中厚煤层采煤机截割部设计【含CAD图纸和说明书】
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摘 要在参考国内外有关中厚煤层采煤机的情况下，完成了截割电机功率为200KW总装机功率为475KW的截割式滚筒液压牵引采煤机的整机方案设计及对采煤机截割部进行了重点设计。主机身采用整体结构形式，取消了长螺柱及传统意义上的螺栓联接；此结构简单、可靠，且尺寸小，大大的降低了采煤机的机身高度。截割部采用四级传动前三级为直齿传动，第四级为行星传动。在前三级的直齿传动利用直齿传动设计的一般原理，设计出适合截割部的齿轮传动依次分为截一轴系，惰一轴系，截二轴系，截三轴系，惰二轴系，惰三轴系；采用了三个惰轴系是本设计的创新点，它即满足了传动强度的要求又满足了截割高度对截割部长度的要求。在第四级行星传动中，用运2KH行星减速器设计的原理，设计出适合截割部的一级2KH型行星减速器，并将它和滚筒直接联结，大大简化了截割部的设计，节省了材料、空间。此外对截割部上的其它部分如离合器，内喷雾系统也进行了详细设计及校合。关键词：采煤机 截割部 行星轮减速器ABSTRACT Reference to the domestic and international thick seam Shearer circumstances, cutting completed the electrical power of 200 KW total installed power of 475 KW of cutting-cylinder hydraulic traction Shearer Whole program design and right shearer cutting focus of the Department of Design. Host overall body structure, eliminating a long stud, and the traditional sense of the bolt; This structure is simple, reliable, and small size, greatly reducing the height of Shearers fuselage. Cutting Part 4 used to drive before three straight tooth drive, the fourth level of planetary transmission. The former three straight drive gear teeth through the direct transmission of the general design principles, designed for cutting the Department of Gear were divided into a closed shaft, the shaft an inert, as of two shaft, up 3 shaft, and inert two shafts; using three shaft is the innovation in design, It is a drive to meet the strength to meet the demands of the cutting height on the cutting Minister degree requirements. In the fourth grade planetary transmission, and use Win two KH planetary reducer design principle, designed for cutting the Department of a two-KH planetary reducer, and it will directly link drum, greatly simplified the cutting of the design, saving materials and space. In addition to cutting the Department of the other parts such as clutch, which spray system also carried out a detailed design and a calibration.Keywords： Shearer; Cutting Department; Planetary gear reducer 目录目录1第一章 绪论21.1引言21.2采煤机械概述21.3采煤机简述4第二章 截割部整体方案的选择62.1驱动方式的选择62.2传动方案的选择72.3滚筒结构形式的选择12第三章 截割部具体设计计算说明133.1 电机的选择133.2 传动方案的拟定143.3各轴功率、转速、转矩的确定163.4 齿轮的设计与校核173.5轴及轴承的设计及校核423.6 轴承的选型与校核483.7 滚筒结构及参数的设计选择503.8截齿材料及形式的选择593.9附属装置的设计61第四章 结束语62致谢63参考文献：64 第一章 绪论1.1引言 我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。1.2采煤机械概述 1.2.1采煤机械化的发展 目前国内外使用的采煤机械主要是可调高的双滚筒采煤机，这种经过改进的滚筒采煤机，可追溯到长壁截煤机，是早期用于煤层底部掏槽的采煤机械。最早的滚筒采煤机是在截煤机的基础上，将减速箱部分改成允许安装一根水平轴和截割滚筒而演变成的。这种滚筒采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。早期的滚筒采煤机主要存在2个问题，截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整(即所谓的固定滚筒)，对煤层厚度及变化适应性差； 截煤滚筒的装煤效果不佳(即所谓的圆形滚筒)，限制了采煤机生产率的提高。20世纪60年代，英国、德国、法国和前苏联等先后对采煤机的截割滚筒作出2项改进。一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；二是把圆形滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，极大地提高了装煤效果。这2项改进使滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。在滚筒采煤机发展的同时，还研制出用刨削方式落煤的刨煤机、以钻削方式落煤的钻削式采煤机，以及螺旋钻式采煤机。现代滚筒采煤机均为可调高摇臂滚筒采煤机，其发展是从有链到无链；由机械牵引到液压牵引再到电牵引；由单机纵向布置驱动到多机横向布置驱动；由单滚筒到双滚筒，且向大功率、遥控、遥测、智能化发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高，工况自动监测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已在采煤机上得到应用。 1.2.2机械化采煤的类型 长壁采煤工作面的采煤过程主要包括：落煤、装煤、工作面运煤、顶板支护及处理采空去五个工序，按照这些工序来分有两种机械化采煤方式：1） 普通机械化采煤（普采）：利用采煤机械（刨煤机或采煤机）来实现落煤和装煤，工作面输送机运煤，并用单体液压（或金属磨擦）支柱及金属铰接梁来支护顶板的采煤法称普通机械化采煤。2） 综合机械化采煤（综采）：用大功率采煤机来实现落煤装煤，刮板输送机运煤，自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤法称综合机械化采煤。综采工作面主要是三机配合：如下图1-1所示：1.3采煤机简述 1.3.1采煤机的分类和组成 采煤机有不同的分类方法，一般我们按照工作机构的形式进行分类，可分为：滚筒式、钻削式和链式采煤机；现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在有很广泛的使用。滚筒采煤机的组成如图1-2 所示： 1.3.2滚筒采煤机的工作原理第四代采煤机研发成功后，现在采煤机的设计基本上传承了他们的特点，随着机械电子的飞速发展，对采煤机产生了很大的影响，现在采煤机是集电子系统，液压系统，机械传动系统于一身的复杂的系统。在机械传动部分现代的采煤机去掉了以前采煤机的的托架，全部采用双滚筒设计。 1.3.3滚筒采煤机的特点 （1）使用范围广滚筒采煤机对煤层地质条件的要求较低，对于地板起伏不平、层厚变化大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等煤层条件，采煤机都能适应； （2）调高方便，免开缺口； （3）功率大、生产率高、工作可靠； （4）操作方便并有完善的保护、监测系统 （5）向标准化、系列化、通用化发展。但是滚筒采煤机也有其缺点：结构复杂，价格昂贵；割落的煤的块度小，粉尘含量多，因而破碎单位体积煤的能量消耗大。第二章 截割部整体方案的选择2.1驱动方式的选择除了外牵引和电力传动的采煤机外，驱动截割部和牵引部的电动机一般是公共的，其中牵引部大约消耗采煤机装机功率的10一15左右。一般有三种驱动方式： 1)单机驱动方式用一台电动机驱动采煤机的各部分，包括牵引部、全部截割部及其它辅助装置等， 2)分别驱动方式每个截割部由单独的电动机驱动，牵引部和其它辅助装置可以由截割部电动机带动或另设电动机驱动；3)联合驱动力式把两台电动机结合成整体，共同驱动采煤机的各部分。牵引部和辅助装置消耗的功率比较少，而在工作过程中滚筒可能突然裁到坚硬夹杂物、顶梁和铲煤板等，截割部载荷大大超过额定值。为了安全起见截割部强度应按其驱动电动机的全功率考核。即使是单机驱动，在上述情况下超载可能集中在一个截割部上，所以也应该这样考核。 分别驱动时，各截割部电动机功率般相同。若是双滚筒采煤机在采煤机装机功率一定的条件下，每台截割部电动机的功率只有单机驱动和联合驱动时的一半，截割部可能设计得较小且结构饺简单，可以取消容易引起发热等问题的横贯牵引部的过轴。 单机驱动或联合驱动时，每台截割部都要按采煤机的装机功率设计强度，所以截割部较重较大。但单机驱动时电动机的功率比另外两种驱功方式时大，故电动机、截割部和牵引部都较高，可能给设计带来某些方使。联合驱动时，截割部要按采煤机的装机功率设计强度，电功机和截割部的高度却不比分别驱动时高，所以设计的难度最高，截割部长度和采煤机总长度也是最长的。单机驱动和联合驱动时，采煤机的整体结构也较分别驱动时复杂。 综上所述，从机械设计的角度说，分别驱动是较好的方案，单机驱动次之，联合驱动最差。但是从有效利用设备能力的角度来考察，分别驱动并不是个好方案。因为两台电动机的实际载荷可能相差悬殊，负载重的电动机限制了采煤机的牵引速度，而另一台却可能还没有满载。单机驱动就没有这个问题，可以较充分地利用装机功率。联合驱动时，由于电动机驱动特性难免有些差异，从理论上说，不可能两台电功机同时达到满载，所以也不能充分利用装机功率。由此得出结论，单机驱动和分别驱动是常用的驱动方式，联合驱动则很少采用。通常的做法是，按单机驱动方式设计的采煤机，只要再加一台相同功率的电动机，就可以演变出装机功率增加一倍的大功率采煤机。本采煤机采用分别驱动的驱动方式，左右截割部各用一台电机驱动，牵引部由独立的电机驱动。2.2传动方案的选择 采煤机的传动有如下特点：(1)采煤机的电动机多采用四极电机其出轴转速n014601475rmin，而滚筒转速一般为n2050rmin，因此截割部总传动比为： 一般采用35级齿轮减速。由于采煤机机身高度受到严格限制，所以各级传动比不能平均分配，一般前级传动比较大，而后级逐渐减小，以保持尺寸均匀。各圆柱、圆锥齿轮的传动比一般不大于34，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可达56。 (2)采煤机电动机轴心与短筒轴心垂直时传动装置中必须装有圆锥齿轮。为减小传递扭矩及便于加工，圆锥齿轮一般放在高速级(第一或第二级)，并采用弧齿锥齿轮。两齿轮在安装的应使两轮的轴向力将两轮推开，以增大齿侧间隙，避免轮齿楔紧造成损坏。弧锥齿轮的轴向力方向取决于齿轮转向及螺旋线方向。 (3)采煤机电动机除驱动截割部外还要驱动牵引部时截割部传动系统中必须设置离离合器，使采煤机在调动工作或检修时将滚筒与电动机脱开。离合器一般放在高速级，以减小尺寸及便于操纵。 (4)为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有一串惰轮。致使强割部齿轮数较多。 (5)由于行星齿轮传动为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，放末级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。 采煤机的截割部或牵引部多采用2KH传动，即用两个中心轮(太阳轮Z1、和内齿圈Z3)及一个系杆(H)，若干个行星轮Z进行传动(常用3个)，其中一个中心轮(内齿圈Z3)固定。 (6)因采煤机承受大的冲击载荷，为保护传动件，某些采煤机如MG300从MCLEDR6565的传动系统设置了安全剪切销，当外载荷到了3倍额定载荷时，剪切销被剪断。滚筒停止工作。剪切销一般放在高速级。 采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下几种传动方式(图21)： (1)电动机机头减速箱摇臂减速箱滚筒(图a)。这种传动方式府用较多，DY150、MZS2150、BM100、SIRUS400等型采煤机都采用这种传动方式。它的特点是传动简单，摇臂从机头减速箱端部伸出(称为端面摇臂)，支承可靠，强度和刚度好，但摇臂下限位置受输送机限制，卧底量较小。 (2)电动机机头减速箱摇臂减速箱行星齿轮传动滚筒(图b)。由于行星齿轮的传动比较大，因此可使前几级传动比减小，系统得以简化，并使行星齿轮的齿轮模数减小。但行星齿轮的采用使滚筒筒毂尺寸增加，因而这种传动方式适应在中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机，大部分中厚煤层采煤机如AM500、BJD300、MLS3170、MXA300、MCLEDR65656等型都采用这种力式。这里摇臀从机头减速箱侧面伸出(称为侧面摇臂)，所以可获得较大的卧底量。 在以上两种传动方式中都采用摇臂调高，获得了好的调高性能，但摇臂内齿轮较多，要增加调高范围必须增加齿轮数。由于滚筒上受力大，摇臂及其与机头减速箱的支承比较薄弱，所以支承距离加大才能保证摇臂的强度和刚度。 (3)电动机机头减速箱滚筒(图c)。这种传动方式取消了摇臂，而靠由电动机、机头减速箱和滚筒组成的截割部来调高，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，可获得较大的调高范围，还可使采煤机机身长度大大缩短，有利于采煤机开切口等工作。 (4)电动机摇臂行星齿轮传动滚筒（图d)。这种传动方式主电动机采用横向布置，使电动机轴与滚筒轴平行，取消了承载大、易损坏的锥齿轮，使截割部更为简化。采用这种传动方式可获得较大的调高范围、并使采煤机机身长度进一步缩短。新型的电牵引采煤机如3LS、EDW1502L、R550等型都采用这种传动方式。 通过对比以上几种传动方式，结合设计任务书所给定的工作条件中厚煤层。最终确定采用第（4）种传动方案即：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒的传动方式。全部采用标准直齿圆柱齿轮传动，这种传动方式结构简单，制造工艺性好，有利于提高制造质量，安装及维护方便，使可靠性和生产能力大大提高。2.3滚筒结构形式的选择（1）铣削式结构方案 在鼓形滚筒的表面或在旋转滚筒的叶片上安装截齿，滚筒随采煤机前移并自转，截齿便用铣削的方式把煤从煤壁上截割下来，这就是铣削式结构。 具体分为侧铣和端铣两种，侧铣方式中螺旋滚筒结构应用最普遍，其主要优点是它不仅能实现截落煤的功能还能实现装煤的功能；水平旋转轴调整滚筒高度方便，对不同的煤层厚度的适应性好；具有自开缺口的功能等。端铣式结构是在齿冠外侧安装大截齿当齿冠自转并随采煤机移动时，截齿实现破煤功能。这种结构的特点是截齿安装的比较少， 煤的块度大，机器能耗小；实现简单，制造容易；负荷变化大，机器动特性较差。（2）钻削式结构方案钻削式结构在唤醒悬臂的前端安装截齿，这种悬臂的内表面上也安装有截齿。这种结构被称为钻削头，悬臂则被成为钻削臂。当钻削头自转并沿其轴线方向推进时，首先在煤层中由钻削头截割出现截槽，而此环形槽所围成的柱状煤体则被钻削头内的截齿所破碎。这种结构的优点是结构简单，制造方便；集落煤和装煤功能于一体；煤的坡度大，机器能耗低。其缺点是这种结构应布置于采煤机的端面，机身必沿其钻削出的空间前进，因此，机身长；这种结构不能自开缺口；为使地板平整还必须配有截割盘，沿顶板和地板截割煤层，因此使整个机器复杂化；此外这种结构对煤层厚度的适应性小。（3）滚压式结构方案滚压式破煤结构是在螺旋筒的旋叶上和滚筒端面安装滚演盘刀当,当滚筒前移并自转时，盘刀压向煤壁，其刃部的挤压和剪切作用达到破没的目的。这种结构的优点在于，彩霞煤的块度大，煤尘明显低；机器能耗小；盘刀寿命长。缺点在于机构复杂，成本高。采煤机的落煤功能是采煤机的第一功功能，因此，现在把有落煤功能的结构称为采煤机的工作机构。在采煤机的设计中，工作机构设计的合适与否，对采煤机的工作占有举足轻重的地位。对比以上三种结构，最终选用螺旋式滚筒结构。因为截割部把煤从煤壁上破碎下来以后，还要装在工作面输送机里运到工作面之外。实现这中装煤功能的机构与落煤结构的种类有关。经过淘汰和筛选，采用螺旋滚筒式工作机构，采煤下来的碎煤被螺旋叶片自煤壁向采空区方向输送，并装到工作面输送机里。第三章 截割部具体设计计算说明3.1、电机的选择。 参考采掘机械P59公式 其中，：能耗比=,查表4-5得=0.34，基准煤层阻抗A=180200,采煤机工作煤层阻抗=60120。 Q采煤机设计生产率：Q=8001200t/h=13.320t/hK1功率利用系数，两电机分别驱动时K1=0.8K2功率水平系数，查表4-6得K2=0.9K3后滚筒工作条件系数K3=0.81.0 因此，Nmax=377.78KW采用前后电机分别驱动方式，电机功率P0=188.89KW。选用电机型号为:YBC200C 功率：P0=200KW 电压：U=1140V转速：n0=1470r/min3.2 传动方案的拟定根据前文所确定的传动方式，拟定传动系统图，如图31所示：图31 传动系统图其中Z2、Z8、Z9惰轮，是为了增大传动距离而设。（1）分配传动比 由3.1节知所选电机转速为n0=1470 r/min，初定滚筒转速为40 r/min，则总传动比为：i=分配各级减速的传动比如下：i13=1.5；i45=2.1；i69=2.5；行星减速器ih=4.75（2）确定各齿轮齿数如下齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数233635214319353543162260表31齿轮齿数表（3）验算总传动比 则总传动比为 i=因此，最终确定滚筒转速为3.3各轴功率、转速、转矩的确定已知传递效率齿轮=0.98，轴承=0.99，则轴 P1=P=200KW n=n0=1470r/min T1=9.55106轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数， P2=P0齿轮轴承=194.04 KW 轴 P3 = P2 齿轮轴承 = 188.26 KW 轴 P4= P3 齿轮轴承 =182.65KW 轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数 P5= P4齿轮轴承=177.21KW 轴 该轴为心轴，转速为0，此处计算所得均指该轴上齿轮的动力参数 由于Z6=Z5=35，故 P6= P5齿轮轴承=171.93KW T6=轴 齿轮轴承=166.86KW 3.4 齿轮的设计与校核3.4.1电机齿轮组（Z1、Z2、Z3）的设计与校核3.4.1.1Z1、Z2的设计与校核1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo， 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知小齿轮齿数Z1=23，惰轮Z2=36。2）按齿面接触强度设计 按公式 d1t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T1=1.310Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.7。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N1=60n1j Lh=60=4.2336108 N2= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1= KHN2=0.98 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d1t2.32=2.32=109.14计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=10.68mm =7.15 计算载荷系数 根据v=8.396m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3051=2.62按实际载荷修正所算得分度圆直径 d1= d1t=109.14=119.11mm计算模数 m= 选取模数 m=6mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa1=2.69、YFa2=2.45，应力校正系数YSa1=1.575、YFa2=1.65。扭矩T1=1.30106，T2=1.97106弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.96KFN2=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，两齿轮弯曲强度均足够。3.4 .1.2 Z3的校核 1）、已知参数：m=6mm,Z3=35, d3=210mm b3=0.8d=110.4，d3=168mm 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC。 2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa 载荷系数K，K= Kv 由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.336 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3361=2.6887 Ft= 取齿宽系数=0.8 计算应力循环次数 N3=60n3jLh=609661（283001）=2.782108 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1= KHN2=0.98 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa3=2.45，应力校正系数YFa3=1.65。扭矩T3=1.86106，弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.98计算弯曲疲劳许用应力 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，校核合格。3.4.2二级减速器高速齿轮组（Z4、Z5）的设计与校核1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo。（4）已知小齿轮齿数Z4=21，大齿轮Z5=43。2）按齿面接触强度设计 按公式 d4t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T3=1.8610Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.8。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N4=60n4j Lh=60=1.36108 N5= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN4= KHN5=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d4t2.32=2.32=113.17计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=12.13 =7.47 计算载荷系数 根据v=2.61m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3051=2.62按实际载荷修正所算得分度圆直径 d4= d4t=113.17=123.83计算模数 m= 选取模数 m=7mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa4=2.76、YFa5=2.35，应力校正系数YSa4=1.56、YFa5=1.68。Z4传递的扭矩T3=1.86106N，Z5传递的扭矩T4=3.70106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，两齿轮弯曲强度均足够。3.4.3二级减速器输出齿轮组（Z6、Z7、Z8、Z9）的设计与校核3.4.3.1 Z6、Z7的设计与校核 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）采煤机为一般工作机器，选用7级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3两齿轮材料均选用20CrMnMo。 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知小齿轮齿数Z6=19，惰轮Z7=35。2）按齿面接触强度设计 按公式 d6t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的扭矩T4=3.7010Nmm。 由机械设计教材表107选择齿宽系数=0.8。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N6=60n4轴j Lh=60=1.36108 N7= 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN6= KHN7=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算小轮分度圆直径d1t d6t2.32=2.32=142.3计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=16.85 =6.756 计算载荷系数 根据v=3.26m/s,7级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.05 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.237 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.051.751.3141=2.41按实际载荷修正所算得分度圆直径 d6= d6t=142.3=151.52计算模数 m= 选取模数 m=8mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa6=2.97、YFa7=2.45，应力校正系数YSa6=1.52、YFa5=1.65。Z6传递的扭矩T4=3.70106N，Z7传递的扭矩T5=7.380106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.051.251=2.297 因此，两齿轮弯曲强度均足够，校核合格。3.4.3.2、Z8、Z9的设计与校核因为齿轮Z8与齿轮Z7的材料、齿数、模数均一致，所以在此不再校核。只进行Z3的校核。 1）、已知参数：m=8mm,Z9=43, d9=344mm b 9=0.8d=121.6,d9=275.2mm 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC 2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa 载荷系数K，K= Kv 由图108查得动载荷系数Kv=1.15 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.336 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.151.751.3361=2.6887 Ft= 取齿宽系数=0.8 计算应力循环次数 N9=60n3jLh=60186.511（283001）=5.37107 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN9=0.98 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 3）按弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa9=2.35，应力校正系数YFa9=1.68。扭矩T7=1.86106，弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN9=0.98计算弯曲疲劳许用应力 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.151.251=2.51 因此，校核合格。3.4.4、行星减速器齿轮组的设计与校核3.4.4.1 ac传动的设计与校核 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照前面所确定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。（2）行星减速器对齿轮制造精度要求较高，选用6级精度。（3）选择材料，参考机械设计手册 3齿轮材料均选用20CrMnMo。 渗碳淬火，5862HRC。（4）已知太阳轮齿数Z10=16，行星轮齿数Z11=22，内齿圈齿数Z12=60。2）选择行星轮数目，查机械设计手册 3表17.21选择行星轮数目，取nw=4。3）按接触强度计算ac传动模数 输入转矩T7=7.64106查机械设计手册 3表17.2116，载荷不均匀系数Kc=1.15.则，小齿轮名义转矩Ta=按公式 d10t2.32进行试算 （1）确定公式内各计算数值 试选载荷系数Kt=2.0。 小齿轮传递的名义转矩Ta=2.196510Nmm。 选择齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa。 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 由式1013计算应力循环次数 N10=60n10j Lh=60=6.00107 由图1019取接触疲劳寿命系数 KHN10=0.99 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】=（2）计算 试算太阳轮分度圆直径d10t d10t2.32=2.32=116.235计算圆周速度v v=试算齿宽bt bt=试算齿宽与齿高之比 模数mt= 齿高h=2.25mt=16.35 =7.11 计算载荷系数 根据v=1.27m/s,6级精度，由图108查得动载荷系数Kv=1.03 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得小齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.305 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.031.751.3051=2.35按实际载荷修正所算得分度圆直径 d10= d10t=116.235=122.65计算模数 m= 选取模数 m=8mm3）按齿根弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa10=2.97、YFa11=2.72，应力校正系数YSa10=1.52、YFa11=1.57。Z10传递的名义转矩Ta=2.1965106N，Z11传递的扭矩Tb=3.32106 N弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN4=0.96，KFN5=0.98计算弯曲疲劳许用应力 MPa 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.031.251=2.25 因此，两齿轮弯曲强度均足够。4）ac传动的变位计算采取等变位齿轮传动，变位系数x=。根据机械设计手册 3表16.211公式 x=1-0.9358=0.0642取x=0.065，则x节圆直径 啮合角 等变位齿轮传动啮合角 齿顶高 m =1.0658 =8.52 mm h m =0.9358 =7.48 mm齿根高 =（1+0.25-0.065）8 =9.48 mm =（1+0.25+0.065）8 =10.52 mm齿顶圆直径 =128+28.52 =145.04 mm =176+27.48 =190.96 mm齿根圆直径 =128-29.48 =109.04 mm =176-210.52 =154.96 mm中心距 a = =152 mm 中心距变动系数 等变位齿轮传动，中心距变动系数y=0齿顶高变动系数 等变位齿轮传动，齿顶高变动系数3.4.4.2 内齿圈的校核与cb传动的变位计算 （1）、已知参数：m=8mm,Z12=60, ,d12=480mm 。 材料：20CrMnMo，渗碳淬火，5862HRC （2）、按齿面接触强度校核 校核公式: 由表106查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa 载荷系数K，K= Kv 由图108查得动载荷系数Kv=1.03 直齿轮齿间载荷分布系数KH=KF =1 由表102查得使用系数KA=1.75 由表104查得齿轮非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.336 由图1013KF=1.25 K=Kv=1.031.751.3361=2.4814 内齿圈传递的名义转矩Tc=(9.55106)=8.806106 Ft= 取齿宽系数=1 计算应力循环次数 N9=60n3jLh=60186.511（283001）=5.37107 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN9=0.98 由图1021d按齿面强度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim=1480MPa。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 【】= =2.5189.8 因此，校核合格。 （3）按弯曲强度校核 校核公式查表105，齿形系数YFa9=2.28，应力校正系数YFa9=1.73。内齿圈传递的名义转矩Tc=8.806106，弯曲强度极限取安全系数S=1.25由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN12=0.98计算弯曲疲劳许用应力 载荷系数K=KAKvKFKF=1.751.031.251=2.253 因此，校核合格。（4）cb传动的变位计算采取等变位齿轮传动，由前面计算可知变位系数=-0.065。节圆直径 啮合角 等变位齿轮传动啮合角 齿顶高 h m =0.9358 =7.48 mm m =1.0658 =8.52 mm齿根高 =（1+0.25+0.065）8 =10.52 mm =（1+0.25-0.065）8 =9.48 mm齿顶圆直径 =176+27.48 =190.96 mm =48028.52 =462.96 mm齿根圆直径 =176-210.52 =154.96 mm =48029.48 =498.96 mm中心距 a = =152 mm 中心距变动系数 等变位齿轮传动，中心距变动系数y=0齿顶高变动系数 等变位齿轮传动，齿顶高变动系数3.5轴及轴承的设计及校核3.5.1 轴1（1）确定轴的最小直径 该轴为传动轴，主要载荷为扭矩，可直接按扭转强度估算轴颈而不再按弯扭合成强度条件进行校核。选取轴的材料为40CrNi，调质处理。参考机械设计手册 3表19.32取 A=110，则： =56.61取dmin=59。（2）轴的结构设计轴的各段长度如图32所示，两端为花键m=3，Z=21。 图32 1轴结构图3.5.2 2轴的结构设计与校核（1）确定轴的最小直径2 轴为心轴，只承受弯矩，可先按扭转强度估算轴颈再按弯扭合成强度条件进行校核。选取轴的材料为45钢，参考机械设计手册 3表19.32取 A=115，则 =115=67.98取d=70（2）轴的结构设计与校核 轴的各段直径和长度如图33所示： 图33 2轴结构图轴上齿轮的载荷 圆周力： Ft= 径向力： =6639.09支反力：水平面 RH1=8716.81 RH2=9523.93 垂直面 RV1=3172.66 RV2=3466.43弯矩图如图34所示： 图34 2轴弯矩图 弯矩： 水平面 MH=1.0285106Nmm 垂直面 Mv=374373.88Nmm 合成弯矩 M=1094517.27 Nmm查得45钢的许用弯曲应力=17.82 综上，强度校核合格。3.5.3 3轴的结构设计与校核（1）确定轴的最小直径该轴为空心轴，材料选用45钢，调质处理许用弯曲应力。参考机械设计手册 3表19.32取 A=115，根据图19.31取=0.6,查得=1.05.则： =70.01mm取d=88（2）轴的结构设计与校核轴的各段直径和长度如图35所示： 图35 3轴结构图轴上齿轮的载荷 圆周力： Ft1= Ft2= 径向力： =6639.09N =6447.47N支反力：水平面 RH1=5175.93N RH2= 垂直面 RV1=1883.88N RV2=轴的受力图及弯矩图如图36所示： 图36扭矩图如图37所示： 图37 弯矩： 水平面 MH1=782600.616Nmm MH=456189.352Nmm 垂直面 Mv1=284842.656Nmm MV2=166040Nmm合成弯矩 M1=832825.95 Nmm M2=485466.79 Nmm 齿轮2处为危险截面，对该处按弯扭合成应力进行强度校核查得45钢的许用弯曲应力 =14.07 综上，强度校核合格。其他轴的具体结构尺寸见零件图，校核过程不再一一详述。3.6 轴承的选型与校核（1）轴承的选型 各轴承的位置如下图所示： 图38各轴承型号如表32所示：G1G2G3G4G5G6G742122535175249224222242220NJ2220ECNG2220EG8G9G10G11G12G13535205352042132NJ2442311EAS3003156(2) 轴承的校核G1的校核G1尺寸11017028，内径d=110查机械设计手册圆柱滚子轴承NF313E的主要性能参数： KN计算支反力 圆周力 径向力支反力：水平面 RH1=11811.82 RH2=11811.82 垂直面 RV1=4299.15 RV2=4299.15合成支反力 承的当量载荷 即： 由于 ，由机械设计表134、表136查得 按下式进行校核： 90357.24 h采煤机的轴承寿命要求为：10000-30000 h，显然合格。其他轴承的校核与上述过程类似，不再一一详述。3.7 滚筒结构及参数的设计选择3.7.1 螺旋滚筒的工作原理 螺旋滚筒是一个带有螺旋叶片的圆柱体，刀具装在焊于螺旋叶片上的齿座中，工作时滚筒转动并作径向移动，截割破碎煤炭，再由螺旋叶片把煤沿滚筒的轴线方向推运出来，装进工作面运输机。图39表示滚筒的单头螺旋叶片。 图39 单头螺旋叶片通常所说的滚筒直径是指刀尖所在圆的直径Dc。齿座焊到叶片上后，螺旋叶片的最大回转直径，称为叶片直径Dy。螺旋叶片的内缘和筒毂相结合处的直径Dg称为筒毂直径。螺旋叶片的表面是螺旋面，其上任意点的螺旋升角为式中 Di、Si该点所在螺旋线的直径和螺距(采用多头螺旋滚筒时则应为导程)。最常用的螺旋滚筒具有固定的导程，在不同直径上螺旋升角是不相同的，是“等螺距变升角”滚筒。叶片外缘的升角ay小于内线的升角an。当滚筒以转速n(转分)转动，并以牵引速度Vq (米分)径向移动时，截齿作弧形截割。切屑厚度按月牙形规律变化于零与hmax之间(图310)。最大切屑厚度可按下式计算： （cm）图310 滚筒的切削厚度变化 式中 m刀具同一条轨迹(截线)上安装的刀具数。刀具的平均切屑厚度可用月牙形面积和截割长度相除而得： （cm）为了保证螺旋叶片向运输机装煤，而不是向煤壁推煤。滚筒叶片的螺旋方向应与滚筒转向相适应。站在采空区一侧看滚筒：右螺旋滚筒应是顺时针方向转动，左螺旋滚筒应是逆时针方向转动。不论采煤机的牵引方向如何，都必须保持这个关系。3.7.2滚筒结构参数设计螺旋滚筒的作用是落煤和装煤。它由螺旋叶片l、端盘2、齿座3、喷嘴4及筒毅5等部分组成，如图311所示。叶片与端盘焊在筒毂上，筒毂与滚筒轴联接。齿座焊在叶片和端盘上，齿座中固定有用来落煤的截齿。螺旋叶片用来将落下的煤推向输送机。为防止端盘与煤壁相碰，端盘边缘的截齿向煤壁侧倾斜。由于端盘上的截齿深入煤体，工作条件恶劣，故截距较小，越往媒体外截距越大。端盘上截齿截出的宽度Bt80120mm c叶片上装有进行内喷雾用的喷嘴，以降低粉尘含量。喷雾水由喷雾泵站通过问转接头及滚筒空心轴引入。图311 滚筒结构1螺旋叶片；2端盘；3齿座；4喷嘴；5筒毂滚筒端盘上开设有排煤孔，以排出端盘与煤壁之间的煤粉，避免发生堵塞。排煤孔的形状对排煤效果有较大影响，如图312所示。图b所示的排煤孔形状比较复杂，排煤效果比图a所示的形状好。图c所示是无端盘的滚筒，它是铸造的三头螺旋滚筒，所以叶片和简毅是一整体，刚性很好。在3块螺旋叶片靠煤壁的端头各焊1根径向辐条，每根辐条上装截齿，端盘中心有一个双刃钻头和若干个截齿。这样的结构排煤效果最好，但因端盘上截齿数量有限，只宜于煤质松软时采用。因此，考虑到本采煤机设计任务书所给的工作条件中等厚度的中硬煤层，选用图b所示的端盘排煤孔形式。 图312 端盘的排煤孔和截齿位置（1）滚筒的三个直径滚筒的三个直径指滚筒直径D、螺旋叶片外缘直径Dy及筒毅直径Dg。 滚筒直径D 滚筒直径指截齿齿尖处的直径。滚筒直径应根据煤层厚度(或采高)来选择。双滚筒采煤机的滚筒直径应略大于最大采高的一半。或者根据两个滚筒的装煤量相等的原则来选取。参考采煤机（全国煤炭技工教材编审委员会 编）P136公式： 式中：H为采高，设计任务书所给采高范围为1.53m；为滚筒直径与采高之比，对大直径滚筒=0.560.59。 因此，取滚筒直径D=1600mm。 螺旋叶片外缘直径Dy。螺旋叶片外缘直径指齿座突出的最大直径，故有： 式中Lp截齿径向伸出长度，Lp=k，k储备系数，对于螺旋滚筒k=1.31.6。筒毂直径Dg.。筒毂直径Dg越小螺旋叶片内外缘直径之间的运煤空间愈大，对提高滚筒的装运煤能有利。但它受到结构的限制，特别是薄煤层采煤机和某些筒毂内装行星齿轮的采煤机，筒毂直径不好压缩，简毂直径过大，不仅不利于装运煤，而且会使煤在破碎过程中被带到滚筒后边去，造成循环煤，使煤重复破碎。在满足结构的前提下，滚筒直径应尽可能小，一般推荐： Dy2Dg (对大直径滚筒) Dy2.5Dg (对小直径滚筒)因此，取Dg=0.5 Dy（2）滚筒宽度。滚筒宽度B是滚筒边缘到端盘最外侧截齿齿尖的距离，也就是采煤机的截深，但滚筒的实际截深小于滚筒宽度。为了充分利用煤的压张效应，减小截深是有利的，但截深太小则容易影响采煤机的生产率。我国滚筒宽度系列为：500、600、620、700、750、800和1000mm。根据设计任务书的要求：截深7001000mm，生产能力800-l200t/h。取滚筒宽度为800mm。 （3）螺旋叶片的参数螺旋叶片的参数包括螺旋升角、螺距、叶片头数以及叶片在筒毂上的包角，它们对落煤，特别是装煤能力有很大影响。螺旋线是直角三角形缠绕到圆柱体上形成的空间曲线。螺旋叶片则是由无数条螺旋线组成的空间曲面(图313)。螺旋方向有左旋、右旋之分。图313螺旋叶片的升角。螺旋升角是指螺旋线的切线与垂直螺旋轴心平面的交角。其计算式 图313中是将一个双头右螺旋叶片沿外缘直径Dy、内线直径Dg及任意直径Di展开，得到不同直径处的螺旋叶片升角的正切为：可见不同叶片位置螺旋升角是不同的；叶片外缘升角最小，向内逐渐增大，内缘筒毂上螺旋升角最大，即：。 螺旋叶片装煤过程的实质是把破碎在叶片之间的煤块沿轴向推人输送机，若有一块煤落在叶片的任意处，当该滚筒转动时，叶片带动煤块沿轴向移动，其移动速度为：式中 L螺旋导程； n滚筒转速。可见，升角越大(或导程越大)，运煤速度也越高，即：升角大，排煤快，对装煤有利；升角小，排煤慢，易造成滚筒堵塞。但是升角越大，抛煤力越大，严重时会造成循环煤量增加，使煤重复破碎，装煤能力降低，能耗增大。试验表明，螺旋叶片外缘升角在827时装煤效果较好。综上所述，选择螺旋叶片外缘升角为15。螺旋叶片的导程L和头数Z导程是螺线旋转一周的轴向距离。若螺旋头数为Z，则有L=ZS。通常螺旋叶片头数为24，以双头螺旋叶片用得最多，考虑设计任务书的设计生产率的要求及滚筒直径，本设计采用3头螺旋叶片，取导程L=1234mm。3.8截齿材料及形式的选择 截齿是采煤机上直接用来落煤的刀具。截齿的几何参数和质量对采煤机的工况、能耗、生产率和吨煤成本有很大影响，对截齿的主要要求是： (1)耐磨性和强度要高； (2)几何参数合理，能适应不同煤质和截割工况，(3)固定可靠，拆装方便。3.8.1 截齿材料的选择截齿失效形式有磨损、弯曲、崩合金片、掉合金、折断、丢失
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