采煤機的截割部的設計【含CAD圖紙源文件】,含CAD圖紙源文件,采煤,截割部,設計,CAD,圖紙,源文件 前言 我國現(xiàn)行采煤機搖臂殼體的設計基本上都采用傳統(tǒng)的設計方法:根據經驗和以往設計實例設計人員在紙面上設計所需的產品,根據小功率采煤機搖臂尺寸適當加大來設計更大功率的采煤機搖臂,如果出現(xiàn)問題或不滿足預定設計要求的情況,就要修改設計,這在現(xiàn)實設計中確實出現(xiàn)了許多的問題。隨著采煤機裝機功率越來越大,單純依靠經驗,根據小型機器設計大功率機器和加大安全系數(shù)的方法,往往使設計產品的尺寸越來越大,結構的應力分布、變形分布、內力分布也很難得到合理保證。然而通過對采煤機搖臂進行有限元分析,可以得出采煤機搖臂殼體在不同位置、不同工況的應力、應變規(guī)律,摸清其危險截面、極限工況、極限載荷和極限應力,提出搖臂承載能力的優(yōu)化方案。同時還可以對搖臂殼體固有頻率、各階振型、動力性能進行探索性分析研究。應用該技術可以在產品設計階段預測產品質量,使產品在投入生產之前進行優(yōu)化以提高產品質量,從而縮短產品開發(fā)周期,進而降低開發(fā)成本,提高市場競爭力。 1 緒論 1.1 課題的設計目的及意義 當今全球制造業(yè)企業(yè)之間的競爭越來越激烈。企業(yè)要贏得競爭，就要以市場為中心，就要以用戶為中心，快速地響應市場的需求，快速地滿足用戶的需要。換句話說，就是要以最短的產品開發(fā)時間（Time）、最優(yōu)的產品質量（Quality）、最低的成本（Cost）和最佳的服務（Service），既“TQCS”，去贏得用戶和市場。 隨著采煤機控制系統(tǒng)的發(fā)展，它的功能越來越齊全，操作越來越方便。雖然以數(shù)控系統(tǒng)為控制系統(tǒng)的采煤機生產效率會很高，而且質量也非常好，但這些消耗的成本較高，固我們采取常用的設計結構。這樣不但能滿足生產條件還能節(jié)省資金。 1.2 與課題相關國內外研究現(xiàn)狀分析 1.2.1 采煤機在國內的發(fā)展情況 隨著近年來我國煤炭行業(yè)的快速發(fā)展，與之唇齒相依的煤機行業(yè)也日益受到重視。從去年出臺的煤炭行業(yè)綱領性文件《關于促進煤炭工業(yè)健康發(fā)展的若干意見》，到去年召開的全國煤炭工業(yè)科學技術大會，再到近日的國家發(fā)改委出臺的煤炭行業(yè)結構調整政策，都涉及到發(fā)展大型煤炭井下綜合采煤設備等內容。有關人士指出，大型煤炭井下綜合采煤設備走進人們的視野，這是煤機行業(yè)發(fā)展的必然趨勢。 加快發(fā)展煤機制造業(yè)意義重大 我國是世界煤炭第一生產和消費大國。由于我國富煤少油，所以煤炭在我國的一次能源中占有極其重要的地位。近年來，國際油價高企，這在某種程度上更加凸顯了我國煤炭資源的戰(zhàn)略意義. 建設強大的煤炭工業(yè)須有強大的煤礦機械制造能力作為后盾。然而，生產技術總體水平落后正在制約著煤炭工業(yè)的快速發(fā)展。據統(tǒng)計，目前全國采煤機械化程度僅為42%。眾多小煤礦仍沿用傳統(tǒng)落后的開采方式。 為解決這一矛盾，國家提出了加快提升煤炭生產和設備制造技術水平的戰(zhàn)略目標。根據“十一五”煤炭行業(yè)結構調整的主要目標，到2010年，全國大、中型煤礦采煤機械化程度要分別達到95%和80%以上。 據有關專家介紹，大型煤炭井下綜合采掘設備等重大專項，主要是面向煤礦高產、高效集約化生產及其配套的設備和技術。包括年產600萬~1000萬噸厚煤層綜采成套技術裝備研制；年產150萬~200萬噸薄煤層自動化綜采成套技術裝備研制；年產100萬噸以上短壁綜采成套技術裝備研制；巷道快速綜掘成套技術裝備研制等。 有關業(yè)內人士指出，我國發(fā)展大型煤炭井下綜合采煤設備，不僅是為了解決煤炭行業(yè)發(fā)展的設備需求，也不僅是間接地為提高我國煤機行業(yè)技術水平提供難得的發(fā)展機遇，更重要的是，它將為我國重要能源資源開采提供有力保障. 制約因素加大綜合差距 煤機行業(yè)的發(fā)展并非一帆風順。在經過多年的低谷期后，雖然近年來市場逐步轉暖，但在其自身發(fā)展中仍有諸多制約因素。諸如基礎技術及基礎元器件發(fā)展滯后、國產原材料不能滿足要求、企業(yè)數(shù)量多規(guī)模小且分散重復、科技開發(fā)投入少、技術創(chuàng)新能力弱等。 目前，煤機全行業(yè)最突出的問題之一就是成套能力薄弱，市場競爭力不強。據了解，改革開放以來，在煤炭專用設備研制和國產化工作上取得了巨大成就. 但是，由于體制和機制的制約，在煤炭專用設備研制和國產化工作中，力量主要集中在提高單機的設計制造能力和水平上。因而，煤炭專用設備的系統(tǒng)開發(fā)、系統(tǒng)設計、系統(tǒng)成套及系統(tǒng)服務，則顯得十分薄弱。同時，由于煤炭裝備制造業(yè)發(fā)展滯后，產品的性能和可靠性難以滿足高產、高效礦井要求，導致企業(yè)在市場競爭中缺乏競爭力。另據了解，目前國內僅有山西焦煤集團和中國煤炭機械工程裝備集團具有綜合煤機制造實力。種種制約因素及行業(yè)技術創(chuàng)新能力不足，造成目前我國煤機制造業(yè)與國際水平相比存在很大差距。專家建議，根據目前行業(yè)的具體情況，行業(yè)創(chuàng)新路線還需要引進和自主研發(fā)相結合。專家指出，在全球產業(yè)結構調整和轉移的浪潮中，以及諸多制約因素前提下，我國煤炭裝備制造業(yè)面臨著重組和規(guī)模經營的新趨勢。 1.2.2 國外采煤機的發(fā)展 今年4月份，全球最大的煤炭開采設備生產商之一的Joy?Global?Inc.?(JOYG)獲得了其在華建廠的首張執(zhí)照。 ?這家坐落在天津市的工廠預計將于2007年年初投產。實際上，此次建廠正是Joy?Global提高在華銷量計劃的一部分，公司的目標是2010年將在華銷售額從2005年的1.7億美元提升至5億美元。 ?面對中國不斷擴大的采礦設備市場，許多外國公司都在躍躍欲試，Joy?Global并不是唯一的一家。德國的DBT?Group、Eickhoff?Corp.、瑞典的Sandvik?Mining?and?Construction?Ltd.及其他一些大型國際采煤設備生產商都已設法進入了中國市場。 煤礦傷亡事故頻發(fā)及采煤效率低下問題引起了中國政府的擔憂，目前中國國內正積極地推進煤炭行業(yè)的改革重組。未來幾年，中國將關閉更多能效低下且存在安全問題的小型煤礦，轉而組建一些大型煤炭生產集團。 ?在這樣的背景下，對于高端采礦設備的需求也在相應上升。而國內的相關設備供應商卻無法滿足此類需求，這就給海外生產商提供了搶占市場立足點的機會。 美國駐中國使館事務處(China?branch?of?the?U.S.?Commercial?Service)的一位資深商務專家梅報春表示，從開采效率、設備質量、對礦山的環(huán)境保護及安全和健康等方面來考慮，中國的主要采煤設備普遍落后其他國家10-15年。 雖然中國是全球最大的煤炭生產國，2005年的煤炭總產量達21.1億噸，但中國煤礦的安全紀錄則非常糟糕。幾乎每天都有因煤礦爆炸、透水和塌方導致礦工喪生的報導。2005年，中國共有5,986名煤炭工人在事故中喪生。 中國的煤礦數(shù)量接近2.5萬座，其中90%以上是村鎮(zhèn)所有的小型煤礦。 高端采礦設施需求強勁 目前，中國煤礦的機械化程度平均為42%，小型煤礦的機械化程度則更低。極低的自動化和機械化水平意味著煤炭采出率少得可憐。 中國煤礦目前的平均采出率僅為35%左右，小型煤礦的采出率更是不到10%。煤炭行業(yè)的數(shù)據顯示，中國約五分之二煤礦的年產量均不到3萬噸。 除了關閉安全狀況差及非法的煤礦（此類煤礦使用的一般都是小型采礦設備）外，中國還將在2010年前建立13個大型煤炭生產基地，并組建5-7家年產量超過1億噸的大型煤炭生產商。 在2010年年底前，國有大中型煤礦的機械化程度將從目前75%的平均水平分別提高至95%和80%。 不過，凱基證券(KGI?Securities)分析師張偉(Aaron?Zhang)表示，國產的采煤設備已經過時，而且主要是在小型煤礦中使用。實際上，刨煤機、綜掘機和支架等一些關鍵的井下采煤設備還需依賴進口。中國90%的煤礦都屬于井下作業(yè)。 Joy?Global的一位管理人士表示，該公司在中國最暢銷的產品是連續(xù)采煤機，這種設備已在美國和其他發(fā)達國家的大型煤礦中得到了普遍使用。 這位不愿透露姓名的管理人士稱，到目前為止，中國的生產商已生產出幾臺類似的樣機，但還遠沒有達到真正的商業(yè)化水準。 中國市場吸引全球關注 過去幾年來，外國采煤設備生產商親眼目睹了在華銷售額的大幅增長。2003年，Joy?Global在中國的銷售額僅為5,000萬美元，但2004年很快激增至1.4億美元，2005年為1.7億美元，今年有可能達到2億美元。 其他外國公司當然也沒有袖手旁觀。2005年末，德國DBT集團與中國的煤炭公司達成了三筆大宗合同，這使其中國客戶的數(shù)量在不到18個月的時間里由5個增加到11個。其中有一份合同就是和中國煤炭產量最大的生產商神華集團有限責任公司(Shenhua?Group?Corp.，簡稱：神華集團)簽定的，這也是DBT有史以來簽訂的最大的一筆訂單。 該公司在新聞稿中稱，合同履行完成后，DBT對神華集團的支架交貨量將達到2,700架。 不僅是采煤設備生產商，一些投資公司也開始進入了這片市場. ?6月14日，總部在紐約的投資公司Jordan?Co.旗下International?Mining?Machinery?Ltd.宣布，已向國有黑龍江煤礦機械集團有限公司,收購了雞西煤礦機械有限公司和佳木斯煤礦機械有限公司的全部股權。 上述交易在國內遭到激烈的批評，一些業(yè)內人士指出，當?shù)卣粦摪岩磺卸假u給海外公司，因為這兩家采煤設備制造企業(yè)生產的綜掘機和支架各占到國內銷量的近40%。 Joy?Global的一位管理人士表示，當前最大的挑戰(zhàn)是中國政府正在不斷要求煤炭企業(yè)購買國產設備。 ?該管理人士稱，除民族主義情緒外，價格也是一個問題，進口采煤設備通常比國產設備貴2-3倍。 1.2.3 對采煤機在國內發(fā)展的建議 連日以來，關于煤炭行業(yè)整頓整合的聲音不絕于耳，6月初，溫家寶總理在參觀神華集團神東礦區(qū)的時候曾指出，要通過煤礦的兼并重組建幾個億噸級的大型煤礦基地；實現(xiàn)煤礦生產的規(guī)?；?、現(xiàn)代化，把煤炭企業(yè)辦成現(xiàn)代企業(yè)。此后不久，發(fā)改委便做出了詳盡規(guī)劃，力爭在十一五期間建5-7個年產5000萬噸的大型煤礦集團，同時，國家將重點建設神東、晉北、晉東、蒙東（東北）、云貴、河南、魯西、晉中、兩淮、黃隴（華亭）、冀中、寧東、陜北等13個大型煤炭基地，力爭使前6位的煤炭開采企業(yè)的產量達到全國總產量的60%，實現(xiàn)煤炭行業(yè)的有序競爭，以及煤炭資源的合理開發(fā)。 6月22日，國家安全生產監(jiān)督管理總局局長李毅中在山西晉城召開的全國煤礦瓦斯治理和利用工作現(xiàn)場會上表示，將采取“三步走”的戰(zhàn)略，爭取用3年左右的時間解決小煤礦問題。逐步關閉不符合安全生產條件、以及資源、環(huán)保和煤炭產業(yè)政策的小煤礦，力爭近兩年內消滅年產3萬噸以下的小煤礦。種種跡象表明，在安全生產事故頻出、煤炭資源無序開發(fā)屢禁不止的情況下，政府已經開始全力著手整頓煤炭行業(yè)，煤炭行業(yè)規(guī)?；?、現(xiàn)代化的方針已基本形成。 煤炭行業(yè)的規(guī)?；亟M將對我國的煤機生產企業(yè)帶來巨大的沖擊。首先，煤炭行業(yè)的重組直接帶來煤礦機械消費結構的變化。原有的小煤礦大多使用成本低、效率低、自動化程度低的小型采煤機，這也構成了國內多數(shù)煤機生產企業(yè)的主要市場，使它們喪失了技術創(chuàng)新的動力。重組后的煤炭企業(yè)將對大型成套采煤設備有更高的需求，從而帶來市場偏好的變化，而國內恐怕只有為數(shù)不多的煤機生產企業(yè)（如張家口、雞西、西安等煤機生產廠）能夠在技術上達標。 其次，消費結構的變化使得國外的煤機供應商獲得更為廣闊的市場，國內企業(yè)的生存環(huán)境會愈加困難。根據中國國際招標網的數(shù)據顯示，現(xiàn)有的煤機消費市場呈現(xiàn)兩極化的趨勢。以神華、晉煤為代表的大型煤炭生產企業(yè)主要使用綜合成套設備進行開采，主要包括大型采煤機、重型刮板運輸機以及液壓支架三部分。由于國內企業(yè)在這方面生產能力得欠缺，在采購時主要面向國外企業(yè)，以國際招標形式為主，包括德國艾科夫、美國久益以及英國DBT在內的國際知名礦山機械巨頭就成了它們的主要供應商。而另一級則是中小煤礦與國內的煤機生產企業(yè)所構成的供應鏈，盡管在生產能力、安全設計、工作效率方面都有很大的差距，但由于成本較低，正好滿足小煤礦的消費偏好。兩極化的市場分割態(tài)勢使得國內外煤機生產企業(yè)都有生存的空間，而在煤炭規(guī)?；亟M之后，小煤礦數(shù)量的減少將直接導致國內煤機生產企業(yè)市場的萎縮，而大型煤炭企業(yè)的形成則會給國外的煤機企業(yè)帶來更多的訂單。 最后，在技術水平上，國內煤機企業(yè)難以同國外競爭對手相比。根據中國國際招標網的歷史招標資料顯示，凡是生產能力在1000t/h以上的采煤機，都要采用國際招標的形式向國外企業(yè)采購，足見國內企業(yè)技術水平上的差距。而國產的采煤機的生產能力大多在200-400t/h徘徊，不但難以同國外對手抗衡，就連本土的市場需求都無法滿足。 概而言之，原有的煤炭產業(yè)結構成就了煤機企業(yè)的今天，為它們提供了廣闊的市場；但也束縛它們的成長道路，使其喪失了學習創(chuàng)新的動力。如今，煤炭產業(yè)整合的大幕已經拉開，隨著眾多小煤礦的“關停并轉”，國內的煤機企業(yè)未來的發(fā)展道路恐怕也會愈加艱難。 1.3 設計內容和預期結果 1.3.1 設計內容 1） 采煤機的總體設計;2）采煤機截割部3）;行星減速器的設計;4）控制系統(tǒng)概述設計 1.3.2 預期結果 能夠設計出一臺滿足生產要求的采煤機，并能提高一定的生產率和產品質量，減輕工人勞動強度，降低生產成本。 2 采煤機的概述 采煤機是一個集機械、電氣和液壓為一體的大型復雜系統(tǒng),工作環(huán)境惡劣,如果出現(xiàn)故障將會導致整個采煤工作的中斷,造成巨大的經濟損失.隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,采煤機的功能越來越多,其自身的結構、組成愈加復雜,因而發(fā)生故障的原因也隨之復雜。雙滾筒采煤機綜合了國內外薄煤層采煤機使用經驗，針對我國具體國情而設計的新型大功率薄煤層采煤機。采煤機主要技術參數(shù) 1、適用煤層 采高　0.85-1.6m 傾角　≤30° 煤質硬度　f≤3 2、生產能力 最大理論生產能力　528t/h 經濟生產能力249t/h 3、截割部 滾筒轉速：75.62rpm 滾筒直徑：Φ850、Φ1000、Φ1200 調高方式：液壓調 高 4、牽引部 牽引方式：液壓無級調速、擺線齒輪、銷排無鏈牽引 最大牽引力：20t 牽引速度：0-5.5m/min 5、電動機 牽引電機?? 3. 截割部的整體設計 3.1 截割部的組成： 搖臂齒輪箱，機頭齒輪箱，滾筒及附件. 3.1.1 截割部主要作用： 落煤，碎煤，裝煤. 3.2 采煤機的主要工作參數(shù) 3.2.1 采高： 采煤機實際高度. 注意事項：煤層厚度一般不宜超過采煤機的最大采高的，不宜小于采煤機最小采高的 。 采煤機的最大采高H和最大臥底深度X的關系式： sin （3-1） (3-2) 式中： A—機身上部距底板的距離 C—機身箱體厚度 L—搖臂回轉中心到滾筒軸心的長度 —搖臂相對機身水平上擺動最大角度 —搖臂相對機身水平下擺動最大角度 D—滾筒直徑 3.2.2 截深 定義：采煤機截割部機構，每次切入煤體內的深度B，稱為截深。 截深是決定采煤機功率和生產率的主要因素。截深范圍（）。在厚煤層中，由于受到輸送機的能力和頂板易冒頂片條件的限制，宜用較小的截深。當用單體支柱護頂板時，金屬頂梁的長度為采煤機截深的整數(shù)倍。滾筒采煤機的截深一般小于1m，多采用，大功率采煤機可取0.75m。 3.2.3 截割速度 概念：滾筒上截齒齒尖的圓周切線速度，稱為截割速度。 它取決于截割部傳動比，滾筒直徑，滾筒轉速。截割速度一般取。新型采煤機直徑左右的滾筒轉速多為左右，直徑小于的滾筒轉速可高達。 3.2.4牽引速度 牽引速度越大，單位時間內的產煤量越大。但電動機的負荷和牽引力也相應增大。牽引速度是無級的，至少是多級的。 目前，雙滾筒的采煤機的最大截割牽引速度可達,有的采煤機最大牽引速度高達。截煤時，牽引速度一般不超過。 采煤機的生產能力計算： （） (3-3) 式中： H—采煤機采高 B—采煤機截深 —采煤機平均牽引速度 —煤的密度 一般為 對于一定的滾筒轉速和允許的截齒切削厚度，可用下面公式計算允許工作的牽引速度： （） (3-4) 式中：t—采煤機允許的截割切屑厚度 m—滾筒每一截線上的截齒數(shù) n—滾筒轉速 3.2.5 牽引力 牽引力由外載荷決定，因此精確計算采煤機所需要的牽引力既不可能，也沒必要。據統(tǒng)計，裝機功率P不超過的鏈牽引采煤牽引力約為,無鏈牽引采煤機牽引力約為，裝機功率P超過300kw，有鏈和無鏈牽引采煤機的牽引力分別為1P和2P。 牽引力和牽引速度的關系為： (3-5) 式中：C—牽引阻力的不變分量 k—系數(shù)，取決于煤質及壓張程度 3.2.6 生產能力 (3-6) 采煤機的生產能力主要取決于牽引速度，而牽引速度的提高就要求采煤機的裝機功率和牽引力加大。 3.2.7 裝機功率 采煤機所裝備的電動機的總功率，稱為裝機功率。 裝機功率越大，采煤機可采越堅硬的煤層，生產能力越高。原煤炭工業(yè)部標準MT4—84規(guī)定采煤機電動功率系列為：100，150，170，200，300和375KW。 滾筒采煤機總消耗率P包括截煤功率，裝煤功率和牽引功率三部分。對于雙筒采煤機： (3-7) 滾筒截煤時消耗的功率為： (3-8) 式中：—滾筒總平均截割阻力N —截割速度 —截割部總傳動效率 滾筒裝煤的功率為： (3-9) 式中：—滾筒裝煤的阻力 牽引部的功率消耗為： (3-10) 式中：F—采煤機的總牽引阻力 —牽引部的總效率 由于等式右邊各項均受牽引速度影響 所以 (3-11) 式中：—采煤機空載消耗功率 K—系數(shù) 工程上，一般采用單位比能消耗法來確定采煤機的消耗功率。 (3-12) 式中：H—采用m —采煤單位能耗 考慮到功率儲備，采煤機的裝機功率一般為： (3-13) 式中：—功率儲備系數(shù) 3.3 齒型選擇 3.3.1 截齒 截齒是采煤機上直接用來落煤的刀具。 對截齒的主要要求是：(1)耐磨性和強度要求。(2)幾何參數(shù)合理，能適合不同煤質的截割工程。(3)固定可靠，拆裝方便。 3.3.2 截齒的幾何參數(shù) 截割刀具的主要參數(shù)有（如圖3-1） Cutting Tool is the main parameters （1）截角：刀頭前面與刀尖運動軌跡的切線之間的夾角。 （2）前角：刀頭前面與刀尖運動軌跡的法線之間的夾角。 （3）后角：硬質合金片端面與刀尖運動軌跡的法線之間的夾角。 （4）倒角：刀頭側角與前面法線之間的夾角。 （5）刀尖角：刀頭側角與前面法線之間的夾角。 （6）截刃寬度b：刀頭前面與端面所形成的切削刃的寬度。 （7）前面寬度B：刀頭前面的最大寬度。 截角常用，前角與截角互余，后角常用，側角一般用。 截刃寬度對截割阻力和單位能耗影響很大，當10mm時，由于截槽的崩裂角逐漸減小，因而摩擦阻力增大，使截割阻力和單位能耗加大。因此一般b10mm。 3.3.3 截齒的分類 扁形截齒（徑向截齒）（圖3-2） Pick a flat shape (radial Pick) （1） 根據扁形截齒前面形狀的不同分為平前面截面（圖1-3a）和屋脊狀前面截齒 平前面截面（圖3-3a） Ping front section 屋脊狀前面截齒（圖3-3b） Roof-ahead Pick 平面截齒結構簡單，但生產時煤粉多，刀具受力大。適用于中硬及夾石較少且節(jié)理發(fā)達的煤層。 屋脊狀前面截齒的強度高，生產時產生的煤粉少，受阻力相對也小，多用于韌性，夾石多的硬煤層。 （2）鎬形截齒 圓錐形截齒(3-4a) Conical Pick 。 帶刃扁截齒(3-4b) Band-edge Pick 3.3.4 截齒伸出長度 截齒徑向伸出長度應大于工作時的最大煤屑厚度 (3-14) 式中： —儲備系數(shù)，可?。郝菪凉L筒的徑向截齒。切向截齒，對鉆削頭。 (3-15) 式中：—最大牽引速度 —滾筒轉速 —同一截線上截齒數(shù) 3.3.5 截齒的失效形式與壽命 一般規(guī)定截齒尖的硬質合金磨去或于煤的接觸面積大于時，應及時更 換截齒。 3.3.6 截齒的材料 為了保證截齒的強度和耐磨性，截齒齒身常用或剛制成，并調質處理。齒頭鑲嵌化鎢硬質合金核或片。 3.4 滾筒設計 滾筒的結構： 螺旋滾筒的作用是落煤和裝煤。它是由螺旋葉片，端盤，齒座，噴嘴及筒轂等部分組成。端盤上截齒截出的寬度。滾筒和滾筒軸的聯(lián)接結構有：錐形軸端和平鍵聯(lián)接，內齒輪副與錐形盤復合聯(lián)接軸端突緣與楔塊聯(lián)結和方頭聯(lián)結。 3.4.1滾筒的結構參數(shù)： 滾筒的三個直徑：滾筒直徑D，螺旋葉片外緣直徑及筒轂直徑。 （1）.滾筒直徑D：截齒齒尖處的直徑，對于薄煤層雙滾筒采煤機或一次采全高的單滾筒采煤機： (3-16) 式中：—最小厚度 選—考慮到割煤后頂板的下沉量，用以防止采煤機返回裝煤時滾筒截割頂梁。 對于中厚煤層用的單滾筒采煤機，滾筒直徑為： 式中：—最大煤層厚度 雙滾筒采煤機的滾筒直徑應略大于最大采高的一半或者根據兩個滾裝 煤量相等的原則來選取。 設滾筒直徑D與采高H之比為，螺旋滾筒的裝煤效率為，則： 上滾筒截煤的厚度：。 下滾筒截煤的厚度：。 下滾筒除了要裝卸所剩下的厚度為H-D的煤處，還要負擔上滾筒留下的當量厚度 為的煤，根據兩個滾筒裝煤量相等，得： (3-17) 式中：—螺旋滾筒的裝煤效率 將代入中得到相應的值，對于小直徑滾筒， =，于是滾筒直徑D=H。 滾筒直徑系列尺寸為： （2）.螺旋葉片的外緣直徑，葉片外緣指齒座突出的最大直徑。 式中：—截齒徑向伸出長度。 滾筒割煤時，煤壁上殘留鋸齒狀煤槽（圖1-5）的槽高取決于滾筒上截齒最大截距，并有以下關系： (3-18) 式中：—截齒的最大截距 —截刃寬度 —煤的崩裂角 煤壁殘留煤槽（圖3-5） Coal wall residual coal chutes 為防止葉片邊緣及齒座與這些煤槽碰擠而增大摩檫阻力，葉片邊緣直徑應滿足： (3-19) （3）.筒轂直徑，在滿足結構的前提下，滾筒直徑應盡可能小，一般： （對大直徑滾筒） （對小直徑滾筒） 常用的滾筒筒轂直徑與葉片外緣直徑之比在之間。 3.4.2 滾筒寬度 滾筒寬度B是滾筒邊緣到端盤最外側截面齒齒尖的距離，但滾筒的實際截深小于滾筒寬度。 我國滾筒的寬度系列為：，近年來，多采用的截深。 3.4.3 螺旋葉片的參數(shù)： （1）螺旋葉片的升角： 螺旋升角是指螺旋線的切線與垂直螺旋軸心平面的交角。 (3-20) 是將一個雙右旋葉片外緣直徑，內緣直徑，內緣直徑及任意直徑展開，得： （外緣） (3-21) （內緣） (3-22) （任意） (3-23) (3-24) 若有一塊煤落在葉片上任意處，當滾筒轉動時，葉片帶動煤塊沿軸移動，其移動速度： (3-25) 式中：L—螺旋導程 v—滾筒轉速 實驗表明，螺旋葉片外緣升角在效果較好。 （2）.螺旋葉片的導程和頭數(shù)Z 導程是指螺線旋轉一周的軸向距離。 若螺旋頭數(shù)為Z，則有（S為螺距） 螺旋葉片的導程應不小于葉片寬度（） 但在時，螺旋頭數(shù)Z必須滿足，否則滾筒圓周上將有一部分沒葉片，使 螺旋葉片頭數(shù)選擇（圖3-6a） Helical Blade first few choices 滾筒無法順利裝煤（圖1-6a）滿足上式的螺旋滾筒(圖1-6b)，當時，圓周上布滿葉片，合理。通常螺旋葉片頭數(shù)為 ，以雙頭螺旋葉片用省得最多，三，四頭螺旋葉片一般用于直徑較大的滾筒和開采硬煤層。 螺旋葉片頭數(shù)選擇(3-6b) Helical Blade first few choices （3）.螺旋葉片的螺距S 螺距是相鄰兩螺線之間的軸向距離： (3-26) 確定了導程和頭數(shù)以后，螺距即可求得： 為使兩葉片之間的空間夠大不至于被大塊煤片卡住。 另外，螺距與葉片深度之比應滿足： (3-27) （4）.螺旋葉片在筒轂上的總包角，包角是葉片圍繞筒轂轉過的角度。 1.導程等于葉片寬度（圖1-7a），故總包角(rad）這種螺旋葉片的升角和兩葉片間距小，不滿足上述要求。 2.螺距等于葉片寬度（圖1-7b），包角，這種螺旋葉片的特點，導程，升角都符合上述要求，但工作平穩(wěn)性差，截割阻力常從滾筒一側向另一側變換。 因此規(guī)定（圖1—8），兩相鄰葉片之間相互搭接，葉片在筒轂上的總包角為： 每條葉片的包角 葉片總包角比較（圖3-8） Angle leaves the total package comparison 對雙頭螺旋葉片，三頭，四頭。 這時，葉片外緣升角為： (3-28) 式中：—葉片總包角 —葉片頭數(shù) 內緣外角為： (3-29) 3.5 螺旋滾筒的運動參數(shù) 運動參數(shù)包括滾筒的旋轉方向和轉速。 3.5.1 滾筒的旋轉方向 1.滾筒截煤時分逆轉和順轉兩種情況： （1）逆轉是刀具截煤方向與碎煤落下的方向相反（圖1-9a），逆轉時，即使不用擋煤板，也有較好的裝煤效果。 （2）順轉是刀具截煤方向與碎煤落下的方向相同（圖1-9b），順轉必須用擋煤板，否則工作面浮煤較厚。 滾筒的順轉（圖3-9a） 滾筒的逆轉（圖13-9b） ded with the drum Drum reversal 2.采煤機滾筒轉向 對單滾筒采煤機（圖1-10），滾筒轉向必須上行時順轉（圖a），下行時逆轉(圖c)。所以在左工作面時滾筒順時針轉，用右旋滾筒。右工作面時，滾筒逆時針轉，用左旋滾筒。 這樣正確轉向的原因是：1.有利于裝煤 2.機器受翻轉力矩小，從（圖b,d）可以看出，若滾筒轉向改為逆時針時，則煤流斷面被搖臂擋住，裝煤口尺寸減小，不合理。 對雙滾筒采煤機，滾筒的轉向分兩種： 反向對滾和正向對滾。 單滾筒采煤機和雙滾筒采煤機的滾筒轉向（圖3-10） Shearer single-and double-drum shearer drum shift 3.5.2 滾筒的轉速 每一截齒的最大切屑厚度： (3-31) 由上式可知，在牽引速度v和每一截線上截齒數(shù)m已定的情況下，滾筒轉速越高，截齒的切削厚度越小。反之，滾筒轉速越低，切削厚度越大。 在確定滾筒轉速時，以切削厚度不超出截面齒伸出齒座的徑向長度為原則（一般認為不超過截齒伸出齒座長度的為宜）目前，各種雙滾筒采煤機徑向截齒伸出齒座的長度一般為，有的大功率可達到左右。 在滾筒轉速一定的情況下，滾筒的直徑越大，截割速度越大。根據實際使用經驗，截割速不宜超過。因此，目前趨向采用較低的截割速度，一般在，最低可達。 3.6 截齒配置 螺旋滾筒上截齒的排列規(guī)律稱為截齒配置。 螺旋滾筒工作機構的截齒配置圖是滾筒截齒齒尖所在圓柱面的展開圖。（圖1-11） 截齒配齒圖（圖3-11） Pick Distribution Tooth Chart 3.7 電動機的選擇計算 3.7.1 選擇電動機的轉速 截割滾筒的轉速范圍 ,即，選。 卷筒直徑D＝m 3.7.2 選擇電動機的轉速范圍 因為出軸轉速為，又因為滾筒轉速為，所以截割部的總傳動比為： (3-32) 3.8 所需電動機的輸出功率 3.8.1 工作機的功率 已知：截割滾筒的所需有效功率:P=300kw 3.8.2 傳動裝置的總效率: 傳動裝置總功率 按《機械設計課程設計》表4.2-9?。郝?lián)軸器效率＝0.995 齒輪嚙合效率（齒輪精度為8級）＝0.98 滾動軸承效率＝0.99 傳動裝置總效率=0.995×0.98×0.99＝0.913 3.8.3 所需電動機的輸出功率 (3-33) 電機選擇功率為327kw 3.8.4 選擇電動機的型號 通過比較選擇電動機型號為： 其主要性能數(shù)據如下表 型號 功率KW 電壓V 轉速 冷卻方式 370 1400 定子水冷 3.9 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.9.1 分配傳動比 1、總傳動比: 2、各級傳動比的分配，由，，得：， 根據滾筒轉速需求和所選電機轉速則有：=2.5 . 3.9.2 功率、轉速和轉矩的計算 0軸（電動機軸）： n＝1400r/min T=9.55P/n=9.55×326.8×10/1400＝2229.24N.m 4 傳動零件的設計計算 4.1 圓柱齒輪傳動的設計計算 4.1.1 高速級齒輪傳動計算 (1)選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調質HBS1=217-255 大齒輪： 45號鋼 正火HBS2=162-217 (2)按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021)=0.015 估取圓周速度10.34m/s ,參考教材表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組7級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 (4-1) 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù) 按推薦值20—40中選=32 大齒輪齒數(shù)=i×=2.5×30=80 傳動比= / =80/32=2.5 傳動比誤差 =(2.5-2.5)/2.5=0.00誤差在5%范圍里 小輪轉矩=9.55/=9.55×10×326.8/1400=2229242.86 N.mm 載荷系數(shù)K K=KKKK 動載荷系數(shù)K初值查圖8-57K=1.10 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.12 齒間載荷的初值在推薦值（=～）中選值初選= 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 載荷系數(shù)K初值K=1×1.10×1.12×1.25=1.54 彈性系數(shù)查表8-22得 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.42 重合度系數(shù)查圖8-65=0.77 螺旋角系數(shù)Z Z==＝0.98 許用接觸應力[]由式 []=.ZZ/S (4-2) 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝580 N/㎜，＝470 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)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) 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z=1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)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 的設計初值 124.52㎜ 法面模數(shù)：m=. / =124.52cos14/32=4.03 圓整取模數(shù)m=4 中心距a=m(+)/2cos=4×112/2cos14=230.9㎜ 圓整取231㎜ 分度圓螺旋角=cos[m(+)/2a]=cos[4×112/（2×450）]= 小輪分度圓直徑的計算 = m/cos=4×32/cos14.3=131.9㎜ 圓周速度V=/60000=3.14×123.71×1472/60000=9.53m/s與估取的值10.34m/s相近對K取值影響不大不必修正取K=K=1.10 齒間載荷K由式8-55和8-56得 為=+=[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 載荷系數(shù) K=1×1.10×1.12×1.28=1.58 小輪分渡圓直徑=123.71×=124.77mm 取==124.77mm 大輪分度圓直徑=m/cos=4×80/ cos14.4=326.8mm 齒寬==0.8×123.711=98.5㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝100㎜ 小齒輪寬=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 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =Y YY[] (4-4) 齒形系數(shù)Y 由當量齒數(shù) Z=Z/cos=30/=30.9 (4-5) Z= Z.=30.9×6.27=193.7 (4-6) 查圖8-67得與 ＝2.50 ＝2.17 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.63 ＝1.82 重合修正系數(shù)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) 螺旋角系數(shù)Y由式8-78中的說明=1.781取1得 Y=1-×/120=1-1×14.4/120=0.88 (4-8) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 (4-9) 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =470 N/㎜ =400N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 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/㎜ 滿足要求，合格 4.1.2 其他齒輪的參數(shù)選擇： 5 軸的設計 5.1 選擇軸的材料 45＃ 5.1.1 初步估算軸外伸段直徑 d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)×50=40～50㎜ 5.1.2 選擇聯(lián)軸器，設計軸的結構，初選滾動軸承 計算轉矩為： 名義轉矩 T=9.55 （4-10） 工作情況系數(shù) 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 軸孔直徑d=70 d=110 若取減速器高速軸外伸軸徑d=110㎜可選聯(lián)軸器軸孔d= d=110mm d=d=100mm 選取HL7型 5.1.3 軸各部尺寸選?。? 如圖Ⅰ，軸的第1段安裝軸承及擋油盤，所以由它們的寬度決定第1段軸的高度，半徑根據第2段安裝齒輪段確定，大齒輪寬度已知，既能確定，3段為過度軸，長度起調整作用，4段安裝軸承和擋油盤同第1段，5段為過度部分。各軸半徑關系由各軸作用及相關尺寸確定，既：如軸段起自由作， 如軸段起定位作用，，一般來說，小半徑軸的直徑比大半徑軸直徑小。 （圖Ⅰ） 如圖Ⅱ，軸段1安裝軸承，高度由軸承確定。軸段2為過度部分，起調節(jié)軸整體作用。軸段3安裝大齒輪，高度與齒輪高度有關。軸段4為齒輪軸，由計算可知齒輪軸的寬度既為軸段4的高度。軸段5安裝軸承和擋游盤，尺寸由它們確定。 ， （圖Ⅱ） 5.1.4軸的計算簡圖 軸的計算簡圖 Axis of calculating diagram 1） 求輸出軸的轉矩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求垂直面內的支承反力，作垂直面內的彎矩圖 解：對D點取矩 F×47.5-R×205.5=0 R=2689.80N R=8947.20N 解得M=424988.4N.㎜ 垂面內彎矩圖 Vertical plane moment map 5.1.6求水平面內的支承反力，作水平面內的彎矩圖 解 對B點取矩：F×333/2-F×158+R×205.5=0 R=-1095.8N R=5450.6N M=-52050.5N.㎜ M=861194.8N.㎜ 平面內彎矩圖 Plane moment map 5.1.7求合成彎矩，作合成彎矩圖 M==428163.9N.㎜ M==960349.7N.㎜ 查表得[]=[]=1.7[] []=0.1[] 扭矩T=1938260N， T=0.6×1938260＝1162956N 合成彎矩圖 Synthesis moment map 5.1.8作轉矩圖 轉矩圖 Torque Chart 5.1.9求當量彎矩M，作當量彎矩圖 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㎜ 當量彎矩圖 Equivalent moment map 5.1.10精校核軸的強度 1）判斷危險截面 C處為危險截面 2）計算危險截面： 截面右側彎矩M為：M=960349.7×（158-21.5）/158=829669.2N.㎜ 截面上扭轉矩T T=1938260N.㎜ 抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.1×92=77868.8㎜ 抗扭截面系數(shù) W=0.2d=0.2×92=155737.6㎜ 截面上的彎曲應力 =M/W=829669.2/77868.8=10.65N/㎜ 截面上的扭轉剪應力 =T/W=1938260/155737.6=12.45N/㎜ 彎曲應力幅 ==10.65N/㎜ 彎曲平均應力 =0 扭轉剪應力幅與平均應力相等：即==/2=6.23N/㎜ 3）確定影響系數(shù)： 軸為45#調質處理由表4-1得600N/㎜，＝275 N/㎜=140 N/㎜軸肩圓角處有小應力集中系數(shù)KK根據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 尺寸系數(shù)據軸截面圖為圓截面查圖4-18：=0.71=0.78 表面質量系數(shù)根據=600N/㎜和表面加工方法精車查圖4-19得==0.88 材料彎曲扭轉特性系數(shù) 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 低速軸滾動軸承的選擇 6.1 選擇軸承類型及初定型號 選用圓錐滾子軸承，摘自GB/T297-94,型號為：30216 6.1.1 計算軸承的受力 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 計算當量動載荷: 1）軸承的派生軸向力: 查《機械設計課程設計》表4.6-3得 Y=1.4,e=0.42 ＝150800N = = 2）軸承所受的軸向載荷 因，由《機械設計工程學》（5-10）得 3) 軸承的當量動載荷 ① 因,查《機械設計工程學》表5-12得 由式（5-7）: ② 因,查《機械設計工程學》表5-12得 由式（5-7）： 6.1.3 計算軸承壽命 軸承壽命：因，故按計算，由機《機械設計工程學》表5-9、5-10查得 ，按式（5-5）計算 7、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 7.1 Ⅰ軸組件齒輪內腔花鍵： 矩形花鍵: 查GB114-87 規(guī)：10×82×92×12 由《機械設計工程學》=0.8 h＝(D-d)/2－2c c為倒角尺寸c＝0.6 ＝（D+d）/2 T3=1966910N.mm d=92 []=100～140N.㎜ 根據式：=2T3/Nhl=2×1966910/0.8×10×3.8×37×87=40.2N.㎜ [] 7.2 Ⅱ軸組件內花鍵： A型:l=L-b k=h/2 L=80 b×h=20×14 T3=1966910N.mm d=70 []=120～150N.㎜ 根據式：=2T3/dkl=2×1966910/70×7×(80-20)=133.8N.㎜ [] 7.3 Ⅲ軸組件內花鍵： A型: l=L-b k=h/2 L=70 b×h=12×8 T=174200N.㎜d=40 []=120～150N.㎜ 根據式：=2T/dkl=2×174200/40×4×(70-12)=37.5N.㎜[] 7.4 行星輪減速器內花件： A型: l=L-b k=h/2 L=50 b×h=16×10 T＝641340N