毕业论文-滚筒采煤机总体设计行走机构的设计.doc

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1、辽宁工程技术大学毕业设计（论文）中文题目:滚筒采煤机总体设计行走机构的设计外文题目:THE TOLALITY DESIGN OF THE CYLINDER COAL MINING MACHINE AND THE DESIGN OF THE WALKING ORGANIZATION毕业设计（论文）共58页（其中：外文文献及译文10页）图纸共4张完成日期2006年6月 答辩日期2006年6月摘要本文主要介绍采煤机的各部结构的设计与计算，本文总共分为两部分，第一部分主要介绍采煤机的总体方案设计。根据采煤机现在的发展动态通过分析与比较，确定了采煤机工作机构的形式，采煤机的牵引方式，驱动方式以及它的辅助

2、装置。并且对采煤机的基本参数进行了详细的计算，在进行了详细计算以后又对采煤机的配套关系作了必要的说明。第二部分为行走部的专题设计，主要介绍了行走部传动系统的拟定；传动装置的运动及动力参数的计算；各个齿轮的几何尺寸的确定；以及有关部分齿轮、轴、轴承和花键的设计计算与校核。关键词：采煤机；行走部；齿轮；轴；动力参数AbstractThis introduction mainly tell about coal mining machines design and computation in each structure, it has, tow parts ,in the first part,

3、 mainly tell about the whole project design of coal mining machine. According to the development tendency of coal mining machine, we can determine the operating mechanism form, hauling way, drive type as well as its auxiliary unit of the coal mining machine by analyzing and comparison. And it makes

4、an exact computation on basic parameter of the coal mining machine. After that I make a essential explanation on necessary relations of the coal mining machine. The second part is about hauling organizations special design ,it mainly tell about transmission system sketch of the hauling organization

5、,the movement and dynamic parameter computation of gear ,the determination of geometry size of each gear, as well as the computation of design and checking of gear, axis, bearing and spline.Key words: the coal mining machine; the hauling organization; gear; axle; dynamic parameter目录前言11采煤机总体结构的设计方案2

6、1.1明确对采煤机的主要要求21.2采煤机总体结构的方案设计21.2.1总体结构方案设计的原则21.2.2破煤与装煤功能41.2.3 调高功能61.2.4摇臂类型61.2.5调斜功能61.2.6开缺口方式61.2.7驱动方式71.2.8牵引部位置81.2.9牵引部动力传递81.2.10牵引机构91.2.11降尘、冷却91.3采煤机的总体结构101.4采煤机基本参数确定111.4.1采高的估算111.4.2截深121.4.3牵引速度121.4.4牵引力121.4.5截割速度121.4.6滚筒直径121.4.7生产率131.4.8装机功率132采煤机专题设计152.1牵引部的组成及传动原理152.

7、1.1牵引电机的选择152.1.2机械传动系统的拟定152.1.3传动系统各部件说明162.2各轴的运动及动力参数确定172.3电动机所提供的牵引力计算192.4各齿轮几何尺寸的计算202.4.1第一级传动的齿轮几何尺寸的确定202.4.2.第二级齿轮传动的齿轮几何参数确定222.4.3.第三级行星传动齿轮的几何尺寸的确定232.4.4.第四级行星传动齿轮的几何尺寸的确定252.4.5.第五级摆线针轮传动几何尺寸确定272.5齿轮校核282.5.1.第一级齿轮传动的设计与校核。282.5.2 第二级齿轮传动的设计与校核312.6轴的设计及校核.332.6.1一轴的设计及校核332.6.2二轴的

8、设计及校核372.7键的校核422.7.1一轴上键的校核422.7.2二轴上花键的校核432.8轴承的校核442.8.1一轴上轴承的校核442.8.2二轴上轴承的校核453.结论46致谢47参考文献48附录A译文49附录外文文献53前言把煤从煤层上截落下来并远出采煤工作面，这是煤炭生产的两个主要工序。使用刮板输送机实现煤的运输，而把煤从煤层上截落下来并装入输送机，则是由采煤机来完成的。采煤机完成了落煤和装煤这两个主要工序，就实现了煤炭开采的机械化1。 本世纪四十年代，英国和原苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤刀具，这种采煤机工作效率低。而德

9、国则同时研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。五十年代初，英国和德国相继研制出来滚筒采煤机。在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。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，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其适应性差；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。进入六十年代，英国、德国、法国以及原苏联先后对采煤机的截煤滚筒做出两项革命性改进。其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；第二项是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒2，极大地提高了装

10、煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机的基础。 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，构成了综合机械画采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。 自七十年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性近一步提高。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设备的监控技术已经在采煤机上得到应用。现代采煤机和刨煤机已经发展成为高技术机电一体化产品。 煤炭在我国工农业生产和人民生活中占有举足轻重的地位。只要我们认识到对采煤机械的功能要求，

11、掌握采煤机械的设计理论和设计方法，在工作实践中理论联系实际，就一定能开发出世界上一流的采煤机械，为人类煤炭生产做出贡献。1采煤机总体结构的方案设计1.1明确对采煤机的主要要求某一种类的采煤机，如果在甲矿的使用结果不能令人满意，而往往在乙矿却得到赞誉，为什么不同的用户对同一种机型的反映不同？很明显，这是因为这种类型的采煤机没有满足甲矿的要求而满足了乙矿的要求。这就说明，欲使采煤机受到用户青睐，必须按用户要求设计采煤机1。因此，在采煤机设计之前，掌握拥护对采煤机的要求，是十分重要的。对收集到的要求，应进行整理和分类，使之条理分明层次清楚，作为设计必须达到的目标。本次设计基本要求如表1-1。1.2采

12、煤机总体结构的方案设计 采煤机的总体方案的好坏，决定了采煤机功能的完善程度，决定了采煤机性能的好坏，决定了采煤机的生产率以及采煤机的可靠性。因此，采煤机总体结构的方案设计，是采煤机设计过程中最重要的一环。只有在总体结果方案设计阶段最终找到最佳的总体结构方案，方能开始下一个设计阶段，即结构设计阶段。1.2.1总体结构方案设计的原则一、必须满足用户的要求采煤机设计要从明确用户的要求开始，当用户的要求已经明确，采煤机的结构就必须满足用户的这些要求。把能否满足用户的要求和能否很好的满足用户要求，当作衡量设计方案优劣的标准3。二、“量体裁衣”的设计原则 所谓“量体裁衣”，就是根据用户那里的使用条件，设计

13、出适于在那里工作的采煤机。三、满足人机工程学要求的设计原则 人类使用工具从事社会生产劳动，人和工具要与其所在的环境协调统一，互相适应，才能发挥出最大的效益。人们使用采煤机在井下采煤工作面实现煤的开采，采煤机应该适应采煤工作面的环境，人与采煤机要互相适应。采煤机的结构要适应井下采煤工作面的环境1。例如： 采煤工作面空间狭窄，采煤机的结构必须紧凑，采煤机单位体积重量或者单位体积功率要高； 采煤机的部件结构要便于解体与组装，以便适应在井筒和巷道运输的要求；表1-1 采 煤 机 要 求 表Tab.1-1 The table of the coal mining machines demand设 备 名

14、 称：采 煤 机页 码时 间年月日要求希望要 求希 望要 求希 望要 求希 望要 求希 望要 求内 容1、几何学的机身高不得超过1.5m；过煤高度不得小于400mm；机器最大可拆卸长度不大于4.5m；2、运动学的采煤机工作牵引速度06m/min，调动速度810m/min，采煤机工作牵引速度能达到8m/min。3、动力学的采煤机牵引力为500KN；装机功率450KW；采煤机牵引力达到600KN；装机功率为600KN；有最低单位能耗。4、信息学的有开机信号，有过载信号，有停机信号；有故障显示信号：超温、超压、冷却水断水有截割顶底板信号以及自动调高装置；有电功率显示；有煤的生产量自动显示5、加工制造

15、批量生产，CAD/CAM；模块化制造 系列化设计；负责人，完成时间 采煤机的电气设备要考虑到防爆，零件的结合部位要考虑到防尘，所以机件要考虑到防潮、防腐蚀等，这是由于在采煤工作面的空气中含有煤尘与瓦斯，而且湿度很大，如设计不合理，很容易引起煤尘或瓦斯爆炸，或使机件侵蚀或锈蚀严重，影响机件使用寿命； 机件要有足够强度，以防止被下落的岩块或煤块砸坏。 采煤机的结构要与操作者相互适应，例如： 操作手把要有足够强度，手把的位置要便于操作，手把的形状要便于握持； 按钮的形状也要便于按压，要目标明显，便于寻找，不同作用的按钮要用形状或颜色加以区别； 仪表的表面、数字和指针要醒目，便于观察； 所有按钮、手把

16、和开关等的操作能力不能超过人的体力所及； 按钮、手把和开关的位置要便于操作； 机器的结构要尽量考虑操作者的安全、舒适，在噪声、温度、湿度以及振动等方面要考虑人的承受力。 总之，在采煤机总体设计结构方案的设计中，要全面考虑人体测量学、工程心理学、劳动生理学和劳动卫生学等诸方面，通过设计让采煤机的结构适应人的生理条件和要求，减少人在劳动中的压力，尽量使人在工作中发挥出最大的效率，同时也能使机器处于最佳工效之中。 采煤机的三种功能基本如下：（一） 把煤从煤壁上破碎下来。（二） 把破碎下来的煤装到工作面输送机里。（三） 采煤机能沿工作面自移。现将采煤机分功能及其结构方案列表1-2。如表1-2所示，采煤

17、机可采用的综合方案有许多种，但从技术观点和设计原则来看，某些方案是不合理的。所以只需摘出合理科学的方案来满足客户的需求即可。先对各分功能的方案进行比较。1.2.2破煤与装煤功能目前人们使用的破煤方式有铣削式、钻削式和滚压式三种2。一.铣削式结构即在鼓形滚筒的表面或在螺旋滚筒的叶片安装截齿，滚筒随采煤机前移并自转。截齿使用铣削的方式把煤从煤壁上截割下来。现代采煤机为实现破煤与装煤一体，都采用螺旋滚筒。这种滚筒外围的齿座上装有截齿，当滚筒转动时截齿把煤从煤体上破落下来，同时螺旋叶片把煤块装入工作面输送机，滚筒安装在机械传动装置的输出轴上，机械传动装置把动力传递给表1-2 采煤机分功能及其结构方案T

18、ab.1-2 Divide function and structure program of coal mining machine分功能123451234567891011破煤与装煤调高摇臂形式调斜开缺口驱动方式牵引部位置牵引部动力传递种类牵引机构降尘冷却系统防滑方式水平轴螺旋滚筒调高油缸在机身下 面直 摇 臂在采空区侧装油缸钻入开缺口滚筒单机驱动内 牵 引液压传动链 式内外喷雾系统抱 闸 式垂直轴鼓形滚筒调高油缸在机身上 面弯 摇 臂在煤壁侧面装油缸斜切开缺口滚筒双电机联合驱动外 牵 引电 牵 引钢 丝 绳吸入空气式盘式制动器端铣齿冠机身侧面装双油缸双电机分别驱动机械传动无 链泡 沫 式

19、防滑绞车钻削头在截割部内设油缸多电机分别驱动盘刀螺旋滚筒截割滚筒，而且水平旋转轴结构还可以通过摇臂随时调整截割滚筒的截割高度（又称调高）功能，以适应煤层厚度的变化及底版的起伏。此外它对不同煤层厚度的适应性好，具有自开缺口的功能。二.钻削式结构在环形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，悬臂则被称为钻削臂。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形截槽，而此环行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。其缺点是这种结构布置于采煤机的端面，机身必沿其钻削出

20、的空间前进，因此，机身长；这种破煤结构不能自开缺口；为使底板平整，还必须配有截割盘，沿顶板和底板截割煤层，因此使整个机器结构复杂化；此外，这种破煤结构对煤层厚度适应性小。三.滚压式破煤结构是在螺旋滚筒的旋叶上和滚筒端面安装滚压盘刀，但滚筒前移并自转时，盘刀压向煤壁，其刃部和挤压和剪切作用达到破煤的目的。这种破碎煤层的结构优点在于，采下煤的块度大，煤尘明显低；机器能耗小；盘刀寿命长。这种结构的缺点在于，结构复杂，成本高。1.2.3调高功能本设计煤层厚度大于2m，应该用双滚筒采煤机，使一个滚筒沿底版截割，另一个滚筒沿顶板截割，两个滚筒完成同一层煤的截割。当煤层厚度随时变化时，两个滚筒的工作高度应当

21、变化，这就需要能实现适应煤层厚度变化的功能的结构，这种结构称为采煤机的调高装置。1. 调高油缸设在机身下面，由于活塞杆伸缩就实现了滚筒工作高度的变化。对于双滚筒采煤机而言，借助于两个滚筒工作高度的改变，能就完成适应煤层厚度H等于或小于两倍于滚筒直径D的变化情况。油缸推力大，调高范围大。但输送机上面经过煤空间被油缸占据一部分，过煤空间变小。而且油缸容易被煤块碰坏。2. 调高油缸在机身上面的结构形式。则不影响过煤高度，并且对油缸安装、检修方便，但是，借助于活塞杆缩进抬高滚筒，拉力小。3. 装于机身侧面，两个油缸共同工作，油缸尺寸小，但活塞行程短，因此滚筒调高范围不大。4. 调高油缸设在截割部减速箱

22、内部，活塞1带动小摇臂2旋转，小摇臂2与摇臂轴3固联，摇臂轴3又与摇臂固联，摇臂轴3的旋转又带动摇臂摆动，进而调整滚筒高度。此结构稳定性好，不影响过煤空间，但结构复杂，检修不够方便。其结构如图1-1。1.2.4摇臂类型摇臂按外形分为直摇臂和弯摇臂两种，弯摇臂可以增加滚筒装煤时的排煤空间，提高装煤效果，但加工较困难。本设计采用弯摇臂。1.2.5调斜功能为适应煤层沿走向波浪起伏以及存在断层的功能，采煤机在采空区安装有调斜油缸，采空区侧的滑靴安装在活塞杆上，活塞杆伸缩就改变了采煤机的倾斜角度。1.2.6开缺口方式开缺口有两种方式，一种是钻入式开缺口，此方式一般使用人工开缺口，工作量大。另一种是斜切进

23、刀的方式，此方式在破煤的同时实现进刀，节省人力和时间；快捷方便，目前大部分均采用这种方式。（如图1-2）图1-1 摇臂结构图Fig.1-1 rocker constructive chapter1.2.7驱动方式“驱动方式”，是指采煤机拖动电机的数量以及传动方式。大体上可以分为四种：（1） 单机驱动方式，整台采煤机只用一台电机驱动，电动机的外形尺寸影响了采煤机功率增加，而且电动机发生故障损失大。（2） 双电机分别驱动，即一台采煤机由两台电动机拖动，其中一台驱动一个截割部，另一台驱动另一截割部和牵引部。这样，每台电动机的功率大约相当于单机驱动的一半，因此，电机的功率相同。由于每台电机功率大约相当

24、于单机驱动的一半，因此，电机的功率可以加大，不受外形尺寸限制。但是，容易出现电机负荷不均衡现象。（3） 双电机联合驱动，是指两台电动机通过机械联合，共同驱动采煤机各部。这样驱动方式能使采煤机负荷均匀，但结构复杂。图1-2 中部斜切进刀法示意图Fig.1-2 The sketch map of the central inclined enter cut（4） 多机分别驱动，是指用四五台电机拖动整台采煤机。若用四台电机，是每个截割部各用一台电机拖动，牵引一台电机拖动，调高等辅助液压系统用一台电机。多机驱动时，每台电机的功率皆比较小，而且一台电机有故障，容易更换，损失小。1.2.8牵引部位置“牵引

25、部位置”，是指牵引部安装位置。大多数采煤机牵引部随采煤机一起移动，称为内牵引。对于薄煤层采煤机，为了减小采煤机高度，把牵引部的液压传动系统安放在工作面下顺槽，拖动链轮及其机械传动安装在工作面输送机下机头之一侧，称之为外牵引。1.2.9牵引部动力传递“牵引部动力传递类”，是指从电动机到牵引机构之间的动力传动方式而言。液压传动电动机通过液压系统驱动牵引机构。而电牵引则由直流电动机直接带动牵引机构。使用经验表明，点牵引调速方便，效率高，省略了繁杂的机械与液压传动系统，运动可靠，是比较好的牵引传动方式。1.2.10牵引机构牵引机构，采煤机沿工作面自行移动习惯上被称为牵引。近年来，随着生产率的提高，采煤

26、机装机功率不断加大，现在采煤机总装机容量已超过1000KW。牵引链中的拉力也已增至400800KN。如此大的载荷必须采用大尺寸的圆环链，而增大圆环链的尺寸又带来一系列的影响。因此，链牵引机构已限制了采煤机功率的提高。人们开发了不用链牵引的牵引机构，即无链牵引机构。无链牵引指不用悬置于工作面的圆环链使滚筒采煤机行走的牵引方式。无链牵引以固定在工作面输送机侧面的行走轨为牵引构件，通过行走轮与其啮合，使机器沿行走轨往返移动。无链牵引机构的形式主要有齿轨式、销轨式和链轨式三种。1. 齿轨式无链牵引以齿条式齿轨为行走轨，有单齿条式和双齿条式复合齿轨两种。双齿条式复合齿轨由两条相互交错1/2节距的单齿条组

27、合而成。行走轮可以是滚轮（又称销轮），也可以是齿轮，与复合齿轨相啮合的行走轮是由两个相互交错1/2节距的齿轮叠合而成的复合齿轮。2. 销轨式无链牵引以圆形或非圆形柱销按一定节距组合而成的销轨为行走轨。行走轮有渐开线齿轮或摆线齿轮。3. 链轨式无链牵引以链环组成的链轨为行走轨，链轨有不能拆卸的圆环链链轨和可拆卸的摸锻链轨两种。行走轮为链轮。无链牵引具有以下优点：a) 采煤机移动平稳，振动小，因而载荷均匀，延长了机器的使用寿命，故障率也大大减少。b) 可利用无链双牵引传动，将牵引力提高到400600KN，以适应采煤机在大倾角（最大达54度）条件下工作，利用制动器还可以使机器的防滑问题得到解决。c)

28、 可实现工作面多台采煤机同时工作，提高工作面产量。d) 啮合效率高，可将牵引力有效地利用在割煤上。因它没有原来链牵引的链条通过轮时所产生的多边形效应而导致的啮合损失，所以噪声、速度脉动也有所降低。e) 消除了链牵引带来的断链、反链敲缸等事故，大大提高了安全性。本设计采用齿轮销排型结构，利用齿轮与销排啮合，推动采煤机前移。1.2.11降尘、冷却采煤机的截煤滚筒在截割煤壁的同时，产生了煤尘并在空气中飞扬，使井下的空气遭到严重污染，威胁井下工人的身体健康。我国规定，井下空气中粒度小于5 的粉尘浓度应小于10mg/m3，而别的国家甚至把这一规定提高到2mg/m3。在井下当颗粒直径在不大于0.751.0

29、mm的范围内的煤尘形成一定浓度时，容易引起煤尘爆炸或瓦斯爆炸。因此，降尘是采煤机的一个重要辅助功能。 用喷雾灭尘，是使压力为1520巴的压力水经由喷咀喷出雾化，极细小的液滴充满滚筒截煤区，液滴与粉尘相碰而被捕捉。压力水经过滚筒内流出，并由装在叶片上的喷咀喷出，称为内喷雾。当压力水由设在机身的喷咀喷出称为外喷雾。一般采煤机内外喷雾都有，降尘效果好。 采煤机在工作过程中离不开冷却水。采煤机的拖动电动机需要冷却水，冷却水在电动机外壳的水套中流过。液压牵引部的温度需要保持在一定温度之下，其中液压传动油池温升要低于45oC，最高工作温度应低于75oC；牵引部齿轮箱油温升高应低于55oC，最高温度应低于8

30、5oC。截割部齿轮传动油箱的油温也不应高于85oC。截煤滚筒的截齿在截煤过程中温升很高，降低了截齿的耐磨性。因此，对采煤机零部件进行冷却是不可缺少的。这种冷却功能是由冷却水实现的。让喷雾水首先流过需要冷却的部件，实现冷却功能，然后再被送到喷雾系统中。因此，冷却与喷雾水是一个供水系统。 以上是对各方案的分析比较，采各家之长，最后拟定设计的方案如表1-3。表1-3 采煤机分功能及其结构方案综合表Tab.1-3 The comprehensive table of coal mining machines divide function and structure program序号分功能方案备注1

31、破煤与装煤水平轴螺旋滚筒2调高在截割部内设油缸3摇臂形式弯摇臂4调斜在采空区侧装油缸56开缺口驱动方式斜切开缺口滚筒多电机分别驱动7牵引部位置内牵引8牵引部动力传递种类电牵引9牵引机构无链牵引10降尘冷却系统吸入空气式11防滑方式抱闸式1.3采煤机的总体结构 根据前面对采煤机各机构的确定，采煤机的总体布置方式如图1-3。图1-3 总体布置方式图Fig.1-3 The diagram of coal mining machines table assign采煤机的牵引部和截割部通常各自独立，用底托架作为安装各部件的基体。其工作原理是由煤壁侧的两组支撑组件和采空侧的两只导向滑靴分别把采煤机支撑在工

32、作面刮板输送机的铲煤版和销轨上，牵引部电机通过牵引机械传动带动左右行走箱中的行走轮，行走轮与输送机上的销轨啮合，使采煤机沿工作面刮板输送机往复行走，实现采煤机的左右牵引，同时截割部电机通过截割机械传动带动滚筒旋转完成落煤和装煤作业。1.4采煤机基本参数确定在采煤机整体结构方案设计阶段，大体确定基本参数如表1-4。表1-4 基本参数表Tab.1-4 Fundamental parameter table采高H截深B牵引速度Vq牵引力F截割速度V滚筒直径D设计生产率Q装机功率N1.73.3m0.6m5m/min450KN3.55.0m/s1.8m729T/h300KW1.4.1采高的估算根据煤层厚

33、度不宜超过采煤机最大采高的90%95%；不宜小于采煤机最小采高的110%120%1。煤层厚度23m。所以采高范围1.73.3m。1.4.2截深截深是指采煤机工作机构完全截入煤壁的深度，即采煤机沿工作面走向一次推进的距离，采煤机的截深与煤层厚度，顶板状态有关。对于中厚和厚煤层，考虑到工作面输送机的最大输送能力以及充分利用顶板压力对于煤壁的予破碎效应，截深皆定为0.6m1。1.4.3牵引速度牵引速度越高，单位时间内的产量越大，但电动机的负荷和牵引力也相应增大。为使牵引速度与电动机负荷相适应，牵引速度应能随截割阻力的变化而变化。当截割阻力变小时，应加快牵引以获得较大的切削厚度，增加产量，当截割阻力变

34、大时，则应降速牵引，以减小切削厚度，防止电动机过载，保证机器正常工作。目前双滚筒采煤机截煤时，牵引速度一般不超过56m/min。而调动牵引速度取。1.4.4牵引力牵引力的计算参照资料2按下试进行计算： （1-1）式中：P采煤机牵引力KN G采煤机移动部分重量；参照同类产品，取G=40吨也可以参照同类产品MG300系列产品，初取牵引力为450KN。1.4.5截割速度截割速度是指滚筒截齿齿尖的圆周切线速度，截割速度决定截割部传动比，滚筒直径和滚筒转速，对采煤机的功率消耗，装煤效果，煤的块度和煤尘大小等有直接影响。为了减少滚筒截割时产生的细煤和粉尘，增多大煤块，应降低滚筒转速。滚筒转速对滚筒截筒和装

35、载过程的影响都比较大，但是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，截割速度一般为3.55.0m/s，在此本设计取V=4m/s。1.4.6滚筒直径滚筒直径是指滚筒齿尖所在圆直径。对于中煤层和厚煤层采用的双滚筒采煤机，滚筒直径按下式1计算：式中 Hmax开采煤层最大厚度m取D=1.8m1.4.7生产率理论设计生产率按下式计算1： （1-2）式中Q采煤机理论设计生产率，T/h； H采高，m； B截深，m； 采煤机牵引速度，m/min； 煤的实体容重，T/m3；结合表1-4，取H=3m，B=0.6m，1.4.8装机功率装机功率参照资料2，双滚筒采煤机的装机功率可按下式计算： （1-

36、3）式中： 采煤机的设计生产率 T/h 功率利用系数，取=1 功率水平系数 后滚筒工作条件系数 截割比能耗1) 的确定查资料3，取中硬以上煤层的抗截强度，查2取=0.42) 的确定 功率水平系数的确定与牵引速度调节方式，电动机的超载等有关，本机采用自动调整，电机超载能力取（22.2）查2取=0.9。3) 的确定本机采用后滚筒在下的前顺后逆的采煤方法，查2取=0.8。所以， 取标准值。也可参照资料1表4-8，煤层厚度（2.03.5）m，采煤机装机功率取（250350）。对于多机分别驱动的采煤机，牵引电动机按占总功率18%25%计算功率。则牵引电动机功率 。为更好满足牵引功率，两部牵引电动机的功率

37、各拟定为40。2专题设计序言 本次设计的采煤机牵引部是由电牵引系统和机械传动系统组成。其功能是由电动机发出电能，转换成机械能，经过各级齿轮传送部件，借助摆线轮与销排齿轨的啮合传动，使采煤机沿运输机轨道往返运行。 牵引部分左牵引部和右牵引部，这部分为对称结构，除机壳和部分盖板外，内部零件可完全互换。2.1牵引部的组成及传动原理 牵引部由机壳、牵引电机、一轴、二轴、惰轮组件和行星减速器等主要部件组成。机壳内设有电机腔、齿轮传动腔和干腔三大部分。电机腔用来安装牵引电机；齿轮传动腔用来安装各级齿轮传动部件；干腔用来安装分水阀、液压油管、水管和电缆等辅件。 牵引部的传动原理是：牵引电机输入动力，经一轴、

38、二轴、惰轮组件和双行星减速器，最后经花键轴将动力传入行走箱。（传动齿轮均采用圆柱齿轮）。2.1.1牵引电机的选择 由前一篇1.4.8所述，电动机的额定功率为40。选择电动机型号为YBQYS-40型电动机，其参数如下： 额定功率：40 kw 额定电压：1140 V 额定电流：76 A 额定转速：1478 r/min2.1.2机械传动系统的拟定 由于手生产力，支架移动能力，截割阻力等的影响，采煤机的牵引速度一般最大不超过，而电动机的输出转速较高。为了减少传动的复杂程度，常用行星传动等的传动比的减速机构。初步拟定传动系统如下图所示：各级传动比分配为：图2-1传动系统图Fig.2-1 Transmis

39、sion system diagram总传动比：2.1.3传动系统各部件说明1）一轴 轴齿轮一端与牵引电机的输出轴以渐开线花键干式联接，该轴轮齿轮设有两种齿数与二轴对应齿轮相啮合，实现牵引变速配齿。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）二轴属两齿轮塔式结构。其中大齿轮设有两种齿数与一轴对应轴齿轮相啮合，实现两种齿数比（53：20或50：23），客户可根据需要选择某一速比，以使最大牵引速度与牵引力合理搭配。装配时应根据客户要求选取配对齿轮，若客户无要求，正常安装齿数比为53：20。二轴的小齿轮与惰轮轴齿轮相啮合。3）惰轮组件惰轮轴上安装有一只齿轮，同时与

40、二轴的小齿轮、双行星减速器端头的齿轮查啮合，将动力由二轴传动给双行星减速器，只是凑配中心距，即不变速，也不换向。4）行星减速器行星减速器由第一级太阳轮和行星架双浮动的NGW型三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惰轮轴齿轮相啮合将动力输入给第一级三行星机构，三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

41、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。2.2各轴的运动及动力参数确定 电动机的输出功率： 电动机的转速： 电动机的输出转矩： 查阅4，得以下机械传动效率： 圆柱齿轮传动 一对滚动球轴承 一对滚子轴承 行星机构 花键连接机械损失可忽略不计。对于I轴：对于II轴：对于III轴：对于IV轴： 由于III轴是惰轮轴，不改变传动速度及传动比。对于V轴：由于该轴与前一轴是花键

42、连接，其机械损失可以忽略不记。对于VI轴：对于VII轴：对于VIII轴：2.3电动机所提供的牵引力计算根据现有资料，摆线驱动轮的模数初定为39.79，则： （2-1）式中 电动机牵引力摆线轮所受扭矩m摆线轮模数摆线论齿数由于本机有两个牵引部，所以，实际牵引力应为：2.4各齿轮几何尺寸的计算2.4.1第一级传动的齿轮几何尺寸的确定1) 参照已有的产品资料，初步确定产品主要尺寸 根据结构需要两齿轮的实际中心距。2) 确定变位系数：必须采用变位齿轮。根据给定中心距求啮合角： （2-2）查阅参考资料5表23.2-19：取则3) 确定结构尺寸：参照资料5分度圆直径：基圆半径：分度圆分离系数：齿顶高变动系

43、数：齿轮齿顶高： 齿顶圆直径：齿根轮直径： 4) 重合度计算： （2-3）式中： 啮合角 齿轮1，2的齿顶圆压力角2.4.2.第二级齿轮传动的齿轮几何参数确定 由结构可知第二级传动中含有一个惰轮，它只起到凑配中心距的作用。不改变传动方向和传动比。实际需要的中心距，参照已有的产品资料，初步确定主要尺寸。其理论中心距所以，无需变位。确定传动几何尺寸：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：2.4.3.第三级行星传动齿轮的几何尺寸的确定1) 本级传动的行星齿轮系传动，参照现有资料，确定太阳轮，行星轮，内齿圈。2) 齿轮变位系数的确定为了提高齿轮的弯曲强度和接触强度，工作中齿轮大都采用变位

44、齿轮。参照资料5。I. 因为所以，太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位，即。按从图23.2-7P5线上初选在图23.2-8中查得利用图23.2-4查得所以即：取则II. 为了满足行星传动的同心条件，与的实际中心距应与，的实际中心距相等。与的理论中心距：与的啮合角确定：查参考资料5表23.2-19： 中心距变位系数：齿顶高变动系数：3) 各轮几何尺寸确定：分度园直径： 齿顶圆直径： 其中，。齿根圆直径：2.4.4.第四级行星传动齿轮的几何尺寸的确定1) 参照现有资料，确定太阳轮，行星轮，内齿圈，。2) 齿轮变位系数的确定，参照资料5：I. 因为所以，太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位，既。按，从图

45、23.2-7P5线上初选，在图23.2-8中查得，利用图23.2-4查得，所以即：取，则：II. 为了满足行星传动的同心条件，与的实际中心距应与，的实际中心距相等。与的理论中心距：与的啮合角确定：查参考资料5表23.2-19：中心距变位系数：齿顶高变动系数：4) 各轮几何尺寸确定：分度园直径：齿顶圆直径： 其中，。齿根圆直径： 2.4.5.第五级摆线针轮传动几何尺寸确定根据已有资料，第五级传动的驱动轮，摆线轮，摆线模数,销轴直径，摆线轮齿根圆角半径，。几何尺寸确定：分度园直径：齿顶圆直径： 取。齿根圆直径：2.5齿轮校核2.5.1.第一级齿轮传动的设计与校核。1) 选择齿轮材料，确定精度等级，

46、两齿轮均选用，表面渗碳淬火，硬度为5662HRC，选齿轮精度等级8级。2) 计算许用应力，计算应力循环次数N。假如齿轮每天工作10小时，每年工作300天，预期寿命10年，则： 式中： 马达输送轴转速齿轮每一转中，同一齿轮面啮合的次数齿轮的工作寿命（小时）第一级齿轮传动比I. 接触疲劳许用应力的计算：参照资料5： （2-4）式中：许用接触应力，试验齿轮的接触疲劳极限应力，查图23.2-18，取：接触强度计算的寿命系数，查图23.2-19取工作硬化系数，查图23.2-22取接触强度计算的尺寸系数，查图23.2-23取接触强度最小安全系数，查式23.2-19取所以：II. 弯曲疲劳许用应力，参照资料

47、5： （2-5）式中：许用弯曲应力，齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，查图23.2-29取弯曲强度计算的寿命系数，查图23.2-30取相对齿根圆角的敏感系数，查表23.2-23取相对表面状况系数，见式23.2-25取弯曲强度计算的尺寸系数，查图23.2-31取弯曲强度最小安全系数，见式23.2-20取所以：3) 校核I. 接触疲劳强度校核，参照资料5： （2-6）式中：计算应力，节点区域系数，查表23.2-16，取弹性系数，查表23.2-29，取重合度系数，查表23.2-17，取使用系数，查表23.2-24，取动载系数，查式23.2-12，取齿向载荷分配系数查式23.2-13，取齿间载荷分配系数

48、查式23.2-28，取齿轮传递的扭矩，齿轮的传动比齿宽，齿宽系数，查4表16-6，取齿轮1比分度圆直径所以： 因此，齿轮的接触疲劳强度满足要求。II. 按弯曲疲劳强度校核，参照资料5： （2-7）式中：计算弯曲应力，应力修正系数，查23.2-24，取载荷作用于齿顶时的齿形系数，查图23.2-25，取重合度系数，查23.2-28，取其它参数同上： 两齿轮弯曲疲劳强度也满足要求，综上所述，该对齿轮的强度均满足要求。2.5.2 第二级齿轮传动的设计与校核1) 选择齿轮材料，确定精度等级 两齿轮均选用18Cr2Ni4WA，表面渗碳淬火，硬度为5662HRC。选齿轮精度8级。2) 计算许用应力 计算应力

49、循环次数N 假如齿轮每天工作10小时，每年工作300天，预期寿命10年，则：式中：一轴的转速齿轮每一转中，同一齿轮啮合的次数齿轮的工作寿命（小时）第二级齿轮传动比查阅资料5：I. 接触疲劳许用应力的计算： （2-8）式中各参数意义同上，查阅资料同上，取：得： II. 弯曲疲劳许用应力： （2-9）式中各参数意均同上，查阅资料同上，取：所以：3) 校核I. 接触疲劳强度校核：参照资料5： （2-10）式中各参数意义均同上，查相同资料，取：所以： 因此，齿轮的接触疲劳强度满足要求。II. 按弯曲疲劳强度校核：参照资料5： （2-11）式中各参数意同上，查相同资料取： 两齿轮的弯曲疲劳强度也满足要求

50、。综上叙述，该对齿轮的强度均满足要求，而与之间未改变转速与传动比，则无需再校核。2.6轴的设计及校核.2.6.1一轴的设计及校核1. 选材由于该轴属于花键轴，所受扭矩较大，因此选用渗碳淬火，硬度5662HC。参考资料7：参考资料8表13-1取许用疲劳应力。2. 按扭转强度初步计算轴端轴经参照2.2，参照资料7表24-2，取：取 ：3. 轴的结构设计由于轴的一端是动力输入端，应通过联轴器与电动机相连，根据电动机轴伸直径与该轴轴伸直径，选定联轴器的型号：为了拆装方便，该轴各轴段直径，长度及结构见如2-1简图：4. 计算作用力（见图2-2b、d）齿轮的圆周力：齿轮的径向力：5. 求支反力（见图2-2

51、b、d）XOZ面（水平面）由得：XOY面（垂直面）由得：6. 作弯矩图和扭矩图（见图2-2c、e、f、g）XOZ面（水平面）：XOZ面（垂直面）：合成弯矩：转矩：7. 轴的强度校核1) 确定危险截面，根据轴的结构尺寸及弯矩图，扭矩图，截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的应力集中；截面E处弯矩也较大，直径较小，又有圆角引起的应力集中；截面D处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属危险截面，现对D截面进行强度校核。2) 安全系数校核计算由于此轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。参照资料10查表4-5.有效应力集中系数：参照资料11查表261-1材料的弯曲，扭转

52、疲劳极限：参照资料11表263-11弯曲，扭转时的尺寸影响系数：查表263-9得，表面质量系数： 查表263-13得，材料弯曲扭矩特性系数：弯曲应力幅为：由于是对称循环弯曲应力，故平均应力为。根据11式263-2：剪应力幅为：图2-2 一轴结构简图Fig.2-2 The first axle composition diagram根据11式263-3：所以根据11式263-1确定截面D的安全系数：由表263-5可知，故，该轴D截面是安全的。2.6.2二轴的设计及校核1. 选材由于该轴为一齿轮轴，所受扭矩较大，选用材料渗碳淬火硬度5662HRe。参考资料7：参照资料8表11-3取。2. 按扭矩强

53、度初步计算轴端轴径：参照2.2，。参照资料7表24-2取由于采用花键连接取。3. 结构设计：为了满足轴的功能有其端部设有花键，中部为齿轮轴，两端用轴承支撑为了轴承定位的安装方便，该轴设计为阶梯轴，其轴结构如装配图所示，结构简图如图2-3。4. 计算作用力：5. XOZ面（水平面）（见图2-3b）6. XOY面（垂直面）（见图2-3d）7. 画弯矩图（见图2-3c、e、f、g）XOZ面（水平面）：XOY面（垂直面）：合成弯矩：转矩表8-3：查资料4取弯矩合成：8. 校核I面II面9. 疲劳强度校核1) 判断危险剖面图中III，IV，V，VI，VII面均为有应力集中源的剖面，其中，III轴径小需要

54、验算，IV，VI均为过渡圆角引起的应力集中，而剖面FS受弯矩不同，直径也不同，所以两者也需校核。2) III剖面校核参考资料10，查表4-5，轴肩圆角有效应力集中系数：参考资料11，查表261-1，材料的弯曲，扭转疲劳极限：参考资料11，表263-11，弯曲扭转事的尺寸影响系数：图2-3 二轴结构简图Fig2-3 The second axle composition diagram查表263-9，得表面质量系数：查表263-13，得材料弯曲，扭转特性系数：由于该减速轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：根据11式263-2：剪应力幅为：所以：所以：所以

55、III面安全。3) 校核IV剖面同理，参考资料10，11取：弯曲应力幅为：所以：剪应力幅为：所以：所以：所以IV面安全。2.7 键的校核2.7.1 一轴上键的校核1) 轴径平键的校核该键材料为45钢，普通（A型）平键，根据轴径48mm，轴伸直直径长84mm，查5表213-4，确定键尺寸为：宽b=14mm，高h=9mm，键长L=70mm。验算键连接挤压强度：由于轴和联轴器相比，联轴器的机械性能较差，所以应按联轴器材料HT200校核，查5，表213-3，。键工作长度：。由4式11-1：满足强度要求，选键型号为：键。2) 轴段花键的校核根据轴各参数，确定花键类型和尺寸，该键采用矩形花键，尺寸规格为：。根据4式11-3：式中：载荷分布不均匀系数，取花键齿工作高度，c为倒角尺寸花键平均直径，查5表214-4，