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.doc

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 3 1 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 7 2 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。2 2、.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） l c ah 22 max d （2- 2 maxsin 2 d l c ax 2） 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 t t=ge =1.210 9.8300 3 =352810 nmm 3 =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 . 0 2 . 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 10 3、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 drawing 2.1.4 选用确定条件 1)适用条件：采煤高 4 米 倾角（010）度 硬度（24）f 2)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：4 12 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 0 d e d h y 2 r 3 r 1 d ll 30108 99 7418 .13 508182. 51 302307155230230740115 表中，节圆直径； 0 d 顶圆直径； e d 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； 2 r 平环窝槽圆弧半径； 3 r 立环槽根圆半径； 1 d 立环槽宽度； l w 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： mm mmb 5 . 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 13 3 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 drawing 1-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 z7 3.1 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 hbs 1 行走箱大齿轮 z1： 45 号钢 正火 hbs =210-240 hbs 2 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- t 3 111 /np 1） 估取圆周速度 3.4 m/s, t v 选取第公差组 8 级 小齿轮分度圆直径由式 3-1 得： 1 d （3-2） 1 d3 21 ) ( 12 h he d zzzz u ukt 14 齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8 d d 小齿轮齿数 按推荐选=24 1 z 1 z 大齿轮齿数=2.9124=69.84,圆整取=70， 2 z 2 i 1 z 2 z 传动比 = / =70/24=2.92u 2 z 1 z 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=1034910n 1 t 1 p 1 n 6 载荷系数 k k =k k k k tav 使用系数 k k =1.00 aa 动载荷系数 k 初值 k=1.12 vvt 齿向载荷分布系数 得=1.12 k k 齿间载荷分配系数的初值，初选 k13 0 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/）+ r 1 z 2 zcos tanz 1 d1 =1.661.41=3.07 差值得 k1.42 t 载荷系数 k 初值 k =11.121.121.42=1.78 t 弹性系数得189.8 e z e z 2 . mmn 节点影响系数 z（x =x =0）得 z=2.45 h12h 重合度系数 = 0.77 z z 螺旋角系数=0.99 13cosz 许用接触应力由式=.zz/s h h limh nwh 接触疲劳极限应力、 1limh 2limh 600 n/ 1limh 2 500 n/ 2limh 2 应力循环次数由式 3-2 得 n =60nj=60438.601830085.05 1h l 8 10 n = n /5.05/2.92=1.73 21 8 10 8 10 接触强度寿命系数 z z 1n2n z = z= 1 （3-3） 1n2n 硬化系数 z及说明 z=1.15 ww 接触强度安全系数 s按一般可靠度 s=1.01.1 取 s=1.0 hminhh =60011.15/1.0690 n/mm 1h 2 =50011.15/1.0575n/mm 2h 2 2 的设计初值 1 d t d1 2 3 ) 575 99 . 0 77 . 0 45 . 2 8 . 189 ( 92 . 2 ) 192 . 2 ( 8 . 0 103491078 . 1 2 132.94 模数：m =/ =132.94/24=5.40 圆整取模数 m=6 nt d1cos 1 z13cos 中心距 a=m (+)/2=694/(2)=289.42 1 z 2 z13cos 分度圆螺旋角 002.13)42.2892/(70246)a2/()zz(mcos 21n 1 = “6 013 小轮分度圆直径的计算79.147002.13cos/246cos/zmd 1n t 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 1 d 1 n v 值影响不大，不必修正取 k =k =1.12 vvt 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 21 002.13cos 41 . 1 002.13tanz 1 d1 =1.66+1.41=3.07 得=1.42 k 载荷系数 k=11.121.121.42=1.78 小轮分度圆直径取 （3- 1 d132.94 78 . 1 78 . 1 94.132 k k d 3 3 t t 1 4） 取147.79dd 1t1 大轮分度圆直径=670/=431.05 2 dcos/zm 2n 002.cos13 齿宽=0.8132.94=106.35b d min 1t d 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 2 b 2 b 小齿轮宽=b+（510）=110+5=115 1 b 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 =yfayy y （3-5） f n bdm kt12 sa f 齿形系数 （3- f y 9 . 25002.13cos/24cos/zz 33 1v1 6） 6 . 7592 . 2 9 . 25uzz 12 vv 得 与 1a f y 2a f y 2.62 1a f y 2.23 2a f y 应力修正系数 y sa 1.6 1a s y 1.76 2a s y 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 =0.70 a 螺旋角系数 85 . 0 120 002.13 41 . 1 1 120 1y 许用弯曲应力由式（3-5）计算 f =yy/s f minf nxf 弯曲疲劳极限查图（3-6） minf =460 n/ 1minf 2 =390n/ 2minf 2 4 弯曲疲劳强度得寿命系数查得 =1.0 2n1n yy 尺寸系数 y x y=1.0 x 安全系数 s 则 f s=1.25 minf =46011/1.25=368n/ （3-7） 1f =39011/1.25=312n/ （3-8） f2 2 故 =2.621.600.700.85=90.11 n/ 1f 679.147115 103491078 . 1 2 2 1f =2.231.760.700.85=88.70 n/ f2 679.147110 103491078 . 1 2 2 f2 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 hbs 1 大齿轮： 45 号钢 正火 hbs =210-240 hbs 2 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） t 3 000 /np 估取圆周速度 7.5 m/s, t v 选取第公差组 8 级 小齿轮分度圆直径由式 8-77 得 1 d （3-10） 1 d 3 21 ) ( 12 h he d zzzz u ukt 齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8 d d 小齿轮齿数，中选=24 1 z 1 z 大齿轮齿数= =3.4224=82.08,圆整取=83， 2 z 1 i 1 z 2 z 传动比= / =83/24=3.46 u 2 z 1 z 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 n 0 t 0 p 0 n 6 载荷系数 k k=k k k k a v 使用系数 k k =1.00 aa 动载荷系数 k 8-57 k =1.22 vvt 齿向载荷分布系数 得=1.12 k k 齿间载荷分配系数的初值，初选 k13 0 由式 3-10 得 r 6 =+=1.88-3.2（1/+1/）+ r 1 z 2 zcos tan 1 1d z =1.671.41=3.08 差值得 k1.42 t 载荷系数 k 初值 k =11.221.121.42=1.94 t 弹性系数得189.8 e z e z 2 . mmn 节点影响系数 z（x =x =0）得 z=2.45 h12h 重合度系数，=0.77 z z 螺旋角系数=0.99 13cos z 许用接触应力由式=.zz/s h h limh nw h 接触疲劳极限应力、查图 8-69 1limh 2limh 570 n/ （3-11） 1limh 2 460 n/ （3-12） 2limh 2 应力循环次数由式 3-11 得 n =60nj=6015001830081.73109 1 h l n = n /1.73/3.46=5 21 9 10 8 10 接触强度寿命系数 z z 1n2n z = z=1 （3-13） 1n2n 硬化系数 z及说明 z=1.15 ww 接触强度安全系数 s查表按一般可靠度 s=1.01.1 取 s=1.0 hminhh =57011.15/1.0656 n/mm 1h 2 =46011.15/1.0529 n/mm 2h 2 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- 1 d t d1 2 3 ) 529 99 . 0 77 . 0 45 . 2 8 . 189 ( 46 . 3 ) 146 . 3 ( 8 . 0 103491078 . 1 2 14） 95.94 模数：m =/ = 95.94/24=3.62 圆整取模数 m =4 nt d1cos 1 z 13cos 中心距 a=m (+)/(2)=4107/2=219.63 1 z 2 zcos 分度圆螺旋角 （3-15） 001.1363.2192/ )8324(4cos)2/(cos 1 21 1 azzmn = “3 013 小轮分度圆直径的计算 53.98001.13cos/244cos/ 1 1 zmd nt 圆周速度 v=/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s 与估取的值相近.对 k 取 1t d 1 n v 值影响不大不必修正取 k =k =1.22 vvt 齿间载荷分配系数 k =+ （3-16） r = 1.88-3.2（1/24+1/83）=1.67 cos)/1/1 (2 . 388. 1 21 zz 001.13cos 41 . 1 001.13tanz 1 d1 =1.67+1.41=3.08 得=1.42 k 载荷系数 k=11.221.121.42=1.94 小轮分度圆直径取 1 d 94.95 94 . 1 94 . 1 94.95 k k 3 3 t 1 t d 取 53.98dd 1t1 大轮分度圆直径=483/=340.73 2 dcos/zm 2n001.cos13 齿宽=0.895.94=76.75 bd min 1t d 8 大齿轮齿宽b 圆整取齿宽80 2 b 2 b 小齿轮宽=b+（510）=80+5=85 1 b 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 = （3-17） f n bdm kt12 yyyy zsaf f 齿形系数 f y 9 . 25001.13cos/24cos/ 33 1 1 zzv 6 . 8842 . 3 9 . 25uzz 12 vv 得 与 2.62 2.21 1a f y 2a f y 1a f y 2a f y 应力修正系数 y sa 1.6 1.78 1a s y 2a s y 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 =0.70 a 螺旋角系数 85 . 0 120 001.13 41 . 1 1 120 1 y 许用弯曲应力由式（3-17）计算 f =yy/s （3-18） f minf n xf 弯曲疲劳极限查图（3- 18） minf = 460 n/ 1minf 2 = 390n/ 2minf 2 弯曲疲劳强度得寿命系数查图 8-73 查得 =1.0 21nn yy 尺寸系数 y 查图 8-74 x y=1.0 x 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 f s=1.25 minf = 46011/1.25=368 n/ 1f 2 =39011/1.25=312n/ f2 2 故 =2.621.600.700.85=90.65 n/ 1f 453.9885 31380094 . 1 2 2 1f =2.211.780.700.85=90.38 n/ f2 453.9880 31830094 . 1 2 2 f2 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 drawing 1-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） w m 1 式中，m为轴所承受弯矩 nmm； 10 w抗弯截面模量，本设备采用实心轴取 w =0.3； 3 d 查表得=300。 1 初步确定轴的直径 d=55 3 1 1 . 0 m 3001 . 0 105415 3 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） p dhz r p 2 mm = n/ （3-21） zd r 2 4 2 mm 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/； p 2 mm z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/ 2 mm 由（3-20）式得 d=6.17mm hz r p 15 . 6110 8 . 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=8.38mm z r 4 114 . 3 80 8 . 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/mm2 3.3 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=620750nmm 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计 13 3.4 变速箱设计 3-4 牵引变速箱的传动系统图 fig.3-4 examination drawing 1-变速箱齿轮 z1 2-变速箱齿轮 z2 3.4.1 输入轴速齿轮的设计 选择齿轮材料： 小轮选用 45#，调质=245-275 hbs 1 hbs 大轮选用 45#，正火=210-240 hbs 2 hbs 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 t1 n 3 11 n/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 1 d （3-22） 1 d3 2 h he d 1 ) zzz ( u 1ukt2 齿宽系数 ,查教材表 3-23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.8 d d 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=106/244.42 14 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 n 1 t 6 1 p 1 6 载荷系数 k 由式（3-23）得 k =k k k （3- ta k v 23） 使用系数，查教材表（3-20）=1.00 a k a k 动载荷系数 k 的初值 k由教材图（3-21）查得 k=1.24 vvtvt 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） =