机械毕业设计（论文）-MG300701-WD采煤机牵引部设计【全套图纸】.doc

摘 要本次设计任务是设计无链电牵引采煤机的牵引部。该采煤机的电机横向布置无链双驱动。牵引部减速器主要采用齿轮传动来实现转矩的传递。采用了二级外啮合齿轮和二级行星传动。无链电牵引采煤机的牵引部是由电动机带动通过二级直齿轮减速和二级行星减速进行牵引行走。主要用于含有夹矸等中厚偏薄硬质煤质的综合机械化采煤工作面，又在有瓦斯或煤尘爆炸危险的矿井中使用。电牵引采煤机是今后发展的方向，它具有良好的牵引特性，可用于大倾角煤层，运行可靠，使用寿命长，反应灵敏，动态特性好，结构简单，效率高。关键字 采煤机 电牵引行星传动 全套图纸，加153893706AbstractThe type electro haulage shearer is piece that electricity lead the type adopt the coal machine, it mow a the department is to be aroused by electric motor to pass second class keeping the wheel gear decelerate to decelerate to arouse the roller with the second class planet, finally, attain the customer need of turn soon.The electricity leads to adopt the coal machine is from now on the direction that develop, it have to lead the characteristic goodly, can used for the big cape of sloped coal seam, circulating dependable, the service life is long, responding intelligent, the dynamic characteristic is good, the efficiency is high, the construction is simple, having the perfect examination with show the system.The type adopts the design success of the coal machine can used for the thick layer in inside in well in mineral comprehensive adopts the work can adopt the hard coal quality, combining can adapt to the complicated a scaleboard term.Key words Adopt the coal machine give or get an electric shock to lead lead long department目录摘 要.IAbstract.II第1章 绪论11.1 无链电牵引采煤机牵引部概述11.2 总体方案确定1第2章 机械系统传动总设计32.1 牵引部电动机的选用32.2 牵引部传动比分配3第3章 牵引部零件的初步设计及强度校核53.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核53. 1. 1 牵引部齿轮Z1,Z2初步设计及强度校核53. 1. 2 牵引部齿轮Z3,Z4的初步设计及强度校核153. 1. 3 牵引部二级行星齿轮Z5,Z6,Z7的初步设计及强度校核253. 2 牵引部轴的校核及轴承寿命计算343. 2. 1 牵引部I轴的初步设计及校核及轴承寿命计算343. 2. 2 牵引部II轴的初步设计及校核及轴承寿命计算413. 2. 3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算45结 论.47致 谢.48参考文献.49附录1.50附录2.53III第1章 绪论1.1 无链电牵引采煤机牵引部概述随着我国经济的迅速发展，作为三大传统能源的煤将是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿大部分都已经经过了多年的开采，由于技术的原因我们一直以来对薄煤层的开采还不到位，还是有很大的潜力的，对小功率采煤机的需求量比会增加。而我国目前薄煤层采煤机的虽然有一些种类的产品，但还不能满足实际工况的需要，而该设计正是在这样一个背景下进行设计的，对薄煤层采煤机牵引部的设计可以满足这一需求。近年来的研究主要集中在交流电牵引采煤机的系列设计，控制系统及控制功能的开发上。开发的系列交流电牵引采煤机，已在国内煤矿逐步推广使用，取得了比较明显的经济效益。日本三井三池制作所研制成功多种截割电机纵向布置的交流电牵引采煤机，主要有MCLE500-DR101101型等。波兰与中国合作，成功研制了总装机功率344kW的KSE-344型薄煤层交流电牵引采煤机的基础上，陆续开发了用于薄煤层的KSE-360型、用于中厚煤层的KSE-700型和KSE-535S/2BP型等交流电牵引采煤机。无链电牵引型采煤机牵引部减速器由固定减速器和摇臂行星减速起两部分组成，牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。牵引部工作载荷大，条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。而滚筒式采煤机的采高范围大，对各种煤层适应性强，能截割硬煤，并能适应较复杂的顶底板条件，因而得到了广泛的应用。无链电牵引型采煤机主要用于矿井中薄层综采工作面可采较硬煤质，并能适应较复杂的顶底板条件。1.2 总体方案确定采煤机的牵引部承担牵引和行走任务，是采煤机的主要部件之一。一个完善的工作机构应满足以下要求：(1) 结构简单，工作可靠，拆装维修方便。(2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。(3)能牵引行走。(4)载荷均匀分布，机械效率高。(5) 能适应不同的煤层和有关地质条件。为了确定无链电牵引采煤机的方案及满足采煤机的设计要求，经多方面考察，确定本采煤机牵引部的设计方向：(1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在200左右，减速级数为35级；(2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中都装有若干个惰轮。(3)在满足上述各项要求的同时，务使结构简单，操纵方便，尽可能贯彻标准化、通用化。(4)采用了二级行星减速器在增大传动比的同时减少了齿轮的数量，简化结构，降低成本。以上是本采煤机牵引部的指导思想。第2章 机械系统传动总设计双滚筒采煤机的主要结构它包括左右截割部的固定减速箱、摇臂减速箱、弧形挡板、电动机、牵引部、带有电器控制的中间箱和接线箱、装有电磁阀的电液控制箱。附属装置包括底托架、调高油缸和防滑装置。此外还有电缆拖移装置和供水灭尘装置等。采煤机主要参数摇臂回转中心距 6700 mm过煤高度 403；503 mm适用倾角 150牵引力 kN 590；490总功率 701 kW牵引功率 45 kW2.1 牵引部电动机的选用依照给定的设计数据，通过查阅资料得其主要技术参数如下表21电机参数：表21 电机参数电机型号功率(kw)转速(n/min)电压（V）YBQYS254514703802.2 牵引部传动比分配无链电牵引型采煤机的牵引速度要求：该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，润滑系统等组成。电动机功率25kw，电动机转速1460r/min，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为10r/min左右，所以,本设计结构采用二级直齿传动和二级行星传动：通过类比及查阅资料，初步确定传动比如下表22传动比的分配：表22 传动比的分配MG300/701-WD牵引部传动比初步确定齿数为表23 齿数分配：表23 齿数分配MG300/701-WD牵引部齿数确定143179162568第3章 牵引部零件的初步设计及强度校核3.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核3. 1. 1 牵引部齿轮Z1,Z2初步设计及强度校核在初步设计齿轮时，Z1,Z2齿轮材料初定为20CrMnTi。模数m=5, 齿数Z1=23, Z2=61。一齿面接触强度计算根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸(mm)(mm)式中K 载荷系数常用值,K=2；、 刚对钢配对的齿轮副的值，查参考文献1表14-1-75得 直齿轮=483、=766； 齿宽系数，按参考文献1表14-1-77圆整，取=0.5，则=0.3； 许用接触应力，推荐 ； 试就验齿轮的接触疲劳极限，=1500MPa 取较小值；见参考文献1图14-1-24(b) =1650MPa=1500MPa 取较小值。0.9齿根弯曲强度计算在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数：(mm)式中 模数系数，由参考文献1表14-1-78得直齿轮时，； 许用齿根应力， ； 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由 参考文献3图13-1-5； 复合齿形系数，；YFa 齿形系数按参考文献1图14-1-38可查时，当时， =2.74，当时，=2.28。YSa 应力修正系数按参考文献1图14-1-43查时，当时，；当时，。两者比较取大者，取前者。则 取 =5mm, Z1 =23，Z2=61。二.计算Z1,Z2齿的几何尺寸1啮合角：=0=+=+得 =由参考文献1图14.1.4查得变位系数 X1=0 X2=02实际中心距：=210mm3. 分度圆分离系数y：4. 齿顶高变动系数：5.齿轮的几何尺寸：6.计算齿顶圆压力角：=30.18=24.510三.齿面接触强度校核计算1. 计算接触应力：小轮： =ZB (31)大轮： =ZD (32)式中 使用系数，见参考文献1表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，取=1.0； 动载系数，由参考文献1图14-1-14查得KV=1.145； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献1表14-1-98=1.0+0.31+0.1910-3b b=60mm=1.0+0.31+0.1910-360=1.0957 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献1表14-1-102查得 1.1； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献1表14-1-104，取 ； 取。 节点处计算接触应力的基本值，；2. 计算接触应力的基本值: （33）式中 节点区域系数，；参考文献1图14-1-16 弹性系数，； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ；Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft=2000=2000=5084.3N，b 工作齿宽, b=60mm；m 齿轮模数， m=5mm。将以上系数带入（33）式得：将以上结果带入（31）、（32）得：3.许用接触应力： （34）式中 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限，=1650Mpa，=1500Mpa； 接触强度计算的寿命系数，工作寿命1万小时计算见参考文献1图14-1-26查得 ； 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数，见参考文献1表14-1-108 持久强度： ； 工作硬化系数， =1 =1 接触强度计算的尺寸系数，.076-0.0109mn=1.0215将以上系数带入（34）式得：4计算安全系数：= = = 1.002 = = = 1.108 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110，取=1。所以 Z1,Z2齿面接触强度满足要求。四.轮齿弯曲强度校核计算1. 计算齿根应力： （35）式中：， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献1图14-1-531.1； 齿根应力的基本值，；2. 计算齿根应力的基本值: （36）式中： 载荷作用于齿顶时的齿形系数， ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 重合度系数， =0.25+=0.68； 螺旋角系数， 当=00时，=1。将以上系数带入（36）式得：将以上结果带入（35）得：3.许用齿根应力： （37）式中： 计算齿轮的弯曲极限应力，； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，见参考文献1图14-1-53（a）=210MPa； 试验齿轮的应力修正系数，取=2.0； 弯曲强度计算的寿命系数；见参考文献1图14-1-55查得 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献1图14-1-57查得=1.0； 相对齿根表面状况系数，见参考文献1图14-1-58查得=1.03 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献1表14-1-119得=1.0。将以上系数带入（37）式得：4计算安全系数：= = = 8.9 = = = 9.8 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110，取=2。所以 Z1,Z2齿弯曲强度满足要求。3. 1. 2 牵引部齿轮Z3,Z4的初步设计及强度校核在初步设计齿轮时，Z3,Z4齿轮材料初定为20CrMnTi。模数m=5, 齿数Z1=42, Z2=89。一齿面接触强度根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸：(mm)(mm)式中： K 载荷系数常用值K=2.0；、 刚对钢配对的齿轮副的值，查参考文献1表14-1-75得 直齿轮=483、=766； 齿宽系数按参考文献1表14-1-77圆整，取=2.12 =0.5。则=0.3； 许用接触应力，推荐 ； 试就验齿轮的接触疲劳极限 ；见参考文献1图14-1-24(b) =1180 MPa=1650 MPa 取较小值。 齿根弯曲强度在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数：(mm)式中： 模数系数；直齿轮时，； 许用齿根应力， ； 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，参考文献1图14-1-53， 复合齿形系数，；YFa 齿形系数，查：时，当时 =2.42，当时，=2.25；YSa 应力修正系数按参考文献1图14-1-43查：时，当时，；当时，。 两者比较取大者，取前者。则 mm取 =5mm Z3=42 Z4=89。二.计算Z3,Z4齿的几何尺寸1啮合角：查得：=0=+=+得 = = 由参考文献1图14.1.4查得变位系数 X3=0. X4=0 2实际中心距：= 3.分度圆分离系数y：y=04.齿顶高变动系数：。5.齿轮的几何尺寸：6.计算齿顶圆压力角：= 27.560= 23.940三.齿面接触强度校核计算1. 计算接触应力：小轮： =ZB (38)大轮： =ZD (39)式中： 使用系数，见参考文献1表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，=1.75。 动载系数，由参考文献1图14-1-14查得KV=1.15 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献1表14-1-99=1.0+0.31+0.1910-3b b=55mm=1.0+0.31+0.1910-355=1.032 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献1表14-1-102查得 1.1； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献1表14-1-104。=1.011取 取. 节点处计算接触应力的基本值，。2. 计算接触应力的基本值: （310）式中： 节点区域系数，由参考文献1图14-1-16 查得 弹性系数，见参考文献1表14-1-10 ； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ；Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft=2000=7230.76N；b 工作齿宽, b=55mm；m 齿轮模数， m=5mm；将以上系数带入（310）式得：将以上结果带入（38）、（39）得：3.许用接触应力： （311）式中： 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限；=1180MPa =1650MPa 接触强度计算的寿命系数。工作寿命2万小时计算见参考文献1图14-1-26查得 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数，见参考文献1表14-1-108 持久强度： ； 工作硬化系数 ，由参考文献114-1-30查得 =1.1 =1.1 接触强度计算的尺寸系数， .076-0.0109mn=1.0215；将以上系数带入（311）式得：4计算安全系数：= = = 1.99 1= = = 2.7 1 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110 取=1。所以 Z3,Z4齿面接触强度满足要求。四.轮齿弯曲强度校核计算1. 计算齿根应力： （312）式中：， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值 取 ； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，由参考文献1表14-1-102查得 1.1； 齿根应力的基本值，；2. 计算齿根应力的基本值: （413）式中：Ft 端面内分度圆上的名义切向力，Ft=2000=7230.76N；b 工作齿宽, b=55mm；m 齿轮模数， m=5mm；由参考文献1图14-1-38查得： 载荷作用于齿顶时的齿形系数， ；由参考文献1图14-1-43查得： 载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 重合度系数， =0.25+=0.64； 螺旋角系数， 当=00时，=1。将以上系数带入（313）式得：将以上结果带入（412）得：3.许用齿根应力： （314）式中： 计算齿轮的弯曲极限应力，； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限；=370MPa =450MPa 试验齿轮的应力修正系数，取=2.0； 弯曲强度计算的寿命系数，见参考文献1图14-1-55查得 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献1图14-1-57查得=1.0； 相对齿根表面状况系数，见参考文献1图14-1-58查得=1.12； 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献1表14-1-119得=1.0；将以上系数带入（314）式得：4计算安全系数：= = = 4.1 = = = 5.4 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110 取=1.6。所以 Z3,Z4齿弯曲强度满足要求。3. 1. 3 牵引部二级行星齿轮Z5,Z6,Z7的初步设计及强度校核一配齿计算：初选iBAx=5.77,查参考文献1表14-5-3，取Cs=3,按配齿公式计算：=c= 30ZA=13.6，取ZA=14；=5.64ZB=79采用不等角变位，可取ZC=31。为提高传动承载能力，由参考文献1图14-5-4可查是适用的预计合角。宜取ZC=31,预取。二.按接触强度初算中心距和模数：输入转矩： =Nm小轮（太阳轮）的转矩： Nm齿数比 ： u=ZC/ZA=31/14=2.21太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度60-62HRC（太阳轮）和 56-58HRC（行星轮），取尺宽系数 ，载荷系数 K=1.4。（mm）则 模数 m=2a/(ZA+ZC)=4.75mm；取 m=5mm。三.计算Z5,Z6,Z7齿的几何尺寸1.计算A-C实际中心距未变位时的中心距： 中心距变位系数：则A-C实际中心距：2.计算A-C实际中心距变位系数和啮合角=3计算A-C传动得变位系数用参考文献1图14-1-4校核，在许用区内，可用。，；用参考文献1图14-1-4分配变位系数，。4计算C-B传动的中心距变位系数和啮合角5计算C-B传动得变位系数=-0.213用参考文献1图14-1-4校核，在许用区内，可用。用参考文献1图14-1-4分配变位系数，。6. 齿轮的几何尺寸：7.计算齿顶圆压力角：= =四.齿面接触强度校核计算1. 计算接触应力：行星轮： =ZD (315)式中： 使用系数，见参考文献1表14-1-81、表14-1-82原动机工作特性示例及表14-1-83工作机工作特性示例，=1.75。 动载系数，由参考文献1图14-1-14查得KV=1.03 ， 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献1表14-1-99，行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比小于或等于1时，取 =1； 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献1表14-1-102查得 1.1； 节点处计算接触应力的基本值，； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献1表14-1-104。 取。2. 计算接触应力的基本值: （316）式中： 节点区域系数。式中： 弹性系数，； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ；Ft 端面内分度圆上的名义切向力，b 工作齿宽, b=105mm；m 齿轮模数， m=5mm。将以上系数带入（316）式得：将以上结果带入（315）得：3.许用接触应力： （317）式中： 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极 =1500MPa； 接触强度计算的寿命系数，工作寿命2万小时计算见参考文献1图14-1-26查得； 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数，见参考文献1表14-1-108 持久强度： ； 工作硬化系数 ， =1.1 ； 接触强度计算的尺寸系数，将以上系数带入（317）式得：4计算安全系数：= = 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110 取=1。所以Z9齿面接触强度满足要求。五.轮齿弯曲强度校核计算1. 计算齿根应力： （318）式中：， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 ； 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， =1； 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，1.1； 齿根应力的基本值，；2. 计算齿根应力的基本值: （319）式中： Ft 端面内分度圆上的名义切向力，；b 工作齿宽, b=60mm；m 齿轮模数， m=5mm； 载荷作用于齿顶时的齿形系数，； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，； 重合度系数， =0.25+=0.993； 螺旋角系数， 当=00时，=1。将以上系数带入（319）式得：将以上结果带入（318）得：3.许用齿根应力： （320）式中： 计算齿轮的弯曲极限应力； 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限，=450MPa； 试验齿轮的应力修正系数，取=2.0； 弯曲强度计算的系数，见参考文献1图14-1-55查得 ； 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献1图14-1-57查得=1.0； 相对齿根表面状况系数，见参考文献1图14-1-58查得=1.03； 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献1表14-1-119得=1.0。将以上系数带入（320）式得：4计算安全系数：= = = 4.3 最小安全系数，见参考文献1表14-1-110取=1.6。所以 Z6齿弯曲强度满足要求。3. 2 牵引部轴的校核及轴承寿命计算3. 2. 1 牵引部I轴的初步设计及校核及轴承寿命计算1初步估算轴径： 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为：= 1080 Mpa，= 835 Mpa，= 514 Mpa， = 300 Mpa由于材料是20CrMnTi，由参考文献1表26.3-2选取A=100，则得dmin= A = 100 = 31.28 mm2轴上受力分析：I齿轮轴传递的转矩:T1= = =292.35Nm式中：T1 I轴传递扭矩；P电机功率，P45 kW； 电机转速， n11470 rpm。=Pr1P1tg1=5084.35tg200=1652 N花键传动附加力:Po=0.20.22338.8N式中： 花键分度圆直径3. 求支反力： N4. 作弯矩和扭矩图：齿轮的作用力在水平平面的弯矩图：(图31)齿轮作用在垂直平面的弯矩图：(图32)由于齿轮作用力在C截面作出的最大合成弯矩：由于R0作用而作出的弯矩图：(图33) 则截面C的最大合成弯矩为：作转矩图（图34）: 5. 轴的强度校核：a. 确定危险截面：根据齿轮轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合与渐开线花键引起的应力集中，故属危险截面。现对截面C进行强度校核。b. 安全系数校核计算：由于采煤机截割部电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：= 25.44MPa式中：W 抗弯断面系数， 取由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0= = = 5.79式中： 20CrMnTi钢弯曲对称应力时的疲劳极限， =517 MPa； 正应力有效应力集中系数，按键槽查得 = 1.72，按配合查得 =2.22，故取=2.22； 表面质量系数，轴经彻削加工，按参考文献1表26.38查得=0.92； 尺寸系数，由参考文献1表26.311查得 =0.66。剪应力幅为：= MPa式中： WP 抗扭断面系数，取=13.81式中： 20CrMnTi的扭转疲劳极限，由参考文献1表26.11查得= 300 MPa； 剪应力有效应力集中系数，由参考文献1表26.35按键槽得 =1.58，按配合查得 =1.66； ， 同正应力； 平均应力折算系数，由参考文献1表26.313查得 =0.21；S= =由参考文献1表26.34可知， S =1.3 2.5故S S ，该轴C截面是安全的。 6. 轴的刚度校核：a.在截面C处加单位力Fi=1N，画弯矩图 （图35）b.在支承B处加单位力矩Mi=1 Nm , 画弯矩图 （图35）c.计算合成挠度yC: d.计算合成偏转角：e. 许用变形值的计算：根据轴的变形许用值参考文献1表26.41规定：安装齿轮轴的许用挠度y(0.010.03)mn=0.10.3。由参考文献1表26.41查得，安装圆锥滚子轴承处0.0016rad该轴的计算结果：yC=0012 mm y=0.10.3=0.9238rad =0.0016rad所以，实际变形均小于许用值，故轴的刚度完全满足要求。7. 轴承寿命计算：A点轴承：42218E n=LhB点轴承：42218E n=Lh 图 3-1，3-2 图333. 2. 2 牵引部II轴的初步设计及校核及轴承寿命计算1初步估算轴径： 选择轴的材料为20CrMnTi，渗碳后淬火，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为： = 850 Mpa = 550 Mpa= 375 Mpa = 215 Mpa由于材料是20CrMnTi，由参考文献1表26.3-2选取A=100，则得dmin= A = 100 = 43.3mm2轴上受力分析：II轴传递的转矩:T2120.98759.85Nm式中：T2 II轴传递扭矩；1 2传动效率， 1=0.98 II轴转速，1460 4982.6NP2tg21=4982.6tg200=1618.9N7236.7Ntg23=7236.7tg2002351.2N 3.求支反力： （1） 水平面的反力：（2） 垂直面反力：（3） 合成反力：4. 作弯矩和扭矩图：齿轮的作用力在A截面处合成弯矩为：(图42)齿轮作用在B截面处的合成弯矩为：(图32)5. 轴的强度校核： a.确定危险截面：根据轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面B处的弯矩最大，故属危险截面。现对截面B进行强度校核。 b.安全系数校核计算：由于采煤机截割部电动机带动轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力,转矩引起的为脉动循环的剪应力。 弯曲应力幅为：=式中 ：W 抗弯断面系数，由表26.315计算的6. 轴承寿命计算：A，B 两点轴承： 图34图3-53. 2. 3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算在二级行星轮机构中有四个行星轮，即有四根轴但他们的主要参数是相同的。轴承使用寿命相差不多，这里只计算一个轴强度和寿命。1初步估计轴径 选择轴的材料为45号钢，经调质处理，由参考文献1表26.1-1查得材料的机械性能数据为 由于材料是45号钢，由参考文献1表26.3-2选取A=105，则得2轴上受力分析：太阳轮扭矩计算：式中： 二级太阳轮传递扭矩； 传动效率，式中： 行星轮数量， 太阳轮传递扭矩， 行星传动不均载数。 3求支反力：轴承寿命计算：选用两只53610 动载系数 旋转系数 结 论由于技术的原因我们一直以来对薄煤层的开采还不到位，还是有很大的潜力的，而我国目前中薄煤层采煤机的虽然有一些种类的产品，但远未成形系列化，而且目前的中薄煤层采煤机不能满足实际工况的需要，其中一个主要的原因是由于其截割部不能满足需要，而该设计正是在这样一个背景下进行设计的。我国自发研究的此类型采煤机，是在原有的机型的基础上进行的，按照标准来装配，所以有一定的基础。但该采煤机牵引部采用了二级行星减速器，由于该减速器自身存在一些不适用于该工矿的特性。如振动、动不平衡、发热、干涉等问题，有待进一步深入研究。致 谢经过指导老师的耐心辅导下和半个学期不懈的努力学习和研究，我终于完成了无链电牵引采煤机牵引部的设计和专题课题的研究，其中的苦与甜如今想起来，真的会使我铭记一生。在这次毕业设计中，得到了鸡西煤机厂各位领导，以及其他多位老师的热情支持，帮助及指导，尤其是指导老师林海鹏老师，在此设计过程中对我的极大帮助及指导，在此我表示由衷的表示感谢。参考文献1方慎权. 煤矿机械. 徐州：中国矿业大学出版社，19872. 花国梁. 互换性与测量技术基础. 北京：北京理工大学出版社，19903成大先主编. 机械设计手册. 北京：化学工业出版社，20044. 刘春生. 滚筒式采煤机理论设计基础. 徐州：中国矿业大学出版社，20035. 孙忠义. 电牵引采煤机的研制、使用及发展前景. 煤矿机械，2000（5）6. 芮冰，皇钦宗. 我国采煤机30年发展回顾和展望. 煤矿机电，2000（5）7. 李占权. 行星齿轮减速器的设计. 煤矿机械，2000（11）8. 王蓓. 行星机构在电牵引采煤机中的应用. 煤矿机械，2000（30）9李贵轩，李晓豁编著. 采煤机械设计. 沈阳：辽宁大学出版社，199410. 成居山. 矿山机械. 徐州：中国矿业大学出版社，198711.保晋，王庆康，门迎春译.采煤机破煤理论. 北京：煤炭工业出版社，199212.李贵轩.采煤机工作机构的运动学分析及应用.1980年煤矿机械化学术交流学术报告选编，198013.张仕红，何敬德，管亚平.电牵引采煤机的技术现状和发展趋势，煤矿机电14.刘春生，刘华利.采煤机摇壁壁厚的最佳确定.煤炭技术，1995（4）15.Theory of Hydrodynamic Lubrication ,O.Pinkus,B.Sternlicht,Mc gray-Hill,1961.16. FAG Kugellager, Rollenlager Katalog 41000,1966. 17.Design of Machine Elements, M.F. Spotts,1971.18.MechanicalEngineering Design, Second Edition. G.D.Redford,1973.19. SKF General Catalogue,1970.附录1水射流切割协助采煤机连续工作Roger F. J. Adam, P.E.KETRON, Inc.摘要 用高压水射流技术切割岩石和其它材料是一种行之有效的方法。 然而, 使用这一新技术在矿山机械中想得到可靠的设备会受到限制,如 泵、密封件和阀门。水射流切割与刀具的作用行动相结合并与相关的水射流相结合。因此列出部分较少的限制条件下的水射流切割的一些优点,因为它采用了低水压(高达10000 PSI之中)。当协助机械工具工作时，水射流的工作过程是很复杂的。它含有许多射流切割的效果,但可能采取的水射流主要行动还是作为清理碎石的工具,改善其接触的材料和冷却钻头的冰点。 这是最有可能的组合,这些不同的过程,在干切削、切削力和灰尘的一系列结果中给人们一个惊喜。引言促进和发展水射流的一个重要因素是可以减少可吸入粉尘产生。解决问题, 基于以下的假设，我们建议:改进现有的机械设备是现有唯一快速引进新技术的方法。水射流切割切削作用在4至6000范围内协助降低粉尘作用。高压元件仍处在发展阶段。合乎逻辑的做法是: 使用电源节省切削头,并增加水的压力,以内置式滚筒增强剂,提供高压水的钻头。只有当它们正在削减. 水压力,可以加大在其他地方的使用。1.距离机械的一段距离有一能量高的范围。由于存在高压水管或是高压橡胶管使这种解决方法存在一些隐患。所以当能量较低的电力或能量管道输送到煤矿中时，要求机械设备中存在双重的抗压作用。2.在机械中加一个能量输出管道，这样不仅可以减少水输出过程中产生的力，而且可以减少在高压作用下的危险。这样特别适合在具有恶劣的环境和能量多种多样的情况中使用，例如在钻井机械中和路面作业中。这两种首要的系统要求有水到切割口的详细的记录，这种机械在流量直径小的情况中可以获得成功（路面作业、切割跳丝、钻井机械）。当流量直径范围在250-400mm时，这种机械作用更加困难。3.在切削头本身安有压力增强的装置。鼓式强化剂无需高压旋转密封,当有一些地方没研究到时，一个同步的发生系统作用，这也是额外的好处。供水节约水和能源, 当它们在削减时，高压水应将作