1 概 述1.1 采煤機的發(fā)展概況 機械化采煤開始于20世紀40年代，是隨著采煤機械的出現而開始的。40年代初期，英國、蘇聯相繼生產了采煤機，使工作面落煤、裝煤實現了機械化。但當時的采煤機都是鏈式工作機構，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產率受到一定的限制。50年代初期，英國、聯邦德國相繼生產出了滾筒式采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，從而大大推進了采煤機械化技術的發(fā)展。滾筒式采煤機采用螺旋滾筒作為截割機構，當滾筒轉動并切入煤壁后，通過安裝在滾筒螺旋葉片上的截齒將煤破碎，并利用螺旋葉片把破碎下來的煤裝入工作面輸送機。但由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現調高，因而限制了采煤機的適用范圍，我們稱這種固定滾筒采煤機為第一代采煤機。因此，50年代的各國采煤機械化的主流還只是處于普通機械化水平，雖然在1954年英國已研制出了自移式液壓支架，但由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術僅僅處驗階段。60年代是世界綜采技術的發(fā)展時期。第二代采煤機單搖臂滾筒采煤機的出現，解決了采高調整問題，擴大了采煤機的適用范圍。這種采煤機的滾筒裝在可以上下擺動的搖臂上，通過搖動搖臂來調節(jié)滾筒的截割高度，使采煤機適應煤層厚度變化的能力得到了大大加強。1964年，第三代采煤機雙搖臂滾筒采煤機的出現，進一步解決了工作面自開切口問題。另外，液壓支架和可彎曲輸送機技術的不斷完善，把綜采技術推向了一個新水平，并在生產中顯示了綜采機械化采煤的優(yōu)越性高效、高產、安全和經濟，因此各國競相采用綜采。進入70年代，綜采機械化得到了進一步的發(fā)展和提高，綜采設備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現了功率為7501000kW的采煤機，功率為9001000kW、生產能力達1500t/h的刮板輸送機，以及工作阻力達1500kN的強力液壓支架等。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現的第四代采煤機電牽引采煤機，大大改善了采煤機的機能，并擴大了它的使用范圍。世界上第一臺直流電牽引（他勵）采煤機是由西德艾柯夫公司1976年研制的EDW1502L型采煤機。該采煤機首先使用就顯示出電牽引的優(yōu)越性，即效率高、產量大、可靠性高，其故障率只是液壓牽引采煤機的1/5。同年，美國Joy公司研制出了1LS直流（串勵）電牽引采煤機，以后陸續(xù)改進發(fā)展為2LS、3LS、4LS系列；1996年生產的6LS05型采煤機，其總裝機功率為1530kW，是當時世界上功率最大的采煤機。英國于1984年生產了第一臺ELECTRA550直流（復勵）電牽引采煤機，其后生產的ELECTRA1000型采煤機在1994年創(chuàng)下了年產408萬t商品煤的世界最高記錄，其截煤牽引速度達25。在電牽引采煤機的發(fā)展中，世界上許多國家先是發(fā)展直流電牽引。1986年日本三井三池制作所研制出世界上第一臺交流電牽引采煤機（MCL400DR6868）。直流電牽引技術能滿足采煤機牽引特性（恒扭矩恒功率）的要求，調速平穩(wěn)，能四象限運行，適應大傾角工作面的運行，系統(tǒng)簡單，但存在著火花、炭粉、更換電刷和換向器、過載能力較低以及機身較寬、較長等缺點。而交流調速電牽引采煤機的電動機結構簡單、體積小、重量輕、堅固耐用、運行可靠、維護方便，無電刷和換向器，無火花和炭粉，耐振動、過載能力大?，F在電牽引采煤機已是國際主導機型，不僅可控硅控制調速的直流電牽引已發(fā)展成系列產品，而且已經開發(fā)出了多款交流調頻電牽引采煤機。技術發(fā)展的趨勢是電牽引采煤機將逐步替代液壓牽引采煤機。電牽引采煤機既可以實現采煤機要求的工作特性，而且更容易實現檢測和控制自動化，又可以克服液壓牽引采煤機加工精度要求高、工作液體易被污染、維修較困難以及工作可靠性較差和傳動效率較低等缺點，還便于實現工況參數顯示和故障顯示。今后采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設備，使之達到高產、高效、安全、向遙控及自動控制發(fā)展，逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采采煤層的機械化設備；解決端頭技術，研制工作面巷道與工作面端部連接處的設備等等，以進一步提高工作面產量和安全性。1.2 國內外采煤機械的技術特點 （1）牽引方式向電牽引方向發(fā)展。傳統(tǒng)的液壓牽引采煤機在國外仍然在生產和使用中，但已不占主導地位，由于電牽引采煤機的諸多優(yōu)點，國外目前新開發(fā)的采煤機，特別是大功率采煤機基本上都是采用電牽引方式。（2）裝機總功率不斷增大。為適應煤礦生產實現高產高效，采煤機的功率在不斷提高，電機截割功率通常在400kW 以上，牽引電機功率均在40kW以上，大的甚至達到125kW?？傃b機功率通常超過1000kW，如EL3000型采煤機總裝機功率高達2000kW，7LS5型采煤機達1940kW。目前世界上功率最大的電牽引采煤機在雞西煤礦機械有限公司成功下線，這標志著我國采煤機械裝備的自主研發(fā)和生產能力達到世界先進水平。其總裝機功率達2400kW，采掘高度為2.86m，可日產原煤2萬t，是目前世界上功率最大、體積最大、重量最大、采高最大的智能化采煤機。牽引速度、牽引力也大幅提高，目前大功率電牽引采煤機的牽引速度普遍達到1525，最大牽引速度達50，牽引力高達1000kN。牽引速度的加快，支架隨機支護的實現，使工作面頂板空頂時間縮短，為加大支架步距和滾筒截深創(chuàng)造了條件。采用大截深滾筒已成為提高采煤機生產能力的重要途徑，目前普遍采用的截深為10001200mm，個別已達1500mm。（3）元部件可靠性大幅提高。為提高采煤機的可靠性，減少故障率，采煤機齒輪的設計壽命已提高到2000h以上，軸承的壽命提高到3000h以上，并且還有進一步提高的趨勢。液壓泵和液壓馬達的壽命已達10000h。（4）電牽引方式趨向交流變頻調速。電牽引采煤機的牽引方式按牽引電機的類型可分為直流牽引和交流牽引，由于交流變頻調速電牽引系統(tǒng)具有技術先進可靠、維護管理簡單、價格低廉等特點，近幾年發(fā)展很快。20世紀90年代中后期研制的大功率電牽引采煤機均采用交流變頻調速牽引系統(tǒng)。交流牽引正逐步替代直流牽引，成為今后電牽引采煤機的發(fā)展方向。早期的交流電牽引均采用1個變頻器拖動2臺牽引電機，變頻器對電機的性能參數難以準確檢測，控制和保護功能無法完全發(fā)揮。德國在開發(fā)SL300時，采用2個變頻器分別拖動2臺牽引電機的牽引系統(tǒng)，使牽引的控制和保護性能更加完善。這種一拖一的牽引系統(tǒng)也正被逐步采用，成為電牽引技術發(fā)展的又一個特點。（5）無鏈牽引向齒輪一齒軌式演變。隨著牽引力不斷增大，銷輪一齒軌式無鏈牽引已近淘汰，齒輪一鏈軌式無鏈牽引已使用不多，正逐步趨向于采用齒輪一齒軌式無鏈牽引。這是一種從齒輪一銷軌式演變而來的無鏈牽引結構，圓柱銷被齒軌所取代，焊接結構改成了整體精密鑄造或鍛造，寬度增大，節(jié)距由125mm增加到175mm。（6）普遍采用中、高壓供電。由于裝機功率大幅度提高以及工作面的不斷加長(達到300m)，整個工作面供電容量超過5000kW。為了減少輸電線路損耗，保證供電質量和電機性能，新研制的大功率電牽引采煤機幾乎都采用中、高壓供電。主要供電等級有2300，3300，4160，5000V等。（7）監(jiān)控保護系統(tǒng)的智能化。新型的電牽引采煤機具有建立在微處理機基礎上的智能監(jiān)控、監(jiān)測和保護系統(tǒng)，可實現交互式人機對話、遠近控制、無線電隨機遙控、工況監(jiān)測及狀態(tài)顯示、數據采集存儲及傳輸、故障診斷及預警、自動控制等多種功能，以保證采煤機具有最低的維修量和最高的利用率；并可實現采煤機滾筒沿工作面煤層自動調節(jié)采高等控制功能。1.3 采煤機的發(fā)展趨勢（1）新設計的滾筒采煤機幾乎都采用多電機橫向布置；取消底托架；各大部件間采用液壓螺栓、啞鈴銷、偏心鎖緊螺母等聯接，以構成采煤機的機身，左、右搖臂通過銷軸鉸接在機身的兩端。（2）大力開發(fā)電牽引采煤機。裝機功率1000kW 以下的電牽引采煤機已逐步走向成熟，且形成系列，裝機功率1800kW以上的電牽引采煤機也已經研制成功。目前國內使用的交流電牽引采煤機的電牽引調速系統(tǒng)主要有3種：即交流變頻調速系統(tǒng)、電磁轉差離合器調速系統(tǒng)和開關磁阻電機調速系統(tǒng)(簡稱SRD)。在這3種交流電牽引調速系統(tǒng)中，交流變頻調速技術在采煤機的應用已逐步走向成熟并具有發(fā)展?jié)摿?；電磁轉差離合器調速技術本身比較成熟，但是在采煤機的應用存在低速性能等問題。從目前來看，交流變頻調速技術和SRD技術應該是未來采煤機應用的主要方向。（3）我國經濟型綜采和高檔普采的主要機型為MG200，目前在冊近千臺，該機型由于功率偏小、過斷層能力差、結構上的局限性等，而需要改進以至換代。為此，近年來進行了MG200采煤機的換代設計?，F已完成的MG150375W型及MG160/375W采煤機均可作為MG200的換代產品，使用中已取得良好效果。該換代產品在配套尺寸不變的情況下，將裝機功率由200kW 提高到375kW，其結構更為簡單，即3個電機橫向布置，150(160)kW 的左、右截割電機分別布置在左、右搖臂內，兩段或三段式機身通過液壓螺栓聯為一體，左、右截割部通過銷軸鉸接在左、右牽引行走箱上，其生產效率、截割能力大大提高，使用更為方便。（4）特殊機型采煤機的發(fā)展與應用。如天地科技股份有限公司上海分公司開發(fā)的MG250/300-NWD型電牽引短壁采煤機，可用于急傾斜特厚煤層水平分層放頂煤開采、“三下一上”采煤、煤柱和邊角煤回收、短壁工作面雙巷或單巷開采、長壁面開機窩、煤巷掘進等。再如，新汶礦業(yè)集團從烏克蘭引進螺旋鉆式采煤機已成功用于各種難采煤層。1臺螺旋鉆機僅需34人在工作面回采巷道內操作。月產6000t以上，實現了真正的無人工作面安全生產。 但是目前國內外對電牽引采煤機的研制絕大部分都是針對中厚易開采煤層，對于薄煤層采煤機的研究不多，由于薄煤層采煤空間限制條件大，所以采掘不易，因此研究功率大而且機身厚度低的采煤機具有非常重要的意義，在此設計中設計的截割部就是在MG150/345的基礎上進行改良設計。2 方 案 確 定2.1設計要求采高范圍：0.91.9m煤層傾角：煤質硬度：中硬、中硬以下及含少量夾矸煤層裝機總共率：445kW截割電機功率：22100kW牽引電機功率：218.5kW牽引速度：08.5m/min牽引力：300kN牽引方式：開關磁組電機調速，齒輪銷排式電牽引配套輸送機:SGZ630/150系列2.2 設計方案2.2.1 采煤機總體布置滾筒式采煤機常見的總體布置方式有下列幾種：（1）沿軸向（縱向）布置方式有鏈牽引采煤機的總體布置方式如圖21所示 (a)單滾筒采煤機 （b）雙滾筒采煤機(c)雙滾筒雙電機采煤機圖 21 有鏈牽引采煤機的總體布置方式1截割部；2電動機；3牽引部；4滾筒無鏈牽引采煤機的總體布置方式如圖22所示（a）雙滾筒單電機采煤機 （b）雙滾筒單電機（截割合一）采煤機（c）雙滾筒雙電機采煤機（d）雙滾筒雙電機（截割合一）采煤機圖 22 無鏈牽引采煤機的總體布置方式1截割部；2牽引部；3電動機；4滾筒；5中間箱6牽引行走部；7截割合一截割部（2）多電機橫向布置方式多電機采煤機總體布置方式如圖23所示（a）雙滾筒多電機采煤機（有鏈）（b）雙滾筒多電機采煤機（無鏈）圖23 多電機采煤機總體布置方式1截割部；2電動機；3牽引部；4滾筒；5中間箱；6牽引行走部本設計中采用多電機橫向布置方案，并且選擇其中的（b）圖即雙滾筒雙電機（無鏈）方案。由于多電機橫向布置方式符合發(fā)展方向，截割電機橫向布置在搖臂上，取消了螺旋傘齒輪和結構復雜的同軸，大大簡化了機身結構，可實現采煤機的模塊化設計。2.2.2 截割部傳動方式確定采煤機截割部大多采用齒輪傳動，主要有以下幾種方式：（1）電動機機頭減速箱搖臂減速箱滾筒。這種傳動方式的特點是傳動簡單，搖臂從機頭減速箱端部伸出，支撐可靠，強度和剛度好，但搖臂下限位置受輸送機限制，臥底量較小。（2）電動機機頭減速箱搖臂減速箱行星齒輪傳動滾筒。由于行星齒輪傳動比較大，因此可使前幾級傳動比減小，系統(tǒng)得以簡化，并使行星齒輪的齒輪模數減小。但行星齒輪的采用使?jié)L筒筒轂尺寸增加，因而這種傳動方式適用在中厚煤層以上工作的大直徑滾筒采煤機。這里搖臂從機頭減速箱側面伸出，所以可獲得較大的臥底量。在以上兩種傳動方式中都采用搖臂調高，獲得了好的調高性能，但搖臂內齒輪較多，要增加調速范圍必須增加齒輪數。由于滾筒上受力大，搖臂及其與機頭減速箱的支撐比較薄弱，所以支撐距離加大才能保證搖臂的強度和剛度。（3）電動機機頭減速箱滾筒。這種傳動方式取消了搖臂，而靠由電動機、機頭減速箱和滾筒組成的截割部調高，使齒輪數大大減少，機殼的強度、剛度增大，可獲得較大的調高范圍，還可使采煤機機身長度大大縮短，有利于采煤機開切口等工作。（4）電動機搖臂行星齒輪傳動滾筒。這種傳動方式主電機采用橫向布置，使電動機軸與滾筒軸平行，取消了承載大、易損壞的錐齒輪，使截割部更為簡化。采用這種傳動方式可獲得較大的調高范圍，并使采煤機機身長度進一步縮短。本采煤機截割部傳動方式選擇第（4）種傳動方式即電動機搖臂行星齒輪傳動滾筒。其傳動方式如圖24所示圖 24 搖臂傳動結構圖1截割部殼體；2電機；3三級直齒輪減速機構；4行星減速機構 3 主要零部件的選擇及計算3.1 電動機型號的選擇由于井下環(huán)境惡劣，存在煤塵、瓦斯等易燃、易爆物，所以電機應選擇防爆電機。本采煤機截割部選擇YBCS系列防爆型異步電動機，根據截割部功率2100KW選擇YBCS100型防爆異步電機（定做）。（1）性能及結構特點：YBCS系列電動機具有效率高、堵轉轉矩高、隔爆結構先進合理、溫升裕度大、安全可靠、性能優(yōu)良等優(yōu)點，并且體積小、重量輕、外形美觀。此系列電動機采用封閉自扇冷式防護結構。（2）適用范圍：適用于正?；虿徽Ｇ闆r下都能形成爆炸性混合物的場所。（3）該電動機主要技術參數 功率/KW：100電流/A：68.4額定電壓/V：1140轉速/r.min：1470額定頻率/Hz：50工作定額：S1絕緣等級：H冷卻水壓/MPa：<3.0冷卻水量/m.h: >1.0冷卻方式：ICW37外形尺寸/mm：1040x405x428熱元件：PT-1003.2 齒輪傳動設計3.2.1 傳動比分配電動機軸輸出轉速,滾筒轉速,則截割部總傳動比為：。一般采用35級齒輪減速。由于采煤機機身高度受到嚴格限制，所以各級傳動比不能平均分配，一般前級傳動比較大，而后級逐漸減小，以保持尺寸均勻。各圓柱、圓錐齒輪傳動比一般不大于34，當末級采用行星齒輪傳動時，其傳動比可達46。該采煤機采用3級直齒輪傳動加1級行星齒輪傳動（傳動方案如圖31所示），首先確定行星齒輪傳動比取4.59，則其余三級傳動比。其余三級傳動比初步設計時可按計算，本設計中采用，經計算得,。估算齒數及中心距，考慮到大齒輪的尺寸基本相同，再考慮箱體的壁厚等，發(fā)現第一級大齒輪始終過大而且容易和第三級的小齒輪發(fā)生干涉；另外為了保證足夠的采高，必須在第三級中加入惰輪，但是第三級傳動比較小，為了達到采高要求，必須適當加大惰輪尺寸，因此容易造成惰輪尺寸過大，而產生第三級中先增速后減速的現象，容易造成惰輪過度磨損，從而降低了截割部的可靠性。因此參考有關采煤機截割部的設計和計算中遇到的具體問題，保持模數不變，而為了避免第一級大齒輪和第三級小齒輪發(fā)生干涉，適當增加第二級傳動的中心距，適當減小第一級的傳動比；另外為了防止第三級中的先增速后減速和保證惰輪尺寸，適當增加第三級的傳動比。估算出各級直齒輪傳動和行星機構的傳動比分別為，,。3.2.2 傳動裝置的運動參數計算1）各軸的轉速計算1）各軸的轉速計算，。第和第軸轉速 第軸轉速 第軸轉速 第軸轉速 滾筒轉速 2）各軸功率計算電動機輸出功率 第軸功率 第軸功率 第軸功率 第軸功率 式中 花鍵效率（0.99）； 滾子軸承效率（0.98）； 圓柱齒輪傳動效率（0.98）；3）各軸扭矩計算第軸扭矩 第軸扭矩 第軸扭矩 第軸扭矩 3.2.3傳動計算的說明齒輪設計參考文獻3。齒輪承受較大沖擊，設計為每天2班，每班8小時，每年300天，預期壽命為5年。齒輪材料是綜合考慮了強度、韌性和加工工藝性，選用20CrMnTi，熱處理及加工過程為：鍛-正火-高溫回火、出爐空冷-機加工-滲碳-高溫回火、出爐空冷-淬火-低溫回火。為了減小結構尺寸、提高承載能力和加工維修性，因此采煤機的齒輪一般進行變位。計算過程是先按未變位的齒輪接觸疲勞強度進行設計，然后在進行齒輪的變位后再對部分系數進行修正，進行接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度校核。行星機構工作載荷平穩(wěn)，使用壽命10年，每年工作300天，每天工作2班，每班8小時。太陽輪和行星輪材料選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火；行星架采用框架結構，用ZG40Cr整體鑄造，經退火和調質處理后，花鍵部分進行中頻淬火；內齒圈材料選用42CrMo，調質后氮化處理。行星機構的各個齒輪也要進行變位處理。其設計主要參考文獻11。軸的設計參考文獻4，普通惰輪軸選用45鋼，而有些做成了齒輪軸，則參考齒輪的材料選用。軸一般確定最小直徑后，根據裝配條件，確定其它軸段的直徑和長度，設計后一般要進行強度校核。參考文獻7，軸承的設計壽命為5000h。3.2.4 齒輪設計計算（1）第一對齒輪傳動設計（參考文獻3）1）選擇齒輪材料:查表817 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC5662 2）按齒根彎曲疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度 參考表814，815選取公差組6級齒輪模數m由式（868）得 齒寬系數查表823按齒輪相對軸承為對稱布置，取小輪齒數 取 23 即 大輪齒數 圓整取 齒數比 傳動比誤差 誤差在5范圍內，合適小輪轉矩 載荷系數 由式（854）得使用系數 查圖820 較大沖擊 動載荷系數 查圖857得初值 齒向載荷分布系數 查圖860得 齒間載荷分配系數 由式（855）及0得查表821并插值 則載荷系數的初值 齒形系數 查圖867得 重合度系數 應力修正系數 查圖868得 許用彎曲疲勞應力 彎曲疲勞極限應力查圖872得 應力循環(huán)次數由式（870）得 則查圖873得彎曲疲勞強度的壽命系數 尺寸系數 查圖874得安全系數 查表827得（較高可靠度） 故模數的設計初值為 整取=7因此取 齒輪1，3中間的惰輪齒數取 ,第一個電動機上的齒輪選擇參數與齒輪1參數相同模數為7齒數為19，兩電動機中間的惰輪根據電機的安裝尺寸選擇齒數為393）齒輪變位系數的選擇計算（參考文獻6第四卷） 選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)的線 按 初選 變位后齒輪中心距 查表32.117得 取定 計算出總變位系數 在圖32.15中找出 和 決定的點。由此點按射線的方向引一輔助射線，在此射線上按， 選定 ，。計算嚙合角取 ， 變位系數選擇：已知，2330 中心距變動系數 中心距 齒高變動系數 4）主要幾何尺寸計算 齒數比 分度圓直徑 ， 節(jié)圓直徑 ， 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑的 小齒輪分度圓直徑 d719133mm 圓周速度 與估取值很相近，對k 影響不大，不必修正 中心距 齒寬b 惰輪齒寬 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 5）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數 查圖867得 小輪 惰輪 大輪 應力修正系數 查圖868得 小輪 惰輪 大輪重合度系數 端面重合度 齒頂圓壓力角 小輪惰輪大輪許用彎曲應力 由式（871） 彎曲疲勞應力 彎曲壽命系數 尺寸系數 安全系數 故齒根彎曲強度足夠。6）齒面接觸疲勞強度校核計算 彈性系數 由表8-22查取 節(jié)點影響系數 由圖8-64查取 重合度系數 由圖8-65查取 , 許用接觸應力 接觸疲勞極限應力 由圖8-69查取 安全系數 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命系數 由圖8-70查取 硬化系數 則有 齒面接觸強度足夠。（2）第二對齒輪傳動設計（參考文獻3） 1）選擇齒輪材料:查表817 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC5662 2) 按齒根彎曲疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 估取圓周速度 參考表814、815選取公差組7級 齒輪模數m由式（868）得 齒寬系數查表823按齒輪相對軸承為非對稱布置，取0.36小輪齒數 取 大輪齒數 圓整取齒數比 傳動誤差 小輪轉矩 載荷系數 由式（854）得 使用系數 查圖820 較大沖擊 動載荷系數 查圖857得初值 齒向載荷分布系數 查圖860得 齒間載荷分配系數 由式（855）及0得 查表821并插值得 則載荷系數初值 齒形系數 查圖867得 應力修正系數 查圖868得 重合度系數 許用彎曲疲勞應力 彎曲疲勞極限應力 查圖872得 壽命系數 應力循環(huán)次數 查圖873得 尺寸系數 查圖874得 安全系數 查表827 取較高可靠度 則 故 m 的設計初值為 所以取 m7 即可 小輪分度圓直徑 圓周速度 與估取9很相近，對取值影響不大，不必修正。 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 大輪齒寬 小輪齒寬 3）變位系數的選擇：（參考文獻6第四卷）選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)的P線 按 初選取 變位后齒輪中心距 取定 計算出總變位系數 在圖32.15中找 和 決定的點，由此點按 L的射線方向引一輔助射線，在此射線上按，取，。 取 齒高變動系數4）主要幾何尺寸計算模數 齒數比 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 5）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數 查圖867得小輪 大輪 應力修正系數 查圖868得小輪 大輪 重合度系數 0.250.75/端面重合度 齒頂圓壓力角 小輪 大輪 1.4許用彎曲應力 由式（871） 彎曲疲勞應力 彎曲壽命系數 尺寸系數 安全系數 齒根彎曲強度足夠。6）齒面接觸疲勞強度校核計算彈性系數 由表8-22查取 節(jié)點影響系數 由圖8-64查取 重合度系數 由圖8-65查取 許用接觸應力 接觸疲勞極限應力 由圖8-69查取 安全系數 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命系數 由圖8-70查取 硬化系數 則有 齒面接觸強度足夠。（3）第三對齒輪傳動設計（參考文獻3）1）選擇齒輪材料:查表817 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC5662。2）按齒根彎曲疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按（0.0130.022）n估取圓周速度 5.63m/s 參考表814，815選取公差組7級齒輪模數m由式（868）得 齒寬系數查表823按齒輪相對軸承為非對稱布置，取0.5小輪齒數 取 大輪齒數 圓整取齒數比 傳動誤差 誤差在范圍內小輪轉矩 載荷系數 K 由式（854）得 使用系數 查表820得 動載荷系數 查圖857得 齒向載荷分布系數 K 查圖860得 齒間載荷分配系數 由式（855）及0得 查表821并插值得 則載荷系數初值 齒形系數 查圖867得 應力修正系數 查圖868得 重合度系數 許用彎曲疲勞應力 彎曲疲勞極限應力 查圖872得 壽命系數 應力循環(huán)次數 查圖873得 尺寸系數 查圖874得 安全系數 查表827 取較高可靠度 則 故 m 的設計初值為 取 m8小輪分度圓直徑 圓周速度 與估取5.63很相近，對取值影響不大，不必修正。 大輪分度圓直徑 中間惰輪取 惰輪分度圓直徑 齒寬 取 惰輪齒寬 大輪齒寬 小輪齒寬 3）齒輪變位系數的選擇計算（參考文獻6第四卷） 和變位系數 選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)的P線 按 初選取 變位后齒輪中心距 查表32.117 取定 計算出總變位系數 在圖32.15中找 和 決定的點由此點按 L的射線方向引一輔助射線，在此射線上按，取，和變位系數 已知 和 中心距 4）主要幾何尺寸計算 模數 齒數比 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 5）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數 查圖867得 小輪 惰輪 大輪 應力修正系數 查圖868得 小輪1.56 惰輪1.64 大輪1.67重合度系數0.250.75/端面重合度齒頂圓壓力角 小輪 惰輪 大輪許用彎曲應力 由式（871） 彎曲疲勞應力 彎曲壽命系數 尺寸系數 安全系數 齒根彎曲強度足夠。6）齒面接觸疲勞強度校核計算 彈性系數 由表8-22查取 節(jié)點影響系數 由圖8-64查取 重合度系數 由圖8-65查取 , 許用接觸應力 接觸疲勞極限應力 由圖8-69查取 安全系數 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命系數 由圖8-70查取 硬化系數 則有 齒面接觸強度足夠3.3 軸的設計計算與校核（參考文獻4）3.3.1 截一軸設計計算與軸承選型 截一軸與截二軸結構相同，因截二軸傳遞功率大，所以設計截二軸后截一軸選擇相同的參數就行。截二軸輸入轉速，傳遞功率，設計為空心軸，中間為內花鍵，與扭矩軸的外花鍵聯結，用來傳遞扭矩，軸的兩肩對稱的布置兩個支撐軸承。由于第一級傳動中的小齒輪尺寸比較小，因此截二軸設計成齒輪軸。（1）求輸出軸上的轉矩 （2）求作用在齒輪上的力輸出軸上齒輪節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑軸材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A為考慮了彎矩影響的設計參數，查表42取A105，為軸的內外徑之比，通常取，取，可得 考慮到工作條件比較惡劣，將軸徑加大，取最小軸徑為70mm。（4）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示截二軸結構圖2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段1 取最小軸徑,此段主要用來安裝唇形密封圈和軸承端蓋,取長度。 軸段2 主要用于安裝軸承，根據軸徑選取圓柱滾子軸承NJ2216,尺寸為，因此該軸段長度 軸段3 為齒輪部分，齒輪齒寬為69mm，兩端有露出軸徑用于軸承軸向定位，取軸肩高度為8.5mm， 軸段4 主要用于安裝軸承，選取圓柱滾子軸承NJ218E ，尺寸， 孔的內徑的確定：漸開線花鍵分度圓直徑取，模數，齒數，為便于花鍵加工，兩端孔徑應稍大，因此取花鍵兩端直徑為，最左邊一段主要用于擋圈定位扭轉軸的定位孔，取直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強度校核公式得：其中： 為載荷分布不均勻系數，??；Z為花鍵齒數；h為花鍵側面的工作高度，對于漸開線花鍵；為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）；花鍵齒面經過熱處理，取許用擠壓應力。 所以，由可靠性分析，適當增加鍵的安全系數，取。最左端孔根據密封塊和定位塊的長度確定為14mm，第二部分孔的長度根據密封塊得長度定為30.5mm，因此最右端孔長度由軸的總長減去前兩孔長得63mm。3）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承的周向定位是采用過盈配合來保證的，因此軸段直徑尺寸公差查表得k6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸 齒輪兩端圓角取為5mm，安裝軸承處軸肩圓角根據手冊查取2mm， 軸段倒角取。（5）軸的強度校核1）求軸的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖如下圖所示，截二軸計算簡圖從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的的數值如下：支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2108，取 軸的計算應力為 根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。（6）精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 危險截面應該是應力較大，同時應力集中較嚴重的截面。從受載情況觀察，截面B上最大，但應力集中不大，而且這里軸徑最大，故截面B不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，軸段2軸肩處應力集中嚴重，分析可知軸段2軸肩處為危險截面。 2）計算危險截面應力 截面彎矩M為 截面上的扭矩為 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉剪應力 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉剪應力的應力幅于平均應力相等，即 3）確定影響系數 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 ， 軸肩圓角處的有效應力集中系數。根據 ，由表45經插值后得，。 尺寸系數 、 根據軸截面為圓截面查圖、 表面質量系數 、 根據和表面加工方法為磨削，查圖得 材料彎曲、扭轉的特性系數、 取、 由上面結果可得 查表中的許用安全系數值，可知該軸安全（7）軸承壽命計算 軸承內外圈的相對轉速，； 當量動載荷，N； 軸承額定載荷，； 溫度系數，； 載荷系數，； 壽命指數， 3.3.2 惰一軸和墮二軸設計計算與軸承選型 惰一軸與墮二軸結構尺寸相同，設計墮二軸后墮一軸選擇相同尺寸就行，設計輸入轉速，傳遞功率，該軸兩端固定，中間安裝軸承。（1）求輸出軸上的轉矩 （2）求作用在齒輪上的力 齒輪節(jié)圓直徑 圓周力 徑向力 由截二軸計算中可知，惰二軸與截二軸之間的力大小相等，方向相反。 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑 軸的材料為45鋼，調質處理。取，可得 取最小直徑為。（4）軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖下圖所示，從右到左分別為軸端1，2，3。惰二軸結構圖 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段1 取最小軸徑，主要用于固定聯接，取長度 。 軸段 2 主要用于安裝兩個支撐軸承，取軸肩為，則 根據軸徑選取調心滾子軸承22216C,尺寸，兩軸承之間裝有3mm距離套，為了定位軸承，該軸段長度應略小于軸承寬度和軸套長度之和，取縮進，該軸段長度為。 軸段 3 主要用于軸的固定聯接，取軸肩為6.5mm，則，。 3）軸上零件的軸向定位 軸承的周向定位采用過盈配合，軸段直徑尺寸公差取k6。 4）確定軸上圓角和倒角的尺寸 軸端倒角為，安裝軸承處圓角半徑為3mm。（5）軸的強度校核 1）求軸的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，根據軸的計算簡圖畫出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖如圖所示。從軸的結構圖和當量彎矩圖可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的、及的數值如下。惰二軸的計算簡圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 當量彎矩 2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調質處理。查表得，則 ，即5865,取，軸的計算應力為 由計算結果可知，該軸滿足強度要求。（6）軸承壽命計算 軸承內外圈的相對轉速，； 當量動載荷，N； 軸承額定載荷，； 溫度系數，； 載荷系數，； 壽命指數， 3.3.3 截三軸設計計算及軸承選型 截三軸輸入功率，輸入轉速，因為截三軸部分要裝離合器，所以將截三軸分為兩部分，而且兩部分都做成空心軸，其中第一段軸通過外花鍵與齒輪配合，第二段做成空心齒輪軸（1）求輸出軸上的轉矩 （2）求作用在齒輪上的力齒輪的節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 齒輪的節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑軸材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A為考慮了彎矩影響的設計參數，查表42取A105，為軸的內外徑之比，通常取，取，可得 ，考慮到中間扭矩軸的尺寸最小直徑取100mm。（4）軸的結構設計 截三軸上第一段軸的設計 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從右往左分別為軸段1,2,3.截三軸第一段軸結構圖 2）按軸向定位要求確定各軸段的直徑和長度 軸段1 取最小軸徑，用于安裝支撐軸承和定位塊，選軸承型號為圓柱滾子軸承NJ220E，主要尺寸為，定位塊寬為14mm，因此取長度。 軸段2 加工為漸開線花鍵，傳遞扭矩，花鍵模數為5mm的30平齒漸開線花鍵，分度圓直徑，花鍵齒數為22，花鍵長度取。 軸段3 和第一段軸尺寸一樣， ，。軸承型號與第一段軸相同 孔的內徑的確定：根據內花鍵漸開線花鍵分度圓直徑取，模數，齒數，為便于花鍵加工，兩端孔徑應稍大，因此取花鍵兩端直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強度校核公式得：其中： 為載荷分布不均勻系數，??；Z為花鍵齒數；h為花鍵側面的工作高度，對于漸開線花鍵；為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）；花鍵齒面經過熱處理，取許用擠壓應力。 所以，由可靠性分析，適當增加鍵的安全系數，取。剩下兩段根絕整體結構確定花鍵左端孔為36.5，右端孔長為47.53）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承與軸的軸向定位采用過盈配合保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6。為了保證花鍵的嚙合，選取花鍵的配合為6H/6d。另外為了保證齒輪與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角取。5）軸的強度校核 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖如圖所示。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的、 和的數值如下：截三軸第一段軸的計算簡圖支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2108，取 軸的計算應力為 根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。6）軸承壽命計算 軸承內外圈的相對轉速，； 當量動載荷，N； 軸承額定載荷，； 溫度系數，； 載荷系數，； 壽命指數， 截三軸上第一段軸的設計 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從左往右分別為軸段1,2,3. 截三軸第二段軸結構圖 2）按軸向定位要求確定各軸段的直徑和長度 軸段1 取最小軸徑，用于安裝支撐軸承和定位塊，選軸承型號為圓柱滾子軸承NJ220E，主要尺寸為，因此取長度。 軸段2 加工為齒輪軸，齒寬為68mm，兩端給軸承定位，軸肩高為5mm，寬為7mm,所以此段長度為82mm。 軸段3 此段安裝軸承，軸承型號為圓柱滾子軸承NJ226E，主要尺寸為，40mm 孔的內徑的確定：根據內花鍵漸開線花鍵分度圓直徑取，模數，齒數，為便于花鍵加工，兩端孔徑應稍大，因此取花鍵兩端直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強度校核公式得：其中： 為載荷分布不均勻系數，取；Z為花鍵齒數；h為花鍵側面的工作高度，對于漸開線花鍵；為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）；花鍵齒面經過熱處理，取許用擠壓應力。 所以，由可靠性分析，適當增加鍵的安全系數，取。剩下兩段根絕整體結構確定花鍵左端孔為41，右端孔長為453）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承與軸的軸向定位采用過盈配合保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6。為了保證花鍵的嚙合，選取花鍵的配合為6H/6d。另外為了保證齒輪與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角取。5）軸的強度校核 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖如圖所示。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的、 和的數值如下：截三軸第二段軸的計算簡圖支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2108，取 軸的計算應力為 根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。6）軸承壽命計算 軸承內外圈的相對轉速，； 當量動載荷，N； 軸承額定載荷，； 溫度系數，； 載荷系數，； 壽命指數， 3.3.4 截四軸設計計算及軸承選型截四軸輸入功率，輸入轉速，設計為實心軸，有一段通過外花鍵與齒輪聯接，傳遞扭矩，軸的兩端非對稱布置兩個支撐軸承。軸上有兩個齒輪和，由于尺寸較小，因此截三軸設計成齒輪軸。，在此僅確定軸的結構和尺寸，而軸的校核和軸承壽命計算在說明書以外進行。（1）求軸的轉矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A為考慮了彎矩影響的設計參數查表42取A105，可得 ，取最小軸徑為85mm。（3）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度從左往右依次為軸段1,2,3,4,5,6,7。 軸段1 取軸的最小值，此段主要安裝支撐軸承，選擇圓柱滾子軸承NJ317E，主要尺寸為，因此。軸段2 定位軸承，取，。 軸段3加工為齒輪，齒輪寬為 截四軸的結構圖 軸段4 根據整體結構選取，取。 軸段5加工成漸開線花鍵退刀槽，。 軸段6加工成漸開線花鍵，傳遞扭矩?；ㄦI模數為3mm的平齒漸開線花鍵，分度圓直徑為，花鍵齒數為38，花鍵長度取。 軸段7 此段主要安裝支撐軸承和定位塊，定位塊寬11mm,選擇調心滾子軸承22220C，主要尺寸為，因此，。 3）軸上零件的周向定位 軸承的周向定位采用過盈配合來保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6；花鍵配合為6d。為了保證齒輪的嚙合和與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處的圓角半徑見零件圖.3.3.5 惰三軸設計計算及軸承選型輸入轉速，傳遞功率為，該軸兩端固定聯接，中間安裝支撐軸承。（1）求輸出軸上的轉矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。初估軸的最小直徑，取，可得 ，取最小軸徑為65mm。（3）軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從右邊往左邊分別是軸1,2,3。2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度軸段1 此段主要用于固定聯接，取最小軸徑，； 軸段2 主要用于安裝支撐軸承，取，根據軸徑選取調心滾子軸承21318C，主要尺寸為，兩軸承間加一距離套用于軸承軸向定位，??； 軸段3 主要用于軸的固定聯接，取軸肩高度為5mm，因此，取。 3）軸上零件的周向定位圓柱滾子軸承的周向定位是采用過渡配合來保證的，因此軸段的直徑