由图.查得，级精度.齿向载荷分布系数由表.查得调质钢，由表.，由表.查得齿宽根据和由图.，查得式中.齿间载荷分布系数因由图.查得.节点区域系数式中，直齿轮端面节圆啮合角直齿轮端面压力角，直齿轮.弹性系数由表.查得.齿形系数由图.查.应力修正系数由图.,查得.重合度系数.螺旋角系数，因得得.齿数，.接触应力的基本值.接触应力.弯曲应力的基本值.齿根弯曲应力.确定计算许用接触应力时的各种系数.寿命系数因，由图.,得.润滑系数因和由图.查得.速度系数因由图.查得.粗糙度硬化系数因和由图.查得.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得.尺寸系数由表.查得.许用接触应力.接触强度安全系数⑿.确定计算许用弯曲应力时的各种系数试验齿轮的应力修正系数.寿命系数因查图.得.相对齿根圆角敏感系数因,由图.查得.齿根表面状况系数.尺寸系数，由表.得.许用弯曲应力⒁.弯曲强度安全系数采煤机的使用与维护.采煤机使用过程中常见故障与处理国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析截割部截煤滚筒不配套。煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤帮放不出来,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。牵引传动箱设计中是分体的上下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。.型采煤机的维修改造工艺针对上述原因分析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造采煤机截煤滚筒的维修改造通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组个截齿,按组,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈角焊接安装,每列的个截齿按端面有效距离,间隔进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布切割个长宽的腰形孔。牵引部与截割部连接轴孔的维修改造采煤机的牵引侧,再焊装块轴孔板,同时将绞轴和绞轴的轴孔衬套材质由原来的改为铸铜,延长绞轴的长度,轴孔连接由个增加到个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴孔板对截割部的扭转力,起到了个限制作用,这样就彻底地解决了采煤机截割部绞轴折断和轴孔体损失的重大事故隐患。具体维修改造工艺首先将变形的绞轴里孔用型高锰钢焊条进行补焊,补焊的里孔用自制的液压镗孔机进行镗孔,镗孔完毕后再配装上用铸铜加工的衬套,衬套的内径保证与原设计尺寸相同。在截割部与牵引部对接时,先将绞轴穿入轴孔内,把绞轴套上待固定的轴孔板,穿入轴孔内,绞轴穿到位后,再将轴孔板扶正，固定在牵引部的机壳上。在施工过程中,施工人员克服了井下作业的诸多困难,从安装临时泵站,固定镗孔机,调试刀架测量尺寸到机组对接等每道工序都做了充分的准备,使工程进展井然有序,最后对接试机举成功。材料弯曲扭转的特性系数取.可得所以强度足够。轴的设计及强度效核.选择轴的材料选取轴的材料为钢，调质处理.轴径的初步估算由表取，可得.求作用在齿轮上的力Ⅳ轴上大齿轮分度圆直径为圆周力，径向力和轴向力的大小如下小轮分度圆直径为.轴的结构设计拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装调心滚子轴承。轴承型号，尺寸取轴段直径取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则Ⅱ段做成齿轮轴，取轴段直径轴段长度Ⅲ段用于装轴承，选用调心滚子轴承，尺寸，取轴段直径该段采用渐开线花键来安装齿轮，该轴段长轴上零件的周向定位齿轮采用渐开线花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为.轴端倒角.轴的强度效核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图求支反力水平面垂直面计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩图所示垂直面弯矩图所示合成弯矩图所示扭矩计算当量弯矩图所示显然右处为危险截面，故只对该处进行强度效核轴的材料为钢，调质处理，查表得由得取.安全系数效核计算确定参数由前述计算可知抗扭截面模量计算应力参数弯曲应力幅因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力确定影响系数轴的材料为钢，调质处理，由表查得，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据由表经插值可得尺寸系数根据轴截面为圆截面查图得表面质量系数根据和表面加工方法为精车，查图，得.,.。材料弯曲扭转的特性系数取.可得所以强度足够。惰轴的设计由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为初取,经受力分析在确定轴的直径.该心轴分三段,从右端起轴段该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径,为使该轴有足够的支撑强度,取其长度轴段该段安装轴承,轴承外圈支承着惰了轮.取其直径,这里选择调心滚子轴承,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为两轴间有长为的距离套对其进行周向定位,该轴的长度轴段为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度,为了保证惰轮与截轴的齿轮正确啮合,取该段的长度.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力选用钢调质处理，因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷因为相差无几，其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略，所以弯矩为抗弯截面模量许用弯曲应力所以该轴强度合格。行星传动机构的设计过程电牵引采煤机是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此,电牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星传动结构紧凑速比大。行星传动的优点是动力分流,功率流数取决于行星轮个数。因此,电牵引采煤机用的行星机构大多设计成个行星轮,以降低每行星轮的负载,但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形惯性力摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素,把太阳轮作成无支承的浮动件单浮动,通过渐开线花键与前级齿轮联接,花键侧隙则满足了浮动量的要求。或设计成双浮动太阳轮内齿圈浮动三浮动结构太阳轮内齿圈行星架浮动。这些均载措施结构简单浮动灵敏反力矩小,有效地补偿各种误差,使行星轮间的载荷均衡分配。行星轮与内齿圈般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分布会发生影响,由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形,同样也有利于行星轮间的载荷分配均匀,并降低啮合时的动载荷。以下参考现代机械传动手册机械工业出版社已知输入功率.,转速.，输出转速．齿轮.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。．使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。．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。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，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。本次设计采用型行星减速装置，其原理如图所示该行星齿轮传动机构主要由太阳轮内齿圈行星轮行星架等组成。传动时，内齿圈固定不动，太阳轮为主动轮，行星架上的行星轮面绕自身的轴线转动，从而驱动行星架回转，实现减速。运转中，轴线是转动的。这种型号的行星减速装置，效率高体积小重量轻结构简单制造方便传动功率范围大，可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为,传动比般为。如图所示，当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比的推荐值为.。查阅文献,采煤机截割部行星减速机构的传动比般为。这里定行星减速机构传动比则其他三级减速机构总传动比.由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比般为根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为以此计算，四级减速传动比的总误差为．在误差允许范围内，合适。传动系统的设计.各级传动转速功率转矩的确定各轴转速计算从电动机出来，各轴依次命名为ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧ轴。Ⅰ轴Ⅲ轴Ⅳ轴Ⅵ轴各轴功率计算Ⅰ轴.Ⅱ轴.Ⅲ轴.Ⅳ轴Ⅴ轴Ⅵ轴.Ⅶ轴Ⅷ轴各轴扭矩计算Ⅰ轴Ⅲ轴Ⅳ轴Ⅶ轴Ⅷ轴将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用运动和动力参数编号功率转速•转矩•传动比Ⅰ轴Ⅲ轴.Ⅳ轴Ⅶ轴Ⅷ轴.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动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

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（其他） 毕业设计说明书.doc

（图纸） 采煤机总机.dwg

（图纸） 齿轮.dwg

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（图纸） 截二轴标注(A2).dwg

（图纸） 截割部．dwg.dwg

（图纸） 截割部传动系统图.dwg

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（图纸） 内齿圈.dwg

（图纸） 行星机构．.dwg

（图纸） 轴3示意图.dwg