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编号：（ ）字 号本科生毕业设计题目： MG4000-900-3.3D型采煤机截割部设计 姓名： 学号： 班级： 二*年六月任务书学院 专业年级 学生姓名 任务下达日期：20*年03月16日毕业论文日期：20*年3月17日至20*年6月10日毕业论文题目：MG4000-900-3.3D型采煤机截割部设计毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：设计参数：总装机功率：900 KW 适应煤质硬度：f4截割部功率：400 KW 采高范围：2.23.5m滚筒截深：800 mm 滚筒转速：40 r/min电机转速：1470 r/min 额定电压：1140 V要求：（1）完成采煤机总体方案设计。（2）对截割部的传动及结构进行设计。（3）设计完成截割部的组件、零件工作图设计。（4）编写完成设计计算说明书。院长签字： 指导教师签字：摘 要MG4000/900-3.3D型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/900-3.3D型采煤机截割部主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。此外，还对MG400/900-3.3D采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。关键词：采煤机；截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮；设计ABSTRACT The MG400/900-3.3D type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power,all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard.Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a gearbox and moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/900-3.3D type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting.In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using,etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced.In addition，returning use for MG400/900-3.3D mining machine and maintenance proves,In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result.Keyword: Mining machine Cut the cutting department Gearbox A department of planet Gear wheel of the transmission Design目 录第一章 概述11.1 采煤机发展的历史11.2 我国采煤机30多年的发展进程21.3 采煤机的发展趋势41.4 采煤机的类型及主要组成6第二章 总体方案的确定82.1 MG400/900-3.3D型采煤机简介82.2 摇臂结构设计方案的确定92.3 截割部电动机的选择92.4传动方案的确定9第三章 传动系统的设计123.1各级传动转速、功率、转矩的确定123.2 齿轮设计及强度效核：133.3轴的设计及强度效核243.4截割部行星机构的设计计算313.5 轴承的寿命校核533.6 花键的强度校核54第四章 采煤机的使用与维护564.1采煤机使用过程中常见故障与处理564.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法574.3采煤机轴承的维护及漏油的防治584.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径604.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策64结 论67致 谢68参 考 文 献69 毕业论文任务书学院 专业年级 任务下达日期： 年03月16日毕业论文日期： 年3月17日至 年6月10日毕业论文题目：MG4000-900-3.3D型采煤机截割部设计毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：设计参数：总装机功率：900 KW 适应煤质硬度：f4截割部功率：400 KW 采高范围：2.23.5m滚筒截深：800 mm 滚筒转速：40 r/min电机转速：1470 r/min 额定电压：1140 V要求：（1）完成采煤机总体方案设计。（2）对截割部的传动及结构进行设计。（3）设计完成截割部的组件、零件工作图设计。（4）编写完成设计计算说明书。院长签字： 指导教师签字： 毕业论文指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 指导教师签字： 年 月 日 毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 毕业论文答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日 编号：（ ）字 号本科生毕业设计题目： MG4000-900-3.3D型采煤机截割部设计 姓名： 学号： 班级： 二 年六月MG4000-900-3.3D型采煤机截割部设计摘 要MG4000/900-3.3D型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/900-3.3D型采煤机截割部主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。此外，还对MG400/900-3.3D采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。关键词：采煤机；截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮；设计ABSTRACT The MG400/900-3.3D type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power,all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard.Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a gearbox and moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/900-3.3D type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting.In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using,etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced.In addition，returning use for MG400/900-3.3D mining machine and maintenance proves,In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result.Keyword: Mining machine Cut the cutting department Gearbox A department of planet Gear wheel of the transmission Design目 录第一章 概述11.1 采煤机发展的历史11.2 我国采煤机30多年的发展进程21.3 采煤机的发展趋势41.4 采煤机的类型及主要组成6第二章 总体方案的确定82.1 MG400/900-3.3D型采煤机简介82.2 摇臂结构设计方案的确定92.3 截割部电动机的选择92.4传动方案的确定9第三章 传动系统的设计123.1各级传动转速、功率、转矩的确定123.2 齿轮设计及强度效核：133.3轴的设计及强度效核243.4截割部行星机构的设计计算313.5 轴承的寿命校核533.6 花键的强度校核54第四章 采煤机的使用与维护564.1采煤机使用过程中常见故障与处理564.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法574.3采煤机轴承的维护及漏油的防治584.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径604.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策64结 论67致 谢68参 考 文 献69MG4000-900-3.3D 型采煤机截割部设计 摘 要MG4000/900-3.3D 型采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。MG400/900-3.3D 型采煤机截割部主要是由一个减速箱和四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。此外，还对 MG400/900-3.3D 采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。关键词：采煤机；截割部；减速箱；行星轮系；传动齿轮；设计MG4000-900-3.3D 型采煤机截割部设计ABSTRACT The MG400/900-3.3D type mining machine is that a kind of electricity draws the high-power mining machine, this machine fuselage is low, Installation is large in power,all electrical machineries are fixed up horizontally, mechanical drive is all the transmission of straight tooth, electrical machinery, walk case drive wheel package etc. can take from old pool side out, so the transmission is high in efficiency, easy to install and safeguard.Calculate in design which cuts the cutting department of main introduction mining machine of this manual. It is made up of a gearbox and moderate breeze gear wheel transmission that the MG400/900-3.3D type mining machine cuts the cutting department, cut the electrical machinery of cutting department and put to fix up horizontally in the rocker arm, the power that the motor outputs leans on a round of transmission of department of gear wheel and planet round via the tertiary straight tooth, urge the cylinder to rotate finally. Cut the cutting department and adopt the floating structure of four planetary forms, have reduced the physical dimension, adopt the large angle to curve the rocker arm to design, have strengthened the space of coal, have improved the coal result of putting.In the course of designing, to cutting the axle of the cutting department, gear wheel of the transmission, parts such as the bearing and spline linking using,etc have designed to calculate, the intensity is checked and selected for use. This manual mainly designs for main part one calculating to check with the intensity have narrated and introduced.In addition，returning use for MG400/900-3.3D mining machine and maintenance proves,In order to be able to good full play performance of person who should mine, reach the best working result.Keyword: Mining machine Cut the cutting department Gearbox A department of planet Gear wheel of the transmission DesignMG4000-900-3.3D 型采煤机截割部设计目 录第一章第一章 概述概述.11.1 采煤机发展的历史.11.2 我国采煤机 30 多年的发展进程.21.3 采煤机的发展趋势.41.4 采煤机的类型及主要组成.6第二章第二章 总体方案的确定总体方案的确定.82.1 MG400/900-3.3D 型采煤机简介 .82.2 摇臂结构设计方案的确定.92.3 截割部电动机的选择.92.4 传动方案的确定.9第三章第三章 传动系统的设计传动系统的设计 .123.1 各级传动转速、功率、转矩的确定.123.2 齿轮设计及强度效核：.133.3轴的设计及强度效核.243.4 截割部行星机构的设计计算.313.5 轴承的寿命校核.533.6 花键的强度校核.54第四章第四章 采煤机的使用与维护采煤机的使用与维护.56MG4000-900-3.3D 型采煤机截割部设计4.1 采煤机使用过程中常见故障与处理.564.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法.574.3 采煤机轴承的维护及漏油的防治.584.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径.604.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策.64中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 1 页第一章 概述1.1 采煤机发展的历史 20 世纪 40 年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链式截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50 年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种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。这种采煤机的主要缺点有二：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入 60 年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。1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；2把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这俩项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展发展阶段。从此，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、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经在采煤机上得到应用。我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前进行优化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 2 页本,提高市场竞争力。1.2 我国采煤机 30 多年的发展进程1.2.1 20 世纪世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段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。1.2.2 20 世纪世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期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，中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 3 页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。1.2.3 20 世纪世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代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中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 4 页途径。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、MG400/920-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 MG400/900-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。1.3 采煤机的发展趋势80 年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 5 页1）增大功率和能力为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论厚、中厚和薄煤层的采煤机均在不断增大装机功率和生产能力。2）电牵引采煤机已成为主导机型目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机型。3）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构 为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。4）机器的结构布置有新的发展 近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵向布置采煤机的牵引部和截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的结构布置方式。5）截割滚筒的革新和改进 截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行的其主要改进有增大截深、采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计 CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方面。6）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型 薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发展有，开发出了薄煤层、厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。7）提高采区工作电压 80 年代以前，各国采区工作面设备电压多为 1000V 左右。随着综采设备向大功率发展，目前采煤机最大功率达 1220kW，截割电机最大功率达6000kW，刮板输送机最大功率达 1125kW，驱动电机最大功率达 525 kW，加上工作面长度的不断增长，所以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般为 2300、3300、4160 和 5000V 等几档。8）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊断和自动控制，这是代表采煤机水平的重要标志。现代采煤机的微中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 6 页处理系统除了工况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显示、存储、控制和传输等，以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。9）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件（如电动机、截割部固定减速箱、摇臂、滚筒、牵引部、截牵箱、行走箱、牵引机构等）制定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的连接尺寸一致。这样，就可以根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩大采煤机的系列和加速研制过程。10）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用率和开机率。1.4 采煤机的类型及主要组成 采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 7 页1、左截割部 2、右截割部 3、左行走部 4、右行走部 5、左旋滚筒 6、右旋滚筒 7、液压传动 8、电控部 铭牌电控部编程站中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 8 页第二章 总体方案的确定2.1 MG400/900-3.3D 型采煤机简介MG400/900-WD 型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率 900KW，截割功率 2400KW,牵引功率该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过 2000m、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。2.1.2 主要技术参数该机的主要技术参数如下：采高m2.2-3.5 截深mm800 适应倾角 25 适应煤质硬度F4滚筒转速r/min 40 摇臂长度mm 3500 牵引速度m/min 0-15 牵引型式齿轮 - 齿轨机面高度mm 1726 最小卧底量mm 265 灭尘方式内外喷雾装机功率kw 900 电压v 1140中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 9 页 2.1.3 MG400/900-WD 型采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点： 1截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 2主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。2.2 摇臂结构设计方案的确定 由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计成对称结构。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 4002KW，即每个截割部功率为400KW。根据矿下电机的具体工作情况，要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。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机 YBC3400,其主要参数如下： 额定功率：400KW； 额定电压：1140V 额定电流：296A; 额定转速：1470P/m 额定频率：50HZ; 绝缘等级： H 接线方式：Y 工作方式：S1 质量： 1502KG 冷却方式：外壳水冷该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。2.4 传动方案的确定2.4.1 传动比的确定 滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由滚筒的转速和直径计算而的，为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 10 页出现低速化的趋势。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速。总传动比总i 7536401470nnI滚总 电动机转速 r/minn 滚筒转速 r/min滚n2.4.2 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。本次设计采用 NWG 型行星减速装置，其原理如图所示：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 11 页a-太阳轮 b-内齿圈 g-行星轮 x-行星架 NWG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 g、行星架 x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 x 上的行星轮 g面绕自身的轴线 oxox 转动，从而驱动行星架 x 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。如上图所示，当内齿圈 b 固定，以太阳轮 a 为主动件，行星架 g 为从动件时，传动比的推荐值为 2.79。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46。这里定行星减速机构传动比 747. 5ibag则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39总II bagi由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为根据; 43ji前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，初定各级传动比为： ,79. 1i1,56. 1i229. 2i3以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1562295747）36750279. 175.36(中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 12 页在误差允许范围 5内，合适。第三章 传动系统的设计截割部传动系统图3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 min14701n/r轴 min/2 .82179. 1/14703rn轴 43.52656. 1/2 .821/234inn min/r轴 min/88.22929. 2/43.526/346rinn各轴功率计算：轴 0.99=39640031PPkW轴 0.980.99 =384.239621212PP2kW轴 0.980.99=372.752 .3841223PPkW中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 13 页轴 0.980.990.99=35875.37231234PPkW轴 0.980.990.99=343.935831245PPkW轴 0.980.99=333.69 .3431256PPkW轴 0.980.990.99=320.56 .33331267PPkW轴 0.980.990.99=307.85 .32031278PPkW各轴扭矩计算:轴 95509550111nPTmN 65.25721470396轴 95509550333nPTmN 9 .43582 .82175.372轴 95509550444nPTmN 23.6698143.526358轴 95509550777nPTmN 137928 .2295 .320将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用运动和动力参数编号功率/kW转速n/(rmin)1转矩T/(Nm)传动比轴39614702572.65轴372.75821.24358.91.79轴358526.436698.231.56轴320.5229.88137922.29轴307.8229.88427494.25.7473.2 齿轮设计及强度效核：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 14 页这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，具体计算过程级计算结果如下：统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下： 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核计算过程及说明计算结果1)选择齿轮材料查文献 1 表 8-17 齿轮选用 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3111t/np0.022)n(0.013v 取圆周速度，参考文献 1 表 814，表 815smvt/24.14选取小轮分度圆直径，由式（864）得1d32HHEd11)ZZZ(u1ukT2d齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布d置，取06d小轮齿数 =191Z1Z惰轮齿数 34.012Z2Z1979. 111Zi齿数比 uu19/34/12ZZ传动比误差 误差在范围内0/uu%3HRC 5662smvt/24.14公差组 6 级06d=191Z342Z1.79u合适中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 18 页小轮转矩mmNT 25726501载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860K齿间载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)Z/1Z/1(2 . 388. 121 1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表 821 并插值 1K 则载荷系数的初值 K1 . 2tK108. 11 . 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ189.8EZ2/mmN节点影响系数 查图 864HZ0xx,021重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得698HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86921HLimHLim、应力循环次数由式得708175AK111VtK1.08K1K1 . 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.897Z21/1450mmNHLim22/1450mmNHLim中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 19 页)1030020(2147060njL60Nh1 9121092. 579. 1/58.10u/NN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按高可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 22H1Hmm/N25.9066 . 1/111450故的设计初值为1dtd16 .18325.906897. 05 . 28 .18979. 1179. 16 . 025726501 . 22321td齿轮模数 查表 83mmZdmt66. 919/6 .183/11小齿分度圆直径的参数圆整值td1919mZ1圆周速度 v60000/147019014. 360000/11ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修smvt/6 .14VK正VK1.11， VtVKK1 . 2tKK小轮分度圆直径 tdd11惰轮分度圆直径 340341022 mZd中心距 a2652341910221ZZma911058.10N921092. 5N121NNZZ1Z6 . 1HSmm10m190mmtd1smv/6 .14,11. 1VK1 . 2Kmmd1901mmd3402中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 20 页齿宽 b1106 .1836 . 0min1tddb惰轮齿宽 1102 bb小轮齿宽 10521 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSF11FYYYmbdKT2齿形系数 查图 867 小轮FY1FY 大轮2FY应力修正系数 查图 868 小轮SY1SY大轮2SY重合度系数,由式 867Y71. 0617. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/弯曲疲劳极限 查图 872FLim弯曲寿命系数 查图 873NY尺寸系数 查图 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01850/11121FXNFLimFFSYY121/6 .15771. 054. 186. 210190115257265014. 22FFmmNmm265amm1102bmmb11512.861FY2.472FY=1.541SY=1.632SY71. 0Y21/850mmNFLim22/850mmNFLim121NNYY1xY2FS21/5 .416mmNF中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 21 页 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核：1)选择齿轮材料查文献 1 表 8-17 齿轮选用 20GrMnTi 渗碳淬火HRC 5662 222/16.8471. 063. 147. 210340110257265014. 22FFmmN4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d191011 mZd 341022 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa10101* 齿根高 fh1025. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad102190211aahdd 102340222aahdd 齿根圆直径 fd5 .122190211ffhdd 5 .122340222ffhdd 基圆直径 bd20cos190cos11ddb 20cos340cos22ddb 齿距 p4 .31 mp 齿厚 s7 .152/ ms 中心距 圆整a265a 22/5 .416mmNF21/6 .157mmNF22/16.84mmNFmmd1901mmd3402mmha10mmhf5 .12mmda2101mmda3602mmdf1651mmdf3152mmdb5 .1781mmdb5 .3192mmp4 .31.mms7 .15mma265中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 23 页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，3333tn/pn)022. 0013. 0(v smvt/32.11参考文献 1 表 814，表 815 选取小轮分度圆直径，由式（864）得1d3211)(12HHEdZZZuukTd齿宽系数查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布d置，取06d小轮齿数4Z大轮齿数 37.44圆整取5Z5Z2456. 142Zi齿数比 uu24/37/45ZZ传动比误差 误差在范围内003. 0/uu%5小轮转矩mmNT 66982304载荷系数 由式（854）得KKKKKKVA使用系数 查表 820AK动载荷系数 查图 857 得初值VKVtK齿向载荷分布系数 查图 860 K齿向载荷分配系数 由式 855 及得K0cos)/1/1 (2 . 388. 1 54ZZ 1.883.2(1/23+1/36)=1.65smvt/32.11公差组 7 级06d=244Z375Z1.542u合适mmNT 669823041.75AK1.18VtK1.08K1.1K中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 24 页查表 821 并插值 1.1K 则载荷系数的初值 K1 . 108. 118. 175. 1tK 弹性系数 查表 822EZ 189.8EZ2/mmN 节点影响系数 查图 864HZ0,021xx重合度系数 查图 865Z0许用接触应力 由式得698HHHHLimSZZ/接触疲劳极限应力 查图 86921HLimHLim、应力循环次数由式得708)1030020(12 .82160601hnjLN99121089. 1565. 1/10956. 2/uNN则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NNZZ硬化系数 查图 871 及说明 Z接触强度安全系数 查表 827，按高可靠度查HS 取6 . 15 . 1HLimS6 . 1HS 221/25.9066 . 1/111450mmNHH齿轮模数 查表 83mmZdmt045.1124/08.265/44小齿分度圆直径的参数圆整值td411244mZ45. 2tK189.8EZ2/mmN2.5HZ0.87Z21/1450mmNHLim22/1450mmNHLim9110956. 2N921089. 1N121NNZZ1Z6 . 1HS11mmmdt2644中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 25 页圆周速度 v 60000/2 .82126414. 360000/34ndvt与估取很相近，对取值影响不大，不必修正smvt/9VK1.18， VtVKK45. 2tKK小轮分度圆直径 tdd44惰轮分度圆直径 407371155 mZd中心距 a5 .3352372411254ZZma齿宽 b16008.2656 . 0min1tddb惰轮齿宽 1255 bb小轮齿宽 10554 bb齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3由式 668FSFFYYYmbdKT442齿形系数 查图 867 小轮FY4FY 大轮5FY应力修正系数 查图 868 小轮SY4SY大轮5SY重合度系数,由式 867Y65. 1/75. 025. 0/75. 025. 0Y许用弯曲应力由式 871 FFxNFLimFSYY/smv/34.1118. 1VK45. 2Kmmd2644mmd4075mma5 .335mmb1605mmb13542.714FY2.455FY=1.584SY=1.645SY7 . 0Y中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 26 页弯曲疲劳极限 查图 872FLim弯曲寿命系数 查图 873NY尺寸系数 查图 874xY安全系数 查表 827FS则 2/98. 01850/11421FXNFLimFFSYY4F24Fmm/N14.1977 . 058. 171. 29207130325100045. 22525/92.1227 . 064. 145. 29324125325100045. 22FFmmN(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d241144 mZd 371155 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa11111* 齿根高 fh1125. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad112264244aahdd 112407255aahdd 齿根圆直径 fd75.132164244ffhdd24/850mmNFLim25/850mmNFLim121NNYY0.98xY2FS21/5 .416mmNF22/5 .416mmNF24/14.197mmNF25/92.122mmNFmmd2644mmd4075mmha11mmhf75.13mmda2864mmda4295mmdf5 .2364中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 27 页 75.132407255ffhdd 基圆直径 bd20cos264cos44ddb 20cos407cos55ddb 齿距 pmmmp45.34 齿厚 s27.172/ ms 中心距 圆整amma336mmdf5 .3795mmdb2484mmdb5 .3825mmp45.34mms27.17mma336齿轮 6 和惰轮 7 的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 d171666 mZd 281677 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa16161* 齿根高 fh1625. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad162272266aahdd 162448277aahdd 齿根圆直径 fd202272266ffhdd 202448277ffhdd 基圆直径 bd20cos272cos66ddb 20cos448cos77ddb 齿距 pmmmp24.50 齿厚 smmms12.252/ 中心距 圆整amma360mmd2726mmd4487mmha16mmhf20mmda3046mmda4807mmdf2326mmdf4087mmdb2326mmdb3827mmp24.50mms12.25mma360中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 28 页惰轮 8 和齿轮 9 的几何尺寸计算：齿轮几何尺寸计算：分度圆直径 d281688 mZd 391699 mZd 齿顶高 ahmmmhhaa16161* 齿根高 fh1625. 01*mchhaf 齿顶圆直径 ad162448288aahdd 162624299aahdd 齿根圆直径 fd202448288ffhdd 202624299ffhdd 基圆直径 bd20cos448cos88ddb 20cos624cos99ddb 齿距 pmmmp26.50 齿厚 smmms13.252/ 中心距 圆整amma536mmd4488mmd6249mmha16mmhf20mmda4808mmda6569mmdf4088mmdf4209mmdb3828mmdb5869mmp26.50mms13.25mma536 由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行，并全部强度验算合格。3.3轴的设计及强度效核 先确定轴 3.3.1 选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢，调质处理 3.3.2 轴径的初步估算 由表 42 取 A115， 可得中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 29 页mmnpAd4 .882 .82175.372115333313轴示意图 3.3.3 求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： mmmZd3403 圆周力，径向力和轴向力的大小如下tFrFFNdTFt25636306435800022231NFFntr933120tan25636tan1 小轮分度圆直径为： mmd2644 NdTFt6 .16.33207435800022432 NFFntr1201720tan6 .31411tan23.3.4 轴的结构设计 1）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号 22219c，尺寸中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 30 页3615085BDd取轴段直径mmd851 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则：,10mm,5mms mmsBL1651051501 段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度,91mmmmL1102 段取齿轮右端轴肩高度轴环直径 91轴段长,4mmh ,mmmmL1783 段用于装轴承，选用深沟球轴承 Nj419，尺寸，取轴段直径轴段长 164 3016090BDd,903mmd mm 2）轴上零件的周向定位 两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。 花键尺寸为：11611210210BDdN 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为.6K 轴端倒角 452 3.3.5 轴的强度效核： 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 31 页轴承1轴承2中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 32 页 2 1 2） 求支反力： 水平面：NFFRttRB2 .278439012583/831258343 NRFFRHBttHA4 .2481743 垂直面：NFFRrrRB9 .58259012583/83125)83(43 NRFFRrBrrHA2127433） 计算弯矩，绘弯矩图中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 33 页 水平弯矩：图（b）所示 mmNRMHACH2 .2059844834 .2481783 mmNRMHBDH2505888902 .2784390 垂直面弯矩：图（c）所示 mmNRMVACV17654183212783 mmNRMVBDV524331909 .582590合成弯矩：图（d）所示 mmNMMMCHCVC6 .20673951765412 .20598442222 mmNMMMDHDVD8 .256015552433125058882222 4) 扭矩： mmNT 32511003 mmNT195066032511006 . 03 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 mmNMMCCa6 .206739502mmNTMMDDa4 .321861319506608 .25601552222左mmNMMDDa8 .25601552右 显然 D 处为危险截面，故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 41 得2/650mmNB由得 WMDa 取 2/65581 . 009. 0mmNB 2/60mmN中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 34 页33333 .91267971 . 01 . 032mmddW2/3 .353 .912674 .3218613mmNWMCa 2/60mmN3.3.6 安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： mNT1 .32513 mmNMCa6 .2067395 33 .91267 mmW min/2 .8213rn 抗扭截面模量： 33336 .182534972 . 02 . 016mmddW 2）计算应力参数 弯曲应力幅 2/9 .20mmNa 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力0m 扭剪应力幅 23/9 . 86 .182534232511002mmNWTa 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力2/9 . 8mmNma3）确定影响系数 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 41 查得，212/300,/650mmNmmNB21/155mmN 轴肩圆角处得有效应力集中系数KK , 根据 019. 085/6 . 1/dr 07. 185/91/dD由表 45 经插值可得： 02. 2k36. 1k中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 35 页尺寸系数、 根据轴截面为圆截面查图 418 得：0.75 =0.85表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 419，得2/650mmNB0.88 。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 1 . 701 . 09 .2002. 23001maKS 35.129 . 805. 09 . 836. 11551maKS 8 . 15 . 116. 635.121 . 735.121 . 72222SSSSSSCa所以强度足够。3.4 截割部行星机构的设计计算已知：输入功率KW,7188.33p 转速=230.8r/min，7n输出转速=40r/minn滚3.4.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为 20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的 18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高级渗碳钢，经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPalim1450H试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPalim1450H行星轮：MPalim1450H齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 6 级。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 36 页内齿圈的材料为 42CrMo，调质处理，硬度为 262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpalim400H试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpalim280H齿形的加工为插齿，精度为 7 级。3.4.2 确定各主要参数行星机构总传动比：i=5.74，采用 NGW 型行星机构。行星轮数目：pn要根据文献 3 表 2.9-3 及传动比 i，取。4pn 载荷不均衡系数：pk采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 =1.15pk配齿计算：太阳轮齿数az.4 22145.74pan czi式中：取 c=22（整数）内齿圈齿数 (1)14 (5.74 1)66bazzi行星轮齿数 取 1()262cbazzz25cz 齿轮模数：m按文献 3 表 2.4-7 中的公式计算中心距：3lim266(1)AakTauu 1)综合系数：2.2k 2）太阳轮单个齿轮传递的转矩：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 37 页21188.331.15975975228.73N/mm230.84pApkpTnn3）齿数比：251.7814cazuz4）取齿宽系数： 0.7a 5）初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得3022.2228.73226(1.781)168.2mm0.7 14501.18a6）计算模数：m22 168.28.4mm1426acamZZ 取标准值 m=87）未变位时中心距 a：11()8 (1426)160mm22acam zz 根据实际情况取0163mma （6）计算变位系数1）a-c 传动a)啮合角：ac00coscoscbaaaa160cos201630.922397所以 22 4317.15.3acab)总变位系数：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 38 页00()21426(22 4315.320 )0.40552acaczzxinvainvatgainvinvtgac)中心距变动系数：y01631600.3758aaymd)齿顶降低系数：y0.40550.3750.0305yxy e)分配变位系数： 14262022aczz0.20275xz 取 （见文献 3 第 101 页）0.25ax 则0.40550.250.16caxxx2）c-b 传动a)啮合角：cba00coscoscbaaaa式中， 011()8(6625)164mm22bcam zz 代入 164coscos200.9454576163cba所以 19cbab)变位系数和：x中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 39 页()21920(6625)0.1408220c bbcinvainvaxzztgainvinvtg c)中心距变动系数：y01631640.1258aaym d)齿顶降低系数：y0.1408( 0.125)0.0158yxy e)分配变位系数： 0.16cx 0.14080.160.0192bcxxx 3.4.3 几何尺寸计算分度圆 dmz齿顶圆 )(2*yxhmddaa齿根圆 )(2*xchmddaf基圆直径 addbcos齿顶高系数 太阳轮，行星轮1*ah内齿轮8.0*ah顶隙系数太阳轮，行星轮4.0*c内齿轮25.0*c中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 40 页代入上组公式计算如下：太阳轮8 14d 112mm 11228(10.250.0305)ad 131.512mm11228(10.40.25)fd 93.6mm112cos20bd 105.245mm行星轮 825y 100mm20028(10.160.0305)ad 218.072mm20028(10.40.16)fd 180.16mm200cos20bd 187.938mm内齿轮866d 528mm5282 8(0.80.01920.0158)ad 515.25mm5282 8(10.250.0192)fd 548.3mm528cos20bd 496.1577mm太阳轮，齿宽 b中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 41 页由表 2.5-12, 取 1/1.1b d 则 1.1 112123.2mmab 取 150mmb 150mmbabb5(acbb10)155mm3.4.4 啮合要素验算a-c 传动端面重合度a1）顶圆齿形曲径：22)2()2(aaadd太阳轮221131.512105.245()()22a39.42mm行星轮222218.072187.938()()22a55.305mm2）端面啮合长度：ag)sin(21taaaaag式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合ta直齿轮 22 4315.3tacaa则12(sin)aaatgaa39.4255.305 163sin22 4315.3中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 42 页（mm）31.7673）端面重合度：acos/(cos)31.767cos08cos20aantgma 1.345 c-b 端面重合度a1）顶圆齿形曲径 ：a 22)2()2(baadd由上式计算得 行星轮 155.305mma内齿轮 269.48mma2）端面啮合长度：ag21sintaaaaag55.30569.48 163 sin1938.89mm3）端面重合度：a)cos/(costnaaamg38.89/8 cos20 1.64763.4.5 齿轮强度验算（1）a-c 传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。 ）1）确定计算负荷：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 43 页名义转矩T()papkTTn1.15188.3395504230.82240.39N.m名义圆周力2000tTFd2000 2240.3911240006.96N2） 应力循环次数：aNtnnNpHaa6060 194.68496000 94.5 10次式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)HanHaaHnnn230.8230.8/6.39194.68r/min寿命期内要求传动的总运转时间，(h)t20300/16 /tdh d年年(h)960003）确定强度计算中的各种系数：a)使用系数Ak根据对截割部使用负荷的实测与分析，取（较大冲击）75.1Akb)动负荷系数vk因为和11450z 40006266.7150N/mm150tFb中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 44 页可根据圆周速度：60Hadnv3.1416 112 194.6860 10001.14m/s和 11.14 140.16100100vz由文献 3 图 2.4-4，查得 6 级精度时：1.04vk c)齿向载荷分布系数FHkk，由文献 3 表 2.4-8 查得渗碳淬火齿轮 85.0x文献 3 表 2.4-9， 0.140.144.161.32 4.16 15011.07mmafHb由文献 3 表 2.4-8 查得，11mshf)33.1(shmayffxF0.85(11.071.33 11)21.85m /40006 1.75 1.04/150485.4N/mmtAvkkkb根据和,由文献 3 图 2.4-5,yFbkkFvAt/查得6.1Hk51.16.1)(874.0NHFkk中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 45 页式中： 22)/()/(1)/(hbhbhbN874.081.781.7181.722)81.78)4.11(150(hbd)齿间载荷分布系数FaHakk,因1.34501.345ra由文献 3 图 2.4-6 查得0.1FaHakke)节点区域系数 Hz2sincoscoscos2tttbHz22cos0 cos22 4315.3cos 20 sin 22 4315.32.32式中， 直齿轮；0b端面节圆啮合角；t直齿轮22 4315.3tac端面压力角， 直齿轮t20tf)弹性系数Hz由文献 3 表 2.4-11 查得 （钢钢）2189.8( N/mm )Hzg)齿形系数FaY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 46 页根据和，由文献 3 图 2.4-14 查114z 10.25x 3.01FaYh)应力修正系数saY由文献 3 图 2.4-18,查得 1.52saYi)重合度系数Yz ,43az4 1.34530.940.750.25aY0.750.251.3450.8j)螺旋角系数和zY因 cos,0z得 1z 1201Y得 1Y4) 齿数比：u21/uzz25/14中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 47 页1.78575） 接触应力的基本值0H uubdFzzzztEHH1.10400061.785712.32 189.80.94 1112501.7857 2797.78(N/mm )6） 接触应力：HHaHvAHHkkkk02797.781.75 1.04 1.6 11361.38N/mm7） 弯曲应力的基本值：0F0tFFasaFY Y Ybm2400063.01 1.5211508152.53N/mm8） 齿根弯曲应力：F02152.53 1.75 1.04 1.51 1.0419.18N/mmFFAvFpFak k kk9） 确定计算许用接触应力时的各种系数Hpa)寿命系数Nz因，由文献 3 图 2.4-7,得 910LN中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 48 页 1Nzb)润滑系数Lz因和240220mm /sv2lim1200N/mmH由文献 3 图 2.4-9，查得 03. 1Lzc)速度系数vz因 ，由文献 3 图 2.4-10，查得1.14m/sv 95.0vz d)粗糙硬化系数wz因 和 2lim1200N/mmH6.3mzR 由图 2.4-11， 查得 94.0Rze)工作硬化系数wz由于大小齿轮均为硬齿面，所以 1wzf)尺寸系数 由文献 3 表 2.4-15 ，查得1xz 10) 许用接触应力HplimHpHNLvwRxz z z z z z21450 1 1.030.950.94 11333.70N/mm 11) 接触强度安全系数HS中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 49 页HpHHS1333.701361.380.9812) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数Fpa)试验齿轮的应力修正系数0.2sTYb)寿命系数 因,查文献 3 图 2.4-8 得 910LN0.1NTYc)相对齿根圆角敏感系数reltY 因,由文献 3 图 2.4-20 查得 1.52saY99.0reltY d)齿根表面状况系数 03.1RreltY e)尺寸系数xY由文献 3 表 2.4-16,得1.050.01xnYm1.050.01 80.9713) 许用弯曲应力Fp lim24002 1 0.99 1.030.97791.3N/mmFpFsTNTreltxY YYY 14)弯曲强度安全系数FS中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 50 页FpFFS791.3419.181.89(2) c-b 传动 本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，故计算从略。1) 名义切向力 tF 40006NtF 2) 应力循环次数bN60HbbPNn n t 60 ( 36.11) 4 96000 88.3 10式中 内齿轮相对于行星架的转速 r/mim；Hbn HbbHnnn036.1136.1r/min 3) 确定强度计算中的各种系数 a)使用系数 75.1AK b)动负荷系数vK中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 51 页 . .60 10003.1416528( 36.11)60 10000.998m/sHbd nv 和 10.998250.25100100vz 由文献 3 图 2.4-4 查得， （7 级精度）1.07vk c)齿向载荷分布系数FHKK, 由文献 3 表 2.4-8，查得调质钢 ，2lim700N/mmH60.0x 由文献 3 表 2.4-9，得 14.016.4bHfma 0.141.854.16 15015.52m由文献 3 表 2.4-10，查得 （因为 齿宽 100b200）11mshf )33.1(shmaYffxF 0.6(15.521.33 11)18.09m /40006 1.75 1.07/150tAvFK Kb 499.4N/mm 根据和由文献 3 图 2.4-5，查得YFbKKFvAt/ 1.38HK()NFHKK中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 52 页0.8921.381.33式中 22)/()/(1)/(hbhbhbN 229.1519.159.150.892 )15.98)25.18.0(150(hbd) 齿间载荷分布系数FaHakK, 因ra1.3301.33 由文献 3 图 2.4-6 查得 0.1FaHakk e)节点区域系数 Hz 2sincoscoscos2tttbHz 22cos0 cos19cos 20 sin192.56 式中， 直齿轮：0b 端面节圆啮合角：t 直齿轮19tac 端面压力角，t中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 53 页直齿轮20tf)弹性系数Fz 由文献 3 表 2.4-11，查得 2189.8N/mmFz g)齿形系数FaY由文献 3 图 2.4-13，查得 82.1FaY h)应力修正系数saY 由文献 3 图 2.4-18,查得 88.1saY i)重合度系数Yz , 43az4 1.3330.943 0.750.25aY0.750.251.330.8139 j)螺旋角系数，zY 因 cos,0z 得1z中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 54 页 1201Y 得 1Y4) 齿数比u 21/66/ 252.64uzz5) 接触应力的基本值0H uubdFzzzztEHH1.10400062.6412.56189.80.943 12001502.64 2328.69N/mm 6) 接触应力H HaHvAHHkkkk0 2328.691.75 1.071.38 1528.37N/mm 7) 弯曲应力的基本值0F YYYYbmFsaFatF0 2400061.82 1.880.8139 192.8N/mm1508 8) 齿根弯曲应力F FaFpvAFFkkkk0 292.8 1.75 1.07 1.33 1.0231.2N/mm中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 55 页9) 确定计算许用接触应力时的各种系数Hp a)寿命系数Nz 因，由文献 3 图 2.4-7,得 910LN1Nz b)润滑系数Lz 因和240220mm /sv2lim750N/mmH 由文献 3 图 2.4-9，查得 04.1Lz c)速度系数vz 因，0.998m/sv 2lim750N/mmH由文献 3 图 2.4-10 查得0.92vz d)粗糙度硬化系数Rz 因和2lim750(N/mm )H10mzR 由文献 3 图 2.4-11 查得 85.0Rz e)工作硬化系数wz 因内齿轮齿面硬度为280HBS 由公式得 1700/)130(2.122HBzw11.1wzf)尺寸系数 由文献 3 表 2.4-15 ，查得中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 56 页1xz10) 许用接触应力Hp xRwvLNHHpzzzzzzlim2750 1 1.04 0.92 0.85 1.11 1677N/mm 11) 接触强度安全系数HS HpHHS677528.371.2812) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数Fpa)试验齿轮的应力修正系数 0.2sTY b)寿命系数 因,查文献 3 图 2.4-8 得 910LN0.1NTY c)相对齿根圆角敏感系数reltY 因,由文献 3 图 2.4-20,查得 88.1saY02.1reltY d)齿根表面状况系数 RreltY由文献 3 图 2.4-21,查得1.0RreltY e)尺寸系数，由文献 3 表 2.4-16,得 xY nxmY006.003.11.030.006 80.98213) 许用弯曲应力Fp xRreltreltNTsTFFpYYYYYlim中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 57 页 22802 1 1.02 1 0.982560.92N/mm 14)弯曲强度安全系数FS 560.922.426231.2FpFFS3.5 轴承的寿命校核3.5.1 对截轴的轴承 22219c 和 Nj419 进行寿命计算（1）计算轴承支反力1）采用在轴的校核中的数据 13503VRN 25739VRN 18635HRN 214779HRN2）合成支反力 2222215854HVRRRN3）轴承的当量动载荷 221119318HVRRRN 119318rpX RN2215854rpRN4）轴承的寿命查文献 2 表 5-9，5-10 得 11.5pf21.5pf121ttff103 10631110()60trhprfcLnfp10633101 280 10()60 824.581.5 931844132920000hh中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 58 页 10632210()60trhprfcLnfp10633101 400 10()60 824.58 1.5 1585424644220000hh通过计算，两个轴承的寿命合格。3.5.2 行星轮轴承寿命的计算（1）每个轴承上的径向载荷 1196702rrFFN选用轴承为 22314c 300rCKN360orCKN查文献 2 表 5-9，5-10 得 1.5pf 1tf 103（2）轴承的寿命 106310()60trhprfcLnfp10633101 300 10()60 40 1.5 19670948871.820000hh通过计算，轴承的寿命合格。3.6 花键的强度校核3.6.1 截轴花键校核（）摇臂截轴选用花键 /265306/6INT EXTZmpHe（）强度校核按文献公式 2Tppzhld中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 59 页式中传递的转矩T各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）齿数Z齿的工作长度l平均直径 mmd齿的工作高度 mm渐开线花键h(30hm时）许用压强查表 2-23 =（1020）pp2N mm则 3222 3881 105.50.8 26 5 100 135TpN mmpzhld 强度校核合格3.6.2 行星轮系花键校核（1）选用渐开线花键型号为 /403306/6 (3478.1 83)INT EXTZmpHe GB（2）按式文献 2-51 公式 2Tppzhld代入数据得 3222 7792.68 1013.090.8 40 3 100 124TpN mmpzhld 强度校核合格中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 60 页第四章 采煤机的使用与维护4.1 采煤机使用过程中常见故障与处理 国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。 1 MG400/900 3.3D 型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析:(1) 截割部截煤滚筒不配套。煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤帮放不出来,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,一但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。(2) 采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。(3) 牵引传动箱设计中是分体的上、下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于3时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱一点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。2 .MG400/900 3.3D 型采煤机的维修改造工艺针对上述原因分析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造:(1) 采煤机截煤滚筒的维修改造通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组3 个截齿,按一组120,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈30角焊接安装,每一列的3个截齿按端面有效距离,间隔200 mm 进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布120切割3 个长300 mm、宽200mm 的腰形孔。(2) 牵引部与截割部连接轴孔的维修改造 采煤机的牵引侧,再焊装一块轴孔板,同时将绞轴1 和绞轴2 的轴孔衬套材质由原来的20Cr 改为铸铜,延长绞轴1 的长度,轴孔连接由3 个增加到4 个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 61 页孔板对截割部的扭转力,起到了一个限制作用,这样就彻底地解决了采煤机截割部绞轴折断和轴孔体损失的重大事故隐患。(3) 具体维修改造工艺首先将变形的绞轴里孔用502 型高锰钢焊条进行补焊,补焊的里孔用自制的液压镗孔机进行镗孔,镗孔完毕后再配装上用铸铜加工的衬套,衬套的内径保证与原设计尺寸相同。在截割部与牵引部对接时,先将绞轴2 穿入轴孔内,把绞轴1 套上待固定的轴孔板,穿入轴孔内,绞轴穿到位后,再将轴孔板扶正，固定在牵引部的机壳上。在施工过程中,施工人员克服了井下作业的诸多困难,从安装临时泵站,固定镗孔机,调试刀架、测量尺寸到机组对接等每一道工序都做了充分的准备,使工程进展井然有序,最后对接试机一举成功。4.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法近几年来随着综采技术的不断发展,高产高效工作面的普及,对采煤机的性能要求也不断提高,开发研制大功率电牵引采煤机成为各煤机制造厂家的热点。随着采煤机的装机功率的增大,采煤机的截割功率也相应的加大,由于截割功率加大,其油池温度过高的问题也日渐突出,如何解决这一问题将成为研制的关键。 1发热原因的分析当传动系统的总发热量E小于截割部在许用最高油温时的散热量L 时，截割部将在低于最大温升的某一温度保持平衡,当E 大于L 时,系统的温度将高于许用最高温度,产生发热现象。通过计算和与其它机型对比分析产生这一现象的原因如下: (1) 截割功率加大导致温升过高。在机械传动系统效率一定的前提下,加大输入功率,系统的功率损耗也随之加大。损耗的量大部分转化成热能,使系统的温度上升。(2) 系统的机械传动副数量增加导致温升过高。目前大功率电牵引采煤机均采用多部电机横向布置的传动结构,截割部由电机直接驱动,导致截割部的总传动比加大,传动级数增多。同时,此类机型对采高要求较高,机器大都采用长摇臂,这也使机械传动副数量增加。由于传动副增加,系统的功率损耗加大。(3) 机器的散热条件受限制。由于受结构的限制,在机器的截割功率大副度提高和机械传动副数量增加的同时,油池的体积相对增加很小,使机器散热困难。同时由于注油量和搅油发热的矛盾,润滑油的体积不可能大幅增加也会导致油温的升高。2解决方法中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 62 页通过以上的原因分析,并结合在实践中的经验,提出解决问题的方法如下:(1) 通过提高传动副的加工制造精度来提高系统的机械效率,减少功率的损耗,降低发热量;(2) 提高轴承的精度等级,减少轴承副的功率损耗。(3) 设计过程中,在保证整机性能的前题下,适当加大油腔的体积,提高散热面积。(4) 提高冷却效果。可通过加大冷却水套的截面积,加大冷却水的流量和加长冷却水的冷却流程来提高冷却效果,也可以对油池直接加装冷却器或强迫冷却装置来提高冷却效果。(5) 合理计算润滑油的用量,在能保证润滑的前题下,严格控制注油量,使搅油发热降至最低。(6) 提高摇臂排气装置的可靠性,保证与外界环境的对流热交换。4.3 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，中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 63 页轴承润滑油不良，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，改用润滑脂中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 64 页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。4.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径近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 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 65 页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) 和电渣中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 66 页重熔合金钢, 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中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 67 页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, 合理选用中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 68 页润滑油种类。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。4.5 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,赫兹应力最大值中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 69 页在单齿啮合起始点。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中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 70 页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。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 71 页英文原文The Abyss Transit System - James Cameron commissions the making of robots for a return to the TitanicBy Gary StixAt the beginning of the movie that made Leonardo DiCaprio a megastar, a camera-toting unmanned robot ventured into a cavernous hole in the wreck that sits on the bottom of the Atlantic, 12,640 feet from the surface. The 500-pound vehicle, christened Snoop Dog, could move only about 30 feet along a lower deck, hampered by its bulky two-inch-diameter tether hitched to a submarine that waited above. The amount of thrust needed to move its chunky frame stirred up a thick cloud. “The vehicle very quickly silted out the entire place and made imaging impossible,” director James Cameron recalls.But the eerie vista revealed by Snoop Dog on that 1995 expedition made Cameron hunger for more. He vowed to return one day with technology that could negotiate anyplace within the Titanics interior.In the past six months two documentariesone for IMAX movie theaters called Ghosts of the Abyss, the other, Expedition: Bismarck, for the DiscoveryChanneldemonstrated the fruits of a three-year effort that Cameron financed with $1.8 million of his own money to make this vision materialize. The payoff was two 70-pound robots, named after Blues Brothers Jake and Elwood, that had the full run of two of the worlds most famous wrecks, the Titanic and the Bismarck, which they visited on separate expeditions.The person who took Jake and Elwood from dream to robot is Mike Cameron, Jamess brother, an aerospace engineer who once designed missiles and who also possesses a diverse background as a helicopter pilot, stunt photographer and stuntman. (Remember the corpse in the movie The Abyss, from whose mouth 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 72 页a crab emerges?) Giving the remotely operated vehicles freedom of movement required that they be much smaller than Snoop Dog and that the tethers width be tapered dramatically so as not to catch on vertical ship beams.Mike Cameron took inspiration from the wire-guided torpedoes used by the military that can travel for many miles. His team created vehicles operable to more than 20,000 feet (enough to reach as much as 85 percent of the ocean floor). The dimensions of the front of the robot are 16 inches high by 17 inches across, small enough to fit in a B deck window of the Titanic. The bots have an internal battery so that they do not need to be powered through a tether. Instead the tetherfifty-thousandths of an inch in diametercontains optical fibers that relay control signals from a manned submersible vehicle hovering outside and that also send video images in the other direction. The tether pays out from the robot, a design that prevents it from snagging on objects in the wreck.James Cameron thought the project would be a straightforward engineering task, not much harder than designing a new camera system. “This turned out to be a whole different order of magnitude,” he says. “There was no commercial off-the-shelf hardware that would work in the vehicles. Everything had to be built from scratch.” If the team had known this early on, he added, “we wouldnt have bothered.” Water pressure on the cable that carried the optical fibers could create microscopic bends in the data pipe, completely cutting off the control signals from the submersibles. Dark Matter in Valencia, Calif. (Mike Camerons company), had to devise a fluid-filled sheath around the fiber to displace the minuscule air pockets in the cable that could lead to the microbending.To save weight, the framesimilar to a monocoque body of a race carwas made up of small glass hollow spheres contained in an epoxy matrix. The thruster contained a large-diameter, slowly rotating blade with nozzles that diffused the propulsive flow, minimizing the churning that would otherwise disturb the caked silt. A high-resolution video camera, along with an infrared camera for navigation, was placed in the front of the craft along with three light-emitting-diode arrays for fill lighting and two quartz halogen lamps for spotlighting.The winter of 2001 marked a critical juncture. It was six months before dives to the Titanic could be safely attempted, and James had to determine whether to proceed or wait another year. “Mike was really, really negative on the idea, but I decided to go for it,” the director says. He felt he couldnt afford to 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计第 73 页wait longer and thought that a fixed deadline would focus the engineering staff at Dark Matter. Forhis part, Mike was contending with an unending series of design challenges. “It was such an overwhelming set of problems that I had very little confidence that certain parts would be solvable in the time we had,” Mike says.A few weeks before the dives commenced in the summer of 2001, the robots lithium sulfur dioxode-based batteries caught fire while being tested in a pressure tank, destroying what was to have been a third robot. Mike wanted to delay the dives, but James found a supplier of another type of lithium battery and pressed ahead.At the dive site, Jake and Elwood took starring roles with their 2,000-foot tethers, exploring for the first time in about 90 years remote parts of the ships, including the engine room, the firemens mess hall and the cabins of first-class passengerseven focusing in on a bowler hat, a brass headboard and an intact, upright glass decanter. The images lack the resolution and novel quality of the high-definition, three-dimensional IMAX images, the other major technological innovation of Ghosts of the Abyss. Jake and Elwoods discoveries, however, draw the viewers interest because of what they convey of the Titanics mystique. “You actually feel like youre out there in the wreck,” Mike says. He remembers his brother piloting the robots with the helicopter stick that had been installed in the Russian submersible from which the robots were launched. “Jim ended up being a cowboy pilot,” Mike says. “He was far more aggressive with the system than I was.”One scene in Ghosts of the Abyss reveals the tension that sometimes erupted between the brothers. James contemplates moving one of the robots through a cabin window that is still partially occluded by a shard of glass that could damage the vehicle or cut the data tether. When James declares that he is going to take Jake in, moviegoers can hear Mike pleading with his brother not to do it, ultimately relenting once the bot has negotiated the