MG200-445-WD采煤机截割部设计

PAGE1概述1.1采煤机的发展概况机械化采煤开始于20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，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，所以生产率受到一定的限制。50年代初期，英国、联邦德国相继生产出了滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，从而大大推进了采煤机械化技术的发展。滚筒式采煤机采用螺旋滚筒作为截割机构，当滚筒转动并切入煤壁后，通过安装在滚筒螺旋叶片上的截齿将煤破碎，并利用螺旋叶片把破碎下来的煤装入工作面输送机。但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。因此，50年代的各国采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平，虽然在1954年英国已研制出了自移式液压支架，但由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处验阶段。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。这种采煤机的滚筒装在可以上下摆动的摇臂上，通过摇动摇臂来调节滚筒的截割高度，使采煤机适应煤层厚度变化的能力得到了大大加强。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切口问题。另外，液压支架和可弯曲输送机技术的不断完善，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综采机械化采煤的优越性—高效、高产、安全和经济，因此各国竞相采用综采。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，相继出现了功率为750～1000kW的采煤机，功率为900～1000kW、生产能力达1500t/h的刮板输送机，以及工作阻力达1500kN的强力液压支架等。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机能，并扩大了它的使用范围。世界上第一台直流电牵引（他励）采煤机是由西德艾柯夫公司1976年研制的EDW—150—2L型采煤机。该采煤机首先使用就显示出电牵引的优越性，即效率高、产量大、可靠性高，其故障率只是液压牵引采煤机的1/5。同年，美国Joy公司研制出了1LS直流（串励）电牵引采煤机，以后陆续改进发展为2LS、3LS、4LS系列；1996年生产的6LS05型采煤机，其总装机功率为1530kW，是当时世界上功率最大的采煤机。英国于1984年生产了第一台ELECTRA550直流（复励）电牵引采煤机，其后生产的ELECTRA1000型采煤机在1994年创下了年产408万t商品煤的世界最高记录，其截煤牵引速度达25。在电牵引采煤机的发展中，世界上许多国家先是发展直流电牵引。1986年日本三井三池制作所研制出世界上第一台交流电牵引采煤机（MCL400—DR6868）。直流电牵引技术能满足采煤机牵引特性（恒扭矩—恒功率）的要求，调速平稳，能四象限运行，适应大倾角工作面的运行，系统简单，但存在着火花、炭粉、更换电刷和换向器、过载能力较低以及机身较宽、较长等缺点。而交流调速电牵引采煤机的电动机结构简单、体积小、重量轻、坚固耐用、运行可靠、维护方便，无电刷和换向器，无火花和炭粉，耐振动、过载能力大。现在电牵引采煤机已是国际主导机型，不仅可控硅控制调速的直流电牵引已发展成系列产品，而且已经开发出了多款交流调频电牵引采煤机。技术发展的趋势是电牵引采煤机将逐步替代液压牵引采煤机。电牵引采煤机既可以实现采煤机要求的工作特性，而且更容易实现检测和控制自动化，又可以克服液压牵引采煤机加工精度要求高、工作液体易被污染、维修较困难以及工作可靠性较差和传动效率较低等缺点，还便于实现工况参数显示和故障显示。今后采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高产、高效、安全、向遥控及自动控制发展，逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜等难采采煤层的机械化设备；解决端头技术，研制工作面巷道与工作面端部连接处的设备等等，以进一步提高工作面产量和安全性。1.2国内外采煤机械的技术特点（1）牵引方式向电牵引方向发展。传统的液压牵引采煤机在国外仍然在生产和使用中，但已不占主导地位，由于电牵引采煤机的诸多优点，国外目前新开发的采煤机，特别是大功率采煤机基本上都是采用电牵引方式。（2）装机总功率不断增大。为适应煤矿生产实现高产高效，采煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400kW以上，牵引电机功率均在40kW以上，大的甚至达到125kW。总装机功率通常超过1000kW，如EL3000型采煤机总装机功率高达2000kW，7LS5型采煤机达1940kW。目前世界上功率最大的电牵引采煤机在鸡西煤矿机械有限公司成功下线，这标志着我国采煤机械装备的自主研发和生产能力达到世界先进水平。其总装机功率达2400kW，采掘高度为2.8～6m，可日产原煤2万t，是目前世界上功率最大、体积最大、重量最大、采高最大的智能化采煤机。牵引速度、牵引力也大幅提高，目前大功率电牵引采煤机的牵引速度普遍达到15～25，最大牵引速度达50，牵引力高达1000kN。牵引速度的加快，支架随机支护的实现，使工作面顶板空顶时间缩短，为加大支架步距和滚筒截深创造了条件。采用大截深滚筒已成为提高采煤机生产能力的重要途径，目前普遍采用的截深为1000～1200mm，个别已达1500（3）元部件可靠性大幅提高。为提高采煤机的可靠性，减少故障率，采煤机齿轮的设计寿命已提高到2000h以上，轴承的寿命提高到3000h以上，并且还有进一步提高的趋势。液压泵和液压马达的寿命已达10000h。（4）电牵引方式趋向交流变频调速。电牵引采煤机的牵引方式按牵引电机的类型可分为直流牵引和交流牵引，由于交流变频调速电牵引系统具有技术先进可靠、维护管理简单、价格低廉等特点，近几年发展很快。20世纪90年代中后期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统。交流牵引正逐步替代直流牵引，成为今后电牵引采煤机的发展方向。早期的交流电牵引均采用1个变频器拖动2台牵引电机，变频器对电机的性能参数难以准确检测，控制和保护功能无法完全发挥。德国在开发SL300时，采用2个变频器分别拖动2台牵引电机的牵引系统，使牵引的控制和保护性能更加完善。这种一拖一的牵引系统也正被逐步采用，成为电牵引技术发展的又一个特点。（5）无链牵引向齿轮一齿轨式演变。随着牵引力不断增大，销轮一齿轨式无链牵引已近淘汰，齿轮一链轨式无链牵引已使用不多，正逐步趋向于采用齿轮一齿轨式无链牵引。这是一种从齿轮一销轨式演变而来的无链牵引结构，圆柱销被齿轨所取代，焊接结构改成了整体精密铸造或锻造，宽度增大，节距由125mm增加到17（6）普遍采用中、高压供电。由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断加长(达到300m)，整个工作面供电容量超过5000kW。为了减少输电线路损耗，保证供电质量和电机性能，新研制的大功率电牵引采煤机几乎都采用中、高压供电。主要供电等级有2300，3300，4160，5000V（7）监控保护系统的智能化。新型的电牵引采煤机具有建立在微处理机基础上的智能监控、监测和保护系统，可实现交互式人机对话、远近控制、无线电随机遥控、工况监测及状态显示、数据采集存储及传输、故障诊断及预警、自动控制等多种功能，以保证采煤机具有最低的维修量和最高的利用率；并可实现采煤机滚筒沿工作面煤层自动调节采高等控制功能。1.3采煤机的发展趋势（1）新设计的滚筒采煤机几乎都采用多电机横向布置；取消底托架；各大部件间采用液压螺栓、哑铃销、偏心锁紧螺母等联接，以构成采煤机的机身，左、右摇臂通过销轴铰接在机身的两端。（2）大力开发电牵引采煤机。装机功率1000kW以下的电牵引采煤机已逐步走向成熟，且形成系列，装机功率1800kW以上的电牵引采煤机也已经研制成功。目前国内使用的交流电牵引采煤机的电牵引调速系统主要有3种：即交流变频调速系统、电磁转差离合器调速系统和开关磁阻电机调速系统(简称SRD)。在这3种交流电牵引调速系统中，交流变频调速技术在采煤机的应用已逐步走向成熟并具有发展潜力；电磁转差离合器调速技术本身比较成熟，但是在采煤机的应用存在低速性能等问题。从目前来看，交流变频调速技术和SRD技术应该是未来采煤机应用的主要方向。（3）我国经济型综采和高档普采的主要机型为MG200，目前在册近千台，该机型由于功率偏小、过断层能力差、结构上的局限性等，而需要改进以至换代。为此，近年来进行了MG200采煤机的换代设计。现已完成的MG150／375W型及MG160/375W采煤机均可作为MG200的换代产品，使用中已取得良好效果。该换代产品在配套尺寸不变的情况下，将装机功率由200kW提高到375kW，其结构更为简单，即3个电机横向布置，150(160)kW的左、右截割电机分别布置在左、右摇臂内，两段或三段式机身通过液压螺栓联为一体，左、右截割部通过销轴铰接在左、右牵引行走箱上，其生产效率、截割能力大大提高，使用更为方便。（4）特殊机型采煤机的发展与应用。如天地科技股份有限公司上海分公司开发的MG250/300-NWD型电牵引短壁采煤机，可用于急倾斜特厚煤层水平分层放顶煤开采、“三下一上”采煤、煤柱和边角煤回收、短壁工作面双巷或单巷开采、长壁面开机窝、煤巷掘进等。再如，新汶矿业集团从乌克兰引进螺旋钻式采煤机已成功用于各种难采煤层。1台螺旋钻机仅需3～4人在工作面回采巷道内操作。月产6000t以上，实现了真正的无人工作面安全生产。但是目前国内外对电牵引采煤机的研制绝大部分都是针对中厚易开采煤层，对于薄煤层采煤机的研究不多，由于薄煤层采煤空间限制条件大，所以采掘不易，因此研究功率大而且机身厚度低的采煤机具有非常重要的意义，在此设计中设计的截割部就是在MG150/345的基础上进行改良设计。2方案确定2.1设计要求采高范围：0.9～1.9m煤层倾角：煤质硬度：中硬、中硬以下及含少量夹矸煤层装机总共率：445kW截割电机功率：2×2×100kW牵引电机功率：2×18.5kW牵引速度：0～8.5m/min牵引力：300kN牵引方式：开关磁组电机调速，齿轮销排式电牵引配套输送机:SGZ630/150系列2.2设计方案2.2.1采煤机总体布置滚筒式采煤机常见的总体布置方式有下列几种：（1）沿轴向（纵向）布置方式有链牵引采煤机的总体布置方式如图2－1所示(a)单滚筒采煤机（b）双滚筒采煤机(c)双滚筒双电机采煤机图2—1有链牵引采煤机的总体布置方式1－截割部；2－电动机；3－牵引部；4－滚筒无链牵引采煤机的总体布置方式如图2－2所示（a）双滚筒单电机采煤机（b）双滚筒单电机（截割合一）采煤机（c）双滚筒双电机采煤机（d）双滚筒双电机（截割合一）采煤机图2－2无链牵引采煤机的总体布置方式1－截割部；2－牵引部；3－电动机；4－滚筒；5－中间箱6－牵引行走部；7－截割合一截割部（2）多电机横向布置方式多电机采煤机总体布置方式如图2－3所示（a）双滚筒多电机采煤机（有链）（b）双滚筒多电机采煤机（无链）图2－3多电机采煤机总体布置方式1－截割部；2－电动机；3－牵引部；4－滚筒；5－中间箱；6－牵引行走部本设计中采用多电机横向布置方案，并且选择其中的（b）图即双滚筒双电机（无链）方案。由于多电机横向布置方式符合发展方向，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同轴，大大简化了机身结构，可实现采煤机的模块化设计。2.2.2截割部传动方式确定采煤机截割部大多采用齿轮传动，主要有以下几种方式：（1）电动机－机头减速箱－摇臂减速箱－滚筒。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从机头减速箱端部伸出，支撑可靠，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。由于行星齿轮传动比较大，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用在中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机。这里摇臂从机头减速箱侧面伸出，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，要增加调速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撑比较薄弱，所以支撑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。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。这种传动方式主电机采用横向布置，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。本采煤机截割部传动方式选择第（4）种传动方式即电动机－摇臂－行星齿轮传动－滚筒。其传动方式如图2－4所示图2－4摇臂传动结构图1－截割部壳体；2－电机；3－三级直齿轮减速机构；4－行星减速机构3主要零部件的选择及计算3.1电动机型号的选择由于井下环境恶劣，存在煤尘、瓦斯等易燃、易爆物，所以电机应选择防爆电机。本采煤机截割部选择YBCS系列防爆型异步电动机，根据截割部功率2×100KW选择YBCS－100型防爆异步电机（定做）。（1）性能及结构特点：YBCS系列电动机具有效率高、堵转转矩高、隔爆结构先进合理、温升裕度大、安全可靠、性能优良等优点，并且体积小、重量轻、外形美观。此系列电动机采用封闭自扇冷式防护结构。（2）适用范围：适用于正常或不正常情况下都能形成爆炸性混合物的场所。（3）该电动机主要技术参数功率/KW：100电流/A：68.4额定电压/V：1140转速/r.min：1470额定频率/Hz：50工作定额：S1绝缘等级：H冷却水压/MPa：<3.0冷却水量/m.h:>1.0冷却方式：ICW37外形尺寸/mm：1040x405x428热元件：PT-1003.2齿轮传动设计3.2.1传动比分配电动机轴输出转速,滚筒转速,则截割部总传动比为：。一般采用3～5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、圆锥齿轮传动比一般不大于3～4，当末级采用行星齿轮传动时，其传动比可达4～6。该采煤机采用3级直齿轮传动加1级行星齿轮传动（传动方案如图3－1所示），首先确定行星齿轮传动比取4.59，则其余三级传动比。其余三级传动比初步设计时可按计算，本设计中采用，经计算得,,。估算齿数及中心距，考虑到大齿轮的尺寸基本相同，再考虑箱体的壁厚等，发现第一级大齿轮始终过大而且容易和第三级的小齿轮发生干涉；另外为了保证足够的采高，必须在第三级中加入惰轮，但是第三级传动比较小，为了达到采高要求，必须适当加大惰轮尺寸，因此容易造成惰轮尺寸过大，而产生第三级中先增速后减速的现象，容易造成惰轮过度磨损，从而降低了截割部的可靠性。因此参考有关采煤机截割部的设计和计算中遇到的具体问题，保持模数不变，而为了避免第一级大齿轮和第三级小齿轮发生干涉，适当增加第二级传动的中心距，适当减小第一级的传动比；另外为了防止第三级中的先增速后减速和保证惰轮尺寸，适当增加第三级的传动比。估算出各级直齿轮传动和行星机构的传动比分别为，，,。。3.2.2传动装置的运动参数计算1）各轴的转速计算1）各轴的转速计算，。第Ⅰ和第Ⅲ轴转速第Ⅴ轴转速第Ⅵ轴转速第Ⅷ轴转速滚筒转速2）各轴功率计算电动机输出功率第Ⅲ轴功率第Ⅴ轴功率第Ⅵ轴功率第Ⅷ轴功率式中η－花键效率（0.99）；η－滚子轴承效率（0.98）；η－圆柱齿轮传动效率（0.98）；3）各轴扭矩计算第Ⅲ轴扭矩第Ⅴ轴扭矩第Ⅵ轴扭矩第Ⅷ轴扭矩3.2.3传动计算的说明齿轮设计参考文献[3]。齿轮承受较大冲击，设计为每天2班，每班8小时，每年300天，预期寿命为5年。齿轮材料是综合考虑了强度、韧性和加工工艺性，选用20CrMnTi，热处理及加工过程为：锻--正火--高温回火、出炉空冷--机加工--渗碳--高温回火、出炉空冷--淬火--低温回火。为了减小结构尺寸、提高承载能力和加工维修性，因此采煤机的齿轮一般进行变位。计算过程是先按未变位的齿轮接触疲劳强度进行设计，然后在进行齿轮的变位后再对部分系数进行修正，进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度校核。行星机构工作载荷平稳，使用寿命10年，每年工作300天，每天工作2班，每班8小时。太阳轮和行星轮材料选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火；行星架采用框架结构，用ZG40Cr整体铸造，经退火和调质处理后，花键部分进行中频淬火；内齿圈材料选用42CrMo，调质后氮化处理。行星机构的各个齿轮也要进行变位处理。其设计主要参考文献[11]。轴的设计参考文献[4]，普通惰轮轴选用45钢，而有些做成了齿轮轴，则参考齿轮的材料选用。轴一般确定最小直径后，根据装配条件，确定其它轴段的直径和长度，设计后一般要进行强度校核。参考文献[7]，轴承的设计寿命为5000h。3.2.4齿轮设计计算（1）第一对齿轮传动设计（参考文献[3]）1）选择齿轮材料:查表8－17大小齿轮均选用20CrMnTi渗碳淬火HRC＝56～622）按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度参考表8－14，8－15选取Ⅱ公差组6级齿轮模数m由式（8－68）得齿宽系数查表8－23按齿轮相对轴承为对称布置，取小轮齿数取23即大轮齿数圆整取齿数比传动比误差误差在5％范围内，合适小轮转矩载荷系数由式（8－54）得使用系数查图8－20较大冲击动载荷系数查图8－57得初值齿向载荷分布系数查图8－60得齿间载荷分配系数由式（8－55）及＝0得查表8－21并插值则载荷系数的初值齿形系数查图8－67得重合度系数应力修正系数查图8－68得许用弯曲疲劳应力[]弯曲疲劳极限应力查图8－72得应力循环次数由式（8－70）得则查图8－73得弯曲疲劳强度的寿命系数尺寸系数查图8－74得安全系数查表8－27得（较高可靠度）故模数的设计初值为整取=7因此取齿轮1，3中间的惰轮齿数取,第一个电动机上的齿轮选择参数与齿轮1参数相同模数为7齿数为19，两电动机中间的惰轮根据电机的安装尺寸选择齿数为393）齿轮变位系数的选择计算（参考文献[6]第四卷）选择齿根及齿面承载能力较高区的线按初选变位后齿轮中心距查表32.1－17得取定计算出总变位系数＝在图32.1－5中找出和决定的点。由此点按射线的方向引一辅助射线，在此射线上按，选定，。计算啮合角取，变位系数选择：已知，＝2330中心距变动系数中心距齿高变动系数4）主要几何尺寸计算齿数比分度圆直径，，节圆直径，齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径的小齿轮分度圆直径d＝719＝133mm圆周速度与估取值很相近，对k影响不大，不必修正中心距齿宽b＝惰轮齿宽小齿轮齿宽大齿轮齿宽5）齿根弯曲疲劳强度校核计算齿形系数查图8－67得小轮惰轮大轮应力修正系数查图8－68得小轮惰轮大轮重合度系数端面重合度齿顶圆压力角小轮惰轮大轮许用弯曲应力[]由式（8－71）弯曲疲劳应力弯曲寿命系数尺寸系数安全系数故齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算弹性系数由表8-22查取节点影响系数由图8-64查取重合度系数由图8-65查取,许用接触应力接触疲劳极限应力由图8-69查取安全系数由表8-27查取按较高可靠度选取寿命系数由图8-70查取硬化系数则有齿面接触强度足够。（2）第二对齿轮传动设计（参考文献[3]）1）选择齿轮材料:查表8－17大小齿轮均选用20CrMnTi渗碳淬火HRC＝56～622)按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度参考表8－14、8－15选取Ⅱ公差组7级齿轮模数m由式（8－68）得齿宽系数查表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.36小轮齿数取大轮齿数圆整取齿数比传动误差小轮转矩载荷系数由式（8－54）得使用系数查图8－20较大冲击动载荷系数查图8－57得初值齿向载荷分布系数查图8－60得齿间载荷分配系数由式（8－55）及＝0得查表8－21并插值得则载荷系数初值齿形系数查图8－67得应力修正系数查图8－68得重合度系数许用弯曲疲劳应力弯曲疲劳极限应力查图8－72得寿命系数应力循环次数查图8－73得尺寸系数查图8－74得安全系数查表8－27取较高可靠度则故m的设计初值为所以取m＝7即可小轮分度圆直径圆周速度与估取9很相近，对取值影响不大，不必修正。大轮分度圆直径中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽3）变位系数的选择：（参考文献[6]第四卷）选择齿根及齿面承载能力较高区的P线按初选取变位后齿轮中心距取定计算出总变位系数在图32.1－5中找和决定的点，由此点按L的射线方向引一辅助射线，在此射线上按，取，。取齿高变动系数4）主要几何尺寸计算模数齿数比分度圆直径节圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径5）齿根弯曲疲劳强度校核计算齿形系数查图8－67得小轮大轮应力修正系数查图8－68得小轮大轮重合度系数＝0.25＋0.75/端面重合度＝齿顶圆压力角小轮大轮1.4许用弯曲应力[]由式（8－71）弯曲疲劳应力弯曲寿命系数尺寸系数安全系数齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算弹性系数由表8-22查取节点影响系数由图8-64查取重合度系数由图8-65查取许用接触应力接触疲劳极限应力由图8-69查取安全系数由表8-27查取按较高可靠度选取寿命系数由图8-70查取硬化系数则有齿面接触强度足够。（3）第三对齿轮传动设计（参考文献[3]）1）选择齿轮材料:查表8－17大小齿轮均选用20CrMnTi渗碳淬火HRC＝56～62。2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按ν＝（0.013～0.022）n估取圆周速度ν＝5.63m/s参考表8－14，8－15选取Ⅱ公差组7级齿轮模数m由式（8－68）得齿宽系数查表8－23按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.5小轮齿数取大轮齿数圆整取齿数比传动误差误差在范围内小轮转矩载荷系数K由式（8－54）得使用系数查表8－20得动载荷系数查图8－57得齿向载荷分布系数K查图8－60得齿间载荷分配系数由式（8－55）及＝0得查表8－21并插值得则载荷系数初值齿形系数查图8－67得应力修正系数查图8－68得重合度系数许用弯曲疲劳应力弯曲疲劳极限应力查图8－72得寿命系数应力循环次数查图8－73得尺寸系数查图8－74得安全系数查表8－27取较高可靠度则故m的设计初值为取m＝8小轮分度圆直径圆周速度与估取5.63很相近，对取值影响不大，不必修正。大轮分度圆直径中间惰轮取惰轮分度圆直径齿宽取惰轮齿宽大轮齿宽小轮齿宽3）齿轮变位系数的选择计算（参考文献[6]第四卷）和变位系数选择齿根及齿面承载能力较高区的P线按初选取变位后齿轮中心距查表32.1－17取定计算出总变位系数在图32.1－5中找和决定的点由此点按L的射线方向引一辅助射线，在此射线上按，取，和变位系数已知和中心距4）主要几何尺寸计算模数齿数比分度圆直径节圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径5）齿根弯曲疲劳强度校核计算齿形系数查图8－67得小轮惰轮大轮应力修正系数查图8－68得小轮＝1.56惰轮＝1.64大轮＝1.67重合度系数＝0.25＋0.75/端面重合度＝齿顶圆压力角小轮惰轮大轮许用弯曲应力[]由式（8－71）弯曲疲劳应力弯曲寿命系数尺寸系数安全系数齿根弯曲强度足够。6）齿面接触疲劳强度校核计算弹性系数由表8-22查取节点影响系数由图8-64查取重合度系数由图8-65查取,许用接触应力接触疲劳极限应力由图8-69查取安全系数由表8-27查取按较高可靠度选取寿命系数由图8-70查取硬化系数则有齿面接触强度足够3.3轴的设计计算与校核（参考文献[4]）3.3.1截一轴设计计算与轴承选型截一轴与截二轴结构相同，因截二轴传递功率大，所以设计截二轴后截一轴选择相同的参数就行。截二轴输入转速，传递功率，设计为空心轴，中间为内花键，与扭矩轴的外花键联结，用来传递扭矩，轴的两肩对称的布置两个支撑轴承。由于第一级传动中的小齿轮尺寸比较小，因此截二轴设计成齿轮轴。（1）求输出轴上的转矩（2）求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮节圆直径为圆周力径向力（3）确定轴的最小直径轴材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。初估轴的最小直径，A为考虑了弯矩影响的设计参数，查表4－2取A＝105，为轴的内外径之比，通常取，取，可得考虑到工作条件比较恶劣，将轴径加大，取最小轴径为70mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示截二轴结构图2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1取最小轴径,,此段主要用来安装唇形密封圈和轴承端盖,取长度。轴段2主要用于安装轴承，，根据轴径选取圆柱滚子轴承NJ2216,尺寸为，因此该轴段长度轴段3为齿轮部分，齿轮齿宽为69mm，两端有露出轴径用于轴承轴向定位，取轴肩高度为8.5mm，轴段4主要用于安装轴承，选取圆柱滚子轴承NJ218E，尺寸，，孔的内径的确定：渐开线花键分度圆直径取，模数，齿数，为便于花键加工，两端孔径应稍大，因此取花键两端直径为，最左边一段主要用于挡圈定位扭转轴的定位孔，取直径为。孔的长度确定：首先确定花键的长度，由花键的强度校核公式得：其中：为载荷分布不均匀系数，取；Z为花键齿数；h为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键；为花键半径，对于渐开线花键（为花键分度圆直径）；花键齿面经过热处理，取许用挤压应力。所以，由可靠性分析，适当增加键的安全系数，取。最左端孔根据密封块和定位块的长度确定为14mm，第二部分孔的长度根据密封块得长度定为30.5mm，因此最右端孔长度由轴的总长减去前两孔长得63mm。3）轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承的周向定位是采用过盈配合来保证的，因此轴段直径尺寸公差查表得k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸齿轮两端圆角取为5mm，安装轴承处轴肩圆角根据手册查取2mm，轴段倒角取。（5）轴的强度校核1）求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下图所示，截二轴计算简图从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的的数值如下：支反力水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得则，即97.2～108，取轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（6）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上最大，但应力集中不大，而且这里轴径最大，故截面B不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，轴段2轴肩处应力集中严重，分析可知轴段2轴肩处为危险截面。2）计算危险截面应力截面弯矩M为截面上的扭矩为抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅弯曲平均应力扭转剪应力的应力幅于平均应力相等，即3）确定影响系数轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得，轴肩圆角处的有效应力集中系数。根据，由表4－5经插值后得，。尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图、表面质量系数、根据和表面加工方法为磨削，查图得材料弯曲、扭转的特性系数、取、由上面结果可得查表中的许用安全系数值，可知该轴安全（7）轴承寿命计算－轴承内外圈的相对转速，；－当量动载荷，N；－轴承额定载荷，；－温度系数，；－载荷系数，；－寿命指数，3.3.2惰一轴和堕二轴设计计算与轴承选型惰一轴与堕二轴结构尺寸相同，设计堕二轴后堕一轴选择相同尺寸就行，设计输入转速，传递功率，该轴两端固定，中间安装轴承。（1）求输出轴上的转矩（2）求作用在齿轮上的力齿轮节圆直径圆周力径向力由截二轴计算中可知，惰二轴与截二轴之间的力大小相等，方向相反。圆周力径向力（3）确定轴的最小直径轴的材料为45钢，调质处理。取，可得取最小直径为。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图下图所示，从右到左分别为轴端1，2，3。惰二轴结构图2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1取最小轴径，主要用于固定联接，取长度。轴段2主要用于安装两个支撑轴承，取轴肩为，则根据轴径选取调心滚子轴承22216C,尺寸，两轴承之间装有3mm距离套，为了定位轴承，该轴段长度应略小于轴承宽度和轴套长度之和，取缩进，该轴段长度为。轴段3主要用于轴的固定联接，取轴肩为6.5mm，则，。3）轴上零件的轴向定位轴承的周向定位采用过盈配合，轴段直径尺寸公差取k6。4）确定轴上圆角和倒角的尺寸轴端倒角为，安装轴承处圆角半径为3mm。（5）轴的强度校核1）求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，根据轴的计算简图画出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图如图所示。从轴的结构图和当量弯矩图可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的、、、及的数值如下。惰二轴的计算简图支反力水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩当量弯矩2）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查表得，则，即58～65,取，轴的计算应力为由计算结果可知，该轴满足强度要求。（6）轴承寿命计算－轴承内外圈的相对转速，；－当量动载荷，N；－轴承额定载荷，；－温度系数，；－载荷系数，；－寿命指数，3.3.3截三轴设计计算及轴承选型截三轴输入功率，输入转速，因为截三轴部分要装离合器，所以将截三轴分为两部分，而且两部分都做成空心轴，其中第一段轴通过外花键与齿轮配合，第二段做成空心齿轮轴（1）求输出轴上的转矩（2）求作用在齿轮上的力齿轮的节圆直径为圆周力径向力齿轮的节圆直径为圆周力径向力（3）确定轴的最小直径轴材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。初估轴的最小直径，A为考虑了弯矩影响的设计参数，查表4－2取A＝105，为轴的内外径之比，通常取，取，可得，考虑到中间扭矩轴的尺寸最小直径取100mm。（4）轴的结构设计①截三轴上第一段轴的设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示，从右往左分别为轴段1,2,3.截三轴第一段轴结构图2）按轴向定位要求确定各轴段的直径和长度轴段1取最小轴径，用于安装支撑轴承和定位块，选轴承型号为圆柱滚子轴承NJ220E，主要尺寸为，定位块宽为14mm，因此取长度。轴段2加工为渐开线花键，传递扭矩，花键模数为5mm的30°平齿渐开线花键，分度圆直径，花键齿数为22，花键长度取。轴段3和第一段轴尺寸一样，，。轴承型号与第一段轴相同孔的内径的确定：根据内花键渐开线花键分度圆直径取，模数，齿数，为便于花键加工，两端孔径应稍大，因此取花键两端直径为。孔的长度确定：首先确定花键的长度，由花键的强度校核公式得：其中：为载荷分布不均匀系数，取；Z为花键齿数；h为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键；为花键半径，对于渐开线花键（为花键分度圆直径）；花键齿面经过热处理，取许用挤压应力。所以，由可靠性分析，适当增加键的安全系数，取。剩下两段根绝整体结构确定花键左端孔为36.5，右端孔长为47.53）轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承与轴的轴向定位采用过盈配合保证，因此轴段直径尺寸公差取为k6。为了保证花键的啮合，选取花键的配合为6H/6d。另外为了保证齿轮与轴的良好对中性，取齿轮与轴的配合为H7/f6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角取。5）轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如图所示。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的、、、和的数值如下：截三轴第一段轴的计算简图支反力水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得则，即97.2～108，取轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。6）轴承寿命计算－轴承内外圈的相对转速，；－当量动载荷，N；－轴承额定载荷，；－温度系数，；－载荷系数，；－寿命指数，②截三轴上第一段轴的设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示，从左往右分别为轴段1,2,3.截三轴第二段轴结构图2）按轴向定位要求确定各轴段的直径和长度轴段1取最小轴径，用于安装支撑轴承和定位块，选轴承型号为圆柱滚子轴承NJ220E，主要尺寸为，因此取长度。轴段2加工为齿轮轴，齿宽为68mm，两端给轴承定位，轴肩高为5mm，宽为7mm,所以此段长度为82mm。轴段3此段安装轴承，轴承型号为圆柱滚子轴承NJ226E，主要尺寸为，，40mm孔的内径的确定：根据内花键渐开线花键分度圆直径取，模数，齿数，为便于花键加工，两端孔径应稍大，因此取花键两端直径为。孔的长度确定：首先确定花键的长度，由花键的强度校核公式得：其中：为载荷分布不均匀系数，取；Z为花键齿数；h为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键；为花键半径，对于渐开线花键（为花键分度圆直径）；花键齿面经过热处理，取许用挤压应力。所以，由可靠性分析，适当增加键的安全系数，取。剩下两段根绝整体结构确定花键左端孔为41，右端孔长为453）轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承与轴的轴向定位采用过盈配合保证，因此轴段直径尺寸公差取为k6。为了保证花键的啮合，选取花键的配合为6H/6d。另外为了保证齿轮与轴的良好对中性，取齿轮与轴的配合为H7/f6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角取。5）轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如图所示。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的、、、和的数值如下：截三轴第二段轴的计算简图支反力水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表查得则，即97.2～108，取轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。6）轴承寿命计算－轴承内外圈的相对转速，；－当量动载荷，N；－轴承额定载荷，；－温度系数，；－载荷系数，；－寿命指数，3.3.4截四轴设计计算及轴承选型截四轴输入功率，输入转速，设计为实心轴，有一段通过外花键与齿轮联接，传递扭矩，轴的两端非对称布置两个支撑轴承。轴上有两个齿轮和，由于尺寸较小，因此截三轴设计成齿轮轴。，在此仅确定轴的结构和尺寸，而轴的校核和轴承寿命计算在说明书以外进行。（1）求轴的转矩（2）确定轴的最小直径选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。初估轴的最小直径，A为考虑了弯矩影响的设计参数查表4－2取A＝105，可得，取最小轴径为85mm。（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度从左往右依次为轴段1,2,3,4,5,6,7。轴段1取轴的最小值，此段主要安装支撑轴承，选择圆柱滚子轴承NJ317E，主要尺寸为，因此。轴段2定位轴承，取，。轴段3加工为齿轮，齿轮宽为截四轴的结构图轴段4根据整体结构选取，取。轴段5加工成渐开线花键退刀槽，，。轴段6加工成渐开线花键，传递扭矩。花键模数为3mm的平齿渐开线花键，分度圆直径为，花键齿数为38，花键长度取。轴段7此段主要安装支撑轴承和定位块，定位块宽11mm,选择调心滚子轴承22220C，主要尺寸为，因此，。3）轴上零件的周向定位轴承的周向定位采用过盈配合来保证，因此轴段直径尺寸公差取为k6；花键配合为6d。为了保证齿轮的啮合和与轴的良好对中性，取齿轮与轴的配合为H7/f6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见零件图.3.3.5惰三轴设计计算及轴承选型输入转速，传递功率为，该轴两端固定联接，中间安装支撑轴承。（1）求输出轴上的转矩（2）确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。初估轴的最小直径，取，可得，取最小轴径为65mm。（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示，从右边往左边分别是轴1,2,3。2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1此段主要用于固定联接，取最小轴径，；轴段2主要用于安装支撑轴承，取，根据轴径选取调心滚子轴承21318C，主要尺寸为，两轴承间加一距离套用于轴承轴向定位，取；轴段3主要用于轴的固定联接，取轴肩高度为5mm，因此，取。3）轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承的周向定位是采用过渡配合来保证的，因此轴段的直径尺寸公差取为j6。4）确定轴上的圆角和倒角各轴肩处的圆角半径见图3－10，轴端倒角取。惰三轴结构图3.3.6截五轴的设计计算该轴一端与第三级齿轮传动的大齿轮通过渐开线花键联接，另一端为行星传动的太阳轮，由于行星机构的均载设计，所受的力形成一个封闭环，所以截四轴主要受花键啮合所产生的转矩。输入转速，输入功率，传递转矩为。该轴材料为18Cr2Ni4WA,，许用应力，，取，截四轴设计为空心轴，空心部分装入喷雾系统水管。因此取空心轴内外直径之比，因此估算轴的最小直径：该轴承受较大的转矩，因此适当加大轴的安全系数，增加轴的直径，取。轴的结构如图3－11所示。图3－11截四轴结构图轴段1第一段不承受扭矩，取轴径，；轴段2加工成渐开线花键，传递扭矩。花键为模数为4mm，齿数为19，压力角为的平齿根渐开线花键，花键分度圆直径，有效长度长度；轴段3取直径，考虑零件的安装，取长度；轴段4加工成太阳轮，尺寸由由行星机构设计得到3.4行星减速机构设计计算（参考文献[11]）输入功率P＝153.85KW,输入转速，输出转速。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：材料为18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为58～62HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮行星轮（对称载荷）齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为7级。内齿圈：材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS。试验齿轮齿面接触疲劳极限试验齿轮齿根弯曲疲劳极限齿形的终加工为插齿，精度为7级。3.4.2确定各主要参数（1）传动比（2）行星轮数目由表4－1确定为（3）载荷不均衡系数采用太阳轮浮动的均载机构，取（4）配齿计算：根据齿轮强度、传送平稳性查表3-2试定太阳轮由传动比条件：内齿圈齿数由装配条件：＝整数行星轮齿数由于为偶数，可取齿数修正量则有实际传动比：传动比误差为0.0004综上取，，。（5）齿轮模数和中心距首先确定太阳轮分度圆直径根据公式（6-49）式中－齿数比为；－使用系数查表6-7取1.75；－算式系数为768；－综合系数查表6-5为2.0；－太阳轮中每个齿的名义转矩－齿宽系数取1.0；模数取则取100mm（6）计算变位系数1）传动按选择齿根及齿面承载能力都较高的线，圆整取变位系数分配找出和决定的点，由此点按L射线的方向引一辅助射线，在此射线上按、选定、。2）传动和3.4.3主要几何尺寸计算分度圆直径节圆直径，齿顶圆直径齿根圆直径3.4.4啮合度验算（1）传动端面重合度顶圆齿形曲率半径太阳轮行星轮端面啮合长度直齿轮则端面重合度（2）端面重合度顶圆齿形曲率半径行星轮由上面计算得内齿轮端面啮合长度端面重合度3.4.5齿轮强度校核（1）传动太阳轮与行星轮的校核方法类似，因此在此只校核太阳轮，而行星轮的校核在说明书以外进行。1）确定计算负荷名义载荷名义圆周力2）应力循环次数式中－太阳轮相对于行星架的转速；－寿命期内要求传动的总运转时间。3）确定强度计算中的各种系数使用系数查表5－6得动负荷系数因和可根据圆周速度由图查得（6级精度）：齿向载荷分布系数式中：－计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图查得（）；－计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图查得1.4（.7）；－计算接触强度时的跑合影响系数，由图查得（，）；－计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图查得（，）；－与均载系数有关的系数，；－与均载系数有关的系数，。则齿间载荷分布系数及因，精度6级，硬齿面直齿轮，查表得：节点区域系数式中：直齿轮－端面节圆啮合角直齿轮－端面压力角直齿轮弹性系数查表得（钢－钢）载荷作用齿顶时的齿形系数根据和由图表查得载荷作用齿顶时的应力修正系数由图表查得重合度系数、螺旋角系数、4）齿数比5）计算接触应力的基本值6）接触应力7）弯曲应力的基本值8）齿根弯曲应力9）确定计算许用接触应力时的各种系数寿命系数因，由图得润滑系数因和由图查得速度系数因和由图查得粗糙度系数因和齿面由图查得工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面由图查得尺寸系数由图查得10）许用接触应力接触强度安全系数11）确定计算许用弯曲应力的各种参数试验齿轮的应力修正系数寿命系数因，查图相对齿根圆角敏感系数由，查图得齿根表面状态系数尺寸系数12）许用弯曲应力13）弯曲强度安全系数（2）g-b传动（以下仅内外齿圈进行校核）1）确定计算负荷名义转矩名义圆周力2）应力循环次数式中：－内齿圈相对于行星架的转速（r/min），为71.36r/min；－寿命期内要求传动的总运转时间。3）确定强度计算中的各种系数使用系数动负荷系数因和可根据圆周速度由图查得（7级精度）：齿向载荷分布系数式中：－计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图查得（）；－计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图查得1.4（.7）；－计算接触强度时的跑合影响系数，由图查得（，）；－计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图查得（，）；－与均载系数有关的系数，；－与均载系数有关的系数，。则齿间载荷分布系数及因，精度7级，硬齿面直齿轮，查表得：节点区域系数式中：直齿轮－端面节圆啮合角直齿轮－端面压力角直齿轮弹性系数查表得（钢－钢）载荷作用齿顶时的齿形系数根据和由图表查得载荷作用齿顶时的应力修正系数由图表查得重合度系数、螺旋角系数、4）齿数比5）计算接触应力的基本值6）接触应力7）弯曲应力的基本值8）齿根弯曲应力9）确定计算许用接触应力时的各种系数寿命系数因，由图得润滑系数因和由图查得速度系数因和由图查得粗糙度系数因和齿面由图查得工作硬化系数因内齿轮齿面硬度为280HBS尺寸系数由图查得10）许用接触应力接触强度安全系数11）确定计算许用弯曲应力的各种参数试验齿轮的应力修正系数寿命系数因，查图相对齿根圆角敏感系数由查图得齿根表面状态系数尺寸系数12）许用弯曲应力13）弯曲强度安全系数4提高采煤机轴承使用寿命的措施轴承是采煤机重要的基础元部件，其作用是支承传动轴和轴上零件，使轴保持在确定的工作位置，保证轴的旋转精度并减小轴与轴承之间的摩擦及磨损。轴承的可靠性和使用寿命对采煤机正常工作影响很大。近年来，采煤机使用中，由于轴承失效引起的机械传动系统故障增多，甚至由于轴承的早期损坏造成减速箱内齿轮打牙，轴卡死，迫使采煤机解体上井检修，给生产带来严重损失。因此，如何提高轴承的使用寿命已成为采煤机工作可靠性和实现综采工作面高产、高效急需解决的一个问题。提高采煤机轴承使用寿命的若干措施如下：（1）改进轴提高计寿命采煤机轴承的一般设计寿命都低于5000h(齿轮设计寿命)，有的只有1000～2000h，而国外则高达10000～20000h，可见差距之大。在采煤机设计时，对重要轴承可用进口产品，一般应优先采用改进后的加强型的轴承。如，圆柱滚子轴承，用E型比原先增大滚子直径、长度和数量以及采用对数母线变曲率凸度滚子，实现沿滚子轴向接触应力合理分布。这些措施使轴承额定动负荷比旧轴承平均提高40%～50%，轴承计算寿命相应提高2.1～2.9倍(如4261oE比42610额定动负荷约提高37%，计算寿命提高1.8倍)。又如，调心滚子轴承用对称型取代非对称型，改内圈中挡边为活动，从而改善滚子引导和应力分布及滚子与内外滚道的吻合率，使额定动负荷能力平均提高25%-40%，计算寿命提高1.1～2.1倍(如55610比361。额定动负荷约提高30%，计算寿命提高1.4倍)。（2）摇臂支承采用专用的滑动轴承采煤机调高时，摇臂回转速度很慢，但要承受很大径向和轴向冲击载荷。一般采煤机多用调心滚子轴承和短圆柱滚子轴承，使用中发现轴承早期损坏，造成机壳变形，滚子散落进入机壳，将齿轮挤坏。目前解决办法是采用向心关节球轴承和三层复合材料制成的滑动轴承。（3）研制矿用重载轴承轴承用高碳铬锰轴承钢材料，经整体淬火处理，表面硬度高，，要求HRC60～64。但对缺口敏感，在应力集中处受冲击载荷易发生疲劳裂纹。如用低碳合金钢(如，17CrNIMo6，20CrZNi4A，等)渗碳、悴火，表面硬度也可达HRC58～62，心部硬度约达HRC46左右。这种轴承既能耐磨损，有足够的表面强度;又有高的心部强度、韧性。因而，能抗冲击，适用于制造大型滚子轴承。对于采煤机滚筒轴和摇臂轴轴承采用这种新材料、新工艺可大大提高其抗冲击性能，从而延长了使用寿命。为了进一步提高现有轴承的承截能力，可用真空脱气钢和电渣重熔钢取代常用的电炉轴承钢，使钢材中偏析、夹渣、硫化物及氢、氧含量减小，组织和硬度均匀，改善了塑性、韧性，从而提高了疲劳强度(见表4-6)。表4-6材质动负荷能力提高率（%）调心滚子轴承圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承真空脱气钢151010电渣重熔钢20-506020-50（4）改进轴承的润滑和密封轴承工作时，滚动体与滚道，保持架和内外圈及滚动体都有摩擦，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，从而延长轴承寿命。采煤机轴承润滑用油，一般为N220，N32。极压工业齿轮油，多采用油池飞溅或飞溅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，轴承润滑不良，甚至缺油使表面过热烧伤。目前解决采煤机主要部位密封的措施有:1)高速轴油封通过改进密封材料、结构，以提高其使用寿命；2)摇臂回转轴承用油脂(2*锉基脂)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)采用端面浮动油封。通过0形圈弹性变形产生端面比压，使二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(2m/s以下)、有煤粉泥浆条件下的轴承密封。（5）严格订货验收、确保轴承制造质量轴承本身的质量是影响其安装性能和使用寿命的重要因素。如，有的轴承内外径尺寸超差不能与轴和壳孔正确的配合，有的轴承游隙过大，安装后径向、轴向窜动量大。也还发现轴承材料有偏析、夹渣，硬度低，组织不合格，有微裂纹等缺陷，造成轴承过早损坏。当前国内轴承厂家繁多，质量相差大而且不稳定。因此，在订货时要选好厂家，通过严格验收并进行质量跟踪和检测，以保证轴承的质量要求。（6）提高轴承组件的制造和安装质量既使轴承本身精度高，质量优，但由于其组件的制造和安装误差及间隙调整不当，仍会使轴运转不平稳，产生附加载荷，影响轴承的正常使用。1)安装轴承的轴和壳孔直径超差，改变了轴承正确的配合要求。过盈量大，使径向间隙变小，内圈产生拉一应力。负过盈(间隙)，使径向游隙变大，组件刚性降低并引起套圈滑动。2)壳体孔椭圆形或锥形误差，使套圈滚道变形。当滚动体通过时，滚道小直径区内经受压力显著增大。因而引起这一区域内滚道表面过早磨损和疲劳破坏。3)轴和壳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。对调心滚子轴承，不同轴度误差可以通过调心性能得以补偿(调整角0.5度～2度)。对圈柱滚子轴承，滚子轴承容许偏角小(2′～4′)，对轴和壳孔同轴度要求高。4)轴承安装中，必须调整轴向间隙达到设计要求。特别对圆柱滚子轴承，如轴向间隙小，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。采煤机各传动箱装后都要进行空车跑合和加载试运转，检查温升、运转噪音及空载功率，以考核齿轮和轴承安装质量。(7)加强轴承使用中的维护和保养良好的维护和保养，可使轴承处于最佳工作状况，有利轴承寿命的提高。采煤机用轴承在安装前的储运中要保持完好的包装，不受碰撞并防止浸水而生锈。在使用中，要特别注意润滑油量和油质。具体要求做到:1）要经常检查油位，加足油；2)要避免不同型号油混用；3)扫盖和加油时，要防止煤尘，水等杂质进入，以防油质破坏，加剧摩擦面的磨粒磨损和锈蚀。如发现油脏，应及时放油并进行清洗再加新油。在机器运转一定时间，出现异常噪音、振动，这往往是由于螺栓（母）松动或轴承本身磨损引起轴承间隙加大，而使轴和齿轮发生轴向窜动或撞击，要及时扭紧螺栓（母）和重新调整间隙。使用轴承故障检查仪，可测出撞击大小程度、磨损和润滑状况，加强对轴承工作的监视，有助于及时并准确判断和处理故障。5采煤机的使用和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。5.1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,行星机构和其他传动部分要分开润滑。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。5.2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。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。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。5.3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。5.4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。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：截齿是否齐全完好，牢固可靠。各把手按钮是否齐全，灵活可靠。油位是否符合要求。不足时添加。各紧固螺栓要齐全，不松动。电缆、水管、油管是否损坏及泄露。运输机是否铺设平直。拖缆架是否卡挂。供水是否正常，否则不得开机。滚筒前后两米以内不得站人。试运转中注意事项：各部分运转声音及发热是否正常。结合面、出轴处、盖、管路等有无渗漏。压力表指示是否正常，指针有无不正常抖动。各运转部件及整机有无震动与抖动。调高及牵引是否正常。操作顺序：送电、磁力启动器合闸。合上隔离开关。合上截割部离合器。发信号给工作面运输司机并解锁、使运输机启动。给水冷却喷雾。分别启动电机使滚筒正常运转。调采高到合适的高度。选择牵引方向并慢慢调速到合适的速度。机器运转时注意事项：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。严禁滚筒在不运转情况下牵引或调高。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。注意顶板支护情况，人员位置，确保生产及人身安全。停机顺序：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。停止电动机、停止运输机。停水。拉开截割部离合器。拉开隔离开关。5.5机器的维护与检修日检：在日常使用中，应及时维护检修以下各项：电机、磁力启动器、电控箱、电缆等电气部分运行是否正常。接地是否正常，拖缆架装置是否完好。机器温升、躁声、传动件、各手把、压力表等是否完好正常。连接及紧固件是否松动、开焊、脱位等。特别是齿轨组连接是否牢固，齿轨的柱销是否开焊。各水、油管路、接头、法兰、结合面、出轴处等是否有渗漏，各油位油面是否正常，各润滑点是否按规定注油。各过滤器是否堵塞。截齿磨损及丢失情况，及时更换磨损严重着和补装丢失，驱动轮和齿轨轮的润滑情况。喷雾喷嘴是否畅通。应特别注意保护液压油箱内腔清洁，注意传动油不被污染、弄脏，定期更换精滤芯和油液。月检：除按日常检查项目进行外，还包括打开大盖，检查所有机件，查看运转件磨损情况，应特别注意仔细检查：各液压件及管路、接头漏损情况，但检查前必须采取有效措施，防止煤尘及污物进入油池。否则不准打开盖板。季检：除按日常及月检项目进行外，还包括易损件，换油，检查各传动间隙，磨损情况。电机绝缘情况等。采完一个工作面后应整机升井大修。结论经过开学来几个月的忙碌，我的毕业设计已接近尾声。在这几个月中为了做好毕业设计，经历了查阅资料、拟定方案、外出实习、开始设计等不