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中國礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計 第 １０２ 頁
1 緒論
1.1引言
我國是一個貧油、少氣、富煤的國家，因此我國是產(chǎn)煤大國，煤炭是我國最主要的能源，是保證我國國民經(jīng)濟飛速增長的重要物質(zhì)基礎(chǔ)。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)在最主要的采煤機械。20世紀70年代主要靠進口采煤機來滿足我國生產(chǎn)的需要，到今天幾乎是我國采煤機占領(lǐng)我國的整個采煤機市場，依靠科技進步，推進技術(shù)創(chuàng)新，開發(fā)高效礦井綜合配套技術(shù)是我國煤炭科技的發(fā)展的主攻方向，我國的采煤機現(xiàn)在已經(jīng)進入了自主研發(fā)，標準化，系列化階段。
1.2采煤機械概述
機械化采煤開始于上世紀40年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）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，聯(lián)邦德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機械化。但是當時的采煤機都是鏈式工作機構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。
50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)力滾筒采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒式死滾筒，不能實現(xiàn)跳高，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。這樣，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通機械化水平。雖然載1954年英國已經(jīng)研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開始試驗階段。
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)整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別式1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術(shù)推向了一個新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機械化采煤的優(yōu)越性——高校、高產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟，因此各國競相采用綜采。
進入70年代。綜采機械化得到了進一步發(fā)掌和提高，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)掌，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率大1500T/H的刮板輸送機，以及工作阻力大1500KN的強力液壓支架等。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年代以來,世界各主要采煤國家,為適應(yīng)高產(chǎn)高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集中化生產(chǎn)的需要,積極采用新技術(shù),不斷加速更新和改進滾筒采煤機的技術(shù)性能和結(jié)構(gòu),相繼研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤機。
目前，各主要產(chǎn)煤國家已基本上實現(xiàn)力采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。
采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達到高效、高產(chǎn)、安全、經(jīng)濟；向遙控及自動控制發(fā)展，以逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制后、薄及急傾斜等難采煤層的機械設(shè)備。
1.3采煤機械工作過程
采煤工作主要包括：落煤、裝煤、支護、和運輸?shù)葞讉€工序。
采煤機械是機械化采煤工作面的主要設(shè)備之一，它完成落煤了裝煤兩個工序?，F(xiàn)代的采煤機械一般采用滾筒式采煤機和刨煤機。
在一個綜采工作面中，采煤機是主要設(shè)備，但是還要有其他機械的輔助，在工作面中，最主要的設(shè)備除了采煤機外，就是液壓支架和刮板運輸機。液壓支架和采煤機之間要有一個安全距離，一是為了工作人員通過，二是防止采煤機在落煤時有大的煤塊彈出，傷到工作人員。這三者的關(guān)系如下圖1-1。
2 總體
2.1概述
MG180/435-W多電機橫向布置液壓牽引采煤機（以下簡稱MG180/435-W采煤機），裝機總功率435kw，截割功率2×180kw, 牽引功率75kw，采用液壓無級調(diào)速系統(tǒng)來控制采煤機牽引速度。
MG180/435-W采煤機，采用多電機驅(qū)動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。液壓傳動部置于中間箱右部，主要由泵電機、齒輪傳動箱和泵箱組成。除了冷卻器外，其它主要部件均可以從老塘側(cè)抽出，易維修，易更換。
瓦斯斷電儀（型號：DJB4）接線根據(jù)其自身的使用說明書進行，把其一組常閉接點串接在采煤機控制回路中，根據(jù)煤礦要求調(diào)整瓦斯超標動作值。瓦斯超標時，常閉接點打開，即控制真空磁力啟動器斷電，使整機停止運轉(zhuǎn)。
MG180/435-W采煤機外形見圖1-1。
2.2主要用途及適用范圍
該產(chǎn)品適用于采高1.4-3.2m，傾角≤35°，煤質(zhì)中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。
2.3型號的組成及代表意義
2.4使用環(huán)境條件
1、海拔高度小于2000m。
2、周圍介質(zhì)溫度不超過+40℃、不低于-10℃。
3、環(huán)境溫度為+25℃時，周圍空氣相對濕度不大于97%。
4、周圍介質(zhì)中無足以腐蝕和破壞絕緣的氣體和導(dǎo)電塵埃。
2.5安全警示
1、該產(chǎn)品必須取得礦用產(chǎn)品安全標志后方可下井使用。
2、該產(chǎn)品的電控腔及接線腔的箱蓋嚴禁在帶電的情況下打開。該產(chǎn)品在箱蓋的顯著位置已標有“嚴禁帶電開蓋”的字樣。
3、該產(chǎn)品中使用的隔離開關(guān)“QS”嚴禁帶電離合。
4、該產(chǎn)品開機前必須先通水，后開機，當噴霧泵站停止供水時，應(yīng)立即停止電機運行。
5、隨時注意冷卻水路中的安全閥，如產(chǎn)生釋放現(xiàn)象，應(yīng)及時檢查原因。
6、定期檢查清洗水閥內(nèi)的過濾器。
7、隨時注意各噴嘴運行情況，如有堵塞，應(yīng)及時疏通。
8、定期檢查噴霧泵站至采煤機輸水管各連接口是否密合，不得有滲透水現(xiàn)象。
2.6技術(shù)特征
該機的主要技術(shù)參數(shù)如下：
1、適應(yīng)煤層
采高范圍（m）： 1.4-3.2
煤層傾角（°）： ≤35
煤質(zhì)硬度： 中硬或中硬以上
2、總體
機身厚度（mm）： 530
機面高度（mm）： 1180
搖臂擺動中心距（mm）： 5850
行走輪中心距（mm）： 4230
過煤高度（mm）： 426
截深（mm）： 630；800
配套滾筒直徑與對應(yīng)臥底量、最大采高和最佳采高范圍見表1-1。
表1-1
滾筒直徑（mm）
臥底量（mm）
最大采高（mm）
最佳采高范圍（mm）
φ1250
145
3025
1.8—2.8
φ1400
220
3100
1.9—2.9
φ1600
320
3200
2.0—3.0
3、截割部
搖臂結(jié)構(gòu)形式： 整體、彎搖臂
搖臂長度（mm）： 1826
搖臂擺角（°）： 64
截割功率（kw）： 2×180
截割速度（m/s）： 50
4、牽引行走部
牽引形式： 齒輪銷排式液壓牽引
牽引功率（KW）： 75
牽引速度（m/min）： 0—6.0
牽引力（KN）： 400
5、電機
（1）截割電機
電機型號： YBC-180
額定功率（KW）： 180
額定電壓（V）： 1140
額定電流（A）： 112
額定轉(zhuǎn)速（r.p.m）： 1480
外形尺寸（mm）： 693×550×φ615
（2）牽引電機
電機型號： YBQYS3-75
額定功率（KW）： 75
額定電壓（V）： 1140
額定電流（A）： 48
額定轉(zhuǎn)速（r.p.m）： 1478
外形尺寸（mm）： 930×470×470
6、電纜
主電纜型號： MCP3×95+1×25+4×10
標稱外徑（mm）： φ66
截割電機電纜型號： MCP3×35+1×10+4×4
標稱外徑（mm）： φ48.9
牽引電機電纜型號： MYP3×10+1×10
標稱外徑（mm）： φ31～φ38.2
7、冷卻和噴霧
冷卻： 截割電機、牽引電機、泵箱、搖臂分別水冷
噴霧方式： 內(nèi)外噴霧
供水壓力（Mp）： 1.5/3.0
供水流量（1/min）： 250
8、配套工作面刮板輸送機
型號： SGD630/264W
9、整機重量（T）： 32
3 截割部設(shè)計
3.1截割部概述
截割部是采煤機實現(xiàn)落煤、裝煤的主要部件，它分別由左右截割部組成，每個截割部主要由截割部殼體、截割電機、齒輪減速器裝置、滾筒等組成，截割部內(nèi)設(shè)有冷卻系統(tǒng)、內(nèi)噴霧等裝置。
截割電機直接安裝在截割部殼體內(nèi)，齒輪減速裝置全部集中在截割部殼體及行星減速器內(nèi)，與傳統(tǒng)的縱向布置的單電機采煤機相比沒有通軸、螺旋傘齒輪、固定減速箱、搖臂回轉(zhuǎn)套等結(jié)構(gòu)，因此結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，可靠性高。
兩個截割部分別用階梯軸同左、右固定箱鉸接，同時通過回轉(zhuǎn)腿與調(diào)高油缸鉸接，通過油缸的伸縮實現(xiàn)左、右截割滾筒的升降。
截割部有如下特點：
1、截割部（搖臂）回轉(zhuǎn)采用學(xué)銷鉸軸結(jié)構(gòu)，與其它部件間沒有傳動聯(lián)，回轉(zhuǎn)部分的磨損與截割部傳動齒輪嚙合無關(guān)。
2、截割部齒輪減速都是簡單的直齒傳動，傳動效率高。
3、截割電機和截割部一軸齒輪之間采用細長扭矩軸聯(lián)接，電機和截割部一軸齒輪安裝位置的小量誤差不影響動力傳遞，便于安裝，在受到較大的沖擊載荷時對截割傳動系統(tǒng)的齒輪和軸承起到緩沖作用。
4、高速軸油封線速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用壽命。
5、截割部殼體采用彎搖臂結(jié)構(gòu)形式，較直搖臂可以加大裝煤口，提高裝煤效率，增加塊煤率。
截割部外殼上下有冷卻水套，以降低搖臂內(nèi)油池溫度。輸出端采用300×300mm方形聯(lián)接套和滾筒聯(lián)接，滾筒采用三頭螺旋葉片，其直徑可根據(jù)煤層厚度在φ1.25m、φ1.4m、φ1.6m內(nèi)選取，滾筒截深可采用630mm或800mm，輸出轉(zhuǎn)速可根據(jù)不同直徑滾筒的線速度要求和媒質(zhì)硬度在兩檔速度內(nèi)選取。
3.2截割部的傳動系統(tǒng)
截割部的傳動系統(tǒng)如圖2-1所示。
圖2-1
截割電機的出軸是帶有內(nèi)花鍵的空心軸，通過兩端均為漸開線花鍵（M=5，Z=12）的細長扭矩軸與截一軸齒輪（M=6，Z=21）相連，電機輸出轉(zhuǎn)矩通過齒輪Z1，Z2，Z3，Z4，Z5，Z6，Z7，Z8，Z9傳動到行星機構(gòu)，最后由行星機構(gòu)的行星架輸出，將動力傳給截割滾筒。
左、右截割部傳動方式相同，傳動元件通用。
截割部的傳動比為：
i1=(Z3/Z1)*(Z5a/Z4a)*(Z9/Z6)*(1+Z12/Z10)=29.5
傳動齒輪及支承軸承規(guī)格及參數(shù)詳見表2-1，表2-2。
表2-1
齒輪參數(shù)表
序號
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
Z11
模數(shù)
6
7
8
7
齒輪
21
41
35
21
39
21
35
41
16
23
62
軸號
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
轉(zhuǎn)速(r/min)
1475
755.50
855.35
476.54
285.92
244.08
50.33
0
表2-2
序號
1
2
3
4
5
型號
NJ216E
NJ216E
NN3017
22218C
22213C
尺寸(dXDXB)
80×140×26
80×140×26
85×130×34
90×160×40
65×120×31
序號
6
7
8
9
10
型號
22218C
22215C
22219C
32928
32930
尺寸(dXDXB)
90×160×40
75×130×31
95×170×43
140×190×32
150×210×38
序號
11
12
型號
特制
22213C
尺寸(dXDXB)
65×120×31
3.3傳動系統(tǒng)的確定、運動學(xué)計算
3.3.1確定總傳動比并分配各級傳動比
1、電動機的選擇
查表選擇電動機為YBC-180型號。
2、基本參數(shù)確定
電動機的輸出轉(zhuǎn)速 ： n=1475r/min
電動機的輸出功率 ： p=180kw
滾筒轉(zhuǎn)速 ： n=50r/min
傳動比 ： i=1475/50=29.5
3、分配各級傳動比
如圖2-1，為了保持中心距的合理，傳動圖中有兩個惰輪，所以
3.3.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1、各軸轉(zhuǎn)速
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅴ軸
Ⅵ軸
滾筒軸
2、各軸功率
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅴ軸
Ⅵ軸
滾筒軸
3、各軸轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅴ軸
Ⅵ軸
滾筒軸
3.4齒輪傳動的設(shè)計計算
3.4.1第一傳動組齒輪設(shè)計計算
1、材料及熱處理
大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為.
由圖8-3-8[文獻8]查得，查得
2、齒輪基本參數(shù)確定
由可查[文獻2]選出其模數(shù)為m=6，確定該組的齒輪齒數(shù)為：
, ,
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
基節(jié)
端面重合度
`
縱向重合度
總重合度
中心距
齒寬 圓整取b=60mm
則確定齒寬為：
3、按齒面接觸疲勞強度校核
名義切向力：
強度條件： 或者
計算應(yīng)力：
（1）使用系數(shù)
查表8-3-31[文獻8] 查得
（2）動載荷系數(shù)
查表得
圓整取
查表得
圓整取
計算得
=0.40
則
（3）齒向載荷分布系數(shù)
查表8-3-32[文獻8]得公式為：
=1.24
(4) 齒間載荷分配系數(shù)
查表8-3-33 [文獻8] 得
（5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查圖8-3-11[文獻8]得
（6）重合度系數(shù)
查圖8-3-12[文獻8]得
（7）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-13[文獻8]得
（8）彈性系數(shù)
查表8-3-34[文獻8]得
（9）單對齒嚙合系數(shù)
=1.02
所以
=0.993
所以
（10）壽命系數(shù)
查圖8-317[文獻8]得
（11）疲勞極限應(yīng)力值
查圖8-3-8[文獻8]得
（12）潤滑劑系數(shù)
查圖8-3-19[文獻8]得
（13）速度系數(shù)
查圖8-3-20[文獻8]得
（14）粗糙系數(shù)
查圖8-3-21[文獻8]得
（15）齒面工作硬化系數(shù)
查圖8-3-22[文獻8]得
（16）尺寸系數(shù)
查圖8-3-23[文獻8]得
則
=1589.47MPa
=1558.30MPa
滿足要求，驗算結(jié)果安全。
4、按齒根彎曲強度校核
強度條件： 或者
（1）動載荷系數(shù)
（2）齒向載荷分布系數(shù)
（3）重合度系數(shù)
（4）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-14[文獻8]得
（5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)
查圖圖8-3-15[文獻8]得
（6）應(yīng)力修正系數(shù)
查圖8-3-16[文獻8]得
（7）彎曲強度值
查圖8-3-9[文獻8]得
（8）壽命系數(shù)
查表8-3-18[文獻8]得
（9）尺寸系數(shù)
查圖8-3-24[文獻8]得
（10）應(yīng)力修正系數(shù)
（11）敏感系數(shù)
查圖8-3-26[文獻8]得
（12）表面狀況系數(shù)
查圖8-3-25[文獻8]得
（13）齒間分配系數(shù)
查表8-3-33 [文獻8]得
計算應(yīng)力
查表取最小安全系數(shù)
因為齒輪2受到雙向彎曲應(yīng)力
所以
齒輪安全系數(shù)校荷
齒輪的彎曲強度驗算安全。
3.4.2齒輪的校核
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
按齒面接觸疲勞強度校核
由上面計算可知
=1.01
所以
=0.96
所以
=1542.87MPa
滿足要求，驗算結(jié)果安全。
按齒根彎曲強度進行校荷
由上面計算可知
齒形系數(shù)：
齒輪的彎曲強度驗算安全。
由上述驗算結(jié)果得，第一傳動組，，滿足強度要求，設(shè)計合理、安全。
3.4.3第二傳動組齒輪設(shè)計計算
1、材料及熱處理
大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為.
由圖8-3-8[文獻8]查得，查得
2、齒輪基本參數(shù)確定
由可查[文獻2]選出其模數(shù)為m=7，確定該組的齒輪齒數(shù)為：
,
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
端面重合度
`
縱向重合度
總重合度
中心距
齒寬 圓整取b=90mm
則確定齒寬為：
3、按齒面接觸疲勞強度校核
名義切向力：
強度條件： 或者
計算應(yīng)力：
（1）使用系數(shù)
查表8-3-31[文獻8] 查得
（2）動載荷系數(shù)
查表得
圓整取
查表得
圓整取
計算得
=0.52
則
（3）齒向載荷分布系數(shù)
查表8-3-32[文獻8]得公式為：
=1.29
（4）齒間載荷分配系數(shù)
查表8-3-33[文獻8] 得
（5）節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查圖8-3-11[文獻8]得
（6）重合度系數(shù)
查圖8-3-12[文獻8]得
（7）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-13[文獻8]得
（8）彈性系數(shù)
查表8-3-34[文獻8]得
（9）單對齒嚙合系數(shù)
=1.04
所以
=0.97
所以
（10）壽命系數(shù)
查圖8-3-17[文獻8]得
（11）疲勞極限應(yīng)力值
查圖8-2-8[文獻8]得
（12）潤滑劑系數(shù)
查圖8-3-19[文獻8]得
（13）速度系數(shù)
查圖8-3-20[文獻8]得
（14）粗糙系數(shù)
查圖8-3-21[文獻8]得
（15）齒面工作硬化系數(shù)
查圖8-3-22[文獻8]得
（16）尺寸系數(shù)
查圖8-3-23[文獻8]得
則
=1465.70MPa
=1409.33MPa
滿足要求，驗算結(jié)果安全。
4、按齒根彎曲強度校核
強度條件： 或者
（1）動載荷系數(shù)
（2）齒向載荷分布系數(shù)
（3）重合度系數(shù)
（4）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-14[文獻8]得
（5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)
查圖8-3-15[文獻8]得
（6）應(yīng)力修正系數(shù)
查圖8-3-16[文獻8]得
（7）彎曲強度值
查圖8-3-9[文獻8]得
（8）壽命系數(shù)
查圖8-3-16[文獻8]得
（9）尺寸系數(shù)
查圖8-3-26[文獻8]得
（10）應(yīng)力修正系數(shù)
（11）敏感系數(shù)
查圖8-3-26 [文獻8] 得
（12）表面狀況系數(shù)
查圖8-3-25 [文獻8]得
（13）齒間分配系數(shù)
查表8-3-33[文獻8]得
計算應(yīng)力
查表取最小安全系數(shù)
齒輪安全系數(shù)校荷
齒輪的彎曲強度驗算安全。
由上述驗算結(jié)果得，第一傳動組，滿足強度要求，設(shè)計合理、安全。
3.3.4第三傳動組齒輪設(shè)計計算
1、材料及熱處理
大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為.
由圖8-3-8[文獻8]查得，查得
2、齒輪基本參數(shù)確定
由可以查[文獻]選出其模數(shù)為m=8，確定該組的齒輪齒數(shù)為：
, ,
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
端面重合度
`
縱向重合度
總重合度
中心距
齒寬 圓整取b=95mm
則確定齒寬為：
3、按齒面接觸疲勞強度校核
名義切向力：
強度條件： 或者
計算應(yīng)力：
（1）使用系數(shù)
查表8-3-31[文獻8] 查得
（2）動載荷系數(shù)
查表得
圓整取
查表得
圓整取
計算得
=0.52
則
（3）齒向載荷分布系數(shù)
查表8-3-32[文獻8]得公式為：
=1.19
（4）齒間載荷分配系數(shù)
查表8-3-33[文獻8]得
（5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)
查圖8-3-11[文獻8]得
（6）重合度系數(shù)
查圖8-3-12[文獻8]得
（7）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-13[文獻8]得
（8）彈性系數(shù)
查表8-3-34[文獻8]得
（9）單對齒嚙合系數(shù)
=1.05
所以
=1.01
所以
（10）壽命系數(shù)
查圖8-3-17[文獻8]得
（11）疲勞極限應(yīng)力值
查圖8-3-8[文獻8]得
（12）潤滑劑系數(shù)
查圖8-3-19[文獻8]得
（13）速度系數(shù)
查圖8-3-20[文獻8]得
（14）粗糙系數(shù)
查圖8-3-21[文獻8]得
（15）齒面工作硬化系數(shù)
查圖8-3-22[文獻8]得
（16）尺寸系數(shù)
查圖8-3-23[文獻8]得
則
=1616.74MPa
=1555.15MPa
滿足要求，驗算結(jié)果安全。
4、按齒根彎曲強度校核
強度條件： 或者
（1）動載荷系數(shù)
（2）齒向載荷分布系數(shù)
（3）重合度系數(shù)
（4）螺旋角系數(shù)
查圖8-3-14[文獻8]得
（5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)
查圖8-3-15[文獻8]得
（6）應(yīng)力修正系數(shù)
查圖8-3-17[文獻8]得
（7）彎曲強度值
查圖8-3-9[文獻8]得
（8）壽命系數(shù)
查圖8-3-18[文獻8]得
（9）尺寸系數(shù)
查圖8-3-24[文獻8]得
（10）應(yīng)力修正系數(shù)
（11）敏感系數(shù)
查圖8-3-26[文獻8]得
（12）表面狀況系數(shù)
查圖8-3-25[文獻8]得
（13）齒間分配系數(shù)
查表8-3-33[文獻8]得
計算應(yīng)力
查表取最小安全系數(shù)
因為齒輪2受到雙向彎曲應(yīng)力
所以
齒輪安全系數(shù)校荷
齒輪的彎曲強度驗算安全。
3.4.5齒輪的校核
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
按齒面接觸疲勞強度校核
由上面計算可知
=0.98
所以
=0.99
所以
=1555.15MPa
滿足要求，驗算結(jié)果安全。
按齒根彎曲強度進行校荷
由上面計算可知
齒形系數(shù)：
齒輪的彎曲強度驗算安全。
由上述驗算結(jié)果得，第一傳動組，，滿足強度要求，設(shè)計合理、安全。
3.4.6漸開線行星齒輪組的設(shè)計計算
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：材料為,滲碳、淬火，硬度均
齒輪齒面接觸疲勞極限：
齒輪齒根彎曲疲勞極限： 太陽輪：
行星輪：
齒形為漸開線直齒、最終加工為磨齒、精度為6級。
內(nèi)齒圈材料為，調(diào)質(zhì)處理，硬度均
齒輪接觸疲勞極限
齒輪彎曲疲勞極限
齒輪終加工為插齒，精度為7級。
2、主要參數(shù)
（1）
（2）行星輪數(shù)目
（3）配齒計算
傳動比公式： 即
同心條件：
安裝條件：
鄰接條件：①
②
滿足以上公式并參照以往經(jīng)驗取植如下：
三個齒輪模數(shù)為
傳動比誤差
驗算總傳動比：
滿足條件
則中心距為：
（4） 計算變位系數(shù)
①a-c傳動
嚙合角
因=
所以
變位系數(shù)和
＝
＝
＝0.546
中心距變動系數(shù)y
齒頂降低系數(shù)
則：
② c－b傳動
嚙合角
因
試中
所以
變位系數(shù)和
＝
＝
中心距變動系數(shù)y
齒頂降低系數(shù)
分配變位系數(shù)，因為
所以
（5）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)齒圈――
內(nèi)齒圈――
代入上組公式計算：
太陽輪：
行星輪：
內(nèi)齒圈：
（6）嚙合要素驗算
①a－c傳動端面重合度
頂圓齒形曲率半徑
太陽輪
行星輪
②端面嚙合長度
試中“”號，正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合，
―――端面節(jié)圓嚙合角
則
③端面重合度
＝1.38
（7）c－b端面重合度
①頂圓齒形曲率半徑
行星輪
內(nèi)齒圈
②端面嚙合長度
試中“”號，正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合，
―――端面節(jié)圓嚙合角
則
③端面重合度
（8）、齒輪強度驗算
①太陽輪強度的驗算
1）、確定計算負荷
名義轉(zhuǎn)矩
名義圓周力
2）、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
試中 ―――太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速
t―――壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間
3）、確定強度計算中的各種系數(shù)
Ⅰ、使用系數(shù)
根據(jù)采煤機使用負荷的實測與分析，取
Ⅱ、動負荷系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-1查的（7級精度）：
Ⅲ、齒向載荷分布系數(shù)
試中 ―――計算接觸強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷布系數(shù)：由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-2查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-5查得（）
―――計算彎曲強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷分布系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-4查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與設(shè)計》一書圖5-5查得
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
Ⅳ、齒間載荷分布系數(shù)，
因精度7級，硬齒面直齒輪，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書表5-9查得
Ⅴ、節(jié)點區(qū)域系數(shù)由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》一書圖5-13
試中直齒輪
―――端面節(jié)圓嚙合角
直齒輪
―――端面壓力角
直齒輪
Ⅵ、彈性系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》由表5-10查得（鋼－鋼）
Ⅶ、載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)
根據(jù)和，由表5-8和圖5-11a查得
Ⅷ、載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》表5-11和圖5-20a，查得
Ⅸ、重合度系數(shù)，
Ⅹ、螺旋角系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》
圖5-21
因 的
4）、齒數(shù)比u，
5）、計算接觸應(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)
Ⅰ、壽命系數(shù)
因次，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》圖5-19得
Ⅱ、潤滑系數(shù)
Ⅲ、速度系數(shù)
因和，由《漸開線齒輪傳動的設(shè)計與制造》圖5-15查得
Ⅳ、粗糙度系數(shù)
和，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-16查得
Ⅴ、工作硬化系數(shù)
因大小齒輪均為硬齒面，且齒面，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-17取
Ⅵ、尺寸系數(shù)，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-18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)
Ⅰ、試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
Ⅱ、壽命系數(shù)，因，查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-25，得
Ⅲ、相對齒根圓角敏感系數(shù)
由，由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-22，查得
Ⅳ、齒根表面狀況系數(shù)（由《漸開線行星傳動設(shè)計與制造》圖5-23，齒根）
Ⅴ、尺寸系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-24
Ⅵ、許用彎曲應(yīng)力
Ⅶ、彎曲強度安全系數(shù)
（9）、行星輪的強度驗算
1）確定計算負荷
名義圓周力
2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
試中 ―――太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速
t―――壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間
3）確定強度計算中的各種系數(shù)
Ⅰ、使用系數(shù)
根據(jù)采煤機使用負荷的實測與分析，取
Ⅱ、動負荷系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-1查的（7級精度）：
Ⅲ、齒向載荷分布系數(shù)
試中 ―――計算接觸強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷分布系數(shù)：由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-2查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》圖5-5查得＝0.4（）
―――計算彎曲強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷分布系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-4查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-5查得
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
Ⅳ、齒間載荷分布系數(shù)，
因精度7級，硬齒面直齒輪，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與造》一書表5-9查得
Ⅴ、節(jié)點區(qū)域系數(shù)由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》一書圖5-13
＝2.28
試中直齒輪
―――端面節(jié)圓嚙合角
直齒輪
―――端面壓力角
直齒輪
Ⅵ、彈性系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》由表5-10查得（鋼－鋼）
Ⅶ、載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)
根據(jù)和，由表5-8和圖5-11a查得
Ⅷ、載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》表5-11和圖5-20a，查得
Ⅸ、重合度系數(shù)，
Ⅹ、螺旋角系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》圖5-21
因 的
4）齒數(shù)比u，
5）計算接觸應(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)
Ⅰ、壽命系數(shù)
因次，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》圖5-19得
Ⅱ、潤滑系數(shù)
Ⅲ、速度系數(shù)
因和，由《漸開線齒輪傳動的設(shè)計與制造》圖5-15查得
Ⅳ、粗糙度系數(shù)
和，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-16查得
Ⅴ、工作硬化系數(shù)
因大小齒輪均為硬齒面，且齒面，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-17取
Ⅵ、尺寸系數(shù)，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-18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)
Ⅰ、試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
Ⅱ、壽命系數(shù)，因，查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-25，得
Ⅲ、相對齒根圓角敏感系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-22，查得
Ⅳ、齒根表面狀況系數(shù)（由《漸開線行星傳動設(shè)計與制造》圖5-23，齒根）
Ⅴ、尺寸系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-24
Ⅵ、許用彎曲應(yīng)力
Ⅶ、彎曲強度安全系數(shù)
（10）內(nèi)齒圈的強度驗算
1）確定計算負荷
名義圓周力
2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
次
試中 ―――太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速
t―――壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間
3）確定強度計算中的各種系數(shù)
Ⅰ、使用系數(shù)
根據(jù)采煤機使用負荷的實測與分析，取
Ⅱ、動負荷系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-1查的（7級精度）：
Ⅲ、齒向載荷分布系數(shù)
試中 ―――計算接觸強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷布系數(shù)：由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-2查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-5查得（）
―――計算彎曲強度時運轉(zhuǎn)初期（未經(jīng)跑合）的齒向載荷分布系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書圖5-4查得
―――計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》一書圖5-5查得
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
―――與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，
Ⅳ、齒間載荷分布系數(shù)，
因精度7級，硬齒面直齒輪，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》一書表5-9查得
Ⅴ、節(jié)點區(qū)域系數(shù)由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》一書圖5-13
試中直齒輪
―――端面節(jié)圓嚙合角
直齒輪
―――端面壓力角
直齒輪
Ⅵ、彈性系數(shù)，由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》由表5-10查得（鋼－鋼）
Ⅶ、載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)
根據(jù)和，由表5-8和圖5-11a查得
Ⅷ、載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》表5-11和圖5-20a，查得
Ⅸ、重合度系數(shù)，
Ⅹ、螺旋角系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》
圖5-21
因 的
4）齒數(shù)比u，
5）計算接觸應(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)
Ⅰ、壽命系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造》圖5-19得
Ⅱ、潤滑系數(shù)
Ⅲ、速度系數(shù)
因由《漸開線齒輪傳動的設(shè)計與制造》圖5-15查得
Ⅳ、粗糙度系數(shù)
，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-16查得
Ⅴ、工作硬化系數(shù)
因大小齒輪均為硬齒面，且齒面，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-17取
Ⅵ、尺寸系數(shù)，由《漸開線齒輪傳動設(shè)計與制造》一書圖5-18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)
Ⅰ、試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
Ⅱ、壽命系數(shù)，查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-25，得
Ⅲ、相對齒根圓角敏感系數(shù)
由《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-22，查得
Ⅳ、齒根表面狀況系數(shù)（由《漸開線行星傳動設(shè)計與制造》圖5-23，齒根）
Ⅴ、尺寸系數(shù)，可查《漸開線齒輪行星傳動設(shè)計與制造》圖5-24
Ⅵ、許用彎曲應(yīng)力
Ⅶ、彎曲強度安全系數(shù)
4 截割部傳動系統(tǒng)輔助裝置的校核計算
4.1截一軸花鍵設(shè)計計算
截一軸按純扭矩計算
內(nèi)花鍵設(shè)計計算：
傳遞扭矩
花鍵材料軸材料選淬火處理，花鍵模數(shù)?。积X數(shù)??；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。
分度圓直徑；
基圓直徑；
內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：
；
內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：
；
；
；
；
外花鍵大徑基本值：
外花鍵小徑基本值：
；
花鍵強度驗算：
強度合格。
4.2截二軸設(shè)計
截二軸按純扭矩計算
內(nèi)花鍵設(shè)計計算：
傳遞扭矩
花鍵材料軸材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)?。积X數(shù)?。粷u開線齒形，平根，壓力角為30度。
分度圓直徑；
基圓直徑；
內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：
；
內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：
；
；
；
；
外花鍵大徑基本值：
；
外花鍵小徑基本值：
；
花鍵強度驗算：
強度合格。
4.3截三軸設(shè)計
截三軸按純扭矩計算
內(nèi)花鍵設(shè)計計算：
傳遞扭矩
花鍵材料軸材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)?。积X數(shù)?。粷u開線齒形，平根，壓力角為30度。
分度圓直徑；
基圓直徑；
內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：
；
內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：
；
；
；
；
外花鍵大徑基本值：
；
外花鍵小徑基本值：
；
花鍵強度驗算：
強度合格。
4.4截四軸設(shè)計
根據(jù)第一級行星輪直徑取軸徑為120；
驗算此軸強度：
合格；
內(nèi)花鍵設(shè)計計算：
傳遞扭矩
花鍵材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)??；寬度B＝90；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。
分度圓直徑；
基圓直徑；
內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：
；
內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：
；
；
；
；
外花鍵大徑基本值：
；
外花鍵小徑基本值：
；
花鍵強度驗算：
強度合格。
4.5輸出軸花鍵設(shè)計計算
內(nèi)花鍵設(shè)計計算：
傳遞扭矩
花鍵材料選表面淬火，花鍵模數(shù)?。积X數(shù)??；寬度取B＝150；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。
分度圓直徑；
基圓直徑；
內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：
；
內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：
；
；
；
；
外花鍵大徑基本值：
；
外花鍵小徑基本值：
；
花鍵強度驗算：
強度合格。
5 截割部傳動系統(tǒng)各傳動軸、軸承的校核
5.1截一軸及其軸承壽命驗算：
5.1.1求軸上的載荷
；
支反力 水平面
垂直面
彎矩MH和MV 水平面
垂直面
合成彎矩M
扭矩T
當量彎矩Mca