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1绪论
1.1前言我国是产煤大国,煤炭也是我国目前最主要的能源,是保证我国国民经济飞速增长的重要物质保证煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化,其中采掘包括采煤和掘金巷道随着采煤机械化的发展,采煤机是现在最主要的采煤机械20世纪70年代我国主要靠进口采煤机来满足生产需要,现今,国产采煤机几乎占领我国的整个采煤机市场依靠科技进步,推进技术创新,开发高效矿井综合配套技术是我国煤炭科技发展的主攻方向,我国的采煤机现在已经进入了自主研发,标准化,系列化阶段
1.2采煤机械概述
1.
2.1采煤机械化的发展机械化采煤开始于二十世纪40年代,是随着采煤机械的出现而开始的40年代初期,英国、苏联相继生产了采煤机,德国生产了刨煤机,使工作面落煤、装煤实现了机械化但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,所以限制了采煤机生产率的提高50年代初期,英国、德国相继生产出滚筒式采煤机、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技术的发展由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒,不能实现调高,因而限制了采煤机的适用范围,我们称这种固定滚筒采煤机为第一代采煤机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——双摇臂滚筒采煤机的出现,进一步解决了工作面自开缺口的问题,再加上液压支架和可弯曲输送机的不断完善等等,把综采技术推向了一个新水平,并且在生产中显示了综采机械化采煤的优越性——高产、高效、安全和经济进入70年代,综采机械化得到了进一步的发展和提高,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750~1000kW,生产率达1500t/h的输送机,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国外于1976年出现的第一台电牵引采煤机,大大改善了采煤机的性能,并扩大了它的适用范围80年代,德国、美国、英国都开发成功各种交、直流电牵引采煤机,同时把计算机控制系统用在采煤机上并且开始重视系列化采煤机的开发工作,一种功率的采煤机可以派生出多种机型,主要元部件在不同功率的采煤机上都能通用,这样不仅扩大了工作面的适应范围,而且便于用户配件的管理采煤机系列化是20世纪80年代采煤机发展中非常突出的特点目前,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就是采煤机械化程度和综采机械化程度采煤机械化今后的发展方向是不断完善各类型采煤设备,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、标准化和通用户;研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备
1.
2.2机械化采煤的类型长壁采煤工作面的采煤过程主要包括落煤、装煤、工作面运煤、顶板支护及处理采空区五个工序,按照这些工序的机械化程度不同,目前有普通机械化采煤即普采、高档普采和综合机械化采煤三种机械化采煤类型普采一般是用单滚筒采煤机和刨煤机的截齿落煤,借助滚筒的螺旋叶片或煤刨的斜面将碎落的煤炭退运并装入刮板输送机,再由刮板输送机将煤炭运出工作面工作面顶板是利用金属摩擦支柱和金属铰接顶梁来支护和管理的高档普采是用功率较大的采煤机或刨煤机落煤、装煤,用运输量和功率较大的刮板输送机运煤,顶板支护和管理则用单体液压支柱和金属铰接顶梁连接综合机械化采煤是用大功率采煤机来实现落煤、装煤,刮板输送机运煤,自移式液压支架来支护顶板而使工作面采煤过程完全实现机械化的采煤法
1.3采煤机简述
1.
3.1采煤机的分类和组成采煤机有不同的分类方法,一般我们按照工作机构的形式进行分类,可以分为滚筒式、钻削式和链式采煤机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—电动机;2—牵引部;3—牵引链;4—截割部减速箱;5—摇臂;6—滚筒;7—弧形挡煤板;8—底托架;9—滑靴;10—调高油缸;11—调斜油缸;12—拖缆装置;13—电气控制箱
1.
3.2滚筒采煤机的工作原理第四代采煤机研发成功后,现代采煤机基本上都传承了他们的特点机械电子的飞速发展,对采煤机产生了很大的影响,现在采煤机是集电子系统、液压系统和机械传动系统于一身的复杂系统现代的采煤机基本上都取消了底托架,全部采用双滚筒结构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必须指出的是,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具有自开缺口的能力,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25~30m的范围内斜切进刀的方式称端部斜切进刀法;2)中部斜切法采煤机在工作面中部斜切进入煤壁的进刀方式称为中部斜切法图1-2双滚筒采煤机工作原理
1.
3.3滚筒采煤机的特点1)使用范围广滚筒采煤机对煤层地质条件的要求较低,对于地板起伏不平、层厚变动大、煤粘顶、有落差不大的断层以及不同性质的顶板等每层条件,采煤机都能适应;2)调高方便,面开切口;3)功率大、生产率高、工作可靠;4)操作方便并有完善的保护、监测系统;5)滚筒式采煤机正在向标准化、系列化、通用化发展但是采煤机也有其缺点结构复杂,价格昂贵;割落的煤的块度小,粉尘含量多,破碎单位体积煤的能量消耗大
1.4大功率采煤机的现状与发展综合机械化采煤的关键设备是采煤机,采煤要实现日产万吨,非大功率、低故障率的综采煤机不可
1.
4.1国产大功率综采采煤机使用过程中暴露出来的质量问题
1.采煤机的液压元件质量不稳定,使用寿命短目前,国内各大矿区使用的采煤机大部分是液压牵引采煤机,而各大矿务局每年都要更换数百台的主泵和液压马达,耗资两百多万元,其中国产的占90%
2.采煤机漏油液压牵引采煤机漏油是国产采煤机尚未解决的难题采煤机漏油首先增加了油耗,加大了成本,漏油无法回收又造成了火灾隐患漏油部位主要表现在高速轴部位、低速轴部位、牵引马达部位
3.滚筒、齿座、截齿方面的问题国产滚筒使用寿命短、质量差,进口滚筒可采50~70万t煤,而国产滚筒一般采到18万t左右就得更换;齿座主要是焊缝开裂;截齿主要是齿柄弯曲,合金钢脱落或崩裂、齿牙磨损
1.
4.2目前国产大功率综采采煤机与引进设备的差距
1.装机功率小,工作能力差目前我国采煤机最大装机功率为2215kW2007,而国外达到了2390kW
(2007),差距为93%,落后约4年
2.国产大功率采煤机在截高、故障诊断状态检测、变频器方面分别落后国外同类型产品4年、8年和7年
3.效益低下采煤过程是一个由采煤机为龙头,支护、输送、通风等相互协调统一的大系统,由于种种原因需要经常对采煤机更换机件或揭盖维修,都将影响机组的正常运转和煤炭生产,维护费用增加,生产效益下降
1.
4.3国产大功率采煤机研究方向随着国际采煤自动化程度的快速发展,未来开发的大功率采煤机一定是高可靠性、高自动化、具有很强适应性、能远程控制的产品根据我国煤炭生产远景规划及采煤机技术发展趋势,国产大功率采煤机的主要研究方向为1)满足整机2000万t寿命的总体技术及高强度长寿命壳体的研究足600万t大修、1000万t寿命的机械传动系统的研究2)长寿命、可靠性油封技术的研究3)截割部摇臂及其行星轮齿轮减速器的开发研究4)高可靠性、高性能、抗干扰、抗热效应、拥有远程实时操作的嵌入式矿用计算机控制系统的研究5)开发工作面远距离无线高速信号传输装置,解决采煤机工作影像高可靠度实时传输的研究大功率电牵引采煤机具相对于其他采煤机械来说具有结构简单、操作方便、安全可靠、故障率低、维护方便、原部件使用寿命长、控制灵敏、监控保护等功能完善和经济效益好等优点因此我们必须研制开发具有自主知识产权的电牵引采煤机,对相关项目进行攻关研发2MG750/1815-WD型电牵引采煤机
2.1概述MG750/1815-WD型电牵引采煤机,是一种多电机驱动,电机横向布置,交流变频调速无链双驱动大型电牵引采煤机总装机功率1815kW,截割功率2×750kW,牵引功率2×90kW,调高电机功率为35kW,破碎电机功率为100kW适用于采高
3.5~
5.0m,煤层倾角≤15°的厚煤层综采工作面,要求煤层顶板中等稳定,底板起伏不大,不过于松软,煤质中硬或中硬以上,也能截割一定的矸石夹层工作面长度以150~200m为宜该采煤机与相应的液压支架,各种型号工作面运输机配套,实现综合机械化采煤
2.2采煤机型号的组成及意义MG750/1815-WD电牵引无链装机总功率(kW)截割电机功率(kW)滚筒式采煤机
2.3使用环境条件该采煤机的电气设备符合矿用防爆规程的要求,可在周围空气中的甲烷、煤尘、硫化氢、二氧化碳等不超过《煤矿安全规程》中所规定的安全含量的矿井中使用,并可在海拔不超过2000m、周围介质温度不超过40℃,空气湿度不大于95%在+25℃时的情况下可靠地工作3厚煤层采煤机截割部的设计
3.1截割部概述截割机构由左右摇臂、左右滚筒组成,其主要功能是完成采煤工作面的落煤,向工作面运输机装煤和喷雾降尘左、右摇臂完全相同,摇臂内横向安装一台750kW截割电机,其动力通过二级直齿轮减速和两级行星齿轮减速传给输出轴方法兰驱动滚筒旋转摇臂减速箱设有离合装置、润滑装置、喷雾降尘装置等摇臂减速箱壳体与一连接架铰接后再与牵引部机壳铰接,通过与连接架铰接的调高油缸实现摇臂的升降其最大的优点是附加一摇臂连接架,从而使摇臂左右通用,同时使铸造和加工的工艺性得以改善摇臂和滚筒之间采用方榫联接
3.2截割部传动总体方案
3.
2.1设计总则1)煤矿生产,安全第一2)面向生产,力求实效,以满足用户最大实际需求3)贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定4)技术比较先进,在一般设计中进行改进,要求性能和寿命能有显著的提高
3.
2.2已知条件1)采高范围
2.80~
5.0m;2)煤层倾角≤15°;3)截割功率750kW;4)滚筒转速
26.88r/min;5)滚筒直径
2.5m
3.
2.3摇臂传动方案的确定参考同类型采煤机摇臂的设计,总体传动方案如图3-1传动路线经过四级减速,其中含有二级行星齿轮传动,通过直齿轮和行星轮减速实现速度的变化图3-1摇臂传动系统图
3.
2.4截割部电动机的选择由设计要求知,截割部功率为750kW,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,效率高所以选择由抚顺煤矿电机厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机,型为YBCS—7501性能及结构特点YBCS系列电动机具有效率高、堵转转矩高、隔爆结构先进合理、温升裕度大、安全可靠、性能优良等优点,并且体积小、重量轻、外形美观此系列电动机采用封闭自扇冷式防护结构2适用范围适用于正常或不正常情况下都能形成爆炸性混合物的场所3该电动机主要技术参数额定功率750kW额定电压3300V满载电流105A;额定转速1485r/min满载效率
0.915绝缘等级H工作方式S1接线方式Y质量2365kg冷却方式外壳水冷
3.
2.5传动比的分配及配齿情况滚筒上截齿的切线速度,称为截割速度,它可由滚筒的转速和直径计算而得,为了减少滚筒截割产生的细煤和粉尘,增大块煤率,滚筒的转速出现低速化的趋势滚筒转速对滚筒截割和装载过程影响都很大;但对粉尘生成和截齿使用寿命影响较大的是截割速度而不是滚筒转速总传动比式中n0——电动机满载转速r/min;n——滚筒转速r/min传动比分配原则1)各级传动比应在每一级传动所推荐的范围内一般圆柱直齿传动比一般不大于3~4,行星轮行星减速传动比在
2.8~
12.5之间2)两级及两级以上的齿轮传动时,应尽可能使各级从动齿轮的浸油深度相近,以使各级齿轮得到良好的润滑,并减少搅油损失3)各级传动尺寸要协调、合理根据以上原则及总传动比的大小,各级传动比暂定为第一级直齿轮传动比第二级直齿轮传动比第一级行星齿轮传动比第二级行星齿轮传动比理论总传动比根据减速箱内空间尺寸的设计,增加摇臂的长度,所以增加了五个惰轮,对整个系统的传动比没有影响由配齿情况确定各级真实传动比第一级直齿传动比第一级直齿传动比第一级行星齿轮传动比第一级行星齿轮传动比第二级行星齿轮传动比:实际总传动比验算总传动比误差因此该传动比分配合理
3.3截割部传动系统齿轮的校核计算
3.
3.1概述滚筒截割到硬煤或夹矸时可能受到很大的冲击载荷,而且截割部的工作环境相当差,所以截割部齿轮的校核计算均按照驱动电机的额定全功率算
3.
3.2第一级直齿轮传动设计校核计算Z1和Z3使用的都是直齿圆柱齿轮,具体的设计及强度效核计算过程和计算结果如下计算及说明计算结果1)选择齿轮材料查参考文献15表8-17两个齿轮都选20CrMnTi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,估取圆周速度,参考文献15表8-14,表8-15选取小轮分度圆直径,由参考文献15式8-64得齿宽系数查文献15表8-23,按齿轮相对轴承为对称布置,取小轮齿数初取=23大轮齿数=圆整齿数比=传动比误差误差在范围内小轮转矩载荷系数使用系数查文献15表8-20动载荷系数查文献15图8-57齿向载荷分布系数查文献15图8-60齿间载荷分配系数查文献15表8-21则载荷系数的初值弹性系数查文献15表8-22节点影响系数查文献15图8-64()重合度系数查文献15图8-65许用接触应力由文献15式
8.69=接触疲劳极限应力查文献15图6-69应力循环次数N由文献15式8-70得查文献15图8-70得接触强度的寿命(不许有点蚀)接触强度安全系数查文献15表8-27,按较高可靠度查,取故的设计初值齿轮模数m查文献15表8-3,得小齿分度圆直径的参数圆整值=圆周速度与估取很相近,对取值影响不大,不必修正=
1.12,小轮分度圆直径惰轮分度圆直径中心距齿宽惰轮齿宽小轮齿宽3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算由文献15式8-66齿形系数查文献15图8-67小轮惰轮大轮应力修正系数查文献15图8-68小轮惰轮大轮重合度重合度系由数文献15式8-67许用弯曲应力由文献15式8-71弯曲疲劳极限查文献15图8-7弯曲寿命系数查文献15图8-73尺寸系数查文献15图8-74安全系数查文献15表8-214)齿轮几何尺寸计算齿轮变位系数选择计算选择齿根及齿面承载能力高区的线按初选变位后齿轮中心距计算出变位系数选定齿数比分度圆直径节圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径HRC56~62II公差组6级=
0.5合适=
1.75=
1.12=
1.01=
1.04=
1.6齿根弯曲强度足够
3.
3.3第二级直齿轮传动校核计算惰轮5和齿轮9使用直齿圆柱齿轮,具体的设计及强度校核如下由于齿轮的强度效核方法都是相似的,因而对其它齿轮的强度效核过程安排在设计说明书以外的篇幅中进行,并全部强度验算合格计算及说明结果1选择齿轮材料查参考文献15表8-17两个齿轮都选用20CrMnTi,渗碳淬火许用接触应力由文献15式8-69得=接触疲劳极限应力查文献15图8-69应力循环次数N由文献15式8-70得查文献15图8-70得接触强度得寿命系数不许有点蚀接触强度安全系数按较高可靠度查得,取许用弯曲应力由文献15式8-71弯曲疲劳极限查文献15图8-7弯曲寿命系数查文献15图8-73尺寸系数查文献15图8-74安全系数查文献15表8-212按已知惰轮2进行计算因为惰轮3至惰轮5都为同一型号惰轮所以惰轮5的参数如下齿轮9齿数齿数比=传动比误差误差在范围内惰轮5分度圆直径齿轮9分度圆直径圆周速度参考文献15表8-14,表8-15选取3齿根弯曲疲劳强度校荷计算由文献15式8-66载荷系数使用系数查文献15表8-20动载荷系数查文献15图8-57齿向载荷分布系数查文献15图8-60齿间载荷分配系数查文献15表8-21载荷系数的值齿形系数查文献15图8-67小轮惰轮大轮应力修正系数查文献15图8-68小轮惰轮大轮重合度重合度系数故4齿轮几何尺寸计算齿宽b分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径HRC56~62=
0.96=
1.6合适II公差组6级=
1.75=
1.11=
1.088齿根弯曲强度足够
3.4截割部第一级行星机构的设计计算
3.
4.1齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA,表面渗碳淬火处理,表面硬度为57~61HRC因为对于承受冲击重载荷的工件,常采用韧性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高级渗碳钢,经热处理后,表面有高的硬度及耐磨性,心部又具有高的强度及良好的韧性和很低的缺口敏感性试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮MPa行星轮MPa齿形为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为6级内齿圈的材料为42CrMo,调质处理,硬度为262~302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限试验齿轮的弯曲疲劳极限齿形的加工为插齿,精度为7级
3.
4.2行星机构中主要参数的确定1行星机构总传动比i=
5.1,采用NGW型行星机构2行星轮数目要根据文献16表
2.9-3及传动比i,取3载荷不均衡系数,采用行星架和太阳轮浮动均载机构,取=
1.44配齿计算太阳轮齿数,式中取C=42(整数);内齿圈齿数;行星齿轮齿数;5齿轮模数m,齿轮模数m的初算公式为式中——实用系数─—算式系数,这对于直齿轮传动——综合系数——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数=1+
1.5(-1)=
1.6小齿轮齿形系数,在一对a-c传动中,太阳轮传递的扭矩计算模数取标准值则6计算变位系数1a-g传动按和左右的限制条件,由图初选变位系数分配找出和决定的点,由此点按L射线的方向引一辅助射线,在此射线上按、选定、2g-b传动和
3.
4.3行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径代入上组公式计算如下太阳轮:行星轮:内齿轮:太阳轮,齿宽b因为则
3.
4.4啮合要素验算1a-g传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中“”号正号为外啮合,负号为内啮合角—端面节圆啮合直齿轮C.端面重合度2g-b端面重合度A.顶圆齿形曲径,由上式计算得行星轮内齿轮B.端面啮合长度gaC.端面重合度
3.
4.5齿轮强度验算一a-c传动(以下为相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程,太阳轮(行星轮)的计算方法相同)1确定计算负荷名义转矩名义圆周力2应力循环次数式中——太阳轮相对于行星架的转速r/min——寿命期内要求传动的总运转时间h3确定强度计算中的各种系数A.使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析,取B.动负荷系数因为和可根据圆周速度和由文献16图6-6,查得6级精度时C.齿向载荷分布系数由机械设计大典
32.1-35表6-8在一般计算中可取D.齿间载荷分布系数由行星齿轮传动设计表6-9E.节点区域系数式中直齿轮;—端面节圆啮合角;直齿轮—端面压力角,直齿轮F.弹性系数由文献16表
2.4-11查得(钢—钢)G.齿形系数根据和,由文献166-22查H.应力修正系数由文献16图6-24查得I.重合度系数J.螺旋角系数因得得4齿数5接触应力的基本值6接触应力7弯曲应力的基本值8齿根弯曲应力9确定计算许用接触应力时的各种系数A.寿命系数因,由文献16图
2.4-7得B.润滑系数因和由文献16图6-17,查得C.速度系数因,由文献16图6-18,查得D.粗糙硬化系数因和由图6-19,查得E.工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面,所以F.尺寸系数由文献16表
2.4-15查得10许用接触应力11接触强度安全系数SH12确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16查图得C.相对齿根圆角敏感系数因由图
2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数,由文献16表
2.4-16得13许用弯曲应力14弯曲强度安全系数齿轮合格二c-b传动本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程,小齿轮(行星轮)的强度较高,计算从略1名义切向力2应力循环次数式中——内齿轮相对于行星架的转速
131.75r/mim;3确定强度计算中的各种系数A.使用系数B.动负荷系数和由文献16查得,(7级精度)C.齿向载荷分布系数机械设计大典
32.1-35得其中取D.齿间载荷分布系数由表6-9查得E.节点区域系数式中直齿轮——端面节圆啮合角直齿轮——端面压力角,直齿轮F.弹性系数由文献16表
2.4-11,查得G.齿形系数由文献16图6-23,查得H.应力修正系数由文献16图6-24查得I.重合度系数J.螺旋角系数,因得得4齿数,5接触应力的基本值6接触应力7弯曲应力的基本值8齿根弯曲应力9确定计算许用接触应力时的各种系数A.寿命系数由文献16图得B.由表6-14得C.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得D.尺寸系数由文献16图查得10许用接触应力11接触强度安全系数12确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16图
2.4-8得C.相对齿根圆角敏感系数由文献16图
2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数,由文献16表
2.4-16得13许用弯曲应力14弯曲强度安全系数齿轮合格
3.5截割部第二级行星机构的设计
3.
5.1齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定第二级行星机构所选用的材料与第一级行星机构相同,太阳轮和行星轮的材料为18Cr2Ni4WA表面渗碳淬火,表面硬度为58~62HRC试验齿轮齿面接触疲劳极限MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮MPa行星轮MPa齿形为渐开线直齿,最终加工为磨齿,精度为6级内齿圈的材料为42CrMo,调质处理,硬度为262~302HBS.试验齿轮的接触疲劳极限Mpa试验齿轮的弯曲疲劳极限Mpa齿形的加工为插齿,精度为7级
3.
5.2行星机构中主要参数的确定1行星机构总传动比i=
4.94,采用NGW型行星机构2行星轮数目根据文献16表
2.6-3及传动比i,取3载荷不均衡系数,采用太阳轮浮动的均载机构,取4配齿计算太阳轮齿数式中取c=21(整数,自己调整)内齿圈齿数行星轮齿数5齿轮模数m,齿轮模数m的初算公式为式中——实用系数=
1.6——算式系数,这对于直齿轮传动=
12.1——综合系数=
1.6——计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数=1+
1.5(-1)=
1.15——小齿轮齿形系数,输入扭矩在一对a-c传动中,太阳轮传递的扭矩计算模数取标准值则6计算变位系数1传动按和左右的限制条件,由图初选变位系数分配找出和决定的点,由此点按L射线的方向引一辅助射线,在此射线上按、选定、2)传动和
3.
5.3行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径代入上组公式计算如下太阳轮:行星轮:内齿轮:太阳轮,齿宽b因为则取
3.
5.4啮合要素验算1a-c传动端面重合度A.顶圆齿形曲径太阳轮行星轮B.端面啮合长度式中为端面节圆啮合;“”号正号为外啮合,负号为内啮合角直齿轮C.端面重合度2c-b端面重合度A.顶圆齿形曲径,由上式计算得行星轮内齿轮B.端面啮合长度gaC.端面重合度
3.
5.5齿轮强度验算一a-c传动(以下为相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程,太阳轮(行星轮)的计算方法相同)1确定计算负荷名义转矩名义圆周力2应力循环次数式中——太阳轮相对于行星架的转速r/min——寿命期内要求传动的总运转时间h3确定强度计算中的各种系数A.使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析,取B.动负荷系数因为和可根据圆周速度和由文献16图6-6,查得6级精度时C.齿向载荷分布系数由机械设计大典
32.1-35表6-8在一般计算中可取D.齿间载荷分布系数由行星齿轮传动设计表6-9E.节点区域系数式中直齿轮;——端面节圆啮合角;直齿轮——端面压力角,直齿轮F.弹性系数由文献16表
2.4-11查得(钢—钢)G.齿形系数根据和,由文献166-22查H.应力修正系数由文献16图6-24查得I.重合度系数J.螺旋角系数因得得4齿数5接触应力的基本值6接触应力7弯曲应力的基本值8齿根弯曲应力9确定计算许用接触应力时的各种系数A.寿命系数因,由文献16图
2.4-7得B.润滑系数因和由文献16图6-17,查得C.速度系数因,由文献16图6-18,查得D.粗糙硬化系数因和由图6-19,查得E.工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面,所以F.尺寸系数由文献16表
2.4-15查得10许用接触应力11接触强度安全系数SH12确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16查图得C.相对齿根圆角敏感系数因由图
2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数,由文献16表
2.4-16得13许用弯曲应力14弯曲强度安全系数齿轮合格二c-b传动本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程,小齿轮(行星轮)的强度较高,帮计算从略1名义切向力2应力循环次数式中——内齿轮相对于行星架的转速r/mim;3确定强度计算中的各种系数A.使用系数B.动负荷系数和由文献16查得,(7级精度)C.齿向载荷分布系数机械设计大典
32.1-35得其中mm取D.齿间载荷分布系数由表6-9查得E.节点区域系数式中直齿轮——端面节圆啮合角直齿轮——端面压力角,直齿轮F.弹性系数由文献16表
2.4-11,查得G.齿形系数由文献16图6-23,查得H.应力修正系数由文献16图6-24查得I.重合度系数J.螺旋角系数,因得得齿数,5接触应力的基本值6接触应力7弯曲应力的基本值8齿根弯曲应力9确定计算许用接触应力时的各种系数A.寿命系数由文献16图得B.由表6-14得C.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得D.尺寸系数由文献16图查得10许用接触应力11接触强度安全系数12确定计算许用弯曲应力时的各种系数A.试验齿轮的应力修正系数B.寿命系数查文献16图
2.4-8得C.相对齿根圆角敏感系数因由文献16图
2.4-20查得D.齿根表面状况系数E.尺寸系数,由文献16表
2.4-16得13许用弯曲应力14弯曲强度安全系数齿轮合格
3.6轴的设计计算与校核(参考文献
[18])
3.
6.1截一轴设计计算与轴承选型截一轴输入转速,传递功率,设计为空心轴,中间为内花键,与扭矩轴的外花键联结,用来传递扭矩,轴的两肩对称的布置两个支撑轴承由于第一级传动中的小齿轮尺寸比较小,因此截一轴设计成齿轮轴1求输出轴上的转矩2求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮节圆直径为圆周力径向力3确定轴的最小直径轴材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理初估轴的最小直径,A为考虑了弯矩影响的设计参数,查表4-2取A=105,为轴的内外径之比,通常取,取,可得考虑到工作条件比较恶劣,将轴径加大,取最小轴径为120mm4轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如图3-2所示图3-2截一轴结构图2按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1取最小轴径此段主要用来安装轴承、唇形密封圈、轴承端盖根据轴径选取圆柱滚子轴承NJ324E尺寸,取长度轴段2为齿轮部分,齿轮齿宽为95mm,两端有露出轴径用于轴承轴向定位,取轴肩高度为13mm,长度为20mm,则轴段3主要用于安装轴承,选取圆柱滚子轴承NJ324E,尺寸同上,,孔的内径的确定渐开线花键分度圆直径取,模数,齿数,为便于花键加工,两端孔径应稍大,因此取花键两端直径为,最左边一段主要用于挡圈定位扭转轴的定位孔,取直径为孔的长度确定首先确定花键的长度,由花键的强度校核公式得式中——载荷分布不均匀系数,取;Z——花键齿数;h——为花键侧面的工作高度,对于渐开线花键;——花键半径,对于渐开线花键(为花键分度圆直径);花键齿面经过热处理,取许用挤压应力所以,由可靠性分析,适当增加键的安全系数,取最左端孔由扭矩轴的定位套的长度取为
77.5mm,因此最右端孔长度由轴的总长减去前两孔长得93mm3轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承的周向定位是采用过盈配合来保证的,因此轴段直径尺寸公差查表得k64确定轴上圆角和倒角尺寸齿轮两端圆角取为8mm,安装轴承处轴肩圆角根据手册查取2mm,轴段倒角取5轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如图3-3所示,图3-3截一轴计算简图从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出,B截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面B截面处的的数值如下支反力水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩扭矩当量弯矩轴的材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理由表查得则,即
97.2~108,取轴的计算应力为根据计算结果可知,该轴满足强度要求6精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面危险截面应该是应力较大,同时应力集中较严重的截面从受载情况观察,截面B上最大,但应力集中不大,而且这里轴径最大,故截面B不必校核从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察,轴段2轴肩处应力集中严重,分析可知轴段2轴肩处为危险截面2计算危险截面应力截面弯矩M为截面上的扭矩为抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅弯曲平均应力扭转剪应力的应力幅于平均应力相等,即3确定影响系数轴的材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理由表查得,轴肩圆角处的有效应力集中系数根据,由表4-5经查值后得,尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图4-18得、表面质量系数、根据和表面加工方法为磨削,查图得材料弯曲、扭转的特性系数、取、由上面结果可得查表中的许用安全系数值,可知该轴安全7轴承寿命计算式中——轴承内外圈的相对转速,;——当量动载荷,N;——轴承额定载荷,;——温度系数,;——载荷系数,;——寿命指数,
3.
6.2惰一轴设计计算与轴承选型惰一轴输入转速,传递功率,该轴两端固定,中间安装轴承1求输出轴上的转矩2求作用在齿轮上的力齿轮节圆直径圆周力径向力由截一轴计算中可知,惰一轴与截一轴之间的力大小相等,方向相反圆周力径向力3确定轴的最小直径轴的材料为45钢,调质处理取,可得取最小直径为4轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如图3-4所示图3-4惰一轴结构图2按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1取最小轴径,主要用于固定联接,取长度轴段2主要用于安装两个支撑轴承,取轴肩为,则根据轴径选取调心滚子轴承22224尺寸,两轴承之间装有5mm距离套,为了定位轴承,该轴段长度应略小于轴承宽度和轴套长度之和,取缩进,该轴段长度为轴段3主要用于轴的固定联接,取轴肩为,则,3)轴上零件的轴向定位轴承的周向定位采用过盈配合,轴段直径尺寸公差取k6,两边支撑与箱体之间的配合采用H7/js64)确定轴上圆角和倒角的尺寸轴端倒角为,安装轴承处圆角半径为2mm5轴的强度校核1求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图,根据轴的计算简图画出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图如图3-6所示从轴的结构图和当量弯矩图可以看出,B截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面B截面处的、、、及的数值如下图3-5惰一轴的计算简图支反力和水平面垂直面弯矩和水平面垂直面合成弯矩当量弯矩
(6)轴承寿命计算式中——轴承内外圈的相对转速,;——当量动载荷,N;——轴承额定载荷,;——温度系数,;——载荷系数,;——寿命指数,
3.
6.3截二轴设计计算及轴承选型截二轴输入功率,输入转速,设计为实心轴,有一段通过外花键与齿轮联接,传递扭矩,轴的两端非对称布置两个支撑轴承轴上有两个齿轮和,由于尺寸较小,因此截二轴设计成齿轮轴1求输出轴上的转矩2作用在齿轮上的力齿轮的节圆直径为圆周力径向力齿轮的节圆直径为圆周力径向力3确定轴的最小直径轴材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理初估轴的最小直径,A为考虑了弯矩影响的设计参数,查表4-2取A=105,可得,取最小轴径为110mm4轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如图3-6所示图3-6截二轴结构图2按轴向定位要求确定各轴段的直径和长度轴段1取最小轴径,用于安装支撑轴承,选轴承型号为圆柱滚子轴承NJ322E,主要尺寸为,因此取长度轴段2主要用于安装轴套定位齿轮,取轴肩为,,长度为轴段3加工为渐开线花键,传递扭矩,花键模数为5mm的平齿渐开线花键,分度圆直径为,花键齿数为26mm,花键长度取轴段4主要为为退刀槽,取,轴段5用来定位齿轮,取,轴段6为齿轮轴,齿轮宽为轴段7用于轴承轴向定位,取,轴段8取轴肩为,所以,根据直径选择圆柱滚子轴承NJ2226E,主要尺寸为,因此取长度3轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承与周的轴向定位采用过盈配合保证,因此轴段直径尺寸公差取为k6为了保证花键的啮合,选取花键的配合为6H/6d另外为了保证齿轮与轴的良好对中性,取齿轮与轴的配合为H7/f64确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩圆角见零件图,轴端倒角取5轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如图3-7所示根据轴的计算简图作出轴的弯矩图从轴的结构图和当量弯矩图可以看出,C截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面C截面处的、、、和的数值如下支反力水平面,(负号表示方向相反)图3-7截二轴的计算简图垂直面,弯矩和合成弯矩扭矩T当量弯矩轴的材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理由表可得,,取,轴的计算应力为根据计算结果可知,该轴满足强度要求
3.
6.4惰三轴设计计算及轴承选型输入转速,传递功率为,该轴两端固定联接,中间安装支撑轴承1求输出轴上的转矩2确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理初估轴的最小直径,取,可得,取最小轴径为110mm3轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如图3-9所示2按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1此段主要用于固定联接,取最小轴径,;轴段2主要用于安装支撑轴承,取,根据轴径选取调心滚子轴承22224,主要尺寸为,两轴承间加一距离套用于轴承轴向定位,取;轴段3主要用于轴的固定联接,取轴肩高度为5mm,因此,取3)轴上零件的周向定位圆柱滚子轴承的周向定位是采用过渡配合来保证的,因此轴段的直径尺寸公差取为j64)确定轴上的圆角和倒角各轴肩处的圆角半径见图3-8,轴端倒角取图3-8惰三轴结构图
(4)轴承寿命的计算式中——轴承内外圈的相对转速,;——当量动载荷,N;——轴承额定载荷,;——温度系数,;——载荷系数,——寿命指数,经计算,轴承寿命全部合格其它惰轮轴轴承的计算过程与此相同,故不在此一一列出,经计算惰轮轴轴承全部合格
3.
6.5截三轴的设计计算1该轴一端与第三级齿轮传动的大齿轮通过渐开线花键联接,另一端为行星传动的太阳轮,由于行星机构的均载设计,所受的力形成一个封闭环,所以截三轴主要受花键啮合所产生的转矩输入转速,输入功率,传递转矩为2该轴材料为18Cr2Ni4WA,许用应力,,取,3截三轴设计为空心轴,空心部分装入喷雾系统水管因此取空心轴内外直径之比,因此估算轴的最小直径该轴承受较大的转矩,因此适当加大轴的安全系数,增加轴的直径,取轴的结构如图3-9所示图3-9截三轴结构图轴段1取最小轴径,;轴段2加工成渐开线花键,传递扭矩花键为模数为3mm,齿数为37,压力角为的平齿根渐开线花键,花键分度圆直径,取长度;轴段3取直径,考虑零件的安装,取长度;轴段4加工成太阳轮,尺寸由由行星机构设计得到4按扭矩强度校核轴的强度太阳轮轴其中剪切应力为,所以此太阳轮轴合格5精确校核轴的疲劳强度1选择危险截面危险截面应该是应力较大,同时应力集中较严重的截面分析可知危险截面为花键与太阳轮之间轴肩角处截面2计算危险截面工作应力截面扭矩抗扭截面系数:截面上扭剪应力扭转剪应力的应力幅与平均应力相等即3确定影响系数轴的材料为18Cr2Ni4WA,渗碳淬火,由文献18表
8.2查,轴肩圆角处的有效应力集中系数根据,由文献18表
8.10经查值可得尺寸系数根据轴截面为圆截面查文献18图8-12得=
0.72表面质量系数、根据和表面加工方法,查文献18图8-2,得:==
0.67材料弯曲扭转的特性系数、取4计算安全系数由文献18表
8.13取需用安全系数可得:所以此轴疲劳强度足够
3.
6.6第一级行星机构行星轴的校核1计算作用在行星轮轴上的力1太阳轮总的转矩太阳轮受力计算,计算圆周切向力2求作用在行星齿轮上的力根据齿轮径向力和圆周力的关系有内齿轮b作用于行星轮c的切向力为所以行星轮轴所受的圆周力和径向力大小如下2初步确定轴的直径选取轴的材料40Cr,调质处理,根据同类型产品初步估取轴的最小直径为60mm3行星轮轴的结构设计按轴向定位要求,确定各轴段直径和长度轴段1轴段2用于安装轴承和齿轮,根据周静选取调心滚子轴承22320,主要尺寸为,两轴承间加以距离套用于轴承轴向定位,取
(4)行星轮轴的校核取行星轮与行星架之间的间隙,则跨距长度可以将它看成跨距为的双支点梁,而两个轴承几乎紧挨着,可以认为是整个跨度承受均布载荷危险截面为跨距中间的弯矩轴的材料为40Cr,调质处理,由文献18表
6.2查得则,取,则所以此轴强度合格4截割部的润滑与密封
4.1截割部的润滑与密封简介
1.截割部的润滑润滑对于齿轮的磨损失效有着重要的影响应当引起足够的重视煤矿机械传动齿轮的特征是:多采用低速重载齿轮接触应力通常很高因此轮齿接触表面材质的局部弹性变形不容忽视;同时齿轮在共轭啮合过程中除切点部位以外均为滚、滑运行这一特征完全符合弹性流体动力润滑EHL理论它与传统的Martin润滑理论的基本区别在于:上述齿轮表面的局部弹性变形量往往比按刚性边界计算的油膜厚度大许多倍因此对油膜的形状和压力分布带来明显的影响我们应当按照这个理论和规律进行齿轮润滑参数设计笼统地认为“润滑对提高齿面强度是有利的”观点并不全面应该根据各类润滑工况对齿面强度的影响进行具体的分析才能改善润滑质量以此来确定啮合表面的终加工粗糙度便能极大减轻材料的磨损程度延长齿面疲劳寿命;同时此种油膜的建立使表面摩擦力值大大下降减小了齿面的内应力幅值延缓疲劳裂纹的扩展速率要根据不同的齿轮合理选用润滑油种类对于传递负荷较轻的齿面应力小于4000kg/cm2齿轮宜选用纯矿物油如机械油、一般齿轮油、汽缸油等;对于传递中等负荷齿面应力4000~6000kg/cm2的齿轮宜选用工业齿轮油;对于传递重负荷、多冲击和周围环境多污染的齿轮如煤矿采掘机械齿轮宜选用极压齿轮油润滑油粘度选择的主要依据是齿轮的切线速度可根据产品使用说明书推荐的粘度范围选择当环境温度高于或齿轮经常承受冲击负荷或齿轮是整体淬硬材料时宜选用较高粘度值;当环境温度低于时宜选用较低粘度值根据设计需要,采煤机截割部减速箱可以采用飞溅润滑或强迫润滑1飞溅润滑是截割部中广泛采用的一种润滑方式2强迫润滑一般是通过一个润滑系统来实现的,主要用于摇臂减速箱中因摇臂工作时的位置总在变化但是,随着采煤机装机功率的提高,许多采煤机截割部的固定减速箱都采用了强迫润滑本设计的截割部减速器靠齿轮旋转时飞溅润滑润滑及传动用油的质量好坏,是保证机器正常工作的关键,因此必须及时、严格用规定的清洁油注油及润滑,用油牌号不能混用与任意代换,否则应全部更换
2.截割部的密封密封材料受热会引起材料变形和变质,降低密封性能,甚至损坏密封零件,因此要使用合适的冷却方式降低密封温度通常设备要采用自然冷却,需要时可以采用水套冷却、循环冷却、冲洗冷却等方法摇臂中所用密封大多采用O型密封圈,因为它在流体压力的作用下,O形圈会压紧密封间隙,增大密封压力;另外,橡胶O形圈结构简单,密封性能可靠,具有双向密封能力,能够在很宽的温度范围内(-60~200)和很高的压力下(100N/mm2)工作,即可以用于静密封,也可以用于动密封,在液压和气动系统中得到广泛应用5采煤机的使用和维护在工作面的生产系统中,采煤机是影响产量的主要设备除了保证工作面采煤、装煤、运煤、支护和处理设备的良好匹配外,对这些设备的正确维护、保养和操作使用,不仅可发挥其最大的生产能力,而且可达到安全生产
5.1润滑及注油润滑及传动用油的质量好坏,是保证机器正常工作的关键,因此必须及时、严格用规定的清洁油注油及润滑,用油牌号不能混用与任意代换,否则应全部更换牵引部液压传动箱用油,注油时必须用注油器,精滤芯要定期更换
5.2地面检查与试运转采煤机下井前必须按井下工况,设不小于30米运输机,使采煤机可在其上运动行走进行地面检查与式运转,确认合格后方可下井
1.试运转前的检查首先检查各部件是否齐全、完好,安装是否正确,连续螺栓是否缺少或松动,各运动环节及手把的动作是否正确灵活各油池及润滑点必须按规定加注清洁油水路是否畅通,检查各出轴处,盖板等是否漏油,电气部分的绝缘、隔爆等是否符合要求调高及喷雾系统管路是否齐全和接好等,应先用手盘动各运转部位,应无意外阻碍和其它不正常现象
2.试运转时检查启动前把各手把,离合器等置于中立或断开位接通电源,检查三相平衡情况,无问题时方可只控制一台电机的隔离开关,启动此电机,观察空运转情况,然后停止,看其是否轻快再合上另一个隔离开关,启动另一台电机及牵引电机,观察空运转情况,同时注意高低压压力表,然后停止,看是否轻快再盘动滚筒,看截割部传动是否良好无问题方可合离合器再启动电机,观察运转情况,声音、发热、转向等牵引部的检查,试运转前应先排气,试运转是在电机启动后,待辅助泵压力正常后,先把调速手把任意向一方转动一小角度,观察齿轨轮与齿轮间啮合情况,同时注意观察高低压压力表,注意运转声音是否正常,若无异常再慢慢增大手把角度,注意听音及观察,正常后再慢慢回零,观察降速是否正常,以同样方法检查“反向牵引”情况,并在高速时按停止牵引钮停止牵引搬动调高阀观察调高情况,检查管路系统是否漏油,测定左右摇臂最大行程时间,以上检查完毕后,使机器在运输机上往复行走,检查配套关系,人为弯曲运输机,检查过弯情况,行走运行一定要先慢后快在整个试运转过程中,要注意人身安全发现问题及时处理,不可带“病”下井
5.3下井及井下组装
1.在不允许整机下井的条件下,可将机器解体装运,但解体越少越好,主机是由摇臂铰接点处分解为三大部分为好滚筒、附件等可分别装运注意,装运前必须将拆下的小零件如销子、螺栓、管接头等包装好包裹好打开的每个接触面,隔爆面,裸露的轴、孔、齿、手把、接头等,油缸活塞杆应全部缩回缸内,并固定好运送前应仔细检查所经道路情况,装运顺序应顾及井下组装的方便
2.采煤机的组装应在预先准备的“缺口”中进行,顺序为先组装好溜槽及工作面附件,而后使中架部分骑在运输机和齿轨上,穿好导向滑靴,再装好左右摇臂及滚筒,接电缆、水管及拖缆带,组装时应注意人身及设备的安全,对机件的外露部分如手把等,要注意保护还要注意销轴、轴孔及接头等处的清洁,不得有污物带入
3.组装后的运转与地面试运转要求相同
5.4采煤机的井下操作井下操作由每班配备的,经过专门训练的两名司机进行各班司机要认真的执行交接班制度
1.操作前的检查工作前要对机器运转环境如煤壁、顶板、支护、配套设备等进行检查,发现问题及时处理,并对机器作好下列检查
(1)截齿是否齐全完好,牢固可靠
(2)各把手按钮是否齐全,灵活可靠
(3)油位是否符合要求不足时添加
(4)各紧固螺栓要齐全,不松动
(5)电缆、水管、油管是否损坏及泄露
(6)运输机是否铺设平直
(7)拖缆架是否卡挂
(8)供水是否正常,否则不得开机
(9)滚筒前后两米以内不得站人
2.试运转中注意事项
(1)各部分运转声音及发热是否正常
(2)结合面、出轴处、盖、管路等有无渗漏
(3)压力表指示是否正常,指针有无不正常抖动
(4)各运转部件及整机有无震动与抖动
(5)调高及牵引是否正常
3.操作顺序
(1)送电、磁力启动器合闸
(2)合上隔离开关
(3)合上截割部离合器
(4)发信号给工作面运输司机并解锁、使运输机启动
(5)给水冷却喷雾
(6)分别启动电机使滚筒正常运转
(7)调采高到合适的高度
(8)选择牵引方向并慢慢调速到合适的速度
4.机器运转时注意事项
(1)注意滚筒运转情况,机道有无阻碍,机器声音、牵引力(压力表)大小,拖缆带卡挂现象等
(2)严禁滚筒在不运转情况下牵引或调高
(3)停运输机、停水时,机道有大块障碍,支柱影响通过,电机闷车,夹石过硬,或其他有碍机器正常运转情况等时,应立即停机,处理后方可开机
(4)注意顶板支护情况,人员位置,确保生产及人身安全
5.停机顺序
(1)牵引调速换向手把打回零位,紧急停车后也要把此手把回零
(2)停止电动机、停止运输机
(3)停水
(4)拉开截割部离合器
(5)拉开隔离开关
5.5机器的维护与检修
1.日检在日常使用中,应及时维护检修以下各项
(1)电机、磁力启动器、电控箱、电缆等电气部分运行是否正常接地是否正常,拖缆架装置是否完好
(2)机器温升、躁声、传动件、各手把、压力表等是否完好正常
(3)连接及紧固件是否松动、开焊、脱位等特别是齿轨组连接是否牢固,齿轨的柱销是否开焊
(4)各水、油管路、接头、法兰、结合面、出轴处等是否有渗漏,各油位油面是否正常,各润滑点是否按规定注油各过滤器是否堵塞
(5)截齿磨损及丢失情况,及时更换磨损严重着和补装丢失,驱动轮和齿轨轮的润滑情况
(6)喷雾喷嘴是否畅通
(7)应特别注意保护液压油箱内腔清洁,注意传动油不被污染、弄脏,定期更换精滤芯和油液
2.月检除按日常检查项目进行外,还包括打开大盖,检查所有机件,查看运转件磨损情况,应特别注意仔细检查各液压件及管路、接头漏损情况,但检查前必须采取有效措施,防止煤尘及污物进入油池否则不准打开盖板
3.季检除按日常及月检项目进行外,还包括易损件,换油,检查各传动间隙,磨损情况电机绝缘情况等
4.采完一个工作面后应整机升井大修6“三机”配套选型指导原则随着机械化采煤程度的提高,综采工作面逐步成为煤矿生产中的主力军综采工作面设备配套是否成功是综采工作面能否顺利开采的关键综合机械化采煤要达到高产高效,采煤机、刮板输送机和液压支架等主要设备(统称“三机”)的生产能力和有关技术参数必须匹配,有配合关系的结构尺寸必须互相适合
6.1液压支架选型液压支架是综采工作面主要设备之一,是工作面装备中投资最多的设备,约占60%~70%液压支架选型要求
1.支护强度应与工作面矿压相适应,支架的初撑力和工作阻力要适应直接顶和基本顶岩层移动产生的压力,将空顶区的顶底板移尽量控制到最小程度;
2.液压支架应与采煤机、刮板输送机等设备相匹配,支架的宽度与刮板输送机中部槽长度相一致,推移千斤顶的行程比采煤机截深大100~200mm,支架沿工作面的移架速度应能跟上采煤机的工作牵引速度,移架速度还应满足生产指标的要求;
3.支架的可靠性能有最大的保证,不但稳定可靠、故障率低,而且使用寿命要长支架支护强度按经验公式计算式中h——采高——顶板岩石容重从“三机”生产能力匹配的角度,要求液压支架移架速度式中L——每节液压支架的宽度,应为输送机中部溜槽长度的整数倍,m;t——液压支架完成一个操作循环的时间,min;Vqmax-采煤机最大工作牵引速度,m/min
6.2采煤机选型采煤机作为生产工作面的主要设备,直接影响着整个矿的采煤速率和产量采煤机选型原则首先要适合该矿特定的煤层地质条件和满足工作面生产能力要求,其次是采煤机技术性能良好、可靠性高,且要使用、检修、维护方便采煤机采高H应与煤层厚度M的变化范围相适应,采高H与煤层厚度M应保持下列关系式中Mmin、Mmax——煤层最小、最大厚度;Hmin、Hmax——最小、最大采高采煤机的生产率式中Q——工作面预期日产量,t/d;T——每天采煤时间h/d;K——开机率,一般K=
0.5~
0.6采煤机的设计生产率:式中B——采煤机有效截深m;H——采煤机截割高度m;Vq——采煤机最大牵引速度m/min;——煤的密度,一般取
1.3~
1.4t/mQC1反映的是用户的需求,QC2反映的是采煤机的生产能力,选用的采煤机应满足QC1≥QC2针对具体工作面进行配套设计时,上述参数均应根据生产实际条件确定一般设计时,B取采煤机设计截深的90%~95%;H取工作面平均采高,且应小于采煤机最大截割高度;Vq取平均牵引速度,约为采煤机最大工作牵引速度的70%~80%
6.3刮板输送机选型工作面刮板输送机是运输系统的第一步,它的选型决定着后续运输的选型刮板运输机的选型原则
1.刮板的运输能力,必须等于或大于采煤机的生产能力,保证工作面落煤生产能力的需要,并留有一定的备用能力,以满足工作面出现片帮、过载等特殊情况下的运输能力;
2.结构形式及附件,必须与采煤机相配套,输送机槽的结构应与工作面底板条件相适应,并应考虑要与采煤机底托架和行走机构尺寸相匹配;
3.输送机铺设长度,可根据刮板输送机技术特征、输送量、链速和工作面倾角等因素确定;
4.外廓尺寸应与采煤机和液压支架相匹配,由于生产能力不断提高,输送机向大运量和大功率方向发展考虑到大采高采煤机自身的稳定性问题,在工作面可弯曲刮板输送机的机型选择上,尽量考虑运载量偏大些,根据国内设计单位常按峰值的两倍选取综采设备的设计生产能力是由采煤机的设计生产率决定的输送机适当的运能和液压支架适当的移架速度是实现这个生产能力的条件但是过大的运能和过快的移架速度不能提高综采生产能力,却会造成投资和能源的浪费因此,“三机”配套要找到生产能力的最佳匹配结论本次设计的课题是大功率采煤机的截割部设计,采煤机是目前重要的采煤设备,而截割部又是实现采煤机落煤和装煤的重要结构本次毕业设计将截割电机直接安装在摇臂箱体内,机械减速部分全部集中在摇臂箱体及行星机构内摇臂通过销轴与连结架铰接,然后再与牵引部机壳铰接摇臂通过连接架回转臂上的销轴与安装在牵引部上的调高油缸缸座铰接,通过油缸的伸缩,实现截割滚筒的升降此截割机构具有以下特点:1摇臂的回转采用铰轴结构,没有机械传动2摇臂减速箱机械传动都是简单的直齿轮传动,结构、制造简单,传动效率高3截割电机和摇臂主动轴齿轮之间,采用细长扭矩轴联接,可补偿电机和摇臂主动轴齿轮安装位置的小量误差,在扭矩轴上设有V型剪切槽,受到较大的冲击载荷时,剪切槽切断,对截割传动系统的齿轮和轴承及电机起到保护作用4摇臂行星传动与臂身直齿轮传动分油池润滑,保证了行星头部分的润滑,整个传动系统润滑效果良好5摇臂减速箱内的传动件及结构件的机械强度设计有较大的安全系数我所设计的截割部采用的是行星传动与臂身分油池飞溅润滑,此润滑系统虽然结构简单,但是由于采煤机摇臂齿轮的润滑具有特殊性,它不仅承载重、冲击大,而且割顶煤或割底煤时,摇臂中的润滑油集中在一端,使其他部位的齿轮得不到润滑,因此,在采煤机操作中,当滚筒割顶煤右卧底时,工作一段时间后,应停止牵引,将摇臂下降或放平,使摇臂内全部齿轮都得到润滑后再工作随着现代采煤机功率的加大,采取强制方法的润滑也日见增多,即用专门的润滑装置将润滑油供应到各个润滑点上由于本人精力和水平所限,未能在此次设计中设计出强制润滑系统,因此期待着更多的学者做更深入的研究参考文献
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26.00©2010IEEE260Proceedingsofthe2010IEEEInternationalConferenceonInformationandAutomationJune20-23HarbinChinaDynamicsAnalysisforCuttingPartofShearerPhysicalSimulationSystemFangRenZhengyanLiuandZhaojianYangCollegeofMechanicalEngineeringTaiyuanUniversityofTechnologyTaiYuanShanXiChinaRenfang67@yahoo.com.cnAbstract—Coal-rockinterfacerecognitionsystemmainlycollectsresponsesignalsofcuttingforceofshearerbymultisensorandanalysesthisresponsesignalfortherecognitionofcuttingcoalorrock.Soitequipsfivetypesofsensorstopickupthesesignals.BoththedispositionoptimizationofsensorsmeasuringpointespeciallythedispositionoptimizationofmeasuringpointofthearmvibrationandthechoiceofthesensorperformanceInparticulardynamiccharacteristicarecloselyrelatedtothedynamiccharacteristicsofcuttingpartofphysicalsimulationsystem.Inviewofthisfiniteelementdynamicsanalysisincludingthetransientresponseandtheharmonicresponseofcuttingpartofshearerphysicalsimulationsystemhasbeenmade.Thevibrationcharacteristicsbasedonthetimeresponseandfrequencyresponseareanalyzed.Thestudynotonlyoptimizethedispositionofthevibrationsensormeasuringpointforthemaximumoutputamplitudesignalsbutalsoidentifythefrequencyrangeofthevibrationsensorsothatitnotonlysatisfiestheconditionforundistortedmeasurementsbutalsoavoidsthatthesensorsareinterferedduetoresonance.IndexTerms:cuttingpart;finiteelementdynamics;transientresponse;harmonicresponse;coal-rockinterfacerecognitionI.INTRODUCTIONCoal-rockinterfacerecognitionsystemmainlycollectsresponsesignalsofcuttingforceofshearerbymulti-sensorandanalysesthisresponsesignalfortherecognitionofcuttingcoalorrock.Thereforeitisthebasicpremisetocollectsignals.Signalscanbecollectedintwoways:thefirstwayistocollectthesignalsinthecoalminingfacebutitisdifficulttoachieveandtherearemanylimitedfactors;thesecondwayintheconditionofthesimilaritycriterionthephysicalsimulationsystemisestablishedinthelaboratory.Thesystemincludesmediasimulationandshearertractionmechanism—cuttingmechanismsimulation.Andinthiswaythestructuralparametersofshearerthemechanicalandphysicalpropertyparametersofcoalandrockcanbechangedinawiderange;atthesametimetheexperimentalparameterscanbestrictlycontrolledandthetestmethodcanbeoptimizedinthetestsothataccurateandreliabletestresultscanobtained.Thereforethephysicalsimulationsystemofshearerisdevelopedoutonthebasisofsimilaritycriterion.Withthecuttingstatedifferingallofthearmvibrationthepressureinthecylinderthetorquesignaloftheinputshaftthetorsionalvibrationsignaloftherollershaftandthemotorcurrentwillreflectthechangesofcuttingstate.Tothisendthefivetypesofsensorsaredistributedtocollectsignalsinthecoal-rockinterfacerecognitionsystem.Inrecentyearsthestudyonthecoal-rockinterfacerecognitionmainlyfocusedonfusionresearch
[1]-
[3]whilealittlefocusedonthevalidityandaccuracyofthedataitself.Thisinvolvesthedispositionoptimizationofsensorsmeasuringpointespeciallythedispositionofmeasuringpointofthearmvibrationandthechoiceofthesensorperformanceinparticulardynamiccharacteristicetc.Inviewofthisthispaperwillanalyzeandsummarizethearmvibration.Finiteelementdynamicsanalysisofcuttingpartofshearerphysicalsimulationsystemhasbeenmadeincludingtheharmonicresponseandtransientresponse.Thevibrationcharacteristicsbasedonthetimeresponseandfrequencyresponseareanalyzedinordertoobtainthebestmeasuringpointoptimizethedispositionofmeasuringpointandthedeterminethefrequencyrangeofthevibrationaccelerationsensors.II.PHYSICALSIMULATIONSYSTEMOFSHEARERPhysicalsimulationsystemofshearer
[4]isshowninFig.
1.Shearermodeliscomposedofdrumarmtorsionalmomentsensormotorcylinderandbody.Theworkingprinciplesare:themotoraspowerinputmechanismdrivestheinputshafttransmitsthedrivingforcetooutputshaftthroughbelt-pulleywithintherockerarmanddrivesthedrumtowork.Simultaneouslytheheightofthedrumisadjustedbytheheight-adjustingoilcylinder.Fig.1:PhysicalsimulationsystemofshearerIII.THEORETICALFOUNDATIONOFFINITEELEMENTDYNAMICANALYSISAlltypesoffiniteelementdynamicanalysisarebasedonthebasicequationofthedynamicastheequationshown
[5]:MXt+CXt+KXt=FtIntheequation:M—massmatrix;C—dampingmatrix;K—stiffnessmatrix;X—displacementvectoritsderivativeisvelocityvectoritssecondderivativeisaccelerationvector;F(t)—loadvectorANSYSsoftwareinthefiniteelementtransientdynamicsanalysisgenerallyusestheNewmarknumericalintegrationmethodtosolveproblems.Thismethodassumesthevariationsofthedisplacementvelocityandaccelerationwithineachtimeintervaltsubstitutesthesevariationsintothedynamicequationsandthenobtainsbalanceequationsofinertialforcedampingforceandexternalforceinthediscretetimepoints.Therecursiverelationsbetweenthelastmomentandthenextmomentarededucedfromtheseequations.Theneachsuccessivediscretetimesolutionisderivedwiththeinitialconditions.Thismethodisadifferential-typedirectintegrationmethodmainlyusestheLagrangesmeanvaluetheoremtoobtainiterativeformulagraduallyrecursiveandthensolvethestatevectorofeachtimestepoutoftheend
[6].IV.FINITEELEMENTDYNAMICSANALYSISOFTHECUTTINGPARTA.Establishmentofthree-dimensionalmodelThecuttingunitmodelisestablishedbythree-dimensionalmodelingsoftwarePro/Ethroughensuringtheoriginalstructuresizeandthequalityofstructuresimplifyingthesepartswhatarenotthefocusofthestudy.Themainpartssizesaredrumdiameter225mmarmlength490mmheight150mmwidth154mmwidth735mmandsoon.B.ThedefinitionofelementtypematerialpropertiesandmeshingAftercompletionthree-dimensionalmodelingmodelisimportedtoANSYS
11.0finiteelementanalysissoftware.Basedonthestructureofshearerthetypeofsolidelementsolid92isselected.ThiselementtypeissuitableformeshingtheirregulargridofmodelestablishedbyavarietyofCAD/CAM.Elementisdefinedby10nodesandisthequadratictetrahedronelementofpuredisplacementshapefunction.TheSecondthelaboratorymodelofshearerissteelmaterialsomaterialpropertyisdefinedisotropicmaterialselasticmodulus206GPaPoissonsratio
0.3density7800kg/m
3.Astetrahedronelementtypesisselectedmeshisafreemeshing.Meshesdensitymeettherequirementsofoptimizationofsensorlocation.ThemeshedmodelisshowninFig.2fromtoptobottomfortheYdirectionandupispositive.ThehorizontaldirectionfortheXdirectiontherightispositive.ForwardandafterwardfortheZdirectionforwardispositive.ThelocaldistributionofnodesisshowninFig.3C.BoundaryconditionsandloadsinflictionBecausethestandplateoflaboratoryshearerhingesonthefuselagethemodelisbuilttoremovethefuselage.Thedisplacementconstraintsofalldegreesoffreedomareimposedonthehingedearrings.Duringtheoperationtherockerpositionisfixedbythecylinderwhencuttingonecoallevel;itisequivalenttothealldegreesoffreedomconstraintsimposedhingedearringsforacuttingheightofshearer.Loadsinflictionincludesthetypesizeanddirection.Theinflictionofunitimpulseloadcanfullyrevealthedynamiccharacteristicsofthestudiedobjectsotheunitimpulseloadisimposed.Theappliedpointisselectedinthefrontfaceparallelingwithdrumaxis.Basedontheresultofmeshesfivenodesarechosenandimposedverticalimpulseloadwiththeforcesize300NasshowninFig.
3.Loadisdividedintofivesub-stepthetimeofroleasshowninTableI:Fig.2:themeshedmodelFig.3:ThelocaldistributionofnodesTABLEITABLEOFTHETIMEOFROLEtime-step1234Solvingtimeincrementis
0.001secondsforthe146stepsofiterativecalculationD.TransientDynamicAnalysisFiniteelementanalysissoftwareANSYSforthestructuraldynamicanalysisismainlyusedtosolvetheresponseofthestructureorcomponentswherethetime-varyingloadisapplied.Transientdynamicanalysisisonetypeofmethodstosolvethedynamicresponseofthatthestructurewheretimevaryingloadisimposed.Therelationofload-timemakestheinertiaanddampingeffectprominent
[7].Threemethodsareavailabletodoatransientdynamicanalysis:fullmodesuperpositionandreduced.Thefullmethodusesthefullsystemmatricestocalculatethetransientresponse.Itallowsalltypesofnonlinearitiesalldisplacementsandstressestobecalculatedinasinglepass.ItacceptsalltypesofloadsandallowstabularboundaryconditionspecificationviaTABLEtypearrayparameters.Itisthemostgeneralofthreeways.Fulltransientdynamicanalysismethodisappliedinthispaper.Transientdynamicsanalysisofthecuttingpartistoobtainthetime-displacementresponseineachnode.Throughcomparingandanalyzingthesestatesoftime-displacementresponseineachnodethesectionofthelargestvibrationdisplacementisinvestigatedtodeterminevibrationpointforreliablydetectingvibrationofrockerarm.Inthetransientresponseanalysisfiniteelementsoftwarehasapowerfulgraphicsoutputcapability;thetime-varyingdisplacementcurvesineachnodecanbegenerated.Fig.4Fig.5showsthedisplacementcloudgraphicsofcuttingpart.Fromthecloudgraphicsvibrationdisplacementinthefront-endarmislargerthantheotherpartssoafewnodesareselectedinthefrontforinvestigatingthelawoflargestvibrationdisplacementnode.Vibrationdisplacementofthesenodesof2006061820044and1157inYdirectionaremainlyresearchedsodothesenodesof3388583and1157inZdirection.NodelocationsareshowninFig.
3.Fig.6fortime-displacementcurvechartof20060200441157ofnodesinYdirectiondisplacementcurvesamplitudeofnode1157isthelargestinthegraphfollowedbydisplacementcurvesamplitudeofnode20044aminimumofnode
20060.Asisshowninthisfigurethecloserthenodeistotheleft-endthegreaterthevibrationdisplacementofnodesinYdirectionis.FromFig.7itcanbedrawnthatvibrationdisplacementinYdirectionisthesamewhencoordinatesofnodesisthesameinZdirection.ThroughtheaboveanalysistheclosereachnodeintheYdirectionistoleft-endofarmthegreaterthevibrationdisplacementisyetthevibrationdisplacementisthesameinZdirection.ItcanbedrawnfromanalyzingtheFig.8thatallthevibrationdisplacementofnodesinXdirectionisthesameItcanbedrawnfromtheFig.9thatthevibrationdisplacementofnode1157isthelargestofthethreenodesintheZdirectionBasedontheabovecomprehensiveanalysisofthetimeresponsestatesofcuttingpartimposedimpulseloadthenodesofthelargestvibrationdisplacementinYdirectionlocatesinthearmleft-endandthenodesofthelargestvibrationdisplacementinZdirectionlocatesonthetopofthearmleft-end.E.HarmonicResponseAnalysisHarmonicresponseanalysisisamethodusedtodeterminethesteady-stateresponseofalinearstructuretoloadsthatvarysinusoidallyharmonicallywithtime.Theideaistocalculatethestructuresresponseatseveralfrequenciesandobtainagraphofsomeresponsequantityusuallydisplacementsversusfrequency.itspurposeistocalculatefrequencyrangeoftheamplitude-frequencycharacteristicsofcuttingparttestedintheconditionwithoutdistortionanddeterminenodesofthebestresponsethroughcomparingandanalyzingamplitudefrequencycharacteristicsofeachnode;meanwhileitteststheresponseofthestructureimposedperiodicalloadanditspurposetomeettherequirementsoffrequencystabilityforavoidingtheresonanceinafrequencyrange.Inthepapertheamplitudeofsinusoidalexcitationforceisset300Nthenodesappliedloadsisthesamewithtransientresponsetheexcitationfrequencyrangeisselectedfor0to500Hzfullmethodisappliedinharmonicresponseanalysis.Basedonthetransientanalysisnodes
1157、
20060、
20044、
3388、583areselectedtobefurtherinvestigated.Thefrequency-displacementcurveofvibrationinYdirectionisshownintheFig.10itisdrawnfromthefigurethatthelargestvibrationdisplacementisofnode1157thevibrationformoftheothernodesissimilartothenode
1157.Theresonantfrequencyofnode1157appearsinthe38Hz278Hz324Hz.Thedistortedfrequencyrangeisnearly38Hzto278Hz.ItisdrawnfromtheFig.11thatthelargestresonantdisplacementisofnode1157vibratinginZdirection.Theresonantfrequencyofnode3388appearsinthe38Hz96Hz202Hz250Hz276Hz324Hz.Basedthisanalysisfrequencybandof96Hzto202Hziswiderthanothers.V.CONCLUSIONTherockerarmandthedrummodelofshearerisestablishedbythree-dimensionalmodelingsoftwarePro/E.WhilefiniteelementmodelofthemisestablishedbyfiniteelementanalysissoftwareAnsystransientdynamicsanalysisandharmonicresponseanalysisisdonetheresultsshowthat:1InthevibrationinYdirectionthelargestvibrationdisplacementappearsintheleft-endofthearmsotheaccelerationsensorisinstalledneartotheleft-endofthearm;InthevibrationinZdirectionthelargestvibrationdisplacementappearsonthetopoftheleftarmtheaccelerationsensorisalsoinstalledonthetop.2ThevibrationsensorinstalledinthevibrationinYdirectionpossessesthefrequencycharacteristicsoftheundistortedmeasurementtestedapproximatelyattherangeof0Hzto300Hz;Itavoidsthenaturalfrequencyat38Hz278Hz324Hzandavoidsthenoisysignaltodisturbtheoutputofsensorduetotheresonantvibration.Fig.4vibrationdisplacementcloudgraphicsinYdirectionFig.5vibrationdisplacementcloudgraphicsinZdirectionFig.6:time-displacementvibrationofnodesinYdirectionFig.7:time-displacementvibrationofnodesinZdirectionFig.8:time-displacementvibrationofnodesinXdirectionFig.9:time-displacementvibrationofnodesinZdirectionFig.10:thefrequency-displacementcurveofvibrationinYdirectionFig.11:thefrequency-displacementurveofvibrationinYdirection3ThevibrationsensorinstalledinthevibrationinZdirectionpossessesthefrequencycharacteristicsoftheundistortedmeasurementtestedapproximatelyattherangeof0Hzto200Hz;Itavoidsthenaturalfrequencyat38Hz96Hz202Hz250Hz276Hzand324Hz.ThroughtheaboveanalysisInstallationpointofthevibrationsensorisoptimizedtoobtainthelargestamplitudeoutputsignals;theworkingfrequencybandisdeterminedfortheselectedsensorsitmeetstheundistortedmeasurementalsoavoidsthenoisysignaltodisturbtheoutputofsensorduetotheresonantvibration.Thereliabilityofphysicalexperimentisvalidatedinthesimulationexperiment.ACKNOWLEDGMENTTheworkwasfinanciallysupportedbyNSFofShanXiChina.2008011051REFERENCES
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2008.中文译文Sùsòng2010niándiànjījídiànzǐxuégōngchéngshīliánhéhuìGuójìxìnxīyǔzìdònghuàdàhuì6Yuè20rìzhì23rìhāěrbīnzhōngguó字典
1.名词
1.六月动力学分析的采煤机截割部运动仿真系统太原理工大学机械工程学院任芳、刘正彦、杨朝建摘要——煤岩界面识别系统主要收集削减多传感器响应信号的采煤机力并分析这为响应信号识别割煤或岩石因此,配备五类型的传感器接这些信号无论是传感器配置优化测量点上(尤其是优化配置测点的手臂振动)和选择传感器的性能(在特定的动态特性)是密切相关的切削部分的动态特性物理模拟系统鉴于此,有限元动态分析(包括瞬态响应和谐波响应)切割的采煤机物理模拟的一部分系统已经取得进展基于振动的特点时间响应和频率响应进行了分析该研究不仅优化配置的振动传感器测量信号的最大输出幅度点,但还确定了传感器的振动频率范围,使它不仅满足了不失真测量条件,但也避免受到干扰,该传感器由于共振索引词切割部分;有限元动力学;瞬态响应;谐响应;煤岩界面识别
1、导言煤岩界面识别系统主要收集由多传感器采煤机的切削力的响应信号,并分析这对于切割煤或岩石的识别响应信号因此,它是收集的基本前提信号信号可以通过两种方式收集第一种方式是收集在采煤工作面的信号,但很难来实现,而且有很多限制因素,第二个这样,在标准条件下的相似,物理仿真系统是建立在实验室该系统包括媒体模拟和采煤机牵引机制-切削机理模拟并以这种方式,采煤机的结构参数,机械和煤岩的物理性能参数可以在较大范围内改变;同时,在严格的实验参数可控制和测试方法可在测试优化,准确和可靠的测试结果可以得到因此,对采煤机物理仿真系统上开发出来的相似准则的基础随着切削状态不同,所有的手臂振动在汽缸压力,扭矩信号的输入轴,辊轴的扭转振动信号和电机电流将反映切削状态的变化为了达到这点,五种类型的传感器采集的信号分配到在煤岩界面识别系统近年来,对煤岩界面识别主要研究聚变研究的重点
[1]-
[3],而一个小的聚焦有效性和数据本身的准确性这涉及到测点优化配置传感器(特别是衡量的手臂振动点配置),并该传感器的性能的选择(特别是动态特征)等鉴于此,本文将分析和总结手臂振动有限元动力分析采煤机割物理仿真系统的一部分已取得包括谐波响应和瞬态回应振动特性的时间为准响应和频率响应分析,以获得最佳测量点,优化处置测量点和确定的频率范围振动加速度传感器
2、采煤机实物仿真系统采煤机
[4]物理仿真系统如图所示采煤机模型由鼓,手臂,扭力矩传感器,马达,气缸和身体工作原则是投入机制为动力驱动马达输入轴,传送到输出轴驱动力,通过皮带在摇臂和驱动器滑轮鼓工作同时圆鼓是由高度调整高度调节油缸图1物理仿真系统的采煤机Cǎiméijī
[4]wùlǐfǎngzhēnxìtǒngrútúsuǒshì.
1.CǎiméijīmóxíngyóugǔshǒubìniǔLìjǔchuángǎnqìmǎdáqìgānghéshēntǐ.GōngzuòYuánzéshì:TóurùjīzhìwèidònglìqūdòngmǎdáShūrùzhóuchuánsòngdàoshūchūzhóuqūdònglìtōngguòPídàizàiyáobìhéqūdòngqìhuálúngǔgōngzuò.TóngshíyuángǔshìyóugāodùtiáozhěngGāodùtiáojiéyóugāng.Tú1:Wùlǐfǎngzhēnxìtǒngdecǎiméijī978-1-字典
1.名词
1.六月SuízheqiēxiāozhuàngtàibùtóngsuǒyǒudeshǒubìzhèndòngZàiqìgāngyālìniǔjuxìnhàodeshūrùZhóugǔnzhóudeniǔzhuǎnzhèndòngxìnhàohéDiànjīdiànliújiāngfǎnyìngqiēxiāozhuàngtàidebiànhuà.Wèiledádàozhège字典
1.名词
1.六月
3、理论基础有限元动力分析有限元动力分析的基础上所有类型在如图所示
[5]方程的动态基本方程MXtCXtKXtFt式中M——质量矩阵;C——阻尼矩阵;K——刚度矩阵;X——位移矢量,它的导数是速度向量,其二阶导数是加速度矢量;F——吨,负载向量
四、窗体顶端
4、有限元分析的切削动力学部分A.建立三维模型切割机模型,建立了三维建模软件Pro/E通过确保原结构尺寸和结构质量,简化这些部分不是研究的重点在主要零件尺寸直径225毫米的滚筒,臂长490mm,高度为150mm,宽度154毫米,宽度735毫米等B.元素的类型定义材料性质及啮合建成后的三维建模,模型导入ANSYS
11.0有限元分析软件基于采煤机结构,固体元素的类型solid92被选中此元素的类型是合适的啮合不规则网格,模型通过各种既定的CAD/CAM的元素定义了10个节点,是二次四面体单元纯位移形函数第二,采煤机实验室模型是钢材料,所以材料特性的定义各向同性材料,弹性模量206GPa时,泊松比
0.3,密度7800kg/m
3.As四面体元素类型被选中,网是一个免费的啮合网格密度符合要求的传感器优化位置在网状模型如图2所示,从顶部底部为Y方向,最多是积极的水平为X方向为方向,右边是积极的弘扬和后来的Z方向,向前是积极的当地节点的分布情况图3lC.施加边界条件和载荷由于实验室采煤机板铰链上的立场机身,该模型是建立在去除机身该所有的自由程度位移约束强加给铰链耳环在操作中,当切割一煤层,摇杆的位置通过圆筒固定,这是对自由的限制相当于全度征收的采煤机截割高度铰链耳环荷载施加包括类型,大小和方向在施加单位脉冲负载能充分显示动态被研究对象的特点,所以单位脉冲负载在应用中选择的是鼓轴平行基于网格,五个结果节点选择和实施与垂直冲击负荷300N力的大小,如图所示
3.Load分为五分步,如表一所示的作用时间图2在网状模型图3当地分配的节点D.有限元运动分析有限元分析软件ANSYS的结构动力分析,主要用于解决结构或在时变负载时元器件的反应瞬态动力学分析是一种方法的类型来解决动态响应,该结构在时变负载罚款在载荷时间关系,使惯性和阻尼效应突出
[7]有三种方法可用做一个短暂的动态分析全光并减少完整的方法使用完整系统矩阵来计算的瞬态响应它允许非线性,所有类型的所有流离失所,并强调要在单个传递计算它接受所有类型的负载,并允许通过表型数组参数表格边界条件规范这是最普遍的三种方式全瞬态动力学分析方法适用于本文件瞬态动力学分析的切削部分是为了获得每个节点的时间位移响应通过比较和分析各节点的时间位移响应这些国家,最大振动位移部分是调查,以确定可靠的检测摇臂振动振动点在瞬态响应分析,有限元软件拥有强大的图形输出能力,在每个节点的时间变位移曲线可以生成图4,图5显示了切割部分位移云图形从云图形,振动前端臂位移所以比其他几个节点是在调查前选择了最大振动位移节点法部分,更大振动的20060,618,20044和1157这些节点Y方向位移的主要研究,所以不要在Z方向3388583和1157这些节点节点位置如图所示时间位移曲线节点的20060200441157图在Y方向位移曲线图6节点的1157幅图中是最大的,由位移曲线节点20044幅,最小的节点
20060.As其次在这个图所示越近的节点是向左年底,越在Y方向振动位移的节点从图7可以得出,在Y方向振动位移是相同的节点时,在Z坐标方向相同通过以上分析,在Y方向更接近每个节点是左手臂的结束,更大的振动位移,但振动位移在Z方向相同它可以从分析图8,所有的节点在X方向振动位移是相同的它可以从该图91157的节点振动位移三个节点的Z方向最大在以上部分征收的切削冲击负荷时间响应状态综合分析的基础上,在手臂上,在Y方向定位的最大振动位移节点左端,在Z方向定位节点的最大振动位移对手臂的左上角结束E.谐波响应分析谐波响应分析,来确定一个线性结构稳态响应的载荷是随时间变化的正弦(和声)的方法这个想法是在多个频率来计算结构的响应,并取得了一些回应的数量与频率(通常是位移)图其目的是计算频率的切割部分在不失真条件测试幅频特性范围,并确定通过比较和分析各节点amplitudefrequency特色的最佳反应节点,同时它测试的结构响应实行定期负荷,其目的,以满足避免了共振的频率范围内频率稳定的要求在文件中,激振力幅值的正弦设置300N,节点载荷是短暂的反应相同,激振频率范围为0至500Hz选择,完整的方法应用于谐波响应分析瞬态分析的基础上,节点
1157、
20060、
20044、
3388、583选择待进一步研究在Y方向的振动频率位移曲线图中显示10,它是从图中,最大振动位移节点1157是画的,其他节点的振动形式类似于节点的节点11571157共振频率出现在38Hz,278Hz,324Hz扭曲频率范围是38Hz到278Hz这是一份从图11,最大位移共振的节点Z方向的振动1157节点的3388共振频率出现在38Hz,96Hz,202Hz,250Hz的,276Hz324Hz.这个分析,频率波段96Hz到202Hz比别人更大
5、结论摇臂和采煤机滚筒模型进行三维造型软件建立Pro/E软件在他们的有限元模型,通过有限元分析软件Ansys,瞬态动力学分析和谐响应分析完成建立,结果表明1)在Ÿ方向振动,最大振动位移出现在左手臂的结束,所以加速度传感器安装在靠近的左手臂的结束,在Ž方向的振动,振动位移最大在左臂上出现时,加速度传感器也安装在顶部2)振动传感器安装在Ÿ方向的振动具有无失真测量频率特性测试在0Hz时到的范围约为300Hz的,它避免了在38Hz,278Hz的自然频率,324Hz,避免了噪声信号干扰由于传感器输出的共振图4振动位移云图形在Y方向图5振动位移在Z方向的云图形图6时间位移振动方向在Y节点图7时间位移振动方向在Z节点图8时间位移振动节点在X方向图9时间位移振动方向在Z节点图10振动频率在Y方向位移曲线图11振动频率在Y方向位移263urve3)振动传感器安装在Z方向的振动具有无失真测量频率特性测试在0Hz到范围约为200Hz时,它避免了在38Hz,96Hz,202Hz,250Hz的,276Hz和324Hz的自然频率通过以上分析,振动传感器安装点进行了优化以获得最大振幅输出信号;工作频段为选定传感器确定,它符合不失真测量,也避免了噪声信号干扰,由于输出的传感器在共振在物理实验的可靠性验证的模拟实验致谢此次毕业设计,是我第一次很系统的进行机械设计,在设计当中,我遇到了很多困难,除了自己的思考和不懈的努力外,老师给了我很大的帮助我要感谢机电学院王启广老师,他是我此次毕业设计的指导教师,王老师尽责尽职,在本次毕业设计过程中,有很多难解问题,都是在王启广老师帮助下才得以完成的,在此我想对王老师表达我真挚的感谢王老师态度和蔼、学识渊博在王老师的身上,我学到了很多知识在指导毕业设计的过程中,王启广老师在百忙之中还保证一周一次进行指导答疑,并且在平时只要有问题都可以打电话找王老师答疑,每一次都会得到满意的解答,也正是因为王老师的认真和高度负责的态度,才使我的毕业设计能够顺利完成同时感谢我的同学感谢我的父母,是他们在我遇到困难的时候帮助我,在我迷茫的时候鼓励我,没有他们的帮助和鼓励我是不可能顺利完成这次毕业设计的由于本人水平有限,在进行设计的过程当中,难免有错误、遗漏要点之处,望恳请各位评审老师批评指点。