1、本科毕业设计（论文） 第 1 页1 绪论1.1 引言全套设计，联系 153893706我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。1.2 采煤机的发展概况机械化采煤开始于二十世纪 40 年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40 年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但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，所以限制了采煤机生产率的提高。50 年
2、代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、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技术的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。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滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性高产、高效、安全和经济。进入 70 年代，综采机械化得到了进一
3、步的发展和提高，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。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。80 年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是 20 世纪 80 年代采煤机发展中非常突出的特点。本科毕业设计（论文） 第 2 页至此，缓倾斜中厚煤层
4、的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。1.3 国内电牵引采煤机的技术特点及趋势1.3.1 采煤机的技术特点电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点国内从 90 年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。装机功率不断增加为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机
5、，其装机功率(包括截割功率和牵引功率)均在不断加大，最大已达 1020kW，其中截割电机功率达 450k W，牵引电机功率达 250kW。牵引速度和牵引力不断增大电牵引采煤机最大牵引速度已达 14.5m/min，牵引力已普遍增大到 450600kN。电机横向布置总体结构发展迅速近年来，我国基本停止了截割电左尼纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。控制系统日趋完善采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的 PLC 控制系统，实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能;研制
6、成功井下无线电离机控制并得到推广使用。滚筒截深不断增大目前已由 630mm 增至 800mm，预计今后可能增至 1000mm。采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标随着高产高效矿井的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产 700010000t 水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。1.3.2 采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过 25 年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下:电牵引系统
7、向交流变频调速牵引系统发展。结构形式向多电机驱动横向布置发展。监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。性能参数向大功率、高参数发展。综合性能向高可靠性和高利用率发展。国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近 15 年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技本科毕业设计（论文） 第 3 页术和试验研究。1.4 采煤机类型及组成1.4.1 采煤机类型滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚
8、筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机） 。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.4.2 采煤机的组成采煤机主要由电动机、牵引部、
9、截割部和附属装置等部分组成（如图 1.1） 。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链 3 相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂 5 的齿轮，驱动滚筒6 旋转。滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板 7，它可以根据不同的采煤方向来回翻
10、转 180。图 1.1 双滚筒采煤机结构示意图本科毕业设计（论文） 第 4 页底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴 9 将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。
11、1.5 采煤机的特性采用多电机驱动、横向布置，交流变频调速无链双驱动电牵引采煤机。可采中厚煤层中的硬煤。该机装机功率 730KW，截割功率 2160KW,牵引功率 240KW。机面高度900mm，适用于最大采高 2.6m（1400 滚筒） 。1.5.1 适用范围该机主要定位适用于倾角 的中厚煤层的开采，要求煤层顶板中等稳定，底板35起伏不大，不过于松软，煤质硬或中硬，能截割一定的矸石夹层。工作面长度以150200m 为宜。煤层中不应有坚硬的或较厚的该类夹杂物，以及落差较大的断层。该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过 20
12、00m、周围介质温度不超过40或低于10、空气湿度不大于 95%的情况下可靠地工作，不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。该采煤机适用于与相应的液压支架，各种型号工作面运输机配套，实现综合机械化采煤或放顶煤综采；亦可与相应的工作面运输机、单体液压支柱、长钢梁或金属铰接梁配套实现新高档普采。1.5.2 主要技术参数主要技术参数及配套设备：1、适用煤层采高范围（m）：1.12.6；适应煤层倾角（）：35；煤质硬度:中硬以上；2、总体机面高度（mm）：900；3、电机截割电机型号：YBC-160S；额定电压（V）：1140；额定功率（KW）：160牵引电机型号：KCB2-40额定功率（K
13、W）：40额定电压（V）：380额定转速（r.p.m）：10004 截割部本科毕业设计（论文） 第 5 页截割功率（KW）：22160滚筒直径 （mm）：1400；滚筒转速（m/s）：3摇臂摆角（）：上摆 30.4、下摆 12.8截深（mm）：6005、牵引牵引功率（KW）：240牵引速度(m/min)： 08.2；牵引力（KN）：460；牵引形式：交流变频调速，齿轮销轨式电牵引；6、冷却和喷雾冷却：截割、牵引、调高电机，摇臂水冷，电控箱分别水冷喷雾：内喷雾7、配套工作面刮板输送机型号：730 系列8、调高调高泵型号：A2F12R4P1；泵电机型号：YBRB-11；装机功率（KW）：730（其
14、中四个截割电机 4160KW，两个牵引电机 240KW，一个牵引电机 10KW，共计4160240+10）1.5.3 主要组成部分及工作原理MG2160/730AWD（1.14kV）型交流电牵引采煤机主要由以下部件组成：（1）左牵引部（2）右牵引部（3）左摇臂（4）右摇臂（5）电控箱（6）变压器箱（7）调高泵箱（8）左行走箱（9）右行走箱（10）机身联接件（11）冷却喷雾系统（12）电气控制和连接件（13）拖缆装置（14）左、右滚筒（15）各部件电动机工作原理及主要结构：采煤机由老塘侧的两个导向滑靴和煤壁侧的两个平滑靴分别支承在工作面刮板运输机销轴和槽帮上。当行走机构的驱动轮转动时，驱动齿轨轮
15、转动，齿轨轮与销轨啮合，采煤机便沿运输机正向或反向牵引移动，滚筒旋转进行落煤和装煤，沿工作面长截割一刀即进尺一个截深。采煤机由左、右牵引部、电控箱、变压器箱、调高泵箱五段组成主机身，该四段主要采用液压拉杠联结，无底托架，机身两端铰接左右摇臂，左、右摇臂的小支臂与调高油缸铰接。两个行走箱左右对称布置在牵引部的老塘侧，由两台 40kW 电机分别经左右牵引部减速箱驱动实现双向牵引。采用销轨式牵引系统导向滑靴和齿轨轮中心重合骑在运输机销轨上，可保证采煤机不掉道，同时保证齿轨轮和销轨柱销有良好的啮合性能。机身中段为一整体电控箱机壳，变压器组件、变频器组件等电气元部件可分别从老塘侧装入机壳。摇臂采用弯臂结
16、构形式，左右摇臂输出端采用的方形出轴与滚筒联结。滚筒叶片和端盘上装有截齿，滚筒旋转时靠截齿落煤，再通过螺旋叶片将煤输送到工作面刮板运输本科毕业设计（论文） 第 6 页机上。机器的操作可以在采煤机中部电控箱上或两端左右牵引部上的指令器进行，也可以用无线遥控器控制。采煤机中部可进行开停机、停运输机和牵引调速换向操作，采煤机两端和无线遥控均可进行停机、牵引调速换向和滚筒的调高操作。1.5.4 结构特点MG2160/730AWD（1.14kV）型交流电牵引采煤机采用多电机驱动，电机横向布置的总体结构，其结构简单可靠，各大部件之间只有联接关系，没有传动环节，其主要特点如下：（1）所有电机横向装入每个独立
17、的机箱内，为抽屉式型式，各部件均有独立的动力源，各大部件之间无力的传递。（2）变压器组件、两个变频器组件等电气部件分别装入中间变压器箱机壳和电控箱机壳内，电气部件不受力，拆装运、维修方便。（3）机身由五段组成，采用液压拉杠和高强度螺栓联结为一个刚性整体，无底托架，增加了过煤空间高度。摇臂支承座受到的截割阻力、调高油缸支承座受到的支反力、行走机构的牵引反力均由牵引部箱体承受，机身较短，对工作面适应性好，通过工作面三机配套，可以方便地调整采煤机总宽度，能适应与各种工作面运输机配套和不同综采、高档普采工作面的需要。（4）采用弯摇臂，加大了装煤空间，摇臂行星头采用三组行星轮结构，齿轮强度和轴承寿命高，
18、行星头外径尺寸小，适合与小滚筒配套。摇臂设有齿式离合器及扭矩轴机械保护装置，以实现离合滚筒及电机、机械传动系统过载保护。摇臂行星头油池和摇臂身油池隔离，为两个独立的润滑油池，可以保证滚筒位于任何位置时，行星机构部分都能得到良好的润滑。（5）调高液压系统液压控制元部件均集成安装于调高泵箱中，调高泵及驱动电机安装于右牵引部箱体内，液压元件均采用成熟定型的产品，系统简单、管路少、可靠性高。（6）采用销轨式无链牵引系统，牵引部与行走箱为两个独立的箱体，煤壁侧的平滑靴采用一支撑板与牵引部机壳联结，与工作面运输机配套性能好，适用范围广。（7）牵引电气拖动采用一拖一，即由二台变频器分别拖动二台牵引电机。（8
19、）电气拖动系统根据需要可具有四象限运行的能力，采煤机可用于大倾角工作面并采用回馈制动。（9）采用水冷式变频器。（10）采用 PLC 控制，全中文液晶显示系统，具有简易智能监测系统，保护齐全、查找故障方便。（11）控制系统完备，具有手控、电控、无线遥控多种操作方式，可以在采煤机中部或两端操作，可单人操作或双人同时操作。1.6 截割机构1.6.1 截割机构概述截割机构由左右摇臂、左右滚筒组成，其主要功能是完成采煤工作面的落煤，向工作面运输机装煤和喷雾降尘。左、右摇臂内各装有两台 160kW 截割电机，其动力通过三级直齿轮减速和一级行星齿轮减速传给出轴方法兰驱动滚筒旋转。摇臂减速箱设有离合装置、冷却
20、润滑装置、喷雾降尘装置等。本科毕业设计（论文） 第 7 页摇臂减速箱为整体弯摇臂型式，除机壳外，其余零组件左、右通用。左右摇臂减速箱壳体与左右牵引部机壳铰接，左右摇臂的小支臂与左右调高油缸铰接，通过调高油缸实现摇臂的升降。摇臂和滚筒之间采用方榫联接。1.6.2 主要机构截割机构主要由截割电机、摇臂减速箱、滚筒等组成，机构内设有冷却系统，内喷雾等装置。截割电机直接安装在摇臂箱体内，机械减速部分全部集中在摇臂箱体及行星机构内。摇臂通过销轴与牵引部机壳铰接，其小支臂与安装在牵引部上的调高油缸之活塞杆铰接，通过油缸的伸缩，实现截割滚筒的升降。截割机构具有以下特点:（1）摇臂的回转采用铰轴结构，没有机械
21、传动。（2）摇臂减速箱机械传动都是简单的直齿轮传动，结构简单，传动效率高。（3）截割电机和摇臂主动轴齿轮之间，采用细长扭矩轴联接，可补偿电机和摇臂主动轴齿轮安装位置的小量误差，在扭矩轴上设有 V 型剪切槽，受到较大的冲击载荷时，剪切槽切断，对截割传动系统的齿轮和轴承及电机起到保护作用。（4）摇臂机壳内设置有水道，在外喷雾降尘的同时，对摇臂减速箱起到冷却的作用。（5）摇臂行星传动与臂身直齿轮传动分油池润滑，保证了行星头部分的润滑，整个传动系统的润滑效果好。（6）摇臂减速箱内的传动件及结构件的机械强度设计有较大的安全系数。2 截割部的设计过程2.1 整机功率的安排设计机型的总装机功率为 730KW
22、，其中左右摇臂处各设两个功率为 160KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，左右牵引部各设一个功率为 40KW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机，液压部分的泵用电机采用一个功率为 10kW 的矿用隔爆型三相交流异步电动机 。电机选择：型号：YBC-160S 电流：103A功率：160KW 工作制：连续电压：1140V 绝缘等级：H转速：1470r/min 冷却方式：定子水冷冷却水量：25L/min 防爆型式：隔爆型冷却水压：1.5Mpa2.2 摇臂减速器传动比的分配2.2.1 总传动比的确定总传动比等于截割部电动机的转速与滚筒转速比值：电动机的转速为：1470 rpm滚筒转速：由公式 转速分直径
23、3.14=米分 得转速分= =40 转分4.136092总传动比： =i总 574012.2.2 传动比的分配本科毕业设计（论文） 第 8 页由于采煤机结构的特殊性（如等机厚及其约束） ，一般需要 34 级减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，即可利用滚筒筒毂内的空间，又可减小前各级齿轮的传动比和尺寸。采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为 34（行星齿轮传动比可达ij56） ；为有效利用空间，传动比应从高速级向低速级递减，即 。在初步设计时，ijj1可按 20%30%。采煤机齿轮采用较大的变位系数，齿轮最少齿数一般ijj1)(，但第一级齿轮转速很高，齿数不宜太少。3minz初步估算行
24、星齿轮减速级传动比为 5.iabH查机械设计手册轮系 表 17.2-4 得：14az64bz25gz3wn5714.iabH三级圆柱齿轮系总传动比：=i直 齿 96.5714.3由式 iijj直221j596.31ji87j则 251i5.26.873i以此计算，四级减速传动比的总误差为： 067.5.3714.562.87.125. 在误差允许范围 5内，满足设计要求。2.3 截割部传动系统运动学、动力学参数的计算本科毕业设计（论文） 第 9 页MG2160/73-AWD交 流 电 牵 引 采 煤 机 截 割 部 传 动 系 统 图2.3.1 各级传动转速、功率、转矩各轴转速计算：从电动机输
25、出轴开始，各轴依次命名为、轴，各轴转速为：轴 min1470rn轴 min/.365.2/5 r轴 48713/26i轴 i/9/488 rn轴 in/4020596/9 ribaH 各轴功率计算：轴 0.990.99=156.81616031 PkW轴 0.980.99=152.148.522轴 0.990.98+1600.990.99=304.4214.52313 pkW轴 0.980.99=295.35.401234 PkW轴 0.990.980.99=283.685395本科毕业设计（论文） 第 10 页轴 0.990.990.98=272.488.6231356 P kW轴 0.98
26、0.99=264.36 kW4727轴 0.990.980.99=253.92.138 k式中 滚动轴承效率 =0.991闭式圆柱齿轮效率 =0.982 2花键效率 =0.9933各轴扭矩计算:轴 mNnPT7.108476.590511轴 9.3.2122轴 mNnPT.61740.395033轴 44 .98.2轴 mNnPT6.41.365905轴 .978.266轴 mNnPT.346.395077轴 2.10875.2882.3.2.截割部齿轮设计计算在借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验的基础上，查阅相关书籍和资料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
27、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校核，具体计算过程及计算结果如下：直齿轮模数、齿数确定第一级齿轮的模数可根据电动机的最大转矩按表 4-1 初选表 4-1 第一级齿轮模数本科毕业设计（论文） 第 11 页最大转矩/Nm 10002000 20003500 35006000模数/mm 6 8 10T= Nm 得 .51039479561m取 1z75.42.5iz435z两电机间加一惰轮 取 则 20193为增加摇臂长度需加一惰轮 取44第二级直齿传动：取 则82m236z取 15.47.67i 43z第三级直齿传动：取 则1038z取 125.6.8zi 2810z为
28、增加摇臂长度需加一惰轮 取939第一级减速圆柱直齿轮的设计计算及强度效核计算过程及说明 计算结果1) 选择齿轮材料，确定许用应力查文献 1 表 6.2 选 小齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火大齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火惰轮 20CrMnTi 渗碳淬火许用接触应力 ：H由文献 1 式： minliHNSZ接触疲劳极限应力 ：2li1li、查文献 1 图 64 得： 2lim/50H2li3NHRC601521lim/650NH2li3本科毕业设计（论文） 第 17 页应力循环次数 N：由文献 1 式 得：708)8302(146hnjL9912 .5./3.2/i则 查文献 1 图
29、 6-5 得接触强度得寿命系数(不许有点蚀)2NZ接触强度最小安全系数 ：minHS按高可靠度查 取5.1in 2.1in1 /372./650NH22083许用弯曲应力 ：F由文献 1 式 6-12 minlim/FXNSY弯曲疲劳极限 ：liF查文献 1 图 6-7 得： 2lim/0NF2li6弯曲强度寿命系数 ：NY查文献 1 图 6-8 得：2弯曲强度尺寸系数 ：XY查文献 1 图 6-9 得：X弯曲强度最小安全系数 ：minFS取 34.1minFS9103.24N8121NZ.minHS21375N208H221lim/0NF2li6121NY1XY5.1minFS本科毕业设计（
30、论文） 第 18 页5.1minFS则 in1li1/FXNFY.50min2lim2/FXFS.162) 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按估取圆周速度 ，31(0.2)/tvnpsmvt/9参考文献 1 表 6.7，表 6.8 选取齿宽 B=(812)m 取 B=72小轮齿数 ： 1Z=191大轮齿数 ：5435Z齿数比 ：u 19/5传动比误差05.4.6.2.2/ u小轮转矩：1018770 N1T载荷系数 ：KKVA使用系数 ：A查文献 1 表 6.3 1.75AK动载荷系数 ：V由推荐值 1.051.4齿向载荷分布系数 ： 21/.37mNF240svt/9公差组 7
31、级B=72=191Z4352.26u合适=1018770 N1T1.75AK1.2V1K本科毕业设计（论文） 第 19 页由推荐值 1.01.2齿间载荷分配系数 ：K由推荐值 1.01.2则载荷系数 =1.751.21.11材料弹性系数 ：EZ查文献 1 表 6.4 节点区域系数 ：H查文献 1 图 6-3 得： 0,21xo重合度系数 ：Z由推荐值 0.850.92小轮分度圆直径 1d196m则 321ubKTZHE326.14708.8.042.189 =1067.5 H圆周速度 ：v60/147.360/1nd标准中心距 ：a 186239251Zm大轮齿宽：65b3) 齿根弯曲疲劳强度
32、校核计算1.1KK=2.31189.N/mEZ=2.4H=0.87Z 1141d189.N/mEZ疲劳强度满足要求V=8.77m/s与估算接近=186a625b本科毕业设计（论文） 第 20 页由文献 1 式 FSFFYmbdKT12齿形系数 ：Y查文献 1 表 6.5 得：小轮 85.21F大轮 3Y应力修正系数 ：S查文献 1 表 6.5 得：小轮 54.1SY大轮 67重合度 tanttantZ21551Z +20t69cosrt9tan24360arcostn43=1.64重合度系数 ： Y0.257/=0.25+0.75/1.64=0.707故 07.451.82614720.31
33、F12/9FmN07.638.65.35F52/.817F4) 齿轮几何尺寸计算85.21FY34.1S67.5SY=1.64=0.707Y21/96.5mNF25/.837F齿根弯曲强度满足本科毕业设计（论文） 第 21 页分度圆直径 ：dmZ1496125835齿顶高 ：ahmha61*齿根高 ：f25.0*caf齿顶圆直径 ：ad6141ah25825ad齿根圆直径 ：fd.7141ffh52825ff考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮组。由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取 6，惰轮的齿数按推荐值，也采用圆柱直齿渐开线齿形。惰轮
34、参数：分度圆直径 ：dmmZ30562244齿顶圆直径 ：ad6302ahd254a齿根圆直径 ：fdmd14258mha6f.57mda126705mdf91f2435md30254mda31264本科毕业设计（论文） 第 22 页第二级减速圆柱直齿轮的设计计算及强度效核.572302ffhd4ff5) 注：惰轮的齿根弯曲疲劳强度校核计算同上。mdf285f374计算过程及说明 计算结果1）选择齿轮材料，确定许用应力查文献 1 表 6.2 选 小齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火大齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火许用接触应力 ：H由文献 1 式 6-6： minliHNSZ接触疲劳极限
35、应力 ：li查文献 1 图 64 得： 2lim/50H2li3N应力循环次数 N：由文献 1 式 得：708)8302(1.6536hnjL99212 ././i则 查文献 1 图 6-5 得接触强度得寿命系数(不许有点蚀)2NZ接触强度最小安全系数 ：minHS按高可靠度查 取5.1in 2.1inHRC60721lim/650NH22li/3910.N2121NZ.minHS本科毕业设计（论文） 第 23 页21 /13752./650mNH2083许用弯曲应力 ：F由文献 1 式 6-12 minlim/FXNSY弯曲疲劳极限 ：liF查文献 1 图 6-7 得： 2lim/0NF2l
36、i6弯曲强度寿命系数 ：NY查文献 1 图 6-8 得：2弯曲强度尺寸系数 ：XY查文献 1 图 6-9 得：X弯曲强度最小安全系数 ：minFS取 34.1minFS5.in则 min1lim1/FXNFSY.50in2li2/FXF.162）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按估取圆周速度31(0.2)/tvnp21375mNH2082H21lim/0NF22li/6F121NY1XY5.1minFS21/.37NF22/40Fsmvt/.26本科毕业设计（论文） 第 24 页，参考文献 1 表 6.7，表 6.8 选取smvt/.26齿宽 B=(812)m 取 B=80小轮齿数
37、 ： 6Z=236大轮齿数 ：7437Z齿数比 ：u 23/67传动比误差055.8175.81/ u小轮转矩：4146860N6T载荷系数 ：KKVA使用系数 ：A查文献 1 表 6.3 1.75AK动载荷系数 ：V由推荐值 1.051.4齿向载荷分布系数 ： 由推荐值 1.01.2齿间载荷分配系数 ：K由推荐值 1.01.2则载荷系数 =1.751.21.11材料弹性系数 ：EZ查文献 1 表 6.4 公差组 7 级B=80=236Z4371.87u合适=4146860N6T1.75AK1.2V1K1.1K=2.31189.N/mEZ=2.4HZ本科毕业设计（论文） 第 25 页节点区域系
38、数 ：HZ查文献 1 图 6-3 得： 0,21xo重合度系数 ：Z由推荐值 0.850.92小轮分度圆直径 1d196m则 321ubKTZHE327.814806.7.0428.19 =877.5 H圆周速度 ：v60/.35184.360/1nd标准中心距 ：a 264276Zm大轮齿宽：5b3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由文献 1 式 FSFFYmbdKT62齿形系数 ：Y查文献 1 表 6.5 得：小轮 69.2F大轮 387Y=0.87Z 1141d189.N/mEZ疲劳强度满足要求v=6.3m/s与估算接近=264a75b69.2FY387本科毕业设计（论文） 第 26 页应力修正
39、系数 ：SY查文献 1 表 6.5 得：小轮 57.6S大轮 1Y重合度 tanttantZ217766 Z +20t823cosrt3tan480arcostn4=1.66重合度系数 ： Y0.257/=0.25+0.75/1.66=0.70故 0.75.16928140.326 F/.FmN.6138.23475F/.28F4）齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ：dmZ184367齿顶高 ：ahmha81*齿根高 ：f57.16SY.7S=1.66=0.70Y21/.584mNF25/.F齿根弯曲强度满足 md184637mha8f10本科毕业设计（论文） 第 27 页第三级减速圆柱直齿轮的设计
40、计算及强度效核825.01*mchaf齿顶圆直径 ：ad46ad8237ah齿根圆直径 ：fd10426ff37ffhmda20637mdf164f327计算过程及说明 计算结果1）选择齿轮材料，确定许用应力查文献 1 表 6.2 选 小齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火大齿轮 18Gr2Ni4WA 渗碳淬火惰轮 20CrMnTi 渗碳淬火许用接触应力 ：H由文献 1 式： minliHNSZ接触疲劳极限应力 ：2li1li、查文献 1 图 64 得： 2lim/50HHRC608121lim/650NH本科毕业设计（论文） 第 28 页22lim/130NH应力循环次数 N：由文献 1 式
41、 得：78)8302(1.4360hnjL9312 1.465/./ i则 查文献 1 图 6-5 得接触强度得寿命系数NZ5.02接触强度最小安全系数 ：minHS按高可靠度查 取5.1in2.1in1 /372./650NH22 .3许用弯曲应力 ：F由文献 1 式 6-12 minlim/FXNSY弯曲疲劳极限 ：liF查文献 1 图 6-7 得： 2lim/0NF2li6弯曲强度寿命系数 ：NY查文献 1 图 6-8 得：2弯曲强度尺寸系数 ：XY查文献 1 图 6-9 得：22lim/130NH9103.N82461NZ5.02.1minHS2375N2.H2121lim/0NF2l
42、i6121NY本科毕业设计（论文） 第 29 页1XY弯曲强度最小安全系数 ：minFS取 34.minFS5.1in则 min1lim1/FXNFSY.50in2li2/FXF.162）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按 估31(0.2)/tvnp取圆周速度 ，参考文献 1 表 6.7，表 6.8 选smvt/.73取齿宽 B=(812)m 取 B=120小轮齿数 ： 1Z=188大轮齿数 ：5210Z齿数比 ：u 18/810传动比误差05.6562.51/ u小轮转矩：7468960N8T载荷系数 ：KKVA使用系数 ：A查文献 1 表 6.3 1XY5.1minFS21/.
43、37NF240smvt/.73公差组 8 级B=120=188Z2101.56u合适=7468960N8T本科毕业设计（论文） 第 30 页1.75AK动载荷系数 ：V由推荐值 1.051.4齿向载荷分布系数 ： 由推荐值 1.01.2齿间载荷分配系数 ：K由推荐值 1.01.2则载荷系数 =1.751.21.11材料弹性系数 ：EZ查文献 1 表 6.4 节点区域系数 ：H查文献 1 图 6-3 得： 0,21xo重合度系数 ：Z由推荐值 0.850.92小轮分度圆直径 1d1808m则 328ubKTZHE326.5101749.7.0428.19 =967.8 H圆周速度 ：v60/.4
44、381.60/8nd标准中心距 ：a 18629251Zm1.75AK1.2V1K1.1K=2.31189.N/mEZ=2.4HZ=0.87 1801d189.N/mEZ疲劳强度满足要求v=3.3m/s与估算接近本科毕业设计（论文） 第 31 页大轮齿宽：150b3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由文献 1 式 FSFFYmbdKT82齿形系数 ：Y查文献 1 表 6.5 得：小轮 91.28F大轮 50Y应力修正系数 ：S查文献 1 表 6.5 得：小轮 53.8SY大轮 610重合度 tanttantZ21101088 Z +2t8cosrcst0tan120arotn28=1.58重合度系数
45、： Y0.257/=0.25+0.75/1.58=0.72故 2.703519.20182746.38 F1/FmN=186a150b91.28FY503.18SY60=1.58=0.72Y本科毕业设计（论文） 第 32 页2.70615.210857469.325 F/.FmN4）齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ：dZ1808mm210齿顶高 ：ahha*齿根高 ：f1025.*mcaf齿顶圆直径 ：ad88ahd10210a齿根圆直径 ：fd.5828ffh1210ff考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮组。由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取 10，惰轮的齿数按推荐值，也采用圆柱直齿渐开线齿形。惰轮参数：分度圆直径 ：dmmZ32019齿顶圆直径 ：a19ahd21/6.54mNF25/7.3F齿根弯曲强度满足 md18025mha10f.52mda20831mdf58f210md3209本科毕业设计（论文） 第 33 页2.3.3.截割部行星机构的设计计算1）选择行星传动的类型为 2KH 负号机构；2）选择齿轮材料及热处理太阳轮和行星轮均选用 18Cr2Ni4WA,渗碳淬火，吃面硬度为：太阳轮 HRC=60 行星轮HRC=58，内齿圈选用 40Cr 调质处理，硬度为 HBS=2563）此传动采用直齿圆
