《履帶式連續(xù)采煤機整體設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《履帶式連續(xù)采煤機整體設計（57頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1 摘 要 連續(xù)采煤機是一種集機械 電氣和液壓為一體的大型復雜系統(tǒng) 在很大程度上與目前 國內(nèi)煤礦使用的掘進機相似 都有履帶行走系統(tǒng) 鏟煤板 電控箱 液壓系統(tǒng)和刮板輸 送機等 整體布局也很相似 鏟煤板在截割頭下 刮板輸送機從前向后縱貫整機 裝載 部和輸送機共用一個動力 連續(xù)采煤機和掘進機的最大區(qū)別就在截割部 截割部的動作 較掘進機復雜 而內(nèi)部傳動及其結構比較復雜 形式也多樣化 1976 年我國開始引進連續(xù)采煤機 以單機為主 目前 這一批設備由于多數(shù)不配套 掘進巷道斷面偏小 備件供應困難 維護管理技術跟不上等原因 在生產(chǎn)中基本上已不 在使用 20 世紀 90 年代以配套引進為主 這一時期 由于國內(nèi)外高效高產(chǎn)礦井的迅速發(fā)展 煤層平巷的機械化掘進滯后問題引起了國內(nèi)外普遍重視 國內(nèi)一些煤礦企業(yè)針對適合使 用連續(xù)采煤機的礦井及煤層 為了解決好采掘接替 是高產(chǎn)高效長臂回采工作面充分發(fā) 揮設備的生產(chǎn)能力 實現(xiàn)快速回采 借鑒國外的先進經(jīng)驗 陜西黃陵礦區(qū) 神華集團神 東煤炭公司進行配套引進連續(xù)采煤機設備的工作 近幾年先后引進了包括連續(xù)采煤機 錨桿機 破碎機 鏟車 運煤車等設備在內(nèi)的機械化掘進設備 主要使用在房柱式開采 邊角煤回收及長臂工作面煤層平巷的掘進 這一時期 由于單機引進改為配套引進 同時在配套選型時密切結合礦井煤層地質(zhì) 條件和生產(chǎn)技術條件 連續(xù)采煤機的使用率和開機率大幅提高 經(jīng)濟效益好 掘進效率 及出煤量均有較大的突破 不斷刷新紀錄 綜上所述 我國使用連續(xù)采煤機的時間不長 經(jīng)驗不足 還存水溝挖掘 備件供應 等問題 仍需通過生產(chǎn)實踐逐步探索解決 關鍵詞 履帶 采煤機 傳動裝置 減速器 1 目 錄 1 設計目的及要求 1 2 連續(xù)采煤機的基本概況 2 2 1 連續(xù)采煤機的發(fā)展概況 2 2 2 連續(xù)采煤機的基本結構特點 3 3 總體方案設計 4 3 1 機型的選定及主要部件的結構形式的確定 4 3 2 總體參數(shù)確定 10 4 傳動裝置的選用與設計 12 4 1 減速器的形式選擇 12 4 2 減速器行星齒輪部分設計時的注意事項 12 4 3 傳動裝置總傳動比的確定及各級分傳動比的分配 12 4 4 四級減速器的具體設計計算 14 5 技術經(jīng)濟性分析 52 結 論 53 致 謝 54 參考文獻 55 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 1 1 設計目的及要求 設計用途 設計符合要求的連續(xù)采煤機及其截割部 基本要求 1 最大掘高 4 5m 2 最大掘?qū)?5 6m 3 巷道坡度 16 4 機高大于 1M 小于 2M 機重大于 45t 5 能夠在煤層 半煤層下施工 切割煤巖最大單向抗壓強度可達 100Mpa 可切割 性能指標適用切割煤巖硬度 普氏系數(shù) f 小于等于 8 巖石的研磨系數(shù)小于等于 Mg15 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 2 2 連續(xù)采煤機的基本概況 2 1 連續(xù)采煤機的發(fā)展概況 連續(xù)采煤機是美國現(xiàn)代化采掘設備 有近半個世紀的發(fā)展討程 美國煤層大多數(shù)是近水平煤層 且以中厚煤層居多 地質(zhì)構造簡單 20 世紀 60 年代 以前 用房式或房柱式采煤方法開采 連續(xù)采煤機主要作為生產(chǎn)型設備使用 60 年代以 后 由于推廣長壁采煤法取得顯著經(jīng)濟效益 此時 連續(xù)采煤機又成為工作面運輸 通 風巷道的快速掘進設備 成為當今美國高產(chǎn)高效綜采工作面裝備中必不可少的設備 2 1 1 連續(xù)采煤機的發(fā)展概況 自 1949 年美國利諾斯 LEE NORSE 公司研制成第一臺連續(xù)采煤機以來 其發(fā)展過 程若按落煤機構的演變來劃分 大體經(jīng)歷了三個發(fā)展階段 a 20 世紀 40 年代 截鏈式連續(xù)采煤機 這一時期的連續(xù)采煤機采用截鏈式落煤機構 和螺旋清煤裝置 其優(yōu)點是機器靈活性好 適用于不同的開采條件 可開采煤炭 鉀堿 鋁土礦 硼砂 頁巖及永凍土 缺點是結構復雜 裝煤效果差 截割頭寬度窄 生產(chǎn)能 力低 b 20 世紀 50 年代 擺動式截割頭連續(xù)采煤機 這一時期的連續(xù)采煤機采用帶 2 3 個 截齒環(huán)的擺動式截割頭落煤機構和裝煤臂清煤裝置 其優(yōu)點是生產(chǎn)能力高 裝煤效果好 缺點是擺動頭振動大 維護費用高 這種機型由于裝煤技術的改進 生產(chǎn)能力較高 受 到市場普遍歡迎 c 20 世紀 60 年代至今 滾筒式連續(xù)采煤機 60 年代末出現(xiàn)了生產(chǎn)能力大 截割效率 高 裝煤機構簡單可靠的滾筒式連續(xù)采煤機 從而完全取代了擺動式截割頭連續(xù)采煤機 60 年代末 美國久益公司先后推出 10CM 和 11CM 系列連續(xù)采煤機 這兩個系列的機型 是現(xiàn)代連續(xù)采煤機的雛形 其技術發(fā)展具有一定的代表性 2 1 2 連續(xù)采煤機的國內(nèi)外應用 連續(xù)采煤機在國外的使用情況 目前使用連續(xù)采煤機的國家主要有美國 南非 澳大利亞和英國 其中美國的生產(chǎn) 使用量占全世界總量的七成以上 主要應用在房柱式采煤 其次是長壁式的采區(qū)巷道 工作面上下平巷掘進以及邊角煤回收 條帶采煤 美國是采用房柱式開采的主要國家 也是連續(xù)采煤機的生產(chǎn) 使用大國 美國在房 柱式開采中使用連續(xù)采煤機近半個世紀 目前美國采煤產(chǎn)量的 50 靠連續(xù)采煤機生產(chǎn) 美國在連續(xù)采煤機研制 設計和制造方面積累了豐富的經(jīng)驗 連續(xù)采煤機得到了不斷改 進和完善 適用范圍逐步擴大 支護和運輸?shù)群笈涮自O備日益成熟 美國的生產(chǎn)廠家主要有久益 JOY 朗艾道 LANG AIRDOX 杰弗里 JEFFERY 艾姆科 EIMCO 四家公司 其中久益公司的產(chǎn)品市場最大 這些公司 的產(chǎn)品已覆蓋了薄 中厚及厚煤層 形成了系列 英國是井工開采中以長壁采煤法為主的國家之一 長期以來 采取巷道及工作面平 巷的掘進使用懸臂式部分斷面掘進機和金屬棚支護 積累了比較豐富的經(jīng)驗 在掘進機 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 3 研制生產(chǎn)方面頗具規(guī)模 在國際采礦設備領域有一定的地位 目前 在英國連續(xù)采煤機加錨桿支護技術正逐步上升為煤層平巷掘進的主要方法之 一 是英國煤礦加快掘進進尺 降低掘進成本的重要措施 也是英國煤炭工業(yè)近 10 年來 技術變革的一個重要方面 南非井工煤礦產(chǎn)量中 90 用房柱式開采 幾乎全部使用美國的連續(xù)采煤機 南非煤 質(zhì)特別堅硬 截齒消耗量很大 對連續(xù)采煤機的截割性能無疑是一個嚴峻考驗 為此 美國的一些公司 如久益公司就針對南非堅硬的煤質(zhì)特殊條件 在原有 12CM 的基礎上 開發(fā)出了新機型 12HP9 12HM17 和 12HM31 等重大功率連續(xù)采煤機 使南非的采煤產(chǎn) 量實現(xiàn)了突破 連續(xù)采煤機在我國的應用 我國引進連續(xù)采煤機始于 1978 年 迄今為止 大體經(jīng)歷了單機引進和配套引進兩個 階段 第一階段 20 世紀 80 年代 以單機引進為主 1978 年 在引進 100 套總裁設備的 同時 先后引進了一批懸臂式部分斷面掘進機和連續(xù)采煤機 連續(xù)采煤機是作為掘進機 械化機型之一引進的 目的是從眾多國外先進掘進機械的使用比較中探索適合我國的機 型 通過引進 消化 博采眾長 研制開發(fā)國產(chǎn)掘進設備 第二階段 20 世紀 90 年代 以配套引進為主 這一時期 由于國內(nèi)外高產(chǎn)高效礦井 的迅速發(fā)展 煤層平巷的機械化掘進滯后問題引起了國內(nèi)外高度重視 在這一時期 由于改單機引進改為配套引進 同時在配套選型時密切結合礦井煤層 地質(zhì)條件和生產(chǎn)技術條件 連續(xù)采煤機的使用率和開機率大幅度提高 經(jīng)濟效益好 掘 進效率及出煤量均有較大突破 不斷刷新高產(chǎn)紀錄 進入 20 世紀 90 年代以來 我國使用連續(xù)采煤機的總臺數(shù)雖然減少 但使用情況較 總體效益較高 然而 我國使用連續(xù)采煤機的時間不長 經(jīng)驗不足 還存在水溝挖掘 備件供應等問題 仍需通過生產(chǎn)實踐逐步探索解決 2 2 連續(xù)采煤機的基本結構特點 連續(xù)采煤機按截割煤層厚度可分為薄 中 厚三種 按截割煤的軟硬程度又可分為 中等 堅硬和特堅硬三種 它們的共同特點歸納如下 1 多電動機獨立驅(qū)動 2 連續(xù)采煤機采用橫軸式較長的截割滾筒 3 截割滾筒的截齒布置較簡單 截線距離較大 4 增強截割硬煤和夾矸的能力 5 裝運機構的傳動布置已定型化 輸送機鏈條結構均已標準化 6 采用啟動扭距高的直流串激電動機驅(qū)動行走履帶機構 7 連續(xù)采煤機的各主要傳動系統(tǒng)多采用電動機驅(qū)動 8 液壓系統(tǒng)采用了齒輪油泵 多液壓缸開式系統(tǒng) 9 機器的自動控制 自動檢測 安全裝置較完善 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 4 3 總體方案設計 連續(xù)采煤機主要由截割機構 行走機構 裝運機構 裝載機構四大機構和液壓系統(tǒng) 水路系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)三大系統(tǒng) 冷卻除塵裝置及安全保護裝置組成 并通過主體部將各 執(zhí)行機構有機的組合于一體 總體方案設計主要是進行連續(xù)采煤機的選型和總體參數(shù)的 確定 3 1 機型的選定及主要部件的結構形式的確定 3 1 1 機型的選定 選型原則 用途選擇 連續(xù)采煤機主要用于留煤柱式雙巷掘進 同時作為短壁機械化采煤的主 要生產(chǎn)設備 適應性選擇 地質(zhì)條件 連續(xù)采煤機主要適用于煤巷掘進 空頂距要求嚴格 一般不低于 1 5m 不適用于頂板穩(wěn)定性極差或 三軟 巷道施工 過斷層能力差 巷道斷面 連續(xù)采煤機掘進的巷道 高度可由用戶根據(jù)煤層厚度的厚度在施工中選 擇調(diào)整 而寬度由連續(xù)采煤機橫軸截割頭的寬度決定 不能隨時調(diào)整 并形成矩形斷面 掘進的巷道頂板平直 斷面規(guī)整 掘進效率 連續(xù)采煤機一次成巷 在頂板條件好的煤巷中 掘進速度快 效率高 結構特點 截割頭 臂形式 連續(xù)采煤機截割頭為橫軸式 截割頭上截割齒排布較多 驅(qū)動功 率一般較大 截割頭的設計寬度決定了掘進巷道的寬度 截割頭工作時 截割臂較寬 不利于超前幫錨作業(yè) 機身形式 目前國內(nèi)使用的連續(xù)采煤機全部為進口 設計的機身較短 機架多采用 整體 組焊結構 即主機架 履帶為一體式 機構緊湊 剛性好 只是運輸 維護難度 較高 中間運輸機多采用寬度大 龍門低的形式運輸效率較高 整機轉(zhuǎn)彎半徑一般較大 噴霧形式 噴霧采用外噴霧方式 在其橫向截割頭的后部橫向布置噴水嘴 因其雙 向掘進 一般可實現(xiàn)大量噴水 且截割落煤方向較一致 滅塵效果較好 連續(xù)采煤機必然要適應大多數(shù)煤層實際條件 并朝著掘 錨 采一體 集中控制 程序 控制的方向發(fā)展 根據(jù)任務書的要求 按行業(yè)標準 MT T 238 2 2008 懸臂式掘進機的型式與參數(shù) MT238 3 2006 懸臂式掘進機 第 3 部分 通用技術條件 選定機型類別 要考慮的連續(xù)采 煤機的用途有 采煤準備巷道的快速掘進以及房柱式采煤 回收邊角煤 適用于掘進破 碎煤巖硬度 f 4 8 斷面 9 28 平方米的煤 半煤巖巷道的巷道施工 要考慮連續(xù)采煤 機的工作條件 切割煤層巷 半煤層巷 煤巖的單向抗壓強度 或普氏系數(shù) f 值 及巖石 的腐蝕系數(shù) 特輕 輕型掘進機以掘進煤巷為主 它的特點應突出經(jīng)濟 靈活 方便 在截割巷 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 5 道斷面尺寸方面有較大的適應性 中型掘進機以掘進半煤巖巷道為主 在截割巖石硬度 方面適應性較強 但機器設計不宜過于笨重和龐大 在使用時有較大的覆蓋面 重型掘 進機是具有更高切割能力的掘進機 應用范圍更加廣泛 根據(jù)設計的要求和目的 機型重型 選擇基本參數(shù)應當符合表格的規(guī)定 機型技術參 數(shù) 單位 特輕 輕 中 重 超重 適應工作最 大坡度 絕對值 不小于 16 16 16 可掘巷道斷 面 5 12 6 16 7 20 8 28 10 32 機重 不包 括轉(zhuǎn)載機 t 20 50 80 切割煤巖最 大單向抗拉強度 MPa 4681 煤 3 min0 6 0 8 生產(chǎn)能力 煤夾矸 3 i 0 35 0 4 0 5 0 6 0 6 切割機構功 率 kW 5 7590 2 00 150 20 3 1 2 各部件的結構型式的確定 連續(xù)采煤機的基本組成 連續(xù)采煤機通常由截割機構 裝運機構 履帶行走機構 液壓系統(tǒng) 電控系統(tǒng) 冷 卻噴霧除塵系統(tǒng)及安全保護裝置等組成 參見圖 2 1 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 6 1 截割部 2 搖臂 3 裝載機構 4 刮板輸送機 5 機架 6 左行走機構 7 右行走機構 8 電動機 9 電氣系統(tǒng) 10 駕駛座 11 液壓系統(tǒng) 12 支撐防護總成 圖 2 1 連續(xù)采煤機的基本組成 連續(xù)采煤機雖然型號 規(guī)格有許多 但它的各主要組成部分大同小異 其區(qū)別主要 在截割機構的傳動和截割部上 1 截割機構 a 存在的主要形式 一種是兩臺截割電動機橫向布置在截割臂的兩側(cè) 通過減速器將動力穿至截割鏈及 左右截割滾筒 它的代表機型如 12CM18 10D 型連續(xù)采煤機 另一種是兩臺截割電動機沿 機器的縱軸線平行布置于截割臂的兩側(cè) 通過減速器將動力傳至左 中 右 三個截 割滾筒 中間無截割鏈 其代表機型如 CM 800 型連續(xù)采煤機 b 具體結構的選擇 我們選擇橫軸式滾筒截割機構 滾筒寬度大 截割煤體面積寬 落煤能力強 生產(chǎn) 能力大 截割機構主要由切兩臺水冷電動機 兩套摩擦離合器 兩臺齒輪減速器 兩個 外側(cè)截割滾筒 一個中間截割滾筒 截割臂構件及兩個升降液壓缸組成 具有破碎煤巖 功能的機構 1 切割頭的選擇 截割滾筒 截割滾筒由左右兩個外側(cè)截割滾筒和一個中間截割滾筒 內(nèi)滾筒 代替中間的截 割鏈 組成 截割滾筒截齒尖的直徑為 1 118 總寬度為 3 302 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 7 滾筒采用雙螺旋葉片 齒座與葉片分別焊接在滾筒體外殼上 葉片高度較小 其螺 線方向由內(nèi)滾筒中間向左右兩側(cè)按反方向布置 截齒按一線一齒方式配置 總共 73 個鎬 形截齒 其中內(nèi)滾筒 33 個 兩側(cè)外滾筒個 20 個 外滾筒端盤部分有 10 個齒 其中兩個 負角度齒 3 個 0 度齒 5 個角度齒 2 切割電動機 2x170kw 切割電機為外水冷式 且機體為焊接結構 前端與行星減速器相聯(lián) 后端聯(lián)接回轉(zhuǎn) 臺 電機輸出力矩 通過花鍵套傳遞給減速器 再由花鍵套傳到主軸 主軸通過內(nèi)花套 鍵與截割滾筒相聯(lián) 把力 矩 傳遞到割滾筒上 截割滾筒以此方式進行工作 切割電 機的選擇在根據(jù)工作條件選取 而且應當符合行業(yè)標準 MT477 1996 YBU 系列掘進機用 隔爆型三相異步電動機 3 行星減速器 兩套四級減速器對稱布置 均用螺栓緊固在截割臂構件上 一級為直齒圓柱齒輪傳 動 二級為直齒圓錐齒輪傳動 三 四級為行星齒輪齒輪傳動 減速器箱體呈 工 字形 肋部扁長 由聯(lián)軸器帶動輸入軸 直齒圓柱齒輪安裝于 該軸上 齒輪輪轂的兩側(cè)各裝一圓柱滾子軸承 裝于減速器箱體上 外側(cè)軸承裝于箱蓋 上 外套軸承壓蓋頂住 用螺栓緊固 箱蓋用螺釘緊固 從動齒輪以花鍵裝于小圓錐軸齒輪的外側(cè) 用螺栓緊固保持蓋 將該齒輪固定 內(nèi) 端靠住圓錐滾子軸承支承在減速器箱體上 小圓錐齒輪的軸向兩端各裝油封 該圓錐軸 齒輪穿過減速器箱體連接立筋的孔 和安裝于主軸上的大圓錐齒輪相嚙合 一 二級行星輪組件均以無外圈的兩盤圓柱滾子軸承支承于行星輪軸上 一級行星 輪架以齒輪聯(lián)軸的形式與二級行星輪相連接 最后由其行星輪架將內(nèi)齒與主軸的外齒相 連接 而將動力輸出到主軸上 主軸的左端為一方軸 通過方軸帶動中間截割滾筒 主 軸的右端為一花鍵 帶動右截割滾筒 2 裝載運輸機構 a 存在的主要形式 1 單 雙環(huán)形刮板鏈式 雙環(huán)形是由兩排并列 轉(zhuǎn)向相反的刮板鏈組成 若刮板鏈 能左右張開或收攏 就能調(diào)節(jié)裝載寬度 但結構復雜 單環(huán)形是利用一組環(huán)形刮板鏈直 接將煤巖裝到機體后面的轉(zhuǎn)載機上 環(huán)形刮板鏈式裝載機構制造筒單 但由于單向裝載 在裝載邊易形成煤巖堆積 從而會造成卡鏈和斷鏈 同時 由于刮板鏈易磨損 功率消 耗大 使用效果較差 2 螺旋式 是橫軸式掘進機上使用的一種裝載機構 它利用左右兩個截割頭旋向相 反的截割頭 將煤巖向中間推入輸送機構 這種機構目前使用很少 3 耙爪式 蟹爪式 是利用一對交替動作的耙爪來不斷地耙取物料并裝入轉(zhuǎn)載運 輸機構 這種方式結構簡單 工作可靠 外形尺寸小 裝載效果好 目前應用很普遍 但這種裝載機構寬度受限制 為擴大裝載寬度 可使鏟板連同整個耙爪機構一起水平擺 動 或設計成雙耙爪機構 以擴大裝載范圍 4 星輪式 撥盤式 該種機構比耙爪式簡單 強度高 工作可靠 但裝大塊物料 的能力較差 通常 應選擇耙爪式裝載機構 但考慮裝載寬度問題 可選擇雙耙爪機構 也可設計成耙爪與星輪可互換的裝載機構 裝載機構可以采用電動機驅(qū)動 也可用液壓 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 8 馬達驅(qū)動 但考慮工作環(huán)境潮濕 有泥水 選用液壓馬達驅(qū)動為好 b 具體結構的選擇 裝載運輸機構由裝載機構和單鏈刮板輸送機兩部分組成 它們由兩臺電動機驅(qū)動 左右減速器 兩個對稱的撥盤式裝載裝置 鏟裝板 單鏈刮板輸送機 擺動液壓缸及升 降液壓缸等組成 裝載機構 裝在機構由鏟板體 減速器 耙裝部 電動機 液壓馬達 等組成 裝載部實現(xiàn)采 掘下煤礦等接受采集 經(jīng)過中間輸送機 把煤礦輸送到后續(xù)的輸送帶上 鏟板體 鏟板體上部表面從中線向兩側(cè)傾斜 前端呈三角形結構 有利于減小鏟板的插入阻 力 有利于裝載煤巖 鏟板寬度為 3300mm 鏟板尖自底板平面最大的升高量為 500mm 最低可降至 0mm 撥盤 本機的裝載裝置為撥盤式裝載裝置 它的三弧形耙桿呈彎曲狀 整體鑄鋼結構 它 與轉(zhuǎn)盤軸圓盤聯(lián)接結構如圖 左 右撥盤互相對稱 安裝時應按各自的轉(zhuǎn)向選裝 旋轉(zhuǎn) 方向相反 左撥盤順時針旋轉(zhuǎn) 右撥盤逆時針旋轉(zhuǎn) 同時向刮板機槽中裝載物料 減速器 減速器從鏟裝板的上方裝在鏟裝板構件上 為三級齒輪傳動 電動機的軸插入行星 輪系的長軸中心輪的孔中心帶動此軸 中間刮板運輸機 采用單鏈刮板輸送機 主要由主動鏈輪 單鏈鏈條 改向滾筒 刮板 輸送機前端 在鏟裝板上 中段和后段機槽 鏈條張緊裝置 機尾擺動液壓缸 升降液壓缸 側(cè) 向穩(wěn)定裝置等組成 單刮板輸送機的動力由左右裝在機構減速器的輸出軸經(jīng)聯(lián)軸器共同 帶動五齒鏈輪軸旋轉(zhuǎn) 傳動刮板鏈條輸送物料 刮板鏈條為套筒滾子鏈 節(jié)距 666 7mm 刮板間距為 400mm 刮板寬 695 32mm 底板呈直線形 保證運輸順暢 提高溜槽及刮板使用壽命 采用兩個液壓馬達直接 驅(qū)動鏈輪 帶動刮板鏈組實現(xiàn)物料運輸 可以適當提高龍門 減少一運運輸過程中大塊 物料卡阻 3 行走機構實現(xiàn)形式及驅(qū)動方式 a 存在的主要形式 連續(xù)采煤機的行走機構有邁步式 導軌式和履帶式幾種 1 邁步式 該種行走機構是利用液壓邁步裝置來工作的 采用框架結構 使人員能 自由進出工作面 并可越過裝載機構到達機器的后面 使用支撐裝置可起到掩護頂板 臨時支護的作用 但由于向前推進時 支架反復交替地作用于頂板 掘進機對頂板的穩(wěn) 定性要求較高 局限性較大 所以這種行走機構主要用于巖巷掘進機 在煤巷 半煤巖 巷中也有應用 2 導軌式 將連續(xù)采煤機用導軌吊在巷道頂板上 躲開底板 達到?jīng)_擊破碎巖石的 目的 而采用這種導軌式行走機構 就要求導軌具有較高的強度 這種行走機構主要用 于沖擊式連續(xù)采煤機 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 9 3 履帶式 適用于底板不平或松軟的條件 不需修路鋪軌 具有牽引能力大 機動 性能好 不受軌道限制 工作可靠 調(diào)動靈活和對底板適應性好等優(yōu)點 但其結構復 雜 零部件磨損較嚴重 b 具體結構的選擇 目前 連續(xù)采煤機通常采用履帶式行走機構 由于其工作環(huán)境差 用電動機驅(qū)動易 受潮燒毀 最好選用液壓馬達驅(qū)動 行走機構有邁步式 導軌式和履帶式等幾種 履帶式行走機構可在底板不平或者松 軟的條件下工作 不需要修路等 牽引力大 機動性能好 工作可靠 調(diào)動靈活和對底 板適應性好等特點 采用履帶式行走機構 履帶式行走機構的驅(qū)動方式有兩種 電動機和液壓馬達 由于液壓回路的種種優(yōu)點 選取液壓馬達驅(qū)動 4 冷卻噴霧系統(tǒng) a 存在的主要形式 連續(xù)采煤機的除塵方式有噴霧式和抽出式兩種 1 噴霧式 用噴嘴把具有一定壓力的水高度擴散 霧化 使粉塵附在霧狀水珠表 面沉降下來 達到滅塵效果 這種除塵方式有以下兩種 外噴霧降塵 是在工作機構 的懸臂上裝設噴嘴 向截割頭噴射壓力水 將截割頭包圍 這種方式結構簡單 工作可 靠 使用壽命長 由于噴嘴距粉塵源較遠 粉塵容易擴散 除塵效果較差 內(nèi)噴霧降 塵 噴嘴在截割頭上按螺旋線布置 壓力水對著截齒噴射 由于噴嘴距截齒近 除塵效 果好 耗水量少 沖淡瓦斯 冷卻截齒和撲滅火花的效果也較好 但噴嘴容易堵塞和損 壞 供水管路復雜 活動聯(lián)接處密封較困難 為提高除塵效果 一般采用內(nèi)外噴霧相結 合的辦法 并且和截割電機 液壓系統(tǒng)的冷卻要求結合起來考慮 將冷卻水由噴嘴噴出 降塵 2 抽出式 常用的吸塵裝置是集塵器 它是利用風機使集塵器內(nèi)產(chǎn)生負壓 將工作 面含塵空氣由吸風口吸入后 采用濕式或干式除塵 集塵器主要有一下幾種 濕式旋 1 流集塵器 濕式風機集塵器 濕式文丘里集塵器 濕式纖維集塵器 布袋集塵 2 3 4 5 器 設計采煤機時 應根據(jù)采煤機的技術條件來選集塵器 為提高除塵效果 可采用兩 級凈化除塵 由于集塵器跟隨掘進機移動 風機的噪音很大 應安裝消音裝置 抽出式 除塵裝置滅塵效果好 但因設備增多 使工作面空間減小 近年來 除塵設備有向抽出 式和噴霧式聯(lián)合并用方向發(fā)展的趨勢 b 具體結構的選擇 采用噴霧式 礦井水經(jīng)過濾器 二位二通球閥后再分成四路供水 其中第一 第二 路為采煤機右側(cè)冷卻噴霧 分別冷卻采煤機右側(cè)的行走部控制器 行走電動機 裝煤鏟 板電動機及截割部電動機 冷卻后的回水經(jīng)分流管從外滾筒的 12 個噴嘴 內(nèi)滾筒底部的 12 個噴嘴以及裝煤鏟板的 4 個噴嘴噴出 第三 四路為采煤機左側(cè)冷卻噴霧 分別冷卻 采煤機左側(cè)的液壓泵電動機 變壓器 控制器 行走電動機 裝煤鏟板電動機及截割電 動機 冷卻后的回水從外滾筒的 12 個噴嘴噴出 5 電控系統(tǒng) 電控系統(tǒng)包括動力部分 控制部分和檢測部分 電控系統(tǒng)必須按照煤礦井下防爆要 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 10 求設計 制造 檢測 必須符合 GB3836 2000 標準中的有關規(guī)定和要求 為了提高掘進 機在作業(yè)時的安全性 操作的靈活性以及機械傳動部分的故障診斷及監(jiān)控功能 從實用 角度考慮 裝設必要的離機遙控裝置 測控壓力 溫度 液位及關鍵部位的故障診斷裝 置 6 液壓系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)包括液壓油箱 主泵 多路閥 電液壓先導操縱臺 液壓馬達 油缸 高 壓過濾器 回油過濾 冷卻器及管件 密封件 壓力表等 a 液壓系統(tǒng)的功能 1 用液壓缸完成的功能有 截割頭升降 鏟裝板升降 運輸機升降 運輸機擺動 穩(wěn)定靴升降 2 用液壓缸馬達驅(qū)動的有 履帶行走 煤漿泵 3 主閥的控制方式有兩種 電液控制和手動操作桿操作 操作者可通過遙控器或 操作手柄操作主閥 進行控制各個動作 4 液壓油箱設計容積 600L b 油泵和液壓馬達 液壓泵是由 110kW 電機驅(qū)動的 將壓力油按比例多路分別送到各個執(zhí)行元件 本機 共有 8 個油缸 截割頭升降缸 運輸機升降缸 穩(wěn)定靴升降缸和運輸機擺動均設有安全 型平衡閥 3 2 總體參數(shù)確定 根據(jù)以上設計思想及設計結果進行連續(xù)采煤機的總體參數(shù)確定 連續(xù)采煤機的總體 參數(shù) 是指主要性能參數(shù) 它表示了連續(xù)采煤機特性的指標 連續(xù)采煤機的總體參數(shù)有 機重 外形尺寸 可掘斷面 生產(chǎn)率 截深 擺動速度 切割力等 1 總體參數(shù) 采高 0 965 3 65 截割功率 2X170KW 總裝機功率 664KW 挖底量 213mm 質(zhì)量 49 9t 裝在機構形式 圓盤 2 截割滾筒 寬度 3 302mm 直徑 1118mm 3 刮板輸送機 鏈速 2 36m s 槽寬 762mm 最小卸載高度 622mm 最大卸載高度 1886mm 4 履帶行走機構 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 11 牽引速度 4 1m min 調(diào)動速度 21 35m min 5 機器外形尺寸 長度 10 789m 寬度 3 302m 高度 1 346m 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 12 4 傳動裝置的選用與設計 4 1 減速器的形式選擇 機械傳動裝置系統(tǒng)的兩大任務是保證工作裝置實現(xiàn)預期的運動要求和傳遞動力 如 工作機上現(xiàn)有的機器 則傳動系統(tǒng)的設計任務僅在于選擇一個合理的傳動裝置 使動力 機的輸出與工作機的輸入相匹配即可 如設計任務上實現(xiàn)執(zhí)行機構與動力機的匹配 則 傳動系統(tǒng)的設計就比較復雜 需要分析執(zhí)行機構件的運動要求 行程 速度 加速度 調(diào)速范圍 實現(xiàn)急回要求 位置要求 軌跡要求 停歇要求 相互間動作配合要求 以 及動力要求 力 轉(zhuǎn)矩和功率等 在選定動力機后 根據(jù)運動和動力的要求來確定傳動 系統(tǒng)方案并進行具體的設計 這時 傳動系統(tǒng)就可能包含連桿機構 凸輪機構和間歇機 構等 選擇傳動類型時 應綜合考慮下列條件 1 工作機或執(zhí)行機構的工況 運動和動力方面等 2 動力機的機械特性和調(diào)速性能 3 對傳動的布置 尺寸和重量方面的要求 4 工作環(huán)境 如對多塵 高溫 潮濕 腐蝕 易燃 易爆等惡劣環(huán)境的適應性 噪 聲的限度等 5 經(jīng)濟性 如工作壽命 傳動效率 制造費用 運轉(zhuǎn)費用和維修費用等 6 操作和控制方式 7 其他要求 如國家的技術政策 現(xiàn)場的技術條件 環(huán)境保護等 上述條件矛盾時 應按具體的情況全面分析考慮后 解決主要矛盾 在本傳動裝置中 由于工作狀況要求 傳動比較大 傳動功率和力矩較大 外形尺寸有較小 所以選擇了 NGW 型行星減速器 齒輪傳動是傳遞機器動力和運動的一種主要形式 與帶 鏈 摩擦 液壓等機械傳動相 比 它具有功率范圍大 傳遞效率高 傳動比準確 使用壽命長 安全可靠等特點 而 且具有瞬時傳動比恒定 工作平穩(wěn)性高 傳動不大 范圍廣 維護方便等優(yōu)點 但是 齒輪傳動中有振動 沖擊與噪聲 并會產(chǎn)生一定的動載荷 且無過載保護作用 4 2 減速器行星齒輪部分設計時的注意事項 在設計減速器時要同時考慮傳動比要求 和外形尺寸要求 由于減速器的主體部分 是要嵌在截割滾筒內(nèi)部的 所以行星齒輪的內(nèi)齒圈尺寸不易過大 并且兩級 NGW 行星減 速器的內(nèi)齒圈尺寸應該相近 以便便于齒輪的裝配和和減速器箱體的制造加工 在行星 齒輪的齒數(shù)配比計算過程中要同時滿足傳動比條件 同心條件 裝配條件和鄰接條件 另外 減速器的整體結構是有一根輸出軸有兩個 NGW 行星齒輪在中心輪和大圓錐齒輪中 心穿過的 所以兩個行星輪的中心輪必須要大些 4 3 傳動裝置總傳動比的確定及各級分傳動比的分配 4 3 1 分配傳動比 總的傳動比 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 13 42950681 滾nid 預計分別采用圓柱齒輪傳動 圓錐齒輪傳動和雙級 NGW 行星齒輪傳動進行四級減速 由于一級直齒輪傳動只傳遞功 不改變傳動比 所以取 預設大小圓錐齒輪的1 i 傳動比 所以雙級 NGW 行星齒輪傳動的傳動比 下面計算雙級2 i 7 42 9i雙 NGW 行星輪各級的傳動比 用角標 表示高速級參數(shù) 表示低速級參數(shù) 設高速級與低速級外嚙合齒輪材料 齒面硬度相同 則 取 limlimHH wn wZ 03 1 bIdB CICIk 86 1dI 81NIVIZK 34 2lim2 IHWINIHVIdwZKnA 查 1 6 11 表得 658 30 148 3 BE 2 Ii 5 32471 Ii 4 3 2 傳動裝置參數(shù)計算 1 各級傳動的轉(zhuǎn)速 功率 轉(zhuǎn)矩 軸 高速軸 軸 小圓錐齒輪所在軸 軸 大圓錐齒輪所在軸 軸 雙級 NGW 的第一級行星輪的 H 軸 軸 雙級 NGW 的第二級行星輪的 H 軸 2 各軸轉(zhuǎn)速計算 軸 r min 1470nI 軸 II 軸 35r i2 IIi 軸 17r min 4nIV i 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 14 軸 50r min 317nVI i 3 各軸的輸入功率 P kw 軸的輸入功率 3kw1689 7mI C 軸的輸入功率 4 031I g 軸的輸入功率 0752 4P2II 軸的輸入功率 kw8 19 89753IIV bg 軸的輸入功率 3 08 14I 聯(lián)軸器傳動效率 0 99C 圓柱齒輪傳動效率 七級 0 981 雙列滾柱軸承傳動效率 0 98g 圓錐齒輪傳動效率 八級 0 962 NGW 行星輪傳動效率 0 983 NGW 行星輪傳動效率 0 984 花鍵連接傳動效率 0 99b 4 各軸扭矩計算 軸的扭矩 m38 10947 68950T1I NnP 軸的扭矩 5 950II 軸的扭矩 8 1973 025TI NnPI 軸的扭矩 m4 4 90IVIV 軸的扭矩 5 32605138 5T NnP 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 15 4 4 四級減速器的具體設計計算 4 4 1 確定各齒輪的參數(shù) 1 計算兩直齒圓柱齒輪 1 2 1 選擇齒輪材料 1 由表表 10 1 1 選取 選取兩齒輪材料均為 合金結構鋼 并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火 齒面硬度為r40G 48 55HRC 齒輪選取 7 級精度 計算兩圓柱齒輪 1 2 由于這一級傳動不改變轉(zhuǎn)速 又因為 所以取 IT 取 241 Z 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式 10 9a 進行計算即 3211 2 HEdt ZuKTd 2 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選 t 計算齒輪 1 傳遞的轉(zhuǎn)矩 m1094867N867 10947 36950TI nPI 計算齒輪 2 傳遞的轉(zhuǎn)矩 10544 51074 6950I nI 因齒輪均為硬齒面 故宜選取稍小的齒寬系數(shù) 8 d 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 89MPaZE 由表 10 21 按齒面硬度硬度查得齒輪 1 和 2 的硬度 MPaH102limli 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 9121 05 308 47060 hjLnN 由圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 21NK 計算接觸疲勞需用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 16 MPaSKNH901 0 1lim1 2li2 許用接觸應力 PaHH902 21 2 計算 1 計算齒輪 1 分度圓直徑 由計算公式 mZuKTdHEdt 1 7 908 1 801932 3 2 3 2 2 計算圓周速度 smnvt 6 910647 106 2 計算齒寬 dbt 81 4 計算齒寬與齒高之比 hb 模數(shù) mZdmtt 3651 71 ht 2 7 56 b 5 計算載荷系數(shù) 根據(jù) m s 齒輪七級精度 0 9 v 由圖 10 8 查得動載系數(shù) 175 VK 由表 10 2 查得使用系數(shù) A 由表 10 4 插值法 查得 2 H 由圖 10 13 查得 301 F 由表 10 3 查得 HK 故載荷系數(shù) 2075 3 175 1 FVAK 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 17 6 按實際的載荷系數(shù)校核所算得的分度圓直徑 由式 10 10a 得 mkdt 06 1593 271 31 7 計算模數(shù) m Z 45 372 1 3 按齒根彎曲強度設計 由式 10 5 321 FSdYZKTm 1 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 2130 175 FVAK 查表 10 5 查得 421Y2 F 查表 10 5 查得 6 S S 計算齒輪 1 2 的 并比較 F 由圖 10 20d 查得齒輪 1 2 的彎曲疲勞極限 MPaFE6201 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 5 8021 FNK 取安全系數(shù) S 1 4 由式 10 12 得 PaSKFENF 3 476 850 112 943 7659 1 FSY 01 22 S 齒輪 2 的數(shù)值大 2 設計計算 mmn 28 4019 358 0 19732 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 18 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于齒根彎曲疲勞強度計算nm 的法面模數(shù) 取 已可滿足彎曲強度 但為了同時滿足接觸疲勞強度 需要接觸mn5 疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù) 于是由 d2 714 83156 091 dZ 取 21 4 幾何尺寸計算 1 取 20 5 cha 計算兩齒輪的分度圓直徑 mZd16053211 計算中心距 mZ 1 計算齒輪寬度 db860 81 計算齒頂高 haa5 2 計算齒根高 mmcff 25 6 1 1 計算齒全高 fa2622 計算齒頂圓直徑 hda1701 計算齒根圓直徑 fff 54 22 計算基圓直徑 mdb 3cos160cos1 計算齒距 mp7 54 3 計算基圓 法向 齒距 pb 0 712s4 8s 計算分度圓齒槽寬 e 21 計算分度圓齒厚 ms85 7 2 計算第二級圓錐齒輪傳動 材料選擇 選取大小圓錐齒輪材料均為 合金結構鋼 并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火 r40G 齒面硬度為 48 55HRC 齒輪選取 7 級精度 初步設計設計公式 3 式 1 7 8 2 195HPeuKTd 5 計算參數(shù) 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 19 1 載荷系數(shù) p273 1 2 1 8 取 K 1 7 2 齒數(shù)比 u i 2 3 估算時的齒輪需用接觸應力 由圖 10 21e 1 得 MPaHH102lim1lilim 估算時的安全系數(shù) S HP li 4 估算結果 muKTdHPIe 0 92311028 975 195195332 6 幾何計算 1 齒數(shù) 1Z412uZ 2 分錐角 560 2arctnarct2 43 61rtarctn12Z 3 大端模數(shù) 查表 1 7 2 3 得 mdme 012 91 me12 4 大端分度圓直徑 Zee25 Zdee50412 5 外錐距 dRe 7 8160 2sini21 6 齒寬系數(shù) 取 3R 7 齒寬 取 b 85mm 4 53m870 eb 實際齒寬系數(shù) 1 2 5 eR 8 中點模數(shù) mmR 19 0 37 50 2 0 9 中點分度圓直徑 de 23 1dRem 9 4 375 4 5 01 2 10 切向邊位系數(shù)由圖 1 7 6 3 查得 021ttx 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 20 11 變位系數(shù) 查表 1 7 5 35 01 x35 01 x 12 頂隙 mce42 13 大端齒頂高 mhea 2 6 11 mxhea 8 735 0 1 22 14 大端齒根高 xcef 10 35 01 1 cef 6 2 2 2 15 全齒高 4 eh 16 齒根角 073 5 281arctnarct11effRh 743 5 286rtnarct22effh 17 根錐角 4917 20 11ff 681 43 622ff 18 齒頂角 375 2arctnarct11eRh 8 75 2rtnarct22eah 19 頂錐角 874 290 3611aa 43 622a 20 大端齒頂圓直徑 mhdaea 98 2056 cos2 15cos11 1438704222 21 冠頂距 hRAaek 76 245 6sin2 56 cos 1sinco11 m019438743728s22 取 mH30 22 大端分度圓弧齒厚 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 21 標準壓力角mxmste 91 2 0tan35 02 1 tan2 11 0 mse 79 23 大端分度圓弦齒厚 dsse 8 21 56 1 2 61 me 7 04 7 5 222 24 大端分度圓弦齒高 dshea 63 1254 cos91 64co121 mea 8 70 7 822 25 當量齒數(shù) 48 356 cos111 zv 93 45 63cos2212 zv 26 當量齒輪分度圓直徑 mudmv 5 39219 321 v57 22 27 當量齒輪頂圓直徑 hdava 2631 391 mhdava 981295722 28 當量齒輪根圓直徑 mvb 8 40cos25 cos1 d29972 29 當量齒輪傳動中心距avv 13 58 7 23 1 12 30 當兩齒輪基圓齒距 mmpvb 0 cos9 04 cos 31 嚙合線長度 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 22 maddg vtvbavbava 13 602sin3 1598 29812 4 5263 1sin 1 32 端面重合度 0 7 36 vbapg 33 齒中部接觸線長度 lvam 85218512 34 齒中部接觸線的投影長度 bml 7 齒面接觸疲勞強度校核 1 計算公式 式 1 7 HPKLSEHBMbmtHVAH ZZuldFK 121 9 2 重點分度圓上的切向力 NdTmIt 03 184679 235021 2 使用系數(shù) 查表 1 2 84 3 7AK 3 動載系數(shù) 選擇齒輪精度為 7 級 中點節(jié)線速度 查圖 1 7 9 smndvIm 47 16069 213061 3 21 VK 4 齒向載荷分布系數(shù) 由表 1 7 32 取 有效工作齒寬 桉式 1 7 10 eHK be85 0 98132 5 1 eHK 5 端面載荷系數(shù) 由表 1 7 33 mNbFtet 26 1753 46 01 HK 6 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由式 1 7 12495 0sin 2sin v HZ 7 中點區(qū)域系數(shù) 由式 1 7 13 計算 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 23 023 1 93619 28 42318 24563 0tan ta22121 vvbavvbavtBM zFdzFdZ 式中 1F va 8 彈性系數(shù) 表 1 2 91mNZE 19 9 螺旋角系數(shù) 直齒輪 10 錐齒輪系數(shù) 由式 1 7 14 80EZ 11 載荷分配系數(shù) 由式 1 7 15 1LS 12 計算接觸應力 mN mNH 43 852 8 01 8945 203 12859 21303 467 7 2 13 許用接觸應力 WXLVRNTHPZSlim 14 試驗齒輪的接觸疲勞極限 由圖 10 21e 1 得 MPaHH102lim1lilim 15 壽命系數(shù) 912 105 38 4760 hjLnN3 20135 小錐齒 大錐齒 9 NTZ 94NTZ 16 潤滑油影響系數(shù) 由圖 1 2 34 5 0LVR sm 1024 17 工作硬化系數(shù) 1 WZ 18 尺寸系數(shù) p94 X 19 最小安全系數(shù) minHs 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 24 20 許用接觸應力值 MPaHP 851 90 1 21 齒面接觸強度校核結果 mNHP 43 852 8 齒根抗彎疲勞強度校核 1 計算公式 式 1 7 17 FPLSKFnmtFVAFYbK 5 71A 23V8 91 H 01 HFK Nt0846 2 符合齒形系數(shù) 按 查圖 1 7 119 1 FSY3 42FS48 21 vz93 1vz 3 重合度系數(shù) 由式 1 7 18 625 0 75 2075 0 vY 4 錐齒輪系數(shù) 按式 1 7 19 計算 18 1 4 1 42 2 bmKl 5 載荷分配系數(shù) 1 2 LSZY 6 齒根彎曲應力計算值 MPaF 0 2516 04919 0853 673 271 7 MPaYFS1 25 4122 8 齒根許用彎曲應力 式 1 7 21 XRrelTlNTFEPYS min 9 齒根彎曲疲勞強度基本值 圖 1 2 40 調(diào)質(zhì)及表面淬火 2 70mFE 10 壽命系數(shù) 小錐齒 大錐齒 90 NTY 94NT 11 相對齒根圓角敏感系數(shù) 齒根圓角參數(shù)范圍 表 1 2 97 1relT 5 1 sq 12 相對齒根表面狀況系數(shù) 齒根表面粗糙度Rl mRa 16 a6 2 13 尺寸系數(shù) 圖 1 2 4225 901 XY 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 25 14 最小安全系數(shù) 25 1min FS XRrelTlNTFEPYS min 15 許用彎曲應力值 MPaP 2465 901 701 aFP 2 4865 9 402517 16 齒輪抗彎曲強度校核結果 aFPF 625 3740 511 MPMaFPF 7 39 22 3 計算雙級 NGW 行星齒輪 用角標 表示高速級參數(shù) 表示低速級參數(shù) 設高速級與低速級外嚙合齒輪材料 齒面硬度相同 則 取 limlimHH wn wZ03 1 bIdB CIIk 86 1dI 8 1NIHVIZK 348 1 62lim2 IWIIIdwnA 查 1 6 11 表得 658 30 148 3 BE 2 Ii 5 32471 Ii 圖 3 1 雙級 NGW 傳動 一 高速級 第一級 1 齒數(shù)配比計算 傳動比條件 2 41 abbaHZi 同心條件 bc2 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 26 裝配條件 整 數(shù)CnZwba 鄰接條件 acd 180si2 由以上關系得出 等 10 的整數(shù)倍cZ abZ2 3 30 21 取 則 0 aZ64bc 2 計算變位系數(shù) 由圖 1 6 10 及表 1 6 13 等變位 查得12064 cabZj 2 tcbta 按接觸強度初算 a c 傳動的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩 m8 19753 02950TI NnPI 設載荷不均悉數(shù) 太陽輪與行星架同時浮動 齒輪轉(zhuǎn)速大于 300r min cHK 查表 1 6 18 在一對 a c 傳動中 小齒輪 太陽輪 傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNnTcwI 49 721 389751a 按表 1 6 21 查得接觸強度使用的綜合系數(shù) K 3 8 齒數(shù)比 1 201aczu 太陽輪和行星輪的材料用 滲碳淬火 齒面硬度 56 60HRC 查圖 1 2 31CrMnTi 選取 40 PH3lim 取齒寬系數(shù) 5 0ab 按表 1 2 81 中的公式計算中心距 muKTaHa 7 614530 159728 1 483 1 48332lim 模數(shù) Zca 96 0 7 5 又考慮到減速器輸出軸的直徑 nAdV 6 14058 310P30min 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 27 第一級行星輪減速器中心輪的直徑 取 mnAdI 8 67 501 732 1 P4340min 50 所以第一級中心輪的定位套至少為 由此估算第一級d4 132 中心輪的直徑至少要大于 180mm 取 m 10 未變位時 mzmacac 210 102 21 按預取嚙合角 可得 a c 傳動中心距變動系數(shù) ac 283 0 1cos 20 1os 21 accaaczy 則中心距 mmyc 83 取 ac13 計算 a c 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角acyac 3 012 myacac mac 92645713 cososs 1 2ac 計算 a c 傳動的變位系數(shù) 13 02tan49 0 420tan2 20 tan2 ivivivizxccac 由表 1 2 18 查得 用圖 1 2 3 校核 在 P5 與 P56 線之間 為綜合性能較好區(qū) 可用 用途 1 2 4 分配變位系數(shù) 得 16 0 ax 而 5 310 accxx 計算 c b 傳動的中心距變動系數(shù) 和嚙合角cbycb c b 傳動未變時的中心距 mzmaccb 210 64 102 2 3012 maycbcb 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 28 mabc 92645713 0cos213oss 1 2bca 計算 c b 傳動的變位系數(shù) 13 0tan49 0 420tan tan iviivizxbcbc 由表 1 2 18 查得 20c 0 cbx 用圖 1 2 3 校核 在 P5 與 P56 線之間 為綜合性能較好區(qū) 可用 用途 1 2 4 分配變位系數(shù) 得 15 ax 而 460 310 cbxx 幾何尺寸計算 按表 1 2 3 計算 輪的分度圓直徑 齒頂圓直徑bc 取 2 5 1 ha mZd02 b64 c1 計算齒頂高 haca10 mmhab 5 0 50 計算齒根高 5 2 af 齒頂圓直徑 hd012 dabab 6756402 mcc 4 齒根圓直徑 hdafaf 175 2 dbfbf 65 12640 cfcf 9 3 驗算 a1 c1 傳動的接觸強度和抗彎強度 齒面接觸強度的校核計算 齒面接觸應力 H HVAtEHKubdFZ1 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 29 式中 使用系數(shù) 由于工作機的工作特性為嚴重沖擊 故取 1 75AK 動載系數(shù)vk 圓周速度 smindvIaH 6 85601 2 41 7352601 由式 1 2 20 2211uvzKbFKatAV 由表 1 2 87 查得 861 0 932 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 NtFNdTat 7420 201 21 1086 5293 10745 86 VK 計算接觸強度的齒向載荷分布系數(shù) HK 由表 1 2 88 非對稱支承 齒輪七級精度 190 8023 01 2 6 01 8 2 1 3221 bdbKH 計算接觸強度的齒間載荷分布系數(shù) H 由表 1 2 90 10 79 1260 745 1 mNbFKtA 取 H 小齒輪分度圓直徑 mm1d b 工作齒寬 mm u 齒數(shù)比 即 1 2zu 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 30 節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 由式 1 2 21 2 368tan20costancos2 tbH 彈性系數(shù) 經(jīng)查表 1 2 91 取 189 8EZ mN 重合度系數(shù) 由式 1 2 23 134 由圖 10 26 z 20 z 22 7 01 8 02 51 821 縱向重合度 tan 3tan 3ddzz 螺旋角系數(shù) 直齒輪 1 Z0Z 9 1357 4 將各個系數(shù)代人 得 HVAtEHKubdFZ1 MPa 75 192 571 20 974 0896 32 許用接觸應力 Hp min liHXWLVRNTSZ 式中 試驗齒輪的接觸疲勞極限 MPaH130lim 2 mN 計算接觸強度的最小安全系數(shù) 表 1 2 94 取 1 25inS 計算接觸強度的壽命系數(shù) 由表 1 6 20 3 計算應力循環(huán)次數(shù)NTZhtHaa 7102 830 1753 60 經(jīng)查圖 1 2 32 取 75 1NTZ 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 31 潤滑模油影響系數(shù) 取 0 95 圖 1 2 34 LVRZ 工作硬化系數(shù) W1 WZ 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 尺寸系數(shù)X 1 XZ 將各個系數(shù)代人 得 MPaHP 8315 9037 125 0 強度條件 故安全可行 min 2 78HHp SS 4 齒根彎曲強度的校核計算 齒根應力 F FPSFVAntFYKbm 式中 使用系數(shù) 由于工作機的工作特性為嚴重沖擊 故取 1 75 動載系數(shù)VK 圓周速度 smindvIaH 6 85601 2 41 7352601 1 8 93 107245 82 VK 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù) F 9 HFK 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù) 1 1 齒根應力的基本值 復合齒形系數(shù)0F 2 mNFSY 經(jīng)查圖 1 2 37 取 計算彎曲強度的螺旋角系數(shù) 5 04 FSY 73 1 275 2 Y 120 b 工作齒寬 3 0 將各個系數(shù)代人 得 FPSFVAntFYKm 中國礦業(yè)大學 2014 成人教育本科畢業(yè)設計 32 MPaYKbmFFSvAnt 2 16075 2 0419 275 10924 許用齒根應力 pminFXRrelTlNTEpY 式中 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限 圖 1 2 40 調(diào)質(zhì)及表limF 2 630mNFE 面淬火 計算彎曲強度的壽命系數(shù) 查圖 1 2 42 取NTY 7 9NTY 相對齒根圓角敏感系數(shù) 經(jīng)查表 1 2 97 取 0 95rel 相對齒根表面狀況系數(shù) 經(jīng)查表取 1 0 式 1 2 29 RlT 計算彎曲強度的尺寸系數(shù) 由表 1 2 98 取XY 01 XY 計算彎曲強度的最小安全系數(shù) 查表 1 2 94 取minFS 6minFS 將各個系數(shù)代人 得 MPaSYFXRrelTlNTEFp 8 347 61 059306min 由于 故安全可行 5 根據(jù)接觸強度計算來確定內(nèi)齒輪材料 內(nèi)齒輪材料選用 42