无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计毕业设计

无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计1无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计前言 采煤机械，现在主要有滚筒式采煤机、刨煤机和采煤钻机三大类。目前我国使用最多的是滚筒式采煤机，也有少量的刨煤机。随着采煤机生产率的不断提高，综合机械化采煤设备朝着大功率、高牵引力方向发展。对采煤机牵引机构的性能，诸如结构、强度运行平稳性等要求越来越高。 目前，常用的无链牵引机构有齿轮-销轨、销轮-齿条及链轨式等形式。我国生产的采煤机大多采用齿轮-销轨式机构，它具有良好的运行平稳性，对底板的起伏、中心距和销轨节距的变化有较强的适应性.销轨在使用中同样容易磨损，尤其是在接触部分。采煤机的发展概况 1986 年 8 月 16 日，我国首台 AM-500 采煤机采煤 5044 吨，月产达到 12.8 万吨，创我国日、月产采煤最高纪录。在 5 个月工业试验中产煤 54.69 万吨，超过设计大纲 5 个月连续产煤 35 万吨的要求。上世纪 80 年代中期，主要生产冶金轧钢设备与润滑设备。考虑到山西未来将年产煤炭 4 亿吨，山西省成立了省综采设备试制领导组，组织省煤管局、省机电厅和太矿等单位企业参加试制，鼓励太矿适时转型生产综采设备。 当时试制采煤机面临两个问题：一是选型；二是自己研制还是引进。太矿组织技术人员深入煤矿调研，发现大同等全国性煤矿大多属于硬质煤层，白洞矿煤层含夹矸、麻石等，矿工一致要求研制齿面坚韧强度高的双滚筒采煤机。针对我国当时大多煤矿采用150300 小型煤机或引进大功率煤机等现实问题，山西省综采领导组决定投入 82.5 万美元购买英国安德逊公司 AM-500 采煤机技术及样机，并投入 375 万美元从国外购买了一批数控、数显装备和检测仪器。 从试制成功我国第一台大功率 AM-500 采煤机到 1997 年停止生产，共计 12 年。期间，山西煤炭产量从 2 亿多吨增长到 3 亿多吨，全国煤炭从 8 亿吨增长到近 13 亿吨。大煤矿、大集团相继出现后，像 AM-500 采煤机年产约 130 多万吨的设计能力已很难适应新需求。电牵引采煤机的核心技术是电气设备。1996 年，投入 26 万英镑买回了国外直流电牵引图纸，虽然机械图较完备，但电气部分却只有接线图原理和维修图纸，与之配套的电气设备还需要从国外进口，生产一台采煤机需要很高成本。为此，自行设计电气设备并展开技术攻关。当在开始研制中，电牵引采煤机控制系统主要由单片机及其硬件组成，控制原理简单，但体积大、系统复杂。几经反复后，他们终于在 1998 年设计出结构简单、维2修方便的第二套方案，研制出由工业计算机和可编程控制器组成的智能化控制系统，将国产采煤机技术水平提高到了新高度。 此后，经过多次反复实验，终于试制成功了我国首台 900 千瓦电牵引采煤机。由于 1200 千瓦电牵引采煤机改进了瓦斯检测装置和漏电闭锁系统，克服了以往设计的缺陷，为井下一线工人的人身安全提供了可靠保证。该机型增加了摇臂倾角传感器、机身倾斜传感器，增设了国内采煤机同步性能不良等负面效应，实现了采煤机技术质量的又一次升级，被专家誉为国内一流技术，为我国煤矿高产高效提供了先进设备，进一步确立了太矿引领国内采煤机技术发展方向的地位。 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计31 绪论1.1 采煤机的概述1.1.1 采煤机在国内的发展情况随着近年来我国煤炭行业的快速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。从去年出台的煤炭行业纲领性文件关于促进煤炭工业健康发展的若干意见，到去年召开的全国煤炭工业科学技术大会，再到近日的国家发改委出台的煤炭行业结构调整政策，都涉及到发展大型煤炭井下综合采煤设备等内容。有关人士指出，大型煤炭井下综合采煤设备走进人们的视野，这是煤机行业发展的必然趋势。加快发展煤机制造业意义重大我国是世界煤炭第一生产和消费大国。由于我国富煤少油，所以煤炭在我国的一次能源中占有极其重要的地位。近年来，国际油价高企，这在某种程度上更加凸显了我国煤炭资源的战略意义.建设强大的煤炭工业须有强大的煤矿机械制造能力作为后盾。然而，生产技术总体水平落后正在制约着煤炭工业的快速发展。据统计，目前全国采煤机械化程度仅为 42%。众多小煤矿仍沿用传统落后的开采方式。为解决这一矛盾，国家提出了加快提升煤炭生产和设备制造技术水平的战略目标。根据“十一五”煤炭行业结构调整的主要目标，到 2010 年，全国大、中型煤矿采煤机械化程度要分别达到 95%和 80%以上。据有关专家介绍，大型煤炭井下综合采掘设备等重大专项，主要是面向煤矿高产、高效集约化生产及其配套的设备和技术。包括年产 600 万1000 万吨厚煤层综采成套技术装备研制；年产 150 万200 万吨薄煤层自动化综采成套技术装备研制；年产 100 万吨以上短壁综采成套技术装备研制；巷道快速综掘成套技术装备研制等。有关业内人士指出，我国发展大型煤炭井下综合采煤设备，不仅是为了解决煤炭行业发展的设备需求，也不仅是间接地为提高我国煤机行业技术水平提供难得的发展机遇，更重要的是，它将为我国重要能源资源开采提供有力保障.制约因素加大综合差距煤机行业的发展并非一帆风顺。在经过多年的低谷期后，虽然近年来市场逐步转暖，但在其自身发展中仍有诸多制约因素。诸如基础技术及基础元器件发展滞后、国产原材4料不能满足要求、企业数量多规模小且分散重复、科技开发投入少、技术创新能力弱等。目前，煤机全行业最突出的问题之一就是成套能力薄弱，市场竞争力不强。据了解，改革开放以来，在煤炭专用设备研制和国产化工作上取得了巨大成就.但是，由于体制和机制的制约，在煤炭专用设备研制和国产化工作中，力量主要集中在提高单机的设计制造能力和水平上。因而，煤炭专用设备的系统开发、系统设计、系统成套及系统服务，则显得十分薄弱。同时，由于煤炭装备制造业发展滞后，产品的性能和可靠性难以满足高产、高效矿井要求，导致企业在市场竞争中缺乏竞争力。另据了解，目前国内仅有山西焦煤集团和中国煤炭机械工程装备集团具有综合煤机制造实力。种种制约因素及行业技术创新能力不足，造成目前我国煤机制造业与国际水平相比存在很大差距。专家建议，根据目前行业的具体情况，行业创新路线还需要引进和自主研发相结合。专家指出，在全球产业结构调整和转移的浪潮中，以及诸多制约因素前提下，我国煤炭装备制造业面临着重组和规模经营的新趋势。1.1.2 国外采煤机的发展今年 4 月份，全球最大的煤炭开采设备生产商之一 Joy Global Inc. (JOYG)获得了其在华建厂的首张执照。 这家坐落在天津市的工厂预计将于 2007 年年初投产。实际上，此次建厂正是Joy Global 提高在华销量计划的一部分，公司的目标是 2010 年将在华销售额从 2005 年的 1.7 亿美元提升至 5 亿美元。 面对中国不断扩大的采矿设备市场，许多外国公司都在跃跃欲试，Joy Global 并不是唯一的一家。德国的 DBT Group、Eickhoff Corp.、瑞典的Sandvik Mining and Construction Ltd.及其他一些大型国际采煤设备生产商都已设法进入了中国市场。 煤矿伤亡事故频发及采煤效率低下问题引起了中国政府的担忧，目前中国国内正积极地推进煤炭行业的改革重组。未来几年，中国将关闭更多能效低下且存在安全问题的小型煤矿，转而组建一些大型煤炭生产集团。在这样的背景下，对于高端采矿设备的需求也在相应上升。而国内的相关设备供应商却无法满足此类需求，这就给海外生产商提供了抢占市场立足点的机会。美国驻中国使馆事务处(China branch of the U.S. Commercial Service)的一位资深商务无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计5专家梅报春表示，从开采效率、设备质量、对矿山的环境保护及安全和健康等方面来考虑，中国的主要采煤设备普遍落后其他国家 10-15 年。虽然中国是全球最大的煤炭生产国，2005 年的煤炭总产量达 21.1 亿吨，但中国煤矿的安全纪录则非常糟糕。几乎每天都有因煤矿爆炸、透水和塌方导致矿工丧生的报导。2005 年，中国共有 5,986 名煤炭工人在事故中丧生。中国的煤矿数量接近 2.5 万座，其中 90%以上是村镇所有的小型煤矿。高端采矿设施需求强劲目前，中国煤矿的机械化程度平均为 42%，小型煤矿的机械化程度则更低。极低的自动化和机械化水平意味着煤炭采出率少得可怜。中国煤矿目前的平均采出率仅为 35%左右，小型煤矿的采出率更是不到 10%。煤炭行业的数据显示，中国约五分之二煤矿的年产量均不到 3 万吨。除了关闭安全状况差及非法的煤矿（此类煤矿使用的一般都是小型采矿设备）外，中国还将在 2010 年前建立 13 个大型煤炭生产基地，并组建 5-7 家年产量超过 1 亿吨的大型煤炭生产商。在 2010 年年底前，国有大中型煤矿的机械化程度将从目前 75%的平均水平分别提高至 95%和 80%。不过，凯基证券(KGI Securities)分析师张伟(Aaron Zhang)表示，国产的采煤设备已经过时，而且主要是在小型煤矿中使用。实际上，刨煤机、综掘机和支架等一些关键的井下采煤设备还需依赖进口。中国 90%的煤矿都属于井下作业。Joy Global 的一位管理人士表示，该公司在中国最畅销的产品是连续采煤机，这种设备已在美国和其他发达国家的大型煤矿中得到了普遍使用。这位不愿透露姓名的管理人士称，到目前为止，中国的生产商已生产出几台类似的样机，但还远没有达到真正的商业化水准。中国市场吸引全球关注过去几年来，外国采煤设备生产商亲眼目睹了在华销售额的大幅增长。2003 年，Joy Global 在中国的销售额仅为 5,000 万美元，但 2004 年很快激增至 1.4 亿美元，2005 年为 1.7 亿美元，今年有可能达到 2 亿美元。其他外国公司当然也没有袖手旁观。2005 年末，德国 DBT 集团与中国的煤炭公司达成了三笔大宗合同，这使其中国客户的数量在不到 18 个月的时间里由 5 个增加到 11 个。其中有一份合同就是和中国煤炭产量最大的生产商神华集团有限责任公司6(Shenhua Group Corp.，简称：神华集团)签定的，这也是 DBT 有史以来签订的最大的一笔订单。该公司在新闻稿中称，合同履行完成后，DBT 对神华集团的支架交货量将达到 2,700架。不仅是采煤设备生产商，一些投资公司也开始进入了这片市场. 6 月 14 日，总部在纽约的投资公司 Jordan Co.旗下 International Mining Machinery Ltd.宣布，已向国有黑龙江煤矿机械集团有限公司,收购了鸡西煤矿机械有限公司和佳木斯煤矿机械有限公司的全部股权。上述交易在国内遭到激烈的批评，一些业内人士指出，当地政府不应该把一切都卖给海外公司，因为这两家采煤设备制造企业生产的综掘机和支架各占到国内销量的近40%。 Joy Global 的一位管理人士表示，当前最大的挑战是中国政府正在不断要求煤炭企业购买国产设备。该管理人士称，除民族主义情绪外，价格也是一个问题，进口采煤设备通常比国产设备贵 2-3 倍。 1.2 课题的设计目的及意义当今全球制造业企业之间的竞争越来越激烈。企业要赢得竞争，就要以市场为中心，就要以用户为中心，快速地响应市场的需求，快速地满足用户的需要。换句话说，就是要以最短的产品开发时间（Time）、最优的产品质量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的服务（Service），既“TQCS”，去赢得用户和市场。 电牵引薄煤层采煤机，包括截割部分、牵引部分，两部分之间通过螺栓对接，所述截割部分包括螺旋滚筒、齿轮组传动系统，螺旋滚筒与齿轮组传动系统连接，其特征在于所述截割部分增设电动机，电动机与齿轮组传动系统直接连接，所述牵引部分由牵引电动机、齿轮组和主动链轮组成。本实用新型针对已有 ZB2X-100 型采煤机液压牵引造成的牵引力不足，牵引速度低，各大部件之间存在传动关系造成严重漏油，零件损坏，维修率高等问题，变液压牵引为电牵引，同时改变采煤机的整个结构布局，减少了各大部分之间的传动系统，形成能独立运行的截割和牵引两大部分。牵引功率大，牵引速度高，整机运行可靠。1.3 设计内容1)采煤机牵引部总体设计;2)采煤机牵引机构设计 3)牵引传动箱的设计 4)行走部设计无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计72 牵引部的总体设计2.1 牵引部的组成采煤机牵引部由电动机和传动装置组成，其中传动装置包括传动件（齿轮传动、蜗杆传动、带传动、链传动）和支撑件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在牵引部中占很大比重，其性能和质量对牵引部的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。在本设计的传动件的选择中，由于带传动和链传动不适合井下繁重的工作要求和恶劣的工作环境，而蜗杆传动的传动效率低、功率损失大，因此传动件全部采用齿轮传动。满足牵引部性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。牵引部的特点分为两种，一种是：1.纵向布置，结构较分散；2.齿轮组成中有锥齿轮，锥齿轮的制作加工难度较大；3.整体组装和维护困难。另一种的特点是：1.横向布置，结构紧凑；2.齿轮全部为圆柱齿轮，加工和组装容易，维护方便；3.电动机可直接从牵引部侧面以抽屉的形式安装拆卸，很方便。2.2 方案设计1、设计任务：要求对裁采煤机牵引部进行改良设计，我列出了以下几种设计方案，进行比较，用以参考。方案 1液压牵引部设计液压系统：输出力矩较大，但机械结构、工艺操作复杂，重量体积大，功耗和噪声大，能源利用率低，而且它们与主控制器可传递的信息量小、简单，响应慢，精度与可靠性也不高，摩擦力较大启动缓慢，同时还需要一套油泵、泵站和相应的油路支持，容易漏气漏油，对气体或油液中的污染物比较敏感，经常发生故障，维修修理不方便，从、而大大提高了成本。方案 2电力牵引部设计8电力系统响应快、机械结构、工艺流程相对简单，重量体积小，易于控制器通讯，精度和可靠性高，但它的输出力矩较小，频宽较低、功率密度较小。根据上诉优缺点可知，在要求输出力或力矩较小且加载精度要求比较高时使用电动加载。以上的两种方案存在着许多不足之处，因此都有待于进一步完善，综合比较而言，电力系统组成元件体积小、重量轻、结构紧凑、惯性小，操纵、控制简单、省力，易于实现过载保护，液压元件之间能实现自动润滑液压元件的使用寿命长，但存在液压传动效率低、噪声大、成本高、成本高、泄露污染环境等缺点降低了它的竞争力。所以我采用的是电力牵引部的设计。22、.通常传动箱有三种传动方式 牵引传动箱作为采煤机的辅助牵引部,如:西德 EDW-300W 采煤机就是采用这种布置方式.其优点就在于支架的控顶距较小机身下面有宽敞的过煤空间.缺点是增加了机身长度.牵引传动箱布置在底托架靠近老塘侧,如:英国 AM500 采煤机这种布置适合于机面较高的情况.优点是既降低了采煤重心,使得工作平稳,有减少了对接段数缩短了机身长度.缺点是要求机身的控顶架距较大,且机身下面的过煤空间小.牵引传动箱布置在机器的两端.这种布置方式适用于机面位置较低的情况,保证在底托架下面有一定的过煤空间和实现”积木式”拼装.但是两只导向滑靴距离较远.这对于采煤机在使用双电动机时,在运输机水平弯曲和垂直弯曲时对销轮与齿条的啮合不利.2.1.1 采高采高是指采煤机实际高度。注意事项：煤层厚度一般不宜超过采煤机的最大采高的，不宜小于采煤机%95%90最小采高的。%120%150 采煤机的最大采高 H 和最大卧底深度 X 的关系式：sin （2-1）LCAH22maxD （2-2maxsin2DLCAX2）无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计9式中： A机身上部距底板的距离 C机身箱体厚度 L摇臂回转中心到滚筒轴心的长度 摇臂相对机身水平上摆动最大角度摇臂相对机身水平下摆动最大角度D滚筒直径2.1.2 牵引传动箱的电机选用根据要求可知，需先计算出工作在倾斜轴上的阻力矩 T T=Ge （2-3） 式中： G总重量； e综合重心偏心距。计算工作在倾斜轴上的阻力矩 TT=Ge =1.210 9.83003 =352810 Nmm3 =3528Nm 所以可以得知倾斜轴的功率为 P P=176.4KwnT 5 . 03528采用两级蜗杆减速器，查资料得其传动效率大约为 0.52，齿轮的效率为 0.98，所以其总效率为 =0.520.98=0.51。所以 P=0.4 Kw。总电机51. 02 . 0考虑到电机本身的效率，及设备的精度及润滑状况，经查表得：电机选用 Y90L-6 型，其功率 P=1.1 Kw，转速为 n=1000 r/min。2.1.3 对牵引部的基本要求1、总传动比大2、总传动比应能在工作过程中随时调节103、要在电动机转向一定的条件下反向牵引和停止牵引4、要有可靠的过载保护性能5、要有足够的强度无链牵引机构分类图 21 齿轮销轨型Fig.2-1 partial examination drawing图 22 销轮齿条型Fig.2-2 structu examination drawing图 23 强力链轮链轨型Fig.2-3 coal plow examination drawing无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计11图 24 复合齿轮齿条型Fig.2-3 historic examination drawing2.1.4 选用确定条件1)适用条件：采煤高 4 米 倾角（010）度 硬度（24）f2)已知条件：牵引速度(8.34.15)m/min-1；牵引力 210KN 调节方式：液压；保护方式：液压；牵引机构：无链(节距 125)。 3)电动机的选择：型号 DMB300S；功率 9103KW；电压 1140V；转速 1470r/min-1。2.1.5 数据处理 牵引链链轮与减速器的输出轴相连，链轮工作时，圆环链饶上链轮后，平环和立环一一相间，平环位于链轮的窝槽内，立环位于链轮的环槽中，但其下面不接触立环槽底，窝槽圆弧推平环的一端而实现传动。本设计中链轮处置布置，链轮垂直布置，吐链方便，链子垂直也也可以帮助吐链，为了改善链的受力状态，也装有紧链装置。链轮的几何形状 比较复杂，其形状和制造质量对于链环和链轮的啮合影响很大。链轮形状设计的不好，就会啃伤链环，加剧链轮与链环的磨损或者链环不能与链正确啮合而掉链。因为链轮是标准件其与链环相互配合，所以可直接根据链环的尺寸从表中直接选择使用链轮，直接查取链轮的基本尺寸如下：412表 2-1 链轮基本尺寸Table.2-1the coal plow Accord drawing圆环尺寸btd链轮齿数0DeDHy2R3R1Dll30108997418.13508182.51302307155230230740115表中，节圆直径；0D顶圆直径；eD平环底至链轮中心距离；H齿形圆弧中心坐标；y 齿根圆弧半径；2R平环窝槽圆弧半径；3R立环槽根圆半径；1D立环槽宽度；lW 齿肩宽度；链轮宽度应比链环外宽宽些，以保证链轮窝槽与平环相配合，并且链轮齿受到很的的弯曲载荷，保证链轮轮齿有足够的强度。已知链外宽为 99，取链轮宽度为：mmmmB5 .193链链轮为锻造加工，链轮表面应淬火，齿形部分进行电解加工或模锻，这样可以大大提高链轮的使用寿命.无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计133 牵引传动箱的设计牵引传动箱的设计3-1 牵引传动箱的传动系统图Fig.3-1 partial examination examination drawing1-行走箱齿轮 Z1 2-行走箱齿轮 Z2 3-电动机输出齿轮 Z3 4-行走箱电动机5-变速箱输入轴 6-变速箱行星轮 Z4 7-变速箱输出齿轮 Z5 8-行走箱齿轮 Z6 9-行走箱行走轮 Z73.1 牵引传动箱的设计计算选择材料及热处理方法 查表 8-17（p174）7行走箱小齿轮 Z6： 45 号钢 调质 HBS =245-275 HBS1行走箱大齿轮 Z1： 45 号钢 正火 HBS =210-240 HBS2按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按 V =(0.0120.021) n=2.514.39 m/s, （3-t3111/np1）估取圆周速度 3.4 m/s,tV选取第公差组 8 级小齿轮分度圆直径由式 3-1 得：1d （3-2）1d321)(12HHEdZZZZuukT14齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8dd小齿轮齿数 按推荐选=241Z1Z大齿轮齿数=2.9124=69.84,圆整取=70，2Z2i1Z2Z传动比 = / =70/24=2.92u2Z1Z传动比误差=2.95-2.92/2.95=0.01，误差在5%范围内，合适uu/小轮转矩=9.55/=9.5510 47.53/438.60=1034910N1T1P1n6载荷系数 K K =K K K KtAV使用系数 K K =1.00AA动载荷系数 K 初值 K=1.12Vvt齿向载荷分布系数 得=1.12KK齿间载荷分配系数的初值，初选K130无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计1由式 3-2 得：=+=1.88-3.2（1/+1/）+r1Z2ZcostanZ1d1=1.661.41=3.07差值得 K1.42t载荷系数 K 初值 K =11.121.121.42=1.78t弹性系数得189.8EZEZ2.mmN节点影响系数 Z（X =X =0）得 Z=2.45H12H重合度系数 = 0.77ZZ螺旋角系数=0.9913cosZ许用接触应力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接触疲劳极限应力、1limH2limH600 N/1limH2500 N/2limH2应力循环次数由式 3-2 得N =60nj=60438.601830085.051hL810N = N /5.05/2.92=1.7321810810接触强度寿命系数 Z Z1N2NZ = Z= 1 （3-3）1N2N硬化系数 Z及说明 Z=1.15WW接触强度安全系数 S按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=60011.15/1.0690 N/mm1H2=50011.15/1.0575N/mm2H22的设计初值1dtd123)57599. 077. 045. 28 .189(92. 2) 192. 2(8 . 0103491078. 12132.94模数：m =/ =132.94/24=5.40 圆整取模数 m=6ntd1cos1Z13cos中心距 a=m (+)/2=694/(2)=289.42 1Z2Z13cos分度圆螺旋角002.13)42.2892/(70246)a2/()ZZ(mcos21n1 =6013小轮分度圆直径的计算79.147002.13cos/246cos/Zmd1nt 1圆周速度 V=/60000=147.79438.6/60000=3.39m/s 与估取的值相近.对 K 取t 1d1nv值影响不大，不必修正取 K =K =1.12vvt齿间载荷分配系数K=+r = 1.88-3.2（1/24+1/70）=1.66cos)Z/1Z/1 (2 . 388. 1 21002.13cos41. 1002.13tanZ1d1=1.66+1.41=3.07 得=1.42K载荷系数 K=11.121.121.42=1.78小轮分度圆直径取 （3-1d132.9478. 178. 194.132K Kd33tt 14）取147.79dd1t1大轮分度圆直径=670/=431.052dcos/Zm2n002.cos13齿宽=0.8132.94=106.35bdmin1td无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计3大齿轮齿宽b，圆整取齿宽110 2b2b小齿轮宽=b+（510）=110+5=1151b按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YFaYY Y （3-5）FnbdmKT12SAF齿形系数 （3-FY9 .25002.13cos/24cos/ZZ331V16） 6 .7592. 29 .25uZZ12VV得 与1aFY2aFY2.621aFY2.232aFY应力修正系数 Y Sa1.61aSY1.762aSY重合修正系数 Y 由式 3-2 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以 Y =0.70a螺旋角系数 85. 0120002.1341. 111201Y许用弯曲应力由式（3-5）计算F=YY/SFminFNXF弯曲疲劳极限查图（3-6）minF=460 N/1minF2=390N/2minF24弯曲疲劳强度得寿命系数查得=1.02N1NYY尺寸系数 Y XY=1.0X安全系数 S 则FS=1.25minF=46011/1.25=368N/ （3-7）1F=39011/1.25=312N/ （3-8）F22故=2.621.600.700.85=90.11 N/ 1F679.147115103491078. 1221F=2.231.760.700.85=88.70 N/ F2679.147110103491078. 122F2满足要求，合格。采煤机行走部设计图 31 牵引传动系统Fig.3-1 prevented falls drawing按机械设计课程设计无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计5选择材料及热处理方法 查表 8-17（p174）7小齿轮： 45 号钢 调质 HBS =245-275 HBS1大齿轮： 45 号钢 正火 HBS =210-240 HBS2按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按 V =(0.0120.021)n=5.7910.14 m/s, （3-9）t3000/np估取圆周速度 7.5 m/s,tV选取第公差组 8 级小齿轮分度圆直径由式 8-77 得1d （3-10）1d321)(12HHEdZZZZuukT齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8dd小齿轮齿数，中选=241Z1Z大齿轮齿数= =3.4224=82.08,圆整取=83，2Z1i1Z2Z传动比= / =83/24=3.46u2Z1Z传动比误差=3.50-3.46/3.50=0.09，误差在5%范围内，合适uu/小轮转矩=9.55 / =9.5510 50/1500=318300 N0T0P0n6载荷系数 K K=K K K KAV使用系数 K K =1.00AA动载荷系数 K 8-57 K =1.22Vvt齿向载荷分布系数 得=1.12KK齿间载荷分配系数的初值，初选K130由式 3-10 得r6=+=1.88-3.2（1/+1/）+r1Z2Zcostan11dZ=1.671.41=3.08差值得 K1.42t载荷系数 K 初值 K =11.221.121.42=1.94t弹性系数得189.8EZEZ2.mmN节点影响系数 Z（X =X =0）得 Z=2.45H12H重合度系数，=0.77ZZ螺旋角系数=0.9913cosZ许用接触应力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接触疲劳极限应力、查图 8-691limH2limH570 N/ （3-11）1limH2460 N/ （3-12）2limH2应力循环次数由式 3-11 得N =60nj=6015001830081.731091hLN = N /1.73/3.46=521910810接触强度寿命系数 Z Z1N2NZ = Z=1 （3-13）1N2N硬化系数 Z及说明 Z=1.15WW接触强度安全系数 S查表按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=57011.15/1.0656 N/mm1H2=46011.15/1.0529 N/mm2H2无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计7的设计初值 （3-1dtd123)52999. 077. 045. 28 .189(46. 3) 146. 3(8 . 0103491078. 1214）95.94模数：m =/ = 95.94/24=3.62 圆整取模数 m =4ntd1cos1Z13cos中心距 a=m (+)/(2)=4107/2=219.63 1Z2Zcos分度圆螺旋角 （3-15）001.1363.2192/ )8324(4cos)2/(cos1211aZZmn =3013小轮分度圆直径的计算53.98001.13cos/244cos/11Zmdnt圆周速度 V=/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s 与估取的值相近.对 K 取1td1nv值影响不大不必修正取 K =K =1.22vvt齿间载荷分配系数K=+ （3-16）r = 1.88-3.2（1/24+1/83）=1.67cos)/1/1 (2 . 388. 1 21ZZ 001.13cos41. 1001.13tanZ1d1=1.67+1.41=3.08 得=1.42K载荷系数 K=11.221.121.42=1.94小轮分度圆直径取1d94.9594. 194. 194.95K K33t1td取53.98dd1t1大轮分度圆直径=483/=340.732dcos/Zm2n001.cos13齿宽=0.895.94=76.75bdmin1td8大齿轮齿宽b 圆整取齿宽80 2b2b小齿轮宽=b+（510）=80+5=851b按齿根弯曲疲劳强度校核计算= （3-17）FnbdmKT12YYYYzSAFF齿形系数 FY9 .25001.13cos/24cos/3311ZZV 6 .8842. 39 .25uZZ12VV得 与 2.62 2.211aFY2aFY1aFY2aFY应力修正系数 Y Sa1.6 1.781aSY2aSY重合修正系数 Y 由式 3-17 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以 Y =0.70a螺旋角系数 85. 0120001.1341. 111201Y许用弯曲应力由式（3-17）计算F=YY/S （3-18）FminFNXF弯曲疲劳极限查图（3- 18）minF= 460 N/1minF2= 390N/2minF2弯曲疲劳强度得寿命系数查图 8-73 查得=1.021NNYY尺寸系数 Y 查图 8-74XY=1.0X无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计9安全系数 S 查表 8-27 则FS=1.25minF = 46011/1.25=368 N/1F2 =39011/1.25=312N/F22故=2.621.600.700.85=90.65 N/ 1F453.988531380094. 1221F =2.211.780.700.85=90.38 N/ F2453.988031830094. 122F2满足要求，合格。3.2 2 轴的设计3-2 牵引传动箱的传动系统Fig.3-2 examination drawing1-变速箱输出轴 2-变速箱输入轴该水平移动轴在工作过程中，受到弯矩和扭矩的作用，弯矩是吊具、工件、电、机减速器及其附件的重力造成的，其总重量最大为 350Kg，扭矩主要是吊具和轴的摩擦力造成的。 根据实际需要，轴材料选用 45 号钢，其总长度大约为 3 米，两端受支承，所以最大弯矩出现在轴的中点，即 （3-19）WM1式中，M为轴所承受弯矩 Nmm；10W抗弯截面模量，本设备采用实心轴取 W =0.3；3d查表得=300。1初步确定轴的直径 d=5531 1 . 0M3001 . 01054153选轴径 d=60 mm 轴和吊具均采用 45 号钢，查资料 3，钢与钢之间的滑动摩擦系数为 0.15，所以摩擦力 F=9.83500.15=515N，所以扭矩T=30515=15450 Nmm=15.45 Nm当本设备中工作时，轴的弯矩比较大，其大小值为 5145 Nm,而扭矩相对比较小，其大小为 15.45 Nm，故当量弯矩近似等于弯矩，其校核可免。材料选用 45 号钢工作时，销轴在径向力 R 的作用下主要是受挤压和剪切，如图 5.4.1-1 所示，挤压强度条件和剪切强度条件分别为：= N/ （3-20）pdhzRp2mm= N/ （3-21）zdR242mm式中 h挤压面最小高度，本设备中去 6.5mm；许用挤压应力，按销和被联接键材料较弱者查表选取，在有轻微冲击载荷的p情况下，我们取=110 N/；p2mmZ销的个数,取 1；-销的许用剪切应力，对经热处理后的碳钢，取=80 N/2mm由（3-20）式得 d=6.17mmhzRp15 . 61108 . 9450无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计11由（3-21）式得 d=8.38mmzR4114. 3808 . 94504本设备工作时，安全系数要求很高，在考虑磨损、冲击振动、热变形等综合因素的情况下，取 d=20mm。轴的受力分析：由于齿轮 1 和齿轮 2 采用的是同心轴所以一轴的受力情况是：插入阻力按 Fina 按下式计算：Fina = b0=84029.4=24696N式中，b同时插入料堆的承载板和的边缘之和，cm;0 单位长度插入阻力，N / cm；其查表选取0=19.629.4取力的计算取力 FP 按下式计算：FP=KdZb，0=1.725029.4=4998N式中，Kd 动载荷系数 Kd=1.61.7；Z Z=2；b个插入料堆的边缘长度，cm;因为齿轮 3)是齿轮轴,所以齿轮轴所采用的轴承分别是调心滚子轴承和推力圆柱滚子轴承.选择原因:调心滚子轴承主要承受径向负荷,也能承受少量的双向轴向负荷,外圈滚道是球面,具有调心性能,内外圈轴线相对偏斜 0.5-2 度,适用于多支点轴,弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支撑.推力圆柱滚子轴承:能承受很大的单向轴向负荷,但是不能承受径向负荷,极限转速很低,所以使用于低速重栽场合. 12图 33 轴的受力分析图Fig.3-2 article falls drawing计算截面应力：几面右侧弯矩 M 为：M=136905*（66-36）/66=62229N.mm截面上的扭矩 T 为：T=620750N.mm抗弯截面系数：W=0.1=0.1*603=21600mm抗扭截面系数：Wt=0.2D3=0.2*603=43200mm3截面上的弯曲应力：DB=M/W=62229/21600=2.88N/mm2截面上的扭转剪应力：T=T/Wt=620750/43200=14.37N/mm2弯曲应力幅：Da=DB=2.88N/mm2弯曲平均应力：Dm=0扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即，Ta=Tm=T/2=14.37/2=7.19N/mm23.3 轴的校核：支反力： 水平面 RH1=1570.5N，RH2=1570.5，N 垂直面 RV1=1355.1N，RV2=-196.1N弯矩 MH和 MV： 水平面 MH=103653N.mm 垂直面 MV1=89437N.mm合成弯矩： M= M2H+M2V=1036532+894372=136905 N.mm扭矩 T： T=620750N.mm无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计133.4 变速箱设计3-4 牵引变速箱的传动系统图Fig.3-4 examination drawing1-变速箱齿轮 Z1 2-变速箱齿轮 Z23.4.1 输入轴速齿轮的设计选择齿轮材料： 小轮选用 45#，调质=245-275 HBS1HBS大轮选用 45#，正火=210-240 HBS2HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算：采用直齿圆柱齿轮传动，按 V =(0.0130.022)=6.4410.89 m/s 估取圆周t1n311n/p速度 V 7.5m/s ,选取 II 公差组 8 级t小齿轮分度圆直径由式 3-21 得1d （3-22）1d32HHEd1)ZZZ(u1uKT2齿宽系数 ,查教材表 3-23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.8dd小齿轮齿数 Z1在推荐值 2040 中选 24大齿轮齿数 Z2=Z1i=4.424=105.6，圆整106Z2齿数比 u=Z2/Z1=106/244.4214传动比误差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067,uu/误差在5%内,合适小轮转矩=9.5510/n =9.5510 54.0/1500=343.8 N1T61P16载荷系数 K 由式（3-23）得 K =K K K （3-tAKV23）使用系数，查教材表（3-20）=1.00AKAK动载荷系数 K 的初值 K由教材图（3-21）查得 K=1.24VVtVt齿向载荷分布系数 K 由教材图（3-20）查得 K =1.12由式（3-22）得 （3-24）= 1.88-3.2(1/Z +1/Z )12= 1.88-3.2(1/24+1/106)= 1.72查教材表 3-21 并插值 K =1.16则载荷系数的初值为：=11.241.121.16=1.61tKAKKKKv弹性系数查表 3-22 得189.8EZEZ2.mmN节点影响系数 Z（X =X =0）得 Z=2.5H12H重合度系数，=0.87ZZ许用接触应力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接触疲劳极限应力、1limH4limH600N/mm1limH2500N/mm2limH2无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计15应力循环次数由式 3-得 =60n2j=6015001830081.733NhL910= /1.73/4.4=3.934N3N910810查图 3-23 接触强度寿命系数 Z ，Z1N2NZ= Z=1.0 （3-25）1N2N硬化系数 Z及说明 Z=1.15WW接触强度安全系数 S按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=60011.15/1.0690N/mm1H2=50011.15/1.0575N/mm2H2的设计初值 1dt 1d32)57587. 05 . 28 .189(4 . 414 . 48 . 034830061. 1295.63 模数：m = /=95.63/24=3.98 圆整取模数 m =4ntd11Zn中心距 a=m (+)/2=4（24+106）/2=260 n1Z2Z小轮分度圆直径的计算 ，244=96t 1dmZd1t 1圆周速度 v=/60000=961500/60000=7.54m/s 与估取的值相近.对 K 取值t 1d1nv影响不大不必修正 K 取：vK =K =1.61vvt大轮分度圆直径=m=4.0106=424 mm，2dn2Z齿宽=0.895.63=76.50bdlimt 1d大齿轮齿宽b 圆整取齿宽802b2b16小齿轮齿宽=b+（510）=80+5=851b按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YFaYY Y （3-26）FnbdmKT22SAF得 与3aFY4aFY小轮 2.673aFY大轮 2.184aFY应力修正系数 Y Sa1.583aSY1.814aSY重合修正系数 Y 由式 3-25 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69a 所以 Y =0.69许用弯曲应力由式（3-21）计算F=YY/SFminFNXF弯曲疲劳极限查图（3- 22）minF=460N/mm3minF2=390N/mm4minF2弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0NY尺寸系数 Y XY=1.0X安全系数 SF无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计17S=1.3minF =46011/1.3=353.85N/1F2=39011/1.3=300N/2F2故：=21.613438002.671.580.69/（85964）=98.74N/F321F=21.613438002.181.810.69/（80964）=98.11N/4F22F满足要求，合格。3.4.2 输出轴变速齿轮的设计3-5 牵引变速箱的传动系统图Fig.3-5 examination drawing1-变速箱齿轮 Z1 2-变速箱齿轮 Z2依据变速组内模数相等理论设计。所以 m=4根据需要，1i2=6521ZZ 所以分度圆直径260dd43两轮齿宽b 圆整取齿宽80 2b2b选择齿轮材料：齿轮均选用 45#HBS=210-240 HBS1.88-3.2（）=1.782111ZZ1812. 119. 13 . 10 . 1KKKKVAK=11.31.191.12=1.73按齿根弯曲疲劳强度校核计算：=YFaYY Y （3-27）FnbdmKT22SAF得2.27FY应力修正系数 Y： Sa1.74aSY重合修正系数 Y 由式 3-26 得：Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67a所以 Y =0.67许用弯曲应力由式（3-26）计算：F=YY/S （3-28）FminFNXF弯曲疲劳极限 minF=390N/mmminF2弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0NY尺寸系数 Y XY=1.0X安全系数 S 则 S=1.3 FminF=39011/1.3=300N/F2无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计19故： =21.733438002.271.740.67/802604=37.84N/mmF2F满足要求，合格。3.5 校核轴的疲劳强度3-6 牵引变速箱的传动系统图Fig.3-6 examination drawing1 变速箱的输入轴3.5.1 判断危险截面 从受载情况观察，截面 C 上最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应caM力均集中在两端） ，而且这里轴径最大，故截面 C 不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重。截面 V 的应力集中与截面 IV 相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴径也较大。分析可知，危险截面为 IV 截面（左侧） 。RH1FtRH2RH1Rv1Rv2RH268366FrFtMHFrRv1Rv2MvTMcaMH16320图 37 校核轴的受力分析图Fig.3-7article falls drawing3.5.2 计算危 险截面应力截面右侧弯矩为 N/M79.55148968386853.1250043M2截面上的扭矩为 =1512720 NTT抗弯截面系数 N/2 .31443681 . 0d1 . 0W333抗扭截面系数 N/4 .62886682 . 0d2 . 0W33T3截面上的弯曲应力 N/54.172 .3144379.551489WMb2截面上的扭转剪应力 N/05.242 .314431512720WTT2弯曲应力幅 N/88. 2ba2弯曲平均应力 0m扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即N/025.122/05.242/ma23.5.3 确定影响系数轴的材料为 45 号钢，调质处理。得 N/ ;N/ ,N/600B2275121401。2轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据 r/d=2.0/68=0.029,KKD/d=70/68=1.03,经差值后可得。31. 1K,59. 1K尺寸系数、，查得 =0.67，=0.80。表面质量系数、 根据=650 N/ 和表面加工为精车，得B2无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计2188. 0材料弯曲、扭转的特性系数 ，1 . 005. 05 . 0由上面的结果可得 05.6001 . 088. 259. 1375KSma1 56. 8025.1205. 0025.1231. 1140KSma147. 856. 805.6056. 805.60SSSSS2222ca 式中的许用安全系数S值，可知该轴安全。3.6 联轴器和键的选用3-8 牵引行走想电动机Fig.3-8 examination drawing1-连轴器3.6.1 倾斜装置联轴器的选用根据轴径和传输扭矩，电机和减速器高速轴的连轴器选用:HL2 连轴器GB5014-8544254428JBZC主动端：Z 型轴孔,C 型键槽从动端：J 型轴孔,B 型键槽小齿轮键 C2280GB1096-7922参数: 键宽 b=22mm, 键高 h=14mm, 键长 l=80mm大齿轮键 C2290GB1096-79参数: 键宽 b=22mm, 键高 h=14mm, 键长 l=90mm减速器低速轴键 C1480GB1096-79参数: 键宽 b=14mm, 键高 h=6mm, 键长 l=80mm丝杠键 C1480GB1096-79参数: 键宽 b=14mm, 键高 h=9mm, 键长 l=80mm水平移动轴键 C1880GB1096-79参数: 键宽 b=18mm, 键高 h=11mm, 键长 l=80mm3.6.2 键的校核 键长度为 L，直径为的的平键连接工作时的受力状况如图 3-3 所示，当轴传递扭矩时，键的工作面受到压力的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效形式是键、轴槽和轮毂三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切，当键用 45 钢制造时，主要失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算，假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： 图 3-9 键的工作图Fig.3-9 key working drawing = N/ （3-29）pdklT2p2mm式中，k键与轮毂（或轴槽）的接触高度，mm，k=h/2，h 为键高（尺寸查有关设计手无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计23册） ；L键的工作长度，型型型为键宽（尺寸查有关设计手册） 许用挤压应力，查资料取 =110 N/pp2mm现对倾斜装置中的大齿轮键进行校核，键的型号为 CC22GB1096-79参数：键宽 b=22mm，键高 h=14mm，键长 l=80mm，轴径 d=80mm由式（3-29）得： =8.53 p807801910002p满足要求。244 技术经济分析根据这次我所设计的无链电牵引采煤机牵引部，会使采煤机在工作中各方面性能具有很大程度上的提高。1）.效率上，向比较现在的采煤机大部分都是靠液压牵引为牵引动力，工作缓慢，效率低下，体形过于庞大和笨重，不利于采煤机的行走并且会过多的浪费有效的资源。而我所设计的电力牵引部，可以使采煤机的重量大大的减轻，能够更精确，更高效的工作。可以节省更多的有效可利用资源。2）.对工作环境的要求，现有的液压牵引采煤机要求的工作环境很高，我设计的电牵采煤机则可以在各种恶劣的环境下工作。对环境的要求并不高。3）.因为我设计的采煤机是无链的，所以这样可以使采煤机摆脱老式的依靠链做动力连接的方式，可以缩短采煤机的大小，更方便采煤机在地下工作的灵活性。无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计255 结论在能源日益紧缺的今天，高效节能的产品日益受到人们的青睐，高效的采煤机更受到关注,而我所设计的采煤机的牵引部设计以及行走机构设计则能够提高现有的采煤机的效率。在高效的前提下实现对无链电牵引采煤机传动系统具有机器重要的意义。本文以机械设计理论为基础，结合电牵引传动理论，对大功率牵引加载试验台机械系统设计进行研究。该试验台是由变速器、减速器、增速器、辅助泵以及传感器等组成的系统。本设计还有一些不足之处，一是基于能量回收的牵引加载试验台实例还比较少，设计时参考资料少，考虑必然会出现欠缺之处。二是对于液压设计理论的理解还不够深刻，运用起来不是很得心应手。另外，本设计只是处于理论阶段，由于条件制约，没能做成实物进行试验，所以这些都是需要进一步研究和实践的。26致谢经过几个月的忙碌和学习，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有老师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的指导老师师建国。他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。除了敬佩师老师的专业水平外，他严谨的治学态度和钻研科学的精神也是我永远学习的榜样，并将积