機械畢業(yè)設計-俯采式采煤機結構設計（全套含CAD圖紙）,機械,畢業(yè)設計,俯采式,采煤,結構設計,全套,cad,圖紙 湖 南 科 技 大 學 瀟湘學院畢業(yè)設計（論文） 題目 俯采式采煤機結構設計 作者 學院 專業(yè) 學號 指導教師 二〇〇 年 月 日 - 56 - 摘 要 國內薄煤層開采在許多礦井中都面臨著很多的問題，而朔里礦區(qū)也是如此。隨著礦井可采儲量的日益枯竭，薄煤層的開采問題已越來越突出。 由于開采設備原因，對于1.3～1.5m的較薄煤層開采，機械化程度普遍不高，其生產效率也比較低。薄煤層開采制約了下序其它煤層的開采速度，直接影響著 礦井高產高效生產。較薄煤層使用大架型機械設備進行開采，不僅開采成本增高，而且頂板常會被切割，導致煤炭灰分增高，甚至資源不能得到回收。 目前國內的薄 煤層綜采技術，尤其是綜采機械化裝備配套技術還很不成熟，正處于探索階段。對于大傾角較薄煤層綜采方面的現(xiàn)場技術實踐就更少了， 其理論研究工作也相對薄弱。根據(jù)我們朔里礦業(yè)的自然資源情況，有些就屬于大傾角薄煤層。因此，積極探索機械化開采途徑就很有必要。 本課題分析的在機械式采煤機基礎上改成液壓式的采煤機。主要進行了液壓式俯采采煤機總體方案設計，液壓式俯采采煤機截煤部結構設計，液壓式俯采采煤機牽引部結構設計及計算。 關鍵詞：煤層；開采；機械式；液壓式 ABSTRACT The thin coal seam mining are facing a lot of problems in many mines, and Shuoli kaolin and so. With the increasing depletion of the mine recoverable reserves, mining of thin coal seam has been more and more prominent. Because of mining equipment, for 1.3 ~ 1.5m of thin seam mining, the degree of mechanization is generally not high, the production efficiency is low. Thin coal seam mining restricts the speed of order other coal mining, directly affects the high production and high efficient mine. The thin coal seam with large mechanical equipment for mining, not only the mining cost increased, and the roof is often cut, resulting in coal ash content increased, and even the resources can not be recovered. Thin seam mining technology in China at present, especially the fully mechanized mining equipment technology is not very mature, is in the stage of exploration. For the practical field large inclination of thin seam mining area is less, the theoretical research is relatively weak. According to the mining of natural resources of our moon, some belong to the thin coal seam with large inclined angle. Therefore, it is necessary to explore the positive mechanized mining method. Analysis on the mechanical coal mining machine based on the change of the coal mining machine hydraulic. Mainly to the overall scheme design of hydraulic shearer underhand, shearer cutting structure design of hydraulic bent mining, hydraulic down coal shearer structure design and calculation. Keywords: coal seam; mining machinery; hydraulic; 目 錄 第1章 緒 論 - 1 - 1.1 采煤機國內外研究現(xiàn)狀 - 1 - 1.2大傾角薄煤層開采技術及設備概述 - 2 - 1.2.1 概述 - 2 - 1.2.2 選擇合適的綜采配套設備 - 2 - 1.2.3 回采技術工藝 - 3 - 1.2.4 支架和運輸機防倒滑措施 - 3 - 第2章 液壓式俯采采煤機總體方案設計 - 5 - 2.1 采煤機牽引部液壓系統(tǒng)得特點 - 5 - 2.2 設計參數(shù) - 5 - 2.3 主油路系統(tǒng) - 5 - 2.4 調速及換向回路 - 7 - 2.5 保護系統(tǒng) - 8 - 2.5.1 電動機功率過載保護 - 8 - 2.5.2 高壓保護 - 8 - 2.5.3 低壓欠壓保護 - 8 - 2.5.4 停機油泵自動回零保護 - 8 - 2.5.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 - 9 - 第3章 液壓式俯采采煤機截割部結構設計 - 10 - 3.1 截割部概述 - 10 - 3.2 截割部特點 - 10 - 3.3 齒輪傳動的設計計算 - 10 - 3.3.1 第一傳動組齒輪設計計算 - 10 - 3.3.2 第二傳動組齒輪設計計算 - 20 - 3.3.3 第三傳動組齒輪設計計算 - 27 - 3.4 截一軸及其軸承壽命驗算 - 35 - 3.4.1 求軸上的載荷 - 35 - 3.4.2 校核該軸的強度 - 37 - 3.5 截二軸的詳細校核 - 37 - 3.5.1 求軸上的載荷 - 37 - 3.5.2 校核該軸的強度 - 39 - 3.6 截三軸的詳細校核 - 39 - 3.6.1 求軸上的載荷 - 39 - 3.6.2 校核該軸的強度 - 41 - 3.6.3 軸承壽命的驗算 - 42 - 第4章 液壓式俯采采煤機牽引部結構設計 - 43 - 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 - 43 - 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 - 43 - 4.3 主油泵和馬達的計算 - 43 - 4.4 回路泵的選擇 - 47 - 4.5 采煤機牽引部液壓控制元件的選擇 - 48 - 4.6 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失驗算 - 50 - 4.7 牽引部液壓系統(tǒng)得溫升驗算 - 51 - 4.8 牽引部輔助裝置液壓傳動系統(tǒng) - 52 - 總 結 - 54 - 參 考 文 獻 - 55 - 致 謝 - 56 - 第1章 緒 論 1.1 采煤機國內外研究現(xiàn)狀 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(xiàn)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(xiàn)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)邦德國相繼生產力滾筒采煤機、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式死滾筒，不能實現(xiàn)跳高，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。這樣，50年代各國的采煤機械化的主流還只是處于普通機械化水平。雖然載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(xiàn)，解決了采高調整的問題，擴大了采煤機的適用范圍；特別式1964年第三代采煤機——雙搖臂采煤機的出現(xiàn)，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——高校、高產 、安全和經濟，因此各國競相采用綜采。 進入70年代。綜采機械化得到了進一步發(fā)掌和提高，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)掌，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產率大1500T/H的刮板輸送機，以及工作阻力大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(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年代以來,世界各主要采煤國家,為適應高產高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集中化生產的需要,積極采用新技術,不斷加速更新和改進滾筒采煤機的技術性能和結構,相繼研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤機。 目前，各主要產煤國家已基本上實現(xiàn)力采煤機械化。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，以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；研制后、薄及急傾斜等難采煤層的機械設備。 1.2大傾角薄煤層開采技術及設備概述 1.2.1 概述 國內薄煤層開采在許多礦井中都面臨著很多的問題，而朔里礦區(qū)也是如此。隨著礦井可采儲量的日益枯竭，薄煤層的開采問題已越來越突出。 由于開采設備原因，對于1.3～1.5m的較薄煤層開采，機械化程度普遍不高，其生產效率也比較低。薄煤層開采制約了下序其它煤層的開采速度，直接影響著 礦井高產高效生產。較薄煤層使用大架型機械設備進行開采，不僅開采成本增高，而且頂板常會被切割，導致煤炭灰分增高，甚至資源不能得到回收。目前國內的薄 煤層綜采技術，尤其是綜采機械化裝備配套技術還很不成熟，正處于探索階段。對于大傾角較薄煤層綜采方面的現(xiàn)場技術實踐就更少了， 其理論研究工作也相對薄弱。根據(jù)我們朔里礦業(yè)的自然資源情況，有些就屬于大傾角薄煤層。因此，積極探索機械化開采途徑就很有必要。 1.2.2 選擇合適的綜采配套設備 1.工作面情況與薄煤層設備性能 1.1地質情況 朔里礦業(yè)回采區(qū)域內煤層賦存穩(wěn)定，煤層結構單一，一些薄煤層厚度1.0～2.0m左右，斷層附近煤層變化較大。煤層傾角在16～27o，局部最大可達 30o。一些煤層直接頂為粉砂巖， 中等穩(wěn)定。老頂為細砂巖， 來壓比較明顯。不少工作面有性脆易破碎的偽頂，對開采影響較大。 1.2薄煤層機械化開采設備基本性能 目前國外已研制出一些薄煤層機械化開采設備，如烏克蘭頓巴斯研制的適于開采薄煤層和極薄煤層（煤層厚0.4～1.5m）的刨煤機和螺旋鉆機，波蘭研制的 適用于厚1.0～1.6m、傾角小于35o薄煤層開采的KSE-360型滾筒采煤機等。對于本地區(qū)的這種情況，應用國內較薄煤層開采的液壓支架， 然后再進行三機配套選型比較合適。 2.綜采設備的選擇 2.1采煤機 現(xiàn)使用的滾筒采煤機，比較適用于現(xiàn)代化的長壁開采 工作面。當采高低于2m時，滾筒采煤機的工作性能會受到發(fā)揮（如操作人員不能快速調轉采煤機的采煤方向、工作面煤炭運輸緩慢和采煤機切割速度慢等）。為適 應采高小的條件，可選用與支架相配套的MG150/355-BWD型電牽引雙滾筒采煤機。其滾筒直徑1.25m，截深0.6m，最大采高2.3m，裝機功 率355kW。適應傾角小于25o工作面。 2.2液壓支架 與普通綜采支架相比的特點：支架前梁與頂梁用兩根銷軸剛性鉸接成整體頂梁，增大了回采面的安全空間和前端支撐能力，有利于割煤， 支架運輸、拆裝方便；支架頂梁和掩護梁一側安裝固定側護板，另側安裝活動側護板，除能防止矸石竄入架內外，在調架、防倒上也具有重要作用；支架掩護梁、前 后連桿均為箱形截面結構，抗拉、抗壓、抗扭能力強；支架整體剛性底座穩(wěn)定性好，不易變形，與底板接觸比壓?。煌埔蒲b置采用倒置千斤頂，增大拉架力，提高移 架速度，可有效地控制頂板；主進液、回液系統(tǒng)、立柱、推移千斤頂采用了大流量液壓系統(tǒng)，提高了移架、推溜速度；架寬窄，重量輕，調高范圍大，適應煤厚變化 能力強和復雜地質條件。 1.2.3 回采技術工藝 采煤機進刀方式為端部斜切進刀，割煤為雙向割煤。現(xiàn)場應用，運輸機機頭機尾各伸出采面兩端1m左右，以保證采煤機滾筒能割透煤壁。割煤速度應與刮板輸送 機的運輸能力相配套。設備運行狀態(tài)良好。 1.2.4 支架和運輸機防倒滑措施 1.選擇合適的偽斜角度 合適的角度進是防止設備下滑的有效措施。例如某工作面，為保證工作面?zhèn)涡蓖七M，在最初的采區(qū)巷道布置中，按力學計算，設計工作面切眼與下運巷間夾角為 94o。經推采試驗，當下運巷超前上風巷8～10m，即工作面與下運巷夾角為97o時，支架在推移運輸機時產生的向上分力與工作面運輸機自重產生的下滑力 相平衡，可較好地制止運輸機下滑，保持工作面運輸機與下運巷轉載機相對距離的穩(wěn)定。 2.順序移架 所試用的工作面，采用端部割三角煤斜切進刀方式，往返一次割兩刀，每刀進尺0.5m。為有效控制頂板，采 取分段追機移架方式，推移支架順序由下向上，鄰架操作，帶壓移架。每組支架在移動過程中都以其下側相鄰的支架側護板為導向和支撐點，這樣有效地控制、預防 了移架過程中支架的傾倒和下滑。 3.隨調支架方向與垂直度 煤層傾角大，移架過程中前梁易下甩，改變支架推移方向，有時也可造成支 架歪斜，所以必須隨時調整支架方向和與頂?shù)装宓拇怪苯嵌?，保證支架頂梁與頂?shù)装迤叫?，支架推移方向與運輸機垂直。使用的工作面就是按要求，隨時觀察支架的 工作狀態(tài)，利用位于頂梁下側的可活動側護板使頂梁向上移動，同時使用倒推千斤頂進行調架，或使用DZ215系列液壓支柱向上戧液壓支架的架前腳，使支架處 于垂直頂?shù)装宓恼缀挝恢谩? 第2章 液壓式俯采采煤機總體方案設計 2.1 采煤機牽引部液壓系統(tǒng)得特點 1.調速方式為液壓調速。 2.具有完善的可靠保護裝置。 3.調高液壓剛能在任意位置鎖緊，且鎖緊可靠。 4.左右調高，液壓缸，調斜油缸，采取單獨操作。 5.安全可靠、結構緊湊、方便維修。 2.2 設計參數(shù) 防爆電機功率50KW，牽引速度0～0.55m/min，滾筒轉速50～95.4rpm 2.3 主油路系統(tǒng) 1主油路是由一個變量泵和一個液壓馬達組成的閉式回路，改變油泵的排油方向和流量大小來實現(xiàn)采煤機牽引速度的調節(jié)和牽引方向的改變。該牽引部主油泵采用TZXB723型軸向柱塞泵，該柱塞泵的特點有：壓力高、流量范圍大、油泵強度高、即可以承受各種性質的負荷的強烈變化的優(yōu)點。它適用于冶金、鍛壓礦山機起重運輸機的液壓系統(tǒng)中。（如圖1.1所示） 圖2.1 2.補油及熱交換回路 (1)補油回路：該主油路系統(tǒng)為閉式系統(tǒng)，存在油液的泄漏和溫升等不穩(wěn)定因素，因此在該系統(tǒng)中設置了補油回路。油液先經過粗慮油器24進入輔助泵23，在進入精慮油器18，進入補油單向閥6或7的低壓側，這樣油液就進入了該閉式系統(tǒng)的低壓回路，從而進行補償住回路的泄漏 。補油回路主要防止了主油泵的吸空現(xiàn)象，因此避免了引起巨大的響聲和震動，是液壓系統(tǒng)正常的工作，給系統(tǒng)中的液壓元件帶來了可靠的保障。（如圖1.2所示） 圖2.2 （2）熱交換回路：液壓油是在封閉的油路中循環(huán)工作的，因此在該環(huán)境下會出現(xiàn)油量少、散熱條件差、溫升高等對系統(tǒng)的穩(wěn)定性產生不利因素。一旦油溫超過設計所規(guī)定的45°C時，那么，將會使整個系統(tǒng)的工作性能惡化，泄露增加，從而導致液壓元件和密封件的損壞。為了滿足以上要求在該主油路系統(tǒng)中設計有熱交換回路，對系統(tǒng)進行冷熱油的交換。（如圖1.3所示） 圖2.3冷熱油交換 （3）冷熱油的交換是通過閥4和低壓溢流閥27完成的。高壓油路和低壓油路同時進入閥4的上、下腔時，由于高低壓油路的壓力差，使閥芯鄉(xiāng)下移動，由馬達排出的一部分熱油回主油泵繼續(xù)工作，一部分油液直接回油箱冷卻，剩余的油液經過閥4。低壓溢流閥27，冷卻器28回油箱。另外，輔助油泵23把所需補充的冷油經單向閥6或7補充到系統(tǒng)的低壓油路中去，使系統(tǒng)中的液壓油進行熱交換，從而使主油路中的工作油液達到小于規(guī)定的45°C的范圍內工作，因此，保證了該設計中的液壓元件和密封件的工作穩(wěn)定性和可靠性。 2.4 調速及換向回路 它的在作用是改變主泵的排量和吸排油方向，也即調節(jié)采煤機的牽引速度和改變牽引方向。 采煤機的電動機啟動后，主泵和輔助泵即運轉。輔助泵排出的低壓油除進入主回路進行補油和熱交換外，還有一路分別進入伺服閥11、功控電磁閥16和失壓控制閥15的進油口。 有伺服閥11、變量油缸9和差動桿10組成的泵位調節(jié)器是用于直接改變主泵8的排量和排油方向的。差動桿10位于圖示位置時，變量油缸9的活塞、伺服閥11的閥芯均處于中位，主泵擺缸傾角為0°。這時雖然電動機驅動主泵旋轉，但并不吸、排油，油馬達也不轉，采煤機停止牽引。當差動桿上的C點繞F點向左擺動一定距離并保持不動時，桿上的G點也隨著左移并帶動伺服閥11的閥芯向左移動一定距離，從而低壓控制油經閥11右位中的進油道進入變量油缸左缸，而其右缸經伺服閥中的回油道與油池接通。于是，變量油缸的活塞桿右移并推動主泵擺缸，使傾角從0°向某個方向增大一定值。主泵變吸、排油，由馬達則順時針或逆時針方向從停止開始旋轉，采煤機也就沿著采煤工作面向上或向下牽引。在變量油缸活塞桿右移的工程中，差動桿10則被油缸左側的活塞桿（F點）帶動繞C點向右回擺，使桿上G點向右移動，推動伺服閥閥芯又回到中位，從而關斷了通往變量油缸的低壓控制右路。這樣，主泵便調定在某一擺缸角度下工作，采煤機相應地以某一牽引速度割煤。顯然，C點移動的距離越大，主泵的擺角也越大，采煤機的牽引速度也就越高。若C點向右移動，則主泵擺缸的傾斜方向相反，其吸、排油方向改變，采煤機的牽引方向也就改變了。 采煤機牽引速度大小的調節(jié)和牽引方向的改變，是通過操縱系統(tǒng)實現(xiàn)的。操縱系統(tǒng)由操縱機構（由手把29、調速套13組成）和主泵擺缸回零系統(tǒng)（包括功控電磁閥16、失壓控制閥15和回零油缸14等元件）組成。 一般情況下，反映電動機負荷是“欠載”或“超載”的功控電磁閥處于“欠載”位置（即右位）。失壓控制閥15在輔助泵正常工作（即排油壓力為1.5MPa）時其閥芯左移。這時低壓控制閥從功控電磁閥16的進油口（右位）→失壓控制閥15（右位）→回零油缸14兩端油缸，推動兩側的活塞都向中間移動而壓縮里面的彈簧D。這一工程叫做“解鎖”。因為，只有回零油缸14中的彈簧D被壓縮后，順時針或逆時針方向轉動手把29時，才能通過螺旋傳動機構13、調速套12中的拉桿E、預壓彈簧A（也稱記憶彈簧）、外套帶動差動桿（即C點）向左或向右擺動，即才能調節(jié)牽引速度和改變牽引方向。 2.5 保護系統(tǒng) 由于該設計為采煤機牽引部液壓系統(tǒng)，在井下復雜的地質條件下我們對采煤機液壓系統(tǒng)必須采取多種保護措施，來適應采煤機在井下的復雜工作環(huán)境，保證正常在井下工作，因此采用有下列保護。 2.5.1 電動機功率過載保護 電動機功率保護是通過功控電磁閥16，回零油缸14及調速套12的原來整定位置來實現(xiàn)的。采煤機正常工作時，功控電磁閥16處在欠載位置，壓力控制油經功控電磁閥16，失壓控制閥15進入回零油缸14兩活塞的外側油腔。內側彈簧壓縮，從而使調速套解鎖。這時把牽引手把29可任意將牽引速度調定所需的速度值上。當電動機功率超載時，在電氣系統(tǒng)中的功率控制器發(fā)出信號，使功控電磁閥16處于右位，回零油缸14中的油液經失壓控制閥15，功控電磁閥16，節(jié)流器回油箱。此時，回零油缸中的彈簧就推動拉桿使調速套12向減小牽引速度方向移動，牽引速度即降低，因此調速手把未動，因此調速套只能壓縮其中的記憶彈簧。一旦電動機超載消失，功控電磁閥16又恢復到欠載位置，回零油缸14解鎖，通過拉桿10使調速套12的位置向增速方向移動，牽引速度增大，但是由于記憶彈簧的位置被調速手把的整定位置所限制，過牽引速度最大值只能恢復到原來整定數(shù)值。 2.5.2 高壓保護 高壓保護由高壓安全閥1和2實現(xiàn)，當系統(tǒng)壓力高于調定壓力時，可由高壓安全法1和2進行保護，系統(tǒng)高壓油液經高壓安全閥1或2從高壓腔流向低壓腔。 2.5.3 低壓欠壓保護 低壓欠壓保護是為了使系統(tǒng)維護一定的背壓，它由失壓控制閥15來實現(xiàn)。當主回路低壓側壓力低于允許值時，失壓控制閥15復位，回零油缸14的彈簧與油箱接通，使主油泵回零，機器停止工作。 2.5.4 停機油泵自動回零保護 當采煤機在某一調定牽引速度下工作而突然停電時，失壓控制閥15失壓，失壓控制閥15左位工作，回零油缸14彈簧則立即推動主泵擺缸自動回到零位，從而使主泵在下次啟動時主泵在零位啟動。 2.5.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 在牽引部液壓系統(tǒng)檢修組裝后，或在清洗更換濾油器及其其它元件后，或機器長時間不工作等，系統(tǒng)中都會進入空氣。排氣的方法是打開設在系統(tǒng)中的排氣塞，用手壓泵20或點動電動機對系統(tǒng)進行充油排氣，直至排氣空中冒出不帶氣泡的油液為止。然后再將排氣塞擰上。 第3章 液壓式俯采采煤機截割部結構設計 3.1 截割部概述 截割部是采煤機實現(xiàn)落煤、裝煤的主要部件，它分別由左右截割部組成，每個截割部主要由截割部殼體、截割電機、齒輪減速器裝置、滾筒等組成，截割部內設有冷卻系統(tǒng)、內噴霧等裝置。 3.2 截割部特點 1、截割部（搖臂）回轉采用學銷鉸軸結構，與其它部件間沒有傳動聯(lián)，回轉部分的磨損與截割部傳動齒輪嚙合無關。 2、截割部齒輪減速都是簡單的直齒傳動，傳動效率高。 3、截割電機和截割部一軸齒輪之間采用細長扭矩軸聯(lián)接，電機和截割部一軸齒輪安裝位置的小量誤差不影響動力傳遞，便于安裝，在受到較大的沖擊載荷時對截割傳動系統(tǒng)的齒輪和軸承起到緩沖作用。 4、高速軸油封線速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用壽命。 5、截割部殼體采用彎搖臂結構形式，較直搖臂可以加大裝煤口，提高裝煤效率，增加塊煤率。 3.3 齒輪傳動的設計計算 3.3.1 第一傳動組齒輪設計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可查預估模數(shù)為m=6，（思路是先粗選，然后再校核是否合適）確定該組的齒輪齒數(shù)為： , , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 基節(jié) 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=60mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強度校核 名義切向力： 強度條件： 或者 計算應力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.40 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻8]得公式為： =1.24 (4) 齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33 [文獻8] 得 （5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.02 所以 =0.993 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-317[文獻8]得 （11）疲勞極限應力值 查圖8-3-8[文獻8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻8]得 則 =1589.47MPa =1558.30MPa 滿足要求，驗算結果安全。 4、按齒根彎曲強度校核 強度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖圖8-3-15[文獻8]得 （6）應力修正系數(shù) 查圖8-3-16[文獻8]得 （7）彎曲強度值 查圖8-3-9[文獻8]得 （8）壽命系數(shù) 查表8-3-18[文獻8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-24[文獻8]得 （10）應力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26[文獻8]得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25[文獻8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33 [文獻8]得 計算應力 查表取最小安全系數(shù) 因為齒輪2受到雙向彎曲應力 所以 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強度驗算安全。 3.4.2齒輪的校核 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 按齒面接觸疲勞強度校核 由上面計算可知 =1.01 所以 =0.96 所以 =1542.87MPa 滿足要求，驗算結果安全。 按齒根彎曲強度進行校荷 由上面計算可知 齒形系數(shù)： 齒輪的彎曲強度驗算安全。 由上述驗算結果得，第一傳動組，，滿足強度要求，設計合理、安全。 3.3.2 第二傳動組齒輪設計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可查[文獻2]選出其模數(shù)為m=7，確定該組的齒輪齒數(shù)為： , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=90mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強度校核 名義切向力： 強度條件： 或者 計算應力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.52 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻8]得公式為： =1.29 （4）齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻8] 得 （5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.04 所以 =0.97 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-3-17[文獻8]得 （11）疲勞極限應力值 查圖8-2-8[文獻8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻8]得 則 =1465.70MPa =1409.33MPa 滿足要求，驗算結果安全。 4、按齒根彎曲強度校核 強度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖8-3-15[文獻8]得 （6）應力修正系數(shù) 查圖8-3-16[文獻8]得 （7）彎曲強度值 查圖8-3-9[文獻8]得 （8）壽命系數(shù) 查圖8-3-16[文獻8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-26[文獻8]得 （10）應力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26 [文獻8] 得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25 [文獻8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻8]得 計算應力 查表取最小安全系數(shù) 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強度驗算安全。 由上述驗算結果得，第一傳動組，滿足強度要求，設計合理、安全。 3.3.3 第三傳動組齒輪設計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可以查[文獻]選出其模數(shù)為m=8，確定該組的齒輪齒數(shù)為： , , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=95mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強度校核 名義切向力： 強度條件： 或者 計算應力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.52 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻8]得公式為： =1.19 （4）齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻8]得 （5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.05 所以 =1.01 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-3-17[文獻8]得 （11）疲勞極限應力值 查圖8-3-8[文獻8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻8]得 則 =1616.74MPa =1555.15MPa 滿足要求，驗算結果安全。 4、按齒根彎曲強度校核 強度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖8-3-15[文獻8]得 （6）應力修正系數(shù) 查圖8-3-17[文獻8]得 （7）彎曲強度值 查圖8-3-9[文獻8]得 （8）壽命系數(shù) 查圖8-3-18[文獻8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-24[文獻8]得 （10）應力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26[文獻8]得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25[文獻8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻8]得 計算應力 查表取最小安全系數(shù) 因為齒輪2受到雙向彎曲應力 所以 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強度驗算安全。 3.4 截一軸及其軸承壽命驗算 3.4.1 求軸上的載荷 ； 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M 扭矩T 當量彎矩Mca 3.4.2 校核該軸的強度 軸的材料為，表面淬火，回火，。查表得，則，軸得計算應力為 根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。 軸承上的力 軸承1、2型號為NJ216E額定載荷為242KN 軸承壽命 滿足要求 軸承一與二相同壽命不再校核。 3.5 截二軸的詳細校核 3.5.1 求軸上的載荷 ； 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M 扭矩T 當量彎矩Mca 3.5.2 校核該軸的強度 軸的材料為，表面淬火，回火，。查表得，則，軸得計算應力為 根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。 截二上軸承的校核，軸承4型號為22218C額定載荷為272KN，軸承5的型號為22213C額定載荷為252KN 軸承4上的力 軸承壽命 軸承5上的力 軸承壽命 滿足要求 3.6 截三軸的詳細校核 3.6.1 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的機構圖作出軸的計算簡圖如下圖，確定軸承的支撐位置，從手冊中查取，。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖，從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的MH、MV、M、T及Mca的數(shù)值如下。 ； 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M 扭矩T 當量彎矩Mca 3.6.2 校核該軸的強度 軸的材料為，表面淬火，回火。 查表得，則， 軸得計算應力為 根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。 3.6.3 軸承壽命的驗算 截三上軸承，軸承6型號為22218C額定載荷為272KN，軸承7的型號為22215C額定載荷為262KN 軸承6上的力 軸承壽命 軸承7上的力 軸承壽命 第4章 液壓式俯采采煤機牽引部結構設計 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 由于設計參數(shù)種防爆電機功率50KW所規(guī)定的電動機的轉速為1470r/min，但是在所選的主泵的轉速為970r/min，所以必須采用一級此輪減速來滿足主泵的轉速要求，這才能達到我們設計所需要的目的和要求。 在設計的采煤機牽引部液壓系統(tǒng)時，采用的是中速方案，并且確定傳動比，因此在馬達至滾輪之間采用三級齒輪加上一級行星齒輪減速，來達到我們對采煤機速度的要求。 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 4.2.1 確定電動機到主泵的傳動比 (4－1) 選取齒輪的齒數(shù)為20，那么由上式得到齒輪=30，這樣我們就可以，查閱相關手冊選取這樣的一對齒輪。根據(jù)設計的內容和時間上的問題，在這里我們就不 在選取齒輪的規(guī)格型號。 5.2.2 確定馬達至滾輪傳動比 在設計時是采用一級齒輪和一級行星輪傳動，根據(jù)所選定=18，=59，， ，=17， ， (4－2) 將所有的已知數(shù)據(jù)帶入上式，可以得出，，所以設計的傳動系統(tǒng)滿足系統(tǒng)的要求，是采煤機的牽引速度0～0.55m/min。輔助泵由電動機經和連接在一起，輔助泵在這里的作用是給牽引部液壓系統(tǒng)中的主右路補油和供給控制回路壓力油用的。 4.3 主油泵和馬達的計算 5.3.1 已知參數(shù) 1. 防爆電機功率50KW，牽引速度0～0.55m/min，滾筒轉速50～95.4rpm 2.牽引部液壓傳動系統(tǒng)的工作壓力P=10～12MPa。 5.3.2 主回路的泵和馬達的選擇 1.確定液壓馬達的最大轉速： 采用四級齒輪傳動， =161.23 由公式： (5－1) 式中：—采煤機的最大牽引速度； —液壓馬達軸至驅動鏈輪的總傳動比； t — 鏈環(huán)節(jié)距；mm z—鏈輪齒數(shù)，一般取z=5 。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-1)中，就有； =1594r/min 2.確定液壓馬達的輸出扭矩： 由公式： = (5－2) 式中：—液壓馬達輸出轉矩； —采煤機最大牽引力； —查閱相關手冊，取280mm； —液壓馬達軸至驅動鏈輪的總傳動比； —液壓馬達軸驅動輪的總轉動功率： —無鏈牽引查閱相關手冊后，取1。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-2)中，就有： = =135 3.確定液壓馬達的排量： 由公式： (5－3) 式中：—液壓馬達輸出轉矩； —液壓馬達的排量； —液壓馬達的機械效率，由于選擇的是柱塞馬達，取為0.9-0.95； = —液壓馬達的有效工作效率；—進口壓力；—出口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-3)中，取壓力損失為1 就有： =93.2mL/r 4.確定液壓馬達的實際輸出流量： (5－4) 式中：—液壓馬達的實際輸出流量；L/min —液壓馬達的最大轉速；r/min —液壓馬達的排量；mL/r —馬達的容積效率。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-4)中，就有： =160L/min 5.確定主油泵的最大輸出流量： (5－5) 式中：—系統(tǒng)漏損系數(shù)和流量裕度系數(shù)，=1.1-1.3，取1.1857 —液壓馬達的實際輸出流量; L/min —主油泵的最大輸出流量. L/min 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-5)中，就有： L/min 6.確定主油泵的最大工作壓力： (5－6) 式中：—主油路的總壓力損失，初步估算后可取=0.5—1 —進口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-6)中，就已知=11， 有： 7.確定采煤機的最大牽引速度： 有鏈牽引，有公式： (5－7) 將上述的已知數(shù)據(jù)帶入公式(4-7)，就有： =8.5m/min 4.3 主油泵，馬達及輔助泵（補油泵）的選擇 主油泵1的選擇 根據(jù)上一節(jié)所計算的設計的內容，主油泵應該流量大于190L,壓力應該大于11.7，這樣就滿足了主油泵在液壓系統(tǒng)的中的工作要求，讓系統(tǒng)能夠正常的運行，因此選擇表5－1得到的泵。 表5－1 主油泵的型號及參數(shù) 型號 排量 額定壓力 最高壓力 轉速 r/min 容積效率 驅動功率 KW TZXB732 243.3 16 25 970 64.3 注意事項：1，空載時，采煤機牽引力由于達不到最大的T，因此我們可以按T考慮。 截煤時，采煤機的牽引速度也達不到最大的牽引速度，因此我們也按V考慮。 2 液壓馬達2的選擇 在選擇液壓馬達時，必須要滿足轉速要大于我們計算的轉速1593.6r/min，另外就是壓力一定要大于工作壓力12，還有就是所選擇的馬達的轉矩必須大于135.3，但是在選擇時，要考慮到性