采煤机截割部设计毕业设计说明书.docx

中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 1 页中国矿业大学毕业论文任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自 04-2 班学生姓名 甘龙兵任务下达日期： 2008 年 03 月 16 日毕业论文日期： 2008 年 3 月 17 日至 2008 年 6 月 10 日毕业论文题目： 中厚煤层采煤机截割部的设计毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：设计参数：总装机功率： 900 KW适应煤质硬度： f4截割部功率： 400 KW采高范围： 2.2 3.5m滚筒截深： 800 mm滚筒转速： 40 r/min电机转速： 1470 r/min额定电压： 1140 V要求：（1）完成采煤机总体方案设计。（2）对截割部的传动及结构进行设计。（3）设计完成截割部的组件、零件工作图设计。（4）编写完成设计计算说明书。中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 2 页牌铭部控电、8动传压液、7筒滚旋右、6筒滚旋左、5部走行右、4部走行左、3部割截右、2部割截左、1中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 3 页第二章总体方案的确定2.1 MG400/900-3.3D 型采煤机简介MG400/900-WD 型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率 900KW ，截割功率 2400KW,牵引功率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 主要技术参数该机的主要技术参数如下：采高m2.2-3.5截深mm800适应倾角 25 适应煤质硬度F4滚筒转速r/min40摇臂长度mm3500牵引速度m/min0-15牵引型式齿轮 - 齿轨机面高度mm1726最小卧底量mm265灭尘方式内外喷雾装机功率kw900电压v1140中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 4 页2.1.3MG400/900-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。2.3 截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为400 2KW ，即每个截割部功率为400KW 。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 YBC3 400,其主要参数如下：额定功率： 400KW ；额定电压： 1140V额定电流： 296A;额定转速： 1470P/m额定频率： 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。2.4 传动方案的确定2.4.1 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，滚筒的转速出中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 5 页现低速化的趋势。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 i总I 总n147036 75n滚40n 电动机转速r/minn滚 滚筒转速r/min2.4.2 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。本次设计采用 NWG型行星减速装置，其原理如图所示：中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 6 页a- 太阳轮b-内齿圈g-行星轮x- 行星架NWG行星机构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0.97 0.99,传动比一般为 2.1 13.7 。如上图所示，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2.7 9。查阅文献 4, 采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为4 6。这里定行星减速机构传动比i agb5.747则其他三级减速机构总传动比I I 总 i agb36.75 5.747=6.39由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为i j 3 4; 根据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：i 1 1.79,i 2 1.56,i3 2.29以此计算，四级减速传动比的总误差为：(36.751.79 156229 5 747） 36 7502在误差允许范围5内，合适。中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 7 页第三章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n11470 r / min轴n31470/ 1.79 821.2/ minr轴n4n3 / i 2 821.2 / 1.56526.43 r / min轴n6n4/i 3526.43/ 2.29229.88 / minr各轴功率计算：轴P1P 3400 0.99=396 kW轴P2P12123960.98 0.99 2 =384.2 kW轴P3P221384.2 0.98 0.99=372.75 kW轴P4P3 21 3372.75 0.98 0.99 0.99=358 kW中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 8 页轴P5P42 1 33580.98 0.99 0.99=343.9 kW轴P6P521343.9 0.98 0.99=333.6 kW轴P7P6 2 13333.60.98 0.99 0.99=320.5 kW轴P8P72 13320.50.98 0.99 0.99=307.8 kW各轴扭矩计算 :轴T19550 P19550 3962572.65Nmn11470轴T39550 P39550 372.754358.9Nmn3821.2轴T49550 P49550 3581 6698.23N mn4526.43轴T79550 P79550 320.513792 N mn7229.8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转速转矩 T/(N m)传动比n/(r min 1 )轴39614702572.651.79轴372.75821.24358.9轴358526.436698.231.56轴320.5229.88137922.29轴307.8229.88427494.25.7473.2 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、转矩以中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 9 页及各级传动的效率，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 vt(0.013 0.022)n1 3 p1 /n1 估取圆周速度 vt14.24m / s ，参考文献 1 表 8 14，表 815 选取小轮分度圆直径 d1 ，由式（ 8 64）得2kT1u1 ZEZ HZ2d1()3udH齿宽系数d 查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 0 6小轮齿数 Z1Z1 =19惰轮齿数 Z 2Z 2 i1Z11.7919 34.01齿数比 uu Z 2/ Z134 /19传动比误差u / u 0误差在3%范围内小轮转矩 T12572650Nmm计算结果HRC 5662vt14.24m / s公差组 6 级d 06 Z1 =19Z 2 34u 1.79合适中国矿业大学2008 届本科生毕业设计载荷系数K由式（ 854）得 KK A K V K K使用系数 K A查表 8 20动载荷系数 K V查图 8 57 得初值 K Vt齿向载荷分布系数 K查图 860齿间载荷分配系数 K由式 855 及0 得 1.883.2( 1 / Z1 1 / Z 2) cos 1.88 3.2(1/19+1/34)=1.617查表 821 并插值K1则载荷系数 K 的初值K t2.1 K t1.751.1 1.08 1弹性系数 Z E查表 822Z E 189.8N / mm2节点影响系数 Z H查图 8640 , x1x 20重合度系数 Z查图 8650许用接触应力由式 869 得H HLimZ H Z/ SH接触疲劳极限应力HLim 1、 HLim 2 查图 869应力循环次数由式870 得N160njL h6014702( 2030010 )第 10 页K A 175K Vt 1 11K1.08K 1K t2.1Z E 189.8N / mmZ H 2.5Z 0.897HLim 11450N / mm2HLim 21450N / mmN110.58 109N25.92109中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 11 页N2N1 / u10.58 / 1.795.92109Z N 1ZN 21则查图 870 得接触强度得寿命系数Z N1Z N 21Z1硬化系数 Z查图 871 及说明接触 强度 安全系数 SH查表 8 27 ，按 高可 靠度 查SHLim1.5 1.6 取 SH1.6H 1H 2145011 / 1.6906.25N / mm2故 d的设计初值 d1t为122.125726501.791189.82.5230.897d1t0.61.79906.25183.6齿轮模数 md1t / Z1183.6 /199.66mm查表 83小齿分度圆直径的参数圆整值 d1t Z1m19 9圆周速度 vvd1t n1 / 600003.141901470 / 60000与估取 vt14.6m / s 很相近，对 KV取值影响不大，不必修正K VK VK Vt 1.11 ，KK t2.1小轮分度圆直径d1d1t惰轮分度圆直径d2mZ21034340中心距am Z1Z 210 1934a22265齿宽bbd d1t min0.6183.6 110SH1.6m 10 mm d1t 190mmv 14.6m / sK V1.11 , K2.1d1190mmd2340mma265 mm中国矿业大学2008 届本科生毕业设计惰轮齿宽b2b110小轮齿宽b1b25 103 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 8 66F2KT1YFYSYFbd1 m齿形系数 YF查图 867小轮 YF1大轮 YF 2应力修正系数 YS查图 868 小轮 YS 1大轮 YS 2重合度系数 Y , 由式 867Y 0.250.75 /0.250.75 / 1.6170.71许用弯曲应力F 由式 871FFLim YN Yx / SF弯曲疲劳极限FLim查图 8 72弯曲寿命系数YN查图 8 73尺寸系数Yx查图 874安全系数SF查表 8 27则F 1F 2FLim 1 YN1YX 1 / SF8501 0.98 / 2F 12 2.1425726502.861.540.71157.6N / mm2F111519010第 12 页b2110 mmb1115mmYF 1 2.86YF 2 2.47YS 1 =1.54YS 2 =1.63Y0.71FLim1850N / mm2FLim 2850N / mm2YN 1YN 2 1Yx 1SF 2F1416.5N / mm2F 2416.5N / mm2F 1157.6N / mm2中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 13 页F 22 2.1425726502.47 1.63 0.71 84.16N / mm2F 2F 2 84.16N / mm2110340104. 齿轮几何尺寸计算分度圆直径dd1mZ11019d1190mmd2mZ21034d2340mm齿顶高 haha*1 1010mmha10mmha m齿根高 hfh fha *c* m10.25 10h f12.5mm齿顶圆直径 dad a1d12ha190210da 1210mmda 2d22ha340210da 2360mm齿根圆直径 d fd f 1d12hf190212.5d f 1165mmd f 2d 22h f340212.5d f 2315mm基圆直径dbdb1d1 cos190cos20db1178.5mmdb 2d2 cos340cos20db 2319.5mm齿距ppm31.4p.31.4mm齿厚ssm / 215.7s15.7mm中心距aa265圆整a265mm齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核：1) 选择齿轮材料查文献 1 表 8-17齿轮选用 20GrMnTi 渗碳淬火HRC 56622) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt( 0.013 0.022 )n3 3 p3 / n3 估vt11.32m / s公差组 7 级中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 14 页取圆周速度 vt11.32m / s ，参考文献1 表 814，表 8 15选取小轮分度圆直径 d1 ，由式（ 8 64）得2kT1u1Z EZHZ2d1()3uH d齿宽系数d 查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 0 6小轮齿数 Z 4大轮齿数 Z5Z 5 i 2 Z 41.562437.44 圆整取齿数比 uu Z5 / Z437 / 24传动比误差u / u0.003误差在5%范围内小轮转矩 T46698230N mm载荷系数K 由式（ 854）得 KK A K V K K使用系数 K A查表 8 20动载荷系数 K V查图 8 57 得初值 K Vt齿向载荷分布系数K查图 860齿向载荷分配系数K由式 855 及0 得d 06Z 4 =24Z5 37u 1.542合适T46698230N mmK A 1.75K Vt 1.18K1.081.88 3.2(1/ Z41/ Z5 ) cosK1.11.88 3.2(1/23+1/36)=1.65K t2.45查表 821 并插值K 1.1则载荷系数 K 的初值 K t1.75 1.18 1.08 1.1Z E 189.8 N / mm中国矿业大学2008 届本科生毕业设计第 15 页弹性系数 Z E查表 822Z H2.5Z E 189.8N / mm2Z0.87节点影响系数 Z H查图 8640 , x 1x 20重合度系数 Z查图 86501450N / mm2由式 869 得HLim 1许用接触应力HLim 21450N / mmHHLimZ H Z/ SH接触疲劳极限应力HLim 1、 HLim 2 查图 869N12.956109应力循环次数由式 870 得N21.89109N160njL h60 821.2 1(2030010)Z N 1ZN 21N2N1 / u2.956 109 / 1.565 1.89 109Z1则查图 870 得接触强度得寿命系数 Z N1Z N 21硬化系数 Z查图 871 及说明接触 强度 安全系数SH查表 8 27 ，按 高可 靠度 查SH1.6SHLim1.5 1.6 取 SH1.6145011/ 1.6 906.25N / mm2m11H 1H 2齿轮模数 md4t / Z4265.08 / 2411.045mm查表 8 3d4 t264mm小齿分度圆直径的参数圆整值d4t Z4m 2411圆周速度 vv11.34m / svd 4t n3 / 600003.14264821.2 / 60000K V1.18中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计与估取 vt 9m / s 很相近，对 K V 取值影响不大，不必修正K V K Vt 1.18 ，KK t2.45小轮分度圆直径d4d 4t惰轮分度圆直径d5mZ51137 407中心距aam Z4 Z511 24 372335.52齿宽bbdd1t min0.6 265.08 160惰轮齿宽b5b125小轮齿宽b4b55 103 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 8 66F2KT4 YFYS YFbd4 m齿形系数 YF查图 867小轮 YF 4大轮 YF 5应力修正系数 YS查图 868 小轮 YS 4大轮 YS 5重合度系数 Y , 由式 867Y 0.25 0.75 /0.25 0.75 /1.65许用弯曲应力F由式 871FFLim YN Yx / SF弯曲疲劳极限FLim查图 8 72第 16 页K2.45d4264mmd5407mma335.5mmb5160mmb4135mmYF 4 2.71YF 5 2.45YS 4 =1.58YS 5 =1.64Y0.7FLim 4850N / mm2中国矿业大学2008 届本科生毕业设计弯曲寿命系数YN查图 8 73尺寸系数Yx查图 874安全系数SF查表 8 27则第 17 页FLim 5850N / mm2YN 1YN 2 1Yx 0.98SF 2F 1F 2FLim 4YN1 YX 1 / SF8501 0.98 / 2F 42 2.4532510002.71 1.58 0.7 197.14 N / mm21302079F 52 2.4532510002.45 1.64 0.7 122.92N / mm21253249(4) 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 dd 4mZ41124d5mZ51137齿顶高 hahaha * m1 1111mm齿根高 hfh f*c* m10.25 11ha齿顶圆直径 dad a4d 42ha264211da 5d52ha407211齿根圆直径 d fd f 4d42h f164213.75d f 5d52h f407213.75F 1F 2F 4F 4F 5F 5d4d5hah fda 4da 5d f 4d f 5416.5N / mm2416.5N / mm2197.14N / mm2122.92N / mm2264mm407mm11mm13.75mm286mm429mm236.5mm379.5mm基圆直径dbdb 4d 4 cos264cos20db 4248mm中国矿业大学2008 届本科生毕业设计db 5d5 cos407 cos20齿距ppm34.45mm齿厚ssm / 217.27中心距aa336mm圆整齿轮 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dd 6mZ616 17d7mZ71628齿顶高 haha*1 16 16mmha m齿根高 hfh fha *c* m10.2516齿顶圆直径 dad a6d62ha2722 16da 7d72ha448216齿根圆直径 d fd f 6d62h f272220d f 7d 72h f448220基圆直径dbdb 6d6 cos272cos20db 7d7 cos448cos20