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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發(fā)展狀況 ..........................4 1.3 國內(nèi)電牽引采煤機的發(fā)展狀況 ...............................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 主要技術參數(shù) ...........................................7 2.1.3 結構特點 ...............................................7 2.2 搖臂結構設計方案的確定 .....................................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)的設計 ...............................................11 3.1 各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 ............................11 3.2 齒輪設計及強度效核 ........................................13 3.3 軸的設計及強度效核 ......................................23 3.3.1 先確定Ⅲ軸 ............................................23 3.3.2 軸 4 的設計及強度效核 ..................................29 3.3.3 惰一軸的設計 ..........................................35 4 行星傳動機構的設計過程 .......................................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 ...........................................................68 參考文獻 .......................................................69 致 謝 .........................................................70 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 1 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。 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 2 頁 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， 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(zhì)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(diào)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)。 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： 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 3 頁 （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 途徑。進入 20 世紀 90 年代后，交流變頻調(diào)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 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 牽引全套技術的基礎上，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 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) 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 4 頁 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發(fā)展狀況 80 年代以來, 世界各主要產(chǎn)煤國家, 為適應高產(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, 不斷加速更新滾筒采煤機 的技術性能和結構, 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, 整機結構特點為機身3 段式, 兩邊傳動部分為鑄造箱體結 構, 中間電氣部分為焊接框架結構, 搖臂為分體聯(lián)結, 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 段焊接結構形式, 搖臂為分體聯(lián)結、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, 其結構形式為以前 的截割電機布置在機身的傳統(tǒng)結構形式, 機械傳動和聯(lián)結相當復雜。 總結這些國家電牽引采煤機的技術發(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機型 世界各主要采 煤機廠商20 世紀80 年代都已把重點轉向開發(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 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 5 頁 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。 (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速 的降低, 又導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) 多電機驅動橫向布置的總體結構日益發(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雜通軸, 機械結構簡單, 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)展狀況 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 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 6 頁 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 , 對液壓牽引采煤機進行技術更新。第 1 臺MG300/ 6802 WD 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構復雜的通軸。 (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,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 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 7 頁 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電 塵埃的情況下使用。 2.1.2 主要技術參數(shù) 該機的主要技術參數(shù)如下： 1．適應煤層 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 結構特點 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，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。 2.2 搖臂結構設計方案的確定 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。 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 8 頁 2.3 截割部電動機的選擇 由設計要求知，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。 動1 YBC3-0 動沉 孔 深 20 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 9 頁 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 7536401．＝＝＝ 滾總 nI ——電動機轉速 r/min ——滾筒轉速 r/min滾 2.4.2 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。 2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱；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。 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 10 頁 本次設計采用 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 轉動，從而驅動行星架 x 回轉，實 現(xiàn)減速。運轉中，軸線 ox—ox 是轉動的。 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 0.97～0.99,傳動比一般為 2.1～13.7。如圖 2－7 所示，當內(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的傳動比一般為 4～6。這里定行 星減速機構傳動比 74.5?bagi 則其他三級減速機構總傳動比 ÷ 36.75÷5.747=6.39總Ibagi 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);4~3?ji 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： -行 星 架 圖 NWG行 星 機 構 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 11 頁 ,79.1?i ,56.12?i 29.3?i 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‰.536(?? 在誤差允許范圍 5﹪內(nèi)，合適。 3 傳動系統(tǒng)的設計 截 割 部 傳 動 系 統(tǒng) 圖 3.1 各級傳動轉速、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 min1470?n/r 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 12 頁 Ⅲ軸 min/2.8179./1403rn? Ⅳ軸 43.562i＝ i/r Ⅵ軸 89./356/346＝ 各軸功率計算： Ⅰ軸 ×0.99=297031??η＝ PkW Ⅱ軸 ×0.98×0.99 =288.1529712ηη＝ 2k Ⅲ軸 ×0.98×0.99 =279.565.83?ηη＝ Ⅳ軸 ×0.98×0.99×0.99=271.2363124?ηηη＝ P kW Ⅴ軸 ×0.98×0.99×0.99=263.152.75??ηηη＝ Ⅵ軸 ×0.98×0.99=255.315126ηη＝ k Ⅶ軸 ×0.98×0.99×0.99=247.7031.37???ηηη＝ P Ⅷ軸 ×0.98×0.99×0.99=240.32704128ηηη＝ kW 各軸扭矩計算: Ⅰ軸 ×9511?nTmN??5.192 Ⅲ軸 ×033P?.3.867 Ⅳ軸 ×9544?nTmN??4.920.1 Ⅶ軸 ×077P?3.8.74 Ⅷ軸 ×9588?nT mN??2.94.21 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 13 頁 將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用 運動和動力參數(shù) 編號 功率/kW 轉速 n/(r·min )1? 轉矩 T/(N·m) 傳動比 Ⅰ軸 297 1470 1929.5 Ⅲ軸 279.56 821.2 3251.1 1.79 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 8-17 齒輪選用 20GrMnTi 滲碳淬火 2)按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 估311/)02.~.(npvt? 取圓周速度 ，參考文獻 1 表 8－14，表 8－15 選smvt/13? 取 小輪分度圓直徑 ，由式（8－64）得1d3 211 )][(2HEdZukT??????? 齒寬系數(shù) 查文獻 1 表 8－23 按齒輪相對軸承為非對稱布 HRC 56~62smvt/3? 公差組 6 級 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 14 頁 置，取 ＝0．6d? 小輪齒數(shù) 1Z 惰輪齒數(shù) ＝ 34.0122???197.1Zi 齒數(shù)比 ＝u/34/ 傳動比誤差 誤差在 范圍內(nèi)0/??%? 小輪轉矩 mNT?1924 載荷系數(shù) 由式（8－54）得K??KKVA??? 使用系數(shù) 查表 8－20A 動載荷系數(shù) 查圖 8－57 得初值VVt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8－60?K 齒間載荷分配系數(shù) 由式 8－55 及 得?0????? cos)]/1(2.381[2Z??? ＝[1.88－3.2(1/19+1/34)]=1.617 查表 8－21 并插值 ＝1?K 則載荷系數(shù) 的初值 .2?t 108.75.?t 彈性系數(shù) 查表 8－22EZ ＝189.8E2/mN 節(jié)點影響系數(shù) 查圖 8－64H 0,021??x? 重合度系數(shù) 查圖 8－65?Z???? 許用接觸應力 由式 得69? ＝0．6d? =191Z ＝342 ＝1.79u 合適 ＝1．75A ＝1．11Vt ＝1.08?K ＝1?.2?tK ＝189.8EZ2/mN ＝2.5H ＝0.897? 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 15 頁 ＝??H?HLimSZ/?? 接觸疲勞極限應力 查圖 8－6921Limi?、 應力循環(huán)次數(shù)由式 得??708?)1032(14601 ???hnjLN 92 .5.//u 則 查圖 8－70 得接觸強度得壽命系數(shù) 121?NZ 硬化系數(shù) 查圖 8－71 及說明 ?Z 接觸強度安全系數(shù) 查表 8－27，按高可靠度查HS 取6.1~5?HLimS.??? 221 /5.906.1/40mN?? 故 的設計初值 為dtd8.1625.9068787.16.093 21 ????????????t 齒輪模數(shù) 查表 8－3mZdmt /36/?? 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 ＝td19??Z 圓周速度 v 60/147.0/1nt? 與估取 很相近，對 取值影響不大，不必修正smt/3?VKVK ＝1.11， t 1.2?t 21/450mNHLim??2i91058.??21NZ ＝1?6.?HS9?m ＝171mmtd1sv/2.3.?VK1md713062? 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 16 頁 小輪分度圓直徑 td1? 惰輪分度圓直徑 306492??mZ 中心距 a????5.281?? 齒寬 b 109.67.0min1???td? 惰輪齒寬 2?b 小輪齒寬 ??~51? 齒根彎曲疲勞強度效荷計算??3 由式 68???FSFFYmbdKT????????12 齒形系數(shù) 查圖 8－67 小輪?Y1 大輪 2?FY 應力修正系數(shù) 查圖 8－68 小輪?S 1S 大輪 2? 重合度系數(shù) ,由式 8－67?Y71.06./7502./75.02. ??????? 許用彎曲應力 由式 8－71 ??F???FxNFLimSY/?? 彎曲疲勞極限 查圖 8－72Lim 彎曲壽命系數(shù) 查圖 8－73NY 238?a102bm5? ＝2.861?FY ＝2.472 =1.541?S =1.632Y71.0??21/85mNLim?20i?1 21NY ＝1x ＝2FS 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 17 頁 齒輪 4 和齒輪 5 設計及強度效核： 尺寸系數(shù) 查圖 8－74xY 安全系數(shù) 查表 8－27FS 則?? 2/98.015/1121 ????FXNLimF SY???147.86.97540. FmN?? ??? 22 /92.1.03.231. FF ?? 4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d91??mZ 342 齒頂高 ahha*? 齒根高 f ????925.01??mcf 齒頂圓直徑 ad721aad 36?h 齒根圓直徑 f 25.11??ff 022ffd 基圓直徑 bd??cos7cos1?b ??2362 齒距 pmp.8? 齒厚 s14/?s 中心距 圓整a.23 ??21/5.46mNF??221/9.F27mN?d306?mh a9f25.1da8?m342f1df5.82?mb7601. 2p8?s13.4ma2 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 18 頁 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計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 估3/)02.~1.(npvt? 取圓周速度 ，參考文獻 1 表 8－14，表 8－15 選smvt/9? 取 小輪分度圓直徑 ，由式（8－64）得1d3 211 )][(2HEdZukT??????? 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，取 ＝0．6d 小輪齒數(shù) 4Z 大輪齒數(shù) ＝ 35.88 圓整取55???2356.142Zi 齒數(shù)比 ＝u// 傳動比誤差 誤差在 范圍內(nèi)03./??%? 小輪轉矩 mNT?2514 載荷系數(shù) 由式（8－54）得K??KKVA??? 使用系數(shù) 查表 8－20A 動載荷系數(shù) 查圖 8－57 得初值VVt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8－60 ?K 齒向載荷分配系數(shù) 由式 8－55 及 得?0????? cos)]/1/(2.381[54Z??? HRC 56～62 HBS 245～275smvt/9? 公差組 7 級 ＝0．6d? =234Z ＝365 ＝1.565u 合適 ＝1.75A ＝1.18Vt ＝1.08?K 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 19 頁 ＝[1.88－3.2(1/23+1/36)]=1.65 查表 8－21 并插值 ＝1.1?K 則載荷系數(shù) 的初值 1.08.175??t 彈性系數(shù) 查表 8－22EZ ＝189.8E2/mN 節(jié)點影響系數(shù) 查圖 8－64H 0,021??x? 重合度系數(shù) 查圖 8－65?Z???? 許用接觸應力 由式 得69? ＝??H?HLimS/?? 接觸疲勞極限應力 查圖 8－6954Limi?、 應力循環(huán)次數(shù)由式 得??708?)1032(1.604 ???hnjLN 9915 8.56/.2/ ?u 則 查圖 8－70 得接觸強度得壽命系數(shù) 121?NZ 硬化系數(shù) 查圖 8－71 及說明 ?Z 接觸強度安全系數(shù) 查表 8－27，按高可靠度查HS 取6.1~5?HLimS.??? 221 /5.906.1/40mN?? 故 的設計初值 為4dtd ＝1.1?K45.2?t ＝189.8EZ2/mN ＝2.5H ＝0.87?24/570mNHLim??1i94056.2??18 21NZ ＝1?6.?HS ＝207mmtd4 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 20 頁23.0825.90678156.6.0321453 24 ????????????td 齒輪模數(shù) 查表 8－3mZdmt 3/20/4?? 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 ＝td4??Z 圓周速度 v 60/2.17.6/34?nt? 與估取 很相近，對 取值影響不大，不必修正smt/9?VK ＝1.18， VtK5.2?t 小輪分度圓直徑 td4 惰輪分度圓直徑 34695?mZ 中心距 a????5.224??? 齒寬 b 13.086.min1??td? 惰輪齒寬 55b 小輪齒寬 ??~4?? 齒根彎曲疲勞強度效荷計算??3 由式 68???FSFFYmbdKT???????42 齒形系數(shù) 查圖 8－67 小輪?Y4 大輪 5?FY 應力修正系數(shù) 查圖 8－68 小輪?S 4S 大輪 5? 9?mdt074sv/18.?VK452md0735?.26amb15?30 4 ＝2.714?FY ＝2.455 =1.584?S =1.645Y7.0?? 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 21 頁 重合度系數(shù) ,由式 8－67?Y65.1/702./75.02. ?????? 許用彎曲應力 由式 8－71 ??F???FxNFLimSY/??? 彎曲疲勞極限 查圖 8－72Lim 彎曲壽命系數(shù) 查圖 8－73NY 尺寸系數(shù) 查圖 8－74x 安全系數(shù) 查表 8－27FS 則 ?? 2/9.0157/144 ?????XNFLimY855Fi S??424 /14.7..290713.2 FF mN???? 525 /9..06415.4. FF??? (4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d2394?mZ 65? 齒頂高 ahha1* 齒根高 f ????925.0???mcf 齒頂圓直徑 ad724aad 35h 24/570mNLim??8i154?NY ＝0.98x ＝2FS??24/3.79mNF??51624/.25/9.1mN?d207 435?mha9f2.1da54?m36f.184 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 22 頁 齒根圓直徑 fd25.10724???ffhd 35ff 基圓直徑 b ?coscos4?b ???205d 齒距 pmp6.28? 齒厚 s134/s 中心距 圓整a5.7? 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 d146?mZ 287? 齒頂高 ahmha* 齒根高 f ????145.0??cf 齒頂圓直徑 ad2386?aad 97h 齒根圓直徑 f 5.176??ff 237?ffd 基圓直徑 bd?0cos8cos6?b ??97 齒距 pmp.43?? 齒厚 ss821/ 中心距 圓整a5 mdf5.3215?b94.5mp268?s13.4a0md2386?9 7ha14mf5.?da2637mf6?df4207 b36m57?p9.4s821a35? 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 23 頁 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 d28148??mZ 399 齒頂高 ahmha* 齒根高 f ????1425.0???cf 齒頂圓直徑 ad3928aad 69h 齒根圓直徑 f 5.178???ff 249ffd 基圓直徑 bd?0cos3cos8?b ???569 齒距 pmp.4? 齒厚 ss821/ 中心距 圓整a69? md3928?546ha1mf.7?da35849mf208?d f519b378m.9?p64s8.21a9? 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 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 24 頁mnpAd3.802.15679331 ?????截 軸 示 意 圖 3.求作用在齒輪上的力 Ⅲ軸上大齒輪分度圓直徑為： mZd306?＝Ⅲ 圓周力 ，徑向力 和軸向力 的大小如下tFr?FNdTt 2149306523??ntr 730tana3 ?? 小輪分度圓直徑為： md24 NdTFt 6.31075243?? ntr 9.4320tan.a??? 4.軸的結構設計 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 25 頁 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36508???BDd 取軸段直徑 md1 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離 軸承距箱體內(nèi)壁 則：,10??,5ms?sBL5361???? Ⅱ段做成齒輪軸,軸段長度 mL2 Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度 采用花鍵軸.軸段長,4h?mL1783? 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4069??BDd ,903md? 。l5140?? 2）軸上零件的周向定位 齒輪 3 采用花鍵聯(lián)結，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 .6K 軸端倒角 ??452 5.軸的強度效核： 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖： 2） 求支反力： 水平面： ??????NFFRttHB 8.17490638/316843 ??????? NRHBttA2.754?? aT()901638 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 26 頁 垂直面： ??????NFFRrrVB 6409138/316)8(43 ??????? NRVBrA.274? 3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 mRMHAC ?????6.295483.75683 NBD1701490 垂直面彎矩：圖（c）所示 VAC ???????3.298.27683 mRMBD5140409 合成彎矩：圖（d）所示 mNCHVC ?????? 6703.6293.2722 DD 19858140 4) 扭矩： mNT?35 mN????? 9626.0? 5） 計算當量彎矩：圖（f）所示 MCa ??732??TCa ????206537195602左 mNDD ?.84822?左 mNa ?右 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 2/650B?? 由 得 ?????WMDa 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 27 頁 取??2/65~81.09. mNB?????2/60mN??3333 .917..2dW?? <2/5.8.916754NMDa?????2/60N?? 6.安全系數(shù)效核計算： 1）確定參數(shù) 由前述計算可知： mT?1.325 NMDa?784 3.96W in/213rn 抗扭截面模量： 3336.1825497.0.6md?????? 2）計算應力參數(shù) 彎曲應力幅 2/5.8mNa? 因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應力 0? 扭剪應力幅 23 /9.861254WTa??? 因轉矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應力 2/.mNa?? 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 ， 212/30,/650mNNB????? 2/5?? 軸肩圓角處得有效應力集中系數(shù) ??K, 根據(jù) 9.85/6./dr 071D 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 28 頁 由表 4－5 經(jīng)插值可得： 02.??k36.1??k 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2/650mNB??? ＝ ＝0.88。材料彎曲扭轉的特性系數(shù) 、? ??? 取 ＝0.1 ＝0.5 =0.05???? 可得： 24.501.3.280.1 ???????maKS?? 3.9..651??a??? ??8.1~582.43.124.2 ??????SSSC?? 所以強度足夠。 3.3.2 軸 4 的設計及強度效核 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mnpAd2.93.5671341 ????? 中國礦業(yè)大學 2007 屆本科生畢業(yè)設計論文 第 29 頁軸 四 示 意 圖 3.求作用在齒輪上的力 Ⅳ軸上大