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1、摘 要截割部摇臂传动设计部分是本设计首先要作的工作。设计中首先确定了摇臂内各零部件的传动方案、分配传动比、初步确定个齿轮的齿数、齿轮的设计计算及其校核、行星机构的设计计算、轴的设计计算及其校核、并初步选取了轴承和键，以及简要分析了各个零部件的作用。最终通过分析计算完成了截割部摇臂传动设计过程。设计中的重点及难点是以参数化设计思想为依据，以开发专业化的计算机辅助设计系统为目的，采用Visual-Basic 为编程语言，以ACCESS为数据库支撑，开发研制了集几何参数设计、承载能力计算、技术文件生成与管理为一体的综合型渐开线齿轮辅助设计系统 ,对提高渐开线齿轮设计的效率、可靠性具有重要意义。关键词
2、：截割部；行星机构；渐开线齿轮； 参数化设计； 计算机辅助设计AbstractThe part of cutting department rocker-arm drive design is this graduation project most important work. I firstly determined the transmission programme, distribution transmission ratio of various parts of the rocker, initially set the teeth of gears, the design
3、and calculation of gear and checking, the design of planetary bodies, the design calculation and verification of axis ,and preliminary selected bearings and key, then briefly analyze the function of spare parts as well as the role of the various components.In the end, according to analysising and ca
4、lculation finish the proess of the part of cutting department rocker-arm drive design.It is as a key and a difficult point that the study is based on the thought of the parameters design and with the purpose of the professionalcomputer aided design system. In the design it developed a computer aided
5、 design system of the involute gear with parameters design , carrying capacity calculation , technical files creation and management supported by database ofACCESS. So it makes an important meaning for efficiency and reliability of the involute gear design.Key words: cutting unit;planetary bodies;wi
6、thin the spray system involute gear ;parameters design ;computer aided design目 录摘 要IABSTRACTII第一章 绪 论11.1采煤机的概述11.2 采煤机齿轮传动的计算机辅助设计1第二章 采煤机截割部设计及强度计算32.1 采煤机截割部传动系统方案的选择32.1.1 摇臂传动方案的选择32.1.2 截割部电动机的选择32.1.3 分配传动比32.1.4 初选各个齿轮齿数32.2 传动轴功率、扭矩的计算42.2.1 计算各轴的转速42.2.3 各轴转矩的计算52.3 齿轮的设计和计算62.3.1 设计齿轮1、26
7、2.3.2 选择齿轮材料及确定其许用应力62.3.3 按齿轮弯曲疲劳强度设计62.3.4 确定许用弯曲应力FP62.3.5 选取载荷系数K72.3.6 初步选定齿轮参数72.3.7 确定复合齿形系数YFS72.3.8 计算几何尺寸82.3.9 按接触疲劳强度进行校核82.3.10 设计齿轮5、6、782.3.11 选择齿轮材料及确定其许用应力92.3.12 确定许用弯曲应力FP92.3.13 转矩92.3.14 选取载荷系数K92.3.15 初步确定齿轮参数102.3.16 确定复合齿形系数YFS102.3.17 计算几何尺寸102.3.18 按接触疲劳强度校核102.4行星齿轮的设计112.
8、4.1行星齿轮的设计112.4.2 行星齿轮的设计152.5 采煤机摇臂内各轴的设计192.5.1 轴的设计192.5.2 行星轴的设计26第三章 齿轮传动的计算机辅助设计计算293.1 设计系统的设计过程及主要内容293.1.1 建立数学模型293.1.2 齿轮传动设计计算计算机辅助系统总体结构293.1.3 算法设计303.1.4 齿轮设计计算系统流程323.2 系统功能结构333.2.1 文件管理333.2.2 计算机辅助设计过程333.3 系统开发中的关键技术353.3.1 材料建立数据库363.3.2 简单的表和直线图插值法363.3.3复杂的直线图分段拟合363.4 数据库结构37
9、3.5 界面设计373.6 程序调试与运行38第四章 结论39参考文献40附录42致谢45第一章 绪 论1.1采煤机的概述采煤机又称掘采机1,是用正面切削式工作机构采煤或掘进的大重型煤矿机械。采煤机是井下综采工作面的主要设备，通过滚筒旋转来进行截煤、破煤与装煤，与液压支架、综采三机、电气开关等形成综采工作面，实现机械化采煤工艺。近年来我国煤矿长壁综采单产效率提高很快，不断涌现出日产1万吨、2万吨、甚至3万吨的高产工作面，由于综采能力的快速提高，一井一面的生产方式越来越得到了人们的认可，使得这类矿井对连续采煤机的吸引力和依赖性日渐增强。连续采煤机能够完成煤巷采准巷道的快速掘进任务，其掘进效率比目
10、前采用的悬臂式掘进机高34倍，并能解决“三下采煤问题，亦可用于村庄下压煤煤柱的条带法、房柱式法开采。同时，连续采煤机与高产高效工作面配套有利于缓解采掘紧张,是高产高效矿井的发展方向，当多平巷开拓长壁工作面时，还可以保证工作面有足够的风量，对控制瓦斯积聚非常有利。高效连续采煤机短壁采煤与长壁采煤互相补充构成了现代大型矿井的最佳生产模式，而短壁综采设备和成套工艺技术及岩层控制技术是制约我国煤矿在这方面发展的主要因素。连续采煤机是短壁采的核心装备，因此对连续采煤机的探讨研究,对发展我国采掘工业与国际先进采掘水平，加速实现连续采煤机国产化具有十分重要的意义。1.2 采煤机齿轮传动的计算机辅助设计齿轮作
11、为机械设备中的重要传动件2，其设计强度和制造质量，直接对机器的使用性能和寿命有着极其重要的影响。因此，在机械设计和制造中，人们须花费大量的时间和精力为设计和制造这个常用零件。随着计算机技术的发展，CAD/ CAM技术发展迅速，出现了新的设计模式与生产模式。齿轮零件的设计已由手工转向计算机自动完成。这样不但提高了设计质量，减少设计工作量，同时为现代高速、 多变、 中小批量的设计提供了必要的保障手段。本系统对齿轮的强度设计与校核计算中所牵涉到的数表、 线图等问题,进行了分析研究后，制定了较好的设计方案,编制了程序，真正实现了设计过程的自动化。采煤机截割部设计中涉及到的齿轮设计及其相关计算就通过本软
12、件进行了计算机辅助设计，实现了齿轮设计过程的自动化，加快了采煤机截割部设计的进度及准确性。第二章采煤机截割部设计及强度计算2.1 采煤机截割部传动系统方案的选择2.1.1 摇臂传动方案的选择根据设计要求，和给定的设计参数，采高为5m，截深为600mm，电动机转速为1470r/min.卧底量为100150mm。摇臂的传动比为1.83，行星减速机构的传动比为24.75。总传动比为i=1.8327.75=45.43，配套设备：运输机SG2800/750。则输出轴的转速为n=r/min。2.1.2 截割部电动机的选择选用隔爆型三相异步电动机。功率750kw，转速1470r/min，极数为4，额定电压3
13、300V，额定电流150A。 2.1.3 分配传动比摇臂的传动比为1.83，行星减速机构的传动比为24.75。总传动比为i=1.8324.75=45.43 。2.1.4 初选各个齿轮齿数为满足传动比的需要，在设计之前先参照以往的采煤机设计资料和查机械设计手册确定行星减速器的齿数的各种配合条件等等，将各齿轮的齿数初步确定，以保证设计程序的顺利进行。具体参数如下：一级减速传动：=29；=36；=39；二级减速传动；=29；=37；=40； 一级行星减速传动：二级行星减速传动；2.1.5 传动方案图如图所示： 图2.12.2 传动轴功率、扭矩的计算由于本设计题目所给电动机转速为1470r/min。参
14、照各国采煤机截割部电动机的选用，选取电动机的功率为750kw。2.2.1 计算各轴的转速由初定传动比可知各轴齿轮转速如下：=1470r/m； =1470r/min；=1470=1184r/min； =1184=1092.92r/min；= 1092.92=856.61r/min； =856.61=792.36r/min； r/min；2.2.2 计算各轴的传递功率4 设：为圆柱齿轮的传动效率； 为滚动轴承效率； 为离合器的传动效率；由3表2-1取 = 0.99 ；= 0.98 ；= 0.97 ；由8表14=5-3取行星减速器效率=0.98；则：=7500.980.97=712.95kw； （2
15、1）=671.090.990.98=651.09kw； =651.090.990.98=631.69kw； =631.690.990.98=612.86kw； =612.860.990.98=594.6kw； =108.622.2.3 各轴转矩的计算电动机输出转矩：=9550=9550=4872.4N.m； （22）1 轴： =9550=9550=4631.75N.m； 2 轴： =9550=9550=5579.1N.m； 3 轴： =9550=9550=5864.02N.m； 4 轴： =9550=9550=7258.74N.m； 5 轴： =9550=9550=7042.45N.m； 6
16、轴： =9550=9550=6832.52N.m； 7 轴： =9550=9550=5616.92N.m；8轴； =7168.77 N.m；2.3 齿轮的设计和计算2.3.1 设计齿轮1、2根据表2-1知其输入功率为750kw，转速为1470r/min，要求每天工作20小时，每年工作360天，预期寿命为5年，传动比为1.68加工精度为7级。根据设计要求，该摇臂中齿轮转速高，冲击较大应选用硬齿面，应先按轮齿弯曲疲劳强度设计再按接触疲劳强度进行设计。2.3.2 选择齿轮材料及确定其许用应力根据设计条件高低速齿轮均选用合金钢，表面渗碳、淬火、回火。查表614-1-79知，其硬度为56-62HRC。由
17、图55-32查得弯曲疲劳极限应力=470mpa，由图55-33查得接触疲劳极限应力=1500mpa；2.3.3 按齿轮弯曲疲劳强度设计由式3（5-31b）知 （23）2.3.4 确定许用弯曲应力FP由式3（5-26）式计算取应力修正系数=2；选取弯曲强度最小安全系数=1；齿轮应力循环次数N=60nat=6014701(520360)=3.17查图35-34取寿命系数=1（因材料为合金钢且应力循环次数N为）则= 940 mpa （24）2.3.5 选取载荷系数K由式3（5-25）知 K=；查表35-5取使用系数=1.25；取动载系数=1.14（齿轮精度高、速度高）；由于齿轮在两支撑轴承之间呈对称
18、布置，支撑系统刚性大，故取齿向载荷分布系数=1；因是支持圆柱齿轮传动，故取齿间载荷分配系数=1.1；因此，K=1.251.1411.1=1.56； （25）2.3.6 初步选定齿轮参数=29；=36；=39；=29；因两齿轮为非对称布置且为硬齿面查表5（14-1-62）取齿宽系数=0.35；2.3.7 确定复合齿形系数YFS因两齿轮所选材料及热处理工艺完全相同，则相同因此设计时按小齿轮的复合齿形系数YFS1代入即可。查图814-1-25取齿形系数=2.62；查图814-1-27取应力修正系数=1.59；则复合齿形系数=2.621.59=4.16； （26）得 ； （27）为保证摇臂采高和优先采
19、用一组，查8表14-1-2取标准模数m=8，则两齿轮的中心距为：a=260mm；2.3.8 计算几何尺寸=m=829=232mm； （28）=m=836=288mm； =0.35232=81.2mm；=+(5-10)mm=(75-80)mm；取=80mm；2.3.9 按接触疲劳强度进行校核由式7（5-47）可知 （29）因齿轮均选用钢制查表814-1-66得，弹性模量系数=189.8故=2.5189.8=1066mpa；齿面许用接触应力按式5（5-27）计算，取接触强度最小安全系数=1；查表814-1-68取寿命系数=1；由图35-36取工作硬化系数=1；则=mpa （210）因所以齿轮齿面的
20、接触疲劳强度足够。2.3.10 设计齿轮5、6、7由于齿轮5.6.7齿轮的材料和结构尺寸完全相同，所以设计步骤同上具体尺寸如下：=37；Z5=Z6=Z7=296mm;模数m=8.2.3.11 选择齿轮材料及确定其许用应力由5.1知模数m=8、传动比=1.37，取材料为表面渗碳、淬火、回火。查表914-1-79知，其硬度为56-62HRC。由图55-32查得弯曲疲劳极限应力=470mpa，由图55-33查得接触疲劳极限应力=1500mpa；由式45-31b知 （211）2.3.12 确定许用弯曲应力FP按式105-26计算，取应力修正系数=2；选取弯曲强度最小安全系数=1.5（因其为重要传动）；
21、齿轮应力循环次数N=60nat=60278.411(520360)=0.6；查图105-34取寿命系数=1（因材料为合金钢且应力循环次数N为）则=mpa； （212）2.3.13 转矩查表4.111齿轮5的转矩为=8862.95N.m2.3.14 选取载荷系数K由式12（5-25）知 K=；查表125-5取使用系数=1.25；取动载系数=1.14（齿轮精度高、速度高）；由于齿轮在两支撑轴承之间呈对称布置，支撑系统刚性大，故取齿向载荷分布系数=1；因是支持圆柱齿轮传动，故取齿间载荷分配系数=1.1；因此，K=1.251.1411.1=1.56； （213）2.3.15 初步确定齿轮参数因齿轮为钢
22、制且表面经淬火处理为硬齿面是直齿，取齿宽系数=0.352.3.16 确定复合齿形系数YFS因齿轮所选材料及热处理工艺完全相同，则相同因此设计时按小齿轮的复合齿形系数代入即可。查图1314-1-25取齿形系数=2.62；查图1314-1-27取应力修正系数=1.59；则复合齿形系数=2.501.62=4.16 （214）得=； （215）因取模数m=8且为保证摇臂尺寸和选取一组模数所以选取m=8（查13表14-1-2）则两齿轮的中心距为：； （216）2.3.17 计算几何尺寸=840=320mm； （217）选取=112mm；2.3.18 按接触疲劳强度校核由式11（5-47）可知 ； （21
23、8）因齿轮均选用钢制查表1314-1-66得，弹性模量系数=189.8； （219）故=2.5189.8=793.76mpa；齿面许用接触应力按式11（5-27）计算，因其为较重要传动，取接触强度最小安全系数=1.5；查表1314-1-68取寿命系数=1；由图115-36取工作硬化系数=1；则=mpa； （220）因0.07d，故取h=8mm，.选用42221轴承，其尺寸，轴承端盖厚度取25mm，取箱体厚度，取安装齿轮处的轴段，=70mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位。取齿轮与箱体间的距离为20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承时，应距箱体内壁一段距离S,取S=8。则。右端采用轴肩定位取h=8mm，则轴环处直径，轴环宽度取， , 。（7）考虑轴的结构工艺学在齿轮轴的两端均制成145倒角。两端装配轴承处为磨削加工，留有砂轮越程槽。（8）轴的强度验算先做出轴的受力简图，如图所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。（9）齿轮上作用力大小转矩： T1=9550=9550=
