采煤机设计毕业设计说明书

摘 要我国煤炭中薄煤层储量丰富，对小功率采煤机的需求量也比较大。而炮采安全性比较低，生产率也比较低；综采对设备要求较高，而且投资费用比较大。所以对中薄煤层来说开发适应高档普采的采煤机是非常必要的，而 MG300/700-WD 型采煤机正是针对中薄煤层适应高普而进行的设计。MG300/700-WD 型采煤机的截割部机械传动由三级直齿传动和一级行星机传动实现，且末级采用太阳轮浮动形式的行星传动。采取摇臂结构形式以增大滚筒的过煤空间进而提高装煤效率，并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核，结果满足设计要求。关键词： 采煤机 截割部 行星机构AbstractIn the present coal mine of our country,the thin reserves of coal seam are still rich ,are larger for the demand of the small-power machine of coal mining.And cannon pick safety comparison little,productivity is also low;Zong pick for equipment requirement higher,and investment cost is compared.So for in thin coal seam development meet the high general machine of coal mining is very necessary.The machine ofMG300/700-WD model of coal mining only aim at in thin coal seam meet the high general design and that goes on.The section of the machine of MG300/700-WD model of coal mining cut department mechanical transmission from 3 level directly tooth transmission and a level planet machine transmission realization,and end level adopts the planet transmission of the floating form of sun gear.Adopt to rocker arm configuration with the coal space of increase cylinder and then raising pack coal efficiency， And for different levels gear and corresponding power transmission shaft design calculation and corresponding school nucleus,as a result,satisfy design requirement.Key words： Shearer Coal cutting part Planet organization 目 录1 绪论 .11.1 我国采煤机 30 多年的发展进程.11.1.1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段.11.1.2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期.11.1.3 20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代.21.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况.31.3国内电牵引采煤机的发展状况 .42 总体方案的确定.52.1MG300/700-WD 型采煤机简介.52.1.1 概述.52.1.2 主要技术参数.52.1.3 结构特点.62.2 摇臂结构设计方案的确定.62.3 截割部电动机的选择.62.4 传动方案的确定.72.4.1 传动比的确定.72.4.2 传动比的分配.73 传动系统的设计 .93.1 各级传动转速、功率、转矩的确定.93.2 齿轮设计及强度效核 .113.3轴的设计及强度效核 .193.3.1 先确定轴.193.3.2 轴 4 的设计及强度效核.253.3.3 惰一轴的设计.304 行星传动机构的设计过程 .315 采煤机的使用与维护 .485.1 采煤机使用过程中常见故障与处理.485.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 .495.3 采煤机轴承的维护及漏油的防治.505.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径.525.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 .54总结 .57参考文献58外文翻译.59英文翻译.59中文翻译.65致 谢 69 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 1 页1 绪论1.1 我国采煤机 30 多年的发展进程1.1.1 20 世纪世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段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。1.1.2 20 世纪世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 2 页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。3无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。1.1.3 20 世纪世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代进入 20 世纪 90 年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是：（1）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是 MG2X400W 型采煤机。（2）高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从 20 世纪 80 年代开始起步，20 世纪 90 年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入 20 世纪 90 年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD 和 MG450/1020-WD 等采煤机，变频调速箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出 8 种机型，都已投入使用，取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国 Electra1000 直流电牵引全套技术的基础上，开发出 MG400/900-WD 和 MG250/600-WD 型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的 I 采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的 7LS、6LS 电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的 SL-500 型和日本的 MCLE-DR102 型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少，90 年代采煤机技术发展的特点如下：1多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此独立，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而有取代电动机纵向布置的 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 3 页趋势。2我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到 800KW，电牵引采煤机装机功率达到 1020KW，其牵引功率为 2X50KW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力已达到 700KN，最大牵引速度达1256m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。3液压紧固技术的开发研究取得成功采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵，在电牵引采煤机中得到推广应用，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。回顾这 30 多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从 20 世纪 70 年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。1.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况80 年代以来, 世界各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要, 积极采用新技术, 不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构, 相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中, 最具代表的是英国安德森的Eiect ra 系列, 德国艾柯夫的SL 系列, 美国乔依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列电牵引采煤机。这些采煤机, 体现了当今世界电牵引采煤机的最新发展方向。德国艾柯夫公司, 整机结构特点为机身3 段式, 两边传动部分为铸造箱体结构, 中间电气部分为焊接框架结构, 摇臂为分体联结, 左右对称通用, 可满足不同的配套要求; 牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列, 电枢采用微机控制, 励磁采用串联, 既能满足四象限运行, 又能满足双牵引, 趋于负载均衡, 目前正全力发展交流电牵引。美国乔依公司从3LS7LS , 机身为3 段焊接结构形式, 摇臂为分体联结、左右通用, 牵引部电气传动系统为2电机串激串联, 目前已开始投入使用7LS 交流电牵引采煤机。日本三井三池公司RD101101 和RD102102 均为交流电牵引采煤机, 其结构形式为以前的截割电机布置在机身的传统结构形式, 机械传动和联结相当复杂。总结这些国家电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点:(1) 装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要, 不论是厚、中厚和薄煤层采煤机, 均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率) 。装机功率大都在1000kW 左右, 单个截割电机功率都在375kW以上, 最高达600kW。直流电牵引功率最大达2 56kW , 交流电牵引功率最大达2 60kW。(2) 电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型世界各主要采煤机厂商20 世纪80 年代都已把重点转向开发电牵引采煤机, 如德国艾柯夫公司是最早开发电牵引采煤机的, 80 年代中后期基本停止生产液压牵引采煤机, 研制出EDW 系列电牵引采煤机, 90 年代又研制成功交流直流两 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 4 页用的SL300 , SL400 , SL500 型采煤机。美国乔依公司70 年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 个新机型, 其电控系统多次改进, 更趋完善。英国安德森公司80 年代中期先后开发了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤层电牵引采煤机。日本三井三池公司80 年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤机, 为国际首创。法国萨吉姆公司在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流电牵引采煤机。交流电牵引近几年发展很快, 由于技术先进,可靠性高、简单, 有取代直流电牵引的趋势。自日本80 年代中期研制成功第1 台交流电牵引采煤机,至今除美国外, 其它国家如德国、英国、法国等都先后研制成功交流电牵引采煤机, 是今后电牵引采煤机发展的新目标。(3) 牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/ min 左右, 而实际可用割煤速度为4 5m/ min , 不适应快速割煤需要。电牵引采煤机牵引功率成倍增加, 最大牵引速度达1520m/ min , 美国18m/ min 的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1 台经改进的4LS 采煤机的牵引速度高达2815m/ min。由于采煤机需要快速牵引割煤, 滚筒截深的加大和转速的降低, 又导致滚筒进给量和推进力的加大, 故要求采煤机增大牵引力, 目前已普遍加大到450600kN , 现正研制最大牵引力为1000kN 的采煤机。(4) 多电机驱动横向布置的总体结构日益发展 70 年代中期仅有美国的LS 系列采煤机、西德EDW215022L22W 型采煤机采用多电机驱动, 机械传动系统彼此独立, 部件之间无机械传动, 取消了锥齿轮传动副和复杂通轴, 机械结构简单, 装拆方便。目前, 这类采煤机既有电牵引, 也有液压牵引, 既有中厚煤层用大功率, 也有薄煤层的, 有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。(5) 滚筒的截深不断增大牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上, 使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。10 年前滚筒采煤机截深大都是630 700mm , 现已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美国正在考虑采用1500mm 截深的可能性。(6) 普遍提高供电电压由于装机功率大幅度提高, 为了保证供电质量和电机性能, 新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压, 主要有2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美国现有长壁工作面中, 45 %以上的电牵引采煤机供电电压为2300V。(7) 有完善的监控系统包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统; 就地控制、无线电随机控制, 并已能控制液压支架、输送机动作和滚筒自动调高。(8) 高可靠性据了解美国使用的EL ECTRA 1000 型采煤机的时间利用率可达95 %98 % ,采煤量350 万t 以上,最高达1000 万t 。1.3国内电牵引采煤机的发展状况我国从20 世纪80 年代末期, 煤科总院上海分院与波兰合作研制开发了我国第1 台MG3442PWD薄煤层强力爬底板交流电牵引采煤机, 在大同局雁崖矿使用取得成功。借助MG3442PWD 电牵引采煤机的电牵引技术, 对液压牵引采煤机进行技术更新。第1 台MG300/ 6802WD 型电牵引采煤机是在鸡西煤矿机械厂生产的MG300 系列液压牵引采煤机的基础上改造成功, 并于1996 年7 月在大同晋华宫矿开始使用。与此同时, 在太原矿山机器厂生产的AM2500 液压牵引采煤机上应用交流电牵引调速装置 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 5 页改造MG375/8302WD 型电牵引采煤机。截止目前, 我国已形成5 个电牵引采煤机生产基地, 鸡西煤矿机械厂、太原矿山机器厂、煤炭科学研究总院上海分院、辽源煤矿机械厂生产交流电牵引采煤机, 西安煤矿机械厂则生产直流电牵引采煤机。我国近期开发的电牵引采煤机有以下特点:(1) 多电机驱动横向布置电牵引采煤机。截割电机横向布置在摇臂上, 取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。(2) 总装机功率、牵引功率大幅度提高, 供电电压(对单个电机400kW 及以上) 由1140V 升至3300V , 保证了供电质量和电机性能。(3) 电牵引采煤机以交流变频调速牵引装置占主导地位, 部分厂商同时也研制生产直流电牵引采煤机。(4) 主机身多分为3 段, 取消了底托架, 各零部件设计、制造强度大大提高, 部件间用高强度液压螺母联接, 拆装方便, 提高了整机的可靠性。(5) 电控技术研究和采煤机电气控制装置可靠性不断提高。在通用性、互换性和集成型方面迈进了一大步, 功能逐步齐全, 无线电随机控制研制成功, 数字化、微机的电控装置已进入试用阶段。(6) 在横向布置的截割电机上, 设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴,改善了传动件的可靠性, 对提高采煤机的整体可靠性和时间利用率起到了积极作用。(7) 耐磨滚筒及镐形截齿的研究, 推进了我国的滚筒及截齿制造技术,开发研制的耐磨滚筒,可适用于截割f = 34 的硬煤。具有使用中轴向力波动小,工作平稳性好,块煤率高,能耗低等优点。2 总体方案的确定2.1MG300/700-WD 型采煤机简介2.1.1 概述概述 MG300/700-WD 型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率 700KW，截割功率2300KW,牵引功率 82KW。该采煤机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。2.1.2 主要技术参数主要技术参数该机的主要技术参数如下：1适应煤层采高范围：1.93.7m煤层倾角：35 度煤层硬度：中硬或硬煤层 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 6 页2总体额定转速：40r/min机面高度：1457 mm摇臂摆动中心距：2541mm 2.1.3 结构特点结构特点 MG300/700-WD 型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点： 1截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 2主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。2.2 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。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 3002KW，即每个截割部功率为 300KW。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。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机 YBC3300,其主要参数如下： 额定功率：300KW； 额定电压：1140V 额定电流：206A; 额定转速：1470r/min 额定功率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：外壳水冷 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 7 页该电机总体呈圆形，其示意图及外形主要尺寸如图 1 所示：该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。2.4 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。总传动比总i 7536401470滚总nnI 电动机转速 r/minn 滚筒转速 r/min滚n2.4.2 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。多图1 YBC3-300 电动机外形尺寸图沉孔深20 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 8 页级传动系统传动比的确定有如下原则：图 2 NWG 行星机构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 2 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 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 0.970.99,传动比一般为 2.113.7。如图27 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 2.79。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46。这里定行星减速机构传动比 747. 5bagi则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39总II bagix-行星架 图2 NWG行星机构 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 9 页由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为根据前述多级减数; 43ji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： ,79. 11i,56. 12i29. 23i以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1562295747）36750279. 175.36(在误差允许范围 5内，合适。3 传动系统的设计 截割部传动系统图图 3 截割部传动系统图3.1 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、轴。轴 min14701n/r轴 min/2 .82179. 1/14703rn轴 43.52656. 1/2 .821/234inn min/r轴 min/88.22929. 2/43.526/346rinn各轴功率计算：轴 0.99=29730031PPkW 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 10 页轴 0.980.99 =288.1529721212PP2kW轴 0.980.99=279.5615.2881223PPkW轴 0.980.990.99=271.2356.27931234PPkW轴 0.980.990.99=263.1523.27131245PPkW轴 0.980.99=255.3115.2631256PPkW轴 0.980.990.99=247.7031.25531267PPkW轴 0.980.990.99=240.3270.24731278PPkW各轴扭矩计算:轴 95509550111nPTmN 5 .19291470297轴 95509550333nPTmN 1 .32512 .82156.279轴 95509550444nPTmN 4 .492043.52623.271轴 95509550777nPTmN 3 .102908 .2297 .247轴 95509550888nPTmN 71.998388.2293 .10290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/kW转速n/(rmin)1转矩T/(Nm)传动比轴29714701929.5轴279.56821.23251.11.79轴271.23526.434920.41.56轴247.70229.8810290.32.29轴240.32229.889983.715.7473.2 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 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 11 页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： 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核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 渗碳淬火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3111/)022. 0013. 0(npnvt取圆周速度，参考文献 1 表 814，表 815 选smvt/13取小轮分度圆直径，由式（864）得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布d置，取06d小轮齿数1Z惰轮齿数 34.012Z2Z1979. 111Zi齿数比 uu19/34/12ZZ传动比误差 误差在范围内0/uu%3小轮转矩mmNT19294901载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860K齿间载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)/1/1 (2 . 388. 1 21ZZ HRC 5662smvt/13公差组 6 级06d=191Z342Z1.79u合适175AK111VtK1.08K 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 12 页 1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表 821 并插值 1K 则载荷系数的初值 K1 . 2tK108. 11 . 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ 189.8EZ2/mmN 节点影响系数 查图 864HZ0,021xx重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得698HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86921HLimHLim、应力循环次数由式得708)1030020(2147060601hnjLN 99121092. 579. 1/1058.10/uNN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 221/25.9066 . 1/111450mmNHH故的设计初值为1dtd18 .16625.906897. 05 . 28 .18979. 1179. 16 . 019294901 . 22321td齿轮模数 查表 83mmZdmt78. 819/83.166/11小齿分度圆直径的参数圆整值td19191mZ1K1 . 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.897Z21/1450mmNHLim22/1450mmNHLim911058.10N921092. 5N121NNZZ1Z6 . 1HS9m171mmtd1smv/2 .13 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 13 页圆周速度 v60000/147017114. 360000/11ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修正smvt/13VKVK1.11， VtVKK1 . 2tKK小轮分度圆直径 tdd11惰轮分度圆直径 30634922 mZd中心距 a5 .238234199221ZZma齿宽 b1008 .1666 . 0min1tddb惰轮齿宽 1002 bb小轮齿宽 10521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSFFYYYmbdKT112齿形系数 查图 867 小轮FY1FY 大轮2FY应力修正系数 查图 868 小轮SY1SY大轮2SY重合度系数,由式 867Y71. 0617. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限 查图 872FLim11. 1VK1 . 2Kmmd1711mmd3062238a1002bmmb10512.861FY2.472FY=1.541SY=1.632SY71. 0Y21/850mmNFLim22/850mmNFLim121NNYY1xY 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 14 页 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核：1)选择齿轮材料查文献 1 表 8-17 齿轮 5 选用 20CrMnTi 渗碳淬火 齿轮 4 选用 45 钢调质2)按齿面接触疲劳强度设计计算HRC 5662HBS 245275弯曲寿命系数 查图 873NY尺寸系数 查图 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01850/11121FXNFLimFFSYY121/91.14571. 054. 186. 29171115192949014. 22FFmmN 222/92.7771. 063. 147. 29306110192949014. 22FFmmN4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d19911 mZd 34922 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa991* 齿根高 fh925. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad92171211aahdd 92306222aahdd 齿根圆直径 fd25.112171211ffhdd 25.112306222ffhdd 基圆直径 bd20cos171cos11ddb 20cos306cos22ddb 齿距 pmmmp26.28 齿厚 s13.142/ ms 中心距 取整amma5 .238 2FS21/5 .416mmNF22/5 .416mmNF21/9 .145mmNF22/92.77mmNFmmd1711mmd3062mmha9mmhf25.11mmda1891mmda3242mmdf5 .1481mmdf5.2832mmdb7 .1601mmdb5 .2872mmp26.28mms13.14mma238 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 15 页确定齿轮传动精度等级，按估3333/)022. 0013. 0(npnvt取圆周速度，参考文献 1 表 814，表 815 选smvt/9取小轮分度圆直径，由式（864）得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布d置，取06d小轮齿数4Z大轮齿数 35.88 圆整取5Z5Z2356. 142Zi齿数比 uu23/36/45ZZ传动比误差 误差在范围内003. 0/uu%5小轮转矩mmNT 32510004载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860 K齿向载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)/1/1 (2 . 388. 1 54ZZ 1.883.2(1/23+1/36)=1.65查表 821 并插值 1.1K 则载荷系数的初值 K1 . 108. 118. 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ 189.8EZ2/mmN 节点影响系数 查图 864HZ0,021xxsmvt/9公差组 7 级06d=234Z365Z1.565u合适1.75AK1.18VtK1.08K1.1K45. 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.87Z 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 16 页重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得698HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86954HLimHLim、应力循环次数由式得708)1030020(12 .82160604hnjLN 99151089. 1565. 1/10956. 2/uNN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按高可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 221/25.9066 . 1/111450mmNHH故的设计初值为4dtd423.20825.90687. 05 . 28 .189565. 11565. 16 . 0325100045. 22324td齿轮模数 查表 83mmZdmt05. 923/23.208/44小齿分度圆直径的参数圆整值td49234mZ圆周速度 v60000/2 .82120714. 360000/34ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修正smvt/9VK1.18， VtVKK45. 2tKK小轮分度圆直径 tdd44惰轮分度圆直径 32436955 mZd24/570mmNHLim25/1450mmNHLim9410956. 2N951089. 1N121NNZZ1Z6 . 1HS207mmtd49mmmdt2074smv/918. 1VK45. 2Kmmd2074mmd32455 .265a 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 17 页中心距 a5 .265236239254ZZma齿宽 b12523.2086 . 0min1tddb惰轮齿宽 1255 bb小轮齿宽 10554 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSFFYYYmbdKT442齿形系数 查图 867 小轮FY4FY 大轮5FY应力修正系数 查图 868 小轮SY4SY大轮5SY重合度系数,由式 867Y65. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限 查图 872FLim弯曲寿命系数 查图 873NY尺寸系数 查图 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01570/1144FXNFLimFSYY2/98. 01850/1155FXNFLimFSYY424/14.1977 . 058. 171. 29207130325100045. 22FFmmN mmb1255mmb13042.714FY2.455FY=1.584SY=1.645SY7 . 0Y24/570mmNFLim25/850mmNFLim154NNYY0.98xY2FS24/3 .279mmNF25/5 .416mmNF24/14.197mmNF25/92.122mmNF 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 18 页525/92.1227 . 064. 145. 29324125325100045. 22FFmmN(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d23944 mZd 36955 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa991* 齿根高 fh925. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad92207244aahdd 92344255aahdd 齿根圆直径 fd25.112207244ffhdd 25.112344255ffhdd 基圆直径 bd20cos207cos44ddb 20cos344cos55ddb 齿距 pmmmp26.28 齿厚 s13.142/ ms 中心距 取整amma5 .275齿轮 6 和惰轮 7 的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 d171466 mZd 281477 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa14141* 齿根高 fh1425. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad142238266aahdd 142392277aahdd 齿根圆直径 fd5 .172238266ffhdd 5 .172392277ffhddmmd2074mmd3445mmha9mmhf25.11mmda2254mmda3625mmdf5 .1844mmdf5 .3215mmdb5 .1944mmdb5 .3245mmp26.28mms13.14mma280mmd2386mmd3927mmha14mmhf5 .17mmda2666mmda3577mmdf2666mmdf4207mmdb2036mmdb3577 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 19 页 基圆直径 bd20cos238cos66ddb 20cos392cos77ddb 齿距 pmmmp96.43 齿厚 smmms98.212/ 中心距 取整amma315mmp96.43mms98.21mma315惰轮 8 和齿轮 9 的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 d281488 mZd 391499 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa14141* 齿根高 fh1425. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad142392288aahdd 142546299aahdd 齿根圆直径 fd5 .172392288ffhdd 5 .172546299ffhdd 基圆直径 bd20cos392cos88ddb 20cos546cos99ddb 齿距 pmmmp96.43 齿厚 smmms98.212/ 中心距 取整amma469mmd3928mmd5469mmha14mmhf5 .17mmda3578mmda5749mmdf4208mmdf5119mmdb3578mmdb1 .5139mmp96.43mms98.21mma469 由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。3.3轴的设计及强度效核 3.3.1 先确定先确定轴轴 1.选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 2.轴径的初步估算 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 20 页 由表 4-2 取 A115， 可得mmnpAd3 .802 .82156.27911533331截轴3示意图图 4 截轴 3 示意图 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： mmmZd3063 圆周力，径向力和轴向力的大小如下tFrFFNdTFt21249306325110022233NFFntr773420tan21249tan3 小轮分度圆直径为： mmd2074 NdTFt6 .31411207325110022434 NFFntr9 .1143220tan6 .31411tan44.轴的结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号 22217，尺寸3615085BDd取轴段直径mmd851 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则：,10mm,5mms mmsBL51105361 段做成齿轮轴,轴段长度mmL1102 段取齿轮右端轴肩高度采用花键轴.轴段长,4mmh mmL1783 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 21 页 段用于装轴承，选用调心滚子轴承 22218，尺寸，4016090BDd取轴段直径轴段长。,903mmd mml5010404 2）轴上零件的周向定位 齿轮 3 采用花键联结，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.6K轴端倒角 452 5.轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图： 2） 求支反力： 水平面：NFFRttHB8 .177489016383/831638343 NRFFRHBttHA2 .758643垂直面：NFFRrrVB64609016383/83163)83(43 NRFFRVBrrVA1 .2761433） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 mmNRMHACH6 .629654832 .758683 mmNRMHBDH1597392908 .1774890 垂直面弯矩：图（c）所示 mmNRMVACV3 .229171831 .276183 mmNRMVBDV58140090646090合成弯矩：图（d）所示 mmNMMMCHCVC6700636 .6296543 .2291712222 mmNMMMDHDVD169990815973925814002222 4) 扭矩： mmNT 32511003 mmNT195066032511006 . 03 5） 计算当量弯矩：图（f）所示aT( )( )( )( )( )( )9016383 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 22 页 mmNMMCCa67006302mmNTMMCCa206253719506606700632222左 mmNTMMDDa7 .2587423195066016999082222左mmNMMDDa16999082右 显然 D 处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 41 得2/650mmNB由得 WMDa 取 2/65581 . 009. 0mmNB 2/60mmN33333 .91267971 . 01 . 032mmddW2/35.283 .912677 .2587423mmNWMDa 2/60mmN6.安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： mNT1 .32513 mmNMDa7 .2587423 33 .91267 mmW min/2 .8213rn 抗扭截面模量： 33336 .182534972 . 02 . 016mmddW 2）计算应力参数 弯曲应力幅 2/35.28mmNa 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力0m 扭剪应力幅 23/9 . 86 .182534232511002mmNWTa 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力2/9 . 8mmNma3）确定影响系数 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 23 页 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 41 查得，212/300,/650mmNmmNB21/155mmN 轴肩圆角处得有效应力集中系数KK , 根据 019. 085/6 . 1/dr 07. 185/91/dD由表 45 经插值可得： 02. 2k36. 1k尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图 418 得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 419，得2/650mmNB0.88。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 24. 501 . 035.2802. 23001maKS 35.129 . 805. 09 . 836. 11551maKS 8 . 15 . 182. 435.1224. 535.1224. 52222SSSSSSCa所以强度足够。3.3.23.3.2 轴轴 4 的设计及强度效核的设计及强度效核 1.选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 2.轴径的初步估算 由表 42 取 A115， 可得mmnpAd2 .9243.52623.27111533441 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 24 页 图 5 截轴 4 示意图 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： mmmZd32455 圆周力，径向力和轴向力的大小如下tFrFFNdTFt8 .30372324492040022545 NFFntr8 .1105420tan8 .30372tan55 小轮分度圆直径为： mmd2386NdTFt9 .41347238492040022646NFFntt4 .1504920tan9 .41347tan66 4.轴的结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号 21320*，尺寸47215100BDd取轴段直径mmd1001 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则：,10mm,5mms mmsBL62105471 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 25 页 段做成齿轮轴，取轴段直径轴段长度,106mmmml154101442 段用于装轴承，选用调心滚子轴承 21320*，尺寸，取47215100BDd轴段直径该段采用渐开线花键来安装齿轮，该轴段长,1003mmd mml1774751253 2）轴上零件的周向定位 齿轮 5 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.6K轴端倒角 452 5.轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 3： 中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 26 页2） 求支aT()()()()()()94144.5113.5反力： 水平面：NFFRttHB5 .8929945 .1445 .113/5 .1445 .1135 .11356 NRFFR