《采煤機(jī)牽引部設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《采煤機(jī)牽引部設(shè)計(jì)（52頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1 摘 要 采煤機(jī)是機(jī)械化采煤作業(yè)的主要設(shè)備之一 牽引部是采煤機(jī)的重要部件 采煤機(jī)的 牽引方式有機(jī)械牽引 液壓牽引和電牽引 現(xiàn)在電牽引采煤機(jī)已經(jīng)成為了市場上的主要 產(chǎn)品 本設(shè)計(jì)的目的是設(shè)計(jì)出強(qiáng)度滿足理論要求 結(jié)構(gòu)符合實(shí)際情況的 682 型電牽引采煤 機(jī)牽引部 在本設(shè)計(jì)中 首先對(duì)牽引部進(jìn)行了傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)與相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì) 算 然后依據(jù)有關(guān)公式和標(biāo)準(zhǔn) 對(duì)各級(jí)齒輪傳動(dòng) 軸與軸承分別進(jìn)行了設(shè)計(jì)和校核 主 要是對(duì)行星結(jié)構(gòu)的相關(guān)齒輪 軸和軸承進(jìn)行了計(jì)算 最后的計(jì)算結(jié)果表明 本設(shè)計(jì)得到的牽引部中的全部齒輪 行星結(jié)構(gòu)中的行星軸 太陽輪 行星結(jié)構(gòu)中的軸承的結(jié)構(gòu)是合理的 強(qiáng)度也是符合安全要求的 可以投入生產(chǎn) 和在煤礦生產(chǎn)中使用 關(guān)鍵詞 采煤機(jī) 牽引部 行星輪系 1 目 錄 前 言 1 1 設(shè)計(jì)總體方案 3 1 1 傳動(dòng)方案 3 1 2 初步確定傳動(dòng)級(jí)數(shù)與分配傳動(dòng)比 3 2 傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算 5 2 1 傳動(dòng)效率計(jì)算 5 2 2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 5 2 3 各軸輸入功率 6 2 4 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩 6 3 齒輪嚙合參數(shù) 強(qiáng)度 幾何參數(shù)計(jì)算 8 3 1 齒輪類型的選擇 8 3 2 齒輪材料的選擇 8 3 3 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 8 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 33 4 1 初布估算軸徑及軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 33 4 2 行星軸強(qiáng)度校核計(jì)算 38 5 軸承的選型及壽命計(jì)算 43 5 1 軸承的類型選擇 43 5 2 軸承的校核計(jì)算 43 6 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 46 結(jié) 論 47 致 謝 48 參考資料 49 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 前 言 采煤機(jī)是機(jī)械化采煤作業(yè)的主要設(shè)備之一 其功能是落煤和裝煤 采煤機(jī)一般由牽引部 截割部 滾筒 搖臂 電控箱 滑靴和附屬裝置等部分組成 見圖 1 其中 牽引部通過其主動(dòng)鏈輪與固定在工作面輸送機(jī)兩端的牽引鏈相嚙合 使采煤機(jī)沿工作面移動(dòng) 因此 牽引部是采煤機(jī)的重要部件 1 滾筒 2 搖臂 3 截割部 4 牽引部 5 滑靴 6 電控箱 圖 1 采煤機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖 采煤機(jī)牽引部擔(dān)負(fù)著移動(dòng)采煤機(jī) 使工作機(jī)構(gòu)連續(xù)落煤或調(diào)動(dòng)機(jī)器的任務(wù) 牽引部 包括牽引機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)裝置兩部分 牽引機(jī)構(gòu)是直接移動(dòng)機(jī)器的裝置 有鏈牽引和無鏈牽 引兩種類型 傳動(dòng)裝置用來驅(qū)動(dòng)牽引機(jī)構(gòu)并實(shí)現(xiàn)牽引速度的調(diào)節(jié) 傳動(dòng)裝置有機(jī)械傳動(dòng) 液壓傳動(dòng)和電傳動(dòng)等類型 分別稱為機(jī)械牽引 液壓牽引和電牽引 機(jī)械牽引是指全部采用機(jī)械傳動(dòng)裝置的牽引部 其特點(diǎn)是工作可靠 但只能是有級(jí) 調(diào)速 結(jié)構(gòu)復(fù)雜 目前已經(jīng)很少使用 液壓牽引是利用液壓傳動(dòng)來驅(qū)動(dòng)的牽引部 液壓 傳動(dòng)的牽引部可以實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速 變速 換向和停機(jī)等操作比較方便 保護(hù)系統(tǒng)比較完 善 并且能隨負(fù)載變化自動(dòng)地調(diào)節(jié)牽引速度 電牽引采煤機(jī) 圖 2 是對(duì)專門驅(qū)動(dòng)牽引部 的電動(dòng)機(jī)調(diào)速從而調(diào)節(jié)牽引速度的采煤機(jī) 1 控制箱 2 直流電動(dòng)機(jī) 3 齒輪減速裝置 4 驅(qū)動(dòng)輪 5 交流電動(dòng)機(jī) 6 搖臂 7 滾筒 圖 2 電牽引采煤機(jī)示意圖 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 電牽引采煤機(jī)是將交流電輸入可控硅整流 控制箱 1 控制直流電動(dòng)機(jī) 2 調(diào)速 然后 經(jīng)齒輪減速裝置 3 帶動(dòng)驅(qū)動(dòng)輪 4 使機(jī)器移動(dòng) 兩個(gè)滾筒 7 分別用交流電動(dòng)機(jī) 5 經(jīng)搖臂 6 來驅(qū)動(dòng) 由于截割部電動(dòng)機(jī) 5 的軸線與機(jī)身縱軸線垂直 所以截割部機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)與液 壓牽引的采煤機(jī)不同 沒有錐齒輪傳動(dòng) 這種截割部兼作搖臂的結(jié)構(gòu)可使機(jī)器的長度縮 短 隨著我國高產(chǎn)高效采煤工作面的不斷發(fā)展 電牽引采煤機(jī)已經(jīng)有逐步取代液壓牽引采 煤機(jī)的趨勢 電牽引采煤機(jī)技術(shù)先進(jìn) 可靠性好 是直接以電動(dòng)機(jī)作為驅(qū)動(dòng)減速箱的原動(dòng) 力 因而要求減速箱有較大的速比 同時(shí)受工作面空間條件限制 要求傳動(dòng)裝置尺寸小 因此 電 牽引采煤機(jī)無論牽引部或截煤部均在最后輸出級(jí)采用行星機(jī)構(gòu) 行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu) 緊湊 單級(jí)傳動(dòng)比大 承載能力強(qiáng) 效率高等優(yōu)點(diǎn) 在采掘運(yùn)機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中得到了廣 泛的應(yīng)用 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的常用類型有 2K H 型 3K 型 K H V 型 其中 2K H 型 加工裝配工藝較簡單 傳動(dòng)功率范圍不受限制 在采掘運(yùn)機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中應(yīng)用最為廣泛 現(xiàn) 代采煤機(jī)牽引部機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中的前 2 級(jí)或前 3 級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中 雖然各類型采煤機(jī)有所不 同 但其末級(jí)傳動(dòng)卻全都采用行星齒輪傳動(dòng) 采煤機(jī)工作環(huán)境惡劣 載荷變化大 常拌有沖擊 載荷且安裝空間限制較嚴(yán)格 故對(duì)行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求較高 行星齒輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)具有以下特點(diǎn) 1 結(jié)構(gòu)緊湊 重量輕 體積小 2 傳動(dòng)比較大 3 傳動(dòng)效率高 4 運(yùn)動(dòng)平穩(wěn) 抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng) 采煤機(jī)行星輪系設(shè)計(jì)難度比較大 它的設(shè)計(jì)好壞直接關(guān)系到采煤機(jī)牽引部能否正常運(yùn)行 對(duì)設(shè)計(jì)提出了很高的要求和挑戰(zhàn) 從小的方面來講 采煤機(jī)牽引部的研究及行星輪的設(shè)計(jì)可以盡可能減少行星機(jī)構(gòu)和 牽引部的體積 以適應(yīng)井下狹小有限的工作空間 有利于增強(qiáng)采煤機(jī)的工作能力 增強(qiáng) 采煤機(jī)在井下惡劣環(huán)境中的適應(yīng)能力 從大的方面來講 不僅有利于提高煤礦生產(chǎn)效率 和改進(jìn)采煤技術(shù) 發(fā)展先進(jìn)生產(chǎn)力 促進(jìn)經(jīng)濟(jì)騰飛和發(fā)展 也可以提高產(chǎn)品的競爭能力 為生產(chǎn)企業(yè)帶來可觀的經(jīng)濟(jì)收益 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 1 設(shè)計(jì)總體方案 1 1 傳動(dòng)方案 采煤機(jī)牽引部由電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置組成 其中傳動(dòng)裝置包括傳動(dòng)件 齒輪傳動(dòng) 蝸 桿傳動(dòng) 帶傳動(dòng) 鏈傳動(dòng) 和支撐件 軸 軸承 機(jī)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(zhì)量對(duì)牽引部的工作影響也很大 因此合理設(shè)計(jì)傳動(dòng)方 案具有重要意義 在本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)件的選擇中 由于帶傳動(dòng)和鏈傳動(dòng)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(dòng)的傳動(dòng)效率低 功率損失大 因此傳動(dòng)件全部 采用齒輪傳動(dòng) 滿足牽引部性能要求的傳動(dòng)方案 可以由不同傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型以不同的組合形式和布 置順序構(gòu)成 合理的方案應(yīng)保證工作可靠 并且結(jié)構(gòu)簡單 尺寸緊湊 加工方便 成本 低廉 傳動(dòng)效率高和使用維護(hù)便利 對(duì)于該牽引部 有下面兩種傳動(dòng)方案可供選擇 如圖 1 1 如圖 1 1 a 該方案的特點(diǎn)是 1 縱向布置 結(jié)構(gòu)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(hù)困難 如圖 1 1 b 該方案的特點(diǎn)是 1 橫向布置 結(jié)構(gòu)緊湊 2 齒輪全部為圓柱齒輪 加工和組裝容易 維護(hù)方便 3 電動(dòng)機(jī)可直接從牽引部側(cè)面以抽屜的形式安裝拆卸 很方便 經(jīng)過比較 本牽引部的設(shè)計(jì)決定采用傳動(dòng)方案 b 圖 1 1 牽引方案圖 1 2 初步確定傳動(dòng)級(jí)數(shù)與分配傳動(dòng)比 1 2 1 傳動(dòng)級(jí)數(shù)的確定 本設(shè)計(jì)已知總傳動(dòng)比為 237 354 參考其他相近類型采煤機(jī)牽引部的設(shè)計(jì) 確定牽引部齒輪傳動(dòng)為四級(jí)傳動(dòng) 其中前 三級(jí)為圓柱齒輪傳動(dòng) 最后一級(jí)為行星輪傳動(dòng) 傳動(dòng)簡圖見圖 1 2 圖中 0 軸為電動(dòng)機(jī) b 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 軸 輸入軸 5 軸為輸出軸 圖 1 2 傳動(dòng)簡圖 1 2 2 傳動(dòng)比的分配 從總體考慮 傳動(dòng)比按照 前小后大 的原則分配 可以得到 1 2 38 3 82 4 61 5 6701i2i23i34i45i 1 1 63 27 6182 14531 總 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 2 傳動(dòng)參數(shù)計(jì)算 為進(jìn)行傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 或功率 如將牽引部傳動(dòng) 裝置各軸由高速到低速依次定位 0 軸 電動(dòng)機(jī)軸 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 5 軸 輸出 軸 見圖 2 1 以及 為相鄰兩軸間的傳動(dòng)比 01i2 為相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率 為各軸的輸入功率 kW 0P1 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 N mm T 為各軸的轉(zhuǎn)速 r min 0n1 則可按電動(dòng)機(jī)軸至工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算 得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 圖 2 1 傳動(dòng)簡圖 現(xiàn)已知 1 2 38 3 82 4 61 5 6701i2i23i34i45i 2 1 傳動(dòng)效率計(jì)算 取齒輪聯(lián)軸器的效率為 0 96 齒輪傳動(dòng)的效率為 0 96 軸承的效率為 0 98 行星減 速器的效率為 0 96 則 0 96 01 0 98 0 96 0 94 2 0 98 0 96 0 94 3 0 98 0 96 0 94 4 0 96 5 2 2 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 已知 1500r min 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速如下0n 1500 r min 1501in 630 3 r min38 212i 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 165 0 r min 82 36023in 35 8 r min1 4534i 6 3 r min 67 845in 2 3 各軸輸入功率 已知 30kW 計(jì)算各軸輸入功率如下0P總 kW 2 1 8 296 03011 P kW 2 2 74822 kW 2 3 5 733 kW 2 4 92130544 P kW 2 5 64 921 5 2 4 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩 N mm 2 6 910530 10 9660 nPT N mm 2 784 19011 i N mm 2 8 02 3284122 iT N mm 2 9 14739033 N mm 2 10 68 744 i N mm 2 11 00568155 T 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于表 2 1 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 表 2 1 軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 0 1 2 3 4 5 輸入 功率 kW 30 28 8 27 072 25 448 23 921 22 964 輸入 轉(zhuǎn)矩 N mm 191000 183400 410200 1473000 6383100 34744300 轉(zhuǎn)速 r min 1500 1500 630 165 35 8 6 3 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 3 齒輪嚙合參數(shù) 強(qiáng)度 幾何參數(shù)計(jì)算 3 1 齒輪類型的選擇 齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足下列兩項(xiàng)基本要求 1 傳動(dòng)平穩(wěn) 要求瞬時(shí)傳動(dòng)比不變 盡量減小沖擊 振動(dòng)噪聲 2 承載能力高 要求在尺寸小 重量輕的前提下 輪齒的強(qiáng)度高 耐磨性好 在 預(yù)定的使用期限內(nèi)不出現(xiàn)斷齒等失效現(xiàn)象 根據(jù)這兩點(diǎn)要求 再考慮工作環(huán)境和加工難度的因素 選擇齒輪類型為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直 齒輪 3 2 齒輪材料的選擇 齒輪材料應(yīng)具備下列基本條件 1 齒面具有足夠的硬度 以獲得較高的抗點(diǎn)蝕 抗磨粒磨損 抗膠合和抗塑性流動(dòng) 的能力 2 在變載荷和沖擊載荷下有足夠的彎曲疲勞強(qiáng)度 3 具有良好的加工和熱處理工藝性 4 價(jià)格較低 在本設(shè)計(jì)中 齒輪材料選用優(yōu)質(zhì)碳素合金鋼 18Cr2Ni4WA 滲碳淬火 滲碳層深度 1 4 1 8mm 表面硬度為 58 62HRC 其在同類材料中其性能最優(yōu)越 熱處理后的性能指 標(biāo)很高 但價(jià)格較高 3 3 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 在本設(shè)計(jì)中 齒輪設(shè)計(jì)遵循的思路是 首先對(duì)分度圓直徑和齒寬進(jìn)行初步計(jì)算 接 著通過計(jì)算確定齒輪精度等級(jí) 齒數(shù) z 模數(shù) m 分度圓直徑 d 和中心距 a 等齒輪參數(shù) 然后對(duì)齒輪分別進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 以確定齒輪設(shè)計(jì) 是否符合強(qiáng)度要求 最后 在驗(yàn)算無誤 符合要求的情況下 進(jìn)行總結(jié)和計(jì)算 得出齒 輪的基本參數(shù)和幾何尺寸 下列計(jì)算中 1 代表小齒輪 2 代表大齒輪 3 3 1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 已知 i 2 38 183400 N mm 1500 r min12i1T1n 1 初步尺寸設(shè)計(jì) 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 初步計(jì)算時(shí)的許用接觸應(yīng)力 為 H 3 1 lim9 0 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 limH 由圖 12 18 1 可得 1500 MPa 代入上式 可得1limH2li 1500 1350 MPa 9 0 1limH 初步計(jì)算小齒輪直徑 為1d 3 2 321uTAHd 式中 系數(shù) 查表 12 16 1 可得 90 dAd 小齒輪轉(zhuǎn)矩 183400 N mm 1T1T 齒寬系數(shù) 查表 12 13 1 可得 0 35 d d 齒數(shù)比 i 2 38 uu12z 初步計(jì)算的初用接觸許用接觸應(yīng)力 1350 MPa H H 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 67 mm 取 116mm 3211uTAdHd 3238 1150 8490 1d 2 齒輪參數(shù)計(jì)算 初取齒數(shù) 30 則1z 2 38 30 71 3 3 2z1i m 116 30 3 87 3 4 d 查表 12 3 1 取 m 4 則 116 4 291zm 2 38 29 692i 可得實(shí)際分度圓直徑 d 中心距 a 和齒寬 b 分別為 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 4 29 116 mm 3 5 1mzd 4 69 276 mm 3 6 2 196 mm 3 7 69 4 1 z b 0 35 116 40 6 mm 取 40 mm d 1 1b2 3 齒面接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 圓周速度 v 為 9 1m s 3 8 106 5106 ndv 由齒輪的圓周速度 v 查表 12 6 1 選取齒輪精度為 7 級(jí) 名義圓周力為 3162N 3 9 16834021dTFt 實(shí)際圓周力要綜合考慮各種因素的影響 為 3 10 ttcK K 3 11 AVHa 式中 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 查表 12 9 1 可得 1 25 A AK 動(dòng)載系數(shù) 由圖 12 9 1 可得 1 17 V V 齒間載荷分配系數(shù) 查表 12 10 1 先求HaK 3162 N 3 12 16834021dTFt 98 8 N mm 100 N mm405 bKtA 端面重合度 cos12 3812 za 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 1 72 6912 381 重合度系數(shù) 87 0 4aZ 由此得 32 187 012 KHa 齒向載荷分布系數(shù) 查表 2 2 24 6 得 bCdbBAH 3210 1 12 0 18 0 23 40 26431 1 15 總工作時(shí)間為 5000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 為ht LN81 105 415060 hLntN 882 9 3 4i 求得應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數(shù) 為LNNZ 1 05 1 1 1NZ2N 許用接觸應(yīng)力 為 H 3 13 minlHNSZ 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPalimH 1li2limH 接觸壽命系數(shù) 已知 1 05 1 1 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1432 MPa 1 05min1l1 HNSZ 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 1500 MPa 1 50min2l2 HNSZ 實(shí)際接觸應(yīng)力 為H 3 14 ubdKTZEH12 式中 彈性系數(shù) 查表 12 12 1 可得 189 8 EZMPa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查表 12 9 1 可得 2 5 H 重合度系數(shù) 通過計(jì)算 可得 0 87 Z 載荷系數(shù) K 1 25 1 17 1 32 1 15 2 22 KAKVHa 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 ubdZTHE12 605 MPa38 21164082 87 05 189 結(jié)論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 重合度系數(shù) 為 Y 0 68 3 15 75 102 75 02 aY 載荷系數(shù) 為K AVFa 式中 齒間載荷分配系數(shù) 查表 12 10 1 可得 1 1 0 68 1 47 FaK Y 齒向載荷分配系數(shù) 由 b h 40 2 25 4 4 4 由圖 12 14 1 可 FK 得 1 11 FK 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1 25 1 17 1 47 1 11 2 39AVFa 許用彎曲應(yīng)力 為 F 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 3 16 minlFXNSY 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1liH2lim 彎曲壽命系數(shù) 已知 由圖 12 24 1 NY8105 4 L 809 L 可得 0 9 0 93 12 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 720 MPa 25 190min1l1 FXNFSY 744 MPa 3in2l2FXF 實(shí)際彎曲應(yīng)力 為1 3 17 YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數(shù) 2 39 K 齒形系數(shù) 由圖 12 21 1 可得 2 54 2 25 FaY 1Fa2Fa 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖 12 22 1 可得 1 62 1 77 S SYS 重合度系數(shù) 已經(jīng)求得 0 68 Y 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 132 MPa YmbdKTSaFF112 68 02154 1640839 2 128 MPa1212SaFF 7 結(jié)論 100 N mm5687 bKtA 端面重合度 cos12 3812 za 1 70 2 381 重合度系數(shù) 87 03 14 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 齒向載荷分布系數(shù) 查表 2 2 24 6 得 HK bCdbBAKH 3210 1 15 0 18 0 31 56 2956310 1 23 總工作時(shí)間為 5000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 為ht LN81 109 5630160 hLntN 782 42 9iL 求得應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數(shù) 為L NZ 1 1 1 2 1NZ2N 許用接觸應(yīng)力 為 H minlHNSZ 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1li2limH 接觸壽命系數(shù) 已知 1 1 1 2 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1500 MPa 1 50min1l1 HNSZ 1636 MPa 2in2l2 實(shí)際接觸應(yīng)力 為H ubdKTZHE12 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 式中 彈性系數(shù) 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEZMPa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查表 12 9 1 可得 2 5 H H 重合度系數(shù) 通過計(jì)算 可得 0 87 載荷系數(shù) K 1 25 1 17 1 2 1 23 2 16 KAKVHa 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 ubdZTHE12 913 MPa82 31925640 87 05 19 結(jié)論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 重合度系數(shù) 為 Y 0 6970 152 75 02 aY 載荷系數(shù) 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數(shù) 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 45 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數(shù) 由 b h 56 2 25 4 6 2 由圖 12 14 1 可得 K 1 18 FK 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1 25 1 17 1 45 1 18 2 5KAVFa 許用彎曲應(yīng)力 為 F minlFXNSY 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1liH2lim 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 彎曲壽命系數(shù) 已知 由圖 12 24 1 NY8109 LN72109 4 LN 可得 0 93 0 96 12N 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 744 MPa 25 1930min1l1 FXNFSY 768 MPa 6in2l2FXF 實(shí)際彎曲應(yīng)力 為1 YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數(shù) 2 5 K 齒形系數(shù) 由圖 12 21 1 可得 2 68 2 21 FaY 1Fa2Fa 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖 12 22 1 可得 1 57 1 8 S SYS 重合度系數(shù) 已經(jīng)求得 0 69 Y 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 289 MPa YmbdKTSaFF112 69 05718 2495610 2 273 MPa1212SaFF 結(jié)論 100 N mm965 btA 端面重合度 cos12 3812 za 1 72 52 381 重合度系數(shù) 87 032 14 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 齒向載荷分布系數(shù) 查表 2 2 24 6 得 H bCdbBAH 3210 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 1 15 0 18 0 31 90 2109 310 1 32 總工作時(shí)間為 5000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 為ht LN71 109 451606 hLntN 772 49iL 求得應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數(shù) 為L NZ 1 2 1 25 1NZ2N 許用接觸應(yīng)力 為 H minlHNSZ 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1li2limH 接觸壽命系數(shù) 已知 1 2 1 25 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1636 MPa 1 250min1l1 HNSZ 1705 MPa in2l2 實(shí)際接觸應(yīng)力 為H ubdKTZHE12 式中 彈性系數(shù) 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEMPa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查表 12 9 1 可得 2 5 H HZ 重合度系數(shù) 通過計(jì)算 可得 0 87 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 載荷系數(shù) K 1 25 0 9 1 2 1 32 1 78 KAKVHa 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 ubdZTHE12 1099 MPa61 4109738 7 058 192 結(jié)論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 重合度系數(shù) 為 Y 0 6972 150 75 02 aY 載荷系數(shù) 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數(shù) 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 46 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數(shù) 由 b h 90 2 25 4 10 由圖 12 14 1 可得 K 1 26 F 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1 25 0 9 1 46 1 26 2 1KAVFa 許用彎曲應(yīng)力 為 F minlFXNSY 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1liH2lim 彎曲壽命系數(shù) 已知 由圖 12 24 1 可NY 7109 4 L 720 L 得 0 96 1 0 12 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 768 MPa 25 1960min1l1 FXNFSY 800 MPa in2l2FX 實(shí)際彎曲應(yīng)力 為1F YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數(shù) 2 1 K 齒形系數(shù) 由圖 12 21 1 可得 2 62 2 18 FaY 1Fa2Fa 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖 12 22 1 可得 1 59 1 82 S SYS 重合度系數(shù) 已經(jīng)求得 0 69 Y 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 494 MPa YmbdKTSaFF112 69 0512 409173 2 470 MPa1212SaFF 68 結(jié)論 100 N mm34 bKtA 端面重合度 cos12 3812 za 1 67 42 381 重合度系數(shù) 8 0367 1 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 齒向載荷分布系數(shù) 查表 2 2 24 6 得 H bCdbBAH 3210 1 15 0 18 0 31 96 29631 1 36 總工作時(shí)間為 5000 h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 為ht LN71 103 458 3460 hLntN 7712 2 iL 求得應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數(shù) 為L NZ 1 21 1 22 1NZ2N 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 許用接觸應(yīng)力 為 H minlHNSZ 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1li2limH 接觸壽命系數(shù) 已知 1 21 1 22 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1650 MPa 1 250min1l1 HNSZ 1664 MPa in2l2 實(shí)際接觸應(yīng)力 為H ubdKTZHE12 式中 彈性系數(shù) 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEMPa 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查表 12 9 1 可得 2 5 H HZ 重合度系數(shù) 通過計(jì)算 可得 0 88 載荷系數(shù) K 1 25 1 05 1 2 1 36 2 142 KAKVHa 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 ubdZTHE12 1259 MPa67 519642 8 05 189 結(jié)論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 重合度系數(shù) 為 Y 0 7067 1502 75 02 aY 載荷系數(shù) 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數(shù) 查表 12 10 1 可得 1 1 0 7 1 43 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數(shù) 由 b h 90 2 25 4 10 7 由圖 12 14 1 可得 K 1 3 F 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 1 25 1 2 1 43 1 3 2 79KAVFa 許用彎曲應(yīng)力 為 F minlFXNSY 式中 齒輪材料的接觸疲勞極限 已知 1500 MPa limH 1liH2lim 彎曲壽命系數(shù) 已知 由圖 12 24 1 可NY 7103 4 L 7203 L 得 0 96 0 95 12 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 768 MPa 25 1960min1l1 FXNFSY 760 MPa in2l2FXF 實(shí)際彎曲應(yīng)力 為1 YmbdKTSaFF112 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 32 式中 載荷系數(shù) 2 39 KK 齒形系數(shù) 由圖 12 21 1 可得 2 65 2 37 FaY 1FaY2Fa 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖 12 22 1 可得 1 57 1 7 S SSY 重合度系數(shù) 已經(jīng)求得 0 7 代入各數(shù)值 計(jì)算可得 703 MPa YmbdKTSaFF112 7 0516 2496157 2 681 MPa1212SaFF 30 結(jié)論 S 1 5 截面 足夠安全 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 44 5 軸承的選型及壽命計(jì)算 軸承是支撐軸頸的部件 有時(shí)也用來支撐軸上的回轉(zhuǎn)零件 按照承受載荷的方向 軸承可分為徑向軸承和推力軸承兩類 軸承上的反作用力與 軸中心線垂直的稱為徑向軸承 與軸中心線方向一致的稱為推力軸承 根據(jù)軸承工作的摩擦性質(zhì) 又可分為滑動(dòng)摩擦軸承 簡稱滑動(dòng)軸承 和滾動(dòng)摩擦軸 承 簡稱滾動(dòng)軸承 兩類 在采煤機(jī)牽引部設(shè)計(jì)的軸承選擇中 軸承全部選用滾動(dòng)軸承 5 1 軸承的類型選擇 選擇滾動(dòng)軸承類型時(shí) 必須考慮下列因素 1 軸承所受載荷的大小和方向 徑向 軸向或既有徑向又有軸向的聯(lián)合載荷 2 軸承載荷的性質(zhì) 固定 變動(dòng)或沖擊載荷 3 工作環(huán)境 溫度和濕度等 和軸承轉(zhuǎn)速 4 對(duì)軸承剛性的要求 要求預(yù)緊以增加軸承部件的剛度 5 調(diào)心性能的要求 軸中心線和殼體孔中心線不同心度的大小 6 軸向位移的要求 固定支承或游動(dòng)支承 7 要求軸承工作時(shí)振動(dòng)小 噪聲低和安裝維修方便等 在牽引部的傳動(dòng)裝置中 由于傳動(dòng)件齒輪全部為直齒圓柱齒輪而沒有斜齒輪 軸承 只承受徑向力而基本不承受軸向力 因此牽引部中用到的軸承基本全部采用圓柱滾子軸 承和向心球軸承 在行星結(jié)構(gòu)中 由于采用了太陽輪浮動(dòng)機(jī)構(gòu) 需要有自動(dòng)調(diào)心的功能 因此在行星結(jié)構(gòu)中 行星軸上的軸承和行星架尾端的軸承選用調(diào)心滾子軸承 5 2 軸承的校核計(jì)算 決定軸承尺寸時(shí) 要針對(duì)主要失效形式進(jìn)行必要的計(jì)算 一般工作條件的回轉(zhuǎn)滾動(dòng) 軸承 應(yīng)進(jìn)行接觸疲勞壽命計(jì)算和靜強(qiáng)度計(jì)算 對(duì)于擺動(dòng)或轉(zhuǎn)速較低的軸承 只需作靜 強(qiáng)度計(jì)算 高速軸承由于發(fā)熱而造成的粘著磨損 燒傷常是突出矛盾 除進(jìn)行壽命計(jì)算 外 還需核驗(yàn)極限轉(zhuǎn)速 在本設(shè)計(jì)的軸承校核計(jì)算中 對(duì)軸承進(jìn)行接觸疲勞壽命計(jì)算和 靜強(qiáng)度計(jì)算 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 45 1 軸承 92232 2 軸承 22213E 3 軸承 23948cc w33 圖 5 1 行星結(jié)構(gòu)示意圖 如圖 5 1 所示 行星結(jié)構(gòu)中 一共有圓柱滾子軸承 92232 調(diào)心滾子軸承 22213E 和 調(diào)心滾子軸承 23948cc w33 三種軸承 其中 軸承 22213E 受力 需要校核 而由于各行 星輪作用在軸上的總力為 0 所以軸承 92232 和 23948cc w33 無需進(jìn)行校核 軸承 22213E 校核見表 5 1 表 5 1 軸承 22213E 校核 代號(hào) 名稱 單位 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果n 轉(zhuǎn)速 min r 17698 354 can19 5F 支反力 N4021tF33245C 額定動(dòng) 載荷 查表 216000o 額定靜 載荷 N查表 176000P 當(dāng)量動(dòng) 載荷 32458 1 rFP59841 hL 工作期 限 h 5000h 計(jì)算壽 命 310310598426 767 PCnLh 40 6 sS 許用安全系數(shù) 1 3 5 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 46 sS靜安全系數(shù) 324517600 PCSs 5 3 結(jié)論 軸承強(qiáng)度符合要求 hL sS 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 47 6 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 電牽引采煤機(jī)就是用可以調(diào)速的直流電動(dòng)機(jī)來驅(qū)動(dòng)牽引部 調(diào)速 換向 保護(hù)和監(jiān) 視均由電氣系統(tǒng)完成 具有調(diào)速方便 調(diào)速范圍大 調(diào)速特性好等特點(diǎn) 機(jī)械傳動(dòng)部分 大為簡化 體積和重量可以相應(yīng)縮小和減輕 采煤機(jī)總重量比液壓牽引采煤機(jī)減輕約 1 3 效率高 比液壓牽引部提高 7 10 可使截割部的功率增加 10 15 使加工容 易 布置簡單 所以在現(xiàn)在的實(shí)際生產(chǎn)中電牽引采煤機(jī)將逐漸取替液壓牽引采煤機(jī)成為 采煤業(yè)的主力裝置 任何產(chǎn)品的設(shè)計(jì)都要從總體結(jié)構(gòu)的方案設(shè)計(jì)開始 采煤機(jī)設(shè)計(jì)也不例外 在整個(gè)方 案設(shè)計(jì)階段 由于新材料 新制造工藝和基礎(chǔ)理論研究成果的不斷出現(xiàn) 因此 人們要 根據(jù)信的技術(shù)水平和研究成果設(shè)計(jì)出更經(jīng)濟(jì) 更實(shí)用 更方便的采煤機(jī) 電牽引采煤機(jī) 已經(jīng)成為近代采煤業(yè)的一種發(fā)展趨勢和主力設(shè)備 所以對(duì)電牽引采煤機(jī)的深入的設(shè)計(jì)和 研究是一項(xiàng)艱巨和深遠(yuǎn)的任務(wù) 從小的方面來講 采煤機(jī)牽引部的研究及行星輪的設(shè)計(jì)可以盡可能減少行星機(jī)構(gòu)和 牽引部的體積 以適應(yīng)井下狹小有限的工作空間 有利于增強(qiáng)采煤機(jī)的工作能力 增強(qiáng) 采煤機(jī)在井下惡劣環(huán)境中的適應(yīng)能力 從大的方面來講 不僅有利于提高煤礦生產(chǎn)效率 和改進(jìn)采煤技術(shù) 發(fā)展先進(jìn)生產(chǎn)力 促進(jìn)經(jīng)濟(jì)騰飛和發(fā)展 也可以提高產(chǎn)品的競爭能力 為生產(chǎn)企業(yè)帶來可觀的經(jīng)濟(jì)收益 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 48 結(jié) 論 電牽引采煤機(jī)具有調(diào)速方便 調(diào)速范圍大 調(diào)速特性好等特點(diǎn) 機(jī)械傳動(dòng)部分大為 簡化 體積和重量可以相應(yīng)縮小和減輕 采煤機(jī)總重量比液壓牽引采煤機(jī)減輕約 1 3 效率高 比液壓牽引部提高 7 10 可使截割部的功率增加 10 15 隨著我國高產(chǎn) 高效采煤工作面的不斷發(fā)展 電牽引采煤機(jī)已經(jīng)有逐步取代液壓牽引采煤機(jī)的趨勢 在對(duì) 682 型電牽引采煤機(jī)的牽引部進(jìn)行的設(shè)計(jì)中 首先進(jìn)行了傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 與相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 然后對(duì)齒輪 軸 軸承分別進(jìn)行了設(shè)計(jì)與校核 重點(diǎn)針對(duì)行星 結(jié)構(gòu)的相關(guān)齒輪 軸和軸承進(jìn)行了計(jì)算 最后的計(jì)算結(jié)果表明 設(shè)計(jì)得到的牽引部中的全部齒輪 行星結(jié)構(gòu)中的行星軸 太 陽輪以及行星結(jié)構(gòu)中的軸承的結(jié)構(gòu)是合理的 強(qiáng)度是符合安全要求的 可以投入生產(chǎn)并 在煤礦生產(chǎn)中使用 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 49 致 謝 我的畢業(yè)論文是在賈勝德老師的指導(dǎo)下完成的 在為期近一個(gè)學(xué)期的設(shè)計(jì)中 賈老 師對(duì)我進(jìn)行了認(rèn)真負(fù)責(zé)的指導(dǎo) 給了我很大的幫助 在整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程中 賈老師 每周按時(shí)對(duì)我以及我們小組其他同學(xué)進(jìn)行指導(dǎo) 付出了很多的時(shí)間和很大的精力 非常 辛苦 賈老師治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn) 尤其是看圖的時(shí)候 非常仔細(xì)并極有耐心 他認(rèn)真細(xì)致的態(tài)度 給我留下了深刻的印象 并將對(duì)我產(chǎn)生深遠(yuǎn)而積極的影響 此外 他在畢業(yè)設(shè)計(jì)初始就幫我們制定了整個(gè)設(shè)計(jì)的進(jìn)度計(jì)劃 讓我們明確了各自 的任務(wù) 使我們的設(shè)計(jì)能夠有目的 有條理地進(jìn)行 每隔一個(gè)時(shí)間段 賈老師都會(huì)檢查 我們的設(shè)計(jì)進(jìn)度 并進(jìn)行及時(shí)的方法指點(diǎn)和錯(cuò)誤糾正 作為我們的指導(dǎo)老師他非常負(fù)責(zé) 在我的整個(gè)設(shè)計(jì)過程中 我的同學(xué)們也給了我很大的幫助 在我遇到困難的時(shí)候 他們?yōu)槲壹佑?給予我動(dòng)力和信心 在我遇到問題的時(shí)候 我們一起看書查手冊(cè) 相互 討論解決問題 在我的設(shè)計(jì)出現(xiàn)問題的時(shí)候 他們積極幫我找出原因所在并尋找改正的 方法 在此 我還要向他們致謝 中國礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院 2014 畢業(yè)設(shè)計(jì) 50 參考資料 1 邱宣懷 機(jī)械設(shè)計(jì) 第4版 北京 高等教育出版社 1997 2 龔溎義 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 第2版 北京 高等教育出版社 1990 3 謝錫純 李曉豁 礦山機(jī)械與設(shè)備 徐州 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2000 4 鄒慧君 傅祥志 張春林 李杞儀 機(jī)械原理 北京 高等教育出版社 1999 5 唐金松 簡明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 上海 上海科學(xué)技術(shù)出版社 1992 6 陳國威 機(jī)械工程手冊(cè) 傳動(dòng)設(shè)計(jì)卷 第2版 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1997 7 徐灝 機(jī)械設(shè)計(jì) 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1991 8 王蓓 行星機(jī)構(gòu)在電牽引采煤機(jī)中的應(yīng)用 機(jī)械設(shè)計(jì)與研究 1998 2 30 41 9 陳曉明 行星齒輪傳動(dòng)在采掘運(yùn)機(jī)械中的應(yīng)用 河北能源職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué) 報(bào) 2006 3 51 53 10 張欣 行星機(jī)構(gòu)在薄煤層采煤機(jī)上的應(yīng)用 煤礦機(jī)械 2002 3 36 37 11 李光煜 趙榮 羅鳳利 王明杰 MG300BW 型采煤機(jī)中四輪行星機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 煤礦 機(jī)械 2001 1 10 11 12 郎書緣 邵芝梅 2K H型行星齒輪機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì) 煤礦機(jī)械 2004 6 11 13 13 K Arnaudov P Genova L Dimitrov For an unified and correct IFToMM terminology in the area of gearing Mechanism and Machine Theory 2005 40 993 1001