買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 I 摘 要 本次設計的主要目的是對 采煤機截割部的設計計算。采煤機截割部主要是由四級齒輪傳動組成，截割部電機放在搖臂內橫向布置，電動機輸出的動力經由三級直齒圓柱齒輪和行星輪系的傳動，最后驅動滾筒旋轉。 本此設計結果對截割部的軸、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，主要部件的設計計算和強度校核進行了敘述和介紹。本次設計認真完成了對 關鍵詞 ：截割部；行星輪系；傳動齒輪 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 he of is of is of in on by of of of of 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 錄 摘 要 . . 1 章 緒論 . 1 研究目的和意義 . 1 國內外發(fā)展情況 . 1 第 2章 方案比較論證 .方案對比 . 4 研究設計方案 . 6 第 3 章 截割部的設計及計算 . 7 搖臂尺寸的確定及電動機的規(guī)格 . 7 總傳動比及傳動比的分配 . 8 總傳動比的確定 . 8 傳動比的分配 . 8 截割部傳動計算 . 10 各級傳動轉速、功率、轉矩 . 10 截割部齒輪設計計算 . 12 截割部行星機構的設計計算 . 27 軸的設計及校核 . 36 軸承的壽命校核 . 45 花鍵的強度校核 . 46 結 論 . 48 致 謝 . 49 參考文獻 . 50 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 . I . 1 . 1 . 1 . 4 . 6 on . 7 to . 7 . 8 of . 8 of . 8 of . 10 of . 10 . 12 of . 27 . 36 . 45 . 46 . 48 . 49 . 50 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 緒論 采煤機截割部研究目的和意義 隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)在最主要的采煤機械，本次設計是對中厚煤層采煤機截割部進行設計，其目的在于更加詳細的掌握了采煤機截割部傳動系統(tǒng)，從而來更好的優(yōu)化采煤機截割部的傳動系統(tǒng)，提高工作效率并且能夠對于發(fā)現(xiàn)的問題得到很好的解決， 鍛煉了自己發(fā)現(xiàn)問題、分析問題、解決問題的能力，為以后的實際工作打下了良好的 基礎。煤機截割部作為采煤機的主體，其結構和各部件的選擇直接影響到采煤機的工作效率和采煤量，所以說對采煤機截割部的設計是非常重要的。 國內外發(fā)展情況 世界上第 1 臺采煤機是原蘇聯(lián)于 1952 年生產并開始使用的 ,我國于 1952 年購進并使用 ,與此同時 ,雞西煤礦機械廠即開始進行仿制工作 ,于 1954年制造出我國第 1 臺深截式采煤機 ,即頓巴斯 - 1型采煤康拜因 ,隨后批量生產。在頓巴斯 - 1 型采煤康拜因的基礎上 ,經過研究、改進和完善 ,設計制造了多種型式的采煤康拜因 ,這一時期的采煤機稱為中國第 1 代采煤機 1。 20 世紀 60 年代初 ,在頓巴斯 - 1 型采煤康拜因的基礎上 ,我國開始自行研制生產采煤機 ,1964 年生產出 64 型 ,1968 年生產出 80 型淺截式單滾筒采煤機 ,成為我國第 2 代采煤機。我國第 2 代采煤機的特點是截割部滾筒采用搖臂調高 ,牽引機構也為鋼絲繩牽引 ,通過應用證明 ,采用鋼絲繩牽引 ,繩筒磨損嚴重 ,使用壽命短 ,同時牽引力較小 ,容易拉斷而導致傷人和機器下滑事故。該類型采煤機采用了液壓傳動 ,具有無級調速和過載保護等特點2。 我國于 20 世紀 60 年代末 70 年代初開始研制第 3 代采煤機即雙滾筒采買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 煤機。 1975 年生產的 170 型采煤機 ,實現(xiàn)了滾筒采煤機由單滾筒向雙滾筒的飛躍。 170 型采煤機的 2 個可調高滾筒放在采煤機的兩端 ,利用搖臂調高。牽引機構采用圓環(huán)鏈牽引 ,提高了牽引力 ,但不適應大傾角采煤3。 1983 年研制生產的大功率無鏈牽引雙滾筒采煤機 ,采用了三頭螺旋滾筒 , 滾筒轉速有所降低 ; 牽引機構采用齒輪 - 銷軌式 , 傳動平穩(wěn) , 消除了鏈牽引的缺點 ,機器的使用壽命延長 ,增設了副牽引部和可靠的液壓制動裝置 ,可用于大傾角 (40 50 ) 煤層而不需要設防滑安全絞車 ,提高了工作效率 ,加大了生產能力。 炭科學研究總院 、新汶礦業(yè)集團聯(lián)合研制完成的。該采煤機采用滾筒式采煤機發(fā)展趨勢的多電機橫向布置 ,液壓牽引系統(tǒng)打破常規(guī) ,采煤機牽引部泵箱把長期使用的“濕腔”布置分離液壓元件改為“干腔”布置 ,實現(xiàn)了采煤機液壓系統(tǒng)的創(chuàng)新。該機在同類采煤機設計中達到了國內先進水平 4。 國內于 1976 年研制出第 1 臺電牽引采煤機。 1991 年 ,由煤炭科學研究總院上海分院與波蘭科瑪克公司合作 ,研制成功我國第 1 臺采用交流變頻調速的 薄煤層強力爬底板電牽引采煤機 ,性能良好 ,電牽引采煤機成為我國第 4 代采煤機。 2005 年煤炭科學研究總院上海分院又開發(fā)出總裝機功率達 1 815 后 ,更大功率的電牽引采煤機 2215 - 問世 ,該型采煤機的控制達到了國際先進水平 ,是目前國內功率最大的采煤機。如果采用長搖臂 ,最大采高可達到創(chuàng)記錄的 6 m ,該型采煤機完全能夠滿足國內煤礦高產高效工作面的生產需要 5。 20世紀 40年代初，英國和蘇聯(lián)相繼研制出來了鏈式采煤機。這種采煤機是用截鏈落煤，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，其上裝有截齒，用截煤滾筒實現(xiàn)裝煤和落煤。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，其一是截煤滾筒的安裝高度不能在使用中調整，對煤層厚度及其變化適應性差；其二是把圓筒形截煤滾筒改進成螺旋葉片式截煤滾筒，即螺旋滾筒，極大地提高了裝煤效果。這兩項關鍵的改進是滾筒式采煤機成為現(xiàn)代化采煤機械的基礎6。 可提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，構成綜合機械化買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 采煤設 備，使煤炭生產進入高產、高效、安全和可靠的現(xiàn)代化發(fā)展階段。從此，綜合機械化采煤機采煤設備成為各國地下開采煤礦的發(fā)展方向。自 70年代以來，綜合機械化采煤設備朝著大功率、遙控、遙測方向發(fā)展，其性能日益完善，生產率和可靠性進一步提高。 近年來，由于長壁綜采的發(fā)展，采煤機開采的產量有所回落，但 1999 年產煤量為 噸，仍占井工煤炭總產量的 53%。在美國，采煤機掘進平均班進尺 60 米，日產煤 2000 噸，有些高產工作面日進尺可達 100 米，月產量達 10 萬噸 道掘進 主要靠懸臂式掘進機，但自從 80 年代后期使用連續(xù)采煤機開采取得良好的效益以來，用采煤機掘進已經成為英國煤巷掘進的主要方法之一，約占總掘進量的 65。南非和澳大利亞兩國根據各自的煤層地質條件，在傳統(tǒng)的房柱式開采基礎上成功地開發(fā)出了旺格維利和西格瑪兩種短壁采煤方法 ，擴大了采煤機的應用范圍，提高了資源回收率 7。其中，南非全國約有 230 多臺采煤機用于房柱式開采，其產量約占井工總產量的 90 40 多年的歷史，效果顯著，其中有 5 個工作面一直保持 200 萬噸的年產量 。另外，印度和加拿大等國家使用采煤機進行短壁開采，也取得了很好的經濟效益 7 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 第 2 章 方案比較論證 方案對比 方案一： 電動機 固定減速箱 搖臂 滾筒。這種傳動方式的特點是傳動簡單，搖臂從固定減速箱端部伸出，支承可靠，強度和剛度好 。如下圖所示1電動機； 2固定減速箱； 3搖臂； 4滾筒； 圖 案二： 電動機 搖臂 行星齒輪傳動 滾筒。這種傳動方式的電動機軸與滾筒軸平行，取消了容易損壞的錐齒輪，使傳動更加簡 單，而且調高范圍大，機身長度小。新的電牽引采煤機 普遍 都采取這種傳動方式 8。如下圖所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 1電動機； 2搖臂； 3行星齒輪傳動； 4滾筒； 圖 案一中傳動比基本滿足要求，但是截割部整體體積比方案二要大，且此方案一中齒輪數(shù)過多，裝配維修等方面都不方便，傳動平穩(wěn)性上也不如方案二。 綜合考慮，在結構體積、傳動平穩(wěn)性、安裝維修、傳動比大小、經濟適用等方面，選擇方案二更為合適。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 研究設計方案 本采煤機截割部傳動方式為 :電動機 搖臂 行星齒輪傳動 滾筒。 該截割部采用銷軸與牽引部聯(lián)結，截割電機橫向布置在搖臂上 ， 圖中 6 分別表示齒輪齒數(shù)。傳動機構簡圖如下所示 圖 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 第 3 章 截割部的設計及計算 臂尺寸的確定及電動機的規(guī)格 根據已知 ： 最大采高 大擺角為 45 ，設采煤機行走部高度為 1m，滾筒直徑 圖 計 算示意圖，其中 a 和 d 之和為采高 b 和 45 ， d 為行走部高度， c 為截割部總長度，減去滾筒半徑即為搖臂長度 計算出采煤機搖臂的長度為 2452 動機為 撫順廠生產的三相鼠籠異步防爆電動機， 電動機 型號為買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 截割部功率為 300該 電 動 機具有防爆和電火花的安全性，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。 電動機為 撫順廠生產的三相鼠籠異步防爆電動 9機，其主要參數(shù)如下： 額定功率： 300 額定電壓： 1140V； 額定 電流： 206A； 額定轉速： 1472r/ 質量： 1502 冷卻方式：外殼水冷 電動機 的總體呈圓形， 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。 傳動比及傳動比的分配 總傳動比的確定 已知 ： 電動機轉速為 1472 r/筒轉速為 40r/傳動比 ： 836401 47 2 滾總 n 電動機轉速 滾n 滾筒轉速 傳動比的分配 1. 使各級傳動承載能力接近相等（一般指齒面接觸強度）。 2. 使各級傳動大齒輪浸入油中深度大致相等，以使?jié)櫥啽恪?3. 使減速器獲最小外形尺寸和重量 10。 采煤機截割部對于行星減速裝置的要求比較高，所以先確定行星減速裝買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 置的傳動比， 工作原理如下圖所示： a 太陽輪 b 內齒圈 c 行星輪 x 行星架 圖 機構由太陽輪、行星輪、行星架、內齒圈等部件組成。傳動時，太陽輪帶動行星輪轉動，行星輪帶動行星架轉動，在這個過程中內齒圈固定不動，通過行星架回轉來實現(xiàn)減速。 此行星減速器 體積小、質量小，結構緊湊 、 承載能力大 ； 傳動效率高 ； 傳動比較大 ； 運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 、傳動比一為 1。采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為 4 6 所以選擇行星機構傳動比 5.5總 定各級傳動比為： ,i ,i 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 采煤機截割部四級減速傳 動比的總誤差為： 1 51 2 36 36 8 在誤差允許范圍 5內，符合標準 截割部傳動計算 各級傳動轉速、功率、轉矩 1. 各軸功率計算： 軸 30031 97 軸 2971212 288.2 軸 81223 279.6 軸 931234 68.6 軸 58 軸 2581256 50.3 軸 031267 40.4 軸 031278 30.9 中 1滾動軸承效率 1=閉式圓柱齒輪效率 2=花鍵效率 3=文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 2. 各軸轉速計算 ： 從電動機出來，各軸依次命名為 、 、 、 、 、 、 軸。 軸 14721 n r 軸 m in/ 4 7 23 n軸 5/234 r軸 m i n/ 6/346 3. 各軸扭矩計算 : 軸 955 0955 0111 軸 95509550112 6 91 4 7 2 8 軸 955 0955 0333 軸 95509550444 7 6 8 軸 95509550777 軸 95509550888 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 割部齒輪設計計算 這里主要是根據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：第一級齒輪的模數(shù)可根據電動機的最大轉矩按表初選 m=5 1. 齒輪 1 和 3 的設計及強度效核計算過程及說明 (1) 選擇齒輪材料 查文獻 12， 表 8個齒輪都選用 20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 31 1 1( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圓周速度14 ，參考文獻 12 表 8 14，表 8 15選取公差組 6 級 小輪分度圓直徑 1d ，由式文獻 12（ 8 64） 得 3 211 )(12 齒寬系數(shù)d：查文獻 12 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 =20 大 輪齒數(shù) 2Z ： 2Z 齒數(shù)比 u ： u 7/ 12 傳動比誤差 誤差在 %3 范圍內合適 小輪轉矩： T=m 載荷系數(shù) K ：由文獻 12 式（ 8 54） 得 A 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 使用系數(shù) 查文獻 12 表 8 20 1 75 動載荷系數(shù)文獻 12 圖 8 57 1 12 齒向載荷分布系數(shù)K： 查文獻 12 圖 8 60 K 間載荷分配系數(shù)K： 由文獻 12 式 (8 55)及 0 co s)/1/1(21 = 查文獻 12 表 8 21并插值 則載荷系數(shù) K 的初值 1 . 7 5 1 . 1 1 1 . 0 8 1 . 0 =性系數(shù) 查文獻 12 表 8 2 1 8 9 . 8 N / m 節(jié)點影響系數(shù) 查文獻 12 圖 820 , 0 重合度系數(shù)Z：查文獻 12 圖 8 65 0許用接觸疲勞極限應力21 、： 查文獻 12 圖 8 69 21 1 4 5 0 N / m i m 22 1 4 5 0 N / m i m 接觸應力 H ：由文獻 12 式 698 得 H 應力循環(huán)次數(shù)：由文獻 12 式 708 得 )1030020(21 4 7 260601 hn j 912 則查文獻 12 圖 8 70得接觸強度得壽命系數(shù) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 12(不許有點蝕 ) 硬化系數(shù)Z：查文獻 12 圖 8 71及說明Z 1 接觸強度安全系數(shù) 查文獻 12 表 8 27，按高可靠度查 S 221 11 4 5 0 故1 3 21 ) 9 2 6 8 7 輪模數(shù) m ： 0/11 12 表 8 3 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值1809201 mZ 周速度 0 0 0/ 0 0 0/11 與估取 14很相近，對必修正K 輪分度圓直徑：1 大 輪分度圓直徑 ： 3 3 337922 心距 72092 21 i td 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 大 輪齒寬：2105 小輪齒寬： 10521 110 3) 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由文獻 12 式 668 1 12 齒形系數(shù)12 圖 8 67 小輪 Y：查文獻 12 圖 8 68 小輪 重合度系數(shù)Y：由文獻 12 式 8 67 0 . 2 5 0 . 7 5 /Y=09 許用彎曲應力 F ：由文獻 12 式 8 71 i 彎曲疲勞極限查文獻 12 圖 8 72 21 8 5 0 N / m i m 22 8 5 0 N / m i m 彎曲壽命系數(shù)文獻 12 圖 8 73 121 文獻 12 圖 8 74 1全系數(shù) 查文獻 12 表 8 27 2則 121 1 1 /F L i m N X S 2/11850 = 2425 92 68 F 12 8 F 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 9 2 68 7 F 22 0 齒根彎曲強度滿足 4) 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d ： 20911 37922 齒頂高 9 8921 8 0211 aa ff ff 920co 0co dd 220co 3co dd p ： 齒厚 s ： 齒槽寬 e： 基圓齒距： s 隙： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 2 齒輪 4 和齒輪 5 的設計及強度效核如下 (1) 選擇齒輪材料 查文獻 12 表 8 兩個齒輪都選用 20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 31 3 3( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圓周速度9 ，參考文獻 12 表 8 14，表 8 15選取公差組 7 級 小輪分度圓直徑3d，由式文獻 16（ 8 64） 得 3 233 )(12 齒寬系數(shù)d：查文獻 12 表 8 23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d0 6 小齒輪齒數(shù)3Z： 3Z=27 大齒輪齒數(shù) 4Z ： 4Z = Z 41 齒數(shù)比 u ： u 27/41/34 動比誤差 誤差在 %3 范圍內 合適 小輪轉矩： ：由文獻 12 式（ 8 54） 得 A 使 用系數(shù) 查文獻 12 表 8 20 K 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 動載荷系數(shù)文獻 12 圖 8 57 ： 查文獻 12 圖 8 60 K 間 載 荷 分 配 系 數(shù)K： 由 文 獻 12 式 (8 55) 及 0 得 co s)/1/1(43 6 8 查文獻 12 表 8 21并插值 的初值 Z ： 查文獻 12 表 8 2 1 8 9 . 8 N / m 節(jié)點影響系數(shù) 查文獻 12 圖 820 , 0 重合度系數(shù)Z：查文獻 12 圖 8 65 0許用接觸應力 H ：由文獻 12 式 698 得 H 接觸疲勞極限應力43 、查文獻 12 圖 8 69 231450 241450 應力循環(huán)次數(shù)：由文獻 12 式 708 得 )103 0 020( 560603 hn j 9934 則 查文獻 12 圖 8 70得接觸強度得壽命系數(shù)43 Z ,(不許有點蝕 ) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 硬化系數(shù)Z：查文獻 12 圖 8 71及說明Z 1 接觸強度安全系數(shù) 查文獻 12 表 8 27 ， 取 S 243 11 4 5 0 故3 2) 6 9( 3 5 5 7 6 3 齒輪模數(shù) m ： 4 查文獻 12 表 8 3小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 27833 t=216周速度 v ： s/ 0 0 0/ 52 1 0 0 0/31 t與估取 s/m9 K d 小輪分度圓直徑： 3大輪分度圓直徑： 841844 中心距 a： 12782 43 b ： i td 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 大齒輪輪齒寬： 小輪齒寬： 10543 35 3) 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 由文獻 12 式 668 3 32 齒形系數(shù)文獻 12 圖 8 67 小輪 Y：查文獻 12 圖 8 68小輪 重合度系數(shù)Y：由文獻 12 式 8 67 0 . 2 5 0 . 7 5 /Y 許用彎曲應力 F ：由文獻 12 式 8 71 i 彎曲疲勞極限查文獻 12 圖 8 72 2350 N 2450 N 彎曲壽命系數(shù)文獻 12 圖 8 73 143 文獻 12 圖 8 74 1S ：查文獻 12 表 8 27 2則 3F 4F333 42 52/1185 0 2N/買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 3 5 57 6 F 32 9 F35 576 F 42 0 F （ 4) 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d ： 627833 841844 * 18h m =8根高 * 1 0 . 2 5 8h c m =2頂圓直徑 2822 1 6233 aa 4823 2 8244 aa 61022 1 6233 ff ff 220co 6co dd 820co 8co dd p ： 2 5 . 1 2 m 齒厚 s ： / 2 1 2 . 5 6 m 齒槽寬 e： / 2 1 2 . 5 6 m 基圓齒距： c o s 2 5 . 1 2 c o s 2 0 = 法向齒距：隙： 3. 齒輪 6 和 9 的設計及強度效核，具體計算過程和計算結果如下 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 (1) 選擇齒輪材料 查文獻 12 表 8 兩個齒輪都選用 20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 34 4 4( 0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /tv n p n估取圓周速度 6m/，參考文獻 12 表 8 14，表 8 15 選取公差組 8 級 小輪分度圓直徑5d，由式文獻 12（ 8 64） 得 3 245 )(12 齒寬系數(shù)d：查文獻 12 表 8 23按齒輪相 對軸承為非對稱布置，取 d 輪齒數(shù)5Z： 195 齒數(shù)6Z： 56 u ： u 19/45/56 動 比誤差 誤差在 %3 范圍內 齒輪轉矩： 24 / 載荷系數(shù) K ： 由文獻 12 式（ 8 54） 得 A 使用系數(shù) 查文獻 12 表 8 20 1 75 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 動載荷系數(shù)文獻 12 圖 8