毕业设计（论文）-MG180435-W型液压牵引采煤机截割部设计(完整CAD图纸） .doc.doc

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1、中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 页 完整版全套CAD图纸，加1538937061 绪论1.1引言我国是一个贫油、少气、富煤的国家，因此我国是产煤大国，煤炭是我国最主要的能源，是保证我国国民经济飞速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械。20世纪70年代主要靠进口采煤机来满足我国生产的需要，到今天几乎是我国采煤机占领我国的整个采煤机市场，依靠科技进步，推进技术创新，开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技的发展的主攻方向，我国的采煤机现在已经进入了自主研发，标准化，系列化阶段。

2、1.2采煤机械概述机械化采煤开始于上世纪40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。50年代初期，英国、联邦德国相继生产力滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒式死滚筒，不能实现跳高，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。这样，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通机械化水平。虽然载1954

3、年英国已经研制出了液压自移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采高调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别式1964年第三代采煤机双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性高校、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采。进入70年代。综采机械化得到了进一步发掌和提高，综采设备开始向大功率、高效率及完善性能和扩大使用范围等方向发掌，相继出现

4、了功率为7501000KW，生产率大1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力大1500KN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。80年代以来,世界各主要采煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集中化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新和改进滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤机。目前，各主要产煤国家已基本上实现力采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达

5、到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，以逐步过渡到无人工作面采煤；提高单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制后、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。1.3采煤机械工作过程采煤工作主要包括：落煤、装煤、支护、和运输等几个工序。采煤机械是机械化采煤工作面的主要设备之一，它完成落煤了装煤两个工序。现代的采煤机械一般采用滚筒式采煤机和刨煤机。在一个综采工作面中，采煤机是主要设备，但是还要有其他机械的辅助，在工作面中，最主要的设备除了采煤机外，就是液压支架和刮板运输机。液压支架和采煤机之间要有一个安全距离，一是为了工作人员通过，二是防止采煤机在落煤时有大的煤块弹出，伤到工作人员。这三者的

6、关系如下图1-1。2 总体2.1概述MG180/435-W多电机横向布置液压牵引采煤机（以下简称MG180/435-W采煤机），装机总功率435kw，截割功率2180kw, 牵引功率75kw，采用液压无级调速系统来控制采煤机牵引速度。MG180/435-W采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。液压传动部置于中间箱右部，主要由泵电机、齿轮传动箱和泵箱组成。除了冷却器外，其它主要部件均可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。瓦斯断电仪（型号：DJB4）接线根据其自身的使用说明书进行，把其一组常闭接点串接在采煤机控制回路中，根据煤矿要

7、求调整瓦斯超标动作值。瓦斯超标时，常闭接点打开，即控制真空磁力启动器断电，使整机停止运转。MG180/435-W采煤机外形见图1-1。 2.2主要用途及适用范围该产品适用于采高1.4-3.2m，倾角35，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。2.3型号的组成及代表意义 2.4使用环境条件1、海拔高度小于2000m。2、周围介质温度不超过+40、不低于-10。3、环境温度为+25时，周围空气相对湿度不大于97%。4、周围介质中无足以腐蚀和破坏绝缘的气体和导电尘埃。2.5安全警示1、该产品必须取得矿用产品安全标志后方可下井使用。2、该产品的电控腔及接线腔的箱盖严禁在带电的情况下打开。该产

8、品在箱盖的显著位置已标有“严禁带电开盖”的字样。3、该产品中使用的隔离开关“QS”严禁带电离合。4、该产品开机前必须先通水，后开机，当喷雾泵站停止供水时，应立即停止电机运行。5、随时注意冷却水路中的安全阀，如产生释放现象，应及时检查原因。6、定期检查清洗水阀内的过滤器。7、随时注意各喷嘴运行情况，如有堵塞，应及时疏通。8、定期检查喷雾泵站至采煤机输水管各连接口是否密合，不得有渗透水现象。2.6技术特征该机的主要技术参数如下：1、适应煤层 采高范围（m）： 1.4-3.2 煤层倾角（）： 35 煤质硬度： 中硬或中硬以上2、总体 机身厚度（mm）： 530 机面高度（mm）： 1180 摇臂摆动

9、中心距（mm）： 5850 行走轮中心距（mm）： 4230 过煤高度（mm）： 426 截深（mm）： 630；800 配套滚筒直径与对应卧底量、最大采高和最佳采高范围见表1-1。表1-1滚筒直径（mm）卧底量（mm）最大采高（mm）最佳采高范围（mm）125014530251.82.8140022031001.92.9160032032002.03.0 3、截割部 摇臂结构形式： 整体、弯摇臂 摇臂长度（mm）： 1826 摇臂摆角（）： 64 截割功率（kw）： 2180 截割速度（m/s）： 50 4、牵引行走部 牵引形式： 齿轮销排式液压牵引 牵引功率（KW）： 75 牵引速度（m/

10、min）： 06.0 牵引力（KN）： 400 5、电机 （1）截割电机 电机型号： YBC-180 额定功率（KW）： 180 额定电压（V）： 1140 额定电流（A）： 112 额定转速（r.p.m）： 1480 外形尺寸（mm）： 693550615 （2）牵引电机 电机型号： YBQYS3-75 额定功率（KW）： 75 额定电压（V）： 1140 额定电流（A）： 48 额定转速（r.p.m）： 1478 外形尺寸（mm）： 930470470 6、电缆 主电缆型号： MCP395+125+410 标称外径（mm）： 66 截割电机电缆型号： MCP335+110+44 标称外径（

11、mm）： 48.9 牵引电机电缆型号： MYP310+110 标称外径（mm）： 3138.2 7、冷却和喷雾 冷却： 截割电机、牵引电机、泵箱、摇臂分别水冷 喷雾方式： 内外喷雾 供水压力（Mp）： 1.5/3.0 供水流量（1/min）： 250 8、配套工作面刮板输送机 型号： SGD630/264W 9、整机重量（T）： 323 截割部设计3.1截割部概述截割部是采煤机实现落煤、装煤的主要部件，它分别由左右截割部组成，每个截割部主要由截割部壳体、截割电机、齿轮减速器装置、滚筒等组成，截割部内设有冷却系统、内喷雾等装置。截割电机直接安装在截割部壳体内，齿轮减速装置全部集中在截割部壳体及行

12、星减速器内，与传统的纵向布置的单电机采煤机相比没有通轴、螺旋伞齿轮、固定减速箱、摇臂回转套等结构，因此结构简单、紧凑，可靠性高。两个截割部分别用阶梯轴同左、右固定箱铰接，同时通过回转腿与调高油缸铰接，通过油缸的伸缩实现左、右截割滚筒的升降。截割部有如下特点：1、截割部（摇臂）回转采用学销铰轴结构，与其它部件间没有传动联，回转部分的磨损与截割部传动齿轮啮合无关。2、截割部齿轮减速都是简单的直齿传动，传动效率高。3、截割电机和截割部一轴齿轮之间采用细长扭矩轴联接，电机和截割部一轴齿轮安装位置的小量误差不影响动力传递，便于安装，在受到较大的冲击载荷时对截割传动系统的齿轮和轴承起到缓冲作用。4、高速轴

13、油封线速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用寿命。5、截割部壳体采用弯摇臂结构形式，较直摇臂可以加大装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。截割部外壳上下有冷却水套，以降低摇臂内油池温度。输出端采用300300mm方形联接套和滚筒联接，滚筒采用三头螺旋叶片，其直径可根据煤层厚度在1.25m、1.4m、1.6m内选取，滚筒截深可采用630mm或800mm，输出转速可根据不同直径滚筒的线速度要求和媒质硬度在两档速度内选取。3.2截割部的传动系统截割部的传动系统如图2-1所示。图2-1截割电机的出轴是带有内花键的空心轴，通过两端均为渐开线花键（M=5，Z=12）的细长扭矩轴与截一轴齿轮（M=6，Z=21）

14、相连，电机输出转矩通过齿轮Z1，Z2，Z3，Z4，Z5，Z6，Z7，Z8，Z9传动到行星机构，最后由行星机构的行星架输出，将动力传给截割滚筒。左、右截割部传动方式相同，传动元件通用。截割部的传动比为： i1=(Z3/Z1)*(Z5a/Z4a)*(Z9/Z6)*(1+Z12/Z10)=29.5 传动齿轮及支承轴承规格及参数详见表2-1，表2-2。表2-1齿轮参数表序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11模数 6 7 8 7齿轮2141352139213541162362轴号转速(r/min)1475755.50855.35476.54285.92 244.0850.330表2-2序号

15、1 2345型号NJ216ENJ216ENN301722218C22213C尺寸(dXDXB)80140268014026851303490160406512031序号678910型号22218C22215C22219C3292832930尺寸(dXDXB)9016040751303195170431401903215021038序号1112型号 特制22213C尺寸(dXDXB)65120313.3传动系统的确定、运动学计算3.3.1确定总传动比并分配各级传动比1、电动机的选择查表选择电动机为YBC-180型号。2、基本参数确定电动机的输出转速 ： n=1475r/min电动机的输出功率 ：

16、 p=180kw滚筒转速 ： n=50r/min传动比 ： i=1475/50=29.5 3、分配各级传动比如图2-1，为了保持中心距的合理，传动图中有两个惰轮，所以3.3.2计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速轴 轴 轴 轴 轴 轴 滚筒轴 2、各轴功率轴 轴 轴 轴 轴 轴 滚筒轴 3、各轴转矩轴 轴 轴 轴 轴 轴 滚筒轴 3.4齿轮传动的设计计算3.4.1第一传动组齿轮设计计算1、材料及热处理大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为.由图8-3-8文献8查得，查得2、齿轮基本参数确定由可查文献2选出其模数为m=6，确定该组的齿轮齿数为：, , 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直

17、径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 基节 端面重合度 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=60mm则确定齿宽为：3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31文献8 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.40 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32文献8得公式为： =1.24 (4) 齿间载荷分配系数 查表8-3-33 文献8 得 （5） 节点区域系数 查图8-3-11文献8得 （6）重合度系数 查图8-3-12文献8得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13文献8得 （8）弹性系数 查表8-3-

18、34文献8得 （9）单对齿啮合系数 =1.02所以 =0.993 所以 （10）寿命系数 查图8-317文献8得 （11）疲劳极限应力值 查图8-3-8文献8得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19文献8得 （13）速度系数 查图8-3-20文献8得 （14）粗糙系数 查图8-3-21文献8得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22文献8得 （16）尺寸系数 查图8-3-23文献8得 则 =1589.47MPa=1558.30MPa 满足要求，验算结果安全。4、按齿根弯曲强度校核强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数（4）螺旋角系数 查图8-3-14文

19、献8得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图图8-3-15文献8得 （6）应力修正系数 查图8-3-16文献8得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9文献8得 （8）寿命系数 查表8-3-18文献8得 （9）尺寸系数 查图8-3-24文献8得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26文献8得 （12）表面状况系数 查图8-3-25文献8得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33 文献8得 计算应力 查表取最小安全系数因为齿轮2受到双向弯曲应力所以 齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。3.4.2齿轮的校核分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 按齿面接触疲劳强度校核 由

20、上面计算可知 =1.01所以 =0.96 所以 =1542.87MPa 满足要求，验算结果安全。按齿根弯曲强度进行校荷 由上面计算可知齿形系数： 齿轮的弯曲强度验算安全。由上述验算结果得，第一传动组，满足强度要求，设计合理、安全。3.4.3第二传动组齿轮设计计算1、材料及热处理大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为.由图8-3-8文献8查得，查得2、齿轮基本参数确定由可查文献2选出其模数为m=7，确定该组的齿轮齿数为：, 分度圆直径 齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 端面重合度 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=90mm则确定齿宽为：3、按齿面接触疲劳强度

21、校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31文献8 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.52 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32文献8得公式为： =1.29 （4）齿间载荷分配系数 查表8-3-33文献8 得 （5）节点区域系数 查图8-3-11文献8得 （6）重合度系数 查图8-3-12文献8得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13文献8得 （8）弹性系数 查表8-3-34文献8得 （9）单对齿啮合系数 =1.04所以 =0.97 所以 （10）寿命系数 查图8-3-17文献8得 （11）疲劳极限应力值 查图8-

22、2-8文献8得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19文献8得 （13）速度系数 查图8-3-20文献8得 （14）粗糙系数 查图8-3-21文献8得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22文献8得 （16）尺寸系数 查图8-3-23文献8得 则 =1465.70MPa=1409.33MPa 满足要求，验算结果安全。4、按齿根弯曲强度校核强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数（4）螺旋角系数 查图8-3-14文献8得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图8-3-15文献8得 （6）应力修正系数 查图8-3-16文献8得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9

23、文献8得 （8）寿命系数 查图8-3-16文献8得 （9）尺寸系数 查图8-3-26文献8得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26 文献8 得 （12）表面状况系数 查图8-3-25 文献8得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33文献8得 计算应力 查表取最小安全系数齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。由上述验算结果得，第一传动组，满足强度要求，设计合理、安全。3.3.4第三传动组齿轮设计计算1、材料及热处理大小齿轮均为,渗碳、淬火，硬度均为.由图8-3-8文献8查得，查得2、齿轮基本参数确定由可以查文献选出其模数为m=8，确定该组的齿轮齿数为：, , 分度圆直径

24、齿顶高 齿根高 全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 端面重合度 纵向重合度 总重合度 中心距 齿宽 圆整取b=95mm则确定齿宽为：3、按齿面接触疲劳强度校核 名义切向力： 强度条件： 或者 计算应力： （1）使用系数 查表8-3-31文献8 查得 （2）动载荷系数 查表得 圆整取 查表得 圆整取 计算得 =0.52 则 （3）齿向载荷分布系数 查表8-3-32文献8得公式为： =1.19（4）齿间载荷分配系数 查表8-3-33文献8得 （5） 节点区域系数 查图8-3-11文献8得 （6）重合度系数 查图8-3-12文献8得 （7）螺旋角系数 查图8-3-13文献8得 （8）弹性

25、系数 查表8-3-34文献8得 （9）单对齿啮合系数 =1.05所以 =1.01 所以 （10）寿命系数 查图8-3-17文献8得 （11）疲劳极限应力值 查图8-3-8文献8得 （12）润滑剂系数 查图8-3-19文献8得 （13）速度系数 查图8-3-20文献8得 （14）粗糙系数 查图8-3-21文献8得 （15）齿面工作硬化系数 查图8-3-22文献8得 （16）尺寸系数 查图8-3-23文献8得 则 =1616.74MPa=1555.15MPa 满足要求，验算结果安全。4、按齿根弯曲强度校核强度条件： 或者 （1）动载荷系数 （2）齿向载荷分布系数 （3）重合度系数（4）螺旋角系数

26、查图8-3-14文献8得 （5）载荷作用于齿顶时的齿形系数 查图8-3-15文献8得 （6）应力修正系数 查图8-3-17文献8得 （7）弯曲强度值 查图8-3-9文献8得 （8）寿命系数 查图8-3-18文献8得 （9）尺寸系数 查图8-3-24文献8得 （10）应力修正系数 （11）敏感系数 查图8-3-26文献8得 （12）表面状况系数 查图8-3-25文献8得 （13）齿间分配系数 查表8-3-33文献8得 计算应力 查表取最小安全系数因为齿轮2受到双向弯曲应力所以 齿轮安全系数校荷 齿轮的弯曲强度验算安全。3.4.5齿轮的校核分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 按齿面接触疲

27、劳强度校核 由上面计算可知 =0.98所以 =0.99 所以 =1555.15MPa 满足要求，验算结果安全。按齿根弯曲强度进行校荷 由上面计算可知齿形系数： 齿轮的弯曲强度验算安全。由上述验算结果得，第一传动组，满足强度要求，设计合理、安全。3.4.6渐开线行星齿轮组的设计计算 1齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 太阳轮和行星轮：材料为,渗碳、淬火，硬度均 齿轮齿面接触疲劳极限： 齿轮齿根弯曲疲劳极限： 太阳轮： 行星轮： 齿形为渐开线直齿、最终加工为磨齿、精度为6级。 内齿圈材料为，调质处理，硬度均 齿轮接触疲劳极限 齿轮弯曲疲劳极限 齿轮终加工为插齿，精度为7级。 2、主要参数 （1

28、） （2）行星轮数目 （3）配齿计算 传动比公式： 即 同心条件： 安装条件： 邻接条件： 满足以上公式并参照以往经验取植如下： 三个齿轮模数为 传动比误差 验算总传动比： 满足条件则中心距为： （4） 计算变位系数a-c传动啮合角因=所以变位系数和 0.546中心距变动系数y齿顶降低系数 则： cb传动啮合角因试中所以变位系数和 中心距变动系数y齿顶降低系数 分配变位系数，因为所以（5）几何尺寸计算分度圆 齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数：太阳轮、行星轮内齿圈内齿圈代入上组公式计算：太阳轮： 行星轮： 内齿圈： （6）啮合要素验算 ac传动端面重合度 顶圆齿形曲率半径 太阳轮 行星轮 端

29、面啮合长度试中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合，端面节圆啮合角则 端面重合度 1.38（7）cb端面重合度顶圆齿形曲率半径 行星轮 内齿圈 端面啮合长度试中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合，端面节圆啮合角则 端面重合度 （8）、齿轮强度验算太阳轮强度的验算1）、确定计算负荷名义转矩 名义圆周力 2）、应力循环次数 试中 太阳轮相对于行星架的转速 t寿命期内要求传动的总运转时间3）、确定强度计算中的各种系数、使用系数根据采煤机使用负荷的实测与分析，取、动负荷系数 由渐开线齿轮行星传动的设计与制造一书图5-1查的（7级精度）：、齿向载荷分布系数 试中 计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷布系数：由渐开线齿轮行星传动的设计与制造一书图5-2查得计算弯曲强度时的跑合影响系数，由渐开线齿轮行星传动的设计与制造一书图5-5查得（）计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由渐开线齿轮行星传动的设计与制造一书图5-4查得计算弯曲强度时的跑合影响系数