毕业设计（论文）-新型电牵引采煤机牵引部整体设计以及行走箱的设计

摘要本文是新型电牵引采煤机牵引部整体设计的说明书。设计通过参考相关产品资料，分析以往典型采煤机在中厚煤层开采中存在的问题，结合采煤机牵引部的工作原理，对牵引部进行设计。在煤田开采条件复杂，煤层厚度变化和底板起伏不平的条件下，使整机适应性好、采煤效率高、操作简单、检修方便。本文主要是关于牵引部的整体设计以及行走箱的设计，在传动设计中，通过牵引电机输出的转矩经二级圆柱齿轮和二级行星齿轮减速器减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行走轮相啮合，再由行走轮与工作面刮板输送机上的齿轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴输出轴通过键与制动器相连，实现电牵引部的制动。设计同时阐述了各轴、齿轮及轴承的选型和改进措施。设计中把减速器安装在牵引箱中，使用惰轮来增加中心距，也使齿轮的总个数减少，提高了传动效率。在保证需要的传动比的情况下，使设计的NGW型行星减速器体积最小。关键词：采煤机；牵引部；行走部；行星齿轮ABSTRACTThisarticleisaboutanewtypeelectricaltractionsheareroftheoveralldesignspecification.Designedbyreferencetorelevantproductinformation,analysisoftypicalcoalminingmachineinminingthickcoalseaminthepastproblems,combiningwiththeworkingprincipleofthecoalwinningmachinetractionpartoftractionpartdesign.Complicatedminingconditions,thecoalseamthicknesschangeandbottomundertheconditionofuneven,makesthegoodadaptability,highefficiencyofcoalminingmachine,simpleoperation,easymaintenance.Theintegraldesignofthetractionofwalking,andthedesignofthebox,inthedesignoftransmission,throughthetractionmotoroutputtorquebyleveltwocylindricalgearsandsecondaryplanetgearreducer,theplanetcarrieroutput,throughthedrivingwheelengageswithwalkinground,againbywalkingwheelandworkingfacescraperconvenerrackonthemeshtomakecoalwinningmachinewalkingbackandforth,areconnectedtothebrakebrakeshaftandoutputshaftthroughthekeyatthesametime,theimplementationofelectrictractionofthebrake.Atthesametimeelaboratedtheshaft,gearandbearingselectionandimprovementmeasures.Inthedesignofthespeedreducerisinstalledinthetractionbox,usingidlerwheeltoincreasethecenterdistance,reducesthetotalnumberofgear,alsoimprovesthetransmissionefficiency.Needsintheguaranteethetransmissionratio,makeingthedesignoftheNGWmodeledplanetaryreducersmallest.Keywords：Thecoalminingmachine；thehaulingdepartment；walks；Planetgear

目录1绪论 11.1采煤机的发展概况 11.2国外采煤机的发展 11.3我国采煤机发展和现状 31.4采煤机的发展趋势 41.5采煤机类型及组成 51.5.1采煤机类型 51.5.2采煤机的组成 51.6电牵引采煤机牵引部研究意义 62.牵引部的整体方案 72.1牵引形式的选择 72.2牵引机构的选择 82.3牵引部和行走箱独立箱体设计 92.4传动方案的确定 92.5润滑方式及密封形式的确定 92.6传动系统各部件说明 102.7MG550/1280-WD采煤机结构特点 113牵引部设计计算 123.1电动机的选择 123.2总传动比及传动比分配 123.2.1总传动比 123.2.2传动比分配 123.3牵引部传动系统动力学参数计算 143.3.1传动效率的选择 143.3.2各轴的转速计算 143.3.3各轴功率计算 143.3.4各轴的扭矩计算 153.4本章小结 154牵引部齿轮设计计算 164.1牵引部第一级齿轮传动设计及计算 164.1.1选择齿轮材料，确定许用应力 164.1.2齿面接触疲劳强度设计计算 174.1.3根弯曲疲劳强度校核计算 194.1.4齿轮其他主要尺寸计算 194.2牵引部第二级齿轮传动设计计算 204.2.1选择齿轮材料，确定许用应力 204.2.2接触疲劳强度设计计算 214.2.3根弯曲疲劳强度校核计算 224.2.4轮其他主要尺寸计算 234.3行星齿轮减速器的设计 234.3.1计算传动比 234.3.2高速级计算 234.3.3低速级 304.4本章小结 365牵引部传动轴和轴承结构设计与强度校核 365.1牵一轴设计与校核 365.2牵二轴结构设计和强度校核 415.3牵一轴的轴承寿命校核 455.4牵二轴上轴承的寿命校核 455.3本章小结 46结论 47参考文献 48翻译部分 49致谢 631绪论1.1采煤机的发展概况 采煤机是实现煤矿生产机械化和现代化的重要设备之一[1]。采煤机的主要功能是落煤和装煤。机械化采煤可以减轻体力劳动、提高安全性，达到高产量、高效率、低消耗的目的。目前煤矿生产应用最广泛的采煤机械是滚筒采煤机。目前国内使用的采煤机械主要是可调高的双牵引部液压采煤机，这种经过改进的液压牵引采煤机，可追溯到长臂截煤机，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做出两项改进。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截煤滚筒，极大地提高了装煤效果。这两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国外采煤机的发展机械化采煤开始于上世纪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。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。50年代各国采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平。图1-1西安煤机厂采煤机示例60年代是世界综采技术的发展时期。1964年，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，把综采技术推向一个新水平，并在生产中显示了综合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750～2390kW的采煤机，功率为900～3000kW、生产能力达1500t/h的刮板输送机，以及工作阻力达10800kN的强力液压支架等。[2]图1-2南澳布克鲁斯公司综采工作面示例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。同年，美国久益公司研制出了1LS直流（串励）电牵引采煤机，以后陆续改进发展为2L5、3LS、4LS系列；1996年生产的6L—S05型采煤机，其总装机功率为1530kW，是目前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）电牵引采候机，其后生产的ELECTRA1000型采煤机在1994年创下了年产408万t商品煤的世界最高纪录，其截煤牵引速度达25m／min。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，而后逐步发展交流调速电牵引。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）。下表为国外具有代表性的煤机主要技术参数[7]。表1.2国外代表性电牵引采煤机主要技术参数型号采高/m装机功率/kW截割功率/kW牵引功率/kW牵引力/kN牵引速度/供电电压/V6LS52.5～5.01500610×2DC70×2617/16114.9/21.133007LS62.8～5.51860750×2AC110×2800/37512.2/26.03300SL5002.8～5.51815750×2AC90×2757/31612.8/30.73300EL30002.7～5.51940750×2AC100×21000/50012.0/24.03300近年来，为发展高产高效综采工作面和实现矿井集中化生产，世界主要煤机生产厂家不断加速更新和改进电牵引采煤机的技术性能和结构，研制出一批高性能、高可靠性的电牵引采煤机。其中包括：美国乔埃公司的LS系列，德国艾柯夫公司的SL系列，英国安德森公司的Electra系列，日本三井公司的MCLE-DR系列电牵引采煤机，体现了当今采煤机整机各系统的最新研究趋势[6]。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机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。我国也已研制成功了MG344—PWD型交流电牵引爬底板薄煤层采煤机和MGA463DW型直流电牵引采煤机等。进一步发展电牵引采煤机已列入我国重要科技攻关计划。1.3我国采煤机发展和现状我国煤矿综合机械化采煤设备的研制水平，经过几十年的引进技术、消化吸收和自主研发，已有长足进步。国内某些技术如综采放顶煤支架技术处于国际领先水平；国产综产设备的主要技术参数已接近或达到本世纪初的国际先进水平，落后约5年；国产综产设备的机电一体化程度接近或达到20世纪90年代中期的国际先进水平，落后约10年；国产综产设备的可靠性接近或达到20世纪90年代初的国际先进水平，落后约15年。国产设备的价格约是引进设备的1/2，中国煤机制造企业设计制造的煤矿机电装备已经广泛地在我国各类煤矿中使用，成为中国煤炭工业技术装备的主体，为中国煤炭安全生产和高产高效矿井的建设提供了可靠的保证。目前，我国生产的500万吨以上的大型煤炭综合采煤设备多数依赖进口。尽管我国采煤机机械装备水平近年来有很大提高，但总体依然处于低水平和粗放型的状态，采煤机机械装备与世界发达国家相比还有很大差距。国内厂家在消化吸收国外先进电牵引采煤机技术的基础上，掌握并生产了一些具有自主知识产权的电牵引采煤机产品，其中最典型的是太原矿山机器厂与上海分院的研究合作，自主研制成功了MGTY400/900-3.3D型和MG750/1800-3.3D型机载交流变频调速链轨式电牵引采煤机。目前，我国已形成多个电牵引采煤机生产基地，如鸡西煤矿机械厂、太原矿山机器厂、煤炭科学研究总院上海分院、辽源煤矿机械厂、西安煤矿机械厂。表1.1为国内典型机型的电牵引采煤机的主要技术参数。表1.1国内电牵引采煤机的主要技术参数型号装机功率/kW截割功率/kW牵引功率/kW牵引力/kN牵引速度/m/min供电电压/VMG450/1020-WD1020450×2AC50×2600/3608.7/14.63300MG750/1800-GWD1800750×2AC90×2750/37513.0/25.93300MGTY500/1200-WD1200500×2AC55×2750/4507.7/12.83300MG400/920-WD920400×2AC50×2685/4067.2/123300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、偏心锁紧螺母等连接，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。大力开发电牵引采煤机。装功率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电牵引采煤机在研制中。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三种：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我国经济型综采和高档普采的主要机型是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。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、高度自动化、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[5]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。满足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)开发1140V和3300V的矿用交流变频调速装置，大幅提升采煤机整机适应性的研究。(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)开发或增强电控系统中的专家诊断系统、显示与信息传输系统、工作面采煤机自动运行集中控制系统、采煤机记忆截割系统的研究。(6)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。目前，有关部门的科研人员正在从事着采煤机技术领域的多项科研课题的研究，例如：适应有夹矸煤层的半煤岩的采煤机的研制；增大块煤率的滚筒无级调速研究；液压牵引采煤机和无线遥控技术的应用研究；电牵引采煤机水介质调高系统的研究；包括利用工作面的乳化液作为传动介质的调高系统的研究；特殊条件下开采的采煤设备的研究。如螺旋钻式采煤机的开发；故障诊断、工况监测、显示及自动控制和自动调高系统的研究；大功率电牵引采煤机（1000kW以上）的研制等。相信通过这些内容的研究，将使我国采煤机械的性能更为完善，适应范围更广，效率更高，从而使我国采煤机械的技术达到国际先进水平。1.4采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过25年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下:(1)牵引方式向电牵引方式发展。传统的液压牵引采煤机在国内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，目前开发的采煤机，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，国外采煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400kw以上，最新报道已达850kw。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。牵引速度、牵引力也大幅提高。(3)电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。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。(4)结构形式向多电机驱动横向布置发展。(5)普遍采用中、高压供电。(6)监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。(7)性能参数向大功率、高参数发展。(8)综合性能向高可靠性和高利用率发展。国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近15年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。1.5采煤机类型及组成1.5.1采煤机类型滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.5.2采煤机的组成采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图1.1）。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。采煤机的截割部：是由采煤机的工作机构和驱动工作机构的减速器所组成的部件。工作机构的类型较多，螺旋滚筒式工作机构是目前采煤机使用最广泛的工作机构。螺旋滚筒实现了落煤和装煤的任务。截割部消耗功率占采煤机装机总功率的80%~90%。左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。工作机构的截割性能好坏，减速器传动质量的好坏，直接影响采煤机的生产率，传动效率，比能耗和使用寿命。生产率高和比能耗低主要体现在截割部。采煤机的牵引部：牵引部是采煤机的重要组成部分，它不但担负着工作时采煤机的移动和非工作时的调动，而且其牵引速度的大小对整机的生产率和工作性能产生很大影响。牵引部包括牵引机构和传动装置两部分。牵引部主要是传递原动机的动力和实现行走部的运动速度和牵引力，主要是齿轮减速。牵引部是直接移动采煤机的装置。它分为钢丝绳牵引，链牵引和无链牵引。随着高产高效工作面的出现以及采煤机功率的增大，同时为了工作面更加安全可靠，无链牵引机构逐渐取代链牵引。滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180°。图1.1采煤机总体结构图底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。1.6电牵引采煤机牵引部研究意义电牵引采煤机是一个由电气部、截割部、牵引部、液压调高调斜部及其它附属部件构成的大型机、电、液一体化的复杂系统。自从世界第一台直流电牵引(他励)采煤机由德国艾柯夫公司1976年研制成功，电牵引采煤机有了巨大发展。无论从总装机功率、牵引功率还是供电电压、调速方式都有很大改变。特别是随着大功率综合机械化采煤技术和高产高效矿井建设的发展，对采煤机牵引力和牵引的可靠性的要求越来越高[8-10]。面对世界煤炭需求量的不断增加，采煤的机械化和自动化是煤炭工业高产高效，增强竞争力的必有之路。机械化作业对于提高劳动生产率，改善劳动条件和环境，降低工人的劳动强度，实现安全文明生产有着非常积极的意义。而且随着煤炭工业的高速发展，现场对安全可靠的采煤机的需求显得非常的迫切。采煤机牵引部对整机的生产率和工作性能产生很大影响。牵引部在相同时间内发生的故障次数最多及故障间隔时间最短，如表1.3与表1.4所示（阜新矿业集团艾友矿MG575-W型采煤机的故障统计记录），而通过Matlab编写的程序计算采煤机相关各模块的可靠性指标如表1.5，从表中可知，牵引部在平均故障率、平均维修率以及重要度等可靠性指标上均比截割部、电气部以及辅助系统更加需要增强可靠性，所以设计合理的牵引部结构，以便降低各种机械、电气以及人为与运行环境导致的故障，成为当前电牵引采煤机设计、生产、使用、管理中亟待解决的问题。表1.3MG575-W型采煤机故障统计表时间牵引部故障次数截割部故障次数电气部故障次数辅助系统故障次数03.6.20-03.10.512101104.2.23-04.7.813122105.1.10-05.7.28161412本文通过对牵引部的传动理论及工作环境分析，完整设计出了MG550/1280采煤机的牵引箱结构，使其能更加高效，便捷的在井下运行。2.牵引部的整体方案采煤机的牵引机构是采煤机的重要组成部件，它不但负担采煤机的移动和非工作时的调动，而且牵引速度的大小直接影响工作机构的效率和质量，并对整机的生产能力和工作性能产生很大影响。因此，此设计应首先确定牵引部的整体方案。牵引部包括牵引机构及传动装置两部分。牵引机构是直接移动机器的装置，它分为链牵引和无链牵引两种类型。传动装置是用来驱动牵引机构并实现牵引速度的调节。按传动类型有机械传动、液压传动及电传动等几种，分别称为机械牵引、液压牵引和电牵引。传动装里位于采煤机上的称为内牵引，位于工作面两端的称为外牵引。大部分采煤机都采用内牵引，只有在某些薄煤层采煤机中，为了充分利用电动机功率来割煤并缩短机身，才采用外牵引。2.1牵引形式的选择采煤机牵引部传动装置的功用是将电动机的能量传到主动链轮或驱动轮，并满足牵引部的要求。现有的牵引部传动装置分为机械牵引、液压牵引、电气牵引三种。1)机械牵引机械牵引是指全部采用机械传动装置的牵引部。其特点是工作可靠，但只能有级调速且结构复杂，目前己很少应用。这种机械牵引系统为了实现调速、停止、换向、保护过载等，轴和齿轮非常多，外加离合器、制动闸等，结构非常复杂，并且在工作时，能得到的工作速度非常有限。因此不采用此种牵引装置。2)液压牵引液压牵引是利用液压传动来驱动牵引部，具有无级调速特性，且换向、停止、过载保护易于实现，及实现根据负载自动调节牵引速度，保护系统比较完善，因而获得广泛应用。其缺点是：油液容易污染，致使零部件容易损坏，使用寿命较低。3)电气牵引电牵引采煤机是对专门驱动牵引部的电动机调速从而调节牵引速度的采煤机。用可控硅整流器供给直流电，即电子控制的调节系统来实现牵引直流电动机调速的牵引部称为电牵引。具有电牵引部的采煤机称为电牵引采煤机，它是1976年开始发展起来的新一代采煤机。牵引电动机可以是他激直流电机，也可以是串激直流机。电牵引采煤机的优点是：调速性能好；因采用固体元件，所以抗污染能力强，除电刷和整流子外无易损件，因而寿命和效率高，维修工作量小；因电子控制的响应快，所以易于实现各种保护、检测和显示；结构简单，机身长度可大大缩短，提高厂采煤机的通过性能和开砍口效率。所有这些优点，使液压牵引大为逊色。2.2牵引机构的选择牵引机构有链牵引和无链牵引两种类型。其中无链牵引机构主要有三类：齿轮一齿轨系统，驱动轮——齿条系统，液压缸推进系统。本设计采用齿轮销排式无链牵引机构，齿轮一销轨系统。这种牵引机构是通过驱动齿轮经齿轨轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨（即销轨）啮合而使采煤机移动的。驱动轮和中间传动轮都是摆线齿廓，后者采用长齿以适应排销的起伏。如图2-1所示。图2—1齿轮销排式无链牵引机构采用齿轮销排式无链牵引机构。具有一系列优点：(1)采煤机移动平稳、振动小，因而裁荷均匀，延长了机器的使用寿命，故障率也大大减少。(2)可利用无链双牵引传动将牵引力提高到400一600kN，以适应采煤机在大倾角(最大达54°)条件下工作，利用制动器还可使机器的防滑问题得到解决。(3)可以实现工作面多台采煤机同时工作，提高工作面产量。(4)啮合效率高，可将牵引力有效地用在割煤上。因它没有原来链牵引的链条通过三个链轮时产生的围绕折曲啮合合损失，所以噪声也有降低。(5)消除了牵引链带来的断镀、反链敲缸等事故，大大提高了安全性。无链牵引的缺点是： ①对输送机的弯曲和起伏不平的要求较高，对煤层地质条件变化的适应件较差，叛及输送机起伏太大，会影响无链牵引机构的啮合，造成传动件的损坏事故。②无链牵引机构使机道宽度增加了约100mm，所以提高了支架控顶能力的要求。牵引部和行走箱采取独立箱体设计，这样的设计对配不同槽宽的运输机或不同的牵引形式时只需要改变行走箱，其他主机箱不变，配套适应性强。两个牵引部和行走箱左右对称分布在两侧，由两个液压马达分别经牵引不减速驱动实现双牵引。采用现在国内不常使用的销轨式牵引系统，导向滑靴和行走轮中心合一骑在运输机销轨上，一是保证采煤机不掉道，同时还能保证行走轮和销轨柱销有较好的啮合性能。2.3牵引部和行走箱独立箱体设计牵引部与行走箱设计在一个箱体内部，既不利于防尘，同时制造出的机箱的总体积也较大，不便于维修，互换性比较差。最重要的是这种箱体内部结构较为复杂质量过于集中，对轨道的压力过于集中。牵引部和行走箱独立箱体设计，这样的设计对配不同槽宽的运输机或不同的牵引形式时只需要改变行走箱，其他主机箱不变，配套适应性强。两个牵引部和行走箱左右对称分布在两侧，由两个液压马达分别经牵引不减速驱动实现双牵引。采用现在国内不常使用的销轨式牵引系统，导向滑靴和行走轮中心合一骑在运输机销轨上，一是保证采煤机不掉道，同时还能保证行走轮和销轨柱销有较好的啮合性能。因此，箱体设计采用牵引部和行走箱独立箱体设计。2.4传动方案的确定根据现有采煤机的牵引部的常用结构和本采煤机的传动特点，MG550/1280型采煤机牵引部采用两级直齿圆柱齿轮和两级行星齿轮减速。同时，为保证有足够的装配空间，两级直齿圆柱齿轮传动中添加一个惰轮组件。齿轮传动瞬时传动比不变，且效率高，体积小。行星齿轮减速器功率经多个行星轮分流而同轴输出，减小了轴和轴承上的载荷。与其他平行轴系齿轮传动相比，它具有结构紧凑、扭矩与质量比大等的优点，非常适合于矿山机械中的动力与运动传递。MG550/1280型采煤机的传动系统图如图2.1所示。2.5润滑方式及密封形式的确定良好的润滑对于采煤机的使用寿命和传动效率有着很重要的要求。目前，国内外采煤机减速器的润滑方式有三种：飞溅润滑、强迫润滑和定期注油或脂润滑。目前大多数的采煤机均采用飞溅润滑。飞溅润滑的润滑强度高工作零件散热快，而主要优点是简单，对润滑油杂质和粘度降低较不敏感，并且要求摇臂的结构简单。较小的齿轮靠较大的齿轮带油并送到啮合处进行润滑。轴承是靠足够的油面高度或溅油润滑的。当传动零件转速相当高时，这种方法可以使位于不同水平面的传动件得到良好的润滑。综合考虑润滑的要求和搅动产生的能耗，本设计采用飞溅润滑，注油高度为距机壳上平面290mm～320mm，在牵引部顶端设有油位侧标尺，可观察油面高度，每周检查一次，根据实际情况更换新油。齿轮油的选用，齿轮传动系统的用油与所受的载荷、油池的散热条件有着密切的关系，减速器的传动件一般都进行渗碳淬火或渗氨，考虑一般牵引截割速度为7.75m/s左右，因此根据文献[8]选用N220工业极压齿轮油作为牵引部内的齿轮的润滑油。对密封装置的要求主要有：（1）在一定压力下，具有良好的密封性；（2）相对运动件间，因密封引起的压力应较小；（3）结构简单，易于制造，成本低、寿命长，使用维护简便。采煤机牵引部采用的密封件主要有O型密封圈、垫圈、旋转唇形密封、无骨架密封、迷宫密封和浮动密封这五种。因为齿轮的润滑装置采用采用飞溅润滑，因此对于箱体的密封要求很高，因此，在惰轮轴及轴承盖的安装时使用O形圈进行密封；而在螺栓连接面使用矩形橡胶垫圈密封；在一般的轴孔相对运动处采用旋转唇形密封和无骨架密封；在行星机构输出轴处同时使用迷宫密封和浮动密封，以上密封装置均能满足采煤机牵引部的设计要求。故按以上的密封装置对牵引部进行密封。2.6传动系统各部件说明1）Ⅰ轴为了保证具有足够的传动强度，轴齿轮一端与牵引电机的输出轴以渐开线花键干式联接。另外，轴齿轮另一端装有液压制动器，以防止采煤机在较大倾角工作面停机时下滑。2）Ⅱ轴惰轮组件Ⅱ轴上安装有一只齿轮，将动力由Ⅱ轴传动给下一级齿轮，只配凑中心距。3）Ⅲ轴属两齿轮塔式减速结构。其中（m=6，Z3=58）大齿轮齿数与Ⅱ轴对应轴齿轮相啮合，齿轮齿数（m=9，Z4=21）与Ⅳ轴对应轴齿轮相啮合，实现大减速比传动。4）行星减速器行星减速器由第一级内齿圈和行星架双浮动的NGW型四行星机构和第二级内齿圈和太阳轮双浮动的NGW型四行星机构组成。该机构的端头齿轮通过与花键轴Ⅳ齿轮相啮合将动力输入给第一级四行星机构，四行星机构的行星架内花键与第二级四行星机构的太阳轮相啮合，将动力传给四行星机构，四行星机构的行星架内花键与行走箱的花键轴Ⅴ相啮合，最终将动力传给行走箱。5）液压制动器液压制动器安装在一轴的端部，其结构主要由外壳、油缸、弹簧、摩擦片、密封圈等组成。工作原理是：当外接油口接通控制油源时，活塞在油压的作用下压紧碟形弹簧组，并带动压盘一起向左移动，使内外摩擦片脱离接触，制动器轴带动摩擦片空转，采煤机处于松闸状态：当外接油源消失后，外接油口与油池相通，活塞腔卸压，活塞在碟形弹簧组的作用下推动压盘向右移动，内外摩擦片相互压紧，产生制动扭矩，使一轴制动，采煤机处于抱闸状态。从牵引部第二级行星齿轮的行星架，通过渐开线花键驱动驱动轮，驱动轮驱动行走轮与铺设在输送机上的圆柱销排式齿轨相啮合使采煤机移动。2.7MG550/1280-WD采煤机结构特点1、采用多电机驱动、横向布置，可采中厚煤层中的硬煤。该机总装机功率1280KW，截割功率2×550KW,牵引功率2×55KW。多电动机驱动、横向布置，结构简单，传动可靠。

2、截割电动机横向布置在摇臂上，摇臂和机身间没有动力传递。

3、机身分三段，无底托架，三段间用高强度液压螺栓副联接，简单可靠、拆卸方便。所有的截割反力、调高油缸支承反力和行走反作用力均由行走减速箱箱体承受，不需通过螺栓联接环节，可靠性高。

4、液压系统简单可靠，采用成熟的元部件。

5、采用框架抽屉式结构，变频调速箱、电控箱、调高泵箱均为独立部件，分别安装在框架内，这些箱体受采煤机外力减小到最小程度。

6、行走箱为独立部件，配套不同槽宽的工作面输送机或牵引方式，只需改变行走箱宽度或煤壁侧的的滑靴，而主机无需改变。

7、采用交流变频调速、摆线轮销轨牵引系统，调速范围广、体积小、故障少，能得到足够大的牵引速度和牵引力，适应高产、高效工作面的需要。

8、调高泵箱采用集成阀块结构，管路少，维修方便，液压元件选用成熟的产品。

9、采用直摇臂结构，刚性好，过煤空间大，装煤效果好。

10、摇臂行星头为双级行星传动结构，并采用四行星轮结构，齿轮强度和轴承寿命高，行星头外径尺寸小，可以配套的滚筒直径范围大。摇臂设有齿式离合器及扭矩轴机械保护装置，以实现离合滚筒及电机、机械传动系统过载保护。摇臂行星头油池和摇臂身油池隔离，为两个独立的润滑油池，可以保证滚筒位于任何位置时，行星机构部分都能得到良好的润滑。主要技术参数：

截深800mm适应倾角≤35°(四象限)滚筒直径Ø1800mm滚筒转速31.02r/min卧底量400mm摇臂长度2580mm摇臂摆动中心距7600mm行走轮中心距6580mm牵引力682/411kN牵引速度0-7.74-12.8m/min牵引形式交流变频恒功率调速，齿轮齿条无链牵引机面高度1580mm灭尘方式内外喷雾装机功率3300V电压最大不可拆卸件尺寸2660*1342*880mm3牵引部设计计算3.1电动机的选择MG550/1280型采煤机要求牵引功率达到2x55kW，根据机械设计手册选择电机型号为YB2-280M-611].参数如下：额定功率P：55kW；满载时，电压：380V；转速：980r/min；电流：104.7A；效率：93.5%；功率因数：0.86；堵转电流/额定电流：7.0；堵转转矩/额定转矩：2.1；最大转矩/额定转矩：2.3；转动惯量：3.97kg·；采煤机牵引速度11m/min3.2总传动比及传动比分配3.2.1总传动比首先确定传动系统的总传动比，已知电动机的额定转速为980r/min。采煤机的目标牵引速度定为11m/min。驱动轮（）和行走轮()的齿数定为，模数。则有，计算牵引部传动系统总传动比为：3.2.2传动比分配根据传动比分配的原则和要求，且总传动比等于各级传动比的连乘积[12]，则有 （3.1）根据最小等效转动惯量原则，总传动比范围传动级数n取4，根据机械设计手册提供的公式14-5-10计算数值E，再根据图14-5-7分配两级行星齿轮传动的传动比。由机械设计手册，先计算E的值，再根据图14-5-7进行传动比分配。设高速级与低速级齿轮材料与齿面硬度相同，则有行星轮个数直径比载荷分布系数齿面硬化系数齿宽系数比可以求得 (3.2)查图14-5-3可知对于展开式二级圆柱齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动必要满足下式： （3.3)式中—高速级传动比；—低速级传动比；则有 (3.4)可知解得总传动比误差 (3.5)在误差允许范围5﹪内，满足设计要求。3.3牵引部传动系统动力学参数计算3.3.1传动效率的选择1．滚子轴承的效率：；2．圆柱齿轮传动的效率：；3．单级行星圆柱齿轮减速的传动效率：。3.3.2各轴的转速计算电机轴转速： 惰轮轴的转速： 牵二轴的转速：牵三轴（第一级行星齿轮减速器的输入转速）的转速：第二级行星齿轮减速器的输入转速：驱动轮的转速： 行走轮的转速： 3.3.3各轴功率计算输入功率：惰轮轴的功率：牵二轴的功率：牵三轴的功率：第二级行星齿轮减速器的输入功率：第二级行星齿轮减速器的输出功率：行走箱的输出功率：3.3.4各轴的扭矩计算根据扭矩公式： (3.6)牵一轴（电动机）的扭矩：牵二轴的扭矩：牵三轴的扭矩：第二级行星齿轮减速器的输入扭矩：第二级行星齿轮减速器的输出扭矩：行走箱的输出扭矩：3.4本章小结本章主要完成了电牵引采煤机牵引部的总体结构设计及主要参数的计算，将牵引部分为三部分：圆柱直齿轮减速箱，行星齿轮减速箱和行走箱。通过对各部分传动比，功率、转速及扭矩的计算，为下面的零部件设计提供了依据。4牵引部齿轮设计计算考虑到采煤机工作环境的恶劣，借鉴以往采煤机牵引部传动系统的设计经验，查阅相关资料，在此基础上，进行牵引部齿轮传动的结构设计和强度校核，具体计算过程和计算结果如下：4.1牵引部第一级齿轮传动设计及计算4.1.1选择齿轮材料，确定许用应力根据以往采煤机牵引部设计经验，由文献[11]第一卷，选择齿轮材料，小齿轮选择40Cr进行调质处理，齿面硬度270HBS；大齿轮选用45钢正火处理，,齿面硬度200HBS。许用接触应力 （4.1）接触疲劳极限查图6-4得接触强度寿命系数，应力循环次数N接触强度寿命系数接触强度最小安全系数则有取许用弯曲应力 （4.2）弯曲疲劳极限弯曲强度寿命系数；弯曲强度尺寸系数；弯曲强度最小安全系数；则4.1.2齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度选取Ⅱ公差组8级[14]小轮分度圆直径，由公式 （4.3）按齿轮相对轴承为非对称布置，查文献1表8－23，齿宽系数；小轮齿数，在推荐值中选取，；大轮齿数；齿数比；传动比误差合适小齿轮传递的扭矩：载荷系数使用系数；动载系数，由推荐值1.05~1.4；齿间载荷分配系数

；齿向载荷分布系数，由推荐值1.0~1.2；载荷系数； （4.4）材料弹性系数；节点区域系数，查文献1图8-64；重合度系数；故齿轮模数m小轮分度圆直径圆周速度v与估取值接近标准中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽4.1.3根弯曲疲劳强度校核计算由公式 （4.5）齿形系数小轮；大轮；应力修正系数小轮；大轮；重合度 （4.6）重合度系数 （4.7）故满足要求4.1.4齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径4.2牵引部第二级齿轮传动设计计算4.2.1选择齿轮材料，确定许用应力根据以往采煤机牵引部的设计经验，由文献[11]第一卷，选小齿轮材料40Cr调质处理，齿面硬度270HBS；大齿轮45钢正火处理，,齿面硬度200HBS。许用接触应力接触疲劳极限接触强度寿命系数，应力循环次数N接触强度寿命系数接触强度最小安全系数则所以许用弯曲应力弯曲疲劳极限弯曲强度寿命系数；弯曲强度尺寸系数；弯曲强度最小安全系数；则4.2.2接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度选取Ⅱ公差组9级小轮分度圆直径按齿轮相对轴承为非对称布置，齿宽系数；小轮齿数；大轮齿数；齿数比；传动比误差合适小齿轮传递的扭矩：使用系数；动载系数；齿间载荷分配系数；齿向载荷分布系数；载荷系数；材料弹性系数；节点区域系数；重合度系数；故齿轮模数取m=9小轮分度圆直径；圆周速度；标准中心距；齿宽；大轮齿宽；小轮齿宽；4.2.3根弯曲疲劳强度校核计算根据公式齿形系数小轮；大轮；应力修正系数小轮；大轮；重合度重合度系数故满足要求4.2.4轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径4.3行星齿轮减速器的设计4.3.1计算传动比由上节可知，行星齿轮传动中，高速级行星齿轮减速器的传动比：低速级行星齿轮减速器的传动比：4.3.2高速级计算1）确定齿数将调整为4，这时传动比误差小于，小于一般减速器实际传动比允许误差。查手册根据表14-5-5，取,查表中进行配齿，选取齿数组合：，，，齿数选择满足以下四个条件：传动比条件同心条件装配条件（N为整数）邻接条件2）算中心距和齿轮模数输入转矩： 设载荷不均匀系数一对传动中，小齿轮传递的转矩齿数比： 选择材料：太阳轮和行星轮的材料都选为,渗碳淬火，齿面硬度,齿面硬度高，抗点蚀、耐磨性强，心部韧性好，许用接触应力，齿面硬度很高，抗点蚀、耐磨性强，心部韧性好，。取齿宽系数：；载荷系数：；按接触强度计算公式计算中心距 （4.8）模数：为提高外啮合齿轮的承载能力，将减少一个齿，改为，并进行不等角变位，则传动未变位时的中心距为根据系数，，预取啮合角,则。传动中心距变动系数为 （4.9）则中心距取实际中心距为：3）算传动的实际中心距变动系数和啮合角 （4.10）4）算传动的变位系数 （4.11）根据手册[11]中图14-5-5进行校核，和均在许用区内，可用，根据，和齿数比，在图14-5-5中选取，行星轮变位系数5）算传动的中心距变动系数和啮合角6）算传动的变位系数所以7）算几何尺寸(1)传动的齿轮几何尺寸由文献[11]中表的公式得分度圆直径、：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：(2)计算传动的齿轮尺寸同样按照（1）中的公式计算得：8）验算传动的接触强度和弯曲强度(1)接触强度的校核接触应力计算公式计算圆周力： （4.12）使用系数：；动载系数：；齿间载荷分配系数：；螺旋线载荷分布系数：；节点区域系数：；弹性系数：；重合度系数：；螺旋角系数：；小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、：计算接触应力： （4.13）所以取寿命系数：；；润滑油膜影响系数：；齿面工作硬化系数：；尺寸系数：；安全系数： （4.14）则有（2）弯曲强度的校核齿根应力计算公式由于行星轮c受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可查得：使用系数：；动载系数：；螺旋线载荷分布系数：；螺旋线载荷分配系数：；齿廓系数：应力修正系数：螺旋角系数：；根据公式（3.5）计算齿根应力：满足要求9）根据接触强度计算结果确定内齿轮材料(1)内齿轮接触强度校核名义切向力：；使用系数：；动载系数：；齿间载荷分配系数：；螺旋线载荷分布系数：；节点区域系数：；弹性系数：；重合度系数：；螺旋角系数：；小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数、：寿命系数：；润滑油膜影响系数：；齿面工作硬化系数：；尺寸系数： (4.16)根据选取内齿圈材料,进行调质处理[15]，截面尺寸大，承受较大载荷，表面耐磨，心部强度高，硬度4.3.3低速级1）确定齿数查手册表14-5-5，取,查表14-5-7中将改为3.15，这时传动比误差小于4%。在一栏中选取齿数组合：，，2）按接触强度计算中心距和齿轮模数输入转矩：载荷不均匀系数：；一对传动中，小齿轮传递的转矩为齿数比： 太阳轮和行星轮的材料都选为,表面耐磨，心部韧性高，齿面硬度,芯部硬度，许用接触应力。取齿宽系数：；载荷系数：；按齿面接触强度计算公式计算中心距：模数模数圆整取为提高啮合齿轮的承载能力，需将齿轮减少一个齿，即，进行不等角变位，这时传动未变位时的中心距根据系数，预取啮合角,。传动中心距变动系数为：则中心距取实际中心距为：3）计算传动的实际中心距变动系数和啮合角所以4）计算传动的变位系数由图14-5-5进行校核知，和均在许用区内可用。根据，和齿数比，在图14-5-5中选取，所以有变位系数。5）计算传动的中心距变动系数和啮合角6）计算传动的变位系数所以齿顶高变动系数：7）计算几何尺寸(1)传动的齿轮几何尺寸计算由文献[11]中表的公式得分度圆直径：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：(2)计算传动的齿轮尺寸分度圆直径：啮合角：中心距变动系数：中心距：齿顶高变动系数：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：8）验算传动齿轮的接触强度和弯曲强度根据上节步骤进行校核，计算过程和结果如下接触强度的校核接触应力计算公式圆周力：使用系数：；动载系数：；齿间载荷分配系数：；螺旋线载荷分布系数：；节点区域系数：；弹性系数：；重合度系数：；螺旋角系数：；小齿轮、大齿轮单对齿啮合系数为、：计算接触应力，由公式3-13得： （4.13）所以取其中，寿命系数：；；润滑油膜影响系数：；齿面工作硬化系数：；尺寸系数：最小安全系数，根据公式3-15得： （4.14）则有所以取可知（2）弯曲强度的校核根据齿根应力计算公式由于行星轮c受对称循环的弯曲应力影响，承受能力较低，应该按齿轮计算，根据相关资料可得：使用系数：；动载系数：；螺旋线载荷分布系数：；螺旋线载荷分配系数：；齿廓系数：应力修正系数：螺旋角系数：；根据公式（3.5）计算齿根应力：满足要求4.4本章小结本章主要完成了二级圆柱直齿轮减速箱及二级行星齿轮减速箱的结构设计，通过分配各级的传动比及各齿轮的校核，确定了各级齿轮及内齿圈的材料和外形尺寸参数，为生产部门加工各零件提供了依据。5牵引部传动轴和轴承结构设计与强度校核5.1牵一轴设计与校核1）计算作用在齿轮上的力转矩输出轴上大齿轮分度圆直径；圆周力；径向力；轴向力=0；各力方向如图5.1所示2)初步估算轴的直径考虑到轴的受载情况，将轴设计为齿轮轴，输入轴为齿轮轴结构，根据《机械设计》表8.2,选取轴的材料为45号钢，调质处理。按《机械设计》式8-2，对于只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的最小直径，查《机械设计》表8.6取A=115查，则：图5.1牵一轴受力图3)轴的结构设计（1）确定轴的结构方案该轴左右端装有轴承，均采用圆柱滚子轴承。左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，齿轮由轴直接加工而成，左右轴承均采用轴承端盖。轴的结构如图5.2所示。图5.2牵一轴结构图（2）确定各轴段直径和长度①段用于安装轴承，根据标准轴承内径，暂选圆柱滚子轴承，轴承型号为NU217E，，②段轴承靠轴肩定位，取轴间高度，所以，取③段直接加工齿轮轴，所以取,轴长④段该轴段直径，⑤段该轴段直径，（3）确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查NU217E轴承，得此轴的支承点到齿轮载荷作用点距离。（4）绘制轴的弯矩图和扭矩图①求轴承反力H水平面，V垂直面，②求齿宽中点处弯矩H水平面，V垂直面，合成弯矩，扭矩弯矩图、扭矩图如图5.1所示。③求花键退刀槽内侧的弯矩H水平面V垂直面合成弯矩（5）按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处的当量弯矩轴的材料为45号钢，调质处理。根据《机械设计》表8-2,查得抗拉强度极限，材料许用应力则，轴的计算应力为 该轴满足强度要求（6）花键连接的强度校核由于传递的扭矩较大，所以牵一轴采用了渐开线花键。花键配合[17]为齿的工作长度，键连接传递的扭矩T为 为避免键齿工作表面压溃和磨损，应进行必要的强度校核，计算公式如下： （4.4）式中，—传递的扭矩，；—花键的齿数；—齿的工作长度；—花键的平均直径，，渐开线花键；—渐开线花键的分度圆直径，；—花键齿侧面的工作高度，，渐开线花键（）；—各齿间载荷不均匀系数，一般取；—花键连接许用挤压应力，，见文献[10]表5-3-33；键连接强度满足要求。5.2牵二轴结构设计和强度校核1）计算作用在齿轮上的力转矩输出轴上小齿轮分度圆直径；输出轴上小齿轮分度圆直径；圆周力；；径向力；；轴向力=0；各力方向如图5.3所示图5.3牵二轴受力图2）初步估算轴的直径根据《机械设计》表8.2，选取轴的材料为45号钢，进行调质处理。对于只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的最小轴径。根据公式4.1计算轴的最小直径取则考虑到轴的花键和煤矿井下环境的恶劣，取轴的直径。3)轴的结构设计(1)确定轴的结构方案轴两端装有轴承，左、右轴承及大齿轮均从轴的右侧装入。左轴承用轴套和轴承盖定位，右轴承靠套与壳体定位，大齿轮左右侧均靠套定位，小齿轮直接在轴上加工。轴的第2段加工有渐开线外花键，花键的参数。轴的结构草图如图5.4所示。(2)确定各轴段直径和长度①段根据轴的最小直径，取，暂选滚动轴承型号为NU224E，符合标准密封内径，取 ②段，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮毂空长短，则③段该轴第二段加工有花键，故此段为退刀槽段，，④段该轴段直径，⑤段为使轴套定位，取，则，⑤段此轴段加工齿轮，，图5.4牵二轴结构图(3)计算支承反力、弯矩及扭矩轴的受力见图4.3、水平面及垂直面受力简图见图4.3b、c及e。①求轴承反力H水平面，V垂直面,②求齿宽中点的弯矩H水平面V垂直面合成弯矩③扭矩T弯矩图、扭矩图见图4-2-1。(4)轴的疲劳强度校核由弯矩图和扭矩图可以看出，小齿轮中点所对应的轴截面是危险截面，由文献[11]中的表8.9查得材料的许用应力，按弯扭合成强度校核轴的强度。当量弯矩,取折合系数=0.6，则齿宽中点处的当量弯矩由文献[11]中式8-4得轴的计算应力为该轴满足疲劳强度要求。(5)花键连接的强度校核由于需要传递的扭矩较大，所以轴上采用了渐开线花键。花键配合为，大齿轮的工作长度，根据公式计算键连接传递的扭矩T为为避免键齿工作表面压溃，应进行必要的强度校核计算，根据计算公式计算如下：—花键连接许用挤压应力，，见文献[10]表5-3-33；将以上数值代入公式（4-4）中有花键的强度满足。5.3牵一轴的轴承寿命校核1）计算轴承支反力暂选圆柱滚子轴承NU217E[18],其额定动载荷,额定静载荷，采煤机是16h连续工作的机械，取其预期寿命。由于轴承受到轻微冲击，FS以查[10]表5-10，得载荷系数即：参考资料[10]式5-3，式中——轴承的基本额定动载荷，；——当量动载荷，；——轴承转速，；——寿命系数，取。小时而采煤机所以，轴承寿命满足要求。故所选轴承合格。5.4牵二轴上轴承的寿命校核1）计算轴承支反力暂选圆柱滚子轴承NU224E,其额定动载荷,额定静载荷，采煤机是16h连续工作的机械，取其预期寿命。由于轴承受到轻微冲击，FS以查[10]表5-10，得载荷系数即：参考资料[10]式5-3，式中——轴承的基本额定动载荷，；——当量动载荷，；——轴承转速，；——寿命系数，取。小时而采煤机所以，轴承寿命满足要求。故所选轴承合格。5.3本章小结本章依据第三章中各齿轮传递的力矩，确定了二级圆柱直齿轮减速箱中支撑齿轮的各轴的结构和尺寸，同时也初步完成了对各轴使用的轴承的选择。齿轮与各轴之间通过渐开线花键啮合来传递力矩，优点是齿的工作总面积大，压力分布较均匀，承载能力高，齿根应力集中小，对轴和轮毂的强度削弱较小，提高了联接的精度和质量。结论毕业论文是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的采煤机牵引部设计，基本摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我综合运用所学的专业基础知识解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。本次设计我主要完成了采煤机总体方案的设计，专门设计了采煤机牵引部的传动系统，查阅了大量的专业资料，采用了较为先进的电牵引系统，用惰轮实现中心距的凑配，为了使传动更加平稳，使用了两组行星齿轮系。并先后校核了各齿轮、轴、键及轴承的强度。本次设计综合运用了大学所学的机械专业的知识，同时使用CAD软件进行绘图，完成了四张零件图，一张部件图，两张装配图，一张总体图的绘制，总的工作量达到三张A0号图纸，这所有的一切对我而言，都是一个非常好的锻炼，从中我也学到了许多。总之，毕业设计是本人对大学学习的一个总结，并为今后走上工作岗位奠定了坚实的实践基础。参考文献[1]陈仁良.采煤机.北京：煤炭工业出版社，2000[2]李炳文，王启广.矿山机械.北京:中国矿业大学出版社,2007[3]冯泾若，伍丽娅．国内外厚煤层大功率电牵引采煤机机电一体化新技术．煤矿开采．2003（12）[4]高志明．大功率采煤机的现状和研究方向．煤矿机电．2007（4）[5]谢锡纯，李晓豁．矿山机械与设备．徐州：中国矿业大学出版社，2005[6]张全有，薛萍.国内外电牵引采煤机发展技术状况及应用展望.煤矿开采，2002，4：5-7.[7]贵军.电牵引采煤机的现状和发展趋势.煤矿机械，2009，2：12-15.[8]李荣生，刘彦雄.电牵引采煤机运行中问题的分析.煤炭技术，2005，24(3)：11-12.[9]刘占群.采煤机的可靠性分析.河北煤炭，2005，5：11-12.[10]W.A.Groves,V.J.Kecojevic,D.Komljenovic.Analysisoffatalitiesandinjuriesinvolvingminingequipment.JournalofSafetyResearch,2007,38:461-470.[11]吴宗哲．机械设计师手册（上、下）．北京：机械工业出版社，2002[12]王洪欣，冯雪君.机械原理.南京：东南大学出版社，2007[13]程志红．机械设计．南京：东南大学出版社，2006[14]韩正铜，王天煜．机械精度设计与检测．徐州：中国矿业大学，2007[15]齐乐华.工程材料及成形工艺基础.西安:西北工业大学出版社,2002.3[16]刘鸿文.材料力学.北京:高等教育出版社,2004.1[17]成大先.机械设计手册(第四版).北京:化学工业出版社,2002.1[18]程志红，唐大放．机械设计课程上机与设计．南京：东南大学出版社,2006[19]王占全.电牵引采煤机牵引调速特性及原理.山西焦煤科技，2005，12：3-6.[20]齿轮手册编委会.齿轮手册.机械工业出版社，1990翻译部分英文原文：ApplicationofOpto-tactileSensorinShearerMachineDesigntoRecogniseRockSurfacesinUndergroundCoalMiningFacultyofSciences,Engineering&HealthCentralQueenslandUniversityRockhampton,AustraliaEmail:r.sahoo@.auAbdulMdMazidFacultyofSciences,Engineering&HealthCentralQueenslandUniversityRockhampton,AustraliaEmail:a.mazid@.auAbstract—thesuccessofautomationapplicationsintheminingindustrytraditionallyhasnotbeenwell.Inmanyofthesecasesthebenefitsofautomationhavebeenadvertisedasthedefinitivesolutiontoawidevarietyofproblemsfacedbytheminingindustry,suchasincreasedsafetyandimprovedproductivity.Theseapplicationshaveinmanycasesbeenintroducedprematurelywithoutadequateconsiderationoftherigorsoftheminingenvironment.Asaresult,effectivetechnologyhasoftenbeenlabeledasafailurebeforeithashadachancetodemonstrateitstruecapability.Therefore,webelievethatamajorrequirementisessentialtodevelopautomationtechnologiesforminingsystemsorsub-systems,whichneedsminimaloperatorinputrequirement.Thiscanbeachievedinseveralways.First,bynarrowingthedomaininwhichtheautomatedminingsystemmustoperatesuchthatlesscomplexautomationtechnologycanbeappliedrobustly.Alternately,moresophisticatedcontroltechnologiesarerequiredthatcanreacttothewiderrangeofoperatingminingscenariosresultingfromanuncertain,dynamicandveryunstructuredgeologicalhighlyvariableandunpredictableenvironment.Automationofshearermachines,withthehelpofanopto-tactilesensor,shouldmakethemachinecapabletodetectthecoal-rockinterfaceintheroofandthefloor.Inthisarticleanattempthasbeenmadetoapply,inassociationwithanexistingshearermachine,anewlydevelopedopt-tactilesensortodetectdifferenttypesofmateriallayerswhereashearermachinecanoperateatthelongwallfaceofundergroundcoalmines.Theproposedtactilesensorshouldbecapabletodetectdifferenttypesofmaterials(coal,limestone,sandstone,andshell)recognizingtheirsurfacetextures.Keywords—shearermachines,coalmining,rock/coalinterface,automation,opto-tactilesensorⅠ.IntroductionandProblemOrientationShearermachinesusedinAustralianunderground