MG400920-WD型采煤机左摇臂结构设计

毕业设计说明书

毕业生姓名 ：专学

业 ：机电一体化3班 号 ：

指导教师

所属系（部） ：机械电子工程系

二〇一三年五月

摘 要

MG400/920-WD型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。

本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/920-WD型采煤机截割部主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。

在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。

此外，还对MG400/920-WD采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。

关键词：采煤机；截割部；行星轮系；传动齿轮；设计

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目 录

摘 要 .............................................................. I 第1章 概述 .......................................................... 1 1.1 采煤机发展的历史 ................................................ 1 1.2 我国采煤机30多年的发展进程 ..................................... 2 1.3 采煤机的发展趋势 ............................................... 5 1.4 采煤机的类型及主要组成 ......................................... 6 第2章 总体方案的确定 ................................................ 8 2.1 MG400/920-WD型交流电牵引采煤机简介 .............................. 8 2.2 左摇臂结构设计方案的确定 ........................................ 9 2.3 左截割部电动机的选择 ............................................ 9 2.4传动方案的确定 ................................................... 9 第3章 传动系统的设计 ............................................... 11 3.1各级传动转速、功率、转矩的确定 .................................. 11 3.2 齿轮设计及强度效核： ........................................... 13 3.3 轴的设计及强度效核 ............................................ 20 3.4截割部行星机构的设计计算 ........................................ 26 3.5 轴承的寿命校核 ................................................. 40 3.6 花键的强度校核 ................................................. 41 第4章 采煤机的使用与维护 ........................................... 42 4.1采煤机使用过程中常见故障与处理 .................................. 42 4.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 ........................ 43 4.3采煤机轴承的维护及漏油的防治 .................................... 44

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4.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 .................................. 47 4.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 ..................................... 51 结 论 ................................................................ 致 谢 ................................................................ 55 参 考 文 献 .......................................................... 56

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第1章 概述

1.1 采煤机发展的历史

20世纪 40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截

链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出性改进。1．截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；2．把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这俩项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。

可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展发展阶段。从此，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。

我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前进行优

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化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争力。 1.2 我国采煤机30多年的发展进程

1.2.1 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段

20世纪70年代初期，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的MD-150型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点： 1．装机功率小

例如，MLS3-170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD-150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY-100和DY-150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。 2．有链牵引，输出牵引力小

此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。 3．牵引速度低

由于受液压元部件可靠性的，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6m /min 。 4．自开切口差

由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此. 5．工作可靠性较差

我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。

1.2.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期

20世纪70年代后期，我国总共引进143套综采成套设备。世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场，其技术也展示在中国人的面前，为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了条件，同时通过20世纪70年代自行研制采煤机的实践，获得了成功和失败的经验与教训，确立了我国采煤机的发展方向，即仿制和自行研制并举。

解决难采煤层的问题是20世纪80年代重大课题之一：具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制：大倾角综采成套设备的研制：“三硬”、“三软”4．5m一次

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采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制。

据初步统计，20世纪80年代自行开发和研制的采煤机品种有50余种，是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20世纪80年代采煤机的发展有如下特点：

1．重视采煤机系列的开发，扩大使用范围

20世纪70年发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起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。

2．元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高

总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。

3．无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全

在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。 1.2.3 20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代

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，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是：

（1）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是MG2X400－W型采煤机。

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（2）高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从20世纪80年始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤机，变频调速箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出8种机型，都已投入使用，取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国Electra1000直流电牵引全套技术的基础上，开发出MG400/900-WD和MG250/600-WD型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。

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I采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的7LS、6LS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-DR102型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少，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。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而有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，其牵引功率为2X50KW，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，最大牵引速度达12．56m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。

3．液压紧固技术的开发研究取得成功

采煤机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，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。

回顾这30多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的

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道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。 1.3 采煤机的发展趋势

80年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势： 1）增大功率和能力

为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论厚、中厚和薄煤层的采煤机均在不断增大装机功率和生产能力。 2）电牵引采煤机已成为主导机型

目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机型。

3）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构

为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。 4）机器的结构布置有新的发展

近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵向布置采煤机的牵引部和截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的结构布置方式。 5）截割滚筒的革新和改进

截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行的其主要改进有增大截深、采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方面。 6）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型

薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发展有，开发出了薄煤层、厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。 7）提高采区工作电压

80年代以前，各国采区工作面设备电压多为1000V左右。随着综采设备向大功率发展，目前采煤机最大功率达1220kW ，截割电机最大功率达6000kW，刮板输送机最大功率达1125kW，驱动电机最大功率达525 kW，加上工作面长度的不断增长，所

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以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般为2300、3300、4160和5000V等几档。

8）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制

现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊断和自动控制，这是代表采煤机水平的重要标志。现代采煤机的微处理系统除了工况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显示、存储、控制和传输等，以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。 9）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件 （如电动机、截割部固定减速箱、摇臂、滚筒、牵引部、行走箱、牵引机构等）制定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的连接尺寸一致。这样，就可以根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩大采煤机的系列和加速研制过程。

10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率。 1.4 采煤机的类型及主要组成

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。

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铭牌

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1、左截割部 2、右截割部 3、左行走部 4、右行走部 5、左旋滚筒 6、右旋滚筒 7、液压传动 8、电控部

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第2章 总体方案的确定

2.1 MG400/920-WD型交流电牵引采煤机简介

MG400/920-WD型交流电牵引采煤机，该机装机功率920KW，截割功率为400KW。 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2000m、周围介质温度不超过＋40℃或低于－10℃、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。 2.1.2主要技术参数

该机的主要技术参数如下： 采高 截深 适应倾角 适应煤质硬度 滚筒转速 摇臂长度 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 2.1.3 MG400/920-WD采煤机的特点：

MG400/920-WD型交流电牵引采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点：

1．截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋齿轮和结构复杂的通轴。

m mm r/min mm m/min mm mm kw v 2.2-3.5 800 ≤25 ° F≤4 28.458 3500 0-15 齿轮 - 齿轨 1726 265 内外喷雾 920 1140 8

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2．主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。 2.2 左摇臂结构设计方案的确定

由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。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。 2.3 左截割部电动机的选择

由设计要求知，截割部功率为400KW。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。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机YBCS2─400,其主要参数如下： 额定功率：400KW； 额定电压：1140V 额定电流：296A; 额定转速：1470r/min 额定频率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：水套冷却

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。 2.4传动方案的确定

2.4.1 传动比的确定

滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。 总传动比i总

i总n147051.655 n总28.458 n ——电动机转速 r/min n滚——滚筒转速 r/min

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2.4.2 传动比的分配

在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。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。 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。

本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图所示：

该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮g、行星架x等组成。传动时，内齿圈b固定不动，太阳轮a为主动轮，行星架x上的行星轮g—面绕自身的轴线ox—ox转动，从而驱动行星架x回转，实现减速。运转中，轴线ox—ox是转动的。

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。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为0.97～0.99,传动比一般为2.1～13.7。

a-太阳轮 b-内齿圈 g-行星轮 x-行星架 NWG行星机构10

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如上图所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架g为从动件时，传动比的推荐值为2.7～9。查阅文献《采掘机械》,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为4～6。这里定行星减速机构传动比

b iag5.747

则其他减速机构总传动比

b ii总iag51.6555.7478.988 由于采煤机机身高度受到严格，每级传动比一般为ij3～4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，初定各级传动比为：

i11.77 i21.56, i33.26 以此计算，二级减速传动比的总误差为：

51.6550.15％ 51.655-1.771.563.265.747在误差允许范围3～5％内，合适。

第3章 传动系统的设计

截割部传动系统图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、Ⅶ、Ⅷ轴。 Ⅰ轴 n11470r/min

Ⅲ轴 n31470/1.77830.5r/min Ⅳ轴 n4＝n3/i2830.5/1.56532.37r/min

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Ⅶ轴 n7＝n4/i3532.37/3.26163.3r/min 各轴功率计算：

Ⅰ轴 Pη3400×0.99=396kW 1＝P2Ⅱ轴 P2＝Pη2η1396×0.98×0.992=384.2kW 1Ⅲ轴 P3＝P2η2η1384.2×0.98×0.99=372.75kW Ⅳ轴 P4＝P3η2η1η3372.75×0.98×0.99×0.99=358kW Ⅴ轴 P5＝P4η2η1η3358×0.98×0.99×0.99=343.9kW Ⅵ轴 P6＝P5η2η1343.9×0.98×0.99=333.6kW

Ⅶ轴 P7＝P6η2η1η3333.6×0.98×0.99×0.99=320.5kW Ⅷ轴 P8＝P7η2η1η3320.5×0.98×0.99×0.99=307.8kW 各轴扭矩计算:

P3962572.65Nm Ⅰ轴 T1955019550×1470n1Pp372.75Ⅲ轴 T3955039550T3395504286.29Nm

n3n3830.5Ⅳ轴 T49550P4p3589550T49550495506698.23Nm n4n4532.37P320.5Ⅶ轴 T795507955018743.26Nm n7163.3Ⅷ轴 T89550

p8307.8955018000.55Nm n7163.3将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用

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运动和动力参数 编号 功率/kW 转速n/(r·min1) 1470 830.5 532.37 163.3 163.3 扭矩T/(N·m) 传动比 2572.65 4286.29 6698.23 18743.26 18000.55 1.77 1.56 3.26 5.747 Ⅰ轴 396 Ⅲ轴 372.75 Ⅳ轴 358 Ⅶ轴 320.5 Ⅷ轴 307.8 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，借鉴以往采煤机左截割部传动系统的设计经验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，具体计算过程及计算结果如下：系统的设计经验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，左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： 计算过程及说明: 1)选择齿轮材料

查《机械设计手册》表8-17齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火 2)按齿面接触疲劳强度设计计算

3p/n估取圆周速度确定齿轮传动精度等级，按vt(0.013~0.022)n111vt14.24m/s，参考《机械设计手册》表8－14，表8－15选取 小轮分度圆直径d1，由《机械设计手册》式（8－）得

d132kT1u1ZEZHZ2() du[H]齿宽系数d查《机械设计手册》表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置 取d＝0．6

小轮齿数Z1 Z1=19

惰轮齿数Z2 Z2＝i1Z11.791934.01 齿数比u u＝Z2/Z134/19

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传动比误差u/u0 误差在3%范围内 小轮转矩T12572650N.m

载荷系数 K 由式（8－）得KKAKVKK 使用系数KA 查《机械设计手册》 表8－20

动载荷系数KV 查《机械设计手册》图8－57得初值KVt 齿向载荷分布系数K 查《机械设计手册》 图8－60

齿间载荷分配系数K 由《机械设计手册》式8－55及0得

[1.883.2(1/Z11/Z2)]cos ＝[1.88－3.2(1/19+1/34)]=1.617 查《机械设计手册》表8－21并查值得 K＝1

则载荷系数K的初值 K2.1Kt2.12.14.41 弹性系数ZE 查《机械设计手册》表8－22ZE＝1.8

节点影响系数ZH 查《机械设计手册》 图8－得ZH=2.5， 重合度系数Z 查《机械设计手册》 图8－65得Z＝0.7 许用接触应力 H由《机械设计手册》式869得

接触疲劳极限应力 HLim1、HLim2查《机械设计手册》图8－69得 HLim11450N/mm2，HLim21450N/mm2 H＝HLimZHZ/SH

应力循环次数N1N2由《机械设计手册》式870得

N160njLh6014702(2030010)10.58109 N2N1/u10.58/1.795.92109 则查《机械设计手册》 图8－70得寿命系数ZN1ZN21 硬化系数Z查《机械设计手册》 图8－71得Z＝1

接触强度安全系数SH查《机械设计手册》表8－27，按高可靠度查SHLim1.5~1.6

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小轮分度圆直径的参数整值d1tZ1m1910190mm 圆周速度 取SH1.6

H1H2145011/1.6906.25N/mm2 故d1的设计初值d1t为

d1t322.125726501.7911.82.50.7183.6 0.61.79906.252齿轮模数

md1tz1183.6199.66vd1tn1/600003.1411/61m9/s 404070.与估取值vt14.6m/s很相近，对KV取值影响不大，不必修正KV，故取KVKVt＝1.11，KKt2.1

小轮分度圆直径 d1 d1d1t190mm 惰轮分度圆直径 d2 d2mZ21034340mm 中心距 a amZ1Z2101934265

22齿宽b bdd1tmin0.6183.6110mm 惰轮齿宽 b2 b2b110mm 小轮齿宽 b1b25~10 3齿根弯曲疲劳强度效荷计算

由《机械设计手册》式866 F2KT1YFYSYF bd1m齿形系数YF查《机械设计手册》图8－67 得 小轮YF12.86， 大轮YF22.47

应力修正系数YS 查《机械设计手册》 图8－68 得小轮YS11.， 大轮YS21.63

重合度系数Y,由《机械设计手册》式8－67得

Y0.250.75/0.250.75/1.6170.71 许用弯曲应力F由《机械设计手册》 式8－71得 FFLimYNYx/SF

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弯曲疲劳极限FLim查 《机械设计手册》图8－72得FLim1850N/mm2，

FLim2850N/mm2

弯曲寿命系数YN 查《机械设计手册》 图8－73得YN1YN21 尺寸系数Yx 查《机械设计手册》 图8－74得Yx＝1 安全系数SF 查《机械设计手册》 表8－27得SF＝2，则

F1F2FLim1YN1YX1/SF F1416.5N/mm2，F2416.5N/mm2 F122.1425726502.861.0.71157.6N/mm2F1 11519010所以 F1157.6N/mm2 F222.1425726502.471.630.7184.16N/mm2F2 11034010所以 F284.16N/mm2 4. 齿轮几何尺寸计算

分度圆直径 d d1mZ11019190mm d2mZ21034340mm

*齿顶高 ha haham11010mm 齿根高 hf hfhac*m10.25112.5mm 齿顶圆直径da da1d12ha190210210mm

*da2d22ha340210360mm 齿根圆直径df df1d12hf190212.5165mm df2d22hf340212.5315mm 基圆db2d2cos340cos20319.5mm

直径 db db1d1cos190cos20178.5mm 齿距 p pm31.4 齿厚 s sm/215.7 中心距 a a265 圆整 齿轮3和齿轮4的设计及强度较和： 1)选择齿轮材料

查《机械设计手册》表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火

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2)按齿面接触疲劳强度设计计算

确定齿轮传动精度等级，按vt(0.013~0.022)n33p3/n3故取圆周速度

vt11.32m/s，查《机械设计手册》表8－14，表8－15选取 小轮分度圆直径d1，由式（8－）得

d132kT1u1ZEZHZ2() du[H]齿宽系数d查《机械设计手册》表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置 取d＝0．6

大轮齿数Z3 Z3i1Z21.562437.44圆整取 小轮齿数Z4 Z434

齿数比u uZ3/Z437/241.2 传动比误差u/u0.003 误差在5%范围内 大轮转矩T36698230Nm

载荷系数K由《机械设计手册》式（8－）得KKAKVKK 使用系数KA 查《机械设计手册》表8－20得KA＝1.75

动载荷系数KV 查《机械设计手册》 图8－57得初值KVt，KVt＝1.18 齿向载荷分布系数K 查《机械设计手册》图8－60得K＝1.08 齿向载荷分配系数K 由《机械设计手册》式8－55及0得K＝1.1 则载荷系数K的初值 Kt1.751.181.081.12.45 弹性系数ZE查《机械设计手册》表8－22得

ZE＝1.8N/mm2

节点影响系数ZH 查《机械设计手册》 图8－得ZH=2.5, 重合度系数Z 查《机械设计手册》 图8－65得Zz=0.87 许用接触应力 H由《机械设计手册》式869得

H＝HLimZHZ/SH 接触疲劳极限应力 HLi1、HLi2mm查《机械设计手册》 图8－69得

HLim11450N/mm2，HLim21450N/mm2

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应力循环次数N由《机械设计手册》式870得

N160njLh60821.21(2030010)2.956109N2N1/u2.956109/1.5651.109

则 查《机械设计手册》图8－70得接触强度得寿命系数ZN1ZN21 硬化系数Z查《机械设计手册》图8－71得 Z＝1

接触强度安全系数SH查《机械设计手册》表8－27，按高可靠度查SHLim1.5~1.6 取SH1.6 齿轮模数md4t/Z4265.08/2411.045mm 查表8－3得 小齿分度圆直径的参数圆整值d4tZ4m24112mm 圆周速度v

vd3tn4/600003.142821.2/6000011.34m/s 与估取值vt9m/s很相近，对KV取值影响不大，不必修正KVKVt＝1.18， KKt2.45 大轮分度圆直径 d3mZ31137407mm 小轮分度圆直径 d4d4t 中心距a amZ3Z4113724335.5mm 22齿宽 b bdd1tmin0.6265.08160mm 小轮齿宽 b4b125mm 大轮齿宽 b3b46131mm

3齿根弯曲疲劳强度效荷计算

由《机械设计手册》式866 F2KT4YFYSYF bd4m齿形系数YF查《机械设计手册》图8－67 得 小轮YF32.71大轮YF42.45

应力修正系数YS查《机械设计手册》图8－68小轮YS31.58 大轮YS41. 重合度系数Y,由《机械设计手册》式8－67得

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Y0.250.75/0.250.75/1.650.7

许用弯曲应力F由《机械设计手册》式8－71得 FFLimYNYx/SF 弯曲疲劳极限FLim查《机械设计手册》图8－72得

FLim3850N/mm2，FLim4850N/mm2

弯曲寿命系数 YN查《机械设计手册》 图8－73得YN1YN21 尺寸系数 Yx查《机械设计手册》 图8－74得 Yx＝0.98 安全系数 SF查《机械设计手册》表8－27得SF＝2 则

F3F4FLim4YN1YX1/SFF385010.98/2 22.4532510002.711.580.7197.14N/mm2F3

1302079

齿轮5和齿轮6的几何尺寸计算： 齿轮几何尺寸计算：

分度圆直径 d d5mZ51617272mm d6mZ61628448mm 齿顶高 ha haha*m11616mm 齿根高 hf hfha*c*m10.25120mm 齿顶圆直径da da5d52ha272216304mm da6d62ha448216480mm 齿根圆直径df df5d52hf272220232mm  df6d62hf448220408mm 基圆直径 db db5d56cos272cos20232mm db6d6cos448cos20382mm 齿距 p pm50.24mm 齿厚 s sm/225.12mm 中心距 a a360mm 圆整

惰轮7和惰轮8的几何尺寸计算： 齿轮几何尺寸计算：

分度圆直径 d d7mZ71628448mm

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d8mZ81639624mm 齿顶高 ha haha*m11616mm 齿根高 hf hfha*c*m10.251620mm 齿顶圆直径da da7d72ha448216480mm da8d82ha624216656mm 齿根圆直径df df7d72hf448220408mm df8d82hf624220420mm 基

圆

直

径

db db7d7cos448cos20382mm db8d8cos624cos20586mm 齿距 p pm50.26mm 齿厚 s sm/225.13mm 中心距 a a536mm 圆整

由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。 3.3 轴的设计及强度效核

先确定Ⅲ轴

3.3.1 选择轴的材料

选取轴的材料为45钢，调质处理 3.3.2 轴径的初步估算

由《机械设计实践》表4－2取A＝115， 可得

p372.75d1A33115388.4mm n3821.2

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3轴示意图 3.3.3 求作用在齿轮上的力

Ⅲ轴上大齿轮分度圆直径为： dⅢ＝mZ3407mm 圆周力Ft，径向力Fr和轴向力F的大小如下

Ft12T326698233940N d2340Fr1Fttann3940tan201434N

小轮分度圆直径为： d42mm Ft22T326698235074.4N d42 Fr2Fttann5074.4tan201846.9N 3.3.4 轴的结构设计

截Ⅲ轴的详细校核

1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度

Ⅰ段安装调心滚子轴承。轴承型号22219c，尺寸dDB8515036 取轴段直径d185mm

取齿轮距箱体内壁距离10mm,轴承距箱体内壁s5mm,则：

L1Bs150510165mm 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d291mm,轴段长度L2110mm

Ⅲ段取齿轮右端轴肩高度h4mm,轴环直径d391mm,轴段长L3178mm

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Ⅳ段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸dDB9016030，取轴段直径d490mm,轴段长L41mm 2）轴上零件的周向定位

两个齿轮均采用花键联结，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。 花键尺寸为：NdDB10102112116 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为K6.

轴端倒角245

3.3.5 轴的强度效核：

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图所示：

轴承1轴承2

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¦ΑΑ2Α1Α2） 求支反力：

水平面：RRBFt38312583Ft4/831259027843.2N

RHAFt3Ft4RHB24817.4N 垂直面：RRBFr3(83)12583Fr4/83125905825.9N 3） 计算弯矩

RHAFr3Fr4RrB2127N

水平弯矩：

MCHRHA8324817.4832059844.2Nmm .2902505888Nmm MDHRHB9027843

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垂直面弯矩：

MCVRVA832127831761Nmm MDVRVB905825.990524331Nmm

合成弯矩：

22MCH2059844.22176122067395.6Nmm MCMCV22MDH2505888252433122560155.8Nmm MDMDV 4) 扭矩： T33251100Nmm T30.632511001950660Nmm 5） 计算当量弯矩：

MCaMC02067395.6Nmm22MDa左MDT2560155.8219506603218613.4Nmm22MDa右MD2560155.8Nmm 2 显然D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《机械设计实践》表4－1得B650N/mm2 M由Da得 W0.09~0.1B58~65N/mm2 取60N/mm2 Wd3320.1d30.197391267.3mm3 MCa3218613.435.3N/mm2<60N/mm2 W91267.33.3.6 安全系数效核计算： 1）确定参数

由前述计算可知： T3669823Nm

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MCa3218613.4Nmm .3mm3 W91267 n3821.2r/min 抗扭截面模量： W 2）计算应力参数

弯曲应力幅 a20.9N/mm2 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力m0 扭剪应力幅 ad3160.2d30.2973182534.6mm3

T36698231.83N/mm2 2W2182534.6 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力am1.83N/mm2 3）确定影响系数

轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计实践》表4－1查得2B650N/mm2,1300N/mm2，1155N/mm2 轴肩圆角处的有效应力集中系数K,K 根据r/d1.6/850.019 D/d91/851.07

由《机械设计实践》表4－5经查值可得：k2.02 k1.36 尺寸系数、

根据轴截面为圆截面查 《机械设计实践》图4－18得：＝0.75 =0.85 表面质量系数、

根据B650N/mm2和表面加工方法为精车，查《机械设计实践》 图4－19，得

＝＝0.88 。材料弯曲扭转的特性系数、 取＝0.1 ＝0.5 =0.05 可得：S13007.1 Kam2.0220.90.10 S115560 Kam1.361.830.051.8325

SCa

太原理工大学阳泉学院----毕业设计说明书 SS7.1606.16S1.5~1.8

22227.160SS所以强度足够。

由于其他轴的校核方法都是相似的，所以对于其他轴的校核过程都安排在设计说明书以外的篇幅上进行，并全部校核合格。 3.4截割部行星机构的设计计算

已知：输入功率, p7320.5KW

转速 n7163.3r/min，

输出转速 n滚=28.458r/min

3.4.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定

太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57～61HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。 试验齿轮齿面接触疲劳极限Hlim1450MPa 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：

太阳轮：

Hlim1450MPa

行星轮：

Hlim1450MPa

齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。 内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS. 试验齿轮的接触疲劳极限：

Hlim400Mpa

试验齿轮的弯曲疲劳极限：

Hlim280Mpa

齿形的加工为插齿，精度为7级。 3.4.2 确定各主要参数

⑴行星机构总传动比：

i=5.74，采用NGW型行星机构。

⑵行星轮数目np：

要根据《采掘机械》表2.9-3及传动比i，取np4。

⑶载荷不均衡系数kp：

采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 kp=1.15

⑷配齿计算：

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太阳轮齿数za

n.c422zap14

i5.74式中：取c=22（整数） 内齿圈齿数

zbza(i1)14(5.741)66 行星轮齿数

1zc(zbza)26 取 zc25

2⑸齿轮模数m：

按《采掘机械》表2.4-7中的公式计算中心距：

a266(u1)3kTAalimu 1) 综合系数：

k2.2

2）太阳轮单个齿轮传递的转矩：

pkp188.331.15TA975975228.73N/mm2

n1np230.843）齿数比：

zc251.78 za144）取齿宽系数：

a0.7

5）初定中心距：

u将以上各值代入强度计算公式，得

a0226(1.781)32.2228.73168.2mm 20.714501.186）计算模数m：

2a2168.28.4mm

ZaZc1426取标准值m=8

7）未变位时中心距a：

m11m(zazc)8(1426)160mm 22根据实际情况取a0163mm a（6）计算变位系数 1）a-g传动 a)啮合角：ag

cosag

a0cosa0 a27

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160cos20 

1630.922397

所以 ag22o43'

b)总变位系数：

zz0invaginv0 xa2tg01426inv22o43'inv20o0.4055 2tgc)中心距变动系数y：

aa01631600.375 m8d)齿顶降低系数y：

yyxy0.40550.3750.0305

e)分配变位系数：

zz ag142620

22x0.20275 z 取xa0.25

则cgxxa0.40550,250.16

2）g-b传动 a)啮合角gb：

cosgba0cosa0 a式中， a01866251mm 21cos20o0.94576 代入 cosgb163所以 gb19o

b)变位系数和x：

2tginv19oinv20o66250.1408 o2tg20c)中心距变动系数y：

xzbzginvgbinv

aa016310.125 m8d)齿顶降低系数y： yyxy0.1408(0.125)0.0158 e)分配变位系数：

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 xc0.16

 xbxxg0.14080.160.0192

3.4.3 几何尺寸计算 分度圆 dmz

*齿顶圆 dad2m(haxy) 齿根圆 dfd2m(hacx)基圆直径 dbdcosa 齿顶高系数

*太阳轮，行星轮—ha1

*0.8 内齿轮—ha**

顶隙系数

*太阳轮，行星轮—c0.4

内齿轮—c0.25

代入上组公式计算如下： 太阳轮

d814112mm

da11228(10.250.0305)

131.512mm

df11228(10.40.25)

*93.6mm

db112cos20105.245mm

行星轮

y825100mm

da20028(10.160.0305) 218.072mm

df20028(10.40.16)

180.16mm

db200cos20187.938mm

内齿轮

d866528mm

da52828(0.80.01920.0158) 515.25mm

df52828(10.250.0192)

8.3mm

db528cos20496.1577mm

太阳轮，齿宽b

由《煤矿采掘机电手册》表2.5-12, 取 b/d11.1

29

太原理工大学阳泉学院----毕业设计说明书 则 ba1.1112123.2mm 取 b150mm bbba150mm bgba5～10155mm

3.4.4 啮合要素验算

⑴a-g传动端面重合度a 1）顶圆齿形曲径：

a太阳轮a1(da2d)(a)222

131.5122105.2452()() 2239.42mm 218.0722187.9382)() 行星轮a2(2255.305mm

2）端面啮合长度ga：

gaa1(a2a'sinat')

式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 at— 端面节圆啮合

'直齿轮 at'aag22o43'

则

gaa1(a2a'sinat')

39.4255.305-163sin22o43' 31.767（mm）

3）端面重合度a：

agacos/(mncosat)31.767cos08cos20

1.345

⑵ g-b端面重合度a

1）顶圆齿形曲径a ：

a(da2d)(b)2 22由上式计算得

行星轮 a155.305mm

内齿轮 a269.48mm

30

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2）端面啮合长度ga：

gaa1a2a'sinat'

55.30569.48163sin19 38.mm

3）端面重合度a：

agacos/(mncosat)

38./8cos20

1.76

3.4.5 齿轮强度验算

（1）a-g传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。）

1）确定计算负荷： 名义转矩T

kpT()Ta

np1.15188.339550 4230.82240.39N.m

名义圆周力

2000TFt

d20002240.39

11240006.96N

2） 应力循环次数Na：

HNa60nanpt

60194.68496000

4.5109次

式中 na—太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)

HnananH

230.8230.8/6.39194.68r/min

t—寿命期内要求传动的总运转时间，(h) t20年300d/年16h/d

96000(h)

H3）确定强度计算中的各种系数： a)使用系数kA

根据对截割部使用负荷的实测与分析，取kA1.75（较大冲击）

b)动负荷系数kv

31

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F40006266.7150N/mm 因为z11450和tb150可根据圆周速度：

vHdna60

3.1416112194.68

6010001.14m/s

vz11.14140.16 和

100100由《机械零件》图2.4-4，

查得6级精度时：kv1.04 c)齿向载荷分布系数kH，kF

由《机械零件》表2.4-8查得渗碳淬火齿轮

x0.85

由《机械零件》表2.4-9查得 fmaH4.16b0.141.324.161500.14 11.07μm由《机械零件》表2.4-8查得，

fsh11μm

Fyx(fma1.33fsh)

0.85(11.071.3311)

21.85μmktkAkv/b400061.751.04/150485.4N/mm

根据Fy和FtkAkv/b,由《机械零件》图2.4-5,

查得kH1.6

kF(kH)N1.60.8741.51 (b/h)2式中： N 21(b/h)(b/h)7.8120.874 17.817.812b150(7.81) h(11.4)8d)齿间载荷分布系数kHa,kFa

因ra1.34501.345 由《机械零件》图2.4-6查得 kHakFa1.0

32

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e)节点区域系数zH

zH2cosbcost'

cos2tsint''\"2cos0cos224315.3'\" cos220sin224315.32.32式中， 直齿轮b0；

t'—端面节圆啮合角；

'直齿轮 at'aag22o43'

t—端面压力角， 直齿轮t20

f)弹性系数zH

由《机械零件》表2.4-11查得

zH1.8(N/mm2)

g)齿形系数YFa

根据z114和x10.25，由《机械零件》图2.4-14查

YFa3.01

h)应力修正系数Ysa

由《机械零件》图2.4-18,查得 Ysa1.52 i)重合度系数z,Y

4a 341.3450.94 30.75Y0.25 za0.750.8 1.345j)螺旋角系数z和Y

0.25因 0,zcos

得 z1

Y14) 齿数比u：

120得 Y1

uz2/z125/141.7857

5） 接触应力的基本值H0

33

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H0zHzEzzFtu1.d1.bu

2.321.80.941797.78(N/mm2)

6） 接触应力H：

400061.78571112501.7857HH0kAkvkHkHa

797.781.751.041.611361.38N/mm7） 弯曲应力的基本值F0：

2

F0FtYFaYsaY bm400063.011.521 1508152.53N/mm28） 齿根弯曲应力F： FF0kAkvkFpkFa152.531.751.041.511.0 419.18N/mm29） 确定计算许用接触应力Hp时的各种系数

a)寿命系数zN

9因NL10，由《机械零件》图2.4-7,得

zN1

b)润滑系数zL

因v40220mm/s和Hlim1200N/mm 由《机械零件》图2.4-9，查得

zL1.03

22c)速度系数zv

因 v1.14m/s，由《机械零件》图2.4-10，查得

zv0.95 d)粗糙硬化系数zw

因Hlim1200N/mm2 和 Rz6.3μm 由《机械设计手册》图2.4-11， 查得

zR0.94 e)工作硬化系数zw

由于大小齿轮均为硬齿面，所以

34

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zw1

f)尺寸系数 由《机械设计手册》表2.4-15 ，查得

zx1 10) 许用接触应力Hp

HpHlimzNzLzvzwzRzx

145011.030.950.9411333.70N/mm11) 接触强度安全系数SH

SH2

Hp1333.700.98 H1361.3812) 确定计算许用弯曲应力Fp时的各种系数 a)试验齿轮的应力修正系数

YsT2.0

b)寿命系数 因NL109,查《机械设计手册》图2.4-8得

YNT1.0 c)相对齿根圆角敏感系数Yrelt

因Ysa1.52,由《机械设计手册》图2.4-20查得

Yrelt0.99

d)齿根表面状况系数

YRrelt1.03

e)尺寸系数Yx

由《机械设计手册》表2.4-16,得

Yx1.050.01mn

1.050.0180.97

13) 许用弯曲应力Fp

FpFlimYsTYNTYreltYx400210.991.030.97

791.3N/mm214)弯曲强度安全系数SF

SFFp F791.31.

419.18(2) g-b传动

本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的

强度较高，故计算从略。 1) 名义切向力Ft

35

太原理工大学阳泉学院----毕业设计说明书 Ft40006N

2) 应力循环次数Nb

HNb60nbnPt

60(36.11)4960008.3108 式中 nb—内齿轮相对于行星架的转速 r/mim；

H nbnbnH

036.11

36.1r/min3) 确定强度计算中的各种系数 a)使用系数

KA1.75

H b)动负荷系数Kv

vH.d.nb6010003.1416528(36.11)

6010000.998m/s和

vz10.998250.25 100100 由《机械设计手册》图2.4-4查得，kv1.07 （7级精度） c)齿向载荷分布系数KH,KF

由《机械设计手册》表2.4-8，查得调质钢

Hlim700N/mm2，x0.60 由《机械设计手册》表2.4-9，得 fmaH4.16b

0.14

1.854.161500.1415.52μm由《机械设计手册》表2. 4-10，查得

fsh11μm （因为 齿宽1000.6(15.521.3311)

18.09μm FtKAKv/b400061.751.07/150

根据FY499.4N/mm

和FtKAKv/b由《机械设计手册》图2.4-5，查得

KH1.38

36

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KF(KH)N

1.380.21.33

(b/h)2式中 N

1(b/h)(b/h)29.152 19.159.152

0.2b1509.15) (h(0.81.25)8d) 齿间载荷分布系数KHa,kFa

因ra 1.330

1.33 由《机械设计手册》图2.4-6查得

kHakFa1.0 e)节点区域系数zH zH 2cosbcost'

cos2tsint'2cos0cos19cos220sin19 2.56 式中， 直齿轮b0：

t—端面节圆啮合角： 直齿轮tac19 t—端面压力角，

''直齿轮t20

f)弹性系数zF

由表《机械设计手册》2.4-11，查得

zF1.8N/mm2

g)齿形系数YFa

由《机械设计手册》图2.4-13，查得

YFa1.82 h)应力修正系数Ysa

由图《机械设计手册》2.4-18,查得

Ysa1.88 i)重合度系数z,Y

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4a 341.33 30.9430.75 Y0.25

za0.750.8139 1.33 j)螺旋角系数z，Y

0.25 因 0,z 得z1

cos

Y1 得 Y1

120

4) 齿数比u

uz2/z166/252. 5) 接触应力的基本值H0

H0zHzEzzFtu1. d1.bu400062.12001502.2.561.80.9431328.69N/mm2

6) 接触应力H

HH0

kAkvkHkHa

2328.691.751.071.381

528.37N/mm 7) 弯曲应力的基本值F0

F F0tYFaYsaYY

bm 400061.821.880.8139192.8N/mm2

1508 8) 齿根弯曲应力F

FF0kAkvkFpkFa

92.81.751.071.331.0231.2N/mm2

9) 确定计算许用接触应力Hp时的各种系数

a)寿命系数zN

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9 因NL10，由《机械设计手册》图2.4-7,得

zN1

b)润滑系数zL

因v40220mm2/s和Hlim750N/mm2 由《机械设计手册》图2.4-9，查得

zL1.04 c)速度系数zv

因v0.998m/s，Hlim750N/mm2

由《机械设计手册》图2.4-10 查得

zv0.92 d)粗糙度硬化系数zR

因Hlim750(N/mm)和Rz10μm 由图2.4-11查得

zR0.85

e)工作硬化系数zw

因内齿轮齿面硬度为280HBS 由公式zw21.2(HB2130)/1700得

zw1.11

f)尺寸系数

由《机械设计手册》表2.4-15 ，查得

zx1

10) 许用接触应力Hp

HpHlimzNzLzvzwzRzx

75011.040.920.851.111677N/mm2 11) 接触强度安全系数SH

2

SHHp H677528.37 1.2812) 确定计算许用弯曲应力Fp时的各种系数 a)试验齿轮的应力修正系数

YsT2.0

b)寿命系数 因NL109,查《机械设计手册》图2.4-8得

YNT1.0

c)相对齿根圆角敏感系数Yrelt



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因Ysa1.88,由《机械设计手册》图2.4-20,查得

Yrelt1.02

d)齿根表面状况系数 YRrelt

由《机械设计手册》图2.4-21,查得

YRrelt1.0

e)尺寸系数Yx，由《机械设计手册》表2.4-16,得 Yx1.030.006mn

1.030.0068

0.98213) 许用弯曲应力Fp

FpFlimYsTYNTYreltYRreltYx

280211.0210.982560.92N/mm2

14)弯曲强度安全系数SF SF3.5 轴承的寿命校核

3.5.1 对截Ⅲ轴的轴承22219c和NJ419进行寿命计算 （1）计算轴承支反力

1）由《煤矿采掘机电手册》查得

RV13503N RV25739N RH18635N RH214779N 2）合成支反力

3）轴承的当量动载荷

R2RH22RV22158NR1RH12RV129318NFp560.922.426 F231.2

pr1XR19318N

pr2R2158N

4）轴承的寿命

查《煤矿采掘机电手册》表5-9，5-10得103

106ftcr10Lh1()3

60nfppr1fp11.5

fp21.5 ft1ft21

106128010310()3441329h20000h 60824.581.59318

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106ftcr10Lh2()3

60nfppr2106140010310()3 60824.581.51582442h20000h

通过计算，两个轴承的寿命合格。 3.5.2 行星轮轴承寿命的计算 （1）每个轴承上的径向载荷

FFr1r19670N2

选用轴承为22314c

Cr300KN Cor360KN

查《煤矿采掘机电手册》表5-9，5-10得

103fp1.5f1t

（2）轴承的寿命

106ftcr10Lh()3

60nfppr106130010310()3 60401.519670948871.8h20000h

通过计算，轴承的寿命合格。 3.6 花键的强度校核

3.6.1 截Ⅳ轴花键校核 （１）摇臂截Ⅳ轴选用花键

INT/EXT26Z5m30p6H/6e （２）强度校核

按《煤矿采掘机电手册》2-51公式

2Tppzhld

式中 T－传递的转矩

－各齿载荷不均匀系数 取（0.70.8） Z－齿数

l－齿的工作长度 d－平均直径mm

h－齿的工作高度mm 渐开线花键hm(30时） ［p］－许用压强 查表2-23 ［p］=（1020）Nmm2

则

2T23881103p5.5Nmm2pzhld0.8265100135

41

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强度校核合格

3.6.2 行星轮系花键校核 （1）选用渐开线花键型号为

INT/EXT40Z3m30p6H/6e(GB3478.183)

（2）按《煤矿采掘机电手册》式2-51公式

2Tppzhld

代入数据得

2T27792.68103p13.09Nmm2pzhld0.8403100124

强度校核合格

第3章 采煤机的使用与维护

4.1采煤机使用过程中常见故障与处理

国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品

结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。

1 MG400/920 – WD 型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析: (1) 截割部截煤滚筒不配套。

煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤放不出来,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,一但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。 (2) 采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。

(3) 牵引传动箱设计中是分体的上、下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于3°时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱一点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。 2 .MG400/920 – WD 型采煤机的维修改造工艺

针对上述原因分析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造:

(1) 采煤机截煤滚筒的维修改造 通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行

42

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了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组3 个截齿,按一组120°,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈30°角焊接安装,每一列的3个截齿按端面有效距离,间隔200 mm 进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布120°切割3 个长300 mm、宽200mm 的腰形孔。

(2) 牵引部与截割部连接轴孔的维修改造

采煤机的牵引侧,再焊装一块轴孔板,同时将绞轴1 和绞轴2 的轴孔衬套材质由原来的20Cr 改为铸铜,延长绞轴1 的长度,轴孔连接由3 个增加到4 个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴孔板对截割部的扭转力,起到了一个作用,这样就彻底地解决了采煤机截割部绞轴折断和轴孔体损失的重大事故隐患。 (3) 具体维修改造工艺

首先将变形的绞轴里孔用502 型高锰钢焊条进行补焊,补焊的里孔用自 制的液压镗孔机进行镗孔,镗孔完毕后再配装上用铸铜加工的衬套,衬套的内径保证与原设计尺寸相同。在截割部与牵引部对接时,先将绞轴2 穿入轴孔内,把绞轴1 套上待固定的轴孔板,穿入轴孔内,绞轴穿到位后,再将轴孔板扶正，固定在牵引部的机壳上。在施工过程中,施工人员克服了井下作业的诸多困难,从安装临时泵站,固定镗孔机,调试刀架、测量尺寸到机组对接等每一道工序都做了充分的准备,使工程进展井然有序,最后对接试机一举成功。

4.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法

近几年来随着综采技术的不断发展,高产高效工作面的普及,对采煤机的性能要求也不断提高,开发研制大功率电牵引采煤机成为各煤机制造厂家的热点。随着采煤机的装机功率的增大,采煤机的截割功率也相应的加大,由于截割功率加大,其油池温度过高的问题也日渐突出,如何解决这一问题将成为研制的关键。 1．发热原因的分析

当传动系统的总发热量E小于截割部在许用最高油温时的散热量L 时，截割部将在低于最大温升的某一温度保持平衡,当E 大于L 时,系统的温度将高于许用最高温度,产生发热现象。通过计算和与其它机型对比分析产生这一现象的原因如下: 截割功率加大导致温升过高。

43

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在机械传动系统效率一定的前提下,加大输入功率,系统的功率损耗也随之加大。损耗的量大部分转化成热能,使系统的温度上升。 系统的机械传动副数量增加导致温升过高。

目前大功率电牵引采煤机均采用多部电机横向布置的传动结构,截割部由电机直接驱动,导致截割部的总传动比加大,传动级数增多。同时,此类机型对采高要求较高,机器大都采用长摇臂,这也使机械传动副数量增加。由于传动副增加,系统的功率损耗加大。

(3) 机器的散热条件受。

由于受结构的,在机器的截割功率大副度提高和机械传动副数量增加的同时,

油池的体积相对增加很小,使机器散热困难。同时由于注油量和搅油发热的矛盾,润滑油的体积不可能大幅增加也会导致油温的升高。 解决方法

通过以上的原因分析,并结合在实践中的经验,提出解决问题的方法如下: (1) 通过提高传动副的加工制造精度来提高系统的机械效率,减少功率的损耗,降低发热量;

(2) 提高轴承的精度等级,减少轴承副的功率损耗。

(3) 设计过程中,在保证整机性能的前题下,适当加大油腔的体积,提高散热面积。 (4) 提高冷却效果。可通过加大冷却水套的截面积,加大冷却水的流量和加长冷却水的冷却流程来提高冷却效果,也可以对油池直接加装冷却器或强迫冷却装置来提高冷却效果。

(5) 合理计算润滑油的用量,在能保证润滑的前题下,严格控制注油量,使搅油发热降至最低。

(6) 提高摇臂排气装置的可靠性,保证与外界环境的对流热交换。 4.3采煤机轴承的维护及漏油的防治

据不完全统计，在采煤机发生故障的总数中，机械事故占 80％ 左右，而因润滑问题造成事故占很大的比例。采煤机轴承的维护及漏油的防治又是其中关键的一个环节。

1． 采煤机轴承损坏形式和原因

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采煤机各传动轴承中，强度薄弱，容易损坏的部位有：

(1) 截割部轴齿轮(小伞齿轮轴) 它转速高，温升快、易发热，使径向游隙变小，并在缺油情况下烧伤，造成异常噪声、振动；

(2) 截割部行星机构行星轮轴承受力大 (为齿轮啮合切向力的二倍) ，而受空间大小和轮缘壁厚的，轴承直径不能增大，滚动体和滚道表面接触应力高，常发生早期点蚀和严重磨损；

(3) 摇壁回转轴套和滚筒轴其转速低，但负荷高，并有严重冲击力，轴承常发生套圈变形，边断裂；

(4) 牵引部行走链轮轴承受冲击交变负荷，密封润滑条件差，煤尘易进入滚道把保持损坏。

2． 预防和改进措施 （1） 加强润滑和密封

轴承工作时，滚动体与滚道、保持架和内外圈用滚动体都有摩擦，润滑剂可减小磨损，特别在滚动体和滚道之间形成油膜，可减小接触应力，降低温度，从而延长轴寿命。采煤机轴承润滑用油一般为 N220，N320 极压工业齿轮油，多采用油池飞溅或加循环联合润滑方式。主要存在问题是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰尘不断浸入，轴承磨损加剧，轴承润滑油不良，甚至缺油使表面过热烧伤。因此需重点采取措施：

1) 高速轴油封选用最合适密封材料、结构、提高其使用寿命；

2) 摇壁回转轴承用油脂 (2＃ 锂基脂) 润滑并用油封把它与固定箱油池隔开； 3) 对低速轴 (如滚筒轴、行走轮轴等) 改用端面浮动油封。通过 O 型密封圈弹性变形产生端比压。使浮动环靠紧并传递扭矩，补偿磨损。该油封对振动、冲击及轴向、径向偏斜不敏感，特别适用于低速 (2ｍ/ s以下) 、有煤粉泥浆条件下密封。 （2） 严格验收，确保制造和安装质量

1) 轴承本身质量是影响安装性能和使用寿命的重要因素。当前国内轴承厂家繁多质量参差不齐，订货时要选好厂家确保轴承质量。

2) 轴承组件的制造和安装应符合要求。壳体孔直径超差改变了轴承正确配合要求，过盈量大，使径隙变小，内圈产生拉应力。间隙大，径隙变大，组件刚性降低并引起套圈滑动。

3) 壳体孔椭圆形或锥形误差，使套圈滚动道变形。当滚动体验通过时，滚道直径内

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经受压应力应显著增大，使区域过早磨损和破坏。

4) 轴和壳体孔挡肩对配合表面不垂直及二侧配合处不同轴误差，使轴承内外圈轴线歪斜，也使局部表面应力增大。

5) 轴承安装中必须调整轴向间隙达到设计要求，对圆柱滚子轴承，轴向间隙小，内圈移动受阻，当受到冲击载荷时易发生挡边撞裂，在润滑不充分时，也会导致轴承烧伤。

3 加强轴承使用中维护和保养

采煤机轴承在安装前的储运中要保持完好包装，不受碰撞并防止浸水而生锈。使用中要特别注意到滑油量和质量。要求做到： (1) 常可检油位，加足油； (2) 避免不同型号油混用；

(3) 打开盖加油时，要防止煤尘、水等杂质进入，以防油质破坏，加剧磨擦面粒磨损和锈蚀。如发现油脏，及时入油并清洗再加新油。 4 采煤机漏油及处理

(1) 摇臂摆动轴的漏油及处理截割部箱内的油流经摇壁套外侧摇壁摆动轴上的大轴承，有两个 O 形密封圈，在使用中发现该处漏油，经拆检分析发现，由于大轴承的外圆大，压不紧 O 型密封圈，加上个别轴承精度不够，内、外圈直径超差严重；另外轴承孔壁较薄弱，使用中振动变形导致漏油。为此需在摇臂轴小端加外骨架油封将该处与截割部油池分开，改用润滑脂润滑即可根除此处漏油。

(2) 滚筒轴的漏油及处理采煤机割煤时，滚筒轴受阻力大且复杂，受切向力、轴向力、煤壁推力、装煤力等。滚筒既绕滚筒轴转动，还沿滚筒轴垂直面作上下摆动，使油封漏油。其次，油封外径尺寸偏小导致油沿孔隙漏出，因此检修时应挑合适油封。另外迷宫间隙大，导致煤粉经过迷宫间隙、油封进入或滞留在油封刃口与轴之间，将油封垫起造成漏油，同时加速油封磨损，因此需采用加毛毡或涂密封胶。

(3) 壳体盖板的漏油及处理采煤机牵引部泵箱盖的密封最初采用石棉纸垫，由于石棉纸本身渗油，盖板大，不平度大，对纸垫比压不匀导致漏油。而后又采用橡胶垫，但其在长时间油作用下仍然变形起包开始漏油。最后采用 O 形密封绳粘接成环形密封盖板，但若粘接不牢也会漏油。处理措施是粘接处采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安装。

采煤机是综采工作面的主要设备，由于井下作业环境的特殊性，以及对采煤机的

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维护、保养 、操作等方面的人为能力不同，将会产生各种不可意料故障。因此，在采煤机在使用过程中，需要加强维护，定期检修，对易损部位及时采取措施进行补救，防止事故的发生和扩大，从而提高开机率和 延长其使用寿命。

4.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径

近20 年来, 煤矿机械的功率增大很快, 采煤机的功率增加了4～6 倍, 掘进机的功率增加了2～3 倍, 大型、特大型矿井提升机功率已达数千kW, 功率的增大导致机械设备的输出扭矩增大,使设备部件特别是传动齿轮的受力增大。煤矿机械的齿轮 大多为中、大模数(6～20 mm) 的低速(6m/ s 以下) 重载传动, 单位齿宽的载荷值高达20kN/ cm2 。由于受煤矿使用条件和机器尺寸的,传动齿轮的外形尺寸没有多 大变化, 易造成机械传动齿轮失效, 导致煤矿机械设备不能正常运行。煤矿机械齿轮的失效有轮齿折断、齿面胶合、齿面点蚀和齿面塑性变形等主要形式。由于轮齿啮合不合理, 造成超负荷或冲击负荷而产生轮齿较软齿部分金属的塑性变形, 严重时在齿顶的边棱或端部出现飞边、齿顶变圆, 主动齿轮的齿面上有凹陷, 被动齿轮的节线附近升起一脊形, 使齿面失去正确的齿形。齿轮失效直接影响着煤矿机械效能的发挥, 亟待解决,提出几种改进途径。 1 .设计

煤矿机械齿轮, 特别是承受重载和冲击载荷的提升和采掘运输机械齿轮, 其弯曲极限应力强度增大到1 200 MPa , 接触耐久性极限强度亦增大到1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的条件下提高其强度和寿命, 需进一步进行科研技术攻关, 优化设计参数。优化设计的内容包括载荷的准确计算、强度计算公式的修正、优化选材、优化齿形结构、先进的加工和处理工艺、提高表面光洁度、合理的硬度和啮合参数、有效的润滑参数和装配要求等,提高标准化、系列化程度。

由于渐开线齿形共轭齿轮的相对曲率半径较小, 故接触强度受到一定。而圆弧齿轮在接触点处的齿面相对曲率半径大, 其表面强度和弯曲疲劳强度较高(约为渐开线齿形的2～5 倍) , 振动小、噪声低、尺寸和重量较小。除新设计齿轮应优先采用圆弧齿轮外, 原有渐开线齿轮减速器, 在传动功率不变、中心距不变的前提下, 重新搭配模数、螺旋角等参数, 可优化设计更新为圆弧齿轮,大大延长使用寿命。另外还可以采用以下几种比较先进的优化设计方法:

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(1) 按照GB3480 —1997《渐开线圆柱齿轮承— 4载能力的计算方法》和有关行业标准, 采用CAD进行齿轮强度计算和齿轮结构方案的类比, 选出最优的设计方案。 (2) 利用保角映射和有限元法等方法分析齿根弯曲应力, 采用较大半径的齿根过渡圆角并采用凸头留磨滚刀加工外齿轮齿形, 以此降低齿根弯曲应 力集中, 提高弯曲强度。

(3) 根据弹性力学知识分析轮齿的啮合形变,采用齿顶修缘, 修缘线是采用较大压力角的渐开线; 采用齿面喷丸处理等工艺来提高轮齿的接触和弯曲疲劳强度。 (4) 根据弹流润滑理论研究齿轮润滑状态后,采用极压添加剂的高粘度齿轮润滑油来改善齿轮的润滑状态。 2 . 选材

齿轮材料的选择, 要根据强度、韧性和工艺性能要求, 综合考虑。参考工业发达国家煤矿机械齿轮选用钢材的经验, 结合我国实际, 宜选用低碳合

金渗碳钢。对于承受重载和冲击载荷的齿轮, 采用以Ni - Cr 和Ni - Cr - Mo 合金渗碳钢为主的钢材(含Ni 量2 %～4 %) ; 对于负载比较稳定或功率较小、模数较小的齿轮, 亦可选用无Ni 的Ni - Mn钢。这些渗碳合金钢的含碳量较低, 平均为012 %以下, 其中的Mo 、Mn 均能增加钢的淬透性(含Mn 量以014 %～016 %为宜) , Cr 能增加钢的淬透性和耐磨性, Ni 对提高钢的韧性特别有效。应研制、采用新型淬透性好的渗碳齿轮钢(国外称为“H”钢系列) , 它具有较窄范围的淬透性带, 可保证齿轮变形范围小并达到要求的芯部硬度。应尽量选用冶金质量好的真空脱气精炼钢(R —H 脱气钢) 和电渣重熔合金钢, 这种钢材的纯度高, 具有较好的致密度, 含氧、氮和非金属杂质极少, 塑性和韧性好, 减少了机械性能和各向异性。用这种钢材制造的齿轮与普通电炉钢制造的齿轮相比, 其接触和弯曲疲劳寿命可提高3～5 倍, 齿轮极限载荷可提高15 %～20 %。制造齿轮应尽量少用铸钢, 多用锻钢, 非用铸钢不可的大齿轮, 可采用铸钢轮芯镶锻钢齿圈组合件。锻钢要保证锻造比(一般选大于3 为好) 。无论铸、锻件, 制造过程中要进行超声波探伤、材料 的机械性能试验和检查, 以确保材料的质量合格。 3 .加工工艺

机加工滚齿时, 粗、精滚工序要分开, 先用滚刀进行粗切, 再用专用滚刀进行精滚齿, 保持滚刀精度, 用百分表控制切齿深度, 切齿深度误差应控制在零位附近, 精滚齿滚刀的齿形误差应不大于0.103 mm。齿形加工一般要达到9 级精度。齿面粗

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糙度必须达到设计要求, 可在磨齿后, 进行电抛光或振动抛光, 提高表面粗糙度, 粗糙度好的齿轮的寿命比粗糙度差的可提高15%～20 %。采用齿面修形、齿形修缘和挖根大圆弧(大圆弧齿根) 新技术(包括倒角、磨光、修圆) , 能消除或减轻啮合干涉和偏载, 提高齿轮的承载能力,

使齿根应力集中降低, 齿轮的弹性柔度增大。对齿形进行修饰(磨齿、剃齿、研齿) , 齿轮的接触极限应力可提高15 %～25 %。对齿作纵向修形(修齿腹) , 齿轮的寿命可提高2 倍, 弯曲应力可减少17 %～23 % , 并可降低噪声。当切齿刀具的硬度大于工件硬度的2～5 倍以上, 并有较好的韧性和耐磨性时,切削效果较好。硬齿面齿轮常采用磨削法和刮削法加工, 齿胚经多次热处理和切削加工。齿轮加工后组装的减速器, 出厂前应进行加载跑合, 采用电火花跑合新工艺, 可提高齿轮接触精度, 保证使用效果。 4. 热处理

煤矿机械齿轮的承载能力不仅取决于表面硬度, 还取决于表层向芯部过渡区的剪应力与剪切强度的比值, 它不能大于0155 。深层渗碳淬火是这种齿轮硬化处理最理想的方法, 它可以得到高的芯部硬度, 较小的过渡区残余拉应力和充足的硬化层深度。齿面含碳量一般控制在018 %～1 %为宜,由齿表面到芯部的硬度梯度要缓和。渗碳齿轮经过淬火和回火, 表面硬度应达到HRC58～62 , 要消除齿轮特别是表层的残余内应力。推广碳、氮共渗新工艺, 氮的渗入深度一般控制在012 mm 以内, 它不但能硬化表层, 还能产生压应力, 可比单纯渗碳齿轮的强度极限应力提高13 %以上, 寿命可提高1倍。热处理后, 尚需进行油浴人工时效处理。矿井提升绞车减速器齿轮的齿面硬度宜由现在多数软齿面( 即调质—正火方法, 齿面硬度≤HB300) 向中硬齿面(淬火—调质方法, 齿面硬度HB300～400) 过渡, 以提高齿轮使用寿命。 5. 表面强化处理

对齿面和齿根进行喷丸强化处理, 通常是齿轮加工的最后一道工序, 可在渗碳淬火或磨齿后进行。它能使齿轮的接触疲劳强度提高30 %～50 % ,使齿根弯曲疲劳强度得到改善; 能有效阻止裂纹扩展, 使实际载荷比外加载荷小得多; 能有效抵抗破坏性冲击, 减少点蚀, 增大耐久极限; 有利于齿轮润滑的改善; 可消除各种切齿加工在齿面留下的连续刀痕以及磨削产生的缺陷(产生残余应力和淬火压应力的释放) 。根据国外经验, 齿轮喷丸比不喷丸寿命可提高6 倍。 6. 正确安装运行

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实践表明, 减速器齿轮副的安装精度, 对齿轮的承载能力、磨损和使用寿命有很大影响。无论是新安装、更换或检修安装, 都应做到严格、精细,

按照安装技术规范和标准进行, 特别是齿轮轴心线的水平度、平行度、中心距、轴承间隙、齿轮侧隙、顶隙、接触区域或轴向窜动量等, 必须达到质量标准和技术要求。 新齿轮在投运前, 应进行充分的跑合。制订运行操作规程, 认真执行, 严禁违章作业, 超负荷运转。按照制造厂的减速器使用说明书和维护检修规程、标准, 进行科学维护管理。定期监测齿轮磨损状况, 化验润滑油, 开展故障诊断, 发现问题及时处理。定期清洗减速箱和齿轮, 更换油脂, 保持油量, 防止煤粉、水份、异物混入减速器内。改进减速器密封, 防止漏油。 7. 润滑

润滑对于齿轮的磨损失效有着重要的影响, 应当引起足够的重视。煤矿机械传动齿轮的特征是:多采用低速重载齿轮, 接触应力通常很高, 因此轮齿接触表面材质的局部弹性变形不容忽视; 同时齿轮在共轭啮合过程中, 除切点部位以外, 均为滚、滑运行。这一特征完全符合弹性流体动力润滑(EHL) 理论。它与传统的Martin 润滑理论的基本区别在于: 上述齿轮表面的局部弹性变形量往往比按刚性边界计算的油膜厚度大许多倍, 因此对油膜的形状和压力分布带来明显的影响。我们应当按照这个理论和规律进行齿轮润滑参数设计。笼统地认为“润滑对提高齿面强度是有利的”观点并不全面, 应该根据各类润滑工况对齿面强度的影响进行具体的分析, 才能改善润滑质量。以此来确定啮合表面的终加工粗糙度, 便能极大减轻材料的磨损程度, 延长齿面疲劳寿命; 同时此种油膜的建立, 使表面摩擦力值大大下降, 减小了齿面的内应力幅值, 延缓疲劳裂纹的扩展速率。要根据不同的齿轮, 合理选用润滑油种类。对于传递负荷较轻的(齿面应力小于4 000 kg/ cm2 )齿轮, 宜选用纯矿物油, 如机械油、一般齿轮油、汽缸油等; 对于传递中等负荷(齿面应力4 000～6 000 kg/ cm2) 的齿轮, 宜选用工业齿轮油; 对于传递重负荷、多冲击和周围环境多污染的齿轮(如煤矿采掘机械齿轮) , 宜选用极压齿轮油。润滑油粘度选择的主要依据是齿轮的切线速度。可根据产品使用说明书推荐的粘度范围选择。当环境温度高于25 ℃, 或齿轮经常承受冲击负荷, 或齿轮是整体淬硬材料时, 宜选用较高粘度值; 当环境温度低于10 ℃时, 宜选用较低粘度值。

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4.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策

硬齿面齿轮具有承载能力高、耐磨性好、体积小等优点,在机械传动中得到了越来越广泛的应用,研究齿轮的疲劳破坏对生产具有重要的指导意义。 1．硬齿面齿轮的疲劳失效 （1）接触疲劳失效 失效的形式 1）齿面灰斑

不论渗碳淬火齿轮还是氮化齿轮,在加载运转大约106 循环次数后,在大多数齿面上可观察到节线和单齿啮合最低线之间,出现一条轻微的灰斑带,随着运转次数的增加,灰斑越来越严重,其宽度逐渐向节线方向发展。出现灰斑的部位粗糙度增加,光泽变暗。在扫描电镜下观察,可发现齿面灰斑是由大量微点蚀和微裂纹组成,微点蚀是由微裂纹发展而成。 2）点蚀失效

对于渗碳淬火齿轮,当循环次数增加到一定数值时,某一齿面上突然出现1 个面积较大的点蚀坑,再运转相当长一段时间后逐步扩散,直至失效。对于氮化齿轮,随着循环次数的进一步增加,灰斑区内大量微点蚀不均匀增大、加深,节线以下出现类似磨损的凹痕,继续运转,在此区域出现1 个大点蚀坑,接近或超过失效评定标准。用扫描电镜观察损坏轮齿横断面,发现有起源于齿面与齿面成大约30°向下延伸的存在,这些裂纹是齿面个别微点蚀坑底产生的二次裂纹向齿面发展的结果,由一些大点蚀坑下部的疲劳裂纹扩展条带可看出裂纹起源于齿表面,当裂纹发展到一定深度,产生垂直齿面方向的二次裂纹导致整片脱落,形成点蚀坑。 (2) 失效分析：

1）一般直齿圆柱齿轮的重合度系数在1～2 之间变化,当由双齿啮合直接进入单齿啮合时,齿面的负荷会直接增加。由以上分析可知,赫兹应力最大值在单齿啮合起始点。 2）齿面摩擦力的影响 齿面滑动情况为:对于主动轮,齿根高部分和齿顶高部分滑动方向相反,都远离节线,而且离节线越远,滑动系数越大。齿面摩擦力的方向与滑动方向相同。可见,齿面微裂纹尖端的指向正好和齿面摩擦力方向相反。齿面摩擦力在单齿啮合起始点处最大,这将使该区域齿面下最大剪应力接近齿面,引发微裂纹和微点蚀产生的二次裂纹向齿面内扩展。

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3）硬齿面齿轮的跑合条件差 硬齿面的齿轮在工作期间的磨损量很少,即使发生点蚀,齿面的加工刀痕依然存在,这些刀痕就形成了很多波峰和波谷。由于在跑合中没有消除波峰,当处于边界润滑状态时,便在这些波峰上产生较大的接触应力,导致微裂纹和灰斑的产生。

2．硬齿面齿轮的弯曲疲劳失效

弯曲疲劳断齿基本上是从受拉侧齿根30°切线外开始,扩展至全齿断裂。用扫描电镜观察,硬齿面齿轮弯曲疲劳断口可分为三个区域———裂纹起源区,疲劳扩展区,快速终断区。裂纹一般在齿根表面产生,在此区域完全以严晶的方式断裂。在以下的硬化层内裂纹以解理穿晶和严晶混合方式扩展。在紧接着的基体中,以周期节理疲劳扩展,可观察到极小的疲劳裂纹,再往下则进入韧性疲劳扩展区,在此区域可看到明显疲劳裂纹,以及二次裂纹。随后进入快速终断区,此区域为脆断区,可观察到大量韧窝。最后的硬化层断裂区为准解晶和严晶的混合方式。对氮化齿轮,韧性疲劳扩展区大, 剪切唇高而且明显。

3．提高硬齿面齿轮的疲劳强度措施 （1）选用合适的润滑油

1) 在边界润滑状态下,应使用含极压抗磨添加剂的润滑油。在边界润滑状态下,由于油膜厚比λ< 1 ,齿轮工作时齿面有凸峰相碰的情况发生。这时润滑油的粘度起不到什么作用。降低摩擦、避免磨损的任务要由极压添加剂来承担,添加剂可与金属表面形成物理、化学吸附膜或化学反应膜来保护齿面。

添加剂的齿轮油。混合润状态下,油膜厚比1 <λ< 3 相对增大,会有齿面相碰的情况发生。摩擦力由凸峰间的摩擦力和润滑油内部的摩擦力两部分构成,齿面负荷由油膜和凸峰共同承担。

2) 全膜润滑状态下,油膜厚比λ> 3。即油膜厚度远大于表面粗糙度,两运动表面完全被油膜隔开。因此,润滑剂的粘度起主导作用,添加剂不起什么作用。 （2）对重要的齿轮采用真空炉渗碳淬火

渗碳淬火齿面能产生残余压应力,这对提高齿轮的弯曲疲劳强度十分有利。残余压应力的产生是由于渗碳后轮齿表层的含碳量较高里层的碳含量较低。在淬火过程中,马氏体的开始转变温度随含碳量的不同而不同,这样轮齿由表及里的各层次间组织转变顺序的不同产生了残余压应力。表面脱碳会影响到齿面的显微组织,因而会影响到残余应力。对于较重要的齿轮可采用真空炉渗碳淬火的热处理工艺。低档的渗碳钢齿轮,

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渗碳后直接淬火,不存在二次加热保温淬火的过程,脱碳现象明显减小。 （3）硬喷丸强化提高渗碳齿轮疲劳强度

对于渗碳齿轮,钢中残余奥氏体含量越多,利用硬喷丸强在混合状态应选用粘度适当 的含少量极压抗磨化使残余奥氏体转变成马氏体的量越多,马氏体的微观亚结构被细化,相变膨胀量愈大。同时,位错密度增加,亚晶界更细化,晶格畸变加剧,由此产生的残余压应力及硬度的提高幅度愈大,疲劳寿命相应提高。对喷丸后的齿轮进行时效处理,可使其强度进一步提高。对于20CrMnTi 材料的齿轮,喷丸前的组织为高碳马氏体+ 细粒状碳化物+ 较多的残余奥氏体,而喷丸后则生成了更多更细的片状马氏体,碳化物的数量也增多,残于奥氏体明显减少。再经低温时效处理,从马氏体及奥氏体中析出细小的合金碳化物。另外,经低温回火能有效的松驰喷丸后产生的高应力场,防止此应力造成疲劳裂纹的萌生,相应地提高了齿轮的疲劳寿命。 (1) 对重要齿轮采用真空炉渗碳淬火提高硬齿面齿轮的疲劳强度。 (2) 采用硬喷丸强化提高渗碳齿轮的疲劳强度。 (3) 使用中选用合适的润滑油提高疲劳强度。

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结 论

此次毕业设计历时近三个月，在这三个月之中有过苦闷，也有过欣喜；有个失误，也有过成功。纵观此次毕业设计，我觉得受益非浅。尤其是在姚志平老师的悉心指导和监督下，使我收到了此生都难以忘怀的教育。

回顾以前一年多的基础知识的学习，才发现学以致用的必要性。毕业设计就是理论联系实际的一次大检验，通过它发现自己的不足之处。锻炼自己发现问题，分析问题，解决问题的能力。为以后的工作打下坚实的基础。本次毕业设计主要是针对MG400/920-WD型交流电牵引采煤机总体方案设计开发，采用截割电机横向布置法，这样即减少了一对伞齿轮、提高了强度又使采煤机机身缩短。

本采煤机左截割部主要是采煤机的摇臂，包括四级减速器，其中有三级是直齿减速，还有一级是行星减速。因此说明书主要是对齿轮的设计和各轴、轴承、键、及其花键的效核。

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致 谢

在本次毕业设计完成之际我想对姚志平老师表达我真诚的谢意。姚老师学识渊博，为人随和，有问必答。在设计过程中，从选题到方案的确定始终都得到了姚老师的细心指导和帮助才使得此次毕业设计得以顺利进行。在此一并表示感谢。

同时，我也要感谢大学三年所有教过和没有教过但给我很多帮助的老师，是他们的教导让我能在这里学到很多的专业知识，给我以后工作和学习打下了坚实的基础，是他们的谆谆教诲使我明白了更多为人处事的道理，给我今后的人生足迹烙下更深的印迹，在此我衷心地感谢所有帮助过我的老师。此外，非常感谢许多其他同学，他们很多想法和建议对我启发很大。在此一并致谢！

最后感谢各位老师在百忙之中评阅本毕业设计，由于作者水平有限，在设计过程中难免有疏漏之处，恳请各位老师批评指正。

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参 考 文 献

1.《采掘机械》 主编： 朱真才 中国矿业大学出版社

2.《机械零件》 主编： 吴宗泽 高等教育出版社

3.《机械设计实践》 主编 王世刚 哈尔滨工程大学出版社

4.《煤矿采掘机电手册》 （下册） 阳煤集团机电动力部

5《机电一体化技术》 李建勇.. 北京: 科学出版社

6《机械电子工程》 王孙安 杜海峰, 任华.. 北京: 科学出版社,

7 《机械原理》 .孙恒 陈作模 第六版.高等教育出版社

8《机械设计》 濮良贵 纪名刚. . 第七版.高等教育出版社

9 《现代机械设备设计手册》 .陆元章. 机械工业出版社

10《实用机械设计手册》 吴相宪、王正为、黄玉堂.. 中国矿业大学出版社

11《机械工业设计手册》. 吴宗泽、罗圣国 高等教育出版社

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