俯采式采煤机结构设计【10张cad图纸+说明书完整资料】

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With the increasing depletion of the mine recoverable reserves, mining of thin coal seam has been more and more prominent. Because of mining equipment, for 1.3 ~ 1.5m of thin seam mining, the degree of mechanization is generally not high, the production efficiency is low. Thin coal seam mining restricts the speed of order other coal mining, directly affects the high production and high efficient mine. The thin coal seam with large mechanical equipment for mining, not only the mining cost increased, and the roof is often cut, resulting in coal ash content increased, and even the resources can not be recovered. Thin seam mining technology in China at present, especially the fully mechanized mining equipment technology is not very mature, is in the stage of exploration. For the practical field large inclination of thin seam mining area is less, the theoretical research is relatively weak. According to the mining of natural resources of our moon, some belong to the thin coal seam with large inclined angle. Therefore, it is necessary to explore the positive mechanized mining method. Analysis on the mechanical coal mining machine based on the change of the coal mining machine hydraulic. Mainly to the overall scheme design of hydraulic shearer underhand, shearer cutting structure design of hydraulic bent mining, hydraulic down coal shearer structure design and calculation. Keywords: coal seam; mining machinery; hydraulic; 目 录 第1章 绪 论 - 1 - 1.1 采煤机国内外研究现状 - 1 - 1.2大倾角薄煤层开采技术及设备概述 - 2 - 1.2.1 概述 - 2 - 1.2.2 选择合适的综采配套设备 - 2 - 1.2.3 回采技术工艺 - 3 - 1.2.4 支架和运输机防倒滑措施 - 3 - 第2章 液压式俯采采煤机总体方案设计 - 5 - 2.1 采煤机牵引部液压系统得特点 - 5 - 2.2 设计参数 - 5 - 2.3 主油路系统 - 5 - 2.4 调速及换向回路 - 7 - 2.5 保护系统 - 8 - 2.5.1 电动机功率过载保护 - 8 - 2.5.2 高压保护 - 8 - 2.5.3 低压欠压保护 - 8 - 2.5.4 停机油泵自动回零保护 - 8 - 2.5.5 闭式系统充油排气 - 9 - 第3章 液压式俯采采煤机截割部结构设计 - 10 - 3.1 截割部概述 - 10 - 3.2 截割部特点 - 10 - 3.3 齿轮传动的设计计算 - 10 - 3.3.1 第一传动组齿轮设计计算 - 10 - 3.3.2 第二传动组齿轮设计计算 - 20 - 3.3.3 第三传动组齿轮设计计算 - 27 - 3.4 截一轴及其轴承寿命验算 - 35 - 3.4.1 求轴上的载荷 - 35 - 3.4.2 校核该轴的强度 - 37 - 3.5 截二轴的详细校核 - 37 - 3.5.1 求轴上的载荷 - 37 - 3.5.2 校核该轴的强度 - 39 - 3.6 截三轴的详细校核 - 39 - 3.6.1 求轴上的载荷 - 39 - 3.6.2 校核该轴的强度 - 41 - 3.6.3 轴承寿命的验算 - 42 - 第4章 液压式俯采采煤机牵引部结构设计 - 43 - 4.1 牵引部传动系统的分析 - 43 - 4.2 各级齿轮的传动比的确定 - 43 - 4.3 主油泵和马达的计算 - 43 - 4.4 回路泵的选择 - 47 - 4.5 采煤机牵引部液压控制元件的选择 - 48 - 4.6 牵引部液压系统的压力损失验算 - 50 - 4.7 牵引部液压系统得温升验算 - 51 - 4.8 牵引部辅助装置液压传动系统 - 52 - 总 结 - 54 - 参 考 文 献 - 55 - 致 谢 - 56 - - 4 - 湖 南 科 技 大 学 潇湘学院毕业设计（论文） 题目 俯采式采煤机结构设计 作者 学院 专业 学号 指导教师 二〇〇 年 月 日 - 56 - 摘 要 国内薄煤层开采在许多矿井中都面临着很多的问题，而朔里矿区也是如此。随着矿井可采储量的日益枯竭，薄煤层的开采问题已越来越突出。 由于开采设备原因，对于1.3～1.5m的较薄煤层开采，机械化程度普遍不高，其生产效率也比较低。薄煤层开采制约了下序其它煤层的开采速度，直接影响着 矿井高产高效生产。较薄煤层使用大架型机械设备进行开采，不仅开采成本增高，而且顶板常会被切割，导致煤炭灰分增高，甚至资源不能得到回收。 目前国内的薄 煤层综采技术，尤其是综采机械化装备配套技术还很不成熟，正处于探索阶段。对于大倾角较薄煤层综采方面的现场技术实践就更少了， 其理论研究工作也相对薄弱。根据我们朔里矿业的自然资源情况，有些就属于大倾角薄煤层。因此，积极探索机械化开采途径就很有必要。 本课题分析的在机械式采煤机基础上改成液压式的采煤机。主要进行了液压式俯采采煤机总体方案设计，液压式俯采采煤机截煤部结构设计，液压式俯采采煤机牵引部结构设计及计算。 关键词：煤层；开采；机械式；液压式 ABSTRACT The thin coal seam mining are facing a lot of problems in many mines, and Shuoli kaolin and so. With the increasing depletion of the mine recoverable reserves, mining of thin coal seam has been more and more prominent. Because of mining equipment, for 1.3 ~ 1.5m of thin seam mining, the degree of mechanization is generally not high, the production efficiency is low. Thin coal seam mining restricts the speed of order other coal mining, directly affects the high production and high efficient mine. The thin coal seam with large mechanical equipment for mining, not only the mining cost increased, and the roof is often cut, resulting in coal ash content increased, and even the resources can not be recovered. Thin seam mining technology in China at present, especially the fully mechanized mining equipment technology is not very mature, is in the stage of exploration. For the practical field large inclination of thin seam mining area is less, the theoretical research is relatively weak. According to the mining of natural resources of our moon, some belong to the thin coal seam with large inclined angle. Therefore, it is necessary to explore the positive mechanized mining method. Analysis on the mechanical coal mining machine based on the change of the coal mining machine hydraulic. Mainly to the overall scheme design of hydraulic shearer underhand, shearer cutting structure design of hydraulic bent mining, hydraulic down coal shearer structure design and calculation. Keywords: coal seam; mining machinery; hydraulic; 目 录 第1章 绪 论 - 1 - 1.1 采煤机国内外研究现状 - 1 - 1.2大倾角薄煤层开采技术及设备概述 - 2 - 1.2.1 概述 - 2 - 1.2.2 选择合适的综采配套设备 - 2 - 1.2.3 回采技术工艺 - 3 - 1.2.4 支架和运输机防倒滑措施 - 3 - 第2章 液压式俯采采煤机总体方案设计 - 5 - 2.1 采煤机牵引部液压系统得特点 - 5 - 2.2 设计参数 - 5 - 2.3 主油路系统 - 5 - 2.4 调速及换向回路 - 7 - 2.5 保护系统 - 8 - 2.5.1 电动机功率过载保护 - 8 - 2.5.2 高压保护 - 8 - 2.5.3 低压欠压保护 - 8 - 2.5.4 停机油泵自动回零保护 - 8 - 2.5.5 闭式系统充油排气 - 9 - 第3章 液压式俯采采煤机截割部结构设计 - 10 - 3.1 截割部概述 - 10 - 3.2 截割部特点 - 10 - 3.3 齿轮传动的设计计算 - 10 - 3.3.1 第一传动组齿轮设计计算 - 10 - 3.3.2 第二传动组齿轮设计计算 - 20 - 3.3.3 第三传动组齿轮设计计算 - 27 - 3.4 截一轴及其轴承寿命验算 - 35 - 3.4.1 求轴上的载荷 - 35 - 3.4.2 校核该轴的强度 - 37 - 3.5 截二轴的详细校核 - 37 - 3.5.1 求轴上的载荷 - 37 - 3.5.2 校核该轴的强度 - 39 - 3.6 截三轴的详细校核 - 39 - 3.6.1 求轴上的载荷 - 39 - 3.6.2 校核该轴的强度 - 41 - 3.6.3 轴承寿命的验算 - 42 - 第4章 液压式俯采采煤机牵引部结构设计 - 43 - 4.1 牵引部传动系统的分析 - 43 - 4.2 各级齿轮的传动比的确定 - 43 - 4.3 主油泵和马达的计算 - 43 - 4.4 回路泵的选择 - 47 - 4.5 采煤机牵引部液压控制元件的选择 - 48 - 4.6 牵引部液压系统的压力损失验算 - 50 - 4.7 牵引部液压系统得温升验算 - 51 - 4.8 牵引部辅助装置液压传动系统 - 52 - 总 结 - 54 - 参 考 文 献 - 55 - 致 谢 - 56 - 第1章 绪 论 1.1 采煤机国内外研究现状 机械化采煤开始于上世纪40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。 50年代初期，英国、联邦德国相继生产力滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒式死滚筒，不能实现跳高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。这样，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平。虽然载1954年英国已经研制出了液压自移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。 60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机——单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别式1964年第三代采煤机——双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性——高校、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采。 进入70年代。综采机械化得到了进一步发掌和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发掌，相继出现了功率为750～1000KW，生产率大1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力大1500KN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机——电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。 80年代以来,世界各主要采煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤机。 目前，各主要产煤国家已基本上实现力采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。 采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，以逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制后、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。 1.2大倾角薄煤层开采技术及设备概述 1.2.1 概述 国内薄煤层开采在许多矿井中都面临着很多的问题，而朔里矿区也是如此。随着矿井可采储量的日益枯竭，薄煤层的开采问题已越来越突出。 由于开采设备原因，对于1.3～1.5m的较薄煤层开采，机械化程度普遍不高，其生产效率也比较低。薄煤层开采制约了下序其它煤层的开采速度，直接影响着 矿井高产高效生产。较薄煤层使用大架型机械设备进行开采，不仅开采成本增高，而且顶板常会被切割，导致煤炭灰分增高，甚至资源不能得到回收。目前国内的薄 煤层综采技术，尤其是综采机械化装备配套技术还很不成熟，正处于探索阶段。对于大倾角较薄煤层综采方面的现场技术实践就更少了， 其理论研究工作也相对薄弱。根据我们朔里矿业的自然资源情况，有些就属于大倾角薄煤层。因此，积极探索机械化开采途径就很有必要。 1.2.2 选择合适的综采配套设备 1.工作面情况与薄煤层设备性能 1.1地质情况 朔里矿业回采区域内煤层赋存稳定，煤层结构单一，一些薄煤层厚度1.0～2.0m左右，断层附近煤层变化较大。煤层倾角在16～27o，局部最大可达 30o。一些煤层直接顶为粉砂岩， 中等稳定。老顶为细砂岩， 来压比较明显。不少工作面有性脆易破碎的伪顶，对开采影响较大。 1.2薄煤层机械化开采设备基本性能 目前国外已研制出一些薄煤层机械化开采设备，如乌克兰顿巴斯研制的适于开采薄煤层和极薄煤层（煤层厚0.4～1.5m）的刨煤机和螺旋钻机，波兰研制的 适用于厚1.0～1.6m、倾角小于35o薄煤层开采的KSE-360型滚筒采煤机等。对于本地区的这种情况，应用国内较薄煤层开采的液压支架， 然后再进行三机配套选型比较合适。 2.综采设备的选择 2.1采煤机 现使用的滚筒采煤机，比较适用于现代化的长壁开采 工作面。当采高低于2m时，滚筒采煤机的工作性能会受到发挥（如操作人员不能快速调转采煤机的采煤方向、工作面煤炭运输缓慢和采煤机切割速度慢等）。为适 应采高小的条件，可选用与支架相配套的MG150/355-BWD型电牵引双滚筒采煤机。其滚筒直径1.25m，截深0.6m，最大采高2.3m，装机功 率355kW。适应倾角小于25o工作面。 2.2液压支架 与普通综采支架相比的特点：支架前梁与顶梁用两根销轴刚性铰接成整体顶梁，增大了回采面的安全空间和前端支撑能力，有利于割煤， 支架运输、拆装方便；支架顶梁和掩护梁一侧安装固定侧护板，另侧安装活动侧护板，除能防止矸石窜入架内外，在调架、防倒上也具有重要作用；支架掩护梁、前 后连杆均为箱形截面结构，抗拉、抗压、抗扭能力强；支架整体刚性底座稳定性好，不易变形，与底板接触比压小；推移装置采用倒置千斤顶，增大拉架力，提高移 架速度，可有效地控制顶板；主进液、回液系统、立柱、推移千斤顶采用了大流量液压系统，提高了移架、推溜速度；架宽窄，重量轻，调高范围大，适应煤厚变化 能力强和复杂地质条件。 1.2.3 回采技术工艺 采煤机进刀方式为端部斜切进刀，割煤为双向割煤。现场应用，运输机机头机尾各伸出采面两端1m左右，以保证采煤机滚筒能割透煤壁。割煤速度应与刮板输送 机的运输能力相配套。设备运行状态良好。 1.2.4 支架和运输机防倒滑措施 1.选择合适的伪斜角度 合适的角度进是防止设备下滑的有效措施。例如某工作面，为保证工作面伪斜推进，在最初的采区巷道布置中，按力学计算，设计工作面切眼与下运巷间夹角为 94o。经推采试验，当下运巷超前上风巷8～10m，即工作面与下运巷夹角为97o时，支架在推移运输机时产生的向上分力与工作面运输机自重产生的下滑力 相平衡，可较好地制止运输机下滑，保持工作面运输机与下运巷转载机相对距离的稳定。 2.顺序移架 所试用的工作面，采用端部割三角煤斜切进刀方式，往返一次割两刀，每刀进尺0.5m。为有效控制顶板，采 取分段追机移架方式，推移支架顺序由下向上，邻架操作，带压移架。每组支架在移动过程中都以其下侧相邻的支架侧护板为导向和支撑点，这样有效地控制、预防 了移架过程中支架的倾倒和下滑。 3.随调支架方向与垂直度 煤层倾角大，移架过程中前梁易下甩，改变支架推移方向，有时也可造成支 架歪斜，所以必须随时调整支架方向和与顶底板的垂直角度，保证支架顶梁与顶底板平行，支架推移方向与运输机垂直。使用的工作面就是按要求，随时观察支架的 工作状态，利用位于顶梁下侧的可活动侧护板使顶梁向上移动，同时使用倒推千斤顶进行调架，或使用DZ215系列液压支柱向上戗液压支架的架前脚，使支架处 于垂直顶底板的正常几何位置。 第2章 液压式俯采采煤机总体方案设计 2.1 采煤机牵引部液压系统得特点 1.调速方式为液压调速。 2.具有完善的可靠保护装置。 3.调高液压刚能在任意位置锁紧，且锁紧可靠。 4.左右调高，液压缸，调斜油缸，采取单独操作。 5.安全可靠、结构紧凑、方便维修。 2.2 设计参数 防爆电机功率50KW，牵引速度0～0.55m/min，滚筒转速50～95.4rpm 2.3 主油路系统 1主油路是由一个变量泵和一个液压马达组成的闭式回路，改变油泵的排油方向和流量大小来实现采煤机牵引速度的调节和牵引方向的改变。该牵引部主油泵采用TZXB723型轴向柱塞泵，该柱塞泵的特点有：压力高、流量范围大、油泵强度高、即可以承受各种性质的负荷的强烈变化的优点。它适用于冶金、锻压矿山机起重运输机的液压系统中。（如图1.1所示） 图2.1 2.补油及热交换回路 (1)补油回路：该主油路系统为闭式系统，存在油液的泄漏和温升等不稳定因素，因此在该系统中设置了补油回路。油液先经过粗虑油器24进入辅助泵23，在进入精虑油器18，进入补油单向阀6或7的低压侧，这样油液就进入了该闭式系统的低压回路，从而进行补偿住回路的泄漏 。补油回路主要防止了主油泵的吸空现象，因此避免了引起巨大的响声和震动，是液压系统正常的工作，给系统中的液压元件带来了可靠的保障。（如图1.2所示） 图2.2 （2）热交换回路：液压油是在封闭的油路中循环工作的，因此在该环境下会出现油量少、散热条件差、温升高等对系统的稳定性产生不利因素。一旦油温超过设计所规定的45°C时，那么，将会使整个系统的工作性能恶化，泄露增加，从而导致液压元件和密封件的损坏。为了满足以上要求在该主油路系统中设计有热交换回路，对系统进行冷热油的交换。（如图1.3所示） 图2.3冷热油交换 （3）冷热油的交换是通过阀4和低压溢流阀27完成的。高压油路和低压油路同时进入阀4的上、下腔时，由于高低压油路的压力差，使阀芯乡下移动，由马达排出的一部分热油回主油泵继续工作，一部分油液直接回油箱冷却，剩余的油液经过阀4。低压溢流阀27，冷却器28回油箱。另外，辅助油泵23把所需补充的冷油经单向阀6或7补充到系统的低压油路中去，使系统中的液压油进行热交换，从而使主油路中的工作油液达到小于规定的45°C的范围内工作，因此，保证了该设计中的液压元件和密封件的工作稳定性和可靠性。 2.4 调速及换向回路 它的在作用是改变主泵的排量和吸排油方向，也即调节采煤机的牵引速度和改变牵引方向。 采煤机的电动机启动后，主泵和辅助泵即运转。辅助泵排出的低压油除进入主回路进行补油和热交换外，还有一路分别进入伺服阀11、功控电磁阀16和失压控制阀15的进油口。 有伺服阀11、变量油缸9和差动杆10组成的泵位调节器是用于直接改变主泵8的排量和排油方向的。差动杆10位于图示位置时，变量油缸9的活塞、伺服阀11的阀芯均处于中位，主泵摆缸倾角为0°。这时虽然电动机驱动主泵旋转，但并不吸、排油，油马达也不转，采煤机停止牵引。当差动杆上的C点绕F点向左摆动一定距离并保持不动时，杆上的G点也随着左移并带动伺服阀11的阀芯向左移动一定距离，从而低压控制油经阀11右位中的进油道进入变量油缸左缸，而其右缸经伺服阀中的回油道与油池接通。于是，变量油缸的活塞杆右移并推动主泵摆缸，使倾角从0°向某个方向增大一定值。主泵变吸、排油，由马达则顺时针或逆时针方向从停止开始旋转，采煤机也就沿着采煤工作面向上或向下牵引。在变量油缸活塞杆右移的工程中，差动杆10则被油缸左侧的活塞杆（F点）带动绕C点向右回摆，使杆上G点向右移动，推动伺服阀阀芯又回到中位，从而关断了通往变量油缸的低压控制右路。这样，主泵便调定在某一摆缸角度下工作，采煤机相应地以某一牵引速度割煤。显然，C点移动的距离越大，主泵的摆角也越大，采煤机的牵引速度也就越高。若C点向右移动，则主泵摆缸的倾斜方向相反，其吸、排油方向改变，采煤机的牵引方向也就改变了。 采煤机牵引速度大小的调节和牵引方向的改变，是通过操纵系统实现的。操纵系统由操纵机构（由手把29、调速套13组成）和主泵摆缸回零系统（包括功控电磁阀16、失压控制阀15和回零油缸14等元件）组成。 一般情况下，反映电动机负荷是“欠载”或“超载”的功控电磁阀处于“欠载”位置（即右位）。失压控制阀15在辅助泵正常工作（即排油压力为1.5MPa）时其阀芯左移。这时低压控制阀从功控电磁阀16的进油口（右位）→失压控制阀15（右位）→回零油缸14两端油缸，推动两侧的活塞都向中间移动而压缩里面的弹簧D。这一工程叫做“解锁”。因为，只有回零油缸14中的弹簧D被压缩后，顺时针或逆时针方向转动手把29时，才能通过螺旋传动机构13、调速套12中的拉杆E、预压弹簧A（也称记忆弹簧）、外套带动差动杆（即C点）向左或向右摆动，即才能调节牵引速度和改变牵引方向。 2.5 保护系统 由于该设计为采煤机牵引部液压系统，在井下复杂的地质条件下我们对采煤机液压系统必须采取多种保护措施，来适应采煤机在井下的复杂工作环境，保证正常在井下工作，因此采用有下列保护。 2.5.1 电动机功率过载保护 电动机功率保护是通过功控电磁阀16，回零油缸14及调速套12的原来整定位置来实现的。采煤机正常工作时，功控电磁阀16处在欠载位置，压力控制油经功控电磁阀16，失压控制阀15进入回零油缸14两活塞的外侧油腔。内侧弹簧压缩，从而使调速套解锁。这时把牵引手把29可任意将牵引速度调定所需的速度值上。当电动机功率超载时，在电气系统中的功率控制器发出信号，使功控电磁阀16处于右位，回零油缸14中的油液经失压控制阀15，功控电磁阀16，节流器回油箱。此时，回零油缸中的弹簧就推动拉杆使调速套12向减小牵引速度方向移动，牵引速度即降低，因此调速手把未动，因此调速套只能压缩其中的记忆弹簧。一旦电动机超载消失，功控电磁阀16又恢复到欠载位置，回零油缸14解锁，通过拉杆10使调速套12的位置向增速方向移动，牵引速度增大，但是由于记忆弹簧的位置被调速手把的整定位置所限制，过牵引速度最大值只能恢复到原来整定数值。 2.5.2 高压保护 高压保护由高压安全阀1和2实现，当系统压力高于调定压力时，可由高压安全法1和2进行保护，系统高压油液经高压安全阀1或2从高压腔流向低压腔。 2.5.3 低压欠压保护 低压欠压保护是为了使系统维护一定的背压，它由失压控制阀15来实现。当主回路低压侧压力低于允许值时，失压控制阀15复位，回零油缸14的弹簧与油箱接通，使主油泵回零，机器停止工作。 2.5.4 停机油泵自动回零保护 当采煤机在某一调定牵引速度下工作而突然停电时，失压控制阀15失压，失压控制阀15左位工作，回零油缸14弹簧则立即推动主泵摆缸自动回到零位，从而使主泵在下次启动时主泵在零位启动。 2.5.5 闭式系统充油排气 在牵引部液压系统检修组装后，或在清洗更换滤油器及其其它元件后，或机器长时间不工作等，系统中都会进入空气。排气的方法是打开设在系统中的排气塞，用手压泵20或点动电动机对系统进行充油排气，直至排气空中冒出不带气泡的油液为止。然后再将排气塞拧上。 第3章 液压式俯采采煤机截割部结构设计 3.1 截割部概述 截割部是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速器装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。 3.2 截割部特点 1、截割部（摇臂）回转采用学销铰轴结构，与其它部件间没有传动联，回转部分的磨损与截割部传动齿轮啮合无关。 2、截割部齿轮减速都是简单的直齿传动，传动效率高。 3、截割电机和截割部一轴齿轮之间采用细长扭矩轴联接，电机和截割部一轴齿轮安装位置的小量误差不影响动力传递，便于安装，在受到较大的冲击载荷时对截割传动系统的齿轮和轴承起到缓冲作用。 4、高速轴油封线速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用寿命。 5、截割部壳体采用弯摇臂结构形式，较直摇臂可以加大装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。 3.3 齿轮传动的设计计算 3.3.1 第一传动组齿轮设计计算 1、材料及热处理 大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为. 由图8-3-8[文献8]查得，查得 2、齿轮基本参数确定 由可查预估模数为m=6，（思路是先粗选，然后再校核是否合适）确定该组的齿轮齿数为： , , 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 基节 端面重合度 ` 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=60mm 则确定齿宽为： 3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31[文献8] 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.40 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32[文献8]得公式为： =1.24 (4) 齿间载荷分配系数 查表8-3-33 [文献8] 得 （5） 节点区域系数 查图8-3-11[文献8]得 （6）重合度系数 查图8-3-12[文献8]得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13[文献8]得 （8）弹性系数 查表8-3-34[文献8]得 （9）单对齿啮合系数 =1.02 所以 =0.993 所以 （10）寿命系数 查图8-317[文献8]得 （11）疲劳极限应力值 查图8-3-8[文献8]得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19[文献8]得 （13）速度系数 查图8-3-20[文献8]得 （14）粗糙系数 查图8-3-21[文献8]得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22[文献8]得 （16）尺寸系数 查图8-3-23[文献8]得 则 =1589.47MPa =1558.30MPa 满足要求，验算结果安全。 4、按齿根弯曲强度校核 强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数 （4）螺旋角系数 查图8-3-14[文献8]得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图图8-3-15[文献8]得 （6）应力修正系数 查图8-3-16[文献8]得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9[文献8]得 （8）寿命系数 查表8-3-18[文献8]得 （9）尺寸系数 查图8-3-24[文献8]得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26[文献8]得 （12）表面状况系数 查图8-3-25[文献8]得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33 [文献8]得 计算应力 查表取最小安全系数 因为齿轮2受到双向弯曲应力 所以 齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。 3.4.2齿轮的校核 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 按齿面接触疲劳强度校核 由上面计算可知 =1.01 所以 =0.96 所以 =1542.87MPa 满足要求，验算结果安全。 按齿根弯曲强度进行校荷 由上面计算可知 齿形系数： 齿轮的弯曲强度验算安全。 由上述验算结果得，第一传动组，，满足强度要求，设计合理、安全。 3.3.2 第二传动组齿轮设计计算 1、材料及热处理 大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为. 由图8-3-8[文献8]查得，查得 2、齿轮基本参数确定 由可查[文献2]选出其模数为m=7，确定该组的齿轮齿数为： , 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 端面重合度 ` 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=90mm 则确定齿宽为： 3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31[文献8] 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.52 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32[文献8]得公式为： =1.29 （4）齿间载荷分配系数 查表8-3-33[文献8] 得 （5）节点区域系数 查图8-3-11[文献8]得 （6）重合度系数 查图8-3-12[文献8]得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13[文献8]得 （8）弹性系数 查表8-3-34[文献8]得 （9）单对齿啮合系数 =1.04 所以 =0.97 所以 （10）寿命系数 查图8-3-17[文献8]得 （11）疲劳极限应力值 查图8-2-8[文献8]得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19[文献8]得 （13）速度系数 查图8-3-20[文献8]得 （14）粗糙系数 查图8-3-21[文献8]得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22[文献8]得 （16）尺寸系数 查图8-3-23[文献8]得 则 =1465.70MPa =1409.33MPa 满足要求，验算结果安全。 4、按齿根弯曲强度校核 强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数 （4）螺旋角系数 查图8-3-14[文献8]得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图8-3-15[文献8]得 （6）应力修正系数 查图8-3-16[文献8]得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9[文献8]得 （8）寿命系数 查图8-3-16[文献8]得 （9）尺寸系数 查图8-3-26[文献8]得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26 [文献8] 得 （12）表面状况系数 查图8-3-25 [文献8]得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33[文献8]得 计算应力 查表取最小安全系数 齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。 由上述验算结果得，第一传动组，满足强度要求，设计合理、安全。 3.3.3 第三传动组齿轮设计计算 1、材料及热处理 大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为. 由图8-3-8[文献8]查得，查得 2、齿轮基本参数确定 由可以查[文献]选出其模数为m=8，确定该组的齿轮齿数为： , , 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 端面重合度 ` 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=95mm 则确定齿宽为： 3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31[文献8] 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.52 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32[文献8]得公式为： =1.19 （4）齿间载荷分配系数 查表8-3-33[文献8]得 （5） 节点区域系数 查图8-3-11[文献8]得 （6）重合度系数 查图8-3-12[文献8]得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13[文献8]得 （8）弹性系数 查表8-3-34[文献8]得 （9）单对齿啮合系数 =1.05 所以 =1.01 所以 （10）寿命系数 查图8-3-17[文献8]得 （11）疲劳极限应力值 查图8-3-8[文献8]得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19[文献8]得 （13）速度系数 查图8-3-20[文献8]得 （14）粗糙系数 查图8-3-21[文献8]得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22[文献8]得 （16）尺寸系数 查图8-3-23[文献8]得 则 =1616.74MPa =1555.15MPa 满足要求，验算结果安全。 4、按齿根弯曲强度校核 强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数 （4）螺旋角系数 查图8-3-14[文献8]得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图8-3-15[文献8]得 （6）应力修正系数 查图8-3-17[文献8]得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9[文献8]得 （8）寿命系数 查图8-3-18[文献8]得 （9）尺寸系数 查图8-3-24[文献8]得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26[文献8]得 （12）表面状况系数 查图8-3-25[文献8]得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33[文献8]得 计算应力 查表取最小安全系数 因为齿轮2受到双向弯曲应力 所以 齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。 3.4 截一轴及其轴承寿命验算 3.4.1 求轴上的载荷 ； 支反力 水平面 垂直面 弯矩MH和MV 水平面 垂直面 合成弯矩M 扭矩T 当量弯矩Mca 3.4.2 校核该轴的强度 轴的材料为，表面淬火，回火，。查表得，则，轴得计算应力为 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 轴承上的力 轴承1、2型号为NJ216E额定载荷为242KN 轴承寿命 满足要求 轴承一与二相同寿命不再校核。 3.5 截二轴的详细校核 3.5.1 求轴上的载荷 ； 支反力 水平面 垂直面 弯矩MH和MV 水平面 垂直面 合成弯矩M 扭矩T 当量弯矩Mca 3.5.2 校核该轴的强度 轴的材料为，表面淬火，回火，。查表得，则，轴得计算应力为 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 截二上轴承的校核，轴承4型号为22218C额定载荷为272KN，轴承5的型号为22213C额定载荷为252KN 轴承4上的力 轴承寿命 轴承5上的力 轴承寿命 满足要求 3.6 截三轴的详细校核 3.6.1 求轴上的载荷 首先根据轴的机构图作出轴的计算简图如下图，确定轴承的支撑位置，从手册中查取，。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图，从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。C截面处的MH、MV、M、T及Mca的数值如下。 ； 支反力 水平面 垂直面 弯矩MH和MV 水平面 垂直面 合成弯矩M 扭矩T 当量弯矩Mca 3.6.2 校核该轴的强度 轴的材料为，表面淬火，回火。 查表得，则， 轴得计算应力为 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 3.6.3 轴承寿命的验算 截三上轴承，轴承6型号为22218C额定载荷为272KN，轴承7的型号为22215C额定载荷为262KN 轴承6上的力 轴承寿命 轴承7上的力 轴承寿命 第4章 液压式俯采采煤机牵引部结构设计 4.1 牵引部传动系统的分析 由于设计参数种防爆电机功率50KW所规定的电动机的转速为1470r/min，但是在所选的主泵的转速为970r/min，所以必须采用一级此轮减速来满足主泵的转速要求，这才能达到我们设计所需要的目的和要求。 在设计的采煤机牵引部液压系统时，采用的是中速方案，并且确定传动比，因此在马达至滚轮之间采用三级齿轮加上一级行星齿轮减速，来达到我们对采煤机速度的要求。 4.2 各级齿轮的传动比的确定 4.2.1 确定电动机到主泵的传动比 (4－1) 选取齿轮的齿数为20，那么由上式得到齿轮=30，这样我们就可以，查阅相关手册选取这样的一对齿轮。根据设计的内容和时间上的问题，在这里我们就不 在选取齿轮的规格型号。 5.2.2 确定马达至滚轮传动比 在设计时是采用一级齿轮和一级行星轮传动，根据所选定=18，=59，， ，=17， ， (4－2) 将所有的已知数据带入上式，可以得出，，所以设计的传动系统满足系统的要求，是采煤机的牵引速度0～0.55m/min。辅助泵由电动机经和连接在一起，辅助泵在这里的作用是给牵引部液压系统中的主右路补油和供给控制回路压力油用的。 4.3 主油泵和马达的计算 5.3.1 已知参数 1. 防爆电机功率50KW，牵引速度0～0.55m/min，滚筒转速50～95.4rpm 2.牵引部液压传动系统的工作压力P=10～12MPa。 5.3.2 主回路的泵和马达的选择 1.确定液压马达的最大转速： 采用四级齿轮传动， =161.23 由公式： (5－1) 式中：—采煤机的最大牵引速度； —液压马达轴至驱动链轮的总传动比； t — 链环节距；mm z—链轮齿数，一般取z=5 。 将已知数据带入公式 (4-1)中，就有； =1594r/min 2.确定液压马达的输出扭矩： 由公式： = (5－2) 式中：—液压马达输出转矩； —采煤机最大牵引力； —查阅相关手册，取280mm； —液压马达轴至驱动链轮的总传动比； —液压马达轴驱动轮的总转动功率： —无链牵引查阅相关手册后，取1。 将已知数据带入公式 (4-2)中，就有： = =135 3.确定液压马达的排量： 由公式： (5－3) 式中：—液压马达输出转矩； —液压马达的排量； —液压马达的机械效率，由于选择的是柱塞马达，取为0.9-0.95； = —液压马达的有效工作效率；—进口压力；—出口压力。 将已知数据带入公式 (4-3)中，取压力损失为1 就有： =93.2mL/r 4.确定液压马达的实际输出流量： (5－4) 式中：—液压马达的实际输出流量；L/min —液压马达的最大转速；r/min —液压马达的排量；mL/r —马达的容积效率。 将已知数据带入公式 (4-4)中，就有： =160L/min 5.确定主油泵的最大输出流量： (5－5) 式中：—系统漏损系数和流量裕度系数，=1.1-1.3，取1.1857 —液压马达的实际输出流量; L/min —主油泵的最大输出流量. L/min 将已知数据带入公式 (4-5)中，就有： L/min 6.确定主油泵的最大工作压力： (5－6) 式中：—主油路的总压力损失，初步估算后可取=0.5—1 —进口压力。 将已知数据带入公式 (4-6)中，就已知=11， 有： 7.确定采煤机的最大牵引速度： 有链牵引，有公式： (5－7) 将上述的已知数据带入公式(4-7)，就有： =8.5m/min 4.3 主油泵，马达及辅助泵（补油泵）的选择 主油泵1的选择 根据上一节所计算的设计的内容，主油泵应该流量大于190L,压力应该大于11.7，这样就满足了主油泵在液压系统的中的工作要求，让系统能够正常的运行，因此选择表5－1得到的泵。 表5－1 主油泵的型号及参数 型号 排量 额定压力 最高压力 转速 r/min 容积效率 驱动功率 KW TZXB732 243.3 16 25 970 64.3 注意事项：1，空载时，采煤机牵引力由于达不到最大的T，因此我们可以按T考虑。 截煤时，采煤机的牵引速度也达不到最大的牵引速度，因此我们也按V考虑。 2 液压马达2的选择 在选择液压马达时，必须要满足转速要大于我们计算的转速1593.6r/min，另外就是压力一定要大于工作压力12，还有就是所选择的马达的转矩必须大于135.3，但是在选择时，要考虑到性