采煤机截割部设计毕业设计论文


     本科生毕业设计 姓 名: 学 号: 学 院: 专 业: 机械制造及其自动化   设计题目: 采煤机截割部设计 专 题: 指导教师: 职 称: 20XX 年 X 月 摘要 本文描述了中煤层电牵引采煤机整机方案设计以及截割部的设计过程。 中煤层电牵引采煤机可用于煤层厚度为2-4m、煤质中硬的缓倾斜煤层。与传统的纵向布置的单电机采煤机相比,该采煤机将截割电机直接安装在截割部壳体内,齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行星减速器内,取消了螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等结构,使其结构更简单、紧凑,可靠性更高。 截割部是采煤机直接落煤、装煤的部分,其消耗的功率约占整个采煤机功率的80%-90%,主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速装置、滚筒等组成。该采煤机的截割部采用四级传动;前三级为直齿传动,第四级为行星传动。二级传动的圆柱齿轮为可换齿轮,使输出转速可根据不同的煤质硬度在两档速度内选取。截割部采用了三个惰轮轴,使采煤机能够满足截割高度对截割部长度的要求。设计将截割部行星减速器和滚筒直接联结,取消了安装在滚筒上的截齿,使结构简单、可靠。 关键词:采煤机,截割部,结构,设计 Abstract This brochure describes the type of hydraulic shearer traction unit program design and cutting the Department of Design and calculation process. traction Shearer hydraulic seam thickness can be used for 2-4 m, Hard coal to the gently inclined seam. With the traditional vertical layout of the single-motor compared to Shearer, Shearer will be the ranging-arm installed directly in the cutting of the shell, gear device exclusively on cutting Shell and planetary reducer, the abolition of the spiral bevel gears, gear box fixed, Rocker rotating sets of structures, their structure is simpler, more compact and higher reliability. Ranging-arm of the shearer is directly charged coal, the coal loaded, its about the power consumption of the entire power shearer 80% -90%, mainly by cutting Shell, cutting electrical, Gear and drum components. The shearer cutting unit used four drive; Before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. 2 Drive Gear to be for the gears, enabling the output speed ca n be based on different coal hardness in two tranches within the selected speed. Cutting the Department has adopted a three lazy axle, to meet the shearer cutting height on the ranging-arm degree requirements. Designed to be cutting planetary reducer and drum direct link, canceled installed in the drum Pick, simple and reliable. Keywords: shearer, ranging-arm,structure,design 目录 摘要 2 Abstract 3 目录 4 第一章 国内外采煤机研究及应用概况 5 1.1 国内外研究现状 5 1.2 国内外应用状况 7 第二章 传动方案的设计 11 2.1总体传动方案的设计 11 2.2传动比分配 15 2.3截割部第一级圆柱齿轮传动设计 16 2.4截割部第二级圆柱齿轮传动设计 25 2.5截割部第一级行星传动设计 33 2.6截割部第二级行星齿轮传动设计 41 第三章 截割部辅助零部件的设计 50 3.1齿轮轴1的设计及校核 50 3.2第一级惰轮轴的设计及校核 52 3.3齿轮二轴的设计及校核 55 3.4第二级惰轮轴的设计及校核 59 3.5中心齿轮轴的设计及校核 62 3.6截割部花键连接强度校核 65 第四章 辅助零部件概述 69 4.1机身 69 4.2托缆装置 70 4.3喷雾冷却系统 70 4.4辅助液压系统 72 4.5护板及拆卸工具 73 4.6螺旋滚筒 74 结论 75 参考文献 76 第一章 国内外采煤机研究及应用概况 1.1 国内外研究现状 为了提高工作面的生产效益, 世界主要采煤国均纷纷致力于发展大型先进的综采设备, 取得了显著的效果, 综采工作面的生产能力和效益均大幅度提高。 我国是产煤大国,煤炭也是我国最主要的能源,是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展,采煤机是现在最主要的采煤机械。 80年代以来,世界各主要采煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中最具代表的是美国乔埃公司的LS系列,英国安德森公司的Electra系列,德国艾柯夫公司的SL系列和日本三井三池公司的MCLE-DR系列电牵引采煤机,体现了当今世界采煤机的最新发展方向,并有如下几个特点。 1、装机功率有较大幅度增加 为了适应高产高效综采工作面快速截煤的需要,不论是厚、中厚和薄煤层采煤机,均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率)。装机功率大都在1000kW左右,最大的已达2240kW,单个截割电动机的功率都在375kW以上,最高的已达600kW。直流电牵引的牵引功率最大已达2×56kW,交流电牵引功率已达2×60kW。 2、电牵引采煤机成为主导机型 德国艾柯夫公司最早开发电牵引采煤机,80年代中后期已基本停止生产液压牵引采煤机,研制出EDW系列电牵引采煤机,其中EDW450/1000和EDW300-LN是代表性的机型,90年代又研制成功交直流两用的SL300、SL400、SL500型采煤机。美国乔埃公司70年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机,80年代以来先后推出3LS、4LS、6LS三个新机型,其中电控系统已改进多次,性能更趋完善。英国安德森公司在80年代中期研制了第一台直流电牵引采煤机Electra550,在美国使用成功后,又先后开发了Electra1000和Electra薄煤层电引采煤机。日本三井三池公司80年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机,在国际上是首创,最具代表性的是MCLE-DR101101、MCLE-DR102102采煤机。法国萨吉姆公司在90年代也已研制成功Pande-E型交流电牵引采煤机。世界各主要采煤机厂商80年代都已把重点转向开发电牵引采 煤机,目前,美国长壁工作面中电牵引采煤机已超过90%,德国已占56%,澳大利亚占52%,而且近几年来,几乎所有综采工作面的高产高效记录都是由电牵引采煤机创造的。交流电牵引近几年发展很快,由于技术先进,可靠性高,维护管理简单,有取代直流电牵引的趋势。自日本80年代中期研制成第一台交流电牵引采煤机,至今除美国外,其他国家如德国、英国、法国等都先后研制成交流电牵引采煤机,并认为是今后电牵引采煤机发展的新目标。 3、牵引速度和牵引力不断增加 液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/min左右,而实际可用割煤速度为4~5m/min(相对最大牵引力时的牵引速度),实际牵引功率仅为40~50kW,不适应快速割煤的需要。为适应高产高效工作面,电牵引采煤机牵引功率需要成倍增加,据报导在美国18m/min的牵引速度已很普遍,个别的已超过24m/min,美国乔埃公司的一台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达28.5m/min。由于采煤机需要快速牵引割煤,滚筒截深的加大和转速的降低,又导致进给量和推进力的加大,故要求采煤机增大牵引力,目前已普遍加大到450~600kN,现正研制最大牵引力为1000kN的采煤机。 4、采用多电动机驱动横向布置的总体结构 70年代中期只有少数几种采煤机(主要是美国的LS系列采煤机,原西德的EDW-150-2L-2W)采用多电动机驱动横向布置。由于这种布置方式是各部件由单独电动机驱动,机械传动系统彼此独立,取消了锥齿轮传动副和复杂通轴,机械结构简单,装拆方便,因此被广泛采用。包括电牵引的(如英国Electra系列、德国的SL系列)和液压牵引的(如波兰的KGS系列),以及中厚煤层用大功率的(如Electra1000,SL500)和薄煤层的(如英国Electra),并有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。 5、滚筒的截深不断增大 牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上,使机道宽度内空顶时间缩短,为加大支架步距创造了条件,也为加大滚筒截深提供了可能性。十年前滚筒采煤机的截深,大都在630~700mm,而今多数已采用800mm和1000mm,1200mm截深也已在实际使用。美国阿巴拉契煤矿正在考虑采用1500mm截深的可能性。 6、普遍采用中高压供电 80年代以来,由于装机功率大幅度提高,整个工作面供电容量超过5000kW,为了保证供电质量和电机性能,新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压,主要有2300V、3300V、4160V和5000V。美国现有长壁工作面中45%以上的电牵引采煤机供电电压不小于2300V。 7、完善的监控系统 包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统;就地控制、无线电随机控制,并能自动控制液压支架、工作面输送机动作和滚筒沿工作面煤层自动调节采高。 8、高的可靠性 据了解美国LS系列采煤机、英国Electra1000型采煤机的利用率可达95%~98%,维修期都在采煤350万t以上,最高的达1000万t。 1.2 国内外应用状况 我国目前广泛使用的三大系列采煤机,主要有上海分院开发设计的MG系列,西安煤矿机械厂生产的MXA300和太原矿山机器厂的AM500系列采煤机,其中MXA300和AM500系列采煤机主要用于综采工作面,MG系列采煤机既有配套液压支架使用综采工作面的,也有配套单体液压支柱适用于普通机采工作面的采煤机,可分别使用在厚煤层、中厚煤层和薄煤层。目前使用量最大的液压牵引采煤机有MG150(200)-W1、MG200-W、MG300(2 ×300)-W、AM500/3.5、MXA300等型号。 1、双级行星齿轮减速器的设计 采用了四个行星轮结构的行星齿轮减速器,在均载措施、材料及热处理工艺、齿轮的修形修缘加工等技术方面有了进一步提高。 2、牵引机构采用无链牵引系统,其主要优点是: ①取消工作面牵引链,消除断链和跳链伤人事故,工作安全可靠; ②同一工作面可同时使用多台采煤机,降低生产成本,提高工作效率; ③牵引速度脉动比链牵引小,采煤机运行较平稳。链轨式虽然也是链条,但强度余量较大,弹性变形对牵引速度影响较小; ④牵引力大,能适应大功率采煤机和高产高效的需要; ⑤取消链牵引的张紧装置,使工作面切口缩短。对底板起伏、工作面弯曲、煤层不规则等适应性增强; ⑥适应采煤机在大倾角(可达54°)条件下工作,利用制动器使采煤机防滑问题得到解决。 但是无链牵引也存在需要解决的问题: ①加强输送机本身结构,使用和管理中保持平直度; ②齿轮、齿轨或销轴在啮合传动中传递力很大,且起支点作用,磨损加快——材质和热处理要求较高,结构上要能快速更换; ③为适应采煤机在推移中水平和垂直方向的倾斜,仍能保证正确的啮合,在销轴座或齿轨之间的连接方式上注意可调性,同时注意溜槽的连接强度; ④无链牵引机构使机道宽度增加约100mm,提高了对支架控顶能力的要求。 3、采用液压紧固技术 液压紧固技术为80年代末90年代初的高新技术,为超高压技术和材料热处理、超高压密封技术的综合应用领域。为了解决采煤机工况恶劣,构件联接容易松动而影响可靠性,对液压紧固技术进行了开发研制,目前已完成开发液压螺母M24、M30、M36、M42四种规格,相应的液压螺栓副长度 3m(M42 ),2 .5m(M30 ),及超高压泵和超高压胶管总成也已批量生产,使用效果良好。 4、交流变频调速牵引装置的研制 对日本东芝和东洋公司的100kVA、150VA两个规格的51系列变频器进行技术消化,其中100kVA的变频器成功改制成和MG344-PWD型采煤机配套的交流变频调速牵引装置,并推广使用。在此基础上,消化吸收150kVA变频器技术,并将其改制成与其它一些大功率采煤机相配套的交流变频牵引调速装置,为电牵引采煤机的系列化和全面推广铺平了道路。200kVA61系列的交流变频调速牵引装置配套MG400/920-WD型采煤机,也取得了较好的效果。 5、电控技术的研究和电气控制装置的研制 多年液压牵引采煤机电控装置的开发设计,积累了不少成功的经验,从引进消化吸收到自行研制,从原来的插件到现在盒装板式,从单台单件设计生产到现在简化型成批生产,经过十多年努力,功能逐步齐全,可靠性不断提高,在通用性、互换性和集成化方面推进了一大步,无线电随机控制研制成功,并得到推广使用,数字化、微机化的电控装置正在试用阶段。 6、截割部电动机使用弹性扭矩轴 结合截割电动机横向布置多电机驱动采煤机的开发,将动态分析运用于具有弹性缓冲性能的扭矩轴设计,提出一套关于该类轴的理论设计依据,提高设计质量,改善传动件的可靠性,对提高采煤机的整体可靠度和利用率起到了积极作用。 矩轴的结构设计以满足三项性能为原则,其结构设计则以其所处传动系统的具体结构而定。 1.弹性缓冲 2.过载保护 3.传递动力 弹性转矩轴典型结构 d为卸载槽外径,在开有卸载槽的一端设有螺纹孔 7、为了提高块煤率,采用耐磨滚筒及镐形截齿 点开发硬煤耐磨滚。30个截齿通过非均布叶片的特殊设计而达到叶片齿与端盘齿交错均布的目的,同时三个叶片各自的齿高不等,从而可确保叶片截齿截深相等。采用 35mm的等截线距布置,叶片齿截割面积相等,此外叶片齿采用-7°~-10°角,确保其处于回转状态工作。同时能有效地抵消滚筒轴向力,其轴向力波动小于4%,这种滚筒在使用中工作平稳性好,块煤率高,能耗低。 第二章 传动方案的设计 2.1总体传动方案的设计 在目前的国内采煤机市场,不管从研发、设计、制造还是使用方面中厚煤层所使用的重型采煤机都占据着主导的地位,也正是这种庞大的市场优势使得中厚煤层采煤机在技术上日趋成熟,而且有着非常大的改进刷新速度。] 滚筒采煤机的类型很多,可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。 按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机,其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机(通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机)。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割(主)电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割(主)电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。 采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成(如图1.1)。 电动机:是滚筒采煤机的动力部分,它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的,而且通常都采用定子水冷,以缩小电动机的尺寸。 牵引部:通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3相啮合,使采煤机沿工作面移动,因此,牵引部是采煤机的行走机构。 左、右截割部减速箱:将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮,驱动滚筒6旋转。 如图1.1 双滚筒采煤机 滚筒:是采煤机落煤和装煤的工作机构,滚筒上焊有端盘及螺旋叶片,其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果,滚筒一侧装有弧形挡煤板7,它可以根据不同的采煤方向来回翻转180°。 底托架:是固定和承托整台采煤机的底架,通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上,其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上,以保证采煤机的可靠导向。 调高油缸:可使摇臂连同滚筒升降,以调节采煤机的采高。 调斜油缸:用于调整采煤机的纵向倾斜度,以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。 电气控制箱:内部装有各种电控元件,用于采煤机的各种电气控制和保护。 此外,为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水,采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内,并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。 截割部传动装置的功用:是将电动机的动力传递到滚筒上,以满足滚筒工作的需要。同时,传动装置还应适应滚筒调高的要求,使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的80%~90%,因此要求设计出的截割部传动装置具有高的强度、刚度和可靠性,良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。 采煤机截割部都采用齿轮传动,常见的传动方式有以下几种: 图2-1 截割部传动方式 1-电动机;12-固定减速箱;3-摇臂;4-滚筒; 5-行星齿轮传动; 6-泵箱;7-机身及牵引部 ⑴电动机—固定减速箱—摇臂—滚筒(如图2-1(a))。这种传动方式的特点是传动简单,摇臂从固定减速箱端部伸出,支承可靠,强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制,故卧底量较小。DY-150、BM-100型采煤机均采用这种传动方式。 ⑵电动机—固定减速箱—摇臂—行星齿轮传动—滚筒(图2-1(b))。这种方式在滚筒内装了行星传动,故前几级传动比减小,简化了传动系统,但筒壳尺寸却增大了,故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机,如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤机中采用。 ⑶电动机—减速箱—滚筒(图2-1(c))。这种传动方式取消了摇臂,靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高(称为机身调高),使齿轮数大大减少,机壳的强度、刚度增大,且调高范围大,采煤机机身也可缩短,有利于采煤机开缺口工作。MXP-240和DTS-300型采煤机采用这种传动方式。 ⑷电动机—摇臂—行星齿轮传动—滚筒(图2-1(d))。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行,取消了容易损坏的锥齿轮,使传动更加简单,而且调高范围大,机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。 对比以上传动方式,我设计的截割部传动方式为:电动机—摇臂 —行星齿轮传动—滚筒。(如图2.2)该截割部采用销轴与牵引部联结,截割电机横向布置在摇臂上,摇臂和机身连接没有动力传递,取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 图2.2 截割部传动系统 该截割部有以下特点: ⑴电机横向布置,机械传动都是直齿传动故传动效率高,容易安装和维护。 ⑵截割电机采用旋转开关控制外,其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降,急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制,操作简单、方便。 ⑶液压系统设计合理,采用集成阀块结构,管路少,连接可靠;经常调整的阀设在液压箱体外,便于检修和更换。 ⑷截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置,并可设有强制润滑冷却系统,提高了传动件,支承件的使用寿命。 ⑸截割部采用四行星单浮动结构,承载能力大,减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计,加大过煤空间,提高装煤效果,卧底量大 ⑹调高油缸与调高液压锁采用分离布置,液压锁置于壳体空腔内,打开盖板即可取出液压锁,方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。 该机主要定位适用于倾角的中厚煤层的开采,煤层中不应有坚硬的或较厚的该类夹杂物,以及落差较大的断层。主要技术参数如下: 适应煤层:倾角的中厚煤层 采高范围:2~4m 煤质倾角: 煤层硬度:f≤4 滚筒转速(r/min):低速25.4、中速31.5 、高速38.7; 滚筒直径(mm):1800; 最大截深(mm):1000; 滚筒水平中心距(m):10.517; 摇臂回转中心距(m):6.4; 2.2传动比分配 由设计要求知,截割部功率为700kW,根据矿井电机的具体工作环境情况,电机必须具有防爆和电火花的安全性,以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全,而且电机工作要可靠,启动转矩大,过载能力强,效率高。所以选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机,型号为YBCS3─150,其主要参数如下: 额定功率:700kW; 额定电压:1140V; 满载电流:98A; 额定转速:1472r/min; 满载效率:0.915; 绝缘等级: H; 满载功率因数:0.85; 接线方式:Y; 质量: 1150Kg; 冷却方式:外壳水冷 该电动机输出轴上带有渐开线花键,通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。 根据采煤机械手册,总装机功率在700KW左右的采煤机滚筒的转 速没有一个确定的数值,只要在20~35r/min之间都可以满足所需的要求,再根据摇臂减速箱的结构安排,当电机的转速为1470r/min时,滚筒的转速为: n=1470÷53=27.73符合要求,因此各轴的转速: 一轴齿轮的转速:由于与电机相连所以 二轴的转速: 中心轮组的转速: 第二级行星减速器太阳轮的转速: 各轴的功率 一轴齿轮的功率: 二轴齿轮的功率: 中心轮组的功率: 第二级行星减速器太阳轮的功率: 2.3截割部第一级圆柱齿轮传动设计 选择齿轮材料,查机械手册: 小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质,惰轮选用20CrMnTi调质,大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质18Cr2Ni4WA属于高强度中合金渗碳钢。是性能优良的含镍钢种,镍除了提高钢的淬透性外,还能提高韧性,并可大大改善钢的抗冲击疲劳强度,也是镍钢在重载下寿命高的原因; 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级,按vt=(0.013~0.022) n11估计圆周速度vt=17.15m/s,参考机械设计工程学[Ⅰ]中的表8-14,表8-15选取 小轮分度圆直径d1,查机械手册得 齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置,取=0.4 小轮齿数Z1 在推荐值20~40中选Z1=28 大轮齿数Z2 Z2=i·Z1=1.43×28=40.04圆整取Z2=40 齿数比u= Z2/ Z1=40/28 传动比误差△u/u △u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001误差在±5%范围内,所以符合要求 小轮转矩T1 由公式得T1=9550P/n =9550×294.03/1470 =1910.19KN·m 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2 动载荷系数 查表得=1.3 齿向载荷分布系数 查表得=1 齿间载荷分配系数 由公式及β=0得 εγ=εα= = =1.68 查表并插值得=1.1 则载荷系数的初值 = =2.0×1.3×1×1.1 =2.86 弹性系数 查表得=189.8 节点影响系数 查表得(β=0,x1=0.2568、x2=0.2529)=2.4 重合度系数 查表得()=1.0 许用接触应力 由公式得 接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2 应力循环次数由公式得:N1=60njLh =60×1470×1×(24×300×8) =5.08×109 N2=N1/u =5.08×109/1.428 =3.56×109 则查表得接触强度的寿命系数、(不允许有点蚀) ==1 硬化系数查表及说明得 =1 按接触强度安全系数 查表,按较高可靠强度=1.25~1.3取 =1.2 则 =1650×1×1/1.2 =1375 N/mm2 =1300×1×1/1.2 =1083 N/mm2 d1的设计初值d1t为 ≥172.915mm 齿轮模数m m=/Z1 =172.915/28 =6.17 查表取m=8 小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z1m =28×8 =224mm 圆周速 与估计值vt=17.15m/s 很相近,对值影响不大,不必修正 =t=1.3, 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 中心矩 齿宽 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径,在大小齿轮间加一级惰轮组,由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩,所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取8,惰轮的齿数按推荐值取,变位系数取,也采用圆柱直齿渐开线齿形。 齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式 齿形系数 查表得 小轮 2.3 大轮 2.2 应力修正系数 查表得 小轮 =1.725 大轮 =1.740 重合度系数 由公式 = 许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2 弯曲寿命系数 查表得==1 尺寸系数 查表得=1 安全系数 查表得=1.6 则 =1100×1×1/1.6=687.5 =660×1×1/1.6=412.5 故 287.96 N/mm2≤ 193.16N/mm2≤ 所以齿根弯曲强度足够 其他尺寸的计算 已知参数: 计算参数:啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=(+-x)m 齿全高 =(2+-)m 齿顶圆直径 =d1±2 齿根圆直径 =d1-2 一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值: 啮合角 = 中心矩变动系数 =0.5025 中心矩 =272.02mm 齿高变动系数 =0.0243 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 =208.10mm 大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值: 啮合角 = 中心矩变动系数 = 0.4963 中心矩 = 319.97mm 齿高变动系数 = 0.0266 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 304.22mm 注:其他的大、小齿轮参数一样。 小齿轮的结构设计:考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连,因采用内设花键与电动机的扭矩轴连接 大齿轮的结构: 第一级惰轮的结构: 2.4截割部第二级圆柱齿轮传动设计 查机械手册选择齿轮材料:小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质 大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质 按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级,按vt=(0.013~0.022) 估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学[Ⅰ]中的表8-14,表8-15选取齿轮的公差组为7级 小轮分度圆直径d1,查机械手册得 齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置,取=0.3 小轮齿数Z3 在推荐值20~40中选Z3=27 大轮齿数Z4 Z4=i·Z3=1.45×27=39.15圆整取Z4=40 齿数比u= Z2/ Z1=40/27 传动比误差△u/u △u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020误差在±5%范围内,所以符合要求 小轮转矩T3 由公式得T3=9550P/n3 =9550×/1029 =2696.509KN·mm 载荷系数K 由公式得 使用系数 查表得=2.2 动载荷系数 查表得=1.4 齿向载荷分布系数 查表得=1.08 齿间载荷分配系数 由公式及β=0得 εγ=εα== =1.68 查表并插值得=1.1 则载荷系数的初值 = =2.2×1.4×1.08×1.1=3.65 弹性系数 查表得=189.8 节点影响系数 查表得(β=0,x3=0.2662、x4=0.2611)=2.35 重合度系数 查表得()=0.856 许用接触应力 由公式得 接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2 =1300 N/mm2 应力循环次数由公式得:N3=60njLh=60×1029×1×(24×300×8)=3.56×109 N4=N3/u=3.56×109/1.48=2.41×109 则查表得接触强度的寿命系数、(不允许有点蚀) ==1 硬化系数查表及说明得 =1 按接触强度安全系数 查表,按较高可靠强度=1.25~1.3取 =1.2则 =1650×1×1/1.2 =1375 N/mm2 =1300×1×1/1.2 =1083 N/mm2 D3的设计初值d3t为 ≥205.508mm 齿轮模数m m=d3t/Z3 =205.508/27 =7.615 查表取m=10 小齿轮分度圆直径的参数圆整值=Z3m =27×10 =270mm 圆周速 与估计值vt=14.26m/s 很相近,对值影响不大,不必修正 =t=1.4, 小齿轮分度圆直径mm 大齿轮分度圆直径mm 中心矩 齿宽 考虑到受内部花键的影响取 大齿轮齿宽mm 小齿轮齿宽mm 考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径,在大小齿轮间加二级惰轮组由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩,所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取10,惰轮的齿数按推荐值取,变位系数取,也采用圆柱直齿渐开线齿形。 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式 齿形系数 查表得 小轮 2.1 大轮 2.063 应力修正系数 查表得 小轮 =1.85 大轮 =1.855 重合度系数 由公式 许用弯曲应力 由式 弯曲疲劳极限 查表得=1100N/mm2 =660 N/mm2 弯曲寿命系数 查表得==1 尺寸系数 查表得=1 安全系数 查表得=1.6 则 =1100×1×1/1.6=687.5 =660×1×1/1.6=412.5 故 241.44N/mm2≤ 164.99N/mm2≤ 所以齿根弯曲强度足够,其他尺寸的计算 已知参数: 计算参数:啮合角 按如下公式计算 中心矩变动系数 按如下公式计算 中心矩 按如下公式计算 齿高变动系数 按如下公式计算 齿顶高 按如下公式计算 齿根高 按如下公式计算=(+-x)m 齿全高 =(2+-)m 齿顶圆直径 =d1±2 齿根圆直径 =d1-2 二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值: 啮合角 = 中心矩变动系数 = 0.5069 中心矩 = 305.06mm 齿高变动系数 = 0.0229 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 254.10mm 第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值: 啮合角 = 中心矩变动系数 = 0.4926 中心矩 = 334.926mm 齿高变动系数 = 0.0346 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值: 啮合角 = 中心矩变动系数 = 0.5055 中心矩 = 370.055mm 齿高变动系数 = 0.0192 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 = 380.22mm 注:其他的大、小齿轮参数一样。 小齿轮的结构设计:考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连,因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接,二轴齿轮 中心轮组齿轮结构: 第二级惰轮的结构: 2.5截割部第一级行星传动设计 选择行星传动的类型为2K-H[A]。 选择齿轮的材料及热处理 太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA,渗碳淬火,齿面硬度为:太阳轮aHRC=60;行星轮Ghrc=58。内齿圈b选用40Cr调质,硬度为HB=256。 此传动采用直齿圆柱齿轮,精度等级为8-7-7,齿面光洁度为△7。 采用太阳轮a浮动的均载机构,各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为:KPH=1.1(计算接触强度时);KPF=1.15(计算弯曲强度时) 由公式得,=1-5.36=-4.36,,由此查表得取行星轮的个数为np=3. 确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=19,则 Zb=pZa=4.36×19=82.84 同时考虑“转配条件”,故取Zb=83,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少,仅为0.2%,对动力传动完全合用; 其次计算行星轮g的名义吃数值 取,选取高变位齿轮传动,所以 1) 强度计算 a) 外齿轮副a-g的强度计算 A. 计算中心距 根据公式 式中各参数的数值计算如下: 齿数比 齿宽系数 查表取为: 材料系数ZE 查表取ZE=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.5 转矩T1 根据公式 =9.55×106 =1.53×106 Nmm 载荷系数 工作情况系数KA查表得 KA=1 动载荷系数 查表得 =1.3 载荷分布系数 查表得 , 故 许用接触应力 按下式计算: (N/mm2) 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC 对太阳轮a =23×60=1380(N/mm2) 对行星轮g =23×58=1334(N/mm2) 安全系数取为 =1.2 齿面光洁度系数 =1.0 速度系数 =1 接触寿命系数 其中应力循环系数 =30HB2.4 对太阳轮a =30×6142.4=1.47×108 对行星轮g =30×5782.4=1.28×108 齿轮的应力循环次数按下式计算 对太阳轮a为 对行星轮g为 按每天工作24小时,每年工作300天,使用寿命10年,计算出t=24×300×10=72000 (h) 根据传动比 及 可计算出 ∵ ∴ 故太阳轮a的循环次数为 行星轮g的循环次数为 因,故取 于是有太阳轮a的许用接触应力为 行星轮g的许用接触应力为 计算时应取较小的 将以上各值代入按接触强度计算的中心距圆整中心距,取工作中心距 B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87,取m=7 C. 确定变位系数、 因工作中心距=180(mm) 标准中心距 比较,故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动(正传动) 按下式计算啮合角和 计算得啮合角.38° 总变位系数 按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 , D. 校核接触强度 根据公式有 按,查表得2.1 小齿轮分度圆直径 (mm) 根据 所以重新取 ,那么 将所求的各值代入接触强度校核公式 所以满足接触强度 E. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750(N/mm2) 因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷,故应取=750×0.8=600(N/mm2) 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4×106,故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 , =1.2 故 从而载荷系数 转矩(Nmm) 齿行系数查表有 太阳轮a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数查表有 太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力 所以都满足弯曲强度 b) 内齿轮副g-b的强度计算 A. 变位系数的确定 标准中心距 a> aw=180(mm) 故应采用变位齿轮传动(负传动) 再按下式计算啮合角和 得°10、12〃,总变位系数0.00438 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686 B. 校核接触强度 根据校核的公式 查表有=189.8 按,查表得=2.5 齿数比=2.677 小齿轮分度圆直径 =7×31=217(mm) 齿宽系数 查表取=0.315 转矩 =1.58×106×=2.577×106(Nmm) 根据=0.238 ,查图取 根据 查图有 0.3 =1+(1.02-1)×0.3=1 1.4×1=1.4 许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有 =2HB+70=2×265+70=600(N/mm2) 因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果,当Zb/Zg=83/31=2.677>2 时应将降低8%,即内齿轮b的接触疲劳 极限=600×0.92 =552(N/mm2) 安全系数 取为=1.1,ZR=1.2,ZV=1 内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 129.392×3×72000=1.677×109 因Nl〉N0,故ZN=1 于是内齿轮b的许用接触应力 将求得的个值代入接触强度的校核公式有< C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8×265=477(N/mm2) YN=1,YX=1,SF=1.75, 查表有 , 于是 扭矩 取内齿轮b的齿形系数 YF=1.96 应力集中系数 YS=1.97 行星轮的齿根弯曲应力 < 内齿轮b的齿根弯曲应力 〈 校核结果表明,此传动的承载能力满足要求。 2.6截割部第二级行星齿轮传动设计 1) 选择行星传动的类型为2K-H[A]。 2) 选择齿轮的材料及热处理 太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA,渗碳淬火,齿面硬度为:太阳轮aHRC=60;行星轮Ghrc=58。内齿圈b选用40Cr调质,硬度为HB=256。 3) 此传动采用直齿圆柱齿轮,精度等级为8-7-7,齿面光洁度为△7。 采用太阳轮a浮动的均载机构,各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为:KPH=1.1(计算接触强度时);KPF=1.15(计算弯曲强度时) 4) 行星轮个数的确定:由公式得,=1-4.66=-3.66,,由此查表得取行星轮的个数为np=4. 5) 确定各轮的齿数Za 、Zg 、Zb: 首先试选太阳轮a的齿数Za=18,则 Zb=pZa=3.66×18=65.88 同时考虑“转配条件”,故取Zb=66,即 中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少,仅为0.2%,对动力传动完全合用; 其次计算行星轮g的名义吃数值 取,选取高变位齿轮传动,所以 6) 强度计算 a) 外齿轮副a-g的强度计算 A. 计算中心距 根据公式 式中各参数的数值计算如下: 齿数比 齿宽系数 查表取为: 材料系数ZE 查表取ZE=189.8 节点啮合系数ZH 查表得ZH=2.5 转矩T1 根据公式 =9.55×106 =5.17×106 Nmm 载荷系数 工作情况系数KA查表得 KA=1 动载荷系数 查表得=1.3 载荷分布系数 查表得 , 故 许用接触应力 按下式计算: (N/mm2) 齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有 =23HRC 对太阳轮a =23×60=1380(N/mm2) 对行星轮g =23×58=1334(N/mm2) 安全系数取为 =1.2 齿面光洁度系数 =1.0 速度系数 =1 接触寿命系数 其中应力循环系数 =30HB2.4 对太阳轮a =30×6142.4=1.47×108 对行星轮g =30×5782.4=1.28×108 齿轮的应力循环次数按下式计算 对太阳轮a为 对行星轮g为 按每天工作24小时,每年工作300天,使用寿命10年,计算出t=24×300×10=72000 (h) 根据传动比 及 可计算出 ∵ ∴ 故太阳轮a的循环次数为 行星轮g的循环次数为 因,故取 于是有太阳轮a的许用接触应力为 行星轮g的许用接触应力为 计算时应取较小的 将以上各值代入按接触强度计算的中心距 圆整中心距,取工作中心距 B. 确定齿轮模数m 根据BG1357-87,取m=11 C. 确定变位系数、 因工作中心距=228(mm) 标准中心距 比较,故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动(正传动) 按下式计算啮合角和 计算得啮合角.38° 总变位系数 按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 , D. 校核接触强度 根据公式有 按,查表得2.24 小齿轮分度圆直径 (mm) 根据 所以 将所求的各值代入接触强度校核公式所以满足接触强度 E. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =750(N/mm2) 因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷,故应取=750× 0.8=600(N/mm2) 安全系数取为 =1.75 尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4×106,故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得 , =1.2 故 从而载荷系数 转矩(Nmm) 齿行系数查表有 太阳轮a =2.08 行星轮g =1.98 齿根应力集中系数查表有 太阳轮a =1.83 行星轮g =1.97 将求得的各值代入弯曲强度校核公式有 太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力 所以都满足弯曲强度 b) 内齿轮副g-b的强度计算 A. 变位系数的确定 标准中心距 a>aw=228(mm) 故应采用变位齿轮传动(负传动) 再按下式计算啮合角和 得°54、,总变位系数0.0011 已有 xg=0.2590 所以xb=0.2579 B. 校核接触强度 根据校核的公式 查表有=189.8 按,查表得=2.52 齿数比=2.869 小齿轮分度圆直径 =11×23=253(mm) 齿宽系数 查表取=0.315 转矩 =6.827×106×=8.723Nmm) 根据=0.238 ,查图取 根据 查图有 0.3 =1+(1.02-1)×0.3=1 1.3×1=1.3 许用接触应力 对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限 查表有 =2HB+70=2×265+70=600(N/mm2) 因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果,当Zb/Zg=66/23=2.869>2 时应将降低8%,即内齿轮b的接触疲劳 极限=600×0.92 =552(N/mm2) 安全系数 取为=1.1,ZR=1.2,ZV=1 内齿轮b的应力循环基数 内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 79.533×4×72000=1.374×109 因Nl〉N0,故ZN=1 于是内齿轮b的许用接触应力 将求得的个值代入接触强度的校核公式有< C. 校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限 =1.8HB=1.8×265=477(N/mm2) YN=1,YX=1,SF=1.75, 查表有 , 于是 扭矩 取内齿轮b的齿形系数 YF=1.96 应力集中系数 YS=1.97 行星轮的齿根弯曲应力 < 内齿轮b的齿根弯曲应力 < 所以满足弯曲强度 校核结果表明,此传动的承载能力满足要求。 第三章 截割部辅助零部件的设计 3.1齿轮轴1的设计及校核 1) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为,淬火渗碳处理。按《机械设计工程学2》4-2查表取 A=107可得: 考虑到轴中空取:d=120mm 2) 轴的结构设计 装配方案如图: 轴段1 装配轴承 ,=d=120mm选圆柱滚子轴承NJ224E 轴段 2 为了给轴承定位,根据轴承的定位尺寸取=150mm,考虑到齿轮与箱体的间隔 取 轴段 3 此段为轴齿轮,=224mm, 轴段 4 此段和轴段 2一样给轴承定位,齿轮与箱体的间隔。取 =150mm, 轴段 5 此段和轴段 1一样装配轴承,选圆柱滚子轴承NJ224E 但考虑到内花键的影响取 3) 轴的强度校核 a) 轴的载荷 圆周力: 轴向力: 支反力:水平面 垂直面 弯矩: 水平面 垂直面 合成弯矩: 当量弯矩: b) 校核轴的强度 轴的材料为,淬火渗碳。由表4-1查得,则[]=0.09-0.1,即58-65,取[]=60,轴的计算应力为 所以强度满足强度要求 4) 轴承强度的校核 a) 查《机械设计手册》圆柱滚子轴承NJ224E的主要性能参数: b) 计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 c) 轴承的当量载荷 即: d) 轴承的寿命 因为=,固都可以,由《机械设计工程学2》表5-9 ,5-10 查得: 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为:10000-30000 所以满足要求 3.2第一级惰轮轴的设计及校核 1) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。按《机械设计工程学2》4-2查表取 A=115可得: 考虑到轴为心轴:取 d=115mm 2) 轴的结构设计 装配方案如图 轴段1 装配箱体 ,=d=115mm考虑到箱体的厚度,以及与齿轮的间隔取: 轴段 2 为了方便装配轴承,根据选取的轴承的尺寸取=120mm,选取的轴承为:圆柱滚子轴承NJ224E 考虑到轴段1次段应该缩进4mm 取 轴段 3 此段为装配箱体,考虑圆柱滚子轴承NJ224E的装配尺寸取:=140mm 跟轴段1考虑到箱体的厚度,以及与齿轮的间隔取: 3) 轴的强度校核 a) 轴的载荷 圆周力: 轴向力: 支反力:水平面 垂直面 弯矩: 水平面 垂直面 合成弯矩: 当量弯矩: b) 校核轴的强度 轴的材料为45钢,淬火渗碳。由表4-1查得 则[]=0.09-0.1,即58-65,取[]=60,轴的计算应力为 所以满足强度满足 4) 轴承强度的校核 a) 查《机械设计手册》调心滚子轴承22216c/w33的主要性能参数: b) 计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 c) 轴承的当量载荷 即: d) 轴承的寿命 因为=,固都可以,由《机械设计工程学2》表5-9 ,5-10 查得: 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为:10000-30000 完全满足要求 3.3齿轮二轴的设计及校核 1) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为,淬火渗碳处理。按《机械设计工程学2》4-2查表取 A=107可得: 考虑到轴承的承受能力以及花键的影响 取:d=140mm 2) 轴的结构设计 装配方案如图 轴段1 装配轴承 ,=d=140mm选圆柱滚子轴承NJ228E 轴段 2 根据轴承的定位尺寸取=165mm,考虑到齿轮与箱体的间隔 取 轴段 3 此轴段为轴齿轮 =270mm, 轴段 4 此轴段为台阶用于齿轮的轴向定位 取=180mm, 轴段 5 此段装配齿轮,考虑内花键的影响以及齿轮4的承受能力取, 轴段6 此段和轴段 1一样装配轴承,选圆柱滚子轴承选圆柱滚子轴承NJ228E ,考虑到要与箱体的接触 3) 轴的强度校核 a) 轴的载荷 圆周力: 轴向力: 支反力:水平面 垂直面 弯矩: 水平面 垂直面 合成弯矩: 当量弯矩: b) 校核轴的强度 轴的材料为45钢,淬火渗碳。由表4-1查得 则[]=0.09-0.1,即58-65,取[]=60,轴的计 算应力为 强度满足 4) 轴承强度的校核 a) 查《机械设计手册》圆柱滚子轴承选圆柱滚子轴承NJ228E 的主要性能参数: b) 计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 c) 轴承的当量载荷 即: d) 轴承的寿命 因为,由《机械设计工程学2》表5-9 ,5-10 查得: 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为:10000-30000 所以满足要求 3.4第二级惰轮轴的设计及校核 1) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理。按《机械设计工程学2》4-2查表取 A=115可得: 取 d=110mm 2) 轴的结构设计 装配方案如图 轴段1 装配箱体 ,=d=110mm考虑到箱体的厚度,以及与 齿轮的间隔取: 轴段 2 为了方便装配轴承,根据选取的轴承的尺寸取=120mm,选取的轴承为:两个调心滚子轴承22224CC/W33 120x215x58 考虑到轴段1次段应该缩进4mm 取 轴段 3 此段为装配箱体,考虑调心滚子轴承的装配尺寸取:=140mm 跟轴段1考虑到箱体的厚度,以及与齿轮的间隔取: 3) 轴的强度校核 a) 轴的载荷圆周力: 轴向力: 支反力:水平面 垂直面 弯矩: 水平面 垂直面 合成弯矩: 当量弯矩: b) 校核轴的强度 轴的材料为45钢,淬火渗碳。由表4-1查得 则[]=0.09-0.1,即58-65,取[]=60,轴的计算应力为 所以强度满足 4) 轴承强度的校核 a) 查《机械设计手册》调心滚子轴承22224CC/W33 120x215x58的主要性能参数: b) 计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 c) 轴承的当量载荷 即: d) 轴承的寿命 因为=,固都可以,由《机械设计工程学2》表5-9 ,5-10 查得: 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为:10000-30000 所以满足寿命要求 3.5中心齿轮轴的设计及校核 1) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为,淬火渗碳处理。按《机械设计工程学2》4-2查表取 A=107可得: 考虑到中空以及内花键的影响 取 d=170mm 2) 轴的结构设计 装配方案如图: 轴段1 用于安装两个骨架油封,取=d=170mm 轴段2 装配轴承 ,=200mm选圆柱滚子轴承NCT2940V 轴段 3 为了给轴承定位,根据轴承的定位尺寸取=220mm,考虑到齿轮与箱体的间隔 取 轴段 4 此段为轴齿轮,=400mm, 轴段 5 此段和轴段 2一样给轴承定位,齿轮与箱体的间隔。取=220mm, 轴段 6 此段和轴段 1一样装配轴承,选圆柱滚子轴承NCT2940V 轴段 7 和轴段1一样用于安装两个骨架油封,取=d=170mm 3) 轴的强度校核 a) 轴的载荷 圆周力: 轴向力: 支反力:水平面 垂直面 弯矩: 水平面 垂直面 合成弯矩: 当量弯 b) 校核轴的强度 轴的材料为,淬火渗碳。由表4-1查得,则[]=0.09-0.1,即58-65,取[]=60,轴的计算应力为 所以强度满足强度要求 4) 轴承强度的校核 a) 查《机械设计手册》圆柱滚子轴承NCT2940V的主要性能参数: b) 计算轴承支反力 水平支反力 垂直支反力 合成支反力 c) 轴承的当量载荷 即: d) 轴承的寿命 因为=,固都可以,由《机械设计工程学2》表5-9 ,5-10 查得: 按式5-5 采煤机的轴承寿命要求为:10000-30000 所以满足要求 3.6截割部花键连接强度校核 1、电动机输出轴与齿轮啮合处的花键 花键的参数: D=80(mm) d=75(mm) m=5 Z=16 L=71(mm) 1) 花键连接强度校核: 按花键的挤压强度校核,校核公式: 载荷计算: 输入转矩 各齿间载荷不均匀系数取 键齿工作高度h=m=5(mm) 平均直径 查表取 将以上结果带入校核公式得 所以满足要求 2、二轴处与齿轮啮合的花键 1) 花键的参数: D=150(mm) m=5 Z=30 l=57(mm) 2) 花键连接强度校核: 按花键的挤压强度校核,校核公式: 载荷计算: 输入转矩3494019Nmm 各齿间载荷不均匀系数取 键齿工作高度h=m=5(mm) 平均直径 查表取 将以上结果带入校核公式得 所以满足要求 3、中心轮与太阳轮啮合处的花键 1) 花键的参数: D=120(mm) m=5 Z=24 l=90(mm) 2) 花键连接强度校核: 按花键的挤压强度校核,校核公式: 载荷计算: 输入转矩 各齿间载荷不均匀系数取 键齿工作高度h=m=5(mm) 平均直径 查表取 将以上结果带入校核公式得 所以满足要求 4、第一级行星减速器机架与第二级行星减速器太阳轮啮合处的花键 1) 花键的参数: D=165(mm) m=5 Z=33 L=78(mm) 2) 花键连接强度校核: 按花键的挤压强度校核,校核公式: 载荷计算: 输入转矩 各齿间载荷不均匀系数取 键齿工作高度h=m=5(mm) 平均直径 查表取 将以上结果带入校核公式得 所以满足要求 5、方法兰与第二级行星减速器机架啮合处的花键 1) 花键的参数: D=360(mm) m=5 Z=72 L=100(mm) 2) 花键连接强度校核: 按花键的挤压强度校核,校核公式: 载荷计算: 输入转矩 各齿间载荷不均匀系数取 键齿工作高度h=m=5(mm) 平均直径 查表取 将以上结果带入校核公式得 所以满足要求 第四章 辅助零部件概述 4.1机身 本文所设计的采煤机截割部辅助零部件主要包括:机身连接主要是由平滑靴及其支撑支架、液压拉缸、高强度螺栓、高强度螺母、调高螺母、调高油缸、铰接摇臂的连接件以及各部位的连接零件、采煤机的护板等组成,其结构具有以下特点: (1)该型交流电牵引采煤机采用无底托架总体结构型式,其机身由四段组成,四段机身连接以液压拉杠和二十四个高强度螺栓、螺母的予紧力作用下,将采煤机四段机身联为一个刚性整体。四条液压拉杠的各项参数见表6-1, 序号 液压拉杠代号 螺纹规格 预紧力 预紧力 伸长量 1 N98-1 M42×3 464.1 150 4.75 2 N98-2 M42×3 464.1 150 5.78 3 N98-3 M42×3 464.1 150 5.75 4 N98-4 M42×3 464.1 150 7.65 液压油缸的工作原理如下: 在液压拉杠两端分别安装高强度螺母,其中一端再安装液压拉紧装置,液压拉紧装置在高压手动泵超高压油的作用下,使液压拉杠拉长一定尺寸,接近其材料的弹性极限,这时在高强度螺母和机壳紧固的断面之间,产生了一个间隙,拧紧高强度螺母,消除间隙,再卸去液压力,去掉拉紧装置,此时,液压拉杠不能回缩,达到预期的紧固和防松的目的 注意事项,液压拉杠在紧固之前,高强度螺母在液压拉杠的端头螺纹上必须转动灵活。紧固分两步进行,先用50%的压力使四条液压拉杠将三段箱体连成一个整体,然后再用接近所要求的压力紧固,并防止压力超限。拆卸液压拉杠时,瞬时压力可达到所要求的压力值,防止压力超限。 (2 ) 左右摇臂减速箱壳体分别与左右牵引部, 铰接,左右摇臂的小支臂耳与调高油缸活塞杆用销轴铰接,结构简单。 (3)根据采煤机工作面三机配套的需要,可以方便地改变平滑靴组件和平滑靴支撑架板的结构和尺寸,以适应与各种型号工作面运输机的配套要求, 4.2托缆装置 托缆装置用一组螺栓固定在采煤机电控箱机壳右侧老塘侧。 采煤机得主电缆和水管从顺槽进入工作面。从工作面端头到工作面重点地这一段电缆和水管固定铺设在输送机电缆槽内,从工作面中点到采煤机之间的水管则需要往返移动,为避免电缆和水管在托缆过程中受拉受挤,将它装在一条U型或H型电缆夹板链中。该机主电缆为两根70平方或一根95平方隔爆橡胶电缆,进水管通径为 32K1或K2标准。 4.3喷雾冷却系统 1、喷雾冷却系统的作用: (1)为滚筒提供内喷雾,降低工作面粉尘含量,改善工人的工作条件。 (2)冷却截割电机、牵引电机和泵站电机。 (3)冷却截割传动部和牵引传动部。 (4) 冷却油箱和变频器/变压器。 (5)用于外喷雾,冲淡瓦斯和湿润煤层等。 2、喷雾冷却系统组成: 喷雾冷却系统主要由水阀组件、接头、软管和喷水块等组成。 3、喷雾冷却系统: 来自喷雾泵站的水通过水阀组件的进水口进入采煤机,要求进水压力7MPa,流量320l/min,进入水阀组件的水通过阀内的过滤器后分两路: 一路在阀内分两支路,分别将水送到左、右滚筒 ,用于滚筒的内喷雾,左、右滚筒的水量可调节。 另一路通过阀内的减压阀后分两路。一路又分两路,一路水进入牵引传动冷却器对牵引传动进行冷却,之后进入泵站电机,对泵站电机冷却后再进入油箱冷却器,对油箱进行冷却后进入牵引电机,对牵引电机进行冷却后通过固定在摇臂上的喷水块的喷咀将水喷向滚筒;另一路水进入截割传动冷却器,对截割部进行冷却后再进入截割电机,对截割电机进行冷却后通过固定在摇臂上的喷水块的喷咀将水喷向滚筒。另一路水又分三路,一路水进入变频器和变压器,对变频器和变压器进行冷却后通过固定在摇臂上的喷水块的喷咀将水喷向滚筒;另一路水进入牵引传动冷却器,对牵引传动进行冷却之后再进入牵引电机,对牵引电机冷却之后,通过固定在摇臂上的喷水块的喷咀将水喷向滚筒,第三路水进入截割传动冷却器,冷却了截割部之后再进入截割电机,之后通过安装在摇臂上的喷水块的喷咀将水喷向滚筒。 详见图6-1喷雾冷却系统图。 图6-1 喷雾冷却系统图 4.4辅助液压系统 辅助液压系统的作用及组成 (1)摇臂的升降 摇臂的升降通过调高油缸来实现。在调高油缸的端部安装有组合阀,在组合阀内设有两个交叉油路安全阀,压力油通过组合阀进入调高油缸,组合阀中交叉油路安全阀用来防止油缸过载。 (2)采煤机行走牵引的停止/启动 每个牵引部后侧都安装有一个制动器。当泵站停止向其供油时制动器起作用,摩擦片上产生的摩擦力阻止轴齿轮转动,从而销轨轮停止传动,保证采煤机的安全。 为了松开制动器,让采煤机沿工作面运行,首先起动泵站电机,辅助压力油通过管道接头进入制动器,克服碟形弹簧的作用力,松开摩擦片,轴齿轮转动,最终带动销轨轮转动。 (3)截割部和行走部的注油 在采煤机的采空侧安装有四个注油接头,中间两个分别向左、右截割部注油,两边两个分别向左、右牵引部注油。当截割部或牵引部油量不够时,使用便携式油压驱动滤油机向截割部或牵引部注油。 4.5护板及拆卸工具 护板及拆卸工具部分主要由压杆式黄油枪、便携式油压驱动滤油机、拖缆装置、软管护栏、控制盒护罩、滚筒拆卸工具、钳子、油缸楔块提取器、油缸导向套扳手、油缸铰销提取器、主机架起吊工具、外牵引定位销提取器、摇臂铰销轴提取器、摇臂楔块提取器等组成。 (1)注油 压杆式黄油枪主要用来给外牵引注黄油;便携式油压驱动滤油机有两台,分别用来注射齿轮油和液压油;齿轮油注油嘴是注射齿轮油时使用的连接工具,液压油注油嘴是注射液压油时使用的连接工具。 (2)保护 软管护栏是为了防止软管掉下机子与别的物体碰撞摩擦而损坏,它固定在主机架采空侧的边缘;控制盒护罩有两个,分布于主机架采空侧的两端,主要用来保护控制盒,防止煤块或别的东西碰撞控制盒而造成失效;拖缆装置固定在主机架上顶板的采空侧,下方与电缆夹相连接,用来拖移电缆,为了防止电缆由于往复弯曲而造成损坏,使电缆有更大的弯曲半径,拖缆装置采用铰接结构。 (3)安装与拆卸 滚筒拆卸工具是拆卸滚筒时使用的专用工具;钳子是安装和拆卸滚筒上齿套固定装置——挡圈的工具;主机架起吊工具是安装和拆卸采煤机过程中起吊主机架的工具,安装于主机架两端与摇臂连接的地方;外牵引定位销提取器是拆卸外牵引定位销时使用的工具;摇臂铰销轴提取器是拆卸摇臂铰销轴时使用的专用工具;摇臂楔块提取器是拆卸摇臂楔块时使用的工具;拆卸调高油缸铰销时可使用油缸铰销提取器;拆卸调高油缸导向套时可使用油缸导向套扳手;拆卸油缸楔块时可使用油缸楔块提取器。 4.6螺旋滚筒 滚筒是采煤机的工作机构,其作用主要有二:一是从煤壁上将煤截割下来;二是靠滚筒上的螺旋叶片将截割下来的煤装到工作面刮板输送机上。另外,滚筒的内喷雾还可冷却截齿延长其使用寿命,喷雾降尘改善工作条件,冲淡瓦斯湿润煤层等。此外,滚筒的结构和参数对煤的块率、煤尘的生成量及采煤机整机工作的稳定性等也有一定的影响。 截割滚筒为螺旋焊接结构滚筒,为了适应电牵引采煤机的需要,该滚筒采用四头螺旋叶片;为了提高开机率充分发挥电牵引采煤机的效力,截割刀具采用截齿、齿套、齿座三件组合式镐型刀具,增加了端盘、叶片和壳体的厚度以提高滚筒的强度,增加其可靠性。滚筒的端盘采用碟形结构,以减少滚筒割煤过程中端盘与煤壁的摩擦损耗,减小了采煤机前进过程中的牵引阻力,如图8-1截割滚筒所示。 采煤机设有内喷雾装置,以提高降尘效果。在滚筒的螺旋叶片上钻有径向小孔水道,每一个水道安装一只喷咀,每只喷咀布置在截齿与截齿之间,离截齿较近,以便在煤尘尚未扩散之前就将其扑落,由此大大提高了降尘效果,端盘上也布置了多只喷咀。 滚筒的连接方式采用锥形法兰机构,利用锥形法兰机构把截割滚筒安装在摇臂的输出轴上。并用螺栓进行轴向固定,以防止滚筒割煤过程中产生的轴向移动。螺栓安装好后,必须用铁丝串接降松。 滚筒的拆卸及注意事项: 先将滚筒与摇臂输出轴的连接螺丝取出,再用滚筒拆卸工具将滚筒拆下来。 滚筒截齿: 每次截割开始前或规定检修期间,应检查截齿(如每割一个班)。 检查截齿须达到有一整套适用型号和规格的截齿与滚筒配套。 结论 此次毕业设计历时近三个月,在这三个月之中有过苦闷,也有过欣喜;有个失误,也有过成功。纵观此次毕业设计,我觉得受益匪浅。尤其是在陈飞老师的悉心指导和监督下,使我收到了此生都难以忘怀的教育。 通过收集一些原始数据资料,对各种采煤机的工作原理和优缺点有了基本的了解,并对电牵引采煤机有了初步的设计思路。设计中,我学习和巩固了学多机械传动等方面的知识点,开阔了思路。在这过程中,我遇到了许多未接触的问题,通过老师的指导、查阅资料这些问题都得到了解决,并使我学习到了很多东西。 回顾以前三年多的基础知识的学习,在完成设计的过程中,使我感到书本知识与实际的距离,深刻体会到理论联系实际的重要性。才发现学以致用的必要性。毕业设计就是理论联系实际的一次大检验,通过它发现自己的不足之处。锻炼自己发现问题,分析问题,解决问题的能力。为以后的工作打下坚实的基础。本次毕业设计主要是针对采煤机总体方案设计开发,采用截割电机横向布置法,这样即减少了一对伞齿轮、提高了强度又使采煤机机身缩短。 本采煤机截割部主要是采煤机的摇臂,包括五级减速器,其中有三级是直齿减速,还有二级是行星减速。因此说明书主要是对齿轮的设计和各轴、轴承、键、及其花键的效核。最后经过校核,本采煤机满足设计要求。 参考文献 1.王洪欣、李 木、刘秉忠,机械设计工程学[Ⅰ],中国矿业大学出版社,2001 2.唐大放、冯晓宁、杨现卿,机械设计工程学[Ⅱ],中国矿业大学出版社,2001 3.李昌熙、沈立山、高 荣,采煤机,中国矿业大学出版社,1992 4.马新民、钟光耀,煤矿机械,中国矿业大学出版社,1989 5.程居山等,矿山机械,中国矿业大学出版社,1997 6.李爱军、曾维鑫,画法几何及机械制图,中国矿业大学出版社,2002 7.杨廷栋、周寿华、申 哲,渐开线齿轮行星传动,成都科技大学出版社,1989 8.江旭昌,大变位齿轮,中国建材工业出版社,2001 9.机械设计手册,机械工业出版社,1996 10.赫桐生,理论力学,高等教育出版社,2003 11.刘鸿文,材料力学[Ⅰ]、[Ⅱ],高等教育出版社,2003 12.张世洪等,电牵引采煤机的技术现状与发展趋势,2001 13.何敬德等,国内外煤矿采掘运装备技术现状、发展对策和思考,煤矿机电,2002 14.刘春生,国内大功率自动化电牵引采煤机的现状和发展,煤矿机电,2004 15.戴绍诚等,高产高效综合机械化采煤技术与装备,煤炭工业出版社,1997 16.梁正强,机械零件设计计算实例,国防工业出版社,1989 17.饶振纲,行星机构传动设计,国防工业出版社,1980 18.于学谦、方佳雨,矿山运输机械,中国矿业大学出版社,1989 本文档由香当网(https://www.xiangdang.net)用户上传

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    zhuanyewenku

    贡献于2019-05-10

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