BM1100型薄煤层采煤机设计毕业设计说明.doc

BM1100型薄煤层采煤机设计目 录1 概述11.1引言11.2我国采煤机30多年的发展进程11.2.120世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段11.2.220世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期21.2.3薄煤层采煤机的发展状况22 总体方案的确定42.1主要技术参数42.3传动方案的确定42.3.1传动比的确定42.3.2传动比的分配53 传动系统的设计63.1齿轮设计及强度效核63.1.1第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核63.1.2第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核133.1.3第三级直齿圆柱小齿轮和惰轮的设计和强度校核203.1.4第三级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核273.1.5第四级直齿圆柱小齿轮和惰轮1的设计和强度校核333.1.6第四级直齿圆柱惰轮2的设计和强度校核393.1.7第四级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核413.2轴及其组件的设计及效核433.2.1第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核433.2.2第轴的设计及强度校核及其组件的选择及校核493.2.3第轴的设计及其组件的选择583.2.4第轴的设计及其组件的选择623.2.5第轴的设计及其组件的选择643.2.6第轴的设计及其组件的选择653.2.7第轴的设计及其组件的选择673.2.8第轴的设计及其组件的选择694 采煤机的使用和维护724.1润滑及注油724.2地面检查与试运转724.2.1试运转前的检查：724.2.2试运转时检查：724.3下井及井下组装734.4采煤机的井下操作734.4.1操作前的检查：734.4.2试运转中注意事项：734.5机器的维护与检修745 总结76参考文献77英文原文78中文译文85致 谢901 概述1.1 引言采煤机械的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用取决于煤层的赋存条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又促进了采煤方法和采煤工艺的更新。采煤方法按采煤工艺可分为长壁式采煤法和房柱式采煤法两大类。我们广泛使用长壁式采煤法。 长壁式采煤法所使用的机械设备按机械化程度分为爆破采煤机械、普通机械化采煤机械和综合机械化采煤机械三类。 炮采工作面的机电设备较少，主要靠人力完成各项工序。破煤工序有直接打眼放炮和先掏槽后打眼放炮两种，装煤工序主要依靠人工攉煤，运煤工序依靠工作面刮板输送机来完成。 普通机械化采煤机工作面用采煤机或刨煤机和工作面刮板输送机实现破煤、装煤和运煤工序的机械化，用单体支护设备实现人工控制顶板。 综合机械化采煤工作面将各种相对独立的机电设备合理的组合在一起，在工艺过程中协调工作，使采煤工作面的破、装、运、支全部工序实现机械化。1.2 我国采煤机30多年的发展进程1.2.1 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段 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MD-150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MLS3-170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 例如，MLS3-170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD-150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY-100和DY-150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。 2有链牵引，输出牵引力小 此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。 3牵引速度低 由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6m /min 。 4自开切口差 由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此. 5工作可靠性较差 我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。1.2.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期 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20世纪70年代开发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起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。2. 元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。1.2.3 薄煤层采煤机的发展状况以前，薄煤层采煤机可选机型少，可靠性差，功率低，单产低，使我国薄煤层产量逐年减少，弃采严重，资源浪费大，从80年代开始，薄煤层采煤机从无到有得到稳定发展。随着薄煤层采煤机的推广应用，适用工作范围扩大，也暴露了许多缺陷和不足，限制了使用效果。根据薄煤层开采的迫切需要，开发适合国情的新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。目前，哈尔滨煤矿机械研究所已经研制了5种机型的薄煤层采煤机，都已投入工作中。其中具有代表性的机型BM1100型薄煤层采煤机。BM1100型薄煤层采煤机是一种用于沿长壁回采工作面全长穿棱采煤的机械。可采0.8-1.3 m厚的煤层。该采煤机由单电动机驱动，电动机的动力通过右端出轴上齿轮传给右截割部离合器齿轮，再经过一级伞齿轮和三级直齿轮传至滚筒，滚筒以94.87 r/min转速进行落煤和装煤。电动机的动力通过其左端的齿轮，带动牵引部过轴上的齿轮，分别经过一对直齿轮传至主泵和辅助泵，主泵产生的高压油通过闭式循环油路驱动马达，马达再经过两级直齿轮和一套行星齿轮传动，带动主链轮和圆环链，采煤机以0-6 m/min牵引速度沿输送机运行。它的特点是电动机功率较大，机身强度较高，牵引部装有液压恒功率自动调速装置，可使电动机在额定功率下工作。另外还设有内外喷雾装置、双支点摇臂,刚性较好、强度较高。2 总体方案的确定 本设计参照BM1100型薄煤层采煤机，该机装机功率100KW，使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。2.1 主要技术参数采高： 0.75-1.3；适用煤倾角： 0-20°；煤质硬度：f3； 滚筒截深：0.6米；牵引速度(m/min)：0.3-4.65；牵引力(kN) ：120；滚筒直径(mm)：750、900、1150；滚筒转速(r/min)： 86；摇臂摆角：下摆-9 °上摆+40°；灭尘方式：内外喷雾；拖电缆方式：自动拖缆；装机功率(KW)：100；电压(V)：1140；2.2 采煤机结构方案该采煤机由单电动机驱动,电动机的动力通过右端出轴上齿轮传给右截割部离合器齿轮,再经过一级伞齿轮和三级直齿轮传至滚筒。电动机的动力通过其左端的齿轮,带动牵引部过轴上的齿轮,分别经过一对直齿轮传至主泵和辅助泵,主泵产生的高压油通过闭式循环油路驱动马达,马达再经过两级直齿轮和一套行星齿轮传动,带动主链轮和圆环链,采煤机以0.3-4.65 m/min牵引速度沿输送机运行。该采煤机可根据用户要求组成双滚筒采煤机和能适应左、右工作面使用的两种形式的单滚筒采煤机。2.3 传动方案的确定2.3.1 传动比的确定 滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而得，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。总传动比 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min2.3.2 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。根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则，另参考BM1100型薄煤层采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为：=2.23=2.31=2.08=1.623 传动系统的设计图31 截割部传动系统图3.1 齿轮设计及强度效核这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传递的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：3.1.1 第一级直齿圆柱齿轮的设计和强度校核（1） 选择齿轮材料小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火大齿轮：渗碳+淬火+低温回火由图13-1-24和图13-1-53按MX级质量要求取值，得=1650，=1650和=550，=550（2） 初步确定主要参数1) 按疲劳强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取=483，按齿轮对称布置，速度中等，冲击载荷较大，取载荷系数K=2.0。按表13-1-79，选0.8。则0.495。按表13-1-77（13-86）圆整取齿宽系数0.5齿数比u=i=2.23许用接触应力：0.9×1650=1485小齿轮传递的转矩：中心距：=126.14mm取=1262) 初步确定模数、齿数z、齿宽b=取=6mm由公式=13.00取=13=28.99取=29小轮分度圆直径：=78mm大轮分度圆直径： =174mm未变位时中心距:=126mm实际传动比=2.23齿宽b：=63取b=60mm3) 变位计算实际啮合角：=0.94计算传动变位系数：=0用图13-1-4（13-19）校核，许用范围内，可用。用图13-1-4（13-19）分配变位系数，得，（3） 齿面接触强度核算1) 计算分度圆上名义切向力： =16656N2) 使用系数：原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表13-1-81 =1.5。3) 动载系数齿轮线速度=6m/s由表13-1-90（13-93）公式计算传动精度系数c：查表13-1-49（13-65）齿距极限偏差：=9.07圆整取c=9由图13-1-14查得 =1.34) 齿向载荷分布系数：=1.245) 齿间载荷分布系数416.41查表13-1-102（13-100）：=1.16) 节点区域系数：由图13-1-16查得（13-102） 7) 弹性系数：由表13-1-105（13-103）查得 =189.88) 重合度系数：重合度： 小齿轮齿顶压力角：大齿轮齿顶压力角： 重合度：=1.49重合度系数：9) 大、小齿轮的单对齿啮合系数、按表13-1-104的判定条件=1、=110) 计算接触应力:=927.93由于=1，所以11) 寿命系数、：应力循环次数=由表13-1-106公式计算=0.96=0.9712) 润滑油膜影响系数：由表13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.9213) 齿面工作硬化系数：由图13-1-30查得： =1、=114) 尺寸系数：由表13-1-109查得： =115) 安全系数：=1.5=1.6、均达到表13-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿面接触强度核算通过。（4） 齿轮弯曲强度核算1) 齿向载荷分布系数：=0.78=1.182) 齿向载荷分布系数：1.1齿形系数：3) 由图13-1-38（13-118）查得=2.45、=3.054) 应力修正系数： 由图13-1-43（13-121）查得 =1.65、=1.475) 重合度系数：=0.756) 计算齿根应力：因为，用表13-1-111（13-112）中方法二。=358.82=396.857) 试验齿轮的应力修正系数：查表13-1-111，得=2.08) 寿命系数：由表13-1-118（13-128）中公式：9) 相对齿根角敏感系数由齿根圆角参数，用表13-1-112（13-114）所列公式计算。由图13-1-38知：=1.25、=0.38=-0.87=0.39=-0.82=0.72rad=1.97=11.83mm=0.60=3.60mm=1.64同样计算可知： =1.010) 相对齿根表面状况系数：由图13-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为时=1.011) 尺寸系数：由表13-1-119（13-129）的公式=0.99412) 弯曲强度的安全系数：=2.52=2.31、均达到表13-1-110（13-111）规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿轮弯曲强度核算通过。（5） 齿轮几何尺寸计算顶隙系数：=0.25齿顶高系数： =1未变位时中心距:=126mm实际中心距:=126mm中心距变动系数：=0变位系数：=0.31、 =齿顶高变动系数：=0齿顶高=7.86mm =4.14mm齿根高=5.64mm =9.36mm齿顶圆直径：=93.72mm=182.28mm齿根圆直径：=66.72mm=155.28mm跨测齿数：=2.41圆整圆整公法线长度：轮精度设计由于齿轮工作在高速有反转的情况下，齿轮采用7级精度，在高精度的齿轮机床上范成加工，淬火后磨齿，齿面粗糙度=0.8（查表13-1-39）（13-60）。孔的尺寸公差、形状公差采用IT7，轴的尺寸公差、形状公差采用IT6。顶圆直径公差IT8（查表13-1-40）。基准面径向圆跳动和端面圆跳动，小齿轮18，大齿轮22（查表13-1-41）。齿圈径向圆跳动，小齿轮40，大齿轮56（查表13-1-46）。公法线长度变动公差，小齿轮28，大齿轮36（查表13-1-45）。中心距极限偏差=查表13-1-55）。基节极限偏差，小齿轮16，大齿轮18（查表13-1-48）。齿形公差，小齿轮14，大齿轮16（查表13-1-47）。齿向公差，小齿轮16，大齿轮20（查表13-1-47）。公法线平均长度公差：小齿轮=-72（偏差代号F）、=-108（偏差代号G），大齿轮=-120（偏差代号G）=-200（偏差代号J）（查表13-1-47）。精度等级和公法线平均长度极限偏差代号：小齿轮：7FG GB/T 10095-1988大齿轮：7GJ GB/T 10095-19883.1.2 第二级直齿圆锥齿轮的设计和强度校核（1） 选择齿轮材料小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火大齿轮： 渗碳+淬火+低温回火由图13-1-23图13-1-52按MX级质量要求取值，得1650、1650和525 525（2） 初步确定主要参数1) 按弯曲强度初步确定小齿轮大端分度圆直径 小齿轮传递的转矩：使用系数：原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击。由表13-1-81查得： 。齿向载荷分布系数：由表13-3-34查得轴承系数=1.25 =1.5=1.5×.=1.875取小齿轮齿数:=13取大齿轮齿数:=30齿数比u=节锥角:=90-=当量齿数：=14.17圆整=14=75.45圆整=75齿形系数：由图13-3-24查得 =2.65预取分度圆直径：=191.29mm取d=150mm2) 初步确定模数=11.5mm取=10mm=13×10=130mm=30×10=300mm锥距R:=163.48mm3) 变位系数:采用高变位=0由表13-3-7查得=0.36、=-0.36（3） 齿面接触强度核算1) 齿宽中点处分度圆上名义切向力：N2) 节点区域系数：查图13-3-27 3) 弹性系数：由表13-1-105查得： =189.84) 重合度系数：当量圆柱齿轮几何尺寸计算分度圆直径： =115.68mm=616.05mm中心距： =365.87mm齿顶圆直径：=129.29mm=629.66mm端面齿形角： 基圆直径：=108.70mm=578.899mm啮合线长度：=33.70mm端面重合度：=1.71=0.875) 接触强度计算的锥齿轮系数：是考虑锥齿轮齿形与渐开线齿形的差异及轮齿刚度沿齿宽变化对齿面接触强度的影响。当齿顶和齿根修形适当时,取=0.85；6) 使用系数： 原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表13-1-81 =1.5。7) 动载系数由推荐值1.05-1.4 取：=1.258) 齿间载荷分布系数=668.78由表13-3-35查得： =1.19) 接触强度计算的最小安全系数:由表13-1-110 查得 =110) 润滑油膜影响系数：由表13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.9211) 尺寸系数： 由表13-3-36 查得： =112) 计算接触应力: =1419.4213) 许用接触应力：=1518接触应力校核通过满足要求（4） 齿轮弯曲强度核算1) 齿向载荷分布系数：=1.8752) 齿向载荷分布系数：=1.13) 齿宽中点法向模数：=8.16mm4) 齿形系数：由图13-3-28查得：=2.63、=3.055) 应力修正系数： 由图13-3-29 查得：=1.5=1.96) 弯曲强度计算的重合度系数：=0.697) 试验齿轮的应力修正系数：由表13-1-111查得： =2.08) 弯曲强度最小安全系数：由表13-1-110查得： =1.29) 相对齿根角敏感系数由齿根圆角参数，用表13-1-112（13-114）所列公式计算。由图13-1-38知：=1.25、=0.38 =0.53=0.72rad=1.97=16.10mm=0.60=4.91mm=1.64同样计算可知： =1.010) 相对齿根表面状况系数：由图13-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为时=1.011) 弯曲强度计算的尺寸系数：由表13-1-119中公式计算得=0.9712) 计算齿根应力：=777.61=792.3313) 许用弯曲应力：=848.75弯曲应力校核通过满足要求（5） 直齿锥齿轮传动的几何计算顶隙系数：=0.2齿顶高系数： =1变位系数：=0.36 =-0.36齿顶高：=13.6mm=6.4mm齿高：=22mm齿根高：=8.4mm=15.6mm齿顶圆直径：齿根角：齿顶角：顶锥角：根锥角：外锥高：周节：分度圆弧齿厚：分度圆弦齿厚：分度圆弦齿高： （6） 齿轮精度设计由于齿轮工作在高速有反转的情况下，齿轮采用7级精度，在高精度的齿轮机床上范成加工，淬火后磨齿，齿面粗糙度=0.8（查表13-1-39）（13-60）。孔的尺寸公差、形状公差采用IT7，轴的尺寸公差、形状公差采用IT6。外径尺寸极限偏差（查表13-3-59）：上偏差：0下偏差-IT8齿坯顶锥母线跳动公差：小齿轮50，大齿轮60（查表13-3-60）。基准面端面圆跳动，小齿轮20，大齿轮25（查表13-3-60）。轮冠距极限偏差（查表13-3-61）顶锥角极限偏差（查表13-3-61）最小法向侧隙：（最小法向侧隙种类d）（查表13-3-49）。齿圈径向圆跳动，小齿轮，大齿轮（查表13-3-41）。齿厚上偏差，小齿轮、大齿轮（查表13-3-50）。齿厚公差，小齿轮、大齿轮（法向侧隙公差种类D）（查表13-3-51）。最大法向侧隙的制造补偿部分：（查表13-3-49）。齿圈位移极限极限偏差=（查表13-1-53）。轴间距极限偏差=查表13-1-54）。轴交角极限偏差=查表13-1-55）。齿轮的精度等级和最小法向侧隙及法向侧隙公差种类的字母代号：小齿轮：7dD GB/T 11365-1989大齿轮：7dD GB/T 11365-19893.1.3 第三级直齿圆柱小齿轮和惰轮的设计和强度校核（1） 选择齿轮材料小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火惰轮：渗碳+淬火+低温回火由图13-1-24和图13-1-53按MX级质量要求取值，得=1650，=1650和=550，=550（2） 初步确定主要参数1) 按疲劳强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取=483，按齿轮对称布置，速度中等，冲击载荷较大，取载荷系数K=2.0。按表13-1-79，选0.8。则0.55。按表13-1-77（13-86）圆整取齿宽系数0.6齿数比u=i=2.23许用接触应力：0.9×1650=1485小齿轮传递的转矩：中心距：=194.74mm取=1902) 初步确定模数、齿数z、齿宽b=取=10mm由公式=13.00取=13=25.00取=25小轮分度圆直径：=130mm惰轮分度圆直径： =250mm未变位时中心距:=190mm实际传动比=1.92齿宽b：=114取b=90mm3) 变位计算实际啮合角：=0.94计算传动变位系数：=0用图13-1-4（13-19）校核，许用范围内，可用。用图13-1-4（13-19）分配变位系数，得，（3） 齿面接触强度核算1) 计算分度圆上名义切向力： =51366.33N2) 使用系数：原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表13-1-81 =1.5。3) 动载系数齿轮线速度=1.95m/s由表13-1-90（13-93）公式计算传动精度系数c：查表13-1-49（13-65）齿距极限偏差：=8.49圆整取c=8查图13-1-14 =1.34) 齿向载荷分布系数：=1.235) 齿间载荷分布系数856.11查表13-1-102（13-100）：=1.26) 节点区域系数：由图13-1-16 查得7) 弹性系数：由表13-1-105查得=189.88) 重合度系数：重合度： 小齿轮齿顶压力角：惰轮齿顶压力角： 重合度：=1.49重合度系数：9) 大、小齿轮的单对齿啮合系数、按表13-1-104的判定条件=1、=110) 计算接触应力:由于=1，所以11) 寿命系数、：应力循环次数=由表13-1-106公式计算=1.00=1.0312) 润滑油膜影响系数：由表13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.9213) 齿面工作硬化系数：由图13-1-30 =1、=114) 尺寸系数：由表13-1-109 =115) 安全系数：=1.18=1.20、均达到表13-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿面接触强度核算通过。（4） 齿轮弯曲强度核算1) 齿向载荷分布系数：=0.76=1.172) 齿向载荷分布系数：1.2齿形系数：3) 由图13-1-38（13-118）查得=2.7、=34) 应力修正系数： 由图13-1-43（13-121） =1.6、=1.465) 重合度系数：=0.756) 计算齿根应力：因为，用表13-1-111（13-112）中方法二。=441.24=447.377) 试验齿轮的应力修正系数：查表13-1-111，得=2.08) 寿命系数：由表13-1-118（13-128）中公式：9) 相对齿根角敏感系数由齿根圆角参数，用表13-1-112（13-114）所列公式计算。由图13-1-38知：=1.25、=0.38=-0.87=0.64=-0.82=0.72rad=1.97=19.72=0.60=6.01=1.64同样计算可知： =1.010) 相对齿根表面状况系数：由图13-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为时=1.011) 尺寸系数：由表13-1-119（13-129）的公式=0.9712) 弯曲强度的安全系数：=2.06=2.06、均达到表13-1-110（13-111）规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿轮弯曲强度核算通过。（5） 齿轮几何尺寸计算顶隙系数：=0.25齿顶高系数： =1未变位时中心距:=190mm实际中心距:=190mm中心距变动系数：=0变位系数：=0.25、 =齿顶高变动系数：=0齿顶高=12.5mm =7.5mm齿根高=10mm =15mm齿顶圆直径：=155mm=265mm齿根圆直径：=110mm=220mm跨测齿数：圆整=2.79圆整公法线长度：=57.46mm（6） 齿轮精度设计由于齿轮工作在低速重载有反转的情况下，齿轮采用7级精度，在高精度的齿轮机床上范成加工，淬火后磨齿，齿面粗糙度=0.8（查表13-1-39）（13-60）。孔的尺寸公差、形状公差采用IT7，轴的尺寸公差、形状公差采用IT6。顶圆直径公差IT7（查表13-1-40）。基准面径向圆跳动和端面圆跳动，小齿轮22，惰轮22（查表13-1-41）。齿圈径向圆跳动，小齿轮63，惰轮63（查表13-1-46）。公法线长度变动公差，小齿轮36，惰轮36（查表13-1-45）。中心距极限偏差=查表13-1-55）。基节极限偏差，小齿轮20，惰轮20（查表13-1-48）。齿形公差，小齿轮19，惰轮19（查表13-1-47）。齿向公差，小齿轮16，惰轮20（查表13-1-47）。公法线平均长度公差：小齿轮=-88（偏差代号F）、=-176（偏差代号G），惰轮=-132（偏差代号G）=-220（偏差代号J）（查表13-1-57）。精度等级和公法线平均长度极限偏差代号：小齿轮：7FG GB/T 10095-1988惰轮：7GJ GB/T 10095-19883.1.4 第三级直齿圆柱大齿轮的设计和强度校核（1） 选择齿轮材料大齿轮： 渗碳+淬火+低温回火由图13-1-24和图13-1-53按MX级质量要求取值，得=1650，=550。（2） 初步确定主要参数大齿轮传递的转矩：1) 确定模数、齿数z、齿宽b与第三级小齿轮和惰轮取相同模数=10mm第三级传动比=27.00取=27大轮分度圆直径： =270mm未变位时中心距:=260mm取实际中心距齿数比=1.08齿宽b：取b=80mm2) 变位计算实际啮合角：=0.94计算传动变位系数：=0用图13-1-4（13-19）校核，许用范围内，可用。由于惰轮变位系数，取（3） 齿面接触强度核算1) 计算分度圆上名义切向力： =51366.33N2) 使用系数：原动机为电动机，均匀平稳，工作机采煤机，有中等冲击，查表13-1-81 =1.5。3) 动载系数齿轮线速度=1.94m/s由表13-1-90（13-93）公式计算传动精度系数c：查表13-1-49（13-65）齿距极限偏差：=8.15圆整取c=8查图13-1-14 =1.134) 齿向载荷分布系数：=1.165) 齿间载荷分布系数910.87查表13-1-102（13-100）：=1.26) 节点区域系数：由图13-1-16 查得：7) 弹性系数：由表13-1-105查得：=189.88) 重合度系数：重合度： 惰轮齿顶压力角： 大齿轮齿顶压力角： 重合度：=1.61重合度系数：9) 大、小齿轮的单对齿啮合系数、按表13-1-104的判定条件=1、=110) 计算接触应力:寿命系数：应力循环次数=由表13-1-106公式计算=1.0311) 润滑油膜影响系数：由表13-1-108，经展成法滚、插队齿轮副、=0.9212) 齿面工作硬化系数：由图13-1-30查得：=113) 尺寸系数：由表13-1-109查得：=114) 安全系数：=1.56达到表13-1-110规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿面接触强度核算通过。（4） 齿轮弯曲强度核算1) 齿向载荷分布系数：=0.75=1.122) 齿向载荷分布系数：1.23) 齿形系数：由图13-1-38（13-118）查得=2.354) 应力修正系数： 由图13-1-43（13-121） =1.725) 重合度系数：=0.716) 计算齿根应力：因为，用表13-1-111（13-112）中方法二。=398.907) 试验齿轮的应力修正系数：查表13-1-111，得=2.08) 寿命系数：由表13-1-118（13-128）中公式： 9) 相对齿根角敏感系数由齿根圆角参数，用表13-1-112（13-114）所列公式计算。由图13-1-38知：=1.25、=0.38=-0.87=0.64=-0.82=0.88rad=2.01=20.10=0.56=5.66=1.77 =1.010) 相对齿根表面状况系数：由图13-1-58，齿根表面微观不平度10点高度为时=1.011) 尺寸系数：由表13-1-119（13-129）的公式=0.9712) 弯曲强度的安全系数：=2.13达到表13-1-110（13-111）规定的较高可靠度时最小安全系数的要求。齿轮弯曲强度核算通过。（5） 齿轮几何尺寸计算顶隙系数：=0.25齿顶高系数： =1未变位时中心距:=260mm实际中心距:=260mm中心距变动系数：=0变位系数： =齿顶高变动系数：=0齿顶高=12.5mm齿根高=10mm齿顶圆直径：=295mm齿根圆直径：=250mm跨测齿数：=3.91圆整公法线长度：=106.08mm（6） 齿轮精度设计由于齿轮工作在低速重载有反转的情况下，齿轮采用7级精度，在高精度的齿轮机床上范成加工，淬火后磨齿，齿面粗糙度=0.8（查表13-1-39）（13-60）。孔的尺寸公差、形状公差采用IT7，轴的尺寸公差、形状公差采用IT6。顶圆直径公差IT8（查表13-1-40）。基准面径向圆跳动和端面圆跳动，22（查表13-1-41）。齿圈径向圆跳动=63（查表13-1-46）。公法线长度变动公差=36（查表13-1-45）。中心距极限偏差=查表13-1-55）。基节极限偏差=20（查表13-1-48）。齿形公差=19（查表13-1-47）。齿向公差=16（查表13-1-51）。公法线平均长度公差：=-132（偏差代号G）=-220（偏差代号J）（查表13-1-57）。精度等级和公法线平均长度极限偏差代号：7GJ GB/T 10095-19883.1.5 n第四级直齿圆柱小齿轮和惰轮1的设计和强度校核（1） 选择齿轮材料小齿轮： 渗碳+淬火+低温回火惰轮：渗碳+淬火+低温回火由图13-1-24和图13-1-53按MX级质量要求取值，得=1650，=1650和=550，=550（2） 初步确定主要参数1) 按疲劳强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取=483