MG6501630-WD型采煤机设计毕业论文.doc

MG650/1630-WD型采煤机设计毕业论文目录摘要IABSTRACTII目录III1概述11.1 我国采煤机的发展史11.2 我国采煤机技术发展的趋势11.2.1 提高产品质量和可靠性21.2.2 高度自动化、智能化22采煤机总体结构42.1采煤机的的总体结构42.2 MG650/1630-WD的组成52.3主要技术参数52.3.1MG650/1630-WD型采煤机52.4采煤机总体结构尺寸的确定62.4.1MG650/1630-WD型电牵引采煤机总体尺寸62.4.2 MG650/1630-WD型电牵引采煤机“三机”配套尺寸73截割部传动系统设计83.1传动比的分配及各级齿轮齿数、模数的确定83.1.1传动比分配原则83.1.2总传动比的确定93.1.3传动比的分配93.1.4齿轮几何尺寸计算103.2截割电机的选择113.3传动系统动力学计算123.3.1各轴转速的计算123.3.2各轴功率计算133.3.3各轴扭矩计算133.4齿轮正确啮合条件143.5齿轮材料选择143.5.1齿轮材料选择原则143.5.2选用材料143.6齿轮的受力分析153.7各级齿轮设计与强度校核183.7.1各级齿轮设计183.7.2各级齿轮校核193.8各轴结构设计与强度校核203.8.1轴结构设计要求203.8.2轴设计常用措施203.8.3轴主要材料的机械性能21 3.8.4各轴最小直径计算223.8.5各轴结构设计与校核233.9各轴承的选型及寿命计算363.10各键的设计与强度校核373.10.1各键的设计373.10.2各键的校核374牵引部传动系统设计414.1采煤机行走部414.2传动比的分配及各级齿轮齿数、模数的确定424.2.1总传动比的确定424.3牵引电机的选择434.4传动系统动力学计算444.5齿轮的受力分析464.6各级齿轮设计与校核494.7各轴结构设计与强度校核524.7.1轴结构设计要求524.7.2轴设计常用措施524.7.3轴主要材料的机械性能524.7.4各轴最小直径计算534.8各轴承的选型及寿命计算664.9各花键的设计与强度校核674.10链轮输出结构的设计与强度校核705摇臂箱体设计726齿轮润滑系统设计737喷雾系统设计748调高液压系统设计768.1概述768.2调高液压系统工作原理779技术设计经济分析78致 谢79参考文献80附录82V1概述1.1 我国采煤机的发展史 作为世界上最早利用煤炭资源的国家之一,中国的煤炭资源利用史可追溯至六七千年前,与如此长远的煤炭利用史相比,采煤机的发展史则简单得多。20世纪40年代,英国、前苏联相继研发链式采煤机,虽在一定程度上变革了煤炭生产方式,却因较低的工作效率为人垢病,与此同时德国研发刨煤机;50年代,英国、德国又相继研发出滚筒式采煤机;60年代,英国、德国、法国、前苏联先后革新滚筒式采煤机,奠定了现代化采煤机械的基础,自此,煤炭生产进入高产高效、安全可靠的现代化发展阶段;70年代以来,综合机械化采煤设备日臻成熟完善,向着数字化、智能化方向发展。 中国的采煤机发展史始于20世纪50年代初,从前苏联引进链式采煤机并组织自行生产,而其较低的工作效率决定了其不可能得到广泛推广应用;60年代,我国从波兰引进滚筒式采煤机并组织自行生产;70年代,我国从英国、波兰、法国、德国等大量引进双滚筒可调高采煤机,走上大规模研制和生产现代化采煤设备之路。70年代至今,经过几十年的发展,我国己能自行设计生产适合于各种煤区环境的滚筒式采煤机,并致力于采煤机机械化力度的加强。1.2 我国采煤机技术发展的趋势 经过几十多年的发展,目前我国采煤机械技术水平取得长足进步,与国外距离逐渐缩小,中低端产品己基本可以满足国内市场需求,个别产品实现出口。但是,与国外发达国家相比,我国采煤机械技术领域仍然存在很多方面的问题,如高端产品缺失,产品质量存在隐患,自动化、网络化程度偏低等。在此背景下,增产提效,实现采煤机械自动化、网络化成为我国应对国际竞争和提高国家能源安全的必然选择,同时也是我国采煤机械技术发展的趋势。1.2.1 提高产品质量和可靠性 质量及可靠性一直是“中国制造”为人“垢病”的软肋,要想摆脱这一命运,就必须采用现代设计和分析方法提高采煤机设计可靠性,重点是提高系统装置的抗振、散热和防潮等性能。计算机技术与虚拟样机技术的快速发展为采煤机产品制造提供了新的机遇,通过三维造型,对产品进行虚拟制造、装配、试验,极大地提高了产品的设计质量和可靠性,缩短了新产品的研制周期。1.2.2 高度自动化、智能化自动化、智能化采煤机是信息时代发展的必然产物,直接影响了矿井的综合机械化采煤技术的实施。采煤机自动化、智能化主要体现在:第一,基于网络的采煤机故障分析智能技术。当前,采煤机故障的表现方式为“黑洞现象”,并无过程记录。对于多种综合因素联合诱发的采煤机故障,现场故障诊断较难。在无故障发生的过程记录条件下,难以判断故障诱发因素,采煤机信息处理处于“信息孤岛”状态。增加故障诊断功能,及时挖掘“病灶”,并给出解决方案,防止采煤机故障扩大引起工作面停产的严重后果。第二,工作面显示与信息传输系统。在采煤机上安装高清晰低光摄像头,随机监测滚筒位置并将视频信息通过随机光缆传送回采巷道控制台计算机。操作人员可以在工作面输送机头通过监视计算机监视采煤机工作情况。第三,采煤机与液压支架联动技术。如同为采煤机安装了GPS定位系统,支架能及时获取采煤机的位置、方向等信息,并基于这些信息自动控制支架动作。随着经济发展和科技进步,我国采煤机技术取得长足发展,当前己研制出适应不同开采条件的系列采煤机产品。但与国外发达国家相比,我国采煤机在生产效率、产品质量、自动化和智能化监测监控等方面仍存在较大差距。基于世界采煤机发展趋势和潮流,开发研制安全可靠矿井“三机一架”综合配套技术是未来我国煤机事业主攻方向。2采煤机总体结构2.1采煤机的的总体结构图2.1 采煤机总体结构图 1.左滚筒 2.左摇臂 3.左牵引部 4.中间控制箱 5.右牵引部 6.右摇臂 7.右滚筒 （1）组成：采煤机主要由左、右截割滚筒，左、右摇臂，左、右行走减速箱，行走箱，电气控制箱，变频调速箱，调高泵箱，中间框架，拖缆装置及喷雾冷却系统等组成。 （2）截割部：截割部电动机横向布置在摇臂上单独驱动，经摇臂减速箱三级直齿，一级行星传动减速后，通过方形出轴与截割滚筒联接，驱动截割滚筒旋转，实现截煤、落煤、装煤工序。 （3）牵引部：两台行走电动机横向分别布置在左、右行走减速箱内实现双牵引，经行走减速箱的减速后，带动行走箱中的驱动轮回转，驱动行走轮与销轨啮合，使采煤机沿工作面刮板输送机正或反方向移动。 （4）电控箱：该电控箱为独立隔爆箱体，可从采空侧抽出。电气控制系统采用可编程控制器（PLC）控制，具有瓦斯报警装置，各项保护和显示功能齐全，并配置中文液晶显示屏，实时显示采煤机的工况参数。 （5）变频调速器：该变频调速箱为独立隔爆箱体。由三个腔体组成：变压器箱，变频器腔和接线腔。大盖板上没有电控按钮和显示窗，箱体上没有冷却水道。 （6)支撑：由采煤机煤壁侧的两个滑靴和采空侧两个导向靴滑分别支撑在工作面刮板输送机的槽帮和销轨上。 （7）调高泵：主要由调高电动机、调高泵、粗过滤器，手液动换向阀、集成阀块和邮油箱等组成。各部件均可从中间框架的采空侧抽出，维修方便。（8） 喷雾冷却系统：由水阀、安全阀、节流阀、喷嘴、高压软管及有关联接件等组成。来自喷雾泵的水由送水管经电缆槽、拖缆装置进入水阀。由水阀分配成五路，用于冷却、喷雾、降尘。2.2 MG650/1630-WD的组成MG650/1630-WD型交流电牵引采煤机是一种新型大功率、智能化交流电牵引采煤机。该采煤机采用多电机驱动、横向布置结构。总装机功率1639kW,截割功率2650kW,牵引功率290kW，破碎功率120kW，调高功率30kW,供电电压3300V；采用机载“一拖一”交流变频调速，强力销轨式牵引；适用于煤层厚度2.25m4.6m,煤层倾角，煤质硬的大采高综采工作面。该采煤机主要有左、右截割部电机，左、右摇臂，左、右滚筒，机身框架及连接，行走部，行走箱，左、右牵引电机，变频器箱，变压器箱，开关箱，左、右调高泵箱，调高泵电机，拖缆装置，破碎装置等组成。2.3主要技术参数2.3.1MG650/1630-WD型采煤机适用煤层 2.25-4.6m适用倾角 16机面高度 1628mm最大采高 4600mm滚筒直径 2240牵引力 980/495kN牵引速度 01015.5m/min截深 800mm装机功率 1140kW 截割电机型号 YBCS-650A截割电机功率 2650kW牵引电机型号 YBQYG-90牵引电机功率 290kW牵引形式 交流变频 无链牵引方式 销轨截割电机电压 3300V 牵引电机电压 380V泵电机型号 YBRB-30泵电机功率 30kW摇臂长度 2716mm整机重量 92t配套刮板机 SGZ1000/1050 配套喷雾泵站 PB-320/6.32.4采煤机总体结构尺寸的确定2.4.1MG650/1630-WD型电牵引采煤机总体尺寸 MG650/1630-WD型电牵引采煤机如图，是一种多电机驱动，电机横向布置，交流变频调速无链双驱动大型电牵引采煤机。总装机功率1639kW,截割功率2650kW,牵引功率290kW，破碎功率120kW，调高功率30kW,供电电压3300V；采用机载“一拖一”交流变频调速，强力销轨式牵引,机面高度1628mm，最大采高4600mm，下切量651mm,摇臂长度2716mm,适用于煤层厚度2.25m4.6m,煤层倾角，煤质硬的大采高综采工作面。2.4.2 MG650/1630-WD型电牵引采煤机“三机”配套尺寸采煤机依靠工作面输送机导向并在其上移动，而工作面输送机与液压支架又移架和推溜的支点。要实现高产高效，采煤机工作面的“三机采煤机、输送机和液压支架必须合理配合；否则，不仅高产高效难以实现，甚至连正常的生产也难以维持。下式是三机配套的一般要求，从安全角度考虑，工作面无立柱空间宽度R应尽可能小，但它受到设备宽度的制约。式中 B-截深，mm； E-煤壁与铲煤板间应留的间隙，一般取100150mm； W-工作面输送机的宽度，mm； X-支架前柱与输送机电缆槽间的距离，一般为150200mm； d-立柱外径，mm。3截割部传动系统设计3.1传动比的分配及各级齿轮齿数、模数的确定图3.1传动系统图3.1.1传动比分配原则 （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，使减速器获得最小外形。 （2）各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；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的深度大致相等，从而使润滑比较方便。3.1.2总传动比的确定 滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可以有滚筒的转速和直径计算而来，为了减少滚筒截割时产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速不宜过大，滚筒转速对滚筒截割影响极大，因此，传动比的分配需涉及滚筒转速。则总传动比i为：式中 -电动机转速,r/min； -滚筒转速，r/min。3.1.3传动比的分配 MG650/1630-WD型采煤机采用四级减速。前三级减速机构采用齿轮减速装置，最后以及采用行星减速装置。查阅相关文献知，采煤机截割部行星减速机构传动比一般为4-6，这里取行星减速机构传动比=5.823 由上述传动比分配原则知，其它三级每一级的传动比。因此，初步定各级传动比为：根据上述分配，取一级齿轮减速模数m=10,二级齿轮减速模数m=11,三级齿轮减速模数m=12,行星机构齿轮减速模式m=14，则齿轮初步设计参数如下表1。表3-1 齿轮初步数据参数Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数244343225020454545173082分度圆2404304302425502405405405402384201148模数10111214传动比1.792.2722.255.8233.1.4齿轮几何尺寸计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 顶隙C C=5）齿轮参数列表 表3-2齿轮参数表 mm分度圆直径2404304302425502405405405402384201148齿数244343225020454545173082模数101010111112121212141414齿顶高101010111112121212141414齿根高12.512.512.513.7513.751515151517.517.517.5齿全高22.522.522.524.7524.752727272731.531.531.5齿顶圆直径2604504502645722645645645642664481176齿根圆直径215405405214.5522.52105105105102033851113基圆直径225.5404.1404.1227.4516.8225.5507.4507.4507.4223.6394.71078.8齿距31.431.431.434.5434.5437.6837.6837.6837.6843.9643.9643.96齿厚15.715.715.717.2717.2718.8418.8418.8418.8421.9821.9821.98顶隙2.52.52.52.752.7533333.53.53.53.2截割电机的选择 由设计可知，MG650/1630-WD型采煤机截割部功率为 2650kW，即两台分别为650kW功率的电机。根据矿下工作安全，要求电机具有防爆、防电火花的安全性，以确保在含有煤尘、瓦斯等的危险爆炸物的空气中绝对安全。此外，要求电机工作可靠，启动转矩大，负载、过载能力强，效率高。据此选择电机YBCS-650A，具体参数如下：型号:YBCS-650A工作电压：3300V额定转速：1486r/min支口直径：螺孔：分布圆直径：输出轴：904mm键长：85mm 该电机总体呈圆形，电机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机与摇臂的齿轮减速机构相连接，并将输出动力传递给摇臂的齿轮减速机构。3.3传动系统动力学计算取齿轮传递效率，轴承传递效率3.3.1各轴转速的计算轴： 轴： 轴： 轴： 轴: 轴、轴： 轴： 28.31r/min3.3.2各轴功率计算3.3.3各轴扭矩计算表3-3传动系统力学表轴轴轴轴轴轴轴轴转数（r/min）1486826.82826.82363.92161.74161.74161.7428.31功率(kW)624.19617.95593.42569.86547.23252.51504.65486.82扭矩(N.m)4188.5966923.3986641.19513929.7930097.728903.3026654.2650817.0693.4齿轮正确啮合条件（1） 齿轮正确啮合条件：啮合齿轮的压力角、模数分别相等。 (1)连续传动条件：齿轮啮合的重合度大于1.3.5齿轮材料选择3.5.1齿轮材料选择原则1） 满足工作条件的要求；2） 考虑齿轮尺寸的大小；3） 考虑到齿轮受到重载和冲击载荷的情况；4) 选用高强度钢表面要硬化处理。3.5.2选用材料考虑到以上各原则齿轮材料选用18Cr2Ni4Wa，需经过表面渗碳淬火，有效硬化层深度为1.11.4mm,，表面硬度为5862HRC齿芯硬度为3842HRC，强度极限为b =1200MPa，屈服极限s=1100MPa。 3.6齿轮的受力分析 圆周力 N 径向力 N 总作用力 N图3-2齿轮受力分析图 对于： 对于： 对于： 对于: 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 各齿轮受力分析汇总如下： 表3-4齿轮受力表 单位:kNZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11圆周力34.932.230.95050.711611110798238241.9径向力12.711.711.31818.54240.639.03681.588.1总作用力37.134.332.953.254.0123118.7114.3105238.3257.53.7各级齿轮设计与强度校核根据上诉材料选择可知，齿轮材料18Cr2Ni4Wa调制处理，参考机械设计中的表9-14选取齿轮公差等级为7。考虑到采煤机材料选择原则及工作环境多的影响，在齿轮设计时按齿根弯曲疲劳强度设计，按齿面接触疲劳强度校核。齿轮许用弯曲应力公式如下：设计公式：校核公式：式中 a=，齿宽系数； K=1.7，载荷系数。 由于齿轮材料为18Cr2Ni4WA，则有：=1428式中 弯曲疲劳强度极限，查表取 =1000MPa； 安全系数，取=1.4； 应力修正系数，取 =2.0。3.7.1各级齿轮设计级：其中，=2.65，=1.58，由齿宽及中心距计算得，a=0.269，k=2.254，又设计模数m=10，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得，=2.72， =1.57，由齿宽及中心距计算得，a=0.253，齿轮设计模数m=11，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得， =2.80，=1.55，由齿宽及中心距计算得，a=0.282，设计模数m=12，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得，=2.97，=1.52，由齿宽及中心距计算得，a=0.426，设计模数m=14，即齿轮模数满足要求。3.7.2各级齿轮校核级： 式中 b齿宽,取b=90mm； a中心距,取a=335mm。级： 式中 b齿宽,取b=120mm； a中心距,取a=396mm。级： 式中 b齿宽,取b=130mm； a中心距,取a=390mm。级： 式中 b齿宽,取b=140mm； a中心距，取a=329mm。3.8各轴结构设计与强度校核3.8.1轴结构设计要求 结构要便于加工，便于零部件的装卸（工艺要求）； 零件要准确的工作位置（定位要求）； 轴向零部件要牢固而可靠地相对固定（固定要求）； 尽量的减小应力集中，改善轴的受力状况。3.8.2轴设计常用措施 将轴做成阶梯轴； 零部件在轴上沿径向的定位用公差来保证； 零部件在轴向的固定场采用轴肩、套筒、螺母、挡圈等形式。3.8.3轴主要材料的机械性能表3-5轴主要材料的机械性能材料/性能18Cr2Ni4Wa40Cr1145MPa980MPa835MPa785MPa7810010%11%轴的最小直径： 按弯扭合成应力进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面）的强度。 在设计轴时，需要绘制轴的简图、求支反力（水平支面反力、垂直面支反力）、计算弯矩（水平面弯矩、垂直面弯矩）、扭矩及具体计算过程。在校核轴时，根据计算的相关数据知，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6。 利用材料力学第三强度理论： N/mm2式中 -弯曲应力，； -扭转切应力。轴的计算应力为：式中 -当量弯矩，。 是考虑扭矩与弯矩的循环特性的差异系数。对于不变的扭矩取0.3；对于脉动变化的扭矩取0.6；对于频繁正反转的轴取1. 轴的强度条件 N/mm23.8.4各轴最小直径计算 选取传动轴的材料18Cr2Ni4Wa,淬火渗碳处理，按机械设计表取=78。惰轮轴材料40Cr,淬火渗碳处理，=100，则有轴的计算直径如下：轴：轴：轴：轴：轴：轴：轴：3.8.5各轴结构设计与校核轴的结构设计图3.3轴结构图图3.4轴力学分析图 轴的结构如上图。由计算数据可知，轴最小直径为100mm,位于轴最右端,齿轮齿根圆直径215mm,两端轴承为圆柱滚子轴承，轴承型号为NJ232E。取左端直径=140,右端直径=100mm,由电机花键尺寸取轴花键长为85mm。轴承宽48mm，轴承与齿轮之间的距离为15mm。轴的强度校核求支反力1） 水平面： 代入数据得： 2） 垂直面: 代入数据得： 计算弯矩1） 水平弯矩： 2） 垂直弯矩： 合成弯矩： 轴的强度校核抗弯截面系数抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力：所以满足强度要求。轴的结构设计 计算已知轴的最小直径=140mm,为第一段，长为60mm,第二段直径=145mm，长为105mm,第三段直径=150mm，长为80mm.与轴相配合的轴承为圆柱滚子轴承。1）水平面： 代入数据得： 图3.5轴力学分析图3） 垂直面: 代入数据得： 计算弯矩3） 水平弯矩： 4） 垂直弯矩： 合成弯矩： 轴的强度校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力： 所以满足强度要求。轴的结构设计图3.6轴结构图轴最小直径=140mm,最小直径位于最右端，装配轴承，选7028C140角接触球轴承；轴二段采用轴肩定位，选7232C角接触球轴承，直径为=160mm,=190mm,=200mm,=180mm,=170mm,=155mm。轴的强度校核求支反力图3.7轴力学分析图1） 水平支反力： 代入数据得： 2) 垂直支反力： 代入数据得： 计算弯矩1) 水平弯矩： 2) 垂直弯矩 合成弯矩 轴的强度校核抗弯截面系数抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力： 所以强度满足强度要求。轴的结构设计图3.8轴结构图轴最小直径为=150mm，装配角接触球轴承，型号7030C。=150mm,=165mm,=170mm,=160mm。轴的强度校核求支反力图3.9轴力学分析图2） 水平支反力： 代入数据得： 3) 垂直支反力： 代入数据得： 计算弯矩3) 水平弯矩： 4) 垂直弯矩 合成弯矩 轴的强度校核抗弯截面系数抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力：所以强度满足强度要求。轴、的结构设计图3.10轴结构图 轴、是惰轮轴，仅起传递作用。两轴的结构、尺寸大小、安装配合完全相同，由上述计算结构可知，两轴的最小直径为180mm。轴与轴承之间装配调心滚子轴承。轴承型号22226CC。轴两端固定，一端直径为180mm，另一端直径为220mm，轴承及齿轮装配段直径为200mm。轴、的强度校核求支反力3）水平面： 代入数据得： 图3.11轴力学分析图4） 垂直面: 代入数据得： 计算弯矩5） 水平弯矩： 6） 垂直弯矩： 合成弯矩： 轴的强度校核抗弯截面系数抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力：所以满足强度要求。轴的结构设计 轴为齿轮轴，最小直径180mm,轴承对称分布。轴的强度校核求支反力3） 水平支反力： 代入数据得： 4) 垂直支反力： 代入数据得： 计算弯矩5) 水平弯矩： 6) 垂直弯矩 合成弯矩 轴的强度校核抗弯截面系数抗扭截面系数 由材料力学第三强度理论得： 轴的计算应力： 所以强度满足强度要求。3.9各轴承的选型及寿命计算轴承的设计寿命比照国际水准，一般为10000h30000h。采煤机在工作过程中时常受到冲击载荷，对其零部件的破坏相对较大，因而，为了充分保证轴承使用的可靠性，取其设计寿命低一些，选取Lh12000h。轴承的寿命按下式计算：Lh式中 n轴承内外圈的相对速度；C轴承的额定载荷； P轴承承受的当量载荷；Fp载荷系数; Ft温度系数；寿命系数，取 。轴的轴承寿命计算 由轴承选型知，该轴承性能参数如下：=215kN 轴承支反力计算1） 水平支反力： 2) 垂直支反力： 3) 合成支反力： 即轴承的当量载荷P=。由于两轴承当量载荷相等，可任选一个轴承进行寿命计算。轴承运转中有重度冲击，由机械设计表13-6有，=1.8-3.0，这里取=2.5。取温度系数=1。由轴承寿命计算公式 有轴承计算寿命由已知设计有：采煤机轴承寿命要求为12000h。所以轴承寿命满足要求。3.10各键的设计与强度校核3.10.1各键的设计 根据设计经验，轴、轴、轴、轴处的连接需花键连接，其它地方可用平键连接。查阅相关资料，各键的选择如下：花键1 d=110mm l=85mm 花键2 d=150mm l=90mm 花键3 d=160mm l=100mm 花键4 d=170mm l=130mm 3.10.2各键的校核花键1的校核 式中 传递的转矩 ； 各齿载荷不均匀系数，取0.7；齿数，Z=22； 齿的工作长度，l=85mm；平均直径mm，d=110mm；齿的工作高度mm，h=5mm； 许用压强，查表2-23=（10-20）。将上述结果代入校核公式得 所以满足要求。花键2的校核 式中 传递的转矩，；各齿载荷不均匀系数，取0.7；齿数，Z=30；齿的工作长度，l=90mm；平均直径mm，d=150mm；齿的工作高度mm，h=5mm； 许用压强，查表2-23 =（10-20）。将上述结果代入校核公式得所以满足要求。花键3的校核 式中 传递的转矩，；各齿载荷不均匀系数，取0.7；齿数，Z=32；齿的工作长度，l=100mm；平均直径mm，d=160mm；齿的工作高度mm，h=5mm； 许用压强，查表2-23 =（10-20）。将上述结果代入校核公式得所以满足要求。花键4的校核 式中 传递的转矩 ；各齿载荷不均匀系数，取0.8；齿数，Z=34；齿的工作长度，l=130mm；平均直径mm，d=170mm；齿的工作高度mm，h=5mm； 许用压强，查表2-23 =（10-20）。将上述结果代入校核公式得所以满足要求。4牵引部传动系统设计4.1采煤机行走部 行走部担负着移动采煤机，使工作机构实现连续割煤或调动任务。它包括行走机构（又称牵引机构）和行走驱动装置两部分，有以下基本要求：1)牵引力大 随着工作面生产率的提高，采煤机应具有足够大的牵引力。 2）传动比大 总传动比高达300左右，行走速度一般为23m/min(国外达54m/min)。 3)能实现无级调速随着采煤机外载荷的不断变化，要求行走部速度能随着载荷的变化而变化。 4)不受滚筒转向的影响 通常电机和滚筒的转向是一定的，但采煤机的行走方向是要往返变化的，所以它不能受滚筒转向的影响。 5)能实现正、反行走和停止行走 电牵引采煤机采用多电机，截割电机和牵引电机是分开的，易于实现行走部正、反向行走和停止，而且操作简便。 6)有完善可靠的安全保护在电牵引采煤机中，通过对牵引电机的监测和控制来保证行走安全和可靠运行。7） 操作方便 行走部应有手动操作、远程操作等装置，尽量做到集中控制。4.2传动比的分配及各级齿轮齿数、模数的确定4.2.1总传动比的确定MG650/1630-WD型采煤机牵引部传动系统下图。图4.1截割部传动系统图传动系统齿轮特征参数见表4-1表4-1牵引部齿轮特征参数齿号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13齿数30435120851728701830731316模数567840传动比1.74.254.124.061.231)传动系统总传动比 2) 齿轨轮转速 3） 齿轨轮直径 4） 行走速度 4.3牵引电机的选择考虑采煤机工作环境的影响，牵引电机为矿用隔爆型三相交流异步电动机，电压等级为380V，功率90kW,可用于环境温度40，有瓦斯或煤尘爆炸危险的采煤工作面。电机型号及参数如下所示。牵引电机型号：YBQYG-90A 牵引电机功率:290kW电压等级：380V止口直径：止口长：586mm花键：轴长：95mm螺孔：分布圆直径：该电机卧式安装在左、右牵引部上，电机外花键输出轴与电机齿轮轴内花键联接。电机外壳水套冷却。4.4传动系统动力学计算1） 各轴转速轴：轴： 轴： 轴： 轴: 轴： 轴： 轴： 2） 各轴轴功率计算3） 各轴扭矩计算各轴转速、轴功率、扭矩如表4-2所示。表4-2力学表轴轴轴轴轴轴轴轴转数（r/min）14701162.06979.8244.9574.747.76.175.03功率(kW)89.185.4781.2577.2573.4469.8266.3863.11扭矩(N.m)578.85702.4825.63013.79921.21378.6102743.81191104.5齿轮的受力分析根据图受力分析，直接引用理论力学计算。各齿轮计算如下图4.2齿轮受力分析图 对于： 对于： 对于： 对于: 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 对于： 齿轮受力分析汇总如表4-3所示。表4-3 齿轮受力表 单位：kNZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13圆周力7.76.66.4810135025.340.513721435139513722径向力2.82.42.363.84.8119.214.7508012814381355总作用力8.27.046.91114542743.1146227174420439614.6各级齿轮设计与校核 大小齿轮均采用材料18Cr2Ni4Wa调制处理，其它要求与截割部完全相同，参考机械设计中的表9-14选取齿轮公差等级为7。考虑到采煤机材料选择原则及工作环境多的影响，在齿轮设计时按齿根弯曲疲劳强度设计，按齿面接触疲劳强度校核。设计过程中用到以下公式；许用弯曲应力： 设计公式：校核公式：式中 a=，齿宽系数； K=1.7，载荷系数。 由于齿轮材料为18Cr2Ni4Wa，则有：=1428式中 弯曲疲劳强度极限，查表取 =1000MPa； 安全系数，取=1.4； 应力修正系数，取 =2.0。级：其中，由机械设计查表10-5得，=2.25，=1.625，由齿宽及中心距计算得，a=0.439，k=1.7，又设计模数m=5，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得，=2.8， =1.55，由齿宽及中心距计算得，a=0.328，齿轮设计模数m=6，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得， =2.97，=1.52，由齿宽及中心距计算得，a=0.387，设计模数m=7，即齿轮模数满足要求。级：其中，由机械设计查表10-5得，=2.91，=1.52，由齿宽及中心距计算得，a=0.313，设计模数m=8，即齿轮模数满足要求。级： 式中 b齿宽,b=90mm； a中心距,a=187.5mm。级： 式中 b齿宽，b=110mm； a中心距，a=335mm。级： 式中 b齿宽，b=60mm； a中心距，a=157.5mm。级： 式中 b齿宽，b=60mm； a中心距，a=mm。4.7各轴结构设计与强度校核4.7.1轴结构设计要求 结构要便于加工，便于零部件的装卸（工艺要求）； 零件要准确的工作位置（定位要求）； 轴向零部件要牢固而可靠地相对固定（固定要求）； 尽量的减小应力集中，改善轴的受力状况。4.7.2轴设计常用措施 将轴做成阶梯轴； 零部件在轴上沿径向的定位用公差来保证； 零部件在轴向的固定场采用轴肩、套筒、螺母、挡圈等形式。4.7.3轴主要材料的机械性能表4-4轴主要材料的机械性能材料/性能18Cr2Ni4Wa40Cr1145MPa980MPa835MPa785MPa7810010%11%轴的最小直径： 按弯扭合成应力进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面）的强度。在设计轴时，需要绘制轴的简图、求支反力（水平支面反力、垂直面支反力）、计算弯矩（水平面弯矩、垂直面弯矩）、扭矩及具体计算过程。在校核轴时，根据计算的相关数据知，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6。 利用材料力学第三强度理论： N/mm2式中 轴的计算应力为：式中 N/mm2是考虑扭矩与弯矩的循环特性的差异系数。对于不变的扭矩取0.3；对于脉动变化的扭矩取0.6；对于频繁正反转的轴取1. 轴的强度条件 N/mm24.7.4各轴最小直径计算 选取传动轴的材料18Cr2Ni4Wa,淬火渗碳处理，按机械设计表取=78。惰轮轴材料40Cr,淬火渗碳处理，=100，则有轴的计算直径如下：轴：轴：轴：轴：轴：各轴结构设计及强度校核 由计算数据可知，轴最小计算直径为50mm,位于轴最左端,由于该段花键与电机连接，取d=65mm。齿轮齿根圆直径137.5mm,两端轴承为圆柱滚子轴承；第二段直径为75mm,由电机花键尺寸取轴花键长为65mm。