采煤机牵引部的设计【带图纸】

1、毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 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

2、、 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。 关键词：采煤机；牵引部；行星轮系关键词：采煤机；牵引部；行星轮系 李杰：采煤机牵引部设计 2 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 electr

3、ic traction drive and traction shearer, now has become the major products on the market. 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 departmen

4、t of the traction transmission device and the overall design parameters of the relevant 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 beari

5、ngs were calculated. the results show that the final: this design by the department 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

6、 production in the use of coal mine production. key words: shearer; traction department; round of the planet 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 目录 前言.1 1 682 电牵引采煤机牵引部的总体设计.4 1.1 传动方案 .4 1.2 初步确定传动级数与分配传动比 .5 1.2.1 传动级数的确定.5 1.2.2 传动比的分配.5 2 传动参数计算.6 2.1 传动效率计算.6 2.2 各轴转速计算 .7 2.3 各轴输入功率 .7 2.4

7、 计算各轴输入转矩 .8 3 齿轮啮合参数、强度、几何参数计算.9 3.1 齿轮类型的选择 .9 3.2 齿轮材料的选择 .9 3.3 齿轮传动的设计 .9 3.3.1 第一级齿轮传动的设计.10 3.3.2 第二级齿轮传动的设计.16 3.3.3 第三级齿轮传动的设计.22 3.3.4 行星齿轮传动的设计.28 李杰：采煤机牵引部设计 4 4 轴的结构设计及强度计算 .3535 4.1 初布估算轴径及轴结构设计 .35 4.1.1 一轴的估算.35 4.1.2 二轴的估算.35 4.1.3 三轴的估算.37 4.1.4 四轴的估算.38 4.1.5 行星轴的估算.41 4.2 行星轴强度校核

8、计算 .41 4.2.1 按许用弯曲应力计算.42 4.2.2 按安全系数校核法计算.44 5 轴承的选型及寿命计算 .4747 5.1 轴承的类型选择 .47 5.2 轴承的校核计算 .47 6 技术经济分析 .5050 结 论 .5151 致 谢 .5252 参考资料参考资料 .5353 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 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合， 使

9、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

10、前已经很少使用；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。 李杰：采煤机牵引部设计 6 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

11、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

12、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 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

13、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行星轮的设计可以尽可能减少行星机构和牵 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 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。 李杰：采煤机牵引部设计 8 1 682 电牵引采煤机牵引部的总体设计

14、 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

15、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。 图 1-1 牵引方案图 figure 1-1 traction programme plans a ） b ） 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通

16、过答辩 答辩无忧，值得下载！ 1.2 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 thumbs 1.2.2 传动比的分配 从总体考虑，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 01 i 12 i 23 i 34 i 45 i

17、 （1-1）643.23767 . 5 61 . 4 82 . 3 38 . 2 1 4534231201 iiiiii总 李杰：采煤机牵引部设计 10 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； 01 i 12 i 、为相邻两轴间的传动效率； 01 12 、为各轴的输入功率（kw） ； 0 p 1 p 、为各轴的输入转矩（nmm） ； 0 t 1 t 、为各轴的转速（r/min）, 0

18、n 1 n 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=1，=2.38，=3.82，=4.61，=5.67 01 i 12 i 23 i 34 i 45 i 2.1 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 01 =0.980.96=0.94 12 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ =0.980.96=0.94 23 =0.980.

19、96=0.94 34 =0.96 45 2.2 各轴转速计算 已知=1500r/min，计算各轴转速如下 0 n 1500 r/min 1 1500 01 0 1 i n n 630.3 r/min 38 . 2 1500 12 1 2 i n n 165.0 r/min 82 . 3 3 . 630 23 2 3 i n n 35.8 r/min 61 . 4 0 . 165 34 3 4 i n n 6.3 r/min 67 . 5 8 . 35 45 4 5 i n n 2.3 各轴输入功率 已知=30kw，计算各轴输入功率如下 0 p 总 p kw （2-1） 8 . 2896 . 0

20、 30 0101 pp kw （2-2）072.2794 . 0 8 . 28 1212 pp kw （2-3）448.2594 . 0 072.27 2323 pp kw （2-4）921.2394 . 0 448.25 3434 pp kw （2-5）964.2296 . 0 921.23 4545 pp 李杰：采煤机牵引部设计 12 2.4 计算各轴输入转矩 nmm （2-6）191000 1500 30 1055 . 9 1055 . 9 6 0 06 0 n p t nmm （2-718340096 . 0 1191000 010101 itt ） nmm （2-8）41020094

21、 . 0 38 . 2 183400 121212 itt nmm （2-9）147300094 . 0 82 . 3 410200 232323 itt nmm （2-10）638310094 . 0 61 . 4 1473000 343434 itt nmm （2-11）3474430096 . 0 67 . 5 6383100 454545 itt 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） 3028.827.072

22、25.44823.92122.964 输入转矩 （nmm） 1910001834004102001473000638310034744300 转速 （r/min） 1500150063016535.86.3 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 3 齿轮啮合参数、强度、几何参数计算 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

23、，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

24、、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。 李杰：采煤机牵引部设计 14 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 12 i 1 t 1 t 1 n 1 n 1 初步尺寸设计 初步计算时的许用接触应力为 h （3-1） lim 9 . 0 hh 式中 齿轮材料的接触疲劳极限。 limh 由

25、图 12.181，可得=1500 mpa，代入上式，可得 1limh 2limh 1500=1350 mpa 9 . 09 . 0 1lim21hhh 初步计算小齿轮直径为 1 d （3-2） 3 2 1 1 1 u ut ad hd d 式中 系数，查表 12.161，可得=90； d a d a 小齿轮转矩，=183400 nmm； 1 t 1 t 齿宽系数，查表 12.131，可得=0.35； d d 齿数比，=i=2.38；uu 1 2 z z 初步计算的初用接触许用接触应力，=1350 mpa。 h h 代入各数值，计算可得 =67 mm，取=116mm 3 2 1 1 1 u ut

26、 ad hd d 3 2 38 . 2 138 . 2 135035 . 0 183400 90 1 d 2 齿轮参数计算 初取齿数=30，则 1 z =2.3830=71 （3-3） 2 z 1 iz 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ m=116/30=3.87 （3-4） 11 zd 查表 12.31，取 m=4，则 =116/4=29 1 zmd1 =2.3829=69 2 z 1 iz 可得实际分度圆直径 d、中心距 a 和齿宽 b 分别为 429 116 mm （3-5） 11 mzd 469 276 mm （3-6） 22 mzd =1

27、96 mm （3-7） 2 )6929(4 2 )( 21 zzm b=0.35116=40.6 mm，取=40 mm d 1 d 1 b 2 b 3 齿面接触疲劳强度验算 圆周速度 v 为 =9.1m/s （3-8） 100060 1500116 100060 11 nd v 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） 116 18340022 1 1 d t ft 实际圆周力要综合考虑各种因素的影响，为 （3-10） ttc kff k= （3-11） a k v k ha k h k 式中 载荷系数；k 使用系数，查表 12.9

28、1，可得=1.25； a k a k 动载系数，由图 12.91，可得=1.17； v k v k 齿间载荷分配系数，查表 12.101,先求 ha k 李杰：采煤机牵引部设计 16 3162 n （3-12） 116 18340022 1 1 d t ft 98.8 n/mm100 n/mm 40 316225 . 1 b fk ta 端面重合度cos 11 2 . 388 . 1 21 zz a 1.72 69 1 29 1 2 . 388 . 1 重合度系数87 . 0 3 72 . 1 4 3 4 a z 由此得；32 . 1 87 . 0 11 22 z kha 齿向载荷分布系数，查

29、表 22-246，得 h k bc d b bakh 3 2 1 10 =1.12+0.18+0.2340 2 116 40 3 10 =1.15。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为 h t l n 8 1 105 . 45000150016060 hl ntn 8 8 1 2 109 . 1 38 . 2 105 . 4 i n n l l 求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为 l n n z =1.05，=1.1， 1n z 2n z 许用接触应力为 h （3-13） min lim h nh h s z 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答

30、辩 答辩无忧，值得下载！ 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa limh 1limh 2limh 接触寿命系数，已知=1.05，=1.1； n z 1n z 2n z 接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。 minh s minh s 代入各数值，计算可得 =1432 mpa 1 . 1 05 . 1 1500 min 11lim 1 h nh h s z =1500 mpa 1 . 1 1 . 11500 min 22lim 2 h nh h s z 实际接触应力为 h （3-14） u u bd kt zzz heh 12 2 1 1 式中 弹性系数，查表 1

31、2.121，可得=189.8； e z e zmpa 节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5； h z h z 重合度系数，通过计算，可得=0.87； z z 载荷系数，k=1.251.171.321.15=2.22。k a k v k ha k h k 代入各数值，计算可得 u u bd k zzz t heh 12 2 1 1 =605 mpa 38 . 2 138 . 2 11640 18340022 . 2 2 87 . 0 5 . 2 8 . 189 2 结论：，合格。 h h 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 y =0.68 （3-15） 75 . 1 75 . 0 2

32、5 . 0 75 . 0 25 . 0 a y 载荷系数为k 李杰：采煤机牵引部设计 18 = k a k v k fa k f k 式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.68=1.47； fa k fa ky 齿向载荷分配系数，由 b/h=40/(2.254)=4.4，由图 12.141，可 f k 得=1.11。 f k 代入各数值，计算可得 =1.251.171.471.11=2.39 k a k v k fa k f k 许用弯曲应力为 f （3-16） min lim f xnf f s yy 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh

33、 1limh 2limh 弯曲寿命系数，已知，由图 12.241， n y 8 1 105 . 4 l n 8 2 109 . 1 l n 可得=0.9，=0.93； 1n y 2n y 尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0； x y x y 弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。 minf s minf s 代入各数值，计算可得 =720 mpa 25 . 1 19 . 01000 min 11lim 1 f xnf f s yy =744 mpa 25 . 1 193 . 0 1000 min 22lim 2 f xnf f s yy 实际弯曲应力为 1f （3-17

34、） yyy mbd kt safaf11 1 1 1 2 式中 载荷系数，=2.39；kk 齿形系数，由图 12.211，可得=2.54，=2.25； fa y 1fa y 2fa y 应力修正系数，由图 12.221，可得=1.62，=1.77； sa y 1sa y 2sa y 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 重合度系数，已经求得=0.68。 y y 代入各数值，计算可得 =132 mpa yyy mbd kt safaf11 1 1 12 68 . 0 62 . 1 54 . 2 411640 18340039 . 2 2 =128 mpa

35、 11 22 12 safa safa ff yy yy 62 . 1 54 . 2 77 . 1 25 . 2 132 结论：，100 n/mm 56 891725 . 1 b fk ta 端面重合度cos 11 2 . 388 . 1 21 zz a 1.70 88 1 23 1 2 . 388 . 1 重合度系数87 . 0 3 70 . 1 4 3 4 a z 因100 n/mm，查表，得=1.2； b fk ta ha k 齿向载荷分布系数，查表 22-246，得 h k bc d b bakh 3 2 1 10 =1.15+0.18+0.3156 2 92 56 3 10 =1.2

36、3。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为 h t l n 8 1 109 . 1500063016060 hl ntn 7 8 1 2 109 . 4 82 . 3 109 . 1 i n n l l 求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为 l n n z =1.1，=1.2， 1n z 2n z 许用接触应力为 h min lim h nh h s z 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh 1limh 2limh 接触寿命系数，已知=1.1，=1.2； n z

37、 1n z 2n z 接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。 minh s minh s 代入各数值，计算可得 =1500 mpa 1 . 1 1 . 11500 min 11lim 1 h nh h s z =1636 mpa 1 . 1 2 . 11500 min 22lim 2 h nh h s z 实际接触应力为 h u u bd kt zzz heh 12 2 1 1 式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8； e z e zmpa 节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5； h z h z 重合度系数，通过计算，可得=0.87； z z 载荷系数，k=

38、1.251.171. 21.23=2.16。k a k v k ha k h k 代入各数值，计算可得 u u bd k zzz t heh 12 2 1 1 =913 mpa 82 . 3 182 . 3 9256 41020016 . 2 2 87 . 0 5 . 2 8 . 189 2 结论：，合格。 h h 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 y =0.69 70 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 a y 载荷系数为k 李杰：采煤机牵引部设计 24 =k a k v k fa k f k 式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.

39、69=1.45； fa k fa ky 齿向载荷分配系数，由 b/h=56/(2.254)=6.2，由图 12.141，可得 f k =1.18。 f k 代入各数值，计算可得 =1.251.171.451.18=2.5k a k v k fa k f k 许用弯曲应力为 f min lim f xnf f s yy 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh 1limh 2limh 弯曲寿命系数，已知，由图 12.241， n y 8 1 109 . 1 l n 7 2 109 . 4 l n 可得=0.93，=0.96； 1n y 2n y 尺寸系数，由图 12.25

40、1，可得=1.0； x y x y 弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。 minf s minf s 代入各数值，计算可得 =744 mpa 25 . 1 193 . 0 1000 min 11lim 1 f xnf f s yy =768 mpa 25 . 1 196 . 0 1000 min 22lim 2 f xnf f s yy 实际弯曲应力为 1f yyy mbd kt safaf11 1 1 1 2 式中 载荷系数，=2.5；kk 齿形系数，由图 12.211，可得=2.68，=2.21； fa y 1fa y 2fa y 应力修正系数，由图 12.221，可得=

41、1.57，=1.8； sa y 1sa y 2sa y 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 重合度系数，已经求得=0.69。 y y 代入各数值，计算可得 =289 mpa yyy mbd kt safaf11 1 1 12 69 . 0 57 . 1 68 . 2 49256 4102005 . 22 =273 mpa 11 22 12 safa safa ff yy yy 57 . 1 68 . 2 8 . 121 . 2 289 结论：，100 n/mm 90 2946025 . 1 b fk ta 端面重合度cos 11 2 . 388 .

42、1 21 zz a 1.72 115 1 25 1 2 . 388 . 1 重合度系数87 . 0 3 72 . 1 4 3 4 a z 因100 n/mm，查表，得=1.2； b fk ta ha k 齿向载荷分布系数，查表 22-246，得 h k bc d b bakh 3 2 1 10 =1.15+0.18+0.3190 2 100 90 3 10 =1.32。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为 h t l n 7 1 109 . 4500016516060 hl ntn 7 7 1 2 101 . 1 61 . 4 109 . 4 i n n l l 求得应力循环系数，由图

43、 12.181，可得接触寿命系数为 l n n z =1.2，=1.25， 1n z 2n z 许用接触应力为 h 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ min lim h nh h s z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh 1limh 2limh 接触寿命系数，已知=1.2，=1.25； n z 1n z 2n z 接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。 minh s minh s 代入各数值，计算可得 =1636 mpa 1 . 1 2 . 11500 min 11lim 1 h nh h s z =1

44、705 mpa 1 . 1 25 . 1 1500 min 22lim 2 h nh h s z 实际接触应力为 h u u bd kt zzz heh 12 2 1 1 式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8； e z e zmpa 节点区域系数，查表 12.91，可得=2.5； h z h z 重合度系数，通过计算，可得=0.87； z z 载荷系数，k=1.250.91. 21.32=1.78。k a k v k ha k h k 代入各数值，计算可得 u u bd k zzz t heh 12 2 1 1 =1099 mpa 61 . 4 161 . 4 10090 14

45、7300078 . 1 2 87 . 0 5 . 2 8 . 189 2 结论：，合格。 h h 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 y 李杰：采煤机牵引部设计 30 =0.69 72 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 a y 载荷系数为k =k a k v k fa k f k 式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.69=1.46； fa k fa ky 齿向载荷分配系数，由 b/h=90/(2.254)=10，由图 12.141，可得 f k =1.26。 f k 代入各数值，计算可得 =1.250.91.461.26=2.1k

46、a k v k fa k f k 许用弯曲应力为 f min lim f xnf f s yy 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh 1limh 2limh 弯曲寿命系数，已知，由图 12.241可 n y 7 1 109 . 4 l n 7 2 101 . 1 l n 得=0.96，=1.0； 1n y 2n y 尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0； x y x y 弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。 minf s minf s 代入各数值，计算可得 =768 mpa 25 . 1 196 . 0 1000 min 11lim 1 f

47、xnf f s yy =800 mpa 25 . 1 111000 min 22lim 2 f xnf f s yy 实际弯曲应力为 1f yyy mbd kt safaf11 1 1 1 2 式中 载荷系数，=2.1；kk 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 齿形系数，由图 12.211，可得=2.62，=2.18； fa y 1fa y 2fa y 应力修正系数，由图 12.221，可得=1.59，=1.82； sa y 1sa y 2sa y 重合度系数，已经求得=0.69。 y y 代入各数值，计算可得 =494 mpa yyy mbd kt

48、 safaf11 1 1 12 69 . 0 59 . 1 62 . 2 410090 14730001 . 22 =470 mpa 11 22 12 safa safa ff yy yy 59 . 1 62 . 2 82 . 1 81 . 2 494 结论：，100 n/mm 96 3324525 . 1 b fk ta 端面重合度cos 11 2 . 388 . 1 21 zz a 1.67 44 1 24 1 2 . 388 . 1 重合度系数88 . 0 3 67 . 1 4 3 4 a z 因100 n/mm，查表，得=1.2； b fk ta ha k 齿向载荷分布系数，查表 22

49、-246，得 h k bc d b bakh 3 2 1 10 =1.15+0.18+0.3196 2 96 96 3 10 =1.36。 总工作时间为=5000 h，应力循环次数为 h t l n 7 1 103 . 45000 8 . 3546060 hl ntn 7 7 1 2 103 . 2 83 . 1 103 . 4 i n n l l 求得应力循环系数，由图 12.181，可得接触寿命系数为 l n n z 李杰：采煤机牵引部设计 36 =1.21，=1.22， 1n z 2n z 许用接触应力为 h min lim h nh h s z 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=15

50、00 mpa； limh 1limh 2limh 接触寿命系数，已知=1.21，=1.22； n z 1n z 2n z 接触最小安全系数，由表 12.141，可得=1.1。 minh s minh s 代入各数值，计算可得 =1650 mpa 1 . 1 21 . 1 1500 min 11lim 1 h nh h s z =1664 mpa 1 . 1 22 . 1 1500 min 22lim 2 h nh h s z 实际接触应力为 h u u bd kt zzz heh 12 2 1 1 式中 弹性系数，查表 12.121，可得=189.8； e z e zmpa 节点区域系数，查表

51、 12.91，可得=2.5； h z h z 重合度系数，通过计算，可得=0.88； z z 载荷系数，k=1.251.051. 21.36=2.142。k a k v k ha k h k 代入各数值，计算可得 u u bd k zzz t heh 12 2 1 1 =1259 mpa 67 . 5 167 . 5 9696 1595775142 . 2 2 88 . 0 5 . 2 8 . 189 2 结论：，合格。 h h 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 4 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数为 y =0.70 67 . 1 75 . 0 2

52、5 . 0 75 . 0 25 . 0 a y 载荷系数为k =k a k v k fa k f k 式中 齿间载荷分配系数，查表 12.101，可得=1/=1/0.7=1.43； fa k fa ky 齿向载荷分配系数，由 b/h=90/(2.254)=10.7，由图 12.141，可得 f k =1.3。 f k 代入各数值，计算可得 =1.251.21.431.3=2.79k a k v k fa k f k 许用弯曲应力为 f min lim f xnf f s yy 式中 齿轮材料的接触疲劳极限，已知=1500 mpa； limh 1limh 2limh 弯曲寿命系数，已知，由图 1

53、2.241可 n y 7 1 103 . 4 l n 7 2 103 . 2 l n 得=0.96，=0.95； 1n y 2n y 尺寸系数，由图 12.251，可得=1.0； x y x y 弯曲最小安全系数，由表 12.141，可得=1.25。 minf s minf s 代入各数值，计算可得 =768 mpa 25 . 1 196 . 0 1000 min 11lim 1 f xnf f s yy =760 mpa 25 . 1 195 . 0 1000 min 22lim 2 f xnf f s yy 实际弯曲应力为 1f 李杰：采煤机牵引部设计 38 yyy mbd kt safa

54、f11 1 1 1 2 式中 载荷系数，=2.39；kk 齿形系数，由图 12.211，可得=2.65，=2.37； fa y 1fa y 2fa y 应力修正系数，由图 12.221，可得=1.57，=1.7； sa y 1sa y 2sa y 重合度系数，已经求得=0.7。 y y 代入各数值，计算可得 =703 mpa yyy mbd kt safaf11 1 1 12 7 . 057 . 1 65 . 2 49696 159577579 . 2 2 =681 mpa 11 22 12 safa safa ff yy yy 57 . 1 65 . 2 7 . 137 . 2 703 结论

55、：，s=1.5，截面足够安全。 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ 5 轴承的选型及寿命计算 轴承是支撑轴颈的部件，有时也用来支撑轴上的回转零件。 按照承受载荷的方向，轴承可分为径向轴承和推力轴承两类。轴承上的反作用力与轴 中心线垂直的称为径向轴承；与轴中心线方向一致的称为推力轴承。 根据轴承工作的摩擦性质，又可分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承 （简称滚动轴承）两类。在采煤机牵引部设计的轴承选择中，轴承全部选用滚动轴承。 5.1 轴承的类型选择 选择滚动轴承类型时，必须考虑下列因素： 1、轴承所受载荷的大小和方向（径向、轴向或既有径向又

56、有轴向的联合载荷） ； 2、轴承载荷的性质（固定、变动或冲击载荷） ； 3、工作环境（温度和湿度等）和轴承转速； 4、对轴承刚性的要求（要求预紧以增加轴承部件的刚度） ； 5、调心性能的要求(轴中心线和壳体孔中心线不同心度的大小)； 6、轴向位移的要求（固定支承或游动支承） ； 7、要求轴承工作时振动小、噪声低和安装维修方便等。 在牵引部的传动装置中，由于传动件齿轮全部为直齿圆柱齿轮而没有斜齿轮，轴承只 承受径向力而基本不承受轴向力，因此牵引部中用到的轴承基本全部采用圆柱滚子轴承 和向心球轴承。在行星结构中，由于采用了太阳轮浮动机构，需要有自动调心的功能， 因此在行星结构中，行星轴上的轴承和行

57、星架尾端的轴承选用调心滚子轴承。 5.2 轴承的校核计算 决定轴承尺寸时，要针对主要失效形式进行必要的计算。一般工作条件的回转滚动轴 承，应进行接触疲劳寿命计算和静强度计算；对于摆动或转速较低的轴承，只需作静强 度计算；高速轴承由于发热而造成的粘着磨损、烧伤常是突出矛盾，除进行寿命计算外， 还需核验极限转速。在本设计的轴承校核计算中，对轴承进行接触疲劳寿命计算和静强 李杰：采煤机牵引部设计 52 度计算。 1-轴承 92232；2-轴承 22213e；3-轴承 23948cc/w33 图 5-1 行星结构示意图 figure 5-1 the structure of planets 如图 5-

58、1 所示，行星结构中，一共有圆柱滚子轴承 92232、调心滚子轴承 22213e 和 调心滚子轴承 23948cc/w33 三种轴承，其中，轴承 22213e 受力，需要校核，而由于各行 星轮作用在轴上的总力为 0，所以轴承 92232 和 23948cc/w33 无需进行校核。 轴承 22213e 校核见表 5-1： 表 5-1 轴承 22213e 校核 table 5-1 bearing checking 22213 e 代号名称 单 位 计算公式计算结果 n转速min/r 176 96 8 . 35 4 c a n n nn 19.5 f支反力n 66490 2 1 2 1 t ff 3

59、3245 c额定动载荷n查表 216000 o c额定静载荷n查表 176000 p当量动载荷n 332458 . 18 . 1 r fp 59841 h l工作期限h 5000 毕业设计说明书论文 qq 36296518 原创通过答辩 答辩无忧，值得下载！ h l计算寿命h 3 10 3 10 59841 216000 5 . 19 1667016670 p c n lh 4 101 . 6 s s许用安全系数 13.5 s s静安全系数 33245 176000 0 0 p c ss 5.3 结论：，轴承强度符合要求。 hh ll ss ss 李杰：采煤机牵引部设计 54 6 技术经济分析 电牵引采煤机就是用可以调速的直流电动机来驱动牵引部，调速、换向、保护和监视 均由电气系统完成，具有调速方便、调速范围大、调速特性好等特点。机械传动部分大 为简化