采煤机牵引部的设计【带图纸】 .doc

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1、摘要采煤机是机械化采煤作业的主要设备之一，牵引部是采煤机的重要部件。采煤机的牵引方式有机械牵引、液压牵引和电牵引，现在电牵引采煤机已经成为了市场上的主要产品。本设计的目的是设计出强度满足理论要求、结构符合实际情况的682型电牵引采煤机牵引部。在本设计中，首先对牵引部进行了传动装置的总体设计与相关运动参数的计算，然后依据有关公式和标准，对各级齿轮传动、轴与轴承分别进行了设计和校核，主要是对行星结构的相关齿轮、轴和轴承进行了计算。最后的计算结果表明：本设计得到的牵引部中的全部齿轮，行星结构中的行星轴、太阳轮、行星结构中的轴承的结构是合理的，强度也是符合安全要求的，可以投入生产和在煤矿生产中使用。关

2、键词：采煤机；牵引部；行星轮系Abstract Shearer mechanized mining operations is the main equipment of the Department of traction Shearer is an important component. Shearers style of mechanical traction traction, hydraulic and electric traction drive and traction Shearer, now has become the major products on the mar

3、ket. The purpose of this design is designed to meet the intensity of demand, in line with the actual structure of the 682-type electric traction traction Shearer Department. In this design, the first of the Department of the traction transmission device and the overall design parameters of the relev

4、ant sports, and in accordance with the relevant formula and standards at all levels gear transmission, shaft and bearings were carried out design and verification, the main Planet of the related gear, shaft and bearings were calculated. The results show that the final: This design by the Department

5、of traction in all gears, planetary structure of the planetary axis, the sun round, the bearing structure of the planets structure is reasonable, strength is also in line with safety requirements, and can be put into production in The use of coal mine production. Key words: Shearer; traction Departm

6、ent; round of the planet目录前言11 682电牵引采煤机牵引部的总体设计41.1 传动方案41.2 初步确定传动级数与分配传动比51.2.1 传动级数的确定51.2.2 传动比的分配52 传动参数计算62.1传动效率计算62.2 各轴转速计算72.3 各轴输入功率72.4 计算各轴输入转矩83齿轮啮合参数、强度、几何参数计算93.1 齿轮类型的选择93.2 齿轮材料的选择93.3 齿轮传动的设计93.3.1 第一级齿轮传动的设计103.3.2 第二级齿轮传动的设计163.3.3 第三级齿轮传动的设计223.3.4行星齿轮传动的设计284 轴的结构设计及强度计算354.1

7、 初布估算轴径及轴结构设计354.1.1 一轴的估算354.1.2 二轴的估算354.1.3 三轴的估算374.1.4 四轴的估算384.1.5 行星轴的估算414.2 行星轴强度校核计算414.2.1 按许用弯曲应力计算424.2.2按安全系数校核法计算445 轴承的选型及寿命计算475.1 轴承的类型选择475.2 轴承的校核计算476 技术经济分析50结 论51致 谢52参考资料53前言采煤机是机械化采煤作业的主要设备之一，其功能是落煤和装煤。采煤机一般由牵引部、截割部、滚筒、摇臂、电控箱、滑靴和附属装置等部分组成（见图1）。其中，牵引部通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链相啮

8、合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的重要部件。1-滚筒；2-摇臂；3-截割部；4-牵引部；5-滑靴；6-电控箱图1 采煤机结构示意图Figure 1 The structure of Shearer采煤机牵引部担负着移动采煤机，使工作机构连续落煤或调动机器的任务。牵引部包括牵引机构及传动装置两部分。牵引机构是直接移动机器的装置，有链牵引和无链牵引两种类型。传动装置用来驱动牵引机构并实现牵引速度的调节。传动装置有机械传动、液压传动和电传动等类型，分别称为机械牵引、液压牵引和电牵引。机械牵引是指全部采用机械传动装置的牵引部。其特点是工作可靠，但只能是有级调速，结构复杂，目前已经很少使用

9、；液压牵引是利用液压传动来驱动的牵引部。液压传动的牵引部可以实现无级调速，变速、换向和停机等操作比较方便，保护系统比较完善，并且能随负载变化自动地调节牵引速度；电牵引采煤机（图2）是对专门驱动牵引部的电动机调速从而调节牵引速度的采煤机。1-控制箱；2-直流电动机；3-齿轮减速装置；4-驱动轮；5-交流电动机；6-摇臂；7-滚筒图2 电牵引采煤机示意图Figure 2 electric traction Shearer diagram电牵引采煤机是将交流电输入可控硅整流、控制箱1控制直流电动机2调速，然后经齿轮减速装置3带动驱动轮4使机器移动。两个滚筒7分别用交流电动机5经摇臂6来驱动。由于截割

10、部电动机5的轴线与机身纵轴线垂直，所以截割部机械传动系统与液压牵引的采煤机不同，没有锥齿轮传动。这种截割部兼作摇臂的结构可使机器的长度缩短。随着我国高产高效采煤工作面的不断发展,电牵引采煤机已经有逐步取代液压牵引采煤机的趋势。电牵引采煤机技术先进、可靠性好,是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此,电牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星齿轮传动具有结构紧凑、单级传动比大、承载能力强、效率高等优点,在采掘运机械的传动系统中得到了广泛的应用。行星齿轮传动机构的常用类型有2K-H型、3K型、K-H-V

11、型。其中2K-H型加工装配工艺较简单,传动功率范围不受限制,在采掘运机械传动系统中应用最为广泛。现代采煤机牵引部机械传动系统中的前2级或前3级传动机构中,虽然各类型采煤机有所不同,但其末级传动却全都采用行星齿轮传动。采煤机工作环境恶劣,载荷变化大,常拌有冲击载荷且安装空间限制较严格,故对行星齿轮传动机构设计要求较高。行星齿轮机构传动具有以下特点：(1)结构紧凑,重量轻,体积小；(2)传动比较大；(3)传动效率高；(4)运动平稳,抗冲击和震动的能力较强。采煤机行星轮系设计难度比较大，它的设计好坏直接关系到采煤机牵引部能否正常运行，对设计提出了很高的要求和挑战。从小的方面来讲，采煤机牵引部的研究及

12、行星轮的设计可以尽可能减少行星机构和牵引部的体积，以适应井下狭小有限的工作空间。有利于增强采煤机的工作能力、增强采煤机在井下恶劣环境中的适应能力。从大的方面来讲，不仅有利于提高煤矿生产效率和改进采煤技术，发展先进生产力，促进经济腾飞和发展。也可以提高产品的竞争能力，为生产企业带来可观的经济收益。1 682电牵引采煤机牵引部的总体设计1.1 传动方案采煤机牵引部由电动机和传动装置组成，其中传动装置包括传动件（齿轮传动、蜗杆传动、带传动、链传动）和支撑件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在牵引部中占很大比重，其性能和质量对牵引部的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。在本设计的

13、传动件的选择中，由于带传动和链传动不适合井下繁重的工作要求和恶劣的工作环境，而蜗杆传动的传动效率低、功率损失大，因此传动件全部采用齿轮传动。满足牵引部性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。对于该牵引部，有下面两种传动方案可供选择。如图1-1：如图1-1（a），该方案的特点是：1.纵向布置，结构较分散；2.齿轮组成中有锥齿轮，锥齿轮的制作加工难度较大；3.整体组装和维护困难。如图1-1（b），该方案的特点是：1.横向布置，结构紧凑；2.齿轮全部为圆柱齿轮，加工和组装

14、容易，维护方便；3.电动机可直接从牵引部侧面以抽屉的形式安装拆卸，很方便。经过比较，本牵引部的设计决定采用传动方案b。b）a） 图1-1 牵引方案图Figure 1-1 traction programme plans1.2 初步确定传动级数与分配传动比1.2.1 传动级数的确定本设计已知总传动比为237.354。参考其他相近类型采煤机牵引部的设计，确定牵引部齿轮传动为四级传动，其中前三级为圆柱齿轮传动，最后一级为行星轮传动。传动简图见图1-2。图中，0轴为电动机轴（输入轴），5轴为输出轴。图1-2 传动简图Figure 1-2 transmission thumbs1.2.2 传动比的分配从

15、总体考虑，传动比按照“前小后大”的原则分配，可以得到：=1，=2.38，=3.82，=4.61，=5.67 （1-1）2 传动参数计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将牵引部传动装置各轴由高速到低速依次定位0轴（电动机轴）、1轴、2轴、3轴、4轴、5轴（输出轴）（见图2-1），以及、为相邻两轴间的传动比；、为相邻两轴间的传动效率；、为各轴的输入功率（kW）；、为各轴的输入转矩（Nmm）；、为各轴的转速（r/min）,则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。图2-1 传动简图Figure 2-1 transmission thumbs现已知

16、=1，=2.38，=3.82，=4.61，=5.672.1传动效率计算取齿轮联轴器的效率为0.96，齿轮传动的效率为0.96，轴承的效率为0.98，行星减速器的效率为0.96，则=0.96 =0.980.96=0.94 =0.980.96=0.94 =0.980.96=0.94 =0.96 2.2 各轴转速计算已知=1500r/min，计算各轴转速如下1500 r/min630.3 r/min165.0 r/min35.8 r/min6.3 r/min2.3 各轴输入功率已知=30kW，计算各轴输入功率如下 kW （2-1） kW （2-2） kW （2-3） kW （2-4） kW （2-5

17、）2.4 计算各轴输入转矩 Nmm （2-6） Nmm （2-7） Nmm （2-8） Nmm （2-9） Nmm （2-10） Nmm （2-11）运动和动力参数计算结果整理于表2-1：表2-1：各轴运动和动力参数Table 2-1: the axis movement and dynamic parameters轴号012345输入功率（kW）3028.827.07225.44823.92122.964输入转矩（Nmm）1910001834004102001473000638310034744300转速（r/min）1500150063016535.86.33齿轮啮合参数、强度、几何参数计

18、算3.1 齿轮类型的选择齿轮传动应满足下列两项基本要求：1、传动平稳要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击、振动噪声；2、承载能力高要求在尺寸小、重量轻的前提下，轮齿的强度高、耐磨性好，在预定的使用期限内不出现断齿等失效现象。根据这两点要求，再考虑工作环境和加工难度的因素，选择齿轮类型为标准圆柱直齿轮。3.2 齿轮材料的选择齿轮材料应具备下列基本条件：1、齿面具有足够的硬度，以获得较高的抗点蚀、抗磨粒磨损、抗胶合和抗塑性流动的能力；2、在变载荷和冲击载荷下有足够的弯曲疲劳强度；3、具有良好的加工和热处理工艺性；4、价格较低。在本设计中，齿轮材料选用优质碳素合金钢18Cr2Ni4WA, 渗碳淬火，渗碳

19、层深度1.41.8mm，表面硬度为5862HRC，其在同类材料中其性能最优越，热处理后的性能指标很高,但价格较高。3.3 齿轮传动的设计在本设计中，齿轮设计遵循的思路是，首先对分度圆直径和齿宽进行初步计算，接着通过计算确定齿轮精度等级、齿数z、模数m、分度圆直径d和中心距a等齿轮参数，然后对齿轮分别进行齿面接触疲劳强度验算和齿根弯曲疲劳强度验算，以确定齿轮设计是否符合强度要求。最后，在验算无误、符合要求的情况下，进行总结和计算，得出齿轮的基本参数和几何尺寸。下列计算中，1代表小齿轮，2代表大齿轮。3.3.1 第一级齿轮传动的设计已知：i=2.38，=183400 Nmm，=1500 r/min

20、1 初步尺寸设计初步计算时的许用接触应力为 （3-1）式中 齿轮材料的接触疲劳极限。由图12.181，可得=1500 MPa，代入上式，可得1500=1350 MPa初步计算小齿轮直径为 （3-2）式中 系数，查表12.161，可得=90；小齿轮转矩，=183400 Nmm；齿宽系数，查表12.131，可得=0.35；齿数比，=i=2.38；初步计算的初用接触许用接触应力，=1350 MPa。代入各数值，计算可得=67 mm，取=116mm2 齿轮参数计算初取齿数=30，则=2.3830=71 （3-3）m=116/30=3.87 （3-4）查表12.31，取m=4，则=116/4=29=2.

21、3829=69可得实际分度圆直径d、中心距a和齿宽b分别为429116 mm （3-5） 469276 mm （3-6）=196 mm （3-7）b=0.35116=40.6 mm，取=40 mm 3 齿面接触疲劳强度验算圆周速度v为=9.1m/s （3-8）由齿轮的圆周速度v，查表12.61，选取齿轮精度为7级，名义圆周力为3162N （3-9）实际圆周力要综合考虑各种因素的影响，为 （3-10）K= （3-11）式中 载荷系数；使用系数，查表12.91，可得=1.25；动载系数，由图12.91，可得=1.17；齿间载荷分配系数，查表12.101,先求3162 N （3-12）98.8 N/

22、mm100 N/mm端面重合度1.72重合度系数由此得；齿向载荷分布系数，查表22-246，得=1.12+0.18+0.2340=1.15。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为求得应力循环系数，由图12.181，可得接触寿命系数为=1.05，=1.1，许用接触应力为 （3-13）式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa接触寿命系数，已知=1.05，=1.1；接触最小安全系数，由表12.141，可得=1.1。代入各数值，计算可得=1432 MPa=1500 MPa实际接触应力为 （3-14）式中 弹性系数，查表12.121，可得=189.8；节点区域系数，查表12.91，可得

23、=2.5；重合度系数，通过计算，可得=0.87；载荷系数，K=1.251.171.321.15=2.22。代入各数值，计算可得 =605 MPa结论：，合格。4 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为=0.68 （3-15）载荷系数为=式中 齿间载荷分配系数，查表12.101，可得=1/=1/0.68=1.47；齿向载荷分配系数，由b/h=40/(2.254)=4.4，由图12.141，可得=1.11。代入各数值，计算可得=1.251.171.471.11=2.39许用弯曲应力为 （3-16）式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；弯曲寿命系数，已知，由图12.241，可得=0.9，=

24、0.93；尺寸系数，由图12.251，可得=1.0；弯曲最小安全系数，由表12.141，可得=1.25。代入各数值，计算可得=720 MPa=744 MPa实际弯曲应力为 （3-17）式中 载荷系数，=2.39；齿形系数，由图12.211，可得=2.54，=2.25；应力修正系数，由图12.221，可得=1.62，=1.77；重合度系数，已经求得=0.68。代入各数值，计算可得=132 MPa=128 MPa结论：，100 N/mm端面重合度1.70重合度系数因100 N/mm，查表，得=1.2；齿向载荷分布系数，查表22-246，得 =1.15+0.18+0.3156=1.23。总工作时间为

25、=5000 h，应力循环次数为求得应力循环系数，由图12.181，可得接触寿命系数为=1.1，=1.2，许用接触应力为式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；接触寿命系数，已知=1.1，=1.2；接触最小安全系数，由表12.141，可得=1.1。代入各数值，计算可得=1500 MPa=1636 MPa实际接触应力为式中 弹性系数，查表12.121，可得=189.8；节点区域系数，查表12.91，可得=2.5；重合度系数，通过计算，可得=0.87；载荷系数，K=1.251.171. 21.23=2.16。代入各数值，计算可得 =913 MPa结论：，合格。4 齿根弯曲疲劳强度验算重

26、合度系数为=0.69载荷系数为=式中 齿间载荷分配系数，查表12.101，可得=1/=1/0.69=1.45；齿向载荷分配系数，由b/h=56/(2.254)=6.2，由图12.141，可得=1.18。代入各数值，计算可得=1.251.171.451.18=2.5许用弯曲应力为式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；弯曲寿命系数，已知，由图12.241，可得=0.93，=0.96；尺寸系数，由图12.251，可得=1.0；弯曲最小安全系数，由表12.141，可得=1.25。代入各数值，计算可得=744 MPa=768 MPa实际弯曲应力为式中 载荷系数，=2.5；齿形系数，由图1

27、2.211，可得=2.68，=2.21；应力修正系数，由图12.221，可得=1.57，=1.8；重合度系数，已经求得=0.69。代入各数值，计算可得=289 MPa=273 MPa结论：，100 N/mm端面重合度1.72重合度系数因100 N/mm，查表，得=1.2；齿向载荷分布系数，查表22-246，得 =1.15+0.18+0.3190=1.32。总工作时间为=5000 h，应力循环次数为求得应力循环系数，由图12.181，可得接触寿命系数为=1.2，=1.25，许用接触应力为式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；接触寿命系数，已知=1.2，=1.25；接触最小安全系数

28、，由表12.141，可得=1.1。代入各数值，计算可得=1636 MPa=1705 MPa实际接触应力为式中 弹性系数，查表12.121，可得=189.8；节点区域系数，查表12.91，可得=2.5；重合度系数，通过计算，可得=0.87；载荷系数，K=1.250.91. 21.32=1.78。代入各数值，计算可得 =1099 MPa结论：，合格。4 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数为=0.69载荷系数为=式中 齿间载荷分配系数，查表12.101，可得=1/=1/0.69=1.46；齿向载荷分配系数，由b/h=90/(2.254)=10，由图12.141，可得=1.26。代入各数值，计算可得=1.

29、250.91.461.26=2.1许用弯曲应力为式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；弯曲寿命系数，已知，由图12.241可得=0.96，=1.0；尺寸系数，由图12.251，可得=1.0；弯曲最小安全系数，由表12.141，可得=1.25。代入各数值，计算可得=768 MPa=800 MPa实际弯曲应力为式中 载荷系数，=2.1；齿形系数，由图12.211，可得=2.62，=2.18；应力修正系数，由图12.221，可得=1.59，=1.82；重合度系数，已经求得=0.69。代入各数值，计算可得=494 MPa=470 MPa结论：，100 N/mm端面重合度1.67重合度系

30、数因100 N/mm，查表，得=1.2；齿向载荷分布系数，查表22-246，得=1.15+0.18+0.3196=1.36。总工作时间为=5000 h，应力循环次数为求得应力循环系数，由图12.181，可得接触寿命系数为=1.21，=1.22，许用接触应力为式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 MPa；接触寿命系数，已知=1.21，=1.22；接触最小安全系数，由表12.141，可得=1.1。代入各数值，计算可得=1650 MPa=1664 MPa实际接触应力为式中 弹性系数，查表12.121，可得=189.8；节点区域系数，查表12.91，可得=2.5；重合度系数，通过计算，可得=0.88；载荷系数，K=1.251.05