6) 計算并畫當量彎矩圖 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取得： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度。由式（8-4）得 （由于此處為齒輪軸，因此取齒輪1的齒根圓直徑，因為是直齒圓柱齒輪，正常齒制，，，則） 所以軸的強度足夠。 7. 按疲勞強度的安全系數校核計算 (1) 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉矩較大及截面面積較小且應力集中較嚴重處。當在統(tǒng)一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖，截面處有齒輪與花鍵配合引起的應力集中，都應進行疲勞強度的安全系數計算，以該截面處進行校核。 (2) 在較細軸的一端截面處疲勞強度安全系數校核 抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力幅（按脈動循環(huán)變應力計算） 扭轉平均切應力 按附圖、按附圖查得 ， 由，按附圖5查得尺寸系數 ， 由于軸精車加工， 按附圖8查得表面質量系數。 按式（2-7a）和式（2-7b）計算可得綜合影響系數值為 軸材料是45鋼，查表8-1取彎曲等效系數，扭轉等效系數。 只考慮彎矩作用的安全系數，由式（8-7）得 由式（8-6）計算安全系數 取 ，所以該截面安全。 4.1.2 Ⅱ軸的結構設計及其強度校核 1. 根據機械傳動方案整體布局，擬定軸上零件的裝配方案。擬定不同裝配 案進行分析比較，選用下圖所示的裝配方案。 2. 選擇軸的材料 軸的材料選45鋼，調質處理。其力學性能由表8-1查得，，， ，。根據表8-3，取。 圖4-2-a 3. 求軸的功率，轉速和轉矩 由2.2可知: 4. 初步估算軸的直徑 由式（8-2）初步估算軸的最小直徑為 5. 軸的結構設計（如圖4-2-a） 6. 按彎扭合成強度條件計算 此軸為惰輪軸，通過軸承與齒輪相連，只起傳動作用。這里為安全起見，假設齒輪上的力傳動到軸上，對起進行受力分析計算和強度校核。 由所確定的結構圖（圖4-2-a）可確定出簡支梁的支撐距離，，據此求出齒輪寬度所在的中點所在的截面的、、值。 (1) 畫出軸的計算簡圖（如圖4-2-b） 為計算方便，將軸上的作用力分解到水平面和垂直面內計算。取集中力作用于軸上零件的中點。 (2) 計算軸上外力 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 (3) 求支反力 水平面內支反力 同理： 垂直面支反力 同理: (4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 (5) 畫轉矩圖（圖4-2-b） 圖4-2-b (6)進行強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度。由式（8-4）得 所以軸的強度足夠。 7. 按疲勞強度的安全系數校核計算 (1) 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉矩較大及截面面積較小且應力集中較嚴重處。當在統(tǒng)一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖，靠齒輪右邊的截面上彎矩最大，截面處有齒輪配合和花鍵引起的應力集中，都應進行疲勞強度的安全系數計算，以截面處進行校核。 (2) 在較細軸的一端截面處疲勞強度安全系數校核 抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力幅（按脈動循環(huán)變應力計算） 扭轉平均切應力 按附圖、按附圖查得 ， 由 ，按附圖5查得尺寸系數 ， 由于軸精車加工， 按附圖8查得表面質量系數。 按式（2-7a）和式（2-7b）計算可得綜合影響系數值為 軸材料是45鋼，查表8-1取彎曲等效系數，扭轉等效系數。 只考慮彎矩作用的安全系數，由式（8-7）得 由式（8-6）計算安全系數 取 ，所以該截面安全。 4.1.3 Ⅲ軸的結構設計及其強度校核 1. 根據機械傳動方案整體布局，擬定軸上零件的裝配方案。擬定不同裝配方案進行分析比較，選用如圖（4-2-a）所示的裝配方案。 2. 選擇軸的材料 軸的材料選45鋼，調質處理。其力學性能由表8-1查得，，， ，。根據表8-3，取。 3. 求軸的功率，轉速和轉矩 由2.2可知: 圖4-3-a 4. 初步估算軸的直徑 由式（8-2）初步估算軸的最小直徑為 軸的最小直徑是按安裝軸承處的直徑，為了使軸與所選用的滾動軸承的內圈直徑相適應，且根據軸的受力情況，選用滾動軸承22222C，其基本尺寸為。則軸的最小直徑取110mm。 5. 軸的結構設計(圖4-3-a) 6. 按彎扭合成強度條件計算 由所確定的結構圖（圖4-3-a）可確定出簡支梁的支撐距離，，.據此求出齒輪寬度所在的中點所在的截面的、、值。 (1) 畫出軸的計算簡圖（如圖4-3-b） 為計算方便，將軸上的作用力分解到水平面和垂直面內計算。取集中力作用于軸上零件的中點。 (2) 計算軸上外力 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 (3) 求支反力 水平面內支反力 同理： 垂直面支反力 同理: (4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖（圖4-3-b） 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 (5) 畫轉矩圖（圖4-3-b） (6) 計算并畫當量彎矩圖（圖4-3-b） 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取得： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度。由式（8-4）得 （由于此處為齒輪軸，因此取齒輪4的齒根圓直徑，因為是直齒圓柱齒輪，正常齒制，，，則） 所以軸的強度足夠。 圖4-3-b 7. 按疲勞強度的安全系數校核計算 (1) 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉矩較大及截面面積較小且應力集中較嚴重處。當在統(tǒng)一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖，靠大齒輪左邊截面處彎矩最大，截面處有齒輪配合和花鍵引起的應力集中，都應進行疲勞強度的安全系數計算，以截面處進行校核。 (2) 在較細軸的一端截面處疲勞強度安全系數校核 抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力幅（按脈動循環(huán)變應力計算） 扭轉平均切應力 按附圖、按附圖查得 ， 由 ， 按附圖5查得尺寸系數 ， 由于軸精車加工， 按附圖8查得表面質量系數。 按式（2-7a）和式（2-7b）計算可得綜合影響系數值為 軸材料是45鋼，查表8-1取彎曲等效系數，扭轉等效系數。 只考慮彎矩作用的安全系數，由式（8-7）得 由式（8-6）計算安全系數 取 ，所以截面安全。 4.1.4 Ⅳ軸的結構設計及其強度校核 1. 根據機械傳動方案整體布局，擬定軸上零件的裝配方案。擬定不同裝配方案進行分析比較，選用下圖所示的裝配方案。 圖4-4-a 2. 選擇軸的材料 軸的材料選45鋼，調質處理。其力學性能由表8-1查得，，， ，。根據表8-3，取。 3. 求軸的功率，轉速和轉矩 由2.2可知: 4. 初步估算軸的直徑 由式（8-2）初步估算軸的最小直徑為 軸的最小直徑是按安裝軸承處的直徑，為了使軸與所選用的滾動軸承的內圈直徑相適應，且根據軸的受力情況，選用調心滾子軸承，其基本尺寸為。則軸的最小直徑取120mm。 5. 軸的結構設計(如圖所示) 圖4-4-b 6. 按彎扭合成強度條件計算 由所確定的結構圖（圖4-4-b）可確定出簡支梁的支撐距離，，.據此求出齒輪寬度所在的中點所在的截面的、、值。 (1) 畫出軸的計算簡圖（圖4-4-b） 為計算方便，將軸上的作用力分解到水平面和垂直面內計算。取集中力作用于軸上零件的中點。 (2) 計算軸上外力 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 (3) 求支反力 水平面內支反力 垂直面支反力 (4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖（如圖4-4-b） 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 (5) 畫轉矩圖（如圖4-4-b） (6) 計算并畫當量彎矩圖（如圖4-b） 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取得： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度。由式（8-4）得 （由于此處為齒輪軸，因此取齒輪6的齒根圓直徑，因為是直齒圓柱齒輪，正常齒制，，，則） 所以軸的強度足夠。 圖4-4-b 7. 按疲勞強度的安全系數校核計算 (1) 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉矩較大及截面面積較小且應力集中較嚴重處。當在同一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的最大值。根據軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖，截面Ⅲ和Ⅳ中間的齒輪軸上彎矩最大，截面處有齒輪配合和花鍵引起的應力集中，都應進行疲勞強度的安全系數計算，以截面處進行校核。 (2) 在較細軸的一端截面處疲勞強度安全系數校核 抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力幅（按脈動循環(huán)變應力計算） 扭轉平均切應力 按附圖、按附圖查得 ， 由 ， 按附圖5查得尺寸系數 ， 由于軸精車加工， 按附圖8查得表面質量系數。 按式（2-7a）和式（2-7b）計算可得綜合影響系數值為 軸材料是45鋼，查表8-1取彎曲等效系數，扭轉等效系數。 只考慮彎矩作用的安全系數，由式（8-7）得 由式（8-6）計算安全系數 取 ，所以截面安全。 4.1.5 Ⅴ軸的結構設計及其強度校核 1. 根據機械傳動方案整體布局，擬定軸上零件的裝配方案。擬定不同裝配方案進行分析比較，選用下圖所示的裝配方案。 2. 選擇軸的材料 軸的材料選45鋼，調質處理。其力學性能由表8-1查得，，， ，。根據表8-3，取。 3. 求軸的功率，轉速和轉矩 由2.2可知: 4. 初步估算軸的直徑 由式（8-2）初步估算軸的最小直徑為 5. 軸的結構設計(如圖4-5-a) 6. 按彎扭合成強度條件計算 此軸為惰輪軸，通過軸承與齒輪相連，只起傳動作用。這里為安全起見，假設齒輪上的力傳動到軸上，對起進行受力分析計算和強度校核。 由所確定的結構圖（4-5-a）可確定出簡支梁的支撐距離，，.據此求出齒輪寬度所在的中點所在的截面的、、值。 圖4-5-a (1) 畫出軸的計算簡圖（如圖4-5-b） 為計算方便，將軸上的作用力分解到水平面和垂直面內計算。取集中力作用于軸上零件的中點。 (2) 計算軸上外力 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 (3) 求支反力 水平面內支反力 同理： 垂直面支反力 同理: (4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 (5) 畫轉矩圖（圖4-5-b） (6)進行強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面的強度。由式（8-4）得 所以軸的強度足夠。 7. 按疲勞強度的安全系數校核計算 (1) 判斷危險截面 危險截面的位置應是彎矩和轉矩較大及截面面積較小且應力集中較嚴重處。當在統(tǒng)一截面處有幾個應力集中源時，取各源所引起的應力集中的