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机械毕业设计论文
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机械毕业设计202MG100采煤机总成设计,机械毕业设计论文
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第 1页，共 49页 错误 !书签自引用无效。 1 MG100 采煤机主要技术 参数 MG100采煤机主要参数如表 1所示 : 表 1 MG100 采煤机主要参数 项目 内容 采煤范围 m 0.76 1.40 装机功率 kw 240 截割功率 kw 1002 牵引功率 kw 40 滚筒直径 mm 0.76； 0.8； 0.85； 0.9； 1.0 滚筒截深 mm 630； 700； 800 牵引力 kN 150 调速方式 液压控制，无级调速 工作面倾角 30 机面高度 mm 640 滚筒转速 r/min 90.8 牵引速度 m/min 0 5 牵引方式 摆线轮销轨式无链牵引 整体机重 t 12 MG100-BW滚筒式采煤机是采用电机驱动、横向布置，用以开采较薄煤层的无链液压牵引采煤机，机面高度低，装机功率较大，具备截割硬煤、夹矸和爬坡的能力和过断层的能力。适用于煤层厚度 0.76 1.40米，煤层工作面倾角 30 ，顶、底板不过于松软的普采或高档普采工作面，完成落煤和装煤作业。可在混有甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。 1.1 采煤机的组成和总体分布 1.1.1 采煤机的组成 采煤机的类型很多，但多以双滚筒采煤机为主。双滚筒采煤机由以下几部分组成 ： nts第 2页，共 49页 1、 截割部 截割 部主要包括摇臂齿轮箱，机头齿轮箱、滚筒及附件。截割部主要承担落煤、碎煤和装煤工作 2、 牵引部 牵引 部由牵引传动装置和牵引机构组成。牵引机构可分为无链牵引和有链牵引，此次 MG100采煤机总成设计中的采煤机采取无链牵引。牵引部主要是控制采煤机沿工作面运行，同时达到过载保护的目的。 3、 电气系统 电气系统主要是给采煤机提供动力，并对采煤机进行过载保护及动作控制 4辅助装置 辅助装置主要包括挡煤板，底托架，喷雾冷却装置和调高装置等。 采煤机各个部分协调工作，实现采煤机对煤矿开采的目的。 1.1.2 采煤机总体布置 此次 MG100采煤机总体布置方式如图 1 所示。 图 1 采煤机总体布置 1-滚筒； 2-摇臂； 3-截割部； 4-牵引部； 5 液压传动部； 6-电气控制部 采煤机总体结构如图 2所示 nts第 3页，共 49页 图 2 采煤机总体结构 1-左摇臂； 2-主箱体； 3-右摇臂； 4-左导向滑靴 1； 5-左导向滑靴 2； 6-右导向滑靴 1； 7-右导向滑靴 2； 8-右旋滚筒； 9-左弧形挡煤板； 10-左弧形挡煤板； 11-左旋滚筒； 12-左行走箱； 13-右行走箱； 14-左调高油缸； 15-右调高油缸 nts第 4页，共 49页 2 液压系统 MG100-WB 型 采煤机 牵引液压系统包括 主油路系统、 保护系统 和操作系统。液压系统 如图 3所示。 图 3 采煤机液压系统 2.1 主油路系统 主油路系统包括主油路、补油和热交换回路 2.1.1 主油路 由 ZB125型斜轴式轴向柱塞泵（ q=125ml/r）和两个并联的 BM-ES630 摆线液压马达（ q=625ml/r）组成闭合回路。 2.1.2 补油和热交换回路 系统的补油是由辅助泵 3经粗过滤器 4 从油池中吸油，液压油经过精过滤器5、单向阀 8 或者单向阀 9 从主回路的低压侧进入主泵 1，补偿系统的泄露和建立系统背压。辅助泵是齿轮泵，只能单向工作，不允许反转。若电动机因为接线有误而瞬时反转时，齿轮泵可经由单向阀 7 吸油，防止吸空。溢流阀 6用来限制辅助泵的最大压力。 nts第 5页，共 49页 系统的冷热油交换通过整流阀 10、背压阀 11 和冷却器 12 实现。整流阀 10是一个三位五通的换向阀，由主油路高压侧压力油控制整流阀自动转换。若主油路 a为高压侧，则整流阀向下动作； b油路低压热油一部分经整流阀 10、背压阀11、冷却器 12和单向阀 13进入油池冷却，另一部分继续供给主液压泵。由于补偿单向阀 8和 9在结构位置上靠近主液压泵，故由辅助泵排除的冷油能及时经由补偿单向阀 8或 9 供给主液压泵。 整流阀 10中位的 2个节流孔的作用是产生一定的降压，使调速手把给速后，整流阀能够立即动作，防止换向阀冲击并保证冷热油交换的可靠进行。单向阀13的作用是为了在更换冷却器时使油池不向外泄露。 2.2 保护系统 保护系统包括恒压控制和电动机超载保护、高压保护和马达制动 。 2.2.1 恒压控制和电动机超载保护 恒压控制特性属性如图 4所示。 图中 AB 位牵引速度限制线， BC 为牵引力限制线，由 OACD 所围成区域内的任一点均是该液压传动系统可以工作的工况点。若把速度调节为 x，如图虚线所示 ，则在机器牵引过程中，由于外界负载的变化，系统的工作点将沿着虚线方向来回移动。当牵引阻力达到 AC 线以后，牵引速度沿 CD方向下降。当牵引阻力降低后，牵引速度又恢复到原来的调定值。 图 4 恒压控制属性 整个控制过程是由换向阀 16、换向阀 19，变量油缸 17 和溢流阀 18 共同作用完成的。当采煤机负载正常时，换向阀 19 处于右阀位，液压油经由换向阀 19和换向阀 16进入变量油缸 17，调动液压油缸弹簧，使主泵输出流量处于设定数值，此时机器的牵引速度也处于设定数值。当采煤机超载工作时，主油路工作压力超出溢流阀 18设定数值，溢流阀溢流，一部分液压油进入换向阀 19，换向阀nts第 6页，共 49页 19换向到左阀位，另一部分液压油经节流阀流入油池，目的使保证换向阀 19的稳定性。由于换向阀 19 处于左阀位，液压油缸左右油缸联通，液压油缸弹簧恢复平衡，主泵流 量减小，机器的牵引速度减小。一旦采煤机负载恢复正常，主油路工作压力恢复正常，溢流阀 18不溢流，换向阀 19回到右阀位，液压油经换向阀 19和换向阀 16 进入变量油缸，推动变量油缸中的弹簧朝主泵流量增加方向伸缩，主泵流量恢复设定数值，机器牵引速度恢复设定数值。 采煤机在工作时，电动机大部分功率都消耗于截煤，当牵引速度选择过大或者遇到夹矸时，截割功率增加，电动机将超载工作。若电动机长期超载工作，会引起电动机和机械零部件损坏。 采用的恒压保护系统可使电动机工作在额定功率之下。当工作负载过大时，机器牵引速度减小，以减小电 动机输出功率；当工作负载过小时，机器牵引速度增加，直到牵引速度恢复到设定值。 2.2.2 高压保护 采煤机工作时，经常遇到鳖卡现象，牵引阻力突然增加会使液压系统的工作压力急剧上升。由于恒压控制受分流阻尼的影响，牵引速度下降比较慢，因此系统压力会继续上升。因此，系统中设置了高压安全保护系统，以限制系统的最高压力。高压保护依靠安全阀 20来实现。当系统压力达到一定数值时，安全阀 20开启溢流，溢出的油液回到主回路低压侧，系统压力不再上升，牵引速度很快下降，实现液压系统的超载保护。另外，一旦溢流阀 18动作失灵，安全阀 20可以起到二次保护的作用。 2.2.3 液压马达制动 当采煤机正常工作时，若因故停电，使主液压泵 突然停止向液压马达供液，而液压马达仍在转动，必须有相应的制动装置使液压马达制动。 系统中的液压制动器能实现液压马达制动。当突然因故停电，辅助泵停止供油时，液压制动器将在弹簧力的作用下实现液压马达的制动。 2.3 操作系统 2.3.1 液压牵引系统开启 当手把 14 处于中间位置时，换向阀处于中位，主液压泵和辅助泵不开启。当手把 14左旋或者右旋时，换向阀 16换向，主液压泵和辅助泵工作，液压系统开启。液压油经换向阀 19右阀位、换向阀 16左或右阀位进入变量油缸，变量油缸对主液压泵流量起到调节作用。 2.3.2 摇臂调高系统液压操作和手动操作 液压系统开启后，按下调高阀 22，液压油从辅助泵经调高阀 22 作用于换向nts第 7页，共 49页 阀 23，换向阀 23换向，调高油缸油路和辅助泵接通，调高油缸工作。当松开按键时，在液压锁的作用下，调高油缸锁定在该位置。安全阀 25 用来防止滚筒截割时掉高泵过载。安全阀 27 限制调高泵的工作压力。由于连接调高泵的 2 个换向阀串联，所以调高泵只能先后相继动作。 手动作用于换向阀 23，实现手动操作，将换向阀 23打到左或右阀位时，调高油缸工作，当将换向阀打到中位时，调高油缸锁定。 nts第 8页，共 49页 3 采煤机传动系统 3.1 牵引部 传 动系统 3.1.1 牵引部 液压马达选取 当采煤机牵引速度为 5m/min时，牵引部功率最大。为： P = FV = 150 560 = 12.5kw 由于传递过程中存在功率损失，故选取的液压马达功率应远大于 12.5kw,偏于安全考虑，选取 A2FE80型液压马达。 A2FE80液压马达技术参数如表 2所示。 表 2 A2FE80 液压马达技术参数 排量 ml/r 最高转速r/min 额定压力 MPa 最高压力 MPa 理论扭矩 Nm 功率 Kw 旋转方向 80 3350 35 40 445 156 双向 3.1.2 牵引部传动比设计 液压马达的转速由其输入流量决定。根据 MG100-BW的技术参数， MG100-BW采煤机牵引部的输入转速为 486.5r/min，输出转速为 5.7r/min，故 MG100-BW采煤机 牵引部 理想 总传动比为： n理想 = 486.55.7 = 85.35 该传动比非常巨大，故需要采取行星轮减速机构。 采用 NWG 行星轮减速机构 ，其传动比范围为 1.13 至 13.7。 NWG 型心轮机构简图如图 3.1所示 nts第 9页，共 49页 图 5 行星轮机构 选取 ZA = 13, ZC = 23, ZB = 59,CS = 3,传动比为 5.54。一级行星轮减速机构显然不能满足要求，故采用两级行星轮减速机构，两级行星轮均采用 NWG型 ，如图 3.2所示 。 nts第 10页，共 49页 图 6 二级行星轮机构 选取 ZA1 = 13 , ZC1 = 23 , ZB1 = 59,CS1 = 3, 选取 ZA2 = 13 , ZC2 =23, ZB2 = 59,CS2 = 3总传动比为 30.69 传动比分配 85.35 30.69 = 2.62 取齿轮一齿数 30，齿轮二齿数 61，齿轮三齿数 72，传动比： n1 = 7230 = 2.4 取行走轮一齿数 6，行走轮而齿数 7，传动比： n2 = 76 = 1.17 n1 n2 = 2.8 n实际 = 2.830.69 = 85.93 n实际 ;n理想n理想 = 0.7% 误差在 5%以内， 符合设计要求。 nts第 11页，共 49页 4 液压传动部传动系统 4.1 液压传动部电动机选取 由于采煤机工作环境恶劣，工作环境的空气中常混有甲烷、煤尘、硫化氢等易燃易爆物质，故须采用隔爆电机。 根据采煤机 MG100-BW 技术参数，采煤机电机选用电动机 YBRB-40。电动机YBRB-40的技术参数如表 3所示 表 3 YBRB-40 电机的技术参数 额定功率 kw 转速 r/min 效率 % 电压 V 40 1450 92.3 380 4.2 液压传动部辅助泵选取 辅助泵选用 CBK1016 型齿轮泵。 CBK1016 型齿轮泵技术参数如表 4所示 表 4 CBK1016C 齿轮泵技术参数 公称排量 ml/L 额定压力 MPa 最高压力 Mpa 额定转速 r/min 16 16 30 2000 4.3 液压传动部主泵选取 主泵选用 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵。 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵技术参数如表 5所示 表 5 ZB55 型斜轴式轴向柱塞泵技术参数 公称排量 ml/L 额定压力 MPa 最高压力 MPa 额定转速 r/min 55 25 32 2200 4.4 液压传动部传动比 液压传动部的输入转速为 1450r/min，辅助泵输出转速为 1342.4r/min，主泵输出转速为 1647.7r/min 电机和辅助泵间的理想传动比为： n理想 1 = 14501342.4 = 1.08 辅助泵和主泵间的理想传动比为： n理想 2 = 1342.41450 = 0.92 nts第 12页，共 49页 选取齿轮 1齿数为 25，齿轮 2齿数为 33，齿轮 3齿数为 27 n实际 1 = 2725 = 1.08 选取齿轮 4齿数为 33，齿轮 5齿数为 23，齿轮 6齿数为 22 n实际 2 = 2225 = 0.88 n实际 1;n理想 1n理想 1 = 0 n实际 2;n理想 2n理想 2 = 4.3% 误差在 5%以内，符合设计要求。 液压传动部传动简图如图 8所示 图 8 液压传动部传动简图 4.5 采煤机总传动简图 采煤机总传动 简图如图 9所示 nts第 13页，共 49页 图 9 采煤机总传动图 nts第 14页，共 49页 5 采煤机传动系统齿轮设计 5.1 液压传动部齿轮设计 液压传动部传动简图 10如图所示 图 10 液压传动部传动简图 5.1.1 液压传动部各轴的传递功率及扭矩计算 齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取 0.98。轴承的传递效率取 0.98。 轴 1的功率 P1 = 40KW 轴 1的扭矩 T1 = 95.5105P1n1= 263.45103Nmm 轴 2的功率 P2 = 40 0.98 = 39.20KW 轴 2上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩 轴 3的功率 P3 = 40 0.983 = 37.65KW 轴 3的扭矩 T3 = 95.5105P3n3= 267.81 103Nmm 轴 4的功率 P4 = 40 0.985 = 36.16KW 轴 4上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩 nts第 15页，共 49页 轴 5的功率 P5 = 40 0.987 = 34.73KW 轴 5的扭矩 T5 = 95.5105P5n5= 210.4103Nmm 轴 6的功率 P6 = 40 0.988 = 34.03KW 轴 6的扭矩 T6 = 95.5105P6n6= 197.24 103Nmm 液压传动部各轴传动功率及扭矩如表 6 所示 表 6 各轴传动功率及扭矩 轴号 传递扭矩 KW 传递功率 Nmm 1 40 263.45103 2 39.20 0 3 37.65 267.81103 4 36.16 0 5 34.73 210.4103 6 34.03 197.24103 5.1.2 按齿根 弯曲疲劳强度设计液压传动部齿轮 齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算 。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根 弯曲疲劳强度进行设计 确定 公式内的各计算数值 查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa； 弯曲疲劳系数查询 齿轮工作循环管应力次数 N 计算， N1 = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15 年，每年 300 天设计。 N1 = 60 1450 1300 15 24 = 0.94 1010 N2 = 60 1098 2300 15 24 = 1.41010 N3 = 60 1342 2300 15 24 = 1.71010 N4 = 60 1098 2300 15 24 = 1.41010 N5 = 60 1576 2300 15 24 = 2.01010 N6 = 60 1647 1300 15 24 = 1.11010 齿轮 1 至齿轮 6 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.80 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.88601.5 = 458.67MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 nts第 16页，共 49页 查齿形系数和应力校正系数 YF1 =2.62 YS1 = 1.59 YF2 = 2.49 YS2 = 1.64 计算大小齿轮的 YFa1YSa1F ，并加以比较，取其中的较大值。 YF1YS1 F = 0.009082 YF2YS2 F = 0.008903 计算 小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2Ktz2(YF1YS1F )3 = 22.02.63 1051252 0.0090823= 2.48 取 mt = 3 计算尺宽和齿宽高比 d1t = mtz1 = 325 = 75mm b = d1t = 75mm， 按结构要求， 取 B=60mm h = 2.25mt = 6.75 bh =606.75 = 8.89 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 5.69m/s 根据 vt = 5.69m/s， 6 级精度，查图 10-8 得到动载系数 KV = 1.07 直齿轮 KH = KF = 1 查得 使用系数 KA = 1.75 由 h = 606.75 = 8.89， KH = 1.10，得到 KF = 1.09。 K = KAKVKF KF = 2.04 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 3.02 小齿轮选用推荐模数 m=4。 nts第 17页，共 49页 5.1.3 按齿面接触疲劳强度 校核 液压传动部齿轮 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.06 查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查得 接触疲劳系数 KHN = 0.85 查 得 齿轮疲劳强度 Hlim = 1500MPa 计算接触疲劳需用应力 取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 15001 MPa = 1275MPa 计算 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 63.7 100 设计符合要求。 5.1.4 校核液压传动部其他齿轮是否符合设计要求 液压传动部 其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 458.67MPa 确定公式内的各计算数值 d2 = mz2 = 433mm = 132mm d3 = mz2 = 427mm = 108mm d4 = mz2 = 433mm = 132mm d5 = mz2 = 423mm = 92mm d6 = mz2 = 422mm = 88mm 2 = 1 3 = 1 4 = 1 5 = 1 nts第 18页，共 49页 6 = 0.4 YF2 = 2.49 YS2 = 1.64 YF3 =2.57 YS3 = 1.60 YF4 = 2.49 YS4 = 1.64 YF5 =2.69 YS5 =1.575 YF6 = 2.72 YS6 = 1.57 v2 = 7.59m/s v3 = 7.59m/s v4 = 7.59m/s v5 = 7.59m/s v6 = 7.59m/s 由于齿轮的圆周速度 相同 ，故均取 K=2.04 F2 = 2KTYFa2YSa2d2m3z22=69.11MPa 458.67MPa F3 = 2KTYFa3YSa3d3m3z32=80.00 MPa 458.67MPa F4 = 2KTYFa4YSa4d4m3z42= 63.35MPa 458.67MPa F5 = 2KTYFa5YSa5d5m3z52=91.48 MPa 458.67MPa F6 = 2KTYFa6YSa6d6m3z62=235.53 MPa 458.67MPa 齿根弯曲强度符合要求。 其它齿轮的齿面接触强度校核。 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值 由于各齿轮的圆周速度均 相同 为 v = 7.59m/s，故取 K=2.06 u2 = 0.82 u3 = 1.22 u4 = 0.82 u5 = 0.70 u6 = 0.96 b2 = 55mm nts第 19页，共 49页 b3 = 60mm b4 = 55mm b5 = 60mm b6 = 40mm ZE = 188MPa d2 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 68.9 132 d3 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 64.3 108 d4 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 67.8 132 d5 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 58.7 92 d6 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 60.0 88 设计符合要求。 各齿轮的几何尺寸 d1 = mz1 = 100mm d2 = mz2 = 132mm d3 = mz3 = 108mm d4 = mz4 = 132mm d5 = mz5 = 92mm d6 = mz6 = 88mm 液压传动部齿轮几何参数如表 7 所示 表 7 各齿轮几何参数 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿轮 5 齿轮 6 模数（ mm） 4 4 4 4 4 4 压力角（） 20 20 20 20 20 20 分度圆直径（ mm） 100 132 108 132 92 88 齿轮宽度（ mm） 60 55 60 55 60 40 齿轮 1 和齿轮 2 的中心距 a12 = 116mm nts第 20页，共 49页 齿轮 2 和齿轮 3 的中心距 a23 = 120mm 齿轮 3 和齿轮 4 的中心距 a34 = 120mm 齿轮 4 和齿轮 5 的中心距 a45 = 112mm 齿轮 5 和齿轮 6 的中心距 a56 = 90mm nts第 21页，共 49页 5.2 牵引部齿轮设计 牵引部传动简图如图 11 所示 图 11 牵引部传动简图 5.2.1 牵引 部各轴的传递功率及扭矩计算 齿轮和齿轮间采用稀油润滑，传递效率取 0.98。轴承的传递效率取 0.98。 轴 7 的功率 P7 = 17.5KW 轴 7 的扭矩 T7 = 95.5105P7n7= 343.53 103Nmm 轴 8 的功率 P8 = 17.50.98 = 17.15KW 轴 8 上的齿轮为惰轮，故不传度扭矩 轴 9 的功率 P9 = 17.50.983 = 16.47KW 轴 9 的扭矩 T9 = 95.5105P9n9= 142.19 103Nmm 轴 10 的功率 P10 = P9 轴 10 的扭矩 T10 = T9 轴 11 的功率 P11 = 17.50.985 = 15.82KW nts第 22页，共 49页 轴 11 的扭矩 T11 = 95.5105P11n11= 745.31 103Nmm 轴 13 的功率 P13 = P11 轴 13 的扭矩 T13 = 95.5105P13n13= 4172.90103Nmm 轴 14 的功率 P14 = 17.50.987 = 15.19KW 轴 14 的扭矩 T14 = 95.5105P14n14= 3963.51103Nmm 轴 16 的功率 P16 = 17.50.988 = 14.89KW 轴 16 的扭矩 T16 = 95.5105P16n16= 21543.00103Nmm 轴 17 的功率 P17 = 17.50.9810 = 14.30KW 轴 17 的扭矩 T17 = 95.5105P17n17= 23958.77103Nmm 牵引部各轴传动功率及扭矩如表 8 所示 表 8 各轴传动功率及扭矩 轴号 传递扭矩 KW 传递功率 Nmm 7 17.5 343.53103 8 17.15 0 9 16.47 142.19103 10 16.47 142.19103 11 15.82 745.31103 13 15.82 4172.90103 14 15.19 3963.51103 16 14.89 21543.00103 17 14.30 23958.77103 5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计牵引部齿轮 齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计 确定公式内的各计算数值 查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa； 弯曲疲劳系数查询 齿轮工作循环管应力次数 N 计算， N = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15 年，每年 300 天设计。 N7 = 60 486 1300 15 24 = 3.1109 N8 = 60 239 2300 15 24 = 3.1109 N9 = 60 202 1300 15 24 = 1.31010 nts第 23页，共 49页 齿轮 7 至齿轮 9 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.82 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.828601.5 = 470.13MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 查齿形系数和应力校正系数 YF7 =2.52 YS7 = 1.625 YF8 = 2.28 YS8 = 1.73 计算大小齿轮的 YFaYSaF ，并加以比较，取其中的较大值。 YF7YS7 F = 0.008928 YF8YS8 F = 0.008600 计算 小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2Ktz2(YF1YS1F )3 = 22.03.44 1051302 0.0089283= 2.39 取 mt = 3 计算尺宽和齿宽高比 d7t = mtz1 = 330 = 90mm b = d7t = 90mm， 根据结构 取 B=60mm h = 2.25mt = 6.75 Bh =606.75 = 8.89 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 2.29m/s 根据 vt = 2.29m/s， 7 级精度，查得到动载系数 KV = 1.02 直齿轮 KH = KF = 1 查得 使用系数 KA = 1.75 由 h = 606.75 = 8.89， KH = 1.5，得到 KF = 1.5。 nts第 24页，共 49页 K = KAKVKF KF = 2.68 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 3.3 小齿轮选用推荐模数 m=4。 按齿面接触疲劳强度校核齿轮 d7 2.32KTu +1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.68 查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查询接触疲劳系数 KHN = 0.85 查得 齿轮疲劳强度 Hlim = 1200MPa 计算接触疲劳需用应力 取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 12001 MPa = 1020MPa 计算 d7 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 72.0 120 设计符合要求。 校核其它齿轮是否符合设计要求 其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 470.13MPa 确定公式内的各计算数值 d7 = mz7 = 461mm = 244mm d8 = mz8 = 472mm = 288mm 7 = 1 8 = 1 YF7 = 2.28 YS7 = 1.73 YF8 =2.24 YS8 = 1.75 nts第 25页，共 49页 v7 = 3.07m/s v8 = 3.07m/s 由于齿轮的圆周速度接近，故均取 K=1.97 F7 = 2KTYFa2YSa2d2m3z22=43.79MPa 470.13MPa F8 = 2KTYFa3YSa3d3m3z32=35.38 MPa 470.13MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.3 按齿面接触疲劳强度 校核 牵引部齿轮 d8 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值 由于各齿轮的圆周速度均接近为 v = 3.07m/s，故取 K=2.1 u8 = 2.03 u9 = 1.18 b8 = 90mm b9 = 85mm ZE = 188MPa d8 2.32KTu+1u (ZE H)23= 82.9 240 d9 2.32KTu+1u (ZE H)23= 86.5 288 接触疲劳强度均小于 H = 1020MPa，设计符合要求。 各齿轮的几何尺寸 d7 = mz1 = 120mm d8 = mz2 = 244mm d9 = mz3 = 288mm 牵引部齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 几何参数如表 9 所示 nts第 26页，共 49页 表 9 齿轮几何参数 齿轮 7 齿轮 8 齿轮 9 模数（ mm） 4 4 4 压力角（） 20 20 20 分度圆直径（ mm） 120 244 288 齿轮宽度（ mm） 95 90 85 齿轮 7 和齿轮 8 的中心距 a12 = 182mm 齿轮 8 和齿轮 9 的中心距 a12 = 266mm 5.2.4 牵引部行星轮机构设计 5.2.4.1 牵引部行星轮机构传动比及模数设计 采用两级 NWG 行星轮机构，机构简图如图 12 所示 101112131415图 12 行星轮结构简图 设高速级和低速级的外啮合材料和齿面硬度相同。取两级行星轮的传动比相同，故 i = 5.54。取 CS = 3， 查表得到： z10 = 13,z11 = 23,z12 = 59,z13 =nts第 27页，共 49页 13,z14 = 23,z15 = 59 按接触疲劳强度初算齿轮 A1 至齿轮 C1 的中心距和模数 输入转矩 T10 = 9550 16.47202.71 = 142.19103Nmm 设载荷不均匀系数 K=1.15 太阳轮传递的扭矩 T12 = T10CSK = 391.48Nmm 齿数比 u = z11z10= 1.77，太阳轮和行星轮的材料用 20CrMnTi，吃面硬度为6062HRC（太阳轮）和 5658HRC（行星轮） Hlim = 1500N/mm3, HP =0.9 Hlim = 1350 N/mm3 取齿宽系数 = 0.5,载荷系数 K = 1.8 齿面强度计算公式计算中心距 a = A(u+1) KT10u HP2 = 483(1.77+1)1.8391.480.51.77 135023= 101.52 模数 m = 2z10:z11= 5.63 取模数 m=6 齿轮 10和齿轮 11 未变位时的中心距 a=m2 (z10 +z11) = 108mm 预取啮合角 10、 11=22 30 齿轮 10和 11的中心距变动系数 y=12(z10 +z11)( osos10、 11 1) = 0.308 中心距 a=a+ym=109.85mm 取实际中心距 a=110mm 计算齿轮 10和 11 实际中心距变动系数和啮合角 y=;m =0.33 a = arccos cos=224123 计算变为系数 x10、 11 = (z10 +z11)inv inv2tan = 0.300 取 x10 = 0.2，则 x11 = 0.1 由于齿轮 11 和齿轮 12 的齿数均超过 17，故齿轮 12 的变为系数 x12 = 0.1 =x11 由于齿轮 13、齿轮 14和齿轮 15的构成的行星轮机构和齿轮 10、齿轮 11齿和轮 12构成的行星轮机构相同，故他们的几何参数也一样。 nts第 28页，共 49页 5.2.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 行星轮 齿轮 齿轮选用 20CrMnNi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为硬齿面齿轮，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计 确定公式内的各计算数值 查得齿轮的弯曲疲劳强度为 FE = 860MPa； 弯曲疲劳系数查询 齿轮工作循环管应力次数 N计算， N = 60njLh，齿轮的工作寿命按工作 15年，每年 300天设计。 N10 = 60 202 1300 15 24 = 1.3109 N11 = 60 134 2300 15 24 = 1.7109 齿轮 10至齿轮 11 弯曲疲劳寿命系数均取 KFN = 0.84 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F = KFN FES 0.848601.5 = 481.6MPa 试选载荷系数 Kt = 2.0 查齿形系数和应力校正系数 YF10 =3.20 YS10 = 1.47 YF11 = 2.72 YS11 = 1.57 计算大小齿轮的 YFaYSaF ，并加以比较，取其中的较大值。 YF10YS10 F = 0.009767 YF11YS11 F = 0.008867 计算 小齿轮模数 mt 2KtTz2(YFYSF )3 mt 2KtTz2(YF1YS1F )3 = 22.07.601051132 0.0097673= 5.6 计算尺宽和齿宽高比 d10t = mtz1 = 5.613 = 72.8mm b = d1t = 72.8mm，取 B=78mm nts第 29页，共 49页 h = 2.25mt = 12.6 bh =72.812.6 = 5.78 计算圆周速度 vt = d1tn160 1000 = 0.77m/s 根据 vt = 0.77m/s， 6级精度，查图 10-8 得到动载系数 KV = 1 直齿轮 KH = KF = 1 查表 10-2使用系数 KA = 1.75 由 h = 7813.5 = 5.78， KH = 1.3，得到 KF = 1.28。 K = KAKVKF KF = 2.24 按实际载荷系数校正齿轮模数 m = mtKKt3 = 5.81 小齿轮选用推荐模数 m=6。 d = m z10 = 613 = 78mm b = d = 78mm，取 B=84mm 5.2.4.3 按齿面接触 疲劳强度 校核 行星轮齿轮 H = 2.5ZE2KTbd2 u1u H 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 K K = KAKVKH KH = 2.275 由表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE = 188MPa 查询接触疲劳系数 KHN = 0.85 查图 10-21齿轮疲劳强度 Hlim = 1500MPa 计算接触疲劳需用应力 取安全系数 S=1 H = KHN HlimS = 0.85 12001 MPa = 1275MPa 计算 d11 2.32KTu+1u (ZE H)23= 72.3 78 nts第 30页，共 49页 设计符合要求。 校核其它齿轮是否符合设计要求 其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F = 458.67MPa 确定公式内的各计算数值 d11 = mz4 = 622mm = 132mm d12 = mz5 = 659mm = 354mm 5 = 1 6 = 0.4 YF11 =2.72 YS11 =1.57 YF12 = 2.28 YS12 = 1.73 v11 = 0.77m/s 依此 取 K=2.26 F11 = 2KTYFa5YSa5d5m3z52=202.73 MPa 470.13MPa F12 = 2KTYFa6YSa6d6m3z62=354.45MPa 470.13MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.4.4 按齿面接触疲劳强度校核行星轮齿轮 d11 2.32KTu+1u (ZE H)23确定公式内的各计算数值 由于各齿轮的圆周速度均接近为 v = 0.77m/s，故取 K=2.3 u11 = 1.69 u12 = 2.68 b11 = 78mm b12 = 72mm ZE = 188MPa d11 2.32KTu+1u (ZE H)23= 101.1 132 nts第 31页，共 49页 d12 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 148.79 354 接触疲劳强度均小于 H = 1020MPa，设计符合要求。 各齿轮的几何尺寸 d10 = mz1 = 120mm d11 = mz2 = 244mm d12 = mz3 = 288mm 行星轮机构中齿轮 10齿轮 11齿轮 12的几何参数如表 10所示： 表 10 齿轮几何参数 齿轮 10 齿轮 11 齿轮 12 模数（ mm） 6 6 6 压力角（） 20 20 20 分度圆直径（ mm） 78 132 354 齿轮宽度（ mm） 84 78 72 齿轮 10和齿轮 11 的中心距 a12 = 105mm 齿轮 11和齿轮 12 的中心距 a12 = 243mm 5.2.5 牵引部行走齿轮设计 5.2.5.1 按齿轮接触疲劳强度设计 齿轮选用 ZG35CrMnSi 材料，按 7 级精度计算。该材料齿轮为软齿面齿轮，故按照齿面接触疲劳强度进行设计 设计公式 d16t 2.32KTdu:1u (ZE H)2 试选载荷系数 Kt = 2.0 取齿宽系数 = 1 查材料的弹性影响系数 ZE = 188MPa12 大小齿轮的接触疲劳强度均为 Hlim = 700MPa 计算应力循环次数 N16 = 60 6.61300 15 24 = 4.3107 N17 = 60 5.661300 15 24 = 3.7107 由此取接触疲劳寿命系数 KHN16 = 1.1 n计算疲劳需用应力 取安全系数 S=1 nts第 32页，共 49页 H16 = KHN16 HlimS = 770 MPa H17 = KHN17 HlimS = 770 MPa 计算 d16t 2.32KTu+1u (ZE H)2 = 2.3222.210712.171.17（188770）23= 393.1mm 计算圆周速度 v = d16tn60000 = 0.136m/s b = d16t = 393.1mm 计算齿宽和齿高之比 mt = d16tz16= 65.5 bh =393.1147.4 = 2.67 计算载荷系数 根据 v = 16tn60000 = 0.136m/s， 7级精度，查得动载荷系数 KV = 1.0 直齿轮 KH = KF = 1 查使用系数 KA = 1.75 由 v = 16tn60000 = 0.136ms ， KH = 1.457， 查得 KF = 1 故载荷系数 K=KAKVKH KH H = 2.55 d16 = d16tKKt3 = 426.3mm 计算齿轮的实际模数 m = d16z16= 71.04 取齿轮的模数为 72 5.2.5.2 按齿根弯曲疲劳强度校核齿轮 F = 2KTYFYSm3z2 F 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE16 = FE17 = 560MPa 查取弯曲疲劳寿命系数 KFN16 = KFN17 = 0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 FE17 = FE16 = 0.955601.5 = 354.67MPa nts第 33页，共 49页 确定公式内的各计算数值 d16 = mz4 = 72 6mm = 432mm 16 = 1 YF16 = 3.41 YS16 = 1.432 v16 = 0.136m/s 依此取 K=1.75 F16 = 2KTYFa16YSa16d16m3z162=27.4MPa 354.673MPa 齿根弯曲强度符合要求。 5.2.5.3 大齿轮的强度校核 大齿轮的齿面接触强度校核。 d 2.32KTu+1u (ZE H)23 确定公式内的各计算数值 由于各齿轮的圆周速度为 v = 0.134m/s，故取 K=2.55 u = 1.167 d=504mm ZE = 188MPa 2.32KTu+1u (ZE H)23 = 437 设计符合要求。 大齿轮齿根弯曲疲劳强度校核 其它齿轮齿根弯曲强度校核 F = 2KTYFYSm3z2 F 确定公式内的各计算数值 d17 = mz4 = 772mm = 504mm = 1 YF17 = 3.41 YS17 = 1.432 v5 = 0.134m/s 依此取 K=1.75 F6 = 2KTYFaYS6dm3z2=22.5MPa 354.67MPa nts第 34页，共 49页 齿根弯曲强度符合要求。 nts第 35页，共 49页 6 采煤机部分传动轴的设计及校核 6.1 初步设计轴的最小直径 轴 1设计 选择轴的材料：选用 45CrNi，调制处理 初步估算轴一的最小直径 到到 d A0Pn3 ，取 A0 = 110，则 d 110 4014503 = 33.23mm 轴 2设计 选择轴的材料：选用选用 45CrNi，调制处理 初步估算
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