MG7501800-WD型滚筒采煤机截割部的设计

原创性声明本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文，是在指导老师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业论文中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。除文中已经注明引用的内容外，不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究成果做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人承担。论文作者签名：日期：关于毕业论文使用授权的声明本人在指导老师指导下所完成的论文及相关的资料（包括图纸、试验记录、原始数据、实物照片、图片、录音带、设计手稿等），知识产权归属太原学院。本人完全了解太原学院有关保存、使用毕业论文的规定，同意学校保存或向国家有关部门或机构送交论文的纸质版和电子版，允许论文被查阅和借阅；本人授权太原学院可以将本毕业论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用任何复制手段保存和汇编本毕业论文。如果发表相关成果，一定征得指导教师同意，且第一署名单位为太原学院。本人离校后使用毕业论文或与该论文直接相关的学术论文或成果时，第一署名单位仍然为太原学院。论文作者签名：日期：指导老师签名：日期：摘要本次设计的主要内容是对MG750/1800-WD型滚筒采煤机截割部的设计，MG750/1800-WD型采煤机截割部主要是由四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆柱齿轮和行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。本此设计结果对截割部的轴、传动齿轮、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，主要部件的设计计算和强度校核进行了叙述和介绍。本次设计认真完成了对MG750/1800-WD型采煤机截割部设计。关键词：截割部；行星轮系；传动齿轮AbstractThemainpurposeofthisdesignistheMG750/1800-WDShearerCalculationofcuttingunit。MG750/1800-WDshearercuttingunitismainlycomposedoffour-geartransmission，DepartmentofMotorcuttinginonthearmhorizontallayout，Motoroutputpowerbythreespurgearandplanetarygeardrive，Finallydrivenrotatingdrum。Theresultsofthisdesignofcuttingunitshaft,transmissiongears,bearingsandsplineconnectionwithsuchpartsofthedesigncalculations,checkingandselectionintensity，Themaincomponentsofthedesignandstrengthcheckcalculationwasdescribedandintroduced。ThisdesigncarefullycompletedMG750/1800-WDshearercuttingunitdesign。Keyword:cuttingdepartment;planetarygear;transmissiongeartMG750/1800-WD型滚筒采煤机截割部的设计1绪论随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械，本次设计是对中厚煤层采煤机截割部进行设计，其目的在于更加详细的掌握了采煤机截割部传动系统，从而来更好的优化采煤机截割部的传动系统，提高工作效率并且能够对于发现的问题得到很好的解决，锻炼了自己发现问题、分析问题、解决问题的能力，为以后的实际工作打下了良好的基础。煤机截割部作为采煤机的主体，其结构和各部件的选择直接影响到采煤机的工作效率和采煤量，所以说对采煤机截割部的设计是非常重要的。煤炭是我国的主要能源，煤炭工业为国民经济发展做出了重大页献。但是由于资源条件和能源科技发展水平决定，在未来的30-50年内，一切新能源都不能晋通取代矿物燃料，因此矿物能源仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展，尤其是世界经济对能源的旺盛需求，世界煤炭开采技术也得到迅猛的发展。在新技术革命的带动下，煤矿开采技术与装备技术迅速发展，高生产能力、高性能的开采技术设备是采矿行业的未来目标采煤机城化是最终发展的必然。所以如何提高采煤效率以满足我国现代化建设中迅猛发展的经济对能源的需要就成了十分迫切的要求。随着采煤机械化的发展，采煤机是现在最主要的采煤机械，本次设计是对中厚煤层采煤机截割部进行设计，其目的在于更加详细的掌握了采煤机截割部传动系统，从而来更好的优化采煤机截割部的传动系统，提高工作效率并且能够对于发现的问题得到很好的解决，锻炼了自己发现问题、分析问题、解决问题的能力，为以后的实际工作打下了良好的基础。煤机截割部作为采煤机的主体，其结构和各部件的选择直接影响到采煤机的工作效率和采煤量，所以说对采煤机截割部的设计是非常重要的。MG750/1800-W/D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率引采煤机。总装机功率1800W，截割功率2×750k万，牵引功率2x90kW，调高电机功率为35kW，破碎电机功率为100kw适用手采高3.5~5.0m，煤层倾角≤15°的厚煤层綜采工作面，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150~200mn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。1.2国内外研究现状1.2.1国内研究状况我国于20世纪60年代末70年代初开始研制第3代采煤机即双滚筒采煤机。1975年生产的MLS3-170型采煤机,实现了滚筒采煤机由单滚筒向双滚筒的飞跃。MLS3-170型采煤机的2个可调高滚筒放在采煤机的两端,利用摇臂调高。牵引机构采用圆环链牵引,提高了牵引力,但不适应大倾角采煤[1]。1983年研制生产的大功率无链牵引双滚筒采煤机,采用了三头螺旋滚筒,滚筒转速有所降低;牵引机构采用齿轮-销轨式,传动平稳,消除了链牵引的缺点,机器的使用寿命延长,增设了副牵引部和可靠的液压制动装置,可用于大倾角(40～50°)煤层而不需要设防滑安全绞车,提高了工作效率,加大了生产能力。MG132P320-W新型液压牵引采煤机是由泰山建能公司、煤炭科学研究总院、新汶矿业集团联合研制完成的。该采煤机采用滚筒式采煤机发展趋势的多电机横向布置,液压牵引系统打破常规,采煤机牵引部泵箱把长期使用的“湿腔”布置分离液压元件改为“干腔”布置,实现了采煤机液压系统的创新。该机在同类采煤机设计中达到了国内先进水平[2]。国内于1976年研制出第1台电牵引采煤机。1991年,由煤炭科学研究总院上海分院与波兰科玛克公司合作,研制成功我国第1台采用交流变频调速的MG344-PWD型薄煤层强力爬底板电牵引采煤机,性能良好,电牵引采煤机成为我国第4代采煤机。2005年煤炭科学研究总院上海分院又开发出总装机功率达1815kW的大功率采煤机。随后,更大功率的电牵引采煤机MG900/2215-GWD也问世,该型采煤机的控制达到了国际先进水平,是目前国内功率最大的采煤机。如果采用长摇臂,最大采高可达到创记录的6m,该型采煤机完全能够满足国内煤矿高产高效工作面的生产需要[3]。1.2.2国外研究状况世界上第1台采煤机是原苏联于1952年生产并开始使用的,我国于1952年购进并使用,与此同时,鸡西煤矿机械厂即开始进行仿制工作,于1954年制造出我国第1台深截式采煤机,即顿巴斯-1型采煤康拜因,随后批量生产。在顿巴斯-1型采煤康拜因的基础上,经过研究、改进和完善,设计制造了多种型式的采煤康拜因,这一时期的采煤机称为中国第1代采煤机[4]。20世纪60年代初,在顿巴斯-1型采煤康拜因的基础上,我国开始自行研制生产采煤机,1964年生产出MLQ-64型,1968年生产出MLQ1-80型浅截式单滚筒采煤机,成为我国第2代采煤机。我国第2代采煤机的特点是截割部滚筒采用摇臂调高,牵引机构也为钢丝绳牵引,通过应用证明,采用钢丝绳牵引,绳筒磨损严重,使用寿命短,同时牵引力较小,容易拉断而导致伤人和机器下滑事故。该类型采煤机采用了液压传动,具有无级调速和过载保护等特点[5]。20世纪40年代初，英国和苏联相继研制出来了链式采煤机。这种采煤机是用截链落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现装煤和落煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二，其一是截煤滚筒的安装高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机成为现代化采煤机械的基础[6]。可提高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤机采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性进一步提高。近年来，由于长壁综采的发展，采煤机开采的产量有所回落，但1999年产煤量为2.21亿吨，仍占井工煤炭总产量的53%。在美国，采煤机掘进平均班进尺60米，日产煤2000吨，有些高产工作面日进尺可达100米，月产量达10万吨.英国井工开采一直以长壁为主，巷道掘进主要靠悬臂式掘进机，但自从80年代后期使用连续采煤机开采取得良好的效益以来，用采煤机掘进已经成为英国煤巷掘进的主要方法之一，约占总掘进量65％。南非和澳大利亚两国根据各自的煤层地质条件，在传统的房柱式开采基础上成功地开发出了旺格维利和西格玛两种短壁采煤方法，扩大了采煤机的应用范围，提高了资源回收率[7]。其中，南非全国约有230多台采煤机用于房柱式开采，其产量约占井工总产量的90％.德国使用采煤机在海底煤层开采已有40多年的历史，效果显著，其中有5个工作面一直保持200万吨的年产量。另外，印度和加拿大等国家使用采煤机进行短壁开采，也取得了很好的经济效益[8]1.3采煤机类型及组成1.3.1采煤机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。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。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1.3.3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1.3.4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。1.4MG750/1815-WD型电牵引采煤机1.4.1概述MG750/1800-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1800kW，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。1.4.2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1.4.3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。2厚煤层采煤机截割部的设计2.1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。2.2截割部传动总体方案2.2.1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。2.2.2已知条件额度功率750kW；额度电压3300V；满载电流98A；额度转速1480r/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；采高范围2.7m—5.6m；冷却方式为外壳水冷。2.2.3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2-1摇臂传动系统图2.2.4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—750,（1)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2.2.5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i=式中n0——电动机满载转速r/minn——滚筒转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：i1=1.7第二级直齿轮传动比：i2=1.3第一级行星齿轮传动比：i3=5.1第二级行星齿轮传动比：i4=4.9理论总传动比：i=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：i第一级直齿传动比第一级行星齿轮传动比：i第一级行星齿轮传动比：i第二级行星齿轮传动比:i实际总传动比：i验算总传动比误差：i因此该传动比分配合理2.3截割部传动系统齿轮的校核计算2.3.1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。2.3.2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：(1)选择齿轮材料两个齿轮都选20CrMnTi渗碳淬火HRC56~62(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vv估取圆周速度v小轮分度圆直径dd齿宽系数按齿轮相对轴承为对称布置，取φ小轮齿Z1,Z大轮齿数ZZ圆整Z齿数比uu=传动比误差∆误差在±3小轮转矩T=9.55载荷系数KK=使用系数K动载荷系数K齿向载荷分布系数K齿间载荷分配系数K则载荷系数K的初值K弹性系数ZZ节点影响系数ZH(βZ重合度系数ZZ许用接触应力[[σ接触疲劳极限应力σ应力循环次数NNN接触强度的寿命ZN1接触强度安全系数S按较高可靠度查S取S[故d1ddd齿轮模数mm=得小齿分度圆直径的参数圆整值d圆周速度：v=与估取vt=14msKK=1.98小轮分度圆直径dd惰轮分度圆直径ddQUOTE中心距aa=齿宽bb=惰轮齿宽bb小轮齿宽bbb齿根弯曲疲劳强度校荷计算σ齿形系数Y小轮Y惰轮Y大轮Y应力修正系数Y小轮Y惰轮Y大轮Y重合度εε=[1.88−3.2(重合度系由数YY许用弯曲应力[[弯曲疲劳极限σσ弯曲寿命系数YY尺寸系数YY安全系数SS[=875σ=243.74σ=263.25σ=243.89(4)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P7按Z初选X变位后齿轮中心距ααinvy=a计算出变位系数Xyα选定X齿数比uu=分度圆直径dddd节圆直径ddddd齿顶高ℎℎℎℎℎ齿根高ℎℎℎℎ齿顶圆直径ddddd齿根圆直径ddddd2.3.3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：(1)选择齿轮材料两个齿轮都选用20CrMnTi，渗碳淬火。许用接触应力[[接触疲劳极限应力σ应力循环次数NNN接触强度得寿命系数Z接触强度安全系数SH按较高可靠SHLim=1.25~1.3[许用弯曲应力[[弯曲疲劳极限σ弯曲寿命系数Y尺寸系数Y安全系数S[σF(2)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：Z齿轮9齿数Z齿数比uu=传动比误差∆误差在范围内惰轮5分度圆直径d齿轮9分度圆直径d圆周速度：v==2\*ROMANII公差组6级(3)齿根弯曲疲劳强度校荷计算σ载荷系数KK=使用系数K动载荷系数K齿向载荷分布系数K齿间载荷分配系数K载荷系数的值K=1.75齿形系数Y小轮Y惰轮Y大轮Y应力修正系数Y小轮Y惰轮Y大轮Y重合度εε重合度系数YY故σ=289.63σ=262.11(4)齿轮几何尺寸计算齿宽bbb分度圆直径ddd齿顶高ℎℎ齿根高ℎℎ齿顶圆直径ddd齿根圆直径ddd2.4截割部第一级行星机构的设计计算2.4.1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σ试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮：σ行星轮：σ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：σ试验齿轮的弯曲疲劳极限：σFLim齿形的加工为插齿，精度为7级。2.4.2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np及传动比i，取n(3)载荷不均衡系数，采用行星架和太阳轮浮动均载机构，取kp(4)配齿计算太阳轮齿数

z式中取C=42（整数）；内齿圈齿数z行星齿轮齿数z(5)齿轮模数m，齿轮模数m的初算公式为m=式中KA--实用系数Km--算式系数，这对于直齿轮传动KF--综合系数KFPKYFa小齿轮齿形系数yFa1在一对a-c传动中，太阳轮传递的扭矩：T计算模数mm=12.1取标准值m=10mm则ad(6)计算变位系数a-g传动按和αag由图初选xinvαya∆变位系数分配找出(za+zg)2=25.5和xa=0.41g-b传动xg=0.39a=yαxx∆2.4.3行星机构中各齿轮几何尺寸的计算分度圆d=mz齿顶圆d齿根圆d基圆直径d代入上组公式计算如下：太阳轮:d=10ddd行星轮:d=10ddd内齿轮:d=10ddd太阳轮，齿宽bb2.4.4啮合要素验算(1)a-g传动端面重合度εa顶圆齿形曲径ρ太阳轮ρ行星轮ρ端面啮合长度gg式中“±”号正号为外啮合，负号为内啮合角直齿轮ag=63.5+(84.12−262.3=40.5mm端面重合度εε==1.4(2)g-b端面重合度εa顶圆齿形曲径ρaρ由上式计算得行星轮ρ内齿轮ρ端面啮合长度gg=84.12−144.3+262.3=46.89端面重合度εε==1.642.4.5齿轮强度验算（1）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TT=2461.74N名义圆周力F应力循环次数nNa式中naHnt——寿命期内要求传动的总运转时间(h)t=2500h确定强度计算中的各种系数使用系数KA根据对截割部使用负荷的实测与分析，取K动负荷系数K因为z1F可根据圆周速度：v=vz查得6级精度时：K齿向载荷分布系数KK=1.68在一般计算中可取K齿间载荷分布系数KK节点区域系数ZZ式中直齿轮βαt直齿轮ααt—端面压力角，直齿轮弹性系数ZZ齿形系数根据z1=20和x应力修正系数YsaY重合度系数ZZY螺旋角系数因β得zY得Y齿数uu=接触应力的基本值σσ=2.25=477.65接触应力σσ=477.65=870.57弯曲应力的基本值σσ==55.18齿根弯曲应力σσ=55.18=166.42确定计算许用接触应力σHp寿命系数z因NL>润滑系数z因v40=220查得Z速度系数Z因v=5.656ms粗糙硬化系数z因σHlim>Z工作硬化系数Z由于大小齿轮均为硬齿面，所以Z尺寸系数Z许用接触应力σσ=1400=1271.844接触强度安全系数SS确定计算许用弯曲应力σFp试验齿轮的应力修正系数Y寿命系数Y相对齿根圆角敏感系数Y因ysa=0.75齿根表面状况系数Y尺寸系数YxY许用弯曲应力σσ=450=712.24弯曲强度安全系数SS齿轮合格(2)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。名义切向力F应力循环次数N式中nbH确定强度计算中的各种系数使用系数K动负荷系数Kv=vzKv齿向载荷分布系数KK其中∅db=0.16取K齿间载荷分布系数KK节点区域系数ZZ式中直齿轮βαt直齿轮ααt——端面压力角，直齿轮弹性系数ZZ齿形系数YY应力修正系数Y重合度系数zzY螺旋角系数z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寿命系数工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得尺寸系数(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试验齿轮的应力修正系数寿命系数相对齿根圆角敏感系数齿根表面状况系数尺寸系数，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2.5截割部第二级行星机构的设计2.5.1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。2.5.2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、。传动2.5.3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2.5.4啮合要素验算(1)a-c传动端面重合度顶圆齿形曲径太阳轮行星轮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。直齿轮端面重合度(2)c-b端面重合度顶圆齿形曲径，由上式计算得行星轮内齿轮端面啮合长度g端面重合度2.5.5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。）(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(h)(3)确定强度计算中的各种系数使用系数根据对截割部使用负荷的实测与分析，取动负荷系数因为和可根据圆周速度：齿向载荷分布系数在一般计算中可取齿间载荷分布系数节点区域系数式中 直齿轮；——端面节圆啮合角；直齿轮——端面压力角，直齿轮弹性系数齿形系数根据和，应力修正系数重合度系数螺旋角系数因得得(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寿命系数因，润滑系数因和速度系数因，粗糙硬化系数因和由图5-19，查得工作硬化系数由于大小齿轮均为硬齿面，所以尺寸系数(10)许用接触应力(11)接触强度安全系数SH(12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数试验齿轮的应力修正系数寿命系数查文献16查图得相对齿根圆角敏感系数因,由图2.4-20查得齿根表面状况系数尺寸系数，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使用系数动负荷系数（7级精度）齿向载荷分布系数其中mm取间载荷分布系数（4）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，直齿轮弹性系数齿形系数 应力修正系数重合度系数螺旋角系数，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寿命系数由文献16图得由表6-14得工作硬化系数内齿轮齿面硬度为由公式得尺寸系数由文献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试验齿轮的应力修正系数寿命系数查文献16图2.4-8得相对齿根圆角敏感系数因,由文献16图2.4-20,查得齿根表面状况系数尺寸系数，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2.6轴的设计计算与校核2.6.1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。求输出轴上的转矩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120mm。（1）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93mm。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盈配合来保证的，因此轴段直径尺寸公差查表得k6。④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。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，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，2.6.2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。求输出轴上的转矩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。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，。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，。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/js6。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2mm。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，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，2.6.3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。求输出轴上的转矩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，可得取最小轴径为110mm。轴的结构设计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。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/f6。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。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。，，取，轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。2.6.4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。求输出轴上的转矩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110mm。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如图3－9所示。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。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j6。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。2.6.5三轴的设计计算(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。该轴材料为18Cr2Ni4WA,，许用应力，，取，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。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,即确定影响系数轴的材料为18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，轴肩圆角处的有效应力集中系数根据，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、取计算安全系数取需用安全系数可得:所以此轴疲劳强度足够。2.6.6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太阳轮总的转矩太阳轮受力计算，计算圆周切向力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60mm(3)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。3截割部的润滑与密封3.1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。3.2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。4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。4.1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。4.2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。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。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。4.3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。4.4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）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。（4）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。4.5机器的维护与检修（1）日检：在日常使用中，应及时维