厚煤层采煤机截割部设计

1绪论1.1前言我国是产煤大国，煤炭也是我国目前最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质保证。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金巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。20世纪70年代我国主要靠进口采煤机来满足生产需要，现今，国产采煤机几乎占领我国的整个采煤机市场。依靠科技进步，推进技术创新，开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技发展的主攻方向，我国的采煤机现在已经进入了自主研发，标准化，系列化阶段。1.2采煤机械概述1.2.1采煤机械化的发展机械化采煤开始于二十世纪40年代，是随着采煤机械的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，德国生产了刨煤机，使工作面落煤、装煤实现了机械化。但当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以限制了采煤机生产率的提高。50年代初期，英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化技术的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调高，因而限制了采煤机的适用范围，我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机。60年代是世界综采技术的发展时期，第二代采煤机——单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整问题，扩大了采煤机的适用范围，特别是1964年第三代采煤机——双摇臂滚筒采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口的问题，再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等，把综采技术推向了一个新水平，并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性——高产、高效、安全和经济。进入70年代，综采机械化得到了进一步的发展和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为750~1000kW，生产率达1500t/h的输送机，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国外于1976年出现的第一台电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的适用范围。80年代，德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机，同时把计算机控制系统用在采煤机上。并且开始重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点。目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标就是采煤机械化程度和综采机械化程度。采煤机械化今后的发展方向是：不断完善各类型采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并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、标准化和通用户；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。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区五个工序，按照这些工序的机械化程度不同，目前有普通机械化采煤即普采、高档普采和综合机械化采煤三种机械化采煤类型。普采一般是用单滚筒采煤机和刨煤机的截齿落煤，借助滚筒的螺旋叶片或煤刨的斜面将碎落的煤炭退运并装入刮板输送机，再由刮板输送机将煤炭运出工作面。工作面顶板是利用金属摩擦支柱和金属铰接顶梁来支护和管理的。高档普采是用功率较大的采煤机或刨煤机落煤、装煤，用运输量和功率较大的刮板输送机运煤，顶板支护和管理则用单体液压支柱和金属铰接顶梁连接。综合机械化采煤是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。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，可以分为：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，所以使用很广泛。滚筒采煤机的组成如图1-1所示。现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置。结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递，结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便。采煤机的牵引部分也采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故，工作更安全。图1-1双滚筒采煤机1—电动机；2—牵引部；3—牵引链；4—截割部减速箱；5—摇臂；6—滚筒；7—弧形挡煤板；8—底托架；9—滑靴；10—调高油缸；11—调斜油缸；12—拖缆装置；13—电气控制箱1.3.2滚筒采煤机的工作原理第四代采煤机研发成功后，现代采煤机基本上都传承了他们的特点。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、液压系统和机械传动系统于一身的复杂系统。现代的采煤机基本上都取消了底托架，全部采用双滚筒结构。双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶煤，后滚筒割底部煤并清理浮煤。（双滚筒采煤机的工作原理如图1-2所示）因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采法称为双向采煤法。必须指出的是，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应；对顺时针旋转（人站在采空侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象的归结为“左转左旋，右转右旋”，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。双滚筒采煤机具有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种：1）端部斜切法利用采煤机在工作面两端约25~30m的范围内斜切进刀的方式称端部斜切进刀法；2）中部斜切法采煤机在工作面中部斜切进入煤壁的进刀方式称为中部斜切法。图1-2双滚筒采煤机工作原理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、层厚变动大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等每层条件，采煤机都能适应；2）调高方便，面开切口；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）滚筒式采煤机正在向标准化、系列化、通用化发展。但是采煤机也有其缺点：结构复杂，价格昂贵；割落的煤的块度小，粉尘含量多，破碎单位体积煤的能量消耗大。1.4大功率采煤机的现状与发展综合机械化采煤的关键设备是采煤机，采煤要实现日产万吨，非大功率、低故障率的综采煤机不可。1.4.1国产大功率综采采煤机使用过程中暴露出来的质量问题1.采煤机的液压元件质量不稳定，使用寿命短。目前，国内各大矿区使用的采煤机大部分是液压牵引采煤机，而各大矿务局每年都要更换数百台的主泵和液压马达，耗资两百多万元，其中国产的占90%。2.采煤机漏油。液压牵引采煤机漏油是国产采煤机尚未解决的难题。采煤机漏油首先增加了油耗，加大了成本，漏油无法回收又造成了火灾隐患。漏油部位主要表现在高速轴部位、低速轴部位、牵引马达部位。3.滚筒、齿座、截齿方面的问题。国产滚筒使用寿命短、质量差，进口滚筒可采50~70万t煤，而国产滚筒一般采到18万t左右就得更换；齿座主要是焊缝开裂；截齿主要是齿柄弯曲，合金钢脱落或崩裂、齿牙磨损。1.4.2目前国产大功率综采采煤机与引进设备的差距1.装机功率小，工作能力差。目前我国采煤机最大装机功率为2215kW(2007)，而国外达到了2390kW（2007），差距为93%，落后约4年。2.国产大功率采煤机在截高、故障诊断状态检测、变频器方面分别落后国外同类型产品4年、8年和7年。3.效益低下。采煤过程是一个由采煤机为龙头，支护、输送、通风等相互协调统一的大系统，由于种种原因需要经常对采煤机更换机件或揭盖维修，都将影响机组的正常运转和煤炭生产，维护费用增加，生产效益下降。1.4.3国产大功率采煤机研究方向随着国际采煤自动化程度的快速发展，未来开发的大功率采煤机一定是高可靠性、高自动化、具有很强适应性、能远程控制的产品。根据我国煤炭生产远景规划及采煤机技术发展趋势，国产大功率采煤机的主要研究方向为：1）满足整机2000万t寿命的总体技术及高强度长寿命壳体的研究。足600万t大修、1000万t寿命的机械传动系统的研究。2）长寿命、可靠性油封技术的研究。3）截割部摇臂及其行星轮齿轮减速器的开发研究。4）高可靠性、高性能、抗干扰、抗热效应、拥有远程实时操作的嵌入式矿用计算机控制系统的研究。5）开发工作面远距离无线高速信号传输装置，解决采煤机工作影像高可靠度实时传输的研究。大功率电牵引采煤机具相对于其他采煤机械来说具有结构简单、操作方便、安全可靠、故障率低、维护方便、原部件使用寿命长、控制灵敏、监控保护等功能完善和经济效益好等优点。因此我们必须研制开发具有自主知识产权的电牵引采煤机，对相关项目进行攻关研发。2MG750/1815-WD型电牵引采煤机2.1概述MG750/1815-WD型电牵引采煤机，是一种多电机驱动，电机横向布置，交流变频调速无链双驱动大型电牵引采煤机。总装机功率1815kW，截割功率2×750kW，牵引功率2×90kW，调高电机功率为35kW，破碎电机功率为100kW适用于采高3.5~5.0m，煤层倾角≤15°的厚煤层综采工作面，要求煤层顶板中等稳定，底板起伏不大，不过于松软，煤质中硬或中硬以上，也能截割一定的矸石夹层。工作面长度以150~200m为宜。该采煤机与相应的液压支架，各种型号工作面运输机配套，实现综合机械化采煤。2.2采煤机型号的组成及意义MG750/1815－WD电牵引无链装机总功率（kW）截割电机功率（kW）滚筒式采煤机2.3使用环境条件该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程的要求，可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过《煤矿安全规程》中所规定的安全含量的矿井中使用，并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40℃，空气湿度不大于95%(在+253厚煤层采煤机截割部的设计3.1截割部概述截割机构由左右摇臂、左右滚筒组成，其主要功能是完成采煤工作面的落煤，向工作面运输机装煤和喷雾降尘。左、右摇臂完全相同，摇臂内横向安装一台750kW截割电机，其动力通过二级直齿轮减速和两级行星齿轮减速传给输出轴方法兰驱动滚筒旋转。摇臂减速箱设有离合装置、润滑装置、喷雾降尘装置等。摇臂减速箱壳体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接，通过与连接架铰接的调高油缸实现摇臂的升降。其最大的优点是附加一摇臂连接架，从而使摇臂左右通用，同时使铸造和加工的工艺性得以改善。摇臂和滚筒之间采用方榫联接。3.2截割部传动总体方案3.2.1设计总则1）煤矿生产，安全第一。2）面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求。3）贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。4）技术比较先进，在一般设计中进行改进，要求性能和寿命能有显著的提高。3.2.2已知条件1）采高范围2.80~5.0m2）煤层倾角≤15°；3）截割功率750kW；4）滚筒转速26.88r/min；5）滚筒直径2.5m。3.2.3摇臂传动方案的确定参考同类型采煤机摇臂的设计，总体传动方案如图3-1。传动路线经过四级减速，其中含有二级行星齿轮传动，通过直齿轮和行星轮减速实现速度的变化。图3-1摇臂传动系统图3.2.4截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为750kW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。所以选择由抚顺煤矿电机厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型为YBCS—750,1)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额定功率：750kW额定电压：3300V满载电流：105A；额定转速：1485r/min满载效率：0.915绝缘等级：H工作方式：S1接线方式：Y质量：2365kg冷却方式：外壳水冷3.2.5传动比的分配及配齿情况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得，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。总传动比式中n0——电动机满载转速r/min；n——滚筒转速r/min。传动比分配原则：1）各级传动比应在每一级传动所推荐的范围内。一般圆柱直齿传动比一般不大于3~4，行星轮行星减速传动比在2.8~12.5之间。2）两级及两级以上的齿轮传动时，应尽可能使各级从动齿轮的浸油深度相近，以使各级齿轮得到良好的润滑，并减少搅油损失。3）各级传动尺寸要协调、合理。根据以上原则及总传动比的大小，各级传动比暂定为：第一级直齿轮传动比：第二级直齿轮传动比：第一级行星齿轮传动比：第二级行星齿轮传动比：理论总传动比：根据减速箱内空间尺寸的设计，增加摇臂的长度，所以增加了五个惰轮，对整个系统的传动比没有影响。由配齿情况确定各级真实传动比：第一级直齿传动比：第一级直齿传动比第一级行星齿轮传动比：第一级行星齿轮传动比：第二级行星齿轮传动比:实际总传动比：验算总传动比误差：因此该传动比分配合理3.3截割部传动系统齿轮的校核计算3.3.1概述滚筒截割到硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击载荷，而且截割部的工作环境相当差，所以截割部齿轮的校核计算均按照驱动电机的额定全功率算。3.3.2第一级直齿轮传动设计校核计算Z1和Z3使用的都是直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度效核计算过程和计算结果如下：计算及说明计算结果1）选择齿轮材料查参考文献15表8-17两个齿轮都选20CrMnTi渗碳淬火。2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度，参考文献15表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径，由参考文献15式8-64得齿宽系数查文献15表8-23，按齿轮相对轴承为对称布置，取小轮齿数初取=23大轮齿数＝圆整齿数比＝传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数使用系数查文献15表8-20动载荷系数查文献15图8-57齿向载荷分布系数查文献15图8-60齿间载荷分配系数查文献15表8-21则载荷系数的初值弹性系数查文献15表8-22节点影响系数查文献15图8-64（）重合度系数查文献15图8-65许用接触应力由文献15式8.69＝接触疲劳极限应力查文献15图6-69应力循环次数N由文献15式8-70得查文献15图8-70得接触强度的寿命,（不许有点蚀）接触强度安全系数查文献15表8-27，按较高可靠度查，取故的设计初值齿轮模数m查文献15表8-3，得小齿分度圆直径的参数圆整值＝圆周速度：与估取很相近，对取值影响不大，不必修正＝1.12，小轮分度圆直径惰轮分度圆直径QUOTE中心距齿宽惰轮齿宽小轮齿宽3）齿根弯曲疲劳强度校荷计算由文献15式8-66齿形系数查文献15图8-67小轮惰轮大轮应力修正系数查文献15图8-68小轮惰轮大轮重合度重合度系由数文献15式8-67许用弯曲应力由文献15式8-71弯曲疲劳极限查文献15图8-7弯曲寿命系数查文献15图8-73尺寸系数查文献15图8-74安全系数查文献15表8-214）齿轮几何尺寸计算齿轮变位系数选择计算选择齿根及齿面承载能力高区的线按初选变位后齿轮中心距计算出变位系数选定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HRC56~62=2\*ROMANII公差组6级＝0.5合适＝1.75＝1.12＝1.01＝1.04QUOTE＝1.6齿根弯曲强度足够3.3.3第二级直齿轮传动校核计算惰轮5和齿轮9使用直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度校核如下：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。计算及说明结果1)选择齿轮材料查参考文献15表8-17两个齿轮都选用20CrMnTi，渗碳淬火。许用接触应力由文献15式8-69得＝接触疲劳极限应力查文献15图8-69应力循环次数N由文献15式8-70得查文献15图8-70得接触强度得寿命系数,(不许有点蚀)接触强度安全系数按较高可靠度查得，取许用弯曲应力由文献15式8-71弯曲疲劳极限查文献15图8-7弯曲寿命系数查文献15图8-73尺寸系数查文献15图8-74安全系数查文献15表8-212)按已知惰轮2进行计算因为惰轮3至惰轮5都为同一型号惰轮所以惰轮5的参数如下：齿轮9齿数齿数比＝传动比误差误差在范围内惰轮5分度圆直径齿轮9分度圆直径QUOTE圆周速度：参考文献15表8-14，表8-15选取3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算由文献15式8-66载荷系数使用系数查文献15表8-20动载荷系数查文献15图8-57齿向载荷分布系数查文献15图8-60齿间载荷分配系数查文献15表8-21载荷系数的值齿形系数查文献15图8-67小轮惰轮大轮应力修正系数查文献15图8-68小轮惰轮大轮重合度重合度系数故4)齿轮几何尺寸计算齿宽b分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径HRC56~62＝0.96＝1.6合适=2\*ROMANII公差组6级＝1.75＝1.11＝1.08QUOTE8齿根弯曲强度足够3.4截割部第一级行星机构的设计计算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18Cr2Ni4WA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57～61HRC。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MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：试验齿轮的弯曲疲劳极限：齿形的加工为插齿，精度为7级。3.4.2行星机构中主要参数的确定(1)行星机构总传动比i=5.1，采用NGW型行星机构。(2)行星轮数目要根据文献16表2.9-3及传动比i，取。(3)载荷不均衡系数，采用行星架和太阳轮浮动均载机构，取=1.4(4)配齿计算 太阳轮齿数 ，式中取C=42（整数）； 内齿圈齿数； 行星齿轮齿数；(5)齿轮模数m，齿轮模数m的初算公式为式中——实用系数─—算式系数，这对于直齿轮传动——综合系数——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数=1+1.5（-1）=1.6小齿轮齿形系数，在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩：计算模数取标准值则 (6)计算变位系数 1)a-g传动 按和左右的限制条件，由图初选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)g-b传动和3.4.3行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径代入上组公式计算如下：太阳轮:行星轮:内齿轮:太阳轮，齿宽b因为则3.4.4啮合要素验算(1)a-g传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合角—端面节圆啮合直齿轮C.端面重合度(2)g-b端面重合度A.顶圆齿形曲径，由上式计算得行星轮内齿轮B.端面啮合长度gaC.端面重合度3.4.5齿轮强度验算(一)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)确定计算负荷名义转矩名义圆周力(2)应力循环次数式中——太阳轮相对于行星架的转速,(r/min)——寿命期内要求传动的总运转时间(h)(3)确定强度计算中的各种系数A.使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析，取B.动负荷系数因为和可根据圆周速度：和由文献16图6-6，查得6级精度时：C.齿向载荷分布系数由机械设计大典32.1-35表6-8在一般计算中可取D.齿间载荷分布系数由行星齿轮传动设计表6-9E.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F.弹性系数由文献16表2.4-11查得（钢—钢）G.齿形系数根据和，由文献166-22查H.应力修正系数 由文献16图6-24,查得重合度系数J.螺旋角系数因得得(4)齿数,(5)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A.寿命系数因，由文献16图2.4-7,得B.润滑系数因和由文献16图6-17，查得C.速度系数因，由文献16图6-18，查得D.粗糙硬化系数因和由图6-19，查得E.工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以F.尺寸系数由文献16表2.4-15查得(10)许用接触应力(11)接触强度安全系数SH(12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16查图得C.相对齿根圆角敏感系数因,由图2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数，由文献16表2.4-16,得(13)许用弯曲应力(14)弯曲强度安全系数齿轮合格(二)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，计算从略。(1)名义切向力(2)应力循环次数式中——内齿轮相对于行星架的转速131.75r/mim；(3)确定强度计算中的各种系数A．使用系数B.动负荷系数和由文献16查得，（7级精度）C.齿向载荷分布系数机械设计大典32.1-35得 其中取D.齿间载荷分布系数由表6-9查得E.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F.弹性系数由文献16表2.4-11，查得G.齿形系数由文献16图6-23，查得H.应力修正系数由文献16图6-24,查得重合度系数J.螺旋角系数，因得得(4)齿数，(5)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A.寿命系数由文献16图得B.由表6-14得C.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得D.尺寸系数由文献16图查得(10)许用接触应力(11)接触强度安全系数(12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16图2.4-8得C.相对齿根圆角敏感系数由文献16图2.4-20,查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数，由文献16表2.4-16,得(13)许用弯曲应力(14)弯曲强度安全系数齿轮合格3.5截割部第二级行星机构的设计3.5.1齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定第二级行星机构所选用的材料与第一级行星机构相同，太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火，表面硬度为58~62HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262～302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级。3.5.2行星机构中主要参数的确定(1)行星机构总传动比：i=4.94，采用NGW型行星机构。(2)行星轮数目,根据文献16表2.6-3及传动比i，取。(3)载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动的均载机构，取(4)配齿计算太阳轮齿数式中取c=21（整数，自己调整）内齿圈齿数行星轮齿数(5)齿轮模数m，齿轮模数m的初算公式为式中——实用系数=1.6——算式系数，这对于直齿轮传动=12.1——综合系数=1.6——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数=1+1.5（-1）=1.15 ——小齿轮齿形系数，输入扭矩在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩：计算模数取标准值则 (6)计算变位系数1)传动 按和左右的限制条件，由图初选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3.5.3行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径代入上组公式计算如下：太阳轮:行星轮:内齿轮:太阳轮，齿宽b因为则取3.5.4啮合要素验算(1)a-c传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中为端面节圆啮合；“”号正号为外啮合，负号为内啮合角。直齿轮C.端面重合度(2)c-b端面重合度A.顶圆齿形曲径，由上式计算得行星轮内齿轮B.端面啮合长度gaC.端面重合度3.5.5齿轮强度验算(一)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)确定计算负荷名义转矩名义圆周力(2)应力循环次数式中——太阳轮相对于行星架的转速,(r/min)——寿命期内要求传动的总运转时间(h)(3)确定强度计算中的各种系数A.使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析，取B.动负荷系数因为和可根据圆周速度：和由文献16图6-6，查得6级精度时：C.齿向载荷分布系数由机械设计大典32.1-35表6-8在一般计算中可取D.齿间载荷分布系数由行星齿轮传动设计表6-9E.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F.弹性系数由文献16表2.4-11查得（钢—钢）G.齿形系数根据和，由文献166-22查H.应力修正系数 由文献16图6-24,查得重合度系数J.螺旋角系数因得得(4)齿数(5)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A.寿命系数因，由文献16图2.4-7,得B.润滑系数因和由文献16图6-17，查得C.速度系数因，由文献16图6-18，查得D.粗糙硬化系数因和由图6-19，查得E.工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以F.尺寸系数由文献16表2.4-15查得(10)许用接触应力(11)接触强度安全系数SH(12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16查图得C.相对齿根圆角敏感系数因,由图2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数，由文献16表2.4-16,得(13)许用弯曲应力(14)弯曲强度安全系数齿轮合格(二)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，帮计算从略。名义切向力应力循环次数式中——内齿轮相对于行星架的转速r/mim；(3)确定强度计算中的各种系数A.使用系数B.动负荷系数和由文献16查得，（7级精度）C.齿向载荷分布系数机械设计大典32.1-35得 其中mm取D.齿间载荷分布系数由表6-9查得E.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F.弹性系数由文献16表2.4-11，查得G.齿形系数由文献16图6-23，查得H.应力修正系数由文献16图6-24,查得I．重合度系数J.螺旋角系数，因得得齿数，(5)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A.寿命系数由文献16图得B.由表6-14得C.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得D.尺寸系数由文献16图查得(10)许用接触应力(11)接触强度安全系数(12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16图2.4-8得C.相对齿根圆角敏感系数因,由文献16图2.4-20,查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数，由文献16表2.4-16,得(13)许用弯曲应力(14)弯曲强度安全系数齿轮合格3.6轴的设计计算与校核（参考文献[18]）3.6.1截一轴设计计算与轴承选型截一轴输入转速，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，因此截一轴设计成齿轮轴。(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12(4)轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案如图3－2所示图3－2截一轴结构图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,,此段主要用来安装轴承、唇形密封圈、轴承端盖,根据轴径选取圆柱滚子轴承NJ324E,尺寸，取长度。轴段2为齿轮部分，齿轮齿宽为95mm，两端有露出轴径用于轴承轴向定位，取轴肩高度为13mm，长度为20轴段3主要用于安装轴承，选取圆柱滚子轴承NJ324E，尺寸同上，，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：式中——载荷分布不均匀系数，取； Z——花键齿数；h——为花键侧面的工作高度，对于渐开线花键；——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。最左端孔由扭矩轴的定位套的长度取为77.5mm，因此最右端孔长度由轴的总长减去前两孔长得933)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8mm，安装轴承处轴肩圆角根据手册查取2mm，轴段倒角取。(5)轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如图3－3所示，图3－3截一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经查值后得，。尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图4-18得、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)轴承寿命计算式中——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，3.6.2惰一轴设计计算与轴承选型惰一轴输入转速，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一轴计算中可知，惰一轴与截一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3－4所示图3－4惰一轴结构图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22224,尺寸，两轴承之间装有5mm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，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k6，两边支撑与箱体之间的配合采用H7/js6。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2mm。(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3－6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。图3－5惰一轴的计算简图支反力和水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩当量弯矩（6）轴承寿命计算式中——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，3.6.3截二轴设计计算及轴承选型截二轴输入功率，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，因此截二轴设计成齿轮轴。求输出轴上的转矩(2)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，可得，取最小轴径为110mm。(4)轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案如图3－6所示图3－6截二轴结构图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，选轴承型号为圆柱滚子轴承NJ322E，主要尺寸为，因此取长度。轴段2主要用于安装轴套定位齿轮，取轴肩为，，长度为轴段3加工为渐开线花键，传递扭矩，花键模数为5mm的平齿渐开线花键，分度圆直径为，花键齿数为26mm，花键长度取。轴段4主要为为退刀槽，取，。轴段5用来定位齿轮，取，。轴段6为齿轮轴，齿轮宽为。轴段7用于轴承轴向定位，取，。轴段8取轴肩为，所以，根据直径选择圆柱滚子轴承NJ2226E，主要尺寸为，因此取长度。3)轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承与周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各轴肩圆角见零件图，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3－7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，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。C截面处的、、、和的数值如下：支反力水平面，（负号表示方向相反）。图3－7截二轴的计算简图垂直面，弯矩和合成弯矩扭矩T当量弯矩轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。由表可得，，取，轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。3.6.4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110mm。(3)轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案如图3－9所示。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22224，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3－8，轴端倒角取。图3－8惰三轴结构图（4）轴承寿命的计算式中——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，经计算，轴承寿命全部合格。其它惰轮轴轴承的计算过程与此相同，故不在此一一列出，经计算惰轮轴轴承全部合格。3.6.5截三轴的设计计算(1)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，所以截三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。(2)该轴材料为18Cr2Ni4WA,，许用应力，，取，(3)截三轴设计为空心轴，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3－9所示。图3－9截三轴结构图轴段1取最小轴径，；轴段2加工成渐开线花键，传递扭矩。花键为模数为3mm，齿数为37，压力角为的平齿根渐开线花键，花键分度圆直径，取长度；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。(4)按扭矩强度校核轴的强度太阳轮轴：其中剪切应力为，所以此太阳轮轴合格(5)精确校核轴的疲劳强度1)选择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。分析可知危险截面为花键与太阳轮之间轴肩角处截面。2)计算危险截面工作应力截面扭矩： 抗扭截面系数:截面上扭剪应力：扭转剪应力的应力幅与平均应力相等,即3)确定影响系数轴的材料为18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，由文献18表8.2查，轴肩圆角处的有效应力集中系数根据，由文献18表8.10经查值可得：尺寸系数,根据轴截面为圆截面查文献18图8-12得=0.72表面质量系数、根据和表面加工方法，查文献18图8-2，得:＝＝0.67材料弯曲扭转的特性系数、取(4)计算安全系数由文献18表8.13取需用安全系数可得:所以此轴疲劳强度足够。3.6.6第一级行星机构行星轴的校核(1)计算作用在行星轮轴上的力1)太阳轮总的转矩太阳轮受力计算，计算圆周切向力2)求作用在行星齿轮上的力根据齿轮径向力和圆周力的关系有内齿轮b作用于行星轮c的切向力为所以行星轮轴所受的圆周力和径向力大小如下：(2)初步确定轴的直径选取轴的材料40Cr，调质处理，根据同类型产品初步估取轴的最小直径为60mm(3)行星轮轴的结构设计按轴向定位要求，确定各轴段直径和长度轴段1轴段2用于安装轴承和齿轮，根据周静选取调心滚子轴承22320，主要尺寸为，两轴承间加以距离套用于轴承轴向定位，取（4）行星轮轴的校核取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。可以将它看成跨距为的双支点梁，而两个轴承几乎紧挨着，可以认为是整个跨度承受均布载荷危险截面为跨距中间的弯矩轴的材料为40Cr，调质处理，由文献18表6.2查得,则，取，则：所以此轴强度合格,。4截割部的润滑与密封4.1截割部的润滑与密封简介1.截割部的润滑润滑对于齿轮的磨损失效有着重要的影响,应当引起足够的重视。煤矿机械传动齿轮的特征是:多采用低速重载齿轮,接触应力通常很高,因此轮齿接触表面材质的局部弹性变形不容忽视;同时齿轮在共轭啮合过程中,除切点部位以外,均为滚、滑运行。这一特征完全符合弹性流体动力润滑(EHL)理论。它与传统的Martin润滑理论的基本区别在于:上述齿轮表面的局部弹性变形量往往比按刚性边界计算的油膜厚度大许多倍,因此对油膜的形状和压力分布带来明显的影响。我们应当按照这个理论和规律进行齿轮润滑参数设计。笼统地认为“润滑对提高齿面强度是有利的”观点并不全面,应该根据各类润滑工况对齿面强度的影响进行具体的分析,才能改善润滑质量。以此来确定啮合表面的终加工粗糙度,便能极大减轻材料的磨损程度,延长齿面疲劳寿命;同时此种油膜的建立,使表面摩擦力值大大下降,减小了齿面的内应力幅值,延缓疲劳裂纹的扩展速率。要根据不同的齿轮,合理选用润滑油种类。对于传递负荷较轻的(齿面应力小于4000kg/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4000~6000kg/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,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;当环境温度低于时,宜选用较低粘度值。根据设计需要，采煤机截割部减速箱可以采用飞溅润滑或强迫润滑。(1)飞溅润滑是截割部中广泛采用的一种润滑方式。(2)强迫润滑一般是通过一个润滑系统来实现的，主要用于摇臂减速箱中(因摇臂工作时的位置总在变化)。但是，随着采煤机装机功率的提高，许多采煤机截割部的固定减速箱都采用了强迫润滑。本设计的截割部减速器靠齿轮旋转时飞溅润滑。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。2.截割部的密封密封材料受热会引起材料变形和变质，降低密封性能，甚至损坏密封零件，因此要使用合适的冷却方式降低密封温度。通常设备要采用自然冷却，需要时可以采用水套冷却、循环冷却、冲洗冷却等方法。摇臂中所用密封大多采用O型密封圈，因为它在流体压力的作用下，O形圈会压紧密封间隙，增大密封压力；另外，橡胶O形圈结构简单，密封性能可靠，具有双向密封能力，能够在很宽的温度范围内（-60~200）和很高的压力下（100N/mm2）工作，即可以用于静密封，也可以用于动密封，在液压和气动系统中得到广泛应用。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。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。6“三机”配套选型指导原则随着机械化采煤程度的提高，综采工作面逐步成为煤矿生产中的主力军。综采工作面设备配套是否成功。是综采工作面能否顺利开采的关键。综合机械化采煤要达到高产高效，采煤机、刮板输送机和液压支架等主要设备（统称“三机”）的生产能力和有关技术参数必须匹配，有配合关系的结构尺寸必须互相适合。6.1液压支架选型液压支架是综采工作面主要设备之一，是工作面装备中投资最多的设备，约占60％~70％。液压支架选型要求：1.支护强度应与工作面矿压相适应，支架的初撑力和工作阻力要适应直接顶和基本顶岩层移动产生的压力，将空顶区的顶底板移尽量控制到最小程度；2.液压支架应与采煤机、刮板输送机等设备相匹配，支架的宽度与刮板输送机中部槽长度相一致，推移千斤顶的行程比采煤机截深大100~200mm，支架沿工作面的移架速度应能跟上采煤机的工作牵引速度，移架速度还应满足生产指标的要求；3.支架的可靠性能有最大的保证，不但稳定可靠、故障率低，而且使用寿命要长。支架支护强度按经验公式计算：式中h——采高——顶板岩石容重从“三机”生产能力匹配的角度，要求液压支架移架速度式中L——每节液压支架的宽度，应为输送机中部溜槽长度的整数倍，m；t——液压支架完成一个操作循环的时间，min；Vqmax-采煤机最大工作牵引速度，m/min。6.2采煤机选型采煤机作为生产工作面的主要设备，直接影响着整个矿的采煤速率和产量。采煤机选型原则：首先要适合该矿特定的煤层地质条件和满足工作面生产能力要求，其次是采煤机技术性能良好、可靠性高，且要使用、检修、维护方便。采煤机采高H应与煤层厚度M的变化范围相适应，采高H与煤层厚度M应保持下列关系：式中Mmin、Mmax——煤层最小、最大厚度；Hmin、Hmax——最小、最大采高。采煤机的生产率：式中Q——工作面预期日产量，t/d；T——每天采煤时间,h/d；K——开机率，一般K=0.5~0.6采煤机的设计生产率:式中B——采煤机有效截深,m；H——采煤机截割高度,m；Vq——采煤机最大牵引速度,m/min；——煤的密度，一般取1.3~1.4,t/m。QC1反映的是用户的需求，QC2反映的是采煤机的生产能力，选用的采煤机应满足QC1≥QC2。针对具体工作面进行配套设计时，上述参数均应根据生产实际条件确定。一般设计时，B取采煤机设计截深的90%~95%；H取工作面平均采高，且应小于采煤机最大截割高度；Vq取平均牵引速度，约为采煤机最大工作牵引速度的70%~80%。6.3刮板输送机选型工作面刮板输送机是运输系统的第一步，它的选型决定着后续运输的选型。刮板运输机的选型原则：1.刮板的运输能力，必须等于或大于采煤机的生产能力，保证工作面落煤生产能力的需要，并留有一定的备用能力，以满足工作面出现片帮、过载等特殊情况下的运输能力；2.结构形式及附件，必须与采煤机相配套，输送机槽的结构应与工作面底板条件相适应，并应考虑要与采煤机底托架和行走机构尺寸相匹配；3.输送机铺设长度，可根据刮板输送机技术特征、输送量、链速和工作面倾角等因素确定；4.外廓尺寸应与采煤机和液压支架相匹配，由于生产能力不断提高，输送机向大运量和大功率方向发展。考虑到大采高采煤机自身的稳定性问题，在工作面可弯曲刮板输送机的机型选择上，尽量考虑运载量偏大些，根据国内设计单位常按峰值的两倍选取。综采设备的设计生产能力是由采煤机的设计生产率决定的。输送机适当的运能和液压支架适当的移架速度是实现这个生产能力的条件。但是过大的运能和过快的移架速度不能提高综采生产能力，却会造成投资和能源的浪费。因此，“三机”配套要找到生产能力的最佳匹配。结论本次设计的课题是大功率采煤机的截割部设计，采煤机是目前重要的采煤设备，而截割部又是实现采煤机落煤和装煤的重要结构。本次毕业设计将截割电机直接安装在摇臂箱体内，机械减速部分全部集中在摇臂箱体及行星机构内。摇臂通过销轴与连结架铰接，然后再与牵引部机壳铰接。摇臂通过连接架回转臂上的销轴与安装在牵引部上的调高油缸缸座铰接，通过油缸的伸缩，实现截割滚筒的升降。此截割机构具有以下特点:(1)摇臂的回转采用铰轴结构，没有机械传动。(2)摇臂减速箱机械传动都是简单的直齿轮传动，结构、制造简单，传动效率高。(3)截割电机和摇臂主动轴齿轮之间，采用细长扭矩轴联接，可补偿电机和摇臂主动轴齿轮安装位置的小量误差，在扭矩轴上设有V型剪切槽，受到较大的冲击载荷时，剪切槽切断，对截割传动系统的齿轮和轴承及电机起到保护作用。(4)摇臂行星传动与臂身直齿轮传动分油池润滑，保证了行星头部分的润滑，整个传动系统润滑效果良好。(5)摇臂减速箱内的传动件及结构件的机械强度设计有较大的安全系数。我所设计的截割部采用的是行星传动与臂身分油池飞溅润滑，此润滑系统虽然结构简单，但是由于采煤机摇臂齿轮的润滑具有特殊性，它不仅承载重、冲击大，而且割顶煤或割底煤时，摇臂中的润滑油集中在一端，使其他部位的齿轮得不到润滑，因此，在采煤机操作中，当滚筒割顶煤右卧底时，工作一段时间后，应停止牵引，将摇臂下降或放平，使摇臂内全部齿轮都得到润滑后再工作。随着现代采煤机功率的加大，采取强制方法的润滑也日见增多，即用专门的润滑装置将润滑油供应到各个润滑点上。由于本人精力和水平所限，未能在此次设计中设计出强制润滑系统，因此期待着更多的学者做更深入的研究。参考文献[1]李光煜等.我国采煤机的发展与前景.煤炭技术,2001[2]张世洪，何敬德等.电牵引采煤机的技术现状和发展趋势.煤矿机电，2005[3]顾文卿.新编煤矿机电设备选型设计及故障诊断实用手册.北京：中国煤炭工业出版社，2006[4]王启广.电牵引采煤机的现状与发展.矿山机械,2004[5]李锋，刘志毅.现代采掘机械.北京：煤炭工业出版社.2007.3[6]李公熹.煤矿机械与修理.徐州：中国矿业大学出版社,1996[7]高志明，张世洪.现代采煤机的设计方法和思考.煤矿机电，2008[8]高志明.大功率采煤机的技术现状及研究方向.煤矿机电,2007[9]戴绍诚，等.高产高效综合机械化采煤技术与装备.北京：煤炭工业出版社，1998[10]成大先.机械设计手册第五版第1卷.北京：化学工业出版社,2007[11]成大先.机械设计手册第五版第2卷.北京：化学工业出版社,2007[12]成大先.机械设计手册第五版第3卷.北京：化学工业出版社,2007[13]成大先.机械设计手册第五版第4卷.北京：化学工业出版社,2007[14]唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学.徐州：中国矿业大学出社2001.9[15]程志红，唐大放.机械设计.南京:东南大学出版社2006.10[16]李炳文，王启广.矿山机械.徐州：中国矿业大学出版社,2007[17]王启广、李炳文、黄嘉兴.采掘机械与支护设备.徐州：中国矿业大学出社,2006[18]王洪欣等.机械设计工程学［Ｉ］.徐州：中国矿业大学出版社,2001[19]许洪基.现代机械传动手册.北京：机械工业出版社，1995[20]饶振纲.行星齿轮传动设计.化学工业出版社,1996[21]马先贵.润滑与密封.北京:机械工业出版社,1985[22]栾振辉，单付丰.采煤机截割部的润滑系统.煤矿机械,2002[23]胡献民.综采工作面中部设备“三机”配套设计探讨.煤炭工程,2006英文原文978-1-4244-5704-5/10/$26.00©2010IEEE260Proceedingsofthe2010IEEEInternationalConferenceonInformationandAutomationJune20-23,Harbin,ChinaDynamicsAnalysisforCuttingPartofShearerPhysicalSimulationSystemFangRenZhengyanLiuandZhaojianYangCollegeofMechanicalEngineeringTaiyuanUniversityofTechnologyTaiYuanShanXiChinaRenfang67@Abstract—Coal-rockinterfacerecognitionsystemmainlycollectsresponsesignalsofcuttingforceofshearerbymultisensorandanalysesthisresponsesignalfortherecognitionofcuttingcoalorrock.Soitequipsfivetypesofsensorstopickupthesesignals.Boththedispositionoptimizationofsensorsmeasuringpoint(especiallythedispositionoptimizationofmeasuringpointofthearmvibration)andthechoiceofthesensorperformance(Inparticulardynamiccharacteristic)arecloselyrelatedtothedynamiccharacteristicsofcuttingpartofphysicalsimulationsystem.Inviewofthis,finiteelementdynamicsanalysis(includingthetransientresponseandtheharmonicresponse)ofcuttingpartofshearerphysicalsimulationsystemhasbeenmade.Thevibrationcharacteristicsbasedonthetimeresponseandfrequencyresponseareanalyzed.Thestudynotonlyoptimizethedispositionofthevibrat