MG400-900-3.3D型中厚煤層電牽引采煤機截割部傳動設計

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中國礦業(yè)大學畢業(yè)論文任務書 學院 應用技術學院 專業(yè)年級 機自 04生姓名 甘龍兵 任務下達日期 ： 2008 年 03 月 16 日 畢業(yè)論文日期： 2008 年 3 月 17 日至 2008 年 6 月 10 日 畢業(yè)論文題目： 中厚煤層采煤機截割部的設計 畢業(yè)論文專題題目： 畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求： 設計參數(shù)： 總裝機功率： 900 適應煤質硬度： f? 4 截割部功率： 400 采高范圍： 筒截深： 800 滾筒轉速： 40 r/機轉速： 1470 r/ 額定電壓： 1140 V 要求： （ 1）完成采煤機總體方案設計。 （ 2）對截割部的傳動及結構進行設計。 （ 3）設計完成截割部的組件、零件工作圖設計。 （ 4）編寫完成設計計算說明書。 院長簽字： 指導教師簽字： 中國礦業(yè)大學畢業(yè)論文指導教師評閱書 指導教師評語 （①基礎理論及基本技能的掌握； ② 獨立解決實際問題的能力；③ 研究內(nèi)容的 理論依據(jù)和技術方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤ 工作態(tài)度 及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題； ⑧ 是否同意答辯等）： 成 績： 指導教師簽字： 年 月 日 摘 要 采煤機是一種電牽引大功率采煤機，該機機身矮，裝機功率大，所有電機橫向布置，機械傳動都是直齒傳動，電機、行走箱驅動輪組件等均可從老塘側抽出，故傳動效率高，容易安裝和維護 。 本說明書主要介紹了采煤機截割部的設計計算。 割部電機放在搖臂內(nèi)橫向布置，電動機輸出的動力經(jīng)由三級直齒圓拄齒輪和行星輪系的傳動，最后驅動滾筒旋轉。截割部采用四行星單浮動結構，減小了結構尺寸，采用大角度彎搖臂設計，加大了過煤空間，提高了裝煤效果。 在設計過程中，對截割部的軸、傳動齒輪、軸承和聯(lián)接用的花鍵等部件進行了設計計算、強度校核和選用。本說明書主要針對主要部件的設計計算和強度校核進行了敘述和介紹。 此外，還對 煤機的使用與維護進行了說明，以便能更好的發(fā)揮該采煤機的性能，達到最佳工作效果。 關鍵詞 ：采煤機；截割部；減速箱；行星輪系；傳動齒輪；設計 is a of is is in up is of so is in to in of of It is up of a of to up in on a of of of to of to to of of In of to of of as to is to In n to be to of A of of 目 錄 第一章 概述 ............................................................................................... 1 煤機發(fā)展的歷史 ..................................................................................... 1 國采煤機 30 多年的發(fā)展進程 ............................................................... 2 采煤機的發(fā)展趨勢 ................................................................................... 4 采煤機的類型及主要組成 ....................................................................... 6 第二章 總體方案的確定 ........................................................................... 8 采煤機簡介 ................................................................. 8 臂結構設計方案的確定 ......................................................................... 9 割部電動機的選擇 ................................................................................. 9 動方案的確定 .......................................................................................... 9 第三章 傳動系統(tǒng)的設計 ......................................................................... 12 級傳動轉速、功率、轉矩的確定 ........................................................ 12 輪設計及強度效核： ........................................................................... 13 的設計及強度效核 ............................................................................. 24 割部行星機構的設計計算 .................................................................... 31 承的壽命校核 ....................................................................................... 53 鍵的強度校核 ....................................................................................... 54 第四章 采煤機的使用與維護 .................................................................. 56 煤機使用過程中常見故障與處理 ........................................................ 56 功率采煤機截割部溫升過高現(xiàn)象及解決方法 ................................... 57 煤機軸承的維護及漏油的防治 ............................................................ 58 礦機械傳動齒輪失效的改進途徑 ........................................................ 60 齒面齒輪的疲勞失效及對策 ............................................................... 64 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 1 頁 第一章 概述 煤機發(fā)展的歷史 20 世紀 40 年代初，英國和前蘇聯(lián)相繼研制出了鏈式采煤機。這種采煤機是用截鏈式截落煤，在截鏈上安裝有被稱為截齒的專用截煤工具，其工作效率低。同時德國研制出了用刨削方式落煤的刨煤機。 50 年代初，英國和德國相繼研制出了滾筒式采煤機，在這種采煤機上安裝有截煤滾筒，這是一種圓筒形部件，其上安裝有截齒，用截煤滾 筒實現(xiàn)落煤和裝煤。這種采煤機與可彎曲輸送機配套，奠定了煤炭開采機械化的基礎。這種采煤機的主要缺點有二：其一是截煤滾筒的高度不能在使用中調整，對煤層厚度及其變化適應性差；其二是截煤滾筒的裝煤效果不佳，限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。進入60 年代，英國、德國、法國和前蘇聯(lián)先后對采煤機的截割滾筒做出革命性改進。 1．截煤滾筒可以在使用中調整其高度，完全解決對煤層賦存條件的適應性； 2．把圓筒形截割滾筒改進成螺旋葉片截煤滾筒， 即螺旋滾筒，極大地提高了裝煤效果。這倆項關鍵的改進是滾筒式采煤機稱為現(xiàn)代化采煤機械的基礎。 可調高螺 旋滾筒采煤機或刨煤機與液壓支架和可彎曲輸送機配套，構成綜合機械化采煤設備，使煤炭生產(chǎn)進入高產(chǎn)、高效、安全和可靠的現(xiàn)代化發(fā)展發(fā)展階段。從此，綜合機械化采煤設備朝著大功 率、遙控、遙測方向發(fā)展，其性能日臻完善，生產(chǎn)率和可靠性進一步提高。工礦自動檢測、故障診斷以及計算機數(shù)據(jù)處理和數(shù)顯等先進的監(jiān)控技術已經(jīng)在采煤機上得到應用。 我國現(xiàn)行 采煤機搖臂殼體的設計基本上都采用傳統(tǒng)的設計方法 :根據(jù)經(jīng)驗和以往設計實例設計人員在紙面上設計所需的產(chǎn)品 ,根據(jù)小功率采煤機搖臂尺寸適當加大來設計更大功率的采煤機搖臂 ,如果出現(xiàn)問題或不滿足預定設計要求的情況 ,就要修改設計 ,這在現(xiàn)實設計中確實出現(xiàn)了許多的問題。隨著采煤機裝機功率越來越大 ,單純依靠經(jīng)驗 ,根據(jù)小型機器設計大功率機器 和加大安全系數(shù)的方法 ,往往使設計產(chǎn)品的尺寸越來越大 ,結構的應力分布、變形分布、內(nèi)力分布也很難得到合理保證。然而通過對采煤機搖臂進行有限元分析 ,可以得出采煤機搖臂殼體在不同位置、不同工況的應力、應變規(guī)律 ,摸清其危險截面、極限工況、極限載荷和極限應力 ,提出搖臂承載能力的優(yōu)化方案。同時還可以對搖臂殼體固有頻率、各階振型、動力性能進行探索性分析研究。應用該技術可以在產(chǎn)品設計階段預測產(chǎn) 品質量 ,使產(chǎn)品在投入生產(chǎn)之前進行優(yōu)化以提高產(chǎn)品質量 ,從而縮短產(chǎn)品開發(fā)周期 ,進而降低開發(fā)成本 ,提高市場競爭力。 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 2 頁 國采煤機 30 多年的發(fā)展進程 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 雙滾筒采煤機，另一方面改進普采配套的、 單滾筒采煤機； 70 年代中后期，制造出 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， 雙滾筒采煤機，裝機功率 170雙滾筒采煤機，裝機功率 150 單滾筒采煤機，裝機功率 100 150 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 200下。 3．牽引速度低 由于受液壓元部件可靠性的限制，設計的牽引力功率較小，牽引速度一般不超過 6m / 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 我國基礎工業(yè)比較薄弱 ,元部件質量較差 ,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。 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，其技術也展示在中國人的面前，為我們深入了解外國技術和掌握這些技術創(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，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備的研制：大傾角綜采成套設備的研制：“三硬”、“三軟” 4． 5m 一次采全高綜采設備的研制：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，中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 3 頁 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．元部件攻關先行，促使采煤機工作可靠性的提高 總結 20 世紀 70 年代采煤機開發(fā)中的經(jīng)驗教訓，元部件的可靠性直接決定采煤機開 發(fā)的成功率，所以功關內(nèi)容為：主電機的攻關，以解決燒機的現(xiàn)象；齒輪攻關，從選擇材質上，熱處理工藝上著手，學習國內(nèi)外先進技術成功經(jīng)驗，以德國齒輪為目標進行攻關，達到預期目的，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，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、閥組和調速機構等都列入重點攻關內(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)，而且技術成熟。為此，我國研制采煤機的無鏈牽引都向引進機組的結構上靠攏。仿制和引進技術生產(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)。 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 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途徑。進入 20 世紀 90 年代后，交流變頻調速技術在中厚煤層采煤機中推廣使用，上海分院先后開發(fā)成功 00500020 020采煤機，變頻調速中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 4 頁 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 流電牽引全套技術的基礎上，開發(fā)出 00 00兩種電牽引采煤機，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 76牽引采煤機；兗州礦業(yè)集團公司引進德國的 和日本的 交流電牽引采煤機，但由于價格昂貴，故引進數(shù)量較少， 90 年代采煤機技術發(fā)展的特點如下： 1．多電機驅動橫向布置的總體結構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動，傳動系統(tǒng)彼此獨立，無動力傳遞，結構簡單，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 800牽引采煤機裝機功率達到 1020牽引功率為 2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 700大牽引速度達 12． 56m/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水平。 3．液壓緊固技術的開發(fā)研究取得成功 采煤機連接構件經(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合的道路，也是一條不斷學習國外先進技術為我所用的發(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。 采煤機的發(fā)展趨勢 80 年代以來，滾筒式采煤機在結構、性能參數(shù)、可靠性和易維修性上都有很大的改進。歸結起來，滾筒式采煤機有以下特征和發(fā)展趨勢： 1）增大功率和能力 為了適應綜采工作面高產(chǎn)、高效和在不同地質條件下快速截割煤巖的需要，不論厚、中厚和薄煤層的采煤機均在不斷增大裝機功率和生產(chǎn)能力。 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 5 頁 2）電牽引采煤機已成為主導機型 目前電牽引采煤機已成為德國、英國、美國、日本和法國等主要生產(chǎn)國的主導 機型。 3）增大牽引速度和牽引力，并改進無鏈牽引機構 為了適應綜采高產(chǎn)高效的要求，近代采煤機的牽引速度和牽引力都有較大的增大。 4）機器的結構布置有新的發(fā)展 近年來不斷發(fā)展和研制出了多機橫向布置、部件可側面拉裝的整機箱式機身、縱向布置采煤機的牽引部和截割部合為一個部件、破碎機采用單獨電動機傳動、改進擋煤板傳動裝置、無底托架或不用整體底托架等新的結構布置方式。 5）截割滾筒的革新和改進 截割滾筒的改進是圍繞增大截深、減低煤塵、增大塊煤率和提高壽命等目標進行的其主要改進有增大截深、采用強力截齒 、增大塊煤率和減少煤塵生成、滾筒設計 壓水射流噴霧降塵和助切、加固滾筒結構等方面。 6）擴大采煤機的使用范圍，不斷開發(fā)難采煤層的機型 薄煤層、厚煤層、硬粘并有夾矸煤層、大傾角、破碎頂板等難采煤層的機型的發(fā)展有，開發(fā)出了薄煤層、厚煤層、大傾角、短機身、窄機身等機型。 7）提高采區(qū)工作電壓 80 年代以前，各國采區(qū)工作面設備電壓多為 1000V 左右。隨著綜采設備向大功率發(fā)展，目前采煤機最大功率達 1220截割電機最大功率達6000板輸送機最大功率達 1125動電機最大功率達 525 上工作面長度的不斷增長，所以必須提高采區(qū)的供電電壓，目前各國生產(chǎn)的大功率采煤機，其供電電壓一般為 2300、 3300、 4160 和 5000V 等幾檔。 8）采用微電子技術，實現(xiàn)機電液一體化的采集、工況監(jiān)測、故障診斷和自動控制 現(xiàn)代采煤機均裝有功能完善的用微處理器控制的數(shù)據(jù)采集、工況監(jiān)測、故障診斷和自動控制，這是代表采煤機水平的重要標志?，F(xiàn)代采煤機的微處理系統(tǒng)除了工況監(jiān)測，還可以對其采集信息進行分析處理，再輸出顯示、存儲、控制和傳輸?shù)龋詫崿F(xiàn)檢測、預警、保護、健康診斷、事故查詢、維修指導和調度分析等多 種功能。 9）貫徹標準化、系列化和通用化原則，加速開發(fā)適合不同地質條件的新機型 目前各主要采煤機生產(chǎn)廠家都十分重視三化原則，將采煤機各主要部件 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 6 頁 （如電動機、截割部固定減速箱、搖臂、滾筒、牽引部、截牽箱、行走箱、牽引機構等）制定標準，作為適合不同條件的通用部件，各部件間的連接尺寸一致。這樣，就可以根據(jù)不同的地質條件的要求，很容易用積木式方法將各部件組合成新機型，以擴大采煤機的系列和加速研制過程。 10）提高采煤機的可靠性和壽命，提高易維修性，縮短井下更換部件時間，延長大修周期，提高機器的使用率和開機率。 采煤機的類型及主要組成 采煤機有不同的分類方法：按工作機構形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構位置可分為額面式與側面式；還可以按層厚和傾角來分類。中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 7 頁 1、左截割部2、右截割部3、左行走部4、右行走部5、左旋滾筒6、右旋滾筒7、液壓傳動8、電控部銘牌電控部編程站中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 8 頁 第二章 總體方案的確定 采煤機簡介 00機載交流電牽引采煤機，該機裝機功率 900割功率 2× 400引功率 該采煤機使用的電氣控制 箱符合礦用電氣設備防爆規(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電塵埃的情況下使用。 要技術參數(shù) 該機的主要技術參數(shù)如下： 采高 m 截深 00 適應傾角 ≤ 25 ° 適應煤質硬度 F≤ 4 滾筒轉速 r/40 搖臂長度 3500 牽引速度 m/0牽引型式 齒輪 - 齒軌 機面高度 1726 最小臥底量 265 滅塵方式 內(nèi)外噴霧 裝機功率 900 電壓 v 1140 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 9 頁 00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，左、右牽引部及中間箱采用高強度液壓螺栓聯(lián)結，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，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。 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，結構簡單可靠、拆裝方便。 臂結構設計方案的確定 由于煤層地質條件的多樣性，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、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構。 割部電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為 400× 2每個截割部功率為400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 400,其主要參數(shù)如下： 額定功率： 400 額定電壓： 1140V 額定電流： 296A; 額定轉速： 1470P/m 額定頻率： 50 絕緣等級： H 接線方式： Y 工作方式： 量： 1502 冷卻方式：外殼水冷 該電機總體呈圓形 , 其電動機輸出軸上 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。 動方案的確定 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，滾筒的轉速出中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 10 頁 現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉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速。 總傳動比 總i 7536401470＝＝＝滾總n —— 電動機轉速 r/n—— 滾筒轉速 r/ 傳動比的分配 在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，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、結構、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在常用值范圍內(nèi)，不應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。 構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。 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的傳動比。 本次設計采用 原理如圖所示： 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 11 頁 a - 太 陽 輪 b - 內(nèi) 齒 圈 g - 行 星 輪 x - 行 星 架 機 構該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪 a、內(nèi)齒圈 b、行星輪 g、行星架 動時，內(nèi)齒圈 陽輪 星架 g— 面繞自身的軸線 而驅動行星架 現(xiàn)減速。運轉中，軸線 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、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的使用效率為 動比一般為 上圖所示，當內(nèi)齒圈 b 固定，以太陽輪 a 為主動件，行星架 動比的推薦值為 9。查閱文獻 [4],采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為 4～ 6。這里定行星減速機構傳動比 則其他三級減速機構總傳動比 總÷ ?于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為 ;4~3?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構，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。 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 12 頁 第三章 傳動系統(tǒng)的設計 級傳動轉速、功率、轉矩的確定 各軸轉速計算： 從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ軸。 Ⅰ軸 14701 ?n /r 軸 m 4 7 03 ?Ⅳ軸 1/234 ?? rⅥ軸 m 6/346 ?＝各軸功率計算： Ⅰ軸 40031 ??η＝ 96Ⅱ軸 39621212 ??? ηη＝ Ⅲ軸 ?? ηη＝ Ⅳ軸 231234 ???? ηηη＝ 58中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 13 頁 Ⅴ軸 35831245 ???? ηηη＝ Ⅵ軸 ?? ηη＝ Ⅶ軸 331267 ???? ηηη＝ Ⅷ軸 031278 ???? ηηη＝ 各軸扭矩計算 : Ⅰ軸 9 55 09 55 0111 ?? ? 9 55 09 55 0333 ?? ? 95509550444 ?? ? 35 8Ⅶ軸 95509550777 ?? ? 1 3 79 供以后設計計算使用 運動和動力參數(shù) 編號 功率 /速n/(r· ) 轉矩 T/(N· m) 傳動比 Ⅰ軸 396 1470 軸 軸 358 軸 3792 軸 輪設計及強度效核： 這里主要是根據(jù)查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉速、傳動 的功率、轉矩以中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 14 頁 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果如下：統(tǒng)的設計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉速、傳動的功率、轉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，截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下： 齒輪 1 和惰輪 2 的設計及強度效核 計算過程及說明 計算結果 1)選擇齒輪材料 查文獻 1表 8 齒輪選用 202)按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 3111t / 0 2 2 ) n~( 0 . 0 1 3v ?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 1d ，由式（ 8－ 64）得 3 2][ u 1? ?????? 齒寬系數(shù)d?查文獻 1 表 8－ 23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d?＝ 0． 6 小輪齒數(shù) 1Z 1Z =19 惰 輪齒數(shù) 2Z 2Z ＝ ???? i 數(shù)比 u u ＝ 19/34/ 12 ?傳動比誤差 0/ ?? 誤差在 %3? 范圍內(nèi) 小輪轉矩 ? 25726501 56～ 62 t / 公差組 6級 d?＝ 0． 6 1Z =19 2Z ＝ 34 u ＝ 適 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 15 頁 載荷系數(shù) K 由式（ 8－ 54）得?? A ????使用系數(shù) 查表 8－ 20 動載荷系數(shù)－ 57得初值查圖 8－ 60 齒間載荷分配系數(shù)?－ 55及 0?? 得 ??? ?? co s)]Z/1Z/1(21 ???? ＝ [+1/34)]=表 8－ 21并插值 ?K＝ 1 則載荷系數(shù) K 的初值 1.2????Z 查表 8－ 22 － 64 021 ????重合度系數(shù)?－ 65? ?0???許用接觸應力 由式 ? ?698? 得 ? ?H? ＝ ?? ?? 接觸 疲勞極限應力 21 ? 、查圖 8－ 69 應力循環(huán)次數(shù)由式 ? ?708? 得 )1030020(2147060n j ?????? 1． 75 1． 11 ?K＝ K＝ 1 1.2? ＝ Z＝ 1 /1450 ?22 /1450 ? 91 ?N 92 ?N 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 16 頁 912 N ???? 則 查圖 8－ 70得接觸強度得壽命系數(shù) 121 ?? 查圖 8－ 71及說明 接觸強度安全系數(shù) 查表 8－ 27，按 取 S ? ? ? ? 2211450 ????? ?? 故1 5 7 2 6 5 ?????? ??????? 3/ 11 ???查表 8－ 3 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值919 ??? 圓周速度 v 6 0 0 0 0/1 4 7 01 9 0 0 0/11 ???? t?與估取 相近，對必修正K ?＝ 1 ?惰輪分度圓直徑 340341022 ???? 中心距 a ? ? ? ? 2652 3419102 21 ????? b 1 1 i ???? td 121 ?? Z ?Z＝ 1 S 10?m mm 190mm K , 901 ? 402 ? 265?a 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 17 頁 惰輪齒寬 1102 ?? 小輪齒寬 ? ?10~521 ?? ??3 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由式 ? ?668? ? ?F ???? ?????齒形系數(shù)?－ 67 小輪1?－ 68 小輪1?,由式 8－ 67 ???? ?? ?Y 許用彎曲應力 ? ?F? 由式 8－ 71 ? ? ??? ??彎曲疲勞極限圖 8－ 72 彎曲壽命系數(shù) － 73 尺寸系數(shù) － 74 安全系數(shù) 查表 8－ 27 則 ? ? ? ? 2/ 0/11121 ??????? i ? ? ?121 /F ? ??????? ??? 1102 ?b mm 151 ? 1????Y 21 /850 ?22 /850 ? 121 ?? Y 1 2 ? ? 21 /? ? ? 22 /? 21 /? 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 18 頁 齒輪 4和齒輪 5設計及強度效核： 1)選擇齒輪材料 查文獻 1表 8 齒輪選用 202)按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 3333t n/13.0(v ?估56~62 t / 公差組 7級 ? ?222 /57 265 F ? ??????? ??? 4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d 191011 ??? 341022 ??? 齒頂高 0101* ????齒根高 ? ? ? ????? 0211 ????? aa 0222 ????? aa 0211 ????? ff 0222 ????? ff ?? 20co 0co dd b???? 20co 0co dd p 齒厚 s ?? 中心距 a 265?a 圓整 22 /? 901 ? 402 ? 0? f a 2101 ? a 3602 ? f 1651 ? f 3152 ? b b 65? 中 國礦業(yè)大學 2008 屆本科生畢業(yè)設計 第 19 頁 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 1d ，由式（ 8－ 64）得 3 211 )][(12 ?????? 齒寬系數(shù)d?查文獻 1 表 8－ 23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d?＝ 0． 6 小輪齒數(shù) 4Z 大輪齒數(shù)5???? i 齒數(shù)比 u u ＝ 24/37/45 ??? 誤差在 %5? 范圍內(nèi) 小輪轉矩 ? 66982304 載荷系數(shù) K 由式（ 8－ 54）得?? A ????使用系數(shù) 查表 8－ 20 動載荷系數(shù)－ 57得初值查圖 8－ 60 齒向載荷分配系數(shù)?－ 55及 0?? 得 ??? ?? co s)]/1/1(54 ??? ＝ [+1/36)]=表 8－ 21并插值 ?K＝ 載荷系數(shù) K 的初值 ??? 0． 6 4Z =24 5Z＝ 37 u ＝ 適 ? 66982304 K＝ K＝ 5.2? － 22 － 64 0,021 ??? 合度系數(shù)?－ 65? ?0???許用接觸應力 由式 ? ?698? 得 ? ?H? ＝ ?? ?? 接觸疲勞極限應力 21 ? 、查圖 8－ 69 應力循環(huán)次數(shù)由式 ? ?708? 得 )103 0 020( 160601 ??????? hn j 9912 ????? 則 查圖 8－ 70得接觸強度得壽命系數(shù) 121 ?? 查圖 8－ 71及說明 接觸強度安全系數(shù) 查表 8－ 27，取 S ? ? ? ? 221 /11 4 5 0 ???? ?? 齒輪模數(shù) 44 ???查表 8－ 3 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值11244 ??? 圓周速度 v 6 0 0 0 0/ 0 0 0/34 ????? t? Z＝ 1 /1450 ?22 /1450 ? 91 ?N 92 ?N 121 ?? Z ?Z＝ 1 S 11?m