采煤机牵引部说明书毕业论文

摘要我国是采煤大国，采煤机是现在最主要的采煤机械，而采煤机牵引部是采煤机的重要组成部件。它负担着采煤机工作时的移动和非工作时的调动，而且牵引速度大小直接影响工作机构的效率和质量。所以对采煤机牵引部设计具有重要意义。设计主要以采煤机牵引部为研究对象，主要从实际应用上对牵引部结构进行设计。并通过对采煤机牵引部的分析计算，设计出符合工作要求的结构。接着系统的对圆锥齿轮和圆柱齿轮以及牵引轴部进行了详细的计算和强度校核。并且还对还采煤机的发展概况、类型、组成做了简略介绍。其中牵引部电机输出的转矩经圆锥齿轮和圆柱齿轮减速后，最后将传递的转矩和功率传至截割部。所设计结构具有良好的牵引特性，运行可靠，使用寿命长，反应灵敏，结构简单，效率高。关键词采煤机；牵引部；齿轮ABSTRACTABSTRACTNOWOURCOUNTRYISACOALPOWER,COALWINNINGMACHINEISTHEMAINCOALMININGMACHINERY,THEMINISTRYOFCOALWINNINGMACHINETRACTIONISANIMPORTANTPARTOFCOALWINNINGMACHINEITPAYSFORSHEARERMOBILEATWORKANDNONWORKTOMOBILIZE,ANDTRACTIONSPEEDSIZEDIRECTLYAFFECTTHEWORKEFFICIENCYANDQUALITYSOTHESHEARERTRACTIONPARTDESIGNISOFGREATSIGNIFICANCEDESIGNMAINLYBYTHEMINISTRYOFCOALWINNINGMACHINETRACTIONASTHERESEARCHOBJECT,MAINLYFROMTHEPRACTICALAPPLICATIONOFTRACTIONONTHESTRUCTUREDESIGNANDTHROUGHTHEANALYSISOFTHESHEARERTRACTIONOFCALCULATION,DESIGNSTRUCTURETHATCONFORMTOTHEREQUIREMENTSOFTHEJOBTHENSYSTEMOFCONICALGEARANDSPURGEARANDTHETRACTIONAXISHASCARRIEDONTHEDETAILEDCALCULATIONANDSTRENGTHCHECKANDALSOFORTHEDEVELOPMENTOFCOALWINNINGMACHINEOFGENERALSITUATION,TYPES,MADEABRIEFINTRODUCTIONTHETRACTIONMOTOROUTPUTTORQUEOFTHECONEGEARANDSPURGEARDECELERATION,FINALLYWILLTRANSFEROFTORQUEANDPOWERTOTHECUTTINGDEPARTMENTDESIGNSTRUCTUREWITHGOODTRACTION,RELIABLEOPERATION,LONGSERVICELIFE,SENSITIVEREACTION,SIMPLESTRUCTURE,HIGHEFFICIENCYKEYWORDSCOALWINNINGMACHINE；TRACTIONUNIT；GEAR目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111采煤机的发展概况1111国际上采煤机的技术发展状况1112国内采煤机的发展状况312采煤机的类型及其组成513研究目的和意义7第2章传动系统的设计821主要设计内容及参数822设计方案的确定823电动机的选用1024传动比的分配1025传动系统的计算11第3章高速级圆锥齿轮齿轮设计计算1331选定齿轮类型、材料1332初步确定主要参数1333齿面接触强度核算1534轮齿弯曲强度核算17第4章中间级齿轮设计计算2041选定齿轮类型、材料2042初步确定主要参数2043齿面接触强度核算2344齿轮弯曲强度核算26第5章低速级齿轮设计计算2951选定齿轮类型、材料2952初步确定主要参数2953齿面接触强度核算3054齿轮弯曲强度核算32第6章轴的结构设计3361低速一轴结构3362低速二轴结构3863低速三轴结构4164其他主要零件计算44641轴承的选择以及寿命计算44642轴上渐开线花键的强度计算45结论48致谢49参考文献50附录51CONTENTSABSTRACTICHAPTER1INTRODUCTIONII11DOMESTICANDINTERNATIONALTHEDEVELOPMENTADOPTEDCOALMACHINEPRESENTCONDITION1111INTERNATIONALTHEDEVELOPMENTADOPTEDCOALMACHINEPRESENTCONDITION1112DOMESTICTHEDEVELOPMENTADOPTEDCOALMACHINEPRESENTCONDITION312THETYPEOFCOALWINNINGMACHINE,WITHTHEIRCOMPOSITION513ADOPTTHECOALMACHINELEADADEPARTMENTWORKPRINCIPLE7CHAPTER2DESIGNSCHEME821THEMAINCOMPLETIONMISSIONANDDESIGNPARAMETERS822DESIGNSCHEME823MOTORSELECTION1024TRANSMISSIONSYSTEMSDESIGN1025THECALCULATIONOFTHETRANSMISSIONSYSTEM11CHAPTER3HIGHSPEEDLEVELGEARDRIVEDESIGN1331MAKESELECTIONAWHEELGEARTYPE,MATERIAL1332PRELIMINARYDETERMINATIONMAINPARAMETER1333THETOOTHFACECONTACTSTRENGTHCHECK1534ROUNDCHIFLECTIONTHESTRENGTHCHECK17CHAPTER4THEMIDDLESPEEDCLASSWHEELDESIGNCALCULATION2041MAKESELECTIONAWHEELGEARTYPE,MATERIAL2042PRELIMINARYDETERMINATIONMAINPARAMETER2043THETOOTHFACECONTACTSTRENGTHCHECK2344ROUNDCHIFLECTIONTHESTRENGTHCHECK26CHAPTER5THELOWSPEEDCLASSWHEELDESIGNCALCULATION2951MAKESELECTIONAWHEELGEARTYPE,MATERIAL2952PRELIMINARYDETERMINATIONMAINPARAMETER2953THETOOTHFACECONTACTSTRENGTHCHECK3054ROUNDCHIFLECTIONTHESTRENGTHCHECK32CHAPTER6STALKSTRUCTUREDESIGN3361LOWVELOCITYONESTALKSTRUCTURE3362LOWVELOCITYTWOSTALKSTRUCTURES3863LOWVELOCITYTHREESTALKSTRUCTURES4164THEOTHERMAJORPARTS44641BEARINGSELECTIONANDLIFESPAN44642AXISINVOLUTEFLOWERBONDSTRENGTHCALCULATION45CONCLUSION48SENDTHANKS49REFERENCE50APPENDIX51第1章绪论11采煤机的发展概况111国际上采煤机的技术发展状况机械化采煤开始于二十世纪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，德国生产了刨煤机，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，所以限制了采煤机生产率的提高。50年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。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。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，特别是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缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性高产、高效、安全和经济。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。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性能，并扩大了它的使用范围。80年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始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。至此，缓倾斜中厚煤层的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。180年代以来,世界各主要产煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中,最具代表的是英国安德森的EIECTRA系列,德国艾柯夫的SL系列,美国乔依的LS系列和日本三井三池的MCLE2DR系列电牵引采煤机。这些采煤机,体现了当今世界电牵引采煤机的最新发展方向。德国艾柯夫公司,整机结构特点为机3段式,两边传动部分为铸造箱体结构,中间电气部分为焊接框架结构,摇臂为分体联结,左右对称通用,可满足不同的配套要求牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列,电枢采用微机控制,励磁采用串联,既能满足四象限运行,又能满足双牵引,趋于负载均衡,目前正全力发展交流电牵引。美国乔依公司从3LS7LS,机身为3段焊接结构形式,摇臂为分体联结、左右通用,牵引部电气传动系统为2电机串激串联,目前已开始投入使用7LS交流电牵引采煤机。日本三井三池公司RD101101和RD102102均为交流电牵引采煤机,其结构形式为以前的截割电机布置在机身的传统结构形式,机械传动和联结相当复杂。总结这些国家电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点（1）装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加是为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要,不论是厚、中厚和薄煤层采煤机,均在不断加大装机功率包括截割功率和牵引功率。（2）电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型。（3）牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速8M/MIN左右,而实际可用割煤速度为45M/MIN,不适应快速割煤需要。由于采煤机需要快速牵引割煤,滚筒截深的加大和转速的降低,又导致滚筒进给量和推进力的加大,故要求采煤机增大牵引力,目前已普遍加大到450600KN,现正研制最大牵引力为1000KN的采煤机。（4）多电机驱动横向布置的总体结构日益发展。（5）滚筒的截深不断增大，牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上,使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。（6）普遍提高供电电压由于装机功率大幅度提高,为了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提高供电电压,主要有2300V,3300V,4160V和5000V。美国现有长壁工作面中,45以上的电牵引采煤机供电电压为2300V。（7）有完善的监控系统包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统就地控制、无线电随机控制,并已能控制液压支架、输送机动作和滚筒自动调高。（8）高可靠性据了解美国使用的ELECTRA100型采煤机的时间利用率可达9598,采煤量350万T以上,最高达1000。1,56万112国内采煤机的发展状况我国煤矿综合机械化采煤设备的研制水平，经过几十年的引进技术、消化吸收和自主研发，已有长足进步。国内某些技术如综采放顶煤支架技术处于国际领先水平；国产综采设备的主要技术参数已接近或达到本世纪初的国际先进水平；国产综采设备的机电一体化程度接近或达到20世纪90年代中期的国际先进水平；国产综采设备的可靠性接近或达到20世纪90年代初的国际先进水平。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MD150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MLS3170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。（2）有链牵引，输出牵引力小。（3）牵引速度低。（4）自开切口差。（5）工作可靠性较差。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”45M一次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。（2）元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高。（3）无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全。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MG2X400W型采煤机。（2）高性能电牵引采煤机电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，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MG200/500WD、MG200/450BWD、MG250/600WD、MG400/920WD和MG450/1020WD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MG400/900WD和MG250/600WD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SL500型和日本的MCLEDR102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，传动系统彼此独立，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250KW，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1256M/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。1,745,6步12采煤机的类型及其组成滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。2采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图11）。电动机是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。每台采煤机装有两个牵引传动箱。减速箱的主要功能是将电动机的高转速变为低转速后传给行走箱。行走箱最终驱动齿轮，与固定在输送机上的销排啮合，从而驱动整台采煤机行走。采煤机牵引部工作过程是由锥齿轮减速和圆柱齿轮减速通过花键连接实现减。2速左、右截割部减速箱将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。滚筒是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180。图11双滚筒采煤机底托架是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展。2,1034开13研究目的和意义我国是采煤大国，煤炭是我国主要的能源，是保证国民经济增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。而采煤机牵引部是采煤机的重要组成部件，它不但负担采煤机工作时的移动和非工作时的调动，而且牵引速度大小直接影响工作机构的效率和质量，并对整机的生产能力和工作性能产生很大影响。所以采煤机牵引部设计是整台采煤机重中之重，因为它关系到采煤机牵引力、牵引功率等重要参数。对采煤机牵引部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥必要的作用。在石油、天然气、水力发电和核动力获得巨大发展的今天，煤炭仍然是我国一次性能源的主体。煤炭工业持续、稳定、协调的发展是顺利进行社会主义现代化建设的重要条件。采掘机械自动化、先进化是煤炭工业增加产量、提高劳动生产率、改善劳动环境和保证安全生产的必要技术手段，也是煤炭生产过程中节约能源、动力和原材料消耗的有效技术措施。采煤机是目前重要的采煤设备，它的技术状况和我国煤炭事业的发展密切相关。因此，对采煤机进行设计和改善是必要的，有现实意义。10的第2章总体方案的确定21主要设计内容及参数采煤机牵引部由一个防爆电机、一级锥齿轮传动、二级圆柱齿轮传动组成，本次设计的主要任务是对采煤机牵引部进行结构设计，合理分配传动比，主要零部件的设计，以及进行强度校核等。通过计算牵引部各个组件的传动比，确定牵引部各个组件尺寸参数。在满足牵引速度07M/MIN，滚筒转速48RMIN。滚筒直径16M设计采煤机牵引部使其满足采高15296M，煤层倾角小于等于30，生产能力800T/H的井下采煤工作的要求。22设计方案的确定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的牵引部传动方案，初步定出滚筒式采煤机牵引部传动方案如下方案一如图21牵引部减速机构由一级锥齿轮和NGW一级行星机构组成，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。由两个轴承支承在壳体上，电机功率首先通过锥齿轮啮合传递至低速级，然后传递到一级行星组件，最后由行星架输出。图21方案一方案二如图22牵引部减速机构由一级锥齿轮和二级圆柱齿轮组成，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。由两个轴承支承在壳体上，通过锥齿轮改变转速方向，再传递给齿轮低速级齿轮，然后通过内花键传递到一级齿轮，最后通过内花键与长轴相连，该轴另一端与截割轴部相连输出。图22方案二方案三如图23牵引部减速机构由一级直齿圆锥齿轮和二级直齿圆锥齿轮组成，在一级直齿圆柱齿轮中间加入一个惰轮组，调节中心距，牵引电机通过花键与牵引减速一轴相连。一轴为轴齿轮，由两个轴承支承在壳体上。电机将动力传递给锥齿轮，由齿轮传递给齿轮低速级齿轮，最后输出至截割部。1高速级小齿轮Z12高速级大齿轮Z23中间级小齿轮Z34中间级大齿轮Z45低速级小齿轮Z56低速级大齿轮Z6图23方案三比较三个方案方案一有行星机构传动，简化了传动系统，但筒壳增大了，结构不够紧凑，所以此方案也不宜采用。方案二无惰轮调节中心距，且转速发生变化，横向齿轮大，造成径向负荷增大，使轴承使用寿命缩短。方案三是通过惰轮调节中心，使齿轮结构紧凑，齿轮传动，体积小，效率高，外廓尺寸小，用于大功率的转动装。置综上所述，此次设计方案确定为方案三。23电动机的选用设计要求牵引部功率为375KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。所以选择电机为陕西新普南阳防爆电机有限公司生产的电机。其主要参数如下产品类型三相异步电动机型号YBSS3754375KW1140V级数4级额定转速1480RPM效率914滚筒转速48R/MIN总传动比的分配II总30833N滚1480/MINR式中电动机转速,R/MIN；N滚筒转速,R/MIN。滚24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3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，空间限制又比较严格，故对齿轮减速装置提出了很高要求。截割部传动比为1314之间，因此牵引部设计传动比I220237由结构设计中减速变化确定各级传动比。圆锥齿轮传动比常用值23，精度等级78级精度（稀油润滑）圆锥齿轮加工成本高且加工困难，因此选用较小传动比。根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为17为依据，初定齿数及各级传动比为25105II锥柱，25传动系统的计算传动系统各轴转速、功率、转矩计算牵轴转速14801NR/MIN功率P1375KW转矩T195509550241976NMP375480牵轴1BA109480979812135103KWP2167R/MINNI21249085410NTI牵轴BBA2097809809743271425KWP236R/MINNI32410843701NTI牵轴3BBA30978098097854325214KWP34678R/MIN10NI4353241NTI式中传动比，；I125锥23I40I柱滚动轴承效率，；B098B圆柱、锥齿轮传动效率，；A7A花键效率，；097联轴器传动效率，；电机效率，。0914第3章高速级圆锥齿轮设计计算31确定齿轮材料、类型1选用圆锥齿轮传动根据结构设计中所选方案三，高速级为圆锥齿轮传动。2材料选择根据齿轮运行条件及其工作场合综合经济适应性考虑选择材料如下小齿轮材料18CR2NI4WA渗碳淬火硬度HRC,大齿轮材料1Z582Z18CR2NI4WA渗碳淬火硬度HRC齿轮精度为8。583级32初步确定齿轮主要参数1按齿面接触疲劳强度设计按初步设计及参考文献机械设计手册表13326节点区双对齿啮合设3计查机械设计手册3表13123和图13152按MQ级质量要求取值，2HLIM1450N/2HLIM21450N/由表13324公式31312LIMAHBKTDEZU式中小齿轮大端分度圆直径，MM；1D锥齿轮类型几何系数，见表13325，；E10E小齿轮转矩，NM；1T124976NT使用系数，见表13181，175；AKAK齿数比，225UU、齿轮的接触、弯曲疲劳强度；LIMHLIF强度影响系数，见表13326，；BZ1BZ齿宽比系数，见表13327，；683齿向载荷分布系数，查表1334，11。HKHK1312LIM3275491068045AHBTDEZU取191MM1D2选定齿数Z和模数M最少齿数的选择，见表13374，3，取1216,56ZIZ取236Z实际传动比1936DMZ取标准模数12取齿宽系数03R分度圆直径126,3,5,1219M4ZID平均分度圆直径1051623MMRD27锥距21163RZ齿宽0709,71RB取BM齿顶圆直径112COS2COS23693MAD24304175齿根圆直径11COS921COS23968FDM243404MF33齿轮接触强度校核齿面接触强度验算如下由表13329计算接触应力3211AVHTMHEKEFUZB节点区域系数,；HZ25COSINCOS20INH弹性系数，由表131105查得钢对钢，；E3189EZMPA重合度系数，由表13330查得，；Z026螺旋角系数，由表13332查得，；Z3Z1有效宽度，；EHB08576035MEHB锥齿轮系数，由表13335查得；K38K齿宽中点分锥上的圆周力，TMF1632MD；120978560TMTN动载系数（由图1332差得）；VKVKV3齿向载荷分布系数；H1H齿间载荷分配系数由表13335，得（8级精度）12HK速度系数，由图13128，；VZVZ3102VZ粗糙度系数，1；RR温度系数取为1；TT尺寸系数取为1；XZXZ最小安全系数，当失效概率为1时，1。LIMHSLIMHSLIMHS211AVTEKEFUZB21021856051251893026856387387N/M大、小轮许用齿面应力LIMNVRXHHPTZS0926145013695542N/实际安全系数，接触强度满足要求，故安全。MIN157HPHSS34齿轮弯曲强度校核齿根弯曲应力12AVFMTFASFKENKYB、使用系数，见表13181，125；AKA动载系数（由图1332差得）；V12VVK3弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；F1FHK弯曲强度计算的齿间载荷分配系数；K2弯曲强度计算有效宽度有效宽度；EFB085716035MEFB最小安全系数。按国际标准1见表131110）（而按LIMFSLIMFS3DIN3991取14），根据传动条件重要程度在114之选择；应力修正系数见图13329；SAYMIN20,14SAFY锥齿轮系数；K1KY齿形系数；1FA126ARCTNRTA239Z21900122663,81COSCOS3VVZZ查图13138，得；12,V按3140,17FAFAY重合度系数；Y085螺旋角系数1；相对齿根圆角敏感系数，由图13157，1RET1RETY120SAY；1085,0874RELTRELTY相对齿根表面状况系数1RREL尺寸系数，由表（13336）令XX3。10,50195MYM弯曲极限应力值。由图13150，图13154，3，2LIM140N/F2LIM240N/F1AVFTASKENKYB17521856024095813135341N/M大、小轮许用齿根应力LIM1NFPSTXREY402950874474452/可见，通过FP实际安全系数，满足强度要求，故安全。LIM/189FPSS第4章中间级齿轮设计计算41选定齿轮类型、材料1选用直齿圆柱齿轮传动根据结构设计中所选方案三，中间级为圆柱齿轮传动2材料选择根据齿轮运行条件及其工作场合综合经济适应性考虑选择材料如下小齿轮材料18CR2NI4WA渗碳淬火硬度HRC,大齿轮材料3Z584Z18CR2NI4WA渗碳淬火硬度HRC齿轮精度为8。583级查机械设计手册3表13123和图13152按MQ级质量要求取值，2LIM390N/H2LIM390N/H，LI45FLI45F42初步确定主要参数1按弯曲强度初步确定模数由参考文献3查表13178选取126MM，冲击载荷较大，取载MALIMF荷系数20由参考文献3查表13179选,表13177齿宽系数KD045A045许用齿根应力，按下式确定齿轮单向受力FPFE07式中齿轮弯曲疲劳极限；LIMF复合齿形系数，；SYSFAY当量齿形系数，FA32763154A；150SFA齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值。FE模数（432AMDFPKTYSZ1）2确定模数、齿数、齿宽等几何参数齿轮传递转矩3Z3410NMT齿数比，I取32Z32AMDFPKTYSZ324105616947取标准模数31,0ZMZ4I23Z321121实际传动比I2312齿宽40519MAB305小齿轮分度圆直径42312DMZ大齿轮分度圆直径D4MZ41021210MM齿轮中心距310210M2MZA根据参考文献3查图131443A中心距变动系数Y11044342ZCOSA21COS0变位时中心距AD3D4YMMY100210MM45134Z21齿顶高变动系数YX3X4Y010100齿顶高HA3HAX1YM10101011MM46HA4HAX4YM1010109MM齿根高473302515MFANC443FHX齿高H3HA3HF311115225MM48H4HA4HF49135225MM齿顶圆直径493321023MAD4498A齿根圆直径DF3D32H32102115187MM410DF4D42HF42102135183MM齿轮圆周速度41131465720M/S60NDV根据3表13139取齿轮精度8级。43齿面接触强度核算1分度圆切向力TF4122T304102NTD2计算接触应力由3表13180公式413HBAV31THAEFUZKZDB式中使用系数，查3表13181；AK5AK动载荷系数，根据3表13190计算精度系数C；VV4140548LN14L285LN32PTCZMF3PTFL2LL4根据参考文献3查图13114125VK齿向载荷分布系数。HKH查3表13198齿轮装配时；223H11223120860D95518BKB式中齿向载荷分配系数，查3表131102得；HAKHAK节点区域系数，查3图13116得；Z25Z弹性系数，查3表131105得；EE2189N/ME重合度系数，根据3图1315知。A67根据3图13119知；075Z小齿轮、大齿轮啮合系数；BD根据3表131104；310M468当时当时。31BZ41DZM将以上数值代入接触应力公式得33THBAVHAEFUKDB2420110518518975929N/M242N/MTHDAVHAEFUZKZDB3安全系数HS415LIM311HNTLVRWXZZ式中寿命系数；NTZ应力循环次数934605780170LNT次次根据参考文献3查表141106公式计算；4160760769933076076994411953NTLTLZ式中润滑油膜影响系数，查3表131108；RVLZ1RVLZ齿面工作硬化系数；W尺寸系数，查3表131109。X51X根据参考文献3查图13130，；312WZ48将以上数值代入安全系数公式LIM3133LI42449501258619HNTLVRXWSZZ、均达到了参考文献3表131110规定的一般可靠度时最小安全3HS4系数的要求，齿面接触强度核算通过。LIM144轮齿弯曲强度核算1计算齿根应力4171TFFASAVFNYKBM式中齿向载荷分布系数；HKH22/195/073HNB1NHFK式中齿向载荷分配系数；FAK2A当量齿形系数，；YS376FY415FA，；15SAS重合度系数。069将以上数值代入接触应力公式得334TFASAVFYKBM207615091521495N/4334207615091521495N/MTFFASAVFNYKB2安全系数418FXNRELTNSFYYRLI式中实验齿轮应力修正系数查3表131111；STY02ST寿命系数根据参考文献3查表131118得1N；3087NTY4087NT尺寸系数；XY161369XM齿根表面状况系数；RELTRELT相对齿根表面状况系数。REN1RENY将以上数据代入安全系数公式得LIM3E345028710297FSTNRLNXLIM3RE4448FSTNRLNXY、均达到规定较高可靠度，最小安全系数齿轮弯曲强度3FS461LIMFS核算通过。第5章低速级齿轮设计计算51选择齿轮材料、类型1选直齿圆柱齿轮传动根据结构设计中所选方案三，低速级为圆柱齿轮传动2材料选择根据齿轮运行条件及其工作场合综合经济适应性考虑选择材料如下小齿轮18CR2NI4WA渗碳淬火低温回火HRC58,大齿轮5Z18CR2NI4WA渗碳淬火低温回火HRC58。6Z3由3图13123和图13152取值，2LIM590N/H2LIM590N/H，64F64F52初步确定主要参数齿轮尺寸参数见表51表51模数、齿数、齿宽等主要几何参数项目代号小齿轮大齿轮未变位时中心距A56210378MZA模数M见式（41）由参考文献3查表13178选取126MM，冲MALIMF击载荷较大，取载系数20由参考文献1查表13179选K表13177齿宽系数D045A04537041NTFPFE7取标准模数续表项目代号小齿轮大齿轮齿数ZZ537Z638实际传动比56I3481027I齿宽BB590MMB6A0253759375MM分度圆直径D见式（42）D5MZ5370MMD6380MM啮合角A见式（43）20A。总变位系数X01（由3图1314取得）X变位系数X502（由3图1314取得）X601X2X1中心距变动系数Y见式（44）Y005变位时中心距A3775MM见式（45）齿顶高变动系数YX5X6Y005齿顶高AHHA5115MM见式（46）HA685MM齿根高FHF5105MM见式（47）HF6135MM齿高H521MM见式（48）H622MM齿顶圆直径AD见式（49）DA5393MMDA6397MM齿根圆直径F见式（410）DF5349MMDF6353MM齿轮圆周速度V见式（411）V722M/S根据3表13139取齿轮精度6级53齿面接触强度核算齿面接触强度核算见表52表52齿面接触强度核算项目代号小齿轮大齿轮分度圆切向力TFD5370MM代入式（412）得FT2002162N精度系数CFPT25代入式（414）得C8537ZM接触应力H见式（413）KA15查3表13181KV125查3图1311416HKH查3表131102ZH25查3表13116ZE1898查3表132N/M1105见式413KA15查3表13181KV125查3图1311417HK1HK查3表131102ZH25查3表13116ZE1898查3表132N/M1105接触应力H查3表1315105A297/H查3表1315105A2697/H寿命系数NTZ见式（416）NL560N5T197109代入得ZNT50953见式（416）NL660N6T191109代入得ZNT60952安全系数HS见式（42LIM5/14015）ZLZRZV1查3表131108ZW1111查3图13130ZX10查3表131109代入得SH513453027HP2LIM6140/HZLZRZV1查3表131108ZW1111查3图13130ZX10查3表131109代入得SH6134630257HP、均达到了参考文献3表131110规定的一般可靠度时最小安全5HS6系数的要求。LIM154齿轮弯曲强度核算齿轮弯曲强度核算见表53表53齿轮弯曲强度核算项目代号小齿轮大齿轮齿根应力F见式（417）YFA524YSA51581代入得25768N/MF见式（417）YFA6241YSA6159代入得1265790N/MF安全系数FS见式（418）（查3表131111）YNT51查3图131111YX1030006M11RELR代入得SF5596见式（418）（查3表131111）YNT61查3图131111YX1030006M11RELR代入得SF6570、均达到参考文献3131110规定较高可靠时最安全系数1FS2的要求，齿轮弯曲强度核算通过。6LIM第6章轴的结构设计61低速一轴结构设计1选择轴材料40CR2初步确定轴端直径根据参考文献4表611910A3372584M6PDN式中轴传递的功率，；PKW01KWP轴的转速，；NR/MI6578N与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献表9ATP41110。取二轴直径90D轴的结构简图如图61所示3计算支撑反力、弯矩、及扭矩27MABL15CDL2709157MBCL90ADL轴的受力简图、水平面及垂直面受力简图如图62A、B、C所示。1计算齿轮啮合力220420196N367TMTFD2TANSIA4019IN47823NRF直齿圆柱齿轮的受力情况2304102NTTDANTAN58679RTF2求水平面支承力及弯矩32401824034217TBCTDAXALR2342019634721349NBXTTAXRFR0BXM8NMDXADL2351CBCR3垂直面内支承反力及弯矩32243158679089752243NRBCARBDAYABDFLFL2158679430971NBYRAYRRFBYAYM243091870MDYDML13F5NCYACRR29CY4支承反力及合成弯矩23475AXAYR1NBBY0AM124856MC248NMCM31D水平面、垂直面、及合成弯矩如图63A、B、C所示，扭矩见图64由数据得D截面为危险截面4轴初步计算22310MATD式中弯曲疲劳极限，255MPA；11工作载荷，；TMN折算系数。将以上数值代入危险截面公式得2222331001840614968M5MATD5低速一轴受力分析图61低速级一轴结构简图（A）（B）（C）（A）低速一轴受力图（B）低速一轴水平受力图（C）低速一轴垂直受力图图62低速一轴受力分析图（A）（B）图66垂直平面内弯矩图（C）（A）水平面内弯矩图（B）垂直平面内弯矩图（C）合成弯矩图图63弯矩分析图图64轴转矩图62低速二轴结构设计1选择轴材料40CR2初步确定轴端直径根据4表611910A3325978M6PDN取三轴直径M90轴的结构简图如图65所示3轴受受力分析426MADL120BDL42610492MCB14ACL表61轴受力分析项目代号计算及说明FT4得340729805N1TTFDFR44TAN298TAN674RFT553037041238TTFD齿轮啮合力FR55TAN2083TAN07NRRAX41921439856TBDTCAXAL水平面内支承反力RBX5TTXFRMAXMDXMAXMDX0MBX23918542761NMCXACL水平面内弯矩MCXMDXFT5LBD728808120874596N垂直面内支承反力RAY4539RBCBDAYARFLR续表垂直面内支承反力RBY54815NBYYRRMAYMDYMAYMDY