MJ300700－WD型电牵引采煤机截割部设计.doc
MJ300/700－WD型电牵引采煤机截割部设计【说明书+CAD】
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目录1绪论111我国采煤机30多年的发展进程111120世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段111220世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期111320世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代212国际上电牵引采煤机的技术发展状况413国内电牵引采煤机的发展状况52总体方案的确定621MG300/700WD型采煤机简介6211概述6212主要技术参数7213结构特点722摇臂结构设计方案的确定723截割部电动机的选择724传动方案的确定8241传动比的确定8242传动比的分配93传动系统的设计1131各级传动转速、功率、转矩的确定1132齿轮设计及强度效核1333轴的设计及强度效核23331先确定轴23332轴4的设计及强度效核29333惰一轴的设计354行星传动机构的设计过程375采煤机的使用与维护5751采煤机使用过程中常见故障与处理5752大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法5853采煤机轴承的维护及漏油的防治5954煤矿机械传动齿轮失效的改进途径6155硬齿面齿轮的疲劳失效及对策65总结68参考文献69致谢70中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第1页1绪论11我国采煤机30多年的发展进程11120世纪70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MD150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MLS3170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，MLS3170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY100和DY150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。11220世纪80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。中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第2页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。11320世纪90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，其主要方向是中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第3页（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MG200/500WD、MG200/450BWD、MG250/600WD、MG400/920WD和MG450/1020WD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MG400/900WD和MG250/600WD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SL500型和日本的MCLEDR102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，到近年几乎是国产中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第4页采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。12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EIECTRA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MCLE2DR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256KW,交流电牵引功率最大达260KW。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6LS3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ELECTRA1000和ELECTRA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MCLE2DR101101,MDLE2DR102102采煤机,为国际首创。法国萨吉姆公司中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第5页在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45M/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630700MM,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ELECTRA1000型采煤机的时间利用率可达9598,采煤量350万T以上,最高达1000万T。13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台中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第6页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F34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21MG300/700WD型采煤机简介211概述MG300/700WD型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率700KW，截中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第7页割功率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。212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1937M煤层倾角35度煤层硬度中硬或硬煤层2总体机面高度1457MM摇臂摆动中心距2541MM213结构特点MG300/700WD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。22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。中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第8页23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1475P/M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。动1YBC30动沉孔深20中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第9页24传动方案的确定241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I7536401滚总NI电动机转速R/MIN滚筒转速R/MIN滚242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。中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第10页本次设计采用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097099,传动比一般为21137。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279。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745BAGI则其他三级减速机构总传动比36755747639总IBAGI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43JI前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为行星架图NWG行星机构中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第11页,791I,5612I293I以此计算，四级减速传动比的总误差为1562295747）367502536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31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MIN1470N/R中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第12页轴MIN/28179/1403RN轴43562II/R轴89/356/346各轴功率计算轴099297031PKW轴09809928815297122K轴09809927956583轴0980990992712363124PKW轴09809909926315275轴098099255315126K轴098099099247703137P轴09809909924032704128KW各轴扭矩计算轴9511NTMN5192轴033P3867轴9544NTMN49201轴077P3874轴9588NTMN29421中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第13页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/RMIN1转矩T/NM传动比轴297147019295轴27956821232511179轴271235264349204156轴2477022988102903229轴24032229884274942574732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817齿轮选用20GRMNTI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311/02NPVT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1D32112HEDZUKT齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布HRC5662SMVT/3公差组6级中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第14页置，取06D小轮齿数1Z惰轮齿数3401221971ZI齿数比U/34/传动比误差误差在范围内0/小轮转矩MNT1924载荷系数由式（854）得KKKVA使用系数查表820A动载荷系数查图857得初值VVT齿向载荷分布系数查图860K齿间载荷分配系数由式855及得0COS/123812Z188321/191/341617查表821并插值1K则载荷系数的初值2T10875T弹性系数查表822EZ1898E2/MN节点影响系数查图864H0,021X重合度系数查图865Z许用接触应力由式得6906D191Z342179U合适175A111VT108K12TK1898EZ2/MN25H0897中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第15页HHLIMSZ/接触疲劳极限应力查图86921LIMI、应力循环次数由式得708103214601HNJLN925/U则查图870得接触强度得寿命系数121NZ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615HLIMS221/59061/40MN故的设计初值为DTD8162590687871609321T齿轮模数查表83MZDMT/36/小齿分度圆直径的参数圆整值TD19Z圆周速度V60/1470/1NT与估取很相近，对取值影响不大，不必修正SMT/3VKVK111，T12T21/450MNHLIM2I9105821NZ16HS9M171MMTD1SV/23VK1MD713062中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第16页小轮分度圆直径TD1惰轮分度圆直径306492MZ中心距A5281齿宽B109670MIN1TD惰轮齿宽2B小轮齿宽51齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSFFYMBDKT12齿形系数查图867小轮Y1大轮2FY应力修正系数查图868小轮S1S大轮2重合度系数,由式867Y7106/7502/7502许用弯曲应力由式871FFXNFLIMSY/弯曲疲劳极限查图872LIM弯曲寿命系数查图873NY238A102BM52861FY24721541S1632Y71021/85MNLIM20I121NY1X2FS中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第17页齿轮4和齿轮5设计及强度效核尺寸系数查图874XY安全系数查表827FS则2/98015/1121FXNLIMFSY1478697540FMN22/92103231FF4齿轮几何尺寸计算分度圆直径D91MZ342齿顶高AHHA齿根高F92501MCF齿顶圆直径AD721AAD36H齿根圆直径F2511FF022FFD基圆直径BDCOS7COS1B2362齿距PMP8齿厚S14/S中心距圆整A2321/546MNF221/9F27MND306MHA9F251DA8M342F1DF582MB76012P8S134MA2中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第18页1选择齿轮材料查文献1表817齿轮5选用20GRMNTI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确定齿轮传动精度等级，按估3/021NPVT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1D32112HEDZUKT齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06D小轮齿数4Z大轮齿数3588圆整取552356142ZI齿数比U/传动比误差误差在范围内03/小轮转矩MNT2514载荷系数由式（854）得KKKVA使用系数查表820A动载荷系数查图857得初值VVT齿向载荷分布系数查图860K齿向载荷分配系数由式855及得0COS/1/238154ZHRC5662HBS245275SMVT/9公差组7级06D234Z3651565U合适175A118VT108K中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第19页188321/231/36165查表821并插值11K则载荷系数的初值108175T弹性系数查表822EZ1898E2/MN节点影响系数查图864H0,021X重合度系数查图865Z许用接触应力由式得69HHLIMS/接触疲劳极限应力查图86954LIMI、应力循环次数由式得70810321604HNJLN9915856/2/U则查图870得接触强度得寿命系数121NZ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615HLIMS221/59061/40MN故的设计初值为4DTD11K452T1898EZ2/MN25H08724/570MNHLIM1I9405621821NZ16HS207MMTD4中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第20页230825906781566032145324TD齿轮模数查表83MZDMT3/20/4小齿分度圆直径的参数圆整值TD4Z圆周速度V60/2176/34NT与估取很相近，对取值影响不大，不必修正SMT/9VK118，VTK52T小轮分度圆直径TD4惰轮分度圆直径34695MZ中心距A5224齿宽B13086MIN1TD惰轮齿宽55B小轮齿宽4齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSFFYMBDKT42齿形系数查图867小轮Y4大轮5FY应力修正系数查图868小轮S4S大轮59MDT074SV/18VK452MD073526AMB153042714FY24551584S1645Y70中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第21页重合度系数,由式867Y651/702/7502许用弯曲应力由式871FFXNFLIMSY/弯曲疲劳极限查图872LIM弯曲寿命系数查图873NY尺寸系数查图874X安全系数查表827FS则2/90157/144XNFLIMY855FIS424/1472907132FFMN525/9064154FF4齿轮几何尺寸计算分度圆直径D2394MZ65齿顶高AHHA1齿根高F9250MCF齿顶圆直径AD724AAD35H24/570MNLIM8I154NY098X2FS24/379MNF51624/25/91MND207435MHA9F21DA54M36F184中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第22页齿根圆直径FD2510724FFHD35FF基圆直径BCOSCOS4B205D齿距PMP628齿厚S134/S中心距圆整A57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D146MZ287齿顶高AHMHA齿根高F1450CF齿顶圆直径AD2386AAD97H齿根圆直径F5176FF237FFD基圆直径BD0COS8COS6B97齿距PMP43齿厚SS821/中心距圆整A5MDF53215B945MP268S134A0MD238697HA14MF5DA2637MF6DF4207B36M57P94S821A35中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第23页惰轮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D28148MZ399齿顶高AHMHA齿根高F14250CF齿顶圆直径AD3928AAD69H齿根圆直径F5178FF249FFD基圆直径BD0COS3COS8B569齿距PMP4齿厚SS821/中心距圆整A69MD3928546HA1MF7DA35849MF208DF519B378M9P64S821A9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。33轴的设计及强度效核331先确定轴1选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理2轴径的初步估算由表42取A115，可得中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第24页MNPAD380215679331截轴示意图3求作用在齿轮上的力轴上大齿轮分度圆直径为MZD306圆周力，径向力和轴向力的大小如下TFRFNDTT2149306523NTR730TANA3小轮分度圆直径为MD24NDTFT631075243NTR94320TANA4轴的结构设计中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第25页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3517，尺寸36508BDD取轴段直径MD1取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则,10,5MSSBL5361段做成齿轮轴,轴段长度ML2段取齿轮右端轴肩高度采用花键轴轴段长,4HML1783段用于装轴承，选用调心滚子轴承3518，尺寸，取轴段直径轴段长4069BDD,903MD。L51402）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4525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NFFRTTHB817490638/316843NRHBTTA2754AT901638中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第26页垂直面NFFRRRVB6409138/316843NRVBRA2743）计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩图（B）所示MRMHAC629548375683NBD1701490垂直面弯矩图（C）所示VAC329827683MRMBD5140409合成弯矩图（D）所示MNCHVC670362932722DD198581404扭矩MNT35MN962605）计算当量弯矩图（F）所示MCA732TCA206537195602左MNDD84822左MNA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2/650B由得WMDA中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第27页取2/658109MNB2/60MN33339172DW3。即油膜厚度远大于表面粗糙度,两运动表面完全被油膜隔开。因此,润滑剂的粘度起主导作用,添加剂不起什么作用。（2）对重要的齿轮采用真空炉渗碳淬火渗碳淬火齿面能产生残余压应力,这对提高齿轮的弯曲疲劳强度十分有利。残余压应力的产生是由于渗碳后轮齿表层的含碳量较高里层的碳含量较低。在淬火过程中,马氏体的开始转变温度随含碳量的不同而不同,这样轮齿由表及里的各层次间组织转变顺序的不同产生了残余压应力。表面脱碳会影响到齿面的显微组织,因而会影响到残余应力。对于较重要的齿轮可采用真空炉渗碳淬火的热处理工艺。低档的渗碳钢齿轮,渗碳后直接淬火,不存在二次加热保温淬火的过程,脱碳现象明显减小。（3）硬喷丸强化提高渗碳齿轮疲劳强度对于渗碳齿轮,钢中残余奥氏体含量越多,利用硬喷丸强在混合状态应选用粘度适当的含少量极压抗磨化使残余奥氏体转变成马氏体的量越多,马氏体的微观亚结构被细化,相变膨胀量愈大。同时,位错密度增加,亚晶界更细化,晶格畸变加剧,由此产生的残余压应力及硬度的提高幅度愈大,疲劳寿命相应提高。对喷丸后的齿轮进行时效处理,可使其强度进一步提高。对于20CRMNTI材料的齿轮,喷丸前的组织为高碳马氏体细粒状碳化物较多的残余奥氏体,而喷丸后则生成了更多更细的片状马氏体,碳化物的数量也增多,残于奥氏体明显减少。再经低温时效处理,从马氏体及奥氏体中析出细小的合金碳化中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第67页物。另外,经低温回火能有效的松驰喷丸后产生的高应力场,防止此应力造成疲劳裂纹的萌生,相应地提高了齿轮的疲劳寿命。1对重要齿轮采用真空炉渗碳淬火提高硬齿面齿轮的疲劳强度。2采用硬喷丸强化提高渗碳齿轮的疲劳强度。3使用中选用合适的润滑油提高疲劳强度。中国矿业大学2007届本科生毕业设计论文第68页总结经过三个多月的用心钻研和大量的查阅相关资料，我的毕业设计已接近尾声。毕业设计是我们大学生活的最后一个重要环节，是对大学四年学习内容的综合和学习能力的考核。对我们每个学生来说，毕业设计都特别重要，它既总结了大学学习的主要内容，又给我们提供了应用所学知识和查阅相关书籍的自学能力，是对大学四年学习的检验和完善。我此次设计的题目是MJ300/700WD型电牵引采煤机截割部的设计。截割部是实现采煤机落煤和装煤的重要结构。在石油、天然气、水力发电和核动力获得巨大发展的今天，煤炭仍然是我国一次性能源的主体。煤炭工业持续、稳定、协调的发展是顺利进行社会主义现代化建设的重要条件。采掘机械自动化、先进化是煤炭工业增加产量、提高劳动生产率、改善劳动
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