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1、無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計1無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計前言 采煤機械，現(xiàn)在主要有滾筒式采煤機、刨煤機和采煤鉆機三大類。目前我國使用最多的是滾筒式采煤機，也有少量的刨煤機。隨著采煤機生產率的不斷提高，綜合機械化采煤設備朝著大功率、高牽引力方向發(fā)展。對采煤機牽引機構的性能，諸如結構、強度運行平穩(wěn)性等要求越來越高。 目前，常用的無鏈牽引機構有齒輪-銷軌、銷輪-齒條及鏈軌式等形式。我國生產的采煤機大多采用齒輪-銷軌式機構，它具有良好的運行平穩(wěn)性，對底板的起伏、中心距和銷軌節(jié)距的變化有較強的適應性.銷軌在使用中同樣容易磨損，

2、尤其是在接觸部分。采煤機的發(fā)展概況 1986 年 8 月 16 日，我國首臺 AM-500 采煤機采煤 5044 噸，月產達到 12.8 萬噸，創(chuàng)我國日、月產采煤最高紀錄。在 5 個月工業(yè)試驗中產煤 54.69 萬噸，超過設計大綱 5 個月連續(xù)產煤 35 萬噸的要求。上世紀 80 年代中期，主要生產冶金軋鋼設備與潤滑設備?？紤]到山西未來將年產煤炭 4 億噸，山西省成立了省綜采設備試制領導組，組織省煤管局、省機電廳和太礦等單位企業(yè)參加試制，鼓勵太礦適時轉型生產綜采設備。 當時試制采煤機面臨兩個問題：一是選型；二是自己研制還是引進。太礦組織技術人員深入煤礦調研，發(fā)現(xiàn)大同等全國性煤礦大多屬于硬質煤層

3、，白洞礦煤層含夾矸、麻石等，礦工一致要求研制齒面堅韌強度高的雙滾筒采煤機。針對我國當時大多煤礦采用150300 小型煤機或引進大功率煤機等現(xiàn)實問題，山西省綜采領導組決定投入 82.5 萬美元購買英國安德遜公司 AM-500 采煤機技術及樣機，并投入 375 萬美元從國外購買了一批數(shù)控、數(shù)顯裝備和檢測儀器。 從試制成功我國第一臺大功率 AM-500 采煤機到 1997 年停止生產，共計 12 年。期間，山西煤炭產量從 2 億多噸增長到 3 億多噸，全國煤炭從 8 億噸增長到近 13 億噸。大煤礦、大集團相繼出現(xiàn)后，像 AM-500 采煤機年產約 130 多萬噸的設計能力已很難適應新需求。電牽引采

4、煤機的核心技術是電氣設備。1996 年，投入 26 萬英鎊買回了國外直流電牽引圖紙，雖然機械圖較完備，但電氣部分卻只有接線圖原理和維修圖紙，與之配套的電氣設備還需要從國外進口，生產一臺采煤機需要很高成本。為此，自行設計電氣設備并展開技術攻關。當在開始研制中，電牽引采煤機控制系統(tǒng)主要由單片機及其硬件組成，控制原理簡單，但體積大、系統(tǒng)復雜。幾經反復后，他們終于在 1998 年設計出結構簡單、維2修方便的第二套方案，研制出由工業(yè)計算機和可編程控制器組成的智能化控制系統(tǒng)，將國產采煤機技術水平提高到了新高度。 此后，經過多次反復實驗，終于試制成功了我國首臺 900 千瓦電牽引采煤機。由于 1200 千瓦

5、電牽引采煤機改進了瓦斯檢測裝置和漏電閉鎖系統(tǒng)，克服了以往設計的缺陷，為井下一線工人的人身安全提供了可靠保證。該機型增加了搖臂傾角傳感器、機身傾斜傳感器，增設了國內采煤機同步性能不良等負面效應，實現(xiàn)了采煤機技術質量的又一次升級，被專家譽為國內一流技術，為我國煤礦高產高效提供了先進設備，進一步確立了太礦引領國內采煤機技術發(fā)展方向的地位。 無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計31 緒論1.1 采煤機的概述1.1.1 采煤機在國內的發(fā)展情況隨著近年來我國煤炭行業(yè)的快速發(fā)展，與之唇齒相依的煤機行業(yè)也日益受到重視。從去年出臺的煤炭行業(yè)綱領性文件關于促進煤炭工業(yè)健康發(fā)展的若干意見，到去年召開的全國煤

6、炭工業(yè)科學技術大會，再到近日的國家發(fā)改委出臺的煤炭行業(yè)結構調整政策，都涉及到發(fā)展大型煤炭井下綜合采煤設備等內容。有關人士指出，大型煤炭井下綜合采煤設備走進人們的視野，這是煤機行業(yè)發(fā)展的必然趨勢。加快發(fā)展煤機制造業(yè)意義重大我國是世界煤炭第一生產和消費大國。由于我國富煤少油，所以煤炭在我國的一次能源中占有極其重要的地位。近年來，國際油價高企，這在某種程度上更加凸顯了我國煤炭資源的戰(zhàn)略意義.建設強大的煤炭工業(yè)須有強大的煤礦機械制造能力作為后盾。然而，生產技術總體水平落后正在制約著煤炭工業(yè)的快速發(fā)展。據(jù)統(tǒng)計，目前全國采煤機械化程度僅為 42%。眾多小煤礦仍沿用傳統(tǒng)落后的開采方式。為解決這一矛盾，國家提

7、出了加快提升煤炭生產和設備制造技術水平的戰(zhàn)略目標。根據(jù)“十一五”煤炭行業(yè)結構調整的主要目標，到 2010 年，全國大、中型煤礦采煤機械化程度要分別達到 95%和 80%以上。據(jù)有關專家介紹，大型煤炭井下綜合采掘設備等重大專項，主要是面向煤礦高產、高效集約化生產及其配套的設備和技術。包括年產 600 萬1000 萬噸厚煤層綜采成套技術裝備研制；年產 150 萬200 萬噸薄煤層自動化綜采成套技術裝備研制；年產 100 萬噸以上短壁綜采成套技術裝備研制；巷道快速綜掘成套技術裝備研制等。有關業(yè)內人士指出，我國發(fā)展大型煤炭井下綜合采煤設備，不僅是為了解決煤炭行業(yè)發(fā)展的設備需求，也不僅是間接地為提高我國

8、煤機行業(yè)技術水平提供難得的發(fā)展機遇，更重要的是，它將為我國重要能源資源開采提供有力保障.制約因素加大綜合差距煤機行業(yè)的發(fā)展并非一帆風順。在經過多年的低谷期后，雖然近年來市場逐步轉暖，但在其自身發(fā)展中仍有諸多制約因素。諸如基礎技術及基礎元器件發(fā)展滯后、國產原材4料不能滿足要求、企業(yè)數(shù)量多規(guī)模小且分散重復、科技開發(fā)投入少、技術創(chuàng)新能力弱等。目前，煤機全行業(yè)最突出的問題之一就是成套能力薄弱，市場競爭力不強。據(jù)了解，改革開放以來，在煤炭專用設備研制和國產化工作上取得了巨大成就.但是，由于體制和機制的制約，在煤炭專用設備研制和國產化工作中，力量主要集中在提高單機的設計制造能力和水平上。因而，煤炭專用設備

9、的系統(tǒng)開發(fā)、系統(tǒng)設計、系統(tǒng)成套及系統(tǒng)服務，則顯得十分薄弱。同時，由于煤炭裝備制造業(yè)發(fā)展滯后，產品的性能和可靠性難以滿足高產、高效礦井要求，導致企業(yè)在市場競爭中缺乏競爭力。另據(jù)了解，目前國內僅有山西焦煤集團和中國煤炭機械工程裝備集團具有綜合煤機制造實力。種種制約因素及行業(yè)技術創(chuàng)新能力不足，造成目前我國煤機制造業(yè)與國際水平相比存在很大差距。專家建議，根據(jù)目前行業(yè)的具體情況，行業(yè)創(chuàng)新路線還需要引進和自主研發(fā)相結合。專家指出，在全球產業(yè)結構調整和轉移的浪潮中，以及諸多制約因素前提下，我國煤炭裝備制造業(yè)面臨著重組和規(guī)模經營的新趨勢。1.1.2 國外采煤機的發(fā)展今年 4 月份，全球最大的煤炭開采設備生產商

10、之一 Joy Global Inc. (JOYG)獲得了其在華建廠的首張執(zhí)照。 這家坐落在天津市的工廠預計將于 2007 年年初投產。實際上，此次建廠正是Joy Global 提高在華銷量計劃的一部分，公司的目標是 2010 年將在華銷售額從 2005 年的 1.7 億美元提升至 5 億美元。 面對中國不斷擴大的采礦設備市場，許多外國公司都在躍躍欲試，Joy Global 并不是唯一的一家。德國的 DBT Group、Eickhoff Corp.、瑞典的Sandvik Mining and Construction Ltd.及其他一些大型國際采煤設備生產商都已設法進入了中國市場。 煤礦傷亡事故

11、頻發(fā)及采煤效率低下問題引起了中國政府的擔憂，目前中國國內正積極地推進煤炭行業(yè)的改革重組。未來幾年，中國將關閉更多能效低下且存在安全問題的小型煤礦，轉而組建一些大型煤炭生產集團。在這樣的背景下，對于高端采礦設備的需求也在相應上升。而國內的相關設備供應商卻無法滿足此類需求，這就給海外生產商提供了搶占市場立足點的機會。美國駐中國使館事務處(China branch of the U.S. Commercial Service)的一位資深商務無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計5專家梅報春表示，從開采效率、設備質量、對礦山的環(huán)境保護及安全和健康等方面來考慮，中國的主要采煤設備普遍落后其他國家

12、10-15 年。雖然中國是全球最大的煤炭生產國，2005 年的煤炭總產量達 21.1 億噸，但中國煤礦的安全紀錄則非常糟糕。幾乎每天都有因煤礦爆炸、透水和塌方導致礦工喪生的報導。2005 年，中國共有 5,986 名煤炭工人在事故中喪生。中國的煤礦數(shù)量接近 2.5 萬座，其中 90%以上是村鎮(zhèn)所有的小型煤礦。高端采礦設施需求強勁目前，中國煤礦的機械化程度平均為 42%，小型煤礦的機械化程度則更低。極低的自動化和機械化水平意味著煤炭采出率少得可憐。中國煤礦目前的平均采出率僅為 35%左右，小型煤礦的采出率更是不到 10%。煤炭行業(yè)的數(shù)據(jù)顯示，中國約五分之二煤礦的年產量均不到 3 萬噸。除了關閉安

13、全狀況差及非法的煤礦（此類煤礦使用的一般都是小型采礦設備）外，中國還將在 2010 年前建立 13 個大型煤炭生產基地，并組建 5-7 家年產量超過 1 億噸的大型煤炭生產商。在 2010 年年底前，國有大中型煤礦的機械化程度將從目前 75%的平均水平分別提高至 95%和 80%。不過，凱基證券(KGI Securities)分析師張偉(Aaron Zhang)表示，國產的采煤設備已經過時，而且主要是在小型煤礦中使用。實際上，刨煤機、綜掘機和支架等一些關鍵的井下采煤設備還需依賴進口。中國 90%的煤礦都屬于井下作業(yè)。Joy Global 的一位管理人士表示，該公司在中國最暢銷的產品是連續(xù)采煤機

14、，這種設備已在美國和其他發(fā)達國家的大型煤礦中得到了普遍使用。這位不愿透露姓名的管理人士稱，到目前為止，中國的生產商已生產出幾臺類似的樣機，但還遠沒有達到真正的商業(yè)化水準。中國市場吸引全球關注過去幾年來，外國采煤設備生產商親眼目睹了在華銷售額的大幅增長。2003 年，Joy Global 在中國的銷售額僅為 5,000 萬美元，但 2004 年很快激增至 1.4 億美元，2005 年為 1.7 億美元，今年有可能達到 2 億美元。其他外國公司當然也沒有袖手旁觀。2005 年末，德國 DBT 集團與中國的煤炭公司達成了三筆大宗合同，這使其中國客戶的數(shù)量在不到 18 個月的時間里由 5 個增加到 1

15、1 個。其中有一份合同就是和中國煤炭產量最大的生產商神華集團有限責任公司6(Shenhua Group Corp.，簡稱：神華集團)簽定的，這也是 DBT 有史以來簽訂的最大的一筆訂單。該公司在新聞稿中稱，合同履行完成后，DBT 對神華集團的支架交貨量將達到 2,700架。不僅是采煤設備生產商，一些投資公司也開始進入了這片市場. 6 月 14 日，總部在紐約的投資公司 Jordan Co.旗下 International Mining Machinery Ltd.宣布，已向國有黑龍江煤礦機械集團有限公司,收購了雞西煤礦機械有限公司和佳木斯煤礦機械有限公司的全部股權。上述交易在國內遭到激烈的批評

16、，一些業(yè)內人士指出，當?shù)卣粦摪岩磺卸假u給海外公司，因為這兩家采煤設備制造企業(yè)生產的綜掘機和支架各占到國內銷量的近40%。 Joy Global 的一位管理人士表示，當前最大的挑戰(zhàn)是中國政府正在不斷要求煤炭企業(yè)購買國產設備。該管理人士稱，除民族主義情緒外，價格也是一個問題，進口采煤設備通常比國產設備貴 2-3 倍。 1.2 課題的設計目的及意義當今全球制造業(yè)企業(yè)之間的競爭越來越激烈。企業(yè)要贏得競爭，就要以市場為中心，就要以用戶為中心，快速地響應市場的需求，快速地滿足用戶的需要。換句話說，就是要以最短的產品開發(fā)時間（Time）、最優(yōu)的產品質量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的

17、服務（Service），既“TQCS”，去贏得用戶和市場。 電牽引薄煤層采煤機，包括截割部分、牽引部分，兩部分之間通過螺栓對接，所述截割部分包括螺旋滾筒、齒輪組傳動系統(tǒng)，螺旋滾筒與齒輪組傳動系統(tǒng)連接，其特征在于所述截割部分增設電動機，電動機與齒輪組傳動系統(tǒng)直接連接，所述牽引部分由牽引電動機、齒輪組和主動鏈輪組成。本實用新型針對已有 ZB2X-100 型采煤機液壓牽引造成的牽引力不足，牽引速度低，各大部件之間存在傳動關系造成嚴重漏油，零件損壞，維修率高等問題，變液壓牽引為電牽引，同時改變采煤機的整個結構布局，減少了各大部分之間的傳動系統(tǒng)，形成能獨立運行的截割和牽引兩大部分。牽引功率大，牽引速度高

18、，整機運行可靠。1.3 設計內容1)采煤機牽引部總體設計;2)采煤機牽引機構設計 3)牽引傳動箱的設計 4)行走部設計無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計72 牽引部的總體設計2.1 牽引部的組成采煤機牽引部由電動機和傳動裝置組成，其中傳動裝置包括傳動件（齒輪傳動、蝸桿傳動、帶傳動、鏈傳動）和支撐件（軸、軸承、機體等）兩部分。它的重量和成本在牽引部中占很大比重，其性能和質量對牽引部的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。在本設計的傳動件的選擇中，由于帶傳動和鏈傳動不適合井下繁重的工作要求和惡劣的工作環(huán)境，而蝸桿傳動的傳動效率低、功率損失大，因此傳動件全部采用齒輪傳動。滿足牽

19、引部性能要求的傳動方案，可以由不同傳動機構類型以不同的組合形式和布置順序構成。合理的方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護便利。牽引部的特點分為兩種，一種是：1.縱向布置，結構較分散；2.齒輪組成中有錐齒輪，錐齒輪的制作加工難度較大；3.整體組裝和維護困難。另一種的特點是：1.橫向布置，結構緊湊；2.齒輪全部為圓柱齒輪，加工和組裝容易，維護方便；3.電動機可直接從牽引部側面以抽屜的形式安裝拆卸，很方便。2.2 方案設計1、設計任務：要求對裁采煤機牽引部進行改良設計，我列出了以下幾種設計方案，進行比較，用以參考。方案 1液壓牽引部設計液壓系統(tǒng)：輸出力

20、矩較大，但機械結構、工藝操作復雜，重量體積大，功耗和噪聲大，能源利用率低，而且它們與主控制器可傳遞的信息量小、簡單，響應慢，精度與可靠性也不高，摩擦力較大啟動緩慢，同時還需要一套油泵、泵站和相應的油路支持，容易漏氣漏油，對氣體或油液中的污染物比較敏感，經常發(fā)生故障，維修修理不方便，從、而大大提高了成本。方案 2電力牽引部設計8電力系統(tǒng)響應快、機械結構、工藝流程相對簡單，重量體積小，易于控制器通訊，精度和可靠性高，但它的輸出力矩較小，頻寬較低、功率密度較小。根據(jù)上訴優(yōu)缺點可知，在要求輸出力或力矩較小且加載精度要求比較高時使用電動加載。以上的兩種方案存在著許多不足之處，因此都有待于進一步完善，綜合

21、比較而言，電力系統(tǒng)組成元件體積小、重量輕、結構緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實現(xiàn)過載保護，液壓元件之間能實現(xiàn)自動潤滑液壓元件的使用壽命長，但存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。所以我采用的是電力牽引部的設計。22、.通常傳動箱有三種傳動方式 牽引傳動箱作為采煤機的輔助牽引部,如:西德 EDW-300W 采煤機就是采用這種布置方式.其優(yōu)點就在于支架的控頂距較小機身下面有寬敞的過煤空間.缺點是增加了機身長度.牽引傳動箱布置在底托架靠近老塘側,如:英國 AM500 采煤機這種布置適合于機面較高的情況.優(yōu)點是既降低了采煤重心,使得工作平穩(wěn),有減少了

22、對接段數(shù)縮短了機身長度.缺點是要求機身的控頂架距較大,且機身下面的過煤空間小.牽引傳動箱布置在機器的兩端.這種布置方式適用于機面位置較低的情況,保證在底托架下面有一定的過煤空間和實現(xiàn)”積木式”拼裝.但是兩只導向滑靴距離較遠.這對于采煤機在使用雙電動機時,在運輸機水平彎曲和垂直彎曲時對銷輪與齒條的嚙合不利.2.1.1 采高采高是指采煤機實際高度。注意事項：煤層厚度一般不宜超過采煤機的最大采高的，不宜小于采煤機%95%90最小采高的。%120%150 采煤機的最大采高 H 和最大臥底深度 X 的關系式：sin （2-1）LCAH22maxD （2-2maxsin2DLCAX2）無鏈電牽引采煤機牽引

23、部總體設計及牽引機構設計9式中： A機身上部距底板的距離 C機身箱體厚度 L搖臂回轉中心到滾筒軸心的長度 搖臂相對機身水平上擺動最大角度搖臂相對機身水平下擺動最大角度D滾筒直徑2.1.2 牽引傳動箱的電機選用根據(jù)要求可知，需先計算出工作在傾斜軸上的阻力矩 T T=Ge （2-3） 式中： G總重量； e綜合重心偏心距。計算工作在傾斜軸上的阻力矩 TT=Ge =1.210 9.83003 =352810 Nmm3 =3528Nm 所以可以得知傾斜軸的功率為 P P=176.4KwnT 5 . 03528采用兩級蝸桿減速器，查資料得其傳動效率大約為 0.52，齒輪的效率為 0.98，所以其總效率為

24、 =0.520.98=0.51。所以 P=0.4 Kw。總電機51. 02 . 0考慮到電機本身的效率，及設備的精度及潤滑狀況，經查表得：電機選用 Y90L-6 型，其功率 P=1.1 Kw，轉速為 n=1000 r/min。2.1.3 對牽引部的基本要求1、總傳動比大2、總傳動比應能在工作過程中隨時調節(jié)103、要在電動機轉向一定的條件下反向牽引和停止牽引4、要有可靠的過載保護性能5、要有足夠的強度無鏈牽引機構分類圖 21 齒輪銷軌型Fig.2-1 partial examination drawing圖 22 銷輪齒條型Fig.2-2 structu examination drawing圖

25、 23 強力鏈輪鏈軌型Fig.2-3 coal plow examination drawing無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計11圖 24 復合齒輪齒條型Fig.2-3 historic examination drawing2.1.4 選用確定條件1)適用條件：采煤高 4 米 傾角（010）度 硬度（24）f2)已知條件：牽引速度(8.34.15)m/min-1；牽引力 210KN 調節(jié)方式：液壓；保護方式：液壓；牽引機構：無鏈(節(jié)距 125)。 3)電動機的選擇：型號 DMB300S；功率 9103KW；電壓 1140V；轉速 1470r/min-1。2.1.5 數(shù)據(jù)處理 牽

26、引鏈鏈輪與減速器的輸出軸相連，鏈輪工作時，圓環(huán)鏈饒上鏈輪后，平環(huán)和立環(huán)一一相間，平環(huán)位于鏈輪的窩槽內，立環(huán)位于鏈輪的環(huán)槽中，但其下面不接觸立環(huán)槽底，窩槽圓弧推平環(huán)的一端而實現(xiàn)傳動。本設計中鏈輪處置布置，鏈輪垂直布置，吐鏈方便，鏈子垂直也也可以幫助吐鏈，為了改善鏈的受力狀態(tài)，也裝有緊鏈裝置。鏈輪的幾何形狀 比較復雜，其形狀和制造質量對于鏈環(huán)和鏈輪的嚙合影響很大。鏈輪形狀設計的不好，就會啃傷鏈環(huán)，加劇鏈輪與鏈環(huán)的磨損或者鏈環(huán)不能與鏈正確嚙合而掉鏈。因為鏈輪是標準件其與鏈環(huán)相互配合，所以可直接根據(jù)鏈環(huán)的尺寸從表中直接選擇使用鏈輪，直接查取鏈輪的基本尺寸如下：412表 2-1 鏈輪基本尺寸Table.

27、2-1the coal plow Accord drawing圓環(huán)尺寸btd鏈輪齒數(shù)0DeDHy2R3R1Dll30108997418.13508182.51302307155230230740115表中，節(jié)圓直徑；0D頂圓直徑；eD平環(huán)底至鏈輪中心距離；H齒形圓弧中心坐標；y 齒根圓弧半徑；2R平環(huán)窩槽圓弧半徑；3R立環(huán)槽根圓半徑；1D立環(huán)槽寬度；lW 齒肩寬度；鏈輪寬度應比鏈環(huán)外寬寬些，以保證鏈輪窩槽與平環(huán)相配合，并且鏈輪齒受到很的的彎曲載荷，保證鏈輪輪齒有足夠的強度。已知鏈外寬為 99，取鏈輪寬度為：mmmmB5 .193鏈鏈輪為鍛造加工，鏈輪表面應淬火，齒形部分進行電解加工或模鍛，這樣

28、可以大大提高鏈輪的使用壽命.無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計133 牽引傳動箱的設計牽引傳動箱的設計3-1 牽引傳動箱的傳動系統(tǒng)圖Fig.3-1 partial examination examination drawing1-行走箱齒輪 Z1 2-行走箱齒輪 Z2 3-電動機輸出齒輪 Z3 4-行走箱電動機5-變速箱輸入軸 6-變速箱行星輪 Z4 7-變速箱輸出齒輪 Z5 8-行走箱齒輪 Z6 9-行走箱行走輪 Z73.1 牽引傳動箱的設計計算選擇材料及熱處理方法 查表 8-17（p174）7行走箱小齒輪 Z6： 45 號鋼 調質 HBS =245-275 HBS1行走箱大齒輪

29、Z1： 45 號鋼 正火 HBS =210-240 HBS2按齒根彎曲疲勞強度設計計算:采用斜齒圓柱齒輪傳動，按 V =(0.0120.021) n=2.514.39 m/s, （3-t3111/np1）估取圓周速度 3.4 m/s,tV選取第公差組 8 級小齒輪分度圓直徑由式 3-1 得：1d （3-2）1d321)(12HHEdZZZZuukT14齒寬系數(shù)按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8dd小齒輪齒數(shù) 按推薦選=241Z1Z大齒輪齒數(shù)=2.9124=69.84,圓整取=70，2Z2i1Z2Z傳動比 = / =70/24=2.92u2Z1Z傳動比誤差=2.95-2.92/2.95=0.01，

30、誤差在5%范圍內，合適uu/小輪轉矩=9.55/=9.5510 47.53/438.60=1034910N1T1P1n6載荷系數(shù) K K =K K K KtAV使用系數(shù) K K =1.00AA動載荷系數(shù) K 初值 K=1.12Vvt齒向載荷分布系數(shù) 得=1.12KK齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選K130無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計1由式 3-2 得：=+=1.88-3.2（1/+1/）+r1Z2ZcostanZ1d1=1.661.41=3.07差值得 K1.42t載荷系數(shù) K 初值 K =11.121.121.42=1.78t彈性系數(shù)得189.8EZEZ2.mmN節(jié)點影響系數(shù) Z

31、（X =X =0）得 Z=2.45H12H重合度系數(shù) = 0.77ZZ螺旋角系數(shù)=0.9913cosZ許用接觸應力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接觸疲勞極限應力、1limH2limH600 N/1limH2500 N/2limH2應力循環(huán)次數(shù)由式 3-2 得N =60nj=60438.601830085.051hL810N = N /5.05/2.92=1.7321810810接觸強度壽命系數(shù) Z Z1N2NZ = Z= 1 （3-3）1N2N硬化系數(shù) Z及說明 Z=1.15WW接觸強度安全系數(shù) S按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=60011.15/1.0690

32、N/mm1H2=50011.15/1.0575N/mm2H22的設計初值1dtd123)57599. 077. 045. 28 .189(92. 2) 192. 2(8 . 0103491078. 12132.94模數(shù)：m =/ =132.94/24=5.40 圓整取模數(shù) m=6ntd1cos1Z13cos中心距 a=m (+)/2=694/(2)=289.42 1Z2Z13cos分度圓螺旋角002.13)42.2892/(70246)a2/()ZZ(mcos21n1 =6013小輪分度圓直徑的計算79.147002.13cos/246cos/Zmd1nt 1圓周速度 V=/60000=147

33、.79438.6/60000=3.39m/s 與估取的值相近.對 K 取t 1d1nv值影響不大，不必修正取 K =K =1.12vvt齒間載荷分配系數(shù)K=+r = 1.88-3.2（1/24+1/70）=1.66cos)Z/1Z/1 (2 . 388. 1 21002.13cos41. 1002.13tanZ1d1=1.66+1.41=3.07 得=1.42K載荷系數(shù) K=11.121.121.42=1.78小輪分度圓直徑取 （3-1d132.9478. 178. 194.132K Kd33tt 14）取147.79dd1t1大輪分度圓直徑=670/=431.052dcos/Zm2n002.

34、cos13齒寬=0.8132.94=106.35bdmin1td無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計3大齒輪齒寬b，圓整取齒寬110 2b2b小齒輪寬=b+（510）=110+5=1151b按齒根彎曲疲勞強度校核計算=YFaYY Y （3-5）FnbdmKT12SAF齒形系數(shù) （3-FY9 .25002.13cos/24cos/ZZ331V16） 6 .7592. 29 .25uZZ12VV得 與1aFY2aFY2.621aFY2.232aFY應力修正系數(shù) Y Sa1.61aSY1.762aSY重合修正系數(shù) Y 由式 3-2 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0

35、.70，所以 Y =0.70a螺旋角系數(shù) 85. 0120002.1341. 111201Y許用彎曲應力由式（3-5）計算F=YY/SFminFNXF彎曲疲勞極限查圖（3-6）minF=460 N/1minF2=390N/2minF24彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查得=1.02N1NYY尺寸系數(shù) Y XY=1.0X安全系數(shù) S 則FS=1.25minF=46011/1.25=368N/ （3-7）1F=39011/1.25=312N/ （3-8）F22故=2.621.600.700.85=90.11 N/ 1F679.147115103491078. 1221F=2.231.760.700.85=8

36、8.70 N/ F2679.147110103491078. 122F2滿足要求，合格。采煤機行走部設計圖 31 牽引傳動系統(tǒng)Fig.3-1 prevented falls drawing按機械設計課程設計無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計5選擇材料及熱處理方法 查表 8-17（p174）7小齒輪： 45 號鋼 調質 HBS =245-275 HBS1大齒輪： 45 號鋼 正火 HBS =210-240 HBS2按齒根彎曲疲勞強度設計計算:采用斜齒圓柱齒輪傳動，按 V =(0.0120.021)n=5.7910.14 m/s, （3-9）t3000/np估取圓周速度 7.5 m/s,

37、tV選取第公差組 8 級小齒輪分度圓直徑由式 8-77 得1d （3-10）1d321)(12HHEdZZZZuukT齒寬系數(shù)按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8dd小齒輪齒數(shù)，中選=241Z1Z大齒輪齒數(shù)= =3.4224=82.08,圓整取=83，2Z1i1Z2Z傳動比= / =83/24=3.46u2Z1Z傳動比誤差=3.50-3.46/3.50=0.09，誤差在5%范圍內，合適uu/小輪轉矩=9.55 / =9.5510 50/1500=318300 N0T0P0n6載荷系數(shù) K K=K K K KAV使用系數(shù) K K =1.00AA動載荷系數(shù) K 8-57 K =1.22Vvt齒向載荷分

38、布系數(shù) 得=1.12KK齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選K130由式 3-10 得r6=+=1.88-3.2（1/+1/）+r1Z2Zcostan11dZ=1.671.41=3.08差值得 K1.42t載荷系數(shù) K 初值 K =11.221.121.42=1.94t彈性系數(shù)得189.8EZEZ2.mmN節(jié)點影響系數(shù) Z（X =X =0）得 Z=2.45H12H重合度系數(shù)，=0.77ZZ螺旋角系數(shù)=0.9913cosZ許用接觸應力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接觸疲勞極限應力、查圖 8-691limH2limH570 N/ （3-11）1limH2460 N/ （3-12）2limH2應力循環(huán)次

39、數(shù)由式 3-11 得N =60nj=6015001830081.731091hLN = N /1.73/3.46=521910810接觸強度壽命系數(shù) Z Z1N2NZ = Z=1 （3-13）1N2N硬化系數(shù) Z及說明 Z=1.15WW接觸強度安全系數(shù) S查表按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=57011.15/1.0656 N/mm1H2=46011.15/1.0529 N/mm2H2無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計7的設計初值 （3-1dtd123)52999. 077. 045. 28 .189(46. 3) 146. 3(8 . 0103491078

40、. 1214）95.94模數(shù)：m =/ = 95.94/24=3.62 圓整取模數(shù) m =4ntd1cos1Z13cos中心距 a=m (+)/(2)=4107/2=219.63 1Z2Zcos分度圓螺旋角 （3-15）001.1363.2192/ )8324(4cos)2/(cos1211aZZmn =3013小輪分度圓直徑的計算53.98001.13cos/244cos/11Zmdnt圓周速度 V=/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s 與估取的值相近.對 K 取1td1nv值影響不大不必修正取 K =K =1.22vvt齒間載荷分配系數(shù)K=+ （3-16）r

41、 = 1.88-3.2（1/24+1/83）=1.67cos)/1/1 (2 . 388. 1 21ZZ 001.13cos41. 1001.13tanZ1d1=1.67+1.41=3.08 得=1.42K載荷系數(shù) K=11.221.121.42=1.94小輪分度圓直徑取1d94.9594. 194. 194.95K K33t1td取53.98dd1t1大輪分度圓直徑=483/=340.732dcos/Zm2n001.cos13齒寬=0.895.94=76.75bdmin1td8大齒輪齒寬b 圓整取齒寬80 2b2b小齒輪寬=b+（510）=80+5=851b按齒根彎曲疲勞強度校核計算= （3

42、-17）FnbdmKT12YYYYzSAFF齒形系數(shù) FY9 .25001.13cos/24cos/3311ZZV 6 .8842. 39 .25uZZ12VV得 與 2.62 2.211aFY2aFY1aFY2aFY應力修正系數(shù) Y Sa1.6 1.781aSY2aSY重合修正系數(shù) Y 由式 3-17 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以 Y =0.70a螺旋角系數(shù) 85. 0120001.1341. 111201Y許用彎曲應力由式（3-17）計算F=YY/S （3-18）FminFNXF彎曲疲勞極限查圖（3- 18）minF= 460 N/1minF2=

43、 390N/2minF2彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖 8-73 查得=1.021NNYY尺寸系數(shù) Y 查圖 8-74XY=1.0X無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計9安全系數(shù) S 查表 8-27 則FS=1.25minF = 46011/1.25=368 N/1F2 =39011/1.25=312N/F22故=2.621.600.700.85=90.65 N/ 1F453.988531380094. 1221F =2.211.780.700.85=90.38 N/ F2453.988031830094. 122F2滿足要求，合格。3.2 2 軸的設計3-2 牽引傳動箱的傳動系統(tǒng)Fig.

44、3-2 examination drawing1-變速箱輸出軸 2-變速箱輸入軸該水平移動軸在工作過程中，受到彎矩和扭矩的作用，彎矩是吊具、工件、電、機減速器及其附件的重力造成的，其總重量最大為 350Kg，扭矩主要是吊具和軸的摩擦力造成的。 根據(jù)實際需要，軸材料選用 45 號鋼，其總長度大約為 3 米，兩端受支承，所以最大彎矩出現(xiàn)在軸的中點，即 （3-19）WM1式中，M為軸所承受彎矩 Nmm；10W抗彎截面模量，本設備采用實心軸取 W =0.3；3d查表得=300。1初步確定軸的直徑 d=5531 1 . 0M3001 . 01054153選軸徑 d=60 mm 軸和吊具均采用 45 號鋼

45、，查資料 3，鋼與鋼之間的滑動摩擦系數(shù)為 0.15，所以摩擦力 F=9.83500.15=515N，所以扭矩T=30515=15450 Nmm=15.45 Nm當本設備中工作時，軸的彎矩比較大，其大小值為 5145 Nm,而扭矩相對比較小，其大小為 15.45 Nm，故當量彎矩近似等于彎矩，其校核可免。材料選用 45 號鋼工作時，銷軸在徑向力 R 的作用下主要是受擠壓和剪切，如圖 5.4.1-1 所示，擠壓強度條件和剪切強度條件分別為：= N/ （3-20）pdhzRp2mm= N/ （3-21）zdR242mm式中 h擠壓面最小高度，本設備中去 6.5mm；許用擠壓應力，按銷和被聯(lián)接鍵材料較

46、弱者查表選取，在有輕微沖擊載荷的p情況下，我們取=110 N/；p2mmZ銷的個數(shù),取 1；-銷的許用剪切應力，對經熱處理后的碳鋼，取=80 N/2mm由（3-20）式得 d=6.17mmhzRp15 . 61108 . 9450無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計11由（3-21）式得 d=8.38mmzR4114. 3808 . 94504本設備工作時，安全系數(shù)要求很高，在考慮磨損、沖擊振動、熱變形等綜合因素的情況下，取 d=20mm。軸的受力分析：由于齒輪 1 和齒輪 2 采用的是同心軸所以一軸的受力情況是：插入阻力按 Fina 按下式計算：Fina = b0=84029.4=2

47、4696N式中，b同時插入料堆的承載板和的邊緣之和，cm;0 單位長度插入阻力，N / cm；其查表選取0=19.629.4取力的計算取力 FP 按下式計算：FP=KdZb，0=1.725029.4=4998N式中，Kd 動載荷系數(shù) Kd=1.61.7；Z Z=2；b個插入料堆的邊緣長度，cm;因為齒輪 3)是齒輪軸,所以齒輪軸所采用的軸承分別是調心滾子軸承和推力圓柱滾子軸承.選擇原因:調心滾子軸承主要承受徑向負荷,也能承受少量的雙向軸向負荷,外圈滾道是球面,具有調心性能,內外圈軸線相對偏斜 0.5-2 度,適用于多支點軸,彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支撐.推力圓柱滾子軸承:能承受很大的單

48、向軸向負荷,但是不能承受徑向負荷,極限轉速很低,所以使用于低速重栽場合. 12圖 33 軸的受力分析圖Fig.3-2 article falls drawing計算截面應力：幾面右側彎矩 M 為：M=136905*（66-36）/66=62229N.mm截面上的扭矩 T 為：T=620750N.mm抗彎截面系數(shù)：W=0.1=0.1*603=21600mm抗扭截面系數(shù)：Wt=0.2D3=0.2*603=43200mm3截面上的彎曲應力：DB=M/W=62229/21600=2.88N/mm2截面上的扭轉剪應力：T=T/Wt=620750/43200=14.37N/mm2彎曲應力幅：Da=DB=2

49、.88N/mm2彎曲平均應力：Dm=0扭轉剪應力的應力幅與平均應力相等，即，Ta=Tm=T/2=14.37/2=7.19N/mm23.3 軸的校核：支反力： 水平面 RH1=1570.5N，RH2=1570.5，N 垂直面 RV1=1355.1N，RV2=-196.1N彎矩 MH和 MV： 水平面 MH=103653N.mm 垂直面 MV1=89437N.mm合成彎矩： M= M2H+M2V=1036532+894372=136905 N.mm扭矩 T： T=620750N.mm無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計133.4 變速箱設計3-4 牽引變速箱的傳動系統(tǒng)圖Fig.3-4 ex

50、amination drawing1-變速箱齒輪 Z1 2-變速箱齒輪 Z23.4.1 輸入軸速齒輪的設計選擇齒輪材料： 小輪選用 45#，調質=245-275 HBS1HBS大輪選用 45#，正火=210-240 HBS2HBS按齒根彎曲疲勞強度設計計算：采用直齒圓柱齒輪傳動，按 V =(0.0130.022)=6.4410.89 m/s 估取圓周t1n311n/p速度 V 7.5m/s ,選取 II 公差組 8 級t小齒輪分度圓直徑由式 3-21 得1d （3-22）1d32HHEd1)ZZZ(u1uKT2齒寬系數(shù) ,查教材表 3-23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取0.8dd小齒輪齒數(shù)

51、Z1在推薦值 2040 中選 24大齒輪齒數(shù) Z2=Z1i=4.424=105.6，圓整106Z2齒數(shù)比 u=Z2/Z1=106/244.4214傳動比誤差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067,uu/誤差在5%內,合適小輪轉矩=9.5510/n =9.5510 54.0/1500=343.8 N1T61P16載荷系數(shù) K 由式（3-23）得 K =K K K （3-tAKV23）使用系數(shù)，查教材表（3-20）=1.00AKAK動載荷系數(shù) K 的初值 K由教材圖（3-21）查得 K=1.24VVtVt齒向載荷分布系數(shù) K 由教材圖（3-20）查得 K =1.12由式（3-22）得 （

52、3-24）= 1.88-3.2(1/Z +1/Z )12= 1.88-3.2(1/24+1/106)= 1.72查教材表 3-21 并插值 K =1.16則載荷系數(shù)的初值為：=11.241.121.16=1.61tKAKKKKv彈性系數(shù)查表 3-22 得189.8EZEZ2.mmN節(jié)點影響系數(shù) Z（X =X =0）得 Z=2.5H12H重合度系數(shù)，=0.87ZZ許用接觸應力由式=.ZZ/SHHlimHNWH接觸疲勞極限應力、1limH4limH600N/mm1limH2500N/mm2limH2無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計15應力循環(huán)次數(shù)由式 3-得 =60n2j=601500

53、1830081.733NhL910= /1.73/4.4=3.934N3N910810查圖 3-23 接觸強度壽命系數(shù) Z ，Z1N2NZ= Z=1.0 （3-25）1N2N硬化系數(shù) Z及說明 Z=1.15WW接觸強度安全系數(shù) S按一般可靠度 S=1.01.1 取 S=1.0HminHH=60011.15/1.0690N/mm1H2=50011.15/1.0575N/mm2H2的設計初值 1dt 1d32)57587. 05 . 28 .189(4 . 414 . 48 . 034830061. 1295.63 模數(shù)：m = /=95.63/24=3.98 圓整取模數(shù) m =4ntd11Zn中

54、心距 a=m (+)/2=4（24+106）/2=260 n1Z2Z小輪分度圓直徑的計算 ，244=96t 1dmZd1t 1圓周速度 v=/60000=961500/60000=7.54m/s 與估取的值相近.對 K 取值t 1d1nv影響不大不必修正 K ?。簐K =K =1.61vvt大輪分度圓直徑=m=4.0106=424 mm，2dn2Z齒寬=0.895.63=76.50bdlimt 1d大齒輪齒寬b 圓整取齒寬802b2b16小齒輪齒寬=b+（510）=80+5=851b按齒根彎曲疲勞強度校核計算=YFaYY Y （3-26）FnbdmKT22SAF得 與3aFY4aFY小輪 2.

55、673aFY大輪 2.184aFY應力修正系數(shù) Y Sa1.583aSY1.814aSY重合修正系數(shù) Y 由式 3-25 得Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69a 所以 Y =0.69許用彎曲應力由式（3-21）計算F=YY/SFminFNXF彎曲疲勞極限查圖（3- 22）minF=460N/mm3minF2=390N/mm4minF2彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)得=1.0NY尺寸系數(shù) Y XY=1.0X安全系數(shù) SF無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計17S=1.3minF =46011/1.3=353.85N/1F2=39011/1.3=300N/2F2故：=

56、21.613438002.671.580.69/（85964）=98.74N/F321F=21.613438002.181.810.69/（80964）=98.11N/4F22F滿足要求，合格。3.4.2 輸出軸變速齒輪的設計3-5 牽引變速箱的傳動系統(tǒng)圖Fig.3-5 examination drawing1-變速箱齒輪 Z1 2-變速箱齒輪 Z2依據(jù)變速組內模數(shù)相等理論設計。所以 m=4根據(jù)需要，1i2=6521ZZ 所以分度圓直徑260dd43兩輪齒寬b 圓整取齒寬80 2b2b選擇齒輪材料：齒輪均選用 45#HBS=210-240 HBS1.88-3.2（）=1.782111ZZ181

57、2. 119. 13 . 10 . 1KKKKVAK=11.31.191.12=1.73按齒根彎曲疲勞強度校核計算：=YFaYY Y （3-27）FnbdmKT22SAF得2.27FY應力修正系數(shù) Y： Sa1.74aSY重合修正系數(shù) Y 由式 3-26 得：Y 0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67a所以 Y =0.67許用彎曲應力由式（3-26）計算：F=YY/S （3-28）FminFNXF彎曲疲勞極限 minF=390N/mmminF2彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)得=1.0NY尺寸系數(shù) Y XY=1.0X安全系數(shù) S 則 S=1.3 FminF=39011/1.3=30

58、0N/F2無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計19故： =21.733438002.271.740.67/802604=37.84N/mmF2F滿足要求，合格。3.5 校核軸的疲勞強度3-6 牽引變速箱的傳動系統(tǒng)圖Fig.3-6 examination drawing1 變速箱的輸入軸3.5.1 判斷危險截面 從受載情況觀察，截面 C 上最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應caM力均集中在兩端） ，而且這里軸徑最大，故截面 C 不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重。截面 V 的應力集中與截面 IV 相近，但截面 V

59、不受扭矩作用，同時軸徑也較大。分析可知，危險截面為 IV 截面（左側） 。RH1FtRH2RH1Rv1Rv2RH268366FrFtMHFrRv1Rv2MvTMcaMH16320圖 37 校核軸的受力分析圖Fig.3-7article falls drawing3.5.2 計算危 險截面應力截面右側彎矩為 N/M79.55148968386853.1250043M2截面上的扭矩為 =1512720 NTT抗彎截面系數(shù) N/2 .31443681 . 0d1 . 0W333抗扭截面系數(shù) N/4 .62886682 . 0d2 . 0W33T3截面上的彎曲應力 N/54.172 .3144379.

60、551489WMb2截面上的扭轉剪應力 N/05.242 .314431512720WTT2彎曲應力幅 N/88. 2ba2彎曲平均應力 0m扭轉剪應力的應力幅與平均應力相等，即N/025.122/05.242/ma23.5.3 確定影響系數(shù)軸的材料為 45 號鋼，調質處理。得 N/ ;N/ ,N/600B2275121401。2軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù) r/d=2.0/68=0.029,KKD/d=70/68=1.03,經差值后可得。31. 1K,59. 1K尺寸系數(shù)、，查得 =0.67，=0.80。表面質量系數(shù)、 根據(jù)=650 N/ 和表面加工為精車，得B2無鏈電牽引采煤機牽引

61、部總體設計及牽引機構設計2188. 0材料彎曲、扭轉的特性系數(shù) ，1 . 005. 05 . 0由上面的結果可得 05.6001 . 088. 259. 1375KSma1 56. 8025.1205. 0025.1231. 1140KSma147. 856. 805.6056. 805.60SSSSS2222ca 式中的許用安全系數(shù)S值，可知該軸安全。3.6 聯(lián)軸器和鍵的選用3-8 牽引行走想電動機Fig.3-8 examination drawing1-連軸器3.6.1 傾斜裝置聯(lián)軸器的選用根據(jù)軸徑和傳輸扭矩，電機和減速器高速軸的連軸器選用:HL2 連軸器GB5014-8544254428

62、JBZC主動端：Z 型軸孔,C 型鍵槽從動端：J 型軸孔,B 型鍵槽小齒輪鍵 C2280GB1096-7922參數(shù): 鍵寬 b=22mm, 鍵高 h=14mm, 鍵長 l=80mm大齒輪鍵 C2290GB1096-79參數(shù): 鍵寬 b=22mm, 鍵高 h=14mm, 鍵長 l=90mm減速器低速軸鍵 C1480GB1096-79參數(shù): 鍵寬 b=14mm, 鍵高 h=6mm, 鍵長 l=80mm絲杠鍵 C1480GB1096-79參數(shù): 鍵寬 b=14mm, 鍵高 h=9mm, 鍵長 l=80mm水平移動軸鍵 C1880GB1096-79參數(shù): 鍵寬 b=18mm, 鍵高 h=11mm, 鍵

63、長 l=80mm3.6.2 鍵的校核 鍵長度為 L，直徑為的的平鍵連接工作時的受力狀況如圖 3-3 所示，當軸傳遞扭矩時，鍵的工作面受到壓力的作用，工作面受擠壓，鍵受剪切，失效形式是鍵、軸槽和輪轂三者中最弱的工作面被壓潰和鍵被剪切，當鍵用 45 鋼制造時，主要失效形式是壓潰，所以通常只進行擠壓強度計算，假定擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的，此時擠壓強度條件是： 圖 3-9 鍵的工作圖Fig.3-9 key working drawing = N/ （3-29）pdklT2p2mm式中，k鍵與輪轂（或軸槽）的接觸高度，mm，k=h/2，h 為鍵高（尺寸查有關設計手無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計

64、及牽引機構設計23冊） ；L鍵的工作長度，型型型為鍵寬（尺寸查有關設計手冊） 許用擠壓應力，查資料取 =110 N/pp2mm現(xiàn)對傾斜裝置中的大齒輪鍵進行校核，鍵的型號為 CC22GB1096-79參數(shù)：鍵寬 b=22mm，鍵高 h=14mm，鍵長 l=80mm，軸徑 d=80mm由式（3-29）得： =8.53 p807801910002p滿足要求。244 技術經濟分析根據(jù)這次我所設計的無鏈電牽引采煤機牽引部，會使采煤機在工作中各方面性能具有很大程度上的提高。1）.效率上，向比較現(xiàn)在的采煤機大部分都是靠液壓牽引為牽引動力，工作緩慢，效率低下，體形過于龐大和笨重，不利于采煤機的行走并且會過多的

65、浪費有效的資源。而我所設計的電力牽引部，可以使采煤機的重量大大的減輕，能夠更精確，更高效的工作。可以節(jié)省更多的有效可利用資源。2）.對工作環(huán)境的要求，現(xiàn)有的液壓牽引采煤機要求的工作環(huán)境很高，我設計的電牽采煤機則可以在各種惡劣的環(huán)境下工作。對環(huán)境的要求并不高。3）.因為我設計的采煤機是無鏈的，所以這樣可以使采煤機擺脫老式的依靠鏈做動力連接的方式，可以縮短采煤機的大小，更方便采煤機在地下工作的靈活性。無鏈電牽引采煤機牽引部總體設計及牽引機構設計255 結論在能源日益緊缺的今天，高效節(jié)能的產品日益受到人們的青睞，高效的采煤機更受到關注,而我所設計的采煤機的牽引部設計以及行走機構設計則能夠提高現(xiàn)有的采

66、煤機的效率。在高效的前提下實現(xiàn)對無鏈電牽引采煤機傳動系統(tǒng)具有機器重要的意義。本文以機械設計理論為基礎，結合電牽引傳動理論，對大功率牽引加載試驗臺機械系統(tǒng)設計進行研究。該試驗臺是由變速器、減速器、增速器、輔助泵以及傳感器等組成的系統(tǒng)。本設計還有一些不足之處，一是基于能量回收的牽引加載試驗臺實例還比較少，設計時參考資料少，考慮必然會出現(xiàn)欠缺之處。二是對于液壓設計理論的理解還不夠深刻，運用起來不是很得心應手。另外，本設計只是處于理論階段，由于條件制約，沒能做成實物進行試驗，所以這些都是需要進一步研究和實踐的。26致謝經過幾個月的忙碌和學習，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有老師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的指導老師師建國。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。除了敬佩師老師的專業(yè)水平外，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和鉆研科學的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積