中厚煤層采煤機牽引部設計【牽引部的整體設計以及行走箱】

中厚煤層采煤機牽引部設計【牽引部的整體設計以及行走箱】,牽引部的整體設計以及行走箱,中厚煤層采煤機牽引部設計【牽引部的整體設計以及行走箱】,煤層,采煤,牽引,設計,整體,總體,以及,行走 1 摘要 本文是新型采煤機牽引部整體設計的說明書。設計通過參考大量產 品資料和指導老師的指導，分析以往典型采煤機在中、厚煤層開采中的 液壓部分存在的問題，利用多種方法改進，權衡許多重要參數(shù)最終將牽 引部定為由液壓裝置提供動力，齒輪在軌道上行走的基本形式，將采煤 機的直線行走運動性能十分穩(wěn)定。 本文主要是關于牽引部的整體設計以及行走箱的設計，主要闡述行 走箱各軸、齒輪以及軸承等的選型及選型和改進措施，其中以動力傳動 與行走機構的確定為主。還有關于牽引部的總體傳動系統(tǒng)的傳動比的計 算。最后，為牽引部的生產和使用中遇到的實際問題以及問題的解決提 了一些要求和建議，幫助用戶能更好的使用機器。設計說明書中不易表 達出來的地方還配有圖紙來說明。 關鍵詞：采煤機；牽引部；行走箱；牽引機構； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 2 Abstract Shearer traction in this paper is the new Department of the overall design of brochures. Design of a large number of products through reference information and guidance to the guidance of teachers, analysis of typical Shearer in the past, thick seam mining in the hydraulic part of the existing problems, and use various methods to improve balance many important parameters of the traction will eventually be ground Hydraulic devices powered gear running on the track in the basic form, Shearer will walk a straight line movement of very stable. This article is about the overall design of the Department of traction, as well as the design of walking box, walking on the main shaft, gears and bearings, such as the selection and selection and improvement measures, Power Traction and walking mechanism is mainly confirmed. Traction is also available on the Department of the overall transmission ratio of the transmission system of calculation. Finally, the Department of traction for the production and use of the practical problems encountered in the settlement of the issue and mentioned a number of requests and suggestions to help users better use of machinery. Design Manual difficult to express in the local also has drawings to illustrate. Key words: Shearer; traction Department; walking box; traction; 3 目錄 1 緒 論 .4 1.1 采煤機械的技術現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 .4 1.2 中國煤炭開采的重要性 .5 1.3 設計意義 .5 2 牽引部的整體方案設計 .7 2.1 牽引形式的選擇 .7 2.2 牽引機構的選擇 .10 2.2.1 鏈牽引機構 .10 2.2.2 無鏈牽引機構 .10 2.3 牽引部的組成及特點 .12 2.4 牽引機構結構和動力設計方案的確定 .14 2.4.1 牽引部與行走箱一體設計 .14 2.4.2 牽引部和行走箱獨立箱體設計 .14 2.5 此種設計對牽引部的要求 .15 2.6 牽引阻力的確定 .16 2.7 減速機構的選用 .17 2.7.1 減速器的概述 .17 2.7.2 主要減速器特點比較及選擇 .17 2.8 潤滑方式及齒輪油的確定 .18 2.9 密封形式的確定 .19 3 牽引部的主要技術參數(shù)及動力設計 .20 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 4 3.1 液壓馬達的選取 .20 3.2 牽引機構傳動方案的設計 .20 3.2.1 傳動比的計算 .20 3.2.2 確定齒輪模數(shù)和齒數(shù) .22 3.2.3 確定各軸輸入扭矩、轉速、輸入功率 .23 3.3 齒輪變位計算 .24 3.3.1 計算馬達齒輪、惰輪及牽引齒輪的齒輪變位系數(shù) .25 3.3.2馬達齒輪、惰輪及牽引齒輪尺寸計算 .26 3.4 馬達齒輪校核 .27 3.5 齒輪軸設計及校核 .30 3.5.1 中心齒輪軸設計校核 .30 4 行星輪設計及計算 .36 4.1 齒輪材料、熱處理工藝和制造工藝的選定 .36 4.2 確定各主要參數(shù) .37 4.3 幾何尺寸計算 .39 4.4 嚙合要素驗算 .40 4.5 齒輪強度校核 .41 5 行走箱的設計 .47 5.1 直齒輪傳動設計 .47 5.1.1 齒輪設計 .47 5.1.2 齒輪的變位及尺寸計算 .50 5.1.3 齒輪接觸強度修正校核 .53 5.1.4 齒根彎曲疲勞強度校核計算 .53 5.2 花鍵軸的設計計算及軸承的選型與壽命的計算 .55 5 5.2.1 花鍵軸的設計計算 .55 5.2.2 軸承的選型及壽命的計算 .58 5.3 牽引部機箱體的設計思路 .59 6 安裝、檢測維修與故障處理 .61 6.1 采煤機牽引部的安裝與調試 .61 6.2 牽引部的維修與檢修 .61 6.2.1 牽引部的維護 .61 6.2.2 牽引部的檢修 .62 6.3 采煤機牽引部的故障分析和處理 .63 6.3.1 故障分析處理的原則依據(jù) .63 6.3.2 處理故障的步驟 .63 6.3.3 常見故障分析與處理 .64 6.3.4 磨損檢測 .66 7 總結 .67 致謝 .68 參考文獻 .69 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 6 1、緒 論 1.1 采煤機械的技術現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 目前國內使用的采煤機械主要是可調高的雙牽引部液壓采煤機，這 種經過改進的液壓牽引采煤機，可追溯到長臂截煤機，是早期用于煤層 底部掏槽的采煤機械。最早的滾筒采煤機是在截煤機的基礎上，將減速 箱部分改成允許安裝一根水平軸和截割滾筒而演變成的。這種滾筒采煤 機與可彎曲輸送機配套，奠定了煤炭開采機械化的基礎。早期的滾筒采 煤機主要存在 2 個問題， （1）截煤滾筒的安裝高度不能在使用中調整（即所謂的固定滾筒） ， 對煤層厚度及變化適應性差； （2）截煤滾筒的裝煤效果不佳（即所謂的圓形滾筒） ，限制了采煤 機生產率的提高。20 世紀 60 年代，英國、德國、法國和前蘇聯(lián)等先后 對采煤機的截割滾筒做出兩項改進。一是截煤滾筒可以在使用中調整其 高度，完全解決對煤層賦存條件的適應性；二是把圓形滾筒改進成螺旋 葉片截煤滾筒，極大地提高了裝煤效果。這兩項改進使?jié)L筒式采煤機成 為現(xiàn)代化采煤機械的基礎。在滾筒采煤機發(fā)展的同時，還研制出用刨削 方式落煤的刨煤機、以鉆削方式落煤的鉆削式采煤機，以及螺旋鉆式采 煤機?，F(xiàn)代滾筒采煤機均為可調高搖臂滾筒采煤機，其發(fā)展是從有鏈到 無鏈；由機械牽引到液壓牽引再到電牽引；由單機縱向布置驅動到多機 橫向布置驅動；由單滾筒到雙滾筒，且向大功率、遙控、遙測、智能化 發(fā)展，其性能日臻完善，生產率和可靠性進一步提高，工況自動監(jiān)測、 故障診斷以及計算機數(shù)據(jù)處理和數(shù)顯等先進的監(jiān)控技術已在采煤機上得 到應用。 7 1.2 中國煤炭開采的重要性 從資源上看，我國富煤貧油，一次能源以煤為主。在探明的化石能 源中，煤炭占 94.3%，石油天然氣僅占 5.7%；其中煤炭探明可采儲量 1145 億噸，按同等發(fā)熱量計算，相當于目前已探明石油和天然氣總和 的 17 倍。煤炭提供了 78%的發(fā)電能源、70%的化工原料和 60%民用商品 能源；國家的資源條件決定了我國在未來相當長的一段時間內，只能選 擇以煤為主的一次能源結構。 從經濟上來看，煤炭與其他能源相比具備明顯的優(yōu)勢，按同等發(fā)熱 量比較，煤炭價格僅相當于石油的 1/3，電里的 1/7,天然氣的 1/4，對 于我國這樣一個經濟上還欠發(fā)達的國家來說，煤炭是我國目前最經濟、 最現(xiàn)實的能源。 從環(huán)保來看，煤炭通過發(fā)展?jié)崈裘杭夹g，經過潔凈加工后可減少煤 的硫分、灰分，通過潔凈燃燒可顯著減排大量的 SO2和一定量的 CO2， 通過轉化可把煤變?yōu)榍鍧嵉囊后w、氣體燃料，使煤炭得到清潔的利用。 因此可以說，未來的煤炭工業(yè)將完全有可能是一個潔凈的新型的工業(yè)。 從需求前景來看，我國人均能源消費量不足世界人均能源消費水平 （2.4 噸標準煤）的一半，僅為發(fā)達國家的 1/10-1/5。經濟快速發(fā)展和 人民生活水平的不斷提高，將使得我國人均能源消費量和能源消費總量 長期保持著高增長態(tài)勢。預計“十一五”期間，我國煤炭需求量年均增 長增長 2000 萬噸左右，到 2010 年煤炭需求總量將超過 12 億噸。 1.3 設計意義 面對煤炭需求量的不斷增加，采煤的機械化和自動化是煤炭工業(yè)高 產高效，增強競爭力的必有之路。機械化作業(yè)對于提高勞動生產率，改 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 8 善勞動條件和環(huán)境，降低工人的勞動強度，實現(xiàn)安全文明生產有著非常 積極的意義。而且隨著煤炭工業(yè)的高速發(fā)展，現(xiàn)場對安全可靠的采煤機 的需求顯得非常的迫切。 9 2、牽引部的整體方案設計 采煤機的牽引機構是采煤機的重要組成部件，它不但負擔采煤機的 移動和非工作時的調動，而且牽引速度的大小直接影響工作機構的效率 和質量，并對整機的生產能力和工作性能產生很大影響。因此，此設計 應首先確定牽引部的整體方案。 牽引部包括牽引機構及傳動裝置兩部分。牽引機構是直接移動機器 的裝置，它分為鋼繩牽引、鏈牽引及無鏈牽引等幾種。傳動裝置是用來 驅動牽引機構的，按傳動類型有機械傳動、液壓傳動及電傳動等幾種。 傳動裝里位于采煤機上的稱為內牽引，位于工作面兩端的稱為外牽引。 大部分采煤機都采用內牽引，只有在某些薄煤層采煤機中，為了充分利 用電動機功率來割煤并縮短機身，才采用外牽引。 2.1 牽引形式的選擇 采煤機牽引部傳動裝置的功用是將電動機的能量傳到主動鏈輪或驅 動輪，并滿足牽引部的要求?，F(xiàn)有的牽引部傳動裝置分為機械牽引、液 壓牽引、電氣牽引三種。 1機械牽引 具有純機械傳動裝置的牽引部簡稱機械牽引。其特點是工作可靠， 但只能有級調速且結構復雜，目前己很少應用。 這種機械牽引系統(tǒng)為了實現(xiàn)調速、停止、換向、保護過載等，軸和 齒輪非常多，外加離合器、制動閘等，結構非常復雜，并且在工作時， 能得到的工作速度非常有限。因此不采用此種牽引裝置。 2液壓牽引 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 10 液壓傳動的牽引部具有無級調速特性，且換向、停止、過載保護易 于實現(xiàn)，及實現(xiàn)根據(jù)負載自動調運，保護系統(tǒng)比較完善，因而獲得廣泛 應用。其缺點是：油液容易污染，致使零部件容易損壞，使用壽命較低。 牽引部都采用容積調速，并且都采用變量泵一定量馬達系統(tǒng)。其主 回路有開式系統(tǒng)及閉式系統(tǒng)兩種。 （1）開式系統(tǒng) 液壓泵從油箱吸油，向液壓缸或液壓馬達供油， 其回油直接回油箱的主回路稱為開式系統(tǒng)。開始系統(tǒng)主要配備換向閥、 安全閥、和采用變量主液壓泵，就可以實現(xiàn)牽引部換向、安全保護和調 速的基本功能。 換向閥和安全閥都附設在液壓馬達的殼體上。整流閥組則附設在液 壓泵內，所以液壓系統(tǒng)的外部管路很簡單，在液壓泵和液壓馬達之間只 有一根軟管，安裝比較方便。 開式系統(tǒng)的優(yōu)點是：系統(tǒng)較簡單散熱條件好；其缺點是需要大量的 油池，油池中的臟物和空氣較容易進入液壓系統(tǒng)，使系統(tǒng)受到污染，使 得工作條件惡化，并且工作時的穩(wěn)定性差，不適合傳動要求高的機械中。 （2）閉式系統(tǒng) 閉式系統(tǒng)中主液壓泵排出的油直接向液壓馬達供 應，而液壓馬達的回油又直接返回主液壓泵的吸油口，大部分油液進行 著油液的內循環(huán)，由于： 1）壓力的作用，每個液壓元件均有泄漏損失，因此，液壓馬達排 出的油量就不夠主液壓泵所吸入的吸油量，會造成主液壓泵的吸空； 2）主回路油液量減少，油液不斷的循環(huán)工作，摩擦發(fā)熱，使系統(tǒng) 油溫不斷升高，油液粘度降低，液膜變薄而且強度降低，從而使各元件 的工作條件惡化，容易磨損 11 3）主回路建立不起所需的背壓，因此主回路必須增加補油和熱交 換回路，這樣的主回路系統(tǒng)才能正常的工作，因此閉式系統(tǒng)的結構較為 復雜。 在閉式系統(tǒng)中，油箱容積較小、結構緊湊；由于油液不同空氣接觸 且油管中的壓力高于大氣壓力，空氣和污染物不易進入系統(tǒng)；主回路低 壓側低壓側因有一部分背壓，故運轉比較平穩(wěn)；通常閉式系統(tǒng)均采用雙 向變量液壓泵，其換向和調速均由主泵控制因而沒有過剩的流量，效率 較高，所以閉式系統(tǒng)適于大功率和換向頻繁的設備，液壓牽引采煤機的 牽引部就經常采用此種牽引系統(tǒng)將液壓系統(tǒng)采 3電氣牽引 用可控硅整流器供給直流電，即電子控制的調節(jié)系統(tǒng)來實現(xiàn)牽引直 流電動機調速的牽引部稱為電牽引。具有電牽引部的采煤機稱為電牽引 采煤機，它是 1976 年開始發(fā)展起來的新一代采煤機。牽引電動機可以 是他激直流電機，也可以是串激直流機。 要想改變電動機轉速，可以通過以下方法達到： (1)保持激磁電流 JB不變(在額定值)，即磁通 不變，采用可控硅 觸發(fā)電路來改變電扼電壓 U，可以得到恒轉矩調速段； (2)保持電樞電壓不變(額定位)，而減小激磁電流 IB(即減小磁通 )，使轉矩減小，速度增大，以得到恒功率調速段。當然也可以同時 用調節(jié)電樞電壓與磁場強度的辦法來達到調速。 電牽引采煤機的優(yōu)點是：調速性能好；因采用固體元件，所以抗 污染能力強，除電刷和整流子外無易損件，因而壽命和效率高，維修工 作量?。灰螂娮涌刂频捻憫?，所以易于實現(xiàn)各種保護、檢測和顯示； 結構簡單，機身長度可大大縮短，提高廠采煤機的通過性能和開砍口效 率。所有這些優(yōu)點，使液壓牽引大為遜色。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 12 盡管電氣牽引裝置存在很多優(yōu)點，但是在實際應用中技術還不太成 熟，在井下很難以實現(xiàn)，因為井下瓦斯的存在使用電氣裝置受到一定的 限制，所以本設計不采用電牽引方式。 綜上所述本設計采用液壓閉式系統(tǒng)作為采煤機的牽引形式。 2.2 牽引機構的選擇 2.2.1 鏈牽引機構 鏈牽引機構包括礦用圓環(huán)鏈、鏈輪和鏈接頭三種形式。 鏈傳動的缺點且鏈速不均勻。當平環(huán)進入嚙合區(qū) 角范圍內時， 鏈輪與平環(huán)開始嚙合，鏈輪窩稽推功平環(huán)，牽引速度變化很快。因此工 作時很不穩(wěn)定，不宜用于采煤機的牽引裝置中。 必須指出，采用緊夠裝置時，應保證其有足夠的行程或壓縮量，避 免松邊緊鏈裝置在工作過程中因收縮頂死而呈剛件固定。為此，應當估 計采煤機工作時牽引鏈中的最大的彈性伸長量。 2.2.2 無鏈牽引機構 1無鏈牽引的優(yōu)缺點 隨著采煤機向強力、重型化及大傾角的方向發(fā)展，其電動機功率已 逐漸增大到 450 一 750kw，牽引力己達到 400 一 600KN。對于這樣大的 牽引力，目前的圓環(huán)鏈傳動的強度已不能滿足實際需要，牽引鏈極易拉 斷，而且拉斷時，牽引鏈儲存的巨大彈性能被釋放，將造成嚴重傷害。 因此，七十年代以來，無鏈牽引采煤機得到了大力發(fā)展。無鏈牽引機構 取消了固定在工作面兩端的牽引鏈而采用采煤機上的驅動輪與輸送機 上的齒條等相嚙合的方式來移動機器。無鏈牽引具有一系列優(yōu)點： (1)采煤機移動平穩(wěn)、振動小，因而載荷均勻，延長了機器的使用 13 壽命，故障率也大大減少 。 (2)可利用無鏈雙牽引傳動將牽引力提高到 400 一 600kN，以適應 采煤機在大傾角(最大達 54)條件下工作，利用制動器還可使機器的 防滑問題得到解決。 (3)可以實現(xiàn)工作面多臺采煤機同時工作，提高工作面產量。 (4)嚙合效率高，可將牽引力有效地用在割煤上。因它沒有原來鏈 牽引的鏈條通過三個鏈輪時產生的圍繞折曲嚙合合損失，所以噪聲也有 降低。 (5)消除了牽引鏈帶來的斷鍍、反鏈敲缸等事故，大大提高了安全 性。 無鏈牽引的缺點是： 1）對輸送機的彎曲和起伏不平的要求較高，對煤層地質條件變化 的適應件較差，叛及輸送機起伏太大，會影響無鏈牽引機構的嚙合，造 成傳動件的損壞事故。 2）無鏈牽引機構使機道寬度增加了約 100mm，所以提高了支架控 頂能力的要求。 因此，此采煤機的牽引結構采用無鏈牽引。 2 無鏈牽引機構的分類 據(jù)統(tǒng)計，目前已有 20 多種無鏈牽引機構，但歸結起來可分為三類： (1)驅動輪齒條系統(tǒng) 利用牽引部上的驅動輪直接或經齒軌輪 與固定在輸送機上的齒條相嚙合而移動采煤機。這種無鏈牽引機構的強 度高，傳力大，可獲得大的牽引力；可以單牽引或雙牽引傳動，雙牽引 時同一主泵供給相互獨立的傳動裝置，使牽引力增大一倍，但牽引速度 減小一倍；齒條或齒軌的撓曲性好，可以適應輸送機的彎曲和起伏；傳 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 14 動系統(tǒng)中設有制動裝置，機器停止牽引即時制動，以防機器下滑；系統(tǒng) 既可以裝在檔煤板側，也可以裝在鏟煤板側，以適應不同的需要。所以， 驅動輪齒條系統(tǒng)是目前應用最多的無鏈牽引機構。 (2)傳動鏈一齒軌系統(tǒng) 這種牽引機構是通過驅動齒輪經齒軌輪與 鋪設在輸送機上的圓柱排銷式齒軌嚙合而使采煤機移動的，其結構如 2-1 所示。驅動輪和中間傳動輪都是擺線齒廓，后者采用長齒以適應排 銷的起伏。 排銷的安裝方式可以分為固定式與滑動式是兩種，固定式排銷用螺 栓固定在齒軌座的長孔中，以保證中部槽水平偏轉。齒軌座用螺栓固定 在中部槽上。滑動式銷排分為兩種，一種是將銷排安裝在輸送機導向槽 中，它可以沿導向滑動，但滑動量受到導向槽的擋塊限制，并靠間隙來 保證其水平和垂直偏轉；另一種是將排銷的卡套安裝在導向管上，使排 銷能沿輸送機方向在導向管上滑動，為限制動量，導向管上也有擋塊。 這種系統(tǒng)可利用原采煤機改裝，但因傳動鏈強度低、移動速度不均、 磨損大和效率低而應用不多。法國 SIRUS400 型采煤機采用這種系統(tǒng)， 但驅動鏈輪用水平鏈輪，傳動鏈采用圓環(huán)鏈。 (3)液壓缸推進系統(tǒng) 利用兩個液壓缸交替推移前進而使機器移動。 工作時，一個液壓缸的卡爪夾緊導軌，該缸進油使活塞桿伸出推動機器 前移；另一卡爪松開，活塞桿收回，難備下次推移。這種系統(tǒng)雖可簡化 牽引部結構，但是斷續(xù)運動，卡爪和導軟磨損大。 因此本設計采用齒輪銷排式無鏈牽引機構如圖 2-1 所示。 2.3 牽引部的組成及特點 牽引機構由牽引部和行走箱組成，其中牽引部由機殼、牽引馬達、 液壓制動器、馬達齒輪軸、惰輪組、牽引軸、中心齒輪組、行星減速器 15 及油微側標尺等主要零部件組成。行走箱由機殼、驅動輪、行走輪組成。 該牽引部有以下特點： （1）牽引力大，是機器重量的 1.4 倍。 （2）制動器采用液壓制動，制動力大，使采煤機在較大傾角條件 下采煤時，有了可靠的防滑措施。 （3）采用雙極行星減速機構，減速比大，結構簡單。行星減速器 采用四行星輪減速機構使軸承的壽命和齒輪的強度大，可靠性高。行星 減速機構為雙浮動機構即太陽輪、行星架浮動，以補償制造和安裝誤差， 使各行星輪均勻承擔載荷。 （4）平滑靴支撐耳及油缸連接耳的設計均考慮了升高機面高度的 配合要求，使機器適應面更廣。 （5）行走箱與牽引部獨立箱體設計，使采煤機可以在改變行走箱 的條件下改變機面高度，以適應不同的采高。 （6）滑輪回轉中心與行走輪中心軸同軸，保證行走輪與銷軌的正 常嚙合。 （7）左右兩個牽引部采用對稱設計。 （8）機殼設計采用可焊鑄銅制造，強度高。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 16 圖 2-1 齒輪銷排式無鏈牽引機構 2.4 牽引機構結構和動力設計方案的確定 2.4.1 牽引部與行走箱一體設計 牽引部與行走箱設計在一個箱體內部，既不利于防塵，同時制造出 的機箱的總體積也較大，不便于維修，互換性比較差。最重要的是這種 箱體內部結構較為復雜質量過于集中，對軌道的壓力過于集中。 2.4.2 牽引部和行走箱獨立箱體設計 牽引部和行走箱獨立箱體設計，這樣的設計對配不同槽寬的運輸機 或不同的牽引形式時只需要改變行走箱，其他主機箱不變，配套適應性 強。兩個牽引部和行走箱左右對稱分布在兩側，由兩個液壓馬達分別經 牽引不減速驅動實現(xiàn)雙牽引。采用現(xiàn)在國內不常使用的銷軌式牽引系統(tǒng)， 17 導向滑靴和行走輪中心合一騎在運輸機銷軌上，一是保證采煤機不掉道， 同時還能保證行走輪和銷軌柱銷有較好的嚙合性能。 因此，箱體設計采用牽引部和行走箱獨立箱體設計。 2.5 此種設計對牽引部的要求 （1）足夠大的牽引力 為在困難條件下割煤，采煤機應有足夠大的牽 引力。 常見采煤機牽引力如表 21。 表 2-1 采煤機牽引力的參數(shù)匹配（單位為 KW/KN） 采煤機電動機功 率 50 100 150 200 300 牽引力 100 100120 160180 200220 250300 由于無鏈牽引采煤機可用在大傾角( )中，因而一般采用雙405 牽引傳動。采用這種雙牽引，牽引力較上定位增大一倍，但牽引速度降 低一倍。目前采煤機的最大牽引力達 2310kN。 （2）總傳動比大 牽引速度一般為 v90 一 10mmin，因此傳動 裝置的總傳動比應大于 300。 （3）總傳動比要能在工作過程中隨時調節(jié)，并且最好能無級調節(jié)， 這是因為沿工作面煤質的變化及夾矸、硬夾雜物的分布是隨機的，必須 根據(jù)煤質軟硬來調節(jié)牽引速度的大小。 （4）要在電功機轉向不變的條件下能反向牽引和停止牽引 采煤 機上行、下行割煤時，電動機方向是一定的，為改變牽引方向，傳動鏈 中應有相應措施；為避免電動機帶負荷起動，采煤機停機前應先停止牽 引，使主油位回到零位。此外，在更換齒輪和滾筒凋高、調斜等操作中， 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 18 常需要采煤機停止牽引同時又要開動電動機來供油并使?jié)L筒轉動這 就要求牽引部設置離合器及調速手把的正確零位位置。 （5）牽引部應有可靠、完善的自動調速系統(tǒng)和完善的保護裝置 應 根據(jù)電動機負荷、牽引力大小來實現(xiàn)自動調速及過載保護，還應設置油 濕、油質保護和防止機器下滑的裝置。 （6）操作方便 牽引部應有手動操作、離機操作及自動調度等裝 置。 （7）零部件應有高的強度和可靠性：顯然本引部只消耗采脫機裝 機功率的 1015%，但因牽引速度低，牽引力大，零部件受力大，所以 必須要有足夠的強度和可靠性。 2.6 牽引阻力的確定 牽引阻力是采煤機沿工作面割煤時需要克服的移動阻力。以雙滾筒 無鏈鏈牽引采煤機上行采煤為例，說明本引阻力的確定。采煤機騎在刮 板輸送機上靠兩個滑靴 A、B 支承在工作面例槽華上，兩個滑靴 C、D 支 承在采空區(qū)測槽幫上，并靠導向管導向。牽引鏈兩端固定在張緊裝置上， 后者固定在輸送機的機頭和機尾上。采煤機上行割煤時，滾筒上作用的 外阻力有：推進阻力、垂直底板阻力、及側向力。根據(jù)滾筒上每個齒的 受力情況，不難確定以上諸力的大小和作用位置。在外力及機器員力的 作用下，四個滑靴 A、B、C 及 D 上的支撐反力和相應的摩擦力，它們可 根據(jù)空間力系求得。 因滾筒側向力較小，且對牽引阻力影響不大，故在計算時忽略不計。 對無鏈牽引采煤機通常按傾角 18來確定牽引力，所以在傾角 16-18時，必須設置液壓安全絞車；對無鏈牽引采煤機，則應按 19 最大傾角來選擇牽引力和相應的制動力矩。鏈牽引采煤機靠牽引部主動 鏈輪纏繞兩端固定在輸送機上的牽引鏈而移動。牽引鏈一邊緊一邊松。 為了順利吐鏈并消除卡鏈事故，松動鏈必須靠緊鏈裝置來保證一定的頂 緊力。牽引部產生的牽引力應大于牽引阻力，并應滿足 （2-21P 1） 式中 P 2-牽引鏈緊邊植力； P1-牽引鏈松邊拉力。 而鏈牽引的牽引力則由實際工作的情況可以靈活設計與并且改動要 比鏈牽引容易的多。 2.7 減速機構的選用 2.7.1 減速器的概述 減速器是原動件和工作機之間的獨立閉式傳動裝置，用來降低轉速 和增大轉矩以滿足各種工作機械的需要。減速器的種類很多，按照傳動 的形式的不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照齒輪 傳動的級數(shù)又可分為單級和多級減速器，按照傳動的形式又可分為展開 式，分流式和同軸式減速器。這里僅討論齒輪傳動、蝸桿傳動以及由他 們組成的減速器。若按傳動和結構特點來劃分，這類減速器主要有六種， 他們分別是：齒輪減速器、蝸桿減速器、行星減速器、蝸桿齒輪減速器 及齒輪蝸桿減速器、擺線針輪減速器、諧波齒輪減速器。這六種減速器 均有標準系列產品，使用時只需結合所需傳動功率、轉速、傳動比、工 作條件和機器的總體布置等具體要求，從產品目錄中或相關手冊上選擇 即可。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 20 2.7.2 主要減速器特點比較及選擇 1 齒輪減速器的特點 齒輪減速器的特點是效率及可靠性高，工作壽命長，維護簡便， 應用范圍較廣，此類減速器按其齒輪的級數(shù)可分為單級、兩級、三級和 多級的；按其軸在空間的布置可分為立式與臥式；按其運動簡圖的特點 可分為展開式、同軸式和分流式等。 2 蝸桿減速器 蝸桿減速器的特點是在外廓尺寸不太大的情況下，可獲得較大的傳 動比，工作平穩(wěn)，噪聲較小，但效率比較低。其中，應用最廣的是單級 蝸桿減速器，兩級蝸桿減速器則應用較少。 3 行星減速器 行星減速器由于具有減速比大、體積小、重量輕。效率高等優(yōu)點在 很多情況下可代替二級、三級以及普通齒輪減速器和蝸桿減速器。參照 機械設計書中表 18-4 可知：行星齒輪的結構可以使牽引部的整體 尺寸減小，重量減輕，盡管制造精度較高，機構較為復雜但是由于牽引 部要的動力傳動要求結構緊湊，根據(jù)牽引部傳動裝置的要求，結合減速 器的效率、外廓尺寸和質量等要求，我們綜合分析比較，我們參照機 械設計書中表 18-1、18-2、18-3、18-4，四個表中各種減速器的適 用場合、推薦的傳動比以及使用特點，牽引部的減速機構采用兩級行星 減速器作。 2.8 潤滑方式及齒輪油的確定 良好的潤滑對于采煤機的使用壽命和傳動效率有著很重要的要求。 目前，國內外采煤機減速器的潤滑方式有三種：飛濺潤滑、強迫潤滑和 定期注油或脂潤滑。目前大多數(shù)的采煤機均采用飛濺潤滑。飛濺潤滑的 21 潤滑強度高工作零件散熱快，而主要優(yōu)點是簡單，對潤滑油雜質和粘度 降低較不敏感，并且要求搖臂的結構簡單。較小的齒輪靠較大的齒輪帶 油并送到嚙合處進行潤滑。軸承是靠足夠的油面高度或濺油潤滑的。當 傳動零件轉速相當高時，這種方法可以使位于不同水平面的傳動件得到 良好的潤滑。綜合考慮潤滑的要求和攪動產生的能耗，本設計采用飛濺 潤滑，注油高度為距機殼上平面 290mm320mm，在牽引部頂端設有油 位側標尺，可觀察油面高度，每周檢查一次，根據(jù)實際情況更換新油。 齒輪油的選用，齒輪傳動系統(tǒng)的用油與所受的載荷、油池的散熱條 件有著密切的關系，減速器的傳動件一般都進行滲碳淬火或滲氨，考慮 一般牽引截割速度為 7.75m/s 左右，因此根據(jù)文獻8選用 N220 工業(yè)極 壓齒輪油作為牽引部內的齒輪的潤滑油。 2.9 密封形式的確定 對密封裝置的要求主要有： （1）在一定壓力下，具有良好的密封性； （2）相對運動件間，因密封引起的壓力應較?。?（3）結構簡單，易于制造，成本低、壽命長，使用維護簡便。 采煤機牽引部采用的密封件主要有 O 型密封圈、墊圈、旋轉唇形密 封、無骨架密封、迷宮密封和浮動密封這五種。因為齒輪的潤滑裝置采 用采用飛濺潤滑，因此對于箱體的密封要求很高，因此，在惰輪軸及軸 承蓋的安裝時使用 O 形圈進行密封；而在螺栓連接面使用矩形橡膠墊圈 密封；在一般的軸孔相對運動處采用旋轉唇形密封和無骨架密封；在行 星機構輸出軸處同時使用迷宮密封和浮動密封，以上密封裝置均能滿足 采煤機牽引部的設計要求。故按以上的密封裝置對牽引部進行密封。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 22 3、牽引部的主要技術參數(shù)及動力設計 以知條件： 牽引方式： 液壓調速齒輪銷排式無鏈雙牽引 最大牽引力: 400KN 牽引速度： 07.7m/min 總減速比： 143 設計為每天兩班，每班 8 小時，每年工作 300 天，預期壽命 5 年。 3.1 液壓馬達的選取 驅動輪轉速： 1057./min43nri 牽引部機構運動參數(shù)要求由于工作面狹窄，不安全因素多，負載變 化大，采煤機牽引速度低， （一般都小于 10r/min） ，結合本設計要求， 牽引速度的大小約為 7.7r/min。液壓馬達由泵箱設計提供，采用 EATON54 型定量斜盤式軸向柱塞馬達。 該馬達的主要技術參數(shù)： 理論排量： 389.1/cmr 允許最大轉速：3720r/min 實際使用轉速：約 1105r/min 允許最大工作壓力：41.5MPa 實際工作壓力：20.7MPa 23 3.2 牽引機構傳動方案的設計 3.2.1 傳動比的計算 以知總傳動比 (3-143ei 1)確定各級傳動比： (1)各級傳動比應在合理范圍內； (2)應該使大齒輪大致相近，以便有相同的浸油深度，保證各級齒 輪傳動具有良好的飛濺； (3)設計的齒輪應該防止發(fā)生干涉。 因此，參考文獻10初選傳動比：采煤機身高度受到嚴格控制，一 般齒輪傳動每級傳動比小于 4，行星機構的傳動比為 4-6，初定時： 120%3ji 首先，參考其他采煤機的參數(shù)，結合本機的特點，采用兩級直齒輪 和兩級行星機構減速，確定各級傳動比分配如下： 直齒輪減速：i 1=1.25 i2=3.5 行星機構減速：i 3=5.75 i4=5.75 傳動系統(tǒng)的傳動簡圖如圖 3-1 所示 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 24 圖 3-1 傳動系統(tǒng)的傳動簡圖 3.2.2 確定齒輪模數(shù)和齒數(shù) 前二級直齒輪的齒數(shù)估算，為了防止過多的嚙合，盡量考慮選用配 對的齒輪不存在公約數(shù)，同時參考無錫采煤機廠的采煤機，選取實數(shù)如 下： 第一級傳動：Z 1=37,Z2=47 第二級傳動：Z 3=22,Z4=76 估算一軸的轉矩為 T1=252.1720.99=249.65Nm，因此根據(jù)文獻10， 根據(jù)轉矩查表選取第一級的模數(shù)為 4mm，第二級模數(shù)為 5mm。 然后，估算齒數(shù)及中心距，考慮到箱體壁厚，及箱體內部空間結構 和保持箱體體積等因素，發(fā)現(xiàn)必須在第一級和第二級之間加入惰輪，參 25 考其他采煤機的設計，和以上設計中遇到的問題，加入惰輪，惰輪的模 數(shù)保持和第一級模數(shù)一致，取模數(shù)為 4mm。 3.2.3 確定各軸輸入扭矩、轉速、輸入功率 由公式 (2-2) 1mni 各軸輸入轉速： 1n05r/in（ ） 21()87.1/.rmi 230()5./in.4ni 43 18.2/i.7ri 54()5/min.ni 各軸的輸入功率： 0225.170/629.18NTnKW馬 達 198.馬 達 花 鍵（ ） 23d .0齒 輪 軸 承（ ） 2 .0927KN齒 輪 軸 承（ 3） 2376.W齒 輪 軸 承（ 4） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 26 4326.90825.6KWN4（ 5） 53（ 6） 各軸的轉矩： 55109.9.02.18.7PT Nmn102.7.49.6花 鍵 3d51202.齒 輪 軸 承 2 321i.798.51NT m齒 輪 軸 承329845.04齒 輪 軸 承434i0.30.5573126.8NT m 以上部分計算對于以后的設計是個參考，因此不在說明書中詳細列 出。有些計算在說明書外進行。對于各軸的轉速和傳遞功率在以后的計 算中也將進行驗算。行星機構的齒數(shù)重載行星減速器設計中的配齒計算 這種確定。 3.3 齒輪變位計算 已知： 137z2347z*1ah*0.25C1234m 27 3.3.1 計算馬達齒輪、惰輪及牽引齒輪的齒輪變位系數(shù) 選擇機械手冊（第三卷） 中的齒根和齒面承載能力大的 P7 線， 按 ，得出12374z0.97x 按表 14-1-10 計算12()tan.28invivz 查表得 37 中心距變動系數(shù) y 12cos(1)0.947z 中心距 a11()45.6mym 因此取中心距 5.64 總變位系數(shù) x12()taniviz 代入各參數(shù)得 0.8 由 及 決定坐標點通過點引與其他相鄰1237z94732y 的 線與 s 線，過 做垂線，有 得：l1z1z10.48x 所以 20.9748.9x 齒頂變位系數(shù) y12()7.21xy 計算惰輪與牽引齒輪的計算方法大致與上面相同，由于說明書篇幅 的原因，具體計算在說明書外進行。得牽引齒輪變位系數(shù) ，30.x0.4y 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 28 3.3.2 馬達齒輪、惰輪及牽引齒輪尺寸計算 （1）馬達齒輪 節(jié)圓直徑 137418dzm 齒頂高 *()5.2ahxym 齒根高 110fC 齒頂圓直徑 29.6aad 齒根圓直徑 1148ffhm （2）惰輪 節(jié)圓直徑 237dz 齒頂高 *22()5.ahxy 齒根高 2 04fCm 齒頂圓直徑 218.aad 齒根圓直徑 29ffh （3）牽引齒輪 節(jié)圓直徑 34718dzm 齒頂高 *33()5.0ahxym 齒根高 3 6fC 齒頂圓直徑 32198.aad 齒根圓直徑 30ffhm 29 3.4 馬達齒輪校核 因為馬達齒輪與牽引軸齒輪之見有惰輪存在，而惰輪沒傳動比， 只改變傳動方向。相當于馬達齒輪與牽引軸齒輪傳動。 計算過程中參考的公式和數(shù)據(jù)圖表編號根據(jù)機械設計 。 齒輪強度校核公式： 12.5tHEKFuZbd （3-1） 其中： 齒輪接觸疲勞強度 MPaH 材料的彈性影響系數(shù) EZ12MPa 載荷系數(shù)K 齒輪正常工作力 NtF 齒輪傳動比u 齒輪齒寬 mb d 齒輪分度圓直徑 m （1）選定齒輪類型，精度等級及材料 1）按齒輪傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 2）采煤機為一般機器、速度不高，故選用 7 級精度。 3）材料選擇：馬達齒輪材料選用 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS。牽引軸齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS,兩者材料硬 度差為 40HBS。 （2）馬達齒輪傳遞的轉矩 由上面可知 =252.17Nm0T 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 30 （3）由表 10-7 選取齒輪系數(shù) 1d （4）由表 10-6 查得材料彈性影響系數(shù) =189.8EZ12MPa （5）計算圓周速度 v 3.147058.6/606dnms （6）計算齒高 1mz （7）計算載荷系數(shù) 根據(jù) ，7 級精度，查得動載荷系數(shù)v8.56/s 1.05VK 又因直齒輪，得 1HFK 由表 10-2 查得使用系數(shù) .A 再由 7 精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，查得1.4HK 故動載荷系數(shù) 1.051.47.8AVHK (8) 工作力 12tTFd 齒輪傳動比 u=1.25 （9）計算應力循環(huán)次數(shù) N 9160105283051.0hnjLMPa 9921.7Pai 取疲勞壽命系數(shù) 10.HNK20.5HN (10)計算接觸疲勞許用應力 31 由查取齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，lim160HMPa 大齒輪接觸疲勞強度極限 lim250HMPa 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得 1li.964NHKS 2lim2052.5Pa 取 、 中的最小值，即 =522.5MPa1HH 將上面數(shù)據(jù)代入式（3-1）中，得 12.5tHEKFuZbd .483051.2.9563.5MPa 故滿足要求 由機械設計書得，目前設計一般使用的齒輪傳動時，通常只 按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩個準則進行計算。 而由實踐得知，在閉式齒輪傳動中，通常以保證齒面接觸疲勞強度為 主。開式（半開式）齒輪傳動，按理應根據(jù)保證齒面抗磨損及齒根抗 折斷能力兩準則進行計算，但如前所述，對齒面抗磨損能力的計算方 法迄今尚不夠完善，故對開式（半開式）齒輪傳動，目前僅以保證齒 根彎曲疲勞強度作為設計準則。故馬達齒輪保證齒面接觸疲勞強度即 可滿足要求。 其他齒輪的齒輪校核方法同上，因此不在說明書具體說明。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 32 圖 3-4 馬達齒輪軸件圖 3.5 齒輪軸設計及校核 3.5.1 中心齒輪軸設計校核 中心齒輪輸入轉速為 n=251.8r/min，傳遞功率為 P=26.39kW，設 計為實心軸，軸的兩肩對稱的布置兩個支撐軸承。 （1）求輸出軸轉矩 66633 2.399.5109.510108PT Nmn （2）求作用在齒輪上的力 中心軸齒輪分度圓直徑 376530dmz 圓周力 3tF321028tTN 33 徑向力 3rF3tan5263tan0195.6r N 該齒輪為直齒輪，不受徑向力作用。如圖所示： 圖 3.5.1 齒輪軸受力分析 （3）確定齒輪軸的最小直徑 mind 軸的材料為 45 鋼，滲碳淬火處理。有以下公式估算： 33330950950.2.2rrPPdAn 式中， ，查表得 45 鋼 為 2545MPa，30.rAr 故 為 126103，取 =103 得00 3min26.9148.5dm 所以為保證強度，取最小軸承 55mm。 （4）軸的結構設計 軸一段用于安裝擋圈，以便定位，取長度為 12mm 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 34 軸二段用于安裝中心齒輪，來傳遞轉矩并提供支持力，取長度為 100mm，軸肩長為 5mm。 軸三段為齒輪軸，傳遞轉矩，總長為 84mm，總長為 250mm。 故取 135Lm240365Lm 如圖 3.5.2 所示 圖 3.5.2 中心齒輪組 （5）軸的強度校核 首先根據(jù)軸的結構作出軸的計算簡圖，支反力計算 水平面 3125632457tSFLN 32108tg 垂直面 312 95.638947rnFLN 321.012.6rm 35 各軸載荷分布如圖 3.5.3 所示 圖 3.5.3 軸的載荷分析圖 計算彎矩 和HMV 4245609.81sFLNm 13.Vn 計算合成彎矩 M 2224459.8103.5810.10HV Nm 扭矩 T6Nm 彎妞合成強度 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 36 2222 14ca MTTWW 抗彎截面系數(shù) 333430.1.62.87102dm 軸的材料為 45 鋼（調質） ，故查得其彎曲許用應力 ，又因扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取1270MPa 0.6 得 2256141.04.10.87ca MPa 所以滿足強度要求。 37 圖 3.5.4 中心齒輪軸件圖 其他齒輪軸的設計校核過程同上，在此不在具體說明。計算部分 在說明書外進行。其具體尺寸如下： 惰輪：軸一段與箱體連接，用于固定和支持惰輪軸。其長為 35mm，直 徑為 38mm。 軸二段上安裝著兩個軸承和墊片，這段軸長為 50mm，直徑為 45mm。 軸三段也與箱體相連，長為 60mm，軸肩高為 5mm。 牽引軸：軸一段上安裝有軸套，其長為 52mm，直徑為 85mm。 軸二段上有外花鍵，花鍵小徑為 102mm，大經為 108mm，長為 40mm，并有 10 個花鍵齒。 軸三段是齒輪軸，前端還安裝著軸承。齒輪軸齒頂圓直徑為 115mm，齒根圓直徑為 103.75mm，長為 100mm。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 38 39 4、行星輪設計及計算 行星減速器采用雙級行星減速機構 2K-H，兩級采用相同結構，相 同減速比，兩級行星架均采用太陽輪和行星輪浮動方式，這樣與利于配 件的更換且這種雙浮動結構具有良好的均載特性，受力時可自動補償偏 載，使各齒輪受力均勻，有利于提高零件的壽命。 由于是雙行星機構，且兩級結構相同，所以在這里只計算受轉矩大 的第二級，第二級合格則第一級一定合格，下面就進行第二級設計計算。 已知： 輸入轉速 1054.2/min.23.7nr 輸入功率 輸出轉速15.86Nkw.75/i 計算過程中參考的公式和數(shù)據(jù)圖表編號根據(jù)行星機構設計 。 4.1 齒輪材料、熱處理工藝和制造工藝的選定 太陽輪和行星輪；材料為 ，表面滲碳淬火處理，表面硬2418CrNiWA 度 5862HRC，試驗齒面接觸疲勞極限 。lim10HMP 試驗齒根彎曲疲勞強度極限： 太陽輪 li45FA 行星輪 lim3 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為 7 級 內齒圈：材料為 ，調質處理，硬度 262302HBS42CrMo 試驗齒輪的接觸疲勞極限 lim50HPA 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 li28F 齒輪終加工為插齒，精度為 7 級。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 40 4.2 確定各主要參數(shù) 1傳動比 i 5.7baHi 2行星輪數(shù) pn4p 3載荷不均衡系數(shù) 采用太陽輪浮動的均載機構K1.5pK 4配齒計算 對與一般的行星機構傳動，不需要太精確的傳動，所 以在此用簡便法進行配齒。 根據(jù)強度，傳動齒輪平穩(wěn)性確定太陽輪為 14az 試湊 圓整后取 y=80145.798baHyiz 由傳動比條件： ()806baHaizy 有裝配條件： 24pMn ()401262bbaHag azizy 計算實際傳動比： 615.74bbaaiz 傳動比誤差： 5.70.2u 因為 ，合適。% 故 14az6b2gz40z 5齒輪模數(shù) m、中心距 a 計算8.aTN 41 158.4160.7apTkNmn 由材料性質可得 limHMPA 為齒寬系數(shù)，取 0.7d 綜合系數(shù) k=2.4 u 為齒數(shù)比， 261.8574u 參考行星傳動設計與計算 ，初算中心距。 132lim48.()dHkTauu32.460.7.(157)1.458m 模數(shù) m 21.5.9abz 取 m=6mm 0()6(142)02abzm 太陽輪分度圓直徑 8adm 6計算變位系數(shù) （1）a-g 傳動 齒合角： 018coscsos20ag 2.64ag 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 42 變位系數(shù)： ()2tangazxivin 401.6420.85tiiv 中心距變動系數(shù)： 6ym 齒頂降低系數(shù)： .85.x 分配變位系數(shù)： 因為 ，故020.285ax （2）g-b 傳動 同上可得 0gx.bgx 4.3 幾何尺寸計算 分度圓 dmz 齒頂圓 *2()ahxy 齒根圓 f c 基圓 cosbd 其中，齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 內齒輪*1ha*0.4ha 頂隙系數(shù)：太陽輪、行星輪 內齒輪0.4c25c 代入以上式子計算 太陽輪： 1468dm 2(0.5.8)9.4a m )67f 84cos78.9bd 43 行星輪： 2615dm (0.85)167.9a m 42f 156cos216.bd 內齒輪： 39m (0.850.8)3.a m 6212419fd 39cos37b 4.4 嚙合要素驗算 1a-g 傳動端面重合度 a （1）頂圓齒形曲率半徑 22abad 太陽輪 22198.47.9.4a m 行星輪 2226.13.6a （2）端面嚙合長度 *12(sin)aatg 其中“ ”號正號為外嚙合，負號為內嚙合 為端面節(jié)圓嚙合角，直齒輪*t *2140tag 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 44 則 29.4(3.6120sin4)28.79ga m （3）端面重合度 acos8.79cos1.62360ant 2g-b 傳動端面重合度 具體計算同上，得 cos.47cos01.962antg 4.5 齒輪強度校核 太陽輪與行星輪的結構校核方法類似，因此在此只校核太陽輪， 而行星輪的校核在說明書外進行。 1- a-g 傳動校核 （1）確定計算負荷 名義轉矩 160.7TNm 名義圓周力 2160.7382544FNd （2）應力循環(huán)次數(shù) 4./inanr.275/min61Hbari4.36.4/ian860365(2801).20HapNt 其中， 為太陽輪相對于行星架轉速，t 為壽命內要求傳動總運 轉時間。 45 （3）確定強度計算中的各種系數(shù) 1）使用系數(shù) 原動機工作特性有輕微沖擊，故取Ak 1.6Ak 2）動負載系數(shù) v 由 450az3825460.15.rFb .1/6Hadnvms 由上查表得 .0vk 3）齒向載荷分布系數(shù) 、HFk 01()Hwek FFFk 其中： 計算接觸強度時運轉初期的齒向載荷分布系數(shù)，0Hk 得 1.27(0.7)d 計算彎曲強度時運轉初期的齒向載荷分布系數(shù)，0Fk 得 .(14)bm 計算接觸強度的跑合影響系數(shù)Hwk 0.652(0.6/,450)vsHB 計算接觸強度的跑合影響系數(shù)Fwk .82(.1/,)vms 與均載荷系數(shù)有關的系數(shù) 取Hek 0.68Hek0.7Hek 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 46 與均載荷系數(shù)有關的系數(shù) 取Fek 0.89Fek0.85Fek 則 1(.27)0.6571.25Hk 84F 4）齒間載荷分布系數(shù) 因為 ，精度為六級，硬齒面直齒1.632547.6/8AtkNmb 輪。查表 5-9 得 0HaFk 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 計算公式： 2cos()inbtHtaz 其中：直齒輪 0b 為端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪ta 2140tag 為端面壓力角 直齒輪t t 代入式中得 2 2coscos2.38()in(0)in14btHtaz 6）彈性系數(shù) 由表 5-10 查得 189.EzMPa 7）載荷作用齒頂時齒形系數(shù) 因為 和 ，由表 5-8 和圖 5-11，查得4az10.25x 3.15FaY 8）載荷作用齒頂時的修正系數(shù) 47 由表 5-11 和表 5-20 得 1.675SaY 9）重合度系數(shù) 40.893az .75.2.1aY 10）螺旋角系數(shù) 得0coszz 得12Y1Y 11)齒輪齒數(shù)比 216.8574zu 12）彎曲應力的基本值 0HAvHPk 736.51.02.8196.3MPa 0tFFasYbm 824.67.2 13）齒根彎曲應力 081.2.0145.02.5FAvFk MPa 14）確定計算許用接觸應力 時的各種系數(shù)HP a壽命系數(shù) 由圖 5-19 得84.LN.NTz b潤滑系數(shù) 因 和 20/Ymslim140HPa 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計 48 由圖 5-14 查得： 0.16/vms c速度系數(shù) 因 和 lim14020HMPa 由 5-15 查得 .9Yz d工作硬化系數(shù) 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面1.69.zRum 由圖 5-17 取 1wz e粗糙度系數(shù) 因 和齒面 ，lim20HMPa9.6zRum 由圖 5-16 查得 .9Rz f尺寸系數(shù) 由圖 5-18 查得 1xz 15）許用接觸應力 lim40.3961248.HPNTwxz MPa 16）接觸強度安全系數(shù) 128.5963HPS 17)確定計算許用彎曲應力的各種參數(shù) a試驗齒輪應力修正系數(shù) 2.0STY b壽命系數(shù) 因 所以查圖 5-25 得 9.13aN0.9NTY c相對齒根圓角敏感系數(shù) 由 ，查圖 5-22 得 1.675Sa0.9reltY d齒根表面狀況系數(shù) 有齒根 .3.8zRm 查圖 5-23 得 0.925RrcltY 49 e尺寸系數(shù) 1.051.050.95xYm 18）許用彎曲應力 limFPSTNreltRcxY 4502.90.250.974.6MPa 19）彎曲強度安全系數(shù) 7.61.3452FP 2g