采煤机牵引部改进设计毕业论文

1、摘要本设计是对MG300/701-WD采煤机牵引部进行改进设计。该采煤机为双滚筒无链电牵引采煤机，单个牵引电机功率为45KW，主要用于采高1.63.2m的综采工作面，可采硬度较大的煤层。其牵引部主要由二级直齿减速机构和二级行星减速机构组成，通过电动机的驱动，带动整个采煤机的牵引行走机构运动，其适应倾角为15，在实际使用中存在一定的局限性。现根据双行星机构中第一级的各齿轮抗弯曲强度尚有裕量，而第二级各齿轮的抗弯曲强度过低的。因此，在保证各齿轮具有足够的接触强度和弯曲强度的前提下，通过采用保持二级行星减速器整体尺寸不变，减小其相应差轮的模数，增加其齿数，提高传动比，使采煤机牵引力增大。应用于工作面

2、倾角在1525情况下，实现大倾角煤层条件下的高档普采。关键词 采煤机 牵引部 改进 行星机构AsbtractThis design is for the machine of MG300/701-WD coal mining pull department improve design. This machine of coal mining is no chain electricity for two cylinders to pull the machine of coal mining , is single to pull generator for power 45 kW, is

3、used to pick high 1.6 mainly 3.2 m Zong pick face can pick more hard coal quality. It pulls department, is formed mainly by 2 level directly tooth deceleration organization and two level planet deceleration organizations, pass through motor drive have so realized the entire machine of coal mining pu

4、ll to walk, it meet inclination is smaller than 15, in actual use, there is certain limitation. Now according to each gear of first level in two planet organizations fight flexural strength have yet rich, and each gear of second level fight flexural strength low. Therefore each gear in guarantee has

5、 enough contact strength and flexural strength, through adopting in maintenance two level planet overall sizes do not change , reduce its little modulus , increase its tooth number, have raised deceleration proportion, make the machine haulage of coal mining increase. In face inclination between15an

6、d35condition take off , realization is high grade and general as the big inclination condition of coal seam takes off to pick. Keywords coal cutter leading unit improve planet organization 目 录摘要IAsbtractII第1章 绪 论11.1 国内外电牵引采煤机的发展现状11.1.1国外电牵引采煤机技术特点及发展趋势11.1.2国内采煤机的发展现状21.1.3国内采煤机使用上存在的问题31.2 课题的提出3

7、1.3 简述MG300/701-WD采煤机41.3.1MG300/701-WD采煤机的使用范围及主要组成41.3.2 MG300/701-WD采煤机的工作原理及主要技术参数4第2章机械系统传动方案的确定72.1 设计方案和主要参数的确定72.1.1设计方案的确定72.1.2主要参数的确定72.2 改进后的采煤机主要性能参数9第3章 齿轮的设计计算及强度校核103. 1 第三级行星机构Z5,Z6,Z7设计计算及强度校核103.1.1配齿计算：103.1.2按接触强度初算中心距和模数：103.1.3计算Z5,Z6,Z7齿的几何尺寸113.1.4齿面接触强度校核计算133.1.5轮齿弯曲强度校核计算

8、173.2 第四级行星机构Z8,Z9,Z10的设计计算及强度校核193.2.1配齿计算：193.2.2按接触强度初算中心距和模数：203.2.3计算Z8,Z9,Z10齿的几何尺寸203.2.4齿面接触强度校核计算223.2.5轮齿弯曲强度校核计算26第4章 行星轴及轴承的设计计算294.1 二级行星轴及轴承的设计计算294.1.1一级太阳轮轴（轴）294.1.2一级行星轮心轴324.1.3二级太阳轮轴及轴承的设计计算354.1.4二级行星轮心轴374.2 行星架强度计算394.2.1一级行星架强度计算394.2.2二级行星架的强度计算41结 论45致 谢46参考文献47附 录148附 录253

9、第1章 绪 论1.1 国内外电牵引采煤机的发展现状1.1.1国外电牵引采煤机技术特点及发展趋势20世纪70年代中期，德国Eickhoff公司和美国JOY公司相继研制出最早的直流电牵引采煤机。此后，世界上各主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开发。80年代后期涌现了大量电牵引采煤机型，并出现了交流电牵引采煤机。20世纪90年代，随着现代科学技术的飞速发展，开发出集成电子电力、微电子、信息管理以及计算中心智能技术与一体的大功率电牵引采煤机。其技术特点如下：1. 装机功率增大，性能参数大幅提高为了满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产能力的需要，不论是厚、中厚和薄煤层电牵引采煤机，

10、其装机功率和主要性能参数都大幅提高.单台截割电动机功率均在400kW以上，目前多数采煤机的单台截割电动机已达到600kW，最新的采煤机单台截割功率高达700kW；.牵引功率均在80kW以上，新机型已成倍提高，最大达到220Kw；.总装机功率普遍超过1000kW，最大高达1940kW；.牵引速度、牵引力也大幅提高，目前大功率电牵引采煤机的牵引速度普遍达到15m/min25m/min，牵引力500kN以上，最大牵引速度和牵引力达到54.5m/min和998kN；.截割功率的增大，支架随机支护的实现，为加大滚筒截深创造了条件。以前滚筒的截深大多是630mm800mm，而今已普遍采用1000mm120

11、0mm截深，个别已采用截深1500mm；.为提高采煤机的可靠性和可利用率，在传动设计方面，齿轮设计寿命提高到以上，轴承寿命提高到以上。2普遍采用中高压供电20世纪80年代以来，由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断加长，整个工作面容量超过5000kW，工作面长度达到300m。为减少输电线路损耗，提高供电质量和电机性能，新一代大功率电牵引采煤机几乎都采用中高压供电。供电等级有2300V、3300V、4160V和5000V等。3监控保护系统的智能化现代电牵引采煤机均具有建立在微处理机基础上的智能化监控、监测和保护系统，可实现交互式人机对话、远程控制、无线电遥控、工况及状态显示、数据采集存储及传输、

12、健康诊断及预警、自动控制、自动调高等多种功能，以保证采煤机最低的维护量和最高和利用率；并可实现与液压支架、工作面输送机的信息交互和联动控制等功能。英国LongAirdox公司在EL系列机型上装置集成保护及监控系统，德国Eickhoff公司的Eickhoff数据汇集技术系统，美国JOY公司6LS型电牵引采煤机的JNA网络信息中心等，都是监控保护系统的智能化。4电牵引系统向交流调速发展20世纪90年代中后期电牵引采煤机以交流变频调速牵引装置占主导地位，部分厂商同时也研制生产直流电牵引采煤机。5总体结构趋向模块化多电机横向布置在横向布置的截割电机上，设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴，改善了传动件的

13、可靠性，对提高采煤机的整体可靠性和时间利用率起到了积极作用。6电牵引采煤机已成为开采煤炭的主导机型从开发研制方面看，世界各主要采煤机厂商于20世纪80年代后期都已把重点转向开发电牵引采煤机。从推广使用情况看，美国长壁工作面中电牵引采煤机用量已达100，德国占56，澳大利亚占52。而且，近几年综采工作面的高产高效记录都是由电牵引采煤机所创造的。1.1.2国内采煤机的发展现状进入20世纪90年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效、提高工作单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行。90年代采煤机技术发展的特点如下：1. 多电机驱动横向布置的总体

14、结构成为电牵引采煤机发展的主流我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置，各大部件由单独电动机驱动，传动系统彼此独立，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而的取代电动机纵向布置的趋势。2. 我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到800kW，电牵引采煤机装机功率达到1020kW，其牵引功率250kW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力已达到700kN，最大牵引速度12.26m/min，微处理机控制的工况监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高的技术水平。3. 液压紧固技术的开发研究取得成功采煤机

15、连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵，在电牵引采煤机中得到推广应用，放松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。1.1.3国内采煤机使用上存在的问题我国从20世纪80年代后期开始研究交流电牵引采煤机，20世纪90年代初期研制成功样机。近10年的攻关主要集中在交流电牵引采煤机的系列设计、控制系统及控制功能的开发上。开发的系列交流电牵引采煤机，已在国内煤矿逐步推广使用，取得了比较明显的经济效益。国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿物局，在装备高产高效工作面时，把目光移到

16、国外，进口国外最先进的电牵引采煤机。如神府华能集团公司引进美国的6LS、7LS电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的SL-500型和日本的MCLE-DR型交流电牵引采煤机。但由于价格昂贵，故引进数量较少。由此可见，自力更生和仿制引进改造相结合的方法，在实际生产中，具有很高的应用阶值。1.2 课题的提出根据国内市场的需求，急需开发新一代大功率中厚煤层采煤机。使国产装备的生产能力、自动化水平、工作可靠性和使用寿命等技术指标达到或接近国际同类装备的先进水平，形成批量生产制造能力，打破外国公司的垄断，为综采生产发展和大型煤炭基地建设提供技术和物质保障。现有MG300/701WD型采煤机大功率中厚煤层

17、采煤机，其装机功率达700kW以上，用于开采硬度较高的中厚煤层。它适用于缓倾斜（15）采煤机工作面。在实际使用中受到工作面条件的限制，且行星减速强度不够，在使用中存在很大安全隐患。1.3 简述MG300/701-WD采煤机1.3.1MG300/701-WD采煤机的使用范围及主要组成MG300/701-WD采煤机可通过更换行走部和支承组件形成1.1m或1.2m高机身，以适应不同的煤层地质条件而其它部件通用。该机主要用于开采含有夹矸等较硬煤质的综合机械化采煤工作面，可在有瓦斯或煤尘爆炸危险的矿井中使用。主要组成：该机主要由左、右牵引部，左、右截割部，左、右行走部、电控部（或液压传动部）七大部分及液

18、压系统，喷雾、冷却系统，电气系统三大系统组成。见图11。1.3.2 MG300/701-WD采煤机的工作原理及主要技术参数1采煤机的工作原理：整机无底托架，左、右牵引部分别与电控部的两端面干式对接。左、右行走部分别固定在左、右牵引部上，构成了该机的机身部分。牵引部和电控部的单侧对接面，主要用高强度液压螺母配长短丝杠和高强度T形螺栓以及两个150定位销连接和紧固，提高了大部件之间联接的可靠性。截割部为整体弯摇臂结构：即截割部减速器、截割电机均设在摇臂上。其上的两组铰接副，一个与机身端头的牵引部铰接，形成主支撑；另一个与调高油缸铰接，实现截割部的调高。这种布置方式使得该机总体强度高；结构紧凑、合理

19、；外形美观、对称。采煤机由煤壁侧的两只滑靴和老塘侧的两只导向滑靴分别支承在工作面刮板输送机的铲煤板和销轨上。采煤机上的销轨轮（摆线齿轮）与销轨啮合。当销轨轮转动时，采煤机便沿工作面刮板输送机运动，实现左、右牵引。同时截割电机通过机械传动系统带动滚筒旋转，完成落煤和装煤作业。1.左摇臂 2.冷却喷雾系统 3.左行走部 4.液压系统 5.电控系统6.右行走部 7.右摇臂 8.左牵引部 9.电控部 10.右牵引部图11 MG300/701-WD电牵引采煤机2采煤机的主要技术特征及参数： 机身薄，装机功率大，截割电机容量调整范围宽。为了加宽截割电机的功率调整范围，采煤机截割部设计强度为300KW，电机

20、容量调整范围为200300KW，通过调整截割电机容量，可实现一机多型。整机为无底托架积木式组合结构。各部件之间为干式对接，完全避免了各大部件之间的漏油问题。截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大。保证可靠性及使用寿命，传动系统中高速端的轴承和油封采用进口件，齿轮材料全部选用18Cr2Ni4WA。采用强力耐磨滚筒，提高割煤效果和滚筒寿命，降低截齿消耗量和用户成本。行走箱与牵引部为干式对接，拆行走箱后，牵引部不漏油。行走箱内为干油

21、润滑，行走轮轴承寿命高。采煤机的技术参数，见表11。表采煤机的技术参数 摇臂回转中心距mm6700过煤高度mm503采煤高度m1.12.0适用倾角 150机面高度mm1237牵引力KN490牵引速度m/min09总功率KW701左右截割功率KW300牵引功率KW453采煤机牵引部的组成及传动原理MG300/701-WD采煤机的牵引机构组成：主要有牵引电机、一轴、二轴，双行星减速器等组件，此外还有油针、放气阀、温度传感器等。机壳内分齿轮传动腔和干腔。齿轮传动腔装有各级齿轮传动组件和齿轮油；干腔可窜过液压管路、水管和电缆等，以及放置液压阀组和分水阀等。传动原理是牵引电机45kW将功率输入，经过二级

22、直齿轮和双行星减速器减速，然后将牵引功率输出给行走机构。第2章机械系统传动方案的确定2.1 设计方案和主要参数的确定2.1.1设计方案的确定利用现有的MG300/701-WD采煤机牵引部的双行星机构中第一级的各齿轮抗弯曲强度尚有富裕(1.4)，齿宽70mm，而第二级各齿轮的抗弯曲强度过低(1.05)，齿宽105mm，其齿轮模数为6，太阳轮、行星轮和内齿圈的齿数分别为16、25、68。所以，在保证各齿轮具有足够的接触强度和弯曲强度，采用适当增加各齿轮的齿数、减小模数和增加齿宽的办法进行改进设计，并采用四行星轮结构，以减小各行星轮轮齿的齿面接触应力。在原有设计上的改进方案如下：1) 增加齿宽。在保

23、证双行星机构的整体体积不变的情况下，将第一级行星各齿宽减小10mm，增加到第二级行星中，以此来提高第二级行星齿轮的承载能力，即提高齿轮的齿面接触强度和弯曲强度。其理论验证过程见第3章31节。2) 增加齿轮齿数。在保证第二级行星机构的外形尺寸不变的情况下，将齿轮模数减小为5.5，太阳轮、行星轮及内齿圈的齿数分别确定为15、28、73。则第二级传动比增加为。其传动系统见图21。2.1.2主要参数的确定减速器总传动比的计算：总传动比：最大牵引速度的确定： （21）式中 行走轮转速，；牵引行走轮的齿数，；牵引销排齿轨节距，。图21 传动系统图将以上参数代入(21)式得：牵引力的确定： （22）式中 牵

24、引电机输出转矩，；牵引电机转速，；牵引电机功率，；牵引传动效率，；最大牵引速度，。将以参数代入（22）式得：牵引速度降低，在没有改变原有电动机的功率，牵引力增大了，从而达到提高了采煤机的适应倾角25。2.2 改进后的采煤机主要性能参数表21 改进后采煤机主要技术参数摇臂回转中心距mm6700过煤高度mm503采煤高度m1.12.0适用倾角 1525机面高度mm1237牵引力KN659牵引速度m/min06.7总功率KW701左右截割功率KW300牵引功率KW45第3章 齿轮的设计计算及强度校核3. 1 第三级行星机构Z5,Z6,Z7设计计算及强度校核3.1.1配齿计算：由iBAx=6.64，查

25、文献3得，取Cs=3,按配齿公式计算：=c = 30 采用不等角变位，可取ZC=31或ZC=30。则，查文献3，适用的预计啮合角在，到，的范围内，预取为提高传动承载能力，且齿数间不应存在公因数，宜取ZC=31。3.1.2按接触强度初算中心距和模数：输入转矩： 设载荷不均匀系数在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）的转矩： 太阳轮和行星轮的材料用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，芯部硬度3642HRC，齿数比，尺宽系数 ，载荷系数。则 模数 m=2a/(ZA+ZC)=4.9(mm) 取 m=5(mm)。3.1.3计算Z5,Z6,Z7齿的几何尺寸由文献中的公式计算Z5,Z6,Z7

26、的几何尺寸，见表31。表31 Z5,Z6,Z7齿的几何尺寸名称符号计算公式三行星太阳轮 A行星轮 C内齿圈 B齿数z-143179模数m-5齿顶高系数ha*-1顶隙系数c*-0.25（续）齿形角-20变位系数x-0.520.740.51齿宽b-606060理论中心距aaAC = m(zA+zC)/2 aCB = m(zB-zC)/2112.5120240啮合角invAC = 2(xA+xC)tg/(zA+zC)+inv26 2236183854invCB = 2(xB-xC)tg/(zB-zC)+inv中心距变动系数yyAC =(zA+zC)(cos/cosAC - 1)/21.125-0.1

27、6yCB =(zB-zC)(cos/cosCB - 1)/2齿顶高变动系数yyAC =(xA+xC)-yAC0.13-0.43yCB =(xB-xC)-yCB实际中心距aa= a + ym118.3119.2分度圆直径dd = mz70395155节圆直径ddA = dA cos/cosAC73.4153.95392.4dC = dC cos/cosACdB = dB cos/cosCB（续）齿顶圆直径dadaA = dA+2(ha*+xA-yAC)m84.72169.92390.28daC = dC+2(ha*+xC-yAC)m齿根圆直径dfdfA = dA-2(ha*+c*-xA)m62.

28、68147.88412.47dfC = dC-2(ha*+c*-xC)m全齿高hhA = 0.5(daA-dfA) ；hC = 0.5(daC-dfC) ；11.0211.0211.095基圆直径dbdb = dcos65.78145.65371.18齿顶圆压力角aa= acrcosdb/da39 035130 595917 5957重合系数AC = zA(tgaA-tgAC)+ zC(tgaC-tgAC)/211751499CB = zC(tgaC-tgCB)- zB(tgaB-tgCB)/23.1.4齿面接触强度校核计算1计算接触应力：=ZD (31)式中 使用系数，查文献3，取=1.25

29、； 动载系数，查文献3,=1.1；接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献3，=1.232；接触强度计算的齿间载荷分配系数，,查文献3，1.0；节点处计算接触应力的基本值（）；、 小齿轮及大齿轮单对齿啮合系数，查文献3,，当时，；当时，；当时，；当时，；取，.2计算接触应力的基本值: （32）式中 节点区域系数，； 弹性系数，； 重合度系数，；螺旋角系数，；端面内分度圆上的名义切向力，；工作齿宽, ； 齿轮模数，；将以上系数带入（32）式得：将以上结果带入（31）式得：3许用接触应力： （33）式中计算齿轮的接触极限应力（）；试取齿轮的接触疲劳极 ； 接触强度计算的寿命系数，工作寿命5000小时

30、计算查文献3，当时，当时，；，润滑油膜影响系数，查文献3，持久强度，=1； 工作硬化系数，查文献3，； 接触强度计算的尺寸系数，查文献3，取.0。将以上系数带入（33）式得 4计算安全系数：= = = = 式中最小安全系数，查文献3， 取=1。所以，、齿面接触强度满足要求。3.1.5轮齿弯曲强度校核计算1. 计算齿根应力： （34）式中，使用系数，取，；弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， ，；弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.0；齿根应力的基本值（）。2. 计算齿根应力的基本值: （35）式中载荷作用于齿顶时的齿形系数，查文献3，；载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查文献3，；重合度系数，=0.

31、25+=0.89；螺旋角系数，当=0时，=1。将以上系数带入（35）式得：将以上结果带入（34）式得：3许用齿根应力： （36）式中 计算齿轮的弯曲极限应力（）；试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；试验齿轮的应力修正系数，取=2.0；弯曲强度计算的寿命系数，查文献3，当时，；相对齿根圆角敏感系数，查文献3，=1.005，=1.0；相对齿根表面状况系数，查文献3，；弯曲强度计算的尺寸系数，查文献3，=1.0；将以上系数带入（36）式得： 4计算安全系数：式中最小安全系数，查文献3， 取=1.6。所以，、齿弯曲强度满足要求。3.2 第四级行星机构Z8,Z9,Z10的设计计算及强度校核3.2.1配齿计算：

32、由iBAx=5.86,查文献3，取,按配齿公式计算：=c = 22 采用不等角变位，可取ZC=28或ZC=27。则，查文献3得出适用的预计啮合角，到，的范围内，预取为提高传动承载能力，且齿数间不应存在公因数，宜取ZC=28。3.2.2按接触强度初算中心距和模数：输入转矩： 设载荷不均匀系数在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）的转矩： 太阳轮和行星轮的材料用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度5862HRC，芯部硬度3642HRC，齿数比，尺宽系数 ，载荷系数。（mm）则 模数 m=2a/(ZA+ZC)=5.5(mm) 取 m=5.5mm。3.2.3计算Z8,Z9,Z10齿的几何尺寸由文献中的

33、公式计算Z8,Z9,Z10的几何尺寸，见表32。表32 齿轮的几何尺寸名称符号计算公式四行星太阳轮 A行星轮 C内齿圈 B齿数z-152873模数m-55齿顶高系数ha*-1顶隙系数c*-0.25齿形角-20变位系数x-0.570.580.58齿宽b-115115115理论中心距aaAC = m(zA+zC)/2 aCB = m(zB-zC)/2118.25123.75啮合角invAC = 2(xA+xC)tg/(zA+zC)+inv26 64620invCB = 2(xB-xC)tg/(zB-zC)+inv中心距变动系数yyAC =(zA+zC)(cos/cosAC - 1)/21.16-0

34、.16yCB =(zB-zC)(cos/cosCB - 1)/21.16-0.16实际中心距aa= a + ym118.3119.2（续）分度圆直径dd = mz942395155节圆直径ddA = dA cos/cosAC73.6153.95392.4dC = dC cos/cosAC73.4153.95392.4dB = dB cos/cosCB73.4153.95392.4齿顶圆直径dadaA = dA+2(ha*+xA-yAC)m863416124015daC = dC+2(ha*+xC-yAC)m齿根圆直径dfdfA = dA-2(ha*+c*-xA)m67.98168.63400.

35、51dfC = dC-2(ha*+c*-xC)m全齿高hhA = 0.5(daA-dfA) ；hC = 0.5(daC-dfC) ；11.0211.0211.095基圆直径dbdb = dcos77521447143392齿顶圆压力角aa= acrcosdb/da36 545130 533419 3657重合系数AC = zA(tgaA-tgAC)+ zC(tgaC-tgAC)/212531589CB = zC(tgaC-tgCB)- zB(tgaB-tgCB)/23.2.4齿面接触强度校核计算1计算接触应力：=ZD (37)式中使用系数，查文献3，取=1.25；动载系数，查文献3，=1.1；

36、接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献3，=1.232；接触强度计算的齿间载荷分配系数，查文献3，1.0；节点处计算接触应力的基本值（）；、小齿轮及大齿轮单对齿啮合系数，查文献3，因，当时，；当时，；当时，；当时，；取，。2计算接触应力的基本值: （38）式中节点区域系数，弹性系数，；重合度系数，；螺旋角系数，；端面内分度圆上的名义切向力，；工作齿宽, ； 齿轮模数，；将以上系数带入（38）式得：将以上结果带入（37）式得：由， 3许用接触应力： （39）式中计算齿轮的接触极限应力（）；试取齿轮的接触疲劳极, ； 接触强度计算的寿命系数，工作寿命5000小时计算查文献3，当时，润滑油膜影响系数

37、，查文献3，持久强度：1； 工作硬化系数，查文献3，； 接触强度计算的尺寸系数，查文献3，.0；将以上系数带入（39）式得4计算安全系数：式中 最小安全系数，查文献3， 取=1。所以，、齿面接触强度满足要求。3.2.5轮齿弯曲强度校核计算1计算齿根应力： （310）式中， 使用系数，； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， ，； 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.0； 齿根应力的基本值（）；2. 计算齿根应力的基本值: （311）式中 端面内分度圆上的名义切向力，；工作齿宽, ； 齿轮模数，；载荷作用于齿顶时的齿形系数，查文献3，；载荷作用于齿顶时的应力修正系数，查文献3，；重合度系数， =0.

38、25+=0.85； 螺旋角系数， 当=0时，=1。将以上系数带入（310）式得：将以上结果带入（310）式得：3许用齿根应力： （312）式中 计算齿轮的弯曲极限应力（）；试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；试验齿轮的应力修正系数，取=2.0；弯曲强度计算的寿命系数，查文献3，当时，；相对齿根圆角敏感系数，查文献3，；相对齿根表面状况系数，查文献3，；弯曲强度计算的尺寸系数，查文献3，=1.0；将以上系数带入（312）式得：4计算安全系数：式中 最小安全系数，查文献3，取=1.6。所以，、齿弯曲强度满足要求。对于一级齿轮、二级齿轮设计计算及强度校核可参考原设计参数19，在此不做赘述。第4章 行星轴及

39、轴承的设计计算轴的设计应满足下列几方面的要求：在结构上要受力合理、尽量避免或减少应力集中，足够的强度（静强度和劳强度），必要的刚度，特殊情况下的耐腐蚀性和耐高温性，高速轴的振动稳定性及良好的加工工艺性，并应使零件在轴上定位可靠、装配适当和装拆方便。4.1 二级行星轴及轴承的设计计算4.1.1一级太阳轮轴（轴）1、轴的受力分析：输入扭矩：材 料：18Cr2Ni4WAZ4齿轮对轴的作用力：2、求支座反力： 3、轴的强度校核：根据行星轮轴轴的结构尺寸及弯矩图，截面C处的弯矩最大，故属危险截面。则对截面C进行强度校核。轴受纯扭矩，按脉动循环应力计算，其受力分析，见图41。剪应力幅为：=(Mpa)式中抗

40、扭断面系数，查文献4，=21205.8= （41）式中18Cr2Ni4WA的扭转疲劳极限，查文献4，= 300 Mpa；剪应力有效应力集中系数，查文献4，=1.88；表面质量系数，轴未经加工，查文献4，=0.65；尺寸系数，查文献4，=0.76；平均应力折算系数，查文献4，=0.21将以上系数带入（41）式得：查文献4，取 S =1.5 1.8，故 S ，该轴C截面是安全的。4、轴承寿命计算：A点轴承选用61936型， （42）式中轴承所受实际动载荷，行星轮与轴相对转速，=310.94将以上系数带入（42）得：B点轴承选用61936型， （43）式中轴承所受实际动载荷，行星轮与轴相对转速，=3

41、10.94将以上系数带入（43）得：图1一级太阳轮轴受力分析及弯矩图4.1.2一级行星轮心轴1、轴的受力分析：输入扭矩 太阳轮对行星轮的切向力： 内齿圈对行星轮的切向力： 求支座反力： 由两只轴承支承在轴上A、B两点 2、求弯矩：3、轴的强度校核：轴受纯弯矩：，其受力分析，见图42。弯曲应力幅为：= 14.3 (Mpa)式中抗弯断面系数，查文献4，=21205.8由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0= （44）式中40Cr钢弯曲对称应力时的疲劳极限，查文献4，=350Mpa；正应力有效应力集中系数，查文献4， =2.38；表面质量系数，轴经车削加工，查文献4，=0.9；尺寸系数，查文献4，=

42、0.7。将以上系数带入（44）得：查文献4，取 S =1.5 1.8，故S S ，该轴C截面是安全的。4、轴承寿命计算A、B两点选用22212C型， （45）式中轴承所受实际动载荷，动载系数 ，旋转系数 第一级行星架的转速，将以上系数带入（45）式得：图2一级行星轮轴受力分析及弯矩图4.1.3二级太阳轮轴及轴承的设计计算轴受纯扭矩，按脉动循环应力计算，其受力分析，见图43。输入转矩：材 料：18Cr2Ni4WA剪应力幅为：=式中抗扭断面系数，查文献4，= （46）式中18Cr2Ni4WA的扭转疲劳极限，查文献4，= 300Mpa；剪应力有效应力集中系数，查文献4，=1.88；表面质量系数，轴未

43、经加工，查文献4，=0.65；尺寸系数，查文献4，=0.73；平均应力折算系数，查文献4，=0.21将以上系数带入（46）式得：查文献4，取=1.5 1.8，故 S ，该轴I截面是安全的。图3二级行星轮轴4.1.4二级行星轮心轴1、轴的受力分析：输入扭矩：传动件作用在轴上的力 太阳轮对行星轮的切向力：内齿圈对行星轮的切向力 求支座反力：2、求弯矩 3、轴的强度校核 轴受纯弯矩：，其受力分析，见图44。弯曲应力幅为：= 16.8 (Mpa)式中抗弯断面系数，查文献4，=12271.84由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0= （47）式中 40Cr钢弯曲对称应力时的疲劳极限，查文献4，=350

44、Mpa；正应力有效应力集中系数，查文献4，=2.38；表面质量系数，轴经车削加工，查文献4，=0.9；尺寸系数，查文献4，=0.7。将以上系数带入（47）式得：查文献4，取 =1.5 1.8，故S S ，该轴C截面是安全的。4、轴承寿命计算A、B两点选用22310C型， （48）式中轴承所受实际动载荷，动载系数，旋转系数， ；第一级行星架的转速，将以上系数带入（48）式得： 4.2 行星架强度计算4.2.1 一级行星架强度计算行星架不考虑弯矩影响，受纯扭矩，其受力分析，见图45。材 料：ZG35CrMnSi图44二级行星轮轴受力分析及弯扭图剪应力幅为：=式中抗扭断面系数，查文献4，II截面：

45、式中 （49）式中ZG35CrMnSi的扭转疲劳极限，查文献4，= 172.5 Mpa；剪应力有效应力集中系数，查文献4，=1.49；表面质量系数，轴未经加工，查文献4，=0.8；尺寸系数，查文献4，=0.6；平均应力折算系数，查文献4，=0.21。将以上系数带入（49）式得：查文献4，=1.5 1.8，故，该轴I截面是安全的。4.2.2二级行星架的强度计算行星架不考虑弯矩影响，受纯扭矩，其受力分析，见图45。材 料：ZG35CrMnSi图45 一级行星架剪应力幅为：=式中WP抗扭断面系数，查文献4， 式中= （410）式中ZG35CrMnSi的扭转疲劳极限，查文献4，= 172.5 Mpa；

46、剪应力有效应力集中系数，查文献4，=1.49；表面质量系数，轴未经加工，查文献4，=0.9；尺寸系数，查文献4，=0.6；平均应力折算系数，查文献4，=0.21。将以上系数带入（410）得：查文献4，=1.5 1.8，故 ，该轴I截面是安全的。对于一轴、二轴组件及其轴承设计计算可参考原设计参数19，在此不做赘诉。图46 二级行星架 结 论在本次毕业设计中，综合了电牵引采煤机在中厚煤层条件下突显的各种相互制约、相互关联的因素，并对MG300/701-WD电牵引采煤机的应用、分析及设计研究，验证了其各种性能、参数达到的优化性，符合了中厚煤层生产条件，以及中厚煤层生产达到高效开采的目的，完全能够满足

47、使用要求。该设计方案具有以下优点：.增加了牵引部的减速比，降低了牵引速度，增大了牵引力，提高了采煤机的适应倾角。.该采煤机的行星机构的是采用太阳轮浮动、薄壁行星轮和内齿圈使其富有柔性的均载措施，提高均载效果。.行星齿轮强度高，所有齿轮的接触强度和弯曲强度的安全系数均大于1。行星架具有合理的刚度。.行星轮内轴承是行星机构的薄弱环节，提高行星轮轴承的承载能力，是行星机构设计的关键，为此采用国产加强型调心球面滚子轴承和安装四只轴承的措施，提高行星轮运行的可靠性，其设计寿命大于10000小时。.行星机构输出端采用端面浮动油封以及迷宫防尘，密封和防尘效果良好。致 谢经过尽四个月的，有关电牵引采煤机牵引部

48、的，紧张而丰富的的毕业设计，不仅使我对采煤机械有了进一步的认识，更令我对机械这门专业有了深刻的理解。这次设计是我们步入大学以来的最后一次设计，不仅使我对以往所学的知识最为综合性的一次总结，也是我走向工作岗位之前的一次自我实践检测。通过在毕业设计中遇见的一些问题，我意识到自己对该专业知识方面还欠缺很多。同时，在此期间我的实践动手能力得以很大的提高，例如在CAD绘图能力方面的提高，这都为我今后的工作打下了坚实的基础。在此，我要特别感谢我的毕业设计指导教师，林海鹏老师。是他在我的毕业设计中，以多年的工作经验指导我，使我得以顺利地完成本次毕业设计。我还要感谢其他曾经执导过我毕业设计的老师，是他们的点滴

49、教导，积累了我今天的圆满毕业。我要向所有教育过我的老师，衷心地说声谢谢！参考文献1 邓星钟.行星齿轮传动设计.化学工业出版社,1994:62-742 濮良贵.纪名刚.机械设计.第七版.高等教育出版社,2000:123-1563 成大先.机械设计手册.机械传动.化学工业出版社,2004:12-674 成大先.机械设计手册.单行本.轴及其联接.化学工业出版社,2004:36-58 5 成大先主编.机械设计手册.单行本.润滑与密封.北京:化学工业出版社,2004：135-2106 成大先主编.机械设计手册.单行本.轴承.北京:化学工业出版社,2004：7 成大先主编.机械设计手册.单行本.联接与坚固.北京:化学工业出版社,2004:231458 成大先主编.机械设计手册.单行本.减（变）速器电机与电器.北京:化学工业出版社,2004:145 9 刘鸿文主编.材料力学.第四版.高等教育出版社,1991:1519810 孙桓,陈作模主编.机械原理.第二版.北京:高等教育出社,2000:12315011 任金泉主编.机械设计课程设计.西安交通大学出版社.2002:123612 机械设计师手册编写组编.机械设计师手册.北京：机械工业出版社，1989: