小功率采煤机毕业设计说明书(编辑修改稿)

小功率采煤机毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

主要尺寸如图 1 所示： 该电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。 传动方案的确定 传动比的确定 滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。 滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。 总传动比 总i 7536401470 ．＝＝＝ 滚总 nnI n —— 电动机转速 r/min 滚n —— 滚筒转速 r/min 传动比的分配 在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。 多级传动系统传动比的确定有如下原则： 图1 YBC3300 电动机外形尺寸图沉孔 深20 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 8 页 图 2 NWG 行星机构 1．各级传 动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。 、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。 3．使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。 4．使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。 因此，这里先确定行星减速机构的传动比。 本次设计采用 NWG 型行星减速装置 ，其原理如图 2 所示： 该行星齿轮传动机构主要由太阳轮 a、内齿圈 b、行星轮 g、行星架 x 等组成。 传动时，内齿圈 b 固定不动，太阳轮 a 为主动轮，行星架 x 上的行星轮 g— 面绕自身的轴线ox— ox转动，从而驱动行星架 x回转，实现减速。 运转中，轴线 ox— ox 是转动的。 这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。 因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为 ～ ,传动比一般为 ～。 如图 2－ 7所示 ，当内齿圈 b固定，以太阳轮 a为主动件，行星架 g为从动件时，传动比的推荐值为 ～9。 查阅文献 [4],采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 4～ 6。 这里定行星减速机构传动比 bagi 则其他三级减速机构总传动比 总II 247。 bagi 247。 = 由于采煤机机身高度受到严格限制 ，每级传动比一般为。 4~3ji 根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： x行 星架 图2 NWG行星机 构 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 9 页 , i , i i 以此计算，四级减速传动比的总误差为： (  1． 56 2． 29 5． 747）247。 36． 75＝ 0． 2‟ 在误差允许范围 5﹪内，合适。 3 传动 系统的设计 截割部传动系统图 图 3 截割部传动系统图 各级传动转速、功率、转矩的确定 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ轴。 Ⅰ轴 14701 n /r min Ⅲ轴 m in/ Ⅳ轴 inn ＝ min/r Ⅵ轴 m in/ 2 ＝ 各轴功率计算： Ⅰ轴 30031 η＝ PP =297kW Ⅱ轴 29721212  ηη＝ PP = Ⅲ轴 8 81223  ηη＝ PP = 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 10 页 Ⅳ轴  ηηη＝ PP = Ⅴ轴  ηηη＝ PP = Ⅵ轴 6 31256  ηη＝ PP = Ⅶ轴  ηηη＝ PP = Ⅷ轴  ηηη＝ PP = 各轴扭矩计算 : Ⅰ轴 9 5 509 5 50111  nPT mN  9 2 91 4 7 0297 Ⅲ轴 95509550333  nPT mN  Ⅳ轴 95 5095 50444  nPT mN  Ⅶ轴 95 5095 50777  nPT mN  0 2 9 2 9 4 7 Ⅷ轴 95509550888  nPT mN  9 8 2 9 0 2 9 0 将上述计算结果列入下表 ,供以后设计计算使用 运动和动力参数 编号 功率 /kW 转速n/(r min1 ) 转矩 T/(N m) 传动比 Ⅰ轴 297 1470 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅶ轴 Ⅷ轴 齿轮设计及强度效核 这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下： 齿轮 1 惰轮 2的设计及强度校核。 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 11 页 计算过程及说明 计算结果 1)选择齿轮材料 查文献 1表 817 齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 2)按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 3 111 /)0 2 ~0 1 ( npnv t 估取圆周速度smvt /12，参考文献 1 表 8－ 14，表 8－ 15选取 小轮分度圆直径 1d ，由式（ 8－ 64）得 3 211 )][(12HHEdZZZuukTd   齿宽系数 d 查文献 1表 8－ 23按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d ＝ 0． 6 小轮齿数 1Z 惰轮齿数 2Z 2Z ＝ 19= 取 37 齿数比 u 193721  ZZ= 传动比误差 uu％ 误差在 %3 范围内 小轮转矩mmNT  95820xx 载荷系数 K 由式 得  KKKKK VA  使用系数 AK 动载荷系数 VK 查图 得初值 VtK 齿向载荷分布系数 K 齿间载荷分配系数 K 由式 8－ 55及 0 得   c o s)]/1/1([ 21 ZZ  ＝ [－ (1/19+1/34)]= HRC 56~62 smvt /12 公差组 6级 d ＝ 0． 6 1Z =19 2Z ＝ 37 u ＝ 合适 AK ＝ 1． 75 VtK ＝ 1． 11 K ＝ K ＝ 1 t 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 12 页 查表 8－ 21 并插值 K ＝ 1 则载荷系数 K 的初值 t .  弹性系数 EZ 查表 EZ ＝ 2/mmN 节点影响系数 HZ 查图 8－ 64 0,021  xx 重合度系数 Z   Z 许用接触应力 由式  698 得  H ＝ HHHLim SZZ /  接触疲劳极限应力 21lim /1450 mmNH  22lim /1450 mmN 查图 8－ 69 应力循环次数由式  708 得  1011  hjLnN 91012  uNN 则 查图 得接触强度得寿命系数 NZ NZ 硬化系数 Z 查图 8－ 71 及说明 接触强度安全 系数 HS 查表 8－ 27，按可靠度查~HLimS 取 HS     221 / 0   故 1d 的设计初值 td1 为 321  td= EZ ＝ 2/mmN HZ ＝ Z ＝ 21 /1450 mmNH Lim  22 /1450 mmNH Lim  101 107.  92  NZ 9. Z ＝ 1 HS 8m td1 ＝ 152mm sv/ VK 中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 13 页 齿轮模数  Zdm t 取 m=8 查表 8－ 3 小齿分度圆直径的参数圆整值 td1 ＝mmmZ 1521  圆周速度 v smndv t / 11  与估取sm/12很相近，对 VK 取值影响不大，不必 修正 VK VtV KK  ＝ ，  tKK 小轮分度圆直径 tdd 11 惰轮分度圆直径 mmmZd 29683722  中心距 a     2242 371982 21  ZZma 齿宽 b  db d 取 96b 惰轮齿宽 962 b 小轮齿宽 10599621  bb 取 9 3 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 由式  668  FSFF YYYmbdKT    1 12 齿形系数 FY 查图 小轮 1FY 大轮 2FY 应力修正系数 SY 查图 8－ 68 小轮 1SY 大轮 2SY 重合度系数 Y ,由式 8－ 67 1   Y 许用弯曲应力  F 由式   FxNF LimF SYY /  弯曲疲劳极限 FLim 查图 tK td1 ＝ 152mm mm2962  224a 962b 1052 1FY ＝ 2FY ＝ 1SY = 2SY = Y 21 /850 mmNFLim 22 /850 mmNFLim  NY NY xY ＝ FS ＝ 2  21 / mmNF  22 / mmN 21 /  中国矿业大学 20xx 届本科生毕业设计 第 14 页 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核 齿轮 4 和齿轮 5设计及强 度效核： 弯曲寿命系数 NY 查图 尺寸系数 xY 查图 安全系数 FS 查表 则    211121 /   121 / FF mmN   。