摘 要MGTY400/900-3.3D 型采煤機(jī)是一種電牽引大功率采煤機(jī)，該機(jī)機(jī)身矮，裝機(jī)功率大，采用大角度彎搖臂設(shè)計，加大了過煤空間，提高了裝煤效果，機(jī)械傳動都是直齒傳動，傳動效率高，容易安裝和維護(hù)。本次設(shè)計以 MGTY400/900-3.3D 型電牽引型采煤機(jī)截割部為設(shè)計對象,采煤機(jī)截割部主要是由四級齒輪傳動組成,電動機(jī)輸出的動力經(jīng)由兩級直齒圓柱齒輪和雙級行星輪系的傳動，最后驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)。設(shè)計任務(wù)有：一初步確定設(shè)計方案；二是通過查找有關(guān)資料及設(shè)計手冊設(shè)計計算截割部的傳動系統(tǒng)。在設(shè)計過程中，對截割部的軸、傳動齒輪、軸承和聯(lián)接用的花鍵等部件進(jìn)行了設(shè)計計算、強(qiáng)度校核和選用。同時在計算過程中我們應(yīng)該正確應(yīng)用設(shè)計手冊，認(rèn)真計算每個過程的具體數(shù)據(jù)，確保設(shè)計數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確率，達(dá)到設(shè)計所要求的目的。關(guān)鍵字：采煤機(jī) 截割部 減速器 行星輪 齒輪iAbstractMGTY400/900-3.3D Shearer is a high-power electric traction shearer with a short body and strong power. And it was designed with a wide-angle rocker arm, so that the space to deliver the coal was expanded, and the coal loading speed was efficiently improved. Mechanical transmission is a straight transmission with high transmission efficiency, easy to install and maintain.This research takes the cutting unit of MGTY400/900-3.3D type electric traction shearer as the design object. The cutting unit is mainly composed of four - stage of gear transmission. The motor’s output power passes through two-stage of spur gears transmission and two-stage planetary gear train transmission, finally, rotates the drive rollers .The targets of the research: first, determine the basic design scheme. Second, design the transmission system of the cutting part by looking up some relevant information. In the process, we will design, choose and check the parts of shearer ,such as axle,transmission gears, bearings, the spline and so on. At the same time, we should make good use of the design manual when calculating, carefully calculate each specific data, ensure the accuracy of design data, and finally reaches the design requirements.Key words：Coal mining machines Cutting Department Reducer Planetary gear Gearii目 錄緒 論 1第一章 MGTY400/900— 3.3D 型采煤機(jī)整機(jī)概述 .3第一節(jié) 采煤機(jī)的組成與特點 .3第二節(jié) 采煤機(jī)的工作面布置情況及工作過程 .6第三節(jié) 采煤機(jī)的主要技術(shù)特征 .7第二章 采煤機(jī)截割部設(shè)計的原則和依據(jù) 11第一節(jié) 采煤機(jī)截割部總體設(shè)計原則 .11第二節(jié) 傳動方案設(shè)計 13第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算 17第三章 采煤機(jī)附屬裝置 .79第一節(jié) 輔助液壓系統(tǒng)作用 79第二節(jié) 調(diào)高油缸 83第三節(jié) 冷卻系統(tǒng) .84第四章 采煤機(jī)的運(yùn)輸、操作與檢修 .88第一節(jié) 運(yùn)輸 88第二節(jié) 井上井下檢查與運(yùn)輸 89第三節(jié) 采煤機(jī)的啟動、操作和停機(jī) 90第四節(jié) 采煤機(jī)的維護(hù) 91結(jié)束語 .95參考文獻(xiàn) .96英文文獻(xiàn) .97中文翻譯 100結(jié) 論 103致 謝 1040緒 論一、產(chǎn)品設(shè)計的意義改革開放以來，我國煤炭科學(xué)技術(shù)取得了突飛猛進(jìn)得發(fā)展，開采工藝和裝備水平不斷提高，機(jī)械化程度逐年上升。煤炭工業(yè)戰(zhàn)線上的技術(shù)人員和廣大職工，在設(shè)計制造礦山機(jī)械設(shè)備和引進(jìn)吸收國外先進(jìn)技術(shù)等方面積累了豐富的經(jīng)驗，取得了豐碩的成果。高產(chǎn)高效綜采技術(shù)的核心是工作面綜采設(shè)備近 10 年來，工作面三大配套設(shè)備――采煤機(jī)，刮板輸送機(jī)和液壓支架，在設(shè)計方法和結(jié)構(gòu)上都有了重大的發(fā)展，主要是提高設(shè)備生產(chǎn)能力和可靠性，改進(jìn)操作性能。采煤機(jī)技術(shù)發(fā)展得一個重要突破是采用了多電機(jī)電牽引技術(shù)，大大簡化了機(jī)械傳動系統(tǒng)。采煤機(jī)得模塊化設(shè)計使機(jī)器的維護(hù)和監(jiān)測更加簡單，可靠性更高?，F(xiàn)代先進(jìn)采煤機(jī)的主要特點是：1. 多電機(jī)交流變頻調(diào)速或直流調(diào)速電牽引，牽引速度不斷提高，最大牽引速度已達(dá)到 30m/min。2. 大功率、高電壓、大截深，采煤機(jī)裝機(jī)功率超過 1200kw，最大達(dá)到 2285kw?，F(xiàn)行 1100V 工作電壓已不適應(yīng)大功率采煤機(jī)的要求。美國目前常用電壓為2300V，部分工作面采用 4160V 電壓；英國、澳大利亞使用 3300V 電壓；法國使用 5000V 電壓；波蘭使用 6000V 電壓。采煤機(jī)截深達(dá)到 1～1.2m。3. 積木式結(jié)構(gòu)，各單元之間沒有機(jī)械動力傳動，簡單可靠。4. 更先進(jìn)得設(shè)備，可實現(xiàn)滾筒自動導(dǎo)向，其關(guān)鍵是煤巖界面探測技術(shù)。它能自動識別煤巖界面，并據(jù)此自動調(diào)節(jié)滾筒截割高度。5. 采用煤層控制和故障診斷系統(tǒng)?，F(xiàn)階段，在我國煤炭開采中，機(jī)械化采煤的采量占主要地位，其中高檔普采、綜合機(jī)械化采煤占有一定的比例，同時，我國目前生產(chǎn)的滾筒式采煤機(jī)的品種并不齊全，主要技術(shù)性能還不是很完善，因此我國設(shè)計的雙滾筒采煤機(jī)是適應(yīng)要求的。二、設(shè)計目的 1. 這次畢業(yè)設(shè)計是所學(xué)課程的應(yīng)用和鞏固，也是一次全面性的總結(jié)，學(xué)習(xí)煤礦采1掘機(jī)械部改裝設(shè)計的一般方法和步驟，掌握解決煤礦機(jī)械化技術(shù)問題的初步能力，為以后的工作打下一定基礎(chǔ)，適應(yīng)日趨深奧的科學(xué)技術(shù)。2. 根據(jù)所給定的地質(zhì)條件，通過擬定傳動的結(jié)構(gòu)方案，并結(jié)合現(xiàn)有的生產(chǎn)條件等獨立完成采煤機(jī)的局部改裝設(shè)計全過程，熟悉正確運(yùn)用設(shè)計資料，加深采煤機(jī)的設(shè)計正確認(rèn)識，培養(yǎng)分析和解決問題的能力。2第一章 MGTY400/900—3.3D 型采煤機(jī)整機(jī)概述第一節(jié) 采煤機(jī)的組成與特點MGTY400/900-3.3D 型交流電牽引采煤機(jī)是一種多電機(jī)驅(qū)動、橫向抽屜式布置，采用機(jī)載式交流變頻調(diào)速裝置的新型電牽引采煤機(jī)。該采煤機(jī)型號：MGTY400/900-3.3D型號含義： TY——太原M——采煤機(jī)G——滾筒式400/900——截割電機(jī)功率/裝機(jī)總功率（kW）3.3——電壓等級D——電牽引采煤機(jī)端面及與工作面運(yùn)輸機(jī)配套尺寸見圖 1-1 采煤機(jī)端面配套圖。采煤機(jī)由左、右搖臂，左、右螺旋滾筒，牽引傳動箱，外牽引，泵站，控制箱，牽引調(diào)速裝置，調(diào)高油缸，主機(jī)架，輔助部件，電器系統(tǒng)及附件等部件組成。見圖 1-2 交流電牽引采煤機(jī)。采煤機(jī)主要特點是總體結(jié)構(gòu)為多電機(jī)橫向布置，牽引方式為機(jī)載式交流變頻調(diào)速--銷軌式無鏈牽引，電源電壓為 3300 伏，采用單電纜供電，以計算機(jī)操作、控制并能中文顯示運(yùn)行狀態(tài)、故障檢測。下面是該機(jī)型一些與其它機(jī)型不同之處以及其本身的特點：1. 主機(jī)架為整體鑄焊結(jié)構(gòu)，其強(qiáng)度大、剛性好，各部件的安裝均可單獨進(jìn)行，部件間沒有動力傳遞和連接，該機(jī)上所有切割反力、牽引力、采煤機(jī)的限位、導(dǎo)向作用力均由主機(jī)架承受。2. 搖臂為懸掛鉸接與主機(jī)架相聯(lián)接，無回轉(zhuǎn)軸承及齒輪嚙合環(huán)節(jié)，搖臂功率大，輸出軸轉(zhuǎn)速低。3. 牽引采用強(qiáng)力鏈軌式無鏈牽引系統(tǒng)，牽引力大，工作平穩(wěn)可靠，使采煤機(jī)能適應(yīng)底板起伏較大的工作面。4. 采用鎬型截齒強(qiáng)力滾筒，減少了截齒的消耗，提高了滾筒的使用壽命，并且3提高塊煤率。5. 采煤機(jī)電源電壓等級為 3300 伏，減小了電纜直徑；單電纜供電使采煤機(jī)拖移電纜方便自如，減小工作面電纜故障。6. 采用機(jī)載式交流變頻調(diào)速系統(tǒng)，提高了牽引速度和牽引力。7. 采用計算機(jī)控制，系統(tǒng)簡單可靠，對運(yùn)行狀態(tài)隨時檢測顯示，顯示內(nèi)容全部中文顯示，適應(yīng)國內(nèi)煤礦使用。8. 液壓系統(tǒng)和水路系統(tǒng)的主要元件都是集中在集成塊上，管路連接點少，維護(hù)簡單。圖 1-1 采煤機(jī)配套圖1.截割滾筒 2.搖臂 3.電氣系統(tǒng)及其附件 4.外牽引 5.牽引傳動箱6泵站7輔助部件8高壓控制箱 9.牽引控制箱10主機(jī)架1調(diào)高油缸 圖1-MG40/-3D交流電牽引采煤機(jī)總圖4第二節(jié) 采煤機(jī)的工作面布置情況及工作過程一、 工作面布置如圖 1－3圖 1-3 工作面布置圖1、7-端頭支架 2-液壓安全鉸車 3-噴霧泵站 4-液壓支架 5-刮板輸送機(jī)；6-雙滾筒采煤機(jī) 8-集中控制臺 9-配電箱 10-乳化液泵站 11-移動變電站；12-軌道 13-帶式輸送機(jī) 14-轉(zhuǎn)載機(jī)二、工作過程MGTY400/900-3.3D 交流電牽引采煤機(jī)適用于較傾斜、中硬煤層長壁式綜采工作面，采高范圍為 2.5～3.5 米(根據(jù)配置可以改變采高)?？稍谥車諝庵械募淄?、煤塵、硫化物、二氧化碳等不超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量的礦井中使用；該電氣系統(tǒng)應(yīng)用兩臺 DTC 變頻器采用光纜通訊技術(shù)，一拖一的牽引方式。該機(jī)主要與工作面輸送機(jī)、液壓支架、皮帶運(yùn)輸機(jī)等配套使用，可實現(xiàn)采、裝、運(yùn)的機(jī)械化，達(dá)到綜采的高產(chǎn)高效。綜合機(jī)械化采煤工藝過程如下：1、 采煤機(jī)自工作面一端開始向另一端采煤；52、 隨著采煤機(jī)的移動，緊接著移動液壓支架以便及時的支護(hù)底板；3、 在采煤機(jī)后面的一定距離處，推移工作面輸送機(jī)；當(dāng)采煤機(jī)移動到工作面的另一端，各工序也都相應(yīng)的完成之后，就實現(xiàn)了一完整的采煤循環(huán)過程。第三節(jié) 采煤機(jī)的主要技術(shù)特征序 號 名 稱 參 數(shù)1 采高范圍 m 2.2～3.52 機(jī)面高度 mm 15933 主機(jī)架長度 mm 76704 適應(yīng)煤層傾角 ° ≤255 適應(yīng)煤層硬度 f≤46 裝機(jī)總功率 kW 9007 供電源電壓 V 3300搖臂長度 mm 2168搖臂回轉(zhuǎn)中心距 mm 7520搖臂水平時最大長度 mm 13648上擺角度 ° 30.78 搖臂搖臂擺角 下擺角度 ° 28.88功率 kW 400轉(zhuǎn)速 r/min 1480電壓 V 3300截割電機(jī) 冷卻方式 水冷滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 32.7截割速度 m/s 3.1滾筒直徑 mm 1800滾筒截深 mm 8009截割部噴霧方式 內(nèi)、外噴霧功率 kW 2×40轉(zhuǎn)速 r/min 0～1472～2455電壓 V 380牽引電機(jī) 冷卻方式 水 冷牽引形式 機(jī)載式交流變頻調(diào)速頻率范圍 Hz 3～50～83牽引傳動比 258.58牽引速度 m/min 0～7.7～12.8牽引力 kN 300～50011牽引部牽引中心距 mm 5970功率 kW 20轉(zhuǎn)速 r/min 146512泵站泵站電 電壓 V 33006序 號 名 稱 參 數(shù)機(jī) 冷卻方式 水冷調(diào)高泵額定壓力 MPa 20調(diào)高泵排量 ml/r 20.9制動器壓力 MPa 2內(nèi)徑 mm 200外徑 mm 12013 調(diào)高油缸活塞桿行程 mm 71414 最大臥底量 mm 25015 總重 kg 5153516 整機(jī)尺寸（長×寬×高） 13648×2128×1593一. 采煤機(jī)理論生產(chǎn)率它是采煤機(jī)的最大生產(chǎn)率，是在所給工作面條件下，以最大參數(shù)運(yùn)行時的生產(chǎn)率，其計算公式為 60(/)tqQHBvth??其中 H 為工作面的平均采高，單位 m ；B 為滾筒的有效截深，單位 m； 為在qv所給工作面條件下可能的最大工作牽引速度，m/min；ρ 為煤的實體密度，一般為1.3～1.4t/ 。采煤機(jī)的理論生產(chǎn)率是選擇與采煤機(jī)配套的工作面輸送機(jī)、轉(zhuǎn)載機(jī)、帶3m式輸送機(jī)生產(chǎn)能力的依據(jù)。一般工作面輸送機(jī)的生產(chǎn)率應(yīng)略大于采煤機(jī)的理論生產(chǎn)率。二. 采煤機(jī)技術(shù)生產(chǎn)率它指在除去采煤機(jī)必要的輔助工作（如調(diào)動機(jī)器、檢查機(jī)器、更換截齒、自開缺口等）和排除故障所占用的時間外的生產(chǎn)率。其計算公式為式中， 為采煤機(jī)技術(shù)上的可靠性和完備性有關(guān)的參數(shù)，一般為 0.5～0.7。1K三. 采煤機(jī)實際生產(chǎn)率它是采煤機(jī)工作面每小時的實際產(chǎn)量，其計算公式為1(/)tQKh??2(/)mQKth??7式中， 為考慮由于工作面其他配套設(shè)備的影響（如采空區(qū)運(yùn)輸系統(tǒng)銜接不良、2K輸送機(jī)和支護(hù)設(shè)備出現(xiàn)故障等） 、處理頂?shù)装迨鹿省趧咏M織不周等原因造成的采煤機(jī)被迫停機(jī)所占用時間的系數(shù)，一般為 0.6～0.65。四. 滾筒直徑與截深滾筒直徑是指中心到截齒齒尖的直徑，滾筒直徑大小應(yīng)按煤層厚度來選取。雙滾筒采煤機(jī)一般都是一次采全高，即上行或下行各進(jìn)一刀，各完成一個循環(huán)，故滾筒直徑應(yīng)稍大于最大采高的一半。滾筒直徑已經(jīng)系列化：0.6 m、0.65 m、0.7 m、0.8 m、0.9 m、1.0 m、1.25 m、1.4 m、1.6 m、1.8 m、2.0 m、2.3 m、2.6 m 。滾筒寬度即截深，是指滾筒外緣到端盤外側(cè)截齒齒尖的距離，即一次截割的深度。一般取 0.75～1.0m 。五. 采高、臥底量及機(jī)面高度本采煤機(jī)適用于 2.2—3.5 米的中厚煤層，滾筒直徑采用 D=1.8 米，該采煤機(jī)滾筒直徑選用時按下原則進(jìn)行：1. 保證滿足最大采高和臥底量需求，且經(jīng)濟(jì)合理。2. 保證能把所采煤全部裝入刮板輸送機(jī)。3. 保證上擺角不大于 65 度（因為上擺角大于 65 度，搖臂受力不好，其穩(wěn)定性差、剛性很差，同時，調(diào)高油缸的受力惡劣） 。如圖 1-4，該方案設(shè)計的搖臂長度 L=2168mm，機(jī)面高度 A=1593mm，KβmaxC HmaxαLDShAU8圖 3-1 截割高度與采煤機(jī)尺寸關(guān)系最大采高 maxmaxsin22hDHAL????最小采高 ini最大臥底量 maxmaxsK??最小臥底量 inin22hDAL??式中 h 為電動機(jī)高度，經(jīng)計算得：上擺角 max30.7??上擺角 28??最大臥底量 max5K9第二章 采煤機(jī)截割部設(shè)計的原則和依據(jù)第一節(jié) 采煤機(jī)截割部總體設(shè)計原則機(jī)械傳動的方案的優(yōu)勢對整臺機(jī)器的工作能力和外廓尺寸有著極大的影響，因此，設(shè)計時因遵循以下原則：1. 確定機(jī)械傳動的方案應(yīng)滿足機(jī)器生產(chǎn)過程或工藝對機(jī)械傳動系統(tǒng)的要求，既要做到先進(jìn)又要符合我國目前生產(chǎn)能力和技術(shù)水平，要求截割部結(jié)實可靠，結(jié)構(gòu)緊湊，密封性能好這是由于井下空間所限制和特殊的工作條件所要求的。2. 機(jī)械傳動系統(tǒng)應(yīng)簡單，傳動級數(shù)要盡可能的少，級數(shù)減少可以減少零件數(shù)目和機(jī)器的外廓尺寸，降低制造成本，便于使用和維護(hù)，同時也減少了傳動零件的積累誤差，提高傳動系統(tǒng)的運(yùn)動精度，但在某些情況下，傳動級數(shù)的減少反而會增大傳動的外廓尺寸。設(shè)計時要進(jìn)行方案比較，做到統(tǒng)籌兼顧，合理安排。3. 擬訂傳動系統(tǒng)時，要注意整機(jī)性能和尺寸，同時要注意和主要設(shè)備的配合尺寸等。一. 傳動比的分配原則1. 各級傳動比不應(yīng)超過其總傳動比的最大值。2. 使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的各傳動機(jī)構(gòu)具有最小的外廓尺寸。3. 使各級大齒輪的浸油深度大致相等，以便實現(xiàn)噴油潤滑。4. 使各級圓柱齒輪傳動中心距保持一定的比例。5. 搖臂箱中的傳動比不能過大，否則使搖臂厚度加大，對裝煤不利特別是薄煤層。二. 齒輪設(shè)計原則(一) 齒數(shù)比齒數(shù)比 ,對于一般減速器傳動，取 u=6～8。21Zu?(二) 齒數(shù)10當(dāng)中心距一定時，齒數(shù)取的越多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小，齒頂圓直徑小，可使滑動比減小，因此磨損小，膠合的危險性小，并且又能減小金屬切削量，節(jié)省材料，降低加工成本。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，輪齒的抗彎強(qiáng)度降低，因此，在滿足抗彎強(qiáng)度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。通常取齒數(shù)小于等于 18～30，閉式傳動，硬度小于 350HBS,過載不大，宜取較大值；硬度大于 350HBS,過載大，宜取較小值；開式傳動宜取較小值。對載荷平穩(wěn)、不重要的手動機(jī)構(gòu)甚至可取 10～12，而對高速膠合危險性大的傳動，用大于等于25～27，一般減速器中常取 =100～200。12Z?(三) 模數(shù) m模數(shù)由強(qiáng)度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定，要求圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，傳遞動力的傳動齒輪模數(shù)m≥2㎜。初步確定模數(shù)時，一般對于軟齒面齒輪（齒面硬度≤350HBS）外嚙合傳動，m =（0.007～0.02）a ；對硬齒面齒輪（齒面硬度350HBS）外嚙合傳動m =（0.016～0.0315）a； 載荷平穩(wěn)，中心距大的取小值，反之取大值。(四) 齒寬系數(shù) d?由齒輪的強(qiáng)度公式 可知，輪齒越寬，承載能力也愈高，因而輪??10.5abdu??齒不宜過窄；但增大齒寬又會使齒面上的載荷分布更趨不均勻，故齒寬系數(shù)應(yīng)取得適合。圓柱齒輪齒寬系數(shù)的薦用值列于下表。對于標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪減速器，齒寬系數(shù)取為；所以對于外嚙合齒輪傳動 的值規(guī)定為??110.5dabu????a?0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。運(yùn)用設(shè)計計算公式時，對于標(biāo)準(zhǔn)減速器，可先選定再用上式計算出相應(yīng)的 值 。d表 2-1 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)裝置狀況兩支撐相對小齒輪作對稱布置兩支撐相對小齒輪作不對稱布置小齒輪作懸臂布置d?0.9～1.4（1.2～1.9）0.7～1.15（1.1～1.65）0.4～0.6注：1）大、小齒輪皆為硬齒面時 應(yīng)取表中偏下限的數(shù)值；若皆為軟齒面或僅大齒輪d?11為軟齒面時 可取表中偏上限的數(shù)值； d?2)括號內(nèi)的數(shù)值用于人自齒輪，此時 b 為人字齒輪的總寬度； 3)金屬切削機(jī)床的齒輪傳動，若傳遞的功率不大時， 可小到 0.2； d?4)非金屬齒輪可取 ≈0.5～1.2。 d?三. 軸承類型的選取本方案設(shè)計時所用的軸承均從機(jī)械工業(yè)出版社的《機(jī)械設(shè)計手冊》一書中的第四版第二卷查取。本方案設(shè)計時，所用軸承多為圓柱調(diào)心滾子軸承，該軸承有如下優(yōu)點：1. 具有兩列滾子，主要承受徑一載荷，同時也能承受任一方向的軸向載荷。2. 有高的徑向載荷能力，特別適用于重載或振動載荷下工作，但不能承受純軸向載荷。3. 該類軸承外圈滾道是球面形，故其調(diào)心性能良好，允許內(nèi)外圈相錯一定角度，能補(bǔ)償同軸度誤差。4. 對于制造偏差及沖擊載荷的作用，基本不影響軸承的正常工作。5. 在相同尺寸大小的條件下，它比同類軸承承載能力大壽命長。第二節(jié) 傳動方案設(shè)計一. 確定傳動類型根據(jù)采煤機(jī)的總體設(shè)計原則，本機(jī)在設(shè)計前考慮過兩種方案。方案一：如圖 2-1，采用四級傳動，第一級采用直齒輪傳動，第二級采用圓弧錐齒輪傳動，三、四級采用直齒輪傳動。方案一的特點：這種傳動方式改裝較為方便，箱體結(jié)構(gòu)簡單，易鑄造，側(cè)面搖臂突出在采煤機(jī)身寬度外面，所以滾筒離運(yùn)輸機(jī)較遠(yuǎn)，對裝煤效果和工作穩(wěn)定性都不利。側(cè)面搖臂的支承呈懸臂結(jié)構(gòu)，支承間距一般較小，故支承剛度差。但是，側(cè)面搖臂不影響大塊煤的通過和滾筒的臥底，有利于擴(kuò)大采煤機(jī)的工作行程。當(dāng)采高較大時，采落的塊度較大，因而需要在截割部端頭設(shè)破碎器時，只能用側(cè)面搖臂。而且錐齒輪容易損壞，機(jī)身長度較大。圖 2-1方案二: 如圖 2-2 所示，采用四級傳動，第一級采用直齒輪傳動，第二級采用直12齒輪傳動，三、四級采用行星齒輪傳動。方案二的特點：這種傳動方式的電動機(jī)軸和滾筒軸平行，取消了容易損壞的錐齒輪，使傳動更加簡單，而且調(diào)高范圍大，機(jī)身長度小，承載能力大，工作平穩(wěn)；但傳動結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，要求制造精度高。由安裝在搖臂端部的交流電機(jī)（1）的動力通過與電機(jī)輸出軸聯(lián)接的第一傳動軸（Ⅰ）帶動與第一傳動軸用花鍵聯(lián)接的變速齒輪（j） ，變速齒輪（j）帶動變速齒輪（g） ，變速齒輪（g）通過與之聯(lián)接的齒輪軸（h）傳遞給一系列惰輪（f） 、 （e） 、 （d） ，把動力傳遞給雙行星減速裝置的太陽輪（a） ，通過太陽輪（a）上齒輪傳遞給安裝在圖 2-21.電動機(jī) 2.雙級行星減速器 3.滾筒安裝盤行星架（H）上的 3 個行星齒輪（c） ，行星齒輪（c）又與一個固定的內(nèi)齒輪（b）相嚙合，這樣就帶動行星架（H）轉(zhuǎn)動，行星架（H）上的齒又傳動第二級行星減速機(jī)構(gòu)，行星架（H）上的齒帶動安裝于二級行星架（H）上的二級行星齒輪（C） ，行星齒輪（C）又與固定的內(nèi)齒輪（b）相嚙合，這樣就帶動二級行星架（H）轉(zhuǎn)動，滾筒座（3）用花鍵連接在二級行星架（H）上，行星架（H）的轉(zhuǎn)動就帶動滾筒座旋轉(zhuǎn)。滾筒是通過本身的錐形法蘭結(jié)構(gòu)安裝在搖臂的滾筒座上。各級傳動的特點：第一級采用直齒輪傳動，與軸通過矩形花鍵連接，可拆換以改變滾筒轉(zhuǎn)速。第二級采用直齒輪傳動，為增強(qiáng)齒輪的接觸強(qiáng)度，提高兩輪的齒根彎曲強(qiáng)度，采用正角度變位。13第 3、四級采用采用雙行星機(jī)構(gòu)，行星齒輪傳動具有體積小，重量輕，承載能力大、效率高和工作平穩(wěn)等優(yōu)點。為使行星架減速傳動的行星輪載荷分配均勻，補(bǔ)償制造誤差，本機(jī)雙行星減速設(shè)計有均載機(jī)構(gòu)，第一級行星減速為中心輪柔動與行星架浮動，其噪音低，浮動效果好，工作可靠。第二級行星減速為中心輪浮動。為抗振需要，內(nèi)齒圈設(shè)計成薄壁構(gòu)件，以增加柔性。方案三：如圖 2-3 因截割部輸入功率較大（輸入功率為 400kw）為提高穩(wěn)定性，同時為使整體結(jié)構(gòu)更加緊湊，而且有效的搖臂長度，在第一級和第三級傳動的大小齒輪之間各加以惰輪。因電機(jī)功率較大，若采用單電機(jī)驅(qū)動，電機(jī)尺寸過大，影響截煤，而且不適于在采煤面的狹窄空間中工作，所以擬采用雙電機(jī)驅(qū)動，為使兩電機(jī)轉(zhuǎn)向相同，用一惰輪把兩電機(jī)串聯(lián)起來圖 2-3 1、電動機(jī) 2、搖臂 3、行星齒輪機(jī)構(gòu) 4、滾筒 ①截割部的傳動方式為：電動機(jī)—搖臂—行星齒輪傳動—滾筒，采用縱向出軸的兩個電動機(jī)，使電動機(jī)軸與滾筒軸平行。②采用獨立搖臂，其本身就是個單獨的減速箱，進(jìn)出油口都密封。③截割部的減速器用飛濺潤滑。從整體上看，方案二較方案一,方案三好，因此，本截割部傳動按系統(tǒng)方案二設(shè)計。如圖 2-2 所示，圖為 MGTY400/900-3.3D 電牽引采煤機(jī)截割部傳動系統(tǒng)圖。二. 確定電動機(jī)類型及轉(zhuǎn)速選擇 YBC-400G(防爆型)電動機(jī)，輸出功率 400KW，轉(zhuǎn)速 1480r/m。14三. 分配傳動比傳動裝置總傳動比 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速 確定,即?i mnwn26.457.3180?wmni設(shè)第一級直齒傳動比為 ，第二級直齒傳動比為 ，第三級兩級行星齒輪傳動比1i 2i。取第一級直齒傳動比為 =1.3，第二級直齒傳動比為 =2.15，則第三級雙行星齒3i輪傳動比 =16.176。 根據(jù)各級傳動機(jī)構(gòu)傳動比選擇合適的齒數(shù):3i=39, =30 , =27 , = = =58iZjhZfeZd=1.3×2.148×16.19256=45.219205實傳動比誤差= =0.0038%5% 合格。i?實四. 計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)(一) 計算各軸的轉(zhuǎn)速軸Ⅰ：1480r/m軸Ⅱ： min/46.138.012 rin?軸Ⅲ、軸Ⅳ、軸Ⅴ、軸Ⅵ： min/5301.24683ri?軸Ⅶ： n/7.19256.034 rin??(二) 計算各軸功率滾動軸承效率 =0.98，圓柱直齒齒輪效率 =0.97，雙 NGW 型效率 =0.95。1?2?3?軸Ⅰ: =400kwP軸Ⅱ: = =380.24kw212軸Ⅲ: = =361.46kw3?軸Ⅳ: = =343.60kw4P21軸Ⅴ: = =326.63kw5軸Ⅵ: = =310.49kw61?215軸Ⅶ： = =294.97kw7P63?(三) 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算公式：T=9550× nP將以上計算結(jié)果列表如下：軸名 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩（ ）mN/轉(zhuǎn)速(r/min) 傳動比 效率Ⅰ軸 400 2581.1 14801.3 0.95Ⅱ軸 380.24 3189.7 1138.462.15 0.95Ⅲ軸 361.46 6504.8 530.01 0.95Ⅳ軸 343.60 6191.3 530.01 0.95Ⅴ軸 326.63 5885.5 530.01 0.95Ⅵ軸 310.49 20293.3 530.0Ⅶ軸 294.97 86145.7 32.7 16.193 0.95第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算一. 第一級圓柱直齒齒輪傳動的設(shè)計計算(一) 選擇材料、齒輪精度等級、齒數(shù)等由表 選擇??469-小齒輪： 20CrMnTi, 滲碳淬火，硬度：HRC 59， =1475 Mpa， ＝850 MpaB?S?大齒輪： 20CrMnTi，滲炭淬火，硬度：HRC 59, =1475 MPa， ＝830 MPaBS根據(jù)表 得：??83-12 215.np)02.13.(3～～ ??V16精度等級：估算圓周速度約為 15m/s，選擇 7 級精度。齒 數(shù)： =30 , =39。1Z2(二) 按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果初步確定小齒輪模數(shù)m由公式 9-17??4132[]FaSdYKTmz?????輸入轉(zhuǎn)矩 1T=9.55× N·㎜16021nP=2.58× N·㎜1T60齒寬系數(shù) d?由表 9-12 ，硬齒面、齒輪對稱]4[安裝 =0.6d?使用系數(shù) AK由表 9-7 ，電動機(jī)平穩(wěn)、][嚴(yán)重沖擊特性 =1.75AK動載系數(shù) V由圖 9-10 ，設(shè) v=15m/s]4[ =1.4V齒向載荷分布系數(shù) ?由彎曲強(qiáng)度圖 9-15 ，]4[ =1.02?齒間載荷分布系數(shù) ?K由表 9-9 ，直齒，]4[設(shè) ,7 級精度mNbFKtA/10?=1.1?K載荷系數(shù) 由公式 = ??VKA=2.75齒根彎曲疲勞應(yīng)力 F?=F??FSaFYmbdT???12 5.21?FaY齒輪齒形系數(shù) FaY由圖 9-21 查得變位為??40?x46.1Sa由圖 9-22 查得??4 52?Y齒輪應(yīng)力修正系數(shù) Sa重合度 ??由圖 12-4 ??8.01??85.2=1.69??重合度系數(shù) ?Y?75?Y=0.68?17計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果??167FMPa??許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力 ??F?由公式 9-19??4FXNSYlim??2pa041limF齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 limF由圖 12-23 查得??8 2li??=0.8631NY壽命系數(shù) NY由表 9-14??4圖 9-24 02.613????????NY=0.8632尺寸系數(shù) X由圖 9-25 查取??4 =0.98X應(yīng)力修正系數(shù) STY由式 12-21 算取8 =2.0STY彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) F由表 9-13 查取??4 =1.25F比較選擇齒輪校核彎曲疲勞強(qiáng)度 ??120.60.57aSFaSY?????小齒輪0.0062較大按小齒輪計算計算模數(shù) m 由（6-20） m=7.646]4[ 取m=8mm中心距 a a = ??21zm?a = 276㎜=240mm1d齒輪分度圓直徑 d=240mm1d?=312mm2z=312mm2小齒輪齒寬 1bb= =145㎜ 取 =145㎜d?11b=145㎜1b大齒輪齒寬 2= －5㎜2b =140㎜2(三) 按齒面疲勞強(qiáng)度校核計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果18計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果齒面接觸應(yīng)力 H?21????dbKTuZHE? pa5.1342MH??動載系數(shù) VKsmndV/58.106??由圖 9-10 得??4=1.41V齒間載荷分布系數(shù) ?KNdTFt251?,mbKtA/0/9.3?原假設(shè)合理=1.1?K載荷系數(shù) = ??VA =2.76節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由圖 9-17 ]4[ =2.5HZ重合度系數(shù) ?由圖 12-11 ]8[ =0.9?彈性系數(shù) E由 9-11 得]4[ pa8.19ME?齒面接觸許用應(yīng)力??H?=??H?limNZwS小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 lim1H由圖 15-22]5[ paH160lim??大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 li2H?由圖 15-22]5[ MH2li小齒輪壽命系數(shù) 1NZ由表 15-35 ，允許有一定點蝕，]5[ 1?NZ大齒輪壽命系數(shù) 2由表 15-35 ，允許由一定點蝕，]5[ 2工作硬化系數(shù) wZ由圖 15-37 查取]5[ =1.1wZ安全系數(shù) HS由表 15-31 得][ =1.25HS19計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 ??1H???25.1601lim1 ???HwNSZ???pa1408MH??大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 ??2H??25.1601lim1HwNS??pa14082H齒面接觸許用應(yīng)力??H?MpaH5.342?? MpaH5.134??校核 .1???pa1408H??符合條件(四) 主要幾何尺寸計算項目 小齒輪 大齒輪模數(shù) m 8壓力角 α 20?中心距 a 276㎜傳動比 u 1.3重合度 ?? 1.69齒頂高 ah mha8??齒根高 f ??cf 10?全齒高 h 18㎜齒數(shù) z 30 39齒頂圓直徑 ad256㎜ 328㎜齒根圓直徑 220㎜ 292㎜20項目 小齒輪 大齒輪分度圓直徑 d 240㎜ 312㎜齒寬 b 145㎜ 140㎜二. 第二級圓柱直齒齒輪傳動設(shè)計計算(一) 選擇材料、齒輪精度等級、齒數(shù)等由表 9-6 選擇]4[小齒輪： 20CrMnTi, 滲炭淬火，硬度：HRC 59， =1475 MPa， ＝830 MpaB?S?大齒輪： 20CrMnTi，滲炭淬火，硬度：HRC 59, =1475 MPa， ＝830 MPaBS精度等級：估算圓周速度約為 15m/s，選擇 7 級精度。齒 數(shù)： =27 , =58。1Z2(二) 按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果初步確定小齒輪模數(shù)m由公式 9-17 得]4[231FaSdYKTmz?????輸入轉(zhuǎn)矩 2T=9.55× N·mm2602nP=3.19× N·㎜2T610齒寬系數(shù) d?由表 9-12 ，軟齒面、齒輪對稱安裝]4[ =0.6d?使用系數(shù) AK由表 9-7 ，電動機(jī)、嚴(yán)重沖擊][ =1.75AK動載系數(shù) V由圖 9-10 ，設(shè) v=10m/s]4[ =1.2V齒向載荷分布系數(shù) ?由圖 9-15 ，硬齒面、 =0.6][ d?=1.0?齒間載荷分布系數(shù) ?K由表 9-9 ，齒面硬化，直齒，]4[設(shè) ,7 級精度mNbFKtA/10?=1.1?K載荷系數(shù) = ??VA =2.3121計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果齒根彎曲疲勞應(yīng)力 F?=F???21FaSFKTYbdm???54.21?FaY齒輪齒形系數(shù) FaY由圖 9-21 查得 變位為??40?x86.2Sa齒輪應(yīng)力修正系數(shù) SaY 由圖 9-22 查得0????4 731?Y重合度 ??由 12-4 得??8 =1.725??重合度系數(shù) ? ??75.02.??Y =0.68?MpaF104lim??齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 limF?由圖 12-23 查得??8 2li=0.8631NY壽命系數(shù) NY由表 9-14 4圖 9-24 ??02.613????????NY=0.8632尺寸系數(shù) X由圖 9-25 查取??4 =0.98X應(yīng)力修正系數(shù) ST由式 12-21 查取8 =2.0STY彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) FS由表 6-13 查取??4 =1.25F??1703.6MPa??許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力 ???FXNSYlim?? 2F比較選擇齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 ????120.580.56FaaSF??小齒輪0.0058較大按小齒輪設(shè)計計算模數(shù) m 由（6-20） m=7.23 第二系列]4[ 取m=7m=189mm1d齒輪分度圓直徑 d=189mmz?=406mm2m=406mm2小齒輪寬度 1bb= =116㎜ 取 =116㎜d?11b=116㎜1b大齒輪寬度 2= －㎜2b =㎜2中心距 a a = ??21z?a = 297.5㎜22計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果變位后中心距 a?強(qiáng)度不足，調(diào)整中心距，采用正變位齒輪提高齒輪強(qiáng)度 =300㎜a?嚙合角 ??變位后嚙合角由表 6-2??4?cossa??=21?16?24???=0.3821x?=0.28確定變位系數(shù) 21x?查圖 15-2 ，按 的 ??58?Z1x2=0.12x小齒輪節(jié)圓直徑 1d?11cosd???? =190.59㎜1d?·大齒輪節(jié)圓直徑 2?1? =409.41㎜2?(三) 按齒面疲勞強(qiáng)度校核計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果齒面接觸應(yīng)力 H?ubdKTZHE12????? pa1390MH??動載系數(shù) VKv= =11.35m/s106?n?=1.22VK齒間載荷分布系數(shù) ?， ,213475tTFNd?mbFKtA/10?原假設(shè)合理=1.1?載荷系數(shù) K= ?K?VA =2.35K節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由圖 9-17 得043.21??zx]4[=2.4HZ重合度 ??由圖 12-4 得??887.5.21?? 72.1????23計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果重合度系數(shù) ?Z由圖 12-11 得]8[ =0.775?Z節(jié)點區(qū)域系數(shù) H由圖 9-17 ]4[ =2.4H重合度系數(shù) Z?由圖 12-11 初步確定]8[ =0.875Z?彈性系數(shù) E由表 9-11 得]4[ pa8.19ME?齒面接觸許用應(yīng)力??H?=??H?limNZwS小齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 lim1由圖 15-22 ，??5 =1600 Mpalim1H?大齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 li2H?由圖 15-22 ，]5[ =1600 Mpa2li小齒輪壽命系數(shù) 1NZ由表 15-35 ，允許由一定點蝕，]5[ =11NZ大齒輪壽命系數(shù) 2由表 15-35 ，允許由一定點蝕，]5[ =12工作硬化系數(shù) wZ由圖 15-37 查取??5 =1.1wZ安全系數(shù) HS由表 15-31 得??5 =1.25HS小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 ??1?=1H?lim1NZwS=1408MPa??1?大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 2H=??2li2 =1408MPa2H校核 H?? 符合要求(四) 主要幾何尺寸計算項目 小齒輪 大齒輪模數(shù) m 7壓力角 α 20?嚙合角 ?? 21?16′24?24項目 小齒輪 大齒輪中心距 a 297.5㎜變位后中心距 ? 300㎜傳動比 u 2.14重合度 ?? 1.72齒頂高 ah 9.566㎜齒根高 f 6.1768㎜齒全高 h 15.743㎜變位系數(shù) x 28.01?x 1.02?x中心距變動系數(shù) y 0.357齒高變動系數(shù) Δy 0.023齒數(shù) z 27 58齒頂圓直徑 ad208.1㎜ 425.1㎜齒跟圓直徑 f 176.6㎜ 393.6㎜分度圓直徑 d 189㎜ 406㎜節(jié)圓直徑 ?190.59㎜ 409.41㎜齒寬 b 116㎜ 110㎜三. 惰輪傳動的設(shè)計計算(一) 選擇材料由表 9-6 選擇]4[惰輪：20CrMnTi, 滲炭淬火，硬度：HRC 60， =1475 MPa， ＝830 MpaB?S?精度等級：估算圓周速度約為 10m/s，選擇 7 級精度。齒 數(shù)： =58 。Z(二) 按齒面疲勞強(qiáng)度校核計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果齒面接觸應(yīng)力 H?udbKTZHE123????25計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果轉(zhuǎn)矩 3T由 =9.55× N·㎜3T6103Pn=6.5× N·㎜3T610使用系數(shù) AK由表 9-7 ，電動機(jī)、嚴(yán)重沖擊]4[ =1.75AK動載系數(shù) V由圖 9-10 ，設(shè) v=10m/s][ =2.0V齒向載荷分布系數(shù) ?由圖 9-15 ，硬齒面、 =0.6]4[ d?=1.0?齒間載荷分布系數(shù) ?K由表 9-15 ，齒面硬化，直齒，][設(shè) ,7 級精度mNbFKtA/10?=1.1?K載荷系數(shù) = ??VA=3.85節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由圖 9-17 得]4[ =2.5HZ重合度 ??由圖 12-4 得??8 =1.66??重合度系數(shù) ?由圖 6-13 得]4[ =0.77?齒面接觸應(yīng)力 H?=1334 MPa =1408MPaH???H?符合要求(三) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果齒根彎曲疲勞應(yīng)力 F?= ??32FaSFKTYbdm???齒輪齒形系數(shù) aY由圖 9-21 查得??4 =2.28FaY齒輪應(yīng)力修正系數(shù) S由圖 9-22 查得 =1.73S重合度 ??由圖 12-4 得??8 =1.66??重合度系數(shù) ?Y??75.02.??Y =0.66?Y齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 limF?由圖 12-23 查得??8 pa104limMF??26計算項目 計算說明及過程 計算結(jié)果壽命系數(shù) NY由表 9-14 ??402.613????????NY=0.881NY尺寸系數(shù) X由圖 9-25 查取?? =0.98X應(yīng)力修正系數(shù) ST由式 12-21 查取8 =1.0ST彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) FS由表 9-13 查取??4 =1.25F許用齒根彎曲疲勞應(yīng)力??F???25.19804lim???FSTXNFY???pa3.815MF??校核 ??FSaFFMpabdK??9223 通過四. 第三、四級傳動 NGW型行星減速設(shè)計(一) 已知條件：輸入功率 P=310kw，輸入轉(zhuǎn)速 ，輸出轉(zhuǎn)速 ，嚴(yán)重沖擊，530./minnr?入 32.7/minr?出每天連續(xù)工作 20 小時，使用期 10 年(二) 方案設(shè)計：1. 結(jié)構(gòu)簡圖如圖 2-4減速器的傳動比 ，屬于雙級 NGW 型的傳動比范圍，擬用兩級太陽輪16.93ni?入出輸入，行星架輸出的型式串聯(lián)，即 16.93baxxi????????兩級行星輪數(shù)都選 ，高速級行星架不加支承，與低速級太陽輪之間用單套3pn?齒聯(lián)接，以實現(xiàn)高速級行星架和低速級太陽輪浮動均載。圖 4-3 為其機(jī)構(gòu)簡圖，其中HbacH1a′bc′圖 2-4 雙級 NGW 型行星減速器高速級行星輪采用球面軸承，機(jī)構(gòu)靜定，低速級仍為靜不定，按式