电动采煤机行走部设计说明书

Xxxx 大学毕业设计 1 目录 前言1 1 采煤机行走部3 1 1 采煤机行走部设计总体方案3 1 1 1 采煤机主要参数3 1 1 2 采煤机行走机构与驱动方式的总体设计方案3 2 行走部传动总设计6 2 1 行走部电动机的选择6 2 2 行走部传动比分配 6 3 行走部零件的初步设计及强度校核8 3 1 行走部传动齿轮初步设计及强度校核8 3 1 1 行走部齿轮 Z1 Z2初步设计及强度校核8 3 1 2 行走部齿轮 Z3 Z4的初步设计及强度校核 15 3 1 3 行走部二级行星齿轮 Z5 Z6 Z7的初步设计及强度校核23 3 2 行走部轴的校核及轴承寿命计算30 3 2 1 行走部 轴的初步设计 校核及轴承寿命计算 30 3 2 2 行走部 II 轴的初步设计及校核及轴承寿命计算36 3 2 3 二级行星轮轴初步设计及强度校核及轴承寿命计算 40 3 2 4 二级行星架支承轴承计算43 结论45 致谢46 参考文献47 附录 A 48 附录 52 Xx 电动采煤机行走部设计 2 前言前言 我国和世界其他主要采煤国家一样 20 世纪 50 年代采煤机械化尚处于开发和探索阶 段 1950 年 吉林蛟河煤矿首先引进使用前苏联 KM 1 型截煤机 实际上这是一种深截 盘 截深 1 6 2 0m 的煤层掏槽机械 1951 年 黑龙江双鸭山煤矿首先引进使用了前 苏联顿巴斯 1 型采煤机 康拜因 这是一种深截框式采煤机械 截深 1 2 1 6m 康拜 因当时在我国得到了较广泛使用 据 1957 年煤炭工业部对开滦矿务局的 12 个工作面的 抽样调查表明 这种机采比炮采具有较好的生产技术经济指标 在破碎顶板条件下 鸡西矿务局小恒山矿改变康拜因的截深取得了成功 1960 年该 矿的 201 工作面顶板破碎 曾采用 1 6m 截深的康拜因采煤 因产量及工效低 材料消耗 大 后研究改造原设备的截框 将截深缩为 1 0m 取得成功 月产量从原来的 4256 7433t 增加到 11027 13722t 这也是从深截式向浅截式发展的一种尝试 使用截深 0 6m 的浅截式采煤机 则始于 1964 年鸡西矿务局小恒山矿 该矿首先引 进使用波兰浅截式固定滚筒采煤机 阜新矿务局清河门矿则与 1966 年开始使用鸡西煤矿 机械厂生产的 MLQ 64 型浅截式固定滚筒采煤机 并配用了 SGW 44 型可弯曲刮板输送机 开创了我国自行研制生产普通机械化采煤成套装备的新局面 经过 5 年连续生产 达到 了高效 低耗和安全要求 于此同时 开滦 鸡西等矿务局把原来用的康拜因 截装机改成浅截式滚筒采煤机 取得了良好的效果 随后 在全国范围内广泛进行了这种采煤机的技术改造 成效显著 为进一步推动普通机械化采煤起到了重要的作用 20 世纪 70 年代初期 我国煤矿使用的采煤机主要有 固定滚筒采煤机 MLQ 64 型和 单摇臂滚筒采煤机 MLQ1 80 型 以及由截煤机 康拜因改装成的固定滚筒采煤机 此外尚 有少量其他型滚筒采煤机 但都是属于 80KW 以下的小功率采煤机 70 年代后期 由于综 合机械化采煤装备的引进个发展 促进了中功率采煤机的研制成功 也改善并发展了普 通机械化采煤装备 80 年代初期 引进了采煤机的整体 如英国 AM500 型 和关键零部件 如德国 EDW300 型 的制造工艺技术 补充了我国发展大功率采煤机的不足 同时 还引进了国 Xxxx 大学毕业设计 3 内尚缺的综采工作面三机或单机 如俄罗斯薄煤层 K103 型 用于急倾斜的 AK 1 型综采 机和英国安德森 420 型爬底板采煤机 美国 3LS 3E 电牵引采煤机 在仿制的基础上 研 制和发展了 MLS3 型系列 MAX 型系列和 AM500 型系列 并在广泛吸收国外几种采煤机长 处的基础上 结合我国煤田条件 自行设计了具有弯摇臂和无链牵引的 MG 行系列 同时 也研制了一批适用与破碎顶板 大倾角 薄煤层等困难条件下的中功率采煤机 20 世纪 70 年代中期 德国 Eickhoff 公司和美国 JOY 公司相继研制出直流电牵引采 煤机 此后 世界上各主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开 发 80 年代后期出现了交流电牵引采煤机 90 年代 开发出集电子电力 微电子 信息 管理以及计算机智能技术于一体的大功率电牵引采煤机 如美国 JOY 公司的 LS 系列 英 国 Long Airdox 公司的 Electura EL 系列 德国 Eickhoff 公司的 EDW 系列 SL 系列 日本三井三池制作所的 MCLE DR 系列等电牵引采煤机 电牵引采煤机以其性能参数优 可靠性高 自动化程度高 操作方便 监控保护及检测功能完善和经济效益高等有点被 迅速推广使用 1991 年 煤炭科学研究总院上海分院与波兰合作 在国内率先研制成功我国第一台 采用交流交频调速技术的 薄煤层爬底板采煤机后 上海分院优先后研制成功了截割电动 机纵向布置的交流电牵引采煤机 截割电动机横向布置的适用于中厚和较薄煤层的交流 电牵引采煤机 目前 上海分院研制的 MG 系列电牵引采煤机已形成 9 大系列共几十个品 种 到目前为止 国内采煤机生产厂家均对交流电牵引采煤机进行了大量的研制开发 如太原矿上机器集团有限公司与上海分院合作 将 AM500 液压牵引采煤机改造成 MG375 830 WD 型交流电牵引采煤机后 又研制成功了 MGTY400 900 3 3D 型 MGTY500 1200 3 3D 型交流电牵引采煤机 鸡西煤矿机械有限公司与上海分院合作将 MG2 300W 型液压牵引采煤机改造成 MG668 WD 型交流电牵引采煤机后 又开发了 MG200 463 型 MG400 985 型 MG750 2040 型交流电牵引采煤机 西安煤矿机械厂研制成功了 MG300 700 型 MG500 1130 型 MG750 1910 型交流电牵引采煤机 辽源煤矿机械厂在 1998 年与邢台矿业集团合作研制成功我国应用电磁滑差离合器调速技术的 MG668 WD 型电 牵引采煤机 又开发了 MG500 1220 型 MG650 1600 型电牵引采煤机 无锡盛达机械制造 有限公司开发研制成功应用开关磁阻电动机调速技术的 MG200 500 型 MG250 600 型 MG300 700 型电牵引采煤机 经过近 20 年的研制开发 我国的交流电牵引采煤机已逐步 Xx 电动采煤机行走部设计 4 走向成熟 交流电牵引技术的应用满足了不同煤矿用户的使用要求 为煤矿生产的技术 进步起到了积极的推动作用 1 2 1 采煤机行走部 1 1 采煤机行走部设计总体方案 1 1 1 采煤机主要参数 摇臂回转中心距 4620 mm 过煤高度 280 mm 采煤高度 1 1 2 0m 适用倾角 250 机面高度 0 855m 牵引力 326 KN 牵引速度 0 6 8m min 总功率 312 KW 左右截割功率 130KW 牵引功率 52 KW 1 1 2 采煤机行走机构与驱动方式的总体设计方案 采煤机行走部包括行走机构和行走驱动装置两部分 行走机构是直接移动采煤机的 装置 它分为钢丝绳牵引 链牵引及无链牵引三种 行走驱动装置用来驱动牵引机构 并实现牵引速度的调节 按调速传动方式有机械传动 液压传动和电传动 分别称为机 械牵引 液压牵引和电牵引 行走驱动装置位于采煤机上的称为内牵引 位于工作面两 端的称为外牵引 在行走机构方面 钢丝绳牵引的牵引力小 易发生断绳事故 并且断裂后不易重新 连接 故这种牵引机构已被淘汰 液压牵引采煤机上广泛使用的是链牵引 链牵引的特 Xxxx 大学毕业设计 5 点是 强度高 承载能力大 能满足采煤机增大牵引力和提高牵引素的的要求 链牵引 是依靠链轮齿和链环相啮合 工作较可靠 牵引链使用寿命长 一般可用 6 个月以上 断链时弹性小 不宜伤人 断链后用连接环连接 十分方便 牵引链的节距较大 当链 轮作等速运转时 牵引链相对链轮的移动是周期性变化的 这是产生动载荷的原因之一 链牵引的缺点是牵引速度不均匀 致使采煤机负载不平稳 齿数越少 速度波动越大 链牵引弹性伸长量的存在 使采煤机移动产生震动 其最大振幅可达到 50 80mm 引起切 屑断面的急剧变化 从而导致采煤机载荷发生大的变化 使零件承受较大的动载荷 这 是链牵引的最大缺点 近年来广泛使用了无链牵引采煤机 其优点在于 取消了工作面的牵引链 消除了 断链和跳链伤人事故 工作安全可靠 在同一工作面内可以同时使用两台或者多台采煤 机 从而可降低生产成本 提高工作效率 牵引速度的脉冲比链牵引小得很多 使采煤 机运行较平稳 链轨式虽然也是链条 但强度余量较大 弹性变形对牵引速度的影响较 小 牵引力大 能适应大功率采煤机和高产高效的需要 取消了链牵引的张紧装置 使 工作面切口缩短 对底板起伏 工作面弯曲 煤层不规则等的适应性强 适应采煤机在 大倾角 可达 45 条件下工作 利用制动器还可以使采煤机的防滑问题得到解决 在行走驱动装置方面 机械牵引其特点是工作可靠 但只能有级调速 且传动结构 复杂 目前已很少使用了 液压牵引 液压调速行走部是利用容积式液压传动的调速特 性来实现调速性能的行走部 具有无级调速特性 且换向 停止 过载保护易于实现 便于根据负载变化实现自动调速 保护系统比较完善 但是其缺点是效率低 油液容易 污染 致使零部件容易损坏 使用寿命较低 由于液压牵引采煤机制造精度要求高 在井下易被污染 因而维修困难 使用费用 高 效率和可靠性较低的缺点 各采煤大国都在大力研发并发展电牵引采煤机 电牵引 采煤机的优点是 1 具有良好的牵引特性 可在采煤机前进时提供牵引力 使机器克服阻力移动 也 可在采煤机下滑时进行发电制动 向电网反馈电能 2 可用于大倾角煤层 牵引电动机轴端装有停止时防止采煤机下滑的制动器 它的 设计制动转矩为电动机额定转矩的 1 6 2 0 倍 因此电牵引采煤机可以用在 40 倾角的煤层 3 运行可靠 使用寿命长 电牵引和液压牵引不同 前者除了电动机的电刷和整流 子有磨损外 其他件均无磨损 因此使用可靠 故障少 寿命长 维修工作量小 Xx 电动采煤机行走部设计 6 4 反应灵敏 动态特性好 电子控制系统能将多种信号快速传递到调节器中 以便 及时调整各参数 防止机器超载荷运行 5 效率高 电牵引采煤机将电能转化为机械能只做一次转换 效率可达到 0 9 而 液压牵引由于能量的几次转换 再加上存在的泄露损失 机械摩擦损失和液压损 失 效率只有 0 65 0 7 6 结构简单 电牵引部的机械传动系统机构简单 尺寸小 重量轻 7 有完善的检测和显示系统 采煤机在运行中 各种参数如电压 电流 温度 速 度等均可检测和显示 当某些参数超过允许值时 便会发出警报信号 严重时可 以自行切断电源 综合上面行走机构和行走驱动装置的优缺点的表述 在本次设计中 主要采用了电 牵引 齿轮 销轨式无链牵引的设计方案 采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递 的 牵引部工作条件恶劣 外形尺寸受到严格限制 可靠性要求很高 牵引部的总传动 比一般在 200 左右 减速级数为 3 5 级 采用了二级行星减速器在增大传动比的同时减 少了齿轮的数量 简化结构 降低成本 1 2 Xxxx 大学毕业设计 7 2 行走部传动总设计 2 1 行走部电动机的选择 依照给定的设计数据 通过查阅资料得其主要技术参数如下表 2 1 电机参数 表 2 1 电机参数 电机型号功率 kw 转速 n min 电压 V YBQYS 25251460380 2 2 行走部传动比分配 MG2 65 312 WD 的采煤机的牵引速度要求 该机构主要由箱体 原电机 输出轴 减速部分 润滑系统等组成 电动机功率 25kw 电动机转速 1460r min 传动比 根据设计需要 欲把行走速度为 7m min 左右 所以 本设计结构采用直齿传动和行星传动 1460 208 7 i 通过类比及查阅资料 初步确定传动比如下表 2 2 传动比的分配 表 2 2 传动比的分配 MG2 65 312 WD 牵引部传动比 1 1 44 i 2 4 3 i 3 5 77 i 4 5 77 i Xx 电动采煤机行走部设计 8 初步确定齿数为表 2 23 齿数分配 表 2 3 齿数分配 MG2 65 312 WD 牵引部齿数确定 1 25Z 2 36Z Z3 334 65Z 5 Z 132462 6 Z 132462 Xxxx 大学毕业设计 9 3 行走部零件的初步设计及强度校核 3 1 行走部传动齿轮初步设计及强度校核 3 1 13 1 1 行走部齿轮行走部齿轮 Z Z1 1 Z Z2 2初步设计及强度校核初步设计及强度校核 在初步设计齿轮时 Z1 Z2齿轮材料初定为 20CrMnTi 模数 m 6 齿数 Z1 25 Z2 36 一 齿面接触强度计算 根据齿面接触强度 可按下列公式估算齿轮传动的尺寸 mm 3 2 1 1 HPa a u KT uAa mm 3 3 2 1 1 1 u uKT Ad HPd d 式中 K 载荷系数常用值 K 2 刚对钢配对的齿轮副的值 表 13 1 75 3 得 a A d A 直齿轮 483 766 a A d A 齿宽系数 表 13 1 77 3 圆整 a 1 5 0 u d a 取 0 5 则 0 4 d a 许用接触应力 推荐 HP HP 2 lim 0 9 N mm H 试就验齿轮的接触疲劳极限 1500MPa 取较小值 1limH 2limH 图 13 1 24 b 3 1650MPa 1limH 1500MPa 取较小值 2limH 0 9 2 lim 0 90 9 15001350 N mm H Xx 电动采煤机行走部设计 10 3 2 2 0288 76 a483 1 441 62 26mm 0 4 1 44 1350 3 1 2 2 0 288 761 44 1 d76662 26mm 0 5 13501 44 齿根弯曲强度计算 在初步设计齿轮时 根据齿根弯曲强度 可按下列公式估算齿轮的模数 mm 1 3 1 Fs m dFP KTY mA z 式中 模数系数 由表 13 1 78 3 得 m A 直齿轮时 0 6 12 m A 许用齿根应力 FP 2 0 7 N mm FPFE 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值 由图 13 1 5 3 FE 22 12 450N mm 450N mm FEFE 22 12 0 7 450315N mm 0 7 450315N mm FPFP 复合齿形系数 Fs Y SaFaFs YYY YFa 齿形系数按图 13 1 38 3 可查 时 38 0 25 1 1 20 n fP n fP n aP n mm h m h 当时 2 37 当时 2 46 1 25z 1Fa Y36 2 z 2Fa Y YSa 应力修正系数按图 13 1 43 3 查 时 38 0 25 1 1 20 n fP n fP n aP n mm h m h 当时 当时 21 1 z72 1 1 Sa Y36 2 z66 1 2 Sa Y 009075 0 450 66 1 46 2 009059 0 450 72 137 2 2 22 1 11 FE SaFa FE SaFa YYYY 两者比较取大者 取后者 Xxxx 大学毕业设计 11 则 3 2 1 5 288 76 0 009075 12 69 64mm 0 38 21 n m 取 6mm m Z1 25 Z2 36 二 计算 Z1 Z2齿的几何尺寸 1 啮合角 根据 61 P6 查得 0 6 Z X inv 21 21 tan2 ZZ XX inv 0 2 tan200 60 2536 0 20inv 得 0 22 40 由图 13 1 4 3 查得变位系数 X1 0 33 X2 0 27 2 实际中心距 152 76mm a a cos cosa 0 0 150 cos20 cos22 40 3 分度圆分离系数 y 152 8150 0 56 5 aa y m 4 齿顶高变动系数 12 0 04xxy 5 齿轮的几何尺寸 11 dmz5 25125 mm 22 dmz5 36180mm 1 W1 12 25 d22 152 8125 2mm 2536 Z a ZZ 2 2 12 36 22 152 8180 4mm 2536 W Z da ZZ b11 dd cos125cos20117 46 mm b22 dd cos180cos20169 14 mm a11a1 dd2 hx m1252 1 0 330 04 5137 9mm a22a2 dd2 hx m1802 1 0 270 04 5192 3mm f11a1 dd2 hcx m1252 1 0 250 33 5115 8mm f22a2 dd2 hcx m1802 1 0 250 27 5170 2mm 6 计算齿顶圆压力角 a Xx 电动采煤机行走部设计 12 31 59 1a 1 1 arccos a b d d117 46 arccos 137 9 28 40 2a 2 2 arccos a b d d169 14 arccos 192 3 1122 1 tantantantan 2 1 25 tan31 59tan22 6836 tan28 4tan22 68 2 1 48 aa zz 三 齿面接触强度校核计算 1 计算接触应力 小轮 ZB 3 1 1H HHVAHO KKKK 大轮 ZD 3 2 2H HHVAHO KKKK 式中 使用系数 见表 13 1 81 3 表 13 1 82 3 原动机工作特性示例及表 A K 13 1 83 3 工作机工作特性示例 取 1 0 A K 动载系数 由图 13 1 14 3 查得 KV 2 07 V K 1 1 125 1455 9 52m s 60 100060000 d n v 接触强度计算的齿向载荷分布系数 见表 13 1 99 3 H K 1 12 0 18 0 23 10 3b b 63mm H K 2 1 d b 1 d d 1 12 0 18 0 23 10 363 1 2176 H K 2 0 5 接触强度计算的齿间载荷分配系数 H K 见表 13 1 102 3 查得 1 1 H K 小轮及大轮单对齿啮合系数 见表 13 1 104 3 D Z B Z 1B11B2D2 2D 2 M 1ZMM1Z1 M 1ZM M1Z1 因当 时 当时 当 时 当时 Xxxx 大学毕业设计 13 1 22 a1a2 22 b11b22 tan M2 581 dd22 111 dzdz 取 B Z2 58 2 22 a2a1 22 b22b11 tan M2 411 dd22 111 dzdz 取 1ZD 节点处计算接触应力的基本值 HO 2 N mm 2 计算接触应力的基本值 3 3 u u bd F ZZZZ t EHHO 1 1 式中 节点区域系数 H Z2 5 H Z 弹性系数 E Z 2 N mm 2 189 8 N mm E Z 重合度系数 Z 44 1 48 0 92 33 Z 螺旋角系数 Z10coscos Z Ft 端面内分度圆上的名义切向力 Ft 2000 2306 4N 1 1 W d T b 工作齿宽 b 63mm m 齿轮模数 m 5mm 将以上系数带入 3 3 式得 2 2306 41 44 1 2 5 189 8 0 92 1307 5N mm 125 631 44 HO 将以上结果带入 3 1 3 2 得 2 1 2 2 2 58 307 51 2 07 1 2176 1 11320 9N mm 2 41 307 51 2 07 1 2176 1 11233 9N mm H H 3 许用接触应力 Xx 电动采煤机行走部设计 14 3 4 XWRVLNTHHG ZZZZZZ lim 式中 计算齿轮的接触极限应力 HG 2 N mm 试取齿轮的接触疲劳极限 HLim 1650MPa 1500MPa 1limH 2limH 接触强度计算的寿命系数 工作寿命 1 万小时计算 NT Z 49 1 9 9 1 2 1 6060 1455 1 1 100 873 10 0 873 10 0 606 10 1 44 Lh L L NnjL N N i 见图 13 1 26 3 查得 1 0 8053 NT Z 2 0 8279 NT Z 润滑剂系数 速度系数 粗糙度系数 L Z V Z R Z 见表 13 1 108 3 持久强度 CL NN 0 98 LVR Z Z Z 工作硬化系数 1 1 W Z 1W Z 2W Z 接触强度计算的尺寸系数 076 0 0109mn 0 967 X Z1 X Z 将以上系数带入 3 4 式得 2 1 1650 0 8053 0 98 1 1 02151330 17N mm HG 2 2 1650 0 8279 0 98 1 1 02151367 49N mm HG 4 计算安全系数 1 007 H1 S 1 1 H HG 1330 17 1320 9 HLim S 1 108 H2 S 2 2 H HG 1367 49 1233 9 HLim S 最小安全系数 见表 13 1 110 3 取 1 limH S limH S 所以 Z1 Z2齿面接触强度满足要求 四 轮齿弯曲强度校核计算 1 计算齿根应力 Xxxx 大学毕业设计 15 3 5 FFVAFF KKKK 0 式中 使用系数 动载荷系数同齿面接触强度中的值 A K V K 取 1 A K 2 07 V K 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 F K 0 826 1 179031 1457 N FH KK 2 2 0 826 1 b h N b hb h 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数 1 1 F K F K H K 齿根应力的基本值 FO 2 N mm 2 计算齿根应力的基本值 3 6 YYYY bm F SaFa t F 0 式中 载荷作用于齿顶时的齿形系数 Fa Y 1 2 62 Fa Y 46 2 2 Fa Y 载荷作用于齿顶时的应力修正系数 Sa Y 1 1 59 Sa Y 66 1 2 Sa Y 重合度系数 0 25 0 68 Y 75 0 25 0 Y 0 75 1 48 螺旋角系数 当 00时 1 Y Y 将以上系数带入 3 6 式得 1 0 2306 4 2 62 1 59 0 68 130 7 63 5 F 2 N mm 2 0 2306 4 2 46 1 66 0 79 130 4 63 5 F 2 N mm 将以上结果带入 3 5 得 1 30 7 1 2 07 1 1457 1 184 F 2 N mm 2 30 4 1 2 07 1 1457 1 183 F 2 N mm 3 许用齿根应力 3 7 XRrelTrelTNTSTFFG YYYYY lim Xx 电动采煤机行走部设计 16 式中 计算齿轮的弯曲极限应力 FG 2 N mm 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限 210MPa FLim 1limF 2limF 试验齿轮的应力修正系数 取 2 0 ST Y ST Y 弯曲强度计算的寿命系数 NT Y 见图 13 1 55 3 查得 1 0 8926 NT Y 2 0 899 NT Y 相对齿根圆角敏感系数 见图 13 1 57 3 查得 1 0 relT Y relT Y 相对齿根表面状况系数 见图 13 1 58 3 查得 1 03 RrelT Y RrelT Y 弯曲强度计算的尺寸系数 由表 13 1 119 3 得 1 0 X Y X Y 将以上系数带入 3 7 式得 1 210 2 0 0 8926 1 0 1 12 1 0402 76 FG 2 N mm 2 210 2 0 0 899 1 0 1 12 1 0415 03 FG 2 N mm 4 计算安全系数 5 0 F1 S 1 1 F FG 402 76 84 FLim S 5 1 F2 S 2 2 F FG 415 03 83 FLim S 最小安全系数 见表 13 1 110 3 取 1 6 limF S limF S 所以 Z1 Z2齿弯曲强度满足要求 3 1 23 1 2 行走部齿轮行走部齿轮 Z Z3 3 Z Z4 4的初步设计及强度校核的初步设计及强度校核 在初步设计齿轮时 Z3 Z4齿轮材料初定为 20CrMnTi 模数 m 5 齿数 Z3 33 Z4 65 一 齿面接触强度 根据齿面接触强度 可按下列公式估算齿轮传动的尺寸 Xxxx 大学毕业设计 17 mm 3 2 2 1 HPa a u KT uAa mm 3 3 2 2 3 1 u uKT Ad HPd d 式中 K 载荷系数常用值 K 2 0 刚对钢配对的齿轮副的值 查表 13 1 75 3 得 a A d A 直齿轮 483 766 a A d A 齿宽系数按表 13 1 77 3 圆整 a 1 5 0 u d a 取 0 3 则 0 3 d a 许用接触应力 推荐 HP HP 2 lim 0 9 N mm H 试就验齿轮的接触疲劳极限 limH 见图 13 1 24 3 b 1180 MPa 3limH 1650 MPa 取较小值 4limH 3HP 2 lim3 0 90 9 11801062 N mm H 3 2 2 0996 8 a483 4 31 458mm 0 34 3 1062 3 1 2 2 0 996 84 3 1 d766186 98mm 0 3 10624 3 齿根弯曲强度 在初步设计齿轮时 根据齿根弯曲强度 可按下列公式估算齿轮的模数 mm 2 3 3 Fs m dFP KT Y mA z 式中 模数系数 直齿轮时 m A 0 6 12 m A 许用齿根应力 FP 2 0 7 N mm FPFE 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值 图 13 1 53 3 FE Xx 电动采煤机行走部设计 18 22 34 370N mm 450N mm FEFE 22 34 0 7 370249N mm 0 7 450315N mm FPFP 复合齿形系数 Fs Y SaFaFs YYY YFa 齿形系数 查 时 38 0 25 1 1 20 n fP n fP n aP n mm h m h 当时 2 24 当时 2 18 3 15z 3Fa Y 4 65z 4Fa Y YSa 应力修正系数按图 13 1 43 3 查 时 38 0 25 1 1 20 n fP n fP n aP n mm h m h 当时 当时 3 15z 78 1 3 Sa Y 4 65z 83 1 4 Sa Y 0089 0 450 83 1 18 2 012 0 370 78 1 24 2 4 44 3 33 FE SaFa FE SaFa YYYY 两者比较取大者 取前者 则 mm 3 2 2 5 996 8 0 012 12 65 27 0 3 15 n m 取 5mm Z3 15 Z4 65 m 二 计算 Z3 Z4齿的几何尺寸 1 啮合角 根据 71 P6 查得 0 70 Z X inv 43 43 tan2 ZZ XX inv 0 2 tan200 7 1565 0 20inv 得 1173220 由图 13 1 4 3 查得变位系数 X3 0 32 X4 0 38 2 实际中心距 461 39mm a a cos cosa 0 0 458 cos20 cos22 37 11 3 分度圆分离系数 y 461 39458 0 639 5 aa y m 4 齿顶高变动系数 061 0 43 yxx 5 齿轮的几何尺寸 Xxxx 大学毕业设计 19 33 44 3 W3 34 4 4 34 b33 b44 a33a3 dmz5 1575 mm dmz5 65325 mm 15 d22 461 39172 52mm 1565 65 22 461 39749 66mm 1565 dd cos75cos2070 48 mm dd cos325cos20305 4 mm dd2 hx m752 1 0 W Z a ZZ Z da ZZ a44a4 320 639 581 81mm dd2 hx m3252 1 0 380 639 5332 41mm f33a3 f44a4 dd2 hcx m752 1 0 250 32 565 7mm dd2 hcx m3252 1 0 250 38 5316 3mm 6 计算齿顶圆压力角 a 28 970 3a 3 arccos a b d d70 48 arccos 81 81 28 70 4a 4 4 arccos a b d d305 4 arccos 332 41 3344 1 tantantantan 2 1 15 tan28 97tan22 6265 tan28 7tan22 62 2 1 51 aa zz 三 齿面接触强度校核计算 1 计算接触应力 小轮 ZB 3 8 3H HHVAHO KKKK 大轮 ZD 3 9 4H HHVAHO KKKK 式中 使用系数 见表 13 1 81 3 表 13 1 82 3 原动机工作特性示例及表 A K 13 1 83 3 工作机工作特性示例 1 75 A K 动载系数 由图 13 1 14 3 查得 KV 1 23 V K 32 75 1460 25 36 3 98m s 60 100060000 d n v 接触强度计算的齿向载荷分布系数 见表 13 1 99 3 H K Xx 电动采煤机行走部设计 20 1 12 0 18 0 23 10 3b b 22 5mm H K 2 1 d b 3 d d 1 12 0 18 0 23 10 348 1 159 H K 2 3 0 接触强度计算的齿间载荷分配系数 H K 见表 13 1 102 3 查得 1 0 H K 小轮及大轮单对齿啮合系数 见表 13 1 104 3 D Z B Z 1B11B2D2 2D 2 M 1ZMM1Z1 M 1ZM M1Z1 因当 时 当时 当 时 当时 195 0 z 2 11 d d z 2 1 d d tan M 4 2 b2 2 a2 3 2 b1 2 a1 1 取 1 0ZB 1935 0 z 2 11 d d z 2 1 d d tan M 3 2 b1 2 a1 4 2 b2 2 a2 2 取 1ZD 0 节点处计算接触应力的基本值 HO 2 N mm 2 计算接触应力的基本值 3 10 u u bd F ZZZZ t EHHO 1 1 式中 节点区域系数 H Z 33 2 62 22sin20cos 62 22cos0cos2 sincos coscos2 2 2 tt tb H Z 弹性系数 见表 13 1 10 3 E Z 2 N mm 2 189 8 N mm E Z Xxxx 大学毕业设计 21 重合度系数 Z91 0 3 51 1 4 3 4 Z 螺旋角系数 Z10coscos Z Ft 端面内分度圆上的名义切向力 Ft 2000 3812 9N 3 2 W d T b 工作齿宽 b 22 5mm m 齿轮模数 m 5mm 将以上系数带入 3 10 式得 2 3812 94 3 1 2 33 189 8 0 91 1491 02N mm 75 22 54 3 HO 将以上结果带入 3 8 3 9 得 2 34 1 0 491 021 75 1 23 1 159 1 1813 41N mm HH 3 许用接触应力 3 11 XWRVLNTHHG ZZZZZZ lim 式中 计算齿轮的接触极限应力 HG 2 N mm 试取齿轮的接触疲劳极限 HLim 1180MPa 1650MPa 1limH 2limH 接触强度计算的寿命系数 工作寿命 2 万小时计算 NT Z 49 3 9 8 1 4 2 6060 1460 1 2 101 752 10 1 752 10 4 07 10 4 3 Lh L L NnjL N N i 见图 13 1 26 3 查得 89 0 3 NT Z895 0 4 NT Z 润滑剂系数 速度系数 粗糙度系数 L Z V Z R Z 见表 13 1 108 3 持久强度 CL NN 92 0 RVL ZZZ 工作硬化系数 W Z 1700 130 2 1 HB ZW 1 21 1 19 3W Z 4W Z Xx 电动采煤机行走部设计 22 接触强度计算的尺寸系数 076 0 0109mn 0 967 X Z1 X Z 将以上系数带入 3 11 式得 2 3 1180 0 89 0 92 1 21 0 9671130 52N mm HG 2 4 1650 0 895 0 92 1 19 0 9671563 39N mm HG 4 计算安全系数 1 38 3H S 3 3 H HG 95 967 52 1130 HLim S 1 92 4H S 4 4 H HG 95 967 39 1563 HLim S 最小安全系数 见表 13 1 110 3 取 1 limH S limH S 所以 Z3 Z4齿面接触强度满足要求 四 轮齿弯曲强度校核计算 1 计算齿根应力 3 12 FFVAFF KKKK 0 式中 使用系数 动载荷系数同齿面接触强度中的值 A K V K 取 75 1 A K23 1 V K 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 F K 096 1 159 1 62 0 N HF KK 62 0 1 2 2 hbhb hb N 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数 1 1 F K F K H K 齿根应力的基本值 FO 2 N mm 2 计算齿根应力的基本值 3 13 YYYY bm F SaFa t F 0 Xxxx 大学毕业设计 23 式中 Ft 端面内分度圆上的名义切向力 Ft 2000 3812 9N 3 2 W d T b 工作齿宽 b 22 5mm m 齿轮模数 m 5mm 载荷作用于齿顶时的齿形系数 Fa Y24 2 3 Fa Y18 2 4 Fa Y 载荷作用于齿顶时的应力修正系数 Sa Y78 1 3 Sa Y83 1 4 Sa Y 重合度系数 0 25 0 75 Y 75 0 25 0 Y 51 1 75 0 螺旋角系数 当 00时 1 Y Y 将以上系数带入 3 13 式得 03 3812 9 2 24 1 78 0 75 159 84 22 5 5 F 2 N mm 04 3812 9 2 18 1 83 0 75 159 86 22 5 5 F 2 N mm 将以上结果带入 3 12 得 3 59 84 1 75 1 23 1 096 1 1155 29 F 2 N mm 4 59 86 1 75 1 23 1 096 1 1155 30 F 2 N mm 3 许用齿根应力 3 14 XRrelTrelTNTSTFFG YYYYY lim 式中 计算齿轮的弯曲极限应力 FG 2 N mm 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限 FLim 370MPa 450MPa 3limF 4limF 试验齿轮的应力修正系数 取 2 0 ST Y ST Y 弯曲强度计算的寿命系数 NT Y 见图 13 1 55 3 查得 89 0 3 NT Y895 0 4 NT Y 相对齿根圆角敏感系数 见图 13 1 57 3 查得 1 0 relT Y relT Y Xx 电动采煤机行走部设计 24 相对齿根表面状况系数 见图 13 1 58 3 查得 1 12 RrelT Y RrelT Y 弯曲强度计算的尺寸系数 由表 13 1 119 3 得 1 0 X Y X Y 将以上系数带入 3 14 式得 63 7370 112 1 0 189 0 0 2370 3 FG 2 N mm 16 9020 112 1 0 1895 0 0 2450 4 FG 2 N mm 4 计算安全系数 4 2 3F S 3 3 F FG 737 63 155 29 FLim S 4 19 4F S 4 4 F FG 902 16 155 30 FLim S 最小安全系数 见表 13 1 110 3 取 1 6 limF S limF S 所以 Z3 Z4齿弯曲强度满足要求 3 1 33 1 3 行走部二级行星齿轮行走部二级行星齿轮 Z Z5 5 Z Z6 6 Z Z7 7的初步设计及强度校核的初步设计及强度校核 一 配齿计算 初选 5 77 查表 13 5 3 3 取 Cs 3 按配齿公式计算 B Ax i c 25 s A B Ax C Zi5 77 3 A Z 12 99 取 13 A Z A Z c 25 3 13 62 B Z s C A Z 2 62 13 2 24 5 C Z B Z A Z 采用不等角变位 可取 25 或 24 C Z C Z 为提高传动承载能力 宜取 24 预取 C Z53240 AC 二 按接触强度初算中心距和模数 输入转矩 Xxxx 大学毕业设计 25 12245N m 8 T 6 5 7 95509550 52 0 98 251513 1460 36651362 P n 小轮 太阳轮 的转矩 N m 6 12245 1 15 4649 3 C A s T K T C 齿数比 u ZC ZA 24 13 1 846 太阳轮和行星轮的材料用 20CrMnTi 渗碳淬火 齿面硬度 60 62HRC 太阳轮 和 56 58HRC 行星轮 2 lim 1500N mm H 2 0 90 9 15001350N mm HpHLim 取尺宽系数 载荷系数 K 1 4 64 0 a mm 3 2 1 1 HPa A a u TK uAa 则 3 2 1 44649 a483 1 8461 96 8 mm 0 64 1 846 1350 模数 m 2a ZA ZC 5 2mm 取 m 5mm 三 计算 Z5 Z6 Z7齿的几何尺寸 1 计算 A C 实际中心距 未变位时的中心距 aAC m ZA ZC 2 92 5mm 中心距变位系数 yAC ZA Zc 2 0 7841 cos cos AC 则 A C 实际中心距 96 42mm myaa ACAC 2 计算 A C 实际中心距变位系数和啮合角 0 8 m aa y AC AC 5324coscos 0 a aAC AC 3 计算 A C 传动得变位系数 Xx 电动采煤机行走部设计 26 0 8 tan2 invinv ZZx AC CAAC 用图 13 1 4 3 校核 在许用区内 可用 AC x AC x 用图 13 1 4 3 分配变位系数 32 0 A x48 0 C x 4 计算 C B 传动的中心距变位系数和啮合角 0 2 m aa y CB CB 552318coscos 0 a aCB CB 5 计算 C B 传动得变位系数 0 2 tan2 invinv ZZx CB BCCB 用图 13 1 4 3 校核 在许用区内 可用 CB x CB x 用图 13 1 4 3 分配变位系数 48 0 C x28 0 B x 6 齿轮的几何尺寸 55 66 77 5 W5 56 6 6 56 7 7 76 dmz5 1365 mm dmz5 24120mm d5 62310mm 13 d22 96 4267 75mm 1324 24 22 96 42125 08mm 1324 62 22 96 42314 63mm 6224 W W mZ Z a ZZ Z da ZZ Z da ZZ Xxxx 大学毕业设计 27 b55 b66 0 b77 a55a11 a66a12 a7713 dd cos65cos2061 08 mm dd cos120cos20112 76 mm dcos310cos20291 3mm dd2 hx m652 1 0 32 578 2mm dd2 hx m1202 1 0 48 5134 8mm d2 3102 1 a d dhxm f55a11 f66a12 f7713 0 28 5317 8mm dd2 hcx m652 1 0 25 0 32 5219 3mm dd2 hcx m1202 1 0 25 0 48 5112 3mm d2 3102 1 0 250 28 5294 7mm a dhcxm 7 计算齿顶圆压力角 a 32 970 5a 5 5 arccos b a d d 61 08 arccos 78 2 32 840 6a 6 6 arccos b a d d 112 76 arccos 134 8 16 60 7a 7 7 arccos b a d d 291 3 arccos 317 8 561111212 1 tantantantan 2 1 13 tan32 97tan24 5824 tan32 84tan24 58 2 1 42 aa zz 四 齿面接触强度校核计算 1 计算接触应力 行星轮 ZD 3 15 9H HHVAHO KKKK 式中 使用系数 见表 13 1 81 3 表 13 1 82 3 原动机工作特性示例及表 A K 13 1 83 3 工作机工作特性示例 1 75 A K 动载系数 由图 13 1 14 3 查得 KV 1 03 V K 86 251513 220 1460 36651362 1 54m s 60 100060000 d n v 接触强度计算的齿向载荷分布系数 见表 13 1 99 3 行星齿轮传动的内齿 H K Xx 电动采煤机行走部设计 28 轮宽度与行星轮分度圆直径的比小于或等于 1 时 取 1 H K F K 接触强度计算的齿间载荷分配系数 H K 见表 13 1 102 3 查得 1 1 H K 节点处计算接触应力的基本值 HO 2 N mm 小轮及大轮单对齿啮合系数 见表 13 1 104 3 D Z 1Z1MMZ1M2 D22D2 时 当时 当因 6 22 a6a5 22 b612b55 tan M0 641 dd22 111 dzdz 取 1ZD 0 2 计算接触应力的基本值 3 16 5 1 t HOHE Fu Z Z Z Z d bu 式中 节点区域系数 H Z 22 2 58 24sin20cos 58 24cos0cos2 sincos coscos2 2 2 tt tb H Z 式中 弹性系数 E Z 2 N mm 2 189 8 N mm E Z 重合度系数 Z927 0 3 42 1 4 3 4 Z 螺旋角系数 Z10coscos Z Ft 端面内分度圆上的名义切向力 Ft 36735N b 工作齿宽 b 65mm m 齿轮模数 m 5mm 将以上系数带入 3 16 式得 2 367351 846 1 2 22 189 8 0 927 1917 07N mm 65 651 846 HO Xxxx 大学毕业设计 29 将以上结果带入 3 15 得 2 12 1 917 071 75 1 03 1 1 11291 33N mm H 3 许用接触应力 3 17 XWRVLNTH