1、 中國礦業大學2009屆本科生畢業設計 第 93 頁目 錄1 緒論1.1 概述11.2采煤機概述 11.2.1采煤機發展史11.2.2采煤機的配套設備21.2.3采煤機的組成及總體結構31.2.4滾筒采煤機的工作原理52 2*132/630-WD采煤機2.1 2*132/630-WD采煤機概述72.2 2*132/630WD采煤機的設計參數 72.3 2*132/630WD采煤機的設計特點 73 2*132/630采煤機牽引傳動設計 3.1 牽引部概述 9 3.2 牽引部傳動方案93.2.1設計總則 93.2.2傳動方案的確定103.2.3牽引電機的選擇123.2.4傳動比的分配133.2.5

2、傳動裝置運動參數的計算143.3漸開線圓柱齒輪承載能力校核計算 153.3.1末級行星機構的計算與校核153.3.2高速級行星機構的計算與校核253.3.3第一級直齒傳動的計算與校核323.3.4第二級直齒傳動的計算與校核353.4 軸與軸承的校核計算 383.4.1牽一軸組的校核383.4.2牽二軸組的校核423.4.3惰輪軸組的校核463.4.4牽三軸組的校核513.4.5高速行星軸組的校核513.4.6低速行星軸組的校核533.5 漸開線花鍵的校核計算 543.5.1牽一軸組花鍵聯接的校核543.5.2牽二軸組花鍵聯接的校核553.5.3牽三軸組花鍵聯接的校核553.5.4高速行星花鍵聯

3、接的校核563.5.5低速行星花鍵聯接的校核564 牽引部總體 4.1機械傳動系統 574.2牽引電動機 584.3牽引減速箱 594.4液壓制動器 624.4.1液壓制動器的安裝634.5調高油缸 634.6滑靴組件 634.7液壓螺母 645 維護與檢修 5.1 采煤機的安裝與調試 65 5.1.1井上檢查與試運轉 655.1.2采煤機的入井和運輸 655.1.3井下安裝與試驗655.2采煤機的維護 665.3采煤機的檢修 66小結 67參考文獻 68附錄： 牽引部柔性裝置的探討71翻譯部分英文原文 74中文譯文 82致謝 1 緒論1.1概述隨著我國市場經濟的快速發展，能源的使用量正在急劇

4、加大，我國不僅是全世界最大的煤炭生產國，也是世界上最大的煤炭消費國，煤礦的高產高效化是煤炭行業發展的必由之路。作為煤礦生產最為主要的設備之一，采煤機的發展直接影響著煤礦的產量及效率，決定著煤礦高產高效化和進程。1.2采煤機概述1.2.1采煤機發展史機械化采煤開始于本世紀40年代，是隨著采煤機械的出現而開始的。40年代初期，英國、蘇聯相繼生產了采煤機，使工作面落煤、裝煤實現了機械化。但當時的采煤機都是鏈式工作機構，能耗大、效率低，加上工作面輸送機不能自移，所以生產率受到定的限制。50年代初期，英國、聯邦德國相繼生產出了滾筒式采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，從而大大推進了采煤機械化技術的發

5、展。滾筒式采煤機采用螺旋滾筒作為截割機構，當滾筒轉動并切人煤壁后，通過安裝在滾筒螺旋葉片上的截齒將煤破碎，并利用螺旋葉片把破碎下來的煤裝入工作面輸送機。但由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現調高，因而限制了采煤抓的適用范圍，我們稱這種固定滾筒采煤機為第一代采煤機。60年代是世界綜采技術的發展時期。第二代采煤機單搖臂滾筒采煤機的出現、解決了采高調整問題，擴大了采煤機的適用范圍。這種采煤機的滾筒裝在可以上下擺動的搖臂上，通過擺動搖臂來調節滾筒的截割高度，使采煤機適應煤層厚度變化的能力得到了大大加強。1964年，第三代采煤機雙搖臂滾筒采煤機的出現，進一步解決了工作面自開切口問題。另外，液壓支架和

6、可彎曲輸送機技術的不斷完善，把綜采技術推向了一個新水平，并在生產中顯示了綜合機械化采煤的優越性高效、高產、安全和經濟，因此各國競相采用綜采。進入70年代，綜采機械化得到了進一步的發展和提高，綜采設備開始向大功率、高效率及完善性能和擴大使用范圍等方向發展，相繼出現了功率7501000kW的采煤機，功率為9001000kW、生產能力達1500th的刮板輸送機，以及工作阻力達1500kN的強力液壓支架等。1970年采煤機無鏈牽引系統的研制成功以及l976年出現的第四代采煤機電牽引采煤機，大大改善了采煤機的性能，并擴大了它的使用范圍。世界上第一臺直流電牽引(他勵)采煤機是由西德艾柯夫公司1976年研制

7、的EDW-150-2L型采煤機。該采煤機首次使用就顯示出電牽引的優越性，即效率高、產量大、可靠性高，其故障率只是液壓牽引采煤機的15。同年，美國久益公司研制出了1LS直流(串勵)電牽引采煤機，以后陸續改進發展為2LS、3LS、4LS系列；1996年生產的6LS05型采煤機，其總裝機功串為1530kW，是目前世界上功率最大的采煤機。英國于1924年生產了第一臺ELECTRA550直流(復勵)電牽引采候機，其后生產的ELECRRA1000型采煤機在1994年創下了年產408萬t商品煤的世界最高紀錄，其截煤牽引速度達25mmin。在電牽引采煤機的發展中，世界上許多國家先是發展直流電牽引，而后逐步發展

8、交流調速電牽引。1986年日本三井三池制作所研制出世界上第一臺交流電牽引采煤機(MCL400-DR6868)。直流電牽引技術能滿足采煤機牽引特性(恒扭短-恒功率)的要求，調速平穩，能四象限運行，適應大傾角工作面的運行，系統簡單，但存在著火花、炭扮、更換電刷和換向器、過載能力較低以及機身較寬、較長等缺點。而交流調速電牽引采煤機的電動機結構簡單、體積小、重量輕、堅固耐用、運行可靠、維護方便，無電刷和換向器，無火花和炭粉，耐振動、過載能力大。因此，交流調速電牽引采煤機已成為今后的發展方向，交流伺服系統已成為目前發展的主流方向。現在電牽引采煤機已是國際主導機型，不僅可控硅控制調速的直流電機牽引已發展成

9、系列產品，而且已經開發出了多款交流調頻電牽引采煤機。技術發展的趨勢是電牽引采煤機將逐步替代液壓牽引采煤機。我國也已研制成功了MG344-PWD型交流電牽引爬底板薄煤層采煤機和MGA463DW型直流電牽引采煤機等。進一步發展電牽引采煤機已列入我國重要科技攻關計劃。電牽引采煤機既可以實現采煤機要求的工作特性，而且更容易實現監測和控制自動化，又可以克服液壓牽引采煤機加工精度要求高、工作液體易被污染、維修較困難以及工作可靠性較差和傳動效率較低等缺點，還便于實現工況參數顯示和故障顯示。今后采煤機械化的發展方向是：不斷完善各類采煤設備，使之達到高產、高效、安全、經濟；向遙控及自動控制發展，逐步過渡到無人工

10、作面采煤；提高單機的可靠性并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機械化設備；解決端頭技術，研制工作面巷道與工作面端部連接處的設備等等，以進一步提高工作面產量和安全性。1.2.2采煤機的配套設備 一、普采工作面采煤機的配套設備 普通機械化采煤工作面的配套設備主要由單滾筒采煤機(或雙滾筒采煤機)、刮板輸送機及支護設備組成。支護設備用金屬摩擦支柱時，稱普采工作面；支護設備采用單體液壓支柱時，稱高檔普采工作面。 單滾筒采煤機坐在刮板輸送機上，并以輸送機導向，沿工作面移動進行落煤和裝煤。用金屬支柱和金屑鉸接頂梁支護裸露出的頂板。當采煤機采裝完煤以后，用千斤頂把刮板輸送機推向煤壁一個

11、步距。推移步距等于采煤機的截深，即滾筒的寬度。推溜完畢后應立即架設支架。當工作面控頂距離達到一定值后，在采空區不再需要支護的地方，應將金屬支柱和頂粱拆除回收，使頂扳巖石冒落下來，稱為回往放頂。沿工作面全長采完一刀，工作面推進一個步距，稱為完成一個循環。 二、綜采工作面采煤機設備配套 在使用雙滾筒采煤機的綜采工作面中，主要配套的設備有采煤機、可彎曲刮板輸送機和自移式液壓支架；另外，在工作面運輸巷內還有橋式轉載機和可伸縮帶式輸送機。綜合機械化采煤，就是通過以上設備相互配合和協調動作，實現落煤、裝煤、運煤、支護、頂板管理以及工作面巷道運輸等生產工序的全部機械化。綜合機械化采煤工作面的配套設備及工作面

12、布置是采煤機、刮板輸送機和液壓支架用來組成工作面設備。端頭支架用來推移輸送機機頭、機尾并支護端頭空間。橋式轉載機與刮板輸送機搭接，用來將工作面運來的煤轉載到可伸縮帶式輸送機上運出。乳化濃泵站用來為液壓支架提供壓力液。設備列車用來安放移動變電站、乳化液泵站、集中控制臺等設備。噴霧泵用來為采煤機提供噴霧冷卻用的壓力水。液壓安全絞車用于當煤層傾角大于16時防止采煤機斷鏈下滑。集中控制臺用于控制刮板輸送機、橋式轉載機、帶式輸送機及通訊等。1.2.3采煤機的組成及總體結構1）采煤機的組成采煤機的類型很多，但基本上以雙滾筒采煤機為主,其基本組面成部分也大體相同。各種類型的采煤機一般都由下列部分組成： 1.

13、截割部 截割部包括搖臂齒輪箱(對整體調高采煤機來說，搖臂齒輪箱和機頭齒輪箱為整體)、機頭齒輪箱、滾筒及附件。截割部的主要作用是落煤、碎煤和裝煤。 2.牽引部 牽引部由牽引傳動裝置和牽引機構組成。牽引機構是移動采煤機的執行機，又可分為鏈牽引和無鏈牽引兩類。牽引部的主要作用是控制采煤機，使其按要求沿工作面運行，并對采煤機進行過載保護。 3.電氣系統 電氣系統包括電動機及其箱體和裝有各種電氣元件的中間箱(聯接筒)。該系統和主要作用是為采煤機提供動力，并對采煤機進行過載保護及控制其動作。 4.輔助(附屬)裝置 輔助裝置包括擋煤扳、底托架、電纜拖曳裝置、供水噴霧冷卻裝置以及調高、調斜等裝置。該裝置的主要

14、作用是同各主要部件一起構成完整的采煤機功能體系，以滿足高效、安全采煤的要求。此外，為了實現滾筒升降，機身調斜以及翻轉擋煤板，采煤機上還裝有輔助液壓裝置。2）采煤機的總體結構圖1.1 雙滾筒縱向單電機采煤機1-電動機；2-牽引部；3-牽引鏈；4-截割部減速箱；5-搖臂；6-滾筒；7-弧形擋煤板；8-底托架；9-滑靴；10-調高油缸；11-調斜油缸；12-拖纜裝置；13-電氣控制箱長壁回采工作面采煤機多用水平螺旋滾筒，通常采用雙滾筒。兩個滾簡一般對稱地布置在機器的兩端，采用搖臂調高。這樣布置不但有較好的工作穩定性，對頂板和底板的起伏適應能力強，而且只要滾筒具有橫向切人煤壁的能力，就可以自開工作面切

15、口。這一類采煤機的截割部多采用齒輪傳動，并且為了加大調高的范圍，多采用惰輪以增加搖臂的長度；電動機和采煤機的縱軸相平行，采用單電機驅動時，穿過牽引部通常會有一根長長的過軸；采煤機的牽引部和截割部通常各自獨立，用底托架作為安裝各部件的基體，如圖1.1所示。電動機1是采煤機的動力部分，它通過兩端出軸驅動滾筒和牽引部。牽引部2通過其主動鏈輪與固定在工作面兩端的牽引鏈3相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此牽引部是采煤機的行走機構。左、右截割部減速箱4將電動機的動力經齒輪減速傳到搖臂5的齒輪，以驅動滾筒6。滾筒6是采煤機直接進行落煤和裝煤的機構，稱為采煤機的工作機構。滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截煤

16、用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤裝到刮板輸送機中。為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側裝有弧形擋煤板7，它可以根據不同的采煤方向來回翻轉180度。底托架8用來固定整個采煤機，并經其下部的4個滑靴9使采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上。采空區側2個滑靴套在輸送機的導向管上，以保證采煤機的可靠導向。底托架內的調高油缸10用來升降搖臂，以調整采煤機的采高。調斜油缸11用來調整采煤機的橫向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的割煤要求。采煤機的電纜和供水管靠拖纜裝置12夾持，并由采煤機托著在刮板輸送機的電纜槽中移動。電氣控制箱13內裝有各種電控元件，以實現各種控制及電氣保護。為降低電動機和牽引部的溫度并提供噴霧降

17、塵用水采煤機上還設有專門的供水系統和內、外噴霧系統。1.2.4滾筒采煤機的工作原理圖1.2 滾筒采煤機的工作原理 采煤機的割煤是通過螺旋滾筒上的截齒對煤壁進行切割實現的。 采煤機的裝煤是通過滾筒螺旋葉片的螺旋面進行裝載的，將從煤壁上切割下的煤運出，再利用葉片外緣將煤拋到刮板輸送機溜槽內運走。 單滾筒采煤機(圖1.2a、b)的滾筒一般位于采煤機下端，以使滾筒割落下的煤不經機身下部運走，從而可降低采煤機機面(由底板到電動機上表面)高度。單滾筒采煤機上行工作(圖l.2a)時，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機，同時跟機懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長后，將弧形擋煤板翻轉180度；接著，機器下行工作(

18、因1.2b)，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移刮板輸送機。這種采煤機沿工作面往返一次進一刀的采煤法叫單向采煤法。 雙滾筒采煤機(圖1.2c)工作時，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤。因此，雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一刀；返回時，又可進一刀，即采煤機往返一次進二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法。 必須指出，為了使滾筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉方向相適應。對順時針旋轉(人站在采空區側看)的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘邭w結為“左轉左旋，右轉占旋”，即人站在采空區側從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒

19、。2 2*132/630-WD采煤機2.1 2*132/630-WD采煤機概述2 *132/630-WD型采煤機是一種多電機驅動、電機橫向布置，采用非機載交流變頻調速裝置的電牽引采煤機。本機型適用于煤層厚度1.2-2.1米，工作面傾斜角小于，煤質硬度f <3.5的煤層中使用，可雙向采煤。該采煤機的電氣設備符合礦用防爆規程的要求，可在有瓦斯或煤塵爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過2000m、周圍介質溫度不超過40，空氣濕度不大于95%(在+25時)的情況下可靠地工作。該采煤機適用于與相應的液壓支架，各種型號工作面運輸機配套，實現綜合機械化采煤或放頂煤綜采。 型號含義:（MG）2 *13

20、2/630-WD M一采煤機 G一滾筒式 2 * 132一每個搖臂有兩個電機，單個截割電機功率132kW 630一裝機總功率630kW W一無鏈牽引 D一電牽引2.2 2*132/630WD采煤機的設計參數采高 1.2-2.0m截深 0.8m煤層傾角 30 滾筒直徑 1.15m 滾筒轉速 60r/min牽引力 450KN牽引速度 09m/min無鏈電牽引機面高度 860mm臥底量 176mm裝機功率 630KW截割功率 4*132KW牽引功率 2*40KW泵站功率 20KW2.3 2*132/630WD采煤機的設計特點主要特點 1、機身矮，裝機功率大。本機型采煤機機面高度不超過過860mm，而

21、裝機功率達到了630KW，對于薄煤層采煤非常有利: 2、機身分三段，取消底托架，左右牽引箱和電控箱三段間用高強度液壓螺栓和兩銷聯接，簡單可靠、拆卸方便; 3、主要部件都可以從機身的采空側抽出，容易更換，維修方便，設備利用率高; 4,整體彎搖臂結構，剛性好。為了改善裝煤效果，滾筒轉向采用正向對滾，煤從搖臂前端面裝出。這種工作方式一般前滾筒起落煤與裝煤作用，后滾筒截割余煤但不裝煤; 5、采用多電機驅動，截割電機橫向布置在搖臂上。搖臂與機身通過鏈軸鉸接，沒有動力傳遞，全部采用正齒輪傳動，結構簡單; 6、在保證較大截割功率的前提下，為了有效壓縮搖臂外形尺寸，每個搖臂并列布置了兩個截割電機; 7、所有的

22、切割反力、調高油缸支承反力和牽引的反作用力均由牽引減速箱箱體承受，受力狀況好，可靠性高: 8、液壓泵箱采用集成閥塊結構，管路少，維修方便，液壓元件選用成熟的產品; 9、采用交流變頻調速技術，實現牽引速度無級變速。電牽引傳動體積小、效率高、牽引力大，本采煤機最大牽引力為2 *225kN，適用于大傾角的煤層中使用; 10、設有內、外噴霧裝置，冷卻、降塵效果好; 11、通過冷卻水的內部循環，冷卻煤壁側大端蓋，更有效冷卻搖臂齒輪傳動箱。3 2*132/630采煤機牽引傳動設計3.1牽引部概述 采煤機的牽引部是采煤機的重要組成部件，它不但負擔采煤機工作時的移動和非工作時的調動，而且牽引速度的大小直接影響

23、工作機構的效率和質量，井對整機的生產能力和工作性能產生很大影響。牽引部由傳動裝置和牽引機構兩大部分組成。傳動裝置的重要功能是進行能量轉換，即將電動機的電能轉換成傳動主鏈輪或驅動輪的機械能。牽引機構是協助采煤機沿工作面行走的裝置。傳動裝置裝于采煤機本身為內牽引，裝在采煤工作面兩端為外牽引。絕大部分采煤機為內牽引，僅在薄煤層中為了縮短機身長度才采用外牽引。隨著高產高效工作面的出現以及采煤機功率和牽引力的增大，同時，為了工作面更加安全可靠，無鏈牽引機構方式已逐漸取代了有鏈牽引。3.2 牽引部傳動方案3.2.1設計總則 一般對牽引部的要求都有：(1)傳動比大。在液壓傳動或機械傳動的牽引部中，因為采煤機

24、牽引速度一般為v0-10mmin，所以傳動裝置的總傳動比在300左右。如果采用可調速的電動機，則傳動比可相對減小。 (2)牽引力大。隨著工作面生產能力的提高，采煤機必須具有很大的牽引力。為了提高牽引力，在液壓牽引方式中常采用雙牽引方式，即液壓泵向2個液壓馬達同時供油的方式，但牽引速度隨之下降；而在電牽引采煤機中則無此問題，牽引力最大可達950KN。 (3)能實現無級調速。隨著采煤機外載荷的不斷變化，要求牽引速度能隨著載荷的變化而變化。在液壓牽引采煤機中通過控制變量泵的流量來實現；在電牽引采煤機中則通過控制牽引電動機的轉速來實現。 (4)能實現正反向牽引和停止牽引。在液壓牽引采煤機中常采用單電動

25、機即截割和牽引共用1臺電動機，因此牽引方向的改變或停止牽引是通過按壓泵供油方向的改變或停止供油來實現的。電牽引采煤機采用多電動機，截割電動機和牽引電動機是分開的，因此易于實現牽引部正反向牽引和停止牽引，而且在采煤機各種工況下的操作方法也大為簡化。 (5)有完善可靠的安全保護。在液壓牽引采煤機中主要根據電動機的負荷變化和牽引阻力的大小來實現自動調速或過載回零(停止牽引)，先進的采煤機中還設有故障監測和診斷裝置。在電牽引采煤機中主要是對牽引電動機的控制來保證牽引部的安全可靠運行。 (6)操作方便。牽引部應有手動操作、離機操作及自動調速等裝置。(7)零部件應有高的強度和可靠性。雖然牽引部只消耗采煤機

26、裝機功率的10-15但因牽引速度低、牽引力大、零部件受力大，所以必須要有足夠的強度和可靠性。3.2.2傳動方案的確定縱觀近幾年來國內外多電機橫向布置電牽引采煤機發展模式，牽引部結構類型大致有以下三種:(l)整體式結構以美國Joy機械制造公司生產的LS系列電牽引采煤機、德國艾柯夫公司生產的EDW一SL系列電牽引采煤機和我國煤科總院上海分院自行研制MG20O/500、MG25O/60O系列電牽引采煤機為代表。這種結構是把采煤機牽引傳動箱體與底托架合二為一，鑄造成一個整體，布置在采煤機兩端。其傳動部一般采用2-3級直齒傳動及1-2級行星齒輪傳動(圖3.l)，搖臂、調高油缸直接支承于該箱體上。圖3.1

27、 整體式結構(2)整體框架式結構以英國Electro系列電牽引采煤機為代表，這種結構是把牽引傳動部設計成獨立的整體減速箱，通過鍵和螺栓等連接件安裝在焊接結構的大框架內(圖3.2).焊接大框架兼有底托架和功能，搖臂和調高油缸直接支承于框架上。圖3.2 整體框架式結構1-框架 2-行走傳動部 3-牽引電機(3)分體框架式結構以英國薄煤層電牽引采煤機和我國煤科總院上海分院自行研制的MG400/920、MG450/1020型系列電牽引采煤機為代表。該結構與整體框架式結構的不同之處是把牽引傳動部減速箱一分為二，設計成二個獨立的小減速箱，一個是二級直齒傳動減速箱，另一個是二級行星傳動減速箱，兩者分別通過止

28、口螺栓、穩釘等連接件，固定于焊接結構的大框架內，框架結構可以分段，也可以整段(圖3.3)。圖3.3 分體框架式結構1-牽引電機 2-直齒傳動箱 3-行星齒輪傳動箱 4-框架對比以上三種結構的組成和特點可得出以下結論：(1)整體式結構牽引傳動部結構簡單，井下運輸較方便。但采煤機整體連接強度欠佳，不利于采煤機系列化設計，左、右牽引傳動部不能互換，井下維修困難。此種結構較適合于中、小功率采煤機。(2)采用整體框架式結構牽引傳動部的采煤機整體強度好，框架焊接加工簡單，制造周期短，生產成本低。有利于采煤機系列化設計，左、右牽引傳動箱通用，井下維修方便，但與框架連接較復雜，影響可靠性。(3)分體框架式結構

29、行走傳動部具有圖2的結構優點，且牽引傳動部與框架連接簡單、可靠，裝拆維修方便，此種結構適合于大功率電牽引采煤機。結合設計任務為了井下運輸較方便，左、右牽引傳動部能互換，井下維修方便?？蛇x取各種結構的優點。采用左、右牽引傳動部能互換的二個減速器，牽引傳動箱體與底托架合二為一，鑄造成一個整體的形式。具體傳動形式為兩級直齒傳動和兩級行星傳動。其機械傳動系統如圖3.4所示。圖3.4 傳動原理圖3.2.3牽引電機的選擇1)電動機輸出功率計算牽引部的功率消耗為：采煤機的總牽引阻力，N 采煤機的牽引速度，m/S 牽引部總效率。采煤機總牽引阻力的計算：式中:k采煤機移動時在導向部分產生的附加阻力系數，k=1.

30、31.5;M采煤機質量，M-=30000kg;g重力加速度，g=9.8m/S:;a煤層傾角，a= J摩擦系數，f = 0.180.25R一每個滾筒的總平均牽引阻力，類比同等功率的采煤機可取R=48000 N所以有 F= kMg(Sin a + f cosa)+2R=1.330000*9.8(sin+0.2*cos)+2*48000 390又有初始設計數據:采煤機最大牽引速度為9m/min 得采煤機牽引部的功率消耗為2）確定電動機型號取功率儲備系數K=1.2,有電動機所需額定功率有 PK=1.2*32.37=38.84選取電動機的額定功率為40，根據目前比較常用的調速系統有直流調速系統、交流變頻

31、調速系統和開關磁阻調速系統。和直流調速系統相比，交流變頻調速可達更高的轉速和更大的功率。而開關磁阻調速系統既有交流變頻調速電機結構簡單堅固、無刷無整流子的優點,又有直流調速系統調速性能好,控制電路簡單、廉價等優勢,尤其是開關磁阻電機具有起動轉矩大,起動電流小,“堵轉”不燒電機、效率高、節能等優點,非常適合在煤礦井下采掘機械中使用。優先選取開關磁阻電機，但發現開關磁阻的安裝尺寸過大，不利于控制機面高度。故最終選取礦用防爆異步電機。最終選取的電動機型號及主要參數如下：型號：YBQYS-40型隔爆異步電機功率：40, 轉速：1477 r/min效率：89%， 功率因數：0.85電流：76A， 電壓：

32、380V重量：415， 冷卻方式：水冷3.2.4傳動比的分配（1）總傳動比已知電動機滿載轉速為n=1477r/min,牽引部固定箱出軸一般轉速為=10r/min，有總傳動比為（2）傳動比分配按最小等效轉動慣量原則，總傳動比傳動級數取4考慮到采煤機機面高度的限制,牽引部的體積不能太大,故選取傳動效率高而體積又小的行星傳動和結構簡單的直齒傳動的結合.總體傳動方案選取為前級為直齒后兩級為行星傳動.因牽引部的尺寸在很大程度上取決于最后一級傳動齒輪的尺寸,故最選取最后一級的傳動比,類比同類型近似功率的采煤機選擇最后一級傳動比為,再依據相鄰兩級行星齒圈直徑比常用范圍為: .取第一級行星的傳動比為,前兩級直

33、齒按等接觸強度分配傳動比:當兩級齒輪材質相同時，齒寬系數相等時，得，則總實際傳動比為傳動比誤差為在誤差范圍內.3.2.5傳動裝置運動參數的計算從電動機出軸開始各軸命名為、軸（1）各軸轉速計算（2）各軸功率計算（3）各軸扭矩計算（4）將以上計算數據列表表3-1 傳動裝置運動參數表軸號轉速輸出功率輸出扭矩傳動比效率147738.84251.1321.870.9879038.06460.0922.610.98302.837.31176.4035.430.9855.736.566268.3665.60.989.9535.8334389.63.3漸開線圓柱齒輪承載能力校核計算3.3.1末級行星機構的計算

34、與校核一般先從低速級算起(它對減速器的外形影響最大，在一定程度上也決定了減速器的規格大小)，最后計算高速級尺寸，在主要尺寸確定以后可以進行較為準確校核計算，并作出適當的調整和必要的計算。1）齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選足太陽輪和行星輪 材料為表面滲碳淬火處理，表面硬度為5862HRC。 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 1650 MPa 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽輪520 MPa 行星輪520 0.7MPa364 MPa(對稱載荷) 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為6級。內齒圈材料為42CrMo，調質處理，硬度為280320HBS。 試驗齒輪的接觸疲勞極限 800MPa 試驗齒輪的彎

35、曲疲勞極限 300 MPa齒形的終加工為插齒，精度為7級。2）確定各主要參數在行星齒輪傳動中，應用較多的是角度變位中的正傳功()；采用角度變位正傳動的主要目的在于：湊合中心距，避免輪齒根切，減小齒輪機構的尺寸；減少齒面磨損和提高使用壽命以及提高其承載能力等。由于采用正變位，可使齒輪副中的小齒輪的齒數Z1Zmin，而仍不產生根切，從而可使齒輪傳動的尺寸減少。由于嚙合齒輪副中的兩齒輪均可以采用正變位，即x10和x20從而增大了其嚙合角和輪齒的齒根厚度以及使輪齒的齒根高減小。這樣不僅可以改善其耐磨損情況，還能提高其強度，因此，也就提高了其承載能力。一般在滲碳前即須做適度的預先例角(最好是圓角)，否則

36、在滲碳過程中極易造成棱邊處的氧化和脫碳,在淬火時存在尖角同樣是不利的。對于硬齒面齒輪來說，加工方面的某些缺陷，有時候也會嚴重影響到齒輪工作的可靠性，如齒根部存在加工凸臺會加劇彎曲疲勞應力集小。 當齒輪的工作速度鉸高，或者需要改善承載能力，提高工作質量指標時，在改善制造精度的同時采取合理的輪齒修形其效果是十分顯著的，也可說是項必要的技術措施。行星減速器(增速器)常見的修形情況如下：對太陽輪進行齒長修形、對行星輪進行的齒廓修綠(齒頂和齒根)。齒輪修形時一般采用以下的計算載荷：修形計算功率(或轉矩)(0.7-0.8)×工作機械的實際計算功率(或轉矩)載荷折算系數()l。 行星輪數目:取 載

37、荷不均勻系數。 配齒計算, = =26即=15 =69 =26 齒輪模數m和中心距a 在一對傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩 。全為硬齒面的外嚙合，在對稱、中等沖擊載荷時：6級精度，取使用的綜合系數K=1.6齒數比 齒寬系數 。按接觸強度初算中心距a公式： 計算中心距 （內嚙合用“”）:（mm）模數 取= 6齒寬,取=80 計算變位系數A-C傳動:原中心距,調整為=128則嚙合角 得= = 變位系數和 中心距變動系數 齒頂降低系數 分配變位系數:查表得,則C-B傳動:原中心距,調整為=128則嚙合角 得= = 變位系數和 中心距變動系數 齒頂降低系數 所以 驗算齒數條件1、 傳動比條件 ,因

38、,滿足2、 鄰接條件 , ,滿足3、 同心條件 ,經計算 ,滿足4、 裝配條例 , 也滿足幾何尺計算分度圓直徑: 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數: 太陽輪、行星輪1 內齒輪=0.8 頂隙系數： 內齒輪0.25代入上組公式計算： 太陽輪: 行星輪 內齒輪 嚙合要素驗算A-C傳動端面重合度頂圓齒形曲率半徑太陽輪 行星輪 端面嚙合長度 式中” ” 號正號為外嚙合，負號為內嚙合; 端面節回嚙合角直齒輪=端面重合度同理C-B傳動端面重合度頂圓齒形曲率半徑行星輪 內齒輪 端面重合度3）齒輪強度驗算1A-C傳動(1)確定計算負荷,名義圓周力(2) 確定強度計算中的各種系數,使用系數,載荷折算系數()l

39、齒間載荷分布系數及,因N/mm, 精度6級，硬齒面直齒輪,查表得=,=1.0(3) 節點區域系數(4) 彈性系數,查表得(5) 載荷作用齒頂時的齒形系數,根據和,查表得(6) 載荷作用齒頂時的應力修正系數,查表得(7)重合度系數、(8) 螺旋角系數、因 得=1 得=1(9)齒數比計算接觸應力的基本值接觸應力彎曲應力的基本值齒根彎曲應力(10)確定計算許用接觸應力時的各種系數壽命系數查表取，潤滑系數取， 速度系數取粗糙度系數取，工作硬化系數，尺寸系數許用接觸應力 接觸強度安全系數 (11) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數試驗齒輪的應力修正系數 ，壽命系數 ，相對齒根圓角敏感系數，齒根表面狀況系

40、數尺寸系數許用彎曲應力 彎曲強度安全系數2C-B傳動(1)名義圓周力(2) 確定強度計算中的各種系數,使用系數,載荷折算系數()l齒間載荷分布系數及,因N/mm, 精度7級，非硬齒面直齒輪,查表得=,=1.0(3) 節點區域系數(4) 彈性系數,查表得(5) 載荷作用齒頂時的齒形系數,根據和,查表得(6) 載荷作用齒頂時的應力修正系數,查表得(7)重合度系數、(8) 螺旋角系數、因 得=1 得=1(9)齒數比計算接觸應力的基本值接觸應力彎曲應力的基本值齒根彎曲應力(10)確定計算許用接觸應力時的各種系數壽命系數查表取，潤滑系數取，速度系數取粗糙度系數取 ，工作硬化系數，尺寸系數許用接觸應力 接

41、觸強度安全系數 (11) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數試驗齒輪的應力修正系數 ，壽命系數 ，相對齒根圓角敏感系數 ，齒根表面狀況系數尺寸系數許用彎曲應力 彎曲強度安全系數3.3.2高速級行星機構的計算與校核1、 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選足太陽輪和行星輪 材料為表面滲碳淬火處理，表面硬度為5761HRc。 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 1450 MPa 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽輪400 MPa 行星輪40 0.7MPa280 MPa(對稱載荷) 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為6級。內齒圈材料為42CrMo，調質處理，硬度為262302HB5。 試驗齒輪的接觸疲勞極限 7

42、50MPa 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 280 MPa齒形的終加工為插齒，精度為7級。2、 確定各主要參數 高速行星齒輪傳動中，強度要求相對要低故可以采用變位傳動中的高變位. 其變位系數和為0，亦稱等移距變位。采用高度變位的主要目的在于：避免根切、減小機構的尺寸和重量；改善齒輪副的磨損情況，以及提高其承載能力。（1）配齒計算取行星齒輪數目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發揮不了行星齒輪傳動的優點，由于=5.43距可能達到的傳動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。各齒輪數按公式 進行配齒計算，計算中根據并適當調整，使c等于整數，再求出，應盡可能取質數，并使整數。 則 =19 所以 =14 =-= 采

43、用高變位，因=5.434,所以太陽輪取正變位，行星輪和內齒輪取負變位，即 。（2）按接觸強度初算傳動的中心距a和模數m 輸入轉矩因傳動中有一個或兩個基本構件浮動作為均載機構，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數。在一對傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩(按齒輪修形后計算) 。全為硬齒面的外嚙合，在對稱、中等沖擊載荷時：7級精度，使用的綜合系數K=2.0-2.8;取K=2.0。齒數比 齒寬系數b/a (GB 10090-88) 規定為：0.22、0.25、0.3、0.35、0.4、0.45、0.5、0.6。因齒面硬度HB>350,則取0.60。按接觸強度初算中心距a公式： 計算中心距

44、（內嚙合用“-”）:（mm）模數 取 （3）計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數=5mm，則實際中心距 （mm）因是直齒輪高變位，則 所以 （4）計算C-B傳動的中心距和嚙合角實際中心距： (mm)因為中心距變動系數, 所以嚙合角。（5）幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算A、C、B三輪的幾何尺寸。1）分度圓直徑 （mm）（mm） （mm） 2) 齒頂高 （mm） （mm） 式中 ; （mm）。3）齒根高 4) 齒高 5) 齒頂圓直徑 6) 齒根圓直徑 （6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 強度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度 則 動載系數

45、速度系數由查表得=0.95 1） 確定計算公式中的其他系數 使用系數.5齒間載荷分布系數、：齒輪經過修形計算時載荷折算系數()l 齒間載荷分布系數、：先求端面的重合度：其中 則因為直齒的重合度，所以節點區域系數： 式中 所以查表得彈性系數：接觸強度計算的重合度系數：接觸強度計算的螺旋角系數：接觸強度計算的壽命系數：因為當量循環次數，則。最小安全系數：取。潤滑劑系數考慮用N32機械油作為潤滑冷卻劑，取。粗糙度系數，取。齒面工作硬化系數：。接觸強度計算的尺寸系數：。2）A-C傳動接觸強度驗算計算接觸應力計算許用接觸應力,按下式： 及強度條件： 則 計算結果，接觸強度通過。 3） A-C傳動彎曲強度

46、驗算齒根應力為 式中 -齒形系數，由查圖取為=2.55，=3.18； -應力修正系數，由查圖取為=1.648，=1.45； -彎曲強度計算的重合度系數， -彎曲強度計算的螺旋角系數，因為是直齒，取=1。 考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻由強度條件 則 A-C傳動彎曲強度驗算也通過。 （7）驗算C-B傳動的接觸強度和彎曲強度 1） 根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力,因為C-B傳動的內嚙合，所以 2）核算內齒輪材料的接觸疲勞和彎曲強度42CrMo鋼調質處理 ，則內齒輪用42CrMo號鋼調質鋼，調質硬度262302HBS，接觸材料符合強度要求。3）彎曲強度的驗算只對內齒進行驗算，計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣即，由強度條件得 （ ）42CrMo鋼調質雙向承載，。C-B傳動中內齒輪彎曲強度驗算合格。3.3.3第一級直齒傳動的計算與校核因前兩級受力相對小，而且電動機與最后兩面級行星輪之間要保持有一定的空間以