中厚煤层采煤机截割部的设计毕业论文采煤机截割部设计毕业设计说明书.doc

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1、第62页中国矿业大学2008届本科生毕业设计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 机自04-2班学生姓名 甘龙兵 任务下达日期：2008年03月16日毕业论文日期：2008年3月17日至2008年6月10日毕业论文题目：中厚煤层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：设计参数：总装机功率：900 KW 适应煤质硬度：f4截割部功率：400 KW 采高范围：2.23.5m滚筒截深：800 mm 滚筒转速：40 r/min电机转速：1470 r/min 额定电压：1140 V要求：（1）完成采煤机总体方案设计。（2）对截割部的传动及结构进行设计。（3）设计完成

2、截割部的组件、零件工作图设计。（4）编写完成设计计算说明书。 第二章 总体方案的确定2.1 MG400/900-3.3D型采煤机简介MG400/900-WD型机载交流电牵引采煤机，该机装机功率900KW，截割功率2400KW,牵引功率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：采高m2.2-3.5 截深mm800 适应倾角 25 适应煤质硬度F4滚筒转速r/min 40 摇臂长度mm 35

3、00 牵引速度m/min 0-15 牵引型式齿轮 - 齿轨机面高度mm 1726 最小卧底量mm 265 灭尘方式内外喷雾装机功率kw 900 电压v 1140 2.1.3 MG400/900-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

4、 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。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为4002KW，即每个截割部功率为400KW。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YBC3400,其主要参数如下： 额定功率：400KW； 额定电压：1140V 额定电流：2

5、96A; 额定转速：1470P/m 额定频率：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。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 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min2.4

6、.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，

7、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。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图所示：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。如上图所示，当内齿圈b

8、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 则其他三级减速机构总传动比 36.755.747=6.39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： 以此计算，四级减速传动比的总误差为： 1562295747）367502在误差允许范围5内，合适。第三章 传动系统的设计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 min轴 轴 轴 各轴功率计算：轴 0.99=396轴

9、 0.980.99=384.2轴 0.980.99=372.75轴 0.980.990.99=358轴 0.980.990.99=343.9轴 0.980.99=333.6轴 0.980.990.99=320.5轴 0.980.990.99=307.8各轴扭矩计算:轴 轴 轴 轴 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)转矩T/(Nm)传动比轴39614702572.651.79轴372.75821.24358.9轴358526.436698.231.56轴320.5229.88137922.29轴307.8229.88427494.25.74

10、73.2 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，按估取圆周速度，参

11、考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数 =19惰轮齿数 34.01齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图857得初值齿向载荷分布系数 查图860齿间载荷分配系数 由式855及得 1.883.2(1/19+1/34)=1.617查表821并插值 1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822189.8节点影响系数 查图864重合度系数 查图865许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得 则 查图870得接触强度得寿命系数

12、硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按高可靠度查 取故的设计初值为齿轮模数 查表83小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.11， 小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827则 4. 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆

13、整 HRC 5662公差组6级06=19341.79合适1751111.081189.82.50.8971mm190mm,mmmm2.862.47=1.54=1.6312 齿轮4和齿轮5设计及强度效核：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，按估取圆周速度，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数大轮齿数 37.44圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图85

14、7得初值齿向载荷分布系数 查图860 齿向载荷分配系数 由式855及得 1.883.2(1/23+1/36)=1.65查表821并插值 1.1 则载荷系数的初值 弹性系数 查表822 189.8 节点影响系数 查图864重合度系数 查图865许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得则 查图870得接触强度得寿命系数 硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按高可靠度查 取齿轮模数 查表83小齿分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估取很相近，对取值影响不大，不必修正1.18， 小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳

15、强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827则(4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整HRC 5662公差组7级06=24371.542合适1.751.181.081.1189.82.50.8712.712.45=1.58=1.640.982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 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距

16、 齿厚 中心距 圆整惰轮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 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 中心距 圆整 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 先确定轴 3.3.1 选择轴的材料 选取轴的材料为45钢，调质处理 3.3.2 轴径的初步估算 由表42取A115， 可得 3.3.3 求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮分度圆直径为： 3.3.4 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

17、 段安装调心滚子轴承。轴承型号22219c，尺寸取轴段直径 取齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁则： 段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径轴段长度 段取齿轮右端轴肩高度轴环直径91轴段长 段用于装轴承，选用深沟球轴承Nj419，尺寸，取轴段直径轴段长164 2）轴上零件的周向定位 两个齿轮均采用花键联结，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。 花键尺寸为： 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. 轴端倒角 3.3.5

18、 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： 垂直面： 3） 计算弯矩，绘弯矩图 水平弯矩：图（b）所示 垂直面弯矩：图（c）所示 合成弯矩：图（d）所示 4) 扭矩： 5） 计算当量弯矩：图（f）所示 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得由得 取3.3.6 安全系数效核计算： 1）确定参数 由前述计算可知： 抗扭截面模量： 2）计算应力参数 弯曲应力幅 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力 扭剪应力幅 因转矩为脉动循环，故扭剪平均应力3）确定影响系数 轴的材料为45钢，调质处理，由表41查得， 轴肩圆角处得有效应力

19、集中系数 根据 由表45经插值可得： 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0.88 。材料弯曲扭转的特性系数、 取0.1 0.5=0.05可得： 所以强度足够。3.4截割部行星机构的设计计算已知：输入功率KW,转速=230.8r/min，输出转速=40r/min3.4.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢，经热处理后，表

20、面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：MPa行星轮：MPa齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈的材料为42CrMo，调质处理，硬度为262302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限：Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限：Mpa齿形的加工为插齿，精度为7级。3.4.2 确定各主要参数行星机构总传动比：i=5.74，采用NGW型行星机构。行星轮数目：要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。载荷不均衡系数：采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 =1.15配齿计算：太阳轮齿数式中：取c=22（整数）

21、内齿圈齿数 行星轮齿数 取 齿轮模数：按文献3表2.4-7中的公式计算中心距：1) 综合系数：2）太阳轮单个齿轮传递的转矩：3）齿数比：4）取齿宽系数： 5）初定中心距：将以上各值代入强度计算公式，得6）计算模数：取标准值m=87）未变位时中心距a：根据实际情况取（6）计算变位系数1）a-c传动a)啮合角：所以 b)总变位系数：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数： 取 （见文献3第101页）则2）c-b传动a)啮合角：式中， 代入 所以 b)变位系数和：c)中心距变动系数：d)齿顶降低系数：e)分配变位系数： 3.4.3 几何尺寸计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高

22、系数 太阳轮，行星轮内齿轮顶隙系数太阳轮，行星轮内齿轮代入上组公式计算如下：太阳轮 行星轮 内齿轮 太阳轮，齿宽b由表2.5-12, 取 则 取 3.4.4 啮合要素验算a-c传动端面重合度1） 顶圆齿形曲径：太阳轮行星轮2）端面啮合长度：式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则（mm）3）端面重合度： c-b端面重合度1） 顶圆齿形曲径 ： 由上式计算得 行星轮 内齿轮 2）端面啮合长度：3）端面重合度： 3.4.5 齿轮强度验算（1）a-c传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，太阳轮（行星轮）的计算方法相同。）1）确定计算负荷：名义转矩名义圆周力2）

23、 应力循环次数：式中 太阳轮相对于行星架的转速, (r/min)寿命期内要求传动的总运转时间，(h)(h)3）确定强度计算中的各种系数：a)使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析，取（较大冲击）b)动负荷系数因为和可根据圆周速度：和 由文献3图2.4-4，查得6级精度时：c)齿向载荷分布系数由文献3表2.4-8查得渗碳淬火齿轮 文献3表2.4-9， 由文献3表2.4-8查得， 根据和,由文献3图2.4-5,查得式中： d)齿间载荷分布系数因由文献3图2.4-6查得e)节点区域系数 式中， 直齿轮；端面节圆啮合角；直齿轮端面压力角， 直齿轮f)弹性系数由文献3表2.4-11查得 （钢钢）g)齿

24、形系数根据和，由文献3图2.4-14查h)应力修正系数由文献3图2.4-18,查得 i)重合度系数j)螺旋角系数和因 得 得 4) 齿数比：5） 接触应力的基本值 6） 接触应力：7） 弯曲应力的基本值：8） 齿根弯曲应力：9） 确定计算许用接触应力时的各种系数a)寿命系数因，由文献3图2.4-7,得 b)润滑系数因和由文献3图2.4-9，查得 c)速度系数因 ，由文献3图2.4-10，查得 d)粗糙硬化系数因 和 由图2.4-11， 查得 e)工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以 f)尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得10) 许用接触应力11) 接触强度安全系数12) 确定计算许用

25、弯曲应力时的各种系数a)试验齿轮的应力修正系数b)寿命系数 因,查文献3图2.4-8得 c)相对齿根圆角敏感系数 因,由文献3图2.4-20查得 d)齿根表面状况系数 e)尺寸系数由文献3表2.4-16,得13) 许用弯曲应力 14)弯曲强度安全系数(2) c-b传动 本节仅列出相啮合的大齿轮（内齿轮）的强度计算过程，小齿轮（行星轮）的强度较高，故计算从略。1) 名义切向力 2) 应力循环次数 式中 内齿轮相对于行星架的转速 r/mim； 3) 确定强度计算中的各种系数 a)使用系数 b)动负荷系数 和 由文献3图2.4-4查得， （7级精度）c)齿向载荷分布系数 由文献3表2.4-8，查得调

26、质钢 ， 由文献3表2.4-9，得 由文献3表2.4-10，查得 （因为 齿宽100b200） 根据和由文献3图2.4-5，查得 式中 d) 齿间载荷分布系数 因 由文献3图2.4-6查得 e)节点区域系数 式中， 直齿轮： 端面节圆啮合角： 直齿轮 端面压力角，直齿轮f)弹性系数 由文献3表2.4-11，查得 g)齿形系数由文献3图2.4-13，查得 h)应力修正系数 由文献3图2.4-18,查得 i)重合度系数 j)螺旋角系数， 因 得 得 4) 齿数比 5) 接触应力的基本值 6) 接触应力 7) 弯曲应力的基本值 8) 齿根弯曲应力 9) 确定计算许用接触应力时的各种系数 a)寿命系数

27、 因，由文献3图2.4-7,得 b)润滑系数 因和 由文献3图2.4-9，查得 c)速度系数 因，由文献3图2.4-10 查得 d)粗糙度硬化系数 因和 由文献3图2.4-11查得 e)工作硬化系数 因内齿轮齿面硬度为 由公式得 f)尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得10) 许用接触应力 11) 接触强度安全系数 12) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数a)试验齿轮的应力修正系数 b)寿命系数 因,查文献3图2.4-8得 c)相对齿根圆角敏感系数 因,由文献3图2.4-20,查得 d)齿根表面状况系数 由文献3图2.4-21,查得 e)尺寸系数，由文献3表2.4-16,得 13) 许用弯

28、曲应力 14)弯曲强度安全系数 3.5 轴承的寿命校核3.5.1 对截轴的轴承22219c和Nj419进行寿命计算（1）计算轴承支反力1）采用在轴的校核中的数据 2）合成支反力 3）轴承的当量动载荷 4）轴承的寿命查文献2表5-9，5-10得 通过计算，两个轴承的寿命合格。3.5.2 行星轮轴承寿命的计算（1）每个轴承上的径向载荷 选用轴承为22314c 查文献2表5-9，5-10得 （2）轴承的寿命 通过计算，轴承的寿命合格。3.6 花键的强度校核3.6.1 截轴花键校核（）摇臂截轴选用花键 （）强度校核按文献公式 式中传递的转矩各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）齿数齿的工作长度平均直径m

29、m齿的工作高度mm渐开线花键许用压强查表2-23 =（1020）则 强度校核合格3.6.2 行星轮系花键校核（1）选用渐开线花键型号为 （2）按式文献2-51公式 代入数据得 强度校核合格第四章 采煤机的使用与维护4.1采煤机使用过程中常见故障与处理 国产电牵引采煤机在国内推广使用的时间比较短,设计制造经验不多,所以产品结构和适应不同地质条件以及相关设备配套上还存在许多不足,其牵引和截割连接部位存在严重不足。 1 MG400/900 3.3D 型采煤机截割部与牵引部连接部位损坏的原因分析:(1) 截割部截煤滚筒不配套。煤种和地质条件不适应滚筒的结构,滚筒截煤时经常截实帮,滚筒端面的煤帮放不出来

30、,越聚越多后,造成使滚筒向煤壁方向的推力,此推力通过摇臂传递到连接绞轴孔,使绞轴及耳孔长期受力,一但采煤机速度过快,就有可能造成绞孔断裂或绞轴拆断。(2) 采煤机与刮板机配套尺寸有误,造成截割部末端外壳体与刮板机机头架铲板发生干涉。(3) 牵引传动箱设计中是分体的上、下壳体。这种壳体的弊病在于机组在斜切进刀时,如果推溜工将刮板机推出硬弯即大于3时,机组运行到此处,导向滑靴与下壳体发生干涉,导向滑靴与下壳体同时受力,导向滑靴与下壳体虽然都是铸件,但是从两者的结构看,下壳体的结构强度较弱一点,这样下壳体在不正常的轨道中运行就会发生下壳体破裂的现象,从而影响工作面的正常生产。2 .MG400/900

31、 3.3D 型采煤机的维修改造工艺针对上述原因分析,多次进行维修方案的改革,达成共识后分别对采煤机以下几个部位进行维修改造:(1) 采煤机截煤滚筒的维修改造通过原因分析和技术方案的设计,对截煤滚筒进行了维修改造。在采煤机的滚筒端面截割齿排列结构上,把齿座分成三组,每组3 个截齿,按一组120,径向均布焊接在滚筒端面,截齿沿滚筒旋转方向与端面呈30角焊接安装,每一列的3个截齿按端面有效距离,间隔200 mm 进行分布,并使截齿齿尖与滚筒开帮齿平行,在滚筒端面齿座与滚筒边缘之间均布120切割3 个长300 mm、宽200mm 的腰形孔。(2) 牵引部与截割部连接轴孔的维修改造 采煤机的牵引侧,再焊装一块轴孔板,同时将绞轴1 和绞轴2 的轴孔衬套材质由原来的20Cr 改为铸铜,延长绞轴1 的长度,轴孔连接由3 个增加到4 个。这样即提高了衬套的耐磨性,又解决了衬套易破碎的问题,另外新增的轴孔板对截割部的扭转力,起到了一个限制作