双滚筒采煤机截割部结构设计(41页).doc

-双滚筒采煤机截割部结构设计-第 35 页摘 要作为一个重要的产煤国家，煤炭业对我国的经济十分重要，是保证我国经济发展的物质基础，大量场合需要使用煤炭，所以对采煤机的需求也会十分的旺盛，采煤机的好坏水平将会直接决定这煤炭的质量，好的采煤机能够提高工作效率，降低工人的劳动强度，且采煤机截割部对采煤机来说的作用十分明显，它作为重要的落煤、装煤的装置，对整体的工作效率起到重要的作用。本课题的主要内容是首先通过查阅资料，了解采煤机截割部的目前发展状况和未来发展趋势，了解其工作原理，然后通过工作原理，确定主要参数，对其完成主要的总体方案设计，然后对器传动结构进行设计，主要是减速器的设计，对其其中重要的零部件进行校核，完成相应的设计步骤。关键词：采煤机；截割部分；设计AbstractAs one of the most important coal producing countries, the coal industry of our country economy is very important, is to ensure the material foundation for China's economic development, a large number of applications require the use of coal, so the shearer demand will be very strong, shearer will directly determine the quality of the quality level of coal, coal mining machine to improve work efficiency, reduce the labor intensity of workers, and the effect of shearer cutting unit of shearer is very obvious, it as a device of falling coal, coal is important, an important role in the overall work efficiency.The main content of this paper is the first access to information, to understand the current situation and future development trend of the shearer cutting unit, and then through the understanding of its working principle, working principle, determination of main parameters, the overall scheme of the main design, and then design the transmission structure, mainly the design of the reducer one of the important parts of the check, complete the relevant design process.Key words: shearer; cutting part; design目录摘 要I第一章 绪论11.1 本课题研究的目的11.3 国内外采煤机的发展及趋势11.4 本次设计的主要结构特点和研究内容1本课题的主要设计的是采煤机的截割部分，主要的内容有以下几个部分：12.1双滚筒采煤机截割部设计方案的制定22.1.1双滚筒采煤机截割部设计方案的确定22.1.2采煤机截割部相关布置3第三章 双滚筒采煤机的截割部设计及计算43.1截割部电动机功率计算及电动机选型43.1.1截割部生产功率的计算43.1.2 截割部摇臂的摆角和电动机的选型53.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定63.2.1 总传动比的确定63.2.2 传动比的分配63.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定73.3 齿轮参数计算93.3.1 确定第一对啮合齿轮的参数93.3.2 确定第二对啮合齿轮的参数113.3.3 确定第三对啮合齿轮的参数133.3.4 确定行星齿轮的参数163.4 轴组件结构设计203.4.1 截一轴尺寸的确定203.4.2 截二轴尺寸的确定213.4.3 截三轴尺寸的确定22第四章 强度校核244.1 齿轮传动强度的校核计算244.1.1 第一对齿轮的强度校核244.1.2 行星轮系校核264.2 轴的强度校核314.2.1 齿轮轴的受力分析314.2.2 计算弯矩、转矩,并画弯矩图324.3 轴承的选择334.4 轴上渐开线花键的强度计算344.5 螺旋滚筒相关计算36设计总结39参考文献40致谢41第一章 绪论1.1 本课题研究的目的随着我国经济的不断发展，对能源的需求量将会日益增加。作为一个重要的产煤国家，煤炭业对我国的经济十分重要，是保证我国经济发展的物质基础，大量场合需要使用煤炭，所以对采煤机的需求也会十分的旺盛，采煤机的好坏水平将会直接决定这煤炭的质量，好的采煤机能够提高工作效率，降低工人的劳动强度，且采煤机截割部对采煤机来说的作用十分明显，所以本课题通过对采煤机的截割部分进行设计，了解一般的截割部分的设计原理，设计内容，设计方式等，为以后的一般设计提供设计规则。随着研究的深入，目前总体的截割部分也得到不断的发展，本课题的主要完成的内容需要根据以下情况进行分析。首先对采煤机总体参数进行确定，这是对整机截割部必要的步骤，决定这它的相关参数，然后对其内部结构进行总体方案确定和设计。1.3 国内外采煤机的发展及趋势采煤机的重要性不言而论，他对世界各国的经济发展都起到重要的作用，各国都在研发相应能够满足大功率的采煤机。目前我国已经设计完成1400KW的采煤机，能够完成大矿的需要，不过和国外的先进技术相比，差距还是很大的，我们必须对其进行进一步的开发研究，减少我们之间的差距。20世纪40年代末，美国利诺斯公司首先在装煤机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。在60年代之后，逐渐想滚筒式的模型进行发展，实用性十分的大，配合电气、管理等技术，能够实时监控机器的运行状态。能够使用很少的人就可以完成相应的任务了。1.4 本次设计的主要结构特点和研究内容本文设计的采煤机截割部分采用的是双滚筒式，它的主要特点是：横向布置多个电动机，能够使得整机的空间较小，十分的紧凑；将机身设计成使部件可侧面拉装的整体箱式能够保证其钢性；破碎机采用单独电动机传动，能够使得其破碎不受其他原因的影响。增大截煤深度，一次性能够截煤更多数量。增大块煤率，减少煤尘生成本课题的主要设计的是采煤机的截割部分，主要的内容有以下几个部分：首先通过查阅资料，了解采煤机截割部的目前发展状况和未来发展趋势，了解其工作原理，然后通过工作原理，确定主要参数，对其完成主要的总体方案设计，然后对器传动结构进行设计，主要是减速器的设计，对其其中重要的零部件进行校核，完成相应的设计步骤。第二章 双滚筒采煤机截割部的方案设计为了确定整体的设计，需要对其方案进行确定，首先需要对几个方案进行相互比较。2.1双滚筒采煤机截割部设计方案的制定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出滚筒式采煤机截割部若干传动方案如下：方案一(如图2-1)，该方案传动方式：电机固定减速箱摇臂滚筒。（图2-1）1-电动机 2-固定减速箱 3-摇臂 4-滚筒方案二（如图2-2），此方案传动方式为：电机固定减速箱行星齿轮传动滚筒。（图2-2） 1-电动机 2-固定减速箱 3-摇臂 4-行星齿轮 5-滚筒 方案三（如图2-3），传动方式为：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。（图2-3） 1-电动机 2-摇臂减速箱 3-行星齿轮 4-滚筒 2.1.1双滚筒采煤机截割部设计方案的确定方案一的特点是：它的整体结构十分的简单，虽然十容易安装，但是对于煤层较厚的情况下不适宜。方案二的特点是：在传动的部分采用了行星传动，虽然整体的结构简化了，但是壳体变大了。所以这个方案不合适。方案三的特点是：采用独立摇臂，其本身就是个单独的减速箱，进出油口都密封。截割电机横向布置在摇臂上，由于他们之间连接没有动力传递，由于方案三的使用范围较广，能够满足不同的需求，且结构紧凑符合条件采用方案三。2.1.2采煤机截割部相关布置（1）采煤机滚筒布置方式双滚筒采煤机每截割一个行程就可以推进一个截深，这样十分的方便快捷，能够节省不少的时间。所以本设计采用双滚筒。且对称布置能够保证两边受力平衡。（2）调高方式本机采用摇臂调高（3）摇臂选用采用大角度弯摇臂（4）轴承选用轴承主要有滑动轴承和滚动轴承。且滚动轴承的密封和润滑问题比较好解决，滑动轴承则难以解决这些问题，且滑动轴承的磨损较大。使用寿命不长本机。采用滚动轴承。（5）牵引方式本机采用无链牵引中的液压传动，能保证整体的效果。（6）驱动方式本课题采用分别驱动，能够保证工作过程过热的现象发生。，用两个250KW的电机分别驱动两个截割部，用两个40KW的电动机驱动牵引部，也可用液压马达驱动牵引部。第三章 双滚筒采煤机的截割部设计及计算经过上述的论述，现在我们可以开始更深入的进行进一步的研究计算。3.1截割部电动机功率计算及电动机选型3.1.1截割部生产功率的计算设计目标： 1.采高H=1.8m（约等于滚筒直径D）；2.截深J=0.66m；3. 滚筒水平中心距为10810mm4.两摇臂铰接中心距为6700mm5.牵引速度为08（m/min）6.机身宽为1210mm采煤机的设计生产功率 （3.1） 式中 J滚筒的有效截深 J = 0.63m H采煤机的平均采高 H = 2.4m Vq采煤机的最大工作牵引速度m/min Vq =8 = 1.35煤的重率（） Q = 60×0.63×2.4×8×1.35 = 979.7（吨/时） = 979.7/60（吨/分）采煤机的设计装机功率 （3.2） 式中 功率利用系数，以为该机的驱动方式为分别驱动所以=0.8。 功率水平系数，由表31查得=0.9。 后滚筒的工作条件系数，=0.8。采煤机的比能耗，由表32查得=0.44（KW.h/T）。 （3.3）300N/mm。 （3.4） （3.5）取 N = 591KW表31 功率水平系数电动机自动调速人工调速2.02.20.900.802.22.40.950.852.42.61.000.90表32 螺旋滚筒采煤机比能耗牵引速度（m/min）（KW.h/T）2.00.503.00.444.00.425.00.403.1.2 截割部摇臂的摆角和电动机的选型（1）摇臂的摆角弯摇臂 2055.02mm摇臂上摆角 36.3°下摆角 17.3°（2）电动机的选型功率：250KW 电压：1140V转速：1476r/min 额定频率：50Hz绝缘等级：H 接线方式：Y工作方式：S 冷却灭尘灭尘方式：内外喷雾3.2 截割部总传动比的计算分配及动力参数的确定3.2.1 总传动比的确定总传动比等于截割电动机的转速与滚筒的转速的比值，滚筒的转速通常有2-4种可供选择。采煤机截割电动机的同步转速为1476r/min，滚筒的转速一般在20r/min-100r/min（直径大转速小），截割部主传动比的总传动比约为。总传动比： （3.6） 式中 电动机转速，r/min； 滚筒转速，r/min。3.2.2 传动比的分配2K-H行星减速装置的使用效率为0.970.99；其传动比一般为2.813.7。当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比推荐值为39。采煤机的截割部的行星减速机构的传动比一般为56。这里定行星机构的传动比为：=5.714。采煤机机身高度严格限制，每级传动比34。根据多级减速齿轮传动比的分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为：=1.79，=1.58，=2.29。3.2.3 各轴转速、功率、转矩的确定图3-1 摇臂传动系统图从电动机出来，各轴依次命名为：、轴。 1. 各轴转速计算：轴：r/min轴：r/min轴：r/min （3.7） 轴：r/min （3.8）轴：r/min 2. 各轴功率计算：轴：kW 轴：kW （3.9） 轴：kW （3.10）轴：kW （3.11）轴：kW （3.12）轴：kW （3.13）轴：kW （3.14）轴： （3.15）上式中：轴承效率，齿轮效率，花键效率。3. 各轴转矩计算： 轴： （3.16） 轴： （3.17） 轴： （3.18） 轴： （3.19）轴： (3.20) 表3-1 运动和动力参数表编号功率（kW）转速（r/min）转矩（）传动比轴29714761921.61.79轴279.56824.63237.7轴271.23521.94963.11.58轴247.7227.910379.72.29轴240.3239.6757853.75.7143.3 齿轮参数计算3.3.1 确定第一对啮合齿轮的参数(1) 传动比=1.79(2) 输入功率N=297kW(3) 直齿圆柱齿轮的材料选择：低碳高级合金钢20CrMnTi，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为：，（4）按齿面接触强度初算小齿轮c分度圆直径小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm (3.21)式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动=766，查参考文献2表14-1-75； 载荷系数，取=2； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表3-1得=1921.6；试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2 图14-1-24，且取和中的较小值，=1500；式中，“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合。 许用接触应力， MPa ； 小齿轮齿宽系数，查表14-1-79取=0.8； 齿数比，即；将上述值代入公式中(3-1)得（5）按齿根弯曲强度初算齿轮模数m根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。 mm (3.22)式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14-1-78，；复合齿形系数，； 齿轮材料弯曲疲劳值，由参考文献2， MPa ；齿根应力，单向受力 MPa。 mm （3.23）按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径mm，可计算小齿轮模数mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，取模数中的较大值，所以mm，在传动过程中对齿轮的强度要求高，可以适当增大，取mm。（6）齿轮几何计算表 32 齿轮参数名称代号计算公式结果分度圆直径mmmm标准中心距mm端面压力角齿顶高mm齿根高mm齿高mm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径mmmm齿宽mmmm3.3.2 确定第二对啮合齿轮的参数经上述条件可知，传动比=1.58，输入功率N=279.56kW的直齿圆柱齿轮详细参数。材料选择：低碳高级合金钢20CrMnTi，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为：，。（1） 按齿面接触强度初算小齿轮c分度圆直径小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm (3.24)式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动=766，查参考文献2表14-1-75； 载荷系数，取=2； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表3-1得=3237.7；试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2 图14-1-24，且取和中的较小值，=1500；式中，“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合。 许用接触应力， MPa ； 小齿轮齿宽系数，查表14-1-79取； 齿数比，即；将上述值代入公式中(3-1)得 (3.25)（2） 按齿根弯曲强度初算齿轮模数m根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。 mm (3.26)式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14-1-78，；复合齿形系数，查参考文献3表7-9； 齿形系数；应力矫正系数；齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由参考文献， MPa ；齿根应力，单向受力 MPa。 mm (3.27)按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径mm，可计算小齿轮模数mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，取模数中的较大值，所以mm，在传动过程中对齿轮的强度要求高，可以适当增大，取mm。（3）齿轮几何计算表 33 齿轮参数名称代号计算公式结果分度圆直径mmmm标准中心距mm端面压力角齿顶高mm齿根高mm齿高mm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径mmmm齿宽mmmm3.3.3 确定第三对啮合齿轮的参数传动比=2.29输入功率N=271.23kW直齿圆柱齿轮材料选择：低碳高级合金钢20CrMnTi，7级精度，渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。初步确定齿数为：，。(1) 按齿面接触强度初算小齿轮c分度圆直径小齿轮分度圆直径的初算公式为 mm (3.28)式中 算式系数，对于钢对钢的齿轮副，直齿轮传动=766，查参考文献2表14-1-75； 载荷系数，取=2； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，；由表3-1得=4963.1；试验齿轮的接触疲劳极限，；查查参考文献2 图14-1-24，且取和中的较小值，=1500；式中，“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合。许用接触应力， MPa ；小齿轮齿宽系数，查表14-1-79取； 齿数比，即；将上述值代入公式中(3-1)得 (3.29)(2) 按齿根弯曲强度初算齿轮模数m根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数。 mm (3.30)式中 螺旋角系数，对于直齿轮查参考文献2表14-1-78，； 复合齿形系数，查参考文献3表7-9；齿形系数； 应力矫正系数； 齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值 MPa ；齿根应力，单向受力MPa。 mm (3.31)按齿面接触强度计算所得的小齿轮分度圆直径mm，可计算小齿轮模数mm，比较弯曲强度与接触强度计算的结果，取模数中的较大值，所以mm，在传动过程中对齿轮的强度要求高，可以适当增大，取mm。(3) 齿轮几何计算表 34 齿轮参数名称代号计算公式结果分度圆直径mmmm标准中心距mm端面压力角齿顶高mm齿根高mm齿 高mm齿顶圆直径mmmm齿根圆直径mmmm齿宽mmmm3.3.4 确定行星齿轮的参数3.3.4.1. 配齿计算(1) 初选，采用一级2Z-X型行星减速机构。(2) 根据，按文献2表14-5-3选取行星轮数目。(3) 根据齿数强度及传动平稳性及参考文献2表14-5-5确定太阳轮齿数为=21。(4) 根据下列条件试凑值：传动比条件 (3.32)装配条件： （整数） (3.33) 同心条件： =120（偶数） (5) 计算内齿圈及行星齿轮齿数和： (3.34)对角变位齿轮传动， (3.35)式中，行星齿轮减少值，当（）为偶数时，。(6) 预计啮合角和：查参考文献，按，得；。通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善A-C啮合齿轮副的传动性能。3.3.4.2 接触强度处算中心距和模数输入转矩 小轮（太阳轮）的转矩： (3.36)式中，载荷步均匀系数，由文献2表14-5-18得，；齿数比: =38/21=1.81 (3.37)太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC(太阳轮)和56-58HRC(行星轮) (3.38)取齿宽系数，载荷系数； mm (3.39)则 mm模数： mm (3.40)取 3.3.4.3 计算齿轮的几何尺寸 （1） 计算实际中心距：未变位是的中心距： mm (3.41)初算中心距变位系数： (3.42)计算中心距并取圆整值： =212.408mm (3.43) 圆整后mm实际中心距变位系数： (3.44) 计算啮合角： (3.45)计算总变位系数： (3.46)分配变位系数，查参考文献2图14-1-4分配得（2） 传动计算：计算未变位时的中心距： mm (3.47)计算中心距变位系数： (3.48)计算啮合角： （3.59）计算总变位系数： （3.49）计算 （3） 齿轮的几何尺寸：分度圆直径： mm (3.50)mmmm节圆直径： mm (3.51)mmmm基圆直径： mm (3.52) mm mm齿顶圆直径： mm (3.53)mmmm齿根圆直径：(3.54)mm mm（4） 计算齿顶圆压力角： (3.55)（5） 端面重合度： (3.56)3.4 轴组件结构设计3.4.1 截一轴尺寸的确定 (1) 初算轴径 齿轮轴的一端带有内渐开线花键，通过渐开线花键与电机输出轴相联接传递转矩，为了提高齿轮轴可靠性，齿轮轴的材料选择为20CrMnTi。 (3.57) 式中 轴传递的功率，； 轴的转速，； (3.58)与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表9-1得=118。将上述数据代入公式(3-5)得 mm (3.59)2. 确定轴的直径和长度1段： ，；2段： ，；3段： ，；4段： ，。初步确定出轴的形状如图3-2：3-2 截一轴3.4.2 截二轴尺寸的确定 (1) 初算轴径 齿轮轴的材料选择为20CrMnTi。 (3.60) 式中 轴传递的功率，； 轴的转速，；与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表9-1得=118。将上述数据代入公式(3-5)得(2)确定轴的直径和长度1段： ，； 2段： ，； 3段： ，；4段： ，。初步确定出轴的形状如图3-3：3-3 截二轴3.4.3 截三轴尺寸的确定 (1)初算轴径 齿轮轴的材料选择为20CrMnTi。 (3.61) 式中 轴传递的功率，； 轴的转速，；与轴的材料及相应的值有关的系数。查文献3表9-1得=118。将上述数据代入公式(3-5)得（2） 确定轴的直径和长度1段： ，；2段： ，；3段： ，；4段： ，。初步确定出轴的形状如图3-2：3-3 截三轴第四章 强度校核4.1 齿轮传动强度的校核计算4.1.1 第一对齿轮的强度校核齿面接触强度的校核计算(1) 齿面接触应力在齿轮传动的啮合齿轮中，其齿面接触应力可按下式计算，即 (4.1) (4.2) (4.3)式中 使用系数，查文献2表14-1-8得=1.35；动载系数，查文献3图7.11计算接触强度的齿向载荷分布系数=1.254；计算接触强度的齿间载荷分配系数，查文献2表14-1-102得， (4.4)小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献2表14-1-104得，；计算接触应力的基本值，； 端面内分度圆上的名义切向力，； (4.5)小齿轮分度圆直径，=133mm；b工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽，齿数比，即； 节点区域系数； (4.6) 弹性系数，查表14-1-105得，=189.8；螺旋度系数，直齿轮，=1； 重合度系数；由图14-1-19得，；式中，“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合。将以上数据代入公式(4-1)(4-2)(4-3)得(2) 许用接触应力 (4.7)式中 试验齿轮的接触疲劳极限，=1500； 计算接触强度的最小安全系数，查表14-1-110得，=1.5； 计算接触强度的寿命系数，查表14-1-106得 润滑剂系数； 速度系数； 粗糙度系数；查表14-1-108得， 工作硬化系数,查图14-1-30得=1.2； 接触强度计算的尺寸系数，查表14-1-109得=1.0。将以上数据代入公式(4-4)得(3) 强度条件校核齿面接触应力的强度条件：大、小齿轮的计算接触应力中的较大值均应不大于其相应的许用接触应力，即由于以上的计算满足此条件，所以满足强度条件。4.1.2 行星轮系校核4.1.2.1行星轮系A-C副齿面接触强度的校核计算(1) 齿面接触应力在齿轮传动的啮合齿轮中，其齿面接触应力可按下式计算，即 (4.8) (4.9) (4.10)式中 使用系数，查文献2表14-1-8得=1.35； 动载系数，查文献3图7.11得=1.2； 计算接触强度的齿向载荷分布系数，由文献3表7-8得，=1.337；计算接触强度的齿间载荷分配系数，查文献2表14-1-102得， (4.11)小轮和大轮单对齿啮合系数,由文献2表14-1-104得， 计算接触应力的基本值，； 端面内分度圆上的名义切向力，； (4.12)小齿轮分度圆直径，=147mm；b工作齿宽，指齿轮副中较小齿宽， 齿数比，即；节点区域系数； (4.13) 弹性系数，查表14-1-105得，=189.8；螺旋度系数，直齿轮，=1； 重合度系数；由图14-1-19得，； (4.14)式中，“+”号用于外啮合，“-”用于内啮合。将以上数据代入公式(4-1)(4-2)(4-3)得(2) 许用接触应力 (4.15)式中 试验齿轮的接触疲劳极限，=1500； 计算接触强度的最小安全系数，查表14-1-110得，=1.1； 计算接触强度的寿命系数，查表14-1-106得