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I采煤機截割部的設計計算摘要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。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(jīng)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(lián)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；齒輪傳動設計第一章 緒論1.1 本課題研究意義為了提高工作面的生產(chǎn)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(chǎn)能力和效益均大幅度提高。我國經(jīng)濟的快速發(fā)展對煤炭需求大幅度增加,年產(chǎn)超 600 萬 t 高產(chǎn)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(chǎn)高效工作面,開發(fā)了日產(chǎn)7000t 綜采成套設備, 但能真正實現(xiàn)高產(chǎn)高效的工作面依然較少, 主要原因是受采煤機生產(chǎn)能力的限制, 高產(chǎn)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(xiàn)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?shù)闹亓靠箾_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(xiàn)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(lián)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(lián)結起來形成一個剛性整體。根據(jù)國內外大功率大采高電牽引采煤機的主要技術參數(shù)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(chǎn)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- 1 -功率、調高油缸推拉力等采煤機主要性能參數(shù)的關系,在可行性、可靠性、先進性和經(jīng)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-a1.2 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- 2 -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 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(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隨著高產(chǎn)高效礦井的建設和發(fā)展，要求采煤工作面逐步達到日產(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。- 3 -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(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(shù)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(shù)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- 4 -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(jīng)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- 5 -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(jù)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?shù)墓ぷ鞲叨取Ｓ捎诮馗钕牟擅簷C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)：- 6 -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(shù)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- 7 -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(lián)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。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅴ Ⅵ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。- 8 -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(jīng)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(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(shù)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(shù)：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。- 9 -第二章 傳動參數(shù)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(jù)上述就可以求出總的傳動比1470mn?/inr35wn?/minr。傳動比較大時通常采用多級傳動，若傳動裝1470/i235ri?總 電 機 輸 入 轉 速滾 筒 輸 出 轉 速置由多級串聯(lián)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(shù)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(jīng)過不斷的調整，最后得到合適的傳動比。2．傳動比數(shù)值表級數(shù) 一級 二級 三級 四級傳動 13.7i?341.76i?452.i?6i?行 星- 10 -比 i實際分配后的總傳動比： 1.762.41.9i???總2.3 確定各軸的轉速 n、功率 P、轉矩 T1）確定各軸轉速 n 1470 r/mi?電 機2nn31/470/.83 r/ini?42.62 mn?5=7 r/in63.821 r/inni?7//635 ?行 星2）確定各軸輸入功率 P 140 kW2 ?31240.97384 kWP????438.69 569 kW?61230.79354 kP????74 k式中： - 11 -－齒輪嚙合效率， ;1?10.97??－軸承效率， .223）確定各軸輸入轉矩 T1140950259 Nm7PTN????21 ?3384950379 0T????4465 Nm2PN?5470T??663549160 2???77509 NmPTN??第三章 齒輪嚙合參數(shù)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(jù)彎曲強度計算確定模數(shù)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(shù)- 12 -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 。20CrMnTi 56~2HRC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(shù)為 ，現(xiàn)取 ，傳動比 ，則204:12z?13.7i?，則取整為31.7238.94zi???39z2．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 ??132FaSdKTYmz??????????:確定式中各項數(shù)值：因載荷有較重沖擊，由表 6-3 查得 ，故選初載荷系數(shù)1.5A?2tK?66611 409.509.52.97pTn?????Nm?由式（6-7） ， ，計算端面重合度13.8cosz????????????????? 1.65???由式（6-13） ， 0.750.75.2.2.6Y????由表 6-6，選取 .6d?由圖 6-19，由圖 6-20 查得12.7FaY?1.57SaY?3.93.6由式（6-12）有- 13 -??916014702830156.0hNnjL?????9931.5.i?由圖 6-21 查得 ， ；10.8NY3.6N取 min.25FS?由圖 6-22d 按齒面硬度均值 60HRC，在 ML 線上查得 lim1li352F??Mpa??lim11n0.85372FNYMpaS???li33mn.69.F?pa??12.7150.2aSFY???:2.396.aS取 ，設計齒輪模數(shù)：??140.2FaSY??:將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得： ??611332 22.5910.7126.9tFaStdKTYmz??????????????: m修正 ：t16.921470.3260tznv????/ms由圖 6-7 查得 .vK?由圖 6-10 查得 1.2?由表 6-4 查得 .?則 1.59.21.39AvK????- 14 -332.96.7.1ttKm???m由表 6-1，選取第二系列標準模數(shù) 7齒輪主要幾何尺寸： 172154dmz??m393????13721.52az???，取 10.6549.db??m39Bm196?3.校核齒面接觸疲勞強度 ??12HEHKTuZbd??????:由表 6-5 查得 188E?Mpa由圖 6-14 查得 2.5HZ由圖 6-13 查得 0.89?由圖 6-15,按不允許出現(xiàn)點蝕，查得 10.87NZ?30.89NZ?由圖 6-16e，按齒面硬度均值 60HRC，在 MQ 和 ML 線中間查出1400lim1H??li3Mpa取 inS則 ??lim1li1n28HNZ?:pali3li3mn46HS?M將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得- 15 -??62.39510.7182.507124H H? ????????接觸強滿足。4.校核齒跟彎曲疲勞強度計算應力 61112 2.39510.721.537.6FFasKTYbmz???????Mpa61332 2.9510.72391.68.93FFasYbz? ??pa計算彎曲應力??limn520.83571FNYS???Mpa由圖 6-22（d）查得 lim2F?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(shù)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 。20CrMnTi 56~2HRC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(shù)為 ，現(xiàn)取 ，傳動比 ，則204?425z?341.76i?。 541.76254zi???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，- 16 -驗算接觸強度。由式（6-15）有 ??324FaSdKTYmz??????????:確定式中各項數(shù)值：因載荷有較重沖擊，由表 6-3 查得 ，故選初載荷系數(shù)1.5AK?2tK?66633 3849.5109.510.790pTn?????Nm?由式（6-7） ， ，計算端面重合度45.2cosz????????????????? 1.68???由式（6-13） ， 0.70.7.5168Y????由表 6-6，選取 .4d?由圖 6-19，由圖 6-20 查得42.6FaY?41.59SaY?5.3.67由式（6-12）有 ??9436080123015.80hNnjL?????99547i?由圖 6-21 查得 ， ；40.8NY50.N取 min1.25FS?由圖 6-22d 按齒面硬度均值 60HRC，在 ML 線上查得 lim4li52F??Mpa??lim644n0.8937.8125FNYMpaS???pali55mn.F?- 17 -??42.61570.934FaSY???:58aSF取 ，設計齒輪模數(shù)：??40.19aSY??:將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得： ??63432 224.7910.1098.5tFaStdKTYmz??????????????: m修正 ：t438.125308.1606tznv????/ms由圖 6-7 查得 .7vK由圖 6-10 查得 1.03??由表 6-4 查得 .2?則 1.57.0312.AvK????338.8.2ttmm由表 6-1，選取第一系列標準模數(shù) 8?齒輪主要幾何尺寸： 48250dmz??m543????4582762az???，取 40.db??m58Bm480?3. 校核齒面接觸疲勞強度- 18 -??21HEHKTuZbd??????:由表 6-5 查得 188E?Mpa由圖 6-14 查得 2.5HZ由圖 6-13 查得 0.87?由圖 6-15,按不允許出現(xiàn)點蝕，查得 40.86NZ?50.8NZ?由圖 6-16e，按齒面硬度均值 60HRC，在 MQ 和 ML 線中間查出1400lim4H??li5取 in1S則 ??lim4li4n123HNZ?:Mpali5li5mn6HS?將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得 62.1437901.182.50727138H????????Mpa接觸強滿足。4.校核齒跟彎曲疲勞強度計算應力 63442 2.143790.21.579.685FFasKTYbmz???????Mpa63552 2.143790.231.6725.8FFasYbz? ??pa計算彎曲應力- 19 -??limn520.8937.1FNYS????Mpa由圖 6-22（d）查得 lim52F?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(shù)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 。20CrMnTi 56~2HRC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(shù)為 ，現(xiàn)取 ，傳動比 ，則204?621z?462.i?，圓整為 。862.3146.98zi???7z2. 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 ??4326FaSdKTYmz??????????:確定式中各項數(shù)值：因載荷有較重沖擊，由表 6-3 查得 ，故選初載荷系數(shù)1.5AK?2tK?66644 399.510.5107.042pTn?????Nm?由式（6-7） ， ，計算端面重合度68.8cosz????????????????? 1.6???由式（6-13） ， 0.750.75.2.2.1Y????- 20 -由表 6-6，選取 0.6d??由圖 6-19，由圖 6-20 查得62.75FaY?61.5SaY8.348.?由式（6-12）有 ??9640672130152.40hNnjL?????98838i?由圖 6-21 查得 ， ；60.NY80.9N取 min1.25FS?由圖 6-22d 按齒面硬度均值 60HRC，在 ML 線上查得 lim6li852F??Mpa??lim66n0.8937.8125FNYMpaS???pali88mn.F???62.75160.534aSFY???:838aS取 ，設計齒輪模數(shù)：??60.15FaSY??:將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得： ??646332 27.510.159.7tFaStdKTYmz??????????????:修正 ：t- 21 -639.72145.03010tmZnv????/ms由圖 6-7 查得 .vK由圖 6-10 查得 1.6??由表 6-4 查得 .2?則 1.54.0612.8AvK????3389.79.2ttm?由表 6-1，選取第一系列標準模數(shù) 10m?齒輪主要幾何尺寸： 6102dmz???847m????681023402az???，取 6.6db??8126Bm6130?3. 校核齒面接觸疲勞強度 ??321HEHKTuZbd??????:由表 6-5 查得 188E?Mpa由圖 6-14 查得 2.5HZ由圖 6-13 查得 0.87?由圖 6-15,按不允許出現(xiàn)點蝕，查得 60.95NZ?81.03NZ?由圖 6-16e，按齒面硬度均值 60HRC，在 MQ 和 ML 線中間查出1400lim6H??li8Mpa- 22 -取 min1HS?則 ??li6li6mn130NHZ??:Mpali8li8n42HS?將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得 62.18750.381182.50703H????????Mpa接觸強滿足。4.校核齒跟彎曲疲勞強度計算應力 64662 2.18750.751.639.73FFasKTYbmz???????Mpa64882 2.1750.341.659.2FFasYbz? ??pa計算彎曲應力??limn520.8937.1FNYS???Mpa由圖 6-22（d）查得 lim52F?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(shù)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 。20CrMnTi 56~2HRC- 23 -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(shù)為 39，且與齒輪 1 嚙合，因此其模數(shù) m＝7。惰輪所受應力為交變應力，且 , 。240P?KW2470n?/minr則 739admz?????12213.5????2.校核齒面接觸疲勞強度 ??21HEHKTuZbd??????:由 4.1.1 的計算可知 , , ， ，.39?62.510?.7u?96bm154d?， ，m.65???21.N由表 6-5 查得 188EZMpa由圖 6-14 查得 .5H?由圖 6-13 查得 0.89?由圖 6-15,按不允許出現(xiàn)點蝕，查得 20.89NZ?由圖 6-16e，按齒面硬度均值 60HRC，在 MQ 和 ML 線中間查出lim2140H??Mpa取 inS則??lim22n146HNZS??:pa將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得 ??62.39510.7182.5071204H H? ????????- 24 -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 , ,0.7Y??2.Fa21.57SaY?622223950.208.FFasKTbmz????? Mpa計算彎曲應力??limn520.83571FNYS???Mpa由圖 6-22（d）查得 lim2F?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(shù)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 。20CrMnTi 56~2HRC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(shù)為 40，且與齒輪 6 嚙合，因此其模數(shù) m＝10。惰輪所受應力為交變應力，且 , 。5369P?KW5472n?/minr則 710admz?????603522????2.校核齒面接觸疲勞強度- 25 -??21HEHKTuZbd??????:由 4.1.3 的計算可知 , , , , .8?647.510?Nm:2.38u?10b, ,6102d??m.6??962.由表 6-5 查得 188EZMpa由圖 6-14 查得 2.5H?由圖 6-13 查得 0.89?由圖 6-15,按不允許出現(xiàn)點蝕，查得 20.95NZ?由圖 6-16e，按齒面硬度均值 60HRC，在 MQ 和 ML 線中間查出lim2140H??Mpa取 inS則 ??lim72n130HNZ?:pa將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得 ??652 2 241.18750.38182.50743HE HKTuZbd?? ?????? ??: :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 , ,0.7Y??2.5Fa21.6SaY?652721807.594.84FFasKTbmz????? Mpa計算彎曲應力- 26 -??limn520.83571FNYS????Mpa由圖 6-22（d）查得 lim2F?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。1/26: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(shù)的選擇由式(16-6) （ ， ）代入上式得 baxizCS??6baxi4S?624azC??則 ， 為 2 的倍數(shù)， 即可為整數(shù)，今取 2azC?aZ 1az(61)5470b??- 27 -按式（16-7 ）,行星輪預選齒數(shù) ' 7014282bacz???2. 齒輪傳動主要尺寸的確定ac?為減小傳動的尺寸，采用角變位。由 ，查圖 12-6，取' '1428acz????0.8x??按式（16-15 ） 取021x????按式（16-14 ） '87cz?142ac???根據(jù) 及 查圖 12-3 得齒高變動系數(shù)0.8x?Z0.8y??中心距變動系數(shù) 0.8.72yx???中心距 （取 ）41' .1.22zma?????m10?嚙合角 ' ' 246rcos[]arcos[cs0]24.85.a????由 及 按圖 12-7 查得20.5z??.4x?，.a 0.84.cax????太陽輪 的尺寸140adzm??*2()1402(.408)16.4ayhx?????????行星輪 的尺寸c2710cdzm??*()270(1.408)1296.4acacyhx?????????齒輪寬度 0.53dcb?m- 28 -3. 齒輪傳動主要尺寸的確定bc?未變位的中心距 702152bczam????m中心距變動系數(shù) ' 8y?按 及 ，查圖 12-2 得41Z??0.28?0.15y??變位系數(shù)和 .28.26yx?????內齒輪變位系數(shù) 0.65.40135bc?嚙合角 ' 'arcosaroscs27.8.b???????????????????內齒輪 的尺寸 701bdzm???m*2()702(1.350.1)682.4aabyhx????????m或 minsi)abbbcdr????式中 70os238.92b????min0.17.941cczx???????.2.0.1??8.6則 ??223.91.sin7.8.683.4abd????? m應取 68.4abm4．太陽輪 的材料為 ，滲碳后表面淬火 ，行星輪 的20CrMnTi 58~62HRC?c