MG300700WD型無鏈電牽引采煤機(jī)截割部的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計說明書

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1、 1 緒論 2 MG300/700－WD型采煤機(jī) 2.1概述 MG300/700－WD 無鏈電牽引采煤機(jī)，裝機(jī)總功率700KW，截割功率 2300KW，牽引功率240KW，調(diào)高電機(jī)功率18.5KW，采用開關(guān)磁阻電機(jī)調(diào)速系統(tǒng)來控制采煤機(jī)牽引速度。 MG300/700－WD無鏈電牽引采煤機(jī)，采用多電機(jī)驅(qū)動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強(qiáng)度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內(nèi)橫向裝有開關(guān)磁阻電機(jī)，通過牽引機(jī)構(gòu)為采煤機(jī)提供520KN的 牽引力，中間控制箱裝有調(diào)高油缸，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側(cè)抽出，易維修，易更換。 2.2

2、主要用途及適用范圍 MG300/700－WD無鏈電牽引采煤機(jī)一般適用于中厚煤層的開采，傾角小于35度，煤質(zhì)中硬或中硬以上，含有少量夾矸的長壁式工作面。 2.3型號的組成及其代表的含義 2.4 使用環(huán)境條件 1、 可在周圍空氣中的甲烷、煤塵、硫化氫、二氧化碳等不超過《煤礦安全規(guī)程》中所規(guī)定的安全含量的礦井中使用。 2、 海拔高度小于200m。 3、 周圍介質(zhì)溫度不超過＋40攝氏度、不低于-10攝氏度。 4、 環(huán)境溫度為＋25攝氏度時，周圍空氣濕度不大于97％。 5、 周圍介質(zhì)中無足以腐蝕和破壞絕緣的氣體和導(dǎo)電塵埃。 3 MG300/700－WD型采煤機(jī)截割部的設(shè)計

3、 3.1 截割部概述 截割機(jī)構(gòu)是采煤機(jī)實現(xiàn)落煤、裝煤的主要部件，它分別由左右截割部組成，每個截割部主要由截割部殼體、截割電機(jī)、齒輪減速裝置、滾筒等組成，截割部內(nèi)設(shè)有冷卻系統(tǒng)、內(nèi)噴霧等裝置。本次設(shè)計主要的工作是MG300/700-WD采煤機(jī)截割部齒輪傳動的設(shè)計。 3.2 截割部傳動總體方案 3.2.1 設(shè)計總則 1、煤礦生產(chǎn)，安全第一； 2、面向生產(chǎn)，力求實效，以滿足用戶最大實際需求； 3、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)及有關(guān)規(guī)定； 4、技術(shù)比較先進(jìn)，在一般設(shè)計中進(jìn)行改進(jìn)，要求性能和壽命能有顯著的提高。 3.2.2 已知條件 1. 采高范圍1.8m～4.0m； 2. 煤層傾角

4、； 3. 截割功率； 4. 滾筒轉(zhuǎn)速 5. 搖臂形式采用整體，左右可互換直搖臂； 6. 搖臂擺角：（設(shè)計后有所調(diào)整） 7. 設(shè)計壽命：5000h。 3.2.3 搖臂傳動方案的確定 參考以前MG300/700－WD型采煤機(jī)搖臂的設(shè)計，采用變換齒輪的方式實現(xiàn)滾筒在三個速度間變換的要求?？傮w傳動方案如圖3-1。傳動路線經(jīng)過五級減速，其中含有二級行星齒輪傳動，通過改變工作面?zhèn)鹊膬蓚€齒輪實現(xiàn)三個速度的變化。 創(chuàng)新點：采用兩級行星傳動 左右可互換搖臂 主要目的： 1. 減小行星頭尺寸，可以裝較小的滾筒，截割更硬的煤層； 2. 減小搖臂整體尺寸使其質(zhì)量更輕，剛性更好，過煤量

5、更大； 3. 左右搖臂互換，減少了搖臂的備用量。 圖3-1 搖臂傳動系統(tǒng)圖 3.2.4 計算傳動效率 1. 各傳動件的效率為： 3.2.5 傳動比的分配及配齒情況 采煤機(jī)搖臂傳動齒輪傳動比的分配與一般減速器傳動比的分配有所不同，搖臂要求所有大齒輪盡量的一樣大，這樣設(shè)計出的搖臂才能緊湊小巧，根據(jù)以上原則齒輪的齒數(shù)與模數(shù)定為表3-1中所列的參數(shù)。 輸出轉(zhuǎn)速與要求滾筒轉(zhuǎn)速的誤差計算： 誤差較小符合要求。 表3-1齒輪參數(shù)表 3.3 截割部傳動系統(tǒng)齒輪的校核計算 3.3.1 概述 滾筒截割到硬煤或夾矸時可能受到很大的沖擊載荷，而且截割部工作的環(huán)境

6、相當(dāng)差，所以截割部齒輪的校核計算均按照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算。 3.3.2 截一齒輪，惰一齒輪，截二大齒輪校核計算 漸開線直齒的設(shè)計與校核參考《機(jī)械工程學(xué)I》（王洪欣等著，中國礦業(yè)大學(xué)出版社出版）和《現(xiàn)代機(jī)械傳動手冊》（現(xiàn)代機(jī)械傳動手冊編輯委員會 編），校核過程中的系數(shù)均從上述兩本書中查取。 Z1與Z2嚙合參數(shù)及強(qiáng)度計算 計算依據(jù)及計算過程 重要計算結(jié)果 一、齒輪參數(shù)、材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1、齒輪采用30CrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度可達(dá)58～62HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度6級

7、。 齒輪2為惰輪，其受到循環(huán)彎曲應(yīng)力，所以上述齒輪2的試驗齒根彎曲疲勞極限乘了一個修正系數(shù)0.8。 2、幾何尺寸計算： 分度圓直徑：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 其中：＝1，＝0.25； 二．嚙合要素的驗算： 1和2 的重合度； （1）頂圓齒形曲率半徑：； ； （其中正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合） 端面重合度：； （三）齒輪強(qiáng)度驗算 采煤機(jī)用的齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度按照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算，因為滾筒截割硬煤或夾矸時可能受到很大的沖擊負(fù)載。設(shè)計時間按T＝2000

8、0h＝1200000min計算。 （1） 圓周速度 （2）確定計算負(fù)載 名義轉(zhuǎn)矩： 名義圓周力： （3）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 接觸應(yīng)力強(qiáng)度系數(shù) 1）使用系數(shù) 2）動負(fù)載荷系數(shù) 3）齒向載荷分布系數(shù) 4）齒間載荷分布系數(shù)；（） 則載荷系數(shù)K的初值， 5）彈性系數(shù) 6）節(jié)點影響系數(shù) 7）重合度系數(shù) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算各系數(shù) 8）齒形系數(shù) 9）應(yīng)力修正系數(shù) 10）重合度系數(shù) 計算接觸應(yīng)力的基本值 接觸應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力基本值：

9、 齒根彎曲應(yīng)力 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 1） 壽命系數(shù) 2） 潤滑系數(shù) 3） 速度系數(shù) 4） 粗糙度系數(shù) 5） 工作硬化系數(shù) 6） 尺寸系數(shù) 許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 1） 壽命系數(shù) 2） 齒根表面狀況系數(shù) 3） 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

10、 Z2與Z3嚙合參數(shù)及強(qiáng)度計算 計算依據(jù)及計算過程 重要計算結(jié)果 一、齒輪參數(shù)、材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1、齒輪采用30CrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度可達(dá)56～61HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度6級。 2、幾何尺寸計算： 分度

11、圓直徑：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 其中：＝1，＝0.25； 二．嚙合要素的驗算： 2和3 的重合度 （1）頂圓齒形曲率半徑： （其中正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合） 端面重合度：； （三）齒輪強(qiáng)度驗算 采煤機(jī)用的齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度按照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算，因為滾筒截割硬煤或夾矸時可能受到很大的尖峰負(fù)載。設(shè)計時間按T＝20000h＝1200000min計算。 （2） 圓周速度 （2）確定計算負(fù)載 名義轉(zhuǎn)矩： 名義圓周力： （3）應(yīng)力循

12、環(huán)次數(shù) （4）確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 接觸應(yīng)力強(qiáng)度系數(shù) 1）使用系數(shù) 2）動負(fù)載荷系數(shù) 3）齒向載荷分布系數(shù) 4）齒間載荷分布系數(shù)；（） 則載荷系數(shù)K的初值， 5）彈性系數(shù) 6）節(jié)點影響系數(shù) 7）重合度系數(shù) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算各系數(shù) 8）齒形系數(shù) 9）應(yīng)力修正系數(shù) 計算接觸應(yīng)力的基本值 接觸應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力基本值： 齒根彎曲應(yīng)力 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 7） 壽命系數(shù) 8） 潤滑系數(shù) 9） 速度系數(shù) 10） 粗糙度系數(shù) 11） 工作硬化系數(shù)

13、 12） 尺寸系數(shù) 許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 4） 壽命系數(shù) 5） 齒根表面狀況系數(shù) 6） 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

14、 3.3.3 變速齒輪校核計算 說明：本校核只計算傳動比最大的一對齒輪，這對齒輪也是這三對中受力最大的一對。 Z4與Z5嚙合參數(shù)及強(qiáng)度計算 計算依據(jù)及計算過程 重要計算結(jié)果 一、齒輪參數(shù)、材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1、齒輪采用30CrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度可達(dá)58～62HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度6級。 齒輪2為惰輪，其受到循環(huán)彎曲應(yīng)力，所以上述參數(shù)中齒輪2的試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限乘了一

15、個修正系數(shù)0.8。 2、變位系數(shù)的選取及幾何尺寸計算： 標(biāo)準(zhǔn)中心距；?。?70； 嚙合角； 變位系數(shù) ； 中心距變動系數(shù) ； 齒頂降低系數(shù)； 分配變位系數(shù)：；取 分度圓直徑：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 其中：＝1，＝0.25； 二．嚙合要素的驗算： 4和5 的重合度； （1）頂圓齒形曲率半徑： （其中正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合） 端面重合度：； （三）齒輪強(qiáng)度

16、驗算 采煤機(jī)用的齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度按照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算，因為滾筒截割硬煤或夾矸時可能受到很大的尖峰負(fù)載。設(shè)計時間按T＝20000h＝1200000min計算。 （3） 圓周速度 （2）確定計算負(fù)載 名義轉(zhuǎn)矩： 名義圓周力： （3）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 接觸應(yīng)力強(qiáng)度系數(shù) 1）使用系數(shù) 2）動負(fù)載荷系數(shù) 3）齒向載荷分布系數(shù) 4）齒間載荷分布系數(shù)；（） 則載荷系數(shù)K的初值， 5）彈性系數(shù) 6）節(jié)點影響系數(shù) 7） 重合度系數(shù) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算各系數(shù) 8）齒形

17、系數(shù) 9）應(yīng)力修正系數(shù) 10）重合度系數(shù) 計算接觸應(yīng)力的基本值 接觸應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力基本值： 齒根彎曲應(yīng)力 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 13） 壽命系數(shù) 14） 潤滑系數(shù) 15） 速度系數(shù) 16） 粗糙度系數(shù) 17） 工作硬化系數(shù) 18） 尺寸系數(shù) 許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 8） 壽命系數(shù) 9） 齒根表面狀況系數(shù) 10） 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

18、 3.3.4 截三軸小齒輪，惰二軸齒輪，惰三軸齒輪，截四軸齒輪校核計算 Z6與Z7嚙合參數(shù)及強(qiáng)度計算 計算依據(jù)及計算過程 重要計算結(jié)果 一、齒輪參數(shù)

19、、材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1、齒輪采用30CrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度可達(dá)58～62HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度6級。 2、幾何尺寸計算： 分度圓直徑：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 其中：＝1，＝0.25； 二．嚙合要素的驗算： 1和2 的重合度； （1）頂圓齒形曲率半徑：； ； ； （其中正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合） 端面重合度：； （三）齒輪強(qiáng)度驗算 采煤機(jī)用的齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度按

20、照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算，因為滾筒截割硬煤或夾矸時可能受到很大的尖峰負(fù)載。設(shè)計時間按T＝20000h＝1200000min計算。 （4） 圓周速度 （2）確定計算負(fù)載 名義轉(zhuǎn)矩： 名義圓周力： （3）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 接觸應(yīng)力強(qiáng)度系數(shù) 1）使用系數(shù) 2）動負(fù)載荷系數(shù) 3）齒向載荷分布系數(shù) 4）齒間載荷分布系數(shù)；（） 則載荷系數(shù)K的初值， 5）彈性系數(shù) 6）節(jié)點影響系數(shù) 7）重合度系數(shù) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算各系數(shù) 8）齒形系數(shù) 9）應(yīng)力修正系數(shù) 10

21、）重合度系數(shù) 計算接觸應(yīng)力的基本值 接觸應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力基本值： 齒根彎曲應(yīng)力 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 19） 壽命系數(shù) 20） 潤滑系數(shù) 21） 速度系數(shù) 22） 粗糙度系數(shù) 23） 工作硬化系數(shù) 24） 尺寸系數(shù) 許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 11） 壽命系數(shù) 12） 齒根表面狀況系數(shù) 13） 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

22、 Z8與Z9嚙合參數(shù)及強(qiáng)度計算 計算依據(jù)及計算過程 重要計算結(jié)果 一、齒輪參數(shù)、材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1、齒輪采用30CrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度可達(dá)58～62HRC

23、。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度6級。 2、幾何尺寸計算： 分度圓直徑：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 其中：＝1，＝0.25； 二．嚙合要素的驗算： 1和2 的重合度； （1）頂圓齒形曲率半徑：； ； （其中正號為外嚙合，負(fù)號為內(nèi)嚙合） 端面重合度： ； （三）齒輪強(qiáng)度驗算 采煤機(jī)用的齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度按照驅(qū)動電機(jī)的額定全功率驗算，因為滾筒截割硬煤或夾矸時可能受到很大的尖峰負(fù)載。設(shè)計時間按T＝

24、20000h＝1200000min計算。 圓周速度 （2）確定計算負(fù)載 名義轉(zhuǎn)矩： 名義圓周力： （3）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （4）確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 接觸應(yīng)力強(qiáng)度系數(shù) 1）使用系數(shù) 2）動負(fù)載荷系數(shù) 3）齒向載荷分布系數(shù) 4）齒間載荷分布系數(shù)；（） 則載荷系數(shù)K的初值， 5）彈性系數(shù) 6）節(jié)點影響系數(shù) 7）重合度系數(shù) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算各系數(shù) 8）齒形系數(shù) 9）應(yīng)力修正系數(shù) 10）重合度系數(shù) 計算接觸應(yīng)力的基本值 接觸應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力基本值：

25、 齒根彎曲應(yīng)力 確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 25） 壽命系數(shù) 26） 潤滑系數(shù) 27） 速度系數(shù) 28） 粗糙度系數(shù) 29） 工作硬化系數(shù) 30） 尺寸系數(shù) 許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 14） 壽命系數(shù) 15） 齒根表面狀況系數(shù) 16） 尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

26、 3.3.5 第一級行星傳動齒輪校核計算 行星輪的設(shè)計與校核參考《漸開線齒輪行星傳動得設(shè)計與制造》（漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造編委會著，機(jī)械工業(yè)出版社出版） 其中參數(shù)的選擇與查取大部分在上書中查出，但有些經(jīng)過了簡化或從設(shè)計手冊中查取。 第一級行星齒輪的設(shè)計計算 計算步驟及計算根據(jù) 重

27、要計算結(jié)果 1、齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 太陽輪和行星輪從用18Cr2Ni4WA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為56～61HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度6級。 內(nèi)齒圈材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS。 試驗齒輪的接觸疲勞極限 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 齒形的最終加工為插齒，精度為7級。 2、確定各主要參數(shù) （1）傳動比i＝4； （2）行星輪數(shù)目np＝4； （3）載荷不均衡系數(shù)Kp取 （4）配齒計算Za取 （5）齒輪的模數(shù)m和中心距a 模數(shù)m

28、取m＝8， 取 （6）計算變位系數(shù) 1）a-g傳動 嚙合角 變位系數(shù) 中心距變動系數(shù)y 齒頂降低系數(shù) 分配變位系數(shù)：因為 所以取 2）g-b傳動 嚙合角 變位系數(shù) 中心距變動系數(shù)y 齒頂降低系數(shù) 分配變位系數(shù)：因為 所以取 3、幾何尺寸計算 太陽輪： 行星輪： 內(nèi)齒輪： 齒寬取齒寬為110mm 4、嚙合要素驗算 （1）a-g傳動端面重合度 1）頂圓

29、齒形曲率半徑 2）端面嚙合長度 3） 重合度 （2）g-b傳動端面重合度 1）頂圓齒形曲率半徑 2）端面嚙合長度 3） 合度 5、齒輪強(qiáng)度校核 （1）a-g傳動 1）確定計算負(fù)荷 名義轉(zhuǎn)矩 名義圓周力 2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 3） 確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 1． 使用系數(shù) 2．

30、動負(fù)荷系數(shù) 圓周速度 3． 齒向載荷分布系數(shù) 式中：據(jù)取 據(jù) 取 據(jù)取 據(jù) 取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 則 4） 齒間載荷分布系數(shù)及 因為 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 6）彈性系數(shù)查表取 7）載荷作用齒頂時齒形系數(shù) 據(jù)取 8） 載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù) 9）重合度系數(shù) 10）螺旋角系數(shù) （4）齒數(shù)比 （5）計算接觸應(yīng)力的基本值 （6）接觸應(yīng)力

31、 （7）彎曲應(yīng)力基本值 （8）齒根彎曲應(yīng)力 （9）確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）壽命系數(shù) 2）潤滑系數(shù) 3）速度系數(shù) 4）粗糙度系數(shù) 5）工作硬化系數(shù) 6）尺寸系數(shù) （10）許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) （11）確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 2）壽命系數(shù) 3）相對齒根圓角敏感系數(shù) 4）齒根表面狀況系數(shù) 5）尺寸系數(shù) （12）許用彎曲應(yīng)力

32、 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) （2）．g-b傳動 1）確定計算負(fù)荷 名義圓周力 2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 5） 確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 1.使用系數(shù) 2.動負(fù)荷系數(shù) 圓周速度 六級精度 3.齒向載荷分布系數(shù) 式中：取 取 取 取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 則 6） 齒間載荷分布系數(shù)及 因為 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 6）彈性系數(shù)查表取 7）載荷作用齒頂時齒形系數(shù)

33、 據(jù)取 9） 載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù) 9）重合度系數(shù) 10）螺旋角系數(shù) （4）齒數(shù)比 （5）計算接觸應(yīng)力的基本值 （6）接觸應(yīng)力 （7）彎曲應(yīng)力基本值 （8）齒根彎曲應(yīng)力 （9）確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）壽命系數(shù) 2）潤滑系數(shù) 3）速度系數(shù) 4）粗糙度系數(shù) 5）工作硬化系數(shù) 6）尺寸系數(shù) （10）許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全

34、系數(shù) （11）確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 2）壽命系數(shù) 3）相對齒根圓角敏感系數(shù) 4）齒根表面狀況系數(shù) 5）尺寸系數(shù) （12）許用彎曲應(yīng)力 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

35、

36、 3.3.6 第二級行星傳動齒輪校核計算 第二級行星齒輪的設(shè)計計算 計算步驟及計算根據(jù) 重要計算結(jié)果 1、齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 太陽輪和行星輪從用18Cr2Ni4WA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為58～62HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限為 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形為漸開線直齒。

37、最終加工為磨齒，精度6級。 內(nèi)齒圈材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度為262～302HBS 試驗齒輪的接觸疲勞極限 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 齒形的最終加工為插齒，精度為7級。 2、確定各主要參數(shù) （1）傳動比i＝4； （2）行星輪數(shù)目np＝4； （3）載荷不均衡系數(shù)Kp取 （4）配齒計算Za取 （5）齒輪的模數(shù)m和中心距a 模數(shù)m取m＝10， 取 （6）計算變位系數(shù) 1）a-g傳動 嚙合角 變位系數(shù) 中心距變動系數(shù)y 齒頂降低系數(shù) 分配變位系數(shù)： 取 2）

38、g-b傳動 嚙合角 變位系數(shù) 中心距變動系數(shù)y 齒頂降低系數(shù) 分配變位系數(shù)： 取 3、幾何尺寸計算 太陽輪： 行星輪： 內(nèi)齒輪： 齒寬取齒寬為110mm 4、嚙合要素驗算 （1）a-g傳動端面重合度 1）頂圓齒形曲率半徑 2）端面嚙合長度 4） 重合度 （2）g-b傳動端面重合度 1）頂圓齒形曲率半徑 2）端面嚙合長度 4） 合度

39、 5、齒輪強(qiáng)度校核 （1）a-g傳動 1）確定計算負(fù)荷 名義轉(zhuǎn)矩 名義圓周力 2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7） 確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 4． 使用系數(shù) 5． 動負(fù)荷系數(shù) 圓周速度 六級精度 6． 齒向載荷分布系數(shù) 式中：據(jù)取 據(jù) 取 據(jù)取 據(jù) 取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 則 8） 齒間載荷分布系數(shù)及 因為 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù)

40、 6）彈性系數(shù)查表取 7）載荷作用齒頂時齒形系數(shù) 據(jù)取 10） 載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù) 9）重合度系數(shù) 10）螺旋角系數(shù) （4）齒數(shù)比 （5）計算接觸應(yīng)力的基本值 （6）接觸應(yīng)力 （7）彎曲應(yīng)力基本值 （8）齒根彎曲應(yīng)力 （9）確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）壽命系數(shù) 2）潤滑系數(shù) 3）速度系數(shù) 4）粗糙度系數(shù) 5）工作硬化系數(shù) 6）尺寸系數(shù) （

41、10）許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) （11）確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 2）壽命系數(shù) 3）相對齒根圓角敏感系數(shù) 4）齒根表面狀況系數(shù) 5）尺寸系數(shù) （12）許用彎曲應(yīng)力 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) （2）．g-b傳動 1）確定計算負(fù)荷 名義圓周力 2）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9） 確定強(qiáng)度計算中的各種系數(shù) 1.使用系數(shù) 2.動負(fù)荷系數(shù) 3.齒向載荷分布系數(shù) 式中：取 取

42、 取 取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)取 則 10） 齒間載荷分布系數(shù)及 因為 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 6）彈性系數(shù)查表取 7）載荷作用齒頂時齒形系數(shù) 11） 載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù) 9）重合度系數(shù) 10）螺旋角系數(shù) （4）齒數(shù)比 （5）計算接觸應(yīng)力的基本值 （6）接觸應(yīng)力 （7）彎曲應(yīng)力基本值 （8）齒根彎曲應(yīng)力

43、 （9）確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）壽命系數(shù) 2）潤滑系數(shù) 3）速度系數(shù) 4）粗糙度系數(shù) 5）工作硬化系數(shù) 6）尺寸系數(shù) （10）許用接觸應(yīng)力 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) （11）確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù) 1）試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 2）壽命系數(shù) 3）相對齒根圓角敏感系數(shù) 4）齒根表面狀況系數(shù) 5）尺寸系數(shù) （12）許用彎曲應(yīng)力 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)

44、

45、 3.4 截割部傳動系統(tǒng)輔助裝置的校核計算 3.4.1 各軸花鍵的設(shè)計與校核 一、截一軸花鍵設(shè)計計算 截一軸按純扭矩計算 內(nèi)花鍵設(shè)計計算：

46、 傳遞扭矩 花鍵材料軸材料選淬火處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)?。粷u開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ；； 外花鍵大徑基本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： 強(qiáng)度合格。 二、截二軸設(shè)計 截二軸按純扭矩計算 內(nèi)花鍵設(shè)計計算： 傳遞扭矩 花鍵材料軸材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)?。粷u開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ； ； 外

47、花鍵大徑基本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： 強(qiáng)度合格。 三、截三軸設(shè)計 截三軸按純扭矩計算 內(nèi)花鍵設(shè)計計算： 傳遞扭矩 花鍵材料軸材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)?。粷u開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ； ； 外花鍵大徑基本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： 強(qiáng)度合格。 四、截四軸設(shè)計 根據(jù)第一級行星輪直徑取軸徑為110； 驗算此軸強(qiáng)度： 合格； 內(nèi)花鍵設(shè)計計算： 傳遞扭矩 花鍵材料選

48、調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)??；寬度B＝110；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ； ； 外花鍵大徑基本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： 強(qiáng)度合格。 五、第二級太陽輪輸入軸花鍵設(shè)計 內(nèi)花鍵設(shè)計計算： 傳遞扭矩 花鍵材料選表面淬火，花鍵模數(shù)取；齒數(shù)??；寬度取B＝110；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ； ； 外花鍵大徑基

49、本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： 強(qiáng)度合格。 五、輸出軸花鍵設(shè)計計算 內(nèi)花鍵設(shè)計計算： 傳遞扭矩 花鍵材料選表面淬火，花鍵模數(shù)取；齒數(shù)取；寬度取B＝150；漸開線齒形，平根，壓力角為30度。 分度圓直徑； 基圓直徑； 內(nèi)花鍵大徑基本尺寸： ； 內(nèi)花鍵小徑基本尺寸： ； ； ； ； 外花鍵大徑基本值： ； 外花鍵小徑基本值： ； 花鍵強(qiáng)度驗算： ,強(qiáng)度合格。 3.4.2 截割部傳動系統(tǒng)各傳動軸、軸承的校核 一、截一軸及其軸承壽命驗算：（截一軸彎扭圖如圖3-1所示） ； 圖3-1 截一軸彎扭

50、圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M ； 扭矩T 當(dāng)量彎矩Mca 。 （2）校核該軸得強(qiáng)度 軸的材料為，表面淬火，回火，查表得，則，軸得計算應(yīng)力為 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 軸承上的力 軸承1、2型號為NJ224E額定載荷為322KN 軸承壽命 滿足要求 軸承一與二相同壽命不再校核。 二、惰二軸的詳細(xì)校核 惰一軸的軸承與惰二惰三一樣，軸材料也一樣，所以將在后面校核。 三、截二軸

51、的詳細(xì)校核：（彎扭圖如圖3-2所示） （1）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的機(jī)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖如下圖，確定軸承的支撐位置，從手冊中查取，。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當(dāng)量彎矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的MH、MV、M、T及Mca的數(shù)值如下。 ； 圖3-2 截二軸彎扭圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M 扭矩T 當(dāng)量彎矩Mca

52、 （2）校核該軸得強(qiáng)度 軸的材料為，表面淬火，回火，。查表得，則，軸得計算應(yīng)力為： 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 （3）精確校核該軸得強(qiáng)度 對于重要得軸，必須按安全系數(shù)精確校核軸得疲勞強(qiáng)度。 1）盤對危險界面 危險截面應(yīng)該是應(yīng)力較大，同時應(yīng)力集中較為嚴(yán)重得界面。從受載情況觀察，截面C上得Mca最大，但是其軸較粗，而且是齒輪軸，應(yīng)力集中不大，故截面C不校核，截面E應(yīng)該為危險截面。 2）計算危險截面應(yīng)力 截面右側(cè)彎矩為 截面上扭矩為 ； 抗彎截面系數(shù) ； 抗扭截

53、面系數(shù) ； 截面上得彎曲應(yīng)力 ； 截面上的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力 ； 彎曲應(yīng)力幅 ； 彎曲平均應(yīng)力 ； 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力得應(yīng)力幅與平均應(yīng)力相等，即。 3）確定影響系數(shù) 軸得材料為，淬火加回火，查表得，，； 軸間圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)查表得； 尺寸系數(shù)根據(jù)截面為圓截面查圖得； 表面質(zhì)量系數(shù)，根據(jù)，和表面加工方法為精車，查圖得，； 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)得特性系數(shù)??； 由上面結(jié)果可得： 由手冊中得許用安全系數(shù)值，可知該軸安全。 （4）軸承壽命的驗算 由于截一與截二軸的軸承一樣，所以只驗算低速軸

54、的軸承，此處略去軸承的壽命驗算。 四、截三軸的詳細(xì)校核：（彎扭圖如圖3-3所示） （1）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的機(jī)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定軸承的支撐位置，從手冊中查取。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當(dāng)量彎矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的MH、MV、M、T及Mca的數(shù)值如下。 ； ； ； ； ； 圖3-3 截三軸彎扭圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩MH和MV 水平面 垂直面 合成彎矩M ； 扭矩T ；

55、 當(dāng)量彎矩Mca 。 （2）校核該軸得強(qiáng)度 軸的材料為，表面淬火，回火，查表得，則。 軸得計算應(yīng)力為 ， 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 （3）精確校核該軸得強(qiáng)度 對于重要得軸，必須按安全系數(shù)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。 1）對危險界面 危險截面應(yīng)該是應(yīng)力較大，同時應(yīng)力集中較為嚴(yán)重的界面。從受載情況觀察，截面C上得Mca最大，但是其軸較粗，而且是齒輪軸，應(yīng)力集中不大，故截面C不校核，。截面E應(yīng)該為危險截面。 2）計算危險截面應(yīng)力 截面右側(cè)彎矩為 截面上扭矩為 ； 抗彎截面系數(shù)

56、 ； 抗扭截面系數(shù) ； 截面上得彎曲應(yīng)力 ； 截面上的扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力 ； 彎曲應(yīng)力幅 ； 彎曲平均應(yīng)力 ； 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力得應(yīng)力幅魚平均應(yīng)力相等，即； 3）確定影響系數(shù) 軸得材料為，淬火加回火，查表得 ， ，。 軸間圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)。根據(jù)查表得； 尺寸系數(shù)根據(jù)截面為圓截面查圖得； 表面質(zhì)量系數(shù)，根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖得； 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)得特性系數(shù)?。? 由上面結(jié)果可得： 由手冊中得許用安全系數(shù)值

57、，可知該軸安全。 （4）軸承壽命的驗算 截三上軸承，軸承6型號為23220CC額定載荷為420KN，軸承7的型號為22226CC額定載荷為562KN。 軸承6上的力； 軸承壽命 ； 軸承7上的力 。 軸承壽命： 三、惰二軸及其軸承的壽命校核 惰二軸上軸承的的型號為22220CC額定載荷為315KN。 惰二齒輪受的力為 惰二軸抗彎強(qiáng)度系數(shù) 惰二軸的彎矩為 惰二軸的應(yīng)力為 軸承壽命驗算： 四、惰三軸的受力與惰二軸相同，軸承型號也相同，在此軸與軸承的校核略去。 五、截四軸及軸承的校核 截四軸受力為 截四軸的彎矩為 截四軸的抗彎 截四軸應(yīng)力

58、為 截四軸上的軸承為NJ224E 額定載荷為302KN 軸承的壽命驗算： 六、第一級太陽輪軸的校核 軸所受力矩為 太陽輪： 剪切應(yīng)力為，合格 六、第一級行星輪軸的校核及其軸承的壽命驗算 行星輪軸承為特制軸承，額定載荷為465KN。 行星輪受的力為 行星軸抗彎強(qiáng)度系數(shù) 行星軸的彎矩為 行星軸的應(yīng)力為 軸承壽命驗算： 說明：現(xiàn)在采煤機(jī)中行星輪中均采用進(jìn)口軸承，壽命會提高很多，現(xiàn)在國內(nèi)使用國內(nèi)軸承的壽命在兩千小時左右。 七、第二級太陽輪軸的校核 軸所受力矩為 太陽輪： 剪切應(yīng)力為，合格。 八、第二級行星輪軸的校核及其軸承的壽命驗算 行星輪軸承為特制

59、軸承，額定載荷為465KN； 行星輪受的力為； 行星軸抗彎強(qiáng)度系數(shù)； 行星軸的彎矩為； 行星軸的應(yīng)力為 軸承壽命驗算： 。 說明：現(xiàn)在采煤機(jī)中行星輪中均采用進(jìn)口軸承，壽命會提高很多，現(xiàn)在國內(nèi)使用國內(nèi)軸承的壽命在兩千小時左右。 4 MG300/700－WD型采煤機(jī)截割部說明 4.1截割機(jī)構(gòu) 截割機(jī)構(gòu)是采煤機(jī)實現(xiàn)落煤、裝煤的主要部件，它分別由左右截割部（外形如圖4-1）組成，每個截割部主要由截割部殼體、截割電機(jī)、齒輪減速裝置、滾筒等組成，截割部內(nèi)設(shè)有冷卻系統(tǒng)、內(nèi)噴霧等裝置。 截割電機(jī)直接安裝在截割部殼體內(nèi)，

60、齒輪減速裝置全部集中在截割部殼體及行星減速器內(nèi)，與傳統(tǒng)的縱向布置的單電機(jī)采煤機(jī)相比沒有同軸、螺旋傘齒輪、固定減速箱、搖臂回轉(zhuǎn)套等機(jī)構(gòu)，因此結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、可靠性高。 兩個截割部分分別用階梯軸同左、右牽引減速鉸接，同時通過回轉(zhuǎn)腿與調(diào)高油缸鉸接，通過油缸的伸縮實現(xiàn)左、右截割滾筒的升降。 左右搖臂設(shè)計為完全相同的結(jié)構(gòu)，用設(shè)計的不同吊耳與機(jī)身相接，可以互換，所以在購買備用搖臂時可以只備用一個搖臂，雖然直搖臂較彎搖臂而言減小了過煤量，但是對大功率大采高的采煤機(jī)而言影響較小。 截割部有以下特點： 1． 截割部（搖臂）回轉(zhuǎn)采用銷軸結(jié)構(gòu)，與其他部件間沒有傳動聯(lián)接，回轉(zhuǎn)部分的磨損與截割部傳動齒輪嚙合

61、無關(guān)。 2． 截割部齒輪減速都是簡單的直齒輪傳動，傳動效率高。 3． 截割電機(jī)和截割部一軸齒輪之間采用細(xì)長扭矩軸聯(lián)接，電機(jī)和截割部一軸齒輪安裝位置的小量誤差不影響動力傳遞，便于安裝，在受到較大的沖擊載荷時對截割傳動系統(tǒng)的齒輪和軸承起到緩沖作用。 4． 高速軸油封線速度大大降低，提高了油封的可靠性和使用壽命。 5． 截割機(jī)構(gòu)減速箱內(nèi)的傳動件及結(jié)構(gòu)件的機(jī)械強(qiáng)度設(shè)計有較大的安全系數(shù)。 6． 截割部殼體采用左右搖臂可以互換的結(jié)構(gòu)設(shè)計，只需備用一個搖臂即可。 截割部 外殼上下有冷卻水套，以降低搖臂內(nèi)油池溫度。輸出端采用mm方形聯(lián)接套和滾筒聯(lián)接，滾筒采用三頭螺旋葉片，其直徑可根據(jù)煤層厚度在內(nèi)選

62、取，滾筒截深可采用630mm和800mm，輸出轉(zhuǎn)速可根據(jù)不同直徑滾筒的線速度要求和煤質(zhì)硬度在三檔速度內(nèi)選擇。 4.2 截割機(jī)構(gòu)的傳動系統(tǒng) 截割機(jī)構(gòu)的傳動系統(tǒng)如圖所示4-2所示 截割電機(jī)的出軸是帶有花鍵的空心軸，通過兩端均為漸開線花鍵的細(xì)長扭矩軸與截一軸齒輪相連，電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩通過齒輪Z1,Z2,Z3,Z4,Z5,Z6,Z7,Z8傳動到行星機(jī)構(gòu)，最后行星機(jī)構(gòu)的行星架輸出，將動力傳給截割滾筒。 左右截割部傳動方式相同，傳動元件通用。 根據(jù)用戶要求可以改變滾筒轉(zhuǎn)速。Z4,Z5 為變速齒輪（共三對），可以選擇三種不同轉(zhuǎn)速。 截割機(jī)構(gòu)的傳動比為： 4.3 截

63、割部減速箱 截割部減速箱（如圖4-3）由截割部殼體、軸組、行星機(jī)構(gòu)、內(nèi)外噴霧裝置等組成。截割部殼體采用整體鑄造結(jié)構(gòu)，搖臂外殼有一焊接的冷卻水套，水套下面裝有噴嘴，用于整體的外噴霧。 截割部的離合器，安裝在截割電機(jī)的尾部，主要由手柄，手柄座，軸承，離合器軸，推桿，距離套等組成。其中細(xì)長扭矩軸為一關(guān)鍵部件，其一端通過漸開線花鍵同電機(jī)轉(zhuǎn)子相連，另一端通過漸開線花鍵與軸齒輪相連。并通過軸承、螺母、等與拉桿相連，當(dāng)該軸在手柄與拉桿的作用下外拉時，同截一齒輪脫離。 截割部減速箱，主要由，截一軸，惰一軸，截二軸，截三周，惰二軸，惰三軸，截四軸，第一級行星機(jī)構(gòu)，第二級行星機(jī)構(gòu)組成。 內(nèi)

64、噴霧供水系統(tǒng)（如圖4-4）。主要由接頭座，水封座，最合密封，泄漏環(huán)，油封，水封裝置外殼，軸承座，軸承，不銹鋼送水管，管座，三通接頭，高壓軟管，鉸接接頭等最成。不銹鋼送水管和滾筒軸一起轉(zhuǎn)動。靠內(nèi)外兩道O型圈密封。送水管靠老塘側(cè)通過軸承支撐在軸承座內(nèi)。因兩者有相對旋轉(zhuǎn)運動，為防止內(nèi)噴霧水進(jìn)入搖臂油池，在送水管外殼安裝一特制的組合密封，該密封油一特制水封和油封組成，起防水，防塵作用。在水封和油封之間安裝有泄漏環(huán)，泄漏的水經(jīng)過泄漏環(huán)和水封裝置外殼流出搖臂殼體外。油封防止搖臂內(nèi)油液外泄。內(nèi)噴霧水通過接頭座與噴霧冷卻系統(tǒng)的相應(yīng)管路相通，經(jīng)不銹鋼送水管、煤壁側(cè)高壓軟管與滾筒的內(nèi)噴霧供水口相聯(lián)進(jìn)入滾筒水道。

65、 兩級行星機(jī)構(gòu)（如圖4-5）均為四星輪減速機(jī)構(gòu)，主要油太陽輪，行星輪，內(nèi)齒圈，行星架，支撐軸承，浮封環(huán)，等組成，第一級行星采用太陽輪，行星架浮動的方式，浮動靈敏，均載效果好，使壽命大大提高，第二級由于行星架要輸出動力，所以采用太陽輪浮動的方式解決行星均在的問題。行星齒輪傳動利用4個行星輪嚙合的功率分流，結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大，采用兩級行星機(jī)構(gòu)后，搖臂的整體尺寸的到了有效的降低，使搖臂重量減小，剛性提高，也是過煤空間增大，使直搖臂過煤空間小的矛盾得到了一定程度的解決。滾筒聯(lián)接套采用平面浮動油封裝置，能適應(yīng)行星機(jī)構(gòu)的軸向竄動，適應(yīng)煤塵和煤泥水的工況。 4.4 截割滾筒 截割滾筒擔(dān)負(fù)著落煤

66、、裝煤作用。主要由滾筒筒體、截齒、齒座和噴霧和噴嘴等組成。滾筒與搖臂行星機(jī)構(gòu)連接軸采用方形接套連接。連接可靠，拆裝方便。 滾筒以及截齒、噴嘴均屬于易損件，正確維護(hù)和使用滾筒，對延長其工作壽命，提高截割功率利用率使十分重要的。所以開機(jī)前必須做到如下幾點： 1． 檢查滾筒上截齒和噴嘴是否處于良好狀態(tài)，若發(fā)現(xiàn)截齒刀頭嚴(yán)重磨鈍，應(yīng)及時更換，若噴嘴被堵，亦應(yīng)及時更換。換下的噴嘴經(jīng)清洗后可復(fù)用。 2． 檢查滾筒上的截齒和噴嘴是否齊全，若發(fā)現(xiàn)丟失，則應(yīng)及時補(bǔ)上； 3． 截齒和噴嘴的固定必須牢固； 4． 檢查噴霧冷卻系統(tǒng)管路是否漏水，水量、水壓是否合乎要求； 5． 固定滾筒用的螺栓是否松動，以防滾筒脫落； 6． 采煤機(jī)司機(jī)操作時，做到先開水，后開機(jī)。停機(jī)時先停機(jī)，后停水，并注意不讓滾筒割支架頂梁和輸送機(jī)鏟等金屬件。 傳動齒輪及支撐軸承規(guī)格及參數(shù)詳見表4-1；4-2。 圖4-4 內(nèi)噴霧系統(tǒng) 二級行星減速器 5 MG300/700－WD型采煤機(jī)其他部件及系統(tǒng)簡介 5.1輔助液壓系統(tǒng)概述 采煤機(jī)輔