采煤机截割部结构设计

摘要--第1章绪论1.1课题背景与意义煤炭是一种价格非常便宜、比较常见的一种资源，也是我国的重要资源之一。但是近几年来我国随着各个行业的迅猛发展，对于煤炭的需求量越来越大,规划2020年为28亿t[2]，导致我国的煤炭出现供不应求的现象[1]。受经济增速放缓、能源结构调整等因素影响，谋炭资源在能源结构中的消费比例有所下降，就现阶段而言，我国仍处于工业化、城镇化加快发展的历史阶段，能源需求总量仍有增长空间，煤炭资源在未来相当长的一段时间内，仍然将是我国能源消费结构中的主要能源[3]。为保障我国能源安全，改善劳动条件，必须加速采煤机械化发展进程，作为综台机械化采煤设备“三机"之一的采煤机，在这一“变革"中首当其冲[4]。在煤炭的开采中,采煤机扮演着十分重要的角色[5],对整个采煤工作具有重要影响[6]。采煤机的截割部，是比较重要的部分，规范采煤机截割部的设计，才能提高采煤机的性能和质量，保障采煤机截割部的规范性，规避潜在的风险[7]。在本课题研究的目的是对现在已研发成功，并对投入使用的采煤机分析，通过分析确定了采煤机的各项数据,再由计算得出采煤机截割部各个转动轴的功率和转矩,该项优化设计不仅对采煤机截割部的工程研究具有理论意义,也将促进我国煤炭企业的发展[8]。国外的采煤机发展相之于国内较为先进，在一些关键部件上的设计还是有部分的领先。所以，在一些采煤机结构上的改进设计就显得非常重要，截割部对于一台采煤机来说就相当于它的手[9]。截割部减速机构主要有两个部分，分别是固定减速器和摇臂行星减速机构，截割部的主要工作就是截割煤块并使煤块落下，是采煤机工作机构中不可或缺的一部分。这次的设计中我选择的采煤机型号为MG300/700-WD型无链采煤机，本次设计准备通过了解其截割部结构，在一些可改之处进行一定的优化，从某些方面上提高该采煤机的工作性能。1.2我国采煤机发展中国采煤机械化经历了由单一到综合的过程,即长臂式采煤工艺中的主要工序由简单的单一工序机械化逐步发展到复杂的综合工序机械化。在二十世纪五十年代初至二十世纪六十年代初,大多使用截煤机进行落煤和装煤。从二十世纪六十年代初采用金属摩擦支柱与铰接顶梁支护顶板和处理采空区,到20世纪70年代开始采用单体液压支柱、液压支架支护顶板和处理采空区,实现了支柱、回柱的机械化作业[10]。在20世纪80年代初期中国电牵引采煤机出现，电采煤机的正式应用要推迟到九十年代，就反馈的信息来看取得了良好的效果，并一直延续到现在[11]；1991年,煤炭科学研究总院上海分院与波兰合作,在国内率先研制成功我国第1台采用交流变频调速技术的薄煤层爬底板采煤机[12]。目前,电牵引采煤机已成为研究重点[13]。极大的提高了截割电动机与采煤机撞击率,它代替液压牵引采煤机,提高了牵引速度与牵引力量[14]。1995年神东矿区引进一种先进的采煤方法——旺格维利采煤法，并相继在诸多范围内应用，创下了多项我国采煤事业的多项纪录，近年来，我国不同公司多次采用连续采煤机成套装备进行了不同条件的快速掘进,均取得了不错的成绩,我国采煤机发展势头良好[15]。虽然采煤机发展势头良好，但在某些方面与发达国家相比存在些许问题和不足，所以迫切需要对采煤机进行改进设计，主要存在以下问题在采煤机的某些关键部件、及其整体机械的工作效率、性能、使用便捷性、地形条件的适用范围等各个方面，还有较大的进步空间。特别是在一些先进的现代化智能化技术的应用上，差距尤为突出。鉴于我国存在的这么多不足之处，今后我国采煤机的自主研发应着重研究以下几个内容：一、调速系统稳定性方面应提高可靠性，主要体现在工作时的防水、降温、防震方面；二、优化电气控制系统，首要的是降低电控系统的干扰可能性和耐高温情况工作的性能[16]；三、提高智能化程度，包括对于其电气控制系统的监控，尤其是采煤机自身诊断，以及对采煤机工作的实时监控测试，并能报警甚至局部自我修复，最大限度的实现采煤机的智能化，进一步将人类从索然无味的工作中解放出来；四、提高采煤机的装机功率，例如研发大功率的截割电机、进一步提高总装机功率；五、在提高采煤机总功率的同时，还要尽可能的将采煤机的结构进行小型化设计；随着采煤机功率的不断增大，其配套的设备变压器、电动机、甚至传动齿轮等相关设备的体积也必然随之增大，但这并不与采煤机小型化相矛盾。我们要做的就是在提高总装机功率的同时尽量使采煤机结构紧凑，使其更加轻便，适应性更强。总体来说我国煤炭行业的机械化程度约为百分之七十，但是整体的综采率不高，仅为百分之四十四左右，但是国际上先进国家的煤炭综采率极高，都已经超过了百分之八十甚至达到了百分百80%，故而我国在煤炭行业的综采化上有着非常充足的进步空间，其中截割部设计首当其冲在实现截割部升级改进前，不断地进行理论设计是十分必要的。使得高效率、高可靠性的机械化设计在我国得以实现[17]。1.3国外采煤机发展现状我国在于大功率的电牵引采煤机的开发上有着令人惊奇的成就，特别是其总装机功率的开发在于国际上已经处于领先位置，但是在采煤机生产能力和各种复杂地形条件下采煤机的工作可靠性、对不同煤层的采煤机智能调高技术、采煤机牵引部的交流变频电牵引技术、采煤机与地面人员的通讯与远程控制技术、采煤机工作状况实时观测和采煤机自动检测故障并实时诊断技术等方面与国际领先技术仍存在无法忽视的不足。国外采煤机发展起步较早，各项技术比较成熟，并能够在使用中发现不足问题所在，不断完善自己的技术，始终保持着自己技术的发展，一直保持在一定的领先地位，而且在技术转化为经济效益、生产与科研成果结合的速度也一直领先于国内。德国作为世界机械制造最为发达的国家之一，德国Eickhoff公司研制出世界上的第一台直流电牵引（他励）采煤机，电牵引采煤机的综合性能较液压牵引采煤机优势明显。1980年经改良的EDW—450L型机械在矿区投入使用，平均日产高达八千吨，产量较液压牵引采煤机提高了近七成。该采煤机在发布九年后创下了日产近两万六千吨的纪录，后续又自己打破记录，创下了日产三万四千吨的新纪录。1999年，德国艾柯夫公司成功设计的出了新型的SL300型电牵引采煤机，这个新型采煤机的牵引功率可以达到160kW，其功率由两个牵引电机提供，故而采用了采煤机中一个变频器拖动另一个变频器的新系统，能够实现采煤机内部的自行制动，在复杂的工作环境中表现良好。而且总装机功率还在不断增加，已经达到近两千四百千瓦单项牵引功率已经达到150kw。美国作为发达国家中的发达国家，自然不甘落后，在德国研制成功第一台电采煤机不久，美国一家公司于不久后也研制出1LS电牵引采煤机。以后不断改良设计先后生产了多种该系列的采煤机在九十年代中期就生产出截割电动机总功率达到1200kw，在当时世界上采煤机功率中属于佼佼者。1988年美国第三代电牵引采煤机在生产中创造了多项生产记录。无论在采煤机的总装机功率，还是全员效率，以及采煤机的可用率上，都处于世界的领先地位。美国公司与2011年改良了第七代电牵引采煤机，改良的电牵引采煤机在薄煤层开采作业中有很强的适应性，这个机型的特点是将控制系统外置于采煤机牵引部，这种布局使得自身结构得到很大的简化，其截割部完全利用智能控制，可充分实现智能化采煤，其装机功率达到了820kW，具有非常强的适应能力。英国作为曾经的日不落帝国，虽然现在有些没落，但实力仍不容小觑。在七十年代末，英国的朗艾道公司研制并投产了的伊莱克特拉550型直流牵引采煤机是世界上的第一台截割电机水平安装在摇臂上的多点机，然后该公司1984年生产了第一台伊莱克特拉550直流（复励）电牵引采煤机。然后该公司又为增大采煤机的整体功率而进行研究，最终开发出了功率达到一千千瓦的直流牵引采煤机，该机型在未来几年创造了诸多世界纪录。曾经的超级大国苏联在先进的技术上也不会落后于人，在二十世纪九十年代初期共有231台电牵引采煤机在井下投入使用，居世界首位。前苏联在二十世纪九十年代也开发出了交流电牵引采煤机，但与其他机型相比较，它的功率相对较小，性能也较低。同属发达国家的日本，虽国土面积小，但技术丝毫不落下风，在1990年，在原有基础上生产出了智能化的控制系统，并在多类型采煤机上使用，有工作区域远程控制、实时工作状况监控、对负载自行控制、复杂煤层摇臂的自动调高和开采位置定位、自动采煤机自身故障诊断及采煤机工作数据传输等功能。于2003年，捷克的TM公司刚刚成立，起步较晚但效率较高，研发出诸多先进采煤机，其中部分采煤机的装机总功率已达到321.5kW，牵引力达到2×220kN。近年来，捷克与中国公司合作，开发出交流电牵引采煤机KSE-344型薄煤层采煤机，以之前研发出的机型为蓝本，促进两国在该项目上的合作国外的电牵引采煤机经过从上个世纪七十年代开始进行研发发展，至今已有了非常大的成就，在于各类参数上都超过我国现有的一些研发水准。他们在于综采率上的领先优势是非常明显的，我国仅能达到百分之四十至五十左右的综采率，然而国外先进的一些采煤机在工作面生产工作中已经能够达到百分之八十甚至能够达到百分百的综采率，这对于我国现有的机型进行改进优化的过程中是有着很强的借鉴价值的。现有的国外采煤机技术的发展趋势也是我们需要了解并且实时跟进的，只有更好的吸收国外这些优秀机型的长处，并将其运用于我国自主研发的机型身上，才能够让我们追赶上国外的步伐，甚至是反超国外的先进技术。现今国外采煤机技术的发展主要有以下这么几个方面。首先是在于其开采技术的方面。一个良好的生产环境永远离不开科学化的管理，没有系统而且合理的管理方案生产工作只会事倍功半，故而国外近年来加强了对于井下开采过程中对于其人员的工作安排的科学化，进行合理的组织，使得设备能够物尽其用，并能够通过这些措施，达到生产时高产高效；矿井的规模永远是开采过程中无法忽视的一个问题，如何合理的分配该矿井的规模，使其能够让采煤机在开采过程中更好地匹配上工作环境，是非常重要的一个研究，所以近年来，国外针对每个煤层中煤矿资源的储存条件，对每个矿井设计时，仅保留一个长壁工作面，其工作面长度可达二百至二百五十米左右，走向长度也能够达到一千五百到两千米；因为矿井都是处于地表下较深处，所以矿井的通风条件也深深的影响着井下工作人员和采煤机开采过程中的安全问题，其中一些每天生产三到四百万吨的井下工作面的通风散热、降低粉尘量都是其开采过程中不能够忽视的问题，故而国外在针对这类问题，对一些危险矿井进行加强其通风的条件，在瓦斯量或是粉尘量有超标迹象时对其进行预先抽气或是加大排风扇的功率；现今世界上各类智能化机械已经层出不穷，对于采煤机的机械智能化也已经大部分得到了实现，在井下工作面上的各类设备都已经智能化自动化，能够自行通过计算机以及各类传感器，保证井下工作设备的工作状况实时地汇总到地面监测人员手上，减少了人员下井进行观测时发生意外的可能性。而且还能够自动对井下设备的自身稳定情况进行判断及预报，即便突然损坏，也能够通过监测数据中判断出设备的哪个部分出问题，进行专业性维修。再就是在于对采煤机械的研发方面。现今采煤机械的要求不断提升，原有的旧型号的采煤机已经不断被淘汰，其主要原因就是在于其功率上，如何在适应煤层的复杂条件情况下保证其有着更大的功率成了现在国外针对采煤机设计过程中一个重要考量因素；截割速度是对采煤机设计中一个至关重要的环节，现今国外加深了对其的研究，通过了解采煤机与其配套设备之间的联系之处，探寻到最为适合的切割速度，以达到更好的运行效率；滚筒以及截齿是一台采煤机真正与煤矿相接触的部分，其重要性不言而喻，国外针对截割滚筒的研究一直都没有停歇，其中美国对滚筒的通风系统有了一个新的发现，将其改变为中心轴喷水装置后，尘埃减少量几乎是原来的三倍，但是还有一定的局限性但是国外仍在积极的研究中。近些年来，国外加深了对于圆柄截齿，这种截齿会使收到的负荷增加，但是齿数的增加，让其使用寿命增加了不少。东北电力大学本科毕业论文第2章采煤机总体方案设计2.1采煤机简介2.1.1采煤机的构成电牵引采煤机在适应大功率采煤机对牵引性能和可靠性的要求，以及适应工作面倾角较大时可能下滑的安全要求。滚筒显示器，目前功能相对较少，智能化程度较低，只给采煤机提供滚筒位置高低的信息。个别的采煤机装有自动调高系统，利用煤岩界面传感器或记忆顶底板变化的计算机程序来自动调高，以适应顶底板变化和滚筒高度变化的一致性。采煤机位置显示器主要用于采煤机及液压支架联控系统，此系统根据采煤机的位置，自动地控制液压支架(电液控制)的各种动作，使采煤机与支架保持合理的步距，作到紧跟快移，以节省工时，提高生产率。附属装置包括翻转挡煤板机构、采煤机机身调斜液压缸、滚筒调高液压缸、采煤机导向装置、电动机和减速器以及摇臂的冷却系统、喷雾降尘系统等。2.1.2主要技术参数MG300/700-WD型采煤机的主要技术参数如下：一、适应煤层采高范围(m)：1.8~4.0煤层倾角(°)：≤45煤质硬度：中硬或中硬以上二、总体截深(mm)：630最大不可拆卸尺寸(mm)：3220×1030×830装机功率：2×300＋2×40＋18.5电压(V)：1140机重(t)：42三、截割部截割功率(kW)：2×300摇臂长度(mm)：2267摇臂摆动中心距(mm)：5918滚筒转速(r/min)：40滚筒直径(mm)：φ1600四、配套工作面刮板输送机型号：730系列、764系列、830系列2.1.3结构特点一、MG300/700-WD型采煤机整体分布使用的是将截割电动机进行横向布置，多台电动机同时驱动，删去了旧型号的采煤机中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴的弱项环节。整个机身拆分为了四个部分，每个部件都不再各自关联，各有其应有的位置，机身机构的可靠性大大增强，使得维护变得简易。二、总装功率非常可观，介个电动机共提供600kW的功率到，牵引电动机共提供80kW给与牵引部[13]，摇臂调高电机的功率为20kW，其总装机功率达700kW。三、采煤机的牵引电动机、调高电动机、截割电动机、过滤器等等重要部件都可以从机身侧面抽出，便于在损坏时进行替换和修理。四、采煤机机身的各大部件之间都是会用液压螺母，具有较高强度的螺栓以及定位销进行联接，使得机身整体结构联接有着较高的可靠性且联接强度大。五、有着比较强的牵引性能、牵引速度大，截割强度也优于类似机型，最大设计牵引力可达600kN。工作中牵引速度可达0~6.4m/min，调动速度为0~11m/min，足够满足高产量高效率工作面的要求。六、该机型采用整体电机系统，采用了AC3300V电压进行供电，减少了整体需要的供电电缆根数以及直径，跟有利于在复杂地形下对电缆的拖动和管理。七、该机型采用的是交流电变频率自动调速系统，该系统有较为优秀的性能，整体运行时效率较高，调速范围不局限较广，有着非常好的保护性能，不易发生电气故障。八、交流电动机的结构简单，防尘、防水、维修方便，生产运行成本较低，在煤矿井下恶劣环境中表现出了较强的适应性。九、该机型采用PLC控制系统，该系统动作准确，有着很可靠的工作性能。十、该机型采用GOT人机互动界面显示技术，能够精准显示工作状态下系统中各个主要部分的参数变化，配套有完善的采煤机自身故障诊断巡检系统，能够实现更加快速地对问题进行识别并且给出解决方案。十一、整台采煤机都采用的是电力控制系统，一点启动，可在采煤机多处进行控制，配备有远程遥控系统，使操作人员控制采煤机时更加的灵活方便且增强安全文献性。2.2结构设计方案现如今的煤矿开采地质条件越来越复杂，呈现了一种多样性，在不同的地质条件中进行煤矿开采工作时对各种各样的采煤机都有其特定的需求。而使用可以相互通换使用的主要结构部件，用于配套组装成同系列型号采煤机使其适应不同地质条件情况下的工作需求，就可以为煤矿开采带来许多的便捷。采煤机部件能够在相应的同系统互换并组装成同系统内适应不同煤层的采煤机，这就是采掘机械想要向着方便快捷方向发展的必然趋势文献。现有的MG300/700-WD型采煤机的截割部不能通用互换，使得每次进行煤矿开采时都需要分别配套准备左、右截割摇臂，对于煤矿开采成本来说是一个很大的负担。因此在这次的毕业设计中，我将其整体弯摇臂结构改为直摇臂结构，该项改进可以让左、右截割部摇臂在其壳体的上下沿着它壳体的中心线对称，这就让原本因为弯摇臂结构造成的左、右截割摇臂无法对称的问题迎刃而解。改变了其壳体结构之后，左、右截割部摇臂实现对称且有相互通换使用的可能性，对其维修和准备配件都带来了很大的便利，不再需要单独准备左右截割摇臂，也节约了相应的开采成本。2.3截割部传动方案2.3.1传动方案的确定采煤机截割部的本质就是一个高传动比适用于大功率的减速器，用以满足截割滚筒的工作需求。与此同时，传动装置应当顾及到截割滚筒需要根据工作煤层高度不同实时进行高度调整的情况，使截割滚筒能够在恰当的高度上进行稳定工作。采煤机中，截割所损耗的功率几乎是占了整台采煤机功率的百分之八十到百分之九十，据此要求设计出来的截割部的传动装置必须具有高强度、高刚度、高可靠性和高传动效率，润滑情况较好，密封严实、有充分的降温条件。本次毕业设计传动方案拟采用的是：截割电动机输出高转矩低转速的动力到之齿轮减速器，通过二级直齿减速传动装置传递动力给行星齿轮减速机构，最后经将高转矩低转速的动力输出给滚筒，使其达到需要的转速。在该传动方式中，电动机轴与滚筒轴采用相互平行安装，删除了旧型号采煤机中常需更换的锥形齿轮，使得整体传动更加直观，而且使其有了更大的调整高度范围，而整体减少了其长度，在复杂煤矿开采环境下有更好的应用。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可用以改变转速、转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。传动装置的设计对整台机器的性能、尺寸、重量和成本都有很大影响，因此应当合理地拟定传动方案。图2-1方案一由MG300/700-WD系列采煤机适用范围可知适用于中厚煤层综采工作面，采高2.2~4.2m图2-1方案一图2-2方案二由MG300/700-WD系列采煤机的技术参数要求可知，此采煤机摆臂长度约为2164mm，可以看出方案一的摆臂长度达不到要求，所以为加长摆臂长度，在原有的传动装置之间加惰轮以达目的，改进后的方案如图2图2-2方案二摇臂减速器的原理建模图如图2-3、2-4所示。图2图2-3图2-42.3.2电机选择由设计要求中给出的参数可知，该采煤机的总截割部功率为六百千瓦，也就是两台截割部所需的功率都为300kW。根据煤矿开采中使用的电动机在实际开采工作中的情况，电动机被要求有很高的防爆炸和防电火花四溢伤人的安全性能，用来保障电动机在含煤尘和瓦斯极易发生爆炸的空气中平稳运行，而且电动机要具有极高的安全性，启动转矩大，过载能力强，工作效率高。根据以上要求，查阅相关的电机资料后选择了由抚顺煤矿电机制造有限公司生产的采煤机用隔爆型三相鼠笼异步电动机YBC3-300。图2-5YBC3-300电动机外形尺寸如图图2-5YBC3-300电动机外形尺寸2.4截割部传动方案2.4.1传动方案的确定截割部的作用是将截割电机的动力经过到截割滚筒上，用以满足截割滚筒的工作需求。与此同时，传动装置应当顾及到截割滚筒需要根据工作煤层高度不同实时进行高度调整的情况，使截割滚筒能够在恰当的高度上进行稳定工作。采煤机中，截割所损耗的功率几乎是占了整台采煤机功率的百分之八十到百分之九十，据此要求设计出来的截割部的传动装置必须具有高强度、高刚度、高可靠性和高传动效率，润滑情况较好，密封严实、有充分的降温条件。本次毕业设计选定的采煤机传动方案采用的是：电动机输出动力经二级直齿减速传动传递动力给行星齿轮减速机构，最后经将动力输出给滚筒，使其达到需要的转速。在该传动方式中，电动机轴与滚筒轴采用相互平行安装，删除了旧型号采煤机中常需更换的锥形齿轮，使得整体传动更加直观，而且使其有了更大的调整高度范围，而整体减少了其长度，在复杂煤矿开采环境下有更好的应用。2.4.2确定总传动比采煤机截割滚筒截割速度可以通过截割滚筒的转速和截割滚筒的直径计算而得出，降低采煤机采煤过程中产生的粉尘与细煤最有效的方法。但对于形成一些易燃易爆粉尘和影响多是截割速度，却并不是截割滚筒的转速。总传动比i总i总=n——电动机满载转速，rn滚——滚筒转速，2.4.3分配传动比合理恰当的对传动比进行分配，可以使得传动装置有比较紧凑的外廓尺寸亦或是得到较为合适的整体重量，从而达到减少其制造成本和使得结构较为紧凑；也能够让传动部件的圆周方向速度减小，从而减小该传动部件所受的动载荷亦或是降低其传动精度等级；还能够提供一个良好的润滑环境给予传动部件。要同时完成上述几个方面的要求不免有些强人所难，因此应当按照设计要求，实际考虑传动比分配方案，满足一些主要要求。由于在复杂矿井工作过程中，采煤机经常出现超过载荷和承受瞬时冲击载荷的现象，其设备的维修受到矿井下地形影响，有很大的困难，所以空间限制非常严格。故在此对于行星齿轮减速装置提出了较高的要求，所以，要进行传动比的分配就需要先确定行星减速机构的传动比。本次设计采用的是单级NGW型行星减速装置，其传动原理图如图2.8(a)所示，定向装配图如图2.8(b)所示。图2图2-6NGW型行星减速机构传动原理图该机构在多种工作条件下都可以使用，该型号的行星传动减速机构的使用效率η大致为98%，传动比一般在为3~9之间，最大值不超过13.7。参照MG300/700-WD型采煤机减速机构中对于各齿轮齿数分配的原则，并且考虑到采煤机的机身高度会受到地形的严格限制，根据截割部的每级传动比正常情况下为ij≤3~i1=2.64；i2=用以上数据进行传动误差的检验，总误差为：δ=(36.75－2.64×2.04×2.29×5.74)÷36.75=0.1%<5%未超出误差范围，故而合适。2.4.4各级传动参数计算各轴的转速计算：从电机输出的第一轴轴算起，按顺序对各轴命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ轴。Ⅰ轴n1=1Ⅱ轴n3=n1/Ⅳ轴n4=n3/各轴的载荷计算：Ⅰ轴P1=P∙η1∙η2=Ⅱ轴P2=P1∙η1∙ηⅢ轴P3=P2∙η1∙η2Ⅳ轴P4=P3∙η1∙η2Ⅴ轴P5=P4∙η1∙η2Ⅵ轴P6=P5∙η1∙Ⅶ轴P7=P6∙η1∙η2上式中η1——滚动轴承的效率η1η2——圆柱直齿齿轮传动效率η2η3——花键效率η3各轴的转矩计算：Ⅰ轴T1=9550P1n1=9550Ⅲ轴T3=9550P3n3=将以上计算结果填入下表（表2.1），以供后续设计计算使用。表2-1各级传动计算结果轴号输出功率P（kW）转速n（r/min）输出转矩T（N∙m）传动比Ⅰ轴291.114701891.22.64Ⅱ轴276.8Ⅲ轴263.2556.84727.2Ⅳ轴250.2272.99168.12.04Ⅴ轴237.9Ⅵ轴226.2Ⅶ轴215.1第三章截割部齿轮设计第3章截割部齿轮设计3.1传动系统参数确定传动系统参数计算如下：Ⅰ轴（与电动机联接的轴）n1=1470rP1=300T1=9550PⅡ轴n2=n1P2=PT2=T牵三轴n3=nP3=PT3η=ηb×式中滚动轴承效率圆柱齿轮传动效率3.2高速级齿轮设计计算3.2.1选定齿轮类型、材料1)选用直齿圆柱齿轮传动2)材料选择：齿轮材料选用合金结构钢含碳量0.2%左右，含锰1%左右，含钛1%左右，热处理，该种材料结构较强，大各项数据均能够满足结构硬度要求。许用应力[σH][σH]=KNσlim式中S——疲劳强度的安全系数KNσlim根据要求取小齿轮的接触疲劳极限σHlim1=1450MPa，大齿轮接触疲劳极限σHσHlim1σFlim3.2.2主要参数确定（1）确定中心距初步选取，由于工作环境关系载荷系数应取较大值所以：K=2.0选,齿宽系数许用接触应力σ小齿轮传递转矩Tα≥A取200mm(2)确定模数、齿数、齿宽等几何参数(3-12)取由得实际传动比：i齿宽暂定小齿轮分度圆直径：d由上式确定大齿轮分度圆直径：由中心距确定啮合角cosa''=23。中心距变动系数(3-14)变位中心距mm(3-15)取齿顶高变动系数由此可推断出齿顶高ℎa1=ℎa所以齿根高由上计算不难推断出齿高3.2.3齿轮尺寸首先需要确定的是齿顶圆直径接下来确定的是齿根圆直径齿根圆作用很大我们可以由此来绘制出齿形草图[18]。由此可以算出齿轮的圆周速度V=齿轮精度等级取7级。3.2.4齿面接触强度核算1)计算分度圆的切向力（它是检验轮齿强度最基本的参数之一）FtFt=2000T2)齿轮的使用系数（根据实际工作情况分析取得）3)求精度系数C(3-18)(3-19)4)齿向载荷分布系数；在齿轮装配过程中(3-20)5)同时还有一个较为重要的参数齿向载荷分配系数KHaKAFt经计算求得；6)选取节点区域系数ZH(3-22)7)零件弹性系数:;该数值主要衡量物体对外界力量的反应激烈程度。8)齿轮的端面重合度系数：这个参数表示同时啮合的齿数，数值越大，同时啮合齿数越多。9)小、大齿轮啮合系数ZB、ZD10)根据以求得数据计算结构接触应力过程如下σH1=ΖBKAσH211)由电动机参数计算应力的循环次数NL1=60n1t=60×1470×50000=4.4×109按公式进行计算12)油膜的影响系数、、查阅资料确定，该数值通常取1.13)齿面工作硬化系数14)尺寸系数15)安全系数SH13.2.5轮齿弯曲强度核算1)齿向载荷分布系数(3-26)2)齿向载荷分配系数3)齿形系数当量齿数ΥFa1=2.054)重合度系数Υ5)计算齿根应力σσ6)齿轮应力修正系数(3-27)7)SS、数值均较大，均大于的要求，验算合格。3.3低速级齿轮设计计算3.3.1选定齿轮类型、材料1)选直齿圆柱齿轮传动2)选取齿轮：小齿轮材料：30CrNi3，由于工作环境要求还需要对材料进行调质，以此来达到HBS241的要求大齿轮材料选择40CrMo，要求HBS介于207与269之间3.3.2初步确定主要参数(1)确定中心距选取,根据工作环境载荷系数K取2.0，ψd取齿宽系数许用接触应力小齿轮传递转矩T=735.98N•m中心距：(3-28)A取280mm(2)确定模数、齿数变为系数等参数(3-29)实际传动比齿宽由以上结果不难推算出：分度圆（小齿轮）分度圆（大齿轮）啮合角(3-30)接下来计算的是变动系数（中心距）y(3-31)由上式可以求得在变位工作时的中心距变动系数（齿顶高）3.3.3齿轮尺寸由已经求得的参数确定齿顶高(3-32)(3-33)同理齿根高(3-34)(3-35)齿高h(3-36)(3-37)由上面数据可以求出齿顶圆直径(3-38)(3-39)同理齿根圆直径(3-40)(3-41)齿轮圆周速度V=齿轮精度等级为7级3.3.4齿面接触强度核算1)由齿轮尺寸与电机功率求分度圆切向力Ft(3-42)式中T为输入的转矩2)使用系数3)动载荷系数4)齿向载荷分布系数ΚHΒ、(3-43)(3-44)得6)节点区域系数7)弹性系数Ζ8)端面重合度系数9)小齿轮、大齿轮啮合系数ΖB10)计算接触应力式中ZH11)NL1=60n1t=60×560×50000=1.7×1NL2=60n2t=60×280×50000=8.4×1(3-47)(3-48)12)润滑系数13)尺寸系数14)S式中，齿面工作硬化系数ΖW1=1.113.3.5齿轮弯曲强度核算1)齿向载荷分布系数(3-49)(3-50)2)齿向载荷系数3)齿形系数4)重合度系数(3-51)5)计算齿根应力(3-52)(3-53)6)齿轮应力修正系数7)(3-54)(3-55)、均达到14-1-110规定较高可靠时最安全系数的要求，齿轮弯曲强度核算通过。3.4齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定经过之前的计算，已知：输出功率P7=215.1kW，转速n零件材料选用20CrNi2MoA，据要求，需要对齿轮表面进行热处理。由于该部分结构与截割滚筒较近所以很容易承受工作中的重载荷，所以该部分材料选择18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经加工处理后，表面会有很高的硬度以及耐磨性，然而其心部有会有高强度和高韧性及低缺口敏感性的等特点。3.5行星齿轮设计传动比的分配顾名思义就是对于之前计算所得的总传动比进行合理的分配。各级传动比如何进行取值，是设计中的重要环节。合理恰当的对传动比进行分配，可以使得传动装置有比较紧凑的外廓尺寸亦或是得到较为合适的整体重量，从而达到减少其制造成本和使得结构较为紧凑；也能够让传动部件的圆周方向速度减小，从而减小该传动部件所受的动载荷亦或是降低其传动精度等级；还能够提供一个良好的润滑环境给予传动部件。要同时完成上述几个方面的要求不免有些强人所难，因此应当按照设计要求，实际考虑传动比分配方案，满足一些主要要求。由于在复杂矿井工作过程中，采煤机经常出现超过载荷和承受瞬时冲击载荷的现象，其设备的维修受到矿井下地形影响，有很大的困难，所以空间限制非常严格。故在此对于行星齿轮减速装置提出了较高的要求，所以，要进行传动比的分配就需要先确定行星减速机构的传动比。本次设计采用的是单级NGW型行星减速装置，其传动原理图如图3.1(a)所示，定向装配图如图3.1(b)所示。该机构在整个传动装置运转过程中，轴线04—04是可以进行转动的[16]。3.5.1行星齿轮高速级计算1)配齿计算选择行星齿轮数目取C确定齿轮齿数(3-56)(3-57)(3-58)(3-59)啮合角2)计算传动中心距和模数输入转矩T设载荷不均匀系数转矩T齿数比齿轮材料选用18Cr2Ni4W，经淬火处理，齿面硬度要求在57与61HRC之间，内齿圈硬度要求在262与302HBS之间。(3-60)取齿宽系数载荷系数中心距a(3-61)模数取标准值由上式推算出传动未变位时中心距(3-63)按预取啮合角y则中心距取实际中心距3)计算A-C传动中的参数(3-64)(3-65)式中为A-C传动的实际中心距变动系数；为啮合角。4)传动变位系数(3-66)校核在许用区域内可用分配变位系数5)计算C-B传动中心距变动系数和啮合角C-B传动时未变位时的中心距(3-67)则6)计算C-B传动变为系数(3-68)校核、在许用区域内分配变位系数(3-69)7)几何尺寸计算计算结构中各零部件尺寸(3-70)(3-71)(3-72)(3-73)d(3-74)(3-75)(3-76)(3-77)(3-78)(3-79)行星轮齿宽(3-80)内齿轮B尺寸(3-81)齿顶圆齿根圆基圆直径3.5.2啮合要素计算1、A-C传动端面重合度(1)端面啮合长度(3-82)(2)顶圆齿形曲率半径(3-83)太阳轮行星轮(3)端面重合度(3-84)2、C-B端面重合度(1)顶圆(3-85)行星轮内齿轮(2)端面啮合长度(3-86)(3)端面重合度(3-87)3.5.3齿轮强度计算1、A-C传动(1)确定计算负荷名义转矩(3-88)(2)应力循环次数N(3-89)(3-90)(3-91)—太阳轮相对行星架的转速；—寿命期内要求总运转时间。(3)确定强度系数1)使用系数2)动负荷系数(3-92)查表6级精度3)齿向载荷分布系数、(3-93)(3-94)(3-95)(3-96)4)节点区域系数(3-97)5)弹性系数6)载荷作用齿轮系数图13-1-437)重合度系数Ζε(3-98)(3-99)(4)齿数比u=(5)接触应力基本值(3-100)(6)(3-101)(7)弯曲应力基本值(3-102)(8)齿根弯曲应力(3-103)(9)确定许用接触应力各种系数1)寿命系数表14-1-1082)粗糙度系数因大小齿轮为硬齿面3)工作硬化系数(10)许用接触应力(3-104)(11)接触强度安全系数(3-105)(12)确定许用弯曲应力系数1)试验齿轮修正系数2)寿命系数3)齿根表面状况系数4)齿根圆角敏感系数5)尺寸系数13)许用弯曲应力(3-106)(3-107)(14)弯曲强度安全系数(3-108)3.5.4行星齿轮低速级计算(1)齿轮材料、热处理材料20CrNi2MoA表面渗碳淬火处理，表面硬度57-61HRC试验齿面接触疲劳极限齿根弯曲疲劳极限太阳轮行星轮内齿圈材料42CrMo调质处理，硬度齿轮接触疲劳极限齿轮弯曲疲劳极限(2)初步确定主要参数1)低速级输入转矩2)配齿计算选行星齿轮数目取(3-109)(3-110)(3-112)若取则采用角变位初取啮合角3)按接触强度初算传动中心距和模数设载荷不均匀系数在传动中太阳轮传递的转矩(3-113)齿数比(3-114)取齿宽系数载荷系数按齿面强度计算中心距a(3-115)模数取则传动未变位时中心距(3-116)按预取啮合角得传动中心距变动系数(3-117)则中心距取实际中心距3)计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角(3-119)(3-120)4)计算传动变位系数(3-121)校核在许用区域内可用分配变位系数5)计算C-B传动中心距变动系数和啮合角C-B传动时未变位时的中心距(3-122)(3-123)(3-124)6)计算C-B传动变为系数(3-125)校核、在许用区域内分配变位系数7)几何尺寸计算按表14-1-18中公式分别计算A、B、C轮分度圆直径、齿顶圆直径太阳轮A尺寸(3-126)齿顶高(3-127)—太阳轮、行星轮齿顶圆(3-128)齿根圆(3-129)太阳轮齿宽行星轮C尺寸齿顶圆齿根圆基圆直径行星轮齿宽内齿轮B尺寸(3-130)(3-131)(3-132)(3-133)3.5.5啮合要素计算1、A-C传动端面重合度(1)顶圆齿形曲率半径(3-134)中心轮行星轮(2)端面啮合长度(3-135)(3)端面重合度(3-136)2、C-B端面重合度(1)顶圆齿形曲率半径行星轮内齿轮(2)端面啮合长度(3-137)(3)端面重合度(3-138)3.5.6齿轮强度计算1、A-C传动(1)计算转矩名义转矩(3-139)(2)应力循环次数N(3-140)(3-141)(3-142)式中为太阳轮转速—寿命期内要求总运转时间(3)确定强度系数1)使用系数2)动负荷系数(3-143)6级精度3)齿向载荷分布系数、(3-144)(3-145)(3-146)(3-147)4)节点区域系数(3-148)5)弹性系数6)载荷作用齿轮系数7)重合度系数、(3-149)(3-150)(4)齿数比(5)接触应力基本值(3-151)(6)接触应力(3-152)(7)弯曲应力基本值(3-153)(8)齿根弯曲应力(3-154)(9)确定许用接触应力各种系数1)寿命系数表14-1-1082)粗糙度系数因大小齿轮为硬齿面3)工作硬化系数(10)许用接触应力(3-155)(11)接触强度安全系数(3-156)(12)确定许用弯曲应力系数1)试验齿轮修正系数2)寿命系数3)齿根表面状况系数4)齿根圆角敏感系数5)尺寸系数13)许用弯曲应力(3-157)(3-158)(14)弯曲强度安全系数(3-159)

东北电力大学本科毕业论文第4章截割部各传动轴和轴承的设计4.1轴结构设计4.1.1牵一轴(1)选择轴材料40CrMnMo(2)初步确定轴端直径A=97电机轴取一轴直径(3)轴受力分析(a)计算齿轮啮合力(4-1)(b)求水平支承力作用平面内弯矩图a(4-2)(4-3)图4-1弯矩图a(4-4)图4-1弯矩图a(c)垂直面内支承反力，作垂直平面内弯矩图b图图4-2弯矩图b(4-5)(4-6)(4-7)(d)支承反力作合成弯矩图、转矩图c图图4-3转矩图c(4-8)(4-9)(4-10)(4-11)4.1.2牵二轴结构设计(1)选择轴材料40Cr(2)轴受力分析A=97d取50mm(3)轴受力分析(a)计算齿轮啮合力(4-12)(4-13)(4-14)(4-15)(b)水平面水平弯矩图图4图4-4水平弯矩图(4-16)(4-17)(4-18)MDX=图4-5垂直平面内图4-5垂直平面内弯矩图(4-20)(4-21)MCy=RMDy==−182730N•mm(4-24)(4-25)(d)支承反力，作合成弯矩图、转矩图(4-26)(4-27)(4-28)图4-6转矩图4.1.3高速级行星轮轴直径图4-6转矩图该结构在工作过程中，单个行星轮稳定工作时的载荷，取轮架间隙，由此推算出跨距长度危险截面内弯矩行星轮轴材料45号钢调质安全系数(4-29)故行星轮轴直径取40mm4.1.4低速级行星轮直径该结构在工作过程中，单个行星轮稳定工作时的载荷，取轮架间隙，则跨距长度危险截面内弯矩行星轮轴材料45号钢调质安全系数(4-30)故行星轮轴直径取45mm4.2摇臂采煤机截割部俗称摇臂，该机截割部分左截割部和右截割部，为左右均匀分布且结构对称，除了少数个别特殊组件外，多数零件左右完全相同，可互换使用。图4-7图4-7截割部模拟图4.3摇臂的主要部件4.3.1壳体截割部壳体为左、右对称结构，是整体铸件，属弯摇臂结构。一端设有电机腔，用来安装截割电机；另一端设有与行星减速器连接部位，用来联接行星减速器；中间部分为齿轮传动腔，用来安装各级传动轴组件，并作为油池使用。另外，壳体上还设计有外喷雾冷却水套，水套中流过的水对摇臂起冷却作用，由壳体上的喷嘴喷出后形成外喷雾，起灭尘作用。该机采用弯摇臂结构，既加大了过煤空间，又可保证安装在摇臂头部的行星减速器在摇臂处于任何位置时都有油液润滑。由于行星减速器对润滑可靠性的要求，所以该机构配备了独立的润滑系统4.3.2传动轴介绍（1）一轴截割电动机所带有的外花键与联接齿轮的内花键相啮合，将动力导入外齿轮，外齿轮与二轴齿轮相啮合将动力传给二轴。（2）二轴图4.2二轴装配案图图4.2二轴装配案图（3）三轴图4.3图4.3三轴结构图（4）四轴四轴亦属于两齿轮塔式结构。其中齿轮轴上安装的变速齿轮有四种齿数，分别与三轴上的对应齿轮相啮合，实现四种变速配齿，并将动力导入四轴；齿轮轴上安装的另一个齿轮将动力传入五轴。五轴是一个惰轮轴只起到动力传输作用不做过多介绍。（5）六轴六轴上只安装有一个齿轮，分别与五轴上的对应齿轮及与行星减速器太阳轮相啮合的齿轮相啮合，将动力继续向下一级传递。4.3.3行星减速器该结构类型为NGW型行星传动机构。动力由太阳轮导入，行星架导出，完成截割部的最后一级减速，并通过其上的滚筒联接套将动力传递给滚筒。两级行星机构均为四星轮减速机构，主要油太阳轮，行星轮，内齿圈，行星架，支撑轴承，浮封环，等组成，第一级行星采用太阳轮，行星架浮动的方式，浮动灵敏，均载效果好，使寿命大大提高，第二级由于行星架要输出动力，所以采用太阳轮浮动的方式解决行星均在的问题。采用两级行星机构后，摇臂的整体尺寸的到了有效的降低，使摇臂重量减小，刚性提高，也是过煤空间增大，使直摇臂过煤空间小的矛盾得到了一定程度的解决。滚筒联接套采用平面浮动油封装置，能适应行星机构的轴向窜动，适应煤尘和煤泥水的工作环境。东北电力大学本科毕业论文设计总结在做这个课题的过程中，让我感觉到比较困难的有几个方面；(1)传动比的分配。采煤机是大型的采煤设备，因此要求传动应该比较平稳，要求传动可靠性比较高，因此对于传动比的分配方面就应该有所考虑。(2)结构的设计。采煤机由于体积比较庞大，因此在设计的过程中就尽量的