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液压传动采煤机截割部的设计,液压,传动,采煤,机截割部,设计
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中 国 矿 业 大 学本科生毕业论文姓 名： 储成龙 学 号： 21040274 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 论文题目： 采煤机截割部的设计 专 题： 指导教师： 刘书进 职 称： 讲师 2008 年 6 月 徐州中国矿业大学毕业论文任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自04 学生姓名 储成龙 任务下达日期：2008年 3 月 15日毕业论文日期：2008 年 3 月 15 日 至 2008 年 6 月 10 日毕业论文题目：采煤机截割部的设计毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：毕业设计内容：题目：采煤机截割部的设计主要技术参数： 适应倾角（）：适应煤质硬度：f =1.82.5截割电机功率：150 kW滚筒转速：37 r/min截割高度范围：1.5m3.2m截深（m）: 0.63滚筒直径：1.6m毕业设计要求:（1）完成采煤机总体方案设计。（2）。（3）设计完成截割部的组件图、零件图。（4）编写完成设计计算说明书。（5）翻译外文文献。院长签字： 指导教师签字：摘 要设计中所介绍的采煤机截割部适用于倾角的中厚偏薄煤层的开采。它传动方式为：电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单。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。该采煤机截割部主要由一个减速箱和四级齿轮传动组成，电动机输出的动力经由三级直齿圆拄齿轮和行星轮系传动，最后驱动滚筒旋转。截割部还采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。在采煤机截割部设计过程中，对各级传动齿轮、轴、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。另在行星齿轮传动中，着重分析了四行星轮的结构设计。采煤机滚筒截齿的配置在本设计中也做了合理的分析和布置。对于摇臂调高液压系统，本设计另外选用电机驱动调高泵，其液压元件的选用也做了适当的说明和介绍。最后本设计对采煤机的使用和维护作了简要的说明。关键词：截割部； 齿轮；行星轮系； 液压； 截齿配置ABSTRACTA cutting unit of shearer introduced in this design applies to the thick and thin seam mining and hearer cutting angle is less than 15. Its drives: Motor-Rocker-planetary gear drive-roller. This means that the motor drive shaft axis parallel with the drum cancels the bevel gear which is easy damaged and makes this drive more skimpily. The cutting motor horizontally layout on the Rocker. Rocker and the fuselage are not power transmission and it cancels spiral bevel gear which is in the vertical structure and structural complexity immigration axis. The cutting unit of shearer mainly includes a slowdown boxes and four gear drives. Outputs power of motor transmits through three straight round prop gear and planetary gear train finally drive drum rotary. The cutting unit also uses single floating structure of four planets, so it reduces the size of the structure. Using a wide-angle bends arm design increased over coal, and improves the effectiveness of the coal loading.In the design of shearer cutting unit process, the levels of transmission gear, shaft. I make the bearings and connected with the flowers and other key components for the design, selection and strength check. In another planetary gear drive, I mainly analysis structure design of the four planetary gear. I also do a reasonable analysis to configuration and layout of Pick shearer drum in the design. Rocker increase for the hydraulic system, the design chooses anther motor which drive in the hydraulic pump. I make a discussion for the selection of hydraulic components. Finally, the graduation design makes a simple explanation about how to use and maintenance the shearer.Keywords: cutting unit; Gear; Planetary gear train; Hydraulic; Pick configuration.目 录1 绪论11.1 采煤机发展历史11.1.1 国外采煤机的发展历史11.1.2 国内采煤机的发展历史11.2 电牵引采煤机的技术特点及趋势41.2.1 电牵引采煤机的发展趋势41.2.2 国内电牵引采煤机的技术特点及发展趋势41.3 采煤机的类型及组成51.3.1 采煤机的类型51.3.2 采煤机的组成62 采煤机的总体方案72.1 采煤机总体方案72.1.1 采煤机总体结构的确定72.1.2 采煤机的适用范围72.1.3 采煤机的主要技术参数72.1.4 采煤机整机主要特点82.2 截割部主要结构的确定82.3 截割部电动机的选择122.4 总传动比及传动比的分配122.4.1 总传动比的确定122.4.2 传动比的分配133 截割部的设计及计算143.1 各级传动的转速、功率、转矩143.2 截割部齿轮的设计计算153.2.1 齿轮1和齿轮2的设计计算153.2.2 齿轮4和齿轮5的设计计算193.2.3 齿轮6和齿轮7的设计计算243.2.4 齿轮1至齿轮9的几何尺寸汇总表283.3 截割部行星机构的设计计算303.3.1 齿轮材料热处理工艺及制造工艺的选定303.3.2 行星机构中主要参数的确定303.3.3 行星机构中各齿轮几何尺寸的计算333.3.4 啮合要素验算343.3.5 齿轮强度验算353.4 轴的设计及校核433.4.1 截轴的设计与校核433.4.2 行星齿轮轴的校核503.5 轴承的寿命校核513.5.1 截轴轴承寿命的计算513.5.2 行星轮轴承寿命的计算523.6 花键联接强度校核523.6.1 截轴花键校核523.6.2 截轴花键校核533.6.3 截轴花键校核543.6.4 太阳轮轴花键校核543.7 滚筒截齿配置553.7.1 滚筒宽度553.7.2 螺旋叶片头数确定553.7.3 螺旋升角的确定563.7.4 截齿配置573.7.5 滚筒截齿的选择604 截割部液压系统624.1 截割部液压系统624.1.1 液压元件基本组成624.1.2 摇臂调高油路工作原理634.2 液压系统的安装及故障654.2.1 液压系统的安装与维护654.2.2 液压系统故障及其处理方法664.3 截割部的润滑及密封675 采煤机的使用和维护685.1 润滑及注油685.2 地面检查与试运转695.3 下井及井下组装695.4 采煤机的井下操作705.5 机器的维护与检修71结 论73参考文献74致 谢86编号：（ ）字 号本科生毕业设计采煤机截割部的设计 储成龙 21040274 机械工程及自动化04-3班题目： 姓名： 学号： 班级： 二八年六月 第78页1 绪论1.1 采煤机发展历史1.1.1 国外采煤机的发展历史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。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。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。至此，缓倾斜中厚煤层的综采机械化问题已经基本得到解决，专家开始对实现厚煤层、薄煤层、急倾斜及其它难采煤层开采的综采机械的研发，以适用不同的开采条件。1.1.2 国内采煤机的发展历史我国采煤机发展始于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MD-150型双滚筒采煤机。70年代中后期，又制造出MLS3-170型双滚筒采煤机。那时我国采煤机的发展有以下特点： 装机功率小； 有链牵引，输出牵引力小； 牵引速度低； 自开切口差； 工作可靠性较差。到了20世纪80年代是我国采煤机发展的兴旺时期，当时世界主要采煤机生产国如英国、德国、法国、波兰、日本等都进入了中国市场，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。据初步统计，20世纪80年代我国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。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，之后电牵引采煤机则应势而出。最早的也是世界第一台直流电牵引（他励）采煤机是由德国艾柯夫公司1976年研制的EDW-150-2L型采煤机，同年美国久益公司也研制出1LS直流（串励）电牵引采煤机。近年来电牵引采煤机的使用日趋增多：1991年报导美国电牵引采煤机占采煤机总量的65，德国51，澳大利亚46；1994年美国98.7，只有一台液压牵引采煤机。我国也重视电牵引采煤机的发展，1987年从美国久益公司引进了3LS直流电牵引采煤机2台，在鹤岗矿务局兴安煤矿使用；1990年我国鸡西煤矿机械厂生产了MG463DW型直流电牵引采煤机：1994年西安煤矿机械厂生产了MXA-380型直流电牵引采煤机，1996年生产了MXB-880型直流电牵引采煤机。目前，我国采煤机也以电牵引为主流，它具有如下优点： 牵引特性较好采煤机牵引负载特性在截割时多为恒转矩特性，所需动力机械特性为硬特性；调动时是恒功率特性，所需动力机械特性为软特性。这对于电动机或泵马达系统只有调速才能满足这种恒转矩恒功率的负载特性，这种特性是人为机械特性，即负载的变化按人规定的规律来变化。 机械传动效率高电牵引没有能量多次转换问题，总效率可达0.9以上，而液压牵引一般在0.650.70。 牵引力大，牵引速度高液压牵引性能指标的提高，必须采用大功率液压泵和液压马达，其寿命较短，可靠性较差，这也限制了截割功率进一步增大。目前电牵引采煤机的牵引力可达950kN；电牵引采煤机的牵引速度已达到：截割时812m/min，最大可达25 m/min，装机总功率：电牵引已达到1530kW，而液压牵引为900kW和1000kW。 工作可靠性提高ELECTRA1000电牵引采煤机在美国、英国、一些矿的可用率为9698；液压牵引采煤机的可用率一般在5060以下。 易于实现微机自动控制由于微机控制的功能齐全、计算速度极快、与电牵引电控的电参数容易配合，因此，易于实现工况监测、机电保护、故障诊断、数据显示。特别是动态响应很快，德国EE23电牵引部的自动调整时间只需持30ms；而液压牵引的自动调整时间一般在1020s。 机械传动和结构较简单电牵引采煤机采用了多电机和独立驱动、模块式结构设计，使传动系统和结构简化。特别是截割电动机横向布置，取消了寿命较短、传动效率较低、调整啮合间隙较复杂圆锥齿轮。 生产率显著提高由于牵引力大、牵引速度高、截割电动机功率大，尤其是故障率非常低，因而使生产率大大提高。1.2 电牵引采煤机的技术特点及趋势1.2.1 电牵引采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过27年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下: 电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。 结构形式向多电机驱动横向布置发展。 监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。 性能参数向大功率、高参数发展。 综合性能向高可靠性和高利用率发展。1.2.2 国内电牵引采煤机的技术特点及发展趋势 电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点国内从90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。 装机功率不断增加 为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率(包括截割功率和牵引功率)均在不断加大，最大已达1020kW，其中截割电机功率达450kW，牵引电机功率达250kW。 牵引速度和牵引力不断增大电牵引采煤机最大牵引速度已达14.5m/min，牵引力已普遍增大到450600kN。 电机横向布置总体结构发展迅速 近年来，我国基本停止了截割电左尼纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。 控制系统日趋完善 采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系统，实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能;研制成功井下无线电离机控制并得到推广使用。 滚筒截深不断增大目前已由630mm增至800mm，预计今后可能增至1000mm。 采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标 随着高产高效矿井的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产7000 10000t水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。 国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近15年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。1.3 采煤机的类型及组成1.3.1 采煤机的类型 滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.3.2 采煤机的组成 采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图1.1）。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。 如图1.1 双滚筒采煤机滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180。底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。 2 采煤机的总体方案2.1 采煤机总体方案2.1.1 采煤机总体结构的确定该采煤机主要由以下几部分组成。左、右摇臂，装在摇臂上的两台150KW电机，左、右螺旋滚筒等组成左右对称的两大可摇动调高的截割机构；左、右行走部；左、右牵引部；液压传动部和电控部以及底托架等组成主体部分。下面分别装有导向及平滑靴，调高油缸等。此外还有内外喷雾冷却系统。采用多电机驱动、横向布置（电机）积木组合，各部件之间为干式对接可采中厚偏薄煤层中的硬煤。是比较理想的更新换代机型。2.1.2 采煤机的适用范围该机主要定位适用于倾角的中厚偏薄煤层的开采，煤层中不应有坚硬的或较厚的该类夹杂物，以及落差较大的断层。2.1.3 采煤机的主要技术参数主要技术参数及配套设备：采高（m）：1.53.2；适应倾角（）：；煤质硬度 : ；截深（m）：0.63；滚筒直径 （m）：； 电压（V）：1140；牵引形式 ：机载交流变频调速销轨式；调高泵型号：A2F12R4P1；泵电机型号：YBRB-11；截割电机型号：YBCS3-150C；牵引电机型号：YBQYS3-40；供水泵型号：PB-320/6.3；装机功率（kW）：391；（其中两个截割电机2150kW两个牵引电机240kW，一个泵电机11kW，共计215024011=391kW）2.1.4 采煤机整机主要特点1）机身矮，装机功率大。截割电机容量调整范围宽。通过调整截割电机的容量，可实现一机多型。2）整机为无底托架积木式组合结构。各部件之间为干式对接，对接面之间无任何机械或液压传动关系。机身三大部件之间使用高强度 T形螺栓和四个楔形哑铃销以及两个150定位销连接和紧固，提高了大部件之间联接的可靠性。3）截割电机、牵引电机的启动、停止等操作采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。4）所有电机横向布置。机械传动都是直齿传动。电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出。故传动效率高，容易安装和维护。5）液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换；6）截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。7）截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大8）调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。9）行走箱与牵引部为干式对接，拆行走箱后，牵引部不漏油。行走箱内为干油润滑，行走轮轴承寿命高。2.2 截割部主要结构的确定截割部功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。同时，传动装置还应适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的8090，因此要求设计出的截割部具有高的强度、刚度和可靠性，良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。采煤机截割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种(图2.1)：图2-1 截割部传动方式1电动机；12固定减速箱；3摇臂；4滚筒；5行星齿轮传动； 6泵箱；7机身及牵引部 电动机固定减速箱摇臂滚筒(如图2-1(a)。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制，故卧底量较小。DY-150、BM-100型采煤机均采用这种传动方式。 电动机固定减速箱摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(b)。这种方式在滚筒内装了行星传动，故前几级传动比减小，简化了传动系统，但筒壳尺寸却增大了，故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤机中采用。 电动机减速箱滚筒(图2-1(c)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高(称为机身调高)，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。MXP-240和DTS-300型采煤机采用这种传动方式。 电动机摇臂行星齿轮传动滚筒(图2-1(d)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。对比以上传动方式，我设计的截割部传动方式为:电动机摇臂行星齿轮传动滚筒。（如图2.2）该截割部采用销轴与牵引部联结，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。图2.2 截割部传动系统该截割部有以下特点： 电机横向布置,机械传动都是直齿传动故传动效率高，容易安装和维护。 截割电机采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。 液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换。 截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。 截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大 调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。2.3 截割部电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为150KW，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。所以选择由抚顺厂生产的三相鼠笼异步防爆电动机，型号为YBCS3150,其主要参数如下： 额定功率：150kW； 额定电压：1140V； 满载电流：98A； 额定转速：1470r/min； 满载效率：0.915； 绝缘等级： H；满载功率因数：0.85； 接线方式： Y； 质量： 1150Kg； 冷却方式：外壳水冷该电动机输出轴上带有矩形花键，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。2.4 总传动比及传动比的分配2.4.1 总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 电动机满载转速 r/min滚筒转速 r/min2.4.2 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2.3）：a太阳轮 b内齿圈c行星轮 x行星架图2.3 NGW型行星机构该行星齿轮传动机构主要由太阳轮a、内齿圈b、行星轮c、行星架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0.970.99,传动比一般为2.113.7。如图27所示，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2.79。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：则其他三级减速机构总传动比：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MG150/391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：3 截割部的设计及计算3.1 各级传动的转速、功率、转矩各轴转速计算（惰轮比改变转速 ）：从电动机出来，各轴依次命名为、轴。轴 轴 轴 轴 各轴功率计算：轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW式中 滚动轴承效率 =0.99 闭式圆柱齿轮效率 =0.98 花键效率 =0.99各轴扭矩计算:轴 轴 轴 轴 将上述计算结果列入下表（表2.1）：表2.1轴号输出功率P（kW） 转速n(r/min)输出转矩T/(Nm)传动比轴147.021470955.131.79轴142.63轴135.63821.231577.23轴130.27480.252590.481.71轴126.392.29轴122.62轴117.78209.725363.343.2 截割部齿轮的设计计算3.2.1 齿轮1和齿轮2的设计计算齿轮1和惰轮2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)选择齿轮材料查文献1表8-17 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火。2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式（864）得齿宽系数 查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 06小轮齿数 初取=19惰轮齿数 34.01齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩 载荷系数 由文献1式（854）得使用系数 查文献1表820动载荷系数 查文献1图857得初值齿向载荷分布系数 查文献1图860齿间载荷分配系数 由文献1式(855)及得 1.883.2(1/19+1/34)=1.62查文献1表821并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查文献1表822节点影响系数 查文献1图8-64重合度系数 查文献1图865许用接触应力 由文献1式 得接触疲劳极限应力 查文献1图869应力循环次数 由式得 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)硬化系数 查文献1图871及说明 接触强度安全系数，查文献1表827，按较高可靠度查， 取故的设计初值为齿轮模数 查文献1表83，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1.11， 8小轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 圆整齿宽 惰轮齿宽 小轮齿宽 3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算由式 齿形系数 查文献1图867 小轮 大轮应力修正系数 查文献1图868 小轮大轮重合度系数,由文献1式867许用弯曲应力由文献1式871 弯曲疲劳极限 查文献1图872弯曲寿命系数 查文献1图873尺寸系数 查文献1图874安全系数 查文献1表827则 4) 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径：齿距：齿厚： 齿槽宽e：基圆齿距： 顶隙： HRC 5662公差组6级0.6=19341.79合适1.751.111.081.0482.50.9182.862.46=1.55=1.6411.6齿根弯曲强度足够3.2.2 齿轮4和齿轮5的设计计算齿轮4和齿轮5使用直齿圆柱齿轮，设计及强度校核如下：计算及说明结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 齿轮选用20GrMnTi渗碳淬火许用接触应力 由式得接触疲劳极限应力 查图869应力循环次数由式得 则 查图870得接触强度得寿命系数 硬化系数 查图871及说明 接触强度安全系数 查表827，按可靠度查 取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1表814，表815选取小轮分度圆直径，由文献1 式（864）得齿宽系数查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取06小轮齿数大轮齿数 35.91圆整取 =36齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩载荷系数 由式（854）得使用系数 查表820动载荷系数 查图857得初值齿向载荷分布系数 查图860 齿向载荷分配系数 由式855及得 1.883.2(1/21+1/36)=1.64查表821并插值 1.1则载荷系数的初值 弹性系数 查表822 , 节点影响系数 查图864 ,重合度系数 查图865故的设计初值为齿轮模数 查表83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1.18， 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)齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式 齿形系数 查图867 小轮 大轮应力修正系数 查图868 小轮大轮重合度系数,由式867许用弯曲应力由式871 弯曲疲劳极限 查图872弯曲寿命系数 查图873尺寸系数 查图874安全系数 查表827则 4)齿轮几何尺寸计算分度圆直径 ：齿顶高 ：齿根高 ：齿顶圆直径：齿根圆直径：基圆直径：齿距：齿厚： 齿槽宽e：基圆齿距：顶隙： HRC 56621合适公差组7级06=21361.711.751.181.081.12.50.872.712.45=1.58=1.640.982合格3.2.3 齿轮6和齿轮7的设计计算齿轮6和惰轮7使用直齿圆柱齿轮，具体的设计及强度校核如下：计算及说明结果1)选择齿轮材料查文献1表8-17 两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 估取圆周速度，参考文献1表814，表815选取小轮分度圆直径，由式文献1（864）得齿宽系数：查文献1表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 齿轮齿数 惰轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内齿轮转矩 载荷系数 由文献1式（854）得使用系数 查文献1表820 1.75动载荷系数 查文献1图857 齿向载荷分布系数 查文献1图860 齿间载荷分配系数由文献1式(855)及得查文献1表821并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查文献1表82节点影响系数查文献1图8-64（）重合度系数查文献1图865 许用接触应力 由文献1式 得接触疲劳极限应力 查文献1图869应力循环次数 由文献1式得 则 查文献1图870得接触强度得寿命系数 ,(不许有点蚀)硬化系数 查文献1图871及说明接触强度安全系数查文献1表827，按较高可靠度查， 取故的设计初值为 齿轮模数 查文献1表83 齿轮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 齿轮分度圆直径 惰轮分度圆直径 中心距 圆整齿宽 圆整齿轮齿宽 惰轮齿宽 2)齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献1式 齿形系数 查文献1图867 齿轮 惰轮 应力修正系数 查文献1图868齿轮 惰轮 重合度系数 由文献1式867许用弯曲应力 由文献1式871 弯曲疲劳极限查文献1图87弯曲寿命系数 查文献1图873 尺寸系数 查文献1图874安全系数 查文献1表827则 2) 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径：齿距：齿厚： 齿槽宽e：基圆齿距： 顶隙： HRC 5662公差组8级0.6=17281.65合适1.751.081.021齿根弯曲强度足够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。3.2.4 齿轮1至齿轮9的几何尺寸汇总表各个齿轮的几何尺寸如下表：齿轮1的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮2的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮3的尺寸与齿轮2相同： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮4的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮5的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮6的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮7的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 齿轮8的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮9的几何尺寸： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 a 3.3 截割部行星机构的设计计算已知：输入功率kW,转速=209.72 r/min，输出转速=37r/min3.3.1 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262302HBS.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。3.3.2 行星机构中主要参数的确定 行星机构总传动比：i=5.67，采用NGW型行星机构。 行星轮数目, 要根据文献3表2.9-3及传动比i，取。 载荷不均衡系数，采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构， 取 =1.15 配齿计算太阳轮齿数 式中 取 c=21（整数） 内齿圈齿数 行星轮齿数 取 a-c齿轮接触强度初步计算，按文献3表14-1-60中的公式计算中心距： 1) 齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数，按文献3表2-28，取 =12) 输入扭矩 3) 设载荷不均匀系数 4) 在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩： 5) 查文献3表14-1-61，得接触强度使用的综合系数K=2.0（K=1.62.2）齿数比 6) 取齿宽系数 初定中心距，将以上各值代入强度计算公式，得： 取 7) 计算模数取标准值 8) 未变位时中心距a9) 初选啮合角j：，由文献3图14-5-2，取10) 中心距变动系数，11) 实际中心距 取12) a-c齿轮传动的主要尺寸 A实际中心距变动系数 B实际啮合角 C总变位系数 D分配变位系数 根据 和 因此，取 （见文献3 ）则13) 齿顶降低系数 c-b传动啮合角， 式中， 所以 1) 变位系数和 2) 中心距变动系数 3) 齿顶降低系数 4) 分配变位系数 3.3.3 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 齿顶高系数 太阳轮，行星轮，内齿轮顶隙系数 太阳轮，行星轮 内齿轮 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由表2.5-12, 取 则 取 3.3.4 啮合要素验算 a-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 “”号正号为外啮合，负号为内啮合角 端面节圆啮合直齿轮 则（mm）C.端面重合度 c-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 =51mmC.端面重合度 3.3.5 齿轮强度验算 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。） 确定计算负荷名义转矩名义圆周力 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， (h) (h) 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（较大冲击）B.动负荷系数因为和可根据圆周速度：和 由文献3图2.4-4，查得6级精度时：C.齿向载荷分布系数由文献3表2.4-8查得渗碳淬火齿轮 由文献3表2.4-9， 由文献3表2.4-8查得， 根据和,由文献3图2.4-5,查得 式中： D.齿间载荷分布系数因由文献3图2.4-6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3表2.4-11查得 （钢钢）G.齿形系数根据和，由文献3图2.4-14查H.应力修正系数由文献3图2.4-18,查得 I.重合度系数 J.螺旋角系数因 得 得 齿数， 接触应力的基本值 接触应力 弯曲应力的基本值 齿根弯曲应力 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3图2.4-7,得 B.润滑系数因和由文献3图2.4-9，查得 C.速度系数因 ，由文献3图2.4-10，查得D.粗糙硬化系数因 和 由图2.4-11， 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3表2.4-15 ，查得 许用接触应力 接触强度安全系数 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 因,查文献3图2.4-8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3表2.4-16,得 许用弯曲应力 弯曲强度安全系数合格 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。 名义切向力 应力循环次数 式中 内齿轮相对于行星架的转速 r/mim； 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3图2.4-4查得， （7级精度）C.齿向载荷分布系数由文献3表2.4-8，查得调质钢，由文献3表2.4-9，得 由文献3表2.4-10，查得 （因为 齿宽100b200） 根据和由图2.4-5，查得式中 D. 齿间载荷分布系数因由图2.4-6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3表2.4-11，查得 G.齿形系数由文献3图2.4-14，查得 H.应力修正系数由文献3图2.4-18,查得 I.重合度系数J.螺旋角系数，因 得 得 齿数， 接触应力的基本值 接触应力 弯曲应力的基本值 齿根弯曲应力 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3图2.4-7,得 B.润滑系数因和由文献3图2.4-9，查得 C.速度系数因，由文献3图2.4-10 查得D.粗糙度硬化系数因和由文献3图2.4-11查得 E.工作硬化系数内齿轮齿面硬度为 由公式得 F.尺寸系数 由文献3表2.4-15 ，查得 许用接触应力 接触强度安全系数 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 因,查文献3图2.4-8得 C.相对齿根圆角敏感系数因,由文献3图2.4-20,查得 D.齿根表面状况系数 E.尺寸系数，由文献3表2.4-16,得 许用弯曲应力 弯曲强度安全系数 合格3.4 轴的设计及校核3.4.1 截轴的设计与校核1）轴上的转矩 =1577.23Nm2）求作用在齿轮上的力截轴上大齿轮分度圆直径为：圆周力，径向力和轴向力的大小如下图 A小轮分度圆直径为： 3）确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理。按文献2式4-2初估轴的最小直径, 查文献2表4-2 取A=118，得 轴段 用于安装调心滚子轴承 选取轴承为22219c 4）轴的结构设计(1)按轴向定位要求确定各轴段直径和长度(如图A)轴段 根据所选取的轴承,取轴段直径 轴段 该轴段安装齿轮，两齿轮中间用套筒隔开，取 ,小齿轮另一端直接和轴承Nj419内齿圈连接。轴段 根据所选圆柱滚子轴承NJ418/ ,确定出 (2)轴上零件的周向定位两个齿轮均采用花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较高的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力高，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小。选矩形花键型号为：轴承与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径公差取为。轴端倒角 5）轴的强度校核：首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：(1)轴的计算简图 （如下图3.1）(2)求支反力水平面：垂直面：(3)计算弯矩水平面弯矩：垂直面弯矩： 合成弯矩： (4)扭矩：(5)计算当量弯矩：轴的计算简图（图3.1）(6)进行强度校核轴的材料为45钢，调质处理， 查文献2表41得 ,取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。分析可知危险截面为截面(2)计算危险截面应力截面右侧弯矩M为截面上的扭矩T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 因弯矩为对称循环，故弯曲平均应力扭剪应力幅 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45钢，调质处理，由文献2表41查，轴肩圆角处的有效应力集中系数根据 ，由文献2图417经插值可得： 尺寸系数、,根据轴截面为圆截面查文献2图418得：0.62 =0.83表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查文献2图419，得:0.88材料弯曲扭转的特性系数、取0.1 0.5 =0.05可得: 所以强度足够,该轴安全。3.4.2 行星齿轮轴的校核1）计算作用在齿轮上的力 轴上的转矩 求作用在齿轮上的力行星轮轴上的齿轮分度圆直径为 圆周力和径向力的大小如下：2）初步确定轴的径选取轴的材料40，调质处理，按式4-2初估轴的最小直径，查文献2表4-2，取A=98，可得3）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 轴段 用于安装轴承和齿轮，取调心滚子轴承，轴承代号为22314C/,因此取d=70mm 轴段 3）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校核轴的强度轴的材料为40Cr，调质处理，由文献2表4-1查得,则，即，取，则：该轴强度通过，合格。3.5 轴承的寿命校核3.5.1 截轴轴承寿命的计算1）计算轴承支反力采用在轴的校核中的数据 合成支反力(2)轴承的当量动载荷(3)轴承的寿命查文献2表5-9，5-10得 经计算，轴承寿命全部合格。3.5.2 行星轮轴承寿命的计算1) 每个轴承上的径向载荷 选用轴承为22314c 查文献2表5-9，5-10得 2) 轴承的寿命 经计算，所选轴承的寿命合格。3.6 花键联接强度校核3.6.1 截轴花键校核 截轴选用矩形花键 强度校核按文献2-51公式式中 传递的转矩；载荷分配不均匀系数，一般取=0.70.8；齿数齿的工作长度花键的平均直径 mm花键齿的工作高度，mm渐开线花键许用压强查表2-23=（1020）则: 经计算，强度校核通过。3.6.2 截轴花键校核 截轴选用矩形花键 强度校核按文献2-51公式式中 传递的转矩；载荷分配不均匀系数，一般取=0.70.8；齿数齿的工作长度花键的平均直径 mm花键齿的工作高度，mm渐开线花键许用压强 查表2-23=（1020）则: 经计算，强度校核通过。3.6.3 截轴花键校核 截轴选用矩形花键 强度校核按文献2-51公式式中 传递的转矩；载荷分配不均匀系数，一般取=0.70.8；齿数齿的工作长度花键的平均直径 mm花键齿的工作高度，mm渐开线花键许用压强查表2-23=（1020）则: 经计算，强度校核通过。3.6.4 太阳轮轴花键校核 选用矩形花键型号为 按式文献2-51公式 代入数据得 经计算，强度校核通过。3.7 滚筒截齿配置3.7.1 滚筒宽度滚筒宽度B是滚筒边缘到端盘最外侧截齿齿尖的距离。一般滚筒的实际截深小于滚筒的结构宽度。为有效利用煤的压张效应，减小截深是有利的，但截深太小，则对采煤机生产率有影响。我国滚筒宽度系列（单位mm）为500，600，630，700，750，800，900和1000，本设计截割滚筒宽度取B=630mm。端盘置于滚筒靠煤壁侧，其外围按截齿配置顺序焊装齿座，也可在其端面焊装齿座。端盘是铸件，叶片是分段热压成型。端盘成锥形，其特点是刚性大，工作中不易变形是，可避免煤壁与端盘接触，减小截割阻力和侧向阻力。端盘上开有腰形孔，以便截煤时靠煤壁侧的碎煤排入滚筒再往输送机推运。为延长螺旋叶片的使用寿命，在其装煤口处堆焊耐磨合金，增加耐磨性。为防止端盘与煤壁相碰，端盘边缘的截齿向煤壁倾斜。由于端盘上的截齿深入煤体，工作条件恶劣，故截距较小，越往煤体外截距越大。一般端盘厚度4050mm，倾角。3.7.2 螺旋叶片头数确定螺旋叶片是滚筒排运煤的构件。滚筒上通常焊有24条螺旋叶片。螺旋叶片通常由低碳碳素钢或低合金钢的钢板压制成形。螺旋叶片头数主要是按截割参数的要求确定的，对装煤效果影响不大。通常螺旋叶片头数为Z=24，为便于截齿排列，目前使用双头螺旋叶片的滚筒较多。从运煤条件出发，当滚筒转一周时，螺旋叶片应能将煤推出一个叶片宽度，即，但在时，螺旋头数必须满足，否则滚筒圆周上将有一部分没有叶片，使滚筒无法顺利运煤。大直径滚筒要求装煤能力高，所以增加螺旋头数可增加导程和升角，以适应装煤要求。同时还可以增加同一截线上的截齿数，使切削深度减小，对开采硬煤是必要的。3.7.3 螺旋升角的确定螺旋升角对装煤过程的影响是比较复杂的。在其它条件相同的前提下，螺旋升角越大，碎煤沿滚筒轴线方向移动得越快，但同时螺旋叶片把碎煤带过滚筒而形成的循环煤量也增多。截齿的最大切削深度受到最大截距的限制，如下图（图3.7）图3.7.1 和的关系由文献5公式 （3-7），得 式中， 截齿的最大切削深度 cm ：牵引速度，r/min ,一般采煤机牵引速度可达(812),取=12 m/min；同一截线上的截齿数，m=2；滚筒转速， r/min； 因此 由文献5公式 （3-1），得 式中， 截齿截刃宽度；截槽两侧煤的崩裂角，脆性煤崩裂角可取为；韧性煤可取为3035；由设计要求取=。因此 根据文献5公式（3-2），得 因此，取 螺旋叶片外缘直径： =148cm双头螺旋滚筒的叶片围包角一般取，三头时取，四头时取为宜。由下式可见，围包角的要求限制了的最大可取值，一般。叶片之间应有适当的衔接。否则，在截煤过程中叶片交替时，滚筒载荷有突变，影响运行的稳定性。根据文献5公式（3-6）， 得每个叶片对螺旋滚筒的围包角： 式中 双头螺旋滚筒的叶片围包角，一般取；叶片宽度， =630-50=580cm ；螺旋叶片外缘直径，cm ；叶片外缘的螺旋升角；因此 苏联煤矿机械设计研究院认为：滚筒叶片的平均螺旋升角为2022时，滚筒的装煤效果比较好。这个螺旋升角的范围很窄。目前国内外使用的采煤机滚筒螺旋叶片升角范围相当宽：叶片外缘升角为630，内缘升角为1653。装煤效果也大不一样。 所以，求得的叶片外缘的螺旋升角符合一般规律。3.7.4 截齿配置截齿在螺旋滚筒上的配置直接影响滚筒截割性能的好坏。合理配置截齿可使块煤率提高，粉尘减少，比能耗降低，滚筒受力平稳，采煤机运行稳定。一般截齿配置的原则是： 保证把被截割煤全部破落下来。 截割下来的煤块度大、煤尘少、比能耗小。 滚筒载荷均匀，动负荷和振动较小，采煤机运行平稳。截齿在螺旋滚筒上的配置情况用截齿配置图来表示。如下图该型采煤机截齿配置图，它是截齿齿尖所圆柱面的展开图。水平直线表示齿尖的运动轨迹（截线），相邻截线间的距离就是截距。竖线表示截齿的位置坐标。圆圈表示截齿的位置，黑点表示安装角不排列，属顺序式截槽。滚筒端盘截齿排列较密，为减少端盘与煤壁的摩擦损失，截齿倾斜安装，属顺序式配置，其方向与叶片上截齿排列的方向相反。紧靠被截煤壁的截齿倾角最大，属半封闭式截槽。靠里边的煤壁处顶板夸张效应弱，截割阻力较大，为了避免截齿受力过大，减轻截齿过早磨损，端盘截齿配置的截线加密，截齿加多，端盘截齿一般为滚筒总截齿数的一半左右，端盘消耗功率一般约占滚筒总功率的1/3。1.叶片截齿配置截齿的配置应利于采出的块煤多，产生的煤尘少；截割阻力要比较均衡地作用在滚筒上，以提高采煤机的工作平稳性。为了保证滚筒截荷比较平稳，截齿应该均匀地分布在滚筒周围。采煤机螺旋滚筒的截齿配置一般都属于顺序式配置和正常棋盘式配置。顺序式配置时，截齿是一个紧挨着一个进行截煤的。每个截齿(端盘截齿除外)受到朝煤壁方向作用的侧向力。正常棋盘式配置时，截齿是按一个跳一个次序进行截煤的，因切屑断面接近对称，截齿所受侧向力基本上能够保持平衡；又因切屑断面比较大，截割比能耗较低。综合因素参考，本设计采用顺序式配置。截齿在螺旋滚筒上的配置情况用截齿配置图来表示（图3.7.2）,图3.7.2 采煤机截齿配置图2.端盘截齿配置端盘截齿配置应遵循以下原则：端盘截齿处在滚筒中最恶劣的工作位置，因而，端盘截齿要布置多些，其数量主要取决于煤质硬度和滚筒直径。若煤质硬度大或滚筒直径大，截齿数就多上些；反之，可少一些。端盘截齿的排列应保证各截齿受力尽量均衡，以免过多发生掉齿现象。端盘截齿在圆周方向上的间距要尽量均衡，使之与蜗旋叶片的截齿相匹配。端盘上的截齿密度很大，是指单从几何方面考虑可能容纳的最多截齿。在确定端盘的最多截齿数时，应考虑齿座之间或齿座与喷嘴之间是否干涉。端盘截齿数初步确定后，就可确定端盘截线数，并在每条截线上进行截齿的分配。端盘截齿的工作条件接近半封闭截割，故端盘截齿安装得较密，即截距缩小，而且越贴近煤壁，截距越小。端盘截齿一般为滚筒总截齿数的一半左右，端盘消耗功率一般约占滚筒总功率的1/3，端盘第一条截线（从煤壁侧算起）上的截齿工作条件最差，故配置的截齿最多。从煤壁到采空区侧各条截线上的截齿数相对有所减少，但最少不少于叶片头数。当截割硬煤或包裹体含量较多的煤层时，端盘截齿应排列得较密；而截割软煤或包裹体含量较少的煤层时，端盘截齿应排列得较疏一些。但截线数不宜过多，最多为6条左右。端盘上的截距都是靠调整齿座倾角获得，向煤壁的倾角用“+”号，向采空区侧用“一”号表示。由图可见，端盘部分的截齿较密，每条截线上的截齿数一般为m+(23)个(m为叶片部分每条截线上的截齿数)。叶片部分截距一般为t=3265 mm，小值适用于硬煤。端盘上的截齿齿尖应排成弧形，第一条截线上截齿安装角，以利斜切煤壁，截齿截刃最好倾斜，与煤壁间留有间隙。端盘截齿一般有24组，每组有57条截线，另还有一个齿，26个倾斜安装的截齿，最大倾角可达40，倾角应顺滚筒转向从小到大顺序排列，截距应从煤壁向外逐渐增大。每组截齿中还可设一个向采空区倾斜2030的截齿，以抵消一部分滚筒轴向力。端盘截齿的配置对整个滚筒的工作有不容忽视的影响。切向截齿难于完全满足这些要求，故不宜用作端盘截齿。3.7.5 滚筒截齿的选择截齿是采煤机直接落煤的刀具，截齿的几何形状和质量直接影响采煤机的工况、能耗、生产率和吨煤成本。经验证明，改进截齿结构，适当加大截齿长度，增大切削深度，可以提高煤的块度，降低煤尘。对截齿的要求是强度高、耐磨、几何形状合理、固定牢靠。截齿齿身常用3035CrMnSi，3035SiMnV或40Cr钢制作，并经调质处理，齿头部镶嵌碳化钨硬质合金。截齿由齿体和硬质合金头两部分组成。按截齿齿头几何形状分扁形截齿和锥形截齿两种，按截齿安装方式分径向截齿和切向截齿两种。扁截齿即刀形截齿，它是沿滚筒径向安装在螺旋叶片和端盘的齿座中的(图3.7.3)，故又称为径向截齿。为提高耐磨性能，截齿头部镶嵌有硬质合金。扁截齿可截割不同硬度和韧性的煤，适应性较好。镐形截齿分为圆锥形截齿(图3.7.4)和带刃扁截齿。镐形截齿基本上是沿滚筒切向安装的，故又称切向截齿。镐形截齿落煤时主要靠齿尖的尖劈作用楔入煤体而将煤碎落，故适用脆性及裂隙多的煤层。圆锥形截齿的齿尖是由硬质合金做成的，齿身头部也堆焊一层硬质合金，增加了耐磨性。这种截齿形状简单、制造容易，从原理上讲，截煤时截齿可绕轴线自转而自动磨锐。 (a) (b)图3.7.3 刀形截齿及其固定1-刀体；2-齿座；3-销子；4-橡胶套；5-硬质合金头图3.7.4 镐形截齿调查表明，现行刀型截齿的主要失效形式为：1) 硬质合金头脱落；2) 截齿齿身偏磨；3) 硬质合金头折断；4) 硬质合金齿尖的磨损。其中，1),2)两项占失效截齿的90%以上。分析其原因有二：一是由于焊接质量差造成的硬质合金头脱焊；二是截齿齿身磨损后造成的硬质合金头脱落。硬质合金头脱落以后，截齿就丧失了其切割煤岩的作用一一很快失效。值得注意的是，失效截齿中，绝大多数齿身严重磨损，有的截齿头部完全磨秃(至齿颈处)肩的则偏磨成刀片状。在截齿头部焊接硬质合金头，其目的就是利用硬质合金材料的优良切削性能进行煤岩切割。要保证截齿在切割过程中与煤岩相接触的部分完全是硬质合金材料，而非截齿基体材料。因为截齿基体的快速磨损将使硬质合金头失去依靠，从而导致截齿过早失效。显然，如果截齿基体材料和硬质合金头具有足够的强度和冲击韧性，而且它们之间的联结强度又足够的话，那么截齿的失效就以其硬质合金齿尖的磨损为主要形式，截齿的工作寿命就可大大提高。由以上分析，我所采用的是镐形截齿。4 截割部液压系统4.1 截割部液压系统4.1.1 液压元件基本组成我所设计的采煤机截割部左、右都使用一套液压系统，可实现两种功能：截割滚筒摇臂调高液压缸的供油；液压制动闸供油。液压元件主要有：调高泵，高、低压溢流阀，阀块（双向液力锁和安全阀的组合阀），过滤器，液压制动闸，油压表，调高手把设置在采空区侧，另外，调高液压缸设置在底托架上。 点接触轴向柱塞泵该泵是一种斜盘式点接触轴向柱塞弹簧复位的定量柱塞泵。其主要技术参数如下：每转排量 16L/min最大转速 1450r/min泵的工作原理：该泵共有6个液压缸，上、下部均有排油口。吸油口利用每个液压缸缸壁圆周上所设置的6个通孔，在柱塞重新越过这些通孔时，柱塞缸的吸油口就被关闭，然后随着柱塞的向右移动，液压缸内的油液就经排油阀向排油口排出。柱塞的往复运动由泵轴上的斜盘和每个柱塞上的弹簧产生。斜盘通过衬套装在轴上，并通过单列向心推力球轴承承受来自柱塞上的轴向力。斜盘旋转时，轮流挤压柱塞进行排油。装在每个柱塞上的弹簧，利用复位力使柱塞向左移动进行吸油，并使柱塞左端始终与斜盘相接触。 手动换向阀手动换向阀和右调高手动换向阀均为H型三位四通换向阀。当阀处于中位时，P口和O口相通。当阀处于左位时，P、B口相通，A、O口相通；右位时，A、P口相通，B、O口相通。松开手把时，两端弹簧恢复中位。采用H型三位四通阀主要是为调高和破碎滚筒能更好地配合，并简化控制油路。 电磁阀电磁铁无信号时，A、O口相通，P口断开，和油池相通；电磁铁带电时，P、A口相通且通油池，O口不通。失电时弹簧复位。 调高液压缸调高液压缸用来调节滚筒摇臂，缸体头部装有带安全阀的双向液力锁。双向液力锁的工作原理：当B口进油时，高压油打开右单向阀进入液压缸右腔；同时高夺油控制左单向阀打开，液压缸左腔油液回油，摇臂抬高。当摇臂调高至所需位置时，松开调高手把，手动换向阀复位回到中位，液力锁将两油腔锁定。A口进油工作原理相同，摇臂下落。当摇臂载荷超安全阀的整定压力时，安全阀泄油实现安全保护。4.1.2 摇臂调高油路工作原理摇臂调高油路工作原理：左端齿轮泵(如下图4.1)将压力油通过控制摇臂调高电磁阀的左阀位进入调高液压缸的无杆腔，使摇臂抬起调高。反之，通过该阀的右阀位进入液压缸的活塞杆腔，使摇臂回落。要注意的是，为了使摇臂锁定在某一位置，必须要有单向阀封闭回油路；为了避免摇臂上升切顶或下沉切底时使油压瞬时升高，在单向阀处并联一个双液控压力阀（整定值为23Mpa）。双液控压力阀除控制压力外，在升降摇臂时还同时打开液压缸的回油路。图4.1 摇臂调高液压系统液压泵经过粗过滤器从油箱吸油，其实际排量为16L/min。在摇臂调高时，调高液压缸需克服一个较大的反力矩，这样液压泵2排出的油液需具有一定的压力。另一方面，为了防止过高的油压可能使液压泵2及附件损坏，该系统中设置1个高压安全阀，调定压力为20MPa。在系统工作时，液压泵出口处的压力将保持在调定的压力范围内。当调节手动换向阀均处于中位时，油液经换向阀，低压溢流阀回油池。低压溢流阀的调定压力为1.7Mpa，其作用是在系统中形成背压，为液压制动闸提供开启油压，使采煤机在开机或摇臂调高后处于松闸状态，以备起动采煤机。油路中的松闸电磁阀串接在液力闸的供油油路中，它的信号来自牵引电动机的电控回路。只有当截割电动机开机，液压泵供油，同时油压表显示4Mpa背压，牵引电动机起动，制动闸才松闸。一旦牵引电动机或主电动机失电，或控制油路失压，制动闸抱闸。液压制动闸解除制动的油压为1.41.7Mpa。当调高手柄往里推时，手动换向阀的P、A口接通，B与P口接通，使液压油到达调高阀组，打开双向液力锁，并经一单向节流阀后进入调高液压缸或左腔，实现摇臂的下降；另一腔的油液经被打开的液力锁，手动换向阀及低压溢流阀回油池。同理，手把向外拉时，实现摇臂的上调。在调高液压缸之前设立双向液力锁，起锁定液压缸两端油腔的作用，防止摇臂因漏油回落。在双向液力锁中设立高压安全阀的目的是在摇臂受力过载时起安全保护作用。4.2 液压系统的安装及故障4.2.1 液压系统的安装与维护以下是摇臂中各种液压元件在安装时一般应注意的事项。1) 安装前元件应进行质量检查，根据情况进行拆洗，并应进行测试，合格后安装。2) 安装前应将压力计进行校验。这对以后调整工作极为重要，以避免不准确而造成事故。3) 液压泵及其传动，要求较高的同心度，即使使用挠性联轴器，安装时也要尽量同心。一般情况，必须保证同心度在0.1mm以下，倾斜角不得大于。4) 液压泵的入口、出口和旋转方向，一般在泵上均有标明，不得接反。5) 油箱应仔细清洗，用压缩空气干燥后，再用炼油检查焊缝质量。6) 安装各种阀时，应注意进油口与回油口的方位，某些阀如将进油口与回油口接反，会造成事故。7) 为了避免空气渗入阀内，连接处应保证密封良好。8) 有些阀件为了安装方便，往往开有同作用的两个孔，安装后不用的一个要堵死。9) 用法兰安装的阀件，螺钉不能拧得过紧，因为有时过紧反而造成密封不良。必要拧紧时，对于原来的密封件或材料如不能满足密封时，应更换密封件的形式或材料。10) 一般调整的阀件，顺时针方向旋转时，增加流量、压力，反时针方向旋转时，则减少流量、压力。11) 液压缸的安装： 液压缸的安装应扎实可靠。为了防止热膨胀的影响，在行程在和工作条件热的场合下，缸的一端必须保持浮动。 配管连接不得松弛。 液压缸的安装面和活塞杆的滑动面，应保持足够的平行度和垂直度。 密封圈不要装得太紧，特别是U型密封圈不可装得过紧。各种液压元件还要定期维护，以保证设备的正常运行，做到液压系统的合理使用，还必须注意以下事项：油箱中的液压油液应经常保持正常液面。配管和液压缸的容量很大时，最初应放入足够数量的油液，在起动之后，由于油液进入了管道和液压缸，液面会下降，甚至使过滤器露出液面，因此必须再一次补充油液。在使用过程中，还会发生泄漏，应该在油箱上设置液面计，以便经常观察和补充油液；液压油液应经常保持清洁。检查油液的清洁应经常和检查液面同时进行。在擦拭泵、阀或装油液的容器时要极力防止布屑之类落入油液中。4.2.2 液压系统故障及其处理方法液压系统出现故障时，可以从以下几个方面进行检查：1) 液压油长期没有更换，油液老化，性能降低；2) 液压油型号和粘度不符合机型要求；3) 渣尘、水锈等混入油液；4) 油箱油位过低或管子破裂使空气进入系统；5) 内泄和外泄；6) 机械调整不合适或机械结构损坏导致元件失效。常见的液压故障原因及排除方法如下（表4.1）：表4.1故 障 现 象故 障 原 因排 除 方 法不能供油1.油箱油位过低2.吸油管路阻塞3.油液粘度过高4.泵内有渣尘5.泵转向相反6.泵速过低1.将油加至正常位置，并查出泄漏处2.排出阻塞物3.排空油箱，换用低粘度油4.拆开泵，清洗渣尘5.改正接线，并马上换向6.检查电动机的调定速度，检查电压是否过低无系统压力1.安全阀工作失常2.阀泄漏3.安全阀弹簧损坏4.阀出口被杂质堵塞5.控制阀或液压缸内泄6.阀口保持开位1.检查调整安全阀整定压力2.查找失效的密封元件，更换或修理3.更换弹簧4.拆开并清洗5.隔离失效元件，进行修理或更换6.检查电路，拆开电磁阀清洗，如仍不奏效，就更换泵外泄漏转轴磨损更换“O”形圈及油封摇臂蠕动1.液压缸或负载锁定阀内部泄漏2.控制阀未返回中位1.更换活塞密封，如液压缸壁划伤，更换液压缸或更换阀2.检查修理动作缓慢，过滤器破裂油液过滤器污染，过滤器接法有误排放系统油液重新更换过滤器4.3 截割部的润滑及密封 1. 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4 000 kg/ 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4 0006 000 kg/ 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25 , 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10 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.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（-60200）和很高的压力下（）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
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