電動(dòng)采煤機(jī)行走部設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書

1、xxxx大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)電動(dòng)采煤機(jī)行走部設(shè)計(jì)目錄前言11 采煤機(jī)行走部31.1 采煤機(jī)行走部設(shè)計(jì)總體方案31.1.1 采煤機(jī)主要參數(shù)31.1.2 采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)與驅(qū)動(dòng)方式的總體設(shè)計(jì)方案32行走部傳動(dòng)總設(shè)計(jì)62.1 行走部電動(dòng)機(jī)的選擇62.2 行走部傳動(dòng)比分配63 行走部零件的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核83.1行走部傳動(dòng)齒輪初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核83.1.1行走部齒輪z1，z2初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核83.1.2 行走部齒輪z3，z4的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核153.1.3 行走部二級(jí)行星齒輪z5，z6，z7的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核233.2 行走部軸的校核及軸承壽命計(jì)算303.2.1 行走部軸的初步設(shè)計(jì)、校核及軸承壽命計(jì)算3

2、03.2.2 行走部ii軸的初步設(shè)計(jì)及校核及軸承壽命計(jì)算363. 2. 3 二級(jí)行星輪軸初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核及軸承壽命計(jì)算403. 2. 4 二級(jí)行星架支承軸承計(jì)算43結(jié)論45致謝46參考文獻(xiàn)47附錄a48附錄52前言我國和世界其他主要采煤國家一樣，20世紀(jì)50年代采煤機(jī)械化尚處于開發(fā)和探索階段。1950年，吉林蛟河煤礦首先引進(jìn)使用前蘇聯(lián)km-1型截煤機(jī)，實(shí)際上這是一種深截盤（截深1.62.0m）的煤層掏槽機(jī)械。1951年，黑龍江雙鴨山煤礦首先引進(jìn)使用了前蘇聯(lián)頓巴斯-1型采煤機(jī)（康拜因），這是一種深截框式采煤機(jī)械，截深1.2-1.6m?？蛋菀虍?dāng)時(shí)在我國得到了較廣泛使用，據(jù)1957年煤炭工業(yè)部對(duì)開

3、灤礦務(wù)局的12個(gè)工作面的抽樣調(diào)查表明，這種機(jī)采比炮采具有較好的生產(chǎn)技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)。在破碎頂板條件下，雞西礦務(wù)局小恒山礦改變康拜因的截深取得了成功。1960年該礦的201工作面頂板破碎，曾采用1.6m截深的康拜因采煤，因產(chǎn)量及工效低、材料消耗大，后研究改造原設(shè)備的截框，將截深縮為1.0m取得成功，月產(chǎn)量從原來的4256-7433t增加到11027-13722t。這也是從深截式向淺截式發(fā)展的一種嘗試。使用截深0.6m的淺截式采煤機(jī)，則始于1964年雞西礦務(wù)局小恒山礦，該礦首先引進(jìn)使用波蘭淺截式固定滾筒采煤機(jī)。阜新礦務(wù)局清河門礦則與1966年開始使用雞西煤礦機(jī)械廠生產(chǎn)的mlq-64型淺截式固定滾筒采煤

4、機(jī)，并配用了sgw-44型可彎曲刮板輸送機(jī)，開創(chuàng)了我國自行研制生產(chǎn)普通機(jī)械化采煤成套裝備的新局面。經(jīng)過5年連續(xù)生產(chǎn)，達(dá)到了高效、低耗和安全要求。于此同時(shí)，開灤、雞西等礦務(wù)局把原來用的康拜因、截裝機(jī)改成淺截式滾筒采煤機(jī)，取得了良好的效果。隨后，在全國范圍內(nèi)廣泛進(jìn)行了這種采煤機(jī)的技術(shù)改造，成效顯著，為進(jìn)一步推動(dòng)普通機(jī)械化采煤起到了重要的作用。20世紀(jì)70年代初期，我國煤礦使用的采煤機(jī)主要有：固定滾筒采煤機(jī)mlq-64型和單搖臂滾筒采煤機(jī)mlq1-80型，以及由截煤機(jī)、康拜因改裝成的固定滾筒采煤機(jī)，此外尚有少量其他型滾筒采煤機(jī)，但都是屬于80kw以下的小功率采煤機(jī)。70年代后期，由于綜合機(jī)械化采煤裝

5、備的引進(jìn)個(gè)發(fā)展，促進(jìn)了中功率采煤機(jī)的研制成功，也改善并發(fā)展了普通機(jī)械化采煤裝備。80年代初期，引進(jìn)了采煤機(jī)的整體（如英國am500型）和關(guān)鍵零部件（如德國edw300型）的制造工藝技術(shù)，補(bǔ)充了我國發(fā)展大功率采煤機(jī)的不足。同時(shí)，還引進(jìn)了國內(nèi)尚缺的綜采工作面三機(jī)或單機(jī)，如俄羅斯薄煤層k103型、用于急傾斜的ak-1型綜采機(jī)和英國安德森420型爬底板采煤機(jī)、美國3ls-3e電牽引采煤機(jī)。在仿制的基礎(chǔ)上，研制和發(fā)展了mls3型系列、max型系列和am500型系列。并在廣泛吸收國外幾種采煤機(jī)長(zhǎng)處的基礎(chǔ)上，結(jié)合我國煤田條件，自行設(shè)計(jì)了具有彎搖臂和無鏈牽引的mg行系列，同時(shí)也研制了一批適用與破碎頂板、大傾角

6、、薄煤層等困難條件下的中功率采煤機(jī)。20世紀(jì)70年代中期，德國eickhoff公司和美國joy公司相繼研制出直流電牽引采煤機(jī)。此后，世界上各主要采煤機(jī)研究制造公司均對(duì)電牽引采煤機(jī)進(jìn)行了大量的研究開發(fā)。80年代后期出現(xiàn)了交流電牽引采煤機(jī)。90年代，開發(fā)出集電子電力、微電子、信息管理以及計(jì)算機(jī)智能技術(shù)于一體的大功率電牽引采煤機(jī)。如美國joy公司的ls系列，英國long-airdox公司的electura、el系列，德國eickhoff公司的edw系列、sl系列，日本三井三池制作所的mcle-dr系列等電牽引采煤機(jī)。電牽引采煤機(jī)以其性能參數(shù)優(yōu)、可靠性高、自動(dòng)化程度高、操作方便、監(jiān)控保護(hù)及檢測(cè)功能完善

7、和經(jīng)濟(jì)效益高等有點(diǎn)被迅速推廣使用。1991年，煤炭科學(xué)研究總院上海分院與波蘭合作，在國內(nèi)率先研制成功我國第一臺(tái)采用交流交頻調(diào)速技術(shù)的 薄煤層爬底板采煤機(jī)后，上海分院優(yōu)先后研制成功了截割電動(dòng)機(jī)縱向布置的交流電牽引采煤機(jī)、截割電動(dòng)機(jī)橫向布置的適用于中厚和較薄煤層的交流電牽引采煤機(jī)。目前，上海分院研制的mg系列電牽引采煤機(jī)已形成9大系列共幾十個(gè)品種。到目前為止，國內(nèi)采煤機(jī)生產(chǎn)廠家均對(duì)交流電牽引采煤機(jī)進(jìn)行了大量的研制開發(fā)。如太原礦上機(jī)器集團(tuán)有限公司與上海分院合作，將am500液壓牽引采煤機(jī)改造成mg375/830-wd型交流電牽引采煤機(jī)后，又研制成功了mgty400/900-3.3d型、mgty500

8、/1200-3.3d型交流電牽引采煤機(jī)；雞西煤礦機(jī)械有限公司與上海分院合作將mg2300w型液壓牽引采煤機(jī)改造成mg668-wd型交流電牽引采煤機(jī)后，又開發(fā)了mg200/463型、mg400/985型、mg750/2040型交流電牽引采煤機(jī)；西安煤礦機(jī)械廠研制成功了mg300/700型、mg500/1130型、mg750/1910型交流電牽引采煤機(jī)；遼源煤礦機(jī)械廠在1998年與邢臺(tái)礦業(yè)集團(tuán)合作研制成功我國應(yīng)用電磁滑差離合器調(diào)速技術(shù)的mg668-wd型電牽引采煤機(jī)，又開發(fā)了mg500/1220型、mg650/1600型電牽引采煤機(jī)；無錫盛達(dá)機(jī)械制造有限公司開發(fā)研制成功應(yīng)用開關(guān)磁阻電動(dòng)機(jī)調(diào)速技術(shù)的

9、mg200/500型、mg250/600型、mg300/700型電牽引采煤機(jī)。經(jīng)過近20年的研制開發(fā)，我國的交流電牽引采煤機(jī)已逐步走向成熟。交流電牽引技術(shù)的應(yīng)用滿足了不同煤礦用戶的使用要求，為煤礦生產(chǎn)的技術(shù)進(jìn)步起到了積極的推動(dòng)作用1-2。1 采煤機(jī)行走部1.1 采煤機(jī)行走部設(shè)計(jì)總體方案1.1.1 采煤機(jī)主要參數(shù)搖臂回轉(zhuǎn)中心距 4620 mm過煤高度 280 mm采煤高度 1.12.0m適用傾角 250機(jī)面高度 0.855m牽引力 326 kn牽引速度 06.8m/min總功率 312 kw左右截割功率 130kw牽引功率 52 kw1.1.2 采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)與驅(qū)動(dòng)方式的總體設(shè)計(jì)方案采煤機(jī)行走部

10、包括行走機(jī)構(gòu)和行走驅(qū)動(dòng)裝置兩部分。行走機(jī)構(gòu)是直接移動(dòng)采煤機(jī)的裝置，它分為鋼絲繩牽引、鏈牽引及無鏈牽引三種。行走驅(qū)動(dòng)裝置用來驅(qū)動(dòng)牽引機(jī)構(gòu)，并實(shí)現(xiàn)牽引速度的調(diào)節(jié)。按調(diào)速傳動(dòng)方式有機(jī)械傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)和電傳動(dòng)，分別稱為機(jī)械牽引、液壓牽引和電牽引。行走驅(qū)動(dòng)裝置位于采煤機(jī)上的稱為內(nèi)牽引，位于工作面兩端的稱為外牽引。在行走機(jī)構(gòu)方面，鋼絲繩牽引的牽引力小，易發(fā)生斷繩事故，并且斷裂后不易重新連接，故這種牽引機(jī)構(gòu)已被淘汰。液壓牽引采煤機(jī)上廣泛使用的是鏈牽引，鏈牽引的特點(diǎn)是：強(qiáng)度高，承載能力大，能滿足采煤機(jī)增大牽引力和提高牽引素的的要求；鏈牽引是依靠鏈輪齒和鏈環(huán)相嚙合，工作較可靠；牽引鏈?zhǔn)褂脡勖L(zhǎng)，一般可用6個(gè)月以

11、上。斷鏈時(shí)彈性小，不宜傷人，斷鏈后用連接環(huán)連接，十分方便；牽引鏈的節(jié)距較大，當(dāng)鏈輪作等速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，牽引鏈相對(duì)鏈輪的移動(dòng)是周期性變化的，這是產(chǎn)生動(dòng)載荷的原因之一。鏈牽引的缺點(diǎn)是牽引速度不均勻，致使采煤機(jī)負(fù)載不平穩(wěn)，齒數(shù)越少，速度波動(dòng)越大。鏈牽引彈性伸長(zhǎng)量的存在，使采煤機(jī)移動(dòng)產(chǎn)生震動(dòng)，其最大振幅可達(dá)到5080mm，引起切屑斷面的急劇變化，從而導(dǎo)致采煤機(jī)載荷發(fā)生大的變化，使零件承受較大的動(dòng)載荷，這是鏈牽引的最大缺點(diǎn)。近年來廣泛使用了無鏈牽引采煤機(jī)，其優(yōu)點(diǎn)在于：取消了工作面的牽引鏈，消除了斷鏈和跳鏈傷人事故，工作安全可靠；在同一工作面內(nèi)可以同時(shí)使用兩臺(tái)或者多臺(tái)采煤機(jī)，從而可降低生產(chǎn)成本，提高工作效率；牽

12、引速度的脈沖比鏈牽引小得很多，使采煤機(jī)運(yùn)行較平穩(wěn)。鏈軌式雖然也是鏈條，但強(qiáng)度余量較大，彈性變形對(duì)牽引速度的影響較??；牽引力大，能適應(yīng)大功率采煤機(jī)和高產(chǎn)高效的需要。取消了鏈牽引的張緊裝置，使工作面切口縮短。對(duì)底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等的適應(yīng)性強(qiáng)；適應(yīng)采煤機(jī)在大傾角（可達(dá)45）條件下工作，利用制動(dòng)器還可以使采煤機(jī)的防滑問題得到解決。在行走驅(qū)動(dòng)裝置方面，機(jī)械牽引其特點(diǎn)是工作可靠，但只能有級(jí)調(diào)速，且傳動(dòng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，目前已很少使用了。液壓牽引，液壓調(diào)速行走部是利用容積式液壓傳動(dòng)的調(diào)速特性來實(shí)現(xiàn)調(diào)速性能的行走部，具有無級(jí)調(diào)速特性，且換向、停止、過載保護(hù)易于實(shí)現(xiàn)，便于根據(jù)負(fù)載變化實(shí)現(xiàn)自動(dòng)調(diào)速，保護(hù)系統(tǒng)

13、比較完善；但是其缺點(diǎn)是效率低，油液容易污染，致使零部件容易損壞，使用壽命較低。由于液壓牽引采煤機(jī)制造精度要求高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費(fèi)用高，效率和可靠性較低的缺點(diǎn)，各采煤大國都在大力研發(fā)并發(fā)展電牽引采煤機(jī)。電牽引采煤機(jī)的優(yōu)點(diǎn)是：1) 具有良好的牽引特性?？稍诓擅簷C(jī)前進(jìn)時(shí)提供牽引力，使機(jī)器克服阻力移動(dòng)；也可在采煤機(jī)下滑時(shí)進(jìn)行發(fā)電制動(dòng)，向電網(wǎng)反饋電能。2) 可用于大傾角煤層。牽引電動(dòng)機(jī)軸端裝有停止時(shí)防止采煤機(jī)下滑的制動(dòng)器。它的設(shè)計(jì)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩的1.62.0倍，因此電牽引采煤機(jī)可以用在40傾角的煤層。3) 運(yùn)行可靠，使用壽命長(zhǎng)。電牽引和液壓牽引不同，前者除了電動(dòng)機(jī)的電刷和整

14、流子有磨損外，其他件均無磨損，因此使用可靠，故障少，壽命長(zhǎng)，維修工作量小。4) 反應(yīng)靈敏，動(dòng)態(tài)特性好。電子控制系統(tǒng)能將多種信號(hào)快速傳遞到調(diào)節(jié)器中，以便及時(shí)調(diào)整各參數(shù)，防止機(jī)器超載荷運(yùn)行。5) 效率高。電牽引采煤機(jī)將電能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能只做一次轉(zhuǎn)換，效率可達(dá)到0.9；而液壓牽引由于能量的幾次轉(zhuǎn)換，再加上存在的泄露損失、機(jī)械摩擦損失和液壓損失，效率只有0.650.7。6) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。電牽引部的機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸小，重量輕。7) 有完善的檢測(cè)和顯示系統(tǒng)。采煤機(jī)在運(yùn)行中，各種參數(shù)如電壓、電流、溫度、速度等均可檢測(cè)和顯示。當(dāng)某些參數(shù)超過允許值時(shí)，便會(huì)發(fā)出警報(bào)信號(hào)，嚴(yán)重時(shí)可以自行切斷電源。綜合上面行走

15、機(jī)構(gòu)和行走驅(qū)動(dòng)裝置的優(yōu)缺點(diǎn)的表述，在本次設(shè)計(jì)中，主要采用了電牽引、齒輪銷軌式無鏈牽引的設(shè)計(jì)方案。采煤機(jī)的部分功率是通過牽引部減速器傳遞的。牽引部工作條件惡劣，外形尺寸受到嚴(yán)格限制，可靠性要求很高。牽引部的總傳動(dòng)比一般在200左右，減速級(jí)數(shù)為35級(jí)；采用了二級(jí)行星減速器在增大傳動(dòng)比的同時(shí)減少了齒輪的數(shù)量，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，降低成本1-2。2行走部傳動(dòng)總設(shè)計(jì)2.1 行走部電動(dòng)機(jī)的選擇依照給定的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，通過查閱資料得其主要技術(shù)參數(shù)如下表21 電機(jī)參數(shù)：表21 電機(jī)參數(shù)電機(jī)型號(hào)功率(kw)轉(zhuǎn)速(n/min)電壓（v）ybqys252514603802.2 行走部傳動(dòng)比分配mg265/312-wd的采煤機(jī)的牽

16、引速度要求：該機(jī)構(gòu)主要由箱體，原電機(jī)，輸出軸，減速部分，潤(rùn)滑系統(tǒng)等組成。電動(dòng)機(jī)功率25kw，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1460r/min，傳動(dòng)比，根據(jù)設(shè)計(jì)需要，欲把行走速度為7m/min左右，所以,本設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)采用直齒傳動(dòng)和行星傳動(dòng)：通過類比及查閱資料，初步確定傳動(dòng)比如下表22 傳動(dòng)比的分配：表22 傳動(dòng)比的分配mg265/312-wd牽引部傳動(dòng)比初步確定齒數(shù)為表223 齒數(shù)分配：表23 齒數(shù)分配mg265/312-wd牽引部齒數(shù)確定z3=331324621324623 行走部零件的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核3.1行走部傳動(dòng)齒輪初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 3.1.1行走部齒輪z1，z2初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，z1,

17、z2齒輪材料初定為20crmnti。模數(shù)m=6, 齒數(shù)z1=25, z2=36。一齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動(dòng)的尺寸(mm)(mm)式中：k 載荷系數(shù)常用值,k=2；、 剛對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副的值，表13-1-753得 直齒輪=483、=766； 齒寬系數(shù)，表13-1-773圓整，取=0.5，則=0.4； 許用接觸應(yīng)力，推薦 ； 試就驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，=1500mpa 取較小值；圖13-1-24(b) 3 =1650mpa=1500mpa 取較小值。0.9 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪的模數(shù)：(mm)式中： 模數(shù)系數(shù)，由

18、表13-1-783得直齒輪時(shí)，； 許用齒根應(yīng)力， ； 齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度的基本值，由圖13-1-53 ； 復(fù)合齒形系數(shù)，；yfa 齒形系數(shù)按圖13-1-383可查時(shí)，當(dāng)時(shí)， =2.37，當(dāng)時(shí)，=2.46。ysa 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13-1-433查時(shí)，當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)，。 兩者比較取大者，取后者。則 取 =6mm z1 =25 z2=36二.計(jì)算z1,z2齒的幾何尺寸1嚙合角：根據(jù)=61 p6 查得：=0.6=+=+得 =由圖13.1.43查得變位系數(shù) x1=0.33 x2=0.272實(shí)際中心距：=152.76mm3. 分度圓分離系數(shù)y：4. 齒頂高變動(dòng)系數(shù)：5.齒輪的幾何尺寸：6.計(jì)算齒頂圓壓

19、力角：=31.59=28.40三.齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算接觸應(yīng)力：小輪：=zb (31)大輪：=zd (32)式中： 使用系數(shù)，見表13-1-813、表13-1-823原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表13-1-833工作機(jī)工作特性示例，取=1.0； 動(dòng)載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=2.07； 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見表13-1-993=1.12+0.18+0.2310-3b b=63mm=1.12+0.18+0.2310-363=1.2176 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查得 1.1； 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043， 取 取 節(jié)點(diǎn)處

20、計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，；2. 計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （33）式中： 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，； 彈性系數(shù)，； 重合度系數(shù)， ； 螺旋角系數(shù)， ；ft 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，ft=2000=2306.4n，b 工作齒寬, b=63mm；m 齒輪模數(shù)， m=5mm。將以上系數(shù)帶入（33）式得：將以上結(jié)果帶入（31）、（32）得：3.許用接觸應(yīng)力： （34）式中： 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； 試取齒輪的接觸疲勞極限；=1650mpa =1500mpa 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，工作壽命1萬小時(shí)計(jì)算見圖13-1-263查得 ； 潤(rùn)滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強(qiáng)度： ； 工作硬

21、化系數(shù)， =1 =1 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)， .076-0.0109mn=0.967將以上系數(shù)帶入（34）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 1.007 = = = 1.108 最小安全系數(shù)，見表13-1-1103，取=1。所以 z1,z2齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。四.輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算齒根應(yīng)力： （35）式中：， 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值取 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，1.1； 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （36）式中： 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)， ； 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)， ； 重合度系數(shù)， =

22、0.25+=0.68； 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。將以上系數(shù)帶入（36）式得：將以上結(jié)果帶入（35）得：3.許用齒根應(yīng)力： （37）式中： 計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力，； 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限，=210mpa； 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)；見圖13-1-553查得 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.03 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由表13-1-1193得=1.0。將以上系數(shù)帶入（37）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 5.0 = = = 5.1 最小安全系數(shù)，見表13-1-110

23、3，取=1.6。所以 z1,z2齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 3.1.2 行走部齒輪z3，z4的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，z3,z4齒輪材料初定為20crmnti。模數(shù)m=5, 齒數(shù)z3=33, z4=65。一齒面接觸強(qiáng)度根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動(dòng)的尺寸：(mm)(mm)式中： k 載荷系數(shù)常用值k=2.0；、 剛對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副的值，查表13-1-753得 直齒輪=483、=766； 齒寬系數(shù)按表13-1-773圓整，取=0.3。則=0.3； 許用接觸應(yīng)力，推薦 ； 試就驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限 ；見圖13-1-243 (b) =1180 mpa=1650 mpa 取較小值。

24、齒根彎曲強(qiáng)度在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪的模數(shù)：(mm)式中： 模數(shù)系數(shù)；直齒輪時(shí)，； 許用齒根應(yīng)力， ； 齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度的基本值，圖13-1-533， 復(fù)合齒形系數(shù)，；yfa 齒形系數(shù)，查：時(shí)，當(dāng)時(shí) =2.24，當(dāng)時(shí)，=2.18；ysa 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13-1-433查：時(shí)，當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)，。 兩者比較取大者，取前者。則 mm取 =5mm z3=15 z4=65。二.計(jì)算z3,z4齒的幾何尺寸1嚙合角：根據(jù)=71 p6 查得：=0.70=+=+得 =由圖13.1.43查得變位系數(shù) x3=0.32 x4=0.38。2實(shí)際中心距：=461.39mm。3.分度圓

25、分離系數(shù)y：。4.齒頂高變動(dòng)系數(shù)：。5.齒輪的幾何尺寸：6.計(jì)算齒頂圓壓力角：= 28.970= 28.70三.齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算接觸應(yīng)力：小輪：=zb (38)大輪：=zd (39)式中： 使用系數(shù)，見表13-1-813、表13-1-823原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表13-1-833工作機(jī)工作特性示例，=1.75。 動(dòng)載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=1.23； 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見表13-1-993=1.12+0.18+0.2310-3b b=22.5mm=1.12+0.18+0.2310-348=1.159 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查

26、得 1.0； 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043。 取 取 .0 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，。2. 計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （310）式中： 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)， 彈性系數(shù)，見表13-1-103 ； 重合度系數(shù)， ； 螺旋角系數(shù)， ；ft 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，ft=2000=3812.9n；b 工作齒寬, b=22.5mm；m 齒輪模數(shù)， m=5mm；將以上系數(shù)帶入（310）式得：將以上結(jié)果帶入（38）、（39）得：3.許用接觸應(yīng)力： （311）式中： 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； 試取齒輪的接觸疲勞極限；=1180mpa =1650mpa 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。工作壽命2萬小

27、時(shí)計(jì)算見圖13-1-263查得 潤(rùn)滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強(qiáng)度： ； 工作硬化系數(shù) ， =1.21 =1.19 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)， .076-0.0109mn=0.967；將以上系數(shù)帶入（311）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 1.38 = = = 1.92 最小安全系數(shù)，見表13-1-1103 取=1。所以 z3,z4齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。四.輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算齒根應(yīng)力： （312）式中：， 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值取 ； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，1.1； 齒根應(yīng)力的基本值，；2

28、. 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （313）式中：ft 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，ft=2000=3812.9n；b 工作齒寬, b=22.5mm；m 齒輪模數(shù)， m=5mm； 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)， ； 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)， ； 重合度系數(shù)， =0.25+=0.75； 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。將以上系數(shù)帶入（313）式得：將以上結(jié)果帶入（312）得：3.許用齒根應(yīng)力： （314）式中： 計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力，； 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限；=370mpa =450mpa 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，見圖13-1-553查得 相對(duì)齒根圓

29、角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.12； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由表13-1-1193得=1.0；將以上系數(shù)帶入（314）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 4.2 = = = 4.19 最小安全系數(shù)，見表13-1-1103 取=1.6。所以 z3,z4齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 3.1.3 行走部二級(jí)行星齒輪z5，z6，z7的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核一配齒計(jì)算：初選 =5.77,查表13-5-33，取cs=3,按配齒公式計(jì)算：=c = 25=12.99 取=13=c- =253-13=62=( -)/2=(62-13)/2=24.5采用不

30、等角變位，可取=25或=24。為提高傳動(dòng)承載能力，宜取=24,預(yù)取。二.按接觸強(qiáng)度初算中心距和模數(shù)：輸入轉(zhuǎn)矩： =12245nm小輪（太陽輪）的轉(zhuǎn)矩： nm齒數(shù)比 ： u=zc/za=24/13=1.846太陽輪和行星輪的材料用20crmnti滲碳淬火，齒面硬度60-62hrc（太陽輪）和 56-58hrc（行星輪），取尺寬系數(shù) ，載荷系數(shù) k=1.4。（mm）則模數(shù) m=2a/(za+zc)=5.2mm 取 m=5mm。三.計(jì)算z5,z6,z7齒的幾何尺寸1.計(jì)算a-c實(shí)際中心距未變位時(shí)的中心距：aac=m(za+zc)/2=92.5mm中心距變位系數(shù)： yac=(za+zc)()/2=0.

31、784則a-c實(shí)際中心距：96.42mm2.計(jì)算a-c實(shí)際中心距變位系數(shù)和嚙合角0.83計(jì)算a-c傳動(dòng)得變位系數(shù)=0.8用圖13-1-43校核，在許用區(qū)內(nèi)，可用。用圖13-1-43分配變位系數(shù)，。4計(jì)算c-b傳動(dòng)的中心距變位系數(shù)和嚙合角-0.25計(jì)算c-b傳動(dòng)得變位系數(shù)=-0.2用圖13-1-43校核，在許用區(qū)內(nèi)，可用。用圖13-1-43分配變位系數(shù)，。6. 齒輪的幾何尺寸：7.計(jì)算齒頂圓壓力角：=32.970=32.840=16.60四.齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算接觸應(yīng)力：行星輪：=zd (315)式中： 使用系數(shù)，見表13-1-813、表13-1-823原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表13-1-

32、833工作機(jī)工作特性示例，=1.75。 動(dòng)載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=1.03 ， 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見表13-1-993，行星齒輪傳動(dòng)的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比小于或等于1時(shí)，取 =1； 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查得 1.1； 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，； 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043。 取 .02. 計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （316）式中： 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。式中： 彈性系數(shù)，； 重合度系數(shù)， ； 螺旋角系數(shù)， ；ft 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，ft=36735n；b 工作齒寬, b=65mm；m 齒輪模數(shù)，

33、 m=5mm。將以上系數(shù)帶入（316）式得：將以上結(jié)果帶入（315）得：3.許用接觸應(yīng)力： （317）式中： 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； 試取齒輪的接觸疲勞極 =1500mpa； 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，工作壽命2萬小時(shí)計(jì)算見圖13-1-263查得 潤(rùn)滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強(qiáng)度： ； 工作硬化系數(shù) ， =1.19； 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)， .076-0.0109mn=0.967。將以上系數(shù)帶入（317）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 1.26 最小安全系數(shù)，見表13-1-1103 取=1。所以 z9齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。五.輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算1. 計(jì)算

34、齒根應(yīng)力： （318）式中：， 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值取 ； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， =1； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，1.1； 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （319）式中： ft 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，ft=36735n；b 工作齒寬, b=65mm；m 齒輪模數(shù)， m=5mm； 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，； 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，； 重合度系數(shù)， =0.25+=0.778； 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。將以上系數(shù)帶入（319）式得：將以上結(jié)果帶入（318）得：3.許用齒根應(yīng)力： （320）式中： 計(jì)算齒輪的彎曲極

35、限應(yīng)力； 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限，=450mpa； 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的系數(shù)，見圖13-1-553查得 ； 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.03； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由表13-1-1193得=1.0。將以上系數(shù)帶入（320）式得：4計(jì)算安全系數(shù)：= = = 2.2 最小安全系數(shù)，見表13-1-1103取=1.6。所以 z6齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。3.2 行走部軸的校核及軸承壽命計(jì)算3.2.1 行走部軸的初步設(shè)計(jì)、校核及軸承壽命計(jì)算1初步估算軸徑： 選擇軸的材料為20crmnti，

36、滲碳后淬火，由表26.1-13查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為：= 1080 mpa = 835 mpa= 514 mpa = 300 mpa由于材料是20crmnti，由表26.3-23選取a=100，則得dmin= a = 100 = 60 mm2軸上受力分析：i齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:t1= = =850 nm式中：t1 i軸傳遞扭矩；p電機(jī)功率，p52 kw； 電機(jī)轉(zhuǎn)速， n11460 rpm。p1=3192 npr1p1tg1=3192.tg(2201446)=1305 n花鍵傳動(dòng)附加力:po=0.20.210625n式中： 花鍵分度圓直徑16 mm3. 求支反力：ray=2133 n rby=

37、1136 nrax= 1025n rbx= 454 nrao=1604n rbo=734nra=4287nrb=1962n4. 作彎矩和扭矩圖：齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖：(圖3.2.11)mcx=rax0.081=72 nm齒輪作用在垂直平面的彎矩圖：(圖3.2.12)mcy=ray0.081=191 nm由于齒輪作用力在c截面作出的最大合成彎矩：= =227 nm由于r0作用而作出的彎矩圖：(圖3.2.13)mc0= ra00.081=574nm 則截面c的最大合成彎矩為：mc= +mc0= 227+574= 801nm作轉(zhuǎn)矩圖（圖4.2.14）: t1= 340 nm5. 軸的強(qiáng)度校

38、核：a. 確定危險(xiǎn)截面：根據(jù)齒輪軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，扭矩圖，截面c處的彎矩最大，且有齒輪配合與漸開線花鍵引起的應(yīng)力集中，故屬危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)對(duì)截面c進(jìn)行強(qiáng)度校核。b. 安全系數(shù)校核計(jì)算：由于采煤機(jī)截割部電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅為：= 39.5 mpa式中：w 抗彎斷面系數(shù)， 取w=21m3 由于是對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力=0= = = 3.6式中： 20crmnti鋼彎曲對(duì)稱應(yīng)力時(shí)的疲勞極限， =517 mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，按鍵槽查得 = 1.72，按配合查得 =2.22，故取=2.22； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)徹削加工，

39、按參考文獻(xiàn)3表26.38查得=0.92； 尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)3表26.311查得 =0.66。剪應(yīng)力幅為：=10.96 mpa式中： wp 抗扭斷面系數(shù)，取w=16m3=9.3式中： 20crmnti的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由表26.113查得= 300 mpa； 剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由表26.353按鍵槽得 =1.58，按配合查得 =1.66； ， 同正應(yīng)力； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由表26.3133查得 =0.21s= = 3.4由表26.343可知， s =1.3 2.5故s s ，該軸c截面是安全的。 6. 軸的剛度校核： a.在截面c處加單位力fi=1n，畫彎矩圖 （圖3.2.15） b.

40、在支承b處加單位力矩mi=1 nm , 畫彎矩圖 （圖3.2.16）c.計(jì)算合成撓度yc: d.計(jì)算合成偏轉(zhuǎn)角： e. 許用變形值的計(jì)算：根據(jù)軸的變形許用值表26.413規(guī)定：安裝齒輪軸的許用撓度y(0.010.03)mn=0.10.3。由表26.411查得，安裝圓錐滾子軸承處0.0016rad該軸的計(jì)算結(jié)果：yc=0012 mm y=0.10.3=0.9238rad s ，該軸d截面是安全的。6. 軸承壽命計(jì)算：軸承a（煤壁側(cè)）選用進(jìn)口nj212e型，cr535 knlha（）（）191644h式中：pa 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，para 。軸承b（老塘側(cè)）選用進(jìn)口nj212e型，cr535kn

41、lhb（）（）441419h式中： pb 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，pbrb 圖3.2.21圖3.2.263. 2. 3 二級(jí)行星輪軸初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核及軸承壽命計(jì)算在二級(jí)行星輪機(jī)構(gòu)中有三個(gè)行星輪，即有三根軸但他們的主要參數(shù)是相同的。軸承使用壽命相差不多，這里只計(jì)算一個(gè)軸強(qiáng)度和壽命。1初步估算軸徑： 選擇軸的材料為45號(hào)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表26.1-13查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為：= 650 mpa = 360 mpa= 270 mpa = 155 mpa由于材料是45號(hào)鋼，由表26.3-23選取a=105，則得dmin= a = 105 = 43mm2軸上受力分析:太陽輪扭矩計(jì)算：t860.983=

42、15918 nm式中：t8 二級(jí)太陽輪傳遞扭矩； 6傳動(dòng)效率， 5=0.983p1240377 n式中： 行星輪數(shù)量，=3；t8 太陽輪傳遞扭矩，t8= 15918nm； 行星傳動(dòng)不均載數(shù)。pr12p12tg1211=40377tg(24035)=18472 n=38730 n=tg1213=38730tg(1803255)=12955 nrc=rd=ry=39554 nrx= =2738 nr=39648n3求支反力： ra=40345 nrb=(rc+rd)-ra=96828 n4. 軸的強(qiáng)度校核： a. 確定危險(xiǎn)截面：根據(jù)行星輪軸軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，截面c處的彎矩最大，故屬危險(xiǎn)截面。現(xiàn)

43、對(duì)截面c進(jìn)行強(qiáng)度校核。 b. 安全系數(shù)校核計(jì)算：由于惰輪不傳遞扭矩，所以彎矩引起脈動(dòng)循環(huán)的彎應(yīng)力。 彎曲應(yīng)力幅為：= 20.6 mpa式中： w 抗彎斷面系數(shù)，由表26.3153計(jì)算得w= 0.1= 59.3m3= 2.2式中： 45號(hào)鋼彎曲對(duì)稱應(yīng)力時(shí)的疲勞極限， =270 mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由表26.353按鍵槽查得 =1.57，按配合查得 =1.7，故取=1.7； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按表26.383查得=0.92； 尺寸系數(shù)，由表26.3113查得 =0.73； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由表26.3133查得 =0.34。由表26.343可知， s =1.3 2.5故s

44、 s ，該軸c截面是安全的。5.軸承壽命計(jì)算：軸承選用進(jìn)口22317e型，cr308knlh（） 式中：p 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，pr； 行星輪與軸相對(duì)轉(zhuǎn)速，1460()=146.943 rpmlh（）24452 h3. 2. 4 二級(jí)行星架支承軸承計(jì)算扭矩計(jì)算：t21780nm式中：t 二級(jí)行星架輸出扭矩，p截割電機(jī)功率，p130 kw； 最低輸出轉(zhuǎn)速， 57.49 rpm；受力分析：=34848 n=式中： 采煤機(jī)最大牽引力， =326000 n 阻力之比， 0.8 kw= 90555n=50009.8= 49000n軸承受力分析：ray =47597nrby=rayp=4759734848=12749nrax= = 123684nrbx=raxpx 33129nrao=po= 49000nra=134765nrb= 43693n軸承壽命計(jì)算：軸承a（煤壁側(cè)）選用進(jìn)口22208ek型，cr2360knlha（）（）70444h式中：pa 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，para3rao130476n軸承b（老塘側(cè)）選用進(jìn)口22209e型，cr750knlhb（）（）478346h式中：pb 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，pbrb結(jié)論本次設(shè)計(jì)的主題是電動(dòng)采煤機(jī)行走部，選用的電牽引和齒輪-銷軌無鏈牽引的設(shè)計(jì)方案，而行走部的設(shè)計(jì)重點(diǎn)在于減速部分