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湖 南 科 技 大 學(xué) 瀟湘學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 題目 俯采式采煤機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計 作者 學(xué)院 專業(yè) 學(xué)號 指導(dǎo)教師 二〇〇 年 月 日 - 56 - 摘 要 國內(nèi)薄煤層開采在許多礦井中都面臨著很多的問題，而朔里礦區(qū)也是如此。隨著礦井可采儲量的日益枯竭，薄煤層的開采問題已越來越突出。 由于開采設(shè)備原因，對于1.3～1.5m的較薄煤層開采，機(jī)械化程度普遍不高，其生產(chǎn)效率也比較低。薄煤層開采制約了下序其它煤層的開采速度，直接影響著 礦井高產(chǎn)高效生產(chǎn)。較薄煤層使用大架型機(jī)械設(shè)備進(jìn)行開采，不僅開采成本增高，而且頂板常會被切割，導(dǎo)致煤炭灰分增高，甚至資源不能得到回收。 目前國內(nèi)的薄 煤層綜采技術(shù)，尤其是綜采機(jī)械化裝備配套技術(shù)還很不成熟，正處于探索階段。對于大傾角較薄煤層綜采方面的現(xiàn)場技術(shù)實踐就更少了， 其理論研究工作也相對薄弱。根據(jù)我們朔里礦業(yè)的自然資源情況，有些就屬于大傾角薄煤層。因此，積極探索機(jī)械化開采途徑就很有必要。 本課題分析的在機(jī)械式采煤機(jī)基礎(chǔ)上改成液壓式的采煤機(jī)。主要進(jìn)行了液壓式俯采采煤機(jī)總體方案設(shè)計，液壓式俯采采煤機(jī)截煤部結(jié)構(gòu)設(shè)計，液壓式俯采采煤機(jī)牽引部結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算。 關(guān)鍵詞：煤層；開采；機(jī)械式；液壓式 ABSTRACT The thin coal seam mining are facing a lot of problems in many mines, and Shuoli kaolin and so. With the increasing depletion of the mine recoverable reserves, mining of thin coal seam has been more and more prominent. Because of mining equipment, for 1.3 ~ 1.5m of thin seam mining, the degree of mechanization is generally not high, the production efficiency is low. Thin coal seam mining restricts the speed of order other coal mining, directly affects the high production and high efficient mine. The thin coal seam with large mechanical equipment for mining, not only the mining cost increased, and the roof is often cut, resulting in coal ash content increased, and even the resources can not be recovered. Thin seam mining technology in China at present, especially the fully mechanized mining equipment technology is not very mature, is in the stage of exploration. For the practical field large inclination of thin seam mining area is less, the theoretical research is relatively weak. According to the mining of natural resources of our moon, some belong to the thin coal seam with large inclined angle. Therefore, it is necessary to explore the positive mechanized mining method. Analysis on the mechanical coal mining machine based on the change of the coal mining machine hydraulic. Mainly to the overall scheme design of hydraulic shearer underhand, shearer cutting structure design of hydraulic bent mining, hydraulic down coal shearer structure design and calculation. Keywords: coal seam; mining machinery; hydraulic; 目 錄 第1章 緒 論 - 1 - 1.1 采煤機(jī)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 - 1 - 1.2大傾角薄煤層開采技術(shù)及設(shè)備概述 - 2 - 1.2.1 概述 - 2 - 1.2.2 選擇合適的綜采配套設(shè)備 - 2 - 1.2.3 回采技術(shù)工藝 - 3 - 1.2.4 支架和運(yùn)輸機(jī)防倒滑措施 - 3 - 第2章 液壓式俯采采煤機(jī)總體方案設(shè)計 - 5 - 2.1 采煤機(jī)牽引部液壓系統(tǒng)得特點 - 5 - 2.2 設(shè)計參數(shù) - 5 - 2.3 主油路系統(tǒng) - 5 - 2.4 調(diào)速及換向回路 - 7 - 2.5 保護(hù)系統(tǒng) - 8 - 2.5.1 電動機(jī)功率過載保護(hù) - 8 - 2.5.2 高壓保護(hù) - 8 - 2.5.3 低壓欠壓保護(hù) - 8 - 2.5.4 停機(jī)油泵自動回零保護(hù) - 8 - 2.5.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 - 9 - 第3章 液壓式俯采采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 10 - 3.1 截割部概述 - 10 - 3.2 截割部特點 - 10 - 3.3 齒輪傳動的設(shè)計計算 - 10 - 3.3.1 第一傳動組齒輪設(shè)計計算 - 10 - 3.3.2 第二傳動組齒輪設(shè)計計算 - 20 - 3.3.3 第三傳動組齒輪設(shè)計計算 - 27 - 3.4 截一軸及其軸承壽命驗算 - 35 - 3.4.1 求軸上的載荷 - 35 - 3.4.2 校核該軸的強(qiáng)度 - 37 - 3.5 截二軸的詳細(xì)校核 - 37 - 3.5.1 求軸上的載荷 - 37 - 3.5.2 校核該軸的強(qiáng)度 - 39 - 3.6 截三軸的詳細(xì)校核 - 39 - 3.6.1 求軸上的載荷 - 39 - 3.6.2 校核該軸的強(qiáng)度 - 41 - 3.6.3 軸承壽命的驗算 - 42 - 第4章 液壓式俯采采煤機(jī)牽引部結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 43 - 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 - 43 - 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 - 43 - 4.3 主油泵和馬達(dá)的計算 - 43 - 4.4 回路泵的選擇 - 47 - 4.5 采煤機(jī)牽引部液壓控制元件的選擇 - 48 - 4.6 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失驗算 - 50 - 4.7 牽引部液壓系統(tǒng)得溫升驗算 - 51 - 4.8 牽引部輔助裝置液壓傳動系統(tǒng) - 52 - 總 結(jié) - 54 - 參 考 文 獻(xiàn) - 55 - 致 謝 - 56 - 第1章 緒 論 1.1 采煤機(jī)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 機(jī)械化采煤開始于上世紀(jì)40年代，是隨著采煤機(jī)械（采煤機(jī)和刨煤機(jī)）的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機(jī)，聯(lián)邦德國生產(chǎn)了刨煤機(jī)，使工作面落煤，裝煤實現(xiàn)了機(jī)械化。但是當(dāng)時的采煤機(jī)都是鏈?zhǔn)焦ぷ鳈C(jī)構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機(jī)不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。 50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)力滾筒采煤機(jī)、可彎曲刮板輸送機(jī)和單體液壓支柱，大大推進(jìn)了采煤機(jī)械化的發(fā)展。由于當(dāng)時采煤機(jī)上的滾筒式死滾筒，不能實現(xiàn)跳高，因而限制了采煤機(jī)械的適用范圍，我們稱這種固定滾筒的采煤機(jī)為第一代采煤機(jī)。這樣，50年代各國的采煤機(jī)械化的主流還只是處于普通機(jī)械化水平。雖然載1954年英國已經(jīng)研制出了液壓自移式支架，但是由于采煤機(jī)和可彎曲刮板輸送機(jī)尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處于開始試驗階段。 60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時期。第二代采煤機(jī)——單搖臂滾筒采煤機(jī)的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整的問題，擴(kuò)大了采煤機(jī)的適用范圍；特別式1964年第三代采煤機(jī)——雙搖臂采煤機(jī)的出現(xiàn)，進(jìn)一步解決了工作面自開缺口問題；再加上液壓支架和可彎曲刮板輸送機(jī)的不斷完善，滑行刨的研制成功等，把綜采技術(shù)推向了一個新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜合機(jī)械化采煤的優(yōu)越性——高校、高產(chǎn) 、安全和經(jīng)濟(jì)，因此各國競相采用綜采。 進(jìn)入70年代。綜采機(jī)械化得到了進(jìn)一步發(fā)掌和提高，綜采設(shè)備開始向大功率、高效率及完善性能和擴(kuò)大使用范圍等方向發(fā)掌，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000KW，生產(chǎn)率大1500T/H的刮板輸送機(jī)，以及工作阻力大1500KN的強(qiáng)力液壓支架等。1970年采煤機(jī)無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機(jī)——電牽引采煤機(jī)，大大改善了采煤機(jī)的性能，并擴(kuò)大了它的使用范圍。 80年代以來,世界各主要采煤國家,為適應(yīng)高產(chǎn)高效綜采工作面發(fā)展和實現(xiàn)礦井集中化生產(chǎn)的需要,積極采用新技術(shù),不斷加速更新和改進(jìn)滾筒采煤機(jī)的技術(shù)性能和結(jié)構(gòu),相繼研制出一批高性能!高可靠性的/重型采煤機(jī)。 目前，各主要產(chǎn)煤國家已基本上實現(xiàn)力采煤機(jī)械化。衡量一個國家采煤機(jī)械化水平的指標(biāo)是采煤機(jī)械化程度和綜采機(jī)械化程度。 采煤機(jī)械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達(dá)到高效、高產(chǎn)、安全、經(jīng)濟(jì)；向遙控及自動控制發(fā)展，以逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機(jī)的可靠性，并使之系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化；研制后、薄及急傾斜等難采煤層的機(jī)械設(shè)備。 1.2大傾角薄煤層開采技術(shù)及設(shè)備概述 1.2.1 概述 國內(nèi)薄煤層開采在許多礦井中都面臨著很多的問題，而朔里礦區(qū)也是如此。隨著礦井可采儲量的日益枯竭，薄煤層的開采問題已越來越突出。 由于開采設(shè)備原因，對于1.3～1.5m的較薄煤層開采，機(jī)械化程度普遍不高，其生產(chǎn)效率也比較低。薄煤層開采制約了下序其它煤層的開采速度，直接影響著 礦井高產(chǎn)高效生產(chǎn)。較薄煤層使用大架型機(jī)械設(shè)備進(jìn)行開采，不僅開采成本增高，而且頂板常會被切割，導(dǎo)致煤炭灰分增高，甚至資源不能得到回收。目前國內(nèi)的薄 煤層綜采技術(shù)，尤其是綜采機(jī)械化裝備配套技術(shù)還很不成熟，正處于探索階段。對于大傾角較薄煤層綜采方面的現(xiàn)場技術(shù)實踐就更少了， 其理論研究工作也相對薄弱。根據(jù)我們朔里礦業(yè)的自然資源情況，有些就屬于大傾角薄煤層。因此，積極探索機(jī)械化開采途徑就很有必要。 1.2.2 選擇合適的綜采配套設(shè)備 1.工作面情況與薄煤層設(shè)備性能 1.1地質(zhì)情況 朔里礦業(yè)回采區(qū)域內(nèi)煤層賦存穩(wěn)定，煤層結(jié)構(gòu)單一，一些薄煤層厚度1.0～2.0m左右，斷層附近煤層變化較大。煤層傾角在16～27o，局部最大可達(dá) 30o。一些煤層直接頂為粉砂巖， 中等穩(wěn)定。老頂為細(xì)砂巖， 來壓比較明顯。不少工作面有性脆易破碎的偽頂，對開采影響較大。 1.2薄煤層機(jī)械化開采設(shè)備基本性能 目前國外已研制出一些薄煤層機(jī)械化開采設(shè)備，如烏克蘭頓巴斯研制的適于開采薄煤層和極薄煤層（煤層厚0.4～1.5m）的刨煤機(jī)和螺旋鉆機(jī)，波蘭研制的 適用于厚1.0～1.6m、傾角小于35o薄煤層開采的KSE-360型滾筒采煤機(jī)等。對于本地區(qū)的這種情況，應(yīng)用國內(nèi)較薄煤層開采的液壓支架， 然后再進(jìn)行三機(jī)配套選型比較合適。 2.綜采設(shè)備的選擇 2.1采煤機(jī) 現(xiàn)使用的滾筒采煤機(jī)，比較適用于現(xiàn)代化的長壁開采 工作面。當(dāng)采高低于2m時，滾筒采煤機(jī)的工作性能會受到發(fā)揮（如操作人員不能快速調(diào)轉(zhuǎn)采煤機(jī)的采煤方向、工作面煤炭運(yùn)輸緩慢和采煤機(jī)切割速度慢等）。為適 應(yīng)采高小的條件，可選用與支架相配套的MG150/355-BWD型電牽引雙滾筒采煤機(jī)。其滾筒直徑1.25m，截深0.6m，最大采高2.3m，裝機(jī)功 率355kW。適應(yīng)傾角小于25o工作面。 2.2液壓支架 與普通綜采支架相比的特點：支架前梁與頂梁用兩根銷軸剛性鉸接成整體頂梁，增大了回采面的安全空間和前端支撐能力，有利于割煤， 支架運(yùn)輸、拆裝方便；支架頂梁和掩護(hù)梁一側(cè)安裝固定側(cè)護(hù)板，另側(cè)安裝活動側(cè)護(hù)板，除能防止矸石竄入架內(nèi)外，在調(diào)架、防倒上也具有重要作用；支架掩護(hù)梁、前 后連桿均為箱形截面結(jié)構(gòu)，抗拉、抗壓、抗扭能力強(qiáng)；支架整體剛性底座穩(wěn)定性好，不易變形，與底板接觸比壓小；推移裝置采用倒置千斤頂，增大拉架力，提高移 架速度，可有效地控制頂板；主進(jìn)液、回液系統(tǒng)、立柱、推移千斤頂采用了大流量液壓系統(tǒng)，提高了移架、推溜速度；架寬窄，重量輕，調(diào)高范圍大，適應(yīng)煤厚變化 能力強(qiáng)和復(fù)雜地質(zhì)條件。 1.2.3 回采技術(shù)工藝 采煤機(jī)進(jìn)刀方式為端部斜切進(jìn)刀，割煤為雙向割煤?，F(xiàn)場應(yīng)用，運(yùn)輸機(jī)機(jī)頭機(jī)尾各伸出采面兩端1m左右，以保證采煤機(jī)滾筒能割透煤壁。割煤速度應(yīng)與刮板輸送 機(jī)的運(yùn)輸能力相配套。設(shè)備運(yùn)行狀態(tài)良好。 1.2.4 支架和運(yùn)輸機(jī)防倒滑措施 1.選擇合適的偽斜角度 合適的角度進(jìn)是防止設(shè)備下滑的有效措施。例如某工作面，為保證工作面?zhèn)涡蓖七M(jìn)，在最初的采區(qū)巷道布置中，按力學(xué)計算，設(shè)計工作面切眼與下運(yùn)巷間夾角為 94o。經(jīng)推采試驗，當(dāng)下運(yùn)巷超前上風(fēng)巷8～10m，即工作面與下運(yùn)巷夾角為97o時，支架在推移運(yùn)輸機(jī)時產(chǎn)生的向上分力與工作面運(yùn)輸機(jī)自重產(chǎn)生的下滑力 相平衡，可較好地制止運(yùn)輸機(jī)下滑，保持工作面運(yùn)輸機(jī)與下運(yùn)巷轉(zhuǎn)載機(jī)相對距離的穩(wěn)定。 2.順序移架 所試用的工作面，采用端部割三角煤斜切進(jìn)刀方式，往返一次割兩刀，每刀進(jìn)尺0.5m。為有效控制頂板，采 取分段追機(jī)移架方式，推移支架順序由下向上，鄰架操作，帶壓移架。每組支架在移動過程中都以其下側(cè)相鄰的支架側(cè)護(hù)板為導(dǎo)向和支撐點，這樣有效地控制、預(yù)防 了移架過程中支架的傾倒和下滑。 3.隨調(diào)支架方向與垂直度 煤層傾角大，移架過程中前梁易下甩，改變支架推移方向，有時也可造成支 架歪斜，所以必須隨時調(diào)整支架方向和與頂?shù)装宓拇怪苯嵌龋ＷC支架頂梁與頂?shù)装迤叫?，支架推移方向與運(yùn)輸機(jī)垂直。使用的工作面就是按要求，隨時觀察支架的 工作狀態(tài)，利用位于頂梁下側(cè)的可活動側(cè)護(hù)板使頂梁向上移動，同時使用倒推千斤頂進(jìn)行調(diào)架，或使用DZ215系列液壓支柱向上戧液壓支架的架前腳，使支架處 于垂直頂?shù)装宓恼缀挝恢谩? 第2章 液壓式俯采采煤機(jī)總體方案設(shè)計 2.1 采煤機(jī)牽引部液壓系統(tǒng)得特點 1.調(diào)速方式為液壓調(diào)速。 2.具有完善的可靠保護(hù)裝置。 3.調(diào)高液壓剛能在任意位置鎖緊，且鎖緊可靠。 4.左右調(diào)高，液壓缸，調(diào)斜油缸，采取單獨操作。 5.安全可靠、結(jié)構(gòu)緊湊、方便維修。 2.2 設(shè)計參數(shù) 防爆電機(jī)功率50KW，牽引速度0～0.55m/min，滾筒轉(zhuǎn)速50～95.4rpm 2.3 主油路系統(tǒng) 1主油路是由一個變量泵和一個液壓馬達(dá)組成的閉式回路，改變油泵的排油方向和流量大小來實現(xiàn)采煤機(jī)牽引速度的調(diào)節(jié)和牽引方向的改變。該牽引部主油泵采用TZXB723型軸向柱塞泵，該柱塞泵的特點有：壓力高、流量范圍大、油泵強(qiáng)度高、即可以承受各種性質(zhì)的負(fù)荷的強(qiáng)烈變化的優(yōu)點。它適用于冶金、鍛壓礦山機(jī)起重運(yùn)輸機(jī)的液壓系統(tǒng)中。（如圖1.1所示） 圖2.1 2.補(bǔ)油及熱交換回路 (1)補(bǔ)油回路：該主油路系統(tǒng)為閉式系統(tǒng)，存在油液的泄漏和溫升等不穩(wěn)定因素，因此在該系統(tǒng)中設(shè)置了補(bǔ)油回路。油液先經(jīng)過粗慮油器24進(jìn)入輔助泵23，在進(jìn)入精慮油器18，進(jìn)入補(bǔ)油單向閥6或7的低壓側(cè)，這樣油液就進(jìn)入了該閉式系統(tǒng)的低壓回路，從而進(jìn)行補(bǔ)償住回路的泄漏 。補(bǔ)油回路主要防止了主油泵的吸空現(xiàn)象，因此避免了引起巨大的響聲和震動，是液壓系統(tǒng)正常的工作，給系統(tǒng)中的液壓元件帶來了可靠的保障。（如圖1.2所示） 圖2.2 （2）熱交換回路：液壓油是在封閉的油路中循環(huán)工作的，因此在該環(huán)境下會出現(xiàn)油量少、散熱條件差、溫升高等對系統(tǒng)的穩(wěn)定性產(chǎn)生不利因素。一旦油溫超過設(shè)計所規(guī)定的45°C時，那么，將會使整個系統(tǒng)的工作性能惡化，泄露增加，從而導(dǎo)致液壓元件和密封件的損壞。為了滿足以上要求在該主油路系統(tǒng)中設(shè)計有熱交換回路，對系統(tǒng)進(jìn)行冷熱油的交換。（如圖1.3所示） 圖2.3冷熱油交換 （3）冷熱油的交換是通過閥4和低壓溢流閥27完成的。高壓油路和低壓油路同時進(jìn)入閥4的上、下腔時，由于高低壓油路的壓力差，使閥芯鄉(xiāng)下移動，由馬達(dá)排出的一部分熱油回主油泵繼續(xù)工作，一部分油液直接回油箱冷卻，剩余的油液經(jīng)過閥4。低壓溢流閥27，冷卻器28回油箱。另外，輔助油泵23把所需補(bǔ)充的冷油經(jīng)單向閥6或7補(bǔ)充到系統(tǒng)的低壓油路中去，使系統(tǒng)中的液壓油進(jìn)行熱交換，從而使主油路中的工作油液達(dá)到小于規(guī)定的45°C的范圍內(nèi)工作，因此，保證了該設(shè)計中的液壓元件和密封件的工作穩(wěn)定性和可靠性。 2.4 調(diào)速及換向回路 它的在作用是改變主泵的排量和吸排油方向，也即調(diào)節(jié)采煤機(jī)的牽引速度和改變牽引方向。 采煤機(jī)的電動機(jī)啟動后，主泵和輔助泵即運(yùn)轉(zhuǎn)。輔助泵排出的低壓油除進(jìn)入主回路進(jìn)行補(bǔ)油和熱交換外，還有一路分別進(jìn)入伺服閥11、功控電磁閥16和失壓控制閥15的進(jìn)油口。 有伺服閥11、變量油缸9和差動桿10組成的泵位調(diào)節(jié)器是用于直接改變主泵8的排量和排油方向的。差動桿10位于圖示位置時，變量油缸9的活塞、伺服閥11的閥芯均處于中位，主泵擺缸傾角為0°。這時雖然電動機(jī)驅(qū)動主泵旋轉(zhuǎn)，但并不吸、排油，油馬達(dá)也不轉(zhuǎn)，采煤機(jī)停止?fàn)恳?。?dāng)差動桿上的C點繞F點向左擺動一定距離并保持不動時，桿上的G點也隨著左移并帶動伺服閥11的閥芯向左移動一定距離，從而低壓控制油經(jīng)閥11右位中的進(jìn)油道進(jìn)入變量油缸左缸，而其右缸經(jīng)伺服閥中的回油道與油池接通。于是，變量油缸的活塞桿右移并推動主泵擺缸，使傾角從0°向某個方向增大一定值。主泵變吸、排油，由馬達(dá)則順時針或逆時針方向從停止開始旋轉(zhuǎn)，采煤機(jī)也就沿著采煤工作面向上或向下牽引。在變量油缸活塞桿右移的工程中，差動桿10則被油缸左側(cè)的活塞桿（F點）帶動繞C點向右回擺，使桿上G點向右移動，推動伺服閥閥芯又回到中位，從而關(guān)斷了通往變量油缸的低壓控制右路。這樣，主泵便調(diào)定在某一擺缸角度下工作，采煤機(jī)相應(yīng)地以某一牽引速度割煤。顯然，C點移動的距離越大，主泵的擺角也越大，采煤機(jī)的牽引速度也就越高。若C點向右移動，則主泵擺缸的傾斜方向相反，其吸、排油方向改變，采煤機(jī)的牽引方向也就改變了。 采煤機(jī)牽引速度大小的調(diào)節(jié)和牽引方向的改變，是通過操縱系統(tǒng)實現(xiàn)的。操縱系統(tǒng)由操縱機(jī)構(gòu)（由手把29、調(diào)速套13組成）和主泵擺缸回零系統(tǒng)（包括功控電磁閥16、失壓控制閥15和回零油缸14等元件）組成。 一般情況下，反映電動機(jī)負(fù)荷是“欠載”或“超載”的功控電磁閥處于“欠載”位置（即右位）。失壓控制閥15在輔助泵正常工作（即排油壓力為1.5MPa）時其閥芯左移。這時低壓控制閥從功控電磁閥16的進(jìn)油口（右位）→失壓控制閥15（右位）→回零油缸14兩端油缸，推動兩側(cè)的活塞都向中間移動而壓縮里面的彈簧D。這一工程叫做“解鎖”。因為，只有回零油缸14中的彈簧D被壓縮后，順時針或逆時針方向轉(zhuǎn)動手把29時，才能通過螺旋傳動機(jī)構(gòu)13、調(diào)速套12中的拉桿E、預(yù)壓彈簧A（也稱記憶彈簧）、外套帶動差動桿（即C點）向左或向右擺動，即才能調(diào)節(jié)牽引速度和改變牽引方向。 2.5 保護(hù)系統(tǒng) 由于該設(shè)計為采煤機(jī)牽引部液壓系統(tǒng)，在井下復(fù)雜的地質(zhì)條件下我們對采煤機(jī)液壓系統(tǒng)必須采取多種保護(hù)措施，來適應(yīng)采煤機(jī)在井下的復(fù)雜工作環(huán)境，保證正常在井下工作，因此采用有下列保護(hù)。 2.5.1 電動機(jī)功率過載保護(hù) 電動機(jī)功率保護(hù)是通過功控電磁閥16，回零油缸14及調(diào)速套12的原來整定位置來實現(xiàn)的。采煤機(jī)正常工作時，功控電磁閥16處在欠載位置，壓力控制油經(jīng)功控電磁閥16，失壓控制閥15進(jìn)入回零油缸14兩活塞的外側(cè)油腔。內(nèi)側(cè)彈簧壓縮，從而使調(diào)速套解鎖。這時把牽引手把29可任意將牽引速度調(diào)定所需的速度值上。當(dāng)電動機(jī)功率超載時，在電氣系統(tǒng)中的功率控制器發(fā)出信號，使功控電磁閥16處于右位，回零油缸14中的油液經(jīng)失壓控制閥15，功控電磁閥16，節(jié)流器回油箱。此時，回零油缸中的彈簧就推動拉桿使調(diào)速套12向減小牽引速度方向移動，牽引速度即降低，因此調(diào)速手把未動，因此調(diào)速套只能壓縮其中的記憶彈簧。一旦電動機(jī)超載消失，功控電磁閥16又恢復(fù)到欠載位置，回零油缸14解鎖，通過拉桿10使調(diào)速套12的位置向增速方向移動，牽引速度增大，但是由于記憶彈簧的位置被調(diào)速手把的整定位置所限制，過牽引速度最大值只能恢復(fù)到原來整定數(shù)值。 2.5.2 高壓保護(hù) 高壓保護(hù)由高壓安全閥1和2實現(xiàn)，當(dāng)系統(tǒng)壓力高于調(diào)定壓力時，可由高壓安全法1和2進(jìn)行保護(hù)，系統(tǒng)高壓油液經(jīng)高壓安全閥1或2從高壓腔流向低壓腔。 2.5.3 低壓欠壓保護(hù) 低壓欠壓保護(hù)是為了使系統(tǒng)維護(hù)一定的背壓，它由失壓控制閥15來實現(xiàn)。當(dāng)主回路低壓側(cè)壓力低于允許值時，失壓控制閥15復(fù)位，回零油缸14的彈簧與油箱接通，使主油泵回零，機(jī)器停止工作。 2.5.4 停機(jī)油泵自動回零保護(hù) 當(dāng)采煤機(jī)在某一調(diào)定牽引速度下工作而突然停電時，失壓控制閥15失壓，失壓控制閥15左位工作，回零油缸14彈簧則立即推動主泵擺缸自動回到零位，從而使主泵在下次啟動時主泵在零位啟動。 2.5.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 在牽引部液壓系統(tǒng)檢修組裝后，或在清洗更換濾油器及其其它元件后，或機(jī)器長時間不工作等，系統(tǒng)中都會進(jìn)入空氣。排氣的方法是打開設(shè)在系統(tǒng)中的排氣塞，用手壓泵20或點動電動機(jī)對系統(tǒng)進(jìn)行充油排氣，直至排氣空中冒出不帶氣泡的油液為止。然后再將排氣塞擰上。 第3章 液壓式俯采采煤機(jī)截割部結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1 截割部概述 截割部是采煤機(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)、齒輪減速器裝置、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。 3.2 截割部特點 1、截割部（搖臂）回轉(zhuǎn)采用學(xué)銷鉸軸結(jié)構(gòu)，與其它部件間沒有傳動聯(lián)，回轉(zhuǎn)部分的磨損與截割部傳動齒輪嚙合無關(guān)。 2、截割部齒輪減速都是簡單的直齒傳動，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、截割部殼體采用彎搖臂結(jié)構(gòu)形式，較直搖臂可以加大裝煤口，提高裝煤效率，增加塊煤率。 3.3 齒輪傳動的設(shè)計計算 3.3.1 第一傳動組齒輪設(shè)計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻(xiàn)8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可查預(yù)估模數(shù)為m=6，（思路是先粗選，然后再校核是否合適）確定該組的齒輪齒數(shù)為： , , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 基節(jié) 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=60mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 名義切向力： 強(qiáng)度條件： 或者 計算應(yīng)力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻(xiàn)8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.40 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻(xiàn)8]得公式為： =1.24 (4) 齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33 [文獻(xiàn)8] 得 （5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻(xiàn)8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻(xiàn)8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻(xiàn)8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻(xiàn)8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.02 所以 =0.993 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-317[文獻(xiàn)8]得 （11）疲勞極限應(yīng)力值 查圖8-3-8[文獻(xiàn)8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻(xiàn)8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻(xiàn)8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻(xiàn)8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻(xiàn)8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻(xiàn)8]得 則 =1589.47MPa =1558.30MPa 滿足要求，驗算結(jié)果安全。 4、按齒根彎曲強(qiáng)度校核 強(qiáng)度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻(xiàn)8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖圖8-3-15[文獻(xiàn)8]得 （6）應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8-3-16[文獻(xiàn)8]得 （7）彎曲強(qiáng)度值 查圖8-3-9[文獻(xiàn)8]得 （8）壽命系數(shù) 查表8-3-18[文獻(xiàn)8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-24[文獻(xiàn)8]得 （10）應(yīng)力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26[文獻(xiàn)8]得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25[文獻(xiàn)8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33 [文獻(xiàn)8]得 計算應(yīng)力 查表取最小安全系數(shù) 因為齒輪2受到雙向彎曲應(yīng)力 所以 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算安全。 3.4.2齒輪的校核 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 由上面計算可知 =1.01 所以 =0.96 所以 =1542.87MPa 滿足要求，驗算結(jié)果安全。 按齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校荷 由上面計算可知 齒形系數(shù)： 齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算安全。 由上述驗算結(jié)果得，第一傳動組，，滿足強(qiáng)度要求，設(shè)計合理、安全。 3.3.2 第二傳動組齒輪設(shè)計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻(xiàn)8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可查[文獻(xiàn)2]選出其模數(shù)為m=7，確定該組的齒輪齒數(shù)為： , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=90mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 名義切向力： 強(qiáng)度條件： 或者 計算應(yīng)力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻(xiàn)8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.52 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻(xiàn)8]得公式為： =1.29 （4）齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻(xiàn)8] 得 （5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻(xiàn)8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻(xiàn)8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻(xiàn)8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻(xiàn)8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.04 所以 =0.97 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-3-17[文獻(xiàn)8]得 （11）疲勞極限應(yīng)力值 查圖8-2-8[文獻(xiàn)8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻(xiàn)8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻(xiàn)8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻(xiàn)8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻(xiàn)8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻(xiàn)8]得 則 =1465.70MPa =1409.33MPa 滿足要求，驗算結(jié)果安全。 4、按齒根彎曲強(qiáng)度校核 強(qiáng)度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻(xiàn)8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖8-3-15[文獻(xiàn)8]得 （6）應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8-3-16[文獻(xiàn)8]得 （7）彎曲強(qiáng)度值 查圖8-3-9[文獻(xiàn)8]得 （8）壽命系數(shù) 查圖8-3-16[文獻(xiàn)8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-26[文獻(xiàn)8]得 （10）應(yīng)力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26 [文獻(xiàn)8] 得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25 [文獻(xiàn)8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻(xiàn)8]得 計算應(yīng)力 查表取最小安全系數(shù) 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算安全。 由上述驗算結(jié)果得，第一傳動組，滿足強(qiáng)度要求，設(shè)計合理、安全。 3.3.3 第三傳動組齒輪設(shè)計計算 1、材料及熱處理 大小齒輪均為,滲碳、淬火，硬度均為. 由圖8-3-8[文獻(xiàn)8]查得，查得 2、齒輪基本參數(shù)確定 由可以查[文獻(xiàn)]選出其模數(shù)為m=8，確定該組的齒輪齒數(shù)為： , , 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 端面重合度 ` 縱向重合度 總重合度 中心距 齒寬 圓整取b=95mm 則確定齒寬為： 3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 名義切向力： 強(qiáng)度條件： 或者 計算應(yīng)力： （1）使用系數(shù) 查表8-3-31[文獻(xiàn)8] 查得 （2）動載荷系數(shù) 查表得 圓整取 查表得 圓整取 計算得 =0.52 則 （3）齒向載荷分布系數(shù) 查表8-3-32[文獻(xiàn)8]得公式為： =1.19 （4）齒間載荷分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻(xiàn)8]得 （5） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖8-3-11[文獻(xiàn)8]得 （6）重合度系數(shù) 查圖8-3-12[文獻(xiàn)8]得 （7）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-13[文獻(xiàn)8]得 （8）彈性系數(shù) 查表8-3-34[文獻(xiàn)8]得 （9）單對齒嚙合系數(shù) =1.05 所以 =1.01 所以 （10）壽命系數(shù) 查圖8-3-17[文獻(xiàn)8]得 （11）疲勞極限應(yīng)力值 查圖8-3-8[文獻(xiàn)8]得 （12）潤滑劑系數(shù) 查圖8-3-19[文獻(xiàn)8]得 （13）速度系數(shù) 查圖8-3-20[文獻(xiàn)8]得 （14）粗糙系數(shù) 查圖8-3-21[文獻(xiàn)8]得 （15）齒面工作硬化系數(shù) 查圖8-3-22[文獻(xiàn)8]得 （16）尺寸系數(shù) 查圖8-3-23[文獻(xiàn)8]得 則 =1616.74MPa =1555.15MPa 滿足要求，驗算結(jié)果安全。 4、按齒根彎曲強(qiáng)度校核 強(qiáng)度條件： 或者 （1）動載荷系數(shù) （2）齒向載荷分布系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) 查圖8-3-14[文獻(xiàn)8]得 （5）載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù) 查圖8-3-15[文獻(xiàn)8]得 （6）應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8-3-17[文獻(xiàn)8]得 （7）彎曲強(qiáng)度值 查圖8-3-9[文獻(xiàn)8]得 （8）壽命系數(shù) 查圖8-3-18[文獻(xiàn)8]得 （9）尺寸系數(shù) 查圖8-3-24[文獻(xiàn)8]得 （10）應(yīng)力修正系數(shù) （11）敏感系數(shù) 查圖8-3-26[文獻(xiàn)8]得 （12）表面狀況系數(shù) 查圖8-3-25[文獻(xiàn)8]得 （13）齒間分配系數(shù) 查表8-3-33[文獻(xiàn)8]得 計算應(yīng)力 查表取最小安全系數(shù) 因為齒輪2受到雙向彎曲應(yīng)力 所以 齒輪安全系數(shù)校荷 齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算安全。 3.4 截一軸及其軸承壽命驗算 3.4.1 求軸上的載荷 ； 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 3.4.2 校核該軸的強(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NJ216E額定載荷為242KN 軸承壽命 滿足要求 軸承一與二相同壽命不再校核。 3.5 截二軸的詳細(xì)校核 3.5.1 求軸上的載荷 ； 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 3.5.2 校核該軸的強(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。 截二上軸承的校核，軸承4型號為22218C額定載荷為272KN，軸承5的型號為22213C額定載荷為252KN 軸承4上的力 軸承壽命 軸承5上的力 軸承壽命 滿足要求 3.6 截三軸的詳細(xì)校核 3.6.1 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。 ； 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 3.6.2 校核該軸的強(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。 3.6.3 軸承壽命的驗算 截三上軸承，軸承6型號為22218C額定載荷為272KN，軸承7的型號為22215C額定載荷為262KN 軸承6上的力 軸承壽命 軸承7上的力 軸承壽命 第4章 液壓式俯采采煤機(jī)牽引部結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 由于設(shè)計參數(shù)種防爆電機(jī)功率50KW所規(guī)定的電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為1470r/min，但是在所選的主泵的轉(zhuǎn)速為970r/min，所以必須采用一級此輪減速來滿足主泵的轉(zhuǎn)速要求，這才能達(dá)到我們設(shè)計所需要的目的和要求。 在設(shè)計的采煤機(jī)牽引部液壓系統(tǒng)時，采用的是中速方案，并且確定傳動比，因此在馬達(dá)至滾輪之間采用三級齒輪加上一級行星齒輪減速，來達(dá)到我們對采煤機(jī)速度的要求。 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 4.2.1 確定電動機(jī)到主泵的傳動比 (4－1) 選取齒輪的齒數(shù)為20，那么由上式得到齒輪=30，這樣我們就可以，查閱相關(guān)手冊選取這樣的一對齒輪。根據(jù)設(shè)計的內(nèi)容和時間上的問題，在這里我們就不 在選取齒輪的規(guī)格型號。 5.2.2 確定馬達(dá)至滾輪傳動比 在設(shè)計時是采用一級齒輪和一級行星輪傳動，根據(jù)所選定=18，=59，， ，=17， ， (4－2) 將所有的已知數(shù)據(jù)帶入上式，可以得出，，所以設(shè)計的傳動系統(tǒng)滿足系統(tǒng)的要求，是采煤機(jī)的牽引速度0～0.55m/min。輔助泵由電動機(jī)經(jīng)和連接在一起，輔助泵在這里的作用是給牽引部液壓系統(tǒng)中的主右路補(bǔ)油和供給控制回路壓力油用的。 4.3 主油泵和馬達(dá)的計算 5.3.1 已知參數(shù) 1. 防爆電機(jī)功率50KW，牽引速度0～0.55m/min，滾筒轉(zhuǎn)速50～95.4rpm 2.牽引部液壓傳動系統(tǒng)的工作壓力P=10～12MPa。 5.3.2 主回路的泵和馬達(dá)的選擇 1.確定液壓馬達(dá)的最大轉(zhuǎn)速： 采用四級齒輪傳動， =161.23 由公式： (5－1) 式中：—采煤機(jī)的最大牽引速度； —液壓馬達(dá)軸至驅(qū)動鏈輪的總傳動比； t — 鏈環(huán)節(jié)距；mm z—鏈輪齒數(shù)，一般取z=5 。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-1)中，就有； =1594r/min 2.確定液壓馬達(dá)的輸出扭矩： 由公式： = (5－2) 式中：—液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩； —采煤機(jī)最大牽引力； —查閱相關(guān)手冊，取280mm； —液壓馬達(dá)軸至驅(qū)動鏈輪的總傳動比； —液壓馬達(dá)軸驅(qū)動輪的總轉(zhuǎn)動功率： —無鏈牽引查閱相關(guān)手冊后，取1。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-2)中，就有： = =135 3.確定液壓馬達(dá)的排量： 由公式： (5－3) 式中：—液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩； —液壓馬達(dá)的排量； —液壓馬達(dá)的機(jī)械效率，由于選擇的是柱塞馬達(dá)，取為0.9-0.95； = —液壓馬達(dá)的有效工作效率；—進(jìn)口壓力；—出口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-3)中，取壓力損失為1 就有： =93.2mL/r 4.確定液壓馬達(dá)的實際輸出流量： (5－4) 式中：—液壓馬達(dá)的實際輸出流量；L/min —液壓馬達(dá)的最大轉(zhuǎn)速；r/min —液壓馬達(dá)的排量；mL/r —馬達(dá)的容積效率。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-4)中，就有： =160L/min 5.確定主油泵的最大輸出流量： (5－5) 式中：—系統(tǒng)漏損系數(shù)和流量裕度系數(shù)，=1.1-1.3，取1.1857 —液壓馬達(dá)的實際輸出流量; L/min —主油泵的最大輸出流量. L/min 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-5)中，就有： L/min 6.確定主油泵的最大工作壓力： (5－6) 式中：—主油路的總壓力損失，初步估算后可取=0.5—1 —進(jìn)口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-6)中，就已知=11， 有： 7.確定采煤機(jī)的最大牽引速度： 有鏈牽引，有公式： (5－7) 將上述的已知數(shù)據(jù)帶入公式(4-7)，就有： =8.5m/min 4.3 主油泵，馬達(dá)及輔助泵（補(bǔ)油泵）的選擇 主油泵1的選擇 根據(jù)上一節(jié)所計算的設(shè)計的內(nèi)容，主油泵應(yīng)該流量大于190L,壓力應(yīng)該大于11.7，這樣就滿足了主油泵在液壓系統(tǒng)的中的工作要求，讓系統(tǒng)能夠正常的運(yùn)行，因此選擇表5－1得到的泵。 表5－1 主油泵的型號及參數(shù) 型號 排量 額定壓力 最高壓力 轉(zhuǎn)速 r/min 容積效率 驅(qū)動功率 KW TZXB732 243.3 16 25 970 64.3 注意事項：1，空載時，采煤機(jī)牽引力由于達(dá)不到最大的T，因此我們可以按T考慮。 截煤時，采煤機(jī)的牽引速度也達(dá)不到最大的牽引速度，因此我們也按V考慮。 2 液壓馬達(dá)2的選擇 在選擇液壓馬達(dá)時，必須要滿足轉(zhuǎn)速要大于我們計算的轉(zhuǎn)速1593.6r/min，另外就是壓力一定要大于工作壓力12，還有就是所選擇的馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩必須大于135.3，但是在選擇時，要考慮到性