薄煤层采煤机截割部的设计【含3张CAD图纸】

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑问可加】 前言 我国现行采煤机摇臂壳体的设计基本上都采用传统的设计方法:根据经验和以往设计实例设计人员在纸面上设计所需的产品,根据小功率采煤机摇臂尺寸适当加大来设计更大功率的采煤机摇臂,如果出现问题或不满足预定设计要求的情况,就要修改设计,这在现实设计中确实出现了许多的问题。随着采煤机装机功率越来越大,单纯依靠经验,根据小型机器设计大功率机器和加大安全系数的方法,往往使设计产品的尺寸越来越大,结构的应力分布、变形分布、内力分布也很难得到合理保证。然而通过对采煤机摇臂进行有限元分析,可以得出采煤机摇臂壳体在不同位置、不同工况的应力、应变规律,摸清其危险截面、极限工况、极限载荷和极限应力,提出摇臂承载能力的优化方案。同时还可以对摇臂壳体固有频率、各阶振型、动力性能进行探索性分析研究。应用该技术可以在产品设计阶段预测产品质量,使产品在投入生产之前进行优化以提高产品质量,从而缩短产品开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争力。 1 绪论 1.1 课题的设计目的及意义 当今全球制造业企业之间的竞争越来越激烈。企业要赢得竞争，就要以市场为中心，就要以用户为中心，快速地响应市场的需求，快速地满足用户的需要。换句话说，就是要以最短的产品开发时间（Time）、最优的产品质量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的服务（Service），既“TQCS”，去赢得用户和市场。 随着采煤机控制系统的发展，它的功能越来越齐全，操作越来越方便。虽然以数控系统为控制系统的采煤机生产效率会很高，而且质量也非常好，但这些消耗的成本较高，固我们采取常用的设计结构。这样不但能满足生产条件还能节省资金。 1.2 与课题相关国内外研究现状分析 1.2.1 采煤机在国内的发展情况 随着近年来我国煤炭行业的快速发展，与之唇齿相依的煤机行业也日益受到重视。从去年出台的煤炭行业纲领性文件《关于促进煤炭工业健康发展的若干意见》，到去年召开的全国煤炭工业科学技术大会，再到近日的国家发改委出台的煤炭行业结构调整政策，都涉及到发展大型煤炭井下综合采煤设备等内容。有关人士指出，大型煤炭井下综合采煤设备走进人们的视野，这是煤机行业发展的必然趋势。 加快发展煤机制造业意义重大 我国是世界煤炭第一生产和消费大国。由于我国富煤少油，所以煤炭在我国的一次能源中占有极其重要的地位。近年来，国际油价高企，这在某种程度上更加凸显了我国煤炭资源的战略意义. 建设强大的煤炭工业须有强大的煤矿机械制造能力作为后盾。然而，生产技术总体水平落后正在制约着煤炭工业的快速发展。据统计，目前全国采煤机械化程度仅为42%。众多小煤矿仍沿用传统落后的开采方式。 为解决这一矛盾，国家提出了加快提升煤炭生产和设备制造技术水平的战略目标。根据“十一五”煤炭行业结构调整的主要目标，到2010年，全国大、中型煤矿采煤机械化程度要分别达到95%和80%以上。 据有关专家介绍，大型煤炭井下综合采掘设备等重大专项，主要是面向煤矿高产、高效集约化生产及其配套的设备和技术。包括年产600万~1000万吨厚煤层综采成套技术装备研制；年产150万~200万吨薄煤层自动化综采成套技术装备研制；年产100万吨以上短壁综采成套技术装备研制；巷道快速综掘成套技术装备研制等。 有关业内人士指出，我国发展大型煤炭井下综合采煤设备，不仅是为了解决煤炭行业发展的设备需求，也不仅是间接地为提高我国煤机行业技术水平提供难得的发展机遇，更重要的是，它将为我国重要能源资源开采提供有力保障. 制约因素加大综合差距 煤机行业的发展并非一帆风顺。在经过多年的低谷期后，虽然近年来市场逐步转暖，但在其自身发展中仍有诸多制约因素。诸如基础技术及基础元器件发展滞后、国产原材料不能满足要求、企业数量多规模小且分散重复、科技开发投入少、技术创新能力弱等。 目前，煤机全行业最突出的问题之一就是成套能力薄弱，市场竞争力不强。据了解，改革开放以来，在煤炭专用设备研制和国产化工作上取得了巨大成就. 但是，由于体制和机制的制约，在煤炭专用设备研制和国产化工作中，力量主要集中在提高单机的设计制造能力和水平上。因而，煤炭专用设备的系统开发、系统设计、系统成套及系统服务，则显得十分薄弱。同时，由于煤炭装备制造业发展滞后，产品的性能和可靠性难以满足高产、高效矿井要求，导致企业在市场竞争中缺乏竞争力。另据了解，目前国内仅有山西焦煤集团和中国煤炭机械工程装备集团具有综合煤机制造实力。种种制约因素及行业技术创新能力不足，造成目前我国煤机制造业与国际水平相比存在很大差距。专家建议，根据目前行业的具体情况，行业创新路线还需要引进和自主研发相结合。专家指出，在全球产业结构调整和转移的浪潮中，以及诸多制约因素前提下，我国煤炭装备制造业面临着重组和规模经营的新趋势。 1.2.2 国外采煤机的发展 今年4月份，全球最大的煤炭开采设备生产商之一的Joy Global Inc. (JOYG)获得了其在华建厂的首张执照。  这家坐落在天津市的工厂预计将于2007年年初投产。实际上，此次建厂正是Joy Global提高在华销量计划的一部分，公司的目标是2010年将在华销售额从2005年的1.7亿美元提升至5亿美元。  面对中国不断扩大的采矿设备市场，许多外国公司都在跃跃欲试，Joy Global并不是唯一的一家。德国的DBT Group、Eickhoff Corp.、瑞典的Sandvik Mining and Construction Ltd.及其他一些大型国际采煤设备生产商都已设法进入了中国市场。 煤矿伤亡事故频发及采煤效率低下问题引起了中国政府的担忧，目前中国国内正积极地推进煤炭行业的改革重组。未来几年，中国将关闭更多能效低下且存在安全问题的小型煤矿，转而组建一些大型煤炭生产集团。  在这样的背景下，对于高端采矿设备的需求也在相应上升。而国内的相关设备供应商却无法满足此类需求，这就给海外生产商提供了抢占市场立足点的机会。 美国驻中国使馆事务处(China branch of the U.S. Commercial Service)的一位资深商务专家梅报春表示，从开采效率、设备质量、对矿山的环境保护及安全和健康等方面来考虑，中国的主要采煤设备普遍落后其他国家10-15年。 虽然中国是全球最大的煤炭生产国，2005年的煤炭总产量达21.1亿吨，但中国煤矿的安全纪录则非常糟糕。几乎每天都有因煤矿爆炸、透水和塌方导致矿工丧生的报导。2005年，中国共有5,986名煤炭工人在事故中丧生。 中国的煤矿数量接近2.5万座，其中90%以上是村镇所有的小型煤矿。 高端采矿设施需求强劲 目前，中国煤矿的机械化程度平均为42%，小型煤矿的机械化程度则更低。极低的自动化和机械化水平意味着煤炭采出率少得可怜。 中国煤矿目前的平均采出率仅为35%左右，小型煤矿的采出率更是不到10%。煤炭行业的数据显示，中国约五分之二煤矿的年产量均不到3万吨。 除了关闭安全状况差及非法的煤矿（此类煤矿使用的一般都是小型采矿设备）外，中国还将在2010年前建立13个大型煤炭生产基地，并组建5-7家年产量超过1亿吨的大型煤炭生产商。 在2010年年底前，国有大中型煤矿的机械化程度将从目前75%的平均水平分别提高至95%和80%。 不过，凯基证券(KGI Securities)分析师张伟(Aaron Zhang)表示，国产的采煤设备已经过时，而且主要是在小型煤矿中使用。实际上，刨煤机、综掘机和支架等一些关键的井下采煤设备还需依赖进口。中国90%的煤矿都属于井下作业。 Joy Global的一位管理人士表示，该公司在中国最畅销的产品是连续采煤机，这种设备已在美国和其他发达国家的大型煤矿中得到了普遍使用。 这位不愿透露姓名的管理人士称，到目前为止，中国的生产商已生产出几台类似的样机，但还远没有达到真正的商业化水准。 中国市场吸引全球关注 过去几年来，外国采煤设备生产商亲眼目睹了在华销售额的大幅增长。2003年，Joy Global在中国的销售额仅为5,000万美元，但2004年很快激增至1.4亿美元，2005年为1.7亿美元，今年有可能达到2亿美元。 其他外国公司当然也没有袖手旁观。2005年末，德国DBT集团与中国的煤炭公司达成了三笔大宗合同，这使其中国客户的数量在不到18个月的时间里由5个增加到11个。其中有一份合同就是和中国煤炭产量最大的生产商神华集团有限责任公司(Shenhua Group Corp.，简称：神华集团)签定的，这也是DBT有史以来签订的最大的一笔订单。 该公司在新闻稿中称，合同履行完成后，DBT对神华集团的支架交货量将达到2,700架。 不仅是采煤设备生产商，一些投资公司也开始进入了这片市场.  6月14日，总部在纽约的投资公司Jordan Co.旗下International Mining Machinery Ltd.宣布，已向国有黑龙江煤矿机械集团有限公司,收购了鸡西煤矿机械有限公司和佳木斯煤矿机械有限公司的全部股权。 上述交易在国内遭到激烈的批评，一些业内人士指出，当地政府不应该把一切都卖给海外公司，因为这两家采煤设备制造企业生产的综掘机和支架各占到国内销量的近40%。 Joy Global的一位管理人士表示，当前最大的挑战是中国政府正在不断要求煤炭企业购买国产设备。  该管理人士称，除民族主义情绪外，价格也是一个问题，进口采煤设备通常比国产设备贵2-3倍。 1.2.3 对采煤机在国内发展的建议 连日以来，关于煤炭行业整顿整合的声音不绝于耳，6月初，温家宝总理在参观神华集团神东矿区的时候曾指出，要通过煤矿的兼并重组建几个亿吨级的大型煤矿基地；实现煤矿生产的规模化、现代化，把煤炭企业办成现代企业。此后不久，发改委便做出了详尽规划，力争在十一五期间建5-7个年产5000万吨的大型煤矿集团，同时，国家将重点建设神东、晋北、晋东、蒙东（东北）、云贵、河南、鲁西、晋中、两淮、黄陇（华亭）、冀中、宁东、陕北等13个大型煤炭基地，力争使前6位的煤炭开采企业的产量达到全国总产量的60%，实现煤炭行业的有序竞争，以及煤炭资源的合理开发。 6月22日，国家安全生产监督管理总局局长李毅中在山西晋城召开的全国煤矿瓦斯治理和利用工作现场会上表示，将采取“三步走”的战略，争取用3年左右的时间解决小煤矿问题。逐步关闭不符合安全生产条件、以及资源、环保和煤炭产业政策的小煤矿，力争近两年内消灭年产3万吨以下的小煤矿。种种迹象表明，在安全生产事故频出、煤炭资源无序开发屡禁不止的情况下，政府已经开始全力着手整顿煤炭行业，煤炭行业规模化、现代化的方针已基本形成。 煤炭行业的规模化重组将对我国的煤机生产企业带来巨大的冲击。首先，煤炭行业的重组直接带来煤矿机械消费结构的变化。原有的小煤矿大多使用成本低、效率低、自动化程度低的小型采煤机，这也构成了国内多数煤机生产企业的主要市场，使它们丧失了技术创新的动力。重组后的煤炭企业将对大型成套采煤设备有更高的需求，从而带来市场偏好的变化，而国内恐怕只有为数不多的煤机生产企业（如张家口、鸡西、西安等煤机生产厂）能够在技术上达标。 其次，消费结构的变化使得国外的煤机供应商获得更为广阔的市场，国内企业的生存环境会愈加困难。根据中国国际招标网的数据显示，现有的煤机消费市场呈现两极化的趋势。以神华、晋煤为代表的大型煤炭生产企业主要使用综合成套设备进行开采，主要包括大型采煤机、重型刮板运输机以及液压支架三部分。由于国内企业在这方面生产能力得欠缺，在采购时主要面向国外企业，以国际招标形式为主，包括德国艾科夫、美国久益以及英国DBT在内的国际知名矿山机械巨头就成了它们的主要供应商。而另一级则是中小煤矿与国内的煤机生产企业所构成的供应链，尽管在生产能力、安全设计、工作效率方面都有很大的差距，但由于成本较低，正好满足小煤矿的消费偏好。两极化的市场分割态势使得国内外煤机生产企业都有生存的空间，而在煤炭规模化重组之后，小煤矿数量的减少将直接导致国内煤机生产企业市场的萎缩，而大型煤炭企业的形成则会给国外的煤机企业带来更多的订单。 最后，在技术水平上，国内煤机企业难以同国外竞争对手相比。根据中国国际招标网的历史招标资料显示，凡是生产能力在1000t/h以上的采煤机，都要采用国际招标的形式向国外企业采购，足见国内企业技术水平上的差距。而国产的采煤机的生产能力大多在200-400t/h徘徊，不但难以同国外对手抗衡，就连本土的市场需求都无法满足。 概而言之，原有的煤炭产业结构成就了煤机企业的今天，为它们提供了广阔的市场；但也束缚它们的成长道路，使其丧失了学习创新的动力。如今，煤炭产业整合的大幕已经拉开，随着众多小煤矿的“关停并转”，国内的煤机企业未来的发展道路恐怕也会愈加艰难。 1.3 设计内容和预期结果 1.3.1 设计内容 1） 采煤机的总体设计;2）采煤机截割部3）;行星减速器的设计;4）控制系统概述设计 1.3.2 预期结果 能够设计出一台满足生产要求的采煤机，并能提高一定的生产率和产品质量，减轻工人劳动强度，降低生产成本。 2 采煤机的概述 采煤机是一个集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统,工作环境恶劣,如果出现故障将会导致整个采煤工作的中断,造成巨大的经济损失.随着煤炭工业的发展,采煤机的功能越来越多,其自身的结构、组成愈加复杂,因而发生故障的原因也随之复杂。双滚筒采煤机综合了国内外薄煤层采煤机使用经验，针对我国具体国情而设计的新型大功率薄煤层采煤机。采煤机主要技术参数 1、适用煤层 采高　0.85-1.6m 倾角　≤30° 煤质硬度　f≤3 2、生产能力 最大理论生产能力　528t/h 经济生产能力249t/h 3、截割部 滚筒转速：75.62rpm 滚筒直径：Φ850、Φ1000、Φ1200 调高方式：液压调 高 4、牵引部 牵引方式：液压无级调速、摆线齿轮、销排无链牵引 最大牵引力：20t 牵引速度：0-5.5m/min 5、电动机 牵引电机   3. 截割部的整体设计 3.1 截割部的组成： 摇臂齿轮箱，机头齿轮箱，滚筒及附件. 3.1.1 截割部主要作用： 落煤，碎煤，装煤. 3.2 采煤机的主要工作参数 3.2.1 采高： 采煤机实际高度. 注意事项：煤层厚度一般不宜超过采煤机的最大采高的，不宜小于采煤机最小采高的 。 采煤机的最大采高H和最大卧底深度X的关系式： sin （3-1） (3-2) 式中： A—机身上部距底板的距离 C—机身箱体厚度 L—摇臂回转中心到滚筒轴心的长度 —摇臂相对机身水平上摆动最大角度 —摇臂相对机身水平下摆动最大角度 D—滚筒直径 3.2.2 截深 定义：采煤机截割部机构，每次切入煤体内的深度B，称为截深。 截深是决定采煤机功率和生产率的主要因素。截深范围（）。在厚煤层中，由于受到输送机的能力和顶板易冒顶片条件的限制，宜用较小的截深。当用单体支柱护顶板时，金属顶梁的长度为采煤机截深的整数倍。滚筒采煤机的截深一般小于1m，多采用，大功率采煤机可取0.75m。 3.2.3 截割速度 概念：滚筒上截齿齿尖的圆周切线速度，称为截割速度。 它取决于截割部传动比，滚筒直径，滚筒转速。截割速度一般取。新型采煤机直径左右的滚筒转速多为左右，直径小于的滚筒转速可高达。 3.2.4牵引速度 牵引速度越大，单位时间内的产煤量越大。但电动机的负荷和牵引力也相应增大。牵引速度是无级的，至少是多级的。 目前，双滚筒的采煤机的最大截割牵引速度可达,有的采煤机最大牵引速度高达。截煤时，牵引速度一般不超过。 采煤机的生产能力计算： （） (3-3) 式中： H—采煤机采高 B—采煤机截深 —采煤机平均牵引速度 —煤的密度 一般为 对于一定的滚筒转速和允许的截齿切削厚度，可用下面公式计算允许工作的牵引速度： （） (3-4) 式中：t—采煤机允许的截割切屑厚度 m—滚筒每一截线上的截齿数 n—滚筒转速 3.2.5 牵引力 牵引力由外载荷决定，因此精确计算采煤机所需要的牵引力既不可能，也没必要。据统计，装机功率P不超过的链牵引采煤牵引力约为,无链牵引采煤机牵引力约为，装机功率P超过300kw，有链和无链牵引采煤机的牵引力分别为1P和2P。 牵引力和牵引速度的关系为： (3-5) 式中：C—牵引阻力的不变分量 k—系数，取决于煤质及压张程度 3.2.6 生产能力 (3-6) 采煤机的生产能力主要取决于牵引速度，而牵引速度的提高就要求采煤机的装机功率和牵引力加大。 3.2.7 装机功率 采煤机所装备的电动机的总功率，称为装机功率。 装机功率越大，采煤机可采越坚硬的煤层，生产能力越高。原煤炭工业部标准MT4—84规定采煤机电动功率系列为：100，150，170，200，300和375KW。 滚筒采煤机总消耗率P包括截煤功率，装煤功率和牵引功率三部分。对于双筒采煤机： (3-7) 滚筒截煤时消耗的功率为： (3-8) 式中：—滚筒总平均截割阻力N —截割速度 —截割部总传动效率 滚筒装煤的功率为： (3-9) 式中：—滚筒装煤的阻力 牵引部的功率消耗为： (3-10) 式中：F—采煤机的总牵引阻力 —牵引部的总效率 由于等式右边各项均受牵引速度影响 所以 (3-11) 式中：—采煤机空载消耗功率 K—系数 工程上，一般采用单位比能消耗法来确定采煤机的消耗功率。 (3-12) 式中：H—采用m —采煤单位能耗 考虑到功率储备，采煤机的装机功率一般为： (3-13) 式中：—功率储备系数 3.3 齿型选择 3.3.1 截齿 截齿是采煤机上直接用来落煤的刀具。 对截齿的主要要求是：(1)耐磨性和强度要求。(2)几何参数合理，能适合不同煤质的截割工程。(3)固定可靠，拆装方便。 3.3.2 截齿的几何参数 截割刀具的主要参数有（如图3-1） Cutting Tool is the main parameters （1）截角：刀头前面与刀尖运动轨迹的切线之间的夹角。 （2）前角：刀头前面与刀尖运动轨迹的法线之间的夹角。 （3）后角：硬质合金片端面与刀尖运动轨迹的法线之间的夹角。 （4）倒角：刀头侧角与前面法线之间的夹角。 （5）刀尖角：刀头侧角与前面法线之间的夹角。 （6）截刃宽度b：刀头前面与端面所形成的切削刃的宽度。 （7）前面宽度B：刀头前面的最大宽度。 截角常用，前角与截角互余，后角常用，侧角一般用。 截刃宽度对截割阻力和单位能耗影响很大，当10mm时，由于截槽的崩裂角逐渐减小，因而摩擦阻力增大，使截割阻力和单位能耗加大。因此一般b10mm。 3.3.3 截齿的分类 扁形截齿（径向截齿）（图3-2） Pick a flat shape (radial Pick) （1） 根据扁形截齿前面形状的不同分为平前面截面（图1-3a）和屋脊状前面截齿 平前面截面（图3-3a） Ping front section 屋脊状前面截齿（图3-3b） Roof-ahead Pick 平面截齿结构简单，但生产时煤粉多，刀具受力大。适用于中硬及夹石较少且节理发达的煤层。 屋脊状前面截齿的强度高，生产时产生的煤粉少，受阻力相对也小，多用于韧性，夹石多的硬煤层。 （2）镐形截齿 圆锥形截齿(3-4a) Conical Pick 。 带刃扁截齿(3-4b) Band-edge Pick 3.3.4 截齿伸出长度 截齿径向伸出长度应大于工作时的最大煤屑厚度 (3-14) 式中： —储备系数，可取：螺旋滚筒的径向截齿。切向截齿，对钻削头。 (3-15) 式中：—最大牵引速度 —滚筒转速 —同一截线上截齿数 3.3.5 截齿的失效形式与寿命 一般规定截齿尖的硬质合金磨去或于煤的接触面积大于时，应及时更 换截齿。 3.3.6 截齿的材料 为了保证截齿的强度和耐磨性，截齿齿身常用或刚制成，并调质处理。齿头镶嵌化钨硬质合金核或片。 3.4 滚筒设计 滚筒的结构： 螺旋滚筒的作用是落煤和装煤。它是由螺旋叶片，端盘，齿座，喷嘴及筒毂等部分组成。端盘上截齿截出的宽度。滚筒和滚筒轴的联接结构有：锥形轴端和平键联接，内齿轮副与锥形盘复合联接轴端突缘与楔块联结和方头联结。 3.4.1滚筒的结构参数： 滚筒的三个直径：滚筒直径D，螺旋叶片外缘直径及筒毂直径。 （1）.滚筒直径D：截齿齿尖处的直径，对于薄煤层双滚筒采煤机或一次采全高的单滚筒采煤机： (3-16) 式中：—最小厚度 选—考虑到割煤后顶板的下沉量，用以防止采煤机返回装煤时滚筒截割顶梁。 对于中厚煤层用的单滚筒采煤机，滚筒直径为： 式中：—最大煤层厚度 双滚筒采煤机的滚筒直径应略大于最大采高的一半或者根据两个滚装 煤量相等的原则来选取。 设滚筒直径D与采高H之比为，螺旋滚筒的装煤效率为，则： 上滚筒截煤的厚度：。 下滚筒截煤的厚度：。 下滚筒除了要装卸所剩下的厚度为H-D的煤处，还要负担上滚筒留下的当量厚度 为的煤，根据两个滚筒装煤量相等，得： (3-17) 式中：—螺旋滚筒的装煤效率 将代入中得到相应的值，对于小直径滚筒， =，于是滚筒直径D=H。 滚筒直径系列尺寸为： （2）.螺旋叶片的外缘直径，叶片外缘指齿座突出的最大直径。 式中：—截齿径向伸出长度。 滚筒割煤时，煤壁上残留锯齿状煤槽（图1-5）的槽高取决于滚筒上截齿最大截距，并有以下关系： (3-18) 式中：—截齿的最大截距 —截刃宽度 —煤的崩裂角 煤壁残留煤槽（图3-5） Coal wall residual coal chutes 为防止叶片边缘及齿座与这些煤槽碰挤而增大摩檫阻力，叶片边缘直径应满足： (3-19) （3）.筒毂直径，在满足结构的前提下，滚筒直径应尽可能小，一般： （对大直径滚筒） （对小直径滚筒） 常用的滚筒筒毂直径与叶片外缘直径之比在之间。 3.4.2 滚筒宽度 滚筒宽度B是滚筒边缘到端盘最外侧截面齿齿尖的距离，但滚筒的实际截深小于滚筒宽度。 我国滚筒的宽度系列为：，近年来，多采用的截深。 3.4.3 螺旋叶片的参数： （1）螺旋叶片的升角： 螺旋升角是指螺旋线的切线与垂直螺旋轴心平面的交角。 (3-20) 是将一个双右旋叶片外缘直径，内缘直径，内缘直径及任意直径展开，得： （外缘） (3-21) （内缘） (3-22) （任意） (3-23) (3-24) 若有一块煤落在叶片上任意处，当滚筒转动时，叶片带动煤块沿轴移动，其移动速度： (3-25) 式中：L—螺旋导程 v—滚筒转速 实验表明，螺旋叶片外缘升角在效果较好。 （2）.螺旋叶片的导程和头数Z 导程是指螺线旋转一周的轴向距离。 若螺旋头数为Z，则有（S为螺距） 螺旋叶片的导程应不小于叶片宽度（） 但在时，螺旋头数Z必须满足，否则滚筒圆周上将有一部分没叶片，使 螺旋叶片头数选择（图3-6a） Helical Blade first few choices 滚筒无法顺利装煤（图1-6a）满足上式的螺旋滚筒(图1-6b)，当时，圆周上布满叶片，合理。通常螺旋叶片头数为 ，以双头螺旋叶片用省得最多，三，四头螺旋叶片一般用于直径较大的滚筒和开采硬煤层。 螺旋叶片头数选择(3-6b) Helical Blade first few choices （3）.螺旋叶片的螺距S 螺距是相邻两螺线之间的轴向距离： (3-26) 确定了导程和头数以后，螺距即可求得： 为使两叶片之间的空间够大不至于被大块煤片卡住。 另外，螺距与叶片深度之比应满足： (3-27) （4）.螺旋叶片在筒毂上的总包角，包角是叶片围绕筒毂转过的角度。 1.导程等于叶片宽度（图1-7a），故总包角(rad）这种螺旋叶片的升角和两叶片间距小，不满足上述要求。 2.螺距等于叶片宽度（图1-7b），包角，这种螺旋叶片的特点，导程，升角都符合上述要求，但工作平稳性差，截割阻力常从滚筒一侧向另一侧变换。 因此规定（图1—8），两相邻叶片之间相互搭接，叶片在筒毂上的总包角为： 每条叶片的包角 叶片总包角比较（图3-8） Angle leaves the total package comparison 对双头螺旋叶片，三头，四头。 这时，叶片外缘升角为： (3-28) 式中：—叶片总包角 —叶片头数 内缘外角为： (3-29) 3.5 螺旋滚筒的运动参数 运动参数包括滚筒的旋转方向和转速。 3.5.1 滚筒的旋转方向 1.滚筒截煤时分逆转和顺转两种情况： （1）逆转是刀具截煤方向与碎煤落下的方向相反（图1-9a），逆转时，即使不用挡煤板，也有较好的装煤效果。 （2）顺转是刀具截煤方向与碎煤落下的方向相同（图1-9b），顺转必须用挡煤板，否则工作面浮煤较厚。 滚筒的顺转（图3-9a） 滚筒的逆转（图13-9b） ded with the drum Drum reversal 2.采煤机滚筒转向 对单滚筒采煤机（图1-10），滚筒转向必须上行时顺转（图a），下行时逆转(图c)。所以在左工作面时滚筒顺时针转，用右旋滚筒。右工作面时，滚筒逆时针转，用左旋滚筒。 这样正确转向的原因是：1.有利于装煤 2.机器受翻转力矩小，从（图b,d）可以看出，若滚筒转向改为逆时针时，则煤流断面被摇臂挡住，装煤口尺寸减小，不合理。 对双滚筒采煤机，滚筒的转向分两种： 反向对滚和正向对滚。 单滚筒采煤机和双滚筒采煤机的滚筒转向（图3-10） Shearer single-and double-drum shearer drum shift 3.5.2 滚筒的转速 每一截齿的最大切屑厚度： (3-31) 由上式可知，在牵引速度v和每一截线上截齿数m已定的情况下，滚筒转速越高，截齿的切削厚度越小。反之，滚筒转速越低，切削厚度越大。 在确定滚筒转速时，以切削厚度不超出截面齿伸出齿座的径向长度为原则（一般认为不超过截齿伸出齿座长度的为宜）目前，各种双滚筒采煤机径向截齿伸出齿座的长度一般为，有的大功率可达到左右。 在滚筒转速一定的情况下，滚筒的直径越大，截割速度越大。根据实际使用经验，截割速不宜超过。因此，目前趋向采用较低的截割速度，一般在，最低可达。 3.6 截齿配置 螺旋滚筒上截齿的排列规律称为截齿配置。 螺旋滚筒工作机构的截齿配置图是滚筒截齿齿尖所在圆柱面的展开图。（图1-11） 截齿配齿图（图3-11） Pick Distribution Tooth Chart 3.7 电动机的选择计算 3.7.1 选择电动机的转速 截割滚筒的转速范围 ,即，选。 卷筒直径D＝m 3.7.2 选择电动机的转速范围 因为出轴转速为，又因为滚筒转速为，所以截割部的总传动比为： (3-32) 3.8 所需电动机的输出功率 3.8.1 工作机的功率 已知：截割滚筒的所需有效功率:P=300kw 3.8.2 传动装置的总效率: 传动装置总功率 按《机械设计课程设计》表4.2-9取：联轴器效率＝0.995 齿轮啮合效率（齿轮精度为8级）＝0.98 滚动轴承效率＝0.99 传动装置总效率=0.995×0.98×0.99＝0.913 3.8.3 所需电动机的输出功率 (3-33) 电机选择功率为327kw 3.8.4 选择电动机的型号 通过比较选择电动机型号为： 其主要性能数据如下表 型号 功率KW 电压V 转速 冷却方式 370 1400 定子水冷 3.9 传动装置的运动和动力参数计算 3.9.1 分配传动比 1、总传动比: 2、各级传动比的分配，由，，得：， 根据滚筒转速需求和所选电机转速则有：=2.5 . 3.9.2 功率、转速和转矩的计算 0轴（电动机轴）： n＝1400r/min T=9.55P/n=9.55×326.8×10/1400＝2229.24N.m 4 传动零件的设计计算 4.1 圆柱齿轮传动的设计计算 4.1.1 高速级齿轮传动计算 (1)选择材料及热处理方法 查表8-17（p174） 小齿轮： 45号钢 调质HBS1=217-255 大齿轮： 45号钢 正火HBS2=162-217 (2)按齿根弯曲疲劳强度设计计算: 采用斜齿圆柱齿轮传动，按V=(0.012～0.021)=0.015 估取圆周速度10.34m/s ,参考教材表8-14，8-15选取第Ⅱ公差组7级 小齿轮分度圆直径由式8-77得 (4-1) 齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴非对称布置取=0.8 小齿轮齿数 按推荐值20—40中选=32 大齿轮齿数=i×=2.5×30=80 传动比= / =80/32=2.5 传动比误差 =(2.5-2.5)/2.5=0.00误差在5%范围里 小轮转矩=9.55/=9.55×10×326.8/1400=2229242.86 N.mm 载荷系数K K=KKKK 动载荷系数K初值查图8-57K=1.10 使用系数 K 查表8-20 K=1.00 齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.12 齿间载荷的初值在推荐值（=～）中选值初选= 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]COS+()tan =1.71+1.91=3.62 查表8-21得 载荷系数K初值K=1×1.10×1.12×1.25=1.54 弹性系数查表8-22得 节点影响系数Z查图8-64（X=X=0）得Z=2.42 重合度系数查图8-65=0.77 螺旋角系数Z Z==＝0.98 许用接触应力[]由式 []=.ZZ/S (4-2) 接触疲劳极限应力、查图8-69 ＝580 N/㎜，＝470 N/㎜ 应力循环次数由式8-70得 N=60nj=60×1400×1×8×300×8＝16.13× (4-3) N= N/＝16.13×/6.27=2.57× (4-4) 查图8-70接触强度寿命系数Z Z Z = Z=1 硬化系数Z查图8-71及说明Z=1.15 接触强度安全系数S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.1 []=580×1×1.15/1.1＝606 N/mm []=470×1×1.15/1.1＝491 N/mm 的设计初值 124.52㎜ 法面模数：m=. / =124.52cos14/32=4.03 圆整取模数m=4 中心距a=m(+)/2cos=4×112/2cos14=230.9㎜ 圆整取231㎜ 分度圆螺旋角=cos[m(+)/2a]=cos[4×112/（2×450）]= 小轮分度圆直径的计算 = m/cos=4×32/cos14.3=131.9㎜ 圆周速度V=/60000=3.14×123.71×1472/60000=9.53m/s与估取的值10.34m/s相近对K取值影响不大不必修正取K=K=1.10 齿间载荷K由式8-55和8-56得 为=+=[1.88-3.2（1/+1/）]COS+1/tan =[1.88-3.2(1/30+1/188)] cos14.4+1/×30×0.8×tan14.4 =1.71+1.91=3.62 查表8-21得K=1.28 载荷系数 K=1×1.10×1.12×1.28=1.58 小轮分渡圆直径=123.71×=124.77mm 取==124.77mm 大轮分度圆直径=m/cos=4×80/ cos14.4=326.8mm 齿宽==0.8×123.711=98.5㎜ 大齿轮齿宽＝b圆整取齿宽＝100㎜ 小齿轮宽=b+（5～10）=100+10=110㎜ 校核=ZZZZ[] =188.9×2.42×0.77×0.98× =460.37 N/mm =460.37 N/mm =188.9×2.42×0.77×0.98× =365.36 N/mm =365.36 N/mm，合格 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 =Y YY[] (4-4) 齿形系数Y 由当量齿数 Z=Z/cos=30/=30.9 (4-5) Z= Z.=30.9×6.27=193.7 (4-6) 查图8-67得与 ＝2.50 ＝2.17 应力修正系数Y查图8-68 ＝1.63 ＝1.82 重合修正系数Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 所以Y=0.69 (4-7) 螺旋角系数Y由式8-78中的说明=1.781取1得 Y=1-×/120=1-1×14.4/120=0.88 (4-8) 许用弯曲应力[]由式（8-71）计算 (4-9) 弯曲疲劳极限查图（8- 72） =470 N/㎜ =400N/㎜ 弯曲疲劳强度得寿命系数查图8-73查得 =1.0 尺寸系数Y 查图8-74 Y=1.0 安全系数S 查表8-27 则 S=1.3 []=470×1×1/1.3=361.54N/㎜ []=400×1×1/1.3=307.69N/㎜ 故 =2×1.58×2229242.86×2.50×1.63×0.69×0.88/（105×124.773×4）=146.031N/㎜ =2×1.58×2229242.86×2.17×1.82×0.69×0.88/（100×124.773×4）=149.423N/㎜ 满足要求，合格 4.1.2 其他齿轮的参数选择： 5 轴的设计 5.1 选择轴的材料 45＃ 5.1.1 初步估算轴外伸段直径 d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)×50=40～50㎜ 5.1.2 选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承 计算转矩为： 名义转矩 T=9.55 （4-10） 工作情况系数 K=1.25～1.5 取K=1.4 T=KT=1.4×175.08=2724.8N.m 查表4.7-2 HL7： T=6300N.mT=2724.8 N.m [n]=2240r/min600 r/min 轴孔直径d=70 d=110 若取减速器高速轴外伸轴径d=110㎜可选联轴器轴孔d= d=110mm d=d=100mm 选取HL7型 5.1.3 轴各部尺寸选取： 如图Ⅰ，轴的第1段安装轴承及挡油盘，所以由它们的宽度决定第1段轴的高度，半径根据第2段安装齿轮段确定，大齿轮宽度已知，既能确定，3段为过度轴，长度起调整作用，4段安装轴承和挡油盘同第1段，5段为过度部分。各轴半径关系由各轴作用及相关尺寸确定，既：如轴段起自由作， 如轴段起定位作用，，一般来说，小半径轴的直径比大半径轴直径小。 （图Ⅰ） 如图Ⅱ，轴段1安装轴承，高度由轴承确定。轴段2为过度部分，起调节轴整体作用。轴段3安装大齿轮，高度与齿轮高度有关。轴段4为齿轮轴，由计算可知齿轮轴的宽度既为轴段4的高度。轴段5安装轴承和挡游盘，尺寸由它们确定。 ， （图Ⅱ） 5.1.4轴的计算简图 轴的计算简图 Axis of calculating diagram 1） 求输出轴的转矩T3 Ft= （4-11） Fr=Ft=11637.0=4354.8 （4-12） Fa=Fttan=11637.0tan13.44=2780.9 （4-13） 2） T=1938260 l=121 l=158 l=47.5 5.1.5求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图 解：对D点取矩 F×47.5-R×205.5=0 R=2689.80N R=8947.20N 解得M=424988.4N.㎜ 垂面内弯矩图 Vertical plane moment map 5.1.6求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 解 对B点取矩：F×333/2-F×158+R×205.5=0 R=-1095.8N R=5450.6N M=-52050.5N.㎜ M=861194.8N.㎜ 平面内弯矩图 Plane moment map 5.1.7求合成弯矩，作合成弯矩图 M==428163.9N.㎜ M==960349.7N.㎜ 查表得[]=[]=1.7[] []=0.1[] 扭矩T=1938260N， T=0.6×1938260＝1162956N 合成弯矩图 Synthesis moment map 5.1.8作转矩图 转矩图 Torque Chart 5.1.9求当量弯矩M，作当量弯矩图 M===1239270.3N.㎜ M===1508223.5N.㎜ = M/w= M/（-bt×(d-t)/2d）=19.05N.㎜[]=60N.㎜ 式中 b=16 ㎜ t=5.5㎜ d=92㎜ 当量弯矩图 Equivalent moment map 5.1.10精校核轴的强度 1）判断危险截面 C处为危险截面 2）计算危险截面： 截面右侧弯矩M为：M=960349.7×（158-21.5）/158=829669.2N.㎜ 截面上扭转矩T T=1938260N.㎜ 抗弯截面系数 W=0.1d=0.1×92=77868.8㎜ 抗扭截面系数 W=0.2d=0.2×92=155737.6㎜ 截面上的弯曲应力 =M/W=829669.2/77868.8=10.65N/㎜ 截面上的扭转剪应力 =T/W=1938260/155737.6=12.45N/㎜ 弯曲应力幅 ==10.65N/㎜ 弯曲平均应力 =0 扭转剪应力幅与平均应力相等：即==/2=6.23N/㎜ 3）确定影响系数： 轴为45#调质处理由表4-1得600N/㎜，＝275 N/㎜=140 N/㎜轴肩圆角处有小应力集中系数KK根据r/d=2.0/92=0.022 D/d=100/92=1.08 查表4-4插值法：K=1.40 K=1.14 尺寸系数据轴截面图为圆截面查图4-18：=0.71=0.78 表面质量系数根据=600N/㎜和表面加工方法精车查图4-19得==0.88 材料弯曲扭转特性系数 取=0.1 =0.05 S=/（K+）=275/1.40×10.65=18.44 S=/（K+）=140/（1.14×10.65+0.05×10.65）=11.05 S= S.S/=9.48 查表4-4 [S]=1.5 S[S] 合格 6 低速轴滚动轴承的选择 6.1 选择轴承类型及初定型号 选用圆锥滚子轴承，摘自GB/T297-94,型号为：30216 6.1.1 计算轴承的受力 1）水平支反力: R=2689.8N R=8947.2N 2）垂直支反力: R=5450.6N R=1095.8N 3）合成支反力:R1==6078.2N R2==9014.0N 6.1.2 计算当量动载荷: 1）轴承的派生轴向力: 查《机械设计课程设计》表4.6-3得 Y=1.4,e=0.42 ＝150800N = = 2）轴承所受的轴向载荷 因，由《机械设计工程学》（5-10）得 3) 轴承的当量动载荷 ① 因,查《机械设计工程学》表5-12得 由式（5-7）: ② 因,查《机械设计工程学》表5-12得 由式（5-7）： 6.1.3 计算轴承寿命 轴承寿命：因，故按计算，由机《机械设计工程学》表5-9、5-10查得 ，按式（5-5）计算 7、键联接的选择和验算 7.1 Ⅰ轴组件齿轮内腔花键： 矩形花键: 查GB114-87 规：10×82×92×12 由《机械设计工程学》=0.8 h＝(D-d)/2－2c c为倒角尺寸c＝0.6 ＝（D+d）/2 T3=1966910N.mm d=92 []=100～140N.㎜ 根据式：=2T3/Nhl=2×1966910/0.8×10×3.8×37×87=40.2N.㎜ [] 7.2 Ⅱ轴组件内花键： A型:l=L-b k=h/2 L=80 b×h=20×14 T3=1966910N.mm d=70 []=120～150N.㎜ 根据式：=2T3/dkl=2×1966910/70×7×(80-20)=133.8N.㎜ [] 7.3 Ⅲ轴组件内花键： A型: l=L-b k=h/2 L=70 b×h=12×8 T=174200N.㎜d=40 []=120～150N.㎜ 根据式：=2T/dkl=2×174200/40×4×(70-12)=37.5N.㎜[] 7.4 行星轮减速器内花件： A型: l=L-b k=h/2 L=50 b×h=16×10 T＝641340N