采煤機牽引部設計

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1 摘 要 采煤機是機械化采煤作業(yè)的主要設備之一 牽引部是采煤機的重要部件 采煤機的 牽引方式有機械牽引 液壓牽引和電牽引 現在電牽引采煤機已經成為了市場上的主要 產品 本設計的目的是設計出強度滿足理論要求 結構符合實際情況的 682 型電牽引采煤 機牽引部 在本設計中 首先對牽引部進行了傳動裝置的總體設計與相關運動參數的計 算 然后依據有關公式和標準 對各級齒輪傳動 軸與軸承分別進行了設計和校核 主 要是對行星結構的相關齒輪 軸和軸承進行了計算 最后的計算結果表明 本設計得到的牽引部中的全部齒輪 行星結構中的行星軸 太陽輪 行星結構中的軸承的結構是合理的 強度也是符合安全要求的 可以投入生產 和在煤礦生產中使用 關鍵詞 采煤機 牽引部 行星輪系 1 目 錄 前 言 1 1 設計總體方案 3 1 1 傳動方案 3 1 2 初步確定傳動級數與分配傳動比 3 2 傳動參數計算 5 2 1 傳動效率計算 5 2 2 各軸轉速計算 5 2 3 各軸輸入功率 6 2 4 計算各軸輸入轉矩 6 3 齒輪嚙合參數 強度 幾何參數計算 8 3 1 齒輪類型的選擇 8 3 2 齒輪材料的選擇 8 3 3 齒輪傳動的設計 8 4 軸的結構設計及強度計算 33 4 1 初布估算軸徑及軸結構設計 33 4 2 行星軸強度校核計算 38 5 軸承的選型及壽命計算 43 5 1 軸承的類型選擇 43 5 2 軸承的校核計算 43 6 技術經濟分析 46 結 論 47 致 謝 48 參考資料 49 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 1 前 言 采煤機是機械化采煤作業(yè)的主要設備之一 其功能是落煤和裝煤 采煤機一般由牽引部 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 牽引部通過其主動鏈輪與固定在工作面輸送機兩端的牽引鏈相嚙合 使采煤機沿工作面移動 因此 牽引部是采煤機的重要部件 1 滾筒 2 搖臂 3 截割部 4 牽引部 5 滑靴 6 電控箱 圖 1 采煤機結構示意圖 采煤機牽引部擔負著移動采煤機 使工作機構連續(xù)落煤或調動機器的任務 牽引部 包括牽引機構及傳動裝置兩部分 牽引機構是直接移動機器的裝置 有鏈牽引和無鏈牽 引兩種類型 傳動裝置用來驅動牽引機構并實現牽引速度的調節(jié) 傳動裝置有機械傳動 液壓傳動和電傳動等類型 分別稱為機械牽引 液壓牽引和電牽引 機械牽引是指全部采用機械傳動裝置的牽引部 其特點是工作可靠 但只能是有級 調速 結構復雜 目前已經很少使用 液壓牽引是利用液壓傳動來驅動的牽引部 液壓 傳動的牽引部可以實現無級調速 變速 換向和停機等操作比較方便 保護系統比較完 善 并且能隨負載變化自動地調節(jié)牽引速度 電牽引采煤機 圖 2 是對專門驅動牽引部 的電動機調速從而調節(jié)牽引速度的采煤機 1 控制箱 2 直流電動機 3 齒輪減速裝置 4 驅動輪 5 交流電動機 6 搖臂 7 滾筒 圖 2 電牽引采煤機示意圖 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 2 電牽引采煤機是將交流電輸入可控硅整流 控制箱 1 控制直流電動機 2 調速 然后 經齒輪減速裝置 3 帶動驅動輪 4 使機器移動 兩個滾筒 7 分別用交流電動機 5 經搖臂 6 來驅動 由于截割部電動機 5 的軸線與機身縱軸線垂直 所以截割部機械傳動系統與液 壓牽引的采煤機不同 沒有錐齒輪傳動 這種截割部兼作搖臂的結構可使機器的長度縮 短 隨著我國高產高效采煤工作面的不斷發(fā)展 電牽引采煤機已經有逐步取代液壓牽引采 煤機的趨勢 電牽引采煤機技術先進 可靠性好 是直接以電動機作為驅動減速箱的原動 力 因而要求減速箱有較大的速比 同時受工作面空間條件限制 要求傳動裝置尺寸小 因此 電 牽引采煤機無論牽引部或截煤部均在最后輸出級采用行星機構 行星齒輪傳動具有結構 緊湊 單級傳動比大 承載能力強 效率高等優(yōu)點 在采掘運機械的傳動系統中得到了廣 泛的應用 行星齒輪傳動機構的常用類型有 2K H 型 3K 型 K H V 型 其中 2K H 型 加工裝配工藝較簡單 傳動功率范圍不受限制 在采掘運機械傳動系統中應用最為廣泛 現 代采煤機牽引部機械傳動系統中的前 2 級或前 3 級傳動機構中 雖然各類型采煤機有所不 同 但其末級傳動卻全都采用行星齒輪傳動 采煤機工作環(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格 故對行星齒輪傳動機構設計要求較高 行星齒輪機構傳動具有以下特點 1 結構緊湊 重量輕 體積小 2 傳動比較大 3 傳動效率高 4 運動平穩(wěn) 抗沖擊和震動的能力較強 采煤機行星輪系設計難度比較大 它的設計好壞直接關系到采煤機牽引部能否正常運行 對設計提出了很高的要求和挑戰(zhàn) 從小的方面來講 采煤機牽引部的研究及行星輪的設計可以盡可能減少行星機構和 牽引部的體積 以適應井下狹小有限的工作空間 有利于增強采煤機的工作能力 增強 采煤機在井下惡劣環(huán)境中的適應能力 從大的方面來講 不僅有利于提高煤礦生產效率 和改進采煤技術 發(fā)展先進生產力 促進經濟騰飛和發(fā)展 也可以提高產品的競爭能力 為生產企業(yè)帶來可觀的經濟收益 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 3 1 設計總體方案 1 1 傳動方案 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 對于該牽引部 有下面兩種傳動方案可供選擇 如圖 1 1 如圖 1 1 a 該方案的特點是 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 如圖 1 1 b 該方案的特點是 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 經過比較 本牽引部的設計決定采用傳動方案 b 圖 1 1 牽引方案圖 1 2 初步確定傳動級數與分配傳動比 1 2 1 傳動級數的確定 本設計已知總傳動比為 237 354 參考其他相近類型采煤機牽引部的設計 確定牽引部齒輪傳動為四級傳動 其中前 三級為圓柱齒輪傳動 最后一級為行星輪傳動 傳動簡圖見圖 1 2 圖中 0 軸為電動機 b 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 4 軸 輸入軸 5 軸為輸出軸 圖 1 2 傳動簡圖 1 2 2 傳動比的分配 從總體考慮 傳動比按照 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)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 5 2 傳動參數計算 為進行傳動件的設計計算 要推算出各軸的轉速和轉矩 或功率 如將牽引部傳動 裝置各軸由高速到低速依次定位 0 軸 電動機軸 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比 01i2 為相鄰兩軸間的傳動效率 為各軸的輸入功率 kW 0P1 為各軸的輸入轉矩 N mm T 為各軸的轉速 r min 0n1 則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算 得到各軸的運動和動力參數 圖 2 1 傳動簡圖 現已知 1 2 38 3 82 4 61 5 6701i2i23i34i45i 2 1 傳動效率計算 取齒輪聯軸器的效率為 0 96 齒輪傳動的效率為 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 各軸轉速計算 已知 1500r min 計算各軸轉速如下0n 1500 r min 1501in 630 3 r min38 212i 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 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 計算各軸輸入轉矩 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 運動和動力參數計算結果整理于表 2 1 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 7 表 2 1 軸運動和動力參數 軸號 0 1 2 3 4 5 輸入 功率 kW 30 28 8 27 072 25 448 23 921 22 964 輸入 轉矩 N mm 191000 183400 410200 1473000 6383100 34744300 轉速 r min 1500 1500 630 165 35 8 6 3 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 8 3 齒輪嚙合參數 強度 幾何參數計算 3 1 齒輪類型的選擇 齒輪傳動應滿足下列兩項基本要求 1 傳動平穩(wěn) 要求瞬時傳動比不變 盡量減小沖擊 振動噪聲 2 承載能力高 要求在尺寸小 重量輕的前提下 輪齒的強度高 耐磨性好 在 預定的使用期限內不出現斷齒等失效現象 根據這兩點要求 再考慮工作環(huán)境和加工難度的因素 選擇齒輪類型為標準圓柱直 齒輪 3 2 齒輪材料的選擇 齒輪材料應具備下列基本條件 1 齒面具有足夠的硬度 以獲得較高的抗點蝕 抗磨粒磨損 抗膠合和抗塑性流動 的能力 2 在變載荷和沖擊載荷下有足夠的彎曲疲勞強度 3 具有良好的加工和熱處理工藝性 4 價格較低 在本設計中 齒輪材料選用優(yōu)質碳素合金鋼 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 標很高 但價格較高 3 3 齒輪傳動的設計 在本設計中 齒輪設計遵循的思路是 首先對分度圓直徑和齒寬進行初步計算 接 著通過計算確定齒輪精度等級 齒數 z 模數 m 分度圓直徑 d 和中心距 a 等齒輪參數 然后對齒輪分別進行齒面接觸疲勞強度驗算和齒根彎曲疲勞強度驗算 以確定齒輪設計 是否符合強度要求 最后 在驗算無誤 符合要求的情況下 進行總結和計算 得出齒 輪的基本參數和幾何尺寸 下列計算中 1 代表小齒輪 2 代表大齒輪 3 3 1 第一級齒輪傳動的設計 已知 i 2 38 183400 N mm 1500 r min12i1T1n 1 初步尺寸設計 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 9 初步計算時的許用接觸應力 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 初步計算小齒輪直徑 為1d 3 2 321uTAHd 式中 系數 查表 12 16 1 可得 90 dAd 小齒輪轉矩 183400 N mm 1T1T 齒寬系數 查表 12 13 1 可得 0 35 d d 齒數比 i 2 38 uu12z 初步計算的初用接觸許用接觸應力 1350 MPa H H 代入各數值 計算可得 67 mm 取 116mm 3211uTAdHd 3238 1150 8490 1d 2 齒輪參數計算 初取齒數 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)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 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 齒面接觸疲勞強度驗算 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 名義圓周力為 3162N 3 9 16834021dTFt 實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 K 使用系數 查表 12 9 1 可得 1 25 A AK 動載系數 由圖 12 9 1 可得 1 17 V V 齒間載荷分配系數 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)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 11 1 72 6912 381 重合度系數 87 0 4aZ 由此得 32 187 012 KHa 齒向載荷分布系數 查表 2 2 24 6 得 bCdbBAH 3210 1 12 0 18 0 23 40 26431 1 15 總工作時間為 5000 h 應力循環(huán)次數 為ht LN81 105 415060 hLntN 882 9 3 4i 求得應力循環(huán)系數 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數 為LNNZ 1 05 1 1 1NZ2N 許用接觸應力 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 已知 1 05 1 1 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數值 計算可得 1432 MPa 1 05min1l1 HNSZ 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 12 1500 MPa 1 50min2l2 HNSZ 實際接觸應力 為H 3 14 ubdKTZEH12 式中 彈性系數 查表 12 12 1 可得 189 8 EZMPa 節(jié)點區(qū)域系數 查表 12 9 1 可得 2 5 H 重合度系數 通過計算 可得 0 87 Z 載荷系數 K 1 25 1 17 1 32 1 15 2 22 KAKVHa 代入各數值 計算可得 ubdZTHE12 605 MPa38 21164082 87 05 189 結論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 為 Y 0 68 3 15 75 102 75 02 aY 載荷系數 為K AVFa 式中 齒間載荷分配系數 查表 12 10 1 可得 1 1 0 68 1 47 FaK Y 齒向載荷分配系數 由 b h 40 2 25 4 4 4 由圖 12 14 1 可 FK 得 1 11 FK 代入各數值 計算可得 1 25 1 17 1 47 1 11 2 39AVFa 許用彎曲應力 為 F 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 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 已知 由圖 12 24 1 NY8105 4 L 809 L 可得 0 9 0 93 12 尺寸系數 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數值 計算可得 720 MPa 25 190min1l1 FXNFSY 744 MPa 3in2l2FXF 實際彎曲應力 為1 3 17 YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數 2 39 K 齒形系數 由圖 12 21 1 可得 2 54 2 25 FaY 1Fa2Fa 應力修正系數 由圖 12 22 1 可得 1 62 1 77 S SYS 重合度系數 已經求得 0 68 Y 代入各數值 計算可得 132 MPa YmbdKTSaFF112 68 02154 1640839 2 128 MPa1212SaFF 7 結論 100 N mm5687 bKtA 端面重合度 cos12 3812 za 1 70 2 381 重合度系數 87 03 14 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 17 齒向載荷分布系數 查表 2 2 24 6 得 HK bCdbBAKH 3210 1 15 0 18 0 31 56 2956310 1 23 總工作時間為 5000 h 應力循環(huán)次數 為ht LN81 109 5630160 hLntN 782 42 9iL 求得應力循環(huán)系數 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數 為L NZ 1 1 1 2 1NZ2N 許用接觸應力 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 已知 1 1 1 2 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數值 計算可得 1500 MPa 1 50min1l1 HNSZ 1636 MPa 2in2l2 實際接觸應力 為H ubdKTZHE12 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 18 式中 彈性系數 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEZMPa 節(jié)點區(qū)域系數 查表 12 9 1 可得 2 5 H H 重合度系數 通過計算 可得 0 87 載荷系數 K 1 25 1 17 1 2 1 23 2 16 KAKVHa 代入各數值 計算可得 ubdZTHE12 913 MPa82 31925640 87 05 19 結論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 為 Y 0 6970 152 75 02 aY 載荷系數 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 45 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數 由 b h 56 2 25 4 6 2 由圖 12 14 1 可得 K 1 18 FK 代入各數值 計算可得 1 25 1 17 1 45 1 18 2 5KAVFa 許用彎曲應力 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)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 19 彎曲壽命系數 已知 由圖 12 24 1 NY8109 LN72109 4 LN 可得 0 93 0 96 12N 尺寸系數 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數值 計算可得 744 MPa 25 1930min1l1 FXNFSY 768 MPa 6in2l2FXF 實際彎曲應力 為1 YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數 2 5 K 齒形系數 由圖 12 21 1 可得 2 68 2 21 FaY 1Fa2Fa 應力修正系數 由圖 12 22 1 可得 1 57 1 8 S SYS 重合度系數 已經求得 0 69 Y 代入各數值 計算可得 289 MPa YmbdKTSaFF112 69 05718 2495610 2 273 MPa1212SaFF 結論 100 N mm965 btA 端面重合度 cos12 3812 za 1 72 52 381 重合度系數 87 032 14 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 齒向載荷分布系數 查表 2 2 24 6 得 H bCdbBAH 3210 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 23 1 15 0 18 0 31 90 2109 310 1 32 總工作時間為 5000 h 應力循環(huán)次數 為ht LN71 109 451606 hLntN 772 49iL 求得應力循環(huán)系數 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數 為L NZ 1 2 1 25 1NZ2N 許用接觸應力 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 已知 1 2 1 25 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數值 計算可得 1636 MPa 1 250min1l1 HNSZ 1705 MPa in2l2 實際接觸應力 為H ubdKTZHE12 式中 彈性系數 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEMPa 節(jié)點區(qū)域系數 查表 12 9 1 可得 2 5 H HZ 重合度系數 通過計算 可得 0 87 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 24 載荷系數 K 1 25 0 9 1 2 1 32 1 78 KAKVHa 代入各數值 計算可得 ubdZTHE12 1099 MPa61 4109738 7 058 192 結論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 為 Y 0 6972 150 75 02 aY 載荷系數 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數 查表 12 10 1 可得 1 1 0 69 1 46 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數 由 b h 90 2 25 4 10 由圖 12 14 1 可得 K 1 26 F 代入各數值 計算可得 1 25 0 9 1 46 1 26 2 1KAVFa 許用彎曲應力 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 已知 由圖 12 24 1 可NY 7109 4 L 720 L 得 0 96 1 0 12 尺寸系數 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 25 彎曲最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數值 計算可得 768 MPa 25 1960min1l1 FXNFSY 800 MPa in2l2FX 實際彎曲應力 為1F YmbdKTSaFF112 式中 載荷系數 2 1 K 齒形系數 由圖 12 21 1 可得 2 62 2 18 FaY 1Fa2Fa 應力修正系數 由圖 12 22 1 可得 1 59 1 82 S SYS 重合度系數 已經求得 0 69 Y 代入各數值 計算可得 494 MPa YmbdKTSaFF112 69 0512 409173 2 470 MPa1212SaFF 68 結論 100 N mm34 bKtA 端面重合度 cos12 3812 za 1 67 42 381 重合度系數 8 0367 1 aZ 因 100 N mm 查表 得 1 2 bFKtA HaK 齒向載荷分布系數 查表 2 2 24 6 得 H bCdbBAH 3210 1 15 0 18 0 31 96 29631 1 36 總工作時間為 5000 h 應力循環(huán)次數 為ht LN71 103 458 3460 hLntN 7712 2 iL 求得應力循環(huán)系數 由圖 12 18 1 可得接觸壽命系數 為L NZ 1 21 1 22 1NZ2N 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 30 許用接觸應力 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 已知 1 21 1 22 NZ1NZ2N 接觸最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 1 minHS minHS 代入各數值 計算可得 1650 MPa 1 250min1l1 HNSZ 1664 MPa in2l2 實際接觸應力 為H ubdKTZHE12 式中 彈性系數 查表 12 12 1 可得 189 8 EZEMPa 節(jié)點區(qū)域系數 查表 12 9 1 可得 2 5 H HZ 重合度系數 通過計算 可得 0 88 載荷系數 K 1 25 1 05 1 2 1 36 2 142 KAKVHa 代入各數值 計算可得 ubdZTHE12 1259 MPa67 519642 8 05 189 結論 合格 H 4 齒根彎曲疲勞強度驗算 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 31 重合度系數 為 Y 0 7067 1502 75 02 aY 載荷系數 為K KAVFa 式中 齒間載荷分配系數 查表 12 10 1 可得 1 1 0 7 1 43 Fa FaK Y 齒向載荷分配系數 由 b h 90 2 25 4 10 7 由圖 12 14 1 可得 K 1 3 F 代入各數值 計算可得 1 25 1 2 1 43 1 3 2 79KAVFa 許用彎曲應力 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 已知 由圖 12 24 1 可NY 7103 4 L 7203 L 得 0 96 0 95 12 尺寸系數 由圖 12 25 1 可得 1 0 X XY 彎曲最小安全系數 由表 12 14 1 可得 1 25 minFS minFS 代入各數值 計算可得 768 MPa 25 1960min1l1 FXNFSY 760 MPa in2l2FXF 實際彎曲應力 為1 YmbdKTSaFF112 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 32 式中 載荷系數 2 39 KK 齒形系數 由圖 12 21 1 可得 2 65 2 37 FaY 1FaY2Fa 應力修正系數 由圖 12 22 1 可得 1 57 1 7 S SSY 重合度系數 已經求得 0 7 代入各數值 計算可得 703 MPa YmbdKTSaFF112 7 0516 2496157 2 681 MPa1212SaFF 30 結論 S 1 5 截面 足夠安全 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 44 5 軸承的選型及壽命計算 軸承是支撐軸頸的部件 有時也用來支撐軸上的回轉零件 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 根據軸承工作的摩擦性質 又可分為滑動摩擦軸承 簡稱滑動軸承 和滾動摩擦軸 承 簡稱滾動軸承 兩類 在采煤機牽引部設計的軸承選擇中 軸承全部選用滾動軸承 5 1 軸承的類型選擇 選擇滾動軸承類型時 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合載荷 2 軸承載荷的性質 固定 變動或沖擊載荷 3 工作環(huán)境 溫度和濕度等 和軸承轉速 4 對軸承剛性的要求 要求預緊以增加軸承部件的剛度 5 調心性能的要求 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 固定支承或游動支承 7 要求軸承工作時振動小 噪聲低和安裝維修方便等 在牽引部的傳動裝置中 由于傳動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 在行星結構中 由于采用了太陽輪浮動機構 需要有自動調心的功能 因此在行星結構中 行星軸上的軸承和行星架尾端的軸承選用調心滾子軸承 5 2 軸承的校核計算 決定軸承尺寸時 要針對主要失效形式進行必要的計算 一般工作條件的回轉滾動 軸承 應進行接觸疲勞壽命計算和靜強度計算 對于擺動或轉速較低的軸承 只需作靜 強度計算 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 除進行壽命計算 外 還需核驗極限轉速 在本設計的軸承校核計算中 對軸承進行接觸疲勞壽命計算和 靜強度計算 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 45 1 軸承 92232 2 軸承 22213E 3 軸承 23948cc w33 圖 5 1 行星結構示意圖 如圖 5 1 所示 行星結構中 一共有圓柱滾子軸承 92232 調心滾子軸承 22213E 和 調心滾子軸承 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 無需進行校核 軸承 22213E 校核見表 5 1 表 5 1 軸承 22213E 校核 代號 名稱 單位 計算公式 計算結果n 轉速 min r 17698 354 can19 5F 支反力 N4021tF33245C 額定動 載荷 查表 216000o 額定靜 載荷 N查表 176000P 當量動 載荷 32458 1 rFP59841 hL 工作期 限 h 5000h 計算壽 命 310310598426 767 PCnLh 40 6 sS 許用安全系數 1 3 5 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 46 sS靜安全系數 324517600 PCSs 5 3 結論 軸承強度符合要求 hL sS 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 47 6 技術經濟分析 電牽引采煤機就是用可以調速的直流電動機來驅動牽引部 調速 換向 保護和監(jiān) 視均由電氣系統完成 具有調速方便 調速范圍大 調速特性好等特點 機械傳動部分 大為簡化 體積和重量可以相應縮小和減輕 采煤機總重量比液壓牽引采煤機減輕約 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 所以在現在的實際生產中電牽引采煤機將逐漸取替液壓牽引采煤機成為 采煤業(yè)的主力裝置 任何產品的設計都要從總體結構的方案設計開始 采煤機設計也不例外 在整個方 案設計階段 由于新材料 新制造工藝和基礎理論研究成果的不斷出現 因此 人們要 根據信的技術水平和研究成果設計出更經濟 更實用 更方便的采煤機 電牽引采煤機 已經成為近代采煤業(yè)的一種發(fā)展趨勢和主力設備 所以對電牽引采煤機的深入的設計和 研究是一項艱巨和深遠的任務 從小的方面來講 采煤機牽引部的研究及行星輪的設計可以盡可能減少行星機構和 牽引部的體積 以適應井下狹小有限的工作空間 有利于增強采煤機的工作能力 增強 采煤機在井下惡劣環(huán)境中的適應能力 從大的方面來講 不僅有利于提高煤礦生產效率 和改進采煤技術 發(fā)展先進生產力 促進經濟騰飛和發(fā)展 也可以提高產品的競爭能力 為生產企業(yè)帶來可觀的經濟收益 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 48 結 論 電牽引采煤機具有調速方便 調速范圍大 調速特性好等特點 機械傳動部分大為 簡化 體積和重量可以相應縮小和減輕 采煤機總重量比液壓牽引采煤機減輕約 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 高效采煤工作面的不斷發(fā)展 電牽引采煤機已經有逐步取代液壓牽引采煤機的趨勢 在對 682 型電牽引采煤機的牽引部進行的設計中 首先進行了傳動裝置的總體設計 與相關運動參數的計算 然后對齒輪 軸 軸承分別進行了設計與校核 重點針對行星 結構的相關齒輪 軸和軸承進行了計算 最后的計算結果表明 設計得到的牽引部中的全部齒輪 行星結構中的行星軸 太 陽輪以及行星結構中的軸承的結構是合理的 強度是符合安全要求的 可以投入生產并 在煤礦生產中使用 中國礦業(yè)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 49 致 謝 我的畢業(yè)論文是在賈勝德老師的指導下完成的 在為期近一個學期的設計中 賈老 師對我進行了認真負責的指導 給了我很大的幫助 在整個畢業(yè)設計的過程中 賈老師 每周按時對我以及我們小組其他同學進行指導 付出了很多的時間和很大的精力 非常 辛苦 賈老師治學嚴謹 尤其是看圖的時候 非常仔細并極有耐心 他認真細致的態(tài)度 給我留下了深刻的印象 并將對我產生深遠而積極的影響 此外 他在畢業(yè)設計初始就幫我們制定了整個設計的進度計劃 讓我們明確了各自 的任務 使我們的設計能夠有目的 有條理地進行 每隔一個時間段 賈老師都會檢查 我們的設計進度 并進行及時的方法指點和錯誤糾正 作為我們的指導老師他非常負責 在我的整個設計過程中 我的同學們也給了我很大的幫助 在我遇到困難的時候 他們?yōu)槲壹佑?給予我動力和信心 在我遇到問題的時候 我們一起看書查手冊 相互 討論解決問題 在我的設計出現問題的時候 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)大學成人教育學院 2014 畢業(yè)設計 50 參考資料 1 邱宣懷 機械設計 第4版 北京 高等教育出版社 1997 2 龔溎義 機械設計課程設計指導書 第2版 北京 高等教育出版社 1990 3 謝錫純 李曉豁 礦山機械與設備 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 2000 4 鄒慧君 傅祥志 張春林 李杞儀 機械原理 北京 高等教育出版社 1999 5 唐金松 簡明機械設計手冊 上海 上?？茖W技術出版社 1992 6 陳國威 機械工程手冊 傳動設計卷 第2版 北京 機械工業(yè)出版社 1997 7 徐灝 機械設計 北京 機械工業(yè)出版社 1991 8 王蓓 行星機構在電牽引采煤機中的應用 機械設計與研究 1998 2 30 41 9 陳曉明 行星齒輪傳動在采掘運機械中的應用 河北能源職業(yè)技術學院學 報 2006 3 51 53 10 張欣 行星機構在薄煤層采煤機上的應用 煤礦機械 2002 3 36 37 11 李光煜 趙榮 羅鳳利 王明杰 MG300BW 型采煤機中四輪行星機構的設計 煤礦 機械 2001 1 10 11 12 郎書緣 邵芝梅 2K H型行星齒輪機構的優(yōu)化設計 煤礦機械 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