機械畢業(yè)設計（論文）-中薄煤層層采煤機截割部設計（全套圖紙） .pdf

i 摘 要 我國煤炭中薄煤層儲量豐富，對小功率采煤機的需求量也比較大。而炮 采安全性比較低，生產率也比較低；綜采對設備要求較高，而且投資費用比 較大。所以對中薄煤層來說開發(fā)適應高檔普采的采煤機是非常必要的，而本 設計的采煤機正是針對中薄煤層適應高普而進行的設計。 采煤機的截割部機械傳動由三級直齒傳動和一級行星機傳動實現，且末 級采用太陽輪浮動形式的行星傳動。采取搖臂結構形式以增大滾筒的過煤空 間進而提高裝煤效率；為了適應不同的采高，通過更換三軸和四軸相應配對 齒輪可實現三檔變速實現三級工作轉速分。并對各級齒輪及相應的傳動軸進 行了設計計算和相應的校核，結果滿足設計要求。 關鍵詞 ： 采煤機 ； 截割部 ； 行星機構 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 ii abstract in the present coal mine of our country,the thin reserves of coal seam are still rich,are larger for the demand of the small- power machine of coal mining.and cannon pick safety comparison little,productivity is also low;zong pick for equipment requirement higher,and investment cost is compared.so for in thin coal seam development meet the high general machine of coal mining is very necessary.the machine of model of coal mining only aim at in thin coal seam meet the high general design and that goes on. the section of the machine of model of coal mining cut department mechanical transmission from 3 level directly tooth transmission and a level planet machine transmission realization,and end level adopts the planet transmission of the floating form of sun gear.adopt to rocker arm configuration with the coal space of increase cylinder and then raising pack coal efficiency;to suit difference pick is 3 files speed changes high,through changing 3 axle and four- axle corresponding mating gear,can realize realize working rotational.and for different levels gear and corresponding power transmission shaft design calculation and corresponding school nucleus,as a result,satisfy design requirement。 key words : shearer ; coal cutting part ; planet organization iii 目 錄 摘 要. i abstract . ii 第 1 章 緒論 . 1 1.1 采煤機簡介 1 1.2 國內外采煤機發(fā)展及使用狀況 2 1.2.1 采煤機在我國的使用情況 . 2 1.2.2 采煤機在國外的發(fā)展和使用 . 4 1.3 采煤機截割部概述 6 1.4 設計意義 6 第 2 章 截割部傳動總體設計 . 8 2.1 截割部主要設計參數 8 2.2 總體方案確定 8 2.3 截割部電動機的選 9 2.4 截割部傳動比分配 11 第 3 章 截割部系統(tǒng)傳動設計 . 13 3.1 齒輪設計 13 3.1.1 21,z z (惰輪)齒輪設計與校核 . 13 3.1.2 3 z 大齒輪設計與校核 . 23 3.1.3 54,z z 齒輪設計與校核 30 3.1.4 6 z (惰輪)齒輪設計與校核 40 3.1.5 7 z 大齒輪設計與校核 . 49 3.1.6 1098 zzz， 一級行星齒輪設計與校核 . 56 3.2 軸的設計校核及軸承壽命計算 66 iv 3.2.1 軸的設計校核及軸承壽命計算 . 66 3.2.2 軸的設計校核及軸承壽命計算 . 71 3.2.3 軸的設計校核及軸承壽命計算 . 77 3.2.4 行星輪系太陽輪軸的設計校核及軸承壽命計算 . 83 3.2.5 一級行星輪軸的設計校核及軸承壽命計算錯誤！未定義書 簽。 錯誤！未定義書 簽。 3.2.6 一級行星架支承軸承計算 . 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 結 論. 91 致 謝. 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 參 考 文 獻 . 錯誤！未定義書簽。錯誤！未定義書簽。 v contents abstract . abstract . chapter 1 introduction . 1 1.1 introduction 1 shearer . 1 1.2 the development and use status at home and abroad shearer 2 1.2.1 shearer use in china . 2 1.2.2 shearer development and use abroad . 4 1.3 overview shearer cutting unit 6 1.4 design of significance . 6 chapter 2 driving the overall design of cutting unit 8 2.1 the main design parameters of cutting unit 8 2.2 the overall scheme for the 8 2.3 the selection of cutting the department of motor 9 2.4 the distribution of cutting unit of transmission ratio 11 chapter 3 design of the transmission system of cutting unit 13 3.1 gear design. 13 3.1.1 21,z z(idler) gear design and check. 13 3.1.2 3 z design and check large gear . 23 3.1.3 44,z zgear design and check . 30 3.1.4 6 z (idler) gear design and check . 40 3.1.5 7 z design and verification of large gear 49 3.1.6 1098 ,zzzdesign and verification of a planetary gear . 56 3.2 shaft and bearing life calculation design check. 66 3.2.1 shaft and bearing life calculation design check . 66 3.2.2 shaft and bearing life calculation design check . 71 vi 3.2.3 shaft and bearing life calculation design check . 77 3.2.4 planetary design of the sun axle and bearing life calculation checking 83 3.2.5 design of a planetary axle and bearing life calculation checking86 3.2.6 calculation of a planet carrier supporting bearings conclusions89 conclusions 91 acknowledgements 92 bibliography 93 1 第 1 章 緒論 1.1 采煤機簡介 所謂采煤機就是把煤由煤層中采落下來的機械。采煤機是機械化采煤作 業(yè)的主要機械設備，其功能是落煤和裝煤，在工作中能同時把煤裝入輸送機 運出工作面。20 世紀 40 年代初，英國和前蘇聯相繼研制出了鏈式采煤機。 這種采煤機是用截鏈截落煤，在截鏈上安裝有被稱為截齒的專用截煤刀具， 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； 其二是截煤滾筒的裝煤效率不佳， 限制了采煤機生產率的提高。 進入 60 年代，英國、德國、法國和前蘇聯先后對采煤機的截割滾筒做出兩項 革命性改進。其一是截煤滾筒可以在使用中調整其高度，完全解決對煤層賦 存條件的適應性；其二是把圓筒形截煤滾筒改進成螺旋葉片式截煤滾筒， rp =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 煤機成為現代化采煤機械的基礎。可調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，構成綜合機械化采煤設備，使煤炭生產進入高產、 高效、安全和可靠的現代化發(fā)展階段。從此，綜合機械化采煤設備成為各國 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，其性能逐漸完善，生產率和可靠性進一步提高。工況 自動監(jiān)測、故障診斷以及計算機數據處理和數顯等先進的監(jiān)控技術已經在采 煤機上得到應用。 采煤機按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引。無鏈牽引的主要優(yōu)點是： （1） 取消了工作面的牽引鏈， 消除了斷鏈事故和鏈子跳動傷人的事故； （2） 在同一工作面內可以同時使用兩臺或多臺采煤機。從而可以降低 生產成本， 提高工作面的產量。 特別適用于超長的高產高效的工作面的需要； 2 （3） 對底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等的適應性增強等優(yōu)點。 目前煤礦井下廣泛使用的采煤機有兩類：滾筒式采煤機和刨煤機。由于 滾筒式采煤機的采高范圍大，對各種煤層適應性強，能截割硬煤，并能適應 較復雜的頂底板條件， 因而得到了廣泛應用。 現代采煤機必須滿足以下要求： (1) 生產率滿足要求。 (2) 采煤機工作機構能適應煤層厚度變化而工作。 (3) 機身所占空間較小，對薄煤層采煤機尤為重要。 (4) 采煤機可拆成幾個重要部件， 以便下井和運輸， 也便于拆裝和檢修。 (5) 所有電氣設備都應具有防暴性能， 采煤機能在有煤塵瓦斯爆炸危險 的工作面內安全工作。 (6) 電動機、傳動裝置和牽引部應具有超負荷安全保護裝置。 (7) 具有防滑裝置，以防機器沿斜坡自動下滑。 (8) 具有內外噴霧滅塵裝置。 (9) 工作穩(wěn)定可靠，操作簡單方便，操作手把或按鈕盡量集中，日常維 護工作少而容易。 1.2 國內外采煤機發(fā)展及使用狀況 1.2.1 采煤機在我國的使用情況 我國的滾筒式采煤機從 20 世紀 60 年代開始自行研制， 60 年代初研制成 功第 1 臺用于普采工作面的 dy150 型液壓牽引采煤機， 到 60 年代我們已經有 了 mg400/920-wd 型大功率交流電牽引采煤機，整個技術水平得到了較大發(fā) 展?？偟目磥?，滾筒式采煤機總體技術的發(fā)展過程經歷了：牽引方式從液壓 牽引到電牽引、驅動方式從單電機到多電機、總體結構從縱向布置到橫向布 置。采煤機的電控技術也隨之逐步發(fā)展，從引進仿制到自行設計，從分立元 件組成到集成化、plc 和微機控制，逐步走向成熟，趕超國際同行先進水平 5。 以前，薄煤層采煤機可選機型少，可靠性差，功率低，單產低，使我國 薄煤層產量逐年減少，棄采嚴重，資源浪費大，從 80 年代開始，薄煤層采煤 3 機從無到有得到穩(wěn)定發(fā)展。隨著薄煤層采煤機的推廣應用，適用工作范圍擴 大，也暴露了許多缺陷和不足，限制了使用效果。根據薄煤層開采的迫切需 要，開發(fā)適合國情的新一代大功率薄煤層采煤機是非常必要的。目前，哈爾 濱煤礦機械研究所已經研制了五種機型的薄煤層采煤機，都已投入工作中。 以幾種有代表性的機型 bm1100 型薄煤層采煤機，mg150b 型薄煤層采煤機 和最新型的 mg300bw1 型薄煤層采煤機 6。 我國近年來的攻關研究主要集中在交流電牽引采煤機的系列設計，控制 系統(tǒng)及控制功能的開發(fā)上。開發(fā)的系列交流電牽引采煤機，已在國內煤礦逐 步推廣使用，取得了比較明顯的經濟效益。波蘭與中國合作，成功研制了總 裝機功率 344kw 的 kse-344 型薄煤層交流電牽引采煤機的基礎上，陸續(xù)開發(fā) 了用于薄煤層的 kse-360 型、用于中厚煤層的 kse-700 型、kse-800rw/2bp 型和 kse-535s/2bp 型等交流電牽引采煤機。美國 joy 公司研制了 2ls-6ls 型多種多電機橫向布置直流電牽引采煤機。德國開發(fā)了多種形式的電牽引采 煤機，有截割電機縱向布置的 ewd-450/1100-l 型采煤機，esa-300-l 型短機 身直流電牽引采煤機等。日本三井三池制作所研制成功多種截割電機縱向布 置的交流電牽引采煤機，主要有：mcle400-dr6868 型；mcle500-dr101101 型等。 我國從 20 世紀 70 年代中期開始引進采煤機，大體分為以下兩個階段： 80 年代為第一階段， 以單機引進為主， 共引進三十二臺。 這些采煤機在山西、 陜西、山東、黑龍江等一些煤礦試驗，探索性地使用采煤機進行房柱式采煤 法，有些礦井取得了成功的經驗，有些礦井的使用效果不好 7。由于這些設 備不配套，備件供應困難，設備維護和技術管理跟不上等原因，現基本上已 停止使用。九十年代以來為第二階段，以配套引進為主，神東公司和黃陵礦 區(qū)先后引進了 27 臺連續(xù)采煤機及其配套設備。1995 年大柳塔礦最高月進尺 就已經到達 1051 米。2000 年以后，運用 12cm18-10d 連續(xù)采煤機和運煤車 在 18 2 斷面掘進中，平均月進尺在 2000 米以上，榆家梁煤礦月進尺 2705 米，創(chuàng)造了 2002 年世界記錄。上灣煤礦采用旺格維利采煤法，2002 年 4 月 20 日，兩套采煤機日產原煤 10220 噸。同年，該礦用采煤機與連續(xù)運輸系統(tǒng) 等設備配套，在短壁綜采工作面年生產原煤 219 萬噸；用采煤機與運煤車等 設備配套，在短壁綜采工作面年生原煤 101 萬噸，均創(chuàng)造了同類機型 2002 年的世界最好成績， 同時工作面回采率達 70%以上， 節(jié)約了寶貴的煤炭資源。 2003 年 1 月， 上灣礦使用連續(xù)運輸系統(tǒng)作為采煤機的配套設備實現煤巷掘進 4 4656 米的好成績 912。在國內，雖然短壁機械化開采技術逐漸成熟，采煤機 的使用日益增多，但目前我國各研究機構和煤機制造企業(yè)還沒有開發(fā)、研制 成功采煤機，沒有成套國產化的采煤機供煤礦使用。煤炭科學研究院太原分 院初步完成連續(xù)采煤機的設計方案，開發(fā)出與采煤機相配套使用的 xz7000/24/45 型 履 帶 行 走 支 架 、 ly1500/865-10 型 連 續(xù) 運 輸 系 統(tǒng) 和 gp460/150 型履帶行走式給料破碎機。這些采煤機的配套設備在神東礦區(qū)、 兗州礦區(qū)使用時，有些性能達到了國際水平 11。我國煤炭資源分布廣泛，地 質條件復雜多樣。 經過 30 多年的綜合機械化開采， 適合長壁開采的規(guī)則煤田 越來越少，而“三下”壓煤、殘留煤柱和不規(guī)則煤的煤炭儲藏量多達上百億 噸， 長壁開采難以進行， 不開采又必將對我國煤炭資源造成極大的浪費 16，17。 短壁開采技術能很好的解決這一問題，但短壁開采所使用的采煤機及其配套 設備全部需要從國外進口，截齒、滾筒等易磨易損件更需要大量進口，這必 然要影響生產效率、增加噸煤成本。雖然我國的普通滾筒采煤機研制技術比 較成熟，但對于采煤機的研制卻處于起步階段，缺乏必要的基礎研究工作。 采煤機通常由截割機構、裝載機構、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)及安全保護裝置等部分組成。其中，截割機構是采煤機的 重要部件之一，一般包括兩個外滾筒、一個截割鏈（或中間滾筒） 。采煤機工 作在煤或半煤巖條件下，工作面煤巖分布不均、性質多變，具有很大的隨機 性。截割機構直接作用在煤巖上，截割時呈懸臂狀態(tài)，滾筒受力復雜，截割 載荷變化大，容易引起機器較大的振動，從而降低了機器傳動件和連接件的 使用壽命，影響了機器工作的可靠性，并且增加了維修工作量和噸煤成本。 因此說，對采煤機工作機構的研究是整機設計的基礎。通過對工作機構上載 荷狀況的研究，找出其結構參數及運行參數對煤炭品質、生產效率和載荷波 動等的影響關系，搞清連續(xù)采煤機截割的關鍵技術，為建立其工作機構的設 計理論和方法，為研發(fā)適合我國煤層地質條件的國產連續(xù)采煤機，以及建設 高產高效的現代化礦井和發(fā)展國民經濟具有重要意義 13。 1.2.2 采煤機在國外的發(fā)展和使用 20 世紀 40 年代末，美國利諾斯（lee-norse）公司首先在裝煤機機身上 安裝了一個可擺動的落煤截割頭，實現了割煤、落煤和裝煤工序的機械化連 5 續(xù)作業(yè)，這就形成了采煤機的雛形 14。歷經半個多世紀的發(fā)展，采煤機已經 日臻完善，其采掘工藝也走向成熟，不僅在美國，而且世界許多國家，在房 柱式采煤、回收邊角煤以及長壁開采的煤巷快速掘進中得到了廣泛應用，其 單產、單進作業(yè)創(chuàng)造出前所未有的水平，為采煤界所公認 15。 按照落煤機構來劃分，采煤機的發(fā)展大體經歷三個階段：第一階段，20 世紀 40 年代，以利諾斯公司的 cm28h 型和久益機械制造公司（joy manufacturing company）的 3jcm 型和 6cm 型為代表的截鏈式采煤機，主 要用于開采煤炭、鉀堿礦、鋁土礦、頁巖以及永凍土等。采煤機的生產能力 低，且結構復雜，裝煤效果差。第二階段，50 年代，以久益公司的 8cm 型為 代表的擺動式截割頭采煤機，生產能力較高，裝煤效果較好，但機器工作時 振動大，維護費用高。第三階段，60 年代至今，滾筒式連續(xù)采煤機高速發(fā)展， 并日趨成熟。從 80 年代開始，隨著開采工藝的發(fā)展和開采條件的提高，采煤 機不斷向大功率、多功能、系列化和自動化方向發(fā)展，使其適用性和智能性 增強，逐漸成為先進產煤大國的主要采煤設備。第三代滾筒式連續(xù)采煤機， 集破煤、落煤、裝運、行走、電液系統(tǒng)及輔助裝置為一體，達到了很高的制 造水平，其中久益公司的 12cm 型、14cm 型及 17cm 型系列產品代表了當前國 際先進水平。90 年代初期，塔姆洛克奧鋼聯研制出了集安全、環(huán)保和人類工 程學于一體的 abm20 型帶有錨桿機的連續(xù)采煤機。 2000 年久益公司開發(fā)的連 續(xù)采煤機加大了機器的質量和功率，改進了技術性能，使其強度增加，同時 提高了運行速度，降低了噸煤成本。這種采煤機帶有故障診斷裝置并且具有 標準的部件結構，有助于在生產過程中使停工事故降到最低程度。2003 年美 國菲爾奇公司又開發(fā)了一種525 型連續(xù)采煤機錨桿機，集采、掘、落、裝、 行、鉆眼和支護等功能于一體，使采煤機的應用有了重大突破。國外十大煤 炭企業(yè)中有美國的阿齊煤炭公司（美國第二大煤炭公司） 、英國的 rjb 采礦 有限公司（歐洲最大的煤炭公司）和南非的英格威煤炭公司等三家公司使用 不同型號的采煤機進行開采，產煤量約占總產量的五分之一以上。美國是使 用采煤機最多、 使用效果最好的國家。 全國各大煤炭公司共有 2000 多臺采煤 機，其采用短壁機械化采煤法的產量在井工采煤中一直處于領先地位 16-19， 80 年代中期占井工產量的 70%以上。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 2.21 億噸，仍占井工煤炭總產量 的 53% 7。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。 英國井工開采一直以長壁為 6 主， 巷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 8，9，擴大了采煤機的應用范圍，提高了資源回收率。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 10。德國使 用采煤機在海底煤層開采已有 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。 1.3 采煤機截割部概述 采煤機截割部主要由箱體、原電機、輸出軸、減速部分、除塵及冷卻系 統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)等組成。采煤機截割部減速器主要由固定減速器和搖臂行星減 速起兩部分組成，截割部承擔截煤和裝煤任務，是采煤機的主要部件之一。 一個完善的工作機構應滿足以下要求： (1) 能適應不同的煤層和有關地質條件。 (2) 能充分利用煤壁的壓張效應，降低能耗，提高塊煤率，減少煤塵。 (3) 能裝煤和自開缺口。 (4) 載荷均勻分布，機械效率高。 (5) 結構簡單，工作可靠，拆裝維修方便。 采煤機的絕大部分功率是通過截割部減速器傳遞的。截割部工作載荷 大，條件惡劣，外形尺寸受到嚴格限制，可靠性要求很高。而滾筒式采煤機 的采高范圍大，對各種煤層適應性強，能截割硬煤，并能適應較復雜的頂底 板條件，因而得到了廣泛的應用。 1.4 設計意義 隨著現在我國經濟的迅速發(fā)展，對能源的需求量日益增加，作為三大傳 統(tǒng)能源的煤已成為推動我國經濟持續(xù)健康發(fā)展的重要能源保障。而我國目前 7 煤礦大部分都已經經過了多年的開采，由于技術的原因我們一直以來對薄煤 層的開采還不到位，還是有很大的潛力的，對小功率采煤機的需求量比會增 加。所以說開發(fā)小功率采煤機有著長遠的社會效益和良好的經濟效益。而我 國目前薄煤層采煤機的雖然有一些種類的產品，但遠未成形系列化，而且目 前的薄煤層采煤機不能滿足實際工況的需要，我設計的采煤機正是針對中薄 煤層的開采進行的設計，它的設計將有著重大的意義。 8 第 2 章 截割部傳動總體設計 2.1 截割部主要設計參數 采煤高度 mm0 . 33 . 1 適應傾角 30 o 適應煤層硬度 4f 機面高度 m1h 工作轉速 min/r5030 設計生產能力 h/ t500 2.2 總體方案確定 本次設計的采煤機吸收了國內外同類產品的成熟的先進結構，集可靠性 和先進性于一體，具有適應我國的國情，故障率低，方便維修保養(yǎng)，提高開 機率，適用范圍廣的特點，能夠提高高檔普采工作面的單機效率。采高范圍： 0 . 33 . 1；適應傾角: 30；適應煤層硬度:4f 。主要用于中薄煤層的高 普或綜采工作面，可采較硬煤質。是較薄煤層建設高產高效工作面的理想機 型。 根據我國目前煤炭生產現狀，結合制造及使用技術水平，確定本采煤機 的設計方案是： (1) 采煤機的絕大部分功率是通過截煤部減速器傳遞的。截煤部工作載 荷大，條件惡劣，外形尺寸受到嚴格限制，可靠性要求很高。截煤部的總傳 動比一般為 2040，減速級數為 35 級。 (2) 為滿足電動機驅動和變速要求，截煤部傳動系統(tǒng)中須有一對變速齒 輪。 (3) 為了保證搖臂有適當的長度，搖臂減速器中都裝有若干個惰輪。 (4) 在滿足上述各項要求的同時，務使結構簡單，操縱方便，盡可能貫 徹標準化、通用化。 9 設計時采用一級行星減速機構,行星減速器的工作原理為： 當太陽輪轉動 時，驅動行星輪沿本身軸線自轉，因為齒圈固定不轉，所以迫使行星架沿其 軸線轉動。行星架通過花鍵和方形聯接套聯接，將輸出轉矩傳遞到滾筒。行 星齒輪是由四個行星輪同時嚙合傳動， 可以使功率分流， 即增大了傳遞功率， 又縮小了行星機構的體積。齒輪和太陽輪浮動，行星架通過兩端支承軸承定 位在殼體上， 形成雙浮動結構， 可以消除制造誤差對載荷分配不均勻的影響。 太陽輪與行星架有相對轉動，因此在太陽輪與行星架接觸面間裝有聚四氯乙 烯墊塊，用以限制太陽輪的軸向竄動。 以上是本采煤機截割部的指導思想，如圖 1-1。 圖 1-1 截割部傳動方式 1、電動機 2、行星齒輪機構 3、滾筒 2.3 截割部電動機的選 裝機功率： n=)4 . 06 . 0( 60 21 wbxwbx hh kk q + 式中： 1 k 功率利用系數 1 k =0.8 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 10 2 k功率水平系數 2 k =0.9 3 k 后滾筒工作條件系數 3 k =0.8 wbx h采煤機比能耗 wbx h=0.40 a a hh x wbwbx = 2 mm/300= aax t /kwh40 . 0 = wbwbx hh wbxwbx hkh 3 = )8 . 04 . 04 . 04 . 06 . 0( 9 . 08 . 060 50060 + =n 256kw 已知裝機功率為 256kw，按照%90 的功率分配，兩個截割滾筒所需有效 功率為 230.4kw，一個則需要 115.2kw。 傳動裝置總功率 按機械設計課程設計表4.2- 9 422 承齒聯 = 聯軸器效率995 . 0 = 聯 齒輪嚙合效率98 . 0 = 齒 軸承效率99 . 0 = 承 傳動裝置總效率913 . 0 99 . 0 98 . 0 995 . 0 422 = 所需電機輸出功率：kw18.126= w p p 11 通過查閱資料進行計算分配，根據撫順電機廠的技術資料查得其主要技 術參數如下表 2.11 電機特征： 表 2.11 電機特征 電機型號 功率(kw) 轉速(n/min) 電壓（v） ybcs2132 132 1455 1140 2.4 截割部傳動比分配 該機構主要由箱體，原動機，輸出軸，減速部分，除塵及冷卻系統(tǒng)，潤 滑系統(tǒng)等組成。電動機功率 132kw，電動機轉速 1455r/min，根據設計需要， 欲把滾筒輸出轉速控制在 40r/min 左右，所以375.36 40 1455 = 總 i，根據傳 動比的分配原則分配傳動比。 本設計結構采用三級直齒傳動和一級行星傳動， 行星傳動的作用是使速度在很短的時間內達到快速降速的目的。所以傳動比 最大處在行星減速器上，這里取行星減速器的傳動比為 4.94，三級直齒傳動 比分別為 2.10、1.296 或 1.48 或 1.57、2.278。即： 第一級 10 . 2 1 =i； 第二級 296 . 1 2 =i或48 . 1 2 =i或57 . 1 2 =i(變速齒輪)； 第三級 278 . 2 3 =i； 第四級 94 . 4 = 行 i。 則總傳動比： 高速 627.3094 . 4 278 . 2 296 . 1 1 . 2 321 = 行總 iiiii； 中速 行總 iiiii= 321 =975.3494. 4278. 248. 11 . 2=； 低速 12 行總 iiiii= 321 =102.3794. 4278. 257. 11 . 2=。 傳動方案基本上滿足要求。 所以輸出轉速（即滾筒轉速）: 高速 min/ r507.47 627.30 1455 n1= 中速 min/ r601.41 975.34 1455 2 =n 低速 min/ r216.39 102.37 1455 3 =n 輸出轉矩: 高速 n p t 9550 1 = 3 10478.16 507.47 97.81 9550 中速 n p t 9550 1 = 3 10817.18 601.41 97.81 9550 低速 n p t 9550 1 = 3 10962.19 216.39 97.81 9550 下面將分別介紹各個部件設計計算及其校核過程。 13 第 3 章 截割部系統(tǒng)傳動設計 3.1 齒輪設計 3.1.1 21,z z(惰輪)齒輪設計與校核 1. 初步確定主要參數 在初步設計齒輪時， 21,z z齒輪材料初定為crmnti20（滲碳+淬火+低溫 回火） ，硬度62hrc。根據齒面接觸強度，可按下列公式估算齒輪傳動的尺 寸： () 1 3 2 1(mm) a ahp kt aau u （3-1） 1 3 3 1 2 1(mm) d dhp ktu da u （3-2） 式中 k載荷系數常用值2k =； a a 、 d a 剛對鋼配對的齒輪副的值 查表 1 75113得 直齒輪 483 a a =、766 d a =； a 對中心矩的齒寬系數 ) 1(5 . 0 = u d a 按表 1 77113圓整， 取對分度圓直徑的尺寬系數 d =0.4。 則 a =0.29， 圓整取0.3 a =； hp 許用接觸應力 2 (n/mm )，推薦 2 lim 0.9(n/mm ) hph ； 1limh 試驗齒輪的接觸疲勞極限 2 (n/mm )， 見圖 1 23113(b)， 14 a1500 1 = hlim a1300 2 = hlim 取較小值； 2 mm/118013009 . 09 . 0= hlimhp =4 .8661455/1329549/9549npt 將以上系數代入式（3-1） 、 （3-2）得： mm 3 . 186 05 . 2 11803 . 0 4 . 8662 ) 105 . 2 (483 3 2 = +a，取mm189=a， mm 7 . 127 05 . 2 105 . 2 11804 . 0 4 . 8662 766 3 2 1 = + d 初選6m =， 由公式 z= 7 . 20 ) 105 . 2 (6 1902 )1 ( 2 = + = + m a ，取20 1 =z， 4105 . 2 20 12 =izz取41 2 =z。 2. 計算 21,z z齒的幾何尺寸 (1) 嚙合角 ： 9098 . 0 20cos)4120( 1892 6 20cos)( 2 cos 21 =+ = +=zz a m a 得=5 .24 a (2) 實際中心距 a ：mm195 5 . 24cos 20cos 189 cos cos = = a a aa。 (3) 分度圓分離系數 y：y=1 6 189195 = = m aa 。 (4) 齒頂高變動系數： 12 ()0xxy =+=。 (5) 齒輪的幾何尺寸： mm120206 11 = mzd mm246416 22 = mzd 15 節(jié)圓直徑 mm87.127 4120 20 19522 21 1 1 = + = + = zz z adw mm13.262 4120 41 19522 21 2 2 = + = + = zz z adw 基圓 mm76.11220cos120cos 11 =addb mm16.23120cos246cos 22 =addb 齒頂圓 mm1326)001 (2120)2( 111 =+=+= mxhdd aa mm2586)001 (2246)2( 222 =+=+= mxhdd aa 齒根圓 mm1056)025 . 0 1 (2120)2( 111 =+=+= mxchdd af mm2316)025 . 0 1 (2246)2( 222 =+=+= mxchdd af (6) 計算齒頂圓壓力角 a ： =32.31 132 76.112 arccosarccos 1 1 1 a b a d d =367.26 258 16.231 arccosarccos 2 2 2 a b a d d )tan(tan) tan(tan 2 1 2211 azaz aa += =) 5 . 24tan367.26(tan41) 5 . 24tan32.31(tan 2 1 + =1.639 3. 齒面接觸強度校核計算 16 (1) 計算接觸應力： 小輪： 1hbhoavhh zk k kk = (3-3) 大輪： 2hdhoavhh zk k kk = (3-4) 式中 a k 使用系數，見表 1 82113、表 1 81113原動機工作特性示 例及表 13-1-83 工作機工作特性示例，1.75 a k =； v k 動載系數，由圖 4 48113，根據 v 查得18 . 1 = v k， s/m14 . 9 100060 1455120 100060 11 = = = nd v； h k接觸強度計算的齒向載荷分布系數，見表 1 98113， b d b kh 32 1 2310 . 0 )(18 . 0 12 . 1 += mm481204 . 0 1 =db d 147 . 1 48213 . 0 4 . 018 . 0 12 . 1 32 =+= h k； h k接觸強度計算的齒間載荷分配系數， 見表 1 102113，查得1.1 h k =； d z、 b z小輪及大輪單對齒嚙合系數，見表 1 102113， 1b11b 2d22d 2m 1zmm1z1 m 1zmm1z1 = h hg h s 20 102 . 1 198 . 8 /12 954.1318 2 2 2 = h hg h s limh s最小安全系數，見1表 13-1-110，取1 im = hl s。 所以 12 ,z z 齒面接觸強度滿足要求。 4. 輪齒彎曲強度校核計算 (1) 計算齒根應力： ffvaff kkkk 0 = （3-7） 式中 a k ， v k 使用系數，動載荷系數同齒面接觸強度中的值； ?。?75 . 1 = a k 18 . 1 = v k f k彎曲強度計算的齒向載荷分布系數； 73 . 0 )147. 1 ()(= n hf kk 73 . 0 ) 5 . 13 48 () 5 . 13 48 (1 ) 5 . 13 48 ( )()(1 )( 2 2 2 2 = + = + = h b h b h b n f k彎曲強度計算的齒間載荷分配系數，1.1 fh kk =； fo 齒根應力的基本值（ 2 n/mm ） 。 計算齒根應力的基本值: yyyy bm f safa t f = 0 （3-8） 式中 fa y載荷作用于齒頂時的齒形系數， 21 按圖 1 38113可查：.38 . 0 ,25 . 1 , 1,20= n fp n fp n ap n mm h m h o 時，當20 1 =z時55 . 1 1 = sa y，當41 2 =z時，67 . 1 2 = sa y； sa y 載荷作用于齒頂時的應力修正系數， 按圖 1 43113可查：20 ,1,1.25,0.38 fpfp ap n nnn h h mmm = o 時， 當20 1 =z時，55 . 1 2 = sa y；當41 2 =z時，67 . 1 2 = sa y； y 重合度系數， 75 . 0 25 . 0 +=y=0.25+ 0.75 1.652 =0.7； y 螺旋角系數， 當0 = o 時，1y= 。 52.48 648 13974 = = bm ft ；67.23= mb ft 將以上系數帶入式（3-8）得： 2 1 mm/ 4 . 14717 . 055 . 1 8 . 252.48= fo 2 2 mm/13.6617 . 067 . 1 39 . 2 6 . 23= fo 將以上結果帶入式（3-7）得： 2 1 mm/96.3691 . 1105 . 1 18 . 1 75 . 1 4 . 147= f 2 2 mm/99.1651 . 1105 . 1 18 . 1 75 . 1 13.66= f (2) 許用齒根應力： xrreltreltntstffg yyyyy lim = （3-9） 22 式中 fg 計算齒輪的彎曲極限應力（ 2 n/mm） ； flim 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限（mpa） ， lim1lim2 450mpa ff =； st y試驗齒輪的應力修正系數，取2.0 st y=； nt y彎曲強度計算的壽命系數， 見1圖 13-1-55 查得： 88 . 0 1 = nt y， 89 . 0 2 = nt y； relt y相對齒根圓角敏感系數，見圖 1 57113查得1.0 relt y=； rrelt y相對齒根表面狀況系數，見圖 1 58113查得1.03 rrelt y=； x y 彎曲強度計算的尺寸系數，由表 1 119113得1.0 x y =。 將以上系數帶入（3-9）式得： 2 1 450 2.0 0.88 1.0 1.03 1.0815.76n/mm fg = 2 2 450 2.0 0.89 1.0 1.03 1.0825.03n/mm fg = (3) 計算安全系數： flim f fg f ss=2 . 2 96.369 76.815 1 1 1 flimf ss=97 . 4 99.165 03.825 2 limf s最小安全系數，見表 1 110113。按較高可靠度取 limf s=1.6。 所以 21,z z齒彎曲強度滿足要求。 23 3.1.2 3 z大齒輪設計與校核 1. 確定基本參數 3 z 為減速器大齒輪，所以材料初定為 18cr2ni4wa。 21,z z齒輪嚙合由于 傳動比選定i=2.05， 因為 2 z 為惰輪， 31,z z齒輪嚙合由于傳動比已選定i=2.10。 所 以 32,z z齒 輪 嚙 合 傳 動 比0243 . 1 05 . 2 1 . 2 =i。 計 算 得 ： 996.41410243 . 1 23 = izz，取 42 3 =z 。6mm n m =。 2. 計算 3 z 齒的幾何尺寸 (1) 嚙合角 ： mm249 2 )( 32 = + = zzm a =+ =+=20cos20cos)4241( 2492 6