薄煤层采煤机设计毕业设计说明书.docx

内蒙古科技大学毕业设计说明书(毕业论文)第一章 绪论.1.1采煤机的发展史及我国采煤机的发展展望 .1.1.1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，其性能日益完善，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。.1.1.2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。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0.8m1.0m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。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。应用高新技术，严格管理，提高可靠性是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。1.2 我国煤机装备的现状我国是世界第一产煤大国，经过多年积累，我国煤机行业发展较快，形成了较完整的煤炭装备制造体系，专业化程度也很高。但是目前及今后煤机市场的需求不仅限于专业化装备，用户更多地需要具有综合生产配套能力的产品，就是说，要具有三机一架（采煤机、掘进机、刮板机、液压支架）的研发制造能力，产品之间要有较强的配合能力。进入90年代以来,为了满足厚薄煤层薄煤层作为解放层开采矿井的迫切需要,并代中厚煤层滚筒采煤机技术,1997年,由务局、煤科总院上海分院联合研制了M G200/450-B WD型薄煤层采煤机,该采用多电机驱动、交流变频调速、无链牵引总装机功率达450kW,其中截割功率2牵引功率225kW,牵引力400kN,牵引速6m/min。采用骑输送机布置方式,可用于110117m的薄煤层综合机械化工作面。样机于1997年12月在晋华宫煤矿9#层83面投入使用,取得了最高月产量916万吨、产量5300吨的好成绩。国内几种类型薄煤层采煤情况比较见表。我国薄煤层采煤机经过40多年的发展,技术已趋成熟。但一个突出的问题是:目前我国薄煤层采煤机为方便设计,在行走机构上均采用中厚煤层采煤机所用的相关参数,例如销排节距,一般大都采用126mm。这样做虽能保证其正常运行,但其强度余量过大。近几年来,我国薄煤层采煤机得到了很大的发展,但在质量和寿命和高新技术应用等方面与国内大型采煤机,特别是与国外采煤机相比,还存在较大的差距。因此我们还需要进一步的改进和更新。我国薄煤层采煤机经过40多年的发展,技术已趋成熟。但一个突出的问题是:目前我国薄煤层采煤机为方便设计,在行走机构上均采用中厚煤层采煤机所用的相关参数,例如销排节距,一般大都采用126mm。这样做虽能保证其正常运行,但其强度余量过大。表1-1我国几种类型薄煤层采煤机基本情况比较 型号采高范围/M牵引力/KN牵引方式年代5MG200-BMG344-PWDMG250-BWMG200/450-BWDMG250/550-BWD0.75-1.30.8-1.51.0-1.80.9-1.60.85-1.51.0-1.7120160180350/262440440锚链牵引锚链牵引锚链牵引销轨式无链引无链牵引无链牵引7070 708080-90901.2.1薄煤层采煤机的优点机器局限性我国薄煤层资源分布广泛,113m以下煤层可采储量约占全部可采储量的20%。在一些省、区薄煤层储量比重很大,如四川省占60%,山东省54%,黑龙江省占51%,贵州省占37%。特别是在南方地区,有些省份薄煤层净占50%以上,而且薄煤层分布广,煤质好。但由于其开采煤层厚度薄,与中厚和厚煤层相比,薄煤层机械化开采存在着工作条件差,设备移动困难,煤层厚度变化、断层等地质构造,对薄煤层设备生产性能影响大,以及投入产出比高、经济效益不如厚与中厚煤层等特殊问题,造成薄煤层机械化开采技术发展速度相对缓慢。另外,对一些薄、厚煤层并存的煤矿,由于薄煤层开采速度缓慢,使其下部的中厚煤层长期得不到及时开采,以至影响工作面的正常接替,而有的就只能被迫丢失一些薄煤层资源。随着大批煤矿中、厚煤层的资源开采比较多,使得资源越来越少,所以薄煤层的开采已列入日程。因此,研制适合我国实际国情的薄煤层采煤机,以适应不同的煤层结构,提高薄煤层采煤的工作效率是当务之急。1.2.2 薄煤层采煤机设计的目的及意义在产品的总体方案设计阶段，首先要明确产品必须实现哪些功能，还要明确用户使用产品的各种条件和用户对产品的要求和愿望。然后根据国家的技术经济政策，基于设计能力和产品制造技术水平，从宏观方面考虑所要求的功能。并能实现用户要求的各种结构方案，最后经过技术经济评价，确定一种或两种结构方案继续进行结构设计。因此，通过总体结构的方案设计，不至于使产品结构方案出现大的失误，也不至于从开始设计时就纠缠与具体的结构细节而忽略拉总体结构的合理性，甚至照成设计的返工而浪费时间。在此基础上再对薄煤层采煤机的截割部进行细致设计使其有更高的生产效率.对滚筒式采煤机的使用经验表明只有按照“量体裁衣”的原则来设计采煤机，这样的采煤机才能在煤炭开采中满足要求。到本世纪末，我国原煤的产量必须超过十四亿吨。才能满足我国工农业生产发展的需要。为此必须加大煤炭生产机械化力度，大幅度提高煤炭生产率。这就要求我们不断开采出技术先进，高效率并且可靠的新型采煤机，不仅满足过内生产之需，而且力争打入国际市场。虽然薄煤层采煤机的型号、规格有许多,但它的各主要组成部分大同小异，其区别主要在截割机构的传动和截割部上,因此合理选择薄煤层采煤机的截割部的参数，可以改善其工作性能和减少采煤比能耗。选择这个题目就是要进一步熟悉薄煤层采煤机各部分的工作原理，对其进行更好的改进，并对它的截割部减速器进行细致分析设计，使其耐用并且省时省力容易装修，使其在工作中能够有更好的经济效益。1.3 国外采煤机的发展近年来,国外采煤机的技术特点和发展趋势主要表现在以下几个方面:(1) 牵引方式采用电牵引传统的液压牵引采煤机在国外虽然仍在生产和使用,但已不占主导地位,由于电牵引采煤机的诸多优点,国外目前新开发的采煤机,特别是大功率采煤机基本上都是采用电牵引方式。(2) 装机总功率不断增大国外采煤机的功率在不断提高,电机截割功率通常在400 kW以上,功率大的已达1 000 kW;牵引电动机功率均在40 kW以上,大的甚至达到125 kW;总装机功率通常超过1 000 kW,最高已达2 000 kW以上;牵引速度、牵引力也大幅提高,目前大功率电牵引采煤机的牵引速度普遍达到1525 m/ min ,牵引力达到757 kN 以上。采用大截深滚筒已成为提高采煤机生产能力的重要途径。(3) 交流变频成为主流调速方式由于交流变频调速牵引系统具有技术先进、可靠性高,维护管理简单和价格低廉等特点,近几年发展很快,交流牵引正逐步替代直流牵引,成为今后电牵引采煤机的发展方向。采用2 个变频器分别拖动2 台牵引电机的牵引系统,可使牵引的控制和保护性能更加完善,这种一拖一的牵引系统也正被逐步采用,成为电牵引技术发展的又一个特点。(4) 普遍采用中高压供电由于装机功率大幅提高以及工作面的不断加长,整个工作面供电容量超过5 000 kW。(5) 监控保护系统的智能化随着先进的PLC控制系统的应用,新型的电牵引采煤机具有建立在微处理机基础上的智能监控、监测和保护系统,可实现交互式人机对话、远近控制、无线电随机遥控、工况监测及状态显示、数据采集存储及传输、故障诊断及预警、自动控制等多种功能,以保证采煤机具有最低的维修量和最高的利用率。1.4 国内煤机制造技术与国际水平的差距 大型煤矿井下综合采掘设备是实现煤矿高产、高效、集约生产、安全生产的需要。煤矿综采设备是将高新技术转化为煤炭先进生产力的桥梁和通道。 煤炭工业的运行质量和效益、生产技术水平的高低和国际竞争能力的强弱，在很大程度上取决于技术装备的性能和水平。因而，我国发展大型煤炭井下综合采掘设备具有重大意义。煤炭装备制造业走新型工业化道路，必须在全行业树立和增强品牌意识，为煤炭工业持续健康发展提供先进适用的装备。煤炭装备制造业是为煤炭工业提供现代技术准备的产业，因而它的生存和发展完全依赖于煤炭工业的现状和发展。因此，在了解煤炭工业的改革与发展态势的同时，还必须充分了解中国煤炭装备制造业与世界著名煤炭装备制造厂商之间的差距，以及在国际市场中的竞争力。只有了解中国煤炭装备制造业与世界著名煤炭装备制造厂商之间的差距，才能在国内、国际市场中不断提高自己的竞争力。1.5中国煤炭技术装备产品与世界著名品牌产品的差距差距之一：产品技术标准技术标准是产品技术水平的体现。我国现行的煤机产品技术标准普遍低于国际同类产品的技术标准，有些地方还缺乏标准。高水平的产品技术标准可以促进设计水平、制造工艺水平、产品技术水平的提高，提高产品的可靠性。郑煤机在公司产品系列中的高端液压支架成为市场关注的重点，什么是高端液压支架？郑煤机产品系列中的高端液压支架指的是按照液压支架欧洲标准EN1804 或相当于欧洲标准的企业标准进行设计、制造、检测的液压支架产品；中低端支架指的是按照国内现行的MT312-2000 行业标准进行设计、制造、检测的液压支架产品。郑煤机2006 年为高端液压支架制定的企业标准高可靠性液压支架安全性要求是我国第一个与欧洲标准接轨的液压支架产品标准，高于现行的国家煤炭行业MT312-2000 标准，该标准的某些指标还高于世界通用的欧洲EN 标准。 差距之二：产品设计理论 国外知名企业非常重视产品的基础理论研究，从材料的选用、结构的设计考虑的比较周全，科学规范，同时强调产品设计必须要有较好的设计理论支持。而我国目前无论是科研院所还是制造厂，大多只注重追求应用技术，缺乏基础理论研究。引进消化只注重模仿而较少深入研究相应的理论，对某些看似简单的结构形式研究不透，严重影响产品的性能和可靠性。 差距之三：核心技术我国产品的开发主要是从引进、跟踪仿制开始，确保创新和自主知识产权。如液压支架电液控制技术主要依靠外国公司提供；交流电牵引采煤矿机变频器，我们只能从国外购买地面用的通用变频器，经过拆卸改造，重新装配，来满足抗震、抗凝雾、抗干扰的要求。我们改造的变频器的抗震性能较低，而国外是专门为采煤机研究的专用变频器。差距之四：产品寿命短可靠性差我国煤矿设备用原材料、钢材、关键零部件、轴承、密封、电机、电气元件、液压元部件等，在使用寿命和可靠性上与国际先进设备相比都存在较大的差距。这些问题造成了产品的可靠性差，使用寿命短。如高强板、耐磨板、焊材等与国外相比都存在差距，采煤机齿轮寿命国产的只有5000小时，而进口的高达2万小时；皮带机托辊，国内最好的产品的使用寿命仅为3万小时，而国外同类产品寿命高达9万小时。国内高端支架产品与进口产品使用过程中仍存在一定的差距，究其原因有一些是制造水平的差异。差距之五：工艺研究不够，制造技术发展滞后。重产品结构的引进仿制设计，而工艺研究力度不大，从而造成了制造技术发展滞后。例如液压支架阀类元件的加工，除少数工厂采用数控设备外，大部分仍然使用普通设备加工，很难保证阀类零件的几何尺寸和配合精度。液压缸的加工精度、加工效率与国外都存在一定差距。1.6 提升中国煤炭技术装备产品水平的途径煤机制造业改革、创新、引进先进技术、先进工艺装备、提升制造水平和能力，赶超世界先进水平是摆在煤机企业面前的首要任务，也是企业生存的根本所在。提升中国煤炭技术装备产品水平的途径从以下几个方面进行技术创新：第一个方面，从目前煤机行业看创新路线还需要 走引进和自主研发相结合的道路，在引进、消化、吸收先进技术的同时，积极开展自主研发，在引进先进产品设计的同时也要加强先进工艺技术、先进工艺装备的引进，快速提升制造企业自身的生产能力。第二个方面，综采液压支架，一方面设计中广泛采用三维动态仿真模拟技术，使液压支架设计与实际工况尽可能相符；另一方面对液压支架用材料的选择、焊接结构形式设计、主要工艺、关键部件进行深入研究，建立一系列科学规范的液压支架设计、工艺标准；研发电液控制系统核心技术、配置故障诊断和预警装置、可实现液压支架与采煤机和刮板机的联动和远程控制、故障诊断、预警、自动控制焊接技术等。近年郑煤机进行了大量的设计、工艺标准化工作，先后编制完成了高可靠性液压支架安全性要求、液压支架用实芯焊丝标准、液压支架常用钢铁产品选用标准、液压支架通用件设计手册等15项企业标准。第三个方面是采煤机，主要内容有：设计模型及手段；装机总功率2000kW、牵引速度达到30m/mim、生产能力2000t/h、截割高度6.0m、滚筒寿命大于500万吨；具有建立在微机基础上的智能化监测、监控和保护系统技术；实现交互式人机对话、远程控制，具有工况监测及运行状态显示、数据采集、储存及传输、故障诊断及预警、自动控制、自动调高等多种功能技术；实现液压支架、输送机的信号交流和联动控制等功能及整个工作面自动化技术，井下、地面两级故障诊断及维修管理系统机电一体化技术。 第四个方面是刮板输送机，主要内容有：设计理论、设计模型及设计手段；重型输送机低速启动及CST可控软启动传动技术、自动控制的可伸缩机尾和刮板输送机运行状态监控等等技术。 第五个方面是全监测监控技术装备，主要内容有：瓦斯突出预测技术、大直径长钻孔抽放及提高低透气性煤层技术、瓦斯抽放效果技术；井下隐蔽火源探测及预防矿井火灾监测技术；矿井生产过程多功能技术动态实时自动监测、监控技术。最后要做到：1. 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。2. 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。3. 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。4优势企业需要把优势继续发扬光大，同时严峻的形势迫切要求我们要齐心协力保护自己创品牌的主体、珍惜长期形成的民族品牌，确保振兴装备制造业的决策在煤炭装备制造业得到有效落实，以促进煤炭工业健康发展。第二章 采煤机总体方案确定2.2采煤机总体结构的确定该采煤机主要由以下几部分组成。左右摇臂，装在摇臂上的两台电动机，左右螺旋滚筒等组成左右对称的两大可摇动调高的截割机构；左右行走部，左右牵引部；液压传动部和电控部以及底托架等组成主体部分。下面分别装有导向及平滑靴，调高油缸等。此外还有内喷雾冷却系统。采用多电机驱动、横向布置（电机）积木组合，各部件之间为干式对接可采中厚煤层中的硬煤。是比较理想的更新换代机型2.2采煤机的组成采煤机由左右摇臂截割装置、左右牵引装置、电动机、和中间箱五大部分组成（如图2.1）。图2.1 采煤机总体布置方式其中摇臂截割装置为整体调高，它包括滚筒、齿轮传动箱、截割电机等部分。 牵引装置由牵引电动机、齿轮传动箱、牵引链轮机构（即牵引块）及液压泵（包括液压泵电动机）组成。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防暴的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。左右截割部减速箱： 将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂的齿轮，驱动滚筒旋转。滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板，它可根据不同的采煤方向翻转180。底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其部下四个滑靴将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使连同滚筒升降，以调节 踩煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护 此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。2.3采煤机主要技术参数根据毕业设计（论文）手册参数： 1.采高5m， 2.卧底量：150mm 因为采高、截深、范围大，要求工作稳定可靠，生产率高，所以采煤机应适用于中厚及厚煤层长壁工作面开采，应选用双滚筒电牵引采煤机，截割电动机横向布置。2.4摇臂传动方式截割部的功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需求。同时，传动装置应还适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于采煤机截割部的功率消耗占装机功率的8090，并且承受很大的负载及冲击载荷，因此，要求设计出的截割部具有高的强度、刚度和可靠性，以及良好的润滑、密封、散热条件和高的传动效率等。本设计采用：电机摇臂减速器（齿轮、行星齿轮传动机构）滚筒的传动方式进行截煤和装煤。，截割电机与滚筒轴线平行布置，这样在传动系统中可用圆柱齿轮代替受力状态不佳的圆锥齿轮，使故障率大为降低，动力的传递及减速完全由直齿轮和行星减速机构来实现，使传动系统大为简化，加工、安装简单方便。截割部摇臂减速器的结构紧凑，零件密封大。为了便于检修，摇臂减速器的侧面盖板采取分体式设计，零件可从侧面进行安装，同时也便于进行检修由截割电机输出，通过空心转子的内花键驱动扭矩轴，从而驱动截割部。具体传动方案为：齿轮A经齿轮B ，再经齿轮C经惰轮D、E、F和齿轮G以及滚筒内的两级行星轮系I、 J、K和L、M、N进行驱动，大行星传动机构的行星架与滚筒主轴是一个整体，该轴也是空心的，中孔套装有从空心太阳轮轴贯穿的水管，行星架后端切成花键与滚筒驱动方轴的内花键相联结，滚筒轮毂就套在驱动方轴上并用螺栓联结加固,由摇臂截割部传动系统分析可知3个,惰轮不起减速作用，而且惰轮组件又是齿轮箱的薄弱环节，调协惰轮是为了加长摇臂，扩大摇臂的调高范围，以适应采高的要求（如图2.2）。图2.4摇臂齿轮箱系统简图2.5截割部摇臂滚筒和电机的选择2.5.1.滚筒直径的选取 选取原则：1.双滚筒采煤机的滚筒直径应略大于最大采高一半。在此滚筒选取直径为2.6m2.5.2电机的选取采用镐形齿截齿破煤截割力计算方法，单齿在煤体表面割煤。截割力Z(N)。A 煤体的抗截割阻抗 中硬煤层：180140 硬煤层：240360 根据设计要求和工作环境选取：A=300 h切削厚度 mm采用侧铣式工作机构牵引速度 n滚筒转速 初选m同一截线上的截齿数 m=2截齿计算宽度 mm镐形齿齿体采用分段圆锥，则=0.5d。d为齿柄直径d取30mm。=截割阻力集中作用在螺旋滚筒中央的截齿齿尖上，且垂直于牵引速度方向，即驱动截割部电机的额定功率 KW截割部机械传动总效率圆柱齿轮传动效率 0.99圆柱齿轮传动的滚动轴承效率 0.98单级行星圆柱齿轮减速器（NGW类型负号机构）滚动轴承的损耗考虑在内 0.97离合器的传动效率 0.97滚筒效率 0.98n滚筒转速 螺旋滚筒的直径 mm设：截割力全部用来克服截割阻力。选有功率为700kw的水冷式矿用隔爆三相异步电机，转速1470 ，极数为4，额定电压3300V，额定电流150A。2.6总传动比及传动比的分配2.6.1 初步确定总传动比采煤机截割部的电动机采用功率为700kw的水冷式矿用隔爆三相异步电机，转速1470 ，极数为4，额定电压33000V，额定电流150A。因采煤机的截割速度一般为3.55m/s，而本摇臂的采高为5m，滚筒直径为2.6m，由截割速度公式V=Dn/60得滚筒的转速范围为25.7236.74。截割部总的传动比i=1470/25.721470/36.74=57.1540.01。截割部一般为35级齿轮减速，在此初步选用4级齿轮减速，并且分成两级直齿减速和两级行星轮减速，因为受采高和摇臂尺寸限制，应避免平均分配传动比，这样能用最少的齿轮副达到最大的总传动比，并且齿轮参数不应小于17，否则齿顶变尖会降低其强度。滚筒转速初选为。因此截割速度V=Dn/60=3.142.935/60=5.3m/s截割部初总传动比为：2.6.2直齿圆柱齿轮减速传动比分配和初选齿数初选齿轮A、B的传动比。试选A齿轮的齿数，B齿轮的齿数，取。可得第一级传动比为。传动比误差为，因为具体的传动比与齿轮的结构和参数有关，所以允许有35的偏差，因此该传动比满足设计要求。C、D、E、F、G齿轮,初选传动比。试选C齿轮的齿数，D齿轮的齿数, E齿轮的齿数， F齿轮的齿数， G齿轮的齿数, 取。可得第二级传动比为。传动比误差为，允许有35的偏差，因此该传动比满足设计要求。2.6.3行星齿轮减速传动比分配和初选齿数（1）计算传动比根据3表1721得知，单级最大传动比最大为13.7，故该NGW型行星齿轮减速器须采用二级行星传动。（2）分配传动比两级NGW型行星齿轮传动的传动比分配可利用3图1724，图中和分别为高速级及总传动比，E可按下式计算E=AB3计算出数值E后，而后利用图分配传动比。用角标I表示高速级参数，II表示低速级参数。设高速级与低速级齿轮材料及齿面硬度相同，即，通常令低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径，取， ， ，=1.03，故可得根据总传动比，E=3.86查3图1724得而Kv 动载系数；KH 接触强度计算的齿面载荷分布系数；KC 载荷不均匀系数见3表17216ZN 接触强度计算的寿命系数；ZW 工作硬化系数；d 对分度圆直径的齿宽系数 ；CS 行星轮个数；（3）确定齿数确定齿数可以直接查表。查3表1721，及取，查3表1724 I=5.5与Cs=4组合栏中：。I=3.75Cs=4组合栏中： 传动比误差为，允许偏差为35，故满足设计要求。（4）齿数验算1. 根据满足同心条件验证行星轮齿数行星轮系能正常运转，其基本构件的回转轴线必须在同一直线上，此即同心条件。对于本设计来说因为采用标准齿轮传动或等变为齿轮传动即满足：。行星机构I：行星机构II：满足条件2. 根据满足安装条件验证行星轮齿数单排负号机构中两中心轮的齿数之和应是行星轮数的整数倍：ZA+ZBk=N(k为行星轮个数；N为整数)行星机构I：行星机构II：满足条件 3. 根据满足相邻条件验证行星轮齿数行星轮间要有一定的间隙，其条件为（ra为齿顶圆半径；k为行星轮个数），因为采用标准齿轮则有：，代入得。行星机构I：行星机构II：满足条件2.6.4确定总传动比和滚筒转速传动比偏差为，允许偏差35，故满足设计要求。则滚筒实际转速为将以上摇臂齿轮齿数整理如下表表2.1 摇臂齿轮箱齿轮参数和传动比代号ABCDEFGHIJKLMN总速比齿数2635273737373741233593372995速比 1.341.525.043.5741.45第三章截割部的设计计算本设计所选电动机的转数为1470rmin，电动机功率为700kw。3.1各级传动转速、功率、转矩的确定1.计算各轴的转速：由高速级到低速级依次有9轴，根据传动比可得，各轴齿轮转速如下：=2.计算各轴功率： 设1为圆柱齿轮传动效率 2为滚动轴承效率 3 为离合器传动效率 4 为行星轮传动效率已知电动机功率； 由5表51取 1 = 0.99； 2=0.98； 3=0.97；4=0.97则：P1=Pd13=700.000.990.97 = 672.21 kwP2=P112=672.210.990.98=652.18 kwP3=P212=652.180.990.98=632.75 kwP4=P312=632.750.990.98=613.90 kwP5=P412=613.900.990.98=595.61 kwP6=P512=595.610.990.98=577.86 kwP7=P512=577.860.990.98=560.64 kwP8= P74 = 560.64 0.97 =543.82 kwP9= P84 = 543.82 0.97 =527.51 kw3.计算各轴转矩：电机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 6轴 7轴 8轴 9轴 将以上内容整理如下表所示：表3.1轴号输入功率(kw)输出功率（kw）输入扭矩(N.m）输出扭矩（N.m）转速（r/min）电机700kw4547.62（N.m）1470（r/min）1轴700kw672.21kw4547.62（N.m）4367.08（N.m）1470（r/min）2轴672.21kw652.18kw4367.08（N.m）5677.75（N.m）1097.02（r/min）3轴652.18kw632.75kw5677.75（N.m）7548.64（N.m）800.51（r/min）4轴632.75kw613.90kw7548.64（N.m）7323.76（N.m）800.51（r/min）5轴613.90kw595.61kw7323.76（N.m）7105.56（N.m）800.51（r/min）6轴595.61w577.86kw7105.56（N.m）6893.81（N.m）800.51（r/min）7轴577.86kw560.64kw6893.81（N.m）7411.46（N.m）722.41（r/min）8轴560.64kw543.82kw7411.46（N.m）40977.44（N.m）126.74（r/min）9轴543.82kw527.51kw40977.44（N.m）141907.62（N.m）35.50（r/min）3.2直齿圆柱齿轮的设计计算3.2.1齿轮 A、B的设计计算根据上表知其输入功率为6721.21 kw，转数为1470 r/min，要求每天工作16h，预期寿命15年，每年工作300天，传动比为1.34。齿轮精度选用7级精度。根据设计要求，该摇臂中的齿轮转数高，冲击较大，应该选用硬齿面，先按齿轮弯曲疲劳强度设计，再按接触疲劳强度设计。1）由6表101选得齿轮的材料均为20CrMnTi，并经渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，齿心硬度240300HBS。2）因采用渗碳淬火，轮齿的变形不大，初选7级精度， 齿面粗糙度3.2（GB100951988）。 3）许用接触应力由6式1012，由6图1021（e）按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳极限大齿轮的为由6 1013计算应力循环次数N查6图1019取接触疲劳寿命系数 接触强度最小安全系数取则由6图1020 d查得齿轮A、B的弯曲疲劳强度极限由6图1018查得弯曲强度寿命系数 弯曲强度尺寸系数由6表105查得设模数5mmm10mm） 许用弯曲应力由6式1012 取弯曲强度最小安全系数 则许用弯曲应力 1.按齿面接触疲劳强度设计计算：由6设计计算公式(109a)进行试算，即试选载荷系数 K t= 1.3由6表107选取=1由6表106查的材料的弹性模量影响系数 试算小此轮A分度圆直径试计算dat =136.587mm圆周速度计算齿宽B齿轮齿宽A齿轮齿宽计算齿宽与齿高之比齿轮模数 mm齿高 h=2.25=2.255.25=11.81mm=11.57计算载荷系数载荷系数根据= 10.51m/s，7级精度 由图10-8查得 动载系数 =1.12查6表102 使用系数 =1.25直齿轮 齿间载荷分配系数 =1查6表104插值法查得 齿向载荷分布系数 =1.35载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a 得=136.587= =159.73 mm计算模数 mmm按5表101圆整mmA齿轮的分度圆直径标准中心距2.按齿根弯曲疲劳强度校核由6式104查6表105查得 齿形系数 A齿轮=2.60B齿轮=2.18查6表105查得 应力修正系数 A齿轮=1.595B齿轮=1.65重合度 =1.79重合度系数故则有 故齿根弯曲强度满足条件3. 按齿面接触疲劳强度校核：由6式108a 标准直齿节点区域系数 =2.5重合度系数由6推荐值0.850.92 取=0.87故则有 故齿面接触强度满足条件4.几何尺寸的计算（1）分度圆直径d：（2）中心距a：（3）齿轮宽的B： （4）压力角a：（5）齿顶高：（6）齿根高：（7）顶隙c：（8）基圆直径：（9）齿根圆直径：（10）齿顶圆直径：（11）齿距P：（12）齿厚S：（13）齿槽宽e：3.2.2 齿轮传动啮合齿轮 C、D、E、F、G、H以A、B同样的方法设计计算校核。选用直齿圆柱齿轮传动，考虑此减速器的功率较大，故齿轮都选用硬齿面。由6表101选得齿轮的材料均为20CrMnTi，并经渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，齿心硬度240300HBS。因采用渗碳淬火，轮齿的变形不大，故初选7级精度， 齿面粗糙度3.2（GB100951988）。由6图1021（e）按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳极限 许用接触应力 接触强度最小安全系数 弯曲疲劳极限查6图1020 d 双向传动乘0.7 许用弯曲应力 弯曲强度最小安全系数 用与A B 校核的相同方法校核计算得因为在四个惰轮中3轴上的D轮的输出扭矩最大，而且四个惰轮的尺寸相等，所以只要D轮上的齿根弯曲疲劳强度足够，那么其他三个轮也是安全的。齿面接触强度满足条件 因为在四个惰轮中3轴上的D轮的输出扭矩最大，而且四个惰轮的尺寸相等，所以只要D轮上的齿根弯曲疲劳强度足够，那么其他三个轮也是安全的。齿根弯曲强度满足条件1.几何尺寸的计算:（1）分度圆直径d：（2）中心距a：（3）齿轮宽的B： （4）压力角a：（5）齿顶高：（6）齿根高：（7）顶隙c：（8）基圆直径：（9）齿根圆直径：（10）齿顶圆直径：（11）齿距P：（12）齿厚S：（13）齿槽宽e：将以上个齿轮的参数总结如下表表3.2各齿轮的参数ABCDEFGH模数m(/mm)66666666分度圆直径d=mz(/mm)156210162222222222222246中心距a=d1+d22(/mm)183192222234齿轮宽的B (/mm)142137167162162162162157压力角a ( )2020202020202020齿顶高=(/mm)66666666齿根高=7.57.57.57.57.57.57.57.5顶隙 (/mm)1.51.51.51.51.51.51.51.5基圆直径=(/mm)146.59797.34152.23208.61208.61208.61208.61231.16齿根圆直径=(/mm)141195147207207207207231齿顶圆直径=(/mm)168222174234234234234258齿距P = (/mm)18.8418.8418.8418.8418.8418.8418.8418.84齿厚S= (/mm)9.429.429.429.429.429.429.429.42齿槽宽e= (/mm)9.429.429.429.429.429.429.429.42上表中取标准值 =1 =0.253.3第一级行星轮系设计与计算已知相关数据：齿数： I齿轮齿数，J齿轮齿数，K齿轮齿数。传动比：等角变位： 3.3.1、按接触强度初算AC传动的中心距和模数输入转矩Nm设载荷不均匀系数1.15（太阳轮与行星架同时浮动，查3表17.216，取1.15）在一对AC传动中，小轮(太阳轮)传递的转矩Nm查3表17.231查得接触强度使用的综合系数K=3齿数比：太阳轮和行星轮材料选用20CrMnTi热处理种类:渗碳淬火。齿面硬度5963HRC，可得许用接触应力齿宽系数：根据6表10-7取 a=0.5按3表16.220中的公式计算中心距 模数 取m=8mm为了提高啮合齿轮副的承载能力，将减少1个齿，改为=34并进行不等角变位，则AC传动未变位时中心距为AC传动未变位时中心距为根据系数查3图17.23。预取啮合角 则AC传动中心距变动系数为：= =0.648则中心距则实际中心距3.3.2计算AC传动的实际中心距变动系和啮合角3.3.3 计算AC传动的变位系数用7图1355校核，和均在许用区内，可用。根据和实际，在7图1355中纵坐标上0.689处向左作水平直线与斜线相交，其交点向下作垂线与横坐标交点即为太阳轮的变位系数。行星轮的变位系数3.3.4计算CB传动的中心距变位系数和啮合角CB传动未变位时的中心距为：则实际中心距：3.3.5计算CB传动变位系数3.3.6几何尺寸计算（1）分度圆直径d：（2）齿顶圆直径（采用滚齿工艺）齿顶高变位系数：、为齿轮变位系数，I齿轮=0.43 K齿轮= 0.081 J齿轮=0.259y为中心距变位系数，=0.625 齿顶高： 齿根高： 齿高h：(3