930KW電牽引采煤機牽引部設計含8張CAD圖,kw,牽引,采煤,設計,cad 930KW電牽引采煤機牽引部設計 摘 要 930KW采煤機是一種大功率無鏈電牽引采煤機，該采煤機適用于緩傾斜的中硬煤層，它與刮板輸送機液壓支架等配套使用，該采煤機的機械傳動采用直齒傳動系統(tǒng)，在能夠承受足夠載荷的情況下，節(jié)約成本，降低維護的難度。 本次設計中主要是針對采煤機牽引部的設計，采煤機的牽引部主要是由牽引機構和牽引部傳動裝置組成，其中傳動裝置中的減速箱是由兩級直齒輪減速以及兩級行星齒輪減速組成，其主要作用是將電動機輸出的轉速降低從而使扭矩增大，最后驅動行走部帶動采煤機沿著工作面前進 。設計任務主要有首先初步確定方案，確定了方案之后查閱各種資料對牽引部的傳動系統(tǒng)進行設計，對減速箱的齒輪、軸、軸承、花鍵等零部件的選型和校核等，在設計過程中應該正確的利用設計手冊，實事求是的計算，確保計算中數(shù)字的準確性，培養(yǎng)我們獨立思考認真解決問題的能力，以此來達到此次畢業(yè)設計的目的。 關鍵詞：采煤機：牽引部：減速箱：齒輪：行星輪 930KW electric traction shearer traction department design Abstract The shearer is a kind of high-power chain electric haulage shearer, which is suitable for medium-hard coal seams with gentle inclination, and it is used together with scraper conveyor hydraulic support and so on. The mechanical transmission adopts a straight-toothed transmission system, which can save costs and reduce the difficulty of maintenance when it can withstand sufficient loads. ??In this design, the design of the hauling section of the shearer is mainly used. The traction section of the shearer is mainly composed of a traction mechanism and a traction section transmission device. The gear box in the transmission device is decelerated by two-stage spur gears and has two stages. The planetary gears are decelerated and their main function is to reduce the output speed of the motor to increase the torque. Finally, the driving unit drives the shearer to advance along the working surface. The design task is mainly to first determine the program, determine the program after consulting various data on the traction drive system design, gearbox, shaft, bearings, splines and other parts of the gearbox selection and verification, etc. In the design process, the design manual should be used correctly and the calculation of seeking truth from facts should be done to ensure the accuracy of the numbers in the calculations. We must cultivate our ability to think independently and solve problems in a serious manner so as to achieve the purpose of this graduation project. Keywords: shearer；traction；section gearbox；gear；planetary gear 目 錄 1概述 1 1.1 引言 1 1.2 電牽引采煤機概況 1 1.2.1 電牽引采煤機基本情況 1 1.2.2 電牽引采煤機的技術特點 2 1.3 電牽引采煤機的技術現(xiàn)狀 3 1.3.1 國內(nèi)電牽引采煤機現(xiàn)狀 3 1.3.2 國外電牽引采煤機現(xiàn)狀 3 1.4 采煤機的發(fā)展趨勢 4 1.5 采煤機的組成 4 1.6 本次采煤機的設計目的 5 2 牽引部的設計 6 2.1 牽引部簡述 6 2.2 牽引部傳動方案的確定 6 2.2.1 設計原則 6 2.2.2 傳動方案的選擇 7 2.2.3 主要技術參數(shù) 9 2.2.4 電動機的選擇 9 2.2.5 傳動比的分配 10 2.3 牽引部傳動計算 11 2.3.1 各級傳動轉速、功率、轉矩 11 2.3.2 齒輪1和齒輪2的設計及強度效核 13 2.3.3 齒輪3和齒輪4的設計及強度效核 18 2.3.4 齒輪5和齒輪6的設計及強度效核 24 2.4 牽引部行星機構的設計計算 31 2.4.1 第一級行星齒輪的計算 32 2.4.2 第二級行星齒輪的計算 38 3 強度校核 45 3.1 Ⅱ軸的設計與校核 45 3. 2 對Ⅱ軸的軸承校核 49 3.3 對Ⅱ軸平鍵的校核 50 3.3.1 鍵Ⅱ的校核 50 3.3.2 鍵Ⅰ的校核 50 3.4 花鍵連接的強度校核 51 4 牽引部的總體 52 4.1 機械傳動系統(tǒng) 52 4.2 牽引電動機 52 4.3 液壓制動器 53 4.4 滑靴組架 54 4.5 調(diào)高油缸 54 4.6 與電控箱的連接部位 55 5 采煤機的使用和維護 55 5.1 采煤機的維護 55 5.2 采煤機軸承的維護及漏油的防治 57 結束語 60 參考文獻 61 致 謝 67 1概述 1.1 引言 機械化采煤開始于二十世紀40年代，是隨著采煤機械的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤、裝煤實現(xiàn)了機械化。但當時的采煤機都是鏈式工作機構，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。 我國屬于薄煤層較多的國家， 而長期以來薄煤層的開采速度遠不如中厚煤層， 且受工作面空間的限制，薄煤層一直是礦井開采的薄弱環(huán)節(jié)。 牽引部作為采煤機的行走機構是采煤機的重要組成部件，它不但擔負采煤機工作時的移動和非工作時的調(diào)動，而且牽引速度的大小直接影響工作機構的效率和質(zhì)量，并對整機的生產(chǎn)能力和工作性能產(chǎn)生很大影響。 1.2 電牽引采煤機概況 在煤礦開采的過程中，電牽引采煤機作為煤礦開采所使用的重要設備之一，對實現(xiàn)煤礦的順利開采和作業(yè)安全具有重要的作用。從總體來看，我國電牽引采煤機在近些年來有了長足的進步和發(fā)展，但是與發(fā)達國家相比依然存在不足。所以，在電牽引采煤機研究和使用的過程中，應該不斷進行技術補充和完善，提高電牽引采煤機的整體水平[12]。 1.2.1 電牽引采煤機基本情況 在煤炭開采的過程中，采煤機作為必需設備之一，發(fā)揮了重要的作用。具體而言，采煤機的工作原理主要是通過旋轉的結構實施破煤作業(yè)，之后把煤炭裝入到輸送機或者運輸煤炭的設備上，由此完成采煤機的工作，所以采煤機是一個復雜的大型綜合系統(tǒng)。電牽引采煤機作為采煤機的一種，是目前國內(nèi)外煤礦開采中使用最為廣泛的采煤機器，電牽引采煤機有利于實現(xiàn)煤礦生產(chǎn)的機械化和現(xiàn)代化。我國電牽引采煤機開始出現(xiàn)于二十世紀八十年代，直到二十世紀九十年代電牽引采煤機的樣機才正式問世，目前在我國煤礦開采的過程中正在逐步使用電牽引采煤機，并且獲得了更高的經(jīng)濟效益。 1.2.2 電牽引采煤機的技術特點 隨著近些年來電牽引采煤機技術研究的不斷發(fā)展，既促進了電牽引采煤機在煤礦開采中的應用，同時也有利于實現(xiàn)我國煤礦采煤機的現(xiàn)代化和機械化。目前電牽引采煤機的技術特點主要有以下幾方面：電牽引采煤機的裝機功率增強，機器性能參數(shù)提高。總體來看，電牽引采煤機的總裝機功率達到了1000kW以上，甚至SL1000的總裝機功率達到了2600kW，電牽引采煤機的牽引功率達到了80kW以上，并且最大的采煤機牽引功率達到了300kW；其次，單臺電牽引采煤機的裝機功率大部分都在400kW以上，多數(shù)已經(jīng)實現(xiàn)了600kW的水平；此外，電牽引采煤機與傳統(tǒng)采煤機相比，牽引速度快而且牽引力也不斷提高，其它性能參數(shù)的提高還包括截割功率變大，采煤機的支架實現(xiàn)了隨機支護的效果，且滾筒的截深變大。 電牽引采煤機需要中高壓進行供電，電牽引采煤機主要是依靠電能進行牽引和工作，并且電牽引采煤機的裝機功率不斷加大，工作面增長到300m。對工作電源的質(zhì)量提出了更高的要求。在實際工作中，為了降低輸電線路的電能損耗，保證電牽引采煤機得到高質(zhì)量的供電和電機性能，因而大多使用中高壓供電。一般情況下，中高壓供電的等級包括2300V、3300V、4160V、5000V等類型。 電牽引采煤機的監(jiān)控保護系統(tǒng)實現(xiàn)智能化。目前帶電牽引采煤機都配置了智能化的監(jiān)控保護系統(tǒng)，以此實現(xiàn)人機交互對話、工程監(jiān)測、無線控制以及傳輸任務，智能化的實現(xiàn)可以提高我國采煤機的整體水平，使電牽引采煤機的維護工作量達到最小，同時利用率最高，電牽引采煤機還可以實現(xiàn)與工作面輸送機、液壓支架等設備的信息交互和聯(lián)動控制。 1.3 電牽引采煤機的技術現(xiàn)狀 1.3.1 國內(nèi)電牽引采煤機現(xiàn)狀[13] 就國內(nèi)目前所使用的采煤機情況而言，大部分煤礦開采所使用的采煤機是液壓牽引采煤機，但隨著煤礦開采難度的不斷加深，并且液壓牽引采煤機也存在一定的技術局限性，使液壓牽引采煤機已經(jīng)不能滿足煤礦開采的需要，所以推廣電牽引采煤機是十分必要的。 在國外發(fā)達國家，電牽引采煤機已經(jīng)得到了廣泛普及和使用。由此可知，電牽引采煤機在采煤技術和使用性能方面都有著很大的優(yōu)勢，逐步實現(xiàn)液壓牽引采煤機到電牽引采煤機的進步非常必要。 我國常見的幾種電牽引采煤機：①MGTY300710-1.1D電牽引采煤機。由太原礦山機器集團有限公司研制，這種電牽引采煤機擁有先進的技術和良好的質(zhì)量，牽引功率適宜，適用的領域比較廣泛，在目前來看，處于我國電牽引采煤機的前沿，具有高效、高產(chǎn)的優(yōu)點。這種電牽引采煤機應用了系統(tǒng)設計，適用范圍比較廣，電機的功率可以由使用者任意選擇，采煤機的電視、牽引箱等可以進行左右互換，而且此設備的關鍵元件都是來自發(fā)達國家，繼而增強了采煤機的整體性能；②MG150/345－WDK交流電牽引采煤機。由山東能源機械集團有限公司研制，這種采煤機適用于煤層厚度為0.9～1.9 m的煤層，利用開關磁阻進行調(diào)速，使用高強度的液壓螺栓連接采煤機機身的各個部分，從而使采煤機簡便易操作，便于拆裝。此外，采煤機的電控使用模塊結構，利用快速接插的形式，并且具有防潮、防震的優(yōu)良性能，適用的采高范圍為0.9～1.9 m,角度在35o以內(nèi)。 1.3.2 國外電牽引采煤機現(xiàn)狀[15] 早在二十世紀七十年代，美國的JOY公司就已經(jīng)研制出1LS多電機橫向布置的直流電牽引采煤機，之后又研發(fā)出了2LS到6LS等多電機橫向布置直流電牽引采煤機，JOY公司的Ultratrac2000型強力銷軌無鏈牽系統(tǒng)，增加了銷軌的節(jié)距和寬度，而且利用了鍛造銷排技術，有利于實現(xiàn)交互式人機通訊。德國作為世界機械制造最為發(fā)達的國家之一，Eickhoff公司早在1976年就研發(fā)出了直流電牽引采煤機，同時不再進行液壓牽引采煤機的研制工作，之后廣泛開展了電牽引采煤機的研發(fā)和利用。世界發(fā)達國家已經(jīng)廣泛使用并且大力研究電牽引采煤機技術，取得了重大的成果，并且實現(xiàn)了科技成果與社會生產(chǎn)的有效結合，使電牽引采煤機廣泛投入到煤礦生產(chǎn)中去。 1.4 采煤機的發(fā)展趨勢 電牽引采煤機經(jīng)過25年的發(fā)展，技術已趨成熟。新一代大功率電牽引采煤機已集中采用了當今世界最先進的科學技術成為具有人工智能的高自動化機電設備代替液壓牽引已成必然。技術發(fā)展趨勢可簡要歸結如下: ⑴電牽引系統(tǒng)向交流變頻調(diào)速牽引系統(tǒng)發(fā)展。 ⑵結構形式向多電機驅動橫向布置發(fā)展。 ⑶監(jiān)控技術向自動化、智能化、工作面系統(tǒng)控制及遠程監(jiān)控發(fā)展。 ⑷性能參數(shù)向大功率、高參數(shù)發(fā)展。 ⑸綜合性能向高可靠性和高利用率發(fā)展。 國內(nèi)的電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展方向基本一致，在經(jīng)過近15年的研究，已經(jīng)取得較大進展,但離國際先進水平特別是在監(jiān)控技術及可靠性方面尚有較大的差距，必須進行大量的技術和試驗研究。 1.5 采煤機的組成 采煤機主要由電動機、牽引部、截割部和附屬裝置等部分組成（如圖1-1）。 電動機：是滾筒采煤機的動力部分，它通過兩端輸出軸分別驅動兩個截割部和牽引部。采煤機的電動機都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以縮小電動機的尺寸。 牽引部：通過其主動鏈輪與固定在工作面輸送機兩端的牽引鏈3相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此，牽引部是采煤機的行走機構。 左、右截割部減速箱：將電動機的動力經(jīng)齒輪減速后傳給搖臂5的齒輪，驅動滾筒6旋轉。 滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。 如圖1-1 雙滾筒采煤機 底托架：是固定和承托整臺采煤機的底架，通過其下部四個滑靴9將采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上，其中采空區(qū)側兩個滑靴套在輸送機的導向管上，以此保證采煤機的可靠導向。 調(diào)高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調(diào)節(jié)采煤機的采高。 調(diào)斜油缸：用于調(diào)整采煤機的縱向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的截割要求。 電氣控制箱：內(nèi)部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。 1.6 本次采煤機的設計目的 1. 本次畢業(yè)設計是專業(yè)知識的應用與鞏固，是對所學知識的全面總結。在此次畢業(yè)設計中掌握煤礦機械在設計過程中的步驟及其注意事項，初步掌握解決煤礦機械在生產(chǎn)中遇到的問題，為以后的工作打下基礎。 2.根據(jù)題目給出的條件，通過傳動方案的制定，正確的使用設計手冊等資料，設計采煤機牽引部，再設計過程中對采煤機械的設計又一個整體的認識和掌握，以及培養(yǎng)認真思考問題的習慣和學會尋找解決問題的方法。 2 牽引部的設計 2.1 牽引部簡述 采煤機牽引部的功能是為采煤機在采煤過程中提供動力，是采煤機能夠沿著采煤工作面前進以實現(xiàn)采煤作業(yè)中標的移動或停車時得調(diào)動作業(yè)，而影響采煤機工作的質(zhì)量和效率的直接因素就是牽引速度的大小和穩(wěn)定性，所以說牽引部是采煤機中的重要部件。 牽引部主要由兩大部分組成，分別是牽引部傳動裝置和牽引機構。牽引部的傳動裝置的作用就是通過減速器將電動機的速度降低從而增大扭矩達到牽引采煤機前進的目的，此次設計采用的是電牽引，能夠通過調(diào)節(jié)電動機的速度來改變牽引速度，電牽引與液壓牽引和機械牽引有以下幾個優(yōu)點，電牽引克服了液壓牽引會由于液壓油的污染而導致傳動效率降低的缺點，也不會受溫度變化的影響，同時電牽引也克服了機械牽引不能實現(xiàn)無級變速的缺點，它還具有效率高、壽命長、維護工作量小的特點，還能使采煤機的結構簡單，外形尺寸減小，因此采用電牽引。 牽引機構與牽引裝置使采煤機沿著采煤工作面移動。牽引機構安裝于采煤機的內(nèi)部為內(nèi)牽引，安裝于采煤機的工作面兩端為外牽引。一般情況下都為內(nèi)牽引，而且隨著生產(chǎn)的進步，產(chǎn)量的增大，適用于大功率和大傾角的無鏈牽引機構已經(jīng)逐漸取代了有鏈牽引機構。 2.2 牽引部傳動方案的確定 2.2.1 設計原則 在設計過程中的要求有： 1. 傳動比要求大。在此次設計中電機轉速最大可以達到2455r/min，而牽引速度最大為15m/s，則傳動比會達到163.3，減速級數(shù)應該在3～5級，如此大的傳動比就需要多級減速，因此減速箱的體積就會增大，從而使得制造成本加大，為了減小體積，選擇可以調(diào)速的電機，這樣傳動比就可以相對的減小。 2. 有足夠大的牽引力。由于采煤機特殊的工作環(huán)境，在井下需要有很大的牽引力來驅動行走箱前進而順利工作。 3. 有完善的制動系統(tǒng)來確保安全。為了降低采煤機在工作過程中的故障率，采煤機應該設計有檢測與診斷故障的系統(tǒng)。 4. 能夠實現(xiàn)減速器無極調(diào)速。在井下工作時，負載會隨著煤層環(huán)境的變化而變化。因此需要減速器能夠達到無極調(diào)速的目的，可以采用電機的不同轉速來實現(xiàn)次功能。 5. 能夠實現(xiàn)正反轉?？梢酝ㄟ^電動機的正反轉來實現(xiàn)此要求，并且配合制動器的選用來減小減速器在正反轉過程中帶來的沖擊。 6. 減速器各個零件在選材過程中應該保證足夠的強度，滿足工作要求，盡量減少采煤機的故障率，從而降低維護成本，提高企業(yè)生產(chǎn)率。 7. 牽引部的減速器中應該設有惰輪。這是為了保證牽引部有適當?shù)拈L度。 8. 考慮到采煤機在井下工作的環(huán)境，由于采煤機工作環(huán)境的特殊性，因此牽引部的穩(wěn)定性就顯得很重要。 9. 在滿足以上要求的情況下，盡可能的使結構簡單，操作簡便，是零部件標準化系列化，以便維護修理。 2.2.2 傳動方案的選擇 根據(jù)此次設計的要求，提出了以下幾種解決方案 方案一 采用四級圓柱齒輪減速器。 方案二 采用兩級圓柱齒輪減速以及一級行星齒輪減速，下圖2-1為該方案的機構簡圖。 圖2-1 方案二 方案三 采用兩級直齒輪與兩級行星齒輪減速相結合來實現(xiàn)減速的目的，并安裝有惰輪來調(diào)節(jié)中心距使得個零件之間不會互相干涉，如下圖2-2。 圖2-2 方案三 以上一共提出了三種方案，牽引部減速器的傳動比達到了200左右，因此不適合選用圓柱齒輪傳動，圓柱齒輪傳動會使得減速器的體積增大，加大成本，因此不選擇方案一；在方案二中選用了行星齒輪傳動充分發(fā)揮了其體積小傳動比大的優(yōu)勢，使得整體體積大大減小。但是還存在的問題是，由于沒有惰輪，可能會出現(xiàn)零件之間的干涉，故不選用方案二。在方案三種選用了采用兩級直齒輪與兩級行星齒輪減速相結合來實現(xiàn)減速的目的，并安裝有惰輪來調(diào)節(jié)中心距使得個零件之間不會互相干涉，同時，行星齒輪機構具有體積小、結構緊湊、傳動效率高、承載能力大、運行穩(wěn)定、抗沖擊能力強等優(yōu)點。并且能夠大大降低傳動的級數(shù)，因此此次設計中選方案三為最終方案。 2.2.3 主要技術參數(shù) 主要技術參數(shù)及配套設備： 采高（m）：1.6～3.5； 適應傾角：≤35°； 截深：800mm； 滾筒直徑：1.8m； 電壓：3300V 牽引形式 ：齒輪—銷軌電牽引； 裝機功率：930KW； 2.2.4 電動機的選擇 設計要求牽引部功率為55KW，根據(jù)礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，而且電機工作要可靠，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。所以選擇三相鼠籠異步防爆電動機，型號為YB2-250M-4-55；其主要參數(shù)如下： 額定功率：55KW； 額定電壓：380V； 滿載電流：69A； 額定轉速：1480r/min； 滿載效率：0.926； 滿載功率因數(shù)：0.88； 接線方式：Y； 質(zhì)量：530KG； 冷卻方式：水冷 該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給齒輪減速機構。 2.2.5 傳動比的分配 在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結構、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則： 1.各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內(nèi)，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。 2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。 3.使各級傳動的承載能力接近相等，也就是要達到等強度。 4.使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。 5.設計過程中計算好中心距，防止齒輪在運行過程中發(fā)生干涉。 6.常用二級齒輪減速器傳動比的分配。設計多級減速器時，應該合理的分配其傳動比。 由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構的傳動比。 設計采用NGW型行星減速裝置，其工作原理如下圖2-3所示： a太陽輪 b內(nèi)齒圈 c行星輪 h行星架 圖2-3 NGW型行星機構 該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內(nèi)齒圈b、行星輪c、行星架h等組成。傳動時，內(nèi)齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架h上的行星輪c繞自身的軸線ox—ox轉動，從而驅動行星架h回轉，實現(xiàn)減速。運轉中，軸線ox—ox是轉動的。 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機牽引部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。當內(nèi)齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架x為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。所以這里先定行星減速機構傳動比：i，i。 根據(jù)前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為17為依據(jù)，初定齒數(shù)及各級傳動比為：i=z/z=2.84，i=z/z=2.13，i=1.36。 2.3 牽引部傳動計算 2.3.1 各級傳動轉速、功率、轉矩 1.各軸轉速計算：從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸。 Ⅰ軸 nr/min Ⅱ軸 n= n/ i=1480/2.84=521.1 r/min Ⅲ軸 n= n/ i=521.1/2.13 =244.6 r/min Ⅳ軸 n= n/ i=243/6.3=38.83r/min Ⅴ軸 n= n/ i=38.83/4.5=8.63 r/min 2.各軸功率計算： Ⅰ軸 =55×0.99×0.98=53.36kW Ⅱ軸 .=53.36×0.98×0.97=50.72kW Ⅲ軸 P=P=50.72×0.98×0.97=48.21 kW Ⅳ軸 P=P= 48.21×0.98×0.97=45.83kW Ⅴ軸 P=P=45.83×0.98×0.97=43.57 kW 式中 ——聯(lián)軸器效率 =0.99 ——閉式圓柱齒輪效率 =0.97 ——軸承效率 =0.98 ——花鍵傳動效率 0.97 3.各軸扭矩計算: Ⅰ軸 T=9550Nm Ⅱ軸 T=9550Nm Ⅲ軸 T=9550Nm Ⅳ軸 T=9550Nm Ⅶ軸 T=9550Nm 將上述計算結果列入下表： 軸號 輸出功率 P（kW） 轉速n(r/min) 輸出轉矩T/(N·m) 傳動比 Ⅰ軸 53.36 1480 344.32 2.84 2.13 6.3 Ⅱ軸 50.72 521.1 929.526 Ⅲ軸 48.21 244.6 1882.28 Ⅳ軸 45.83 38.83 11270.74 4.5 Ⅴ軸 43.57 8.63 48214.774 1.36 表2-1 2.3.2 齒輪1和齒輪2的設計及強度校核 齒輪1和2是一級圓柱齒輪傳動的兩個齒輪，齒輪1是高速小齒輪，齒輪2是低速大齒輪 1.選擇齒輪材料 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火 2.按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度。 小輪分度圓直徑，由式得 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取＝0．8 小輪齒數(shù)： =25 惰輪齒數(shù)： ＝i=71 齒數(shù)比 ： ＝/=71/25 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉矩：T=233211Nm 載荷系數(shù)：由文獻1式（8－54）得 使用系數(shù)：＝1．75 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 取 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ?。?.1 齒間載荷分配系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 取 則載荷系數(shù)的初值 =1.75 =2.541 彈性系數(shù)： 查表得 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力： 查文獻知 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)： 由式N=60njL得 N=60njL=60 N= N/i=/2.84=2.795 則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) =1 ,(不許有點蝕) 硬化系數(shù)： 查文獻1圖8－71及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查文獻1表8－27，按較高可靠度查S=1~1.5， 取 故的設計初值為 d =66.587mm 齒輪模數(shù)： m=d/Z=66.587/25=2.66 查表 取m=4mm 高速小齒輪1分度圓直徑的參數(shù)圓整值d1： d1=25mm 低速大齒輪2分度圓直徑： d=mZ=4mm 中心距 ： =m/2(Z+ Z)=192mm 齒寬： b=0.8mm 圓整 b=54mm 齒寬： 小輪齒寬： =60 齒根彎曲疲勞強度校核計算 由文獻1式 齒形系數(shù)： 查文獻 小輪Y=2.62 大輪Y=2.222 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.59 大輪Y=1.752 重合度 = =1.675 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.675 =0.698 許用彎曲應力： 由式 彎曲疲勞極限： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.5 則公式: [] ==107.69 ==93.62 檢驗合格 2.3.3 齒輪3和齒輪4的設計及強度校核 齒輪3和4是二級圓柱齒輪傳動的兩個齒輪，齒輪3是高速小齒輪，齒輪4是低速大齒輪，同時也是惰輪。 1)選擇齒輪材料 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火 2)按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度 小輪分度圓直徑，由式得 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0．8 小輪齒數(shù)： =38 大齒數(shù)： ＝i=80.94 整取 =81 齒數(shù)比 ＝/=81/38 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉矩： T=629600Nmm 載荷系數(shù)： 由文獻1式（8－54）得 使用系數(shù)： 查表 ＝1．75 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ＝1.1 齒間載荷分配系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 則載荷系數(shù)的初值 =1.75 =2.541 彈性系數(shù)： 查表 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力： 查文獻 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)： 由式N=60njL得 N=60njL=60 N= N/i=/2.13=1.312 則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) Z= Z=1 硬化系數(shù)： 查文獻1圖8－71及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查文獻1表8－27，按較高可靠度查S=1~1.5， 取 故的設計初值為 d =95.33mm 齒輪模數(shù)： m=d/Z3=95.33/38=2.51 查表 取m=4mm 小齒輪3分度圓直徑的參數(shù)圓整值d3： d3=38 大齒輪4分度圓直徑： d4=mZ4=4 中心距 ： =m/2(Z3+ Z4)=238mm 齒寬： b=0.8mm 惰輪齒寬： b4 = b 小輪齒寬： =82mm 齒根彎曲疲勞強度校荷計算 由文獻1式 齒形系數(shù)： 查文獻 小輪Y=2.43 大輪Y=2.202 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.652 大輪Y=1.771 重合度 = =1.66 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.66 =0.701 許用彎曲應力： 由式 彎曲疲勞極限： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.7 [] []=581/358.24 []=581/358.24 則公式: ==194.86 ==175.442 合格 2.3.4 齒輪5和齒輪6的設計及強度校核 齒輪5和齒輪6是行走機構的兩個傳動齒輪，齒輪6最后輸出鏈輪。 計算過程及說明: 1)選擇齒輪材料 兩個齒輪都選用20GrMnTi調(diào)質(zhì) 2)按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度 小輪分度圓直徑，由式得 齒寬系數(shù)：查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 ＝0．8 小輪齒數(shù)： =17 惰輪齒數(shù)： ＝i=23.18 圓整 =23 齒數(shù)比 ： ＝/=23/17 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉矩： T=34025640N 載荷系數(shù)： 由文獻1式（8－54）得 使用系數(shù)： 查表 ＝1 動載荷系數(shù)： 在推薦值1.05~1.4 ＝1．2 齒向載荷分布系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 ＝1.1 齒間載荷分配系數(shù)： 在推薦值1.0~1.2 =1.1 則載荷系數(shù)的初值 =1 =1.45 彈性系數(shù)： 查表 節(jié)點影響系數(shù)： 可知： 重合度系數(shù)： Z=0.89 許用接觸應力： 由式 ＝ 接觸疲勞極限應力： 查文獻 =1430N =1430N 應力循環(huán)次數(shù)： 由式N=60njL得 N=60njL=60 N2= N/i=/1.36=3.39 則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù) Z=1.04 Z=1.06 硬化系數(shù)： 查文獻1圖8－71及說明 ＝1 接觸強度安全系數(shù)： 查文獻1表8－27，按較高可靠度查S=1~1.5， 取 故的設計初值為 d =275.335mm 齒輪模數(shù)： m=d / Z5 =275.335/17=16.1 查表 取m=16mm 小齒輪5分度圓直徑： d5=17 大齒輪6分度圓直徑： d6=mZ=16 中心距 ： =m/2(Z5+ Z6)=320mm 齒寬： b=0.8mm 圓整b=220 齒輪6齒寬： b6 = b 小輪齒寬： =226mm 齒根彎曲疲勞強度校荷計算 由文獻1式 齒形系數(shù)： 查文獻 小輪Y=2.97 大輪Y=2.69 應力修正系數(shù)： 查文獻 小輪Y=1.52 大輪Y=1.575 重合度 = =1.554 重合度系數(shù)： 由式 =0.25+0.75/1.554 =0.732 許用彎曲應力： 由式 彎曲疲勞極限： 查圖 彎曲壽命系數(shù)： 查圖 尺寸系數(shù)： 查圖 安全系數(shù)： 查表 S=1.5 則公式: [] 得： []=595425 []=595/210 ==328.177 ==319.621 效驗合格 最后行走輪選用30GrMnMo作為材料，齒數(shù)為9，模數(shù)為44，分度圓直徑d==396。 2.4 牽引部行星機構的設計計算 配齒計算 這里采用2K-H型行星傳動機構, 該種機構要正確嚙合，必須滿足四個條件： 1. 傳動比條件：當中心輪a輸入時，設給定的傳動比為，內(nèi)齒圈的齒數(shù)為Zb，中心輪的齒數(shù)為Za，則上述三個量滿足滿足下列關系： =1+Zb/Za (2)同軸條件：為保證行星輪g同時與中心輪a,太陽輪b實現(xiàn)正確嚙合，對于圓柱齒輪行星傳動機構，要求外嚙合副的中心距與內(nèi)嚙合副的中心距相等，即=。對于標準傳動或高度變位傳動，有 = 可得： 在標準傳動中，外嚙合齒輪副的接觸強度遠低于內(nèi)嚙合齒輪的接觸強度，為適當調(diào)節(jié)內(nèi)外嚙合齒輪副的接觸強度，常采用角度變位傳動，外嚙合齒輪副通常采用大嚙合角的正傳動，；內(nèi)嚙合齒輪副一般采用小嚙合角的正傳動或負傳動，，這樣整個行星傳動的接觸強度可提高30%，采用角變度傳動時，外嚙合和內(nèi)嚙合的中心距分別為： 由以上兩式可得： 以上三式中 —分度圓壓力角；—外嚙合齒輪副的嚙合角; —內(nèi)嚙合齒輪副的嚙合角 (3)裝配條件：為保證各行星齒輪均勻分布在中心輪的周圍，而且能準確的裝入兩中心輪的齒間實現(xiàn)正確嚙合，則必須滿足兩中心輪的齒數(shù)和與行星輪的數(shù)目的比值為整數(shù)，即： （整數(shù)） 亦可表示為： (4)鄰接條件：行星機構在運動的過程中，行星輪之間不能發(fā)生干涉，即要保證兩行星輪的中心距L大于兩行星輪齒頂圓半徑之和，即： 或表示為： 對于標準傳動或高度變位傳動有： 將以上兩式代入式(3-5)得： 依據(jù)上述四個條件，初步確定太陽輪，內(nèi)齒圈以及行星輪的齒數(shù)。 2.4.1 第一級行星齒輪的計算 已知：輸入功率48.21KW, 轉速244.6r/min， 輸出轉速=38.83r/min 1 齒數(shù)選擇： 查手冊當i1=6.3時，，Za=17，Zc=28，Zb=71，采用不等角度變位齒輪嚙合。 預選嚙合角： =(24-26)°,=（18-20）°,=25° 2 材料選擇及熱處理方式 (1)太陽輪與行星輪： 選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC 查表選取: σHlim=1300MPa,σFlim=700MPa (2)內(nèi)齒輪： 選用35CrMoV調(diào)質(zhì)，表面硬度250～280HBS 3 a-c齒輪按接觸強度 初算按式 （1）齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)取=1 （2）計算齒數(shù)比 （3）接觸強度使用的綜合系數(shù) （4）輸入轉矩 設載荷不均勻系數(shù) =1.15 在一對a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞轉矩 （5）計算齒寬系數(shù) 取 故 （6）計算 MPa （7）初定中心距，代入強度計算公式 = mm = 135.4 mm 取=136 mm （8）計算模數(shù)m mm 取標準值 （9）未變位時中心距a （10）中心距變動系數(shù) = =0.755 (11)實際中心距 取 4 a-c齒輪傳動的主要尺寸 （1）實際中心距變動系數(shù)Y （2）實際嚙合角 （3）總變位系數(shù) （4）分配變位系數(shù)，查圖2-1（b）知合適，可分變位系數(shù)如下 ， 齒高變動系數(shù) (6)太陽輪a的主要尺寸 m = = 110 mm 取=48mm （7）行星輪c的主要尺寸 m = = 214.62mm 5 b-c齒輪傳動的主要尺寸 6 內(nèi)齒圈b的主要尺寸 mm mm 7 驗算a-c齒輪傳動的接觸強度 （1）圓柱齒輪接觸應力計算公式 式中：“+”-外嚙合，“-”-內(nèi)嚙合 （2）計算 式中： （3）確定參數(shù) 查的：所選齒輪精度為 （4）確定參數(shù) 查表得：2.15 （5）計算 將以上各個數(shù)值代入接觸應力計算公式，得 （6）驗算結果 滿足要求 8 輪齒抗彎強度校核 （1）齒根應力計算公式 由于行星輪c受對稱循環(huán)的彎曲應力，其承受能力較低，應按該齒輪計算，根據(jù)相關資料可查得： 代入上述各值 （2）驗算 滿足要求 9 b-c齒輪傳動的接觸強度和抗彎強度 由于b-c齒輪時內(nèi)嚙合傳動，承載能力高于外嚙合傳動，故不再進行驗算 2.4.2 第二級行星齒輪的計算 已知：輸入功率45.83KW 轉速38.83r/min， 輸出轉速=8.63r/min 1 齒數(shù)選擇 查手冊當i1=4.5時，，Za=17，Zc=21，Zb=61，采用不等角度變位齒輪嚙合。 預選嚙合角： =(24-26)°，=（18-20）°，=25.2° 2 材料選擇及熱處理方式 (1) 太陽輪與行星輪： 選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC 查表選取 σHlim=1300MPa， σFlim=700MPa (2) 內(nèi)齒輪： 選用35CrMoV調(diào)質(zhì)，表面硬度250～280HBS 3 a-c齒輪按接觸強度 初算按式 （1）齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)取=1 （2）計算齒數(shù)比 （3）接觸強度使用的綜合系數(shù) （4） 輸入轉矩 設載荷不均勻系數(shù) =1.15 在一對a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞轉矩 （5）計算齒寬系數(shù) 取 故 取 （6）計算 MPa （7）初定中心距，代入強度計算公式 = =161.2 取=162 （8）計算模數(shù) 取標準值 （9）未變位時中心距a (10)中心距變動系數(shù) = =0.73 (11)實際中心距 取 4 a-c 齒輪傳動的主要尺寸 （1）實際中心距變動系數(shù)Y （2）實際嚙合角 （3）總變位系數(shù) （4）分配變位系數(shù)，可分變位系數(shù)如下 ， 齒高變動系數(shù) (6)太陽輪a的主要尺寸 = =177.228 取=78mm （7）行星輪c的主要尺寸 = =212.94 5 b-c齒輪傳動的主要尺寸 6 內(nèi)齒圈b的主要尺寸 7 驗算a-c齒輪傳動的接觸強度 （1）圓柱齒輪接觸應力計算公式 式中：“+”-外嚙合，“-”-內(nèi)嚙合 （2）計算 式中： （3）確定參數(shù) 查的：所選齒輪精度為 （4）確定參數(shù) 查得：2.15 （5）計算 將以上各個數(shù)值代入接觸應力計算公式，得 （6）驗算結果 得 ，不滿足要求，所以太陽輪和行星輪選用20CrNi2MoA,內(nèi)齒圈選用20CrMnTi 8 輪齒抗彎強度校核 （1）齒根應力計算公式 由于行星輪c受對稱循環(huán)的彎曲應力，其承受能力較低，應按該齒輪計算，根據(jù)相關資料可查得： 代入上述各值 （2）驗算 滿足要求 9 b-c齒輪傳動的接觸強度和抗彎強度 由于b-c齒輪時內(nèi)嚙合傳動，承載能力高于外嚙合傳動，故不再進行驗算 3 強度校核 軸的結構設計包括軸的形狀、軸的徑向尺寸和軸向尺寸。軸的結構設計是在初估軸頸基礎上進行的。 為了滿足設計要求，保證軸上零件的定位和規(guī)定，便于裝配，并有良好的加工工藝性，所以選擇階梯軸形。裝滾動軸承的定位軸肩尺寸應查有關的安裝尺寸。為便于裝配及減小應力集中，有配合的軸段直徑變化處做成引導錐。在一根軸上的軸承一般都取一樣型號，使軸承孔尺寸相同，可一次鏜孔，保證精度。 3.1 Ⅱ軸的設計與校核 （1） 計算作用在齒輪上的力 軸上的轉矩 軸上大齒輪分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 （2） 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 按文獻2式8-2初估軸的最小直徑 查文獻2表8.6 取A=115，得 （3）軸的結構設計 根據(jù)軸的軸向定位要求已知軸上零件的裝配方案和他們之間的徑向配合尺寸等參數(shù)來確定出軸上各軸段的直徑和長度，已經(jīng)軸上零件的周向定位，最后確定軸上圓角和倒角尺寸。 下圖3-1為軸的示意圖： 圖3-1 軸示意圖 從左往右： 第一段： 根據(jù)軸的最小直徑，取,裝圓錐滾子軸承，選用尺寸為 ,該段軸長為軸承寬度和輪轂寬度和齒輪定位套筒寬度之和 第二段： 為齒輪定位的軸肩 第三段： 第四段： 裝軸承 (4)軸的強度校核： 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。因此得、 、 。設向上為正反方向 1）求軸承的反力 水平面： 垂直面： 2）求齒寬中點處的彎矩 水平面彎矩： 垂直面彎矩： 合成彎矩： 扭矩 按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩 取折合系數(shù) 則齒寬中點處當量彎矩 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應力 軸的計算應力為 該軸滿足強度要求 4）根據(jù)軸的結構圖和軸的受力分析，可以做出軸的計算受力簡圖，以及軸的彎矩圖和扭矩圖 圖3-2 3. 2 對Ⅱ軸的軸承校核 式中 n－軸承內(nèi)外圈的相對速度；C－軸承的額定載荷； P－軸承承受的當量載荷; Ft－溫度系數(shù)； ε－壽命系數(shù)，取ε＝. 對二軸的軸承NU 216E 尺寸為 進行壽命計算 主要性能參數(shù)： 1 計算軸承支反力 (1)采用在軸的校核中的數(shù)據(jù) 水平面： 垂直面： (2)合成支反力 (3)軸承的當量動載荷 軸承工作是有輕微沖擊，由表10-6 載荷系數(shù) (4)軸承的壽命 查文獻2由式12-7 軸承壽命 因 故應按計算，由表10.3 取溫度系數(shù) 通過計算，兩個軸承的壽命合格。 3.3 對Ⅱ軸平鍵的校核 3.3.1 鍵Ⅰ的校核 1 選用平鍵 鍵 GB/T1096-2003 2 強度校核 按文獻２ 由式子3-1 式中?。瓊鬟f的轉矩,; －軸徑 ，mm; 鍵的高