【文章內(nèi)容簡介】 技大學學士學位論文 15 牽引功率（ KW） 2 40 電動機轉(zhuǎn)速（ r/min） 50HZ 1472 2455 牽引速度（ m/min） 12 牽引力（ KN） 570 350 山東科技大學學士學位論文 16 電機的選擇 ⑴截割電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為 300 2KW，即每個截割部功率為 300KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全 。而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)此選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異步防爆電動機 YBC3─ 300,其主要參數(shù)如下： 額定功率： 300KW； 額定電壓： 1140V 額定電流： 176A。 額定轉(zhuǎn)速： 1472P/m 額定頻率： 50HZ。 絕緣等級： H 接線方式： Y 工作方式： S1 質(zhì)量： 1502KG 冷卻方式：外殼水冷 螺孔： 19φ 18 輸出軸 ： EXT21Z 3m 30P 該電機總體呈圓形 , 其電動機輸出軸上，帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu) 。 ⑵牽引電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為 40 2KW，即每個截割部功率為 40KW。根據(jù)礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全 。而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。據(jù)此選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相鼠籠異步防爆電動機 YBCS4─ 40B,其主要參數(shù)如下： 額定功率： 40KW； 額定電壓： 380V 額定電流： 100A。 額定轉(zhuǎn)速： 1472P/m 額定頻率： 50HZ。 絕緣等級： H 接線方式： Y 工作方式： S1 質(zhì)量： 802KG 冷卻方式：外殼水冷 螺孔： 4φ 18 輸出軸： EXT17Z 30P 該電機總體呈圓形 , 其電動機輸出軸上 ，帶有漸開線花鍵，通過該花鍵山東科技大學學士學位論文 17 電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構(gòu)。 截割部總體傳動方案的確定 傳動比的確定 滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉(zhuǎn)速和直徑計算而的，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉(zhuǎn)速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉(zhuǎn)速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉(zhuǎn)速。 總傳動比 總i ＝＝＝ 滾總 nnI n —— 電動機轉(zhuǎn)速 r/min 滾n —— 滾筒轉(zhuǎn)速 r/min 傳動比的分配 在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結(jié)構(gòu)、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則： 1． 各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內(nèi)，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。 、結(jié)構(gòu)勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。 3．使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。 4．使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。 由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構(gòu)的傳動比。 本次設計采用 NWG 型 行星減速裝置，其原理如圖所示： 山東科技大學學士學位論文 18 a太 陽輪 b 內(nèi)齒圈 g 行星輪 x行 星架 NWG行星機 構(gòu) 該行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪 a、內(nèi)齒圈 b、行星輪 g、行星架 x等組成。傳動時，內(nèi)齒圈 b 固定不動，太陽輪 a 為主動輪，行星架 x 上的行星輪 g— 面繞自身的軸線 ox— ox 轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動行星架 x回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。運轉(zhuǎn)中，軸線 ox— ox 是轉(zhuǎn)動的。 這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構(gòu)的使用效率為～ ,傳動比一般為 ～ 。如上圖所示，當內(nèi)齒圈 b 固定，以太陽輪 a 為主動件，行星架 g 為從動件時，傳動比的推薦值為 ～ 9。查閱文獻 [4],采煤機截割部行星減速機構(gòu)的傳動比一般為 4～ 6。這里定行星減速機構(gòu)傳動比 ?bagi 則其他三級減速機構(gòu)總傳動比 總II? 247。 ?bagi 247。 = 由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為 。4~3?ji 根據(jù)前述多級減數(shù)齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結(jié)構(gòu)，初定各級傳動比為： ,?i , ?i ?i 以此計算，四級減速傳動比的總誤差為： 山東科技大學學士學位論文 19 ( ??? ）247。 ＝ 9‰ 在誤差允許范圍 5﹪內(nèi)，合適。 山東科技大學學士學位論文 20 3 齒輪設計 齒輪正確嚙合條件 ⑴齒輪正確嚙合條件：嚙合齒輪的模數(shù)、壓力角分別相等。 ⑵連續(xù)傳動條件：齒輪嚙合的重合度大于 1. 齒輪材料的選擇 ⑴選擇原則 ① 滿足工作條件的要求； ② 考慮齒輪尺寸的大??； ③ 考慮到齒輪受到重載和沖擊載荷的情況； ④ 選用高強度鋼表面要硬化處理。 ⑵選用材料 選用 18Cr2Ni4Wa，需經(jīng)過表面滲碳淬火，有效硬化層深度為 ~ ，表面硬度為 58~62HRc，齒芯硬度 為 38~42HRc，強度極限為 σ b =1200Mpa，屈服極限 σ s=1100Mpa。 傳動系統(tǒng)運動參數(shù)的計算 各軸轉(zhuǎn)速計算 ： 從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ軸。 Ⅰ軸 14721 ?n /r min Ⅲ軸 m in/9 2 ?? Ⅳ軸 4 3 ??inn ＝ min/r Ⅵ軸 m i n/1 9 ??＝ 各軸功率計算 ： Ⅰ軸 30031 ??η＝ PP =297kW 山東科技大學學士學位論文 21 Ⅱ軸 29721212 ??? ηη＝ PP = Ⅲ軸 ??? ηη＝ PP = Ⅳ軸 7 631234 ???? ηηη＝ PP = Ⅴ軸 6 531245 ???? ηηη＝ PP = Ⅵ軸 ??? ηη＝ PP = Ⅶ軸 4 831267 ???? ηηη＝ PP = Ⅷ軸 3 831278 ???? ηηη＝ PP =229kW 各軸扭矩計算 : Ⅰ軸 95509550111 ?? nPT mN ?? 19 2714 7229 7 Ⅲ軸 95509550333 ?? nPT mN ?? Ⅳ軸 95509550444 ?? nPT mN ?? 0 5 Ⅶ軸 95509550777 ?? nPT mN ?? 11440199 將上述計算結(jié)果列入下表 ,供以后設計計算使用 運動和動力參數(shù) 編號 功率 /kW 轉(zhuǎn)速n/(r min1? ) 轉(zhuǎn)矩 T/(N m) 傳動比 Ⅰ軸 297 1472 1927 Ⅲ軸 920 2900 Ⅳ軸 430 6011 Ⅶ軸 229 199 11440 山東科技大學學士學位論文 22 齒輪的受力分析 山東科技大學學士學位論文 23 齒輪設計及強度效核 ： 這里主要是根據(jù)查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經(jīng)驗 初步確定各級傳動中齒輪的齒數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，具體計算過程級計算結(jié)果如下： 統(tǒng)的設計經(jīng)驗 初步確定各級傳動中齒輪的齒 數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳動的功率、轉(zhuǎn)矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數(shù)進行初步確定，截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結(jié)果如下： 山東科技大學學士學位論文 24 山東科技大學學士學位論文 25 山東科技大學學士學位論文 26 山東科技大學學士學位論文 27 山東科技大學學士學位論文 28 山東科技大學學士學位論文 29 山東科技大學學士學位論文 30 我國薄及較薄煤層分布廣泛，全國多處礦井都賦存有薄及 較薄煤層。薄及較薄煤層可采儲量 億噸，約占煤炭總開采量的 19%。為了充分實現(xiàn)較薄煤層的高效開采，充分利用煤炭資源 ，可以對較薄煤層采取長壁開采方式，本設計就是較薄煤層長臂開采的配套設備中 采煤機 的設計。 在 設計過程中得到了 高峰老師的 親切 指導 。 從 采煤機 選型到參數(shù)確定過程中，高峰老師給于多次指導，最初的設計也是數(shù)易其稿。 本文 設計的 采煤機 主要有以下特點 ： (1) 針對腳脖煤層賦存特點，結(jié)構(gòu)緊湊，過機空間、人員操作、行走空間相對較大；頂梁為變斷面薄型、前翹整體頂梁，結(jié)構(gòu)簡單，對前部頂板的支撐效果好，并具有較高 的可靠性 ； (2) 平衡千斤頂采用兩個 φ 125mm 缸徑千斤頂，增加了平衡千斤頂作用可靠性以及連接裝置的可靠性 ； (3) 采用前單、后雙連桿機構(gòu)，支架穩(wěn)定性好，縱向尺寸小，搬家、運輸方便； (4) 底座采用整體剛性底座，即可保證推移機構(gòu)能順利出煤，又可提高支架整體剛度； (5) 推移機構(gòu)為短推桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)可靠，拆裝方便，利于實現(xiàn)快速移架； 山東科技大學學士學位論文 31 根據(jù)現(xiàn)有支架的結(jié)構(gòu)和特點，設計出了頂梁、底座、 四連桿、 立柱等重要部件的結(jié)構(gòu)。在此基礎上，對各個結(jié)構(gòu)件的強度進行了校核，均滿足強度條件。 在設計中 ，利用三維制圖軟件繪制了 采 煤機 。 先繪制支架的主要的結(jié)構(gòu)件：頂梁、掩護梁、前后連桿、底座、立柱、平衡千斤頂，并進行裝配成整體支架。 通過繪制完整 三維 采煤機 加深了設計過程中對 采煤機 的結(jié)構(gòu)設計和參數(shù)設計 的理解。 在 結(jié)構(gòu)確定和參數(shù)確定過程中參閱了大量的資料，并參考了在實習中看到的 采煤機 的實體，最終確定最后結(jié)構(gòu)形式和具體參數(shù)。在進行最后的強度校核時，選取了眾多方法種的一種，主要以 建立支架力學模型 和受力分析為主 ，目前，出現(xiàn)了一些新的 方法 來研究支架的結(jié)構(gòu)強度，有限元法，薄壁箱型截面組合強度的計算機輔助算法以及 采煤機強度的概率設計法 是當前計算機輔助程度 較高的方法 ，這些 新的技