【终稿全套】MG300-700-WD型采煤机设计【8张CAD图纸+文档】
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参考文献1 王洪欣. 机械设计工程学(). 徐州: 中国矿业大学出版社, 2004 2 唐大放. 机械设计工程学(). 徐州: 中国矿业大学出版社, 20043 李昌熙. 采煤机. 北京: 煤炭工业出版社, 19884 许洪基. 现代机械传动手册. 北京: 机械工业出版社, 19955 谢锡纯. 矿山机械与设备. 徐州: 中国矿业大学出版社, 20046 李贵轩. 采掘机械. 北京: 煤炭工业出版社,19827 赖昌干. 采掘运机械的控制. 徐州: 中国矿业大学出版社,19948 王启广. 采掘机械与支护设备. 徐州: 中国矿业大学出版社,20069 刘鸿文. 简明材料力学. 北京: 高等教育出版社,200410 单丽云. 工程材料(第二版). 徐州: 中国矿业大学出版社, 200311 成大先. 机械设计手册第三版第2卷. 北京: 化学工业出版社.199912 吴相宪. 实用机械设计手册. 徐州: 中国矿业大学出版社, 200113 陶驰东. 采掘机械. 北京: 煤炭工业出版社,199314 宁思渐. 采掘机械. 北京: 冶金工业出版社,198015 掘进机械化成套设备选型手册. 北京: 煤炭工业出版社,199016 方慎权. 煤矿机械. 徐州: 中国矿业大学出版社,198617 程居山等.矿山机械. 徐州: 中国矿业大学出版社,199718 王启广. 电牵引采煤机的现状与发展. 矿山机械,200419 苏保晋等.采煤机破煤理论.王庆康等译. 北京: 煤炭工业出版 社,199220 苏B.索洛德等著:刘福棠等译,采矿机械与自动化机组, 北京: 煤炭工业出版社,198721 Proposed Technologies for Mining System Deep-Seabed Polymetallic Nodules. Procee-dings of the International Seabed Authoritys Workshop held in Kingston,Jamaica.August3-6,1999.22 Design Reports of Manganese Nodule Mining System for 6000m.Institute-fur Konstruktion University Siegen,November,2000.致 谢 在本次毕业设计过程中,我的指导老师韩振铎教授和王启广教授给了我很多重要的参考意见,并定期和我讨论设计过程中遇到的难题,给予了我极大的鼓励和耐心的教诲.无论是刚开始总体方案的确定,还是毕业论文的撰写和图纸的绘制,都凝聚了他们大量的心血和汗水.使我的设计设计在原有基础上更合理更完美. 在此,我衷心的向韩老师和王老师致以诚挚的谢意;感谢他们在设计过程给予我大力帮助和极大的鼓励;最后,感谢各位参阅教师在百忙之中给我的设计评阅与指导.目 录1 绪论11.1我国采煤机30多年的发展进程11.1.1 20世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段11.1.2 20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期21.1.3 20世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代31.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况41.3国内电牵引采煤机的发展状况62总体方案的确定72.1MG300/700-WD型采煤机简介72.1.1概述72.1.2主要技术参数72.1.3结构特点82.2摇臂结构设计方案的确定82.3截割部电动机的选择82.4传动方案的确定92.4.1 传动比的确定92.4.2 传动比的分配103 传动系统的设计113.1各级传动转速、功率、转矩的确定113.2 齿轮设计及强度效核133.3轴的设计及强度效核233.3.1 先确定轴233.3.2轴4的设计及强度效核293.3.3惰一轴的设计354 行星传动机构的设计过程375 采煤机的使用与维护575.1采煤机使用过程中常见故障与处理575.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法585.3采煤机轴承的维护及漏油的防治595.4煤矿机械传动齿轮失效的改进途径615.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策656 总结67 7 参考文献688 致谢69中 国 矿 业 大 学本科生毕业论文姓 名:张靖苑 学 号: 14030473 学 院: 应用技术学院 专 业: 机械工程及自动化 论文题目: MJ300/700WD型电牵引采煤机截割部设计 专 题: 指导教师: 韩振铎 职 称: 副教授 2007 年 6 月 徐州中国矿业大学毕业论文任务书学院 应用技术学院 专业年级 机械工程自动化0310 学生姓名 张靖苑 任务下达日期:2007 年1 月 11 日毕业论文日期: 2007年 3 月 25 日至 2007 年6 月 20 日毕业论文题目:MJ300/700WD型采煤机截割部的设计毕业论文专题题目:毕业论文主要内容和要求:院长签字: 指导教师签字:中国矿业大学毕业论文指导教师评阅书指导教师评语(基础理论及基本技能的掌握;独立解决实际问题的能力;研究内容的理论依据和技术方法;取得的主要成果及创新点;工作态度及工作量;总体评价及建议成绩;存在问题;是否同意答辩等):成 绩: 指导教师签字: 年 月 日中国矿业大学毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语(选题的意义;基础理论及基本技能的掌握;综合运用所学知识解决实际问题的能力;工作量的大小;取得的主要成果及创新点;写作的规范程度;总体评价及建议成绩;存在问题;是否同意答辩等):成 绩: 评阅教师签字: 年 月 日中国矿业大学毕业论文答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩:答辩委员会主任签字: 年 月 日学院领导小组综合评定成绩:学院领导小组负责人: 年 月 日摘 要长壁工作面采煤设备由三大件组成:液压支架,刮板运输机和采煤机。随着长壁采煤经验的增加,根据不同地质条件对采煤机做了一些改进,使长壁工作面采煤在将来的煤炭工业上起到更显著的作用。本论文设计的是电动机功率为700hp。电动机主要是为截割部割煤和牵引部提供动力,采煤机装有两个电动机,一台用于牵引部和一个截割部,另一个电动机则为另一个截割部和其他辅助设备提供动力。本文主要讲述了采煤机截割部的设计。采煤机截割部是实现采煤机减速的单元。截割部里采用了四级减速,动力由采煤机电动机通过齿轮传递到采煤机滚筒来实现割煤。对称的摇臂结构使采煤机实现左右摇臂可以互换。截割部采用增加惰轮的个数来增加摇臂的长度,从而实现增大采煤机的截深。关键词:滚筒采煤机 截割部 摇臂 长壁工作面采煤ABSTRACTLongwall equipment consists of three major components:the hydraulically powered roof support,the chain conveyor,and the coal-cutting machine.As a result of increased experience with longwall installations under different conditions,certain improvements are being made.since longwall mining is obviously going to play a much larger role in the coal mining industry in the future.this text design is the electric motor power is a 700 hps.Electric motor mainly is the power source for the shearer.It provides for the cutting drum.The large capacity shearers are generally equipped with two electric motors: one for the haulage unit and one gearhead and the other for the other gearhead and other ancillary equipment. This paper is mainly about the design of the ranging-arm of the cut unit.The ranging-arm is a speed reduction unit.It consists of four stage drives.The power applied by the cutter motor through three spur gear transmissions and one epicyclic gearing drives the drum to cut coal. The external form of the ranging-arm is straight and symmetrical structure which enables the lest and right ranging-arms can replace each other. The gears referred in this parper are all profile-shifted gears in order to increase their strength.Keywords: Shearer cut unit Ranging-arm longwall mining Keywords:(小四号、Times New Roman、黑体、顶格) (内容采用小四号、Times New Roman字体、接排、各关键词之间有1个空格及分号)目 录(三号、黑体、居中、目录两字空四格、与正文空一行)以下格式要求参照“中国矿业大学毕业设计格式模板”,不再举例。 目 录 1 绪论 .1 1.1 我国采煤机 30 多年的发展进程 .1 1.1.1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 .1 1.1.2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 .1 1.1.3 20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代 .2 1.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况 .4 1.3 国内电牵引采煤机的发展状况 .5 2 总体方案的确定 .6 2.1MG300/700-WD 型采煤机简介 .6 2.1.1 概述 .6 2.1.2 主要技术参数 .7 2.1.3 结构特点 .7 2.2 摇臂结构设计方案的确定 .7 2.3 截割部电动机的选择 .7 2.4 传动方案的确定 .8 2.4.1 传动比的确定 .8 2.4.2 传动比的分配 .9 3 传动系统的设计 .11 3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 .11 3.2 齿轮设计及强度效核 .13 3.3 轴的设计及强度效核 .23 3.3.1 先确定轴 .23 3.3.2 轴 4 的设计及强度效核 .29 3.3.3 惰一轴的设计 .35 4 行星传动机构的设计过程 .37 5 采煤机的使用与维护 .57 5.1 采煤机使用过程中常见故障与处理 .57 5.2 大功率采煤机截割部温升过高现象及解决方法 .58 5.3 采煤机轴承的维护及漏油的防治 .59 5.4 煤矿机械传动齿轮失效的改进途径 .61 5.5 硬齿面齿轮的疲劳失效及对策 .65 总结 .68 参考文献 .69 致 谢 .70 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 1 页 1 绪论 1.1 我国采煤机 30 多年的发展进程 1.1.1 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段 20 世纪 70 年代初期,煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干, 研制出综采面配套的 MD-150 型双滚筒采煤机,另一方面改进普采配套的 DY100 型、DY150 型单滚筒采煤机;70 年代中后期,制造出 MLS3-170 型 双滚筒采煤机。20 世纪 70 年代我国采煤机的发展有以下特点: 1装机功率小 例如,MLS3-170 型双滚筒采煤机,装机功率 170KW;KD-150 型双滚 筒采煤机,装机功率 150KW;DY-100 和 DY-150 型单滚筒采煤机,装机功 率 100KW 和 150KW。 2有链牵引,输出牵引力小 此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动,传递牵 引力小,牵引力在 200KN 以下。 3牵引速度低 由于受液压元部件可靠性的限制,设计的牵引力功率较小,牵引速度 一般不超过 6m /min 。 4自开切口差 由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下 三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此. 5工作可靠性较差 我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低, 特别是液压元部件的损坏比较严重。 1.1.2 20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期 20 世纪 70 年代后期,我国总共引进 143 套综采成套设备。世界主要采 煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场,其技术 也展示在中国人的面前,为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了 条件,同时通过 20 世纪 70 年代自行研制采煤机的实践,获得了成功和失 败的经验与教训,确立了我国采煤机的发展方向,即仿制和自行研制并举。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 2 页 解决难采煤层的问题是 20 世纪 80 年代重大课题之一:具体的课题是 薄煤层综合机械化成套设备的研制:大倾角综采成套设备的研制:“三硬” 、 “三软”45m 一次采全高综采设备的研制:解决短工作面的开采问题, 短煤臂采煤机的研制。 据初步统计,20 世纪 80 年代自行开发和研制的采煤机品种有 50 余种, 是我国采煤机收获的年代,基本满足我国各种煤层开采的需要,大量依靠 进口的年代已一去不复返了。20 世纪 80 年代采煤机的发展有如下特点: 1重视采煤机系列的开发,扩大使用范围 20 世纪 70 年代开发的采煤机,一种类型只有一个品种,十分单一,覆 盖面小,很难满足不同煤层开采需要。20 世纪 80 年代起重视系列化采煤机 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。 2元部件攻关先行,促使采煤机工作可靠性的提高 总结 20 世纪 70 年代采煤机开发中的经验教训,元部件的可靠性直接 决定采煤机开发的成功率,所以功关内容为:主电机的攻关,以解决烧机 的现象;齿轮攻关,从选择材质上,热处理工艺上着手,学习国内外先进 技术成功经验,以德国齿轮为目标进行攻关,达到预期目的,解决了低速 重载齿轮早失效的问题:液压系统和液压元部件的攻关,主油泵和油马达 的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性,在 20 世纪 80 年代中期,把斜轴 泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。 3无链牵引的推广使用,使采煤机工作平稳,使用安全 在引进大功率采煤机的同时,无链牵引技术传入中国,德国艾柯夫公 司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数,而 且技术成熟。为此,我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠 拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳, 使用安全,承受的牵引力大,因此,得到用户的广泛欢迎,大功率采煤机 都采用无链牵引系统。 1.1.3 20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代 进入 20 世纪 90 年代后,随着煤炭生产向集约化方向发展,减员提效, 提高工作面单产成为煤炭发展的主流,发展高产高效工作面势在必行,此 采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行,其主要方向是: 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 3 页 (1)大功率高参数的液压牵引采煤机:最具代表性的机型是 MG2X400W 型采煤机。 (2)高性能电牵引采煤机:电牵引采煤机的研制从 20 世纪 80 年代开 始起步,20 世纪 90 年代全面发展,电牵引的发展存在直流和交流两种技术 途径。进入 20 世纪 90 年代后,交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推 广使用,上海分院先后开发成功 MG200/500-WD、 MG200/450- BWD、 MG250/600-WD、 MG400/920-WD 和 MG450/1020-WD 等采煤机, 变频调速箱可以是机载,也可以是非机载。另外派生出 8 种机型,都已投 入使用,取得较好的效果。太原矿山机械厂在引进英国 Electra1000 直流电 牵引全套技术的基础上,开发出 MG400/900-WD 和 MG250/600-WD 型两种 电牵引采煤机,鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。 国产电牵引采煤机虽然发展速度很快,但在性能和可靠性上与世界先 进国家的 I 采煤机相比,还存在较大的差距,所以一些有实力的矿务局,在 装备高产高效工作面时,把目光移到国外,进口国外先进电牵引采煤机。 如神府华能集团引进美国的 7LS、6LS 电牵引采煤机;兖州矿业集团公司引 进德国的 SL-500 型和日本的 MCLE-DR102 型交流电牵引采煤机,但由于 价格昂贵,故引进数量较少,90 年代采煤机技术发展的特点如下: 1多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流 我国开发的电牵引采煤机,一般都采用横向布置。各大部件由单独的 电动机驱动,传动系统彼此独立,无动力传递,结构简单,拆装方便,因 而有取代电动机纵向布置的趋势。 2我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小 在装机功率方面,我国的液压牵引采煤机装机功率达到 800KW,电牵 引采煤机装机功率达到 1020KW,其牵引功率为 2X50KW,可满足高产高 效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面,电牵引的最大牵引力 已达到 700KN,最大牵引速度达 1256m/min,微处理机的工矿监测、故障 显示、无线电离机控制等方面已达到较高技术水平。 3液压紧固技术的开发研究取得成功 采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素,而且解决难 度较大,液压螺母和专用超高压泵,在电牵引采煤机中得到推广应用,防 松效果显著,基本解决采煤机连接可靠性的问题。 回顾这 30 多年我国采煤机发展的历程,走的是一条自力更生和仿制引 进结合的道路,也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路,从 20 世纪 70 年代主要靠进口采煤机来满足我国生产需要,到近年几乎是国产 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 4 页 采煤机占我国整个采煤机市场,这也是个了不起的进步。 1.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况 80 年代以来, 世界各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展 和实现矿井集约化生产的需要, 积极采用新技术, 不断加速更新滚筒采煤机 的技术性能和结构, 相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。 其中, 最具代表的是英国安德森的Eiect ra 系列, 德国艾柯夫的SL 系列, 美 国乔依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列电牵引采煤机。这些 采煤机, 体现了当今世界电牵引采煤机的最新发展方向。 德国艾柯夫公司, 整机结构特点为机身3 段式, 两边传动部分为铸造箱体结 构, 中间电气部分为焊接框架结构, 摇臂为分体联结, 左右对称通用, 可满 足不同的配套要求; 牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列 , 电枢采 用微机控制, 励磁采用串联, 既能满足四象限运行, 又能满足双牵引, 趋于 负载均衡, 目前正全力发展交流电牵引。美国乔依公司从3LS7LS , 机身 为3 段焊接结构形式, 摇臂为分体联结、左右通用, 牵引部电气传动系统为 2电机串激串联, 目前已开始投入使用7LS 交流电牵引采煤机。日本三井三 池公司RD101101 和RD102102 均为交流电牵引采煤机, 其结构形式为以前 的截割电机布置在机身的传统结构形式, 机械传动和联结相当复杂。 总结这些国家电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点: (1) 装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采 工作面快速割煤的需要, 不论是厚、中厚和薄煤层采煤机, 均在不断加大装 机功率(包括截割功率和牵引功率) 。装机功率大都在1000kW 左右, 单个 截割电机功率都在375kW以上, 最高达600kW 。直流电牵引功率最大达 2 56kW , 交流电牵引功率最大达2 60kW 。 (2) 电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型世界各主要采 煤机厂商20 世纪80 年代都已把重点转向开发电牵引采煤机, 如德国艾柯 夫公司是最早开发电牵引采煤机的, 80 年代中后期基本停止生产液压牵引 采煤机, 研制出EDW 系列电牵引采煤机 , 90 年代又研制成功交流直流两 用的SL300 , SL400 , SL500 型采煤机。美国乔依公司70 年代中期开始开发 多电机驱动的直流电牵引采煤机, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 个 新机型, 其电控系统多次改进, 更趋完善。英国安德森公司80 年代中期先 后开发了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤层电牵引采煤机。日本三井三 池公司80 年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤机, 为国际首创。法国萨吉姆公司 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 5 页 在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流电牵引采煤机。交流电牵引近几年 发展很快, 由于技术先进,可靠性高、简单, 有取代直流电牵引的趋势。自日 本80 年代中期研制成功第1 台交流电牵引采煤机,至今除美国外, 其它国家 如德国、英国、法国等都先后研制成功交流电牵引采煤机, 是今后电牵引采 煤机发展的新目标。 (3) 牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/ min 左右, 而实际可用割煤速度为4 5m/ min , 不适应快速割煤需要。电 牵引采煤机牵引功率成倍增加, 最大牵引速度达1520m/ min , 美国18m/ min 的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1 台经改进的4LS 采煤机的牵引速 度高达2815m/ min。由于采煤机需要快速牵引割煤, 滚筒截深的加大和转速 的降低, 又导致滚筒进给量和推进力的加大, 故要求采煤机增大牵引力, 目 前已普遍加大到450600kN , 现正研制最大牵引力为 1000kN 的采煤机。 (4) 多电机驱动横向布置的总体结构日益发展 70 年代中期仅有美国的LS 系列采煤机、西德EDW215022L22W 型采 煤机采用多电机驱动, 机械传动系统彼此独立, 部件之间无机械传动, 取消 了锥齿轮传动副和复杂通轴, 机械结构简单, 装拆方便。目前, 这类采煤机 既有电牵引, 也有液压牵引, 既有中厚煤层用大功率, 也有薄煤层的, 有取 代传统的截割电动机纵向布置的趋势。 (5) 滚筒的截深不断增大 牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上, 使 机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。10 年前滚筒采煤机截深 大都是630 700mm , 现已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美国正 在考虑采用1500mm 截深的可能性。 (6) 普遍提高供电电压 由于装机功率大幅度提高, 为了保证供电质量和 电机性能, 新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压, 主要有 2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美国现有长壁工作面中, 45 %以上的电牵 引采煤机供电电压为2300V。 (7) 有完善的监控系统 包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、 故障显示的自动控制系统; 就地控制、无线电随机控制 , 并已能控制液压 支架、输送机动作和滚筒自动调高。 (8) 高可靠性 据了解美国使用的EL ECTRA 1000 型采煤机的时间利用 率可达95 % 98 % ,采煤量 350 万t 以上,最高达1000 万t 。 1.3 国内电牵引采煤机的发展状况 我国从20 世纪80 年代末期, 煤科总院上海分院与波兰合作研制开发了我国第1 台 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 6 页 MG3442PWD薄煤层强力爬底板交流电牵引采煤机, 在大同局雁崖矿使用取得成功。 借助MG3442PWD 电牵引采煤机的电牵引技术 , 对液压牵引采煤机进行技术更新。第 1 台MG300/ 6802 WD 型电牵引采煤机是在鸡西煤矿机械厂生产的MG300 系列液压牵 引采煤机的基础上改造成功, 并于1996 年7 月在大同晋华宫矿开始使用。与此同时, 在太原矿山机器厂生产的AM2500 液压牵引采煤机上应用交流电牵引调速装置改造 MG375/8302WD 型电牵引采煤机。截止目前, 我国已形成5 个电牵引采煤机生产基地, 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、辽源煤矿机械厂生 产交流电牵引采煤机, 西安煤矿机械厂则生产直流电牵引采煤机。 我国近期开发的电牵引采煤机有以下特点: (1) 多电机驱动横向布置电牵引采煤机。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通轴。 (2) 总装机功率、牵引功率大幅度提高, 供电电压(对单个电机400kW 及 以上) 由1140V 升至3300V , 保证了供电质量和电机性能。 (3) 电牵引采煤机以交流变频调速牵引装置占主导地位, 部分厂商同时 也研制生产直流电牵引采煤机。 (4) 主机身多分为 3 段, 取消了底托架, 各零部件设计、制造强度大大提 高, 部件间用高强度液压螺母联接, 拆装方便, 提高了整机的可靠性。 (5) 电控技术研究和采煤机电气控制装置可靠性不断提高。在通用性、 互换性和集成型方面迈进了一大步, 功能逐步齐全, 无线电随机控制研制成 功, 数字化、微机的电控装置已进入试用阶段。 (6) 在横向布置的截割电机上, 设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴,改 善了传动件的可靠性, 对提高采煤机的整体可靠性和时间利用率起到了积极 作用。 (7) 耐磨滚筒及镐形截齿的研究, 推进了我国的滚筒及截齿制造技术,开发 研制的耐磨滚筒,可适用于截割f = 34 的硬煤。具有使用中轴向力波动小, 工作平稳性好,块煤率高,能耗低等优点。 2 总体方案的确定 2.1MG300/700-WD 型采煤机简介 2.1.1 概述 MG300/700-WD 型机载交流电牵引采煤机,该机装机功率 700KW,截 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 7 页 割功率 2300KW,牵引功率 82KW。 该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求,可在 有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用,并可在海拔不超过 2000m、周围介 质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电 尘埃的情况下使用。 2.1.2 主要技术参数 该机的主要技术参数如下: 1适应煤层 采高范围:1.93.7m 煤层倾角:35 度 煤层硬度:中硬或硬煤层 2总体 机面高度:1457 mm 摇臂摆动中心距:2541mm 2.1.3 结构特点 MG300/700-WD 型采煤机采用多电机横向布置方式,截割部用销轴与 牵引部联结,左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结,在中间箱 中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点: 1截割电机横向布置在摇臂上,摇臂和机身连接没有动力传递,取 消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 2主机身分为三段,即左牵引部、中间控制箱、右牵引部,采用高 度液压螺栓联结,结构简单可靠、拆装方便。 2.2 摇臂结构设计方案的确定 由于煤层地质条件的多样性,煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。 利用通用部件,组装成系列型号的采煤机,可以给生产带来很多方便。系 列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以,这里把左右摇 臂设计成对称结构。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 8 页 2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知,截割部功率为 3002KW,即每个截割部功率为 300KW。根据矿下电机的具体工作情况,要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。据此选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异 步防爆电动机 YBC3300, 其主要参数如下: 额定功率:300KW; 额定电压:1140V 额定电流:206A; 额定转速:1475P/m 额定功率:50HZ; 绝缘等级: H 接线方式:Y 工作方式: S1 质量: 1502KG 冷却方式:外壳水冷 该电机总体呈圆形,其示意图及外形主要尺寸如图 1 所示: 该电动机输出轴上带有渐开线花键,通过该花键电机将输出的动力传 递给摇臂的齿轮减速机构。 图 1 YBC3-0电 动 机 外 形 尺 寸 图沉 孔 深 20 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 9 页 2.4 传动方案的确定 2.4.1 传动比的确定 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 算而的,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 总i 7536401 滚总 nI 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min滚 2.4.2 传动比的分配 在进行多级传动系统总体设计时,传动比分配是一个重要环节,能否 合理分配传动比,将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑 条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则: 1各级传动的传动比一般应在常用值范围内,不应超过所允许的最大 值,以符合其传动形式的工作特点,使减速器获得最小外形。 2.各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称;各传动件彼此间不应发生 干涉碰撞;所有传动零件应便于安装。 3使各级传动的承载能力接近相等,即要达到等强度。 4使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等,从而使润滑比较 方便。 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷,维修比较困难,空间 限制又比较严格,故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。因此,这里先 确定行星减速机构的传动比。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 10 页 本次设计采用 NWG 型行星减速装置,其原理如图 2 所示: 该行星齿轮传动机构主要由太阳轮 a、内齿圈 b、行星轮 g、行星 架 x 等组成。传动时,内齿圈 b 固定不动,太阳轮 a 为主动轮,行星架 x 上的行星轮 g面绕自身的轴线 oxox 转动,从而驱动行星架 x 回转,实 现减速。运转中,轴线 oxox 是转动的。 这种型号的行星减速装置,效率高、体积小、重量轻、结构简单、制 造方便、传动功率范围大,可用于各种工作条件。因此,它用在采煤机截 割部最后一级减速是合适的,该型号行星传动减速机构的使用效率为 0.970.99,传动比一般为 2.113.7。如图 27 所示,当内齿圈 b 固定, 以太阳轮 a 为主动件,行星架 g 为从动件时,传动比的推荐值为 2.79。 查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 46。这里定行 星减速机构传动比 74.5bagi 则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39总Ibagi 由于采煤机机身高度受到严格限制,每级传动比一般为 根据;43ji 前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构,初定各级传动比 为: -行 星 架 图 NWG行 星 机 构 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 11 页 ,79.1i ,56.12i 29.3i 以此计算,四级减速传动比的总误差为: 1562295747)367502.536( 在误差允许范围 5内,合适。 3 传动系统的设计 截 割 部 传 动 系 统 图 3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 各轴转速计算: 从电动机出来,各轴依次命名为 、轴。 轴 min1470n/r 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 12 页 轴 min/2.8179./1403rn 轴 43.562i i/r 轴 89./356/346 各轴功率计算: 轴 0.99=297031 PkW 轴 0.980.99 =288.1529712 2k 轴 0.980.99 =279.565.83 轴 0.980.990.99=271.2363124 P kW 轴 0.980.990.99=263.152.75 轴 0.980.99=255.315126 k 轴 0.980.990.99=247.7031.37 P 轴 0.980.990.99=240.32704128 kW 各轴扭矩计算: 轴 9511nTmN5.192 轴 033P.3.867 轴 9544nTmN4.920.1 轴 077P3.8.74 轴 9588nT mN2.94.21 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 13 页 将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用 运动和动力参数 编号 功率/kW 转速 n/(rmin )1 转矩 T/(Nm) 传动比 轴 297 1470 1929.5 轴 279.56 821.2 3251.1 1.79 轴 271.23 526.43 4920.4 1.56 轴 247.70 229.88 10290.3 2.29 轴 240.32 229.88 427494.2 5.747 3.2 齿轮设计及强度效核 这里主要是根据查阅的相关书籍和资料,借鉴以往采煤机截割部传动 系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转 矩以及各级传动的效率,进而对各级齿轮模数进行初步确定,具体计算过 程级计算结果如下:统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、 传动的功率、转矩以及各级传动的效率,进而对各级齿轮模数进行初步确 定,截割部齿轮的设计及强度效核,具体计算过程及计算结果如下: 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核 计算过程及说明 计算结果 1)选择齿轮材料 查文献 1 表 8-17 齿轮选用 20GrMnTi 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311/)02.(npvt 取圆周速度 ,参考文献 1 表 814,表 815 选smvt/13 取 小轮分度圆直径 ,由式(864)得1d3 211 )(2HEdZukT 齿宽系数 查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布 HRC 5662smvt/3 公差组 6 级 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 14 页 置,取 06d 小轮齿数 1Z 惰轮齿数 34.0122197.1Zi 齿数比 u/34/ 传动比误差 误差在 范围内0/% 小轮转矩 mNT1924 载荷系数 由式(854)得KKKVA 使用系数 查表 820A 动载荷系数 查图 857 得初值VVt 齿向载荷分布系数 查图 860K 齿间载荷分配系数 由式 855 及 得0 cos)/1(2.3812Z 1.883.2(1/19+1/34)=1.617 查表 821 并插值 1K 则载荷系数 的初值 .2t 108.75.t 弹性系数 查表 822EZ 189.8E2/mN 节点影响系数 查图 864H 0,021x 重合度系数 查图 865Z 许用接触应力 由式 得69 06d =191Z 342 1.79u 合适 175A 111Vt 1.08K 1.2tK 189.8EZ2/mN 2.5H 0.897 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 15 页 HHLimSZ/ 接触疲劳极限应力 查图 86921Limi、 应力循环次数由式 得708)1032(14601 hnjLN 92 .5./u 则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NZ 硬化系数 查图 871 及说明 Z 接触强度安全系数 查表 827,按高可靠度查HS 取6.15HLimS. 221 /5.906.1/40mN 故 的设计初值 为dtd8.1625.9068787.16.093 21 t 齿轮模数 查表 83mZdmt /36/ 小齿分度圆直径的参数圆整值 td19Z 圆周速度 v 60/147.0/1nt 与估取 很相近,对 取值影响不大,不必修正smt/3VKVK 1.11, t 1.2t 21/450mNHLim2i91058.21NZ 16.HS9m 171mmtd1sv/2.3.VK1md713062 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 16 页 小轮分度圆直径 td1 惰轮分度圆直径 306492mZ 中心距 a5.281 齿宽 b 109.67.0min1td 惰轮齿宽 2b 小轮齿宽 51 齿根弯曲疲劳强度效荷计算3 由式 68FSFFYmbdKT12 齿形系数 查图 867 小轮Y1 大轮 2FY 应力修正系数 查图 868 小轮S 1S 大轮 2 重合度系数 ,由式 867Y71.06./7502./75.02. 许用弯曲应力 由式 871 FFxNFLimSY/ 弯曲疲劳极限 查图 872Lim 弯曲寿命系数 查图 873NY 238a102bm5 2.861FY 2.472 =1.541S =1.632Y71.021/85mNLim20i1 21NY 1x 2FS 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 17 页 齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效核: 尺寸系数 查图 874xY 安全系数 查表 827FS 则 2/98.015/1121 FXNLimF SY147.86.97540. FmN 22 /92.1.03.231. FF 4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d91mZ 342 齿顶高 ahha* 齿根高 f 925.01mcf 齿顶圆直径 ad721aad 36h 齿根圆直径 f 25.11ff 022ffd 基圆直径 bdcos7cos1b 2362 齿距 pmp.8 齿厚 s14/s 中心距 圆整a.23 21/5.46mNF221/9.F27mNd306mh a9f25.1da8m342f1df5.82mb7601. 2p8s13.4ma2 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 18 页 1)选择齿轮材料 查文献 1 表 8-17 齿轮 5 选用 20GrMnTi 渗碳淬火 齿轮 4 选用 45 钢调质 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3/)02.1.(npvt 取圆周速度 ,参考文献 1 表 814,表 815 选smvt/9 取 小轮分度圆直径 ,由式(864)得1d3 211 )(2HEdZukT 齿宽系数 查文献 1 表 823 按齿轮相对轴承为非对称布 置,取 06d 小轮齿数 4Z 大轮齿数 35.88 圆整取552356.142Zi 齿数比 u/ 传动比误差 误差在 范围内03./% 小轮转矩 mNT2514 载荷系数 由式(854)得KKKVA 使用系数 查表 820A 动载荷系数 查图 857 得初值VVt 齿向载荷分布系数 查图 860 K 齿向载荷分配系数 由式 855 及 得0 cos)/1/(2.38154Z HRC 5662 HBS 245275smvt/9 公差组 7 级 06d =234Z 365 1.565u 合适 1.75A 1.18Vt 1.08K 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 19 页 1.883.2(1/23+1/36)=1.65 查表 821 并插值 1.1K 则载荷系数 的初值 1.08.175t 弹性系数 查表 822EZ 189.8E2/mN 节点影响系数 查图 864H 0,021x 重合度系数 查图 865Z 许用接触应力 由式 得69 HHLimS/ 接触疲劳极限应力 查图 86954Limi、 应力循环次数由式 得708)1032(1.604 hnjLN 9915 8.56/.2/ u 则 查图 870 得接触强度得寿命系数 121NZ 硬化系数 查图 871 及说明 Z 接触强度安全系数 查表 827,按高可靠度查HS 取6.15HLimS. 221 /5.906.1/40mN 故 的设计初值 为4dtd 1.1K45.2t 189.8EZ2/mN 2.5H 0.8724/570mNHLim1i94056.218 21NZ 16.HS 207mmtd4 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 20 页23.0825.90678156.6.0321453 24 td 齿轮模数 查表 83mZdmt 3/20/4 小齿分度圆直径的参数圆整值 td4Z 圆周速度 v 60/2.17.6/34nt 与估取 很相近,对 取值影响不大,不必修正smt/9VK 1.18, VtK5.2t 小轮分度圆直径 td4 惰轮分度圆直径 34695mZ 中心距 a5.224 齿宽 b 13.086.min1td 惰轮齿宽 55b 小轮齿宽 4 齿根弯曲疲劳强度效荷计算3 由式 68FSFFYmbdKT42 齿形系数 查图 867 小轮Y4 大轮 5FY 应力修正系数 查图 868 小轮S 4S 大轮 5 9mdt074sv/18.VK452md0735.26amb1530 4 2.714FY 2.455 =1.584S =1.645Y7.0 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 21 页 重合度系数 ,由式 867Y65.1/702./75.02. 许用弯曲应力 由式 871 FFxNFLimSY/ 弯曲疲劳极限 查图 872Lim 弯曲寿命系数 查图 873NY 尺寸系数 查图 874x 安全系数 查表 827FS 则 2/9.0157/144 XNFLimY855Fi S424 /14.7.290713.2 FF mN 525 /9.06415.4. FF (4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d2394mZ 65 齿顶高 ahha1* 齿根高 f 925.0mcf 齿顶圆直径 ad724aad 35h 24/570mNLim8i154NY 0.98x 2FS24/3.79mNF51624/.25/9.1mNd207 435mha9f2.1da54m36f.184 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 22 页 齿根圆直径 fd25.10724ffhd 35ff 基圆直径 b coscos4b 205d 齿距 pmp6.28 齿厚 s134/s 中心距 圆整a5.7 齿轮 6 和惰轮 7 的几何尺寸计算: 齿轮几何尺寸计算: 分度圆直径 d146mZ 287 齿顶高 ahmha* 齿根高 f 145.0cf 齿顶圆直径 ad2386aad 97h 齿根圆直径 f 5.176ff 237ffd 基圆直径 bd0cos8cos6b 97 齿距 pmp.43 齿厚 ss821/ 中心距 圆整a5 mdf5.3215b94.5mp268s13.4a0md23869 7ha14mf5.da2637mf6df4207 b36m57p9.4s821a35 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 23 页 惰轮 8 和齿轮 9 的几何尺寸计算: 齿轮几何尺寸计算: 分度圆直径 d28148mZ 399 齿顶高 ahmha* 齿根高 f 1425.0cf 齿顶圆直径 ad3928aad 69h 齿根圆直径 f 5.178ff 249ffd 基圆直径 bd0cos3cos8b 569 齿距 pmp.4 齿厚 ss821/ 中心距 圆整a69 md3928546ha1mf.7da35849mf208d f519b378m.9p64s8.21a9 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。 3.3 轴的设计及强度效核 3.3.1 先确定轴 1.选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢,调质处理 2.轴径的初步估算 由表 42 取 A115, 可得 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 24 页mnpAd3.802.15679331 截 轴 示 意 图 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为: mZd306 圆周力 ,径向力 和轴向力 的大小如下tFrFNdTt 2149306523ntr 730tana3 小轮分度圆直径为: md24 NdTFt 6.31075243 ntr 9.4320tan.a 4.轴的结构设计 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 25 页 1)拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号 3517,尺寸36508BDd 取轴段直径 md1 取齿轮距箱体内壁距离 轴承距箱体内壁 则:,10,5mssBL5361 段做成齿轮轴,轴段长度 mL2 段取齿轮右端轴肩高度 采用花键轴.轴段长,4hmL1783 段用于装轴承,选用调心滚子轴承 3518,尺寸 ,取轴段直径 轴段长4069BDd ,903md 。l5140 2)轴上零件的周向定位 齿轮 3 采用花键联结,花键适用于载荷较大和定心精度要求较高 的静联接和动联接,它的键齿多,工作面总接触面积大,承载能力高, 它的键布置对称,轴、毂受力均匀,齿槽浅,应力集中较小,对轴和 轮毂的消弱小。 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的,因此轴段直径公差取 为 .6K 轴端倒角 452 5.轴的强度效核: 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图: 2) 求支反力: 水平面: NFFRttHB 8.17490638/316843 NRHBttA2.754 aT()901638 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 26 页 垂直面: NFFRrrVB 6409138/316)8(43 NRVBrA.274 3) 计算弯矩,绘弯矩图 水平弯矩:图(b)所示 mRMHAC 6.295483.75683 NBD1701490 垂直面弯矩:图(c)所示 VAC 3.298.27683 mRMBD5140409 合成弯矩:图(d)所示 mNCHVC 6703.6293.2722 DD 19858140 4) 扭矩: mNT35 mN 9626.0 5) 计算当量弯矩:图(f)所示 MCa 732TCa 206537195602左 mNDD .84822左 mNa 右 显然 D 处为危险截面,故只对该处进行强度效核 轴的材料为 45 钢,调质处理,查表 41 得 2/650B 由 得 WMDa 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 27 页 取2/6581.09. mNB2/60mN3333 .917.2dW 2/5.8.916754NMDa2/60N 6.安全系数效核计算: 1)确定参数 由前述计算可知: mT1.325 NMDa784 3.96W in/213rn 抗扭截面模量: 3336.1825497.0.6md 2)计算应力参数 弯曲应力幅 2/5.8mNa 因弯矩为对称循环,故弯曲平均应力 0 扭剪应力幅 23 /9.861254WTa 因转矩为脉动循环,故扭剪平均应力 2/.mNa 3)确定影响系数 轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 41 查得 , 212/30,/650mNNB 2/5 轴肩圆角处得有效应力集中系数 K, 根据 9.85/6./dr 071D 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 28 页 由表 45 经插值可得: 02.k36.1k 尺寸系数 、 根据轴截面为圆截面查图 418 得: 0.75 =0.85 表面质量系数 、 根据 和表面加工方法为精车,查图 419,得2/650mNB 0.88。材料弯曲扭转的特性系数 、 取 0.1 0.5 =0.05 可得: 24.501.3.280.1 maKS 3.9.651a 8.1582.43.124.2 SSSC 所以强度足够。 3.3.2 轴 4 的设计及强度效核 1.选择轴的材料 选取轴的材料为 45 钢,调质处理 2.轴径的初步估算 由表 42 取 A115, 可得mnpAd2.93.5671341 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 29 页轴 四 示 意 图 3.求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为: mZd3245 圆周力 ,径向力 和轴向力 的大小如下tFrFNdTt 9.4137289064ntt 4.502tan.a 小轮分度圆直径为: md36 NdTFt 8.072324954 ntr .154tan.a 4.轴的结构设计 1)拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装调心滚子轴承。轴承型号 3520,尺寸5320BDd 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 30 页 取轴段直径 md10 取齿轮距箱体内壁距离 轴承距箱体内壁,10m 则:,5mssBL6810531 段做成齿轮轴,取轴段直径 轴段长度,ml42 段用于装轴承,选用调心滚子轴承 3520,尺寸 ,取轴段直径 该段采用渐开线花5301BDd ,103d 键来安装齿轮,该轴段长 ml8512 2)轴上零件的周向定位 齿轮 5 采用渐开线花键联结,花键适用于载荷较大和定心精度 要求较高的静联接和动联接,它的键齿多,工作面总接触面积大,承 载能力高,它的键布置对称,轴、毂受力均匀,齿槽浅,应力集中较 小,对轴和轮毂的消弱小。 轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的,因此轴段直径公差 取为 .6K 轴端倒角 452 5.轴的强度效核: 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 3: 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 31 页 aT()()() () ()() 9414.513.5 2) 求支反力: 水平面: NFFRttHB 5.89245.1.3/5.14.35.16 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计论文 第 32 页 NRFRHBttHA6.190456 垂直面: NFRrrVB 1.3250.3/.14.35.156 rVBrVA72465 3) 计算弯矩,绘弯矩图 水平弯矩:图(b)所示 mNRMHAC 1.59.13.90.13 BD 8745824 垂直面弯矩:图(c)所示 VAC 45.235.13.13 mNRMBD 09425
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