【正文】 采煤機(jī)需要快速牽引割煤, 滾筒截深的加大和轉(zhuǎn)速的降低, 又導(dǎo)致滾筒進(jìn)給量和推進(jìn)力的加大, 故要求采煤機(jī)增大牽引力,目前已普遍加大到450～600kN,現(xiàn)正研制最大牽引力為1000kN 的采煤機(jī)。美國現(xiàn)有長壁工作面中, 45 %以上的電牽引采煤機(jī)供電電壓為≥2300V。 國內(nèi)采煤機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r我國煤礦綜合機(jī)械化采煤設(shè)備的研制水平，經(jīng)過幾十年的引進(jìn)技術(shù)、消化吸收和自主研發(fā)，已有長足進(jìn)步。（2）有鏈牽引，輸出牽引力小。20世紀(jì)70年代后期，我國總共引進(jìn)143套綜采成套設(shè)備。20世紀(jì)80年代采煤機(jī)的發(fā)展有如下特點(diǎn)：（1）重視采煤機(jī)系列的開發(fā)，擴(kuò)大使用范圍。（2）高性能電牽引采煤機(jī)：電牽引采煤機(jī)的研制從20世紀(jì)80年代開始起步，20世紀(jì)90年代全面發(fā)展，電牽引的發(fā)展存在直流和交流兩種技術(shù)途徑。國產(chǎn)電牽引采煤機(jī)雖然發(fā)展速度很快，但在性能和可靠性上與世界先進(jìn)國家的采煤機(jī)相比，還存在較大的差距，所以一些有實(shí)力的礦務(wù)局，在裝備高產(chǎn)高效工作面時(shí)，把目光移到國外，進(jìn)口國外先進(jìn)電牽引采煤機(jī)。（2）我國采煤機(jī)的主要參數(shù)與世界先進(jìn)水平的差距在縮小。采煤機(jī)連接構(gòu)件經(jīng)常松動(dòng)是影響工作可靠性的重要因素，而且解決難度較大，液壓螺母和專用超高壓泵，在電牽引采煤機(jī)中得到推廣應(yīng)用，防松效果顯著，基本解決采煤機(jī)連接可靠性的問題。按行走機(jī)構(gòu)形式分鋼絲繩牽引、鏈牽引和無鏈牽引采煤機(jī)。按適用的煤層厚度分厚煤層、中厚煤層和薄煤層采煤機(jī)。電動(dòng)機(jī)：是滾筒采煤機(jī)的動(dòng)力部分，它通過兩端輸出軸分別驅(qū)動(dòng)兩個(gè)截割部和牽引部。減速箱的主要功能是將電動(dòng)機(jī)的高轉(zhuǎn)速變?yōu)榈娃D(zhuǎn)速后傳給行走箱。滾筒：是采煤機(jī)落煤和裝煤的工作機(jī)構(gòu)，滾筒上焊有端盤及螺旋葉片，其上裝有截齒。調(diào)高油缸：可使搖臂連同滾筒升降，以調(diào)節(jié)采煤機(jī)的采高。采煤機(jī)的電纜和水管夾持在拖纜裝置內(nèi)，并由采煤機(jī)拉動(dòng)在工作面輸送機(jī)的電纜槽中卷起或展。隨著采煤機(jī)械化的發(fā)展，采煤機(jī)是現(xiàn)在最主要的采煤機(jī)械。在石油、天然氣、水力發(fā)電和核動(dòng)力獲得巨大發(fā)展的今天，煤炭仍然是我國一次性能源的主體。因此，對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)和改善是必要的，有現(xiàn)實(shí)意義?！?，煤層傾角小于等于30176。圖21 方案一方案二(如圖22)牽引部減速機(jī)構(gòu)由一級(jí)錐齒輪和二級(jí)圓柱齒輪組成，牽引電機(jī)通過花鍵與牽引減速一軸相連。電機(jī)將動(dòng)力傳遞給錐齒輪，由齒輪傳遞給齒輪低速級(jí)齒輪，最后輸出至截割部。綜上所述，此次設(shè)計(jì)方案確定為方案三。 傳動(dòng)比的分配在進(jìn)行多級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)時(shí)，傳動(dòng)比分配是一個(gè)重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動(dòng)比，將直接影響到傳動(dòng)系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結(jié)構(gòu)、潤滑條件、成本及工作能力。（4）使各級(jí)傳動(dòng)中的大齒輪進(jìn)入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥奖?。根?jù)前述多級(jí)減速齒輪的傳動(dòng)比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為17為依據(jù)，初定齒數(shù)及各級(jí)傳動(dòng)比為： 傳動(dòng)系統(tǒng)的計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計(jì)算：牽Ⅰ軸: 轉(zhuǎn) 速： =1480功 率: P1=375轉(zhuǎn) 矩： T1=9550=9550= 初步確定齒輪主要參數(shù)1. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)按初步設(shè)計(jì)及參考文獻(xiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表13326節(jié)點(diǎn)區(qū)雙對(duì)齒嚙合設(shè)計(jì)查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[3]表13123和圖13152按MQ級(jí)質(zhì)量要求取值，由表13324公式式中 ——小齒輪大端分度圓直徑，mm；——錐齒輪類型幾何系數(shù)，見表13325，；——小齒輪轉(zhuǎn)矩，Nm；——使用系數(shù)，見表13181，=；——齒數(shù)比，=。 齒輪彎曲強(qiáng)度校核齒根彎曲應(yīng)力——使用系數(shù)，見表13181，=；——?jiǎng)虞d系數(shù)（由圖1332差得）； ——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)；——彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)；——彎曲強(qiáng)度計(jì)算有效寬度有效寬度；——最小安全系數(shù)。第4章 中間級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 選定齒輪類型、材料1. 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中所選方案三，中間級(jí)為圓柱齒輪傳動(dòng)2. 材料選擇根據(jù)齒輪運(yùn)行條件及其工作場合綜合經(jīng)濟(jì)適應(yīng)性考慮選擇材料如下：小齒輪材料 18Cr2Ni4WA滲碳淬火硬度HRC,大齒輪材料18Cr2Ni4WA滲碳淬火硬度HRC齒輪精度為8。查[3]表13198齒輪裝配時(shí)； 式中 ——齒向載荷分配系數(shù)，查[3]表131102得；——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查[3]圖13116得；——彈性系數(shù)，查[3]表131105得；——重合度系數(shù)，根據(jù)[3]圖1315知。 輪齒彎曲強(qiáng)度核算1. 計(jì)算齒根應(yīng)力 (417) 式中 ——齒向載荷分布系數(shù)； 式中 ——齒向載荷分配系數(shù)；——當(dāng)量齒形系數(shù)，；，；——重合度系數(shù) 。由[3]圖13123和圖13152取值， 初步確定主要參數(shù)齒輪尺寸參數(shù)見表51表51 模數(shù)、齒數(shù)、齒寬等主要幾何參數(shù)項(xiàng) 目代 號(hào)小齒輪大齒輪未變位時(shí)中心距模 數(shù)見式（41）由參考文獻(xiàn)[3]查表13178選取=， 沖擊載荷較大，取載系數(shù)=[1]查表13179選表13177齒寬系數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)續(xù)表項(xiàng) 目代 號(hào)小齒輪大齒輪齒 數(shù)Z5=37 Z6=38實(shí)際傳動(dòng)比齒 寬b5=90mmb6=a==分度圓直徑見式（42）d5=mz5=370mmd6=380mm嚙合角 見式（43）總變位系數(shù)=（由[3]圖1314取得）變位系數(shù)x5=（由[3]圖1314取得）x6= (x2=x1)中心距變動(dòng)系數(shù)y見式（44） y=變位時(shí)中心距a= 見式（45）齒頂高變動(dòng)系數(shù)=(x5+x6)y=齒頂高h(yuǎn)a5= 見式（46）ha6=齒根高h(yuǎn)f5= 見式（47）hf6=齒高 h5=21mm 見式（48）h6=22mm齒頂圓直徑見式（49）da5=393mmda6=397mm齒根圓直徑見式（410）df5=349mmdf6=353mm齒輪圓周速度見式（411）V=根據(jù)[3]表13139取齒輪精度6級(jí) 齒面接觸強(qiáng)度核算齒面接觸強(qiáng)度核算見表52 表52 齒面接觸強(qiáng)度核算項(xiàng) 目代 號(hào)小齒輪大齒輪分度圓切向力d5=370mm代入式（412）得Ft=精度系數(shù)C fpt=25 代入式（414）得 C=8接觸應(yīng)力見式（413）KA=(查[3]表13181)KV=(查[3]圖13114) (查[3]表131102)ZH=(查[3]表13116)ZE=(查[3]表131105)見式(413)KA=(查[3]表13181)KV=(查[3]圖13114) (查[3]表131102)ZH=(查[3]表13116)ZE=(查[3]表131105)接觸應(yīng)力(查[3]表1315) (查[3]表1315) 壽命系數(shù)見式（416）NL5=60n5t=代入得 ZNT5=見式（416）NL6=60n6t=代入得 ZNT6=安全系數(shù) 見式（415）ZLZRZV=1(查[3]表131108)Zw1=(查[3]圖13130)Zx=(查[3]表131109)代入得 SH5=ZLZRZV=1(查[3]表131108)Zw1=(查[3]圖13130)Zx=(查[3]表131109)代入得 SH6=、均達(dá)到了參考文獻(xiàn)[3]表131110規(guī)定的一般可靠度時(shí)最小安全系數(shù)的要求。取二軸直徑軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖61所示3. 計(jì)算支撐反力、彎矩、及扭矩 軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖如圖62a、b、c所示。4. 軸初步計(jì)算見式（61） =255MPa 代入得：5. 低速二軸受力分析2—花鍵安裝位置圖65 低速級(jí)二軸結(jié)簡圖（a） (b) (c)（a）低速二軸受力圖 （b）低速二軸水平受力圖 （