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中國礦業(yè)大學2008屆本科畢業(yè)設計 第 91頁
1 概述
1.1采煤機的發(fā)展概況
機械化采煤開始于二十世紀40年代，是隨著采煤機械的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機，德國生產(chǎn)了刨煤機，使工作面落煤、裝煤實現(xiàn)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，所以限制了采煤機生產(chǎn)率的提高。
50年代初期，英國、德國相繼生產(chǎn)出滾筒式采煤機、可彎曲刮板輸送機和單體液壓支柱，大大推進了采煤機械化技術的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現(xiàn)調高，因而限制了采煤機的適用范圍，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(fā)展時期，第二代采煤機——單搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，解決了采高調整問題，擴大了采煤機的適用范圍，特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂滾筒采煤機的出現(xiàn)，進一步解決了工作面自開缺口的問題，再加上液壓支架和可彎曲輸送機的不斷完善等等，把綜采技術推向了一個新水平，并且在生產(chǎn)中顯示了綜采機械化采煤的優(yōu)越性——高產(chǎn)、高效、安全和經(jīng)濟。
進入70年代，綜采機械化得到了進一步的發(fā)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(fā)展。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)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。
80年代，德國、美國、英國都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機，同時把計算機控制系統(tǒng)用在采煤機上。并且開始重視系列化采煤機的開發(fā)工作，一種功率的采煤機可以派生出多種機型，主要元部件在不同功率的采煤機上都能通用，這樣不僅擴大了工作面的適應范圍，而且便于用戶配件的管理。采煤機系列化是20世紀80年代采煤機發(fā)展中非常突出的特點。
至此，緩傾斜中厚煤層的綜采機械化問題已經(jīng)基本得到解決，專家開始對實現(xiàn)厚煤層、薄煤層、急傾斜及其它難采煤層開采的綜采機械的研發(fā)，以適用不同的開采條件。
1.2國內電牽引采煤機的技術特點及趨勢
1.2.1采煤機的技術特點
⑴電牽引采煤機已成為國內采煤機的研究重點
國內從90年代初已逐步停止研究開發(fā)液壓牽引采煤機將研究重點轉向電牽引采煤機;通過交流、直流電牽引采煤機的對比研究，已基本確定以交流變頻調速電牽引采煤機為今后電牽引采煤機的發(fā)展方向。電牽引替代液壓牽引，交流調速代替直流調速已成為國內采煤機的發(fā)展方向。
⑵裝機功率不斷增加
為了滿足高產(chǎn)高效綜采工作面快速割煤對采煤機的高強度、高性能需要，不論是厚、中厚煤層還是薄煤層采煤機，其裝機功率(包括截割功率和牽引功率)均在不斷加大，最大已達1020kW，其中截割電機功率達450k W，牽引電機功率達2×50kW。
⑶牽引速度和牽引力不斷增大
電牽引采煤機最大牽引速度已達14.5m/min，牽引力已普遍增大到450～600kN。
⑷電機橫向布置總體結構發(fā)展迅速
近年來，我國基本停止了縱向布置采煤機的研制，新研制的采煤機中已廣泛采用了多電機驅動橫向布置的總體結構。
⑸控制系統(tǒng)日趨完善
采煤機電氣控制功能逐步齊全，可靠性不斷提高，在通用性互換性和集成化等方面已有較大進步；開發(fā)了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系統(tǒng)，實現(xiàn)了運行狀態(tài)的監(jiān)控、監(jiān)測功能，以及故障記憶和診斷功能;研制成功井下無線電離機控制并得到推廣使用。
⑹滾筒截深不斷增大
目前已由630mm增至800mm，預計今后可能增至1000mm。
⑺采煤機的可靠性將成為國產(chǎn)采煤機越來越重要的性能指標
隨著高產(chǎn)高效礦井的建設和發(fā)展，要求采煤工作面逐步達到日產(chǎn)7000～10000t水平。采煤機及其系統(tǒng)的可靠性將成為影響礦井原煤產(chǎn)量關鍵因素越來越受到重視，成為中國采煤機越來越重要的綜合性能指標。
1.2.2采煤機的發(fā)展趨勢
電牽引采煤機經(jīng)過25年的發(fā)展，技術已趨成熟。新一代大功率電牽引采煤機已集中采用了當今世界最先進的科學技術成為具有人工智能的高自
動化機電設備代替液壓牽引已成必然。技術發(fā)展趨勢可簡要歸結如下:
⑴電牽引系統(tǒng)向交流變頻調速牽引系統(tǒng)發(fā)展。
⑵結構形式向多電機驅動橫向布置發(fā)展。
⑶監(jiān)控技術向自動化、智能化、工作面系統(tǒng)控制及遠程監(jiān)控發(fā)展。
⑷性能參數(shù)向大功率、高參數(shù)發(fā)展。
⑸綜合性能向高可靠性和高利用率發(fā)展。
國內電牽引采煤機研制方向與國際發(fā)展基本一致經(jīng)過近15年的研究，已取得較大進展但離國際先進水平特別是在監(jiān)控技術及可靠性方面尚有較
大差距，必須進行大量的技術和試驗研究。
1.3 MG200/456-AWD交流電牽引采煤機
MG200/456—AWD型采煤機是一種多電機驅動，橫向布置的交流電牽引矮型無拖架采煤機，其截割功率為2×200KW，調高功率為16KW，牽引功率2×20KW，采用交流變頻調速系統(tǒng)，變頻調速裝置采用機載式，適用于采高1.1～2.3m,煤層傾角≤40°的薄煤層工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底板起伏不大，不過于松軟，媒質硬或中硬，能截割一定的矸石夾層，工作面長度以150～200m為宜。
該采煤機的電氣設備符合礦用防爆規(guī)程要求可再有瓦斯或煤塵爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過1000m周圍介質不超過35℃，空氣濕度不大于97﹪（在25℃時）的情況下可靠的工作。
MG200/456-AMD型采煤機機身上分為左右電牽引部、中間電控箱、左右截割搖臂五大部份機身之間采用液壓螺母和高強螺母聯(lián)接，簡單可靠，拆卸方便，左右搖臂與左右電牽引部通過自身耳軸相聯(lián)結。采煤機調高油缸位于煤壁側牽引殼體下方外置油缸，采煤機供水系統(tǒng)，供油系統(tǒng)，機間電纜均布置于機身后面，由后護板保護，端頭按鈕站可實現(xiàn)采煤機起停，牽引換向，調高，輸送機停止等功能，中間可實現(xiàn)手動調高。
主要特點
a 該機功率大、機身矮、多電機橫向布置，整機結構緊湊，取消了螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。
b 采用積木式組合；使各部件間相互獨立，更換方便。各部件間聯(lián)結采用高強螺母、液壓螺母，螺栓聯(lián)結，不易松動。
c 截割電機，牽引電機等主要元部件均可從采空區(qū)抽出，容易更換，方便維修。本機無底拖架，從而加大機身下面的過煤高度，取消了外接行走機構，牽引與行走做成一體，使機身整體尺寸緊湊，縮小了機身高度。
d 整體彎搖臂結構，剛性好，過煤空間大，裝煤效果好。
e 中間牽引手動調高，兩端牽引電動調高，遠控。
f 變頻器，逆變器，變壓器等均布置在中間電控箱內。
g 具有四象限工作的優(yōu)越特性，采煤機可根據(jù)生產(chǎn)的需要實現(xiàn)加速減速或停止，尤其在煤層傾角較大的工作面，在機器可能下滑的情況下，采煤機能按要求給定的速度下運行。
h 操作方便，可靠性高，事故率低，開機率高，可滿足高產(chǎn)高效工作面的要求。
i PLC控制、GOT顯示、單點啟動、多點操作，可離機控制。
1.3.1 結構特征與工作原理
圖1.1 雙滾筒采煤機
1- 電動機；2-牽引部；3-牽引鏈；4-截割部減速器；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
㈠ 搖臂
搖臂主要由截割電動機、搖臂殼、一軸組件、惰輪組件、二軸組件、三軸組件、拔叉組件、行星減速器，內噴霧系統(tǒng)等組成。左右搖臂減速器除殼體不同外，其余零部件完全相同，可互換使用。
搖臂直接由截割電動機拖動，經(jīng)三級直齒輪傳動和一級行星機構傳動，將動力傳遞到截割滾筒，實現(xiàn)了采煤機落煤和裝煤的作用。
搖臂有如下特點：
（1）搖臂回轉采用小鉸軸結構。
（2）搖臂齒輪減速器都是簡單的直齒傳動，精度高，傳動效率高。
（3）行星傳動內齒圈采用座入搖臂殼內結構，運轉中不易松動，工作平穩(wěn)。
（4）采用彎搖臂形式，加大了裝煤口，提高裝煤效率，增加塊煤率。
（5）搖臂殼體采用整體鑄鋼結構，外殼有焊接的冷卻水套，用于冷卻和內噴霧供水噴霧降塵。
㈡ 截割電動機
截割電動機為礦用割爆型三相交流異步電動機，可用于環(huán)境溫度下于40℃，有甲烷或爆炸性煤塵工作面，橫向安裝在采煤機搖臂上，采用實心軸傳動結構，強度高，外殼采用水套冷卻。
左右截割電動機通用，接線喇叭口可以改變方向，方便電纜引入，拆裝時，可以利用電動機聯(lián)接法蘭上的頂絲螺孔頂出，從老塘側抽出，拆裝方便。
使用時注意開機前應先檢查冷卻水的水量，先通水后起電動機，嚴禁斷水使用，電動機長時間運行后不要馬上關閉冷卻水，發(fā)現(xiàn)有異樣聲響時，應立即停車檢查。
一軸組件由軸齒輪、軸承、端蓋、骨架油封、油封架等組成，軸齒輪由軸承對稱支撐在軸承杯上，并通過漸開線花鍵與電動機輸出軸相聯(lián)接，軸承的軸向間隙應保持0.15～0.35之間。
惰輪軸組I主要由齒輪、心軸、軸承、距離套等組成，靠心軸與殼體臺階定位。
二軸組件主要由齒輪Ⅰ、齒輪Ⅱ、軸承、花鍵軸、端蓋等組成。矩形花鍵由二個軸承支撐在箱體上，花鍵上裝有二個齒輪，其中一個為離合齒輪與撥叉相連，推動撥叉可實現(xiàn)搖臂的離或合兩個位置，軸承的軸向間隙，保持在0.15～0.35mm之間.
三軸組件主要由軸齒輪Ⅰ、齒輪Ⅱ、軸承、端蓋、距離套、密封圈等組成，齒輪通過矩形花鍵套在軸齒輪Ⅰ上，軸齒輪Ⅰ由二個軸承支撐在箱體上。調整墊用來調整軸承的軸向間隙，保持在0.15～0.35mm。惰輪軸Ⅱ共有兩組，其定位方式與惰輪軸Ⅰ相同，這兩組軸安裝方向相反。
四軸組件為行星減速器輸入軸組，其齒輪大齒輪內孔為花鍵與太陽輪相連，兩軸承內圈安裝在大齒輪的空心軸上，而外圈安裝在套杯上，軸承間隙應調整在0.15～0.35mm之間。
2.1.7 內噴霧供水裝置由接頭、水封、泄漏環(huán)、油封、軸承裝置外殼、軸承、不銹鋼送水管、○形圈、定位銷、管座、高壓軟管等組成。
不銹鋼送水管插入靠煤壁側管座時，管上的缺口對準座上的定位銷，使送水管和滾筒軸（行星架）一起轉動，靠內外兩道○型圈密封，送水管靠老塘側通過軸承支撐在軸承裝置外殼內，因兩者有相對旋轉運動，為防止內噴霧水進入搖臂油池，在送水管殼體，靠特制的水封防漏水，在水封的后面又架設了一只骨架油封（材料與普通油封不同）起防水，防塵作用，在該水封和油封間裝有泄漏環(huán)，經(jīng)水封泄漏的水通過水封裝置外殼流出搖臂殼體外，油封是為防止油液外漏而設置的。
內噴霧水通過接頭座與噴霧冷卻系統(tǒng)的相應管路相通，經(jīng)送水管，煤壁側高壓管與滾筒的內噴霧供水口相連，進入滾筒水道。
行星減速器為四個行星輪減速機構，主要由太陽輪、行星輪、內齒圈、行星架支撐軸承，平面浮動油封裝置和方形聯(lián)接套等組成，太陽輪的另一端與搖臂大齒輪的內花鍵相聯(lián)，輸入轉矩，當太陽輪轉動時，驅動行星輪沿本身軸線自轉，同時又帶動行星架繞其軸線轉動，行星架通過花鍵和方形連接套聯(lián)接，將輸出轉矩傳給滾筒。
行星齒輪傳動利用四個行星輪嚙合的形式，結構緊湊，傳動比大。傳動可靠，考慮行星輪間均載，采用太陽輪浮動結構，太陽輪浮動靈敏，反力矩小，浮動量通過與大齒輪相配合的外花鍵側隙來保證。
行星架前端靠軸承支撐，此軸承兩端面需控制軸向間隙0.15～0.35mm后端靠軸承支撐。
方形聯(lián)結套采用平面浮動油封裝置，能適應行星機構的軸向竄動，適應在有煤塵和煤泥的工況下工作。
㈢ 牽引部
1 左電牽引部
左電牽引部由左電牽引部殼體、牽引電機、電機軸組、牽引二軸、制動軸、雙行星減速器、液壓制動器、行走輪組成等組成。
牽引電動機輸出的轉矩經(jīng)二級直齒圓柱齒輪和二級行星齒輪減速器減速后，由行星架輸出，通過驅動輪與行走輪相嚙合，再由行走輪與工作面輸送機上的銷軌嚙合使采煤機來回行走，同時制動軸出軸通過花鍵與液壓制動器相連，實現(xiàn)電牽引的制動。
2 牽引電動機
牽引電動機為隔爆型三相交流調速電動機，與變頻調速裝置配套作為采煤機的牽引動力源，可適用于環(huán)境溫度小于40℃，相對濕度不大于97﹪。
3 液壓制動器
液壓制動器是由螺塞、外殼、碟形彈簧、活塞、圓盤、壓盤、外摩擦片、內摩擦片、底座、花鍵套等組成。當采煤機在正常工況下工作時，由調高泵輸出的壓力油經(jīng)集成塊和制動電磁閥進入液壓制動器的外接油口，活塞在油壓下壓緊碟形彈簧組，壓盤與內外摩擦片脫離接觸，液壓制動器呈現(xiàn)自由空轉狀態(tài)，當電控系統(tǒng)發(fā)出制動信號時，制動電磁閥斷電復位，制動器內的油腔與油池連通，使得活塞在碟形彈簧的作用下推動壓盤壓緊內外摩擦片，產(chǎn)生制動轉矩，花鍵套被抱閘，起到制動采煤機的作用。
4 右電牽引部
右電牽引部內的傳動系統(tǒng)與左電牽引部完全相同，所不同的是其內部還裝有調高電動機，雙聯(lián)齒輪泵、集成塊、過濾器、壓力表、制動電磁閥等元件。用于采煤機調高系統(tǒng)及液壓制動器的動力來源。
㈣ 輔助液壓系統(tǒng)
1 采煤機輔助液壓系統(tǒng)包括兩部分：A 調高回路。B 制動回路。它由調高泵站、機外油管、左右調高油缸和液壓制動器等組成。其中。泵站布置在右電牽引部內，液壓制動器布置于左右電牽引部內，調高油缸布置在機身下。
泵站由調高電動機、單泵、集成塊、過濾器、制動電磁閥、壓力表、高低壓溢流閥等組成。
調高回路的主要功能是使?jié)L筒能按司機所需的位置工作，調高回路的動力由調高電動機提供，調高油缸調高阻力太大時，為防止系統(tǒng)回路油壓過高，損壞油泵及附件，在調高系統(tǒng)排油路設置一高壓溢流閥作為安全閥，調高壓力20MPa。
液壓制動回路的壓力油回油路設置低壓溢流閥，為制動器壓力及調高電磁反向閥所用壓力，為保證液壓制動器打開，在制動回路設置一低壓溢流閥，調定壓力為1.5MPa，它由二位三通電磁閥，液壓制動器，低壓溢流閥及其管路等組成，制動電磁閥在集成塊上，通過特定管路與安裝在左右電牽引部上的液壓制動器相連。
2 調高電動機
該電動機為礦用隔爆型三相異步電動機，可適用環(huán)境低于40℃，且有甲烷或爆炸性煤塵的工作面。
3 調高油缸
兩只調高油缸設置在靠煤壁側機身下方，油缸的活塞桿與搖臂的小支臂，缸體與左右牽引部下面分別用銷軸聯(lián)結，已實現(xiàn)左右滾筒的調高，調高油缸由液力鎖缸體，活塞桿和活塞等組成。
4 齒輪泵
該泵為CBK1012-B3F型齒輪泵，體積小、重量輕、結構簡單、工作可靠。
5 過濾器
在輔助液壓系統(tǒng)中，設有過濾器一個，安裝在右電牽引部泵站中，采用網(wǎng)式濾芯，型號為MDY01042，其流量為63l/min。
6 壓力表
采煤機的工作過程中，為了隨時監(jiān)視液壓系統(tǒng)中工作狀況，因此在泵站中安裝有高低壓壓力表，分別顯示調高及控制油源的壓力，為防止表針劇烈振動而損壞，壓力表表座中有阻尼塞。
7 手動換向閥
本機設有兩只手動換向閥，其內部結構和性能完全一樣，均為H型三位四通換向閥，閥中彈簧是使閥芯復位，此時無壓力油進入油缸，用手直接操作確定閥的工作位置，使壓力油進入油缸，使其伸縮實現(xiàn)搖臂的升降。
8 電磁閥
本機選用24GDEY-H6B-T2隔爆型電磁換向閥作為制動電磁閥，當采煤機啟動時，制動電磁閥待電動作，壓力油進入制動器克服彈簧力，內外摩擦片分離，牽引進入進行狀態(tài)，當采煤機停止時，制動電磁閥斷電復位，壓力油回油池，制動器內外摩擦片貼緊，采煤機被制動。
㈤ 輔助裝置
由左右行走箱、滑靴組、拖纜裝置、冷卻噴霧管路系統(tǒng)、機身聯(lián)結、截割滾筒、機外液壓管路組成。
1 在采空區(qū)側：行走輪組、行走輪、導向滑靴、行走輪軸承、芯軸等組成。
2 在煤臂側：滑靴組，用螺栓、銷子固定在左右牽引部下面。
3 拖纜裝置：拖纜裝置由拖纜架，連接板、銷、電纜板等組成，當采煤機沿工作面運行時，拖拽并保護纜和水管使用電纜夾來承受，這樣使電纜，水管不受力磨損小，同時還能防砸及拖拽平穩(wěn)且阻力小，在工作面刮板輸送機的電纜槽內可靠的來回拖動。
拖纜裝置固定在電控箱前面右上部，以便電纜能順利進入電控箱，電纜和水管進入工作面后安裝在工作面輸送機的固定電纜槽內，在輸送機的中點在進入電纜槽并安裝電纜夾，故移動電纜和管的長度的一半略有多余。
4 噴霧冷卻系統(tǒng)
采煤機工作時，滾筒在破煤和裝煤過程中，會產(chǎn)生大量煤塵，不及降低了工作面的能見度，影響正常生產(chǎn)，而且對安全生產(chǎn)和工人的健康也會產(chǎn)生嚴重影響，因此，必須及時降塵，最大限度的降低空氣中的含量，同時采煤機在工作時，各主要部件會產(chǎn)生很大熱量需及時進行冷卻，已保證工作面生產(chǎn)的順利進行。
噴霧冷卻系統(tǒng)由水閥、水壓、繼電器、安全閥、節(jié)流閥、噴嘴、高壓軟管及有關連接件組成，來自噴霧泵的水壓由送水管經(jīng)電纜槽，拖纜裝置進入水閥，由水閥到機身后面的兩個分配閥，分多路用于冷卻截割電機，牽引電機，調高電機，電控箱，內外噴霧降塵。
5 機身連接裝置
左右電牽引部，中間電控箱的連接螺柱，搖臂與左右電牽引部鉸接銷軸四組，這些裝置將采煤急各大部件聯(lián)接成一個整體，起到緊固及連接的作用。
液壓螺母由螺母、油堵、密封圈、活塞緊圈組成，其工作原理和使用方法如下：
在打壓前應先將液壓螺母擰緊后取下一個油堵，接通超高壓泵當手動超高壓泵產(chǎn)生的高壓油，注入螺母與密封圈之間的油腔時，螺母在液壓力的作用下向上移動，將螺栓強行拉伸，產(chǎn)生很大的豫緊力，打壓到限定的油壓后，將緊固旋緊至螺母底部，卸去高壓油擰上油堵，這時螺母靠緊圈和活塞鎖在預定的位置。
本機選用兩種規(guī)格的液壓螺母M30，限定油壓200MPa和M36×3限定油壓180MP采用液壓鎖緊，預緊力大，螺栓受力均勻，防松可靠。
㈥滾筒
滾筒是采煤機工作機構，擔負著破煤，裝煤的作用，主要由滾筒體、截齒、齒座和噴嘴等組成。滾筒與搖臂行星減速器輸出軸采用方形聯(lián)結套聯(lián)接，聯(lián)接可靠，拆卸方便。
滾筒體采用焊接結構，三頭螺旋葉片，設有內噴霧水道和噴嘴壓力水從噴嘴霧狀噴出，直接噴向齒尖，以達到冷卻截齒，降低煤塵和稀釋瓦斯的目的。為延長螺旋葉片的使用壽命，在其出煤口處采用耐磨材料噴煤處理。
㈦機外液壓管路
由于采用手動換向閥安裝在左中部，兩端電動換向機外管路簡單，由泵箱端集成塊引出四根去左右油缸進出油口，二根去制動器，即可將左右油缸，制動器與系統(tǒng)連接起來。
2截割部傳動方案的設計
2.1電動機的選擇
設計要求截割部功率為200KW，根據(jù)礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，而且電機工作要可靠，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。所以選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異步防爆電動機，型號為YBCS3-200C ；其主要參數(shù)如下：
額定功率：200KW；
額定電壓：1140V；
滿載電流：130A；
額定轉速：1470r/min；
滿載效率：0.920；
絕緣等級： H；
滿載功率因數(shù)：0.85；
接線方式：Y；
質量： 1280KG；
冷卻方式：外殼水冷
該電動機輸出軸上帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構。
2.2總傳動比及傳動比的分配
2.2.1總傳動比的確定
滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉速和直徑計算而得，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉速。
總傳動比
——電動機滿載轉速 r/min
——滾筒轉速 r/min
2.2.2傳動比的分配
在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結構、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：
1.各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。
2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。
3.使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。
4.使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。
由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構的傳動比。
設計采用NGW型行星減速裝置，其工作原理如下圖所示（圖2.1）：
圖2.1 NGW型行星機構
a太陽輪 b內齒圈
c行星輪 x行星架
該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內齒圈b、行星輪c、行星架x等組成。傳動時，內齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪c繞自身的軸線ox—ox轉動，從而驅動行星架X回轉，實現(xiàn)減速。運轉中，軸線ox—ox是轉動的。
這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如圖2.1，當內齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架c為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。從《采掘機械與支護設備》上可知,采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為5～6。所以這里先定行星減速機構傳動比：
則其他三級減速機構總傳動比：
÷36.75÷5.747=6.39
根據(jù)前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為17為依據(jù)，另參考MG250/591型采煤機截割部各齒輪齒數(shù)分配原則，初定齒數(shù)及各級傳動比為：
2.3截割部傳動計算
圖2.2 截割部傳動系統(tǒng)
2.3.1各級傳動轉速、功率、轉矩
各軸轉速計算：
從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、、Ⅶ軸。
Ⅰ軸 min
Ⅲ軸
=
Ⅳ軸
=526.43r/min
Ⅶ軸
=229.88r/min
各軸功率計算：
Ⅰ軸
kW
Ⅱ軸
kW
Ⅲ軸
kW
Ⅳ軸
kW
Ⅴ軸
kW
Ⅵ軸
kW
Ⅶ軸
kW
式中 ——滾動軸承效率 =0.99
——閉式圓柱齒輪效率 =0.97
——花鍵效率 =0.99
各軸扭矩計算:
Ⅰ軸
Ⅲ軸
Ⅳ軸
Ⅶ軸
將上述計算結果列入下表：
軸號
輸出功率
P（kW）
轉速n(r/min)
輸出轉矩T/(N·m)
傳動比
Ⅰ軸
196.02
1470
1273
1.79
Ⅱ軸
190.14
Ⅲ軸
180.77
821.2
2102
Ⅳ軸
171.86
526.43
3118
1.56
Ⅴ軸
165.04
2.29
Ⅵ軸
158.49
Ⅶ軸
150.68
229.88
6259
2.3.2 截割部齒輪設計計算
齒輪1和惰輪2的設計及強度效核，具體計算過程和計算結果如下：
計算過程及說明
計算結果
1)選擇齒輪材料
查文獻1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0．6
小輪齒數(shù)：
=19
惰輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內
小輪轉矩：
載荷系數(shù)：
由文獻1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻1圖8－57
＝1．11
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻1式(8－55)及得
查文獻1表8－21并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻1圖8-64
重合度系數(shù)：
查文獻1圖8－65
許用接觸應力：
由文獻1式 得
＝
接觸疲勞極限應力：
查文獻1圖8－69
應力循環(huán)次數(shù)：
由文獻1式得
則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻1表8－3
小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
＝1.11，
小輪分度圓直徑：
惰輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
惰輪齒寬：
小輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻1式
齒形系數(shù)：
查文獻1圖8－67
小輪
大輪
應力修正系數(shù)：
查文獻1圖8－68
小輪
大輪
重合度系數(shù)：
由文獻1式8－67
許用彎曲應力：
由文獻1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組7級
＝0．6
=19
＝34
＝1.79
合適
＝1．75
＝1．11
＝1.08
＝1.0
＝2.5
＝0.8970
＝1
齒根彎曲強度
足夠
齒輪4和齒輪5的設計及強度效核，具體計算過程和計算結果如下
1)選擇齒輪材料
查文獻1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0．6
小齒輪齒數(shù)：
=23
大齒輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內
小輪轉矩：
載荷系數(shù)：
由文獻1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻1圖8－57
＝1.18
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻1式(8－55)及得
=1.65
查文獻1表8－21并插值
＝1.0
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻1圖8-64
重合度系數(shù)：
查文獻1圖8－65
許用接觸應力：
由文獻1式 得
＝
接觸疲勞極限應力、：
查文獻1圖8－69
應力循環(huán)次數(shù)：
由文獻1式得
則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻1表8－3
小齒分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
＝1.18，
小輪分度圓直徑：
大輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
大齒輪輪齒寬：
小輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻1式
齒形系數(shù)：
查文獻1圖8－67
小輪
大輪
應力修正系數(shù)：
查文獻1圖8－68
小輪
大輪
重合度系數(shù)：
由文獻1式8－67
許用彎曲應力：
由文獻1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組7級
＝0．6
=23
＝36
＝1.56
合適
＝1．75
＝1.18
＝1.08
＝1.0
＝2.5
＝0.88
=1
＝1
齒根彎曲強度
足夠
齒輪6和惰輪7的設計及強度效核，具體計算過程和計算結果如下：
1)選擇齒輪材料
查文獻1表8-17 兩個齒輪都選用20GrMnTi滲碳淬火
2)按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按
估取圓周速度，參考文獻1表8－14，表8－15選取
小輪分度圓直徑，由式文獻1（8－64）得
齒寬系數(shù)：查文獻1表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
＝0.6
齒輪齒數(shù)：
=17
惰輪齒數(shù)：
＝
齒數(shù)比 ：
＝
傳動比誤差 誤差在范圍內
齒輪轉矩：
載荷系數(shù)：
由文獻1式（8－54）得
使用系數(shù)：
查文獻1表8－20
＝1．75
動載荷系數(shù)：
查文獻1圖8－57
齒向載荷分布系數(shù)：
查文獻1圖8－60
＝1.08
齒間載荷分配系數(shù)：
由文獻1式(8－55)及得
查文獻1表8－21并插值
＝1.02
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù)：
查文獻1表8－2
節(jié)點影響系數(shù)：
查文獻1圖8-64（）
重合度系數(shù)：
查文獻1圖8－65
許用接觸應力：
由文獻1式 得
＝
接觸疲勞極限應力：
查文獻1圖8－69
應力循環(huán)次數(shù)：
由文獻1式得
則 查文獻1圖8－70得接觸強度得壽命系數(shù)
,(不許有點蝕)
硬化系數(shù)：
查文獻1圖8－71及說明
＝1
接觸強度安全系數(shù)：
查文獻1表8－27，按較高可靠度查，
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)：
查文獻1表8－3
齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：
圓周速度：
與估取很相近，對取值影響不大，不必修正
齒輪分度圓直徑：
惰輪分度圓直徑：
中心距 ：
圓整
齒寬：
齒輪齒寬：
惰輪齒寬：
齒根彎曲疲勞強度效荷計算
由文獻1式
齒形系數(shù)：
查文獻1圖8－67
齒輪
惰輪
應力修正系數(shù)：
查文獻1圖8－68
齒輪
惰輪
重合度系數(shù)：
由文獻1式8－67
許用彎曲應力：
由文獻1式8－71
彎曲疲勞極限：
查文獻1圖8－72
彎曲壽命系數(shù)：
查文獻1圖8－73
尺寸系數(shù)：
查文獻1圖8－74
安全系數(shù)：
查文獻1表8－27
則
4. 齒輪幾何尺寸計算
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
基圓直徑：
齒距：
齒厚：
齒槽寬e：
基圓齒距：
法向齒距：
頂隙：
HRC 56～62
公差組8級
＝0.6
=17
＝27
＝1.588
合適
＝1．75
＝1.08
＝1.02
＝1
齒根彎曲強度
足夠
由于齒輪的設計計算和強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的設計計算和強度效核過程安排在設計說明書以外的篇幅中進行，并全部強度驗算合格。
2.3.3截割部行星機構的設計計算
已知：輸入功率KW,
轉速=229.88r/min，
輸出轉速=40r/min
1.齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定
太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經(jīng)熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：
太陽輪：
（）
行星輪：
齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。
內齒圈的材料為42CrMo，調質處理，硬度為262～302HBS.
試驗齒輪的接觸疲勞極限：
試驗齒輪的彎曲疲勞極限：
齒形的加工為插齒，精度為7級。
2.確定各主要參數(shù)
⑴行星機構總傳動比：
i=5.74，采用NGW型行星機構。
⑵行星輪數(shù)目：
要根據(jù)文獻3表2.9-3及傳動比i，取。
⑶載荷不均衡系數(shù)：
采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取 =1.15
⑷配齒計算：
太陽輪齒數(shù)
式中：取c=20（整數(shù)）
內齒圈齒數(shù)
行星輪齒數(shù)
取
⑸-齒輪接觸強度初步計算按表義14-1-60中的公式計算中心距：
1) 綜合系數(shù)：
2）太陽輪單個齒輪傳遞的轉矩：
3）齒數(shù)比：
4）取齒寬系數(shù)：
5）初定中心距：
將以上各值代入強度計算公式，得
6）計算模數(shù)：
取標準值m=8
7）未變位時中心距a：
根據(jù)實際情況取
（6）計算變位系數(shù)
1）a-c傳動
a)嚙合角：
所以
b)總變位系數(shù)：
=
c)中心距變動系數(shù)：
d)齒頂降低系數(shù)：
e)分配變位系數(shù)：
取 （見文獻3第101頁）
則
2）c-b傳動
a)嚙合角：
式中，
代入
所以
b)變位系數(shù)和：
c)中心距變動系數(shù)：
d)齒頂降低系數(shù)：
e)分配變位系數(shù)：
3.幾何尺寸計算
分度圓
齒頂圓
齒根圓
基圓直徑
齒頂高系數(shù)
太陽輪，行星輪—
內齒輪—
頂隙系數(shù)
太陽輪，行星輪—
內齒輪—
代入上組公式計算如下：
太陽輪
行星輪
=200mm
=219.2mm
=181.88mm
內齒輪
=511.49mm
=545.1mm
太陽輪，齒寬b
由表2.5-12,
取
則
取
～
4.嚙合要素驗算
⑴a-c傳動端面重合度
1） 齒頂圓齒形曲徑：
太陽輪
=39.60mm
行星輪
=56.41mm
2）端面嚙合長度：
式中 “”號正號為外嚙合，負號為內嚙合角
— 端面節(jié)圓嚙合
直齒輪
則
=39.60+56.41-160sin
=31.895（mm）
3）端面重合度：
=1.35
⑵ c-b端面重合度
1） 頂圓齒形曲徑 ：
由上式計算得
行星輪
內齒輪
2）端面嚙合長度：
=56.409-62.15+160sin
=37.27mm
3）端面重合度：
=
=1.5789
5.齒輪強度驗算
（1）a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。）
1）確定計算負荷：
名義轉矩
=1799.68
名義圓周力
=32137.14N
2） 應力循環(huán)次數(shù)：
=4.410次
式中 —太陽輪相對于行星架的轉速, (r/min)
—壽命期內要求傳動的總運轉時間，(h)
(h)
3）確定強度計算中的各種系數(shù)：
a)使用系數(shù)
根據(jù)對截割部使用負荷的實測與分析，?。ㄝ^大沖擊）
b)動負荷系數(shù)
因為和
可根據(jù)圓周速度：
和
由文獻3圖2.4-4，
查得6級精度時：
c)齒向載荷分布系數(shù)
由文獻3表2.4-8查得滲碳淬火齒輪
文獻3表2.4-9，
由文獻3表2.4-8查得，
根據(jù)和,由文獻3圖2.4-5,
查得
式中：
d)齒間載荷分布系數(shù)
因
由文獻3圖2.4-6查得
e)節(jié)點區(qū)域系數(shù)
=2.276
式中， 直齒輪；
—端面節(jié)圓嚙合角；
直齒輪
—端面壓力角， 直齒輪
f)彈性系數(shù)
由文獻3表2.4-11查得
（鋼—鋼）
g)齒形系數(shù)
根據(jù)和，由文獻3圖2.4-14查
h)應力修正系數(shù)
由文獻3圖2.4-18,查得
i)重合度系數(shù)
j)螺旋角系數(shù)和
因
得
得
4) 齒數(shù)比：
5） 接觸應力的基本值
6） 接觸應力：
7） 彎曲應力的基本值：
=122.11
8） 齒根彎曲應力：
=335.58
9） 確定計算許用接觸應力時的各種系數(shù)
a)壽命系數(shù)
因，由文獻3圖2.4-7,得
b)潤滑系數(shù)
因和
由文獻3圖2.4-9，查得
c)速度系數(shù)
因 ，由文獻3圖2.4-10，查得
d)粗糙硬化系數(shù)
因 和
由圖2.4-11， 查得
e)工作硬化系數(shù)
由于大小齒輪均為硬齒面，所以
f)尺寸系數(shù) 由文獻3表2.4-15 ，查得
10) 許用接觸應力
11) 接觸強度安全系數(shù)
=1.11
12) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數(shù)
a)試驗齒輪的應力修正系數(shù)
b)壽命系數(shù) 因,查文獻3圖2.4-8得
c)相對齒根圓角敏感系數(shù)
因,由文獻3圖2.4-20查得
d)齒根表面狀況系數(shù)
e)尺寸系數(shù)
由文獻3表2.4-16,得
13) 許用彎曲應力
=400
=752.7
14)彎曲強度安全系數(shù)
=2.24
(2) c-b傳動
本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪（內齒輪）的強度計算過程，小齒輪（行星輪）的強度較高，故計算從略。
1) 名義切向力
2) 應力循環(huán)次數(shù)
式中 —內齒輪相對于行星架的轉速 r/mim；
3) 確定強度計算中的各種系數(shù)
a)使用系數(shù)
b)動負荷系數(shù)
=1.1
和
由文獻3圖2.4-4查得， （7級精度）
c)齒向載荷分布系數(shù)
由文獻3表2.4-8，查得調質鋼
，
由文獻3表2.4-9，得
由文獻3表2.4-10，查得
（因為 齒寬100
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