关 键 词：

GX005 G400900 WD 采煤 牵引 设计

资源描述：

GX005-G400900-WD采煤机牵引部设计,GX005,G400900,WD,采煤,牵引,设计

内容简介：

1. 绪论.5 1.1 采煤机的组成 .5 1.2 采煤机类型 .7 1.3 采煤机的发展趋势.7 1.4 电牵引采煤机的优点.8 2. 牵引部的设计.102.1 牵引机构传动系统.102.1.1 主要技术参数.112.1.2 电动机的选择.112.1.3 传动比的分配.122.2 牵引部传动计算.142.2.1 各级传动转速、功率、转矩.142.3 牵引部齿轮设计计算.162.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核.162.3.2 齿轮 3 和惰轮 4 的设计及强度效核.192.3.3 齿轮 5 和惰轮 6 的设计及强度效核.232.4 牵引部行星机构的设计计算.262.4.1 行星齿轮的计算.282.4.2 行星轮啮合要素验算.37 3. 轴的设计及校核.39 3.1 确定轴的最小直径.39 3.2 轴的校核.41 3.3 花键的强度校核.47 3.4 轴承的校核.48 4. 采煤机的使用和维护.504.1 采煤机的维护.504.2 采煤机轴承的维护及漏油的防治.53 5. 机械密封.56参考文献.59致谢.60 摘 要G400/900-WD 型采煤机是一种多电机驱动，横向布置的交流电牵引采煤机。该机功率大，多电机横向布置，整机结构紧凑，采用交流变频调速系统，变频调速采用机载式。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。牵引电机输出的转矩经三级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刮板输送机上的齿轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴输出轴通过键与制动器相连，实现电牵引部的制动。左右牵引部，中间电控箱的联结螺柱，定位销，摇臂与左右电牵引部铰接销轴四组，这些装置将采煤机各大部件联接成一个整体，起到紧固及连接的作用。牵引部与行走部做成一体，使机身整体尺寸紧凑，缩小了机身宽度。G400/900-WD 型采煤机，操作方便，可靠性高，事故率低，开机效率高，可满足高产高效工作面的需要。 关键词：采煤机；牵引部；行走部；行星齿轮ABSTRACTThe G400/900-WD coal mining machine is more than one kind of motor-driven, crosswise arrangement alternating current hauling coal mining machine. This machine power is big, the multi-electrical machinery crosswise arrangement, the complete machine structure is compact, uses the exchange frequency conversion velocity modulation system, the frequency conversion velocity modulation uses aircraft-borne -like. Cuts the electrical machinery, the pulling motor and so on main part to be possible to extract from the worked-out section, easy to replace, facilitates the service.The pulling motor outputs torque decelerates after the third-level cylindrical gears and the second-level planet gear reduction gear, by the planet outputs, with walks lining on the feet and palms of buddha meshing through the driving gear, by walks again round and on working surface scraper conveyers rack rail meshing causes the coal machine back and forth to walk, simultaneously the brake spindle output shaft is connected through the key and the brake, realizes the electricity hauling department brake.About the hauling department, the middle electrically controlled boxs joint stud, the positioning pin, the rocking shaft sells the axis four groups with about electricity hauling department hinge, these installments join coal mining machine various major assemblies a whole, plays the fastening and the connection role. The hauling department with walks to make a body, caused the fuselage overall size to be compact, reduced the fuselage width.The G400/900-WD coal mining machine, the ease of operation, the reliability is high, the accident rate is low, the starting efficiency is high, may satisfy the high production highly effective working surface the need. Key word: The coal mining machinethe ，hauling department；walks；Planet gear1. 绪论1.1 采煤机的组成 采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图 1.1） 。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。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 3 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 5 的齿轮，驱动滚筒 6 旋转。滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，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 7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转 180。如图 1.1 双滚筒采煤机底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴 9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：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。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。1.2 采煤机类型 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、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、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（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机） 。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。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）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。1.3 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: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。1.4 电牵引采煤机的优点采煤机牵引负载特性在截割时多为恒转矩特性，所需动力为机械特性为硬特性；调动时是恒功率特性，所需动力机械的机械特性为软特性。这对于电动机或泵马达系统只有调速才能满足这种恒转矩恒功率的负载特性，这种特性是为人为机械特性，即负载的变化按人规定的规律来变化。对调还特性来讲，需要速度刚度越大越好，其调速过程或工作速度就越平稳。从这点出发，直流电动机、交流电动机、液压泵马达系统都是硬特性。因此，不论电牵引或液压牵引，应该说都具有良好的调速特性。但液压牵引的机械特性除了受负载影响外，还受油液的泄漏、粘度、温度和清洁度、制造和维修质量的影响到，特性曲线慢慢变软，但电动机特性除了受负载影响外，就没有像液压传动那么多的影响，也就是电牵引的牵引特性好，调速平稳性好，牵引特性曲线可长时间的保持稳定。 在牵引特性的实际应用中还有两个问题：1、目前的液压牵引，当双牵引时牵引力增加倍，牵引速度比单牵引时大约减少一半，这在设计中可以使泵马达的排量增大倍，但液压件的体积要增大很多。电牵引动力源泉就没有此问题。2、直流和交流电牵引可以在负载特性坐标系中四象限运行，能向采煤机提供牵引力或制动力，而液压牵引中能在象限运行，只能提供牵引力，制动力由制动闸提供。液压牵引也有用液控背压来产生制动的，电牵引采煤机在超速牵引时，一般是指在大倾角工作面上机器下滑时出现超速牵引，对电动机为超同步转速运转。这时电动机发电反馈电网，同时产生制动力矩。只要牵引力在倾斜工作面中足够大时，司机仍可按要求的牵引速度进行操作运行。3、机械传动效率高电牵引没有能量多次转换问题，总效率可达 0.9 以上，而液压牵引一般在 0.650.70。牵引力大、牵引速度高：液压牵引性能指标的提高，必须采用大功率液压泵和液压马达，其寿命较短，可靠性较差，这也限制了载割功率进一步增大。目前电牵引采煤机的牵引力可达 950KN；电牵引采煤机的牵引速度已达到：载割时 812m/min，最大可达 25m/min;装机总功率：电牵引已达 1530kW，而液压牵引为 900kW 和 1000kW，所以世界纪录的采煤机都是电牵引采煤机，其牵引速度和可用率都明显高于液压牵引的采煤机。4、工作可靠行很高 液压牵引采煤机的可用率一般在 50%60%以下。5、易于实现微机自动控制 由于微机控制的功能齐全、计算速度极快、与电牵引电控的电参数容易配合，因此，易于实现工况检测、几点保护、故障诊断、数据显示。6、机械传动和结构简单电牵引采煤机采用了多电机和独立驱动、模块式结构，使传动系统和结构简化。特别是截割电动机横向布置，取消了寿命较短、传动效率较低、调整啮合间隙较复杂的圆锥齿轮。7、生产率显著提高 由于牵引力大、牵引速度高、截割电动机功率大，尤其是故障非常低，因而使生产率大大提高综合上述，电牵引采煤机最主要的优点是整机性能明显提高，工作可靠性大大加强，从而保证生产率明显提高。2 牵引部的设计2.1 牵引机构传动系统 图 2.1 牵引机构传动系统图2.1.1 主要技术参数主要技术参数及配套设备： 采高（m）： 2.23.5； 适应倾角（）： 25； 煤质硬度 : f4； 截深（m）： 0.8 滚筒直径 （m）：1.6 电压（V）： 1140； 牵引形式 ： 强力轮齿齿轨电牵引； 牵引电机型号： YBXn225S-4 装机功率（KW）： 904 2.1.2 电动机的选择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，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。所以选择三相鼠笼异步防爆电动机.其主要参数如下： 额定功率：37KW； 额定电压：380V；满载电流：69A；额定转速：1470r/min；满载效率：0.936；满载功率因数：0.87；接线方式：Y；质量：400KG；冷却方式：水冷2.1.3 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，而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值，以符合其传动形式的工作特点.2.各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各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深度大致相等，使其润滑比较方便。 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，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： a 太阳轮 b 内齿圈 c 行星轮 h 行星架图 2.2 NGW 型行星机构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h 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 h上的行星轮 c 绕自身的轴线 oxox 转动，从而使行星架 h 回转，实现减速。运转中，轴线 oxox 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，适用于各种工作条件。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 0.970.99,传动比一般为 2.113.7。如图 2.3，当内齿圈 b 固定，以太阳轮 a 为主动件，行星架 h 为从动件时，传动比的推荐值为2.79。从书上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为56。所以这里先定行星减速机构传动比：i i3 . 61bac5 . 42bac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：i =z /z =2.84 i =z /z =2.13 i =1.3612124332.2 牵引部传动计算2.2.1 各级传动转速、功率、转矩1) 各轴转速计算：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 nr/min11470 轴 n = n / i =1470/2.84=517.6 r/min211轴 n = n / i =517.6/2.13=243 r/min322 轴 n = n / i =243/6.3=38.57 r/min433轴 n = n / i =38./4.5=8.57 r/min5442) 各轴功率计算：轴 =370.990.98=35.89kW11.PP 3.轴 .=35.890.980.97=34.124kW212PP3轴 P =P=34.1240.980.97=33.107 kW3234轴 P= P= 33.1070.980.97=32.12kW4334轴 P = P=32.120.980.97=30.534 kW5434式中 滚动轴承效率 =0.9911闭式圆柱齿轮效率 =0.9722花键效率 =0.99333) 各轴扭矩计算:轴 T =95501mNnP211.233147035.89955011轴 T =95502mNnP6 .629517.634.124955022轴 T =95503mNnP119.130124333.107955033轴 T=95504mNnP09.795338.5732.12955044轴 T =95505mNnP64.340258.5730.534955055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/(Nm)传动比轴35.891470233.2112.84轴34.124517.6629.62.13轴33.1072431301.1196.3轴32.1238.577953.094.5轴30.5348.5734025641.362.3 牵引部齿轮设计计算2.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核（1）计算过程及说明:1)选择齿轮材料： 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3111/)022. 0013. 0(npnvt周速度。小轮分度圆直径，由式得1d 3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数：取0.8(齿轮相对轴承为非对称布置)dd小轮齿数： =251Z1Z惰轮齿数： i=712Z2Z1Z齿数比 ： /=71/25(传动比误差应控制在范围uu2Z1Z%5内) 小轮转矩： T =233211.N1mm载荷系数： 由式（854）得K KKKKKVA其中，使用系数： 1.75AKAK动载荷系数： 1.2VKVtK齿向载荷分布系数： 1.1KK齿间载荷分配系数： K1.0K 则载荷系数的初值 ： KKKKKKVA =1.75 =2.5411 . 11 . 12 . 1 弹性系数： =189.8EZez节点影响系数： HZ120,0xx重合度系数： Z=0.89Z许用接触应力： H由式 HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力：21HLimHLim、 =1430N =1430N1HLim2mm2HLim2mm应力循环次数： 由式 N=60njL 得：h N =60njL =601h910938. 715300201470 N = N /i=/2.84=2.795 21910938. 7910接触强度得寿命系数: =1 ,(不许有点蚀)12NNZZ硬化系数： 1ZZ接触强度安全系数： S=11.5， 取HSminh1.3HS 22111003 . 1/111430mmNHH故的设计初值为：1d =66.587mm1d23)110089. 05 . 28 .189(84. 28 . 0) 184. 2(233211541. 22 齿轮模数： m=/Z =66.587/25=2.66 取 m = 4mmm1d1小齿分度圆直径的参数圆整值: =251td1tdmm1004 小轮分度圆直径： 11tdd d =mZ =422mm28471中心距 ： =m/2(Z + Z )=192mm aa12齿宽： b=0.8mmb1dd26.53587.66 取整数 b=54mm齿宽： 2bb小轮齿宽： =6010521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 得： 668FSFFYYYmbdKT112齿形系数： 小轮 Y=2.62 大轮 Y=2.222FY1Fa2Fa应力修正系数 : 小轮 Y=1.59 大轮 Y=1.752SY1Sa1Sa 重合度: =1.675a重合度系数： =0.25+0.75/1.675=0.698Y0.250.75/Y许用弯曲应力： FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限: FLim21/5817 . 0830mmNFLim 22/5817 . 0830mmNFLim弯曲寿命系数： NY121NNYY尺寸系数： xY1xY 安全系数： S =1.5FSF则公式: F111/FLimNXFYYS =107.691F410054698. 059. 162. 2233211541. 222/mmN =93.62 2F410060698. 0752. 1222. 2233211541. 222/mmN 所以齿轮 1 和惰轮 2 的齿根弯曲疲劳强度合格.2.3.2 齿轮 3 和惰轮 4 的设计及强度效核1)选择齿轮材料： 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3111/)022. 0013. 0(npnvt度小轮分度圆直径，由式得:1d 3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取0.8dd小轮齿数： =383Z3Z大齿数： i=80.94 取=814Z4Z3Z4Z齿数比 ： /=81/38（传动比误差应控制在范围uu4Z3Z%5内）小轮转矩： T =629600N1mm载荷系数： 由式（854）得KKKKKKVA使用系数： 1.75AKAK动载荷系数： 1.2VKVtK齿向载荷分布系数： 1.1KK齿间载荷分配系数： K1.0K则载荷系数的初值： KKKKKKVA =1.75=2.5411 . 11 . 12 . 1 弹性系数： =189.8EZEz节点影响系数： HZ120,0xx重合度系数： Z=0.89Z许用接触应力： HHHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力：21HLimHLim、=1430N =1430N1HLim2mm2HLim2mm应力循环次数： 由式 N=60njL 得：hN =60njL =603h910795. 215300206 .517N= N /i=/2.13=1.312 41910795. 2910接触强度得寿命系数： Z= Z=11N2N硬化系数： 1ZZ接触强度安全系数： 按较高可靠度查 S=11.5，取HSminh1.3HS211003 . 1/11143021mmNHH故的设计初值为：1dd23)110089. 05 . 28 .189(13. 28 . 0) 113. 2(629600541. 22 =95.33mm齿轮模数： m=d/=95.33/38=2.51 取 m=4mmm3Z小齿分度圆直径的参数圆整值： =381td1tdmm1524 小轮分度圆直径： d =mZ =411tdd22mm32481中心距 ： =m/2(Z + Z )=238mm aa12齿宽： b=0.8mmb1dd7633.95惰轮齿宽： 2bb小轮齿宽： =82mm10521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3可知： FSFFYYYmbdKT112齿形系数： 小轮 Y=2.43 大轮 Y=2.202FY1Fa2Fa应力修正系数：小轮 Y=1.652 大轮 Y=1.771SY1Sa1Sa重合度： =1.66a重合度系数： Y0.250.75/Y=0.25+0.75/1.66=0.701许用弯曲应力： 可知： FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限： FLim21/5817 . 0830mmNFLim22/5817 . 0830mmNFLim弯曲寿命系数： NY121NNYY尺寸系数： xY1xY 安全系数： S =1.7FSF F111/FLimNXFYYS =581/358.243F7 . 1/11 =581/358.244F7 . 1/11则公式:=194.863F415276701. 0652. 143. 2629600541. 222/mmN =175.4424F415282701. 0771. 1202. 2629600541. 222/mmN 所以齿轮 3 和惰轮 4 的设计及强度效核合格2.3.3 齿轮 5 和惰轮 6 的设计及强度效核1)选择齿轮材料： 两个齿轮都选用 20GrMnTi 调质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3111/)022. 0013. 0(npnvt速度小轮分度圆直径，由式得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数：因齿轮相对轴承为非对称布置， 取 0.8dd小轮齿数： =175Z5Z惰轮齿数： i=23.18 取整数=236Z6Z5Z6Z齿数比 ： /=23/17（传动比误差应控制在范围uu2Z1Z%5内）小轮转矩： T =34025640N1mm载荷系数： KKKKKKVA使用系数： 1AKAK动载荷系数： 则 1.2VKVtK齿向载荷分布系数： 1.1KK齿间载荷分配系数： =1.1KK则载荷系数的初值： KKKKKKVA =1 =1.451 . 11 . 12 . 1 弹性系数： =189.8EZEz节点影响系数： HZ120,0xx重合度系数： Z=0.89Z许用接触应力： HHHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力：21HLimHLim、=1430N =1430N1HLim2mm2HLim2mm应力循环次数： 由式 N=60njL 得hN =60njL =601h7106 . 4153002057. 8N = N /i=/1.36=3.39 217106 . 4710则接触强度得寿命系数： Z=1.04 Z=1.061N2N硬化系数： 1ZZ接触强度安全系数： 取 HS1.3HS 2111443 . 1/04. 111430mmNH 2H11663 . 1/06. 1114302mmN 故的设计初值为 ：1dd 23)114487. 05 . 28 .189(3529. 18 . 0) 13529. 1 (3402564045. 12 =275.335mm齿轮模数： m=d/Z =275.335/17=16.1 取 m=16mmm1小齿分度圆直径的参数圆整值： =171td1tdmm27216 小轮分度圆直径： d =mZ =1611tdd22mm36823 中心距 ： =m/2(Z + Z )=320mm aa12齿宽： b=0.8mm 取整数 b=220 b1dd220335.275mm惰轮齿宽： =220 mm2bb小轮齿宽： =226mm10521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由公式可知： FSFFYYYmbdKT112齿形系数： 小轮 Y=2.97 大轮 Y=2.69FY1Fa2Fa应力修正系数： 小轮 Y=1.52 大轮 Y=1.575SY1Sa1Sa重合度 =1.554a重合度系数： =0.25+0.75/1.554=0.732Y0.250.75/Y许用弯曲应力： FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限： FLim21/5957 . 0850mmNFLim22/5957 . 0850mmNFLim弯曲寿命系数： NY121NNYY尺寸系数： xY1xY 安全系数： S =1.5FSF 则公式: F111/FLimNXFYYS 得： =5954255F4 . 1/112/mmN =595/2106F4 . 1/112/mmN = =328.1775F16226272732. 052. 194. 23402564045. 122/mmN=319.6216F16272220732. 0575. 169. 23402564045. 12所以齿轮 5 和惰轮 6 的设计及强度效核合格 2/mmN2.4 牵引部行星机构的设计计算这里采用 2K-H 型行星传动机构, 该种机构要正确啮合，必须满足四个条件：) 传动比条件：当中心轮 a 输入时，设给定的传动比为，内齿baHi(1圈的齿数为 Zb，中心轮的齿数为 Za，则上述三个量满足满足下列关系： =1+Zb/Za (4-1) baHi(2)同轴条件：为保证行星轮 g 同时与中心轮 a,太阳轮 b 实现正确啮合，对于圆柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距gaZZ 与内啮合副的中心距相等，即=。对于标准传动或agagbZZ gbaagagba高度变位传动，有=2)(baZZm2)(gbZZm可得： (4-2)2)(abgZZZ在标准传动中，外啮合齿轮副的接触强度远低于内啮合齿轮的接触强度，为适当调节内外啮合齿轮副的接触强度，常采用角度变位传动，外啮合和内啮合的中心距分别为： agbaagZZmcoscos)(2bggbbgZZmcoscos)(2 由以上两式可得： (4-3)gbgbaggaZZZZcoscos式中 分度圆压力角；外啮合齿轮副的啮合角; aggaZZ 内啮合齿轮副的啮合角gbgbZZ (3)装配条件：为保证各行星齿轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和与行星轮的数目的比值为整数，即：)(baZZ pn（整数）rnZZpba)(亦可表示为： (4-4) rZniapbaH (4)邻接条件：行星机构在运动的过程中，行星轮之间不能发生干涉，即要保证两行星轮的中心距 L 大于两行星轮齿顶圆半径之和，即： agpagrnaL2sin2依据上述四个条件，可初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。2.4.1 行星齿轮的计算一、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 5761HRC。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MPalim1450H 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮： MPalim1450H行星轮： MPalim1450H 齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 6 级。二、确定各主要参数 行星机构总传动比： i=6.3(采用 NGW 型行星机构) 行星轮数目： 取=3。pnpn 载荷不均衡系数：pk采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取=1.15pk 配齿计算：太阳轮齿数： =13azaz内齿圈齿数 z ： z =z 取bba9 .68) 13 . 6(13) 1(iz =69b行星轮齿数 z : z = =29 取 z =28cc) z-z(21abc 齿轮模数：m 按公式计算中心距： 32lim) 1(483ukTuAA 1)综合系数： K=2.1 2）太阳轮单个齿轮传递的转矩： T =1301.119=498.76NaCKnT243/15. 1m 3）齿数比： u= z /z =28/13=2.15ac 4）取齿宽系数： 0.7a 5）初定中心距： 将以上各值代入强度计算公式，得 mm224.10615. 214307 . 076.4981 . 2) 115. 2(48332w 则=106mmw 6）计算模数： m= 取标准值mcazz 218. 52813224.1062m=5mm 7）未变位时中心距 a： mm 105)2913(521)(2cazzm (6) 计算变位系数 1）a-c 传动 a)啮合角： =cos20=0.9308acacwaa10610520cos =21.44ac b)总变位系数： =(inv-inv)tan2cazz ac =0.20834)20440.21(20tan22913invinv c)中心距变动系数： =ymaayw2 . 05105106 d)齿顶降低系数：y=0.20834-0.2=0.00834yy e)分配变位系数： x =0.28 x =0.07166 122）c-b 传动 a)啮合角： =(69-28)=102.5cba)(2cbzzm521 =cos20=(102.5/106)cos20=24.6785cbwaa b)变位系数和： =(inv-inv)xtan2cbzz ac = =0.7835)206785.22(20tan22869invinv c)中心距变动系数： =ymaayw7 . 055 .102106 d)齿顶降低系数： y=0.78350.7=0.00835yy e)分配变位系数： x =0.07166 2 x =+ x =0.7835-0.07166=0.711832 三、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 5761HRC。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.试验齿轮齿面接触疲劳极限MPalim1450H试验齿轮齿根弯曲疲劳极限： 太阳轮： MPa 行星轮：MPalim1450Hlim1450H 齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 7。四、确定各主要参数 行星机构总传动比： i=4.5 (采用 NGW 型行星机构) 行星轮数目： 取=3pnpn 载荷不均衡系数： 取=1.15pkpk (采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构) (4)配齿计算： 太阳轮齿数: =14azaz 内齿圈齿数: z =z 取 ba49) 15 . 4(14) 1(iz =50b 行星轮齿数: z = =17.5 取 z =18c) z-z(21abc （5）齿轮模数：m 按公式计算中心距： 32lim) 1(483ukTuAA 1）综合系数： K=2.1 2）太阳轮单个齿轮传递的转矩： T =7953.09=3048.6845NaCKnT57.38/15. 1m 3）齿数比： u= z /z =18/14=1.28ac 4)取齿宽系数： =1.1 A 5)初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得 mm1749.14228. 114301 . 16845.30481 . 2) 128. 1 (48332w则 =142mmw 6）计算模数： m=m 取标准值mcazz 287. 818141749.1422m=9mm 7)未变位时中心距 a： mm75.141)5 .1714(921)(2cazzm（6）计算变位系数 1）a-c 传动a)啮合角：=cos20=0.93acacwaa14275.14120cos =20.2816ac b)总变位系数：=(inv-inv)=tan2cazz ac)20281.20(20tan25 .1714invinv =0.0286 c)中心距变动系数： =ymaayw027. 0975.141142 d)齿顶降低系数：y=0. 02860.=0.016yy027 e)分配变位系数: x =0.0191 x =0.0095 122）c-b 传动 a)啮合角： 由于 =(50-18) =144mmcba)(2cbzzm921代入 =cos20=(144/142)cos20=0.9412cbwaa所以 =19.7cb b)变位系数和： =(inv-inv)xtan2cbzz ac = -0.03)207 .19(20tan21850invinv c)中心距变动系数：=ymaayw22. 09144142 d)齿顶降低系数：y=0.03+0.22=0.19yy e)分配变位系数： x =0.0095 2 x =+ x =-0.03+0.0095 = -0.020532 第一对行星轮配齿验算： （1）传动比条件： z =c) z-z(21ab 即: 28=（69-13） 满足21 （2）安装条件： （+ z ）/2=整数azb 即: (69+13)/2=整数 满足 （3）同轴线条件: 13+28=69-28 满足（4）邻接条件: np ) 2zarcsin(Bcazz 即： 3180/59.9=3.005 满足第二对行星轮配齿验算： （1）传动比条件： z =c) z-z(21ab 即: 18=（50-14） 满足21 （2）安装条件： （+ z ）/2=整数azb 即: (50+14)/2=整数 满足 （3）同轴线条件: 14+18=50-18 满足 （4）邻接条件: np) 2zarcsin(Bcazz 即： 3180/49.88=3.6 满足3.几何尺寸计算 (1) 第一对太阳轮分度圆直径: d=5=65mm13 齿顶圆直径: da= 65+25（10.40.28）=77.72mm 齿根圆直径: d =6525（10.40.28）=53.8mm f 基圆直径: d =dcos20=65=61.08mmb20cos 行星轮 分度圆直径: d=5=140mm28 齿顶圆直径: da= 140+2=149.2mm)00834. 007166. 01 (5 齿根圆直径: d =140-2=125.93mm f5)07166. 04 . 01 ( 基圆直径: d =dcos20=140=131.55mmb20cos 内齿轮: 分度圆直径: d=5=345mm69 齿顶圆直径: da= 345-2=329.96mm)00835. 07118. 08 . 0 (5 齿根圆直径: d =345+2=364.118mm f5)7118. 04 . 08 . 0( 基圆直径: d =dcos20=345=324.19mmb20cos(2) 第二对太阳轮 分度圆直径: d=9=126mm14 齿顶圆直径 : da= 126+2=143.74mm)016. 00191. 01 (9 齿根圆直径: d =126-2=101.14mm f5)0191. 04 . 01 ( 基圆直径: d =dcos20=126=118.4mmb20cos行星轮 分度圆直径: d=9=162mm18 齿顶圆直径: da=162+2=179.88mm)016. 00095. 01 (9 齿根圆直径: d =162-2=136.97mm f9)095. 040. 01 ( 基圆直径: d =dcos20=162=152.23mmb20cos内齿轮 分度圆直径: d=9=450mm50 齿顶圆直径: da=450-2=432.55mm)19. 00205. 08 . 0(9 齿根圆直径: d =450+2=471.23mm f9)0205. 04 . 08 . 0(基圆直径: d =dcos20=350=422.86mm b20cos(3)第一对太阳轮，齿宽 b 取 1/1.1b d 则 b = 1.1=71.5mm 取 b=7065 b =b =70ac 10)=765(abbb 第二对太阳轮，齿宽 b 取 1/1.1b d 则 b = 1.1=138.6mm 取 b=138126b =b =138ac 10)=1445(abbb2.4.2 行星轮啮合要素验算a-c 传动端面重合度a1）顶圆齿形曲径：22)2()2(baadd 太阳轮: =11.11mm1a222)208.61()265( 行星轮: =23.95mm2a222)255.131()2140(2）端面啮合长度：ag=11.11-23.95+106sin21.44=25.9mm21sintaaaaag3）端面重合度：a =1.756)cos/(costnaaamg20cos514. 319 .25 c-b 端面重合度a1）顶圆齿形曲径 ：由上式 计算a22)2()2(baadd得 行星轮 =23.95mm 内齿轮 =59mm2a3a2）端面啮合长度：ag =23.95-59+142sin24.6785=24.23821sintaaaaag 3）端面重合度：a =1.65)cos/(costnaaamg20cos514. 31238.24 第二对行星轮啮合要素验算 a-c 传动端面重合度a 1)顶圆齿形曲径： 由可知:22)2()2(baadd 太阳轮 =21.55mm1a222)24 .118()2126(行星轮 =27.7mm2a222)223.152()2162(2）端面啮合长度： 由可得:ag)sin(21taaaaag =21.55-27.7+142sin20.2816=43.07mm21sintaaaaag3）端面重合度： a)cos/(costnaaamg =1.62a20cos914. 3107.40 c-b 端面重合度a1）顶圆齿形曲径 ： 由式 得: a22)2()2(baadd 行星轮 =27.7mm 内齿轮 =76.95mm2a3a 2）端面啮合长度：ag =27.7+76.95-142sin19.7=56.78mm21sintaaaaag 3）端面重合度：a = =1.8)cos/(costnaaamg20cos914. 3178.563 轴的设计及校核3.1 确定轴的最小直径轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈基础上进行的。mind为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。在一根轴上的轴承一般都取一样型号，使轴承孔尺寸相同，可一次镗孔，保证精度。输入轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为 20Cr，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得惰一轴的设计 由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为: mmad8 .766 .471924 . 03 . 04 . 03 . 0 初取,经受力分析在确定轴的直径. mmd50min该心轴分三段,从右端起: 轴段 1:该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径,为使该轴有足够的支撑强度,取其长度mmd551.941mml 轴段 2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰轮.取其直径,这mmd1002里选择调心滚子轴承 253520,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为:两轴间有一长为 10,53200100BDd的距离套对其进行周向定位,该轴的长度mm.116105322mml 轴段 3:为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度mmd1083,为了保证惰轮与截一轴的齿轮正确啮合,取该段的长度mmh50.6010503mml1.轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用. 圆周力: NdTFt22567171192950022121 NdTFt21249306325110022333 因此选用 45 钢调质处理 而 HBS=255217,650MPab,360MPas,2701MPa因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，,1551MPa的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷:,270mml ,/3 .162270212492256731mmNlFFqtt因为相差无几，其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略，31,ttFF 所以弯矩为： mmNqlM8 .14789582703 .162818122抗弯截面模量： 3331000001001 . 032mmdW2/8 .141000008 .1478958mmNWMca 许用弯曲应力 MPabxb656501 . 01 . 0 所以该轴强度合格。bca 3.2 轴的校核 （一）轴 1 的设计与校核 (1)轴上的转矩 T : 1T =9.55=9550=233.211N.mm 1610nP1470897.35 可得： dA=115=33.36（取3nP1470897.353A115）取 d=67mm (2)求作用在齿轮上的力 轴 1 上大齿轮分度圆直径为：d =mZ =100mm11 圆周力，径向力和轴向力的大小如下:tFrFF F =4664.22N1t12dT1002332112 =4664.22 tan20=1697.64N1tanrtnFF F= F /cosa=2T /( d cosa) = 4664.22/cos20= 1n1t114963.56N (3)轴的强度校核： 1）求支反力水平面： R = 1313.23N R = 3350.99N1H2H 垂直面： R = 1219.66N R = 477.97N1V2V 2）计算弯矩 水平面弯矩： M =194358.04N mm M =194358.04 1H2HN mm 垂直面弯矩： M = 70740.28N mm M = 70739.56N mm1V2V 合成弯矩: M =M= 206831.17 N mm12 扭矩: T = 233211 N mm 轴的计算简图3) 扭矩： =139926.6 N mm630.6 2.6 10T 4）计算当量弯矩： 22CaMMT=249717 N mm22)139926.6()206831.17( 轴的材料为 45 钢，调质处理，可知: 2650N/mmB由得: WMDa 取 20.09 0.158 65N/mmB 260N/mmW=0.1d =30754 323d3=249717/30754=8.12 WMca 260N/mm所以该轴满足强度要求(二） 轴 6 的设计与校核 (1)轴上的转矩 T:T=9.55=9550=34025.64N.mm610nP57. 8534.30 dA=115 =168mm (取 A115)3nP57. 8534.303 d=170mm(2)求作用在齿轮上的力 轴 6 上大齿轮分度圆直径为: d =mZ =272mm11 圆周力，径向力和轴向力的大小如下:tFrFF F =22247.35N1t52dT272340256402 =22247.35 tan20 =8097.37N1tanrtnFF F= F /cosa=2T /( d cosa)= 22247.35/cos20= 1n1t1123675.14N(3)轴的强度效核： 1）求支反力水平面： R = 11441.49N R = 10805.85N1H2H垂直面： R = 4164.36N R = 3933N1v2V 2） 计算弯矩 水平面弯矩： M =2059468.2N mm M =1836850N mm1H2H 垂直面弯矩： M = 7495848N mm M = 668610N mm1V2V 合成弯矩: M =7773610 N mm M=1954752.5 N mm12 扭矩： T = 34025640 N mm 轴的计算简图4)扭矩： =0.6 34025640=20415384 N mm5T 5） 计算当量弯矩： =22CaMMT22)20415384()7773610( =21845295 N mm=22CaMMT22)20415384()1954752.5( = 20508753 N mm 轴的材料为 45 钢，经调质处理，可知 2650N/mmB由得 WMDa 取 20.09 0.158 65N/mmB 260N/mm W=0.1d =491300323d3 =21845295/491300=44.464WMca 260N/mm 所以该轴满足强度要求 3.3 花键的强度校核 （1）花键强度校核 按公式 2Tppzhld式中传递的转矩，各齿载荷不均匀系数，取T（0.70.8）:齿数， 齿的工作长度, d平均直径Zl 齿的工作高度 =（1020） hp:2N mm渐开线花键 m(30h时） 花键模数 m=6.5 齿数 z=12 长度 l =76 则 P=3.8zhldT27678125 . 68 . 0106 .62923p 所以强度校核合格 （2）行星轮系花键校核（花键模数 m=7 齿数 z=13 长度l=79） 由公式 可知： 2Tppzhld 则 P=4.920000h10631110()60trhprfcLnfp2rp 所以轴承的寿命合格4 采煤机的使用和维护4.1 采煤机的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。（一）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。（二）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。1. 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。2. 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。（三）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况，装运顺序应顾及井下组装的方便。2、采煤机的组装应在预先准备的“缺口”中进行，顺序为：先组装好溜槽及工作面附件，而后使中架部分骑在运输机和齿轨上，穿好导向滑靴，再装好左右摇臂及滚筒，接电缆、水管及拖缆带，组装时应注意人身及设备的安全，对机件的外露部分如手把等，要注意保护。还要注意销轴、轴孔及接头等处的清洁，不得有污物带入。3、组装后的运转与地面试运转要求相同（四）采煤机的井下操作井下操作由每班配备的，经过专门训练的两名司机进行。各班司机要认真的执行交接班制度。1. 操作前的检查：（1） 截齿是否齐全完好，牢固可靠。（2） 各把手按钮是否齐全，灵活可靠。（3） 油位是否符合要求。不足时添加。（4） 各紧固螺栓要齐全，不松动。（5） 电缆、水管、油管是否损坏及泄露。（6） 运输机是否铺设平直。（7） 拖缆架是否卡挂。（8） 供水是否正常，否则不得开机。（9） 滚筒前后两米以内不得站人。2. 试运转中注意事项：（1） 各部分运转声音及发热是否正常。（2） 结合面、出轴处、盖、管路等有无渗漏。（3） 压力表指示是否正常，指针有无不正常抖动。（4） 各运转部件及整机有无震动与抖动。（5） 调高及牵引是否正常。3. 操作顺序：（1） 送电、磁力启动器合闸。（2） 合上隔离开关。（3） 合上截割部离合器。（4） 发信号给工作面运输司机并解锁、使运输机启动。（5） 给水冷却喷雾。（6） 分别启动电机使滚筒正常运转。（7） 调采高到合适的高度。（8） 选择牵引方向并慢慢调速到合适的速度。4. 机器运转时注意事项：（1） 注意滚筒运转情况，机道有无阻碍，机器声音、牵引力（压力表）大小，拖缆带卡挂现象等。（2） 严禁滚筒在不运转情况下牵引或调高。（3） 停运输机、停水时，机道有大块障碍，支柱影响通过，电机闷车，夹石过硬，或其他有碍机器正常运转情况等时，应立即停机，处理后方可开机。（4） 注意顶板支护情况，人员位置，确保生产及人身安全。5. 停机顺序：（1） 牵引调速换向手把打回零位，紧急停车后也要把此手把回零。（2） 停止电动机、停止运输机。（3） 停水。（4） 拉开截割部离合器。（5） 拉开隔离开关。4.2 采煤机轴承的维护及漏油的防治据不完全统计，在采煤机发生故障的总数中，机械事故占 80 左右，而因润滑问题造成事故占很大的比例。采煤机轴承的维护及漏油的防治又是其中关键的一个环节。1 采煤机轴承损坏形式和原因采煤机各传动轴承中，强度薄弱，容易损坏的部位有：(1) 截割部轴齿轮(小伞齿轮轴) 它转速高，温升快、易发热，使径向游隙变小，并在缺油情况下烧伤，造成异常噪声、振动；(2) 截割部行星机构行星轮轴承受力大 ，而受空间大小和轮缘壁厚的限制，轴承直径不能增大，滚动体和滚道表面接触应力高，常发生早期点蚀和严重磨损；(3) 摇壁回转轴套和滚筒轴其转速低，但负荷高，并有严重冲击力，轴承常发生套圈变形，边断裂；(4) 牵引部行走链轮轴承受冲击交变负荷，密封润滑条件差，煤尘易进入滚道把保持损坏。2 预防和改进措施（1） 加强润滑和密封轴承工作时，滚动体与滚道、保持架和内外圈用滚动体都有摩擦，润滑剂可减小磨损，特别在滚动体和滚道之间形成油膜，可减小接触应力，降低温度，从而延长轴寿命。主要存在问题是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰尘不断浸入，轴承磨损加剧，轴承润滑油不良，甚至缺油使表面过热烧伤。因此需重点采取措施：1) 高速轴油封选用最合适密封材料、结构、提高其使用寿命；2) 摇壁回转轴承用油脂润滑并用油封把它与固定箱油池隔开；3) 对低速轴 (如滚筒轴) 改用端面浮动油封。通过 O 型密封圈弹性变形产生端比压。使浮动环靠紧并传递扭矩，补偿磨损。（2） 严格验收，确保制造和安装质量1) 轴承本身质量是影响安装性能和使用寿命的重要因素。2) 轴承组件的制造和安装应符合要求。壳体孔直径超差改变了轴承正确配合要求，过盈量大，使径隙变小，内圈产生拉应力。间隙大，径隙变大，组件刚性降低并引起套圈滑动。3) 壳体孔椭圆形或锥形误差，使套圈滚动道变形。当滚动体验通过时，滚道直径内经受压应力应显著增大，使区域过早磨损和破坏。4) 轴和壳体孔挡肩对配合表面不垂直及二侧配合处不同轴误差，使