采煤機設(shè)計【含CAD圖紙源文件】

采煤機設(shè)計【含CAD圖紙源文件】,含CAD圖紙源文件,采煤,設(shè)計,CAD,圖紙,源文件 目 錄 1 緒論 1 1.1我國采煤機30多年的發(fā)展進程 1 1.1.1 20世紀70年代是我國綜合機械化采煤起步階段 1 1.1.2 20世紀80年代是我國采煤機發(fā)展的興旺時期 1 1.1.3 20世紀90年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代 2 1.2 國際上電牽引采煤機的技術(shù)發(fā)展?fàn)顩r 4 1.3　國內(nèi)電牽引采煤機的發(fā)展?fàn)顩r 5 2總體方案的確定 6 2.1MG300/700-WD型采煤機簡介 6 2.1.1概述 6 2.1.2主要技術(shù)參數(shù) 7 2.1.3結(jié)構(gòu)特點 7 2.2搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 7 2.3截割部電動機的選擇 7 2.4傳動方案的確定 8 2.4.1 傳動比的確定 8 2.4.2 傳動比的分配 9 3 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 11 3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 11 3.2 齒輪設(shè)計及強度效核 13 3.3　軸的設(shè)計及強度效核 23 3.3.1 先確定Ⅲ軸 23 3.3.2軸4的設(shè)計及強度效核 29 3.3.3惰一軸的設(shè)計 35 4 行星傳動機構(gòu)的設(shè)計過程 37 5 采煤機的使用與維護 57 5.1采煤機使用過程中常見故障與處理 57 5.2 大功率采煤機截割部溫升過高現(xiàn)象及解決方法 58 5.3采煤機軸承的維護及漏油的防治 59 5.4煤礦機械傳動齒輪失效的改進途徑 61 5.5 硬齒面齒輪的疲勞失效及對策 65 總結(jié) 68 參考文獻 69 致 謝 70 本科生畢業(yè)設(shè)計論文 第69 頁 1 緒論 1.1我國采煤機30多年的發(fā)展進程 1.1.1 20世紀70年代是我國綜合機械化采煤起步階段 20世紀70年代初期，煤炭科學(xué)研究總院上海分院集中主要科技骨干，研制出綜采面配套的MD-150型雙滾筒采煤機，另一方面改進普采配套的DY100型、DY150型單滾筒采煤機；70年代中后期，制造出MLS3-170型雙滾筒采煤機。20世紀70年代我國采煤機的發(fā)展有以下特點： 1．裝機功率小 例如，MLS3-170型雙滾筒采煤機，裝機功率170KW；KD-150型雙滾筒采煤機，裝機功率150KW；DY-100和DY-150型單滾筒采煤機，裝機功率100KW和150KW。 2．有鏈牽引，輸出牽引力小 此時期的采煤機牽引方式都是圓環(huán)鏈輪與牽引鏈輪嚙合傳動，傳遞牽引力小，牽引力在200KN以下。 3．牽引速度低 由于受液壓元部件可靠性的限制，設(shè)計的牽引力功率較小，牽引速度一般不超過6m /min 。 4．自開切口差 由于雙滾筒采煤機搖臂短,又都是有鏈牽引,很難割透兩端頭,且容易留下三角煤,故需要人工清理,單滾筒采煤機更是如此. 5．工作可靠性較差 我國基礎(chǔ)工業(yè)比較薄弱,元部件質(zhì)量較差,反映在采煤機的壽命普遍較低,特別是液壓元部件的損壞比較嚴重。 1.1.2 20世紀80年代是我國采煤機發(fā)展的興旺時期 20世紀70年代后期，我國總共引進143套綜采成套設(shè)備。世界主要采煤機生產(chǎn)國如英國、德國、法國、波蘭、日本等都進入中國市場，其技術(shù)也展示在中國人的面前，為我們深入了解外國技術(shù)和掌握這些技術(shù)創(chuàng)造了條件，同時通過20世紀70年代自行研制采煤機的實踐，獲得了成功和失敗的經(jīng)驗與教訓(xùn)，確立了我國采煤機的發(fā)展方向，即仿制和自行研制并舉。 解決難采煤層的問題是20世紀80年代重大課題之一：具體的課題是薄煤層綜合機械化成套設(shè)備的研制：大傾角綜采成套設(shè)備的研制：“三硬”、“三軟”4．5m一次采全高綜采設(shè)備的研制：解決短工作面的開采問題，短煤臂采煤機的研制。 據(jù)初步統(tǒng)計，20世紀80年代自行開發(fā)和研制的采煤機品種有50余種，是我國采煤機收獲的年代，基本滿足我國各種煤層開采的需要，大量依靠進口的年代已一去不復(fù)返了。20世紀80年代采煤機的發(fā)展有如下特點： 1．重視采煤機系列的開發(fā)，擴大使用范圍 20世紀70年代開發(fā)的采煤機，一種類型只有一個品種，十分單一，覆蓋面小，很難滿足不同煤層開采需要。20世紀80年代起重視系列化采煤機的開發(fā)工作，一種功率的采煤機可以派生出多種機型，主要元部件在不同功率的采煤機上都能通用，這樣不僅擴大了工作面的適應(yīng)范圍，而且便于用戶配件的管理。采煤機系列化是20世紀80年代采煤機發(fā)展中非常突出的特點。 2．元部件攻關(guān)先行，促使采煤機工作可靠性的提高 總結(jié)20世紀70年代采煤機開發(fā)中的經(jīng)驗教訓(xùn)，元部件的可靠性直接決定采煤機開發(fā)的成功率，所以功關(guān)內(nèi)容為：主電機的攻關(guān)，以解決燒機的現(xiàn)象；齒輪攻關(guān)，從選擇材質(zhì)上，熱處理工藝上著手，學(xué)習(xí)國內(nèi)外先進技術(shù)成功經(jīng)驗，以德國齒輪為目標(biāo)進行攻關(guān)，達到預(yù)期目的，解決了低速重載齒輪早失效的問題：液壓系統(tǒng)和液壓元部件的攻關(guān)，主油泵和油馬達的可靠性直接影響牽引部工作的可靠性，在20世紀80年代中期，把斜軸泵、斜軸馬達、閥組和調(diào)速機構(gòu)等都列入重點攻關(guān)內(nèi)容。 3．無鏈牽引的推廣使用，使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全 在引進大功率采煤機的同時，無鏈牽引技術(shù)傳入中國，德國艾柯夫公司的銷軌式無鏈牽引和英國安德森公司的齒軌式無鏈牽引占絕大多數(shù)，而且技術(shù)成熟。為此，我國研制采煤機的無鏈牽引都向引進機組的結(jié)構(gòu)上靠攏。仿制和引進技術(shù)生產(chǎn)的采煤機更是如此。無鏈牽引使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全，承受的牽引力大，因此，得到用戶的廣泛歡迎，大功率采煤機都采用無鏈牽引系統(tǒng)。 1.1.3 20世紀90年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代 進入20世紀90年代后，隨著煤炭生產(chǎn)向集約化方向發(fā)展，減員提效，提高工作面單產(chǎn)成為煤炭發(fā)展的主流，發(fā)展高產(chǎn)高效工作面勢在必行，此采煤機開發(fā)研制圍繞高產(chǎn)高效的要求進行，其主要方向是： （1）大功率高參數(shù)的液壓牽引采煤機：最具代表性的機型是MG2X400－W型采煤機。 （2）高性能電牽引采煤機：電牽引采煤機的研制從20世紀80年代開始起步，20世紀90年代全面發(fā)展，電牽引的發(fā)展存在直流和交流兩種技術(shù)途徑。進入20世紀90年代后，交流變頻調(diào)速技術(shù)在中厚煤層采煤機中推廣使用，上海分院先后開發(fā)成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤機，變頻調(diào)速箱可以是機載，也可以是非機載。另外派生出8種機型，都已投入使用，取得較好的效果。太原礦山機械廠在引進英國Electra1000直流電牽引全套技術(shù)的基礎(chǔ)上，開發(fā)出MG400/900-WD和MG250/600-WD型兩種電牽引采煤機，雞西煤機廠、遼源煤機廠也開發(fā)了交流電牽引采煤機。 國產(chǎn)電牽引采煤機雖然發(fā)展速度很快，但在性能和可靠性上與世界先進國家的I采煤機相比，還存在較大的差距，所以一些有實力的礦務(wù)局，在裝備高產(chǎn)高效工作面時，把目光移到國外，進口國外先進電牽引采煤機。如神府華能集團引進美國的7LS、6LS電牽引采煤機；兗州礦業(yè)集團公司引進德國的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流電牽引采煤機，但由于價格昂貴，故引進數(shù)量較少，90年代采煤機技術(shù)發(fā)展的特點如下： 1．多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)成為電牽引采煤機發(fā)展的主流 我國開發(fā)的電牽引采煤機，一般都采用橫向布置。各大部件由單獨的電動機驅(qū)動，傳動系統(tǒng)彼此獨立，無動力傳遞，結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，因而有取代電動機縱向布置的趨勢。 2．我國采煤機的主要參數(shù)與世界先進水平的差距在縮小 在裝機功率方面，我國的液壓牽引采煤機裝機功率達到800KW，電牽引采煤機裝機功率達到1020KW，其牽引功率為2X50KW，可滿足高產(chǎn)高效工作面對功率的要求。在牽引力和牽引速度方面，電牽引的最大牽引力已達到700KN，最大牽引速度達12．56m/min,微處理機的工礦監(jiān)測、故障顯示、無線電離機控制等方面已達到較高技術(shù)水平。 3．液壓緊固技術(shù)的開發(fā)研究取得成功 采煤機連接構(gòu)件經(jīng)常松動是影響工作可靠性的重要因素，而且解決難度較大，液壓螺母和專用超高壓泵，在電牽引采煤機中得到推廣應(yīng)用，防松效果顯著，基本解決采煤機連接可靠性的問題。 回顧這30多年我國采煤機發(fā)展的歷程，走的是一條自力更生和仿制引進結(jié)合的道路，也是一條不斷學(xué)習(xí)國外先進技術(shù)為我所用的發(fā)展道路，從20世紀70年代主要靠進口采煤機來滿足我國生產(chǎn)需要，到近年幾乎是國產(chǎn)采煤機占我國整個采煤機市場，這也是個了不起的進步。 1.2 國際上電牽引采煤機的技術(shù)發(fā)展?fàn)顩r 80 年代以來, 世界各主要產(chǎn)煤國家, 為適應(yīng)高產(chǎn)高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集約化生產(chǎn)的需要, 積極采用新技術(shù), 不斷加速更新滾筒采煤機 的技術(shù)性能和結(jié)構(gòu), 相繼研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤機。其中, 最具代表的是英國安德森的Eiect ra 系列, 德國艾柯夫的SL 系列, 美 國喬依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列電牽引采煤機。這些采煤機, 體現(xiàn)了當(dāng)今世界電牽引采煤機的最新發(fā)展方向。 德國艾柯夫公司, 整機結(jié)構(gòu)特點為機身3 段式, 兩邊傳動部分為鑄造箱體結(jié)構(gòu), 中間電氣部分為焊接框架結(jié)構(gòu), 搖臂為分體聯(lián)結(jié), 左右對稱通用, 可滿足不同的配套要求; 牽引部電氣傳動系統(tǒng)采用兩直流電機他激并列, 電樞采用微機控制, 勵磁采用串聯(lián), 既能滿足四象限運行, 又能滿足雙牽引, 趨于負載均衡, 目前正全力發(fā)展交流電牽引。美國喬依公司從3LS～7LS , 機身為3 段焊接結(jié)構(gòu)形式, 搖臂為分體聯(lián)結(jié)、左右通用, 牽引部電氣傳動系統(tǒng)為2電機串激串聯(lián), 目前已開始投入使用7LS 交流電牽引采煤機。日本三井三池公司RD101101 和RD102102 均為交流電牽引采煤機, 其結(jié)構(gòu)形式為以前的截割電機布置在機身的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式, 機械傳動和聯(lián)結(jié)相當(dāng)復(fù)雜。 總結(jié)這些國家電牽引采煤機的技術(shù)發(fā)展有如下幾個特點: 　(1) 裝機功率和截割電動機功率有較大幅度增加　為了適應(yīng)高產(chǎn)高效綜采工作面快速割煤的需要, 不論是厚、中厚和薄煤層采煤機, 均在不斷加大裝機功率(包括截割功率和牽引功率) 。裝機功率大都在1000kW 左右, 單個截割電機功率都在375kW以上, 最高達600kW。直流電牽引功率最大達2 ×56kW , 交流電牽引功率最大達2 ×60kW。 (2) 電牽引采煤機已取代液壓牽引采煤機而成為主導(dǎo)機型　世界各主要采煤機廠商20 世紀80 年代都已把重點轉(zhuǎn)向開發(fā)電牽引采煤機, 如德國艾柯 夫公司是最早開發(fā)電牽引采煤機的, 80 年代中后期基本停止生產(chǎn)液壓牽引采煤機, 研制出EDW 系列電牽引采煤機, 90 年代又研制成功交流直流兩 用的SL300 , SL400 , SL500 型采煤機。美國喬依公司70 年代中期開始開發(fā)多電機驅(qū)動的直流電牽引采煤機, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 個 新機型, 其電控系統(tǒng)多次改進, 更趨完善。英國安德森公司80 年代中期先后開發(fā)了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤層電牽引采煤機。日本三井三池公司80 年代中期著手開發(fā)高起點交流電牽引采煤機, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤機, 為國際首創(chuàng)。法國薩吉姆公司 在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流電牽引采煤機。交流電牽引近幾年發(fā)展很快, 由于技術(shù)先進,可靠性高、簡單, 有取代直流電牽引的趨勢。自日 本80 年代中期研制成功第1 臺交流電牽引采煤機,至今除美國外, 其它國家如德國、英國、法國等都先后研制成功交流電牽引采煤機, 是今后電牽引采 煤機發(fā)展的新目標(biāo)。 (3) 牽引速度和牽引力不斷增大　液壓牽引采煤機的最大牽引速度為8m/ min 左右, 而實際可用割煤速度為4 ～5m/ min , 不適應(yīng)快速割煤需要。電牽引采煤機牽引功率成倍增加, 最大牽引速度達15～20m/ min , 美國18m/ min 的牽引速度很普遍,美國喬依公司的1 臺經(jīng)改進的4LS 采煤機的牽引速度高達2815m/ min。由于采煤機需要快速牽引割煤, 滾筒截深的加大和轉(zhuǎn)速的降低, 又導(dǎo)致滾筒進給量和推進力的加大, 故要求采煤機增大牽引力, 目前已普遍加大到450～600kN , 現(xiàn)正研制最大牽引力為1000kN 的采煤機。 (4) 多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)日益發(fā)展 　 70 年代中期僅有美國的LS 系列采煤機、西德EDW215022L22W 型采煤機采用多電機驅(qū)動, 機械傳動系統(tǒng)彼此獨立, 部件之間無機械傳動, 取消了錐齒輪傳動副和復(fù)雜通軸, 機械結(jié)構(gòu)簡單, 裝拆方便。目前, 這類采煤機既有電牽引, 也有液壓牽引, 既有中厚煤層用大功率, 也有薄煤層的, 有取代傳統(tǒng)的截割電動機縱向布置的趨勢。 (5) 滾筒的截深不斷增大　牽引速度的加快,支架隨機支護也相應(yīng)跟上, 使機道空頂時間縮短,為加大采煤機截深創(chuàng)造了條件。10 年前滾筒采煤機截深大都是630 ～ 700mm , 現(xiàn)已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美國正在考慮采用1500mm 截深的可能性。 (6) 普遍提高供電電壓　由于裝機功率大幅度提高, 為了保證供電質(zhì)量和電機性能, 新研制的大功率電牽引采煤機幾乎都提高供電電壓, 主要有2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美國現(xiàn)有長壁工作面中, 45 %以上的電牽引采煤機供電電壓為≥2300V。 (7) 有完善的監(jiān)控系統(tǒng)　包括采用微處理機控制的工況監(jiān)測、數(shù)據(jù)采集、故障顯示的自動控制系統(tǒng); 就地控制、無線電隨機控制, 并已能控制液壓 支架、輸送機動作和滾筒自動調(diào)高。 (8) 高可靠性　據(jù)了解美國使用的EL ECTRA 1000 型采煤機的時間利用率可達95 %～98 % ,采煤量350 萬t 以上,最高達1000 萬t 。 1.3　國內(nèi)電牽引采煤機的發(fā)展?fàn)顩r 我國從20 世紀80 年代末期, 煤科總院上海分院與波蘭合作研制開發(fā)了我國第1 臺MG3442PWD薄煤層強力爬底板交流電牽引采煤機, 在大同局雁崖礦使用取得成功。借助MG3442PWD 電牽引采煤機的電牽引技術(shù), 對液壓牽引采煤機進行技術(shù)更新。第1 臺MG300/ 6802WD 型電牽引采煤機是在雞西煤礦機械廠生產(chǎn)的MG300 系列液壓牽引采煤機的基礎(chǔ)上改造成功, 并于1996 年7 月在大同晉華宮礦開始使用。與此同時, 在太原礦山機器廠生產(chǎn)的AM2500 液壓牽引采煤機上應(yīng)用交流電牽引調(diào)速裝置改造MG375/8302WD 型電牽引采煤機。截止目前, 我國已形成5 個電牽引采煤機生產(chǎn)基地, 雞西煤礦機械廠、太原礦山機器廠、煤炭科學(xué)研究總院上海分院、遼源煤礦機械廠生產(chǎn)交流電牽引采煤機, 西安煤礦機械廠則生產(chǎn)直流電牽引采煤機。 我國近期開發(fā)的電牽引采煤機有以下特點: (1) 多電機驅(qū)動橫向布置電牽引采煤機。截割電機橫向布置在搖臂上, 取消了螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)雜的通軸。 (2) 總裝機功率、牽引功率大幅度提高, 供電電壓(對單個電機400kW 及以上) 由1140V 升至3300V , 保證了供電質(zhì)量和電機性能。 (3) 電牽引采煤機以交流變頻調(diào)速牽引裝置占主導(dǎo)地位, 部分廠商同時也研制生產(chǎn)直流電牽引采煤機。 (4) 主機身多分為3 段, 取消了底托架, 各零部件設(shè)計、制造強度大大提高, 部件間用高強度液壓螺母聯(lián)接, 拆裝方便, 提高了整機的可靠性。 (5) 電控技術(shù)研究和采煤機電氣控制裝置可靠性不斷提高。在通用性、互換性和集成型方面邁進了一大步, 功能逐步齊全, 無線電隨機控制研制成功, 數(shù)字化、微機的電控裝置已進入試用階段。 (6) 在橫向布置的截割電機上, 設(shè)計使用了具有彈性緩沖性能的扭矩軸,改善了傳動件的可靠性, 對提高采煤機的整體可靠性和時間利用率起到了積極作用。 (7) 耐磨滾筒及鎬形截齒的研究, 推進了我國的滾筒及截齒制造技術(shù),開發(fā)研制的耐磨滾筒,可適用于截割f = 3～4 的硬煤。具有使用中軸向力波動小,工作平穩(wěn)性好,塊煤率高,能耗低等優(yōu)點。 2總體方案的確定 2.1MG300/700-WD型采煤機簡介 2.1.1概述 MG300/700-WD型機載交流電牽引采煤機，該機裝機功率700KW，截割功率2×300KW,牽引功率82KW。 該采煤機使用的電氣控制箱符合礦用電氣設(shè)備防爆規(guī)程的要求，可在有瓦斯或煤層爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過2000m、周圍介質(zhì)溫度不超過＋40℃或低于－10℃、不足以腐蝕和破壞絕緣的氣體與導(dǎo)電塵埃的情況下使用。 2.1.2主要技術(shù)參數(shù) 該機的主要技術(shù)參數(shù)如下： 1． 適應(yīng)煤層 采高范圍：1.9~3.7m 煤層傾角：≤35度 煤層硬度：中硬或硬煤層 2． 總體 機面高度：1457 mm 搖臂擺動中心距：2541mm 2.1.3結(jié)構(gòu)特點 MG300/700-WD型采煤機采用多電機橫向布置方式，截割部用銷軸與牽引部聯(lián)結(jié)，左、右牽引部及中間箱采用高強度液壓螺栓聯(lián)結(jié)，在中間箱中裝有泵箱、電控箱、水閥和水分配閥。該機具有以下特點： 1．截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結(jié)構(gòu)中的螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)雜的通軸。 2．主機身分為三段，即左牽引部、中間控制箱、右牽引部，采用高度液壓螺栓聯(lián)結(jié)，結(jié)構(gòu)簡單可靠、拆裝方便。 2.2搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 由于煤層地質(zhì)條件的多樣性，煤炭生產(chǎn)需要多種類型和規(guī)格的采煤機。利用通用部件，組裝成系列型號的采煤機，可以給生產(chǎn)帶來很多方便。系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設(shè)計成對稱結(jié)構(gòu)。 2.3截割部電動機的選擇 由設(shè)計要求知，截割部功率為300×2KW，即每個截割部功率為300KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全;而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)此選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異步防爆電動機YBC3─300,其主要參數(shù)如下： 額定功率：300KW； 額定電壓：1140V 額定電流：206A; 額定轉(zhuǎn)速：1475P/m 額定功率：50HZ; 絕緣等級： H 接線方式：Y 工作方式：S1 質(zhì)量： 1502KG 冷卻方式：外殼水冷 該電機總體呈圓形，其示意圖及外形主要尺寸如圖1所示： 該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu)。 2.4傳動方案的確定 2.4.1 傳動比的確定 滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉(zhuǎn)速和直徑計算而的，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉(zhuǎn)速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉(zhuǎn)速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉(zhuǎn)速。 總傳動比 ——電動機轉(zhuǎn)速 r/min ——滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 2.4.2 傳動比的分配 在進行多級傳動系統(tǒng)總體設(shè)計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結(jié)構(gòu)、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則： 1．各級傳動的傳動比一般應(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。 2.各級傳動間應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應(yīng)發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應(yīng)便于安裝。 3．使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。 4．使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。 由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構(gòu)的傳動比。 本次設(shè)計采用NWG型行星減速裝置，其原理如圖2所示： 該行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪a、內(nèi)齒圈b、行星輪g、行星架x等組成。傳動時，內(nèi)齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪g—面繞自身的軸線ox—ox轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動行星架x回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。運轉(zhuǎn)中，軸線ox—ox是轉(zhuǎn)動的。 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構(gòu)的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如圖2－7所示，當(dāng)內(nèi)齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架g為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。查閱文獻[4],采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為4～6。這里定行星減速機構(gòu)傳動比 則其他三級減速機構(gòu)總傳動比 ÷36.75÷5.747=6.39 由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據(jù)前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，初定各級傳動比為： 以此計算，四級減速傳動比的總誤差為： ×1．56×2．29×5．747）÷36．75＝0．2‰ 在誤差允許范圍5﹪內(nèi)，合適。 3 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 各軸轉(zhuǎn)速計算： 從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ軸。 Ⅰ軸 min Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅵ軸 各軸功率計算： Ⅰ軸 ×0.99=297 Ⅱ軸 ×0.98×0.99=288.15 Ⅲ軸 ×0.98×0.99=279.56 Ⅳ軸 ×0.98×0.99×0.99=271.23 Ⅴ軸 ×0.98×0.99×0.99=263.15 Ⅵ軸 ×0.98×0.99=255.31 Ⅶ軸 ×0.98×0.99×0.99=247.70 Ⅷ軸 ×0.98×0.99×0.99=240.32 各軸扭矩計算: Ⅰ軸 × Ⅲ軸 × Ⅳ軸 × Ⅶ軸 × Ⅷ軸 × 將上述計算結(jié)果列入下表,供以后設(shè)計計算使用 運動和動力參數(shù) 編號 功率/kW 轉(zhuǎn)速n/(r·min) 轉(zhuǎn)矩T/(N·m) 傳動比 Ⅰ軸 297 1470 1929.5 1.79 Ⅲ軸 279.56 821.2 3251.1 Ⅳ軸 271.23 526.43 4920.4 1.56 Ⅶ軸 247.70 229.88 10290.3 2.29 Ⅷ軸 240.32 229.88 427494.2 5.747 3.2 齒輪設(shè)計及強度效核 這里主要是根據(jù)查閱的相關(guān)書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，具體計算過程級計算結(jié)果如下：統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，截割部齒輪的設(shè)計及強度效核，具體計算過程及計算結(jié)果如下： 齒輪1和惰輪2的設(shè)計及強度效核 計算過程及說明 計算結(jié)果 1)選擇齒輪材料 查文獻1表8-17 齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火 2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表8－14，表8－15選取 小輪分度圓直徑，由式（8－64）得 齒寬系數(shù)查文獻1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，?。?．6 小輪齒數(shù) 惰輪齒數(shù) ＝34.01 齒數(shù)比 ＝ 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 由式（8－54）得 使用系數(shù) 查表8－20 動載荷系數(shù) 查圖8－57得初值 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8－60 齒間載荷分配系數(shù) 由式8－55及得 ＝[1.88－3.2(1/19+1/34)]=1.617 查表8－21并插值 ＝1 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù) 查表8－22 ＝189.8 節(jié)點影響系數(shù) 查圖8－64 重合度系數(shù) 查圖8－65 許用接觸應(yīng)力 由式得 ＝ 接觸疲勞極限應(yīng)力 查圖8－69 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式得 則 查圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) 硬化系數(shù) 查圖8－71及說明 接觸強度安全系數(shù) 查表8－27，按高可靠度查 取 故的設(shè)計初值為 齒輪模數(shù) 查表8－3 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值＝ 圓周速度 與估取很相近，對取值影響不大，不必修正 ＝1.11， 小輪分度圓直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 惰輪齒寬 小輪齒寬 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由式 齒形系數(shù) 查圖8－67 小輪 大輪 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68 小輪 大輪 重合度系數(shù),由式8－67 許用彎曲應(yīng)力由式8－71 彎曲疲勞極限 查圖8－72 彎曲壽命系數(shù) 查圖8－73 尺寸系數(shù) 查圖8－74 安全系數(shù) 查表8－27 則 4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 HRC 56~62 公差組6級 ＝0．6 =19 ＝34 ＝1.79 合適 ＝1．75 ＝1．11 ＝1.08 ＝1 ＝189.8 ＝2.5 ＝0.897 ＝1 ＝171mm ＝2.86 ＝2.47 =1.54 =1.63 ＝1 ＝2 齒輪4和齒輪5設(shè)計及強度效核： 1)選擇齒輪材料 查文獻1表8-17 齒輪5選用20GrMnTi滲碳淬火 齒輪4選用45鋼調(diào)質(zhì) 2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表8－14，表8－15選取 小輪分度圓直徑，由式（8－64）得 齒寬系數(shù)查文獻1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，?。?．6 小輪齒數(shù) 大輪齒數(shù) ＝35.88圓整取 齒數(shù)比 ＝ 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 由式（8－54）得 使用系數(shù) 查表8－20 動載荷系數(shù) 查圖8－57得初值 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8－60 齒向載荷分配系數(shù) 由式8－55及得 ＝[1.88－3.2(1/23+1/36)]=1.65 查表8－21并插值 ＝1.1 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù) 查表8－22 ＝189.8 節(jié)點影響系數(shù) 查圖8－64 重合度系數(shù) 查圖8－65 許用接觸應(yīng)力 由式得 ＝ 接觸疲勞極限應(yīng)力 查圖8－69 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式得 則 查圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) 硬化系數(shù) 查圖8－71及說明 接觸強度安全系數(shù) 查表8－27，按高可靠度查 取 故的設(shè)計初值為 齒輪模數(shù) 查表8－3 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值＝ 圓周速度 與估取很相近，對取值影響不大，不必修正＝1.18， 小輪分度圓直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 惰輪齒寬 小輪齒寬 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由式 齒形系數(shù) 查圖8－67 小輪 大輪 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68 小輪 大輪 重合度系數(shù),由式8－67 許用彎曲應(yīng)力由式8－71 彎曲疲勞極限 查圖8－72 彎曲壽命系數(shù) 查圖8－73 尺寸系數(shù) 查圖8－74 安全系數(shù) 查表8－27 則 (4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 齒輪6和惰輪7的幾何尺寸計算： 齒輪幾何尺寸計算： 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 HRC 56～62 HBS 245～275 公差組7級 ＝0．6 =23 ＝36 ＝1.565 合適 ＝1.75 ＝1.18 ＝1.08 ＝1.1 ＝189.8 ＝2.5 ＝0.87 ＝1 ＝207mm ＝2.71 ＝2.45 =1.58 =1.64 ＝0.98 ＝2 惰輪8和齒輪9的幾何尺寸計算： 齒輪幾何尺寸計算： 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 由于齒輪的強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的強度效核過程安排在設(shè)計說明書以外的篇幅中進行，并全部強度驗算合格。 3.3　軸的設(shè)計及強度效核 3.3.1 先確定Ⅲ軸 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 2.軸徑的初步估算 由表4－2取A＝115， 可得 3.求作用在齒輪上的力 Ⅲ軸上大齒輪分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪分度圓直徑為： 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 Ⅰ段安裝調(diào)心滾子軸承。軸承型號3517，尺寸 取軸段直徑 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離軸承距箱體內(nèi)壁則： Ⅱ段做成齒輪軸,軸段長度 Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度采用花鍵軸.軸段長 Ⅳ段用于裝軸承，選用調(diào)心滾子軸承3518，尺寸，取軸段直徑軸段長。 2）軸上零件的周向定位 齒輪3采用花鍵聯(lián)結(jié)，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。 軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為. 軸端倒角 5.軸的強度效核： 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖： 2） 求支反力： 水平面： 垂直面： 3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 垂直面彎矩：圖（c）所示 合成彎矩：圖（d）所示 4) 扭矩： 5） 計算當(dāng)量彎矩：圖（f）所示 顯然D處為危險截面，故只對該處進行強度效核 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表4－1得 由得 取 < 6.安全系數(shù)效核計算： 1）確定參數(shù) 由前述計算可知： 抗扭截面模量： 2）計算應(yīng)力參數(shù) 彎曲應(yīng)力幅 因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應(yīng)力 扭剪應(yīng)力幅 因轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應(yīng)力 3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表4－1查得， 軸肩圓角處得有效應(yīng)力集中系數(shù) 根據(jù) 由表4－5經(jīng)插值可得： 尺寸系數(shù)、 根據(jù)軸截面為圓截面查圖4－18得：＝0.75 =0.85 表面質(zhì)量系數(shù)、 根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖4－19，得 ＝＝0.88。材料彎曲扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)、 取＝0.1 ＝0.5=0.05 可得： 所以強度足夠。 3.3.2軸4的設(shè)計及強度效核 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 2.軸徑的初步估算 由表4－2取A＝115， 可得 3.求作用在齒輪上的力 Ⅳ軸上大齒輪分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪分度圓直徑為： 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 Ⅰ段安裝調(diào)心滾子軸承。軸承型號3520，尺寸 取軸段直徑 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離軸承距箱體內(nèi)壁則： Ⅱ段做成齒輪軸，取軸段直徑軸段長度 Ⅲ段用于裝軸承，選用調(diào)心滾子軸承3520，尺寸，取軸段直徑該段采用漸開線花鍵來安裝齒輪，該軸段長 2）軸上零件的周向定位 齒輪5采用漸開線花鍵聯(lián)結(jié)，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應(yīng)力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。 軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為. 軸端倒角 5.軸的強度效核： 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖3： 2） 求支反力： 水平面： 垂直面： 3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 垂直面彎矩：圖（c）所示 合成彎矩：圖（d）所示 4) 扭矩： 5） 計算當(dāng)量彎矩：圖（f）所示 顯然C右處為危險截面，故只對該處進行強度效核 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表4－1得 由得 取 < 6.安全系數(shù)效核計算： 1）確定參數(shù) 由前述計算可知： 抗扭截面模量： 2）計算應(yīng)力參數(shù) 彎曲應(yīng)力幅 因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應(yīng)力 扭剪應(yīng)力幅 因轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應(yīng)力 3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表4－1查得， 軸肩圓角處得有效應(yīng)力集中系數(shù) 根據(jù) 由表4－5經(jīng)插值可得： 尺寸系數(shù)、 根據(jù)軸截面為圓截面查圖4－18得：＝0.75 =0.85 表面質(zhì)量系數(shù)、 根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖4－19，得 ＝0.75,＝0.85。材料彎曲扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)、 ?。?.1 ＝0.5=0.05 可得： 所以強度足夠。 3.3.3惰一軸的設(shè)計 由于心軸不傳遞轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)矩法估算直徑在這里不再適用,采用經(jīng)驗法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關(guān)系為: 初取,經(jīng)受力分析在確定軸的直徑. 該心軸分三段,從右端起: 軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強度,取其長度 軸段2:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰了輪.取其直徑,這里選擇調(diào)心滾子軸承253520,以使其自動補償軸和外殼中心線的相對偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長為10的距離套對其進行周向定位,該軸的長度 軸段3:為了對軸承進行定位,取其直徑,由于箱體的厚度,為了保證惰輪與截一軸的齒輪正確嚙合,取該段的長度 1.軸的受力分析,因為此軸為心軸,僅受彎矩作用. 圓周力: 選用45鋼調(diào)質(zhì)處理HBS=， 因為心軸只受彎矩作用，其危險截面在軸的中間，的雙支點梁，可以認為軸沿整個跨度承受均布載荷 因為相差無幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為： 抗彎截面模量： 許用彎曲應(yīng)力 所以該軸強度合格。 4 行星傳動機構(gòu)的設(shè)計過程 電牽引采煤機是直接以電動機作為驅(qū)動減速箱的原動力, 因而要求減速箱有較大的速比, 同時受工作面空間條件限制, 要求傳動裝置尺寸小。因此, 電牽引采煤機無論牽引部或截煤部均在最后輸出級采用行星機構(gòu)。行星傳動結(jié)構(gòu)緊湊、速比大。 行星傳動的優(yōu)點是動力分流, 功率流數(shù)取決于行星輪個數(shù)。因此, 電牽引采煤機用的行星機構(gòu)大多設(shè)計成4 個行星輪, 以降低每一行星輪的負載, 但對行星架及齒輪的加工精度要求更高。為減小加工安裝誤差所產(chǎn)生的偏載和彈性變形、慣性力、摩擦力等妨礙載荷均勻分布的因素, 把太陽輪作成無支承的浮動件(單浮動) , 通過漸開線花鍵與前一級齒輪聯(lián)接, 花鍵側(cè)隙則滿足了浮動量的要求?；蛟O(shè)計成雙浮動(太陽輪、內(nèi)齒圈浮動)、三浮動結(jié)構(gòu)(太陽輪、內(nèi)齒圈、行星架浮動)。這些均載措施結(jié)構(gòu)簡單、浮動靈敏、反力矩小, 有效地補償各種誤差, 使行星輪間的載荷均衡分配。行星輪與內(nèi)齒圈一般設(shè)計成薄壁輪緣。行星輪輪緣的變形對安裝在行星輪內(nèi)孔中軸承的滾動體間的載荷分布會發(fā)生影響, 由此獲得可提高軸承壽命的最佳間隙。內(nèi)齒圈輪緣的柔性變形, 同樣也有利于行星輪間的載荷分配均勻, 并降低嚙合時的動載荷。 以下參考《現(xiàn)代機械傳動手冊》 機械工業(yè)出版社 已知：輸入功率247.70kW,轉(zhuǎn)速=229.88kW，輸出轉(zhuǎn)速=40r/min 1．齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定 太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限： 太陽輪： 行星輪： 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。 內(nèi)齒圈的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS. 試驗齒輪的接觸疲勞極限： 試驗齒輪的彎曲疲勞極限： 齒形的終加工為插齒，精度為7級。 2．確定各主要參數(shù)： ⑴行星機構(gòu)總傳動比：i=5.747，采用一級NGW型行星減速機構(gòu)。 ⑵行星輪數(shù)目, 根據(jù)表2.9-3及傳動比i，取。 ⑶載荷不均衡系數(shù)，采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，取 =1.15 ⑷配齒計算 太陽輪齒數(shù) 式中取 c=20（整數(shù)） 內(nèi)齒圈齒數(shù) 行星輪齒數(shù) ⑸a-c齒輪接觸強度初步計算按表義14-1-60中的公式計算中心距 式中 /14=1.786 綜合系數(shù)為2.2 太陽輪單個齒傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù)為0.7 代入: 模數(shù) 取 則 取 (6) 計算變位系數(shù) 1)a-c傳動 A．實際中心距變動系數(shù)y B．實際嚙合角 C．總變位系數(shù) D．分配變位系數(shù)： 和取綜合性能較好區(qū). 取 （見《機械傳動裝置設(shè)計手冊》上冊） 則: 齒頂降低系數(shù) 2) c-b傳動 嚙合角， 式中， 變位系數(shù)和 中心距變動系數(shù) 齒頂降低系數(shù) 分配變位系數(shù) 3.幾何尺寸計算 分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數(shù) 太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪— 頂隙系數(shù) 太陽輪，行星輪— 內(nèi)齒輪— 代入上組公式計算如下： 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 太陽輪，齒寬b 由表2.5-12,取 則 取 ～ 4.嚙合要素驗算 ⑴ a-c傳動端面重合度 A.齒頂圓齒形曲徑 太陽輪 行星輪 B.端面嚙合長度 式中“”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合； — 端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 則 C.端面重合度 ⑵.c-b端面重合度 A.頂圓齒形曲徑 由上式計算得 行星輪 內(nèi)齒輪 B.端面嚙合長度 C. 端面重合度 5.齒輪強度驗算 (1)㈠.a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。） ⑴.確定計算負荷 名義轉(zhuǎn)矩 名義圓周力 ⑵.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式中 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速, ； —壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間，。 ⑶.確定強度計算中的各種系數(shù) A.使用系數(shù) 根據(jù)對截割部使用負荷的實測與分析，?。ㄝ^大沖擊） B.動負荷系數(shù) 因為 和 可根據(jù)圓周速度：