MG300700WD型无链电牵引采煤机截割部的设计毕业设计说明书

1、 1 绪论2 mg300/700wd型采煤机2.1概述 mg300/700wd 无链电牵引采煤机，装机总功率700kw，截割功率 2300kw，牵引功率240kw，调高电机功率18.5kw，采用开关磁阻电机调速系统来控制采煤机牵引速度。mg300/700wd无链电牵引采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通过牵引机构为采煤机提供520kn的 牵引力，中间控制箱装有调高油缸，电控、变压器、水阀，每个主要部件可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。2.2主要用途及适用范围mg300/700wd无链

2、电牵引采煤机一般适用于中厚煤层的开采，倾角小于35度，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。2.3型号的组成及其代表的含义2.4 使用环境条件1、 可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过煤矿安全规程中所规定的安全含量的矿井中使用。2、 海拔高度小于200m。3、 周围介质温度不超过40摄氏度、不低于-10摄氏度。4、 环境温度为25摄氏度时，周围空气湿度不大于97。5、 周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。3 mg300/700wd型采煤机截割部的设计3.1 截割部概述截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要由截割部壳

3、体、截割电机、齿轮减速装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。本次设计主要的工作是mg300/700-wd采煤机截割部齿轮传动的设计。3.2 截割部传动总体方案3.2.1 设计总则1、煤矿生产，安全第一；2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求；3、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；4、技术比较先进，在一般设计中进行改进，要求性能和寿命能有显著的提高。3.2.2 已知条件1. 采高范围1.8m4.0m；2. 煤层倾角；3. 截割功率；4. 滚筒转速 5. 摇臂形式采用整体，左右可互换直摇臂；6. 摇臂摆角：（设计后有所调整）7. 设计寿命：5000h。3.2.3 摇臂

4、传动方案的确定参考以前mg300/700wd型采煤机摇臂的设计，采用变换齿轮的方式实现滚筒在三个速度间变换的要求。总体传动方案如图3-1。传动路线经过五级减速，其中含有二级行星齿轮传动，通过改变工作面侧的两个齿轮实现三个速度的变化。创新点：采用两级行星传动 左右可互换摇臂主要目的：1. 减小行星头尺寸，可以装较小的滚筒，截割更硬的煤层；2. 减小摇臂整体尺寸使其质量更轻，刚性更好，过煤量更大；3. 左右摇臂互换，减少了摇臂的备用量。图3-1 摇臂传动系统图3.2.4 计算传动效率1. 各传动件的效率为：3.2.5 传动比的分配及配齿情况采煤机摇臂传动齿轮传动比的分配与一般减速器传动比的分配有所

5、不同，摇臂要求所有大齿轮尽量的一样大，这样设计出的摇臂才能紧凑小巧，根据以上原则齿轮的齿数与模数定为表3-1中所列的参数。输出转速与要求滚筒转速的误差计算：误差较小符合要求。表3-1齿轮参数表3.3 截割部传动系统齿轮的校核计算3.3.1 概述滚筒截割到硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击载荷，而且截割部工作的环境相当差，所以截割部齿轮的校核计算均按照驱动电机的额定全功率验算。3.3.2 截一齿轮，惰一齿轮，截二大齿轮校核计算渐开线直齿的设计与校核参考机械工程学i（王洪欣等著，中国矿业大学出版社出版）和现代机械传动手册（现代机械传动手册编辑委员会 编），校核过程中的系数均从上述两本书中查取。z1与z

6、2啮合参数及强度计算计算依据及计算过程重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用30crmnti，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达5862hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级。齿轮2为惰轮，其受到循环弯曲应力，所以上述齿轮2的试验齿根弯曲疲劳极限乘了一个修正系数0.8。2、几何尺寸计算：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；其中：1，0.25；二啮合要素的验算：1和2 的重合度；（1）顶圆齿形曲率半径：； ； （其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲

7、强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击负载。设计时间按t20000h1200000min计算。 （1） 圆周速度（2）确定计算负载名义转矩：名义圆周力：（3）应力循环次数 （4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数2）动负载荷系数3）齿向载荷分布系数4）齿间载荷分布系数；（）则载荷系数k的初值，5）弹性系数6）节点影响系数 7）重合度系数 齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数9）应力修正系数10）重合度系数计算接触应力的基本值接触应力：弯曲应力基本值：齿根弯曲应力 确定计算许用接触应力时的各种系数1） 寿命系数2） 润滑系数3） 速度系数

8、4） 粗糙度系数5） 工作硬化系数6） 尺寸系数许用接触应力接触强度安全系数 确定计算许用弯曲应力时的各种系数1） 寿命系数2） 齿根表面状况系数3） 尺寸系数许用弯曲应力 齿根弯曲强度安全系数 z2与z3啮合参数及强度计算计算依据及计算过程重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用30crmnti，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达5661hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级。2、几何尺寸计算：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；其中：1，0.25；二啮合要素的验算：2和3 的重合度（1）顶圆齿形曲

9、率半径： （其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按t20000h1200000min计算。 （2） 圆周速度（2）确定计算负载名义转矩：名义圆周力：（3）应力循环次数 （4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数2）动负载荷系数3）齿向载荷分布系数4）齿间载荷分布系数；（）则载荷系数k的初值，5）弹性系数6）节点影响系数 7）重合度系数 齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数9）应力修正系数计算接触应力的基本值接触应力：弯曲应力基本值：齿

10、根弯曲应力 确定计算许用接触应力时的各种系数7） 寿命系数8） 润滑系数9） 速度系数10） 粗糙度系数11） 工作硬化系数12） 尺寸系数许用接触应力接触强度安全系数 确定计算许用弯曲应力时的各种系数4） 寿命系数5） 齿根表面状况系数6） 尺寸系数许用弯曲应力 齿根弯曲强度安全系数 3.3.3 变速齿轮校核计算说明：本校核只计算传动比最大的一对齿轮，这对齿轮也是这三对中受力最大的一对。z4与z5啮合参数及强度计算计算依据及计算过程重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用30crmnti，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达5862hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试

11、验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级。齿轮2为惰轮，其受到循环弯曲应力，所以上述参数中齿轮2的试验齿轮齿根弯曲疲劳极限乘了一个修正系数0.8。2、变位系数的选取及几何尺寸计算：标准中心距；取270；啮合角； 变位系数 ； 中心距变动系数 ； 齿顶降低系数； 分配变位系数：；取 分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；其中：1，0.25；二啮合要素的验算：4和5 的重合度；（1）顶圆齿形曲率半径： （其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负

12、载。设计时间按t20000h1200000min计算。 （3） 圆周速度（2）确定计算负载名义转矩：名义圆周力：（3）应力循环次数 （4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数2）动负载荷系数3）齿向载荷分布系数4）齿间载荷分布系数；（）则载荷系数k的初值，5）弹性系数6）节点影响系数 7） 重合度系数齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数9）应力修正系数10）重合度系数计算接触应力的基本值接触应力：弯曲应力基本值：齿根弯曲应力 确定计算许用接触应力时的各种系数13） 寿命系数14） 润滑系数15） 速度系数16） 粗糙度系数17） 工作硬化系数18） 尺寸系数许用接触应力接触强

13、度安全系数 确定计算许用弯曲应力时的各种系数8） 寿命系数9） 齿根表面状况系数10） 尺寸系数许用弯曲应力 齿根弯曲强度安全系数 3.3.4 截三轴小齿轮，惰二轴齿轮，惰三轴齿轮，截四轴齿轮校核计算z6与z7啮合参数及强度计算计算依据及计算过程重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用30crmnti，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达5862hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级。2、几何尺寸计算：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；其中：1，0.25；二啮合要素的验算：1和2 的重合度；（1）顶圆

14、齿形曲率半径：； ； （其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按t20000h1200000min计算。 （4） 圆周速度（2）确定计算负载名义转矩：名义圆周力：（3）应力循环次数 （4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数2）动负载荷系数3）齿向载荷分布系数4）齿间载荷分布系数；（）则载荷系数k的初值，5）弹性系数6）节点影响系数 7）重合度系数 齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数9）应力修正系数10）重合度系数计算接触应力的基本值

15、接触应力：弯曲应力基本值：齿根弯曲应力 确定计算许用接触应力时的各种系数19） 寿命系数20） 润滑系数21） 速度系数22） 粗糙度系数23） 工作硬化系数24） 尺寸系数许用接触应力接触强度安全系数 确定计算许用弯曲应力时的各种系数11） 寿命系数12） 齿根表面状况系数13） 尺寸系数许用弯曲应力 齿根弯曲强度安全系数 z8与z9啮合参数及强度计算计算依据及计算过程重要计算结果一、齿轮参数、材料、热处理工艺及制造工艺的选定1、齿轮采用30crmnti，表面渗碳淬火处理，表面硬度可达5862hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级

16、。2、几何尺寸计算：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；其中：1，0.25；二啮合要素的验算：1和2 的重合度；（1）顶圆齿形曲率半径：； ； （其中正号为外啮合，负号为内啮合）端面重合度：；（三）齿轮强度验算采煤机用的齿轮的接触和弯曲强度按照驱动电机的额定全功率验算，因为滚筒截割硬煤或夹矸时可能受到很大的尖峰负载。设计时间按t20000h1200000min计算。 圆周速度（2）确定计算负载名义转矩：名义圆周力：（3）应力循环次数 （4）确定强度计算中的各种系数接触应力强度系数1）使用系数2）动负载荷系数3）齿向载荷分布系数4）齿间载荷分布系数；（）则载荷系数k的初值，5）弹性系数6）

17、节点影响系数 7）重合度系数 齿根弯曲疲劳强度计算各系数8）齿形系数9）应力修正系数10）重合度系数计算接触应力的基本值接触应力：弯曲应力基本值：齿根弯曲应力 确定计算许用接触应力时的各种系数25） 寿命系数26） 润滑系数27） 速度系数28） 粗糙度系数29） 工作硬化系数30） 尺寸系数许用接触应力接触强度安全系数 确定计算许用弯曲应力时的各种系数14） 寿命系数15） 齿根表面状况系数16） 尺寸系数许用弯曲应力 齿根弯曲强度安全系数 3.3.5 第一级行星传动齿轮校核计算行星轮的设计与校核参考渐开线齿轮行星传动得设计与制造（渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会著，机械工业出版社出版）

18、其中参数的选择与查取大部分在上书中查出，但有些经过了简化或从设计手册中查取。第一级行星齿轮的设计计算计算步骤及计算根据重要计算结果1、齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮从用18cr2ni4wa，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5661hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度6级。内齿圈材料为42crmo，调质处理，硬度为262302hbs。试验齿轮的接触疲劳极限试验齿轮的弯曲疲劳极限齿形的最终加工为插齿，精度为7级。2、确定各主要参数（1）传动比i4；（2）行星轮数目np4；（3）载荷不均衡系数kp取（4）配齿计算za取 （5

19、）齿轮的模数m和中心距a 模数m取m8， 取（6）计算变位系数 1）a-g传动啮合角 变位系数中心距变动系数y 齿顶降低系数 分配变位系数：因为 所以取2）g-b传动啮合角 变位系数中心距变动系数y 齿顶降低系数 分配变位系数：因为 所以取3、几何尺寸计算 太阳轮： 行星轮： 内齿轮： 齿宽取齿宽为110mm4、啮合要素验算（1）a-g传动端面重合度 1）顶圆齿形曲率半径 2）端面啮合长度 3） 重合度 （2）g-b传动端面重合度 1）顶圆齿形曲率半径 2）端面啮合长度 3） 合度 5、齿轮强度校核 （1）a-g传动 1）确定计算负荷 名义转矩 名义圆周力 2）应力循环次数 3） 确定强度计算

20、中的各种系数1 使用系数2 动负荷系数圆周速度3 齿向载荷分布系数 式中：据取 据 取 据取 据 取 与均载系数有关的系数取 与均载系数有关的系数取 则4） 齿间载荷分布系数及因为5）节点区域系数 6）弹性系数查表取7）载荷作用齿顶时齿形系数 据取8） 载荷作用齿顶时的应力修正系数9）重合度系数 10）螺旋角系数（4）齿数比（5）计算接触应力的基本值 （6）接触应力 （7）弯曲应力基本值 （8）齿根弯曲应力 （9）确定计算许用接触应力时的各种系数 1）寿命系数 2）润滑系数 3）速度系数 4）粗糙度系数 5）工作硬化系数 6）尺寸系数（10）许用接触应力 接触强度安全系数（11）确定计算许用弯

21、曲应力时的各种系数 1）试验齿轮的应力修正系数 2）寿命系数 3）相对齿根圆角敏感系数 4）齿根表面状况系数 5）尺寸系数（12）许用弯曲应力 弯曲强度安全系数（2）g-b传动 1）确定计算负荷 名义圆周力 2）应力循环次数 5） 确定强度计算中的各种系数1.使用系数2.动负荷系数圆周速度六级精度3.齿向载荷分布系数 式中：取 取 取 取 与均载系数有关的系数取 与均载系数有关的系数取 则6） 齿间载荷分布系数及因为5）节点区域系数 6）弹性系数查表取7）载荷作用齿顶时齿形系数 据取9） 载荷作用齿顶时的应力修正系数9）重合度系数 10）螺旋角系数（4）齿数比（5）计算接触应力的基本值 （6）

22、接触应力 （7）弯曲应力基本值 （8）齿根弯曲应力 （9）确定计算许用接触应力时的各种系数 1）寿命系数 2）润滑系数 3）速度系数 4）粗糙度系数 5）工作硬化系数 6）尺寸系数（10）许用接触应力 接触强度安全系数（11）确定计算许用弯曲应力时的各种系数 1）试验齿轮的应力修正系数 2）寿命系数 3）相对齿根圆角敏感系数 4）齿根表面状况系数 5）尺寸系数（12）许用弯曲应力 弯曲强度安全系数3.3.6 第二级行星传动齿轮校核计算第二级行星齿轮的设计计算计算步骤及计算根据重要计算结果1、齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮从用18cr2ni4wa，表面渗碳淬火处理，表面硬度为

23、5862hrc。试验齿轮齿面接触疲劳极限为试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度6级。内齿圈材料为42crmo，调质处理，硬度为262302hbs试验齿轮的接触疲劳极限试验齿轮的弯曲疲劳极限齿形的最终加工为插齿，精度为7级。2、确定各主要参数（1）传动比i4；（2）行星轮数目np4；（3）载荷不均衡系数kp取（4）配齿计算za取 （5）齿轮的模数m和中心距a 模数m取m10， 取（6）计算变位系数 1）a-g传动啮合角 变位系数中心距变动系数y 齿顶降低系数 分配变位系数： 取2）g-b传动啮合角 变位系数中心距变动系数y 齿顶降低系数 分配变位系数： 取3、几何尺寸计

24、算 太阳轮： 行星轮： 内齿轮： 齿宽取齿宽为110mm4、啮合要素验算（1）a-g传动端面重合度 1）顶圆齿形曲率半径 2）端面啮合长度 4） 重合度 （2）g-b传动端面重合度 1）顶圆齿形曲率半径 2）端面啮合长度 4） 合度 5、齿轮强度校核 （1）a-g传动 1）确定计算负荷 名义转矩 名义圆周力 2）应力循环次数 7） 确定强度计算中的各种系数4 使用系数5 动负荷系数圆周速度六级精度6 齿向载荷分布系数 式中：据取 据 取 据取 据 取 与均载系数有关的系数取 与均载系数有关的系数取 则8） 齿间载荷分布系数及因为5）节点区域系数 6）弹性系数查表取7）载荷作用齿顶时齿形系数 据

25、取10） 载荷作用齿顶时的应力修正系数9）重合度系数 10）螺旋角系数（4）齿数比（5）计算接触应力的基本值 （6）接触应力 （7）弯曲应力基本值 （8）齿根弯曲应力 （9）确定计算许用接触应力时的各种系数 1）寿命系数 2）润滑系数 3）速度系数 4）粗糙度系数 5）工作硬化系数 6）尺寸系数（10）许用接触应力 接触强度安全系数（11）确定计算许用弯曲应力时的各种系数 1）试验齿轮的应力修正系数 2）寿命系数 3）相对齿根圆角敏感系数 4）齿根表面状况系数 5）尺寸系数（12）许用弯曲应力 弯曲强度安全系数（2）g-b传动 1）确定计算负荷 名义圆周力 2）应力循环次数 9） 确定强度计算

26、中的各种系数1.使用系数2.动负荷系数3.齿向载荷分布系数 式中：取 取 取 取 与均载系数有关的系数取 与均载系数有关的系数取 则10） 齿间载荷分布系数及因为5）节点区域系数 6）弹性系数查表取7）载荷作用齿顶时齿形系数11） 载荷作用齿顶时的应力修正系数9）重合度系数 10）螺旋角系数（4）齿数比（5）计算接触应力的基本值 （6）接触应力 （7）弯曲应力基本值 （8）齿根弯曲应力 （9）确定计算许用接触应力时的各种系数 1）寿命系数 2）润滑系数 3）速度系数 4）粗糙度系数 5）工作硬化系数 6）尺寸系数（10）许用接触应力 接触强度安全系数（11）确定计算许用弯曲应力时的各种系数 1

27、）试验齿轮的应力修正系数 2）寿命系数 3）相对齿根圆角敏感系数 4）齿根表面状况系数 5）尺寸系数（12）许用弯曲应力 弯曲强度安全系数3.4 截割部传动系统辅助装置的校核计算3.4.1 各轴花键的设计与校核一、截一轴花键设计计算截一轴按纯扭矩计算内花键设计计算：传递扭矩花键材料轴材料选淬火处理，花键模数取；齿数取；渐开线齿形，平根，压力角为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：强度合格。二、截二轴设计截二轴按纯扭矩计算内花键设计计算：传递扭矩花键材料轴材料选调质处理，花键模数取；齿数取；渐开线齿形

28、，平根，压力角为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：强度合格。三、截三轴设计截三轴按纯扭矩计算内花键设计计算：传递扭矩花键材料轴材料选调质处理，花键模数取；齿数取；渐开线齿形，平根，压力角为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：强度合格。四、截四轴设计根据第一级行星轮直径取轴径为110；验算此轴强度：合格；内花键设计计算：传递扭矩花键材料选调质处理，花键模数取；齿数取；宽度b110；渐开线齿形，平根，压力角

29、为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：强度合格。五、第二级太阳轮输入轴花键设计内花键设计计算：传递扭矩花键材料选表面淬火，花键模数取；齿数取；宽度取b110；渐开线齿形，平根，压力角为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：强度合格。五、输出轴花键设计计算内花键设计计算：传递扭矩花键材料选表面淬火，花键模数取；齿数取；宽度取b150；渐开线齿形，平根，压力角为30度。分度圆直径；基圆直径；内花键大径基本尺寸：

30、；内花键小径基本尺寸：； ；外花键大径基本值：；外花键小径基本值：；花键强度验算：,强度合格。3.4.2 截割部传动系统各传动轴、轴承的校核一、截一轴及其轴承寿命验算：（截一轴弯扭图如图3-1所示）；图3-1 截一轴弯扭图支反力 水平面 垂直面 弯矩mh和mv 水平面 垂直面 合成弯矩m ；扭矩t 当量弯矩mca 。（2）校核该轴得强度轴的材料为，表面淬火，回火，查表得，则，轴得计算应力为 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。轴承上的力轴承1、2型号为nj224e额定载荷为322kn轴承寿命满足要求轴承一与二相同寿命不再校核。二、惰二轴的详细校核惰一轴的轴承与惰二惰三一样，轴材料也一样，所以将

31、在后面校核。三、截二轴的详细校核：（弯扭图如图3-2所示）（1）求轴上的载荷首先根据轴的机构图作出轴的计算简图如下图，确定轴承的支撑位置，从手册中查取，。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图，从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，c截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。c截面处的mh、mv、m、t及mca的数值如下。；图3-2 截二轴弯扭图支反力 水平面 垂直面 弯矩mh和mv 水平面 垂直面 合成弯矩m 扭矩t 当量弯矩mca （2）校核该轴得强度轴的材料为，表面淬火，回火，。查表得，则，轴得计算应力为： 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（3）精确校核该轴得强度 对于重要得轴

32、，必须按安全系数精确校核轴得疲劳强度。1）盘对危险界面 危险截面应该是应力较大，同时应力集中较为严重得界面。从受载情况观察，截面c上得mca最大，但是其轴较粗，而且是齿轮轴，应力集中不大，故截面c不校核，截面e应该为危险截面。2）计算危险截面应力截面右侧弯矩为 截面上扭矩为 ；抗弯截面系数 ；抗扭截面系数 ；截面上得弯曲应力 ；截面上的扭转剪切应力 ；弯曲应力幅 ；弯曲平均应力 ；扭转剪应力得应力幅与平均应力相等，即。3）确定影响系数 轴得材料为，淬火加回火，查表得，；轴间圆角处的有效应力集中系数，根据查表得；尺寸系数根据截面为圆截面查图得；表面质量系数，根据，和表面加工方法为精车，查图得，；

33、材料弯曲、扭转得特性系数取；由上面结果可得： 由手册中得许用安全系数值，可知该轴安全。（4）轴承寿命的验算由于截一与截二轴的轴承一样，所以只验算低速轴的轴承，此处略去轴承的寿命验算。四、截三轴的详细校核：（弯扭图如图3-3所示）（1）求轴上的载荷首先根据轴的机构图作出轴的计算简图，确定轴承的支撑位置，从手册中查取。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图，从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，c截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。c截面处的mh、mv、m、t及mca的数值如下。；图3-3 截三轴弯扭图支反力 水平面 垂直面 弯矩mh和mv 水平面 垂直面 合成弯矩m ；扭矩t ；当量

34、弯矩mca 。（2）校核该轴得强度轴的材料为，表面淬火，回火，查表得，则。轴得计算应力为 ，根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（3）精确校核该轴得强度 对于重要得轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。1）对危险界面 危险截面应该是应力较大，同时应力集中较为严重的界面。从受载情况观察，截面c上得mca最大，但是其轴较粗，而且是齿轮轴，应力集中不大，故截面c不校核，。截面e应该为危险截面。2）计算危险截面应力截面右侧弯矩为 截面上扭矩为 ；抗弯截面系数 ；抗扭截面系数 ；截面上得弯曲应力 ；截面上的扭转剪切应力 ；弯曲应力幅 ；弯曲平均应力 ；扭转剪应力得应力幅鱼平均应力相等，即；3）确定影响

35、系数 轴得材料为，淬火加回火，查表得， ，。轴间圆角处的有效应力集中系数。根据查表得；尺寸系数根据截面为圆截面查图得；表面质量系数，根据和表面加工方法为精车，查图得；材料弯曲、扭转得特性系数取；由上面结果可得： 由手册中得许用安全系数值，可知该轴安全。（4）轴承寿命的验算截三上轴承，轴承6型号为23220cc额定载荷为420kn，轴承7的型号为22226cc额定载荷为562kn。轴承6上的力；轴承寿命；轴承7上的力。轴承寿命：三、惰二轴及其轴承的寿命校核惰二轴上轴承的的型号为22220cc额定载荷为315kn。惰二齿轮受的力为惰二轴抗弯强度系数惰二轴的弯矩为惰二轴的应力为轴承寿命验算：四、惰三

36、轴的受力与惰二轴相同，轴承型号也相同，在此轴与轴承的校核略去。五、截四轴及轴承的校核截四轴受力为截四轴的弯矩为截四轴的抗弯截四轴应力为截四轴上的轴承为nj224e 额定载荷为302kn轴承的寿命验算：六、第一级太阳轮轴的校核轴所受力矩为太阳轮：剪切应力为，合格六、第一级行星轮轴的校核及其轴承的寿命验算行星轮轴承为特制轴承，额定载荷为465kn。行星轮受的力为行星轴抗弯强度系数行星轴的弯矩为行星轴的应力为轴承寿命验算：说明：现在采煤机中行星轮中均采用进口轴承，寿命会提高很多，现在国内使用国内轴承的寿命在两千小时左右。七、第二级太阳轮轴的校核轴所受力矩为太阳轮：剪切应力为，合格。八、第二级行星轮轴

37、的校核及其轴承的寿命验算行星轮轴承为特制轴承，额定载荷为465kn；行星轮受的力为；行星轴抗弯强度系数；行星轴的弯矩为；行星轴的应力为轴承寿命验算：。说明：现在采煤机中行星轮中均采用进口轴承，寿命会提高很多，现在国内使用国内轴承的寿命在两千小时左右。4 mg300/700wd型采煤机截割部说明4.1截割机构截割机构是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部（外形如图4-1）组成，每个截割部主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。截割电机直接安装在截割部壳体内，齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行星减速器内，与传统的纵向布置的单电机采煤

38、机相比没有同轴、螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等机构，因此结构简单、紧凑、可靠性高。两个截割部分分别用阶梯轴同左、右牵引减速铰接，同时通过回转腿与调高油缸铰接，通过油缸的伸缩实现左、右截割滚筒的升降。左右摇臂设计为完全相同的结构，用设计的不同吊耳与机身相接，可以互换，所以在购买备用摇臂时可以只备用一个摇臂，虽然直摇臂较弯摇臂而言减小了过煤量，但是对大功率大采高的采煤机而言影响较小。截割部有以下特点：1 截割部（摇臂）回转采用销轴结构，与其他部件间没有传动联接，回转部分的磨损与截割部传动齿轮啮合无关。2 截割部齿轮减速都是简单的直齿轮传动，传动效率高。3 截割电机和截割部一轴齿轮之间采用细长

39、扭矩轴联接，电机和截割部一轴齿轮安装位置的小量误差不影响动力传递，便于安装，在受到较大的冲击载荷时对截割传动系统的齿轮和轴承起到缓冲作用。4 高速轴油封线速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用寿命。5 截割机构减速箱内的传动件及结构件的机械强度设计有较大的安全系数。6 截割部壳体采用左右摇臂可以互换的结构设计，只需备用一个摇臂即可。截割部 外壳上下有冷却水套，以降低摇臂内油池温度。输出端采用mm方形联接套和滚筒联接，滚筒采用三头螺旋叶片，其直径可根据煤层厚度在内选取，滚筒截深可采用630mm和800mm，输出转速可根据不同直径滚筒的线速度要求和煤质硬度在三档速度内选择。4.2 截割机构的传动系统截割机构的传动系统如图所示4-2所示截割电机的出轴是带有花键的空心轴，通过两端均为渐开线花键的细长扭矩轴与截一轴齿轮相连，电机输出转矩通过齿轮z1,z2,z3,z4,z5,z6,z7,z8传动到行星机构，最后行星机构的行星架输出，将动力传给截割滚筒。左右截割部传动方式相同，传动元件通用。根据用户要求可以改变滚筒转速。z4,z5为变速齿轮（共三对），可以选择三种不同转速。