滚筒采煤机毕截割部 毕业设计说明

摘要采煤机械的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用取决于煤层的赋存条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又促进了采煤方法和采煤工艺的更新。煤炭是我国的主要能源，煤炭工业为国民经济发展做出了重大贡献。但是煤炭工业面临着许多困难和问题，采煤机械化是最终发展的必然。所以如何提高采煤效率以满足我国现代化建设中迅猛发展的经济对能源的需要就成了十分迫切的要求。我国煤炭中薄煤层储量丰富，对大功率采煤机的需求量也比较大。而炮采安全性比较低，生产率也比较低；综采对设备要求较高，而且投资费用比较大。所以对厚薄煤层来说开发适应高档普采的采煤机是非常必要的，而MG750/2210WD型交流电牵引采煤机正是针对厚薄煤层适应高普而进行的设计。MG750/2210700WD型采煤机的截割部机械传动由两级直齿传动和两级行星机传动实现。采取摇臂结构形式以增大滚筒的过煤空间进而提高装煤效率，并对各级齿轮及相应的传动轴进行了设计计算和相应的校核，结果满足设计要求。关键词采煤机截割部行星机构ABSTRACTCOALMINEMACHINERYANDEQUIPMENTLEVELISONEIMPORTANTINDICATOROFTHELEVELOFTECHNOLOGYCOALMININGMACHINERYISUSEDDEPENDSONTHEOCCURRENCECONDITIONS,MININGMETHODSANDMININGTECHNOLOGY,MININGMACHINERYANDTECHNOLOGICALDEVELOPMENTANDTOPROMOTETHEMININGMETHODANDMININGTECHNOLOGYUPDATESCOALISTHEMAINENERGYSOURCE,THECOALINDUSTRYHASMADEASIGNIFICANTCONTRIBUTIONTONATIONALECONOMICDEVELOPMENTBUTTHECOALINDUSTRYISFACINGMANYDIFFICULTIESANDPROBLEMS,THEEVENTUALDEVELOPMENTOFMININGMECHANIZATIONISINEVITABLESOHOWTOIMPROVEMININGEFFICIENCYINORDERTOMEETTHERAPIDDEVELOPMENTOFCHINASMODERNIZATIONINTHEECONOMICNEEDFORENERGYHASBECOMEAVERYURGENTREQUIREMENTTHINSEAMSOFCOALISABUNDANT,THEDEMANDFORHIGHPOWERSHEARERISRELATIVELYLARGETHEBLASTMININGSAFETYISRELATIVELYLOW,PRODUCTIVITYISRELATIVELYLOWMECHANIZEDMININGEQUIPMENTDEMANDISHIGHER,ANDTHEINVESTMENTCOSTISRELATIVELYLARGESOTHESEAMTHICKNESSISDEVELOPEDTOMEETHIGHENDGENERALMININGSHEARERISVERYNECESSARY,ANDMG750/2210WDTYPEACTRACTIONSHEARERISADAPTEDFORTHETHICKNESSOFTHECOALSEAMDESIGNGAOPUCARRIEDOUTMG750/2210700WDTYPESHEARERCUTTINGUNITMECHANICALTRANSMISSIONBYTHETWOSTRAIGHTANDTWOPLANETARYGEARDRIVEFORDRIVEIMPLEMENTATIONTAKENTOINCREASETHEROLLERROCKERARMSTRUCTUREOVERCOALSPACEANDTOIMPROVETHEEFFICIENCYOFLOADINGCOAL,ANDTHECORRESPONDINGLEVELSOFGEARSANDSHAFTSFORTHEDESIGNCALCULATIONSANDTHECORRESPONDINGCHECK,THERESULTSMEETTHEDESIGNREQUIREMENTSKEYWORDSSHEARER；CUTTINGUNIT；PLANETARYBODIES目录1绪论111引言112采煤机简述113采煤机国内外发展情况及现状2131国内发展历程2132国外发展历程314采煤机的发展趋势4141国内采煤机发展趋势4142国际采煤机发展趋势52总体设计621采煤机主要技术参数及配套设备6211适用煤层6212整机主要参数的确定6213各电机的主要参数7214采煤机牵引型式的选择722截割部的设计及计算7221采煤机截割部形式7222电动机的选择723总传动比的确定和总传动比的分配8231总传动比的确定8232总传动比的分配824截割部传动效率及输出功率计算9241传动效率9242各轴转速计算10243各轴功率计算10244各轴扭矩计算10245数据汇总103摇臂齿轮设计计算与强度校核1131两级圆柱齿轮减速机构设计与校核计算11311齿轮1和齿轮2设计校核11312第二级圆柱齿轮设计与校核计算1532两级行星齿轮减速机构设计与校核计算20321高速级行星齿轮减速机构设计与校核计算20322低速级行星齿轮减速机构设计与校核计算304摇臂传动轴结构设计与强度校核4041截一轴结构设计与强度校核40411截一轴结构设计40412截一轴强度校核计算41413截一轴轴承校核计算43414截一轴花键的设计校核计算4442惰一轴的结构设计与强度校核47421惰一轴结构设计47422惰一轴强度校核计算48423轴承的选取与校核计算4943截二轴结构设计与强度校核49431截二轴结构设计49432截二轴强度校核50433截二轴轴承设计计算及校核54434截二轴花键的设计校核计算5544惰二轴结构设计与强度校核58441惰二轴结构设计58442惰二轴强度校核计算59443惰二轴轴承强度校核计算5945截三轴结构设计与强度校核60451截三轴结构设计60452截三轴强度校核计算61453截三轴轴承校核计算62454截三轴花键的设计校核计算635行星机构轴的设计校核计算6651高速级轴的设计校核计算66511太阳轮轴设计校核计算66512行星轮处轴承校核计算67513行星架接头处花键设计校核计算6752低速级轴的设计校核计算71521太阳轮轴设计校核计算71522行星轮处轴承校核计算71523行星架接头处花键设计校核计算726采煤机的维护和检修7561采煤机的注油75611一般要求75612润滑要求7562日常维护76621日检内容76622周检76623季检76624大修76625储存767参考文献768翻译部分77英文原文77中文译文819致谢841绪论11引言煤炭是我国的主要能源，煤炭工业为国民经济发展做出了重大贡献。但是由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的3050年内，一切新能源都不能普遍取代矿物燃料，因此矿物能源仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛的发展。在新技术革命的带动下，煤矿开采技术与装备技术迅速发展，高生产能力、高性能的开采技术设备是采矿行业的未来目标采煤机械化是最终发展的必然。所以如何提高采煤效率以满足我国现代化建设中迅猛发展的经济对能源的需要就成了十分迫切的要求。按煤层赋存的条件，对煤炭的开采可以分为露天开采和地下开采。采煤方法不同，所使用的采煤机械也不同。目前国内外采用这些采煤方法的国家所用采煤机械，绝大多数是滚筒式采煤机、刨煤机和掘进机，只有少数先进的煤矿采用薄煤层采煤机等设备。近年来，我国采煤机械产业发展迅猛，截止2010年全国采煤机械生产企业已多达24家，产销量约800多台，产能达到1500台左右。从国内煤机竞争态势来看，我国煤机制造企业受计划经济时代影响发展缓慢，不仅技术水平较低，而且产品单一。虽然近年技术提升很快，但是与国外煤机巨头相比，我国煤机装备整机的可靠性和稳定性仍然不强，缺乏行业的顶尖品牌，在资金实力和技术研发能力上与国际先进水平还有一段差距，在露天煤矿采掘设备的生产方面与国外差距较大，大而不强是我国煤机行业当前的真实写照。12采煤机简述采煤机有不同的分类方式。一般按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机。国内外应用最广泛的是滚筒采煤机。滚筒采煤机是机械化采煤的重要设备，直接决定采煤的效率和成本，具有大功率、大质量、高产量、较强破岩过地质构造能力、结构简单、可靠、便于维护和安装等特点，在所有机械化采煤设备中的使用量占到90以上。滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割电动机纵向布置在摇臂或机身上的采煤机和截割电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。双滚筒采煤机主要由截割部、牵引部、中间控制箱和附属装置等组成。截割部包括摇臂和螺旋滚筒两部分，是把煤从煤体上破落下来并兼有装煤功能的采煤机部件。双滚筒采煤机有两个截割部。每个截割部中，摇臂主要起减速、传动、改变采高的作用；滚筒旋转直接作用于煤壁，靠安装其上的截齿破煤，并利用螺旋叶片将破落下来的煤输送到与采煤机配套的刮板输送机上。牵引部为行走部的动力源和传动部分，牵引方式不同其动力源也不同，主要有液压牵引和电牵引两种形式，靠固定箱下边的滑靴与布置在工作面的刮板输送机滑轨接触，并被支撑。行走部是直接移动采煤机的装置。它利用牵引电机或液压马达输出的动力经减速后，传到行走箱的行走轮，与刮板输送机上销轨相啮合，使采煤机行走，可以实现无极调速，即在截割过程中随着截割煤层的硬度不同而改变牵引速度。中间控制箱为整台采煤机的控制部分和动力源部分。附属装置包括增压系统、供水灭尘装置和电缆拖移装置。采煤机工作时，一方面由牵引电机提供的动力经固定箱、行走箱带动行走轮转动，使采煤机做牵引运动；一方面由截割电机产生的动力经摇臂传递到螺旋滚筒，螺旋滚筒做旋转运动，并带动截齿截割煤岩，截落的煤岩经螺旋叶片传送到刮板输送机上。在整个过程中，截割部消耗的能量占整机耗能的90，而截割部所耗能量，主要用于截齿截割煤岩。13采煤机国内外发展情况及现状131国内发展历程1购进与仿制世界上第一台采煤机是苏联于1932年生产并在顿巴斯煤矿开始使用的。我国于1952年购进并使用顿巴斯采煤机当时称采煤康拜因。与此同时，鸡西煤矿机械厂开始进行仿制工作，于1954年制造出中国第一台深截式采煤机，即顿巴斯一1型采煤康拜因。其截割部采用截链式工作机构，由框形截盘、截链图1一1和截齿等组成牵引部工作机构为钢丝绳牵引，传动系统通过齿轮传动，利用牙嵌式离合器进行有级调速，为纯机械式传动，所用电动机为风冷防爆电动机。2消化与研制滩20世纪60年代初，在顿巴斯一1型采煤康拜因的基础上，我国开始自行研制生产采煤机，1964年生产出MLQ一64型采煤机，1968年生产出MLQ1一80型浅截式单滚机，称为我国第二代采煤机。第二代采煤机采用螺旋式滚筒，要比调高，牵引部工作机构为钢丝绳牵引，双鼠笼式防爆外部风冷电动机3振兴与发展我国于20世纪60年代末70年代初开始研制第三代采煤机双滚筒采煤机。1975年生产的MLS3170型采煤机，实现了滚筒采煤机由单滚筒向双滚筒的飞跃。采煤机的两个可调高滚筒放在采煤机的两端利用摇臂调高采用圆环链牵引机构，牵引部液压系统采用斜轴式轴向柱塞变量泵和斜轴式轴向柱塞定量马达采用了双鼠笼式防爆型外壳水冷电动机。MXA一300型采煤机是西安煤矿机械厂于1983年生产的大功率无链牵引双滚筒采煤机。目前，我国生产的液压无链牵引采煤机最有代表性的是MG系列，包括MG300、MG200和MG150系列。MG300系列采煤机由上海煤矿机械研究所设计，鸡西煤矿机械厂制造，1986年生产出第一台，具有同期国际水平，现已广泛使用。4近期开发国外寸1976年研制出第一台电牵引采煤机，电牵引采煤机是直接对电动机调速，以获得不同的牵引速度，使牵引部大大简化，采川固体元件，具有抗污染能力强，故障率小，寿命长和效率高等特点。1994年由上海煤矿机械研究所设计，鸡西煤矿机械厂生产出我国第一台MG463一DW型交变频电牵引采煤机。电牵引采煤机成为我国第四代采煤机。第四代采煤机采用多电动机驱动，横向布置，电控为机载方式，整机为无底托架，整体积木式组合结构，各部件间为干式对接，对接面间无任何机械或液压连带关系主控制器采用了计算机技术，使系统性能可靠，抗干扰能力强，具有完备的保护、故障诊断和显示功能，并可根据需要实现无线电遥控。MG400/985一WD型电牵引采煤机是鸡西煤矿机械厂于1998年自行研制开发的新一代大功率电牵引采煤机，适合在高产高效工作面使用。2004年，鸡西煤矿机械有限公司又与淮南矿业集团联合开发研制了MG610/1400一WD型横向布置大功率升压电牵引采煤机，成为国内第一台装机功率大于1000KW的大功率自替化采煤机。随后，西安煤矿机械厂研制出MG650/1480一WD型、MG750/1910一WD型大功率电牵引采煤机上海天地公司研制出MG650/1620一WD型、MG750/1845一WD型、MG900/2215一WD型大功率电牵引采煤机太原矿山机械集团研制出MG750/1800一WD型大功率电牵引采煤机；鸡西煤矿机械有限公司研制出MG6800/2040一WD型大功率电牵引采煤机。132国外发展历程机械化采煤开始于20世纪60年代，是随着采煤机械的出现而出现的。20世纪40年代初期，英国,苏联相继生产了采煤机，使工作面落煤、装煤实现机械化。但当时的采煤机工作机构复杂，能耗大，效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产受到一定的限制。20世纪50年代初期，美国、德国相继，生产出了滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，从而大大推进了采煤机械化技术的发展。滚筒式采煤机采用螺旋滚筒作为截割机构，当滚筒转动并切人煤壁后，通过安装在滚筒螺旋叶片上的截齿将煤破碎，并利用螺旋叶片把破碎下来的煤装人工作面输送机。但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使用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。因此，20世纪50年代各国采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平，虽然在1954年英国已研制出了自移式液压支架，但由于采煤机和可弯曲刮板愉送机尚不完善，综采技术仅仪处在开始试验阶段20世纪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，扩人了采煤机的适川范围。这种采煤机的滚筒装在可以上下摆动的摇臂上，通过摆动摇臂来调节滚筒的截割高度，使采煤机适应煤层厚度变化的能力大大加强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切口的问题另外，液压支架和可弯曲刮板输送机技术的不断完善，把综采技术推向了一个新的水平，并在生产中显示厂综合机械化采煤的优越性高效、高产、安全和经济，因此各国竞相采用综采技术。进人20世纪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，相继出现了功率为750一1000KW的采煤机，功率为9001000KW、生产能力达1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力达1500KN的强力液压支架等。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，并扩大了其使用范围。世界上第一台直流他励电牵引采煤机是由德国艾柯夫公司于1976年研制的EDWL502L型采煤机。该采煤机首次使用就显示出电牵引的优越性，即效率高，产量大，可靠队高，其故障率仪为液压牵引采煤机的1/5。同年，美国久益公司研制出了1LS直流串励电牵引采煤机，以后陆续改进发展为2LS,3LS,4LS系列；1996年生产的6LS05型采煤机，其总装机功率为1530KW,是目前世界上功率较大的采煤机。英国于1984年生产了第一台ELECTRA550型直流复励电牵引采煤机，其后生产的ELECTRAI000型采煤机在1994年创下了年产408X10000T商品煤的世界最高纪录，其截割牵引速度达25M/MIN。在电牵引采煤机的发展历史中，世界上许多国家先是发展直流电牵引，而后逐步发展交流调速电牵引。1986年，日本三井三池制作所研制出世界上第一台交流电牵引采煤机MCL400一DR6868型。直流电牵引技术能满足采煤机牵引特性恒扭矩一恒功率的要求，调速平稳，能四象限运行，适应大倾角工作面的运行，系统简单，但存在着火花、炭粉、更换电刷和换向器、过载能力较低以及机身较宽、较长等缺点。血交掀调速甩牢引采煤机的电动机结构简单，体积小，重量轻，坚固耐用，运行可靠，维护方便，无电刷和换向器，无火花和炭粉，耐震动，过载能力大。因此，交流调速电牵引采煤机已成为今后的发展方向，交流伺服系统已成为目前发展的主流方向。14采煤机的发展趋势141国内采煤机发展趋势我国从20世纪80年代末期,煤科总院上海分院与波兰合作研制开发了我国第1台MG3442PWD薄煤层强力爬底板交流电牵引采煤机,在大同局雁崖矿使用取得成功。借助MG3442PWD电牵引采煤机的电牵引技术,对液压牵引采煤机进行技术更新。第1台MG300/6802WD型电牵引采煤机是在鸡西煤矿机械厂生产的MG300系列液压牵引采煤机的基础上改造成功,并于1996年7月在大同晋华宫矿开始使用。与此同时,在太原矿山机器厂生产的AM2500液压牵引采煤机上应用交流电牵引调速装置改造MG375/8302WD型电牵引采煤机。截止目前,我国已形成5个电牵引采煤机生产基地,鸡西煤矿机械厂、太原矿山机器厂、煤炭科学研究总院上海分院、辽源煤矿机械厂生产交流电牵引采煤机,西安煤矿机械厂则生产直流电牵引采煤机。我国近期开发的电牵引采煤机有以下特点1多电机驱动横向布置电牵引采煤机。截割电机横向布置在摇臂上,取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。2总装机功率、牵引功率大幅度提高,供电电压对单个电机400KW及以上由1140V升至3300V,保证了供电质量和电机性能。3电牵引采煤机以交流变频调速牵引装置占主导地位,部分厂商同时也研制生产直流电牵引采煤机。4主机身多分为3段,取消了底托架,各零部件设计、制造强度大大提高,部件间用高强度液压螺母联接,拆装方便,提高了整机的可靠性。5电控技术研究和采煤机电气控制装置可靠性不断提高。在通用性、互换性和集成型方面迈进了一大步,功能逐步齐全,无线电随机控制研制成功,数字化、微机的电控装置已进入试用阶段。6在横向布置的截割电机上,设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴,改善了传动件的可靠性,对提高采煤机的整体可靠性和时间利用率起到了积极作用。7耐磨滚筒及镐形截齿的研究,推进了我国的滚筒及截齿制造技术,开发研制的耐磨滚筒,可适用于截割F34的硬煤。具有使用中轴向力波动小,工作平稳性好,块煤率高,能耗低等优点。142国际采煤机发展趋势国际上电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点1装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加，为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要,不论是厚、中厚和薄煤层采煤机,均在不断加大装机功率包括截割功率和牵引功率。装机功率大都在1000KW左右,单个截割电机功率都在375KW以上,最高达600KW。直流电牵引功率最大达256KW,交流电牵引功率最大达260KW。2电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型。世界各主要采煤机厂商20世纪80年代都已把重点转向开发电牵引采煤机,如德国艾柯夫公司是最早开发电牵引采煤机的,80年代中后期基本停止生产液压牵引采煤机,研制出EDW系列电牵引采煤机,90年代又研制成功交流直流两用SL300、SL400、SL500型采煤机。交流电牵引近几年发展很快,由于技术先进,可靠性高、简单,有取代直流电牵引的趋势。自日本80年代中期研制成功第1台交流电牵引采煤机,至今除美国外,其它国家如德国、英国、法国等都先后研制成功交流电牵引采煤机,是今后电牵引采煤机发展的新目标。3牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速度为8M/MIN左右,而实际可用割煤速度为45M/MIN,不适应快速割煤需要。电牵引采煤机牵引功率成倍增加,最大牵引速度达1520M/MIN,美国18M/MIN的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达2815M/MIN。由于采煤机需要快速牵引割煤,滚筒截深的加大和转速的降低,又导致滚筒进给量和推进力的加大,故要求采煤机增大牵引力,目前已普遍加大到450600KN,现正研制最大牵引力为1000KN的采煤机。4多电机驱动横向布置的总体结构日益发展。70年代中期仅有美国的LS系列采煤机、西德EDW215022L22W型采煤机采用多电机驱动,机械传动系统彼此独立,部件之间无机械传动,取消了锥齿轮传动副和复杂通轴,机械结构简单,装拆方便。目前,这类采煤机既有电牵引,也有液压牵引,既有中厚煤层用大功率,也有薄煤层的,有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。5滚筒的截深不断增大牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上,使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。10年前滚筒采煤机截深大都是630700MM,现已采用800MM,1000MM,1200MM截深,美国正在考虑采用1500MM截深的可能性。6普遍提高供电电压由于装机功率大幅度提高,为了保证供电质量和电机性能,新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压,主要有2300V,3300V,4160V和5000V。美国现有长壁工作面中,45以上的电牵引采煤机供电电压为2300V。7有完善的监控系统包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统就地控制、无线电随机控制,并已能控制液压支架、输送机动作和滚筒自动调高。8高可靠性据了解美国使用的ELECTRA1000型采煤机的时间利用率可达9598,采煤量350万T以上,最高达1000万T。现在电牵引采煤机已是国际主异机型，不仅可控硅控制调速的直流电牵引已发展成系列产品，而且已经开发出厂多款交流调速电牵引采煤机，其发展趋势是电牵引采煤机将逐步代替液压牵引采煤机。电牵引采煤机既可以实现采煤机要求的工作特性，而且更容易实现检测和控制自动化，又可以克服液压牵引采煤机加工精度要求高、工作液体易被污染、维修较困难以及工作可靠性较差和传动效率较低等缺点，还便于实现工况参数显示和故障显示。我国也已成功研制了MG344一PWD型交流电牵引爬底板薄煤层采煤机和MGA463DW型直流电牵引采煤机等。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电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。结构形式向多电机驱动横向布置发展。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。性能参数向大功率、高参数发展。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。今后，国际采煤机机械化的发展方向是不断完善各类采煤设备，使之达到高产、高效、安全、经济向遥控及自动控制发展，逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械化设备；解决端头技术，研制工作面巷道与工作面端部连接处的设备等，以进一步提高工作面产量和安全性。现在，我国已生产出适合缓倾斜中厚及薄煤层的多种采煤机械，完全能满足今后采煤机械化发展的需要。此外，进一步发展电牵引采煤机已列人我国重要科技攻关计划。2总体设计21采煤机主要技术参数及配套设备211适用煤层采高范围2755M煤层倾角15煤质硬度硬或中硬212整机主要参数的确定最大计算生产能力4800T/H采高27005500MM装机功率2750211040150KW供电电压3300V滚筒直径2700MM摇臂摆动中心距8550MM截深800MM牵引力1000500KN牵引速度15M/MIN（011523M/MIN）213各电机的主要参数电动机型号功率KW电压V转速R/MIN冷却水量L/MIN水压MPA截割电机YBCS750750330014853515牵引电机YBQYS110110460029402015调高电机YBRB40G40330014701515破碎电机YBC3150150330014702015214采煤机牵引型式的选择牵引型式交流变频调速、电机驱动齿轮销轨式无链牵引牵引力1000500KN牵引速度011523M/MIN牵引部总减速比（含行走箱速比）20631622截割部的设计及计算221采煤机截割部形式摇臂长度2950MM摇臂摆角2845总减速比6023滚筒直径2700MM滚筒线速度345M/S滚筒转速2536R/MIN222电动机的选择设计要求截割部功率为750KW，根据具体工作环境情况，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采煤机用隔爆型三相异步电动机，型号为YBCS750；其主要技术参数如下1型式YBCS750；2额定功率750KW；3额定电压3300V；4额定电流153A；5接线方式Y；6额定频率50HZ；7额定转速1485R/MIN；8冷却水量；3M/H9冷却水压；MPA10冷却水温；0C11外形尺寸11885001025MM12质量3060KG该电动机输出扭矩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齿轮减速机构。23总传动比的确定和总传动比的分配231总传动比的确定已知电动机的额定转速1485R/MIN。根据厚煤层采煤机螺旋滚筒转速低至电N2030R/MIN，这里取。MI/3625R滚总传动比总I/1485/25365856电N滚假设两级直齿轮传动和两级行星齿轮传动的传动比分别为、。总传动比1I2I等于各传动之积，即58561I2I总该电动机输出扭矩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齿轮减速机构。232总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如果把传动比分配的合理时，传动系统结构合理紧凑，重量轻，成本低，润滑条件也好；但若分配不合理，其结果正好相反，因此分配传动比时要考虑以下几条原则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，使减速器获得最小的外形2各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；3各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；4所有传动零件应便于安装。5使各级传动的承载能力接近相等，即达到等强度。6使各级传动中的大齿轮浸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。截割部分传动系统图如图2321截割部电机通过渐开线花键副和齿轮1相连，齿轮2、齿轮3、齿轮4、齿轮5为堕轮，齿轮6通过齿形联轴器和双级行星轮（NWG）高速级的中心轮相连接。二级圆柱齿轮减速的推荐传动比范围为（淬硬齿轮），单级行星齿轮减速5317I器的传动比范围为，考虑到减速范围和采煤机的尺寸要求，暂定二级圆柱齿轮2165I机构的传动比为，两级行星齿轮减速的传动比0直齿I2行星I对展开式二级圆柱齿轮减速机构，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，各级强度大致相当，并受到采煤机外形尺寸的限制,对圆柱齿轮减速部分的传动比分配如下173I502对二级NGW型行星减速机构，根据机械设计手册，采煤机截割部中行星减速机构的传动比一般为46。对行星齿轮减速部分的传动比分配如下I45总传动比误差029510R/MIN，可按基本额定动负荷计算值选择轴承，然后校核其额定静负载是否满足要求。当轴承可靠性为90，轴承材料为常规材料，并在常规条件运转时，取500H作为额定寿命的基准，同时考虑温度、振动、冲击等变化，则轴承基本额定动载荷为PFCTNDMH式中C为基本额定动负载计算值，单位N；寿命系数按表724选取（寿命按照30000H计算）HF423HF速度系数按表725选取（1485R/MINN0N力矩载荷系数取15MFMF冲击载荷系数按表726选取（轻微冲击）D1D温度系数按表727选取TF0TF当量动载荷PRARFYXN523179652102V2H1RRF所以K30543C查阅机械设计手册，圆柱滚子轴承NJ326的许用额定动载荷为。KN492RC，故该轴承满足强度要求。R414截一轴花键的设计校核计算（1）选择花键类型花键的标准压力角选30平齿根渐开线花键，模数M3，齿数Z29，则分度圆直径为DMZ87MM。（2）确定花键长度花键的长度由强度校核公式计算PMZHRTL式中载荷分布不均匀系数取70花键齿数Z27Z花键侧面的工作高度HHM3花键半径2/MDR54R许用挤压应力P2PN/60将以上数据代入方程得6305432706L考虑到截一齿轮轴的长度以及可靠性的需要，适当增加键的长度，取截一轴花键的长度为。M70L（3）花键副的几何参数计算分度圆直径M81ZD基圆直径15703COSCSDB外花键大径42EZ外花键小径651I内花键大径M583EIZM内花键小径FFAXI2CD外花键渐开线起始圆直径最大值2DVS2BFEMAXINTA50I50EH式中基圆直径BDM15703COS2COSDBZM8160SH齿形裕度FC3F将以上数据代入方程得22FEMAX30SIN81I85017502D7765MM则M736I（4）齿面接触强度校核计算目前在大多数资料中，花键的校核都是按平均挤压应力进行计算的。许用挤压应力的确定也多有不完善的地方。机械零部件手册提供了一种更为合理的算法。计算如下挤压强度条件PMH2ZHLDTK式中扭矩TNM463201T花键齿数ZZ27花键有效承载长度L7L齿侧面接触高度HH花键的平均直径MD150MD载荷集中系数K4321K径向力集中系数3011570BMDD1K偏心距E影响系数（花键毂长度与轮缘对称分布）202实际滑动程度系数（取决于比值）3KBM/D3花键轴扭转影响系数（恒工况）1044K以上数据代入方程得2HN/M187032216许用挤压应力按耐磨性确定如下SRC5P式中许用应力系数321寿命系数1S）（8001S工况系数（恒工况）22润滑系数（适度润滑但有污染）3S413S许用应力系数S10101414则2PM/N15046H接触强度满足要求（5）齿根弯曲强度校核计算弯曲强度条件F2NTF6ZLSKH式中花键齿数ZZ27花键有效承载长度LM70L齿侧面接触高度H3H名义切向力81/46320/2TDTFN146TFARCOSINVISINFEMAXBDFEMAXNSDS265710ARCOSINV03I814360SIN57298载荷集中系数K064321将数据代入算式，得22FN/M3194870236许用弯曲强度SBF许用应力系数41322FN/M678/50，故齿根弯曲强度满足要求。F（6）齿根剪切强度校核计算57884657306EIIIEHDKD3/1IEHIETN04238109471HDHD3/104832576803194715786356233HTNN/M7458162DT2TNTFMAX/102/392/，故剪切强度满足要求。FMAX42惰一轴的结构设计与强度校核421惰一轴结构设计惰一轴的输入转速R/MIN，传递功率7851439/21212NZNKW。惰一轴只传递扭矩，不改变传动比。83692P（1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，调质处理（2）确定轴的最小直径初步估算齿轮轴的最小直径，估算公式为322NPAD式中A取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，查机械设计表86，取A100，T代入公式得取M8714536902DM85IN2D（3）惰一轴的结构设计1）由于惰一轴上齿轮较大，轴承安装在齿轮中。轴承两端嵌入摇臂壳体中。如图所示2）按轴向定位要求确定个轴段直径和长度轴段1此段用来安装轴承。为满足轴承安装条件，先在轴上装一轴套。选择轴承型号为单挡边圆柱滚子轴承NJ324，尺寸为，该段583201BDDM130D长度为。5M1L轴段2此段用来安装齿轮。该段长度为,。M82L62轴段3轴肩，用于轴套的轴向定位，取，。1703D103L轴段4轴肩，用于轴套的轴向定位，取，。44轴段5此段用来安装轴承。为满足轴承安装条件，先在轴上装一轴套。选择轴承型号为单挡边圆柱滚子轴承NJ324，尺寸为，该段582BDM3D长度为。M5L422惰一轴强度校核计算由于该轴两端跨距小，只需进行抗剪切强度校核。剪切强度条件2T4DF径向力、KN1TF2T8543987/65095022T1TDNP26N/M1843查阅机械设计手册第三卷表611可知，45钢调质处理后屈服极限为，取安全系数，则许用剪切强度为2SN/M355S2N/M71/3/，故抗剪强度满足要求。423轴承的选取与校核计算1）轴承的选取在轴上装一轴套。选择轴承型号为单挡边圆柱滚子轴承NJ324，尺寸为，基本额定动载荷为KN5260BDD40RC2）计算轴承的当量动载荷根据堕一轴的受力结构分析图可知轴只受垂直方向的力，在水平方向基本不受力4885KN2T1TV1FR就圆柱滚子轴承，查传动手册可得温度系数，载荷系数，1TF51PF径向载荷系数1X当量动载荷PK27538415VPRXF故该轴承满足强度要求。43截二轴结构设计与强度校核431截二轴结构设计（1）轴材料选择截二轴为齿轮轴，材料选用45钢，并进行调质处理。（2）确定轴的最小直径初步估算齿轮轴的最小直径，估算公式为3NPAD式中A取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，查机械设计表86，取TA100，带入公式得取M82913546103DM150IN3D（3）截二轴装配方案如图所示（4）按轴向定位要求确定个轴段直径和长度轴段1安装轴承。选择调心滚子轴承，轴承型号为32326，尺寸为，该段长度为。58204BDDM130DM561L轴段2轴肩。用于轴承的轴向定位，考虑到轴承高度，。1702DM102L轴段3齿轮部分。MM，该段长度为齿宽。25343L轴段4安置轴肩，MM，MM404L轴段5齿轮设置的花键段。MM，MM175D65L与带内花键的齿轮相连。M84L轴段6此段用来安装轴承，和轴段1相同。选择轴承型号为42326，尺寸为，该段长度为。28013BDD301ML432截二轴强度校核（1）截二轴弯扭强度校核1）确定轴承及齿轮作用力位置根据431可知M5137651L2/872932）绘制弯矩图和扭矩图对C、D两点进行受力分析C点出为惰一轴与截二轴大齿轮啮合所受的圆周力和径向力，D点为截二轴与惰二轴齿轮啮合所受的圆周力和径向力。作用在齿轮分度圆上的力C点圆周力1TFKN9786170322531TDT径向力1R5TAN1RFD点圆周力2TFKN28642307932TDT径向力2RTAN2RF轴承处支反力水平面KN083H1RK1768HT2T2R垂直面4V15V1R2R2FR齿宽中点处弯矩水平面NM2986083H1LM3751762R垂直面43V1N922L合成弯矩M1061675982V1H1M843222扭矩NM073T截二轴的弯矩图和扭矩图如图所示3）按弯扭合成理论校核齿轮轴强度当量弯矩2CATM取扭矩校正系数，则60NM3610937212CA1M7498942截二轴的材料为45钢，调质处理。查阅机械设计手册，该材料抗拉强度，许用弯曲应力2BN/M64021/N60计算轴的应力23CA1CA/M7096WM1该轴满足强度要求。4计算危险截面工作应力由上可知C点处应力较大。截面弯矩NM1026此截面处的扭矩NM379T抗弯截面系数MM49130DW3抗扭截面系数MM8267023T截面上的弯曲应力N/MM491MB2截面上的扭剪应力N/MM5782603TW2弯曲应力幅N/MM4BA3弯曲平均应力0M扭切应力幅和平均应力N/MM7632MA25）确定轴材料机械性能轴材料选用45钢，惊醒调质处理。查相关手册机械设计，可知45钢的抗拉强度极限N/MM，弯曲疲劳极限N/MM640B2512钢材料特性系数，0051AAT06确定综合影响系数、K轴肩圆角处有效应力集中系数、，根据，K0187/3DR，由表89插值计算得2408，040618481870/2/DDKKK花键处综合影响系数1、1442K尺寸系数、因为截面为圆形的截面，查相关手册机械设计工程学，得、。6807表面状况系数、，由N/MM，表面加工方法查图82得094640B27）计算安全系数由表813取需用安全系数13S6051402871MAKS34573761521SCAM由上可知，疲劳强度安全。433截二轴轴承设计计算及校核1）轴承的选型安装轴承处轴径为160MM，查机械设计手册得轴承型号NJ326圆柱滚子轴承，尺寸为，该段长度为，基本额定动载荷为582013BDDM130DM51LKN。492RC2）计算轴承的当量载荷由上面的对轴进行的受力分析可知在轴的右点处；8425KNKN083H1RK014VR2V1H1R在轴的左点处；KN7627651468222，所以取轴的右点处进行校核。1对于圆柱滚子轴承，取寿命系数，查机械设计手册得温度系数，3101TF载荷系数，径向载荷系数51PFX计算当量动载荷KN3751268451VPRXFP3轴的疲劳寿命计算H037512698560601131CFNLRTH轴承寿命满足条件434截二轴花键的设计校核计算（1）选择花键类型花键类型选30平齿根渐开线花键，模数取M3，齿数取Z47，则分度圆直径为DMZ141MM。（2）确定花键长度花键的长度由强度校核公式计算PMZHRTL式中载荷分布不均匀系数取70花键齿数Z47Z花键侧面的工作高度HHM3花键半径2/MDR5R许用挤压应力P2PN/60将以上数据代入方程得013658237090L考虑到轴的长度以及可靠性的需要，适当增加键的长度，取截二轴花键的长度为。M65L（3）花键副的几何参数计算分度圆直径M14ZD基圆直径1230COSCOSDB外花键大径8EZ外花键小径5651I内花键大径M1493EIZM内花键小径FFAXI2CD外花键渐开线起始圆直径最大值2DVS2BFEMAXINTA50I50EH式中基圆直径BDM712430COS48COSDBMZ160SH齿形裕度FC3F将以上数据代入方程得22FEMAX30SIN81I1450714502D1405MM则M314I（4）齿面接触强度校核计算挤压强度条件PMH2ZHLDTK式中扭矩TNM307923T花键齿数ZZ55花键有效承载长度L65L齿侧面接触高度HH花键的平均直径MD9142MD载荷集中系数K4321K径向力集中系数301BMDD1K偏心距E影响系数（花键毂长度与轮缘对称分布）202实际滑动程度系数（取决于比值）3KBM/D3花键轴扭转影响系数（恒工况）1044K以上数据代入方程得2HN/M957914265300792许用挤压应力按耐磨性确定如下SHRC53P式中许用应力系数321寿命系数1S）（8001S工况系数（恒工况）22润滑系数（适度润滑但有污染）343则2PM/N15046H接触强度满足要求（5）齿根弯曲强度校核计算弯曲强度条件F2NTF6ZLSKH式中花键齿数ZZ55花键有效承载长度LM65L齿侧面接触高度H3H名义切向力165/73920/2TDTFN890TFARCOSINVI6SINFEMAXBDFEMAXNSDS2516942ARCOSINV03I16503SIN51698载荷集中系数K064321将数据代入算式，得22FN/M8965803许用弯曲强度SBF许用应力系数41322FN/M471/108，故齿根弯曲强度满足要求。F（6）齿根剪切强度校核计算6121685030516EIIIEHDKD3/1IEHIETN04238109471HDHD3/104832516803194716250246233HTNN/M612479DT2TNTFMAX/2/7385/，故剪切强度满足要求。FMAX44惰二轴结构设计与强度校核441惰二轴结构设计惰二轴的输入转速R/MIN，传递功率KW。惰二轴只传递扭矩，3854N644P不改变传动比。（1）选择轴的材料选择轴的材料为45号钢，调质处理（2）确定轴的最小直径初步估算齿轮轴的最小直径，估算公式为