-AWD采煤机地截割部设计

本科机械毕业设计论文CAD图纸QQ401339828优秀设计目录1概述 11.1采煤机的发展概况 11.2国内电牵引采煤机的技术特点及趋势 11.2.1采煤机的技术特点 11.2.2采煤机的发展趋势 21.3MG200/456-AWD交流电牵引采煤机 31.3.1结构特征与工作原理 42截割部的设计及计算 92.1电动机的选择 92.2总传动比及传动比的分配 92.2.1总传动比的确定 92.2.2传动比的分配 102.3截割部传动计算 112.3.1各级传动转速、功率、转矩 112.3.2截割部齿轮设计计算 132.3.3截割部行星机构的设计计算 362.3.4轴的设计及校核 582.3.5轴承的寿命校核 672.3.6花键的强度校核 683采煤机的使用和维护 703.1润滑及注油 703.2地面检查与试运转 703.3下井及井下组装 713.4采煤机的井下操作 713.5机器的维护与检修 72结论 74参考文献 75英文原文 76中文译文 85致谢 901概述 11.1采煤机的发展概况 11.2国内电牵引采煤机的技术特点及趋势 11.2.1采煤机的技术特点 11.2.2采煤机的发展趋势 21.3MG200/456-AWD交流电牵引采煤机 31.3.1结构特征与工作原理 42截割部传动方案的设计 82.1电动机的选择 82.2总传动比及传动比的分配 92.2.1总传动比的确定 92.2.2传动比的分配 92.3截割部传动计算 112.3.1各级传动转速、功率、转矩 112.3.2截割部齿轮设计计算 132.3.3截割部行星机构的设计计算 362.3.4轴的设计及校核 582.3.5轴承的寿命校核 672.3.6花键的强度校核 683采煤机的使用和维护 703.1润滑及注油 703.2地面检查与试运转 703.3下井及井下组装 713.4采煤机的井下操作 713.5机器的维护与检修 72结论 74参考文献 75英文原文 76中文译文 85致谢 90

1概述1.1采煤机的发展概况 机械化采煤开始于二十世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以限制了采煤机生产率的提高。50年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。60年代是世界综采技术的发展时期，第二代采煤机——单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围，特别是1964年第三代采煤机——双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性——高产、高效、安全和经济。进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机——电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。80年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。至此，缓倾斜中厚煤层的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。1.2国内电牵引采煤机的技术特点及趋势1.2.1采煤机的技术特点⑴电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点国内从90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。⑵装机功率不断增加为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率(包括截割功率和牵引功率)均在不断加大，最大已达1020kW，其中截割电机功率达450kW，牵引电机功率达2×50kW。⑶牵引速度和牵引力不断增大电牵引采煤机最大牵引速度已达14.5m/min，牵引力已普遍增大到450～600kN。⑷电机横向布置总体结构发展迅速近年来，我国基本停止了纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。⑸控制系统日趋完善采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系统，实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能;研制成功井下无线电离机控制并得到推广使用。⑹滚筒截深不断增大目前已由630mm增至800mm，预计今后可能增至1000mm。⑺采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标随着高产高效矿井的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产7000～10000t水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。1.2.2采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过25年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下:⑴电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。⑵结构形式向多电机驱动横向布置发展。⑶监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。⑷性能参数向大功率、高参数发展。⑸综合性能向高可靠性和高利用率发展。国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近15年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。1.3MG200/456-AWD交流电牵引采煤机MG200/456—AWD型采煤机是一种多电机驱动，横向布置的交流电牵引矮型无拖架采煤机，其截割功率为2×200KW，调高功率为16KW，牵引功率2×20KW，采用交流变频调速系统，变频调速装置采用机载式，适用于采高1.1～2.3m,煤层倾角≤40°的薄煤层工作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大，不过于松软，媒质硬或中硬，能截割一定的矸石夹层，工作面长度以150～200m为宜。该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程要求可再有瓦斯或煤尘爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过1000m周围介质不超过35℃，空气湿度不大于97﹪（在25MG200/456-AMD型采煤机机身上分为左右电牵引部、中间电控箱、左右截割摇臂五大部份机身之间采用液压螺母和高强螺母联接，简单可靠，拆卸方便，左右摇臂与左右电牵引部通过自身耳轴相联结。采煤机调高油缸位于煤壁侧牵引壳体下方外置油缸，采煤机供水系统，供油系统，机间电缆均布置于机身后面，由后护板保护，端头按钮站可实现采煤机起停，牵引换向，调高，输送机停止等功能，中间可实现手动调高。主要特点a该机功率大、机身矮、多电机横向布置，整机结构紧凑，取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。b采用积木式组合；使各部件间相互独立，更换方便。各部件间联结采用高强螺母、液压螺母，螺栓联结，不易松动。c截割电机，牵引电机等主要元部件均可从采空区抽出，容易更换，方便维修。本机无底拖架，从而加大机身下面的过煤高度，取消了外接行走机构，牵引与行走做成一体，使机身整体尺寸紧凑，缩小了机身高度。d整体弯摇臂结构，刚性好，过煤空间大，装煤效果好。e中间牵引手动调高，两端牵引电动调高，远控。f变频器，逆变器，变压器等均布置在中间电控箱内。g具有四象限工作的优越特性，采煤机可根据生产的需要实现加速减速或停止，尤其在煤层倾角较大的工作面，在机器可能下滑的情况下，采煤机能按要求给定的速度下运行。h操作方便，可靠性高，事故率低，开机率高，可满足高产高效工作面的要求。iPLC控制、GOT显示、单点启动、多点操作，可离机控制。1.3.1结构特征与工作原理图1.1双滚筒采煤机电动机；2-牵引部；3-牵引链；4-截割部减速器；5-摇臂；6-滚筒；7-弧形挡煤板；8-底托架；9-滑靴；10-调高油缸；11-调斜油缸；12-拖缆装置；13-电气控制箱㈠摇臂摇臂主要由截割电动机、摇臂壳、一轴组件、惰轮组件、二轴组件、三轴组件、拔叉组件、行星减速器，内喷雾系统等组成。左右摇臂减速器除壳体不同外，其余零部件完全相同，可互换使用。摇臂直接由截割电动机拖动，经三级直齿轮传动和一级行星机构传动，将动力传递到截割滚筒，实现了采煤机落煤和装煤的作用。摇臂有如下特点：（1）摇臂回转采用小铰轴结构。（2）摇臂齿轮减速器都是简单的直齿传动，精度高，传动效率高。（3）行星传动内齿圈采用座入摇臂壳内结构，运转中不易松动，工作平稳。（4）采用弯摇臂形式，加大了装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。（5）摇臂壳体采用整体铸钢结构，外壳有焊接的冷却水套，用于冷却和内喷雾供水喷雾降尘。㈡截割电动机截割电动机为矿用割爆型三相交流异步电动机，可用于环境温度下于40℃左右截割电动机通用，接线喇叭口可以改变方向，方便电缆引入，拆装时，可以利用电动机联接法兰上的顶丝螺孔顶出，从老塘侧抽出，拆装方便。使用时注意开机前应先检查冷却水的水量，先通水后起电动机，严禁断水使用，电动机长时间运行后不要马上关闭冷却水，发现有异样声响时，应立即停车检查。一轴组件由轴齿轮、轴承、端盖、骨架油封、油封架等组成，轴齿轮由轴承对称支撑在轴承杯上，并通过渐开线花键与电动机输出轴相联接，轴承的轴向间隙应保持0.15～0.35之间。惰轮轴组I主要由齿轮、心轴、轴承、距离套等组成，靠心轴与壳体台阶定位。二轴组件主要由齿轮Ⅰ、齿轮Ⅱ、轴承、花键轴、端盖等组成。矩形花键由二个轴承支撑在箱体上，花键上装有二个齿轮，其中一个为离合齿轮与拨叉相连，推动拨叉可实现摇臂的离或合两个位置，轴承的轴向间隙，保持在0.15～0.35mm三轴组件主要由轴齿轮Ⅰ、齿轮Ⅱ、轴承、端盖、距离套、密封圈等组成，齿轮通过矩形花键套在轴齿轮Ⅰ上，轴齿轮Ⅰ由二个轴承支撑在箱体上。调整垫用来调整轴承的轴向间隙，保持在0.15～0.35mm。惰轮轴Ⅱ共有两组，其定位方式与惰轮轴Ⅰ四轴组件为行星减速器输入轴组，其齿轮大齿轮内孔为花键与太阳轮相连，两轴承内圈安装在大齿轮的空心轴上，而外圈安装在套杯上，轴承间隙应调整在0.15～0.35mm2.1.7内喷雾供水装置由接头、水封、泄漏环、油封、轴承装置外壳、轴承、不锈钢送水管、○形圈、定位销、管座、高压软管等组成。不锈钢送水管插入靠煤壁侧管座时，管上的缺口对准座上的定位销，使送水管和滚筒轴（行星架）一起转动，靠内外两道○型圈密封，送水管靠老塘侧通过轴承支撑在轴承装置外壳内，因两者有相对旋转运动，为防止内喷雾水进入摇臂油池，在送水管壳体，靠特制的水封防漏水，在水封的后面又架设了一只骨架油封（材料与普通油封不同）起防水，防尘作用，在该水封和油封间装有泄漏环，经水封泄漏的水通过水封装置外壳流出摇臂壳体外，油封是为防止油液外漏而设置的。内喷雾水通过接头座与喷雾冷却系统的相应管路相通，经送水管，煤壁侧高压管与滚筒的内喷雾供水口相连，进入滚筒水道。行星减速器为四个行星轮减速机构，主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架支撑轴承，平面浮动油封装置和方形联接套等组成，太阳轮的另一端与摇臂大齿轮的内花键相联，输入转矩，当太阳轮转动时，驱动行星轮沿本身轴线自转，同时又带动行星架绕其轴线转动，行星架通过花键和方形连接套联接，将输出转矩传给滚筒。行星齿轮传动利用四个行星轮啮合的形式，结构紧凑，传动比大。传动可靠，考虑行星轮间均载，采用太阳轮浮动结构，太阳轮浮动灵敏，反力矩小，浮动量通过与大齿轮相配合的外花键侧隙来保证。行星架前端靠轴承支撑，此轴承两端面需控制轴向间隙0.15～0.35mm后端靠轴承支撑。方形联结套采用平面浮动油封装置，能适应行星机构的轴向窜动，适应在有煤尘和煤泥的工况下工作。㈢牵引部1左电牵引部左电牵引部由左电牵引部壳体、牵引电机、电机轴组、牵引二轴、制动轴、双行星减速器、液压制动器、行走轮组成等组成。牵引电动机输出的转矩经二级直齿圆柱齿轮和二级行星齿轮减速器减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行走轮相啮合，再由行走轮与工作面输送机上的销轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴出轴通过花键与液压制动器相连，实现电牵引的制动。2牵引电动机牵引电动机为隔爆型三相交流调速电动机，与变频调速装置配套作为采煤机的牵引动力源，可适用于环境温度小于40℃，相对湿度不大于97﹪3液压制动器液压制动器是由螺塞、外壳、碟形弹簧、活塞、圆盘、压盘、外摩擦片、内摩擦片、底座、花键套等组成。当采煤机在正常工况下工作时，由调高泵输出的压力油经集成块和制动电磁阀进入液压制动器的外接油口，活塞在油压下压紧碟形弹簧组，压盘与内外摩擦片脱离接触，液压制动器呈现自由空转状态，当电控系统发出制动信号时，制动电磁阀断电复位，制动器内的油腔与油池连通，使得活塞在碟形弹簧的作用下推动压盘压紧内外摩擦片，产生制动转矩，花键套被抱闸，起到制动采煤机的作用。4右电牵引部右电牵引部内的传动系统与左电牵引部完全相同，所不同的是其内部还装有调高电动机，双联齿轮泵、集成块、过滤器、压力表、制动电磁阀等元件。用于采煤机调高系统及液压制动器的动力来源。㈣辅助液压系统1采煤机辅助液压系统包括两部分：A调高回路。B制动回路。它由调高泵站、机外油管、左右调高油缸和液压制动器等组成。其中。泵站布置在右电牵引部内，液压制动器布置于左右电牵引部内，调高油缸布置在机身下。泵站由调高电动机、单泵、集成块、过滤器、制动电磁阀、压力表、高低压溢流阀等组成。调高回路的主要功能是使滚筒能按司机所需的位置工作，调高回路的动力由调高电动机提供，调高油缸调高阻力太大时，为防止系统回路油压过高，损坏油泵及附件，在调高系统排油路设置一高压溢流阀作为安全阀，调高压力20MPa。液压制动回路的压力油回油路设置低压溢流阀，为制动器压力及调高电磁反向阀所用压力，为保证液压制动器打开，在制动回路设置一低压溢流阀，调定压力为1.5MPa，它由二位三通电磁阀，液压制动器，低压溢流阀及其管路等组成，制动电磁阀在集成块上，通过特定管路与安装在左右电牵引部上的液压制动器相连。2调高电动机该电动机为矿用隔爆型三相异步电动机，可适用环境低于40℃3调高油缸两只调高油缸设置在靠煤壁侧机身下方，油缸的活塞杆与摇臂的小支臂，缸体与左右牵引部下面分别用销轴联结，已实现左右滚筒的调高，调高油缸由液力锁缸体，活塞杆和活塞等组成。4齿轮泵该泵为CBK1012-B3F型齿轮泵，体积小、重量轻、结构简单、工作可靠。5过滤器在辅助液压系统中，设有过滤器一个，安装在右电牵引部泵站中，采用网式滤芯，型号为MDY01042，其流量为63l/min。6压力表采煤机的工作过程中，为了随时监视液压系统中工作状况，因此在泵站中安装有高低压压力表，分别显示调高及控制油源的压力，为防止表针剧烈振动而损坏，压力表表座中有阻尼塞。7手动换向阀本机设有两只手动换向阀，其内部结构和性能完全一样，均为H型三位四通换向阀，阀中弹簧是使阀芯复位，此时无压力油进入油缸，用手直接操作确定阀的工作位置，使压力油进入油缸，使其伸缩实现摇臂的升降。8电磁阀本机选用24GDEY-H6B-T2隔爆型电磁换向阀作为制动电磁阀，当采煤机启动时，制动电磁阀待电动作，压力油进入制动器克服弹簧力，内外摩擦片分离，牵引进入进行状态，当采煤机停止时，制动电磁阀断电复位，压力油回油池，制动器内外摩擦片贴紧，采煤机被制动。㈤辅助装置由左右行走箱、滑靴组、拖缆装置、冷却喷雾管路系统、机身联结、截割滚筒、机外液压管路组成。1在采空区侧：行走轮组、行走轮、导向滑靴、行走轮轴承、芯轴等组成。2在煤臂侧：滑靴组，用螺栓、销子固定在左右牵引部下面。3拖缆装置：拖缆装置由拖缆架，连接板、销、电缆板等组成，当采煤机沿工作面运行时，拖拽并保护缆和水管使用电缆夹来承受，这样使电缆，水管不受力磨损小，同时还能防砸及拖拽平稳且阻力小，在工作面刮板输送机的电缆槽内可靠的来回拖动。拖缆装置固定在电控箱前面右上部，以便电缆能顺利进入电控箱，电缆和水管进入工作面后安装在工作面输送机的固定电缆槽内，在输送机的中点在进入电缆槽并安装电缆夹，故移动电缆和管的长度的一半略有多余。4喷雾冷却系统采煤机工作时，滚筒在破煤和装煤过程中，会产生大量煤尘，不及降低了工作面的能见度，影响正常生产，而且对安全生产和工人的健康也会产生严重影响，因此，必须及时降尘，最大限度的降低空气中的含量，同时采煤机在工作时，各主要部件会产生很大热量需及时进行冷却，已保证工作面生产的顺利进行。喷雾冷却系统由水阀、水压、继电器、安全阀、节流阀、喷嘴、高压软管及有关连接件组成，来自喷雾泵的水压由送水管经电缆槽，拖缆装置进入水阀，由水阀到机身后面的两个分配阀，分多路用于冷却截割电机，牵引电机，调高电机，电控箱，内外喷雾降尘。5机身连接装置左右电牵引部，中间电控箱的连接螺柱，摇臂与左右电牵引部铰接销轴四组，这些装置将采煤急各大部件联接成一个整体，起到紧固及连接的作用。液压螺母由螺母、油堵、密封圈、活塞紧圈组成，其工作原理和使用方法如下：在打压前应先将液压螺母拧紧后取下一个油堵，接通超高压泵当手动超高压泵产生的高压油，注入螺母与密封圈之间的油腔时，螺母在液压力的作用下向上移动，将螺栓强行拉伸，产生很大的豫紧力，打压到限定的油压后，将紧固旋紧至螺母底部，卸去高压油拧上油堵，这时螺母靠紧圈和活塞锁在预定的位置。本机选用两种规格的液压螺母M30，限定油压200MPa和M36×3限定油压180MP采用液压锁紧，预紧力大，螺栓受力均匀，防松可靠。㈥滚筒滚筒是采煤机工作机构，担负着破煤，装煤的作用，主要由滚筒体、截齿、齿座和喷嘴等组成。滚筒与摇臂行星减速器输出轴采用方形联结套联接，联接可靠，拆卸方便。滚筒体采用焊接结构，三头螺旋叶片，设有内喷雾水道和喷嘴压力水从喷嘴雾状喷出，直接喷向齿尖，以达到冷却截齿，降低煤尘和稀释瓦斯的目的。为延长螺旋叶片的使用寿命，在其出煤口处采用耐磨材料喷煤处理。㈦机外液压管路由于采用手动换向阀安装在左中部，两端电动换向机外管路简单，由泵箱端集成块引出四根去左右油缸进出油口，二根去制动器，即可将左右油缸，制动器与系统连接起来。2截割部传动方案的设计2.1电动机的选择设计要求截割部功率为200KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。所以选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型号为YBCS3-200C额定功率：200KW；额定电压：1140V；满载电流：130额定转速：1470r/min；满载效率：0.920；绝缘等级：H；满载功率因数：0.85；接线方式：Y；质量：1280冷却方式：外壳水冷该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。2.2总传动比及传动比的分配2.2.1总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得，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——电动机满载转速r/min——滚筒转速r/min2.2.2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。设计采用NGW型行星减速装置，其工作原理如下图所示（图2.1）：图2.1NGW型行星机构a太阳轮b内齿圈c行星轮x行星架该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮c、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c绕自身的轴线ox—ox转动，从而驱动行星架X回转，实现减速。运转中，轴线ox—ox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，可用于各种工作条件。因此，它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为0.97～0.99,传动比一般为2.1～13.7。如图2.1，当内齿圈b固定，以太阳轮a为主动件，行星架c为从动件时，传动比的推荐值为2.7～9。从《采掘机械与支护设备》上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为5～6。所以这里先定行星减速机构传动比：则其他三级减速机构总传动比：÷36.75÷5.747=6.39根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为17为依据，另参考MG250/591型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为：2.3截割部传动计算图2.2截割部传动系统2.3.1各级传动转速、功率、转矩各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、、Ⅶ轴。Ⅰ轴minⅢ轴=Ⅳ轴=526.43r/minⅦ轴=229.88r/min各轴功率计算：Ⅰ轴kWⅡ轴kWⅢ轴kWⅣ轴kWⅤ轴kWⅥ轴kWⅦ轴kW式中——滚动轴承效率=0.99——闭式圆柱齿轮效率=0.97——花键效率=0.99各轴扭矩计算:Ⅰ轴Ⅲ轴Ⅳ轴Ⅶ轴将上述计算结果列入下表：轴号输出功率P（kW）转速n(r/min)输出转矩T/(N·m)传动比Ⅰ轴196.02147012731.79Ⅱ轴190.14Ⅲ轴180.77821.22102Ⅳ轴171.86526.4331181.56Ⅴ轴165.042.29Ⅵ轴158.49Ⅶ轴150.68229.8862592.3.2截割部齿轮设计计算齿轮1和惰轮2的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下：计算过程及说明计算结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17两个齿轮都选用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8－14，表8－15选取小轮分度圆直径，由式文献1（8－64）得齿宽系数：查文献1表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0．6小轮齿数：=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：由文献1式（8－54）得使用系数：查文献1表8－20＝1．75动载荷系数：查文献1图8－57＝1．11齿向载荷分布系数：查文献1图8－60＝1.08齿间载荷分配系数：由文献1式(8－55)及得查文献1表8－21并插值则载荷系数的初值弹性系数：查文献1表8－2节点影响系数：查文献1图8-64重合度系数：查文献1图8－65许用接触应力：由文献1式得＝接触疲劳极限应力：查文献1图8－69应力循环次数：由文献1式得则查文献1图8－70得接触强度得寿命系数,(不许有点蚀)硬化系数：查文献1图8－71及说明＝1接触强度安全系数：查文献1表8－27，按较高可靠度查，取故的设计初值为 齿轮模数：查文献1表8－3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，小轮分度圆直径：惰轮分度圆直径：中心距：圆整齿宽：惰轮齿宽：小轮齿宽：齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式齿形系数：查文献1图8－67小轮大轮应力修正系数：查文献1图8－68小轮大轮重合度系数：由文献1式8－67许用弯曲应力：由文献1式8－71弯曲疲劳极限：查文献1图8－72弯曲寿命系数：查文献1图8－73尺寸系数：查文献1图8－74安全系数：查文献1表8－27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：齿槽宽e：基圆齿距：法向齿距：顶隙：HRC56～62公差组7级＝0．6=19＝34＝1.79合适＝1．75＝1．11＝1.08＝1.0＝2.5＝0.8970＝1齿根弯曲强度足够齿轮4和齿轮5的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下1)选择齿轮材料查文献1表8-17两个齿轮都选用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8－14，表8－15选取小轮分度圆直径，由式文献1（8－64）得齿宽系数：查文献1表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0．6小齿轮齿数：=23大齿轮齿数：＝齿数比：＝传动比误差误差在范围内小轮转矩：载荷系数：由文献1式（8－54）得使用系数：查文献1表8－20＝1．75动载荷系数：查文献1图8－57＝1.18齿向载荷分布系数：查文献1图8－60＝1.08齿间载荷分配系数：由文献1式(8－55)及得=1.65查文献1表8－21并插值＝1.0则载荷系数的初值弹性系数：查文献1表8－2节点影响系数：查文献1图8-64重合度系数：查文献1图8－65许用接触应力：由文献1式得＝接触疲劳极限应力、：查文献1图8－69应力循环次数：由文献1式得则查文献1图8－70得接触强度得寿命系数,(不许有点蚀)硬化系数：查文献1图8－71及说明＝1接触强度安全系数：查文献1表8－27，按较高可靠度查，取故的设计初值为齿轮模数：查文献1表8－3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＝1.18，小轮分度圆直径：大轮分度圆直径：中心距：圆整齿宽：大齿轮轮齿宽：小轮齿宽：齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式齿形系数：查文献1图8－67小轮大轮应力修正系数：查文献1图8－68小轮大轮重合度系数：由文献1式8－67许用弯曲应力：由文献1式8－71弯曲疲劳极限：查文献1图8－72弯曲寿命系数：查文献1图8－73尺寸系数：查文献1图8－74安全系数：查文献1表8－27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：齿槽宽e：基圆齿距：法向齿距：顶隙：HRC56～62公差组7级＝0．6=23＝36＝1.56合适＝1．75＝1.18＝1.08＝1.0＝2.5＝0.88=1＝1齿根弯曲强度足够齿轮6和惰轮7的设计及强度效核，具体计算过程和计算结果如下：1)选择齿轮材料查文献1表8-17两个齿轮都选用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8－14，表8－15选取小轮分度圆直径，由式文献1（8－64）得齿宽系数：查文献1表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.6齿轮齿数：=17惰轮齿数：＝齿数比：＝传动比误差误差在范围内齿轮转矩：载荷系数：由文献1式（8－54）得使用系数：查文献1表8－20＝1．75动载荷系数：查文献1图8－57齿向载荷分布系数：查文献1图8－60＝1.08齿间载荷分配系数：由文献1式(8－55)及得查文献1表8－21并插值＝1.02则载荷系数的初值弹性系数：查文献1表8－2节点影响系数：查文献1图8-64（）重合度系数：查文献1图8－65许用接触应力：由文献1式得＝接触疲劳极限应力：查文献1图8－69应力循环次数：由文献1式得则查文献1图8－70得接触强度得寿命系数,(不许有点蚀)硬化系数：查文献1图8－71及说明＝1接触强度安全系数：查文献1表8－27，按较高可靠度查，取故的设计初值为齿轮模数：查文献1表8－3齿轮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，不必修正齿轮分度圆直径：惰轮分度圆直径：中心距：圆整齿宽：齿轮齿宽：惰轮齿宽：齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式齿形系数：查文献1图8－67齿轮惰轮应力修正系数：查文献1图8－68齿轮惰轮重合度系数：由文献1式8－67许用弯曲应力：由文献1式8－71弯曲疲劳极限：查文献1图8－72弯曲寿命系数：查文献1图8－73尺寸系数：查文献1图8－74安全系数：查文献1表8－27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：齿槽宽e：基圆齿距：法向齿距：顶隙：HRC56～62公差组8级＝0.6=17＝27＝1.588合适＝1．75＝1.08＝1.02＝1齿根弯曲强度足够由于齿轮的设计计算和强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的设计计算和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。2.3.3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/min1.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。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采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：（）行星轮：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：试验齿轮的弯曲疲劳极限：齿形的加工为插齿，精度为7级。2.确定各主要参数⑴行星机构总传动比：i=5.74，采用NGW型行星机构。⑵行星轮数目：要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。⑶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=1.15⑷配齿计算：太阳轮齿数式中：取c=20（整数）内齿圈齿数行星轮齿数取⑸-齿轮接触强度初步计算按表义14-1-60中的公式计算中心距：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：3.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=200mm=219.2mm=181.88mm内齿轮=511.49mm=545.1mm太阳轮，齿宽b由表2.5-12,取则取～4.啮合要素验算⑴a-c传动端面重合度齿顶圆齿形曲径：太阳轮=39.60mm行星轮=56.2）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=39.60+56.41-160sin=31.895（mm）3）端面重合度：=1.35⑵c-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：=56.409-62.15+160sin=37.27mm3）端面重合度：= =1.57895.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）确定计算负荷：名义转矩=1799.68名义圆周力=32137.14N2）应力循环次数：=4.410次式中—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，由文献3表2.4-8查得，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=2.276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)齿形系数根据和，由文献3图2.4-14查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：=122.118）齿根弯曲应力：=335.589）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=1.1112)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e)尺寸系数由文献3表2.4-16,得13)许用弯曲应力=400=752.714)弯曲强度安全系数=2.24(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。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=1.1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2.4-9，得由文献3表2.4-10，查得（因为齿宽100<b<200）=401.2根据和由文献3图2.4-5，查得=1.38式中d)齿间载荷分布系数因=1.35+0=1.35由文献3图2.4-6查得e)节点区域系数=2.81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=0.943=0.25+j)螺旋角系数，因得得4)齿数比5)接触应力的基本值=410.286)接触应力=7)弯曲应力的基本值8)齿根弯曲应力=227.19)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=1.0112)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=538.9214)弯曲强度安全系数2.3.4轴的设计及校核1截Ⅲ轴的设计与校核(1)轴上的转矩=由文献2表4－2取A＝115，可得(2)求作用在齿轮上的力截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=6423N小轮分度圆直径为：(3)确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理。按文献2式4-2初估轴的最小直径查文献2表4-2取A=118，得轴段①用于安装轴承选取轴承为22219c因此取d=95mm(4)轴的结构设计1）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段①根据所选取的轴承取轴段直径轴段②该轴段安装齿轮，两齿轮中间用套筒隔开，取小齿轮另一端直接和轴承Nj419内齿圈连接轴段③根据所选轴承Nj419确定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，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。花键型号为：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(5)轴的强度效核：首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：轴的计算简图（见下页插图）求支反力水平面：垂直面：3）计算弯矩水平面弯矩：垂直面弯矩：合成弯矩：轴的计算简图扭矩：5）计算当量弯矩：进行强度效核轴的材料为45钢，调质处理，查文献2表4－1得由得取<(6)精确校核轴的疲劳强度：1）判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。分析可知，危险截面为Ⅲ截面计算危险截面应力截面右侧弯矩M为截面上的扭矩T为抗弯截面系数(花键轴近似认为平均轴径)抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅扭转剪应力的应力幅与平均应力相等,即3）确定影响系数轴的材料为45钢，调质处理，由文献2表4－1查得，轴肩圆角处的有效应力集中系数根据 由文献2图4－17经插值可得：尺寸系数、根据轴截面为圆截面查文献2图4－18得：＝0.62=0.83表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查文献2图4－19，得＝＝0.88。材料弯曲扭转的特性系数、取＝0.1＝0.5=0.05可得：所以强度足够,该轴安全.2.行星齿轮轴的校核（1）初步确定轴的径1）轴上的转矩2）求作用在齿轮上的力行星轮轴上的齿轮分度圆直径为圆周力和径向力的大小如下：3）确定轴的最小直径选取轴的材料40，调质处理，按式4-2初估轴的最小直径，查文献2表4-2，取A=107，可得轴段②用于安装轴承和齿轮，取轴承为22314c（）因此取d=70mm4）轴的结构设计按轴向定位要求，确定各轴段直径和长度轴①轴②根据所选轴承确定轴③5）轴的校核取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度可以将它看成跨距为的双支点梁，而两个轴承几乎紧挨着，可以认为是整个跨度承受均布载荷危险截面为跨距中间的弯矩6）校核轴的强度轴的材料为40，调质处理，由文献2表4-1查得，则，即，取，则：强度足够，该轴安全。2.3.5轴承的寿命校核1．对截Ⅲ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。2.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。2.3.6花键的强度校核1.截Ⅳ轴花键校核（１）摇臂截Ⅳ轴选用花键（２）强度校核按文献２－５１公式式中－传递的转矩－各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）－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［］－许用压强查表2-23［］=（1020）则强度校核合格2.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3采煤机的使用和维护在工作面的生产系统中，采煤机是影响产量的主要设备。除了保证工作面采煤、装煤、运煤、支护和处理设备的良好匹配外，对这些设备的正确维护、保养和操作使用，不仅可发挥其最大的生产能力，而且可达到安全生产。3.1润滑及注油润滑及传动用油的质量好坏，是保证机器正常工作的关键，因此必须及时、严格用规定的清洁油注油及润滑，用油牌号不能混用与任意代换，否则应全部更换。牵引部液压传动箱用油，注油时必须用注油器，精滤芯要定期更换。3.2地面检查与试运转采煤机下井前必须按井下工况，设不小于30米运输机，使采煤机可在其上运动行走。进行地面检查与式运转，确认合格后方可下井。试运转前的检查：首先检查各部件是否齐全、完好，安装是否正确，连续螺栓是否缺少或松动，各运动环节及手把的动作是否正确灵活。各油池及润滑点必须按规定加注清洁油。水路是否畅通，检查各出轴处，盖板等是否漏油，电气部分的绝缘、隔爆等是否符合要求。调高及喷雾系统管路是否齐全和接好等，应先用手盘动各运转部位，应无意外阻碍和其它不正常现象。试运转时检查：启动前把各手把，离合器等置于中立或断开位。接通电源，检查三相平衡情况，无问题时方可只控制一台电机的隔离开关，启动此电机，观察空运转情况，然后停止，看其是否轻快。再合上另一个隔离开关，启动另一台电机及牵引电机，观察空运转情况，同时注意高低压压力表，然后停止，看是否轻快。再盘动滚筒，看截割部传动是否良好。无问题方可合离合器再启动电机，观察运转情况，声音、发热、转向等。牵引部的检查，试运转前应先排气，试运转是在电机启动后，待辅助泵压力正常后，先把调速手把任意向一方转动一小角度，观察齿轨轮与齿轮间啮合情况，同时注意观察高低压压力表，注意运转声音是否正常，若无异常再慢慢增大手把角度，注意听音及观察，正常后再慢慢回零，观察降速是否正常，以同样方法检查“反向牵引”情况，并在高速时按停止牵引钮停止牵引。搬动调高阀观察调高情况，检查管路系统是否漏油，测定左右摇臂最大行程时间，以上检查完毕后，使机器在运输机上往复行走，检查配套关系，人为弯曲运输机，检查过弯情况，行走运行一定要先慢后快。在整个试运转过程中，要注意人身安全。发现问题及时处理，不可带“病”下井。3.3下井及井下组装1、在不允许整机下井的条件下，可将机器解体装运，但解体越少越好，主机是由摇臂铰接点处分解为三大部分为好。滚筒、附件等可分别装运。注意，装运前必须将拆下的小零件如销子、螺栓、管接头等包装好。包裹好打开的每个接触面，隔爆面，裸露的轴、孔、齿、手把、接头等，油缸活塞杆应全部缩回缸内，并固定好。运送前应仔细检查所经道路情