購(gòu)買設(shè)計(jì)請(qǐng)充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點(diǎn)開預(yù)覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無(wú)水印，可編輯。。。具體請(qǐng)見文件預(yù)覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
采煤機(jī)搖臂設(shè)計(jì)
摘 要
MG160/390-WD型采煤機(jī)是中等功率低采高的電牽引采煤機(jī)，用于煤層厚度1.5～2.92m的中厚煤層開采,采高1.3～3.0 m，煤層傾角小于35°,可采較硬煤質(zhì)。
本論文完成了采煤機(jī)搖臂的設(shè)計(jì)，包括搖臂減速器的布局設(shè)計(jì)及三維建模。文中主要介紹了目前國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)的研究現(xiàn)狀及未來(lái)發(fā)展趨勢(shì)，同時(shí)介紹了采煤機(jī)的類型、工作原理和主要組成，還介紹了采煤機(jī)搖臂的具體結(jié)構(gòu)。
在設(shè)計(jì)過(guò)程中，重點(diǎn)完成了對(duì)減速器傳動(dòng)方案的確定和相關(guān)組件的計(jì)算和設(shè)計(jì)。首先，完成了對(duì)搖臂減速器的傳動(dòng)比分配，轉(zhuǎn)速及傳遞功率的計(jì)算，其次，完成了采煤機(jī)搖臂殼體內(nèi)一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)及校核，簡(jiǎn)單介紹了行星輪系的裝配關(guān)系確定和強(qiáng)度校核。再次，完成了軸承和聯(lián)接花鍵的選擇及校核。最后，對(duì)采煤機(jī)搖臂進(jìn)行了三維建模。
關(guān)鍵詞：采煤機(jī)；搖臂；齒輪
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.
Double drum coal shearer。A mining full-seam mining machine, one at each end of the drum. Front roller in cutting top coal, after cutting drum in under ground coal. Two roller are generally dorsal rotation, the driver left drum left spiral, the driver right right helical drum. Can also rotate in the opposite direction, the driver on the left with the right spiral drum, the drum with a left screw driver. Generally use the two-way mining, advanced shift after the head of the oblique cutting knife; also can be used to feed at the same time shift head tangent feeding mode.
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; gear
目錄
1 緒論 1
1.1 設(shè)計(jì)思路的提出 1
1.2 采煤機(jī)概述 2
1.2.1 采煤機(jī)分類及組成 2
1.2.2 滾筒采煤機(jī)工作原理 3
1.3 采煤機(jī)械化的發(fā)展與趨勢(shì) 4
2 搖臂整體方案確定 5
1.4 本章小結(jié) 5
2.1 MG160/390-WD型采煤機(jī)簡(jiǎn)介 5
2.1.1主要技術(shù)參數(shù) 6
2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機(jī)截割部組成 7
2.1.3 截割部電動(dòng)機(jī)的選擇 7
2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定 8
2.3 傳動(dòng)方案的確定 9
2.3.1 傳動(dòng)方式確定 9
2.3.2 傳動(dòng)比的確定 10
2.4 傳動(dòng)比的分配 11
2.5 傳動(dòng)效率選擇 12
2.6 本章小結(jié) 13
3 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 14
3.1 各級(jí)傳動(dòng)轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 14
3.2 齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 15
3.2.1 齒輪2（惰輪）和齒輪3的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 16
3.2.1 齒輪4和齒輪5的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 16
3.2.3 齒輪6和齒輪7（惰輪）設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 20
3.2.4 驗(yàn)算齒輪3和齒輪6是否干涉 22
3.2.5 行星齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 22
3.3 軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 33
3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 33
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 38
3.3.3 惰輪Ⅰ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 43
3.3.4 惰輪Ⅱ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核 47
3.4 軸承的壽命校核 53
3.4.1 Ⅲ軸軸承的壽命校 53
3.4.2 Ⅱ軸軸承的壽命校核 54
3.4.3 Ⅰ軸軸承的壽命校核 55
3.4.4 Ⅱ軸軸承的壽命校核 56
3.5 花鍵的選擇與強(qiáng)度校核 57
3.5.1 Ⅲ軸花鍵的強(qiáng)度校核 57
3.5.2 Ⅱ軸花鍵的強(qiáng)度校核 58
3.6 搖臂的潤(rùn)滑與維護(hù) 12
3.7 本章小結(jié) 59
4 搖臂的三維建模 60
4.1 基于PRO/E的參數(shù)原理 60
4.2 基于PRO/E的模擬仿真 60
4.3 減速器參數(shù)化設(shè)計(jì)及仿真的總體方案及技術(shù)路線 60
4.4 搖臂三維實(shí)體建模 62
4.5 本章小結(jié) 64
5 致 謝 60
6 外文翻譯 66
河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文
1 緒論
1.1 設(shè)計(jì)思路的提出
在目前國(guó)內(nèi)采煤機(jī)市場(chǎng)，中厚煤層重型采煤機(jī)在研發(fā)、設(shè)計(jì)、制造和使用方面中占據(jù)著主導(dǎo)地位，中厚煤層采煤機(jī)技術(shù)日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國(guó)內(nèi)生產(chǎn)這類型采煤機(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，其中以雞西煤礦機(jī)械廠設(shè)計(jì)生產(chǎn)的MG160/390-WD型電牽引采煤機(jī)也是典型代表，該機(jī)在國(guó)內(nèi)有著廣泛的應(yīng)用，得到眾多煤礦的好評(píng)。本設(shè)計(jì)是在其成功的設(shè)計(jì)思想和理念基礎(chǔ)上，著重對(duì)其搖臂進(jìn)行設(shè)計(jì)與三維建模。
1.2 采煤機(jī)概述
1.2.1 采煤機(jī)分類及組成
采煤機(jī)有不同的分類方法：按工作機(jī)構(gòu)形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)；按牽引方式可分為鏈牽引和無(wú)鏈牽引采煤機(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、液壓牽引與電牽引；按工作機(jī)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(lái)分類。現(xiàn)在我們所說(shuō)的采煤機(jī)主要是指滾筒采煤機(jī)，這種采煤機(jī)適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現(xiàn)在使用很廣泛。雙滾筒采煤機(jī)綜合了國(guó)內(nèi)外薄煤層采煤機(jī)的成功經(jīng)驗(yàn)，是針對(duì)我國(guó)具體國(guó)情而設(shè)計(jì)的新型大功率薄煤層采煤機(jī)。采煤機(jī)主要技術(shù)參數(shù)1、適用煤層 采高 0.85-1.6m 傾角 ≤30° 煤質(zhì)硬度 f≤3 2、生產(chǎn)能力 最大理論生產(chǎn)能力 528t/h 經(jīng)濟(jì)生產(chǎn)能力249t/h 3、截割部 滾筒轉(zhuǎn)速：75.62rpm 滾筒直徑：Φ850、Φ1000、Φ1200 調(diào)高方式：液壓調(diào)高4、牽引部 牽引方式：液壓無(wú)級(jí)調(diào)速、擺線齒輪、銷排無(wú)鏈牽引 最大牽引力：20t 牽引速度：0-5.5m/min 5、電動(dòng)機(jī) 牽引電機(jī)。
滾筒采煤機(jī)的組成如圖1.1 所示。
現(xiàn)代采煤機(jī)基本上都使用模塊化設(shè)計(jì)，采用多電機(jī)橫向布置，結(jié)構(gòu)取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過(guò)高強(qiáng)度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒(méi)有動(dòng)力傳遞，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)可靠，維修和檢查方便；采煤機(jī)的牽引部分也采用了無(wú)鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會(huì)出現(xiàn)斷鏈?zhǔn)鹿使ぷ鞲踩?
圖1.1 雙滾筒采煤機(jī)
1.2.2 滾筒采煤機(jī)工作原理
雙滾筒采煤機(jī)工作時(shí)，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機(jī)的工作原理如圖1.2所示）因此雙滾筒采煤機(jī)沿工作面牽引一次，可以進(jìn)一次刀；返回時(shí)，又可以進(jìn)一刀，即采煤機(jī)往返一次進(jìn)兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。
圖1.2 雙滾筒采煤機(jī)工作原理
為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機(jī)，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(duì)順時(shí)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(shí)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(jī)有自開缺口的能力，當(dāng)采煤機(jī)割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個(gè)截深，這一過(guò)程稱為進(jìn)刀。常用的進(jìn)刀方式有兩種：
1．端部斜切法
利用采煤機(jī)在工作面兩端約25～30m的范圍內(nèi)斜切進(jìn)刀稱端部斜切進(jìn)刀法；
2．中部斜切法（半工作面法）
利用采煤機(jī)在工作面中部斜切進(jìn)刀稱為中部斜切法。
1.3 采煤機(jī)械化的發(fā)展與趨勢(shì)
機(jī)械化采煤開始于上世紀(jì)40年代，是隨著采煤機(jī)械（采煤機(jī)和刨煤機(jī)）的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國(guó)、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機(jī)，聯(lián)邦德國(guó)生產(chǎn)了刨煤機(jī)，使工作面落煤，裝煤實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化。但是當(dāng)時(shí)的采煤機(jī)都是鏈?zhǔn)焦ぷ鳈C(jī)構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機(jī)不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。
50年代初期，英國(guó)、聯(lián)邦德國(guó)相繼生產(chǎn)了滾筒采煤機(jī)、可彎曲刮板輸送機(jī)和單體液壓支柱，大大推進(jìn)了采煤機(jī)械化的發(fā)展。由于當(dāng)時(shí)采煤機(jī)上的滾筒是死滾筒，不能實(shí)現(xiàn)調(diào)高，因而限制了采煤機(jī)械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機(jī)為第一代采煤機(jī)。因此，50年代各國(guó)的采煤機(jī)械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國(guó)已經(jīng)研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機(jī)和可彎曲刮板輸送機(jī)尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開始試驗(yàn)階段。
60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時(shí)期。第二代采煤機(jī)—單搖臂滾筒采煤機(jī)的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整的問(wèn)題，擴(kuò)大了采煤機(jī)的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機(jī)——雙搖臂采煤機(jī)的出現(xiàn)，進(jìn)一步解決了工作面自開缺口問(wèn)題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機(jī)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(gè)新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機(jī)械化采煤的優(yōu)越性—高效、高產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟(jì)，因此各國(guó)競(jìng)相采用綜采技術(shù)。
進(jìn)入70年代，綜采機(jī)械化得到了進(jìn)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(kuò)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(dá)1500T/H的刮板輸送機(jī)，以及工作阻力達(dá)1500KN的強(qiáng)力液壓支架等。1970年采煤機(jī)無(wú)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(jī)—電牽引采煤機(jī)，大大改善了采煤機(jī)的性能，并擴(kuò)大了它的使用范圍。
目前，各主要產(chǎn)煤國(guó)家已基本上實(shí)現(xiàn)了采煤機(jī)械化。衡量一個(gè)國(guó)家采煤機(jī)械化水平的指標(biāo)是采煤機(jī)械化程度和綜采機(jī)械化程度。
采煤機(jī)械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達(dá)到高效、高產(chǎn)、安全、經(jīng)濟(jì)；向遙控及自動(dòng)控制發(fā)展，并逐步過(guò)渡到無(wú)人工作面采煤；提高單機(jī)的可靠性，并使之系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機(jī)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(duì)設(shè)計(jì)題目的分析,重點(diǎn)介紹了采煤機(jī)的分類、組成、工作原理、進(jìn)刀方式、發(fā)展及趨勢(shì)。
2 搖臂整體方案確定
2.1 MG160/390-WD型采煤機(jī)簡(jiǎn)介
MG160/390-WD 無(wú)鏈電牽引采煤機(jī)，裝機(jī)總功率390KW，截割功率 2160KW，牽引功率230KW。MG160/3900-WD無(wú)鏈電牽引采煤機(jī)，采用多電機(jī)驅(qū)動(dòng)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(qiáng)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(jī)，通過(guò)牽引機(jī)構(gòu)為采煤機(jī)牽引力，中間控制箱裝有調(diào)高油缸，電控、變壓器、水閥，每個(gè)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(wú)鏈電牽引采煤機(jī)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(zhǎng)壁式工作面。
2.1.1主要技術(shù)參數(shù)
該機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)如下表2.1：
表2-1采煤機(jī)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(zhǎng)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(wú)鏈牽引
機(jī)面高度
mm
1100
最小臥底量
mm
410
滅塵方式
內(nèi)外噴霧
裝機(jī)功率
KW
????391
電壓
v
1140
2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機(jī)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(dòng)機(jī)、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(jī)、減速器均設(shè)在截割機(jī)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(dāng)油缸伸縮時(shí)，實(shí)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(dān)整機(jī)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(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞到滾筒使之旋轉(zhuǎn)采煤，同時(shí)通過(guò)調(diào)高油缸的行程控制滾筒的升降。
2.1.3 截割部電動(dòng)機(jī)的選擇
由設(shè)計(jì)要求知，截割部功率為2×160KW，即每個(gè)截割部功率為160KW。根據(jù)礦下電機(jī)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(xiǎn)的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對(duì)安全;而且電機(jī)工作要可靠，啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩大，過(guò)載能力強(qiáng)，效率高。據(jù)三相鼠籠異步防爆電動(dòng)機(jī)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：1470P/m
接線方式：Y
額定頻率：50HZ;
冷卻方式：外殼水冷
該電機(jī)總體呈圓形, 其電動(dòng)機(jī)輸出軸上 帶有漸開線花鍵，通過(guò)該花鍵電機(jī)將輸出的動(dòng)力傳遞給搖臂的齒輪減速機(jī)構(gòu)。
2.2 搖臂具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案的確定
系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化是采掘機(jī)械發(fā)展的必然趨勢(shì)。所以，這里把左右搖臂設(shè)計(jì)成對(duì)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(zhǎng)搖臂，擴(kuò)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(shí)由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動(dòng)比大，效率高，可減小齒輪模數(shù)，故末級(jí)采用行星齒輪傳動(dòng)可簡(jiǎn)化前幾級(jí)傳動(dòng)。
（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(guò)以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機(jī)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(yáng)輪通過(guò)花鍵聯(lián)接將動(dòng)力傳遞給行星減速器。
（8） 行星減速器：太陽(yáng)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(gè)行星輪系，太陽(yáng)輪浮動(dòng)，行星架靠?jī)蓚€(gè)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(dòng)方案的確定
2.3.1 傳動(dòng)方式確定
其傳動(dòng)系統(tǒng)如圖2.1，建模如圖2.2：
圖2-1 傳動(dòng)系統(tǒng)圖
表2.3傳動(dòng)系統(tǒng)圖明細(xì)表
序號(hào)
名稱
序號(hào)
名稱
序號(hào)
名稱
1
電動(dòng)機(jī)
8
齒輪4
15
太陽(yáng)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軸惰輪
11
齒輪6
18
齒輪8
5
齒輪2
12
Ⅴ軸 惰輪
19
Ⅵ軸 惰輪
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(dòng)比的確定
總傳動(dòng)比
—電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min
—滾筒轉(zhuǎn)速 r/min
2.4 傳動(dòng)比的分配
多級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比的確定有如下原則：
(1) 各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比一般應(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)超過(guò)所允許的最大值，以符合其傳動(dòng)形式的工作特點(diǎn)，使減速器獲得最小外形。
(2) 各級(jí)傳動(dòng)間應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動(dòng)件彼此間不應(yīng)發(fā)生干涉碰撞；所有傳動(dòng)零件應(yīng)便于安裝。
(3) 使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力接近相等，即要達(dá)到等強(qiáng)度。
(4) 使各級(jí)傳動(dòng)中的大齒輪進(jìn)入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。
采煤機(jī)一般需要3～4級(jí)減速，對(duì)于中厚煤層采煤機(jī)采用2K-H(NGW)負(fù)號(hào)行星齒輪傳動(dòng)時(shí)，行星齒輪安在最后一級(jí)比較合理。采煤機(jī)每級(jí)傳動(dòng)比一般為3～4（行星齒輪傳動(dòng)可達(dá)5～6），傳動(dòng)比應(yīng)從高速級(jí)向低速級(jí)遞減。在初步設(shè)計(jì)時(shí)可按/=20%～30%。本次設(shè)計(jì)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(hào)的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、傳動(dòng)功率范圍大，可用于各種工作條件。查閱文獻(xiàn)[4],采煤機(jī)截割部行星減速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比一般為2.8～9。這里定行星減速機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，則其他三級(jí)減速機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比：÷31.96÷5=6.39。
由于采煤機(jī)機(jī)身高度受到嚴(yán)格限制，每級(jí)傳動(dòng)比一般為根據(jù)前述多級(jí)減數(shù)齒輪的傳動(dòng)比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，據(jù)文獻(xiàn)[8]，、分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比。初定各級(jí)傳動(dòng)比為： ，，;以此計(jì)算三級(jí)減速傳動(dòng)比的總誤差δ=（31.69-2.411.851.425)/31.69=2.71%，在誤差允許范圍5﹪內(nèi)，合適。
2.5 傳動(dòng)效率選擇
圓柱齒輪傳動(dòng)選擇8級(jí)傳動(dòng)，傳動(dòng)效率0.97；扭矩軸0.99；滾動(dòng)軸承0.98（一對(duì)），行星齒輪傳動(dòng)0.98。
2.6 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(jī)截割電機(jī)的選擇、搖臂的具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、傳動(dòng)方案選擇、傳動(dòng)比分配、傳動(dòng)效率確定、及潤(rùn)滑方式的選擇，進(jìn)而在此基礎(chǔ)上進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和校核.
3 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
3.1 各級(jí)傳動(dòng)轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定
各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算：
從電動(dòng)機(jī)出來(lái)，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸。
Ⅰ軸 min
Ⅱ軸 min
Ⅲ軸 1470／2.42=607.44
Ⅳ軸 609.96/1.84=330.13
Ⅴ軸
Ⅵ軸
各軸功率計(jì)算：
Ⅰ軸 160×0.99=158.4
Ⅱ軸 158.4×0.97×0.98=150.58
Ⅲ軸 150.58×0.97×0.98=143.14
Ⅳ軸 143.14×0.97×0.98=136.07
Ⅴ軸 136.07×0.97×0.98=129.35
Ⅵ軸 129.35×0.97×0.98=122.96
各軸扭矩計(jì)算:
Ⅰ軸 ×
Ⅱ軸 × 978.26
Ⅲ軸 ×= 2250.41
Ⅳ軸 ×=3936.23
Ⅴ軸 ×=5350.83
Ⅵ軸 ×=5086.49
將上述計(jì)算結(jié)果列入下表,供以后設(shè)計(jì)計(jì)算使用
表3-1 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表
軸號(hào)
功率/kW
轉(zhuǎn)速n/(r·min)
轉(zhuǎn)矩T/(N·m)
Ⅰ軸
158.4
1470
1029.06
Ⅱ軸
150.58
1470
978.26
Ⅲ軸
143.14
607.44
2250.41
Ⅳ軸
136.07
330.13
3936.23
Ⅴ軸
129.35
230.86
5350.83
Ⅵ軸
122.96
230.86
5086.49
3.2 齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
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(jī)截割部傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),思路如下：初步確定各級(jí)傳動(dòng)中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動(dòng)的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級(jí)傳動(dòng)的效率，進(jìn)而對(duì)各級(jí)齒輪模數(shù)進(jìn)行初步確定。截割部齒輪的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核，具體計(jì)算過(guò)程及計(jì)算結(jié)果如下：
3.2.1 齒輪2（惰輪1）和齒輪3的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
（1）選擇齒輪材料及熱處理
查文獻(xiàn)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(jí)質(zhì)量要求取值=1450
（2)按齒面彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
齒寬系數(shù)?。?.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=978.26
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(shí)際傳動(dòng)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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度
，代入數(shù)據(jù)得910.05<
（4)齒輪幾何尺寸計(jì)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(jì)及強(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
齒寬系數(shù)?。?.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=2250.41
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(shí)際傳動(dòng)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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度
,代入數(shù)據(jù)得737.43<
（4)齒輪幾何尺寸計(jì)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(jì)及強(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
齒寬系數(shù)取＝0.4
載荷系數(shù)取K=1.6
小輪轉(zhuǎn)矩=3936.23
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(shí)際傳動(dòng)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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度
,代入數(shù)據(jù)得1133.23<
（4)齒輪幾何尺寸計(jì)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(yàn)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(jì)及強(qiáng)度校核
（1）行星傳動(dòng)類型為2K-H（A）。
（2）齒輪材料及熱處理
太陽(yáng)輪和行星輪的材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等級(jí)6級(jí)，表面硬度為：太陽(yáng)輪60HRC，行星輪56～62 HRC。據(jù)文獻(xiàn)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(jí)7級(jí)，硬度。=1450和=370
（3）確定主要參數(shù)
1）行星機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)比=4.97。
2）行星輪數(shù)目：根據(jù)文獻(xiàn)9表3-2，取=3。
3)載荷不均衡系數(shù)：
采用太陽(yáng)輪浮動(dòng)和行星架浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取=1.15
4)配齒計(jì)算
根據(jù)文獻(xiàn)9表3-2及傳動(dòng)比，選擇太陽(yáng)輪齒數(shù)=17行星輪齒數(shù) =25，內(nèi)齒圈齒數(shù)=67,實(shí)際傳動(dòng)比i=4.94。其傳動(dòng)誤，傳動(dòng)合適。
（4）初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù)
文獻(xiàn)9按彎曲強(qiáng)度公式6-50計(jì)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(duì)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(yàn)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(jì)算
兩個(gè)嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標(biāo)準(zhǔn)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(jì)算
表3-2星星輪系尺寸表 單位/mm
項(xiàng)目
計(jì)算公式
太陽(yáng)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(yàn)算
（1） 鄰接條件 按文獻(xiàn)9公式3-7驗(yàn)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(gè)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(xiàn)9公式3-20驗(yàn)算，即（整數(shù)）
條件滿足。
8.齒輪副強(qiáng)度驗(yàn)算
（1）齒面接觸應(yīng)力
1）據(jù)文獻(xiàn)9公式6-53，基本接觸應(yīng)力
式中：
—節(jié)點(diǎn)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(xiàn)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
—?jiǎng)虞d系數(shù) 公式6-58
式中
，
，
為傳動(dòng)精度系數(shù)，。
為小齒輪相對(duì)轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)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(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)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(xiàn)9公式6-54，許用接觸應(yīng)力
（6-54）
—試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限，=1450
—接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2
—計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
按每天工作20小時(shí)，一年工作300天，使用壽命為8年
太陽(yáng)輪:
行星輪:
按表6-12，公式（9）
計(jì)算得：
，
—潤(rùn)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(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式
（3）強(qiáng)度條件
（ 6-55）
故齒輪副滿足接觸強(qiáng)度條件。
9. 齒輪副強(qiáng)度驗(yàn)算
在內(nèi)嚙合齒輪副中只需校核內(nèi)齒圈b的接觸強(qiáng)度。
（1）齒面接觸應(yīng)力
1）接觸應(yīng)力基本
式中：
——節(jié)點(diǎn)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
—?jiǎng)虞d系數(shù) 公式6-58 ，式中
，
，
為傳動(dòng)精度系數(shù)，。
為小齒輪相對(duì)轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)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(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)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(yàn)齒輪接觸疲勞極限，=780
—接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，查表6-11，=1.2
—計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
按每天工作20小時(shí)，一年工作300天，使用壽命為8年
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒圈
按表6-12，公式（9）計(jì)算得：
，
， ，—查表6-14，簡(jiǎn)化計(jì)算的總值為（）=0.85
—工作硬化系數(shù)
—接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，按表6-15公式
（3）強(qiáng)度條件
(6-55)
故齒輪副滿足接觸強(qiáng)度條件。
3.3 軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
3.3.1 Ⅳ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)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(xiàn)6表7-1，材料強(qiáng)度極限， 取
(2)軸徑的初步估算
由文獻(xiàn)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(jì)
圖3-1 Ⅳ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(zhǎng)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(zhǎng)度
Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，，軸承型號(hào)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(zhǎng)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(zhǎng)
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(zhǎng)(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(hào)N418，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(gè)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(dòng)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(duì)稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對(duì)軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角。
(5） 軸的強(qiáng)度效核：
1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖：
圖3-2 Ⅳ軸計(jì)算簡(jiǎn)圖
2） 求支反力：
水平面：
垂直面：
3） 計(jì)算彎矩
水平彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
4) 扭矩：
5） 計(jì)算當(dāng)量彎矩
顯然B處為危險(xiǎn)截面，故只對(duì)該處進(jìn)行強(qiáng)度效核
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表4－1得
由得
取
3.3.2 Ⅲ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
(1)選擇軸的材料
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.查表7-1，材料強(qiáng)度極限， 取
(2)軸徑的初步估算
由文獻(xiàn)表7-11取C＝107，
可得
(3)求作用在齒輪上的力
軸上大齒輪4分度圓直徑為：
圓周力，徑向力和軸向力的大小如下
小輪3分度圓直徑為：
(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖3-3 Ⅲ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，軸承型號(hào)N420，尺寸；
Ⅱ段安裝齒輪3，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(zhǎng)度(比齒輪3輪轂寬少2mm)
Ⅲ段考慮相鄰齒面干涉距離，取其長(zhǎng)度為，取齒輪右端軸肩高度,取軸環(huán)直徑120+29=138。
Ⅳ段用于安裝齒輪4，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長(zhǎng)。
Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，軸承型號(hào) N420，尺寸,取軸段直徑,
2）軸上零件的周向定位
同Ⅳ軸相同，兩個(gè)齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)。
(5)軸的強(qiáng)度效核：
1）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖：
圖3-4 Ⅲ軸計(jì)算簡(jiǎn)圖
2） 求支反力：
水平面：
垂直面：
3） 計(jì)算彎矩
水平彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
4) 扭矩：
5） 計(jì)算當(dāng)量彎矩
,顯然C處為危險(xiǎn)截面，進(jìn)行強(qiáng)度效核
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，
，
強(qiáng)度校核合格
3.3.3 惰輪Ⅰ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
由于心軸不傳遞轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)矩法估算直徑在這里不再適用,采用經(jīng)驗(yàn)法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關(guān)系為:
初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑.
該心軸分三段,從右端起:
軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強(qiáng)度,取其長(zhǎng)度。
軸段2:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰輪。取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承21320*,以使其自動(dòng)補(bǔ)償軸和外殼中心線的相對(duì)偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長(zhǎng)為10的距離套對(duì)其進(jìn)行周向定位,該軸的長(zhǎng)度。
軸段3:為了對(duì)軸承進(jìn)行定位,取其直徑,由于箱體的厚度,為了保證惰輪與截一軸的齒輪正確嚙合,取該段的長(zhǎng)度。
1.軸的受力分析,因?yàn)榇溯S為心軸,僅受彎矩作用.
圓周力:
選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=，
因?yàn)樾妮S只受彎矩作用，其危險(xiǎn)截面在軸的中間，的雙支點(diǎn)梁，可以認(rèn)為軸沿整個(gè)跨度承受均布載荷
因?yàn)橄嗖顭o(wú)幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為：
抗彎截面模量：
許用彎曲應(yīng)力
所以該軸強(qiáng)度合格。
3.3.4 惰輪Ⅱ軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度效核
采用經(jīng)驗(yàn)法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關(guān)系為:
初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑.
該心軸分三段,從右端起:
軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強(qiáng)度,取其長(zhǎng)度。
軸段2：L2=5.7
軸段3：該軸段用于軸承定位
軸段4:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰輪。取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承21320*,以使其自動(dòng)補(bǔ)償軸和外殼中心線的相對(duì)偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長(zhǎng)為10的距離套對(duì)其進(jìn)行周向定位,該軸的長(zhǎng)度。
軸段5：L5=29.3
軸段7：L7=35
1.軸的受力分析,因?yàn)榇溯S為心軸,僅受彎矩作用.
圓周力:
選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=，
因?yàn)樾妮S只受彎矩作用，其危險(xiǎn)截面在軸的中間，的雙支點(diǎn)梁，可以認(rèn)為軸沿整個(gè)跨度承受均布載荷
因?yàn)橄嗖顭o(wú)幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為：
抗彎截面模量：
許用彎曲應(yīng)力
所以該軸強(qiáng)度合格。
3.4 軸承的壽命校核
3.4.1 Ⅳ軸軸承的壽命校
對(duì)Ⅳ軸的圓柱滾子軸承N418進(jìn)行壽命計(jì)算
（1)查文獻(xiàn)8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
,
（3)合成支反力
32700.63，24829.18
（4）軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷(徑向動(dòng)載荷系數(shù)X為1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y為0)
（5）軸承的壽命
查文獻(xiàn)8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==19623h
采煤機(jī)軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅳ軸軸承的壽命合格。
3.4.2 Ⅲ軸軸承的壽命校核
對(duì)軸的圓柱滾子軸承N420進(jìn)行壽命計(jì)算
（1)查文獻(xiàn)8表8-24圓柱滾子軸承N420的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
,
（3)合成支反力(顯然較大)
21367.12
（4）軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷(徑向動(dòng)載荷系數(shù)X為1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y為0)。
（5）軸承的壽命
查文獻(xiàn)8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==77697h
采煤機(jī)軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅲ軸軸承的壽命合格。
3.4.3 Ⅰ軸軸承的壽命校核
對(duì)Ⅰ軸的圓柱滾子軸承N418進(jìn)行壽命計(jì)算
（1)查文獻(xiàn)8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
（2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
（3)合成支反力
9125.86
（4）軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 （徑向動(dòng)載荷系數(shù)X為1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y為0）。
（5）軸承的壽命
查文獻(xiàn)8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==309874h
采煤機(jī)軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅰ軸軸承的壽命合格。
3.4.4 Ⅱ軸軸承的壽命校核
對(duì)Ⅱ軸的圓柱滾子軸承N418進(jìn)行壽命計(jì)算
(1)查文獻(xiàn)8表8-24圓柱滾子軸承N418的主要性能參數(shù)：
,
(2）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
,
(3)合成支反力
8675.6
(4)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 (徑向動(dòng)載荷系數(shù)X為1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y為0)。
(5）軸承的壽命
查文獻(xiàn)8表8-14，8-15得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)
按公式8-1
==32355h
采煤機(jī)軸承壽命要求為10000～30000h,故Ⅰ軸軸承的壽命合格。
3.5 花鍵的選擇與強(qiáng)度校核
3.5.1 Ⅳ軸花鍵的強(qiáng)度校核
查文獻(xiàn)10表4-41選擇花鍵
Ⅱ階段和Ⅳ階段軸選漸開線外花鍵，其參數(shù)如下：
查文獻(xiàn)10花鍵擠壓強(qiáng)度校核公式
式中 －傳遞的轉(zhuǎn)矩
－各齒載荷不均勻系數(shù) ?。?.7～0.8）
－齒數(shù)
－齒的工作（配合）長(zhǎng)度
－平均直徑mm，漸開線花鍵
－齒的工作高度mm，漸開線花鍵
［］－許用壓強(qiáng) 查表4-3-29，［］=（30～60）
則只需校核Ⅱ階段
強(qiáng)度校核合格
3.5.2 Ⅲ軸花鍵的強(qiáng)度校核
Ⅱ階段和Ⅳ階段軸選漸開線外花鍵，其參數(shù)如下：
查文獻(xiàn)10花鍵擠壓強(qiáng)度校核公式
［］－許用壓強(qiáng) 查表4-3-29，［］=（30～60）
則只需校核Ⅱ段
強(qiáng)度校核合格。
3.6 搖臂的潤(rùn)滑與維修
采煤機(jī)截割部因傳遞功率大而發(fā)熱嚴(yán)重，其殼體溫度可高達(dá)100℃，因此傳動(dòng)裝置的潤(rùn)滑十分重要。
減速箱中最常用的潤(rùn)滑方法是飛濺潤(rùn)滑，將一部分傳動(dòng)零件浸在油池中，靠它們向其他零件供油和濺油，同時(shí)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(rùn)滑的優(yōu)點(diǎn)是：潤(rùn)滑強(qiáng)度高，工作零件散熱快，不需潤(rùn)滑設(shè)備，對(duì)潤(rùn)滑油的雜質(zhì)和粘度下降不敏感。
搖臂內(nèi)的傳動(dòng)零件的潤(rùn)滑是個(gè)特殊問(wèn)題，截割頂部煤時(shí)滾筒上升，搖臂端部齒輪得不到潤(rùn)滑；割底煤時(shí)滾筒下降，潤(rùn)滑油集中在搖臂端部。為此常規(guī)定滾筒割煤一段時(shí)間后，應(yīng)停止?fàn)恳瑢u臂下降，以潤(rùn)滑端部齒輪，然后繼續(xù)上升工作。
采煤機(jī)的搖臂的故障一般是漏油，軸承損壞，齒輪損壞。漏油是由于骨架油封磨損或者是油封質(zhì)量不好，按照正確的方法安裝和使用高質(zhì)量的油封就能很好的避免這個(gè)問(wèn)題。齒輪的損壞主要是由于人工操縱時(shí)的失誤以及在維修時(shí)，加油以及未知情況下使煤塵或者其他異物代入齒輪箱內(nèi)，避免的方法當(dāng)然就是提高工作質(zhì)量。軸承的損壞主要是一軸軸承，主要是由于它的轉(zhuǎn)速最高，另外再加上潤(rùn)滑不好非常容易損壞，并且油量過(guò)多過(guò)少都會(huì)使郵箱溫度過(guò)高造成冷卻水壓力不足都會(huì)造成軸承損壞，主要的避免方法就是保證潤(rùn)滑油的質(zhì)和量。
3.7 本章小結(jié)
本章為全文的設(shè)計(jì)部分，完成了傳動(dòng)系統(tǒng)功率及轉(zhuǎn)速的分析，重點(diǎn)對(duì)齒輪、軸、軸承和聯(lián)接花鍵進(jìn)行了設(shè)計(jì)和校核，在所得數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上進(jìn)行了搖臂的三維建模。
4 搖臂的三維建模
4.1 基于PRO/E的參數(shù)原理
參數(shù)化設(shè)計(jì)也叫尺寸驅(qū)動(dòng)，是CAD技術(shù)在實(shí)際應(yīng)用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動(dòng)繪圖的功能。所謂參數(shù)化設(shè)計(jì)即是在設(shè)計(jì)中產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)形式是確定的，它需要根據(jù)某些具體的條件和具體的參數(shù)來(lái)決定產(chǎn)品某一結(jié)構(gòu)形式下的結(jié)構(gòu)參數(shù)，從而設(shè)計(jì)出不同規(guī)格的產(chǎn)品。其本質(zhì)是對(duì)統(tǒng)一結(jié)構(gòu)的產(chǎn)品通過(guò)修改尺寸來(lái)生成新規(guī)格的產(chǎn)品，利用計(jì)算機(jī)來(lái)進(jìn)行參數(shù)化CAD設(shè)計(jì)，只需在計(jì)算機(jī)上輸入機(jī)械零件的幾個(gè)關(guān)鍵參數(shù)，就會(huì)準(zhǔn)確地、自動(dòng)地生成工程樣圖。
4.2 基于PRO/E的模擬仿真
在機(jī)械產(chǎn)品的開發(fā)過(guò)程中，有關(guān)產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)、功能、操作性，生產(chǎn)工藝、裝配性能甚至維護(hù)性能等許多問(wèn)題都需要在開發(fā)過(guò)程的前期給予考慮。但有關(guān)裝配的問(wèn)題往往只會(huì)在產(chǎn)品開發(fā)的后期或者在最終產(chǎn)品試運(yùn)行過(guò)程中，甚至在投入使用一段時(shí)間后才能暴露出來(lái)。仿真技術(shù)的出現(xiàn)給以上問(wèn)題提供了有效的解決方法，即便是在設(shè)計(jì)的初期階段，計(jì)算機(jī)產(chǎn)生的最初模型也可以放入虛擬環(huán)境進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，甚至可以直接在虛擬環(huán)境中創(chuàng)建產(chǎn)品模型。
4.3 減速器參數(shù)化設(shè)計(jì)及仿真的總體方案及技術(shù)路線
本設(shè)計(jì)是在減速器各零部件得到相關(guān)參數(shù)的基礎(chǔ)上對(duì)減速器的部分零件進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計(jì)。采用的方案見圖4-1：
圖4-1 方案設(shè)計(jì)總體框架圖
其主要的技術(shù)路線見圖4.2:
圖4-2 減速器參數(shù)化設(shè)計(jì)技術(shù)路線框圖
4.4 搖臂三維實(shí)體建模
圖4-3 搖臂減速器Ⅰ軸（制作漸開線齒輪零件，拉伸）
圖4-4 搖臂減速器Ⅲ軸（旋轉(zhuǎn)