采煤机毕业设计

摘 要

采煤机是煤矿生产中的移动设备，是综合机械化采煤配套设备之一。随着采煤机械化程度的提高，对采煤机的设计研究越来越深入，尤其是电牵引采煤机的研制。摇臂是滚筒采煤机的重要组成部分。它的结构设计优劣直接关系着采煤机的采高适应性和采煤机滚筒的转速及载荷要求。本文是针对横式布置滚筒采煤机摇臂进行设计。具体的设计内容包括：摇臂结构设计方案的拟订、齿轮传动比分配、圆柱齿轮的设计及校核、行星齿轮的设计及校核、输入轴结构设计及强度校核以及轴承选择和寿命计算、润滑与密封形式的确定。所设计的摇臂满足采煤机整体的设计要求。

关键词 滚筒式采煤机 摇臂 设计

I

Abstract

Shearer is a coal production of mobile devices and one of integrated mechanized mining equipment．With the mechanization of coal mining improved and the design research of shearer increasingly，especially electro-haulage traction shearer development shearer rocker is an important component．Its merits of the structural design is directly related to the adoption of high Shearer，the shearer drum speed and load requirements．This paper aims to cross-layout Rocker layout design．The specific design elements include: rocker structure design for the preparation，distribution gear transmission ratio，gear design and check，the planetary gear design and check，inputting shaft structure design and strength check of choice and bearing life calculation，lubrication and seal the forms identified．Rocker designed to meet shearer overall design requirements．

Key words Drum shearer Rocker Design

II

目 录

摘 要 ....................................................... I Abstract ................................................... II

第1章 绪 论 ................................................ 1

1.1 问题的提出 ..................................................................................... 1 1.2 设计的目的及意义 ......................................................................... 1 1.3 采煤机的发展趋势 ......................................................................... 2

1.3.1 国外采煤机械的发展趋势 .................................................. 2 1.3.2 电牵引采煤机发展情况 ...................................................... 3 1.4 采煤机摇臂结构形式的发展现状 ................................................. 5 第2章 MG200-WD型采煤机摇臂总体方案设计 .................... 8

2.1 结构设计方案的拟定 ..................................................................... 8 2.2 结构设计方案的确定 ..................................................................... 9 第3章 摇臂齿轮传动系统设计 ................................ 10

3.1 原始数据 ....................................................................................... 10 3.2 齿轮传动系统传动比分配 ........................................................... 10 3.3 直齿圆柱齿轮的设计及校核 ....................................................... 10

3.3.1 材料的选择 ........................................................................ 10 3.3.2 直齿圆柱齿轮的设计计算 ................................................ 11 3.4 行星齿轮的设计及校核 ............................................................... 17

3.4.1 配齿计算 ............................................................................ 17 3.4.2初步计算齿轮主要参数 ..................................................... 18 3.4.3 齿轮变位计算 .................................................................... 19 3.3.4 几何尺寸计算 .................................................................... 22 3.4.5 重合度计算 ........................................................................ 22 3.4.6 齿面疲劳强度校核 ............................................................ 22 3.5 滚筒尺寸的校核 ........................................................................... 29 第4章 轴的结构设计校核及轴承寿命的计算 .................... 31

4.1 输入轴的结构设计 ....................................................................... 31

4.1.1 按转矩初步估算轴的直径 ................................................ 31 4.1.2 轴的各部尺寸确定 ............................................................ 31

III

4.2 轴的校核 ....................................................................................... 32

4.2.1 轴的受力分析 .................................................................... 32 4.2.2 轴的强度校核 .................................................................... 34 4.3 轴承的寿命校核 ........................................................................... 35 第5章 采煤机的润滑、密封及降温 ............................ 36

5.1 采煤机的润滑 ............................................................................... 36 5.2 采煤机的泄露及密封形式的选择 ............................................... 36 5.3 采煤机截割部温升过高现象及解决方法 ................................... 37 结 论 ...................................................... 39 致 谢 ...................................................... 40 参考文献 ................................................... 41 附录 1 ..................................................... 43 附录 2 ..................................................... 50

IV

第1章 绪 论

1.1 问题的提出

现代采煤机都采用螺旋滚筒，兼有破煤和装煤两种功能。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螺旋滚筒。滚筒采煤机还需具有随时调整滚筒截割高度（又称调高）的功能，以适应煤层厚度的变化及底板的起伏，这是通过摇臂来完成的。摇臂是采煤机的重要组成部分，从最初的截割部与摇臂作为一个整体进行调高到后来的两者分开摇臂也随着采煤机的发展不断的进化。本文就是要设计一种采煤机的摇臂，采用电动机轴与滚筒轴平行布置，电动机放置在固定箱中使摇臂调高时轴所承受的力减小，使摇臂的占地面积减小重量减轻。可通过增加惰轮来增加摇臂的长度来达到调高的目的。电动机单独放置便于维修，各机械传动系统各自独立。

1.2 设计的目的及意义

早期的滚筒采煤机主要存在两个问题：

⑴截煤滚筒的安装高度不能再使用中调整（即所谓的固定滚筒）对煤层厚度及变化的适应性能差。

⑵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。

上述情况的发生会导致采煤机的采高适应性不好或影响采煤机滚筒的转速及载荷要求。因此若使采煤机有高的生产效率，必须使滚筒采煤机摇臂结构更加合理。

我国经济发展对煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤设备对于提高煤炭的生产率起到非常关键的作用。目前，煤矿生产的安全性要求日益受到国家安全生产管理局的重视。因此，大力发展“综采设备”是当前和今后的主流。设计和生产经济合理的滚筒采煤机不但保证煤炭生产率，而且保证安全生产的重要方面。设计的目的是通过设计熟悉采煤机摇臂的结构，掌握采煤机摇臂的设计规律，更好地为煤炭生产服务。中厚煤层的煤炭储量占80%，设计和生产中厚煤层的采煤机很有现实意义。

此次设计意义是：

⑴中型功率采煤机机动性能较好，便于中厚煤层的开采。 ⑵这种采煤机摇臂结构简单，减少了它的尺寸。

1

⑶适合目前市场的使用需求。

1.3 采煤机的发展趋势

1.3.1 国外采煤机械的发展趋势

20世纪40年代末，美国利诺斯（LEE-NORSE）公司首先在装煤机机身上安装了一个可摆动的落煤截割头，实现了割煤、落煤和装煤工序的机械化连续作业，这就形成了采煤机的雏形。历经半个多世纪的发展，采煤机已经日臻完善，其采掘工艺也走向成熟，不仅在美国，而且世界许多国家，在房柱式采煤、回收边角煤以及长壁开采的煤巷快速掘进中得到了广泛应用，其单产、单进作业创造出前所未有的水平，为采煤界所公认。按照落煤机构来划分，采煤机的发展大体经历三个阶段：第一阶段，20世纪40年代，以利诺斯公司的CM28H 型和久益机械制造公司（JOY MANUFACTURING COMPANY）的 3JCM型和6CM型为代表的截链式采煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等。采煤机的生产能力低，且结构复杂，装煤效果差。第二阶段，50年代，以久益公司的8CM型为代表的摆动式截割头采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器工作时振动大，维护费用高．第三阶段，60 年代至今，滚筒式连续采煤机高速发展，并日趋成熟。从80年代开始，随着开采工艺的发展和开采条件的提高，采煤机不断向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性增强，逐渐成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，达到了很高的制造水平，其中久益公司的12CM型、14CM型及17CM型系列产品代表了当前国际先进水平。90年代初期，塔姆洛克奥钢联研制出了集安全、环保和人类工程学于一体的ABM20型带有锚杆机的连续采煤机．2000年久益公司开发的连续采煤机加大了机器的质量和功率，改进了技术性能，使其强度增加，同时提高了运行速度，降低了吨煤成本。这种采煤机带有故障诊断装置并且具有标准的部件结构，有助于在生产过程中使停工事故降到最低程度。2003年美国菲尔奇公司又开发了一种F525型连续采煤机锚杆机，集采、掘、落、装、行、钻眼和支护等功能于一体，使采煤机的应用有了重大突破。国外十大煤炭企业中有美国的阿齐煤炭公司（美国第二大煤炭公司）、英国的RJB采矿有限公司（欧洲最大的煤炭公司）和南非的英格威煤炭公司等三家公司使用不同型号的采煤机进行开采，产煤量约占总产量的五分之一以上。美国是使

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用采煤机最多、使用效果最好的国家．全国各大煤炭公司共有2000多台采煤机，其采用短壁机械化采煤法的产量在井工采煤中一直处于领先地位，80年代中期占井工产量的 70%以上。近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但 1999 年产煤量为2.21×109t，仍占井工煤炭总产量的53%。在美国，采煤机掘进平均班进尺60m，日产煤2000t，有些高产工作面日进尺可达100m，月产量达105t。英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进主要靠悬臂式掘进机，但自从 80 年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的65％。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率。其中，南非全国约有 230 多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的90％。德国使用采煤机在海底煤层开采已有 40 多年的历史，效果显著，其中有 5 个工作面一直保持 200 万吨的年产量。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益。

1.3.2 电牵引采煤机发展情况

世界第一台直流电牵引(他励)采煤机是由德国艾柯夫公司1976年研制的EDW-150-2L型采煤机。该采煤机于1976年5月在德国杜塞尔多夫展出，1976年11月15日在奥地利特里美卡尔姆矿首次试用成功，最高月产33 590t，工作面效率达41.1～48.6t/工；采完一个工作面(产煤150～200万t)才换一次电刷；故障率只是液压牵引采煤机的1/5，一开始就显示出电牵引的优越性I980年5月EDW-450L型电牵引采煤机在德国萨尔矿区恩斯多夫矿使用，平均日产8015t，比原来使用的EDW-300L型液压牵引采煤机的产量高50 ～7O 。1980年生产的EDW-450/1000采煤机于1989年在澳大利亚尤兰矿创日产25978t的纪录，1995年8月8日在该矿又创日产34130t的纪录。美国久益公司于1976年研制出1Is直流(串励)电牵引采煤机。实际上久益公司早在1969年首次将直流调速技术用于连续采煤机和梭车。以后陆续改进发展为2Is、3Is、4Is系列，1990年生产了6Is大功率采煤机。I996年生产的6LS05型采煤机，其截割电动机功率为2×600kW，牵引电动机功率2×70kW ，总装机功率1530kW ，是乖、目前世界上功率最大的采煤机。1988年3LS采煤机在美国米梯基矿创造了年平均日产11380t，月平均日产15854t，年产量250万t的世界最高纪录。全矿318人(其中职员46人)，全员效率40 t，每

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班7人，一日三班。采煤机可用率95 以上，出煤350万t大修一次。4LS采煤机于1989年在美国肯德基州骧溪矿(煤层厚度1．7 m)创年产280万t的世界纪录。6LS采煤机于1996年4月在美国西麋鹿矿(West EIK Mine)创78.1355短t(70．87 t)精煤的世界纪录。英国1984年生产了第一台ELEC—TRA550直流(复励)电牵引采煤机。ELECTRA1000采煤机于1990年5月在美国伊利塔依州老本25号矿产煤33．6万t，1990年7月在美国雅术帕矿班产I6 204 t/10h，创造了月产和班产的世界最高纪录；1994年在美国塞浦路斯矿业公司(CYPRUS AMAXMinerals)一长壁工作面，最高日产7．6573万t和最高月产47．8564万t商品煤。1994年塞浦路斯矿业公司的科罗拉多州2O英里矿，ELECTRA1000采煤机创年产408万t商品煤的世界最高纪录，其截煤牵引速度达25m/min。1996年8月该矿又刨造了月产精煤893108 t的世界纪录。1997年6月EI ECTRA3000(机载变频器)创1 100 401短t(约100万t)的世界纪录。前苏联于l977年在井下使用了KIZ8H(2×200，41 kW)直流电牵引采煤机，1982年生产了直流电牵引(串励)KIJ/9采煤机，1987年生产了直流电牵引(他励)PKYH采煤机；1990年井下使用了电牵引采煤机231台，数量是世界上最多的国家。

近年来电牵引采煤机的使用日趋增多：1991年报导美国电牵引采煤机占采煤机总量的65，德国5l，澳大利亚46；1994年美国98．7，只有1台液压牵引采煤机(AM 500)我国也重视电牵引采煤机的发展，l987年从美国久益公司引进了3I S直流电牵引采煤机2台，在鹤岗矿务局兴安煤矿使用；l992年从德国引进EDW450/1000L 采煤机，在古书院矿使用；1994年从英国引进EI ECTRA1O00采煤机，在常村矿使用；1996年从美久益公司引进6LS直流电牵引采煤机，在神府公司大柳塔矿使用，1996年3月l9日四点班产煤l1 869 t，达到国际先进水平。1990年我国鸡西煤机械厂生产了MG463DW 型直流电牵引采煤机；1994年西安煤矿机械厂同德国艾柯夫公司合作生产了MXA一380型直流电牵引采煤机，1996年生MXB一880型直流电牵引采煤机。太原矿山机器厂从英国安德森公司引进和合作生产了El ECTRA1000型电牵引采煤机。在电牵引采煤机的发展中，脒日本外，世界许多国家先是发展直流电牵引采煤机，因直流电牵引技术成熟。近年来又逐步发展交流调速的电牵引采煤机。直流电牵引技术能满足采煤机牵引特性(恒扭矩一恒功率)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。实际使中性能好、工作可靠、生产率很高。交流调速技术发展很

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快。l971年德国西门子公司和美国提出矢量控制，后来德国又提出微机实现矢量控制，从而得到实际应用，达到了直流调速的技术水平，而且价格又呈下降趋势。1985年德国Depenbrock教授又提出了转矩直接控制法，其动态性能又优于矢量控制，1989年已研制出样机，取得成功，德国、美国等许多国家已有产品，发展较快。因此，交流调速已成为发展方向。规模专用集成电路的PWM 模块，微机实现的PWM软件，解决了交流调速PWM 实现的关键技术，使系统简单，体积小，可靠性大大提高，成本也在不断降低。交流调速在国内外正在代替直流调速，交流伺服系统已成为目前发展的主流方向。自日本三井三池制作所于1986年研制出世界第一台MCLE4O0?DR6868交流电牵引采煤机以来，相继研制的有日本的DR101101、DR102102；德国的EDW380/400I (1989年5月开始生产)、SL-500(1993年出厂)；英国的EI ECTRA750(1991年3月使用)和EL600；俄罗斯的K88(1991年)；法国的PANDA-E9(1995年)等交流电牵引采煤机。我国于1990年起相继研制出MG344-PWD、MG300/680-WD、MG375/830WD等交流电牵引采煤机。目前交流调速电牵引采煤机DR102102在日本、美国、中国等国使用5台。EL600在英国、澳大利亚、南非、白俄罗斯、波兰等国使用，1996年底共使用l7台。

1.4 采煤机摇臂结构形式的发展现状

摇臂是滚筒采煤机的重要组成部分，它安装在采煤机的两端，分别有两台交流电动机驱动与牵引传动箱铰接，摇臂由左、右之分，但除摇臂壳体、电机护罩、侧户板等外，其余零件均可以互换使用，截割电动机布置在摇臂的尾部，它通过摇臂传动系统减速后将动力传递给截割滚筒，驱动的升降有调高油缸的行程来控制，左、右摇臂分别有两台交流电机控制，经过减速，将动力传递给截割滚筒，驱动截割滚筒旋转，为适应采煤机采高和卧底的要求，通过升降摇臂可使截割滚筒保持在适当的位置，摇臂的动作范围受到调高油缸形成的控制。

摇臂的特点有以下几点：

⑴整个系统结构紧凑，安装和维修很方便。

⑵摇臂壳体短小精悍，外形简洁美观，关键承载部位设计合理，工艺性好。

⑶摇臂采用强力冷却装置，冷却管全部至于高速传动部位，冷却效果好，所有管路均有保护板保护，安全可靠。

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⑷摇臂电动机护罩、侧户板、顶户板设计简单适用，布置整齐美观。 ⑸改进了滚筒做的支撑连接方式，使滚筒受力合理，解决了掉滚筒问题。 根据在采煤机中摇臂与其它部件配合的不同可将摇臂分为两类： 1．摇臂作为采煤机截割部的组成部分 ⑴电动机—固定减速箱—摇臂—滚筒

传动方式图如下图1-1所示，它的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部深出，制成可靠，强度和刚度好但摇臂下降位置受输送机限制，卧底量较小。

图1-1 传动方式示意图

1．电动机 2．固定减速器 3．摇臂 4．滚筒

⑵电动机—固定减速箱—摇臂—行星齿轮传动—滚筒

传动方式图如图1-2所示，在滚筒内装了行星齿轮传动后，可使前几级传动比减小，以简化传动系统，并使末级（行星齿轮）传动的齿轮模数减小。由于滚筒内装了行星齿轮传动后使筒毂尺寸增加，因而这种传动方式适合于在中厚煤层以上工作的大直径滚筒采煤机。这里摇臂从固定减速箱侧面伸出，所以可获得较大的卧底量。

在上面两种传动方式中都采用摇臂调高，已获得好的调高性能，但摇臂内齿轮较多，要增加跳高范围，必须增加惰轮数。由于滚筒上受力大，摇臂及其固定减速箱的支撑就成为机器的薄弱环节，所以设计时应尽可能的加大制成的距离，并保证摇臂的强度和刚度。

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图1-2 传动方式示意图

1．电动机 2．固定减速器 3．摇臂 ４．滚筒 5．行星减速器

2．摇臂作为独立的部分

⑴电动机—摇臂—行星齿轮传动—滚筒 传动方式如下图1-3所示，这种传动方式采用了纵向出轴的单独电动机，使电动机轴与滚筒轴平行，因而取消了承载大、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，并使采煤机的机身长度进一步缩短。

图1-3 传动方式示意图 1.电动机 2．摇臂 3．滚筒 4．行星减速器 5．机身及牵引部

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第2章 MG200-WD型采煤机摇臂总体方案设计

2.1 结构设计方案的拟定

对于MG200—WD型采煤机的截割部摇臂设计，根据采高分析，尽量使滚筒的筒毂不要太大，所以需要减速比要比正常的要小些，因此要保证固定的减速箱多承担些，用以保证滚筒的叶轮有足够的运转空间，可以保证摇臂的调高作用以及装煤能力。

经以上分析，传动方式确定以下两种方案： 方案一：

这种方案的采煤机采用纵式布置电动机（如图2-1），左、右截割部的传动系统是相同的，左机身有主电动机、牵引部液压箱等组成右机身则由副电动机、辅助液压箱、右中间齿轮箱和有机头齿轮箱组成，两个电动机分别通过左、右机身的齿轮箱驱动左、右滚筒，已有截割传动系统为例：副电动机的右端轴通过设在齿轮箱中的离合齿轮驱动齿轮，然后经过有机头齿轮箱内的三级减速齿轮的驱动滚筒旋转。离合齿轮可用操纵手把在齿轮即将停止转

图2-1 传动系统示意图

动时进行离合；齿轮为一对锥齿轮，用以减速和改变轴上的动力的传递方向。由于滚筒采用机身调高方式，所以摇臂跳高结构相比，机器截割部传动系统大为简化，减小了机身的长度。但是，由于作为摇臂的左、右机身重量较之一般的采煤机的摇臂重量大得多，因此，调高油缸结构较大，导致滚筒内容纳的碎煤的空间就变小，影响装煤。

方案二：

这种方案设计的采煤机的截割部包括机头箱、摇臂齿轮箱、行星齿轮传动、滚筒等（如图2-2）。在截割部还设有润滑冷却装置、内外喷雾系统等装

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置。这种采煤机采用了纵向输出轴的单独电动机，该电动机轴与滚筒轴平行，因而取消了承载大、易损化的锥齿轮，使截割部更为简化。采用了这种传动方式可获得较大的调高范围，并使采煤机的机身长度进一步缩短。可通过增加惰轮来增加摇臂的长度来达到调高的目的。符合了上述对采煤机的设计要求。因此采用此种传动方案。

图2-2 传动系统示意图

2.2 结构设计方案的确定

总体来讲，上述两种方案均在现代的滚筒采煤机中有广泛的应用，但是比较而言，方案一起滚筒影响过煤空间，不能使采煤机正常工作，违背了本次设计的最终目的。而方案二就可以使这些问题得到解决，而且采用这种方案设计的采煤机恰好户和现代采煤机的发展趋势。

因此根据现实的需求和设计的要求，本次设计选用方案二。

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第3章 摇臂齿轮传动系统设计

3.1 原始数据

输入转速 n?480rmi n输入功率 p?200kW

3.2 齿轮传动系统传动比分配

输入转速480r/min，传动比根据设计需要，要使滚筒输出转速达到

32.87r/min左右，所以i=480/32.87=14.60，根据传动比的分配原则分配传动比，本设计结构采用一级直齿传动和一级行星传动，行星传动的作用是使速度在很短时间内达到快速减速的目的。所以传动比的分配为行星传动5.76，一级直齿传动比为2.5。根据确定的传动比预选齿数如下：

75第一级 i1??2.5

30119行星传动 i行??1?5.76

25总传动比 i总?i1?i行?2.5?5.76?14.4 传动方案基本满足要求。 所以输出转速 n1?480?33.3rmin 14.43.3 直齿圆柱齿轮的设计及校核

3.3.1 材料的选择

根据产品的工作环境的要求选用20CrMnTi渗碳淬火钢，齿面硬度HRC=56~62，?Hlim?1300MPa。

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3.3.2 直齿圆柱齿轮的设计计算

1.按接触强度进行初步设计 ⑴确定中心距a：

a?Aa(u?1)3KT1?au[?H]2mm

式中Aa——螺旋角系数，由参考文献[1]表2.1-42查得Aa?483；

K——载荷系数，K?2.0； T——小齿轮额定转矩，T?9549P200?9549??3978.75N?m； n480?a——齿宽系数，?a?0.4；

u ——齿数比，u?i?2.5；

?H——许用接触应力[?H]?0.9?Hlim?0.9?1300?1170MPa。 则： a?483?(2.5?1)3圆整取a?315mm。

⑵确定模数：

mn?(0.007~0.02)a?(0.007~0.02)?315?2.205~6.3mm

3978.75?2.0?303.96mm 20.4?2.5?[1170]取mn?6mm。 ⑶确定齿数z1,z2：

z1?2a2?315??30

mn(u?1)6(2.5?1)取z1?30

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z2?uz1?2.5?30?75

取z2?75。

⑷计算主要几何尺寸 分度圆直径

d1?mnz1?6?30?180mm d2?mnz2?6?75?450mm

齿顶圆直径

da1?d1?2ha?180?2?6?192mm da2?d2?2ha?450?2?6?462mm

齿根高

hf?1.25m?1.25?6?7.5mm

齿顶高

ha?m?6mm

齿根圆直径

df1?d1?2hf?180?2?7.5?165mm

df2?d2?2hf?450?2?7.5?435mm

端面压力角

?t?arctan基圆直径

tan?n?20? cos0db1?d1?cos?t?180?cos20??169.14mm db2?d2?cos?t?450?cos20??422.86mm

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齿顶圆压力角

?at1?arccos?at2db1169.14?arccos?28.24? da1192d422.86?arccosb2?arccos?23.75?

da2462端面重合度

1?a?[z1(tan?at1?tan?t)?z2(tan?at2?tan?a)]2?1?[30(tan27.24?tan20)?70(tan23.75?tan20)] 2?3.14?1.74总结如下表3-1

表3-1 齿轮的主要尺寸

项 目 分度圆直径 公 式 结 果 d?mz d1?180mmd2?450mm 齿顶圆直径 da?d?2hada1?192mm da2?462mm df1?165mm齿根圆直径 df?d?2hf df2?435mm 基圆直径 db?dcos?dbi?169.14mm db2?422.86mm 齿顶圆压力角 d?at?arccosbda ?at1?28.24??at2?23.74? 2.疲劳强度校核计算 ⑴齿面接触强度校核 强度条件?H?[?H]

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⑵计算应力

?H1?zBzHzEz?z?Ftu?1zKAKVKH?KH?;?H2??H1B

d1buzD式中Ft——名义切向力，Ft?2000T13978.75?2000??44208N； d1180KA——使用系数，由参考文献[1]表8-3-31，KA?1.75； KV——动载系数，KV?1.11；

KH?——齿向载荷分布系数， KH??1.32；

KH?——齿间载荷分配系数，由参考文献[1]表8-3-33，KH??1.1；

ZH——节点区域系数，由参考文献[1]图2.1-52，ZH?2.5； Z?——重合度系数，由参考文献[1]图8-3-11，Z??0.76； Z?——螺旋角系数，由参考文献[1]图8-3-12，Z??1.0；

ZE——弹性系数，由参考文献[1]表8-3-34，ZE?189.8MPa； ZBZD——单对齿啮合系数ZB?ZD?1。

则

?H1??H2?996.53MPa

许用应力

[?H]?

?HlimSHlimZNTZLZVZRZWZX

14

式中?Hlim——极限应力，?Hlim?1300MPa；

SHlim——最小安全系数，由参考文献[1]表8-3-35，SHlim?1.1； ZNT——寿命系数，由参考文献[1]8-3-16,ZNT?0.99；

ZL——润滑剂系数，由参考文献[1]8-3-19，ZL?1.07； ZV——速度系数，由参考文献[1]表8-3-20，ZV?0.96；

ZR——粗糙度系数，ZR?0.88；

ZW——齿面工作硬化系数，由参考文献[1]8-3-22，ZW?1.0；

ZX——尺寸系数，由参考文献[1]8-3-24，ZX?1.0。

计算得

[?H]?1057.61MPa

满足?H?[?H]验算结果安全。 3．校核齿根弯曲强度 强度条件?F?[?F]计算应力

?F1?FtYFaYSaY?Y?KAKVKF?KFa bmn?F1??F2?YFa2YSa2

YFa1YSa1式中YFa——齿形修正系数，由参考文献[3]表2.1-43，YFa1?2.52

YFa2?2.23；

15

YSa——应力修正系数，由参考文献[3]表2.1-44YSa1?1.625

YSa2?1.76；

Y?——重合度系数，由参考文献[3]图2.1-36，Y??0.25?Y?——螺旋角系数，由参考文献[3]图2.1-37，Y??1； KF?——齿向载荷分布系数，KF??(KH?)N?1.13；

0.75?an?0.68；

b()2hN??0.45； bb21?()?()hhKF?——齿向载荷分配系数，由参考文献[3]表2.1-51，KF??1.1。

计算得

?F1?399.51MPa

则

?F2??F1?许用应力

[?F]?2.23?1.76?382.90MPa

2.52?1.625?FlimSFminYsTYNTY?relTYRrelTYx

式中?Flim——极限应力，由参考文献[3]图2.1-32，?Flim?450MPa；

SFmin?1.25； SFmi——安全系数，n YsT——应力修正系数，由参考文献[3]表2.1-44，YsT?2.0； YNT——寿命系数，由参考文献[3]图2.1-39，YNT?0.9；

16

Y?re——齿根圆角敏感系数，由参考文献[3]表2.1-54Y?relT?0.97； l YRre——齿根表面状况系数，由参考文献[3]表2.1-54YRrelT?1；

YX——尺寸系数，由参考文献[3]图2.1-42，YX?1.0。

则

[?F]?450?2.0?0.9?0.97?1.0?1.0?628.56MPa 1.25满足?F2??F1?[?F] 验算结果安全。 所以，直齿圆柱齿轮传动安全可靠。

3.4 行星齿轮的设计及校核

3.4.1 配齿计算

从抗弯强度和必要的工作平稳出发，取za?25，按齿面硬度HCR?60

u?zc(i1?2)5.76?2???1.88，查图得zmax?25，故12?zz?25，可用。 za22由传动比条件可知，zb?za(i1?1)?25?(5.76?1)?119 取zb?119 由装配条件可知，m?计算行星轮齿数

'zc?za?zb25?119??48满足条件。 np3zb?za119?25??47 22取zc?47。 配齿结果

17

za?25,zb?119,zc?47

i?zb119?1??1?5.76 za253.4.2初步计算齿轮主要参数

1．按齿面接触强度，计算太阳轮分度圆直径

下面的计算公式的参数值见表3-2

da?KtdT1KAKHPKH?u?1?2u?d?Hlim

T1?9549p184?9549??3050N?m npn3?192da?76833050?1.5?1.1?1.81.88?1??174.5mm 21.880.7?13002．按弯曲强度初算模数 因为模数。

m?Km3T1KAKFPKF?YFa222?dza?Flim2?12.133050?1.5?1.15?1.6?2.55?6.66mm 20.7?25?294?Flim2YFa1YFa2?294?2.85328.58?357MPa??Flim1，所以应按行星轮计

2.55若取m=7mm，则太阳轮分度圆直径da?mza?7mm?25?175mm，与接触强度初算结果很接近，故初定da?175mm,m?7mm进行接触和弯曲疲劳强度计算。

18

表3-2 齿轮计算参数表

代号 名称 算数系数 使用系数 载荷分配系数 综合系数 齿款系数 算数系数 行星轮间载荷分配系数 综合系数 说 明 直齿传递 中等冲击 齿轮浮动，6级精度 高精度硬齿面 由参考文献[2]表8-3-4推荐值 直齿轮 取值 768 1.5 1.1 1.8 0.7 12.11 1.15 1.6 2.85 齿形系数 由参考文献[2]图2.5-26 2.55 Ktd KA KHP KH? ?dKm KFP KF? YFa1YFa2 KFP?1?1.5?(KHP?1) 高精度正变位

3.4.3 齿轮变位计算

采用齿形角?n?20?的直齿轮传动。精度为外啮合6级，内啮合7级。为提高齿轮承载能力，两级均采用变位齿轮传动，外啮合?ac?24?，内啮合

?cb?20?。

1．确定行星轮齿数

⑴由前配齿结果知：za?25,zb?119,zc?47。 ⑵初选a-c变位系数和x?ac

根据z?ac?za?zc?25?47?72和?ac?24?左右的限制条件，由参考文献

19

[2]图2．2-9初选x?ac?1.12。

⑶初算a-c副齿高变动系数?yac 根据初选的x?ac?xa?xc

?yac?cos?ac1(za?zc)(?1)/2cos?ac1cos20??(25?47)(?1) ?2cos24?1.03?yac?x?ac?yac?1.12?1.03?0.09

⑷确定zc

'zc?zc?yac?47?0.09?46.91

取zc?47。

2．a-c啮合副的计算

'⑴确定中心距aaca?c和c?b啮合副的标准中心距

aac?0.5(za?zc)m?0.5(25?47)?7mm?252mm acb?0.5(zb?zc)m?0.5(119?47)?7mm?252mm

'?258mm。 取aac⑵中心距变动系数

yac'aac?aac258?252???0.857

m7 20

'⑶啮合角?ac及变位系数和x?ac

'?ac?arccos(aaccos?ac)'aac252?arccos(cos20?)

258?23?23'16\x?ac??za?zc'(inv?ac?inv?ac)2tan?ac25?47(inv23?23'16\?inv20?) ?2tan20?0.937'x?ac在线图由参考文献[2]2.2-9范围内，?ac在推荐值得范围内。

⑷齿高变动系数

?yac?x?ac?yac?0.937?0.857?0.08

⑸变位系数分配按u?47?1.88，由由参考文献[2]图2．2－9左部线325得，当x??0.937时，xa?0.49，故xc?x?ac?xa?0.447。

3.c-b啮合副的计算结果如下

'ycb?0,?ycb?0,x?cb,xb?0.41,?cb?20?在推荐值范围内。

21

3.3.4 几何尺寸计算

表3-3 行星机构齿轮基本尺寸

齿轮 太阳轮 行星轮 内齿轮 分度圆直径(mm) 基圆直径 (mm) 164.45 309.16 782.76 齿根圆直径(mm) 157.5 311.5 848.75 齿顶圆直径(mm) 189 343 819 175 329 833 3.4.5 重合度计算

1．外啮合重合度计算

1''[za(tan(?a)a?tan?ac)?zc(tan(?a)c?tan?ac)]2?(d)1?[25?(tanarccos(ba)?tan23?23'16\)2?(da)a

??(d) ?47?(tanarccos(bc)?tan23?23'16\)](da)c?1.677?1.22．内啮合重合度计算

1''??[zc(tan(?a)c?tan?cb)?zc(tan(?a)b?tan?cb)]2?(d)(d)1?[25?(tanarccos(bc)?tan20?)?47?(tanarccos(bb)?tan20?)] 2?(da)c(da)b?1.936?1.23.4.6 齿面疲劳强度校核

1．外啮合

⑴齿面接触疲劳强度

式中的参数取值见表3-4，接触应力基本值?Ho

22

?Ho?zHzEz?z?Ftu?1d1bu348571.88?1

175?122.51.88?2.3?189.8?0.744?1??512.59MPa太阳轮单对齿啮合下界点接触应力?Ha

?Ha?zB?HoKAKVKH?KHaKHP?1.00?512.591.75?1.06?1?1.1?1.1 ?767.95MPa行星轮单对齿啮合下界点接触应力?Hc

?Hc?zD?HoKAKVKH?KHaKHP?1?512.591.75?1.06?1?1.1?1.1 ?767.95MPa太阳轮接触强度安全系数SHa

SHa???HGa?HlimZNTZLZVZRZWZX??Ha?Ha1300?0.9?1.07?0.96?0.99?1.0?0.989

767.95?1.53行星轮接触强度安全系数SHc

SHc???HGc?HlimZNTZLZVZRZWZX??Hc?Hc1300?0.90?1.07?0.95?0.85?1.11?1

767.95?1.46根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。

23

⑵齿根弯曲疲劳强度

计算弯曲疲劳安全系数的参数和系数取值见表3-5。 太阳轮弯曲应力基本值?Foa

?Foa?FtYFaaYSaaY?Y?bm34857??1.73?2.244?0.697?1 122.5?7?109.99MPa行星轮弯曲应力基本值?Foc

?Foc?FtYFacYSacY?Y?bm34857??1.81?2.198?0.697?1 122.5?7?112.72MPa太阳轮弯曲应力?Fa

?Fa??FoaKAKVKF?KFaKFP?109.99?1.75?1.06?1?1.1?1.15 ?258.1MPa行星轮弯曲应力?Fc

?Fc??FocKAKVKF?KFaKFP?112.72?1.75?1.06?1?1.1?1.15 ?264.5MPa太阳轮抗弯强度安全系数SFa

24

SFa???FGa?FlimaYSTYNTY?relTYRrelTYX??Fa?Fa

357?2?0.9?1.0?1.03?0.98258.1?2.5行星轮抗弯强度安全系数SFc

SFc???FGc?FlimcYSTYNTY?relTYRrelTYX??Fc?Fc

294?2?0.9?1.0?1.03?0.98264.5?2.0根据以上计算结果，外啮合的抗弯强度是满足要求的。 2．内啮合

⑴齿面接触疲劳强度

内齿轮的计算，其计算用的参数和系数取值见表3-4。 内齿轮的接触应力基本值?Hob

?Hob?ZHZEZ?Z?Ftu?1d1bu348573.06?1 ?329?122.53.06?2.3?189.8?0.688?1?229.17MPa内齿轮的接触应力?Hb

?Hb??HObKAKVKH?KHaKHP?229.17?1.75?1.06?1?1.1?1.1 ?343.33MPa内齿轮的接触强度安全系数SHb

25

SHb???HGb?HlimZNTZLZVZRZWZX??Hb?Hb1300?0.90?1.07?0.95?0.85?1.11?1

343.33?3.268根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的。 ⑵齿根抗弯强度

计算公式同前，其计算用参数和系数取值见表3-5。 内齿轮的弯曲应力基本值?Fob

?Fob?FtYFaYSaY?Y?bm34857??2.15?1.84?0.637?1 122.5?7?101.64MPa内齿轮的弯曲应力?Fb

?Fb??FocKAKVKF?KFaKFP?101.64?1.75?1.06?1?1.1?1.15 ?238.5MPa内齿轮的弯曲强度安全系数SFb

SFb???FGb?FlimYSTYNTY?relTYRrelTYX??Fb?Fb

357?2?0.9?1.0?1.03?0.98238.5?2.71根据以上结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求。 综上的计算行星轮机构安全合格。

26

表3-4 齿面接触强度有关参数和系数

取值 代号 名称 所用表、图或计算公式 行太阳轮 星1.75 1.06 1 1.1 1.06 1 内齿轮 轮 KA Kv KH? 使用系数 动载荷系数 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数 行星轮间载由参考文献[2]表7.8-2 由参考文献[2]图2.5-3 由参考文献[2]表8-3-32 由参考文献[2]表2.5-18 KHa KHP 荷不均匀系数 小轮单对齿啮合系数 节点区域系数 弹性系数 重合度系数 由参考文献[2]表7.8-2 1.1 zB M?2aa2ba'tan?ac 1 1 (d)2?(d)2?(?1?)(?1?(???1))(d)za(d)zc由参考文献[2]图8-3-11查取 由参考文献[2]表2.5-33 2ac2bczH zE z?z? 2.3 2.5 189.8 0.774 0.688 z??4??a 3? 螺旋角系数 直齿，??0 1 Ft分度圆上的 切向力 TA?9549p?3050N?mn 2000TAFt??34857Nnp(d)a43857N 27

b 齿宽 齿数比 寿命系数 润滑剂系数 速度系数 b?(?d)a(d)a?0.7?175?122.5 122.5 1.88 0.9 1.07 0.96 0.95 3.06 u zNT za47??1.88zc25 按工作2万小时计算 由参考文献[2]图2.5-16 由参考文献[2]图2.5-17 zL zv zR zW 粗糙度系数 工作硬化系数 尺寸系数 Rz10?Rz1?Rz2210?red0.99 1 1 0.85 由参考文献[2]图2.5-20 1.11 1 zX

zX?1.076?0.0109m 表3-5 齿根弯曲强度计算的有关数据

代号 名称 齿向载荷分 布系数 齿间载荷分配系数 行星轮间载荷分配不均匀系数 所用表、图或计算公式 取值 太阳轮 行星轮 1 1.1 内齿轮 KF?KF??(KH?)1.1 KFaKFa?KHa?1.1 KFP YFaKFP?1?1.5(KHP?1)?1.15 由参考文献[2]图2.5-30 由参考文献[2]图2.5-36 2．249 1．73 1.15 齿形系数 应力修正系数 2.198 1.81 2.15 1.84 YSa 28

Y? 重合度系数 弯曲寿命系数 试验齿轮应Y??0.25?0.75?a?0.697 0.697 0.9 0.637 YNT按工作2万小时工作 按所给定的?Flim区域图YST 力修正系数 齿根圆角敏2.0 ?Flim时 由参考文献[2]图2.5-46 由参考文献[2]表2.5-47 由参考文献[2]表2.5-48 直齿，??0 ?Y?relTYRrelT 感系数 齿根表面状况系数 尺寸系数 螺旋角系数 1 0.98 0.98 1 1.03 YX Y? 0.982

3.5 滚筒尺寸的校核

滚筒的三个直径是指（如图3-1），滚筒直径D、叶片直径Dy和筒毂直径Dg越大，则滚筒内容纳碎煤地空间越小，碎煤在滚筒内循环和被重复破碎的可能性越大。在满足滚筒内安装轴承和传动齿轮的条件下，因保持叶片直径与筒毂直径的适应比例。

1．根据采高确定滚筒直径

根据设计的参照采煤机MG200/500-WD的数据确定采高为1.8?3.5m，转速32.87r/min。

采高1.8?3.5m属中厚煤层，滚筒直径D?1/2Hmax，Hmax?3.5m则

D?1.75取D?2m。

2．滚筒直径的校核

对于D?1大直径滚筒有以下关系

Dy?D?2h?Dg

29

式中Dg??筒毂直径，Dg?833?15?848mm；

D――滚筒直径，D?2000mm；

Dy――叶片直径；

h――齿圈高，h?70mm。

图3-1 截割滚筒

Dy?2000?2?70?1860mm

DyDg?1860?2.19 848Dy?2Dg满足过煤量的要求。

30

第4章 轴的结构设计校核及轴承寿命的计算

4.1 输入轴的结构设计

4.1.1 按转矩初步估算轴的直径

选择轴的材料为20CrMnTi渗碳后淬火，查得材料的机械性能数据为：

?b?1100MPa ?s?85M0P a ??1?525MPa ??1?30M0P a由于材料是20CrMnTi，选取A?100，则得

dmin?A3p200?1003?74.69mm n480圆整故取dmin?80mm。

4.1.2 轴的各部尺寸确定

根据轴向定位的要求确定轴各段的长度，其基本尺寸如图4-1

图4-1 轴得基本尺寸

31

4.2 轴的校核

4.2.1 轴的受力分析

1.轴的受力简如图4-2

图4-2 轴的受力简图

轴传递的转矩

T1?9550p9550?200??3979N?m n480式中T1――输入轴传递的扭矩；

P――输入的功率；

n――输入的转速。 2.计算齿轮的啮合力

Ft?Fr?Ft2T12?3979??44211N d10.18tan?n?44211?tan20??16091N cos?3.求水平面的支承力，作水平面的弯矩如图4-3

RAx?FtLBC158?44211??27823N LAB251RBx?Ft?RAx?44211?27823?16388N

32

MCx?RAx?LAC?RBx?LBC?2589304N?mm

图4-3 轴的水平面的弯矩图

4.求垂直平面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图

RAy?FrLBC16091?158??10129N LAB251RBy?Fr?RAx?16091?10129?5962N MCy?RAyLAC?RByLBC?941997N?mm

图4-4轴的垂直面的弯矩图

5.求支承反力和合力距如图4-5

22RA?RAx?RAy?278232?101292?29610N

RB?22RBx?RBy?163882?59622?17439N

MC?RALAC?RBLBC?2755362N?mm

33

图4-5 力矩图

4.2.2 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，扭矩图可知截面C处的弯矩最大，对截面C进行强度校核。

2.对截面C进行强度校核

S?(K???1M3T2)?[(K????)]W4WT

式中W——轴的抗弯截面系数W??32d3?3.14?1803?572265mm3； 32WT——轴的抗扭截面系数，WT?2W?2?572265?1144530mm3；

??1——为材料弯曲对称应力时的疲劳极限，查得??1?480MPa；

K?,K?——正应力有效应力集中系数，按配合查K??3.98 ，K??2.76

计算得

S?(3.98?48027553622339790002)?[(2.76?0.1)?]57226541144530?22.85

最小安全系数[S]?1.8 满足S?[S]要求轴合格

34

4.3 轴承的寿命校核

轴承的型号为32313，

Cr?232000N n?480rmin e?0.35 轴承的寿命计算

106Cr?Lh?()

60nP式中P——当量功载荷，P?fp(XFr?YFa)?32812N；

fp——载荷性质系数，fp?2；

Fr——轴承所受的径向载荷，Fr?16091N。

计算得

1062320003Lh?()?30138h

60?4803218210满足工作需要。

35

第5章 采煤机的润滑、密封及降温

5.1 采煤机的润滑

采煤机截割部因传递的功率而发热严重，其壳体温度可高100℃，因此，截割部传动装置的润滑十分重要。

减速箱中最常见的润滑方式是飞溅润滑，将一部分传动零件浸在油池内，靠他们向其它零件供油和溅油，同时又被甩到箱壁上，以利散热，并使轴承获得必要的飞溅润滑。油面位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中1/3-1/4直径。减速箱中的轴布置在同一水平或接近同一水平时，飞溅润滑具有良好的效果。飞溅润滑的优点是：润滑强度高，工作零件散热快，不需润滑设备，对润滑油的杂质和粘度降低不敏感。

设计减速器是结构时，应考虑采煤机是常处于倾斜状态下工作的，所以必须保证自然润滑。在倾斜状态下，由于润滑油集聚在低处，高处传动零件润滑不好，因此应避免油池太长，或人为地将油池分割成几个独立油池，以保证自然润滑。

如果个零件所在的水平相差太大，且有低速齿轮副，则应采用强迫润滑。这时，由润滑泵供油，其吸油口必须能保证在最低容许水平时能浸在油中。强迫润华能保证向高处、远处的传动零件得到润滑，但油的清洁度要好，并且应设置检测装置，以保证向各润滑点供油。

摇臂内传动零件的润滑是个特殊问题：割顶部煤时滚筒上升，摇臂段部齿轮得不到润滑；割底煤时滚筒下降，润滑油集中在摇臂端部。为此，常规定滚筒割顶煤一段时间后，应停止牵引，将摇臂降下，以润滑端部齿轮，然后继续上升工作。

5.2 采煤机的泄露及密封形式的选择

泄漏是采煤机常见的故障现象之一，一般分为内泄漏和外泄漏2种情况。内泄漏会引起液压系统容积效率降低、工作压力下降，而使设备无法正常工作，外泄漏不但会造成工作介质的浪费，甚至还可能导致设备操作失控，造成人机事故。。因此，设备的密封性常常是评价机械产品质量和性能的一个重要指标。密封的主要作用是阻止工作介质泄漏和防尘，而造成泄漏的主要原因是密封面上产生大的间隙或密封部位内外两侧存在大的压力差。消除或减小其中任一影响因素都有助于提高密封效果按照密封对偶面的作用形式一般

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