电牵引采煤机电气维护与故障诊断分析研究_百度文库
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电牵引采煤机电气维护与故障诊断分析研究
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采煤机摇臂摆动中心距指的是哪里
min 冷却方式 螺旋水道内冷 工作方式 沿煤壁来回;s 外型尺寸 ×280mm 绳筒容量 20000mm 钢丝绳规格 6×37（Φ10、脉动;min 电机功率 15KW 截槽深度 800～900 mm 额定电压 380V/660V 截链线速度 1900mm&#47.33KN 整机重量 750±2kg 牵引功率 5KW 截割功率 10KW 冷却方式 水冷 空载下放速度 4018mm&#47、无极调速 工作方式 沿煤壁来回调整方式 手动.5mm） 牵引力 15、左右作业 牵引方式 刚丝绳内牵引 电机型号 YBK2—160L－4 牵引速度 0～920mm&#47
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采煤机摇臂摆动中心距是指机身上连接两个摇臂的铰接轴的中心距
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出门在外也不愁　　【摘 要】通过对MG200/500-AWD型交流电牵引采煤机在薄、中厚煤层工作面使用过程中常见的故障进行分析，找出故障" />
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电牵引采煤机故障分析与处理方法
&&&&&&本期共收录文章20篇
　　【摘 要】通过对MG200/500-AWD型交流电牵引采煤机在薄、中厚煤层工作面使用过程中常见的故障进行分析，找出故障原因，并结合现场提出有针对性的解决方法。 中国论文网 /6/view-4769095.htm　　【关键词】电牵引采煤机；常见故障；分析；处理 　　随着集团“两化”融合快速发展，原煤产量屡创新高。现东欢坨矿业公司三个综采工作面使用的采煤机均为西安煤矿机械厂的电牵引采煤机。高产量和地质条件不断变化，采煤机在使用过程中经常会发生一些故障，本文以MG200/500-AWD型采煤机为例，详细介绍该型采煤机常见故障、处理方法。 　　一、采煤机摇臂常见机械故障分析和处理方法 　　采煤机摇臂作为采煤机主要组成部分，摇臂减速箱主要由壳体、一轴、第一级减速惰轮组、二轴、三轴、第二级减速惰轮组、中心齿轮组、行星减速器等组成。常见故障分析如下： 　　1、采煤机摇臂漏油 　　1）摇臂行星减速浮动密封漏油 　　摇臂行星减速器浮动密封漏油几种原因：（1）行星减速器长时间工作，圆锥滚子轴承（轴承型号：32056）的滚珠严重磨损，造成行星架轴向窜动，浮动密封间隙增大，超出了浮动密封“O”型密封圈的弹性范围，进而造成摇臂漏油。（2）由于长时间煤尘的积累导致浮动密封“O”型密封圈长期使用而失去弹性。 　　处理方法：（1）更换圆锥滚子轴承，（2）需要清理煤尘并更换浮动密封“O”型密封圈 　　2）采煤机摇臂一轴漏油 　　采煤机在工作过程中，截割电机输出轴外花键与摇臂减速箱一轴轴齿轮内花键联接，按电机转速n=1470r/min，采煤机摇臂一轴为高速运转轴。当工作面煤壁地质条件突变遇到岩石或底板布局发生凹凸变化时，摇臂滚筒负载变大极易造成摇臂一轴过热或损坏直接致使老塘侧油封（油封型号：100*125*12）损坏，造成摇臂一轴漏油。也可能由于装卸过程中工艺不正确，造成油封在使用过程中快速磨损造成摇臂一轴漏油。 　　处理方法：拆解摇臂一轴煤壁侧端盖，根据组成结构由于受到第一级惰轮影响，必须同时拆解摇臂二轴和惰轮，便于取去一轴更换轴承和油封。 　　2、采煤机摇臂轴承损坏 　　采煤机摇臂减速箱齿轮轴承中一轴最容易发生损坏。造成摇臂一轴损坏的原因如下：（1）摇臂一轴属于高速旋转轴，在润滑不好、油质中含有金属屑超过规定比例，造成轴承加速磨损。（2）摇臂箱体内油量过少或加油过多均会造成箱体温升快、温度高，摇臂冷却水压力不足非常容易使轴承损坏。 　　处理方法：（1）每班注意观察摇臂箱体内油质颜色，取少许油放在手上仔细查看是否金属屑过多，同时要保证每次注油的油质质量；（2）每班注意查看摇臂箱体内油量，观测油温并保证冷却水足够压力。 　　二、液压调高系统常见故障分析和处理方法 　　采煤机液压调高系统故障，按照顺序分步判断基本方法：第一步检查油箱油量是否符合要求；第二步查看吸油管路密封状况，是否存在泄漏，吸油过滤器滤网是否需清洗，是否存在棉丝等杂物堵塞现象；第三步查看油泵排油压力、低压溢流阀、高压安全阀；第四步检查调高油缸是否有漏油或是油缸前后腔串液导致油直接回油池。 　　1、调高系统升起后自动下降 　　按基本方法，分析原因如下：（1）调高油缸前后腔串液；（2）系统管路有损坏或接头处有松动现象；（3）液压锁锁不紧或阀芯卡住。 　　处理方法：（1）更换完好的调高油缸；（2）及时对损坏的管理进行更换、对松动出处进行处理；（3）修复或更换 　　2、调高系统不能升降 　　按基本方法，分析原因如下：（1）油箱油位过低或过滤器发生堵塞；（2）调高齿轮泵损坏；（3）安全阀整定值过低或安全阀或发生损坏。 　　处理方法：（1）按照要求添加合格的液压油或清洗过滤器；（2）更换齿轮泵；（3）按照标准重新进行调整或更换。 　　3、调高系统有升无降 　　按基本方法，分析原因如下：（1）调高系统溢流阀发生卡住；（2）液压锁卡住，打不开；（3）油管密封或油管损坏。 　　处理方法：（1）及时更换溢流阀；（2）更换液压锁；（2）更换损坏的密封或油管。 　　三、采煤机行走部常见故障及处理方法 　　1、导向滑靴和行走轮损坏 　　采煤机行走部是采煤机重要组成部分，在日常使用过程中受到现场地质条件变化及推溜、移架操作等因素，采煤机运行过程中会发生导向滑靴和行走轮的损坏，分析原因如下：（1）在采煤机工作时，由于滑动滑靴严重磨损会使采煤机向煤壁侧倾斜，重心的偏斜导向滑靴抬起，不仅会磨损勾起刮板运输机齿条的部分还会影响行走轮的啮合，行走轮的轴承也极易发生损坏。（2）当导向滑靴严重磨损时，行走轮在和齿条啮合发生变化，行走轮啮合在齿条的间隙挡处，极易发生行走轮打牙掉齿。（3）在刮板运输机齿条弯度大，采煤机导向滑靴在运行中经过两个齿条连接处时极易卡住，这时再牵引会引发导向滑靴瞬间高强度受损，频发错误操作使滑动滑靴发生断裂。 　　处理方法：首先在需要拆解的滑动滑靴、行走轮外侧的刮板运输机的齿条销轴拆掉并拆除两块刮板运输机齿条。然后使用专用工具将行走轮轴拆卸下来，此时需要将需要更换件侧的摇臂行星头处垫住，再使摇臂下降，使采煤机机身抬起，即可更换损坏的零部件。换好之后将摇臂升起，使行走轮的孔、导向滑靴的孔中心对正，安装行走轮轴。 　　四、采煤机其它常见故障及处理方法 　　1、采煤机液压制动闸故障 　　采煤机液压制动闸故障主要表现为采煤机行走阻力大，加速慢。分析原因如下：（1）液压制动闸密封处出现严重漏油；（2）一段时间内制动闸液压压力不足，致使液压闸不能完全松开，这样在行走时摩擦片之间相互摩擦。 　　处理方法：（1）更换液压制动闸密封或更换液压制动闸；（2）查看低压油管是否有漏油、损坏。 　　五、结束语 　　采煤机故障发生存在周期性和规律性，科学掌握采煤机故障部位、特点。在日常安全生产中许多故障时可以避免、减少甚至可以提前预测。在工作中加强采煤机日检、周检，强化操作、维修人员责任意识，逐渐减少影响生产的事故发生。 　　参考文献 　　[1]李军利.采掘机械液压传动[M].山西人民出版社，2010 　　[2]刘华亮.采煤机的故障处理与预防措施[J].科技资讯，2011（36）
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综采采煤机故障分析
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官方公共微信采煤机摇臂设计 摘 要MG160/390-WD 型采煤机是中等功率低采高的电牵引采煤机， 用于煤层厚 度 1.5～2.92m 的中厚煤层开采,采高 1.3～3.0 m，煤层倾角小于 35°,可采 较硬煤质。 本论文完成了采煤机摇臂的设计，包括摇臂减速器的布局设计及三维建 模。文中主要介绍了目前国内外采煤机的研究现状及未来发展趋势，同时介 绍了采煤机的类型、
工作原理和主要组成， 还介绍了采煤机摇臂的具体结构。在设计过程中，重点完成了对减速器传动方案的确定和相关组件的计算 和设计。 首先， 完成了对摇臂减速器的传动比分配， 转速及传递功率的计算， 其次，完成了采煤机摇臂壳体内一轴、二轴、三轴、四轴、五轴和各轴传动 齿轮的设计及校核， 简单介绍了行星轮系的装配关系确定和强度校核。 再次， 完成了轴承和联接花键的选择及校核。 最后， 对采煤机摇臂进行了三维建模。关键词：采煤机；摇臂；齿轮ABSTRACT?The?MG160/390?WD?shearer?is?a?medium?low?power?electric?haulage?shearers? mining?medium?thick?seam,?for?coal?seam?thickness?of?1.5~2.92m,?mining?height? 1.3~3.0m,coal?bed?pitch?less?than?35°,?it?can?be?used?for?hard?coal?mining.? Double?drum?coal?shearer。A mining?full?seam?mining?machine,?one?at?each? end? of? the? drum.? Front? roller? in? cutting? top? coal,? after? cutting? drum? in? under? ground? coal.? Two? roller? are? generally? dorsal? rotation,? the? driver? left? drum? left? spiral,?the?driver?right?right?helical?drum.?Can?also?rotate?in?the?opposite?direction,? the?driver?on?the?left?with?the?right?spiral?drum,?the?drum?with?a?left?screw?driver.? Generally? use? the? two?way? mining,? advanced? shift? after?the? head? of? the? oblique? cutting?knife??also?can?be?used?to?feed?at?the?same?time?shift?head?tangent?feeding? mode. This? paper? completed?the? design? of? shearer? rocker? arm,? including? the? layout? and?three?dimensional?modeling?of?speed?reducer,?it?described?the?current? ? status? of?domestic?and?international?coal?mining?research?and?future?development?trends,? the?type?of?shearer,?working?principles?and?main?components，it?also?introduced? the?specific?structure?of?shearer?rocker.? In? the? design? process,? completed?the? calculation? and? design? of? the? reducer? drive? scheme? and? related? components.? First,? completed? the? rocker? reducer? transmission? ratio? ,? speed? and? transfer? power? distribution? calculation.? Secondly,? the?completion?of?the?design?and?check?of?five?shafts?and?the?shaft?driving?gears? inside? the? rocker? arm? shell,simply? introduced? the? assembly? relationships? and? intensity? checking? of? the? planetary? gear? train.? Thirdly,? the? completion? of? theselection? and? check? the? spline? for? connection.? Finally,? the? three?dimensional? modeling.?Keyword:? shearer??rocker?arm??gear目录1 绪论 ......................................................... 5 1.1 设计思路的提出 ......................................... 5 1.2 采煤机概述 ............................................. 6 1.2.1 采煤机分类及组成 .................................. 6 1.2.2 滚筒采煤机工作原理................................ 7 1.3 采煤机械化的发展与趋势 ................................. 8 2 摇臂整体方案确定............................................. 5 1.4 本章小结 ............................................... 9 2.1 MG160/390-WD 型采煤机简介............................... 9 2.1.1 主要技术参数 ..................................... 10 2.1.2 MG160/390-WD 型电牵引采煤机截割部组成............ 11 2.1.3 截割部电动机的选择............................... 12 2.2 摇臂具体结构设计方案的确定 ............................ 12 2.3 传动方案的确定 ........................................ 13 2.3.1 传动方式确定 ..................................... 13 2.3.2 传动比的确定 ..................................... 15 2.4 传动比的分配 .......................................... 15 2.5 传动效率选择 .......................................... 16 2.6 本章小结 .............................................. 16 3 传动系统设计................................................ 18 3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 ........................ 18 3.2 齿轮设计及强度效核 .................................... 19 3.2.1 齿轮 2（惰轮）和齿轮 3 的设计及强度效核 ........... 20 3.2.1 齿轮 4 和齿轮 5 的设计及强度效核 ................... 20 3.2.3 齿轮 6 和齿轮 7（惰轮）设计及强度校核 ............. 24 3.2.4 验算齿轮 3 和齿轮 6 是否干涉 ....................... 26 3.2.5 行星齿轮设计及强度校核........................... 26 3.3 轴的设计及强度效核 .................................... 36 3.3.1 Ⅳ轴的设计及强度效核............................. 36 3.3.2 Ⅲ轴的设计及强度效核............................. 41 3.3.3 惰轮Ⅰ轴的设计及强度效核......................... 46 3.3.4 惰轮Ⅱ轴的设计及强度效核......................... 48 3.4 轴承的寿命校核 ........................................ 50 3.4.1 Ⅲ轴轴承的寿命校 ................................. 50 3.4.2 Ⅱ轴轴承的寿命校核............................... 51 3.4.3 Ⅰ轴轴承的寿命校核............................... 513.4.4 Ⅱ轴轴承的寿命校核............................... 52 3.5 花键的选择与强度校核 .................................. 53 3.5.1 Ⅲ轴花键的强度校核............................... 53 3.5.2 Ⅱ轴花键的强度校核............................... 54 3.6 摇臂的润滑与维护 ...................................... 54 3.7 本章小结 .............................................. 55 4 摇臂的三维建模.............................................. 56 4.1 基于 PRO/E 的参数原理 .................................. 56 4.2 基于 PRO/E 的模拟仿真 .................................. 56 4.3 减速器参数化设计及仿真的总体方案及技术路线 ............ 57 4.4 摇臂三维实体建模 ...................................... 59 4.5 本章小结 .............................................. 61 5 致 谢 ...................................................... 56 6 外文翻译 ................................................... 631 绪论1.1 设计思路的提出在目前国内采煤机市场，中厚煤层重型采煤机在研发、设计、制造和使 用方面中占据着主导地位，中厚煤层采煤机技术日益成熟，有着广阔的提升 空间。目前国内生产这类型采煤机的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿 机械厂、佳木斯煤矿机械厂等，其中以鸡西煤矿机械厂设计生产的 MG160/390-WD 型电牵引采煤机也是典型代表，该机在国内有着广泛的应用， 得到众多煤矿的好评。本设计是在其成功的设计思想和理念基础上，着重对 其摇臂进行设计与三维建模。1.2 采煤机概述1.2.1 采煤机分类及组成采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和 链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置 可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵 引； 按工作机构位置可分为额面式与侧面式； 还可以按层厚和倾角来分类。 现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可 靠性高，效率高，所以现在使用很广泛。双滚筒采煤机综合了国内外薄煤 层采煤机的成功经验，是针对我国具体国情而设计的新型大功率薄煤层采 煤机。采煤机主要技术参数 1、适用煤层 采高 煤质硬度 0.85-1.6m 倾角 ≤30°f≤3 2、生产能力 最大理论生产能力528t/h 经济生产能力249t/h 3、截割部 滚筒转速：75.62rpm 滚筒直径：Φ850、Φ1000、Φ 1200 调高方式：液压调高 4、牵引部 牵引方式：液压无级调速、摆线齿 轮、 销排无链牵引 最大牵引力：20t 牵引速度：0-5.5m/min 5、 电动机 牵 引电机。 滚筒采煤机的组成如图 1.1 所示。 现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置，结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递， 结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便；采煤机的牵引部分也 采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故工作更安全。图 1.1 双滚筒采煤机1.2.2 滚筒采煤机工作原理双滚筒采煤机工作时， 前滚筒割顶煤， 后滚筒割底部煤并清理浮煤。 （双 滚筒采煤机的工作原理如图 1.2 所示） 因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次， 可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种 采法称为双向采煤法。图 1.2 双滚筒采煤机工作原理为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与 滚筒旋转方向相适应：对顺时针旋转（人站在采空侧看）的滚筒，螺旋叶片 方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象的 归结为“左转左旋；右转右旋” ，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。 双滚筒采煤机有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚 筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种： 1．端部斜切法 利用采煤机在工作面两端约 25～30m 的范围内斜切进刀称端部斜切进刀 法； 2．中部斜切法（半工作面法） 利用采煤机在工作面中部斜切进刀称为中部斜切法。1.3 采煤机械化的发展与趋势机械化采煤开始于上世纪 40 年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机） 的出现而开始的。40 年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生 产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链 式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受 到一定的限制。 50 年代初期，英国、联邦德国相继生产了滚筒采煤机、可弯曲刮板输送 机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚 筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种 固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。因此， 年代各国的采煤机械化的主流 50 还只是处于普通水平。虽然在 1954 年英国已经研制出了液压自移式支架， 但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验 阶段。 60 年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机―单摇臂滚筒采煤机 的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别是 1964 年第三代采煤机――双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问 题； 再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善， 滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性 ―高效、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采技术。 进入 70 年代， 综采机械化得到了进一步发展和提高，综采设备开始向大 功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为 750～1000KW，生产率达 1500T/H 的刮板输送机，以及工作阻力达 1500KN 的 强力液压支架等。1970 年采煤机无链牵引系统的研制成功以及 1976 年出现 的第四代采煤机―电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的 使用范围。 目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。衡量一个国家采煤 机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。 采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高效、高 产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并逐步过渡到无人工作面采煤； 提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜 等难采煤层的机械设备。1.4 本章小结本章为论文的绪论部分，主要是对设计题目的分析,重点介绍了采煤机的 分类、组成、工作原理、进刀方式、发展及趋势。2 摇臂整体方案确定2.1 MG160/390-WD 型采煤机简介MG160/390-WD 无 链 电 牵 引 采 煤 机 ， 装 机 总功 率 390KW ， 截 割 功 率 2 ? 160KW，牵引功率 2 ? 30KW。MG160/3900-WD 无链电牵引采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间 箱，采用高强度液压螺栓联接。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通 过牵引机构为采煤机牵引力，中间控制箱装有调高油缸，电控、变压器、水 阀，每个主要部件可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。 其主要用途及适用范围：MG160/390－WD 无链电牵引采煤机一般适用于 中厚煤层的开采，倾角小于 35 度，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的 长壁式工作面。2.1.1 主要技术参数该机的主要技术参数如下表 2.1：表 2-1 采煤机主要技术参数 采高? 截深? 适应倾角? 适应煤质硬度? 滚筒转速? r/min? m? m? 1.3?3.0? 0.6? ≤35°? f≤4? 46，52滚筒直径? 摇臂形式 摇臂长度? 摇臂回转中心距? 摇臂摆角 牵引速度? 牵引型式 机面高度? 最小卧底量? 灭尘方式 装机功率? 电压?mm? 整体弯摇臂 mm? mm? ° m/min?00?? 42，?19.7? 0?7? 交流变频调速无链牵引mm? mm?? 内外喷雾KW? v?391? 1140?2.1.2MG160/390-WD 型电牵引采煤机截割部组成截割部主要完成截煤和装煤作业，主要组成部分有：截割电动机、摇臂 减速箱、内外喷雾系统和截割滚筒等。截割部为整体弯摇臂结构，即截割电 机、减速器均设在截割机构减速箱上，与牵引部铰接和调高油缸铰接，油缸 的另一端铰接在牵引部上，当油缸伸缩时，实现摇臂升降。支承组件固定在 左、右牵引部上，与行走箱上的导向滑靴一起承担整机重量。 摇臂减速箱主要由壳体、输入轴部件、惰轮、行星齿轮减速器、滚筒联 接装置及内外喷雾等装置组成。摇臂的作用是将截割电动机的动力传递到滚 筒使之旋转采煤，同时通过调高油缸的行程控制滚筒的升降。2.1.3 截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为 2×160KW，即每个截割部功率为 160KW。 根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆 炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;而且电机工作要可靠，启动转矩 大， 过载能力强， 效率高。 据三相鼠笼异步防爆电动机 YBCS4-160 （B） , 主要参数如下：表 2-2 YBCS4-160(B)主要技术参数 额定功率：400KW； 额定转速：1470P/m? 额定频率：50HZ?? 额定电压：1140V? 接线方式：Y? 冷却方式：外壳水冷其该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 带有渐开线花键，通过该花键 电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。2.2 摇臂具体结构设计方案的确定系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左 右摇臂设计成对称结构，摇臂减速箱完全互换，只是摇臂壳体分左右。为加 长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有若干惰轮，致使截割部齿数较多。同 时由于行星齿轮为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，故末级 采用行星齿轮传动可简化前几级传动。 （1） 壳体：采取直臂形式，用 ZG25Mn 材料铸造，并在壳体内腔表面设置 有八组冷却水管。 （2）Ⅰ轴 ：轴齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成，通过以花 键联接的扭矩轴与截割电机联接。 （3）Ⅱ：为惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。 （4）Ⅲ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（5）Ⅳ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。 （6）Ⅴ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。 （7）Ⅵ轴：惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。太阳 轮通过花键联接将动力传递给行星减速器。 （8）行星减速器：太阳轮，行星轮，内齿圈，行星架和轮轴，轴承，套筒 组成。该行星减速器有三个行星轮系，太阳轮浮动，行星架靠两个套筒轴向 定位，径向有一定的配合间隙。 （9）中心水路：水管和接头组成。 （10）离合器：离合手把，压盖，转盘，推杆轴，扭矩轴等组成。2.3 传动方案的确定2.3.1 传动方式确定其传动系统如图 2.1，建模如图 2.2：图 2-1传动系统图表 2.3 传动系统图明细表 序号 1? 2? 3? 4? 5? 6? 7? 名称 电动机? Ⅰ轴? 齿轮?1? 序号 8? 9? 10? 11? 12? 13? 14? 名称 齿轮?4? 齿轮?5? 序号 15? 16? 17? 18? 19? 20? 名称? 太阳轮? 转臂? 内齿圈? 齿轮?8? Ⅵ轴 惰轮? 箱体?Ⅳ轴?齿轮?6?Ⅱ轴惰轮?齿轮?2? Ⅲ轴? 齿轮?3?Ⅴ轴 惰轮?齿轮?7? 行星轮图 2-2 摇臂三维建模2.3.2 传动比的确定总传动比i? 总?I? = 总? n 1470? = = 31? 6? .9? n? 46? 滚n? ―电动机转速 r/minn? ―滚筒转速 r/min 滚?2.4 传动比的分配多级传动系统传动比的确定有如下原则： (1) 各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大 值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。 (2) 各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生 干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。 (3) 使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。 (4) 使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较 方便。 采煤机一般需要 3～4 级减速， 对于中厚煤层采煤机采用 2K-H(NGW)负号 行星齿轮传动时，行星齿轮安在最后一级比较合理。采煤机每级传动比一般 为 i???3～4（行星齿轮传动可达 5～6） ，传动比应从高速级向低速级递减。在 初步设计时可按 (i?j? -?i?j?-1 )?/?i?j? =20%～30%。本次设计采用 NWG 型行星减速装置， 其原理如图 2.3 所示：a-太阳轮 x-行星架图 2-3b-内齿圈g-行星轮NWG 型行星减速装置这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造 方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。查阅文献[4],采煤机截割部b? 行星减速机构的传动比一般为 2.8～9。这里定行星减速机构传动比?i? =?5 ， ag?则其他三级减速机构总传动比： I = I?总?÷ i?b? =?31.96÷5=6.39。 ag?i? ??3 ~? 4? ?? 由于采煤机机身高度受到严格限制， 每级传动比一般为? j? 根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，据文献[8]错误！未 找到引用源。? j? = (1?3?~?1?5? i?，? j? 、? j?+?1 分别为高速级和低速级的传动比。初定 i .? .? )? i? i? 各级传动比为：? i? =?2?42?，?i? =?1?84?，?i? =?1?43?;以此计算三级减速传动比的 .? .? .? 1 2 3 总误差δ=（31.69-2.41 ? 1.85 ? 1.42 ? 5)/31.69=2.71%，在误差允许范围 5 内，合适。2.5 传动效率选择圆柱齿轮传动选择 8 级传动，传动效率 h 2 =?0.97；扭矩轴h1 =?0.99；滚 动轴承h3 =?0.98（一对） ，行星齿轮传动h 4 =?0.98。2.6 本章小结本章是论文的整体方案确定部分，主要包括采煤机截割电机的选择、摇臂的具体结构设计、传动方案选择、传动比分配、传动效率确定、及润滑 方式的选择，进而在此基础上进行传动系统的设计和校核.3 传动系统设计3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ轴。 Ⅰ轴? Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴? Ⅵ轴? n? =?1470?r?/?min 1 n? =? n? =?1470?r?/?min 2? 1 n 3? =? n? / i? =?=607.44?r?/?min? 2? 1? n? =?n? / i? = 609.96/1.84=330.13?r?/?min? 4? 3? 2? n5? = n? /?i? = 329?71? 1?43?= 230?86? /?min? .? /? .? .? r? 4? 3? n6? n? = 230?86? /?min? ＝ 5? .? r?各轴功率计算： Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 Ⅵ轴 P? =?P?×h1? = 160×0.99=158.4 kW? ? 1P?＝P? ×? 2? ×η3? = 158.4×0.97×0.98=150.58 kW? 2? 1? ηP? 2? ×? 2? ×η3? = 150.58×0.97×0.98=143.14 kW? ＝P? η 3? P?＝P? ×? 2? ×η3? = 143.14×0.97×0.98=136.07 kW? 4? 3? η P?＝P? ×? 2? ×η3? = 136.07×0.97×0.98=129.35 kW? 5? 4? η P? 5? ×? 2? ×η3? = 129.35×0.97×0.98=122.96 kW? ＝P? η 6?各轴扭矩计算: Ⅰ轴?P? 158 .? 4? T? =?9550? 1? = 9550?×? =?1029?06?N × m? .? 1 n? 1470? 1?Ⅱ轴?P? 150?58? .? T? =?9550? 2? = 9550?× =? 978.26?N × m? 2 n? 1470? 2?P? 143?14? .? T? =?9550? 3? = 9550?×? = 2250.41?N × m? 3 n? 609?96? .? 3? P? 136?07? .? T? =?9550? 4? = 9550?×? =3936.23?N × m? 4 n? 330?13? .? 4?Ⅲ轴?Ⅳ轴?Ⅴ轴?P? 129?35? .? T? =?9550? 5? = 9550?×? =5350.83?N × m? 5 n? 230? 86? .? 5? P? 122? 6? .9? T? =?9550? 6? = 9550?×? =5086.49?N × m? 6 n? 230?36? .? 6?Ⅵ轴?将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用表 3-1 传动系统的运动和动力参数表 轴号 Ⅰ轴? Ⅱ轴? Ⅲ轴? Ⅳ轴? Ⅴ轴? Ⅵ轴? 功率/kW? 158.4? 150.58? 143.14? 136.07? 129.35? 122.96? 转速?n/(r?min? )? ? 607.44? 330.13? 230.86? 230.86?-? 1转矩?T/(N?m)? 8.26? 36.23? 86.49?3.2 齿轮设计及强度效核这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系 统的设计经验,思路如下：初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的 功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定。截割 部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下：3.2.1 齿轮 2（惰轮 1）和齿轮 3 的设计及强度效核（1）选择齿轮材料及热处理 查文献 5 表 16.2-59、60、61，大齿轮选用 20GrMnTi 渗碳淬火，齿面硬 度 59HRC；大齿轮用 20Gr 渗碳淬火，齿面硬度 59HRC。由图 16.2-17 及图 16.2-26，按 MQ 级质量要求取值?s H lim?1? = s H?lim?2?=1450?N?/ mm?2? （2)按齿面弯曲强度设计计算 齿宽系数取?j a ＝0.4 载荷系数取 K=1.6 小轮转矩?T? =978.26?N × m? 2? 许用接触应力?s HP? = s H?lim? /?S H?min? ，按表 16.2-33，取 S?H?min? =?1.2[s?H 2 ] =?[s H?3?]?= 1450?= ? MP? a?1? .2?查图 6-8? s F?lim 2? = s F?lim?3? = 370? a? ， S?F? =?1.5 MP?[s?F?2 ] =?[s F?3?] = s F?lim?2? = 370?=246.67?MP? a?S? F? 1? .5?取齿数?Z?2? =30? Z? =30 ? 1.42=72.3 3? 取?Z? =73，实际传动比（即齿数比）?u? = 3? 1?73? =?2.43 30?查图 6-7 得齿形系数 Y? 2? =?2.59， Y? 3? =?2.27 F? F?YF?2? =?0.0105， YF?3? =?0.0092，取较大者，即前者[s F?2?][s F?3?]4?KT? 2? 模数 m ?3?Y? 2? F[s F?2?] ，代入数据得 m ? 3.6,取 m=4 ja?(u?+ 1?z?2? )? 2?a?=?中心距? a( m? Z?2 + Z? ) 4?30?+ 73? ( )?= 206? 3? = 2? 2?齿宽?b?b= ja × a?= 0.4 ? 206=82.4b? =?83 3?小齿轮一般比大齿轮齿宽多 5-10mm，取?b? =?90?， 2 （3)验算齿面接触强度?s H = 335?（u?+ 1? KT? )? 2? ，代入数据得 s H =?910.05?MP?& [s H ]? a? 2? ub?a? 3?（4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径? d? 齿顶高? h? a? 齿根高? h f? 齿顶圆直径?d?a?*? h?f? =? h? + c? m?= (1?+ 0? 25?)? 4?=6 .? ? a?d? =m?Z?2? =4 ? 30=120，? d 3? = mZ?3? =4 ? 73=292 2?(*)d?a?2 =? d?2? + 2? a? = 120?+ 2?? 4?=128? h? d?a?3 =? d?3? + 2?h? = 292?+ 2?? 4?=300 a?齿根圆直径?d?f?d?f? 3 =? d?3? - 2? f? = 292?- 2?? 5?=282? h? d?f? 2 =? d?2? - 2? f? = 120?- 2?? 5?=110 h?齿宽 b? 中心距 a?b? =?90?, b? =?83 2 3?a =2063.2.2 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核（1）选择齿轮材料 小齿轮 4 选用 20GrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度 59HRC；大齿轮 5 用 20Gr 渗 碳淬火，齿面硬度 59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算 齿宽系数取?j a ＝0.4 载荷系数取 K=1.6 小轮转矩 T? =2250.41?N × m? 许用接触应力?s HP? = s H?lim? /?S H?min? 按表 16.2-33，取 S?H?min? =?1.2[s?H 2 ] =?[s H?3?]?= 1450?= ? N?/ mm?2?1? .2?查图 6-8? s F?lim 2? = s F?lim?3? = 370? a? ， S?F? =?1.5 MP?[s?F?2 ] =?[s F?3?] = s F?lim?2? = 370?=246.67?MP? a?S? F? 1? .5?取齿数?Z?4? =40? Z?4? =30 ? 1.85=74 取?Z? =74 5?实际传动比（即齿数比）?u? =1.85 2? 查图 6-7 得齿形系数 Y? 4? =?2.45， Y? 5? =?2.26 F? F?YF?4? =?0.0093， YF?5? =?0.0092[s F?4?][s F?5?]取较大者，即前者4?KT? 模数 m ?3?Y? 4? F[s F?4?] ja?(u?+ 1?z?2? )? 2?代入数据得 m ? 4.2,取 m=5 中心距? aa?=?( m? Z?4 + Z? ) 5? 40?+ 74? ( )?= 285? 5? = 2? 2?齿宽?b?b= ja × a?= 0.4 ? 285=114小齿轮一般比大齿轮齿宽多 5-10mm取?b? =?120? b? =?114? 4 5（3)验算齿面接触强度?s H = 335?（u?+ 1? KT? )?2? ub? a? 4?,代入数据得 s H =?737.43?MP?& [s H ]? a?（4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径? d? d? =m?Z?4? =5 ? 40=200? 4? d 5? = mZ?5? =5 ? 74=370 齿顶高? h? a? 齿根高? h f? 齿顶圆直径?d?a?*? h?f? =? h? + c? m?= (1?+ 0? 25?)? 5?=6.25 .? ? a?(*)d? 4 =?d? + 2? a? = 200? 2? 5?=210? h? + ? a? 4? d? 5 =?d? + 2? a? = 370?+ 2?? 5?=380 h? a? 5?齿根圆直径?d?f?d?f? 4 =? d?4? - 2? f? = 200?- 2?? 6? 5?=187.5? h? .2? d?f? 5 =?d?5? - 2? f? = 370?- 2?? 6? 5?=357.5 h? .2?齿宽 b?b? =?120?,? b5 =?114? 4中心距 a?a =2853.2.3 齿轮 6 和齿轮 7（惰轮）设计及强度校核（1）选择齿轮材料 小齿轮 6 选用 20GrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度 59HRC；大齿轮 7 用 20Gr 渗碳淬火，齿面硬度 59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算 齿宽系数取?j a ＝0.4 载荷系数取 K=1.6 小轮转矩 T? =3936.23?N × m? 许用接触应力?s HP? = s H?lim? /?S H?min? 按表 16.2-33，取 S?H?min? =?1.2[s?H 2 ] =?[s H?3?]?= 1450?= ? N?/ mm?2?1? .2?查图 6-8? s F?lim 2? = s F?lim?3? = 370? a? ， S?F? =?1.5 MP?[s?F?2 ] =?[s F?3?] = s F?lim?2? = 370?=246.67?MP? a?S? F? 1? .5?取齿数?Z?6? =37? Z?4? =37 ? 1.42=52.54 取?Z? =53 5?实际传动比（即齿数比）?u? =1.43 3? 查图 6-7 得齿形系数 Y? 6? =?2.54，?Y? 7 =?2? 6?2.26 .3? F? F?YF?6? =?0.0103， YF?7? =?0.0096[s F?6?][s F?7?]取较大者，即前者模数 m ?3?[s F?6?] ,代入数据得 m ? 5.8,取 m=6 ja?(u? + 1?z?2? )? 6? 3?a?=?4?KT?Y? 6? F中心距? a( )?= 240? ( m? Z?6 + Z?7?) 5?37?+ 53? = 2? 2?b? =?96? 7齿宽?b?b= ja × a?= 0.4 ? 240=96, 取?b? =?100? 6（3）验算齿面接触强度?s H = 335?（u?+ 1? KT? )?2? ub? a? 7?,代入数据得 s H =?1133.23?MP?& [s H ]? a?（4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径? d? 齿顶高? h? a? 齿根高? h f? 齿顶圆直径?d?a?*? h?f? =? h? + c? m?= (1?+ 0? 25?)? 6?=7.5 .? ? a?d? =m?Z?6? =6 ? 37=222,? d 7? = mZ?7? =6 ? 53=318 6?(*)d? 6 =?d? + 2? a? = 222? 2? 6?=234,? h? + ? a? 6? d? 7 =?d? + 2? a? = 318?+ 2?? 6?=330 h? a? 7?齿根圆直径?d?f?d?f? 6 =? d?6? - 2? f? = 222?- 2?? 15?=192? h? d?f? 7 =? d?7? - 2? f? = 318?- 2?? 15?=288 h?齿宽 b? 中心距 a?b? =?100?,? b? =?96? 6 7a =2403.2.4验算齿轮 3 和齿轮 6 是否干涉Ⅲ轴和Ⅳ轴中心距 a =285Z? m?+?Z?6?m? 73?? 4?+ 37?? 6? 3? = = ? 2?故齿轮 3 和齿轮 6 是不干涉3.2.5行星齿轮设计及强度校核（1）行星传动类型为 2K-H（A） 。 （2）齿轮材料及热处理 太阳轮和行星轮的材料为 20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，加工精度等级 6 级，表面硬度为：太阳轮 60HRC，行星轮 56～62 HRC。据文献 9 图 6-12 和图 6-27，取 s H lim? =?=1450?N?/ mm?2? 和?s F lim? =370?N?/ mm?2?。内齿圈选用 20Cr 调质， 加工精度等级 7 级， 硬度。s H lim? =?=1450?N?/ mm?2? 和?s F lim? =370?N?/ mm?2? （3）确定主要参数 1）行星机构总传动比?i?p? =4.97。 2）行星轮数目：根据文献 9 表 3-2，取?n?p? =3。 3)载荷不均衡系数?k?p? ： 采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取=1.15 4)配齿计算 根据文献 9 表 3-2 及传动比?i?p? ，选择太阳轮齿数?Z? =17 行星轮齿数?Z? a? c? =25 ， 内 齿 圈 齿 数? Z? =67, 实 际 传 动 比 i=4.94 。 其 传 动 误? b?Di?= i p? - i? i p? = 0.6 100 ? 4 100?，传动合适。（4）初步计算齿轮的主要参数 文献 9 按弯曲强度公式 6-50 计算齿轮模数 m:? T? K?A?K?F?S K?FP?Y? 1? 1? Fa? fd?Z?2?s F?lim? 1?m = K?m?3? 式中相关系数如下：?TK? ? 5? .? .1? T1?―名义转矩，?T? =? c? = = 19? 49.82N?/?m? 1 n?p? 3?K?m? ―算式系数，对于直齿轮为?K?m? =12.1。 K?F?S? ―综合系数，由表 6-5 查得 K?F?S? =1.8? K?A? ―使用系数由表 6-7 查得?K?A? =1.5?K?F?p? ―行星齿轮间载荷分布不均匀系数，?K?F?p? =1.15?Y? ―小齿轮齿形系数，由图 6-22 得?Y? =2.58? Fa1? Fa1?s F lim? ―试验齿轮弯曲疲劳极限，?s?F?lim? = 340?N?/?mm2? fd ―齿宽系数，?fd =0.7?z? ―小齿轮齿数，?z? =17 1? 1? 将上列数据带入公式得：? T? K?A?K?F?S?K?FP?Y? 1? 19? 82.65?? 1? ?1? ? 1?15?? 2?58? .5? .8? .? .? 1 Fa? = 12? ? 3? .1? = 7?36? .? 2? 2? fd?Z? s F?lim? 0?7??17? ? 340? .? 1?m = K?m?3?故取齿轮模数为 8。 5．啮合参数计算 两个啮合齿轮副 a-c 和 b-c 中，其标准中心距分别为：aac = acb =1 1? m ( Z a + Z c? ) = ? 8 (17 + 25 )?= 168? 2 2? 1 1? m ( Z b - Z c? ) = ? 8 ( 67 - 25 )?= 168? 2 2?由此可见,? aac = acb?,?满足非变位同心条件。 6.几何尺寸计算表 3-2 星星轮系尺寸表 项目 分度圆直径 d? 齿顶高? h? a? 齿根高? h f? 计算公式 太阳轮?a? 136? 8? 行星轮?c? 200? 8? 10?单位/mm 内齿圈?b? 536? 8? 10?d =?mZ h? =? h? m? a? a? h?f? =? h? + c?*? m? a? d a = d +?2? a? h*(*)10?齿顶圆 直径?外啮合?152?216?d?a?内啮合?d a = d -?2? a? h520?外啮合? 齿根圆 直径 df? 内啮合?d f = d -?2? f? h116?180?d f = d +?2? f? h556?齿宽?b?b = fd? ×?d96?96?96?7 条件验算 （1） 邻 接 条 件 r 按 文 献 9 公 式 3-7 验 算 ， 即? 2? ac & Lc? 和式中：? r? ―装配行星轮的齿顶圆的半径，?r? = 108mm?。? ac? ac? d? ―装配行星轮的齿顶圆的直径，?d? = 216mm?。? ac? ac?n?p? ―行星轮个数，?n? =?3 。? p?'? ' a? ―为 a,c 齿轮啮合中心距，?a? = 168? 。? mm? ac? ac? ' 0? 0? L? a? mm? L? -相邻两行星齿轮中心距，? c? = 2? ac? cos?30? = 2??168?? cos?30? = 291? 。? c?p 2 ? 108?& 291? 216 & 2?? 162?? sin? = 280? ，? 3?故满足邻接条件。 （2）同心条件 由上知?aac = acb?,?满足同心条件。 z? + z? a b? = C?（整数）? n?p?（3）安装条件按文献 9 公式 3-20 验算，即?C=17?+ 67? = 28? 3?条件满足。8.?a - c?齿轮副强度验算 （1）齿面接触应力?s H T? u?± 1? t? ? d?b? u? 1?1）据文献 9 公式 6-53，基本接触应力?s H0 = Z? Z? Z? Z?b H? E? e 式中：Z? ―节点区域系数 H? Z? ―弹性系数 E? Z?? ―重合度系数 e查图 6-9 得?Z? = 2?5?。? .? H查表 6-10 得?Z? = 189? N?/?mm 2? 。 .8? E? 查图 6-10 得 Z?? =0.9 eZ? ? ―螺旋角系数，直齿轮?b = 0 ， Z? ? =1? b bFt? ―端面分度圆上的名义切向力，?T? Ft? =? 2? 1 = d?2?? 1949?82?? 1000? .? = 28673?82? .? 136?d? ―小齿轮分度圆直径，?d? =136? 1? 1? b ―小齿轮工作齿宽， b =96?u ―齿数比，?z? 25? 2 = = 1?47? .? z? 17? 1?u?=?s H0 ―接触应力基本值，?sH0? = 2?5? 189? ? 0?9? 1? .? ? .8? .? ? ?2）齿面接触应力2? 1? .? 82? .? + ? = 814? N?/?mm2? .? 82? 136? 96? 1?47? ? .?据文献 9 公式 6-51，齿面接触应力?s H1? = s H0? K A?K?V?K?H?b K?H?a 1?K?Hp1? s H2? = s H0? K A?K?V?K?H?b K?H?a 2?K?Hp2?（6-51）?K?A? ―使用系数 查表 6-7 取?K?A? =1.5?é ù A? 公式 6-58? K?V?=?ê ú v x? ? A?+ 200? ?- B?K?V? ―动载系数式中?A = 50?+ 56(1.0???B)?，?A =?50?+ 56?? (1.0???0.4)?= 83?6? .?0.667? 0.667 B = 0.25(C???5.0)? ，?B?=?0.25?? (6???5.0)? = 0?4? .?C 为传动精度系数，?C = 6?。?v?x? 为小齿轮相对转臂 X 节点的速度v?x? =?0? d?'?(n? - n? ) 136?? cos?20? (232?19?- 46?72? .? .? )? 1 1? x? = = 1? 4?。 .2? 1?代入公式得 K?V? =?1.01K?H?b? ―齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度圆的直径比值小于 1，取 K?H?b? =1 K?H?a? ―齿间载荷分布系数，查表 6-9，取 K?H?a? =1.0?K?H?p? ―计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 ,?K?H?p? =1.1?s H1 ，?s H2 ―齿面接触应力，?s H1? = s H2? = 814.73? 1.5??1.01? 1? 1.0??1.1? = 1051? 6?N?/?mm 2? ? ? .7?（2）许用接触应力?s Hp? 据文献 9 公式 6-54，许用接触应力s Hp? =s H?lim?S? lim? H?Z?NT?Z?L?Z? Z?R?Z? Z?X? V? W? （6-54）?s H lim?―试验齿轮接触疲劳极限，?s H lim?=1450?N/mm?2?S?H?lim? ―接触强度最小安全系数，查表 6-11，?S?H?lim? =1.2?Z?NT? ―计算接触强度的寿命系数， 应力循环次数： 按每天工作 20 小时，一年工作 300 天，使用寿命为 8 年? t?= 20 ? 300?? 8?= 48000? h? 太阳轮: N L1? = (n? - n? )? p?t? = 232? 9?- 46? 2? ? 3? 48000?= 2? ?10? （? .1? .7? ） ? .7? 7? a? x? n? 行星轮:? N L2? =?N?L1? /?un?p? = 2? ? 10? ? 1?47?? 3?= 5? ? 10? .7? 7? .? .5? 7? 按表 6-12，公式（9）?? 2?? 10?6? ? ÷ Z NT? = ? ? N? ÷ è L? ?0.0191?计算得：?6? ? 2?? 10? ? Z?NT1 = ? 7? ÷ ? 2.7?? 10? ÷ è ?0.0191?6? ? 2?? 10? ? = 0? 5? Z?NT1 =?? .9? 7? ÷ ? 5.5?? 10? ÷ è ? ，?0.0191?= 0? 4? .9?Z?L? ―润滑剂系数，查图 6-17 得?Z?L? =1.05?Z? ―速度系数，查图 6-18 得?Z? =0.9? V? V?Z?R? ―粗糙度系数，查图 6-19 得?Z?R? =0.89?Z? ―工作硬化系数，?Z? =1.2 W? W?Z?X? ―接触强度计算的尺寸系数，按表 6-15 公式?Z? =?1.076???0.0109? = 0?99? m? .? Xs?H?1? = s H?2? =1450? ? 0? 5?? 1? 5?? 0? ? 0? 9?? 1? ? 0? 9?= 1074? /?mm 2? .9? .0? .9? .8? .2? .9? N? 1? .2? 1450? ? 0? ? 1? 5?? 0? ? 0? 9?? 1? ? 0? 9?= 1062? /?mm 2? .94? .0? .9? .8? .2? .9? N? 1? .2?（3）强度条件?s H ? s H?p? （ 6-55）?2? 2? s?H1? = s H2? = 1051? 6?N?/?mm? ? s H?p1? = 1074?N?/?mm? .7? 2? 2? s H1? = s H2? = 1051? 6?N?/?mm? ? s H?p 2? = 1062?N?/?mm? .7?故?a - c?齿轮副满足接触强度条件。 9. 齿?b - c?轮副强度验算 在内啮合齿轮副?b - c?中只需校核内齿圈 b 的接触强度。 （1）齿面接触应力?s H T? u?± 1? t? ? d?b? u? 1?1）接触应力基本?s H0 = Z? Z? Z? Z? H? E? e b 式中：? Z? ――节点区域系数 H? Z? ――弹性系数 E?查图 6-9 得?Z? = 2?5?。? .? H查表 6-10 得?Z? = 189? N?/?mm 2? 。 .8? E?Z?? ――重合度系数,查图 6-10 得 Z?? =0.9 e eZ? ? ――螺旋角系数，直齿轮?b = 0 ， Z? ? =1? b bFt? ――端面分度圆上的名义切向力，F? =? t3? 2? 1? 2?? 1949?82?? 10? T? .? = = 19498?2? × mm?。? .? N? d? 200? 1?d? ―小齿轮分度圆直径，?d? =200? 1? 1? b ―小齿轮工作齿宽， b =92?u ―齿数比，?u?=?z? 67? 2 = = 2? 8? .6? z? 25? 1?s H0 ―接触应力基本值，?1?+1? .? .6? 2? ? = 513? N?/?mm2? .? 72? 200? 92? 2? 8? ? .6?s H0? = 2?5? 189? ? 0?9? 1? .? ? .8? .? ? ?2）齿面接触应力?s H2? = s H0? K A?K?V?K?H?b K?H?a 2?K?Hp2?K?A? ―使用系数 查表 6-7 取?K?A? =1.5?（6-52）?K?V? ―动载系数é ù A? 公式 6-58? K?V?=?ê ú v x? ? A?+ 200? ?- B?，式中?A = 50?+ 56(1.0???B)?，?A =?50?+ 56?? (1.0???0.4)?= 83?6? .?0.667? 0.667 B = 0.25(C???5.0)? ，?B?=?0.25?? (7???5.0)? = 0?4? .?C 为传动精度系数，?C = 7?。?v?x? 为小齿轮相对转臂 X 节点的速度v?x? =?0? d?'?(n? - n? ) 136?? cos?20? (232?19?- 46?72? .? .? )? 1 1? x? = = 1? 4?。 .2? 1?代入公式得 K?V? =?1.01K?H?b? ―齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度圆的直径比值小于 1，取 K?H?b? =1 K?H?a? ―齿间载荷分布系数，查表 6-9，取 K?H?a? =1.1?K?H?p? ―计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数? K?H?p? =1.1?s H2 ―齿面接触应力，?s H2? = 513?72?? 1.5?? 1.01? 1? 1.1? 1.1? = 695?63? /?mm 2? .? ? ? ? .? N?（2）许用接触应力?s?Hp?s Hp? =s H?lim?S? lim? H?Z?NT?Z?L?Z? Z?R?Z? Z?X? V? W?(6-54)?s H lim?―试验齿轮接触疲劳极限，?s H lim?=780?N/mm?2?S?H?lim? ―接触强度最小安全系数，查表 6-11，?S?H?lim? =1.2?Z?NT? ―计算接触强度的寿命系数， 应力循环次数： 按每天工作 20 小时，一年工作 300 天，使用寿命为 8 年? t?= 20 ? 300?? 8?= 48000? h? 太阳轮 N L1? = (n? - n? )? p?t? = 232? 9?- 46? 2? ? 3? 48000?= 2? ?10? （? .1? .7? ） ? .7? 7? a? x? n? 行星轮?N L2? =?N?L1? /?un?p? = 2? ? 10? ? 1?47?? 3?= 5? ? 10? .7? 7? .? .5? 7?7? 内齿圈?N L3? =?N?L2? /?un?p? = 5? ? 10? ? 2? 8?? 3?= 6?? 10? .5? 7? .6?6? ? 2??10? ? 按表 6-12，公式（9）?Z NT? = ? ? N? ÷ ÷ è L? ?0.0191?计算得：Z?NT36? ? 2?? 10? ? =? 7? ÷ ? 6?? 10? ÷ è ?0.0191?= 0? 4? .9? ，?Z?L? ，?Z? ，?Z?R? ―查表 6-14，简化计算的总值为（?Z?L? Z? Z?R? ）=0.85? V? V?Z? ―工作硬化系数? W?HB?- 130? 217?- 130? = 1? .2? = 1? 5? .1? ?Z? =?1.2?W?Z?X? ―接触强度计算的尺寸系数，按表 6-15 公式?Z? =?1.076???0.0109? = 0?99? m? .? X1450? ? 0? 4?? 0? 5?? 1? ? 0? 9?= 1099?N?/?mm 2? .9? .8? .15? .9? 1? .2?s H? =（3）强度条件?s H ? s H?p?(6-55)?2? 2? s H? = 695? 6?N?/?mm? ? s H?p = 1099?N?/?mm? .4?故?b - c?齿轮副满足接触强度条件。3.3 轴的设计及强度效核3.3.1 Ⅳ轴的设计及强度效核（1） 选择Ⅳ轴的材料 选取轴的材料为 45 钢，调质处理.查文献 6 表 7-1，材料强度极限?s B? = 650 MP? ， [s ]?= 0?09?~?0?1? B = 58?~?65?N?/?mm?2? 取 [s ]?= 60 MP? .? .? s a? a?(2)轴径的初步估算由文献 6 表 7-11 取 C＝107， 可得?d?min ? C?× 3? p? 136? 7? .0? 4? = 107?? 3? = 79? 63? .? mm? n? 330? 13? .? 4?(3)求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮 5 分度圆直径为：? d?＝mZ?5? = 5?? 74?= 370?mm? 5 圆周力?F?，径向力?F? 和轴向力 F?? 的大小如下? t? r? a 2? 4? 2?? 3936230? T? = = 21276?92?N? .? d?5? 370?F?5 =? t?o F?5 = F? × tan?a n? = 21276? 92?? tan?20? = 7744? 17?N? .? .? r? t?小轮 6 分度圆直径为:?d?＝? 6? = 6?? 37?= 222?mm? mZ? 6 F?6 =? t? 2? 4? 2?? 3936230? T? = = 35461?53? .? N? d?6? 222?o F?6 = F? × tan?a n? = 35461? 53?? tan?20? = 12906?.? N? .? 94? r? t?(4)轴的结构设计图 3-1Ⅳ轴结构设计取较宽齿轮距箱体内壁距离?D = 10mm,?轴承距箱体内壁?c = 5mm? 相邻 ,? 齿轮轴向距离 S? =?10mm,安装齿轮处轴段长比轮毂宽少 2 mm。 1)拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 Ⅰ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径?d? = 90? ，?L? = B? = 54? ，轴 mm? mm? 1 1 承型号 N418，尺寸?d???D?? B?= 90 ? 225?? 54? L? = B?+ c?+ D + 2?= 54?+ 5?+ 10?+ 2?= 71? mm? 1 Ⅱ段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直 径? mm?，轴段长度?L? = 98? (比齿轮 6 轮毂宽?b? = 100? 少 2mm)。 110? mm? mm? 2 6 Ⅲ段取齿轮右端轴肩高度?h?? 0.? d? = 0? 7?? 110?= 7?7? ,取 h?= 9mm? 轴 07? .0? .? mm? ，? 环直径 110+2 ? 9=128?mm? 轴环宽度?L? ? 1? h?=10.78mm，Ⅲ段长?L? = 13? .4? mm? ,? 3 3 Ⅳ段用于装齿轮 5，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径100? ，轴段长?L? = 112? (比齿轮 5 轮毂宽?b? = 114? 少 2mm)。 mm? mm? mm? 4 5 Ⅴ 段 安 装 圆 柱 滚 子 轴 承 , 轴 承 型 轴 承 型 号 N418 ， 尺 寸? d???D?? B?= 90 ? 225?? 54?，轴段直径?d? = 80? ,?L? = L? + 3?= 71?+ 3?= 74? mm? 5 mm? 1 1? （齿轮 4 距离箱体内壁为 10mm,齿轮 6 距内壁为 13mm)。 2）轴上零件的周向定位 两个齿轮均采用渐开线花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求 较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高， 它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的 消弱小， 轴端倒角 2?? 45?° 。 (5） 轴的强度效核： 1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图 3-2Ⅳ轴计算简图2） 求支反力：? l? =? L? + L? + L? + L? + L? - B?= 71?+ 98?+ 13?+ 112?+ 74?- 54?= 314? AD 1 2? 3? 4? 5?l? =? L? + L? AB? 1 2? l? =? BC?b? B? 6? - = 71?+ 98?- 50?- 27?= 92? 2? 2?b? b? 6 + L? + 5? = 50?+ 13?+ 57?= 120? 3? 2? 2? b? B? 5? + L? - = 112?- 57?+ 74?- 27?= 102? 5? 2? 2?l? =? L? CD? 4l? =?l? + l? = 120 + 102?= 222? BD? BC? CD? 水平面： R? =?[F?6 ? l? + l? F?5?]? l?AD? = 32023?.? N? 93? AX? t? BD? CD? t? /? R? = F?6 + F?5? - R? = 24786? 8? .8? N? DX? t? t? AX? 垂直面： R? =?[F?6 ? l? - F?5?l? ]? l?AD? = 6618?.1? N? 0? AY? r? BD? r? CD? /? R? = F?5 + R? - F?6? = 1448.74?N? DY? r? AY? r?3）计算弯矩 水平弯矩：? M?CX =? R? × l? = 24786? 8?? 102?= ? N? × mm? .8? 6? DX? CD? M?BX =? R? × l?AB? = 32023?93?? 92?= ?N? × mm? .? .5? AX? 垂直面弯矩：? M?CY =? R? × l? = 1448?.7? ? 102? = ? N? × mm? 4? 8? DY? CD? M?BY =? R? × l? = 6618? 0?? 92?= 608865? N? × mm? .1? .2? AY? AB? 合成弯矩：?2? 2? M?C =? M?CX? + M?CY? = ?2? + ? = ?N? × mm? .7? .4? 2? .5?2? 2? M?B =? M?BX? + M?BY? = 2? ? 2? + ? = ? N? × mm? 6? 5?4)扭矩：? T4 = 3936230? × mm? N?a ×?T3 = 0?6?? 3936230?= 2361738?N?× mm? .?5） 计算当量弯矩2 M?eB =? M?B? + (a T?)? = ? 2? + ? = 3824738?.? N? × mm? 5? 79? 2 M?eC =? M?C? + (aT?)? = ? 2? + ? = 3462911?.? N?× mm? 4? 21? 2?2?显然 B 处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 4－1 得?s B = 650? /?mm?2? N? 由 s =? M?Da? ? [s ] 得 W? 取 [s?]?= 60?N /?mm?2?09? 1? [s ]?= 0?.? ~?0?.? s B W == 58?~?65? /?mm?2? N?pd?3?32?= 0?1? 3? = 0?1?? 110?3? = 133100?mm?3? .? d? .?s =?M?eC? ? .? 2? 2? = = 28.74? /?mm? & [s ]?= 60?N /?mm? N? W? 133100?3.3.2 Ⅲ轴的设计及强度效核(1)选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢， 调质处理.查表 7-1， 材料强度极限?s B? = 650 MP? ， a? 09? 1? [s ]?= 0?.? ~?0?.? s B = 58?~?65? /?mm?2? 取 [s ]?= 60 MP? N? a?(2)轴径的初步估算 由文献 [6? 表 7-11 取 C＝107， ]?可得?d?min ? C?× 3?p? 143? 4? .1? 3? = 107?? 3? = 66? 09? .? mm? n? 607?44? .? 3?(3)求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮 4 分度圆直径为：? d?4＝mZ?4? = 5?? 40?= 200? mm? 圆周力?F?，径向力?F? 和轴向力 F?? 的大小如下? t? r? a F?4 =? t? 2? 3? 2?? 2250410? T? = = 225041? N? .1? d?4? 200?o F?4 = F?4? × tan?a n? = 22? 504.1?? tan?20? = 8190?.? N? 82? r? t?小轮 3 分度圆直径为：? F?3 =? t?d?＝? 3? = 4?? 73?= 292?mm? mZ? 32? 3? 2?? 250410? T? = = 15413?77?N? .? d? 292? 3?o F?3 = F?3? × tan?a n? = 15413?.? ? tan?20? = 5610? 15?N? 77? .? r? t?(4)轴的结构设计图 3-3Ⅲ轴结构设计1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径?d? = 100? ，轴承型号 N420，尺寸? mm? 1 d???D?? B?= 100 ? 250?? 58?；?L? = B?+ c?+ D + 2?= 58?+ 5?+ 10?+ 2?= 75? mm? 1 Ⅱ段安装齿轮 3，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段 直径? 20? ,?轴段长度?L? = 81? (比齿轮 3 轮毂宽?b? = 83? 少 2mm) 1? mm? mm? mm? 2 3 mm? Ⅲ段考虑相邻齿面干涉距离，取其长度为?L? = 27? ，取齿轮右端轴肩 3 高 度? h?? 0.? d? = 0? 7?? 1? 0?= 8.4? 07? .0? 2? mm? , 取 120+2 ? 9=138 mm 。 Ⅳ段用于安装齿轮 4，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径? 1? 0? ，轴段长?L? = 118? 。 2? mm? mm? 4 Ⅴ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径?d? = 100? ，轴承型号 mm? 1 N420，尺 h?= 9mm? 轴 环 直 径 ，?寸?d???D?? B?= 100 ? 250?? 58?,取轴段直径?d? = 10? mm?,?L? = L? = 75? 0? mm? 5 5 1? 2）轴上零件的周向定位 同Ⅳ轴相同，两个齿轮均采用渐开线花键联结。 (5)轴的强度效核： 1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图 3-4Ⅲ轴计算简图2） 求支反力：?l? =? L? + L? + L? + L? + L? - B? = 75?+ 81?+ 27?+ 118?+ 75?- 58?= 318? AD? 1 2? 3? 4? 5? l? =? L? + L? AB? 1 2? l? =? BC? b? B? 83? 58? 3? - = 75?+ 81?= 85?5? .? 2? 2? 2? 2?b? b? 83? 120? 3 + L? + 4? = + 27?+ = 128?5? .? 3? 2? 2? 2? 2? b? B? 120? 58? 4? + L? - = 118?+ 75?= 104? 5? 2? 2? 2? 2?l? =? L? CD? 4lBD? =?l? + l? = 128.5?+ 104?= 232.5? BC? CD?水平面： R? =?[F?3 ? l? + l? F?4?]? l?AD? = 8046.22?N? AX? t? BD? CD? t? /? R? = F?3 + F?4? - R? = 15? 345.29?N? DX? t? t? AX? 垂直面： R? = [F?4l? ―?F?3? ? l? ]? l?AD? = 2? .7? N? 406? 9? AY? r? CD? r? BD? /? R? = F?4 - F?3? - R? = 5? .1? N? 393? 6? DY? r? r? AY?3）计算弯矩 水平弯矩：? M?CX =? R? × l? = 15? 45.29?? 104? = 1? ?N? × mm? DX? CD? M?BX =?R? × l? = 8046.22?? 85.5?= ? × mm? N? AX? AB? 垂直面弯矩：? M?CY =? R? × l? = 5? .1? ? 104?= 5? 393? 6? 60888?.6? N?× mm? 4? DY? CD? M?BY =?R? × l? = 2? .7? ? 85.5?= 2? 406? 9? 05780? 5?N?× mm? .5? AY? AB? 合成弯矩：?2? 2? 2? M?C =? M?CX? + M?CY? = ? + 5? 60888? 4? = 1? .6? 2? ?N?× mm? .3?2? 2? M?B =? M?BX? + M?BY? = ?2? + 2? 0? = 7? 5? 18069?.1? N?× mm? 7?4)扭矩：? T3? =?2250410?N?× mm?a ×?T3 = 0?6?? 2250410?= 1350246?N?× mm? .?5） 计算当量弯矩? M eC? & M?eB? , 显 然2?C处 为 危 险 截 面 ， 进 行 强 度 效 核2 M?eC =? M?C? + (aT?)? = ? 2? + ? = 2? 6? 164414?.? N?× mm? 37?轴的材料为 45 钢，调质处理，?s B = 650? /?mm?2? N?s =?M?Da? ? [s ] ， [s?]?= 60?N /?mm?2? W?W =pd?3?32?= 0?1? 3? = 0?1?? 1? 0? = 1? .? d? .? 2? 3? ? mm?s =?M?eC? ? 2? 2? = = 12.53? /?mm? & [s ]?= 60?N /?mm? N? W? 1? 72800?强度校核合格3.3.3 惰轮Ⅰ轴的设计及强度效核由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估 算心轴的直径,轴径与中心距的关系为: d? = (0.? ~?0?4?)a?= (0?3?~?0?4? ? 206?= (61? 8?~?82? 4? mm? 3? .? .? .? ) .? .? ) 初取?d?min = 80? ,经受力分析在确定轴的直径. mm?图4该心轴分三段,从右端起:惰一轴示意图轴段 1:该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径?d? = 80?mm?, 1 为使该轴有足够的支撑强度,取其长度?l? = 94? 。 mm? 1轴段 2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰轮。取其直径?d?2 = 100? ,这里 mm? 选择调心滚子轴承 21320*,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴 承的主要尺寸为:?d???D?? B?= 90 ? 225?? 54? 两轴间有一长为 10 mm 的距离套 ,? 对其进行周向定位,该轴的长度?l? = 2?? 47?+ 10?= 104? 。 mm? 2 轴段 3:为了对轴承进行定位,取其直径?d?3 = 108? ,由于箱体的厚度? mm?h? = 50 mm? , 为 了 保 证 惰 轮 与 截 一 轴 的 齿 轮 正 确 啮 合 , 取 该 段 的 长 度?l? = 50?+ 10?= 60? 。 mm? 3 1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用. 圆周力:? F?1 =? t?2?? T? 2?? ? = = 22567? N? d? 171? 1? 2?? T? 2?? ? = = 21249? N? d? 306? 3?钢 调 质 处 理 HBS=?217?~? 255?F?3 = t?选 用45，?s?b = 650MPa? s?s = 360MPa? s?-1? = 270? ,? ,? MPa,? t -1? = 155? MPa,?因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，? = 270mm? l ,?的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷?q? = F?1? + F?3? 22567?+ 21249? t t? = = 162?3? /?mm? .? N? ,? l? 270?因为?F?1?,?F?3?相差无几， 其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略， 所以弯矩为：? t? t?1? 1? M =? ql?2? = ? 162?3?? 270?2? = ? × mm? .? .? N? 8? 8? 抗弯截面模量：?W =pd?3? ?32?? 0?1? 100?3? = ? .? ? mm?s ca =M? ? .? = = 14?8? /?mm?2? .? N? W? 100000?许用弯曲应力 [s?b?] = [s x? ]?= 0.? ? s b? = 0?1? 650?= 65? 1? .? ? MPa? Q s ca & s b? 所以该轴强度合格。3.3.4 惰轮Ⅱ轴的设计及强度效核采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为: d? = (0.? ~?0?4? a? = (0?3?~?0?4? ? 240?= (72?~?96?)mm? 3? .? ) .? .? ) 初取?d?min = 70?mm?,经受力分析在确定轴的直径.图4惰二轴示意图该心轴分三段,从右端起: 轴段 1:该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径?d? = 85? , mm? 1 为使该轴有足够的支撑强度,取其长度?l? = 30? 。 mm? 1 轴段 2：L2=5.7 轴段 3：该轴段用于轴承定位 轴段 4:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰轮。取其直径?d?4 = 80? ,这里 mm? 选择调心滚子轴承 21320*,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴 承的主要尺寸为:?d???D?? B?= 100 ? 250?? 58? 两轴间有一长为 10 mm 的距离套 ,?对其进行周向定位,该轴的长度?l? = 2?? 58?+ 100?= 215? 。 mm? 4 轴段 5：L5=29.3 轴段 7：L7=35 1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用. 圆周力:? F?1 =? t?2?? T? 2?? ? = = 46037? N? d? 171? 1? 2?? T?6? 2?? 5086490? = = 28258? N? d? 306? 3?钢 调 质 处 理 HBS=?217?~? 255?F?3 = t?选 用45，?s?b = 650MPa? s?s = 360MPa? s?-1? = 270? ,? ,? MPa,? t -1? = 155? MPa,?因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，? = 270mm? l ,?的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷?q?=F?1? + F?3? 46037?+ 28258? t t? = = 275?3? /?mm? .? N? ,? l? 270?因为?F?1?,?F?3?相差无几， 其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略， 所以弯矩为：? t? t?1? 1? M =? ql?2? = ? 275? 3?? 270?2? = 2508671?.? N?× mm? .? 1? 8? 8? 抗弯截面模量：?W =pd?3? ?32?? 0?1? 100?3? = ? .? ? mm?s ca =M? 2508671?.? 1? = = 25? 1? /?mm?2? .? N? W? 100000?许用弯曲应力 [s?b?] = [s x? ]?= 0.? ? s b? = 0?1? 650?= 65? 1? .? ? MPa? Q s ca & s b? 所以该轴强度合格。3.4 轴承的寿命校核3.4.1 Ⅳ轴轴承的寿命校对Ⅳ轴的圆柱滚子轴承 N418 进行寿命计算 （1)查文献 8 表 8-24 圆柱滚子轴承 N418 的主要性能参数：? C? = 352kN?,?C? 0 = 392? kN? r? r? （2）采用在轴的校核中的数据? R? 1 = 32023?93? ,?R? 1 =?6618.10?N? .? N? V? H? R? 2 = 24786.88? ,?R? 2 = 1448.74?N? N? V? H? （3)合成支反力 R? =? R? 1? + R? 1? = 32700.63 N?， R? =? R? 2? + R? 2? = 24829.18 N? 1? H? V? 2? H? V? （4）轴承的当量动载荷(径向动载荷系数 X 为 1，轴向动载荷系数 Y 为 0)? P?1 =? XR? = 3? 2700.63? N? r? 1? P?2 = XR? = 24829.18? N? r? 2? （5）轴承的寿命 查文献 8 表 8-14，8-15 得温度系数? f? =?1.? ，载荷系数? f?p? =?1.? 00? 8? t? 按公式 8-110? 6? 10? ? f?C? ? 106? ? 1?? 352000? ? 3? =19623h ? t? r? ÷ =? L?1? =? h? 60? ? f?p?P?1? ÷ 60?? 329? 1?? 1? ? 32700? 3?÷ n?è r? ? .7? è .8? .6? ?e采煤机轴承寿命要求为 1h,故Ⅳ轴轴承的寿命合格。3.4.2 Ⅲ轴轴承的寿命校核对轴的圆柱滚子轴承 N420 进行寿命计算 （1)查文献 8 表 8-24 圆柱滚子轴承 N420 的主要性能参数：? C? = 418kN?,?C? 0 = 480? kN? r? r? （2）采用在轴的校核中的数据 R? 1 = 8046.22? ,? N? H? R? 1 =?7068.49? N? V?R? 2 = 15345.29? ,?R? 2 = 14868.62?N? N? V? H? （3)合成支反力(显然?R? 较大) 2? R? =? R? 2? + R? 2? = 21367.12 N? 2? H? V? （4）轴承的当量动载荷(径向动载荷系数 X 为 1，轴向动载荷系数 Y 为 0)。? P?2 = XR? = 2? 1367? 2?N? .1? r? 2? （5）轴承的寿命 查文献 8 表 8-14，8-15 得温度系数? f? =?1.? ，载荷系数? f?p? =?1.? 00? 8? t? 按公式 8-110? 6? 10? ? f?C? ? 106? ? ? 1? 418000? ? 3? =77697h ? t? r? ÷ =? L?1? =? h? 60? ? f?p?P?2? ÷ 60?? 609? 6?? 1? ? 21367? 2?÷ n?è r? ? .9? è .8? .1? ?e采煤机轴承寿命要求为 1h,故Ⅲ轴轴承的寿命合格。3.4.3 Ⅰ轴轴承的寿命校核对Ⅰ轴的圆柱滚子轴承 N418 进行寿命计算 （1)查文献 8 表 8-24 圆柱滚子轴承 N418 的主要性能参数：C? = 352kN?,?C? 0 = 392? kN? r? r? （2）采用在轴的校核中的数据? R? 1 = R?H2? = 8575? N? ,? .5? H? （3)合成支反力 R? =?R?2? = R? 1? + R? 1? = 9125.86 N? 1? H? V? （4）轴承的当量动载荷 （径向动载荷系数 X 为 1，轴向动载荷系数 Y 为 0） 。? P?1 = P? = XR? = 9125?86? .? N? r? r2? 1? （5）轴承的寿命 查文献 8 表 8-14，8-15 得温度系数? f? =?1.? ，载荷系数? f?p? =?1.? 00? 8? t? 按公式 8-110? 6? 6? 10? ? f?C? ? ? 1?? 352000? ? 3? =309874h ? t? r? ÷ =? 10 L?1? =? h? 60? ? f?p?P?1? ÷ 60?? 1470?? 1? ? 9125?86?÷ n?è r? ? .? ? è .8?R? 1 = R?V2? = 3? 21? 3? 1? .2? N? V?e采煤机轴承寿命要求为 1h,故Ⅰ轴轴承的寿命合格。3.4.4 Ⅱ轴轴承的寿命校核对Ⅱ轴的圆柱滚子轴承 N418 进行寿命计算 (1)查文献 8 表 8-24 圆柱滚子轴承 N418 的主要性能参数：? C? = 352kN?,?C? 0 = 392? kN? r? r? (2）采用在轴的校核中的数据? R? 1 = R?H2? = 8152? 7?N?,? .1? H? (3)合成支反力 R? =?R?2? = R? 1? + R? 1? = 8675.6 N 1? H? V? R? 1 = R?V2? = 2967? 5? .1? N? V?(4)轴承的当量动载荷 (径向动载荷系数 X 为 1，轴向动载荷系数 Y 为 0)。? P?1 = P? = XR? = 8675? 6?N? .3? r? r2? 1? (5）轴承的寿命 查文献 8 表 8-14，8-15 得温度系数? f? =?1.? ，载荷系数? f?p? =?1.? 00? 8? t? 按公式 8-110? 6? 6? 10? ? f?C? ? ? ? 1? 352000? ? 3? =32355h ? t? r? ÷ =? 10 L?1? =? h? 60? ? f?p?P?1? ÷ 60?? 1470?? 1? ? 8675? 6?÷ n?è r? ? .3? ? è .8?e采煤机轴承寿命要求为 1h,故Ⅰ轴轴承的寿命合格。3.5 花键的选择与强度校核3.5.1 Ⅳ轴花键的强度校核查文献10表4-41选择花键o? Ⅱ阶段和Ⅳ阶段轴选渐开线?30? 外花键，其参数如下：?INT/EXT 21z???5m?? 30?p?? 7? hGD?/?T?3478?1?- 1995? H/6? .?查文献 10 花键挤压强度校核公式?2? T? ? [?p? ]? jzhlD? mp?=式中? T? －传递的转矩j －各齿载荷不均匀系数Z? －齿数取（0.7～0.8）?l?－齿的工作（配合）长度? D? －平均直径 mm，渐开线花键?D? =?D?= mz? m? m h?－齿的工作高度 mm，渐开线花键? h = m(a = 30? °时） ［? p?］－许用压强 则只需校核Ⅱ阶段?p?= 2? T? 2?? 3941250? = = 9.25N/mm?2? & [?p? ]? jzhlD? 0?8?? 21?? 5?? 96?? 105? .? m2? 查表 4-3-29， p?］=（30～60）?N mm? ［?强度校核合格3.5.2 Ⅲ轴花键的强度校核o? Ⅱ阶段和Ⅳ阶段轴选渐开线?30? 外花键，其参数如下：?INT/EXT 23z???5m?? 30?p?? 7? hGD?/?T?3478?1?- 1995? H/6? .?查文献 10 花键挤压强度校核公式?p?=2? T? ? [?p? ]? jzhlD? m2? 查表 4-3-29， p?］=（30～60）?N mm? ［?［?p?］－许用压强 则只需校核Ⅱ段?p?=2? T? 2?? 2241110? = = 5N/mm?2? & [?p? ]? jzhlD? 0?8?? 23?? 5?? 83?? 115? .? m强度校核合格。3.6 摇臂的润滑与维修采煤机截割部因传递功率大而发热严重，其壳体温度可高达 100℃，因此传动装置的润滑十分重要。 减速箱中最常用的润滑方法是飞溅润滑，将一部分传动零件浸在油池 中，靠它们向其他零件供油和溅油，同时油甩到箱壁上，以利散热。油面的 位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中 1/3～1/4 中。飞溅润滑的优点是：润滑 强度高，工作零件散热快，不需润滑设备，对润滑油的杂质和粘度下降不敏 感。 摇臂内的传动零件的润滑是个特殊问题，截割顶部煤时滚筒上升，摇臂 端部齿轮得不到润滑；割底煤时滚筒下降，润滑油集中在摇臂端部。为此常 规定滚筒割煤一段时间后，应停止牵引，将摇臂下降，以润滑端部齿轮，然 后继续上升工作。 采煤机的摇臂的故障一般是漏油，轴承损坏，齿轮损坏。漏油是由于骨 架油封磨损或者是油封质量不好，按照正确的方法安装和使用高质量的油封 就能很好的避免这个问题。齿轮的损坏主要是由于人工操纵时的失误以及在 维修时，加油以及未知情况下使煤尘或者其他异物代入齿轮箱内，避免的方 法当然就是提高工作质量。轴承的损坏主要是一轴轴承，主要是由于它的转 速最高，另外再加上润滑不好非常容易损坏，并且油量过多过少都会使邮箱 温度过高造成冷却水压力不足都会造成轴承损坏，主要的避免方法就是保证 润滑油的质和量。3.7 本章小结本章为全文的设计部分，完成了传动系统功率及转速的分析，重点对齿 轮、轴、轴承和联接花键进行了设计和校核，在所得数据基础上进行了摇臂 的三维建模。4 摇臂的三维建模4.1 基于 PRO/E 的参数原理参数化设计也叫尺寸驱动，是 CAD 技术在实际应用中提出的课题，它不 仅可使 CAD 系统具有交互式绘图功能，还具有自动绘图的功能。所谓参数化 设计即是在设计中产品的结构形式是确定的，它需要根据某些具体的条件和 具体的参数来决定产品某一结构形式下的结构参数，从而设计出不同规格的 产品。其本质是对统一结构的产品通过修改尺寸来生成新规格的产品，利用 计算机来进行参数化 CAD 设计，只需在计算机上输入机械零件的几个关键参 数，就会准确地、自动地生成工程样图。4.2 基于 PRO/E 的模拟仿真在机械产品的开发过程中，有关产品的结构、功能、操作性，生产工艺、装 配性能甚至维护性能等许多问题都需要在开发过程的前期给予考虑。但 有关装配的问题往往只会在产品开发的后期或者在最终产品试运行过 程中，甚至在投入使用一段时间后才能暴露出来。仿真技术的出现给以 上问题提供了有效的解决方法，即便是在设计的初期阶段，计算机产生 的最初模型也可以放入虚拟环境进行实验，甚至可以直接在虚拟环境中 创建产品模型。4.3 减速器参数化设计及仿真的总体方案及技术路线本设计是在减速器各零部件得到相关参数的基础上对减速器的部分零 件进行参数化设计。采用的方案见图 4?1：图 4-1方案设计其主要的技术路线见图?4.2:?
4.4 摇臂三维实体建模图 4-3 摇臂减速器Ⅰ轴（制作渐开线齿轮零件，拉伸）图 4-4 摇臂减速器Ⅲ轴（旋转，阵列）图 4-5 摇臂减速器齿轮（制作渐开线，拉伸，阵列）图 4-6 摇臂减速器（组装）4.5 本章小结本章主要是将设计所得的尺寸整理后进行了三维建模，因为对软件的熟 悉程度不够深，加之设计部分的零部件有限，所以建模所得的结果不好，对 摇臂减速器的多个零部件没有建成模型，建模过程中某些操作省略，使得未 能进行运动仿真。同时，在完成本章过程中，也学到了不少关于三维建模的 知识，经后得多加努力熟悉掌握软件。参考文献[1] 李昌熙 沈立山 高荣 《采煤机》.煤炭工业出版社，1988.[2] 李炳文 万丽荣 柴光远.《矿山机械》.中国矿业大学出版社，] 王启广 李炳文. 《采掘机械与支护设备》.中国矿业大学出版社， ] 成大先. 《机械设计手册》.第五版 化工工业出版社 [5] 机械设计手册编委会.《机械设计手册.齿轮传动》.第四版 机械工业 出版社，] 任金泉. 《机械设课程设计》.西安交通大学出版社，] 王三民. 《机械设计计算手册》.化学工业出版社，] 骆素君等.《机械课程设计简明手册》.中国矿业大学出版社，] 饶振刚.《行星齿轮传动设计》.化学工业出版社，] 成大先.《机械设计手册.联接与紧固》.化学工业出版社，] 孙训方.《材料力学》.第四版 高等教育出版社，] 濮良贵.《机械设计》.高等教育出版社，] 刘朝儒.《机械制图》.第五版 高等教育出版社，2006.12致谢首先，我要感谢河南理工大学，感谢机械系对我四年的培养，让我学到 了许许多多的知识，感谢各位老师在这四年里对我的关怀与照顾，在此致以 我深深的谢意。 本论文从选题到最后定稿成文，本校韩晓明老师一直给予了悉心指导， 韩老师那种严谨求实的作风，广博深邃的洞察力，孜孜不倦的开拓精神和敬 业精神令我深受启迪和教益，谨向我的指导老师韩晓明老师致以深深的谢 意。 由于笔者水平有限，在理论的描述、资料的运用等方面难免有不当、不 深，不周之处，有些观点也尚欠成熟，敬请各位老师批评指正。 最后，我还要向所有曾经帮助过我的同学和朋友们致敬。你们的鼓励和 帮助永远是我前进的动力。
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