采煤机牵引部总体设计

摘要本文是新型采煤机牵引部整体设计的说明书。设计通过参考大量产品资料和指导老师的指导，分析以往典型采煤机在薄煤层开采中的液压部分存在的问题，利用多种方法改进，权衡许多重要参数最终将牵引部定为由液压装置提供动力，链轮牵引的基本形式，将采煤机的直线行走运动性能十分稳定。本文主要是关于牵引部的整体设计，主要阐述牵引部各轴、齿轮以及轴承等的选型及选型和改进措施，其中以动力传动的确定为主。还有关于牵引部的总体传动系统的传动比的计算。最后，为牵引部的生产和使用中遇到的实际问题以及问题的解决提了一些要求和建议，帮助用户能更好的使用机器。设计说明书中不易表达出来的地方还配有图纸来说明。关键词采煤机；牵引部；牵引机构；摘要11绪论511采煤机械的技术现状与发展趋势5111采煤机械发展的历史5112国外采煤机的发展状况6113国内采煤机的发展状况812中国煤炭开采的重要性1113煤炭行业机械化发展是国家的政策1114结语1215设计意义及需解决的问题122牵引部的整体方案1321牵引形式的选择1322牵引机构的选择15221链牵引机构1523牵引部的组成及特点1824牵引机构结构和动力设计方案的确定20241牵引部与行走箱一体设计20242牵引部和行走箱独立箱体设计2025此种设计对牵引部的要求2026牵引阻力的确定2127减速机构的选用22271减速器的概述22272主要减速器特点比较及选择2328润滑方式及齿轮油的确定2329密封形式的确定243牵引部的主要技术参数及传动比的设定2531牵引部的主要技术参数2532牵引机构传动方案的设计EI25321传动比的计算25322确定齿轮模数和齿数26323确定各轴输入扭矩、转速、输入功率274行走箱的设计3041直齿轮传动设计30411齿轮设计30412齿轮的变位及尺寸计算33413齿轮接触强度修正校核36414齿根弯曲疲劳强度校核计算3642花键轴的设计计算及轴承的选型与寿命的计算37421花键轴的设计计算37422轴承的选型及寿命的计算4143牵引部机箱体的设计思路425安装、检测维修与故障处理4451采煤机牵引部的安装与调试4452牵引部的维修与检修44521牵引部的维护44522牵引部的检修4553采煤机牵引部的故障分析和处理46531故障分析处理的原则依据46532处理故障的步骤46533常见故障分析与处理47534磨损检测49535采煤机井下操作49536操作注意事项51结语参考文献1绪论11采煤机械的技术现状与发展趋势111采煤机械发展的历史目前国内使用的采煤机械主要是可调高的双牵引部液压采煤机，这种经过改进的液压牵引采煤机，可追溯到长臂截煤机，是早期用于煤层底部掏槽的采煤机械。最早的滚筒采煤机是在截煤机的基础上，将减速箱部分改成允许安装一根水平轴和截割滚筒而演变成的。这种滚筒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。早期的滚筒采煤机主要存在2个问题，（1）截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整（即所谓的固定滚筒），对煤层厚度及变化适应性差；（2）截煤滚筒的装煤效果不佳（即所谓的圆形滚筒），限制了采煤机生产率的提高。20世纪60年代，英国、德国、法国和前苏联等先后对采煤机的截割滚筒做出两项改进。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；二是把圆形滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项改进使滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。在滚筒采煤机发展的同时，还研制出用刨削方式落煤的刨煤机、以钻削方式落煤的钻削式采煤机，以及螺旋钻式采煤机。现代滚筒采煤机均为可调高摇臂滚筒采煤机，其发展是从有链到无链；由机械牵引到液压牵引再到电牵引；由单机纵向布置驱动到多机横向布置驱动；由单滚筒到双滚筒，且向大功率、遥控、遥测、智能化发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高，工况自动监测、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在采煤机上得到应用。112国外采煤机的发展状况1牵引方式向电牵引方式发展。传统的液压牵引采煤机在国外仍然在生产和使用中，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。为适应煤矿生产实现高产高效，国外采煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400KW以上，最新报道已达850KW。牵引电机功率均在40KW以上，大的甚至达到125KW，总装机功率通常超过1000KW，如EL3000型采煤机总装机功率高达2000KW，7LS5型采煤机达1940KW。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1525M/MIN，最大牵引速度达50M/MIN，最大牵引速度达50M/MIN，牵引力高达1000KN。牵引速度的加快，支架随记支护的实现，使工作而顶板空顶时间缩短，为加大支架步距和滚筒截深创造了条件。采用大截深滚筒以成为提高采煤机生产能力的重要途径，目前普遍采用的截深为10001200MM，个别已达1500MM。（1）元部件可靠性大幅提高。为提高采煤机的可靠性，减少故障率，采煤机齿轮的设计寿命以提高到2000H以上，轴承的寿命提高到3000H以上，并且还有进一步提高的趋势。液压泵和液压马达的寿命已达10000H。（2）电牵引方式趋向交流变频调速。电牵引采煤机的牵引方式按牵引电机的类型可分为直流牵引和交流牵引。由于交流变频调速电牵引系统具有技术先进可靠、维护管理简单、价格低廉等特点，近几年发展很快。20世纪90年代中后期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统。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。早期的交流电牵引均采用一个变频器拖动两台牵引电机，变频器对电机的性能参数难以准确检测，控制和保护功能无法完全发挥。德国在开发SL300时，采用两个变频器分别拖动两台牵引电机的牵引系统，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的采用，成为电牵引技术发展的又一个特点。（3）无链牵引向齿轮一齿轨式演变。随着牵引力不断增大，销轮一齿轨式无链牵引已近淘汰，齿轮一齿轨式无链牵引已使用不多，正逐步趋向于采用齿轮一齿轨式无链牵引。这是一种从齿轮一销轨式演变而来的无链牵引结构，圆柱销被齿轨所取代，焊接结构改成了整体精密铸造或锻造，宽度增大，节距由125MM增加到175MM。无链牵引的优缺点无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵引链，而采用采煤机上的驱动轮与输送机上的齿条等相啮合的方式来移动机器。无链牵引具有一系列优点采煤机移动平稳、搬动小，因而载荷均匀，延长了机器的使用寿命，故障率也大减小。可利用无链双牵引传动将牵引力提高400600KN，以适应采煤机在大倾角（最大达54）条件下工作，利用制动器还可以使机器的防滑问题得到解决。可以实现工作面多台采煤机同时工作，提高工作产量。啮合效率高，可将牵引力有效地用在割煤上。因它没有原来链牵引的链条通过三个链轮时产生的围绕折曲啮合损失，所以噪声也有所降低。消除了牵引链带来的断链、反链敲缸等事故，大大提高了安全性。无链牵引的缺点是队输送机的弯曲和起伏不平的要求较高，对煤层地质条件的适应性较差，因底板及输送机起伏度太大，会影响无链牵引机构的啮合，造成传动件的损坏事故。无链牵引机构使机道宽度增加约100MM，所以提高了对支架控顶能力的要求。（4）普遍采用中、高压供电。由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断加长（达到300M），整个工作面供电容量超过5000KW。为了减少输电线路损耗，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采用中、高压供电。主要供电等级有2300，3300，4160，5000V等。（5）监控保护系统的智能化。新型的电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；并可实现采煤机滚筒沿工作面煤层自动调节采高等控制功能。113国内采煤机的发展状况（1）新设计的滚筒采煤机几乎都采用多电机横向布置；取消底托架；各大部件间采用液压螺栓、哑铃销、偏心锁紧螺母等连接，以构成采煤机的机身、左、右摇臂通过销轴铰接在机身的两端。（2）大力开发电牵引采煤机。装功率1000KW以下的电牵引采煤机已逐步走向成熟，且形成系列，装机功率1800KW电牵引采煤机在研制中。目前国内使用的交流电牵引采煤机的电牵引调速系统主要有三种即交流变频调速系统、电磁转差离合器调速系统和开关磁阻电机调速系统（简称SRD）。在这3种交流电牵引调速系统中，交流变频调速技术在采煤机的应用已逐步走向成熟并具有发展潜力；电磁转差离合器调速技术本身比较成熟，但是在采煤机的应用存在低速性能等问题，从目前来看，交流变频调速技术和SRD技术应该是未来采煤机应用的主要方向。（3）我国经济型综采和高档普采的主要机型是MG200，目前在册近千台，该机型由于功率偏小、过断层能力差、结构上的局限性等，而需要改进以至换代。为此，近年来进行了MG200采煤机的换代设计。现已完成的MG150/375W型及MG160/375W采煤机均可作为MG200的换代产品，使用中已取得良好效果。该换代产品在配套尺寸不变的情况下，将装机功率由200KW提高到375KW，其结构更为简单，即三个电机横向布置，150（160）KW的左右截割电机分别布置在左右摇臂内，两段或三段式机身通过液压螺栓联为一体，左、右截割部通过销轴铰接在左、右牵引行走箱上，其生产效率截割能力大大提高，使用更为方便。（4）特殊机型采煤机的发展及应用。如天地科技股份有限公司上海分公司开发的MG250/300NWD型电牵引短壁采煤机，可用于急倾斜特厚煤层水平分层放顶煤开采“三下一上”采煤；煤柱和边角媒回收；短臂工作面双巷或单巷开采；长壁面开机窝；煤巷掘进等。再如，新汶矿业集团从乌克兰引进的螺旋钻式采煤机已成功用于难采煤层，一台螺旋钻机仅需34名工人在工作面回采巷道内操作，月产6000T以上，实现了真正的无人工作面安全生产。114MG300/675W采煤机介绍MG300/675W型采煤机是一种多电机驱动，电机横向布置无链双驱动液压牵引采煤机。本机总装机功率375475KW，机面高度1100MM,适用于采高15295M，倾角的中厚煤层综采或高档普采工作面。要求顶板中等稳30定，底板起伏不大，不过于松软，煤质硬或中硬，也能截割一定的矸石夹层。工作面长度以100200M为宜。该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤尘爆炸危险的矿井中使用。并可在海拔不超过1000米、周围介质不超过35摄氏度，空气湿度不大于97（在25摄氏度时）的情况下可靠地工作。该采煤机可与相应的液压支架、运输机配套，实现综合机械化采煤或放顶煤综采，亦可用于可弯曲刮板运输机、单体液压支架、长钢梁或金属铰接梁配套实现“新高档普采”。MG300/675W型采煤机主要部件是左牵引部、右牵引部、左摇臂、右摇臂、泵箱、电控箱、左行走箱、右行走箱、机身联接、冷却喷雾、电气外部联接、拖缆装置和左、右滚筒。机身中段为泵箱和电控箱，在泵箱内部的一个干腔内集中安装着液压传动系统全部液压元件。泵电机横向布置装在泵箱内左侧，液压油箱设在泵箱右侧，给牵引液压系统和调高液压系统提供液压油。摇臂采用弯摇臂结构型式，较直摇臂有更大的装煤口，提高装煤率增加块煤。摇臂长度为1830MM,输出端采用340340MM的方形出轴与滚筒联接，滚筒直径为1800MM。叶片上装有截齿，滚筒旋转时边牵引边靠截齿落煤，再通过螺旋叶片将煤输送到工作面刮板运输机上。机器的操作部位在中部电控箱、泵箱和采煤机两端头，以实现机器的开停机、左、右牵引、摇臂升降及停运输机。机器的启动只能在电控箱上手动完成。采煤机的结构取决于（1）矿山地质条件的多样性。这表现在煤层厚度的变化从05至5米，煤层倾角的变化从0至90，煤质坚硬度的变化从50至350公斤力厘米，围岩稳定性和煤层中夹石坚硬度的变化；（2）采煤机的工作位置不固定。它在工作过程中要经常沿工作面移动，并需周期地横向移动；（3）需与其它机械配合工作。因而它们需互相协调；（4）在井下使用。其工作环境具有瓦斯和煤尘爆炸危险，离开起重和运输设备很远，也远离修配车间，因而不能就地进行金属加工或焊接作业，给维修机器带来困难，并使维修质量降低。MG300/675W新型液压牵引采煤机采用多电机传动，电机全部横向布置的总体设计，整机结构简单可靠，各大部件间只有联接关系，无传动环节。有如下优点（1）所有电机均为圆形电机，横向装入各独立的机箱孔内，易于折装、维护、检修方便。（2）采用新型液压传动系统和干式泵箱，液压油池与所有液压元件相分离，避免油液污染；主要液压元部件选用进口件，采用集成泵和集成马达，并设置在主泵、马达内腔自动清洗系统，主泵、马达寿命长，泵箱结构简单，维修方便。（3）可以实现电牵引和液压牵引互换，能方便地改为电牵引采煤机。（4）采煤机机身由四段组成，四段机身用液压拉杠联接，无底托架，机身矮，增加了过煤高度，联接简单可靠、拆装方便。（5）采用弯摇臂，加大了装煤空间，摇臂行星头用四个行星轮的行星减速机构，行星总头的外径小，适合与小滚筒配套。（6）摇臂设有齿式离合器和扭矩轴机械过载保护。（7）摇臂行星油池与臂身油池相隔离。保证了滚筒在任何位置，行星头均有良好的润滑。12中国煤炭开采的重要性从资源上看，我国富煤贫油，一次能源以煤为主。在探明的化石能源中，煤炭占943，石油天然气仅占57；其中煤炭探明可采储量1145亿吨，按同等发热量计算，相当于目前已探明石油和天然气总和的17倍。煤炭提供了78的发电能源、70的化工原料和60民用商品能源；国家的资源条件决定了我国在未来相当长的一段时间内，只能选择以煤为主的一次能源结构。从经济上来看，煤炭与其他能源相比具备明显的优势，按同等发热量比较，煤炭价格仅相当于石油的1/3，电里的1/7,天然气的1/4，对于我国这样一个经济上还欠发达的国家来说，煤炭是我国目前最经济、最现实的能源。从环保来看，煤炭通过发展洁净煤技术，经过洁净加工后可减少煤的硫分、灰分，通过洁净燃烧可显著减排大量的SO2和一定量的CO2，通过转化可把煤变为清洁的液体、气体燃料，使煤炭得到清洁的利用。因此可以说，未来的煤炭工业将完全有可能是一个洁净的新型的工业。从需求前景来看，我国人均能源消费量不足世界人均能源消费水平（24吨标准煤）的一半，仅为发达国家的1/101/5。经济快速发展和人民生活水平的不断提高，将使得我国人均能源消费量和能源消费总量长期保持着高增长态势。预计“十一五”期间，我国煤炭需求量年均增长增长2000万吨左右，到2010年煤炭需求总量将超过12亿吨。13煤炭行业机械化发展是国家的政策我国政府对煤炭行业的结构调整和产业升级十分重视，按照煤炭工业“十一五”规划，到2010年，我国大型煤矿采掘机械化程度达到95以上，中型煤矿达到70以上，小型煤矿机械化、半机械化开始起步。大中型煤矿科技进步贡献率达到60以上，通过采用高新技术和先进适用技术，在矿井开发、煤炭加工、安全生产和信息管理等领域提高技术和装备水平，是增强煤炭工业发展的后劲、实现煤炭产业全面升级的有效途径。国家在“十一五”计划纲要中提出，要用高新技术和先进适用技术提升传统产业，振兴装备制造业，开发制造大型、高效和先进成套设备。14结语目前，有关部门的科研人员正在从事着采煤机技术领域的多项科研课题的研究，例如适应有夹矸煤层的半煤岩的采煤机的研制；增大块煤率的滚筒无级调速研究；液压牵引采煤机和无线遥控技术的应用研究；电牵引采煤机水介质调高系统的研究；包括利用工作面的乳化液作为传动介质的调高系统的研究；特殊条件下开采的采煤设备的研究。如螺旋钻式采煤机的开发；故障诊断、工况监测、显示及自动控制和自动调高系统的研究；大功率电牵引采煤机（1000KW以上）的研制等。相信通过这些内容的研究，将使我国采煤机械的性能更为完善，适应范围更广，效率更高，从而使我国采煤机械的技术达到国际先进水平。15设计意义及需解决的问题面对煤炭需求量的不断增加，采煤的机械化和自动化是煤炭工业高产高效，增强竞争力的必有之路。机械化作业对于提高劳动生产率，改善劳动条件和环境，降低工人的劳动强度，实现安全文明生产有着非常积极的意义。而且随着煤炭工业的高速发展，现场对安全可靠的采煤机的需求显得非常的迫切。从50年代滚筒式采煤机的出现到现在经历了几次的改进，从最初的机械牵引到液压牵引直至今天的电气牵引传动方面的设计技术已经非常的成熟，现在的设计主要是增加自动控制和检测装置，改进设备的密封性等，解决实际使用中遇到的问题。2牵引部的整体方案采煤机的牵引机构是采煤机的重要组成部件，它不但负担采煤机的移动和非工作时的调动，而且牵引速度的大小直接影响工作机构的效率和质量，并对整机的生产能力和工作性能产生很大影响。因此，此设计应首先确定牵引部的整体方案。牵引部包括牵引机构及传动装置两部分。牵引机构是直接移动机器的装置，它分为钢绳牵引、链牵引及无链牵引等几种。传动装置是用来驱动牵引机构的，按传动类型有机械传动、液压传动及电传动等几种。传动装里位于采煤机上的称为内牵引，位于工作面两端的称为外牵引。大部分采煤机都采用内牵引，只有在某些薄煤层采煤机中，为了充分利用电动机功率来割煤并缩短机身，才采用外牵引。21牵引形式的选择采煤机牵引部传动装置的功用是将电动机的能量传到主动链轮或驱动轮，并满足牵引部的要求。现有的牵引部传动装置分为机械牵引、液压牵引、电气牵引三种。1机械牵引具有纯机械传动装置的牵引部简称机械牵引。其特点是工作可靠，但只能有级调速且结构复杂，目前己很少应用。这种机械牵引系统为了实现调速、停止、换向、保护过载等，轴和齿轮非常多，外加离合器、制动闸等，结构非常复杂，并且在工作时，能得到的工作速度非常有限。因此不采用此种牵引装置。2液压牵引液压传动的牵引部具有无级调速特性，且换向、停止、过载保护易于实现，及实现根据负载自动调运，保护系统比较完善，因而获得广泛应用。其缺点是油液容易污染，致使零部件容易损坏，使用寿命较低。牵引部都采用容积调速，并且都采用变量泵一定量马达系统。其主回路有开式系统及闭式系统两种。（1）开式系统液压泵从油箱吸油，向液压缸或液压马达供油，其回油直接回油箱的主回路称为开式系统。开始系统主要配备换向阀、安全阀、和采用变量主液压泵，就可以实现牵引部换向、安全保护和调速的基本功能。换向阀和安全阀都附设在液压马达的壳体上。整流阀组则附设在液压泵内，所以液压系统的外部管路很简单，在液压泵和液压马达之间只有一根软管，安装比较方便。开式系统的优点是系统较简单散热条件好；其缺点是需要大量的油池，油池中的脏物和空气较容易进入液压系统，使系统受到污染，使得工作条件恶化，并且工作时的稳定性差，不适合传动要求高的机械中。（2）闭式系统闭式系统中主液压泵排出的油直接向液压马达供应，而液压马达的回油又直接返回主液压泵的吸油口，大部分油液进行着油液的内循环，由于（1）压力油的作用，哥液压元件均有泄漏损失，因此，液压马达排出的油量就不够主液压泵所吸入的吸油量，会造成主液压泵的吸空；（2）主回路油液量减少，油液不断的循环工作，摩擦发热，使系统油温不断升高，油液粘度降低，液膜变薄而且强度降低，从而使各元件的工作条件恶化，容易磨损（3）主回路建立不起所需的背压，因此主回路必须增加补油和热交换回路，这样的主回路系统才能正常的工作，因此闭式系统的结构较为复杂。在闭式系统中，油箱容积较小、结构紧凑；由于油液不同空气接触且油管中的压力高于大气压力，空气和污染物不易进入系统；主回路低压侧低压侧因有一部分背压，故运转比较平稳；通常闭式系统均采用双向变量液压泵，其换向和调速均由主泵控制因而没有过剩的流量，效率较高，所以闭式系统适于大功率和换向频繁的设备，液压牵引采煤机的牵引部就经常采用此种牵引系统，因此本设计将液压系统采用鄙视液压牵引系统。3电气牵引用可控硅整流器供给直流电，即电子控制的调节系统来实现牵引直流电动机调速的牵引部称为电牵引。具有电牵引部的采煤机称为电牵引采煤机，它是1976年开始发展起来的新一代采煤机。牵引电动机可以是他激直流电机，也可以是串激直流机。要想改变电动机转速，可以通过以下方法达到1保持激磁电流JB不变在额定值，即磁通不变，采用可控硅触发电路来改变电扼电压U，可以得到恒转矩调速段；2保持电枢电压不变额定位，而减小激磁电流IB即减小磁通，使转矩减小，速度增大，以得到恒功率调速段。当然也可以同时用调节电枢电压与磁场强度的办法来达到调速。电牵引采煤机的优点是调速性能好；因采用固体元件，所以抗污染能力强，除电刷和整流子外无易损件，因而寿命和效率高，维修工作量小；因电子控制的响应快，所以易于实现各种保护、检测和显示；结构简单，机身长度可大大缩短，提高厂采煤机的通过性能和开砍口效率。所有这些优点，使液压牵引大为逊色。尽管电气牵引装置存在很多优点，但是在实际应用中技术还不太成熟，在井下很难以实现，因为井下瓦斯的存在使使用电气装置受到一定的限制，因此本设计采用液压闭式系统作为采煤机的牵引形式。22牵引机构的选择221链牵引机构链牵引机构包括矿用圆环链、链轮和链接头三种形式。链传动的缺点且链速不均匀。当平环进入啮合区角范围内时，链轮与平环开始啮合，链轮窝稽推功平环，牵引速度变化很快。因此工作时很不稳定，不宜用于采煤机的牵引装置中。必须指出，采用紧够装置时，应保证其有足够的行程或压缩量，避免松边紧链装置在工作过程中因收缩顶死而呈刚件固定。为此，应当估计采煤机工作时牵引链中的最大的弹性伸长量。表45列出了两种圆环链的弹件伸长量可供估算时参考。222无链牵引机构1无链牵引的优缺点随着采煤机向强力、重型化及大倾角的方向发展，其电动机功率已逐渐增大到450一750KW，牵引力己达到400一600KN。对于这样大的牵引力，目前的圆环链传动的强度已不能满足实际需要，牵引链极易拉断，而且拉断时，牵引链储存的巨大弹性能被释放，将造成严重伤害。因此，七十年代以来，无链牵引采煤机得到了大力发展。无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵引链而采用采煤机上的驱动轮与输送机上的齿条等相啮合的方式来移动机器。无链牵引具有一系列优点1采煤机移动平稳、振动小，因而裁荷均匀，延长了机器的使用寿命，故障率也大大减少。2可利用无链双牵引传动将牵引力提高到400一600KN，以适应采煤机在大倾角最大达54条件下工作，利用制动器还可使机器的防滑问题得到解决。3可以实现工作面多台采煤机同时工作，提高工作面产量。4啮合效率高，可将牵引力有效地用在割煤上。因它没有原来链牵引的链条通过三个链轮时产生的围绕折曲啮合合损失，所以噪声也有降低。5消除了牵引链带来的断镀、反链敲缸等事故，大大提高了安全性。无链牵引的缺点是对输送机的弯曲和起伏不平的要求较高，对煤层地质条件变化的适应件较差，叛及输送机起伏太大，会影响无链牵引机构的啮合，造成传动件的损坏事故。无链牵引机构使机道宽度增加了约100MM，所以提高了支架控顶能力的要求。因此，此采煤机的牵引结构采用有链牵引。23牵引部的组成及特点牵引机构由牵引部和行走箱组成，其中牵引部由机壳、牵引马达、液压制动器、马达齿轮轴、惰轮组、牵引轴、中心齿轮组、行星减速器及油微侧标尺等主要零部件组成。行走箱由机壳、驱动轮、行走轮组成。该牵引部有以下特点（1）牵引力大，是机器重量的14倍。（2）制动器采用液压制动，制动力大，使采煤机在较大倾角条件下采煤时，有了可靠的防滑措施。（3）采用双极行星减速机构，减速比大，结构简单。行星减速器采用四行星轮减速机构使轴承的寿命和齿轮的强度裕度大，可靠性高。行星减速机构为双浮动机构即太阳轮、行星架浮动，以补偿制造和安装误差，使各行星轮均匀承担载荷。（4）平滑靴支撑耳及油缸连接耳的设计均考虑了升高机面高度的配苏要求，使机器适应面更广。（5）行走箱与牵引部独立箱体设计，使采煤机可以在改变行走箱的条件下改变机面高度，以适应不同的采高。（6）滑轮回转中心与行走轮中心轴同轴，保证行走轮与销轨的正常啮合。（7）左右两个牵引部采用对称设计。（8）机壳设计采用可焊铸铜制造，强度高。图21齿轮销排式无链牵引机构24牵引机构结构和动力设计方案的确定241牵引部与行走箱一体设计牵引部与行走箱设计在一个箱体内部，既不利于防尘，同时制造出的机箱的总体积也较大，不便于维修，互换性比较差。最重要的是这种箱体内部结构较为复杂质量过于集中，对轨道的压力过于集中。242牵引部和行走箱独立箱体设计牵引部和行走箱独立箱体设计，这样的设计对配不同槽宽的运输机或不同的牵引形式时只需要改变行走箱，其他主机箱不变，配套适应性强。两个牵引部和行走箱左右对称分布在两侧，由两个液压马达分别经牵引不减速驱动实现双牵引。采用现在国内不常使用的销轨式牵引系统，导向滑靴和行走轮中心合一骑在运输机销轨上，一是保证采煤机不掉道，同时还能保证行走轮和销轨柱销有较好的啮合性能。因此，箱体设计采用牵引部和行走箱独立箱体设计。25此种设计对牵引部的要求（1）足够大的牵引力为在困难条件下割煤，采煤机应有足够大的牵引力。常见采煤机牵引力如表21。21采煤机牵引力的参数匹配（单位为KW/KN）采煤机电动机功率50100150200300牵引力100100120160180200220250300由于无链牵引采煤机可用在大倾角40。一50。中，因而一般采用双牵引传动。采用这种双牵引，牵引力较上定位增大一倍，但牵引速度降低一倍。目前采煤机的最大牵引力达2310KN。（2）总传动比大牵引速度一舷为V90一10MMIN，因此传动装置的总传动比应大于300。（3）总传动比要能在工作过程中随时调节，并且最好能无级调节，这是因为沿工作面煤质的变化及夹矸、硬夹杂物的分布是随机的，必须根据煤质软硬来调节牵引速度的大小。（4）要在电功机转向不变的条件下能反向牵引和停止牵引采煤机上行、下行割煤时，电动机方向是一定的，为改变牵引方向，传动链中应有相应措施；为避免电动机带负荷起动，采煤机停机前应先停止牵引，使主油条回到零位。此外，在更换救齿和滚筒凋高、调斜等操作中，常需要采煤机停止牵引同时又要开动电动机来供油并使滚筒转动这就要求牵引部设置离合器及调速手把的正确零位位置。（5）牵引部应有可靠、完善的自动调速系统和完善的保护装置应根据电动机负荷、牵引力大小来实现自动调速及过载保护，还应设置油湿、油质保护和防止机器下滑的装置。（6）操作方便牵引部应有手动操作、离机操作及自动调度等装置。（7）零部件应有高的强度和可靠性显然本引部只消耗采脱机装机功率的1015，但因牵引速度低，牵引力大，零部件受力大，所以必须要有足够的强度和可靠性。26牵引阻力的确定牵引阻力是采煤机沿工作面割煤时需要克服的移动阻力。以双滚筒无链链牵引采煤机上行采煤为例，说明本引阻力的确定。采煤机骑在刮板输送机上靠两个滑靴A、B支承在工作面例槽华上，两个滑靴C、D支承在采空区测槽帮上，并靠导向管导向。牵引链两端固定在张紧装置上，后者固定在杏输送机的机头和机尾上。采煤机上行割煤时，滚筒上作用的外阻力有推进阻力、垂直底板阻力、及侧向力。根据滚筒上每个齿的受力情况，不难确定以上诸力的大小和作用位置。在外力及机器员力6的作用下，四个滑靴A、B、C及D上的支撑反力和相应的摩擦力，它们可根据空间力系求得。因滚筒侧向力较小，且对牵引阻力影响不大，故在计算时忽略不计。对无链牵引采煤机通常按倾角18来确定牵引力，所以在倾角1618时，必须设置液压安全绞车；对无链牵引采煤机，则应按最大倾角来选择牵引力和相应的制动力矩。链牵引采煤机靠牵引部主动链轮缠绕两端固定在输送机上的牵引链而移动。牵引链一边紧一边松。为了顺利吐链并消除卡链事故，松动链必须靠紧链装置来保证一定的顶紧力。牵引部产生的牵引力应大于牵引阻力，并应满足（21）21P式中P2牵引链紧边植力；P1牵引链松边拉力。而链牵引的牵引力则由实际工作的情况可以灵活设计与并且改动要比链牵引容易的多。27减速机构的选用271减速器的概述减速器是原动件和工作机之间的独立闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。减速器的种类很多，按照传动的形式的不同可分为齿轮减速器，蜗杆减速器，和行星减速器；按照齿轮传动的级数又可分为单机和多级减速器，按照传动的形式又可分为展开式，分流式和同轴式减速器。这里仅讨论齿轮传动、蜗杆传动以及由他们组成的减速器。若按传动和结构特点来划分，这类减速器主要有六种，他们分别是齿轮减速器、蜗杆减速器、行星减速器、蜗杆齿轮减速器及齿轮我感减速器、摆线针轮减速器、谐波齿轮减速器。这六种减速器均有标准系列产品，使用时只需结合所需传动功率、转速、传动比、工作条件和机器的总体布置等具体要求，从产品目录中或相关手册上选择即可。272主要减速器特点比较及选择1齿轮减速器的特点齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，应用范围较广，此类减速器按其齿轮的级数可分为单级、两级、三级和多级的；按其轴在空间的布置可分为立式与卧式；按其运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流式等。2蜗杆减速器蜗杆减速器的特点是在外廓尺寸不太大的情况下，可获得较大的传动比，工作平稳，噪声较小，但效率比较低。其中，应用最广的是单级蜗杆减速器，两级蜗杆减速器则应用较少。3）行星减速器行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻。效率高等优点在很多情况下可代替二级、三级以及普通齿轮减速器和蜗杆减速器。参照机械设计书中表184可知行星齿轮的结构可以使牵引部的整体尺寸减小，重量减轻，尽管制造精度较高，机构较为复杂但是由于牵引部要的动力传动要求结构紧凑，根据牵引部传动装置的要求，结合减速器的效率、外哭尺寸和质量等要求，我们综合分析比较，我们参照机械设计书中表181，182，183，184，四个表中各种减速器的适用场合、推荐的传动比以及使用特点，牵引部的减速机构采用两级行星减速器作。28润滑方式及齿轮油的确定良好的润滑对于采煤机的使用寿命和传动效率有着很重要的要求。目前，国内外采煤机减速器的润滑方式有三种飞溅润滑、强迫润滑和定期注油或脂润滑。目前大多数的采煤机均采用飞溅润滑。飞溅润滑的润滑强度高工作零件散热快，而主要优点是简单，对润滑油杂质和粘度降低较不敏感，并且要求摇臂的结构简单。较小的齿轮靠较大的齿轮带油并送到啮合处进行润滑。轴承是靠足够的油面高度或溅油润滑的。当传动零件转速相当高时，这种方法可以使位于不同水平面的传动件得到良好的润滑。综合考虑润滑的要求和搅动产生的能耗，本设计采用飞溅润滑，注油高度为距机壳上平面290MM320MM，在牵引部顶端设有油位侧标尺，可观察油面高度，每周检查一次，根据实际情况更换新油。齿轮油的选用，齿轮传动系统的用油与所受的载荷、油池的散热条件有着密切的关系，减速器的传动件一般都进行渗碳淬火或渗氨，考虑一般牵引截割速度为775M/S左右，因此根据文献8选用N220工业极压齿轮油作为牵引部内的齿轮的润滑油。29密封形式的确定对密封装置的要求主要有（1）在一定压力下，具有良好的密封性；（2）相对运动件间，因密封引起的压力应较小；（3）结构简单，易于制造，成本低、寿命长，使用维护简便。采煤机牵引部采用的密封件主要有O型密封圈、垫圈、旋转唇形密封、无骨架密封、迷宫密封和浮动密封这五种。因为齿轮的润滑装置采用采用飞溅润滑，因此对于箱体的密封要求很高，因此，在惰轮轴及轴承盖的安装时使用O形圈进行密封；而在螺栓连接面使用矩形橡胶垫圈密封；在一般的轴孔相对运动处采用旋转唇形密封和无骨架密封；在行星机构输出轴处同时使用迷宫密封和浮动密封，以上密封装置均能满足采煤机牵引部的设计要求。故按以上的密封装置对牵引部进行密封。3牵引部的主要技术参数及传动比的设定31牵引部的主要技术参数牵引部机构运动参数要求由于工作面狭窄，不安全因素多，负载变化大，采煤机牵引速度低，（一般都小于10R/MIN），结合本设计要求，牵引速度的大小约为77R/MIN。液压马达由泵箱设计提供，采用EATON54型定量斜盘式轴向柱塞马达。该马达的主要技术参数理论排量/R31CM允许最大转速3720R/MIN实际使用转速约1105R/MIN允许最大工作压力415MPA实际工作压力207MPA32牵引机构传动方案的设计EI321传动比的计算1）由牵引速度和液压马达的转速可计算总传动比EI（31）105R/MN1437II输入总输出2）确定各级传动比传动比分配的原则是1各级传动比应在合理范围内；2应该使大齿轮大致相近，以便有相同的浸油深度，保证各级齿轮传动具有良好的飞溅；3设计的齿轮应该防止发生干涉。因此，参考文献10初选传动比采煤机身高度受到严格控制，一般齿轮传动每级传动比小于4，行星机构的传动比为46，初定时1203JI首先，参考其他采煤机的参数，结合本机的特点，采用两级直齿轮和两级行星机构减速，确定各级传动比分配如下直齿轮减速I1127I23455传动系统的传动简图如图31所示322确定齿轮模数和齿数前二级直齿轮的齿数估算，为了防止过多的啮合，尽量考虑选用配对的齿轮不存在公约数，同时参考无锡采煤机厂的采煤机，选取实数如下第一级传动Z137,Z247第二级传动Z322,Z476估算一轴的转矩为T125217209924965NM，因此根据文献10，根据转矩查表选取第一级的模数为4MM，第二级模数为5MM。然后，估算齿数及中心距，考虑到箱体壁厚，及箱体内部空间结构和保持箱体体积等因素，发现必须在第一级和第二级之间加入惰轮，参考其他采煤机的设计，和以上设计中遇到的问题，加入惰轮，惰轮的模数保持和第一级模数一致，取模数为4MM。图31传动系统的传动简图323确定各轴输入扭矩、转速、输入功率由公式221MNI各轴输入转速1N05R/IN（）1205871/NRMI23/IN45I43182/I7NRI545/MINI各轴的输入功率0225170/62918NTNKW马达198马达花键（）23D齿轮轴承（）20927KN齿轮轴承（3）2376W齿轮轴承（4）369854（5）52023KN（6）各轴的转矩551190918270PTNMN1027496花键3D512齿轮轴承2321I709851NTM齿轮轴承2332I985140914NTM齿轮轴承4341037855I326以上部分计算对于以后的设计是个参考，因此不在说明书中详细列出。4行走箱的设计41直齿轮传动设计直齿轮传动设计包括主要包括行一轴系、从动轴系，有两个齿轮，以及花键轴和轨轮轴以及一系列支撑轴承。411齿轮设计齿轮设计参考机械设计工程学，输入端为花键轴输入，输入轴转速为775R/MIN，设计为每天两班，每班8小时，每年工作300天，预期寿命5年，先按齿轮接触疲劳强度计算，然后再进行齿轮的校核。（1）齿轮材料热处理工艺和制造工艺的选定查机械设计工程学表817，大小齿轮均采用20CRMNTI,渗碳淬火，强度极限为B1080N/MM2，屈服极限S835N/MM2，齿面硬度HRC8592，淬火渗碳后变形较大，需进行磨齿等精加工。花键齿轮和轨道轮两齿轮材料均为20CRMNTI，表面渗碳淬火处理，表面渗碳淬火处理，表面硬度5862HRC，试验齿轮面接触疲劳极限，齿型为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。LIM140HAMP两齿轮内圈材料为，调质处理，硬度为262302HBS2CRO试验齿轮的接触疲劳极限LIM750HMPA试验齿轮的弯曲疲劳极限LI8F（2）按齿轮的疲劳强度设计计算花键轴传递功率为2535KW，确定齿轮传动的精度等级，按照公式（31）估取主动轴齿轮的速度为VT155M/S，参考表814，815选取公差组7级精度。413102TPVN小轮分度圆直径D1，由下式得（42）21EHDKTUZ齿轮的宽度D通过查表823查得按齿轮相对于轴承的分布为对称分布，硬齿面取，因此，取；04905D花键轮上的齿轮齿数Z18；导轨轮上的齿轮齿数Z210；齿数比U为21058且传动比误差在5范围内，合适。齿轮的转矩T1667125395090107PNMNA载荷系数K，由式855得AVK使用系数KA通过查表820，取KA1；动载荷系数KV119，齿向载荷分布系数K103齿向载荷分配系数由式855及0得；K111，那么，载荷系数K的初值KT为1903128弹性系数ZE，查表822，取ZE1898MPA；节点影响系数ZH，查表864，取ZH25；重合度系数Z，查图865，取Z088许用接触应力H，由机械设计手册中公式（869），HHLIMZNZW/SH接触疲劳极限应力HLIM1、HLIM2，查图869，得HLIM1HLIM21300N/MM2；应力循环次数由机械设计手册中公式（870），得71603607518305160HNNJL7298则查图870得，接触强度的ZN1ZN2（不允许有点蚀），ZN1ZN21,硬化系数ZW查图871及说明取ZW1。接触强度安全系数SH，查表827，按较高可靠度查得SHMIN12513，故取SHMIN132123010HNM故D1的设计初值D1T为51328461028925083151TDM齿轮的模数M1，M1D1T/Z131058/83882，因而取模数M140；则小齿轮分度圆直径的参数D1T为1140832TDZM圆周速度V，（416/TNS3）与估取值01相近，对KV值影响不大，不必修正KVT，则KVKVT119，KKT2381花键轴上齿轮分度圆直径D1D1TZ1320MM轨轮轴上齿轮分度圆直径D2M1Z24010400MM（44）中心距124081360MZM齿宽B1IN557DTA所以轨轮轴上齿轮B2B160MM花键轴上齿轮齿宽B1B（510）165MM412齿轮的变位及尺寸计算已知Z18，Z210，HA1，C025,M401齿轮的变位计算第一级传动中小齿轮和惰轮的变位选择机械设计手册第三卷中的齿根与齿面承载能力大的P7线，按Z1Z2373774，得出X097按表14110计算（4120328TGINVINVZ5）查表得2723中心距变动系数Y12COS10Z（46）中心距12148362MAYM（47）因此取中心距360MM。总的变位系数X2,4812INVIZTG代入各个参数求得0X由及决定坐决定坐标点通过点引与其他相邻的L1289Z2X线与S线，过Z1作垂线，由Z18得X10，所以，X2XX1000齿顶变位系数Y120YY（2）齿轮的尺寸计算根据机械原理书中表102中的公式可得齿顶高HA40M分度圆直径D140832MZM21齿根高HF25405FAHC齿全高H29AMM齿顶圆直径DA11240AZH28AZ齿根圆直径DF112250FAZHCMM23FZ齿厚SS160MM重合度（49）ZZ大小小大小大由及查图可分别得1596084AD21541078AD和，所以102AZ3A80210527A413齿轮接触强度修正校核齿轮进行变位以后影响了节点影响系数ZH，查图可知ZH227，所以（410）312EHGDZUKT368950812164258/HNM接触强度能满足要求。414齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（419）对行走箱内部的齿轮进12HFASFKTYBDM行校核。（1）花键轮与轨轮使用系数KA查表820，液压马达驱动，取KA175；动载荷系数KV查图857得初值KVT119；齿向载荷分布系数K查图860，K103；齿向载荷分配系数K由式（855）及0得12183COSZ183260查表821并取K11则载荷系数KK175119103112358；齿形系数YFA由X1048，X2049查图867，小轮YSA1177，惰轮YSA2216。应力修正系数YSA由X1048，X2049查图868，小轮YSA1177，YSA2182。重合度系数YY025075/17070689许用弯曲应力F由式（871），FFLIMYNYX/SF弯曲疲劳极限FLIM查图872，得FLIM650N/MM2弯曲寿命系数YN查图873，得YN1YN21尺寸系数YX查图874，得YX099安全系数SF查表827，SFMIN16所以F1F26501099/164021875N/MM2，故61235841030689F21/FNM6235840820691F260/F42花键轴的设计计算及轴承的选型与寿命的计算421花键轴的设计计算花键轴输入转速为N775R/MIN，传递功率为P2535KW，设计为空心轴，中间为内花键，与扭矩轴的外花键联结，用来传递扭矩，轴的两肩对称的布置两个支撑轴承。由于第一级传动中的小齿轮尺寸比较小，因此牵一轴设计成齿轮轴。（1）求输出轴的转矩T166112539509071PN73NMA（2）求作用在齿轮上的力花键轴齿轮的分度圆直径为D1M1Z1408320MM圆周力FT751230196TTND径向力F541TAN9610TAN27150该齿轮为直齿，所以不受径向力。（3）确定花键轴的最小直径轴的材料为20CRMNTI，渗碳淬火处理。由以下公式估算，其中A为考虑了变矩影响的设计系数，由表查得A10798，取A105,为空心轴的内外径之比，通常取0506，在此取06。133MIN4425899827106PDAM为保证强度，所以取最小轴承为105MM。（4）轴的结构设计因为花键轴的啮合匀载的，因此啮合力成一闭环，力相互平衡，该轴只承受转矩，确定最小轴径（参考行星传动效率为098）D2172（411）3T172151501MM310283995645因为该轴根据设计出轴跟行走箱联结为内花键联结，所以加粗取180MM。先拟合安装轴段1为主要输出轴花键，用来传递转矩，因此花键取最小直径为D1115MM,花,齿数为18，矩形花键。长度由下面的计算确定（412）MPTLZH其中为载荷分布不均匀系数，取07；Z为花键齿数；H为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键HM（M为花键模数）；RM为花键半径，对于渐开线花键取RMDF/2（DF为花键分度圆直径）；花键齿面经过热处理，去许用挤压应力P40N/MM所以，可靠性分析，适当增加13028965791096574L花键的安全系数，取。LM轴段2主要用于定位，因此取长度，直径应该大于花键的大径