畢業(yè)論文-行星齒輪減速器

1、中文題目：掘進(jìn)機(jī)行走減速器與履帶板設(shè)計(jì)掘進(jìn)機(jī)行走減速器與履帶板設(shè)計(jì) 外文題目：the design of the walking reducer and the tracked plate 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）共 46 頁(yè)（其中：外文文獻(xiàn)及譯文 8 頁(yè)） 圖紙共 4 張 完成日期 2007 年 6 月 答辯日期 2007 年 6 月 目錄目錄 引言 1 行走機(jī)構(gòu)的參數(shù)計(jì)算 1.1 行走機(jī)構(gòu)的功用和組成 1.2 行走機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的確定 1.2.1 履帶板寬度的確定 1.2.2 左右履帶中心距的確定 1.2.3 單側(cè)履帶接地長(zhǎng)度的確定 1.2.4 履帶平均接地比壓的確定 1.2.5 單側(cè)履帶牽引力的確

2、定 1.3 履帶行走的功率 1.3.1 行走實(shí)際功率 1.3.2 單邊履帶行走機(jī)構(gòu)輸入功率的計(jì)算確定 1.3.3 履帶對(duì)地面附著力校核計(jì)算 2 驅(qū)動(dòng)元件的選取及參數(shù)計(jì)算 3 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1 已知條件 3.2 選取行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類型和傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 3.3 配齒計(jì)算 3.4 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 3.4.2 齒輪模數(shù)的計(jì)算 3.5 嚙合參數(shù)的計(jì)算 3.5.1 變位中心距的計(jì)算 3.5.2 變位系數(shù)的計(jì)算 3.6 幾何尺寸的計(jì)算 3.6.1 分度圓直徑的計(jì)算 3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計(jì)算 3.6.3 基圓直徑的計(jì)算 3.6.4 節(jié)圓直徑的計(jì)

3、算 3.7 裝配條件的驗(yàn)算 3.7.1 鄰接條件 3.7.2 同心條件 3.7.3 安裝條件 3.8 傳動(dòng)效率的計(jì)算 3.9 各構(gòu)件切向力的計(jì)算 3.10 齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算 3.10.1 齒面接觸強(qiáng)度校核 3.10.2 齒根彎曲強(qiáng)度校核 3.11 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.11.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.11.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.11.3 轉(zhuǎn)臂與心軸的設(shè)計(jì) 4 履帶板設(shè)計(jì) 4.1 形式的選擇 4.2 材料的選擇 4.3 形狀和尺寸的選擇 4.4 鏈和鏈輪的參數(shù)計(jì)算 5 實(shí)現(xiàn)互換性的設(shè)計(jì) 5.1 履帶板參數(shù)變更設(shè)計(jì) 5.1.1 履帶板參數(shù)計(jì)算 5.1.2 減速器已知條件的變更 5.2 履帶板結(jié)構(gòu)變更設(shè)計(jì)

4、6 結(jié)論 致謝 附錄 a 附錄 b 摘要：摘要： abstract 引言 1 行走機(jī)構(gòu)參數(shù)的確定 1.1 行星機(jī)構(gòu)的組成和功用 履帶行走機(jī)構(gòu)的功能是支撐機(jī)體并將由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)輸入的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩 變成掘進(jìn)機(jī)在地面上的移動(dòng)和牽引力，它可以使機(jī)器實(shí)現(xiàn)推進(jìn)、調(diào)用、轉(zhuǎn)彎等。 對(duì)于履帶行走機(jī)構(gòu)的抓哦性能要求良好的附著力，較低的接地壓力，較 小的滾動(dòng)阻力，其結(jié)構(gòu)由履帶架、履帶、驅(qū)動(dòng)鏈輪、支撐輪、引導(dǎo)輪和張緊裝 置。 1.2 行走機(jī)構(gòu)基本參數(shù)的確定 1.2.1 履帶板寬度b 按經(jīng)驗(yàn)公式 (1-1) 3 (0.9 1.1)209bg 已知g=31t,所以b=590 722（mm） 為了不應(yīng)接地比壓過(guò)小浪費(fèi)材料取b

5、=500mm 1.2.2 左右履帶中心距離b =17502250(mm) 取b=2000mm (1-2)(3.5 4.5)bb 1. 2.3 單側(cè)履帶接地長(zhǎng)度l =32004400（mm） 取l=3000mm (1-3)(1.6 2.2)lb 1.2.4 履帶板平均接地比壓p =0.103 (1-4) 1000 2 s g p bl 已知gs掘進(jìn)機(jī)總重量 gs=310kn 1.2.5 單側(cè)履帶牽引力t1 (1-5) 22 22 11 22 44 (1)(1) 24 ss ug lg fnugsln tr blbl 式中 f-滾動(dòng)阻力系數(shù)，0。08-1。0；取f=1.0 u-轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，0.8

6、-1.0；取u=0.98 n-掘進(jìn)機(jī)重心與行走機(jī)構(gòu)接地形心的縱向偏心距n，n=500mm 所以 t1=247kn 1.3 行走機(jī)構(gòu)的功率 1.3.1 行走機(jī)構(gòu)的實(shí)際功率 已知行走速度v=0.5m/min，所以 (1-6) 1 2470.5 2.06 6060 tv pkw 實(shí) 1.3.2單邊履帶行走機(jī)構(gòu)輸入功率的計(jì)算確定 (1-7) 1 12 p p 實(shí) 式中: 單邊履帶行走機(jī)構(gòu)的輸入功率， ； 履帶鏈的傳動(dòng)效率； 驅(qū)動(dòng)裝置減速器的傳動(dòng)效率。 取值范圍，有支重輪時(shí)取0.890.92，無(wú)支重輪時(shí)取0.710.74。 由（1-7）公式得 1 12 2.06 2.82 0.900.812 p pkw

7、 實(shí) 1.3.3履帶對(duì)地面附著力校核計(jì)算 單邊履帶行走機(jī)構(gòu)的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應(yīng)小于或等于單邊 履帶與地面之間的附著力。 （1- 11 3100.8248tgkn 8） 2 驅(qū)動(dòng)元件的選擇和參數(shù)計(jì)算 按經(jīng)驗(yàn)公式: 驅(qū)動(dòng)鏈輪直徑 （2- 4 (75 85)(310 356) qs dgmm 1） 取=350mm，輸出轉(zhuǎn)矩 q d 1 247350 43.225. 22 q tq tkn m 方案1 根據(jù)電機(jī)和參考文獻(xiàn)7表4.12-1可選電機(jī)如表2-1： 表2-1 電機(jī)參數(shù)對(duì)比表 tab.2-1 table of electrical parameters contrast 型號(hào)

8、y90l-2y100l1-4y112m-6yb2s-8 轉(zhuǎn)速r/min 28401420940750 重量kg 25344563 傳動(dòng)比i 5680284018801500 四種電機(jī)傳動(dòng)比過(guò)大，為了減速器結(jié)構(gòu)緊湊，不應(yīng)使用電機(jī)。 方案2 根據(jù)功率和文獻(xiàn)14表17-5-68可選用于行走機(jī)構(gòu)的馬達(dá)如表2-2 表2-2 馬達(dá)參數(shù)對(duì)比表 tab.2-2 table of contrast motor parameters 型號(hào) mfb5mfb10mfb20mfb29mvb5mvb10 額定轉(zhuǎn)矩n.m 31641011783161 輸出最小轉(zhuǎn)速r/min 770373200114770320 （2-pm

9、w 2） 由公式（2-2）得 所以2pmn 2 p n m 馬達(dá)mfb5對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 馬達(dá)mfb10對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000373 / min 2 3.14 64 nr 馬達(dá)mfb20對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000236 / min 2 3.14 101 nr 馬達(dá)mfb29對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000114 / min 2 3.14 178 nr 馬達(dá)mvb5對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 馬達(dá)mvb10對(duì)應(yīng)的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 100

10、0392 / min 2 3.14 61 nr 轉(zhuǎn)速越大，減速器的傳動(dòng)比也越大，即結(jié)構(gòu)也越大，為了使減速器結(jié)構(gòu)緊湊且 滿足轉(zhuǎn)矩要求：，選mfb29柱塞馬達(dá)，取其轉(zhuǎn)速n=120r/min，所以總傳tt 額 動(dòng)比 120 240 0.5 n i n 輪 3 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1 已知條件 該行星傳動(dòng)的輸入功率 p1=2.82kw,輸入轉(zhuǎn)速 n1=120r/min,傳動(dòng)比=240,要求 p i 該行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小，傳動(dòng)效率較高，工作環(huán)境較差，沖 擊嚴(yán)重。 3.2 選取傳動(dòng)類型和傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 根據(jù)已知條件：結(jié)構(gòu)緊湊和外廓尺寸小，傳動(dòng)比大，故選用具有單齒圈行星輪 的 3z（）型行星傳動(dòng)

11、較為合適，其傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖 3-1 圖 3-1 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖 fig.3-1 map of transmission system 3.3 配齒計(jì)算 根據(jù)=240 和參考文獻(xiàn)1表 3-6，在=239.875 處 p i b ae i 取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3 =0.05% 滿足條件 b pae p ii i i 為了使 3z（）型行星傳動(dòng)能正常嚙合，必須將其各嚙合齒輪副進(jìn)行角度變位。 3.4 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 根據(jù)實(shí)際情況和參考文獻(xiàn)1表 6-3，選取中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20crmnti,滲 碳淬火，齒面

12、硬度 58-62hrc，加工精度均為 6 級(jí)，根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖 6-12 和 圖 6-27，取=1400n/m2和=340n/mm2,內(nèi)齒輪 b 和 e 均采用 42crmo,調(diào) limh limf 質(zhì)硬度 217-259hb，加工精度均為 7 級(jí)，根據(jù)參考文獻(xiàn)1圖 6-11 和 6-26，取 =780n/mm2和=260n/mm2. limh limf 3.4.2 齒輪模數(shù)的計(jì)算 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計(jì)算齒輪的模數(shù) m， (3-1) 11 3 2 1lim affpfa m df t k kky mk z 現(xiàn)已知 z1=16,=340n/mm2,小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 limf =54.64n.m

13、,取算式系數(shù) km=12.1,按參考文獻(xiàn) 1 1 1 2.5 95499549 120 3 p p t n n 1表 6-6 取取使用系數(shù) ka=2.25，按參考文獻(xiàn)1表 6-5 取綜合系數(shù) =2.0，取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) khp=1.2（在無(wú) f k 均勻載荷下） ，kfp=1+1.5（khp-1）=1.3；由參考文獻(xiàn)1圖 6-22 查得齒形系 數(shù) yfa1=2.67,由參考文獻(xiàn)1表 6-5 查得齒寬系數(shù)=0.6（0.75） ， d d 由公式 3-1 得齒輪模數(shù) m 為 取 m=3 3 2 54.642.252.0 1.32.67 12.13.07 0.6 16340

14、 m 3.5 嚙合參數(shù)的計(jì)算 3.5.1 變位中心距的計(jì)算 在三個(gè)嚙合齒輪副 a-c，b-c 和 e-c 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 a 11 ()3 (1642)87 22 acac am zz 11 ()3 (9842)84 22 bcbc am zz 11 ()3 (10142)88.5 22 ecec am zz ，不滿足同心條件，故需角度變位 acbcec aaa 根據(jù)建議：公共角度變位中心距 a=aec=88.5mm 3.5.2 變位系數(shù)的計(jì)算 已知 za+zc=58,zb-zc=56 和 ze-zc=69，m=3,a=88.5 及壓力角，20 3z（）型行星傳動(dòng)角度變位的嚙合參數(shù)如表 3-

15、1： 表 3-1 基本參數(shù)表 tab.3-1 table of basic parameters 項(xiàng)目計(jì)算公式 a-cb-ce-c 中心距變 動(dòng)系數(shù) y aa y m ya=0.5yb=1.5ye=0 嚙合角a arccos(cos) a a 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 變位系數(shù) 和x () 2tan z xinvinv 0.527 ac x1.770 bc x0 ec x 齒頂高變 動(dòng)系數(shù) y yxy 0.027 a y0.270 b y0 e y 齒頂圓壓 力角 a , 1 1 1 arccos b a a d d 2 2 2 arccos b a a d d 37.5 a

16、a 27.5 ac 27.5 ac 21.6 ab 27.5 ac 16.7 ae 重合度 11 22 1 (tantan) 2 (tantan) a a z z 1.649 a 2.294 b 2.076 e 確定各齒輪的變位系數(shù) （1）a-c 齒輪副 當(dāng)齒頂系數(shù) ha*=1,壓力角時(shí)，避免根切的最小變位系20 數(shù) , min x min 17 0.0588 17 a z x 中心輪 a 變位系數(shù) （小齒輪輸入，故 x=0.08） min 0.5()0.383 ca aacaca ca zz xxxyxmmx zz 0.5270.3830.144 caca xxxmm (2)b-c 齒輪副

17、現(xiàn)已知和,所以1.770 bc x0.144 c x 1.914 bbcc xxxmm (3)e-c 齒輪副 現(xiàn)已知和， 所以0 ec x0.144 c x 0.144 eecc xxxmm 3.6 幾何尺寸的計(jì)算 3.6.1 分度圓直徑的計(jì)算 齒輪均采用 z0=25,=1.25 的插齒刀加工, * 0 ha 且齒輪均為直齒輪=0.25， * c 分度圓直徑 da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm 3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計(jì)算 插齒刀按中等磨損程度考慮， 取 x0=0 查參考文獻(xiàn)1表 4-7，得 da0=83.1mm 1.切

18、齒時(shí)的嚙合角 0 0 0 0 2() tan0.02170 a a a xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01647 c c c xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.03399 b b b xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01628 e e e xx invinv zz 查文獻(xiàn)1表 4-6， 0 22 3322.55 a 0 20 3620.6 c 0 26 326.05 b 0 20 36 20.6 e 2. 切齒時(shí)中心距變動(dòng)系數(shù) 0 0 cos (1)0.358 2 a a oa zz y 0 0 cos (1)0.130

19、2 c c oc zz y 0 0 cos (1)1.677 2 b b ob zz y 0 0 cos (1)0.1475 2 e e oe zz y 3. 切齒時(shí)的中心距 0 a 0 00 ()62.57 2 a aa zz amymm 0 00 ()100.89 2 c cc zz amymm 0 00 ()114.53 2 b bb zz amymm 0 00 ()114.44 2 e ee zz amymm 4. 齒根圓直徑 f d 00 2262.5783.142.04 faaa dadmm 00 22 100.8983.1118.68 fcca dadmm 00 22 114.5

20、383.1312.16 fbba dadmm 00 22 114.4483.1311.98 feea dadmm 5. 齒頂圓直徑 a d * 2 2288.5118.681.556.82 aafc dadc m * 2 2288.542.041.5133.46 acfa dadc m * 2 2288.5118.681.5279.18 abfc dadc m * 2 2288.5118.681.5279.18 aefc dadc m 3.6.3 基圓直徑 b d cos45.1 baa ddmm cos118.4 bcc ddmm cos276.3 bbb ddmm cos284.7 bee

21、 ddmm 3.6.4 節(jié)圓直徑d 2 48.83 a a ac z damm zz 2 128.17 c c ac z damm zz 2 309.75 b b bc z damm zz 2 303 e e ec z damm zz 3.7 裝配條件的驗(yàn)算 3.7.1 鄰接條件 即 2sin acac da np 現(xiàn)已知 即滿足條件 180 133.462 88.5 sin152.42 3 ac d 3.7.2 同心條件 即 coscoscos acbcec acbcec zzzzzz 各嚙合齒輪副的嚙合角為 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 其中 16 a z 42 c z 98

22、 b z 101 e z 即得 1642984210142 62.78 cos22.5cos26.9cos20 3.7.3 安裝條件 （得數(shù)為整數(shù)，滿足條件） 1698 38 3 ac p zz n （得數(shù)為整數(shù)，滿足條件） 10116 25 33 ea zz 3.8 傳動(dòng)效率的計(jì)算 因 b 輪固定，a 輪輸入，e 輪輸出 且知 be dd 故 (3-2) 0.98 11 1 b ae b x ae ae i p 98 6.125 16 b a z p z 240 b aep ii 其嚙合損失系數(shù) xxx bembme 11 2.3() x mbm cb f zz 11 2.3() x mem

23、 eb f zz 取輪齒的嚙合摩擦系數(shù)且，代入式中 0.1 m f c z b z e z 0.00313 x mb 0.00320 x me 0.00633 x be 所以由公式（3-2）得 傳動(dòng)效率較 0.98 0.812 240 110.00633 16.125 b ae 大，滿足要求 3.9 各構(gòu)件切向力的計(jì)算 各構(gòu)件受力分析如圖 3-2： 圖 3-2 受力分析圖 fig.3-2 map of force analysis 中心輪 a 的轉(zhuǎn)矩 1 1 2.82 95499549175.1 . 120 a p tn m n 中心輪 a 的切向力 3 20002000 175.12.39

24、10 348.83 caa pa ftn n d 單齒圈行星輪的切向力為 3 2.39 10 acca ffn 3 30348.83 2.39 1090 309.75303 ea bcceacac be dd ffffkn dd 3 30948.83 2.39 1092 309.75303 ba eccebcacac be dd fffffkn dd 內(nèi)齒輪 b 的切向力 90 cbbc ffkn 內(nèi)齒輪 b 的轉(zhuǎn)矩 14. 2000 b bec d tfn m 內(nèi)齒輪 e 的切向力 92 ceec ffkn 內(nèi)齒輪 e 的轉(zhuǎn)矩 41.8. 2000 b eecp d tfnn m 3.10

25、齒輪強(qiáng)度校核 由于 3z（）型行星齒輪傳動(dòng)具有長(zhǎng)時(shí)間工作的特點(diǎn)，且具有結(jié)構(gòu)緊湊，外廓 尺寸較小和傳動(dòng)比大的特點(diǎn)，針對(duì)其工作特點(diǎn)，則需對(duì)其進(jìn)行齒面接觸強(qiáng)度校 核和彎曲應(yīng)力強(qiáng)度校核 即 hhp f fp 和 3.10.1 齒面接觸強(qiáng)度校核 （1）a-c 齒輪副 1.有關(guān)參數(shù) a. 使用系數(shù) a k 使用系數(shù)按中等沖擊參考文獻(xiàn)1表 6-7 得=1.5 a k a k b. 動(dòng)載荷系數(shù) v k () 19100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 48.83(12016.84) 0.00540 19100 x v 已知中心輪 a 和行星輪 c

26、的精度為 6 級(jí) 1 200 b v x a k av c.齒向載荷分布系數(shù) （接觸良好） hb k 1 hb k d.齒間載荷分布系數(shù) h k 已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級(jí)，齒輪為硬齒面直齒輪查文獻(xiàn)1表 6-9，=1 12hh kk e.載荷分配不均勻系數(shù) 已知內(nèi)齒輪 b 浮動(dòng) hp k 12 1.2 hphp kk f.節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) h z 查文獻(xiàn)1圖 6-9 得 0.527 /0.009 1642 aac xzz 2.32 h z g.彈性系數(shù) e z 查文獻(xiàn)1表 6-10 2 189.8/ e znmm h.重合度系數(shù)z 已知，查文獻(xiàn)1圖 6-10 1.649 a 0

27、 b 0.87z i.螺旋角系數(shù) zcos1z j.a 齒輪分度圓直徑及 a 齒輪工作齒寬 b 1 d 已知 取0.6 d 1 480.628.8 d bdmm40 a bmm 2.計(jì)算齒面接觸應(yīng)力 0h （3- 0 1 1 t hhe fu z z z z d bu 3） （3- 1011hhavhhhp k k kkk 4） （3- 2022hhavhhhp k k kkk 5） 由公式（3-3） 、 （3-4） 、 （3-5）得、 2 0 592/ h n mm 2 1 794/ h n mm 2 2 794/ h n mm 3.計(jì)算齒面許用接觸應(yīng)力 hp （3- lim lim h h

28、pntlvrwx h zz z z z z s 6） 已知=1400n/mm2,由文獻(xiàn)1表 6-11 查得=1.5，要求不允許點(diǎn)蝕， limh limh s 使用壽命長(zhǎng)，查文獻(xiàn)1表 6-12，又 7 5 10 c n ，接觸強(qiáng)度 45 60()60 (120 16.84) 31.86 1010 laxp nnn n t 壽命系數(shù)=1.6；已知，查文獻(xiàn)1表 6-14，潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) nt z lc nn =1.0；已知大齒輪 hb=600，齒面工作硬度系數(shù) rwx z z z 查文獻(xiàn)1表 6-15，尺寸系數(shù)，由公式 130 1.20.92 1700 w hb z 1.0 x z （3-6）得

29、32 1400 1.6 1.0 1.00.921.374 10/ 1.5 hp nmm 4.強(qiáng)度條件 滿足條件 3 12 7941.374 10 hhhp b-c 齒輪和 e-c 齒輪副為內(nèi)嚙合，所以無(wú)需進(jìn)行齒面接觸強(qiáng)度校核 3.10.2 齒根接觸強(qiáng)度校核 （1）a-c 齒輪副 1. 有關(guān)參數(shù) a. 使用系數(shù) a k 使用系數(shù)按中等沖擊查文獻(xiàn)1表 6-7 得=1.5 a k a k b. 動(dòng)載荷系數(shù) v k ()48.83(12016.84) 0.00540 1910019100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 1 200 b v

30、x a k av c. 齒向載荷分布系數(shù) fb k 1(1) fbf ku 由文獻(xiàn)1圖 6-7（b）得 0.85 f u 0.5 0.588.5 0.92 48 d a a d 由文獻(xiàn)1圖 6-8 得， 1.25 b 1.21 f k d. 齒間載荷分配系數(shù) f k 齒輪為硬齒面直齒輪，精度為 6 級(jí)查文獻(xiàn)1表 6-9，1.0 f k e. 行星輪間載荷分配系數(shù) fp k 已知 1.2 hp k1 1.5(1.2 1)1.3 fp k f. 齒形系數(shù) f y 根據(jù),由文獻(xiàn)1圖 6- 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 22 查得， 1 2.65 f y 2

31、2.28 f y g. 應(yīng)力休整系數(shù) sa y 根據(jù),由文獻(xiàn)1圖 6-22 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 查得， 1 1.59 s y 2 1.76 s y h. 重合度系數(shù) y 已知，1.649 a 0 0.750.75 0.250.250.70 1.649 a y i. 螺旋角系數(shù) y 11 120 y j. 齒輪 a 的工作齒寬和行星輪 c 的齒寬 已知，0.6 d 28.8 caad bbdmm 工 2. 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f （3- 111 t ffsaavfffp f yy y y k k kkk bm 7） （3- 222 t ffsaa

32、vfffp f yyy y k k kkk bm 8） 由公式（3-7） 、 （3-8）得、，取彎曲應(yīng)力 2 1 192/ f n mm 2 2 183/ f n mm =200n/mm2 f 3. 計(jì)算許用齒根應(yīng)力 fp （3- lim lim f fpstntreltrreltx f y yyyy s 9） 已知齒根彎曲疲勞極限=340n/mm2,由文獻(xiàn)1表 6-11 查得最小安全系數(shù) limf =2；應(yīng)力系數(shù)，按所給定的區(qū)域取時(shí)，取=2；壽命 limf s st y limf limf st y 系數(shù)按文獻(xiàn)1表 6-16 中公式， nt y 6 0.02 3 10 () nt l y n

33、 ，所以； 4 60()60(120 16.84) 3 1.86 10 l axp nnn n t 1.11 nt y 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻(xiàn)1圖 6-33 查得；相對(duì)吃根邊面 relt y1 relt y 狀況系數(shù)按文獻(xiàn)1表 6-18 中對(duì)應(yīng)公式 rrelt y ，取齒根表面微觀不平度 0.1 1.6740.529(1) rreltz yr ，所以；尺寸系數(shù)12.5 z r 0.1 1.6740.529(12.51)0.988 rrelt y 按文獻(xiàn)1表 6-17 中對(duì)應(yīng)的公式計(jì)算； x y1.050.011.0 xn ym 所以由公式（3-10）得 2 340 2 1.11 1 0.988

34、 1.02380.3/ 2 fp n mm 4. 強(qiáng)度條件 滿足條件200380.3 ffp （2）b-c 齒輪副 已知，仿上查表或計(jì)算得 2 98z 1 42z lim 260/ f nmm ，1.5 a k1 v k1.01 f k 2 1.1 f k 1.3 fp k ， 2 2.05 f y 2 1.92 s y 2 0.577y ，1y2 st y1.148 nt y1 relt y0.988 rrelt y1.02 x y ，取 齒寬 b=30mm，由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 385/ f t fsaavfffpf f yyy y k k

35、kkknmm bm 2 lim lim 401/ f fpstntreltrreltx f y yyyynmm s 所以 滿足條件 2ffp （3）e-c 齒輪副 仿上 與內(nèi)齒輪 b 不同的系數(shù)為=2，=1.85，=0.61 其他系數(shù)相 2 f y 2sa y 2 y 同，所以由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 367.5/ f t fsaavfffpf f yyy y k k kkkn mm bm 2 lim lim 401/ f fpstntreltrreltx f y yyyynmm s 所以，滿足條件 2ffp 3.11 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.11.1 高速軸

36、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 1.擬定軸上零件的裝配方案 如圖 3-2： 圖 3-3 裝配方案圖 fig.3-3 map of assembly programme 2.按軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度 軸段 1 用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因行星 齒輪減速器結(jié)構(gòu)的要求，已知軸段 2 的直徑 d2=57mm，取 d1=50mm.聯(lián)軸器的 計(jì)算轉(zhuǎn)矩，已知 t=175.1n/mm，所以 caa tk t2.25 a k ，選彈性柱銷蓮軸器 hl4，其許用轉(zhuǎn)矩為 1250n.mm，半聯(lián)394. ca tn m 軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為 84mm，半聯(lián)軸器左端用軸端擋圈定位，按軸段 1 的直

37、徑 d1=55mm，取擋圈直徑 d=60mm，為保證軸端擋圈壓緊半聯(lián)軸器，軸 段 1 的長(zhǎng)度 l1應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段轂孔長(zhǎng)度短 2-3mm ,所以軸段 1 長(zhǎng)度 l1=82mm。 軸段 2 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，確定端蓋總寬度為 30mm，根 據(jù)端蓋裝拆要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器與半聯(lián)軸器右端面之間的距離 為 25mm， （2）區(qū)域?yàn)檩S承， ，兩軸承均選用深溝球軸承，根據(jù)軸的直徑選 6211 型號(hào)軸承（b=21mm） ，所以軸段 2 長(zhǎng)度 l2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm 為軸套寬度） 軸段 3 （6）區(qū)域?yàn)槊芊馊?，根?jù)密封圈 d3=50mm，為了使 e 齒

38、輪有足 夠的空間取 l3=50mm。 3.軸上的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用 a 型普通平鍵聯(lián)接，按 d1=55mm 查文獻(xiàn)7表 4.5-1 選平鍵 l=70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為 h7/k6；滾動(dòng)軸16 10b h 承與軸的周向定位采用過(guò)度配合，因此軸段直徑尺寸公差取 m6。 4.確定軸上圓角和倒角的尺寸 軸肩處的圓角半徑為 r1mm,軸端倒角取2 45 5.軸強(qiáng)度校核 1)求軸的載荷 （2）和（3）區(qū)域軸承受力情況較為復(fù)雜不易計(jì)算，可以假設(shè)載荷全加載 在一個(gè)軸承上，如果軸和軸承強(qiáng)度均滿足條件，則實(shí)際情況的軸和軸承也滿 足條件。 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖

39、 l1=82+30+30-21/2=132mm l2=21/2+21+15+5=52mm l3=15+5+21/2=31mm l4=21/2+50=60mm 圖 3-4 受力分析圖 fig.3-4 map of force analysis 圖 3-5 水平方向受力分析圖 fig.3-5 map of force analysis in the level of direction rh1=893n rh2=1497n 圖 3-6 水平方向彎矩圖 fig.3-5 map of moment in the level of direction mh=rh1xl2=4.6436x104n.mm 圖

40、 3-7 垂直方向受力分析圖 fig.3-7 map of force analysis in the vertical direction rv1=370n rv2=620n 圖 3-8 垂直方向彎矩圖 fig.3-8 map of moment in the vertical direction mv=rv1xl2=3.071x104n.mm 圖 3-9 合成彎矩圖 fig.3-9 map of synthesis moment 224 5.56710. hv mmmn mm 圖 3-10 轉(zhuǎn)矩圖 fig.3-10 map of torque at=0.6t=0.6x175.1=1.050

41、6x105 圖3-11 當(dāng)量彎矩圖 fig.3-11 map ofequivalent moment 225 (at)1.19 10.mcamn mm 2)校核軸的強(qiáng)度 齒輪軸的材料為20crmnti,查文獻(xiàn)1表6-3得，則 2 1080/ b n mm 即取，軸的計(jì)算應(yīng)力為 0.09 1.0 b 2 108/n mm 5 2 3 1.19 10 11/ 0.1 48 ca mca n mm w 6.軸上軸承的壽命計(jì)算 查文獻(xiàn)7表4.6-1深溝球軸承型號(hào)6211的主要性能參數(shù)cr=33.5kn 1）計(jì)算軸承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=893n r2h=rh2=1497n 2.垂直支

42、反力 r1v=rv1=370n r2v=rv2=620n 3.合成支反力 22 111967rr hr vn 22 2221620rr hr vn 2）軸承的動(dòng)載荷 r1 p11967xrrn r2 p221620 xrrn 3）軸承的壽命 因，故應(yīng)按計(jì)算，由文獻(xiàn)6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一 r2r1 pp r2 p 年工作300天，一天20小時(shí)計(jì)算) 663 3 r2 10101 33.5 10 ()()70.8 60p60 1201.5 1620 h ftcr l nfp 年 7.軸上鍵的校核 2 t dkl pp 式中 k-鍵與輪轂接觸高度 l-鍵的工作長(zhǎng)度，l=

43、l-b/2=70-8=62mm 滿足條件 2 22 175.1 20.5/ 55562 t nmm dkl pp 3.11.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核 1. 擬定軸上零件的裝配方案如圖3-12 圖 3-12 裝配方案圖 fig.3-12 map of assembly programme 2. 確定各軸徑和長(zhǎng)度 軸段1用于聯(lián)接鏈輪，根據(jù)以后計(jì)算和選取可知 ，鏈輪排距 1 90dmm 。初定,軸承選用文獻(xiàn)7中最大的型號(hào)77.55ptmm 1 100lmm 6220（d=100,d=180,b=34）與其相配合的軸的直徑為100mm即軸段2的直徑 ，軸承端蓋總寬度為30mm，軸段2長(zhǎng)度 2 100

44、dmm 2 530103lbbmm 3. 軸上零件周向定位 驅(qū)動(dòng)鏈輪與軸的周向定位采用對(duì)稱a型普通平鍵，鍵規(guī)格，25 10b h 長(zhǎng)度l=60mm；滾動(dòng)軸承的周向定位采用過(guò)度配合，因此軸段直徑尺寸公差取 m6。 4. 軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處圓角半徑r2 ，軸端倒角為2 45 5. 軸的強(qiáng)度校核 1）根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖 1 6010/ 234/ 272lmm 4 9.2 10 tec ff 2 34/ 2534/ 239lmm 4 tan3.35 10 rtec ffn 3 34/ 230100147lmm26.32 r fkn 圖 3-13 受力分析圖 f

45、ig.3-13 map of force analysis 圖 3-14 水平方向受力分析圖 fig.3-14 map of force analysis in the level of direction rh1=63680n rh2=54640n 圖 3-15 水平方向彎矩圖 fig.3-15 map of moment in the level of direction mh1=ftxl1=6.624x106n.mm 圖 3-16 垂直方向受力分析圖 fig.3-16 map of force analysis in the vertical direction rv1=95300n r

46、v2=61800n 圖 3-17 垂直方向彎矩圖 fig.3-17 map of moment in the vertical direction mv=frxl1=2.412x106n.mm 圖 3-18 合成彎矩圖 fig.3-18 map of synthesis moment n.mm 226 1 17.05 10mmhmv 圖 3-19 轉(zhuǎn)矩圖 fig.3-19 map of torque at=0.6x4.1814x104=2.5x104n.mm 圖3-20 當(dāng)量彎矩圖 fig.3-20 map ofequivalent moment 226 1 1(at)7.05 10. ca

47、mmn mm 2)校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為42crmo,查文獻(xiàn)1表6-3，則 2 686/ b n mm ，即，軸的計(jì)算應(yīng)力 0.09 0.1 b 2 691/n mm 6 2 3 7.05 10 70.5/ 0.1 100 ca ca m nmm w 6. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷危險(xiǎn)截面 從彎矩圖中可知c面為應(yīng)力集中點(diǎn)且彎矩較大，所以c面為危險(xiǎn)截面。 2）計(jì)算危險(xiǎn)截面應(yīng)力 截面彎矩m 66 7217 7.05 105.385 10. 72 mn mm 截面上的扭矩t t=41814n.mm 抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1x1003=100000mm3 抗扭截面系數(shù) wt=0.2

48、d3=0.2x1003=200000mm3 截面上的彎曲應(yīng)力 2 53.85/ b m nmm w 街面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 2 0.20907/ t t nmm w 彎曲應(yīng)力幅 2 53.85/ ab m nmm w 彎曲平均應(yīng)力 2 0/ m nmm 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅與平均應(yīng)力相等，即 2 0.105/ am n mm 3）確定影響系數(shù) 軸的材料為42crmo,調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)16-3查得， 2 686/ b n mm ，。 2 1 370/n mm 2 1 210/n mm 軸肩圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)、。根據(jù)， kk/2/950.021r d ，由文獻(xiàn)7表4-5經(jīng)插值得，/100/951.0

49、53d d 2.02k1.36k 尺寸系數(shù)、。根據(jù)軸截面為圓截面查文獻(xiàn)7圖4-18得， 0.63 。 0.78 表面質(zhì)量系數(shù)、。根據(jù)和表面加工方法為精車，查 2 686/ b n mm 文獻(xiàn)7圖4-19得。0.84 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)，。 0.1 0.50.05 由上面結(jié)果可得 1 370 3.4 2.02 53.85 am s k 1 210 1418 1.36 0.1050.05 0.105 am s k 2222 3.4 1418 3.4 3.41418 ca s s s ss 查文獻(xiàn)7表4-4中的敘用安全系數(shù)s值，可知軸安全 7. 軸上軸承的壽命 查文獻(xiàn)7表4.6-1深溝球軸承6

50、220主要性能參數(shù):動(dòng)載荷cr=94kn 1）算軸承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=63680n r2h=rh2=54640n 2.垂直支反力 r1v=rv1=953004n r2v=rv2=61800n 3.合成支反力 225 1111.146 10rr hr vn 225 2221.36 10rr hr vn 2）軸承動(dòng)載荷 5 1 111.146 10 r pxrrn 5 2 221.36 10 r pxrrn 3）軸承壽命 查文獻(xiàn)7表5-9，5-10得fp=1.5,ft=1(一年工作300天，一天20小時(shí)) 66 33 5 r 10101 94000 ()()1.36 60p6

51、00.5 1.5 1.36 10 h ftcr l nfp 年 8. 軸上鍵的強(qiáng)度校核 查文獻(xiàn)6表2-21得 2 t dkl pp 2 60/nmm p 式中 k-鍵與輪轂槽接觸高，k=h/2=7mm l-鍵的工作長(zhǎng)度，l=l-b/2=48.5mm 滿足條件 4 2 224.1814 10 2.46/ 100748.5 t nmm dkl pp 3.11.3 轉(zhuǎn)臂和心軸設(shè)計(jì) 中心輪a和行星輪c的中心距為a=aac=88.5mm，選用雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂，如圖3- 21： 圖3-21 轉(zhuǎn)臂方案圖 fig.3-21 map of planet d1孔與高速上軸上軸承配合，故d1=100mm. d2孔與

52、心軸配合，需滿足d2/24 滿足條件 a qn k fe 347 0.5 1.8 22.89 5 可互換性設(shè)計(jì) 5.1履帶板參數(shù)的變更設(shè)計(jì) 5.1.1履帶板參數(shù)計(jì)算 1.履帶板寬度b 按經(jīng)驗(yàn)公式 已知g=31t 3 (0.9 1.1) 209bg 所以b=590 722（mm） 為了不應(yīng)接地比壓過(guò)小浪費(fèi)材料取b=500mm 2.左右履帶中心距離b =17502250(mm) 取b=2000mm(3.5 4.5)bb 8. 單側(cè)履帶接地長(zhǎng)度l =32004400（mm） 取l=3000mm(1.6 2.2)lb 9. 履帶板平均接地比壓p =0.103 已知gs掘進(jìn)機(jī)總重量 gs=310kn 1

53、000 2 s g p bl 5.1.2減速器已知條件的變更 1.單側(cè)履帶牽引力 22 2 11 22 44 (1)(1) 424 sss ug lg fug lnn tr blbl 式中 f-滾動(dòng)阻力系數(shù)，0.081.0；取f=1.0 u-轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，0.81.0；取u=0.98 n-掘進(jìn)機(jī)重心與行走機(jī)構(gòu)接地形心的縱向偏心距；n=500mm 計(jì)算得 t1=256.3kn 2.行走機(jī)構(gòu)實(shí)際功率p 行走機(jī)構(gòu)的行走速度v=0.5m/min =2.14kw 1 256.3 0.5 6060 tv p 3.驅(qū)動(dòng)元件的選擇及參數(shù)計(jì)算 按經(jīng)驗(yàn)公式 驅(qū)動(dòng)輪直徑dq=(7585)=(310356) 取dq=

54、350mm 4 s g 驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)速=0.5r/min v n dq 輪 根據(jù)前面選取的馬達(dá)中選取型號(hào)為mfb29的柱塞馬達(dá)作為驅(qū)動(dòng)元件，取馬達(dá)輸 出的轉(zhuǎn)速為n =140r/min,所以傳動(dòng)比=280 n i n 輪 4.減速器的已知條件為：行星傳動(dòng)惡毒輸入功率p=2.14kw，輸入轉(zhuǎn)速 n=140r/min,傳動(dòng)比 =280,要求該行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，外輪廓尺寸大小的傳i 動(dòng)效率較高，工作環(huán)境差沖擊嚴(yán)重 5.2 履帶板型式變更設(shè)計(jì) 不同的路面可用更換不同的型式，其對(duì)路面的影響也是不同 ）圖附著力好，適合牽引a ）圖剛度大，轉(zhuǎn)向阻力小b 、）圖用于石方工地cd 、）圖利于自行清泥和清雪ef 、

55、）圖為金屬或橡膠附加履罩，用以防止損壞路面gh 、）圖具有附加履刺，可用于凍土，冰層，煤堆等特殊場(chǎng)合ij 圖 5-1 履帶型式 fig.5-1 tracked form 6 結(jié)論 致謝致謝 本文的研究工作是在導(dǎo)師李曉豁老師的關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的，在我的 學(xué)業(yè)和論文的研究工作中無(wú)不傾注著李老師辛勤的汗水和心血。李老師的嚴(yán)謹(jǐn) 治學(xué)態(tài)度、高度的責(zé)任感和敬業(yè)精神、淵博的知識(shí)、敏銳的洞察力和獨(dú)到的見(jiàn) 解使我深受啟迪，時(shí)時(shí)鞭策和激勵(lì)著我。從尊敬的李老師身上，我不僅學(xué)到了 扎實(shí)、寬廣的專業(yè)知識(shí)，也學(xué)到了做人的道理。在此我要向李老師致以最誠(chéng)摯 的感謝和深深的敬意。 衷心祝愿李老師身體健康、生活愉快! 在多年

56、的學(xué)習(xí)生活中，還得到了機(jī)械工程學(xué)院各位老師的熱情關(guān)心和幫助， 在此衷心地向他們表示感謝! 感謝我的同學(xué)在畢業(yè)設(shè)計(jì)期間給予我的無(wú)私幫助! 對(duì)多年含辛茹苦養(yǎng)育我、對(duì)我寄予厚望的父母表示深深地感謝;感謝我的兄 弟姐妹在我求學(xué)路上給予的理解、關(guān)心和支持。 最后，向所有關(guān)心和幫助過(guò)我的領(lǐng)導(dǎo)、老師、同學(xué)和朋友表示由衷的謝意! 衷心地感謝在百忙之中評(píng)閱我的論文和參加我答辯的各位專家、教授! 參考文獻(xiàn) 1繞振剛.行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)m.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003 年 2煤炭工業(yè)部生產(chǎn)司開拓處組織編寫.掘進(jìn)機(jī)選型手冊(cè)m.北京：北京煤炭工業(yè)出版 社,1989 年 3 李貴軒，李曉豁.掘進(jìn)機(jī)械設(shè)計(jì)m.沈陽(yáng)：遼寧大學(xué)

57、出版社，1998 年 4彭榮濟(jì).現(xiàn)代綜合機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（下）m.北京：北京出版社，1998 5王洪欣,李木,劉秉忠.機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)(i)m.徐州: 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社,2001 年 6唐大放,馮曉寧,楊現(xiàn)卿.機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)(ii)m.徐州: 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社,2001 年 7鞏云鵬,田萬(wàn)祿,張祖立,黃秋波.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)m.沈陽(yáng):東北大學(xué)出版社,2000 年 8隗金文,王慧.液壓傳動(dòng)m.沈陽(yáng):東北大學(xué)出版社,2001 年 9李貴軒.設(shè)計(jì)方法學(xué)m.北京：世界圖書出版社，1989 10朱龍根.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)m.第二版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001 年 11機(jī)械工程手冊(cè)、電機(jī)工程手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械工

58、程手冊(cè)m.第二版.專用機(jī)械卷（一） 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1997 12李杏粉,劉進(jìn)志,崔會(huì)芝.jsbz132jsbz132 型掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)j.石家莊鐵路職業(yè)技 術(shù)學(xué)院學(xué)報(bào)，2005，3（4） 13馬健康.懸臂式掘進(jìn)機(jī)履帶行走機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的確定j.煤炭科學(xué)技術(shù),2002,10(30) 14成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四卷m.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002 15機(jī)械工程師手冊(cè)編委.機(jī)械工程師手冊(cè)m.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007 16馬健康.ebj160 型重型掘進(jìn)機(jī)高可靠性履帶板的研制j.煤炭機(jī)械 1997,5 17 mt-t 910-2002 懸臂式掘進(jìn)機(jī)履帶行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)導(dǎo)則 附錄 a 簡(jiǎn)

59、介： 煤炭是我國(guó)的主要能源，在我國(guó)一次性能源中占 76以上。煤系地 層大多形成與還原環(huán)境，煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接 觸后，經(jīng)過(guò)一系列的氧化、水解等反應(yīng)，使水呈酸性，形成酸性礦井水。對(duì)地 下水以及其它環(huán)境和設(shè)施等造成一定的環(huán)境影響和破壞。本文對(duì)酸性礦井水的 危害、形成原因以及對(duì)酸性礦井水的預(yù)防和治理進(jìn)行了簡(jiǎn)單的闡述。 關(guān)鍵字：采煤活動(dòng) 酸性礦井水 環(huán)境影響 預(yù)防 治理 1 前言 煤炭是我國(guó)的主要能源，在我國(guó)一次性能源中占 76以上，必定要進(jìn)行大 量的采煤。采煤過(guò)程中破壞了煤層所處的環(huán)境，使其原來(lái)的還原環(huán)境變成了氧 化環(huán)境。煤炭中一般都含有約 0.35的硫，主要以黃鐵礦形式存

60、在，約占 煤含硫量的 2/3。煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后， 經(jīng)過(guò)一系列的氧化、水解等反應(yīng)，生成硫酸和氫氧化鐵，使水呈現(xiàn)酸性，即生 產(chǎn)了酸性礦井水。ph 值低于 6 的礦井水稱酸性礦井水。酸性礦井水在我國(guó)部分 煤礦特別使南方煤礦分別較為廣泛。我國(guó)南方煤礦的礦井水 ph 值一般在 2.55.8，有時(shí)達(dá) 2.0。ph 值低的原因與煤中含硫量高有密切關(guān)系。酸性礦井 水的形成對(duì)地下水造成了嚴(yán)重的污染，同時(shí)還會(huì)腐蝕管道、水泵、鋼軌等井下 設(shè)備和混凝土井壁，也嚴(yán)重污染地表水和土壤，使河水中魚蝦絕代，土壤板結(jié)， 農(nóng)作物枯萎，影響人體健康。 1 酸性礦井水的危害 礦井水的 ph 值低于