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中 國(guó) 礦 業(yè) 大 學(xué)
本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
姓 名： 李西珍 學(xué) 號(hào)： 03030942
學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)院
專 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化
設(shè)計(jì)題目： MG400/930-WD型電牽引采煤機(jī)截割部設(shè)計(jì)
專 題： 重載圓柱直齒齒輪變位系數(shù)的選擇
指導(dǎo)教師： 楊寅威 職 稱： 副教授
2007 年 6 月 25 徐州
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
學(xué)院 機(jī)電學(xué)院 專業(yè)年級(jí) 機(jī)械工程及自動(dòng)化 學(xué)生姓名 李西珍
任務(wù)下達(dá)日期： 2007年 3月 5 日
畢業(yè)設(shè)計(jì)日期： 2007年 3月 26 日 至 2007 年 6 月 25日
畢業(yè)設(shè)計(jì)題目： MG400/930-WD型電牽引采煤機(jī)截割部設(shè)計(jì)
畢業(yè)設(shè)計(jì)專題題目：重載圓柱直齒齒輪變位系數(shù)的選擇
畢業(yè)設(shè)計(jì)主要內(nèi)容和要求：
參考參數(shù)
截割部功率：400KW 滾筒截深：800mm
采高范圍：1.8—3.76m 適應(yīng)煤質(zhì)硬度：中硬或中硬以上，能截割一定的矸石層
煤層傾角：Y<45 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速： 1470轉(zhuǎn)/分
滾筒轉(zhuǎn)速：27-30轉(zhuǎn)/分
頂板中等穩(wěn)定、地板起伏不大
無(wú)鏈電牽引
設(shè)計(jì)要求
1. 完成采煤機(jī)總體方案的設(shè)計(jì)；
2. 選擇一主要部件完成其傳動(dòng)及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；
3. 完成主要部件、組件、零件圖、裝配圖的設(shè)計(jì)；
4. 編寫(xiě)完成整機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)；
5. 專題論述重載圓柱直齒齒輪變位系數(shù)的選擇。
院長(zhǎng)簽字： 指導(dǎo)教師簽字：
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師評(píng)閱書(shū)
指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)（①基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；②獨(dú)立解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③研究?jī)?nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）：
成 績(jī)： 指導(dǎo)教師簽字：
年 月 日
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)評(píng)閱教師評(píng)閱書(shū)
評(píng)閱教師評(píng)語(yǔ)（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點(diǎn)；⑤寫(xiě)作的規(guī)范程度；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）：
成 績(jī)： 評(píng)閱教師簽字：
年 月 日
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)評(píng)閱教師評(píng)閱書(shū)
評(píng)閱教師評(píng)語(yǔ)（①選題的意義；②基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；③綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)解決實(shí)際問(wèn)題的能力；③工作量的大小；④取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；⑤寫(xiě)作的規(guī)范程度；⑥總體評(píng)價(jià)及建議成績(jī)；⑦存在問(wèn)題；⑧是否同意答辯等）：
成 績(jī)： 評(píng)閱教師簽字：
年 月 日
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯及綜合成績(jī)
答 辯 情 況
提 出 問(wèn) 題
回 答 問(wèn) 題
正 確
基本
正確
有一般性錯(cuò)誤
有原則性錯(cuò)誤
沒(méi)有
回答
答辯委員會(huì)評(píng)語(yǔ)及建議成績(jī)：
答辯委員會(huì)主任簽字：
年 月 日
學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評(píng)定成績(jī)：
學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負(fù)責(zé)人：
年 月 日
摘 要
摘要：本文完成了MG400／930一WD電牽引采煤機(jī)的整機(jī)外形的布局設(shè)計(jì)，介紹了采煤機(jī)的類型和工作原理，以及目前國(guó)內(nèi)采煤機(jī)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，從左搖臂、左牽引部、左行走部、左電器控制箱、右電器控制箱、右行走箱、右牽引部、右搖臂的具體布局到各次的特點(diǎn)都有所涉及；重點(diǎn)完成了采煤機(jī)搖臂的設(shè)計(jì)計(jì)算，包括搖臂殼體以及殼體內(nèi)一軸、第一級(jí)惰輪組、二軸、第二級(jí)惰輪組、第三級(jí)惰輪組、中心輪組、第一級(jí)行星減速器、第二級(jí)行星減速器幾乎所有零部件的裝配關(guān)系，各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算，功率的傳遞計(jì)算，第一級(jí) 圓柱直齒齒輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算，第二級(jí)圓柱直齒齒輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算，第一級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算，第二級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算，各軸的設(shè)計(jì)以及校核，所有軸承支撐處軸承的選擇校核、花鍵連接處花鍵的選用以及校核。
關(guān)鍵詞： 采煤機(jī) ；電牽引；搖臂 ；行星輪減速器
ABSTRACT
Abstract:This paper completed a MG400/930 WD Electric Traction Shearer of equipment configuration for the layout .Shearer introduced the type and principle,and the current domestic Shearer's current situation and development trend .From The left arm、left traction Department、 the Department of left running,、the electrical control box on the left and right electrical control box,、dextral box、 and the right of traction 、right arm to the specific layout of the features have been covered，shearer will focus on completing the design of the Rocker which including Shell and Shell within one axis,、the first-round group inert、 two-axis,、the second-round group inert、 the third-round group inert,、the center round group、first-class planetary reducer,、and the second-stage planetary reducer almost all parts of the assembly.The shaft speed and power transmission are calculated importont .First-class Spur Gear reducer design calculation, the second-straight cylindrical gear reducer design, first-class planetary reducer design calculation, the second-stage planetary reducer design, the design of the shaft and Verification, Bearing all the support bearings choice Department Verification, Key spent connecting Department spent Key Selection and Verification.
Keywords： seam；shearer；electrical haulage；Rocker ；Planetary gear reducer
目 錄
一般設(shè)計(jì)部分
1 綜述 1
1.1對(duì)設(shè)計(jì)題目的分析 1
1.1.1 設(shè)計(jì)思路的提出 1
1.1.2設(shè)計(jì)藍(lán)圖 1
1.1.3選取采煤機(jī)的搖臂完成傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3
1.1.4牽引行走部 3
1.1.5截割部、行走部電機(jī)的選用 4
1.1.6搖臂減速箱 5
1.2采煤機(jī)的概況 5
1.2.1采煤機(jī)的類型 5
1.2.2采煤機(jī)的主要組成 5
1.2.3滾筒采煤機(jī)的工作原理 6
1.2.4采煤機(jī)的進(jìn)刀方法 6
1.3采煤機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) 6
2 設(shè)計(jì)過(guò)程 7
2.1整機(jī)功率的安排 7
2.2搖臂減速器傳動(dòng)比的安排 7
2.3搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu) 7
2.3.1殼體 7
2.3.2一軸 7
2.3.3第一級(jí)減速惰輪組 8
2.3.4二軸 8
2.3.5第二級(jí)減速惰輪 8
2.3.6中心齒輪組 8
2.3.7第一級(jí)行星減速器 8
2.3.8第二級(jí)行星減速器 8
2.3.9中心水路 9
2.3.10離合器 9
2.4各軸的轉(zhuǎn)速 9
2.5各軸的功率 9
2.6截割部齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
2.6.1第一級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
2.6.2第二級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 18
2.6.3第一級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 27
2.6.4第二級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 36
2.7截割部軸的設(shè)計(jì)及校核以及軸承的選用和校核 46
2.7.1齒輪軸1 46
2.7.2第一級(jí)惰輪軸 49
2.7.3二軸齒輪 53
2.7.4第二級(jí)惰輪軸 56
2.7.5第三級(jí)惰輪軸（雨第二級(jí)惰輪軸相同） 60
2.7.6中心齒輪軸 60
2.8截割部花鍵連接強(qiáng)度校核 64
2.8.1電動(dòng)機(jī)輸出軸與齒輪嚙合處的花鍵 64
2.8.2二軸處與齒輪嚙合的花鍵 64
2.8.3中心輪與太陽(yáng)輪嚙合處的花鍵 65
2.8.4第一級(jí)行星減速器機(jī)架與第二級(jí)行星減速器太陽(yáng)輪嚙合處的花鍵 66
2.8.5方法蘭與第二級(jí)行星減速器機(jī)架?chē)Ш咸幍幕ㄦI 66
專題論述重載齒輪變位系數(shù)的選擇： 68
變位齒輪的產(chǎn)生 68
變位齒輪的優(yōu)點(diǎn) 69
變?yōu)橄禂?shù)的選擇 69
參考文獻(xiàn)： 70
英文原文 71
中文譯文 77
致謝 85
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2007屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第 87 頁(yè)
1 綜述
1.1對(duì)設(shè)計(jì)題目的分析
1.1.1 設(shè)計(jì)思路的提出
在目前的國(guó)內(nèi)采煤機(jī)市場(chǎng)，不管從研發(fā)、設(shè)計(jì)、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機(jī)都占據(jù)著主導(dǎo)的地位，也正是這種龐大的市場(chǎng)優(yōu)勢(shì)使得中厚煤層采煤機(jī)在技術(shù)上日趨成熟，而且有著非常大的改進(jìn)刷新速度，目前國(guó)內(nèi)生產(chǎn)這種類型采煤機(jī)的大型企業(yè)有西安煤礦機(jī)械廠、雞西煤礦機(jī)械廠、佳木斯煤礦機(jī)械廠等，其中以西安煤礦機(jī)械廠設(shè)計(jì)制造的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī)為典型代表，2004年中國(guó)能源集團(tuán)旗下的進(jìn)出口設(shè)備公司出口俄羅斯的成套綜采設(shè)備中，采煤機(jī)就選用的是西安煤機(jī)廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī) ，該機(jī)型在國(guó)內(nèi)也有著廣泛的應(yīng)用，其優(yōu)越的性能得到了各大礦的好評(píng)。其成功的設(shè)計(jì)思想和理念給了我很大的震撼，也給我的這次畢業(yè)設(shè)計(jì)提出了一個(gè)基本的框架和藍(lán)圖，所以我的設(shè)計(jì)以此為啟發(fā)、也以此為依據(jù)展開(kāi)。
1.1.2設(shè)計(jì)藍(lán)圖
1) 整機(jī)的設(shè)計(jì)方案
主要技術(shù)特征
項(xiàng)目
數(shù)據(jù)
單位
最大計(jì)算生產(chǎn)能力
?2500
t/h
采高
? 1.80～3.76
m
裝機(jī)功率
? 2×400+2×55+20
kW
供電電壓
? 3300
v
滾筒直徑
? φ1800, φ2000
mm
截深
? 800
mm
牽引力
? 680～410
kN
牽引速度
? 0～8.3～13.8
m/min
滅塵方式
? 內(nèi)處噴霧
?
拖電纜方式
? 自動(dòng)拖纜
?
主機(jī)外形尺寸
?14400×2292×1535
mm
主機(jī)重量
? 60
t
最大不可拆卸尺寸
? 3070×1200×1000
mm
最大不可拆卸重量
? 7.0
t
2) 主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
1.整機(jī)為多電機(jī)橫向布置，框架式結(jié)構(gòu)，機(jī)身由三段組成，無(wú)底托架。三段機(jī)身采用液壓拉杠聯(lián)結(jié)，所有部件均可從老塘側(cè)抽出。
2.采用直搖臂，左右可互換，左右牽引部對(duì)稱，結(jié)構(gòu)完全相同。
3.用二臺(tái)交流電機(jī)牽引，電氣拖動(dòng)系統(tǒng)為一拖一。
4.電氣系統(tǒng)具有四象限運(yùn)行的能力，可用于大傾角工作面。
5.采用水冷式變頻器，技術(shù)領(lǐng)先，可靠性高，體積小。
6.采用PLC控制，全中文液晶顯示系統(tǒng)。
7.具有簡(jiǎn)易智能監(jiān)測(cè)，系統(tǒng)保護(hù)功能齊全，查找故障方便。
8.具有手控、電控、遙控操作方式。
3) 用途及適用條件
該機(jī)型的采煤機(jī)是一種多電機(jī)驅(qū)動(dòng),電機(jī)橫向布置,交流變頻調(diào)速無(wú)鏈 雙驅(qū)動(dòng)電牽引采煤機(jī).總裝機(jī)功率930kW，機(jī)面高度1535mm，適用于采高1.80～3.76m，煤層傾角≤40°的中厚煤層綜采工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底板起伏不大,不過(guò)于松軟,煤質(zhì)硬或中硬,能截割一定的矸石夾層.工作面長(zhǎng)度以150～200m為宜。
1.1.3選取采煤機(jī)的搖臂完成傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
1) 搖臂處其動(dòng)力通過(guò)兩級(jí)直齒圓柱齒輪減速和兩級(jí)行星齒輪減速傳給輸出軸，再由方法蘭驅(qū)動(dòng)滾筒旋轉(zhuǎn)，搖臂減速箱設(shè)有離合裝置、冷卻裝置、潤(rùn)滑裝置、噴霧降塵裝置等，搖臂減速箱殼體與一連接架鉸接后再與牽引部機(jī)殼鉸接，搖臂和滾筒之間采用方榫連接。
2) 截割部的機(jī)械傳動(dòng)
截割電機(jī)的空心軸通過(guò)扭矩軸花鍵與一軸軸齒輪連接，將動(dòng)力傳入搖臂減速箱，在通過(guò)二級(jí)圓柱直齒齒輪和三級(jí)惰輪組傳遞到二級(jí)行星減速器，末級(jí)的行星減速器的行星架出軸漸開(kāi)線花鍵連接驅(qū)動(dòng)滾筒。
3) 搖臂傳動(dòng)系統(tǒng)圖
1.1.4牽引行走部
牽引行走部包括固定箱和型走箱兩大部分組成。固定箱內(nèi)有三級(jí)直齒傳動(dòng)和一級(jí)行星傳動(dòng)。行走箱內(nèi)有驅(qū)動(dòng)輪、行走輪和導(dǎo)向滑靴。牽引電機(jī)輸出的動(dòng)力經(jīng)過(guò)減速后，傳到行走箱的行走輪，與刮板輸送機(jī)銷(xiāo)軌相嚙合，使采煤機(jī)行走。導(dǎo)向滑靴通過(guò)銷(xiāo)軌對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行導(dǎo)向，保證行走輪與銷(xiāo)軌正常嚙合。
為使采煤機(jī)能在較大傾角條件下安全工作，在固定箱內(nèi)設(shè)有液壓制動(dòng)器，能可靠防滑。該牽引行走部有如下特點(diǎn)：
1) 采用銷(xiāo)軌牽引，承載能力大，導(dǎo)向好，拆裝、維修方便；
2) 采用雙浮動(dòng)、四行星輪行星減速機(jī)構(gòu)，軸承壽命和齒輪的強(qiáng)度裕度大，可靠性高；
3) 導(dǎo)向滑靴回轉(zhuǎn)中心與行走輪中心同軸，保證行走輪與銷(xiāo)軌的正常嚙合。
牽引行走部的傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下；
1.1.5截割部、行走部電機(jī)的選用
截割部：選取型號(hào)為YBCS3—400(A)的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
行走部：選取型號(hào)為YB280M-4的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
1.1.6搖臂減速箱
有殼體、一軸、第一級(jí)減速惰輪組、二軸、第二級(jí)惰輪組、中心齒軸輪組、第一級(jí)行星減速器、第二級(jí)行星減速器、中心水路、離合器等組成。
1.2采煤機(jī)的概況
1.2.1采煤機(jī)的類型
采煤機(jī)有不同的分類方法，按工作機(jī)構(gòu)可分為滾筒式、鉆削式和鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動(dòng)力可分為機(jī)械牽引、液壓牽引和電牽引；按工作機(jī)構(gòu)位置可分為額面式和側(cè)面式；還可以按層厚、傾角來(lái)進(jìn)行分類。
1.2.2采煤機(jī)的主要組成
電動(dòng)機(jī)是采煤機(jī)的動(dòng)力部分，它通過(guò)兩端出軸驅(qū)動(dòng)滾筒和牽引部。牽引部通過(guò)其主動(dòng)輪與固定在工作面前方的軌道相嚙合，使采煤機(jī)沿工作面移動(dòng)，因此牽引部是采煤機(jī)的行走機(jī)構(gòu)；左、右截割部減速箱將電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力經(jīng)齒輪減速傳到搖臂的齒輪，以驅(qū)動(dòng)滾筒；滾筒式采煤機(jī)直接進(jìn)行落煤和裝煤的機(jī)構(gòu)，稱為采煤機(jī)的工作機(jī)構(gòu)。滾筒上焊接有端盤(pán)及螺旋葉片，其上裝有截煤用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤裝到刮板輸送機(jī)種，為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側(cè)裝有弧形擋煤板，它可以根據(jù)不同的采煤方向來(lái)回翻轉(zhuǎn)180°；底托架用來(lái)固定整個(gè)采煤機(jī)，底托架內(nèi)的調(diào)高油缸用來(lái)使搖臂升降，以調(diào)整采煤機(jī)的采高；采煤機(jī)的電纜和供水管靠托纜裝置來(lái)夾持，并由采煤機(jī)托著在工作面輸送機(jī)的電纜槽中移動(dòng)；電氣控制箱內(nèi)裝有各種電控元件，以實(shí)現(xiàn)各種控制及電氣保護(hù)；為降低電動(dòng)機(jī)和牽引部的溫度來(lái)提供噴霧降塵用水，采煤機(jī)上還設(shè)有專門(mén)的供水系統(tǒng)和內(nèi)噴霧系統(tǒng)。
1.2.3滾筒采煤機(jī)的工作原理
單滾筒采煤機(jī)的滾筒一般位于采煤機(jī)下端，以使?jié)L筒割落下來(lái)的煤不經(jīng)機(jī)身下部運(yùn)走，從而可降低采煤機(jī)機(jī)面高度，單滾筒采煤機(jī)上行工作時(shí)，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機(jī)，同時(shí)跟機(jī)懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長(zhǎng)后，將弧形擋煤板翻轉(zhuǎn)180°；接著，機(jī)器下行工作，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移工作面輸送機(jī)。這種采煤機(jī)沿工作面往返一次進(jìn)一刀的采煤法叫單向采煤機(jī)；雙滾筒采煤機(jī)工作時(shí)，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤，因此雙滾筒采煤機(jī)沿工作面牽引一次，可以進(jìn)一刀，返回時(shí)，又可以進(jìn)一刀，即采煤機(jī)往返一次進(jìn)二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法；必須指出，為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機(jī)，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應(yīng)；對(duì)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮貧w結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋，右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)側(cè)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。
1.2.4采煤機(jī)的進(jìn)刀方法
1) 端部斜切法
2) 中部斜切法
3) 正切進(jìn)刀法
1.3采煤機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)
電牽引采煤機(jī)仍然是采煤機(jī)的發(fā)展方向，液壓牽引采煤機(jī)制造進(jìn)度高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費(fèi)用高，效率和可靠性則較低。德國(guó)Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一臺(tái)電牽引采煤機(jī)，在隨后的20年中，美國(guó)、日本、法國(guó)、英國(guó)等都大力研制并發(fā)展了電牽引采煤機(jī)。電牽引采煤機(jī)具有良好的牽引特性、可用于大傾角煤層、運(yùn)行可靠、適用壽命長(zhǎng)、反應(yīng)靈敏、動(dòng)態(tài)特性好、效率高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、有完善的檢測(cè)和顯示系統(tǒng)。因此，電牽引采煤機(jī)是今后的發(fā)展方向，近年來(lái)綜采高產(chǎn)高效的世界記錄都是由電牽引采煤機(jī)創(chuàng)造的。
2 設(shè)計(jì)過(guò)程
2.1整機(jī)功率的安排
設(shè)計(jì)機(jī)型的總裝機(jī)功率為900KW，其中左右搖臂處各設(shè)一個(gè)功率為400KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)，左右牽引部各設(shè)一個(gè)功率為55KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī)，液壓部分的泵用電機(jī)采用一個(gè)功率為20KW的礦用隔爆型三相交流異步電動(dòng)機(jī) 。
2.2搖臂減速器傳動(dòng)比的安排
根據(jù)采煤機(jī)械手冊(cè)，總裝機(jī)功率在900KW左右的重型采煤機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速?zèng)]有一個(gè)確定的數(shù)值，只要在20～35r/min之間都可以滿足所需的要求，再根據(jù)搖臂減速箱的結(jié)構(gòu)安排，參考西安煤礦機(jī)械廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機(jī)選取總的傳動(dòng)比為53，當(dāng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為1470r/min時(shí)，滾筒的轉(zhuǎn)速為：
n=1470÷53
=27.73
符合要求
2.3搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu)
2.3.1殼體
采取直搖臂形式，用ZG25Mn材料鑄造成整體，并在殼體內(nèi)腔殼體表面設(shè)置有八組冷卻水管；
2.3.2一軸
軸齒輪、軸承、端蓋、密封座、銅套、密封件等組成，與截割電機(jī)空心軸以花鍵軸聯(lián)接的扭矩軸通過(guò)INT/E×T16Z×5m×30p×6H/6h花鍵與一軸軸齒輪相聯(lián)；
2.3.3第一級(jí)減速惰輪組
齒輪、軸承、距離墊、擋圈組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；
2.3.4二軸
軸齒輪、齒輪、軸承、端蓋、距離墊、密封圈等組成；
2.3.5第二級(jí)減速惰輪
由齒輪、軸承、擋圈、墊等組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體；
2.3.6中心齒輪組
由軸齒輪、太陽(yáng)輪、兩個(gè)軸承座、兩個(gè)NCF2940V軸承和四個(gè)骨架油封等組成，太陽(yáng)輪通過(guò)花鍵與軸齒輪相聯(lián)并將動(dòng)力傳給第一級(jí)行星減速器；
2.3.7第一級(jí)行星減速器
內(nèi)齒圈、行星架、太陽(yáng)輪、行星輪及輪軸、行星輪軸承、兩個(gè)距離墊，該行星減速器為三個(gè)行星輪結(jié)構(gòu)，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架靠?jī)蓚€(gè)銅質(zhì)距離墊軸向定位，徑向有一定的配合間隙，因而行星架徑向也有一定的浮動(dòng)量；
2.3.8第二級(jí)行星減速器
行星架、內(nèi)齒圈、行星輪、行星輪軸及軸承、支承行星輪的兩個(gè)軸承、軸承座、聯(lián)接法蘭、滑動(dòng)密封圈、及一些輔助材料和密封件組成，該行星減速器為四行星輪結(jié)構(gòu)，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架一端通過(guò)軸承HM266449/HM266410和軸承座支承與殼體上，另一端通過(guò)軸承M268749/M268710支承與軸承杯上，軸承杯、內(nèi)齒圈通過(guò)螺栓、銷(xiāo)子和殼體緊固為一體；
2.3.9中心水路
有水管和一些接頭組成；
2.3.10離合器
離合手把、壓蓋、轉(zhuǎn)盤(pán)、推桿軸、扭矩軸等組成。
2.4各軸的轉(zhuǎn)速
一軸齒輪的轉(zhuǎn)速：由于與電機(jī)相連所以
二軸的轉(zhuǎn)速：
中心輪組的轉(zhuǎn)速：
第二級(jí)行星減速器太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)速：
2.5各軸的功率
一軸齒輪的功率：
二軸齒輪的功率：
中心輪組的功率：
第二級(jí)行星減速器太陽(yáng)輪的功率：
2.6截割部齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.6.1第一級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇齒輪材料
查機(jī)械手冊(cè)：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
惰輪選用20CrMnTi調(diào)質(zhì)
大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按vt=(0.013～0.022) n11估計(jì)圓周速度vt=17.15m/s,參考機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑d1,查機(jī)械手冊(cè)得
齒寬系數(shù)查表按齒輪相對(duì)軸承為對(duì)稱布置，取=0.4
小輪齒數(shù)Z1 在推薦值20～40中選Z1=28
大輪齒數(shù)Z2 Z2=i·Z1=1.43×28=40.04圓整取Z2=40
齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/28
傳動(dòng)比誤差△u/u △u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求
小輪轉(zhuǎn)矩T1 由公式得T1=9550P/n
=9550×392.04/1470
=2546.926KN·m
載荷系數(shù)K 由公式得
使用系數(shù) 查表得=2
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1
齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得
εγ=εα=
=
=1.68
查表并插值得=1.1
則載荷系數(shù)的初值 =
=2.0×1.3×1×1.1
=2.86
彈性系數(shù) 查表得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查表得（β=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4
重合度系數(shù) 查表得（）=1.0
許用接觸應(yīng)力 由公式得
接觸疲勞極限應(yīng)力查圖得=1650N/mm2
=1300 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式得：N1=60njLh
=60×1470×1×(24×300×8)
=5.08×109
N2=N1/u
=5.08×109/1.428
=3.56×109
則查表得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)蝕）
==1
硬化系數(shù)查表及說(shuō)明得
=1
按接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強(qiáng)度=1.25～1.3取
=1.2
則 =1650×1×1/1.2
=1375 N/mm2
=1300×1×1/1.2
=1083 N/mm2
d1的設(shè)計(jì)初值d1t為
≥223.578mm
齒輪模數(shù)m m=d1t/Z1
=223.578/28
=7.89
查表取m=8
小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z1m
=28×8
=224mm
圓周速
與估計(jì)值vt=17.15m/s 很相近，對(duì)值影響不大，不必修正
=t=1.3,
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
中心矩
齒寬
大齒輪齒寬
小齒輪齒寬
3) 考慮到搖臂的長(zhǎng)度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加一級(jí)惰輪組
由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取8，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開(kāi)線齒形。
4) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由公式
齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.3
大輪 2.2
應(yīng)力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.725
大輪 =1.755
重合度系數(shù) 由公式
=
許用彎曲應(yīng)力 由式
彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2
=660 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查表得==1
尺寸系數(shù) 查表得=1
安全系數(shù) 查表得=1.6
則 =1100×1×1/1.6=687.5
＝660×1×1/1.6=412.5
故 287.96 N/mm2≤
193.16N/mm2≤
所以齒根彎曲強(qiáng)度足夠
5) 其他尺寸的計(jì)算
已知參數(shù)：
計(jì)算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計(jì)算
中心矩變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
中心矩 按如下公式計(jì)算
齒高變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
齒頂高 按如下公式計(jì)算
齒根高 按如下公式計(jì)算=（+-x）m
齒全高 =（2+-）m
齒頂圓直徑 =d1±2
齒根圓直徑 =d1-2
一齒輪軸與第一級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) =0.5025
中心矩 =272.02mm
齒高變動(dòng)系數(shù) =0.0243
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 =208.10mm
大齒輪與第一級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.4963
中心矩 = 319.97mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0266
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 304.22mm 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。
6) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：考慮到齒輪直接和電動(dòng)機(jī)的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設(shè)花鍵與電動(dòng)機(jī)的扭矩軸連接，
大齒輪的結(jié)構(gòu)：
第一級(jí)惰輪的結(jié)構(gòu)：
2.6.2第二級(jí)減速圓柱直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇齒輪材料
查機(jī)械手冊(cè)：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì)
2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按vt=(0.013～0.022) 估計(jì)圓周速度=14.26m/s,參考機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)［Ⅰ］中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級(jí)
小輪分度圓直徑d1,查機(jī)械手冊(cè)得
齒寬系數(shù)查表按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取=0.3
小輪齒數(shù)Z3 在推薦值20～40中選Z3=27
大輪齒數(shù)Z4 Z4=i·Z3=1.45×27=39.15圓整取Z4=40
齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/27
傳動(dòng)比誤差△u/u △u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求
小輪轉(zhuǎn)矩T3 由公式得T3=9550P/n3
=9550×376.476/1029
=3494.019KN·mm
載荷系數(shù)K 由公式得
使用系數(shù) 查表得=2.2
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.4
齒向載荷分布系數(shù) 查表得=1.08
齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得
εγ=εα=
=
=1.68
查表并插值得=1.1
則載荷系數(shù)的初值 =
=2.2×1.4×1.08×1.1
=3.65
彈性系數(shù) 查表得=189.8
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查表得（β=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35
重合度系數(shù) 查表得（）=0.856
許用接觸應(yīng)力 由公式得
接觸疲勞極限應(yīng)力查圖得=1650N/mm2
=1300 N/mm2
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式得：N3=60njLh
=60×1029×1×(24×300×8)
=3.56×109
N4=N3/u
=3.56×109/1.48
=2.41×109
則查表得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)蝕）
==1
硬化系數(shù)查表及說(shuō)明得
=1
按接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表，按較高可靠強(qiáng)度=1.25～1.3取
=1.2
則 =1650×1×1/1.2
=1375 N/mm2
=1300×1×1/1.2
=1083 N/mm2
D3的設(shè)計(jì)初值d3t為
≥267.46mm
齒輪模數(shù)m m=d3t/Z3
=267.46/27
=9.906
查表取m=10
小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z3m
=27×10
=270mm
圓周速
與估計(jì)值vt=14.26m/s 很相近，對(duì)值影響不大，不必修正
=t=1.4,
小齒輪分度圓直徑mm
大齒輪分度圓直徑mm
中心矩
齒寬
考慮到受內(nèi)部花鍵的影響取
大齒輪齒寬mm
小齒輪齒寬mm
3) 考慮到搖臂的長(zhǎng)度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級(jí)惰輪組
由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取10，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開(kāi)線齒形。
4) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
由公式
齒形系數(shù) 查表得 小輪 2.1
大輪 2.063
應(yīng)力修正系數(shù) 查表得 小輪 =1.85
大輪 =1.855
重合度系數(shù) 由公式
=
許用彎曲應(yīng)力 由式
彎曲疲勞極限 查表得=1100N/mm2
=660 N/mm2
彎曲壽命系數(shù) 查表得==1
尺寸系數(shù) 查表得=1
安全系數(shù) 查表得=1.6
則 =1100×1×1/1.6=687.5
＝660×1×1/1.6=412.5
故 241.44N/mm2≤
164.99N/mm2≤
所以齒根彎曲強(qiáng)度足夠
5) 其他尺寸的計(jì)算
已知參數(shù)：
計(jì)算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計(jì)算
中心矩變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
中心矩 按如下公式計(jì)算
齒高變動(dòng)系數(shù) 按如下公式計(jì)算
齒頂高 按如下公式計(jì)算
齒根高 按如下公式計(jì)算=（+-x）m
齒全高 =（2+-）m
齒頂圓直徑 =d1±2
齒根圓直徑 =d1-2
二齒輪軸與第二級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.5069
中心矩 = 305.06mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0229
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 254.10mm
第三級(jí)惰輪與第二級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.4926
中心矩 = 334.926mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0346
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心齒輪與第三級(jí)惰輪嚙合傳動(dòng)的相關(guān)參數(shù)的計(jì)算值：
嚙合角 =
中心矩變動(dòng)系數(shù) = 0.5055
中心矩 = 370.055mm
齒高變動(dòng)系數(shù) = 0.0192
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 = 380.22mm
注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。
6) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：考慮到齒輪直接和電動(dòng)機(jī)的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設(shè)花鍵與電動(dòng)機(jī)的扭矩軸連接，
二軸齒輪
中心輪組齒輪結(jié)構(gòu)：
第二級(jí)惰輪的結(jié)構(gòu)：
2.6.3第一級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇行星傳動(dòng)的類型為2K-H[A]。
2) 選擇齒輪的材料及熱處理
太陽(yáng)輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽(yáng)輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。
3) 此傳動(dòng)采用直齒圓柱齒輪，精度等級(jí)為8-7-7，齒面光潔度為△7。
4) 采用太陽(yáng)輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)）；KPF=1.15（計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)）
5) 行星輪個(gè)數(shù)的確定：由公式得，=1-5.36=-4.36，，由此查表得取行星輪的個(gè)數(shù)為np=3.
6) 確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb:
首先試選太陽(yáng)輪a的齒數(shù)Za=19,則 Zb=pZa=4.36×19=82.84
同時(shí)考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=83,即
中心齒輪圓整后數(shù),其傳動(dòng)誤差△i甚少，僅為0.2%，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)完全合用；
其次計(jì)算行星輪g的名義吃數(shù)值
取，選取高變位齒輪傳動(dòng)，所以
7) 強(qiáng)度計(jì)算
a) 外齒輪副a-g的強(qiáng)度計(jì)算
A. 計(jì)算中心距
根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下：
齒數(shù)比
齒寬系數(shù) 查表取為：
材料系數(shù)ZE 查表取ZE=189.8
節(jié)點(diǎn)嚙合系數(shù)ZH 查表得ZH=2.5
轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式
=9.55×106
=2.02×106 Nmm
載荷系數(shù)
工作情況系數(shù)KA查表得 KA=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
載荷分布系數(shù)
查表得 ，
故
許用接觸應(yīng)力 按下式計(jì)算：
（N/mm2）
齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限查表有 =23HRC
對(duì)太陽(yáng)輪a =23×60=1380（N/mm2）
對(duì)行星輪g =23×58=1334（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.2
齒面光潔度系數(shù) =1.0
速度系數(shù) =1
接觸壽命系數(shù)
其中應(yīng)力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4
對(duì)太陽(yáng)輪a =30×6142.4=1.47×108
對(duì)行星輪g =30×5782.4=1.28×108
齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
對(duì)太陽(yáng)輪a為
對(duì)行星輪g為
按每天工作24小時(shí)，每年工作300天，使用壽命10年，計(jì)算出t=24×300×10=72000 (h)
根據(jù)傳動(dòng)比 及
可計(jì)算出
∵
∴
故太陽(yáng)輪a的循環(huán)次數(shù)為
行星輪g的循環(huán)次數(shù)為
因，故取
于是有太陽(yáng)輪a的許用接觸應(yīng)力為
行星輪g的許用接觸應(yīng)力為
計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的
將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距圓整中心距，取工作中心距
B. 確定齒輪模數(shù)m
根據(jù)BG1357-87，取m=7
C. 確定變位系數(shù)、
因工作中心距=180(mm)
標(biāo)準(zhǔn)中心距
比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動(dòng)（正傳動(dòng)）
按下式計(jì)算嚙合角和
計(jì)算得嚙合角.38°
總變位系數(shù)
按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配
，
D. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)公式有
按，查表得2.1
小齒輪分度圓直徑 （mm）
根據(jù)
所以重新取 ，那么
將所求的各值代入接觸強(qiáng)度校核公式所以滿足接觸強(qiáng)度
E. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =750（N/mm2）
因行星輪g在此傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷，故應(yīng)取=750×0.8=600（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1
彎曲壽命系數(shù)
因齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1
對(duì)太陽(yáng)輪a
對(duì)行星輪g
根據(jù)載荷分布系數(shù)
查表得 ， =1.2
故
從而載荷系數(shù)
轉(zhuǎn)矩（Nmm）
齒行系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =2.08
行星輪g =1.98
齒根應(yīng)力集中系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =1.83
行星輪g =1.97
將求得的各值代入彎曲強(qiáng)度校核公式有
太陽(yáng)輪a的齒根彎曲應(yīng)力
行星輪g的齒根彎曲應(yīng)力
所以都滿足彎曲強(qiáng)度
b) 內(nèi)齒輪副g-b的強(qiáng)度計(jì)算
A. 變位系數(shù)的確定
標(biāo)準(zhǔn)中心距
a> aw=180(mm) 故應(yīng)采用變位齒輪傳動(dòng)（負(fù)傳動(dòng)）
再按下式計(jì)算嚙合角和
得°10、12〃，總變位系數(shù)0.00438
已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686
B. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)校核的公式
查表有=189.8
按，查表得=2.5
齒數(shù)比=2.677
小齒輪分度圓直徑 =7×31=217（mm）
齒寬系數(shù) 查表取=0.315
轉(zhuǎn)矩 =2.02×106×=3.296×106（Nmm）
根據(jù)=0.238 ，查圖取
根據(jù)
查圖有 0.3
=1+（1.02-1）×0.3=1
1.4×1=1.4
許用接觸應(yīng)力
對(duì)于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度疲勞極限
查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）
因內(nèi)齒輪副的實(shí)際承載能力低于計(jì)算結(jié)果，當(dāng)Zb/Zg=83/31=2.677>2
時(shí)應(yīng)將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=600×0.92
=552（N/mm2）
安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1
內(nèi)齒輪b的應(yīng)力循環(huán)基數(shù)
內(nèi)齒輪b輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
129.392×3×72000=1.677×109
因Nl〉N0,故ZN=1
于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應(yīng)力
將求得的個(gè)值代入接觸強(qiáng)度的校核公式有<
C. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）
YN=1，YX=1，SF=1.75，
查表有 ，
于是
扭矩
取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96
應(yīng)力集中系數(shù) YS=1.97
行星輪的齒根彎曲應(yīng)力 <
內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應(yīng)力
〉
但未超過(guò)5%，所以滿足彎曲強(qiáng)度
校核結(jié)果表明，此傳動(dòng)的承載能力滿足要求。
2.6.4第二級(jí)行星減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 選擇行星傳動(dòng)的類型為2K-H[A]。
2) 選擇齒輪的材料及熱處理
太陽(yáng)輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽(yáng)輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。
3) 此傳動(dòng)采用直齒圓柱齒輪，精度等級(jí)為8-7-7，齒面光潔度為△7。
采用太陽(yáng)輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)）；KPF=1.15（計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)）
4) 行星輪個(gè)數(shù)的確定：由公式得，=1-4.66=-3.66，，由此查表得取行星輪的個(gè)數(shù)為np=4.
5) 確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb:
首先試選太陽(yáng)輪a的齒數(shù)Za=18,則 Zb=pZa=3.66×18=65.88
同時(shí)考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=66,即
中心齒輪圓整后數(shù),其傳動(dòng)誤差△i甚少，僅為0.2%，對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)完全合用；
其次計(jì)算行星輪g的名義吃數(shù)值
取，選取高變位齒輪傳動(dòng)，所以
6) 強(qiáng)度計(jì)算
a) 外齒輪副a-g的強(qiáng)度計(jì)算
A. 計(jì)算中心距
根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計(jì)算如下：
齒數(shù)比
齒寬系數(shù) 查表取為：
材料系數(shù)ZE 查表取ZE=189.8
節(jié)點(diǎn)嚙合系數(shù)ZH 查表得ZH=2.5
轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式
=9.55×106
=6.827×106 Nmm
載荷系數(shù)
工作情況系數(shù)KA查表得 KA=1
動(dòng)載荷系數(shù) 查表得=1.3
載荷分布系數(shù)
查表得 ，
故
許用接觸應(yīng)力 按下式計(jì)算：
（N/mm2）
齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度極限查表有 =23HRC
對(duì)太陽(yáng)輪a =23×60=1380（N/mm2）
對(duì)行星輪g =23×58=1334（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.2
齒面光潔度系數(shù) =1.0
速度系數(shù) =1
接觸壽命系數(shù)
其中應(yīng)力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4
對(duì)太陽(yáng)輪a =30×6142.4=1.47×108
對(duì)行星輪g =30×5782.4=1.28×108
齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
對(duì)太陽(yáng)輪a為
對(duì)行星輪g為
按每天工作24小時(shí)，每年工作300天，使用壽命10年，計(jì)算出t=24×300×10=72000 (h)
根據(jù)傳動(dòng)比 及
可計(jì)算出
∵
∴
故太陽(yáng)輪a的循環(huán)次數(shù)為
行星輪g的循環(huán)次數(shù)為
因，故取
于是有太陽(yáng)輪a的許用接觸應(yīng)力為
行星輪g的許用接觸應(yīng)力為
計(jì)算時(shí)應(yīng)取較小的
將以上各值代入按接觸強(qiáng)度計(jì)算的中心距圓整中心距，取工作中心距
B. 確定齒輪模數(shù)m
根據(jù)BG1357-87，取m=11
C. 確定變位系數(shù)、
因工作中心距=228(mm)
標(biāo)準(zhǔn)中心距
比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動(dòng)（正傳動(dòng)）
按下式計(jì)算嚙合角和
計(jì)算得嚙合角.38°
總變位系數(shù)
按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配
，
D. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)公式有
按，查表得2.24
小齒輪分度圓直徑 （mm）
根據(jù)
所以
將所求的各值代入接觸強(qiáng)度校核公式所以滿足接觸強(qiáng)度
E. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =750（N/mm2）
因行星輪g在此傳動(dòng)中是公用齒輪系雙向受載荷，故應(yīng)取=750×0.8=600（N/mm2）
安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1
彎曲壽命系數(shù)
因齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1
對(duì)太陽(yáng)輪a
對(duì)行星輪g
根據(jù)載荷分布系數(shù)
查表得 ， =1.2
故
從而載荷系數(shù)
轉(zhuǎn)矩（Nmm）
齒行系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =2.08
行星輪g =1.98
齒根應(yīng)力集中系數(shù)查表有 太陽(yáng)輪a =1.83
行星輪g =1.97
將求得的各值代入彎曲強(qiáng)度校核公式有
太陽(yáng)輪a的齒根彎曲應(yīng)力
行星輪g的齒根彎曲應(yīng)力
所以都滿足彎曲強(qiáng)度
b) 內(nèi)齒輪副g-b的強(qiáng)度計(jì)算
A. 變位系數(shù)的確定
標(biāo)準(zhǔn)中心距
a>aw=228(mm) 故應(yīng)采用變位齒輪傳動(dòng)（負(fù)傳動(dòng)）
再按下式計(jì)算嚙合角和
得°54、，總變位系數(shù)0.0011
已有 xg=0.2590 所以xb=0.2579
B. 校核接觸強(qiáng)度
根據(jù)校核的公式
查表有=189.8
按，查表得=2.52
齒數(shù)比=2.869
小齒輪分度圓直徑 =11×23=253（mm）
齒寬系數(shù) 查表取=0.315
轉(zhuǎn)矩 =6.827×106×=8.723Nmm）
根據(jù)=0.238 ，查圖取
根據(jù)
查圖有 0.3
=1+（1.02-1）×0.3=1
1.3×1=1.3
許用接觸應(yīng)力
對(duì)于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度疲勞極限
查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）
因內(nèi)齒輪副的實(shí)際承載能力低于計(jì)算結(jié)果，當(dāng)Zb/Zg=66/23=2.869>2
時(shí)應(yīng)將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=600×0.92
=552（N/mm2）
安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1
內(nèi)齒輪b的應(yīng)力循環(huán)基數(shù)
內(nèi)齒輪b輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算
79.533×4×72000=1.374×109
因Nl〉N0,故ZN=1
于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應(yīng)力
將求得的個(gè)值代入接觸強(qiáng)度的校核公式有<
C. 校核彎曲強(qiáng)度
彎曲強(qiáng)度的校核公式為
許用彎曲應(yīng)力安下式計(jì)算
查表齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）
YN=1，YX=1，SF=1.75，
查表有 ，
于是
扭矩
取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96
應(yīng)力集中系數(shù) YS=1.97
行星輪的齒根彎曲應(yīng)力 <
內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應(yīng)力
<
所以滿足彎曲強(qiáng)度
校核結(jié)果表明，此傳動(dòng)的承載能力滿足要求。
2.7截割部軸的設(shè)計(jì)及校核以及軸承的選用和校核
2.7.1齒輪軸1
1) 確定軸的最小直徑
選取軸的材料為，淬火滲碳處理。按《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》4-2查表取 A=107可得：
考慮到軸中空?。篸=120mm
2) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
裝配方案如圖：
軸段1 裝配軸承 ，=d=120mm選圓柱滾子軸承NJ224E
軸段 2 為了給軸承定位，根據(jù)軸承的定位尺寸取=150mm，考慮到齒輪與箱體的間隔 取
軸段 3 此段為軸齒輪，=224mm，
軸段 4 此段和軸段 2一樣給軸承定位，齒輪與箱體的間隔。取 =150mm，
軸段 5 此段和軸段 1一樣裝配軸承，選圓柱滾子軸承NJ224E 但考慮到內(nèi)花鍵的影響取
3) 軸的強(qiáng)度校核
a) 軸的載荷 圓周力：
軸向力：
支反力：水平面
垂直面
彎矩： 水平面
垂直面
合成彎矩：
當(dāng)量彎矩：
b) 校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為，淬火滲碳。由表4-1查得，則[]=0.09-0.1，即58-65，取[]=60，軸的計(jì)算應(yīng)力為
所以強(qiáng)度滿足強(qiáng)度要求
4) 軸承強(qiáng)度的校核
a) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》圓柱滾子軸承NJ224E的主要性能參數(shù)：
b) 計(jì)算軸承支反力
水平支反力
垂直支反力
合成支反力
c) 軸承的當(dāng)量載荷
即：
d) 軸承的壽命
因?yàn)?，固都可以，由《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》表5-9 ，5-10 查得：
按式5-5
采煤機(jī)的軸承壽命要求為：10000-30000
所以滿足要求
2.7.2第一級(jí)惰輪軸
1) 確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按《機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)2》4-2查表取 A=115可得：
考慮到軸為心軸：取 d=115