1、中國礦業大學畢業論文任務書學院 應用技術學院 專業年級 機自04-2班學生姓名 甘龍兵 任務下達日期：2008年03月16日畢業論文日期：2008年3月17日至2008年6月10日畢業論文題目：中厚煤層采煤機截割部的設計畢業論文專題題目：畢業論文主要內容和要求：設計參數：總裝機功率：900 KW 適應煤質硬度：f4截割部功率：400 KW 采高范圍：3.5m滾筒截深：800 mm 滾筒轉速：40 r/min電機轉速：1470 r/min 額定電壓：1140 V要求：（1）完成采煤機總體方案設計。（2）對截割部的傳動及結構進行設計。（3）設計完成截割部的組件、零件工作圖設計。（4）編寫完成設計計

2、算說明書。 第二章 總體方案的確定2.1 MG400/900-D型采煤機簡介MG400/900-WD型機載交流電牽引采煤機，該機裝機功率900KW，截割功率2×400KW,牽引功率該采煤機使用的電氣控制箱符合礦用電氣設備防爆規程的要求，可在有瓦斯或煤層爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過2000m、周圍介質溫度不超過40或低于10、不足以腐蝕和破壞絕緣的氣體與導電塵埃的情況下使用。2.1.2主要技術參數該機的主要技術參數如下：采高m- 截深mm800 適應傾角 25 ° 適應煤質硬度F4滾筒轉速r/min 40 搖臂長度mm 3500 牽引速度m/min 0-15 牽引型

3、式齒輪 - 齒軌機面高度mm 1726 最小臥底量mm 265 滅塵方式內外噴霧裝機功率kw      900 電壓v 1140 2.1.3 MG400/900-WD型采煤機采用多電機橫向布置方式，截割部用銷軸與牽引部聯結，左、右牽引部及中間箱采用高強度液壓螺栓聯結，在中間箱中裝有泵箱、電控箱、水閥和水分配閥。該機具有以下特點： 1截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。 2主機身分為三段，即左牽引部、中間控制箱、右牽引部，采用高度液壓螺栓聯結，結構簡單可靠、拆裝方便。2.2 搖臂結構設計方

4、案的確定 由于煤層地質條件的多樣性，煤炭生產需要多種類型和規格的采煤機。利用通用部件，組裝成系列型號的采煤機，可以給生產帶來很多方便。系列化、標準化和通用化是采掘機械發展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構。2.3 截割部電動機的選擇 由設計要求知，截割部功率為400×2KW，即每個截割部功率為400KW。根據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，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。據此選擇由撫順廠生產的三相鼠籠異步防爆電動機YBC3400,其主要參數如下： 額定功率：400KW； 額定電壓：11

5、40V 額定電流：296A; 額定轉速：1470P/m 額定頻率：50HZ; 絕緣等級： H 接線方式：Y 工作方式：S1 質量： 1502KG 冷卻方式：外殼水冷該電機總體呈圓形, 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。2.4傳動方案的確定2.4.1 傳動比的確定 滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉速和直徑計算而的，為了減少滾筒截割產生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉速出現低速化的趨勢。滾筒轉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速。總傳動比 電動機轉速 r/min 滾筒轉

6、速 r/min 傳動比的分配在進行多級傳動系統總體設計時，傳動比分配是一個重要環節，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統的外闊尺寸、重量、結構、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統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，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。2.各級傳動間應做到尺寸協調、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發生干涉碰撞；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，從而使潤滑比較方便。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

7、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：該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內齒圈b、行星輪g、行星架x等組成。傳動時，內齒圈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oxox轉動，從而驅動行星架x回轉，實現減速。運轉中，軸線oxox是轉動的。這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大0.99,傳動比一般為2.113.7。如上圖所示，當內齒圈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2.79。查閱文獻4,采煤機截割部行星

8、減速機構的傳動比一般為46。這里定行星減速機構傳動比 則其他三級減速機構總傳動比 ÷÷由于采煤機機身高度受到嚴格限制，每級傳動比一般為根據前述多級減數齒輪的傳動比分配原則和搖臂的具體結構，初定各級傳動比為： 以此計算，四級減速傳動比的總誤差為： ×156×229×5747）÷367502在誤差允許范圍5內，合適。第三章 傳動系統的設計3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定 各軸轉速計算： 從電動機出來，各軸依次命名為、軸。軸 min軸 軸 軸 各軸功率計算：軸 ×=396軸 ××=軸 ××

9、;=軸 ×××=358軸 ×××=軸 ××0.99=軸 ×××=軸 ×××=各軸扭矩計算:軸 ×軸 ×軸 ×軸 ×將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用運動和動力參數編號功率/kW轉速n/(r·min)轉矩T/(N·m)傳動比軸3961470軸軸358軸13792軸3.2 齒輪設計及強度效核：這里主要是根據查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數

10、、轉速、傳動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定，具體計算過程級計算結果如下：統的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數、轉速、傳動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定，截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下： 齒輪1和惰輪2的設計及強度效核計算過程及說明計算結果1)選擇齒輪材料查文獻1表8-17 齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火2)按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表814，表815選取小輪分度圓直徑，由式（864）得齒寬系數查文獻1表823按齒輪相對軸承為非對稱布置，取06小輪齒數 =

11、19惰輪齒數 齒數比 傳動比誤差 誤差在范圍內小輪轉矩載荷系數 由式（854）得使用系數 查表820動載荷系數 查圖857得初值齒向載荷分布系數 查圖860齒間載荷分配系數 由式855及得查表821并插值 1 則載荷系數的初值 彈性系數 查表822節點影響系數 查圖864重合度系數 查圖865許用接觸應力 由式得接觸疲勞極限應力 查圖869應力循環次數由式得 則 查圖870得接觸強度得壽命系數 硬化系數 查圖871及說明 接觸強度安全系數 查表827，按高可靠度查 取故的設計初值為齒輪模數 查表83小齒分度圓直徑的參數圓整值圓周速度 與估取很相近，對取值影響不大，不必修正1.11， 小輪分度圓

12、直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 惰輪齒寬 小輪齒寬 齒根彎曲疲勞強度效荷計算由式 齒形系數 查圖867 小輪 大輪應力修正系數 查圖868 小輪大輪重合度系數,由式867許用彎曲應力由式871 彎曲疲勞極限 查圖872彎曲壽命系數 查圖873尺寸系數 查圖874安全系數 查表827則 4. 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 HRC 5662公差組6級06=1934合適17511111mm190mm,mmmm12 齒輪4和齒輪5設計及強度效核：1)選擇齒輪材料查文獻1表8-17 齒輪選用20GrMnTi滲碳淬火2)按齒面

13、接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考文獻1表814，表815選取小輪分度圓直徑，由式（864）得齒寬系數查文獻1表823按齒輪相對軸承為非對稱布置，取06小輪齒數大輪齒數 圓整取齒數比 傳動比誤差 誤差在范圍內小輪轉矩載荷系數 由式（854）得使用系數 查表820動載荷系數 查圖857得初值齒向載荷分布系數 查圖860 齒向載荷分配系數 由式855及得 1.88查表821并插值 1.1 則載荷系數的初值 彈性系數 查表822 節點影響系數 查圖864重合度系數 查圖865許用接觸應力 由式得接觸疲勞極限應力 查圖869應力循環次數由式得則 查圖870得接觸強度得壽命系

14、數 硬化系數 查圖871及說明 接觸強度安全系數 查表827，按高可靠度查 取齒輪模數 查表83小齒分度圓直徑的參數圓整值圓周速度 與估取很相近，對取值影響不大，不必修正， 小輪分度圓直徑 惰輪分度圓直徑 中心距 齒寬 惰輪齒寬 小輪齒寬 齒根彎曲疲勞強度效荷計算由式 齒形系數 查圖867 小輪 大輪應力修正系數 查圖868 小輪大輪重合度系數,由式867許用彎曲應力由式871 彎曲疲勞極限 查圖872彎曲壽命系數 查圖873尺寸系數 查圖874安全系數 查表827則(4)齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整HRC 5662公

15、差組7級06=243742合適1.751.181.1712齒輪6和惰輪7的幾何尺寸計算：齒輪幾何尺寸計算：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整惰輪8和齒輪9的幾何尺寸計算：齒輪幾何尺寸計算：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 中心距 圓整 由于齒輪的強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的強度效核過程安排在設計說明書以外的篇幅中進行，并全部強度驗算合格。3.3軸的設計及強度效核 先確定軸 3.3.1 選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼，調質處理 軸徑的初步估算 由表42取A115， 可得 求作用在齒輪上的力

16、 軸上大齒輪分度圓直徑為： 圓周力，徑向力和軸向力的大小如下 小輪分度圓直徑為： 軸的結構設計 1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 段安裝調心滾子軸承。軸承型號22219c，尺寸取軸段直徑 取齒輪距箱體內壁距離軸承距箱體內壁則： 段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑軸段長度 段取齒輪右端軸肩高度軸環直徑91軸段長 段用于裝軸承，選用深溝球軸承Nj419，尺寸，取軸段直徑軸段長164 2）軸上零件的周向定位 兩個齒輪均采用花鍵聯結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯接和動聯接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽

17、淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。 花鍵尺寸為： 軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為. 軸端倒角 軸的強度效核： 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖：2） 求支反力： 水平面： 垂直面： 3） 計算彎矩，繪彎矩圖 水平彎矩：圖（b）所示 垂直面彎矩：圖（c）所示 合成彎矩：圖（d）所示 4) 扭矩： 5） 計算當量彎矩：圖（f）所示 顯然D處為危險截面，故只對該處進行強度效核 軸的材料為45鋼，調質處理，查表41得由得 取< 安全系數效核計算： 1）確定參數 由前述計算可知： 抗扭截面模量： 2）計算應力參數 彎曲應力幅 因彎矩為對稱循環，故彎曲平均應力 扭剪

18、應力幅 因轉矩為脈動循環，故扭剪平均應力3）確定影響系數 軸的材料為45鋼，調質處理，由表41查得， 軸肩圓角處得有效應力集中系數 根據 由表45經插值可得： 尺寸系數、 根據軸截面為圓截面查圖418得：0.75 表面質量系數、根據和表面加工方法為精車，查圖419，得 。材料彎曲扭轉的特性系數、 取0.1 可得： 所以強度足夠。3.4截割部行星機構的設計計算已知：輸入功率KW,轉速=230.8r/min，輸出轉速=40r/min3.4.1 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為5761HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采

19、用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：太陽輪：MPa行星輪：MPa齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。內齒圈的材料為42CrMo，調質處理，硬度為262302HBS.試驗齒輪的接觸疲勞極限：Mpa試驗齒輪的彎曲疲勞極限：Mpa齒形的加工為插齒，精度為7級。 確定各主要參數行星機構總傳動比：i=5.74，采用NGW型行星機構。行星輪數目：要根據文獻3表2.9-3及傳動比i，取。載荷不均衡系數：采用太陽輪浮動和行

20、星架浮動的均載機構，取 配齒計算：太陽輪齒數式中：取c=22（整數）內齒圈齒數 行星輪齒數 取 齒輪模數：按文獻3表2.4-7中的公式計算中心距：1) 綜合系數：2）太陽輪單個齒輪傳遞的轉矩：3）齒數比：4）取齒寬系數： 5）初定中心距：將以上各值代入強度計算公式，得6）計算模數：取標準值m=87）未變位時中心距a：根據實際情況取（6）計算變位系數1）a-c傳動a)嚙合角：所以 b)總變位系數：c)中心距變動系數：d)齒頂降低系數：e)分配變位系數： 取 （見文獻3第101頁）則2）c-b傳動a)嚙合角：式中， 代入 所以 b)變位系數和：c)中心距變動系數：d)齒頂降低系數：e)分配變位系數

21、： 幾何尺寸計算分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數 太陽輪，行星輪內齒輪頂隙系數太陽輪，行星輪內齒輪代入上組公式計算如下：太陽輪 行星輪 內齒輪 太陽輪，齒寬b由表2.5-12, 取 則 取 嚙合要素驗算a-c傳動端面重合度1） 頂圓齒形曲徑：太陽輪行星輪2）端面嚙合長度：式中 “”號正號為外嚙合，負號為內嚙合角 端面節圓嚙合直齒輪 則（mm）3）端面重合度： c-b端面重合度1） 頂圓齒形曲徑 ： 由上式計算得 行星輪 內齒輪 2）端面嚙合長度：3）端面重合度： 齒輪強度驗算（1）a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪）的計算方法相同。）1）確定

22、計算負荷：名義轉矩名義圓周力2） 應力循環次數：式中 太陽輪相對于行星架的轉速, (r/min)壽命期內要求傳動的總運轉時間，(h)(h)3）確定強度計算中的各種系數：a)使用系數根據對截割部使用負荷的實測與分析，取（較大沖擊）b)動負荷系數因為和可根據圓周速度：和 由文獻3圖2.4-4，查得6級精度時：c)齒向載荷分布系數由文獻3表2.4-8查得滲碳淬火齒輪 文獻3表2.4-9， ， 根據和,由文獻3圖2.4-5,查得式中： d)齒間載荷分布系數因由文獻3e)節點區域系數 式中， 直齒輪；端面節圓嚙合角；直齒輪端面壓力角， 直齒輪f)彈性系數由文獻3表2.4-11查得 （鋼鋼）g)齒形系數根

23、據和，由文獻3h)應力修正系數由文獻3圖2.4-18,查得 i)重合度系數j)螺旋角系數和因 得 得 4) 齒數比：5） 接觸應力的基本值 6） 接觸應力：7） 彎曲應力的基本值：8） 齒根彎曲應力：9） 確定計算許用接觸應力時的各種系數a)壽命系數因，由文獻3圖2.4-7,得 b)潤滑系數因和由文獻3圖2.4-9，查得 c)速度系數因 ，由文獻3圖2.4-10，查得 d)粗糙硬化系數因 和 由圖2.4-11， 查得 e)工作硬化系數由于大小齒輪均為硬齒面，所以 f)尺寸系數 由文獻3表2.4-15 ，查得10) 許用接觸應力11) 接觸強度安全系數12) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數a)

24、試驗齒輪的應力修正系數b)壽命系數 因,查文獻3圖2.4-8得 c)相對齒根圓角敏感系數 因,由文獻3圖2.4-20查得 d)齒根表面狀況系數 e)尺寸系數由文獻3表2.4-16,得13) 許用彎曲應力 14)彎曲強度安全系數(2) c-b傳動 本節僅列出相嚙合的大齒輪（內齒輪）的強度計算過程，小齒輪（行星輪）的強度較高，故計算從略。1) 名義切向力 2) 應力循環次數 式中 內齒輪相對于行星架的轉速 r/mim； 3) 確定強度計算中的各種系數 a)使用系數 b)動負荷系數 和 由文獻3圖2.4-4查得， （7級精度）c)齒向載荷分布系數 由文獻3表2.4-8，查得調質鋼 ， 由文獻3表2.

25、4-9，得 由文獻3表2.4-10，查得 （因為 齒寬100<b<200） 根據和由文獻3圖2.4-5，查得 式中 d) 齒間載荷分布系數 因 由文獻3圖2.4-6查得 e)節點區域系數 式中， 直齒輪： 端面節圓嚙合角： 直齒輪 端面壓力角，直齒輪f)彈性系數 由文獻3表2.4-11，查得 g)齒形系數由文獻3圖2.4-13，查得 h)應力修正系數 由文獻3圖2.4-18,查得 i)重合度系數 j)螺旋角系數， 因 得 得 4) 齒數比 5) 接觸應力的基本值 6) 接觸應力 7) 彎曲應力的基本值 8) 齒根彎曲應力 9) 確定計算許用接觸應力時的各種系數 a)壽命系數 因，由

26、文獻3圖2.4-7,得 b)潤滑系數 因和 由文獻3圖2.4-9，查得 c)速度系數 因，由文獻3圖2.4-10 查得 d)粗糙度硬化系數 因和 由文獻3圖2.4-11查得 e)工作硬化系數 因內齒輪齒面硬度為 由公式得 f)尺寸系數 由文獻3表2.4-15 ，查得10) 許用接觸應力 11) 接觸強度安全系數 12) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數a)試驗齒輪的應力修正系數 b)壽命系數 因,查文獻3圖2.4-8得 c)相對齒根圓角敏感系數 因,由文獻3圖2.4-20,查得 d)齒根表面狀況系數 由文獻3圖2.4-21,查得 e)尺寸系數，由文獻3表2.4-16,得 13) 許用彎曲應力

27、14)彎曲強度安全系數 軸承的壽命校核3.5.1 對截軸的軸承22219c和Nj419進行壽命計算（1）計算軸承支反力1）采用在軸的校核中的數據 2）合成支反力 3）軸承的當量動載荷 4）軸承的壽命查文獻2表5-9，5-10得 通過計算，兩個軸承的壽命合格。 行星輪軸承壽命的計算（1）每個軸承上的徑向載荷 選用軸承為22314c 查文獻2表5-9，5-10得 （2）軸承的壽命 通過計算，軸承的壽命合格。3.6 花鍵的強度校核3.6.1 截軸花鍵校核（）搖臂截軸選用花鍵 （）強度校核按文獻公式 式中傳遞的轉矩各齒載荷不均勻系數取（）齒數齒的工作長度平均直徑mm齒的工作高度mm漸開線花鍵許用壓強查

28、表2-23 =（1020）則 強度校核合格 行星輪系花鍵校核（1）選用漸開線花鍵型號為 （2）按式文獻2-51公式 代入數據得 強度校核合格第四章 采煤機的使用與維護4.1采煤機使用過程中常見故障與處理 國產電牽引采煤機在國內推廣使用的時間比較短,設計制造經驗不多,所以產品結構和適應不同地質條件以及相關設備配套上還存在許多不足,其牽引和截割連接部位存在嚴重不足。 1 MG400/900 D 型采煤機截割部與牽引部連接部位損壞的原因分析:(1) 截割部截煤滾筒不配套。煤種和地質條件不適應滾筒的結構,滾筒截煤時經常截實幫,滾筒端面的煤幫放不出來,越聚越多后,造成使滾筒向煤壁方向的推力,此推力通過搖

29、臂傳遞到連接絞軸孔,使絞軸及耳孔長期受力,一但采煤機速度過快,就有可能造成絞孔斷裂或絞軸拆斷。(2) 采煤機與刮板機配套尺寸有誤,造成截割部末端外殼體與刮板機機頭架鏟板發生干涉。(3) 牽引傳動箱設計中是分體的上、下殼體。這種殼體的弊病在于機組在斜切進刀時,如果推溜工將刮板機推出硬彎即大于3°時,機組運行到此處,導向滑靴與下殼體發生干涉,導向滑靴與下殼體同時受力,導向滑靴與下殼體雖然都是鑄件,但是從兩者的結構看,下殼體的結構強度較弱一點,這樣下殼體在不正常的軌道中運行就會發生下殼體破裂的現象,從而影響工作面的正常生產。2 .MG400/900 D 型采煤機的維修改造工藝針對上述原因分

30、析,多次進行維修方案的改革,達成共識后分別對采煤機以下幾個部位進行維修改造:(1) 采煤機截煤滾筒的維修改造通過原因分析和技術方案的設計,對截煤滾筒進行了維修改造。在采煤機的滾筒端面截割齒排列結構上,把齒座分成三組,每組3 個截齒,按一組120°,徑向均布焊接在滾筒端面,截齒沿滾筒旋轉方向與端面呈30°角焊接安裝,每一列的3個截齒按端面有效距離,間隔200 mm 進行分布,并使截齒齒尖與滾筒開幫齒平行,在滾筒端面齒座與滾筒邊緣之間均布120°切割3 個長300 mm、寬200mm 的腰形孔。(2) 牽引部與截割部連接軸孔的維修改造 采煤機的牽引側,再焊裝一塊軸孔板

31、,同時將絞軸1 和絞軸2 的軸孔襯套材質由原來的20Cr 改為鑄銅,延長絞軸1 的長度,軸孔連接由3 個增加到4 個。這樣即提高了襯套的耐磨性,又解決了襯套易破碎的問題,另外新增的軸孔板對截割部的扭轉力,起到了一個限制作用,這樣就徹底地解決了采煤機截割部絞軸折斷和軸孔體損失的重大事故隱患。(3) 具體維修改造工藝首先將變形的絞軸里孔用502 型高錳鋼焊條進行補焊,補焊的里孔用自制的液壓鏜孔機進行鏜孔,鏜孔完畢后再配裝上用鑄銅加工的襯套,襯套的內徑保證與原設計尺寸相同。在截割部與牽引部對接時,先將絞軸2 穿入軸孔內,把絞軸1 套上待固定的軸孔板,穿入軸孔內,絞軸穿到位后,再將軸孔板扶正，固定在牽

32、引部的機殼上。在施工過程中,施工人員克服了井下作業的諸多困難,從安裝臨時泵站,固定鏜孔機,調試刀架、測量尺寸到機組對接等每一道工序都做了充分的準備,使工程進展井然有序,最后對接試機一舉成功。4.2 大功率采煤機截割部溫升過高現象及解決方法近幾年來隨著綜采技術的不斷發展,高產高效工作面的普及,對采煤機的性能要求也不斷提高,開發研制大功率電牽引采煤機成為各煤機制造廠家的熱點。隨著采煤機的裝機功率的增大,采煤機的截割功率也相應的加大,由于截割功率加大,其油池溫度過高的問題也日漸突出,如何解決這一問題將成為研制的關鍵。 1發熱原因的分析當傳動系統的總發熱量E小于截割部在許用最高油溫時的散熱量L 時，截

33、割部將在低于最大溫升的某一溫度保持平衡,當E 大于L 時,系統的溫度將高于許用最高溫度,產生發熱現象。通過計算和與其它機型對比分析產生這一現象的原因如下: (1) 截割功率加大導致溫升過高。在機械傳動系統效率一定的前提下,加大輸入功率,系統的功率損耗也隨之加大。損耗的量大部分轉化成熱能,使系統的溫度上升。(2) 系統的機械傳動副數量增加導致溫升過高。目前大功率電牽引采煤機均采用多部電機橫向布置的傳動結構,截割部由電機直接驅動,導致截割部的總傳動比加大,傳動級數增多。同時,此類機型對采高要求較高,機器大都采用長搖臂,這也使機械傳動副數量增加。由于傳動副增加,系統的功率損耗加大。(3) 機器的散熱

34、條件受限制。由于受結構的限制,在機器的截割功率大副度提高和機械傳動副數量增加的同時,油池的體積相對增加很小,使機器散熱困難。同時由于注油量和攪油發熱的矛盾,潤滑油的體積不可能大幅增加也會導致油溫的升高。2 解決方法通過以上的原因分析,并結合在實踐中的經驗,提出解決問題的方法如下:(1) 通過提高傳動副的加工制造精度來提高系統的機械效率,減少功率的損耗,降低發熱量;(2) 提高軸承的精度等級,減少軸承副的功率損耗。(3) 設計過程中,在保證整機性能的前題下,適當加大油腔的體積,提高散熱面積。(4) 提高冷卻效果。可通過加大冷卻水套的截面積,加大冷卻水的流量和加長冷卻水的冷卻流程來提高冷卻效果,也

35、可以對油池直接加裝冷卻器或強迫冷卻裝置來提高冷卻效果。(5) 合理計算潤滑油的用量,在能保證潤滑的前題下,嚴格控制注油量,使攪油發熱降至最低。(6) 提高搖臂排氣裝置的可靠性,保證與外界環境的對流熱交換。4.3采煤機軸承的維護及漏油的防治據不完全統計，在采煤機發生故障的總數中，機械事故占 80 左右，而因潤滑問題造成事故占很大的比例。采煤機軸承的維護及漏油的防治又是其中關鍵的一個環節。1 采煤機軸承損壞形式和原因采煤機各傳動軸承中，強度薄弱，容易損壞的部位有：(1) 截割部軸齒輪(小傘齒輪軸) 它轉速高，溫升快、易發熱，使徑向游隙變小，并在缺油情況下燒傷，造成異常噪聲、振動；(2) 截割部行星

36、機構行星輪軸承受力大 (為齒輪嚙合切向力的二倍) ，而受空間大小和輪緣壁厚的限制，軸承直徑不能增大，滾動體和滾道表面接觸應力高，常發生早期點蝕和嚴重磨損；(3) 搖壁回轉軸套和滾筒軸其轉速低，但負荷高，并有嚴重沖擊力，軸承常發生套圈變形，邊斷裂；(4) 牽引部行走鏈輪軸承受沖擊交變負荷，密封潤滑條件差，煤塵易進入滾道把保持損壞。2 預防和改進措施（1） 加強潤滑和密封軸承工作時，滾動體與滾道、保持架和內外圈用滾動體都有摩擦，潤滑劑可減小磨損，特別在滾動體和滾道之間形成油膜，可減小接觸應力，降低溫度，從而延長軸壽命。采煤機軸承潤滑用油一般為 N220，N320 極壓工業齒輪油，多采用油池飛濺或加

37、循環聯合潤滑方式。主要存在問題是，密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉灰塵不斷浸入，軸承磨損加劇，軸承潤滑油不良，甚至缺油使表面過熱燒傷。因此需重點采取措施：1) 高速軸油封選用最合適密封材料、結構、提高其使用壽命；2) 搖壁回轉軸承用油脂 (2 鋰基脂) 潤滑并用油封把它與固定箱油池隔開；3) 對低速軸 (如滾筒軸、行走輪軸等) 改用端面浮動油封。通過 O 型密封圈彈性變形產生端比壓。使浮動環靠緊并傳遞扭矩，補償磨損。該油封對振動、沖擊及軸向、徑向偏斜不敏感，特別適用于低速 (2/ s以下) 、有煤粉泥漿條件下密封。（2） 嚴格驗收，確保制造和安裝質量1) 軸承本身質量是影響安裝性能和使用壽

38、命的重要因素。當前國內軸承廠家繁多質量參差不齊，訂貨時要選好廠家確保軸承質量。2) 軸承組件的制造和安裝應符合要求。殼體孔直徑超差改變了軸承正確配合要求，過盈量大，使徑隙變小，內圈產生拉應力。間隙大，徑隙變大，組件剛性降低并引起套圈滑動。3) 殼體孔橢圓形或錐形誤差，使套圈滾動道變形。當滾動體驗通過時，滾道直徑內經受壓應力應顯著增大，使區域過早磨損和破壞。4) 軸和殼體孔擋肩對配合表面不垂直及二側配合處不同軸誤差，使軸承內外圈軸線歪斜，也使局部表面應力增大。5) 軸承安裝中必須調整軸向間隙達到設計要求，對圓柱滾子軸承，軸向間隙小，內圈移動受阻，當受到沖擊載荷時易發生擋邊撞裂，在潤滑不充分時，也

39、會導致軸承燒傷。3 加強軸承使用中維護和保養采煤機軸承在安裝前的儲運中要保持完好包裝，不受碰撞并防止浸水而生銹。使用中要特別注意到滑油量和質量。要求做到：(1) 常可檢油位，加足油；(2) 避免不同型號油混用；(3) 打開蓋加油時，要防止煤塵、水等雜質進入，以防油質破壞，加劇磨擦面粒磨損和銹蝕。如發現油臟，及時入油并清洗再加新油。4 采煤機漏油及處理(1) 搖臂擺動軸的漏油及處理截割部箱內的油流經搖壁套外側搖壁擺動軸上的大軸承，有兩個 O 形密封圈，在使用中發現該處漏油，經拆檢分析發現，由于大軸承的外圓大，壓不緊 O 型密封圈，加上個別軸承精度不夠，內、外圈直徑超差嚴重；另外軸承孔壁較薄弱，使

40、用中振動變形導致漏油。為此需在搖臂軸小端加外骨架油封將該處與截割部油池分開，改用潤滑脂潤滑即可根除此處漏油。(2) 滾筒軸的漏油及處理采煤機割煤時，滾筒軸受阻力大且復雜，受切向力、軸向力、煤壁推力、裝煤力等。滾筒既繞滾筒軸轉動，還沿滾筒軸垂直面作上下擺動，使油封漏油。其次，油封外徑尺寸偏小導致油沿孔隙漏出，因此檢修時應挑合適油封。另外迷宮間隙大，導致煤粉經過迷宮間隙、油封進入或滯留在油封刃口與軸之間，將油封墊起造成漏油，同時加速油封磨損，因此需采用加毛氈或涂密封膠。(3) 殼體蓋板的漏油及處理采煤機牽引部泵箱蓋的密封最初采用石棉紙墊，由于石棉紙本身滲油，蓋板大，不平度大，對紙墊比壓不勻導致漏油

41、。而后又采用橡膠墊，但其在長時間油作用下仍然變形起包開始漏油。最后采用 O 形密封繩粘接成環形密封蓋板，但若粘接不牢也會漏油。處理措施是粘接處采用大斜切口，且要平，粘接牢固后方可安裝。采煤機是綜采工作面的主要設備，由于井下作業環境的特殊性，以及對采煤機的維護、保養 、操作等方面的人為能力不同，將會產生各種不可意料故障。因此，在采煤機在使用過程中，需要加強維護，定期檢修，對易損部位及時采取措施進行補救，防止事故的發生和擴大，從而提高開機率和延長其使用壽命。4.4煤礦機械傳動齒輪失效的改進途徑近20 年來, 煤礦機械的功率增大很快, 采煤機的功率增加了46 倍, 掘進機的功率增加了23 倍, 大型

42、、特大型礦井提升機功率已達數千kW, 功率的增大導致機械設備的輸出扭矩增大,使設備部件特別是傳動齒輪的受力增大。煤礦機械的齒輪大多為中、大模數(620 mm) 的低速(6m/ s 以下) 重載傳動, 單位齒寬的載荷值高達20kN/ cm2 。由于受煤礦使用條件和機器尺寸的限制,傳動齒輪的外形尺寸沒有多大變化, 易造成機械傳動齒輪失效, 導致煤礦機械設備不能正常運行。煤礦機械齒輪的失效有輪齒折斷、齒面膠合、齒面點蝕和齒面塑性變形等主要形式。由于輪齒嚙合不合理, 造成超負荷或沖擊負荷而產生輪齒較軟齒部分金屬的塑性變形, 嚴重時在齒頂的邊棱或端部出現飛邊、齒頂變圓, 主動齒輪的齒面上有凹陷, 被動齒

43、輪的節線附近升起一脊形, 使齒面失去正確的齒形。齒輪失效直接影響著煤礦機械效能的發揮, 亟待解決,提出幾種改進途徑。1 .設計煤礦機械齒輪, 特別是承受重載和沖擊載荷的提升和采掘運輸機械齒輪, 其彎曲極限應力強度增大到1 200 MPa , 接觸耐久性極限強度亦增大到1 600 MPa , 如何在不加大外形尺寸的條件下提高其強度和壽命, 需進一步進行科研技術攻關, 優化設計參數。優化設計的內容包括載荷的準確計算、強度計算公式的修正、優化選材、優化齒形結構、先進的加工和處理工藝、提高表面光潔度、合理的硬度和嚙合參數、有效的潤滑參數和裝配要求等,提高標準化、系列化程度。由于漸開線齒形共軛齒輪的相對曲率半徑較小, 故接觸強度受到一定限制。而圓弧齒輪在接觸點處的齒面相對曲率半徑大, 其表面強度和彎曲疲勞強度較高(約為漸開線齒形的25 倍) , 振動小、噪聲低、尺寸和重量較小。除新設計齒輪應優先采用圓弧齒輪外, 原有漸開線齒輪減速器, 在傳動功率不變、中心距不變的前提下, 重新搭配模數、螺旋角等參數, 可優化設計更新為圓弧齒輪,大大延長使用壽命。另