中厚煤层采煤机截割部的设计毕业论文采煤机截割部设计毕业设计说明书.doc

1、中国矿业大学毕业论文任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自04-2班学生姓名 甘龙兵 任务下达日期：2008年03月16日毕业论文日期：2008年3月17日至2008年6月10日毕业论文题目：中厚煤层采煤机截割部的设计毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：设计参数：总装机功率：900 KW 适应煤质硬度：f4截割部功率：400 KW 采高范围：3.5m滚筒截深：800 mm 滚筒转速：40 r/min电机转速：1470 r/min 额定电压：1140 V要求：（1）完成采煤机总体方案设计。（2）对截割部的传动及结构进行设计。（3）设计完成截割部的组件、零件工作图设计。（4）编写完成设计计

2、算说明书。 第二章 总体方案的确定2.1 MG400/900-D型采煤机简介MG400/900-WD型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率900KW，截割功率2×400KW,牵引功率该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。2.1.2主要技术参数该机的主要技术参数如下：采高m- 截深mm800 适应倾角 25 ° 适应煤质硬度F4滚筒转速r/min 40 摇臂长度mm 3500 牵引速度m/min 0-15 牵引型

3、式齿轮 - 齿轨机面高度mm 1726 最小卧底量mm 265 灭尘方式内外喷雾装机功率kw      900 电压v 1140 2.1.3 MG400/900-WD型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点： 1截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 2主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。2.2 摇臂结构设计方

4、案的确定 由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计成对称结构。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为400×2KW，即每个截割部功率为400KW。根据矿下电机的具体工作情况，要有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机YBC3400,其主要参数如下： 额定功率：400KW； 额定电压：11

5、40V 额定电流：296A; 额定转速：1470P/m 额定频率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：外壳水冷该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。2.4传动方案的确定2.4.1 传动比的确定 滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。总传动比 电动机转速 r/min 滚筒转

6、速 r/min 传动比的分配在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则：1各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。2.各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。3使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。4使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又

7、比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此，这里先确定行星减速机构的传动比。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图所示：该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮g、行星架x等组成。传动时，内齿圈b固定不动，太阳轮a为主动轮，行星架x上的行星轮g面绕自身的轴线oxox转动，从而驱动行星架x回转，实现减速。运转中，轴线oxox是转动的。这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大0.99,传动比一般为2.113.7。如上图所示，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架g为从动件时，传动比的推荐值为2.79。查阅文献4,采煤机截割部行星

8、减速机构的传动比一般为46。这里定行星减速机构传动比 则其他三级减速机构总传动比 ÷÷由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： 以此计算，四级减速传动比的总误差为： ×156×229×5747）÷367502在误差允许范围5内，合适。第三章 传动系统的设计3.1各级传动转速、功率、转矩的确定 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 min轴 轴 轴 各轴功率计算：轴 ×=396轴 ××=轴 ××

9、;=轴 ×××=358轴 ×××=轴 ××0.99=轴 ×××=轴 ×××=各轴扭矩计算:轴 ×轴 ×轴 ×轴 ×将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用运动和动力参数编号功率/kW转速n/(r·min)转矩T/(N·m)传动比轴3961470轴轴358轴13792轴3.2 齿轮设计及强度效核：这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数

10、、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下： 齿轮1和惰轮2的设计及强度效核计算过程及说明计算结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数 =

11、19惰轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图857得初值齿向载荷分布系数 查图860齿间载荷分配系数 由式855及得查表821并插值 1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822节点影响系数 查图864重合度系数 查图865许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得 则 查图870得接触强度得寿命系数 硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按高可靠度查 取故的设计初值为齿轮模数 查表83小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.11， 小轮分度圆

12、直径 惰轮分度圆直径 中心距 齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827则 4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整 HRC 5662公差组6级06=1934合适17511111mm190mm,mmmm12 齿轮4和齿轮5设计及强度效核：1)选择齿轮材料查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火2)按齿面

13、接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数大轮齿数 圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图857得初值齿向载荷分布系数 查图860 齿向载荷分配系数 由式855及得 1.88查表821并插值 1.1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822 节点影响系数 查图864重合度系数 查图865许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得则 查图870得接触强度得寿命系

14、数 硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按高可靠度查 取齿轮模数 查表83小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估取很相近，对取值影响不大，不必修正， 小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827则(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整HRC 5662公

15、差组7级06=243742合适1.751.181.1712齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整 由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。3.3轴的设计及强度效核 先确定轴 3.3.1 选择轴的材料 选取轴的材料为45钢，调质处理 轴径的初步估算 由表42取A115， 可得 求作用在齿轮上的力

16、 轴上大齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮分度圆直径为： 轴的结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号22219c，尺寸取轴段直径 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则： 段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度 段取齿轮右端轴肩高度轴环直径91轴段长 段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸，取轴段直径轴段长164 2）轴上零件的周向定位 两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽

17、浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。 花键尺寸为： 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为. 轴端倒角 轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：2） 求支反力： 水平面： 垂直面： 3） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 垂直面弯矩：图（c）所示 合成弯矩：图（d）所示 4) 扭矩： 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 显然D处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为45钢，调质处理，查表41得由得 取< 安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： 抗扭截面模量： 2）计算应力参数 弯曲应力幅 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力 扭剪

18、应力幅 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力3）确定影响系数 轴的材料为45钢，调质处理，由表41查得， 轴肩圆角处得有效应力集中系数 根据 由表45经插值可得： 尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图418得：0.75 表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图419，得 。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 可得： 所以强度足够。3.4截割部行星机构的设计计算已知：输入功率KW,转速=230.8r/min，输出转速=40r/min3.4.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采

19、用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级。 确定各主要参数行星机构总传动比：i=5.74，采用NGW型行星机构。行星轮数目：要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。载荷不均衡系数：采用太阳轮浮动和行

20、星架浮动的均载机构，取 配齿计算：太阳轮齿数式中：取c=22（整数）内齿圈齿数 行星轮齿数 取 齿轮模数：按文献3表2.4-7中的公式计算中心距：1) 综合系数：2）太阳轮单个齿轮传递的转矩：3）齿数比：4）取齿宽系数： 5）初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得6）计算模数：取标准值m=87）未变位时中心距a：根据实际情况取（6）计算变位系数1）a-c传动a)啮合角：所以 b)总变位系数：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数： 取 （见文献3第101页）则2）c-b传动a)啮合角：式中， 代入 所以 b)变位系数和：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数

21、： 几何尺寸计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数 太阳轮，行星轮内齿轮顶隙系数太阳轮，行星轮内齿轮代入上组公式计算如下：太阳轮 行星轮 内齿轮 太阳轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 啮合要素验算a-c传动端面重合度1） 顶圆齿形曲径：太阳轮行星轮2）端面啮合长度：式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则（mm）3）端面重合度： c-b端面重合度1） 顶圆齿形曲径 ： 由上式计算得 行星轮 内齿轮 2）端面啮合长度：3）端面重合度： 齿轮强度验算（1）a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。）1）确定

22、计算负荷：名义转矩名义圆周力2） 应力循环次数：式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)寿命期内要求传动的总运转时间，(h)(h)3）确定强度计算中的各种系数：a)使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析，取（较大冲击）b)动负荷系数因为和可根据圆周速度：和 由文献3图2.4-4，查得6级精度时：c)齿向载荷分布系数由文献3表2.4-8查得渗碳淬火齿轮 文献3表2.4-9， ， 根据和,由文献3图2.4-5,查得式中： d)齿间载荷分布系数因由文献3e)节点区域系数 式中， 直齿轮；端面节圆啮合角；直齿轮端面压力角， 直齿轮f)弹性系数由文献3表2.4-11查得 （钢钢）g)齿形系数根

23、据和，由文献3h)应力修正系数由文献3图2.4-18,查得 i)重合度系数j)螺旋角系数和因 得 得 4) 齿数比：5） 接触应力的基本值 6） 接触应力：7） 弯曲应力的基本值：8） 齿根弯曲应力：9） 确定计算许用接触应力时的各种系数a)寿命系数因，由文献3图2.4-7,得 b)润滑系数因和由文献3图2.4-9，查得 c)速度系数因 ，由文献3图2.4-10，查得 d)粗糙硬化系数因 和 由图2.4-11， 查得 e)工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以 f)尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得10) 许用接触应力11) 接触强度安全系数12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数a)

24、试验齿轮的应力修正系数b)寿命系数 因,查文献3图2.4-8得 c)相对齿根圆角敏感系数 因,由文献3图2.4-20查得 d)齿根表面状况系数 e)尺寸系数由文献3表2.4-16,得13) 许用弯曲应力 14)弯曲强度安全系数(2) c-b传动 本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，故计算从略。1) 名义切向力 2) 应力循环次数 式中 内齿轮相对于行星架的转速 r/mim； 3) 确定强度计算中的各种系数 a)使用系数 b)动负荷系数 和 由文献3图2.4-4查得， （7级精度）c)齿向载荷分布系数 由文献3表2.4-8，查得调质钢 ， 由文献3表2.

25、4-9，得 由文献3表2.4-10，查得 （因为 齿宽100<b<200） 根据和由文献3图2.4-5，查得 式中 d) 齿间载荷分布系数 因 由文献3图2.4-6查得 e)节点区域系数 式中， 直齿轮： 端面节圆啮合角： 直齿轮 端面压力角，直齿轮f)弹性系数 由文献3表2.4-11，查得 g)齿形系数由文献3图2.4-13，查得 h)应力修正系数 由文献3图2.4-18,查得 i)重合度系数 j)螺旋角系数， 因 得 得 4) 齿数比 5) 接触应力的基本值 6) 接触应力 7) 弯曲应力的基本值 8) 齿根弯曲应力 9) 确定计算许用接触应力时的各种系数 a)寿命系数 因，由

26、文献3图2.4-7,得 b)润滑系数 因和 由文献3图2.4-9，查得 c)速度系数 因，由文献3图2.4-10 查得 d)粗糙度硬化系数 因和 由文献3图2.4-11查得 e)工作硬化系数 因内齿轮齿面硬度为 由公式得 f)尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得10) 许用接触应力 11) 接触强度安全系数 12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数a)试验齿轮的应力修正系数 b)寿命系数 因,查文献3图2.4-8得 c)相对齿根圆角敏感系数 因,由文献3图2.4-20,查得 d)齿根表面状况系数 由文献3图2.4-21,查得 e)尺寸系数，由文献3表2.4-16,得 13) 许用弯曲应力

27、14)弯曲强度安全系数 轴承的寿命校核3.5.1 对截轴的轴承22219c和Nj419进行寿命计算（1）计算轴承支反力1）采用在轴的校核中的数据 2）合成支反力 3）轴承的当量动载荷 4）轴承的寿命查文献2表5-9，5-10得 通过计算，两个轴承的寿命合格。 行星轮轴承寿命的计算（1）每个轴承上的径向载荷 选用轴承为22314c 查文献2表5-9，5-10得 （2）轴承的寿命 通过计算，轴承的寿命合格。3.6 花键的强度校核3.6.1 截轴花键校核（）摇臂截轴选用花键 （）强度校核按文献公式 式中传递的转矩各齿载荷不均匀系数取（）齿数齿的工作长度平均直径mm齿的工作高度mm渐开线花键许用压强查

28、表2-23 =（1020）则 强度校核合格 行星轮系花键校核（1）选用渐开线花键型号为 （2）按式文献2-51公式 代入数据得 强度校核合格第四章 采煤机的使用与维护4.1采煤机使用过程中常见故障与处理 国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。 1 MG400/900 D 型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析:(1) 截割部截煤滚筒不配套。煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤帮放不出来,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇

29、臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,一但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。(2) 采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。(3) 牵引传动箱设计中是分体的上、下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于3°时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱一点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。2 .MG400/900 D 型采煤机的维修改造工艺针对上述原因分

30、析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造:(1) 采煤机截煤滚筒的维修改造通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组3 个截齿,按一组120°,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈30°角焊接安装,每一列的3个截齿按端面有效距离,间隔200 mm 进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布120°切割3 个长300 mm、宽200mm 的腰形孔。(2) 牵引部与截割部连接轴孔的维修改造 采煤机的牵引侧,再焊装一块轴孔板

31、,同时将绞轴1 和绞轴2 的轴孔衬套材质由原来的20Cr 改为铸铜,延长绞轴1 的长度,轴孔连接由3 个增加到4 个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴孔板对截割部的扭转力,起到了一个限制作用,这样就彻底地解决了采煤机截割部绞轴折断和轴孔体损失的重大事故隐患。(3) 具体维修改造工艺首先将变形的绞轴里孔用502 型高锰钢焊条进行补焊,补焊的里孔用自制的液压镗孔机进行镗孔,镗孔完毕后再配装上用铸铜加工的衬套,衬套的内径保证与原设计尺寸相同。在截割部与牵引部对接时,先将绞轴2 穿入轴孔内,把绞轴1 套上待固定的轴孔板,穿入轴孔内,绞轴穿到位后,再将轴孔板扶正，固定在牵

32、引部的机壳上。在施工过程中,施工人员克服了井下作业的诸多困难,从安装临时泵站,固定镗孔机,调试刀架、测量尺寸到机组对接等每一道工序都做了充分的准备,使工程进展井然有序,最后对接试机一举成功。4.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法近几年来随着综采技术的不断发展,高产高效工作面的普及,对采煤机的性能要求也不断提高,开发研制大功率电牵引采煤机成为各煤机制造厂家的热点。随着采煤机的装机功率的增大,采煤机的截割功率也相应的加大,由于截割功率加大,其油池温度过高的问题也日渐突出,如何解决这一问题将成为研制的关键。 1发热原因的分析当传动系统的总发热量E小于截割部在许用最高油温时的散热量L 时，截

33、割部将在低于最大温升的某一温度保持平衡,当E 大于L 时,系统的温度将高于许用最高温度,产生发热现象。通过计算和与其它机型对比分析产生这一现象的原因如下: (1) 截割功率加大导致温升过高。在机械传动系统效率一定的前提下,加大输入功率,系统的功率损耗也随之加大。损耗的量大部分转化成热能,使系统的温度上升。(2) 系统的机械传动副数量增加导致温升过高。目前大功率电牵引采煤机均采用多部电机横向布置的传动结构,截割部由电机直接驱动,导致截割部的总传动比加大,传动级数增多。同时,此类机型对采高要求较高,机器大都采用长摇臂,这也使机械传动副数量增加。由于传动副增加,系统的功率损耗加大。(3) 机器的散热

34、条件受限制。由于受结构的限制,在机器的截割功率大副度提高和机械传动副数量增加的同时,油池的体积相对增加很小,使机器散热困难。同时由于注油量和搅油发热的矛盾,润滑油的体积不可能大幅增加也会导致油温的升高。2 解决方法通过以上的原因分析,并结合在实践中的经验,提出解决问题的方法如下:(1) 通过提高传动副的加工制造精度来提高系统的机械效率,减少功率的损耗,降低发热量;(2) 提高轴承的精度等级,减少轴承副的功率损耗。(3) 设计过程中,在保证整机性能的前题下,适当加大油腔的体积,提高散热面积。(4) 提高冷却效果。可通过加大冷却水套的截面积,加大冷却水的流量和加长冷却水的冷却流程来提高冷却效果,也

35、可以对油池直接加装冷却器或强迫冷却装置来提高冷却效果。(5) 合理计算润滑油的用量,在能保证润滑的前题下,严格控制注油量,使搅油发热降至最低。(6) 提高摇臂排气装置的可靠性,保证与外界环境的对流热交换。4.3采煤机轴承的维护及漏油的防治据不完全统计，在采煤机发生故障的总数中，机械事故占 80 左右，而因润滑问题造成事故占很大的比例。采煤机轴承的维护及漏油的防治又是其中关键的一个环节。1 采煤机轴承损坏形式和原因采煤机各传动轴承中，强度薄弱，容易损坏的部位有：(1) 截割部轴齿轮(小伞齿轮轴) 它转速高，温升快、易发热，使径向游隙变小，并在缺油情况下烧伤，造成异常噪声、振动；(2) 截割部行星

36、机构行星轮轴承受力大 (为齿轮啮合切向力的二倍) ，而受空间大小和轮缘壁厚的限制，轴承直径不能增大，滚动体和滚道表面接触应力高，常发生早期点蚀和严重磨损；(3) 摇壁回转轴套和滚筒轴其转速低，但负荷高，并有严重冲击力，轴承常发生套圈变形，边断裂；(4) 牵引部行走链轮轴承受冲击交变负荷，密封润滑条件差，煤尘易进入滚道把保持损坏。2 预防和改进措施（1） 加强润滑和密封轴承工作时，滚动体与滚道、保持架和内外圈用滚动体都有摩擦，润滑剂可减小磨损，特别在滚动体和滚道之间形成油膜，可减小接触应力，降低温度，从而延长轴寿命。采煤机轴承润滑用油一般为 N220，N320 极压工业齿轮油，多采用油池飞溅或加

37、循环联合润滑方式。主要存在问题是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰尘不断浸入，轴承磨损加剧，轴承润滑油不良，甚至缺油使表面过热烧伤。因此需重点采取措施：1) 高速轴油封选用最合适密封材料、结构、提高其使用寿命；2) 摇壁回转轴承用油脂 (2 锂基脂) 润滑并用油封把它与固定箱油池隔开；3) 对低速轴 (如滚筒轴、行走轮轴等) 改用端面浮动油封。通过 O 型密封圈弹性变形产生端比压。使浮动环靠紧并传递扭矩，补偿磨损。该油封对振动、冲击及轴向、径向偏斜不敏感，特别适用于低速 (2/ s以下) 、有煤粉泥浆条件下密封。（2） 严格验收，确保制造和安装质量1) 轴承本身质量是影响安装性能和使用寿

38、命的重要因素。当前国内轴承厂家繁多质量参差不齐，订货时要选好厂家确保轴承质量。2) 轴承组件的制造和安装应符合要求。壳体孔直径超差改变了轴承正确配合要求，过盈量大，使径隙变小，内圈产生拉应力。间隙大，径隙变大，组件刚性降低并引起套圈滑动。3) 壳体孔椭圆形或锥形误差，使套圈滚动道变形。当滚动体验通过时，滚道直径内经受压应力应显著增大，使区域过早磨损和破坏。4) 轴和壳体孔挡肩对配合表面不垂直及二侧配合处不同轴误差，使轴承内外圈轴线歪斜，也使局部表面应力增大。5) 轴承安装中必须调整轴向间隙达到设计要求，对圆柱滚子轴承，轴向间隙小，内圈移动受阻，当受到冲击载荷时易发生挡边撞裂，在润滑不充分时，也

39、会导致轴承烧伤。3 加强轴承使用中维护和保养采煤机轴承在安装前的储运中要保持完好包装，不受碰撞并防止浸水而生锈。使用中要特别注意到滑油量和质量。要求做到：(1) 常可检油位，加足油；(2) 避免不同型号油混用；(3) 打开盖加油时，要防止煤尘、水等杂质进入，以防油质破坏，加剧磨擦面粒磨损和锈蚀。如发现油脏，及时入油并清洗再加新油。4 采煤机漏油及处理(1) 摇臂摆动轴的漏油及处理截割部箱内的油流经摇壁套外侧摇壁摆动轴上的大轴承，有两个 O 形密封圈，在使用中发现该处漏油，经拆检分析发现，由于大轴承的外圆大，压不紧 O 型密封圈，加上个别轴承精度不够，内、外圈直径超差严重；另外轴承孔壁较薄弱，使

40、用中振动变形导致漏油。为此需在摇臂轴小端加外骨架油封将该处与截割部油池分开，改用润滑脂润滑即可根除此处漏油。(2) 滚筒轴的漏油及处理采煤机割煤时，滚筒轴受阻力大且复杂，受切向力、轴向力、煤壁推力、装煤力等。滚筒既绕滚筒轴转动，还沿滚筒轴垂直面作上下摆动，使油封漏油。其次，油封外径尺寸偏小导致油沿孔隙漏出，因此检修时应挑合适油封。另外迷宫间隙大，导致煤粉经过迷宫间隙、油封进入或滞留在油封刃口与轴之间，将油封垫起造成漏油，同时加速油封磨损，因此需采用加毛毡或涂密封胶。(3) 壳体盖板的漏油及处理采煤机牵引部泵箱盖的密封最初采用石棉纸垫，由于石棉纸本身渗油，盖板大，不平度大，对纸垫比压不匀导致漏油

41、。而后又采用橡胶垫，但其在长时间油作用下仍然变形起包开始漏油。最后采用 O 形密封绳粘接成环形密封盖板，但若粘接不牢也会漏油。处理措施是粘接处采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安装。采煤机是综采工作面的主要设备，由于井下作业环境的特殊性，以及对采煤机的维护、保养 、操作等方面的人为能力不同，将会产生各种不可意料故障。因此，在采煤机在使用过程中，需要加强维护，定期检修，对易损部位及时采取措施进行补救，防止事故的发生和扩大，从而提高开机率和延长其使用寿命。4.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径近20 年来, 煤矿机械的功率增大很快, 采煤机的功率增加了46 倍, 掘进机的功率增加了23 倍, 大型

42、、特大型矿井提升机功率已达数千kW, 功率的增大导致机械设备的输出扭矩增大,使设备部件特别是传动齿轮的受力增大。煤矿机械的齿轮大多为中、大模数(620 mm) 的低速(6m/ s 以下) 重载传动, 单位齿宽的载荷值高达20kN/ cm2 。由于受煤矿使用条件和机器尺寸的限制,传动齿轮的外形尺寸没有多大变化, 易造成机械传动齿轮失效, 导致煤矿机械设备不能正常运行。煤矿机械齿轮的失效有轮齿折断、齿面胶合、齿面点蚀和齿面塑性变形等主要形式。由于轮齿啮合不合理, 造成超负荷或冲击负荷而产生轮齿较软齿部分金属的塑性变形, 严重时在齿顶的边棱或端部出现飞边、齿顶变圆, 主动齿轮的齿面上有凹陷, 被动齿

43、轮的节线附近升起一脊形, 使齿面失去正确的齿形。齿轮失效直接影响着煤矿机械效能的发挥, 亟待解决,提出几种改进途径。1 .设计煤矿机械齿轮, 特别是承受重载和冲击载荷的提升和采掘运输机械齿轮, 其弯曲极限应力强度增大到1 200 MPa , 接触耐久性极限强度亦增大到1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的条件下提高其强度和寿命, 需进一步进行科研技术攻关, 优化设计参数。优化设计的内容包括载荷的准确计算、强度计算公式的修正、优化选材、优化齿形结构、先进的加工和处理工艺、提高表面光洁度、合理的硬度和啮合参数、有效的润滑参数和装配要求等,提高标准化、系列化程度。由于渐开线齿形共轭齿轮的相对曲率半径较小, 故接触强度受到一定限制。而圆弧齿轮在接触点处的齿面相对曲率半径大, 其表面强度和弯曲疲劳强度较高(约为渐开线齿形的25 倍) , 振动小、噪声低、尺寸和重量较小。除新设计齿轮应优先采用圆弧齿轮外, 原有渐开线齿轮减速器, 在传动功率不变、中心距不变的前提下, 重新搭配模数、螺旋角等参数, 可优化设计更新为圆弧齿轮,大大延长使用寿命。另