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电磁换向阀阀芯不动作，如何判断是电气故障还是液压故障？
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公司液压设备不动作，供油压力正常下，电磁换向阀插头灯有亮，阀芯不动，手捅电磁换向阀应急操作按钮，设备又可以正常工作，且此后即恢复正常。电气人员认为是阀芯卡了，液压人员又认为是电气问题，为此经常扯皮。
有什么好方法可以快速准确判断到底是液压问题还是电气问题？请各位都说说。
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电气人员的认为是对的
液压泵 负载敏感 整体式全钢结构多路阀
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应该是阀芯卡了,油液中有杂质或阀芯发生液压卡紧.
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有一种测电磁线圈的电笔，如果有电且线圈正常则灯亮 否则就不亮，不亮的话一般就是机械问题，没有这种笔那就用万用表测一下线圈是否完好
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阀卡了！因为如果是电磁铁出了问题，那这个问题是不可恢复的，你手捅后，能正常工作了，证明电磁铁能正常工作，而阀卡是可能通过手捅解决的
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当时你们就可以测那个阀头的信号啊
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可以用螺丝刀之类的东西看看线圈是否有磁性，或者将2个电磁阀的控制线路反着试下
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引用第5楼gwm119于 19:41发表的&&:
阀卡了！因为如果是电磁铁出了问题，那这个问题是不可恢复的，你手捅后，能正常工作了，证明电磁铁能正常工作，而阀卡是可能通过手捅解决的
24V线圈的推力与手捅的力相比哪个大呢？实验证明：当电磁阀一端电磁铁通电（电压24V）时，从阀的另一端手捅是根本捅不动的。
另外，电磁铁本身可能没有问题，但线路、插头都有可能接触不良导致电磁阀无法正常工作。我们遇到过这样的情况：线圈插头灯有亮，但阀端部无吸力，然后用手拍了下插头就恢复正常了。
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一、测电流、电压和电磁线圈的电阻。二、拆检阀芯。很简单的事怎么可能相互推？
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9楼正解，测电压，另外检查油液温度，超过60度也会产生阀芯卡阻。另外检查油品清洁度。
一切都在好转。。。。。。
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主要是液压卡紧，若线圈有问题，是不可恢复的，线圈要么通，要么不通，要么短路。
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一般是阀芯和弹簧的问题
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液压阀卡住的可能性比较大
不渴望能够一跃千里，只希望每天能够前进一步。
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就三个可能的原因而已，一个是油液不净导致阀芯卡阻，再一个就是电磁铁已经损坏了，再就是电插头没有连紧！！
& & 我就不明白了，这么简单一个事情，还推过来推过去的！
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用万用表测一下线圈，如果没问题，再测一下插头，再没题。。就是阀得问题了
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以前也遇到过这样的问题
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一个人做的了的事&&换两个人还推卸责任来了
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我遇到过一个问题，电磁阀有时好有时不好，可以先测一下电阻，和新阀比较下，当时我们测量结果是线圈电阻过大。如果电阻正常估计就是阀卡了，捅了后把垃圾冲跑了
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如果是直流电磁铁，可能是正负极接反了，倒一下线头；如果是交流电磁铁，可能是电磁力不足，应该是电压不足或者是电磁铁吸力不足，查找线路。
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电气上测电流、电压；液压上拆除阀芯看是否有杂质等！
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电磁换向阀插头灯亮，只说明插头已带电，若电磁线圈有温升等反映，则说明控制电路正常，就应在阀上查找阀芯不动的原因。
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中级工程师, 积分 2419, 距离下一级还需 2581 积分
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机械故障占得比重大，主要是阀芯卡死，电器问题可能性较小。
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捅手动电磁阀手动应急按钮，戳下后不能回复，或者直接戳不动就说明阀芯卡死了
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阀芯卡死了
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8楼说的差不多。是否可以拆下电磁阀通电看看是否动作灵活？如没问题，就是油质脏。
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这个的确是一个很纠结的问题啊！我也是经常碰到这个问题！很难界定！一般来说，液压的问题较多些，也不排除电气问题！
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万用表测一下插头信号和线圈电阻若都正常就是阀芯卡阻。
学无止境、日积月累
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4楼和5楼的办法都可以。
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先捅，直接捅不动或捅后能电气换向说明是阀卡的问题，否则是电气问题
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采煤机摇臂时升时降的原因是什么?
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我有更好的答案
采煤机司机的日常维护内容采煤机司机日常维护的内容除按班检内容进行外，还有下列主要内容：1．按润滑图表、卡片的要求，检查、调整各腔室油量，对有关润滑点补充润滑脂。2．检查处理各渗漏部位。3．检查液压系统压力、流量情况，观察有无泄漏，动作是否灵敏、准确、可靠。4．检查供水系统零、部件是否齐全，有无泄漏、堵塞，要确保水路畅通、雾化情况良好。5．检查滚筒端盘、叶片有无开裂、严重磨损及齿座短缺、损坏情况，发现有较严重问题时应考虑更换。6．检查紧急制动装置的可靠性。7．检查电动机与各传动部位温度变化情况，如发现温升过高，要及时查清原因并处理好。8．试运转检查各运转部位的声音是否正常，发现异常要查明原因并处理好。采煤机司机岗位规范单
位 综采队 岗位名称 采煤机司机 编
号 NLRK -06-10任务描述 操作采煤机所需工具和设备：瓦斯便携仪、遥控器、矿灯所需个人防护用品：工作服、矿工靴、自救器、安全帽、手套、防尘口罩、护目镜安全要点 1.开机前，注意两巷及工作面危险区，防止冒顶、片帮伤人。2.开机前，必须认真检查煤机各个部件，确保煤机完好后方可开机。3.开机前，警告所有现场人员，确认安全后方可开机。4.不准用采煤机拖拉、推拉、起吊其他设备和物件。5.在进行检修和维护工作时，必须切断采煤机电源，闭锁刮板输送机，伸出支架护帮板。6.生产作业中，严禁采煤机司机在支架立柱前操作煤机遥控器（仰采）。7.割煤时有人员通过，必须停止采煤机割煤。8.割煤时注意滚筒的工作状况，防止滚筒甩出煤矸伤人。9.停机时，要把煤机停在安全位置。责任范围 1.负责当班的工程质量。2.负责完成当班的生产任务。3.配合支架工保证顶板支护的及时、可靠。4.负责采煤机日常点检。岗位标准 岗位技能 熟练操作采煤机，并能处理一般故障。工作内容与要求1.操作前检查：1.1.必须认真检查拖移电缆的绝缘是否有破裂、损坏现象，发现问题及时处理。1.2.必须认真检查采煤机各手把、按钮、旋转开关是否灵活、可靠，检查各电气元件是否正常。1.3.检查采煤机是否有缺失和损坏的零件，并确保控制功能正常。1.4.检查截齿之间是否有煤块、岩块和其它异物，确保滚筒转动自由，割煤正常、可靠。1.5.严格检查截齿是否齐全、锋利，安装牢固。对缺少的、磨损的截齿必须增补、更换。1.6.认真检查液压油位，检查摇臂及牵引减速箱的润滑油位。1.7.检查遥控器上及机身上设置的急停开关功能是否正常,并检查所有控制开关的动作是否正常。1.8.各喷水嘴是否正常工作，检查冷却喷雾泵的工作是否正常，水流量不低于380L/min，压力不低于35bar。1.9.检查各部件间连接螺栓是否齐全、坚固、可靠。1.10.检查机组道是否畅通无阻，溜子的弯曲度，观察工作面顶底板的情况。对工作面情况全面了解，发现自已处理不了的问题及时向队里汇报。1.11.检查机组及更换截齿时，必须先将隔离开关打在“OFF”位置，必须闭锁溜子，支架伸出护帮板。1.12.在进行任何检修和维护工作时，必须断开采煤机电源。1.13.在机组无故障、无障碍物、确保人身安全的情况下，开机试运转2分钟，检查各部的运转情况。1.14.检查电动机的相位是否正确，以确保机器正常运行。相位可以通过启动泵电机并按住遥控器上箭头向上按钮来检查，如果泵电机相位不正确，摇臂将不升起，应马上停止并使相位连接合适。2.按照操作规程精心操作，保证采高，不割底割顶，保证工作面工程质量达到优良，及时清理电缆槽内煤块。2.1.采煤机割至机头机尾时，工作面顶板到顺槽顶板必须有一过渡段，以满足液压支架支护要求。2.2.端头割煤时从工作面顶板到顺槽顶板逐渐降低采高，直到和顺槽顶板衔接，并且保证过渡段的平缓。2.3.割机头、机尾三角煤时，必须保证将三角煤割透，保证顺槽底板到工作面底板平缓过渡。2.4.采高要保持在作业规程规定的范围内，顶煤厚度留设不大于500mm。2.5.顶底板要割平，煤壁台阶高度不得大于25cm，长度不得超过1m。2.6.必须保证采煤机滚筒截齿完好无缺，割煤时如发现截齿丢失、严重磨损等现象时，应及时停机更换截齿。2.7.工作面遇有坚硬夹石和硫化铁夹层时，如能降低采高通过则降采高通过，否则要放震动炮，不得用采煤机强行截割。2.8.工作面顶板破碎时，应降低牵引速度，落前滚筒割底煤，升后滚筒割煤到采高2／3处时，追机及时移架支护顶板，再按正常程序割煤。3.工作中途停机，及时将设备保持干净卫生并检查截齿和润滑情况，及时更换损坏件和搞好设备的润滑工作。4.积极配合班中其他人员搞好标准化工作，做到文明生产。采煤机司机作业标准规程一、 首要标准未经准门培训，未持有合格证人员不得操作采煤机。二、 一般规定1、 采煤机所有电气、液压保护装置必须灵敏可靠，严禁甩掉不用，特殊情况下应制定安全措施报矿总工程师批准，但不允许长期无保护运行。2、 坚持巡回检查，严禁带病运行。3、 不准用采煤机牵拉、推顶、托吊其他物件，更不准用采煤机破矸石或其他铁器。4、 凡有下列情况之一者，不准开采煤机：（1）、无冷却水或水量达不到要求；（2）遇到坚硬夹层超过煤机截割硬度标准；（3）刮板输送机出现急弯；（4）采高低于“作业规程”要求。三、 开机准备1、 检查采煤机各部螺栓是否齐全、紧固；滚筒截齿是否齐全；行走轮是否良好，调高千斤顶销轴及挡板是否齐全。2、 检查各操作手把、按钮是否灵活、可靠。3、 检查滚筒内外是否畅通无阻，冷却水是否有渗滴现象。4、 检查油标指示装置是否正常，否则加油。5、 检查真空表读数是否在3～10水柱∕英寸，否则更换吸液过滤器。6、 检查跟机电缆卡子是否完好，严禁电缆受力运行。7、 在检查机器特别时滚筒时，必须将煤机隔离开关手把、截割部离合器手把打在零位，并闭锁工作面刮板输送机后方可进行工作。8、 检查无误后，清除机道障碍并发出开车信号，通知人员离开，点动电机，待电机快停转时，挂上滚筒离合器。四、 开机运行1、 开启清水泵，启动电机并选择牵引速度。2、 严格按照“作业规程”规定，切实掌握好采高，随时注意顶、底和煤层的变化情况，底板割平。3、 司机发现截齿短缺要及时补齐，不准在无截齿的情况下工作。4、 采煤机割煤时司机要随时观察压力表、温度表、真空表以及其他各种指示信号，发现不正常指示时，要立即停机检查找出原因，严禁强行开机。5、 专人随机清理电缆槽，随时注意观察跟机电缆、水管，不得使水管、电缆承受自重以外的张力，避免砸、压、卡拉坏。6、 采煤机不得带负荷启动，也不准在过载情况下强行割煤，如发现过载要仔细分析原因，必要时滚筒脱离、退出截口，停机检查。7、 发现操作手把不灵或动作有误时，停机检查，排除故障后方可继续工作，严禁乱敲、乱砸、强行使用。8、 牵引速度要由小到大，逐渐变化，严禁猛增猛减。9、 在割煤过程中，煤机司机始终观察煤帮及支架间支护情况。五、 停机1、 一般应选择顶板完整、无淋水的位置停机、采煤机停止运转后，司机必须将所有的操作手把、隔离开关手把打在中位或断开位置上。2、 非特殊情况下，不准使用换向手把停车、正常情况下停机要先停牵引、后停电机，同时关闭冷却水路。3、 临时停机时，在电机隔离开关未停，滚筒离合器未脱离情况下，司机不得离开岗位，其他各手把应恢复到中位位置。4、 停机后如司机要暂时离开，必须将隔离开关打在断开位置，滚筒离合器手把打在脱离位置上。5、 采煤机必须在空截情况下停机。六、 安全标准1、 司机每班到达工作现场后，要对煤机周围环境进行安全确认，并按照标准做好开机前准备。2、 操作时应随时注意滚筒的位置，防止割顶、割底；3、 要随时注意电缆的拖动状态，及时处理电缆挤塞、卡、蹩、跳槽等事故；4、 注意油温及机器的运装响声，注意监测显示是否正常，如有异常现象，应立即停车找出原因；5、 停机时必须做到：隔离开关手柄回到“分”位，截割机构离合手柄要脱开，调速手把回到“零”位。6、 除紧急情况外，停机时不允许用“急停按钮”。7、 煤机运行时司机要密切注意上下滚筒周围情况，滚筒3M范围内严禁站人支架工岗位规范单
位 综采队 岗位名称 支架工 编
号 NLRK -06-11任务描述 操作支架和推溜所需工具和设备：矿灯、克丝钳、螺丝刀、扳手所需个人防护用品：工作服、矿工靴、自救器、安全帽、手套、防尘口罩安全要点 1.操作侧护板时，必须降架使顶梁离开顶板后，方可操作。2.操作支架时，必须通知支架周围的人员撤离被操作的支架，并最少隔一个支架的距离。操作时禁止人员通行。3.操作人员必须在邻架或远距离操作支架。如必须进行本架操作时，操作人员要选择好安全的操作位置，切勿被矸石、机件挤碰伤。4.推移输送机机头、转载机时，必须通知输送机机头岗位工后，方可推移刮板输送机和转载机。5.处理大块煤、矸石及杂物时，必须闭锁工作面刮板输送机。6.采煤机割煤后，应立即移架支护，距采煤机后滚筒不得超过3—5架，对于顶板破碎、煤壁片帮严重地段可超前拉架，移架后，必须伸出护帮板，顶住煤壁。7.准备检修之前，必须将所有支架的护帮板打出去，顶住煤壁。8.如遇工作面周期来压，顶板下沉量较大，出现顶板冒落、片帮严重、平衡活塞杆伸出量较大、架形结构变坏等情况时，必须超前拉架。9.当输送机停止时，不允许推移输送机。10.推移输送机必须滞后采煤机后滚筒15-20米，并且弯曲段保持在18米以上。11.设备运转时，要注意声音变化，如有异常噪音，要立即停机，找出原因，排除故障后，方可再开机。责任范围 1.负责工作面所有液压支架的移设和刮板输送机的推移及支架护帮板的打开。2.负责两顺槽超前支架的移设。3.保证工作面液压支架无挤架、咬架现象。4.负责刮板输送机在推移后成一条直线。岗位标准 岗位技能 具备熟练操作支架和推溜的技能，并能处理一般故障。工作内容与要求1.支架工作业前要按交接班制度认真检查高低压管路、PM4、连接电缆、立柱及各油缸等部件看其有无损伤，销轴、挡板的固定情况是否有变形松动现象，工作面溜子的完好情况，有问题及时汇报处理。2.按照操作规程精心操作，和采煤机司机配合好，保证工作面工程质量达到优良。3.保证刮板输送机的平整，不得出现飘溜、凹溜或局部起伏太大的现象。4.刮板输送机在推移后保证成一条直线。5.刮板输送机机头、机尾推进度保持一致，推移步距为0.8—0.865m ，确保截深、产量和工程质量。6.移工作面输送机时，不得出现急弯，除弯曲段其余部分不准出现弯曲。7.拉架时必须使支架保持一条直线。8.工作面液压支架必须及时拉架，拉架距采煤机后滚筒3—5架，如果顶板压力较大或有冒顶危险时，应及时拉架，以防止顶板继续冒落。9.移架过程中如发生顶板破碎有冒落预兆时，应及时超前拉架，以防止顶板冒落。10.移架时，要保证支架移到位，梁端距应符合规定。11.移架过程中要及时调整支架形状，如发生倒架咬架现象，需及时调整。12.移架时支架下降高度以移动支架为原则，不得将支架降架过多，以免发生咬架。在破碎顶板下必须带压移架，移架过程中应随时调整支架。13.及时伸出护帮板，随手将支架内及设备上的浮煤清理干净。14.积极配合班中其他人员搞好标准化工作，做到文明生产。刮板输送机司机岗位责任制一、刮板输送机司机熟悉本机的技术特征、安全操作规程、经培训考试合格后，持证上岗操作。二、开工前检查好本岗位地点的安全情况，按操作规程的要求检查刮板输送机的各部件。三、开机时要点动1-2次后再正常启动，防止刮板输送机内有人被拉倒或有卡链吃劲地方发生断链事故。四、在工作中司机要精神集中严谨睡觉，时刻注意信号及前部输送机的运转情况，及时开停输送机。五、对输送机各部件实行“四检”即班检、日检、同检和月检以及包机制，始终保持设备的完好状态。并有合乎质量要求、足够数量的备品备件。六、执行好“一坚守”、“二做到”“三勤快”、“四严格”、“五认真”。即：坚守工作岗位；做到设备整洁，机头、机道、机尾无浮煤、淤泥和积水；眼、腿、手勤快；严格执行操作规程，严格现场交接班，严格巡回检查，严格遵守劳动纪律；认真检查、修理、注油、清理和操作。补充： 清煤工操作规程1.整理好清煤工具，对清煤场所从外往里逐一检查安全情况，如检查巷道片帮冒顶、支护等。发现隐患，自身能处理的马上处理好，不能处理的立即向班组长或跟班干部汇报，组织协调处理好，在无隐患下进行清煤，以防发生顶板砸人等工伤事故。2.在清煤时，撤出人员，行人不清煤，清煤不行人，不准在清煤处同时干其它工作，以免伤人。3.清溜子机头、机尾、皮带处的浮煤时，停机后进行。并与溜子和皮带司机联系好，清煤工打信号开停，不准其它人打信号，以防设备伤人。4.浮煤清干净，清到实底，并且平整、整洁，符合安全质量标准化标准，不影响行人和设备正常运行，消除设备事故和人员摔、扭伤。5.清理出的杂物、物料，及时搬运到指定的地点码放整齐，或装车运走，轻拿轻放，否则影响行人或砸人。6.在清理巷道浮煤前，要先认真敲帮问顶和处理好空帮空顶。不准在端头支护不完好，放煤支架处清煤，以防煤矸、支护掉落伤人。7. 清出的火工品及时交当班本区域的爆破员处理。8.清煤结束后，经班组长或跟班干部验收，并同意允许方可离岗。
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采煤机本科设计说明书
本科生毕业设计第 1页1概 述1.1 引言 与中厚和厚煤层相比，薄煤层机械化开采存在着工作条件差，设备移动困难，煤层厚度变化、断层等地质 构造，对薄煤层设备生产性能影响大，以及投入产出比高、经济效益不如中厚煤层等特殊问题，造成薄煤层机 械化开采技术发展速度相对缓慢。采煤机械的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用取决 于煤层的赋存条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又促进了采煤方法和采煤工艺的更新。随着 大批煤矿中、厚煤层的资源开采比较多，使得资源越来越少，所以薄煤层的开采已列入煤炭资源开采的重要日 程.目前世界滚筒式采煤机有以下特征和发展趋势： 1）扩大采煤机的使用范围，不断开发难采煤层的机型 薄煤层、厚煤层、硬粘并有夹矸煤层、大倾角、破碎顶板等难采煤层的机型的发展有，开发出了薄煤层、 厚煤层、大倾角、短机身、窄机身等机型。 2）提高采区工作电压 80 年代以前，各国采区工作面设备电压多为 1000V 左右。随着综采设备向大功率发展，目前采煤机最大功 率达 1220kW ， 截割电机最大功率达 6000kW， 刮板输送机最大功率达 1125kW， 驱动电机最大功率达 525 kW， 加上工作面长度的不断增长，所以必须提高采区的供电电压，目前各国生产的大功率采煤机，其供电电压一般 为 、4160 和 5000V 等几档。 3）采用微电子技术，实现机电液一体化的采集、工况监测、故障诊断和自动控制 现代采煤机均装有功能完善的用微处理器控制的数据采集、工况监测、故障诊断和自动控制，这是代表采 煤机水平的重要标志。现代采煤机的微处理系统除了工况监测，还可以对其采集信息进行分析处理，再输出显 示、存储、控制和传输等，以实现检测、预警、保护、健康诊断、事故查询、维修指导和调度分析等多种功能。 4）贯彻标准化、系列化和通用化原则，加速开发适合不同地质条件的新机型 目前各主要采煤机生产厂家都十分重视三化原则，将采煤机各主要部件（如电动机、截割部固定减速箱、 摇臂、滚筒、牵引部、截牵箱、行走箱、牵引机构等）制定标准，作为适合不同条件的通用部件，各部件间的 连接尺寸一致。这样，就可以根据不同的地质条件的要求，很容易用积木式方法将各部件组合成新机型，以扩 大采煤机的系列和加速研制过程。 5）提高采煤机的可靠性和寿命，提高易维修性，缩短井下更换部件时间，延长大修周期，提高机器的使用 率和开机率。各国采用长臂采煤法.高产高效综合机械化采煤工作面的长度一般在 200 米以上,推进长度也在不断 加大.加长工作面的长度主要是为了减少采煤机的进刀次数,相对增加工作面有效截割时间,以提高工作面单产;延 长工作面走向长度则可减少设备的搬家次数,增加有效生产时间,提高设备利用率.长臂工作面可用弯曲刮板输送 机运煤.爆破采煤,落煤和装煤. 6）增大功率和能力 为了适应综采工作面高产、高效和在不同地质条件下快速截割煤岩的需要，不论厚、中厚和薄煤层的采煤 机均在不断增大装机功率和生产能力。 7）电牵引采煤机已成为主导机型 目前电牵引采煤机已成为德国、英国、美国、日本和法国等主要生产国的主导机型。 8）增大牵引速度和牵引力，并改进无链牵引机构 为了适应综采高产高效的要求，近代采煤机的牵引速度和牵引力都有较大的增大。 9）机器的结构布置有新的发展 近年来不断发展和研制出了多机横向布置、部件可侧面拉装的整机箱式机身、纵向布置采煤机的牵引部和 截割部合为一个部件、破碎机采用单独电动机传动、改进挡煤板传动装置、无底托架或不用整体底托架等新的 结构布置方式。 10）截割滚筒的革新和改进 截割滚筒的改进是围绕增大截深、减低煤尘、增大块煤率和提高寿命等目标进行的其主要改进有增大截深、 采用强力截齿、增大块煤率和减少煤尘生成、滚筒设计 CAD、高压水射流喷雾降尘和助切、加固滚筒结构等方 面。 长壁式采煤法所使用的机械设备按机械化程度分为:爆破采煤机械、 普通机械化采煤机械和综合机械化采煤 机械三类。 炮采工作面的机电设备较少，主要靠人力完成各项工序。破煤工序有直接打眼放炮和先掏槽后打眼放炮两本科生毕业设计第 2页种，装煤工序主要依靠人工攉煤，运煤工序依靠工作面刮板输送机来完成。 普通机械化采煤机工作面用采煤机或刨煤机和工作面刮板输送机实现破煤、装煤和运煤工序的机械化，用 单体支护设备实现人工控制顶板。 综合机械化采煤工作面将各种相对独立的机电设备合理的组合在一起，在工艺过程中协调工作，使采煤工 作面的破、装、运、支全部工序实现机械化。 1.2 我国采煤机的发展进程 1.2.1 我国综合机械化采煤的起步阶段 我国综合机械化采煤的 60 年代初，在顿巴斯-1 型采煤机基础上，我国开始自行研制生产采煤机。这类薄煤层滚筒采煤机主要有 MLQ 系列采煤机，如 1964 年生产的 MLQ-64 型， 1980 年生产的 MLQ-80 型浅截石单滚筒采煤机，另外还有 MLQ3-100 型采煤机。 。 煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的 MD-150 型双滚筒采煤机，另一方面 改进普采配套的 DY100 型、DY150 型单滚筒采煤机；70 年代中后期，制造出 MLS3-170 型双滚筒采煤机。20 世纪 70 年代我国采煤机的发展有以下特点： 1．工作可靠性较差 我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。 2．装机功率小 例如，MLS3-170 型双滚筒采煤机，装机功率 170KW；KD-150 型双滚筒采煤机，装机功率 150KW；DY-100 和 DY-150 型单滚筒采煤机，装机功率 100KW 和 150KW。 3．有链牵引，输出牵引力小 此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在 200KN 以下。 4．牵引速度低 由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过 6m /min 。 5．自开切口差 由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤 机更是如此.。 1 .2 .2 采煤机兴旺时期 70 年代至 80 年代初期,我国自行研制开发了中小功率薄煤层滚筒采煤机。 比较典型的有山东煤研所和淄博矿 务局研制的 ZB2-100 型单滚筒骑输送机采煤机。ZB2- 100 型采煤机装机功率 100kW 链牵引，牵引传动方式为液 压调速加齿轮减速。牵引力 90kN，牵引速度 0~2.4m/min，采高 0.75~1.3m、煤质硬度为中硬以下的缓倾斜薄煤 层 解决难采煤层的问题是 20 世纪 80 年代重大课题之一：具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制： 大倾角综采成套设备的研制： “三硬”“三软”4．5m 一次采全高综采设备的研制：解决短工作面的开采问题， 、 短煤臂采煤机的研制 80 年代，我们在引进了德国、英国等采煤机生产技术的基础上，自主开发和制造适应我国 不同的煤层条件的滚筒式采煤机系列产品，并在 90 年代中期初步完成了主导机型，由液压牵引采煤机向电牵引 采煤机升级换型工作。1980 年，黑龙江煤矿机械研究所和鸡西煤矿机械厂共同开发出 BM 系列骑输送机滚筒采 煤机，其中 BM-100 型双滚筒采煤机，性能良好，能自开缺口、强度高、工作可靠，在我国薄煤层采煤中广泛应 用。但是用双滚筒采薄煤层，结构较复杂，机身又长，所以使用不便，于是又生产出更加简化的 BMD-100 型单 滚筒薄煤层采煤机。 据初步统计，20 世纪 80 年代自行开发和研制的采煤机品种有 50 余种，是我国采煤机收获的年代，基本满 足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20 世纪 80 年代采煤机的发展有如下特点： 1.无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全 在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公 司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠 拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此， 得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。 2．重视采煤机系列的开发，扩大使用范围 20 世纪 70 年代开发的采煤机， 一种类型只有一个品种， 十分单一，覆盖面小， 很难满足不同煤层开采需要。 20 世纪 80 年代起重视系列化采煤机的开发工作，一种功率的采煤机可以派生出多种机型，主要元部件在不同功 率的采煤机上都能通用，这样不仅扩大了工作面的适应范围，而且便于用户配件的管理。采煤机系列化是 20 世本科生毕业设计第 3页纪 80 年代采煤机发展中非常突出的特点。 3．元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高 总结 20 世纪 70 年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关 内容为：主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进 技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题：液压系统和 液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在 20 世纪 80 年代中期，把斜轴 泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入 重点攻关内容。 我国薄煤层采煤机经过 40 多年的发展，技术已趋成熟。但一个突出的问题是目前我国薄煤层采煤机为方便 设计，在行走机构上均采用中厚煤层采煤机所用的相关参数，例如销排节距，一般大都采用 126mm。这样做虽 能保证其正常运行，但其强度余量过大。以 MGN132/316-DW 型薄煤层采煤机为例其最大牵引力为 37t，每个牵 引部牵引力仅为 18.5t，而现用销排强度约达 60t，可见其销排强度的余量过大。实际上其使用的还是沿用中厚煤 层采煤机所用的销排，从而薄煤层采煤机的行走机构尺寸较大，采煤机机面高度降不下来，影响了薄煤层采煤 机的适用性。另一方面，与薄煤层采煤机配套的现用输送机、液压支架等也是根据销排尺寸来设计的，同样尺 寸较大，这样造成采煤机价格较高，不利于薄煤层采煤机的应用推广。因此，为了使薄煤层采煤机得到进一步 的推广和发展，在减小采煤机行走机构的参数、降低采煤机机身高度的同时，设计和开发适合薄煤层开采所需 要的工作面输送机和液压支架也已变得迫在眉睫，这将推进采煤机制造业的进一步发展。 1 .2 .3 电牵引采煤机发展的时代 进近几年来，我国薄煤层采煤机得到了很大的发展，但在质量和寿命和高新技术应用等方面与国内大型采 煤机，特别是与国外采煤机相比，还存在较大的差距。主机用原材料、关键零部件、轴承、密封件、电机、电 气元件、液压元部件等都存在较大的差距。这些问题造成了我们的产品可靠性不高，寿命较低。如采煤机齿轮 寿命国内 5000h，而国外为 2 万 h，仅为国外同类产品的 1/4，很简单的带式输送机托辊，国内最好产品的寿命 达到 3 万 h，而国外同类产品寿命可达 9 万 h。国外综采工作面采煤机一般都装有自动监控、诊断、数据传输、 无线电遥控装置，不仅操作方便,而且能通过诊断装置预先发现故障并及时排除。 20 世纪 90 年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发 展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是： （1）高性能电牵引采煤机：电牵引采煤机的研制从 20 世纪 80 年代开始起步，20 世纪 90 年代全面发展， 电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入 20 世纪 90 年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中 推广使用，上海分院先后开发成功 MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD 和 MG450/1020-WD 等采煤机，变频调速箱可以是机载，也可以是非机载。另外派生出 8 种机型，都已投入使用， 取得较好的效果。 太原矿山机械厂在引进英国 Electra1000 直流电牵引全套技术的基础上， 开发出 MG400/900-WD 和 MG250/600-WD 型两种电牵引采煤机，鸡西煤机厂、辽源煤机厂也开发了交流电牵引采煤机。 （2）大功率高参数的液压牵引采煤机：最具代表性的机型是 MG2X400－W 型采煤机。 在装备高产高效工作面时， 把目光移到国外， 进口国外先进电牵引采煤机。 如神府华能集团引进美国的 7LS、 6LS 电牵引采煤机； 兖州矿业集团公司引进德国的 SL-500 型和日本的 MCLE-DR102 型交流电牵引采煤机， 但由 于价格昂贵，故引进数量较少,国产电牵引采煤机虽然发展速度很快，但在性能和可靠性上与世界先进国家的 I 采煤机相比，还存在较大的差距，所以一些有实力的矿务局, 回顾这 30 多年我国采煤机发展的历程，走的是一 条自力更生和仿制引进结合的道路，也是一条不断学习国外先进技术为我所用的发展道路，从 20 世纪 70 年代 主要靠进口采煤机来满足我国生产需要，到近年几乎是国产采煤机占我国整个采煤机市场，这也是个了不起的 进步。 1.液压紧固技术的开发研究取得成功 采煤机连接构件经常松动是影响工作可靠性的重要因素，而且解决难度较大，液压螺母和专用超高压泵， 在电牵引采煤机中得到推广应用，防松效果显著，基本解决采煤机连接可靠性的问题。 2.多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流 我国开发的电牵引采煤机，一般都采用横向布置。各大部件由单独的电动机驱动，传动系统彼此独立，无 动力传递，结构简单，拆装方便，因而有取代电动机纵向布置的趋势。 3.我国采煤机的主要参数与世界先进水平的差距在缩小 在装机功率方面，我国的液压牵引采煤机装机功率达到 800KW，电牵引采煤机装机功率达到 1020KW，其 牵引功率为 2X50KW，可满足高产高效工作面对功率的要求。在牵引力和牵引速度方面，电牵引的最大牵引力 已达到 700KN，最大牵引速度达 12．56m/min,微处理机的工矿监测、故障显示、无线电离机控制等方面已达到本科生毕业设计第 4页较高技术水平。 80 年代以来，滚筒式采煤机在结构、性能参数、可靠性和易维修性上都有很大的改进。归结起来，滚筒式 采煤机有以下特征和发展趋势： 1 .2 .4 国际上电牵引采煤机 整机结构特点为机身3 段式, 两边传动部分为铸造箱体结构, 中间电气部分为焊接框架结构, 摇臂为分体 联结, 左右对称通用, 可满足不同的配套要求; 牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列, 电枢采用微机控 制, 励磁采用串联, 既能满足四象限运行, 又能满足双牵引, 趋于负载均衡, 目前正全力发展交流电牵引。 美国乔 依公司从3LS～7LS , 机身为3 段焊接结构形式, 摇臂为分体联结、左右通用, 牵引部电气传动系统为2电机串激 串联, 目前已开始投入使用7LS 交流电牵引采煤机。 日本三井三池公司RD101101 和RD102102 均为交流电牵引 采煤机, 其结构形式为以前的截割电机布置在机身的传统结构形式, 机械传动和联结相当复杂。 80 年代以来, 世界各主要产煤国家, 为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要, 积极 采用新技术, 不断加速更新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。 其中, 最具代表的是英国安德森的Eiect ra 系列, 德国艾柯夫的SL 系列, 美 国乔依的LS 系列和日本三井三池的MCL E2DR 系列电牵引采煤机。 这些采煤机, 体现了当今世界电牵引采煤机 的最新发展方向。 电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点: (1) 装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加 为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要, 不论是厚、 中厚和薄煤层采煤机, 均在不断加大装机功率(包括截割功率和牵引功率) 。装机功率大都在1000kW 左右, 单个 截割电机功率都在375kW以上, 最高达600kW。直流电牵引功率最大达2 ×56kW , 交流电牵引功率最大达2 × 60kW。 (2) 电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型 世界各主要采煤机厂商20 世纪80 年代都已把重 点转向开发电牵引采煤机, 如德国艾柯 夫公司是最早开发电牵引采煤机的, 80 年代中后期基本停止生产液压牵引采煤机, 研制出EDW 系列电牵引采 煤机, 90 年代又研制成功交流直流两 用的SL300 , SL400 , SL500 型采煤机。美国乔依公司70 年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机, 80 年代先后推出3LS , 4LS 和6LS 3 个 新机型, 其电控系统多次改进, 更趋完善。英国安德森公司80 年代中期先后开发了EL ECTRA1000和EL ECTRA 薄煤层电牵引采煤机。日本三井三池公司80 年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机, 最具代表的是MCL E2DR101101 , MDL E2DR102102 采煤机, 为国际首创。法国萨吉姆公司 在90 年代也已研制成功Panda2E 型交流电牵引采煤机。交流电牵引近几年发展很快, 由于技术先进,可靠性高、 简单, 有取代直流电牵引的趋势。自日 本80 年代中期研制成功第1 台交流电牵引采煤机,至今除美国外, 其它国家如德国、英国、法国等都先后研制成 功交流电牵引采煤机, 是今后电牵引采 煤机发展的新目标。 (3) 牵引速度和牵引力不断增大 液压牵引采煤机的最大牵引速度为8m/ min 左右, 而实际可用割煤速度为 4 ～5m/ min , 不适应快速割煤需要。电牵引采煤机牵引功率成倍增加, 最大牵引速度达15～20m/ min , 美国 18m/ min 的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1 台经改进的4LS 采煤机的牵引速度高达2815m/ min。 由于采煤机 需要快速牵引割煤, 滚筒截深的加大和转速的降低, 又导致滚筒进给量和推进力的加大, 故要求采煤机增大牵引 力, 目前已普遍加大到450～600kN , 现正研制最大牵引力为1000kN 的采煤机。 1 .3 国内的电牵引采煤机 国内的 我国从20 世纪80 年代末期, 煤科总院上海分院与波兰合作研制开发了我国第1 台MG3442PWD薄煤层强力 爬底板交流电牵引采煤机, 在大同局雁崖矿使用取得成功。 借助MG3442PWD 电牵引采煤机的电牵引技术, 对液 压牵引采煤机进行技术更新。第1 台MG300/ 6802WD 型电牵引采煤机是在鸡西煤矿机械厂生产的MG300 系列 液压牵引采煤机的基础上改造成功, 并于1996 年7 月在大同晋华宫矿开始使用。与此同时, 在太原矿山机器厂 生产的AM2500 液压牵引采煤机上应用交流电牵引调速装置改造MG375/8302WD 型电牵引采煤机。截止目前, 我国已形成5 个电牵引采煤机生产基地, 鸡西煤矿机械厂、太原矿山机器厂、煤炭科学研究总院上海分院、辽源 煤矿机械厂生产交流电牵引采煤机, 西安煤矿机械厂则生产直流电牵引采煤机。 我国近期开发的电牵引采煤机有以下特点: (1) 多电机驱动横向布置的总体结构日益发展本科生毕业设计第 5页70 年代中期仅有美国的LS 系列采煤机、西德EDWW 型采煤机采用多电机驱动, 机械传动系统 彼此独立, 部件之间无机械传动, 取消了锥齿轮传动副和复杂通轴, 机械结构简单, 装拆方便。 目前, 这类采煤机 既有电牵引, 也有液压牵引, 既有中厚煤层用大功率, 也有薄煤层的, 有取代传统的截割电动机纵向布置的趋 势。 (2) 滚筒的截深不断增大 牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上, 使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截 深创造了条件。 年前滚筒采煤机截深大都是630 ～ 700mm , 现已采用800mm ,1000mm , 1200mm 截深, 美国 10 正在考虑采用1500mm 截深的可能性。 (3) 普遍提高供电电压 由于装机功率大幅度提高, 为了保证供电质量和电机性能, 新研制的大功率电牵引采 煤机几乎都提高供电电压, 主要有2300V , 3300V , 4160V 和5000V。美国现有长壁工作面中, 45 %以上的电牵引 采煤机供电电压为≥2300V。 (4) 有完善的监控系统 包括采用微处理机控制的工况监测、 数据采集、 故障显示的自动控制系统; 就地控制、 无线电随机控制, 并已能控制液压 支架、输送机动作和滚筒自动调高。 (5) 高可靠性 据了解美国使用的EL ECTRA 1000 型采煤机的时间利用率可达95 %～98 % ,采煤量350 万t 以上,最高达1000 万t 。 (6) 多电机驱动横向布置电牵引采煤机。截割电机横向布置在摇臂上, 取消了螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。 (7) 总装机功率、牵引功率大幅度提高, 供电电压(对单个电机400kW 及以上) 由1140V 升至3300V , 保证了 供电质量和电机性能。 (8) 电牵引采煤机以交流变频调速牵引装置占主导地位, 部分厂商同时也研制生产直流电牵引采煤机。 (9) 主机身多分为3 段, 取消了底托架, 各零部件设计、制造强度大大提高, 部件间用高强度液压螺母联接, 拆装方便, 提高了整机的可靠性。 (10) 电控技术研究和采煤机电气控制装置可靠性不断提高。 在通用性、 互换性和集成型方面迈进了一大步, 功 能逐步齐全, 无线电随机控制研制成功, 数字化、微机的电控装置已进入试用阶段。 (11) 在横向布置的截割电机上, 设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴,改善了传动件的可靠性, 对提高采煤 机的整体可靠性和时间利用率起到了积极作用。 (12) 耐磨滚筒及镐形截齿的研究, 推进了我国的滚筒及截齿制造技术,开发研制的耐磨滚筒,可适用于截割f = 3～4 的硬煤。具有使用中轴向力波动小,工作平稳性好,块煤率高,能耗低等优点。 1 .4 采煤机的结构特征和工作原理 采煤机的结构特征 结构特征和图 1.1 双滚筒采煤机 采煤机的工作原理: 综合机械化采煤工作面采用双滚筒采煤机， 通常采用双向采煤。 骑槽式采煤机运行的前滚筒贴着顶半截割，本科生毕业设计第 6页后滚筒贴着底板截割。爬底板式采煤机则相反，前滚筒贴底，后滚筒贴顶截割。滚筒的螺旋叶片把破落的煤装 进可弯曲的刮板输送机，再经刮板转载机和可伸缩胶带输送机运出。滞后于采煤机的输送机溜槽和液压支架， 可随着向前推移。如此从工作面的一端到另一端往复进行采煤，每个行程结束后，需要调换滚筒的上下位置， 如果带有弧形挡板，还应将弧形挡板转到滚筒的另一侧，以便进行相反方向的采煤进程。 1 .4 .1 截割部 截割部是由机械传动装置和螺旋滚筒组成。摇臂内的齿轮传动装置将电动机的动力传给螺旋滚筒轴，由滚筒 轴带动滚筒转动进行落煤和装煤。减速箱内的液压调高系统通过一对液压调高油缸的动作带动摇臂摆动来实现 滚筒的升降，以适应不同的采高和顶底板起伏。 左右摇臂减速器除壳体不同外，其余零部件完全相同，可互换使用。摇臂主要由截割电动机、摇臂壳、一轴 组件、惰轮组件、二轴组件、三轴组件、拔叉组件、行星减速器，内喷雾系统等组成。 摇臂直接由截割电动机拖动，经三级直齿轮传动和一级行星机构传动，将动力传递到截割滚筒，实现了采煤 机落煤和装煤的作用。 特点如下： （1）行星传动内齿圈采用座入摇臂壳内结构，运转中不易松动，工作平稳。 （2）采用弯摇臂形式，加大了装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。 （3）摇臂壳体采用整体铸钢结构，外壳有焊接的冷却水套，用于冷却和内喷雾供水喷雾降尘。 （4）摇臂回转采用小铰轴结构。 （5）摇臂齿轮减速器都是简单的直齿传动，精度高，传动效率高滚筒是采煤机工作机构，担负着破煤，装 煤的作用，主要由滚筒体、截齿、齿座和喷嘴等组成。滚筒与摇臂行星减速器输出轴采用方形联结套联接，联 接可靠，拆卸方便。 滚筒是采煤机工作机构，担负着破煤，装煤的作用，主要由滚筒体、截齿、齿座和喷嘴等组成。滚筒与摇臂 行星减速器输出轴采用方形联结套联接，联接可靠，拆卸方便。 滚筒体采用焊接结构，三头螺旋叶片，设有内喷雾水道和喷嘴压力水从喷嘴雾状喷出，直接喷向齿尖，以达 到冷却截齿，降低煤尘和稀释瓦斯的目的。为延长螺旋叶片的使用寿命，在其出煤口处采用耐磨材料喷煤处理。 1 .4. 2 牵引部 1 液压制动器 液压制动器是由螺塞、外壳、碟形弹簧、活塞、圆盘、压盘、外摩擦片、内摩擦片、底座、花键套等组成。 当采煤机在正常工况下工作时，由调高泵输出的压力油经集成块和制动电磁阀进入液压制动器的外接油口，活 塞在油压下压紧碟形弹簧组，压盘与内外摩擦片脱离接触，液压制动器呈现自由空转状态，当电控系统发出制 动信号时，制动电磁阀断电复位，制动器内的油腔与油池连通，使得活塞在碟形弹簧的作用下推动压盘压紧内 外摩擦片，产生制动转矩，花键套被抱闸，起到制动采煤机的作用。 2 右电牵引部 右电牵引部内的传动系统与左电牵引部完全相同，所不同的是其内部还装有调高电动机，双联齿轮泵、集成 块、过滤器、压力表、制动电磁阀等元件。用于采煤机调高系统及液压制动器的动力来源。 3 左电牵引部 左电牵引部由左电牵引部壳体、牵引电机、电机轴组、牵引二轴、制动轴、双行星减速器、液压制动器、行 走轮组成等组成。 牵引电动机输出的转矩经二级直齿圆柱齿轮和二级行星齿轮减速器减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行 走轮相啮合，再由行走轮与工作面输送机上的销轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴出轴通过花键与液压制 动器相连，实现电牵引的制动。 4 牵引电动机 牵引电动机为隔爆型三相交流调速电动机，与变频调速装置配套作为采煤机的牵引动力源，可适用于环境温 度小于 40℃，相对湿度不大于 97。 1 .4 .3 截割电动机 电动机是采煤机配套专用并成为其组成部件的各暴行异步电动机，同时驱动截割部和行走部的为主电动机。 只驱动截割部的为截割电动机。截割电动机为矿用割爆型三相交流异步电动机，可用于环境温度下于 40℃，有 甲烷或爆炸性煤尘工作面，横向安装在采煤机摇臂上，采用实心轴传动结构，强度高，外壳采用水套冷却。本科生毕业设计第 7页左右截割电动机通用，接线喇叭口可以改变方向，方便电缆引入，拆装时，可以利用电动机联接法兰上的顶 丝螺孔顶出，从老塘侧抽出，拆装方便。 使用时注意开机前应先检查冷却水的水量，先通水后起电动机，严禁断水使用，电动机长时间运行后不要马 上关闭冷却水，发现有异样声响时，应立即停车检查。 1 .4 .4 电气设备 采煤机电气设备包括水冷电动机、电动机附带的电控箱、电控箱内各组件用于实现电动机的开停、各部电 气零件的控制和电机的过载保护。 内喷雾供水装置由接头、水封、泄漏环、油封、轴承装置外壳、轴承、不锈钢送水管、○形圈、定位销、 管座、高压软管等组成。 不锈钢送水管插入靠煤壁侧管座时， 管上的缺口对准座上的定位销， 使送水管和滚筒轴 （行星架） 一起转动， 靠内外两道○型圈密封，送水管靠老塘侧通过轴承支撑在轴承装置外壳内，因两者有相对旋转运动，为防止内 喷雾水进入摇臂油池，在送水管壳体，靠特制的水封防漏水，在水封的后面又架设了一只骨架油封（材料与普 通油封不同）起防水，防尘作用，在该水封和油封间装有泄漏环，经水封泄漏的水通过水封装置外壳流出摇臂 壳体外，油封是为防止油液外漏而设置的。 内喷雾水通过接头座与喷雾冷却系统的相应管路相通，经送水管，煤壁侧高压管与滚筒的内喷雾供水口相 连，进入滚筒水道。 1 .4 .5 附属装置 由左右行走箱、滑靴组、拖缆装置、冷却喷雾管路系统、机身联结、截割滚筒、机外液压管路组成。 1 在采空区侧：行走轮组、行走轮、导向滑靴、行走轮轴承、芯轴等组成。 2 在煤臂侧：滑靴组，用螺栓、销子固定在左右牵引部下面。 3 拖缆装置：拖缆装置由拖缆架，连接板、销、电缆板等组成，当采煤机沿工作面运行时，拖拽并保护缆和 水管使用电缆夹来承受，这样使电缆，水管不受力磨损小，同时还能防砸及拖拽平稳且阻力小，在工作面刮板 输送机的电缆槽内可靠的来回拖动。 拖缆装置固定在电控箱前面右上部，以便电缆能顺利进入电控箱，电缆和水管进入工作面后安装在工作面输 送机的固定电缆槽内，在输送机的中点在进入电缆槽并安装电缆夹，故移动电缆和管的长度的一半略有多余。 4 喷雾冷却系统 采煤机工作时，滚筒在破煤和装煤过程中，会产生大量煤尘，不及降低了工作面的能见度，影响正常生产，而 且对安全生产和工人的健康也会产生严重影响，因此，必须及时降尘，最大限度的降低空气中的含量，同时采 煤机在工作时，各主要部件会产生很大热量需及时进行冷却，已保证工作面生产的顺利进行。 喷雾冷却系统由水阀、水压、继电器、安全阀、节流阀、喷嘴、高压软管及有关连接件组成，来自喷雾泵的水 压由送水管经电缆槽，拖缆装置进入水阀，由水阀到机身后面的两个分配阀，分多路用于冷却截割电机，牵引 电机，调高电机，电控箱，内外喷雾降尘。 5 机身连接装置 左右电牵引部，中间电控箱的连接螺柱，摇臂与左右电牵引部铰接销轴四组，这些装置将采煤急各大部件联接 成一个整体，起到紧固及连接的作用。 液压螺母由螺母、油堵、密封圈、活塞紧圈组成，其工作原理和使用方法如下： 在打压前应先将液压螺母拧紧后取下一个油堵，接通超高压泵当手动超高压泵产生的高压油，注入螺母与密封 圈之间的油腔时，螺母在液压力的作用下向上移动，将螺栓强行拉伸，产生很大的豫紧力，打压到限定的油压 后，将紧固旋紧至螺母底部，卸去高压油拧上油堵，这时螺母靠紧圈和活塞锁在预定的位置。 本机选用两种规格的液压螺母 M30，限定油压 200MPa 和 M36×3 限定油压 180MP 采用液压锁紧，预紧力大， 螺栓受力均匀，防松可靠。 1 .4 .6 辅助液压系统 1 采煤机辅助液压系统包括两部分：A 调高回路。B 制动回路。它由调高泵站、机外油管、左右调高油缸和 液压制动器等组成。其中。泵站布置在右电牵引部内，液压制动器布置于左右电牵引部内，调高油缸布置在机 身下。 泵站由调高电动机、单泵、集成块、过滤器、制动电磁阀、压力表、高低压溢流阀等组成。 调高回路的主要功能是使滚筒能按司机所需的位置工作，调高回路的动力由调高电动机提供，调高油缸调高 阻力太大时，为防止系统回路油压过高，损坏油泵及附件，在调高系统排油路设置一高压溢流阀作为安全阀， 调高压力 20MPa。本科生毕业设计第 8页液压制动回路的压力油回油路设置低压溢流阀，为制动器压力及调高电磁反向阀所用压力，为保证液压制动 器打开，在制动回路设置一低压溢流阀，调定压力为 1.5MPa，它由二位三通电磁阀，液压制动器，低压溢流阀 及其管路等组成，制动电磁阀在集成块上，通过特定管路与安装在左右电牵引部上的液压制动器相连。 2 调高电动机 该电动机为矿用隔爆型三相异步电动机，可适用环境低于 40℃，且有甲烷或爆炸性煤尘的工作面。 3 调高油缸 两只调高油缸设置在靠煤壁侧机身下方，油缸的活塞杆与摇臂的小支臂，缸体与左右牵引部下面分别用销轴 联结，已实现左右滚筒的调高，调高油缸由液力锁缸体，活塞杆和活塞等组成。 4 齿轮泵 该泵为 CBK1012-B3F 型齿轮泵，体积小、重量轻、结构简单、工作可靠。 5 过滤器 在辅助液压系统中，设有过滤器一个，安装在右电牵引部泵站中，采用网式滤芯，型号为 MDY01042，其流 量为 63l/min。 6 压力表 采煤机的工作过程中，为了随时监视液压系统中工作状况，因此在泵站中安装有高低压压力表，分别显示 调高及控制油源的压力，为防止表针剧烈振动而损坏，压力表表座中有阻尼塞。 7 手动换向阀 本机设有两只手动换向阀，其内部结构和性能完全一样，均为 H 型三位四通换向阀，阀中弹簧是使阀芯复 位，此时无压力油进入油缸，用手直接操作确定阀的工作位置，使压力油进入油缸，使其伸缩实现摇臂的升降。 8 电磁阀 本机选用 24GDEY-H6B-T2 隔爆型电磁换向阀作为制动电磁阀，当采煤机启动时，制动电磁阀待电动作，压 力油进入制动器克服弹簧力，内外摩擦片分离，牵引进入进行状态，当采煤机停止时，制动电磁阀断电复位， 压力油回油池，制动器内外摩擦片贴紧，采煤机被制动。 机外液压管路由于采用手动换向阀安装在左中部，两端电动换向机外管路简单，由泵箱端集成块引出四根 去左右油缸进出油口，二根去制动器，即可将左右油缸，制动器与系统连接起来。 一轴组件由轴齿轮、轴承、端盖、骨架油封、油封架等组成，轴齿轮由轴承对称支撑在轴承杯上，并通过 渐开线花键与电动机输出轴相联接，轴承的轴向间隙应保持 0.15～0.35 之间。 惰轮轴组 I 主要由齿轮、心轴、轴承、距离套等组成，靠心轴与壳体台阶定位。 二轴组件由轴齿轮、轴承、端盖、骨架油封、油封架等组成，轴齿轮由轴承对称支撑在轴承杯上，并通过 渐开线花键与电动机输出轴相联接，轴承的轴向间隙应保持 0.15～0.35 之间。 . 三轴组件主要由轴齿轮Ⅰ、齿轮Ⅱ、轴承、端盖、距离套、密封圈等组成，齿轮通过矩形花键套在轴齿轮 Ⅰ上，轴齿轮Ⅰ由二个轴承支撑在箱体上。调整垫用来调整轴承的轴向间隙，保持在 0.15～0.35mm。惰轮轴Ⅱ 共有两组，其定位方式与惰轮轴Ⅰ相同，这两组轴安装方向相反。 四轴组件为行星减速器输入轴组，其齿轮大齿轮内孔为花键与太阳轮相连，两轴承内圈安装在大齿轮的空 心轴上，而外圈安装在套杯上，轴承间隙应调整在 0.15～0.35mm 之间。 行星减速器为四个行星轮减速机构，主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架支撑轴承，平面浮动油封装 置和方形联接套等组成，太阳轮的另一端与摇臂大齿轮的内花键相联，输入转矩，当太阳轮转动时，驱动行星 轮沿本身轴线自转，同时又带动行星架绕其轴线转动，行星架通过花键和方形连接套联接，将输出转矩传给滚 筒。 行星齿轮传动利用四个行星轮啮合的形式，结构紧凑，传动比大。传动可靠，考虑行星轮间均载，采用太 阳轮浮动结构，太阳轮浮动灵敏，反力矩小，浮动量通过与大齿轮相配合的外花键侧隙来保证。 行星架前端靠轴承支撑，此轴承两端面需控制轴向间隙 0.15～0.35mm 后端靠轴承支撑。 方形联结套采用平面浮动油封装置，能适应行星机构的轴向窜动，适应在有煤尘和煤泥的工况下工作。2 总体方案的确定该采煤机为电牵引采煤机，装机功率为 458KW，截割功率 2×100KW，牵引功率 2×20kw。 采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，本科生毕业设计第 9页并可在海拔不超过 2000m、周围介质温度不超过＋40℃或低于－10℃、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘 埃的情况下使用。 2 .1 主要技术参数如下 主要技术参数如下： 滚筒 直径(mm)：600-900; 滚筒 转速(r/min)：45; 截 深(mm)：630; 牵 牵 灭 拖 引 引 尘 电 力(KN)：360; 速 度(m/min)：0－7.7－12.8; 方 式 ：内外喷雾; 缆 方 式：自动拖缆装 机 功 率 (KW)：2×100×2 +2×20＋18; 电 压 (V) ：1140; 摇 臂 长 度 (mm): 2572 采高（m） ：1.2－1.8; 适应的角度：≤40; 煤质的硬度：硬或中硬; 机面的高度(mm)： .1 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为 2×100×2KW，即每个截割部功率为 200KW。根据矿下电机的具体工作情 况，要有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝对安全;而且电机工作要可靠， 启动转矩大，过载能力强，效率高。据此选择 YBCS3-200C， 其主要参数如下： 额定转速：1480r/min； 满载效率：0.920； 绝缘等级： H； 工作方式：S1 满载功率因数：0.85； 接线方式：Y 额定频率：50HZ； 质量： 950KG 额定功率 :100KW； 额定电压：660V； 满载电流：118A； 冷却方式：外壳水冷 电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。 2 .1 .2 采煤机结构方案 由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的 采煤机，可以给生产带来很多方便。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右 摇臂设计成对称结构。 我所设计的采煤机是横轴式截割部双电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中 间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。 ： 1．截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和 结构复杂的通轴。 2．主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆 装方便。 2 .2 传动方案的确定 2.2.1 传动比的确定 截割部的传动装置的作用是将电机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。为了减少滚筒截割产生本科生毕业设计第 10 页的细煤和粉尘，增大块煤率，滚筒的转速出现低速化的趋势。滚筒上截齿的切线速度，称为截割速度，它可由 滚筒的转速和直径计算而的， 。滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大；但对粉尘生成和截齿使用寿命影响 较大的是截割速度而不是滚筒转速。 总传动比 i总I 总＝n滚n 1480 ＝ ＝32.89 n滚 45 r/min――滚筒转速 45n ――电动机转速 1480 r/min 2 .2 .2 分配传动比 分配传动比 能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。在 进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，多级传动系统传动比的确定有如下原则： 1.使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。 2.使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。 3.各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使 减速器获得最小外形。 4.各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。 先确定行星减速机构的传动比，由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，空间限制又比较严格，维 修比较困难，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。 采用 NGW 型行星减速装置，工作原理如图（图 2.1） ：b 内齿圈 x 行星架 图 2.1 NGW 型行星机构 这种型号的行星减速装置，结构简单、制造方便、传动功率范围大、效率高、体积小、重量轻，可用于各 种工作条件。行星齿轮传动机构主要由太阳轮 a、内齿圈 b、行星轮 c、行星架 x 等组成。传动时，内齿圈 b 固 定不动，太阳轮 a 为主动轮，行星架 x 上的行星轮 c 绕自身的轴线 ox―ox 转动，从而驱动行星架 X 回转，实现 减速。运转中，轴线 ox―ox 是转动的。 它用在采煤机截割部最后一级减速是合适的，该型号行星传动减速机构的使用效率为 0.97～0.99,传动比一 般为 2.1～13.7。当内齿圈 b 固定，以太阳轮 a 为主动件，行星架 c 为从动件时，传动比的推荐值为 2.7～9。从 课本《采掘机械与支护设备》上可知,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为 5～6。b iag = 5.36a 太阳轮 c 行星轮其他三级减速机构总传动比b I = I 总 ÷ i ag = 32.89÷5.36 =6.14参考 MG250/591 型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，根据前述多级减速齿轮的传动比分配原则及齿轮 不发生根切的最小齿数为 17 为依据，初定齿数及各级传动比为：本科生毕业设计第 11 页I 1 = 2.32 I2 = 2I 3 = 1.323 传动系统的设计由于是双电机驱动,所以电机之间采用大惰轮连接,且电机的其中一台进行反接,来保证电机旋转方向一致。 3.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 各级传动转速、功率、转矩的确定双电机截割部图 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、轴。 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 Ⅵ轴 Ⅶ轴 n1 = 1480 r / min n 2 = 1480 ÷ 3.1 = 477.42 r / min n3 = 1480 r / min n 4 = 1480 / 2.32 = 637.93 r / min n5 = 637.93 / 2 = 318.97 r / min n6＝n 4 / i3 = 318.97 / 1.32 = 241.64r / min n7 = 45 r / min 齿轮传动 n=0.97, 花键 n=0.99各轴功率计算： 齿形联轴器 n=0.99, 滚子轴承 n=0.98, Ⅰ轴 Ⅱ轴p1 = 100 × 0.99 × 0.98 = 97.02 kW P2＝97.02 × 0.98 × 0.97 = 92.23 kW本科生毕业设计第 12 页Ⅲ’轴P2＝97.02 × 0.98 × 0.97 = 92.23 kW P2＝92.23 × 0.98 × 0.97 = 87.67 kWP3＝100 × 0.99 × 0.98 = 97.02 kW P4＝179.90 kW P5＝179.90 × 0.97 × 0.98 = 171.01 kW P6＝171.01 × 0.97 × 0.98 = 162.56 kWP7＝162.56 × 0.99 2 × 0.98 × 0.97 2 = 146.91 kWⅢ”轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 Ⅵ轴 Ⅶ轴各轴扭矩计算:T1 = 9550 P1 =
= 626.04 N ? m n1 × 1480 p2 =
= 595.13 N ? m n2 × 1480 p2 =
= 595.13 N ? m n2 × 1480 p2 =
= 565.71N ? m n2 × 1480Ⅰ轴T2 = 9550Ⅱ轴T2 = 9550Ⅲ’轴T2 = 9550Ⅲ”轴T3 = 9550Ⅲ轴T4 = 9550P3 =
= 626.04 N ? m n3 × 1480 P4 =
= 2693.16 N ? m n4 × 637.93 P7 =
= 5120.06 N ? m n7 × 318.97Ⅳ轴T5 = 9550Ⅴ轴T6 = 9550Ⅵ轴T7 = 9550P7 =
= 6424.63 N ? m n7 × 241.64 P7 =
= 31177.57 N ? m n7 × 45Ⅶ轴把以上算出的数据列成表格,以便计算的时候查询; 参数列表 编号 功率/kW 转?1速 转矩 T/(N? m) 传动比n/(r?min )Ⅲ轴 Ⅳ轴 Ⅴ轴 Ⅵ轴97.02 179.90 171.01 162.56 318.97 241.64626.04 0.06 6424.622.32 2 1.32本科生毕业设计第 13 页Ⅶ轴146.91 45 .36 3.2 齿轮设计及强度效核 齿轮传动是机械传动中应用广泛的一种传动.目前齿轮传动的效率可高达数千万瓦,传动效率达 0.98-0.995.齿 轮传动承载能力大,效率高,传动比精确,结构紧凑,工作可靠,使用寿命长.但制造和安装精度要求高,不适宜用于中 心距较大的场合.这次毕业设计的齿轮设计主要是根据相关的书籍和资料，借鉴以往采煤机的截割部的传动系统 设计经验,来确定各级传动中齿轮的齿数、转速、功率、转矩及传动效率，来对各级齿轮模数进行大概的确定， 截割部齿轮设计以及齿轮的强度效核，具体的计算过程及结果如下： 与左侧电机连接的齿轮 3 和齿轮 4，右侧电机连接的齿轮 1 和齿轮 2（即为电机之间的大惰轮）的设计及强 度效核。计算过程及说明计算结果1) 选择齿轮材料 查设计手册的表 齿轮的材料选用 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 2) 按齿面接触疲劳强度设计计算 齿 轮 传 动 的 精 度 等 级 ， 按56～62vt = (0.013 ~ 0.022)n1 3 p1 /n1 = 0.013 ×
÷ 1480 取的圆周速度 vt = 10m / s ， 小轮分度圆直径 d1 ，由式（8－64）得vt = 10m / s公差组 7 级d1 ≥ 32kT1 u + 1 Z E ? Z H ? Z ε 2 ? ( ) ?d u [σ H ]齿宽系数 ? d 查表齿轮相对轴承为非对称布置，取 ? d ＝0．6? d ＝0．6Z1 =25 Z 2 ＝583 轮齿数 Z1 4 轮齿数 Z 2 齿数比 uZ1 =25 Z 2 ＝ i1 ? Z 1 = 2.32 × 25 = 58u ＝2.32合适u ＝ Z 2 / Z 1 = 58 / 25因此误差在 ± 3% 的范围内传动比误差为 ?u / u = 0 小轮转矩 载荷系数 使用系数 K A 动载荷系数 K VT1 = 9.55 × 10 6 pKn1= 626040 N ? mmK A ＝1．75 K Vt ＝1．11KβK = K A ? KV ? K β ? Kα查手册的表 查手册的图 K VtKβ＝1.08齿向载荷分布系数 齿间载荷分配系数查手册的图Kαβ =0K α ＝1 K t = 2.1ε γ = ε α = [ 1.88 ? 3.2( 1 / Z 1 + 1 / Z 2 )] cos β＝[1.88－3.2(1/25+1/58)]=1.697Z E ＝189.8 N / mm 2本科生毕业设计第 14 页Kα＝1 K t = 2.1 K t = 1.75 × 1.11 × 1.08 × 1Z H ＝2.5 Z ε ＝0.897那么载荷系数 K 初值 弹性系数 Z E查表可得Z E ＝189.8 N / mm 2σ HLim1 = 1450 N / mm 2β = 0 ,x1 = x2 = 0节点影响系数 Z H 重合度系数 Z ε 许用接触应力 公式查手册的图可得 查手册的图σ HLim 2 = 1450 N / mm 2(εβ= 0)N 1 = 10.66 × 10 9 N 2 = 4.59 × 10 9 Z N1 = Z N 2 = 1 Z ω ＝1[σ H ] ＝ σ HLim ? Z H ? Z ω / S H接触疲劳极限应力 应力循环的次数:σ HLim1、σ HLim 2 查机械手册的图N 1 = 60njLh = 60 × 1480 × 2 × (20 × 300 × 10) N 2 = N 1 / u = 10.66 / 2.32 = 4.59 × 10 9那么查机械手册的图可得 接触强度得寿命系数 Z N 1 = Z N 2 = 1 硬 化 系 数S H = 1.3Zω通过查机械手册的图以及说明m = 4 mm接触强度安全系数 S H 高可靠度 S HLim = 1.25 ~ 1.3 可取 S H = 1.3d1t ＝100mmv = 7.75m / s[σ H 1 ] = [σ H 2 ] = 1450 × 1 × 1 / 1.3 = 1115.38 N / mm 2所以d 1t ≥ 3K V = 1.11 , K = 2.1 d1 = 100mm2d1的初值d1t 为:2 × 2.1 × .32 + 1 ? 189.8 × 2.5 × 0.897 ? ? ? ? ≥ 97.08 0 .6 2.32 ? 1115.38 ?d 2 = 232mm a =166mm b2 = 58 mm b1 = 65mm齿轮的模数 m = d1t / Z 1 = 97.08 / 25 = 3.88mm 选用第一系列的 模数 m =4 小齿分度圆直径圆整的值为 d1t ＝ Z 1 ? m = 25 × 4 圆周的速度 vv = πd1t n1 / 60000 = 3.14 × 100 × 1480 / 60000 K = K t = 2.1 d1 = d1t YFα 1 ＝2.86 YFα 2 ＝2.47K V = K Vt ＝1.11，3 轮的分度圆直径本科生毕业设计第 15 页4 轮分度圆直径a=d 2 = mZ 2 = 4 × 58 = 232m(Z 1 + Z 2 ) 4(25 + 58) = = 166 2 2YSα 1 =1.54 YSα 2 =1.65 Yε = 0.71中心距 齿宽abb = ? d ? d1t min = 0.6 × 97.08 = 58.2 b2 = b = 58 b1 = b2 + (5 ~ 10)4 轮齿宽 3 轮齿宽σ FLim1 = 850N / mm 2σ FLim 2 = 850 N / mm 2(3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 (8 ? 66) 齿形系数 YFασF =2 KT1 ? YFα ? YSα ? Yε ≤ [σ F ] bd 1 m小轮 YFα 1 大轮YN 1 = Y N 2 = 1 Yx ＝1 S F ＝2查图 8－67YFα 2应力修正系数 YSα查图 8－68 小轮 YSα 1 大轮YSα 2[σ F1 ] = 416.5 N / mm 2 [σ F 2 ] = 416.5N / mm 2σ F 1 = 225.5 N / mm 2重合度系数 Yε ,由式 8－67Yε = 0.25 + 0.75 / ε α = 0.25 + 0.75 / 1.617 = 0.71许用弯曲应力 [σ F ] 由式 8－71 弯曲疲劳极限 σ FLim 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 则 查图 8－72 查图 8－73 查图 8－74 查表 8－27[σ F ] = σ FLim ? YN ? Yx / S Fσ F 2 = 124.29 N / mm 2YN Yx SFd 3 = 100mm d 4 = 232mm[σ F1 ] = [σ F 2 ] = σ FLim1 ? YN1 ? YX 1 / S Fσ F1 == 850 × 1 × 0.98 / 2h = 4mm 2 × 2.14 ×
× 2.86 × 1.54 × 0.71 = 225.5 N / mm 2 ≤ [σ F 1 ] a 82 × 133 × 7 h f = 5mm2 × 2.14 ×
× 2.47 × 1.63 × 0.71 = 124.29 N / mm 2 ≤ [σ F 2 d = 108mm a3 76 × 238 × 7σ F2 =4. 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 dd a 4 = 240mmd 3 = mZ 3 = 4 × 25 = 100 d 4 = mZ 4 = 4 × 58 = 232d f 3 = 90mm d f 4 = 222mm齿顶高 ha 齿根高hfha = ha m = 1 × 4 = 4mm*d b 3 = 93.97mm d b 4 = 218.01mmh f = ha + c * m = (1 + 0.25) × 4 = 5*()本科生毕业设计第 16 页齿顶圆直径dad a 3 = d 3 + 2ha = 100 + 2 × 4 = 108 d a 4 = d 4 + 2ha = 232 + 2 × 4 = 240p = 12.56mms = 6.28mm a = 366mm齿轮 4 和齿轮 5 设计及强度效 核：齿根圆直径dfd f 3 = d 3 ? 2h f = 100 ? 2 × 5 = 90 d f 4 = d 4 ? 2h f = 232 ? 2 × 5 = 222基圆直径dbd b 3 = d 3 cos α = 100 × cos 20 ° d b 4 = d 4 cos α = 232 × cos 20 °齿距 齿厚pp = πm = 3.14 × 4 = 12.56s = πm / 2 = 6.28s中心距 a3 齿轮和 4 齿轮之间有两个与齿轮 3 完全一样的惰轮,所以中心距 a = 366 右侧电机的齿轮 1 与齿轮 3 完全相同，齿轮 2 的参数如下： 分度圆直径 d 齿顶圆直径 d a 齿根圆直径dfd 2 = mZ 2 = 310 d a 2 = d 2 + 2ha = 310 + 2 × 4 = 318d f 2 = d 2 ? 2h f = 310 ? 2 × 4 = 302根据实际情况取为 3001)选择齿轮材料 查文献 1 表 8-17齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 vt = (0.013 ~ 0.022)n3 3 p3 / n3HRC 56~622)按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 取圆周速度 vt = 6m / s 估vt = 6 m / s公差组 7 级，参考文献 1 表 8－14，表 8－15 选取小轮分度圆直径 d1 ，由式（8－64）得d1 ≥ 32kT1 u + 1 Z E ? Z H ? Z ε 2 ? ( ) ?d u [σ H ]齿宽系数 ? d 查文献 1 表 8－23 按齿轮相对轴承为非对称布 置，取 ? d ＝0．6 小轮齿数 Z 5 大轮齿数 Z 6 齿数比 u? d ＝0．6Z 5 =21Z 5 ＝ 21 Z 6 ＝ i2 ? Z 4 = 2 × 21 = 42Z 6 ＝42 u ＝2合适u ＝ Z 6 / Z 5 = 42 / 21 = 2误差在 ± 5% 范围内T4 = 2693160 N ? mm传动比误差 ?u / u = 0小轮转矩 T4 = 2693160 N ? mmK A ＝1.75本科生毕业设计第 17 页载荷系数 使用系数 K A 动载荷系数K 由式（8－54）得 K = K A ? K V ? K β ? K αK Vt ＝1.18Kβ查表 8－20 查图 8－57 得初值Kβ＝1.08KVK Vt齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数查图 8－60 由式 8－55 及 β = 0 得KαK α ＝1.1 K t = 2.45ε γ = ε α = [1.88 ? 3.2(1 / Z 5 + 1 / Z 6 )] cos β＝[1.88－3.2(1/21+1/42)]=1.65 查表 8－21 并插值 则载荷系数 K 的初值 弹性系数 Z E K α ＝1.1 K t = 1.75 × 1.18 × 1.08 × 1.1Z E ＝189.8 N / mm 2 Z H ＝2.5 Z ε ＝0.87查表 8－22Z E ＝189.8 N / mm 2β = 0 , x1 = x 2 = 0节点影响系数 Z H 重合度系数查图 8－64 查图 8－65σ HLim1 = 1450 N / mm 2 σ HLim 2 = 1450 N / mm 2Zε(εβ= 0)许用接触应力由式 (8 ? 69) 得[σ H ] ＝ σ HLim ? Z H ? Z ω / S H接触疲劳极限应力N 1 = 8.7 × 10 9 N 2 = 1.74 × 10 9 Z N1 = Z N 2 = 1 Z ω ＝1 S H = 1.3σ HLim1、σ HLim 2 查图 8－69应力循环次数由式 (8 ? 70 ) 得N 1 = 60njLh = 60 × 241.64 × 1 × (20 × 300 × 10) N 2 = N 1 / u = 1.74 × 10则9m=8查图 8－70 得接触强度得寿命系数 Z N 1 = Z N 2 = 1 查图 8－71 及说明 查 表 8 － 27 ， 按 高 可 靠 度 查d 5t = 168mmv = 5.61m / s硬化系数 Z ω接 触 强 度 安 全 系 数 SHK V = 1.18K = 2.45S HLim = 1.25 ~ 1.3 取 S H = 1.3d 5 = 168mm d 6 = 336mma = 252mm[σ H 1 ] = [σ H 2 ] = 1450 × 1 × 1 / 1.3 = 1115.38 N / mm 2齿轮模数 m = d 5t / Z 5 = 160.42 / 21 = 7.6mm 查表 8－3小齿分度圆直径的参数圆整值 d 5t ＝ Z 5 ? m = 21 × 8 = 168 圆周速度 vv = π ? d 5t n4 / 60000 = 3.14 × 168 × 637.93 / 60000 = 5.61b6 = 96mm本科生毕业设计第 18 页与估取vt = 6m / s很相近，对KV取值影响不大，不必修正b5 = 1103mmK V = K Vt＝1.18，K = K t = 2.45 d 5 = d 5t = 168 d 6 = mZ 5 = 8 × 42 = 336a= m(Z 6 + Z 5 ) 8(21 + 42 ) = = 252 2 25 轮分度圆直径 6 轮分度圆直径YFα 4 ＝2.69 YFα 5 ＝2.45 YSα 4 =1.575 YSα 5 =1.65 Yε = 0.7中心距 齿宽 6 轮齿宽 5 轮齿宽abb = ? d ? d1t min = 0.6 × 160.42 = 96.25 b6 = b = 96 b5 = b6 + (5 ~ 10)(3) 齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 (8 ? 66) 齿形系数 YFασF =2 KT4 ? YFα ? YSα ? Yε ≤ [σ F ] bd 4 m小轮 YFα 4 大轮 YFα 5σ FLim 4 = 850N / mm 2查图 8－67σ FLim 5 = 850 N / mm 2YN 1 = Y N 2 = 1 Yx ＝0.98 S F ＝2应力修正系数 YSα查图 8－68 小轮 YSα 4 大轮 YSα 5重合度系数 Yε ,由式 8－67[σ F1 ] = 416.5 N / mm 2 [σ F 2 ] = 416.5N / mm 2σ F 5 = 285.72 N / mm 2 σ F 6 = 142.35 N / mm 2Yε = 0.25 + 0.75 / ε α = 0.25 + 0.75 / 1.65许用弯曲应力 [σ F ] 由式 8－71 弯曲疲劳极限 σ FLim 弯曲寿命系数 尺寸系数 安全系数 则 查图 8－72 查图 8－73[σ F ] = σ FLim ? YN ? Yx / S FYN Yxd 5 = 168mm查图 8－74SFd 6 = 336mm查表 8－27ha = 8mm= 850 × 1 × 0.98 / 2h f = 10mm[σ F1 ] = [σ F 2 ] = σ FLim 4 ? YN1 ? YX 1 / S F2 × 2.45 × 2693160 σ F5 = × 2.71 × 1.58 × 0.7 = 285.72 N / mm 2 ≤ [σ F 5 ] 103 × 168 × 8 2 × 2.45 × 2693160 σ F6 = × 2.45 × 1.64 × 0.7 = 142.35 N / mm 2 ≤ [σ F 6 ] 96 × 336 × 8 (4)齿轮几何尺寸计算d a 5 = 184mm d a 6 = 352mmd f 5 = 148mm d f 6 = 316mm分度圆直径 dd 5 = mZ 5 = 8 × 21本科生毕业设计第 19 页d 6 = mZ 6 = 8 × 42 齿顶高 ha 齿根高hfd b 5 = 157.87mm d b 6 = 315.74mmp = 25.13mms = 12.57 mm a = 252mmha = ha m = 1 × 8 = 8mm*h f = ha + c * m = (1 + 0.25) × 8*()齿顶圆直径dad a 5 = d 5 + 2ha = 168 + 2 × 8 d a 6 = d 6 + 2ha = 336 + 2 × 8齿根圆直径dfd f 5 = d 5 ? 2h f = 168 ? 2 × 10 d f 6 = d 6 ? 2h f = 336 ? 2 × 10基圆直径 d bd b 5 = d 5 cos α = 168 × cos 20 ° d b 6 = d 6 cos α = 336 × cos 20 °齿距 齿厚pp = πm = 25.13mms = πm / 2 = 12.57 a = 252mm 圆整s中心距 a齿轮 7 和齿轮 8 的几何尺寸计算： 齿轮几何尺寸计算： 分度圆直径 dd 7 = mZ 7 = 10 × 23 = 230 d 8 = mZ 8 = 10 × 31 = 310d 7 = 230mm d 8 = 310mm ha = 10mmh f = 12.5mm齿顶高 ha 齿根高hfha = ha m = 1 × 10 = 10mm*h f = ha + c * m = (1 + 0.25) × 10*()齿顶圆直径 d ad a 7 = d 7 + 2ha = 230 + 2 × 10 d a 8 = d 8 + 2ha = 310 + 2 × 10d a 7 = 250mm d a8 = 330mmd f 7 = 205mm d f 8 = 285mm齿根圆直径dfd f 7 = d 7 ? 2h f = 230 ? 2 × 12.5 d f 8 = d 8 ? 2h f = 310 ? 2 × 12.5基圆直径 d bd b 7 = d 7 cos α = 230 × cos 20 ° d b8 = d 8 cos α = 310 × cos 20 °d b 7 = 216.13mm d b8 = 291.3mmp = 31.4mms = 15.7 mm a = 270mm齿距 齿厚pp = πm = 31.4mms = πm / 2 = 15.7 mm a = 270mms中心距 a在齿轮 7 和 8 之间有两个完全和齿轮 7 相同的两个惰轮(即为 惰轮组 2) 由于齿轮的强度效核方法都是相似的，因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进本科生毕业设计第 20 页行，并全部强度验算合格。 3.3 截割部行星机构的设计计算 行星轮与内齿圈一般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分 布会发生影响, 由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形, 同样也有利于行星轮间的载荷分 配均匀, 并降低啮合时的动载荷。行星传动的优点是动力分流, 功率流数取决于行星轮个数。因此, 电牵引采煤 机用的行星机构大多设计成4 个行星轮, 以降低每一行星轮的负载, 但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为 减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形、惯性力、摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素, 把太阳轮作成无支承 的浮动件(单浮动) , 通过渐开线花键与前一级齿轮联接, 花键侧隙则满足了浮动量的要求。 或设计成双浮动(太阳 轮、内齿圈浮动)、三浮动结构(太阳轮、内齿圈、行星架浮动)。这些均载措施结构简单、浮动灵敏、反力矩小, 有 效地补偿各种误差, 使行星轮间的载荷均衡分配。 电牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星传动结构紧凑、速比大。电牵引采 煤机是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力, 因而要求减速箱有较大的速比, 同时受工作面空间条件限制, 要 求传动装置尺寸小。 用展成法加工渐开线齿轮，当齿条刀具的中线与齿轮分度园相切时，加工出来的齿轮为标准化齿轮，若其 他条件不变，但改变刀具与齿轮坯的相对位置，使刀具的中心线不在与齿轮坯的分度圆相切。这样加工出来的 齿轮为变位齿轮。 齿条刀具的中线与分度圆的距离称为变位量，用x.m表示.x为变位系数，当道具由齿轮坯中心移远时为正值。 这样齿轮位正变位齿轮，当刀具移近齿轮坯中心时，为负。这样加工齿轮为负变位。正变位齿轮的分度圆的齿 厚比标准齿厚增大了. 已知：输入功率 p7 = 150.68 KW, 转速n7=241.64r/min，n滚输出转速=45r/min3.3.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定 因为对于承受冲击重载荷的工件，常采用韧性高淬透性大的 18Cr2Ni4WA 和 20CrNi2MoA 等高级渗碳钢， 经热处理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性。 太阳轮和行 星轮的材料为 20CrNi2MoA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 57～61HRC。 试验齿轮齿面接触疲劳极限 σ H lim = 1450 MPa 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限： 太阳轮：σ F lim = 400 （ N mm 2 ）行星轮：σ F lim = 280( N mm 2 )齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 6 级。 内齿圈的材料为 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(N mm 2 )试验齿轮的弯曲疲劳极限：σ F lim = 280(N mm 2 )齿形的加工为插齿，精度为 7 级。 3.3.2 确定各主要参数 ⑴行星机构总传动比： i=5.36，采用 NGW 型行星机构。 ⑵行星轮数目np：本科生毕业设计第 21 页要根据文献 3 表 2.9-3 及传动比 i，取 ⑶载荷不均衡系数kpnp = 4。：kp采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取 ⑷配齿计算： 太阳轮齿数 za za = np ? c i = 4 × 20 = 14.9 5.36 取 17=1.15式中：取 c=20（整数） 内齿圈齿数 z b = z a (i ? 1) = 75 行星轮齿数 z c = ( z b ? z a ) / 2 = 29 取 z c = 28 ⑸ a - c 齿轮接触强度初步计算按表义 14-1-60 中的公式计算中心距：a = 483(u ± 1)31) 综合系数：2 φaσ lim uKTAk = 2.22）太阳轮单个齿轮传递的转矩：T A = 9550 × p kp 150.68 1.15 × = 9550 × × = 1712.10 N mm 2 n1 n p 241.64 43）齿数比：u = z c / z a = 28 / 17 = 1.654）取齿宽系数： Φ a = 0.7 5）初定中心距： 将以上各值代入强度计算公式，得a 0 = 483 × (1.65 + 1)3 6）计算模数 m ：m' =2.2 × 1712.10 = 148.47mm 0.7 × 1450 2 × 1.652a 2 × 148.47 = = 6 .6 Za + Zc 17 + 28取标准值 m=7 7）未变位时中心距 a： 1 a 0 = × 7 × (17 + 28) = 157.5mm 2 根据实际情况取 a = 161mm （6）计算变位系数 1）a-c 传动本科生毕业设计第 22 页a)啮合角α ac ：?a ? aac = arccos? 0 cos a ? ?a ? ? 157.5 ? arccos? cos 20 ? ? 161 ?== 23.18°所以a ac = 23.18b)总变位系数：x∑ = z a + zc (invaac ? inva ) 2tga017 + 28 (inv23.18 ? inv20 ) = 0.56 2tga =c)中心距变动系数 y ：y= a ? a 0 161 ? 157.5 = = 0 .5 m 7d)齿顶降低系数 ? y ： ?y = x∑ ? y = 0.568 ? 0.5 = 0.068 e)分配变位系数：∵z a + z c 17 + 28 = = 22.5 2 2 x∑ = 0.56 z∴取x a = 0.35（见文献 3 第 101 页）则 xc = x ∑ ? x a = 0.56 ? 0.35 = 0.21 2）c-b 传动 a)啮合角 acb ：cos acb =a0 =a0 cos a0 a式中，1 (75 ? 28) × 7 = 164.5 2 164.5 cos 20 161代入 所以cos a cb =a cb = 16.24b)变位系数和 x Σ ：本科生毕业设计第 23 页x∑ = ( zb ? zc )invac ?b ? inva 2tga inv16.24 ? inv 20 = ?0.45 2tg 20= (75 ? 28) c)中心距变动系数 y ：y=a ? a 0 161 ? 164.5 = = ? 0 .5 m 7d)齿顶降低系数 ? y ： ?y = x ∑ ? y = ?0.45 ? (?0.5) = 0.05 e)分配变位系数：∵∴xc = 0.21 xb = x ∑ + xc = ?0.45 + 0.21 = ?0.243.3.3 几何尺寸计算 分度圆d = mz齿顶圆da * = d ± 2 m (ha ± x ? ? y )齿根圆d基圆直径f* = d ? 2 m ( ha + c * ? x )d b = d cos a齿顶高系数* 太阳轮，行星轮― h a = 1内齿轮― 顶隙系数 太阳轮，行星轮― c** h a = 0 .8= 0 .4*内齿轮― c 太阳轮 d=17 × 7= 0 . 25代入上组公式计算如下：=119mm d a = 119 + 2 × 5 = 129 =129mmd f = 119 ? 2 × 9.35= 95mm本科生毕业设计第 24 页行星轮d = 7 × 28=196mm d a = 196 + 2 × 8.05 =216mmd f = 196 ? 2 × 8.33=180mm ha = (1 + 0.21 ? 0.06 ) × 7 = 8.05h f = (1 + 0.4 ? 0.21) × 7 = 8.33内齿轮 d=mz =512mm d a = 512 ? 2 × 5.5 =501mmd f = 512 + 2 × 12.5=537mm ha = 5.5h f = 12.5太阳轮，齿宽 b 由表 2.5-12, 取 则 取 b=107 b=114 3.3.4.啮合要素验算 啮合要素验算 ⑴a-c 传动端面重合度 1）齿顶圆齿形曲径：b / d 1 = 1 .1εaρa = ? ρ a1太阳轮? d a ? ? db ? ? ?? ? ? 2 ? ? 2?222? 137.06 ? ? 111.82 ? = ? ? ?? ? ? 2 ? ? 2 ?2=39.63mmρ a2行星轮? 212.1 ? ? 184.18 ? = ? ? ?? ? ? 2 ? ? 2 ?22=52.59mm 2）端面啮合长度 ga ：g a = ρ a 1 ± ( ρ a 2 ? a ' sin a t' )本科生毕业设计第 25 页式中“ ± ”号正号为外啮合，负号为内啮合角a t′ ― 端面节圆啮合直齿轮 则' a t' = a ac = 23.18g a = ρ a 1 + ( ρ a 2 ? a ' sin a t' )=39.60+52.59-161sin 23.18 =28.85（mm） 3）端面重合度()εa ：ε a = g a cos β (πmn cos at )= 28.85 × cos 0 π × 7 × cos 20=1.39 ⑵ c-b 端面重合度εa1）顶圆齿形曲径ρa ：( da 2 d ) ? ( b )2 2 2ρa =由上式计算得 行星轮 内齿轮ρ a1 = 52.59mm ρ a 2 = 64.13mm2）端面啮合长度ga ：g a = ρ a 1 ? ρ a 2 + a ' sin a t'=52.59-64.13+161 × sin 16.24 =33.49mm 3）端面重合度εa ：ε a = g a cos β /( π m n cos a t )= 33.49 × 1 π × 7 × cos 20 =1.62 3.3.5 齿轮强度验算 （1）a-c 传动 （以下为相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程， 太阳轮（行星轮）的计算方法相同。 ） 1）确定计算负荷： 名义转矩 T本科生毕业设计第 26 页T = (=kp np)T a1.15 150.68 × 9550 × 4 241.64=1712.10 N ? m 名义圆周力Ft ==2 0 0 0T d2000 ×
=28534.93N2） 应力循环次数 N a ：N a = 60 n aH n p t= 60 × 196.56 × 4 × 96000=4.5 × 10 次9式中n aH ―太阳轮相对于行星架的转速,n aH = n a ? n H(r/min)= 241.64 ? 241.64 5.36 = 196.56(r min ) t ―寿命期内要求传动的总运转时间，(h)t = 20年 × 300d / 年 × 16h / d= 96000 (h)3）确定强度计算中的各种系数： a)使用系数 k A根据对截割部使用负荷的实测与分析，取 k A = 1 . 75 （较大冲击）b)动负荷系数kvFt 28534.93 = = 190.23?150 N mm 150 因为 z=17&50 和 b可根据圆周速度：v==π dn aH603.1416 × 120 × 196.56 60 × m/s和vz a = 1.24 × 17 / 100 = 0.21 100由文献 3 图 2.4-4，本科生毕业设计第 27 页查得 6 级精度时： c)齿向载荷分布系数kv = 1.04k Hβ ， k Fβ由文献 3 表 2.4-8 查得渗碳淬火齿轮x β = 0 . 85文献 3 表 2.4-9， f ma = H? × 4.16b 0.14 = 1.32 × 4.16 × 1500.14 = 11.07?m 由文献 3 表 2.4-8 查得， f sh = 369.41 × 0.02261 = 8.35F β y = x β ( f ma + 1 . 33 f sh )=0.85 (11.07 + 1.33 × 8.35)=18.85k t × k A × k v b = 31043 × 1.75 × 1.02 150 = 369.41 N mm 根据Fβ y和F t k A k v / b ,由文献 3 图 2.4-5,查得k H β = 1 .6k F β = ( k H β ) N = 1 . 53 0 . 902 = 1 . 47式中：(b / h ) 2 N = 1 + (b / h ) + (b / h ) 2=10 . 2 2 = 0 . 903 1 + 10 . 2 + 10 . 2 2(b 150 = = 10 . 2 ) h (1 + 1 . 1 ) × 7d)齿间载荷分布系数因k Ha , k Faε r = ε a + ε β = 1.62 + 0 = 1.62由文献 3 图 2.4-6 查得k Ha = k Fa = 1 . 0e)节点区域系数 z HzH ==2 cos β b cos α t' cos 2 α t sin α t'2 cos 0 cos 23.18 cos 2 20 sin 23.18=2.3式中， 直齿轮βb = 0 ；本科生毕业设计第 28