本科毕业的设计答辩ppt采煤机牵引部分的设计共27页
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2
二、采煤机总体方案的确定
根据采煤机的采高，最大产量等条件确定与之配 套的刮板输送机和液压支架型号为：
SGZ1000/1050-W ZY10800／28／63D
3
三、采煤机牵引部的传动系统图
4
四、采煤机牵引部的特点及设计创新点
1）牵引行星减速器采用双级行星减速机构并采用等强度设计,第 一级为三个行星轮，第二级为四个行星轮, 这样使整个减速机构 齿轮和轴承的寿命一致 。
7
3） 行走机构花键轴上开有扭矩槽，当实际载荷大于
额定载荷的2.3倍时，花键轴从扭矩槽处断裂，对采煤 机机械传动件起到保护作用。 4）导向滑靴和齿轨轮中心重合骑在运输机销轨上，可 保证采煤机不掉道，同时保证齿轨轮和销轨柱销有良 好的啮合性能。
8
5）行走机构左、右各一组，行走机构箱体牢固地固定 在左、右牵引部箱体上，通过两个止口与牵引部箱体 定位联接，承受剪力 。
MG900/2210-WD型采煤机 牵引部设计
毕业设计题目： MG900/2210-WD型采煤机 牵引部设计
设计者： 指导老师：
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一、采煤机的设计参数
采煤机主要技术参数要求： 1.最大计算生产能力：5000 t/h 2. 采高： 2.70~5.50 m 3．装机功率： 2×900+2×110+40+150kW 4．牵引力 ： 1000 kN 5．牵引速度： 0~11.5~23 m/min
5
2）第一级行星架和太阳轮采用浮动结构，行星架两端 用摩擦环来代替轴承支承。
第一级行星架的浮动形式 第一级太阳轮的浮动形式
6
第二级太阳轮和内齿圈采用浮动结构，这种双浮动结 构具有良好的均载特性，运动受力时可自动补偿偏载， 使各齿轮受力均恒，有利于提高零部件寿命。
第二级太阳轮的浮动形式 第二级内齿圈的浮动形式
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二、行走轮与销齿啮合的强度分析
1.摆线行走轮的Pro/E建模 2.摆线行走轮的悬臂梁模型求解
18
3.摆线行走轮的有限元分析
1）载荷图
平行载荷图
压力角载荷图
单元：solid45实体单元 齿轮材料：18Cr2Ni4WA 许用应力：1016MPa
19
2）网格图
单元类型的选则： 8节点三自由度实体单元 solid45
15
C
B A
C A
C
B A
行走轮与销齿几何运动的CAD模拟
16
几何分析结果： a，销齿节距取147mm时设计的摆线轮并不会与销齿
发生齿廓干涉，所以摆线轮齿形的设计是满足几何要求 的。 b ，几何分析表明，对摆线齿廓来讲，其参与啮合的主 要为外摆线，只有较少一部分内摆线也参与了啮合。 c 几何分析表明，牵引速度变化最大的地方出现在前一 齿脱离啮合、后一齿进入啮合的旋转瞬间，摆线轮受到 很大的冲击作用。此时最容易因弯曲强度不足而折断。 并且发现，此时基本在由半径为80mm圆弧啮合向15 度斜线啮合的过渡处；
齿轮强度校核方法的选取：由于采煤机的牵引力达到 1000KN。所以在校核齿轮的弯曲强度和接触强度时采 用简化算法不太适宜。因此在对采煤机牵引部的核心 部件行星齿轮组按GB3480-83《渐开线圆柱齿轮承载 能力计算方法》进行了精确计算。
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六、采煤机牵引部的密封、润滑
牵引部的密封件主要选取两种密封件：o型密封圈和外 露骨架旋转唇形密封圈。其中外露骨架旋转唇形密封 圈主要用在油池里的油容易外泄的地方。主要用在下 面两处:牵引电机与油池的连接处，牵引部油池与行走 箱的衔接处，因为这两处最容易漏油。行走机构里的 齿轮都是开式齿轮传动且转速很低，用o型密封圈足够 了。
9
驱动机构
行走机构
10
6）行走机构箱体和牵引部箱体的连接方式：用10条高 强度螺栓和液压螺母以及6只高强度螺钉，将行走机构 箱体与牵引部箱体紧固成一刚性整体。
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五、采煤机牵引部齿轮轮强度计算
齿轮变位方式的选取：对于承受低速重载的齿轮传动 必需采用变位齿轮。其中行星轮的变位方式为内啮合 角度变位，外啮合高度变位。行走箱的三个轮子采用 角变位。但由于行走箱的驱动轮，惰轮，齿滚轮组成 了带一个中间惰轮的角变位齿轮传动模型，因此齿滚 轮的变位系数由驱动轮和惰轮确定。
润滑方式也有两种：密封驱动机构中的闭式齿轮飞溅 润滑。行走机构开式齿轮的脂润滑。
13
专题部分 摆线行走轮运动学分析及强度研究
引言
从实际采煤机的使用来看，行走机构行走轮很容易发 生的弯曲疲劳破坏。原因是多方面的：煤矿井下环境 十分的恶劣，行走轮由于和销齿的间隙引起载荷的冲 击或是由于行走轮与销齿中心距超过了允许值而导致 整个采煤机的牵引力由单个行走轮来承受等等这些因 素都会使行走轮发生折断。
对于MG900/2210-WD型采煤机，其牵引力更是达到了 1000KN，因此有必要对其摆线行走轮与销齿的啮合情 况进行运动分析和强度校核。
14
一、行走轮与销齿啮合的运动学分析
销齿的齿廓由半径为80mm的圆弧和15°斜线组成。 要在理论上精确求出行走轮轮齿齿廓具体在什么位置 开始由销齿齿廓的一种齿形向另一齿形过渡、及具体 那一段行走轮轮齿齿廓对应那一段销齿齿廓是极其困 难的，所以对行走轮和销齿啮合的运动学进行了几何 分析。几何分析的具体做法是：让行走轮旋转某一固 定的角度（3°）和销排销齿的齿廓接触相切，然后测 量行走轮在旋转过程中前进的距离；每旋转一次测量 一次，要求至少完成一个轮齿的啮入和脱出，再向整 个周期拓展。同时这一步也是进行强度分析的必要条 件。用CAD绘制的图如下:
20百度文库
3)Von Mises应力云图
平行载荷作用下齿轮应力云图 压力角载荷作用下齿轮应力云图
21
4)应力应变图
单齿承受全载时的Von Mises应力云图
平行载荷时轮齿变形图
22
5)行走轮计算结果分析
a 载荷作用线附近出现了特别高的应力值，这是由于 将载荷假设为集中线载荷所致，因此，离载荷施加位 置较远位置的解才是准确的。
b 按两种方向加额定载荷，齿根危险截面的位置几乎 不变，并且齿根最大压应力几乎总是大于或至少等于 最大拉应力的。额定载荷下摆线轮齿根最大应力值变 化范围基本在600～900MPa。而所用材料的许用应 力为1016MPa，满足静强度要求。由于行走轮通常情 况下转速较低，所以没有考虑其弯曲疲劳强度。
二、采煤机总体方案的确定
根据采煤机的采高，最大产量等条件确定与之配 套的刮板输送机和液压支架型号为：
SGZ1000/1050-W ZY10800／28／63D
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三、采煤机牵引部的传动系统图
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四、采煤机牵引部的特点及设计创新点
1）牵引行星减速器采用双级行星减速机构并采用等强度设计,第 一级为三个行星轮，第二级为四个行星轮, 这样使整个减速机构 齿轮和轴承的寿命一致 。
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3） 行走机构花键轴上开有扭矩槽，当实际载荷大于
额定载荷的2.3倍时，花键轴从扭矩槽处断裂，对采煤 机机械传动件起到保护作用。 4）导向滑靴和齿轨轮中心重合骑在运输机销轨上，可 保证采煤机不掉道，同时保证齿轨轮和销轨柱销有良 好的啮合性能。
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5）行走机构左、右各一组，行走机构箱体牢固地固定 在左、右牵引部箱体上，通过两个止口与牵引部箱体 定位联接，承受剪力 。
MG900/2210-WD型采煤机 牵引部设计
毕业设计题目： MG900/2210-WD型采煤机 牵引部设计
设计者： 指导老师：
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一、采煤机的设计参数
采煤机主要技术参数要求： 1.最大计算生产能力：5000 t/h 2. 采高： 2.70~5.50 m 3．装机功率： 2×900+2×110+40+150kW 4．牵引力 ： 1000 kN 5．牵引速度： 0~11.5~23 m/min
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2）第一级行星架和太阳轮采用浮动结构，行星架两端 用摩擦环来代替轴承支承。
第一级行星架的浮动形式 第一级太阳轮的浮动形式
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第二级太阳轮和内齿圈采用浮动结构，这种双浮动结 构具有良好的均载特性，运动受力时可自动补偿偏载， 使各齿轮受力均恒，有利于提高零部件寿命。
第二级太阳轮的浮动形式 第二级内齿圈的浮动形式
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二、行走轮与销齿啮合的强度分析
1.摆线行走轮的Pro/E建模 2.摆线行走轮的悬臂梁模型求解
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3.摆线行走轮的有限元分析
1）载荷图
平行载荷图
压力角载荷图
单元：solid45实体单元 齿轮材料：18Cr2Ni4WA 许用应力：1016MPa
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2）网格图
单元类型的选则： 8节点三自由度实体单元 solid45
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C
B A
C A
C
B A
行走轮与销齿几何运动的CAD模拟
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几何分析结果： a，销齿节距取147mm时设计的摆线轮并不会与销齿
发生齿廓干涉，所以摆线轮齿形的设计是满足几何要求 的。 b ，几何分析表明，对摆线齿廓来讲，其参与啮合的主 要为外摆线，只有较少一部分内摆线也参与了啮合。 c 几何分析表明，牵引速度变化最大的地方出现在前一 齿脱离啮合、后一齿进入啮合的旋转瞬间，摆线轮受到 很大的冲击作用。此时最容易因弯曲强度不足而折断。 并且发现，此时基本在由半径为80mm圆弧啮合向15 度斜线啮合的过渡处；
齿轮强度校核方法的选取：由于采煤机的牵引力达到 1000KN。所以在校核齿轮的弯曲强度和接触强度时采 用简化算法不太适宜。因此在对采煤机牵引部的核心 部件行星齿轮组按GB3480-83《渐开线圆柱齿轮承载 能力计算方法》进行了精确计算。
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六、采煤机牵引部的密封、润滑
牵引部的密封件主要选取两种密封件：o型密封圈和外 露骨架旋转唇形密封圈。其中外露骨架旋转唇形密封 圈主要用在油池里的油容易外泄的地方。主要用在下 面两处:牵引电机与油池的连接处，牵引部油池与行走 箱的衔接处，因为这两处最容易漏油。行走机构里的 齿轮都是开式齿轮传动且转速很低，用o型密封圈足够 了。
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驱动机构
行走机构
10
6）行走机构箱体和牵引部箱体的连接方式：用10条高 强度螺栓和液压螺母以及6只高强度螺钉，将行走机构 箱体与牵引部箱体紧固成一刚性整体。
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五、采煤机牵引部齿轮轮强度计算
齿轮变位方式的选取：对于承受低速重载的齿轮传动 必需采用变位齿轮。其中行星轮的变位方式为内啮合 角度变位，外啮合高度变位。行走箱的三个轮子采用 角变位。但由于行走箱的驱动轮，惰轮，齿滚轮组成 了带一个中间惰轮的角变位齿轮传动模型，因此齿滚 轮的变位系数由驱动轮和惰轮确定。
润滑方式也有两种：密封驱动机构中的闭式齿轮飞溅 润滑。行走机构开式齿轮的脂润滑。
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专题部分 摆线行走轮运动学分析及强度研究
引言
从实际采煤机的使用来看，行走机构行走轮很容易发 生的弯曲疲劳破坏。原因是多方面的：煤矿井下环境 十分的恶劣，行走轮由于和销齿的间隙引起载荷的冲 击或是由于行走轮与销齿中心距超过了允许值而导致 整个采煤机的牵引力由单个行走轮来承受等等这些因 素都会使行走轮发生折断。
对于MG900/2210-WD型采煤机，其牵引力更是达到了 1000KN，因此有必要对其摆线行走轮与销齿的啮合情 况进行运动分析和强度校核。
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一、行走轮与销齿啮合的运动学分析
销齿的齿廓由半径为80mm的圆弧和15°斜线组成。 要在理论上精确求出行走轮轮齿齿廓具体在什么位置 开始由销齿齿廓的一种齿形向另一齿形过渡、及具体 那一段行走轮轮齿齿廓对应那一段销齿齿廓是极其困 难的，所以对行走轮和销齿啮合的运动学进行了几何 分析。几何分析的具体做法是：让行走轮旋转某一固 定的角度（3°）和销排销齿的齿廓接触相切，然后测 量行走轮在旋转过程中前进的距离；每旋转一次测量 一次，要求至少完成一个轮齿的啮入和脱出，再向整 个周期拓展。同时这一步也是进行强度分析的必要条 件。用CAD绘制的图如下:
20百度文库
3)Von Mises应力云图
平行载荷作用下齿轮应力云图 压力角载荷作用下齿轮应力云图
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4)应力应变图
单齿承受全载时的Von Mises应力云图
平行载荷时轮齿变形图
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5)行走轮计算结果分析
a 载荷作用线附近出现了特别高的应力值，这是由于 将载荷假设为集中线载荷所致，因此，离载荷施加位 置较远位置的解才是准确的。
b 按两种方向加额定载荷，齿根危险截面的位置几乎 不变，并且齿根最大压应力几乎总是大于或至少等于 最大拉应力的。额定载荷下摆线轮齿根最大应力值变 化范围基本在600～900MPa。而所用材料的许用应 力为1016MPa，满足静强度要求。由于行走轮通常情 况下转速较低，所以没有考虑其弯曲疲劳强度。