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采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析 摘 要 采煤機是煤礦綜采工作中的關鍵機械設備之一，大功率、高強度、高可靠性是現代采煤機發(fā)展方向。 本論文完成了采煤機搖臂的設計，對搖臂中的傳動部件都做了具體分析計算，重點對軸承的壽命進行了估算。包括搖臂減速器的布局設計及三維建模。文中主要介紹了目前國內外采煤機的研究現狀及未來發(fā)展趨勢，同時介紹了采煤機的類型、工作原理和主要組成，還介紹了采煤機搖臂的具體結構。 在設計過程中，主要對減速器傳動方案的確定和相關組件的計算和設計，重點完成了采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析。首先，完成了對搖臂減速器的傳動比分配，轉速及傳遞功率的計算，其次，完成了采煤機搖臂殼體內一軸、二軸、三軸、四軸、五軸和各軸傳動齒輪的設計及校核，簡單介紹了行星輪系的裝配關系確定和強度校核。再次，重點對搖臂高速區(qū)軸承的振動特性進行詳細分析。最后，對采煤機搖臂進行了三維建模，仿真。 關鍵詞：采煤機；搖臂；軸  ABSTRACT The MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.5~2.92m, mining height 1.3~3.0m,coal bed pitch less than 35, it can be used for hard coal mining. This paper completed the design of shearer rocker arm, including the layout and three-dimensional modeling of speed reducer, it described the current status of domestic and international coal mining research and future development trends, the type of shearer, working principles and main components，it also introduced the specific structure of shearer rocker. In the design process, completed the calculation and design of the reducer drive scheme and related components. First, completed the rocker reducer transmission ratio , speed and transfer power distribution calculation. Secondly, the completion of the design and check of five shafts and the shaft driving gears inside the rocker arm shell,simply introduced the assembly relationships and intensity checking of the planetary gear train. Thirdly, the completion of the selection and check the spline for connection. Finally, the three-dimensional modeling. Keyword: shearer; rocker arm;axis  目 錄 1 緒論 1 1.1設計思路的提出 1 1.2采煤機概述 1 1.2.1采煤機分類及組成 1 1.2.2滾筒采煤機工作原理 2 1.3采煤機械化的發(fā)展與趨勢 3 1.4 本章小結 4 2 搖臂整體方案確定 5 2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介 5 2.1.1主要技術參數 5 2.1.2 MG160/390-WD 型電牽引采煤機截割部組成 6 2.1.3截割部電動機的選擇 7 2.2 搖臂具體結構設計方案的確定 7 2.3傳動方案的確定 8 2.3.1傳動方式確定 8 2.3.2 傳動比的確定 10 2.4傳動比的分配 10 2.5傳動效率選擇 11 2.6搖臂的潤滑 11 2.7 本章小結 12 3 傳動系統(tǒng)設計 13 3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 13 3.2 齒輪設計及強度效核 14 3.2.1齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設計及強度效核 15 3.2.2齒輪4和齒輪5設計及強度效核 16 3.2.3齒輪6和齒輪7（惰輪）設計及強度校核 18 3.2.4驗算齒輪3和齒輪6是否干涉 20 3.2.5 行星齒輪設計及強度校核 20 3.3軸的設計校核與軸承選用 29 3.3.1 Ⅳ軸的設計及強度效核 29 3.3.2Ⅲ軸的設計及強度效核 33 3.3.3Ⅰ軸的設計及強度效核 37 3.3.4Ⅱ軸的設計及強度效核 41 3.3.5Ⅴ軸的設計及強度效核 44 3.4 軸承的壽命校核 46 3.4.1 Ⅳ軸軸承的壽命校 46 3.4.2 Ⅲ軸軸承的壽命校核 47 3.4.3Ⅰ軸軸承的壽命校核 48 3.4.4Ⅱ軸軸承的壽命校核 49 3.4.5Ⅴ軸軸承的壽命校核 49 3.5花鍵的選擇與強度校核 50 3.5.1 Ⅳ軸花鍵的強度校核 50 3.5.2 Ⅲ軸花鍵的強度校核 51 3.6 本章小結 52 4搖臂的三維建模 53 4.1基于PROE的參數原理 53 4.2基于PROE的模擬仿真 53 4.3 減速器參數化設計及仿真的總體方案及技術路線 53 4.4 搖臂三維實體建模 55 4.5 本章小結 57 結論 58 參考文獻 59 致 謝 60 1 緒論 我國是一個多煤少油貧氣的國家，已探明的煤炭儲量占世界煤炭儲量的33.8％，可采量位居第二，產量位居世界第一位。煤炭在我國一次性能源結構中處于絕對主要位置，50年代曾高達90％。隨著大慶油田、勝利油田及天然氣等的開發(fā)和利用，一次性能源結構才有了一定程度的改變，但近二十年來煤仍然占到70％以上，在今后相當長的一段時間內，煤炭作為我國主要能源形式還將長期占著重要地位。 　　在2009年度《中國可持續(xù)能源發(fā)展戰(zhàn)略》研究報告中，20多位院士一致認為，到2010年煤炭在一次性能源生產和消費中將占60％左右；到2050年，煤炭所占比例不會低于50％?？梢灶A見，煤炭工業(yè)在國民經濟中的基礎地位，將是長期的和穩(wěn)固的，具有不可替代性[1][2]。 而作為我國特大煤炭生產基地，神東礦區(qū)（指神東公司所屬礦井）2010年生產原煤達2億噸，占全國煤炭產量6%強，其高效的生產、管理模式，有力地促進了我國煤炭行業(yè)生產方式的轉變，正積極地引導著中國煤炭工業(yè)向現代化、信息化、數字化方面發(fā)展，為我國煤炭工業(yè)的安全健康發(fā)展，起了積極的示范促進作用。 神東礦區(qū)自2005年在全國率先成為億噸礦區(qū)以來，更是以每年2000萬噸的增長速度快速發(fā)展，在2010年又在全國率先成為2億噸特大生產基地。目前，神東礦區(qū)常年綜采工作面保持在30個左右，年安裝回撤工作面達各達50多個，其高產高效的生產管理模式有力地支撐起神東礦區(qū)的快速發(fā)展并引起世界煤炭工業(yè)廣泛關注。 作為綜采工作面關鍵設備之一，神東礦區(qū)全部引進先進世界上采煤國家大功率、高強度采煤機，典型如德國EICKHOFF SL 型采煤機、美國LS 系列采煤機，總裝機功率最大已達2590KW，如EICKHOFF SL 1000 -6698采煤機目前在神東礦區(qū)補連塔礦使用，其單截割電機功率達1000KW，滾筒直徑達3.5米，采高范圍可達7米，是目前世界上在用的最大電牽引交流變頻雙滾筒采煤機。 自神東礦區(qū)1994年正式引進世界范圍內先進采礦設備以來，截止2010年，采煤機目前已引進達45臺。隨著采煤機過煤量（采煤機壽命期內產量）的大幅度提高，人停機不停、高強度的生產模式，設備的老化現象嚴重，故障率特別是關鍵部件故障率大幅度升高，已在一定程度上制約著綜采工作面制約產量的提高，影響到礦井均衡生產計劃，進而甚至影響到礦區(qū)高產高效模式。如2007年神東礦區(qū)補連塔煤礦31401綜采工作面一臺EICKHOFF SL 6459電牽引采煤機因右搖臂齒輪箱行星頭故障，由于故障原因不明，現場判斷處理不當，最后不得不整體更右換截割部搖臂齒輪箱，直接設備部件經濟達450萬元，影響生產達38個小時，影響產量達6萬噸，間接損失3000多萬元，造成嚴重生產事故，影響較大[3]。 采煤機截割部搖臂齒輪箱作為采煤機關鍵部件，直接承擔綜采工作面截割動力傳動的重任，據對神東礦區(qū)近年來進口采煤機搖臂齒輪箱故障率的統(tǒng)計，平均搖臂齒輪箱又占采煤機故障率的34.2%，且有呈現逐年上升的趨勢。 表1-1 搖臂齒輪箱占采煤機故障率統(tǒng)計表[3] 年份 2004 2005 2006 2007 2008 2009 2010 搖臂故障率 27.5% 33.3% 29.4% 34.6% 38.5% 36.2% 39.8% 由于其與一般工業(yè)用齒輪箱安裝方式不一樣，現代典型先進的采煤機截割搖臂齒輪箱，其連接方式為截割電機+搖臂齒輪箱+螺旋截割滾筒，截割部作為一個整體與采煤機機身通過搖臂連接板（俗稱搖臂耳座）銷軸連接，截割部隨著綜采工作面采煤機截割煤生產工藝而上下前后調整，搖臂齒輪箱一方面隨煤壁采高的不同而上下調整，另外一方面隨著采煤機截割煤壁方向而前進或后退，這種復雜的安裝接方式決定了采煤機搖臂齒輪箱隨著采煤機截割部上下前后移動，運行工況十分復雜。隨著設備的老化和高強度生產模式（平均一天檢修3小時，生產約20小時）作為采煤機最薄弱部件，搖臂齒輪箱承擔著采煤機故障最主要故障源，極大地制約著綜采工作面的產量的提高。 一直以來，由于煤礦行業(yè)生產環(huán)境惡劣，煤炭工業(yè)經濟發(fā)展不景氣，煤礦工人素質普遍低，專業(yè)人才的缺乏，技術力量的落后，嚴重制約了采礦設備故障診斷維修水平的發(fā)展，煤礦企業(yè)設備管理水平大大落后于一般工業(yè)企業(yè)，如電力行業(yè)、鋼鐵行業(yè)。許多國產采礦設備開機率極低，可靠性非常差，有的甚至在設備安裝調試階段就出現這樣故障或那樣問題而現場不能解決，最后只能拉回設備生產廠家解決，即便是下井設備也經常出現故障而不能正常有效運轉，極大了影響到煤礦安全生產水平的提高和煤炭產量的提升。 作為采煤機搖臂齒輪箱，因其安裝、運行方式的特殊，目前在我國國有重點煤礦一般采用油液鐵譜分析技術對搖臂齒輪箱狀態(tài)進行監(jiān)測，鐵譜分析是通過鐵譜技術對齒輪箱潤滑油液磨損顆粒的大小、形態(tài)、面積、特征等參數進行定性或定量的分析搖齒輪箱齒輪箱工作狀態(tài)的現狀及發(fā)展趨勢。然而鐵譜分析技術最大的缺點就是受制于人為因素、量大繁雜費時，不能及時準確快速地在現場判斷搖臂齒輪箱工作狀態(tài)，在生產實踐中不能及時準確滿足現場實際需要。 隨著近二十年來設備狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷技術的快速發(fā)展，特別是針對齒輪箱故 障診斷技術理論與實踐的成熟，機械振動監(jiān)測、信號處理、狀態(tài)識別用于齒輪箱故障 診斷取得巨大的成功，本課題根據對齒輪箱振動故障機理分析、信號測試采集技術、 故障特征提取分析，試將機械振動故障診斷方法應用于煤礦現場采煤機搖臂齒輪箱故 障診斷中，提高了搖臂齒輪箱工作可靠性，預知設備狀態(tài)，確保了安全生產；降 低了煤礦工人勞動生產強度、節(jié)約生產成本、提高了采煤機開機率；積極推廣先 進的設備故障診斷技術于礦山設備管理中，促進礦山設備管理水平的提高，促進 了礦井高產高效生產模式的發(fā)展。 1.1 國內外研究現狀 1.1.1 齒輪箱故障診斷研究的國內外現狀 設備狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷(Equipment Condition Monitoring and Faults Diagnosis)是隨著現代科學技術的進步及設備管理水平的提高而快速發(fā)展起來的一門綜合性高新技術, 它以機械、力學、電子、數學、物理、計算機及人工智能技術等多個學科作為基礎，作為一門新型實用技術, 它廣泛地應用到世界范圍內工礦企業(yè)設備管理實踐中，并取得了可觀的社會效益和經濟效益[4]。 設備故障診斷發(fā)展歷程大致經歷了如下三個階段： 第一個階段是設備故障診斷技術的初級階段，20世紀六十年代以前, 設備故障診斷主要以現場工人直觀判斷或專家傳統(tǒng)經驗為主, 診斷結論往往是對現場設備故障現象作簡單的定性分析, 主要特點是結合傳統(tǒng)生產實踐經驗對設備狀態(tài)作出簡單的判斷, 極大地受制于個人經驗水平; 第二階段是設備故障診斷快速發(fā)展階段, 20世紀六十年代以后, 隨著現代科學技術水平的大幅度快速躍進, 以傳感器技術、測試技術及信號處理技術為基礎現代設備故障診斷技術得到極大發(fā)展，設備故障診斷理論快速發(fā)展，故障診斷系統(tǒng)、儀器的大量研制，診斷方法百花齊放，尤其以機械振動信號測試、信號分析處理、故障特征提取為基礎的振動故障診斷技術在機械設備故障診斷中得到廣泛應用； 第三階段是設備故障診斷智能診斷技術階段，20世紀80年代中期以后，機電設備日益向大功率、多功能化、復雜化、智能化方向發(fā)展，而隨著人類科技文明的進一步發(fā)展，設備故障智能診斷技術也得到了飛速發(fā)展，基于知識的人工智能故障診斷系統(tǒng)層出不窮，如故障診斷專家系統(tǒng)、模糊故障診斷系統(tǒng)、灰色理論、人工神經網絡、遠程網絡故障診斷等等新概念診斷模式在生產實踐中得到進一步的推廣應用[5]。 齒輪箱狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷的研究最早始于20世紀60年代，根據診斷方法一般可以分為兩大類：一類是根據摩擦磨損理論，通過鐵譜技術分析齒輪箱潤滑油中的磨屑顆粒性質大小特征來診斷齒輪箱的運行狀況及發(fā)展趨勢，目前在某些行業(yè)也廣泛應用，如神東礦區(qū)采煤機、刮板運輸機等礦山設備采取鐵譜分析技術來對各類關鍵齒輪箱狀態(tài)作監(jiān)測，并取得一定的效果；另一類則通過對齒輪運行中的動態(tài)信號分析處理來診斷齒輪箱的運行狀況，由于振動信號便于采集記錄、信號處理技術的飛速發(fā)展以及不易受到干擾等優(yōu)點，在世界各國工業(yè)設備管理中更大范圍內被廣泛采用[6]。 目前齒輪箱故障診斷研究主要集中在齒輪箱故障機理研究、振動信號處理和典型故障特征的提取、診斷方法和人工智能技術的應用及齒輪箱狀態(tài)監(jiān)測系統(tǒng)和儀器研制四個方面。 （1）齒輪箱故障機理的研究 故障機理研究是設備狀態(tài)檢測與故障診斷的理論基礎，是獲得正確診斷結果的前提條件。它是以現代數學、線性和非線性動力學理論、動力學、材料力學、摩擦學、振動與噪聲、物理、計算機技術等眾多學科為基礎，根據所研究對象的故障特點，結合數字模擬仿真和實驗研究，建立設備故障對應的數學物理模型，模擬故障的動力學特性，最后通過實驗驗證, 了解故障的形成與發(fā)展過程，從而掌握故障的產生原因及故障與特征之間的復雜關系[7]。 早在一百多年前，人們就已經開始對齒輪箱的振動和噪聲機理進行了研究。但直到上個世紀六十年代中期，齒輪的振動和噪聲才成為評價一個齒輪箱傳動系統(tǒng)好壞的重要因素，并引起了世界范圍內各國學者的廣泛關注。英國學者H．optiz在1968年就齒輪振動與噪聲的機理，發(fā)表了一些著名的研究報告，其中闡述了齒輪箱的振動和噪聲是傳動功率和齒輪傳動誤差及齒輪精度的函數。另外，如美國的Buckingham和德國的Niemann也對齒輪箱的振動和噪聲機理作出了自己的研究。我國很多學者教授對齒輪箱故障機理也很了很多研究，如丁康等對齒輪箱典型故障振動特征與診斷策略進行了研究、李潤芳等研究齒輪系統(tǒng)動力學，研究齒輪振動、沖擊及噪聲機理，研究表明嚙合剛度、嚙合誤差、及嚙合沖擊內部激勵是齒輪振動是根本因素，并研究了齒輪系統(tǒng)振動分析模型。在齒輪箱軸承故障診斷方面也開展了大量的理論及實踐研究。近年來，國內大批科研院所博士碩士在相關科研課題資金資助下大量開展齒輪箱故障診斷研究工作，并取得了可喜的研究成果。 （2）振動信號處理 信號處理與典型故障特征提取技術是通過對傳感器采集的信號進行有效的分析與處理，提取出能敏感反映設備運行狀態(tài)的典型故障特征信息。齒輪箱振動信號的處理是齒輪箱故障診斷的關鍵，國內外學者在這方面研究取得了重要的成果[]。近幾十年來，信號處理技術經歷了由時域－頻域－時頻域發(fā)展過程。傳統(tǒng)的時域分析包括時域波形分析、時域參數統(tǒng)計分析，包括最大值、峰峰值、均值、均方值、和方差等，及無量綱的特征值指標，其中有方根幅值、平均幅值、均方幅值、峭度、波形指標、峰值指標、脈沖指標、裕度指標等。基于傳統(tǒng)的傅里葉變換的經典的頻譜信號分析方法，如頻譜分析、倒頻譜分析、細化分析、Hilbert包絡解調分析等在指導齒輪箱等機電設備故障診斷實踐應用中取得了巨大的成果，目前我國研制的大多數設備故障診斷儀器最普遍配置基礎頻譜分析功能，基本能滿足實際生產需要。但是傅里葉變換對是建立在信號平穩(wěn)性假設理論基礎之上的一種時域和頻域的全局性變換，它對分析平穩(wěn)（或準平穩(wěn)）程的振動信號是十分有效，但對非平穩(wěn)性信號則表現不盡人意，不能很好地提取非穩(wěn)性信號的特征。由于機械設備在運行過程中由于阻尼、剛度、彈性等非線性及動態(tài)響應的非線性，反映在其振動信號上也具有非平穩(wěn)性。當齒輪箱發(fā)生沖擊、碰摩、裂紋故障障時，其振動信號往往表現非平穩(wěn)性，因此信號非平穩(wěn)性是設備故障的最根本表征。對于這些非平穩(wěn)性振動信號必須用非平穩(wěn)信號處理方法，即時頻分析，如短時傅里葉變換（Short Time Fourier Transform，STFT）、Wigner-Ville分布、小波變換（Wavelet Transform，WT）、Hilbert-Huang變換、信號肓源分析、雙線性時間—頻率變換等時頻分方法。 1.2設計思路的提出 采煤機是煤礦綜采工作中的關鍵機械設備之一，大功率、高強度、高可靠性是現代采煤機發(fā)展方向。然而作為采煤機可靠性最為薄弱環(huán)節(jié)，搖臂齒輪箱頻繁出現機械故障，據統(tǒng)計，近年來其平均故障率占采煤機故障率的34.2%，已嚴重制約著采煤機開機率的提高，影響到煤礦綜合采集作業(yè)的均衡生產。齒輪箱主要有齒輪、軸、軸承和機架四個部分組成。本課論文只從采煤機搖臂高速區(qū)軸承振動特性與故障分析方面進行簡單討論研究。本文在查找大量資料的基礎之上，首先針對課題研究的背景、意義及國內外研究現狀進行分析論述，找到采煤機搖臂高速區(qū)故障診斷的難點及特點及現有方法的不足，再通過對搖臂齒輪箱安裝、運行工況進行分析，詳細分析其結構、常見故障模式，研究高速區(qū)軸承振動故障機理。由于煤礦井下生產環(huán)境惡劣，搖臂齒輪箱安裝特殊性，由于實際問題限制，以仿真軟件對工況進行模擬仿真來代替在現場檢測在目前國內采煤機市場，中厚煤層重型采煤機在研發(fā)、設計、制造和使用方面中占據著主導地位，中厚煤層采煤機技術日益成熟，有著廣闊的提升空間。目前國內生產這類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以雞西煤礦機械廠設計生產的MG160/390-WD型電牽引采煤機也是典型代表，該機在國內有著廣泛的應用，得到眾多煤礦的好評。本設計是在其成功的設計思想和理念基礎上，對其搖臂進行設計，分析高速區(qū)軸承振動與三維建模。 1.2采煤機概述 1.2.1采煤機分類及組成 采煤機有不同的分類方法：按工作機構形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機；按牽引部位置可分為內牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構位置可分為額面式與側面式；還可以按層厚和傾角來分類?，F在我們所說的采煤機主要是指滾筒采煤機，這種采煤機適用范圍廣，可靠性高，效率高，所以現在使用很廣泛。 滾筒采煤機的組成如圖1.1 所示。 現代采煤機基本上都使用模塊化設計，采用多電機橫向布置，結構取消了螺旋傘齒輪，各主要部件通過高強度液壓螺栓聯(lián)接，之間沒有動力傳遞，結構簡單，傳動效率高，傳動可靠，維修和檢查方便；采煤機的牽引部分也采用了無鏈牽引，牽引嚙合效率高，不會出現斷鏈事故工作更安全。 圖1.1 雙滾筒采煤機 1.2.2滾筒采煤機工作原理 雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂煤，后滾筒割底部煤并清理浮煤。（雙滾筒采煤機的工作原理如圖1.2所示）因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一次刀；返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進兩次刀，這種采法稱為雙向采煤法。 圖1.2 雙滾筒采煤機工作原理 為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上的螺旋葉片螺旋方向必須與滾筒旋轉方向相適應：對順時針旋轉（人站在采空側看）的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮臍w結為“左轉左旋；右轉右旋”，即人站在采空區(qū)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。 雙滾筒采煤機有自開缺口的能力，當采煤機割完一刀后，需要重新將滾筒切入一個截深，這一過程稱為進刀。常用的進刀方式有兩種： 1．端部斜切法 利用采煤機在工作面兩端約25～30m的范圍內斜切進刀稱端部斜切進刀法； 2．中部斜切法（半工作面法） 利用采煤機在工作面中部斜切進刀稱為中部斜切法。 1.3采煤機械化的發(fā)展與趨勢 機械化采煤開始于上世紀40年代，是隨著采煤機械（采煤機和刨煤機）的出現而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產了采煤機，聯(lián)邦德國生產了刨煤機，使工作面落煤，裝煤實現了機械化。但是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，所以生產率受到一定的限制。 50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產了滾筒采煤機、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的發(fā)展。由于當時采煤機上的滾筒是死滾筒，不能實現調高，因而限制了采煤機械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機為第一代采煤機。因此，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通水平。雖然在1954年英國已經研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機和可彎曲刮板輸送機尚不完善，綜采技術僅僅處于開始試驗階段。 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，解決了采高調整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別是1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現，進一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術推向了一個新水平，并在生產中顯示了綜合機械化采煤的優(yōu)越性—高效、高產 、安全和經濟，因此各國競相采用綜采技術。 進入70年代，綜采機械化得到了進一步發(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，相繼出現了功率為750～1000KW，生產率達1500T/H的刮板輸送機，以及工作阻力達1500KN的強力液壓支架等。1970年采煤機無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現的第四代采煤機—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。 目前，各主要產煤國家已基本上實現了采煤機械化。衡量一個國家采煤機械化水平的指標是采煤機械化程度和綜采機械化程度。 采煤機械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設備，使之達到高效、高產、安全、經濟；向遙控及自動控制發(fā)展，并逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機的可靠性，并使之系列化、標準化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采煤層的機械設備。 1.4 本章小結 本章為論文的緒論部分，主要是對設計題目的分析,重點介紹了采煤機的分類、組成、工作原理、進刀方式、發(fā)展及趨勢。  2 搖臂整體方案確定 2.1 MG160/390-WD型采煤機簡介 MG160/390-WD 無鏈電牽引采煤機，裝機總功率390KW，截割功率 2160KW，牽引功率230KW。MG160/3900-WD無鏈電牽引采煤機，采用多電機驅動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內橫向裝有開關磁阻電機，通過牽引機構為采煤機牽引力，中間控制箱裝有調高油缸，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側抽出，易維修，易更換。 其主要用途及適用范圍：MG160/390－WD無鏈電牽引采煤機一般適用于中厚煤層的開采，傾角小于35度，煤質中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。本論文以MG160/390－WD為基礎進行討論設計。 2.1.1主要技術參數 該機的主要技術參數如下表2.1： 表2.1采煤機主要技術參數 采高 m 1.3-3.0 截深 m 0.6 適應傾角 　 ≤35 適應煤質硬度 f≤4 滾筒轉速 r/min 46，52 滾筒直徑 mm 1250,1400,1600 搖臂形式 整體彎搖臂 搖臂長度 mm 1700 搖臂回轉中心距 mm 5813 搖臂擺角 ﹢42，-19.7 牽引速度 m/min 0-7 牽引型式 　 交流變頻調速無鏈牽引 機面高度 mm 1100 最小臥底量 mm 410 滅塵方式 　 內外噴霧 裝機功率 KW 391 電壓 v 1140 2.1.2 電牽引采煤機截割部組成 截割部主要完成截煤和裝煤作業(yè)，主要組成部分有：截割電動機、搖臂減速箱、內外噴霧系統(tǒng)和截割滾筒等。截割部為整體彎搖臂結構，即截割電機、減速器均設在截割機構減速箱上，與牽引部鉸接和調高油缸鉸接，油缸的另一端鉸接在牽引部上，當油缸伸縮時，實現搖臂升降。支承組件固定在左、右牽引部上，與行走箱上的導向滑靴一起承擔整機重量。 搖臂減速箱主要由殼體、輸入軸部件、惰輪、行星齒輪減速器、滾筒聯(lián)接裝置及內外噴霧等裝置組成。搖臂的作用是將截割電動機的動力傳遞到滾筒使之旋轉采煤，同時通過調高油缸的行程控制滾筒的升降。 2.1.3截割部電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為2160KW，即每個截割部功率為160KW。根據礦下電機的具體工作情況，要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。據三相鼠籠異步防爆電動機YBCS4-160（B）, 其主要參數如下： 表2.2 YBCS4-160(B)主要技術參數 額定功率：400KW； 額定電壓：1140V 額定轉速：1480r/min 接線方式：Y 額定頻率：50HZ; 冷卻方式：外殼水冷 該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 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 搖臂具體結構設計方案的確定 系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構，搖臂減速箱完全互換，只是搖臂殼體分左右。為加長搖臂，擴大調高范圍，搖臂內常裝有若干惰輪，致使截割部齒數較多。同時由于行星齒輪為多齒嚙合，傳動比大，效率高，可減小齒輪模數，故末級采用行星齒輪傳動可簡化前幾級傳動。 （1） 殼體：采取直臂形式，用ZG25Mn材料鑄造，并在殼體內腔表面設置有八組冷卻水管。 （2） Ⅰ軸 ：軸齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成，通過以花鍵聯(lián)接的扭矩軸與截割電機聯(lián)接。 （3） Ⅱ：為惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。 （4） Ⅲ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （5） Ⅳ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （6） Ⅴ軸：齒輪，軸承，端蓋，密封座，套筒，密封件組成。 （7） Ⅵ軸：惰輪組，軸齒輪，軸承，端蓋，密封件，密封座組組成。太陽輪通過花鍵聯(lián)接將動力傳遞給行星減速器。 （8） 行星減速器：太陽輪，行星輪，內齒圈，行星架和輪軸，軸承，套筒組成。該行星減速器有三個行星輪系，太陽輪浮動，行星架靠兩個套筒軸向定位，徑向有一定的配合間隙。 （9） 中心水路：水管和接頭組成。 （10） 離合器：離合手把，壓蓋，轉盤，推桿軸，扭矩軸等組成。 2.3傳動方案的確定 2.3.1傳動方式確定 其傳動系統(tǒng)如圖2.1，建模如圖2.2： 圖2.1 傳動系統(tǒng)圖 表2.3傳動系統(tǒng)圖明細表 序號 名稱 序號 名稱 序號 名稱 1 電動機 8 齒輪4 15 太陽輪 2 Ⅰ軸 9 齒輪5 16 轉臂 3 齒輪1 10 Ⅳ軸 17 內齒圈 4 Ⅱ軸 11 齒輪6 18 齒輪8 5 齒輪2 12 Ⅴ軸 19 Ⅵ軸 6 Ⅲ軸 13 齒輪7 20 箱體 7 齒輪3 14 行星輪 圖2.2 搖臂三維建模 2.3.2 傳動比的確定 總傳動比 —電動機轉速 r/min —滾筒轉速 r/min 2.4傳動比的分配 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。 采煤機一般需要3～4級減速，對于中厚煤層采煤機采用2K-H(NGW)負號行星齒輪傳動時，行星齒輪安在最后一級比較合理。采煤機每級傳動比一般為3～4（行星齒輪傳動可達5～6），傳動比應從高速級向低速級遞減。在初步設計時可按/=20%～30%。本次設計采用NWG型行星減速裝置，其原理如圖2.3所示： 圖2.3 NWG型行星減速裝置 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。查閱文獻[4],采煤機截割部行星減速機構的傳動比一般為2.8～9。這里定行星減速機構傳動比，則其他三級減速機構總傳動比：31.965=6.39。 由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據前述多級減數齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結構，據文獻[8]，、分別為高速級和低速級的傳動比。初定各級傳動比為： ，，;以此計算三級減速傳動比的總誤差δ=（31.69-2.411.851.425)/31.69=1‰,在誤差允許范圍5﹪內，合適。 2.5傳動效率選擇 圓柱齒輪傳動選擇8級傳動，查<<機械設計手冊>>得知傳動效率0.97；扭矩軸0.99；滾動軸承0.98（一對），行星齒輪傳動0.98。 2.6搖臂的潤滑 采煤機截割部因傳遞功率大而發(fā)熱嚴重，其殼體溫度可高達100℃，因此傳動裝置的潤滑十分重要。 減速箱中最常用的潤滑方法是飛濺潤滑，將一部分傳動零件浸在油池中，靠它們向其他零件供油和濺油，同時油甩到箱壁上，以利散熱。油面的位置應使齒輪副的大齒輪浸在油中1/3～1/4中。飛濺潤滑的優(yōu)點是：潤滑強度高，工作零件散熱快，不需潤滑設備，對潤滑油的雜質和粘度下降不敏感。 搖臂內的傳動零件的潤滑是個特殊問題，截割頂部煤時滾筒上升，搖臂端部齒輪得不到潤滑；割底煤時滾筒下降，潤滑油集中在搖臂端部。為此常規(guī)定滾筒割煤一段時間后，應停止牽引，將搖臂下降，以潤滑端部齒輪，然后繼續(xù)上升工作。 2.7 本章小結 本章是論文的整體方案確定部分，主要包括采煤機截割電機的選擇、搖臂的具體結構設計、傳動方案選擇、傳動比分配、傳動效率確定、及潤滑方式的選擇，進而在此基礎上進行傳動系統(tǒng)的設計和校核.  3 傳動系統(tǒng)設計 3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 各軸轉速計算： 從電動機開始計算，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ軸。 Ⅰ軸 min Ⅱ軸 min Ⅲ軸 1480／2.41=614.12 Ⅳ軸 614.12/1.85=331.96 Ⅴ軸 Ⅵ軸 各軸功率計算： Ⅰ軸 1600.99=158.4 Ⅱ軸 158.40.970.98=150.58 Ⅲ軸 150.580.970.98=143.14 Ⅳ軸 143.140.970.98=136.07 Ⅴ軸 136.070.970.98=129.35 Ⅵ軸 129.350.970.98=122.96 各軸扭矩計算: Ⅰ軸 Ⅱ軸 971.65 Ⅲ軸 = 2225.13 Ⅳ軸 =3914.53 Ⅴ軸 =3746.6 Ⅵ軸 =5023.18 將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用 表3.1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數表 軸號 功率/kW 轉速n/(rmin) 轉矩T/(Nm) Ⅰ軸 158.4 1480 1022.11 Ⅱ軸 150.58 1480 971.65 Ⅲ軸 143.14 614.12 2225.13 Ⅳ軸 136.07 331.96 3914.53 Ⅴ軸 129.35 233.77 3746.96 Ⅵ軸 122.96 233.77 5023.18 3.2 齒輪設計 這里主要是根據查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經驗,思路如下：初步確定各級傳動中齒輪的齒數、轉速、傳動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定。截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下： 3.2.1齒輪2和齒輪3（惰輪1）的設計 （1）選擇齒輪材料及熱處理 查文獻5表16.2-59、60、61，大齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC。由圖16.2-17及圖16.2-26，按MQ級質量要求取值=1450 （2)按齒面彎曲強度設計計算 齒寬系數?。?.4 載荷系數取K=1.6 小輪轉矩=971.65 許用接觸應力，按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數=30 =301.42=72.3 取=73，實際傳動比（即齒數比）=2.43 查圖6-7得齒形系數2.59，2.27 0.0105，0.0092，取較大者，即前者 模數m，代入數據得m3.6,取m=4 中心距 齒寬 b=0.4206=82.4 小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm，取， 83 （3)驗算齒面接觸強度 ，代入數據得910.05< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=430=120， =473=292 齒頂高 齒根高 =6 齒頂圓直徑 =128 =300 齒根圓直徑 =282 =110 齒寬b ,83 中心距 =206 3.2.2齒輪4和齒輪5設計及強度效核 （1）選擇齒輪材料 小齒輪4選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪5用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC （2)按齒面彎曲強度設計計算 齒寬系數?。?.4 載荷系數取K=1.6 小輪轉矩=2241.11 許用接觸應力 按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數=40 =301.85=74 取=74 實際傳動比（即齒數比）=1.85 查圖6-7得齒形系數2.45，2.26 0.0093，0.0092 取較大者，即前者 模數m 代入數據得m4.2,取m=5 中心距 齒寬 b=0.4285=114 小齒輪一般比大齒輪齒寬多5-10mm 取 （3)驗算齒面接觸強度 ,代入數據得737.43< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=540=200 =574=370 齒頂高 齒根高 =6.25 齒頂圓直徑 =210 =380 齒根圓直徑 =187.5 =357.5 齒寬b , 中心距 =285 3.2.3齒輪6和齒輪7（惰輪）設計及強度校核 （1）選擇齒輪材料 小齒輪6選用20GrMnTi滲碳淬火，齒面硬度59HRC；大齒輪7用20Gr滲碳淬火，齒面硬度59HRC （2)按齒面彎曲強度設計計算 齒寬系數?。?.4 載荷系數取K=1.6 小輪轉矩=3941.25 許用接觸應力 按表16.2-33，取1.2 查圖6-8 ，1.5 =246.67 取齒數=37 =371.42=52.54 取=53 實際傳動比（即齒數比）=1.43 查圖6-7得齒形系數2.54，2.26 0.0103，0.0096 取較大者，即前者 模數m,代入數據得m5.8,取m=6 中心距 齒寬 b=0.4240=96, 取 （3）驗算齒面接觸強度 ,代入數據得1133.23< （4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 =m=637=222, =653=318 齒頂高 齒根高 =7.5 齒頂圓直徑 =234, =330 齒根圓直徑 =192 =288 齒寬b , 中心距 =240 3.2.4驗算齒輪3和齒輪6是否干涉 Ⅲ軸和Ⅳ軸中心距=285 257285 故齒輪3和齒輪6是不干涉 3.2.5 行星齒輪設計及強度校核 （1）行星傳動類型為2K-H（A）。 （2）齒輪材料及熱處理 太陽輪和行星輪的材料為20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，加工精度等級6級，表面硬度為：太陽輪60HRC，行星輪56～62 HRC。據文獻9圖6-12和圖6-27，取=1450和=370。內齒圈選用20Cr調質，加工精度等級7級，硬度。=1450和=370 （3）確定主要參數 1）行星機構總傳動比=4.97。 2）行星輪數目：根據文獻9表3-2，取=3。 3)載荷不均衡系數： 采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取=1.15 4)配齒計算 根據文獻9表3-2及傳動比，選擇太陽輪齒數=17行星輪齒數 =25，內齒圈齒數=67,實際傳動比i=4.94。其傳動誤，傳動合適。 （4）初步計算齒輪的主要參數 文獻9按彎曲強度公式6-50計算齒輪模數m: 式中相關系數如下： —名義轉矩， —算式系數，對于直齒輪為=12.1。 —綜合系數，由表6-5查得=1.8 —使用系數由表6-7查得=1.5 —行星齒輪間載荷分布不均勻系數，=1.15 —小齒輪齒形系數，由圖6-22得=2.58 —試驗齒輪彎曲疲勞極限， —齒寬系數，=0.7 —小齒輪齒數，=17 將上列數據帶入公式得： 故取齒輪模數為8。 5．嚙合參數計算 兩個嚙合齒輪副a-c和b-c中，其標準中心距分別為： 由此可見, 滿足非變位同心條件。 6.幾何尺寸計算 表3.2星星輪系尺寸表 單位/mm 項目 計算公式 太陽輪a 行星輪c 內齒圈b 分度圓直徑 136 200 536 齒頂高 8 8 8 齒根高 10 10 10 齒頂圓直徑 外嚙合 152 216 內嚙合 520 齒根圓直徑df 外嚙合 116 180 內嚙合 556 齒寬b 96 96 96 7條件驗算 （1） 鄰接條件 按文獻9公式3-7驗算，即和 式中： —裝配行星輪的齒頂圓的半徑，。 —裝配行星輪的齒頂圓的直徑，。 —行星輪個數，。 —為a,c齒輪嚙合中心距，。 -相鄰兩行星齒輪中心距，。 ， 故滿足鄰接條件。 （2）同心條件 由上知滿足同心條件。 （3）安裝條件 按文獻9公式3-20驗算，即（整數） 條件滿足。 8.齒輪副強度驗算 （1）齒面接觸應力 1）據文獻9公式6-53，基本接觸應力 式中： —節(jié)點區(qū)域系數 查圖6-9得。 —彈性系數 查表6-10得。 —重合度系數 查圖6-10得=0.9 —螺旋角系數，直齒輪，=1 —端面分度圓上的名義切向力， —小齒輪分度圓直徑，=136 —小齒輪工作齒寬，=96 —齒數比， —接觸應力基本值， 2）齒面接觸應力 據文獻9公式6-51，齒面接觸應力 （6-51） —使用系數 查表6-7取=1.5 —動載系數 公式6-58 式中 ， ， 為傳動精度系數，。 為小齒輪相對轉臂節(jié)點的速度 。 代入公式得1.01 —齒向載荷分布系數，內齒圈的齒寬與行星輪分度 圓的直徑比值小于1，取=1 —齒間載荷分布系數，查表6-9，取=1.0 —計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數 ,=1.1 ，—齒面接觸應力， （2）許用接觸應力 據文獻9公式6-54，許用接觸應力 （6-54） —試驗齒輪接觸疲勞極限，=1450 —接觸強度最小安全系數，查表6-11，=1.2 —計算接觸強度的壽命系數， 應力循環(huán)次數： 按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年 太陽輪: 行星輪: 按表6-12，公式（9） 計算得： ， —潤滑劑系數，查圖6-17得=1.05 —速度系數，查圖6-18得=0.9 —粗糙度系數，查圖6-19得=0.89 —工作硬化系數，=1.2 —接觸強度計算的尺寸系數，按表6-15公式 （3）強度條件 （ 6-55） 故齒輪副滿足接觸強度條件。 9. 齒輪副強度驗算 在內嚙合齒輪副中只需校核內齒圈b的接觸強度。 （1）齒面接觸應力 1）接觸應力基本 式中： ——節(jié)點區(qū)域系數 查圖6-9得。 ——彈性系數 查表6-10得。 ——重合度系數,查圖6-10得=0.9 ——螺旋角系數，直齒輪，=1 ——端面分度圓上的名義切向力， 。 —小齒輪分度圓直徑，=200 —小齒輪工作齒寬，=92 —齒數比， —接觸應力基本值， 2）齒面接觸應力 （6-52） —使用系數 查表6-7取=1.5 —動載系數 公式6-58 ，式中 ， ， 為傳動精度系數，。 為小齒輪相對轉臂節(jié)點的速度 。 代入公式得1.01 —齒向載荷分布系數，內齒圈的齒寬與行星輪分度 圓的直徑比值小于1，取=1 —齒間載荷分布系數，查表6-9，取=1.1 —計算接觸強度時行星輪間載荷分布不均勻系數 =1.1 —齒面接觸應力， （2）許用接觸應力 (6-54) —試驗齒輪接觸疲勞極限，=780 —接觸強度最小安全系數，查表6-11，=1.2 —計算接觸強度的壽命系數， 應力循環(huán)次數： 按每天工作20小時，一年工作300天，使用壽命為8年 太陽輪 行星輪 內齒圈 按表6-12，公式（9）計算得： ， ， ，—查表6-14，簡化計算的總值為（）=0.85 —工作硬化系數 —接觸強度計算的尺寸系數，按表6-15公式 （3）強度條件 (6-55) 故齒輪副滿足接觸強度條件。 3.3軸的設計校核與軸承選用 3.3.1 Ⅳ軸的設計及強度效核 （1） 選擇Ⅳ軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調質處理.查文獻6表7-1，材料強度極限， 取 (2)軸徑的初步估算 由文獻6表7-11取C＝107， 可得 (3)求作用在齒輪上的力 軸上大齒輪5分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪6分度圓直徑為: (4)軸的結構設計 圖3.1 Ⅳ軸結構設計 取較寬齒輪距箱體內壁距離軸承距箱體內壁相鄰 齒輪軸向距離10mm,安裝齒輪處軸段長比輪轂寬少2 mm。 1)擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 Ⅰ段安裝圓柱滾子軸承。取軸段直徑，，軸承型號N418，尺寸 Ⅱ段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑，軸段長度(比齒輪6輪轂寬少2mm)。 Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度,取軸環(huán)直徑110+29=128軸環(huán)寬度=10.78mm，Ⅲ段長 Ⅳ段用于裝齒輪5，左端用軸肩定位，右端采用套筒定位。軸段直徑，軸段長(比齒輪5輪轂寬少2mm)。 Ⅴ段安裝圓柱滾子軸承,軸承型軸承型號NU2218E，尺寸，軸段直徑, （齒輪4距離箱體內壁為10mm,齒輪6距內壁為13mm)。 2）軸上零件的周向定位 兩個齒輪均采用漸開線花鍵聯(lián)結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯(lián)接和動聯(lián)接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小， 軸端倒角。 (5） 軸的強度效核： 1）首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖： 圖3.2 Ⅳ軸計算簡圖 2） 求支反力：