电牵引采煤机的牵引部的结构设计.doc

论第2章 总体方案的确定为了确保本次设计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，牵引部采用二级直齿二级行星减速器,机构简图如图2-1。图2-1牵引部传动机构简图第3章 机械系统传动总设计3.1 牵引部电动机的选用给定设计参数为，则，采用双牵引方式，选用额定功率为的电机即可满足要求通过查阅资料得其主要技术参数如下表电机参数：表电机参数电机型号功率(kw)转速(n/min)电压（V）YBQYS404014783803.2 牵引部传动比分配该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，润滑系统等组成。电动机功率，电动机转速，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为左右，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传动比的分配：表传动比的分配MG300/701-WD牵引部传动比初步确定齿数为表齿数分配：表齿数分配MG300/701-WD牵引部齿数确定直齿高速级直齿低速级行星高速级173588行星低速级182977第4章 牵引部零件的初步设计及强度校核4.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核4.1.1 牵引部齿轮Z1,Z2初步设计及强度校核在初步设计齿轮时，,齿轮材料初定为。齿数。1.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【1】(mm)(mm) 式中：齿数比，； 载荷系数常用值, =2； 齿宽系数，按参考文献1表16-5.2圆整，取=0.5，则=0.27； 许用接触应力（）， 。为实验齿轮的接触疲劳极限应力（），由1图16.2-17查取，为接触强度计算的最小安全系数，取。则小齿轮传递的额定转矩（），2.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3表14-1-78得直齿轮时，；载荷系数，取 =1.5 许用齿根应力（），为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由116.2-6查得=450，为抗弯曲强度最小安全系数，取=1.4。则； 复合齿形系数，；YFa 齿形系数按参考文献2图10-5可查时，当时， =2.8，当时，=2.3。YSa 应力修正系数按参考文献2图10-5查时，当时，；当时，。 两者比较取大者，取后者。则: 取3.计算Z1,Z2齿的几何尺寸(1)啮合角：根据=61 P6 查得：=0.6=+=由参考文献1图16.2-7，8，查得变位系数，代入已知数据并结合1表16.2-9得：(2)实际中心距：=式中圆整为所以 =(3)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：=4.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力： 小轮：=ZB (41) 大轮：=ZD (42)式中： 使用系数，见参考文献3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3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3表14-1-99 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献3表14-1-102查得 ； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献3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: （43）式中： 节点区域系数，； 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=b 工作齿宽, ；m 齿轮模数， 。将以上系数带入（43）式得：将以上结果带入（41）、（42）得：(3)许用接触应力： （44）式中： 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限； 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3图13-1-26查得 ； 润滑剂系数，速度系数，粗糙度系数，见参考文献3表13-1-108 持久强度： ； 工作硬化系数， 接触强度计算的尺寸系数, 将以上系数带入（44）式得：(4)计算安全系数：= = = = 最小安全系数，见参考文献表，取。所以 ,齿面接触强度满足要求。5轮齿弯曲强度校核计算计算齿根应力： （45）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，； 齿根应力的基本值，；(2)计算齿根应力的基本值: （46）式中： 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献2表10-5得 ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献2表10-5得 ； 重合度系数， =0.83； 螺旋角系数， 当时，。将以上系数带入（46）式得：将以上结果带入（45）得： 许用齿根应力： （47）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，=； 试验齿轮的应力修正系数，取； 弯曲强度计算的寿命系数；见参考文献2图14-1-55查得 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献2图14-1-57查得； 相对齿根表面状况系数，见参考文献2图14-1-58查得； 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献2表14-1-119得将以上系数带入（47）式得：(4)计算安全系数：= = = = 最小安全系数，见参考文献2表，取。所以 ：齿弯曲强度满足要求。4.1.2 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，齿轮材料初定为。齿数, 。1.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： 载荷系数常用值；、 刚对钢配对的齿轮副的值，查参考文献2表14-1-75得 直齿轮、； 齿宽系数按参考文献2表14-1-77圆整，取。则； 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2图14-1-24(a) =取较小值； 2.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：式中： 模数系数；直齿轮时，； 许用齿根应力， ；其中由1表16.2-26查取位450，所以 复合齿形系数，； 齿形系数，由2表10-5查得时，当时，时， 应力修正系数按参考文献2图14-1-43查：时，当时，；当时，。 所以两者比较取大者，取前者。则： 取：。 3.计算Z3,Z4齿的几何尺寸(1)啮合角：根据=71 P6 查得：=+=+得 =由参考文献3图13.1.4查得变位系数 ，(2)实际中心距：=。(3)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：= 4.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力：小轮： = (48)大轮： = (49)式中： 使用系数，见参考文献2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，=1.1。 动载系数，由参考文献2图14-1-14查得KV=1.13； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献2表14-1-98= = 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献2表14-1-102查得 ； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献2表14-1-104。 取 取 .0 节点处计算接触应力的基本值，。(2)计算接触应力的基本值: （410）式中： 节点区域系数，由，从参考文献2查图14-1-16得 弹性系数，见参考文献2表14-1-10 ； 重合度系数， ； 螺旋角系数， ； 端面内分度圆上的名义切向力， =2000=9266.3N；其中： 工作齿宽, ； 齿轮模数，；将以上系数带入（410）式得：将以上结果带入（48）、（49）得： (3)许用接触应力： （411）式中： 计算齿轮的接触极限应力； 试取齿轮的接触疲劳极限； 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2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3表14-1-108 持久强度： ； 工作硬化系数 ， ， 接触强度计算的尺寸系数， ；将以上系数带入（411）式得：(4)计算安全系数：= = = = 最小安全系数，见参考文献3表14-1-110 取。所以：Z3,Z4齿面接触强度满足要求。5.轮齿弯曲强度校核计算(1)计算齿根应力： （412）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，； 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；b 工作齿宽, ；m 齿轮模数， ； 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， ； 螺旋角系数， 当=00时，。将以上系数带入（413）式得：将以上结果带入（412）得：(3)许用齿根应力： （414）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； 试验齿轮的应力修正系数，取； 弯曲强度计算的寿命系数，见参考文献2图14-1-55查得 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献2图14-1-57查得=1.0； 相对齿根表面状况系数，见参考文献2图14-1-58查得=1.12； 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献2表14-1-119得=1.0；将以上系数带入（414）式得：(4)计算安全系数：= = = = 最小安全系数，见参考文献2表14-1-110 取=1.6。所以，Z3,Z4齿弯曲强度满足要求。4.1.3 牵引部二级星行齿轮的初步设计及强度校核由1式17.2-17得：式中：取，。所以：由1图17.2-4查得所以： 1.高速级计算(1)配齿计算查3表14.5-3选择行星轮数目，取由于=6.2据可能达到的传动比极限值较远。所以可不检验；邻接条件。确定各轮齿数,由117.1.2.2所述; 则：式中：采用不等角变为，可取或。若取，则，由3图14-5-4可查出适用的预计啮合角，到的范围内。若取则，预计适用啮合角，到的范围内。为提高传动承载能力，宜取，但齿间有公约数预取(2)按接触强度初算A-C传动的中心距和模数输入转矩：设载荷不均匀系数在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩齿数比太阳轮和行星轮的材料用20渗碳淬火，齿面硬度（太阳轮）和齿面硬度（行星轮），取齿宽系数，载荷系数，则(mm) 模数取则A-C传动的未变位时的中距：按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数 则中心距计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角所以 (3)计算A-C传动的变位系数由3图14-1-4校核，在需用范围内，可用。用3图14-1-4分配数，得 ，(4)计算传动的中心距变动系数和啮合角传动的未变位是的中心距:所以 (5)计算传动的变位系数因为 所以 (6)几何尺寸计算几何尺寸计算公式由3表14-1-18， (7)齿面接触强度校核计算 计算接触应力： 小轮： =ZB (41) 大轮： =ZD (42)式中： 使用系数，见参考文献3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3图14-1-14查得KV=1.05； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献3表14-1-98=由3图14-5-12，13得=1，=1.23 = 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献3表14-1-102查得 ； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献3表14-1-104，取 取 节点处计算接触应力的基本值，；计算接触应力的基本值: （43）式中： 节点区域系数，； 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=式中： 工作齿宽, ； 齿轮模数， 。将以上系数带入（43）式得：将以上结果带入（41）、（42）得：强度条件，其中(8)轮齿弯曲强度校核计算计算齿根应力： （45）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， 式中由3图14-5-12，13得， 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，； 齿根应力的基本值，； 计算齿根应力的基本值: （46）式中： 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献2表10-5得 ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献2表10-5得 ； 重合度系数， =0.79； 螺旋角系数， 当=00时，=1。将以上系数带入（46）式得：将以上结果带入（45）得：齿轮的弯曲极限应力式中为最小安全系数满足条件满足条件(9)根据接触强度计算确定内齿轮材料 根据，选用，进行表面淬火和氮化，表面硬度达即可。(10)验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度传动为内啮合，由于NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合，故传动的校核可以省略。2.低速级计算(1)配齿计算查3表14.5-3选择行星轮数目，取由于=5.28据可能达到的传动比极限值较远。所以可不检验；邻接条件。确定各轮齿数,由117.1.2.2所述=19 即采用不等角变为，可取或。若取，则，由3图14-5-4可查出适用的预计啮合角，到的范围内。若取，则，预计适用啮合角在、。为提高传动承载能力，宜取，且与公因数相符，预取(2)初算A-C传动的中心距和模数输入转矩：设载荷不均匀系数在一对A-C传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩齿数比太阳轮和行星轮的材料用20渗碳淬火，齿面硬度（太阳轮）和齿面硬度（行星轮），。取齿宽系数，载荷系数，则模数取。则A-C传动的未变位时的中心距：按预取啮合角，可得A-C传动中心距变动系数 则中心距圆整为计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角所以 (3)计算A-C传动的变位系数由3图14-1-4校核，在需用范围内，可用。用3图14-1-4分配变位系数，得 。(4)计算传动的中心距变动系数和啮合角传动的未变位是的中心距:则 所以 (5)计算传动的变位系数(6)几何尺寸计算几何尺寸计算公式由3表14-1-18得 ，(7)齿面接触强度校核计算计算接触应力：小轮： =ZB大轮： =ZD式中： 使用系数，见参考文献3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3图14-1-14查得； 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献3表14-1-98=由3图14-5-12，13得， = 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献3表14-1-102查得 ； 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献3表14-1-104，取 取 节点处计算接触应力的基本值，；计算接触应力的基本值: （43）式中： 节点区域系数，； 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=式中: 工作齿宽, ； 齿轮模数， 。将以上系数带入（43）式得：将以上结果带入（41）、（42）得：强度条件，其中(8)轮齿弯曲强度校核计算计算齿根应力： （45）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， 式中由3图14-5-12，13得=1，=1.4 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，； 齿根应力的基本值，； 计算齿根应力的基本值: （46）式中： 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献2表10-5得 ； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献2表10-5得 ； 重合度系数， ； 螺旋角系数， 当=00时，。将以上系数带入（46）式得：将以上结果带入（45）得：齿轮的弯曲极限应力式中为最小安全系数 S ，该轴C截面是安全的。6. 轴承寿命计算轴承A（煤壁侧）选用进口型圆柱滚子轴承，式中： 轴承所受实际动载荷， 。轴承B（老塘侧）进口型，式中：PB 轴承所受实际动载荷， 图4-1水平面弯矩图 图4-2垂直弯矩图图4-3作用弯矩图 图4-4弯矩图4.2.2 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19-1-1查得材料的机械性能数据为： 由于材料是20CrMnTi，由参考文献3表26.3-2选取，则得 2轴上受力分析II轴传递的转矩:T212式中： II轴传递扭矩； 传动效率， ； II轴转速，花键传动附加力：Po=式中： 花键分度圆直径，。 3.求支反力 =4. 作弯矩和扭矩图齿轮的作用力在水平平面的弯矩图：(图4-5)齿轮作用在垂直平面的弯矩图：(图4-6)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4-7)则截面D最大合成弯矩为：作转矩图（图4-8）: 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D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D进行强度校核。 b. 安全系数校核计算：由于采煤机牵引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 ： 抗弯断面系数，由表26.315计算的= 0.1= 133 m3由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0= = 式中： 20Cr钢弯曲对称应力时的疲劳极限， ； 正应力有效应力集中系数，按键槽查得 ，按配合查得 ，故取； 表面质量系数，轴经车削加工，按参考文献3表26.38查得； 尺寸系数，由参考文献3表26.311查得 ；剪应力幅为：式中：抗扭断面系数，由参考文献3表26.315计算得 =式中：的扭转疲劳极限，由参考文献3表26.11查得； 剪应力有效应力集中系数，按键槽查得 ，按配合查得 ； ， 同正应力； 平均应力折算系数，由参考文献3表26.313查得 S= =由参考文献3表26.34可知，故，该轴D截面是安全的。6. 轴承寿命计算轴承A（煤壁侧）选用进口型，LhA（）式中： 轴承所受实际动载荷， 。轴承B（老塘侧）选用进口型，LhB式中： 轴承所受实际动载荷，图4-5水平面弯矩图图4-6垂直面弯矩图图4-7作用弯矩图图4-8作用弯矩图4.2.4 一级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算1初步估算轴径 选择太阳轮齿轮轴的材料为，经调质处理，由参考文献3表26.1-1查得材料的机械性能数据为： 由于材料是钢，由参考文献3标26.3-2选取，则得 dmin A= 取2轴上受力分析太阳轮扭矩计算：3式中：T3 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。tan = = = = =3. 轴的强度校核a. 确定危险截面：根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图，截面C处为危险截面。现对截面C进行强度校核。b. 安全系数校核计算：由于太阳轮只受扭矩，不受弯矩作用，所以扭矩引起脉动循环的剪应力。剪应力幅为：=式中：抗扭矩断面系数，取=38.6 =20CrMnTi 扭转疲劳极限， ； 正应力有效应力集中系数，有参考文献3表26.35按键槽查得 =1.58，按配合查得 ，故取； 表面质量系数，轴经车削加工，按参考文献3表26.38查得=0.85； 尺寸系数，由参考文献3表26.311查得 ； 平均应力折算系数，由参考文献3表26.313查得。由表26.34可知，故，该轴C截面是安全的。5.轴承寿命计算轴承选用进口型， 式中： 轴承所受实际动载荷，； 行星轮与轴相对转速，4.2.5 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算1初步估算轴径 选择太阳轮齿轮轴的材料为，经调质处理，由参考文献3表26.1-1查得材料的机械性能数据为： dmin A=取2轴上受力分析太阳轮扭矩计算：T44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。、9tan= =3. 轴的强度校核 a. 确定危险截面：根据太阳轮齿轮轴的结构尺寸及扭矩图，截面C处为危险截面。现对截面C进行强度校核。 b. 安全系数校核计算：由于太阳轮只受扭矩，不受弯矩作用，所以扭矩引起脉动循环的剪应力。 剪应力幅为：=式中：抗扭矩断面系数，取 =扭转疲劳极限， ； 正应力有效应力集中系数，有参考文献3表26.35按键槽查得 =1.58，按配合查得 ，故取； 表面质量系数，轴经渗碳处理，按参考文献3表26.39查得； 尺寸系数，由参考文献3表26.311查得 ； 平均应力折算系数，由参考文献3表26.313查得 。由表26.34可知，故，该轴C截面是安全的。4.轴承寿命计算轴承选用进口型，Lh（）=7.3h 式中： 轴承所受实际动载荷，； 行星轮与轴相对转速。通过近三个月的努力完成了采煤机牵引部的设计，本次设计的采煤机牵引部采用了二级直齿二级行星减速装置，采用齿轮数目较少，结构紧凑，体积较小 适合用于工作在特殊环境下的采煤机。从经济角度而言，该方案的结构简单，经济成本较低，技术及经济优势很明显、投资机会很大。在设计过程中，了解了采煤机的发展历史和基本知识，通过查阅资料，了解了采煤机的结构和采煤机截割部的工作原理。我所设计的MG300/701-WD型采煤机的牵引部的特点：(1)采煤机的牵引部是由电动机带动，通过二级直齿轮和二级行星器减速驱动行走轮，最后达到设计转速。设计中末级采用二级行星减速，目的是为了使采煤机结构紧凑和提高效率。(2)设计完成了所给任务，达到牵引速度09m/min,q牵引力大于的要求(3)设计中确定了总体传动方案，设计中对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核，结果满足设计要求。 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。1 王文斌. 机械设计手册. 北京：机械工业出版社，20042 纪名刚. 机械设计. 北京：高等教育出版社，20073 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 花国梁. 互换性与测量技术基础. 北京：北京理工大学出版社，19907 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，1987