表面淬火和氮化，表面硬度达即可。

验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度传动为内啮合，由于型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合，故传动的校核可以省略。

轴的设计计算及轴承的选择Ⅱ轴的设计计算选择轴的材料初步选定轴材料为调质处理。

由表查得参数见下表表抗拉强度屈服点弯曲疲劳极限许用疲劳应力扭转疲劳极限许用静应力许用弯曲应力轴的结构设计初步确定轴的最小直径取最小直径为初步拟定装配方案见图图Ⅱ轴装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足轴端轴向定位与装配的要求，ⅠⅡ轴段右端需制出轴环，故取ⅡⅢ段的直径Ⅲ，Ⅲ。

初步选择滚动轴承。

左端轴承同时受径向力和轴向力作用，但轴向力较小，故选用单列内圈有单挡边圆柱滚子轴承。

参照工作要求并根据Ⅲ，由表初步选取轴承代号为，其尺寸为，故为保证端盖不压在轴端，轴右端不宜过长，略微超出轴承即可，故取。

右端轴承与左端轴承体同理，初步选取轴承代号为，其尺寸为，由装配条件限制，其右端长度ⅤⅥ不能超过轴承故。

又查得所选轴承，故，所以轴间高度不应超过。

故取。

ⅣⅤ段对应齿轮，由于采用轴肩定位，同时为了避免齿轮右端与箱体壁接触，故采用轮毂定位。

为简化结构轮毂与齿轮为体件，故取。

④ⅢⅣ段与齿轮对应也采用轴肩定位，由装配方案齿轮与直接啮合，受箱体内壁宽度的限制，取，。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位由装配方案可知齿轮与直接啮合，即扭矩的传递在齿轮间直接进行，轴并不传递扭矩故只采用过盈配合即可。

确定轴上圆角和倒角尺寸由表，取轴端倒角，各轴间角处圆角半径为。

求作用在齿轮上力的计算列出已知条件轴两齿轮分度圆直径分别为由此可得圆周力径向力，的方向如方案图所示图Ⅱ轴受力分析图求轴上载荷由上图受力分析根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图所示。

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如图，所示，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面，现将处的及的值列于下表表支反力弯矩总弯矩按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。

，上表及上表中的数值取，则轴的计算应力式中轴的抗弯截面系数。

由表知所以前已选定轴材料为，调质处理且已查得，因此，故安全。

精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面ⅡⅢⅤ只受弯矩影响，虽然轴肩及过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此均无需较核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，Ⅳ截面受载最为严重，从受载情况看截面睥应力较大，但由于齿轮直接与齿轮的轴套啮合并不会在处引起应力集中，因此截面也不用校核。

在齿轮啮合转动时，由于扭矩的作用会使应力集中并通过轴套作用于轴上，因此该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

截面Ⅳ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧弯矩为截面Ⅳ上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转应力前面已经查出轴材料为，，，。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取，因，。

经插值后可查，又由附图可得轴材料的敏感系数为，。

故有效应力集中系数为由附图得尺寸系数，由附图得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为。

轴经过调质处理，即由表及的综合系数为又由式得合金钢的特性系数取于是计算安全系数值故可知其安全。

截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合处的值，由附表用插入法求出，并取于是得，故得综合系数所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

静强度校核只考虑弯矩时的安全系数只考虑扭矩时的安全系数式中材料的抗扭屈服极限，取所以故危险静强度安全系数牵引传动齿轮轴承密封故障分析陕西煤炭张淑芬变位齿轮在采煤机直齿传动中的应用矿业机械赵歧刚连续采煤机的动力学行为研究辽宁工程技术大学，因此静强度校核通过。

轴承寿命计算二轴两轴承型号选其中以小时数表示轴承的基本额定寿命可靠度为轴承工作转速，基本额定动载荷，当量动载荷，寿命指数，对滚子轴承取级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算初步估算太阳轮轴径选择太阳轮齿轮轴的材料为钢，经调质处理，由表查得材料的机械性能数据为由于材料是钢，由表选取，则得取轴上受力分析太阳轮扭矩计算η式中二级太阳轮传递扭矩η传动效率，η式中行星轮数量，太阳轮传递扭矩行星传动不均载数。

，轴的强度校核确定危险截面根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图，截面处为危险截面。

现对截面进行强度校核。

安全系数校核计算由于太阳轮只受扭矩，不受弯矩作用，所以扭矩引起脉动循环的剪应力。

剪应力幅为式中抗扭矩断面系数，取扭转疲劳极限，正应力有效应力集中系数，由表按键槽查得，按配合查得，故取表面质量系数，轴经车削加工，按表尺寸系数，由表查得平均应力折算系数，由表查得。

由表可知，故，该轴截面是安全的。

轴承寿命计算轴承选用进口型，式中行星轮与轴相对转速二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算初步估算轴径选择太阳轮齿轮轴的材料为钢，经调质处理，由表查得材料的机械性能数据为取轴上受力分析太阳轮扭矩计算η式中二级太阳轮传递扭矩η传动效率，η式中行星轮数量，太阳轮传递扭矩行星传动不均载数。

轴的强度校核确定危险截面根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图，截面处为危险截面。

现对截面进行强度校核。

安全系数校核计算由于太阳轮只受扭矩，不受弯矩作用，所以扭矩引起脉动循环的剪应力。

剪应力幅为式中抗扭矩断面系数，取扭转疲劳极限，正应力有效应力集中系数，由表按键槽查得，按配合查得，故取表面质量系数，轴经渗碳处理，按表查得尺寸系数，由表查得平均应力折算系数，由表查得。

由表可知，故，该轴截面是安全的。

轴承寿命计算轴承选用进口型，式中轴承所受实际动载荷行星轮与轴相对转速结论本设计为适合中厚煤层的无链电牵引采煤机。

电动机采用横轴布置，结构上所有机械传动都是直齿轮传动，安装维护简单，传动效率高。

传动部采用二级直齿和双行星减速器达到要求。

这样布置既能用很少的齿轮就完成了很大的传动比，又大大简化了结构，降低了成本，在结构紧凑的基础上提高了效率。

在设计过程中要考虑装配何不合理的问题还要尽量降低成本，节约材料避免造成浪费。

内容上对设计的采煤机进行了详细的计算包括传动比的分配尺面接触强度的计算齿轮弯曲强度的计算初步估算轴径求支反力轴的强度校核与轴承寿命计算行星轮系的校核和行星架支撑轴承计算等，结果满足设计要求。

并根据计算的结果进行图纸的设计。

致谢经过个学期不懈的努力，终于完成了采煤机牵引部的设计。

在这段时间里，使我重温了大学四年来的所学知识，并有机会到工厂参观采煤机的生产过程。

在这次毕业设计中，到沈阳三重装机械有限公司的实习令我受益颇深，采煤机的内部结构设计与装配使我更深入了解采煤机的结构与特点，另外工厂内严明的纪律也为我即将的毕业生活树立榜样。

还有多位老师的热情支持，帮助及指导，尤其是我的指导老师林海鹏老师，在此设计过程中对我的帮助及指导极大，次又次耐心的指导。

在短暂的几个月的相处时间里，老师实事求是的工作作风给我留下了深刻的印象，这将使得我终身受益，谨此向老师表示衷心的感谢和崇高的敬意。

参考文献刘春生滚筒式采煤机理论设计基础徐州矿业大学出版社，机械设计手册编委会齿轮传动北京机械工业出版社，成大先机械设计手册北京化学工业出版社，濮良贵，纪名刚机械设计北京高等教育出版社，陆金豪，李俊明采煤机牵引传动箱的设计煤矿机电刘宏伟，廉自生采煤机牵引调速系统的仿真研究煤矿机械陈维民，邵俊杰滚筒采煤机在我国的使用