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MG300-700采煤机牵引部总体设计


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本文是新型采煤机牵引部整体设计的说明书。设计通过参考大量产品资料和 指导老师的指导,分析以往典型采煤机在中、厚煤层开采中的液压部分存在的问 题,利用多种方法改进,权衡

许多重要参数最终将牵引部定为由液压装置提供动 力,齿轮在轨道上行走的基本形式,将采煤机的直线行走运动性能十分稳定。 本文主要是关于牵引部的整体设计以及行走箱的设计,主要阐述行走箱各 轴、齿轮以及轴承等的选型及选型和改进措施,其中以动力传动与行走机构的确 定为主。还有关于牵引部的总体传动系统的传动比的计算。最后,为牵引部的生 产和使用中遇到的实际问题以及问题的解决提了一些要求和建议,帮助用户能更 好的使用机器。设计说明书中不易表达出来的地方还配有图纸来说明。

关键词:采煤机;牵引部;行走箱;牵引机构; 关键词

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Abstract
Shearer traction in this paper is the new Department of the overall design of brochures. Design of a large number of products through reference information and guidance to the guidance of teachers, analysis of typical Shearer in the past, thick seam mining in the hydraulic part of the existing problems, and use various methods to improve balance many important parameters of the traction will eventually be ground Hydraulic devices powered gear running on the track in the basic form, Shearer will walk a straight line movement of very stable. This article is about the overall design of the Department of traction, as well as the design of walking box, walking on the main shaft, gears and bearings, such as the selection and selection and improvement measures, Power Traction and walking mechanism is mainly confirmed. Traction is also available on the Department of the overall transmission ratio of the transmission system of calculation. Finally, the Department of traction for the production and use of the practical problems encountered in the settlement of the issue and mentioned a number of requests and suggestions to help users better use of machinery. Design Manual difficult to express in the local also has drawings to illustrate..

Keywords: Shearer; traction Department; walking mechnism; traction;

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要 ................................................................................................................................ 1

1 绪 论 .............................................................................................................................. 5 1.1 采煤机械的技术现状与发展趋势 ........................................................................... 5 1.1.1 采煤机械发展的历史........................................................................................ 5 1.1.2 国外采煤机的发展状况 ..................................................................................... 6 1.1.3 国内采煤机的发展状况 ..................................................................................... 8 1.2 中国煤炭开采的重要性 .......................................................................................... 11 1.3 煤炭行业机械化发展是国家的政策 ...................................................................... 12 1.4 结语 .......................................................................................................................... 12 1.5 设计意义及需解决的问题 ...................................................................................... 12 2.牵引部的整体方案 ......................................................................................................... 14 牵引部的整体方案 2.1 牵引形式的选择 ...................................................................................................... 14 2.2 牵引机构的选择 ...................................................................................................... 17 2.2.1 链牵引机构....................................................................................................... 17 2.2.2 无链牵引机构................................................................................................... 17 2.3 牵引部的组成及特点 .............................................................................................. 19 2.4 牵引机构结构和动力设计方案的确定 .................................................................. 21 2.4.1 牵引部与行走箱一体设计 ............................................................................... 21 2.4.2 牵引部和行走箱独立箱体设计 ....................................................................... 21 2.5 此种设计对牵引部的要求 ...................................................................................... 21 2.6 牵引阻力的确定 ...................................................................................................... 22 2.7 减速机构的选用 ...................................................................................................... 23 2.7.1 减速器的概述................................................................................................... 23 2.7.2 主要减速器特点比较及选择 ........................................................................... 24 2.8 润滑方式及齿轮油的确定 ...................................................................................... 24 2.9 密封形式的确定 ...................................................................................................... 25 3.牵引部的主要技术参数及传动比的设定 ..................................................................... 26 牵引部的主要技术参数及传动比的设定 3.1 牵引部的主要技术参数 .......................................................................................... 26

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3.2 牵引机构传动方案的设计 ie .................................................................................. 26 3.2.1 传动比的计算.................................................................................................. 26 3.2.2 确定齿轮模数和齿数...................................................................................... 27 3.2.3 确定各轴输入扭矩、转速、输入功率 .......................................................... 28 确定各轴输入扭矩、转速、 4.行走箱的设计 ................................................................................................................. 31 行走箱的设计 4.1 直齿轮传动设计 ...................................................................................................... 31 4.1.1 齿轮设计........................................................................................................... 31 4.1.2 齿轮的变位及尺寸计算 ................................................................................... 34 4.1.3 齿轮接触强度修正校核 ................................................................................... 37 4.1.4 齿根弯曲疲劳强度校核计算 ........................................................................... 37 4.2 花键轴的设计计算及轴承的选型与寿命的计算 .............................................. 38 4.2.1 花键轴的设计计算........................................................................................... 38 4.2.2 轴承的选型及寿命的计算 ............................................................................... 42 4.3 牵引部机箱体的设计思路 ...................................................................................... 43 5 安装、检测维修与故障处理 ......................................................................................... 45 安装、 5.1 采煤机牵引部的安装与调试 ................................................................................. 45 5.2 牵引部的维修与检修 ............................................................................................. 45 5.2.1 牵引部的维护................................................................................................... 45 5.2.2 牵引部的检修 ...................................................................................................... 46 5.3 采煤机牵引部的故障分析和处理 ......................................................................... 47 5.3.1 故障分析处理的原则依据 .............................................................................. 47 5.3.2 处理故障的步骤.............................................................................................. 47 5.3.3 常见故障分析与处理...................................................................................... 48 5.3.4 磨损检测........................................................................................................... 50 5.3.5 采煤机井下操作............................................................................................... 50 5.3.6 操作注意事项................................................................................................... 52 结语 .................................................................................................................................... 54 致谢 .................................................................................................................................... 55 参考文献: 参考文献: ........................................................................................................................ 56

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1 绪



1.1 采煤机械的技术现状与发展趋势
1.1.1 采煤机械发展的历史
目前国内使用的采煤机械主要是可调高的双牵引部液压采煤机,这种经过改 进的液压牵引采煤机,可追溯到长臂截煤机,是早期用于煤层底部掏槽的采煤机 械。最早的滚筒采煤机是在截煤机的基础上,将减速箱部分改成允许安装一根水 平轴和截割滚筒而演变成的。这种滚筒采煤机与可弯曲输送机配套,奠定了煤炭 开采机械化的基础。早期的滚筒采煤机主要存在 2 个问题, (1)截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整(即所谓的固定滚筒) ,对煤层 厚度及变化适应性差; (2)截煤滚筒的装煤效果不佳(即所谓的圆形滚筒) ,限制了采煤机生产率 的提高。20 世纪 60 年代,英国、德国、法国和前苏联等先后对采煤机的截割滚 筒做出两项改进。一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度,完全解决对煤层赋存 条件的适应性;二是把圆形滚筒改进成螺旋叶片截煤滚筒,极大地提高了装煤效 果。这两项改进使滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础。在滚筒采煤机发展 的同时,还研制出用刨削方式落煤的刨煤机、以钻削方式落煤的钻削式采煤机, 以及螺旋钻式采煤机。现代滚筒采煤机均为可调高摇臂滚筒采煤机,其发展是从 有链到无链;由机械牵引到液压牵引再到电牵引;由单机纵向布置驱动到多机横 向布置驱动;由单滚筒到双滚筒,且向大功率、遥控、遥测、智能化发展,其性 能日臻完善,生产率和可靠性进一步提高,工况自动监测、故障诊断以及计算机 数据处理和数显等先进的监控技术已在采煤机上得到应用。

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1.1.2 国外采煤机的发展状况
(1)牵引方式向电牵引方式发展。传统的液压牵引采煤机在国外仍然在生产 和使用中,但已不占主导地位,由于电牵引采煤机的诸多优点,国外目前开发的 采煤机,特别是大功率采煤机基本上都是采用电牵引方式。 (2)装机总功率不断增大。为适应煤矿生产实现高产高效,国外采煤机的功 率在不断提高,电机截割功率通常在 400kw 以上,最新报道已达 850kw。牵引电 机功率均在 40kw 以上,大的甚至达到 125kw,总装机功率通常超过 1000kw,如 EL3000 型采煤机总装机功率高达 2000kw,7LS5 型采煤机达 1940kw。牵引速度、 牵引力也大幅提高,目前大功率电牵引采煤机的牵引速度普遍达到 15-25m/min, 最大牵引速度达 50m/min,最大牵引速度达 50m/min,牵引力高达 1000KN。牵引 速度的加快,支架随记支护的实现,使工作而顶板空顶时间缩短,为加大支架步 距和滚筒截深创造了条件。采用大截深滚筒以成为提高采煤机生产能力的重要途 径,目前普遍采用的截深为 1000-1200mm,个别已达 1500mm。 (1)元部件可靠性大幅提高。为提高采煤机的可靠性,减少故障率,采煤 机齿轮的设计寿命以提高到 2000h 以上,轴承的寿命提高到 3000h 以上,并且还 有进一步提高的趋势。液压泵和液压马达的寿命已达 10000h。 (2)电牵引方式趋向交流变频调速。电牵引采煤机的牵引方式按牵引电机 的类型可分为直流牵引和交流牵引。由于交流变频调速电牵引系统具有技术先进 可靠、维护管理简单、价格低廉等特点,近几年发展很快。20 世纪 90 年代中后 期研制的大功率电牵引采煤机均采用交流变频调速牵引系统。交流牵引正逐步替 代直流牵引。成为今后电牵引采煤机的发展方向。早期的交流电牵引均采用一个 变频器拖动两台牵引电机,变频器对电机的性能参数难以准确检测,控制和保护 功能无法完全发挥。德国在开发 SL300 时,采用两个变频器分别拖动两台牵引电 机的牵引系统,使牵引的控制和保护性能更加完善。这种一拖一的牵引系统也正 被逐步的采用,成为电牵引技术发展的又一个特点。

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(3)无链牵引向齿轮一齿轨式演变。随着牵引力不断增大,销轮一齿轨式 无链牵引已近淘汰,齿轮一齿轨式无链牵引已使用不多,正逐步趋向于采用齿轮 一齿轨式无链牵引。这是一种从齿轮一销轨式演变而来的无链牵引结构,圆柱销 被齿轨所取代,焊接结构改成了整体精密铸造或锻造,宽度增大,节距由 125mm 增加到 175mm。无链牵引的优缺点 无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵 引链,而采用采煤机上的驱动轮与输送机上的齿条等相啮合的方式来移动机器。 无链牵引具有一系列优点: ①采煤机移动平稳、搬动小,因而载荷均匀,延长了机器的使用寿命,故障 率也大减小。 ②可利用无链双牵引传动将牵引力提高 400-600kN,以适应采煤机在大倾角 (最大达 54°)条件下工作,利用制动器还可以使机器的防滑问题得到解决。 ③可以实现工作面多台采煤机同时工作,提高工作产量。 ④啮合效率高,可将牵引力有效地用在割煤上。因它没有原来链牵引的链条 通过三个链轮时产生的围绕折曲啮合损失,所以噪声也有所降低。 ⑤消除了牵引链带来的断链、反链敲缸等事故,大大提高了安全性。 无链牵引的缺点是: ①队输送机的弯曲和起伏不平的要求较高,对煤层地质条件的适应性较差, 因底板及输送机起伏度太大,会影响无链牵引机构的啮合,造成传动件的损坏事 故。 ②无链牵引机构使机道宽度增加约 100mm,所以提高了对支架控顶能力的要 求。 (4)普遍采用中、高压供电。由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断 加长(达到 300m) ,整个工作面供电容量超过 5000kW。为了减少输电线路损耗, 保证供电质量和电机性能,新研制的大功率电牵引采煤机几乎都采用中、高压供 电。主要供电等级有 2300,3300,4160,5000V 等。

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(5)监控保护系统的智能化。新型的电采煤机具有建立在微处理机基础上 的智能监控、监测和保护系统,可实现交互式人机对话、远近控制、无线电随机 遥控、工况监测及状态显示、数据采集存储及传输、故障诊断及预警、自动控制 等多种功能,以保证采煤机具有最低的维修量和最高的利用率;并可实现采煤机 滚筒沿工作面煤层自动调节采高等控制功能。

1.1.3 国内采煤机的发展状况
(1)新设计的滚筒采煤机几乎都采用多电机横向布置;取消底托架;各大 部件间采用液压螺栓、哑铃销、偏心锁紧螺母等连接,以构成采煤机的机身、左、 右摇臂通过销轴铰接在机身的两端。 (2)大力开发电牵引采煤机。装功率 1000kW 以下的电牵引采煤机已逐步走 向成熟,且形成系列,装机功率 1800kW 电牵引采煤机在研制中。目前国内使用 的交流电牵引采煤机的电牵引调速系统主要有三种:即交流变频调速系统、电磁 转差离合器调速系统和开关磁阻电机调速系统 (简称 SRD) 在这 3 种交流电牵引 。 调速系统中,交流变频调速技术在采煤机的应用已逐步走向成熟并具有发展潜 力;电磁转差离合器调速技术本身比较成熟,但是在采煤机的应用存在低速性能 等问题,从目前来看,交流变频调速技术和 SRD 技术应该是未来采煤机应用的主 要方向。 (3)我国经济型综采和高档普采的主要机型是 MG200, 目前在册近千台, 该 机型由于功率偏小、过断层能力差、结构上的局限性等,而需要改进以至换代。 为此,近年来进行了 MG200 采煤机的换代设计。现已完成的 MG150/375w 型及 MG160/375w 采煤机均可作为 MG200 的换代产品, 使用中已取得良好效果。 该换代 产品在配套尺寸不变的情况下,将装机功率由 200kW 提高到 375kW,其结构更为 简单,即三个电机横向布置,150(160)kW 的左右截割电机分别布置在左右摇臂 内, 两段或三段式机身通过液压螺栓联为一体, 左、 右截割部通过销轴铰接在左、

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右牵引行走箱上,其生产效率截割能力大大提高,使用更为方便。 (4)特殊机型采煤机的发展及应用。如天地科技股份有限公司上海分公司 开发的 MG250/300.NWD 型电牵引短壁采煤机,可用于急倾斜特厚煤层水平分层放 顶煤开采: “三下一上”采煤;煤柱和边角媒回收;短臂工作面双巷或单巷开采; 长壁面开机窝;煤巷掘进等。再如,新汶矿业集团从乌克兰引进的螺旋钻式采煤 机已成功用于难采煤层, 一台螺旋钻机仅需 3-4 名工人在工作面回采巷道内操作, 月产 6000t 以上,实现了真正的无人工作面安全生产。

1.1.4 MG300/675-W 采煤机介绍
MG300/675-W 型采煤机是一种多电机驱动,电机横向布置无链双驱动液压牵 引采煤机。本机总装机功率 375(475)KW,机面高度 1100mm,适用于采高 1.5~ 2.95m,倾角 ≤ 30° 的中厚煤层综采或高档普采工作面。要求顶板中等稳定,底 板起伏不大,不过于松软,煤质硬或中硬,也能截割一定的矸石夹层。工作面长 度以 100~200m 为宜。 该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程的要求,可在有瓦斯或煤尘爆炸危险 的矿井中使用。并可在海拔不超过 1000 米、周围介质不超过 35 摄氏度,空气湿 度不大于 97%(在 25 摄氏度时)的情况下可靠地工作。 该采煤机可与相应的液压支架、运输机配套,实现综合机械化采煤或放顶煤 综采,亦可用于可弯曲刮板运输机、单体液压支架、长钢梁或金属铰接梁配套实 现“新高档普采”。 MG300/675-W 型采煤机主要部件是:左牵引部、右牵引部、左摇臂、右摇臂、 泵箱、电控箱、左行走箱、右行走箱、机身联接、冷却喷雾、电气外部联接、拖 缆装置和左、右滚筒。机身中段为泵箱和电控箱,在泵箱内部的一个干腔内集中 安装着液压传动系统全部液压元件。泵电机横向布置装在泵箱内左侧,液压油箱 设在泵箱右侧,给牵引液压系统和调高液压系统提供液压油。 摇臂采用弯摇臂结构型式, 较直摇臂有更大的装煤口, 提高装煤率增加块煤。 摇臂长度为 1830mm,输出端采用 340 340mm 的方形出轴与滚筒联接,滚筒直径为 1800mm。叶片上装有截齿,滚筒旋转时边牵引边靠截齿落煤,再通过螺旋叶片将

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煤输送到工作面刮板运输机上。 机器的操作部位在中部电控箱、 泵箱和采煤机两端头, 以实现机器的开停机、 左、右牵引、摇臂升降及停运输机。机器的启动只能在电控箱上手动完成。采煤 机的结构取决于: (1)矿山地质条件的多样性。这表现在煤层厚度的变化(从 0.5 至 5 米),煤 层倾角的变化(从 0 至 90°),煤质坚硬度的变化(从 50 至 350 公斤力/厘米),围 岩稳定性和煤层中夹石坚硬度的变化; (2)采煤机的工作位置不固定。它在工作过程中要经常沿工作面移动,并 需周期地横向移动; (3)需与其它机械配合工作。因而它们需互相协调; (4)在井下使用。其工作环境具有瓦斯和煤尘爆炸危险,离开起重和运输 设备很远,也远离修配车间,因而不能就地进行金属加工或焊接作业,给维修机 器带来困难,并使维修质量降低。 MG300/675-W 新型液压牵引采煤机采用多电机传动,电机全部横向布置的 总体设计,整机结构简单可靠,各大部件间只有联接关系,无传动环节。有如下 优点: (1)所有电机均为圆形电机,横向装入各独立的机箱孔内,易于折装、维 护、检修方便。 (2)采用新型液压传动系统和干式泵箱,液压油池与所有液压元件相分离, 避免油液污染;主要液压元部件选用进口件,采用集成泵和集成马达,并设置在 主泵、马达内腔自动清洗系统,主泵、马达寿命长,泵箱结构简单,维修方便。 (3)可以实现电牵引和液压牵引互换,能方便地改为电牵引采煤机。 (4)采煤机机身由四段组成,四段机身用液压拉杠联接,无底托架,机身 矮,增加了过煤高度,联接简单可靠、拆装方便。 (5)采用弯摇臂,加大了装煤空间,摇臂行星头用四个行星轮的行星减速 机构,行星总头的外径小,适合与小滚筒配套。

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(6)摇臂设有齿式离合器和扭矩轴机械过载保护。 (7)摇臂行星油池与臂身油池相隔离。保证了滚筒在任何位置,行星头均 有良好的润滑。

1.2 中国煤炭开采的重要性
从资源上看,我国富煤贫油,一次能源以煤为主。在探明的化石能源中,煤 炭占 94.3%,石油天然气仅占 5.7%;其中煤炭探明可采储量 1145 亿吨,按同等 发热量计算, 相当于目前已探明石油和天然气总和的 17 倍。 煤炭提供了 78%的发 电能源、 70%的化工原料和 60%民用商品能源; 国家的资源条件决定了我国在未来 相当长的一段时间内,只能选择以煤为主的一次能源结构。 从经济上来看,煤炭与其他能源相比具备明显的优势,按同等发热量比较, 煤炭价格仅相当于石油的 1/3,电里的 1/7,天然气的 1/4,对于我国这样一个经 济上还欠发达的国家来说,煤炭是我国目前最经济、最现实的能源。 从环保来看,煤炭通过发展洁净煤技术,经过洁净加工后可减少煤的硫分、 灰分,通过洁净燃烧可显著减排大量的 SO2 和一定量的 CO2,通过转化可把煤变为 清洁的液体、气体燃料,使煤炭得到清洁的利用。因此可以说,未来的煤炭工业 将完全有可能是一个洁净的新型的工业。 从需求前景来看,我国人均能源消费量不足世界人均能源消费水平(2.4 吨 标准煤)的一半,仅为发达国家的 1/10-1/5。经济快速发展和人民生活水平的不 断提高,将使得我国人均能源消费量和能源消费总量长期保持着高增长态势。预 计“十一五”期间,我国煤炭需求量年均增长增长 2000 万吨左右,到 2010 年煤 炭需求总量将超过 12 亿吨。

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1.3 煤炭行业机械化发展是国家的政策
我国政府对煤炭行业的结构调整和产业升级十分重视,按照煤炭工业“十一 五”规划,到 2010 年,我国大型煤矿采掘机械化程度达到 95%以上,中型煤矿达 到 70%以上,,小型煤矿机械化、半机械化开始起步。大中型煤矿科技进步贡献 率达到 60%以上,通过采用高新技术和先进适用技术,在矿井开发、煤炭加工、 安全生产和信息管理等领域提高技术和装备水平,是增强煤炭工业发展的后劲、 实现煤炭产业全面升级的有效途径。国家在《“十一五”计划纲要》中提出,要 用高新技术和先进适用技术提升传统产业,振兴装备制造业,开发制造大型、高 效和先进成套设备。

1.4 结语
目前,有关部门的科研人员正在从事着采煤机技术领域的多项科研课题的研 究,例如:适应有夹矸煤层的半煤岩的采煤机的研制;增大块煤率的滚筒无级调 速研究;液压牵引采煤机和无线遥控技术的应用研究;电牵引采煤机水介质调高 系统的研究;包括利用工作面的乳化液作为传动介质的调高系统的研究;特殊条 件下开采的采煤设备的研究。如螺旋钻式采煤机的开发;故障诊断、工况监测、 显示及自动控制和自动调高系统的研究;大功率电牵引采煤机(1000kW 以上)的 研制等。相信通过这些内容的研究,将使我国采煤机械的性能更为完善,适应范 围更广,效率更高,从而使我国采煤机械的技术达到国际先进水平。

1.5 设计意义及需解决的问题
面对煤炭需求量的不断增加,采煤的机械化和自动化是煤炭工业高产高效, 增强竞争力的必有之路。 机械化作业对于提高劳动生产率, 改善劳动条件和环境, 降低工人的劳动强度,实现安全文明生产有着非常积极的意义。而且随着煤炭工

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业的高速发展,现场对安全可靠的采煤机的需求显得非常的迫切。 从 50 年代滚筒式采煤机的出现到现在经历了几次的改进,从最初的机械牵 引到液压牵引直至今天的电气牵引传动方面的设计技术已经非常的成熟,现在的 设计主要是增加自动控制和检测装置,改进设备的密封性等,解决实际使用中遇 到的问题。

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2.牵引部的整体方案 牵引部的整体方案
采煤机的牵引机构是采煤机的重要组成部件,它不但负担采煤机的移动和非 工作时的调动,而且牵引速度的大小直接影响工作机构的效率和质量,并对整机 的生产能力和工作性能产生很大影响。因此,此设计应首先确定牵引部的整体方 案。 牵引部包括牵引机构及传动装置两部分。牵引机构是直接移动机器的装置, 它分为钢绳牵引、链牵引及无链牵引等几种。传动装置是用来驱动牵引机构的, 按传动类型有机械传动、液压传动及电传动等几种。传动装里位于采煤机上的称 为内牵引,位于工作面两端的称为外牵引。大部分采煤机都采用内牵引,只有在 某些薄煤层采煤机中,为了充分利用电动机功率来割煤并缩短机身,才采用外牵 引。

2.1 牵引形式的选择
采煤机牵引部传动装置的功用是将电动机的能量传到主动链轮或驱动轮,并 满足牵引部的要求。现有的牵引部传动装置分为机械牵引、液压牵引、电气牵引 三种。 1)机械牵引 具有纯机械传动装置的牵引部简称机械牵引。其特点是工作可靠,但只能 有级调速且结构复杂,目前己很少应用。 这种机械牵引系统为了实现调速、停止、换向、保护过载等,轴和齿轮非常 多,外加离合器、制动闸等,结构非常复杂,并且在工作时,能得到的工作速度 非常有限。因此不采用此种牵引装置。 2)液压牵引 液压传动的牵引部具有无级调速特性,且换向、停止、过载保护易于实现, 及实现根据负载自动调运,保护系统比较完善,因而获得广泛应用。其缺点是:

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油液容易污染,致使零部件容易损坏,使用寿命较低。 牵引部都采用容积调速,并且都采用变量泵一定量马达系统。其主回路有开 式系统及闭式系统两种。 (1)开式系统 液压泵从油箱吸油,向液压缸或液压马达供油,其回油直

接回油箱的主回路称为开式系统。开始系统主要配备换向阀、安全阀、和采用变 量主液压泵,就可以实现牵引部换向、安全保护和调速的基本功能。 换向阀和安全阀都附设在液压马达的壳体上。整流阀组则附设在液压泵内, 所以液压系统的外部管路很简单,在液压泵和液压马达之间只有一根软管,安装 比较方便。 开式系统的优点是:系统较简单散热条件好;其缺点是需要大量的油池,油 池中的脏物和空气较容易进入液压系统,使系统受到污染,使得工作条件恶化, 并且工作时的稳定性差,不适合传动要求高的机械中。 (2)闭式系统 闭式系统中主液压泵排出的油直接向液压马达供应,而液

压马达的回油又直接返回主液压泵的吸油口,大部分油液进行着油液的内循环, 由于: (1)压力油的作用,哥液压元件均有泄漏损失,因此,液压马达排出的油 量就不够主液压泵所吸入的吸油量,会造成主液压泵的吸空; (2)主回路油液量减少,油液不断的循环工作,摩擦发热,使系统油温不 断升高, 油液粘度降低, 液膜变薄而且强度降低, 从而使各元件的工作条件恶化, 容易磨损 (3)主回路建立不起所需的背压,因此主回路必须增加补油和热交换回路, 这样的主回路系统才能正常的工作,因此闭式系统的结构较为复杂。 在闭式系统中,油箱容积较小、结构紧凑;由于油液不同空气接触且油管中 的压力高于大气压力,空气和污染物不易进入系统;主回路低压侧低压侧因有一 部分背压,故运转比较平稳;通常闭式系统均采用双向变量液压泵,其换向和调

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速均由主泵控制因而没有过剩的流量,效率较高,所以闭式系统适于大功率和换 向频繁的设备,液压牵引采煤机的牵引部就经常采用此种牵引系统,因此本设计 将液压系统采用鄙视液压牵引系统。 3)电气牵引 用可控硅整流器供给直流电,即电子控制的调节系统来实现牵引直流电动机 调速的牵引部称为电牵引。 具有电牵引部的采煤机称为电牵引采煤机, 它是 1976 年开始发展起来的新一代采煤机。牵引电动机可以是他激直流电机,也可以是串 激直流机。 要想改变电动机转速,可以通过以下方法达到: (1)保持激磁电流 JB 不变(在额定值),即磁通Φ不变,采用可控硅触发电路 来改变电扼电压 U,可以得到恒转矩调速段; (2)保持电枢电压不变(额定位),而减小激磁电流 IB(即减小磁通Φ),使转 矩减小,速度增大,以得到恒功率调速段。当然也可以同时用调节电枢电压与磁 场强度的办法来达到调速。 电牵引采煤机的优点是:调速性能好;因采用固体元件,所以抗污染能力 强,除电刷和整流子外无易损件,因而寿命和效率高,维修工作量小;因电子控 制的响应快,所以易于实现各种保护、检测和显示;结构简单,机身长度可大大 缩短,提高厂采煤机的通过性能和开砍口效率。所有这些优点,使液压牵引大为 逊色。 尽管电气牵引装置存在很多优点,但是在实际应用中技术还不太成熟,在井 下很难以实现,因为井下瓦斯的存在使使用电气装置受到一定的限制,因此本设 计采用液压闭式系统作为采煤机的牵引形式。

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2.2 牵引机构的选择
2.2.1 链牵引机构
链牵引机构包括矿用圆环链、链轮和链接头三种形式。 链传动的缺点且链速不均匀。当平环进入啮合区α角范围内时,链轮与平环 开始啮合,链轮窝稽推功平环,牵引速度变化很快。因此工作时很不稳定,不宜 用于采煤机的牵引装置中。 必须指出,采用紧够装置时,应保证其有足够的行程或压缩量,避免松边紧 链装置在工作过程中因收缩顶死而呈刚件固定。为此,应当估计采煤机工作时牵 引链中的最大的弹性伸长量。表 4—5 列出了两种圆环链的弹件伸长量.可供估 算时参考。

2.2.2 无链牵引机构
1)无链牵引的优缺点 随着采煤机向强力、重型化及大倾角的方向发展,其电动机功率已逐渐增大 到 450 一 750kw,牵引力己达到 400 一 600KN。对于这样大的牵引力,目前的圆 环链传动的强度已不能满足实际需要,牵引链极易拉断,而且拉断时,牵引链储 存的巨大弹性能被释放,将造成严重伤害。因此,七十年代以来,无链牵引采煤 机得到了大力发展。无链牵引机构取消了固定在工作面两端的牵引链.而采用采 煤机上的驱动轮与输送机上的齿条等相啮合的方式来移动机器。无链牵引具有一 系列优点: (1)采煤机移动平稳、振动小,因而裁荷均匀,延长了机器的使用寿命,故 障率也大大减少 。 (2)可利用无链双牵引传动将牵引力提高到 400 一 600kN, 以适应采煤机在大 倾角(最大达 54°)条件下工作,利用制动器还可使机器的防滑问题得到解决。

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(3)可以实现工作面多台采煤机同时工作,提高工作面产量。 (4)啮合效率高,可将牵引力有效地用在割煤上。因它没有原来链牵引的链 条通过三个链轮时产生的围绕折曲啮合合损失,所以噪声也有降低。 (5)消除了牵引链带来的断镀、反链敲缸等事故,大大提高了安全性。 无链牵引的缺点是: ①对输送机的弯曲和起伏不平的要求较高,对煤层地质条件变化的适应件较 差, 叛及输送机起伏太大, 会影响无链牵引机构的啮合, 造成传动件的损坏事故。 ②无链牵引机构使机道宽度增加了约 100mm,所以提高了支架控顶能力的要 求。 因此,此采煤机的牵引结构采用无链牵引。 2)无链牵引机构的分类 据统计,目前已有 20 多种无链牵引机构,但归结起来可分为三类: (1)驱动轮——齿条系统 利用牵引部上的驱动轮直接或经齿轨轮与固定在

输送玑上的齿条相啮合而移动采煤机。这种无链牵引机构的强度高,传力大,可 获得大的牵引力;可以单牵引或双牵引传动,双牵引时同一主泵供给相互独立的 传动装置,使牵引力增大一倍,但牵引速度减小一倍;齿条或齿轨的挠曲性好, 可以适应输送机的弯曲和起伏;传动系统中设有制动装置,机器停止牵引即时制 动,以防机器下滑;系统既可以装在档煤板侧,也可以装在铲煤板侧,以适应不 同的需要。所以,驱动轮——齿条系统是目前应用最多的无链牵引机构。 (2)传动链一齿轨系统 这种牵引机构是通过驱动齿轮经齿轨轮与铺设在输

送机上的圆柱排销式齿轨啮合而使采煤机移动的,其结构如 2-1 所示。驱动轮和 中间传动轮都是摆线齿廓,后者采用长齿以适应排销的起伏。 排销的安装方式可以分为固定式与滑动式是两种,固定式排销用螺栓固定在 齿轨座的长孔中,以保证中部槽水平偏转。齿轨座用螺栓固定在中部槽上。滑动 式销排分为两种,一种是将销排安装在输送机导向槽中,它可以沿导向滑动,但

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滑动量受到导向槽的挡块限制,并靠间隙来保证其水平和垂直偏转;另一种是将 排销的卡套安装在导向管上,使排销能沿输送机方向在导向管上滑动,为限制动 量,导向管上也有挡块。 这种系统可利用原采煤机改装,但因传动铁强度低、移动速度不均、磨损大 和效率低而应用不多。法国 SIRUS—400 型采煤机采用这种系统,但驱动链轮用 水平链轮,传动链采用圆环链。 (3)液压缸推进系统 利用两个液压缸交替推移前进而使机器移动。工作时, 一个液压缸的卡爪夹紧导轨,该缸进油使活塞杆伸出推动机器前移;另一卡爪松 开,活塞杆收回,难备下次推移。这种系统虽可简化牵引部结构,但是断续运动, 卡爪和导软磨损大。 因此本设计采用齿轮销排式无链牵引机构如图 2-1 所示。

2.3 牵引部的组成及特点
牵引机构由牵引部和行走箱组成,其中牵引部由机壳、牵引马达、液压制动 器、马达齿轮轴、惰轮组、牵引轴、中心齿轮组、行星减速器及油微侧标尺等主 要零部件组成。行走箱由机壳、驱动轮、行走轮组成。 该牵引部有以下特点: (1)牵引力大,是机器重量的 1.4 倍。 (2)制动器采用液压制动,制动力大,使采煤机在较大倾角条件下采煤时, 有了可靠的防滑措施。 (3)采用双极行星减速机构,减速比大,结构简单。行星减速器采用四行 星轮减速机构使轴承的寿命和齿轮的强度裕度大,可靠性高。行星减速机构为双 浮动机构即太阳轮、行星架浮动,以补偿制造和安装误差,使各行星轮均匀承担 载荷。 (4)平滑靴支撑耳及油缸连接耳的设计均考虑了升高机面高度的配苏要

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求,使机器适应面更广。 (5)行走箱与牵引部独立箱体设计,使采煤机可以在改变行走箱的条件下 改变机面高度,以适应不同的采高。 (6)滑轮回转中心与行走轮中心轴同轴,保证行走轮与销轨的正常啮合。 (7)左右两个牵引部采用对称设计。 (8)机壳设计采用可焊铸铜制造,强度高。

图 2—1 齿轮销排式无链牵引机构

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2.4 牵引机构结构和动力设计方案的确定
2.4.1 牵引部与行走箱一体设计
牵引部与行走箱设计在一个箱体内部,既不利于防尘,同时制造出的机箱的 总体积也较大,不便于维修,互换性比较差。最重要的是这种箱体内部结构较为 复杂质量过于集中,对轨道的压力过于集中。

2.4.2 牵引部和行走箱独立箱体设计
牵引部和行走箱独立箱体设计,这样的设计对配不同槽宽的运输机或不同的 牵引形式时只需要改变行走箱,其他主机箱不变,配套适应性强。两个牵引部和 行走箱左右对称分布在两侧,由两个液压马达分别经牵引不减速驱动实现双牵 引。采用现在国内不常使用的销轨式牵引系统,导向滑靴和行走轮中心合一骑在 运输机销轨上,一是保证采煤机不掉道,同时还能保证行走轮和销轨柱销有较好 的啮合性能。 因此,箱体设计采用牵引部和行走箱独立箱体设计。

2.5 此种设计对牵引部的要求
(1)足够大的牵引力 为在困难条件下割煤,采煤机应有足够大的牵引力。 常见采煤机牵引力如表 2—1。 2—1 采煤机牵引力的参数匹配(单位为 kW/kN) 采煤机电动机功率 牵引力 ~50 ~100 100 100~120 150 160~180 200 200~220 300 250~300

由于无链牵引采煤机可用在大倾角(40。一 50。)中,因而—一般采用双牵引 传动。采用这种双牵引,牵引力较上定位增大一倍,但牵引速度降低一倍。目前 采煤机的最大牵引力达 2×310kN。

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(2)总传动比大 牵引速度一舷为 v9=0 一 10m/min,因此传动装置的总 传动比应大于 300。 (3)总传动比要能在工作过程中随时调节,并且最好能无级调节,这是因 为沿工作面煤质的变化及夹矸、硬夹杂物的分布是随机的,必须根据煤质软硬来 调节牵引速度的大小。 (4)要在电功机转向不变的条件下能反向牵引和停止牵引 采煤机上行、

下行割煤时,电动机方向是一定的,为改变牵引方向,传动链中应有相应措施; 为避免电动机带负荷起动,采煤机停机前应先停止牵引,使主油条回到零位。此 外,在更换救齿和滚筒凋高、调斜等操作中,常需要采煤机停止牵引.同时又要 开动电动机来供油并使滚筒转动.这就要求牵引部设置离合器及调速手把的正确 零位位置。 (5)牵引部应有可靠、完善的自动调速系统和完善的保护装置 应根据电动 机负荷、牵引力大小来实现自动调速及过载保护,还应设置油湿、油质保护和防 止机器下滑的装置。 (6)操作方便 牵引部应有手动操作、离机操作及自动调度等装置。 (7)零部件应有高的强度和可靠性:显然本引部只消耗采脱机装机功率的 10~15%,但因牵引速度低,牵引力大,零部件受力大,所以必须要有足够的强 度和可靠性。

2.6 牵引阻力的确定
牵引阻力是采煤机沿工作面割煤时需要克服的移动阻力。以双滚筒无链链牵 引采煤机上行采煤为例,说明本引阻力的确定。采煤机骑在刮板输送机上靠两个 滑靴 A、B 支承在工作面例槽华上,两个滑靴 C、D 支承在采空区测槽帮上,并靠 导向管导向。牵引链两端固定在张紧装置上,后者固定在杏输送机的机头和机尾 上。采煤机上行割煤时,滚筒上作用的外阻力有:推进阻力、垂直底板阻力、及

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侧向力。根据滚筒上每个齿的受力情况,不难确定以上诸力的大小和作用位置。 在外力及机器员力 6 的作用下,四个滑靴 A、B、C 及 D 上的支撑反力和相应的摩 擦力,它们可根据空间力系求得。 因滚筒侧向力较小,且对牵引阻力影响不大,故在计算时忽略不计。 对无链牵引采煤机通常按倾角 18°来确定牵引力,所以在倾角α>16-18° 时,必须设置液压安全绞车;对无链牵引采煤机,则应按最大倾角来选择牵引力 和相应的制动力矩。链牵引采煤机靠牵引部主动链轮缠绕两端固定在输送机上的 牵引链而移动。牵引链一边紧.一边松。为了顺利吐链并消除卡链事故,松动链 必须靠紧链装置来保证一定的顶紧力。牵引部产生的牵引力应大于牵引阻力,并 应满足

P = P2 ? P 1
式中 P2-------牵引链紧边植力; P1-------牵引链松边拉力。

(2-1)

而链牵引的牵引力则由实际工作的情况可以灵活设计与并且改动要比链牵 引容易的多。

2.7 减速机构的选用
2.7.1 减速器的概述
减速器是原动件和工作机之间的独立闭式传动装置,用来降低转速和增大转 矩以满足各种工作机械的需要。减速器的种类很多,按照传动的形式的不同可分 为齿轮减速器,蜗杆减速器,和行星减速器;按照齿轮传动的级数又可分为单机 和多级减速器,按照传动的形式又可分为展开式,分流式和同轴式减速器。这里 仅讨论齿轮传动、蜗杆传动以及由他们组成的减速器。若按传动和结构特点来划 分,这类减速器主要有六种,他们分别是:齿轮减速器、蜗杆减速器、行星减速 器、蜗杆齿轮减速器及齿轮我感减速器、摆线针轮减速器、谐波齿轮减速器。这

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六种减速器均有标准系列产品,使用时只需结合所需传动功率、转速、传动比、 工作条件和机器的总体布置等具体要求,从产品目录中或相关手册上选择即可。

2.7.2 主要减速器特点比较及选择
1)齿轮减速器的特点 齿轮减速器的特点是效率及可靠性高,工作寿命长,维护简便,应用范围较 广,此类减速器按其齿轮的级数可分为单级、两级、三级和多级的;按其轴在空 间的布置可分为立式与卧式;按其运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流 式等。 2)蜗杆减速器 蜗杆减速器的特点是在外廓尺寸不太大的情况下,可获得较大的传动比,工 作平稳,噪声较小,但效率比较低。其中,应用最广的是单级蜗杆减速器,两级 蜗杆减速器则应用较少。 3)行星减速器 行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻。效率高等优点在很多情况 下可代替二级、三级以及普通齿轮减速器和蜗杆减速器。参照机械设计书中表 18-4 可知:行星齿轮的结构可以使牵引部的整体尺寸减小,重量减轻,尽管制造 精度较高,机构较为复杂但是由于牵引部要的动力传动要求结构紧凑,根据牵引 部传动装置的要求,结合减速器的效率、外哭尺寸和质量等要求,我们综合分析 比较,我们参照机械设计书中表 18-1,18-2,18-3,18-4,四个表中各种减速器 的适用场合、推荐的传动比以及使用特点,牵引部的减速机构采用两级行星减速 器作。

2.8 润滑方式及齿轮油的确定
良好的润滑对于采煤机的使用寿命和传动效率有着很重要的要求。目前,国

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内外采煤机减速器的润滑方式有三种: 飞溅润滑、 强迫润滑和定期注油或脂润滑。 目前大多数的采煤机均采用飞溅润滑。飞溅润滑的润滑强度高工作零件散热快, 而主要优点是简单,对润滑油杂质和粘度降低较不敏感,并且要求摇臂的结构简 单。较小的齿轮靠较大的齿轮带油并送到啮合处进行润滑。轴承是靠足够的油面 高度或溅油润滑的。当传动零件转速相当高时,这种方法可以使位于不同水平面 的传动件得到良好的润滑。综合考虑润滑的要求和搅动产生的能耗,本设计采用 飞溅润滑, 注油高度为距机壳上平面 290mm~320mm, 在牵引部顶端设有油位侧标 尺,可观察油面高度,每周检查一次,根据实际情况更换新油。 齿轮油的选用,齿轮传动系统的用油与所受的载荷、油池的散热条件有着密 切的关系,减速器的传动件一般都进行渗碳淬火或渗氨,考虑一般牵引截割速度 为 7.75m/s 左右,因此根据文献[8]选用 N220 工业极压齿轮油作为牵引部内的齿 轮的润滑油。

2.9 密封形式的确定
对密封装置的要求主要有: (1)在一定压力下,具有良好的密封性; (2)相对运动件间,因密封引起的压力应较小; (3)结构简单,易于制造,成本低、寿命长,使用维护简便。 采煤机牵引部采用的密封件主要有 O 型密封圈、垫圈、旋转唇形密封、无骨 架密封、迷宫密封和浮动密封这五种。因为齿轮的润滑装置采用采用飞溅润滑, 因此对于箱体的密封要求很高,因此,在惰轮轴及轴承盖的安装时使用 O 形圈进 行密封;而在螺栓连接面使用矩形橡胶垫圈密封;在一般的轴孔相对运动处采用 旋转唇形密封和无骨架密封;在行星机构输出轴处同时使用迷宫密封和浮动密 封,以上密封装置均能满足采煤机牵引部的设计要求。故按以上的密封装置对牵 引部进行密封。

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3.牵引部的主要技术参数及传动比的设定 牵引部的主要技术参数及传动比的设定
3.1 牵引部的主要技术参数
牵引部机构运动参数要求由于工作面狭窄,不安全因素多,负载变化大,采 煤机牵引速度低, (一般都小于 10r/min) ,结合本设计要求,牵引速度的大小约 为 7.7r/min。 液压马达由泵箱设计提供, 采用 EATON54 型定量斜盘式轴向柱塞马 达。 该马达的主要技术参数: 理论排量: 1cm /r 允许最大转速:3720r/min 实际使用转速:约 1105r/min 允许最大工作压力:41.5MPa 实际工作压力:20.7MPa
3

3.2 牵引机构传动方案的设计 ie
3.2.1 传动比的计算
1)由牵引速度和液压马达的转速可计算总传动比 ie :

i总 =

ν 输入 1105r / min = = 143 ν 输出 7.71r / min

(3-1)

2)确定各级传动比: 传动比分配的原则是:

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(1)各级传动比应在合理范围内; (2)应该使大齿轮大致相近,以便有相同的浸油深度,保证各级齿轮传动具 有良好的飞溅; (3)设计的齿轮应该防止发生干涉。 因此,参考文献[10]初选传动比:采煤机身高度受到严格控制,一般齿轮传 动每级传动比小于 4,行星机构的传动比为 4-6,初定时:

i j ? i j +1 i j +1

= 20% ? 30%

首先,参考其他采煤机的参数,结合本机的特点,采用两级直齿轮和两级行 星机构减速,确定各级传动比分配如下: 直齿轮减速:i1=1.27 行星机构减速:i3=5.7 i2=3.455 i4=5.7

传动系统的传动简图如图 3-1 所示:

3.2.2 确定齿轮模数和齿数

前二级直齿轮的齿数估算,为了防止过多的啮合,尽量考虑选用配对的齿轮 不存在公约数,同时参考无锡采煤机厂的采煤机,选取实数如下: 第一级传动:Z1=37,Z2=47 Z 第二级传动:Z3=22,Z4=76 Z 估算一轴的转矩为 T1=252.172×0.99=249.65Nm,因此根据文献[10],根据

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转矩查表选取第一级的模数为 4mm,第二级模数为 5mm。 然后,估算齿数及中心距,考虑到箱体壁厚,及箱体内部空间结构和保持箱 体体积等因素,发现必须在第一级和第二级之间加入惰轮,参考其他采煤机的设 计,和以上设计中遇到的问题,加入惰轮,惰轮的模数保持和第一级模数一致, 取模数为 4mm。 图 3-1 传动系统的传动简图

-

3.2.3 确定各轴输入扭矩、转速、输入功率 确定各轴输入扭矩、转速、

由公式

nm =

n m ?1 im ?1

(2-2)

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各轴输入转速:

(1)n1 = 1105r / min

(2)n2 =

n1 1105 = = 870.1r / m i1 1.27

(3)n3 =
(4)n4 =

n2 870.1 = = 251.8r / min i2 3.455
n3 2 5 1 .8 = = 4 4 .2 r / m in i3 5 .7

(5)n5 =
各轴的输入功率:

n4 44.2 = = 7.75r / min i4 5.7

N马达 = 2π T0 n0 = 2π × 252.172 ×1105 / 60 = 29.18 KW (1)N1 = N马达 ×η花键 = 29.18 × 0.99 = 28.89KW
2 (2)N d = N1 ×η齿轮 ×η轴承 = 28.89 × 0.993 = 28.03KW 2 (3)N 2 = N d ×η齿轮 ×η轴承 = 28.03 × 0.993 = 27.2KW 2 (4)N 3 = N 2 ×η齿轮 ×η轴承 = 27.2 × 0.993 = 26.39KW

(5)N 4 = N 3 ×η4 = 26.39 × 0.98 = 25.86KW (6)N 5 = N 4 ×η5 = 25.86 × 0.98 = 25.35KW
各轴的转矩:

95.5 × 105 P 95.5 × 105 × 29.18 1 T1 = = = 252.17 Nm n1 1105

T1 = T0 ×η花键 = 252.172 × 0.99 = 249.65Nm

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2 Td = T1 ×η齿轮 ×η轴承 = 252.172 × 0.993 = 242.24Nm 2 T2 = T1 × i1 ×η齿轮 ×η轴承 = 242.24 ×1.27 × 0.993 = 298.51Nm 2 T3 = T2 × i 2 ×η齿轮 ×η轴承 = 298.51× 3.454 × 0.993 = 1000.43Nm

T4 = T3 × i3 ×η 4 = 1000.43 × 5.7 × 0.98 = 5588.4Nm T5 = T4 × i 4 ×η5 = 5588.4 × 5.7 × 0.98 = 31216.82Nm
以上部分计算对于以后的设计是个参考,因此不在说明书中详细列出。

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4.行走箱的设计 行走箱的设计
4.1 直齿轮传动设计
直齿轮传动设计包括主要包括行一轴系、从动轴系,有两个齿轮,以及花键 轴和轨轮轴以及一系列支撑轴承。

4.1.1 齿轮设计
齿轮设计参考《机械设计工程学Ⅰ》 ,输入端为花键轴输入,输入轴转速为 7.75r/min,设计为每天两班,每班 8 小时,每年工作 300 天,预期寿命 5 年, 先按齿轮接触疲劳强度计算,然后再进行齿轮的校核。 (1) 齿轮材料热处理工艺和制造工艺的选定 查《机械设计工程学Ⅰ》表 8-17,大小齿轮均采用 20CrMnTi,渗碳淬火,强 度极限为σb=1080N/mm ,屈服极限σs=835N/mm ,齿面硬度 HRC85-92,淬火渗碳 后变形较大,需进行磨齿等精加工。 花键齿轮和轨道轮:两齿轮材料均为 20CrMnTi,表面渗碳淬火处理,表面渗 碳淬火处理,表面硬度 58-62HRC,试验齿轮面接触疲劳极限 σ H lim = 1400 Mpa , 齿型为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为 6 级。 两齿轮内圈:材料为 42CrMo ,调质处理,硬度为 262-302HBS 试验齿轮的接触疲劳极限 σ H lim = 750 Mpa 试验齿轮的弯曲疲劳极限 σ F lim = 280 Mpa (2)按齿轮的疲劳强度设计计算 花键轴传递功率为 25.35KW,确定齿轮传动的精度等级,按照公式(3-1)估 取主动轴齿轮的速度为 Vt=1.55m/s,参考表 8-14,8-15 选取Ⅱ公差组 7 级精度。
2 2

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Vt = (0.013 ? 0.022)n1 3
小轮分度圆直径 d1,由下式得:

P n1

(4-1)

d1 ≥

2 KT ( u + 1) ? Z E Z H Z ε ? ? ψ du ? [σ H ] ?

? ? ? ? ?

2

(4-2)

齿轮的宽度ψd 通过查表 8-23 查得:按齿轮相对于轴承的分布为对称分布, 硬齿面取ψ d = 0.4 ? 0.9 ,因此,取ψ d = 0.5 ; 花键轮上的齿轮齿数 Z1=8; 导轨轮上的齿轮齿数 Z2=10; 齿数比 u 为:

u=

Z 2 10 = = 1.25 Z1 8

且传动比误差在±5%范围内,合适。 齿轮的转矩 T1:

T1 = 9.55 × 106 ×

P 25.35 1 = 9.55 × 106 × = 3.151× 107 N mm n1 7.75

载荷系数 K,由式 8-55 得:

K = K A KV Kα K β
使用系数 KA 通过查表 8-20,取 KA=1; 动载荷系数 KV=1.19, 齿向载荷分布系数 Kβ=1.03 齿向载荷分配系数由式 8-55 及β=0 得; Kα=1.11,

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那么,载荷系数 K 的初值 Kt 为:

K = 1× 1.19 × 1.03 × 1.11 = 1.28
弹性系数 ZE,查表 8-22,取 ZE=189.8MPa; 节点影响系数 ZH,查表 8-64,取 ZH=2.5; 重合度系数 Zε,查图 8-65,取 Zε=0.88; 许用接触应力[σH],由机械设计手册中公式(8-69) ,

[σH]=σHlimZNZW/SH
接触疲劳极限应力 σHlim1、σHlim2,查图 8-69,得

σHlim1=σHlim2=1300N/mm2;
应力循环次数由机械设计手册中公式(8-70) ,得

N1 = 60njLh (3 ? 3) = 60 × 7.75 × 1× ( 2 × 8 × 300 × 5 ) = 1.116 ×107
N2 = N1 1.116 ×107 = = 1.395 × 107 n 0.8

则查图 8-70 得,接触强度的 ZN1ZN2(不允许有点蚀) N1=ZN2=1,硬化系数 Zw ,Z 查图 8-71 及说明取 Zw=1。 接触强度安全系数 SH,查表 8-27,按较高可靠度查得 SHmin=1.25-1.3,故取 SHmin=1.3:

[σ H 1 ] = [σ H 2 ] =
故 d1 的设计初值 d1t 为:

1300 × 1× 1 = 1000 N mm 2 1.3

d1t =

3 × 2.381× 12.4468 ×105 1.25 + 1 ? 189.8 × 2.5 × 0.88 ? ? ? = 310.58mm 0.5 1.25 ? 1000 ?

齿轮的模数 m1,m1=d1t/Z1=310.58/8=38.82,因而取模数 m1=40;则小齿轮分 度圆直径的参数 d1t 为:


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d1t′ = Z1m1 = 40 × 8 = 320mm
圆周速度 v,

v = π d1't n1 60000 = 0.12m / s

(4-3)

与估取值 0.1 相近,对 Kv 值影响不大,不必修正 Kvt,则 Kv=Kvt=1.19, K=Kt=2.381; 花键轴上齿轮分度圆直径 d1=d1tZ1=320mm; 轨轮轴上齿轮分度圆直径 d2=m1Z2=40×10=400mm 中心距α
α =
m ( Z 1 + Z 2 ) 4 0 (8 + 1 0 ) = = 360m m 2 2

(4-4)

齿宽 b

b = ψ d d1t min = 0.5 × 310.58 = 157.715mm

所以轨轮轴上齿轮 b2=b=160mm 花键轴上齿轮齿宽 b1=b+(5~10)=165mm

4.1.2 齿轮的变位及尺寸计算
已知 Z1=8,Z2=10,ha =1,C =0.25,m=40 (1)齿轮的变位计算 ①第一级传动中小齿轮和惰轮的变位 选择《机械设计手册(第三卷)》中的齿根与齿面承载能力大的 P7 线,按 Z1+Z2=37+37=74,得出 x∑=0.97. 按表 14-1-10 计算:
* *

invα ′ =

2 × ( x1 + x2 ) tgα + invα = invα = 0.0328 Z1 + Z 2

(4-5)

查表得 α?=27°23?

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中心距变动系数 y:

y=
中心距 α?:

Z1 + Z 2 ? cos α ? ? 1? = 0 ? ′ ? 2 ? cos α

(4-6)

a′ =

m1 ( Z1 + Z 2 ) 40 × (8 + 10) + m1 y = = 360mm 2 2

(4-7)

因此取中心距 α?=360mm。 总的变位系数 x2,

x∑ = ( Z1 + Z 2 )
代入各个参数求得:

invα ′ ? invα 2tgα

(4-8)

x∑ = 0
x Z1 + Z 2 18 = = 9 及 ∑ = 0 决定坐决定坐标点通过点引与其他相邻的 L 由 2 2 2
线与 S 线,过 Z1 作垂线,由 Z1=8 得:x1=0,所以,

x2=x∑-x1=0-0=0
齿顶变位系数Δy

?y = ( x1 + x2 ) ? y = 0 ? 0 = 0
(2)齿轮的尺寸计算 根据机械原理书中表 10-2 中的公式可得: ① 齿顶高 ha

ha = m = 40mm
② 分度圆直径 d

d1 = mZ1 = 40 × 8 = 320mm

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d 2 = mZ 2 = 40 ×10 = 400mm
③ 齿根高 hf
* h f = ( ha + c* ) m = 1.25m = 1.25 × 40 = 50mm

④ 齿全高 h
* h = ( 2ha + c* ) m = 2.25m = 2.25 × 40 = 90mm

⑤ 齿顶圆直径 da
* d a1 = ( Z 1 + 2 ha ) m = ( Z 1 + 2 ) m = 4 0 0 m m

* d a 2 = ( Z 2 + 2 ha ) m = ( Z 2 + 2 ) m = 4 8 0 m m

⑥ 齿根圆直径 df
* d f 1 = ( Z 1 ? 2 h a ? 2 c * ) m = ( Z 1 ? 2.5 ) m = 220 m m
* d f 2 = ( Z 2 ? 2 h a ? 2 c * ) m = ( Z 2 ? 2 .5 ) m = 3 0 0 m m

⑦ 齿厚 s S=160mm ⑧重合度εα

ε α = Z小 ? ?


? εα大 ? ? ε α小 ? ? + Z大 ? ? ?Z ? ? ? Z小 ? ? 大 ?

(4-9)

d a1 159.66 d ε 158.544 = = 1.08 及 a 2 = = 1.07 查图可分别得 a1 = 0.042 d1 148 d12 148 Z1 = 0.03 ,所以



ε a2
Z2

ε a = 8 × 0.028 + 10 × 0.05 = 2.7

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4.1.3 齿轮接触强度修正校核
齿轮进行变位以后影响了节点影响系数 ZH,查图可知 ZH=2.27,所以

σH =

ZE ZH Zg d13ψ d u 2 KT (u + 1)
189.8 × 2.5 × 0.88 3203 × 0.5 × 1.25 2 × 1.663 × 2.4468 × 10 6 (1.25 + 1)
(4-10)

=

= 586.245 N / mm 2 < [σ H ]
接触强度能满足要求。

4.1.4 齿根弯曲疲劳强度校核计算
2 KT1 YFaYSaYε ≤ [σ F ](4-19)对行走箱内部的齿轮进行 bd1m

由式 σ H = 校核。 (1)花键轮与轨轮 使用系数 KA

查表 8-20,液压马达驱动,取 KA=1.75;

动载荷系数 Kv 查图 8-57 得初值 KVt=1.19; 齿向载荷分布系数 Kβ 查图 8-60,Kβ=1.03 ; 齿向载荷分配系数 Kα 由式(8-55)及β=0 得

ε γ = ε α = ?1.88 ? 3.2 × ?
?

?

? 1 1 ?? + ? ? cos β ? Z1 Z 2 ? ?

? ? 1 1 ?? = ?1.88 ? 3.2 × ? + ? ? = 1.16 ? 8 10 ? ? ?
查表 8-21 并取 Kα=1.1;

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则载荷系数 K K=1.75×1.19×1.03×1.1=2.358; 齿形系数 YFa 由 x1=0.48, 2=0.49 查图 8-67, x 小轮 YSa1=1.77, 惰轮 YSa2=2.16。 应力修正系数 YSa 由 x1=0.48,x2=0.49 查图 8-68,小轮 YSa1=1.77,YSa2=1.82。 重合度系数 Yε Yε=(0.25+0.75)/1.707=0.689 许用弯曲应力[σF] 由式(8-71) ,[σF]=σFlimYNYx/SF 弯曲疲劳极限σFlim 查图 8-72,得σFlim =650N/mm 弯曲寿命系数 YN 查图 8-73,得 YN1=YN2=1 尺寸系数 Yx 查图 8-74,得 Yx=0.99 安全系数 SF 查表 8-27,SFmin=1.6 所以[σF1]=[σF2]=650×1×0.99/1.6=402.1875N/mm ,故
2 2

2 × 2.358 × 4.2635 × 106 σ F1 = × 1.16 × 2.23 × 0.689 55 ×148 × 40

= 328.582 N / mm 2 ≤ [σ F 1 ]

σF2 =

2 × 2.358 × 5.8624 × 106 × 2.16 × 1.82 × 0.689 55 × 148 × 40

= 368.018 N / mm 2 ≤ [σ F 2 ]

4.2 花键轴的设计计算及轴承的选型与寿命的计算
4.2.1 花键轴的设计计算
花键轴输入转速为 n=7.75r/min,传递功率为 P=25.35kW,设计为空心轴, 中间为内花键,与扭矩轴的外花键联结,用来传递扭矩,轴的两肩对称的布置两 个支撑轴承。 由于第一级传动中的小齿轮尺寸比较小, 因此牵一轴设计成齿轮轴。 (1)求输出轴的转矩 T1

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T1 = 9.55 × 106 ×

P 25.35 1 = 9.55 × 106 × n1 7.71

= 3.13 × 107 N mm
(2)求作用在齿轮上的力 花键轴齿轮的分度圆直径为 d1=m1z1=40×8=320mm 圆周力 Ft

2T1 2 × 3.13 × 107 Ft = = = 1.965 × 105 N d1 320
径向力 Fγ:

Fγ = F1 tan α = 1.965 × 105 × tan 20o = 7.152 × 104 N
该齿轮为直齿,所以不受径向力。 (3)确定花键轴的最小直径 轴的材料为 20CrMnTi,渗碳淬火处理。由以下公式估算,其中 A 为考虑了变 矩影响的设计系数,由表查得 A=107~98,取 A=105, β为空心轴的内外径之比, 通常取β=0.5~0.6,在此取β=0.6。
d min = A 3 P1 25.35 = 89.8 3 = 98.92 m m 4 n1 (1 ? β ) 7.75 (1 ? 0.6 4 )

为保证强度,所以取最小轴承为 105mm。 (4)轴的结构设计 因为花键轴的啮合匀载的,因此啮合力成一闭环,力相互平衡,该轴只承受 转矩,确定最小轴径(参考行星传动效率为 0.98) : D2 ≥ 17.2 3

T [τ ]

(4-11)

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=17.2 ×

3

9550 ×

130.283 × 0.98 =151.501mm 39.65 × 45

因为该轴根据设计出轴跟行走箱联结为内花键联结,所以加粗取 180mm。 先拟合安装: 轴段 1 为主要输出轴花键, 用来传递转矩, 因此花键取最小直径为 d1=115mm, 花,齿数为 18,矩形花键。长度由下面的计算确定:

l≥
其中

T ΨZh? m [σ ] p

(4—12)

Ψ 为载荷分布不均匀系数,取 Ψ =0.7;
Z 为花键齿数; h 为花键侧面的工作高度,对于渐开线花键 h=m(m 为花键模数) ;

rm 为花键半径,对于渐开线花键取 rm=df/2(df 为花键分度圆直径) ; 花键齿面经过热处理,去许用挤压应力[ σ ]p=40N/mm. 所以 l ≥

130.283 × 0.98 = 65.796mm ,可靠性分析,适当增加 180 39.65 × 0.7 × 2.5 × 48 × × 40 2

花键的安全系数,取 l = 75mm 。 轴段 2 主要用于定位,因此取长度 L2 = 5mm ,直径应该大于花键的大径,所

以 d 2 = 155mm 。 轴段 3 取轴肩为 10mm, 所以 d 3 = 175mm , 在 15mm 出开一槽,因此取长度

L3 = 29mm 。
轴段 4 取一台阶放定位块,因此 ,取 L4 = 24mm 取轴肩为 2.5mm,所以

d1 = 180mm 。
(5)轴的强度校核

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首先根据轴的结构作出轴的计算简图,支反力计算

水平面

Ft L2 1.965 × 105 × 5 RH 1 = = = 1.228 × 104 L1 + L2 75 + 5 RH 2 = 1624.301N Rv1 = Fr L2 7.25 ×10 4 × 29 = = 6.18 × 104 N L1 + L2 5 + 29

垂直面

Rv 2 = 4.947 × 104 N
弯矩 MH 和 MV

M H = RH 1 L1 = 1.228 ×10 4 × 75 = 9.21× 105 N mm M V = RV 1 L1 = 6.18 × 104 × 75 = 4.635 × 106 N mm
合成弯矩 M

M = M H 2 + M V 2 = (9.21× 105 ) 2 + (4.635 × 105 ) 2
= 7.352 × 105 N mm
扭矩 T T=3.13×107N·mm

当量弯矩 Mcα

M cα = M 2 + (aT ) 2 = (7.352 × 105 ) 2 + (0.6 × 3.13 × 107 ) 2
=6.238×106 轴的材料为 20CrMnTi,渗碳淬火处理。由表可查得σ B=1080N/mm ,则[σ
B 2

]=0.09-0.1σB,即 97.2-108,轴的应力为:

σ cα =

M cα = W

6.238 × 106 = 14.786 < [σ ] ? ? 40 ?2 ? 0.1× 753 × ?1 ? ? ? ? ? ? 75 ? ? ? ?

(4-13)

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根据计算结果可知,该轴满足强度要求。

4.2.2 轴承的选型及寿命的计算
轴承的寿命计算

1000000 ? ft Cr ? Lh = ? ? ? 60n ? f p P ? ?

ε

(4-14)

式中 n 为轴承内外圈的相对速度,n=7.75r/min: Cr 为轴承的额定载荷,其值见下表参数; P 为轴承承受的当量载荷; ft 为温度系数,取 ft=1.0; e-寿命系数,取 e=10/3; fp 为温度系数,根据工作条件,取 fp=1.5。 花键轴与轨道轴上共有有两个支撑轴承,分别为圆柱滚子轴承 42132E 和 3003124E,主要参数如下: 代号 42132E 3003124E d(mm) 160 120 D(mm) 240 180 B(mm) 38 46 Cr(kN) 100 132

P = RH 12 + RV 12 = 122802 + 1624.32 = 4238.28 N 1
1000000 ? 1× 100 × 103 ? 3 LK 1 = ? ? = 2536541.25h 60 × 7.75 ? 1.5 × 4238.28 ?
同样的轨轮上轴承的寿命为
10

LK 2 = 1538425.92h

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4.3 牵引部机箱体的设计思路
箱体的设计原则 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度,其次是强度和抗震性能, 对 于具体的机械,还应满足具体的要求,并力求具有良好的工艺性。 机座和箱体的结构形状和尺寸大小, 决定于安装在它的内部和外部的零件的 尺寸及其相互配置。受力运动的情况等。设计时,应使所装的零件和部件便于装 拆和操作。机座和箱体的一些结构,如壁厚、凸缘宽度、 、肋板厚度等,对机座 和箱体的工作能力、材料消耗、成本和质量,均有重大影响。但是由于这些部分 的零部件的分布情况和应力分配的复杂性,大多数设计均是由经验公式。经验数 据比对进行的,略去刚度和强度的校核。对一些不重要的场合是可行的,但却带 有很大的盲目性。因而对重要的机座和箱体,考虑到上述设计方法的不足,或者 资料不够成熟,还常用模型或实物进行试验,以便按照测定的数据进行进一步修 改结构和尺寸,从而弥补经验设计的不足。但是,随着科技的不断进步与发展, 现在已有条件采用的精确的数值计算方法(如有限元法)来决定一系列的结构尺 寸。 关于增强机座和箱体刚度的办法, 除了前述选用的完全封闭或仅一面敞开的 空心矩形截面及采用斜肋板等较好的结构外,还可以采用尽量减少与其他机件的 联接面数;使连接面垂直于作用力;使相连接的各机件间相互连接牢固并固定并 靠紧;尽量减小机座和箱体的内应力以及选用弹性模量较大的材料等一系列的措 施。 设计机座和箱体时,为了机器装配、调整、操纵、检修及维护等的方便,应 在适当的位置设有大小适宜的孔洞。金属切削机床的机座还应就具有便于迅速清 除切削或边角料的可能。各种机座均应有方便、可靠的与地基相连的装置。 箱体零件上必须镗磨孔数及各孔位置的相关影响应尽量减少。 位于同一轴线

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上的各孔直径最好相同或顺序递减。在不太大重要的场合,按照经验设计决定减 速器箱体具体尺寸的方法。 当机座和箱体的质量很大时,应设有便于起吊的装置,如吊装孔、吊钩或吊 环等。如需要绳索捆绑时,必须保证捆吊时具有足够的刚度,并考虑在放置平稳 后,绳索易于解下或抽出。至于箱体的实际尺寸则根据工厂实习及工厂的参考资 料在零件图中具体表示。

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5 安装、检测维修与故障处理 安装、
5.1 采煤机牵引部的安装与调试
牵引部的安装步骤如下: (1)侧立箱体,清洁箱体内壁,并清洗要安装的零件。 (2)各大齿轮从端盖孔放入箱内,滚入要安装的地方。 (3)将各轴通过端盖孔穿入,并在两端安装密封、轴承、档圈,而最后上端盖。 (4)马达齿轮出轴安装液压制动器。 (5)牵引部与行走箱用对联好。 (6)用吊车吊起,正方,安装行星机构,保证活动灵活,无卡死。 (7)用液压螺栓把牵引部跟电控箱和泵箱连接好。 维修时的拆卸与此相反。安装好后和其他部件组装成采煤机,并注入油脂至规定 要求,启动采煤机,检验把手和其他部件的灵活性和可靠性。同时对牵引部进行 性能试验和牵引部正反方向的移动试验。

5.2 牵引部的维修与检修
为保证采煤机的正常运转和设备的完好,充分发挥采煤机的效能和延长机器 的使用寿命,因此必须加强对采煤机的维护和检修。 维护主要是“四检”和“三修” ,即:班检、日检、周检和月检,小修、中 修和大修。

5.2.1 牵引部的维护 牵引部的维护
牵引部的维护主要是对液压制动器的维护。如果油压较高或操作频繁、活塞 处可能发生少量漏油现象。

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液压制动器每周检查一次。卸下底部的螺钉,如有漏损,则说明活塞密封损 坏,必须更换,同时要检查油封有无损坏。

5.2.2 牵引部的检修
检修必须严格执行,定期强制检修。 小修是在工作运行期间,维持采煤机牵引部的正常运行和完好。主要包括更 换个别小零件和注油。包括采煤机其他部分的检修为一个月。 中修是在完成一个工作面以后,整机上井定期检查和调试。对牵引部进行解 体、清洗、检验和换油。根据磨损情况更换密封圈和零件;一般为四到六个月。 采煤机运行 2-3 年产煤 80-150 万吨以后,如果其主要部位磨损超限,整机性能 普遍下降,并且具有修复价值和条件的,可以进行以恢复其主要性能为目的的整 机大修,大修周期为 2-3 年。 1)日检在日常使用中,应及时维护检修以下各项: (1)电机、磁力启动器、电控箱、电缆等电气部分运行是否正常,接地是否正 常,托缆架装置是否完好。 (2)机器温升、噪声、传动件、各把手、压力表等是否正常。 (3)连接及紧固件是否松动、开焊、脱位等。特别是齿轨组连接是否牢固,齿 轨的注销是否开焊。 (4)各水、油管路、接头、法兰、接合面、出轨处等是否有渗漏,各油位油面 是否正常,各润滑点是否按规定注油。各过滤器是否堵塞。 (5)截齿磨损及丢失情况,及时更换磨损严重者和补装丢失,驱动轮和齿轨轮 的润滑情况。 (6)喷雾、喷嘴是否通畅。 (7)应特别注意保护液压油箱内腔清洁,注意传动油不被污染、弄脏,定期更 换滤芯和油液。

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2)月检:除按日常检查项目进行外,还包括打开大盖,检查所有机件,察看运转 件磨损情况,应特别注意仔细检查:各液压件及管路、接头漏损情况,但检查前 必须采取有效措施,防止煤尘及污物进入油池。否则,不准打开盖板。 3)季检:除按日常及月检项目进行外,还包括易损件、换油,检查各传动间隙磨 损情况,电机绝缘情况等。 4)采完一个工作面后应整机升井大修。 5)采煤机是采煤工作面关键设备之一,它的运行状况直接影响采煤工作面的生 产。采煤机的可靠性除了与设计、制造质量有关外,日常使用和维护保养状况, 对机器的可靠性也有重要影响,因此,必须对采煤机进行精心维护。

5.3 采煤机牵引部的故障分析和处理
5.3.1 故障分析处理的原则依据
由于检查不周、维护不良、违章操作等各种原因,均会导致采煤机许多意想 不到的故障,如何正确判断这些故障并及时排除,对发挥机器的效能关系很大。 要正确处理故障,首先,要认真阅读有关的技术资料,弄清结构原理;然后,了 解表现形式,据此分析故障产生的原因;依据由表及里,由外到内的原则,制定 出排除故障的顺序,并依次检查各元件直道最后查出故障的部位。排除故障要遵 循既要恢复主要性能,不影响机器正常工作同时也要考虑经济的原则。

5.3.2 处理故障的步骤
1)了解故障的表现和发生经过 对于故障的情况可以直接观察了解也可以借助各种仪器进行检查测试。取得 确定的数据资料,以便进行分析研究。. 2)分析故障原因

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分析故障原因时,要在熟悉机器的结构和动作原理的基础上,结合有关故障 的具体情况来分析可能的原因,最后作出判断。 采煤机的故障可能发生在机械部分,也可能发生在液压部分还可能发生在或 冷却、喷雾部分 机械方面的故障可能是属于连接件方面的,如因联接松动、联接件断裂或脱 落引起相关机件相对位置的变化而造成的故障,这是最为主要的,也有可能是连 接件的或润滑粉那个面导致的问题等等。 液压部分的故障可能是机械方面的故障,如机件松动磨损、粘结、变形或断 裂等也可能是液压传动方面的问题,如因密封失效而漏油、串油或进气,以致压 力上不去,导致流量不够或运转不稳定等情况;当然还有可能是液压油方面的故 障。 电器气件的故障可能是电气元件的机构的失灵或机件损坏;也可能是电气元 件的绝缘失效、短路、接地等;还有可能是主回路控制回路内的接点接触不良, 或断线、脱焊等等。 3)做好排除故障前的准备工作 排除故障前,要先把情况了解详细,原因分析清楚,并把需要的工具、备件 和材料准备齐全,同时还要把场地周围和其他准备工作做好。 4)故障排除 故障排除时,要牢记机件的拆装位置和拆装顺序。安装时要注意机件位置是 否正确,连接是否牢固,连接件是否齐全等。作业中要注意环境清洁,严防杂物 落入箱内。各种故障应当根据实际情况具体分析处理。

5.3.3 常见故障分析与处理
常见故障及其可能原因及处理方法见表 5-1 表 5-1 液压牵引采煤机牵引部常见故障判断细则

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故障现象 牵引速度低

可能原因 1. 管路漏油 2. 油马达或主油泵泄露 3. 主油泵调节机构不正确 4. 过滤器堵塞

处理方式 1. 拧紧或更换 2. 更换 3. 重调至要求 4. 清洗或更换 更换

高压表频繁跳 动 补油回路泄油

主泵柱塞卡死,复位弹簧断裂

1. 背压阀整定值低 2. 管油漏油

1. 重调至要求 2. 拧紧或更换 调整漏油处 拧紧或更换 重调或更换 重调或更换

工作油温不正 常, 主牵引链轮 一转就停 牵引力超载采 煤机不停 牵引部发出异 常响声 牵引部油乳化

主油路漏油 1. 去高压安全阀管路漏油 2. 高压安全阀失灵或漏油 保护油路失灵

主油路系统不正常

加油,排空气,拧紧,更换

油中进水 1. 冷却器漏水 2. 牵引部上盖密封不严渗水 3. 湿空气吸入 4. 油质低劣 更换 换密封,涂密封胶 定期排水 更换油液

牵引力太小

1.主油管路漏油 2.油马达泄露过大 3.冷却不好 4.安全阀设置过低

拧紧、更换密封件 更换 调定供油水压 重新整定

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5.补油量不足 6.液压油不合格 补油压力低, 补 油泵排量不足 1. 滤油器堵塞 2. 补油泵漏孙严重 3. 油面低

清洗滤油器或更换 更换合乎规定的液压阀
清洗或更换 更换 注油至要求

5.3.4 磨损检测
磨损片的磨损检测为四周一次。新液压制动器的间隙为 2.65mm,使用一段时 间后,其间隙达到 6mm,应及时更换摩擦片。 检测磨损时,必须卸下螺钉,把一个 M8 的螺纹销端部的释放和制动状态下的 距离,两者之差,即为磨损片的间隙。测完后取出螺纹销,装上螺钉。

5.3.5 采煤机井下操作
井下操作有每班配备的、经过专门训练合格的两名司机进行。各班要认真执 行交接班制度。 1)操作前的检查:工作前要对机器运转环境如煤壁、顶板、支护、配套设备 等进行检查,发现问题及时处理,并做好对机器的如下检查: (1) 截齿是否齐全完好、牢固可靠。 (2) 个把手按牛是否齐全、灵或可靠。 (3) 油位是否符合要求,不足是添加。 (4) 各紧固螺栓要齐全,不松动。 (5) 电缆、水管、油管是否磨损及泄露。 (6) 运输机是否铺设平直。 (7) 拖缆架是否卡挂。 (8) 供水是否正常,否则不得开机。

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(9) 滚筒前后两米以内不得站人。 2) 试运转中的注意事项) (1)各部分运转声音及发热是否正常。 (2)结合面、出轴处、盖、管路等有无渗漏。 (3)压力表指示是否正常,指针有无不正常抖动。 (5)调高及牵引是否正常 3)操作顺序: (1)送电、磁力启动器合闸。 (2)合上隔离开关。 (3)合上截割部离合器。 (4)发信号给工作面运输司机并解锁,使运输机启动。 (5)给水冷却喷雾 (6)分别启动电机使滚筒正常运转 (7)调采高到合适高度 (8)选择牵引方向并慢慢调速到合适速度 4)机器运转时的注意事项: (1)注意滚筒运转情况,机道有无阻碍,机器声音、牵引力(压力表)大小, 拖缆带卡挂现象等。 (2)严禁滚筒在不运转情况下牵引或调高。 (3)停运输机、停水时,机道有大块障碍,支柱影响通过电机闷车,夹石过硬 或其他有碍机器正常运转情况等时,应立即停机,处理后方可开机。 (4)注意顶板支护情况,人员位置,确保生产及人身安全。 5)停机顺序: (1)牵引调速换向手把打回零位,紧急停车后也要把此手把回零。 (2)停止电动机、运输机。

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(3)停水。 (4)拉开截割部离合器。 (5)拉开隔离开关。

5.3.6 操作注意事项
1)采煤机司机必须经过培训,在了解机器机构性能后方可操作;严禁未经培训 和对机器结构性能不了解的人员进行操作。 2)开机前,必须检查个操作手把的位置是否正确,特别应注意截割部齿轮离合 器手把的定位销是否可靠插入销孔, 如若不然, 必须将其插入孔内, 以免损坏 齿 轮。 3)开机前,必须检查机器附近有无人和障 6 碍物,务必在确认无人和障碍物时, 才可以启动。 4)启动电机前,必须先供水;停机后才可以断水,无水不允许启动电机。 5)正常情况下,不允许随意打开个各部件的盖子,尤其是液压泵的上盖,以保持 油池内油液的清洁度。 6)操作时,应该随时注意机器各部件的工作状况,特别是滚筒的截割位置,防 止滚筒割底,割支柱顶梁,丢顶和漂底等现象产生。 7)工作中应该经常注意机器的油位、油温、和运转声响,发现异常温升或声响, 应该立即停车检查原因,在未查明原因前不得开车。 8)司机操作时,根据工作面条件和其他设备的运行情况,选择适当的牵引速度, 不得盲目开快车,以尽可能防止闷车。 9)不得在齿轮转速较高时,脱离或合上离合器,一般情况下用隔离开关停电机。 10)换班时,必须将离合器手把打到离的位置,使滚筒处于非工作的状态;隔离 开关手把拨到“分”的位置;调速换向牵引手把处于零位。 11)机器工作时,司机应随时注意机身外的油管和水管,防止憋卡,如发现漏油

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和漏水情况必须及时认真处理。 12)机器长期停机之后开车,或更换液压元件后,必须用手压泵进行充油,以排 除液压回路中的空气。

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结语
本设计是设计采煤机的牵引部传动系统,在了解了采煤机的原理和结构后, 并通过在矿上的亲身实习,对采煤机有了一个深刻的了解同时参阅了大量的资 料,参考以前采煤机在实际使用中发生的问题,进行了本设计。 回顾以前三年多的基础知识学习,才发现学以致用的重要性。毕业设计就是 理论联系实际的大检验,通过她发现了自己的不足之处;锻炼自己发现问题、分 析问题、解决问题的能力,为以后的工作打下坚实的基础。本设计主要是针对 MG150/375-W 型采煤机的牵引部传动系统的设计。 随着科技的发展和对能源需求的不断增长,相信采煤机一定能不断的改进, 向着自动化控制、 故障诊断等方面发展。 随着国家对煤矿机械化、 自动化的改造, 采煤机将会有一个更大的发挥空间,为国家经济建设、改善工人工作条件、提高 生产效率等方面做出更大的贡献。 通过这次毕业设计,不仅了解了采煤机设计方面的许多东西,而且学到了如 何运用图书资源和网络资源,了解了设计的步骤,同时也学到了老师严谨治学的 态度。这些对于我们马上走上工作岗位打下了良好的基础。由于本人能力有限, 希望评阅老师对于本设计中的不合理之处指出并不啬赐教。

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致谢
本次毕业设计是在高国富老师的悉心指导下完成的,从设计的选题, 、设计 过程到论文的撰写,他都投入了大量的精力与心血。 此次毕业设计中,我所在的小组设计的题目是新型液压牵引采煤机设计,在 整个过程中,指导老师高国富老师付出了很大的心血,从日程表的制定到煤矿考 察实习,从图纸的绘制到说明书的整理与审阅,都在高老师的指导下有条不紊的 进行。 在整个设计过程当中,高国富老师给予了我以及其他组员们无微不至的关怀 和帮助,他认真严谨的治学态度和渊博的知识都深深的感染了我,他还几次从出 差地专门赶回来给我们指导。由于高国富老师的这些努力,才保证了我们毕业设 计的顺利进行。高老师具有渊博的专业技术知识,他严谨务实的学术精神也在深 深感染着我们。为我们今后的生活和工作提供了很好的楷模。在此,我要向高国 富老师致以最衷心的感谢! 在此次毕业设计中,还有好多热心的同学以及同组的组员给与我我大量的帮 助,在此也向他们表示感谢。 感谢各位学者、答辩老师在百忙之中评阅我的毕业设计!

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参考文献: 参考文献:
1. 陶驰东 采掘机械 北京 煤炭工业出版社,1993 2. 李昌熙,沈三立,高荣 采煤机 北京 煤炭工业出版社,1992 3. 王晓东,周鹏翔 轴系部件设计 北京机械工业出版社 4. 成大先 机械设计手册 北京 化学工业出版社, 1999 1989

5. 综采技术手册编委会,综采技术手册(上) ,北京 煤炭工业出版社 1997 6. 李连祝,葛世荣 矿山机械可靠性设计 北京 煤炭工业出版社 1994

7. 刘春生,滚筒式采煤机机理设计基础 徐州 中国矿业大学出版社 2003 8. 于文景 李富群 现代化煤矿机械设备安装调试、运行检测、故障诊断、维 2003

修保养与标准规范全书 北京 当代中国音像出版社

9. 方慧文 国内采煤机齿轮技术现状与发展趋势 煤矿机电 1998 10. 刘凤臣 高福礼 李玉明 采煤机械减速器的润滑方式 煤矿机械 2002 1999

11. 羌林先 李桂柯 采煤机故障诊断与分析 煤炭技术

12. 王旭 王积森 机械设计课程设计 北京 机械工业出版社 2003 13. 无锡盛达机械制造有限公司 MWG160/372-W 型滚筒式采煤机产品说明书 2000 14. 中国矿业学院机电系,双滚筒采煤机,煤炭工业出版社 1919 全国煤炭技工教材编审委员会 采煤机 煤炭工业出版社 15. 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 机械设计 2005 16. 全国煤炭技工教材审编委员会 采煤机 煤炭工业出版社 2000 2000

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