電動采煤機行走部設計說明書畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 RBX== 454 NRAO==1604N RBO==734NRA=＝＝4287NRB=＝＝1962N4. 作彎矩和扭矩圖：齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖：(—1)MCx==72 Nm齒輪作用在垂直平面的彎矩圖：(—2)MCy==191 Nm由于齒輪作用力在C截面作出的最大合成彎矩：= =227 Nm由于R0作用而作出的彎矩圖：(—3)MC0= =574Nm 則截面C的最大合成彎矩為：MC= +MC0= 227+574= 801Nm作轉矩圖（—4）: T1= 340 Nm5. 軸的強度校核：a. 確定危險截面：根據齒輪軸的結構尺寸及彎矩圖，扭矩圖，截面C處的彎矩最大，且有齒輪配合與漸開線花鍵引起的應力集中，故屬危險截面。現對截面C進行強度校核。b. 安全系數校核計算：由于采煤機截割部電動機帶動軸轉動，彎矩引起對稱循環的彎應力，轉矩引起的為脈動循環的剪應力。彎曲應力幅為：=== MPa式中：W— 抗彎斷面系數， 取W=21m3 由于是對稱循環彎曲應力，故平均應力=0= = = 式中：— 20CrMnTi鋼彎曲對稱應力時的疲勞極限， =517 MPa；— 正應力有效應力集中系數，按鍵槽查得 = ，按配合查得 =，故取=；— 表面質量系數，軸經徹削加工，按參考文獻[3]—8查得=；— 尺寸系數，由參考文獻[3]—11查得 =。剪應力幅為：=== MPa式中： WP— 抗扭斷面系數，取W=16m3===式中：— 20CrMnTi的扭轉疲勞極限，—1[3]查得= 300 MPa； — 剪應力有效應力集中系數，—5[3]按鍵槽得 =，按配合查得 =； ，— 同正應力； — 平均應力折算系數，—13[3]查得 =S= == —4[3]可知，[ S ]= ~ 故S [ S ]，該軸C截面是安全的。 6. 軸的剛度校核： =1N，畫彎矩圖 （—5） =1 Nm , 畫彎矩圖 （—6）: ： e. 許用變形值的計算：—1[3]規定：安裝齒輪軸的許用撓度[y](~)mn=~。—1[1]查得，安裝圓錐滾子軸承處[]該軸的計算結果：yC=0012 mm [y]=~= []=所以，實際變形均小于許用值，故軸的剛度完全滿足要求。7. 軸承壽命計算：軸承A（煤壁側）選用進口NJ212E型，Cr＝535kNLhA＝（）＝（）＝15338h式中：PA— 軸承所受實際動載荷，　PA＝RA 。軸承B（老塘側）選用進口NJ215E型，Cr＝310 kNLhB＝（）＝（）＝152630h式中：PB— 軸承所受實際動載荷，　PB＝RB —1～—6 行走部II軸的初步設計及校核及軸承壽命計算1．初步估算軸徑： 選擇軸的材料為20CrMnTi，滲碳后淬火，[3]查得材料的機械性能數據為： = 850 Mpa = 550 Mpa= 375 Mpa = 215 Mpa由于材料是20CrMnTi，[3]選取A=108，則得dmin= A = 100 = 60mm2．軸上受力分析：II軸傳遞的轉矩:T2＝η1η2＝＝1474Nm式中：T2 —　II軸傳遞扭矩；η1 η2—　傳動效率， η1= η2=； — II軸轉速，　＝1460P2＝＝ ＝35469　NPr2＝P2tgα21=35469tg(22014′46″)=14508N＝＝＝37455N＝tgα23=37455tg(22037′11″)＝15606N花鍵傳動附加力：Po=＝＝12526N式中：— 花鍵分度圓直徑，　＝134mm。 求支反力： RAY＝=35425NRAX＝＝4867NRAO＝＝4270NRBY＝＝36681NRBX＝＝5875NRBO＝＝8256NRA=＝＝40567NRB=＝＝46514N4. 作彎矩和扭矩圖：齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖：(—1)MDx==517 Nm齒輪作用在垂直平面的彎矩圖：(—2)MDy==3137 Nm由于齒輪作用力在C截面作出的最大合成彎矩：= = 2988 Nm由于R0作用而作出的彎矩圖：(—3)MD0= = 756 Nm 則截面D最大合成彎矩為：MD= +MD0= 2988+756= 3744 Nm作轉矩圖（—4）: T2= 1474 Nm 5. 軸的強度校核： a. 確定危險截面：根據軸的結構尺寸及彎矩圖，扭矩圖，截面D處的彎矩最大，且有齒輪配合與漸開線花鍵引起的應力集中，故屬危險截面。現對截面D進行強度校核。 b. 安全系數校核計算：由于采煤機截割部電動機帶動軸轉動，彎矩引起對稱循環的彎應力,轉矩引起的為脈動循環的剪應力。 彎曲應力幅為：=== 30 MPa式中 ：W— 抗彎斷面系數，—15計算的W= = 133 m3由于是對稱循環彎曲應力，故平均應力=0= = =式中： — 20Cr鋼彎曲對稱應力時的疲勞極限， =375 MPa；— 正應力有效應力集中系數，按鍵槽查得 =，按配合查得 =，故取=；— 表面質量系數，軸經車削加工，—8[3]查得=；— 尺寸系數，—11[3]查得 =；剪應力幅為：=== MPa式中： WP—抗扭斷面系數，—15[3]計算的W= == m3=== 式中：— 20CrMnTi的扭轉疲勞極限，—1[3]查得= 215 MPa；— 剪應力有效應力集中系數，按鍵槽查得 =，按配合查得 =；，— 同正應力；— 平均應力折算系數，—13[3]查得 =S= == —4[3]可知，[ S ]= ~ 故S [ S ]，該軸D截面是安全的。6. 軸承壽命計算：軸承A（煤壁側）選用進口NJ212E型，Cr＝535 kNLhA＝（）＝（）＝191644h式中：PA— 軸承所受實際動載荷，　PA＝RA 。軸承B（老塘側）選用進口NJ212E型，Cr＝535kNLhB＝（）＝（）＝441419h式中： PB— 軸承所受實際動載荷，　PB＝RB —1～—63. 2. 3 二級行星輪軸初步設計及強度校核及軸承壽命計算在二級行星輪機構中有三個行星輪，即有三根軸但他們的主要參數是相同的。軸承使用壽命相差不多，這里只計算一個軸強度和壽命。1．初步估算軸徑： 選擇軸的材料為45號鋼，經調質處理，[3]查得材料的機械性能數據為：= 650 Mpa = 360 Mpa= 270 Mpa = 155 Mpa由于材料是45號鋼，[3]選取A=105，則得dmin= A = 105 = 43mm2．軸上受力分析:太陽輪扭矩計算：T8＝η6＝=15918 Nm式中：T8 —　二級太陽輪傳遞扭矩； η6—　傳動效率， η5=P12＝＝＝40377 N式中： — 行星輪數量，=3；T8 — 太陽輪傳遞扭矩，T8= 15918Nm；— 行星傳動不均載數。Pr12＝P12tgα1211=40377tg(24035′)=18472 N＝＝=38730 N=tgα1213=38730tg(18032′55″)=12955 NRC=RD=RY===39554 NRX= ==2738 NR===39648N3．求支反力： RA==40345 NRB=(RC+RD)RA=96828 N4. 軸的強度校核： a. 確定危險截面：根據行星輪軸軸的結構尺寸及彎矩圖，截面C處的彎矩最大，故屬危險截面。現對截面C進行強度校核。 b. 安全系數校核計算：由于惰輪不傳遞扭矩，所以彎矩引起脈動循環的彎應力。 彎曲應力幅為：=== MPa式中： W— 抗彎斷面系數，—15[3]計算得W= = === 式中： — 45號鋼彎曲對稱應力時的疲勞極限， =270 MPa； — 正應力有效應力集中系數，—5[3]按鍵槽查得 =，按配合查得 =，故取=； — 表面質量系數，軸經車削加工，—8[3]查得=； — 尺寸系數，—11[3]查得 =； — 平均應力折算系數，—13[3]查得 =。—4[3]可知，[ S ]= ~ 故S [ S ]，該軸C截面是安全的。：軸承選用進口22317E型，Cr＝308kNLh＝（） 式中：P — 軸承所受實際動載荷，　P＝R；— 行星輪與軸相對轉速，　＝1460()= rpmLh＝（）＝24452 h3. 2. 4 二級行星架支承軸承計算扭矩計算：T＝＝＝21780Nm式中：T —　二級行星架輸出扭矩， P　—　截割電機功率，　P＝130 kW； — 最低輸出轉速， ＝ rpm；受力分析：===34848 N=式中： — 采煤機最大牽引力， =326000 N— 阻力之比， ＝ kW== 90555N=5000= 49000N軸承受力分析：RAY ===47597NRBY=RAY－P=47597－34848=12749NRAX== = 123684NRBX=RAX－PX=133684－90555= 33129NRAO=PO= 49000NRA=＝＝134765NRB=＝＝ 43693N軸承壽命計算：軸承A（煤壁側）選用進口22208EK型，Cr＝2360kNLhA＝（）＝（）＝70444h式中：PA— 軸承所受實際動載荷，PA＝RA＋3RAO=13476＋349000=130476N軸承B（老塘側）選用進口22209E型，Cr＝750kNLhB＝（）＝（）＝478346h式中：PB— 軸承所受實際動載荷，　PB＝RB結論本次設計的主題是電動采煤機行走部，選用的電牽引和齒輪銷軌無鏈牽引的設計方案，而行走部的設計重點在于減速部分。這次設計的優點在于：1. 取消了工作面的牽引鏈，消除了斷鏈和跳鏈傷人事故，工作安全可靠；在同一工作面內可以同時使用兩臺或者多臺采煤機，從而可降低生產成本，提高工作效率；牽引速度的脈沖比鏈牽引小得很多，使采煤機運行較平穩。2. 在行走驅動方面，具有良好的牽引特性、運行可靠、壽命長、靈敏、動態特性好等方面的特點。3. 行星減速器相比于其他減速方式，其尺寸小，可以提高減速效果。但是，由于是首次獨立完成這樣的設計任務，在設計中存在許多的不足：1. 由于是理想化模型的設計，一些部位的設計存在缺陷。2. 行星減速器雖然具有許多優點，但是其制造精度高，結構復雜的特點。3. 在設備維修與零件更換方面，可能會出現不方便，需要進一步改進。總之，在這次設計中，學到了許多的東西，同時也認識到了自己在許多方面存在不足，需要以后多多學習，來充實自己。致謝經過指導老師的耐心輔導下和半個學期不懈的努力學習和研究，我終于完成了MG265/312WD行走部的設計和專題課題的研究，其中的苦與甜如今想起來，真的會使我銘記一生。在這次畢業設計中，得到了多位老師的熱情支持，幫助及指導，尤其是指導老師焦麗老師，在此設計過程中對我的極大幫助及指導，在此我表示由衷的表示感謝。參考文獻[1].：科學出版社，2007，9[2].李貴軒，李曉豁編著. 采煤機械設計. 沈陽：遼寧大學出版社，1994[3]．成大先主編. 機械設計手冊. 北京：化學工業出版社，2004[4]. 劉春生. 滾筒式采煤機理論設計基礎. 徐州：中國礦業大學出版社，2003[5]. 孫忠義. 電牽引采煤機的研制、使用及發展前景. 煤礦機械，2000（5）[6]. 芮冰，皇欽宗. 我國采煤機30年發展回顧和展望. 煤礦機電，2000（5）[7]. 李占權. 行星齒輪減速器的設計. 煤礦機械，2000（11）[8]. 王蓓. 行星機構在電牽引采煤機中的應用. 煤礦機械，2000（30）[9]．方慎權. 煤礦機械. 徐州：中國礦業大學出版社，1987[10]. 成居山. 礦山機械. 徐州：中國礦業大學出版社，1987[11].保晉，王慶康，. 北京：煤炭工業出版社，1992[12].，1980[13].張仕紅，何敬德，煤礦機電[14].劉春生，1995（4）[15]. 花國梁. 互換性與測量技術基礎. 北京：北京理工大學出版社，1990[16]. 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