MG400-930交流電牽引采煤機牽引部設計

第1頁1概述1.1采煤機的發(fā)展概況 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。50年代初期，英國、德國相繼生產(chǎn)出滾筒式采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化技術的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調高，因而限制了采煤機的適用范圍，我們稱這種固定滾筒采煤機為第一代采煤機。60年代是世界綜采技術的發(fā)展時期，第二代采煤機——單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調整問題，擴大了采煤機的適用范圍，特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口的問題，再加上液壓支架和可彎曲輸送機的不斷完善等等，把綜采技術推向了一個新水平，并且在生產(chǎn)中顯示了綜采機械化采煤的優(yōu)越性——高產(chǎn)、高效、安全和經(jīng)濟。進入70年代，綜采機械化得到了進一步的發(fā)展和提高，綜采設備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發(fā)展。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機——電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。80年代，德國、美國、英國都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機，同時把計算機控制系統(tǒng)用在采煤機上。并且開始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范圍，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。至此，緩傾斜中厚煤層的綜采機械化問題已經(jīng)基本得到解決，專家開始對實現(xiàn)厚煤層、薄煤層、急傾斜及其它難采煤層開采的綜采機械的研發(fā)，以適用不同的開采條件。1.2國際上電牽引采煤機的技術發(fā)展狀況80年代以來,世界各主要產(chǎn)煤國家,為適應高產(chǎn)高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集約化生產(chǎn)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,最具代表的是英國安德森的Eiectra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MCLE2DR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3LS～7LS,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?？偨Y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(chǎn)高效綜采工作面快速割煤的需要,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(chǎn)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SL300,SL400,SL500型采煤機。美國喬依公司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6LS3個新機型,其電控系統(tǒng)多次改進,更趨完善。英國安德森公司80年代中期先后開發(fā)了ELECTRA1000和ELECTRA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MCLE2DR101101,MDLE2DR102102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15～20m/min,美國18m/min的牽引速度很普遍,美國喬依公司的1臺經(jīng)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,目前已普遍加大到450～600kN,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,(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ELECTRA1000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1000萬1.3國內電牽引采煤機的發(fā)展狀況1.3.120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，煤炭科學研究總院上海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年代我國采煤機的發(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，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。1.3.220世紀80年代是我國采煤機發(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(chǎn)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(jīng)驗與教訓，確立了我國采煤機的發(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”4．5m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，是我國采煤機收獲的年代，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)，擴大使用范圍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范圍，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(jīng)驗教訓，元部件的可靠性直接決定采煤機開發(fā)的成功率，所以功關內容為：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，學習國內外先進技術成功經(jīng)驗，以德國齒輪為目標進行攻關，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內容。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國安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(chǎn)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)。1.3.320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(chǎn)向集約化方向發(fā)展，減員提效，提高工作面單產(chǎn)成為煤炭發(fā)展的主流，發(fā)展高產(chǎn)高效工作面勢在必行，此采煤機開發(fā)研制圍繞高產(chǎn)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MG2X400－W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，上海分院先后開發(fā)成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/930-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。太原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MG400/930-WD和MG250/600-WD型兩種電牽引采煤機，雞西煤機廠、遼源煤機廠也開發(fā)了交流電牽引采煤機。國產(chǎn)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(chǎn)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．我國采煤機的主要參數(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(chǎn)高效工作面對功率的要求。在牽引力和牽引速度方面，電牽引的最大牽引力已達到700KN，最大牽引速度達12．56m/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(jīng)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多年我國采煤機發(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(chǎn)需要，到近年幾乎是國產(chǎn)采煤機占我國整個采煤機市場，這也是個了不起的進步。我國從20世紀80年代末期,煤科總院上海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,在大同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(chǎn)的MG300系列液壓牽引采煤機的基礎上改造成功,并于1996年7月在大同晉華宮礦開始使用。與此同時,在太原礦山機器廠生產(chǎn)的AM2500液壓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(chǎn)基地,雞西煤礦機械廠、太原礦山機器廠、煤炭科學研究總院上海分院、遼源煤礦機械廠生產(chǎn)交流電牽引采煤機,西安煤礦機械廠則生產(chǎn)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及以上)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,部分廠商同時也研制生產(chǎn)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)耐磨滾筒及鎬形截齒的研究,推進了我國的滾筒及截齒制造技術,開發(fā)研制的耐磨滾筒,可適用于截割f=3～4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。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。國內電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展基本一致經(jīng)過近15年的研究，已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差距，必須進行大量的技術和試驗研究。1.5采煤機類型滾筒采煤機的類型很多，可按滾筒數(shù)目、行走機構形式、行走驅動裝置的調速傳動方式、行走部布置位置、機身與工作面輸送乳汁機配合導向方式、總體結構布置方式等分類。按滾筒數(shù)目分為單滾筒和雙滾筒采煤機，其中雙滾筒采煤機應用最普遍。按行走機構形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機。按行走驅動裝置的調速方式分機械調速、液壓調速和電氣調速滾筒采煤機（通常簡稱機械牽引、液壓牽引和電牽引采煤機）。按行走部布置位置分內牽引和外牽引采煤機。按機身與工作面輸送機的配合導向方式分騎槽式和爬底板式采煤機。按適用的煤層厚度分厚煤層、中厚煤層和薄煤層采煤機。按適用的煤層傾角分緩斜、大傾角和急斜煤層采煤機。按總體結構布置方式分截割（主）電動機縱向布置在搖臂上的采煤機和截割（主）電動機橫向布置在機身上的采煤機、截割電動機橫向布置在搖臂上的采煤機。兩種總體結構布置方式的分析比較：1)整機布置縱向布置縱向布置的采煤機由左、右搖臂、左、右截割部固定減速箱、主(副)電機、牽引泵箱和中間箱共七段(或八段)組成。截割電機布置在采煤機中段、采用偏心兩端出軸，一側留出足夠寬度供安裝采煤機電器與控制元件。各大部件間除對接聯(lián)接外，還通過地腳螺柱與底托架相聯(lián)、因而機身較長。但機身寬度可做得窄些，有利于減小控頂距。橫向布置滾筒采煤機采用橫向布置時，截割主電機與搖臂直接相聯(lián)，中間段是左、右牽引行走減速箱和中間箱(其中分成調高泵箱和電控箱兩個隔腔)。這種布置方式，機身較短，無底托架，（為了克服調斜底托架鉸接點多、間圍大、扳動大、結構復雜和難維護等缺點，近年來采煤機改用固定式底托架，在多電機布局推廣中又發(fā)展了框式底托架。機器各主要部件以插件形式裝入底托架。另-趨勢是取消底托架，直接用強力液壓自鎖螺栓將采煤機各部件固定在一起。螺栓的張緊力約為500kN,巨大的張緊力將各部件聯(lián)為一個整體，采煤機因此沒有底托架，使得總體結構簡化，并且增加了過煤空間。采煤機工作過程中要承受震動沖擊載荷，聯(lián)結件采用普通高強度螺栓時，松動現(xiàn)象不可避免。由于采煤機工作環(huán)境的特殊性，要求螺栓松動后隨時緊固和檢修時按規(guī)定緊固所有聯(lián)接螺栓是無法做到的。因此，采煤機在聯(lián)結件松動的情況下仍繼續(xù)工作是一種普遍現(xiàn)象，并最終導致采煤機部件和機身限位裝置損壞和機器殼的某些部位變形。液壓螺栓的使用從根本上解決了這些問題2)動力傳遞縱向布置縱向布置形式的采煤機，各大部件間都有動力傳遞，部件間的聯(lián)接對中要求高。聯(lián)接面存在有漏油環(huán)節(jié)。橫向布置橫向布置的采煤機各大部件間沒有動力傳遞、獨立性強，安裝、維護、檢修方便。3)受力狀況橫向布置橫向布置的采煤機，其搖臂支承座受到的截割阻力、油缸支承座受到的支承反力、行走機構受到的牽引反力均由牽引行走箱箱體來承受。受力情況簡化，結構簡單，可靠性高。縱向布置縱向布置的采煤機，上述幾種力都要通過底托架及其對接螺栓和各大部件的對接螺栓來承受，一旦這些聯(lián)接螺栓有松動，會帶來嚴重后果。4)部件設計的合理性橫向布置橫向布置的采煤機．由于截割電機橫向布置、從截割電機出軸到滾筒輸出軸，全部采用正齒輪傳動，省去一對加工、調整復雜的錐齒輪傳動．使結構簡化、傳動效率高、降低制造成本?？v向布置縱向布置的采煤機，因截割電機布置在中間段。從電機到滾筒輸出軸必須有一對錐齒輪傳動，因此加工、調整都比較復雜、制造成本高；由于電機布置在機身中段，動力從電機傳到左、右滾筒輸出軸，其中一端必須通過液壓泵箱。為此，需要有一根貫穿液壓泵箱全長的通軸，給泵箱的設計帶來一定的難度，也使其結構復雜化。5)對煤層的適應性縱向布置縱向布置的采煤機對煤層厚度的適應強，綜采和普采都有機型。橫向布置橫向布置的采煤機，因主電機的長度尺寸大，采煤機的寬度相應增大。工作面的控頂距大。因而，在普采或煤層較薄以及對工作面的控頂距有嚴格要求的情況下，橫向布置的采煤機在使用上受到一定的限制。隨著電機功率的增大，電機寬度加寬，對工作面支護會帶來困難。在較薄煤層時，如果使用橫向布置的采煤機，還存在一個截割電機擋煤的問題。6)設置破碎結構橫向布置橫向布置采煤機設置破碎結構難度較大，目前國外雖然也有帶破碎結構的，但結構比較復雜，且功率偏小，最大功率也只有75kw?？v向布置縱向布置采煤機的破碎機構設置方便、合理、破碎功率可根據(jù)需要設計，因其動力是直接從主電機取得的。7）裝機功率橫向布置橫向布置的采煤機采用多電機驅動。其牽引與截割所需的動力均由各自的電機提供。近十年來隨著采煤機功率和生產(chǎn)能力的增大，單電機驅動已不能適應生產(chǎn)力的發(fā)展，因此各先進國家先后采用了多電機驅動采煤機。特別是電牽引采煤機都采用多電機驅動?？v向布置縱向布置的采煤機的主電機，除用于割煤外，還要分出一部分動力用于采煤機的牽引與搖臂調高。1.6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。螺旋葉片將截齒割下的煤裝到刮板輸送機中。為提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒一側裝有弧形擋煤板7，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉180°。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，以保證采煤機的可靠導向。調高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調節(jié)采煤機的采高。調斜油缸：用于調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：內部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內外噴霧降塵用水，采煤機設有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內，并由采煤機拉動在工作面輸送機的電纜槽中卷起或展開。1.7電牽引采煤機的優(yōu)點采煤機牽引負載特性在截割時多為恒轉矩特性，所需動力為機械特性為硬特性；調動時是恒功率特性，所需動力機械的機械特性為軟特性。這對于電動機或泵－馬達系統(tǒng)只有調速才能滿足這種恒轉矩恒功率的負載特性，這種特性是為人為機械特性，即負載的變化按人規(guī)定的規(guī)律來變化。對調還特性來講，需要速度剛度越大越好，其調速過程或工作速度就越平穩(wěn)。從這點出發(fā)，直流電動機、交流電動機、液壓泵馬達系統(tǒng)都是硬特性。因此，不論電牽引或液壓牽引，應該說都具有良好的調速特性。但液壓牽引的機械特性除了受負載影響外，還受油液的泄漏、粘度、溫度和清潔度、制造和維修質量的影響到，特性曲線慢慢變軟，但電動機特性除了受負載影響外，就沒有像液壓傳動那么多的影響，也就是電牽引的牽引特性好，調速平穩(wěn)性好，牽引特性曲線可長時間的保持穩(wěn)定。在牽引特性的實際應用中還有兩個問題：1、目前的液壓牽引，當雙牽引時牽引力增加１倍，牽引速度比單牽引時大約減少一半，這在設計中可以使泵馬達的排量增大１倍，但液壓件的體積要增大很多。電牽引動力源泉就沒有此問題。2、直流和交流電牽引可以在負載特性坐標系中四象限運行，能向采煤機提供牽引力或制動力，而液壓牽引中能在象限運行，只能提供牽引力，制動力由制動閘提供。液壓牽引也有用液控背壓來產(chǎn)生制動的，如法國ＤＴＳ３００、ＳＩＲＵＳ４００采煤機，但制動力不大。電牽引采煤機在超速牽引時，一般是指在大傾角工作面上機器下滑時出現(xiàn)超速牽引，對電動機為超同步轉速運轉。這時電動機發(fā)電反饋電網(wǎng)，同時產(chǎn)生制動力矩。只要牽引力在傾斜工作面中足夠大時，司機仍可按要求的牽引速度進行操作運行。3、機械傳動效率高電牽引沒有能量多次轉換問題，總效率可達0.9以上，而液壓牽引一般在0.65~0.70。牽引力大、牽引速度高：液壓牽引性能指標的提高，必須采用大功率液壓泵和液壓馬達，其壽命較短，可靠性較差，這也限制了載割功率進一步增大。目前電牽引采煤機的牽引力可達950KN；電牽引采煤機的牽引速度已達到：載割時8~12m/min，最大可達25m/min;裝機總功率：電牽引已達1530kW，而液壓牽引為900kW和1000kW，所以世界紀錄的采煤機都是電牽引采煤機，其牽引速度和可用率都明顯高于液壓牽引的采煤機。4、工作可靠行很高EDW450/1000L電牽引采煤機在澳大利亞尤蘭礦的可用率為97%，6LS電牽引采煤機在美國杜賓的可用率為97%，ELECTRA1000電牽引采煤機在美國、英國一些礦的可用列表為96~98%；液壓牽引采煤機的可用率一般在50%~60%以下。5、易于實現(xiàn)微機自動控制由于微機控制的功能齊全、計算速度極快、與電牽引電控的電參數(shù)容易配合，因此，易于實現(xiàn)工況檢測、幾點保護、故障診斷、數(shù)據(jù)顯示。特別是動態(tài)響應快，電牽引微機控制的自動調整時間或滾筒卡住或悶車自動退機時間一般都在1s以內，德國EE-23電牽引部的自調整時間只需30s；而液壓牽引的自動調整時間一般在10~20s.高壓過載調整時間較短，如EDW300L為0.6s。EIECTRA1000電牽引采煤機微機監(jiān)控系統(tǒng)裝有4塊單片機模塊，可提供197個參數(shù)，進行檢測、診斷、數(shù)據(jù)處理及顯示等，其功能很完善。液壓牽引采煤機也有采用微機控制的，如法國的幾種采煤機，但功能較少，因為液壓的非電量參數(shù)轉換為電參數(shù)量較難。6、機械傳動和結構簡單電牽引采煤機采用了多電機和獨立驅動、模塊式結構，使傳動系統(tǒng)和結構簡化。特別是截割電動機橫向布置，取消了壽命較短、傳動效率較低、調整嚙合間隙較復雜的圓錐齒輪。7、生產(chǎn)率顯著提高由于牽引力大、牽引速度高、截割電動機功率大，尤其是故障非常低，因而使生產(chǎn)率大大提高綜合上述，電牽引采煤機最主要的優(yōu)點是整機性能明顯提高，工作可靠性大大加強，從而保證生產(chǎn)率明顯提高。2牽引部的設計2.1牽引機構傳動系統(tǒng)圖2.1牽引機構傳動系統(tǒng)圖2.1.1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（°）：≤25；煤質硬度:硬或中硬；截深（m）：0.8滾筒直徑（m）：￠1.6電壓（V）：3300；牽引形式：強力輪齒—齒軌電牽引；牽引電機型號：YB2-250M-4-55裝機功率（KW）：930（其中兩個截割電機2×200KW兩個牽引電機2×55KW，一個破碎電機20KW，共計2×200＋2×55＋20=930KW）2.1.2電動機的選擇設計要求牽引部功率為37KW，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。所以選擇由南陽生產(chǎn)的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：0.936；滿載功率因數(shù)：0.87；接線方式：Y；質量：400KG；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。2.1.3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，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，其工作原理如下圖所示：a太陽輪b內齒圈c行星輪h行星架圖2.2NGW型行星機構該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內齒圈b、行星輪c、行星架h等組成。傳動時，內齒圈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0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如圖2.3，當內齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架h為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。從《采掘機械與支護設備》上可知,采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為5～6。所以這里先定行星減速機構傳動比：ii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)，另參考MG250/591型采煤機截割部各齒輪齒數(shù)分配原則，初定齒數(shù)及各級傳動比為：i=z/z=2.84i=z/z=2.13i=1.362.2牽引部傳動計算2.2.1各級傳動轉速、功率、轉矩各軸轉速計算：從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸。Ⅰ軸nr/minⅡ軸n=n/i=1480/2.84=521.1r/minⅢ軸n=n/i=521.1/2.13=244.6r/minⅣ軸n=n/i=243/6.3=38.83r/minⅤ軸n=n/i=38.83/4.5=8.63r/min各軸功率計算：Ⅰ軸=55×0.99×0.98=53.36kWⅡ軸.=53.36×0.98×0.97=50.72kWⅢ軸P=P=50.72×0.98×0.97=48.21kWⅣ軸P=P=48.21×0.98×0.97=45.83kWⅤ軸P=P=45.83×0.98×0.97=43.57kW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各軸扭矩計算:Ⅰ軸T=9550NmⅡ軸T=9550NmⅢ軸T=9550NmⅣ軸T=9550NmⅦ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53.361480344.322.842.136.3Ⅱ軸50.72521.1929.526Ⅲ軸48.21244.61882.28Ⅳ軸45.8338.8311270.744.5Ⅴ軸43.578.6348214.7741.362.3牽引部齒輪設計計算2.3.1齒輪1和齒輪2的設計及強度效核計算過程及說明:1)選擇齒輪材料查1表兩個齒輪都選用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，?。?．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小輪轉矩：T=233211Nm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=60N=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小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：=25mm小輪分度圓直徑：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齒根彎曲疲勞強度效荷計算由文獻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合格2.3.2齒輪3和齒輪4的設計及強度效核計算過程及說明:1)選擇齒輪材料查表兩個齒輪都選用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，?。?．8小輪齒數(shù)：=38大齒數(shù)：＝i=80.94圓整取=81齒數(shù)比：＝/=81/38傳動比誤差誤差在范圍內小輪轉矩：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=60N=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/Z=95.33/38=2.51查表取m=4mm小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：=38小輪分度圓直徑：d=mZ=4中心距：=m/2(Z+Z)=238mm齒寬：b=0.8mm惰輪齒寬：小輪齒寬：=82mm齒根彎曲疲勞強度效荷計算由文獻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2.3.3齒輪5和齒輪6的設計及強度效核計算過程及說明:1)選擇齒輪材料查1表兩個齒輪都選用20GrMnTi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，?。?．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=60N=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=1.04Z=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/Z=275.335/17=16.1查表取m=16mm小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：=17小輪分度圓直徑：d=mZ=16中心距：=m/2(Z+Z)=320mm齒寬：b=0.8mm圓整b=220惰輪齒寬：小輪齒寬：=226mm齒根彎曲疲勞強度效荷計算由文獻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合格行走輪選用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(4-1)(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：(4-2)在標準傳動中，外嚙合齒輪副的接觸強度遠低于內嚙合齒輪的接觸強度，為適當調節(jié)內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，外嚙合和內嚙合的中心距分別為：由以上兩式可得：(4-3)以上三式中—分度圓壓力角；—外嚙合齒輪副的嚙合角;—內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：(4-4)(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：(4-5)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：(4-6)依據(jù)上述四個條件，初步確定太陽輪，內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/min1.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：參照圖17.2-3=(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)內齒輪：選用35CrMoV調質，表面硬度250～280HBS3.a-c齒輪按接觸強度初算按表2-27（1）齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)按表2-28，取=1（2）計算齒數(shù)比（3）接觸強度使用的綜合系數(shù)(4)輸入轉矩查表17.2-16，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=135.4mm取=136mm（8）計算模數(shù)mmm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==110mm取=48mm（7）行星輪c的主要尺寸m==214.62mm5.b-c齒輪傳動的主要尺寸6.內齒圈b的主要尺寸mmmm7.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，“-”-內嚙合（2）計算式中：（3）確定參數(shù)查的：所選齒輪精度為（7-7-7）（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/min1.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：參照圖17.2-3=(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)內齒輪：選用35CrMoV調質，表面硬度250～280HBS3.a-c齒輪按接觸強度初算按表2-27（1）齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)按表2-28，取=1（2）計算齒數(shù)比（3）接觸強度使用的綜合系數(shù)(4)輸入轉矩查表17.2-16，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?。?）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)，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==177.228取=78mm（7）行星輪c的主要尺寸==212.945.b-c齒輪傳動的主要尺寸6.內齒圈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，“-”-內嚙合（2）計算式中：（3）確定參數(shù)查的：所選齒輪精度為（7-7-7）（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）驗算結果不滿足要求所以太陽輪和行星輪選用20CrNi2MoA內齒圈選用20CrMnTi8.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。3.1二軸的設計與校核（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，調質處理。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。下圖為軸和軸上零件的示意圖：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NU216E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NU216E軸承(4)軸的強度效核：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，調質處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應力由式子8-4得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3.2對二軸的軸承校核式中n－軸承內外圈的相對速度；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NU216E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對二軸平鍵的校核3.3.1鍵一的校核（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－傳遞的轉矩,;－軸徑，mm;鍵的高度，mm;鍵的工作長度，mm;許用擠壓應力，。由表3.2查得則<強度校核合格3.3.2鍵二的校核（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－傳遞的轉矩,;－軸徑，mm;鍵的高度，mm;鍵的工作長度，mm;許用擠壓應力，。由表3.2查得則<強度校核合格3.4花鍵連接的強度校核按公式式中－傳遞的轉矩－各齒載荷不均勻系數(shù)取（0.7~0.8）－齒數(shù)－齒的工作長度－平均直徑mm－齒的工作高度mm漸開線花鍵D=112d=102h=3.8l=50［］－許用壓強查表2-23［］=（10~20）則P=<［］強度校核合格4采煤機的使用和維護4.1采煤機的維護在工作面的生產(chǎn)系統(tǒng)中，采煤機是影響產(chǎn)量的主要設備。除了保證工作面采煤、裝煤、運煤、支護和處理設備的良好匹配外，對這些設備的正確維護、保養(yǎng)和操作使用，不僅可發(fā)揮其最大的生產(chǎn)能力，而且可達到安全生產(chǎn)。（一）潤滑及注油潤滑及傳動用油的質量好壞，是保證機器正常工作的關鍵，因此必須及時、嚴格用規(guī)定的清潔油注油及潤滑，用油牌號不能混用與任意代換，否則應全部更換。牽引部液壓傳動箱用油，注油時必須用注油器，精濾芯要定期更換。（二）地面檢查與試運轉采煤機下井前必須按井下工況，設不小于30米運輸機，使采煤機可在其上運動行走。進行地面檢查與式運轉，確認合格后方可下井。試運轉前的檢查：首先檢查各部件是否齊全、完好，安裝是否正確，連續(xù)螺栓是否缺少或松動，各運動環(huán)節(jié)及手把的動作是否正確靈活。各油池及潤滑點必須按規(guī)定加注清潔油。水路是否暢通，檢查各出軸處，蓋板等是否漏油，電氣部分的絕緣、隔爆等是否符合要求。調高及噴霧系統(tǒng)管路是否齊全和接好等，應先用手盤動各運轉部位，應無意外阻礙和其它不正?，F(xiàn)象。試運轉時檢查：啟動前把各手把，離合器等置于中立或斷開位。接通電源，檢查三相平衡情況，無問題時方可只控制一臺電機的隔離開關，啟動此電機，觀察空運轉情況，然后停止，看其是否輕快。再合上另一個隔離開關，啟動另一臺電機及牽引電機，觀察空運轉情況，同時注意高低壓壓力表，然后停止，看是否輕快。再盤動滾筒，看截割部傳動是否良好。無問題方可合離合器再啟動電機，觀察運轉情況，聲音、發(fā)熱、轉向等。牽引部的檢查，試運轉前應先排氣，試運轉是在電機啟動后，待輔助泵壓力正常后，先把調速手把任意向一方轉動一小角度，觀察齒軌輪與齒輪間嚙合情況，同時注意觀察高低壓壓力表，注意運轉聲音是否正常，若無異常再慢慢增大手把角度，注意聽音及觀察，正常后再慢慢回零，觀察降速是否正常，以同樣方法檢查“反向牽引”情況，并在高速時按停止牽引鈕停止牽引。搬動調高閥觀察調高情況，檢查管路系統(tǒng)是否漏油，測定左右搖臂最大行程時間，以上檢查完畢后，使機器在運輸機上往復行走，檢查配套關系，人為彎曲運輸機，檢查過彎情況，行走運行一定要先慢后快。在整個試運轉過程中，要注意人身安全。發(fā)現(xiàn)問題及時處理，不可帶“病”下井。（三）下井及井下組裝1、在不允許整機下井的條件下，可將機器解體裝運，但解體越少越好，主機是由搖臂鉸接點處分解為三大部分為好。滾筒、附件等可分別裝運。注意，裝運前必須將拆下的小零件如銷子、螺栓、管接頭等包裝好。包裹好打開的每個接觸面，隔爆面，裸露的軸、孔、齒、手把、接頭等，油缸活塞桿應全部縮回缸內，并固定好。運送前應仔細檢查所經(jīng)道路情況，裝運順序應顧及井下組裝的方便。2、采煤機的組裝應在預先準備的“缺口”中進行，順序為：先組裝好溜槽及工作面附件，而后使中架部分騎在運輸機和齒軌上，穿好導向滑靴，再裝好左右搖臂及滾筒，接電纜、水管及拖纜帶，組裝時應注意人身及設備的安全，對機件的外露部分如手把等，要注意保護。還要注意銷軸、軸孔及接頭等處的清潔，不得有污物帶入。3、組裝后的運轉與地面試運轉要求相同（四）采煤機的井下操作井下操作由每班配備的，經(jīng)過專門訓練的兩名司機進行。各班司機要認真的執(zhí)行交接班制度。操作前的檢查：工作前要對機器運轉環(huán)境如煤壁、頂板、支護、配套設備等進行檢查，發(fā)現(xiàn)問題及時處理，并對機器作好下列檢查：截齒是否齊全完好，牢固可靠。各把手按鈕是否齊全，靈活可靠。油位是否符合要求。不足時添加。各緊固螺栓要齊全，不松動。電纜、水管、油管是否損壞及泄露。運輸機是否鋪設平直。拖纜架是否卡掛。供水是否正常，否則不得開機。滾筒前后兩米以內不得站人。試運轉中注意事項：各部分運轉聲音及發(fā)熱是否正常。結合面、出軸處、蓋、管路等有無滲漏。壓力表指示是否正常，指針有無不正常抖動。各運轉部件及整機有無震動與抖動。調高及牽引是否正常。操作順序：送電、磁力啟動器合閘。合上隔離開關。合上截割部離合器。發(fā)信號給工作面運輸司機并解鎖、使運輸機啟動。給水冷卻噴霧。分別啟動電機使?jié)L筒正常運轉。調采高到合適的高度。選擇牽引方向并慢慢調速到合適的速度。機器運轉時注意事項：注意滾筒運轉情況，機道有無阻礙，機器聲音、牽引力（壓力表）大小，拖纜帶卡掛現(xiàn)象等。嚴禁滾筒在不運轉情況下牽引或調高。停運輸機、停水時，機道有大塊障礙，支柱影響通過，電機悶車，夾石過硬，或其他有礙機器正常運轉情況等時，應立即停機，處理后方可開機。注意頂板支護情況，人員位置，確保生產(chǎn)及人身安全。停機順序：牽引調速換向手把打回零位，緊急停車后也要把此手把回零。停止電動機、停止運輸機。停水。拉開截割部離合器。拉開隔離開關。4.2采煤機軸承的維護及漏油的防治據(jù)不完全統(tǒng)計，在采煤機發(fā)生故障的總數(shù)中，機械事故占80％左右，而因潤滑問題造成事故占很大的比例。采煤機軸承的維護及漏油的防治又是其中關鍵的一個環(huán)節(jié)。1．采煤機軸承損壞形式和原因采煤機各傳動軸承中，強度薄弱，容易損壞的部位有：(1)截割部軸齒輪(小傘齒輪軸)它轉速高，溫升快、易發(fā)熱，使徑向游隙變小，并在缺油情況下燒傷，造成異常噪聲、振動；(2)截割部行星機構行星輪軸承受力大(為齒輪嚙合切向力的二倍)，而受空間大小和輪緣壁厚的限制，軸承直徑不能增大，滾動體和滾道表面接觸應力高，常發(fā)生早期點蝕和嚴重磨損；(3)搖壁回轉軸套和滾筒軸其轉速低，但負荷高，并有嚴重沖擊力，軸承常發(fā)生套圈變形，邊斷裂；(4)牽引部行走鏈輪軸承受沖擊交變負荷，密封潤滑條件差，煤塵易進入滾道把保持損壞。2．預防和改進措施（1）加強潤滑和密封軸承工作時，滾動體與滾道、保持架和內外圈用滾動體都有摩擦，潤滑劑可減小磨損，特別在滾動體和滾道之間形成油膜，可減小接觸應力，降低溫度，從而延長軸壽命。采煤機軸承潤滑用油一般為N220，N320極壓工業(yè)齒輪油，多采用油池飛濺或加循環(huán)聯(lián)合潤滑方式。主要存在問題是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰塵不斷浸入，軸承磨損加劇，軸承潤滑油不良，甚至缺油使表面過熱燒傷。因此需重點采取措施：1)高速軸油封選用最合適密封材料、結構、提高其使用壽命；2)搖壁回轉軸承用油脂(2＃鋰基脂)潤滑并用油封把它與固定箱油池隔開；3)對低速軸(如滾筒軸、行走輪軸等)改用端面浮動油封。通過O型密封圈彈性變形產(chǎn)生端比壓。使浮動環(huán)靠緊并傳遞扭矩，補償磨損。該油封對振動、沖擊及軸向、徑向偏斜不敏感，特別適用于低速(2ｍ/s以下)、有煤粉泥漿條件下密封。（2）嚴格驗收，確保制造和安裝質量1)軸承本身質量是影響安裝性能和使用壽命的重要因素。當前國內軸承廠家繁多質量參差不齊，訂貨時要選好廠家確保軸承質量。2)軸承組件的制造和安裝應符合要求。殼體孔直徑超差改變了軸承正確配合要求，過盈量大，使徑隙變小，內圈產(chǎn)生拉應力。間隙大，徑隙變大，組件剛性降低并引起套圈滑動。3)殼體孔橢圓形或錐形誤差，使套圈滾動道變形。當滾動體驗通過時，滾道直徑內經(jīng)受壓應力應顯著增大，使區(qū)域過早磨損和破壞。4)軸和殼體孔擋肩對配合表面不垂直及二側配合處不同軸誤差，使軸承內外圈軸線歪斜，也使局部表面應力增大。5)軸承安裝中必須調整軸向間隙達到設計要求，對圓柱滾子軸承，軸向間隙小，內圈移動受阻，當受到?jīng)_擊載荷時易發(fā)生擋邊撞裂，在潤滑不充分時，也會導致軸承燒傷。3加強軸承使用中維護和保養(yǎng)采煤機軸承在安裝前的儲運中要保持完好包裝，不受碰撞并防止浸水而生銹。使用中要特別注意到滑油量和質量。要求做到：(1)常可檢油位，加足油；(2)避免不同型號油混用；(3)打開蓋加油時，要防止煤塵、水等雜質進入，以防油質破壞，加劇磨擦面粒磨損和銹蝕。如發(fā)現(xiàn)油臟，及時入油并清洗再加新油。4采煤機漏油及處理(1)搖臂擺動軸的漏油及處理截割部箱內的油流經(jīng)搖壁套外側搖壁擺動軸上的大軸承，有兩個O形密封圈，在使用中發(fā)現(xiàn)該處漏油，經(jīng)拆檢分析發(fā)現(xiàn)，由于大軸承的外圓大，壓不緊O型密封圈，加上個別軸承精度不夠，內、外圈直徑超差嚴重；另外軸承孔壁較薄弱，使用中振動變形導致漏油。為此需在搖臂軸小端加外骨架油封將該處與截割部油池分開，改用潤滑脂潤滑即可根除此處漏油。(2)滾筒軸的漏油及處理采煤機割煤時，滾筒軸受阻力大且復雜，受切向力、軸向力、煤壁推力、裝煤力等。滾筒既繞滾筒軸轉動，還沿滾筒軸垂直面作上下擺動，使油封漏油。其次，油封外徑尺寸偏小導致油沿孔隙漏出，因此檢修時應挑合適油封。另外迷宮間隙大，導致煤粉經(jīng)過迷宮間隙、油封進入或滯留在油封刃口與軸之間，將油封墊起造成漏油，同時加速油封磨損，因此需采用加毛氈或涂密封膠。(3)殼體蓋板的漏油及處理采煤機牽引部泵箱蓋的密封最初采用石棉紙墊，由于石棉紙本身滲油，蓋板大，不平度大，對紙墊比壓不勻導致漏油。而后又采用橡膠墊，但其在長時間油作用下仍然變形起包開始漏油。最后采用O形密封繩粘接成環(huán)形密封蓋板，但若粘接不牢也會漏油。處理措施是粘接處采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安裝。采煤機是綜采工作面的主要設備，由于井下作業(yè)環(huán)境的特殊性，以及對采煤機的維護、保養(yǎng)、操作等方面的人為能力不同，將會產(chǎn)生各種不可意料故障。因此，在采煤機在使用過程中，需要加強維護，定期檢修，對易損部位及時采取措施進行補救，防止事故的發(fā)生和擴大，從而提高開機率和延長其使用壽命。4.3煤礦機械傳動齒輪失效的改進途徑20年來,煤礦機械的功率增大很快,采煤機的功率增加了4～6倍,掘進機的功率增加了2～3倍,大型、特大型礦井提升機功率已達數(shù)千kW,功率的增大導致機械設備的輸出扭矩增大,使設備部件特別是傳動齒輪的受力增大。煤礦機械的齒輪大多為中、大模數(shù)(6～20mm)的低速(6m/s以下)重載傳動,單位齒寬的載荷值高達20kN/cm2。由于受煤礦使用條件和機器尺寸的限制,傳動齒輪的外形尺寸沒有多大變化,易造成機械傳動齒輪失效,導致煤礦機械設備不能正常運行。煤礦機械齒輪的失效有輪齒折斷、齒面膠合、齒面點蝕和齒面塑性變形等主要形式。由于輪齒嚙合不合理,造成超負荷或沖擊負荷而產(chǎn)生輪齒較軟齒部分金屬的塑性變形,嚴重時在齒頂?shù)倪吚饣蚨瞬砍霈F(xiàn)飛邊、齒頂變圓,主動齒輪的齒面上有凹陷,被動齒輪的節(jié)線附近升起一脊形,使齒面失去正確的齒形。齒輪失效直接影響著煤礦機械效能的發(fā)揮,亟待解決,提出幾種改進途徑。1.設計煤礦機械齒輪,特別是承受重載和沖擊載荷的提升和采掘運輸機械齒輪,其彎曲極限應力強度增大到1200MPa,接觸耐久性極限強度亦增大到1600MPa,如何在不加大外形尺寸的條件下提高其強度和壽命,需進一步進行科研技術攻關,優(yōu)化設計參數(shù)。優(yōu)化設計的內容包括載荷的準確計算、強度計算公式的修正、優(yōu)化選材、優(yōu)化齒形結構、先進的加工和處理工藝、提高表面光潔度、合理的硬度和嚙合參數(shù)、有效的潤滑參數(shù)和裝配要求等,提高標準化、系列化程度。由于漸開線齒形共軛齒輪的相對曲率半徑較小,故接觸強度受到一定限制。而圓弧齒輪在接觸點處的齒面相對曲率半徑大,其表面強度和彎曲疲勞強度較高(約為漸開線齒形的2～5倍),振動小、噪聲低、尺寸和重量較小。除新設計齒輪應優(yōu)先采用圓弧齒輪外,原有漸開線齒輪減速器,在傳動功率不變、中心距不變的前提下,重新搭配模數(shù)、螺旋角等參數(shù),可優(yōu)化設計更新為圓弧齒輪,大大延長使用壽命。另外還可以采用以下幾種比較先進的優(yōu)化設計方法:(1)按照GB3480—1997《漸開線