采煤机牵引部总体设计与运行维护

中文题目采煤机牵引部总体设计与运行维护外文题目OVERALLDESIGNANDOPERATIONMAINTENANCEOFSHEARERTRACTIONPART毕业设计（论文）共64页（其中外文文献及译文6页）图纸共3张完成日期2015年6月答辩日期2015年6月摘要此文是对采煤机牵引部总体设计与运行维护体的说明书。该设计是通过参考大量产品资料、参考书以及指导老师的指导，对采煤机的牵引部进行优化选型设计。分析不同机构类型的牵引部的优缺点，以及工作情况做出了本设计牵引部的总体设计。本文主要是关于牵引部的总体设计以及运行维护，主要阐述行走箱各轴、齿轮以及轴承等的选型及选型和改进措施，其中以动力传动与行走机构的确定为主。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；行走箱；牵引机构；ABSTRACTTHISPAPERISAMANUALFORTHEDESIGNANDOPERATIONOFTHETRACTIONDEPARTMENTOFTHESHEARERTHEDESIGNISBASEDONREFERENCETOALARGENUMBEROFPRODUCTS,REFERENCEBOOKSANDGUIDANCETOTHEINSTRUCTOR,THESHEARERTRACTIONFORTHEOPTIMIZATIONANDDESIGNOFTHESELECTIONTHEADVANTAGESANDDISADVANTAGESOFTHETRACTIONPARTOFDIFFERENTMECHANISMSAREANALYZED,ANDTHEOVERALLDESIGNOFTHEDESIGNDEPARTMENTISMADETHISPAPERISMAINLYONTHETRACTIONOFOVERALLDESIGNANDOPERATIONANDMAINTENANCE,MAINLYEXPOUNDSTHEWALKINGBOXEACHSHAFT,GEARSANDBEARINGS,SUCHASTHESELECTIONANDSELECTIONANDIMPROVEMENTMEASURES,INCLUDINGTODRIVINGANDWALKINGMECHANISMDETERMINEDANDTHECALCULATIONOFTHETRANSMISSIONRATIOOFTHEGENERALTRANSMISSIONSYSTEMOFTHETRACTIONPARTFINALLY,THEACTUALPROBLEMENCOUNTEREDINTHEPRODUCTIONANDUSEOFTHETRACTIONPARTANDTHEPROBLEMSOLVINGANDSOMEREQUIREMENTSANDSUGGESTIONSAREPUTOUT,ANDTHEUSERSCANBETTERUSETHEMACHINETHEDESIGNSPECIFICATIONISNOTEASYTOEXPRESSOUTOFTHEPLACEALSOEQUIPPEDWITHDRAWINGSTOILLUSTRATEKEYWORDSCOALMININGMACHINETRACTIONPARTWALKINGBOXTRACTIONMECHANISM目录1绪论111引言112采煤机发展概况1121国外采煤机的发展状况1122国内采煤机的发展状况213采煤机类型514采煤机的组成615设计意义及需解决的问题72牵引部的总体设计921牵引形式的选择922牵引机构的选择10221钢丝绳牵引机构10222锚链牵引机构11223无链牵引机构1123牵引机构结构的确定12231牵引部与行走箱一体设计12232牵引部和行走箱独立箱体设计123牵引部的主要技术参数的设计1331牵引机构传动系统13311主要技术参数13312电动机的选择14313传动比的分配1432牵引部传动计算16321各级传动转速、功率、转矩1633牵引部齿轮设计计算17331齿轮1和齿轮2的设计及强度效核17332齿轮3和齿轮4的设计及强度效核22333齿轮5和齿轮6的设计及强度效核2734牵引部行星机构的设计计算32341行星齿轮的计算34342行星轮啮合要素验算424轴的设计及校核4641确定轴的最小直径4642轴一的设计与校核4643心轴的设计和校核4844制动轴设计与校核4945花键的强度校核5246轴承的校核535采煤机牵引部的运行与维护5451故障分析处理的原则依据5552处理故障的步骤5553采煤机的维护5654采煤机牵引部常见故障及维护59结论61技术经济分析62致谢63参考文献64附录A64附录B691绪论11引言随着科技的发展和创新，煤炭生产进入现代化发展阶段。生产高效、高产、安全可靠。从此，各国煤矿开采的发展方向为研发综合机械化采煤设备。自年代以来，综合70机械化采煤设备的大功率、遥控、遥测的发展发展方向使得其性能日趋完善，生产率和可靠性有了很大进步。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理、显示等先进的监控技术已经应用到采煤机上。我国煤炭开采技术发展的主攻方向是开发高产高效矿井综合配套技术，根据世界采煤机发展最新消息，我国采煤机要尽快赶上世界先进水平需要在以下方面进行攻关研究。为了满足高产高效矿井生产发展的需要，增产减员和增产减面的合理化集中生产，拟研制截割功率2500KWKW，总装机功率60KW以上，截深M，电机横向布置，框架式结构，无底托架，交流变频1502180调速，供电电压V以上的高效电牵引采煤机；高牵引速度和大牵引力型无链牵引系3统；尽量实现操作方便、安全可靠、性能良好自动化高的目标。机械设备的先进、种类、质量、可靠性、适应程度以及寿命是衡量一个国家采煤机技术水平首要条件。我国改革开放以来，采煤机各方面技术有了很大的发展，但在生产的质量、使用寿命、高新技术的应用、科学管理等方面与煤炭工业发达国家还有较大的差距。综合工作面采煤机通过安装自动控制、诊断、数据传输、无线电遥控装置，使得操作方便，并且预测故障并及时维护修理。我国采煤机的主要部件的设计寿命比国外水平低。监控、诊断保护功能只在我国小部分采煤机上应用，不能预报诊断故障和保证采煤机经常处于正常状态。我国目标是采煤机开采万吨万吨煤不大修，实际上与目标还有差距。1502综合来看电牵引采煤机的发展是满足高产高效综采工作面的各方面需求的必要趋势。12采煤机发展概况121国外采煤机的发展状况上世纪40年代采煤机的出现使得机械化采煤机械化开始发展。年代初期，英国、40苏联生产的采煤机，德国生产的刨煤机，使采煤工作面落煤、装煤实现了机械化。由于当时采煤机存在能耗大、效率低、输送机不能自移等缺点限制了采煤机生产率的提高。年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压50支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。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适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。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生产，采高调整问题得到解决，采煤机的适用范围增大。第三代采煤机双摇臂滚筒采煤机的生产，解决了工作面自开缺口的问题，完善了液压支架可弯曲输送机。把综采技术推向了一个新水平，综采机械化采煤的高产、高效、安全和经济等优点。70年代综采机械化的发展进一步提高，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。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，并扩大了它的使用范围。80年代，德国、美国、英国电牵引采煤机研制成功，将计算机控制系统应用在采煤机上。采煤机系列化的开发开始得到了重视，使采煤机的主要部件在不同功率的采煤机上通用，生产出同系列多种功率的采煤机，扩大了工作面的适应范围。上世纪80年代采煤机发展的突出特点就是其系列化。40年的发展使得缓倾斜和中厚煤层实现了综采机械化，基本解决了缓倾斜和中厚煤层综采机械化的问题，世界各国科学家致力于厚煤层、薄煤层、急倾斜以及难采煤层综采机械的研究，来设计制造出可以适应不同开采条件的综采机械设备。122国内采煤机的发展状况上世纪年代初期，我国煤炭科研人员研制出综采工作面配套的型双滚筒70150MD采煤机，改进普采配套的型、型单滚筒采煤机；年代中后期，研制出10DY5070型双滚筒采煤机。上世纪年代我国采煤机的发展有以下特点13MLS71装机功率小例如，型双滚筒采煤机，装机功率KW；型双滚筒采煤机，装70170150KD机功率KW；和型单滚筒采煤机，装机功率KW和KW。51DY502有链牵引，输出牵引力小此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。3牵引速度低由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6M/MIN。4自开切口差由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此5工作可靠性较差我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。上世纪80年代是我国采煤机发展迅速的时期世纪年代后期，我国总共引进套综采成套设备。国外生产的采煤机进入中207143国市场，世界上优秀的采煤机制造生产技术被国人知晓，为我国了解学习和掌握这些先进的技术奠定了良好的基础，并且经过在世纪年代我国成功自主研制采煤机的实践，207获得了大量的经验，掌握了一定的技术，确立了我国采煤机的发展方向，即仿制和自行研制并举。解决难采煤层的问题是20世纪80年代重大课题之一具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制大倾角综采成套设备的研制“三硬”、“三软”45M一次采全高综采设备的研制解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制。据初步统计，20世纪80年代自行开发和研制的采煤机产品种类有50余种，是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20世纪80年代采煤机的发展有如下特点1重视采煤机系列的开发，扩大使用范围2元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高3无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代进入20世纪90年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效和提高工作面单产成为煤炭发展的主流。因此发展高产、高效工作面势在必行，而采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是（1）大功率高参数的液压牵引采煤机最具代表性的机型是MG2X400W型采煤机。（2）高性能电牵引采煤机电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功MG200/500WD、MG200/450BWD、MG250/600WD、MG400/920WD和MG450/1020WD等采煤机，变频调速箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出8种机型，都已投入使用，取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国ELECTRA1000直流电牵引全套技术的基础上，开发出MG400/900WD和MG250/600WD型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的I采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局，在装备高产高效工作面时，把目光移到国外，进口国外先进电牵引采煤机。如神府华能集团引进美国的7LS、6LS电牵引采煤机；兖州矿业集团公司引进德国的SL500型和日本的MCLEDR102型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少，90年代采煤机技术发展的特点如下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。回顾这30多年我国采煤机发展的历程，走的是一条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的进步。13采煤机类型目前，国内外滚筒采煤机的种类有很多，采煤机的分类可按滚筒数目、行走机构形式、行走部布置位置、等方式分类。各种类型采煤机的分类方式、特点及适用范围见下表11。表11采煤机的分类、特点及适用范围TABLE11CLASSIFICATION,CHARACTERISTICSANDAPPLICATIONOFCOALMININGMACHINE14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11）。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爆的，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，驱动滚筒分类方式采煤机类型特点及适用范围单滚筒采煤机机身较短，重量较轻，自开口性能较差，适宜在煤层起伏变化不大的条件下工作按滚筒数目双滚筒采煤机调高范围大，生产效率高，可在各种煤层地质条件工作厚煤层采煤机机身几何尺寸大，调高范围大，采高大于35M中煤层采煤机机身几何尺寸较大，调高范围较大，采高为1335M按煤层厚度薄煤层采煤机机身几何尺寸较小，调高范围较小，采高小于13M固定滚筒式采煤机靠机身上的液压缸调高，调高范围小摇臂调高式采煤机调高范围较大，卧底量大，装煤效果好按调高方式机身摇臂调高式采煤机机身短窄，稳定性好，但自开口性能差，卧底量较小，适应煤层起伏变化小、顶板条件差等特殊地质条件骑输送机采煤机适用范围广，装煤效果好，适用于中煤及以上煤层按机身设置方式爬底板采煤机适用各种薄和极薄煤层的地质条件机械牵引采煤机操作简单，维护检修方便，适应性强液压牵引采煤机控制、操作简单，可靠，功能齐全，适应范围广按牵引传动方式电牵引采煤机控制、操作简单，传动效率高，适应各种地质条件钢丝绳牵引采煤机牵引力较小，一般适用于中小型矿井的普采工作面锚链牵引采煤机中等引力较，安全性较差，适用于中厚煤层工作面按牵引工作机构无牵引采煤机工作平稳，安全，结构简单，适应倾斜煤层开采内牵引采煤机结构紧凑，操作安全按牵引机构设置外牵引采煤机机身短，维护和操作方便缓倾斜煤层采煤机设有特殊的防滑装置，适用于倾角15以下煤层工作面倾斜煤层采煤机牵引力较大，具有特殊设计的制动装置，与无链牵引机构相配，适用于倾角1545的倾斜煤层工作面按使用煤层条件急倾斜煤层采煤机牵引力较大，具有特殊设计工作机构和牵引导向装置，适用于倾角45以上的急倾斜煤层工作面横向布置传动系统中设置锥齿轮，可靠性差按截割电动机布置方式纵向布置系统中设置锥齿轮，寿命长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11双滚筒采煤机FIGURE11DOUBLEDRUMSHEARER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。15设计意义及需解决的问题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。牵引部是采煤机的重要组成部分，设计出结构优秀合理的牵引部对采煤机的可靠性有重大意义。现在的设计主要是解决实际使用中遇到的问题。增加自动控制和检测装置，改进设备的密封性等。2牵引部的总体设计采煤机的牵引部是采煤机非常重要的组成部件，它不但担负着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着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。牵引部由传动装置和牵引机构两大部分组成。牵引机构是协助采煤机沿工作面行走的装置，它分为钢绳牵引、锚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、液压传动和电气传动等几种。传动装置位于采煤机本身称为内牵引，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和缩短机身，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电能转换成传动主链轮或驱动轮的机械能，并满足牵引部的要求。牵引部传动装置分为机械牵引、液压牵引、电气牵引三种。1机械牵引全部采用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。机械牵引系统为了实现调速、停止、换向、保护过载等功能，轴和齿轮非常多。加其他重要部件使得结构非常复杂。并且在工作时，得到的工作速度非常有限。因此不采用此种牵引装置。2液压牵引液压牵引是利用液压传动来驱动的牵引。液压传动的牵引部可以实现无级调速，变速、换向和停机等操作比较方便，保护系统比较完善，并且能随负载变化自动地调节牵引速度。因而被广泛应用。其缺点是液压元件加工精度高，对油质要求严格，故障处理比较困难，在井下工作面检修不方便，油液易被污染，致使零部件易损坏，使用寿命低。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和闭式系统两种。（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。其优点是系统较简单、散热条件好；但是要实现自动调速，整个液压系统不比闭式系统简单多少。其缺点是油池的容积较大，油池中的脏物和空气较容易混进系统，使系统受到污染、工作条件恶化，并且工作时的稳定性较差，不适合传动要求高的机械中。（2）闭式系统闭式系统中主油泵向马达供油，油马达直接向主油泵回油，大部分油液在系统化内循环。不论节流调速阀设置在油马达的进口、出口或旁路，都经常要经溢流阀向油池排出相当多数量的高压油，故系统效率较低，温升较高，而且在高压条件下调节节流调速阀也较困难。节流调速的方法适用于小功率液压设备，不适用于采煤机牵引部。由于定量泵和变量马达系统调速时需要改变马达的排量，引起输出转矩不稳定，而且调节比较麻烦。变量泵变量马达系统又过于复杂。所以，采煤机牵引部一般采用变量油泵和定量马达容积调速系统。闭式系统中，油箱容积较小、结构紧凑；由于油液不与空气接触且油管中的压力比大气压力大，空气和污染物不易进入系统；主回路的低压侧因有一部分背压，故运转较平稳；闭式系统通常采用双向变量液压泵，其换向、调速都由主泵控制。因而没有过剩的流量，效率高。所以闭式系统适于大功率和换向频繁的设备。3电气牵引电牵引采煤机牵引部的机械传动系统比较简单，一般由直流电动机通过齿轮减速装置带动链轮。由于电动机转速较高，而链轮转速较低，所以需要多级减速。为了减小减速器的体积，适应工作面空间要求，常采用行星减速机构。如果将牵引电动机沿采煤机机身宽度方向布置，运动传递不需要改变方向，系统中就可以全部采用直齿圆柱齿轮，使加工容易，布置简单。电牵引采煤机就是用可以调速的直流电动机来驱动牵引部，调速、换向、保护和监视均由电气系统完成。其优点是调速方便、调速范围大、调速特性好；因采用了固体元件，所以抗污染能力较强，除电刷和整流子外不易损件，因而其寿命和效率都较高，维修工作量小；因为电子控制的响应快，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，提高采煤机的通过性能和开砍口效率。因为这些优点也是液压牵引无法相比的。综合考虑本设计选用电气牵引部。22牵引机构的选择221钢丝绳牵引机构过去的采煤机基本都采用这种牵引机构，工作原理是靠钢丝绳与卷筒之间的摩擦力实现传动，所以两者磨损较快，使用寿命较短；又因为受到井下空间条件的限制，钢丝绳直径不可能太粗，限制了采煤机牵引力的提高；而且断绳时容易伤人。所以只有在某些特殊条件才被选用。222锚链牵引机构采煤机锚链牵引方式有两种内牵引和外牵引。牵引部和截割部联结成一个整体，在工作面上来回移动，称为内牵引，牵引部出轴上装一链轮与锚链相啮合，该锚链绕过链轮，两端经导向轮向轮后拉直，分别固定在工作面输送机机头和机尾上，链轮转动时，迫使机身沿工作面移动。外牵引是把牵引部设在工作面的端部，不跟截割部一起移动，只随工作面向前推移。链传动的缺点是链速不均匀和工作时很不稳定，不宜用于采煤机的牵引装置中。223无链牵引机构1无链牵引的优缺点采煤机向大功率，重型化和大倾角方向发展以后，链牵引机构已不能满足需要，因此，从20世纪70年代开始，链牵引已逐渐减少，无链牵引得到了很大发展。无链牵引具有一系列优点采煤机移动平稳、振动小，降低了故障率，延长了机器使用寿命。可采用多级牵引，使牵引力提高到400600KN，实现在大倾角最大达54条件下工作（但应有可靠的制动器）。3实现工作面多台采煤机同时工作，提高了产量。4啮合效率高，可以将牵引力有效地用在割煤上。产生的噪声低。5消除了断链事故，提高了安全性。2无链牵引机构的分类无链牵引的结构形式很多，主要有以下4种齿轮销轨型。这种无链牵引是以采煤机牵引部的驱动齿轮经中间齿轨轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨（即销轨）相啮合使采煤机移动。驱动轮的齿形为圆弧曲线，中间轮为摆线齿轮。销轨由圆柱销（直径55MM）与两侧厚钢板焊成节段（销子节距125MM），每节销轨长度是输送机中部槽长度的一半（750MM），销轨接口与溜槽接口相互错开。当相邻溜槽的偏转角为时，相邻齿轨的偏转角只有/2，以保证齿轨和销轨的啮合。2滚轮齿轨型。这种无链牵引机构由装在底托架内的两个牵引传动箱分别驱动两个滚轮（即销轮），滚轮与固定在输送机上的齿条式齿轨相啮合而使采煤机移动。滚轮由5个直径为100MM的圆柱销组成。牵引部主泵经两个液压马达分别驱动牵引传动箱，因此，这是一种无链双牵引系统。这种牵引机构的牵引力大，可用于大倾角煤层工作。3链轮齿轨型。这种牵引机构由牵引部传动装置的驱动链轮与铺设在输送机采空侧挡板内的圆环链相啮合而移动采煤机。与链轮同轴的导向滚轮支撑在链轨架上用以导向。底托架两侧用卡板卡在输送机相应槽内定位。这种牵引机构因采用了挠性好的圆环链作齿轨，允许输送机溜槽在垂直面内偏转6，水平面偏转15而仍能正常啮合，故适合在底托板起伏大并有断层的煤层条件下工作，是一种有发展前途的无链牵引机构。4复合齿轮齿条型。这种无链牵引机构在采煤机牵引部的出轴上装一套双四齿交错齿轮，以驱动装在底托架上的双六齿交错齿轮，后者与固定在输送机煤壁侧的交错齿条啮合而移动采煤机。这种机构齿部粗壮、强度高、寿命长，交错齿轮啮合运行平稳，齿轮端面互相靠紧，能起横向定位和导向作用。因此本设计采用齿轮销轨式无链牵引机构。23牵引机构结构的确定231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。232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。3牵引部的主要技术参数的设计31牵引机构传动系统图31牵引机构传动系统图FIG31TRACTIONMECHANISMDRIVESYSTEMDIAGRAM311主要技术参数主要技术参数及配套设备采高（M）2234；适应倾角（）20；煤质硬度F4；截深（M）08；滚筒直径（M）16；电压（V）1140；牵引形式齿轮销轨型电牵引；牵引电机型号YB2200L4；装机功率（KW）800；（其中两个截割电机2355KW两个牵引电机230KW，一个泵电机30KW，共计235523030800KW）312电动机的选择本设计牵引电机功率为30KW，因为电机在井下具体的工作环境情况，电机必须有防爆性和防电火花的性能，以保证在有爆炸危险的含煤尘、瓦斯的环境中有较高安全性，要有工作可靠、启动转矩大、过载能力强、效率高的特点。设计选用异步防爆电动机，型号为YB2200L4；其主要参数如下额定功率30KW；额定电压380V；满载电流576A；额定转速1470R/MIN；满载效率092；满载功率因数086；接线方式Y；质量335KG；冷却方式水冷313传动比的分配多级传动系统总体设计时的传动比分配对传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力等有重要意义。多级传动系统传动比的确定有如下原则1）各级的传动比应该在常用值范围内，不应超过允许的最大值，以符合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；所有传动零件应便于安装。3）使各级传动的承载能力近乎相等，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。因为采煤机在工作过程中经常有过载和冲击载荷、维修困难、空间限制又比较严格等原因，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此设计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32NGW型行星机构FIGURE32NGWPLANETARYMECHANISM该行星齿轮传动机构主要由太阳轮、内齿圈、行星轮、行星架等组成。工作时，内齿圈固定不动，太阳轮为主动轮，行星架上的行星轮绕自身的轴线OXOX转动，从而驱动行星架回转，实现减速。过程中轴线OXOX是转动的。此种行星减速装置，有效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大的优点，适应于各种工作条件。因此，它适合用在采煤机截割部最后一级减速，该型号行星传动减速机构的使用效率为097099,传动比一般为21137。如图22，当内齿圈固定，以太阳轮为主动件，行星架为从动件时，传动比的推荐值为279。查采掘机械与支护设备可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为56。所以初定行星减速机构传动比I361BACI542根据上述多级减速齿轮的传动比分配的原则及齿轮不发生根切的最小齿数为17为依据，并参考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IZ/Z28412IZ/Z21343I13532牵引部传动计算321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/MIN1470轴NN/I211470/2845176R/MIN轴NN/I325176/213243R/MIN轴NN/I43243/6。33857R/MIN轴NN/I5438/45857R/MIN（2）各轴功率计算轴1P330099098291KW轴21232910980972766KW轴PP32427660980972629KW轴PP43262909809725KW轴PP53250980972377KW式中滚动轴承效率09911闭式圆柱齿轮效率09822花键效率09833轴承097441各轴扭矩计算轴T95501MNNP051894729501轴T955023462轴T95503MNNP21043953轴T955046874轴T95505MNNP42395905将上述计算结果列入下表轴号输出功率P（KW）转速NR/MIN输出转矩T/NM传动比轴291147018905284轴2766517651034213轴262924310332163轴2500385761900445轴23778572634947136表31各轴参数TABLE31AXISPARAMETERS33牵引部齿轮设计计算331齿轮1和齿轮2的设计及强度效核计算过程及说明（1）选择齿轮材料查表两个齿轮都选用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，按估取圆周速度。311/02NPVT小轮分度圆直径，由式得1D313212HEDZUKT齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08D小轮齿数1Z251惰轮齿数2I712Z1齿数比U/71/25U21传动比误差误差在范围内0/5小轮转矩T189051N1M载荷系数K查文献1式（54）得32KVA使用系数通过查表53，取A175；AK动载荷系数VT12；T齿向载荷分布系数K11；齿间载荷分配系数查表54；1K则载荷系数的初值KKVA175122541弹性系数EZ查表55；189N/ME节点影响系数HZ由式514及120,0X；5H重合度系数ZZ089许用接触应力，H由式33HHLIMSZ/接触疲劳极限应力21ILI、查文献221430MNHLIM应力循环次数由式533得N60NJL601H910387530217NN/I/284279529389则查图870得接触强度得寿命系数1,不许有点蚀12Z硬化系数查图871及说明取1Z接触强度安全系数HS查表827，按较高可靠度查S115，MINH取13H2210/40NH故的设计初值为DD231089589842031562087MM齿轮模数MMD/Z62087/252481查表取M4则小齿分度圆直径的参数圆整值1TD25341TDM04小轮分度圆直径100MM1TDMZ4228471中心距AM/2ZZ192MM3512齿宽BB08MM361D674908圆整B50MM齿宽50MM2B小轮齿宽56MM3710521齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式6838FSFFYMBDKT12齿形系数FY查得小轮Y2621FA大轮Y22222应力修正系数S查得小轮Y1591SA大轮Y1752重合度A20TAN471COSSTNARC71T5TR25431675重合度系数Y由式0257/025075/16750698许用弯曲应力F由式FXNFLIMSY/弯曲疲劳极限FLIM查得221/581703MNFLIM弯曲寿命系数NY查得121NY尺寸系数YX查图得1X安全系数SF查表得S15F则公式F11/LIMNXFYS139681F40569805289422/MN116552F1672/合格332齿轮3和齿轮4的设计及强度效核计算过程及说明（1）选择齿轮材料查表齿轮3、4都选用20GRMNTI渗碳淬火处理（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度311/02NPVT小轮分度圆直径，由式得1D32112HEDZUKT齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取D08D小轮齿数3Z383则大齿数4ZI809443Z圆整取814齿数比U/81/38213U4Z37410U12357893传动比误差误差在范围内/小轮转矩T510340N2M载荷系数K由式（854）得KVA使用系数A查表得175AK动载荷系数一般取10514VT12T齿向载荷分布系数一般取1012K11齿间载荷分配系数一般取101210K则载荷系数的初值KVA175122541弹性系数EZ查表得189N/MEZ节点影响系数H由式514及120,0X；5HZ重合度系数ZZ089许用接触应力H由式HHLIMSZ/接触疲劳极限应力21ILI、查文献221430MNHLIM应力循环次数由式N60NJL得HN60NJL603H9107523026517NN/I/213131241929则查文献1图870得接触强度得寿命系数ZZ112硬化系数查图871及说明1Z接触强度安全系数HS查表827，按较高可靠度查S115，MINH取13H2210/40NH故的设计初值为1DD23108958913280695428888MM齿轮模数MMD/Z8888/382343查表取M4MM小齿分度圆直径的参数圆整值1TD381TM524小轮分度圆直径152MM1TDD424Z3281中心距AM/2ZZ238MM12齿宽BB08MM1D178圆整取B72MM惰轮齿宽72MM2B小轮齿宽78MM10521齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSFFYMBDKT12齿形系数FY查得小轮Y2431FA大轮Y22022FA应力修正系数S查得小轮Y16521SA大轮Y1771重合度A20TAN481COSSTNARC81T3TR342166重合度系数Y由式0257/025075/1660701许用弯曲应力F由式FXNFLIMSY/弯曲疲劳极限FLIM查图得221/581703MNFLIM弯曲寿命系数NY查图121N尺寸系数XY查图1X安全系数FS查表S17FF11/LIMNXY58134176372/M581341764F/则公式1667223F4152767013905422/MN1495034F82/合格333齿轮5和齿轮6的设计及强度效核计算过程及说明1选择齿轮材料查表两个齿轮都选用20GRMNTI调质处理2按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度311/02NPVT小轮分度圆直径，由式得1D32112HEDZUKT齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置D取08D小轮齿数5Z175惰轮齿数6I23186Z圆整取236Z齿数比U/23/1713529412U2Z1308351294/U传动比误差08误差在范围内5小轮转矩T26349470N1M载荷系数K查文献1式（54）得KVA使用系数A查表1AK动载荷系数一般取10514V12T齿向载荷分布系数一般取1012K11齿间载荷分配系数一般取101211K则载荷系数的初值KVA112145弹性系数EZ查表189N/ME节点影响系数HZ由式514及120,0X；5HZ重合度系数Z089许用接触应力，H由式HHLIMSZ/接触疲劳极限应力，21ILI、查文献4301NHLIMI2应力循环次数由式N60NJL得HN60NJL601710645302578NN/I查图870得接触强度得寿命系数Z1041NZ106；2硬化系数Z查文献图871及说明1Z接触强度安全系数HS查表827，按较高可靠度查S115，MINH取13HS2143/04N2H163/0143MN故的设计初值为1DD278628MM231487059352918067齿轮模数MMD/Z275335/171631查表取M16MM小齿分度圆直径的参数圆整值1TD171TM276小轮分度圆直径272MM1TDDMZ1623682中心距AM/2ZZ320MM12齿宽BB08MM1D92687圆整B223MM惰轮齿宽223MM2B小轮齿宽229MM10521齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSFFYMBDKT1齿形系数FY查得小轮Y2971FA大轮Y2692应力修正系数SY查得小轮Y1521SA大轮Y1575重合度A20TAN1623COSSTNARC23T7T1741554重合度系数Y0257/025075/15540732许用弯曲应力FFXNFLIMSY/弯曲疲劳极限FLIM查得21/59708FLI2MNHIM弯曲寿命系数NY查得121N尺寸系数YX查图得1X安全系数SF查表得S15F则公式F11/LIMNXFYS得F11/LIMNXFYS59539675652/250812F16729730543042/MN2441866F26512/合格34牵引部行星机构的设计计算（一）配齿计算设计选用2KH型行星传动机构,此机构要正确啮合，必须满足四个条件1传动比条件当中心轮A输入轴时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为BAHIZB，中心轮的齿数为ZA，则上述三个量满足满足下列关系1ZB/ZA39BAHI2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与内啮合副的中心距相AZAGGBZGBA等，即。对于标准传动或高度变位传动，有AGB2ZM2GB可得310AGZ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，外啮合齿轮副通常采用大啮合角的正传动，；内啮合齿轮副一般采用小啮合角的正传动或负传动，264AG，这样整个行星传动的接触强度可提高30，采用角变度传动时，外啮157GB合和内啮合的中心距分别为AGBAAGZMCOS2BGGBBG联立可得311GBAGZZCOSS以式中分度圆压力角；外啮合齿轮副的啮合角AGAZ内啮合齿轮副的啮合角GBGBZ3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BAZPN比值为整数，即（整数）RNZPBA亦可表示为312IAPH4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AGPAGRN2SI2或表示为313AGPAGI对于标准传动或高度变位传动有2AGAGHZMR将以上两式代入式35得314PGAGNZHZSI2根据上述四个条件，初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。341行星齿轮的计算已知输入功率2629KW；转速243R/MIN；输出转速3857R/MINN滚一、齿轮材料热处理工艺及制造工艺的设计太阳轮和行星轮的材料选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MPA；行星轮MPA1450HLIMHLIM齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为20CRMNTI，调质处理，硬度为262302HBS齿形的加工为插齿，精度为7级。二、确定各主要参数行星机构总传动比I63，采用NGW型行星机构。行星轮数目取3。PN载荷不均衡系数采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取115KPK配齿计算太阳轮齿数12AZ内齿圈齿数ZZ（）12631636圆整Z64B1IB行星轮齿数Z26取Z26CZ2AC齿轮模数M按公式计算中心距32LIM148UKTUA1）综合系数K212）太阳轮单个齿轮传递的转矩T10332139606N315APKN3/15M3）齿数比UZ/Z28/13217AC4）取齿宽系数07A5）初定中心距将以上各值代入强度计算公式，得MM3166981724307124833WA99MM6）计算模数M取标准值M5MMMCAZ2195687）未变位时中心距AMM5972CA取98MM（6）计算变位系数1）AC传动A啮合角COS2009076ACW10652COS所以2143ACB总变位系数INVINVTN2CAZAC204310TA813INVI020734C中心距变动系数YMW20598D齿顶降低系数Y02083402000834E分配变位系数查图可知X028，X00716612（2）CB传动A啮合角COS2095/99COS20CBWA226785B变位系数和XINVINVTAN2CBZAC20678520T64INVIV08835C中心距变动系数YMAW59D齿顶降低系数Y0883508000835E分配变位系数X0071662XX088350071660811832第二对行星齿轮的计算已知输入功率25KW,转速243R/MIN，输出转速857R/MINN滚一、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