采煤机截割部设计说明书

I摘 要我国中薄煤层储碳量丰富，对适合于薄煤层开采的采煤机的需求量很大。而炮采安全性比较低，生产率也比较低；综采对设备要求较高，而且投资费用比较大。所以对中薄煤层来说开发适应高档普采的采煤机是非常必要的，而该设计正是针对中薄煤层适应高普而进行的设计。主要从机械传动的角度对电牵引薄煤层采煤机的摇臂进行了设计，采取双电机横向布置，截割电机容量为 2100kW；开采含有夹矸等较硬煤质的综合机械化采煤工作面，可靠性高，性能先进。采煤机摇臂工作时由扭矩轴驱动，能量逐级传递，三轴起均载作用，四轴和五轴构成齿轮的变速级，末级为四行星减速器用以降低速度。并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和校核，设计计算结果满足设计要求。关键词：采煤机；摇臂；传动系统；行星机构 IIAbstractIn 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 for in thin coal seam development meet the high general machine of coal mining is very necessary. And the design is adapted for thin seam in general and for high design.Mainly from the mechanical point of view of the electric traction drive thin seam shearers arm was designed to take two-motor horizontal layout, cutting electrical capacity of 2100kW; mining and other hard parting with the comprehensive mechanization of coal mining face, high reliability and advanced performance. Shearer work by the torque arm shaft drive, the energy transfer step by step, from both three-axis load, four-axis and five-axis gear shift level form, the end of grade four planetary gear reducer to reduce the speed. And levels of gear and drive shaft were designed corresponding calculation and verification, design calculations to meet the design requirements.Keywords： Shearer;Ratio Rocker;Transition system III IV目 录摘要 IAbstractII第 1 章 绪论 11.1 选题背景 11.2 国内外采煤机发展及使用状况 11.2.1 采煤机在我国的使用情况 11.2.2 采煤机在国外的发展和使用 21.3 本文的主要内容 21.4 设计意义 2第 2 章 截割部传动总体设计 32.1 MG2X100/460-WD 采煤机主要参数 32.2 总体方案确定 32.3 摇臂长度及电机的确定 42.4 总传动比的计算与分配 52.4.1 总传动比的计算 52.4.2 总传动比的分配 52.4.3 截割部的运动和动力参数计算 6第 3 章 截割部系统传动设计 83.1 齿轮设计 83.1.1 12,Z(惰轮)齿轮设计与校核 83.1.2 3大齿轮设计与校核 163.1.3 45, 齿轮设计与校核 223.1.4 67(惰轮)齿轮设计与校核 29 V3.1.5 8Z齿轮设计与校核 363.1.6 ,ACB一级行星齿轮设计与校核 413.2 轴的设计校核及轴承寿命计算 503.2.1 轴的设计校核及轴承寿命计算 503.2.2 轴的设计校核及轴承寿命计算 553.2.3 行星轮系太阳轴的设计校核及轴承寿命计算 60结论 63致谢 64参考文献 65 VICONTENTSAbstract IChapter 1 Introduction 11.1 Background topics 11.2 The development and use status at home and abroad Shearer 11.2.1 Shearer use in China 11.2.2 Shearer in the development and use of foreign21.3 This study includes21.4 Design of significance 2Chapter 2 Drive the overall design of cutting unit 32.1 MG2X100/460-WD main parameters Shearer 32.2 Overall program to determine 32.3 Department of Motor Selection cutting42.4 The distribution of the overall transmission ratio 52.4.1 Calculation of the total transmission ratio 52.4.2 The distribution of the total transmission ratio52.4.3 Cutting Part of the movement and the Dynamic Parameter6Chapter 3 Department of System Design cutting drive83.1 Gear Design83.1.1 12,Z(Idler) gear design and Verification83.1.2 3great gear design and Verification 163.1.3 45, gear design and Verification223.1.4 67(Idler) gear design and Verification 293.1.5 8Z gear design and Verification36 VII3.1.6 ,ACBZa planetary gear design and Verification413.2 Shaft and bearing life calculation design check 503.2.1 Shaft and bearing life calculation design check503.2.2 Shaft and bearing life calculation design check553.2.3 Solar planetary gear shaft and bearing life calculation design check60Conclusion 63Thanks64References65 1第 1 章 绪论1.1 选题背景20 世纪 90 年代，电牵引采煤机全面发展起来，国产电牵引采煤机虽然发展很快，但在性能和可靠上与世界先进国家相比还存在较大的差距。与目前国外的电牵引采煤机相比，国内电牵引采煤机在总体参数性能、加工制造和材质性能等尚有不足，需要我们投入更多的力量来改变现状。MG2x100/460-WD型电牵引采煤机是在广泛吸收国内外现有电牵引采煤机先进技术的基础上，针对我国目前煤机市场最新变化和需求而进行开发研制的，是较薄煤层采煤机更新换代的理想机型。1.2 国内外采煤机发展及使用状况1.2.1 采煤机在我国的使用情况我国 20 世纪 8090 年代曾引进国外液压牵引采煤机，通过引进消化再创新，于 90 年代掌握了国际先进的交流变频电牵引采煤机技术，2005 年初步掌握了大功率大采高采煤机技术。2001 年大倾角电牵引采煤机和 2002 年短臂电牵引采煤机标志着我国采煤机总体设计技术接近国际先进水平。2001 年能量回馈四象限交流变频技术、2002 年中压开关磁阻调速、2005 年中压交流变频调速技术标志着我国采煤机电器调速技术接近国际先进水平 2。西安煤矿机械制造厂 1995 年在原 MXA-300/3.5 型液压牵引采煤机基础上，改装成第一台 MXB-380E/3.5 型直流电牵引采煤机，保留纵向布置方式 1。太原矿山机器厂在与煤科总院上海分院合作将 AM500 液压牵引采煤机改造成 MG375/830-WD 型交流电牵引采煤机后，与兖州矿务局合作，研制了MGTY400/900-3.3D 型交流电牵引采煤机。采用 CPU 作为控制核心，具有运行参数显示、故障诊断记忆及保护等功能 5。鸡西煤矿机械制造厂在与煤科总院上海分院合作将 MG2300-W 型液压牵 2引采煤改造成 MG300/680-WD 型交流电牵引采煤机后，研制了 MG200/463 型交流电牵引采煤机。具有运行参数显示、故障诊断及以保护等功能 2。1.2.2 采煤机在国外的发展和使用20 世纪 70 年代中期，德国 Eickhoff 公司和美国 JOY 公司相继研制出最早的直流电牵引采煤机。此后世界上个主要采煤机研究制造公司均对电牵引采煤机进行了大量的研究开发 3。80 年代后期涌现了大量电牵引采煤机机型，并出现了交流电牵引采煤机。90 年代开发出集电子电力、微电子、信息管理以及计算机智能技术于一体的大功率电牵引采煤机。如美国 JOY 公司的 LS 系列，英国 Long-Airdox 公司的 Anderson Electra、 Anderson EL 系列，德国Eick-hoof 公司的 EDW 系列、SL 系列，日本的三井三池制作所的 MCLE-DR系列等电牵引采煤机。电牵引采煤机以其性能参数优、可靠性高、自动化程度高、操作方便、控制灵敏、监控保护及监测公能完善和经济效益等众多优点在国际上被迅速推广使用 4。1.3 本文的主要内容本文从机械传动角度对 MG2x100/460-WD 型电牵引采煤机摇臂的设计分章节展开了详细的介绍，包括绪论、主参数的计算、圆柱齿轮几何参数的计算、圆柱齿轮接触强度计算、圆柱齿轮齿根弯曲强度计算、轴的强度校核、设计的技术合理性分析及等主要内容。1.4 设计意义本文所设计的 MG2x100/460-WD 型电牵引采煤机是针对我国目前煤机市场的最新变化和发展趋势而研制出一种适合开采薄煤层的综合机械化机型。它具有双电机横摆、结构先进、运行可靠、爬坡能力强等特点。采用了先进的控制技术，可靠性高，性能先进，是目前较薄煤层实现综合机械化采煤的理想机型。采煤机截割电机容量为 2100kW。MG2x100/460-WD 型采煤机正是针对中薄煤层的开采进行的设计，它的设计将有着重大的意义。 3第 2 章 截割部传动总体设计2.1 MG2x100/460-WD 采煤机主要参数截割部装机功率 2100kW采高 1.22.0m工作转速 5565r/min截深 0.6 m倾角 30o采用弯摇臂形式，在滚筒直径 0.8m 时，卧底量大于 142mm；且滚筒变速可实现两档位条件下，进行采煤机截割部结构设计。2.2 总体方案确定综合参考国内外各种采煤机的结构方案，同时类比相似型号的采煤机的截割部传动方案，初步定出 2x100/460-WD 采煤机截割部若干传动方案如下：方案一图 2-1 方案一传动简图此方案的宽度尺寸较小，适于在井下的狭窄空间中使用，但是锥齿轮的加工比较困难，增加了采煤机的成本，所以此方案不宜采用。 4方案二：因截割部输入功率较大，为提高稳定性，同时为使整体结构更加紧凑，而且有效的摇臂长度，在第一级和第三级传动的大小齿轮之间各加以惰轮。因电机功率较大，若采用单电机驱动，电机尺寸过大，影响截煤，而且不适于在采煤面的狭窄空间中工作，所以拟采用双电机驱动，为使两电机转向相同，用一惰轮把两电机串联起来， ，因此最后确定的方案如下图：图 2-2 方案二传动简图2.3 摇臂长度及电机的确定所设计采煤机截割部的最大牵引力为 360kN,采高为 1.22.0m，摇臂摆角小于三十度,采煤机行走部距地约 0.9m。滚筒转速为 57.9r/min，滚筒半径为0.4m。通过几何计算得该截割部的摇臂长度约为 1800mm。图 2-3 摇臂长度计算示意图 5该截割部的最大输出功率为：57.9360.4138.6kWPFvr出 各传动轴及齿轮的传动及啮合效率取为 0.98，总效率由以上条件可知，预选电动机的功率为8.09.1总。由于给定 100kW 电动机，按总体设计方案的要3.67.kWP出总求，选择两个功率各为 100kW 的电动机。查阅资料，根据抚顺电机厂的技术资料查得其主要技术参数如下表 表 2-1 电机特征电机型号 功率(kw) 转速 (r/min) 电压（V）YBCS3100 100 1470 11402.4 总传动比的计算与分配2.4.1 总传动比的计算电动机已确定，根据截割部电动机的满载转速 和所设计的min/1470rnm滚筒转速 ，可算得截割部总传动比为 。min/9.57rnw 38.259.总i2.4.2 总传动比的分配本采煤机截割部传动装置采用三级直齿传动和一级行星传动，行星传动的目的是快速降速。所以传动比最大处在行星减速器上，取行星减速器的传动比为 4.94，三级直齿传动比分别取 1.76、1.33/1.42、 2.05。则总传动比： 6高速 ；123 1.7632.05493.76iii总 行 星低速 。 .8总 行 星所以输出转速（即滚筒转速）: 高速 14706.5 r/min23.9n高低速 .8 r/i5.低输出转矩(行星减速器输出端): 高速 90173.26.85kNmPTN高低速 5.579低2.4.3 截割部的运动和动力参数计算1. 各轴的转速=470/minnr电 机 轴 min/19.58.6274.1835/.25 r或9.61.3 .3.0.96.7或in/2.857.4rn in/92.86.5.28/0.7 r或各轴位置见下图： 7图 2-4 传动简图2. 各轴的功率10kWP电 机 轴 335418.0917.56kWP223.981k2267.56.40.4.71.9081.9k3. 各轴转矩NmnT129P951电 机 轴 NmnPT67.2.63954或3.084 34.5890.7或 8第 3 章 截割部系统传动设计3.1 齿轮设计3.1.1 (惰轮)齿轮设计与校核12,Z预选名义传动比 u1.61. 选择齿轮材料大、小齿轮：20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，表面硬度： 5662HRC心部硬度：240300HBS2. 初步确定主要参数按接触强度初步确定装配中心距：（3-1）a132(m)aHPKTAu式中：K 载荷系数常用值 ；钢对钢配对的齿轮副的值查文献6 表 13-1-75 得直齿轮 a 483aA对中心矩的齿宽系数 按文献6表 13-1-77 圆整，0.5(1)dau尺宽系数 =0.5。则 =0.305，圆整取 ；d 0.35a许用接触应力 ， HP2(N/m)lim.9HP试 验 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 ， 见 文 献 6图 13-1-23(b) lim 2/ 9， ，lim1650MPaHlim21650PaH 20.916548(N/m)H=94/9/479NTN将以上系数代入式（3-1），取 ，a32148(1.6)59.47m0.568a165对硬齿面（ ）的外啮合闭式传动，可按下式初选模数 mHB2.645.19(.10.3)m选 ， 由公式 ，取 ，626521.)(.azu12z取 。21.3.6zu24实际传动比： 201.9zi啮合角 ： 127cos()cos(2134)cos0265mza 齿宽 ： 取 b60mmb0.35.m所设计的圆柱齿轮传动的主要参数如下表：表 3-1 圆柱齿轮传动主要参数项目 代号 数值啮合角 20齿顶高系数 *ah1顶隙系数 c0.25 10模数 m 6续表齿数z =211z=342齿宽 b 60mm齿数比 u 1.619分度圆螺旋角 03. ， 几何尺寸的确定：1Z2小齿轮分度圆直径： =6x21126mm1dmz大齿轮（惰轮）分度圆直径： 6x34204mm2实际中心距： 165mm12a实际中心距 a装配中心距 ，齿轮采用高变位，查文献 6图 13-1-4 得a0.21+（-0.21）012x重合度 ： 按文献6图 1317 计算查得1.30.2zx1.724.20.89 1.641()()xx所算齿轮具体几何尺寸列表如下： 11表 3-2 Z1,Z2齿轮具体几何参数项目 代号 计算公式 数值分度圆直径d 1dmz2 126mm204mm齿顶高 ha 11(*)ahx227.26mm4.74mm齿根高 fd11()fac22*fhxm6.24mm8.76mm齿高 h 11af22f13.5mm13.5mm齿顶圆直径ad11aadh22 140.52mm213.48mm齿根圆直径f 11ff22ffdh113.52mm186.48mm中心矩 a 1()a165mm基圆直径 bd1cosb2d118.4mm191.7mm齿顶圆压力角a11arsba22coad32.5826.1 12重合度 12()()xx1.644. 齿面接触强度校核：1) 计算接触应力：Z1： (3-2)1HBOAVHKZ2： (3-3)2D式中 使用系数，见文献6表 13-1-8113-1-83 查得 ； AK 1.75AK动载系数， ；V12614709.m/s60dnv根据 v 由文献6图 13-1-14，查得 ，.V按接触强度计算的齿向载荷分布系数，查文献6表 13-1-98，HK2-31.08(). 0 bbd；- 6 1. .16.7H接触强度得齿间载荷分配系数由文献6 表 13-1-102 得K；1.H小轮及大轮单对齿啮合系数，见文献6表 13-1-104，DZ、B取 ； 。B1.02.DZ节点处计算接触应力的基本值（ ） ， HO 2N/m计算接触应力的基本值: 13220619.2.5189.07. 84.05N/mHO 将以上结果带入（3-2） 、 （3-3）得： 21.4.51.1763.7/H2.08.4.8N(2) 许用接触应力： minHGPS式中： 最小安全系数，见文献6表 13-1-110，按一般可靠度取limHS。li1.计算齿轮的接触极限应力（ ）HG2N/（3-5 ）XWRVLNTHZZlim式中： 齿轮的接触疲劳极限（ ） ；HLimMPa1650MPaLi接触强度计算的寿命系数，工作寿命 2 万小时计算；NTZ应力循环次数为： 4916017021.760Lhn92.4.u参考文献6表 131106 和文献6 图 13-1-26 查得： 14根据公式 计算得：70.3651()NTLZ，1.89T2.9NT润滑剂系数， 速度系数， 粗糙度系数；LZVZRZ见文献6表 13-1-108 持久强度 ， CL92.0RVLZ工作硬化系数； ， 1.1， W17032.HBW1W接触强度计算的尺寸系数，渗碳淬火钢；按文献6表XZ131109 .076.91.076.970.Xnm将以上系数带入（3-5）式得： 215.8.2.8N/mHG260.91.0971643. 1472.61minHGPS6. 2/ 1H 1493.922i431.Nm 2所以 齿面接触强度满足要求。12,Z5. 轮齿弯曲强度校核计算(1) 计算齿根应力：（3-6 ）FVAFK0式中 ， 使用系数，动载AKV荷系数同齿面接触强度中的值； 15取： 75.1AK.17V弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；F=1.170.78=1.13NHF)(弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， ；FK 1.FHK齿根应力基本值（ ） 。 （3-7） O2/mYbSat01 20269.715.17.5N/mF2.80.39将以上结果带入式（3-6）得： 217.51.7.146.7/F2.39.3.9Nm2) 许用齿根应力： FPminGS计算齿轮的弯曲极限应力（ ） ；FG2/（3-8）XRrelTlNTSFYYlim 21502.81.03.906.4N/G2.9.1.7mF 16最小安全系数，见文献6表 13-1-110。按较高可靠度取limFS=1.3li1FPmin906.4.3GS2N/mF12i.75.12所以 齿弯曲强度满足要求。12 ,Z3.1.2 大齿轮设计与校核31. 选择齿轮材料20CrMnTi，渗炭+淬火+低温回火，硬度：表面：56 62HRC心部：240300HBS2. 确定基本参数由于 齿轮传动比选定 i=1.619， 为惰轮， 齿轮啮合传动比已12,Z2Z13 ,Z选定 i=1.76。所以 齿轮啮合传动比 。 计算得：3 , .76/9.087i，取 。 。321.08746.9z3zmn3. 计算 齿的几何尺寸3Z齿宽： 取 b=102mm20.5412db采用高变位，齿轮 3 变位系数为 0.21mm。3x所算齿轮具体几何尺寸列表如下： 17表 3-3 Z3齿轮具体几何尺寸项目 代号 计算公式 数值分度圆直径d 3mz222mm齿顶高 ha 33(*)ahx7.26mm齿根高 fdfc6.24mm齿高 h 33afh13.5mm齿顶圆直径a2d233.56mm齿根圆直径fd33ffh204.5mm中心矩 a 23231()()mdz243mm基圆直径 bd3cosb208.6mm 18齿顶圆压力角a33arcosbad26.72啮合角 23cos()cos0mz20重合度 33tant1z1.734. 齿面接触强度校核计算(1) 计算接触应力：大轮： （3-9）3HDOAVHZK式中 使用系数，见文献6表 13-1-81；文献6表 13-1-82 原动机工作AK特性示例及文献6表 13-1-83 工作机工作特性示例，；1.75A动载系数，由文献6图 13-1-14 查得 ；vK1.7VK接触强度计算的齿向载荷分布系数，见文献6表 13-1-99；H=1.182-331.08(). 10Hbbd接触强度计算的齿间载荷分配系数，HK见文献6表 13-1-102 查得： ；1.HK大轮单对齿啮合系数，见文献6表 13-1-104；取 1DZ DZ 19节点处计算接触应力的基本值（ ） ； HO 2N/m计算接触应力的基本值:=557.9N/m2 （3-10）1tHOEFuZdb将以上结果带入（3-9）得： 23.579.7.1890.5N/mH(2) 许用接触应力：（3-11）XWRVLNTHGZZlim式中 计算齿轮的接触极限应力（ ） ；HG2/试取齿轮的接触疲劳极限（ ） ；Lim MPalim31650 PaH接触强度计算的寿命系数。工作寿命 2 万小时计算；NTZ 493460835.10Lhn见文献6图 13-1-26 查得： ZNT=0.913润滑剂系数， 速度系数， 粗糙度系数，LZVR见文献6表 13-1-108 持久强度 ； ；CLN92.0RVLZ工作硬化系数 ， ；W17032.HBZW31.W接触强度计算的尺寸系数；XZn =1.76-9m.6-97=1X 将以上系数带入（3-11）式得： 20231650.93.2154.N/mHG(3) 计算安全系数： li3.6809HGHSS式中 最小安全系数，见文献6表 13-1-110，取 。limHS lim1.所以 齿面接触强度满足要求。3Z4. 轮齿弯曲强度校核计算(1) 计算齿根应力： （3-12）FVAFK0式中 ， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值，AKV取 ， ；75.11.7弯曲强度计的齿向载荷分布系数， F 0.85()1NFHK.)/(/2hb.5613.h弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，FK 1.FHK齿根应力的基本值， o2N/m计算齿根应力的基本值:（3-13）tFoaSYb式中 端面内分度圆上的名义切向力（ ） ，tF 1976NtF 21工作齿宽， b102mb法向模数， nm6n时，.380,25.1,20nfPnfPnanh齿形系数按文献6图 13-1-38 当 时， ； FaY 37z32.1FaY时，.80,25.1,20nfPnfPnan mhm应力修正系数按文献6图 13-1-43 当 时， ； SaY 37z31.75SaY重合度系数， ； 0.750.5.2.2.681Y螺旋角系数， 当 时， ；将以上系数带入（3-13）式得： 20319762.31750.68.9N/mF将以上结果带入（3-12）得： 238.3./F (2) 许用齿根应力：（3-14）XRrelTlNTSFGYYlim式中 计算齿轮的弯曲极限应力（ ） ；FG2/试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限（ ） ， ；Lim MPalim350PaF试验齿轮的应力修正系数，取 ；STY 2.0STY 22弯曲强度计算的寿命系数，见文献6图 13-1-55 ；NTY 30.89NTY相对齿根圆角敏感系数，见文献6图 13-1-57 查得 ；rel 1.rel相对齿根表面状况系数，见文献6图 13-1-58 查得RrelTY；1.03rel弯曲强度计算的尺寸系数，由文献6表 13-1-119 得 。X 1.0XY将以上系数带入（3-14）式得： 23502.891.03.916.7N/mFG(3) 计算安全系数： 3li6.78FGFSS式中 最小安全系数，见文献6表 13-1-110。取 ，limFS lim1.6所以 齿弯曲强度满足要求。3Z3.1.3 齿轮设计与校核45,1. 选择齿轮材