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第110頁 中國礦業(yè)大學2005屆本科生畢業(yè)設計 1 緒論 1.1采煤機的發(fā)展史 20世紀40年代初，英國和前蘇聯相繼研制出了鏈式采煤機，這種采煤機是通過截鏈截落煤，在截鏈上安裝有被稱為截齒的專用截煤工具，其工作效率低。同時德國研制出了用刨削方式落煤的刨煤機。50年代初，英國和德國相繼研制出了滾筒式采煤機，在這種采煤機上安裝有截煤滾筒，這是一種圓筒形部件，其上安裝有截齒，用截煤滾筒實現落煤和裝煤。這種采煤機與可彎曲輸送機配套，奠定了煤炭開采機械化的基礎。 這種采煤機的主要缺點有二點：其一是截煤滾筒的高度不能在使用中調整，對煤層厚度及其變化適應性差；其二是截煤滾筒的裝煤效果不佳，限制了采煤機生產率的提高。 進入60年代，英國、德國、法國和前蘇聯先后對采煤機的截割滾筒做出革命性改進。其一是截煤滾筒可以在使用中調整其高度，完全解決對煤層賦存條件的適應性；其二是把圓筒形截割滾筒改進成螺旋葉片式截煤滾筒，即螺旋滾筒，極大地提高了裝煤效果。這兩項關鍵的改進是滾筒式采煤機稱為現代化采煤機械的基礎。 可調高螺旋滾筒采煤機或刨煤機與液壓支架和可彎曲輸送機配套，構成綜合機械化采煤設備，使煤炭生產進入高產、高效、安全和可靠的現代化發(fā)展階段。從此，綜合機械化采煤設備成為各國地下開采煤礦的發(fā)展方向。自70年代以來，綜合機械化采煤設備朝著大功率、遙控、遙測方向發(fā)展，其性能日臻完善，生產率和可靠性進一步提高。工礦自動檢測、故障診斷以及計算機數據處理和數顯等先進的監(jiān)控技術已經在采煤機上的到應用。 1.2我國采煤機的發(fā)展展望 依靠科技進步，推進技術創(chuàng)新，開發(fā)高產高效礦井綜合配套技術是我國煤炭科技發(fā)展的主攻方向，根據世界采煤機發(fā)展潮流和煤炭科技前沿最新消息，我國采煤機應在以下方面進行攻關研究，盡快趕上世界水平。 1.2.1大功率、大截深電牽引采煤機的進一步研究 為了滿足高產高效礦井發(fā)展的需要，增產減員，增產減面，實行合理化集中生產，擬研制截割功率2X500KW~2X600KW，總裝機功率1200KW~1500KW以上，截深0.8m～1.0m的高效電牽引采煤機；電機橫向布置，框架式結構，無底托架，交流變頻調速，供電電壓3300V以上；強力型無鏈牽引系統(tǒng)，具有高牽引速度和牽引力；配用機載增壓水泵和吸塵滾筒，操作方便，控制、保護齊全，性能良好。 1.2.2大功率采煤機的工況監(jiān)測、故障診斷與控制系統(tǒng)的研究 高可靠性大功率采煤機是實現高產高效礦井合理集中生產的根本保證，采用機載計算機監(jiān)測，故障診斷及自動控制系統(tǒng)是提高大功率采煤機可靠性和利用率的重要途徑，通過開發(fā)采煤機監(jiān)測傳感器和機載計算機系統(tǒng)，以及地面中心站的故障診斷和維修管理專家系統(tǒng)，實現多參數工況監(jiān)測和井下、地面兩極預報型故障診斷及維修管理專家系統(tǒng)等機電一體化技術，使采煤機的技術水平、工作能力得以大幅度提高，保證高效連續(xù)生產。 1.2.3應用高新技術，嚴格管理，提高可靠性 衡量一個國家的采煤機的技術水平，首先應對其機械設備的先進行、品種、質量、可靠性、適應程度以及壽命等加以分析。我國是一個發(fā)展中國家，改革開放以來，采煤機得到了很大的發(fā)展，但生產的質量、壽命、高新技術的應用、科學管理等與世界煤炭工業(yè)發(fā)達國家相比，還存在較大的差距，國外采煤機有關部件的設計壽命是：齒輪12500h，軸承20000h～30000h，電機絕緣壽命4400h，滾筒可產煤300萬噸。綜合工作面采煤機一般都裝有自動控制、診斷、數據傳輸、無線電遙控裝置，不僅操作方便，而且能通過診斷裝置預先發(fā)現故障并及時排除。我國采煤機的齒輪、軸承、滾筒、電機等主要部件的設計壽命均低于國外水平。采煤機大部分不具有監(jiān)控、診斷保護功能，不能預報診斷故障，不能保證采煤機經常處于正常狀態(tài)。我國要求采煤機出150萬t～200萬t煤而不大修，實際上與要求還有距離。 為了滿足高產高效綜采工作面快速割煤提高生產力的需要，克服液壓牽引的繁雜，電牽引采煤機是采煤機發(fā)展的一個趨勢。與目前最先進國外采煤機相比，國內電牽引采煤機在總體參數性能方面尚有較大差距，某些關鍵部件的性能、功能、適應范圍還有待完善和提高，尤其是無線監(jiān)測、故障診斷及預報、信號傳輸與采煤機自動控制、傳感器等智能化技術和機械部件的可靠性、壽命與國外相比差距甚大。根據我國煤炭生產要求和采煤機發(fā)展趨勢以及針對國內電牽引采煤機存在的差距，今后主要研究內容如下： 進一步完善和提高交流變頻調速系統(tǒng)的可靠性。重點完善和提高系統(tǒng)裝置抗震、散熱和防潮性能； 研究可靠的微機電氣控制系統(tǒng)，重點提高采煤機機電控制系統(tǒng)的抗干擾、抗熱效應的能力； 開發(fā)或增強電控系統(tǒng)的監(jiān)控功能，重點研究故障診斷與專家系統(tǒng)、工況監(jiān)測、顯示與信息傳輸系統(tǒng)、工作面采煤機自動運行控制系統(tǒng)、自適應變頻電路的漏電監(jiān)測與保護技術、搖臂自動調高系統(tǒng)等； 開發(fā)四象限運行的礦用交流變頻調速裝置，使采煤機能適應較大傾角煤層開采的需要； 開發(fā)單機功率600KW,總裝機功率1500KW的大功率電牽引采煤機； 電牽引采煤機的可利用率、可靠性和壽命的研究。 1.3螺旋鉆采煤機的概述 螺旋鉆采煤法在我國剛剛起步，主要用于薄煤層開采，它屬于一種無人工作面開采方法。工人在支護條件良好的巷道中工作，徹底地改變了薄煤層回采工人在工作面內爬行的工作狀況，安全有了可靠的保障。 螺旋鉆采煤機是在用于露天開采的螺旋鉆機的基礎上逐步改造成型的。自20世紀70年代開始，原蘇聯在這方面做了大量的研究試驗工作。烏克蘭在原有的基礎上研制出2種新型的螺旋鉆采煤機，并推備批量生產形成規(guī)模。 螺旋鉆采煤機可以從巷道兩側雙向鉆孔采煤，不需要輔助的轉載設備便可回收落煤。新汶礦務局也準備從國外進口螺旋鉆采煤機，用于開采薄煤層。 螺旋鉆采煤法的關鍵設備是螺旋鉆采煤機。烏克蘭研制了H1D/-M型螺旋鉆采煤機，在該機型基礎上又研制出2種新型的螺旋鉆采煤機。這2種型號螺旋鉆采煤機的工作原理、結構和開采工藝基本相同，都采用電機主傳動、液壓推進的工作方式，并由主機、鉆具、多功能操作臺、單軌吊、支撐液壓千斤頂、鉆機行走腰帶、接長和疊放螺旋鉆桿的裝置、液壓泵站和風機等組成。 變量液壓泵，用于驅動鉆架座和退鉆座的移動機構、鉆機固定機構和定位機構，以及移動和操縱鉆機。該機工作時，用設在機架四角4個液壓千斤頂支撐在巷道的頂底板間，用來支撐鉆機；另外用2個副向液壓千斤頂承受鉆進時的推力。鉆機由履帶行走機構在巷道內移動。螺旋鉆采煤機的工作機構是螺旋鉆具，它由鉆頭和成對的螺旋鉆扦組成。鉆具部分可根據不同的開采和地質條件安裝2-4個鉆頭，平行地鉆進2-4個鉆孔，并能部分地破碎各鉆孔間的煤枝。這樣鉆孔的寬度可從1.14m調整到2.77m，使它的效率和煤炭資源回收率得以提高。鉆具上裝有5種傳感器，分別監(jiān)控鉆孔內的瓦斯?jié)舛?、鉆頭旋轉扭矩、鉆孔間的煤柱、鉆孔導向、鉆頭與煤層頂底板巖層間隙等情況，并通過多功能控制裝置實現集中控制，較好地解決了鉆孔的導向、孔內的瓦斯稀釋和噴霧防塵等問題。在高瓦斯礦井，在鉆機推進過程中螺旋鉆桿將通風和噴水的軟管系統(tǒng)帶入鉆孔內，并用單獨的局部扇風機向孔內壓入新鮮風流，用噴水管在鉆孔內噴霧，使鉆孔內的瓦斯?jié)舛群头蹓m含量達到安全標準。 螺旋鉆桿包括頂端螺旋、直線螺旋和連接部分。螺旋鉆桿的最大螺旋葉片直徑為480mm，可與直徑625nm的鉆頭相匹配。用直徑725和825mm的鉆頭時，在中間段的鉆桿上應安裝可拆卸的刮板。裝設這些刮板后，在螺旋鉆桿的葉片與孔壁之間存在間隙的情況下也能將煤從鉆孔中指出來。 螺旋鉆采煤機的工作效率除了與開機鉆孔時間有關外，還同鉆孔深度有關。影響螺旋鉆采煤機鉆孔深度的主要因素是推力、動力和鉆孔的傾斜。烏克蘭的科研人員將英國collins采煤機與螺旋鉆機結合起來,將collins采煤機的單鉆頭單鉆桿改為三鉆頭雙鉆桿；將非動力切割改為動力切割；在鉆頭與推桿間增加了調整油缸，使鉆頭能夠上下左右擺動，較好地解決了鉆孔傾斜問題；同時增大了螺旋鉆采煤機的推力和動力，使螺旋鉆采煤機的鉆進深度由原來的40m提高到70m。但由于鉆桿是由1m~2m的短鉆桿連接而成，當鉆孔深度超過30m后，鉆桿連接機構之間的間隙將會導致鉆桿的整體剛度降低，使鉆進方向發(fā)生偏斜。為此，烏克蘭頓涅茨克煤炭科學研究所研制了一種導向裝置，可確保螺旋鉆采煤機比較穩(wěn)定地將鉆孔打到設計深度。這種導向裝置是在鉆桿上設計一套導向支撐管，可使鉆機在煤層的垂直和水平兩個方向實現定向鉆進。導向柱的伸縮量，可根據鉆頭的直徑選擇。 為了提高螺旋鉆采煤機的回收率，德國提出一種方法所示，它通過搖控裝置使鉆頭在鉆孔內偏轉一定的角度，在回撤時使鉆頭可以繼續(xù)落煤。通過搖控裝置使鉆具的一個鉆頭偏轉一個角度，這樣可單向擴孔落煤。另一種方法是通過搖控裝置使2個鉆頭同時偏轉，與孔中心線成角，便可雙向擴孔落煤。 螺旋鉆采煤機附帶有單軌吊，使鉆桿安裝、拆卸和搬運實現了機械化，減少了輔助時間，提高了它的有效利用率。 螺旋采煤機包括兩套分開的機組，螺旋鉆機和回收機組，在操作中，它們共同來規(guī)定螺旋鉆孔間煤柱的寬度。每臺機組均由防爆電機帶動液壓泵，它們在各個機組上獨立驅動所有液壓功能。這種螺旋采煤機結合了許多特點，包括：螺旋鉆采煤機鉆進和螺旋機刮板回收同時作業(yè)，遙控操作螺旋鉆機刮板的連接和拆開，液壓刮板轉換機構在兩個機組間供刮板和截割頭使用，操作中隨機儲備三套螺旋鉆機刮板，液壓操作平衡和操縱制動塊及千斤頂，液壓操作頂板千斤頂帶自動載荷控制裝置。 高度低于零點九米的超薄煤層，在理論上為不可采煤層。該項技術不僅具有用人少、勞動強度低、安全系數高、資源損失小且無需支護等特點。還使全國一千多億噸的薄煤層儲量有望得到開采，具有重要的經濟和社會價值。 薄煤層螺旋鉆無人工作面開采是指回采工作面上無人，而是由螺旋鉆機全部完成工作面內的破煤、裝煤、運煤等各個工序，工作面的設備檢修也都在工作面以外的巷道中進行。研制人員經過對螺旋鉆機的進一步改造，其爬坡、移機、調向、機組防滑等性能均有了重大改善，其安全性、穩(wěn)定性和先進性在現場得到了充分驗證，工效比炮采提高了10倍，直接成本每噸降低了85.7元，大大減輕了工人的勞動強度，改善了工人的作業(yè)環(huán)境[1]。 該采煤法可廣泛地應用于開采圍巖較穩(wěn)定的薄煤層和極薄煤層，并且可以用來開采邊角煤、三下壓煤和回收各種煤柱。近年來，國外許多產煤大國由于特厚煤層的開采儲量日益枯竭，對螺旋鉆機采煤產生了極大興趣，螺旋鉆采煤成了開采緩傾斜薄煤層最有發(fā)展前景的一種采煤方法，這項采用螺旋鉆采煤的新技術用人少，工效高，可使平衡表外的儲量得到開采，提高了資源利用率，延長了礦井的服務年限。該項技術采用半煤巖掘進機與螺旋鉆機配套，實現了前進式采煤，利用掘進出的矸石充填鉆孔，實現了潔凈開采，保證了煤質，有利于環(huán)境保護。 螺旋鉆采煤方法科學，技術路線先進，在薄煤層采用螺旋鉆無人工作面開采技術填補了國內空白，達到了國際先進水平，可在類似煤層賦存條件下的礦井中推廣應用，具有廣泛的發(fā)展前景。 1.4螺旋鉆采煤機的市場價值 我國薄煤層可采儲量較大，約6150M，占煤層總可采儲量的19％，特別是南方及需要開采解放層的局礦和一些老礦井，薄及極薄煤層必須開采，而且薄煤層、極薄煤層的煤質一般較好。如果仍采用傳統(tǒng)的勞動密集型方式開采薄煤層，工人勞動強度大，安全威脅極大。所以應針對不同條件選用不同的機械化生產，實現技術密集型，不斷降低工人勞動強度和減少勞動力，是薄煤層開采適應市場經濟的基本途徑。 1) 螺旋鉆機在國外已有40 多年的歷史,隨著該技術的不斷改進,特別是90 年代以來實時鉆孔導向和定位技術的革新,加大了鉆進深度,提高了資源回收率。當邊幫壓煤采用露天或井工開采難以實施或不經濟時,該技術已經顯示出巨大的優(yōu)勢。 2) 國外螺旋鉆機的成功應用為我國露天煤礦最終邊幫壓煤的回收開采提供了新的技術和方法。 3) 螺旋鉆機技術無論從資源回收率,還是生產成本皆優(yōu)越于國內現有邊幫開采技術。該技術在北露天煤礦的引進,將為該技術在國內的推廣起到示范作用。 4) 國內不少露天煤礦已開采到或即將到最終邊幫,邊幫下壓煤數億噸。由于這些露天煤礦地質條件復雜且煤層頂底板強度較低,不適宜采用國內現有的邊幫開采方法,也不適合連續(xù)采煤機開采,而引進螺旋鉆機技術使安全和經濟的回收邊幫壓煤成為可能,因而該技術在我國露天煤礦有著廣闊的發(fā)展前景。 2 設計要求及方案確定 本課題設計一臺旋旋鉆采煤機，主要是應用于薄煤層的開采，根據螺旋鉆采煤機工作情況可以確定設計要求和方案。 2.1設計要求 2.1.1使用條件 1、 采寬：1.905~2.105m。 2、 采深：向上85m，向下45m。 3、 準備巷道凈斷面不小于11.2，巷道坡度，臥底不小于0.6m，通風依賴于全礦井通風負壓。 4、 煤層厚度：0.6~0.9m，煤層傾角0~，煤的切割的阻力不大于350KN/m。 5、 煤的硬度系數。 6、 技術特征表： 序號 參數名稱 單位 數值 1 向上采煤，采深至，切割阻力： —以內 —以內 向下采煤，采深至，切割阻力： —以內 —以內 t/min 2.0 1.5 1.0 0.75 2 煤層厚度 m 0.6~0.9 3 煤層傾角 0~ 4 防爆鉆頭直徑 —BSHK-2DM.00.00.000A —BSHK-2DM.00.00.000A-01 —BSHK-2DM.00.00.000A-02 mm 625 725 825 5 鉆頭數量 個 3 6 鉆頭之間的軸距 mm 640 7 采寬 —BSHK-2DM.00.00.000A —BSHK-2DM.00.00.000A-01 —BSHK-2DM.00.00.000A-02 mm 1905 2005 2105 8 鉆桿直徑 mm 480 9 鉆桿轉速 r/min 55或60 10 鉆桿推進速度 —工作狀態(tài) 前進 后退 —調度狀態(tài) 前進 后退 m/min 0~1.0 0~1.7 0~2.0 0~3.5 11 鉆進推力 —前進 —后退 12 推進機構類型 — 液壓 13 液壓系統(tǒng)的油壓，不低于 16 14 操縱桿的作用力不低于 40 15 機組總功率 KW 280 16 工作額定電壓（三相、交流） V 660 17 通風和降塵系統(tǒng) — 加壓的 18 通風管的直徑，不小于 mm 325 19 噴水量，不小于 L/min 50 20 水管噴嘴的壓力，不小于 MPa 1.5 21 外型尺寸不大于： —長 —寬 —高 mm 14840 3870 1884 22 機組重量，不大于 —BSHK-2DM.00.00.000A —BSHK-2DM.00.00.000A-01 —BSHK-2DM.00.00.000A-02 t 54.5 55.8 57.5 7、 一次移動機組的距離（兩個鉆孔之間的距離）為2.6~3.1m。 2.1.2液壓系統(tǒng) 1. 支撐液壓缸的行程：1300 mm。 2. 推進主液壓缸：直徑125 mm，桿徑70 mm。 3. 副推進液壓缸：直徑90 mm，桿徑56 mm。 4. 推進機構的總行程：1900 mm。 5. 導向滑道：直徑210 mm，長2555 mm。 6. 風管伸縮液壓缸：伸縮長度+130 mm（伸）、-120 mm（縮）。 7. 油泵流量：22L/min。 8. 油箱容積：350L,可波動50L。 2.1.3鉆桿 1. 首節(jié)鉆桿：雙頭，直徑分別為570mm、670mm、770mm。 2. 中間鉆桿直徑：480 mm。 3. 風筒直徑：320 mm。 4. 穩(wěn)定器鉆桿：直徑分別為450 mm、550 mm，650 mm，長1540+50 mm或1570+50 mm。 5. 鉆桿的長度：1570（加聯軸器節(jié)30 mm深）mm。 2.1.4供電系統(tǒng) 1、 鉆頭電機功率：132KW×2。 2、 液壓站電機功率：15 KW。 3、 單軌吊功率：1.5 KW×2。 4、 移動變壓站：400KVA。 2.2總體方案的設計 本課題主要對采煤機推進機構的設計，整個推進機構在螺旋鉆機機架上，整個上機身是通過兩個導軌支撐的，上機可以在導軌上往復滑動，推進機構主要靠兩個液壓缸組來實現，每個液壓缸組由三個液壓缸組成，分別為兩個副推進液壓缸和一個主推進液壓缸，通過液壓缸的往復運動實現其采煤掘進過程，液壓缸組通過差動連接來實現其推進行程要求，三個液壓缸通過一個夾板來固定以實現其聯動，主推進液壓缸可以自由移動，兩側的輔助液壓缸的缸體一端固定在機架上。 圖2.1 推進機構 推進機構的總沖程，導向器一個直徑為長度為2555的厚管，傳動框架沿導向器進行移動（其他尺寸見上圖）。 圖2.2 設計方案 在傳動架上裝了兩個一左一右的螺旋鉆桿，中間鉆頭由左螺旋鉆帶動，通過兩對齒輪實現等比傳動。 右螺旋鉆桿的軸承前及減速箱的輸出軸上裝了3個鉆頭，鉆頭軸之間的輸出距離為，兩側的鉆頭按煤層厚度采用不同的直徑、、。 在各種條件下中間的鉆頭直徑，它的結構由兩側鉆頭的不同而改變，所有鉆頭采用通用連接。 螺旋鉆桿之間通過連接套傳遞扭矩，螺旋鉆桿的根據工況條件通過優(yōu)化設計可以算出其各參數。 3 螺旋鉆桿結構參數的優(yōu)化設計 近年來,國內外已開始采用優(yōu)化設計方法進行螺旋鉆桿的結構參數設計,采煤機鉆桿優(yōu)化設計的任務是在滿足裝機功率、生產率、裝載能力及制造工藝的條件下,尋求最佳鉆桿結構參數和工作參數,使采出的煤平均塊度最大,浮煤量和煤塵量最小,采煤機的單位能耗最低,同時鉆桿的載荷波動最小,壽命最長。但普通的優(yōu)化設計均未考慮到影響螺旋鉆桿結構參數各因素,因此設計方案難以更好地符合客觀實際。對采煤機螺旋鉆桿結構參數進行優(yōu)化設計,進而求解。 本文選擇螺旋鉆桿裝煤生產率作為優(yōu)化設計的目標,建立了其數學模型并確定了設計變量。通過選取煤壁破碎模式、鉆桿工作轉速、葉片螺旋升角、鉆桿強度等作為約束條件,使鉆桿參數的設計結果更能符合工作實際,從而提高采煤機的工作效率。 3.1煤機螺旋鉆桿結構參數優(yōu)化數學模型的建立 本文在理論分析基礎上,以螺旋鉆桿裝煤生產率為目標函數,對影響其結構參數和運動參數等可變參數作為設計變量,在一定約束條件下進行優(yōu)化設計,并編程通過計算機計算,得出影響鉆桿裝煤生產率的幾個主要可變參數的最優(yōu)值和在此情況下裝煤生產率的最大值,供鉆桿設計、制造及研究時參考。 3.1.1螺旋鉆桿的裝煤生產率理論分析 煤塊在葉片上的運動學分析[2] 如圖3.1所示,當螺旋鉆桿裝煤以轉速n 旋轉(忽略煤自重和葉片與煤塊間的摩擦力) ,煤塊在葉片作用下獲得圓周速度v 和沿葉片的滑動速度 ,兩速度合成使煤塊以 的絕對速度沿葉片的法向方向運動,即： 圖3.1 煤在葉片上的運動分析 但是由于煤塊和葉片間的摩擦力,使 變成 ,使絕對速度方向偏離法向一個摩擦角φ,即方向,則在葉片平均處的速度: 將 沿鉆桿的軸向分解 圖3.2 單頭螺旋葉片鉆桿截面圖 為了準確地計算出螺旋鉆桿的最大可能裝載面積,用 的平面E—E去截螺旋葉片,與內、外螺旋線分別相交點a 、b、c 、d 可得鉆桿最大可能煤流斷面積。 3.1.2螺旋鉆桿裝煤生產率的計算 設螺旋鉆桿裝煤時,煤流的充滿系數為,則煤流實際斷面積，因此可計算出鉆桿的裝煤生產率[2]： 式中: :為螺旋葉片外徑, m; :為螺旋葉片內徑,m; :為螺旋葉片厚度,m; :為螺旋葉片頭數，取m=1~2; :為螺旋鉆桿轉速, r/ min ; :為螺旋鉆桿裝滿系數，0.4~0.6; :為煤塊與葉片表面摩擦角, 16°; :為螺旋葉片導程,m; :為螺旋葉片平均升角, (°) :為螺旋葉片外緣升角, (°) :為螺旋葉片內緣升角, (°) 可知,影響 的參數共有9個,其中 為常數; 、為已知量， 、可由煤的機械物理性能、鉆桿結構和煤的厚度確定; 、 、 、 、為4個不確定參數,在進行優(yōu)化設計時,將其作為設計變量,則優(yōu)化設計變量X 可表示為: 還可知,螺旋鉆桿裝煤生產率Q 是X的函數。因此,可用如下形式構造螺旋鉆桿裝煤生產率的等價目標函數: 3.1.3螺旋葉片設計及強度校核 根據牛頓第二定律，在垂直葉片和平行葉片方向上分解： 圖3.3 螺旋葉片的受力分析 ： 式中： —螺旋葉片對鉆粉的支持力，； —鉆粉的離心力，； —微小段鉆粉的支持力，； —重力角加速度，； —鉆粉與孔壁的摩擦力，； —鉆粉與旋轉面的摩擦力，； —鉆粉與孔壁的摩擦系數； —鉆粉與旋轉面的摩擦系數； —鉆桿的旋轉角速度； —鉆桿的推進速度； —鉆粉離旋轉軸在軸的坐標； —螺旋升角； —采煤的傾角，即鉆頭與水平方向的夾角； 由得： 表3.1 根據本課題所提供的參數以及參考資料 0.3 0.4 60r/min m/s ~ 根據以上參數我們編制MATLAB程序求得葉片的最大剪切應力，當 時， 圖3.5 葉片的應力分析 圖3.6 螺旋葉片在半徑方向上的位置與受力關系 由上式我們可以得到在螺旋葉片危險截面在螺旋葉片與鉆桿的焊接處，在設計時只須校核處的強度滿足要求，那么整個鉆桿也就滿足強度要求，按文獻，選擇埋弧焊，采用角焊逢方式，查機械設計手冊得，強度校核公式[10]： 將 ，代入上式： ，求得，焊逢寬度 3.1.4優(yōu)化約束條件的建立 (1) 鉆桿工作轉速的約束[5] [6] 螺旋鉆桿能將采下來的煤裝進工作面輸送機,為了保證螺旋鉆桿在裝煤過程中既不發(fā)生堵塞又不至于將煤拋過采空區(qū),螺旋鉆桿的轉速必須滿足如下關系: 式中: 為滿足鉆桿裝煤不發(fā)生堵塞的最低臨界速度, 為防止煤塊拋過采空區(qū)的最高臨界速度, 為螺旋鉆桿截深,0.6~1.0m; 為鉆桿的牽引速度, m/ min ; 為采高, m; 為煤的松散系數, = 1. 5～1.7 ; 為鉆桿的裝煤量系數0.56; 為浮煤堆積厚度,0.1m; a為鉆桿外緣至輸送機間的水平距離, 0.2~0.3m; b為輸送機溜槽寬度,0.3~0.4m; h為輸送機溜槽高度,0.15~0.3m; g為重力加速度,9.8。 本文的鉆桿轉速根據工作情況，已經給定。 (2) 葉片螺旋升角的約束[5] 要使裝煤的效果不至于太差,葉片螺旋升角的范圍， (3) 合理的鉆桿直徑[5] [7] 為保證螺旋葉片具有足夠的裝煤空間,防止堵塞或過多的循環(huán)煤量,在主軸結構布置時盡量減小鉆桿直徑,使葉片直徑Dy與鉆桿直徑Dg保持一定的比例。一般控制: (4) 螺旋葉片厚度的取值[8] (5)保證合理螺旋葉片的螺距[8] [9] 螺距是相鄰兩螺線之間的軸向距離，在確定了導程和頭數以后，螺距即可求得。為了使兩葉片之間的空間能順利排煤而不被大快煤卡住，兩葉片間距應為。 （6）等式約束：[2] 則： 根據以上條件，采煤機螺旋鉆桿結構參數優(yōu)化數學模型為： 3.1.5模型的求解 在MATLAB6.5中，通過計算機編程，求解得： 即： 螺旋葉片的鉆桿直徑 螺旋葉片的導程 螺旋升角、 螺旋葉片的厚度 螺旋鉆桿的排煤量 螺旋采煤機的各種鉆桿通過以上模型，在MATLAB6.5中編程函數求解得各種型號的鉆桿的設計參數如下： 表3.2 鉆桿的設計參數 鉆桿名稱 葉片數 升角 導程 中間鉆桿 480 1 26.6 448 192 首節(jié)鉆桿 570 2 28.2 570 220 首節(jié)鉆桿 670 2 28.2 670 266 首節(jié)鉆桿 770 2 28.2 770 305 穩(wěn)定器鉆桿 450 2 28.0 452 192 穩(wěn)定器鉆桿 550 2 28.2 550 218 穩(wěn)定器鉆桿 650 2 28.2 650 258 3.2鉆桿軸及連接件的設計 表3.3 幾種常用軸用材料的[τ]及A值 軸的材料 Q235-A，20 Q237,35 45 40Cr,35SiMn, 38SiMnMo,3Cr13 [τ]N/ 15~25 20~35 25~45 35~55 A 140~126 135~112 126~112 112~97 本設計中軸的材料為45號無逢鋼管，根據機械設計手冊（新版1）表1.1-14查得：， 選擇[τ]=25，軸的彎扭合成強度計算： 鉆桿設計為一空心軸，鉆桿傳遞的扭矩為，軸的外徑，內徑，長度為，空心軸的用料情況可用軸的截面積，扭轉穩(wěn)定的臨界剪應力，扭轉穩(wěn)定的臨界剪應力（E為彈性模量）。材料的允許剪應力也為。 （1）軸上的輸出轉矩T 其中η為聯軸器的效率，取值為0.99, 考慮動載荷以及過載, 工作情況系數，取聯軸器工作情況系數。 （2）軸的扭轉強度條件 根據材料力學知識，軸的扭轉強度條件為 取 扭轉穩(wěn)定的臨界剪應力 圖3.7 鉆桿所受擠壓應力圖 （3）軸的扭轉剛度條件 取 圖3.8 鉆桿所受應力圖 上述問題的優(yōu)化設計數學模型如下： 對于該非線性問題的求解，通過計算機編寫LINGO程序，求解得： Objective Value: f=19792.02 Variable Value: x=108 故螺旋鉆桿的內徑為 螺旋采煤機的各種鉆桿通過以上模型，在LINGO中編程求解得各內徑參數如下： 表3.4 鉆桿的優(yōu)化參數 鉆桿名稱 葉片數 中間鉆桿 480 1 192 108 首節(jié)鉆桿 570 2 227 136 首節(jié)鉆桿 670 2 266 159 首節(jié)鉆桿 770 2 305 183 穩(wěn)定器鉆桿 450 2 190 100 穩(wěn)定器鉆桿 550 2 218 130 穩(wěn)定器鉆桿 650 2 258 154 3.3聯接套的設計 本設計中軸的材料為35SiMn，，，所以選擇[τ]=35,聯軸套與鉆桿采用焊接方式，焊縫不低于，設聯軸套的內徑和外徑分別為和，聯軸套采用鑄造方式成型，聯軸套的設計如下圖 （1）軸上的輸出轉矩T 其中η為聯軸器的效率，取值為0.99, 考慮動載荷以及過載, 工作情況系數，取聯軸器工作情況系數。 （2）軸的扭轉強度條件 由圖示知，在套筒上開有四個孔，故取 圖3.8 鉆桿接結套截面示意圖 根據材料力學知識，軸的扭轉強度條件為: 取，則 扭轉穩(wěn)定的臨界剪應力，則 （3）軸的扭轉剛度條件 取，則 （4）焊接和工藝條件 為了保證足夠的強度，焊縫不低于焊縫不低于，故聯接套的外徑要大于鉆桿軸徑的2倍焊縫以上，內徑要小于得鉆桿軸徑，得： 則： 為了保證合理的工藝結構，即套筒的內徑和外徑保證一定的比列，通同時在結構上要滿足強度條件的要求，通常取，則可以得到其約束方程為： 根據以上的約束條件，可以建立對套筒結構優(yōu)化的數學模型，取設計變量，則其數學模型表達如下： 目標函數： 約束條件： 求解得：, 聯結套通過以上模型，在LINGO8.0中編程，求解得各聯結套的外徑和內徑優(yōu)化參數如下： 表3.4 鉆桿的優(yōu)化參數 鉆桿名稱 中間鉆桿 192 108 222 132 首節(jié)鉆桿 227 136 251 150 首節(jié)鉆桿 266 159 290 174 首節(jié)鉆桿 305 183 329 197 穩(wěn)定器鉆桿 192 108 222 132 穩(wěn)定器鉆桿 218 130 242 145 穩(wěn)定器鉆桿 258 154 282 169 本章主要利用了最優(yōu)化方法對螺旋鉆頭各參數進行的設計，通過設計出來的結論與實際工作中的鉆桿進行比較，本設計的鉆桿煤的輸送能力提高了，在滿足強度條件的情況下通過優(yōu)化設計，減少了材料，因此本設計采取的具有積極意義。 4 傳動減速箱的設計計算 4.1齒輪傳動的設計與計算 在只有兩個電機同時還要帶動三個鉆頭的情況下，只有需要加個減速箱來傳動一個動力。 設計時，通過左螺旋鉆頭帶動中間鉆頭旋轉。在這里的減速箱的設計中它既要滿足可以傳動動力的問題。同時還要滿足等比傳動，即傳動比為1，還有就是它的體積盡可能小，初步所設計的減速箱如圖4.1示： 圖4.1 齒輪設計示意圖 同時為了要保證1與3軸的轉向相同。為實現使其體積較小，本文設計齒輪1、4相同，齒輪2、3相同，并且齒輪1、4小于齒輪2、3，因此它也保證了等比傳動，同時使體積較小。 4.1.1基本的參數 1． 電機的功率： 2.轉速 4.1.2齒輪的計算 1、 擇齒輪的材料查表8-17 小齒輪軸選用： ，， 2、 按齒面接觸疲勞強度設計計算（以下設計參考機械設計工程學[12]） 查機械手冊[10]，齒輪的傳動效率如下表4-1所示： 表4-1 齒輪的傳動效率 精 度 等 級 效率 7級精度（油潤滑） 0.98 8級精度（油潤滑） 0.97 9級精度（油潤滑） 0.96 第一級齒輪模數的確定原則如下： 表4.2 齒輪模數 最大扭 900～2000 2000～3500 3500～6000 模數 6 8 10 （1） 確定齒輪傳動精度等級： 按 估取圓周速度 ： 參考表8-14，表8-15選取，齒輪第Ⅱ公差組8級 （2）齒寬系數： 查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.8 （3） 小齒輪的齒數： 在推薦值20~40中 小齒輪的齒數 =24 大齒輪的齒數 =40 （4）齒數比u: （5）齒輪的轉矩： 由式（8-53）得： （6）載荷系數K 由式（8-54）得： 齒向載荷分配系數,由式（8-55）及得： 查表8-21并插值： 則載荷系數K的初值： =1×1.18×1.07×1.2 = 1.4141 （7）彈性系數 查表8-22,=189.8 （8）節(jié)點影響系數： 查表8-84得：=2.5 （9）重合度系數 查表8-65（）得：=0.87 （10）許用接觸應力 由式（8-69）得 由式（8-69）得: （11）硬化系數 （12）接觸強度安全系數 查表8-27，按一般可靠度查~1.1?。?1.1 故的設計初值 故的設計初值 （13）齒輪模數m: （14）齒輪的參數 a) 分度圓直徑的計算 b) 齒頂高的計算 c) 齒根高的計算 d) 齒全高的計算 e) 中心距a f) 取,大齒輪,小齒輪 4.1.3彎曲強度校核計算 由公式8-66,，齒型系數，查公式8-67,取 小輪,大輪 應力修正系數，查圖,取 小輪,大輪 重合度系數，由公式8-67,取 許用彎曲應力，由公式8-71 彎曲疲勞應力，查圖8-72,取 ， 彎曲壽命系數，查圖8-73,取 尺寸系數，查圖8-74,取 安全系數，查表8-27,取 則 故彎曲疲勞強度滿足要求。 4.2軸的設計計算 4.2.1按扭轉強度概略計算軸徑 由前面計算出來的齒輪直徑，本文設計1、3軸為齒輪軸，現在本位主要對第2根軸進行的計算。 1）選用45號鋼，調質。查表“軸的常用材料及其機械性能”得[14]： 查表“軸的許用彎曲應力”得： 按式：計算軸的直徑： C為與許用扭轉應力[]有關的系數： C=110 所以，取 4.2.2計算支反力和繪彎扭矩圖 由圖4.1可知第2 根軸的受力情況，它一方面受到齒輪1、3對它的作用力，同時該軸還有軸承對它的支撐作用力。 設計時，各段長度為： 根據受力分析和材料力學知識，計算其支反力和繪出其彎扭矩圖，如下所示： （a）示意圖 (b)垂直面受力圖 (c)垂直面彎矩圖 (d)水平面受力圖 (e)水平面彎矩圖 (f)合成彎矩圖 (g)扭矩圖 剖面E-E與剖面C-C之間的轉矩 = 9550000×132/65×0.99×1.5 =3.120×N.m 其中： 1）垂直平面內支承點A的支反力： 垂直平面內支承點B的支反力： 2)垂直平面內剖面C—C處的彎矩： 垂直平面內剖面E--E處的彎矩： 3)水平平面內支承點A的支反力： 水平平面內支承點B的支反力： 5) 水平平面內剖面C--C處的彎矩： 水平平面內剖面E--E處的彎矩： 5)剖面C—C處的合成彎矩： 剖面E--E處的合成彎矩： 同樣對于第1、3軸的設計和校核也可以類似軸2的方式進行。 4.2.3強度精確校核（驗算安全系數） 根據軸的結構和彎矩圖及扭矩圖可見，剖面E—E為危險截面，故對之作精確校核。 1） 查表“螺紋、鍵、花鍵、橫孔處及配合的邊緣處有效 應力集中系數、”得過盈配合為時的應力集中系數 2） 查表“尺寸系數、”（按毛坯尺寸），得尺寸系數 3） 查表“不同表面粗糙度的表面質量系數”（按表面磨削考慮）得表面質量系數 4） 綜合影響系數 5） 彎曲應力幅： 其中： 則： 6）平均應力： 7）扭轉應力幅： 其中： 8）扭轉平均應力： 9）只考慮正應力時的安全系數： 只考慮切應力時的安全系數： 則工作安全系數S： 按材質不夠均勻，計算不夠精確。查表“軸的許用安全系數”得 [S]=1.5~1.8 可知： 故軸滿足強度要求。 5 推進液壓缸、機架以及導軌的設計 5.1液壓缸的設計 采煤機的推進機構采用由液壓作為推進的驅動力，根據采煤機的工作情況： 1、 的切割的阻力不大于。 2、 支撐液壓缸的行程：。 3、 推進機構的總行程：。 4、 液壓系統(tǒng)的油壓，不低于16。 圖5.1 推進機構設計示意圖 采煤機在工作時，受到切割阻力和推進阻力，根據煤層對鉆頭的作用力，以及螺旋鉆桿在前進和后退時受到的阻力，可以計算推進液壓缸作用在活塞上的載荷，油液作用在單位面積上的壓強[15]： 從上式可知，壓力值的建立是由載荷的存在而產生的，在同一個活塞的有效工作面積上載荷越大，克服載荷所需要的壓力就越大。 最高允許壓力，也是動態(tài)試驗壓力，是液壓缸能用以長期工作的壓力，是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。各國規(guī)范通常規(guī)定為： 根據液壓缸的總行程和推進運動動作，初步設計液壓鋼如下 圖5.2 推進液壓示意圖 5.1.1鋼筒的設計計算 圖 5.3 位移循環(huán)圖 在上述工作的基礎上，應對主機進行工況分析，工況分析包括運動分析和動力分析，對復雜的系統(tǒng)還需編制負載和動作循環(huán)圖，由此了解液壓缸或液壓馬達的負載和速度隨時間變化的規(guī)律，以下對工況分析的內容作具體介紹。 a、運動分析 主機的執(zhí)行元件按工藝要求的運動情況，可以用位移循環(huán)圖(L—t)，速度循環(huán)圖(v—t)，或速度與位移循環(huán)圖表示，由此對運動規(guī)律進行分析。 1.位移循環(huán)圖L—t 圖4-1為液壓機的液壓缸位移循環(huán)圖，縱坐標L表示活塞位移，橫坐標t表示從活塞啟動到返回原位的時間，曲線斜率表示活塞移動速度。該圖清楚地表明液壓機的工作循環(huán)分別由快速下行、減速下行、壓制、保壓、泄壓慢回和快速回程六個階段組成。 2.速度循環(huán)圖v—t(或v—L) 工程中液壓缸的運動特點可歸納為三種類型。圖5-4為三種類型液壓缸的v—t圖 圖5.4 速度循環(huán)圖 第一種如圖5-4中實線所示，液壓缸開始作勻加速運動，然后勻速運動， 最后勻減速運動到終點； 第二種，液壓缸在總行程的前一半作勻加速運動，在另一半作勻減速運動，且加速度的數值相等； 第三種，液壓缸在總行程的一大半以上以較小的加速度作勻加速運動，然后勻減速至行程終點。 v—t圖的三條速度曲線，不僅清楚地表明了三種類型液壓缸的運動規(guī)律，也間接地表明了三種工況的動力特性。 b、動力分析 動力分析，是研究機器在工作過程中，其執(zhí)行機構的受力情況，對液壓系統(tǒng)而言，就是研究液壓缸的負載情況。 1.液壓缸的負載及負載循環(huán)圖 (1)液壓缸的負載力計算。工作機構作直線往復運動時，液壓缸必須克服的負載由六部分組成： 式中：為切割阻力；為摩擦阻力；為慣性阻力； 為密封阻力；為排油阻力。 圖5.5導軌形式 ① 切割阻力： 螺旋采煤機的最大截割阻力為，由于本推進機構采用2個液壓缸系統(tǒng)，故 表5.1 摩擦因數f 導軌類型 導軌材料 運動狀態(tài) 摩擦因數(f) 滑動導軌 鑄鐵對鑄鐵 啟動時 低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s) 0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08 滾動導軌 鑄鐵對滾柱(珠) 淬火鋼導軌對滾柱(珠) ? 0.05～0.02 0.003～0.006? 靜壓導軌 鑄鐵 ? 0.005 ② 摩擦阻力： 為液壓缸帶動的運動部件所受的摩擦阻力，它與導軌的形狀、放置情況和運動狀態(tài)有關，其計算方法可查機械設計設計手冊。圖5.5為最常見的兩種導軌形式，其摩擦阻力的值為： 平導軌： V形導軌： 式中： f為摩擦因數，參閱表5-1選??； 為作用在導軌上總的正壓力或沿V形導軌橫截面中心線方向的總作用力，在本文中為整個液壓缸的重力，整個液壓缸重量系統(tǒng)不大于，??；為V形角，一般為90°。 ?本文設計液壓缸導軌為V形導軌，根據公式 ③ 慣性阻力： 慣性阻力為運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，可按下式計算： 式中：為運動部件的質量；為運動部件的加速度；為運動部件的重量(N)；為重力加速度，；為速度變化值；為啟動或制動時間(s)，一般＝0.1～0.5s，取大，則： 表5-1 螺旋采煤機鉆桿推進速度 鉆桿推進速度 單位 值 ——工作狀態(tài) 前進 后退 ——調度狀態(tài) 前進 后退 m/min ④ 密封阻力： 密封阻力指裝有密封裝置的零件在相對移動時的摩擦力，其值與密封裝置的類型、液壓缸的制造質量和油液的工作壓力有關。在初 算 時，可按缸的機械效率考慮；驗算時，按密封裝置摩擦力的計算公式計算。 ⑤ 油阻力： 排油阻力為液壓缸回油路上的阻力，該值與調速方案、系統(tǒng)所要求的穩(wěn)定性、執(zhí)行元件等因素有關，在系統(tǒng)方案未確定時無法計算，可放在液壓缸的設計計算中考慮。 由于采煤機的切割阻力很大，密封阻力和排油阻力可以忽略不計 即，。 則 5.1.2液壓缸工作壓力的確定 液壓缸要承受的負載包括有效工作負載、摩擦阻力和慣性力等。液壓缸的工作壓力按負載確定。對于不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，采用的壓力范圍也不同。設計時，液壓缸的工作壓力可按負載大小及液壓設備類型參考表5.2、表5.3來確定。 表5.2 液壓缸的公稱壓力（單位：MPa,GB7938-87） 0.63 1.0 1.6 2.5 4.0 6.3 10.0 16.0 25.0 31.5 40.0 表5.3 各類液壓設備常用的工作壓力(單位：MPa) 設備類型 一般機床 一般冶金設備 農業(yè)機械、小型工程機械 液壓機、重型機械、軋機壓下、起重運輸機械 工作壓力 1～6.3 6.3～16 10～16 20～32 表5.4 液壓缸中的背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力 回油路上有節(jié)流閥 0.2~0.5 回油路上有背壓閥或調速閥 0.5~1.5 采用輔助泵補油的閉式回路 1.0~1.5 主液壓缸計算： 1.初選液壓缸工作壓力 由工況分析可知，推進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，根據液壓缸與負載的關系，選。液壓缸回油腔有背壓，設背壓，取往復速比 表5.5 液壓缸工作壓力與活塞桿直徑 液壓缸工作壓力P（MPa） ￡5 5~7 >7 推薦活塞桿直徑 (0.5~0.55)D (0.6~0.7)D 0.7D 表5.6 液壓缸往復速度比推薦值 液壓缸工作壓力P（MPa） ￡10 12.5~20 >20 往復速度比 1.33 1.46~2 2 2.計算液壓缸尺寸由式得： . 液壓缸直徑： ? 副液壓缸計算： . 主液壓缸直徑： 液壓缸的缸筒長度由活塞最大行程，活塞長度，活塞桿導向套長度，活塞桿密封長度和特殊要求的長度確定。其中活塞長度為（0.6~1.0）D；導向套長度為（0.6~1.5）d。為減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應大于內徑的20~30倍。 根據設計要求所設計液壓缸參數如下： 推進機構的總行程： 單個液壓缸的行程 推進主液壓缸：直徑，桿徑。 副推進液壓缸：直徑，桿徑。 5.1.3液壓缸的校核 1、缸筒壁厚的驗算 中、高壓液壓缸一般用無縫鋼管做缸筒，大多屬薄壁筒，即d/D￡0.08，此時，可根據材料力學中薄壁圓筒的計算公式驗算缸筒的壁厚，即 式中: —缸筒內的最高工作壓力 [s]—缸筒材料的許允應力， 采用45優(yōu)質碳素結構鋼的無逢鋼管，查機械設計手冊[10]表30-116，，。 因為主推進液壓缸的壁厚，副推進液壓缸的壁厚，故滿足強度要求。 2、液壓缸穩(wěn)定性驗算 活塞桿長度根據液壓缸最大行程L而定。對于工作行程中受壓的活塞桿，當活塞桿長度L與其直徑d之比大于10時，應對活塞桿進行穩(wěn)定性驗算 式中： ——液壓缸的最大作用力 ——活塞的桿直徑 ——空心活塞的桿的內徑 ——活塞的抗拉強度， 查機械設計手冊表30-116，，，則 主推進液壓缸 故主推進液壓缸滿足強度要求 副推進液壓缸 故滿副推進液壓缸足強度要求 ，須考慮活塞桿彎曲的穩(wěn)定性，校核公式如下： 式中：安全系數，通常取 式中：活塞桿的彈性模量，活塞桿的慣性矩, ，液壓缸安裝未端系數,查機械設計手冊取，考慮活塞桿材料不均勻的系數，取。 故滿足穩(wěn)定性要求 5.2液壓缸的結構 圖5 .6 雙作用單活塞桿液壓缸結構圖[13] 上圖表明，液壓缸一般由后端蓋、缸筒、活塞桿、活塞組件、前端蓋等主要部分組成；為防止油液向液壓缸外泄或由高壓腔向低壓腔泄漏，在缸筒與端蓋、活塞與活塞桿、活塞與缸筒、活塞桿與前端蓋之間均設置有