中厚煤层采煤机总体及截割部减速器设计

更多相关文档资源请访问/lzj781219完整CAD设计文件以及仿真建模文件，资料请联系68661508索要概述1.1采煤机发展的历史和现状我国和世界上其他主要采煤国家一样，在20世纪50年代时采煤机械化尚处于开发和探索阶段。经过几十年的持续发展，我们国家的采煤机设计制造技术正在逐步走向成熟，为煤矿生产技术的进步起到了积极地推动作用。1950年，吉林省蛟河煤矿首先引进前苏联的深截盘的KMII-1型截煤机，与此同时，国内各矿务局发现深截深的采煤机械产量低，效率低下，机械耗损也非常大，于是纷纷尝试改用浅截深的采煤机，并且也取得了非常好的效果，随后在全国范围内推广这种采煤机的技术，效果非常显著，为我国机械化采煤的发展起到了重要的作用。阜新矿务局清河门矿则于1966年开始使用鸡西煤矿机械厂生产的MLQ-64型浅截式固定式螺旋滚筒的采煤机，并且还配备了SGW-44型刮板输送机，并开创了我国自主研制生产机械化采煤成套装备的新局面，近年来在我国煤矿井下建设综合机械化的采煤工作面，国产采煤机已经占据主导地位，完全采用国产装备的高产量高效率的采煤工作面不断涌现。20世纪70年代初期我国煤矿使用的大多属于80KW以下的小功率采煤机。中国煤科院上海分院经过长时间不断地技术攻关，成功研制出适和在综采工作面使用的MD-150双螺旋滚筒采煤机。70年代后期我国从国外引进了大量的现代化采煤机，这进一步加大了我国煤炭的产量，提高了煤炭生产率，并且很大程度上促进了我国中功率采煤机的发展，也提高了我国普通采煤装备的生产能力，20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点：装机功率小、有链牵引，输出的牵引力小、牵引速度低、自开切口差、工作时的可靠性比较差。20世纪80年代初期，国外大量先进的采煤机进入了国内市场，国内的采煤机相关生产厂家引进了采煤机的整机和关键零部件的制造工艺技术，补充了我国发展大功率采煤机的不足。同时还引进了国内尚缺的的综采工作面单机或三机，提高了采煤作业的机械化程度，同时，在吸收和借鉴国外优秀采煤机设计制造的的基础上，研发了MLS3型系列、MXA型系列和AM500型系列等类型的采煤机。并在广泛吸收国外几种采煤机长处的基础上，结合我国煤田条件，自行设计了具有弯曲和无链牵引的MG型系列，同时也研制了一批适用于破碎顶板、大倾角、薄煤层等困难条件下的中功率采煤机。20世纪80年代发展采煤机主要是对采煤机可靠性整体的提高，以及开发成系列的采煤机，注重零部件高可靠性，并且大力开发无链牵地引采煤机。20世纪70年代中期，国外研制出直流电牵引采煤机。此后，世界上各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开发研究，80年代后期出现了交流电牵引采煤机，电牵引采煤机依靠其优越的性能参数，高度的可靠性在全国范围内迅速推广，并且因为高度的自动化、操作方便、监控保护能力强、检测功能完善以及经济效益高，得到各个煤矿生产企业的认可。1991年，煤科院上海分院经过与波兰的合作，在国内率先研制成功我国第一台采用了交流变频调速技术的适用于薄煤层地爬底板采煤机后，上海分院又先后研制成功了截割电动机采用纵向布置方式的交流电牵引采煤机、截割电动机采用横向布置的适用于中厚和较薄煤层的交流电牵引采煤机。到目前为止，交流电牵采煤机已是主流设备，国内各个采煤机生产厂家都对其进行了大量的技术开发，并且形成了一系列的技术成熟的产品。现在我国基本上都是沿用最传统的方法来设计采煤机，首先是在借鉴以往设计经验和对现有采煤机的分析借鉴，画出需要产品的大致相关的尺寸的图纸,在其基础上不断地修改各个结构的设计方案,并且到达设计要求，当设计地采煤机已经不能够满足最初提出的要求是，在进行修改，直到满足预定设计要求,但是在现代化的采煤机设计时，只依靠这种设计方法已经行不通了，而且在现实设计中已经出现了许多的问题。随着采煤机地总装机功率越来越大,只是单纯的依靠原有的设计经验,将小型采煤机的设计功率加大并且加大设计的安全系数的方法,经常会使设计产品的尺寸越来越大,外形笨重而且布局也会变得不合理，结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。回顾这几十年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占据我国大部分采煤机市场。煤矿机械的功率增大很快,大型、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(6～20mm)的低速(6m/s以下)重载传动,、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。齿轮失效直接影响着煤矿机械效能的发挥,亟待解决【9】。随着采煤机的性能不断提高,采煤机的装机功率也不断的的增大,截割功率也相应的加大,所以油池温度过高的问题变得越来越严重,发展大功率采煤机，这一问题必须得到很好地解决。如果传动系统工作时的总发热量大于截割部在许用最高油温时的散热量时，就会产生发热现象。造成这一现象的原因有很多，当机械传动的效率不变时,截割功率功率增大,整个系统的功率损耗也会随着增大，这部分功率损耗大多数转化成热能,使系统的温度升高。目前大功率电牵引采煤机截割部的总传动比都非常大,传动级数也普遍较多，另外,此类采煤机要求较高的采高,从而采用长摇臂,这会增加传动副的数量,使系统的功率损耗加大。由于受到环境的限制,采煤机整体尺寸不会增大太多，然而提高截割功率和增加机械传动副数量,油池的尺寸却增加很小,这样造成机器散热困难，也会导致油温的升高。提高传动副的加工制造精度，从而提高系统的机械效率,减少功率的损耗,降低发热量;提高轴承的精度等级,减少轴承副的功率损耗。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。提高冷却效果。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。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。1.2采煤机的发展趋势1.2.1电牵引采煤机会迅速推广电牵引采煤机牵引特性好、机械传动结构简单、效率高、牵引速度高、工作可靠性高、生产率高、容易实现计算机自动控制，所以目前液压牵引地采煤机虽然国外仍在生产和使用，但是已经不占据最重要的地位，因为电牵引地采煤机具备液压牵引的采煤机诸多不具备的优点，因此现在大多数的采煤机尤其是一些装机功率比较大的采煤机都是采用这种牵引方式的【13】。1.2.2提高装机功率为了满足煤矿高产量高效率的生产要求的实现，各煤炭生产企业都提出了使用更大功率采煤机的要求，目前采煤机的总的装机功率功率正在不断地提高，电动机的截割功率通常都达到了400kW以上，国外有些采煤机的功率甚至已经达到了900kW，牵引电动机的功率基本都已经达到了40kw以上，有些大的甚至已经达到了125kW，总的装机功率基本上都超过了1000kW以上【13】。采煤机功率的不断增大，采煤效率的不断提高，正向着高产高效的要求一步步迈进。1.2.3加强对截割滚筒开发采煤机截割滚筒直接参与截煤工作，其性能的高低会在相当大的程度上决定了采煤机的工作能力和效率。因此对采煤机截割滚筒进行技术创新同样重要。使用盘形滚刀和吸尘滚筒可以有效降尘，改善采煤工作面的环境，对采煤机本身也有一定的保护作用。滚筒截深正在不断地增大，适当地增加滚筒叶片螺旋升角，可改善滚筒的装煤效果，滚筒截齿采用高强度的截齿，增加了截齿的强度，使截齿更加耐磨损，减少了检测维修的时间，同时也可以减少截齿数，降低了截齿消耗，这样可以有效的增加块煤率和降低煤尘。采用了行星减速器的传动滚筒，大大降低滚筒转速，减少了煤尘的产生。增大滚筒内喷雾压力，随滚筒喷射出的水流可以协助截齿截煤，降低了截齿磨损的速度。1.2.4交流变频调速应用于采煤机目前随着电力电子器件、电动机和控制理论的发展，变频调速得到了非常的大的发展，而且发展前景非常广阔。由于使用变频技术的交流调速系统比直流系统更具有技术先进性，高可靠性，维护管理更加方便简单，价格比较低廉，是近几年采煤机发展的主要方向。未来交流牵引方式将逐步替代直流牵引方式，未来成为电牵采煤机的主要发展的方向。1.2.5齿轮-齿轨式牵引机构广泛应用随着采煤机功率的不断增加，采煤机提供的牵引力也不断增大，这就要求牵引机构具有更高的强度，普通的牵引机构已经不能满足其对机械强度的要求，所以销轮-齿轨式的无链牵引方式已经几乎淘汰，而齿轮-链轨式的无链牵引方式也很少有采煤机在使用，目前，大多数采煤机的无链牵引方式正在逐步采用齿轮齿轨牵引方式，这种牵引方式的机械强度很大，可以满足大功率采煤机对牵引部的要求，而且这种迁移方式的效率更高，更加适合大牵引力的采煤机，所以现在绝大多数的采煤机都会采用这种迁移方式【13】。1.2.6提高零部件的使用寿命由于采煤机工作环境非常差，对各个零部件的磨损都会非常快，这样就会增加了检修的时间，减少了开机率，会降低煤炭的产量，造成了大量的损失，所以提高各个零部件的使用寿命非常重要。为了更大的提升采煤机工作的可靠性、减少故障的发生，提高采煤机开机率，容易进行维修，都要求对采煤机零部件的强度有更大的提高，并且能够快速的换装各个元部件，加强滚筒的结构强度，使用高强度的截齿，并提高刚度强度和耐磨性，国外有关生产厂家经过技术攻关，设计的齿轮的使用寿命已经达到了20000h，轴承的使用寿命更是高达30000h以上，而且还会不断地提高，大大延长了采煤机的开机率，提升了整体的生产率。1.2.7发展特殊类型采煤机随着容易开采煤层的不断减少，以及世界经济对能源的不断需求，各大煤炭生产企业不约而同的将目光转向了那些难开发的煤层，但是普通采煤机难以完成这些煤层的采煤工作，这就要求设计相应的特殊类型采煤机，例如开发倾角大、厚煤层需要一次采全高、薄煤层、硬粘并有夹矸煤层、破碎顶板等难采煤层需要的采煤机，对于短壁工作面，短机身的采煤机有更好的适应性，开发这类型的采煤机也会成为未来采煤机的一个发展方向【6】。1.2.8提高供电电压随着综采设备向大功率发展，工作面会不断地加长，井下数字化设备及电气化设备不断增加，耗电量也在大幅度的增加，整个工作面的供电容量已经超过了5000kW，所以必须提高采区的供电电压。为了减少电线电缆产生的损耗，使各种用电设备都能很好的运行，未来新研制的大功率采煤机几乎都会使用高压供电。1.3采煤机的分类及主要组成采煤机按截割电动机的布置方式可分为横向布置和纵向布置；按滚同数目可分为单滚筒采煤机和双滚筒采煤机；按煤层厚度可将采煤机分为厚煤层采煤机、中煤层采煤机、薄煤层采煤机；按使用煤层条件可分为缓倾斜的煤层采煤机、倾斜煤层采煤机、急倾斜煤层采煤机；按牵引方式可分为链牵引以及无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引，电牵引和液压牵引；按机身设置方式可分为骑输送机采煤机和爬底板采煤机【1】。滚筒采煤机的种类有很多，各种类型的滚筒采煤机一般都由牵引部、截割部、辅助装置和电气系统等几部分构成。截割部大多数都是由摇臂、截割滚筒和固定式减速箱等几部分组成的，目前大多数采煤机的截割机构是螺旋滚筒，滚筒主要承担截割煤壁和装破落的煤块的任务，工作可靠，截割部消耗了采煤机大量的功率，其工作机构截割性能的好坏以及减速装置传动地效率直接决定了采煤机的使用寿命以及生产率【1】。滚筒主要由端盘、螺旋叶片、喷嘴、齿座、截齿以及筒毂等组成，其中端盘和叶片都是焊接在筒毂上的，并且筒毂和滚筒轴直接连接，当滚筒工作时截齿就会切割煤岩将其剥落，然后叶片将截割下来的煤推向采空区滚筒一侧，然后装入工作面的输送机为了防止端盘和煤壁碰撞，位于端盘靠外侧的截齿会向煤壁侧倾斜，采煤机工作时，截齿会切入煤体很深，工作条件也会非常恶劣，所以截齿的截距会很小，在叶片和齿座旁边会装有很多喷嘴，用来内喷雾，降低截割产生的煤尘，筒毂是用来连接采煤机传动装置和滚筒的连接件，截齿是一种刀具，用以截割煤体，截齿的形状和性能会对采煤机的比能耗和生产率产生很大的影响，现在使用的截齿类型主要有锥形截齿和扁形截齿，前者安装在滚筒的切线附近，适合在坚固性系数较小的煤层使用，后者沿滚筒径向安装在齿座中，这种滚筒比较适合在各种煤层使用，经过长期的实验研究表明，适当的加大截齿的长度，增加切削的厚度能提高煤的块度，减少煤尘的产生量。齿座用于安装和固定截齿，通常都是焊接在端盘和叶片上，具有很强的冲击韧性和耐磨性。截齿固定件用于固定截齿，其固定可靠，制造成本低，更换简单，固定件分为刚性和弹性两种，刚性的固定件由螺钉、弹簧挡圈和柱销等；弹性固定件有橡胶和柱销的组合件、橡胶件和特殊形状的弹簧等。目前弹性固定件使用相对很多。截齿在滚筒上的配置分为端盘上的截齿配置、叶片上的截齿配置、端面截齿配置。截齿配置情况可用截齿配置图表示，截齿配置图表示了截齿在工作机构形成表面上的坐标位置螺旋滚筒上工作机构的截齿配置图是滚筒上截齿齿间所在圆柱面的展开图。端盘上的截齿配置：螺旋滚筒工作时，端盘会紧贴在煤壁上，这样就会在煤壁上切出非常整齐的形状，开出自由表面，为叶片的工作做好了准备，还可以有效的防止滚筒的端面和煤壁之间产生摩擦，由于煤壁出煤时表面的压张程度很差，此时的截割状态还处于半封闭，所以此时的工作条件非常差，所以要求截齿在端盘上的密度要大、截距要小。改变滚筒上齿座的倾角从而改变端盘上的齿距，向煤壁侧倾斜的用“+”来表示，相反向采空区一侧倾斜的要用“-”来表示，通过两侧倾斜的的截齿，抵消了滚筒上产生的侧向力，安装的平均截距应该是叶片部分平俊介君的一半，通常端盘上的截线数一般都为4~7，端盘上每条截线的齿数应该为m=m+（2~3）个，m为每条叶片上的截齿数，如果增加煤壁侧截线上的截齿数，就会减小截齿的磨损，截齿要均匀的分布在圆周方向上，这样可以降低滚筒上产生的扭矩脉动，端盘的截割宽度一般为70~130mm，最大倾角的截齿应伸出端面35~50mm。叶片上的截齿配置：叶片上的截齿截线的间距一般为32~65mm，对于硬、韧性煤，截距可以适当减小，但是如果截距过小，那么截割下来的煤太碎，截割产生的比能耗也会增加，对于使用切向截齿的脆性煤，截距可以适当增加，叶片上每条截线的截齿数m=1~3，可以根据螺旋头数选取。为了使滚筒受载均匀，两相邻截齿沿圆周分布的角度应该相等，截齿在叶片上的分配方式可以分为顺序配置、交差配置、混合配置和不等截距配置。端面截齿配置：当采用正切进刀法时，滚筒要钻入煤壁，这时端盘端面就要求必须有截齿，并且要设置排煤口，端面截齿的配置方式有阿基米德螺旋线、弧线式、直线辐条式三种，滚筒的端面没有端盘，而是在滚筒叶片端的辐条上装有截齿。滚筒的旋转方向相对截煤过程有逆转和顺转两种。顺转时，滚筒的转向和牵引方向相同，截割下来的煤被螺旋叶片从滚筒下面带到滚筒后面，按自然安息角堆积，煤被挡煤板挡住，这种旋转方式，在装煤的过程中，煤的二次破碎非常的严重，装煤的单位能耗增大，而且后滚筒不但要截割前滚筒剩余的煤，还要将后截割下来的煤和前滚筒剩余的煤同时装入输送机，为了取得较好的装煤效果，大多数采煤机都将前滚筒定为向下的旋转方向，将后滚筒定为向上的旋转方向，对单滚筒的采煤机，一般在左侧工作面采用右螺旋滚筒，在右侧工作面采用左旋的滚筒，而双滚筒的采煤机，一定要使两个滚筒的旋转方向相反，这是为了增加采煤机工作时的稳定性，消除两个滚筒截割时产生的截割阻力。逆转时，滚筒的转向和牵引方向相反，截落的煤受到叶片的阻挡，落下的时间会比较长，按自然安息角堆积在滚筒的前半部，这样截煤机和装煤区是重合的，可以避免重复破碎，降低了装煤的能耗，提高了装煤的能力。牵引部由传动装置和牵引机构组成，是采煤机重要的组成部件之一，负责采煤机工作时和非工作时的调动，传动装置的重要功能就是将电动机输出的电能转变成为机械能，大多数采煤机的传动装置置于采煤机内，只有薄煤层采煤机为了缩短机身长度，将传动装置置于采煤机外；牵引机构主要有无链牵引和有链牵引，近年来，无链牵引逐渐代替了有链牵引。链牵引是通过牵引链和传动装置的主动链轮相啮合，绕过导向链轮和紧链装置连接，当主动链轮沿顺时针方向旋转时采煤机受到相啮合的牵引链的拉力，并在此拉力作用下向工作面一侧移动，相反，当主动链轮逆时针旋转时，采煤机在拉力作用下向工作面另一侧移动，链牵引的牵引速度不均匀，使采煤机的负载产生振动。采煤机正在向重型化和大倾角发展，链牵引的强度已经达不到要求，一旦发生断裂事故，将会产生重大安全生产事故，而无链牵引取消了牵引链，杜绝了断链产生的人身安全事故，并且这种牵引方式强度更高，可以几台采煤机同时在一个工作面工作，提高了生产率，牵引速度产生的脉动变化较小，对采煤机工作的平稳性影响非常小。采煤机的辅助装置主要有破碎装置、调高和调斜装、拖缆装置、防滑装置、降尘装置、挡煤板、辅助液压装置等。煤从煤壁截落时，会产生大块煤，这就需要破碎装置将这些块度较大的煤破碎，使其顺利地通过采煤机，破碎机构安装在迎着煤流的机身端部，由破碎滚筒及传动装置组成。调高和调斜装置大都有液压控制，液压缸可以设在机身下面或者上面，在机身上面时，安装和检修方便，但是液压缸的直径会偏大，在机身下面时，会减少采煤机的过煤空间，使大块煤发生冲撞和挤卡【4】。该装置使滚筒适应煤层走向的起伏不平和厚度变化的煤层，使滚筒既不会截割岩石，又不会丢弃煤岩。目前调高系统主要靠人工操作，但是工作面环境恶劣，人工操作准确性不能保证，自动调高系统会根据滚筒的工作状态自动的识别煤岩，进而控制滚筒截割高度。防滑装置主要应用于大倾角的煤层，当采煤机无制动系统而且停车时或者行走机构损坏时，为了防止采煤机失速下滑造成重大的安全事故，煤矿安全规程规定当工作面倾角大于150时，采煤机必须设置防滑装置【5】。降尘装置主要靠喷嘴将高压水扩散和雾化，雾化的水将粉尘扑灭，主要由降尘器系统和输配水系统组成，输配水系统分为高压喷雾和低压喷雾，低压系统结构简单装备和维护费用较低，但是降尘效果不好，高压系统降尘效果明显但是费用一般比较高，除尘器分为内喷雾和外喷雾，外喷雾在机身两端和摇臂上布置喷嘴，喷出的水雾会覆盖住煤尘扬起的部位，迫使含煤尘气流流向煤壁，干净的气流流向人员所在的位置，内喷雾系统将压力水直接喷射在截齿上，使煤尘还未扬起时就被扑灭，而且还能扑灭截割岩石时产生的火花和降低截齿的温度。挡煤板是用来配合螺旋滚筒来减少煤尘飞扬，提高装煤效果。采煤机工作时，挡煤板总是距离截齿有一定的距离，并且紧靠在采煤机滚筒的后面，可以根据采煤机牵引方向的不同，将挡煤板换到螺旋滚筒的另一侧，挡煤板可分为弧形和门式挡煤板两种形式，门式挡煤板是一种平板状的机构，不可以翻转，但是能绕垂直的轴折叠成与采煤机身平行的形状，早期的滚筒采煤机都曾使用门式挡煤板【4】。弧形挡煤板的形状为圆弧形，可以绕着轴旋转1800，可分为专用翻转机构和无翻转机构两种翻转方法，弧形挡煤板安装在摇臂上，翻转时，可利用装在摇臂采空区侧的两个液压缸来实现，液压油缸的活塞与滚子链相连，带动连接块，连接块通过离合装置与弧形挡煤板的轮毂相连，翻转结束后，使离合装置分开，现在有些大功率的采煤机取消了挡煤板。采煤机的机身与工作面上的输送机是通过底托架连接在一起的，底托架由导向滑靴、托架和支撑滑靴等部分组成，采煤机的电动机、牵引部以及截割部都固定在底托架上，底托架通过四个滑靴骑在刮板输送机上，并且沿着输送机滑行，靠近采空区的两个滑靴是导向滑靴套装在刮板输送机的中部槽导轨或者在无链牵引的行走轨上，这样就可以防止在工作时掉道，靠近煤壁一侧的滑靴叫支撑滑靴，主要是支撑采煤机，也可以起到一定的导向的作用，在刮板输送机中部槽和底托架之间要预留出一定的空间，这样可以方便过煤【5】。采煤机沿着工作面工作时，提高高压液体的水管和电缆都要随着采煤机一起移动，这就需要拖缆装置来完成，拖缆装置要防止水管和电缆折断，尽量减少弯折，使水管和电缆不收或受较小的拉力，还要能在电缆断裂或者拔脱时，能够迅速的切断电源，防止发生安全事故，保护电缆及水管，防止大块的煤矸石或煤块砸到以使电缆受到破坏【4】，拖缆装置还要能够夹持降尘水管，电缆夹由铆钉连接在一起的框型的链环，各段之间再用销轴连接，链环朝着采空区一侧是开口的，可以将水管和电缆放入，然后再用挡销挡住，拖缆装置的一端用一个可以回转的弯头固定在接线箱上为了改善靠近采煤机机身这一段的受力情况，在开口的一边装一条截距相同的板式链，可以使链环不会发生侧向的弯曲或者扭绞，为了使拖动部分的长度最短，电缆和水管进入采煤机工作面以后，要固定在铺设在工作面输送机的采空区侧，直到工作面的中部，然后在进入电缆槽内拖动。现代化的滚筒采煤机有以下的特点：装机总功率满足采煤的生产率的要求；截割机构能识别煤层厚度的变化并且能可靠地工作，牵引机构可以根据需要随时能改变牵引速度，并且可以无极调速【9】，适应煤层硬度的变化，机身所占的空间小，对薄煤层更加重要，方便拆装和检修，防爆性能好，可以在有煤尘和瓦斯的工作面安全的工作；拥有内外喷雾装置和防滑防倒装置，工作时可靠稳定，操作时方便简单，维修容易【3】。2总体方案的确定2.1MG400/900-3.3D型采煤机简介2.1.1MG400/900-3.3D型采煤机主要技术参数该机的主要技术参数如表2-1表2-1技术参数Tab.2-1technicalparametersMG400/900-3.3D技术参数采高m2.2-3.5适应倾角≤25°适应煤质硬度F≤4滚筒转速r/min40摇臂长度mm3500牵引速度m/min0-15机面高度mm1593最大卧底量mm250灭尘方式内外喷雾装机功率kw

900电压kv3.3滚筒直径m1.8滚筒截深mm6002.1.2MG400/900-3.3D型采煤机结构特点MG400/900-3.3D型机载交流电牵引采煤机，采用多电机横向布置方式，装机功率900KW，截割功率2×400KW，截割电机横向布置在摇臂上，主机架采用了整体结构，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，采用机载式交流变频调速，无链牵引系统。低频起动特性好、牵引力大，能实现恒功率无级调速。控制系统采用了计算机集中控制，显示实现了汉字化，控制智能化。图2-1MG400/900-3.3D电牵引采煤机Fig.2-1MG400/900-3.3DElectrictractionshearer2.2摇臂结构设计方案的确定采煤机摇臂采用左右对称结构，除了摇臂的箱体以及个别零件以外，其余大部分零部件都能左右互换，方便检测维修。采煤机的截割电动机直接装在摇臂壳内，机械减速部分全部装在摇臂壳体及行星机构内。2.3截割部电动机的选择根据设计的要求可知，采煤机截割部电动机的功率为400×2KW，根据煤矿井下电动机的工作情况，电机工作要可靠，而且需要有防爆和电火花的安全性，以保证在含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;电动机的启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择三相异步防爆电动机YBC─400,其主要参数如下：额定功率：400KW；额定电压：3.3KV额定电流：121A；额定转速：1470r/min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2.4传动方案的确定2.4.1传动比的确定滚筒采煤机的截割速度决定于截割部的传动比、滚筒直径、和滚筒转速，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，应该降低滚筒的转速。总传动比—电动机转速—滚筒转速2.4.2传动比的分配采煤机截割部多采用3~5级齿轮减速，由于井下环境原因，采煤机机身高度受到严格限制，所以各级的传动比不能平均分配，各个圆柱、圆锥齿轮的传动比一般不应大于3~4，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可以达到5~6【10】。本次设计末级采用NGW型行星减速装置，其原理如图2-2所示：图2-2NGW型行星减速装置原理图Fig.2-2NGWplanetaryreducerschematicdiagram这种型号的行星减速装置，是利用3个齿轮分担载荷，将功率分流，所以具有效率高、体积小、承载的能力高、结构简单、制造维护方便、传动功率范围大等特点，在中厚煤层采煤机上应用非常广泛。但是，由于制造过程中存在误差，常采用各种不同形式的均载机构来补偿制造误差，以使各行星轮可以均匀分担载荷。行星减速器效率为0.97～0.99,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为5～6【10】。这里定行星减速机构传动比其他三级减速机构的总传动比÷初定各级传动比为：四级减速传动比的总误差为：在误差允许范围5﹪内，合适。3传动系统的设计图3-1截割部传动系统图Fig.3-1cuttingdrivesystemdiagram3.1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1、2、3、4、5、6、7、8轴。1轴3轴4轴7轴各轴功率计算：1轴2轴3轴4轴5轴6轴7轴8轴各轴扭矩计算:1轴3轴4轴7轴将上述计算结果列入表3-1,表3-1运动和动力参数Tab.3-1motionanddynamicparameters编号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(N·m)传动比1轴39614702572.651.793轴372.75821.24358.94轴358526.436698.231.567轴320.5229.88137922.298轴307.8229.88427494.25.7473.2齿轮设计及强度效核3.2.1齿轮1和惰轮2的设计及强度1)选择齿轮材料查机械设计手册齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火2)按齿面接触疲劳强度设计计算应力循环次数确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，由机械设计手册齿轮精度为6级。小轮分度圆直径，(3-1)齿宽系数，按齿轮相对轴承为非对称布置,取＝0.6【2】，小轮齿数=19惰轮齿数34.01齿数比传动比误差误差在范围内许用接触应力由机械设计手册得＝(3-2)式中—齿面接触疲劳极限，MPa，—接触强度的最小安全系数，按高可靠度查，取1.6—接触强度计算的寿命系数，查机械设计手册,—工作硬化系数—接触强度计算的尺寸系数，取1.0—润滑油膜影响系数，对于精加工齿轮小轮转矩，初取弹性系数，查机械设计手册减速传动比u=i=1.79，节点区域系数，则小齿轮分度圆直径齿轮模数取mm齿轮分度圆直径齿轮齿顶圆直径齿轮基圆直径圆周速度齿宽取惰轮齿宽小轮齿宽验算齿面接触疲劳强度载荷系数(3-3)使用系数查机械设计手册，从动机工作特性为严重冲击，原动机工作特性为均匀平稳【2】。取动载荷系数查机械设计手册，得齿向载荷分布系数查机械设计手册齿间载荷分配系数由机械设计手册则载荷系数的值计算断面重合度端面齿顶压力角重合度系数计算齿面接触应力3）齿根弯曲疲劳强度校核由(3-4)按=19＝34，齿形系数，查机械设计手册小轮，大轮应力修正系数查机械设计手册小轮，大轮重合度系数,由机械设计手册许用弯曲应力由机械设计手册(3-5)式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，查机械设计手册—最小安全系数，取＝2—寿命系数，；—尺寸系数，取＝1.0；—试验齿轮的应力修正系数，=2则由下式计算齿根弯曲应力（3-6）安全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3.2.2齿轮4和齿轮5设计及强度效核1)选择齿轮材料查机械设计手册齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火按齿面接触疲劳强度设计计算应力循环次数按估取圆周速度，由机械设计手册齿轮精度为7级。小轮分度圆直径，齿宽系数，按齿轮相对轴承为非对称布置,取，小轮齿数=24大轮齿数=37.44圆整取37齿数比=传动比误差误差在范围内许用接触应力由机械设计手册得=式中—试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，查机械设计手册；—最小安全系数，按高可靠度查，取1.6；—寿命系数，；—工作硬化系数＝1.1；—尺寸系数，取1.0；—润滑油膜影响系数，对于精加工齿轮小轮转矩，初取则小齿轮分度圆直径齿轮模数取小轮分度圆直径惰轮分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽圆周速度验算齿面接触疲劳强度载荷系数使用系数取动载荷系数齿向载荷分布系数齿间载荷分配系数则载荷系数的值计算断面重合度端面齿顶压力角弹性系数＝189.8减速传动比u=i=1.56。节点区域系数，重合度系数计算齿面接触应力合格3）齿根弯曲疲劳强度校核按=24＝37，齿形系数，小齿轮，大齿轮应力修正系数小齿轮，大齿轮重合度系数许用弯曲应力由机械设计手册式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限；—最小安全系数，取；—寿命系数，；—尺寸系数，取＝0.98；—试验齿轮的应力修正系数，=2则由下式计算齿根弯曲应力安全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3.2.3齿轮6和惰轮7的设计及强度1)选择齿轮材料查机械设计手册齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火按齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，齿宽系数，按齿轮相对轴承为非对称布置,取＝0.6小轮齿数惰轮齿数取齿数比传动比误差误差在范围内取惰轮7、8的齿数应力循环次数许用接触应力由机械设计手册得＝式中—试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，—最小安全系数。一般，按高可靠度查，取1.6—寿命系数，—工作硬化系数—尺寸系数，取1.0—润滑油膜影响系数，对于精加工齿轮小轮转矩，初取弹性系数查机械设计手册传动比节点区域系数则小齿轮分度圆直径齿轮模数取mm齿轮分度圆直径齿轮齿顶圆直径齿轮基圆直径圆周速度齿宽取惰轮齿宽小轮齿宽验算齿面接触疲劳强度载荷系数使用系数从动机工作特性为严重冲击，原动机工作特性为均匀平稳。取动载荷系数，齿向载荷分布系数查机械设计手册齿间载荷分配系数由机械设计手册则载荷系数的值计算断面重合度端面齿顶压力角重合度系数计算齿面接触应力齿根弯曲疲劳强度校核由按=19＝34，齿形系数小齿轮，大齿轮应力修正系数小齿轮，大齿轮重合度系数,许用弯曲应力式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限查机械设计手册—最小安全系数，取＝2—寿命系数，；—尺寸系数，取＝1.0；—试验齿轮的应力修正系数，=2则由下式计算齿根弯曲应力安全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3.2.4惰轮8和齿轮9的设计及强度1)选择齿轮材料查机械设计手册齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火2）按齿面接触疲劳强度设计计算惰轮齿数大轮齿数许用接触应力＝式中—试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，—最小安全系数。取1.6—寿命系数，—工作硬化系数—尺寸系数，取1.0—润滑油膜影响系数。对于精加工齿轮小轮转矩，初取弹性系数查机械设计手册节点区域系数，应力循环次数齿轮分度圆直径mm齿轮齿顶圆直径齿轮基圆直径圆周速度大轮齿宽小轮齿宽验算齿面接触疲劳强度载荷系数(3-3)使用系数取动载荷系数齿向载荷分布系数齿间载荷分配系数则载荷系数的值计算断面重合度端面齿顶压力角重合度系数计算齿面接触应力齿根弯曲疲劳强度校核由(3-4)按=28＝39，齿形系数小齿轮，大齿轮应力修正系数小齿轮，大齿轮重合度系数,许用弯曲应力由机械设计手册(3-5)式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限—最小安全系数，取＝2—寿命系数，；—尺寸系数，取＝1.0；—试验齿轮的应力修正系数，=2则由下式计算齿根弯曲应力（3-6）安全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3.3轴的设计及强度效核3.3.1Ⅲ轴径的初步估算选取轴的材料为45钢，调质处理由机械设计手册取，可得（3-7）3.3.2求作用在齿轮上的力 Ⅲ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：3.3.3轴的结构设计图3-13轴示意图Fig.3-13axisdiagram1）确定各轴段直径和长度，图3-1所示图示1段安装圆锥滚子轴承33117，尺寸取轴段直径，图示2段安装齿轮，轴段直径取齿轮右端使用轴肩定位，左端采用套筒定位，轴段长度小于轮毂图示3段位轴环，直径为105轴肩高度轴段长图示4段安装齿轮，轴段直径轴段长度图示5段装圆锥滚子轴承33117，尺寸，取轴段直径2）齿轮的周向定位两个齿轮均采用花键联结【11】，花键尺寸为：3.3.4轴的强度效核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图3-22）求支反力：水平面：垂直面：3）计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩：图3-2（b）所示垂直面弯矩：图3-2（c）所示合成弯矩：图3-2（d）所示4)扭矩：转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑取，图3-2（e）所示5）计算当量弯矩：图3-2（f）所示D处为危险截面，按弯扭合成强度对轴进行校核轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计手册得由（3-8）式中—计算弯矩，—应力校正系数。取故强度符合要求图3-23轴受力分析图Fig.3-23axisstressanalysisdiagram3.3.5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由于是对称循环弯曲应力，故平均应力切应力幅为3）确定影响系数轴的材料为45钢，调质处理，，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据查机械设计手册可得：绝对尺寸影响系数、查机械设计手册得：表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查机械设计手册，得＝。材料弯曲扭转的特性系数、取可得：(3-9)(3-10)所以强度足够。3.3.6Ⅳ轴径的初步估算选取轴的材料为45钢，调质处理由机械设计手册取，可得取3.3.7求作用在齿轮上的力 选取轴的材料为45钢，调质处理Ⅳ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：3.3.8Ⅳ轴的结构设计图3-34轴示意图Fig.3-34axisdiagram1）确定各轴段直径和长度及向定位要求，图3-3（a）所示图示1段安装圆锥滚子轴承32220，轴段直径，轴承尺寸图示2段安装齿轮，轴段直径轴段长度，齿轮右端使用轴肩定位，左端采用套筒定位，图示3段取齿轮右端轴肩高度轴环直径144轴环宽度10图示4段安装齿轮，轴段直径轴段长图示5段装圆锥滚子轴承，型号32220，尺寸，取轴段直径2）齿轮的周向定位轴上两个齿轮均采用渐开线花键联结，花键尺寸：3.3.9轴的强度效核1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图3-42）求支反力：水平面：垂直面：计算弯矩，绘弯矩图水平弯矩：图3-3（b）所示垂直面弯矩：图3-3（c）所示合成弯矩：图3-3（d）所示4)扭矩：转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑取，图3-3（e）所示图3-4轴受力分析图Fig.3-44axisstressanalysisdiagram5）计算当量弯矩：图3-3（f）所示D处为危险截面，按弯扭合成强度对轴进行校核轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计手册得由（3-11）式中—计算弯矩，—应力校正系数。取故强度符合要求3.3.10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由于是对称循环弯曲应力，故平均应力切应力幅为3）确定影响系数轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计手册查得，轴肩圆角处得有效应力集中系数根据查机械设计手册可得：绝对尺寸影响系数、查机械设计手册得：表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查机械设计手册，得＝。材料弯曲扭转的特性系数、取可得：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=229.88r/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57～61HRC。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262～302HBS.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。3.4.2确定各主要参数1）行星机构总传动比：i=5.74，采用NGW型行星机构。2）行星轮数目：要根据机械设计手册及传动比i=5.74，取。3）载荷不均衡系数：采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取=1.154）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采用不等角变位，则预计啮合角，5）按接触强度初算a-c传动的中心距和模数按齿面强度计算中心距（3-12）式中：—钢对钢配对的齿轮副常系数；—齿数比；—载荷系数；—齿宽系数；—许用接触应力，。载荷系数：太阳轮单个齿轮传递的转矩：齿数比：取齿宽系数：初定中心距：计算模数：取标准值m=12未变位时中心距a：根据实际情况取按预取啮合角，可得传动中心距变动系数则中心距取实际中心距（圆整值）6）计算变位系数a-c传动实际中心距变动系数和啮合角所以变位系数用机械设计手册校核，，，在许用区内，可用。查机械设计手册分配变位系数得：c-b传动计算传动的中心距变动系数和啮合角c-b传动的未变位时的中心距：按取啮合角，可得传动的中心距变动系数：所以计算传动的变位系数因为所以3.4.3几何尺寸计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径计算各个齿轮齿顶高齿顶高变位系数计算传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数计算传动时中心轮和行星轮齿顶高选计算各个齿轮的齿根高，齿根系数取标准值代入上组公式计算如下：计算各个齿轮分度圆直径各个齿轮的齿顶圆直径各个齿轮的齿根圆直径各个齿轮的齿根圆直径计算齿轮的齿宽太阳轮，齿宽b,齿宽系数3.4.4啮合要素验算⑴a-c传动端面重合度顶圆齿形曲径：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3）端面重合度：⑵c-b端面重合度顶圆齿形曲径：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：3.4.5齿轮强度验算（1）a-c传动1）确定计算负荷：名义转矩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）许用接触应力由机械设计手册得＝式中—试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，机械设计手册—最小安全系数，按高可靠度查，取1.6；—寿命系数，；—工作硬化系数，＝1；—尺寸系数，取；—润滑油膜影响系数，对于精加工齿轮；验算齿面接触疲劳强度载荷系数使用系数查机械设计手册，从动机工作特性为严重冲击，原动机工作特性为均匀平稳。取动载荷系数查机械设计手册得齿向载荷分布系数查机械设计手册齿间载荷分配系数由机械设计手册.则载荷系数的值弹性系数查机械设计手册齿数比节点区域系数，重合度系数，计算齿面接触应力合格齿根弯曲疲劳强度校核由按，齿形系数小齿轮，大齿轮应力修正系数小轮，大轮重合度系数,许用弯曲应力式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限；—最小安全系数，取；—寿命系数，；—尺寸系数，取；—试验齿轮的应力修正系数，则由下式计算齿根弯曲应力安全(2)c-b传动许用接触应力＝式中—试验齿轮的齿面接触疲劳极限，MPa，；—最小安全系数，按高可靠度查，取1.6；—寿命系数，；—工作硬化系数＝1—尺寸系数，取—润滑油膜影响系数，对于精加工齿轮＝验算齿面接触疲劳强度载荷系数使用系数从动机工作特性为严重冲击，原动机工作特性为均匀平稳。取动载荷系数齿向载荷分布系数齿间载荷分配系数.则载荷系数的值弹性系数齿数比节点区域系数，重合度系数计算齿面接触应力合格齿根弯曲疲劳强度校核按，齿形系数小齿轮大齿轮应力修正系数小齿轮大齿轮重合度系数,许用弯曲应力式中—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；—最小安全系数，取＝2；—寿命系数；—尺寸系数，取；—试验齿轮的应力修正系数，=2；则由下式计算齿根弯曲应力安全3.5轴承的寿命校核3.5.1对截Ⅲ轴的轴承33117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）轴承的当量动载荷由机械设计，冲击载荷系数，4）轴承的寿命查机械设计手册基本额定动载荷寿命指数，滚子轴承温度系数，机械设计，因为，按计算（3-13）通过计算，轴承的寿命合格。3.5.2对截Ⅳ轴的轴承32220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）轴承的当量动载荷由机械设计查表，冲击载荷系数表9-7，4）轴承的寿命查机械设计手册基本额定动载荷寿命指数，滚子轴承温度系数，机械设计表9-4因为，按计算通过计算，轴承的寿命合格。3.6花键的强度校核3.6.1Ⅲ轴花键校核花键尺寸为：强度校核查机械设计（3-14）式中—传递的转矩—各齿载荷不均匀系数，一般取（0.70.8）－花键的齿数－齿的工作长度，mm－平均直径mm－花键齿侧面的工作高度mm［］－许用压强查机械设计［］=（1020）则强度校核合格3.6.2Ⅳ轴花键校核（1）选用渐开线花键型号为（2）由机械设计得【12】代入数据得强度校核合格

结论此次毕业设计历时近四个月，主要是针对MG400/900-3.3D型采煤机总体方案，截割部减速器设计开发，最终完成了对采煤机总体设计及截割部减速器的设计，并且符合煤矿安全生产的要求。根据工作要求和设计目的进行采煤机总体方案设计与截割部减速器设计，确定符合要求的采煤机的总体参数。本采煤机截割部主要是采煤机的摇臂，包括四级减速器，其中有三级是直齿减速，还有一级是行星减速。因此说明书主要是对齿轮的设计和各轴、轴承、键、及其花键的效核。纵观此次毕业设计，我觉得受益非浅，本次毕业设计就是理论联系实际的一次大检验，通过它发现自己的不足之处。锻炼自己发现问题，分析问题，解决问题的能力。为以后的工作打下坚实的基础。技术经济分析MG400/900-3.3D型采煤机是通过借鉴国外采煤机的设计和制造经验，在其基础上兴利除弊，结合中国国情，根据用户要求而新开发设计出的机载式交流变频调速电牵引采煤机，是煤矿综采实现高产高效的理想设备。整体分析来看，具有很高的技术优势，下面从经济方面分析：

1设计成本分析采煤机总体采用了多电机横向布置，截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身之间没有动力传递，取消了伞齿轮和结构烦杂的通轴、过轮，用结构简单的销轴与主机架铰接在一起。机载式交流变频调速，无链牵引系统。低频起动特性好、牵引力大，能实现恒功率无级调速。采用了系列设计、适应性强、通用性好。摇臂、牵引传动箱、外牵引均可左右互换，仅改变外牵引的惰轮，摇臂的摆角，滚筒直径，就能适用采高1.6m-4.5m的要求。摇臂电机和牵引电机各有三种不同功率规格供用户选择，并可左右互换。采用高型截齿的强力滚筒，能在硬煤层和有夹矸及地质有构造的地段使用。2运行成本分析控制系统采用了计算机集中控制，具有先导监控、操作保护、运行和故障显示、数据储存，以及故障自诊断记忆、功率自动平衡等功能。显示实现了汉字化，控制智能化。水冷式电机设有温度保护，牵引系统可设制限速保护，并设有零速自动制动装置。可根据要求配预警装置，可预留485通讯接口。关键的元、器件选用了国外进口件，整机的可靠性高。3维护成本分析水路系统和液压系统的主要元件设置在多通块上，减少了管路联接和维修工作量。主机架采用了整体结构(也可分段组合)。滚筒的切割反力、调高油缸的支承力，牵引驱动的反作用力及工作面输送机的支承、限位、导向的作用力均由结构简单，坚固的主机架所承受，各部件均可方便地从主机架采空侧单独装拆，使用可靠，维修方便。

经分析该采煤机在技术性和经济性方面都存在很大的优势，有效减轻了运行工作人员