mg200-445wd采煤机截割部设计-毕业论文.doc

1 概 述1.1 采煤机的发展概况 机械化采煤开始于20世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。50年代初期，英国、联邦德国相继生产出了滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，从而大大推进了采煤机械化技术的发展。滚筒式采煤机采用螺旋滚筒作为截割机构，当滚筒转动并切入煤壁后，通过安装在滚筒螺旋叶片上的截齿将煤破碎，并利用螺旋叶片把破碎下来的煤装入工作面输送机。但由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。因此，50年代的各国采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平，虽然在1954年英国已研制出了自移式液压支架，但由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处验阶段。60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围。这种采煤机的滚筒装在可以上下摆动的摇臂上，通过摇动摇臂来调节滚筒的截割高度，使采煤机适应煤层厚度变化的能力得到了大大加强。1964年，第三代采煤机双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开切口问题。另外，液压支架和可弯曲输送机技术的不断完善，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综采机械化采煤的优越性高效、高产、安全和经济，因此各国竞相采用综采。进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为7501000kW的采煤机，功率为9001000kW、生产能力达1500t/h的刮板输送机，以及工作阻力达1500kN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机电牵引采煤机，大大改善了采煤机的机能，并扩大了它的使用范围。世界上第一台直流电牵引（他励）采煤机是由西德艾柯夫公司1976年研制的EDW1502L型采煤机。该采煤机首先使用就显示出电牵引的优越性，即效率高、产量大、可靠性高，其故障率只是液压牵引采煤机的1/5。同年，美国Joy公司研制出了1LS直流（串励）电牵引采煤机，以后陆续改进发展为2LS、3LS、4LS系列；1996年生产的6LS05型采煤机，其总装机功率为1530kW，是当时世界上功率最大的采煤机。英国于1984年生产了第一台ELECTRA550直流（复励）电牵引采煤机，其后生产的ELECTRA1000型采煤机在1994年创下了年产408万t商品煤的世界最高记录，其截煤牵引速度达25。在电牵引采煤机的发展中，世界上许多国家先是发展直流电牵引。1986年日本三井三池制作所研制出世界上第一台交流电牵引采煤机（MCL400DR6868）。直流电牵引技术能满足采煤机牵引特性（恒扭矩恒功率）的要求，调速平稳，能四象限运行，适应大倾角工作面的运行，系统简单，但存在着火花、炭粉、更换电刷和换向器、过载能力较低以及机身较宽、较长等缺点。而交流调速电牵引采煤机的电动机结构简单、体积小、重量轻、坚固耐用、运行可靠、维护方便，无电刷和换向器，无火花和炭粉，耐振动、过载能力大。现在电牵引采煤机已是国际主导机型，不仅可控硅控制调速的直流电牵引已发展成系列产品，而且已经开发出了多款交流调频电牵引采煤机。技术发展的趋势是电牵引采煤机将逐步替代液压牵引采煤机。电牵引采煤机既可以实现采煤机要求的工作特性，而且更容易实现检测和控制自动化，又可以克服液压牵引采煤机加工精度要求高、工作液体易被污染、维修较困难以及工作可靠性较差和传动效率较低等缺点，还便于实现工况参数显示和故障显示。今后采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高产、高效、安全、向遥控及自动控制发展，逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜等难采采煤层的机械化设备；解决端头技术，研制工作面巷道与工作面端部连接处的设备等等，以进一步提高工作面产量和安全性。1.2 国内外采煤机械的技术特点 （1）牵引方式向电牵引方向发展。传统的液压牵引采煤机在国外仍然在生产和使用中，但已不占主导地位，由于电牵引采煤机的诸多优点，国外目前新开发的采煤机，特别是大功率采煤机基本上都是采用电牵引方式。（2）装机总功率不断增大。为适应煤矿生产实现高产高效，采煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400kW 以上，牵引电机功率均在40kW以上，大的甚至达到125kW。总装机功率通常超过1000kW，如EL3000型采煤机总装机功率高达2000kW，7LS5型采煤机达1940kW。目前世界上功率最大的电牵引采煤机在鸡西煤矿机械有限公司成功下线，这标志着我国采煤机械装备的自主研发和生产能力达到世界先进水平。其总装机功率达2400kW，采掘高度为2.86m，可日产原煤2万t，是目前世界上功率最大、体积最大、重量最大、采高最大的智能化采煤机。牵引速度、牵引力也大幅提高，目前大功率电牵引采煤机的牵引速度普遍达到1525，最大牵引速度达50，牵引力高达1000kN。牵引速度的加快，支架随机支护的实现，使工作面顶板空顶时间缩短，为加大支架步距和滚筒截深创造了条件。采用大截深滚筒已成为提高采煤机生产能力的重要途径，目前普遍采用的截深为10001200mm，个别已达1500mm。（3）元部件可靠性大幅提高。为提高采煤机的可靠性，减少故障率，采煤机齿轮的设计寿命已提高到2000h以上，轴承的寿命提高到3000h以上，并且还有进一步提高的趋势。液压泵和液压马达的寿命已达10000h。（4）电牵引方式趋向交流变频调速。电牵引采煤机的牵引方式按牵引电机的类型可分为直流牵引和交流牵引，由于交流变频调速电牵引系统具有技术先进可靠、维护管理简单、价格低廉等特点，近几年发展很快。20世纪90年代中后期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统。交流牵引正逐步替代直流牵引，成为今后电牵引采煤机的发展方向。早期的交流电牵引均采用1个变频器拖动2台牵引电机，变频器对电机的性能参数难以准确检测，控制和保护功能无法完全发挥。德国在开发SL300时，采用2个变频器分别拖动2台牵引电机的牵引系统，使牵引的控制和保护性能更加完善。这种一拖一的牵引系统也正被逐步采用，成为电牵引技术发展的又一个特点。（5）无链牵引向齿轮一齿轨式演变。随着牵引力不断增大，销轮一齿轨式无链牵引已近淘汰，齿轮一链轨式无链牵引已使用不多，正逐步趋向于采用齿轮一齿轨式无链牵引。这是一种从齿轮一销轨式演变而来的无链牵引结构，圆柱销被齿轨所取代，焊接结构改成了整体精密铸造或锻造，宽度增大，节距由125mm增加到175mm。（6）普遍采用中、高压供电。由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断加长(达到300m)，整个工作面供电容量超过5000kW。为了减少输电线路损耗，保证供电质量和电机性能，新研制的大功率电牵引采煤机几乎都采用中、高压供电。主要供电等级有2300，3300，4160，5000V等。（7）监控保护系统的智能化。新型的电牵引采煤机具有建立在微处理机基础上的智能监控、监测和保护系统，可实现交互式人机对话、远近控制、无线电随机遥控、工况监测及状态显示、数据采集存储及传输、故障诊断及预警、自动控制等多种功能，以保证采煤机具有最低的维修量和最高的利用率；并可实现采煤机滚筒沿工作面煤层自动调节采高等控制功能。1.3 采煤机的发展趋势（1）新设计的滚筒采煤机几乎都采用多电机横向布置；取消底托架；各大部件间采用液压螺栓、哑铃销、偏心锁紧螺母等联接，以构成采煤机的机身，左、右摇臂通过销轴铰接在机身的两端。（2）大力开发电牵引采煤机。装机功率1000kW 以下的电牵引采煤机已逐步走向成熟，且形成系列，装机功率1800kW以上的电牵引采煤机也已经研制成功。目前国内使用的交流电牵引采煤机的电牵引调速系统主要有3种：即交流变频调速系统、电磁转差离合器调速系统和开关磁阻电机调速系统(简称SRD)。在这3种交流电牵引调速系统中，交流变频调速技术在采煤机的应用已逐步走向成熟并具有发展潜力；电磁转差离合器调速技术本身比较成熟，但是在采煤机的应用存在低速性能等问题。从目前来看，交流变频调速技术和SRD技术应该是未来采煤机应用的主要方向。（3）我国经济型综采和高档普采的主要机型为MG200，目前在册近千台，该机型由于功率偏小、过断层能力差、结构上的局限性等，而需要改进以至换代。为此，近年来进行了MG200采煤机的换代设计。现已完成的MG150375W型及MG160/375W采煤机均可作为MG200的换代产品，使用中已取得良好效果。该换代产品在配套尺寸不变的情况下，将装机功率由200kW 提高到375kW，其结构更为简单，即3个电机横向布置，150(160)kW 的左、右截割电机分别布置在左、右摇臂内，两段或三段式机身通过液压螺栓联为一体，左、右截割部通过销轴铰接在左、右牵引行走箱上，其生产效率、截割能力大大提高，使用更为方便。（4）特殊机型采煤机的发展与应用。如天地科技股份有限公司上海分公司开发的MG250/300-NWD型电牵引短壁采煤机，可用于急倾斜特厚煤层水平分层放顶煤开采、“三下一上”采煤、煤柱和边角煤回收、短壁工作面双巷或单巷开采、长壁面开机窝、煤巷掘进等。再如，新汶矿业集团从乌克兰引进螺旋钻式采煤机已成功用于各种难采煤层。1台螺旋钻机仅需34人在工作面回采巷道内操作。月产6000t以上，实现了真正的无人工作面安全生产。 但是目前国内外对电牵引采煤机的研制绝大部分都是针对中厚易开采煤层，对于薄煤层采煤机的研究不多，由于薄煤层采煤空间限制条件大，所以采掘不易，因此研究功率大而且机身厚度低的采煤机具有非常重要的意义，在此设计中设计的截割部就是在MG150/345的基础上进行改良设计。2 方 案 确 定2.1设计要求采高范围：0.91.9m煤层倾角：煤质硬度：中硬、中硬以下及含少量夹矸煤层装机总共率：445kW截割电机功率：22100kW牵引电机功率：218.5kW牵引速度：08.5m/min牵引力：300kN牵引方式：开关磁组电机调速，齿轮销排式电牵引配套输送机:SGZ630/150系列2.2 设计方案2.2.1 采煤机总体布置滚筒式采煤机常见的总体布置方式有下列几种：（1）沿轴向（纵向）布置方式有链牵引采煤机的总体布置方式如图21所示 (a)单滚筒采煤机 （b）双滚筒采煤机(c)双滚筒双电机采煤机图 21 有链牵引采煤机的总体布置方式1截割部；2电动机；3牵引部；4滚筒无链牵引采煤机的总体布置方式如图22所示（a）双滚筒单电机采煤机 （b）双滚筒单电机（截割合一）采煤机（c）双滚筒双电机采煤机（d）双滚筒双电机（截割合一）采煤机图 22 无链牵引采煤机的总体布置方式1截割部；2牵引部；3电动机；4滚筒；5中间箱6牵引行走部；7截割合一截割部（2）多电机横向布置方式多电机采煤机总体布置方式如图23所示（a）双滚筒多电机采煤机（有链）（b）双滚筒多电机采煤机（无链）图23 多电机采煤机总体布置方式1截割部；2电动机；3牵引部；4滚筒；5中间箱；6牵引行走部本设计中采用多电机横向布置方案，并且选择其中的（b）图即双滚筒双电机（无链）方案。由于多电机横向布置方式符合发展方向，截割电机横向布置在摇臂上，取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的同轴，大大简化了机身结构，可实现采煤机的模块化设计。2.2.2 截割部传动方式确定采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下几种方式：（1）电动机机头减速箱摇臂减速箱滚筒。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从机头减速箱端部伸出，支撑可靠，强度和刚度好，但摇臂下限位置受输送机限制，卧底量较小。（2）电动机机头减速箱摇臂减速箱行星齿轮传动滚筒。由于行星齿轮传动比较大，因此可使前几级传动比减小，系统得以简化，并使行星齿轮的齿轮模数减小。但行星齿轮的采用使滚筒筒毂尺寸增加，因而这种传动方式适用在中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机。这里摇臂从机头减速箱侧面伸出，所以可获得较大的卧底量。在以上两种传动方式中都采用摇臂调高，获得了好的调高性能，但摇臂内齿轮较多，要增加调速范围必须增加齿轮数。由于滚筒上受力大，摇臂及其与机头减速箱的支撑比较薄弱，所以支撑距离加大才能保证摇臂的强度和刚度。（3）电动机机头减速箱滚筒。这种传动方式取消了摇臂，而靠由电动机、机头减速箱和滚筒组成的截割部调高，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，可获得较大的调高范围，还可使采煤机机身长度大大缩短，有利于采煤机开切口等工作。（4）电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。这种传动方式主电机采用横向布置，使电动机轴与滚筒轴平行，取消了承载大、易损坏的锥齿轮，使截割部更为简化。采用这种传动方式可获得较大的调高范围，并使采煤机机身长度进一步缩短。本采煤机截割部传动方式选择第（4）种传动方式即电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。其传动方式如图24所示图 24 摇臂传动结构图1截割部壳体；2电机；3三级直齿轮减速机构；4行星减速机构 3 主要零部件的选择及计算3.1 电动机型号的选择由于井下环境恶劣，存在煤尘、瓦斯等易燃、易爆物，所以电机应选择防爆电机。本采煤机截割部选择YBCS系列防爆型异步电动机，根据截割部功率2100KW选择YBCS100型防爆异步电机（定做）。（1）性能及结构特点：YBCS系列电动机具有效率高、堵转转矩高、隔爆结构先进合理、温升裕度大、安全可靠、性能优良等优点，并且体积小、重量轻、外形美观。此系列电动机采用封闭自扇冷式防护结构。（2）适用范围：适用于正常或不正常情况下都能形成爆炸性混合物的场所。（3）该电动机主要技术参数 功率/KW：100电流/A：68.4额定电压/V：1140转速/r.min：1470额定频率/Hz：50工作定额：S1绝缘等级：H冷却水压/MPa：1.0冷却方式：ICW37外形尺寸/mm：1040x405x428热元件：PT-1003.2 齿轮传动设计3.2.1 传动比分配电动机轴输出转速,滚筒转速,则截割部总传动比为：。一般采用35级齿轮减速。由于采煤机机身高度受到严格限制，所以各级传动比不能平均分配，一般前级传动比较大，而后级逐渐减小，以保持尺寸均匀。各圆柱、圆锥齿轮传动比一般不大于34，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可达46。该采煤机采用3级直齿轮传动加1级行星齿轮传动（传动方案如图31所示），首先确定行星齿轮传动比取4.59，则其余三级传动比。其余三级传动比初步设计时可按计算，本设计中采用，经计算得,。估算齿数及中心距，考虑到大齿轮的尺寸基本相同，再考虑箱体的壁厚等，发现第一级大齿轮始终过大而且容易和第三级的小齿轮发生干涉；另外为了保证足够的采高，必须在第三级中加入惰轮，但是第三级传动比较小，为了达到采高要求，必须适当加大惰轮尺寸，因此容易造成惰轮尺寸过大，而产生第三级中先增速后减速的现象，容易造成惰轮过度磨损，从而降低了截割部的可靠性。因此参考有关采煤机截割部的设计和计算中遇到的具体问题，保持模数不变，而为了避免第一级大齿轮和第三级小齿轮发生干涉，适当增加第二级传动的中心距，适当减小第一级的传动比；另外为了防止第三级中的先增速后减速和保证惰轮尺寸，适当增加第三级的传动比。估算出各级直齿轮传动和行星机构的传动比分别为，,。3.2.2 传动装置的运动参数计算1）各轴的转速计算1）各轴的转速计算，。第和第轴转速 第轴转速 第轴转速 第轴转速 滚筒转速 2）各轴功率计算电动机输出功率 第轴功率 第轴功率 第轴功率 第轴功率 式中 花键效率（0.99）； 滚子轴承效率（0.98）； 圆柱齿轮传动效率（0.98）；3）各轴扭矩计算第轴扭矩 第轴扭矩 第轴扭矩 第轴扭矩 3.2.3传动计算的说明齿轮设计参考文献3。齿轮承受较大冲击，设计为每天2班，每班8小时，每年300天，预期寿命为5年。齿轮材料是综合考虑了强度、韧性和加工工艺性，选用20CrMnTi，热处理及加工过程为：锻-正火-高温回火、出炉空冷-机加工-渗碳-高温回火、出炉空冷-淬火-低温回火。为了减小结构尺寸、提高承载能力和加工维修性，因此采煤机的齿轮一般进行变位。计算过程是先按未变位的齿轮接触疲劳强度进行设计，然后在进行齿轮的变位后再对部分系数进行修正，进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度校核。行星机构工作载荷平稳，使用寿命10年，每年工作300天，每天工作2班，每班8小时。太阳轮和行星轮材料选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火；行星架采用框架结构，用ZG40Cr整体铸造，经退火和调质处理后，花键部分进行中频淬火；内齿圈材料选用42CrMo，调质后氮化处理。行星机构的各个齿轮也要进行变位处理。其设计主要参考文献11。轴的设计参考文献4，普通惰轮轴选用45钢，而有些做成了齿轮轴，则参考齿轮的材料选用。轴一般确定最小直径后，根据装配条件，确定其它轴段的直径和长度，设计后一般要进行强度校核。参考文献7，轴承的设计寿命为5000h。3.2.4 齿轮设计计算（1）第一对齿轮传动设计（参考文献3）1）选择齿轮材料:查表817 大小齿轮均选用20CrMnTi 渗碳淬火 HRC5662 2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度 参考表814，815选取公差组6级齿轮模数m由式（868）得 齿宽系数查表823按齿轮相对轴承为对称布置，取小轮齿数 取 23 即 大轮齿数 圆整取 齿数比 传动比误差 误差在5范围内，合适小轮转矩 载荷系数 由式（854）得使用系数 查图820 较大冲击 动载荷系数 查图857得初值 齿向载荷分布系数 查图860得 齿间载荷分配系数 由式（855）及0得查表821并插值 则载荷系数的初值 齿形系数 查图867得 重合度系数 应力修正系数 查图868得 许用弯曲疲劳应力 弯曲疲劳极限应力查图872得 应力循环次数由式（870）得 则查图873得弯曲疲劳强度的寿命系数 尺寸系数 查图874得安全系数 查表827得（较高可靠度） 故模数的设计初值为 整取=7因此取 齿轮1，3中间的惰轮齿数取 ,第一个电动机上的齿轮选择参数与齿轮1参数相同模数为7齿数为19，两电动机中间的惰轮根据电机的安装尺寸选择齿数为393）齿轮变位系数的选择计算（参考文献6第四卷） 选择齿根及齿面承载能力较高区的线 按 初选 变位后齿轮中心距 查表32.117得 取定 计算出总变位系数 在图32.15中找出 和 决定的点。由此点按射线的方向引一辅助射线，在此射线上按， 选定 ，。计算啮合角取 ， 变位系数选择：已知，2330 中心距变动系数 中心距 齿高变动系数 4）主要几何尺寸计算 齿数比 分度圆直径 ， 节圆直径 ， 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径的 小齿轮分度圆直径 d719133mm 圆周速度 与估取值很相近，对k 影响不大，不必修正 中心距 齿宽b 惰轮齿宽 小齿轮齿宽 大齿轮齿宽 5）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查图867得 小轮 惰轮 大轮 应力修正系数 查图868得 小轮 惰轮 大轮重合度系数 端面重合度 齿顶圆压力角 小轮惰轮大轮许用弯曲应力 由式（871） 弯曲疲劳应力 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 故齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算 弹性系数 由表8-22查取 节点影响系数 由图8-64查取 重合度系数 由图8-65查取 , 许用接触应力 接触疲劳极限应力 由图8-69查取 安全系数 由表8-27查取 按较高可靠度选取 寿命系数 由图8-70查取 硬化系数 则有 齿面接触强度足够。（2）第二对齿轮传动设计（参考文献3） 1）选择齿轮材料:查表817 大小齿轮均选用20CrMnTi 渗碳淬火 HRC5662 2) 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 估取圆周速度 参考表814、815选取公差组7级 齿轮模数m由式（868）得 齿宽系数查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.36小轮齿数 取 大轮齿数 圆整取齿数比 传动误差 小轮转矩 载荷系数 由式（854）得 使用系数 查图820 较大冲击 动载荷系数 查图857得初值 齿向载荷分布系数 查图860得 齿间载荷分配系数 由式（855）及0得 查表821并插值得 则载荷系数初值 齿形系数 查图867得 应力修正系数 查图868得 重合度系数 许用弯曲疲劳应力 弯曲疲劳极限应力 查图872得 寿命系数 应力循环次数 查图873得 尺寸系数 查图874得 安全系数 查表827 取较高可靠度 则 故 m 的设计初值为 所以取 m7 即可 小轮分度圆直径 圆周速度 与估取9很相近，对取值影响不大，不必修正。 大轮分度圆直径 中心距 齿宽 大轮齿宽 小轮齿宽 3）变位系数的选择：（参考文献6第四卷）选择齿根及齿面承载能力较高区的P线 按 初选取 变位后齿轮中心距 取定 计算出总变位系数 在图32.15中找 和 决定的点，由此点按 L的射线方向引一辅助射线，在此射线上按，取，。 取 齿高变动系数4）主要几何尺寸计算模数 齿数比 分度圆直径 节圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 5）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查图867得小轮 大轮 应力修正系数 查图868得小轮 大轮 重合度系数 0.250.75/端面重合度 齿顶圆压力角 小轮 大轮 1.4许用弯曲应力 由式（871） 弯曲疲劳应力 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算弹性系数 由表8-22查取 节点影响系数 由图8-64查取 重合度系数 由图8-65查取 许用接触应力 接触疲劳极限应力 由图8-69查取 安全系数 由表8-27查取 按较高可靠度选取 寿命系数 由图8-70查取 硬化系数 则有 齿面接触强度足够。（3）第三对齿轮传动设计（参考文献3）1）选择齿轮材料:查表817 大小齿轮均选用20CrMnTi 渗碳淬火 HRC5662。2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按（0.0130.022）n估取圆周速度 5.63m/s 参考表814，815选取公差组7级齿轮模数m由式（868）得 齿宽系数查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.5小轮齿数 取 大轮齿数 圆整取齿数比 传动误差 误差在范围内小轮转矩 载荷系数 K 由式（854）得 使用系数 查表820得 动载荷系数 查图857得 齿向载荷分布系数 K 查图860得 齿间载荷分配系数 由式（855）及0得 查表821并插值得 则载荷系数初值 齿形系数 查图867得 应力修正系数 查图868得 重合度系数 许用弯曲疲劳应力 弯曲疲劳极限应力 查图872得 寿命系数 应力循环次数 查图873得 尺寸系数 查图874得 安全系数 查表827 取较高可靠度 则 故 m 的设计初值为 取 m8小轮分度圆直径 圆周速度 与估取5.63很相近，对取值影响不大，不必修正。 大轮分度圆直径 中间惰轮取 惰轮分度圆直径 齿宽 取 惰轮齿宽 大轮齿宽 小轮齿宽 3）齿轮变位系数的选择计算（参考文献6第四卷） 和变位系数 选择齿根及齿面承载能力较高区的P线 按 初选取 变位后齿轮中心距 查表32.117 取定 计算出总变位系数 在图32.15中找 和 决定的点由此点按 L的射线方向引一辅助射线，在此射线上按，取，和变位系数 已知 和 中心距 4）主要几何尺寸计算 模数 齿数比 分度圆直径 节圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 5）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查图867得 小轮 惰轮 大轮 应力修正系数 查图868得 小轮1.56 惰轮1.64 大轮1.67重合度系数0.250.75/端面重合度齿顶圆压力角 小轮 惰轮 大轮许用弯曲应力 由式（871） 弯曲疲劳应力 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算 弹性系数 由表8-22查取 节点影响系数 由图8-64查取 重合度系数 由图8-65查取 , 许用接触应力 接触疲劳极限应力 由图8-69查取 安全系数 由表8-27查取 按较高可靠度选取 寿命系数 由图8-70查取 硬化系数 则有 齿面接触强度足够3.3 轴的设计计算与校核（参考文献4）3.3.1 截一轴设计计算与轴承选型 截一轴与截二轴结构相同，因截二轴传递功率大，所以设计截二轴后截一轴选择相同的参数就行。截二轴输入转速，传递功率，设计为空心轴，中间为内花键，与扭矩轴的外花键联结，用来传递扭矩，轴的两肩对称的布置两个支撑轴承。由于第一级传动中的小齿轮尺寸比较小，因此截二轴设计成齿轮轴。（1）求输出轴上的转矩 （2）求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮节圆直径为 圆周力 径向力 （3）确定轴的最小直径轴材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。初估轴的最小直径，A为考虑了弯矩影响的设计参数，查表42取A105，为轴的内外径之比，通常取，取，可得 考虑到工作条件比较恶劣，将轴径加大，取最小轴径为70mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示截二轴结构图2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段1 取最小轴径,此段主要用来安装唇形密封圈和轴承端盖,取长度。 轴段2 主要用于安装轴承，根据轴径选取圆柱滚子轴承NJ2216,尺寸为，因此该轴段长度 轴段3 为齿轮部分，齿轮齿宽为69mm，两端有露出轴径用于轴承轴向定位，取轴肩高度为8.5mm， 轴段4 主要用于安装轴承，选取圆柱滚子轴承NJ218E ，尺寸， 孔的内径的确定：渐开线花键分度圆直径取，模数，齿数，为便于花键加工，两端孔径应稍大，因此取花键两端直径为，最左边一段主要用于挡圈定位扭转轴的定位孔，取直径为。 孔的长度确定：首先确定花键的长度，由花键的强度校核公式得：其中： 为载荷分布不均匀系数，取；Z为花键齿数；h为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键；为花键半径，对于渐开线花键（为花键分度圆直径）；花键齿面经过热处理，取许用挤压应力。 所以，由可靠性分析，适当增加键的安全系数，取。最左端孔根据密封块和定位块的长度确定为14mm，第二部分孔的长度根据密封块得长度定为30.5mm，因此最右端孔长度由轴的总长减去前两孔长得63mm。3）轴上零件的周向定位 圆柱滚子轴承的周向定位是采用过盈配合来保证的，因此轴段直径尺寸公差查表得k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸 齿轮两端圆角取为5mm，安装轴承处轴肩圆角根据手册查取2mm， 轴段倒角取。（5）轴的强度校核1）求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下图所示，截二轴计算简图从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的的数值如下：支反力 水平面 垂直面 弯矩和 水平面 垂直面 合成弯矩 扭矩 当量弯矩 轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得 则，即97.2108，取 轴的计算应力为 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（6）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上最大，但应力集中不大，而且这里轴径最大，故截面B不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，轴段2轴肩处应力集中严重，分析可知轴段2轴肩处为危险截面。 2）计算危险截面应力 截面弯矩M为 截面上的扭矩为 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转剪应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅于平均应力相等，即 3）确定影响系数 轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得 ， 轴肩圆角处的有效应力集中系数。根据 ，由表45经插值后得，。 尺寸系数 、 根据轴截面为圆截面查图、 表面质量系数 、 根据和表面加工方法为磨削，查图得 材料弯曲、扭转的特性系数、 取、 由上面结果可得 查表中的许用安全系数值，可知该轴安全（7）轴承寿命计算 轴承内外圈的相对转速，； 当量动载荷，N； 轴承额定载荷，； 温度系数，；