采煤機搖臂高速區(qū)軸承故障分析

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采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析 摘 要 采煤機是煤礦綜采工作中的關(guān)鍵機械設(shè)備之一，大功率、高強度、高可靠性是現(xiàn)代采煤機發(fā)展方向。 本論文完成了采煤機搖臂的設(shè)計，對搖臂中的傳動部件都做了具體分析計算，重點對軸承的壽命進行了估算。包括搖臂減速器的布局設(shè)計及三維建模。文中主要介紹了目前國內(nèi)外采煤機的研究現(xiàn)狀及未來發(fā)展趨勢，同時介紹了采煤機的類型、工作原理和主要組成，還介紹了采煤機搖臂的具體結(jié)構(gòu)。 在設(shè)計過程中，主要對減速器傳動方案的確定和相關(guān)組件的計算和設(shè)計，重點完成了采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析。首先，完成了對搖臂減速器的傳動比分配，轉(zhuǎn)速及傳遞功率的計算，其次，完成了采煤機搖臂殼體內(nèi)一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動齒輪的設(shè)計及校核，簡單介紹了行星輪系的裝配關(guān)系確定和強度校核。再次，重點對搖臂高速區(qū)軸承的振動特性進行詳細分析。最后，對采煤機搖臂進行了三維建模，仿真。 關(guān)鍵詞：采煤機；搖臂；軸  ABSTRACT The MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.5~2.92m, mining height 1.3~3.0m,coal bed pitch less than 35, it can be used for hard coal mining. This paper completed the design of shearer rocker arm, including the layout and three-dimensional modeling of speed reducer, it described the current status of domestic and international coal mining research and future development trends, the type of shearer, working principles and main components，it also introduced the specific structure of shearer rocker. In the design process, completed the calculation and design of the reducer drive scheme and related components. First, completed the rocker reducer transmission ratio , speed and transfer power distribution calculation. Secondly, the completion of the design and check of five shafts and the shaft driving gears inside the rocker arm shell,simply introduced the assembly relationships and intensity checking of the planetary gear train. Thirdly, the completion of the selection and check the spline for connection. Finally, the three-dimensional modeling. Keyword: shearer; rocker arm;axis  目 錄 1 緒論 1 1.1設(shè)計思路的提出 1 1.2采煤機概述 1 1.2.1采煤機分類及組成 1 1.2.2滾筒采煤機工作原理 2 1.3采煤機械化的發(fā)展與趨勢 3 1.4 本章小結(jié) 4 2 搖臂整體方案確定 5 2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介 5 2.1.1主要技術(shù)參數(shù) 5 2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成 6 2.1.3截割部電動機的選擇 7 2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 7 2.3傳動方案的確定 8 2.3.1傳動方式確定 8 2.3.2 傳動比的確定 10 2.4傳動比的分配 10 2.5傳動效率選擇 11 2.6搖臂的潤滑 11 2.7 本章小結(jié) 12 3 傳動系統(tǒng)設(shè)計 13 3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 13 3.2 齒輪設(shè)計及強度效核 14 3.2.1齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設(shè)計及強度效核 15 3.2.2齒輪4和齒輪5設(shè)計及強度效核 16 3.2.3齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計及強度校核 18 3.2.4驗算齒輪3和齒輪6是否干涉 20 3.2.5 行星齒輪設(shè)計及強度校核 20 3.3軸的設(shè)計校核與軸承選用 29 3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計及強度效核 29 3.3.2Ⅲ軸的設(shè)計及強度效核 33 3.3.3Ⅰ軸的設(shè)計及強度效核 37 3.3.4Ⅱ軸的設(shè)計及強度效核 41 3.3.5Ⅴ軸的設(shè)計及強度效核 44 3.4 軸承的壽命校核 46 3.4.1 Ⅳ軸軸承的壽命校 46 3.4.2 Ⅲ軸軸承的壽命校核 47 3.4.3Ⅰ軸軸承的壽命校核 48 3.4.4Ⅱ軸軸承的壽命校核 49 3.4.5Ⅴ軸軸承的壽命校核 49 3.5花鍵的選擇與強度校核 50 3.5.1 Ⅳ軸花鍵的強度校核 50 3.5.2 Ⅲ軸花鍵的強度校核 51 3.6 本章小結(jié) 52 4搖臂的三維建模 53 4.1基于PROE的參數(shù)原理 53 4.2基于PROE的模擬仿真 53 4.3 減速器參數(shù)化設(shè)計及仿真的總體方案及技術(shù)路線 53 4.4 搖臂三維實體建模 55 4.5 本章小結(jié) 57 結(jié)論 58 參考文獻 59 致 謝 60 1 緒論 我國是一個多煤少油貧氣的國家，已探明的煤炭儲量占世界煤炭儲量的33.8％，可采量位居第二，產(chǎn)量位居世界第一位。煤炭在我國一次性能源結(jié)構(gòu)中處于絕對主要位置，50年代曾高達90％。隨著大慶油田、勝利油田及天然氣等的開發(fā)和利用，一次性能源結(jié)構(gòu)才有了一定程度的改變，但近二十年來煤仍然占到70％以上，在今后相當長的一段時間內(nèi)，煤炭作為我國主要能源形式還將長期占著重要地位。 　　在2009年度《中國可持續(xù)能源發(fā)展戰(zhàn)略》研究報告中，20多位院士一致認為，到2010年煤炭在一次性能源生產(chǎn)和消費中將占60％左右；到2050年，煤炭所占比例不會低于50％?？梢灶A(yù)見，煤炭工業(yè)在國民經(jīng)濟中的基礎(chǔ)地位，將是長期的和穩(wěn)固的，具有不可替代性[1][2]。 而作為我國特大煤炭生產(chǎn)基地，神東礦區(qū)（指神東公司所屬礦井）2010年生產(chǎn)原煤達2億噸，占全國煤炭產(chǎn)量6%強，其高效的生產(chǎn)、管理模式，有力地促進了我國煤炭行業(yè)生產(chǎn)方式的轉(zhuǎn)變，正積極地引導(dǎo)著中國煤炭工業(yè)向現(xiàn)代化、信息化、數(shù)字化方面發(fā)展，為我國煤炭工業(yè)的安全健康發(fā)展，起了積極的示范促進作用。 神東礦區(qū)自2005年在全國率先成為億噸礦區(qū)以來，更是以每年2000萬噸的增長速度快速發(fā)展，在2010年又在全國率先成為2億噸特大生產(chǎn)基地。目前，神東礦區(qū)常年綜采工作面保持在30個左右，年安裝回撤工作面達各達50多個，其高產(chǎn)高效的生產(chǎn)管理模式有力地支撐起神東礦區(qū)的快速發(fā)展并引起世界煤炭工業(yè)廣泛關(guān)注。 作為綜采工作面關(guān)鍵設(shè)備之一，神東礦區(qū)全部引進先進世界上采煤國家大功率、高強度采煤機，典型如德國EICKHOFF SL 型采煤機、美國LS 系列采煤機，總裝機功率最大已達2590KW，如EICKHOFF SL 1000 -6698采煤機目前在神東礦區(qū)補連塔礦使用，其單截割電機功率達1000KW，滾筒直徑達3.5米，采高范圍可達7米，是目前世界上在用的最大電牽引交流變頻雙滾筒采煤機。 自神東礦區(qū)1994年正式引進世界范圍內(nèi)先進采礦設(shè)備以來，截止2010年，采煤機目前已引進達45臺。隨著采煤機過煤量（采煤機壽命期內(nèi)產(chǎn)量）的大幅度提高，人停機不停、高強度的生產(chǎn)模式，設(shè)備的老化現(xiàn)象嚴重，故障率特別是關(guān)鍵部件故障率大幅度升高，已在一定程度上制約著綜采工作面制約產(chǎn)量的提高，影響到礦井均衡生產(chǎn)計劃，進而甚至影響到礦區(qū)高產(chǎn)高效模式。如2007年神東礦區(qū)補連塔煤礦31401綜采工作面一臺EICKHOFF SL 6459電牽引采煤機因右搖臂齒輪箱行星頭故障，由于故障原因不明，現(xiàn)場判斷處理不當，最后不得不整體更右換截割部搖臂齒輪箱，直接設(shè)備部件經(jīng)濟達450萬元，影響生產(chǎn)達38個小時，影響產(chǎn)量達6萬噸，間接損失3000多萬元，造成嚴重生產(chǎn)事故，影響較大[3]。 采煤機截割部搖臂齒輪箱作為采煤機關(guān)鍵部件，直接承擔綜采工作面截割動力傳動的重任，據(jù)對神東礦區(qū)近年來進口采煤機搖臂齒輪箱故障率的統(tǒng)計，平均搖臂齒輪箱又占采煤機故障率的34.2%，且有呈現(xiàn)逐年上升的趨勢。 表1-1 搖臂齒輪箱占采煤機故障率統(tǒng)計表[3] 年份 2004 2005 2006 2007 2008 2009 2010 搖臂故障率 27.5% 33.3% 29.4% 34.6% 38.5% 36.2% 39.8% 由于其與一般工業(yè)用齒輪箱安裝方式不一樣，現(xiàn)代典型先進的采煤機截割搖臂齒輪箱，其連接方式為截割電機+搖臂齒輪箱+螺旋截割滾筒，截割部作為一個整體與采煤機機身通過搖臂連接板（俗稱搖臂耳座）銷軸連接，截割部隨著綜采工作面采煤機截割煤生產(chǎn)工藝而上下前后調(diào)整，搖臂齒輪箱一方面隨煤壁采高的不同而上下調(diào)整，另外一方面隨著采煤機截割煤壁方向而前進或后退，這種復(fù)雜的安裝接方式?jīng)Q定了采煤機搖臂齒輪箱隨著采煤機截割部上下前后移動，運行工況十分復(fù)雜。隨著設(shè)備的老化和高強度生產(chǎn)模式（平均一天檢修3小時，生產(chǎn)約20小時）作為采煤機最薄弱部件，搖臂齒輪箱承擔著采煤機故障最主要故障源，極大地制約著綜采工作面的產(chǎn)量的提高。 一直以來，由于煤礦行業(yè)生產(chǎn)環(huán)境惡劣，煤炭工業(yè)經(jīng)濟發(fā)展不景氣，煤礦工人素質(zhì)普遍低，專業(yè)人才的缺乏，技術(shù)力量的落后，嚴重制約了采礦設(shè)備故障診斷維修水平的發(fā)展，煤礦企業(yè)設(shè)備管理水平大大落后于一般工業(yè)企業(yè)，如電力行業(yè)、鋼鐵行業(yè)。許多國產(chǎn)采礦設(shè)備開機率極低，可靠性非常差，有的甚至在設(shè)備安裝調(diào)試階段就出現(xiàn)這樣故障或那樣問題而現(xiàn)場不能解決，最后只能拉回設(shè)備生產(chǎn)廠家解決，即便是下井設(shè)備也經(jīng)常出現(xiàn)故障而不能正常有效運轉(zhuǎn)，極大了影響到煤礦安全生產(chǎn)水平的提高和煤炭產(chǎn)量的提升。 作為采煤機搖臂齒輪箱，因其安裝、運行方式的特殊，目前在我國國有重點煤礦一般采用油液鐵譜分析技術(shù)對搖臂齒輪箱狀態(tài)進行監(jiān)測，鐵譜分析是通過鐵譜技術(shù)對齒輪箱潤滑油液磨損顆粒的大小、形態(tài)、面積、特征等參數(shù)進行定性或定量的分析搖齒輪箱齒輪箱工作狀態(tài)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢。然而鐵譜分析技術(shù)最大的缺點就是受制于人為因素、量大繁雜費時，不能及時準確快速地在現(xiàn)場判斷搖臂齒輪箱工作狀態(tài)，在生產(chǎn)實踐中不能及時準確滿足現(xiàn)場實際需要。 隨著近二十年來設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷技術(shù)的快速發(fā)展，特別是針對齒輪箱故 障診斷技術(shù)理論與實踐的成熟，機械振動監(jiān)測、信號處理、狀態(tài)識別用于齒輪箱故障 診斷取得巨大的成功，本課題根據(jù)對齒輪箱振動故障機理分析、信號測試采集技術(shù)、 故障特征提取分析，試將機械振動故障診斷方法應(yīng)用于煤礦現(xiàn)場采煤機搖臂齒輪箱故 障診斷中，提高了搖臂齒輪箱工作可靠性，預(yù)知設(shè)備狀態(tài)，確保了安全生產(chǎn)；降 低了煤礦工人勞動生產(chǎn)強度、節(jié)約生產(chǎn)成本、提高了采煤機開機率；積極推廣先 進的設(shè)備故障診斷技術(shù)于礦山設(shè)備管理中，促進礦山設(shè)備管理水平的提高，促進 了礦井高產(chǎn)高效生產(chǎn)模式的發(fā)展。 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.1.1 齒輪箱故障診斷研究的國內(nèi)外現(xiàn)狀 設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷(Equipment Condition Monitoring and Faults Diagnosis)是隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的進步及設(shè)備管理水平的提高而快速發(fā)展起來的一門綜合性高新技術(shù), 它以機械、力學(xué)、電子、數(shù)學(xué)、物理、計算機及人工智能技術(shù)等多個學(xué)科作為基礎(chǔ)，作為一門新型實用技術(shù), 它廣泛地應(yīng)用到世界范圍內(nèi)工礦企業(yè)設(shè)備管理實踐中，并取得了可觀的社會效益和經(jīng)濟效益[4]。 設(shè)備故障診斷發(fā)展歷程大致經(jīng)歷了如下三個階段： 第一個階段是設(shè)備故障診斷技術(shù)的初級階段，20世紀六十年代以前, 設(shè)備故障診斷主要以現(xiàn)場工人直觀判斷或?qū)＜覀鹘y(tǒng)經(jīng)驗為主, 診斷結(jié)論往往是對現(xiàn)場設(shè)備故障現(xiàn)象作簡單的定性分析, 主要特點是結(jié)合傳統(tǒng)生產(chǎn)實踐經(jīng)驗對設(shè)備狀態(tài)作出簡單的判斷, 極大地受制于個人經(jīng)驗水平; 第二階段是設(shè)備故障診斷快速發(fā)展階段, 20世紀六十年代以后, 隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)水平的大幅度快速躍進, 以傳感器技術(shù)、測試技術(shù)及信號處理技術(shù)為基礎(chǔ)現(xiàn)代設(shè)備故障診斷技術(shù)得到極大發(fā)展，設(shè)備故障診斷理論快速發(fā)展，故障診斷系統(tǒng)、儀器的大量研制，診斷方法百花齊放，尤其以機械振動信號測試、信號分析處理、故障特征提取為基礎(chǔ)的振動故障診斷技術(shù)在機械設(shè)備故障診斷中得到廣泛應(yīng)用； 第三階段是設(shè)備故障診斷智能診斷技術(shù)階段，20世紀80年代中期以后，機電設(shè)備日益向大功率、多功能化、復(fù)雜化、智能化方向發(fā)展，而隨著人類科技文明的進一步發(fā)展，設(shè)備故障智能診斷技術(shù)也得到了飛速發(fā)展，基于知識的人工智能故障診斷系統(tǒng)層出不窮，如故障診斷專家系統(tǒng)、模糊故障診斷系統(tǒng)、灰色理論、人工神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、遠程網(wǎng)絡(luò)故障診斷等等新概念診斷模式在生產(chǎn)實踐中得到進一步的推廣應(yīng)用[5]。 齒輪箱狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷的研究最早始于20世紀60年代，根據(jù)診斷方法一般可以分為兩大類：一類是根據(jù)摩擦磨損理論，通過鐵譜技術(shù)分析齒輪箱潤滑油中的磨屑顆粒性質(zhì)大小特征來診斷齒輪箱的運行狀況及發(fā)展趨勢，目前在某些行業(yè)也廣泛應(yīng)用，如神東礦區(qū)采煤機、刮板運輸機等礦山設(shè)備采取鐵譜分析技術(shù)來對各類關(guān)鍵齒輪箱狀態(tài)作監(jiān)測，并取得一定的效果；另一類則通過對齒輪運行中的動態(tài)信號分析處理來診斷齒輪箱的運行狀況，由于振動信號便于采集記錄、信號處理技術(shù)的飛速發(fā)展以及不易受到干擾等優(yōu)點，在世界各國工業(yè)設(shè)備管理中更大范圍內(nèi)被廣泛采用[6]。 目前齒輪箱故障診斷研究主要集中在齒輪箱故障機理研究、振動信號處理和典型故障特征的提取、診斷方法和人工智能技術(shù)的應(yīng)用及齒輪箱狀態(tài)監(jiān)測系統(tǒng)和儀器研制四個方面。 （1）齒輪箱故障機理的研究 故障機理研究是設(shè)備狀態(tài)檢測與故障診斷的理論基礎(chǔ)，是獲得正確診斷結(jié)果的前提條件。它是以現(xiàn)代數(shù)學(xué)、線性和非線性動力學(xué)理論、動力學(xué)、材料力學(xué)、摩擦學(xué)、振動與噪聲、物理、計算機技術(shù)等眾多學(xué)科為基礎(chǔ)，根據(jù)所研究對象的故障特點，結(jié)合數(shù)字模擬仿真和實驗研究，建立設(shè)備故障對應(yīng)的數(shù)學(xué)物理模型，模擬故障的動力學(xué)特性，最后通過實驗驗證, 了解故障的形成與發(fā)展過程，從而掌握故障的產(chǎn)生原因及故障與特征之間的復(fù)雜關(guān)系[7]。 早在一百多年前，人們就已經(jīng)開始對齒輪箱的振動和噪聲機理進行了研究。但直到上個世紀六十年代中期，齒輪的振動和噪聲才成為評價一個齒輪箱傳動系統(tǒng)好壞的重要因素，并引起了世界范圍內(nèi)各國學(xué)者的廣泛關(guān)注。英國學(xué)者H．optiz在1968年就齒輪振動與噪聲的機理，發(fā)表了一些著名的研究報告，其中闡述了齒輪箱的振動和噪聲是傳動功率和齒輪傳動誤差及齒輪精度的函數(shù)。另外，如美國的Buckingham和德國的Niemann也對齒輪箱的振動和噪聲機理作出了自己的研究。我國很多學(xué)者教授對齒輪箱故障機理也很了很多研究，如丁康等對齒輪箱典型故障振動特征與診斷策略進行了研究、李潤芳等研究齒輪系統(tǒng)動力學(xué)，研究齒輪振動、沖擊及噪聲機理，研究表明嚙合剛度、嚙合誤差、及嚙合沖擊內(nèi)部激勵是齒輪振動是根本因素，并研究了齒輪系統(tǒng)振動分析模型。在齒輪箱軸承故障診斷方面也開展了大量的理論及實踐研究。近年來，國內(nèi)大批科研院所博士碩士在相關(guān)科研課題資金資助下大量開展齒輪箱故障診斷研究工作，并取得了可喜的研究成果。 （2）振動信號處理 信號處理與典型故障特征提取技術(shù)是通過對傳感器采集的信號進行有效的分析與處理，提取出能敏感反映設(shè)備運行狀態(tài)的典型故障特征信息。齒輪箱振動信號的處理是齒輪箱故障診斷的關(guān)鍵，國內(nèi)外學(xué)者在這方面研究取得了重要的成果[]。近幾十年來，信號處理技術(shù)經(jīng)歷了由時域－頻域－時頻域發(fā)展過程。傳統(tǒng)的時域分析包括時域波形分析、時域參數(shù)統(tǒng)計分析，包括最大值、峰峰值、均值、均方值、和方差等，及無量綱的特征值指標，其中有方根幅值、平均幅值、均方幅值、峭度、波形指標、峰值指標、脈沖指標、裕度指標等?；趥鹘y(tǒng)的傅里葉變換的經(jīng)典的頻譜信號分析方法，如頻譜分析、倒頻譜分析、細化分析、Hilbert包絡(luò)解調(diào)分析等在指導(dǎo)齒輪箱等機電設(shè)備故障診斷實踐應(yīng)用中取得了巨大的成果，目前我國研制的大多數(shù)設(shè)備故障診斷儀器最普遍配置基礎(chǔ)頻譜分析功能，基本能滿足實際生產(chǎn)需要。但是傅里葉變換對是建立在信號平穩(wěn)性假設(shè)理論基礎(chǔ)之上的一種時域和頻域的全局性變換，它對分析平穩(wěn)（或準平穩(wěn)）程的振動信號是十分有效，但對非平穩(wěn)性信號則表現(xiàn)不盡人意，不能很好地提取非穩(wěn)性信號的特征。由于機械設(shè)備在運行過程中由于阻尼、剛度、彈性等非線性及動態(tài)響應(yīng)的非線性，反映在其振動信號上也具有非平穩(wěn)性。當齒輪箱發(fā)生沖擊、碰摩、裂紋故障障時，其振動信號往往表現(xiàn)非平穩(wěn)性，因此信號非平穩(wěn)性是設(shè)備故障的最根本表征。對于這些非平穩(wěn)性振動信號必須用非平穩(wěn)信號處理方法，即時頻分析，如短時傅里葉變換（Short Time Fourier Transform，STFT）、Wigner-Ville分布、小波變換（Wavelet Transform，WT）、Hilbert-Huang變換、信號肓源分析、雙線性時間—頻率變換等時頻分方法。 1.2設(shè)計思路的提出 采煤機是煤礦綜采工作中的關(guān)鍵機械設(shè)備之一，大功率、高強度、高可靠性是現(xiàn)代采煤機發(fā)展方向。然而作為采煤機可靠性最為薄弱環(huán)節(jié)，搖臂齒輪箱頻繁出現(xiàn)機械故障，據(jù)統(tǒng)計，近年來其平均故障率占采煤機故障率的34.2%，已嚴重制約著采煤機開機率的提高，影響到煤礦綜合采集作業(yè)的均衡生產(chǎn)。齒輪箱主要有齒輪、軸、軸承和機架四個部分組成。本課論文只從采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析方面進行簡單討論研究。本文在查找大量資料的基礎(chǔ)之上，首先針對課題研究的背景、意義及國內(nèi)外研究現(xiàn)狀進行分析論述，找到采煤機搖臂高速區(qū)故障診斷的難點及特點及現(xiàn)有方法的不足，再通過對搖臂齒輪箱安裝、運行工況進行分析，詳細分析其結(jié)構(gòu)、常見故障模式，研究高速區(qū)軸承振動故障機理。由于煤礦井下生產(chǎn)環(huán)境惡劣，搖臂齒輪箱安裝特殊性，由于實際問題限制，以仿真軟件對工況進行模擬仿真來代替在現(xiàn)場檢測在目前國內(nèi)采煤機市場，中厚煤層重型采煤機在研發(fā)、設(shè)計、制造和使用方面中占據(jù)著主導(dǎo)地位，中厚煤層采煤機技術(shù)日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國內(nèi)生產(chǎn)這類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以雞西煤礦機械廠設(shè)計生產(chǎn)的MG160/390-WD型電牽引采煤機也是典型代表，該機在國內(nèi)有著廣泛的應(yīng)用，得到眾多煤礦的好評。本設(shè)計是在其成功的設(shè)計思想和理念基礎(chǔ)上，對其搖臂進行設(shè)計，分析高速區(qū)軸承振動與三維建模。 1.2采煤機概述 1.2.1采煤機分類及組成 采煤機有不同的分類方法：按工作機構(gòu)形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構(gòu)位置可分為額面式與側(cè)面式；還可以按層厚和傾角來分類?，F(xiàn)在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。 滾筒采煤機的組成如圖1.1 所示。 現(xiàn)代采煤機基本上都使用模塊化設(shè)計，采用多電機橫向布置，結(jié)構(gòu)取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過高強度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒有動力傳遞，結(jié)構(gòu)簡單，傳動效率高，傳動可靠，維修和檢查方便；采煤機的牽引部分也采用了無鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會出現(xiàn)斷鏈事故工作更安全。 圖1.1 雙滾筒采煤機 1.2.2滾筒采煤機工作原理 雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機的工作原理如圖1.2所示）因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一次刀；返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。 圖1.2 雙滾筒采煤機工作原理 為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應(yīng)：對順時針旋轉(zhuǎn)（人站在采空側(cè)看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋。或者形象的歸結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋；右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。 雙滾筒采煤機有自開缺口的能力，當采煤機割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個截深，這一過程稱為進刀。常用的進刀方式有兩種： 1．端部斜切法 利用采煤機在工作面兩端約25～30m的范圍內(nèi)斜切進刀稱端部斜切進刀法； 2．中部斜切法（半工作面法） 利用采煤機在工作面中部斜切進刀稱為中部斜切法。 1.3采煤機械化的發(fā)展與趨勢 機械化采煤開始于上世紀40年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，聯(lián)邦德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機械化。但是當時的采煤機都是鏈式工作機構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。 50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)了滾筒采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調(diào)高，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。因此，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國已經(jīng)研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開始試驗階段。 60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時期。第二代采煤機—單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術(shù)推向了一個新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機械化采煤的優(yōu)越性—高效、高產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟，因此各國競相采用綜采技術(shù)。 進入70年代，綜采機械化得到了進一步發(fā)展和提高，綜采設(shè)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(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率達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(xiàn)的第四代采煤機—電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。 目前，各主要產(chǎn)煤國家已基本上實現(xiàn)了采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。 采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達到高效、高產(chǎn)、安全、經(jīng)濟；向遙控及自動控制發(fā)展，并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、薄及急傾斜等難采煤層的機械設(shè)備。 1.4 本章小結(jié) 本章為論文的緒論部分，主要是對設(shè)計題目的分析,重點介紹了采煤機的分類、組成、工作原理、進刀方式、發(fā)展及趨勢。  2 搖臂整體方案確定 2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介 MG160/390-WD 無鏈電牽引采煤機，裝機總功率390KW，截割功率 2160KW，牽引功率230KW。MG160/3900-WD無鏈電牽引采煤機，采用多電機驅(qū)動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內(nèi)橫向裝有開關(guān)磁阻電機，通過牽引機構(gòu)為采煤機牽引力，中間控制箱裝有調(diào)高油缸，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側(cè)抽出，易維修，易更換。 其主要用途及適用范圍：MG160/390－WD無鏈電牽引采煤機一般適用于中厚煤層的開采，傾角小于35度，煤質(zhì)中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。本論文以MG160/390－WD為基礎(chǔ)進行討論設(shè)計。 2.1.1主要技術(shù)參數(shù) 該機的主要技術(shù)參數(shù)如下表2.1： 表2.1采煤機主要技術(shù)參數(shù) 采高 m 1.3-3.0 截深 m 0.6 適應(yīng)傾角 　 ≤35 適應(yīng)煤質(zhì)硬度 f≤4 滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 46，52 滾筒直徑 mm 1250,1400,1600 搖臂形式 整體彎搖臂 搖臂長度 mm 1700 搖臂回轉(zhuǎn)中心距 mm 5813 搖臂擺角 ﹢42，-19.7 牽引速度 m/min 0-7 牽引型式 　 交流變頻調(diào)速無鏈牽引 機面高度 mm 1100 最小臥底量 mm 410 滅塵方式 　 內(nèi)外噴霧 裝機功率 KW 391 電壓 v 1140 2.1.2 電牽引采煤機截割部組成 截割部主要完成截煤和裝煤作業(yè)，主要組成部分有：截割電動機、搖臂減速箱、內(nèi)外噴霧系統(tǒng)和截割滾筒等。截割部為整體彎搖臂結(jié)構(gòu)，即截割電機、減速器均設(shè)在截割機構(gòu)減速箱上，與牽引部鉸接和調(diào)高油缸鉸接，油缸的另一端鉸接在牽引部上，當油缸伸縮時，實現(xiàn)搖臂升降。支承組件固定在左、右牽引部上，與行走箱上的導(dǎo)向滑靴一起承擔整機重量。 搖臂減速箱主要由殼體、輸入軸部件、惰輪、行星齒輪減速器、滾筒聯(lián)接裝置及內(nèi)外噴霧等裝置組成。搖臂的作用是將截割電動機的動力傳遞到滾筒使之旋轉(zhuǎn)采煤，同時通過調(diào)高油缸的行程控制滾筒的升降。 2.1.3截割部電動機的選擇 由設(shè)計要求知，截割部功率為2160KW，即每個截割部功率為160KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全;而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)三相鼠籠異步防爆電動機YBCS4-160（B）, 其主要參數(shù)如下： 表2.2 YBCS4-160(B)主要技術(shù)參數(shù) 額定功率：400KW； 額定電壓：1140V 額定轉(zhuǎn)速：1480r/min 接線方式：Y 額定頻率：50HZ; 冷卻方式：外殼水冷 該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu)。 2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設(shè)計成對稱結(jié)構(gòu)，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長搖臂，擴大調(diào)高范圍，搖臂內(nèi)常裝有若干惰輪，致使截割部齒數(shù)較多。同時由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動比大，效率高，可減小齒輪模數(shù)，故末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。 （1） 殼體：采取直臂形式，用ZG25Mn材料鑄造，并在殼體內(nèi)腔表面設(shè)置有八組冷卻水管。 （2） Ⅰ軸 ：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機聯(lián)接。 （3） Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。 （4） Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （5） Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （6） Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （7） Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽輪通過花鍵聯(lián)接將動力傳遞給行星減速器。 （8） 行星減速器：太陽輪，行星輪，內(nèi)齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個行星輪系，太陽輪浮動，行星架靠兩個套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。 （9） 中心水路：水管和接頭組成。 （10） 離合器：離合手把，壓蓋，轉(zhuǎn)盤，推桿軸，扭矩軸等組成。 2.3傳動方案的確定 2.3.1傳動方式確定 其傳動系統(tǒng)如圖2.1，建模如圖2.2： 圖2.1 傳動系統(tǒng)圖 表2.3傳動系統(tǒng)圖明細表 序號 名稱 序號 名稱 序號 名稱 1 電動機 8 齒輪4 15 太陽輪 2 Ⅰ軸 9 齒輪5 16 轉(zhuǎn)臂 3 齒輪1 10 Ⅳ軸 17 內(nèi)齒圈 4 Ⅱ軸 11 齒輪6 18 齒輪8 5 齒輪2 12 Ⅴ軸 19 Ⅵ軸 6 Ⅲ軸 13 齒輪7 20 箱體 7 齒輪3 14 行星輪 圖2.2 搖臂三維建模 2.3.2 傳動比的確定 總傳動比 —電動機轉(zhuǎn)速 r/min —滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 2.4傳動比的分配 多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則： (1) 各級傳動的傳動比一般應(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。 (2) 各級傳動間應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應(yīng)發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應(yīng)便于安裝。 (3) 使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。 (4) 使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。 采煤機一般需要3～4級減速，對于中厚煤層采煤機采用2K-H(NGW)負號行星齒輪傳動時，行星齒輪安在最后一級比較合理。采煤機每級傳動比一般為3～4（行星齒輪傳動可達5～6），傳動比應(yīng)從高速級向低速級遞減。在初步設(shè)計時可按/=20%～30%。本次設(shè)計采用NWG型行星減速裝置，其原理如圖2.3所示： 圖2.3 NWG型行星減速裝置 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。查閱文獻[4],采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為2.8～9。這里定行星減速機構(gòu)傳動比，則其他三級減速機構(gòu)總傳動比：31.965=6.39。 由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據(jù)前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，據(jù)文獻[8]，、分別為高速級和低速級的傳動比。初定各級傳動比為： ，，;以此計算三級減速傳動比的總誤差δ=（31.69-2.411.851.425)/31.69=1‰,在誤差允許范圍5﹪內(nèi)，合適。 2.5傳動效率選擇 圓柱齒輪傳動選擇8級傳動，查<<機械設(shè)計手冊>>得知傳動效率0.97；扭矩軸0.99；滾動軸承0.98（一對），行星齒輪傳動0.98。 2.6搖臂的潤滑 采煤機截割部因傳遞功率大而發(fā)熱嚴重，其殼體溫度可高達100℃，因此傳動裝置的潤滑十分重要。 減速箱中最常用的潤滑方法是飛濺潤滑，將一部分傳動零件浸在油池中，靠它們向其他零件供油和濺油，同時油甩到箱壁上，以利散熱。油面的位置應(yīng)使齒輪副的大齒輪浸在油中1/3～1/4中。飛濺潤滑的優(yōu)點是：潤滑強度高，工作零件散熱快，不需潤滑設(shè)備，對潤滑油的雜質(zhì)和粘度下降不敏感。 搖臂內(nèi)的傳動零件的潤滑是個特殊問題，截割頂部煤時滾筒上升，搖臂端部齒輪得不到潤滑；割底煤時滾筒下降，潤滑油集中在搖臂端部。為此常規(guī)定滾筒割煤一段時間后，應(yīng)停止牽引，將搖臂下降，以潤滑端部齒輪，然后繼續(xù)上升工作。 2.7 本章小結(jié) 本章是論文的整體方案確定部分，主要包括采煤機截割電機的選擇、搖臂的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計、傳動方案選擇、傳動比分配、傳動效率確定、及潤滑方式的選擇，進而在此基礎(chǔ)上進行傳動系統(tǒng)的設(shè)計和校核.  3 傳動系統(tǒng)設(shè)計 3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 各軸轉(zhuǎn)速計算： 從電動機開始計算，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸。 Ⅰ軸 min Ⅱ軸 min Ⅲ軸 1480／2.41=614.12 Ⅳ軸 614.12/1.85=331.96 Ⅴ軸 Ⅵ軸 各軸功率計算： Ⅰ軸 1600.99=158.4 Ⅱ軸 158.40.970.98=150.58 Ⅲ軸 150.580.970.98=143.14 Ⅳ軸 143.140.970.98=136.07 Ⅴ軸 136.070.970.98=129.35 Ⅵ軸 129.350.970.98=122.96 各軸扭矩計算: Ⅰ軸 Ⅱ軸 971.65 Ⅲ軸 = 2225.13 Ⅳ軸 =3914.53 Ⅴ軸 =3746.6 Ⅵ軸 =5023.18 將上述計算結(jié)果列入下表,供以后設(shè)計計算使用 表3.1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)表 軸號 功率/kW 轉(zhuǎn)速n/(rmin) 轉(zhuǎn)矩T/(Nm) Ⅰ軸 158.4 1480 1022.11 Ⅱ軸 150.58 1480 971.65 Ⅲ軸 143.14 614.12 2225.13 Ⅳ軸 136.07 331.96 3914.53 Ⅴ軸 129.35 233.77 3746.96 Ⅵ軸 122.96 233.77 5023.18 3.2 齒輪設(shè)計 這里主要是根據(jù)查閱的相關(guān)書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗,思路如下：初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定。截割部齒輪的設(shè)計及強度效核，具體計算過程及計算結(jié)果如下： 3.2.1齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設(shè)計 （1）選擇齒輪材料及熱處理 查文獻5表16.2-59、60、61，大齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC。由圖16.2-17及圖16.2-26，按MQ級質(zhì)量要求取值=1450 （2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算 齒寬系數(shù)?。?.4 載荷系數(shù)取K=1.6 小輪轉(zhuǎn)矩=971.65 許用接觸應(yīng)力，按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數(shù)=30 =301.42=72.3 取=73，實際傳動比（即齒數(shù)比）=2.43 查圖6-7得齒形系數(shù)2.59，2.27 0.0105，0.0092，取較大者，即前者 模數(shù)m，代入數(shù)據(jù)得m3.6,取m=4 中心距 齒寬 b=0.4206=82.4 小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm，取， 83 （3)驗算齒面接觸強度 ，代入數(shù)據(jù)得910.05< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=430=120， =473=292 齒頂高 齒根高 =6 齒頂圓直徑 =128 =300 齒根圓直徑 =282 =110 齒寬b ,83 中心距 =206 3.2.2齒輪4和齒輪5設(shè)計及強度效核 （1）選擇齒輪材料 小齒輪4選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪5用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC （2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算 齒寬系數(shù)?。?.4 載荷系數(shù)取K=1.6 小輪轉(zhuǎn)矩=2241.11 許用接觸應(yīng)力 按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數(shù)=40 =301.85=74 取=74 實際傳動比（即齒數(shù)比）=1.85 查圖6-7得齒形系數(shù)2.45，2.26 0.0093，0.0092 取較大者，即前者 模數(shù)m 代入數(shù)據(jù)得m4.2,取m=5 中心距 齒寬 b=0.4285=114 小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm 取 （3)驗算齒面接觸強度 ,代入數(shù)據(jù)得737.43< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=540=200 =574=370 齒頂高 齒根高 =6.25 齒頂圓直徑 =210 =380 齒根圓直徑 =187.5 =357.5 齒寬b , 中心距 =285 3.2.3齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計及強度校核 （1）選擇齒輪材料 小齒輪6選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪7用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC （2)按齒面彎曲強度設(shè)計計算 齒寬系數(shù)?。?.4 載荷系數(shù)取K=1.6 小輪轉(zhuǎn)矩=3941.25 許用接觸應(yīng)力 按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數(shù)=37 =371.42=52.54 取=53 實際傳動比（即齒數(shù)比）=1.43 查圖6-7得齒形系數(shù)2.54，2.26 0.0103，0.0096 取較大者，即前者 模數(shù)m,代入數(shù)據(jù)得m5.8,取m=6 中心距 齒寬 b=0.4240=96, 取 （3）驗算齒面接觸強度 ,代入數(shù)據(jù)得1133.23< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=637=222, =653=318 齒頂高 齒根高 =7.5 齒頂圓直徑 =234, =330 齒根圓直徑 =192 =288 齒寬b , 中心距 =240 3.2.4驗算齒輪3和齒輪6是否干涉 Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距=285 257285 故齒輪3和齒輪6是不干涉 3.2.5 行星齒輪設(shè)計及強度校核 （1）行星傳動類型為2K-H（A）。 （2）齒輪材料及熱處理 太陽輪和行星輪的材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等級6級，表面硬度為：太陽輪60HRC，行星輪56～62 HRC。據(jù)文獻9圖6-12和圖6-27，取=1450和=370。內(nèi)齒圈選用20Cr調(diào)質(zhì)，加工精度等級7級，硬度。=1450和=370 （3）確定主要參數(shù) 1）行星機構(gòu)總傳動比=4.97。 2）行星輪數(shù)目：根據(jù)文獻9表3-2，取=3。 3)載荷不均衡系數(shù)： 采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，取=1.15 4)配齒計算 根據(jù)文獻9表3-2及傳動比，選擇太陽輪齒數(shù)=17行星輪齒數(shù) =25，內(nèi)齒圈齒數(shù)=67,實際傳動比i=4.94。其傳動誤，傳動合適。 （4）初步計算齒輪的主要參數(shù) 文獻9按彎曲強度公式6-50計算齒輪模數(shù)m: 式中相關(guān)系數(shù)如下： —名義轉(zhuǎn)矩， —算式系數(shù)，對于直齒輪為=12.1。 —綜合系數(shù)，由表6-5查得=1.8 —使用系數(shù)由表6-7查得=1.5 —行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，=1.15 —小齒輪齒形系數(shù)，由圖6-22得=2.58 —試驗齒輪彎曲疲勞極限， —齒寬系數(shù)，=0.7 —小齒輪齒數(shù)，=17 將上列數(shù)據(jù)帶入公式得： 故取齒輪模數(shù)為8。 5．嚙合參數(shù)計算 兩個嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標準中心距分別為： 由此可見, 滿足非變位同心條件。 6.幾何尺寸計算 表3.2星星輪系尺寸表 單位/mm 項目 計算公式 太陽輪a 行星輪c 內(nèi)齒圈b 分度圓直徑 136 200 536 齒頂高 8 8 8 齒根高 10 10 10 齒頂圓直徑 外嚙合 152 216 內(nèi)嚙合 520 齒根圓直徑df 外嚙合 116 180 內(nèi)嚙合 556 齒寬b 96 96 96 7條件驗算 （1） 鄰接條件 按文獻9公式3-7驗算，即和 式中： —裝配行星輪的齒頂圓的半徑，。 —裝配行星輪的齒頂圓的直徑，。 —行星輪個數(shù)，。 —為a,c齒輪嚙合中心距，。 -相鄰兩行星齒輪中心距，。 ， 故滿足鄰接條件。 （2）同心條件 由上知滿足同心條件。 （3）安裝條件 按文獻9公式3-20驗算，即（整數(shù)） 條件滿足。 8.齒輪副強度驗算 （1）齒面接觸應(yīng)力 1）據(jù)文獻9公式6-53，基本接觸應(yīng)力 式中： —節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得。 —彈性系數(shù) 查表6-10得。 —重合度系數(shù) 查圖6-10得=0.9 —螺旋角系數(shù)，直齒輪，=1 —端面分度圓上的名義切向力， —小齒輪分度圓直徑，=136 —小齒輪工作齒寬，=96 —齒數(shù)比， —接觸應(yīng)力基本值， 2）齒面接觸應(yīng)力 據(jù)文獻9公式6-51，齒面接觸應(yīng)力 （6-51） —使用系數(shù) 查表6-7取=1.5 —動載系數(shù) 公式6-58 式中 ， ， 為傳動精度系數(shù)，。 為小齒輪相對轉(zhuǎn)臂節(jié)點的速度 。 代入公式得1.01 —齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度 圓的直徑比值小于1，取=1 —齒間載荷分布系數(shù)，查表6-9，取=1.0 —計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ,=1.1 ，—齒面接觸應(yīng)力， （2）許用接觸應(yīng)力 據(jù)文獻9公式6-54，許用接觸應(yīng)力 （6-54） —試驗齒輪接觸疲勞極限，=1450 —接觸強度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2 —計算接觸強度的壽命系數(shù)， 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年 太陽輪: 行星輪: 按表6-12，公式（9） 計算得： ， —潤滑劑系數(shù)，查圖6-17得=1.05 —速度系數(shù)，查圖6-18得=0.9 —粗糙度系數(shù)，查圖6-19得=0.89 —工作硬化系數(shù)，=1.2 —接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式 （3）強度條件 （ 6-55） 故齒輪副滿足接觸強度條件。 9. 齒輪副強度驗算 在內(nèi)嚙合齒輪副中只需校核內(nèi)齒圈b的接觸強度。 （1）齒面接觸應(yīng)力 1）接觸應(yīng)力基本 式中： ——節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9得。 ——彈性系數(shù) 查表6-10得。 ——重合度系數(shù),查圖6-10得=0.9 ——螺旋角系數(shù)，直齒輪，=1 ——端面分度圓上的名義切向力， 。 —小齒輪分度圓直徑，=200 —小齒輪工作齒寬，=92 —齒數(shù)比， —接觸應(yīng)力基本值， 2）齒面接觸應(yīng)力 （6-52） —使用系數(shù) 查表6-7取=1.5 —動載系數(shù) 公式6-58 ，式中 ， ， 為傳動精度系數(shù)，。 為小齒輪相對轉(zhuǎn)臂節(jié)點的速度 。 代入公式得1.01 —齒向載荷分布系數(shù)，內(nèi)齒圈的齒寬與行星輪分度 圓的直徑比值小于1，取=1 —齒間載荷分布系數(shù)，查表6-9，取=1.1 —計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) =1.1 —齒面接觸應(yīng)力， （2）許用接觸應(yīng)力 (6-54) —試驗齒輪接觸疲勞極限，=780 —接觸強度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2 —計算接觸強度的壽命系數(shù)， 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒圈 按表6-12，公式（9）計算得： ， ， ，—查表6-14，簡化計算的總值為（）=0.85 —工作硬化系數(shù) —接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式 （3）強度條件 (6-55) 故齒輪副滿足接觸強度條件。 3.3軸的設(shè)計校核與軸承選用 3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計及強度效核 （1） 選擇Ⅳ軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查文獻6表7-1，材料強度極限， 取 (2)軸徑的初步估算 由文獻6表7-11取C＝107， 可得 (3)求作用在齒輪上的力 軸上大齒輪5分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪6分度圓直徑為: (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖3.1 Ⅳ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 取較寬齒輪距箱體內(nèi)壁距離軸承距箱體內(nèi)壁相鄰 齒輪軸向距離10mm,安裝齒輪處軸段長比輪轂寬少2 mm。 1)擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，，軸承型號N418，尺寸 Ⅱ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑，軸段長度(比齒輪6輪轂寬少2mm)。 Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度,取軸環(huán)直徑110+29=128軸環(huán)寬度=10.78mm，Ⅲ段長 Ⅳ段用于裝齒輪5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長(比齒輪5輪轂寬少2mm)。 Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號NU2218E，尺寸，軸段直徑, （齒輪4距離箱體內(nèi)壁為10mm,齒輪6距內(nèi)壁為13mm)。 2）軸上零件的周向定位 兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角。 (5） 軸的強度效核： 1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖： 圖3.2 Ⅳ軸計算簡圖 2） 求支反力：