采煤机摇臂高速区轴承故障分析

采煤机摇臂高速区轴承振动特性与故障分析 摘 要 采煤机是煤矿综采工作中的关键机械设备之一，大功率、高强度、高可靠性是现代采煤机发展方向。本论文完成了采煤机摇臂的设计，对摇臂中的传动部件都做了具体分析计算，重点对轴承的寿命进行了估算。包括摇臂减速器的布局设计及三维建模。文中主要介绍了目前国内外采煤机的研究现状及未来发展趋势，同时介绍了采煤机的类型、工作原理和主要组成，还介绍了采煤机摇臂的具体结构。 在设计过程中，主要对减速器传动方案的确定和相关组件的计算和设计，重点完成了采煤机摇臂高速区轴承振动特性与故障分析。首先，完成了对摇臂减速器的传动比分配，转速及传递功率的计算，其次，完成了采煤机摇臂壳体内一轴、二轴、三轴、四轴、五轴和各轴传动齿轮的设计及校核，简单介绍了行星轮系的装配关系确定和强度校核。再次，重点对摇臂高速区轴承的振动特性进行详细分析。最后，对采煤机摇臂进行了三维建模，仿真。关键词：采煤机；摇臂；轴 ABSTRACTThe MG160/390-WD shearer is a medium-low power electric haulage shearers mining medium-thick seam, for coal seam thickness of 1.52.92m, mining height 1.33.0m,coal bed pitch less than 35, it can be used for hard coal mining. This paper completed the design of shearer rocker arm, including the layout and three-dimensional modeling of speed reducer, it described the current status of domestic and international coal mining research and future development trends, the type of shearer, working principles and main components，it also introduced the specific structure of shearer rocker.In the design process, completed the calculation and design of the reducer drive scheme and related components. First, completed the rocker reducer transmission ratio , speed and transfer power distribution calculation. Secondly, the completion of the design and check of five shafts and the shaft driving gears inside the rocker arm shell,simply introduced the assembly relationships and intensity checking of the planetary gear train. Thirdly, the completion of the selection and check the spline for connection. Finally, the three-dimensional modeling.Keyword: shearer; rocker arm;axis 目 录1 绪论11.1设计思路的提出11.2采煤机概述11.2.1采煤机分类及组成11.2.2滚筒采煤机工作原理21.3采煤机械化的发展与趋势31.4 本章小结42 摇臂整体方案确定52.1 MG160/390-WD型采煤机简介52.1.1主要技术参数52.1.2 MG160/390-WD 型电牵引采煤机截割部组成62.1.3截割部电动机的选择72.2 摇臂具体结构设计方案的确定72.3传动方案的确定82.3.1传动方式确定82.3.2 传动比的确定102.4传动比的分配102.5传动效率选择112.6摇臂的润滑112.7 本章小结123 传动系统设计133.1各级传动转速、功率、转矩的确定133.2 齿轮设计及强度效核143.2.1齿轮2和齿轮3（惰轮1）的设计及强度效核153.2.2齿轮4和齿轮5设计及强度效核163.2.3齿轮6和齿轮7（惰轮）设计及强度校核183.2.4验算齿轮3和齿轮6是否干涉203.2.5 行星齿轮设计及强度校核203.3轴的设计校核与轴承选用293.3.1 轴的设计及强度效核293.3.2轴的设计及强度效核333.3.3轴的设计及强度效核373.3.4轴的设计及强度效核413.3.5轴的设计及强度效核443.4 轴承的寿命校核463.4.1 轴轴承的寿命校463.4.2 轴轴承的寿命校核473.4.3轴轴承的寿命校核483.4.4轴轴承的寿命校核493.4.5轴轴承的寿命校核493.5花键的选择与强度校核503.5.1 轴花键的强度校核503.5.2 轴花键的强度校核513.6 本章小结524摇臂的三维建模534.1基于PROE的参数原理534.2基于PROE的模拟仿真534.3 减速器参数化设计及仿真的总体方案及技术路线534.4 摇臂三维实体建模554.5 本章小结57结论58参考文献59致 谢601 绪论 我国是一个多煤少油贫气的国家，已探明的煤炭储量占世界煤炭储量的33.8，可采量位居第二，产量位居世界第一位。煤炭在我国一次性能源结构中处于绝对主要位置，50年代曾高达90。随着大庆油田、胜利油田及天然气等的开发和利用，一次性能源结构才有了一定程度的改变，但近二十年来煤仍然占到70以上，在今后相当长的一段时间内，煤炭作为我国主要能源形式还将长期占着重要地位。 在2009年度中国可持续能源发展战略研究报告中，20多位院士一致认为，到2010年煤炭在一次性能源生产和消费中将占60左右；到2050年，煤炭所占比例不会低于50。可以预见，煤炭工业在国民经济中的基础地位，将是长期的和稳固的，具有不可替代性12。而作为我国特大煤炭生产基地，神东矿区（指神东公司所属矿井）2010年生产原煤达2亿吨，占全国煤炭产量6%强，其高效的生产、管理模式，有力地促进了我国煤炭行业生产方式的转变，正积极地引导着中国煤炭工业向现代化、信息化、数字化方面发展，为我国煤炭工业的安全健康发展，起了积极的示范促进作用。神东矿区自2005年在全国率先成为亿吨矿区以来，更是以每年2000万吨的增长速度快速发展，在2010年又在全国率先成为2亿吨特大生产基地。目前，神东矿区常年综采工作面保持在30个左右，年安装回撤工作面达各达50多个，其高产高效的生产管理模式有力地支撑起神东矿区的快速发展并引起世界煤炭工业广泛关注。作为综采工作面关键设备之一，神东矿区全部引进先进世界上采煤国家大功率、高强度采煤机，典型如德国EICKHOFF SL 型采煤机、美国LS 系列采煤机，总装机功率最大已达2590KW，如EICKHOFF SL 1000 -6698采煤机目前在神东矿区补连塔矿使用，其单截割电机功率达1000KW，滚筒直径达3.5米，采高范围可达7米，是目前世界上在用的最大电牵引交流变频双滚筒采煤机。自神东矿区1994年正式引进世界范围内先进采矿设备以来，截止2010年，采煤机目前已引进达45台。随着采煤机过煤量（采煤机寿命期内产量）的大幅度提高，人停机不停、高强度的生产模式，设备的老化现象严重，故障率特别是关键部件故障率大幅度升高，已在一定程度上制约着综采工作面制约产量的提高，影响到矿井均衡生产计划，进而甚至影响到矿区高产高效模式。如2007年神东矿区补连塔煤矿31401综采工作面一台EICKHOFF SL 6459电牵引采煤机因右摇臂齿轮箱行星头故障，由于故障原因不明，现场判断处理不当，最后不得不整体更右换截割部摇臂齿轮箱，直接设备部件经济达450万元，影响生产达38个小时，影响产量达6万吨，间接损失3000多万元，造成严重生产事故，影响较大3。采煤机截割部摇臂齿轮箱作为采煤机关键部件，直接承担综采工作面截割动力传动的重任，据对神东矿区近年来进口采煤机摇臂齿轮箱故障率的统计，平均摇臂齿轮箱又占采煤机故障率的34.2%，且有呈现逐年上升的趋势。 表1-1 摇臂齿轮箱占采煤机故障率统计表3 年份2004200520062007200820092010摇臂故障率27.5%33.3%29.4%34.6%38.5%36.2%39.8%由于其与一般工业用齿轮箱安装方式不一样，现代典型先进的采煤机截割摇臂齿轮箱，其连接方式为截割电机+摇臂齿轮箱+螺旋截割滚筒，截割部作为一个整体与采煤机机身通过摇臂连接板（俗称摇臂耳座）销轴连接，截割部随着综采工作面采煤机截割煤生产工艺而上下前后调整，摇臂齿轮箱一方面随煤壁采高的不同而上下调整，另外一方面随着采煤机截割煤壁方向而前进或后退，这种复杂的安装接方式决定了采煤机摇臂齿轮箱随着采煤机截割部上下前后移动，运行工况十分复杂。随着设备的老化和高强度生产模式（平均一天检修3小时，生产约20小时）作为采煤机最薄弱部件，摇臂齿轮箱承担着采煤机故障最主要故障源，极大地制约着综采工作面的产量的提高。一直以来，由于煤矿行业生产环境恶劣，煤炭工业经济发展不景气，煤矿工人素质普遍低，专业人才的缺乏，技术力量的落后，严重制约了采矿设备故障诊断维修水平的发展，煤矿企业设备管理水平大大落后于一般工业企业，如电力行业、钢铁行业。许多国产采矿设备开机率极低，可靠性非常差，有的甚至在设备安装调试阶段就出现这样故障或那样问题而现场不能解决，最后只能拉回设备生产厂家解决，即便是下井设备也经常出现故障而不能正常有效运转，极大了影响到煤矿安全生产水平的提高和煤炭产量的提升。作为采煤机摇臂齿轮箱，因其安装、运行方式的特殊，目前在我国国有重点煤矿一般采用油液铁谱分析技术对摇臂齿轮箱状态进行监测，铁谱分析是通过铁谱技术对齿轮箱润滑油液磨损颗粒的大小、形态、面积、特征等参数进行定性或定量的分析摇齿轮箱齿轮箱工作状态的现状及发展趋势。然而铁谱分析技术最大的缺点就是受制于人为因素、量大繁杂费时，不能及时准确快速地在现场判断摇臂齿轮箱工作状态，在生产实践中不能及时准确满足现场实际需要。 随着近二十年来设备状态监测与故障诊断技术的快速发展，特别是针对齿轮箱故障诊断技术理论与实践的成熟，机械振动监测、信号处理、状态识别用于齿轮箱故障诊断取得巨大的成功，本课题根据对齿轮箱振动故障机理分析、信号测试采集技术、故障特征提取分析，试将机械振动故障诊断方法应用于煤矿现场采煤机摇臂齿轮箱故障诊断中，提高了摇臂齿轮箱工作可靠性，预知设备状态，确保了安全生产；降低了煤矿工人劳动生产强度、节约生产成本、提高了采煤机开机率；积极推广先进的设备故障诊断技术于矿山设备管理中，促进矿山设备管理水平的提高，促进了矿井高产高效生产模式的发展。1.1 国内外研究现状1.1.1 齿轮箱故障诊断研究的国内外现状 设备状态监测与故障诊断(Equipment Condition Monitoring and Faults Diagnosis)是随着现代科学技术的进步及设备管理水平的提高而快速发展起来的一门综合性高新技术, 它以机械、力学、电子、数学、物理、计算机及人工智能技术等多个学科作为基础，作为一门新型实用技术, 它广泛地应用到世界范围内工矿企业设备管理实践中，并取得了可观的社会效益和经济效益4。 设备故障诊断发展历程大致经历了如下三个阶段：第一个阶段是设备故障诊断技术的初级阶段，20世纪六十年代以前, 设备故障诊断主要以现场工人直观判断或专家传统经验为主, 诊断结论往往是对现场设备故障现象作简单的定性分析, 主要特点是结合传统生产实践经验对设备状态作出简单的判断, 极大地受制于个人经验水平; 第二阶段是设备故障诊断快速发展阶段, 20世纪六十年代以后, 随着现代科学技术水平的大幅度快速跃进, 以传感器技术、测试技术及信号处理技术为基础现代设备故障诊断技术得到极大发展，设备故障诊断理论快速发展，故障诊断系统、仪器的大量研制，诊断方法百花齐放，尤其以机械振动信号测试、信号分析处理、故障特征提取为基础的振动故障诊断技术在机械设备故障诊断中得到广泛应用；第三阶段是设备故障诊断智能诊断技术阶段，20世纪80年代中期以后，机电设备日益向大功率、多功能化、复杂化、智能化方向发展，而随着人类科技文明的进一步发展，设备故障智能诊断技术也得到了飞速发展，基于知识的人工智能故障诊断系统层出不穷，如故障诊断专家系统、模糊故障诊断系统、灰色理论、人工神经网络、远程网络故障诊断等等新概念诊断模式在生产实践中得到进一步的推广应用5。 齿轮箱状态监测与故障诊断的研究最早始于20世纪60年代，根据诊断方法一般可以分为两大类：一类是根据摩擦磨损理论，通过铁谱技术分析齿轮箱润滑油中的磨屑颗粒性质大小特征来诊断齿轮箱的运行状况及发展趋势，目前在某些行业也广泛应用，如神东矿区采煤机、刮板运输机等矿山设备采取铁谱分析技术来对各类关键齿轮箱状态作监测，并取得一定的效果；另一类则通过对齿轮运行中的动态信号分析处理来诊断齿轮箱的运行状况，由于振动信号便于采集记录、信号处理技术的飞速发展以及不易受到干扰等优点，在世界各国工业设备管理中更大范围内被广泛采用6。目前齿轮箱故障诊断研究主要集中在齿轮箱故障机理研究、振动信号处理和典型故障特征的提取、诊断方法和人工智能技术的应用及齿轮箱状态监测系统和仪器研制四个方面。 （1）齿轮箱故障机理的研究 故障机理研究是设备状态检测与故障诊断的理论基础，是获得正确诊断结果的前提条件。它是以现代数学、线性和非线性动力学理论、动力学、材料力学、摩擦学、振动与噪声、物理、计算机技术等众多学科为基础，根据所研究对象的故障特点，结合数字模拟仿真和实验研究，建立设备故障对应的数学物理模型，模拟故障的动力学特性，最后通过实验验证, 了解故障的形成与发展过程，从而掌握故障的产生原因及故障与特征之间的复杂关系7。 早在一百多年前，人们就已经开始对齿轮箱的振动和噪声机理进行了研究。但直到上个世纪六十年代中期，齿轮的振动和噪声才成为评价一个齿轮箱传动系统好坏的重要因素，并引起了世界范围内各国学者的广泛关注。英国学者Hoptiz在1968年就齿轮振动与噪声的机理，发表了一些著名的研究报告，其中阐述了齿轮箱的振动和噪声是传动功率和齿轮传动误差及齿轮精度的函数。另外，如美国的Buckingham和德国的Niemann也对齿轮箱的振动和噪声机理作出了自己的研究。我国很多学者教授对齿轮箱故障机理也很了很多研究，如丁康等对齿轮箱典型故障振动特征与诊断策略进行了研究、李润芳等研究齿轮系统动力学，研究齿轮振动、冲击及噪声机理，研究表明啮合刚度、啮合误差、及啮合冲击内部激励是齿轮振动是根本因素，并研究了齿轮系统振动分析模型。在齿轮箱轴承故障诊断方面也开展了大量的理论及实践研究。近年来，国内大批科研院所博士硕士在相关科研课题资金资助下大量开展齿轮箱故障诊断研究工作，并取得了可喜的研究成果。 （2）振动信号处理 信号处理与典型故障特征提取技术是通过对传感器采集的信号进行有效的分析与处理，提取出能敏感反映设备运行状态的典型故障特征信息。齿轮箱振动信号的处理是齿轮箱故障诊断的关键，国内外学者在这方面研究取得了重要的成果。近几十年来，信号处理技术经历了由时域频域时频域发展过程。传统的时域分析包括时域波形分析、时域参数统计分析，包括最大值、峰峰值、均值、均方值、和方差等，及无量纲的特征值指标，其中有方根幅值、平均幅值、均方幅值、峭度、波形指标、峰值指标、脉冲指标、裕度指标等。基于传统的傅里叶变换的经典的频谱信号分析方法，如频谱分析、倒频谱分析、细化分析、Hilbert包络解调分析等在指导齿轮箱等机电设备故障诊断实践应用中取得了巨大的成果，目前我国研制的大多数设备故障诊断仪器最普遍配置基础频谱分析功能，基本能满足实际生产需要。但是傅里叶变换对是建立在信号平稳性假设理论基础之上的一种时域和频域的全局性变换，它对分析平稳（或准平稳）程的振动信号是十分有效，但对非平稳性信号则表现不尽人意，不能很好地提取非稳性信号的特征。由于机械设备在运行过程中由于阻尼、刚度、弹性等非线性及动态响应的非线性，反映在其振动信号上也具有非平稳性。当齿轮箱发生冲击、碰摩、裂纹故障障时，其振动信号往往表现非平稳性，因此信号非平稳性是设备故障的最根本表征。对于这些非平稳性振动信号必须用非平稳信号处理方法，即时频分析，如短时傅里叶变换（Short Time Fourier Transform，STFT）、Wigner-Ville分布、小波变换（Wavelet Transform，WT）、Hilbert-Huang变换、信号肓源分析、双线性时间频率变换等时频分方法。 1.2设计思路的提出 采煤机是煤矿综采工作中的关键机械设备之一，大功率、高强度、高可靠性是现代采煤机发展方向。然而作为采煤机可靠性最为薄弱环节，摇臂齿轮箱频繁出现机械故障，据统计，近年来其平均故障率占采煤机故障率的34.2%，已严重制约着采煤机开机率的提高，影响到煤矿综合采集作业的均衡生产。齿轮箱主要有齿轮、轴、轴承和机架四个部分组成。本课论文只从采煤机摇臂高速区轴承振动特性与故障分析方面进行简单讨论研究。本文在查找大量资料的基础之上，首先针对课题研究的背景、意义及国内外研究现状进行分析论述，找到采煤机摇臂高速区故障诊断的难点及特点及现有方法的不足，再通过对摇臂齿轮箱安装、运行工况进行分析，详细分析其结构、常见故障模式，研究高速区轴承振动故障机理。由于煤矿井下生产环境恶劣，摇臂齿轮箱安装特殊性，由于实际问题限制，以仿真软件对工况进行模拟仿真来代替在现场检测在目前国内采煤机市场，中厚煤层重型采煤机在研发、设计、制造和使用方面中占据着主导地位，中厚煤层采煤机技术日益成熟，有着广阔的提升空间。目前国内生产这类型采煤机的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机械厂等，其中以鸡西煤矿机械厂设计生产的MG160/390-WD型电牵引采煤机也是典型代表，该机在国内有着广泛的应用，得到众多煤矿的好评。本设计是在其成功的设计思想和理念基础上，对其摇臂进行设计，分析高速区轴承振动与三维建模。1.2采煤机概述1.2.1采煤机分类及组成 采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在使用很广泛。滚筒采煤机的组成如图1.1 所示。 现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置，结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递，结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便；采煤机的牵引部分也采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故工作更安全。图1.1 双滚筒采煤机1.2.2滚筒采煤机工作原理双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶煤，后滚筒割底部煤并清理浮煤。（双滚筒采煤机的工作原理如图1.2所示）因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采法称为双向采煤法。 图1.2 双滚筒采煤机工作原理为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应：对顺时针旋转（人站在采空侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象的归结为“左转左旋；右转右旋”，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。双滚筒采煤机有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种：1端部斜切法利用采煤机在工作面两端约2530m的范围内斜切进刀称端部斜切进刀法；2中部斜切法（半工作面法）利用采煤机在工作面中部斜切进刀称为中部斜切法。1.3采煤机械化的发展与趋势 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、联邦德国相继生产了滚筒采煤机、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是死滚筒，不能实现调高，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。因此，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通水平。虽然在1954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；特别是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效、高产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采技术。进入70年代，综采机械化得到了进一步发展和提高，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展，相继出现了功率为7501000KW，生产率达1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力达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。目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。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，使之达到高效、高产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并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；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。1.4 本章小结 本章为论文的绪论部分，主要是对设计题目的分析,重点介绍了采煤机的分类、组成、工作原理、进刀方式、发展及趋势。 2 摇臂整体方案确定2.1 MG160/390-WD型采煤机简介MG160/390-WD 无链电牵引采煤机，装机总功率390KW，截割功率 2160KW，牵引功率230KW。MG160/3900-WD无链电牵引采煤机，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。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通过牵引机构为采煤机牵引力，中间控制箱装有调高油缸，电控、变压器、水阀，每个主要部件可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。其主要用途及适用范围：MG160/390WD无链电牵引采煤机一般适用于中厚煤层的开采，倾角小于35度，煤质中硬或中硬以上，含有少量夹矸的长壁式工作面。本论文以MG160/390WD为基础进行讨论设计。2.1.1主要技术参数该机的主要技术参数如下表2.1：表2.1采煤机主要技术参数采高m1.3-3.0截深m0.6适应倾角 35 适应煤质硬度f4滚筒转速r/min 46，52滚筒直径mm1250,1400,1600摇臂形式整体弯摇臂摇臂长度mm 1700摇臂回转中心距mm5813 摇臂摆角42，-19.7牵引速度m/min 0-7牵引型式交流变频调速无链牵引机面高度mm 1100最小卧底量mm 410灭尘方式内外喷雾装机功率KW 391电压v 11402.1.2 电牵引采煤机截割部组成截割部主要完成截煤和装煤作业，主要组成部分有：截割电动机、摇臂减速箱、内外喷雾系统和截割滚筒等。截割部为整体弯摇臂结构，即截割电机、减速器均设在截割机构减速箱上，与牵引部铰接和调高油缸铰接，油缸的另一端铰接在牵引部上，当油缸伸缩时，实现摇臂升降。支承组件固定在左、右牵引部上，与行走箱上的导向滑靴一起承担整机重量。 摇臂减速箱主要由壳体、输入轴部件、惰轮、行星齿轮减速器、滚筒联接装置及内外喷雾等装置组成。摇臂的作用是将截割电动机的动力传递到滚筒使之旋转采煤，同时通过调高油缸的行程控制滚筒的升降。2.1.3截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为2160KW，即每个截割部功率为160KW。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。据三相鼠笼异步防爆电动机YBCS4-160（B）, 其主要参数如下： 表2.2 YBCS4-160(B)主要技术参数额定功率：400KW；额定电压：1140V额定转速：1480r/min接线方式：Y额定频率：50HZ;冷却方式：外壳水冷该电机总体呈圆形, 其电动机输出轴上 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。2.2 摇臂具体结构设计方案的确定 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，摇臂减速箱完全互换，只是摇臂壳体分左右。为加长摇臂，扩大调高范围，摇臂内常装有若干惰轮，致使截割部齿数较多。同时由于行星齿轮为多齿啮合，传动比大，效率高，可减小齿轮模数，故末级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。（1） 壳体：采取直臂形式，用ZG25Mn材料铸造，并在壳体内腔表面设置有八组冷却水管。（2） 轴 ：轴齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成，通过以花键联接的扭矩轴与截割电机联接。（3） ：为惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。（4） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（5） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（6） 轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。（7） 轴：惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。太阳轮通过花键联接将动力传递给行星减速器。（8） 行星减速器：太阳轮，行星轮，内齿圈，行星架和轮轴，轴承，套筒组成。该行星减速器有三个行星轮系，太阳轮浮动，行星架靠两个套筒轴向定位，径向有一定的配合间隙。（9） 中心水路：水管和接头组成。（10） 离合器：离合手把，压盖，转盘，推杆轴，扭矩轴等组成。2.3传动方案的确定2.3.1传动方式确定其传动系统如图2.1，建模如图2.2：图2.1 传动系统图表2.3传动系统图明细表序号名称序号名称序号名称1电动机8齿轮415太阳轮2轴9齿轮516转臂3齿轮110轴17内齿圈4轴11齿轮618齿轮85齿轮212轴19轴6轴13齿轮720箱体7齿轮314行星轮图2.2 摇臂三维建模2.3.2 传动比的确定 总传动比 电动机转速 r/min 滚筒转速 r/min2.4传动比的分配多级传动系统传动比的确定有如下原则：(1) 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。(2) 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。(3) 使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。(4) 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。采煤机一般需要34级减速，对于中厚煤层采煤机采用2K-H(NGW)负号行星齿轮传动时，行星齿轮安在最后一级比较合理。采煤机每级传动比一般为34（行星齿轮传动可达56），传动比应从高速级向低速级递减。在初步设计时可按/=20%30%。本次设计采用NWG型行星减速装置，其原理如图2.3所示：图2.3 NWG型行星减速装置这种型号的行星减速装置，效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传动功率范围大，可用于各种工作条件。查阅文献4,采煤机截割部行星减速机构的传动比一般为2.89。这里定行星减速机构传动比，则其他三级减速机构总传动比：31.965=6.39。由于采煤机机身高度受到严格限制，每级传动比一般为根据前述多级减数齿轮的传动比分配原则和摇臂的具体结构，据文献8，、分别为高速级和低速级的传动比。初定各级传动比为： ，;以此计算三级减速传动比的总误差=（31.69-2.411.851.425)/31.69=1,在误差允许范围5内，合适。2.5传动效率选择 圆柱齿轮传动选择8级传动，查得知传动效率0.97；扭矩轴0.99；滚动轴承0.98（一对），行星齿轮传动0.98。2.6摇臂的润滑 采煤机截割部因传递功率大而发热严重，其壳体温度可高达100，因此传动装置的润滑十分重要。减速箱中最常用的润滑方法是飞溅润滑，将一部分传动零件浸在油池中，靠它们向其他零件供油和溅油，同时油甩到箱壁上，以利散热。油面的位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中1/31/4中。飞溅润滑的优点是：润滑强度高，工作零件散热快，不需润滑设备，对润滑油的杂质和粘度下降不敏感。摇臂内的传动零件的润滑是个特殊问题，截割顶部煤时滚筒上升，摇臂端部齿轮得不到润滑；割底煤时滚筒下降，润滑油集中在摇臂端部。为此常规定滚筒割煤一段时间后，应停止牵引，将摇臂下降，以润滑端部齿轮，然后继续上升工作。2.7 本章小结 本章是论文的整体方案确定部分，主要包括采煤机截割电机的选择、摇臂的具体结构设计、传动方案选择、传动比分配、传动效率确定、及润滑方式的选择，进而在此基础上进行传动系统的设计和校核.3 传动系统设计3.1各级传动转速、功率、转矩的确定各轴转速计算：从电动机开始计算，各轴依次命名为、轴。轴 min轴 min轴 14802.41=614.12轴 614.12/1.85=331.96轴 轴 各轴功率计算：轴 1600.99=158.4轴 158.40.970.98=150.58轴 150.580.970.98=143.14轴 143.140.970.98=136.07轴 136.070.970.98=129.35轴 129.350.970.98=122.96各轴扭矩计算:轴 轴 971.65轴 = 2225.13 轴 =3914.53轴 =3746.6轴 =5023.18将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用表3.1 传动系统的运动和动力参数表轴号功率/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)轴158.414801022.11轴150.581480971.65轴143.14614.122225.13轴136.07331.963914.53轴129.35233.773746.96轴122.96233.775023.183.2 齿轮设计这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验,思路如下：初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定。截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下：3.2.1齿轮2和齿轮3（惰轮1）的设计（1）选择齿轮材料及热处理查文献5表16.2-59、60、61，大齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC。由图16.2-17及图16.2-26，按MQ级质量要求取值=1450（2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=971.65许用接触应力，按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=30=301.42=72.3 取=73，实际传动比（即齿数比）=2.43查图6-7得齿形系数2.59，2.270.0105，0.0092，取较大者，即前者模数m，代入数据得m3.6,取m=4中心距 齿宽 b=0.4206=82.4小齿轮一般比大齿轮齿宽多5-10mm，取， 83（3)验算齿面接触强度，代入数据得910.05 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=430=120， =473=292 齿顶高 齿根高 =6 齿顶圆直径 =128 =300 齿根圆直径 =282 =110 齿宽b ,83 中心距 =2063.2.2齿轮4和齿轮5设计及强度效核（1）选择齿轮材料 小齿轮4选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮5用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=2241.11许用接触应力按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=40=301.85=74 取=74实际传动比（即齿数比）=1.85查图6-7得齿形系数2.45，2.260.0093，0.0092取较大者，即前者模数m代入数据得m4.2,取m=5中心距 齿宽 b=0.4285=114小齿轮一般比大齿轮齿宽多5-10mm取 （3)验算齿面接触强度,代入数据得737.43 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=540=200 =574=370 齿顶高 齿根高 =6.25 齿顶圆直径 =210 =380 齿根圆直径 =187.5 =357.5 齿宽b , 中心距 =2853.2.3齿轮6和齿轮7（惰轮）设计及强度校核（1）选择齿轮材料 小齿轮6选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度59HRC；大齿轮7用20Gr渗碳淬火，齿面硬度59HRC （2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取0.4载荷系数取K=1.6 小轮转矩=3941.25许用接触应力按表16.2-33，取1.2查图6-8 ，1.5=246.67取齿数=37=371.42=52.54 取=53实际传动比（即齿数比）=1.43查图6-7得齿形系数2.54，2.260.0103，0.0096取较大者，即前者模数m,代入数据得m5.8,取m=6中心距 齿宽 b=0.4240=96, 取 （3）验算齿面接触强度,代入数据得1133.23 （4)齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 =m=637=222, =653=318 齿顶高 齿根高 =7.5 齿顶圆直径 =234, =330 齿根圆直径 =192 =288齿宽b , 中心距 =2403.2.4验算齿轮3和齿轮6是否干涉轴和轴中心距=285257285故齿轮3和齿轮6是不干涉3.2.5 行星齿轮设计及强度校核（1）行星传动类型为2K-H（A）。（2）齿轮材料及热处理太阳轮和行星轮的材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，加工精度等级6级，表面硬度为：太阳轮60HRC，行星轮5662 HRC。据文献9图6-12和图6-27，取=1450和=370。内齿圈选用20Cr调质，加工精度等级7级，硬度。=1450和=370（3）确定主要参数1）行星机构总传动比=4.97。2）行星轮数目：根据文献9表3-2，取=3。3)载荷不均衡系数： 采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取=1.154)配齿计算根据文献9表3-2及传动比，选择太阳轮齿数=17行星轮齿数 =25，内齿圈齿数=67,实际传动比i=4.94。其传动误，传动合适。（4）初步计算齿轮的主要参数文献9按弯曲强度公式6-50计算齿轮模数m:式中相关系数如下：名义转矩，算式系数，对于直齿轮为=12.1。综合系数，由表6-5查得=1.8使用系数由表6-7查得=1.5行星齿轮间载荷分布不均匀系数，=1.15小齿轮齿形系数，由图6-22得=2.58试验齿轮弯曲疲劳极限， 齿宽系数，=0.7 小齿轮齿数，=17将上列数据带入公式得：故取齿轮模数为8。5啮合参数计算两个啮合齿轮副a-c和b-c中，其标准中心距分别为：由此可见, 满足非变位同心条件。6.几何尺寸计算 表3.2星星轮系尺寸表 单位/mm项目计算公式太阳轮a行星轮c内齿圈b 分度圆直径136200536齿顶高 888齿根高 101010齿顶圆直径 外啮合152216 内啮合520齿根圆直径df 外啮合116180 内啮合556齿宽b9696967条件验算（1） 邻接条件 按文献9公式3-7验算，即和 式中：装配行星轮的齿顶圆的半径，。装配行星轮的齿顶圆的直径，。行星轮个数，。为a,c齿轮啮合中心距，。-相邻两行星齿轮中心距，。，故满足邻接条件。（2）同心条件 由上知满足同心条件。（3）安装条件 按文献9公式3-20验算，即（整数） 条件满足。 8.齿轮副强度验算（1）齿面接触应力 1）据文献9公式6-53，基本接触应力 式中：节点区域系数 查图6-9得。弹性系数 查表6-10得。重合度系数 查图6-10得=0.9螺旋角系数，直齿轮，=1端面分度圆上的名义切向力， 小齿轮分度圆直径，=136小齿轮工作齿宽，=96齿数比，接触应力基本值， 2）齿面接触应力据文献9公式6-51，齿面接触应力 （6-51） 使用系数 查表6-7取=1.5动载系数 公式6-58 式中 ， ， 为传动精度系数，。 为小齿轮相对转臂节点的速度 。 代入公式得1.01齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度 圆的直径比值小于1，取=1齿间载荷分布系数，查表6-9，取=1.0计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 ,=1.1，齿面接触应力，（2）许用接触应力 据文献9公式6-54，许用接触应力 （6-54）试验齿轮接触疲劳极限，=1450接触强度最小安全系数，查表6-11，=1.2 计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作300天，使用寿命为8年太阳轮:行星轮:按表6-12，公式（9）计算得：， 润滑剂系数，查图6-17得=1.05 速度系数，查图6-18得=0.9 粗糙度系数，查图6-19得=0.89 工作硬化系数，=1.2 接触强度计算的尺寸系数，按表6-15公式（3）强度条件 （ 6-55） 故齿轮副满足接触强度条件。9. 齿轮副强度验算在内啮合齿轮副中只需校核内齿圈b的接触强度。（1）齿面接触应力 1）接触应力基本 式中：节点区域系数 查图6-9得。弹性系数 查表6-10得。重合度系数,查图6-10得=0.9螺旋角系数，直齿轮，=1端面分度圆上的名义切向力， 。小齿轮分度圆直径，=200小齿轮工作齿宽，=92齿数比，接触应力基本值， 2）齿面接触应力 （6-52） 使用系数 查表6-7取=1.5动载系数 公式6-58 ，式中 ， ， 为传动精度系数，。 为小齿轮相对转臂节点的速度 。 代入公式得1.01齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度 圆的直径比值小于1，取=1齿间载荷分布系数，查表6-9，取=1.1计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 =1.1齿面接触应力，（2）许用接触应力 (6-54) 试验齿轮接触疲劳极限，=780接触强度最小安全系数，查表6-11，=1.2计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作300天，使用寿命为8年太阳轮行星轮内齿圈按表6-12，公式（9）计算得：， ， ，查表6-14，简化计算的总值为（）=0.85工作硬化系数 接触强度计算的尺寸系数，按表6-15公式 （3）强度条件 (6-55) 故齿轮副满足接触强度条件。3.3轴的设计校核与轴承选用3.3.1 轴的设计及强度效核（1） 选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理.查文献6表7-1，材料强度极限， 取 (2)轴径的初步估算由文献6表7-11取C107， 可得(3)求作用在齿轮上的力 轴上大齿轮5分度圆直径为： 圆周力，径向力和轴向力的大小如下 小轮6分度圆直径为: (4)轴的结构设计图3.1 轴结构设计取较宽齿轮距箱体内壁距离轴承距箱体内壁相邻 齿轮轴向距离10mm,安装齿轮处轴段长比轮毂宽少2 mm。 1)拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度 段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径，轴承型号N418，尺寸 段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径，轴段长度(比齿轮6轮毂宽少2mm)。段取齿轮右端轴肩高度,取轴环直径110+29=128轴环宽度=10.78mm，段长段用于装齿轮5，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径，轴段长(比齿轮5轮毂宽少2mm)。段安装圆柱滚子轴承,轴承型轴承型号NU2218E，尺寸，轴段直径,（齿轮4距离箱体内壁为10mm,齿轮6距内壁为13mm)。 2）轴上零件的周向定位两个齿轮均采用渐开线花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小， 轴端倒角。 (5） 轴的强度效核：1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：图3.2 轴计算简图2） 求支反力：