小功率采煤機設計說明書

1、 PAGE68 / NUMPAGES73摘要我國煤炭中薄煤層儲量豐富，對小功率采煤機的需求量也比較大。而炮采安全性比較低，生產率也比較低；綜采對設備要求較高，而且投資費用比較大。所以對中薄煤層來說開發(fā)適應高檔普采的采煤機是非常必要的，而MG300/700-WD型采煤機正是針對中薄煤層適應高普而進行的設計。MG300/700-WD型采煤機的截割部機械傳動由三級直齒傳動和一級行星機傳動實現(xiàn)，且末級采用太陽輪浮動形式的行星傳動。采取搖臂結構形式以增大滾筒的過煤空間進而提高裝煤效率，并對各級齒輪與相應的傳動軸進行了設計計算和相應的校核，結果滿足設計要求。關鍵詞： 采煤機 截割部 行星機構Abstrac

2、tIn the present coal mine of our country,the thin reserves of coal seam are still rich ,are larger for the demand of the small-power machine of coal mining.And cannon pick safety comparison little,productivity is also low;Zong pick for equipment requirement higher,and investment cost is compared.So

3、for in thin coal seam development meet the high general machine of coal mining is very necessary.The machine ofMG300/700-WD model of coal mining only aim at in thin coal seam meet the high general design and that goes on.The section of the machine of MG300/700-WD model of coal mining cut department

4、mechanical transmission from 3 level directly tooth transmission and a level planet machine transmission realization,and end level adopts the planet transmission of the floating form of sun gear.Adopt to rocker arm configuration with the coal space of increase cylinder and then raising pack coal eff

5、iciency， And for different levels gear and corresponding power transmission shaft design calculation and corresponding school nucleus,as a result,satisfy design requirement.Keywords： Shearer Coal cutting part Planet organization目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc1694043851 緒論 PAGEREF _Toc169404385

6、h 1HYPERLINK l _Toc1694043861.1我煤機30多年的發(fā)展進程 PAGEREF _Toc169404386 h 1HYPERLINK l _Toc1694043871.1.1 20世紀70年代是我國綜合機械化采煤起步階段 PAGEREF _Toc169404387 h 1HYPERLINK l _Toc1694043881.1.2 20世紀80年代是我煤機發(fā)展的興旺時期 PAGEREF _Toc169404388 h 1HYPERLINK l _Toc1694043891.1.3 20世紀90年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代 PAGEREF _Toc16940438

7、9 h 2HYPERLINK l _Toc1694043901.2 國際上電牽引采煤機的技術發(fā)展狀況 PAGEREF _Toc169404390 h 3HYPERLINK l _Toc1694043911.3國電牽引采煤機的發(fā)展狀況 PAGEREF _Toc169404391 h 4HYPERLINK l _Toc1694043922總體方案的確定 PAGEREF _Toc169404392 h 5HYPERLINK l _Toc1694043932.1MG300/700-WD型采煤機簡介 PAGEREF _Toc169404393 h 5HYPERLINK l _Toc1694043942.

8、1.1概述 PAGEREF _Toc169404394 h 5HYPERLINK l _Toc1694043952.1.2主要技術參數(shù) PAGEREF _Toc169404395 h 5HYPERLINK l _Toc1694043962.1.3結構特點 PAGEREF _Toc169404396 h 6HYPERLINK l _Toc1694043972.2搖臂結構設計方案的確定 PAGEREF _Toc169404397 h 6HYPERLINK l _Toc1694043982.3截割部電動機的選擇 PAGEREF _Toc169404398 h 6HYPERLINK l _Toc169

9、4043992.4傳動方案的確定 PAGEREF _Toc169404399 h 7HYPERLINK l _Toc1694044002.4.1 傳動比的確定 PAGEREF _Toc169404400 h 7HYPERLINK l _Toc1694044012.4.2 傳動比的分配 PAGEREF _Toc169404401 h 7HYPERLINK l _Toc1694044023 傳動系統(tǒng)的設計 PAGEREF _Toc169404402 h 9HYPERLINK l _Toc1694044033.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 PAGEREF _Toc169404403 h 9HYP

10、ERLINK l _Toc1694044043.2 齒輪設計與強度效核 PAGEREF _Toc169404404 h 11HYPERLINK l _Toc1694044053.3軸的設計與強度效核 PAGEREF _Toc169404405 h 19HYPERLINK l _Toc1694044063.3.1 先確定軸 PAGEREF _Toc169404406 h 19HYPERLINK l _Toc1694044073.3.2軸4的設計與強度效核 PAGEREF _Toc169404407 h 25HYPERLINK l _Toc1694044083.3.3惰一軸的設計30HYPERLI

11、NK l _Toc1694044094 行星傳動機構的設計過程31HYPERLINK l _Toc1694044105 采煤機的使用與維護 PAGEREF _Toc169404410 h 48HYPERLINK l _Toc1694044115.1采煤機使用過程中常見故障與處理 PAGEREF _Toc169404411 h 48HYPERLINK l _Toc1694044125.2 大功率采煤機截割部溫升過高現(xiàn)象與解決方法 PAGEREF _Toc169404412 h 49HYPERLINK l _Toc1694044135.3采煤機軸承的維護與漏油的防治50HYPERLINK l _T

12、oc1694044145.4煤礦機械傳動齒輪失效的改進途徑 PAGEREF _Toc169404414 h 52HYPERLINK l _Toc1694044155.5 硬齒面齒輪的疲勞失效與對策 PAGEREF _Toc169404415 h 54HYPERLINK l _Toc169404416總結 PAGEREF _Toc169404416 h 57HYPERLINK l _Toc169404417參考文獻 PAGEREF _Toc169404417 h 58外文翻譯.59英文翻譯.59中文翻譯.65HYPERLINK l _Toc169404418致691 緒論1.1我煤機30多年的發(fā)

13、展進程1.1.1 20世紀70年代是我國綜合機械化采煤起步階段20世紀70年代初期，煤炭科學研究總院分院集中主要科技骨干，研制出綜采面配套的MD-150型雙滾筒采煤機，另一方面改進普采配套的DY100型、DY150型單滾筒采煤機；70年代中后期，制造出MLS3-170型雙滾筒采煤機。20世紀70年代我煤機的發(fā)展有以下特點： 1裝機功率小 例如，MLS3-170型雙滾筒采煤機，裝機功率170KW；KD-150型雙滾筒采煤機，裝機功率150KW；DY-100和DY-150型單滾筒采煤機，裝機功率100KW和150KW。 2有鏈牽引，輸出牽引力小 此時期的采煤機牽引方式都是圓環(huán)鏈輪與牽引鏈輪嚙合傳動

14、，傳遞牽引力小，牽引力在200KN以下。 3牽引速度低 由于受液壓元部件可靠性的限制，設計的牽引力功率較小，牽引速度一般不超過6m /min 。 4自開切口差 由于雙滾筒采煤機搖臂短,又都是有鏈牽引,很難割透兩端頭,且容易留下三角煤,故需要人工清理,單滾筒采煤機更是如此. 5工作可靠性較差 我國基礎工業(yè)比較薄弱,元部件質量較差,反映在采煤機的壽命普遍較低,特別是液壓元部件的損壞比較嚴重。1.1.2 20世紀80年代是我煤機發(fā)展的興旺時期20世紀70年代后期，我國總共引進143套綜采成套設備。世界主要采煤機生產國如英國、德國、法國、波蘭、日本等都進入中國市場，其技術也展示在中國人的面前，為我們深

15、入了解外國技術和掌握這些技術創(chuàng)造了條件，同時通過20世紀70年代自行研制采煤機的實踐，獲得了成功和失敗的經驗與教訓，確立了我煤機的發(fā)展方向，即仿制和自行研制并舉。 解決難采煤層的問題是20世紀80年代重大課題之一：具體的課題是薄煤層綜合機械化成套設備的研制：大傾角綜采成套設備的研制：“三硬”、“三軟”45m一次采全高綜采設備的研制：解決短工作面的開采問題，短煤臂采煤機的研制。據(jù)初步統(tǒng)計，20世紀80年代自行開發(fā)和研制的采煤機品種有50余種，是我煤機收獲的年代，基本滿足我國各種煤層開采的需要，大量依靠進口的年代已一去不復返了。20世紀80年代采煤機的發(fā)展有如下特點：1重視采煤機系列的開發(fā)，擴大使

16、用圍20世紀70年代開發(fā)的采煤機，一種類型只有一個品種，十分單一，覆蓋面小，很難滿足不同煤層開采需要。20世紀80年代起重視系列化采煤機的開發(fā)工作，一種功率的采煤機可以派生出多種機型，主要元部件在不同功率的采煤機上都能通用，這樣不僅擴大了工作面的適應圍，而且便于用戶配件的管理。采煤機系列化是20世紀80年代采煤機發(fā)展中非常突出的特點。2元部件攻關先行，促使采煤機工作可靠性的提高總結20世紀70年代采煤機開發(fā)中的經驗教訓，元部件的可靠性直接決定采煤機開發(fā)的成功率，所以功關容為：主電機的攻關，以解決燒機的現(xiàn)象；齒輪攻關，從選擇材質上，熱處理工藝上著手，學習國外先進技術成功經驗，以德國齒輪為目標進行

17、攻關，達到預期目的，解決了低速重載齒輪早失效的問題：液壓系統(tǒng)和液壓元部件的攻關，主油泵和油馬達的可靠性直接影響牽引部工作的可靠性，在20世紀80年代中期，把斜軸泵、斜軸馬達、閥組和調速機構等都列入重點攻關容。3無鏈牽引的推廣使用，使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全在引進大功率采煤機的同時，無鏈牽引技術傳入中國，德國艾柯夫公司的銷軌式無鏈牽引和英德森公司的齒軌式無鏈牽引占絕大多數(shù)，而且技術成熟。為此，我國研制采煤機的無鏈牽引都向引進機組的結構上靠攏。仿制和引進技術生產的采煤機更是如此。無鏈牽引使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全，承受的牽引力大，因此，得到用戶的廣泛歡迎，大功率采煤機都采用無鏈牽引系統(tǒng)。1.1.3

18、 20世紀90年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代進入20世紀90年代后，隨著煤炭生產向集約化方向發(fā)展，減員提效，提高工作面單產成為煤炭發(fā)展的主流，發(fā)展高產高效工作面勢在必行，此采煤機開發(fā)研制圍繞高產高效的要求進行，其主要方向是：（1）大功率高參數(shù)的液壓牽引采煤機：最具代表性的機型是MG2X400W型采煤機。（2）高性能電牽引采煤機：電牽引采煤機的研制從20世紀80年代開始起步，20世紀90年代全面發(fā)展，電牽引的發(fā)展存在直流和交流兩種技術途徑。進入20世紀90年代后，交流變頻調速技術在中厚煤層采煤機中推廣使用，分院先后開發(fā)成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/6

19、00-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤機，變頻調速箱可以是機載，也可以是非機載。另外派生出8種機型，都已投入使用，取得較好的效果。礦山機械廠在引進英國Electra1000直流電牽引全套技術的基礎上，開發(fā)出MG400/900-WD和MG250/600-WD型兩種電牽引采煤機，雞西煤機廠、煤機廠也開發(fā)了交流電牽引采煤機。國產電牽引采煤機雖然發(fā)展速度很快，但在性能和可靠性上與世界先進國家的I采煤機相比，還存在較大的差距，所以一些有實力的礦務局，在裝備高產高效工作面時，把目光移到國外，進口國外先進電牽引采煤機。如神府華能集團引進美國的7LS、6LS電牽引采煤機；兗州礦

20、業(yè)集團公司引進德國的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流電牽引采煤機，但由于價格昂貴，故引進數(shù)量較少，90年代采煤機技術發(fā)展的特點如下：1多電機驅動橫向布置的總體結構成為電牽引采煤機發(fā)展的主流我國開發(fā)的電牽引采煤機，一般都采用橫向布置。各大部件由單獨的電動機驅動，傳動系統(tǒng)彼此獨立，無動力傳遞，結構簡單，拆裝方便，因而有取代電動機縱向布置的趨勢。2我煤機的主要參數(shù)與世界先進水平的差距在縮小在裝機功率方面，我國的液壓牽引采煤機裝機功率達到800KW，電牽引采煤機裝機功率達到1020KW，其牽引功率為2X50KW，可滿足高產高效工作面對功率的要求。在牽引力和牽引速度方面，電牽引的最大牽引

21、力已達到700KN，最大牽引速度達1256m/min,微處理機的工礦監(jiān)測、故障顯示、無線電離機控制等方面已達到較高技術水平。3液壓緊固技術的開發(fā)研究取得成功采煤機連接構件經常松動是影響工作可靠性的重要因素，而且解決難度較大，液壓螺母和專用超高壓泵，在電牽引采煤機中得到推廣應用，防松效果顯著，基本解決采煤機連接可靠性的問題?；仡欉@30多年我煤機發(fā)展的歷程，走的是一條自力更生和仿制引進結合的道路，也是一條不斷學習國外先進技術為我所用的發(fā)展道路，從20世紀70年代主要靠進口采煤機來滿足我國生產需要，到近年幾乎是國產采煤機占我國整個采煤機市場，這也是個了不起的進步。1.2 國際上電牽引采煤機的技術發(fā)展

22、狀況80 年代以來, 世界各主要產煤國家, 為適應高產高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集約化生產的需要, 積極采用新技術, 不斷加速更新滾筒采煤機的技術性能和結構, 相繼研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤機。其中, 最具代表的是英德森的Eiect ra 系列, 德國艾柯夫的SL 系列, 美國喬依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列電牽引采煤機。這些采煤機, 體現(xiàn)了當今世界電牽引采煤機的最新發(fā)展方向。德國艾柯夫公司, 整機結構特點為機身3 段式, 兩邊傳動部分為鑄造箱體結構, 中間電氣部分為焊接框架結構, 搖臂為分體聯(lián)結, 左右對稱通用, 可滿足不同的配套要求; 牽引部電氣傳動系

23、統(tǒng)采用兩直流電機他激并列, 電樞采用微機控制, 勵磁采用串聯(lián), 既能滿足四象限運行, 又能滿足雙牽引, 趨于負載均衡, 目前正全力發(fā)展交流電牽引。美國喬依公司從3LS7LS , 機身為3 段焊接結構形式, 搖臂為分體聯(lián)結、左右通用, 牽引部電氣傳動系統(tǒng)為2電機串激串聯(lián), 目前已開始投入使用7LS 交流電牽引采煤機。日本三井三池公司RD101101 和RD102102 均為交流電牽引采煤機, 其結構形式為以前的截割電機布置在機身的傳統(tǒng)結構形式, 機械傳動和聯(lián)結相當復雜。總結這些國家電牽引采煤機的技術發(fā)展有如下幾個特點:(1) 裝機功率和截割電動機功率有較大幅度增加為了適應高產高效綜采工作面快速割

24、煤的需要, 不論是厚、中厚和薄煤層采煤機, 均在不斷加大裝機功率(包括截割功率和牽引功率) 。裝機功率大都在1000kW 左右, 單個截割電機功率都在375kW以上, 最高達600kW。直流電牽引功率最大達2 56kW , 交流電牽引功率最大達2 60kW。(2) 電牽引采煤機已取代液壓牽引采煤機而成為主導機型世界各主要采煤機廠商20 世紀80 年代都已把重點轉向開發(fā)電牽引采煤機, 如德國艾柯夫公司是最早開發(fā)電牽引采煤機的, 80 年代中后期基本停止生產液壓牽引采煤機, 研制出EDW 系列電牽引采煤機, 90 年代又研制成功交流直流兩用的SL300 , SL400 , SL500 型采煤機。美

25、國喬依公司70 年代中期開始開發(fā)多電機驅動的直流電牽引采煤機, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 個新機型, 其電控系統(tǒng)多次改進, 更趨完善。英德森公司80 年代中期先后開發(fā)了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤層電牽引采煤機。日本三井三池公司80 年代中期著手開發(fā)高起點交流電牽引采煤機, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤機, 為國際首創(chuàng)。法國薩吉姆公司在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流電牽引采煤機。交流電牽引近幾年發(fā)展很快, 由于技術先進,可靠性高、簡單, 有取代直流電牽引的趨勢。自日本80 年代中期研

26、制成功第1 臺交流電牽引采煤機,至今除美國外, 其它國家如德國、英國、法國等都先后研制成功交流電牽引采煤機, 是今后電牽引采煤機發(fā)展的新目標。(3) 牽引速度和牽引力不斷增大液壓牽引采煤機的最大牽引速度為8m/ min 左右, 而實際可用割煤速度為4 5m/ min , 不適應快速割煤需要。電牽引采煤機牽引功率成倍增加, 最大牽引速度達1520m/ min , 美國18m/ min 的牽引速度很普遍,美國喬依公司的1 臺經改進的4LS 采煤機的牽引速度高達2815m/ min。由于采煤機需要快速牽引割煤, 滾筒截深的加大和轉速的降低, 又導致滾筒進給量和推進力的加大, 故要求采煤機增大牽引力,

27、 目前已普遍加大到450600kN , 現(xiàn)正研制最大牽引力為1000kN 的采煤機。(4) 多電機驅動橫向布置的總體結構日益發(fā)展70 年代中期僅有美國的LS 系列采煤機、西德EDW215022L22W 型采煤機采用多電機驅動, 機械傳動系統(tǒng)彼此獨立, 部件之間無機械傳動, 取消了錐齒輪傳動副和復雜通軸, 機械結構簡單, 裝拆方便。目前, 這類采煤機既有電牽引, 也有液壓牽引, 既有中厚煤層用大功率, 也有薄煤層的, 有取代傳統(tǒng)的截割電動機縱向布置的趨勢。(5) 滾筒的截深不斷增大牽引速度的加快,支架隨機支護也相應跟上, 使機道空頂時間縮短,為加大采煤機截深創(chuàng)造了條件。10 年前滾筒采煤機截深大

28、都是630 700mm , 現(xiàn)已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美國正在考慮采用1500mm 截深的可能性。(6) 普遍提高供電電壓由于裝機功率大幅度提高, 為了保證供電質量和電機性能, 新研制的大功率電牽引采煤機幾乎都提高供電電壓, 主要有2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美國現(xiàn)有長壁工作面中, 45 %以上的電牽引采煤機供電電壓為2300V。(7) 有完善的監(jiān)控系統(tǒng)包括采用微處理機控制的工況監(jiān)測、數(shù)據(jù)采集、故障顯示的自動控制系統(tǒng); 就地控制、無線電隨機控制, 并已能控制液壓支架、輸送機動作和滾筒自動調高。(8) 高可靠性據(jù)了解美國使用的EL

29、 ECTRA 1000 型采煤機的時間利用率可達95 %98 % ,采煤量350 萬t 以上,最高達1000 萬t 。1.3國電牽引采煤機的發(fā)展狀況我國從20 世紀80 年代末期, 煤科總院分院與波蘭合作研制開發(fā)了我國第1 臺MG3442PWD薄煤層強力爬底板交流電牽引采煤機, 在局雁崖礦使用取得成功。借助MG3442PWD 電牽引采煤機的電牽引技術, 對液壓牽引采煤機進行技術更新。第1 臺MG300/ 6802WD 型電牽引采煤機是在雞西煤礦機械廠生產的MG300 系列液壓牽引采煤機的基礎上改造成功, 并于1996 年7 月在晉華宮礦開始使用。與此同時, 在礦山機器廠生產的AM2500 液壓

30、牽引采煤機上應用交流電牽引調速裝置改造MG375/8302WD 型電牽引采煤機。截止目前, 我國已形成5 個電牽引采煤機生產基地, 雞西煤礦機械廠、礦山機器廠、煤炭科學研究總院分院、煤礦機械廠生產交流電牽引采煤機, 煤礦機械廠則生產直流電牽引采煤機。我國近期開發(fā)的電牽引采煤機有以下特點:(1) 多電機驅動橫向布置電牽引采煤機。截割電機橫向布置在搖臂上, 取消了螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。(2) 總裝機功率、牽引功率大幅度提高, 供電電壓(對單個電機400kW 與以上) 由1140V 升至3300V , 保證了供電質量和電機性能。(3) 電牽引采煤機以交流變頻調速牽引裝置占主導地位, 部分廠商同

31、時也研制生產直流電牽引采煤機。(4) 主機身多分為3 段, 取消了底托架, 各零部件設計、制造強度大大提高, 部件間用高強度液壓螺母聯(lián)接, 拆裝方便, 提高了整機的可靠性。(5) 電控技術研究和采煤機電氣控制裝置可靠性不斷提高。在通用性、互換性和集成型方面邁進了一大步, 功能逐步齊全, 無線電隨機控制研制成功, 數(shù)字化、微機的電控裝置已進入試用階段。(6) 在橫向布置的截割電機上, 設計使用了具有彈性緩沖性能的扭矩軸,改善了傳動件的可靠性, 對提高采煤機的整體可靠性和時間利用率起到了積極作用。(7) 耐磨滾筒與鎬形截齒的研究, 推進了我國的滾筒與截齒制造技術,開發(fā)研制的耐磨滾筒,可適用于截割f

32、 = 34 的硬煤。具有使用中軸向力波動小,工作平穩(wěn)性好,塊煤率高,能耗低等優(yōu)點。2總體方案的確定2.1MG300/700-WD型采煤機簡介2.1.1概述 MG300/700-WD型機載交流電牽引采煤機，該機裝機功率700KW，截割功率2300KW,牽引功率82KW。該采煤機使用的電氣控制箱符合礦用電氣設備防爆規(guī)程的要求，可在有瓦斯或煤層爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過2000m、周圍介質溫度不超過40或低于10、不足以腐蝕和破壞絕緣的氣體與導電塵埃的情況下使用。2.1.2主要技術參數(shù)該機的主要技術參數(shù)如下：適應煤層采高圍：1.93.7m煤層傾角：35度煤層硬度：中硬或硬煤層總體額定轉速

33、：40r/min機面高度：1457 mm搖臂擺動中心距：2541mm2.1.3結構特點 MG300/700-WD型采煤機采用多電機橫向布置方式，截割部用銷軸與牽引部聯(lián)結，左、右牽引部與中間箱采用高強度液壓螺栓聯(lián)結，在中間箱中裝有泵箱、電控箱、水閥和水分配閥。該機具有以下特點： 1截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。 2主機身分為三段，即左牽引部、中間控制箱、右牽引部，采用高度液壓螺栓聯(lián)結，結構簡單可靠、拆裝方便。2.2搖臂結構設計方案的確定 由于煤層地質條件的多樣性，煤炭生產需要多種類型和規(guī)格的采煤機。利用通用部件，組裝成系列

34、型號的采煤機，可以給生產帶來很多方便。系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構。2.3截割部電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為3002KW，即每個截割部功率為300KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要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。據(jù)此選擇由廠生產的三相鼠籠異步防爆電動機YBC3300,其主要參數(shù)如下： 額定功率：300KW； 額定電壓：1140V 額定電流：206A; 額定轉速：1470r/min 額定功率：50HZ; 絕緣等級： H 接線方式：Y 工

35、作方式：S1 質量： 1502KG 冷卻方式：外殼水冷該電機總體呈圓形，其示意圖與外形主要尺寸如圖1所示：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搖臂的齒輪減速機構。2.4傳動方案的確定2.4.1 傳動比的確定 滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉速和直徑計算而的，為了減少滾筒截割產生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉速。總傳動比電動機轉速 r/min滾筒轉速 r/min2.4.2 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

36、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、成本與工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：圖2 NWG行星機構1各級傳動的傳動比一般應在常用值圍，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、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，即要達到等強度。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。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

37、確定行星減速機構的傳動比。本次設計采用NWG型行星減速裝置，其原理如圖2所示： 該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、齒圈b、行星輪g、行星架x等組成。傳動時，齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪g面繞自身的軸線oxox轉動，從而驅動行星架x回轉，實現(xiàn)減速。運轉中，軸線oxox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、傳動功率圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割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0.970.99,傳動比一般為2.113.7。如圖27所示，當齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架g為從動件時，傳動

38、比的推薦值為2.79。查閱文獻4,采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為46。這里定行星減速機構傳動比則其他三級減速機構總傳動比36.755.747=6.39由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據(jù)前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結構，初定各級傳動比為：以此計算，四級減速傳動比的總誤差為：1562295747）367502在誤差允許圍5，合適。3 傳動系統(tǒng)的設計 圖3 截割部傳動系統(tǒng)圖3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定各軸轉速計算： 從電動機出來，各軸依次命名為、軸。軸 min軸 軸 軸 各軸功率計算：軸 0.99=297軸 0.980.99=288.15軸 0.98

39、0.99=279.56軸 0.980.990.99=271.23軸 0.980.990.99=263.15軸 0.980.99=255.31軸 0.980.990.99=247.70軸 0.980.990.99=240.32各軸扭矩計算:軸 軸 軸 軸 軸 將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用運動和動力參數(shù)編號功率/kW轉速n/(rmin)轉矩T/(Nm)傳動比軸29714701929.51.79軸279.56821.23251.1軸271.23526.434920.41.56軸247.70229.8810290.32.29軸240.32229.889983.715.7473.2 齒輪設

40、計與強度效核這里主要是根據(jù)查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉速、傳動的功率、轉矩以與各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，具體計算過程級計算結果如下：統(tǒng)的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉速、傳動的功率、轉矩以與各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，截割部齒輪的設計與強度效核，具體計算過程與計算結果如下：齒輪1惰輪2的設計與強度校核。計算過程與說明計算結果 1)選擇齒輪材料查文獻1表8-17 齒輪選用20CrMnTi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，參考文獻1表814，

41、表815選取小輪分度圓直徑，由式（864）得齒寬系數(shù)查文獻1表823按齒輪相對軸承為非對稱布置，取06小輪齒數(shù)惰輪齒數(shù)1.9219=36.48 取37齒數(shù)比=1.95傳動比誤差 誤差在圍小輪轉矩載荷系數(shù) 由式12.5得使用系數(shù)動載荷系數(shù) 查圖12.9得初值齒向載荷分布系數(shù)齒間載荷分配系數(shù) 由式855與得 1.883.2(1/19+1/34)=1.625查表821并插值 1 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù) 查表12.10189.8節(jié)點影響系數(shù) 查圖864重合度系數(shù)許用接觸應力 由式得接觸疲勞極限應力 查圖869應力循環(huán)次數(shù)由式得則 查圖12.18得接觸強度得壽命系數(shù)硬化系數(shù) 查圖871與說明 接觸強

42、度安全系數(shù) 查表827，按可靠度查 取故的設計初值為=121.9齒輪模數(shù) 取m=8 查表83小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值圓周速度與估取很相近，對取值影響不大，不必修正1.11， 小輪分度圓直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 取 惰輪齒寬 小輪齒寬 取9齒根彎曲疲勞強度效荷計算由式齒形系數(shù) 查圖12.21 小輪 大輪應力修正系數(shù) 查圖868 小輪大輪重合度系數(shù),由式867許用彎曲應力由式12.91 彎曲疲勞極限 查圖12.23彎曲壽命系數(shù) 查圖12.24尺寸系數(shù) 查圖12.25安全系數(shù) 查表12.14則4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚

43、 中心距 取整HRC 5662公差組6級06=19371.95合適1751111.1212.18189.82.50.791152mm2.18152mm2.82.44=1.54=1.630.982 齒輪1和惰輪2的設計與強度效核 齒輪4和齒輪5設計與強度效核：1)選擇齒輪材料查文獻1機械設計手冊表8-17 齒輪4選用20CrMnTi滲碳淬火 齒輪5選用45鋼調質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，參考文獻1表12.6，精度等級7級。表12.9選取小輪分度圓直徑，由式（864）得齒寬系數(shù)查文獻1表12.13按齒輪相對軸承為非對稱布置，取06小輪齒數(shù)大輪齒數(shù)圓整取齒數(shù)

44、比傳動比誤差 誤差在圍小輪轉矩載荷系數(shù) 由式（854）得使用系數(shù) 查表820動載荷系數(shù) 查圖857得初值齒向載荷分布系數(shù) 查圖860 齒向載荷分配系數(shù) 由式855與得 1.883.2(1/23+1/36)=1.66查表12.10并插值 1.1 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù) 查表12.12189.8 節(jié)點影響系數(shù) 查圖864重合度系數(shù) 查圖12.10許用接觸應力 由式得接觸疲勞極限應力 查圖869應力循環(huán)次數(shù)由式得則 查圖12.18得接觸強度得壽命系數(shù)硬化系數(shù) 查圖12.19與說明 接觸強度安全系數(shù) 按高可靠度查 取故的設計初值為齒輪模數(shù) 取小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值圓周速度與估取很相近，對取值影

45、響不大，不必修正1.18， 小輪分度圓直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 惰輪齒寬 小輪齒寬 齒根彎曲疲勞強度效荷計算由式齒形系數(shù) 查圖12.21 小輪 大輪應力修正系數(shù) 查圖12.22 小輪大輪重合度系數(shù),由式12.8許用彎曲應力由式871 彎曲疲勞極限 查圖12.23c彎曲壽命系數(shù) 查圖12.24尺寸系數(shù) 查圖12.25安全系數(shù) 查表12.14則(4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 取整齒輪6和惰輪7的幾何尺寸計算：齒輪幾何尺寸計算：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 取整HR

46、C 5662HBS 245275公差組7級06=23411.78合適1.751.181.121.1189.82.50.781190mm2.682.39=1.57=1.680.982惰輪8和齒輪9的幾何尺寸計算：齒輪幾何尺寸計算：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 取整 由于齒輪的強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的強度效核過程安排在設計說明書以外的篇幅中進行，并全部強度驗算合格。3.3軸的設計與強度效核3.3.1 先確定軸 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調質處理 2.軸徑的初步估算 由表4-2取A115， 可得圖4 截軸3示意圖 3.

47、求作用在齒輪上的力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： 4.軸的結構設計 1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度段安裝調心滾子軸承。軸承型號22217，尺寸取軸段直徑 取齒輪距箱體壁距離軸承距箱體壁則：段做成齒輪軸,軸段長度段取齒輪右端軸肩高度采用花鍵軸.軸段長段用于裝軸承，選用調心滾子軸承22218，尺寸，取軸段直徑軸段長。 2）軸上零件的周向定位 齒輪3采用花鍵聯(lián)結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。 軸承與軸

48、的周向定位采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為.軸端倒角 5.軸的強度效核： 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖： 2） 求支反力： 水平面：垂直面：3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 垂直面彎矩：圖（c）所示合成彎矩：圖（d）所示 4) 扭矩： 5） 計算當量彎矩：圖（f）所示 顯然D處為危險截面，故只對該處進行強度效核 軸的材料為45鋼，調質處理，查表41得由得 取6.安全系數(shù)效核計算： 1）確定參數(shù) 由前述計算可知： 抗扭截面模量： 2）計算應力參數(shù) 彎曲應力幅 因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應力 扭剪應力幅 因轉矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應力3）確定影響系數(shù) 軸的材料為4

49、5鋼，調質處理，由表41查得， 軸肩圓角處得有效應力集中系數(shù) 根據(jù)由表45經插值可得：尺寸系數(shù)、 根據(jù)軸截面為圓截面查圖418得：0.75 =0.85表面質量系數(shù)、根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖419，得0.88。材料彎曲扭轉的特性系數(shù)、 取0.1 0.5=0.05可得：所以強度足夠。3.3.2軸4的設計與強度效核 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調質處理 2.軸徑的初步估算 由表42取A115， 可得 圖5 截軸4示意圖 3.求作用在齒輪上的力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： 4.軸的結構設計 1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度段安

50、裝調心滾子軸承。軸承型號21320*，尺寸取軸段直徑 取齒輪距箱體壁距離軸承距箱體壁則：段做成齒輪軸，取軸段直徑軸段長度段用于裝軸承，選用調心滾子軸承21320*，尺寸，取軸段直徑該段采用漸開線花鍵來安裝齒輪，該軸段長 2）軸上零件的周向定位 齒輪5采用漸開線花鍵聯(lián)結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。 軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為.軸端倒角 5.軸的強度效核： 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖3：2） 求支反力： 水平面：

51、垂直面：3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 垂直面彎矩：圖（c）所示合成彎矩：圖（d）所示 4) 扭矩： 5） 計算當量彎矩：圖（f）所示 顯然C右處為危險截面，故只對該處進行強度效核 軸的材料為45鋼，調質處理，查表41得由得 取6.安全系數(shù)效核計算： 1）確定參數(shù) 由前述計算可知： 抗扭截面模量： 2）計算應力參數(shù) 彎曲應力幅 因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應力 扭剪應力幅 因轉矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應力3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45鋼，調質處理，由表41查得， 軸肩圓角處得有效應力集中系數(shù) 根據(jù)由表45經插值可得：尺寸系數(shù)、 根據(jù)軸截面為圓截面查圖418得：0.75 =0

52、.85表面質量系數(shù)、根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖419，得0.75,0.85。材料彎曲扭轉的特性系數(shù)、 取0.1 0.5=0.05可得：所以強度足夠。3.3.3惰一軸的設計 由于心軸不傳遞轉矩,轉矩法估算直徑在這里不再適用,采用經驗法估算心軸的直徑,軸徑與中心距的關系為:初取,經受力分析在確定軸的直徑.該心軸分三段,從右端起: 軸段1:該軸段直接安裝在搖臂殼體上,起支撐作用.取其直徑,為使該軸有足夠的支撐強度,取其長度。 軸段2:該段安裝軸承,軸承外圈支承著惰輪。取其直徑,這里選擇調心滾子軸承21320*,以使其自動補償軸和外殼中心線的相對偏斜,軸承的主要尺寸為:兩軸間有一長為10的距離套對

53、其進行周向定位,該軸的長度。 軸段3:為了對軸承進行定位,取其直徑,由于箱體的厚度,為了保證惰輪與截一軸的齒輪正確嚙合,取該段的長度。1.軸的受力分析,因為此軸為心軸,僅受彎矩作用.圓周力:選用45鋼調質處理HBS=，因為心軸只受彎矩作用，其危險截面在軸的中間，的雙支點梁，可以認為軸沿整個跨度承受均布載荷因為相差無幾，其徑向力抵消后與圓周力相比可以忽略，所以彎矩為：抗彎截面模量：許用彎曲應力所以該軸強度合格。4 行星傳動機構的設計過程電牽引采煤機是直接以電動機作為驅動減速箱的原動力, 因而要求減速箱有較大的速比, 同時受工作面空間條件限制, 要求傳動裝置尺寸小。因此, 電牽引采煤機無論牽引部或

54、截煤部均在最后輸出級采用行星機構。行星傳動結構緊湊、速比大。行星傳動的優(yōu)點是動力分流, 功率流數(shù)取決于行星輪個數(shù)。因此, 電牽引采煤機用的行星機構大多設計成4 個行星輪, 以降低每一行星輪的負載, 但對行星架與齒輪的加工精度要求更高。為減小加工安裝誤差所產生的偏載和彈性變形、慣性力、摩擦力等妨礙載荷均勻分布的因素, 把太陽輪作成無支承的浮動件(單浮動) , 通過漸開線花鍵與前一級齒輪聯(lián)接, 花鍵側隙則滿足了浮動量的要求?；蛟O計成雙浮動(太陽輪、齒圈浮動)、三浮動結構(太陽輪、齒圈、行星架浮動)。這些均載措施結構簡單、浮動靈敏、反力矩小, 有效地補償各種誤差, 使行星輪間的載荷均衡分配。行星輪與

55、齒圈一般設計成薄壁輪緣。行星輪輪緣的變形對安裝在行星輪孔中軸承的滾動體間的載荷分布會發(fā)生影響, 由此獲得可提高軸承壽命的最佳間隙。齒圈輪緣的柔性變形, 同樣也有利于行星輪間的載荷分配均勻, 并降低嚙合時的動載荷。以下參考現(xiàn)代機械傳動手冊 機械工業(yè)已知：輸入功率247.70kW,轉速=229.88kW，輸出轉速=40r/min 1齒輪材料熱處理工藝與制造工藝的選定 太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為5761HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4W和20CrNi2Mo等高級滲碳鋼，經熱處理后，表面有高的硬度與耐磨性，心部又

56、具有高的強度與良好的韌性和很低的缺口敏感性。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：太陽輪：行星輪：齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。齒圈的材料為42CrMo，調質處理，硬度為262302HBS.試驗齒輪的接觸疲勞極限：試驗齒輪的彎曲疲勞極限：齒形的終加工為插齒，精度為7級。2確定各主要參數(shù)：行星機構總傳動比：i=5.747，采用一級NGW型行星減速機構。行星輪數(shù)目, 根據(jù)表2.9-3與傳動比i，取。載荷不均衡系數(shù)，采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取=1.15配齒計算 太陽輪齒數(shù) 式中取 c=20（整數(shù)） 齒圈齒數(shù) 行星輪齒數(shù) a-c齒輪接觸強度初步計算按表義

57、14-1-60中的公式計算中心距式中 /14=1.786綜合系數(shù)為2.2太陽輪單個齒傳遞的轉矩齒寬系數(shù)為0.7 代入: 模數(shù) 取則取 (6) 計算變位系數(shù) 1)a-c傳動 A實際中心距變動系數(shù)yB實際嚙合角C總變位系數(shù)D分配變位系數(shù)：和取綜合性能較好區(qū). 取 （見機械傳動裝置設計手冊上冊） 則:齒頂降低系數(shù)2) c-b傳動嚙合角， 式中，變位系數(shù)和中心距變動系數(shù)齒頂降低系數(shù)分配變位系數(shù) 3.幾何尺寸計算分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數(shù) 太陽輪，行星輪 齒輪頂隙系數(shù) 太陽輪，行星輪 齒輪代入上組公式計算如下：太陽輪行星輪 齒輪太陽輪，齒寬b 由表2.5-12,取 則取 4.嚙合要素驗

58、算 a-c傳動端面重合度 A.齒頂圓齒形曲徑 太陽輪行星輪 B.端面嚙合長度 式中“”號正號為外嚙合，負號為嚙合； 端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 則 C.端面重合度.c-b端面重合度 A.頂圓齒形曲徑 由上式計算得 行星輪 齒輪 B.端面嚙合長度C. 端面重合度5.齒輪強度驗算(1).a-c傳動（以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法一樣。）.確定計算負荷 名義轉矩名義圓周力.應力循環(huán)次數(shù)式中 太陽輪相對于行星架的轉速, ；壽命期要求傳動的總運轉時間，。.確定強度計算中的各種系數(shù) A.使用系數(shù) 根據(jù)對截割部使用負荷的實測與分析，?。ㄝ^大沖擊） B.動負荷系數(shù) 因為

59、和 可根據(jù)圓周速度： 和 由圖2.4-4查得6級精度時： C.齒向載荷分布系數(shù) 由表2.4-8查得滲碳淬火齒輪 ： 由表2.4-9，由表2.4-8查得， 根據(jù)和由圖2.4-5查得 式中： D.齒間載荷分布系數(shù) 因 由圖2.4-6查得 E.節(jié)點區(qū)域系數(shù) 式中，直齒輪端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪端面壓力角，直齒輪 F.彈性系數(shù) 由表2.4-11查得 （鋼鋼）G.齒形系數(shù)根據(jù)和，由圖2.4-14查 H.應力修正系數(shù) 由圖2.4-18,查得 I.重合度系數(shù) J.螺旋角系數(shù) 因 得 得.齒數(shù)比，.接觸應力的基本值.接觸應力.彎曲應力的基本值.齒根彎曲應力.確定計算許用接觸應力時的各種系數(shù) A.壽命系數(shù) 因，由

60、圖2.4-7,得 B.潤滑系數(shù) 因和 由圖2.4-9查得 C.速度系數(shù) 因 由圖2.4-10 查得 D.粗糙硬化系數(shù) 因和 由圖2.4-11查得 E.工作硬化系數(shù) 大小齒輪均為硬齒面 F.尺寸系數(shù) 由表2.4-15 查得.許用接觸應力.接觸強度安全系數(shù).確定計算許用彎曲應力時的各種系數(shù) A試驗齒輪的應力修正系數(shù) B.壽命系數(shù) 因 查圖2.4-8得 C.相對齒根圓角敏感系數(shù) 因,由圖2.4-20查得 D.齒根表面狀況系數(shù) E.尺寸系數(shù)，由表2.4-16得.許用彎曲應力.彎曲強度安全系數(shù). c-b傳動 本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪（齒輪）的強度計算過程，小齒輪（行星輪）的強度較高，幫計算從略。.名義切