交流电牵引采煤机左牵引部机械传动系统项目设计方案.doc

交流电牵引采煤机左牵引部机械传动系统项目设计方案第一章 MG400/920-WD型电牵引采煤机的概述1.1 采煤机的使用范围煤是重要的工业能源，可称之为工业的粮食，它不仅在国防建设中起着相对关键的作用，而且在国民经济建设中起着更重要的作用。现阶段，煤作为第一能源存在于我国，在人民生活中起着相当重要的作用。因此，如何将煤能源挖掘出来广泛使用是许多人乃至许多国家所关注的，由此说明加速发展采煤事业是当前形势的需要，原始的人工采煤是不能长久持续的，发展采煤机械化不论是从经济效益、采煤效率以及改善工人的劳动条件出发考虑都有重大意义。现阶段，在我国煤炭开采中，机械化采煤的采量占主要地位，其中高档普采、综合机械化采煤占了一定的比例，我国目前生产的电牵引采煤机的品种并不齐全，主要技术性能还不是很完善，因此我们进行电牵引采煤机的研究设计是有很大的市场前景。MG400/920-WD电牵引型采煤机适用于煤质中硬或硬的综采工作面，采高范围为2.04.1米，在工作内角度不大于15时，牵引部可以不装液压制动器（以下过程中均按工作角度小于15，不进行制动器的设计）。本采煤机适用于周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中规定的安全含量的矿井中，主要用于工作面刮板输送机、液压支架配套使用，组成采煤工作面综合机械化采煤设备，完成截煤、落煤、装煤作业。1.2 采煤机的主要组成采煤机的组成：MG400/920-WD型电牵引采煤机由左、右摇臂，左右滚筒，牵引传动箱，外牵引，泵站，高压控制箱，牵引控制箱，调高油缸，主机架，辅助部件等部件组成。1.3 采煤机的主要特征1.截割电动机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，2.所有的截割反力、调高油缸支撑反力和行走反作用力均由左右行走减速框架承受，可靠性高。3.机身分三段，取消了底托架，三段间用高强度液压副联接，简单可靠，拆卸方便。4.采用交流变频调速,摆线轮销轨牵引系统，调速范围广，体积小，故障少，能得到足够大的牵引速度和牵引力，适应高产高效工作面的需要。5.每个主要部件都可以从机身的采空侧抽出，容易更换，维修方便，设备利用率高。6.调高泵站采用集成阀块结构，管路少，维修方便7.行走箱为独立部件，配套不同槽宽的输送机或牵引方式，只需改变行走箱的宽度或煤膀侧的滑靴，而主机无需改变。8.整体弯曲摇臂结构，刚性好，过煤空间大，装煤效果好。 9.矿用隔爆型交流变频调速箱，矿用隔爆兼本安全性电控箱，调高泵站等均为独立机构，分别安装在个框架内，使这些箱体受采煤机外力减小到最小程度。10.电气控制系统采用可编程控制器（PLC）控制，各项保护和显示功能齐全，并配套中文液晶显示器。1.4 采煤机牵引部的牵引特征MG400/920-WD型电牵引采煤机牵引部牵引特征见表1-1：表1-1牵引功率50牵引速度7.35电动机50，1472牵引力7001.5 采煤机牵引部电动机的技术参数MG400/920-WD型电牵引采煤机牵引部电动机的技术参数见表1-2：表1-2型号YBQYS2-50工作表功率50接法Y级数4绝缘等级F额定电压380 V冷却方式水套冷却额定电流95 A冷却水量35频率583.4 HZ冷却水压转速0-14722455外形尺寸第二章 牵引部设计的原则和方案 2.1牵引部设计的原则机械传动的方案的优势对整台机器的工作能力和外廓尺寸有着极大的影响，因此，设计时因遵循以下原则：1.确定机械传动的方案应满足机器生产过程或工艺对机械传动系统的要求，既要做到先进又要符合我国目前生产能力和技术水平，要求采煤机牵引部结实可靠、结构紧凑、密封性能好，这是由于井下空间所限制和特殊的工作条件所要求的。2.机械传动系统应简单，传动级数要尽可能的少，级数减少可以减少零件数目和机器的外廓尺寸，降低制造成本，便于使用和维护，同时也减少了传动零件的积累误差，提高传动系统的运动精度，但在某些情况下，传动级数的减少反而会增大传动的外廓尺寸。设计时要进行方案比较，做到统筹兼顾，合理安排。3.拟订传动系统时，要注意整机性能和尺寸，同时要注意和主要设备的配合尺寸等。2.2 牵引部设计方案的确定根据采煤机的总体设计原则，本机在设计前考虑过两种方案。方案一：采用三级传动，第一级采用直齿轮传动，第二级采用圆弧锥齿轮传动，三级采用直齿轮传动。方案一的缺点在于：第一级采用直齿轮传动，高速级传动不太稳定，采用的是侧面摇臂，这样它的支承效果不太好，牵引部减速箱是整体式，各轴上零件需穿孔安装，比较麻烦，因此采用的很少。方案二：第一级、第三级均采用直齿轮传动，第二级采用双行星减速机构。其特点：改装较方便，箱体结构简单，易铸造，双行星减速机构的均载机构采用第一级行星架浮动及中心轮柔动，第二级为中心轮浮动结构，第二级行星齿轮传动采用DGW双级行星减速器，传动比大，外形尺寸小，使得结构更加紧凑，传动可靠。而且直齿减速箱和行星减速箱为独立箱体，结构简单，拆装维修方便。从整体上看，方案二较方案一好，因此，本牵引部传动按系统方案二进行设计。2.3 传动比的分配原则1.各级传动比不应超过其总传动比的最大值。2.使所设计的传动系统的各传动机构具有最小的外廓尺寸。3.使各级大齿轮的侵油深度大致相等，以便实现喷油润滑。4.使各级圆柱齿轮传动中心距保持一定的比例。2.4 机械传动的特点本方案设计的传动系统结构简单，造价低廉，工作可靠，性能稳定。2.41 本方案传动及特点牵引部是采煤机的行走机构，担负着移动采煤机，并使工作机构落煤或进行调动采煤机的任务，它位于机身里的两端部，分别由两台50KW得交流电机经齿轮减速后驱动链轮。50KW的交流电机通过法兰螺栓安装在牵引传动箱得壳体内，牵引电机的出轴花键与第一级齿轮联接，将电机输出转矩通过二级直齿轮传给双行星减速机构，、为第一级直齿传动，、为第二级直齿传动，双行星减速机构为两个2KH行星减速串接，为第一级行星减速的中心齿轮，为行星齿轮，为内齿轮，通过第一级行星架上的即第二级行星减速的中心齿轮将动力传递给第二行星减速机构，为第二级行星减速的行星齿轮，为第二级行星减速得内齿轮，、组成第一级2KH行星减速机构，、组成第二级2KH行星减速机构，且为5个行星轮减速机构，两个2KH行星减速串接，具有2KH的优点，其传动比为,动力由行星架输出，传递给、及，、为驱动轮，亦为一级减速，为驱动链轮，它与工作面刮板输送机上的销轨啮合，使采煤机来回行走。其传动简图见下图2-1。 图2-1（二）各级传动比及齿轮模数根据传动比分配原则和各级传动需要，本方案传动的具体情况在第三章具体解说。（三）轴承类型的选取本方案设计时所用的轴承均从化学工业出版社的机械零件设计手册一书中的第三版第二卷查取。本方案设计时，所用轴承多为圆柱滚子轴承，该轴承有如下优点：能承受较大径向载荷，由于外圈（或内圈）可分离，故不能承受轴向载荷。只有NJ可以承受少量轴向载荷。滚子有内圈（或外圈）的挡边轴向定位，工作时允许内、外圈有少量的轴向错动。内、外圈轴线之间允许有很小的角偏移（）。在二级行星减速器设计过程中，会选用调心磙子轴承，调心磙子轴承极限转速比较低，外圈滚道表面是以轴承中心为中心的球面，故能自动调心，内、外圈之间在范围内可自动调心正常工作。能承受较大的径向载荷。第三章 采煤机牵引部的设计计算3.1 总传动比的分配和各轴转矩的计算3.11系统传动比的分配根据SLTW-80T型刮板输送机，选定销轨的节距P为125mm，链轮齿数为13.查表由公式： 得=4.52 故：总传动比为=325.66查机械传动设计手册（上）可知：二级行星齿轮减速器传动比：50二级直齿轮传动比：。所以在此设计中传动比分配如下：行星减速器传动比，两级直齿轮减速器传动比，单极直齿轮减速器传动比。3.12计算传动装置的运动和动力参数1各级转速I轴 II轴 III轴 IV轴 V轴 VI轴 2各轴功率 轴承 齿轮 I 轴 II 轴 III轴 IV轴 V 轴 VI轴 3各轴的转矩 电机轴 I轴 II轴 III轴 IV轴 V轴 VI轴 计算结果如下表3-1：表3-1轴名功率(kw)转矩（）转速(r/min)轴48.5314.661472轴46.575604.336736轴46.575805.78552轴44.7261160.69368轴42.943629011.3轴41.65288003.674.523.2 二级直齿减速器齿轮的计算几何计算及强度计算均采用机械工业出版社的机械设计手册新版第3卷和高等教育出版社的机械设计上的计算方法。高速级齿轮的设计计算（每天工作15小时，预期寿命10年，每年工作250天）。初定为, 可知，通过计算可算出 ，3.21 选择材料及热处理，齿数和齿轮精度等级由机械设计表6-5，表6-6，选择小齿轮选用40Cr，表面淬火处理，硬度为HRC4550，精度：7级。3.22 按齿轮接触疲劳强度设计计算公式按式（6-8）； =324.389 由机械设计表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，齿宽系数=0.4.由机械设计表6-7查得 使用系数=1.75，由机械设计图6-6a试取动载荷系数=1.15，由机械设计图6-8按齿轮在两轴间非对称布置，取=1.1，由机械设计表6-8按表面硬化，直齿轮，7级精度。齿间载荷分配系数 =1.1，初步确定节点区域系数=2.5 , 重合系数=0.82由机械设计表6-9确定弹性系数=1.1由机械设计表6-13齿面接触许用应力= 由机械设计图6-22查取齿轮接触疲劳极限应力=1150 小齿轮应力循环系数： 大齿轮应力循环系数： 由机械设计表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数： 由机械设计图6-23查取工作硬化系数=1，由表6-12查取安全系数=1 取小齿轮宽度40mm ， 大齿轮宽度35mm. ， 取m=3mm.按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度据： ，由机械设计表6-6 查得=1.15 100故： 原假设成立。 =1.1，。由机械设计图6-14查得节点区域系数=2.5由机械设计图6-12，图6-13 查得 , 代入，=50 得 ，=0.65 ， 由 故： 齿面接触疲劳强度安全。3.23按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按机械设计（6-11）由机械设计图6-18查得 小齿轮齿形系数=2.8 ， 大齿轮齿形系数由机械设计图6-19查得 小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数由机械设计图6-20查得 重合度系数=0.7，计算弯曲疲劳带极限应力： 由机械设计图6-24i,g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力： ，。由机械设计表6-13计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数： 由机械设计图6-25 查取尺寸系数，=1 ， 由式（6-14）取=2弯曲疲劳强度安全系数按机械设计表6-12， 取=1.25 比较： , 故应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 故：弯曲疲劳强度足够3.24各个传动轴的计算与校核 1. 初步估算轴的直径选择轴的材料为45钢,由机械设计表2-5查得根据机械设计公式（2-44）初步计算轴径.轴 ：轴 ：轴 ：轴 ：轴 ：，取=180轴 ：,取=2402轴的强度的校核1）画出轴的空间受力图轴传递的转矩齿轮的圆周力： 径向力 ：2）画出水平面受力图画出水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图见图。考虑到C处为可能的危险截面，计算C处的弯矩。支点反力：C点弯矩：3）画出垂直面受力图计算支点反力和C处的弯矩，画出垂直面弯矩图支点反力：C点弯矩： 4）求合成弯矩，画出合成弯矩图 合成弯矩 C处： 5）画出轴的转矩图6）计算C处当量弯矩，画出当量弯矩图：当量弯矩 式中是根据转矩产生的循环特征差异而的应力校正系数，对于扭转切应力为脉动循环变应力时取：7） 校核轴的强度由机械设计表2-5选用45钢，按表2-7用插值法得 3. 轴的计算与校核1）画出轴的空间受力图轴传递的转矩：齿轮的圆周力： 径向力： 2）画出水平面受力图计算支点反力，画水平弯矩图。 考虑到C处为可能的危险截面，计算C处的弯矩支点反力： C点弯矩：3）画出垂直面受力图计算支点反力，画出垂直面弯矩图。支点反力： C点弯矩： 4）求合成弯矩，画出合成弯矩图 合成弯矩 C处： 5）画出轴的转矩图6）计算C处当量弯矩，画出当量弯矩图当量弯矩 ：式中是根据转矩产生的循环特征差异而定的应力校正系数，对于扭转切应力为脉动循环变应力时取：7）校核轴的强度由机械设计表2-5选用45钢，按表2-7用插值法得:4. 轴的强度的校核1）画出轴的空间受力图轴传递的转矩：齿轮的圆周力：径向力： 2）画出水平面受力图计算支点反力，画水平弯矩图见图,考虑到C处为可能的危险截面，计算C处的弯矩。支点反力：C点弯矩：3) 画出垂直面受力图计算支点反力和C处的弯矩，画出垂直面弯矩图支点反力：C点弯矩： 4) 求合成弯矩，画出合成弯矩图合成弯矩 C处： 5) 画出轴的转矩图6) 计算C处当量弯矩，画出当量弯矩图当量弯矩 式中是根据转矩产生的循环特征差异而定的应力校正系数，对于扭转切应力为脉动循环变应力时取：7) 校核轴的强度由机械设计表2-5选用45钢，按表2-7用插值法得。3.3 NGW型行星减速器设计以下设计过程均参考机械设计手册渐开线行星齿轮传动设计3.31已知参数输入功率：P=44.7kW,输入转速：n=368r/min输出转速：n=11.32r/min中等冲击，每天连续工作15小时，使用期为10年，一年为250天3.32方案设计1机构简图减速器的传动比i=368/11.32=32.5，属于二级NGW型的传动比范围。拟用两级太阳轮输入、行星架输出的型式串联，即。高速级行星轮数选，低速级行星轮数选。图3-1为二级行星减速器机构简图。2齿形及精度因属于低速传动，采用齿形角的直齿轮传动。精度定位6级。为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合左右，内啮合左右。3齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力、减小尺寸。两级都用相同的材料搭配，如表3-2.疲劳极限和按图6-15，6-16和图6-31，6-32选取区域图的下部数值。行星轮的是乘以0.7以后的数值。表3-2 齿轮材料及其性能齿轮材料热处理加工精度太阳轮渗碳淬火14003506级行星轮245内齿轮调质6502207级4 传动比分配按照高速级（I）、低速级（II）齿面接触强度相等的原则分配传动比。按式（8-2）取。式（8-3）中取，由表6-3定，其余系数确定如表3-3.则值为 表3-3 有关值的系数代号名称说明取值使用系数表6-5，中等冲击，1.25行星轮间载荷分配系数表7-2，太阳轮浮动，6级精度1.15表7-2，太阳轮浮动，6级精度1.05综合系数表6-4，高精度，硬齿面，静定机构降低取值1.80表6-4，高精度，硬齿面2.00计算以此值和传动比查图得 ，可知 3.33 高速级设计计算1 配齿数根据第四章所述方法，按变位传动要求选配齿数。从弯曲强度的高可靠性出发，并保证必要的工作平稳性，取，按齿面硬度，查图4-7a得，故，可用。由传动比条件知，为满足装配条件取，按式（4-13 b）计算内齿轮和行星轮齿数：（名义齿数）（按下面变位计算确定的实际齿数）实际传动比 （传动比误差符合要求）配齿数结果：，2初步计算齿轮主要参数1） 按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径用式（6-6）进行计算。式中系数、同前，太阳轮传递的扭矩式中系数取768，则太阳轮分度圆直径式中：为算式系数，对一般钢制齿轮，直齿轮传动取=768；使用系数，见表6-5；计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数；综合系数，见表6-4；小齿轮齿宽系数；u齿数比；一对啮合副中齿轮的名义转矩；试验齿轮的接触疲劳极限。2） 按弯曲强度初算模数用式（6-7）进行计算。式中系数、同前，其余系数如表3-4。表3-4 弯曲强度有关系数代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.225综合系数高精度，正变位，静定机构1.6齿形系数图6-25，暂按x = 0 查值3.182.4因为，所以应按行星轮计算模数：若取模数，故初算按，进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3 齿轮变位系数以下按角度变位方法和步骤进行计算。1） 确定行星轮齿数由前面配齿数结果知：，2）初选副的变位系数和根据，和左右的限制条件，由手册图5-1初选3）初算副的齿高变动系数根据初选的，用表5-6简化公式计算。由图5-4按B查D：得取：因，所以，则：故可以确定：取： （实际齿数）4） 啮合副的计算1）确定中心距和啮合副的标准中心距：mm mm根据确定的方法一，因为小于计算值的圆整值，取 mm（略小于）。2）中心距分离系数计算3）齿高变动系数计算用表5-6的简化公式计算(已知)式中，值按查图5-7得：c = 3.18。故：4）变位系数和啮合角在线图5-1的范围内，在推荐值范围内。5）变位系数分配 根据齿数比，由图5-1左部直线得，时，故：5） 啮合副的计算1）中心距分离系数计算2）齿顶高变动系数计算已知，用表5-6简化公式计算式中，值根据查图3.5得：故：3）变位系数计算故：4）啮合角计算在推荐值范围内。4齿轮几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径和齿顶圆直径的计算值列于表3-5.表3-5 齿轮几何尺寸（mm）齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径说明太阳轮行星轮外啮合按外啮合的削顶内啮合内齿轮以考虑了干涉5重合度计算由线图5-9计算重合度。外啮合 按啮合角 查得： ，内啮合 按啮合角 查， 故：6啮合效率计算 由参考文献3中表3-5中公式（1）知：式中为转化机构的效率，用法计算，查3图3-3,（取，因齿轮精度高）得：各啮合副的效率，转化机构效率：转化机构传动比：则7齿轮疲劳强度校核1）外啮合1）齿面接触疲劳强度用式（6-19）、式（6-20）计算接触应力，用式（6-21）计算其许用应力三式中的参数和系数取值如表3-6。表3-6 外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值使用系数按中等冲击，查手册表6-51.25动载荷系数，6级精度，查手册图6-5b 1.02齿向载荷分布系数按，查手册图6-6得，取，用式（6-25）得：1.12齿间载荷分布系数按，6级精度，硬齿面，查手册图6-91.1行星轮和太阳轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动1.15节点区域系数，查手册图6-102.16弹性系数查手册表6-7重合度系数，查手册图6-110.81螺旋角系数直齿，1分度圆上的切向力 mmN9920 N工作齿宽92 mm齿数比2.15寿命系数按工作10年，每年250天，每天连续工作15h,计算应力循环次数：查手册图6-18查手册图6-181润滑油系数，m/s,查表8-9用中型极压油，1.03速度系数查图6-200.96粗糙度系数取，由式（6-32）按，计算查手册图6-211.03工作硬化系数两齿轮均为硬齿面，手册图6-221尺寸系数 mm1最小安全系数提高可靠度，查手册表6-221.25接触应力基本值：接触应力：许用接触应力：故： ，接触强度通过。2) 齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力及其许用应力，用式（6-34）、（6-35）、和式（6-36）计算。并分别太阳轮和行星轮进行校核。对于表3-6中未出现的参数和系数列于表3-7。表3-7 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代号名称说明取值齿面载荷分布系数由，看手册图6-23得，由式（6-38）得：1.08齿间载荷分配系数1行星轮间载荷分配系数按式（7-43），1.225太阳轮齿形系数，查手册图6-252.24行星轮齿形系数，查手册图6-252.08太阳轮应力修正系数查手册图6-271.83行星轮应力修正系数查手册图6-271.85重合度系数式（6-40），0.644弯曲寿命系数1试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取2太阳轮齿根敏感系数查手册图6-350.98行星轮齿根敏感系数查手册图6-351.01齿根表面形状系数，查手册图6-361.045最小安全系数提高可靠度，查手册表6-81.6太阳轮：弯曲应力基本值弯曲应力：许用弯曲应力：故 ，弯曲强度通过。行星轮：故：，弯曲强度通过。2) 内啮合1) 齿面接触疲劳强度、仍用式（6-19）、（6-20）和（6-21）计算，其中与外啮合取值不同的参数为：，接触强度通过。2) 齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮。计算公式仍为式（6-34）、（6-35）和式（6-36），其中取值与外啮合不同的系数为，。故：，弯曲强度通过。以上计算说明齿轮的承载能力足够。8行星轮轴承计算考虑到采用直齿轮传动，以及为了加工和装配方便，拟用中空式行星轮，内孔中装一个球面滚子轴承，心轴固定在行星架上。用式（9-60）计算轴承的动负荷，其中系数确定如表3-8。表3-8 式（9-60）中的系数代号名称说明取值负荷性质系数表9-18，中等冲击1.25齿轮系数，查表9-191.06安装部位系数表9-20，对称1工作情况系数1.325温度系数低速传动1寿命系数更换期1.5年，2.14速度系数（式9-62）0.621行星架传动扭矩7423 N当量载荷式（9-63），27750 N N选用双列向心球面滚子轴承3544，轴承额定动负荷为130000 N 。故轴承负荷要求。9行星架设计计算采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈（图3-2 a）。按经验取壁厚。两壁之间的扇形断面连接板（按梯形计算断面几何因素）如图3-1 c ,其惯性中心所在半径按式（9-41）计算为 mm按手册所给经验数据拟定的行星架尺寸，不必作强度计算。所以在此只计算其变形。计算简图如图3-2b 所示。连接板相当于固连在两侧板之间的双支点梁，在行星轮轴的作用力作用下，连接板和侧板都产生变形。为侧板的内力素。图 3-2因两侧板近似相等，相对切向变形的柔度按式（9-48）计算。式中各参数计算如表3-9（对照图9-32和图3-1）。表3-9 式（9-48）中各参数计算代号名称算法及说明取值在圆周上的切向力行星轮轴对侧板的作用力， 按式（9-42）8305 N弹性模量ZG45铸钢连接板节距321.5mm连接板长度131mm侧板有效长度按，由手册图9-34得：200 mm连接板有效长度由手册图9-34，113.7mm侧板惯性矩200648.3侧板断面积2211 mm圆盘形侧板形状系数，查手册图9-35 c得：，0.58对侧板变形的影响系数，由式（9-44）336连接板惯性矩3319646 连接板断面积3950 连接板侧面形状系数，查手册图9-331.04连接板形状系数凸四边形1对连接板变形影响系数式（9-45）68.23故： 两侧板相对切向位移引起行星轮啮合面上的齿轮歪斜角按式（9-55）计算在NGW型传动中，由于行星架变形而产生的轮齿歪斜角，可以补偿因太阳轮扭转变形而产生的沿齿长方向的载荷集中现象。所以的大小以不超过太阳轮扭转变形引起的齿轮歪斜角为宜。3.34低速级设计计算设计计算方法和步骤与高速级相同，在此从略，仅将部分计算结果给出。1配齿数，2中心距与模数的确定 中心距，模数3变位计算的数值外啮合 ，内啮合 ，4啮合效率 3.35 均载机构设计计算1高速级行星架浮动的位移量按式（7-41）式（7-38）计算和，式中所含各构件的制造误差确定如表 3-10。表3-10 高速级各构件的制造误差构件的误差名称和代号误差组成数值（）太阳轮偏心（机体上轴孔对基准圆径向跳动公差之半）+（齿圈径向跳动公差之半）22内齿轮偏心齿圈径向跳动公差之半16行星轮偏心齿圈径向跳动公差之半8行星轮轴孔切向误差行星架上行星轮轴孔由于分度不均等引起的切向误差15行星架偏心行星架中心线与主轴线不同轴度公差102低速级太阳轮浮动的位移量和按式（7-37）和式（7-40）计算。各构件的制造误差确定如表3-11。表3-11 低速级各构件制造误差构件的误差名称和代号误差组成数值（）太阳轮偏心（齿圈径向跳动公差之半）+（太阳轮轴线对主轴线的不同轴度公差）22内齿轮偏心齿圈径向跳动公差之半16行星轮偏心齿圈径向跳动公差之半14行星轮轴孔切向位置误差行星架上行星轮轴线分度位置等引起的切向位置误差24行星架偏心机体上行星架轴孔对基准圆径向跳动公差之半17.53.36减速器高速级基本参数减速器高速级基本参数见下表3-12。表3-12项目值项目值基本参数型号输入功率44.726kw名义速比6.5输入转速368rpm名义输出转速56.62rpm输入扭矩386.85n.m名义输出扭矩1800.9n.m重要程度一般原动机载荷中等冲击工作机载荷均匀平稳减速器传动效率0.970精度等级6-6-7满负荷设计寿命54000小时齿数配比变位类型外啮合交变位,内啮合高变位初定ac端面啮合角24太阳齿轮数13行星轮齿数29内齿圈齿数71行星轮数目3实际速比6.4速比偏差-0.0246j=(Zb-Zc)/(Za+Zc)1.000装配条件满足初定cb端面啮合角20齿轮类型直齿实际输出扭矩1773.35n.m同心条件角变位后满足实际输出转速57.5rpm材料和热处理选择太阳轮材料20CrMnTi太阳轮热处理渗碳淬火回火太阳轮热处理硬度61 HRC太阳轮热处理硬度1591 MPa太阳轮接触疲劳极限1591 MPa太阳轮弯曲疲劳极限485 MPa行星轮材料20CrMnTi行星轮热处理渗碳淬火回火行星轮热处理硬度57 HRC行星轮接触疲劳极限1358 MPa行星轮弯曲疲劳极限349 MPa内齿圈材料45内齿圈热处理表面淬火内齿圈热处理硬度43 HRC内齿圈接触疲劳极限971 MPa内齿圈弯曲疲劳极限225 MPa初算中心距载荷不均匀系数1.150ac单对传递扭矩600.3N.mac齿数比2.23齿宽系数1.18综合系数1.8接触疲劳极限1358 MPa初定许用接触应力1222 MPa系数768.00初算中心距123初算模数5.18实际模数6实际螺旋角0实际中心距128.5未变位中心距129实际ac端面啮合角25.82实际cb端面啮合角19.25齿轮宽度92几何参数和精度ac传动变位系数之和1.03cb传动变位系数之和0太阳轮变位系数0.45行星轮变位系数0.58内齿圈变位系数0.45变位系数优化方式自动优化几何参数计算按何种工艺滚齿太阳轮分度圆直径78行星轮分度圆直径168内齿圈分度圆直径426端面压力角20.0000太阳轮齿顶高6内齿轮齿顶高6行星轮齿顶高6太阳轮齿高13.5行星轮齿高13.5内齿轮齿高13.5太阳轮齿顶圆直径90行星轮齿顶圆直径180内齿轮齿顶圆直径414ac传动端面重合度1.292cb传动端面重合度1.342ac传动纵向重合度0cb传动纵向重合度0ac传动总重合度1.292cb传动总重合度1.342齿轮精度太阳轮公法线长度变动偏差0.020行星轮公法线长度变动公差0.025内齿圈公法线长度变动公差0.045太阳轮齿向公差0.012行星轮齿向公差0.016内齿圈齿向公差0.028行星轮齿距累积公差0.025内齿圈齿距累积公差0.090太阳轮齿圈径向跳动公差0.028行星轮齿圈径向跳动公差0.040内齿圈齿距累积公差0.063太阳轮径向综合公差0.040行星轮径向综合公差0.056内齿圈径向综合公差0.100太阳轮齿形公差0.010行星轮齿形公差0.011内齿圈齿形公差0.020太阳轮齿距极限偏差0.013行星轮齿距极限偏差0.014内齿圈齿距极限偏差0.0203.37减速器低速级基本参数减速器低速级基本参数见下表3-13。表3-13项目值项目值基本参数型号输入功率42.71kw名义速比5输入转速57.5rpm名义输出转速11.5rpm输入扭矩1773.37n.m名义输出扭矩8866.04n.m重要程度一般原动机载荷中等冲击工作机载荷均匀平稳减速器传动效率0.970精度等级6-6-7满负荷设计寿命54000小时齿数配比变位类型外啮合交变位,内啮合高变位初定ac端面啮合角24太阳齿轮数23行星轮齿数35内齿圈齿数93行星轮数目4实际速比5.1速比偏差0.020j=(Zb-Zc)/(Za+Zc)1.000装配条件满足初定cb端面啮合角20.0000齿轮类型直齿实际输出扭矩9044.5n.m同心条件角变位后满足实际输出转速11.275rpm材料和热处理选择太阳轮材料20CrMnTi太阳轮热处理渗碳淬火回火太阳轮热处理硬度61 HRC太阳轮热处理硬度1591 MPa太阳轮接触疲劳极限1591 MPa太阳轮弯曲疲劳极限485 MPa行星轮材料20CrMnTi行星轮热处理渗碳淬火回火行星轮热处理硬度57 HRC行星轮接触疲劳极限1358 MPa行星轮弯曲疲劳极限349 MPa内齿圈材料45内齿圈热处理表面淬火内齿圈热处理硬度43 HRC内齿圈接触疲劳极限971 MPa内齿圈弯曲疲劳极限225 MPa初算中心距载荷不均匀系数1.150ac单对传递扭矩3014.83 N.mac齿数比1.52齿宽系数0.95综合系数1.80接触疲劳极限1358 MPa初定许用接触应力1222 MPa系数768.00初算中心距138初算模数5.91实际模数6实际螺旋角0实际中心距176.5未变位中心距171实际ac端面啮合角25.3712实际cb端面啮合角24.44齿轮宽度131几何参数和精度ac传动变位系数之和1.017cb传动变位系数之和-0.098太阳轮变位系数0.48行星轮变位系数0.54内齿圈变位系数0.48变位系数优化方式自动优化几何参数计算按何种工艺滚齿太阳轮分度圆直径138行星轮分度圆直径204内齿圈分度圆直径558端面压力角20.0000太阳轮齿顶高6内齿轮齿顶高6行星轮齿顶高6太阳轮齿高13.5行星轮齿高13.5内齿轮齿高13.5太阳轮齿顶圆直径150行星轮齿顶圆直径216内齿轮齿顶圆直径546ac传动端面重合度1.485cb传动端面重合度1.242ac传动纵向重合度0cb传动纵向重合度0ac传动总重合度1.485cb传动总重合度2.408齿轮精度太阳轮公法线长度变动偏差0.025行星轮公法线长度变动公差0.025内齿圈公法线长度变动公差0.045太阳轮齿向公差0.016行星轮齿向公差0.019内齿圈齿向公差0.034行星轮齿距累积公差0.045内齿圈齿距累积公差0.090太阳轮齿圈径向跳动公差0.040行星轮齿圈径向跳动公差0.040内齿圈齿距累积公差0.071太阳轮径向综合公差0.050行星轮径向综合公差0.050内齿圈径向综合公差0.100太阳轮齿形公差0.011行星轮齿形公差0.011内齿圈齿形公差0.020太阳轮齿距极限偏差0.014行星轮齿距极限偏差0.014内齿圈齿距极限偏差0.0203.4行走箱减速部分设计由以上资料及其数据可知行走箱输入转速为11.3 r/min，减速器传动比为2.5，选用单级直齿传动减速。同样选用40Cr材料，硬齿面，表面淬火处理。精度为7级， 初步取20，知50。高速级齿轮的设计计算：（每天工作15小时，预期寿命10年，每年工作250天）3.41 选择材料及热处理、齿数、和齿轮精度由机械设计表6-5，表6-6，选择小齿轮选用40Cr，渗氮淬火处理，硬度为HRC4550，精度：7级。3.42按齿轮接触疲劳强度设计计算公式按式（6-8） =3.6290由机械设计表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，齿宽系数=0.4.由机械设计表6-7查得 使用系数=1.75，由机械设计图6-6a试取动载荷系数=1.15，由机械设计图6-8按齿轮在两轴间非对称布置，取=1.1，由机械设计表6-8按表面硬化，直齿轮，7级精度。，齿间载荷分配系数=1.1，初步确定节点区域系数=2.5 , 重合系数=0.82由机械设计表6-9确定弹性系数=1由机械设计表6-13齿面接触许用应力= 由机械设计图6-22查取齿轮接触疲劳极限应力=1500 小齿轮应力循环系数： 大齿轮应力循环系数： 由机械设计表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数 由机械设计图6-23查取工作硬化系数=1，由表6-12查取安全系数=1 取小齿轮宽度135mm ， 大齿轮宽度129mm. ， 取m=18mm.按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度 ，由机械设计表6-6 查得=1 100 故： 原假设成立。 =1.1 ， .由机械设计图6-14查得节点区域系数=2.5 由机械设计图6-12，图6-13 查得 , 代入20，50 得 ，=0.85 ， 由 故: 齿面接触疲劳强度安全。3.43按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式由机械设计图6-18查得 小齿轮齿形系数=2.8 ， 大齿轮齿形系数由机械设计图6-19查得 小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数由机械设计图6-20查得 重合度系数=0.7计算弯曲疲劳带极限应力： 由机械设计图6-24i,g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力： ，。由机械设计表6-13计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数 由机械设计图6-25 查取尺寸系数，=1 ， 由式（6-14）取=2弯曲疲劳强度安全系数按机械设计表6-12， 取=1.25 比较： , 故应按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 故： 弯曲疲劳强度足够。3.44齿轮基本参数确定直齿减速器的基本参数计算： ， ，中心距查表 取112mm， ，同上 ，同上中心距，取160mm ，同上行走箱减速器： ， ，中心距第四章 MG400/920WD型电牵引采煤机的使用与维护4.1安装与调试 采煤机在出厂前已做过部件和整机的出厂试验，运抵现场后因经过运输和搁置过程，必须经过地面试运转方可投入井下生产。4.11地面检查的主要内容1.检查机器各部件是否正常，有无缺损；2.外接油管、水管、电缆是否有挤压、碰撞损坏，接头是否拧紧；3.各部件连接部位的固定有无松动；4.各油池、润滑点是否按润滑系统图要求的油质和油位注油，有无渗漏现象；5.操作手把是否灵活、可靠；6.检查各电动机绝缘电阻，不得小于1.4.12 整机地面试运转1.在平整地面铺设工作面刮板输送机，将采煤机骑在输送机上。2.按正常井下操作顺序接上符合要求的水、电台，进行整机空载