電動采煤機行走部設(shè)計畢業(yè)設(shè)計說明書

1、xxxx大學畢業(yè)設(shè)計電動采煤機行走部設(shè)計目錄前言11 采煤機行走部31.1 采煤機行走部設(shè)計總體方案31.1.1 采煤機主要參數(shù)31.1.2 采煤機行走機構(gòu)與驅(qū)動方式的總體設(shè)計方案32行走部傳動總設(shè)計62.1 行走部電動機的選擇62.2 行走部傳動比分配63 行走部零件的初步設(shè)計及強度校核83.1行走部傳動齒輪初步設(shè)計及強度校核83.1.1行走部齒輪z1，z2初步設(shè)計及強度校核83.1.2 行走部齒輪z3，z4的初步設(shè)計及強度校核153.1.3 行走部二級行星齒輪z5，z6，z7的初步設(shè)計及強度校核233.2 行走部軸的校核及軸承壽命計算303.2.1 行走部軸的初步設(shè)計、校核及軸承壽命計算3

2、03.2.2 行走部ii軸的初步設(shè)計及校核及軸承壽命計算363. 2. 3 二級行星輪軸初步設(shè)計及強度校核及軸承壽命計算403. 2. 4 二級行星架支承軸承計算43結(jié)論45致謝46參考文獻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50年代采煤機械化尚處于開發(fā)和探索階段。1950年，吉林蛟河煤礦首先引進使用前蘇聯(lián)km-1型截煤機，實際上這是一種深截盤（截深1.62.0m）的煤層掏槽機械。1951年，黑龍江雙鴨山煤礦首先引進使用了前蘇聯(lián)頓巴斯-1型采煤機（康拜因），這是一種深截框式采煤機械，截深1.2-1.6m。康拜因當時在我國得到了較廣泛使用，據(jù)1957年煤炭工業(yè)部對開

3、灤礦務(wù)局的12個工作面的抽樣調(diào)查表明，這種機采比炮采具有較好的生產(chǎn)技術(shù)經(jīng)濟指標。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，則始于1964年雞西礦務(wù)局小恒山礦，該礦首先引進使用波蘭淺截式固定滾筒采煤機。阜新礦務(wù)局清河門礦則與1966年開始使用雞西煤礦機械廠生產(chǎn)的mlq-64型淺截式固定滾筒采煤

4、機，并配用了sgw-44型可彎曲刮板輸送機，開創(chuàng)了我國自行研制生產(chǎn)普通機械化采煤成套裝備的新局面。經(jīng)過5年連續(xù)生產(chǎn)，達到了高效、低耗和安全要求。于此同時，開灤、雞西等礦務(wù)局把原來用的康拜因、截裝機改成淺截式滾筒采煤機，取得了良好的效果。隨后，在全國范圍內(nèi)廣泛進行了這種采煤機的技術(shù)改造，成效顯著，為進一步推動普通機械化采煤起到了重要的作用。20世紀70年代初期，我國煤礦使用的采煤機主要有：固定滾筒采煤機mlq-64型和單搖臂滾筒采煤機mlq1-80型，以及由截煤機、康拜因改裝成的固定滾筒采煤機，此外尚有少量其他型滾筒采煤機，但都是屬于80kw以下的小功率采煤機。70年代后期，由于綜合機械化采煤裝

5、備的引進個發(fā)展，促進了中功率采煤機的研制成功，也改善并發(fā)展了普通機械化采煤裝備。80年代初期，引進了采煤機的整體（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)，補充了我國發(fā)展大功率采煤機的不足。同時，還引進了國內(nèi)尚缺的綜采工作面三機或單機，如俄羅斯薄煤層k103型、用于急傾斜的ak-1型綜采機和英國安德森420型爬底板采煤機、美國3ls-3e電牽引采煤機。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長處的基礎(chǔ)上，結(jié)合我國煤田條件，自行設(shè)計了具有彎搖臂和無鏈牽引的mg行系列，同時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。20世紀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。此后，世界上各主要采煤機研究制造公司均對電牽引采煤機進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。90年代，開發(fā)出集電子電力、微電子、信息管理以及計算機智能技術(shù)于一體的大功率電牽引采煤機。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。電牽引采煤機以其性能參數(shù)優(yōu)、可靠性高、自動化程度高、操作方便、監(jiān)控保護及檢測功能完善

7、和經(jīng)濟效益高等有點被迅速推廣使用。1991年，煤炭科學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采用交流交頻調(diào)速技術(shù)的 薄煤層爬底板采煤機后，上海分院優(yōu)先后研制成功了截割電動機縱向布置的交流電牽引采煤機、截割電動機橫向布置的適用于中厚和較薄煤層的交流電牽引采煤機。目前，上海分院研制的mg系列電牽引采煤機已形成9大系列共幾十個品種。到目前為止，國內(nèi)采煤機生產(chǎn)廠家均對交流電牽引采煤機進行了大量的研制開發(fā)。如太原礦上機器集團有限公司與上海分院合作，將am500液壓牽引采煤機改造成mg375/830-wd型交流電牽引采煤機后，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；雞西煤礦機械有限公司與上海分院合作將mg2300w型液壓牽引采煤機改造成mg668-wd型交流電牽引采煤機后，又開發(fā)了mg200/463型、mg400/985型、mg750/2040型交流電牽引采煤機；西安煤礦機械廠研制成功了mg300/700型、mg500/1130型、mg750/1910型交流電牽引采煤機；遼源煤礦機械廠在1998年與邢臺礦業(yè)集團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，又開發(fā)了mg500/1220型、mg650/1600型電牽引采煤機；無錫盛達機械制造有限公司開發(fā)研制成功應(yīng)用開關(guān)磁阻電動機調(diào)速技術(shù)的

9、mg200/500型、mg250/600型、mg300/700型電牽引采煤機。經(jīng)過近20年的研制開發(fā)，我國的交流電牽引采煤機已逐步走向成熟。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)進步起到了積極的推動作用1-2。1 采煤機行走部1.1 采煤機行走部設(shè)計總體方案1.1.1 采煤機主要參數(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 采煤機行走機構(gòu)與驅(qū)動方式的總體設(shè)計方案采煤機行走部

10、包括行走機構(gòu)和行走驅(qū)動裝置兩部分。行走機構(gòu)是直接移動采煤機的裝置，它分為鋼絲繩牽引、鏈牽引及無鏈牽引三種。行走驅(qū)動裝置用來驅(qū)動牽引機構(gòu)，并實現(xiàn)牽引速度的調(diào)節(jié)。按調(diào)速傳動方式有機械傳動、液壓傳動和電傳動，分別稱為機械牽引、液壓牽引和電牽引。行走驅(qū)動裝置位于采煤機上的稱為內(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，故這種牽引機構(gòu)已被淘汰。液壓牽引采煤機上廣泛使用的是鏈牽引，鏈牽引的特點是：強度高，承載能力大，能滿足采煤機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；牽引鏈使用壽命長，一般可用6個月以

11、上。斷鏈時彈性小，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，當鏈輪作等速運轉(zhuǎn)時，牽引鏈相對鏈輪的移動是周期性變化的，這是產(chǎn)生動載荷的原因之一。鏈牽引的缺點是牽引速度不均勻，致使采煤機負載不平穩(wěn)，齒數(shù)越少，速度波動越大。鏈牽引彈性伸長量的存在，使采煤機移動產(chǎn)生震動，其最大振幅可達到5080mm，引起切屑斷面的急劇變化，從而導致采煤機載荷發(fā)生大的變化，使零件承受較大的動載荷，這是鏈牽引的最大缺點。近年來廣泛使用了無鏈牽引采煤機，其優(yōu)點在于：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)可以同時使用兩臺或者多臺采煤機，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，使采煤機運行較平穩(wěn)。鏈軌式雖然也是鏈條，但強度余量較大，彈性變形對牽引速度的影響較小；牽引力大，能適應(yīng)大功率采煤機和高產(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。對底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等的適應(yīng)性強；適應(yīng)采煤機在大傾角（可達45）條件下工作，利用制動器還可以使采煤機的防滑問題得到解決。在行走驅(qū)動裝置方面，機械牽引其特點是工作可靠，但只能有級調(diào)速，且傳動結(jié)構(gòu)復雜，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的調(diào)速特性來實現(xiàn)調(diào)速性能的行走部，具有無級調(diào)速特性，且換向、停止、過載保護易于實現(xiàn)，便于根據(jù)負載變化實現(xiàn)自動調(diào)速，保護系統(tǒng)

13、比較完善；但是其缺點是效率低，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制造精度要求高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費用高，效率和可靠性較低的缺點，各采煤大國都在大力研發(fā)并發(fā)展電牽引采煤機。電牽引采煤機的優(yōu)點是：1) 具有良好的牽引特性?？稍诓擅簷C前進時提供牽引力，使機器克服阻力移動；也可在采煤機下滑時進行發(fā)電制動，向電網(wǎng)反饋電能。2) 可用于大傾角煤層。牽引電動機軸端裝有停止時防止采煤機下滑的制動器。它的設(shè)計制動轉(zhuǎn)矩為電動機額定轉(zhuǎn)矩的1.62.0倍，因此電牽引采煤機可以用在40傾角的煤層。3) 運行可靠，使用壽命長。電牽引和液壓牽引不同，前者除了電動機的電刷和整

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，維修工作量小。4) 反應(yīng)靈敏，動態(tài)特性好。電子控制系統(tǒng)能將多種信號快速傳遞到調(diào)節(jié)器中，以便及時調(diào)整各參數(shù)，防止機器超載荷運行。5) 效率高。電牽引采煤機將電能轉(zhuǎn)化為機械能只做一次轉(zhuǎn)換，效率可達到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、機械摩擦損失和液壓損失，效率只有0.650.7。6) 結(jié)構(gòu)簡單。電牽引部的機械傳動系統(tǒng)機構(gòu)簡單，尺寸小，重量輕。7) 有完善的檢測和顯示系統(tǒng)。采煤機在運行中，各種參數(shù)如電壓、電流、溫度、速度等均可檢測和顯示。當某些參數(shù)超過允許值時，便會發(fā)出警報信號，嚴重時可以自行切斷電源。綜合上面行走

15、機構(gòu)和行走驅(qū)動裝置的優(yōu)缺點的表述，在本次設(shè)計中，主要采用了電牽引、齒輪銷軌式無鏈牽引的設(shè)計方案。采煤機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，外形尺寸受到嚴格限制，可靠性要求很高。牽引部的總傳動比一般在200左右，減速級數(shù)為35級；采用了二級行星減速器在增大傳動比的同時減少了齒輪的數(shù)量，簡化結(jié)構(gòu)，降低成本1-2。2行走部傳動總設(shè)計2.1 行走部電動機的選擇依照給定的設(shè)計數(shù)據(jù)，通過查閱資料得其主要技術(shù)參數(shù)如下表21 電機參數(shù)：表21 電機參數(shù)電機型號功率(kw)轉(zhuǎn)速(n/min)電壓（v）ybqys252514603802.2 行走部傳動比分配mg265/312-wd的采煤機的牽

16、引速度要求：該機構(gòu)主要由箱體，原電機，輸出軸，減速部分，潤滑系統(tǒng)等組成。電動機功率25kw，電動機轉(zhuǎn)速1460r/min，傳動比，根據(jù)設(shè)計需要，欲把行走速度為7m/min左右，所以,本設(shè)計結(jié)構(gòu)采用直齒傳動和行星傳動：通過類比及查閱資料，初步確定傳動比如下表22 傳動比的分配：表22 傳動比的分配mg265/312-wd牽引部傳動比初步確定齒數(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)計及強度校核3.1行走部傳動齒輪初步設(shè)計及強度校核 3.1.1行走部齒輪z1，z2初步設(shè)計及強度校核在初步設(shè)計齒輪時，z1,

17、z2齒輪材料初定為20crmnti。模數(shù)m=6, 齒數(shù)z1=25, z2=36。一齒面接觸強度計算根據(jù)齒面接觸強度，可按下列公式估算齒輪傳動的尺寸(mm)(mm)式中：k 載荷系數(shù)常用值,k=2；、 剛對鋼配對的齒輪副的值，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 齒根彎曲強度計算在初步設(shè)計齒輪時，根據(jù)齒根彎曲強度，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，； 許用齒根應(yīng)力， ； 齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值，由圖13-1-53 ； 復合齒形系數(shù)，；yfa 齒形系數(shù)按圖13-1-383可查時，當時， =2.37，當時，=2.46。ysa 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13-1-433查時，當時，；當時，。 兩者比較取大者，取后者。則 取 =6mm z1 =25 z2=36二.計算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實際中心距：=152.76mm3. 分度圓分離系數(shù)y：4. 齒頂高變動系數(shù)：5.齒輪的幾何尺寸：6.計算齒頂圓壓

19、力角：=31.59=28.40三.齒面接觸強度校核計算1. 計算接觸應(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原動機工作特性示例及表13-1-833工作機工作特性示例，取=1.0； 動載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=2.07； 接觸強度計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 接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查得 1.1； 小輪及大輪單對齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043， 取 取 節(jié)點處

20、計算接觸應(yīng)力的基本值，；2. 計算接觸應(yīng)力的基本值: （33）式中： 節(jié)點區(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 接觸強度計算的壽命系數(shù)，工作壽命1萬小時計算見圖13-1-263查得 ； 潤滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強度： ； 工作硬

21、化系數(shù)， =1 =1 接觸強度計算的尺寸系數(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齒面接觸強度滿足要求。四.輪齒彎曲強度校核計算1. 計算齒根應(yīng)力： （35）式中：， 使用系數(shù)，動載荷系數(shù)同齒面接觸強度中的值取 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)， 彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)，1.1； 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計算齒根應(yīng)力的基本值: （36）式中： 載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)， ； 載荷作用于齒頂時的應(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=00時，=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； 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強度計算的壽命系數(shù)；見圖13-1-553查得 相對齒根圓角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.03 彎曲強度計算的尺寸系數(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齒彎曲強度滿足要求。 3.1.2 行走部齒輪z3，z4的初步設(shè)計及強度校核在初步設(shè)計齒輪時，z3,z4齒輪材料初定為20crmnti。模數(shù)m=5, 齒數(shù)z3=33, z4=65。一齒面接觸強度根據(jù)齒面接觸強度，可按下列公式估算齒輪傳動的尺寸：(mm)(mm)式中： k 載荷系數(shù)常用值k=2.0；、 剛對鋼配對的齒輪副的值，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、齒根彎曲強度在初步設(shè)計齒輪時，根據(jù)齒根彎曲強度，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，； 許用齒根應(yīng)力， ； 齒輪材料的彎曲疲勞強度的基本值，圖13-1-533， 復合齒形系數(shù)，；yfa 齒形系數(shù)，查：時，當時 =2.24，當時，=2.18；ysa 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13-1-433查：時，當時，；當時，。 兩者比較取大者，取前者。則 mm取 =5mm z3=15 z4=65。二.計算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實際中心距：=461.39mm。3.分度圓

25、分離系數(shù)y：。4.齒頂高變動系數(shù)：。5.齒輪的幾何尺寸：6.計算齒頂圓壓力角：= 28.970= 28.70三.齒面接觸強度校核計算1. 計算接觸應(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原動機工作特性示例及表13-1-833工作機工作特性示例，=1.75。 動載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=1.23； 接觸強度計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 接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查

26、得 1.0； 小輪及大輪單對齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043。 取 取 .0 節(jié)點處計算接觸應(yīng)力的基本值，。2. 計算接觸應(yīng)力的基本值: （310）式中： 節(jié)點區(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 接觸強度計算的壽命系數(shù)。工作壽命2萬小

27、時計算見圖13-1-263查得 潤滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強度： ； 工作硬化系數(shù) ， =1.21 =1.19 接觸強度計算的尺寸系數(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齒面接觸強度滿足要求。四.輪齒彎曲強度校核計算1. 計算齒根應(yīng)力： （312）式中：， 使用系數(shù)，動載荷系數(shù)同齒面接觸強度中的值取 ； 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)， 彎曲強度計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； 載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)， ； 載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)， ； 重合度系數(shù)， =0.25+=0.75； 螺旋角系數(shù)， 當=00時，=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 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強度計算的壽命系數(shù)，見圖13-1-553查得 相對齒根圓

29、角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.12； 彎曲強度計算的尺寸系數(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齒彎曲強度滿足要求。 3.1.3 行走部二級行星齒輪z5，z6，z7的初步設(shè)計及強度校核一配齒計算：初選 =5.77,查表13-5-33，取cs=3,按配齒公式計算：=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。為提高傳動承載能力，宜取=24,預(yù)取。二.按接觸強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.計算z5,z6,z7齒的幾何尺寸1.計算a-c實際中心距未變位時的中心距：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實際中心距：96.42mm2.計算a-c實際中心距變位系數(shù)和嚙合角0.83計算a-c傳動得變位系數(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計算c-b傳動的中心距變位系數(shù)和嚙合角-0.25計算c-b傳動得變位系數(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.計算齒頂圓壓力角：=32.970=32.840=16.60四.齒面接觸強度校核計算1. 計算接觸應(yīng)力：行星輪：=zd (315)式中： 使用系數(shù)，見表13-1-813、表13-1-823原動機工作特性示例及表13-1-

32、833工作機工作特性示例，=1.75。 動載系數(shù)，由圖13-1-143查得kv=1.03 ， 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)，見表13-1-993，行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比小于或等于1時，取 =1； 接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)，見表13-1-1023查得 1.1； 節(jié)點處計算接觸應(yīng)力的基本值，； 小輪及大輪單對齒嚙合系數(shù)，見表13-1-1043。 取 .02. 計算接觸應(yīng)力的基本值: （316）式中： 節(jié)點區(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； 接觸強度計算的壽命系數(shù)，工作壽命2萬小時計算見圖13-1-263查得 潤滑劑系數(shù)，速度系數(shù)，粗糙度系數(shù)，見表13-1-1083 持久強度： ； 工作硬化系數(shù) ， =1.19； 接觸強度計算的尺寸系數(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齒面接觸強度滿足要求。五.輪齒彎曲強度校核計算1. 計算

34、齒根應(yīng)力： （318）式中：， 使用系數(shù)，動載荷系數(shù)同齒面接觸強度中的值取 ； 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)， =1； 彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)，1.1； 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計算齒根應(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； 載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)，； 載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)，； 重合度系數(shù)， =0.25+=0.778； 螺旋角系數(shù)， 當=00時，=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； 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0； 彎曲強度計算的系數(shù)，見圖13-1-553查得 ； 相對齒根圓角敏感系數(shù)，見圖13-1-573查得=1.0； 相對齒根表面狀況系數(shù)，見圖13-1-583查得=1.03； 彎曲強度計算的尺寸系數(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齒彎曲強度滿足要求。3.2 行走部軸的校核及軸承壽命計算3.2.1 行走部軸的初步設(shè)計、校核及軸承壽命計算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電機功率，p52 kw； 電機轉(zhuǎn)速， n11460 rpm。p1=3192 npr1p1tg1=3192.tg(2201446)=1305 n花鍵傳動附加力: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. 軸的強度校

38、核：a. 確定危險截面：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，故屬危險截面?，F(xiàn)對截面c進行強度校核。b. 安全系數(shù)校核計算：由于采煤機截割部電動機帶動軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(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鋼彎曲對稱應(yīng)力時的疲勞極限， =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3表26.38查得=0.92； 尺寸系數(shù)，由參考文獻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.計算合成撓度yc: d.計算合成偏轉(zhuǎn)角： e. 許用變形值的計算：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. 軸承壽命計算：軸承a（煤壁側(cè)）選用進口nj212e型，cr535 knlha（）（）191644h式中：pa 軸承所受實際動載荷，para 。軸承b（老塘側(cè)）選用進口nj212e型，cr535kn

41、lhb（）（）441419h式中： pb 軸承所受實際動載荷，pbrb 圖3.2.21圖3.2.263. 2. 3 二級行星輪軸初步設(shè)計及強度校核及軸承壽命計算在二級行星輪機構(gòu)中有三個行星輪，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，這里只計算一個軸強度和壽命。1初步估算軸徑： 選擇軸的材料為45號鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表26.1-13查得材料的機械性能數(shù)據(jù)為：= 650 mpa = 360 mpa= 270 mpa = 155 mpa由于材料是45號鋼，由表26.3-23選取a=105，則得dmin= a = 105 = 43mm2軸上受力分析:太陽輪扭矩計算：t860.983=

42、15918 nm式中：t8 二級太陽輪傳遞扭矩； 6傳動效率， 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. 軸的強度校核： a. 確定危險截面：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，故屬危險截面?，F(xiàn)

43、對截面c進行強度校核。 b. 安全系數(shù)校核計算：由于惰輪不傳遞扭矩，所以彎矩引起脈動循環(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計算得w= 0.1= 59.3m3= 2.2式中： 45號鋼彎曲對稱應(yīng)力時的疲勞極限， =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.軸承壽命計算：軸承選用進口22317e型，cr308knlh（） 式中：p 軸承所受實際動載荷，pr； 行星輪與軸相對轉(zhuǎn)速，1460()=146.943 rpmlh（）24452 h3. 2. 4 二級行星架支承軸承計算扭矩計算：t21780nm式中：t 二級行星架輸出扭矩，p截割電機功率，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軸承壽命計算：軸承a（煤壁側(cè)）選用進口22208ek型，cr2360knlha（）（）70444h式中：pa 軸承所受實際動載荷，para3rao130476n軸承b（老塘側(cè)）選用進口22209e型，cr750knlhb（）（）478346h式中：pb 軸承所受實際動載荷，pbrb結(jié)論本次設(shè)計的主題是電動采煤機行走部，選用的電牽引和齒輪-銷軌無鏈牽引的設(shè)計方案，而行走部的設(shè)計重點在于減速部分