薄煤层采煤机截割部设计说明书

1概述11引言采煤机械的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用取决于煤层的赋存条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又促进了采煤方法和采煤工艺的更新。采煤方法按采煤工艺可分为长壁式采煤法和房柱式采煤法两大类。我们广泛使用长壁式采煤法。长壁式采煤法所使用的机械设备按机械化程度分为爆破采煤机械、普通机械化采煤机械和综合机械化采煤机械三类。炮采工作面的机电设备较少，主要靠人力完成各项工序。破煤工序有直接打眼放炮和先掏槽后打眼放炮两种，装煤工序主要依靠人工攉煤，运煤工序依靠工作面刮板输送机来完成。普通机械化采煤机工作面用采煤机或刨煤机和工作面刮板输送机实现破煤、装煤和运煤工序的机械化，用单体支护设备实现人工控制顶板。综合机械化采煤工作面将各种相对独立的机电设备合理的组合在一起，在工艺过程中协调工作，使采煤工作面的破、装、运、支全部工序实现机械化。12我国采煤机30多年的发展进程12120世纪70年代是我国综合机械化采煤起步阶段20世纪70年代初期，煤炭科学研究总院上海分院集中主要科技骨干，研制出综采面配套的MD150型双滚筒采煤机，另一方面改进普采配套的DY100型、DY150型单滚筒采煤机；70年代中后期，制造出MLS3170型双滚筒采煤机。20世纪70年代我国采煤机的发展有以下特点1装机功率小例如，MLS3170型双滚筒采煤机，装机功率170KW；KD150型双滚筒采煤机，装机功率150KW；DY100和DY150型单滚筒采煤机，装机功率100KW和150KW。2有链牵引，输出牵引力小此时期的采煤机牵引方式都是圆环链轮与牵引链轮啮合传动，传递牵引力小，牵引力在200KN以下。3牵引速度低由于受液压元部件可靠性的限制，设计的牵引力功率较小，牵引速度一般不超过6M/MIN。4自开切口差由于双滚筒采煤机摇臂短,又都是有链牵引,很难割透两端头,且容易留下三角煤,故需要人工清理,单滚筒采煤机更是如此5工作可靠性较差我国基础工业比较薄弱,元部件质量较差,反映在采煤机的寿命普遍较低,特别是液压元部件的损坏比较严重。12220世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期20世纪70年代后期，我国总共引进143套综采成套设备。世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入中国市场，其技术也展示在中国人的面前，为我们深入了解外国技术和掌握这些技术创造了条件，同时通过20世纪70年代自行研制采煤机的实践，获得了成功和失败的经验与教训，确立了我国采煤机的发展方向，即仿制和自行研制并举。解决难采煤层的问题是20世纪80年代重大课题之一具体的课题是薄煤层综合机械化成套设备的研制大倾角综采成套设备的研制“三硬”、“三软”45M一次采全高综采设备的研制解决短工作面的开采问题，短煤臂采煤机的研制。据初步统计，20世纪80年代自行开发和研制的采煤机品种有50余种，是我国采煤机收获的年代，基本满足我国各种煤层开采的需要，大量依靠进口的年代已一去不复返了。20世纪80年代采煤机的发展有如下特点1重视采煤机系列的开发，扩大使用范围20世纪70年代开发的采煤机，一种类型只有一个品种，十分单一，覆盖面小，很难满足不同煤层开采需要。20世纪80年代起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。2元部件攻关先行，促使采煤机工作可靠性的提高总结20世纪70年代采煤机开发中的经验教训，元部件的可靠性直接决定采煤机开发的成功率，所以功关内容为主电机的攻关，以解决烧机的现象；齿轮攻关，从选择材质上，热处理工艺上着手，学习国内外先进技术成功经验，以德国齿轮为目标进行攻关，达到预期目的，解决了低速重载齿轮早失效的问题液压系统和液压元部件的攻关，主油泵和油马达的可靠性直接影响牵引部工作的可靠性，在20世纪80年代中期，把斜轴泵、斜轴马达、阀组和调速机构等都列入重点攻关内容。3无链牵引的推广使用，使采煤机工作平稳，使用安全在引进大功率采煤机的同时，无链牵引技术传入中国，德国艾柯夫公司的销轨式无链牵引和英国安德森公司的齿轨式无链牵引占绝大多数，而且技术成熟。为此，我国研制采煤机的无链牵引都向引进机组的结构上靠拢。仿制和引进技术生产的采煤机更是如此。无链牵引使采煤机工作平稳，使用安全，承受的牵引力大，因此，得到用户的广泛欢迎，大功率采煤机都采用无链牵引系统。12320世纪90年代至今是我国电牵引采煤机发展的时代进入20世纪90年代后，随着煤炭生产向集约化方向发展，减员提效，提高工作面单产成为煤炭发展的主流，发展高产高效工作面势在必行，此采煤机开发研制围绕高产高效的要求进行，其主要方向是（1）大功率高参数的液压牵引采煤机最具代表性的机型是MG2X400W型采煤机。（2）高性能电牵引采煤机电牵引采煤机的研制从20世纪80年代开始起步，20世纪90年代全面发展，电牵引的发展存在直流和交流两种技术途径。进入20世纪90年代后，交流变频调速技术在中厚煤层采煤机中推广使用，上海分院先后开发成功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1256M/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。124国际上电牵引采煤机的技术发展状况80年代以来,世界各主要产煤国家,为适应高产高效综采工作面发展和实现矿井集约化生产的需要,积极采用新技术,不断加速更新滚筒采煤机的技术性能和结构,相继研制出一批高性能、高可靠性的“重型”采煤机。其中,最具代表的是英国安德森的EIECTRA系列,德国艾柯夫的SL系列,美国乔依的LS系列和日本三井三池的MCLE2DR系列电牵引采煤机。这些采煤机,体现了当今世界电牵引采煤机的最新发展方向。德国艾柯夫公司,整机结构特点为机身3段式,两边传动部分为铸造箱体结构,中间电气部分为焊接框架结构,摇臂为分体联结,左右对称通用,可满足不同的配套要求牵引部电气传动系统采用两直流电机他激并列,电枢采用微机控制,励磁采用串联,既能满足四象限运行,又能满足双牵引,趋于负载均衡,目前正全力发展交流电牵引。美国乔依公司从3LS7LS,机身为3段焊接结构形式,摇臂为分体联结、左右通用,牵引部电气传动系统为2电机串激串联,目前已开始投入使用7LS交流电牵引采煤机。日本三井三池公司RD101101和RD102102均为交流电牵引采煤机,其结构形式为以前的截割电机布置在机身的传统结构形式,机械传动和联结相当复杂。总结这些国家电牵引采煤机的技术发展有如下几个特点1装机功率和截割电动机功率有较大幅度增加为了适应高产高效综采工作面快速割煤的需要,不论是厚、中厚和薄煤层采煤机,均在不断加大装机功率包括截割功率和牵引功率。装机功率大都在1000KW左右,单个截割电机功率都在375KW以上,最高达600KW。直流电牵引功率最大达256KW,交流电牵引功率最大达260KW。2电牵引采煤机已取代液压牵引采煤机而成为主导机型世界各主要采煤机厂商20世纪80年代都已把重点转向开发电牵引采煤机,如德国艾柯夫公司是最早开发电牵引采煤机的,80年代中后期基本停止生产液压牵引采煤机,研制出EDW系列电牵引采煤机,90年代又研制成功交流直流两用的SL300,SL400,SL500型采煤机。美国乔依公司70年代中期开始开发多电机驱动的直流电牵引采煤机,80年代先后推出3LS,4LS和6LS3个新机型,其电控系统多次改进,更趋完善。英国安德森公司80年代中期先后开发了ELECTRA1000和ELECTRA薄煤层电牵引采煤机。日本三井三池公司80年代中期着手开发高起点交流电牵引采煤机,最具代表的是MCLE2DR101101,MDLE2DR102102采煤机,为国际首创。法国萨吉姆公司在90年代也已研制成功PANDA2E型交流电牵引采煤机。交流电牵引近几年发展很快,由于技术先进,可靠性高、简单,有取代直流电牵引的趋势。自日本80年代中期研制成功第1台交流电牵引采煤机,至今除美国外,其它国家如德国、英国、法国等都先后研制成功交流电牵引采煤机,是今后电牵引采煤机发展的新目标。3牵引速度和牵引力不断增大液压牵引采煤机的最大牵引速度为8M/MIN左右,而实际可用割煤速度为45M/MIN,不适应快速割煤需要。电牵引采煤机牵引功率成倍增加,最大牵引速度达1520M/MIN,美国18M/MIN的牵引速度很普遍,美国乔依公司的1台经改进的4LS采煤机的牵引速度高达2815M/MIN。由于采煤机需要快速牵引割煤,滚筒截深的加大和转速的降低,又导致滚筒进给量和推进力的加大,故要求采煤机增大牵引力,目前已普遍加大到450600KN,现正研制最大牵引力为1000KN的采煤机。4多电机驱动横向布置的总体结构日益发展70年代中期仅有美国的LS系列采煤机、西德EDW215022L22W型采煤机采用多电机驱动,机械传动系统彼此独立,部件之间无机械传动,取消了锥齿轮传动副和复杂通轴,机械结构简单,装拆方便。目前,这类采煤机既有电牵引,也有液压牵引,既有中厚煤层用大功率,也有薄煤层的,有取代传统的截割电动机纵向布置的趋势。5滚筒的截深不断增大牵引速度的加快,支架随机支护也相应跟上,使机道空顶时间缩短,为加大采煤机截深创造了条件。10年前滚筒采煤机截深大都是630700MM,现已采用800MM,1000MM,1200MM截深,美国正在考虑采用1500MM截深的可能性。6普遍提高供电电压由于装机功率大幅度提高,为了保证供电质量和电机性能,新研制的大功率电牵引采煤机几乎都提高供电电压,主要有2300V,3300V,4160V和5000V。美国现有长壁工作面中,45以上的电牵引采煤机供电电压为2300V。7有完善的监控系统包括采用微处理机控制的工况监测、数据采集、故障显示的自动控制系统就地控制、无线电随机控制,并已能控制液压支架、输送机动作和滚筒自动调高。8高可靠性据了解美国使用的ELECTRA1000型采煤机的时间利用率可达9598,采煤量350万T以上,最高达1000万T。13国内电牵引采煤机的发展状况我国从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。6在横向布置的截割电机上,设计使用了具有弹性缓冲性能的扭矩轴,改善了传动件的可靠性,对提高采煤机的整体可靠性和时间利用率起到了积极作用。7耐磨滚筒及镐形截齿的研究,推进了我国的滚筒及截齿制造技术,开发研制的耐磨滚筒,可适用于截割F34的硬煤。具有使用中轴向力波动小,工作平稳性好,块煤率高,能耗低等优点。14结构特征与工作原理如图11双滚筒采煤机141摇臂摇臂主要由截割电动机、摇臂壳、一轴组件、惰轮组件、二轴组件、三轴组件、拔叉组件、行星减速器，内喷雾系统等组成。左右摇臂减速器除壳体不同外，其余零部件完全相同，可互换使用。摇臂直接由截割电动机拖动，经三级直齿轮传动和一级行星机构传动，将动力传递到截割滚筒，实现了采煤机落煤和装煤的作用。摇臂有如下特点（1）摇臂回转采用小铰轴结构。（2）摇臂齿轮减速器都是简单的直齿传动，精度高，传动效率高。（3）行星传动内齿圈采用座入摇臂壳内结构，运转中不易松动，工作平稳。（4）采用弯摇臂形式，加大了装煤口，提高装煤效率，增加块煤率。（5）摇臂壳体采用整体铸钢结构，外壳有焊接的冷却水套，用于冷却和内喷雾供水喷雾降尘。142截割电动机截割电动机为矿用割爆型三相交流异步电动机，可用于环境温度下于40，有甲烷或爆炸性煤尘工作面，横向安装在采煤机摇臂上，采用实心轴传动结构，强度高，外壳采用水套冷却。左右截割电动机通用，接线喇叭口可以改变方向，方便电缆引入，拆装时，可以利用电动机联接法兰上的顶丝螺孔顶出，从老塘侧抽出，拆装方便。使用时注意开机前应先检查冷却水的水量，先通水后起电动机，严禁断水使用，电动机长时间运行后不要马上关闭冷却水，发现有异样声响时，应立即停车检查。一轴组件由轴齿轮、轴承、端盖、骨架油封、油封架等组成，轴齿轮由轴承对称支撑在轴承杯上，并通过渐开线花键与电动机输出轴相联接，轴承的轴向间隙应保持015035之间。惰轮轴组I主要由齿轮、心轴、轴承、距离套等组成，靠心轴与壳体台阶定位。二轴组件主要由齿轮、齿轮、轴承、花键轴、端盖等组成。矩形花键由二个轴承支撑在箱体上，花键上装有二个齿轮，其中一个为离合齿轮与拨叉相连，推动拨叉可实现摇臂的离或合两个位置，轴承的轴向间隙，保持在015035MM之间三轴组件主要由轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离套、密封圈等组成，齿轮通过矩形花键套在轴齿轮上，轴齿轮由二个轴承支撑在箱体上。调整垫用来调整轴承的轴向间隙，保持在015035MM。惰轮轴共有两组，其定位方式与惰轮轴相同，这两组轴安装方向相反。四轴组件为行星减速器输入轴组，其齿轮大齿轮内孔为花键与太阳轮相连，两轴承内圈安装在大齿轮的空心轴上，而外圈安装在套杯上，轴承间隙应调整在015035MM之间。217内喷雾供水装置由接头、水封、泄漏环、油封、轴承装置外壳、轴承、不锈钢送水管、形圈、定位销、管座、高压软管等组成。不锈钢送水管插入靠煤壁侧管座时，管上的缺口对准座上的定位销，使送水管和滚筒轴（行星架）一起转动，靠内外两道型圈密封，送水管靠老塘侧通过轴承支撑在轴承装置外壳内，因两者有相对旋转运动，为防止内喷雾水进入摇臂油池，在送水管壳体，靠特制的水封防漏水，在水封的后面又架设了一只骨架油封（材料与普通油封不同）起防水，防尘作用，在该水封和油封间装有泄漏环，经水封泄漏的水通过水封装置外壳流出摇臂壳体外，油封是为防止油液外漏而设置的。内喷雾水通过接头座与喷雾冷却系统的相应管路相通，经送水管，煤壁侧高压管与滚筒的内喷雾供水口相连，进入滚筒水道。行星减速器为四个行星轮减速机构，主要由太阳轮、行星轮、内齿圈、行星架支撑轴承，平面浮动油封装置和方形联接套等组成，太阳轮的另一端与摇臂大齿轮的内花键相联，输入转矩，当太阳轮转动时，驱动行星轮沿本身轴线自转，同时又带动行星架绕其轴线转动，行星架通过花键和方形连接套联接，将输出转矩传给滚筒。行星齿轮传动利用四个行星轮啮合的形式，结构紧凑，传动比大。传动可靠，考虑行星轮间均载，采用太阳轮浮动结构，太阳轮浮动灵敏，反力矩小，浮动量通过与大齿轮相配合的外花键侧隙来保证。行星架前端靠轴承支撑，此轴承两端面需控制轴向间隙015035MM后端靠轴承支撑。方形联结套采用平面浮动油封装置，能适应行星机构的轴向窜动，适应在有煤尘和煤泥的工况下工作。143牵引部1左电牵引部左电牵引部由左电牵引部壳体、牵引电机、电机轴组、牵引二轴、制动轴、双行星减速器、液压制动器、行走轮组成等组成。牵引电动机输出的转矩经二级直齿圆柱齿轮和二级行星齿轮减速器减速后，由行星架输出，通过驱动轮与行走轮相啮合，再由行走轮与工作面输送机上的销轨啮合使采煤机来回行走，同时制动轴出轴通过花键与液压制动器相连，实现电牵引的制动。2牵引电动机牵引电动机为隔爆型三相交流调速电动机，与变频调速装置配套作为采煤机的牵引动力源，可适用于环境温度小于40，相对湿度不大于97。3液压制动器液压制动器是由螺塞、外壳、碟形弹簧、活塞、圆盘、压盘、外摩擦片、内摩擦片、底座、花键套等组成。当采煤机在正常工况下工作时，由调高泵输出的压力油经集成块和制动电磁阀进入液压制动器的外接油口，活塞在油压下压紧碟形弹簧组，压盘与内外摩擦片脱离接触，液压制动器呈现自由空转状态，当电控系统发出制动信号时，制动电磁阀断电复位，制动器内的油腔与油池连通，使得活塞在碟形弹簧的作用下推动压盘压紧内外摩擦片，产生制动转矩，花键套被抱闸，起到制动采煤机的作用。4右电牵引部右电牵引部内的传动系统与左电牵引部完全相同，所不同的是其内部还装有调高电动机，双联齿轮泵、集成块、过滤器、压力表、制动电磁阀等元件。用于采煤机调高系统及液压制动器的动力来源。辅助液压系统1采煤机辅助液压系统包括两部分A调高回路。B制动回路。它由调高泵站、机外油管、左右调高油缸和液压制动器等组成。其中。泵站布置在右电牵引部内，液压制动器布置于左右电牵引部内，调高油缸布置在机身下。泵站由调高电动机、单泵、集成块、过滤器、制动电磁阀、压力表、高低压溢流阀等组成。调高回路的主要功能是使滚筒能按司机所需的位置工作，调高回路的动力由调高电动机提供，调高油缸调高阻力太大时，为防止系统回路油压过高，损坏油泵及附件，在调高系统排油路设置一高压溢流阀作为安全阀，调高压力20MPA。液压制动回路的压力油回油路设置低压溢流阀，为制动器压力及调高电磁反向阀所用压力，为保证液压制动器打开，在制动回路设置一低压溢流阀，调定压力为15MPA，它由二位三通电磁阀，液压制动器，低压溢流阀及其管路等组成，制动电磁阀在集成块上，通过特定管路与安装在左右电牵引部上的液压制动器相连。2调高电动机该电动机为矿用隔爆型三相异步电动机，可适用环境低于40，且有甲烷或爆炸性煤尘的工作面。3调高油缸两只调高油缸设置在靠煤壁侧机身下方，油缸的活塞杆与摇臂的小支臂，缸体与左右牵引部下面分别用销轴联结，已实现左右滚筒的调高，调高油缸由液力锁缸体，活塞杆和活塞等组成。4齿轮泵该泵为CBK1012B3F型齿轮泵，体积小、重量轻、结构简单、工作可靠。5过滤器在辅助液压系统中，设有过滤器一个，安装在右电牵引部泵站中，采用网式滤芯，型号为MDY01042，其流量为63L/MIN。6压力表采煤机的工作过程中，为了随时监视液压系统中工作状况，因此在泵站中安装有高低压压力表，分别显示调高及控制油源的压力，为防止表针剧烈振动而损坏，压力表表座中有阻尼塞。7手动换向阀本机设有两只手动换向阀，其内部结构和性能完全一样，均为H型三位四通换向阀，阀中弹簧是使阀芯复位，此时无压力油进入油缸，用手直接操作确定阀的工作位置，使压力油进入油缸，使其伸缩实现摇臂的升降。8电磁阀本机选用24GDEYH6BT2隔爆型电磁换向阀作为制动电磁阀，当采煤机启动时，制动电磁阀待电动作，压力油进入制动器克服弹簧力，内外摩擦片分离，牵引进入进行状态，当采煤机停止时，制动电磁阀断电复位，压力油回油池，制动器内外摩擦片贴紧，采煤机被制动。辅助装置由左右行走箱、滑靴组、拖缆装置、冷却喷雾管路系统、机身联结、截割滚筒、机外液压管路组成。1在采空区侧行走轮组、行走轮、导向滑靴、行走轮轴承、芯轴等组成。2在煤臂侧滑靴组，用螺栓、销子固定在左右牵引部下面。3拖缆装置拖缆装置由拖缆架，连接板、销、电缆板等组成，当采煤机沿工作面运行时，拖拽并保护缆和水管使用电缆夹来承受，这样使电缆，水管不受力磨损小，同时还能防砸及拖拽平稳且阻力小，在工作面刮板输送机的电缆槽内可靠的来回拖动。拖缆装置固定在电控箱前面右上部，以便电缆能顺利进入电控箱，电缆和水管进入工作面后安装在工作面输送机的固定电缆槽内，在输送机的中点在进入电缆槽并安装电缆夹，故移动电缆和管的长度的一半略有多余。4喷雾冷却系统采煤机工作时，滚筒在破煤和装煤过程中，会产生大量煤尘，不及降低了工作面的能见度，影响正常生产，而且对安全生产和工人的健康也会产生严重影响，因此，必须及时降尘，最大限度的降低空气中的含量，同时采煤机在工作时，各主要部件会产生很大热量需及时进行冷却，已保证工作面生产的顺利进行。喷雾冷却系统由水阀、水压、继电器、安全阀、节流阀、喷嘴、高压软管及有关连接件组成，来自喷雾泵的水压由送水管经电缆槽，拖缆装置进入水阀，由水阀到机身后面的两个分配阀，分多路用于冷却截割电机，牵引电机，调高电机，电控箱，内外喷雾降尘。5机身连接装置左右电牵引部，中间电控箱的连接螺柱，摇臂与左右电牵引部铰接销轴四组，这些装置将采煤急各大部件联接成一个整体，起到紧固及连接的作用。液压螺母由螺母、油堵、密封圈、活塞紧圈组成，其工作原理和使用方法如下在打压前应先将液压螺母拧紧后取下一个油堵，接通超高压泵当手动超高压泵产生的高压油，注入螺母与密封圈之间的油腔时，螺母在液压力的作用下向上移动，将螺栓强行拉伸，产生很大的豫紧力，打压到限定的油压后，将紧固旋紧至螺母底部，卸去高压油拧上油堵，这时螺母靠紧圈和活塞锁在预定的位置。本机选用两种规格的液压螺母M30，限定油压200MPA和M363限定油压180MP采用液压锁紧，预紧力大，螺栓受力均匀，防松可靠。滚筒滚筒是采煤机工作机构，担负着破煤，装煤的作用，主要由滚筒体、截齿、齿座和喷嘴等组成。滚筒与摇臂行星减速器输出轴采用方形联结套联接，联接可靠，拆卸方便。滚筒体采用焊接结构，三头螺旋叶片，设有内喷雾水道和喷嘴压力水从喷嘴雾状喷出，直接喷向齿尖，以达到冷却截齿，降低煤尘和稀释瓦斯的目的。为延长螺旋叶片的使用寿命，在其出煤口处采用耐磨材料喷煤处理。机外液压管路由于采用手动换向阀安装在左中部，两端电动换向机外管路简单，由泵箱端集成块引出四根去左右油缸进出油口，二根去制动器，即可将左右油缸，制动器与系统连接起来。2总体方案的确定电牵引采煤机，该机装机功率4875KW，截割功率2200KW，牵引功率240。该采煤机使用的电气控制箱符合矿用电气设备防爆规程的要求，可在有瓦斯或煤层爆炸危险的矿井中使用，并可在海拔不超过2000M、周围介质温度不超过40或低于10、不足以腐蚀和破坏绝缘的气体与导电尘埃的情况下使用。21主要技术参数如下采高（M）1326适应倾角。40煤质硬度硬或中硬机面高度MM1000滚筒直径MM1100滚筒转速R/MIN40截深MM630牵引力KN360牵引速度M/MIN077128灭尘方式内外喷雾拖电缆方式自动拖缆装机功率KW220024075电压V1140摇臂长度MM2572211采煤机结构方案采煤机采用多电机横向布置方式，截割部用销轴与牵引部联结，左、右牵引部及中间箱采用高强度液压螺栓联结，在中间箱中装有泵箱、电控箱、水阀和水分配阀。该机具有以下特点1截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。2主机身分为三段，即左牵引部、中间控制箱、右牵引部，采用高度液压螺栓联结，结构简单可靠、拆装方便。22摇臂结构设计方案的确定由于煤层地质条件的多样性，煤炭生产需要多种类型和规格的采煤机。利用通用部件，组装成系列型号的采煤机，可以给生产带来很多方便。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。212截割部电动机的选择由设计要求知，截割部功率为2002KW，即每个截割部功率为200KW。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。据此选择YBCS3200C，其主要参数如下额定功率200KW；额定电压1140V；满载电流130A；额定转速1478R/MIN；满载效率0920；绝缘等级H；满载功率因数085；接线方式Y；质量1280KG；冷却方式外壳水冷该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。22传动方案的确定221传动比的确定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的，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。总传动比总I7536401NI滚总电动机转速R/MIN滚筒转速R/MIN滚222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。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。设计采用NGW型行星减速装置，其工作原理如下图所示（图21）A太阳轮B内齿圈C行星轮X行星架图21NGW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X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X上的行星轮C绕自身的轴线OXOX转动，从而驱动行星架X回转，实现减速。运转中，轴线OXOX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097099,传动比一般为21137。如图23，当内齿圈B固定，以太阳轮A为主动件，行星架C为从动件时，传动比的推荐值为279。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56。所以这里先定行星减速机构传动比745IBAG则其他三级减速机构总传动比36755747639总IBAGI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131/4/97IZ256259/I3传动系统的设计截割部传动系统图31各级传动转速、功率、转矩的确定截割部传动系统图各轴转速计算从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴MIN1470N/R轴MIN/28193R轴4356/24II/R轴89/3566各轴功率计算轴099198031PKW轴09809919018198222K轴098099184511890123PKW轴098099099177225434轴09809909917022275轴09809916515126轴09809909915863637K轴09809909915236588P各轴扭矩计算轴9011NTMN3128647轴533P5轴9044NTMN96321467轴577P58轴9088NTMN62736将上述计算结果列入下表,供以后设计计算使用运动和动力参数编号功率/KW转速N/RMIN1转矩T/NM传动比轴198147012863轴18451821221457179轴1772252643321496156轴158632298865923229轴15236229882738666574732齿轮设计及强度效核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，具体计算过程级计算结果如下统的设计经验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齿轮1和惰轮2的设计及强度效核计算过程及说明计算结果1选择齿轮材料查文献1表817齿轮选用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，按估31T/NP021V取圆周速度，参考文献1表814，表815选SMVT/0取小轮分度圆直径，由式（864）得1D32HED11ZUKT2齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06D小轮齿数191Z1惰轮齿数3401221971ZI齿数比U/34/传动比误差误差在范围内0/小轮转矩MNNPT58625961载荷系数由式（854）得KKKVA使用系数查表820A动载荷系数查图857得初值VT齿向载荷分布系数查图860齿间载荷分配系数由式855及得0COSZ/1/2312HRC5662SMVT/0公差组7级06D191Z342179U合适175A111VT108188321/191/341617查表821并插值1K则载荷系数的初值2T10875T弹性系数查表822EZ1898E2/MN节点影响系数查图864H0X,021重合度系数查图865Z许用接触应力由式得69HHLIMS/接触疲劳极限应力查图86921LIMI、应力循环次数由式得70810346NJ0NH192251/U/则查图870得接触强度得寿命系数121NZ硬化系数查图871及说明Z接触强度安全系数查表827，按高可靠度查HS取3125HLIMS21/315/40M故的设计初值为DTD19168709768321T齿轮模数查表83ZDMT6/2/1小齿分度圆直径的参数圆整值TD1MZ圆周速度V60/14730/NT与估取很相近，对取值影响不大，不必修正ST/3VKVK111，T2T小轮分度圆直径D1惰轮分度圆直径38472MZ中心距A51911K2T1898EZ2/MN25H089721/450MNHLIM2910582NZ13HSMM7M133MMTD1SV/20,VK1D13M281855MMA齿宽B769120MIN1TD惰轮齿宽762B小轮齿宽51齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSF1FYBDKT齿形系数查图867小轮Y1大轮2F应力修正系数查图868小轮SSY大轮重合度系数,由式867Y7106/7502/7502许用弯曲应力由式871FFXNFLIMSY/弯曲疲劳极限查图872LIM弯曲寿命系数查图873NY尺寸系数查图874X安全系数查表827FS则2/98015/1121FXNLIMFSY174673854FMN22/29103261FF4齿轮几何尺寸计算分度圆直径D1971MZ342齿顶高AHHA齿根高F7250CF齿顶圆直径D11D382AA齿根圆直径FFFHMM762BM812861FY2472154S1657102/85MNLIM2121NY1X2S2/546MN21/2/94MD1328HA7F5D14A2齿轮4和齿轮5设计及强度效核1选择齿轮材料查文献1表817齿轮选用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，按估3/021NPVT取圆周速度，参考文献1表814，表815选SMVT/8取小轮分度圆直径，由式（864）得1D32112HEDZUKT齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06D小轮齿数4Z大轮齿数3588圆整取552356142ZI齿数比U/传动比误差误差在范围内03/小轮转矩MNT194载荷系数由式（854）得KKKVA使用系数查表820A动载荷系数查图857得初值VT齿向载荷分布系数查图860齿向载荷分配系数由式855及得0COS/1/23154Z188321/231/36165查表821并插值11K则载荷系数的初值1087THRC5662SMVT/8公差组7级06D234Z3651565U合适MNT32149175A118VT10811K452T758232FFHD基圆直径BD0COS1COS1B齿距P9MP齿厚S02/S中心距圆整A518MDF5120B9841632PS0A185弹性系数查表822EZ1898E2/MN节点影响系数查图864H0,021X重合度系数查图865许用接触应力由式得69HHLIMSZ/接触疲劳极限应力查图86921LIMI、应力循环次数由式得7081032601HNJN9928561/U则查图870得接触强度得寿命系数121NZ硬化系数查图871及说明Z接触强度安全系数查表827，按高可靠度查HS取3125HLIMS21/315/40M圆整A8齿轮模数查表83ZDT092/8/4小齿分度圆直径的参数圆整值TD4Z圆周速度V6/1360/34NT与估取很相近，对取值影响不大，不必修正SM8VK118，VTK452T小轮分度圆直径D4惰轮分度圆直径8365Z中心距A224齿宽B108640MIN1TD惰轮齿宽85B小轮齿宽4齿根弯曲疲劳强度效荷计算3由式68FSFFYBDKT421898EZ2/MN25H08721/450NHLIM29105628NZ13HS8MDT14SV/978VK452MD15A236MB10854齿形系数查图867小轮FY4FY大轮5应力修正系数查图868小轮SS大轮重合度系数,由式867Y641/7502/7502许用弯曲应力由式871FFXNFLIMSY/弯曲疲劳极限查图872LIM弯曲寿命系数查图873NY尺寸系数查图874X安全系数查表827FS则2/98015/1421FXNLIMFSY44/7878539FMN525061645210F4齿轮几何尺寸计算分度圆直径D384MZ5齿顶高AHHA1齿根高F8250CF齿顶圆直径D424D5AA齿根圆直径F1FFH08基圆直径BD2COS4COS4DB5齿距PMP12齿厚S6/S中心距圆整A32694F24551575S1657024/85MNFLIM0121NY098X2S21/546MF2N4/978250FD12MHA8F0D4A35F1628MDB97405P1S62A4齿轮6和惰轮7的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算分度圆直径D1746MZ287齿顶高AHMHA齿根高F1450CF齿顶圆直径D36D297AA齿根圆直径F78FFH51基圆直径BD0COS3COS6DB297齿距PMP4齿厚SS821/中心距圆整A35MD238697HA14F5D26A37MF6407DB235P96S81MA惰轮8和齿轮9的几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算分度圆直径D28148MZ399齿顶高AHMHA齿根高F1450CF齿顶圆直径D28D69AA齿根圆直径F73FFH514基圆直径BD20COSCOS8DB69齿距PMP3齿厚SS21/中心距圆整A46D3928546MHA1F7D38A549F201MDB37859P64S21A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。33截割部行星机构的设计计算电牵引采煤机是直接以电动机作为驱动减速箱的原动力,因而要求减速箱有较大的速比,同时受工作面空间条件限制,要求传动装置尺寸小。因此,电牵引采煤机无论牵引部或截煤部均在最后输出级采用行星机构。行星传动结构紧凑、速比大。行星传动的优点是动力分流,功率流数取决于行星轮个数。因此,电牵引采煤机用的行星机构大多设计成4个行星轮,以降低每一行星轮的负载,但对行星架及齿轮的加工精度要求更高。为减小加工安装误差所产生的偏载和弹性变形、惯性力、摩擦力等妨碍载荷均匀分布的因素,把太阳轮作成无支承的浮动件单浮动,通过渐开线花键与前一级齿轮联接,花键侧隙则满足了浮动量的要求。或设计成双浮动太阳轮、内齿圈浮动、三浮动结构太阳轮、内齿圈、行星架浮动。这些均载措施结构简单、浮动灵敏、反力矩小,有效地补偿各种误差,使行星轮间的载荷均衡分配。行星轮与内齿圈一般设计成薄壁轮缘。行星轮轮缘的变形对安装在行星轮内孔中轴承的滚动体间的载荷分布会发生影响,由此获得可提高轴承寿命的最佳间隙。内齿圈轮缘的柔性变形,同样也有利于行星轮间的载荷分配均匀,并降低啮合时的动载荷。已知输入功率KW,681507P转速22988R/MIN，N输出转速40R/MIN滚331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20CRNI2MOA，表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC。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MPALIM1450H试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮（）LIF2N行星轮80LIM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262302HBS试验齿轮的接触疲劳极限2LIM750NH试验齿轮的弯曲疲劳极限2LIM80NF齿形的加工为插齿，精度为7级。332确定各主要参数行星机构总传动比I5747，采用NGW型行星机构。行星轮数目PN要根据文献3表293及传动比I，取。4PN载荷不均衡系数K采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取115PK配齿计算太阳轮齿数AZ147520ICNP式中取C20（整数）内齿圈齿数1416BAZI行星轮齿数取22CBAZ25CZ齿轮接触强度初步计算按表义14160中的公式计算中心A距32LIM148UKTAA1综合系数K2）太阳轮单个齿轮传递的转矩2168179458296105950MNNPTA3）齿数比2784CAZU4）取齿宽系数07A5）初定中心距将以上各值代入强度计算公式，得MA0915478145069278143306）计算模数M922CAZ取标准值M87）未变位时中心距AM15624810根据实际情况取0（6）计算变位系数1）AC传动A啮合角ACACOSR02165R372所以ACB总变位系数20INVAITGZXCCA5680237514IVIVTAC中心距变动系数Y508160MAYD齿顶降低系数8YXE分配变位系数51924CAZ80ZX取（见文献3第101页）3A则268056CX2）CB传动A啮合角CB0OSCOSCA式中，011862514M22BCMZ代入9340OS64CSBA所以351B变位系数和XTGAINVIZBCB245020843516TIIC中心距变动系数Y