400对920-型采煤机左摇臂结构设计.doc

毕毕业业设设计计说说明明书书 毕业生姓名： 专业 ： 机电一体化 3 班 学号 ： 指导教师 所属系（部） ： 机械电子工程系 二二一三年五月一三年五月 i 摘摘 要要 MG400/920-WD 型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大， 所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老 塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。 本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/920-WD 型采煤机截割部 主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动 机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割 部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤 空间，提高了装煤效果。 在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了 设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进 行了叙述和介绍。 此外，还对 MG400/920-WD 采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥 该采煤机的性能，达到最佳工作效果。 关键词：采煤机；截割部；行星轮系；传动齿轮；设计 ii 目目 录录 摘摘 要要I I 第第 1 1 章章 概述概述1 1 1.11.1 采煤机发展的历史采煤机发展的历史 1 1 1.21.2 我国采煤机我国采煤机 3030 多年的发展进程多年的发展进程 2 2 1.31.3 采煤机的发展趋势采煤机的发展趋势5 5 1.41.4 采煤机的类型及主要组成采煤机的类型及主要组成 6 6 第第 2 2 章章 总体方案的确定总体方案的确定8 8 2.12.1 MG400/920-WDMG400/920-WD 型交流电牵引采煤机简介型交流电牵引采煤机简介 8 8 2.22.2 左摇臂结构设计方案的确定左摇臂结构设计方案的确定 9 9 2.32.3 左截割部电动机的选择左截割部电动机的选择9 9 2.42.4 传动方案的确定传动方案的确定 9 9 第第 3 3 章章 传动系统的设计传动系统的设计1111 3.13.1 各级传动转速、功率、转矩的确定各级传动转速、功率、转矩的确定 1111 3.23.2 齿轮设计及强度效核：齿轮设计及强度效核：1313 3.33.3 轴的设计及强度效核轴的设计及强度效核2020 3.43.4 截割部行星机构的设计计算截割部行星机构的设计计算 2626 3.53.5 轴承的寿命校核轴承的寿命校核 4040 3.63.6 花键的强度校核花键的强度校核 4141 第第 4 4 章章 采煤机的使用与维护采煤机的使用与维护4242 4.14.1 采煤机使用过程中常见故障与处理采煤机使用过程中常见故障与处理 4242 4.24.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 4343 4.34.3 采煤机轴承的维护采煤机轴承的维护及及漏油的防治漏油的防治 4444 iii 4.44.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 4747 4.54.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 5 51 1 结结 论论5454 致致 谢谢5555 参参 考考 文文 献献5 56 6 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 1 第第 1 1 章章 概述概述 1.1 采煤机发展的历史采煤机发展的历史 20 世纪 40 年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用 截链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时 德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50 年代初，英国和德国相继研制出了滚筒 式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截 齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开 采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用 中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了 采煤机生产率的提高。进入 60 年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截 割滚筒做出革命性改进。1截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋 存条件的适应性；2把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，即螺旋滚筒，极 大地提高了装煤效果。这俩项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基 础。 可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机 械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展发展阶段。 从此，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善， 生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显 等先进的监控技术已经在采煤机上得到应用。 我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往 设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来 设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改 设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯 依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的 尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通 过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的 应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载 能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 2 性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前 进行优化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争 力。 1.21.2 我国采煤机我国采煤机 3030 多年的发展进程多年的发展进程 1.2.11.2.1 2020 世纪世纪 7070 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。 1.2.21.2.2 2020 世纪世纪 8080 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。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 3 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。 1.2.31.2.3 2020 世纪世纪 9090 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 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 4 围绕高产高效的要求进行，其主要方向是： （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 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 5 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，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机 市场，这也是个了不起的进步。 1.31.3 采煤机的发展趋势采煤机的发展趋势 80 年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大 的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势： 1）增大功率和能力 为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论 厚、中厚和薄煤层的采煤机均在不断增大装机功率和生产能力。 2）电牵引采煤机已成为主导机型 目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机 型。 3）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构 为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。 4）机器的结构布置有新的发展 近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵 向布置采煤机的牵引部和截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进 挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的结构布置方式。 5）截割滚筒的革新和改进 截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行 的其主要改进有增大截深、采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计 CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方面。 6）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型 薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发 展有，开发出了薄煤层、厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。 7）提高采区工作电压 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 6 80 年代以前，各国采区工作面设备电压多为 1000V 左右。随着综采设备向大功 率发展，目前采煤机最大功率达 1220kW ，截割电机最大功率达 6000kW，刮板输送 机最大功率达 1125kW，驱动电机最大功率达 525 kW，加上工作面长度的不断增长， 所 以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般为 2300、3300、4160 和 5000V 等几档。 8）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制 现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊 断和自动控制，这是代表采煤机水平的重要标志。现代采煤机的微处理系统除了工 况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显示、存储、控制和传输等， 以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。 9）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件 （如电动机、截割部固定减速箱、摇臂、滚筒、牵引部、行走箱、牵引机构等）制 定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的连接尺寸一致。这样，就可以 根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩大 采煤机的系列和加速研制过程。 10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大 修周期，提高机器的使用率和开机率。 1.41.4 采煤机的类型及主要组成采煤机的类型及主要组成 采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤 机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外 牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为 额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 7 1、左截割部 2、右截割部 3、左行走部 4、右行走部 5、左旋滚筒 6、右旋滚筒 7、液压传动 8、电控部 铭牌 电控部 编程站 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 8 第第 2 2 章章 总体方案的确定总体方案的确定 2.12.1 MG400/920-WDMG400/920-WD 型交流电牵引采煤机简介型交流电牵引采煤机简介 MG400/920-WD 型交流电牵引采煤机，该机装机功率 920KW，截割功率为 400KW。 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。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 9 2.1.22.1.2 主要技术参数主要技术参数 该机的主要技术参数如下： 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/min 28.458 摇臂长度 mm 3500 牵引速度 m/min 0-15 牵引型式 齿轮 - 齿轨 机面高度 mm 1726 最小卧底量 mm 265 灭尘方式 内外喷雾 装机功率 kw 920 电压 v 1140 2.1.32.1.3 MG400/920-WDMG400/920-WD 采煤机的特点：采煤机的特点： MG400/920-WD 型交流电牵引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。 2.22.2 左摇臂结构设计方案的确定左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。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 10 2.32.3 左截割部电动机的选择左截割部电动机的选择 由设计要求知，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 YBCS2400,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：1470r/min 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：水套冷却 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。 2.42.4 传动方案的确定传动方案的确定 2.4.12.4.1 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 51.655 28.458 1470 总 总 n n i 电动机转速 r/minn 滚筒转速 r/min 滚 n 2.4.22.4.2 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。 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 11 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： 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 0.970.99,传动比一般为 2.113.7。 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 2.79。查阅文献采掘机械,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 . 5 ib ag 则其他减速机构总传动比 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 12 988 . 8 747 . 5 655.51 b ag iii 总 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前述多级43ij 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： 77 . 1 1 i,56 . 1 i226 . 3 3 i 以此计算，二级减速传动比的总误差为： 15 . 0 51.6555.7473.261.561.77-51.655 在误差允许范围内，合适。 53 第第 3 3 章章 传动系统的设计传动系统的设计 截割部传动系统图 3.13.1 各级传动转速、功率、转矩的确定各级传动转速、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 min1470 1 n/r 轴 min/830.577 . 1/1470 3 rn 轴 min/532.3756 . 1 /830.5/ 234 rinn 轴 min/163.33.26/532.37/ 347 rinn 各轴功率计算： 轴 ×0.99=396400 31 PPkW 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 13 轴 ×0.98×0.99 =384.2396 2 1212 PP 2 kW 轴 ×0.98×0.99=372.75 2 . 384 1223 PPkW 轴 ×0.98×0.99×0.99=35875.372 31234 PPkW 轴 ×0.98×0.99×0.99=343.9358 31245 PPkW 轴 ×0.98×0.99=333.6 9 . 343 1256 PPkW 轴 ×0.98×0.99×0.99=320.5 6 . 333 31267 PPkW 轴 ×0.98×0.99×0.99=307.8 5 . 320 31278 PPkW 各轴扭矩计算: 轴 ×95509550 1 1 1 n P TmN 65.2572 1470 396 轴 95509550 3 3 3 n P TmN n p T29.4286 830.5 75.372 9550 3 3 3 轴 95509550 4 4 4 n P TmN n p T23.6698 37.532 358 95509550 4 4 4 轴 m n P TN26.18743 163.3 320.5 95509550 7 7 7 轴 m n p N55.18000 163.3 307.8 95509550T 7 8 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 n/(r·min) 1 扭矩 T/(N·m) 传动比 轴 39614702572.65 轴 372.75830.54286.29 1.77 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 14 轴 358532.376698.231.56 轴 320.5163.318743.263.26 轴 307.8163.318000.555.747 3.2 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，借鉴以往采煤机左截割部传动系统的 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，具体计算过程及计算结果如下：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，左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： 计算过程及说明: 1)选择齿轮材料 查机械设计手册表 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，按估取圆周速度 3 111t /np0.022)n(0.013v ，参考机械设计手册表 814，表 815 选取smvt/24.14 小轮分度圆直径，由机械设计手册式（864）得 1 d 3 2 H HE d 1 1 ) ZZZ ( u 1ukT2 d 齿宽系数查机械设计手册表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置 d 取06 d 小轮齿数 =19 1 Z 1 Z 惰轮齿数 34.01 2 Z 2 Z1979 . 1 11 Zi 齿数比 uu19/34/ 12 ZZ 传动比误差 误差在范围内0/uu%3 小轮转矩mNT.2572650 1 载荷系数 由式（854）得K KKKKK VA 使用系数 查机械设计手册 表 820 A K 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 15 动载荷系数 查机械设计手册图 857 得初值 V K Vt K 齿向载荷分布系数 查机械设计手册 图 860 K 齿间载荷分配系数 由机械设计手册式 855 及得 K0 cos)Z/1Z/1(2 . 388 . 1 21 1.883.2(1/19+1/34)=1.617 查机械设计手册表 821 并查值得 1 K 则载荷系数的初值 K41 . 4 1 . 21 . 2K1 . 2 t K 弹性系数 查机械设计手册表 822189.8 E Z E Z 节点影响系数 查机械设计手册 图 864 得=2.5， H Z H Z 重合度系数 查机械设计手册 图 865 得0.897 Z Z 许用接触应力 由机械设计手册式得 H 698 接触疲劳极限应力 查机械设计手册图 869 得 21HLimHLim 、 ， 2 1 /1450mmN HLim 2 2 /1450mmN HLim 应力循环次数 N1N2由机械设计手册式得708 9 1 1010.58)1030020(214706060 h njLN 9 12 1092 . 5 79 . 1 /58.10u/NN 则查机械设计手册 图 870 得寿命系数 1 21 NN ZZ 硬化系数查机械设计手册 图 871 得1 Z Z 接触强度安全系数查机械设计手册表 827，按高可靠度查 H S 6 . 15 . 1 HLim S 小轮分度圆直径的参数整值mmmZd t 1901019 11 圆周速度 取6 . 1 H S H HHHLim SZZ/ 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 16 2 2H1H mm/N25.9066 . 1/111450 故的设计初值为 1 d t d1 6 . 183 25.906 897. 05 . 2 8 . 189 79 . 1 179 . 1 6 . 0 25726501 . 22 3 2 1 t d 齿轮模数66 . 9 19 6 . 183 11 zdm t smndv t /14.660000/147019014 . 3 60000/ 11 与估取值很相近，对取值影响不大，不必修正，故取smvt/ 6 . 14 V K V K 1.11， VtV KK1 . 2 t KK 小轮分度圆直径 d1 mmdd t 190 11 惰轮分度圆直径 d2 mmmZd3403410 22 中心距 a 265 2 341910 2 21 ZZm a 齿宽 bmmdb td 110 6 . 1836 . 0 min1 惰轮齿宽 2 bmmbb110 2 小轮齿宽 105 21 bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由机械设计手册式 668 FSF 1 1 F YYY mbd KT2 齿形系数查机械设计手册图 867 得 小轮， 大轮 F Y2.86 1 F Y 2.47 2 F Y 应力修正系数 查机械设计手册 图 868 得小轮， S Y1.54 1 S Y 大轮1.63 2 S Y 重合度系数,由机械设计手册式 867 得 Y 71 . 0 617 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0 Y 许用弯曲应力由机械设计手册 式 871 得 F FxNFLimF SYY/ 弯曲疲劳极限查 机械设计手册图 872 得， FLim 2 1 /850mmN FLim 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 17 2 2 /850mmN FLim 弯曲寿命系数 查机械设计手册 图 873 得 N Y1 21 NN YY 尺寸系数 查机械设计手册 图 874 得1 x Y x Y 安全系数 查机械设计手册 表 827 得2，则 F S F S FXNFLimFF SYY/ 11121 ， 2 1 / 5 . 416mmN F 2 2 / 5 . 416mmN F 1 2 1 / 6 . 15771 . 0 54 . 1 86 . 2 10190115 257265014 . 2 2 FF mmN 所以 2 1 / 6 . 157mmN F 2 2 2 /16.8471 . 0 63 . 1 47 . 2 10340110 257265014 . 2 2 FF mmN 所以 2 2 /16.84mmN F 4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 dmmmZd1901910 11 mmmZd3403410 22 齿顶高 a hmmmhh aa 10101 * 齿根高 f hmmmchh af 5 . 12125 . 0 1 * * 齿顶圆直径 a dmmhdd aa 2101021902 11 mmhdd aa 3601023402 22 齿根圆直径 f dmmhdd ff 165 5 . 1221902 11 mmhdd ff 315 5 . 1223402 22 基圆mmddb 5 . 31920cos340cos 22 直径 b dmmddb 5 . 17820cos190cos 11 齿距 p 4 . 31 mp 齿厚 s7 .152/ ms 中心距 圆整 a265a 齿轮 3 和齿轮 4 的设计及强度较和： 1)选择齿轮材料 查机械设计手册表 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 太原理工大学阳泉学院太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书毕业设计说明书 18 确定齿轮传动精度等级，按故取圆周速度 3 333t n/pn)022. 0013 . 0 (v ，查机械设计手册表 814，表 815 选取smvt/32.11 小轮分度圆直径，由式（864）得 1 d 3 21 1 ) ( 12 H HE d ZZZ u ukT d 齿宽系数查机械设计手册表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置 d 取06 d 大轮齿数 圆整取 3 Z44.372456 . 1