mg300690-wd型双滚筒采煤机牵引部设计(编辑修改稿)

mg300690-wd型双滚筒采煤机牵引部设计(编辑修改稿)内容摘要：

院先后开发成功MG200/500WD、 MG200/450BWD、 MG250/600WD、 MG400/920WD 和 MG450/1020WD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 MG400/900WD 和 MG250/600WD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。 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，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 SL500型和日本的 MCLEDR102 型交流电牵引采煤机，但由于价格昂贵，故引进数量较少， 90年代采 煤机技术发展的特点如下： 1．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。 2．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较高技术水平。 3．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。 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13 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。 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。 (2) 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。 (3) 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。 (4) 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。 (5) 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。 14 第二章 牵引部的设计 机构传动系统 15 图 主要技术参数 主要技术参数及配套设备 ： 采高（ m）： ～ 适应倾角（176。 ）：≤ 25； 煤质硬度 : f≤ 4； 截深（ m）： 滚筒直径 （ m）： 162。 电压（ V）： 380； 牵引形式 ：滚轮 — 齿轨电牵引； 牵引电机型号： YB2200L4 装机功率（ KW）： 690 （其中两个截割电机 2 300KW 两个牵引电机 2 30KW，一个泵电机 30KW，共计 2 300＋ 2 30＋ 30=690KW） 电动机的选择 设计要求牵引部功率为 30KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具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。 所以选择由异步防爆电动机，型号为 YB2200L4；其主要参数如下： 额定功率： 30KW； 额定电压： 380V； 满载电流： ； 额定转速： 1470r/min； 满载效率： ； 满载功率因数： ； 接线方式： Y； 质量： 335KG； 冷却方式：水冷 传动比的分配 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，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。 多级传动系统传动比的确定有如下原则： ，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。 、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。 ，即要达到等强度。 度大致相等，从而使润滑比较方便。 由于采煤机在工作过程中常有过载和冲击载荷，维修比较困难，空间限制又比较严格，故对行星齿轮减速装置提出了很高要求。 因此，这里先确定行星减速机构的传动比。 16 设计采用 NGW 型行星减速装置，其工作原理如下图所示： a 太阳轮 b 内齿圈 c 行星轮 h 行星架 图 NGW 型行星机构 该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 h 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 h上的行星轮 c绕自身的轴线 ox— ox转动，从而驱动行 星架 h 回转，实现减速。 运转中，轴线 ox— ox 是转动的。 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。 因此，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 ～ ,传动比一般为 ～。 如图，当内齿圈 b固定，以太阳轮 a 为主动件，行星架 h为从动件时，传动比的推荐值为 ～ 9。 从《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。 所以这里先定行星减速机构传动比： i bac i bac 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，另参考 MG250/591 型采煤机截割部各齿轮齿数分配原则，初定齿数及各级传动比为 ： i1 =z2 /z1 = i2 =z4 /z3 = 各级传动转速、功率、转矩 1) 各轴转速计算： 从电动机出来，各轴依次命名为 Ⅰ 、 Ⅱ 、 Ⅲ 、 Ⅳ 、 Ⅴ 轴。 Ⅰ 轴 n1 1470 r/min 17 Ⅱ 轴 n2= n1 / i1 =1470/ = r/min Ⅲ 轴 n3 = n2/ i2 = =243 r/min Ⅳ 轴 n4 = n3 / i3 =243/ = r/min Ⅴ 轴 n5 = n4 / i4 == r/min 2) 各轴功率计算： Ⅰ 轴  3. =30 = Ⅱ 轴 2 1 2PP. 3 = = Ⅲ 轴 P3 =P2 3 4 = = kW Ⅳ 轴 P4 =P3 3 4 = =25kW Ⅴ 轴 P5 =P4 3 4 =25 = kW 式中 1 —— 滚动轴承效率 1 = 2 —— 闭式圆柱齿轮效率 2 = 3 —— 花键效率 3 = 4 ――轴承 4 = 3) 各轴扭矩计算 : 18 Ⅰ 轴 T1 =9550 mNnP  035. 89955 011 Ⅱ 轴 T2 =9550 mNnP  1 7 . 63 4 . 1 2 4955022 Ⅲ 轴 T3 =9550 mNnP  3 . 1 0 7955033 Ⅳ 轴 T4 =9550 mNnP  5338 . 5732 . 1295 5044 Ⅶ 轴 T5 =9550 mNnP  4 0 258 . 573 0 . 5 3 4955055 将上述计算结果列入下表： 轴号 输出功率 P（ kW） 转速 n(r/min) 输出转矩 T/(Nm) 传动比 Ⅰ 轴 1470 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 243 Ⅳ 轴 Ⅴ 轴 如图表 齿轮设计计算 齿轮 1和 齿 轮 2的设计及强度效核 计算过程及说明 : 1)选择齿轮材料 查 1 表 两个齿轮都选用 20GrMnTi 渗碳淬火 2)按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 3 111 /)0 2 ~0 1 ( npnv t  估取圆周速度。 小轮分度圆直径 1d ，由式得 19 3 211 )][(12HHEdZZZuukTd   齿宽系数 d ： 查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d ＝ 0． 8 小轮齿数 1Z ： 1Z =25 轮齿数 2Z ： 2Z ＝ i 1Z =71 齿数比 u ： u＝ 2Z / 1Z =71/25 传动比误差 0/  uu 误差在 %5 范围内 小轮转矩 ： T1 = mm 载荷系数 K ： 由文献 1 式（ 8－ 54）得  KKKKK VA  使用系数 AK ： 查表 AK ＝ 1． 75 动载荷系数 VK ： 在推荐值 ~ VtK ＝ 1． 2 齿向载荷分布系数 K ： 在推荐值 ~ K ＝ 齿间载荷分配系数 K ： 20 在推荐值 ~  则载荷系数 K 的初值  KKKKK VA  =  = 弹性系数 EZ ： 查表 N /m mEZ  节点影响系数 HZ ： 可知 ： 120 , 0xx    重合度系数 Z ： Z = 许用接触应力  H ： 由式  H ＝ HHHLim SZZ /  接触疲劳极限应力 21 HLimHLim  、 ： 查文献 1HLim =1430N 2mm 2HLim =1430N 2mm 应力循环次数 ： 由式 N=60njLh 得 N1 =60njLh =60 70  N2 = N1 /i=  /= 910 则 查文献 1 图 8－ 70 得接触强度得寿命系数 12NNZZ =1 ,(不许有点蚀 ) 21 硬化系数 Z ： 查文献 1 图 8－ 71 及说明 Z ＝ 1 接触强度安全系数 HS ： 查文献 1表 8－ 27，按较高可靠度查 S minh =1~， 取  221 1 1 0   故 1d 的设计初值为 d   23 )1100 (   = 齿轮模数 m ：。