MG5001150-WDK型采煤机牵引部设计

目录
1.绪论 (1)
1.1大功率厚煤层采煤机的意义 (1)
1.2大功率厚煤层采煤机国内外发展动态 (1)
1.3国内大功率厚煤层采煤机研究方向 (1)
1.4双滚筒采煤机的类型及总体结构 (2)
1.4.1采煤机的类型 (2)
1.4.2采煤机的总体结构 (2)
2 开关磁阻电机调速系统简介 (3)
2.1开关磁阻电机调速系统的组成和技术优势 (3)
2.2开关磁阻电机调速系统的原理 (4)
2.3开关磁阻电机电机的控制方式 (5)
3 总体设计 (6)
3.1传动方案的确定 (6)
3.2电动机的选择 (7)
3.3总传动比及传动比分配 (7)
3.3.1总传动比 (8)
3.3.2 传动比分配 (8)
3.4牵引部传动系统运动学、动力学参数的计算(2) (9)
3.4.1传动效率的选择 (9)
3.4.2各轴的转速计算 (9)
3.4.3各轴功率计算 (10)
3.4.4各轴的扭矩计算 (10)
3.4.5数据汇总 (11)
4 牵引部齿轮设计计算 (11)
4.1牵引部第一级齿轮传动设计计算 (12)
4.2牵二轴上大齿轮的强度校核 (17)
4.3第二级齿轮传动的强度校核 (21)
4.4行星齿轮减速器的设计 (26)
4.4.1计算传动比 (26)
4.4.2高速级计算 (26)
4.4.3低速级 (32)
5.牵引部传动轴结构设计与强度校核 (39)
5.1牵一轴设计与校核 (39)
5.2牵二轴结构设计和强度校核 (41)
6 牵引部轴承寿命校核 (45)
6.1牵一轴的轴承寿命校核 (45)
6.2牵二轴上轴承的寿命校核 (46)
6.3牵三轴上轴承的寿命校核 (47)
7 刮板输送机的选型 (47)
7.1刮板输送机的机构与作用 (47)
7.2刮板输送机的型式与型号的编制方法 (48)
7.3刮板输送机的选型计算 (48)
8 基于模糊神经网络的采煤机故障诊断专家系统 (49)
8.1专家系统简介 (49)
8.2模糊神经网络与专家系统的结合 (49)
8.3模糊神经网络故障诊断专家系统总体结构 (50)
8.4采煤机智能故障诊断系统 (51)
8.4.1训练样本及其模糊化 (51)
8.4.2人机界面的设计 (52)
参考文献 (58)
总结 (59)
附录 (60)
英文原文 (75)
中文译文 (85)
致谢 (94)
1.绪论
1.1大功率厚煤层采煤机的意义
MG500/1150型交流电牵引采煤机属于大功率厚煤层采煤机。

当前，国家大力发展大型
煤矿建设，作为煤矿开采的核心设备之一的采煤机也迎来了一轮新的发展机遇和挑战。

2006年国内使用进口大功率采煤机的综采工作面，最高单产已超过10Mt/a 。

截止目前，
据不完全统计，国内各大煤矿先后引进国外大功率采煤机30台以上。

为满足大型煤矿基地的生产需要，大功率采煤机于2006年列入国家发改委项目“年产600万吨综采成套装备研
制” 的子项。

大功率采煤机在厚煤层工作面可以一次性采全高，极大地提高煤炭开采效率。

大功率
采煤机的推广使用，将极大提高采煤工作面生产能力，改善安全生产环境，满足我国高产
高效煤炭生产的需要，对我国国民经济可持续发展具有推动作用。

1.2大功率厚煤层采煤机国内外发展动态[1]
国外大功率厚煤层采煤机水平，目前处于全球行业领先地位，特别是德国Eickhoff 公
司、美国JOY 公司、德国DBT 公司等制造的采煤机销往全球主要产煤国家，并创造了综采
工作面最高单产纪录。

Eickhoff 公司的SL500系列采煤机截高范围2~6m ，适用煤层倾角
35≤︒，
号称可以截割10f ≤的煤和岩石。

滚筒23/min r 时截割功率2750kW ⨯，2825kW ⨯，破碎机功率100kW ，牵引功率290kW ⨯，泵站功率35kW ，因此装机总功率可达1965kW 。

该机最大牵引力可达1000kN ，最大牵引速度可达37/min m 。

自动调高方面，JOY7LS6、Eickhof SL500和DBTEL3000型采煤机装备有采煤机位置传感器、同步位置传感器、油缸传感器，通过计算机的记忆储存及自动控制实现了采煤机滚筒的自动调高（记忆截割）；在工况检测、故障诊断技术方面，JOY 公司的长壁图形显示器以文字和图形提供机器的工况
检测、故障诊断信息，可以通过遥控选择显示主菜单、信息汇总、左（右） 截割部电流曲线、左（右） 截割部温度曲线、牵引电流曲线、牵引速度曲线、泵站电机电流曲线、
状态显示灯、错误信息记录、单项记录/重新整定、记忆截割菜单、参数模式整定。

目前国产大功率厚煤层采煤机有上海MG400/920-GWD 和太矿MGTY500/1200-4.5/5.3，
采高范围分别为1.9m~4.9m ，2.5m~4.5m ，适用煤层倾角10≤︒，可以截割5f ≤的煤和岩石。

截割功率分别为24002500kW kW ⨯⨯，，破碎机功率70kW ，牵引功率分别为250kW ⨯，
255kW ⨯，泵站功率20kW ， 装机总功率分别为920kW ，1200kW 。

上海正在研制与SL500
相当的MG750/1820-GWD 型大功率厚煤层采煤机，可以实现整机和主要部件的互换，并将实现记忆截割。

国内外采煤机工况检测、故障诊断技术差距很大，主要表现在：国外微机
控制，国内多为PLC 控制，仅有太矿微机控制；国外传感器多，信息量大，显示屏大，显示点多；国内传感器少，信息量小，显示屏小，显示点少；国外有数字和曲线显示，国内只有数字，但是汉化了；国外可以工作数据和故障信息的记录和远程传输，国内尚无。

1.3国内大功率厚煤层采煤机研究方向[2]
随着国际采煤自动化程度的快速发展，未来开发的大功率采煤机一定是高可靠性、高
度自动化、具有很强适应性、能远程控制的产品。

根据我国煤炭生产远景规划及采煤机技
术发展趋势，国产大功率采煤机的主要研究方向为：
(1)满足整机2000万t 寿命的总体技术及高强度长寿命壳体的研究。

满足600万t 大修、
1000万t 寿命的机械传动系统的研究。

(2)长寿命、可靠性油封技术的研究。

(3)开发1140V 和3300V 的矿用交流变频调速装置，大幅提升采煤机整机适应性的研究。

(4)高可靠性、高性能、抗干扰、抗热效应、拥有远程实时操作的嵌入式矿用计算机控制系统的研究。

(5)开发或增强电控系统中的专家诊断系统、显示与信息传输系统、工作面采煤机自动运行集中控制系统、采煤机记忆截割系统的研究。

(6)开发工作面远距离无线高速信号传输装置，解决采煤机工作影像高可靠度实时传输的研究。

1.4双滚筒采煤机的类型及总体结构
1.4.1采煤机的类型
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、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、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。

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。

1.4.2采煤机的总体结构
双滚筒采煤机主要有电动机、截割部、行走部、电控系统、辅助装置等组成。

如图1-1所示。

采煤机的截割部：是由采煤机的工作机构和驱动工作机构的减速器所组成的部件。

工作机构的类型较多，螺旋滚筒式工作机构是目前采煤机使用最广泛的工作机构。

螺旋滚筒实现了落煤和装煤的任务。

截割部消耗功率占采煤机装机总功率的80%~90%。

工作机构的截割性能好坏，减速器传动质量的好坏，直接影响采煤机的生产率，传动效率，比能耗和使用寿命。

生产率高和比能耗低主要体现在截割部。

采煤机的行走部：行走部是采煤机的重要组成部分，它不但担负着工作时采煤机的移动和非工作时的调动，而且其牵引速度的大小对整机的生产率和工作性能产生很大影响。

行走部包括牵引部和行走驱动机构两部分。

牵引部主要是传递原动机的动力和实现行走部的运动速度和牵引力，主要是齿轮减速。

行走部是直接移动采煤机的装置。

它分为钢丝绳牵引，链牵引，无链牵引。

随着高产高效工作面的出现以及采煤机功率的增大，同时为了工作面更加安全可靠，无链牵引机构逐渐取代链牵引。

电控系统：采煤机的操作指令，截割部的恒功率控制以及记忆截割技术，行走部的驱动调速装置的运行指令和负荷平衡控制，采煤机的监测监控显示，系统保护和故障诊断等，都由电控系统来完成。

近年来，国内采煤机电气控制系统有较大的发展。

主要有两类：一类是基于PLC的控制系统，另一种是基于工控机的控制系统，但都是普通产品应用级的控制系统。

辅助装置：采煤机的辅助装置包括调高和调斜装置、底托架、降尘装置、拖缆装置、破碎装置、挡煤板、张紧装置，防滑装置，和辅助液压装置等。

当然，要根据实际工况和环境要求，对个辅助装置进行取舍。

根据工作面的倾角等来确定是不是用防滑装置；根据
煤层的厚度来确定是否加装破碎装置。

图1-1 采煤机总体结构图
1—电控箱：2—右牵引部；3—左牵引部；4—右摇臂；5—左摇臂；6—右螺旋滚筒；7—左螺旋滚筒；
8—左行走部；9—右行走部；10—滑靴
2 开关磁阻电机调速系统简介
2.1开关磁阻电机调速系统的组成和技术优势
目前国内的电牵引系统多采用电磁调速电机和交流变频系统。

前者电机体积大、效率低、故障较多;后者多采用国外生产的通用变频器改造冷却方式而成，其性能和使用条件难以与采煤机完全适应，如起动转矩不够大、机械特性较软、不适合频繁起、停等，尤其是国内的公司还未能完全掌握变频器的核心技术，故改装中一旦出现故障，维修困难，费用极高。

另外，目前通用变频器的电压等级为380V,对于1140V采煤机需加一台1140V/380V 变压器，增加了系统造价和复杂程度。

因此，选择一种高性能，高可靠性的电机调速系统用于采煤机牵引是技术上的一个新的尝试[3]。

开关磁阻电动机调速系统（SRD）,是20世纪80年代中期发展起来的新型交流调速系统。

开关磁阻电动机驱动系统是典型的机电一体化的装置，主要有开关磁阻电机、功率变换器、控制器和检测器几部分组成，如图2-1所示。

它在电机结构上比鼠笼感应式电动机还要简单，十分坚固可靠，只有定子有集中绕组，易于水冷和提高电压等级;控制器的电路结构非常简单，无桥臂直通短路的危险，故它具有较高的性价比和可靠性。

其控制参数主要有转速、绕组电流、开通角和关断角，只要适当合理控制相绕组的通电位置角和各相的相电流就可以控制电磁转居和角速度，相电流作为控制系统的中间变量，直接关系到电机的输出转矩和转速。

SRD作为一种调速系统，在变速性能上较其他调速系统具有突出的技术优势。

(1)调速性能和转矩特性好SRD的起动性能非常好，以30%的额定电流可达到150%的额定转矩，非常适合频繁起停的应用；它还具有低速转矩大、调速范围宽等特点，可以满足多数机械的调速要求。

图2-1 开关磁阻电动机调速系统（SRD）的控制系统框图[3]
(2) 系统效率高SRD不仅在额定转速附近具有很高的系统效率(包括系统中所有的电气、机械损耗和电子元件损耗在内)，而且在很宽的调速范围内可维持较高效率，图2-1便是一台SRD样机(额定转速为1500r/min、功率为5.5k W)的等效率曲线图。

从图中看出，在转速和负载转矩大范围变化的情况下，均能保持很高的效率。

因此，应用SRD有显著的节能效果，用户通常可以在短期内靠节能收回投资成本[3]。

(3 ) 可实现四象限运行SRD可通过改变通电相序的实现电机的正转、反转以及电动、制动状态的切换，并保持输出特性的对称，即实现所谓的四象限运行，满足要求快速停车或位能性负载的需要。

图2-2是SRD在四象限运行时的机械特性图。

图2-2 等效率曲线图[4]
2.2开关磁阻电机调速系统的原理[5]
由于电动机磁路的非线性，通常SR电动机的转矩根据转矩根据磁共能来计算，转矩方程有
θ
θω∂∂=),(i T m 式中 θ—转子位置角；
i —绕组电流。

机械运动方程：
L t T dt
d D d d J T ++=θθ2 式中， J —系统惯量；
D —摩擦系数；
L T —负载转矩。

可以看出控制电流i 和通电角度θ，就能控制转矩T 和角速度ω。

图2-3 四象限运行机械特性图[4]
2.3开关磁阻电机电机的控制方式[5]
如果认为外加电压和SR 开关角是固定的，SR 电动机固有机械特性可由下式表示：
2ω
k T = （2-1） ωk
P =
式中， k —比例常数；
T —平均电磁转矩；
ω—角速度。

对于SR 电动机，最高外加电压和允许最大电流条件下，存在一个临界角速度b ω，这个角速度是SR 电动机能得到最大转矩的最高角速度，称为SR 电动机的“基速”。

显然，基速也是SR 电动机得到最大电磁功率的最最低角速度。

对于传动系统所需要的转矩-转速特性，SR 电动机产生两种控制方式。

(1) 电流斩波控制
若要0~b ω速度范围内获得恒转矩特性，可固定开关角，用电流的限值控制电压加在导
通绕组上的有效时间，以实现磁链和电流值的限定和得到恒转矩特性。

改变限流幅值的大小，即可控制输出转矩的变化。

这种方式只能在基速以下使用，使SR 电动机得到恒转矩调
速特性。

(2) 角度位置控制
当SR 电动机在高于b ω的速度范围运行时，因旋转电动势较大且各相主开关器件导通时间较短，电流较小，从式（2-1）中可知，随着角速度的增加，平均力矩则下降2-r ω，这时，若通过按比例地增大导通角，导通时间下降变慢，通过控制，使磁通以角速度12r ω-下降，
则电磁转矩随1-r ω下降，即可在基速以上一个较宽的范围内得到恒功率输出特性。

SR 电动机典型的运行方式如图2-3所示。

近年来，随着技术水平提高和功率半导体器件的发展，SRD 产品的应用电压等级由交流380V 提高到660V 或V 1140，为采煤机提供无需V/380V 1140变压器的电牵引系统，这种方式非常适合小型的、用于薄煤层的采煤机，替代原来的液压牵引系统。

它将有可能形成一种非常有市场潜力的规格范围。

本次设计的大功率厚煤层采煤机便采用了开关磁阻电机调速系统。

3 总体设计
3.1传动方案的确定
根据现有采煤机的牵引部的常用结构和本采煤机的传动特点，MG500/1150-WD 型采煤机牵引部采用两级直齿轮和两级行星齿轮减速。

同时，为保证有足够的装配空间，两级直齿轮传动中添加一个惰轮组件。

齿轮传动瞬时传动比不变，且效率高，体积小。

行星齿轮减速器功率经多个行星轮分流而同轴输出，减小了轴和轴承上的载荷。

与其他平行轴系齿轮传动相比，它具有结构紧凑、扭矩与质量比大等的优点，非常适合于矿山机械中的动力与运动传递。

WD MG -150/1500型采煤机的传动系统图如图3-1所示。

图3-1WD MG -150/1500型采煤机牵引部传动系统图
从牵引部第二级行星齿轮的行星架，通过渐开线花键驱动驱动轮，驱动轮驱动走轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨相啮合使采煤机移动。

MG500/1150-WD 采煤机的行走箱如图3-2所示。

图3-2 WD MG -150/1500型采煤机行走箱结构
3.2电动机的选择
WD /1MG -150500型采煤机采用了四象限运行的组合式开关磁阻调速系统（SRD ）
、可遥控、手动和两端按钮操作。

该产品是目前国内最为新型的大功率四象限开关磁阻调速电牵引采煤机。

根据煤矿工作条件和煤矿安全规程的要求，选择抚顺煤矿电机厂生产的开关磁阻电动机，电动机型号60-kcb 型，电动机的主要参数如表3-1， 电动机的外形如图3-3所示。

项
目
额定功率（KW ） 电源电压（V ） 额定转速（r/min ） 绝缘等级 冷却水量（3m /h ） 数
量
60 380 1100 H ≥1 项
目
冷却水温（℃） 数
量 ≤30
图3-3 开关磁阻电动机的外形 3.3总传动比及传动比分配
3.3.1总传动比
要确定传动系统的总传动比，就要首先明确电动机的输入速度和采煤机的牵引速度。

由上一节可知电动机的额定转速为1100r/min 。

采煤机的目标牵引速度定为10m/min 。

根据三机配套的要求—采煤机、液压支架和刮板输送机的配套，驱动轮（12Z ）和行走轮(13Z )的齿数分别定为1012=Z , 1313=Z
模数79.39=m
131313131212131339.7913517.271000101000 6.2/min 39.7913
13 6.28.06/min 10d m z mm
v n r d n i n r ππ-=⨯=⨯=⨯⨯===⨯⨯=⨯=
⨯= 牵引部传动系统的总传动比：
1100136.58.02
n i n ===电动机总驱动轮 3.3.2 传动比分配
总传动比等于各级传动比的连乘积，即
123n i i i i i =⋅⋅⋅⋅⋅ （3-1）
如果把传动比分配的合理时，传动系统结构合理紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好；但分配不合理，其结果正好相反，因此分配传动比时要考虑以下几条原则：
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，从而使润滑比较方便。

二级圆柱齿轮减速的推荐传动比范围为7.131.5i ≤≤（淬硬齿轮），单级行星齿轮减速的传动比范围为2.812.5i ≤≤，考虑到减速范围和采煤机的尺寸要求，暂定二级圆柱齿轮减速的传动比为 4.4i =直，两级行星齿轮减速的传动比 31i =行。

对展开式二级圆柱齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动必要满足下式：
(2)12(1.3~1.4)i i = (3-2)
式中 1i —高速级传动比；
2i —低速级传动比；
所以有
121.3i i = (3-3) 已知
12 4.4i i i ==直
求解得
2 1.84i = 1 1.
3 1.8
4 2.39i =⨯=
根据机械设计手册提供的公式和图线，分配两级行星齿轮传动的传动比。

取
2lim 1lim H H σσ=
2.112
=B B d d 31=s C
42=s C
4.021==d d ψψ
21c c K K =
121
222
2
11=N H v N H v Z
K K Z K K ββ
可以求得：
4
1 1.9 2.533
A =⨯⨯=
332.53 1.2 4.37E AB ==⨯=
(3-4)
查图文献[10]中图14-5-7 可知：
3.63=i
9.44=i
式中 3i —两级行星齿轮减速的高速级传动比；
4i —两级行星齿轮减速的低速级传动比。

总传动比误差δ
%546.05
.136)
3.69.48
4.139.2
5.136()(4321=⨯⨯⨯-=-=i i i i i i δ (3-5)
在误差允许范围5﹪内，满足设计要求。

3.4牵引部传动系统运动学、动力学参数的计算(2)
3.4.1传动效率的选择
1．滚子轴承的效率：10.98η=；
2．圆柱齿轮传动的效率：20.99η=；
3．单级行星圆柱齿轮减速的传动效率：30.98η=。

3.4.2各轴的转速计算
电机轴转速：
m in /11001r n = 惰轮轴的转速：
2
1
12z z n n ⨯=
牵二轴的转速：
min /46239
.21100113r i n n ===
牵三轴（第一级行星齿轮减速器的输入转速）的转速：
min /77.24884
.1462234r i n n ===
第二级行星齿轮减速器的输入转速：
min /5.393
.677.248345r i n n ===
驱动轮的转速：
min /06.89
.45
.39456r i n n ===
行走轮的转速：
min /2.613
1006.8567r i n n =⨯==
3.4.3各轴功率计算
输入功率：
KW P P 018.5898.0601=⨯=⨯=η
惰轮轴的功率：
KW P P 125799.098.08.5821=⨯⨯=⨯⨯=ηη
牵二轴的功率：
KW P P 233.5599.098.05721=⨯⨯=⨯⨯=ηη
牵三轴的功率：
KW P P 3465.5399.098.03.5521=⨯⨯=⨯⨯=ηη
第二级行星齿轮减速器的输入功率：
KW P P 45577.5298.065.533=⨯=⨯=η 第二级行星齿轮减速器的输出功率：
KW P P 56525.5198.0577.523=⨯=⨯=η
行走箱的输出功率：
KW P P 6749.5098.0525.514=⨯=⨯=η
3.4.4各轴的扭矩计算
扭矩公式：
n
P 9550T 1⨯
= (3-6)
牵一轴（电动机）的扭矩：
m 510.49N 1100
58.89550n p 9550
T 221⋅=== 牵二轴的扭矩：
m 1143N 462
55.39550n p 9550
T 332⋅=== 牵三轴的扭矩：
m N 248.77
53.659550n p 9550
T 443⋅===56.2059 第二级行星齿轮减速器的输入扭矩：
m N 39.5
52.5779550n p 9550
T 554⋅===65.12711 第二级行星齿轮减速器的输出扭矩：
m N 8.06
51.525
9550n p 9550
T 665⋅===61050 行走箱的输出扭矩：
m 77770.88N 6.2
50.499550n p 9550
T 776⋅=== 3.4.5数据汇总
将以上数据列于表3-4-1中。

4 牵引部齿轮设计计算
在借鉴以往采煤机牵引部传动系统的设计经验的基础上和采煤机工作环境的恶劣，结合文献[10]中的齿轮传动的计算，牵引部齿轮的结构设计及强度校核，具体计算过程及计算结果如下：
4.1牵引部第一级齿轮传动设计计算
(1) 选择齿轮材料和热处理方法
根据以前采煤机的设计经验，由文献[10]第一卷，选 小齿轮 18Cr2Ni4WA ，渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC ；大齿轮 18Cr2Ni4WA , 渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC 。

齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求查文献中的图查得：
Mpa H H 15402lim 1lim ==σσ Mpa F F 5002lim 1lim ==σσ (2) 初定齿轮的主要参数
按照齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸。

小齿轮传递的扭矩 ：
m 510.1N 1100
58.89550n p 9550
T 111⋅=== (4-1)
许用齿根应力FP σ：
lim 0.7 1.4 1.4500700FP FE F Mpa σσσ===⨯= 选齿宽系数d ψ：
0.6d ψ=
选用小齿轮的齿数211=z ，大齿轮的齿数492=z 。

由文献[10]中的图14-1-98外齿轮齿廓系数Fa Y 得：
76.21=Fa Y 34.22=Fa Y
由文献[10]中的图14-1-103外齿轮应力修正系数Sa Y 得：
56.11=Sa Y 68.12=Sa Y
所以，复合齿廓系数Sa Fa FS Y Y Y =
3.4111==Sa Fa FS Y Y Y (4-2)
93.3222==Sa Fa FS Y Y Y
(4-3)
将以上数据代入公式
4.55m ===
(4-4)
圆整并取标准模数mm m 5=
则齿轮的主要尺寸
齿轮分度圆直径2d ：
mm z m d 24549522=⨯=⨯=
齿宽b ：
mm d b d 631056.01=⨯=⨯=ψ
(4-6)
大齿轮的宽度2b ：
mm b 632=
小齿轮的宽度1b ：
mm b b 68521=+=
(3) 齿面接触强度校核 1) 分度圆上名义切向力
N d T F t 9714105
1000
25101000211=⨯⨯=⨯⨯=
(4-7)
2) 使用系数的选择，原动机工作平稳，工作机工作特性严重冲击,所以选用75.1=A k
3) 动载系数v k
s m n d v 1/26.61000
601
=⨯=
π
m f pt μ16=
84.732.316ln 852.2ln 144.1ln 5048.01=+=--=m z C
(4-8)
取8=C ，查文献【10】中图14-1-74得v k ：
v k =1.37
4) 齿间载荷分布系数αH k
1008.26963
9714
75.1≥=⨯=b F k t A 查表14-1-92得1.1=αH k
5) 螺旋线载荷分布系数βH k
'14C = 20r C = 21F β=
7.36963
37
.175.19714=⨯⨯=
Wm
5.10215.0=⨯=x F β
925.885.05.10=⨯=y F β
98.07
.36920
925.82=⨯⨯=
βH k
6) 节点区域系数H Z
0=∑
x ，0=β查图14-1-76得 5.2=H Z 7) 弹性系数E Z
由表14-1-95 2/8.189mm N Z E = 8) 重合度系数εZ
重合度αε
)]20tan (tan 49)20tan (tan 21[21
21︒-+︒-=a a ααπ
εα
(4-9)
︒=+︒
⨯=+︒=30)1010520cos 105arccos()2)20cos(arccos(111m d d a α
︒=+︒
⨯=+︒=5.25)10
24520cos 245arccos()2)20cos(arccos(222m d d a α
将1a α、2a α代入公式(4-9)得
67.1)]20tan (tan 49)20tan (tan 21[2121=︒-+︒-=a a ααπ
εα
875.075
.025.0=+
=α
εεZ
9) 螺旋角系数βZ
由0=β可得： 1=βZ
10) 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数B Z D Z
06
.1)2)1(1)20cos 245255()(21)20tan 105115((20tan 2
121=---︒--︒︒
=
z z M πεπα 06.1=B Z
927.0)
2)1(1)20cos 105115()(21)20tan 245255(
(20tan 1
222=---︒--︒︒
=
z z M π
επα
1=D Z
11) 计算接触应力H σ
u
u b d F Z Z Z Z K K K K Z t E H H H V A B H 1
11+⨯
=ε
βαβσ (4-10)
33
.233
.3631059714875.05.28.1891.198.037.175.106.1⨯⨯⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯
Mpa 1025= Mpa H 96706
.110252
==σ 12) 寿命系数
811103.3500011006060⨯=⨯⨯==t n N L
8221083.2500033
.21100
6060⨯=⨯⨯==t n N L
由文献[10]表14-1-96得：
06.1)103.310(057
.08
91=⨯=NT Z 07.1)10
83.210(057.08
9
2=⨯=NT Z 13) 润滑油膜影响系数R V L Z Z Z
由表14-1-98 85.0=R V L Z Z Z 14) 齿面工作硬化系数W Z
由图14-1-90及两个啮合齿轮的硬度HB 470>
121==W W Z Z 15) 齿面接触强度计算的尺寸系数
9997.070109.0076.1=⨯-=x Z 16) 安全系数H S
1
111lim 1H x
W R V L NT H H Z Z Z Z Z Z S σσ=
(4-11)
35.11025
9997
.085.006.115401=⨯⨯⨯=
H S
45.1967
9997.085.007.115402=⨯⨯⨯=H S
1H S 、2H S 都达到了表14-1-100规定的较高可靠度，最小安全系数30.1~25.1min =H S 的要求，齿面接触强度校核通过。

(4) 轮齿弯曲强度校核 1) 螺旋线载荷分布系数
N H F K K )(ββ=
2
2
)(1)(h b h b h b N ++= mm b 63= mm h 5= 92.06
.126.1216.122
2
=++=N 98.098.092.0==βF K
2) 螺旋线载荷分配系数αF K
1.1==ααH F K K
3) 齿廓系数αF Y
由图14-1-98 34.276.221==ααF F Y Y
4) 应力修正系数αS Y
由图14-1-103 68.156.121==ααS S Y Y
5) 重合度系数
699.067
.175
.025.0=+
=εY 6) 螺旋角系数βY
由图14-1-109和︒=0β
1=βY
7) 计算齿根应力F σ
αββεασF F V A S Fa T
F K K K K Y Y Y Y bm F =
(4-12)
1
.198.037.175.1699.056.176.25
6397141⨯⨯⨯⨯+
⨯⨯⨯⨯=F σ 68.134.256
.176.28
.2392⨯⨯⨯=F σ
8) 试验齿轮的应力修正系数ST Y
由表14-1-101 0.2=ST Y
9) 寿命系数NT Y
由表14-1-108
02.06)103(L
NT
N Y ⨯=
91.0)103.3103(02
.08
61=⨯⨯=NT Y
91.0)10
83.2103(02
.08
62=⨯⨯=NT Y 10) 相对齿根角敏感系数relT Y δ
由图14-1-98知：
25.1=m h fp 38.0=m
fp
ρ
用表14-1-102所列公式进行计算
87.025.138.01-=-=+-=x m h m G fp
fp ρ
32
.020cos 538.0)
20sin 1(20tan 525.145=︒⨯︒--︒⨯⨯-=πE 9.03
14.3)532.02(2121-=--=πH
83.021
87.0219
.01=⨯+
=θ
]38.0)
83.0cos(87
.0[3)83.03sin(211--+-=πm S F 15.8563.11=⨯=F S )
2cos 1(1cos 222
1G z G m m fp F -+=θθρρ )]87.0(283.0cos 21[83.0cos )87.0(238.022
-⨯-⨯-⨯+=
895.2579.051=⨯=F ρ
895.2215.82111⨯==F F a S q ρ
98.0=relT Y δ
11) 相对齿根表面状况系数RrelT Y
02.1)18(529.0674.11.0=+-=RrelT Y
12) 尺寸系数
由表14-1-109的公式计算如下：
1501.005.1=⨯-=x Y 13) 弯曲强度的安全系数
F
x
RrelT relT NT ST F F Y Y Y Y Y S σσδlim =
(4-13)
79.38
.2391
02.198.091.025001=⨯⨯⨯⨯⨯=
F S
9.29
.2181
02.198.091.023502=⨯⨯⨯⨯⨯=
F S
1F S 、2F S 均达到表14-1-100规定的高可靠度时最小安全2min =F S 的要求，轮齿的弯曲强度核算通过。

4.2牵二轴上大齿轮的强度校核
(1) 选择齿轮材料和热处理方法
由文献【10】第一卷，选小齿轮 18Cr2Ni4WA ,渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC 。

齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求查文献中的图查得：
Mpa H 15401lim =σ Mpa F 5001lim =σ
(2) 初定齿轮的主要参数
根据齿轮的啮合原理，齿轮的模数5=m 。

由分配的第一级传动的传动比，可以确定齿轮的齿数齿轮503=Z 。

齿轮的主要尺寸参数如下：
分度圆直径3d ：
mm mz d 25033==
齿顶圆直径3a d ：
m m 260233=+=m mz d a
齿根圆直径3f d ：
mm m mz d f 5.2375.233=-=
齿宽3b ：
mm b b 58523=-=
齿轮的精度等级7级 (3) 齿面接触强度校核 1) 分度圆上名义切向力
m N T ⋅==9193.59257
9550
N mz T F t 750220002
==
2) 使用系数A K
原动机为电动机，轻微冲击。

工作机为采煤机行走箱，有严重冲击，查表14-1-71得75.1=A K
3) 动载系数v K
s m n v /62.7100060d 2
2=⨯=
π
m f pt μ14=
32.314ln 852.25ln 144.149ln 5048.0++--=C
取7=C
查文献[10]中图14-1-74得
16.1=v K
4) 齿间载荷分布系数αH k
10035.22658
7502
75.1≥=⨯=b F k t A 查表14-1-92得1.1=αH k
5) 螺旋线载荷分布系数βH k
'14C = 20r C = 21F β=
57.26258
16
.175.17502=⨯⨯=
Wm
5.10215.0F x =⨯=β
925.885.05.10=⨯=y F β
17.157
.26220
925.82=⨯⨯=
βH k
6) 节点区域系数H Z
由于0=∑x ，0=β 查图14-1-76得5.2=H Z
7) 弹性系数E Z
由表14-1-95 2/8.189mm N Z E = 8) 重合度系数εZ
由公式4-9，重合度αε
)]20tan (tan 49)20tan (tan 21[21
21︒-+︒-=a a ααπ
εα
︒=+︒
⨯=+︒=5.25)1024520cos 245arccos()2)20cos(arccos(111m d d a α
︒=+︒
⨯=+︒=37.25)10
25020cos 250arccos()220cos arccos(222m d d a α
76
.1)]
20tan 37.25(tan 50)20tan 5.25(tan 49[21=︒-︒+︒-︒=π
εα 87.075
.025.0=+=α
εεZ
9) 螺旋角系数βZ
由0=β得： 1=βZ
10) 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数B Z D Z
11M ==
1=B Z
20.999M =
=
1=D Z
11) 计算接触应力H σ
由公式4-10得：
u u b d F Z Z Z Z K K K K Z t E H H H V A B H 111+⨯=ε
βαβσ pa M 3.68202.102.258245750287.05.28.1891.117.116.175.1=⨯⨯⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯
Mpa H H 3.68212==σσ
12) 寿命系数
8111054.3250003.5926060⨯=⨯⨯⨯==t n N L
8221074.1500002
.13.5926060⨯=⨯⨯==t n N L 由表14-1-96得
057.089
1)10
54.310(⨯=NT Z 1.1)10
74.110(057.089
2=⨯=NT Z 13) 润滑油膜影响系数R V L Z Z Z
由表14-1-98 85.0=R V L Z Z Z
14) 齿面工作硬化系数W Z
由图14-1-90及两个啮合齿轮的硬度HB 470>
121==W W Z Z
15) 齿面接触强度计算的尺寸系数
9997.070109.0076.1=⨯-=x Z
16) 安全系数H S
H
x W R V L NT H H Z Z Z Z Z Z S σσlim = 03.23
.6829997.085.006.115401=⨯⨯⨯=H S 1.2967
9997.085.01.115402=⨯⨯⨯=H S 1H S 、2H S 都达到了表14-1-100规定的高可靠度，最小安全系数6.1~5.1min =H S 的要求，齿面接触强度校核通过。

(4) 轮齿弯曲强度校核
1) 螺旋线载荷分布系数
N H F K K )(ββ= 2
2
)(1)(h b h b h b N ++= mm b 58=
mm h 5=
91.06
.116.1116.1122
=++=N 155.117.191.0==βF K
2) 螺旋线载荷分配系数αF K
1.1==ααH F K K
3) 齿廓系数αF Y
由图14-1-98 32.234
.221==ααF F Y Y 4) 应力修正系数αS Y
由图14-1-103 7.168
.121==ααS S Y Y
5) 重合度系数
676.076.175.025.0=+=εY 6) 螺旋角系数βY
由图14-1-109和︒=0β
1=βY
7) 计算齿根应力F σ
αββεασF F V A S Fa T F K K K K Y Y Y Y bm
F = pa
F M 88.1771.1155.116.175.1676.07.132.25
587502=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=σ 8) 试验齿轮的应力修正系数ST Y 由表14-1-101 0.2=ST Y
9) 寿命系数NT Y
由表14-1-108
02.06)103(L NT
N Y ⨯= 922.0)1074.1103(02.08
6=⨯⨯=NT Y 10) 相对齿根角敏感系数relT Y δ
由图14-1-98知：
25.1=m h fp
38.0=m
fp
ρ 用表14-1-102所列公式进行计算
87.025.138.0-=-=+-=x m
h m G fp fp ρ 32.020cos 538.0)20sin 1(20tan 525.145=︒
⨯︒--︒⨯⨯-=πE 985.03
)532.02(502-=--=ππH rad H 95.050
87.0211=⨯+=θ ]38.0)
cos(87.0[3)3sin(21--+-=θθπm S Fa。