机械毕业设计（论文）-MG300 700-WD型电牵引采煤机截割部设计【全套图纸】.doc

目 录 1 绪论 1 1 1 我国采煤机 30 多年的发展进程 1 1 1 1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 1 1 1 2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 1 1 1 3 20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代 2 1 2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况 4 1 3 国内电牵引采煤机的发展状况 5 2 总体方案的确定 6 2 1MG300 700 WD 型采煤机简介 6 2 1 1 概述 6 2 1 2 主要技术参数 7 2 1 3 结构特点 7 2 2 摇臂结构设计方案的确定 7 2 3 截割部电动机的选择 7 2 4 传动方案的确定 8 2 4 1 传动比的确定 8 2 4 2 传动比的分配 9 3 传动系统的设计 11 3 1 各级传动转速 功率 转矩的确定 11 3 2 齿轮设计及强度效核 13 3 3 轴的设计及强度效核 23 3 3 1 先确定 轴 23 3 3 2 轴 4 的设计及强度效核 29 3 3 3 惰一轴的设计 35 4 行星传动机构的设计过程 37 5 采煤机的使用与维护 57 5 1 采煤机使用过程中常见故障与处理 57 5 2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 58 5 3 采煤机轴承的维护及漏油的防治 59 5 4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 61 5 5 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 全套图纸 加全套图纸 加 153893706153893706 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 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 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 4 5m 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 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 3 页 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 MG2X400 W 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 12 56m 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 4 页 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3LS 7LS 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 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 5 页 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15 20m 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450 600kN 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 6 页 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 3 4 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 7 页 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 2 300KW 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 9 3 7m 煤层倾角 35 度 煤层硬度 中硬或硬煤层 2 总体 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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 8 页 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 300 2KW 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 YBC3 300 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 动1 YBC3 300 动动动动动动动动 沉孔深20 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 9 页 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 7536 40 1470 滚 总 n n I 电动机转速 r minn 滚筒转速 r min 滚 n 2 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 ox ox 转动 从而驱动行星架 x 回转 实 现减速 运转中 轴线 ox ox 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 97 0 99 传动比一般为 2 1 13 7 如图 2 7 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 7 9 查阅文献 4 采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 4 6 这里定行 星减速机构传动比 747 5 b ag i 则其他三级减速机构总传动比 36 75 5 747 6 39 总 II b ag i 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 4 3 j i 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 x 行星架 图2 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 79 1 1 i 56 1 2 i29 2 3 i 以此计算 四级减速传动比的总误差为 1 56 2 29 5 747 36 75 0 2 79 1 75 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 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 min1470 1 n r 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 12 页 轴 min 2 82179 1 1470 3 rn 轴 43 52656 1 2 821 234 inn min r 轴 min 88 22929 2 43 526 346 rinn 各轴功率计算 轴 0 99 297300 31 PPkW 轴 0 98 0 99 288 15297 2 1212 PP 2 kW 轴 0 98 0 99 279 5615 288 1223 PPkW 轴 0 98 0 99 0 99 271 2356 279 31234 PPkW 轴 0 98 0 99 0 99 263 1523 271 31245 PPkW 轴 0 98 0 99 255 3115 263 1256 PPkW 轴 0 98 0 99 0 99 247 7031 255 31267 PPkW 轴 0 98 0 99 0 99 240 3270 247 31278 PPkW 各轴扭矩计算 轴 95509550 1 1 1 n P TmN 5 1929 1470 297 轴 95509550 3 3 3 n P TmN 1 3251 2 821 56 279 轴 95509550 4 4 4 n P TmN 4 4920 43 526 23 271 轴 95509550 7 7 7 n P TmN 3 10290 8 229 7 247 轴 95509550 8 8 8 n P TmN 2 427494 88 229 3 10290 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 r min 1 转矩 T N m 传动比 轴 29714701929 5 轴 279 56821 23251 1 1 79 轴 271 23526 434920 41 56 轴 247 70229 8810290 32 29 轴 240 32229 88427494 25 747 3 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 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 3 111 022 0 013 0 npnvt 取圆周速度 参考文献 1 表 8 14 表 8 15 选smvt 13 取 小轮分度圆直径 由式 8 64 得 1 d 3 21 1 12 H HE d ZZZ u ukT d 齿宽系数查文献 1 表 8 23 按齿轮相对轴承为非对称布 d HRC 56 62 smvt 13 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 0 6 d 小轮齿数 1 Z 惰轮齿数 34 01 2 Z 2 Z 1979 1 11 Zi 齿数比 uu19 34 12 ZZ 传动比误差 误差在范围内0 uu 3 小轮转矩mmNT 1929490 1 载荷系数 由式 8 54 得K KKKKK VA 使用系数 查表 8 20 A K 动载荷系数 查图 8 57 得初值 V K Vt K 齿向载荷分布系数 查图 8 60 K 齿间载荷分配系数 由式 8 55 及得 K0 cos 1 1 2 388 1 21 ZZ 1 88 3 2 1 19 1 34 1 617 查表 8 21 并插值 1 K 则载荷系数的初值 K1 2 t K108 1 1 175 1 t K 弹性系数 查表 8 22 E Z 189 8 E Z 2 mmN 节点影响系数 查图 8 64 H Z 0 0 21 xx 重合度系数 查图 8 65 Z 0 许用接触应力 由式得 698 0 6 d 19 1 Z 34 2 Z 1 79u 合适 1 75 A K 1 11 Vt K 1 08 K 1 K 1 2 t K 189 8 E Z 2 mmN 2 5 H Z 0 897 Z 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 15 页 H HHHLim SZZ 接触疲劳极限应力 查图 8 69 21HLimHLim 应力循环次数由式得 708 1030020 214706060 1 h njLN 9 12 1092 5 79 1 58 10 uNN 则 查图 8 70 得接触强度得寿命系数 1 21 NN ZZ 硬化系数 查图 8 71 及说明 Z 接触强度安全系数 查表 8 27 按高可靠度查 H S 取6 1 5 1 HLim S6 1 H S 2 21 25 9066 1 111450mmN HH 故的设计初值为 1 d t d1 8 166 25 906 897 0 5 2 8 189 79 1 179 1 6 0 19294901 22 3 2 1 t d 齿轮模数 查表 8 3mmZdm t 78 8 19 83 166 11 小齿分度圆直径的参数圆整值 t d1919 1 mZ 圆周速度 v60000 147017114 3 60000 11 ndv t 与估取很相近 对取值影响不大 不必修正smvt 13 V K V K 1 11 VtV KK 1 2 t KK 2 1 1450mmN HLim 2 2 1450mmN HLim 9 1 1058 10 N 9 2 1092 5 N 1 21 NN ZZ 1 Z 6 1 H S 9 m 171mm t d1 smv 2 13 11 1 V K 1 2 K mmd171 1 mmd306 2 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 t dd 11 惰轮分度圆直径 306349 22 mZd 中心距 a 5 238 2 34199 2 21 ZZm a 齿宽 b10089 1676 0 min1 td db 惰轮齿宽 100 2 bb 小轮齿宽 10 5 21 bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由式 668 FSFF YYY mbd KT 1 1 2 齿形系数 查图 8 67 小轮 F Y 1 F Y 大轮 2 F Y 应力修正系数 查图 8 68 小轮 S Y 1 S Y 大轮 2 S Y 重合度系数 由式 8 67 Y 71 0 617 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 许用弯曲应力由式 8 71 F FxNFLimF SYY 弯曲疲劳极限 查图 8 72 FLim 弯曲寿命系数 查图 8 73 N Y 238 a 100 2 b mmb105 1 2 86 1 F Y 2 47 2 F Y 1 54 1 S Y 1 63 2 S Y 71 0 Y 2 1 850mmN FLim 2 2 850mmN FLim 1 21 NN YY 1 x Y 2 F S 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 8 74 x Y 安全系数 查表 8 27 F S 则 2 98 0 1850 11121 FXNFLimFF SYY 1 2 1 91 14571 0 54 1 86 2 9171115 192949014 2 2 FF mmN 2 2 2 92 7771 0 63 1 47 2 9306110 192949014 2 2 FF mmN 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d199 11 mZd 349 22 mZd 齿顶高 a hmmmhh aa 991 齿根高 f h 925 0 1 mchh af 齿顶圆直径 a d921712 11 aa hdd 923062 22 aa hdd 齿根圆直径 f d25 1121712 11 ff hdd 25 1123062 22 ff hdd 基圆直径 b d 20cos171cos 11 ddb 20cos306cos 22 ddb 齿距 pmmmp26 28 齿厚 s13 142 ms 中心距 圆整amma 5 238 2 1 5 416mmN F 2 2 5 416mmN F 2 1 9 145mmN F 2 2 92 77mmN F mmd171 1 mmd306 2 mmha9 mmhf25 11 mmda189 1 mmda324 2 mmd f 148 1 mmd f 5 283 2 mmdb 7 160 1 mmdb 5 287 2 mmp26 28 mms13 14 mma238 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 8 17 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 3 333 022 0 013 0 npnvt 取圆周速度 参考文献 1 表 8 14 表 8 15 选smvt 9 取 小轮分度圆直径 由式 8 64 得 1 d 3 21 1 12 H HE d ZZZ u ukT d 齿宽系数查文献 1 表 8 23 按齿轮相对轴承为非对称布 d 置 取 0 6 d 小轮齿数 4 Z 大轮齿数 35 88 圆整取 5 Z 5 Z 2356 1 42 Zi 齿数比 uu23 36 45 ZZ 传动比误差 误差在范围内003 0 uu 5 小轮转矩mmNT 3251000 4 载荷系数 由式 8 54 得K KKKKK VA 使用系数 查表 8 20 A K 动载荷系数 查图 8 57 得初值 V K Vt K 齿向载荷分布系数 查图 8 60 K 齿向载荷分配系数 由式 8 55 及得 K0 cos 1 1 2 388 1 54 ZZ HRC 56 62 HBS 245 275 smvt 9 公差组 7 级 0 6 d 23 4 Z 36 5 Z 1 565u 合适 1 75 A K 1 18 Vt K 1 08 K 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 19 页 1 88 3 2 1 23 1 36 1 65 查表 8 21 并插值 1 1 K 则载荷系数的初值 K1 108 1 18 1 75 1 t K 弹性系数 查表 8 22 E Z 189 8 E Z 2 mmN 节点影响系数 查图 8 64 H Z 0 0 21 xx 重合度系数 查图 8 65 Z 0 许用接触应力 由式得 698 H HHHLim SZZ 接触疲劳极限应力 查图 8 69 54HLimHLim 应力循环次数由式得 708 1030020 1 2 8216060 4 h njLN 99 15 1089 1 565 1 10956 2 uNN 则 查图 8 70 得接触强度得寿命系数 1 21 NN ZZ 硬化系数 查图 8 71 及说明 Z 接触强度安全系数 查表 8 27 按高可靠度查 H S 取6 1 5 1 HLim S6 1 H S 2 21 25 9066 1 111450mmN HH 故的设计初值为 4 d t d4 1 1 K 45 2 t K 189 8 E Z 2 mmN 2 5 H Z 0 87 Z 2 4 570mmN HLim 2 5 1450mmN HLim 9 4 10956 2 N 9 5 1089 1 N 1 21 NN ZZ 1 Z 6 1 H S 207mm t d4 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 20 页 23 208 25 906 87 0 5 2 8 189 565 1 1565 1 6 0 325100045 2 2 3 2 4 t d 齿轮模数 查表 8 3mmZdm t 05 9 23 23 208 44 小齿分度圆直径的参数圆整值 t d4923 4 mZ 圆周速度 v60000 2 82120714 3 60000 34 ndv t 与估取很相近 对取值影响不大 不必修正smvt 9 V K 1 18 VtV KK 45 2 t KK 小轮分度圆直径 t dd 44 惰轮分度圆直径 324369 55 mZd 中心距 a 5 265 2 36239 2 54 ZZm a 齿宽 b12523 2086 0 min1 td db 惰轮齿宽 125 5 bb 小轮齿宽 10 5 54 bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由式 668 FSFF YYY mbd KT 4 4 2 齿形系数 查图 8 67 小轮 F Y 4 F Y 大轮 5 F Y 应力修正系数 查图 8 68 小轮 S Y 4 S Y 大轮 5 S Y 9 m mmd t 207 4 smv 9 18 1 V K 45 2 K mmd207 4 mmd324 5 5 265 a mmb125 5 mmb130 4 2 71 4 F Y 2 45 5 F Y 1 58 4 S Y 1 64 5 S Y 7 0 Y 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 8 67 Y 65 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 许用弯曲应力由式 8 71 F FxNFLimF SYY 弯曲疲劳极限 查图 8 72 FLim 弯曲寿命系数 查图 8 73 N Y 尺寸系数 查图 8 74 x Y 安全系数 查表 8 27 F S 则 2 98 0 1570 1144 FXNFLimF SYY 2 98 0 1850 1155 FXNFLimF SYY 4 2 4 14 1977 058 1 71 2 9207130 325100045 2 2 FF mmN 5 2 5 92 1227 064 1 45 2 9324125 325100045 2 2 FF mmN 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d239 44 mZd 369 55 mZd 齿顶高 a hmmmhh aa 991 齿根高 f h 925 0 1 mchh af 齿顶圆直径 a d922072 44 aa hdd 923442 55 aa hdd 2 4 570mmN FLim 2 5 850mmN FLim 1 54 NN YY 0 98 x Y 2 F S 2 4 3 279mmN F 2 5 5 416mmN F 2 4 14 197mmN F 2 5 92 122mmN F mmd207 4 mmd344 5 mmha9 mmhf25 11 mmda225 4 mmda362 5 mmd f 5 184 4 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 f d25 1122072 44 ff hdd 25 1123442 55 ff hdd 基圆直径 b d 20cos207cos 44 ddb 20cos344cos 55 ddb 齿距 pmmmp26 28 齿厚 s13 142 ms 中心距 圆整amma 5 275 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 d1714 66 mZd 2814 77 mZd 齿顶高 a hmmmhh aa 14141 齿根高 f h 1425 01 mchh af 齿顶圆直径 a d1422382 66 aa hdd 1423922 77 aa hdd 齿根圆直径 f d 5 1722382 66 ff hdd 5 1723922 77 ff hdd 基圆直径 b d 20cos238cos 66 ddb 20cos392cos 77 ddb 齿距 pmmmp96 43 齿厚 smmms98 212 中心距 圆整amma315 mmd f 5 321 5 mmdb 5 194 4 mmdb 5 324 5 mmp26 28 mms13 14 mma280 mmd238 6 mmd392 7 mmha14 mmhf 5 17 mmda266 6 mmda357 7 mmd f 266 6 mmd f 420 7 mmdb203 6 mmdb357 7 mmp96 43 mms98 21 mma315 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 d2814 88 mZd 3914 99 mZd 齿顶高 a hmmmhh aa 14141 齿根高 f h 1425 01 mchh af 齿顶圆直径 a d1423922 88 aa hdd 1425462 99 aa hdd 齿根圆直径 f d 5 1723922 88 ff hdd 5 1725462 99 ff hdd 基圆直径 b d 20cos392cos 88 ddb 20cos546cos 99 ddb 齿距 pmmmp96 43 齿厚 smmms98 212 中心距 圆整amma469 mmd392 8 mmd546 9 mmha14 mmhf 5 17 mmda357 8 mmda574 9 mmd f 420 8 mmd f 511 9 mmdb357 8 mmdb 1 513 9 mmp96 43 mms98 21 mma469 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 由表 4 2 取 A 115 可得 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 24 页 mm n p Ad 3 80 2 821 56 279 115 3 3 3 3 1 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 mmmZd306 3 圆周力 径向力和轴向力的大小如下 t F r F F N d T Ft21249 306 325110022 2 3 3 NFF ntr 773420tan21249tan 3 小轮分度圆直径为 mmd207 4 N d T Ft 6 31411 207 325110022 4 3 4 NFF ntr 9 1143220tan 6 31411tan 4 4 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 3615085 BDd 取轴段直径mmd85 1 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则 10mm 5mms mmsBL5110536 1 段做成齿轮轴 轴段长度mmL110 2 段取齿轮右端轴肩高度采用花键轴 轴段长 4mmh mmL178 3 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4016090 BDd 90 3 mmd mml501040 4 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 6 K 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 NFFR ttHB 8 177489016383 8316383 43 NRFFR HBttHA 2 7586 43 aT 9016383 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 26 页 垂直面 NFFR rrVB 64609016383 83163 83 43 NRFFR VBrrVA 1 2761 43 3 计算弯矩 绘弯矩图 水平弯矩 图 b 所示 mmNRM HACH 6 62965483 2 758683 mmNRM HBDH 159739290 8 1774890 垂直面弯矩 图 c 所示 mmNRM VACV 3 22917183 1 276183 mmNRM VBDV 58140090646090 合成弯矩 图 d 所示 mmNMMM CHCVC 670063 6 629654 3 229171 2222 mmNMMM DHDVD 16999081597392581400 2222 4 扭矩 mmNT 3251100 3 mmNT 195066032511006 0 3 5 计算当量弯矩 图 f 所示 mmNMM CCa 6700630 2 mmNTMM CCa 2062