I摘 要電牽引采煤機(jī)具有機(jī)電一體化程度高,裝機(jī)功率愈來(lái)愈大,牽引速度成倍提高,而且牽引部調(diào)速系統(tǒng)具有節(jié)能、傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)。本次設(shè)計(jì)的采煤機(jī)正為適合中厚煤層使用的無(wú)鏈電牽引采煤機(jī)，主要設(shè)計(jì)內(nèi)容為電牽引采煤機(jī)的牽引部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，牽引速度為 0~7m/s，電動(dòng)機(jī)采用橫向布置，通過(guò)二級(jí)直齒與二級(jí)行星減速器完成變速。大體內(nèi)容：首先是不同方案的對(duì)比分析與確定，其次是各部結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)計(jì)算，最后對(duì)齒輪及相應(yīng)的傳動(dòng)軸進(jìn)行了強(qiáng)度校核，設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果滿足設(shè)計(jì)要求。關(guān)鍵詞：采煤機(jī)；電牽引；牽引部；IIAbstractElectric traction shearer.two machine has a high degree of mechatronics, increasing the installed power, speed, and doubled traction control system of energy saving, high transmission efficiency.The design of the coal mining machine is suitable for use in thick coal seam no chain electric haulage shearer main content, design for electric haulage shearer traction of structure design, drawing speed for 0 ~ 7m/s, motor adopts horizontal layout, through the second straight tooth planetary reducer with 2 completed. Content: the first is in different scheme comparison analysis and determination, followed by each structure size of design calculation, and finally to gear and the intensity of the transmission design and calculation results and meet the design requirements.Keywords： coal winning machine, Electric traction, Traction,1目 錄摘要 IABSTRACT.II第 1 章 緒論 .11.1 采煤機(jī)簡(jiǎn)介 .11.2 國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)發(fā)展及使用狀況 .21.3 采煤機(jī)牽引部概述 .31.4 設(shè)計(jì)目的及意義 .3第 2 章 機(jī)械系統(tǒng)傳動(dòng)總設(shè)計(jì) .52.1 采煤機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù) .52.2 采煤機(jī)牽引部總體方案確定 .52.3 牽引部電動(dòng)機(jī)的選用 .72.4 牽引部傳動(dòng)比分配 .8第 3 章 牽引部系統(tǒng)各軸組件設(shè)計(jì) .113.1 齒輪設(shè)計(jì) .113.1.1 高速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 .113.1.2 低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 .203.1.3 一級(jí)行星齒輪的 初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 .283.1.4 二級(jí)行星齒輪的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 .383.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及軸承的選擇 .463.2.1 Ⅱ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 .463.2.2 一級(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 .573.2.3 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 .60結(jié)論 .62致謝 .63參考文獻(xiàn) .642CONTENTSAbstract． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ． ．IChapter 1 Introduction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．11.1 Introduction Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．1 1.2 The development and use status at home and abroad Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．21.3 Overview of Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．31.4 The design purpose and meaning ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．3Chapter 2 General Design of the mechanical system drive． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ．52.1 Shearer parameters． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．52.2 Determine the overall plan of Shearer． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．52.3 Selection of Motor Traction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．72.4 The allocation of transmission ratio Traction． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．8Chapter 3 axis components of the haulage system design． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1 Gear design． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1.1 High-level design of spur gear calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．113.1.2 Low-level design of spur gear 3calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．203.1.3 Aplanetary gear of the preliminary design and strength check． ． ． ． ． ． ． ． ． ．283.1.4 The secondary planet gear preliminary design and intensity． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ．383.2 Shaft and bearing design and calculation of the choice of． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.．.． ． ． ． ．463.2.1 Ⅱ axle design calculation ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．463.2.2 Preliminary Design of a planetary axle and bearing life and strength check calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ．573.2.3 Stage Planetary preliminary design and strength check of axle and bearing life calculation． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．．60Conclusion． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ．． ． ． ． ． ．62Thanks． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．． ． ． ． ．63References． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．.． ． ．． ． ． ． ．641第 1 章 緒 論1.1 采煤機(jī)簡(jiǎn)介采煤機(jī)是一個(gè)集機(jī)械、電氣和液壓為一體的大型復(fù)雜系統(tǒng),工作環(huán)境惡劣,如果出現(xiàn)故障將會(huì)導(dǎo)致整個(gè)采煤工作的中斷,造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失 .隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,采煤機(jī)的功能越來(lái)越多,其自身的結(jié)構(gòu)、組成愈加復(fù)雜,因而發(fā)生故障的原因也隨之復(fù)雜。采 煤 機(jī) 是 實(shí) 現(xiàn) 煤 礦 生 產(chǎn) 機(jī) 械 化 和 現(xiàn) 代 化 的 重 要 設(shè) 備 之 一 。 機(jī) 械 化 采 煤可 以 減 輕 體 力 勞 動(dòng) 、 提 高 安 全 性 ， 達(dá) 到 高 產(chǎn) 量 、 高 效 率 、 低 消 耗 的 目 的 。采 煤 機(jī) 分 鋸 削 式 、 刨 削 式 、 鉆 削 式 和 銑 削 式 四 種 。采煤機(jī)總體技術(shù)的發(fā)展過(guò)程經(jīng)歷了：牽引方式從液壓牽引到電牽引、驅(qū)動(dòng)方式從單電機(jī)到多電機(jī)、總體結(jié)構(gòu)從縱向布置到橫向布置。采煤機(jī)的電控技術(shù)也隨之逐步發(fā)展，從引進(jìn)仿制到自行設(shè)計(jì)，從分立元件組成到集成化、PLC和微機(jī)控制，逐步走向成熟，趕超國(guó)際同行先進(jìn)水平 。[7]以前，薄煤層采煤機(jī)可選機(jī)型少，可靠性差，功率低，單產(chǎn)低，使我國(guó)薄煤層產(chǎn)量逐年減少，棄采嚴(yán)重，資源浪費(fèi)大，薄煤層采煤機(jī)的機(jī)身應(yīng)當(dāng)矮一些，要有足夠的功率，通常功率不應(yīng)低于 100-200kW，機(jī)身盡量短，以適應(yīng)煤層的波狀起伏；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠，便于維護(hù)和安裝。從 80 年代開始，薄煤層采煤機(jī)從無(wú)到有得到穩(wěn)定發(fā)展。隨著薄煤層采煤機(jī)的推廣應(yīng)用，適用工作范圍擴(kuò)大，也暴露了許多缺陷和不足，限制了使用效果。根據(jù)薄煤層開采的迫切需要，開發(fā)適合國(guó)情的新一代大功率薄煤層采煤機(jī)是非常必要的。由 MG375-W 型液壓采煤機(jī)演變的 MG375-AW 采煤機(jī)，基本實(shí)現(xiàn)了大功率薄煤層采煤機(jī)這一目標(biāo)。目前，哈爾濱煤礦機(jī)械研究所已經(jīng)研制了五種機(jī)型的薄煤層采煤機(jī)，都已投入工作中。以幾種有代表性的機(jī)型 BM1—100 型薄煤層采煤機(jī)，MG150B型薄煤層采煤機(jī)和最新型的 MG300—BW1 型薄煤層采煤機(jī) 。對(duì)于薄煤層，[7]仍存在由于設(shè)備的不成熟和技術(shù)的不合理等問(wèn)題，很難滿足高產(chǎn)高效和可持續(xù)發(fā)展的要求。我國(guó)從 20 世紀(jì) 70 年代中期開始引進(jìn)采煤機(jī)，大體分為以下兩個(gè)階段：802年代為第一階段，以單機(jī)引進(jìn)為主，九十年代以來(lái)為第二階段，以配套引進(jìn)為主 。[7]波蘭中國(guó)合作，成功研制了總裝機(jī)功率 344KW 的 KSE-344 型薄煤層交流電牽引采煤機(jī)的基礎(chǔ)上，陸續(xù)開發(fā)了用于薄煤層的 KSE-360 型。英國(guó)在 80 年代中期研制第一臺(tái)直流電牽引采煤機(jī)，在美國(guó)使用成功后，又研制出Electra1000 和 Electra 薄煤層電牽引采煤機(jī)。搞清連續(xù)采煤機(jī)截割關(guān)鍵技術(shù)，為建立其工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)理論和方法，研發(fā)適合我國(guó)煤層地質(zhì)條件的國(guó)產(chǎn)采煤機(jī)，及建設(shè)高產(chǎn)高效的現(xiàn)代化礦井和發(fā)展國(guó)民經(jīng)濟(jì)具有重要意義 。[18]1.2 國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)發(fā)展及使用狀況在國(guó)內(nèi)，我國(guó)的滾筒式采煤機(jī)從 60 年代開始自行研制，70 年代初研制成功第 1 臺(tái)用于普采工作面的 DY150 型液壓牽引采煤機(jī)，到 90 年代我們已經(jīng)有了 MG400/920-WD 型大功率交流電牽引采煤機(jī) ,整個(gè)技術(shù)水平得到了較大發(fā)展?？偟目磥?lái),滾筒式采煤機(jī)總體技術(shù)的發(fā)展過(guò)程經(jīng)歷了牽引方式從液壓牽引[7]到電牽引、驅(qū)動(dòng)方式從單電機(jī)到多電機(jī)、總體結(jié)構(gòu)從縱向布置到橫向布置。采煤機(jī)的電控技術(shù)也隨之逐步發(fā)展，從引進(jìn)仿制到自行設(shè)計(jì)，從分立元件組成到集成化、PLC 和微機(jī)控制，逐步走向成熟，趕超國(guó)際同行先進(jìn)水平 。[1]從上世紀(jì)八十年代開始，我國(guó)進(jìn)入了采煤機(jī)發(fā)展的興旺時(shí)期，在廣泛吸取國(guó)外先進(jìn)技術(shù)的同時(shí)，不斷實(shí)踐創(chuàng)新，銳意進(jìn)取，重視采煤機(jī)成系列的開發(fā)，不斷擴(kuò)大使用范圍，同時(shí)推廣使用無(wú)鏈牽引，使采煤機(jī)工作更平穩(wěn)，使用更安全。電牽引技術(shù)逐步成熟，多電機(jī)驅(qū)動(dòng)橫向布置的總體結(jié)構(gòu)成為電牽引采煤機(jī)發(fā)展的主流 。[7]20 世紀(jì) 90 年代，國(guó)產(chǎn)電牽引采煤機(jī)雖然發(fā)展很快，但在性能和可靠上與世界先進(jìn)國(guó)家相比還存在較大的差距。近 10 年開發(fā)的系列電牽引采煤機(jī)在國(guó)內(nèi)已推廣使用并取得了明顯的經(jīng)濟(jì)效益。與目前國(guó)外的電牽引采煤機(jī)相比，國(guó)內(nèi)電牽引采煤機(jī)在總體參數(shù)性能、加工制造和材質(zhì)性能等尚有不足。隨著科技的進(jìn)步，開發(fā)高產(chǎn)高效礦井綜合配套設(shè)備已成為我國(guó)煤炭科技發(fā)展的主流：大功率，大截深電牽引采煤機(jī)被廣泛的開發(fā)和使用，一些世界前沿的先進(jìn)技術(shù)也被用到了采煤機(jī)的開發(fā)應(yīng)用中，如變頻調(diào)速技術(shù)，遠(yuǎn)程監(jiān)控，無(wú)3線遙控等等，為更好的服務(wù)我國(guó)煤礦事業(yè)奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ) 。[8]在國(guó)外，20 世紀(jì) 40 年代初期，英國(guó)、前蘇聯(lián)和德國(guó)相繼生產(chǎn)了用于長(zhǎng)壁采煤的鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)和刨煤機(jī)，實(shí)現(xiàn)了工作面落煤、裝煤的機(jī)械化。至 50 年代初期，英國(guó)和德國(guó)相繼生產(chǎn)出滾筒采煤機(jī)。60 年代是世界綜采技術(shù)的成熟時(shí)期，英國(guó)、德國(guó)出現(xiàn)了單搖臂滾筒式采煤機(jī)，解決了采高調(diào)整問(wèn)題，擴(kuò)大了采煤機(jī)的適用范圍。1964 年又制成了雙搖臂滾筒采煤機(jī)，解決了工作面自開切口問(wèn)題。進(jìn)入 70 年代，綜采機(jī)械化得到了進(jìn)一步發(fā)展和提高，相繼出現(xiàn)功率達(dá) 800～1000kW 的無(wú)鏈牽引采煤機(jī)。 80 年代，德國(guó)、美國(guó)、英國(guó)都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機(jī)，同時(shí)把計(jì)算機(jī)控制系統(tǒng)用在采煤機(jī)上 [18]。90 年代，隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，開發(fā)出集電力電子、微電子、信息管理及計(jì)算機(jī)智能技術(shù)與一體的大功率電牽引采煤機(jī)。如美國(guó)的 JOYU 公司的系列，英國(guó)的 Long-Airdox 公司的 Anderson Eletra、Anderson EL 系列，德國(guó)的 Eickhoff公司的 EDW 系列、SL 系列，日本三井三池制作的 MLCE-DR 系列等電牽引采煤機(jī) 。[9]1.3 采煤機(jī)牽引部概述采煤機(jī)牽引部主要由箱體、原動(dòng)機(jī)、輸出軸、減速器等部分組成。采煤機(jī)的牽引部承擔(dān)牽引和行走任務(wù)，是采煤機(jī)的主要部件之一。一個(gè)完善的工作機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足以下要求：(1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，拆裝維修方便。(2)能降低能耗，提高塊煤率，減少煤塵。(3)能牽引行走。(4)載荷均勻分布，機(jī)械效率高。(5)能適應(yīng)不同的煤層和有關(guān)地質(zhì)條件。1.4 設(shè)計(jì)目的和意義我國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展對(duì)煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤設(shè)備對(duì)于提高煤炭的生產(chǎn)率起到非常關(guān)鍵的作用。目前，煤礦生產(chǎn)的安全性要求日益受到國(guó)家安全生產(chǎn)管理局的重視。因此，大力發(fā)展“綜采設(shè)備” 是當(dāng)前和今后的主流。設(shè)計(jì)和4生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)合理的滾筒采煤機(jī)不但保證煤炭生產(chǎn)率，而且保證安全生產(chǎn)的重要方面。牽引部傳動(dòng)箱內(nèi)部的損壞主要取決于行星齒輪和直齒齒輪傳動(dòng)比分配是否合理。另有對(duì)于牽引部的行走速度、行走穩(wěn)定性都由傳動(dòng)比的分配是否合理所影響。對(duì)于牽引部來(lái)說(shuō)有很多方面的問(wèn)題有待于提高完善。我國(guó)中厚煤層正向大功率綜合機(jī)械化，智能化采煤的方向發(fā)展。由于采煤機(jī)愈來(lái)愈大，采煤機(jī)本身的穩(wěn)定性就應(yīng)該受到更深入的關(guān)注。而影響機(jī)身的穩(wěn)定性，其中一條就是行走的穩(wěn)定性。所以本設(shè)計(jì)著重考慮了牽引部傳動(dòng)箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，本設(shè)計(jì)可用在硬煤質(zhì)、中厚煤層的雙高綜合機(jī)械化工作面?？稍谟型咚箽怏w或煤塵爆炸危險(xiǎn)礦井中使用。整體為多部電機(jī)橫向布置。5第 2 章 機(jī)械系統(tǒng)傳動(dòng)總設(shè)計(jì)2.1 采煤機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù)機(jī)面高度 1.3～1.6m牽引力 kN620F?牽引速度 0～7m/min2.2 采煤機(jī)牽引部總體方案確定設(shè)計(jì)目標(biāo)：在滿足最大牽引力大于 kN；牽引速度 0～7m/s；機(jī)面620F?高度 1.3～1.6mm；無(wú)鏈牽引方式條件下進(jìn)行采煤機(jī)牽引部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在結(jié)構(gòu)上要求能夠?qū)崿F(xiàn)電牽引，且能與 SGD880/800W 輸送機(jī)配套。為了確保本次設(shè)計(jì)滿足采煤機(jī)的設(shè)計(jì)要求，經(jīng)多方考察，確定本采煤機(jī)牽引部的設(shè)計(jì)方向：(1)采煤機(jī)的部分功率是通過(guò)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 3—5 級(jí)；(2)為了保證牽引部有適當(dāng)?shù)拈L(zhǎng)度，牽引部中可裝有若干個(gè)惰輪。(3)在滿足上述各項(xiàng)要求的同時(shí)，務(wù)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操縱方便，盡可能貫徹標(biāo)準(zhǔn)化、通用化。根據(jù)以上的指導(dǎo)思想，設(shè)計(jì)方案機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：方案一：61 電動(dòng)機(jī) 2 齒輪 3 單行星減速器圖 2-1 牽引部傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖由電動(dòng)機(jī) 1 經(jīng)齒輪傳動(dòng)系 2 至單行星減速器 3，最后到達(dá)行走部。方案二：1 電動(dòng)機(jī) 2 齒輪 3 雙行星減速器圖 2-2 牽引部傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖7由電動(dòng)機(jī) 1 經(jīng)齒輪傳動(dòng)系 2 至雙行星減速器 3，最后到達(dá)行走部。方案 1 的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)經(jīng)過(guò)四級(jí)傳動(dòng)速比分配較均勻，但結(jié)構(gòu)有點(diǎn)復(fù)雜在檢修與拆裝時(shí)會(huì)有不便，在生產(chǎn)采煤機(jī)時(shí)相應(yīng)箱體的設(shè)計(jì)會(huì)有一定困難，且這種結(jié)構(gòu)會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)箱體積過(guò)大，在實(shí)際生產(chǎn)中會(huì)有很多麻煩。方案 2 是兩級(jí)齒輪傳動(dòng)與雙行星減速器共四級(jí)減速既可以達(dá)到預(yù)定的速比結(jié)構(gòu)又簡(jiǎn)單，同時(shí)行星機(jī)構(gòu)體積小、結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力大、傳動(dòng)效率高、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)、且可以減少傳動(dòng)級(jí)數(shù)。綜合結(jié)構(gòu)特性以及經(jīng)濟(jì)效益考慮，因此方案 2 為此次設(shè)計(jì)的最終選用方案。2.3 牽引部電動(dòng)機(jī)的選用1. 電動(dòng)機(jī)的選擇按設(shè)計(jì)要求及工作條件選用 YB 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，且左右截割部各一臺(tái)電動(dòng)機(jī)。根據(jù)已知條件由計(jì)算可知工作機(jī)所需有效功率kW17.36012601?????Fvpw由手冊(cè)查得:閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率 .97g?對(duì)滾動(dòng)軸承效率 0.b?行星機(jī)構(gòu)的效率 .98x 則各軸之間的傳動(dòng)效率計(jì)算如下： 120603gb????同樣 34567.9?雙行星機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率8220.98.64sx??由此可得牽引部總效率 12356740.9.08s??工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率kW2.4167.0WrP由以上計(jì)算初選型號(hào)為 YB315L1-4 型礦用隔爆三相異步電動(dòng)機(jī)，有關(guān)技術(shù)參數(shù)列于下表：表 2-1電機(jī)型號(hào) 功率(kW) 轉(zhuǎn)速(n/min) 電流（A）YB250M-4 55 1480 289.12.4 牽引部傳動(dòng)比分配本設(shè)計(jì)方案的驅(qū)動(dòng)方式采用無(wú)鏈電牽引，初步確定行走輪直徑 ，=320mxd令牽引速度約為 7m/min，則輸出軸轉(zhuǎn)速 r/min7103.42wxvnd????所以本設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu) 43.21780?wni采用二級(jí)直齒傳動(dòng)和二級(jí)行星傳動(dòng)：按傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)箱需要兩級(jí)齒輪減速和兩級(jí)行星齒輪減速，且受機(jī)身高度限制，每級(jí)傳動(dòng)比一般為 i?～ （行星齒輪可達(dá) 5～6） 。為有效利用空傳動(dòng)比從高速向低速遞減，故初步估算 ，雙行星機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比為 ，123.i?24.5si?輸出輪傳動(dòng)比預(yù)設(shè)為 1.41。9由 19.243.21.548.33???iiis行 走所以傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)傳動(dòng)比分別為8.12i.23i5.24?si當(dāng)牽引速度變小牽引部的總傳動(dòng)比減小，傳動(dòng)箱的傳動(dòng)比也減小。2.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下：Ⅰ軸（電動(dòng)機(jī)軸） min1480rn?mNTkwPR???73.285.951Ⅱ軸（第一級(jí)減速軸）mNiTkwprin ????28.76903.8273.55464in012212?Ⅲ軸（雙行星機(jī)構(gòu)高速級(jí)太陽(yáng)輪花鍵軸） mNiTkwprin ????73.16590.128.7643054in.9.231323?Ⅳ軸（雙行星機(jī)構(gòu)低速級(jí)太陽(yáng)輪花鍵軸） .4.0434sp108.93.068573.134 ???siT?將上述結(jié)果匯總見(jiàn)下表:表 2-2軸號(hào) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸轉(zhuǎn)速 n(r/min) 1480 528.57 241.36功率 p(kw) 44.28 42.52 40.83 40.01轉(zhuǎn)矩 T（N·M ） 285.73 768.28 1615.73 8993.811第 3 章 牽引部系統(tǒng)各軸組件設(shè)計(jì)3.1 齒輪設(shè)計(jì)3.1.1 高速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 選擇齒輪材料小齒輪：20Cr2Ni4W, 滲碳＋淬火，硬度：表 HRC ?60，心 341～367HB大齒輪：20Cr2Ni4W, 滲碳＋淬火，硬度：表 HRC 60，心 341～367HB由圖 14-1-24 和 14-1-53 按 ME 級(jí)質(zhì)量要求取值，[3][3]得接觸疲勞極限 ，2lim1li2650NmH??彎曲疲勞極限 liliF2. 初步確定主要參數(shù)（1） 按接觸強(qiáng)度初步確定中心距由公式 132()aHPkTaA?????式中 Aa——系數(shù)。由表 14-1-75 選 Aa＝483，選載荷系數(shù) k=1.8；[3]μ——理論傳動(dòng)比。μ＝ ＝2.8； 12i——齒寬系數(shù)。 由表 14-1-79 取a?0.5()da????[3]經(jīng)圓整后取 。0.9d?.451?0.4a?所以 12m79.12023.1698.475)8(433???取 130ma?（2） 按接觸強(qiáng)度確定許用接觸應(yīng)力 HP?由表 14-1-80 中公式[3] minGPHS?式中 minHs——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)。由表 14-1-110 取 ＝1.3；[3]minHSG?——計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； HGLimNTVRwxZ??式中 Lz——潤(rùn)滑劑系數(shù)，v——速度系數(shù)，Rz——粗糙度系數(shù)。由表 14-1-107 取 ；[3]LVRZ?w——工作硬化系數(shù)。由圖 14-1-30 取 ；[]1wxz——接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)。尺寸系數(shù)是考慮尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。由表 14-1-109 取 。[3]1xZ?故 12650269.3.3HPHP???（3） 初步確定模數(shù)、齒數(shù)、齒寬、變位系數(shù)、分度圓直徑等幾何參數(shù)模數(shù)○ 113由表 14-1-31 中公式[3] 095.4~8.213)16(??am按工作要求取 m=4齒數(shù) 1z和 2○ 2；2.608.521).(4321??????z圓整后取 ；1z；62?實(shí)際傳動(dòng)比 7.1212zi?傳動(dòng)比誤差 ?07.26?????3在誤差范圍內(nèi)分度圓直徑 和○ 3 1d2 2461821???mzd齒寬 和○ 4 1b2148.9273211??dba?變位系數(shù)○ 5取齒形角 20???故 9526.07.12834)(cos1????zam?所以 ；2417?????采用高變位，由圖 14-1-14 取 [3]1.x2.37x?3． 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) HLimNTVRWXPZS??（1） 公度圓上名義切向力 tFN86.49387.25021???dTt（2） 使用系數(shù) AK由表 14-1-81 原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，均勻穩(wěn)定，工作機(jī)為齒輪，傳動(dòng)時(shí)有中[3]等沖擊。因此取 1.25A?（3） 動(dòng)載系數(shù) VK由表 10-4 查得精度等級(jí)為 7 級(jí)，由圖 10－8 查得動(dòng)載系數(shù)[4] 1.8VK?15（4） 齒向載荷分布系數(shù) HK?由表 14-1-98 裝配時(shí)非對(duì)稱支承的齒輪精度等級(jí)為 7 級(jí)[3]則 35.1 8.73102.)8.73(]).(6.0[8.2 .1.2 3211? ?????bdbKH?（5） 齒間載荷分配系數(shù) HK?N/min28.178.73649251???bFkAH?由表 14-1-102 得，[3]（6） 彈性系數(shù) EZ由表 14-1-105 ，取[3] 2189Nm?（7） 重合度系數(shù) ?由公式計(jì)算重合度得 68.1cos)]5812(.3[.2?????za由表 14-1-19 取重合度系數(shù)[3] 0.Z?（8） 壽命系數(shù) NT應(yīng)力循環(huán)系數(shù)16812 81049.210.60?????NLtn由表 14-1-106 公式計(jì)算[3] 082.1)49.210( 06.)(57.8057.9.91???NTZ（9） 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) LVRZ由表 14-1-107 ，取 [3] 1?（10） 齒面工作硬化系數(shù) ZW 由圖 14-1-30 ，取 ZW=1[3]（11） 尺寸系數(shù) ?尺寸系數(shù)是考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)，由表 14-1-109 ，取 [3]1XZ?（12） 安全系數(shù) HS407.123.698150 308.12.169052 11??? ???HPXWRVLNTLimSZ?均超過(guò)當(dāng)初選定的最小安全系數(shù) ＝1.3，故齒面接觸強(qiáng)度核算通1 minHS過(guò)。4. 按輪齒彎曲強(qiáng)度校核（1） 齒向載荷分布系數(shù) FK?17()NFHK??21()bh?82.0)9.73(8.145.2. 2????Nmh158.0?FK（2） 齒向載荷分配系數(shù) ?1FaH?（3） 齒形系數(shù) FY?由于當(dāng)量齒數(shù) 21?Zn62由圖 14-1-38 ，取[3] 1.7FaY?2.6（4） 應(yīng)力修正系數(shù) S?由圖 14-1-43 ，取[3] 1.56SaY?1821.7SaY?（5） 重合度系數(shù) ?0.5.2an??1.68an?故 0.75.2.Y??（6） 計(jì)算齒根應(yīng)力因 由表 14-1-111 中方法二1.82a???[3]tFFaSAVFanYKbm?????式中 ——螺旋角系數(shù)。由于是直齒輪取 ＝1。Y? ?所以 19.203 31.8.1257.0126.48.6 .5738491? ????FF?（7） 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) STY由表 14-1-111 ，取 ＝2.0[3]STY（8） 壽命系數(shù) N19由 14-1-118 [3] 02.6)13(LNTY??60.218()9T15.49.3.2???NY（9） 相對(duì)齒根敏感系數(shù) relt?由文獻(xiàn)圖 16.2-23 知齒根圓角參數(shù) , .查表 16.2-48 知[2] 1.5sq?2s12reltreltY??（10） 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) RreltY由表 16.2-71 ，齒面粗糙度 ，按式 16.2-22 可得[2] 123.μma?[2]＝0.9RreltY（11） 尺寸系數(shù) XY由表 14-1-119 的公式得[3] 01.4.051.051??????nXM（12） 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) FS202.519.2030.553.6821 ????FFXRreltltNTSFLimSYY?故 ， 均達(dá)到表 14-1-111 規(guī)定的高可靠度 的要求，輪齒1F[] .0FLimS彎曲強(qiáng)度核算通過(guò)。3.1.2 低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選擇齒輪材料小齒輪：20Cr2Ni4W ，滲碳淬火，表面硬度： HRc?60大齒輪：20Cr2Ni4W ，滲碳淬火，表面硬度： HRc 60由圖 14-1-24 和 14-1-53 ，按 ME 級(jí)質(zhì)量要求取值[3][3]得接觸疲勞極限，2lim1li2650NmH??彎曲疲勞極限。2li1li2F2. 初步確定主要參數(shù)（1） 由接觸強(qiáng)度疲勞極限計(jì)算許用接觸應(yīng)力 HP?由表 14-1-80 中公式[3] HGPLimS??式中 HLimS——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)。由表 14-1-110 取 ；[3]1.3HLimS?21HG?——計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力 ， 。2NmHGLimTVRWXZ??式中 ——潤(rùn)滑劑系數(shù)LZ——速度系數(shù)，V——粗糙度系數(shù)。由文獻(xiàn)表 14-1-107 取 ＝ ＝ ＝1 ；R [3]LZVR——齒面工作硬化系數(shù)。由文獻(xiàn)表 14-1-30 取 ＝1；WZ []W——接觸強(qiáng)度計(jì)算尺寸系數(shù)。由文獻(xiàn)表 14-1-109 取 ＝1。? [3]?123650129.3MPaHPn????（2） 按接觸強(qiáng)度確定中心距并初步確定主要參數(shù)按直齒輪從表 14-1-175 選取 Aa＝483，按齒輪不對(duì)稱布置、[3]速度較緩、沖擊載荷較小，初選載荷系數(shù) K＝1.5，由公式 32(1)aHPTaA?????理論傳動(dòng)比 ；9.223?i大齒輪轉(zhuǎn)矩 T4＝1615.73N m?齒寬系數(shù) 由表 14-1-175 ，取 ＝0.5，0.5(1)da???[3]d?經(jīng)圓整后取 0.3131.09.5??a?所以 22；75.1923.619.2307519.483????a（3） 初步確定模數(shù)、齒數(shù)、齒寬等幾何參數(shù)模數(shù)○ 1由表 14-1-3 公式[] 17.6~3.75.19)03.~16.(???m取 4.0?齒數(shù) 和○ 2 3Z19.67.283019.2475.3????Z經(jīng)圓整后取 643實(shí)際傳動(dòng)比；193.284323??Zi?傳動(dòng)比誤差 ?.0193.2??在傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi)分度圓直徑 和○ 3 3d427681434???mZ齒寬 和○ 4 3b423340.5124678dab????3. 按齒面接觸強(qiáng)度核算（1） 分度圓上名義切向力 tFN6.123948.76203???dTt（2） 使用系數(shù) AK由表 14-1-81 取[3]1.25?（3） 動(dòng)載系數(shù) V由 10-4 查得精度等級(jí)為 7 級(jí)，由圖 10-8 查得[4] [4]1.2VK?（4） 齒向載荷分布系數(shù) HK?由表 14-1-98 齒輪裝配時(shí)非對(duì)稱支承，精度等級(jí)為 7 級(jí)時(shí)[3]186. 62103.)1246(])(.0[.21 32? ?????bdbkH?（5） 齒間載荷分配系數(shù) HK?6.378.45129???bFtAH?24由表 14-1-102 得[3]1.HK??（6） 彈性系數(shù) EZ由表 14-1-105 取[3] 2189.Nm（7） 重合度系數(shù) ?計(jì)算重合度 73.10cos)]6831(2.8[cos)]1(2.381[4 ?????????Za由圖 14-1-19 取重合度系數(shù) ＝0.86[4] ?（8） 命系數(shù) NT應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 83 107.31057.286????L4 450由表 14-1-106 公式計(jì)算得[4] 12.)045.1(7.7.35.8920.1???NTZ（9） 齒面工作硬化系數(shù) W由表 14-1-30 取[4]（10） 尺寸系數(shù) XZ由表 14-1-109 取[4]1?25（11） 安全系數(shù) HS33 1650.71.3929LimNTVRWXZZ?????44 46HiLS， 均達(dá)到當(dāng)初選定的最小安全系數(shù) ，故齒面接觸強(qiáng)度3H 1.3HLimS核算通過(guò)。4. 輪齒彎曲強(qiáng)度校核（1） 齒向載荷分布系數(shù) FK?()NH??21()bh?945???nmh所以 3.1)6.(86.0921)(8.0???FKN（2） 齒向載荷分配系數(shù) F?1.aHa?（3） 齒形系數(shù) FaY當(dāng)量齒數(shù)