连续采煤机的减速器装置的设计

摘要连续采煤机是实现综合机械化采煤或巷道掘进的主要采掘设备。本次设计介绍了连续采煤机的主要结构和工作原理，分析了它的截割部尤其是减速器部分传动状况。对减速器装置的设计方法进行了理论研究，得到了齿轮、花键、轴承等的设计方法及强度校核公式。绘制了连续采煤机总装配图、截割部图和减速器图。用到了材料力学、理论力学、金属工艺学、CAXA绘图软件等。设计目的一方面在于对连续采煤机进行更好的优化结构设计，使其在工作中可以取得更好的经济效益。另一方面对截割部传动部分进行了细致地分析和计算，使其传动零件寿命更长和传动更加高效。关键词连续采煤机；截割部；减速器；传动零件。ABSTRACTTHECONTINUOUSCOALMININGMACHINEISTHEMAINEQUIPMENTFORTHEMECHANIZATIONOFCOALMININGORROADWAYDRIVINGTHISDESIGNINTRODUCESTHEMAINSTRUCTUREANDWORKINGPRINCIPLEOFTHECONTINUOUSCOALMININGMACHINE,ANDANALYZESITSCUTTINGPART,ESPECIALLYTHETRANSMISSIONOFTHEREDUCERTHEDESIGNMETHODOFTHEREDUCERDEVICEISSTUDIED,ANDTHEGEARS,INTENSITYVERIFICATIONANDBEARINGSAREGOTTHEDESIGNMETHODANDSTRENGTHCHECKFORMULATHETOTALASSEMBLYDRAWING,CUTTINGPARTCHARTANDREDUCERCHARTOFTHECONTINUOUSMINERAREDRAWNUSEOFMATERIALMECHANICS,THEORETICALMECHANICS,METALTECHNOLOGY,CAXAGRAPHICSSOFTWARE,ETCTHEAIMOFTHEDESIGNISTOOPTIMIZETHESTRUCTUREOFCONTINUOUSCOALMININGMACHINE,SOTHATITCANGETBETTERECONOMICBENEFITSINTHEWORKONTHEOTHERHAND,THETRANSMISSIONPARTSOFCUTTINGPARTAREANALYZEDANDCALCULATEDINDETAIL,MAKEITSTRANSMISSIONPARTSLONGERANDMOREEFFICIENTDRIVEKEYWORDSCONTINUOUSMINERTUNNELBORINGMACHINE；CUTTINGMECHANISMTRANSMISSIONPARTS目录1绪论111连续采煤机的基本概况1111连续采煤机的发展历程1112连续采煤机的发展前景2113连续采煤机的国内外应用312设计的主要内容52连续采煤机总体方案设计621连续采煤机方案初选622连续采煤机方案选择623连续采煤机各部件的结构型式的设计7231截割机构的型式设计8232装载运输机构的型式设计11233行走机构的型式设计12234冷却、除尘系统的型式设计13235电控系统型式设计14236液压系统型式设计1424总体参数确定153截割部减速器的选用与设计1731减速器的型式设计1732减速器行星齿轮部分设计时的注意事项1833传动装置总传动比的确定及各级分传动比的分配18331分配传动比18332传动装置参数计算1934四级减速器的具体设计计算21341计算第一级圆柱齿轮传动21342计算第二级圆锥齿轮传动25343计算双级NGW行星齿轮传动33344轴的设计51345轴承的寿命校核57346键的校核584结论60致谢61参考文献62附录A译文63附录B（原文）671绪论11连续采煤机的基本概况111连续采煤机的发展历程按照截割工作机构来划分，连续采煤机的发展大体经历了以下几个阶段1第一阶段20世纪40年代以利诺斯公司的CM28H型和久益机械制造公司JOYMANUFACTURINGCOMPANY的3JCM型和6CM型为代表的截链式连续采煤机，主要用于开采煤炭、钾碱矿、铝土矿、页岩以及永冻土等资源。该型连续采煤机的生产能力不高，且结构较为复杂，装煤效果不好；第二阶段50年代以久益公司的8CM型为代表的摆动式截割头连续采煤机，生产能力较高，装煤效果较好，但机器运行时振动大，维护费用高；第三阶段60年代至今滚筒式连续采煤机高速发展，并逐渐成熟。从上世纪80年代开始至今，随着断壁开采技术的发展和开采条件的提高，连续采煤机逐渐向大功率、多功能、系列化和自动化方向发展，使其适用性和智能性加强，日趋成为先进产煤大国的主要采煤设备。第三代滚筒式连续采煤机，集破煤、落煤、装运、行走、电液系统及辅助装置为一体，表现了很高的制造水平，其中久益公司的12CM型、14CM型和17CM型系列产品代表了目前国际先进水平图11所示。1992年，奥地利奥钢联VAI初次研制出了集安全、环保和人类工程学于一体的ABM20型锚杆机和连续采煤机一体化机械。2000年久益公司开发的连续采煤机增加了机器的质量和功率，提高了技术性能，使其强度增加，并且提高了运行速度，降低了吨煤成本。这种采煤机带有故障诊断装置并且实现了部件结构的标准化，有助于在生产过程中使停工事故减少到最低程度。2003年美国菲尔奇公司又研发了一种F525型连续采煤机锚杆机一体机，集采、掘、落、装、行、钻眼和支护等功能集于一体，使连续采煤机的使用实现了重大突破。图11美国JOY14CM型连续采煤机图FIG1114CMJOYCONTINUOUSMINER图12美国菲尔奇公司F525型连续采煤机锚杆机一体机图FIG12F525AMERICACOMPANYCONTINUOUSMININGMACHINEBOLTINGMACHINE112连续采煤机的发展前景我国煤炭资源分布范围广，地质状况复杂多样。经过30多年的综采工作面机械化开采，适合长壁开采的规则煤田越来越少，“三下”压煤、残留煤柱和不规则煤的煤炭储藏量多达上百亿吨，长壁开采难以进行，但是不开采又必将对国内煤炭资源造成极大的浪费。并且这类“三下”煤层问题的突出影响表现在影响矿区的使用寿命和工作服务年限，在具体生产过程中会产生很大的外部性，一方面可能造成国家资源的浪费，而且还会对环境和人居产生极大的影响。另一方面厂区还受许多因素的影响，比如残采区、不规则采区等情形，造成传统的正规长臂综采并不能完全得到应用，详细操作过程中还包括矿井边界以及断层等地点。而且随着矿井服务年限的增加，矿井的储量会逐渐下降，所以会出现增加不适用于长臂综采的采掘面数量等问题。解决这一问题的关键在于断壁开采技术，但是连续采煤机其配套设备全部进口，截齿、滚筒等易磨易损件更需要大量进口，这必然要造成生产效率下降、增加吨煤成本。虽然国内的普通滚筒采煤机研制技术相对成熟，但对于连续采煤机的研制仍处于起步阶段，缺乏必要的基础性研究。目前为止，连续采煤机在国内的使用情况范围还很窄，其主要原因有两方面，其一是国外的连续采煤机并不能很好地适用我国的地质状况及煤炭赋存状况，其二为我国当下的技术水平限制了国产连续采煤机的研发与生产。连续采煤机短壁机械化开采是现有“三下”采煤和边角煤回采技术中最先进、最高效的一种开采技术,只要有“三下”煤层和边角煤，就有连续采煤机的广阔的应用前景。不过现今连续采煤机主要适用于煤层埋深较浅,顶底板稳定,倾角不超过10的中厚煤层。今后,连续采煤机必然要适用大多数煤层实际工况,而且相关方面的研究要向掘、锚、采一体,集中控制、程序控制的方向深入。大体发展方向如下1）发展新的连续采煤机品种以适用薄煤层和大倾角煤层；2）增加整机功率,研制高强度截割滚筒以适应半煤岩煤层；3）优化整机结构,便于解体及组装,以适用煤层埋深较深的竖井下井运输；4）增强锚护功能,向掘、锚、采一体发展,以适用顶、底板不稳定的煤层；5）集中控制、程序控制、故障诊断自主性加大，朝着智能化方向发展。113连续采煤机的国内外应用1）连续采煤机国内应用国内连续采煤机的使用主要可分为两个阶段。（1）世纪80年代以单机引进为主,我国先后引进100多套连续采煤机进行了试验使用。在这一时期里，使用连续采煤机取得最好成绩的是大同矿务局大斗沟煤矿，使用JOY12CM9B型连续采煤机曾创造了月进2187M单巷掘进的全国记录；山西雁北马口矿应用连续采煤在小窖破坏区回收煤柱，当时年产量达到7万吨；山西大同市姜家湾煤矿应用JOY12CM9B型连续采煤机断壁开采技术，实现最高月产达267万吨。这一时期里，连续采煤机主要使用在顶板稳定，适合锚杆支护的长壁回采工作面煤层平巷以及地方煤矿房柱式开采。由于没有考虑设备的成套性，虽然连续采煤机体现了采掘合一、机动灵活的特点，但大多数设备使用效果不好,逐渐退役。220世纪90年代以配套引进为主。这一时期，由于国内外高效、高产矿井的迅速发展，煤层平巷的机械化掘进滞后问题引起了国内外的重视。1995年起始，神东矿区使用连续采煤机及配套设备进行巷道掘进和短壁开采，通过几年的实践形成了具有神东特色的连续采煤机短壁机械化开采方式，完成了煤巷快速掘进，工作面落煤、运输及回收煤柱等各工序的机械化作业，为短壁机械化开采的煤矿提供了一种安全、高效的采煤方法。2002年神东矿区上湾矿运用连续采煤机短壁化开采技术实现年产量达220万吨，现仅神东矿区在用连续采煤机台数30多台。2）连续采煤机在国外的应用到目前为止使用连续采煤机最多、使用效果最好的国家是美国。全国各大煤炭公司共有1600多台连续采煤机，其利用短壁机械化采煤技术的煤产量在井工采煤中一直处于领先地位，从上世纪80年代中期占井工产量的70以上。近年来，由于长壁综采的发展，导致连续采煤机开采的产量有所回落，不过1999年产煤量为221亿吨，仍占井工煤炭总产量的53。在美国使用连续采煤机屡创高产高效记录，连续采煤机掘进平均班进尺60M，日产煤2000吨，有些高产工作面日进尺可达100M，月产量达10万吨。英国是以长壁采煤法为主的国家之一，巷道掘进主要靠悬臂式掘进机，不过自从80年代后期使用连续采煤机开采和锚杆支护技术取得良好的效益以来，运用连续采煤机掘进已经成为英国国内煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量的65以上。南非和澳大利亚两国依据本国的煤层地质条件，以传统的房柱式开采的基础成功地研发出了旺格维利和西格玛两种高效短壁采煤方法，增大了连续采煤机的使用范围，提高了资源回收率。其中，南非全国约有230多台连续采煤机在房柱式开采过程中被应用，产量约占井工总产量的90。12设计的主要内容以神东大柳塔煤矿煤巷地质概况为设计条件来设计符合要求的连续采煤机及其截割部。神东大柳塔煤巷基本地质概况1）煤层顶、底板煤层工作面伪顶为泥岩或炭质泥岩，厚度为0069M；直接顶以中、粉、细砂岩为主，泥质胶结，厚度为065604M；老顶以中、粗、细砂岩为主体，部分地段为细、粉砂岩或砂质泥岩为主体，厚度463M；直接底以粉、细砂岩为主，部分地段为泥岩，厚度为045364M。2煤层的特征煤层厚度总体沿掘进方向呈变薄趋势。分布在冲刷带的煤层厚度可急剧变薄为140M,最大煤层达到6M。工作面地层平稳，倾角06。3）煤层的参数掘进区域内煤层有冲刷砂岩带及层滑面变薄带部分地段的砂岩为菱铁质胶结，硬度较大，普氏系数大于等于5，岩石的研磨系数小于等于MG15地质条件较为复杂。能够在煤层、半煤层下施工，切割煤岩最大单向抗压强度可达60MPA。4）水文地质情况煤层的局部地段中含有少量裂隙水。在顺槽的近断层处巷道顶板的淋水偏大，但工作面一般用水量不大于5M3/H。5）机高大于1M小于2M，机重大于45T；2连续采煤机总体方案设计21连续采煤机方案初选适应条件地质条件连续采煤机很大程度上适用于煤巷掘进，空顶距要求严格（一般不低于15M），不适用于顶板稳定性极差或“三软”巷道施工，过断层能力差。巷道断面连续采煤机掘进的巷道，高度可由用户根据煤层厚度的厚度在施工中选择调整，而宽度由连续采煤机横轴截割头的宽度决定，不能随时调整，并形成矩形断面。掘进的巷道顶板平直、断面规整。掘进效率连续采煤机一次成巷，在顶板条件好的煤巷中，掘进速度快、效率高。根据设计的主要内容，神东大柳塔煤巷具体参数范围如下表表21煤巷具体参数表TABLE21SPECIFICPARAMETERSOFCOALLANE技术参数单位煤巷参数工作最大坡度（绝对值）（）6可掘巷道断面M616机重（不包括装载机）T45切割煤岩最大单向抗拉强度MAPS60煤M/MIN08生产能力煤夹矸M/MIN05切割机构功率KW9020022连续采煤机方案选择方案一多链截盘式连续采煤机这种机器的优点是比较机动灵活,不仅可设风障和风简,而且能适应各种开采条件,采煤时进行打顶板锚杆孔操作比其他机器容易,可以马上安上锚杆。缺点是结构比较复杂,维护任务量大,装煤效果差,采的煤块度太小,使煤尘和瓦斯问题太过突出。方案二钻削式连续采煤机钻削式连续采煤机的优点是切割下来的煤块度大,造成煤尘和瓦斯大大降低。缺点一是体积太大,很难保持工作面良好的通风；二是履带牵引,不能在机上同时打锚杆孔,并且与顶板的间隙过小,在顶、底板有下沉或上鼓趋势时,机头所受挤压较大。方案三螺旋钻式连续采煤机由于它有螺旋叶起运煤作用,这种连续采煤机主要使用于薄煤层。方案四剪刀式连续采煤机此连续采煤机与苏联的KH型开切眼掘进机类似。有两种不同型式,一种是乔埃公司1960年制造的CU43皮尔赫格型采煤机,其切割头与螺旋钻式相似另一种利用三个装于立轴的转动的切割盘来实现切割煤岩的目的。方案五滚筒式连续采煤机这种采煤机的优点是保留了截盘式结构的灵活性,而生产能力和可靠性都较高。缺点是机器切割靠履带推进,还不能在采煤时在机上同时打锚杆孔。以上五种连续采煤机,其中滚筒式是主要的,也是大量使用的一种连续采煤机。而且本次设计所选煤层硬度较大，故本次设计选择方案五滚筒式连续采煤机采煤机，并根据煤层相关参数选择中型滚筒式连续采煤机。23连续采煤机各部件的结构型式的设计连续采煤机主体部分由截割机构、装载运输机构、行走机构、液压系统、电控系统、冷却喷雾除尘系统及安全保护装置等部分组成。231截割机构的型式设计截割机构的主要形式1）截链式该结构滚筒宽度较窄，截割煤体面积小，生产能力较小，但工作能力比较稳定。2）三滚筒式该结构滚筒宽度大，截割煤体面积宽，落煤能力较强，生产能力较大，持续工作能力较强。本次设计主要选择三滚筒式截割机构。具体结构选择1）截割滚筒选择截割滚筒由左右两个外侧截割滚筒和一个中间截割滚筒（内滚筒代替中间截割链）组成。由于所选煤层较宽，尽量选择大滚筒。因此选择截割滚筒截齿的直径为1118MM，总宽度3302MM。图21截割滚筒结构图FIG21CUTTINGDRUMSTRUCTUREDIAGRAM滚筒采用双螺旋叶片，齿座与叶片分别焊接在滚筒体外壳上。叶片高度较小，其螺线方向由内滚筒中间左右两侧按反方向布置。截齿一线一齿棋盘方式配置，总共73个镐形截齿，其中内滚筒33个，两侧外滚筒各20个。外滚筒端盘部分有10个齿，其中2个负角度齿，3个零度齿，5个角度齿。图22棋盘式截齿排列图FIG22THEARRANGEMENTOFTHECHESSBOARDTYPE2）截割臂布置及联接分析选择截割臂的布置一般有底部悬挂和顶部悬挂两种形式截割臂底部悬挂形式主要是截割臂的回转点位于机身下侧,截割臂的升降油缸置于机身上侧。截割臂顶部悬挂形式是截割臂的回转点位于机身上侧,截割臂的升降油缸置于机身下侧。图23为同样长度截割臂割出的迎头形状,由图可看出,在截高较大时,截割臂底部悬挂式割出的形状是一个倒圆弧,并且是一种不稳定形状,相比而言顶部悬挂式割出的形状则缓和得多。因此大截高的滚筒式连续采煤机多采用顶部悬挂式。连续采煤机割煤时,经常抬起悬臂到巷道顶部,然后机器行走切入约滚筒半径深,截割臂油缸推动截割臂向下,使滚筒割出整个断面。因为是从上往下切,沉重的滚筒和截割臂的自重形成截割推力的一部分,另一部分推进力来自截割油缸支撑力。截割部底部悬挂式的油缸在截割臂上方布置,滚筒向下截割时,油缸向外推出,是大端工作,有利于较大提高截割推力。在最大截高不太大的情况下采用这种结构是合理的。因此在当前煤层特征本次设计主要选择截割顶部悬挂方式。图图23截割剖面图FIG23CUTTINGSECTION3截割臂与机架的联接和油缸与机架和截割臂的联接通常都是销轴联接,销轴的轴向固定方式多种多样,相对简单有效的有图2所示的几种形式。图2A是在销轴大端铣出一缺口,然后利用固定在联接件上的小板压住,这种销一般是有肩销轴,被固定后的销轴不能转动,因此在受力侧受到非常大的磨损,图2B的销轴端开有一个小环槽,压板被卡入槽中,压板固定后销轴不能轴向窜动,但能转动,是较多采用的一种销轴联接方式。图2C所示的销轴在螺钉固定后也可以转动,图2D与图2A相似,只是压板与销轴焊为一体,造成销轴不能转动,在磨损偏心后,销轴会产生较大转矩,会造成切断固定螺钉。通过上述分析本次设计主要选择图2B销轴联接形式。图24销轴联接形式图FIG24PINAXISCONNECTIONFORM4截割滚筒转速选择大多数连续采煤机的滚筒转速一般为35R/MIN70R/MIN之间，考虑本次设计所选用的煤岩地质状况，本次设计选取滚筒转速为50R/MIN。232装载运输机构的型式设计1）装载机构的主要形式A单/双环形刮板链式单/环形刮板链式装载机构制造简单，但由于单向装载，在装载边缘易形成煤岩堆积，从而会造成卡链和断链的发生。由于刮板链易磨损，功率消耗大，使用效果较差。B螺旋式是掘进机上使用的一种装载机构，它运用左右两个截割头旋向相反的截割头，可将煤岩由中间推入输送机构，这种机构现今使用很少。C耙爪式（蟹爪式）此种方式结构较为简单、工作非常可靠、外形尺寸小、装载效果好，现今使用很普遍。但这种装载机构宽度受限制，为增加装载宽度，可让铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动或设计成双耙爪机构，以达到扩大装载范围的目的。D星轮式（拨盘式）这种机构比耙爪式更为简单、强度更高、工作更可靠，但是装大块物料的能力相对较差。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑到装载宽度，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。本次设计选用拨盘式装载机构。装载机构可以采用电动机驱动，也可采用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选择液压马达驱动更好。2中间刮板运输机主要形式刮板运输机应满足连续采煤机整机布局以及作业要求，包括运输机升降功能，后溜槽左右摆动功能，运料等功能要求；运输机宽度应小于本体部内宽且要尽量大，以增加运输能力；运输机上升角度不应太大，避免煤在运输过程中滑落，一般上升角度设计值不大于16；根据工况要求，运输机后溜槽可实现左右摆转，根据井下条件，摆转角度一般为40；运输机的运输能力应不小于铲板部星轮的装载能力，避免出现堆料现象。根据以上刮板运输机设计要求我们选择采用单链刮板输送机。单链刮板输送机的动力由左右装在机构减速器的输出轴经联轴器共同带动五齿链轮轴旋转，传动刮板链条输送物料。刮板链条为套筒滚子链，节距（6667MM）、刮板间距为（400MM）、刮板宽（69532MM）。底板呈直线形，保证运输顺畅，提高溜槽及刮板使用寿命。利用两个液压马达直接来驱动链轮，带动刮板链组实现物料运输。233行走机构的型式设计连续采煤机的行走机构实现有迈步式、导轨式和履带式几种1迈步式该种行走机构是采用液压迈步装置来工作的。采用框架结构，使人员能自由进出工作面，并可越过装载机构到达机器后面。利用支撑装置可起到掩护顶板、临时支护的作用。但由于向前推进时，支架反复交替地作用于顶板。2导轨式将连续采煤机通过导轨吊在巷道顶板上，躲开底板，达到冲击破碎岩石的目的，而采用这种导轨式行走机构，就需要导轨具有较高的强度。此种行走机构主要用于冲击式连续采煤机。3履带式。适用于底板不平或松软的煤巷，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能优良（不受轨道限制）、工作稳定、调动灵活和对底板有较大适应性等优点。但其结构复杂、零部件磨损严重。履带式行走机构可在底板不平或者松软的条件下工作，不需要修路等，牵引力大，机动性能好，工作可靠，调动灵活和对底板适应性好等特点。故本次设计采用履带式行走机构。履带式行走机构的驱动方式有三种液压传动、直流传动、和交流传动，它们的性能比较如表21所示。表21连续采煤机行走驱动性能比较TABLE21DRIVINGPERFORMANCECOMPARISONOFCONTINUOUSCOALMINER项目液压传动直流传动交流传动系统实现难较难容易无极调速无极调速无极调速调速性能调速范围窄调速范围较窄调速范围宽维护量大较大小效率低较高小系统体积大较大小从表21可看出,连续采煤机行走驱动系统采用液压传动方式会造成系统实现困难、管路相对复杂、易于发热和行走速度慢等问题,已经逐渐被淘汰；而采用直流传动方式则会造成体积和维护量大、高速实现困难等问题,在近几年新型产品设计中已不再采用。交流电动机相对于直流电动机具有结构较简单、运行可靠、维护方便和价格便宜等优点,变频调速以其优异的调速和启动、制动性能,高效率、高功率因数和节电效果,已成为连续采煤机行走驱动的主要方式。故本次设计选用交流传动方式来实现连续采煤机行走驱动。234冷却、除尘系统的型式设计存在的主要形式连续采煤机的除尘方式有喷雾式和抽出式两种1喷雾式利用喷嘴把一定压力的水高度扩散、雾化，利用粉尘附在雾状水珠表面沉降下来。该除尘方式有以下两种外喷雾降尘。是在工作机构的悬臂上加装喷嘴，朝截割头喷射压力水，将截割头包围。这种方式结构简单、工作可靠、使用寿命长。由于喷嘴距粉尘源较远，粉尘容易扩散，除尘效果较差；内喷雾降尘。喷嘴在截割头上按螺旋线布置，压力水对着截齿喷射。由于喷嘴距截齿近，除尘效果好，耗水量小，冲淡瓦斯、降低截齿温度和扑灭火花的效果也较好。但喷嘴容易堵塞和损坏，供水管路比较复杂，活动联接处密封较困难。为提高除尘效果，一般采用内外喷雾相结合的办法，并且和截割电机、液压系统的冷却结合起来考虑，将冷却水由喷嘴喷出降尘。2抽出式常用吸尘装置是集尘器。它是运用风机使集尘器内产生负压，并将工作面含尘空气由吸风口吸入后，使用湿式或干式除尘。集尘器主要有一下几种湿式旋流集尘器，湿式风机集尘器，湿式文丘里集尘器，湿式纤维集尘器，布袋集尘器。本次设计主要采用内外喷雾式来冷却，降尘系统由一套主喷雾系统和一套相配合的抽出式风机系统共同组成。235电控系统型式设计电控系统通常包括动力部分、控制部分和检测部分，电控系统必须遵循煤矿井下防爆原则来设计、制造、检测，而且必须符合GB38362000标准中的有关规定和要求。以增强连续采煤机在作业时的安全性，操作的灵活性以及机械传动部分的故障诊断及监控功能为目的，从安全和实用角度考虑，装设必须要安装离机遥控装置、测控压力、温度、液位及关键部位的故障诊断装置。236液压系统型式设计具体结构选择系统设置泵源为一台双联齿轮泵,主泵通过一组六联多路换向阀向截割臂、铲板、刮板输送机、稳定靴液压缸和自动补油回路供压力油,还向辅助油路中的电磁阀及多路换向阀的电液阀供先导控制油。泥浆泵的排污由附泵单独提供压力油,其开闭由电磁阀控制。齿轮泵是由110KW电机驱动的，将压力油按比例多路分别送到各个执行元件。设计机型共有8个油缸，截割头升降缸、运输机升降缸、稳定靴升降缸和运输机摆动均设有安全型平衡阀。通过对连续采煤机的截割机构、装载运输机构、行走机构、液压系统和电气系统型式的优化选择设计，我们完成对整体连续采煤机优化设计。使设计完成的连续采煤机比传统机型更加高效、节能和低故障率。整体采煤机型式如下图1截割部2摇臂3装载机构4刮板输送机5机架6左行走机构7右行走机构8电动机9电气系统10驾驶座11液压系统12支撑防护总成图25连续采煤机总装配图FIG25TOTALASSEMBLYOFCONTINUOUSCOALCUTTER23总体参数确定根据以上设计思想及设计结果进行连续采煤机的总体参数确定。连续采煤机的总体参数，是指主要性能参数。它表示了连续采煤机特性指标。连续采煤机的总体参数有机重、外形尺寸、挖底量、截深、摆动速度、切割力等。1总体参数采高0965365总装机功率664KW挖底量213MM质量499T截深559MM装载机构形式圆盘2截割滚筒滚筒转速50R/MIN宽度3302MM直径1118MM电机转速1470R/MIN3刮板输送机链速236M/S槽宽762MM最小卸载高度662MM最大卸载高度1886MM4履带行走机构牵引速度41M/MIN调动速度2135M/MIN5机器外形尺寸长度10789M宽度3302M高度1346M3截割部减速器的选用与设计31减速器的型式设计机械传动装置系统的两大任务是保证工作装置实现预期的运动要求和传递动力。如工作机上现有的机器，则传动装置系统的设计任务仅在于选择一个合理的传动装置，使动力机的输出与工作机的输入相匹配即可。如设计任务上实现执行机构与动力机的匹配，则传动装置系统的设计就更为复杂，需要分析执行机构件的运动要求行程、速度、加速度、调速范围、实现急回要求、位置要求、轨迹要求、停歇要求、相互间动作配合要求；以及动力要求，力、转矩和功率等。在选定动力机后，根据运动和动力的要求来确定传动系统方案并进行具体的设计，这时，传动系统就可能包含连杆机构，凸轮机构和间歇机构等。选择传动类型时，应综合满足下列条件1工作机或执行机构的工况运动和动力方面等；2动力机的机械特性和调速性能；3对传动的布置、重量和尺寸方面的要求；4工作环境如对多尘、高温、潮湿、腐蚀、易燃、易爆等恶劣环境的适应性，噪声的限度等5经济性如工作寿命、传动效率、制造费用、运转费用和维修费用等；6操作和控制方式；7其他要求如国家的技术政策、现场的技术条件、环境保护等。上述条件矛盾时，应按具体的情况全面分析考虑后，解决主要矛盾。在所设计的传动装置中，由于工作状况要求传动比较大，传动功率和力矩较大，外形尺寸有较小，所以选择了四级减速器。齿轮传动是传递机器动力和运动的一种主要形式，与带、链、摩擦、液压等机械传动相比时，它具有功率范围大，传递效率高，传动比准确，使用寿命长，安全可靠等特点。而且具有瞬时传动比恒定，工作平稳性高，传动不大，范围广，维护方便等优点。但是，齿轮传动中有振动、冲击与噪声，并会产生一定的动载荷；且无过载保护作用。图32截割部传动系统图FIG32CUTTINGDRIVESYSTEMDIAGRAM32减速器行星齿轮部分设计时的注意事项在进行减速器设计时要同时考虑传动比要求，和外形尺寸要求。由于减速器的主体部分是要嵌在截割滚筒内部的，所以行星齿轮的内齿圈尺寸不易过大，并且两级NGW行星二级减速器的内齿圈尺寸应该相近，以便便于齿轮的装配和和减速器箱体的制造加工。在行星齿轮的齿数配比计算过程中要同时满足传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。另外，减速器的整体结构是有一根输出轴有两个NGW行星齿轮在中心轮和大圆锥齿轮中心穿过的。所以两个行星轮的中心轮必须要大些。33传动装置总传动比的确定及各级分传动比的分配331分配传动比总的传动比滚147050294预计分别采用一级圆柱齿轮传动、一级圆锥齿轮传动和双级NGW行星齿轮传动进行四级减速。由于一级直齿轮传动只传递功，不改变传动比，所以取。预设大小圆1锥齿轮的传动比，所以双级NGW行星齿轮传动的传动比2双2942147下面计算双级NGW行星轮各级的传动比用角标表示高速级的参数，表示低速级的参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则取，（31）103186182222221861813348式中实验齿轮的接触疲劳极限；工作硬化系数当时，；时，；47010动载系数取；接触强度计算的齿向载荷分布系数取；1使用系数取；1接触强度计算的寿命系数。,查机械设计手册得，333481033365842，1474235332传动装置参数计算1）各级传动的转速、功率、转矩轴高速轴轴小圆锥齿轮所在轴轴大圆锥齿轮所在轴轴双级NGW的第一级行星轮的H轴轴双级NGW的第二级行星轮的H轴2）各轴转速计算轴1470/轴1470/轴14702735/轴73542175/轴1753550/3）各轴的输入功率（）轴的输入功率1700991683轴的输入功率1168309809816164轴的输入功率21616409609815207轴的输入功率31520709809809914458轴的输入功率41445809809813885式中联轴器传动效率099；圆柱齿轮传动效率（七级）098；1双列滚柱轴承传动效率098；圆锥齿轮传动效率（八级）096；2NGW行星轮传动效率098；3NGW行星轮传动效率098；4花键连接传动效率098。4）各轴扭矩计算轴的扭矩9550995016831470109338轴的扭矩95509950161641470105011轴的扭矩9550995015207735197588轴的扭矩9550955014458175788994轴的扭矩955099501388550265203534四级减速器的具体设计计算341计算第一级圆柱齿轮传动1）选择齿轮材料（1分析机械手册表8295选取选取两齿轮材料均为40GR合金结构钢，且经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC，齿轮选取7级精度。计算两圆柱齿轮1,2由于这一级传动不改变转速，又因为，所以取1224按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算即（32）1232312（2确定公式内的各计算数值试选；13计算齿轮1上传递的转矩95509950168314701093381093380计算齿轮2上传递的转矩955099501616414701050111050110因齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数08分析机械设计手册表8264可知弹性系数18981/2分析机械设计手册表8216查得按齿面硬度查得齿轮1和齿轮2的接触疲劳极限为121100分析机械设计手册式827计算应力循环次数1260160147013830031905109由查机械设计手册取接触疲劳寿命系数12090计算接触疲劳需用应力取失效概率为1，安全系数，由下式计算公式得1111091100990222091100990许用接触应力2）参数计算（1计算齿轮1分度圆直径，由计算公式12323122323131093380081111898990211771（2计算圆周速度11601000117711470601000906/（3计算齿宽108117719417MM（4）计算齿宽和齿高之比模数111177135336MM225225336756MM94177561246（5计算载荷系数依据,齿轮七级精度。906/分析机械设计手册表8242查得动载系数；1175分析机械设计手册表8239查得使用系数；175分析机械设计手册表8250查得插值法；12557分析机械设计手册表821查得；130分析机械设计手册表8260查得。12故载荷系数175117512130320775（6依据实际的载荷系数校核所算得的分度圆直径由公式得1131177133207751315906MM（7）计算模数111590635454MM3）依据齿根弯曲强度设计由公式（33）32121确定计算参数计算载荷系数175117512130321机械设计手册查得，,；12452259机械设计手册查得,。1165,2160计算齿轮1、2的并比较分析机械设计手册表8229查得1、2的弯曲疲劳极限12620分析机械设计手册取弯曲疲劳寿命系数取安全系数由公式得121108562014376431112451653764300107422225916037643001099齿轮2的数值大（2）设计计算321232320775109338100000109908352428MM通过对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取足以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算出的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由115906MM111590653181取12324几何尺寸计算取1,02520计算两齿轮的分度圆直径MM121325160计算中心距122323252160MM计算齿轮宽度108160128MM计算齿顶高12155MM计算齿根高1210255625MM计算齿全高122256251125MM计算齿顶圆直径1222216025170MM计算齿根圆直径1222216026251475MM计算基圆直径122COS160COS2015035MM计算齿距3145157MM计算基圆（法向）齿距157COS201475MM计算分度圆齿槽宽12053145785MM计算分度圆齿厚12053145785MM342计算第二级圆锥齿轮传动材料选择。选取大小圆锥齿轮材料均为合金结构钢，且经调质及表面淬火，40齿面硬度为，齿轮选取7级精度4855初步设计公式（34）11951321）计算参数1载荷系数,取；1218172齿数比；23估算时的齿轮需用接触应力121100估算时的安全系数1111001110004估算结果11951321951317197588210002231902）几何计算（1）齿数,1212122142（2）分锥角1TAN12TAN05265652TAN21TAN263435（3）大端模数1123190211104查表取（4）大端分度圆直径1121122522242125045外锥距12SIN12522SIN2656528175（6）齿宽系数取；03（7）齿宽03281758453MM取85实际齿宽系数852817503017MM（8）中点模数10512105030171019（9）中点分度圆直径111052521050301721399221055041050301742797（10）由机械设计手册查得切向变位系数；120（11）分析机械设计手册846查得变位系数；1035,2035（12）顶隙021224MM（13）大端齿顶高111103512162MM21210351278MM（14）大端齿根高11110203512102MM2121020351286MM（15）全齿高220212264MM（16）齿根角1TAN1TAN10228175207332TAN2TAN86281751748317根锥角11126565207332449172226343517483616867（18）齿顶角1TAN1TAN16228175329082TAN2TAN782817515858（19）顶锥角11126565329082985582226343515858650208（20）大端齿顶圆直径1121COS12522162COS2656528098MM2222COS2504278COS6343552098MM（21）冠顶到轮冠的距离A1RCOS11COS128175SIN26565162SIN2656524476MMA2RCOS22COS228175SIN6343578SIN634351190MM（22）大端分度圆弧齿厚10521TAN112052035TAN2002191MM211221911577MM（23）大端中点分度圆弦齿厚111126122191121912625222188MM221226221577115772650421447MM（24）大端分度圆弦齿高1112COOS2656542521663MM2222COS1427815772COS63435450478MM25当量齿数11COS121COS26565234822COS242COS634359393（26）当量齿轮分度圆直径112121399221223925MM2212223925957MM（27）当量齿轮顶圆直径1122392521226325MM212957212981MM（28）当量齿轮根圆直径11COS23925COS2022482MM22COS957COS2089929MM（29）当量齿轮传动中心距0512052392595759813MM（30）当量齿轮基圆齿距3141019COS203007MM（31）啮合线长度05