MG400-930-AWD型交流电牵引采煤机牵引部设计
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MG400
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摘 要G400/930-AWD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。G400/930-AWD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 G400/930-AWD 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 carrier 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 mining 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 G400/930-AWD 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 machine； the hauling department； walks；Planet gear目 录1概述 11.1采煤机的发展概况11.2国际上电牵引采煤机的发展概况 11.3国内电牵引采煤机的发展状况31.3.1. 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段 31.3.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期 31.3.3 20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代 41.4采煤机的发展趋势51.5采煤机类型 61.6采煤机的组成 81.7电牵引采煤机的优点92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132.2.1各级传动转速、功率、转矩132.3牵引部齿轮设计计算 142.3.1齿轮1和齿轮2的设计及强度效核 142.3.2齿轮3和齿轮4的设计及强度效核 192.3.3齿轮5和齿轮6的设计及强度效核 242.4牵引部行星机构的设计计算 292.4.1 第一级行星齿轮的计算 302.4.2第二级行星齿轮的计算 363强度校核 413.1二轴的设计与校核 413.2对二轴的轴承校核 453.3对二轴平键的校核 463.3.1键一的校核 463.3.2键二的校核 463.4花键连接的强度校核 464 采煤机的使用和维护 474.1采煤机的维护 474.2采煤机轴承的维护及漏油的防治 494.3煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 514.4 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 545 机械密封 55参考文献 59中英文翻译 60致 谢 691概述1.1采煤机的发展概况机械化采煤开始于二十世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以限制了采煤机生产率的提高。50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出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围，特别是1964年第三代采煤机双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性高产、高效、安全和经济。进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，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、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。至此，缓倾斜中厚煤层的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。1.2国际上电牵引采煤机的技术发展状况80 年代以来, 世界各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要, 积极采用新技术, 不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构, 相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中, 最具代表的是英国安德森的Eiect ra 系列, 德国艾柯夫的SL 系列, 美国乔依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列电牵引采煤机。这些采煤机, 体现了当今世界电牵引采煤机的最新发展方向。德国艾柯夫公司, 整机结构特点为机身3 段式, 两边传动部分为铸造箱体结构, 中间电气部分为焊接框架结构, 摇臂为分体联结, 左右对称通用, 可满足不同的配套要求; 牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列, 电枢采用微机控制, 励磁采用串联, 既能满足四象限运行, 又能满足双牵引, 趋于负载均衡, 目前正全力发展交流电牵引。美国乔依公司从3LS7LS , 机身为3 段焊接结构形式, 摇臂为分体联结、左右通用, 牵引部电气传动系统为2电机串激串联, 目前已开始投入使用7LS 交流电牵引采煤机。日本三井三池公司RD101101 和RD102102 均为交流电牵引采煤机, 其结构形式为以前的截割电机布置在机身的传统结构形式, 机械传动和联结相当复杂。总结这些国家电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点:(1) 装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要, 不论是厚、中厚和薄煤层采煤机, 均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率) 。装机功率大都在1000kW 左右, 单个截割电机功率都在375kW以上, 最高达600kW。直流电牵引功率最大达2 56kW , 交流电牵引功率最大达2 60kW。(2) 电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型世界各主要采煤机厂商20 世纪80 年代都已把重点转向开发电牵引采煤机, 如德国艾柯夫公司是最早开发电牵引采煤机的, 80 年代中后期基本停止生产液压牵引采煤机, 研制出EDW 系列电牵引采煤机, 90 年代又研制成功交流直流两用SL300 ,SL400 , SL500 型采煤机。美国乔依公司70 年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 个新机型, 其电控系统多次改进, 更趋完善。英国安德森公司80 年代中期先后开发了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤层电牵引采煤机。日本三井三池公司80 年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤机, 为国际首创。法国萨吉姆公司在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流电牵引采煤机。交流电牵引近几年发展很快, 由于技术先进,可靠性高、简单, 有取代直流电牵引的趋势。自日本80 年代中期研制成功第1 台交流电牵引采煤机,至今除美国外, 其它国家如德国、英国、法国等都先后研制成功交流电牵引采煤机, 是今后电牵引采煤机发展的新目标。(3) 牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/ min 左右, 而实际可用割煤速度为4 5m/ min , 不适应快速割煤需要。电牵引采煤机牵引功率成倍增加, 最大牵引速度达1520m/ min , 美国18m/ min 的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1 台经改进的4LS 采煤机的牵引速度高达2815m/ min。由于采煤机需要快速牵引割煤, 滚筒截深的加大和转速的降低, 又导致滚筒进给量和推进力的加大, 故要求采煤机增大牵引力, 目前已普遍加大到450600kN , 现正研制最大牵引力为1000kN 的采煤机。(4) 多电机驱动横向布置的总体结构日益发展：70 年代中期仅有美国的LS 系列采煤机、西德EDW215022L22W 型采煤机采用多电机驱动, 机械传动系统彼此独立, 部件之间无机械传动, 取消了锥齿轮传动副和复杂通轴, 机械结构简单, 装拆方便。目前, 这类采煤机既有电牵引, 也有液压牵引, 既有中厚煤层用大功率, 也有薄煤层的, 有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。(5) 滚筒的截深不断增大牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上, 使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。10 年前滚筒采煤机截深大都是630 700mm , 现已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美国正在考虑采用1500mm 截深的可能性。(6) 普遍提高供电电压：由于装机功率大幅度提高, 为了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提高供电电压, 主要有2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美国现有长壁工作面中, 45 %以上的电牵引采煤机供电电压为2300V。(7) 有完善的监控系统：包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统; 就地控制、无线电随机控制, 并已能控制液压支架、输送机动作和滚筒自动调高。(8) 高可靠性：据了解美国使用的EL ECTRA 1000 型采煤机的时间利用率可达95 %98 % ,采煤量350 万t 以上,最高达1000 万1.3国内电牵引采煤机的发展状况1.3.1 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段 20世纪70年代初期，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的MD-150型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点： 1装机功率小 例如，MLS3-170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD-150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY-100和DY-150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。 2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。1.3.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期 20世纪70年代后期，我国总共引进143套综采成套设备。世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场，其技术也展示在中国人的面前，为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了条件，同时通过20世纪70年代自行研制采煤机的实践，获得了成功和失败的经验与教训，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品种有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20世纪70年代开发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。2元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。3无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。1.3.3 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，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此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MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/930-WD和MG450/1020-WD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MG400/930-WD和MG250/600-WD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SL-500型和日本的MCLE-DR102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的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此独立，无动力传递，结构简单，拆装方便，因而有取代电动机纵向布置的趋势。2我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到800KW，电牵引采煤机装机功率达到1020KW，其牵引功率为2X50KW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力已达到700KN，最大牵引速度达1256m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。3液压紧固技术的开发研究取得成功采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵，在电牵引采煤机中得到推广应用，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。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。我国从20 世纪80 年代末期, 煤科总院上海分院与波兰合作研制开发了我国第1 台MG3442PWD薄煤层强力爬底板交流电牵引采煤机, 在大同局雁崖矿使用取得成功。借助MG3442PWD 电牵引采煤机的电牵引技术, 对液压牵引采煤机进行技术更新。第1 台MG300/ 6802WD 型电牵引采煤机是在鸡西煤矿机械厂生产的MG300 系列液压牵引采煤机的基础上改造成功, 并于1996 年7 月在大同晋华宫矿开始使用。与此同时, 在太原矿山机器厂生产的AM2500 液压牵引采煤机上应用交流电牵引调速装置改造MG375/8302WD 型电牵引采煤机。截止目前, 我国已形成5 个电牵引采煤机生产基地, 鸡西煤矿机械厂、太原矿山机器厂、煤炭科学研究总院上海分院、辽源煤矿机械厂生产交流电牵引采煤机, 西安煤矿机械厂则生产直流电牵引采煤机。我国近期开发的电牵引采煤机有以下特点:(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f = 34 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。1.4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。1.5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。两种总体结构布置方式的分析比较：1)整机布置纵向布置纵向布置的采煤机由左、右摇臂、左、右截割部固定减速箱、主(副)电机、牵引泵箱和中间箱共七段(或八段)组成。截割电机布置在采煤机中段、采用偏心两端出轴，一侧留出足够宽度供安装采煤机电器与控制元件。各大部件间除对接联接外，还通过地脚螺柱与底托架相联、因而机身较长。但机身宽度可做得窄些，有利于减小控顶距。横向布置滚筒采煤机采用横向布置时，截割主电机与摇臂直接相联，中间段是左、右牵引行走减速箱和中间箱(其中分成调高泵箱和电控箱两个隔腔)。这种布置方式，机身较短，无底托架，（为了克服调斜底托架铰接点多、间围大、扳动大、结构复杂和难维护等缺点，近年来采煤机改用固定式底托架，在多电机布局推广中又发展了框式底托架。机器各主要部件以插件形式装入底托架。另-趋势是取消底托架，直接用强力液压自锁螺栓将采煤机各部件固定在一起。螺栓的张紧力约为500kN,巨大的张紧力将各部件联为一个整体，采煤机因此没有底托架，使得总体结构简化，并且增加了过煤空间。采煤机工作过程中要承受震动冲击载荷，联结件采用普通高强度螺栓时，松动现象不可避免。由于采煤机工作环境的特殊性，要求螺栓松动后随时紧固和检修时按规定紧固所有联接螺栓是无法做到的。因此，采煤机在联结件松动的情况下仍继续工作是一种普遍现象，并最终导致采煤机部件和机身限位装置损坏和机器壳的某些部位变形。液压螺栓的使用从根本上解决了这些问题2)动力传递 纵向布置纵向布置形式的采煤机，各大部件间都有动力传递，部件间的联接对中要求高。联接面存在有漏油环节。横向布置横向布置的采煤机各大部件间没有动力传递、独立性强，安装、维护、检修方便。 3)受力状况 横向布置横向布置的采煤机，其摇臂支承座受到的截割阻力、油缸支承座受到的支承反力、行走机构受到的牵引反力均由牵引行走箱箱体来承受。受力情况简化，结构简单，可靠性高。纵向布置纵向布置的采煤机，上述几种力都要通过底托架及其对接螺栓和各大部件的对接螺栓来承受，一旦这些联接螺栓有松动，会带来严重后果。 4)部件设计的合理性 横向布置横向布置的采煤机由于截割电机横向布置、从截割电机出轴到滚筒输出轴，全部采用正齿轮传动，省去一对加工、调整复杂的锥齿轮传动使结构简化、传动效率高、降低制造成本。纵向布置纵向布置的采煤机，因截割电机布置在中间段。从电机到滚筒输出轴必须有一对锥齿轮传动，因此加工、调整都比较复杂、制造成本高；由于电机布置在机身中段，动力从电机传到左、右滚筒输出轴，其中一端必须通过液压泵箱。为此，需要有一根贯穿液压泵箱全长的通轴，给泵箱的设计带来一定的难度，也使其结构复杂化。 5)对煤层的适应性 纵向布置纵向布置的采煤机对煤层厚度的适应强，综采和普采都有机型。横向布置横向布置的采煤机，因主电机的长度尺寸大，采煤机的宽度相应增大。工作面的控顶距大。因而，在普采或煤层较薄以及对工作面的控顶距有严格要求的情况下，横向布置的采煤机在使用上受到一定的限制。随着电机功率的增大，电机宽度加宽，对工作面支护会带来困难。在较薄煤层时，如果使用横向布置的采煤机，还存在一个截割电机挡煤的问题。 6)设置破碎结构 横向布置横向布置采煤机设置破碎结构难度较大，目前国外虽然也有带破碎结构的，但结构比较复杂，且功率偏小，最大功率也只有75kw。纵向布置纵向布置采煤机的破碎机构设置方便、合理、破碎功率可根据需要设计，因其动力是直接从主电机取得的。7）装机功率 横向布置横向布置的采煤机采用多电机驱动。其牵引与截割所需的动力均由各自的电机提供。近十年来随着采煤机功率和生产能力的增大，单电机驱动已不能适应生产力的发展，因此各先进国家先后采用了多电机驱动采煤机。特别是电牵引采煤机都采用多电机驱动。纵向布置纵向布置的采煤机的主电机，除用于割煤外，还要分出一部分动力用于采煤机的牵引与摇臂调高。1.6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。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。1.7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，如法国、采煤机，但制动力不大。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 EDW450/1000L电牵引采煤机在澳大利亚尤兰矿的可用率为97%，6LS电牵引采煤机在美国杜宾的可用率为97%，ELECTRA1000电牵引采煤机在美国、英国一些矿的可用列表为9698%；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。特别是动态响应快，电牵引微机控制的自动调整时间或滚筒卡住或闷车自动退机时间一般都在1s以内，德国EE-23电牵引部的自调整时间只需30s；而液压牵引的自动调整时间一般在1020s.高压过载调整时间较短，如EDW300L为0.6s。 EIECTRA1000电牵引采煤机微机监控系统装有4块单片机模块，可提供197个参数，进行检测、诊断、数据处理及显示等，其功能很完善。液压牵引采煤机也有采用微机控制的，如法国的几种采煤机，但功能较少，因为液压的非电量参数转换为电参数量较难。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）：1.63.5；适应倾角（）：25；煤质硬度 : 硬或中硬；截深（m）：0.8滚筒直径 （m）： 1.6 电压（V）：3300；牵引形式 ：强力轮齿齿轨电牵引；牵引电机型号：YB2-250M-4-55装机功率（KW）：930 （其中两个截割电机2200KW两个牵引电机255KW，一个破碎电机20KW，共计220025520=930KW）2.1.2电动机的选择设计要求牵引部功率为37KW，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，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。所以选择由南阳生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型号为YB2-250M-4-55；其主要参数如下：额定功率：55KW；额定电压：380V；满载电流：69A；额定转速：1480r/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：水冷该电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给齿轮减速机构。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，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。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。由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，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，从而驱动行星架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，可用于各种工作条件。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。从采掘机械与支护设备上可知,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：ii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=2.84i=z/z=2.13i=1.362.2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/min 轴 n= n/ i=1480/2.84=521.1 r/min轴 n= n/ i =521.1/2.13 =244.6 r/min 轴 n= n/ i=243/6.3=38.83r/min轴 n= n/ i=38.83/4.5=8.63 r/min2) 各轴功率计算：轴 =550.990.98=53.36kW轴 .=53.360.980.97=50.72kW轴 P=P=50.720.980.97=48.21 kW轴 P=P= 48.210.980.97=45.83kW轴 P=P=45.830.980.97=43.57 kW式中 联轴器效率 =0.99闭式圆柱齿轮效率 =0.97轴承效率 =0.98花键传动效率 0.973) 各轴扭矩计算:轴 T=9550Nm轴 T=9550Nm轴 T=9550Nm轴 T=9550Nm轴 T=9550Nm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53.361480344.322.842.136.3轴50.72521.1929.526轴48.21244.61882.28轴45.8338.8311270.744.5轴43.578.6348214.7741.362.3牵引部齿轮设计计算2.3.1齿轮1和齿轮2的设计及强度效核(一) 计算过程及说明:1)选择齿轮材料查1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。小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =25惰轮齿数： i=71齿数比 ： /=71/25传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=233211Nm载荷系数： 由文献1式（854）得使用系数： 查表 175动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数：在推荐值1.01.2 则载荷系数的初值 =1.75 =2.541 弹性系数： 查表 节点影响系数： 可知：重合度系数： Z=0.89许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力： 查文献=1430N=1430N应力循环次数： 由式N=60njL得N=60njL=60N= N/i=/2.84=2.795 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数=1 ,(不许有点蚀)硬化系数： 查文献1图871及说明 1接触强度安全系数：查文献1表827，按较高可靠度查S=11.5， 取故的设计初值为d =66.587mm齿轮模数： m=d/Z=66.587/25=2.66 查表 取m=4mm小齿分度圆直径的参数圆整值：=25mm小轮分度圆直径： d=mZ=4mm中心距 ： =m/2(Z+ Z)=192mm 齿宽： b=0.8mm圆整 b=54mm齿宽： 小轮齿宽： =60齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数： 查文献 小轮Y=2.62 大轮Y=2.222应力修正系数： 查文献 小轮Y=1.59大轮Y=1.752重合度 =1.675重合度系数：由式=0.25+0.75/1.675=0.698许用弯曲应力：由式 弯曲疲劳极限： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.5则公式: =107.69=93.62合格2.3.2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 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 小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =38大齿数： i=80.94圆整取=81齿数比 ： /=81/38传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=629600Nmm载荷系数： 由文献1式（854）得使用系数： 查表 175动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数：在推荐值1.01.2 则载荷系数的初值 =1.75 =2.541 弹性系数： 查表 节点影响系数： 可知：重合度系数： Z=0.89许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力： 查文献=1430N=1430N应力循环次数： 由式N=60njL得N=60njL=60N= N/i=/2.13=1.312 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数Z= Z=1硬化系数： 查文献1图871及说明 1接触强度安全系数：查文献1表827，按较高可靠度查S=11.5， 取故的设计初值为d =95.33mm齿轮模数： m=d/Z=95.33/38=2.51 查表 取m=4mm小齿分度圆直径的参数圆整值：=38小轮分度圆直径： d=mZ=4中心距 ： =m/2(Z+ Z)=238mm 齿宽： b=0.8mm惰轮齿宽： 小轮齿宽： =82mm齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数： 查文献 小轮Y=2.43 大轮Y=2.202应力修正系数： 查文献 小轮Y=1.652大轮Y=1.771重合度 =1.66重合度系数：由式=0.25+0.75/1.66=0.701许用弯曲应力：由式 弯曲疲劳极限： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.7=581/358.24=581/358.24则公式:=194.86 =175.442 合格2.3.3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1表 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，按估取圆周速度小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取08小轮齿数： =17惰轮齿数： i=23.18圆整 =23齿数比 ： /=23/17传动比误差 误差在范围内小轮转矩： T=34025640N载荷系数： 由文献1式（854）得使用系数： 查表 1动载荷系数： 在推荐值1.051.4 12齿向载荷分布系数： 在推荐值1.01.2 1.1齿间载荷分配系数：在推荐值1.01.2 =1.1则载荷系数的初值 =1 =1.45 弹性系数： 查表 节点影响系数： 可知：重合度系数： Z=0.89许用接触应力： 由式接触疲劳极限应力： 查文献=1430N=1430N应力循环次数： 由式N=60njL得N=60njL=60N= N/i=/1.36=3.39 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数Z=1.04Z=1.06硬化系数： 查文献1图871及说明 1接触强度安全系数：查文献1表827，按较高可靠度查S=11.5， 取故的设计初值为d =275.335mm齿轮模数： m=d/Z=275.335/17=16.1 查表 取m=16mm小齿分度圆直径的参数圆整值：=17小轮分度圆直径： d=mZ=16中心距 ： =m/2(Z+ Z)=320mm 齿宽： b=0.8mm 圆整b=220惰轮齿宽： 小轮齿宽： =226mm齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数： 查文献 小轮Y=2.97 大轮Y=2.69应力修正系数： 查文献 小轮Y=1.52大轮Y=1.575重合度 =1.554重合度系数：由式=0.25+0.75/1.554=0.732许用弯曲应力：由式 弯曲疲劳极限： 查图弯曲寿命系数： 查图 尺寸系数： 查图安全系数： 查表 S=1.5则公式: 得：=595425=595/210=328.177=319.621 合格 行走轮选用30GrMnMo作为材料，齿数为9，模数为44，分度圆直径d=396。2.4牵引部行星机构的设计计算配齿计算这里采用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：(1) 传动比条件：当中心轮a输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为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) (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与内啮合副的中心距相等，即=。对于标准传动或高度变位传动，有=可得： (4-2)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，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，外啮合和内啮合的中心距分别为： 由以上两式可得： (4-3)以上三式中 分度圆压力角；外啮合齿轮副的啮合角; 内啮合齿轮副的啮合角(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：（整数）亦可表示为： (4-4) (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： 或表示为： (4-5) 对于标准传动或高度变位传动有： 将以上两式代入式(3-5)得： (4-6) 依据上述四个条件，初步确定太阳轮，内齿圈以及行星轮的齿数。2.4.1 第一级行星齿轮的计算已知：输入功率48.21KW,转速244.6r/min，输出转速=38.83r/min1.齿数选择：查手册当i1=6.3时，Za=17，Zc=28，Zb=71，采用不等角度变位齿轮啮合。预选啮合角：参照图17.2-3 =(24-26)=（18-20） =252.材料选择及热处理方式(1)太阳轮与行星轮： 选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC查表选取 Hlim=1300MPa， Flim=700MPa(2)内齿轮： 选用35CrMoV调质，表面硬度250280HBS3.a-c齿轮按接触强度初算按表2-27 （1）齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 （2）计算齿数比 （3）接触强度使用的综合系数(4) 输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15 在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩(5)计算齿宽系数 取 故（6）计算 MPa（7）初定中心距，代入强度计算公式 = mm = 135.4 mm取=136 mm（8）计算模数m mm 取标准值（9）未变位时中心距a (10)中心距变动系数 =0.755(11)实际中心距取4.a-c齿轮传动的主要尺寸（1）实际中心距变动系数Y（2）实际啮合角 （3）总变位系数（4）分配变位系数，查图2-1（b）知合适，可分变位系数如下，（3） 齿高变动系数(6)太阳轮a的主要尺寸 m = = 110 mm取=48mm（7）行星轮c的主要尺寸m= 214.62mm5.b-c齿轮传动的主要尺寸 6.内齿圈b的主要尺寸mmmm7.验算a-c齿轮传动的接触强度（1）圆柱齿轮接触应力计算公式 式中：“+”-外啮合，“-”-内啮合（2）计算 式中：（3）确定参数查的：所选齿轮精度为（7-7-7） （4）确定参数查表得：2.15 （5）计算 将以上各个数值代入接触应力计算公式，得（6）验算结果 满足要求8.轮齿抗弯强度校核（1）齿根应力计算公式 由于行星轮c受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可查得： 代入上述各值 （2）验算 满足要求9.b-c齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于b-c齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算2.4.2第二级行星齿轮的计算已知：输入功率45.83KW,转速38.83r/min，输出转速=8.63r/min1.齿数选择：查手册当i1=4.5时，Za=17，Zc=21，Zb=61，采用不等角度变位齿轮啮合。预选啮合角：参照图17.2-3 =(24-26)=（18-20） =25.22.材料选择及热处理方式(1)太阳轮与行星轮： 选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC查表选取 Hlim=1300MPa， Flim=700MPa(2)内齿轮： 选用35CrMoV调质，表面硬度250280HBS3.a-c齿轮按接触强度初算按表2-27 （1）齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 （2）计算齿数比 （3）接触强度使用的综合系数(4) 输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15 在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩(5)计算齿宽系数 取 故 取（6）计算 MPa（7）初定中心距，代入强度计算公式 = =161.2取=162（8）计算模数 取标准值（9）未变位时中心距a (10)中心距变动系数 =0.73(11)实际中心距取4.a-c齿轮传动的主要尺寸（1）实际中心距变动系数Y（2）实际啮合角 （3）总变位系数（4）分配变位系数，查图2-1（b）知合适，可分变位系数如下，（4） 齿高变动系数(6)太阳轮a的主要尺寸 = =177.228 取=78mm（7）行星轮c的主要尺寸 =212.94 5.b-c齿轮传动的主要尺寸 6.内齿圈b的主要尺寸7.验算a-c齿轮传动的接触强度（1）圆柱齿轮接触应力计算公式 式中：“+”-外啮合，“-”-内啮合（2）计算 式中：（3）确定参数查的：所选齿轮精度为（7-7-7） （4）确定参数查表得：2.15 （5）计算 将以上各个数值代入接触应力计算公式，得（6）验算结果 不满足要求 所以太阳轮和行星轮选用20CrNi2MoA 内齿圈选用20CrMnTi8.轮齿抗弯强度校核（1）齿根应力计算公式 由于行星轮c受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可查得： 代入上述各值 （2）验算 满足要求9.b-c齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于b-c齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算 3强度校核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。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。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。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。3.1二轴的设计与校核 （1） 计算作用在齿轮上的力轴上的转矩轴上大齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 （2） 确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理。按文献2式8-2初估轴的最小直径 查文献2表8.6 取A=115，得（3）轴的结构设计根据轴的轴向定位要求已知轴上零件的装配方案和他们之间的径向配合尺寸等参数来确定出轴上各轴段的直径和长度，已经轴上零件的周向定位，最后确定轴上圆角和倒角尺寸。下图为轴和轴上零件的示意图：从左往右：第一段： 根据轴的最小直径，取 装圆锥滚子轴承，选用NU 216E 尺寸为 该段轴长为轴承宽度和轮毂宽度和齿轮定位套筒宽度之和 第二段： 为齿轮定位的轴肩 第三段： 第四段： 装NU 216E轴承 (4)轴的强度效核：首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。因此得、 、 。设向上为正反方向1） 求轴承的反力水平面：垂直面：2） 求齿宽中点处的弯矩水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 扭矩 3） 按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩 取折合系数 则齿宽中点处当量弯矩 轴的材料为40Cr，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力 由式子8-4得轴的计算应力为 该轴满足强度要求4）根据轴的结构图和轴的受力分析，可以做出轴的计算受力简图，以及轴的弯矩图和扭矩图 3.2对二轴的轴承校核式中 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; Ft温度系数；寿命系数，取.对二轴的轴承NU 216E 尺寸为 进行寿命计算主要性能参数： （1）计算轴承支反力1）采用在轴的校核中的数据水平面：垂直面：2）合成支反力 3）轴承的当量动载荷 轴承工作是有轻微冲击，由表10-6 载荷系数4）轴承的寿命查文献2由式12-7 轴承寿命 因 故应按计算，由表10.3 取温度系数 通过计算，两个轴承的寿命合格。3.3对二轴平键的校核3.3.1键一的校核（）选用平键键 GB/T1096-2003 （）强度校核按文献 由式子3-1 式中传递的转矩,;轴径 ，mm;键的高度，mm;键的工作长度，mm;许用挤压应力，。由表3.2查得 则 强度校核合格3.3.2键二的校核（）选用平键键 GB/T1096-2003 （）强度校核按文献 由式子3-1 式中传递的转矩,;轴径 ，mm;键的高度，mm;键的工作长度，mm;许用挤压应力，。由表3.2查得 则 强度校核合格3.4花键连接的强度校核按公式 式中传递的转矩各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）齿数齿的工作长度平均直径mm齿的工作高度mm渐开线花键D=112 d=102 h= 3.8 l=50许用压强查表2-23 =（1020）则 P=强度校核合格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。牵引部液压传动箱用油，注油时必须用注油器，精滤芯要定期更换。（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：工作前要对机器运转环境如煤壁、顶板、支护、配套设备等进行检查，发现问题及时处理，并对机器作好下列检查：（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 (为齿轮啮合切向力的二倍) ，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。采煤机轴承润滑用油一般为 N220，N320 极压工业齿轮油，多采用油池飞溅或加循环联合润滑方式。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 (2 锂基脂) 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、行走轮轴等) 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。该油封对振动、冲击及轴向、径向偏斜不敏感，特别适用于低速 (2/ s以下) 、有煤粉泥浆条件下密封。（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。当前国内轴承厂家繁多质量参差不齐，订货时要选好厂家确保轴承质量。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，使轴承内外圈轴线歪斜，也使局部表面应力增大。5) 轴承安装中必须调整轴向间隙达到设计要求，对圆柱滚子轴承，轴向间隙小，内圈移动受阻，当受到冲击载荷时易发生挡边撞裂，在润滑不充分时，也会导致轴承烧伤。3 加强轴承使用中维护和保养采煤机轴承在安装前的储运中要保持完好包装，不受碰撞并防止浸水而生锈。使用中要特别注意到滑油量和质量。要求做到：(1) 常可检油位，加足油；(2) 避免不同型号油混用；(3) 打开盖加油时，要防止煤尘、水等杂质进入，以防油质破坏，加剧磨擦面粒磨损和锈蚀。如发现油脏，及时入油并清洗再加新油。4 采煤机漏油及处理(1) 摇臂摆动轴的漏油及处理截割部箱内的油流经摇壁套外侧摇壁摆动轴上的大轴承，有两个 O 形密封圈，在使用中发现该处漏油，经拆检分析发现，由于大轴承的外圆大，压不紧 O 型密封圈，加上个别轴承精度不够，内、外圈直径超差严重；另外轴承孔壁较薄弱，使用中振动变形导致漏油。为此需在摇臂轴小端加外骨架油封将该处与截割部油池分开，改用润滑脂润滑即可根除此处漏油。(2) 滚筒轴的漏油及处理采煤机割煤时，滚筒轴受阻力大且复杂，受切向力、轴向力、煤壁推力、装煤力等。滚筒既绕滚筒轴转动，还沿滚筒轴垂直面作上下摆动，使油封漏油。其次，油封外径尺寸偏小导致油沿孔隙漏出，因此检修时应挑合适油封。另外迷宫间隙大，导致煤粉经过迷宫间隙、油封进入或滞留在油封刃口与轴之间，将油封垫起造成漏油，同时加速油封磨损，因此需采用加毛毡或涂密封胶。(3) 壳体盖板的漏油及处理采煤机牵引部泵箱盖的密封最初采用石棉纸垫，由于石棉纸本身渗油，盖板大，不平度大，对纸垫比压不匀导致漏油。而后又采用橡胶垫，但其在长时间油作用下仍然变形起包开始漏油。最后采用 O 形密封绳粘接成环形密封盖板，但若粘接不牢也会漏油。处理措施是粘接处采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安装。采煤机是综采工作面的主要设备，由于井下作业环境的特殊性，以及对采煤机的维护、保养 、操作等方面的人为能力不同，将会产生各种不可意料故障。因此，在采煤机在使用过程中，需要加强维护，定期检修，对易损部位及时采取措施进行补救，防止事故的发生和扩大，从而提高开机率和延长其使用寿命。4.3煤矿机械传动齿轮失效的改进途径20 年来, 煤矿机械的功率增大很快, 采煤机的功率增加了46 倍, 掘进机的功率增加了23 倍, 大型、特大型矿井提升机功率已达数千kW, 功率的增大导致机械设备的输出扭矩增大,使设备部件特别是传动齿轮的受力增大。煤矿机械的齿轮大多为中、大模数(620 mm) 的低速(6m/ s 以下) 重载传动, 单位齿宽的载荷值高达20kN/ cm2 。由于受煤矿使用条件和机器尺寸的限制,传动齿轮的外形尺寸没有多大变化, 易造成机械传动齿轮失效, 导致煤矿机械设备不能正常运行。煤矿机械齿轮的失效有轮齿折断、齿面胶合、齿面点蚀和齿面塑性变形等主要形式。由于轮齿啮合不合理, 造成超负荷或冲击负荷而产生轮齿较软齿部分金属的塑性变形, 严重时在齿顶的边棱或端部出现飞边、齿顶变圆, 主动齿轮的齿面上有凹陷, 被动齿轮的节线附近升起一脊形, 使齿面失去正确的齿形。齿轮失效直接影响着煤矿机械效能的发挥, 亟待解决,提出几种改进途径。1 .设计煤矿机械齿轮, 特别是承受重载和冲击载荷的提升和采掘运输机械齿轮, 其弯曲极限应力强度增大到1 200 MPa , 接触耐久性极限强度亦增大到1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的条件下提高其强度和寿命, 需进一步进行科研技术攻关, 优化设计参数。优化设计的内容包括载荷的准确计算、强度计算公式的修正、优化选材、优化齿形结构、先进的加工和处理工艺、提高表面光洁度、合理的硬度和啮合参数、有效的润滑参数和装配要求等,提高标准化、系列化程度。由于渐开线齿形共轭齿轮的相对曲率半径较小, 故接触强度受到一定限制。而圆弧齿轮在接触点处的齿面相对曲率半径大, 其表面强度和弯曲疲劳强度较高(约为渐开线齿形的25 倍) , 振动小、噪声低、尺寸和重量较小。除新设计齿轮应优先采用圆弧齿轮外, 原有渐开线齿轮减速器, 在传动功率不变、中心距不变的前提下, 重新搭配模数、螺旋角等参数, 可优化设计更新为圆弧齿轮,大大延长使用寿命。另外还可以采用以下几种比较先进的优化设计方法:(1) 按照GB3480 1997渐开线圆柱齿轮承 4载能力的计算方法和有关行业标准, 采用CAD进行齿轮强度计算和齿轮结构方案的类比, 选出最优的设计方案。(2) 利用保角映射和有限元法等方法分析齿根弯曲应力, 采用较大半径的齿根过渡圆角并采用凸头留磨滚刀加工外齿轮齿形, 以此降低齿根弯曲应力集中, 提高弯曲强度。(3) 根据弹性力学知识分析轮齿的啮合形变,采用齿顶修缘, 修缘线是采用较大压力角的渐开线; 采用齿面喷丸处理等工艺来提高轮齿的接触和弯曲疲劳强度。(4) 根据弹流润滑理论研究齿轮润滑状态后,采用极压添加剂的高粘度齿轮润滑油来改善齿轮的润滑状态。2 .选材齿轮材料的选择, 要根据强度、韧性和工艺性能要求, 综合考虑。参考工业发达国家煤矿机械齿轮选用钢材的经验, 结合我国实际, 宜选用低碳合金渗碳钢。对于承受重载和冲击载荷的齿轮, 采用以Ni - Cr 和Ni - Cr - Mo 合金渗碳钢为主的钢材(含Ni 量2 %4 %) ; 对于负载比较稳定或功率较小、模数较小的齿轮, 亦可选用无Ni 的Ni - Mn钢。这些渗碳合金钢的含碳量较低, 平均为012 %以下, 其中的Mo 、Mn 均能增加钢的淬透性(含Mn 量以014 %016 %为宜) , Cr 能增加钢的淬透性和耐磨性, Ni 对提高钢的韧性特别有效。应研制、采用新型淬透性好的渗碳齿轮钢(国外称为“H”钢系列) , 它具有较窄范围的淬透性带, 可保证齿轮变形范围小并达到要求的芯部硬度。应尽量选用冶金质量好的真空脱气精炼钢(R H 脱气钢) 和电渣重熔合金钢, 这种钢材的纯度高, 具有较好的致密度, 含氧、氮和非金属杂质极少, 塑性和韧性好, 减少了机械性能和各向异性。用这种钢材制造的齿轮与普通电炉钢制造的齿轮相比, 其接触和弯曲疲劳寿命可提高35 倍, 齿轮极限载荷可提高15 %20 %。制造齿轮应尽量少用铸钢, 多用锻钢, 非用铸钢不可的大齿轮, 可采用铸钢轮芯镶锻钢齿圈组合件。锻钢要保证锻造比(一般选大于3 为好) 。无论铸、锻件, 制造过程中要进行超声波探伤、材料的机械性能试验和检查, 以确保材料的质量合格。3 .加工工艺机加工滚齿时, 粗、精滚工序要分开, 先用滚刀进行粗切, 再用专用滚刀进行精滚齿, 保持滚刀精度, 用百分表控制切齿深度, 切齿深度误差应控制在零位附近, 精滚齿滚刀的齿形误差应不大于0.103 mm。齿形加工一般要达到9 级精度。齿面粗糙度必须达到设计要求, 可在磨齿后, 进行电抛光或振动抛光, 提高表面粗糙度, 粗糙度好的齿轮的寿命比粗糙度差的可提高15%20 %。采用齿面修形、齿形修缘和挖根大圆弧(大圆弧齿根) 新技术(包括倒角、磨光、修圆) , 能消除或减轻啮合干涉和偏载, 提高齿轮的承载能力,使齿根应力集中降低, 齿轮的弹性柔度增大。对齿形进行修饰(磨齿、剃齿、研齿) , 齿轮的接触极限应力可提高15 %25 %。对齿作纵向修形(修齿腹) , 齿轮的寿命可提高2 倍, 弯曲应力可减少17 %23 % , 并可降低噪声。当切齿刀具的硬度大于工件硬度的25 倍以上, 并有较好的韧性和耐磨性时,切削效果较好。硬齿面齿轮常采用磨削法和刮削法加工, 齿胚经多次热处理和切削加工。齿轮加工后组装的减速器, 出厂前应进行加载跑合, 采用电火花跑合新工艺, 可提高齿轮接触精度, 保证使用效果。4. 热处理煤矿机械齿轮的承载能力不仅取决于表面硬度, 还取决于表层向芯部过渡区的剪应力与剪切强度的比值, 它不能大于0155 。深层渗碳淬火是这种齿轮硬化处理最理想的方法, 它可以得到高的芯部硬度, 较小的过渡区残余拉应力和充足的硬化层深度。齿面含碳量一般控制在018 %1 %为宜,由齿表面到芯部的硬度梯度要缓和。渗碳齿轮经过淬火和回火, 表面硬度应达到HRC5862 , 要消除齿轮特别是表层的残余内应力。推广碳、氮共渗新工艺, 氮的渗入深度一般控制在012 mm 以内, 它不但能硬化表层, 还能产生压应力, 可比单纯渗碳齿轮的强度极限应力提高13 %以上, 寿命可提高1倍。热处理后, 尚需进行油浴人工时效处理。矿井提升绞车减速器齿轮的齿面硬度宜由现在多数软齿面( 即调质正火方法, 齿面硬度HB300) 向中硬齿面(淬火调质方法, 齿面硬度HB300400) 过渡, 以提高齿轮使用寿命。5. 表面强化处理对齿面和齿根进行喷丸强化处理, 通常是齿轮加工的最后一道工序, 可在渗碳淬火或磨齿后进行。它能使齿轮的接触疲劳强度提高30 %50 % ,使齿根弯曲疲劳强度得到改善; 能有效阻止裂纹扩展, 使实际载荷比外加载荷小得多; 能有效抵抗破坏性冲击, 减少点蚀, 增大耐久极限; 有利于齿轮润滑的改善; 可消除各种切齿加工在齿面留下的连续刀痕以及磨削产生的缺陷(产生残余应力和淬火压应力的释放) 。根据国外经验, 齿轮喷丸比不喷丸寿命可提高6 倍。6. 正确安装运行实践表明, 减速器齿轮副的安装精度, 对齿轮的承载能力、磨损和使用寿命有很大影响。无论是新安装、更换或检修安装, 都应做到严格、精细,按照安装技术规范和标准进行, 特别是齿轮轴心线的水平度、平行度、中心距、轴承间隙、齿轮侧隙、顶隙、接触区域或轴向窜动量等, 必须达到质量标准和技术要求。新齿轮在投运前, 应进行充分的跑合。制订运行操作规程, 认真执行, 严禁违章作业, 超负荷运转。按照制造厂的减速器使用说明书和维护检修规程、标准, 进行科学维护管理。定期监测齿轮磨损状况, 化验润滑油, 开展故障诊断, 发现问题及时处理。定期清洗减速箱和齿轮, 更换油脂, 保持油量, 防止煤粉、水份、异物混入减速器内。改进减速器密封, 防止漏油。7. 润滑润滑对于齿轮的磨损失效有着重要的影响, 应当引起足够的重视。煤矿机械传动齿轮的特征是:多采用低速重载齿轮, 接触应力通常很高, 因此轮齿接触表面材质的局部弹性变形不容忽视; 同时齿轮在共轭啮合过程中, 除切点部位以外, 均为滚、滑运行。这一特征完全符合弹性流体动力润滑(EHL) 理论。它与传统的Martin 润滑理论的基本区别在于: 上述齿轮表面的局部弹性变形量往往比按刚性边界计算的油膜厚度大许多倍, 因此对油膜的形状和压力分布带来明显的影响。我们应当按照这个理论和规律进行齿轮润滑参数设计。笼统地认为“润滑对提高齿面强度是有利的”观点并不全面, 应该根据各类润滑工况对齿面强度的影响进行具体的分析, 才能改善润滑质量。以此来确定啮合表面的终加工粗糙度, 便能极大减轻材料的磨损程度, 延长齿面疲劳寿命; 同时此种油膜的建立, 使表面摩擦力值大大下降, 减小了齿面的内应力幅值, 延缓疲劳裂纹的扩展速率。要根据不同的齿轮, 合理选用润滑油种类。对于传递负荷较轻的(齿面应力小于4 000 kg/ cm2 )齿轮, 宜选用纯矿物油, 如机械油、一般齿轮油、汽缸油等; 对于传递中等负荷(齿面应力4 0006 000 kg/ cm2) 的齿轮, 宜选用工业齿轮油; 对于传递重负荷、多冲击和周围环境多污染的齿轮(如煤矿采掘机械齿轮) , 宜选用极压齿轮油。润滑油粘度选择的主要依据是齿轮的切线速度。可根据产品使用说明书推荐的粘度范围选择。当环境温度高于25 , 或齿轮经常承受冲击负荷, 或齿轮是整体淬硬材料时, 宜选用较高粘度值; 当环境温度低于10 时, 宜选用较低粘度值。4.4 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策硬齿面齿轮具有承载能力高、耐磨性好、体积小等优点,在机械传动中得到了越来越广泛的应用,研究齿轮的疲劳破坏对生产具有重要的指导意义。1硬齿面齿轮的疲劳失效（1）接触疲劳失效失效的形式1）齿面灰斑不论渗碳淬火齿轮还是氮化齿轮,在加载运转大约106 循环次数后,在大多数齿面上可观察到节线和单齿啮合最低线之间,出现一条轻微的灰斑带,随着运转次数的增加,灰斑越来越严重,其宽度逐渐向节线方向发展。出现灰斑的部位粗糙度增加,光泽变暗。在扫描电镜下观察,可发现齿面灰斑是由大量微点蚀和微裂纹组成,微点蚀是由微裂纹发展而成。2）点蚀失效对于渗碳淬火齿轮,当循环次数增加到一定数值时,某一齿面上突然出现1 个面积较大的点蚀坑,再运转相当长一段时间后逐步扩散,直至失效。对于氮化齿轮,随着循环次数的进一步增加,灰斑区内大量微点蚀不均匀增大、加深,节线以下出现类似磨损的凹痕,继续运转,在此区域出现1 个大点蚀坑,接近或超过失效评定标准。用扫描电镜观察损坏轮齿横断面,发现有起源于齿面与齿面成大约30向下延伸的存在,这些裂纹是齿面个别微点蚀坑底产生的二次裂纹向齿面发展的结果,由一些大点蚀坑下部的疲劳裂纹扩展条带可看出裂纹起源于齿表面,当裂纹发展到一定深度,产生垂直齿面方向的二次裂纹导致整片脱落,形成点蚀坑。(2) 失效分析：1）一般直齿圆柱齿轮的重合度系数在12 之间变化,当由双齿啮合直接进入单齿啮合时,齿面的负荷会直接增加。由以上分析可知,赫兹应力最大值在单齿啮合起始点。2）齿面摩擦力的影响齿面滑动情况为:对于主动轮,齿根高部分和齿顶高部分滑动方向相反,都远离节线,而且离节线越远,滑动系数越大。齿面摩擦力的方向与滑动方向相同。可见,齿面微裂纹尖端的指向正好和齿面摩擦力方向相反。齿面摩擦力在单齿啮合起始点处最大,这将使该区域齿面下最大剪应力接近齿面,引发微裂纹和微点蚀产生的二次裂纹向齿面内扩展。3）硬齿面齿轮的跑合条件差硬齿面的齿轮在工作期间的磨损量很少,即使发生点蚀,齿面的加工刀痕依然存在,这些刀痕就形成了很多波峰和波谷。由于在跑合中没有消除波峰,当处于边界润滑状态时,便在这些波峰上产生较大的接触应力,导致微裂纹和灰斑的产生。2硬齿面齿轮的弯曲疲劳失效弯曲疲劳断齿基本上是从受拉侧齿根30切线外开始,扩展至全齿断裂。用扫描电镜观察,硬齿面齿轮弯曲疲劳断口可分为三个区域裂纹起源区,疲劳扩展区,快速终断区。裂纹一般在齿根表面产生,在此区域完全以严晶的方式断裂。在以下的硬化层内裂纹以解理穿晶和严晶混合方式扩展。在紧接着的基体中,以周期节理疲劳扩展,可观察到极小的疲劳裂纹,再往下则进入韧性疲劳扩展区,在此区域可看到明显疲劳裂纹,以及二次裂纹。随后进入快速终断区,此区域为脆断区,可观察到大量韧窝。最后的硬化层断裂区为准解晶和严晶的混合方式。对氮化齿轮,韧性疲劳扩展区大,剪切唇高而且明显。3提高硬齿面齿轮的疲劳强度措施（1）选用合适的润滑油1) 在边界润滑状态下,应使用含极压抗磨添加剂的润滑油。在边界润滑状态下,由于油膜厚比 1 ,齿轮工作时齿面有凸峰相碰的情况发生。这时润滑油的粘度起不到什么作用。降低摩擦、避免磨损的任务要由极压添加剂来承担,添加剂可与金属表面形成物理、化学吸附膜或化学反应膜来保护齿面。添加剂的齿轮油。混合润状态下,油膜厚比1 3。即油膜厚度远大于表面粗糙度,两运动表面完全被油膜隔开。因此,润滑剂的粘度起主导作用,添加剂不起什么作用。（2）对重要的齿轮采用真空炉渗碳淬火渗碳淬火齿面能产生残余压应力,这对提高齿轮的弯曲疲劳强度十分有利。残余压应力的产生是由于渗碳后轮齿表层的含碳量较高里层的碳含量较低。在淬火过程中,马氏体的开始转变温度随含碳量的不同而不同,这样轮齿由表及里的各层次间组织转变顺序的不同产生了残余压应力。表面脱碳会影响到齿面的显微组织,因而会影响到残余应力。对于较重要的齿轮可采用真空炉渗碳淬火的热处理工艺。低档的渗碳钢齿轮,渗碳后直接淬火,不存在二次加热保温淬火的过程,脱碳现象明显减小。（3）硬喷丸强化提高渗碳齿轮疲劳强度对于渗碳齿轮,钢中残余奥氏体含量越多,利用硬喷丸强在混合状态应选用粘度适当的含少量极压抗磨化使残余奥氏体转变成马氏体的量越多,马氏体的微观亚结构被细化,相变膨胀量愈大。同时,位错密度增加,亚晶界更细化,晶格畸变加剧,由此产生的残余压应力及硬度的提高幅度愈大,疲劳寿命相应提高。对喷丸后的齿轮进行时效处理,可使其强度进一步提高。对于20CrMnTi 材料的齿轮,喷丸前的组织为高碳马氏体+ 细粒状碳化物+ 较多的残余奥氏体,而喷丸后则生成了更多更细的片状马氏体,碳化物的数量也增多,残于奥氏体明显减少。再经低温时效处理,从马氏体及奥氏体中析出细小的合金碳化物。另外,经低温回火能有效的松驰喷丸后产生的高应力场,防止此应力造成疲劳裂纹的萌生,相应地提高了齿轮的疲劳寿命。(1) 对重要齿轮采用真空炉渗碳淬火提高硬齿面齿轮的疲劳强度。(2) 采用硬喷丸强化提高渗碳齿轮的疲劳强度。(3) 使用中选用合适的润滑油提高疲劳强度5 机械密封1、机械密封的工作原理 机械密封是靠一对或数对垂直于轴作相对滑动的端面在流体压力和补偿机构的弹力（或磁 力）作用下保持贴合并配以辅助密封而达到阻漏的轴封装置。2、机械密封常用材料的选用 清水；常温；(动)9Cr18，1Cr13 堆焊钴铬钨，铸铁；（静）浸树脂石墨，青铜，酚醛塑料。 河水（含泥沙）；常温；（动）碳化钨，（静）碳化钨 海水；常温；（动）碳化钨，1Cr13 堆焊钴铬钨，铸铁；（静）浸树脂石墨，碳化钨，金属陶瓷； 过热水 100度；（动）碳化钨，1Cr13 堆焊钴铬钨，铸铁；（静）浸树脂石墨，碳化钨，金属陶瓷； 汽油，润滑油，液态烃；常温；（动）碳化钨，1Cr13 堆焊钴铬钨，铸铁；（静）浸树脂或锡锑合金石墨，酚醛塑料。 汽油，润滑油，液态烃；100度；（动）碳化钨，1Cr13 堆焊钴铬钨；（静）浸青铜或树脂石墨。 汽油，润滑油，液态烃；含颗粒；（动）碳化钨；（静）碳化钨。 3、密封材料的种类及用途密封材料应满足密封功能的要求。由于被密封的介质不同，以及设备的工作条件不同，要求密封材料的具有不同的适应性。对密封材料的要求一般是： 1） 材料致密性好，不易泄露介质； 2） 有适当的机械强度和硬度； 3） 压缩性和回弹性好，永久变形小； 4） 高温下不软化，不分解，低温下不硬化，不脆裂； 5） 抗腐蚀性能好，在酸，碱，油等介质中能长期工作，其体积和硬度变化小，且不粘附在金属表面上； 6） 摩擦系数小，耐磨性好； 7） 具有与密封面结合的柔软性； 8） 耐老化性好，经久耐用； 9） 加工制造方便，价格便宜，取材容易。 橡胶是最常用的密封材料。除橡胶外，适合于做密封材料的还有石墨等，聚四氟乙烯以及各种密封胶等。4、机械密封安装、使用技术要领 1)、设备转轴的径向跳动应0.04毫米，轴向窜动量不允许大于0.1毫米； 2)、设备的密封部位在安装时应保持清洁，密封零件应进行清洗，密封端面完好无损，防止杂质和灰尘带入密封部位； 3)、在安装过程中严禁碰击、敲打，以免使机械密封摩擦付破损而密封失效； 4)、安装时在与密封相接触的表面应涂一层清洁的机械油，以便能顺利安装； 5)、安装静环压盖时，拧紧螺丝必须受力均匀，保证静环端面与轴心线的垂直要求； 6)、安装后用手推动动环，能使动环在轴上灵活移动，并有一定弹性； 7)、安装后用手盘动转轴、转轴应无轻重感觉； 8)、设备在运转前必须充满介质，以防止干摩擦而使密封失效； 9)、对易结晶、颗粒介质，对介质温度80oC时，应采取相应的冲洗、过滤、冷却措施，各种辅助装置请参照机械密封有关标准 。 10)、安装时在与密封相接触的表面应涂一层清洁的机械油，要特别注意机械油的选择对于不同的辅助密封材质，避免造成O型圈侵油膨胀或加速老化，造成密封提前失效。5、 机械轴封有哪三个密封点，及这三个密封点的密封原理 动环与静环之间的密封：是靠弹性元件（弹簧、波纹管等）和密封液体压力在相对运动的动环和静环的接触面（端面）上产生一适当的压紧力（比压）使两个光洁、平直的端面紧密贴合；端面间维持一层极薄的液体膜而达到密封的作用。这层膜具有液体动压力与静压力，它起着平衡压力和润滑端面的作用。两端面之所以必须高度光洁平直是为了给端面创造完美贴合和使比压均匀的条件，这是相对旋转密封。 6、机械密封技术的种类 当前采用新材料和工艺的各种机械密封的新技术，进展较快，有下列的机械密封新技术。密封面开槽密封技术近年来，在机械密封的密封端面上开了各种各样的流槽，以产生流体静、动压效应，现在还在不断更新。零泄漏密封技术过去总认为接触式和非接触式机械密封不可能达到零泄漏（或无泄漏）。以色列利用开槽密封技术，提出零泄漏非接触式机械端面密封的新概念，并已用于核电站润滑油泵中。干运转气体密封技术这类密封是将开槽密封技术用于气体密封。上游泵送密封技术即利用密封面上开流槽将下游少量泄漏流体泵送回上游。上述几类密封的结构特点是：采用浅槽，且膜厚和流槽的深均属微米级，并采用润滑槽，径向密封坝和周向密封堰组成密封和承载部分。也可以说开槽密封是平面密封和开槽轴承的结合。其优点是泄漏量小（甚至无泄漏）、膜厚大，消除接触摩擦、功耗和发热量小。热流体动压密封技术它是利用各种形状较深的密封面流槽，造成局部热变形，以产生流体动力楔效应。这种具有流体动压承载能力的密封，称之为热流体动力楔密封。 波纹管密封技术可分为成型金属波纹管和焊接金属波纹管机械密封技术。 多端面密封技术分为双密封、中间环密封、多密封技术。另外还有平行面密封技术、监控密封技术、组合密封技术等。 7、机械密封冲洗方案及特点 冲洗的目的在于防止杂质集积，防止气囊形成，保持和改善润滑等，当冲洗液温度较低时，兼有冷却作用。冲洗的方式主要有如下： 一、内冲洗 1。正冲洗 （1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端通过管路引入密封腔。 （2）应用：用于清洁流体， p1稍大于p进，当温度高或有杂质时，可在管路上设置冷却器、过滤器等 2。反冲洗 （1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端引入密封腔，冲洗后通过管路流回泵入口。 （2）应用：用于清洁流体，且p进P1P出，当温度高或有杂质时，可在管路上设置冷却器、过滤器等。 3。全冲洗 （1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端通过管路引入密封腔，冲洗后再经管路流回泵入口。 （2）应用：冷却效果优于前两种，用于清洁流体，且p1与p进和p出相接近时。 二、外冲洗 特点：引入外系统与被密封介质相容的清洁流体至密封腔进行冲洗。 应用：外冲洗液压力应比被密封介质大0.05-0.1MPa，适用于介质为高温或固体颗粒的场合。冲洗液的流量应保证带走热量，还需满足冲洗的需要，不会产生对密封件的冲蚀。为此，需控制密封腔的压力和冲洗的流速，一般清洁冲洗液的流速应小于5m/s;含有颗粒的浆状液体须小于3m/s，为达到上述的流速值，冲洗液与密封腔压力的差值应0.5MPa，一般取0.05-0.1MPa，对双端面机械密封可取0.1-0.2MP.冲洗液进入和排出密封腔的孔口位置，应设置在密封端面附近，且应在靠近动环侧，为了防止石墨环被冲蚀或因冷却不均引起温差变形，以及杂质堆积和结焦等，可采用切向引入或多点冲洗.必要时，冲洗液可以是热水或蒸汽。参考文献1 王洪欣. 机械设计工程学(). 徐州: 中国矿业大学出版社, 2004 2 唐大放. 机械设计工程学(). 徐州: 中国矿业大学出版社, 20043 李昌熙. 采煤机. 北京: 煤炭工业出版社, 19884 许洪基. 现代机械传动手册. 北京: 机械工业出版社, 19955 谢锡纯. 矿山机械与设备. 徐州: 中国矿业大学出版社, 20046 李贵轩. 采掘机械. 北京: 煤炭工业出版社,19827 赖昌干. 采掘运机械的控制. 徐州: 中国矿业大学出版社,19948 王启广. 采掘机械与支护设备. 徐州: 中国矿业大学出版社,20069 刘鸿文. 简明材料力学. 北京: 高等教育出版社,200410 单丽云. 工程材料(第二版). 徐州: 中国矿业大学出版社, 200311 成大先. 机械设计手册第三版第2卷. 北京: 化学工业出版社.199912 吴相宪. 实用机械设计手册. 徐州: 中国矿业大学出版社, 200113 陶驰东. 采掘机械. 北京: 煤炭工业出版社,199314 宁思渐. 采掘机械. 北京: 冶金工业出版社,198015 掘进机械化成套设备选型手册. 北京: 煤炭工业出版社,199016 方慎权. 煤矿机械. 徐州: 中国矿业大学出版社,198617 程居山等.矿山机械. 徐州: 中国矿业大学出版社,199718 王启广. 电牵引采煤机的现状与发展. 矿山机械,200419 苏保晋等.采煤机破煤理论.王庆康等译. 北京: 煤炭工业出版 社,199220 苏B.索洛德等著:刘福棠等译,采矿机械与自动化机组, 北京: 煤炭工业出版社,1987中英文翻译a 英文原文Harmonic Response Analysis On Cutting Part of Shearer Physical Simulation System Paper TitleAbstractCoal-rock interface recognition system mainly meanscollecting various response signals available from multi-sensorsequipped in shearer and further analyzing and those response signals to see if it is cutting coal or rock. For this purpose, the shearer equips total five types of various distinguishing sensors to pick up these signals. Both the optimized configuration of sensors measuring points and the choices of the sensors properties are the key factors to correctly and completely collecting the manifold dynamic characteristic signals of cutting part of physicalsimulation system. Therefore, it is important and necessary to carry out the harmonic response dynamics analysis of shearer cutting part. The vibration characteristics based on frequencyresponse is analyzed. The study not only optimizes the dispositionof the vibration sensor for the maximum output amplitude signals, but also identifies the frequency range of the vibration sensor, so that it not only satisfies the condition for undistorted measurements, but also avoids that the sensors are interfered due to resonance.Keywords cutting part finite element dynamicsharmonic response coal-rock interface recognitionI. INTRODUCTIONCoal-rock interface recognition system mainly collects response signals of cutting force of shearer by multi-sensor and analyses this response signal for the recognition of cutting coal or rock. Therefore, it is basic premise to pick up signals. Generally there are two methods to pick up these signals: one is to collect data at the coal interface, which, however, brings a lot of difficulties as a result, and is limited to certain extent by many factors. Another method is, under meeting the similarity condition, to establish physical simulation system in thelaboratory, including media and the simulation ofshearer traction-cutting mechanism. This way can adjust structural parameters, mechanical and physical performance parameters of coal or rock in large range; meanwhile, this way can strictly control the test parameters, optimize test methods to obtain the accurate and reliable results. So the physical simulation system of shearer is developed on the foundation of similarity principle.With the states of cutting different materials, arm vibrationstate, pressure in the raising cylinder, torque signal of inputshaft, torsional vibration signal of drum shaft and cutting electrical current accordingly reflect changes in the state of cutting. So the five types of sensors to pick up these signals are equipped with. In recent years ,the researches of coalrock interface recognition are mostly focused on fusion research1-3, unfortunately, little concerns about the validity and correctness of the data itself is given, which involves the disposition optimization of sensors measuring points and the choice of the sensor performances. In view of this, the vibration states of arm will be analyzed and summarized up in this paper. So the cutting part of shearer physical simulation system for finite element harmonic analysis is made, the vibration response characteristics of cutting part from theperspective of frequency response is analyzed to obtain the best point of picking-up vibration of arm, optimize the disposition of the vibration sensor measuring point and determine the due working frequency range of sensor.II. PHYSICAL SIMULATION SYSTEM OF SHEARERThe testing model of shearer is based on the prototype of electric traction shearer (model: MGTY400/900-3.3D) according to the similarity theory, and is designed by the geometric ratio of one to eight. Based on the foundation of this, it is optimized and remodeled to highlight the simples of model and meet the performance, low cost, simple structure. The physical simulation system of shearer4 is shown as figure1.Shearer model is composed of drum, arm, torsional moment sensor, motor, cylinder and body. The cutting part of model needs to complete two actions: the motor as power input mechanism drives the drum to finish cutting; and the height of arm is adjusted successively by the cylinder from thetop position(angle is =48.96) to the bottom position (angle is=26.69) . The position is shown as figure 2.III. HARMONIC RESPONSE AT LEVEL POSITIONHarmonic response analysis is a method used to determine the steady-state response of a linear structure to loads that varysinusoidally (harmonically) with time. The input is the harmonic load for the known size and frequency. The idea is to calculate the structures response at several frequencies and obtain a curve graph of some response quantity versus frequency5.A. Establishment of three-dimensional modelWhen we ensure the original structure size, the quality of structure, simplify these parts what are not the focus of the study, A model of cutting part is established by threedimensional modeling software Pro/E. The main parts sizes are drum diameter 225 mm, arm length 490 mm, height 150mm, width 154 mm, width 735 mm and so on.B. Definition of element type and material propertiesAfter completion in three-dimensional modeling, model is imported ANSYS11.0 finite element analysis software. Based on the structure of shearer, the type of solid element solid92 is selected. This element type is suitable for meshing of the irregular grid of model established by a variety of CAD / CAM. Element is defined by 10 nodes, and is the quadratictetrahedron element of pure displacement shape function. Second , the laboratory model of shearer is steel material, so material property is defined isotropic materials, elastic modulus is 206 Gpa, Poissons ratio is 0.3,density is 7800 kg / m 3 .As tetrahedron element types is selected, mesh is a free meshing. Meshes density meet the requirements of optimization of sensor location. the meshed model as shown in Figure 3 ,from top to bottom for the Y direction ,and up is positive; The horizontal direction for the X direction , the right is positive; forward and afterward for the Z direction ,forward is positive .the local distribution of nodes shown in Figure 4.C. Boundary conditions and Apply loadsBecause the stand plate of laboratory shearer hinges onthe fuselage, while the model is built to remove the fuselage the displacement constraints of all degrees of freedom are imposed on the hinged earrings. In working process of shearer cutting one coal level, the rocker arm position is fixed by the cylinder, it is equivalent to the all degrees of freedom constraints imposed hinged earrings for a cutting height ofshearer.In the harmonic response analysis, loads applied is harmonic load as F= Focoswt. There are two ways to apply load: one is real-imaginary part, the other is amplitude-phase6, in this paper, real-imaginary part is selected. The peak of load excitation force is Fo=300N, and its frequency range is generally 0 to 500 Hz, this is selected based on the testing datafrom the laboratory. The points of applying load are selected in the front face parallel to drum axis, five points are applied load in downward direction, as shown in figure 3.D. Results of harmonic analysisThe purpose which the cutting part for harmonic analysis is made is to obtain its frequency response state, to test the transmission characteristic of mechanism for excitation force, to study vibration displacement in each frequency, and to acquire natural frequency and band in distortion measuring condition.Nodes 1157，20060，20044，3388，583 are selected to be investigated. The frequency-displacement curve of vibration in Y direction is shown in figure 5, it is drawn from the figure that the largest vibration displacement is of node 1157, the vibration form of the other nodes is similar to the node 1157. The resonant frequency of node 1157 appears inthe 38Hz, 278Hz, and 324Hz. The distorted frequency range is nearly 38Hz to 278Hz. By analyzing the displacement of each frequency corresponding to the three nodes, the displacement of node 1157 is generally larger than other two nodes. It shows that the region of nodes 1157 possesses excellentamplification for the excitation signal, and maintains good transmission characteristics of the excitation force. It is drawn from the figure 6 that the largest vibrationdisplacement is of node 1157 when it vibrates in Z direction. The resonant frequency of node 1157 appears in the 38Hz, 98Hz, 202Hz, 250Hz, 276Hz, and 324Hz. By the analysis above, the distorted frequency range is nearly 96Hz to 202Hz. In these three nodes, by analyzing the displacement of eachfrequency, node 1157 also possesses larger displacement than other two nodes, excellent amplification for the excitation signal, and maintains good transmission characteristics of the excitation force.IV. HARMONIC RESPONSE ANALYSIS AT TOP POSITIONA. Preprocess model and solution The cutting part at top position for harmonic analysis is done when load is changed but other conditions. Loads are decomposed into X and Y axis respectively, it is equivalent to vertical downward load imposed on drum at top position. The equivalent load force is 300N, and is decomposed into Y axis as 196.96N, the downward of Y direction is negative based on model coordinate system, into X axis as 226.29N, the right of X direction is positive based on model coordinate system. Load is applied on model shown in figure 7.B. Results of harmonic response and analysis Nodes 1157 ， 20060 ，20044 are still selected to be investigated, the frequency-displacement curve of vibration in Y direction as shown in figure 8, it is drawn from the figure that the largest vibration displacement is of node 1157, the vibration form of the other nodes is similar to the node 1157. The resonant frequency of nodes 1157 ，20060 ， 20044 appears in the 38Hz, 278Hz, and 324Hz. The distorted frequency range is nearly 38Hz to 278Hz. It is shown in figure 8 that the cutting part of shearer at top position only appears third-order resonance, and the displacement of low-frequency resonance is the largest. So the cutting part of shearer mainly avoids noises signals of low-frequency, particularly in the three resonant frequencies. By analyzing the displacement of each frequency corresponding to the three nodes, it is shown that the region of nodes 1157 possesses excellent amplification for the excitation signal, and maintains good transmission characteristics of the excitation force as the level position. It is drawn from the figure 9 that the largest vibration displacement is of node 583 when it vibrates in Z direction at top position. The resonant frequency of node 1157 appears in the 38Hz, 98Hz, 202Hz, 250Hz, 278Hz, 324Hz and 424Hz. By the analysis above, the distorted frequency range is nearly 98Hz to 202Hz. For vibration in Z direction at top position,node 1157 possesses larger displacement than other two nodes except individual frequency. So with regard to vibration in Z direction at top position, node 1157 can still be selected to be the picking-up point for good transmission characteristics.V. HARMONIC RESPONSE ANALYSIS AT BOTTOM POSITIONA .Preprocess model and solutionThe cutting part at bottom position for harmonic analysis is still done when load is changed but other conditions. Loads are also decomposed into X and Y axis respectively, it is equivalent to vertical downward load imposed on drum at top position. The equivalent load force is 300N, and is decomposed into Y axis as -148.59N, the downward of Y direction is negative based on model coordinate system, into X axis as -260.62N, the left of X direction is negative based on model coordinate system. Load is applied on model shown in figure 10.B. Results of harmonic response and analysisNodes 1157 , 20060 ,20044 are still selected to be investigated, the frequency-displacement curve of vibration in Y direction as shown in figure 11, it is drawn from the figure that the largest vibration displacement is of node 1157, the displacement value is 1.11cm, the vibration form of the other nodes is similar to the node 1157. The resonant frequency of nodes 1157,20060,20044 appears in the 38Hz, 278Hz, and324Hz. The distorted frequency range is nearly 38Hz to 278Hz. It is shown in figure 11 that the cutting part of shearer imposed sinusoidal excitation force at bottom position only appears third-order resonance, and the displacement of lowfrequency resonance is the largest. So the cutting part of shearer mainly avoids noises signals of low-frequency,particularly in the three resonant frequencies. It is drawn from the figure 12 that the largest vibration displacement is of node 583 when it vibrates in Z direction at bottom position. The resonant frequency of node 1157 appears in the 40Hz, 98Hz, 202Hz, 250Hz, 276Hz, 324Hz and 424Hz.By the analysis above, the distorted frequency range is nearly98Hz to 202Hz, the displacement unit is meter.VI. CONCLUSIONThe cutting part of shearer for harmonic response analysis at level, top, and bottom position is done to acquire the vibration displacement law corresponding to frequency
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