采煤机牵引部设计

1 摘 要 采煤机是机械化采煤作业的主要设备之一 牵引部是采煤机的重要部件 采煤机的 牵引方式有机械牵引 液压牵引和电牵引 现在电牵引采煤机已经成为了市场上的主要 产品 本设计的目的是设计出强度满足理论要求 结构符合实际情况的 682 型电牵引采煤 机牵引部 在本设计中 首先对牵引部进行了传动装置的总体设计与相关运动参数的计 算 然后依据有关公式和标准 对各级齿轮传动 轴与轴承分别进行了设计和校核 主 要是对行星结构的相关齿轮 轴和轴承进行了计算 最后的计算结果表明 本设计得到的牵引部中的全部齿轮 行星结构中的行星轴 太阳轮 行星结构中的轴承的结构是合理的 强度也是符合安全要求的 可以投入生产 和在煤矿生产中使用 关键词 采煤机 牵引部 行星轮系 1 目 录 前 言 1 1 设计总体方案 3 1 1 传动方案 3 1 2 初步确定传动级数与分配传动比 3 2 传动参数计算 5 2 1 传动效率计算 5 2 2 各轴转速计算 5 2 3 各轴输入功率 6 2 4 计算各轴输入转矩 6 3 齿轮啮合参数 强度 几何参数计算 8 3 1 齿轮类型的选择 8 3 2 齿轮材料的选择 8 3 3 齿轮传动的设计 8 4 轴的结构设计及强度计算 33 4 1 初布估算轴径及轴结构设计 33 4 2 行星轴强度校核计算 38 5 轴承的选型及寿命计算 43 5 1 轴承的类型选择 43 5 2 轴承的校核计算 43 6 技术经济分析 46 结 论 47 致 谢 48 参考资料 49 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 1 前 言 采煤机是机械化采煤作业的主要设备之一 其功能是落煤和装煤 采煤机一般由牵引部 截割部 滚筒 摇臂 电控箱 滑靴和附属装置等部分组成 见图 1 其中 牵引部通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链相啮合 使采煤机沿工作面移动 因此 牵引部是采煤机的重要部件 1 滚筒 2 摇臂 3 截割部 4 牵引部 5 滑靴 6 电控箱 图 1 采煤机结构示意图 采煤机牵引部担负着移动采煤机 使工作机构连续落煤或调动机器的任务 牵引部 包括牵引机构及传动装置两部分 牵引机构是直接移动机器的装置 有链牵引和无链牵 引两种类型 传动装置用来驱动牵引机构并实现牵引速度的调节 传动装置有机械传动 液压传动和电传动等类型 分别称为机械牵引 液压牵引和电牵引 机械牵引是指全部采用机械传动装置的牵引部 其特点是工作可靠 但只能是有级 调速 结构复杂 目前已经很少使用 液压牵引是利用液压传动来驱动的牵引部 液压 传动的牵引部可以实现无级调速 变速 换向和停机等操作比较方便 保护系统比较完 善 并且能随负载变化自动地调节牵引速度 电牵引采煤机 图 2 是对专门驱动牵引部 的电动机调速从而调节牵引速度的采煤机 1 控制箱 2 直流电动机 3 齿轮减速装置 4 驱动轮 5 交流电动机 6 摇臂 7 滚筒 图 2 电牵引采煤机示意图 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 2 电牵引采煤机是将交流电输入可控硅整流 控制箱 1 控制直流电动机 2 调速 然后 经齿轮减速装置 3 带动驱动轮 4 使机器移动 两个滚筒 7 分别用交流电动机 5 经摇臂 6 来驱动 由于截割部电动机 5 的轴线与机身纵轴线垂直 所以截割部机械传动系统与液 压牵引的采煤机不同 没有锥齿轮传动 这种截割部兼作摇臂的结构可使机器的长度缩 短 随着我国高产高效采煤工作面的不断发展 电牵引采煤机已经有逐步取代液压牵引采 煤机的趋势 电牵引采煤机技术先进 可靠性好 是直接以电动机作为驱动减速箱的原动 力 因而要求减速箱有较大的速比 同时受工作面空间条件限制 要求传动装置尺寸小 因此 电 牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构 行星齿轮传动具有结构 紧凑 单级传动比大 承载能力强 效率高等优点 在采掘运机械的传动系统中得到了广 泛的应用 行星齿轮传动机构的常用类型有 2K H 型 3K 型 K H V 型 其中 2K H 型 加工装配工艺较简单 传动功率范围不受限制 在采掘运机械传动系统中应用最为广泛 现 代采煤机牵引部机械传动系统中的前 2 级或前 3 级传动机构中 虽然各类型采煤机有所不 同 但其末级传动却全都采用行星齿轮传动 采煤机工作环境恶劣 载荷变化大 常拌有冲击 载荷且安装空间限制较严格 故对行星齿轮传动机构设计要求较高 行星齿轮机构传动具有以下特点 1 结构紧凑 重量轻 体积小 2 传动比较大 3 传动效率高 4 运动平稳 抗冲击和震动的能力较强 采煤机行星轮系设计难度比较大 它的设计好坏直接关系到采煤机牵引部能否正常运行 对设计提出了很高的要求和挑战 从小的方面来讲 采煤机牵引部的研究及行星轮的设计可以尽可能减少行星机构和 牵引部的体积 以适应井下狭小有限的工作空间 有利于增强采煤机的工作能力 增强 采煤机在井下恶劣环境中的适应能力 从大的方面来讲 不仅有利于提高煤矿生产效率 和改进采煤技术 发展先进生产力 促进经济腾飞和发展 也可以提高产品的竞争能力 为生产企业带来可观的经济收益 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 3 1 设计总体方案 1 1 传动方案 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 对于该牵引部 有下面两种传动方案可供选择 如图 1 1 如图 1 1 a 该方案的特点是 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 如图 1 1 b 该方案的特点是 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 经过比较 本牵引部的设计决定采用传动方案 b 图 1 1 牵引方案图 1 2 初步确定传动级数与分配传动比 1 2 1 传动级数的确定 本设计已知总传动比为 237 354 参考其他相近类型采煤机牵引部的设计 确定牵引部齿轮传动为四级传动 其中前 三级为圆柱齿轮传动 最后一级为行星轮传动 传动简图见图 1 2 图中 0 轴为电动机 b 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 4 轴 输入轴 5 轴为输出轴 图 1 2 传动简图 1 2 2 传动比的分配 从总体考虑 传动比按照 前小后大 的原则分配 可以得到 1 2 38 3 82 4 61 5 67 01 i 12 i 23 i 34 i 45 i 1 1 643 23767 5 61 4 82 3 38 2 1 4534231201 iiiiii总 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 5 2 传动参数计算 为进行传动件的设计计算 要推算出各轴的转速和转矩 或功率 如将牵引部传动 装置各轴由高速到低速依次定位 0 轴 电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 5 轴 输出 轴 见图 2 1 以及 为相邻两轴间的传动比 01 i 12 i 为相邻两轴间的传动效率 01 12 为各轴的输入功率 kW 0 P 1 P 为各轴的输入转矩 N mm 0 T 1 T 为各轴的转速 r min 0 n 1 n 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算 得到各轴的运动和动力参数 图 2 1 传动简图 现已知 1 2 38 3 82 4 61 5 67 01 i 12 i 23 i 34 i 45 i 2 1 传动效率计算 取齿轮联轴器的效率为 0 96 齿轮传动的效率为 0 96 轴承的效率为 0 98 行星减 速器的效率为 0 96 则 0 96 01 0 98 0 96 0 94 12 0 98 0 96 0 94 23 0 98 0 96 0 94 34 0 96 45 2 2 各轴转速计算 已知 1500r min 计算各轴转速如下 0 n 1500 r min 1 1500 01 0 1 i n n 630 3 r min 38 2 1500 12 1 2 i n n 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 6 165 0 r min 82 3 3 630 23 2 3 i n n 35 8 r min 61 4 0 165 34 3 4 i n n 6 3 r min 67 5 8 35 45 4 5 i n n 2 3 各轴输入功率 已知 30kW 计算各轴输入功率如下 0 P 总 P kW 2 1 8 2896 0 30 0101 PP kW 2 2 072 2794 0 8 28 1212 PP kW 2 3 448 2594 0 072 27 2323 PP kW 2 4 921 2394 0 448 25 3434 PP kW 2 5 964 2296 0 921 23 4545 PP 2 4 计算各轴输入转矩 N mm 2 6 191000 1500 30 1055 9 1055 9 6 0 06 0 n P T N mm 2 718340096 0 1191000 010101 iTT N mm 2 8 41020094 0 38 2 183400 121212 iTT N mm 2 9 147300094 0 82 3 410200 232323 iTT N mm 2 10 638310094 0 61 4 1473000 343434 iTT N mm 2 11 3474430096 0 67 5 6383100 454545 iTT 运动和动力参数计算结果整理于表 2 1 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 7 表 2 1 轴运动和动力参数 轴号 012345 输入 功率 kW 3028 827 07225 44823 92122 964 输入 转矩 N mm 1910001834004102001473000638310034744300 转速 r min 1500150063016535 86 3 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 8 3 齿轮啮合参数 强度 几何参数计算 3 1 齿轮类型的选择 齿轮传动应满足下列两项基本要求 1 传动平稳 要求瞬时传动比不变 尽量减小冲击 振动噪声 2 承载能力高 要求在尺寸小 重量轻的前提下 轮齿的强度高 耐磨性好 在 预定的使用期限内不出现断齿等失效现象 根据这两点要求 再考虑工作环境和加工难度的因素 选择齿轮类型为标准圆柱直 齿轮 3 2 齿轮材料的选择 齿轮材料应具备下列基本条件 1 齿面具有足够的硬度 以获得较高的抗点蚀 抗磨粒磨损 抗胶合和抗塑性流动 的能力 2 在变载荷和冲击载荷下有足够的弯曲疲劳强度 3 具有良好的加工和热处理工艺性 4 价格较低 在本设计中 齿轮材料选用优质碳素合金钢 18Cr2Ni4WA 渗碳淬火 渗碳层深度 1 4 1 8mm 表面硬度为 58 62HRC 其在同类材料中其性能最优越 热处理后的性能指 标很高 但价格较高 3 3 齿轮传动的设计 在本设计中 齿轮设计遵循的思路是 首先对分度圆直径和齿宽进行初步计算 接 着通过计算确定齿轮精度等级 齿数 z 模数 m 分度圆直径 d 和中心距 a 等齿轮参数 然后对齿轮分别进行齿面接触疲劳强度验算和齿根弯曲疲劳强度验算 以确定齿轮设计 是否符合强度要求 最后 在验算无误 符合要求的情况下 进行总结和计算 得出齿 轮的基本参数和几何尺寸 下列计算中 1 代表小齿轮 2 代表大齿轮 3 3 1 第一级齿轮传动的设计 已知 i 2 38 183400 N mm 1500 r min 12 i 1 T 1 T 1 n 1 n 1 初步尺寸设计 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 9 初步计算时的许用接触应力为 H 3 1 lim 9 0 HH 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 limH 由图 12 18 1 可得 1500 MPa 代入上式 可得 1limH 2limH 1500 1350 MPa 9 09 0 1lim21HHH 初步计算小齿轮直径为 1 d 3 2 3 2 1 1 1 u uT Ad Hd d 式中 系数 查表 12 16 1 可得 90 d A d A 小齿轮转矩 183400 N mm 1 T 1 T 齿宽系数 查表 12 13 1 可得 0 35 d d 齿数比 i 2 38 uu 1 2 z z 初步计算的初用接触许用接触应力 1350 MPa H H 代入各数值 计算可得 67 mm 取 116mm 3 2 1 1 1 u uT Ad Hd d 3 2 38 2 138 2 135035 0 183400 90 1 d 2 齿轮参数计算 初取齿数 30 则 1 z 2 38 30 71 3 3 2 z 1 iz m 116 30 3 87 3 4 11 zd 查表 12 3 1 取 m 4 则 116 4 29 1 zmd1 2 38 29 69 2 z 1 iz 可得实际分度圆直径 d 中心距 a 和齿宽 b 分别为 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 10 4 29 116 mm 3 5 11 mzd 4 69 276 mm 3 6 22 mzd 196 mm 3 7 2 6929 4 2 21 zzm b 0 35 116 40 6 mm 取 40 mm d 1 d 1 b 2 b 3 齿面接触疲劳强度验算 圆周速度 v 为 9 1m s 3 8 100060 1500116 100060 11 nd v 由齿轮的圆周速度 v 查表 12 6 1 选取齿轮精度为 7 级 名义圆周力为 3162N 3 9 116 18340022 1 1 d T Ft 实际圆周力要综合考虑各种因素的影响 为 3 10 ttc KFF K 3 11 A K V K Ha K H K 式中 载荷系数 K 使用系数 查表 12 9 1 可得 1 25 A K A K 动载系数 由图 12 9 1 可得 1 17 V K V K 齿间载荷分配系数 查表 12 10 1 先求 Ha K 3162 N 3 12 116 18340022 1 1 d T Ft 98 8 N mm 100 N mm 40 316225 1 b FK tA 端面重合度 cos 11 2 388 1 21 zz a 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 11 1 72 69 1 29 1 2 388 1 重合度系数87 0 3 72 1 4 3 4 a Z 由此得 32 1 87 0 11 22 Z KHa 齿向载荷分布系数 查表 2 2 24 6 得 H K bC d b BAKH 3 2 1 10 1 12 0 18 0 23 40 2 116 40 3 10 1 15 总工作时间为 5000 h 应力循环次数为 h t L N 8 1 105 45000150016060 hL ntN 8 8 1 2 109 1 38 2 105 4 i N N L L 求得应力循环系数 由图 12 18 1 可得接触寿命系数为 L N N Z 1 05 1 1 1N Z 2N Z 许用接触应力为 H 3 13 min lim H NH H S Z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 接触寿命系数 已知 1 05 1 1 N Z 1N Z 2N Z 接触最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 1 minH S minH S 代入各数值 计算可得 1432 MPa 1 1 05 1 1500 min 11lim 1 H NH H S Z 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 12 1500 MPa 1 1 1 11500 min 22lim 2 H NH H S Z 实际接触应力为 H 3 14 u u bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 式中 弹性系数 查表 12 12 1 可得 189 8 E Z E ZMPa 节点区域系数 查表 12 9 1 可得 2 5 H Z H Z 重合度系数 通过计算 可得 0 87 Z Z 载荷系数 K 1 25 1 17 1 32 1 15 2 22 K A K V K Ha K H K 代入各数值 计算可得 u u bd K ZZZ T HEH 12 2 1 1 605 MPa 38 2 138 2 11640 18340022 2 2 87 0 5 2 8 189 2 结论 合格 H H 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 Y 0 68 3 15 75 1 75 0 25 0 75 0 25 0 a Y 载荷系数为K K A K V K Fa K F K 式中 齿间载荷分配系数 查表 12 10 1 可得 1 1 0 68 1 47 Fa K Fa K Y 齿向载荷分配系数 由 b h 40 2 25 4 4 4 由图 12 14 1 可 F K 得 1 11 F K 代入各数值 计算可得 1 25 1 17 1 47 1 11 2 39 K A K V K Fa K F K 许用弯曲应力为 F 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 13 3 16 min lim F XNF F S YY 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 弯曲寿命系数 已知 由图 12 24 1 N Y 8 1 105 4 L N 8 2 109 1 L N 可得 0 9 0 93 1N Y 2N Y 尺寸系数 由图 12 25 1 可得 1 0 X Y X Y 弯曲最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 25 minF S minF S 代入各数值 计算可得 720 MPa 25 1 19 01000 min 11lim 1 F XNF F S YY 744 MPa 25 1 193 0 1000 min 22lim 2 F XNF F S YY 实际弯曲应力为 1F 3 17 YYY mbd KT SaFaF11 1 1 1 2 式中 载荷系数 2 39 KK 齿形系数 由图 12 21 1 可得 2 54 2 25 Fa Y 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数 由图 12 22 1 可得 1 62 1 77 Sa Y 1Sa Y 2Sa Y 重合度系数 已经求得 0 68 Y Y 代入各数值 计算可得 132 MPa YYY mbd KT SaFaF11 1 1 12 68 0 62 1 54 2 411640 18340039 2 2 128 MPa 11 22 12 SaFa SaFa FF YY YY 62 1 54 2 77 1 25 2 132 结论 100 N mm 56 891725 1 b FK tA 端面重合度 cos 11 2 388 1 21 zz a 1 70 88 1 23 1 2 388 1 重合度系数87 0 3 70 1 4 3 4 a Z 因 100 N mm 查表 得 1 2 b FK tA Ha K 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 17 齿向载荷分布系数 查表 2 2 24 6 得 H K bC d b BAKH 3 2 1 10 1 15 0 18 0 31 56 2 92 56 3 10 1 23 总工作时间为 5000 h 应力循环次数为 h t L N 8 1 109 1500063016060 hL ntN 7 8 1 2 109 4 82 3 109 1 i N N L L 求得应力循环系数 由图 12 18 1 可得接触寿命系数为 L N N Z 1 1 1 2 1N Z 2N Z 许用接触应力为 H min lim H NH H S Z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 接触寿命系数 已知 1 1 1 2 N Z 1N Z 2N Z 接触最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 1 minH S minH S 代入各数值 计算可得 1500 MPa 1 1 1 11500 min 11lim 1 H NH H S Z 1636 MPa 1 1 2 11500 min 22lim 2 H NH H S Z 实际接触应力为 H u u bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 18 式中 弹性系数 查表 12 12 1 可得 189 8 E Z E ZMPa 节点区域系数 查表 12 9 1 可得 2 5 H Z H Z 重合度系数 通过计算 可得 0 87 Z Z 载荷系数 K 1 25 1 17 1 2 1 23 2 16 K A K V K Ha K H K 代入各数值 计算可得 u u bd K ZZZ T HEH 12 2 1 1 913 MPa 82 3 182 3 9256 41020016 2 2 87 0 5 2 8 189 2 结论 合格 H H 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 Y 0 69 70 1 75 0 25 0 75 0 25 0 a Y 载荷系数为K K A K V K Fa K F K 式中 齿间载荷分配系数 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 45 Fa K Fa K Y 齿向载荷分配系数 由 b h 56 2 25 4 6 2 由图 12 14 1 可得 F K 1 18 F K 代入各数值 计算可得 1 25 1 17 1 45 1 18 2 5K A K V K Fa K F K 许用弯曲应力为 F min lim F XNF F S YY 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 19 弯曲寿命系数 已知 由图 12 24 1 N Y 8 1 109 1 L N 7 2 109 4 L N 可得 0 93 0 96 1N Y 2N Y 尺寸系数 由图 12 25 1 可得 1 0 X Y X Y 弯曲最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 25 minF S minF S 代入各数值 计算可得 744 MPa 25 1 193 0 1000 min 11lim 1 F XNF F S YY 768 MPa 25 1 196 0 1000 min 22lim 2 F XNF F S YY 实际弯曲应力为 1F YYY mbd KT SaFaF11 1 1 1 2 式中 载荷系数 2 5 KK 齿形系数 由图 12 21 1 可得 2 68 2 21 Fa Y 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数 由图 12 22 1 可得 1 57 1 8 Sa Y 1Sa Y 2Sa Y 重合度系数 已经求得 0 69 Y Y 代入各数值 计算可得 289 MPa YYY mbd KT SaFaF11 1 1 12 69 0 57 1 68 2 49256 4102005 22 273 MPa 11 22 12 SaFa SaFa FF YY YY 57 1 68 2 8 121 2 289 结论 100 N mm 90 2946025 1 b FK tA 端面重合度 cos 11 2 388 1 21 zz a 1 72 115 1 25 1 2 388 1 重合度系数87 0 3 72 1 4 3 4 a Z 因 100 N mm 查表 得 1 2 b FK tA Ha K 齿向载荷分布系数 查表 2 2 24 6 得 H K bC d b BAKH 3 2 1 10 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 23 1 15 0 18 0 31 90 2 100 90 3 10 1 32 总工作时间为 5000 h 应力循环次数为 h t L N 7 1 109 4500016516060 hL ntN 7 7 1 2 101 1 61 4 109 4 i N N L L 求得应力循环系数 由图 12 18 1 可得接触寿命系数为 L N N Z 1 2 1 25 1N Z 2N Z 许用接触应力为 H min lim H NH H S Z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 接触寿命系数 已知 1 2 1 25 N Z 1N Z 2N Z 接触最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 1 minH S minH S 代入各数值 计算可得 1636 MPa 1 1 2 11500 min 11lim 1 H NH H S Z 1705 MPa 1 1 25 1 1500 min 22lim 2 H NH H S Z 实际接触应力为 H u u bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 式中 弹性系数 查表 12 12 1 可得 189 8 E Z E ZMPa 节点区域系数 查表 12 9 1 可得 2 5 H Z H Z 重合度系数 通过计算 可得 0 87 Z Z 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 24 载荷系数 K 1 25 0 9 1 2 1 32 1 78 K A K V K Ha K H K 代入各数值 计算可得 u u bd K ZZZ T HEH 12 2 1 1 1099 MPa 61 4 161 4 10090 147300078 1 2 87 0 5 2 8 189 2 结论 合格 H H 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 Y 0 69 72 1 75 0 25 0 75 0 25 0 a Y 载荷系数为K K A K V K Fa K F K 式中 齿间载荷分配系数 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 46 Fa K Fa K Y 齿向载荷分配系数 由 b h 90 2 25 4 10 由图 12 14 1 可得 F K 1 26 F K 代入各数值 计算可得 1 25 0 9 1 46 1 26 2 1K A K V K Fa K F K 许用弯曲应力为 F min lim F XNF F S YY 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 弯曲寿命系数 已知 由图 12 24 1 可 N Y 7 1 109 4 L N 7 2 101 1 L N 得 0 96 1 0 1N Y 2N Y 尺寸系数 由图 12 25 1 可得 1 0 X Y X Y 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 25 弯曲最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 25 minF S minF S 代入各数值 计算可得 768 MPa 25 1 196 0 1000 min 11lim 1 F XNF F S YY 800 MPa 25 1 111000 min 22lim 2 F XNF F S YY 实际弯曲应力为 1F YYY mbd KT SaFaF11 1 1 1 2 式中 载荷系数 2 1 KK 齿形系数 由图 12 21 1 可得 2 62 2 18 Fa Y 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数 由图 12 22 1 可得 1 59 1 82 Sa Y 1Sa Y 2Sa Y 重合度系数 已经求得 0 69 Y Y 代入各数值 计算可得 494 MPa YYY mbd KT SaFaF11 1 1 12 69 0 59 1 62 2 410090 14730001 22 470 MPa 11 22 12 SaFa SaFa FF YY YY 59 1 62 2 82 1 81 2 494 结论 100 N mm 96 3324525 1 b FK tA 端面重合度 cos 11 2 388 1 21 zz a 1 67 44 1 24 1 2 388 1 重合度系数88 0 3 67 1 4 3 4 a Z 因 100 N mm 查表 得 1 2 b FK tA Ha K 齿向载荷分布系数 查表 2 2 24 6 得 H K bC d b BAKH 3 2 1 10 1 15 0 18 0 31 96 2 96 96 3 10 1 36 总工作时间为 5000 h 应力循环次数为 h t L N 7 1 103 45000 8 3546060 hL ntN 7 7 1 2 103 2 83 1 103 4 i N N L L 求得应力循环系数 由图 12 18 1 可得接触寿命系数为 L N N Z 1 21 1 22 1N Z 2N Z 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 30 许用接触应力为 H min lim H NH H S Z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 接触寿命系数 已知 1 21 1 22 N Z 1N Z 2N Z 接触最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 1 minH S minH S 代入各数值 计算可得 1650 MPa 1 1 21 1 1500 min 11lim 1 H NH H S Z 1664 MPa 1 1 22 1 1500 min 22lim 2 H NH H S Z 实际接触应力为 H u u bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 式中 弹性系数 查表 12 12 1 可得 189 8 E Z E ZMPa 节点区域系数 查表 12 9 1 可得 2 5 H Z H Z 重合度系数 通过计算 可得 0 88 Z Z 载荷系数 K 1 25 1 05 1 2 1 36 2 142 K A K V K Ha K H K 代入各数值 计算可得 u u bd K ZZZ T HEH 12 2 1 1 1259 MPa 67 5 167 5 9696 1595775142 2 2 88 0 5 2 8 189 2 结论 合格 H H 4 齿根弯曲疲劳强度验算 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 31 重合度系数为 Y 0 70 67 1 75 0 25 0 75 0 25 0 a Y 载荷系数为K K A K V K Fa K F K 式中 齿间载荷分配系数 查表 12 10 1 可得 1 1 0 7 1 43 Fa K Fa K Y 齿向载荷分配系数 由 b h 90 2 25 4 10 7 由图 12 14 1 可得 F K 1 3 F K 代入各数值 计算可得 1 25 1 2 1 43 1 3 2 79K A K V K Fa K F K 许用弯曲应力为 F min lim F XNF F S YY 式中 齿轮材料的接触疲劳极限 已知 1500 MPa limH 1limH 2limH 弯曲寿命系数 已知 由图 12 24 1 可 N Y 7 1 103 4 L N 7 2 103 2 L N 得 0 96 0 95 1N Y 2N Y 尺寸系数 由图 12 25 1 可得 1 0 X Y X Y 弯曲最小安全系数 由表 12 14 1 可得 1 25 minF S minF S 代入各数值 计算可得 768 MPa 25 1 196 0 1000 min 11lim 1 F XNF F S YY 760 MPa 25 1 195 0 1000 min 22lim 2 F XNF F S YY 实际弯曲应力为 1F YYY mbd KT SaFaF11 1 1 1 2 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 32 式中 载荷系数 2 39 KK 齿形系数 由图 12 21 1 可得 2 65 2 37 Fa Y 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数 由图 12 22 1 可得 1 57 1 7 Sa Y 1Sa Y 2Sa Y 重合度系数 已经求得 0 7 Y Y 代入各数值 计算可得 703 MPa YYY mbd KT SaFaF11 1 1 12 7 057 1 65 2 49696 159577579 2 2 681 MPa 11 22 12 SaFa SaFa FF YY YY 57 1 65 2 7 137 2 703 结论 S 1 5 截面 足够安全 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 44 5 轴承的选型及寿命计算 轴承是支撑轴颈的部件 有时也用来支撑轴上的回转零件 按照承受载荷的方向 轴承可分为径向轴承和推力轴承两类 轴承上的反作用力与 轴中心线垂直的称为径向轴承 与轴中心线方向一致的称为推力轴承 根据轴承工作的摩擦性质 又可分为滑动摩擦轴承 简称滑动轴承 和滚动摩擦轴 承 简称滚动轴承 两类 在采煤机牵引部设计的轴承选择中 轴承全部选用滚动轴承 5 1 轴承的类型选择 选择滚动轴承类型时 必须考虑下列因素 1 轴承所受载荷的大小和方向 径向 轴向或既有径向又有轴向的联合载荷 2 轴承载荷的性质 固定 变动或冲击载荷 3 工作环境 温度和湿度等 和轴承转速 4 对轴承刚性的要求 要求预紧以增加轴承部件的刚度 5 调心性能的要求 轴中心线和壳体孔中心线不同心度的大小 6 轴向位移的要求 固定支承或游动支承 7 要求轴承工作时振动小 噪声低和安装维修方便等 在牵引部的传动装置中 由于传动件齿轮全部为直齿圆柱齿轮而没有斜齿轮 轴承 只承受径向力而基本不承受轴向力 因此牵引部中用到的轴承基本全部采用圆柱滚子轴 承和向心球轴承 在行星结构中 由于采用了太阳轮浮动机构 需要有自动调心的功能 因此在行星结构中 行星轴上的轴承和行星架尾端的轴承选用调心滚子轴承 5 2 轴承的校核计算 决定轴承尺寸时 要针对主要失效形式进行必要的计算 一般工作条件的回转滚动 轴承 应进行接触疲劳寿命计算和静强度计算 对于摆动或转速较低的轴承 只需作静 强度计算 高速轴承由于发热而造成的粘着磨损 烧伤常是突出矛盾 除进行寿命计算 外 还需核验极限转速 在本设计的轴承校核计算中 对轴承进行接触疲劳寿命计算和 静强度计算 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 45 1 轴承 92232 2 轴承 22213E 3 轴承 23948cc w33 图 5 1 行星结构示意图 如图 5 1 所示 行星结构中 一共有圆柱滚子轴承 92232 调心滚子轴承 22213E 和 调心滚子轴承 23948cc w33 三种轴承 其中 轴承 22213E 受力 需要校核 而由于各行 星轮作用在轴上的总力为 0 所以轴承 92232 和 23948cc w33 无需进行校核 轴承 22213E 校核见表 5 1 表 5 1 轴承 22213E 校核 代号名称单位计算公式计算结果 n转速min r 176 96 8 35 4 c a n n nn 19 5 F支反力N66490 2 1 2 1 t FF33245 C 额定动 载荷 N查表216000 o C 额定静 载荷 N查表176000 P 当量动 载荷 N332458 18 1 r FP59841 h L 工作期 限 h5000 h L 计算寿 命 h 3 10 3 10 59841 216000 5 19 1667016670 P C n Lh 4 101 6 s S许用安全系数1 3 5 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 46 s S静安全系数 33245 176000 0 0 P C Ss 5 3 结论 轴承强度符合要求 hh LL ss SS 中国矿业大学成人教育学院中国矿业大学成人教育学院 20142014 毕业设计毕业设计 47 6 技术经济分析 电牵引采煤机就是用可以调速的直流电动机来驱动牵引部 调速 换向 保护和监 视均由电气系统完成 具有调速方便 调速范围大 调速特性好等特点 机械传动部分 大为简化 体积和重量可以相应缩小和减轻 采煤机总重量比液压牵引采煤机减轻约 1 3 效率高 比液压牵引部提高 7 10 可使截割部的功率增加 10 15 使加工容 易 布置简单 所以在现在的实际生产中电牵引采煤机将逐渐取替液压牵引采煤机成为 采煤业的主力装置 任何产品的设计都要从总体结构的方案设计开始 采煤机设计也不例外 在整个方 案设计阶段 由于新材料 新制造工艺和基础理论研究成果的不断出现 因此 人们要 根据信的技术水平和研究成果设计出更经济 更实用 更方便的采煤机 电牵引采煤机 已经