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采煤机牵引部设计【含11张CAD图纸】,含11张CAD图纸,采煤,牵引,设计,11,CAD,图纸
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采煤机牵引部设计0 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；行星轮系关键词：采煤机；牵引部；行星轮系1Abstract Shearer mechanized mining operations is the main equipment of the Department of traction Shearer is an important component. Shearers style of mechanical traction traction, hydraulic and electric traction drive and traction Shearer, now has become the major products on the market. The purpose of this design is designed to meet the intensity of demand, in line with the actual structure of the 682-type electric traction traction Shearer Department. In this design, the first of the Department of the traction transmission device and the overall design parameters of the relevant sports, and in accordance with the relevant formula and standards at all levels gear transmission, shaft and bearings were carried out design and verification, the main Planet of the related gear, shaft and bearings were calculated. The results show that the final: This design by the Department of traction in all gears, planetary structure of the planetary axis, the sun round, the bearing structure of the planets structure is reasonable, strength is also in line with safety requirements, and can be put into production in The use of coal mine production. Key words: Shearer; traction Department; round of the planet 采煤机牵引部设计2目录前言.11 682 电牵引采煤机牵引部的总体设计.41.1 传动方案 .41.2 初步确定传动级数与分配传动比 .51.2.1 传动级数的确定.51.2.2 传动比的分配.52 传动参数计算.62.1 传动效率计算.62.2 各轴转速计算 .72.3 各轴输入功率 .72.4 计算各轴输入转矩 .83 齿轮啮合参数、强度、几何参数计算.93.1 齿轮类型的选择 .93.2 齿轮材料的选择 .93.3 齿轮传动的设计 .93.3.1 第一级齿轮传动的设计.103.3.2 第二级齿轮传动的设计.163.3.3 第三级齿轮传动的设计.223.3.4 行星齿轮传动的设计.2834 轴的结构设计及强度计算 .35354.1 初布估算轴径及轴结构设计 .354.1.1 一轴的估算.354.1.2 二轴的估算.354.1.3 三轴的估算.374.1.4 四轴的估算.384.1.5 行星轴的估算.414.2 行星轴强度校核计算 .414.2.1 按许用弯曲应力计算.424.2.2 按安全系数校核法计算.445 轴承的选型及寿命计算 .47475.1 轴承的类型选择 .475.2 轴承的校核计算 .476 技术经济分析 .5050结 论 .5151致 谢 .5252参考资料参考资料 .5353 采煤机牵引部设计4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Figure 1 The structure of Shearer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。51-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Figure 2 electric traction Shearer diagram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 采煤机牵引部设计6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。71 682 电牵引采煤机牵引部的总体设计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Figure 1-1 traction programme plansa）b） 采煤机牵引部设计81.2 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 轴为电动机轴（输入轴） ，5 轴为输出轴。图 1-2 传动简图Figure 1-2 transmission thumbs1.2.2 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，=5.6701i12i23i34i45i （1-1）643.23767. 561. 482. 338. 214534231201iiiiii总92 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；01i12i、为相邻两轴间的传动效率；0112、为各轴的输入功率（kW） ；0P1P、为各轴的输入转矩（Nmm） ；0T1T、为各轴的转速（r/min）,0n1n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Figure 2-1 transmission thumbs现已知=1，=2.38，=3.82，=4.61，=5.6701i12i23i34i45i2.1 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=0.980.96=0.94 12 采煤机牵引部设计10=0.980.96=0.94 23=0.980.96=0.94 34=0.96 452.2 各轴转速计算已知=1500r/min，计算各轴转速如下0n1500 r/min115000101inn630.3 r/min38. 215001212inn165.0 r/min82. 33 .6302323inn35.8 r/min61. 40 .1653434inn6.3 r/min67. 58 .354545inn2.3 各轴输入功率已知=30kW，计算各轴输入功率如下0P总P kW （2-1）8 .2896. 0300101PP kW （2-2）072.2794. 08 .281212PP kW （2-3）448.2594. 0072.272323PP kW （2-4）921.2394. 0448.253434PP kW （2-5）964.2296. 0921.234545PP112.4 计算各轴输入转矩 Nmm （2-6）1910001500301055. 91055. 960060nPT Nmm （2-718340096. 01191000010101iTT） Nmm （2-8）41020094. 038. 2183400121212iTT Nmm （2-9）147300094. 082. 3410200232323iTT Nmm （2-10）638310094. 061. 41473000343434iTT Nmm （2-11）3474430096. 067. 56383100454545iTT运动和动力参数计算结果整理于表 2-1：表 2-1：各轴运动和动力参数Table 2-1: the axis movement and dynamic parameters轴号012345输入功率（kW）3028.827.07225.44823.92122.964输入转矩（Nmm）1910001834004102001473000638310034744300转速（r/min）1500150063016535.86.3 采煤机牵引部设计123 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1.41.8mm，表面硬度为 5862HRC，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。13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 Nmm，=1500 r/min12i1T1T1n1n1 初步尺寸设计初步计算时的许用接触应力为H （3-1）lim9 . 0HH式中 齿轮材料的接触疲劳极限。limH由图 12.181，可得=1500 MPa，代入上式，可得1limH2limH1500=1350 MPa 9 . 09 . 01lim21HHH初步计算小齿轮直径为1d （3-2）32111uuTAdHdd式中 系数，查表 12.161，可得=90；dAdA小齿轮转矩，=183400 Nmm；1T1T齿宽系数，查表 12.131，可得=0.35；dd齿数比，=i=2.38；uu12zz初步计算的初用接触许用接触应力，=1350 MPa。HH代入各数值，计算可得=67 mm，取=116mm32111uuTAdHdd3238. 2138. 2135035. 0183400901d2 齿轮参数计算初取齿数=30，则1z=2.3830=71 （3-3）2z1iz 采煤机牵引部设计14m=116/30=3.87 （3-4）11zd查表 12.31，取 m=4，则=116/4=291zmd1=2.3829=692z1iz可得实际分度圆直径 d、中心距 a 和齿宽 b 分别为429 116 mm （3-5）11mzd 469 276 mm （3-6）22mzd=196 mm （3-7）2)6929(42)(21zzmb=0.35116=40.6 mm，取=40 mm d1d1b2b3 齿面接触疲劳强度验算圆周速度 v 为=9.1m/s （3-8）100060150011610006011ndv由齿轮的圆周速度 v，查表 12.61，选取齿轮精度为 7 级，名义圆周力为3162N （3-9）1161834002211dTFt实际圆周力要综合考虑各种因素的影响，为 （3-10）ttcKFF K= （3-11）AKVKHaKHK式中 载荷系数；K使用系数，查表 12.91，可得=1.25；AKAK动载系数，由图 12.91，可得=1.17；VKVK齿间载荷分配系数，查表 12.101,先求HaK153162 N （3-12）1161834002211dTFt98.8 N/mm100 N/mm40316225. 1bFKtA端面重合度cos112 . 388. 121zza1.726912912 . 388. 1重合度系数87. 0372. 1434aZ由此得；32. 187. 01122ZKHa齿向载荷分布系数，查表 22-246，得HKbCdbBAKH32110=1.12+0.18+0.2340211640310=1.15。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为htLN81105 . 45000150016060hLntN8812109 . 138. 2105 . 4iNNLL求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为LNNZ=1.05，=1.1，1NZ2NZ许用接触应力为H （3-13）minlimHNHHSZ 采煤机牵引部设计16式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPalimH1limH2limH接触寿命系数，已知=1.05，=1.1；NZ1NZ2NZ接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。minHSminHS代入各数值，计算可得=1432 MPa1 . 105. 11500min11lim1HNHHSZ=1500 MPa1 . 11 . 11500min22lim2HNHHSZ实际接触应力为H （3-14）uubdKTZZZHEH12211式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8；EZEZMPa节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5；HZHZ重合度系数，通过计算，可得=0.87；ZZ载荷系数，K=1.251.171.321.15=2.22。KAKVKHaKHK代入各数值，计算可得uubdKZZZTHEH12211 =605 MPa38. 2138. 21164018340022. 2287. 05 . 28 .1892结论：，合格。HH4 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为Y=0.68 （3-15）75. 175. 025. 075. 025. 0aY载荷系数为K17=KAKVKFaKFK式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.68=1.47；FaKFaKY齿向载荷分配系数，由 b/h=40/(2.254)=4.4，由图 12.141，可FK得=1.11。FK代入各数值，计算可得=1.251.171.471.11=2.39KAKVKFaKFK许用弯曲应力为 F （3-16）minlimFXNFFSYY式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH弯曲寿命系数，已知，由图 12.241，NY81105 . 4LN82109 . 1LN可得=0.9，=0.93；1NY2NY尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0；XYXY弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。minFSminFS代入各数值，计算可得=720 MPa25. 119 . 01000min11lim1FXNFFSYY=744 MPa25. 1193. 01000min22lim2FXNFFSYY实际弯曲应力为1F （3-17）YYYmbdKTSaFaF111112式中 载荷系数，=2.39；KK齿形系数，由图 12.211，可得=2.54，=2.25；FaY1FaY2FaY应力修正系数，由图 12.221，可得=1.62，=1.77；SaY1SaY2SaY 采煤机牵引部设计18重合度系数，已经求得=0.68。YY代入各数值，计算可得=132 MPaYYYmbdKTSaFaF11111268. 062. 154. 241164018340039. 22=128 MPa112212SaFaSaFaFFYYYY62. 154. 277. 125. 2132结论：，100 N/mm56891725. 1bFKtA端面重合度cos112 . 388. 121zza1.708812312 . 388. 1重合度系数87. 0370. 1434aZ因100 N/mm，查表，得=1.2；bFKtAHaK齿向载荷分布系数，查表 22-246，得HK bCdbBAKH32110 =1.15+0.18+0.315629256310=1.23。总工作时间为=5000 h，应力循环次数为htLN81109 . 1500063016060hLntN7812109 . 482. 3109 . 1iNNLL求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为LNNZ=1.1，=1.2，1NZ2NZ许用接触应力为HminlimHNHHSZ 采煤机牵引部设计22式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH接触寿命系数，已知=1.1，=1.2；NZ1NZ2NZ接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。minHSminHS代入各数值，计算可得=1500 MPa1 . 11 . 11500min11lim1HNHHSZ=1636 MPa1 . 12 . 11500min22lim2HNHHSZ实际接触应力为HuubdKTZZZHEH12211式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8；EZEZMPa节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5；HZHZ重合度系数，通过计算，可得=0.87；ZZ载荷系数，K=1.251.171. 21.23=2.16。KAKVKHaKHK代入各数值，计算可得uubdKZZZTHEH12211 =913 MPa82. 3182. 3925641020016. 2287. 05 . 28 .1892结论：，合格。HH4 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为Y=0.6970. 175. 025. 075. 025. 0aY载荷系数为K23=KAKVKFaKFK式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.69=1.45；FaKFaKY齿向载荷分配系数，由 b/h=56/(2.254)=6.2，由图 12.141，可得FK=1.18。FK代入各数值，计算可得=1.251.171.451.18=2.5KAKVKFaKFK许用弯曲应力为FminlimFXNFFSYY式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH弯曲寿命系数，已知，由图 12.241，NY81109 . 1LN72109 . 4LN可得=0.93，=0.96；1NY2NY尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0；XYXY弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。minFSminFS代入各数值，计算可得=744 MPa25. 1193. 01000min11lim1FXNFFSYY=768 MPa25. 1196. 01000min22lim2FXNFFSYY实际弯曲应力为1FYYYmbdKTSaFaF111112式中 载荷系数，=2.5；KK齿形系数，由图 12.211，可得=2.68，=2.21；FaY1FaY2FaY应力修正系数，由图 12.221，可得=1.57，=1.8；SaY1SaY2SaY 采煤机牵引部设计24重合度系数，已经求得=0.69。YY代入各数值，计算可得=289 MPaYYYmbdKTSaFaF11111269. 057. 168. 2492564102005 . 22=273 MPa112212SaFaSaFaFFYYYY57. 168. 28 . 121. 2289结论：，100 N/mm902946025. 1bFKtA端面重合度cos112 . 388. 121zza1.7211512512 . 388. 1重合度系数87. 0372. 1434aZ因100 N/mm，查表，得=1.2；bFKtAHaK齿向载荷分布系数，查表 22-246，得HKbCdbBAKH32110 =1.15+0.18+0.3190210090310=1.32。总工作时间为=5000 h，应力循环次数为htLN71109 . 4500016516060hLntN7712101 . 161. 4109 . 4iNNLL求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为LNNZ=1.2，=1.25，1NZ2NZ许用接触应力为H 采煤机牵引部设计28minlimHNHHSZ式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH接触寿命系数，已知=1.2，=1.25；NZ1NZ2NZ接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。minHSminHS代入各数值，计算可得=1636 MPa1 . 12 . 11500min11lim1HNHHSZ=1705 MPa1 . 125. 11500min22lim2HNHHSZ实际接触应力为HuubdKTZZZHEH12211式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8；EZEZMPa节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5；HZHZ重合度系数，通过计算，可得=0.87；ZZ载荷系数，K=1.250.91. 21.32=1.78。KAKVKHaKHK代入各数值，计算可得uubdKZZZTHEH12211 =1099 MPa61. 4161. 410090147300078. 1287. 05 . 28 .1892结论：，合格。HH4 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为Y29=0.6972. 175. 025. 075. 025. 0aY载荷系数为K=KAKVKFaKFK式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.69=1.46；FaKFaKY齿向载荷分配系数，由 b/h=90/(2.254)=10，由图 12.141，可得FK=1.26。FK代入各数值，计算可得=1.250.91.461.26=2.1KAKVKFaKFK许用弯曲应力为FminlimFXNFFSYY式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH弯曲寿命系数，已知，由图 12.241可NY71109 . 4LN72101 . 1 LN得=0.96，=1.0；1NY2NY尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0；XYXY弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。minFSminFS代入各数值，计算可得=768 MPa25. 1196. 01000min11lim1FXNFFSYY=800 MPa25. 1111000min22lim2FXNFFSYY实际弯曲应力为1FYYYmbdKTSaFaF111112式中 载荷系数，=2.1；KK 采煤机牵引部设计30齿形系数，由图 12.211，可得=2.62，=2.18；FaY1FaY2FaY应力修正系数，由图 12.221，可得=1.59，=1.82；SaY1SaY2SaY重合度系数，已经求得=0.69。YY代入各数值，计算可得=494 MPaYYYmbdKTSaFaF11111269. 059. 162. 241009014730001 . 22=470 MPa112212SaFaSaFaFFYYYY59. 162. 282. 181. 2494结论：，100 N/mm963324525. 1bFKtA端面重合度cos112 . 388. 121zza1.674412412 . 388. 1重合度系数88. 0367. 1434aZ因100 N/mm，查表，得=1.2；bFKtAHaK齿向载荷分布系数，查表 22-246，得HKbCdbBAKH32110=1.15+0.18+0.319629696310=1.36。总工作时间为=5000 h，应力循环次数为htLN71103 . 450008 .3546060hLntN7712103 . 283. 1103 . 4iNNLL求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为LNNZ35=1.21，=1.22，1NZ2NZ许用接触应力为HminlimHNHHSZ式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH接触寿命系数，已知=1.21，=1.22；NZ1NZ2NZ接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。minHSminHS代入各数值，计算可得=1650 MPa1 . 121. 11500min11lim1HNHHSZ=1664 MPa1 . 122. 11500min22lim2HNHHSZ实际接触应力为HuubdKTZZZHEH12211式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8；EZEZMPa节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5；HZHZ重合度系数，通过计算，可得=0.88；ZZ载荷系数，K=1.251.051. 21.36=2.142。KAKVKHaKHK代入各数值，计算可得uubdKZZZTHEH12211=1259 MPa67. 5167. 596961595775142. 2288. 05 . 28 .1892结论：，合格。HH 采煤机牵引部设计364 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为Y=0.7067. 175. 025. 075. 025. 0aY载荷系数为K=KAKVKFaKFK式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.7=1.43；FaKFaKY齿向载荷分配系数，由 b/h=90/(2.254)=10.7，由图 12.141，可得FK=1.3。FK代入各数值，计算可得=1.251.21.431.3=2.79KAKVKFaKFK许用弯曲应力为FminlimFXNFFSYY式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；limH1limH2limH弯曲寿命系数，已知，由图 12.241可NY71103 . 4LN72103 . 2LN得=0.96，=0.95；1NY2NY尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0；XYXY弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。minFSminFS代入各数值，计算可得=768 MPa25. 1196. 01000min11lim1FXNFFSYY=760 MPa25. 1195. 01000min22lim2FXNFFSYY实际弯曲应力为1F37YYYmbdKTSaFaF111112式中 载荷系数，=2.39；KK齿形系数，由图 12.211，可得=2.65，=2.37；FaY1FaY2FaY应力修正系数，由图 12.221，可得=1.57，=1.7；SaY1SaY2SaY重合度系数，已经求得=0.7。YY代入各数值，计算可得=703 MPaYYYmbdKTSaFaF1111127 . 057. 165. 249696159577579. 22=681 MPa112212SaFaSaFaFFYYYY57. 165. 27 . 137. 2703结论：，S=1.5，截面足够安全。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。 采煤机牵引部设计50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。511-轴承 92232；2-轴承 22213E；3-轴承 23948cc/w33图 5-1 行星结构示意图Figure 5-1 The structure of planets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Table 5-1 bearing checking 22213 E代号名称单位计算公式计算结果n转速min/r176968 .354cannnn19.5F支反力N664902121tFF33245C额定动载荷N查表216000oC额定静载荷N查表176000P当量动载荷N332458 . 18 . 1rFP59841hL工作期限h5000hL计算寿命h310310598412160005 .191667016670PCnLh4101 . 6 采煤机牵引部设计52 sS许用安全系数13.5sS静安全系数3324517600000PCSs5.3结论：，轴承强度符合要求。hhLL ssSS 536 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 710%） ；可使截割部的功率增加 1015%。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
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