【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無(wú)水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點(diǎn)開預(yù)覽，需要原稿請(qǐng)自助充值下載，請(qǐng)見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第 87 頁(yè)
1 綜述
1.1對(duì)設(shè)計(jì)題目的分析
1.1.1 設(shè)計(jì)思路的提出
在目前的國(guó)內(nèi)采煤機(jī)市場(chǎng)，不管從研發(fā)、設(shè)計(jì)、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機(jī)都占據(jù)著主導(dǎo)的地位，也正是這種龐大的市場(chǎng)優(yōu)勢(shì)使得中厚煤層采煤機(jī)在技術(shù)上日趨成熟，而且有著非常大的改進(jìn)刷新速度，目前國(guó)內(nèi)生產(chǎn)這種類型采煤機(jī)的大型企業(yè)有西安煤礦機(jī)械廠、雞西煤礦機(jī)械廠、佳木斯煤礦機(jī)械廠等，其中以西安煤礦機(jī)械廠設(shè)計(jì)制造的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī)為典型代表，2004年中國(guó)能源集團(tuán)旗下的進(jìn)出口設(shè)備公司出口俄羅斯的成套綜采設(shè)備中，采煤機(jī)就選用的是西安煤機(jī)廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī) ，該機(jī)型在國(guó)內(nèi)也有著廣泛的應(yīng)用，其優(yōu)越的性能得到了各大礦的好評(píng)。其成功的設(shè)計(jì)思想和理念給了我很大的震撼，也給我的這次畢業(yè)設(shè)計(jì)提出了一個(gè)基本的框架和藍(lán)圖，所以我的設(shè)計(jì)以此為啟發(fā)、也以此為依據(jù)展開。
1.1.2設(shè)計(jì)藍(lán)圖
1) 整機(jī)的設(shè)計(jì)方案
主要技術(shù)特征
項(xiàng)目
數(shù)據(jù)
單位
最大計(jì)算生產(chǎn)能力
?2500
t/h
采高
? 1.80～3.76
m
裝機(jī)功率
? 2×400+2×55+20
kW
供電電壓
? 3300
v
滾筒直徑
? φ1800, φ2000
mm
截深
? 800
mm
牽引力
? 680～410
kN
牽引速度
? 0～8.3～13.8
m/min
滅塵方式
? 內(nèi)處噴霧
?
拖電纜方式
? 自動(dòng)拖纜
?
主機(jī)外形尺寸
?14400×2292×1535
mm
主機(jī)重量
? 60
t
最大不可拆卸尺寸
? 3070×1200×1000
mm
最大不可拆卸重量
? 7.0
t
2) 主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
1.整機(jī)為多電機(jī)橫向布置，框架式結(jié)構(gòu)，機(jī)身由三段組成，無(wú)底托架。三段機(jī)身采用液壓拉杠聯(lián)結(jié)，所有部件均可從老塘側(cè)抽出。
2.采用直搖臂，左右可互換，左右牽引部對(duì)稱，結(jié)構(gòu)完全相同。
3.用二臺(tái)交流電機(jī)牽引，電氣拖動(dòng)系統(tǒng)為一拖一。
4.電氣系統(tǒng)具有四象限運(yùn)行的能力，可用于大傾角工作面。
5.采用水冷式變頻器，技術(shù)領(lǐng)先，可靠性高，體積小。
6.采用PLC控制，全中文液晶顯示系統(tǒng)。
7.具有簡(jiǎn)易智能監(jiān)測(cè)，系統(tǒng)保護(hù)功能齊全，查找故障方便。
8.具有手控、電控、遙控操作方式。
3) 用途及適用條件
該機(jī)型的采煤機(jī)是一種多電機(jī)驅(qū)動(dòng),電機(jī)橫向布置,交流變頻調(diào)速無(wú)鏈 雙驅(qū)動(dòng)電牽引采煤機(jī).總裝機(jī)功率930kW，機(jī)面高度1535mm，適用于采高1.80～3.76m，煤層傾角≤40°的中厚煤層綜采工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底板起伏不大,不過(guò)于松軟,煤質(zhì)硬或中硬,能截割一定的矸石夾層.工作面長(zhǎng)度以150～200m為宜。
1.1.3選取采煤機(jī)的搖臂完成傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
1) 搖臂處其動(dòng)力通過(guò)兩級(jí)直齒圓柱齒輪減速和兩級(jí)行星齒輪減速傳給輸出軸，再由方法蘭驅(qū)動(dòng)滾筒旋轉(zhuǎn)，搖臂減速箱設(shè)有離合裝置、冷卻裝置、潤(rùn)滑裝置、噴霧降塵裝置等，搖臂減速箱殼體與一連接架鉸接后再與牽引部機(jī)殼鉸接，搖臂和滾筒之間采用方榫連接。
2) 截割部的機(jī)械傳動(dòng)
截割電機(jī)的空心軸通過(guò)扭矩軸花鍵與一軸軸齒輪連接，將動(dòng)力傳入搖臂減速箱，在通過(guò)二級(jí)圓柱直齒齒輪和三級(jí)惰輪組傳遞到二級(jí)行星減速器，末級(jí)的行星減速器的行星架出軸漸開線花鍵連接驅(qū)動(dòng)滾筒。
3) 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)圖
1.1.4牽引行走部
牽引行走部包括固定箱和型走箱兩大部分組成。固定箱內(nèi)有三級(jí)直齒傳動(dòng)和一級(jí)行星傳動(dòng)。行走箱內(nèi)有驅(qū)動(dòng)輪、行走輪和導(dǎo)向滑靴。牽引電機(jī)輸出的動(dòng)力經(jīng)過(guò)減速后，傳到行走箱的行走輪，與刮板輸送機(jī)銷軌相嚙合，使采煤機(jī)行走。導(dǎo)向滑靴通過(guò)銷軌對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行導(dǎo)向，保證行走輪與銷軌正常嚙合。
為使采煤機(jī)能在較大傾角條件下安全工作，在固定箱內(nèi)設(shè)有液壓制動(dòng)器，能可靠防滑。該牽引行走部有如下特點(diǎn)：
1) 采用銷軌牽引，承載能力大，導(dǎo)向好，拆裝、維修方便；
2) 采用雙浮動(dòng)、四行星輪行星減速機(jī)構(gòu)，軸承壽命和齒輪的強(qiáng)度裕度大，可靠性高；
3) 導(dǎo)向滑靴回轉(zhuǎn)中心與行走輪中心同軸，保證行走輪與銷軌的正常嚙合。
牽引行走部的傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下；
1.1.5截割部、行走部電機(jī)的選用
截割部：選取型號(hào)為YBCS3—400(A)的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
行走部：選取型號(hào)為YB280M-4的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
1.1.6搖臂減速箱
有殼體、一軸、第一級(jí)減速惰輪組、二軸、第二級(jí)惰輪組、中心齒軸輪組、第一級(jí)行星減速器、第二級(jí)行星減速器、中心水路、離合器等組成。
1.2采煤機(jī)的概況
1.2.1采煤機(jī)的類型
采煤機(jī)有不同的分類方法，按工作機(jī)構(gòu)可分為滾筒式、鉆削式和鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動(dòng)力可分為機(jī)械牽引、液壓牽引和電牽引；按工作機(jī)構(gòu)位置可分為額面式和側(cè)面式；還可以按層厚、傾角來(lái)進(jìn)行分類。
1.2.2采煤機(jī)的主要組成
電動(dòng)機(jī)是采煤機(jī)的動(dòng)力部分，它通過(guò)兩端出軸驅(qū)動(dòng)滾筒和牽引部。牽引部通過(guò)其主動(dòng)輪與固定在工作面前方的軌道相嚙合，使采煤機(jī)沿工作面移動(dòng)，因此牽引部是采煤機(jī)的行走機(jī)構(gòu)；左、右截割部減速箱將電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力經(jīng)齒輪減速傳到搖臂的齒輪，以驅(qū)動(dòng)滾筒；滾筒式采煤機(jī)直接進(jìn)行落煤和裝煤的機(jī)構(gòu)，稱為采煤機(jī)的工作機(jī)構(gòu)。滾筒上焊接有端盤及螺旋葉片，其上裝有截煤用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤裝到刮板輸送機(jī)種，為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側(cè)裝有弧形擋煤板，它可以根據(jù)不同的采煤方向來(lái)回翻轉(zhuǎn)180°；底托架用來(lái)固定整個(gè)采煤機(jī)，底托架內(nèi)的調(diào)高油缸用來(lái)使搖臂升降，以調(diào)整采煤機(jī)的采高；采煤機(jī)的電纜和供水管靠托纜裝置來(lái)夾持，并由采煤機(jī)托著在工作面輸送機(jī)的電纜槽中移動(dòng)；電氣控制箱內(nèi)裝有各種電控元件，以實(shí)現(xiàn)各種控制及電氣保護(hù)；為降低電動(dòng)機(jī)和牽引部的溫度來(lái)提供噴霧降塵用水，采煤機(jī)上還設(shè)有專門的供水系統(tǒng)和內(nèi)噴霧系統(tǒng)。
1.2.3滾筒采煤機(jī)的工作原理
單滾筒采煤機(jī)的滾筒一般位于采煤機(jī)下端，以使?jié)L筒割落下來(lái)的煤不經(jīng)機(jī)身下部運(yùn)走，從而可降低采煤機(jī)機(jī)面高度，單滾筒采煤機(jī)上行工作時(shí)，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機(jī)，同時(shí)跟機(jī)懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長(zhǎng)后，將弧形擋煤板翻轉(zhuǎn)180°；接著，機(jī)器下行工作，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移工作面輸送機(jī)。這種采煤機(jī)沿工作面往返一次進(jìn)一刀的采煤法叫單向采煤機(jī)；雙滾筒采煤機(jī)工作時(shí)，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤，因此雙滾筒采煤機(jī)沿工作面牽引一次，可以進(jìn)一刀，返回時(shí)，又可以進(jìn)一刀，即采煤機(jī)往返一次進(jìn)二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法；必須指出，為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機(jī)，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應(yīng)；對(duì)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋。或者形象地歸結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋，右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)側(cè)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。
1.2.4采煤機(jī)的進(jìn)刀方法
1) 端部斜切法
2) 中部斜切法
3) 正切進(jìn)刀法
1.3采煤機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)
電牽引采煤機(jī)仍然是采煤機(jī)的發(fā)展方向，液壓牽引采煤機(jī)制造進(jìn)度高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費(fèi)用高，效率和可靠性則較低。德國(guó)Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一臺(tái)電牽引采煤機(jī)，在隨后的20年中，美國(guó)、日本、法國(guó)、英國(guó)等都大力研制并發(fā)展了電牽引采煤機(jī)。電牽引采煤機(jī)具有良好的牽引特性、可用于大傾角煤層、運(yùn)行可靠、適用壽命長(zhǎng)、反應(yīng)靈敏、動(dòng)態(tài)特性好、效率高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、有完善的檢測(cè)和顯示系統(tǒng)。因此，電牽引采煤機(jī)是今后的發(fā)展方向，近年來(lái)綜采高產(chǎn)高效的世界記錄都是由電牽引采煤機(jī)創(chuàng)造的。
2 設(shè)計(jì)過(guò)程
2.1整機(jī)功率的安排
設(shè)計(jì)機(jī)型的總裝機(jī)功率為900KW，其中左右搖臂處各設(shè)一個(gè)功率為400KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)，左右牽引部各設(shè)一個(gè)功率為55KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)，液壓部分的泵用電機(jī)采用一個(gè)功率為20KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī) 。
2.2搖臂減速器傳動(dòng)比的安排
根據(jù)采煤機(jī)械手冊(cè)，總裝機(jī)功率在900KW左右的重型采煤機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速?zèng)]有一個(gè)確定的數(shù)值，只要在20～35r/min之間都可以滿足所需的要求，再根據(jù)搖臂減速箱的結(jié)構(gòu)安排，參考西安煤礦機(jī)械廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī)選取總的傳動(dòng)比為53，當(dāng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為1470r/min時(shí)，滾筒的轉(zhuǎn)速為：
n=1470÷53
=27.73
符合要求
2.3搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu)
2.3.1殼體
采取直搖臂形式，用ZG25Mn材料鑄造成整體，并在殼體內(nèi)腔殼體表面設(shè)置有八組冷卻水管；
2.3.2一軸
軸齒輪、軸承、端蓋、密封座、銅套、密封件等組成，與截割電機(jī)空心軸以花鍵軸聯(lián)接的扭矩軸通過(guò)INT/E×T16Z×5m×30p×6H/6h花鍵與一軸軸齒輪相聯(lián)；
2.3.3第一級(jí)減速惰輪組
齒輪、軸承、距離墊、擋圈組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；
2.3.4二軸
軸齒輪、齒輪、軸承、端蓋、距離墊、密封圈等組成；
2.3.5第二級(jí)減速惰輪
由齒輪、軸承、擋圈、墊等組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；
2.3.6中心齒輪組
由軸齒輪、太陽(yáng)輪、兩個(gè)軸承座、兩個(gè)NCF2940V軸承和四個(gè)骨架油封等組成，太陽(yáng)輪通過(guò)花鍵與軸齒輪相聯(lián)并將動(dòng)力傳給第一級(jí)行星減速器；
2.3.7第一級(jí)行星減速器
內(nèi)齒圈、行星架、太陽(yáng)輪、行星輪及輪軸、行星輪軸承、兩個(gè)距離墊，該行星減速器為三個(gè)行星輪結(jié)構(gòu)，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架靠?jī)蓚€(gè)銅質(zhì)距離墊軸向定位，徑向有一定的配合間隙，因而行星架徑向也有一定的浮動(dòng)量；
2.3.8第二級(jí)行星減速器
行星架、內(nèi)齒圈、行星輪、行星輪軸及軸承、支承行星輪的兩個(gè)軸承、軸承座、聯(lián)接法蘭、滑動(dòng)密封圈、及一些輔助材料和密封件組成，該行星減速器為四行星輪結(jié)構(gòu)，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架一端通過(guò)軸承HM266449/HM266410和軸承座支承與殼體上，另一端通過(guò)軸承M268749/M268710支承與軸承杯上，軸承杯、內(nèi)齒圈通過(guò)螺栓、銷子和殼體緊固為一體；
2.3.9中心水路
有水管和一些接頭組成；
2.3.10離合器
離合手把、壓蓋、轉(zhuǎn)盤、推桿軸、扭矩軸等組成。
2.4各軸的轉(zhuǎn)速
一軸齒輪的轉(zhuǎn)速：由于與電機(jī)相連所以
二軸的轉(zhuǎn)速：
中心輪組的轉(zhuǎn)速：
第二級(jí)行星減速器太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)速：
2.5各軸的功率
一軸齒輪的功率：
二軸齒輪的功率：
中心輪組的功率：
第二級(jí)行星減速器太陽(yáng)輪的功率：
2.6截割部齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.6.1第一級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇齒輪材料
查機(jī)械手冊(cè)：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
惰輪選用20CrMnTi調(diào)質(zhì)
大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按vt=(0.013～0.022) n11估計(jì)圓周速度vt=17.15m/s,參考機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑d1,查機(jī)械手冊(cè)得
齒寬系數(shù)查表按齒輪相對(duì)軸承為對(duì)稱布置，取=0.4
小輪齒數(shù)Z1 在推薦值20～40中選Z1=28
大輪齒數(shù)Z2 Z2=i·Z1=1.43×28=40.04圓整取Z2=40
齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/28
傳動(dòng)比誤差△u/u △u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求
小輪轉(zhuǎn)矩T1 由公式得T1=9550P/n
=9550×392.04/1470
=2546.926KN·m
載荷系數(shù)K 由公式得
使用系數(shù) 查表得=2
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1
齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得
εγ=εα=
=
=1.68
查表并插值得=1.1
則載荷系數(shù)的初值 =
=2.0×1.3×1×1.1
=2.86
彈性系數(shù) 查表得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查表得（β=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4
重合度系數(shù) 查表得（）=1.0
許用接觸應(yīng)力 由公式得
接觸疲勞極限應(yīng)力查圖得=1650N/mm2
=1300 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式得：N1=60njLh
=60×1470×1×(24×300×8)
=5.08×109
N2=N1/u
=5.08×109/1.428
=3.56×109
則查表得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)蝕）
==1
硬化系數(shù)查表及說(shuō)明得
=1
按接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強(qiáng)度=1.25～1.3取
=1.2
則 =1650×1×1/1.2
=1375 N/mm2
=1300×1×1/1.2
=1083 N/mm2
d1的設(shè)計(jì)初值d1t為
≥223.578mm
齒輪模數(shù)m m=d1t/Z1
=223.578/28
=7.89
查表取m=8
小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z1m
=28×8
=224mm
圓周速
與估計(jì)值vt=17.15m/s 很相近，對(duì)值影響不大，不必修正
=t=1.3,
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
中心矩
齒寬
大齒輪齒寬
小齒輪齒寬
3) 考慮到搖臂的長(zhǎng)度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加一級(jí)惰輪組
由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取8，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。
4) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由公式
齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.3
大輪 2.2
應(yīng)力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.725
大輪 =1.755
重合度系數(shù) 由公式
=
許用彎曲應(yīng)力 由式
彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2
=660 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查表得==1
尺寸系數(shù) 查表得=1
安全系數(shù) 查表得=1.6
則 =1100×1×1/1.6=687.5
＝660×1×1/1.6=412.5
故 287.96 N/mm2≤
193.16N/mm2≤
所以齒根彎曲強(qiáng)度足夠
5) 其他尺寸的計(jì)算
已知參數(shù)：
計(jì)算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計(jì)算
中心矩變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
中心矩 按如下公式計(jì)算
齒高變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
齒頂高 按如下公式計(jì)算
齒根高 按如下公式計(jì)算=（+-x）m
齒全高 =（2+-）m
齒頂圓直徑 =d1±2
齒根圓直徑 =d1-2
一齒輪軸與第一級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) =0.5025
中心矩 =272.02mm
齒高變動(dòng)系數(shù) =0.0243
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 =208.10mm
大齒輪與第一級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.4963
中心矩 = 319.97mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0266
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 304.22mm 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。
6) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：考慮到齒輪直接和電動(dòng)機(jī)的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設(shè)花鍵與電動(dòng)機(jī)的扭矩軸連接，
大齒輪的結(jié)構(gòu)：
第一級(jí)惰輪的結(jié)構(gòu)：
2.6.2第二級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇齒輪材料
查機(jī)械手冊(cè)：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按vt=(0.013～0.022) 估計(jì)圓周速度=14.26m/s,參考機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級(jí)
小輪分度圓直徑d1,查機(jī)械手冊(cè)得
齒寬系數(shù)查表按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取=0.3
小輪齒數(shù)Z3 在推薦值20～40中選Z3=27
大輪齒數(shù)Z4 Z4=i·Z3=1.45×27=39.15圓整取Z4=40
齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/27
傳動(dòng)比誤差△u/u △u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求
小輪轉(zhuǎn)矩T3 由公式得T3=9550P/n3
=9550×376.476/1029
=3494.019KN·mm
載荷系數(shù)K 由公式得
使用系數(shù) 查表得=2.2
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.4
齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1.08
齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得
εγ=εα=
=
=1.68
查表并插值得=1.1
則載荷系數(shù)的初值 =
=2.2×1.4×1.08×1.1
=3.65
彈性系數(shù) 查表得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查表得（β=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35
重合度系數(shù) 查表得（）=0.856
許用接觸應(yīng)力 由公式得
接觸疲勞極限應(yīng)力查圖得=1650N/mm2
=1300 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式得：N3=60njLh
=60×1029×1×(24×300×8)
=3.56×109
N4=N3/u
=3.56×109/1.48
=2.41×109
則查表得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)蝕）
==1
硬化系數(shù)查表及說(shuō)明得
=1
按接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強(qiáng)度=1.25～1.3取
=1.2
則 =1650×1×1/1.2
=1375 N/mm2
=1300×1×1/1.2
=1083 N/mm2
D3的設(shè)計(jì)初值d3t為
≥267.46mm
齒輪模數(shù)m m=d3t/Z3
=267.46/27
=9.906
查表取m=10
小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z3m
=27×10
=270mm
圓周速
與估計(jì)值vt=14.26m/s 很相近，對(duì)值影響不大，不必修正
=t=1.4,
小齒輪分度圓直徑mm
大齒輪分度圓直徑mm
中心矩
齒寬
考慮到受內(nèi)部花鍵的影響取
大齒輪齒寬mm
小齒輪齒寬mm
3) 考慮到搖臂的長(zhǎng)度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級(jí)惰輪組
由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取10，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。
4) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由公式
齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.1
大輪 2.063
應(yīng)力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.85
大輪 =1.855
重合度系數(shù) 由公式
=
許用彎曲應(yīng)力 由式
彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2
=660 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查表得==1
尺寸系數(shù) 查表得=1
安全系數(shù) 查表得=1.6
則 =1100×1×1/1.6=687.5
＝660×1×1/1.6=412.5
故 241.44N/mm2≤
164.99N/mm2≤
所以齒根彎曲強(qiáng)度足夠
5) 其他尺寸的計(jì)算
已知參數(shù)：
計(jì)算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計(jì)算
中心矩變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
中心矩 按如下公式計(jì)算
齒高變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
齒頂高 按如下公式計(jì)算
齒根高 按如下公式計(jì)算=（+-x）m
齒全高 =（2+-）m
齒頂圓直徑 =d1±2
齒根圓直徑 =d1-2
二齒輪軸與第二級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.5069
中心矩 = 305.06mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0229
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 254.10mm
第三級(jí)惰輪與第二級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.4926
中心矩 = 334.926mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0346
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心齒輪與第三級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.5055
中心矩 = 370.055mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0192
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 380.22mm
注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。
6) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：考慮到齒輪直接和電動(dòng)機(jī)的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設(shè)花鍵與電動(dòng)機(jī)的扭矩軸連接，
二軸齒輪
中心輪組齒輪結(jié)構(gòu)：
第二級(jí)惰輪的結(jié)構(gòu)：
2.6.3第一級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇行星傳動(dòng)的類型為2K-H[A]。
2) 選擇齒輪的材料及熱處理
太陽(yáng)輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽(yáng)輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。
3) 此傳動(dòng)采用直齒圓柱齒輪，精度等級(jí)為8-7-7，齒面光潔度為△7。
4) 采用太陽(yáng)輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)）；KPF=1.15（計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)）
5) 行星輪個(gè)數(shù)的確定：由公式得，=1-5.36=-4.36，，由此查表得取行星輪的個(gè)數(shù)為np=3.
6) 確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb:
首先試選太陽(yáng)輪a的齒數(shù)Za=19,則 Zb=pZa=4.36×19=82.84
同時(shí)考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=83,即
中心齒輪圓整后數(shù),其傳動(dòng)誤差△i甚少，僅為0.2%，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)完全合用；
其次計(jì)算行星輪g的名義吃數(shù)值
取，選取高變位齒輪傳動(dòng)，所以
7) 強(qiáng)度計(jì)算
a) 外齒輪副a-g的強(qiáng)度計(jì)算
A. 計(jì)算中心距
根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下：
齒數(shù)比
齒寬系數(shù) 查表取為：
材料系數(shù)ZE 查表取ZE=189.8
節(jié)點(diǎn)嚙合系數(shù)ZH 查表得ZH=2.5
轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式
=9.55×106
=2.02×106 Nmm
載荷系數(shù)
工作情況系數(shù)KA查表得 KA=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
載荷分布系數(shù)
查表得 ，
故
許用接觸應(yīng)力 按下式計(jì)算：
（N/mm2）
齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限查表有 =23HRC
對(duì)太陽(yáng)輪a =23×60=1380（N/mm2）
對(duì)行星輪g =23×58=1334（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.2
齒面光潔度系數(shù) =1.0
速度系數(shù) =1
接觸壽命系數(shù)
其中應(yīng)力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4
對(duì)太陽(yáng)輪a =30×6142.4=1.47×108
對(duì)行星輪g =30×5782.4=1.28×108
齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
對(duì)太陽(yáng)輪a為
對(duì)行星輪g為
按每天工作24小時(shí)，每年工作300天，使用壽命10年，計(jì)算出t=24×300×10=72000 (h)
根據(jù)傳動(dòng)比 及
可計(jì)算出
∵
∴
故太陽(yáng)輪a的循環(huán)次數(shù)為
行星輪g的循環(huán)次數(shù)為
因，故取
于是有太陽(yáng)輪a的許用接觸應(yīng)力為
行星輪g的許用接觸應(yīng)力為
計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的
將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距圓整中心距，取工作中心距
B. 確定齒輪模數(shù)m
根據(jù)BG1357-87，取m=7
C. 確定變位系數(shù)、
因工作中心距=180(mm)
標(biāo)準(zhǔn)中心距
比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動(dòng)（正傳動(dòng)）
按下式計(jì)算嚙合角和
計(jì)算得嚙合角.38°
總變位系數(shù)
按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配
，
D. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)公式有
按，查表得2.1
小齒輪分度圓直徑 （mm）
根據(jù)
所以重新取 ，那么
將所求的各值代入接觸強(qiáng)度校核公式所以滿足接觸強(qiáng)度
E. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =750（N/mm2）
因行星輪g在此傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷，故應(yīng)取=750×0.8=600（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1
彎曲壽命系數(shù)
因齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1
對(duì)太陽(yáng)輪a
對(duì)行星輪g
根據(jù)載荷分布系數(shù)
查表得 ， =1.2
故
從而載荷系數(shù)
轉(zhuǎn)矩（Nmm）
齒行系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =2.08
行星輪g =1.98
齒根應(yīng)力集中系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =1.83
行星輪g =1.97
將求得的各值代入彎曲強(qiáng)度校核公式有
太陽(yáng)輪a的齒根彎曲應(yīng)力
行星輪g的齒根彎曲應(yīng)力
所以都滿足彎曲強(qiáng)度
b) 內(nèi)齒輪副g-b的強(qiáng)度計(jì)算
A. 變位系數(shù)的確定
標(biāo)準(zhǔn)中心距
a> aw=180(mm) 故應(yīng)采用變位齒輪傳動(dòng)（負(fù)傳動(dòng)）
再按下式計(jì)算嚙合角和
得°10、12〃，總變位系數(shù)0.00438
已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686
B. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)校核的公式
查表有=189.8
按，查表得=2.5
齒數(shù)比=2.677
小齒輪分度圓直徑 =7×31=217（mm）
齒寬系數(shù) 查表取=0.315
轉(zhuǎn)矩 =2.02×106×=3.296×106（Nmm）
根據(jù)=0.238 ，查圖取
根據(jù)
查圖有 0.3
=1+（1.02-1）×0.3=1
1.4×1=1.4
許用接觸應(yīng)力
對(duì)于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度疲勞極限
查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）
因內(nèi)齒輪副的實(shí)際承載能力低于計(jì)算結(jié)果，當(dāng)Zb/Zg=83/31=2.677>2
時(shí)應(yīng)將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=600×0.92
=552（N/mm2）
安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1
內(nèi)齒輪b的應(yīng)力循環(huán)基數(shù)
內(nèi)齒輪b輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
129.392×3×72000=1.677×109
因Nl〉N0,故ZN=1
于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應(yīng)力
將求得的個(gè)值代入接觸強(qiáng)度的校核公式有<
C. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）
YN=1，YX=1，SF=1.75，
查表有 ，
于是
扭矩
取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96
應(yīng)力集中系數(shù) YS=1.97
行星輪的齒根彎曲應(yīng)力 <
內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應(yīng)力
〉
但未超過(guò)5%，所以滿足彎曲強(qiáng)度
校核結(jié)果表明，此傳動(dòng)的承載能力滿足要求。
2.6.4第二級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇行星傳動(dòng)的類型為2K-H[A]。
2) 選擇齒輪的材料及熱處理
太陽(yáng)輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽(yáng)輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。
3) 此傳動(dòng)采用直齒圓柱齒輪，精度等級(jí)為8-7-7，齒面光潔度為△7。
采用太陽(yáng)輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)）；KPF=1.15（計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)）
4) 行星輪個(gè)數(shù)的確定：由公式得，=1-4.66=-3.66，，由此查表得取行星輪的個(gè)數(shù)為np=4.
5) 確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb:
首先試選太陽(yáng)輪a的齒數(shù)Za=18,則 Zb=pZa=3.66×18=65.88
同時(shí)考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=66,即
中心齒輪圓整后數(shù),其傳動(dòng)誤差△i甚少，僅為0.2%，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)完全合用；
其次計(jì)算行星輪g的名義吃數(shù)值
取，選取高變位齒輪傳動(dòng)，所以
6) 強(qiáng)度計(jì)算
a) 外齒輪副a-g的強(qiáng)度計(jì)算
A. 計(jì)算中心距
根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下：
齒數(shù)比
齒寬系數(shù) 查表取為：
材料系數(shù)ZE 查表取ZE=189.8
節(jié)點(diǎn)嚙合系數(shù)ZH 查表得ZH=2.5
轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式
=9.55×106
=6.827×106 Nmm
載荷系數(shù)
工作情況系數(shù)KA查表得 KA=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
載荷分布系數(shù)
查表得 ，
故
許用接觸應(yīng)力 按下式計(jì)算：
（N/mm2）
齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限查表有 =23HRC
對(duì)太陽(yáng)輪a =23×60=1380（N/mm2）
對(duì)行星輪g =23×58=1334（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.2
齒面光潔度系數(shù) =1.0
速度系數(shù) =1
接觸壽命系數(shù)
其中應(yīng)力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4
對(duì)太陽(yáng)輪a =30×6142.4=1.47×108
對(duì)行星輪g =30×5782.4=1.28×108
齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
對(duì)太陽(yáng)輪a為
對(duì)行星輪g為
按每天工作24小時(shí)，每年工作300天，使用壽命10年，計(jì)算出t=24×300×10=72000 (h)
根據(jù)傳動(dòng)比 及
可計(jì)算出
∵
∴
故太陽(yáng)輪a的循環(huán)次數(shù)為
行星輪g的循環(huán)次數(shù)為
因，故取
于是有太陽(yáng)輪a的許用接觸應(yīng)力為
行星輪g的許用接觸應(yīng)力為
計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的
將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距圓整中心距，取工作中心距
B. 確定齒輪模數(shù)m
根據(jù)BG1357-87，取m=11
C. 確定變位系數(shù)、
因工作中心距=228(mm)
標(biāo)準(zhǔn)中心距
比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動(dòng)（正傳動(dòng)）
按下式計(jì)算嚙合角和
計(jì)算得嚙合角.38°
總變位系數(shù)
按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配
，
D. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)公式有
按，查表得2.24
小齒輪分度圓直徑 （mm）
根據(jù)
所以
將所求的各值代入接觸強(qiáng)度校核公式所以滿足接觸強(qiáng)度
E. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =750（N/mm2）
因行星輪g在此傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷，故應(yīng)取=750×0.8=600（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1
彎曲壽命系數(shù)
因齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1
對(duì)太陽(yáng)輪a
對(duì)行星輪g
根據(jù)載荷分布系數(shù)
查表得 ， =1.2
故
從而載荷系數(shù)
轉(zhuǎn)矩（Nmm）
齒行系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =2.08
行星輪g =1.98
齒根應(yīng)力集中系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =1.83
行星輪g =1.97
將求得的各值代入彎曲強(qiáng)度校核公式有
太陽(yáng)輪a的齒根彎曲應(yīng)力
行星輪g的齒根彎曲應(yīng)力
所以都滿足彎曲強(qiáng)度
b) 內(nèi)齒輪副g-b的強(qiáng)度計(jì)算
A. 變位系數(shù)的確定
標(biāo)準(zhǔn)中心距
a>aw=228(mm) 故應(yīng)采用變位齒輪傳動(dòng)（負(fù)傳動(dòng)）
再按下式計(jì)算嚙合角和
得°54、，總變位系數(shù)0.0011
已有 xg=0.2590 所以xb=0.2579
B. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)校核的公式
查表有=189.8
按，查表得=2.52
齒數(shù)比=2.869
小齒輪分度圓直徑 =11×23=253（mm）
齒寬系數(shù) 查表取=0.315
轉(zhuǎn)矩 =6.827×106×=8.723Nmm）
根據(jù)=0.238 ，查圖取
根據(jù)
查圖有 0.3
=1+（1.02-1）×0.3=1
1.3×1=1.3
許用接觸應(yīng)力
對(duì)于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度疲勞極限
查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）
因內(nèi)齒輪副的實(shí)際承載能力低于計(jì)算結(jié)果，當(dāng)Zb/Zg=66/23=2.869>2
時(shí)應(yīng)將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=600×0.92
=552（N/mm2）
安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1
內(nèi)齒輪b的應(yīng)力循環(huán)基數(shù)
內(nèi)齒輪b輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
79.533×4×72000=1.374×109
因Nl〉N0,故ZN=1
于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應(yīng)力
將求得的個(gè)值代入接觸強(qiáng)度的校核公式有<
C. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）
YN=1，YX=1，SF=1.75，
查表有 ，
于是
扭矩
取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96
應(yīng)力集中系數(shù) YS=1.97
行星輪的齒根彎曲應(yīng)力 <
內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應(yīng)力
<
所以滿足彎曲強(qiáng)度
校核結(jié)果表明，此傳動(dòng)的承載能力滿足要求。
2.7截割部軸的設(shè)計(jì)及校核以及軸承的選用和校核
2.7.1齒輪軸1
1) 確定軸的最小直徑
選取軸的材料為，淬火滲碳處理。按《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》4-2查表取 A=107可得：
考慮到軸中空?。篸=120mm
2) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
裝配方案如圖：
軸段1 裝配軸承 ，=d=120mm選圓柱滾子軸承NJ224E
軸段 2 為了給軸承定位，根據(jù)軸承的定位尺寸取=150mm，考慮到齒輪與箱體的間隔 取
軸段 3 此段為軸齒輪，=224mm，
軸段 4 此段和軸段 2一樣給軸承定位，齒輪與箱體的間隔。取 =150mm，
軸段 5 此段和軸段 1一樣裝配軸承，選圓柱滾子軸承NJ224E 但考慮到內(nèi)花鍵的影響取
3) 軸的強(qiáng)度校核
a) 軸的載荷 圓周力：
軸向力：
支反力：水平面
垂直面
彎矩： 水平面
垂直面
合成彎矩：
當(dāng)量彎矩：
b) 校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為，淬火滲碳。由表4-1查得，則[]=0.09-0.1，即58-65，取[]=60，軸的計(jì)算應(yīng)力為
所以強(qiáng)度滿足強(qiáng)度要求
4) 軸承強(qiáng)度的校核
a) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》圓柱滾子軸承NJ224E的主要性能參數(shù)：
b) 計(jì)算軸承支反力
水平支反力
垂直支反力
合成支反力
c) 軸承的當(dāng)量載荷
即：
d) 軸承的壽命
因?yàn)?，固都可以，由《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》表5-9 ，5-10 查得：
按式5-5
采煤機(jī)的軸承壽命要求為：10000-30000
所以滿足要求
2.7.2第一級(jí)惰輪軸
1) 確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》4-2查表取 A=115可得：
考慮到軸為心軸：取 d=115