MG100采煤機總成設計【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】

買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 1頁，共 49頁 摘 要 筒式采煤機是采用電機驅動、橫向布置，用以開采較薄煤層的無鏈液壓牽引采煤機，機面高度低，裝機功率較大，具備截割硬煤、夾矸和爬坡的能力和過斷層的能力。 采煤機的類型很多，但多以雙滾筒采煤機為主。雙滾筒采煤機主要由截割部、牽引部、電氣系統(tǒng)和輔助裝置組成。采煤機各個部分協(xié)調工作，實現(xiàn)采煤機對煤礦開采的目的。 過液壓油缸的推或拉，實現(xiàn)搖臂成角度擺動。 關鍵詞： 采煤機；總成設計；齒輪 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 2頁，共 49頁 is is a of to of by of of to of on to to or to 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 3頁，共 49頁 目錄 1 煤機主要技術參數(shù) 6 煤機的組成和總體分布 . 6 煤機的組成 . 6 煤機總體布置 . 7 2 液壓系統(tǒng) 9 油路系統(tǒng) . 9 油路 . 9 油和熱交換回路 . 9 護系統(tǒng) . 10 壓控制和電動機超載保護 . 10 壓保護 . 11 壓馬達制動 . 11 作系統(tǒng) . 11 壓牽引系統(tǒng)開啟 . 11 臂調高系統(tǒng)液壓操作和手動操作 . 12 3 采煤機傳動系統(tǒng) 13 引部傳動系統(tǒng) . 13 引部液壓馬達選取 . 13 引部傳動比設計 . 13 4 液壓傳動部傳動系統(tǒng) 16 壓傳動部電動機選取 . 16 壓傳動部輔助泵選取 . 16 壓傳動部主泵選取 . 16 壓傳動部傳動比 . 16 煤機總傳動簡圖 . 17 5 采煤機傳動系統(tǒng)齒輪設計 19 壓傳動部齒輪設計 . 19 壓傳動部各軸的傳遞功率及扭矩計算 . 19 齒根彎曲疲勞強度設計液壓傳動部齒輪 . 20 齒面接觸疲勞強度校核液壓傳動部齒輪 . 21 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 4頁，共 49頁 核液壓傳動 部其他齒輪是否符合設計要求 . 22 引部齒輪設計 . 25 引部各軸的傳遞功率及扭矩計算 . 25 齒根彎曲疲勞強度設計牽引部齒輪 . 26 齒面接觸疲勞強度校核牽引部齒輪 . 28 引部行星輪機構設計 . 29 引部行星輪機構傳動比及模數(shù)設計 . 29 齒根彎曲疲勞強度設計行星輪齒輪 . 31 齒面接觸疲勞強度校核行星輪齒輪 . 32 齒面接觸疲勞強度校核行星輪齒輪 . 33 引部行走齒輪設計 . 34 齒輪接觸疲勞強度設計 . 34 齒根彎曲疲勞強度校核齒輪 . 35 齒輪的強度校核 . 36 6 采煤機部分傳動軸的設計及校核 37 步設計軸的最小直徑 . 37 彎扭合成應力校核軸的強度 . 37 7 采煤機箱體設計 44 煤機箱體力學模型 . 44 煤機壁厚計算 . 44 8 采煤機調高系統(tǒng)設計 46 高油缸的選擇 . 46 高方案設計 . 46 參考文獻 49 致謝 50 附錄 51 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 5頁，共 49頁 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 6頁，共 49頁 錯誤 !書簽自引用無效。 1 煤機主要技術參數(shù) 所示 : 表 1 煤機主要參數(shù) 項目 內容 采煤范圍 m 機功率 40 截割功率 002 牽引功率 0 滾筒直徑 ； 滾筒截深 30； 700； 800 牽引力 50 調速方式 液壓控制，無級調速 工作面傾角 機面高度 40 滾筒轉速 r/引速度 m/ 5 牽引方式 擺線輪銷軌式無鏈牽引 整體機重 t 向布置，用以開采較薄煤層的無鏈液壓牽引采煤機，機面高度低，裝機功率較大，具備截割硬煤、夾矸和爬坡的能力和過斷層的能力。適用于煤層厚度 層工作面傾角，頂、底板不過于松軟的普采或高檔普采工作面，完成落煤和裝煤作業(yè)?？稍诨煊屑淄椤⒚簤m、硫化氫、二氧化碳等不超過煤礦安全規(guī)程中所規(guī)定的安全含量的礦井中使用。 煤機的組成和總體分布 煤機的組成 采煤機的類型很多，但多以雙滾筒采煤機為主。雙滾筒采煤機由以下幾部分組成： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 7頁，共 49頁 1、 截割部 截割部主要包括 搖臂齒輪箱，機頭齒輪箱、滾筒及附件。截割部主要承擔落煤、碎煤和裝煤工作 2、 牽引部 牽引部由牽引傳動裝置和牽引機構組成。牽引機構可分為無鏈牽引和有鏈牽引，此次 引部主要是控制采煤機沿工作面運行，同時達到過載保護的目的。 3、 電氣系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)主要是給采煤機提供動力，并對采煤機進行過載保護及動作控制 4輔助裝置 輔助裝置主要包括擋煤板，底托架，噴霧冷卻裝置和調高裝置等。 采煤機各個部分協(xié)調工作，實現(xiàn)采煤機對煤礦開采的目的。 煤機總體布置 此次 總體布置方式如圖 1所示。 圖 1 采煤機總體布置 12345 液壓傳動部； 6采煤機總體結構如圖 2所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 8頁，共 49頁 圖 2 采煤機總體結構 1234； 5； 6； 7； 89101112131415買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 9頁，共 49頁 2 液壓系統(tǒng) 采煤機牽引液壓系統(tǒng)包括主油路系 統(tǒng)、保護系統(tǒng)和操作系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)如圖 3所示。 圖 3 采煤機液壓系統(tǒng) 油路系統(tǒng) 主油路系統(tǒng)包括主油路、補油和熱交換回路 油路 由 q=125ml/r）和兩個并聯(lián)的 線液壓馬達（ q=625ml/r）組成閉合回路。 油和熱交換回路 系統(tǒng)的補油是由輔助泵 3經(jīng)粗過濾器 4從油池中吸油，液壓油經(jīng)過精過濾器5、單向閥 8 或者單向閥 9 從主回路的低壓側進入主泵 1，補償系統(tǒng)的泄露和建立系統(tǒng)背壓。輔助泵是齒輪泵，只能單向工作，不允許反轉。若電動機因為 接線買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 10頁，共 49頁 有誤而瞬時反轉時，齒輪泵可經(jīng)由單向閥 7吸油，防止吸空。溢流閥 6用來限制輔助泵的最大壓力。 系統(tǒng)的冷熱油交換通過整流閥 10、背壓閥 11 和冷卻器 12 實現(xiàn)。整流閥 10是一個三位五通的換向閥，由主油路高壓側壓力油控制整流閥自動轉換。若主油路 整流閥向下動作； 0、背壓閥11、冷卻器 12和單向閥 13進入油池冷卻，另一部分繼續(xù)供給主液壓泵。由于補償單向閥 8和 9在結構位置上靠近主液壓泵，故由輔助泵排除的冷油能及時經(jīng)由補償單向閥 8或 9供給主液壓泵。 整流閥 10中位的 2個節(jié)流孔的作 用是產生一定的降壓，使調速手把給速后，整流閥能夠立即動作，防止換向閥沖擊并保證冷熱油交換的可靠進行。單向閥13的作用是為了在更換冷卻器時使油池不向外泄露。 保護系統(tǒng) 保護系統(tǒng)包括恒壓控制和電動機超載保護、高壓保護和馬達制動。 恒壓控制和電動機超載保護 恒壓控制特性屬性如圖 4所示。圖中 圍成區(qū)域內的任一點均是該液壓傳動系統(tǒng)可以工作的工況點。若把速度調節(jié)為 x，如圖虛線所示，則在機器牽引 過程中，由于外界負載的變化，系統(tǒng)的工作點將沿著虛線方向來回移動。當牽引阻力達到 以后，牽引速度沿 牽引阻力降低后，牽引速度又恢復到原來的調定值。 圖 4 恒壓控制屬性 整個控制過程是由換向閥 16、換向閥 19，變量油缸 17 和溢流閥 18 共同作用完成的。當采煤機負載正常時，換向閥 19處于右閥位，液壓油經(jīng)由換向閥 19和換向閥 16進入變量油缸 17，調動液壓油缸彈簧，使主泵輸出流量處于設定數(shù)買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 11頁，共 49頁 值，此時機器的牽引速度也處于設定數(shù)值。當采煤機超載工作 時，主油路工作壓力超出溢流閥 18設定數(shù)值，溢流閥溢流，一部分液壓油進入換向閥 19，換向閥19換向到左閥位，另一部分液壓油經(jīng)節(jié)流閥流入油池，目的使保證換向閥 19的穩(wěn)定性。由于換向閥 19 處于左閥位，液壓油缸左右油缸聯(lián)通，液壓油缸彈簧恢復平衡，主泵流量減小，機器的牽引速度減小。一旦采煤機負載恢復正常，主油路工作壓力恢復正常，溢流閥 18不溢流，換向閥 19回到右閥位，液壓油經(jīng)換向閥 19和換向閥 16進入變量油缸，推動變量油缸中的彈簧朝主泵流量增加方向伸縮，主泵流量恢復設定數(shù)值，機器牽引速度恢復設定數(shù)值。 采煤機在工作時 ，電動機大部分功率都消耗于截煤，當牽引速度選擇過大或者遇到夾矸時，截割功率增加，電動機將超載工作。若電動機長期超載工作，會引起電動機和機械零部件損壞。 采用的恒壓保護系統(tǒng)可使電動機工作在額定功率之下。當工作負載過大時，機器牽引速度減小，以減小電動機輸出功率；當工作負載過小時，機器牽引速度增加，直到牽引速度恢復到設定值。 高壓保護 采煤機工作時，經(jīng)常遇到鱉卡現(xiàn)象，牽引阻力突然增加會使液壓系統(tǒng)的工作壓力急劇上升。由于恒壓控制受分流阻尼的影響，牽引速度下降比較慢，因此系統(tǒng)壓力會繼續(xù)上升。因此，系統(tǒng)中 設置了高壓安全保護系統(tǒng)，以限制系統(tǒng)的最高壓力。高壓保護依靠安全閥 20來實現(xiàn)。當系統(tǒng)壓力達到一定數(shù)值時，安全閥 20開啟溢流，溢出的油液回到主回路低壓側，系統(tǒng)壓力不再上升，牽引速度很快下降，實現(xiàn)液壓系統(tǒng)的超載保護。另外，一旦溢流閥 18動作失靈，安全閥 20可以起到二次保護的作用。 液壓馬達制動 當采煤機正常工作時，若因故停電，使主液壓泵突然停止向液壓馬達供液，而液壓馬達仍在轉動，必須有相應的制動裝置使液壓馬達制動。 系統(tǒng)中的液壓制動器能實現(xiàn)液壓馬達制動。當突然因故停電，輔助泵停止供油時，液壓制動器將 在彈簧力的作用下實現(xiàn)液壓馬達的制動。 作系統(tǒng) 壓牽引系統(tǒng)開啟 當手把 14 處于中間位置時，換向閥處于中位，主液壓泵和輔助泵不開啟。當手把 14左旋或者右旋時，換向閥 16換向，主液壓泵和輔助泵工作，液壓系統(tǒng)開啟。液壓油經(jīng)換向閥 19右閥位、換向閥 16左或右閥位進入變量油缸，變量油缸對主液壓泵流量起到調節(jié)作用。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 12頁，共 49頁 臂調高系統(tǒng)液壓操作和手動操作 液壓系統(tǒng)開啟后，按下調高閥 22，液壓油從輔助泵經(jīng)調高閥 22作用于換向閥 23，換向閥 23換向，調高油缸油路和輔助泵接通，調高油缸工作。當松開按鍵 時，在液壓鎖的作用下，調高油缸鎖定在該位置。安全閥 25 用來防止?jié)L筒截割時掉高泵過載。安全閥 27 限制調高泵的工作壓力。由于連接調高泵的 2 個換向閥串聯(lián)，所以調高泵只能先后相繼動作。 手動作用于換向閥 23，實現(xiàn)手動操作，將換向閥 23打到左或右閥位時，調高油缸工作，當將換向閥打到中位時，調高油缸鎖定。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 13頁，共 49頁 3 采煤機傳動系統(tǒng) 引部傳動系統(tǒng) 引部液壓馬達選取 當采煤機牽引速度為 5m/引部功率最大。為： 由于傳遞過程中存在功率損失，故選取的液壓馬達功率應遠大于 于安全考慮，選取 液壓馬達。 所示。 表 2 壓馬達技術參數(shù) 排量 ml/r 最高轉速r/定壓力 高壓力 論扭矩 率 轉方向 80 3350 35 40 445 156 雙向 牽引部傳動比設計 液壓馬達的轉速由其輸入流量決定。根據(jù) 出轉速為 為： 該傳動比非常巨大，故需要采取行星輪減速機構。 采用 星輪減速機構，其傳動比范圍為 心輪機構簡圖如圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 14頁，共 49頁 圖 5 行星輪機構 選取 ,傳動比為 級行星輪減速機構顯然不能滿足要求，故采用兩級行星輪減速機構，兩級行星輪均采用 ，如圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 15頁，共 49頁 圖 6 二級行星輪機構 選取 , 選取 ,總傳動比為 動比分配 取齒輪一齒數(shù) 30，齒輪二齒數(shù) 61，齒輪三齒數(shù) 72，傳動比： 取行走輪一齒數(shù) 6，行走輪而齒數(shù) 7，傳動比： 誤差在以 內，符合設計要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 16頁，共 49頁 4 液壓傳動部傳動系統(tǒng) 液壓傳動部電動機選取 由于采煤機工作環(huán)境惡劣，工作環(huán)境的空氣中?；煊屑淄椤⒚簤m、硫化氫等易燃易爆物質，故須采用隔爆電機。 根據(jù)采煤機 術參數(shù)，采煤機電機選用電動機 動機所示 表 3 機的技術參數(shù) 額定功率 速 r/率 % 電壓 V 40 1450 80 液壓傳動部輔助泵選取 輔助泵選用 齒輪泵。 數(shù)如表 4所示 表 4 輪泵技術參數(shù) 公稱排量 額定壓力 高壓力 定轉速 r/6 16 30 2000 液壓傳動部主泵選取 主泵選用 斜軸式軸向柱塞泵技術參數(shù)如表 5所示 表 5 斜軸式軸向柱塞泵技術參數(shù) 公稱排量 額定壓力 高壓力 定轉速 r/5 25 32 2200 液壓傳動部傳動比 液壓傳動部的輸入轉速為 1450r/助泵輸出轉速為 泵輸出轉速為 機和輔助泵間的理想傳動比為： 輔助泵和主泵間的理想傳動比為： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 17頁，共 49頁 選取齒輪 1齒數(shù)為 25，齒輪 2齒數(shù)為 33，齒輪 3齒數(shù)為 27 選取齒輪 4齒數(shù)為 33，齒輪 5齒數(shù)為 23，齒輪 6齒數(shù)為 22 誤差在以內，符合設計要求。 液壓傳動部傳動簡圖如圖 8所示 圖 8 液壓傳動部傳動簡圖 采煤機總傳動簡圖 采煤機總傳動簡圖如圖 9所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 18頁，共 49頁 圖 9 采煤機總傳動圖買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 19頁，共 49頁 5 采煤機傳動系統(tǒng)齒輪設計 液壓傳動部齒輪設計 液壓傳動部傳動簡圖 10如圖所示 圖 10 液壓傳動部傳動簡圖 液壓傳動部各軸的傳遞功率及扭矩計算 齒輪和齒輪間采用稀油潤滑，傳遞效率取 承的傳遞效率取 軸 1的功率 軸 1的扭矩 軸 2的功率 軸 2上的齒輪為惰輪，故不傳度扭矩 軸 3的功率 軸 3的扭矩 軸 4的功率 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 20頁，共 49頁 軸 4上的齒輪為惰輪，故不傳度扭矩 軸 5的功率 軸 5的扭矩 軸 6的功率 軸 6的扭矩 液壓傳動部各軸傳動功率及扭矩如表 6所示 表 6 各軸傳動功率及扭矩 軸號 傳遞扭矩 遞功率 40 2 3 4 5 6 按齒根彎曲疲勞強度設計液壓傳動部齒輪 齒輪選用 20料，按 7 級精度計算。該材料齒輪為硬齒面齒輪，故按照齒根彎曲疲勞強度進行設計 確定公式內的各計算數(shù)值 查得齒輪的彎曲疲勞強度為； 彎曲疲勞系數(shù)查詢 齒輪工作循環(huán)管應力次數(shù) N 計算，齒輪的工作壽命按工作 15 年，每年 300 天設計。 齒輪 1 至齒輪 6 彎曲疲勞壽命系數(shù)均取 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=選載荷系數(shù) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 21頁，共 49頁 查齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 計算大小齒輪的，并加以比較，取其中的較大值。 計算 小齒輪模數(shù) 取 計算尺寬和齒寬高比 ，按結構要求，取 B=60算圓周速度 根據(jù)， 6 級精度，查圖 10到動載系數(shù) 直齒輪 查得使用系數(shù) 由， 。 按實際載荷系數(shù)校正齒輪模數(shù) 小齒輪選用推薦模數(shù) m=4。 按齒面接觸疲勞強度校核液壓傳動部齒輪 確定公式內的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) K 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 22頁，共 49頁 查得材料彈性影響系數(shù) 查得接觸疲勞系數(shù) 查得齒輪疲勞強度 計算接觸疲勞需用應力 取安全系數(shù) S=1 計算 設計符合要求。 校核液壓傳動部其他齒輪是否符合設計要求 液壓傳動部其它齒輪齒根彎曲強度校核 確定公式內的各計算數(shù)值 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 23頁，共 49頁 由于齒輪的圓周速度相同，故均取 K=根彎曲強度符合要求。 其它齒輪的齒面接觸強度校核。 確定公式內的各計算數(shù)值 由于各齒輪的圓周速度均相同為，故取 K=計符合要求。 各齒輪的幾何尺寸 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 24頁，共 49頁 液壓傳動部齒輪幾何參數(shù)如表 7 所示 表 7 各齒輪幾何參數(shù) 齒輪 1 齒輪 2 齒輪 3 齒輪 4 齒輪 5 齒輪 6 模數(shù)（ 4 4 4 4 4 4 壓力角（） 20 20 20 20 20 20 分度圓直徑（ 100 132 108 132 92 88 齒輪寬度（ 60 55 60 55 60 40 齒輪 1 和齒輪 2 的中心距 齒輪 2 和齒輪 3 的中心距 齒輪 3 和齒輪 4 的中心距 齒輪 4 和齒輪 5 的中心距 齒輪 5 和齒輪 6 的中心距 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 25頁，共 49頁 牽 引部齒輪設計 牽引部傳動簡圖如圖 11 所示 圖 11 牽引部傳動簡圖 牽引部各軸的傳遞功率及扭矩計算 齒輪和齒輪間采用稀油潤滑，傳遞效率取 承的傳遞效率取 軸 7 的功率 軸 7 的扭矩 軸 8 的功率 軸 8 上的齒輪為惰輪，故不傳度扭矩 軸 9 的功率 軸 9 的扭矩 軸 10 的功率 軸 10 的扭矩 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 26頁，共 49頁 軸 11 的功率 軸 11 的扭矩 軸 13 的功率 軸 13 的扭矩 軸 14 的功率 軸 14 的扭矩 軸 16 的功率 軸 16 的扭矩 軸 17 的功率 軸 17 的扭矩 牽引部各軸傳動功率及扭矩如表 8 所示 表 8 各軸傳動功 率及扭矩 軸號 傳遞扭矩 遞功率 8 9 10 11 13 14 16 17 按齒根彎曲疲勞強度設計牽引部齒輪 齒輪選用 20料，按 7 級精度計算。該材料齒輪為硬齒面齒輪，故按照齒根彎曲疲勞強度進行設計 確定公式內的各計算數(shù)值 查得齒輪的彎曲疲勞強度為； 彎曲疲勞系數(shù)查詢 齒輪工作循環(huán)管應力次數(shù) N 計算，齒 輪的工作壽命按工作 15 年，每年 300 天設計。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 27頁，共 49頁 齒輪 7 至齒輪 9 彎曲疲勞壽命系數(shù)均取 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=選載荷系數(shù) 查齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 計算大小齒輪的，并加以比較，取其中的較大值。 計算 小齒輪模數(shù) 取 計算尺寬和齒寬高比 ，根據(jù)結構取 B=60算圓周速度 根據(jù)， 7 級精度，查得到動載系數(shù) 直齒輪 查得使用系數(shù) 由，。 按實際載荷系數(shù)校正齒輪模數(shù) 小齒輪選用推薦模數(shù) m=4。 按齒面接觸疲勞強度校核齒輪 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 28頁，共 49頁 確定 公式內的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) K 查得材料彈性影響系數(shù) 查詢接觸疲勞系數(shù) 查得齒輪疲勞強度 計算接觸疲勞需用應力 取安全系數(shù) S=1 計算 設計符合要求。 校核其它齒輪是否符合設計要求 其它齒輪齒根彎曲強度校核 確定公式內的各計算數(shù)值 由于齒輪的圓周速度接近，故均取 K=根彎曲強度符合要求。 按齒面接觸疲勞強度校核牽引部齒輪 確定公式內的各計算數(shù)值 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 29頁，共 49頁 由于各齒輪的圓周速度均接近為，故取 K=觸疲勞強度均小于，設計符合要求。 各齒輪的幾何尺寸 牽引部齒輪 1 齒輪 2 齒輪 3 幾何參數(shù)如表 9 所示 表 9 齒輪幾何參數(shù) 齒輪 7 齒輪 8 齒輪 9 模數(shù)（ 4 4 4 壓力角（） 20 20 20 分度圓直徑（ 120 244 288 齒輪寬度（ 95 90 85 齒輪 7 和齒輪 8 的中心距 齒輪 8 和齒輪 9 的中心距 引部行星輪機構設計 牽引部行星輪機構傳動比及模數(shù)設計 采用兩級 星輪機構，機構簡圖如圖 12 所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 30頁，共 49頁 101112131415圖 12 行星輪結構簡圖 設高速級和低速級的外嚙合材料和齒面硬度相同。取兩級行星輪的傳動比相同，故。取查表得到： 按接觸疲勞強度初算齒輪 齒輪 中心距和模數(shù) 輸入轉矩 設載荷不均勻系數(shù) =陽輪傳遞的扭矩 齒數(shù)比，太陽輪和行星輪的材料用 20面硬度為 6062陽輪）和 5658星輪） 取齒寬系數(shù) 齒面強度計算公式計算中心距 模數(shù) 取模數(shù) m=6 齒輪 10和齒輪 11 未變位時的中心 距 a= 預取嚙合角 =30 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 31頁，共 49頁 齒輪 10和 11的中心距變動系數(shù) y= 中心距 a=a+實際中心距 a=110算齒輪 10和 11 實際中心距變動系數(shù)和嚙合角 y= 計算變?yōu)橄禂?shù) 取 由于齒輪 11和齒輪 12的齒數(shù)均超過 17，故齒輪 12的變?yōu)橄禂?shù) 由于齒輪 13、齒輪 14和齒輪 15的構成的行星輪機構和齒輪 10、齒輪 11齒和輪 12構成的行星輪機構相同，故他們的幾何參數(shù)也一樣。 按齒根彎曲疲勞強度設計行星輪齒輪 齒輪選用 20料，按 7 級精度計算。該材料齒 輪為硬齒面齒輪，故按照齒根彎曲疲勞強度進行設計 確定公式內的各計算數(shù)值 查得齒輪的彎曲疲勞強度為； 彎曲疲勞系數(shù)查詢 齒輪工作循環(huán)管應力次數(shù) 齒輪的工作壽命按工作 15年，每年 300天設計。 齒輪 10至齒輪 11彎曲疲勞壽命系數(shù)均取 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=選載荷系數(shù) 查齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 計算大小齒輪的，并加以比較，取其中的較大值。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 32頁，共 49頁 計算 小齒輪模數(shù) 計算尺寬和齒寬高比 ，取 B=78算圓周速度 根據(jù)， 6級精度， 查圖 10直齒輪 查表 10由，。 按實際載荷系數(shù)校正齒輪模數(shù) 小齒輪選用推薦模數(shù) m=6。 ，取 B=84按齒面接觸疲勞強度校核行星輪齒輪 確定公式內的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) K 由表 10查詢接觸疲勞系數(shù) 查圖 10計算接觸疲勞需用應力 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 33頁，共 49頁 取安全系數(shù) S=1 計算 設計符合要求。 校核其它齒輪是否符合設計要求 其它齒輪齒根彎曲強度校核 確定公式內的各計算數(shù)值 此取 K=根彎曲強度符合要求。 按齒面接觸疲勞強度校核行星輪齒輪 確定公式內的各計算數(shù)值 由于各齒輪的圓周速度均接近為，故取 K=文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 34頁，共 49頁 接觸疲勞強度均小于，設計符合要求。 各齒輪的幾何尺寸 行星輪機構中齒輪 10齒輪 11齒輪 12的幾何參數(shù)如表 10所示： 表 10 齒輪幾何參數(shù) 齒輪 10 齒輪 11 齒輪 12 模數(shù)（ 6 6 6 壓力角（） 20 20 20 分度圓直徑（ 78 132 354 齒 輪寬度（ 84 78 72 齒輪 10和齒輪 11 的中心距 齒輪 11和齒輪 12 的中心距 牽引部行走齒輪設計 按齒輪接觸疲勞強度設計 齒輪選用 料，按 7 級精度計算。該材料齒輪為軟齒面齒輪，故按照齒面接觸疲勞強度進行設計 設計公式 試選載荷系數(shù) 取齒寬系數(shù) 查材料的彈性影響系數(shù) 大小齒輪的接觸疲勞強度均為 計算應力循環(huán)次數(shù) 由此取接觸疲勞壽命系數(shù) 取安全系數(shù) S=1 計算 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 35頁，共 49頁 計算圓周速度 計算齒寬和齒高之比 計算載荷系數(shù) 根據(jù)， 7級精度，查得動載荷系數(shù) 直齒輪 查使用系數(shù) 由查得 故載荷系數(shù) K= 計算齒輪的實際模數(shù) 取齒輪的模數(shù)為 72 按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=定公式內的各計算數(shù)值 依此取 K=根彎曲強度符合要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 36頁，共 49頁 大齒輪的強度校核 大齒輪的齒面接觸強度校核。 確定公式內的各計算數(shù)值 由于各齒輪的圓周速度為，故取 K=d=504計符合要 求。 大齒輪齒根彎曲疲勞強度校核 其它齒輪齒根彎曲強度校核 確定公式內的各計算數(shù)值 依此取 K=根彎曲強度符合要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 37頁，共 49頁 6 采煤機部分傳動軸的設計及校核 初步設計軸的最小直徑 軸 1設計 選擇軸的材料：選用 45制處理 初步估算軸一的最小直徑，取，則 2設計 選擇軸的材料：選用選用 45制處理 初步估算軸一的最小直徑，取，則 軸 5設計 選擇軸的材料：選用選用 45制處理 初步估算軸一的最小直徑，取，則 按彎扭 合成應力校核軸的強度 軸 1軸 3軸 5的具體結構詳見圖紙 軸 1的彎矩圖和扭矩圖： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 38頁，共 49頁 圖 13 軸的彎扭圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 39頁，共 49頁 表 11 軸的受力 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩 M 總彎矩 扭矩 T 軸一按彎矩合成應力校核軸的強度 由于脈動循環(huán)變應力取 軸三的彎矩圖和扭矩圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 40頁，共 49頁 圖 14 軸三的彎扭圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 41頁，共 49頁 表 12 軸三的受力 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩 M 總彎矩 扭矩 T 軸一按彎矩合成應力校核軸的強度 由于脈動循環(huán)變應力取 軸五的彎矩圖和扭矩圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 42頁，共 49頁 圖 15 軸五的彎扭圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 43頁，共 49頁 表 13 軸五的受力 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 彎矩 M 總彎矩 扭矩 T 軸一按彎矩合成應力校核軸的強度 由于脈動循環(huán)變應力取 故軸一、三、五均符合設計要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 44頁，共 49頁 7 采煤機箱體設計 采煤機箱體力學模型 采煤機箱體力學受力模型如下，如圖 示 圖 16 采煤機箱體的彎扭圖 采煤機壁厚計算 當采煤機的兩臂平展時，采煤機所受 的彎矩最大 采煤機牽引速度為 05m/個搖臂的截割功率為 100采煤機的平均牽引速度為 得截割阻力 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 45頁，共 49頁 求得 最大彎矩為采煤機機箱中心處 根據(jù)結構 =4321150 =3421060，符合設計要求。 箱體最危險截面處的上下壁以及左右壁壁厚均為 45合設計要求。 箱體危險截面處，截面圖 17所示。 圖 17 箱體的危險截面 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 第 46頁，共 49頁 8 采煤機調高系統(tǒng)設計 高油缸的選擇 調高油缸所承受的安全壓力為 15旦油缸所 承受的壓力超過 15全閥溢流，系統(tǒng)壓力自動下降。故選擇的液壓缸工作壓力須大于 15 選用液壓油缸 耳環(huán)安裝。主要技術參數(shù)如表 14所示。 表 14 液壓油缸的技術參數(shù) 缸徑 塞桿直徑 塞面積 工作壓力 16大行 程面積 小面積 推力 力 50 28 500 液壓缸不工作時，安裝尺寸的長度為 276作滿行程時，安裝尺寸長度為 1776 推力 拉力 符合選擇要求。 高方案設計 調高系統(tǒng)的主要部分為搖臂和液壓油缸。將液壓油缸鉸接在采煤機主箱體之上，同時搖臂也與采煤機主箱體相鉸接，通過液壓缸的推或拉，實現(xiàn)搖臂成角度擺動。其運動模型為曲柄搖塊機構。 初步設計簡圖如 18 圖所示。實線部分為搖臂平展狀態(tài)，虛線部分為搖臂上揚狀態(tài)。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401