采煤机的发展概况.doc

第 1 页 目目 录录 1 1 概述概述 .............................................................................................................................................1 1.1 采煤机的发展概况..................................................................................................................1 1.2 国际上电牵引采煤机的技术发展状况..................................................................................1 1.3 国内电牵引采煤机的发展状况..............................................................................................3 1.3.1. 20 世纪 70 年代是我国综合机械化采煤起步阶段.......................................................3 1.3.2 .20 世纪 80 年代是我国采煤机发展的兴旺时期...........................................................4 1.3.3 .20 世纪 90 年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代...............................................5 1.4 采煤机的发展趋势..................................................................................................................7 1.5 采煤机类型..............................................................................................................................7 1.6 采煤机的组成........................................................................................................................10 1.7 电牵引采煤机的优点............................................................................................................12 2 2 牵引部的设计牵引部的设计 ...........................................................................................................................14 2.1 牵引机构传动系统................................................................................................................14 2.1.1 主要技术参数.................................................................................................................14 2.1.2 电动机的选择.................................................................................................................14 2.1.3 传动比的分配.................................................................................................................15 2.2 牵引部传动计算....................................................................................................................17 2.2.1 各级传动转速、功率、转矩.........................................................................................17 2.3 牵引部齿轮设计计算............................................................................................................18 2.3.1 齿轮 1 和惰轮 2 的设计及强度效核.............................................................................18 2.3.2 齿轮 3 和惰轮 4 的设计及强度效核.............................................................................24 2.3.3 齿轮 5 和惰轮 6 的设计及强度效核.............................................................................30 2.4 牵引部行星机构的设计计算................................................................................................35 2.4.1 行星齿轮的计算.............................................................................................................37 2.4.2 行星轮啮合要素验算.....................................................................................................49 3 3 轴的设计及校核轴的设计及校核 .......................................................................................................................53 3.1 确定轴的最小直径...............................................................................................................53 3.2 轴的校核................................................................................................................................56 3.3 花键的强度校核....................................................................................................................63 3.4 轴承的校核............................................................................................................................65 4 4 采煤机的使用和维护采煤机的使用和维护................................................................................................................67 4.1 采煤机的维护........................................................................................................................67 4.2 采煤机轴承的维护及漏油的防治........................................................................................69 1 概述 2 牵引部的设计 2.1 牵引机构传动系统 第 2 页 图 2.1 牵引机构传动系统图 2.1.1 主要技术参数主要技术参数 主要技术参数及配套设备 采高（m）2.2～3.5； 适应倾角（）≤25； 煤质硬度 f≤4； 截深（m）0.8 滚筒直径 （m） ￠1.6 电压（V）1140； 牵引形式 强力轮齿齿轨电牵引； 牵引电机型号YBXn225S-4 装机功率（KW）904 （其中两个截割电机 2400KW 两个牵引电机 237KW，一个泵电机 30KW， 共计 2400＋237＋30904KW） 2.1.22.1.2 电动机的选择电动机的选择 设计要求牵引部功率为 37KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具 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。所以选择由南阳生产的三 相鼠笼异步防爆电动机，型号为 YBXn225S-4；其主要参数如下 额定功率37KW； 额定电压380V； 满载电流69A； 额定转速1470r/min； 满载效率0.936； 满载功率因数0.87； 接线方式Y； 第 3 页 质量400KG； 冷却方式水冷 该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齿轮减 速机构。 2.1.32.1.3 传动比的分配传动比的分配 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，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。 设计采用 NGW 型行星减速装置，其工作原理如下图所示 a 太阳轮 b 内齿圈 c 行星轮 h 行星架 图 2.2 NGW 型行星机构 该行星齿轮传动机构主要由太阳轮 a、内齿圈 b、行星轮 c、行星架 h 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 h 上的行星轮 c 绕自身的轴线 oxox 转动，从而驱动行星架 h 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 0.97～0.99,传动比一般为 2.1～13.7。如 图 2.3，当内齿圈 b 固定，以太阳轮 a 为主动件，行星架 h 为从动件时，传动比的推荐 值为 2.7～9。从采掘机械与支护设备上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比 一般为 5～6。所以这里先定行星减速机构传动比 第 4 页 i3 . 6 1  b ac i5 . 4 2  b ac 根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮不发生根切的最小齿数为 17 为 依据，另参考 MG250/591 型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传 动比为 i z /z 2.84 121 i z/z 2.13 2 4 3 i1.363 2.2 牵引部传动计算 2.2.12.2.1 各级传动转速、功率、转矩各级传动转速、功率、转矩 1各轴转速计算 从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴。 Ⅰ轴 nr/min 1 1470 Ⅱ轴 n n / i 211 1470/2.84 517.6 r/min Ⅲ轴 n n / i 322 517.6/2.13 243 r/min Ⅳ轴 n n / i 43 3 243/6。3 38.57 r/min Ⅴ轴 n n / i 544 38./4.5 8.57 r/min 2各轴功率计算 Ⅰ轴 11 .PP  3 . 370.990.98 35.89kW Ⅱ轴 . 212 PP 3  35.890.980.97 34.124kW Ⅲ轴 P P 323 4 34.1240.980.97 33.107 kW Ⅳ轴 PP 4 3 3 4 33.1070.980.97 32.12kW Ⅴ轴 PP 5 4 3 4 32.120.980.97 第 5 页 30.534 kW 式中 滚动轴承效率 0.99 1  1  闭式圆柱齿轮效率 0.97 2  2  花键效率 0.99 3  3  3各轴扭矩计算 Ⅰ轴 T 9550 1 mN n P 211.233 1470 35.89 9550 1 1 Ⅱ轴 T95502mN n P  6 . 629 517.6 34.124 9550 2 2 Ⅲ轴 T95503mN n P 119.1301 243 33.107 9550 3 3 Ⅳ轴 T95504mN n P 09.7953 38.57 32.12 9550 4 4 Ⅶ轴 T95505mN n P 64.34025 8.57 30.534 9550 5 5 将上述计算结果列入下表 轴号 输出功率 P（kW） 转速 nr/min 输出转矩 T/Nm 传动比 Ⅰ轴35.891470233.211 Ⅱ轴34.124517.6629.6 Ⅲ轴33.1072431301.119 2.84 2.13 6.3 Ⅳ轴32.1238.577953.094.5 Ⅴ轴30.5348.5734025641.36 2.3 牵引部齿轮设计计算 2.3.12.3.1 齿轮齿轮 1 1 和惰轮和惰轮 2 2 的设计及强度效核的设计及强度效核 一 计算过程及说明 1选择齿轮材料 查 1 表 两个齿轮都选用 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。 3 111 /022 . 0 013 . 0 npnvt 小轮分度圆直径，由式得 1 d 3 21 1 ][ 12 H HE d ZZZ u ukT d     齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d  ＝0．8 d  小轮齿数 1 Z 第 6 页 25 1 Z 惰轮齿数 2 Z ＝i71 2 Z 1 Z 齿数比 u ＝/71/25u 2 Z 1 Z 传动比误差 误差在范围内0/uu5 小轮转矩 T 233211.N 1 mm 载荷系数K 由文献 1 式（8－54）得  KKKKK VA  使用系数 A K 查表 ＝1．75 A K 动载荷系数 V K 在推荐值 1.051.4 ＝1．2 Vt K 齿向载荷分布系数  K 在推荐值 1.01.2 ＝1.1  K 齿间载荷分配系数  K 在推荐值 1.01.2 1.0K 则载荷系数的初值 K  KKKKK VA  1.751 . 11 . 12 . 1 2.541 弹性系数 E Z 查表 189.8 N/mm E Z  节点影响系数 H Z 可知 12 0,0 xx 重合度系数  Z Z0.89 许用接触应力 H  由式 ＝ H  HHHLim SZZ/   第 7 页 接触疲劳极限应力 21HLimHLim 、 查文献 1430N 1HLim  2 mm 1430N 2HLim  2 mm 应力循环次数 由式 N60njL 得 h N 60njL 60 1h 9 10938 . 7 15300201470 N N /i/2.842.795 2 1 9 10938 . 7  9 10 则 查文献 1 图 8－70 得接触强度得寿命系数 1 ,不许有点蚀 12NN ZZ 硬化系数  Z 查文献 1 图 8－71 及说明 ＝1  Z 接触强度安全系数 H S 查文献 1 表 8－27，按较高可靠度查 S11.5， minh 取1.3 H S 2 21 11003 . 1/111430mmN HH  故的设计初值为 1 d d 2 3 1100 89 . 0 5 . 2 8 . 189 84 . 2 8 . 0 184 . 2 233211541 . 2 2    66.587mm 齿轮模数m md/Z 66.587/252.66 1 查表 取 m4mm 小齿分度圆直径的参数圆整值 1t d  25 1t d  mm1004  小轮分度圆直径 11t dd   d mZ 4 22 mm28471 中心距 a m/2Z Z 192mm a 12 齿宽b b0.8mm 1 d d 26.53587.66 圆整 b54mm 齿宽 第 8 页 2 bb 小轮齿宽 60105 21  bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由文献 1 式 668  FSFF YYY mbd KT    1 1 2 齿形系数 F Y 查文献 小轮 Y2.62 1Fa 大轮 Y2.222 2Fa 应力修正系数 S Y 查文献 小轮 Y1.59 1Sa 大轮 Y1.752 1Sa 重合度 a  20tan 42714 20cos714 stanarcco71 20tan 42254 20cos254 stanarcco25 14 . 3 2 1          1.675 重合度系数  Y 由式 0.250.75/Y   0.250.75/1.675 0.698 许用弯曲应力  F  由式  FxNFLimF SYY/ 弯曲疲劳极限 FLim  查图 2 1 /5817 . 0830mmN FLim  2 2 /5817 . 0830mmN FLim  弯曲寿命系数 N Y 查图 1 21  NN YY 尺寸系数 x Y 第 9 页 查图 1 x Y  安全系数 F S 查表 S1.5 F 则公式 [] F  111/FLimNXF YYS 107.69 1F  410054 698 . 0 59 . 1 62 . 2 233211541 . 2 2   2 /mmN 93.62 2F  410060 698 . 0 752 . 1 222 . 2 233211541 . 2 2   2 /mmN 合格合格 2.3.22.3.2 齿轮齿轮 3 3 和惰轮和惰轮 4 4 的设计及强度效核的设计及强度效核 计算过程及说明 1选择齿轮材料 查表 两个齿轮都选用 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 3 111 /022 . 0 013 . 0 npnvt 小轮分度圆直径，由式得 1 d 3 21 1 ][ 12 H HE d ZZZ u ukT d     齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d  ＝0．8 d  小轮齿数 3 Z 38 3 Z 大齿数 4 Z ＝i80.94 4 Z 3 Z 圆整取81 4 Z 齿数比 u ＝/81/38u 4 Z 3 Z UU / 13 . 2 13 . 2 1315789 . 2  传动比误差 误差在范围内UU /5 小轮转矩 第 10 页 T 629600N 1 mm 载荷系数K 由文献 1 式（8－54）得  KKKKK VA  使用系数 A K 查表 ＝1．75 A K 动载荷系数 V K 在推荐值 1.051.4 ＝1．2 Vt K 齿向载荷分布系数  K 在推荐值 1.01.2 ＝1.1  K 齿间载荷分配系数  K 在推荐值 1.01.2 1.0K 则载荷系数的初值 K  KKKKK VA  1.751 . 11 . 12 . 1 2.541 弹性系数 E Z 查表 189.8 N/mm E Z  节点影响系数 H Z 可知 12 0,0 xx 重合度系数  Z Z0.89 许用接触应力 H  由式 ＝ H  HHHLim SZZ/   接触疲劳极限应力 21HLimHLim 、 查文献 1430N 1HLim  2 mm 1430N 2HLim  2 mm 应力循环次数 第 11 页 由式 N60njL 得 h N60njL 603 h 9 10795 . 2 1530020 6 . 517 N N /i/2.131.312 4 1 9 10795 . 2  9 10 则 查文献 1 图 8－70 得接触强度得寿命系数 Z Z1 1N2N 硬化系数  Z 查文献 1 图 8－71 及说明 ＝1  Z 接触强度安全系数 H S 查文献 1 表 8－27，按较高可靠度查 S11.5， minh 取1.3 H S 2 21 11003 . 1/111430mmN HH  故的设计初值为 1 d d 2 3 1100 89 . 0 5 . 2 8 . 189 13 . 2 8 . 0 113 . 2 629600541 . 2 2    95.33mm 齿轮模数m md/Z95.33/382.51 3 查表 取 m4mm 小齿分度圆直径的参数圆整值 1t d  38 1t d  mm1524  小轮分度圆直径 11t dd   d mZ 4 22 mm32481 中心距 a m/2Z Z 238mm a 12 齿宽b b0.8mm 1 d d 7633.95 惰轮齿宽 2 bb 小轮齿宽 82mm105 21  bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由文献 1 式 668 第 12 页  FSFF YYY mbd KT    1 1 2 齿形系数 F Y 查文献 小轮 Y2.43 1Fa 大轮 Y2.202 2Fa 应力修正系数 S Y 查文献 小轮 Y1.652 1Sa 大轮 Y1.771 1Sa 重合度 a  20tan 42814 20cos814 stanarcco81 20tan 42384 20cos384 stanarcco38 14 . 3 2 1          1.66 重合度系数  Y 由式 0.250.75/Y   0.250.75/1.66 0.701 许用弯曲应力  F  由式  FxNFLimF SYY/ 弯曲疲劳极限 FLim  查图 2 1 /5817 . 0830mmN FLim  2 2 /5817 . 0830mmN FLim  弯曲寿命系数 N Y 查图 1 21  NN YY 尺寸系数 x Y 查图 1 x Y  安全系数 F S 查表 S1.7 F 第 13 页 [] F  111/FLimNXF YYS []581/358.24 3F 7 . 1/11 []581/358.24 4F 7 . 1/11 则公式 194.86 3F  415276 701 . 0 652 . 1 43 . 2 629600541 . 2 2   2 /mmN 175.442 4F  415282 701 . 0 771 . 1 202 . 2 629600541 . 2 2   2 /mmN 合格 2.3.32.3.3 齿轮齿轮 5 5 和惰轮和惰轮 6 6 的设计及强度效核的设计及强度效核 计算过程及说明 1选择齿轮材料 查 1 表 两个齿轮都选用 20GrMnTi 调质 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 3 111 /022 . 0 013 . 0 npnvt 小轮分度圆直径，由式得 1 d 3 21 1 ][ 12 H HE d ZZZ u ukT d     齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d  ＝0．8 d  小轮齿数 5 Z 17 5 Z 惰轮齿数 6 Z ＝i23.18 6 Z5Z 圆整 23 6 Z 齿数比 u ＝/23/17u 2 Z 1 Z 传动比误差 误差在范围内5 小轮转矩 T 34025640N 1 mm 载荷系数K 由文献 1 式（8－54）得  KKKKK VA  使用系数 A K 查表 ＝1 A K 第 14 页 动载荷系数 V K 在推荐值 1.051.4 ＝1．2 Vt K 齿向载荷分布系数  K 在推荐值 1.01.2 ＝1.1  K 齿间载荷分配系数  K 在推荐值 1.01.2 1.1  K 则载荷系数的初值 K  KKKKK VA  11 . 11 . 12 . 1 1.45 弹性系数 E Z 查表 189.8 N/mm E Z  节点影响系数 H Z 可知 12 0,0 xx 重合度系数  Z Z0.89 许用接触应力 H  由式 ＝ H  HHHLim SZZ/   接触疲劳极限应力 21HLimHLim 、 查文献 1430N 1HLim  2 mm 1430N 2HLim  2 mm 应力循环次数 由式 N60njL 得 h N 60njL 60 1h 7 106 . 4153002057 . 8  N N /i/1.363.39 2 1 7 106 . 4 7 10 则 查文献 1 图 8－70 得接触强度得寿命系数 Z1.04 1N Z1.06 2N 第 15 页 硬化系数  Z 查文献 1 图 8－71 及说明 ＝1  Z 接触强度安全系数 H S 查文献 1 表 8－27，按较高可靠度查 S11.5， minh 取1.3 H S 2 1 11443 . 1/04 . 1 11430mmN H   2H 11663 . 1/06 . 1 11430mmN  故的设计初值为 1 d d 2 3 1144 87 . 0 5 . 2 8 . 189 3529 . 1 8 . 0 13529. 1 3402564045 . 1 2    275.335mm 齿轮模数m md/Z 275.335/1716.1 1 查表 取 m16mm 小齿分度圆直径的参数圆整值 1t d  17 1t d  mm27216  小轮分度圆直径 11t dd   d mZ 16 22 mm36823  中心距 a m/2Z Z 320mm a 12 齿宽b b0.8mm 1 d d 220335.275 圆整 b220 惰轮齿宽 2 bb 小轮齿宽 226mm105 21  bb 齿根弯曲疲劳强度效荷计算 3 由文献 1 式 668  FSFF YYY mbd KT    1 1 2 齿形系数 F Y 查文献 小轮 Y2.97 1Fa 大轮 Y2.69 2Fa 第 16 页 应力修正系数 S Y 查文献 小轮 Y1.52 1Sa 大轮 Y1.575 1Sa 重合度 a  20tan 1622316 20cos2316 stanarcco23 20tan 1621716 20cos1716 stanarcco17 14 . 3 2 1          1.554 重合度系数  Y 由式 0.250.75/Y   0.250.75/1.554 0.732 许用弯曲应力  F  由式  FxNFLimF SYY/ 弯曲疲劳极限 FLim  查图 2 1 /5957 . 0850mmN FLim  2 2 /5957 . 0850mmN FLim  弯曲寿命系数 N Y 查图 1 21  NN YY 尺寸系数 x Y 查图 1 x Y  安全系数 F S 查表 S1.5 F 则公式 [] F  111/FLimNXF YYS 得 []595425 5F 4 . 1/11 2 /mmN []595/210 6F 4 . 1/11 2 /mmN 第 17 页 328.177 5F  16226272 732 . 0 52 . 1 94 . 2 3402564045 . 1 2   2 /mmN 319.621 6F  16272220 732 . 0 575 . 1 69 . 2 3402564045 . 1 2   2 /mmN 合格 2.4 牵引部行星机构的设计计算 配齿计算 这里采用 2K-H 型行星传动机构, 该种机构要正确啮合，必须满足四个条件 1 传动比条件当中心轮 a 输入时，设给定的传动比为，内齿圈的齿数为 b aH i Zb，中心轮的齿数为 Za，则上述三个量满足满足下列关系 1Zb/Za 4-1 b aH i 2同轴条件为保证行星轮 g 同时与中心轮 a,太阳轮 b 实现正确啮合，对于圆 柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距与内啮合副的中心 ga ZZ  ag a gb ZZ  距相等，即。对于标准传动或高度变位传动，有 gb a ag a gb a 2 ba ZZm2 gb ZZm 可得 4-22 abg ZZZ 在标准传动中，外啮合齿轮副的接触强度远低于内啮合齿轮的接触强度，为适当 调节内外啮合齿轮副的接触强度，常采用角度变位传动，外啮合齿轮副通常采用大啮 合角的正传动，；内啮合齿轮副一般采用小啮合角的正传动或负传2624 ag  动，，这样整个行星传动的接触强度可提高 30，采用角变度传动21 5 . 17 gb  时，外啮合和内啮合的中心距分别为 ag baag ZZ m      cos cos 2 bg gbbg ZZ m      cos cos 2 由以上两式可得 4-3 gb gb ag ga ZZZZ      coscos 以上三式中 分度圆压力角；外啮合齿轮副的啮合角;  ag  ga ZZ  内啮合齿轮副的啮合角 gb  gb ZZ  3装配条件为保证各行星齿轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两 中心轮的齿间实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和与行星轮的数 ba ZZ  目的比值为整数，即 p n （整数）r n ZZ p ba  第 18 页 亦可表示为 4-4 rZ n i a p b aH 