采煤機截割部設(shè)計

1、中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文任務(wù)書 學(xué)院學(xué)院 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專業(yè)年級專業(yè)年級 機自 04-2 班學(xué)生姓名學(xué)生姓名 甘龍兵 任務(wù)下達日期任務(wù)下達日期： 2008 年 03 月 16 日 畢業(yè)論文日期：畢業(yè)論文日期：2008 年 3 月 17 日至 2008 年 6 月 10 日 畢業(yè)論文題目：畢業(yè)論文題目：中厚煤層采煤機截割部的設(shè)計 畢業(yè)論文專題題目：畢業(yè)論文專題題目： 畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求：畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求： 設(shè)計參數(shù)： 總裝機功率：900 KW 適應(yīng)煤質(zhì)硬度：f 4 截割部功率：400 KW 采高范圍：2.23.5m 滾筒截深：800 mm 滾筒轉(zhuǎn)速：40 r/min 電機轉(zhuǎn)速：1470 r

2、/min 額定電壓：1140 V 要求： （1）完成采煤機總體方案設(shè)計。 （2）對截割部的傳動及結(jié)構(gòu)進行設(shè)計。 （3）設(shè)計完成截割部的組件、零件工作圖設(shè)計。 （4）編寫完成設(shè)計計算說明書。 院長簽字： 指導(dǎo)教師簽字： 中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文指導(dǎo)教師評閱書 指導(dǎo)教師評語（基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；獨立解決實際問題的 能力；研究內(nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；取得的主要成果及創(chuàng)新點； 工作態(tài)度及工作量；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意 答辯等）： 成 績： 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文評閱教師評閱書 評閱教師評語（選題的意義；基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；綜合 運用所學(xué)知識解決實際問

3、題的能力；工作量的大??；取得的主要成果 及創(chuàng)新點；寫作的規(guī)范程度；總體評價及建議成績；存在問題； 是否同意答辯等）： 成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文評閱教師評閱書 評閱教師評語（選題的意義；基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；綜合 運用所學(xué)知識解決實際問題的能力；工作量的大小；取得的主要成果 及創(chuàng)新點；寫作的規(guī)范程度；總體評價及建議成績；存在問題； 是否同意答辯等）： 成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文答辯及綜合成績 答 辯 情 況 回 答 問 題 提 出 問 題 正 確 基本 正確 有一 般性 錯誤 有原 則性 錯誤 沒有 回答 答辯委員會評語及建議

4、成績： 答辯委員會主任簽字： 年 月 日 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評定成績： 學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負責(zé)人： 年 月 日 摘 要 MG4000/900-3.3D 型采煤機是一種電牽引大功率采煤機，該機機身矮， 裝機功率大，所有電機橫向布置，機械傳動都是直齒傳動，電機、行走箱 驅(qū)動輪組件等均可從老塘側(cè)抽出，故傳動效率高，容易安裝和維護。 本說明書主要介紹了采煤機截割部的設(shè)計計算。MG400/900-3.3D 型采 煤機截割部主要是由一個減速箱和四級齒輪傳動組成，截割部電機放在搖 臂內(nèi)橫向布置，電動機輸出的動力經(jīng)由三級直齒圓拄齒輪和行星輪系的傳 動，最后驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)。截割部采用四行星單浮動結(jié)構(gòu)，減小了結(jié)構(gòu)尺寸， 采

5、用大角度彎搖臂設(shè)計，加大了過煤空間，提高了裝煤效果。 在設(shè)計過程中，對截割部的軸、傳動齒輪、軸承和聯(lián)接用的花鍵等部 件進行了設(shè)計計算、強度校核和選用。本說明書主要針對主要部件的設(shè)計 計算和強度校核進行了敘述和介紹。 此外，還對 MG400/900-3.3D 采煤機的使用與維護進行了說明，以便能 更好的發(fā)揮該采煤機的性能，達到最佳工作效果。 關(guān)鍵詞：采煤機；截割部；減速箱；行星輪系；傳動齒輪；設(shè)計 ABSTRACT The MG400/900-3.3D type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power m

6、ining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power,all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission

7、is high in efficiency, easy to install and safeguard. Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a gearbox and moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/900-3.3D type mining machine cuts the cutting departme

8、nt, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cuttin

9、g department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting. In the course of designing, to cutting the axle of the c

10、utting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using,etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced. In a

11、ddition，returning use for MG400/900-3.3D mining machine and maintenance proves,In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result. Keyword: Mining machine Cut the cutting department Gearbox A department of planet Gear wheel of the transmission

12、Design 目 錄 第一章第一章 概述概述.1 1.1 采煤機發(fā)展的歷史.1 1.2 我國采煤機 30 多年的發(fā)展進程.2 1.3 采煤機的發(fā)展趨勢.4 1.4 采煤機的類型及主要組成.6 第二章第二章 總體方案的確定總體方案的確定.8 2.1 MG400/900-3.3D 型采煤機簡介 .8 2.2 搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定.9 2.3 截割部電動機的選擇.9 2.4 傳動方案的確定.9 第三章第三章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計傳動系統(tǒng)的設(shè)計 .12 3.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定.12 3.2 齒輪設(shè)計及強度效核：.13 3.3軸的設(shè)計及強度效核.24 3.4 截割部行星機構(gòu)的設(shè)計計算.31

13、3.5 軸承的壽命校核.53 3.6 花鍵的強度校核.54 第四章第四章 采煤機的使用與維護采煤機的使用與維護.56 4.1 采煤機使用過程中常見故障與處理.56 4.2 大功率采煤機截割部溫升過高現(xiàn)象及解決方法.57 4.3 采煤機軸承的維護及漏油的防治.58 4.4 煤礦機械傳動齒輪失效的改進途徑.60 4.5 硬齒面齒輪的疲勞失效及對策.64 第一章 概述 1.1 采煤機發(fā)展的歷史 20 世紀(jì) 40 年代初，英國和前蘇聯(lián)相繼研制出了鏈?zhǔn)讲擅簷C。這種采 煤機是用截鏈?zhǔn)浇芈涿?，在截鏈上安裝有被稱為截齒的專用截煤工具，其 工作效率低。同時德國研制出了用刨削方式落煤的刨煤機。50 年代初，英 國

14、和德國相繼研制出了滾筒式采煤機，在這種采煤機上安裝有截煤滾筒， 這是一種圓筒形部件，其上安裝有截齒，用截煤滾筒實現(xiàn)落煤和裝煤。這 種采煤機與可彎曲輸送機配套，奠定了煤炭開采機械化的基礎(chǔ)。這種采煤 機的主要缺點有二：其一是截煤滾筒的高度不能在使用中調(diào)整，對煤層厚 度及其變化適應(yīng)性差；其二是截煤滾筒的裝煤效果不佳，限制了采煤機生 產(chǎn)率的提高。進入 60 年代，英國、德國、法國和前蘇聯(lián)先后對采煤機的截 割滾筒做出革命性改進。1截煤滾筒可以在使用中調(diào)整其高度，完全解決 對煤層賦存條件的適應(yīng)性；2把圓筒形截割滾筒改進成螺旋葉片截煤滾筒， 即螺旋滾筒，極大地提高了裝煤效果。這倆項關(guān)鍵的改進是滾筒式采煤機

15、稱為現(xiàn)代化采煤機械的基礎(chǔ)。 可調(diào)高螺旋滾筒采煤機或刨煤機與液壓支架和可彎曲輸送機配套，構(gòu) 成綜合機械化采煤設(shè)備，使煤炭生產(chǎn)進入高產(chǎn)、高效、安全和可靠的現(xiàn)代 化發(fā)展發(fā)展階段。從此，綜合機械化采煤設(shè)備朝著大功率、遙控、遙測方 向發(fā)展，其性能日臻完善，生產(chǎn)率和可靠性進一步提高。工礦自動檢測、 故障診斷以及計算機數(shù)據(jù)處理和數(shù)顯等先進的監(jiān)控技術(shù)已經(jīng)在采煤機上得 到應(yīng)用。 我國現(xiàn)行采煤機搖臂殼體的設(shè)計基本上都采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法:根據(jù)經(jīng) 驗和以往設(shè)計實例設(shè)計人員在紙面上設(shè)計所需的產(chǎn)品,根據(jù)小功率采煤機搖 臂尺寸適當(dāng)加大來設(shè)計更大功率的采煤機搖臂,如果出現(xiàn)問題或不滿足預(yù)定 設(shè)計要求的情況,就要修改設(shè)計,這在現(xiàn)

16、實設(shè)計中確實出現(xiàn)了許多的問題。隨 著采煤機裝機功率越來越大,單純依靠經(jīng)驗,根據(jù)小型機器設(shè)計大功率機器和 加大安全系數(shù)的方法,往往使設(shè)計產(chǎn)品的尺寸越來越大,結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布、變 形分布、內(nèi)力分布也很難得到合理保證。然而通過對采煤機搖臂進行有限 元分析,可以得出采煤機搖臂殼體在不同位置、不同工況的應(yīng)力、應(yīng)變規(guī)律, 摸清其危險截面、極限工況、極限載荷和極限應(yīng)力,提出搖臂承載能力的優(yōu) 化方案。同時還可以對搖臂殼體固有頻率、各階振型、動力性能進行探索 性分析研究。應(yīng)用該技術(shù)可以在產(chǎn)品設(shè)計階段預(yù)測產(chǎn)品質(zhì)量,使產(chǎn)品在投入 生產(chǎn)之前進行優(yōu)化以提高產(chǎn)品質(zhì)量,從而縮短產(chǎn)品開發(fā)周期,進而降低開發(fā)成 本,提高市場競爭力

17、。 1.2 我國采煤機 30 多年的發(fā)展進程 1.2.1 20 世紀(jì)世紀(jì) 70 年代是我國綜合機械化采煤起步階段年代是我國綜合機械化采煤起步階段 20 世紀(jì) 70 年代初期，煤炭科學(xué)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(jì) 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 D

18、Y-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(shè)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(chǔ)工業(yè)比較薄弱,元部件質(zhì)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(yán)重。 1.2.2 20 世紀(jì)世紀(jì) 80 年代是我國采

19、煤機發(fā)展的興旺時期年代是我國采煤機發(fā)展的興旺時期 20 世紀(jì) 70 年代后期，我國總共引進 143 套綜采成套設(shè)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(shù) 也展示在中國人的面前，為我們深入了解外國技術(shù)和掌握這些技術(shù)創(chuàng)造了 條件，同時通過 20 世紀(jì) 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(xùn)，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(jì) 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(shè)備的研制：大傾角綜采成套設(shè)備的研制：“三硬” 、 “三軟”45m 一次采全高綜采設(shè)備的研制：解決短工作

20、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(jì) 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(fù)返了。20 世紀(jì) 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(jì) 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(jì) 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(yīng)范圍，而且便于 用戶配件的管理。采煤機系列

21、化是 20 世紀(jì) 80 年代采煤機發(fā)展中非常突出 的特點。 2元部件攻關(guān)先行，促使采煤機工作可靠性的提高 總結(jié) 20 世紀(jì) 70 年代采煤機開發(fā)中的經(jīng)驗教訓(xùn)，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(guān)內(nèi)容為：主電機的攻關(guān)，以解決燒機 的現(xiàn)象；齒輪攻關(guān)，從選擇材質(zhì)上，熱處理工藝上著手，學(xué)習(xí)國內(nèi)外先進 技術(shù)成功經(jīng)驗，以德國齒輪為目標(biāo)進行攻關(guān)，達到預(yù)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(guān)，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(jì) 80 年代中期，把斜軸 泵、斜軸馬達、閥組和調(diào)速機構(gòu)等都列入重點攻關(guān)內(nèi)容。 3無鏈牽引的推廣使用，使采煤機

22、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(shù)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(shù)成熟。為此，我國研制采煤機的無鏈牽引都向引進機組的結(jié)構(gòu)上靠 攏。仿制和引進技術(shù)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)。 1.2.3 20 世紀(jì)世紀(jì) 90 年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代 進入 20 世紀(jì) 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

23、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 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(jì) 80 年代開 始起步，20 世紀(jì) 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(shù) 途徑。進入 20 世紀(jì) 90 年代后，交流變頻調(diào)速技術(shù)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、MG400/920-WD 和 MG450/1020-WD 等采煤機， 變頻調(diào)速箱可以是機載，也可以是非機

24、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(shù)的基礎(chǔ)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、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(wù)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-D

25、R102 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(shù)發(fā)展的特點如下： 1多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)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(qū)動，傳動系統(tǒng)彼此獨立，無動力傳遞，結(jié)構(gòu)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

26、，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(shù)水平。 3液壓緊固技術(shù)的開發(fā)研究取得成功 采煤機連接構(gòu)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(yīng)用，防 松效果顯著，基本解決采煤機連接可靠性的問題。 回顧這 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(jié)合的道路，也是一條不斷學(xué)習(xí)國外先進技術(shù)為我所用的發(fā)展道路，從 20 世紀(jì) 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。 1.3 采煤機的發(fā)

27、展趨勢 80 年代以來，滾筒式采煤機在結(jié)構(gòu)、性能參數(shù)、可靠性和易維修性上 都有很大的改進。歸結(jié)起來，滾筒式采煤機有以下特征和發(fā)展趨勢： 1）增大功率和能力 為了適應(yīng)綜采工作面高產(chǎn)、高效和在不同地質(zhì)條件下快速截割煤巖的需 要，不論厚、中厚和薄煤層的采煤機均在不斷增大裝機功率和生產(chǎn)能力。 2）電牽引采煤機已成為主導(dǎo)機型 目前電牽引采煤機已成為德國、英國、美國、日本和法國等主要生產(chǎn)國 的主導(dǎo)機型。 3）增大牽引速度和牽引力，并改進無鏈牽引機構(gòu) 為了適應(yīng)綜采高產(chǎn)高效的要求，近代采煤機的牽引速度和牽引力都有較 大的增大。 4）機器的結(jié)構(gòu)布置有新的發(fā)展 近年來不斷發(fā)展和研制出了多機橫向布置、部件可側(cè)面拉裝

28、的整機箱式 機身、縱向布置采煤機的牽引部和截割部合為一個部件、破碎機采用單獨 電動機傳動、改進擋煤板傳動裝置、無底托架或不用整體底托架等新的結(jié) 構(gòu)布置方式。 5）截割滾筒的革新和改進 截割滾筒的改進是圍繞增大截深、減低煤塵、增大塊煤率和提高壽命等 目標(biāo)進行的其主要改進有增大截深、采用強力截齒、增大塊煤率和減少煤 塵生成、滾筒設(shè)計 CAD、高壓水射流噴霧降塵和助切、加固滾筒結(jié)構(gòu)等方 面。 6）擴大采煤機的使用范圍，不斷開發(fā)難采煤層的機型 薄煤層、厚煤層、硬粘并有夾矸煤層、大傾角、破碎頂板等難采煤層的 機型的發(fā)展有，開發(fā)出了薄煤層、厚煤層、大傾角、短機身、窄機身等機 型。 7）提高采區(qū)工作電壓 8

29、0 年代以前，各國采區(qū)工作面設(shè)備電壓多為 1000V 左右。隨著綜采設(shè) 備向大功率發(fā)展，目前采煤機最大功率達 1220kW，截割電機最大功率達 6000kW，刮板輸送機最大功率達 1125kW，驅(qū)動電機最大功率達 525 kW， 加上工作面長度的不斷增長，所以必須提高采區(qū)的供電電壓，目前各國生 產(chǎn)的大功率采煤機，其供電電壓一般為 2300、3300、4160 和 5000V 等幾檔。 8）采用微電子技術(shù)，實現(xiàn)機電液一體化的采集、工況監(jiān)測、故障診斷和自 動控制 現(xiàn)代采煤機均裝有功能完善的用微處理器控制的數(shù)據(jù)采集、工況監(jiān)測、 故障診斷和自動控制，這是代表采煤機水平的重要標(biāo)志。現(xiàn)代采煤機的微 處理系

30、統(tǒng)除了工況監(jiān)測，還可以對其采集信息進行分析處理，再輸出顯示、 存儲、控制和傳輸?shù)龋詫崿F(xiàn)檢測、預(yù)警、保護、健康診斷、事故查詢、 維修指導(dǎo)和調(diào)度分析等多種功能。 9）貫徹標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化原則，加速開發(fā)適合不同地質(zhì)條件的新機 型 目前各主要采煤機生產(chǎn)廠家都十分重視三化原則，將采煤機各主要部件 （如電動機、截割部固定減速箱、搖臂、滾筒、牽引部、截牽箱、行走箱、 牽引機構(gòu)等）制定標(biāo)準(zhǔn)，作為適合不同條件的通用部件，各部件間的連接 尺寸一致。這樣，就可以根據(jù)不同的地質(zhì)條件的要求，很容易用積木式方 法將各部件組合成新機型，以擴大采煤機的系列和加速研制過程。 10）提高采煤機的可靠性和壽命，提高易維修性

31、，縮短井下更換部件時間， 延長大修周期，提高機器的使用率和開機率。 1.4 采煤機的類型及主要組成 采煤機有不同的分類方法：按工作機構(gòu)形式可分為滾筒式、鉆削式和 鏈?zhǔn)讲擅簷C；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置 可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽 引；按工作機構(gòu)位置可分為額面式與側(cè)面式；還可以按層厚和傾角來分類。 1、左截割部 2、右截割部 3、左行走部 4、右行走部 5、左旋滾筒 6、右旋滾筒 7、液壓傳動 8、電控部 銘牌 電控部 編程站 第二章 總體方案的確定 2.1 MG400/900-3.3D 型采煤機簡介 MG400/900-WD 型機

32、載交流電牽引采煤機，該機裝機功率 900KW，截 割功率 2400KW,牽引功率 該采煤機使用的電氣控制箱符合礦用電氣設(shè)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(zhì)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(dǎo)電 塵埃的情況下使用。 2.1.2 主要技術(shù)參數(shù) 該機的主要技術(shù)參數(shù)如下： 采高 m2.2-3.5 截深 mm800 適應(yīng)傾角 25 適應(yīng)煤質(zhì)硬度 F4 滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 40 搖臂長度 mm 3500 牽引速度 m/min 0-15 牽引型式 齒輪 - 齒軌 機面高度 mm 1726 最小臥底量 mm 265 滅塵方式

33、 內(nèi)外噴霧 裝機功率 kw 900 電壓 v 1140 2.1.3 MG400/900-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(jié)，左、右牽引部及中間箱采用高強度液壓螺栓聯(lián)結(jié)，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(jié)構(gòu)中的螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)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(jié)，結(jié)構(gòu)簡單可靠、拆裝方便。 2.2 搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計方案的確定 由于煤層地質(zhì)條件的多樣性，煤炭生產(chǎn)需要多種類型和規(guī)格的采煤機。 利用通用部件，組裝成系列型號

34、的采煤機，可以給生產(chǎn)帶來很多方便。系 列化、標(biāo)準(zhǔn)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(shè)計成對稱結(jié)構(gòu)。 2.3 截割部電動機的選擇 由設(shè)計要求知，截割部功率為 4002KW，即每個截割部功率為 400KW。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(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)此選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異 步防爆電動機 YBC3400,其主要參數(shù)如下： 額定功率：400KW； 額定電壓：1140V 額定電流：296A; 額定轉(zhuǎn)速：1470P/m 額定頻率：50HZ; 絕緣等級： H

35、接線方式：Y 工作方式：S1 質(zhì)量： 1502KG 冷卻方式：外殼水冷 該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 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(gòu)。 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(zhuǎn)速和直徑計 算而的，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉(zhuǎn)速 出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速。 總傳動比 總 i 7536 40 1470 n n I 滾 總 電動機轉(zhuǎn)速 r/minn 滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 滾

36、n 2.4.2 傳動比的分配 在進行多級傳動系統(tǒng)總體設(shè)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(jié)構(gòu)、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(yīng)在常用值范圍內(nèi)，不應(yīng)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(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應(yīng)發(fā)生 干涉碰撞；所有傳動零件應(yīng)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

37、修比較困難，空間 限制又比較嚴(yán)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(gòu)的傳動比。 本次設(shè)計采用 NWG 型行星減速裝置，其原理如圖所示： a-太陽輪 b-內(nèi)齒圈 g-行星輪 x-行星架 NWG行星機構(gòu) 該行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪 a、內(nèi)齒圈 b、行星輪 g、行星架 x 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 x 上的 行星輪 g面繞自身的軸線 oxox 轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動行星架 x 回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減 速。運轉(zhuǎn)中，軸線 oxox 是轉(zhuǎn)動的。 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制 造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條

38、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(gòu)的使用效率為 0.970.99,傳動比一般為 2.113.7。如上圖所示，當(dāng)內(nèi)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(gòu)的傳動比一般為 46。這里定行星 減速機構(gòu)傳動比 747 . 5 ib ag 則其他三級減速機構(gòu)總傳動比 36.755.747=6.39 總 II b ag i 由于采煤機機身高度受到嚴(yán)格限制，每級傳動比一般為根據(jù) ; 43 j i 前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，初定各級傳動比 為： ,79 .

39、 1 i1,56 . 1 i229 . 2 i3 以此計算，四級減速傳動比的總誤差為： 1562295747）36750279 . 1 75.36( 在誤差允許范圍 5內(nèi)，合適。 第三章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 截割部傳動系統(tǒng)圖 3.1 各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的確定 各軸轉(zhuǎn)速計算： 從電動機出來，各軸依次命名為、 軸。 軸 min1470 1 n/r 軸 min/ 2 . 82179 . 1 /1470 3 rn 軸 43.52656 . 1 / 2 . 821/ 234 inn min/r 軸 min/88.22929 . 2 /43.526/ 346 rinn 各軸功率計算： 軸 0.99=39

40、6400 31 PPkW 軸 0.980.99 =384.2396 2 1212 PP 2 kW 軸 0.980.99=372.75 2 . 384 1223 PPkW 軸 0.980.990.99=35875.372 31234 PPkW 軸 0.980.990.99=343.9358 31245 PPkW 軸 0.980.99=333.6 9 . 343 1256 PPkW 軸 0.980.990.99=320.5 6 . 333 31267 PPkW 軸 0.980.990.99=307.8 5 . 320 31278 PPkW 各軸扭矩計算: 軸 95509550 1 1 1 n P

41、TmN 65.2572 1470 396 軸 95509550 3 3 3 n P TmN 9 . 4358 2 . 821 75.372 軸 95509550 4 4 4 n P TmN 23.66981 43.526 358 軸 95509550 7 7 7 n P TmN 13792 8 . 229 5 . 320 將上述計算結(jié)果列入下表,供以后設(shè)計計算使用 運動和動力參數(shù) 編號功率/kW轉(zhuǎn)速 n/(rmin) 1 轉(zhuǎn)矩 T/(Nm) 傳動比 軸 39614702572.65 軸 372.75821.24358.9 1.79 軸 358526.436698.231.56 軸 320.52

42、29.88137922.29 軸 307.8229.88.25.747 3.2 齒輪設(shè)計及強度效核： 這里主要是根據(jù)查閱的相關(guān)書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動 系統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn) 矩以及各級傳動的效率，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(jié)果如下：統(tǒng)的設(shè)計經(jīng)驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、 傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確 定，截割部齒輪的設(shè)計及強度效核，具體計算過程及計算結(jié)果如下： 齒輪 1 和惰輪 2 的設(shè)計及強度效核 計算過程及說明計算結(jié)果 1)選擇齒輪材料 查文獻 1 表 8-17

43、齒輪選用 20GrMnTi 滲碳淬火 2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估 3 111t /np0.022)n(0.013v 取圓周速度，參考文獻 1 表 814，表 815smvt/24.14 選取 小輪分度圓直徑，由式（864）得 1 d 3 2 H HE d 1 1 ) ZZZ ( u 1ukT2 d 齒寬系數(shù)查文獻 1 表 823 按齒輪相對軸承為非對稱布 d 置，取06 d 小輪齒數(shù) =19 1 Z 1 Z 惰輪齒數(shù) 34.01 2 Z 2 Z1979 . 1 11 Zi 齒數(shù)比 uu19/34/ 12 ZZ 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)0/uu%3 HRC 566

44、2 smvt/24.14 公差組 6 級 06 d =19 1 Z 34 2 Z 1.79u 合適 小輪轉(zhuǎn)矩mmNT 2572650 1 載荷系數(shù) 由式（854）得K KKKKK VA 使用系數(shù) 查表 820 A K 動載荷系數(shù) 查圖 857 得初值 V K Vt K 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 860 K 齒間載荷分配系數(shù) 由式 855 及得 K0 cos)Z/1Z/1(2 . 388 . 1 21 1.883.2(1/19+1/34)=1.617 查表 821 并插值 1 K 則載荷系數(shù)的初值 K1 . 2 t K108 . 1 1 . 175 . 1 t K 彈性系數(shù) 查表 822 E Z

45、189.8 E Z 2 /mmN 節(jié)點影響系數(shù) 查圖 864 H Z 0 xx,0 21 重合度系數(shù) 查圖 865 Z0 許用接觸應(yīng)力 由式得698 H HHHLim SZZ/ 接觸疲勞極限應(yīng)力 查圖 869 21HLimHLim 、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式得708 175 A K 111 Vt K 1.08 K 1 K 1 . 2 t K 189.8 E Z 2 /mmN 2.5 H Z 0.897 Z 2 1 /1450mmN HLim 2 2 /1450mmN HLim 9 1 1058.10N )1030020(2147060njL60N h1 9 12 1092 . 5 79 . 1 /5

46、8.10u/NN 則 查圖 870 得接觸強度得壽命系數(shù) 1 21 NN ZZ 硬化系數(shù) 查圖 871 及說明 Z 接觸強度安全系數(shù) 查表 827，按高可靠度查 H S 取6 . 15 . 1 HLim S6 . 1 H S 2 2H1H mm/N25.9066 . 1/111450 故的設(shè)計初值為 1 d t d1 6 . 183 25.906 897. 05 . 28 .189 79 . 1 179 . 1 6 . 0 25726501 . 22 3 2 1 t d 齒輪模數(shù) 查表 83mmZdm t 66 . 9 19/ 6 . 183/ 11 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 t d1919

47、mZ1 圓周速度 v60000/147019014 . 3 60000/ 11 ndv t 與估取很相近，對取值影響不大，不必修smvt/ 6 . 14 V K 正 V K 1.11， VtV KK1 . 2 t KK 小輪分度圓直徑 t dd 11 惰輪分度圓直徑 3403410 22 mZd 中心距 a 265 2 341910 2 21 ZZm a 9 2 1092 . 5 N 1 21 NN ZZ 1 Z 6 . 1 H S mm10m 190mm t d1 smv/ 6 . 14 ,11 . 1 V K1 . 2K mmd190 1 mmd340 2 mm265a 齒寬 b110 6

48、 . 1836 . 0 min1 td db 惰輪齒寬 110 2 bb 小輪齒寬 105 21 bb 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 3 由式 668 FSF 1 1 F YYY mbd KT2 齒形系數(shù) 查圖 867 小輪 F Y 1F Y 大輪 2F Y 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖 868 小輪 S Y 1S Y 大輪 2S Y 重合度系數(shù),由式 867 Y 71 . 0 617 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0 Y 許用彎曲應(yīng)力由式 871 F FxNFLimF SYY/ 彎曲疲勞極限 查圖 872 FLim 彎曲壽命系數(shù) 查圖 873 N Y 尺寸系數(shù) 查圖 87

49、4 x Y 安全系數(shù) 查表 827 F S 則 2/98 . 0 1850/ 11121 FXNFLimFF SYY 1 2 1 / 6 . 15771 . 0 54 . 1 86 . 2 10190115 257265014 . 2 2 FF mmN mm110 2 b mmb115 1 2.86 1F Y 2.47 2F Y =1.54 1S Y =1.63 2S Y 71 . 0 Y 2 1 /850mmN FLim 2 2 /850mmN FLim 1 21 NN YY 1 x Y 2 F S 2 1 / 5 . 416mmN F 2 2 / 5 . 416mmN F 齒輪 4 和齒輪

50、 5 設(shè)計及強度效核： 1)選擇齒輪材料 查文獻 1 表 8-17 齒輪選用 20GrMnTi 滲碳淬火 2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 HRC 5662 2 2 2 /16.8471 . 0 63 . 1 47 . 2 10340110 257265014 . 2 2 FF mmN 4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d1910 11 mZd 3410 22 mZd 齒頂高 a hmmmhh aa 10101 * 齒根高 f h1025. 01 * * mchh af 齒頂圓直徑 a d1021902 11 aa hdd 1023402 22 aa hdd 齒根圓直

51、徑 f d 5 . 1221902 11 ff hdd 5 . 1223402 22 ff hdd 基圓直徑 b d 20cos190cos 11 ddb 20cos340cos 22 ddb 齒距 p 4 . 31 mp 齒厚 s 7 . 152/ ms 中心距 圓整a265a 2 1 / 6 . 157mmN F 2 2 /16.84mmN F mmd190 1 mmd340 2 mmha10 mmhf 5 . 12 mmda210 1 mmda360 2 mmd f 165 1 mmd f 315 2 mmdb 5 . 178 1 mmdb 5 . 319 2 mmp 4 . 31. m

52、ms 7 . 15 mma265 估取圓周速度， 3 333t n/pn)022 . 0 013 . 0 (v smvt/32.11 參考文獻 1 表 814，表 815 選取 小輪分度圓直徑，由式（864）得 1 d 3 21 1 ) ( 12 H HE d ZZZ u ukT d 齒寬系數(shù)查文獻 1 表 823 按齒輪相對軸承為非對稱布 d 置，取06 d 小輪齒數(shù) 4 Z 大輪齒數(shù) 37.44圓整取 5 Z 5 Z2456 . 1 42 Zi 齒數(shù)比 uu24/37/ 45 ZZ 傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)003 . 0 /uu%5 小輪轉(zhuǎn)矩mmNT 6698230 4 載荷系數(shù) 由式（8

53、54）得K KKKKK VA 使用系數(shù) 查表 820 A K 動載荷系數(shù) 查圖 857 得初值 V K Vt K 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 860 K 齒向載荷分配系數(shù) 由式 855 及得 K0 cos)/1/1 (2 . 388. 1 54 ZZ 1.883.2(1/23+1/36)=1.65 查表 821 并插值 1.1 K 則載荷系數(shù)的初值 K1 . 108 . 1 18 . 1 75 . 1 t K smvt/32.11 公差組 7 級 06 d =24 4 Z 37 5 Z 1.542u 合適 mmNT 6698230 4 1.75 A K 1.18 Vt K 1.08 K 1.1 K

54、 45 . 2 t K 彈性系數(shù) 查表 822 E Z 189.8 E Z 2 /mmN 節(jié)點影響系數(shù) 查圖 864 H Z 0,0 21 xx 重合度系數(shù) 查圖 865 Z0 許用接觸應(yīng)力 由式得698 H HHHLim SZZ/ 接觸疲勞極限應(yīng)力 查圖 869 21HLimHLim 、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式得708 )1030020(1 2 . 8216060 1 h njLN 99 12 1089 . 1 565 . 1 /10956 . 2 /uNN 則 查圖 870 得接觸強度得壽命系數(shù) 1 21 NN ZZ 硬化系數(shù) 查圖 871 及說明 Z 接觸強度安全系數(shù) 查表 827，按高可靠度

55、查 H S 取6 . 15 . 1 HLim S6 . 1 H S 2 21 /25.9066 . 1/111450mmN HH 齒輪模數(shù) 查表 83mmZdm t 045.1124/08.265/ 44 小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值 t d41124 4 mZ 圓周速度 v 60000/ 2 . 82126414 . 3 60000/ 34 ndv t 189.8 E Z 2 /mmN 2.5 H Z 0.87 Z 2 1 /1450mmN HLim 2 2 /1450mmN HLim 9 1 10956 . 2 N 9 2 1089 . 1 N 1 21 NN ZZ 1 Z 6 . 1 H

56、S 11m mmd t 264 4 與估取很相近，對取值影響不大，不必修正smvt/9 V K 1.18， VtV KK45 . 2 t KK 小輪分度圓直徑 t dd 44 惰輪分度圓直徑 4073711 55 mZd 中心距 a 5 . 335 2 372411 2 54 ZZm a 齒寬 b16008.2656 . 0 min1 td db 惰輪齒寬 125 5 bb 小輪齒寬 105 54 bb 齒根彎曲疲勞強度效荷計算 3 由式 668 FSFF YYY mbd KT 4 4 2 齒形系數(shù) 查圖 867 小輪 F Y 4F Y 大輪 5F Y 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖 868 小輪 S Y

57、 4S Y 大輪 5S Y 重合度系數(shù),由式 867 Y 65 . 1 /75 . 0 25 . 0 /75 . 0 25 . 0 Y 許用彎曲應(yīng)力由式 871 F FxNFLimF SYY/ 彎曲疲勞極限 查圖 872 FLim smv/34.11 18 . 1 V K 45 . 2 K mmd264 4 mmd407 5 mma 5 . 335 mmb160 5 mmb135 4 2.71 4F Y 2.45 5F Y =1.58 4S Y =1.64 5S Y 7 . 0 Y 彎曲壽命系數(shù) 查圖 873 N Y 尺寸系數(shù) 查圖 874 x Y 安全系數(shù) 查表 827 F S 則 2/98

58、 . 0 1850/ 11421 FXNFLimFF SYY 4F 2 4F mm/N14.1977 . 058 . 1 71 . 2 9207130 325100045 . 2 2 5 2 5 /92.1227 . 064 . 1 45 . 2 9324125 325100045 . 2 2 FF mmN (4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d2411 44 mZd 3711 55 mZd 齒頂高 a hmmmhh aa 11111 * 齒根高 f h1125 . 0 1 * * mchh af 齒頂圓直徑 a d1122642 44 aa hdd 1124072 55 aa hdd 齒根圓

59、直徑 f d75.1321642 44 ff hdd 75.1324072 55 ff hdd 基圓直徑 b d 20cos264cos 44 ddb 2 4 /850mmN FLim 2 5 /850mmN FLim 1 21 NN YY 0.98 x Y 2 F S 2 1 / 5 . 416mmN F 2 2 / 5 . 416mmN F 2 4 /14.197mmN F 2 5 /92.122mmN F mmd264 4 mmd407 5 mmha11 mmhf75.13 mmda286 4 mmda429 5 mmd f 5 . 236 4 mmd f 5 . 379 5 20cos

60、407cos 55 ddb 齒距 pmmmp45.34 齒厚 s27.172/ ms 中心距 圓整amma336 mmdb248 4 mmdb 5 . 382 5 mmp45.34 mms27.17 mma336 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 d1716 66 mZd 2816 77 mZd 齒頂高 a hmmmhh aa 16161 * 齒根高 f h1625. 01 * * mchh af 齒頂圓直徑 a d1622722 66 aa hdd 1624482 77 aa hdd 齒根圓直徑 f d2022722 66 ff hdd 2024482