MG300-700-WD型采煤机设计-电牵引采煤机截割部设计【8张CAD图纸、文档全套】【GC系列】
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8张CAD图纸、文档全套
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目 录1 绪论 .11.1 我国采煤机 30 多年的发展进程.11.1.1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 .11.1.2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 .11.1.3 20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代 .21.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况.41.3国内电牵引采煤机的发展状况 .52 总体方案的确定.62.1MG300/700-WD 型采煤机简介.62.1.1 概述 .62.1.2 主要技术参数 .72.1.3 结构特点 .72.2 摇臂结构设计方案的确定.72.3 截割部电动机的选择.72.4 传动方案的确定.82.4.1 传动比的确定.82.4.2 传动比的分配.93 传动系统的设计 .113.1 各级传动转速、功率、转矩的确定.113.2 齿轮设计及强度效核.133.3轴的设计及强度效核 .233.3.1 先确定轴.233.3.2 轴 4 的设计及强度效核 .293.3.3 惰一轴的设计 .354 行星传动机构的设计过程 .375 采煤机的使用与维护 .575.1 采煤机使用过程中常见故障与处理.575.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法.585.3 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.615.5 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 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”45m 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，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 3 页（1）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是MG2X400W 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 1256m/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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 4 页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3LS7LS , 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 E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤机, 为国际首创。法国萨吉姆公司 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 5 页在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1520m/ 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450600kN , 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 。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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 6 页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 = 34 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。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 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 7 页割功率 2300KW,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：1.93.7m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。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。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 8 页2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 3002KW，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 YBC3300,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：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。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 7536401470滚总nnI 电动机转速 r/minn 滚筒转速 r/min滚n2.4.2 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 oxox 转动，从而驱动行星架 x 回转，实现减速。运转中，轴线 oxox 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0.970.99,传动比一般为 2.113.7。如图 27 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 2.79。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46。这里定行星减速机构传动比 747. 5bagi则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39总II bagi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; 43ji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. 11i,56. 12i29. 23i以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1562295747）36750279. 175.36(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 min14701n/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. 1/14703rn轴 43.52656. 1/2 .821/234inn min/r轴 min/88.22929. 2/43.526/346rinn各轴功率计算：轴 0.99=29730031PPkW轴 0.980.99 =288.1529721212PP2kW轴 0.980.99=279.5615.2881223PPkW轴 0.980.990.99=271.2356.27931234PPkW轴 0.980.990.99=263.1523.27131245PPkW轴 0.980.99=255.3115.2631256PPkW轴 0.980.990.99=247.7031.25531267PPkW轴 0.980.990.99=240.3270.24731278PPkW各轴扭矩计算:轴 95509550111nPTmN 5 .19291470297轴 95509550333nPTmN 1 .32512 .82156.279轴 95509550444nPTmN 4 .492043.52623.271轴 95509550777nPTmN 3 .102908 .2297 .247轴 95509550888nPTmN 2 .42749488.2293 .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/(rmin)1转矩T/(Nm)传动比轴29714701929.5轴279.56821.23251.11.79轴271.23526.434920.41.56轴247.70229.8810290.32.29轴240.32229.88427494.25.7473.2 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3111/)022. 0013. 0(npnvt取圆周速度，参考文献 1 表 814，表 815 选smvt/13取小轮分度圆直径，由式（864）得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布dHRC 5662smvt/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06d小轮齿数1Z惰轮齿数 34.012Z2Z1979. 111Zi齿数比 uu19/34/12ZZ传动比误差 误差在范围内0/uu%3小轮转矩mmNT19294901载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860K齿间载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)/1/1 (2 . 388. 1 21ZZ 1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表 821 并插值 1K 则载荷系数的初值 K1 . 2tK108. 11 . 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ 189.8EZ2/mmN 节点影响系数 查图 864HZ0,021xx重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得69806d=191Z342Z1.79u合适175AK111VtK1.08K1K1 . 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.897Z 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 15 页HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86921HLimHLim、应力循环次数由式得708)1030020(2147060601hnjLN 9121092. 579. 1/58.10/uNN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按高可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 221/25.9066 . 1/111450mmNHH故的设计初值为1dtd18 .16625.906897. 05 . 28 .18979. 1179. 16 . 019294901 . 22321td齿轮模数 查表 83mmZdmt78. 819/83.166/11小齿分度圆直径的参数圆整值td19191mZ圆周速度 v60000/147017114. 360000/11ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修正smvt/13VKVK1.11， VtVKK1 . 2tKK21/1450mmNHLim22/1450mmNHLim911058.10N921092. 5N121NNZZ1Z6 . 1HS9m171mmtd1smv/2 .1311. 1VK1 . 2Kmmd1711mmd3062 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 tdd11惰轮分度圆直径 30634922 mZd中心距 a5 .238234199221ZZma齿宽 b10089.1676 . 0min1tddb惰轮齿宽 1002 bb小轮齿宽 10521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSFFYYYmbdKT112齿形系数 查图 867 小轮FY1FY 大轮2FY应力修正系数 查图 868 小轮SY1SY大轮2SY重合度系数,由式 867Y71. 0617. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限 查图 872FLim弯曲寿命系数 查图 873NY238a1002bmmb10512.861FY2.472FY=1.541SY=1.632SY71. 0Y21/850mmNFLim22/850mmNFLim121NNYY1xY2FS 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 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01850/11121FXNFLimFFSYY121/91.14571. 054. 186. 29171115192949014. 22FFmmN 222/92.7771. 063. 147. 29306110192949014. 22FFmmN4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d19911 mZd 34922 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa991* 齿根高 fh925. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad92171211aahdd 92306222aahdd 齿根圆直径 fd25.112171211ffhdd 25.112306222ffhdd 基圆直径 bd20cos171cos11ddb 20cos306cos22ddb 齿距 pmmmp26.28 齿厚 s13.142/ ms 中心距 圆整amma5 .238 21/5 .416mmNF22/5 .416mmNF21/9 .145mmNF22/92.77mmNFmmd1711mmd3062mmha9mmhf25.11mmda1891mmda3242mmdf1481mmdf5.2832mmdb7 .1601mmdb5 .2872mmp26.28mms13.14mma238 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3333/)022. 0013. 0(npnvt取圆周速度，参考文献 1 表 814，表 815 选smvt/9取小轮分度圆直径，由式（864）得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布d置，取06d小轮齿数4Z大轮齿数 35.88 圆整取5Z5Z2356. 142Zi齿数比 uu23/36/45ZZ传动比误差 误差在范围内003. 0/uu%5小轮转矩mmNT 32510004载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860 K齿向载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)/1/1 (2 . 388. 1 54ZZ HRC 5662HBS 245275smvt/9公差组 7 级06d=234Z365Z1.565u合适1.75AK1.18VtK1.08K 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 19 页 1.883.2(1/23+1/36)=1.65查表 821 并插值 1.1K 则载荷系数的初值 K1 . 108. 118. 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ 189.8EZ2/mmN 节点影响系数 查图 864HZ0,021xx重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得698HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86954HLimHLim、应力循环次数由式得708)1030020(12 .82160604hnjLN 99151089. 1565. 1/10956. 2/uNN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按高可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 221/25.9066 . 1/111450mmNHH故的设计初值为4dtd41.1K45. 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.87Z24/570mmNHLim25/1450mmNHLim9410956. 2N951089. 1N121NNZZ1Z6 . 1HS207mmtd4 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 20 页23.20825.90687. 05 . 28 .189565. 11565. 16 . 0325100045. 22324td齿轮模数 查表 83mmZdmt05. 923/23.208/44小齿分度圆直径的参数圆整值td49234mZ圆周速度 v60000/2 .82120714. 360000/34ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修正smvt/9VK1.18， VtVKK45. 2tKK小轮分度圆直径 tdd44惰轮分度圆直径 32436955 mZd中心距 a5 .265236239254ZZma齿宽 b12523.2086 . 0min1tddb惰轮齿宽 1255 bb小轮齿宽 10554 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSFFYYYmbdKT442齿形系数 查图 867 小轮FY4FY 大轮5FY应力修正系数 查图 868 小轮SY4SY大轮5SY9mmmdt2074smv/918. 1VK45. 2Kmmd2074mmd32455 .265ammb1255mmb13042.714FY2.455FY=1.584SY=1.645SY7 . 0Y 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 867Y65. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限 查图 872FLim弯曲寿命系数 查图 873NY尺寸系数 查图 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01570/1144FXNFLimFSYY2/98. 01850/1155FXNFLimFSYY424/14.1977 . 058. 171. 29207130325100045. 22FFmmN 525/92.1227 . 064. 145. 29324125325100045. 22FFmmN(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d23944 mZd 36955 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa991* 齿根高 fh925. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad92207244aahdd 92344255aahdd24/570mmNFLim25/850mmNFLim154NNYY0.98xY2FS24/3 .279mmNF25/5 .416mmNF24/14.197mmNF25/92.122mmNFmmd2074mmd3445mmha9mmhf25.11mmda2254mmda3625mmdf5 .1844 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 fd25.112207244ffhdd 25.112344255ffhdd 基圆直径 bd20cos207cos44ddb 20cos344cos55ddb 齿距 pmmmp26.28 齿厚 s13.142/ ms 中心距 圆整amma5 .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 d171466 mZd 281477 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa14141* 齿根高 fh1425. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad142238266aahdd 142392277aahdd 齿根圆直径 fd5 .172238266ffhdd 5 .172392277ffhdd 基圆直径 bd20cos238cos66ddb 20cos392cos77ddb 齿距 pmmmp96.43 齿厚 smmms98.212/ 中心距 圆整amma315mmdf5 .3215mmdb5 .1944mmdb5 .3245mmp26.28mms13.14mma280mmd2386mmd3927mmha14mmhf5 .17mmda2666mmda3577mmdf2666mmdf4207mmdb2036mmdb3577mmp96.43mms98.21mma315 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 d281488 mZd 391499 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa14141* 齿根高 fh1425. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad142392288aahdd 142546299aahdd 齿根圆直径 fd5 .172392288ffhdd 5 .172546299ffhdd 基圆直径 bd20cos392cos88ddb 20cos546cos99ddb 齿距 pmmmp96.43 齿厚 smmms98.212/ 中心距 圆整amma469mmd3928mmd5469mmha14mmhf5 .17mmda3578mmda5749mmdf4208mmdf5119mmdb3578mmdb1 .5139mmp96.43mms98.21mma469 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 42 取 A115， 可得 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 24 页mmnpAd3 .802 .82156.27911533331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： mmmZd3063 圆周力，径向力和轴向力的大小如下tFrFFNdTFt21249306325110022233NFFntr773420tan21249tan3 小轮分度圆直径为： mmd2074 NdTFt6 .31411207325110022434 NFFntr9 .1143220tan6 .31411tan44.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3615085BDd取轴段直径mmd851 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则：,10mm,5mms mmsBL51105361 段做成齿轮轴,轴段长度mmL1102 段取齿轮右端轴肩高度采用花键轴.轴段长,4mmh mmL1783 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4016090BDd,903mmd 。mml5010404 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.6K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：NFFRttHB8 .177489016383/831638343 NRFFRHBttHA2 .758643aT( )( )( )( )( )( )9016383 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 26 页垂直面：NFFRrrVB64609016383/83163)83(43 NRFFRVBrrVA1 .2761433） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 mmNRMHACH6 .629654832 .758683 mmNRMHBDH1597392908 .1774890 垂直面弯矩：图（c）所示 mmNRMVACV3 .229171831 .276183 mmNRMVBDV58140090646090合成弯矩：图（d）所示 mmNMMMCHCVC6700636 .6296543 .2291712222 mmNMMMDHDVD169990815973925814002222 4) 扭矩： mmNT 32511003 mmNT195066032511006 . 03 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 mmNMMCCa67006302mmNTMMCCa206253719506606700632222左 mmNTMMDDa7 .2587423195066016999082222左mmNMMDDa16999082右 显然 D 处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 41 得2/650mmNB由得 WMDa 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 27 页 取 2/65581 . 009. 0mmNB 2/60mmN33333 .91267971 . 01 . 032mmddW2/35.283 .912677 .2587423mmNWMDa 2/60mmN6.安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： mNT1 .32513 mmNMDa7 .2587423 33 .91267 mmW min/2 .8213rn 抗扭截面模量： 33336 .182534972 . 02 . 016mmddW 2）计算应力参数 弯曲应力幅 2/35.28mmNa 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力0m 扭剪应力幅 23/9 . 86 .182534232511002mmNWTa 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力2/9 . 8mmNma3）确定影响系数 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 41 查得，212/300,/650mmNmmNB21/155mmN 轴肩圆角处得有效应力集中系数KK , 根据 019. 085/6 . 1/dr 07. 185/91/dD 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 28 页由表 45 经插值可得： 02. 2k36. 1k尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图 418 得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 419，得2/650mmNB0.88。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 24. 501 . 035.2802. 23001maKS 35.129 . 805. 09 . 836. 11551maKS 8 . 15 . 182. 435.1224. 535.1224. 52222SSSSSSCa所以强度足够。3.3.23.3.2 轴轴 4 的设计及强度效核的设计及强度效核 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 42 取 A115， 可得mmnpAd2 .9243.52623.27111533441 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 29 页轴四示意图 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： mmmZd32455 圆周力，径向力和轴向力的大小如下tFrFFNdTFt9 .41347238492040022646NFFntt4 .1504920tan9 .41347tan66 小轮分度圆直径为： mmd2386 NdTFt8 .30372324492040022545 NFFntr8 .1105420tan8 .30372tan554.轴的结构设计 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 3520，尺寸53200100BDd 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 30 页取轴段直径mmd1001 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁,10mm则：,5mms mmsBL68105531 段做成齿轮轴，取轴段直径轴段长度,106mmmml154101442 段用于装轴承，选用调心滚子轴承 3520，尺寸，取轴段直径该段采用渐开线花53200100BDd,1003mmd 键来安装齿轮，该轴段长mml1835351253 2）轴上零件的周向定位 齿轮 5 采用渐开线花键联结，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.6K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 3： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 31 页aT()()()()()()94144.5113.52） 求支反力： 水平面：NFFRttHB5 .8929945 .1445 .113/5 .1445 .1135 .11356 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 32 页 NRFFRHBttHA6 .1990456 垂直面：NFFRrrVB1 .3250945 .1445 .113/5 .1445 .1135 .11356 NFRFRrVBrVA7 .7244653） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 mmNRMHACH1 .22591725 .1136 .199045 .113 mmNRMHBDH839373945 .892994 垂直面弯矩：图（c）所示 mmNRMVACV45.8222735 .1137 .72445 .113 mmNRMVBDV4 .305509941 .325094合成弯矩：图（d）所示 mmNMMMCHCVC4 .24041611 .225917245.8222732222 mmNMMMDHDVD98.8932428393734 .3055092222 4) 扭矩： mmNT 49204004 mmNT295224049204006 . 04 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 mmNMMCCa4 .240416102左mmNTMMCCa6 .380732329522404 .24041612222左mmNTMMDDa1 .3084413295224098.8932422222左mmNMMDDa98.8932422右 显然 C 右处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 41 得2/650mmNB 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 33 页由得 WMDa 取 2/65581 . 009. 0mmNB 2/60mmN33333 .91267971 . 01 . 032mmddW2/97.316 .1191016 .3807323mmNWMCa 2/60mmN6.安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： mmNT 49204003 mmNMCa6 .3807323 36 .119101 mmW min/43.5263rn 抗扭截面模量： 333332 .2382031062 . 02 . 016mmddW 2）计算应力参数 弯曲应力幅 2/97.31mmNa 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力0m 扭剪应力幅 23/3 .102 .238203249204002mmNWTa 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力2/3 .10mmNma3）确定影响系数 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 41 查得，212/300,/650mmNmmNB21/155mmN 轴肩圆角处得有效应力集中系数KK , 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 34 页 根据 016. 1100/6 . 1/dr 06. 1100/106/dD由表 45 经插值可得： 02. 2k36. 1k尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图 418 得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 419，得2/650mmNB0.75,0.85。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 76. 401 . 02 .3102. 23001maKS 67.103 .1005. 03 .1036. 11551maKS 8 . 15 . 135. 467.1076. 467.1076. 42222SSSSSSCa所以强度足够。3.3.3 惰一轴的设计惰一轴的设计 由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为: mmad2 .954 .712384 . 03 . 04 . 03 . 0初取,经受力分析在确定轴的直径.mmd92min 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 35 页图4 惰一轴示意图该心轴分三段,从右端起: 轴段 1:该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径,为mmd921使该轴有足够的支撑强度,取其长度.941mml 轴段 2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰了轮.取其直径,这mmd1002里选择调心滚子轴承 253520,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为:两轴间有一长为 10的距离,53200100BDdmm套对其进行周向定位,该轴的长度.116105322mml 轴段 3:为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度mmd1083,为了保证惰轮与截一轴的齿轮正确啮合,取该段的长度mmh50.6010503mml1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力: NdTFt22567171192950022111 NdTFt21249306325110022333选用 45 钢调质处理 HBS=，255217,650MPab,360MPas 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 36 页,2701MPa因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，,1551MPa的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷,270mml ,/3 .162270212492256731mmNlFFqtt因为相差无几，其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略，所以弯矩31,ttFF为：mmNqlM8 .14789582703 .162818122抗弯截面模量：3331000001001 . 032mmdW2/8 .141000008 .1478958mmNWMca许用弯曲应力 MPabxb656501 . 01 . 0bca所以该轴强度合格。4 行星传动机构的设计过程电牵引采煤机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。行星传动结构紧凑、速比大。行星传动的优点是动力分流, 功率流数取决于行星轮个数。因此, 电牵引采煤机用的行星机构大多设计成4 个行星轮, 以降低每一行星轮的负载, 但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形、惯性力、摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素, 把太阳轮作成无支承的浮动件(单浮动) , 通过渐开线花键与前一级齿轮联接, 花键侧隙则满足了浮动量的要求。或设计成双浮动(太阳轮、内齿圈浮动)、三浮动结构 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 37 页(太阳轮、内齿圈、行星架浮动)。这些均载措施结构简单、浮动灵敏、反力矩小, 有效地补偿各种误差, 使行星轮间的载荷均衡分配。行星轮与内齿圈一般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分布会发生影响, 由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形, 同样也有利于行星轮间的载荷分配均匀, 并降低啮合时的动载荷。以下参考现代机械传动手册 机械工业出版社已知：输入功率247.70kW,转速=229.88kW，输出转速P7n7=40r/minn星 1齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定 太阳轮和行星轮的材料为 20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa1450limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：400limF2N mm行星轮：280limF2mmN齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 6 级。内齿圈的材料为 42CrMo，调质处理，硬度为 262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：750limH2mmN试验齿轮的弯曲疲劳极限：280limF2mmN齿形的终加工为插齿，精度为 7 级。2确定各主要参数： 行星机构总传动比：i=5.747，采用一级 NGW 型行星减速机构。 行星轮数目, 根据表 2.9-3 及传动比 i，取。pn4pn 载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，pk取=1.15kp 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 38 页 配齿计算 太阳轮齿数 14747. 5/204icnpaz 式中取 c=20（整数） 内齿圈齿数 66)1747.5(14)1(izzab 行星轮齿数 2521466)(21zzzabc a-c 齿轮接触强度初步计算按表义 14-1-60 中的公式计算中心距 3lim)1(483ukTuaaA式中 /14=1.78625齿数比u 综合系数为 2.2u 太阳轮单个齿传递的转矩T mkgT04.302415.18.2297.247975 齿宽系数为 0.7a2/145mmkgHLim 代入: mma79.184786. 11457 . 004.3022 . 21786. 148332 模数 取47. 9251479.18422cazzam10m则mmzzmaca19525141021210取 mma200(6) 计算变位系数 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 39 页 1)a-c 传动 A实际中心距变动系数 y 5 . 0101952000maay B实际啮合角 20cos)200195arccos()cosarccos(aaaaac 6 .233723623.23 C总变位系数x )(2invainvatgazzxacca )206.233723(22514invinvtga 568. 0 D分配变位系数： 和取5.19225142cazz284.02x综合性能较好区. 取 （见机械传动装置设计手册3.0ax上册）101p 则: 268.03.0568.0acxxx齿顶降低系数y 068. 05 . 0568. 0yxy 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 40 页2) c-b 传动 啮合角， 1cba00coscosaaaacb 式中，)(205)2566(1021)(210mmzzmacb 8 .42351559523.15cba 变位系数和 2xtgainvainvazzxbccb2)( 2022059523.15)2569(tginvinv 4515. 0 中心距变动系数 3y 5 . 0102052000maay 齿顶降低系数 4y 0485. 0)5 . 0(4515. 0yxy 分配变位系数 5 268. 0cx 1835. 0268. 04515. 0cbxxx 3.几何尺寸计算分度圆 mzd 齿顶圆 )(2*yxhmddaa 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 41 页齿根圆 )(2*xchmddaf基圆直径 addbcos齿顶高系数 太阳轮，行星轮1*ah 内齿轮8 . 0*ah顶隙系数 太阳轮，行星轮4 . 0*c 内齿轮25. 0*c代入上组公式计算如下：太阳轮 mmd140410 )(64.164)068. 03 . 01 (102140mmda )(118)3 . 04 . 01 (102140mmdf )(56.13120cos140mmdb行星轮 )(2502510mmd)(274)068. 0268. 01 (102250mmda)(36.227)268. 04 . 01 (102250mmdf)(9 .23420cos250mmdb内齿轮 )(6606610mmd)(36.639)0485. 01835. 08 . 0(102660mmda 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 42 页 1835. 025. 01102660fd )(33.681mm )(2 .62020cos660mmdb太阳轮，齿宽 b 由表 2.5-12,取1 . 11db 则 取mmb1541401 . 1)(190 mmb )(190 mmbbab 5(acbb)(200)10mm 4.啮合要素验算 a-c 传动端面重合度a A.齿顶圆齿形曲径22)2()2(baadd 太阳轮)(49.49)256.131()264.164(221mma行星轮)(53.70)29 .234()2274(222mma B.端面啮合长度ag )sin(21taaaaag 式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合； 端面节圆啮合角ta 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 43 页 直齿轮 6 .233723actaa 则mmga876.393723sin20053.7049.49 C.端面重合度 )cos/(costnaaamg 35.120cos100cos876.39.c-b 端面重合度a A.顶圆齿形曲径a 22)2()2(baadd 由上式计算得 行星轮 )(53.701mma内齿轮 )(67.772mma B.端面啮合长度ag 21sintaaaaag 5952.15sin20067.7753.70 )(63.46mmC. 端面重合度 )cos/(costnaaamg 20cos10/63.46580. 15.齿轮强度验算(1).a-c 传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 44 页程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。 ） .确定计算负荷 名义转矩)(15.295888.2297 .2479549415. 1)(mmTnkTapp名义圆周力)(4225914015.295820002000NdTFt .应力循环次数aN tnnNpHaa60 次91096. 4108900488.18960式中 太阳轮相对于行星架的转速, ；Hanr/min 747. 588.22988.229HaHannn min)/(88.189r 寿命期内要求传动的总运转时间，。t)(h )(108900/22/33015hdhdt年年 .确定强度计算中的各种系数 A.使用系数 Ak 根据对截割部使用负荷的实测与分析，取（较大75. 1Ak冲击） B.动负荷系数vk 因为 和50141z 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 45 页 )/(1504 .22219042259mmNbFt 可根据圆周速度： )/(39. 110006088.1891401416. 360smdnvHa 和 1946. 01001439. 1100vz 由图 2.4-4 查得 6 级精度时：01. 1vk C.齿向载荷分布系数FHkk， 由表 2.4-8 查得渗碳淬火齿轮 ：85. 0x 由表 2.4-9，14. 016. 4bHfma )(447.1119016. 432. 114. 0m由表 2.4-8 查得，)(11mfsh )33. 1(shmayffxF )(17.22)1133. 1447.11(85. 0m 190/01. 175. 142259/bkkkvAt )/(393mmN 根据和由图 2.4-5 查得yFbkkFvAt/53. 1Hk 45. 153. 1)(875. 0NHFkk 式中： 22)/()/(1)/(hbhbhbN 875. 092. 792. 7192. 722 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 46 页 )92. 710)4 . 11 (190(hb D.齿间载荷分布系数FaHakk, 因351. 10351. 1ar 由图 2.4-6 查得0 . 1FaHakk E.节点区域系数 Hz 2sincoscoscos2tttbHz 276. 26 .233723sin20cos6 .233723cos0cos22 式中，直齿轮0b 端面节圆啮合角t 直齿轮6 .233723act 端面压力角，直齿轮t20t F.弹性系数Hz 由表 2.4-11 查得 （钢钢）)/(8 .1892mmNzH G.齿形系数FaY根据和，由图 2.4-14 查141z3 . 01x98. 2FaY H.应力修正系数saY 由图 2.4-18,查得53. 1saY 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 47 页 I.重合度系数Yz , 939. 03351. 1434az 805. 0351. 175. 025. 075. 025. 0aY J.螺旋角系数 因 得cos, 0z1z 得1201Y1Y.齿数，u 786. 114/25/12zzu.接触应力的基本值0H uubdFzzzztEHH1.10786. 11786. 114019042259194. 08 .189276. 2)/(24.6392mmN .接触应力H HaHvAHHkkkk0 153. 101. 175. 124.639 )/(2 .10512mmN .弯曲应力的基本值0F 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 48 页 YYYYbmFsaFatF0 1805. 053. 198. 21019042259 )/(63.812mmN .齿根弯曲应力F FaFpvAFFkkkk0 0 . 145. 101. 175. 163.81 )/(2 .2092mmN .确定计算许用接触应力时的各种系数Hp A.寿命系数Nz 因，由图 2.4-7,得910LN1Nz B.润滑系数Lz 因和)/(220240smmv)/(12002limmmNH 由图 2.4-9 查得 03. 1Lz C.速度系数vz 因 )/(39. 1smv 由图 2.4-10 查得95. 0vz D.粗糙硬化系数Rz 因和)/(12002limmmNH)(2 . 7mRz 由图 2.4-11 查得 93. 0Rz 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 49 页 E.工作硬化系数wz 大小齿轮均为硬齿面 1wz F.尺寸系数 由表 2.4-15 查得1xz.许用接触应力Hp xRwvLNHHpzzzzzzlim 193. 096. 003. 111450 )/(4 .13332mmN.接触强度安全系数HS 27.12.10514.1333HHpHS.确定计算许用弯曲应力时的各种系数Fp A 试验齿轮的应力修正系数0 . 2sTY B.寿命系数 因910LN 查图 2.4-8 得 0 . 1NTY C.相对齿根圆角敏感系数reltY 因,由图 2.4-20 查得 53.1saY97.0reltY D.齿根表面状况系数 02.1RreltY E.尺寸系数，由表 2.4-16 得xY nxmY01. 005. 195. 01001. 005. 1.许用弯曲应力Fp 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 50 页 xreltNTsTFFpYYYYlim 95. 002. 197. 012400 )/(9 .7512mmN.弯曲强度安全系数FS 55. 31 .2129 .751FFpFS. c-b 传动 本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，帮计算从略。 .名义切向力 tF)(42259 NFt.应力循环次数bN 91005. 11089004)40(6060tnnNPHbb式中：内齿轮相对于行星架的转速（r/mim）Hbn .确定强度计算中的各种系数 A.使用系数 75. 1AK B.动负荷系数vK 根据100060.Hbndv )/(3 . 1100060)40(2 .6201416. 3sm 和 325. 0100253 . 11001vz 由图 2.4-4 查得， （7 级精度）04. 1vk 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 51 页C. 齿向载荷分布系数FHKK, 由表 2.4-8 查得调质钢 ，)/(7002limmmNH60. 0x 由表 2.4-9， 14. 016. 4bHfma )(04.1619016. 485. 114. 0m由表 2.4-10 查得 （ 齿宽 100b200）)(11mfsh )33. 1(shmaYffxF )(402.18)1133. 104.16(6 . 0m 190/04. 175. 142259/bKKFvAt )/(8 .404mmN 根据和由图 2.4-5，查得YFbKKFvAt/ 43. 1HK 37. 143. 1)(892. 0NHFKK式中： 22)/()/(1)/(hbhbhbN 89. 027. 927. 9127. 922 )27. 910)25. 18 . 0(190(hb D. 齿间载荷分布系数FaHakK, 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 52 页 因58. 1058. 1ar 由图 2.4-6 查得 0 . 1FaHakk E.节点区域系数 Hz 2sincoscoscos2tttbHz 85. 28 .423515sin20cos8 .423515cos0cos22 式中，直齿轮0b 端面节圆啮合角t 直齿轮8 .423515act 端面压力角，直齿轮t20t F.弹性系数Hz 由表 2.4-11 查得 )/(8 .1892mmNzH G.齿形系数FaY由图 2.4-14 查 33. 2FaY H.应力修正系数saY 由图 2.4-18,查得 73. 1saY I.重合度系数Yz , 898. 0358. 1434az 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 53 页 725. 058. 175. 025. 075. 025. 0aY J.螺旋角系数，zY 因 得cos, 0z1z 得1201Y1Y.齿数，u 64. 225/66/12zzu.接触应力的基本值0H uubdFzzzztEHH1.1064. 2164. 2190250422591898. 08 .18985. 2)/(12.3612mmN .接触应力H HaHvAHHkkkk0 143. 104. 175. 112.361 )/(58.5822mmN .弯曲应力的基本值0F YYYYbmFsaFatF0 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 54 页 1725. 073. 133. 21019042259 )/(652mmN .齿根弯曲应力F FaFpvAFFkkkk0 0 . 137. 104. 175. 165 )/(07.1622mmN .确定计算许用接触应力时的各种系数Hp A.寿命系数Nz 因，由图 2.4-7,得910LN1Nz B.润滑系数Lz 因和)/(220240smmv)/(7502limmmNH 由图 2.4-9 查得 04. 1Lz C.速度系数vz 因 )/(3 . 1smv 由图 2.4-10 查得91. 0vz D.粗糙度硬化系数Rz 因和)/(7502limmmNH)(10mRz 由图 2.4-11 查得 82. 0Rz E.工作硬化系数wz 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 55 页 内齿轮齿面硬度为 HBS280 由公式1700/ )130(2 . 122HBzw 得： 11. 1wz F.尺寸系数 由表 2.4-15 查得1xz.许用接触应力Hp xRwvLNHHpzzzzzzlim 111. 182. 091. 004. 11750 )/(06.6462mmN.接触强度安全系数HS 11.158.58206.646HHpHS.确定计算许用弯曲应力时的各种系数Fp A 试验齿轮的应力修正系数 0 . 2sTY B.寿命系数 因910LN 查图 2.4-8 得 0 . 1NTY C.相对齿根圆角敏感系数reltY 因,由图 2.4-20 查得 73.1saY98.0reltY D.齿根表面状况系数 0.1RreltY E.尺寸系数，由表 2.4-16 得 xY nxmY006. 003. 197. 010006. 003. 1 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 56 页.许用弯曲应力Fp xRreltreltNTsTFFpYYYYYlim 97. 0198. 012280 )/(34.5322mmN.弯曲强度安全系数FS 28.307.16234.532FFpFS5 采煤机的使用与维护5.1 采煤机使用过程中常见故障与处理 国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。 1 MG300/700 - WD 型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析:(1) 截割部截煤滚筒不配套。煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤帮放不出来,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,一但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。(2) 采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。(3) 牵引传动箱设计中是分体的上、下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于3时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱一点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 57 页2 .MG300/700 - WD 型采煤机的维修改造工艺针对上述原因分析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造:(1) 采煤机截煤滚筒的维修改造通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组3 个截齿,按一组120,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈30角焊接安装,每一列的3个截齿按端面有效距离,间隔200 mm 进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布120切割3 个长300 mm、宽200mm 的腰形孔。(2) 牵引部与截割部连接轴孔的维修改造 采煤机的牵引侧,再焊装一块轴孔板,同时将绞轴1 和绞轴2 的轴孔衬套材质由原来的20Cr 改为铸铜,延长绞轴1 的长度,轴孔连接由3 个增加到4 个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴孔板对截割部的扭转力,起到了一个限制作用,这样就彻底地解决了采煤机截割部绞轴折断和轴孔体损失的重大事故隐患。(3) 具体维修改造工艺首先将变形的绞轴里孔用502 型高锰钢焊条进行补焊,补焊的里孔用自制的液压镗孔机进行镗孔,镗孔完毕后再配装上用铸铜加工的衬套,衬套的内径保证与原设计尺寸相同。在截割部与牵引部对接时,先将绞轴2 穿入轴孔内,把绞轴1 套上待固定的轴孔板,穿入轴孔内,绞轴穿到位后,再将轴孔板扶正，固定在牵引部的机壳上。在施工过程中,施工人员克服了井下作业的诸多困难,从安装临时泵站,固定镗孔机,调试刀架、测量尺寸到机组对接等每一道工序都做了充分的准备,使工程进展井然有序,最后对接试机一举成功。5.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法近几年来随着综采技术的不断发展,高产高效工作面的普及,对采煤机的性能要求也不断提高,开发研制大功率电牵引采煤机成为各煤机制造厂家的热点。随着采煤机的装机功率的增大,采煤机的截割功率也相应的加大,由于截割功率加大,其油池温度过高的问题也日渐突出,如何解决这一问题将成为研制的关键。 1发热原因的分析当传动系统的总发热量E小于截割部在许用最高油温时的散热量L 时，截割部将在低于最大温升的某一温度保持平衡,当E 大于L 时,系统的温度将高于许用最高温度,产生发热现象。通过计算和与其它机型对比分析产生这 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 58 页一现象的原因如下: (1) 截割功率加大导致温升过高。在机械传动系统效率一定的前提下,加大输入功率,系统的功率损耗也随之加大。损耗的量大部分转化成热能,使系统的温度上升。(2) 系统的机械传动副数量增加导致温升过高。目前大功率电牵引采煤机均采用多部电机横向布置的传动结构,截割部由电机直接驱动,导致截割部的总传动比加大,传动级数增多。同时,此类机型对采高要求较高,机器大都采用长摇臂,这也使机械传动副数量增加。由于传动副增加,系统的功率损耗加大。(3) 机器的散热条件受限制。由于受结构的限制,在机器的截割功率大副度提高和机械传动副数量增加的同时,油池的体积相对增加很小,使机器散热困难。同时由于注油量和搅油发热的矛盾,润滑油的体积不可能大幅增加也会导致油温的升高。2解决方法通过以上的原因分析,并结合在实践中的经验,提出解决问题的方法如下:(1) 通过提高传动副的加工制造精度来提高系统的机械效率,减少功率的损耗,降低发热量;(2) 提高轴承的精度等级,减少轴承副的功率损耗。(3) 设计过程中,在保证整机性能的前题下,适当加大油腔的体积,提高散热面积。(4) 提高冷却效果。可通过加大冷却水套的截面积,加大冷却水的流量和加长冷却水的冷却流程来提高冷却效果,也可以对油池直接加装冷却器或强迫冷却装置来提高冷却效果。(5) 合理计算润滑油的用量,在能保证润滑的前题下,严格控制注油量,使搅油发热降至最低。(6) 提高摇臂排气装置的可靠性,保证与外界环境的对流热交换。5.3 采煤机轴承的维护及漏油的防治据不完全统计，在采煤机发生故障的总数中，机械事故占 80 左右，而因润滑问题造成事故占很大的比例。采煤机轴承的维护及漏油的防治又是其中关键的一个环节。1 采煤机轴承损坏形式和原因采煤机各传动轴承中，强度薄弱，容易损坏的部位有：(1) 截割部轴齿轮(小伞齿轮轴) 它转速高，温升快、易发热，使径向游 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 59 页隙变小，并在缺油情况下烧伤，造成异常噪声、振动；(2) 截割部行星机构行星轮轴承受力大 (为齿轮啮合切向力的二倍) ，而受空间大小和轮缘壁厚的限制，轴承直径不能增大，滚动体和滚道表面接触应力高，常发生早期点蚀和严重磨损；(3) 摇壁回转轴套和滚筒轴其转速低，但负荷高，并有严重冲击力，轴承常发生套圈变形，边断裂；(4) 牵引部行走链轮轴承受冲击交变负荷，密封润滑条件差，煤尘易进入滚道把保持损坏。2 预防和改进措施（1） 加强润滑和密封轴承工作时，滚动体与滚道、保持架和内外圈用滚动体都有摩擦，润滑剂可减小磨损，特别在滚动体和滚道之间形成油膜，可减小接触应力，降低温度，从而延长轴寿命。采煤机轴承润滑用油一般为 N220，N320 极压工业齿轮油，多采用油池飞溅或加循环联合润滑方式。主要存在问题是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰尘不断浸入，轴承磨损加剧，轴承润滑油不良，甚至缺油使表面过热烧伤。因此需重点采取措施：1) 高速轴油封选用最合适密封材料、结构、提高其使用寿命；2) 摇壁回转轴承用油脂 (2 锂基脂) 润滑并用油封把它与固定箱油池隔开；3) 对低速轴 (如滚筒轴、行走轮轴等) 改用端面浮动油封。通过 O 型密封圈弹性变形产生端比压。使浮动环靠紧并传递扭矩，补偿磨损。该油封对振动、冲击及轴向、径向偏斜不敏感，特别适用于低速 (2/ s以下) 、有煤粉泥浆条件下密封。（2） 严格验收，确保制造和安装质量1) 轴承本身质量是影响安装性能和使用寿命的重要因素。当前国内轴承厂家繁多质量参差不齐，订货时要选好厂家确保轴承质量。2) 轴承组件的制造和安装应符合要求。壳体孔直径超差改变了轴承正确配合要求，过盈量大，使径隙变小，内圈产生拉应力。间隙大，径隙变大，组件刚性降低并引起套圈滑动。3) 壳体孔椭圆形或锥形误差，使套圈滚动道变形。当滚动体验通过时，滚道直径内经受压应力应显著增大，使区域过早磨损和破坏。4) 轴和壳体孔挡肩对配合表面不垂直及二侧配合处不同轴误差，使轴承内外圈轴线歪斜，也使局部表面应力增大。5) 轴承安装中必须调整轴向间隙达到设计要求，对圆柱滚子轴承，轴向 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 60 页间隙小，内圈移动受阻，当受到冲击载荷时易发生挡边撞裂，在润滑不充分时，也会导致轴承烧伤。3 加强轴承使用中维护和保养采煤机轴承在安装前的储运中要保持完好包装，不受碰撞并防止浸水而生锈。使用中要特别注意到滑油量和质量。要求做到：(1) 常可检油位，加足油；(2) 避免不同型号油混用；(3) 打开盖加油时，要防止煤尘、水等杂质进入，以防油质破坏，加剧磨擦面粒磨损和锈蚀。如发现油脏，及时入油并清洗再加新油。4 采煤机漏油及处理(1) 摇臂摆动轴的漏油及处理截割部箱内的油流经摇壁套外侧摇壁摆动轴上的大轴承，有两个 O 形密封圈，在使用中发现该处漏油，经拆检分析发现，由于大轴承的外圆大，压不紧 O 型密封圈，加上个别轴承精度不够，内、外圈直径超差严重；另外轴承孔壁较薄弱，使用中振动变形导致漏油。为此需在摇臂轴小端加外骨架油封将该处与截割部油池分开，改用润滑脂润滑即可根除此处漏油。(2) 滚筒轴的漏油及处理采煤机割煤时，滚筒轴受阻力大且复杂，受切向力、轴向力、煤壁推力、装煤力等。滚筒既绕滚筒轴转动，还沿滚筒轴垂直面作上下摆动，使油封漏油。其次，油封外径尺寸偏小导致油沿孔隙漏出，因此检修时应挑合适油封。另外迷宫间隙大，导致煤粉经过迷宫间隙、油封进入或滞留在油封刃口与轴之间，将油封垫起造成漏油，同时加速油封磨损，因此需采用加毛毡或涂密封胶。(3) 壳体盖板的漏油及处理采煤机牵引部泵箱盖的密封最初采用石棉纸垫，由于石棉纸本身渗油，盖板大，不平度大，对纸垫比压不匀导致漏油。而后又采用橡胶垫，但其在长时间油作用下仍然变形起包开始漏油。最后采用 O 形密封绳粘接成环形密封盖板，但若粘接不牢也会漏油。处理措施是粘接处采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安装。采煤机是综采工作面的主要设备，由于井下作业环境的特殊性，以及对采煤机的维护、保养 、操作等方面的人为能力不同，将会产生各种不可意料故障。因此，在采煤机在使用过程中，需要加强维护，定期检修，对易损部位及时采取措施进行补救，防止事故的发生和扩大，从而提高开机率和延长其使用寿命。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 61 页5.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径近20 年来, 煤矿机械的功率增大很快, 采煤机的功率增加了46 倍, 掘进机的功率增加了23 倍, 大型、特大型矿井提升机功率已达数千kW, 功率的增大导致机械设备的输出扭矩增大,使设备部件特别是传动齿轮的受力增大。煤矿机械的齿轮大多为中、大模数(620 mm) 的低速(6m/ s 以下) 重载传动, 单位齿宽的载荷值高达20kN/ cm2 。由于受煤矿使用条件和机器尺寸的限制,传动齿轮的外形尺寸没有多大变化, 易造成机械传动齿轮失效, 导致煤矿机械设备不能正常运行。煤矿机械齿轮的失效有轮齿折断、齿面胶合、齿面点蚀和齿面塑性变形等主要形式。由于轮齿啮合不合理, 造成超负荷或冲击负荷而产生轮齿较软齿部分金属的塑性变形, 严重时在齿顶的边棱或端部出现飞边、齿顶变圆, 主动齿轮的齿面上有凹陷, 被动齿轮的节线附近升起一脊形, 使齿面失去正确的齿形。齿轮失效直接影响着煤矿机械效能的发挥, 亟待解决,提出几种改进途径。1 .设计煤矿机械齿轮, 特别是承受重载和冲击载荷的提升和采掘运输机械齿轮, 其弯曲极限应力强度增大到1 200 MPa , 接触耐久性极限强度亦增大到1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的条件下提高其强度和寿命, 需进一步进行科研技术攻关, 优化设计参数。优化设计的内容包括载荷的准确计算、强度计算公式的修正、优化选材、优化齿形结构、先进的加工和处理工艺、提高表面光洁度、合理的硬度和啮合参数、有效的润滑参数和装配要求等,提高标准化、系列化程度。由于渐开线齿形共轭齿轮的相对曲率半径较小, 故接触强度受到一定限制。而圆弧齿轮在接触点处的齿面相对曲率半径大, 其表面强度和弯曲疲劳强度较高(约为渐开线齿形的25 倍) , 振动小、噪声低、尺寸和重量较小。除新设计齿轮应优先采用圆弧齿轮外, 原有渐开线齿轮减速器, 在传动功率不变、中心距不变的前提下, 重新搭配模数、螺旋角等参数, 可优化设计更新为圆弧齿轮,大大延长使用寿命。另外还可以采用以下几种比较先进的优化设计方法:(1) 按照GB3480 1997渐开线圆柱齿轮承 4载能力的计算方法和有关行业标准, 采用CAD进行齿轮强度计算和齿轮结构方案的类比, 选出最优的设计方案。(2) 利用保角映射和有限元法等方法分析齿根弯曲应力, 采用较大半径的齿根过渡圆角并采用凸头留磨滚刀加工外齿轮齿形, 以此降低齿根弯曲应 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 62 页力集中, 提高弯曲强度。(3) 根据弹性力学知识分析轮齿的啮合形变,采用齿顶修缘, 修缘线是采用较大压力角的渐开线; 采用齿面喷丸处理等工艺来提高轮齿的接触和弯曲疲劳强度。(4) 根据弹流润滑理论研究齿轮润滑状态后,采用极压添加剂的高粘度齿轮润滑油来改善齿轮的润滑状态。2 .选材齿轮材料的选择, 要根据强度、韧性和工艺性能要求, 综合考虑。参考工业发达国家煤矿机械齿轮选用钢材的经验, 结合我国实际, 宜选用低碳合金渗碳钢。对于承受重载和冲击载荷的齿轮, 采用以Ni - Cr 和Ni - Cr - Mo 合金渗碳钢为主的钢材(含Ni 量2 %4 %) ; 对于负载比较稳定或功率较小、模数较小的齿轮, 亦可选用无Ni 的Ni - Mn钢。这些渗碳合金钢的含碳量较低, 平均为012 %以下, 其中的Mo 、Mn 均能增加钢的淬透性(含Mn 量以014 %016 %为宜) , Cr 能增加钢的淬透性和耐磨性, Ni 对提高钢的韧性特别有效。应研制、采用新型淬透性好的渗碳齿轮钢(国外称为“H”钢系列) , 它具有较窄范围的淬透性带, 可保证齿轮变形范围小并达到要求的芯部硬度。应尽量选用冶金质量好的真空脱气精炼钢(R H 脱气钢) 和电渣重熔合金钢, 这种钢材的纯度高, 具有较好的致密度, 含氧、氮和非金属杂质极少, 塑性和韧性好, 减少了机械性能和各向异性。用这种钢材制造的齿轮与普通电炉钢制造的齿轮相比, 其接触和弯曲疲劳寿命可提高35 倍, 齿轮极限载荷可提高15 %20 %。制造齿轮应尽量少用铸钢, 多用锻钢, 非用铸钢不可的大齿轮, 可采用铸钢轮芯镶锻钢齿圈组合件。锻钢要保证锻造比(一般选大于3 为好) 。无论铸、锻件, 制造过程中要进行超声波探伤、材料的机械性能试验和检查, 以确保材料的质量合格。3 .加工工艺机加工滚齿时, 粗、精滚工序要分开, 先用滚刀进行粗切, 再用专用滚刀进行精滚齿, 保持滚刀精度, 用百分表控制切齿深度, 切齿深度误差应控制在零位附近, 精滚齿滚刀的齿形误差应不大于0.103 mm。齿形加工一般要达到9 级精度。齿面粗糙度必须达到设计要求, 可在磨齿后, 进行电抛光或振动抛光, 提高表面粗糙度, 粗糙度好的齿轮的寿命比粗糙度差的可提高15%20 %。采用齿面修形、齿形修缘和挖根大圆弧(大圆弧齿根) 新技术(包括倒角、磨光、修圆) , 能消除或减轻啮合干涉和偏载, 提高齿轮的承载能力, 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 63 页使齿根应力集中降低, 齿轮的弹性柔度增大。对齿形进行修饰(磨齿、剃齿、研齿) , 齿轮的接触极限应力可提高15 %25 %。对齿作纵向修形(修齿腹) , 齿轮的寿命可提高2 倍, 弯曲应力可减少17 %23 % , 并可降低噪声。当切齿刀具的硬度大于工件硬度的25 倍以上, 并有较好的韧性和耐磨性时,切削效果较好。硬齿面齿轮常采用磨削法和刮削法加工, 齿胚经多次热处理和切削加工。齿轮加工后组装的减速器, 出厂前应进行加载跑合, 采用电火花跑合新工艺, 可提高齿轮接触精度, 保证使用效果。4. 热处理煤矿机械齿轮的承载能力不仅取决于表面硬度, 还取决于表层向芯部过渡区的剪应力与剪切强度的比值, 它不能大于0155 。深层渗碳淬火是这种齿轮硬化处理最理想的方法, 它可以得到高的芯部硬度, 较小的过渡区残余拉应力和充足的硬化层深度。齿面含碳量一般控制在018 %1 %为宜,由齿表面到芯部的硬度梯度要缓和。渗碳齿轮经过淬火和回火, 表面硬度应达到HRC5862 , 要消除齿轮特别是表层的残余内应力。推广碳、氮共渗新工艺, 氮的渗入深度一般控制在012 mm 以内, 它不但能硬化表层, 还能产生压应力, 可比单纯渗碳齿轮的强度极限应力提高13 %以上, 寿命可提高1倍。热处理后, 尚需进行油浴人工时效处理。矿井提升绞车减速器齿轮的齿面硬度宜由现在多数软齿面( 即调质正火方法, 齿面硬度HB300) 向中硬齿面(淬火调质方法, 齿面硬度HB300400) 过渡, 以提高齿轮使用寿命。5. 表面强化处理对齿面和齿根进行喷丸强化处理, 通常是齿轮加工的最后一道工序, 可在渗碳淬火或磨齿后进行。它能使齿轮的接触疲劳强度提高30 %50 % ,使齿根弯曲疲劳强度得到改善; 能有效阻止裂纹扩展, 使实际载荷比外加载荷小得多; 能有效抵抗破坏性冲击, 减少点蚀, 增大耐久极限; 有利于齿轮润滑的改善; 可消除各种切齿加工在齿面留下的连续刀痕以及磨削产生的缺陷(产生残余应力和淬火压应力的释放) 。根据国外经验, 齿轮喷丸比不喷丸寿命可提高6 倍。6. 正确安装运行实践表明, 减速器齿轮副的安装精度, 对齿轮的承载能力、磨损和使用寿命有很大影响。无论是新安装、更换或检修安装, 都应做到严格、精细,按照安装技术规范和标准进行, 特别是齿轮轴心线的水平度、平行度、中心距、轴承间隙、齿轮侧隙、顶隙、接触区域或轴向窜动量等, 必须达到质量标准和技术要求。新齿轮在投运前, 应进行充分的跑合。制订运行操作规程, 认真执行, 严禁违章作业, 超负荷运转。按照制造厂的减速器使用说明书和 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 64 页维护检修规程、标准, 进行科学维护管理。定期监测齿轮磨损状况, 化验润滑油, 开展故障诊断, 发现问题及时处理。定期清洗减速箱和齿轮, 更换油脂, 保持油量, 防止煤粉、水份、异物混入减速器内。改进减速器密封, 防止漏油。7. 润滑润滑对于齿轮的磨损失效有着重要的影响, 应当引起足够的重视。煤矿机械传动齿轮的特征是:多采用低速重载齿轮, 接触应力通常很高, 因此轮齿接触表面材质的局部弹性变形不容忽视; 同时齿轮在共轭啮合过程中, 除切点部位以外, 均为滚、滑运行。这一特征完全符合弹性流体动力润滑(EHL) 理论。它与传统的Martin 润滑理论的基本区别在于: 上述齿轮表面的局部弹性变形量往往比按刚性边界计算的油膜厚度大许多倍, 因此对油膜的形状和压力分布带来明显的影响。我们应当按照这个理论和规律进行齿轮润滑参数设计。笼统地认为“润滑对提高齿面强度是有利的”观点并不全面, 应该根据各类润滑工况对齿面强度的影响进行具体的分析, 才能改善润滑质量。以此来确定啮合表面的终加工粗糙度, 便能极大减轻材料的磨损程度, 延长齿面疲劳寿命; 同时此种油膜的建立, 使表面摩擦力值大大下降, 减小了齿面的内应力幅值, 延缓疲劳裂纹的扩展速率。要根据不同的齿轮, 合理选用润滑油种类。对于传递负荷较轻的(齿面应力小于4 000 kg/ cm2 )齿轮, 宜选用纯矿物油, 如机械油、一般齿轮油、汽缸油等; 对于传递中等负荷(齿面应力4 0006 000 kg/ cm2) 的齿轮, 宜选用工业齿轮油; 对于传递重负荷、多冲击和周围环境多污染的齿轮(如煤矿采掘机械齿轮) , 宜选用极压齿轮油。润滑油粘度选择的主要依据是齿轮的切线速度。可根据产品使用说明书推荐的粘度范围选择。当环境温度高于25 , 或齿轮经常承受冲击负荷, 或齿轮是整体淬硬材料时, 宜选用较高粘度值; 当环境温度低于10 时, 宜选用较低粘度值。5.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策硬齿面齿轮具有承载能力高、耐磨性好、体积小等优点,在机械传动中得到了越来越广泛的应用,研究齿轮的疲劳破坏对生产具有重要的指导意义。1硬齿面齿轮的疲劳失效（1）接触疲劳失效失效的形式1）齿面灰斑 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 65 页不论渗碳淬火齿轮还是氮化齿轮,在加载运转大约106 循环次数后,在大多数齿面上可观察到节线和单齿啮合最低线之间,出现一条轻微的灰斑带,随着运转次
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