无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计设计

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1、无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计前言 采煤机械，目前重要有滚筒式采煤机、刨煤机和采煤钻机三大类。目前国内使用最多的是滚筒式采煤机，也有少量的刨煤机。随着采煤机生产率的不断提高，综合机械化采煤设备朝着大功率、高牵引力方向发展。对采煤机牵引机构的性能，诸如构造、强度运营平稳性等规定越来越高。 目前，常用的无链牵引机构有齿轮-销轨、销轮-齿条及链轨式等形式。国内生产的采煤机大多采用齿轮-销轨式机构，它具有良好的运营平稳性，对底板的起伏、中心距和销轨节距的变化有较强的适应性.销轨在使用中同样容易磨损，特别是在接触部分。采煤机的发展概况 1986年8月16日，国内首台AM-500采煤机采煤5

2、044吨，月产达到12.8万吨，创国内日、月产采煤最高纪录。在5个月工业实验中产煤54.69万吨，超过设计大纲5个月持续产煤35万吨的规定。上世纪80年代中期，重要生产冶金轧钢设备与润滑设备。考虑到山西将来将年产煤炭4亿吨，山西省成立了省综采设备试制领导组，组织省煤管局、省机电厅和太矿等单位公司参与试制，鼓励太矿适时转型生产综采设备。 当时试制采煤机面临两个问题：一是选型；二是自己研制还是引进。太矿组织技术人员进一步煤矿调研，发现大同等全国性煤矿大多属于硬质煤层，白洞矿煤层含夹矸、麻石等，矿工一致规定研制齿面坚韧强度高的双滚筒采煤机。针对国内当时大多煤矿采用150300小型煤机或引进大功率煤机

3、等现实问题，山西省综采领导组决定投入82.5万美元购买英国安德逊公司AM-500采煤机技术及样机，并投入375万美元从国外购买了一批数控、数显装备和检测仪器。 从试制成功国内第一台大功率AM-500采煤机到1997年停止生产，合计。期间，山西煤炭产量从2亿多吨增长到3亿多吨，全国煤炭从8亿吨增长到近13亿吨。大煤矿、大集团相继浮现后，像AM-500采煤机年产约130多万吨的设计能力已很难适应新需求。电牵引采煤机的核心技术是电气设备。1996年，投入26万英镑买回了国外直流电牵引图纸，虽然机械图较完备，但电气部分却只有接线图原理和维修图纸，与之配套的电气设备还需要从国外进口，生产一台采煤机需要很

4、高成本。为此，自行设计电气设备并展开技术攻关。当在开始研制中，电牵引采煤机控制系统重要由单片机及其硬件构成，控制原理简朴，但体积大、系统复杂。几经反复后，她们终于在1998年设计出构造简朴、维修以便的第二套方案，研制出由工业计算机和可编程控制器构成的智能化控制系统，将国产采煤机技术水平提高到了新高度。此后，通过多次反复实验，终于试制成功了国内首台900千瓦电牵引采煤机。由于1200千瓦电牵引采煤机改善了瓦斯检测装置和漏电闭锁系统，克服了以往设计的缺陷，为井下一线工人的人身安全提供了可靠保证。该机型增长了摇臂倾角传感器、机身倾斜传感器，增设了国内采煤机同步性能不良等负面效应，实现了采煤机技术质量

5、的又一次升级，被专家誉为国内一流技术，为国内煤矿高产高效提供了先进设备，进一步确立了太矿引领国内采煤机技术发展方向的地位。 1 绪论1.1 采煤机的概述1.1.1 采煤机在国内的发展状况随着近年来国内煤炭行业的迅速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到注重。从去年出台的煤炭行业大纲性文献有关增进煤炭工业健康发展的若干意见，到去年召开的全国煤炭工业科学技术大会，再到近日的国家发改委出台的煤炭行业构造调节政策，都波及到发展大型煤炭井下综合采煤设备等内容。有关人士指出，大型煤炭井下综合采煤设备走进人们的视野，这是煤机行业发展的必然趋势。加快发展煤机制造业意义重大国内是世界煤炭第毕生产和消费大国。由于

6、国内富煤少油，因此煤炭在国内的一次能源中占有极其重要的地位。近年来，国际油价高企，这在某种限度上更加凸显了国内煤炭资源的战略意义.建设强大的煤炭工业须有强大的煤矿机械制造能力作为后盾。然而，生产技术总体水平落后正在制约着煤炭工业的迅速发展。据记录，目前全国采煤机械化限度仅为42%。众多小煤矿仍沿用老式落后的开采方式。为解决这一矛盾，国家提出了加快提高煤炭生产和设备制造技术水平的战略目的。根据“十一五”煤炭行业构造调节的重要目的，到，全国大、中型煤矿采煤机械化限度要分别达到95%和80%以上。据有关专家简介，大型煤炭井下综合采掘设备等重大专项，重要是面向煤矿高产、高效集约化生产及其配套的设备和技

7、术。涉及年产600万1000万吨厚煤层综采成套技术装备研制；年产150万200万吨薄煤层自动化综采成套技术装备研制；年产100万吨以上短壁综采成套技术装备研制；巷道迅速综掘成套技术装备研制等。有关业内人士指出，国内发展大型煤炭井下综合采煤设备，不仅是为理解决煤炭行业发展的设备需求，也不仅是间接地为提高国内煤机行业技术水平提供难得的发展机遇，更重要的是，它将为国内重要能源资源开采提供有力保障.制约因素加大综合差距煤机行业的发展并非一帆风顺。在通过近年的低谷期后，虽然近年来市场逐渐转暖，但在其自身发展中仍有诸多制约因素。诸如基本技术及基本元器件发展滞后、国产原材料不能满足规定、公司数量多规模小且分

8、散反复、科技开发投入少、技术创新能力弱等。目前，煤机全行业最突出的问题之一就是成套能力单薄，市场竞争力不强。据理解，改革开放以来，在煤炭专用设备研制和国产化工作上获得了巨大成就.但是，由于体制和机制的制约，在煤炭专用设备研制和国产化工作中，力量重要集中在提高单机的设计制造能力和水平上。因而，煤炭专用设备的系统开发、系统设计、系统成套及系统服务，则显得十分单薄。同步，由于煤炭装备制造业发展滞后，产品的性能和可靠性难以满足高产、高效矿井规定，导致公司在市场竞争中缺少竞争力。另据理解，目前国内仅有山西焦煤集团和中国煤炭机械工程装备集团具有综合煤机制造实力。种种制约因素及行业技术创新能力局限性，导致目

9、前国内煤机制造业与国际水平相比存在很大差距。专家建议，根据目前行业的具体状况，行业创新路线还需要引进和自主研发相结合。专家指出，在全球产业构造调节和转移的浪潮中，以及诸多制约因素前提下，国内煤炭装备制造业面临着重组和规模经营的新趋势。1.1.2 国外采煤机的发展今年4月份，全球最大的煤炭开采设备生产商之一JoyGlobalInc.(JOYG)获得了其在华建厂的首张执照。 这家坐落在天津市的工厂估计将于年初投产。事实上，本次建厂正是JoyGlobal提高在华销量筹划的一部分，公司的目的是将在华销售额从的1.7亿美元提高至5亿美元。 面对中国不断扩大的采矿设备市场，许多外国公司都在跃跃欲试，Joy

10、Global并不是唯一的一家。德国的DBTGroup、EickhoffCorp.、瑞典的SandvikMiningandConstructionLtd.及其她某些大型国际采煤设备生产商都已设法进入了中国市场。 煤矿伤亡事故频发及采煤效率低下问题引起了中国政府的担忧，目前中国国内正积极地推动煤炭行业的改革重组。将来几年，中国将关闭更多能效低下且存在安全问题的小型煤矿，转而组建某些大型煤炭生产集团。在这样的背景下，对于高品位采矿设备的需求也在相应上升。而国内的有关设备供应商却无法满足此类需求，这就给海外生产商提供了抢占市场立足点的机会。美国驻中国使馆事务处(ChinabranchoftheU.S.

11、CommercialService)的一位资深商务专家梅报春表达，从开采效率、设备质量、对矿山的环保及安全和健康等方面来考虑，中国的重要采煤设备普遍落后其她国家10-。虽然中国是全球最大的煤炭生产国，的煤炭总产量达21.1亿吨，但中国煤矿的安全纪录则非常糟糕。几乎每天均有因煤矿爆炸、透水和塌方导致矿工丧生的报导。，中国共有5,986名煤炭工人在事故中丧生。中国的煤矿数量接近2.5万座，其中90%以上是村镇所有的小型煤矿。高品位采矿设施需求强劲目前，中国煤矿的机械化限度平均为42%，小型煤矿的机械化限度则更低。极低的自动化和机械化水平意味着煤炭采出率少得可怜。中国煤矿目前的平均采出率仅为35%左

12、右，小型煤矿的采出率更是不到10%。煤炭行业的数据显示，中国约五分之二煤矿的年产量均不到3万吨。除了关闭安全状况差及非法的煤矿（此类煤矿使用的一般都是小型采矿设备）外，中国还将在前建立13个大型煤炭生产基地，并组建5-7家年产量超过1亿吨的大型煤炭生产商。在年终前，国有大中型煤矿的机械化限度将从目前75%的平均水平分别提高至95%和80%。但是，凯基证券(KGISecurities)分析师张伟(AaronZhang)表达，国产的采煤设备已通过时，并且重要是在小型煤矿中使用。事实上，刨煤机、综掘机和支架等某些核心的井下采煤设备还需依赖进口。中国90%的煤矿都属于井下作业。JoyGlobal的一位

13、管理人士表达，该公司在中国最畅销的产品是持续采煤机，这种设备已在美国和其她发达国家的大型煤矿中得到了普遍使用。这位不肯透露姓名的管理人士称，到目前为止，中国的生产商已生产出几台类似的样机，但还远没有达到真正的商业化水准。中国市场吸引全球关注过去几年来，外国采煤设备生产商亲眼目睹了在华销售额的大幅增长。，JoyGlobal在中国的销售额仅为5,000万美元，但不久激增至1.4亿美元，为1.7亿美元，今年有也许达到2亿美元。其她外国公司固然也没有袖手旁观。末，德国DBT集团与中国的煤炭公司达到了三笔大宗合同，这使其中国客户的数量在不到18个月的时间里由5个增长到11个。其中有一份合同就是和中国煤炭

14、产量最大的生产商神华集团有限责任公司(ShenhuaGroupCorp.，简称：神华集团)签定的，这也是DBT有史以来签订的最大的一笔订单。该公司在新闻稿中称，合同履行完毕后，DBT对神华集团的支架交货量将达到2,700架。不仅是采煤设备生产商，某些投资公司也开始进入了这片市场.6月14日，总部在纽约的投资公司JordanCo.旗下InternationalMiningMachineryLtd.宣布，已向国有黑龙江煤矿机械集团有限公司,收购了鸡西煤矿机械有限公司和佳木斯煤矿机械有限公司的所有股权。上述交易在国内遭到剧烈的批评，某些业内人士指出，本地政府不应当把一切都卖给海外公司，由于这两家采煤

15、设备制造公司生产的综掘机和支架各占到国内销量的近40%。 JoyGlobal的一位管理人士表达，目前最大的挑战是中国政府正在不断规定煤炭公司购买国产设备。该管理人士称，除民族主义情绪外，价格也是一种问题，进口采煤设备一般比国产设备贵2-3倍。 1.2 课题的设计目的及意义当今全球制造业公司之间的竞争越来越剧烈。公司要赢得竞争，就要以市场为中心，就要以顾客为中心，迅速地响应市场的需求，迅速地满足顾客的需要。换句话说，就是要以最短的产品开发时间（Time）、最优的产品质量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的服务（Service），既“TQCS”，去赢得顾客和市场。电牵引薄煤层采煤机，

16、涉及截割部分、牵引部分，两部分之间通过螺栓对接，所述截割部分涉及螺旋滚筒、齿轮组传动系统，螺旋滚筒与齿轮组传动系统连接，其特性在于所述截割部分增设电动机，电动机与齿轮组传动系统直接连接，所述牵引部分由牵引电动机、齿轮组和积极链轮构成。本实用新型针对已有ZB2X-100型采煤机液压牵引导致的牵引力局限性，牵引速度低，各大部件之间存在传动关系导致严重漏油，零件损坏，维修率高等问题，变液压牵引为电牵引，同步变化采煤机的整个构造布局，减少了各大部分之间的传动系统，形成能独立运营的截割和牵引两大部分。牵引功率大，牵引速度高，整机运营可靠。1.3 设计内容1)采煤机牵引部总体设计;2)采煤机牵引机构设计3

17、)牵引传动箱的设计4)行走部设计2 牵引部的总体设计2.1 牵引部的构成采煤机牵引部由电动机和传动装置构成，其中传动装置涉及传动件（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规定和恶劣的工作环境，而蜗杆传动的传动效率低、功率损失大，因此传动件所有采用齿轮传动。满足牵引部性能规定的传动方案，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，并且构造简朴、尺寸紧凑、加工

18、以便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。牵引部的特点分为两种，一种是：1.纵向布置，构造较分散；2.齿轮构成中有锥齿轮，锥齿轮的制作加工难度较大；3.整体组装和维护困难。另一种的特点是：1.横向布置，构造紧凑；2.齿轮所有为圆柱齿轮，加工和组装容易，维护以便；3.电动机可直接从牵引部侧面以抽屉的形式安装拆卸，很以便。2.2 方案设计1、设计任务：规定对裁采煤机牵引部进行改良设计，我列出了如下几种设计方案，进行比较，用以参照。方案1液压牵引部设计液压系统：输出力矩较大，但机械构造、工艺操作复杂，重量体积大，功耗和噪声大，能源运用率低，并且它们与主控制器可传递的信息量小、简朴，响应慢，精度与可靠

19、性也不高，摩擦力较大启动缓慢，同步还需要一套油泵、泵站和相应的油路支持，容易漏气漏油，对气体或油液中的污染物比较敏感，常常发生故障，维修修理不以便，从、而大大提高了成本。方案2电力牵引部设计电力系统响应快、机械构造、工艺流程相对简朴，重量体积小，易于控制器通讯，精度和可靠性高，但它的输出力矩较小，频宽较低、功率密度较小。根据上诉优缺陷可知，在规定输出力或力矩较小且加载精度规定比较高时使用电动加载。以上的两种方案存在着许多局限性之处，因此均有待于进一步完善，综合比较而言，电力系统构成元件体积小、重量轻、构造紧凑、惯性小，操纵、控制简朴、省力，易于实现过载保护，液压元件之间能实现自动润滑液压元件的

20、使用寿命长，但存在液压传动效率低、噪声大、成本高、成本高、泄露污染环境等缺陷减少了它的竞争力。因此我采用的是电力牵引部的设计。22、.一般传动箱有三种传动方式 牵引传动箱作为采煤机的辅助牵引部,如:西德EDW-300W采煤机就是采用这种布置方式.其长处就在于支架的控顶距较小机身下面有宽阔的过煤空间.缺陷是增长了机身长度.牵引传动箱布置在底托架接近老塘侧,如:英国AM500采煤机这种布置适合于机面较高的状况.长处是既减少了采煤重心,使得工作平稳,有减少了对接段数缩短了机身长度.缺陷是规定机身的控顶架距较大,且机身下面的过煤空间小.牵引传动箱布置在机器的两端.这种布置方式合用于机面位置较低的状况,

21、保证在底托架下面有一定的过煤空间和实现”积木式”拼装.但是两只导向滑靴距离较远.这对于采煤机在使用双电动机时,在运送机水平弯曲和垂直弯曲时对销轮与齿条的啮合不利.2.1.1 采高采高是指采煤机实际高度。注意事项：煤层厚度一般不适宜超过采煤机的最大采高的，不适宜不不小于采煤机最小采高的。 采煤机的最大采高H和最大卧底深度X的关系式：sin （2-1） （2-2）式中： A机身上部距底板的距离 C机身箱体厚度 L摇臂回转中心到滚筒轴心的长度 摇臂相对机身水平上摆动最大角度摇臂相对机身水平下摆动最大角度D滚筒直径2.1.2 牵引传动箱的电机选用根据规定可知，需先计算出工作在倾斜轴上的阻力矩T T=G

22、e （2-3） 式中： G总重量； e综合重心偏心距。计算工作在倾斜轴上的阻力矩TT=Ge =1.2109.8300 =352810Nmm =3528Nm 因此可以得知倾斜轴的功率为P P=176.4Kw采用两级蜗杆减速器，查资料得其传动效率大概为0.52，齿轮的效率为0.98，因此其总效率为=0.520.98=0.51。因此P=0.4 Kw。考虑到电机自身的效率，及设备的精度及润滑状况，经查表得：电机选用Y90L-6型，其功率P=1.1 Kw，转速为n=1000 r/min。2.1.3 对牵引部的基本规定1、总传动比大2、总传动比应能在工作过程中随时调节3、要在电动机转向一定的条件下反向牵引

23、和停止牵引4、要有可靠的过载保护性能5、要有足够的强度无链牵引机构分类图21齿轮销轨型Fig.2-1 partial examination drawing图22销轮齿条型Fig.2-2 structu examination drawing图23强力链轮链轨型Fig.2-3 coal plow examination drawing图24复合齿轮齿条型Fig.2-3 historic examination drawing2.1.4 选用拟定条件1)合用条件：采煤高4米 倾角（010）度 硬度（24）f2)已知条件：牵引速度(8.34.15)m/min-1；牵引力210KN 调节方式：液压；

24、保护方式：液压；牵引机构：无链(节距125)。 3)电动机的选择：型号DMB300S；功率9103KW；电压1140V；转速1470r/min-1。2.1.5 数据解决 牵引链链轮与减速器的输出轴相连，链轮工作时，圆环链饶上链轮后，平环和立环一一相间，平环位于链轮的窝槽内，立环位于链轮的环槽中，但其下面不接触立环槽底，窝槽圆弧推平环的一端而实现传动。本设计中链轮处置布置，链轮垂直布置，吐链以便，链子垂直也也可以协助吐链，为了改善链的受力状态，也装有紧链装置。链轮的几何形状 比较复杂，其形状和制造质量对于链环和链轮的啮合影响很大。链轮形状设计的不好，就会啃伤链环，加剧链轮与链环的磨损或者链环不能

25、与链对的啮合而掉链。由于链轮是原则件其与链环互相配合，因此可直接根据链环的尺寸从表中直接选择使用链轮，直接查取链轮的基本尺寸如下：4表 2-1链轮基本尺寸Table.2-1the coal plow Accord drawing圆环尺寸链轮齿数30108997418.13508182.51302307155230230740115表中，节圆直径；顶圆直径；平环底至链轮中心距离；齿形圆弧中心坐标； 齿根圆弧半径；平环窝槽圆弧半径；立环槽根圆半径；立环槽宽度；W 齿肩宽度；链轮宽度应比链环外宽宽些，以保证链轮窝槽与平环相配合，并且链轮齿受到很的的弯曲载荷，保证链轮轮齿有足够的强度。已知链外宽为99

26、，取链轮宽度为：链轮为锻造加工，链轮表面应淬火，齿形部分进行电解加工或模锻，这样可以大大提高链轮的使用寿命.3牵引传动箱的设计3-1牵引传动箱的传动系统图Fig.3-1 partial examination examination drawing1-行走箱齿轮Z1 2-行走箱齿轮Z2 3-电动机输出齿轮Z3 4-行走箱电动机5-变速箱输入轴 6-变速箱行星轮Z4 7-变速箱输出齿轮Z5 8-行走箱齿轮Z6 9-行走箱行走轮Z73.1 牵引传动箱的设计计算选择材料及热解决措施 查表8-17（p174）7行走箱小齿轮Z6： 45号钢 调质HBS=245-275 HBS行走箱大齿轮Z1： 45号钢

27、 正火HBS=210-240 HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.0120.021) n=2.514.39 m/s, （3-1）估取圆周速度 3.4 m/s,选用第公差组8级小齿轮分度圆直径由式3-1得： （3-2）齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8小齿轮齿数 按推荐选=24大齿轮齿数=2.9124=69.84,圆整取=70，传动比 = / =70/24=2.92传动比误差=2.95-2.92/2.95=0.01，误差在5%范畴内，合适小轮转矩=9.55/=9.551047.53/438.60=1034910N载荷系数K K =KKKK使用系数 K K=1

28、.00动载荷系数K 初值K=1.12齿向载荷分布系数 得=1.12齿间载荷分派系数的初值，初选由式3-2得：=+=1.88-3.2（1/+1/）+=1.661.41=3.07差值得K1.42载荷系数K初值K=11.121.121.42=1.78弹性系数得189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.45重叠度系数 = 0.77螺旋角系数=0.99许用接触应力由式=.ZZ/S接触疲劳极限应力、600 N/500 N/应力循环次数由式3-2得N=60nj=60438.601830085.05N= N/5.05/2.92=1.73接触强度寿命系数Z ZZ = Z= 1 （3-3）硬化系数Z及阐明Z

29、=1.15接触强度安全系数S按一般可靠度S=1.01.1取 S=1.0=60011.15/1.0690 N/mm=50011.15/1.0575N/mm的设计初值132.94模数：m=/ =132.94/24=5.40 圆整取模数m=6中心距a=m (+)/2=694/(2)=289.42 分度圆螺旋角 =小轮分度圆直径的计算圆周速度V=/60000=147.79438.6/60000=3.39m/s与估取的值相近.对K取值影响不大，不必修正取K=K=1.12齿间载荷分派系数=+ = 1.88-3.2（1/24+1/70）=1.66=1.66+1.41=3.07得=1.42载荷系数 K=11.

30、121.121.42=1.78小轮分度圆直径取 （3-4）取大轮分度圆直径=670/=431.05齿宽=0.8132.94=106.35大齿轮齿宽b，圆整取齿宽110 小齿轮宽=b+（510）=110+5=115按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YYYY （3-5）齿形系数 （3-6） 得 与2.622.23应力修正系数Y 1.61.76重叠修正系数Y由式3-2得Y0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，因此Y=0.70螺旋角系数 许用弯曲应力由式（3-5）计算=YY/S弯曲疲劳极限查图（3-6）=460 N/=390N/弯曲疲劳强度得寿命系数查得=1.0尺寸系数Y Y=1.0

31、安全系数S 则S=1.25=46011/1.25=368N/ （3-7）=39011/1.25=312N/ （3-8）故=2.621.600.700.85=90.11 N/=2.231.760.700.85=88.70 N/满足规定，合格。采煤机行走部设计图31牵引传动系统Fig.3-1 prevented falls drawing按机械设计课程设计选择材料及热解决措施 查表8-17（p174）7小齿轮： 45号钢 调质HBS=245-275 HBS大齿轮： 45号钢 正火HBS=210-240 HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算:采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.0120.021)n=5.7

32、910.14 m/s, （3-9）估取圆周速度 7.5 m/s,选用第公差组8级小齿轮分度圆直径由式8-77得 （3-10）齿宽系数按齿轮相对轴非对称布置取=0.8小齿轮齿数，中选=24大齿轮齿数=3.4224=82.08,圆整取=83，传动比= / =83/24=3.46传动比误差=3.50-3.46/3.50=0.09，误差在5%范畴内，合适小轮转矩=9.55 / =9.551050/1500=318300 N载荷系数K K=KKKK使用系数 K K=1.00动载荷系数K 8-57 K=1.22齿向载荷分布系数 得=1.12齿间载荷分派系数的初值，初选由式3-10得=+=1.88-3.2（

33、1/+1/）+=1.671.41=3.08差值得K1.42载荷系数K初值K=11.221.121.42=1.94弹性系数得189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.45重叠度系数，=0.77螺旋角系数=0.99许用接触应力由式=.ZZ/S接触疲劳极限应力、查图8-69570 N/ （3-11）460 N/ （3-12）应力循环次数由式3-11得N=60nj=6015001830081.73109N= N/1.73/3.46=5接触强度寿命系数Z ZZ = Z=1 （3-13）硬化系数Z及阐明Z=1.15接触强度安全系数S查表按一般可靠度S=1.01.1取 S=1.0=57011.15/1

34、.0656 N/mm=46011.15/1.0529 N/mm的设计初值 （3-14）95.94模数：m=/ = 95.94/24=3.62 圆整取模数m =4中心距a=m (+)/(2)=4107/2=219.63 分度圆螺旋角 （3-15） =小轮分度圆直径的计算圆周速度V=/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s与估取的值相近.对K取值影响不大不必修正取K=K=1.22齿间载荷分派系数=+ （3-16） = 1.88-3.2（1/24+1/83）=1.67=1.67+1.41=3.08得=1.42载荷系数 K=11.221.121.42=1.94小轮分度圆直径

35、取取大轮分度圆直径=483/=340.73齿宽=0.895.94=76.75大齿轮齿宽b圆整取齿宽80 小齿轮宽=b+（510）=80+5=85按齿根弯曲疲劳强度校核计算= （3-17）齿形系数 得 与 2.62 2.21应力修正系数Y 1.6 1.78重叠修正系数Y由式3-17得Y0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，因此Y=0.70螺旋角系数 许用弯曲应力由式（3-17）计算=YY/S （3-18）弯曲疲劳极限查图（3- 18）= 460 N/= 390N/弯曲疲劳强度得寿命系数查图8-73查得=1.0尺寸系数Y 查图8-74Y=1.0安全系数S 查表8-27 则S

36、=1.25 = 46011/1.25=368 N/ =39011/1.25=312N/故=2.621.600.700.85=90.65 N/ =2.211.780.700.85=90.38 N/满足规定，合格。3.2 2轴的设计3-2牵引传动箱的传动系统Fig.3-2 examination drawing1-变速箱输出轴 2-变速箱输入轴该水平移动轴在工作过程中，受到弯矩和扭矩的作用，弯矩是吊具、工件、电、机减速器及其附件的重力导致的，其总重量最大为350Kg，扭矩重要是吊具和轴的摩擦力导致的。 根据实际需要，轴材料选用45号钢，其总长度大概为3米，两端受支承，因此最大弯矩出目前轴的中点，即

37、 （3-19）式中，M为轴所承受弯矩Nmm；W抗弯截面模量，本设备采用实心轴取W =0.3；查表得=300。初步拟定轴的直径 d=55选轴径d=60 mm 轴和吊具均采用45号钢，查资料3，钢与钢之间的滑动摩擦系数为0.15，因此摩擦力 F=9.83500.15=515N，因此扭矩T=30515=15450 Nmm=15.45 Nm当本设备中工作时，轴的弯矩比较大，其大小值为5145 Nm,而扭矩相对比较小，其大小为15.45 Nm，故当量弯矩近似等于弯矩，其校核可免。材料选用45号钢工作时，销轴在径向力R的作用下重要是受挤压和剪切，如图5.4.1-1所示，挤压强度条件和剪切强度条件分别为：=

38、 N/ （3-20）= N/ （3-21）式中 h挤压面最小高度，本设备中去6.5mm；许用挤压应力，按销和被联接键材料较弱者查表选用，在有轻微冲击载荷的状况下，我们取=110 N/；Z销的个数,取1；-销的许用剪切应力，对经热解决后的碳钢，取=80 N/由（3-20）式得 d=6.17mm由（3-21）式得 d=8.38mm本设备工作时，安全系数规定很高，在考虑磨损、冲击振动、热变形等综合因素的状况下，取d=20mm。轴的受力分析：由于齿轮1和齿轮2采用的是同心轴因此一轴的受力状况是：插入阻力按Fina按下式计算：Fina = b0=84029.4=24696N式中，b同步插入料堆的承载板和

39、的边沿之和，cm;0 单位长度插入阻力，N / cm；其查表选用0=19.629.4取力的计算取力FP按下式计算：FP=KdZb，0=1.725029.4=4998N式中，Kd 动载荷系数Kd=1.61.7；Z Z=2；b个插入料堆的边沿长度，cm;由于齿轮3)是齿轮轴,因此齿轮轴所采用的轴承分别是调心滚子轴承和推力圆柱滚子轴承.选择因素:调心滚子轴承重要承受径向负荷,也能承受少量的双向轴向负荷,外圈滚道是球面,具有调心性能,内外圈轴线相对偏斜0.5-2度,合用于多支点轴,弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支撑.推力圆柱滚子轴承:能承受很大的单向轴向负荷,但是不能承受径向负荷,极限转速很低,因此

40、使用于低速重栽场合. 图33轴的受力分析图Fig.3-2 article falls drawing计算截面应力：几面右侧弯矩M为：M=136905*（66-36）/66=62229N.mm截面上的扭矩T为：T=620750N.mm抗弯截面系数：W=0.1=0.1*603=21600mm抗扭截面系数：Wt=0.2D3=0.2*603=43200mm3截面上的弯曲应力：DB=M/W=62229/21600=2.88N/mm2截面上的扭转剪应力：T=T/Wt=620750/43200=14.37N/mm2弯曲应力幅：Da=DB=2.88N/mm2弯曲平均应力：Dm=0扭转剪应力的应力幅与平均应力相

41、等，即，Ta=Tm=T/2=14.37/2=7.19N/mm23.3 轴的校核：支反力： 水平面 RH1=1570.5N，RH2=1570.5，N 垂直面 RV1=1355.1N，RV2=-196.1N弯矩MH和MV： 水平面MH=103653N.mm 垂直面MV1=89437N.mm合成弯矩： M= M2H+M2V=1036532+894372=136905 N.mm扭矩T： T=620750N.mm3.4 变速箱设计3-4牵引变速箱的传动系统图Fig.3-4 examination drawing1-变速箱齿轮Z1 2-变速箱齿轮Z23.4.1输入轴速齿轮的设计选择齿轮材料： 小轮选用45

42、#，调质=245-275 HBS大轮选用45#，正火=210-240 HBS按齿根弯曲疲劳强度设计计算：采用直齿圆柱齿轮传动，按V=(0.0130.022)=6.4410.89 m/s 估取圆周速度V7.5m/s ,选用II公差组8级小齿轮分度圆直径由式3-21得 （3-22）齿宽系数 ,查教材表3-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.8小齿轮齿数 Z1在推荐值2040中选24大齿轮齿数 Z2=Z1i=4.424=105.6，圆整齿数比 u=Z2/Z1=106/244.42传动比误差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067,误差在5%内,合适小轮转矩=9.5510/n=9.55105

43、4.0/1500=343.8 N载荷系数K由式（3-23）得 K=KKK （3-23）使用系数，查教材表（3-20）=1.00动载荷系数K的初值 K由教材图（3-21）查得K=1.24齿向载荷分布系数 K由教材图（3-20）查得K=1.12由式（3-22）得 （3-24）= 1.88-3.2(1/Z+1/Z)= 1.88-3.2(1/24+1/106)= 1.72查教材表3-21并插值K=1.16则载荷系数的初值为：=11.241.121.16=1.61弹性系数查表3-22得189.8节点影响系数Z（X=X=0）得Z=2.5重叠度系数，=0.87许用接触应力由式=.ZZ/S接触疲劳极限应力、6

44、00N/mm500N/mm应力循环次数由式3-得 =60n2j=6015001830081.73= /1.73/4.4=3.93查图3-23接触强度寿命系数Z ，ZZ= Z=1.0 （3-25）硬化系数Z及阐明Z=1.15接触强度安全系数S按一般可靠度S=1.01.1取 S=1.0=60011.15/1.0690N/mm=50011.15/1.0575N/mm的设计初值 95.63 模数：m= /=95.63/24=3.98 圆整取模数m=4中心距a=m(+)/2=4（24+106）/2=260 小轮分度圆直径的计算 ，244=96圆周速度v=/60000=961500/60000=7.54m

45、/s与估取的值相近.对K取值影响不大不必修正K取：K=K=1.61大轮分度圆直径=m=4.0106=424 mm，齿宽=0.895.63=76.50大齿轮齿宽b圆整取齿宽80小齿轮齿宽=b+（510）=80+5=85按齿根弯曲疲劳强度校核计算=YYYY （3-26）得 与小轮 2.67大轮 2.18应力修正系数Y 1.581.81重叠修正系数Y由式3-25得Y0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 因此Y=0.69许用弯曲应力由式（3-21）计算=YY/S弯曲疲劳极限查图（3- 22）=460N/mm=390N/mm弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0尺寸系数Y Y=1.0安

46、全系数SS=1.3 =46011/1.3=353.85N/=39011/1.3=300N/故：=21.613438002.671.580.69/（85964）=98.74N/=21.613438002.181.810.69/（80964）=98.11N/满足规定，合格。3.4.2输出轴变速齿轮的设计3-5牵引变速箱的传动系统图Fig.3-5 examination drawing1-变速箱齿轮Z1 2-变速箱齿轮Z2根据变速组内模数相等理论设计。因此m=4根据需要，=65因此分度圆直径两轮齿宽b圆整取齿宽80 选择齿轮材料：齿轮均选用45#HBS=210-240 HBS1.88-3.2（）=1

47、.78K=11.31.191.12=1.73按齿根弯曲疲劳强度校核计算：=YYYY （3-27）得2.27应力修正系数Y： 1.74重叠修正系数Y由式3-26得：Y0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67因此Y=0.67许用弯曲应力由式（3-26）计算：=YY/S （3-28）弯曲疲劳极限 =390N/mm弯曲疲劳强度得寿命系数得=1.0尺寸系数Y Y=1.0安全系数S则S=1.3 =39011/1.3=300N/故： =21.733438002.271.740.67/802604=37.84N/mm满足规定，合格。3.5 校核轴的疲劳强度3-6牵引变速箱的传动系统图Fig

48、.3-6 examination drawing1变速箱的输入轴3.5.1判断危险截面 从受载状况观测，截面C上最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力均集中在两端），并且这里轴径最大，故截面C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱限度观测，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重。截面V的应力集中与截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同步轴径也较大。分析可知，危险截面为IV截面（左侧）。图37校核轴的受力分析图Fig.3-7article falls drawing3.5.2计算危 险截面应力截面右侧弯矩为 N/截面上的扭矩为 =1512720 N抗弯截面系数 N/抗扭截面系数 N/

49、截面上的弯曲应力 N/截面上的扭转剪应力 N/弯曲应力幅 N/弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即N/3.5.3拟定影响系数轴的材料为45号钢，调质解决。得 N/;N/,N/。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2.0/68=0.029,D/d=70/68=1.03,经差值后可得。尺寸系数、，查得 =0.67，=0.80。表面质量系数、 根据=650 N/和表面加工为精车，得材料弯曲、扭转的特性系数 ，由上面的成果可得 式中的许用安全系数S值，可知该轴安全。3.6 联轴器和键的选用3-8牵引行走想电动机Fig.3-8 examination drawing1-连轴器3.6

50、.1 倾斜装置联轴器的选用根据轴径和传播扭矩，电机和减速器高速轴的连轴器选用:HL2连轴器GB5014-85积极端：Z型轴孔,C型键槽从动端：J型轴孔,B型键槽小齿轮键C2280GB1096-79参数: 键宽b=22mm, 键高h=14mm, 键长l=80mm大齿轮键C2290GB1096-79参数: 键宽b=22mm, 键高h=14mm, 键长l=90mm减速器低速轴键C1480GB1096-79参数: 键宽b=14mm, 键高h=6mm, 键长l=80mm丝杠键C1480GB1096-79参数: 键宽b=14mm, 键高h=9mm, 键长l=80mm水平移动轴键C1880GB1096-79

51、参数: 键宽b=18mm, 键高h=11mm, 键长l=80mm3.6.2 键的校核 键长度为L，直径为的的平键连接工作时的受力状况如图3-3所示，当轴传递扭矩时，键的工作面受到压力的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效形式是键、轴槽和轮毂三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切，当键用45钢制造时，重要失效形式是压溃，因此一般只进行挤压强度计算，假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： 图3-9 键的工作图Fig.3-9 key working drawing = N/ （3-29）式中，k键与轮毂（或轴槽）的接触高度，mm，k=h/2，h为键高（尺寸查有关设计手册）；L键的工作

52、长度，型型型为键宽（尺寸查有关设计手册）许用挤压应力，查资料取=110 N/现对倾斜装置中的大齿轮键进行校核，键的型号为CC22GB1096-79参数：键宽b=22mm，键高h=14mm，键长l=80mm，轴径d=80mm由式（3-29）得：=8.53满足规定。4 技术经济分析根据这次我所设计的无链电牵引采煤机牵引部，会使采煤机在工作中各方面性能具有很大限度上的提高。1）.效率上，向比较目前的采煤机大部分都是靠液压牵引为牵引动力，工作缓慢，效率低下，体形过于庞大和笨重，不利于采煤机的行走并且会过多的挥霍有效的资源。而我所设计的电力牵引部，可以使采煤机的重量大大的减轻，可以更精确，更高效的工作。

53、可以节省更多的有效可运用资源。2）.对工作环境的规定，既有的液压牵引采煤机规定的工作环境很高，我设计的电牵采煤机则可以在多种恶劣的环境下工作。对环境的规定并不高。3）.由于我设计的采煤机是无链的，因此这样可以使采煤机挣脱老式的依托链做动力连接的方式，可以缩短采煤机的大小，更以便采煤机在地下工作的灵活性。5 结论在能源日益紧缺的今天，高效节能的产品日益受到人们的青睐，高效的采煤机更受到关注,而我所设计的采煤机的牵引部设计以及行走机构设计则可以提高既有的采煤机的效率。在高效的前提下实现对无链电牵引采煤机传动系统具有机器重要的意义。本文以机械设计理论为基本，结合电牵引传动理论，对大功率牵引加载实验台

54、机械系统设计进行研究。该实验台是由变速器、减速器、增速器、辅助泵以及传感器等构成的系统。本设计尚有某些局限性之处，一是基于能量回收的牵引加载实验台实例还比较少，设计时参照资料少，考虑必然会浮现欠缺之处。二是对于液压设计理论的理解还不够深刻，运用起来不是很得心应手。此外，本设计只是处在理论阶段，由于条件制约，没能做成实物进行实验，因此这些都是需要进一步研究和实践的。道谢通过几种月的忙碌和学习，本次毕业设计已经接近尾声，作为一种本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有教师的督促指引，以及一起工作的同窗们的支持，想要完毕这个设计是难以想象的。 在这里一方面要感谢我的指引

55、教师师建国。她平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的拟定和修改，中期检查，后期具体设计，装配草图等整个过程中都予以了我悉心的指引。除了敬佩师教师的专业水平外，她严谨的治学态度和钻研科学的精神也是我永远学习的楷模，并将积极影响我此后的学习和工作。 然后还要感谢大学四年来所有的教师，为我们打下机械专业知识的基本；同步还要感谢所有的同窗们，正是由于有了你们的支持和鼓励。本次毕业设计才会顺利完毕。 最后感谢各位教师大学四年来对我的大力栽培，在此，我向各位教师表达深深的感谢和崇高的敬意。参照文献1彭熙伟，陈建萍.综采技术的发展方向J.液压与气动，（3）：14 2刘志峰，刘光复.绿色设计.北京：机械工业出版社，1999年.3隗金文,采煤机传动系统.沈阳:东北大学出版社,.4桑勇，占林，祁小野，白国长.牵引系统中节能技术的讨论J.机床与液压，（3）：83865Step W.James,sarfraz Khaliq,Ralph P.Tatam.A long period grating liquid level sensor 6张展，叶少华，韩为峰.减速器设计选用设计手册.上海：上海科学技术出版社，7巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计.沈阳:东北大学出版社,.8王洪欣,李木,刘秉忠.