毕业设计论文ml280螺旋钻采煤机推进机构的设计

1绪论11采煤机的发展史20世纪40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机，这种采煤机是通过截链截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二点其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。其一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；其二是把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上的到应用。12我国采煤机的发展展望依靠科技进步，推进技术创新，开发高产高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技发展的主攻方向，根据世界采煤机发展潮流和煤炭科技前沿最新消息，我国采煤机应在以下方面进行攻关研究，尽快赶上世界水平。121大功率、大截深电牵引采煤机的进一步研究为了满足高产高效矿井发展的需要，增产减员，增产减面，实行合理化集中生产，拟研制截割功率2X500KW2X600KW，总装机功率1200KW1500KW以上，截深08M10M的高效电牵引采煤机；电机横向布置，框架式结构，无底托架，交流变频调速，供电电压3300V以上；强力型无链牵引系统，具有高牵引速度和牵引力；配用机载增压水泵和吸尘滚筒，操作方便，控制、保护齐全，性能良好。122大功率采煤机的工况监测、故障诊断与控制系统的研究高可靠性大功率采煤机是实现高产高效矿井合理集中生产的根本保证，采用机载计算机监测，故障诊断及自动控制系统是提高大功率采煤机可靠性和利用率的重要途径，通过开发采煤机监测传感器和机载计算机系统，以及地面中心站的故障诊断和维修管理专家系统，实现多参数工况监测和井下、地面两极预报型故障诊断及维修管理专家系统等机电一体化技术，使采煤机的技术水平、工作能力得以大幅度提高，保证高效连续生产。123应用高新技术，严格管理，提高可靠性衡量一个国家的采煤机的技术水平，首先应对其机械设备的先进行、品种、质量、可靠性、适应程度以及寿命等加以分析。我国是一个发展中国家，改革开放以来，采煤机得到了很大的发展，但生产的质量、寿命、高新技术的应用、科学管理等与世界煤炭工业发达国家相比，还存在较大的差距，国外采煤机有关部件的设计寿命是齿轮12500H，轴承20000H30000H，电机绝缘寿命4400H，滚筒可产煤300万吨。综合工作面采煤机一般都装有自动控制、诊断、数据传输、无线电遥控装置，不仅操作方便，而且能通过诊断装置预先发现故障并及时排除。我国采煤机的齿轮、轴承、滚筒、电机等主要部件的设计寿命均低于国外水平。采煤机大部分不具有监控、诊断保护功能，不能预报诊断故障，不能保证采煤机经常处于正常状态。我国要求采煤机出150万T200万T煤而不大修，实际上与要求还有距离。为了满足高产高效综采工作面快速割煤提高生产力的需要，克服液压牵引的繁杂，电牵引采煤机是采煤机发展的一个趋势。与目前最先进国外采煤机相比，国内电牵引采煤机在总体参数性能方面尚有较大差距，某些关键部件的性能、功能、适应范围还有待完善和提高，尤其是无线监测、故障诊断及预报、信号传输与采煤机自动控制、传感器等智能化技术和机械部件的可靠性、寿命与国外相比差距甚大。根据我国煤炭生产要求和采煤机发展趋势以及针对国内电牵引采煤机存在的差距，今后主要研究内容如下进一步完善和提高交流变频调速系统的可靠性。重点完善和提高系统装置抗震、散热和防潮性能；研究可靠的微机电气控制系统，重点提高采煤机机电控制系统的抗干扰、抗热效应的能力；开发或增强电控系统的监控功能，重点研究故障诊断与专家系统、工况监测、显示与信息传输系统、工作面采煤机自动运行控制系统、自适应变频电路的漏电监测与保护技术、摇臂自动调高系统等；开发四象限运行的矿用交流变频调速装置，使采煤机能适应较大倾角煤层开采的需要；开发单机功率600KW,总装机功率1500KW的大功率电牵引采煤机；电牵引采煤机的可利用率、可靠性和寿命的研究。13螺旋钻采煤机的概述螺旋钻采煤法在我国刚刚起步，主要用于薄煤层开采，它属于一种无人工作面开采方法。工人在支护条件良好的巷道中工作，彻底地改变了薄煤层回采工人在工作面内爬行的工作状况，安全有了可靠的保障。螺旋钻采煤机是在用于露天开采的螺旋钻机的基础上逐步改造成型的。自20世纪70年代开始，原苏联在这方面做了大量的研究试验工作。乌克兰在原有的基础上研制出2种新型的螺旋钻采煤机，并推备批量生产形成规模。螺旋钻采煤机可以从巷道两侧双向钻孔采煤，不需要辅助的转载设备便可回收落煤。新汶矿务局也准备从国外进口螺旋钻采煤机，用于开采薄煤层。螺旋钻采煤法的关键设备是螺旋钻采煤机。乌克兰研制了H1D/M型螺旋钻采煤机，在该机型基础上又研制出2种新型的螺旋钻采煤机。这2种型号螺旋钻采煤机的工作原理、结构和开采工艺基本相同，都采用电机主传动、液压推进的工作方式，并由主机、钻具、多功能操作台、单轨吊、支撑液压千斤顶、钻机行走腰带、接长和叠放螺旋钻杆的装置、液压泵站和风机等组成。变量液压泵，用于驱动钻架座和退钻座的移动机构、钻机固定机构和定位机构，以及移动和操纵钻机。该机工作时，用设在机架四角4个液压千斤顶支撑在巷道的顶底板间，用来支撑钻机；另外用2个副向液压千斤顶承受钻进时的推力。钻机由履带行走机构在巷道内移动。螺旋钻采煤机的工作机构是螺旋钻具，它由钻头和成对的螺旋钻扦组成。钻具部分可根据不同的开采和地质条件安装24个钻头，平行地钻进24个钻孔，并能部分地破碎各钻孔间的煤枝。这样钻孔的宽度可从114M调整到277M，使它的效率和煤炭资源回收率得以提高。钻具上装有5种传感器，分别监控钻孔内的瓦斯浓度、钻头旋转扭矩、钻孔间的煤柱、钻孔导向、钻头与煤层顶底板岩层间隙等情况，并通过多功能控制装置实现集中控制，较好地解决了钻孔的导向、孔内的瓦斯稀释和喷雾防尘等问题。在高瓦斯矿井，在钻机推进过程中螺旋钻杆将通风和喷水的软管系统带入钻孔内，并用单独的局部扇风机向孔内压入新鲜风流，用喷水管在钻孔内喷雾，使钻孔内的瓦斯浓度和粉尘含量达到安全标准。螺旋钻杆包括顶端螺旋、直线螺旋和连接部分。螺旋钻杆的最大螺旋叶片直径为480MM，可与直径625NM的钻头相匹配。用直径725和825MM的钻头时，在中间段的钻杆上应安装可拆卸的刮板。装设这些刮板后，在螺旋钻杆的叶片与孔壁之间存在间隙的情况下也能将煤从钻孔中指出来。螺旋钻采煤机的工作效率除了与开机钻孔时间有关外，还同钻孔深度有关。影响螺旋钻采煤机钻孔深度的主要因素是推力、动力和钻孔的倾斜。乌克兰的科研人员将英国COLLINS采煤机与螺旋钻机结合起来,将COLLINS采煤机的单钻头单钻杆改为三钻头双钻杆；将非动力切割改为动力切割；在钻头与推杆间增加了调整油缸，使钻头能够上下左右摆动，较好地解决了钻孔倾斜问题；同时增大了螺旋钻采煤机的推力和动力，使螺旋钻采煤机的钻进深度由原来的40M提高到70M。但由于钻杆是由1M2M的短钻杆连接而成，当钻孔深度超过30M后，钻杆连接机构之间的间隙将会导致钻杆的整体刚度降低，使钻进方向发生偏斜。为此，乌克兰顿涅茨克煤炭科学研究所研制了一种导向装置，可确保螺旋钻采煤机比较稳定地将钻孔打到设计深度。这种导向装置是在钻杆上设计一套导向支撑管，可使钻机在煤层的垂直和水平两个方向实现定向钻进。导向柱的伸缩量，可根据钻头的直径选择。为了提高螺旋钻采煤机的回收率，德国提出一种方法所示，它通过摇控装置使钻头在钻孔内偏转一定的角度，在回撤时使钻头可以继续落煤。通过摇控装置使钻具的一个钻头偏转一个角度，这样可单向扩孔落煤。另一种方法是通过摇控装置使2个钻头同时偏转，与孔中心线成角，便可双向扩孔落煤。螺旋钻采煤机附带有单轨吊，使钻杆安装、拆卸和搬运实现了机械化，减少了辅助时间，提高了它的有效利用率。螺旋采煤机包括两套分开的机组，螺旋钻机和回收机组，在操作中，它们共同来规定螺旋钻孔间煤柱的宽度。每台机组均由防爆电机带动液压泵，它们在各个机组上独立驱动所有液压功能。这种螺旋采煤机结合了许多特点，包括螺旋钻采煤机钻进和螺旋机刮板回收同时作业，遥控操作螺旋钻机刮板的连接和拆开，液压刮板转换机构在两个机组间供刮板和截割头使用，操作中随机储备三套螺旋钻机刮板，液压操作平衡和操纵制动块及千斤顶，液压操作顶板千斤顶带自动载荷控制装置。高度低于零点九米的超薄煤层，在理论上为不可采煤层。该项技术不仅具有用人少、劳动强度低、安全系数高、资源损失小且无需支护等特点。还使全国一千多亿吨的薄煤层储量有望得到开采，具有重要的经济和社会价值。薄煤层螺旋钻无人工作面开采是指回采工作面上无人，而是由螺旋钻机全部完成工作面内的破煤、装煤、运煤等各个工序，工作面的设备检修也都在工作面以外的巷道中进行。研制人员经过对螺旋钻机的进一步改造，其爬坡、移机、调向、机组防滑等性能均有了重大改善，其安全性、稳定性和先进性在现场得到了充分验证，工效比炮采提高了10倍，直接成本每吨降低了857元，大大减轻了工人的劳动强度，改善了工人的作业环境1。该采煤法可广泛地应用于开采围岩较稳定的薄煤层和极薄煤层，并且可以用来开采边角煤、三下压煤和回收各种煤柱。近年来，国外许多产煤大国由于特厚煤层的开采储量日益枯竭，对螺旋钻机采煤产生了极大兴趣，螺旋钻采煤成了开采缓倾斜薄煤层最有发展前景的一种采煤方法，这项采用螺旋钻采煤的新技术用人少，工效高，可使平衡表外的储量得到开采，提高了资源利用率，延长了矿井的服务年限。该项技术采用半煤岩掘进机与螺旋钻机配套，实现了前进式采煤，利用掘进出的矸石充填钻孔，实现了洁净开采，保证了煤质，有利于环境保护。螺旋钻采煤方法科学，技术路线先进，在薄煤层采用螺旋钻无人工作面开采技术填补了国内空白，达到了国际先进水平，可在类似煤层赋存条件下的矿井中推广应用，具有广泛的发展前景。14螺旋钻采煤机的市场价值我国薄煤层可采储量较大，约6150M，占煤层总可采储量的19，特别是南方及需要开采解放层的局矿和一些老矿井，薄及极薄煤层必须开采，而且薄煤层、极薄煤层的煤质一般较好。如果仍采用传统的劳动密集型方式开采薄煤层，工人劳动强度大，安全威胁极大。所以应针对不同条件选用不同的机械化生产，实现技术密集型，不断降低工人劳动强度和减少劳动力，是薄煤层开采适应市场经济的基本途径。1螺旋钻机在国外已有40多年的历史,随着该技术的不断改进,特别是90年代以来实时钻孔导向和定位技术的革新,加大了钻进深度,提高了资源回收率。当边帮压煤采用露天或井工开采难以实施或不经济时,该技术已经显示出巨大的优势。2国外螺旋钻机的成功应用为我国露天煤矿最终边帮压煤的回收开采提供了新的技术和方法。3螺旋钻机技术无论从资源回收率,还是生产成本皆优越于国内现有边帮开采技术。该技术在北露天煤矿的引进,将为该技术在国内的推广起到示范作用。4国内不少露天煤矿已开采到或即将到最终边帮,边帮下压煤数亿吨。由于这些露天煤矿地质条件复杂且煤层顶底板强度较低,不适宜采用国内现有的边帮开采方法,也不适合连续采煤机开采,而引进螺旋钻机技术使安全和经济的回收边帮压煤成为可能,因而该技术在我国露天煤矿有着广阔的发展前景。2设计要求及方案确定本课题设计一台旋旋钻采煤机，主要是应用于ML2806572薄煤层的开采，根据螺旋钻采煤机工作情况可以确定设计要求和方案。21设计要求211使用条件1、采宽19052105M。2、采深向上85M，向下45M。3、准备巷道净断面不小于112，巷道坡度，卧底不小于2M306M，通风依赖于全矿井通风负压。4、煤层厚度0609M，煤层倾角0，煤的切割的阻力不大于15350KN/M。5、煤的硬度系数。6F6、技术特征表序号参数名称单位数值1向上采煤，采深至，切割阻85M力以内20/以内35向下采煤，采深至，切割阻45MT/MIN201510075力以内20/M以内352煤层厚度M06093煤层倾角0154防爆钻头直径BSHK2DM0000000ABSHK2DM0000000A01BSHK2DM0000000A02MM6257258255钻头数量个36钻头之间的轴距MM6407采宽BSHK2DM0000000ABSHK2DM0000000A01BSHK2DM0000000A02MM1905200521058钻杆直径MM4809钻杆转速R/MIN55或6010钻杆推进速度工作状态前进后退调度状态前进后退M/MIN01001702003511钻进推力前进后退390212推进机构类型液压13液压系统的油压，不低于A1614操纵杆的作用力不低于4015机组总功率KW28016工作额定电压（三相、交流）V66017通风和降尘系统加压的18通风管的直径，不小于MM32519喷水量，不小于L/MIN5020水管喷嘴的压力，不小于MPA1521外型尺寸不大于长宽高MM148403870188422机组重量，不大于BSHK2DM0000000ABSHK2DM0000000A01BSHK2DM0000000A02T5455585757、一次移动机组的距离（两个钻孔之间的距离）为2631M。212液压系统1支撑液压缸的行程1300MM。2推进主液压缸直径125MM，杆径70MM。3副推进液压缸直径90MM，杆径56MM。4推进机构的总行程1900MM。5导向滑道直径210MM，长2555MM。6风管伸缩液压缸伸缩长度130MM（伸）、120MM（缩）。7油泵流量22L/MIN。8油箱容积350L,可波动50L。213钻杆1首节钻杆双头，直径分别为570MM、670MM、770MM。2中间钻杆直径480MM。3风筒直径320MM。4稳定器钻杆直径分别为450MM、550MM，650MM，长154050MM或157050MM。5钻杆的长度1570（加联轴器节30MM深）MM。214供电系统1、钻头电机功率132KW2。2、液压站电机功率15KW。3、单轨吊功率15KW2。4、移动变压站400KVA。22总体方案的设计本课题主要对采煤机推进机构的设计，整个推进机构在螺旋钻机机架上，整个上机身是通过两个导轨支撑的，上机可以在导轨上往复滑动，推进机构主要靠两个液压缸组来实现，每个液压缸组由三个液压缸组成，分别为两个副推进液压缸和一个主推进液压缸，通过液压缸的往复运动实现其采煤掘进过程，液压缸组通过差动连接来实现其推进行程要求，三个液压缸通过一个夹板来固定以实现其联动，主推进液压缸可以自由移动，两侧的辅助液压缸的缸体一端固定在机架上。图21推进机构推进机构的总冲程，导向器一个直径为长度为2555190M210M的厚管，传动框架沿导向器进行移动（其他尺寸见上图）。图22设计方案在传动架上装了两个一左一右的螺旋钻杆，中间钻头由左螺旋钻带动，通过两对齿轮实现等比传动。右螺旋钻杆的轴承前及减速箱的输出轴上装了3个钻头，钻头轴之间的输出距离为，两侧的钻头按煤层厚度采用不同的直径、640M625M、。7258在各种条件下中间的钻头直径，它的结构由两侧钻头的不同而625M改变，所有钻头采用通用连接。螺旋钻杆之间通过连接套传递扭矩，螺旋钻杆的根据工况条件通过优化设计可以算出其各参数。3螺旋钻杆结构参数的优化设计近年来,国内外已开始采用优化设计方法进行螺旋钻杆的结构参数设计,采煤机钻杆优化设计的任务是在满足装机功率、生产率、装载能力及制造工艺的条件下,寻求最佳钻杆结构参数和工作参数,使采出的煤平均块度最大,浮煤量和煤尘量最小,采煤机的单位能耗最低,同时钻杆的载荷波动最小,寿命最长。但普通的优化设计均未考虑到影响螺旋钻杆结构参数各因素,因此设计方案难以更好地符合客观实际。对采煤机螺旋钻杆结构参数进行优化设计,进而求解。本文选择螺旋钻杆装煤生产率作为优化设计的目标,建立了其数学模型并确定了设计变量。通过选取煤壁破碎模式、钻杆工作转速、叶片螺旋升角、钻杆强度等作为约束条件,使钻杆参数的设计结果更能符合工作实际,从而提高采煤机的工作效率。31煤机螺旋钻杆结构参数优化数学模型的建立本文在理论分析基础上,以螺旋钻杆装煤生产率为目标函数,对影响其结构参数和运动参数等可变参数作为设计变量,在一定约束条件下进行优化设计,并编程通过计算机计算,得出影响钻杆装煤生产率的几个主要可变参数的最优值和在此情况下装煤生产率的最大值,供钻杆设计、制造及研究时参考。311螺旋钻杆的装煤生产率理论分析煤块在叶片上的运动学分析2如图31所示,当螺旋钻杆装煤以转速N旋转忽略煤自重和叶片与煤块间的摩擦力,煤块在叶片作用下获得圆周速度V和沿叶片的滑动速度,1V两速度合成使煤块以的绝对速度沿叶片的法向方向运动,即NV图31煤在叶片上的运动分析但是由于煤块和叶片间的摩擦力,使变成,使绝对速度方向偏离1V12法向一个摩擦角,即方向,则在叶片平均处的速度0V0SINSINCOCOPCNCPDV将沿钻杆的轴向分解0SINCSCOPCPCV图32单头螺旋叶片钻杆截面图为了准确地计算出螺旋钻杆的最大可能装载面积,用的平面EE1Z去截螺旋叶片,与内、外螺旋线分别相交点A、B、C、D可得钻杆最大可能煤流断面积。2114COSMYGMQDLYYGIITTDLT外缘内缘任意312螺旋钻杆装煤生产率的计算设螺旋钻杆装煤时,煤流的充满系数为,则煤流实际断面积CK，因此可计算出钻杆的装煤生产率21CMQK21OS2COS42CGYGYPYGCVDLMN式中为螺旋叶片外径,MYD为螺旋叶片内径,MG为螺旋叶片厚度,M为螺旋叶片头数，取M12M为螺旋钻杆转速,R/MINN为螺旋钻杆装满系数，0406CK为煤块与叶片表面摩擦角,16为螺旋叶片导程,ML为螺旋叶片平均升角,C为螺旋叶片外缘升角,Y为螺旋叶片内缘升角,G可知,影响的参数共有9个,其中为常数、为已知量，QMYDNC、可由煤的机械物理性能、钻杆结构和煤的厚度确定、GLY、为4个不确定参数,在进行优化设计时,将其作为设计变量,则优化G设计变量X可表示为1234TTGYGXXDLA还可知,螺旋钻杆装煤生产率Q是X的函数。因此,可用如下形式构造螺旋钻杆装煤生产率的等价目标函数34234125COS2MINCOS4YCXXFDMN313螺旋叶片设计及强度校核根据牛顿第二定律，在垂直叶片和平行叶片方向上分解20SPDSFMAT2211COSCOSININ0DSGMTPGF其中211MYFVARCTG图33螺旋叶片的受力分析代入上式得221221SINCOSCOSSISINDGFTVVYFARTGFARCTGYYPMFRT式中螺旋叶片对钻粉的支持力，；PDPN钻粉的离心力，；F微小段钻粉的支持力，；MM重力角加速度，；G2/S钻粉与孔壁的摩擦力，；1FN钻粉与旋转面的摩擦力，；2钻粉与孔壁的摩擦系数；1U钻粉与旋转面的摩擦系数；2钻杆的旋转角速度；钻杆的推进速度；V钻粉离旋转轴在轴的坐标；YY螺旋升角；采煤的倾角，即钻头与水平方向的夹角；由得21SINSINDPVGYFARCTGMY21ISINYDYVMGFARCTGDY表31根据本课题所提供的参数以及参考资料1F2V030460R/MINM/S03501572035根据以上参数我们编制MATLAB程序求得叶片的最大剪切应力，MAXYM当时，MIN351708YDMAX2546NYM图35叶片的应力分析图36螺旋叶片在半径方向上的位置与受力关系由上式我们可以得到在螺旋叶片危险截面在螺旋叶片与钻杆的焊接处，在设计时只须校核处的强度满足要求，那么整个钻杆也就满足强度GYD要求，按文献，选择埋弧焊，采用角焊逢方式，查机械设计手册得，强度校核公式10160MPAL将，代入上式MAX307,104YDGAKM强度焊逢MAXAX23307074486YYLM，求得，焊逢宽度2100DGPA14M12KM314优化约束条件的建立1钻杆工作转速的约束56螺旋钻杆能将采下来的煤装进工作面输送机,为了保证螺旋钻杆在装煤过程中既不发生堵塞又不至于将煤抛过采空区,螺旋钻杆的转速必须满足如下关系12N式中为满足钻杆装煤不发生堵塞的最低临界速度,1024COSCOSQPLYGCBVHKNDLM2341012534OSCOS2QPLYXGXDMXN为防止煤块抛过采空区的最高临界速度,2N2COSCOS2/2YABGLHHD34222CS/COS0YXGXNXABG为螺旋钻杆截深,0610M为钻杆的牵引速度,M/MIN为采高,BQVHM为煤的松散系数,1517为钻杆的装煤量系数069MPKPKLK056为浮煤堆积厚度,01MA为钻杆外缘至输送机间的水平距离,0H0203MB为输送机溜槽宽度,0304MH为输送机溜槽高度,01503MG为重力加速度,98。2/S本文的钻杆转速根据工作情况，已经给定。5/MIN60/IRR或2叶片螺旋升角的约束5要使装煤的效果不至于太差,叶片螺旋升角的范围，33408GX54620GX3合理的钻杆直径57为保证螺旋叶片具有足够的装煤空间,防止堵塞或过多的循环煤量,在主轴结构布置时尽量减小钻杆直径,使叶片直径DY与钻杆直径DG保持一定的比例。一般控制71025YDGX4螺旋叶片厚度的取值88595014GXX5保证合理螺旋叶片的螺距89螺距是相邻两螺线之间的轴向距离，在确定了导程和头数以后，螺距即可求得。为了使两叶片之间的空间能顺利排煤而不被大快煤卡住，两叶片间距应为。COS40LM1022341284COS0YGXDX（6）等式约束2YYGLTDT外缘内缘则1450YGXTLD根据以上条件，采煤机螺旋钻杆结构参数优化数学模型为34234125COS2MINCOS4YCXXFXMN10234341253422233454671859COSCOS02COSCS/082004QPLYYYGXBVHKXXDMNXNHHDABGGXDGXX12234123140COS0YYGGDXXTL315模型的求解在MATLAB65中，通过计算机编程，求解得0192481653014TXF即螺旋叶片的钻杆直径192GDM螺旋叶片的导程48L螺旋升角、65G36Y螺旋叶片的厚度1螺旋钻杆的排煤量308/QMS265GYC螺旋采煤机的各种钻杆通过以上模型，在MATLAB65中编程函数求解得各种型号的钻杆的设计参数如下表32钻杆的设计参数钻杆名称YDM叶片数升角CA导程LMGD中间钻杆4801266448192首节钻杆5702282570220首节钻杆6702282670266首节钻杆7702282770305稳定器钻杆4502280452192稳定器钻杆5502282550218稳定器钻杆650228265025832钻杆轴及连接件的设计表33几种常用轴用材料的及A值轴的材料Q235A，20Q237,354540CR,35SIMN,38SIMNMO,3CR13N/2M1525203525453555A14012613511212611211297本设计中轴的材料为45号无逢钢管，根据机械设计手册（新版1）表1114查得，206EGA794PA选择25，轴的弯扭合成强度计算钻杆设计为一空心轴，钻杆传递的扭矩为，轴的外径，内径，长MGDGD度为，空心轴的用料情况可用轴的截面积，扭1570LM2/4S转稳定的临界剪应力，扭转稳定的临界剪应力MAX416GMDD（E为弹性模量）。材料的允许剪应力也为。3207BDD（1）轴上的输出转矩T6132095951095319806PTKNMN其中为联轴器的效率，取值为099,考虑动载荷以及过载,工作情况系数，取联轴器工作情况系数。2KK（2）轴的扭转强度条件根据材料力学知识，轴的扭转强度条件为416GTTDWD取25MPA1460GTGXDD扭转稳定的临界剪应力327BDDE32241600GGTGXDD图37钻杆所受挤压应力图（3）轴的扭转刚度条件取0548GTLGDD3450GLX图38钻杆所受应力图上述问题的优化设计数学模型如下21432243446070580GTGGGGDXFXDXXESTXTLGX对于该非线性问题的求解，通过计算机编写LINGO程序，求解得OBJECTIVEVALUEF1979202VARIABLEVALUEX108故螺旋钻杆的内径为108M螺旋采煤机的各种钻杆通过以上模型，在LINGO中编程求解得各内径参数如下DD表34钻杆的优化参数钻杆名称Y叶片数GDMD中间钻杆4801192108首节钻杆5702227136首节钻杆6702266159首节钻杆7702305183稳定器钻杆4502190100稳定器钻杆5502218130稳定器钻杆650225815433联接套的设计本设计中轴的材料为35SIMN，所以选择206EGA794PA35,联轴套与钻杆采用焊接方式，焊缝不低于，设联轴套的内径1M和外径分别为和，联轴套采用铸造方式成型，联轴套的设计如下图DD（1）轴上的输出转矩T6132095951095319806PTKNMN其中为联轴器的效率，取值为099,考虑动载荷以及过载,工作情况系数，取联轴器工作情况系数。2KK（2）轴的扭转强度条件由图示知，在套筒上开有四个孔，故取41052TWDD图38钻杆接结套截面示意图根据材料力学知识，轴的扭转强度条件为41605TTDWD取，则3MPA11426005TXG扭转稳定的临界剪应力，则327BDDE3212412600XTDGXX（3）轴的扭转刚度条件458TLGDD取，则03412580TLGXX（4）焊接和工艺条件为了保证足够的强度，焊缝不低于焊缝不低于，故联接套的外12M径要大于钻杆轴径的2倍焊缝以上，内径要小于得钻杆轴径，得DGDGD0GD4则42510GGXDX为了保证合理的工艺结构，即套筒的内径和外径保证一定的比列，通同时在结构上要满足强度条件的要求，通常取，则可以得056DD到其约束方程为612705GXX根据以上的约束条件，可以建立对套筒结构优化的数学模型，取设计变量，则其数学模型表达如下12XDD目标函数21054XF约束条件11232112423412425162718600570800TGXGXEXTLGSTGXDXGX求解得,123X联结套通过以上模型，在LINGO80中编程，求解得各联结套的外径和内径优化参数如下DD表34钻杆的优化参数钻杆名称GMDDMDM中间钻杆192108222132首节钻杆227136251150首节钻杆266159290174首节钻杆305183329197稳定器钻杆192108222132稳定器钻杆218130242145稳定器钻杆258154282169本章主要利用了最优化方法对螺旋钻头各参数进行的设计，通过设计出来的结论与实际工作中的钻杆进行比较，本设计的钻杆煤的输送能力提高了，在满足强度条件的情况下通过优化设计，减少了材料，因此本设计6采取的具有积极意义。4传动减速箱的设计计算41齿轮传动的设计与计算在只有两个电机同时还要带动三个钻头的情况下，只有需要加个减速箱来传动一个动力。设计时，通过左螺旋钻头带动中间钻头旋转。在这里的减速箱的设计中它既要满足可以传动动力的问题。同时还要满足等比传动，即传动比为1，还有就是它的体积尽可能小，初步所设计的减速箱如图41示图41齿轮设计示意图同时为了要保证1与3轴的转向相同。为实现使其体积较小，本文设计齿轮1、4相同，齿轮2、3相同，并且齿轮1、4小于齿轮2、3，因此它也保证了等比传动，同时使体积较小。411基本的参数1电机的功率32PKW2转速160NRM412齿轮的计算1、择齿轮的材料查表817小齿轮轴选用，20RNICMT562HRC渗碳淬火2,VBO替代材料大齿轮选用40485R，表面淬火。2、按齿面接触疲劳强度设计计算（以下设计参考机械设计工程学12）查机械手册10，齿轮的传动效率如下表41所示表41齿轮的传动效率精度等级效率7级精度（油润滑）0988级精度（油润滑）0979级精度（油润滑）096第一级齿轮模数的确定原则如下表42齿轮模数最大扭MAX/TN90020002000350035006000模数6810（1）确定齿轮传动精度等级按3102TPVN估取圆周速度045/TVMS参考表814，表815选取，齿轮第公差组8级T（2）齿宽系数D查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取08D（3）小齿轮的齿数1Z在推荐值2040中小齿轮的齿数24大齿轮的齿数40Z（4）齿数比U2140/67U（5）齿轮的转矩T由式（853）得661711329509502PNTNMA（6）载荷系数K由式（854）得18,AVKVVT,使用系数,查表820得,动载荷系数查表57得初值齿向载荷分布系数K查表60得齿向载荷分配系数,由式（855）及得01832COS40167查表821并插值12K则载荷系数K的初值T111810712TK14141T（7）弹性系数EZ查表822,18982NM（8）节点影响系数H查表884得25120,XHZ（9）重合度系数Z查表865（）得087（10）许用接触应力H由式（869）得11LIM1HNWHZSLI869接触疲劳应力查图得2LIM150/HN由式（869）得2LI2WHNZSLIM869接触疲劳应力查图得2LIM210/H（11）硬化系数WZ871W查表及说明得（12）接触强度安全系数HS查表827，按一般可靠度查11取11MIN10LHS1215036HN22109HNM故的设计初值1D1TD为2731240168950783667TTD故的设计初值22TD为27321410168950781579TTDM（13）齿轮模数M126379260810TDZM查表（14）齿轮的参数A分度圆直径的计算12402TTDZMB齿顶高的计算12HA0MC齿根高的计算F12HACM10251MD齿全高的计算1225HACME中心距A120430ZF齿宽1MIN82167309DTBM取,大齿轮,小齿轮7B81248BM413弯曲强度校核计算由公式866,，齿型系数，查公式867,2FFSFKTYBDM1FY取小轮,大轮1265FY236F应力修正系数，查图,取S8小轮,大轮1217SY重合度系数，由公式867,取Y0257/05/60许用弯曲应力，由公式871FLIM/NXYS弯曲疲劳应力，查图872,取LIF，2LIM10/FN2LIM210/FN弯曲寿命系数，查图873,取Y12N尺寸系数，查图874,取XY安全系数，查表827,取FS13则1LIM11/FNXFYS2038465/2LIM2FNXFYS210/37691112FFSKTYBD740265107897N/MF212FFSKTYBD7410982361706372N/MF故弯曲疲劳强度满足要求。42轴的设计计算421按扭转强度概略计算轴径由前面计算出来的齿轮直径，本文设计1、3轴为齿轮轴，现在本位主要对第2根轴进行的计算。1）选用45号钢，调质。查表“轴的常用材料及其机械性能”得142650MNB3S21530MN查表“轴的许用弯曲应力”得29B按式计算轴的直径3NPCDC为与许用扭转应力有关的系数C11012KW60MINR31D所以，取4065150DM422计算支反力和绘弯扭矩图由图41可知第2根轴的受力情况，它一方面受到齿轮1、3对它的作用力，同时该轴还有轴承对它的支撑作用力。设计时，各段长度为13250LM根据受力分析和材料力学知识，计算其支反力和绘出其弯扭矩图，如下所示（A）示意图B垂直面受力图C垂直面弯矩图D水平面受力图E水平面弯矩图F合成弯矩图G扭矩图剖面EE与剖面CC之间的转矩49510TPNK9550000132/65099153120NM4其中17508TFN2TTAN1R0758263NTAN2RF0175863725N1）垂直平面内支承点A的支反力LLFRTTVA3232175080175801N垂直平面内支承点B的支反力LLFRTTVB21217508750801N2垂直平面内剖面CC处的弯矩3LRMVBC1750826NM垂直平面内剖面EE处的弯矩17508VEL26NM3水平平面内支承点A的支反力LLFRRRHA32132675067501249N水平平面内支承点B的支反力LLFRRRHB121263750637250249N5水平平面内剖面CC处的弯矩3LRMHBC2549018CNM水平平面内剖面EE处的弯矩1LRHAE2549038EMNM5剖面CC处的合成弯矩22VHC26385425910CMNM剖面EE处的合成弯矩2EVEH26385425910EMNM同样对于第1、3轴的设计和校核也可以类似轴2的方式进行。423强度精确校核（验算安全系数）根据轴的结构和弯矩图及扭矩图可见，剖面EE为危险截面，故对之作精确校核。1）查表“螺纹、键、花键、横孔处及配合的边缘处有效应力集中系数、”得过盈配合为时的应力集中系数K67RH164K52）查表“尺寸系数、”（按毛坯尺寸），得尺寸系数0813）查表“不同表面粗糙度的表面质量系数”（按表面磨削考虑）得表面质量系数14）综合影响系数KK164083KK14508275）弯曲应力幅EAWM其中EDTTBD232180EMB2T57则3601EWM7295601A24NM6）平均应力MA242015N7）扭转应力幅TEAW其中35094167NMDTTBDTE23235601W218753ANM8）扭转平均应力206MA9）只考虑正应力时的安全系数2650NB3S215M30NMBAKS13036425421567S只考虑切应力时的安全系数MBAK15784037185379061S则工作安全系数S222305761S按材质不够均匀，计算不够精确。查表“轴的许用安全系数”得S1518可知S故轴满足强度要求。5推进液压缸、机架以及导轨的设计51液压缸的设计采煤机的推进机构采用由液压作为推进的驱动力，根据采煤机的工作情况1、的切割的阻力不大于。350/KNM2、支撑液压缸的行程。13、推进机构的总行程。94、液压系统的油压，不低于16。A图51推进机构设计示意图采煤机在工作时，受到切割阻力和推进阻力，根据煤层对钻头的作用力，以及螺旋钻杆在前进和后退时受到的阻力，可以计算推进液压缸作用在活塞上的载荷，油液作用在单位面积上的压强15FPPAA作用在活塞上的载荷，N2活塞的有效工作面积，M从上式可知，压力值的建立是由载荷的存在而产生的，在同一个活塞的有效工作面积上载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。最高允许压力，也是动态试验压力，是液压缸能用以长期工作的压力，MAXP是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。各国规范通常规定为MAX15PPM为公称压力根据液压缸的总行程和推进运动动作，初步设计液压钢如下图52推进液压示意图511钢筒的设计计算图53位移循环图在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。A、运动分析主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图LT，速度循环图VT，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。1位移循环图LT图41为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标T表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。2速度循环图VT或VL工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图54为三种类型液压缸的VT图图54速度循环图第一种如图54中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。VT图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。B、动力分析动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸的负载情况。1液压缸的负载及负载循环图1液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成CFIMBFF式中为切割阻力；为摩擦阻力；为惯性阻力；为密封阻力；CFFIMF为排油阻力。B图55导轨形式切割阻力CF螺旋采煤机的最大截割阻力为，由于本推进机构采用2MAX350KN个液压缸系统，故A172C表51摩擦因数F导轨类型导轨材料运动状态摩擦因数F滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速V016M/S高速V016M/S01502001012005008滚动导轨铸铁对滚柱珠淬火钢导轨对滚柱珠00500200030006静压导轨铸铁0005摩擦阻力FF为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其计算方法可查机械设计设计手册。图55为最常见的两种导轨形式，其摩擦阻力的值为平导轨FNFV形导轨/SI/2F式中F为摩擦因数，参阅表51选取；为作用在导轨上总的正压力或NF沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力，在本文中为整个液压缸的重力，整个液压缸重量系统不大于，取；为GF10KG1098NGV形角，一般为90。本文设计液压缸导轨为V形导轨，根据公式/SIN/2F01980625N惯性阻力IF惯性阻力为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算INIGVFMAGT式中为运动部件的质量；为运动部件的加速度；KGA2/MS为运动部件的重量N；为重力加速度，；为速度变298/SV化值；为启动或制动时间S，一般0105S，取大，/MSTT05T则IGVFGT980357N表51螺旋采煤机钻杆推进速度钻杆推进速度单位值工作状态前进后退调度状态前进后退M/MIN017235密封阻力MF密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初算时，可按缸的机械效率考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。09油阻力BF排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。由于采煤机的切割阻力很大，密封阻力和排油阻力可以忽略不计MFB即，。0MFB则CFIMBF175690N512液压缸工作压力的确定液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。设计时，液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表52、表53来确定。表52液压缸的公称压力（单位MPA,GB793887）0631016254063100160250315400表53各类液压设备常用的工作压力单位MPA设备类型一般机床一般冶金设备农业机械、小型工程机械液压机、重型机械、轧机压下、起重运输机械工作压力163631610162032表54液压缸中的背压力系统类型背压力A回油路上有节流阀0205回油路上有背压阀或调速阀0515采用辅助泵补油的闭式回路1015主液压缸计算1初选液压缸工作压力由工况分析可知，推进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选。液压缸回6120PA油腔有背压，设背压，取往复速比610PA15A表55液压缸工作压力与活塞杆直径液压缸工作压力P（MPA）5577推荐活塞杆直径05055D0607D07D表56液压缸往复速度比推荐值液压缸工作压力P（