机械毕业设计（论文）-MG2×125560-WD采煤机摇臂的结构设计【全套图纸】

MG2125/560-WD 采煤机摇臂的结构设计 学院：大同大学工学院 系别：机械工程系 专业班级：机制 B051 班 姓名：田俊虎 学号：05080301117 指导教师：梁宝英 摘 要: 采煤机是煤炭工业的重要机械，近几年随着煤炭工业的发展，采煤机 向着重型化方向发展。本设计主要是对采煤机截割部减速器进行完善和改进， 特别是对减速器的承载能力进行提高，并且在实际的设计过程中，不断地发现 问题解决问题，使产品的性能得到进一步提高，从而更好的适应煤炭工业的发 展。 关键词: 采煤机；截割部；齿轮；行星轮 全套图纸，加 153893706 1.引言 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速 增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械 化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最 主要的采煤机械 采煤机是一个集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统,工作环境恶劣, 如果出现故障将会导致整个采煤工作的中断,造成巨大的经济损失.随着煤炭工 业的发展,采煤机的功能越来越多,其自身的结构、组成愈加复杂,因而发生故 障的原因也随之复杂。双滚筒采煤机综合了国内外薄煤层采煤机的成功经验， 是针对我国具体国情而设计的新型大功率薄煤层采煤机。4 1.1 采煤机的发展 20 世纪 40 年代初，英国和苏联相继研制出来了链式采煤机。这种采煤机 是用截链落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。 同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50 年代初，英国和德国相继研制 出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其 上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套， 奠定了煤炭开采机械化的基础。 综合机械化采煤（综采）：用大功率采煤机来实现落煤装煤，刮板输送机 运煤，自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤 法称综合机械化采煤（如图 1-1 所示） 。 图1-1 1.采煤机 2.刮板输送机 3.液压支架 1.2 采煤机的分类和组成 采煤机有不同的分类方法，一般我们按照工作机构的形式进行分类，可分 为：滚筒式、钻削式和链式采煤机；现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤 机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在有很广泛的使用。 滚筒采煤机的组成如图 1-2 所示。 YBQYS2-45 A A 1234567 图1-2 双滚筒采煤机 1.右滚筒 2.右摇臂 3.右牵引部 4.中间箱 5.左牵引箱 6.左摇臂 7.左滚筒 2.传动方案介绍 2.1 方案一：采用直齿圆柱齿轮传动 1.方案如图 2-1 所示。 图 2-1 方案一 2.方案特点2 （1）能保证瞬时传动比的恒定。 （2）传动较平稳，冲击和噪声小。. （3）传动效率较高。传动机构中圆柱直齿轮传动效率可达 98%，从而整个 机构的传动效率将很高。 （4）空间结构较为简单，经济性好。各齿轮轴线均采用平行布置，因而 空间结构较为简单，有利于生产加工，制造成本较低。 2.2 方案二：采用直齿锥齿轮传动 1.方案如图 2-2 所示。 图 2-2 方案二 2.方案特点2 （1）锥齿轮传动平稳，承载能力强，但其设计和制造较复杂。 （2）圆锥齿轮传动振动和噪声都比较大。 （3）空间结构较为复杂。由于在结构方面要求输入输出轴线平行，机构 中增加了锥齿轮传动，齿轮轴线将出现空间交错，因而使机构复杂程度加大。 2.3 传动方案的比较及确定 通过对两传动方案的优缺点进行比较，方案一整体结构简单，承载能力较 大，传动效率较高，空间体积较小，生产加工性较好，因而综合考虑各方面因 素，选定方案一为最终的设计方案。 3齿轮的设计及计算 3.1.选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数1 3 5 9 考虑到传动功率较大,较大井下设备,要求结构紧凑,使用奉命长.由机械设 计手册查得，选大小齿轮材料用场 20GrMnTi,渗碳、表面淬火，齿面硬度 60- 62HRC。 煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为 8 级精度。 选小齿轮齿数 Z7=23，则 Z8=39。取，实际传动比 i= Z8/ Z71.7（因为硬 齿面弯曲强度是薄弱环节，应取较少齿数比保证具有大模数 m，提高轮齿抗弯 能力） 按齿根弯曲疲劳强度设计 对闭式硬齿齿面齿轮传动，承受能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强 度设计，验算接触强度。 可初选载荷系数 Kt=1.50。 由公式得小齿轮转矩： T5=9.55106212.78/439.69 Nmm=4.62106 Nmm 78 0 11 1.883.2()cos 11 1.883.2()cos0 2339 1.66 a ZZ 由公式可得： 0.75 0.25 0.75 0.25 1.64 0.7 a Y 由图查得： YFa7=2.8，YSa7=1.56 8 2.4 Fa Y ，Ysa8=1.67 N7=60n5jLh=60439.691（2830015）=1.90109 9 9 7 8 1.90 10 0.97 10 1.7 N N i 按齿面硬度均值 61HRC，由图 3-1 查得 lim7lim8 700 FF Mpa YN7=0. 89，YN8=0.90 图 3-1 齿轮的弯曲疲劳极限 取 SFlim=1.25(弯曲疲劳强度计算的最小安全系数按一般可靠度要求取) 由图按齿面硬度均值 51HRC,在 ML 线上查得 Flim1= 2=700MPa 将各参数代入公式得: lim77 7 lim 700 0.89 498.4 1.25 FN F F Y MPaMPa S lim88 8 lim 700 0.90 504 1.25 FN F F Y MPaMPa S F 77 7 Y2.80 1.56 0.0087 498.4 aN F Y F 88 8 Y2.40 1.67 0.0080 504 aN F Y 取 F 77 7 Y 0.0087 aN F Y ，设计齿面模数： 将确定后的各项数值代入式求得: 3 177 2 77 2 () 7.08 tFasa t dF K TYYY m Z mm 修正系数 mt 75 3.75/ 60*1000 t m z n Vm s 由图可知：K=1.07 K=1. 2 将参数代入式得： AV K= K K K K =1.5 1.19 1.05 1.2=2.249 3 7.38 t t k mmmm k 为制造方便，取与前面齿轮模数一致：m=8 77 88 d dmz8 23184mm dm8 39312mm b0.5 18492mm z 取 B2=100mm, B1=100+(510)m=110mm 3.2 齿轮零件结构图 齿轮的零件结构如图所示。 图 4-8 齿轮结构图 4.轴的计算与校核 轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。 根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下： 4.1 选择轴的材料确定许用应力1 3 9 轴的材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火。 查表得：硬度为渗碳 6062HRC， 抗拉强度 b=1100MPa， 弯曲疲劳 强度 -1=525MPa，剪切疲劳强度 -1=300MPa，许用弯曲应力-1=75MPa。 4.2 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径1 3 已知输出轴: P5212.78 KW N5=439.69 r/min T5=4621.55 Nm 由表查得 A0=103126, 取 A0=110， 将各参数代入式可得： 3 1 3 min0 1 212.78 11086.36 439.69 P dAmmmm n 为了使轴与齿轮相配合，故在轴的外伸端开花键槽，应增大轴颈以考虑键 槽对轴强度的削弱,则直径应增大 5%7%， d186.36(1+5%)=90.678 初定轴的最小直径 d1=100。 4.3 轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合尺寸确定，按比例绘制轴的草图，考虑到小 齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图 4- 1 所示。 图 4-1 轴的结构图 4.4 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴 段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、倒角，退刀槽等）的确 定。 1.轴向、径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段 dAB=100mm 开始，逐段选取相邻轴段的直径。起 定位固定作用，AB= 47 mm,与轴承内径相配合，考虑安装方便和其配合，结 合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取 dAB=100 mm，选定轴承代号为 21320。由表查得其基本尺寸为 dABDB=10021547，最小安装尺寸为 114 mm。dBC起定位作用，按轴的标准直径系列，取 BC=35mm,dBC =105 mm。CD=70mm,dCD=125mm,用于固定大齿轮。在 DE30mm,dDE130mm, 起定位作用。dEF即为小齿轮部分，将 dEF作为分度圆的直径，即 dEF=161mm,EF=110。dFG=dDE=130mm，dGH =dAB=100mm，轴的总长为 L=349mm。 4.5 按弯扭合成强度进行轴得计算和强度校核1 5 6 9 10 由所确定的结构图 5-1 所示可确定出简支梁的支承距离由图 5-1 可知 L1=71mm，L2=122.5mm，L3=88.5mm，据此求出齿轮宽度中点所在的截面 C 的 MH、MV、M 及 Mca 的值，来进行轴的校核。 1 画出轴的计算简图(图 5-2a) 为了方便计算将轴上的作用力分解为水平方向上和竖直方向的两个分力来 进行计算。取集中力作用为零件宽度的中点处。对于支反力的位置，随轴承类 型和分布方式的不同而定. 2 计算轴上的受力(图 5-2b) 转矩：=2515.60Nmm 4 T 3 10 =4621.55Nmm 5 T 3 10 第齿轮切向力：=31250N 2 t FT d 径向力：F=tan=31250tan20=11374N 5r5t F 第齿轮切向力：=57410.6N 757 2 t FT d 径向力：Fr7=Ft7tan=57410.6tan20=20895.7N 3 计算支反力 （a）水平面上 FH1=5394.9N FH2=-31525.5N（负号表与假设方向相反） （b）垂直面上的力 1 1952.6 V FN 2 7397.6 V FN （负号表与假设方向相反） 4 计算轴的弯矩，并画出弯矩图 （a）水平面上 MH1=FH1L1=8394.971=80844Nmm MH2=FH2L3=-31525.588.5=-2790006.75Nmm （b）垂直面上 MV1=FV1L1=1952.671=229472Nmm MV2=FV2L2=-7397.688.5=-654687.6Nmm 弯矩图和受力图如图 5-2c、5-2e。 （c）合成弯矩(图 5-2f) 取水平面上的弯矩值较大的进行轴的校核。 22 111 405292.1mm HV MMM 22 222 2865790.2mm HV MMM 图 5-2 5.计算并画当量弯矩图 转矩按脉动变化计算，取 =0.6 得： T1=0.62515.6103Nmm=1509103Nmm 将各参数代入式得： 1 405292.1mm e M 2 22 2 ()3238969mm e MMT 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度。 由公式得： 22 1 33 3238969 MPa14.7MPa75MPa 0.10.1 130 ee ca MM Wd 所以轴的强度足够。 6.按疲劳强度的安全系数校核 (1）判断危险截面： 危险载截面的位置应是弯矩和转矩较大及截面面积较小且应力集中较严重 处，此轴校核齿轮轴左端面截面。 (2）齿轮轴左端面截面处疲劳强度安全系数校核： 抗弯截面系数： 333 0.10.1 130219700mmWd 抗扭截面系数： 333 0.20.2 130439400mm T Wd 合成弯矩： 2 2 2 L2122.5 102 2865790.2 122.5 1579108.9mm B MM L 转矩： 3 2515.60 10 mmT 弯曲应力幅（按对称循环变应力计算）： 1579108.9 7.2 219700 a M MPa W 弯曲平均应力：0 m MPa 扭转切应力幅（按脉动循环变应力计算）： 2515600 2.86 22 439400 a T T MPa W 扭转平均切应力：2.86 ma MPa (3)计算综合影响系数： 1）轴肩圆角引起的有效应力集中系数 k 和 K，由 r/d=2.5/130=0.019, D/d=175/130=1.3b=640MPa， 由图得： 2.59 k1.62k 640MPa ,d130mm b 0.68 0.68 由轴精车加工，由图查得表面质量系数：1100 b MPa0.92 按公式计算可得综合影响系数值为： 2.59 4.14 0.68 0.92 1.62 2.59 0.68 0.92 k K k K 2）截面左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数是 k 和 K 按图查得：0.68 k0.68k 故得综合影响系数值为： 2.59 4.14 0.68 0.92 1.62 2.59 0.68 0.92 k K k K 取上面综合影响系数 K 和 K 中的较大值，故2.16 k1.7k 轴的材料为 20CrMnTi，查表取弯曲等效系数，扭转等效系数0.2 0.1 只考虑弯矩作用的安全系数，由公式得： 1 525 1.85 4.13 7.20.2 0 am S K 只考虑转矩作用的安全系数，由式得： 1 300 36.68 2.34 4.50.15 4.5 am S K 由式计算安全系数: 2222 1.85 36.68 1.9 1.8536.68 ca S S S SS 取 8 . 15 . 1S ,所以齿轮轴左截面安全。 5 . 1 SSca 5.行星轮的设计 太阳轮和行星轮：材料为 20GrNi2MoA 表面渗碳淬火 硬度 57-61HRC 面接触疲劳极限 lim 1450 H MPa 齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮 lim 400 F MPa 行星轮 lim 280 F MPa 内齿轮：材料为 42CrMo 表面渗碳淬火 5.1 初步计算齿轮的主要参数 取行星轮数目为 3,根据传动比及装配条件: 1.周转轮系数类型的选择 根据所给条件选择下列类型: 图 7-1 2KH 型 2 计算传动比 iBAx 5 6 n1472r/min i37.20 n39.60r/min 电 总 滚 35 i1.75 20 1 23 i1.91 44 50 i2.17 23 i i5.12 i i i B AX 总 1 根据表得知,单级传动比最大为 13.7,故该 HGW 型号行星齿轮病患须采用 一级行星传动. 3 确定齿数5 6 为提高设计效率,一般不必自行配齿,只须首先将分配比适当调整即可直接 查表确定齿数,查表可知本题中只需将为 5 即可,这样总传动比误差为 0.98%,远 B AX i 小于一般减速器实际传动比允许的误差 4%,符合要求. 查表取 CS=3,而后查表,在一栏中选取齿数组合:5i 23,34,91 AcB zzz 4. 按接触强度初算 A-C 传动中心距和模数 输入转矩: 95509264.81 m p T n 设载荷不均匀系数 KC=1.15 在对 A-C 传动中,小轮、太阳轮传递的转矩为 1 92647.81 1.153551.51 m 3 Ac s T TK c 齿数比 34 1.49 23 c A z u z 太阳轮和行星轮的材料用 20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度要求为太阳轮 5963HRC，行星轮 5358HRC；，许用接触应力 lim 1500 H MPa 9 lim 0.91500 0.91350 HpH MPaMPa 取齿宽系数 a 0.5 载荷系数 K2.0 按齿面接触强度计算中心距： 3 2 (1)186.63mm A a AHP KT aA u u 模数： 22 186.63 6.55 2333 Ac a m zz 取模数 m=8 为提高啮合齿轮的承载能力，将 ZC减少一个齿，改为 33 并进行不等角变 位，则 AC 传未变位时的中心距为： (2333)4 (2333)224mm 2 AC m a 根据系数： 91 33 1.04 2333 BC AC zz j zz 查图预取啮合角则 AC 24 18.3 CB AC 传动中心距变动系数为 1cos () (1)0.8 2cos ACAC AC yzz 则中心距： / 2240.8 8230.4mm ACAC ym 取实际中心距 / 231mm 5.计算 AC 传动的实际中心距变动系数YAC和啮合角 5 6 / AC / 231 224 0.875 8 AC AC aa y m / / 224 coscoscos200.91121 231 AC AC a a / cos24.332419 48 AC 6.计算 AC 传动的变位系数5 6 / () 2tan 24.3320 (2333) 2tan20 1.4 AC AC Ac invinv xzz invinv 用图校核，和均在施用区域内,可用.233356 AC z1.4 AC x 根据实际,在图 14-5-5 中, 纵坐标上 1.6 处向左作1.4 AC x 33 1.43 23 u x 水平直线与号斜线 U1.21.6 相交,其交点向上作垂直线,与 X1横坐标的交 点即为太阳轮的变位系数,XA=0.65.行星轮变位系数为 1.40.650.75 cACA xxx 7.计算 C-B 传动的中心距变动系数 yCB和啮合角 5 6 / CB x C-B 传动未变位时的中心距为 8 ()(91 33)232 22 CBBc m azz 则 / 231 232 0.125 8 CB CB y m / / 232 coscoscos200.943720 231 CB CB a x a / cos19.3 CB x 8.计算 C-B 传动变位系数5 6 / 19.320 ()(91 33)0.16 2tan2tan20 CB CBBc invinvinvinv xzz 0.160.750.59 BCBC xxx 5.2 几何尺寸计算1 3 5 6 按公式分别计算 A、C、B 齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、基圆直径等。 分度圆： d=mZ 齿顶圆： 2 () aA ddm haxy 齿根圆: * 2 () fA ddm hacx 基圆直径： cos b dda 齿顶系数：太阳、行星轮 =1 内齿轮=0.8 * a h 顶隙系数：=0.25(内齿轮) * c 太阳轮： =0.6 A x d=8 23=184mm * 2 ()201.6mm aA ddm haxyA * 2 ()175.2mm fA ddm hacx 184 cos20173mm b d 行星轮：=0.7 C x d=8 33=264mm * 2m()274.4mm aC ddhaxyA * 2m()255.2mm fA ddhacx 254 cos20248mm b d 内齿轮：=0.6 B x d=8 91=728mm * 2m()753.6mm aB ddhaxyA * 2m()721.6mm fB ddhacx 728 cos20684mm b d 齿宽： 0.5 18492mm a Bd 绘制行星机构图 行星机构图如图 7-2 所示 图 7-2 6 传动件的润滑 3 19 浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度 V13m/s 的减速器。为了减小 齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以 12 个齿高为宜，速度高时 还应浅些，在 0.7 个齿高上下，但至少要有 10mm,速度低时，允许浸入深度达 1/61/3 的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底 面的距离不应小于 3050mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保 持一定的油量，油量可按每千瓦约 350700cm3 来确定，在大功率时用较小值。 6.1 滚动轴承的润滑 减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据 齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置 挡油环，以免油池中的稀油进入轴承内而使润滑脂稀释。 6.2 润滑剂的选择 润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有 关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度 低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用 HT-40,HT-50 号 机械油，也可采用 HL-20,HL-30 齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂 装入量可占轴承室空间的 1/31/2。 6.3 减速器的密封 减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分 箱面、轴头、盖端及视孔盖等。 参考文献 1 谭庆昌，赵洪志. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2004 2 朱 理. 机械原理. 北京：高等教育出版社，2004 3 张建中. 机械设计基础课程设计.徐州：中国矿业大学出版社，1999 4 孙九如，徐蒙良，卢维冬. 采掘机械.徐州：中国矿业大学出版社，1990 5 吴宗泽. 机械设计师手册上册.北京：机械工业出版社，2002 6 吴宗泽. 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