中国矿业大学徐海学院2010届本科生毕业设计.doc

中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 1 第第 1 章章 概述概述..........................................................................................................0 第 1.1 节 采煤机发展的历史和现状...............................................................0 第 1.2 节 我国采煤机 30 多年的发展进程.....................................................1 第 1.3 节 国外采煤机的发展 .........................................................................8 第 1.4 节 采煤机的发展趋势 .......................................................................11 第 1.5 节 采煤机的类型及主要组成 ...........................................................13 第第 2 章章 总体方案的确定总体方案的确定....................................................................................15 第 2.1 节 MG200/460-WD 型采煤机简介 ....................................................15 第 2.2 节 摇臂结构设计方案的确定.............................................................17 第 2.3 节 截割部电动机的选择.....................................................................18 第 2.4 节传动方案的确定...............................................................................19 第第 3 章章 传动系统的设计传动系统的设计..................................................................................23 第 3.1 节各级传动转速、功率、转矩的确定...............................................23 第 3.2 节 齿轮设计及强度效核.....................................................................26 第 3.3 节轴的设计及强度效核.......................................................................32 第 3.4 节截割部行星机构的设计计算...........................................................37 第第 4 章章 采煤机的使用与维护采煤机的使用与维护............................................................................50 第 4.1 节 采煤机使用过程中常见故障与处理.............................................50 第 4.2 节 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法.........................52 第 4.3 节 采煤机轴承的维护及漏油的防治.................................................53 第 4.4 节 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径.............................................56 第 4.5 节 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策.....................................................62 第 4.6 节 井上检查与试运行.........................................................................66 第 4.7 节 采煤机的操作 ................................................................................66 第 4.8 节 采煤机的井下安装.....................................................................68 第 4.9 节 采煤机的维护.................................................................................70 第 4.10 节 采煤机常见故障的一般处理方法...............................................71 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 0 扩大采煤机的系列和加速研制过程。 10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件 时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率。 第第 1.5 节节 采煤机的类型及主要组成采煤机的类型及主要组成 采煤机有不同的分类方法按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和 链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置 可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵 引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 1 第第 2 章章 总体方案的确定总体方案的确定 第第 2.1 节节 MG200/460-WD 型采煤机简介型采煤机简介 2.1.1MG200/460-WD 型采煤机简介型采煤机简介 MG200/460-WD 型采煤机是一台采用多电机驱动、电机横向布置，采 用非机载方式变频调速的无链（Eicotrack）电牵引新型采煤机。该采煤机 适用于煤层厚度 1.1～2.2m2.6m，工作面倾角≤25P0P两象限变频器或 者≤45P0P四象限变频器，煤层可有一定仰俯角，煤质中硬f ≤4的煤层 中开采，能够配套630、730、764 等运输机，在综合机械化采煤工作面 完成落煤与装煤。采煤机在工作面按斜切方式自开缺口，双向穿梭式采煤。 采煤机各部份按组装可分为机身及牵引部，截割部，电气控制及调速 设备，液压调高系统，冷却喷雾系统，辅助装置等。 2.1.2 主要技术参数主要技术参数 该机的主要技术参数如下 采高m1．0-1.9 截深mm600 适应倾角 ≤25 适应煤质硬度F≤4 滚筒转速r/min 44.36 摇臂长度mm 1896 牵引速度m/min 0-6-10 牵引型式 摆线轮-销轨无链牵引、交流变频牵引 机面高度mm 853 最小卧底量mm 265 灭尘方式 内外喷雾 装机功率kw 2（2100）22510460 电压v 1140 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 2 2.1.3MG200/460-WD 型采煤机主要特点型采煤机主要特点 1 机身及牵引部 1.1 主机身分三段，由左牵引部、右牵引部、电控箱组成，与以往相 比，取消底托架结构，采用键及高强度液压螺栓联接，简单可靠，装拆方 便。 1.2 左、右牵引箱分别由 2 台 25kW 交流牵引电机驱动，通过牵引减 速机构来驱动左、右行走轮，行走轮与销轨啮合，驱动采煤机沿输送机行 走。 2 截割部 2.1 左、右截割部通过销轴铰接在机身上，没有动力传递，与以往相 比，取消了螺旋伞齿轮复杂传动结构。 2.2 为了增大装机功率和降低机面高度，左、右截割部分别由各自的 两个截割电机驱动，每个电机功率为 100kW，每个摇臂的总传递功率为 200kW。 2.3 电机采用横向布置方式且布置在销排以外，利于保证下切深度。 2.4 截割机构包括电机，经圆柱直齿轮、行星机构减速后，通过花键 轴上的方型联接套与螺旋滚筒连接，来驱动滚筒旋转。 2.5 截割电机安装在摇臂上，每个摇臂上采用两个 100kW 的电机联合 驱动，以满足大功率与较低机面高度的需要； 2.6 摇臂回转采用铰接结构，与采煤机机身没有机械传动，回转部分 的磨损和机身联接螺栓的松动不会对截割传动部齿轮啮合产生不利影响。 2.7 摇臂齿轮传动均采用直齿圆柱齿轮，结构简单，传动效率高。 2.8 采用水套冷却，以降低摇臂齿轮箱的温度。 第第 2.2 节节 摇臂结构设计方案的确定摇臂结构设计方案的确定 由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。 利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系 列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇 臂设计成对称结构。 第第 2.3 节节 截割部电动机的选择截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 22100KW，即每个截割部功率为 200KW 由两个发动机共同驱动，根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和 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。电动机 YBCS3-100,其主要参数如下 型号 YBCS3-100 工作制 S1 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 3 功率kW 100 接法 Y 极数 4 绝缘等级 H 额定电压V 1140 冷却方式 水套冷却 额定电流A 68 冷却水量l/min 25 频率Hz 50 冷却水压MPa ≤1.5 转速r/min 1470 外形尺寸 ∅400870 该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 带有渐开线花键，通过该花 键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。 截割电机 第第 2.4 节传动方案的确定节传动方案的确定 2.4.1 传动比的确定传动比的确定 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 算而的，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。 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 4 总传动比 总 i 14.33 36.44 1470 ＝＝＝ 滚 总 n n I 电动机转速 r/min n 滚筒转速 r/min 滚 n 2.4.2 传动比的分配传动比的分配 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。 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 NWG 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 a、内齿圈 b、行星轮 g、行星架 x a-太阳轮 b-内齿圈 g-行星轮 x-行星架 NWG行星机构 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 5 等组成。传动时，内齿圈 b 固定不动，太阳轮 a 为主动轮，行星架 x 上的 行星轮 g面绕自身的轴线 oxox 转动，从而驱动行星架 x 回转，实现减 速。运转中，轴线 oxox 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 割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为 0.97～0.99,传动比一般为 2.1～13.7。如上图所示，当内齿圈 b 固定，以太 阳轮 a 为主动件，行星架 g 为从动件时，传动比的推荐值为 2.7～9。查阅 文献[4],采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 4～6。这里定行星减 速机构传动比 75 . 4  b ag i 则其他三级减速机构总传动比 总 II   b ag i 33.144.756.98 由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为 ; 43 j i 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 ,85 . 1 1 i 67 . 1 2 i 26 . 2 3 i 以此计算，四级减速传动比的总误差为 85 . 1 14.33 1.672．264.75）33.14＝0．2‰ 在误差允许范围 5﹪内，合适。 第第 3 章章 传动系统的设计传动系统的设计 截割部传动系统图 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 6 第第 3.1 节各级传动转速、功率、转矩的确定节各级传动转速、功率、转矩的确定 摇臂齿轮传动箱，简称摇臂。其左右对称，是采煤机的主要部件之 一. 除左右摇臂箱体外，其它内部各件均可互换。摇臂由箱体、轴组、 行星传动机构以及离合器、冷却喷雾装置等组成。它将截割电机的动力传 到滚筒。 1、截一轴组件 截割电机的动力通过花键传递到截一轴轴组件，共两组。截一轴组件 主要由轴齿轮 、堵、挡圈和轴承（两个）等组成。 2、 惰一轴轴组件 惰一轴轴组件由两个轴承、轴、齿轮和垫圈及挡圈等组成，通过该轴 组将二个电机的动力叠加起来。 3、 惰二轴轴组件 该轴组与惰二轴相似，除齿轮齿数不同外，其他完全一致。 4、 截二轴轴组件 截二轴轴组件由两个调心滚子轴承 1、齿轮 2 和 4、垫 3、轴 5 等组 成。轴组通过轴承支承到摇臂箱体上。 5、 截三轴轴组件 该轴为轴齿轮，支承在轴承上，靠采空侧的轴端装有齿轮，与截三轴 组齿轮相啮合。 6、 惰三轴轴组件 惰三轴组为惰轮轴组件。惰轮内装有轴承和轴套，齿轮支承在惰轮轴 上，利用孔用挡圈与垫圈使轴承定位。惰轮轴两端装有 O 形圈，用以防止 箱内润滑油外漏。 7、 截四轴轴组件 VII 轴组件的作用之一是将直齿轮的动力通过花键传入行星机构。齿 轮 3 由两个圆拄滚子轴承 1 支承在轴承套和大端盖上。挡圈 2 用来阻挡 太阳轮的轴向窜动，轴向间隙应调整在 0.12～0.32mm 之间。 8、 行星机构 行星机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架、支承轴承和平面 浮动密封装置、方形联接套等组成。太阳轮的另一端与截四轴齿轮 3 的内 花键相联，输入转矩。当太阳轮转动时，驱动行星轮沿本身轴线自转，同 时又带动行星架绕其轴线转动。行星架通过花键和方形联接套联接，将输 出转矩传给滚筒。行星机构通过止口、螺栓、销子与摇臂箱体固定。 I 轴 1470 1 n /r min IV 轴 3 n 1470/ 1 i 1470/1.85795r/min V 轴 47767 . 1 /795/ 234 inn ＝ min/r VII 轴 min/21126 . 2 /477/ 347 rinn＝ 各轴功率计算 I 轴 1002 31 η＝PP 0.99198kW 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 7 II 轴 9922 2 1212 ηη＝PP 0.980.99 2 190.2kW III 轴 2 . 190 1223 ηη＝PP 0.980.99184.5kW IV 轴 5 . 184 31234 ηηη＝PP 0.980.990.99177.2kW V 轴 2 . 177 31245 ηηη＝PP 0.980.990.99170.2kW VI 轴 2 . 170 1256 ηη＝PP 0.980.99165.2kW VII 轴 2 . 165 31267 ηηη＝PP 0.980.990.99158.6kW 各轴扭矩计算 I 轴 95509550 1 1 1  n P T mN 1286.32 1470 198 IV 轴 95509550 4 4 3  n P T mN 3.62128 795 177.2 V 轴 95509550 5 5 4  n P T mN 57.3407 477 170.2 VII 轴 95509550 7 7 7  n P T mN 34.7178 211 6 . 158 将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用 编号功率 /kW 转速 n/rmin 1 转矩 T/Nm 传动比 Ⅰ轴19814701286.321.79 Ⅳ轴177.24772128.631.56 Ⅶ轴165.22113407.572.29 Ⅷ轴158.61217178.344.75 第第 3.2 节节 齿轮设计及强度效核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定，具体计算过 程级计算结果如下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 定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 8 计算过程及说明计算结果 1选择齿轮材料 查文献 1 表 8-17 齿轮选用 20CrMnTi 2按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按估取圆 3 111t /np0.022n0.013v  周速度， smvt/9.710 参考文献 1 表 8－14，表 8－15 选取 小轮分度圆直径，由式（8－64）得 1 d 3 2 H HE d 1 1 ][ ZZZ u 1ukT2 d     齿宽系数查文献 1 表 8－23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d  ＝0．6 d  小轮齿数 20 1 Z 1 Z 大轮齿数 ＝37 2 Z 2 Z2085 . 1 11 Zi 齿数比 ＝ uu 20/37/ 12 ZZ 传动比误差 误差在范围内 0/uu3 小轮转矩 mmNT1286320 1 载荷系数 由式（8－54）得 K  KKKKK VA  使用系数 查表 8－20 A K 动载荷系数 查图 8－57 得初值 V K Vt K 齿向载荷分布系数 查图 8－60  K HRC 56～62 smvt/9.710 公差组 7 级 ＝0．6 d  20 1 Z ＝37 2 Z ＝1.79 u 合适 ＝1．75 A K ＝1．11 Vt K ＝1.08  K 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 11 齿间载荷分配系数 由式 8－55 及得  K0   cos]Z/1Z/12 . 388 . 1 [ 21  ＝[1.88－3.21/291/37]1.617 查表 8－21 并插值 ＝1  K 则载荷系数的初值 K 1 . 2 t K108 . 1 1 . 175 . 1  t K 弹性系数 查表 8－22 E Z ＝189.8 E Z 2 /mmN 节点影响系数 查图 8－64 H Z 0 xx,0 21  重合度系数 查图 8－65  Z0   许用接触应力 由式得 698 ＝  H  HHHLim SZZ/   接触疲劳极限应力 查图 8－69 21HLimHLim 、 应力循环次数由式得 708 10300202147060njL60N h1  9 12 1071 . 5 85 . 1 /58.10/uNN 则 查图 8－70 得接触强度得寿命系数 1 21  NN ZZ 硬化系数 查图 8－71 及说明  Z 接触强度安全系数 查表 8－27，按高可靠度查 H S 取 6 . 15 . 1 HLim S6 . 1 H S   2 21 /25.9066 . 1/111450mmN HH  故的设计初值为 1 d t d1 17.145 25.906 897 . 0 5 . 2 8 . 189 85 . 1 185 . 1 6 . 0 12863201 . 22 3 2 1          t d 齿轮模数 查表 8－3 mmZdm t 25 . 7 20/17.145/ 11  小齿分度圆直径的参数圆整值＝ t d1720 1 mZ 圆周速度 v 60000/147014014 . 3 60000/ 11 ndv t  与估取很相近，对取值影响不大，不必修正 smvt/79 . 9  V K V K ＝1.11， VtV KK1 . 2 t KK ＝1  K 1 . 2 t K ＝189.8 E Z 2 /mmN ＝2.5 H Z ＝0.897  Z 2 1 /1450mmN HLim  2 2 /1450mmN HLim  9 1 1058.10N 9 2 1092 . 5 N 1 21  NN ZZ ＝1  Z 6 . 1 H S mm 7m ＝140mm t d1 smv/.710 , 11 . 1  V K 1 . 2K mmd140 1  mmd259 2  mm .5199a 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 12 小轮分度圆直径 t dd 11  大轮分度圆直径 259377 22  mZd 中心距 a  .5199 2 37207 2 21      ZZm a 齿宽 b 7 . 119.51996 . 0 min1  td db 大轮齿宽 7 . 119 2  bb 小轮齿宽 105 21  bb 齿根弯曲疲劳强度校核计算  3 由式 668  FSF 1 1 F YYY mbd KT2    齿形系数 查图 8－67 小轮 F Y 1F Y 大轮 2F Y 应力修正系数 查图 8－68 小轮 S Y 1S Y 大轮 2S Y 重合度系数,由式 8－67  Y 71 . 0 617 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0   Y 许用弯曲应力由式 8－71   F  FxNFLimF SYY/ 弯曲疲劳极限 查图 8－72 FLim  弯曲寿命系数 查图 8－73 N Y 尺寸系数 查图 8－74 x Y 安全系数 查表 8－27 F S 则  2/98 . 0 1850/ 11121  FXNFLimFF SYY  1 2 1 /6.715271 . 0 54 . 1 86 . 2 7140115 128632014 . 2 2 FF mmN     2 2 2 /70311971 . 0 63 . 1 47 . 2 7259120 212863014 . 2 2 FF mmN   。 4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d 207 11  mZd 377 22  mZd mm 120 2 b mmb115 1  ＝2.86 1F Y ＝2.47 2F Y 1.54 1S Y 1.63 2S Y 71 . 0   Y 2 1 /850mmN FLim  2 2 /850mmN FLim  1 21  NN YY ＝1 x Y ＝2 F S  2 1 / 5 . 416mmN F   2 2 / 5 . 416mmN F  2 1 /76.152mmN F  2 2 /03.7119mmN F  mmd140 1  mmd259 2  mmha7 mmhf5.78 mmda154 1  mmda273 2  mmd f .5122 1  mmd f 241.5 2  mmdb131.55697 1  中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 13 其他齿轮的参数选择见下表 齿轮序号 01 02 03 04 05 06 07 08 09 10 齿数 20 39 20 31 37 21 35 19 39 43 转数 1470 754 1470 948 795 795 477 477 232 211 模数 72 72 72 72 72 8 8 8 8 8 第第 3.3 节轴的设计及强度效核节轴的设计及强度效核 3.3.1 各轴花键的设计与校核各轴花键的设计与校核 以截三轴设计 截二轴按纯扭矩计算 33 min 200 10063.13mm 795 p dA n  内花键设计计算 传递扭矩 200 955095504004.52N m 477 p T n A 花键材料轴材料选30CrMnTi调质处理，花键模数取 5m  ；齿数取 齿顶高 a hmmmhh aa 771 *  齿根高 f h725 . 0 1 * * mchh af 齿顶圆直径 a d721402 11  aa hdd 722592 22  aa hdd 齿根圆直径 f d5.7821402 11  ff hdd 5.7822592 22  ff hdd 基圆直径 b d  20cos140cos 11 ddb  20cos259cos 22 ddb 齿距 p8.921 mp 齿厚 s9.9102/ ms 中心距 a199.5a mmdb243.38039 2  mmp8.921. mms9.910 mma199.5 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 14 23z  ；渐开线齿形，平根，压力角为 30 度。 分度圆直径 5 23114mmDmz  ； 基圆直径 cos5 23 cos3099.593mm b Dmz     ； 内花键大径基本尺寸 1.55 24.5122.5mm ei Dm z  ； 内花键小径基本尺寸 max 2 iiFeF DDC ； ； 22 max 0.5 tan 2 0.50.5sin sin D FebD D esv hs DDD      ； 22 3.00 20.5 98.7270.5 114 0.5 0.5 110.2mm    ； 110.22 0.1 5111.2mm ii D   外花键大径基本值 15 24120mm ee Dm z  ； 外花键小径基本值 1.55 23 1.5107.5mm ie Dm z  ； 花键强度验算 22 4004.52 1000 5.6N m 0.7 38 5 80 24 5 p m T zhld       A 35 p  强度合格。 其他花键校核步骤同上，在说明书上不一一列出。 3.3.2 截割部传动系统各传动轴、轴承的校核截割部传动系统各传动轴、轴承的校核 三、截三轴的详细校核 （1）求轴上的载荷 首先根据轴的机构图作出轴的计算简图如下图，确定轴承的支撑位置， 从手册中查取， 。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图，从 轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C 截面的当量弯矩最大，是轴的危 险截面。C 截面处的 MH、MV、M、T 及 Mca 的数值如下。 ； 1 1 200 955095502402.52 795 p TN m n A 1 1 1 20002000 2402.52 28601 8 21 t T FN d    中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 15 11tan20 10410 rt FFN   2 2 200 955095509052 211 p TN m n A 2 2 2 20002000 9052 52628 8 43 t T FN d    22tan20 19155 rt FFN   图 3-2 截三轴弯扭图 支反力 水平面 12 25535,28336; HH RN RN 垂直面 12 2561 ,3771 ; VV RN RN  弯矩 MH 和 MV 水平面 2027688N mm; H MA 垂直面 326987N mm; V MA 合成弯矩 M 2222 20276883269872053884N mm HV MMMA 扭矩 T 9052N.mT  当量弯矩 Mca 2222 20538840.6 22450002691181 ca MMTN mmA （2）校核该轴得强度 轴的材料为30CrMnTi，表面淬火，回火。查表得 2 750N/mm B  ， 则 2 [ ]0.175N/mm B  ，轴得计算应力为 中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 16 22 3 2691181 11.2/[ ]60N/mm 0.1 134 ca ca M N mm W   根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 （3）精确校核该轴得强度 对于重要得轴，必须按安全系数精确校核轴得疲劳强度。 1）盘对危险界面 危险截面应该是应力较大，同时应力集中较为严重得界面。从受载 情况观察，截面 C 上得 Mca 最大，但是其轴较粗，而且是齿轮轴，应力集 中不大，故截面 C 不校核，截面 E 应该为危险截面。 2）计算危险截面应力 截面右侧弯矩为 2052884N mM A 截面上扭矩为 2245N mT A ； 抗弯截面系数 333 0.10.1 110133100mmWd ； 抗扭截面系数 333 0.20.2 110266200mm T Wd ； 截面上得弯曲应力 ； 2 2053884 15.4N/mm 133100 b M W  截面上的扭转剪切应力 ； 2 2245000 8.4N/mm 266200 T T W  弯曲应力幅 2 15.4N/mm ab  ； 弯曲平均应力 0 m  ； 扭转剪应力得应力幅与平均应力相等，即。 2 4.2N/mm 2 m   3）确定影响系数 轴得材料为30CrMnTi，淬火加回火，查表得 2 750N/mm B  ， 2 1 300N/mm ， 2 1 200N/mm ； 轴间圆角处的有效应力集中系数 ,kkr ，根据 /0;/1.22r dD d 查表得 2.75,1.63kkr ； 尺寸系数 , r  根据截面为圆截面查图得 0.6,0.78r ； 表面质量系数 ,  ，根据 2 750/ B N mm ，和表面加工方法为 精车，查图得， 0.75,0.75 ； 材料弯曲、扭转得特性系数 ,  取 0.25,0.125 ； 由上面结果可得 1 200 4.72 2.75 15.40.25 0 m S K         1 200 27.1 1.63 4.20.125 4.2 m S K         中国矿业大学徐海学院 2010 届本科生毕业设计 17 2222 4.72 27.1 4.65 4.7227.1 ca S S S SS      由手册中得许用安全系数值，可知该轴安全。 （4）轴承寿命的验算 截三上轴承，轴承 6 型号为 21319CC 额定载荷为 420KN，轴承 7 的型 号为也为 21319CC 额定载荷为 562KN。 轴承 6 上的力； 2222 11 25937204226017N HV FRR 轴承寿命 ； 10 10 663 3 10101.0 420000 11015h 6060 758.622.5 26017 t h p f C L nf P         轴承 7 上的力 。 2222 22 27828305727996N HV FRR 轴承寿命 10 10 663 3 10101.0 562000 22619h 6060 758.622.5 27996 t h p f C L nf P         第第 3.4 节截割部行星机构的设计计算节截割部行星机构的设计计算 行星轮的设计与校核参考渐开线齿轮行星传动得设计与制造 （渐开 线齿轮行星传动的设计与制造编委会著，机械工业出版社出版） 其中参数的选择与查取大部分在上书中查出，但有些经过了简化或从 设计手册中查取。 行星齿轮的设计计算 计算步骤及计算根据重要计算结果 1、齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 太阳轮和行星轮从用 18Cr2Ni4WA，