无链电牵引采煤机牵引部总体设计牵引机构设计论文

29/43无链电牵引采煤机牵引部总体设计、牵引机构设计前言采煤机械，现在主要有滚筒式采煤机、刨煤机和采煤钻机三大类。目前我国使用最多的是滚筒式采煤机，也有少量的刨煤机。随着采煤机生产率的不断提高，综合机械化采煤设备朝着大功率、高牵引力方向发展。对采煤机牵引机构的性能，诸如结构、强度运行平稳性等要求越来越高。目前，常用的无链牵引机构有齿轮-销轨、销轮-齿条与链轨式等形式。我国生产的采煤机大多采用齿轮-销轨式机构，它具有良好的运行平稳性，对底板的起伏、中心距和销轨节距的变化有较强的适应性.销轨在使用中同样容易磨损，尤其是在接触部分。采煤机的发展概况1986年8月16日，我国首台AM-500采煤机采煤5044吨，月产达到12.8万吨，创我国日、月产采煤最高纪录。在5个月工业试验中产煤54.69万吨，超过设计大纲5个月连续产煤35万吨的要求。上世纪80年代中期，主要生产冶金轧钢设备与润滑设备。考虑到未来将年产煤炭4亿吨，省成立了省综采设备试制领导组，组织省煤管局、省机电厅和太矿等单位企业参加试制，鼓励太矿适时转型生产综采设备。

当时试制采煤机面临两个问题：一是选型；二是自己研制还是引进。太矿组织技术人员深入煤矿调研，发现等全国性煤矿大多属于硬质煤层，白洞矿煤层含夹矸、麻石等，矿工一致要求研制齿面坚韧强度高的双滚筒采煤机。针对我国当时大多煤矿采用150~300小型煤机或引进大功率煤机等现实问题，省综采领导组决定投入82.5万美元购买英德逊公司AM-500采煤机技术与样机，并投入375万美元从国外购买了一批数控、数显装备和检测仪器。从试制成功我国第一台大功率AM-500采煤机到1997年停止生产，共计12年。期间，煤炭产量从2亿多吨增长到3亿多吨，全国煤炭从8亿吨增长到近13亿吨。大煤矿、大集团相继出现后，像AM-500采煤机年产约130多万吨的设计能力已很难适应新需求。电牵引采煤机的核心技术是电气设备。1996年，投入26万英镑买回了国外直流电牵引图纸，虽然机械图较完备，但电气部分却只有接线图原理和维修图纸，与之配套的电气设备还需要从国外进口，生产一台采煤机需要很高成本。为此，自行设计电气设备并展开技术攻关。当在开始研制中，电牵引采煤机控制系统主要由单片机与其硬件组成，控制原理简单，但体积大、系统复杂。几经反复后，他们终于在1998年设计出结构简单、维修方便的第二套方案，研制出由工业计算机和可编程控制器组成的智能化控制系统，将国产采煤机技术水平提高到了新高度。

此后，经过多次反复实验，终于试制成功了我国首台900千瓦电牵引采煤机。由于1200千瓦电牵引采煤机改进了瓦斯检测装置和漏电闭锁系统，克服了以往设计的缺陷，为井下一线工人的人身安全提供了可靠保证。该机型增加了摇臂倾角传感器、机身倾斜传感器，增设了煤机同步性能不良等负面效应，实现了采煤机技术质量的又一次升级，被专家誉为国一流技术，为我国煤矿高产高效提供了先进设备，进一步确立了太矿引领煤机技术发展方向的地位。

1绪论1.1采煤机的概述1.1.1采煤机在国的发展情况随着近年来我国煤炭行业的快速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。从去年出台的煤炭行业纲领性文件《关于促进煤炭工业健康发展的若干意见》，到去年召开的全国煤炭工业科学技术大会，再到近日的国家发改委出台的煤炭行业结构调整政策，都涉与到发展大型煤炭井下综合采煤设备等容。有关人士指出，大型煤炭井下综合采煤设备走进人们的视野，这是煤机行业发展的必然趋势。加快发展煤机制造业意义重大我国是世界煤炭第一生产和消费大国。由于我国富煤少油，所以煤炭在我国的一次能源中占有极其重要的地位。近年来，国际油价高企，这在某种程度上更加凸显了我国煤炭资源的战略意义.建设强大的煤炭工业须有强大的煤矿机械制造能力作为后盾。然而，生产技术总体水平落后正在制约着煤炭工业的快速发展。据统计，目前全煤机械化程度仅为42%。众多小煤矿仍沿用传统落后的开采方式。为解决这一矛盾，国家提出了加快提升煤炭生产和设备制造技术水平的战略目标。根据“十一五”煤炭行业结构调整的主要目标，到2010年，全国大、中型煤矿采煤机械化程度要分别达到95%和80%以上。据有关专家介绍，大型煤炭井下综合采掘设备等重大专项，主要是面向煤矿高产、高效集约化生产与其配套的设备和技术。包括年产600万~1000万吨厚煤层综采成套技术装备研制；年产150万~200万吨薄煤层自动化综采成套技术装备研制；年产100万吨以上短壁综采成套技术装备研制；巷道快速综掘成套技术装备研制等。有关业人士指出，我国发展大型煤炭井下综合采煤设备，不仅是为了解决煤炭行业发展的设备需求，也不仅是间接地为提高我国煤机行业技术水平提供难得的发展机遇，更重要的是，它将为我国重要能源资源开采提供有力保障.制约因素加大综合差距煤机行业的发展并非一帆风顺。在经过多年的低谷期后，虽然近年来市场逐步转暖，但在其自身发展中仍有诸多制约因素。诸如基础技术与基础元器件发展滞后、国产原材料不能满足要求、企业数量多规模小且分散重复、科技开发投入少、技术创新能力弱等。目前，煤机全行业最突出的问题之一就是成套能力薄弱，市场竞争力不强。据了解，改革开放以来，在煤炭专用设备研制和国产化工作上取得了巨大成就.但是，由于体制和机制的制约，在煤炭专用设备研制和国产化工作中，力量主要集中在提高单机的设计制造能力和水平上。因而，煤炭专用设备的系统开发、系统设计、系统成套与系统服务，则显得十分薄弱。同时，由于煤炭装备制造业发展滞后，产品的性能和可靠性难以满足高产、高效矿井要求，导致企业在市场竞争中缺乏竞争力。另据了解，目前国仅有焦煤集团和中国煤炭机械工程装备集团具有综合煤机制造实力。种种制约因素与行业技术创新能力不足，造成目前我国煤机制造业与国际水平相比存在很大差距。专家建议，根据目前行业的具体情况，行业创新路线还需要引进和自主研发相结合。专家指出，在全球产业结构调整和转移的浪潮中，以与诸多制约因素前提下，我国煤炭装备制造业面临着重组和规模经营的新趋势。1.1.2国外采煤机的发展今年4月份，全球最大的煤炭开采设备生产商之一Joy

Global

Inc.

(JOYG)获得了其在华建厂的首执照。这家坐落在市的工厂预计将于2007年年初投产。实际上，此次建厂正是Joy

Global提高在华销量计划的一部分，公司的目标是2010年将在华销售额从2005年的1.7亿美元提升至5亿美元。

面对中国不断扩大的采矿设备市场，许多外国公司都在跃跃欲试，Joy

Global并不是唯一的一家。德国的DBT

Group、Eickhoff

Corp.、瑞典的Sandvik

Mining

and

Construction

Ltd.与其他一些大型国际采煤设备生产商都已设法进入了中国市场。煤矿伤亡事故频发与采煤效率低下问题引起了中国政府的担忧，目前中国国正积极地推进煤炭行业的改革重组。未来几年，中国将关闭更多能效低下且存在安全问题的小型煤矿，转而组建一些大型煤炭生产集团。在这样的背景下，对于高端采矿设备的需求也在相应上升。而国的相关设备供应商却无法满足此类需求，这就给海外生产商提供了抢占市场立足点的机会。美国驻中国使馆事务处(China

branch

of

the

U.S.

Commercial

Service)的一位资深商务专家梅报春表示，从开采效率、设备质量、对矿山的环境保护与安全和健康等方面来考虑，中国的主要采煤设备普遍落后其他国家10-15年。虽然中国是全球最大的煤炭生产国，2005年的煤炭总产量达21.1亿吨，但中国煤矿的安全纪录则非常糟糕。几乎每天都有因煤矿爆炸、透水和塌方导致矿工丧生的报导。2005年，中国共有5,986名煤炭工人在事故中丧生。中国的煤矿数量接近2.5万座，其中90%以上是村镇所有的小型煤矿。高端采矿设施需求强劲目前，中国煤矿的机械化程度平均为42%，小型煤矿的机械化程度则更低。极低的自动化和机械化水平意味着煤炭采出率少得可怜。中国煤矿目前的平均采出率仅为35%左右，小型煤矿的采出率更是不到10%。煤炭行业的数据显示，中国约五分之二煤矿的年产量均不到3万吨。除了关闭安全状况差与非法的煤矿（此类煤矿使用的一般都是小型采矿设备）外，中国还将在2010年前建立13个大型煤炭生产基地，并组建5-7家年产量超过1亿吨的大型煤炭生产商。在2010年年底前，国有大中型煤矿的机械化程度将从目前75%的平均水平分别提高至95%和80%。不过，凯基证券(KGI

Securities)分析师伟(Aaron

Zhang)表示，国产的采煤设备已经过时，而且主要是在小型煤矿中使用。实际上，刨煤机、综掘机和支架等一些关键的井下采煤设备还需依赖进口。中国90%的煤矿都属于井下作业。Joy

Global的一位管理人士表示，该公司在中国最畅销的产品是连续采煤机，这种设备已在美国和其他发达国家的大型煤矿中得到了普遍使用。这位不愿透露的管理人士称，到目前为止，中国的生产商已生产出几台类似的样机，但还远没有达到真正的商业化水准。中国市场吸引全球关注过去几年来，外煤设备生产商亲眼目睹了在华销售额的大幅增长。2003年，Joy

Global在中国的销售额仅为5,000万美元，但2004年很快激增至1.4亿美元，2005年为1.7亿美元，今年有可能达到2亿美元。其他外国公司当然也没有袖手旁观。2005年末，德国DBT集团与中国的煤炭公司达成了三笔大宗合同，这使其中国客户的数量在不到18个月的时间里由5个增加到11个。其中有一份合同就是和中国煤炭产量最大的生产商集团XX公司(Shenhua

Group

Corp.，简称：集团)签定的，这也是DBT有史以来签订的最大的一笔订单。该公司在新闻稿中称，合同履行完成后，DBT对集团的支架交货量将达到2,700架。不仅是采煤设备生产商，一些投资公司也开始进入了这片市场.

6月14日，总部在纽约的投资公司Jordan

Co.旗下International

Mining

Machinery

Ltd.宣布，已向国有煤矿机械集团,收购了鸡西煤矿机械和煤矿机械的全部股权。上述交易在国遭到激烈的批评，一些业人士指出，当地政府不应该把一切都卖给海外公司，因为这两家采煤设备制造企业生产的综掘机和支架各占到国销量的近40%。Joy

Global的一位管理人士表示，当前最大的挑战是中国政府正在不断要求煤炭企业购买国产设备。该管理人士称，除民族主义情绪外，价格也是一个问题，进口采煤设备通常比国产设备贵2-3倍。1.2课题的设计目的与意义当今全球制造业企业之间的竞争越来越激烈。企业要赢得竞争，就要以市场为中心，就要以用户为中心，快速地响应市场的需求，快速地满足用户的需要。换句话说，就是要以最短的产品开发时间（Time）、最优的产品质量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的服务（Service），既“TQCS”，去赢得用户和市场。

电牵引薄煤层采煤机，包括截割部分、牵引部分，两部分之间通过螺栓对接，所述截割部分包括螺旋滚筒、齿轮组传动系统，螺旋滚筒与齿轮组传动系统连接，其特征在于所述截割部分增设电动机，电动机与齿轮组传动系统直接连接，所述牵引部分由牵引电动机、齿轮组和主动链轮组成。本实用新型针对已有ZB2X-100型采煤机液压牵引造成的牵引力不足，牵引速度低，各大部件之间存在传动关系造成严重漏油，零件损坏，维修率高等问题，变液压牵引为电牵引，同时改变采煤机的整个结构布局，减少了各大部分之间的传动系统，形成能独立运行的截割和牵引两大部分。牵引功率大，牵引速度高，整机运行可靠。1.3设计容1)采煤机牵引部总体设计;2)采煤机牵引机构设计3)牵引传动箱的设计4)行走部设计2牵引部的总体设计2.1牵引部的组成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。牵引部的特点分为两种，一种是：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。另一种的特点是：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。2.2方案设计1、设计任务：要求对裁采煤机牵引部进行改良设计，我列出了以下几种设计方案，进行比较，用以参考。方案1——液压牵引部设计液压系统：输出力矩较大，但机械结构、工艺操作复杂，重量体积大，功耗和噪声大，能源利用率低，而且它们与主控制器可传递的信息量小、简单，响应慢，精度与可靠性也不高，摩擦力较大启动缓慢，同时还需要一套油泵、泵站和相应的油路支持，容易漏气漏油，对气体或油液中的污染物比较敏感，经常发生故障，维修修理不方便，从、而大大提高了成本。方案2——电力牵引部设计电力系统响应快、机械结构、工艺流程相对简单，重量体积小，易于控制器通讯，精度和可靠性高，但它的输出力矩较小，频宽较低、功率密度较小。根据上诉优缺点可知，在要求输出力或力矩较小且加载精度要求比较高时使用电动加载。以上的两种方案存在着许多不足之处，因此都有待于进一步完善，综合比较而言，电力系统组成元件体积小、重量轻、结构紧凑、惯性小，操纵、控制简单、省力，易于实现过载保护，液压元件之间能实现自动润滑液压元件的使用寿命长，但存在液压传动效率低、噪声大、成本高、成本高、泄露污染环境等缺点降低了它的竞争力。所以我采用的是电力牵引部的设计。[2]2、.通常传动箱有三种传动方式牵引传动箱作为采煤机的辅助牵引部,如:西德EDW-300W采煤机就是采用这种布置方式.其优点就在于支架的控顶距较小机身下面有宽敞的过煤空间.缺点是增加了机身长度.牵引传动箱布置在底托架靠近老塘侧,如:英国AM500采煤机这种布置适合于机面较高的情况.优点是既降低了采煤重心,使得工作平稳,有减少了对接段数缩短了机身长度.缺点是要求机身的控顶架距较大,且机身下面的过煤空间小.牵引传动箱布置在机器的两端.这种布置方式适用于机面位置较低的情况,保证在底托架下面有一定的过煤空间和实现”积木式”拼装.但是两只导向滑靴距离较远.这对于采煤机在使用双电动机时,在运输机水平弯曲和垂直弯曲时对销轮与齿条的啮合不利.2.1.1采高采高是指采煤机实际高度。注意事项：煤层厚度一般不宜超过采煤机的最大采高的，不宜小于采煤机最小采高的。采煤机的最大采高H和最大卧底深度X的关系式：sin（2-1）（2-2）式中：A—机身上部距底板的距离C—机身箱体厚度L—摇臂回转中心到滚筒轴心的长度—摇臂相对机身水平上摆动最大角度—摇臂相对机身水平下摆动最大角度D—滚筒直径2.1.2牵引传动箱的电机选用根据要求可知，需先计算出工作在倾斜轴上的阻力矩TT=G·e（2-3）式中：G—总重量；e—综合重心偏心距。计算工作在倾斜轴上的阻力矩TT=G·e=1.2×10×9.8×300=3528×10N·mm=3528N·m所以可以得知倾斜轴的功率为PP===176.4Kw采用两级蜗杆减速器，查资料得其传动效率大约为0.52，齿轮的效率为0.98，所以其总效率为η=0.52×0.98=0.51。所以P==0.4Kw。考虑到电机本身的效率，与设备的精度与润滑状况，经查表得：电机选用Y90L-6型，其功率P=1.1Kw，转速为n=1000r/min。2.1.3对牵引部的基本要求1、总传动比大2、总传动比应能在工作过程中随时调节3、要在电动机转向一定的条件下反向牵引和停止牵引4、要有可靠的过载保护性能5、要有足够的强度无链牵引机构分类图2—1齿轮销轨型Fig.2-1partialexaminationdrawing图2—2销轮齿条型Fig.2-2structuexaminationdrawing图2—3强力链轮链轨型Fig.2-3coalplowexaminationdrawing图2—4复合齿轮齿条型Fig.2-3historicexaminationdrawing2.1.4选用确定条件1)适用条件：采煤高4米倾角（0~10）度硬度（2~4）f2)已知条件：牵引速度(8.3~4.15)m/min-1；牵引力210KN调节方式：液压；保护方式：液压；牵引机构：无链(节距125)。3)电动机的选择：型号DMB—300S；功率9×103KW；电压1140V；转速1470r/min-1。2.1.5数据处理牵引链链轮与减速器的输出轴相连，链轮工作时，圆环链饶上链轮后，平环和立环一一相间，平环位于链轮的窝槽，立环位于链轮的环槽中，但其下面不接触立环槽底，窝槽圆弧推平环的一端而实现传动。本设计中链轮处置布置，链轮垂直布置，吐链方便，链子垂直也也可以帮助吐链，为了改善链的受力状态，也装有紧链装置。链轮的几何形状比较复杂，其形状和制造质量对于链环和链轮的啮合影响很大。链轮形状设计的不好，就会啃伤链环，加剧链轮与链环的磨损或者链环不能与链正确啮合而掉链。因为链轮是标准件其与链环相互配合，所以可直接根据链环的尺寸从表中直接选择使用链轮，直接查取链轮的基本尺寸如下：[4]表2-1链轮基本尺寸Table.2-1thecoalplowAccorddrawing圆环尺寸链轮齿数30108997418.13508182.51302—3071552302~30740115表中，—节圆直径；—顶圆直径；—平环底至链轮中心距离；—齿形圆弧中心坐标；—齿根圆弧半径；—平环窝槽圆弧半径；—立环槽根圆半径；—立环槽宽度；W—齿肩宽度；链轮宽度应比链环外宽宽些，以保证链轮窝槽与平环相配合，并且链轮齿受到很的的弯曲载荷，保证链轮轮齿有足够的强度。已知链外宽为99，取链轮宽度为：链轮为锻造加工，链轮表面应淬火，齿形部分进行电解加工或模锻，这样可以大大提高链轮的使用寿命.3牵引传动箱的设计3-1牵引传动箱的传动系统图Fig.3-1partialexaminationexaminationdrawing1-行走箱齿轮Z12-行走箱齿轮Z23-电动机输出齿轮Z34-行走箱电动机5-变速箱输入轴6-变速箱行星轮Z47-变速箱输出齿轮Z58-行走箱齿轮Z69-行走箱行走轮Z73.1牵引传动箱的设计计算选择材料与热处理方法查表8-17（p174）[7]行走箱小齿轮Z6：45号钢调质HBS=245-275HBS行走箱大齿轮Z1：45号钢正火HBS=210-240HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.012～0.021)n=2.51～4.39m/s,（3-1）估取圆周速度3.4m/s,选取第Ⅱ公差组8级小齿轮分度圆直径由式3-1得：（3-2）齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8小齿轮齿数按推荐选=24大齿轮齿数=×=2.91×24=69.84,圆整取=70，传动比=/=70/24=2.92传动比误差=2.95-2.92/2.95=0.01，误差在5%围，合适小轮转矩=9.55/=9.55×10×47.53/438.60=1034910N·㎜载荷系数KK=KKKK使用系数KK=1.00动载荷系数K初值K=1.12齿向载荷分布系数得=1.12齿间载荷分配系数的初值，初选由式3-2得：=+=[1.88-3.2（1/+1/）]+=1.66＋1.41=3.07差值得K＝1.42载荷系数K初值K=1×1.12×1.12×1.42=1.78弹性系数得＝189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.45重合度系数=0.77螺旋角系数=0.99许用接触应力[]由式[]=.ZZ/S接触疲劳极限应力、＝600N/㎜＝500N/㎜应力循环次数由式3-2得N=60nj=60×438.60×1×8×300×8＝5.05×N=N/＝5.05×/2.92=1.73×接触强度寿命系数ZZZ=Z=1（3-3）硬化系数Z与说明Z=1.15接触强度安全系数S按一般可靠度S=1.0～1.1取S=1.0[]=600×1×1.15/1.0＝690N/mm[]=500×1×1.15/1.0＝575N/mm的设计初值132.94㎜模数：m=/=132.94×/24=5.40圆整取模数m=6中心距a=m(+)/2=6×94/(2)=289.42㎜分度圆螺旋角=小轮分度圆直径的计算㎜圆周速度V=/60000=×147.79×438.6/60000=3.39m/s与估取的值相近.对K取值影响不大，不必修正取K=K=1.12齿间载荷分配系数=+=[1.88-3.2（1/24+1/70）]=1.66=1.66+1.41=3.07得=1.42载荷系数K=1×1.12×1.12×1.42=1.78小轮分度圆直径取㎜（3-4）取㎜大轮分度圆直径==6×70/=431.05㎜齿宽==0.8×132.94=106.35㎜大齿轮齿宽＝b，圆整取齿宽＝110㎜小齿轮宽=b+（5～10）=110+5=115㎜按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YYYY[]（3-5）齿形系数（3-6）得与＝2.62＝2.23应力修正系数Y＝1.6＝1.76重合修正系数Y由式3-2得Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以Y=0.70螺旋角系数许用弯曲应力[]由式（3-5）计算[]=YY/S弯曲疲劳极限查图（3-6）=460N/㎜=390N/㎜弯曲疲劳强度得寿命系数查得=1.0尺寸系数YY=1.0安全系数S则S=1.25[]=460×1×1/1.25=368N/㎜（3-7）[]=390×1×1/1.25=312N/㎜（3-8）故=×2.62×1.60×0.70×0.85=90.11N/㎜<[]=×2.23×1.76×0.70×0.85=88.70N/㎜<[]满足要求，合格。采煤机行走部设计图3—1牵引传动系统Fig.3-1preventedfallsdrawing按《机械设计课程设计》选择材料与热处理方法查表8-17（p174）[7]小齿轮：45号钢调质HBS=245-275HBS大齿轮：45号钢正火HBS=210-240HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.012～0.021)n=5.79～10.14m/s,（3-9）估取圆周速度7.5m/s,选取第Ⅱ公差组8级小齿轮分度圆直径由式8-77得（3-10）齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8小齿轮齿数，中选=24大齿轮齿数=×=3.42×24=82.08,圆整取=83，传动比=/=83/24=3.46传动比误差=3.50-3.46/3.50=0.09，误差在5%围，合适小轮转矩=9.55/=9.55×10×50/1500=318300N·㎜载荷系数KK=KKKK使用系数KK=1.00动载荷系数K8-57K=1.22齿向载荷分布系数得=1.12齿间载荷分配系数的初值，初选由式3-10得=+=[1.88-3.2（1/+1/）]+=1.67＋1.41=3.08差值得K＝1.42载荷系数K初值K=1×1.22×1.12×1.42=1.94弹性系数得＝189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.45重合度系数，=0.77螺旋角系数=0.99许用接触应力[]由式[]=.ZZ/S接触疲劳极限应力、查图8-69＝570N/㎜（3-11）＝460N/㎜（3-12）应力循环次数由式3-11得N=60nj=60×1500×1×8×300×8＝1.73×109N=N/＝1.73×/3.46=5×接触强度寿命系数ZZZ=Z=1（3-13）硬化系数Z与说明Z=1.15接触强度安全系数S查表按一般可靠度S=1.0～1.1取S=1.0[]=570×1×1.15/1.0＝656N/mm[]=460×1×1.15/1.0＝529N/mm的设计初值（3-14）95.94㎜模数：m=/=95.94/24=3.62圆整取模数m=4中心距a=m(+)/(2)=4×107/2=219.63㎜分度圆螺旋角（3-15）=小轮分度圆直径的计算㎜圆周速度V=/60000=3.14×98.53×1500/60000=7.74m/s与估取的值相近.对K取值影响不大不必修正取K=K=1.22齿间载荷分配系数=+（3-16）=[1.88-3.2（1/24+1/83）]=1.67=1.67+1.41=3.08得=1.42载荷系数K=1×1.22×1.12×1.42=1.94小轮分度圆直径取㎜取㎜大轮分度圆直径==4×83/=340.73㎜齿宽==0.8×95.94=76.75㎜大齿轮齿宽＝b圆整取齿宽＝80㎜小齿轮宽=b+（5～10）=80+5=85㎜按齿根弯曲疲劳强度校核计算=[]（3-17）齿形系数得与＝2.62＝2.21应力修正系数Y＝1.6＝1.78重合修正系数Y由式3-17得Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以Y=0.70螺旋角系数许用弯曲应力[]由式（3-17）计算[]=YY/S（3-18）弯曲疲劳极限查图（3-18）=460N/㎜=390N/㎜弯曲疲劳强度得寿命系数查图8-73查得=1.0尺寸系数Y查图8-74Y=1.0安全系数S查表8-27则S=1.25[]=460×1×1/1.25=368N/㎜[]=390×1×1/1.25=312N/㎜故=×2.62×1.60×0.70×0.85=90.65N/㎜<[]=×2.21×1.78×0.70×0.85=90.38N/㎜<[]满足要求，合格。2轴的设计3-2牵引传动箱的传动系统Fig.3-2examinationdrawing1-变速箱输出轴2-变速箱输入轴该水平移动轴在工作过程中，受到弯矩和扭矩的作用，弯矩是吊具、工件、电、机减速器与其附件的重力造成的，其总重量最大为350Kg，扭矩主要是吊具和轴的摩擦力造成的。根据实际需要，轴材料选用45号钢，其总长度大约为3米，两端受支承，所以最大弯矩出现在轴的中点，即≤[]（3-19）式中，M—为轴所承受弯矩N·mm；W—抗弯截面模量，本设备采用实心轴取W=0.3；查表得[]=300。初步确定轴的直径d==55选轴径d=60mm轴和吊具均采用45号钢，查资料3，钢与钢之间的滑动摩擦系数为0.15，所以摩擦力F=9.8×350×0.15=515N，所以扭矩T=30×515=15450N·mm=15.45N·m当本设备中工作时，轴的弯矩比较大，其大小值为5145N·m,而扭矩相对比较小，其大小为15.45N·m，故当量弯矩近似等于弯矩，其校核可免。材料选用45号钢工作时，销轴在径向力R的作用下主要是受挤压和剪切，如图5.4.1-1所示，挤压强度条件和剪切强度条件分别为：=[]N/（3-20）=[]N/（3-21）式中h—挤压面最小高度，本设备中去6.5mm；[]—许用挤压应力，按销和被联接键材料较弱者查表选取，在有轻微冲击载荷的情况下，我们取[]=110N/；Z—销的个数,取1；[]--销的许用剪切应力，对经热处理后的碳钢，取[]=80N/由（3-20）式得d==6.17mm由（3-21）式得d==8.38mm本设备工作时，安全系数要求很高，在考虑磨损、冲击振动、热变形等综合因素的情况下，取d=20mm。轴的受力分析：由于齿轮1和齿轮2采用的是同心轴所以一轴的受力情况是：插入阻力按Fina按下式计算：Fina=b0=840×29.4=24696N式中，b——同时插入料堆的承载板和的边缘之和，cm;0——单位长度插入阻力，N/cm；其查表选取0=19.6~29.4取力的计算取力FP按下式计算：FP=KdZb，0=1.7×2×50×29.4=4998N式中，Kd—动载荷系数Kd=1.6~1.7；Z—Z=2；b—个插入料堆的边缘长度，cm;因为齿轮3)是齿轮轴,所以齿轮轴所采用的轴承分别是调心滚子轴承和推力圆柱滚子轴承.选择原因:调心滚子轴承主要承受径向负荷,也能承受少量的双向轴向负荷,外圈滚道是球面,具有调心性能,外圈轴线相对偏斜0.52度,适用于多支点轴,弯曲刚度小的轴以与难于精确对中的支撑.推力圆柱滚子轴承:能承受很大的单向轴向负荷,但是不能承受径向负荷,极限转速很低,所以使用于低速重栽场合.图3—3轴的受力分析图Fig.3-2articlefallsdrawing计算截面应力：几面右侧弯矩M为：M=136905*（66-36）/66=62229N.mm截面上的扭矩T为：T=620750N.mm抗弯截面系数：W=0.1=0.1*603=21600mm抗扭截面系数：Wt=0.2D3=0.2*603=43200mm3截面上的弯曲应力：DB=M/W=62229/21600=2.88N/mm2截面上的扭转剪应力：T=T/Wt=620750/43200=14.37N/mm2弯曲应力幅：Da=DB=2.88N/mm2弯曲平均应力：Dm=0扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即，Ta=Tm=T/2=14.37/2=7.19N/mm23.3轴的校核：支反力：水平面RH1=1570.5N，RH2=1570.5，N垂直面RV1=1355.1N，RV2=-196.1N弯矩MH和MV：水平面MH=103653N.mm垂直面MV1=89437N.mm合成弯矩：M=√M2H+M2V=√1036532+894372=136905N.mm扭矩T：T=620750N..mm3.4变速箱设计3-4牵引变速箱的传动系统图Fig.3-4examinationdrawing1-变速箱齿轮Z12-变速箱齿轮Z23.4.1输入轴速齿轮的设计选择齿轮材料：小轮选用45#，调质=245-275HBS大轮选用45#，正火=210-240HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算：采用直齿圆柱齿轮传动，按V=(0.013～0.022)=6.44～10.89m/s估取圆周速度V＝7.5m/s,选取=2\*ROMANII公差组8级小齿轮分度圆直径由式3-21得（3-22）齿宽系数,查教材表3-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.8小齿轮齿数Z1在推荐值20～40中选24大齿轮齿数Z2=Z1×i=4.4×24=105.6，圆整齿数比u=Z2/Z1=106/24＝4.42传动比误差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067,误差在5%,合适小轮转矩=9.55×10/n=9.55×10×54.0/1500=343.8N·㎜载荷系数K由式（3-23）得K=·K·K·K（3-23）使用系数，查教材表（3-20）=1.00动载荷系数K的初值K由教材图（3-21）查得K=1.24齿向载荷分布系数K由教材图（3-20）查得K=1.12由式（3-22）得（3-24）=[1.88-3.2(1/Z+1/Z)]=[1.88-3.2(1/24+1/106)]=1.72查教材表3-21并插值K=1.16则载荷系数的初值为：=×=1×1.24×1.12×1.16=1.61弹性系数查表3-22得＝189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.5重合度系数，=0.87许用接触应力[]由式[]=.ZZ/S接触疲劳极限应力、600N/mm500N/mm应力循环次数由式3-得=60n2j=60×1500×1×8×300×8＝1.73×=/＝1.73×/4.4=3.93×查图3-23接触强度寿命系数Z，ZZ=Z=1.0（3-25）硬化系数Z与说明Z=1.15接触强度安全系数S按一般可靠度S=1.0～1.1取S=1.0[]=600×1×1.15/1.0＝690N/mm[]=500×1×1.15/1.0＝575N/mm的设计初值95.63㎜模数：m=/=95.63/24=3.98圆整取模数m=4中心距a=m(+)/2=4×（24+106）/2=260㎜小轮分度圆直径的计算，24×4=96㎜圆周速度v=/60000=×96×1500/60000=7.54m/s与估取的值相近.对K取值影响不大不必修正K取：K=K=1.61大轮分度圆直径=m=4.0×106=424mm，齿宽==0.8×95.63=76.50㎜大齿轮齿宽＝b圆整取齿宽＝80㎜小齿轮齿宽=b+（5～10）=80+5=85㎜按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YYYY[]（3-26）得与小轮＝2.67大轮＝2.18应力修正系数Y＝1.58＝1.81重合修正系数Y由式3-25得Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69所以Y=0.69许用弯曲应力[]由式（3-21）计算[]=YY/S弯曲疲劳极限查图（3-22）=460N/mm=390N/mm弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0尺寸系数YY=1.0安全系数SS=1.3[]=460×1×1/1.3=353.85N/㎜[]=390×1×1/1.3=300N/㎜故：=2×1.61×343800×2.67×1.58×0.69/（85×96×4）=98.74N/㎜[]=2×1.61×343800×2.18×1.81×0.69/（80×96×4）=98.11N/㎜[]满足要求，合格。3.4.2输出轴变速齿轮的设计3-5牵引变速箱的传动系统图Fig.3-5examinationdrawing1-变速箱齿轮Z12-变速箱齿轮Z2依据变速组模数相等理论设计。所以m=4根据需要，，=65所以分度圆直径㎜两轮齿宽＝b圆整取齿宽＝80㎜选择齿轮材料：齿轮均选用45#HBS=210-240HBS[1.88-3.2（）]=1.78K=1×1.3×1.19×1.12=1.73按齿根弯曲疲劳强度校核计算：=YYYY[]（3-27）得＝2.27应力修正系数Y：＝1.74重合修正系数Y由式3-26得：Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67所以Y=0.67许用弯曲应力[]由式（3-26）计算：[]=YY/S（3-28）弯曲疲劳极限=390N/mm弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0尺寸系数YY=1.0安全系数S则S=1.3[]=390×1×1/1.3=300N/㎜故：=2×1.73×343800×2.27×1.74×0.67/80×260×4=37.84N/mm[]满足要求，合格。3.5校核轴的疲劳强度3-6牵引变速箱的传动系统图Fig.3-6examinationdrawing1变速箱的输入轴3.5.1判断危险截面从受载情况观察，截面C上最大，但应力集中不大（过盈配合与键槽引起的应力均集中在两端），而且这里轴径最大，故截面C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重。截面V的应力集中与截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大。分析可知，危险截面为IV截面（左侧）。图3—7校核轴的受力分析图Fig.3-7articlefallsdrawing3.5.2计算危险截面应力截面右侧弯矩为N/㎜截面上的扭矩为=1512720N·㎜抗弯截面系数N/㎜抗扭截面系数N/㎜截面上的弯曲应力N/㎜截面上的扭转剪应力N/㎜弯曲应力幅N/㎜弯曲平均应力扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即N/㎜3.5.3确定影响系数轴的材料为45号钢，调质处理。得N/㎜;;N/㎜,N/㎜。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2.0/68=0.029,D/d=70/68=1.03,经差值后可得。尺寸系数、，查得=0.67，=0.80。表面质量系数、根据=650N/㎜和表面加工为精车，得材料弯曲、扭转的特性系数，由上面的结果可得式中的许用安全系数[S]值，可知该轴安全。3.6联轴器和键的选用3-8牵引行走想电动机Fig.3-8examinationdrawing1-连轴器3.6.1倾斜装置联轴器的选用根据轴径和传输扭矩，电机和减速器高速轴的连轴器选用:HL2连轴器GB5014-85主动端：Z型轴孔,C型键槽从动端：J型轴孔,B型键槽小齿轮键C22×80GB1096-79参数:键宽b=22mm,键高h=14mm,键长l=80mm大齿轮键C22×90GB1096-79参数:键宽b=22mm,键高h=14mm,键长l=90mm减速器低速轴键C14×80GB1096-79参数:键宽b=14mm,键高h=6mm,键长l=80mm丝杠键C14×80GB1096-79参数:键宽b=14mm,键高h=9mm,键长l=80mm水平移动轴键C18×80GB1096-79参数:键宽b=18mm,键高h=11mm,键长l=80mm3.6.2键的校核键长度为L，直径为的的平键连接工作时的受力状况如图3-3所示，当轴传递扭矩时，键的工作面受到压力的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效形式是键、轴槽和轮毂三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切，当键用45钢制造时，主要失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算，假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是：图3-9键的工作图Fig.3-9keyworkingdrawingσ=≤[σ]N/（3-29）式中，k—键与轮毂（或轴槽）的接触高度，mm，k=h/2，h为键高（尺寸查有关设计手册）；L—键的工作长度，型型型为键宽（尺寸查有关设计手册）[σ]—许用挤压应力，查资料取[σ]=110N/现对倾斜装置中的大齿轮键进行校核，键的型号为CC22×GB1096-79参数：键宽b=22mm，键高h=14mm，键长l=80mm，轴径d=80mm由式（3-29）得：σ==8.53≤[σ]满足要求。4技术经济分析根据这次我所设计的无链电牵引采煤机牵引部，会使采煤机在工作中各方面性能具有很大程度上的提高。1）.效率上，向比较现在的采煤机大部分都是靠液压牵引为牵引动力，工作缓慢，效率低下，体形过于庞大和笨重，不利于采煤机的行走并且会过多的浪费有效的资源。而我所设计的电力牵引部，可以使采煤机的重量大大的减轻，能够更精确，更高效的工作。可以节省更多的有效可利用资源。2）.对工作环境的要求，现有的液压牵引采煤机要求的工作环境很高，我设计的电牵采煤机则可以在各种恶劣的环境下工作。对环境的要求并不高。3）.因为我设计的采煤机是无链的，所以这样可以使采煤机摆脱老式的依靠链做动力连接的方式，可以缩短采煤机的大小，更方便采煤机在地下工作的灵活性。5结论在能源日益紧缺的今天，高效节能的产品日益受到人们的青睐，高效的采煤机更受到关注,而我所设计的采煤机的牵引部设计以与行走机构设计则能够提高现有的采煤机的效率。在高效的前提下实现对无链电牵引采煤机传动系统具有机器重要的意义。本文以机械设计理论为基础，结合电牵引传动理论，对大功率牵引加载试验台机械系统设计进行研究。该试验台是由变速器、减速器、增速器、辅助泵以与传感器等组成的系统。本设计还有一些不足之处，一是基于能量回收的牵引加载试验台实例还比较少，设计时参考资料少，考虑必然会出现欠缺之处。二是对于液压设计理论的理解还不够深刻，运用起来不是很得心应手。另外，本设计只是处于理论阶段，由于条件制约，没能做成实物进行试验，所以这些都是需要进一步研究和实践的。致经过几个月的忙碌和学习，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有老师的督促指导，以与一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。

在这里首先要感我的指导老师师建国。他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。除了敬佩师老师的专业水平外，他严谨的治学态度和钻研科学的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

然后还要感大学四年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。

最后感各位老师大学四年来对我的大力栽培，在此，我向各位老师表示深深的感和崇高的敬意。参考文献[1]熙伟，建萍.综采技术的发展方向[J].液压与气动，2007（3）：1～4[2]志峰，光复.绿色设计.：机械工业，1999年.[3]隗金文,采煤机传动系统.:东北大学,2001年.[4]桑勇，占林，祁小野，白国长.牵引系统中节能技术的讨论[J].机床与液压，2007（3）：83～86[5]StepW.James,sarfrazKhaliq,RalphP.Tatam..Alongperiodgratingliquidlevelsensor[6]展，叶少华，为峰.减速器设计选用设计手册.：科学技术，2001年[7]巩云鹏,田万禄,祖立,黄秋波.机械设计课程设计.:东北大学,2000年.[8]王洪欣,木,秉忠.机械设计工程学(I).:中国矿业大学,2001年.[9]唐大放,晓宁,现卿.机械设计工程学(II).:中国矿业大学,2001年.[10]吴宗泽.机械设计实用手册.:化学工业,1999年.[11]马晓春.我国现代机械制造技术的发展趋势[J].森林工程，2002（3）目录前言11绪论3HYPERLINK\l