采煤機截割畢業(yè)設計說明書

1、<p><b>　　1 緒 論</b></p><p>　　1.1國際上采煤機的技術現狀和趨勢</p><p>　　80年代以來,世界各主要采煤國家,為適應高產高效綜采工作面發(fā)展和實現礦井集中化生產的需要,積極采用新技術,不斷加速更新和改進滾筒采煤機的技術性能和結構,相繼研制出一批高性能、高可靠的”采煤機”。德國、美國、英國都開發(fā)成功各種交、直流電牽引采煤機

2、，同時把計算機控制系統(tǒng)用在采煤機上。</p><p>　　1.1.1 裝機功率大副增加</p><p>　　為了適應高產高效綜采工作面快速截煤的需要，不論是厚、中厚和薄煤層采煤機，均在不斷加大裝機功率(包括截割功率和牽引功率)。裝機功率大都在1000kW左右，最大的已達2240kW，單個截割電動機的功率都在375kW以上，最高的已達600kW。直流電牽引的牽引功率最大已達2×5

3、6kW，交流電牽引功率已達2×60kW。</p><p>　　1.1.2 電牽引成為主導機型</p><p>　　德國艾柯夫公司最早開發(fā)電牽引采煤機，80年代中后期已基本停止生產液壓牽引采煤機，研制出EDW系列電牽引采煤機，其中EDW450/1000和EDW300－LN是代表性的機型，90年代又研制成功交直流兩用的SL300、SL400、SL500型采煤機。美國喬埃公司70年代中

4、期開始開發(fā)多電機驅動的直流電牽引采煤機，80年代以來先后推出3LS、4LS、6LS三個新機型，其中電控系統(tǒng)已改進多次，性能更趨完善。英國安德森公司在80年代中期研制了第一臺直流電牽引采煤機Electra550，在美國使用成功后，又先后開發(fā)了Electra1000和Electra薄煤層電引采煤機。日本三井三池公司80年代中期著手開發(fā)高起點交流電牽引采煤機，在國際上是首創(chuàng)，最具代表性的是MCLE－DR101101、MCLE－DR102102

5、采煤機。法國薩吉姆公司在90年代也已研制成功Pande－E型交流電牽引采煤機。世界各主要采煤機廠商80年代都已把重點轉向開發(fā)電牽引采煤機，目前，美國長壁工作面中電牽引采煤機已超過90％，德國已占56％，澳大利亞占52％，而且近幾年來，幾乎所有綜采工作面的高產高效記錄都是由電牽引采煤機創(chuàng)造的。</p><p>　　1.1.3 牽引速度和牽引力不斷增加</p><p>　　液壓牽引采煤機的最大

6、牽引速度為8m/min左右，而實際可用割煤速度為4～5m/min(相對最大牽引力時的牽引速度)，實際牽引功率僅為40～50kW，不適應快速割煤的需要。為適應高產高效工作面，電牽引采煤機牽引功率需要成倍增加，據報導在美國18m/min的牽引速度已很普遍，個別的已超過24m/min，美國喬埃公司的一臺經改進的4LS采煤機的牽引速度高達28.5m/min。由于采煤機需要快速牽引割煤，滾筒截深的加大和轉速的降低，又導致進給量和推進力的加大，故要

7、求采煤機增大牽引力，目前已普遍加大到450～600kN，現正研制最大牽引力為1000kN的采煤機。</p><p>　　1.2 我國采煤機30多年的發(fā)展進程</p><p>　　1.2.1 20世紀70年代是我國綜合機械化采煤起步階段</p><p>　　20世紀70年代初期，煤炭科學研究總院上海分院集中主要科技骨干，研制出綜采面配套的MD-150型雙滾筒采煤機，

8、另一方面改進普采配套的DY100型、DY150型單滾筒采煤機；70年代中后期，制造出MLS3-170型雙滾筒采煤機。20世紀70年代我國采煤機的發(fā)展有以下特點：</p><p><b>　　1．裝機功率小</b></p><p>　　例如，MLS3-170型雙滾筒采煤機，裝機功率170KW；KD-150型雙滾筒采煤機，裝機功率150KW；DY-100和DY-150型單

9、滾筒采煤機，裝機功率100KW和150KW。</p><p>　　2．有鏈牽引，輸出牽引力小</p><p>　　此時期的采煤機牽引方式都是圓環(huán)鏈輪與牽引鏈輪嚙合傳動，傳遞牽引力小，牽引力在200KN以下。</p><p><b>　　3．牽引速度低</b></p><p>　　由于受液壓元部件可靠性的限制，設計的牽引力

10、功率較小，牽引速度一般不超過6m /min 。</p><p><b>　　4．自開切口差</b></p><p>　　由于雙滾筒采煤機搖臂短,又都是有鏈牽引,很難割透兩端頭,且容易留下三角煤,故需要人工清理,單滾筒采煤機更是如此.</p><p><b>　　5．工作可靠性較差</b></p><p&

11、gt;　　我國基礎工業(yè)比較薄弱,元部件質量較差,反映在采煤機的壽命普遍較低,特別是液壓元部件的損壞比較嚴重</p><p>　　20世紀80年代是我國采煤機發(fā)展興旺時期</p><p>　　20世紀70年代后期，我國總共引進143套綜采成套設備。世界主要采煤機生產國如英國、德國、法國、波蘭、日本等都進入中國市場，其技術也展示在中國人的面前，為我們深入了解外國技術和掌握這些技術創(chuàng)造了條件，同

12、時通過20世紀70年代自行研制采煤機的實踐，獲得了成功和失敗的經驗與教訓，確立了我國采煤機的發(fā)展方向，即仿制和自行研制并舉。</p><p>　　解決難采煤層的問題是20世紀80年代重大課題之一：具體的課題是薄煤層綜合機械化成套設備的研制：大傾角綜采成套設備的研制：“三硬”、“三軟”4．5m一次采全高綜采設備的研制：解決短工作面的開采問題，短煤臂采煤機的研制。</p><p>　　據初步統(tǒng)

13、計，20世紀80年代自行開發(fā)和研制的采煤機品種有50余種，是我國采煤機收獲的年代，基本滿足我國各種煤層開采的需要，大量依靠進口的年代已一去不復返了。20世紀80年代采煤機的發(fā)展有如下特點：</p><p>　　1．重視采煤機系列的開發(fā)，擴大使用范圍</p><p>　　20世紀70年代開發(fā)的采煤機，一種類型只有一個品種，十分單一，覆蓋面小，很難滿足不同煤層開采需要。20世紀80年代起重視系

14、列化采煤機的開發(fā)工作，一種功率的采煤機可以派生出多種機型，主要元部件在不同功率的采煤機上都能通用，這樣不僅擴大了工作面的適應范圍，而且便于用戶配件的管理。采煤機系列化是20世紀80年代采煤機發(fā)展中非常突出的特點。</p><p>　　2．元部件攻關先行，促使采煤機工作可靠性的提高</p><p>　　總結20世紀70年代采煤機開發(fā)中的經驗教訓，元部件的可靠性直接決定采煤機開發(fā)的成功率，所以

15、功關內容為：主電機的攻關，以解決燒機的現象；齒輪攻關，從選擇材質上，熱處理工藝上著手，學習國內外先進技術成功經驗，以德國齒輪為目標進行攻關，達到預期目的，解決了低速重載齒輪早失效的問題：液壓系統(tǒng)和液壓元部件的攻關，主油泵和油馬達的可靠性直接影響牽引部工作的可靠性，在20世紀80年代中期，把斜軸泵、斜軸馬達、閥組和調速機構等都列入重點攻關內容。</p><p>　　3．無鏈牽引的推廣使用，使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全

16、</p><p>　　在引進大功率采煤機的同時，無鏈牽引技術傳入中國，德國艾柯夫公司的銷軌式無鏈牽引和英國安德森公司的齒軌式無鏈牽引占絕大多數，而且技術成熟。為此，我國研制采煤機的無鏈牽引都向引進機組的結構上靠攏。仿制和引進技術生產的采煤機更是如此。無鏈牽引使采煤機工作平穩(wěn)，使用安全，承受的牽引力大，因此，得到用戶的廣泛歡迎，大功率采煤機都采用無鏈牽引系統(tǒng)。</p><p>　　1.2.3

17、 20世紀90年代至今是我國電牽引采煤機發(fā)展的時代</p><p>　　進入20世紀90年代后，隨著煤炭生產向集約化方向發(fā)展，減員提效，提高工作面單產成為煤炭發(fā)展的主流，發(fā)展高產高效工作面勢在必行，此采煤機開發(fā)研制圍繞高產高效的要求進行，其主要方向是：</p><p>　　（1）大功率高參數的液壓牽引采煤機：最具代表性的機型是MG2X400－W型采煤機。</p><p

18、>　?。?）高性能電牽引采煤機：電牽引采煤機的研制從20世紀80年代開始起步，20世紀90年代全面發(fā)展，電牽引的發(fā)展存在直流和交流兩種技術途徑。進入20世紀90年代后，交流變頻調速技術在中厚煤層采煤機中推廣使用，上海分院先后開發(fā)成功MG200/500-WD、MG200/450-BWD、MG250/600-WD、MG400/920-WD和MG450/1020-WD等采煤機，變頻調速箱可以是機載，也可以是非機載。另外派生出8種機型，都

19、已投入使用，取得較好的效果。太原礦山機械廠在引進英國Electra1000直流電牽引全套技術的基礎上，開發(fā)出MG400/900-WD和MG250/600-WD型兩種電牽引采煤機，雞西煤機廠、遼源煤機廠也開發(fā)了交流電牽引采煤機。</p><p>　　國產電牽引采煤機雖然發(fā)展速度很快，但在性能和可靠性上與世界先進國家的I采煤機相比，還存在較大的差距，所以一些有實力的礦務局，在裝備高產高效工作面時，把目光移到國外，進口

20、國外先進電牽引采煤機。如神府華能集團引進美國的7LS、6LS電牽引采煤機；兗州礦業(yè)集團公司引進德國的SL-500型和日本的MCLE-DR102型交流電牽引采煤機，但由于價格昂貴，故引進數量較少，90年代采煤機技術發(fā)展的特點如下：</p><p>　　1．多電機驅動橫向布置的總體結構成為電牽引采煤機發(fā)展的主流</p><p>　　我國開發(fā)的電牽引采煤機，一般都采用橫向布置。各大部件由單獨的電

21、動機驅動，傳動系統(tǒng)彼此獨立，無動力傳遞，結構簡單，拆裝方便，因而有取代電動機縱向布置的趨勢。</p><p>　　2．我國采煤機的主要參數與世界先進水平的差距在縮小</p><p>　　在裝機功率方面，我國的液壓牽引采煤機裝機功率達到800KW，電牽引采煤機裝機功率達到1020KW，其牽引功率為2X50KW，可滿足高產高效工作面對功率的要求。在牽引力和牽引速度方面，電牽引的最大牽引力已達到

22、700KN，最大牽引速度達12．56m/min,微處理機的工礦監(jiān)測、故障顯示、無線電離機控制等方面已達到較高技術水平。</p><p>　　3．液壓緊固技術的開發(fā)研究取得成功</p><p>　　采煤機連接構件經常松動是影響工作可靠性的重要因素，而且解決難度較大，液壓螺母和專用超高壓泵，在電牽引采煤機中得到推廣應用，防松效果顯著，基本解決采煤機連接可靠性的問題。</p>&l

23、t;p>　　回顧這30多年我國采煤機發(fā)展的歷程，走的是一條自力更生和仿制引進結合的道路，也是一條不斷學習國外先進技術為我所用的發(fā)展道路，從20世紀70年代主要靠進口采煤機來滿足我國生產需要，到近年幾乎是國產采煤機占我國整個采煤機市場，這也是個了不起的進步。</p><p>　　1.3 采煤機的發(fā)展趨勢</p><p>　　80年代以來，滾筒式采煤機在結構、性能參數、可靠性和易維修性

24、上都有很大的改進。歸結起來，滾筒式采煤機有以下特征和發(fā)展趨勢：</p><p><b>　　1）增大功率和能力</b></p><p>　　為了適應綜采工作面高產、高效和在不同地質條件下快速截割煤巖的需要，不論厚、中厚和薄煤層的采煤機均在不斷增大裝機功率和生產能力。</p><p>　　2）電牽引采煤機已成為主導機型</p>&l

25、t;p>　　目前電牽引采煤機已成為德國、英國、美國、日本和法國等主要生產國的主導機型。</p><p>　　3）增大牽引速度和牽引力，并改進無鏈牽引機構</p><p>　　為了適應綜采高產高效的要求，近代采煤機的牽引速度和牽引力都有較大的增大。</p><p>　　4）機器的結構布置有新的發(fā)展</p><p>　　近年來不斷發(fā)展和研制

26、出了多機橫向布置、部件可側面拉裝的整機箱式機身、縱向布置采煤機的牽引部和截割部合為一個部件、破碎機采用單獨電動機傳動、改進擋煤板傳動裝置、無底托架或不用整體底托架等新的結構布置方式。</p><p>　　5）截割滾筒的革新和改進</p><p>　　截割滾筒的改進是圍繞增大截深、減低煤塵、增大塊煤率和提高壽命等目標進行的其主要改進有增大截深、采用強力截齒、增大塊煤率和減少煤塵生成、滾筒設計

27、CAD、高壓水射流噴霧降塵和助切、加固滾筒結構等方面。</p><p>　　6）擴大采煤機的使用范圍，不斷開發(fā)難采煤層的機型</p><p>　　薄煤層、厚煤層、硬粘并有夾矸煤層、大傾角、破碎頂板等難采煤層的機型的發(fā)展有，開發(fā)出了薄煤層、厚煤層、大傾角、短機身、窄機身等機型。</p><p>　　7）提高采區(qū)工作電壓</p><p>　　80

28、年代以前，各國采區(qū)工作面設備電壓多為1000V左右。隨著綜采設備向大功率發(fā)展，目前采煤機最大功率達1220kW，截割電機最大功率達6000kW，刮板輸送機最大功率達1125kW，驅動電機最大功率達525 kW，加上工作面長度的不斷增長，所以必須提高采區(qū)的供電電壓，目前各國生產的大功率采煤機，其供電電壓一般為2300、3300、4160和5000V等幾檔。</p><p>　　8）采用微電子技術，實現機電液一體化

29、的采集、工況監(jiān)測、故障診斷和自動控制</p><p>　　現代采煤機均裝有功能完善的用微處理器控制的數據采集、工況監(jiān)測、故障診斷和自動控制，這是代表采煤機水平的重要標志?，F代采煤機的微處理系統(tǒng)除了工況監(jiān)測，還可以對其采集信息進行分析處理，再輸出顯示、存儲、</p><p>　　制和傳輸等，以實現檢測、預警、保護、健康診斷、事故查詢、維修指導和調度分析等多種功能。</p>&l

30、t;p>　　9）貫徹標準化、系列化和通用化原則，加速開發(fā)適合不同地質條件的新機型</p><p>　　目前各主要采煤機生產廠家都十分重視三化原則，將采煤機各主要部件</p><p>　　（如電動機、截割部固定減速箱、搖臂、滾筒、牽引部、截牽箱、行走箱、牽引機構等）制定標準，作為適合不同條件的通用部件，各部件間的連接尺寸一致。這樣，就可以根據不同的地質條件的要求，很容易用積木式方法將各

31、部件組合成新機型，以擴大采煤機的系列和加速研制過程。</p><p>　　10）提高采煤機的可靠性和壽命，提高易維修性，縮短井下更換部件時間，延長大修周期，提高機器的使用率和開機率。</p><p>　　1.4 采煤機的類型及主要組成</p><p>　　采煤機有不同的分類方法：按工作機構形式可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引方式可分為鏈牽引和無鏈牽引采煤機

32、；按牽引部位置可分為內牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引與電牽引；按工作機構位置可分為額面式與側面式；還可以按層厚和傾角來分類.</p><p>　　左、右截割部減速箱：將電動機的動力經齒輪減速后傳給搖臂5的齒輪，驅動滾筒6旋轉。</p><p>　　如圖1.1 雙滾筒采煤機</p><p>　　滾筒：是采煤機落煤和裝煤的工作機構，滾筒上焊有端盤及螺

33、旋葉片，其上裝有截齒。螺旋葉片將截齒割下的煤裝到刮板輸送機中。為提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒一側裝有弧形擋煤板7，它可以根據不同的采煤方向來回翻轉180°。</p><p>　　底托架：是固定和承托整臺采煤機的底架，通過其下部四個滑靴9將采煤機騎在刮板輸送機的槽幫上，其中采空區(qū)側兩個滑靴套在輸送機的導向管上，以保證采煤機的可靠導向。</p><p>　　調高油缸：可使搖臂連同滾筒

34、升降，以調節(jié)采煤機的采高。</p><p>　　調斜油缸：用于調整采煤機的縱向傾斜度，以適應煤層沿走向起伏不平時的截割要求。</p><p>　　電氣控制箱：內部裝有各種電控元件，用于采煤機的各種電氣控制和保護。</p><p>　　此外，為降低電動機和牽引部的溫度并提供內外噴霧降塵用水，采煤機設有專門的供水系統(tǒng)。采煤機的電纜和水管夾持在拖纜裝置內，并由采煤機拉動在

35、工作面輸送機的電纜槽中卷起或展開。</p><p><b>　　2總體方案確定</b></p><p>　　2.1 MG300/700-WD型采煤機簡介</p><p>　　MG300/700-WD型機載交流電牽引采煤機，該機裝機功率700KW，截割功率2×300KW,牽引功率</p><p>　　該采煤機使用

36、的電氣控制箱符合礦用電氣設備防爆規(guī)程的要求，可在有瓦斯或煤層爆炸危險的礦井中使用，并可在海拔不超過2000m、周圍介質溫度不超過＋40℃或低于－10℃、不足以腐蝕和破壞絕緣的氣體與導電塵埃的情況下使用。</p><p>　　2.1.2主要技術參數</p><p>　　該機的主要技術參數如下：</p><p>　　2.1.3 MG300/700-WD型采煤機采用多電

37、機橫向布置方式，截割部用銷軸與牽引部聯結，左、右牽引部及中間箱采用高強度液壓螺栓聯結，在中間箱中裝有泵箱、電控箱、水閥和水分配閥。該機具有以下特點：</p><p>　　1．截割電機橫向布置在搖臂上，搖臂和機身連接沒有動力傳遞，取消了縱向布置結構中的螺旋傘齒輪和結構復雜的通軸。</p><p>　　2．主機身分為三段，即左牽引部、中間控制箱、右牽引部，采用高度液壓螺栓聯結，結構簡單可靠、拆

38、裝方便。</p><p>　　2.2 搖臂結構設計方案的確定</p><p>　　由于煤層地質條件的多樣性，煤炭生產需要多種類型和規(guī)格的采煤機。利用通用部件，組裝成系列型號的采煤機，可以給生產帶來很多方便。系列化、標準化和通用化是采掘機械發(fā)展的必然趨勢。所以，這里把左右搖臂設計成對稱結構。</p><p>　　2.3 截割部電動機的選擇</p><

39、;p>　　由設計要求知，截割部功率為300×2KW，即每個截割部功率為300KW。根據礦下電機的具體工作情況，要有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全;而且電機工作要可靠，啟動轉矩大，過載能力強，效率高。據此選擇由撫順廠生產的三相鼠籠異步防爆電動機YBS3─300,其主要參數如下：</p><p>　　額定功率：300KW； 額定電壓：1140V</

40、p><p>　　額定電流：296A; 額定轉速：1470P/m</p><p>　　額定頻率：50HZ; 絕緣等級： H</p><p>　　接線方式：Y 工作方式：S1</p><p>　　質量： 冷卻方式：外殼水冷</p><p>

41、;　　該電機總體呈圓形, 其電動機輸出軸上 帶有漸開線花鍵，通過該花鍵電機將輸出的動力傳遞給搖臂的齒輪減速機構。</p><p>　　2.4傳動方案的確定</p><p>　　2.4.1 傳動比的確定 </p><p>　　滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉速和直徑計算而的，為了減少

42、滾筒截割產生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉速出現低速化的趨勢。滾筒轉速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉速。</p><p><b>　　總傳動比</b></p><p>　　——電動機轉速 r/min</p><p>　　——滾筒轉速 r/min</p>

43、<p>　　2.4.2 傳動比的分配</p><p>　　在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結構、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：</p><p>　　1．各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。&

44、lt;/p><p>　　2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。</p><p>　　3．使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。</p><p>　　4．使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。</p><p>　　由于采煤機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維

45、修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構的傳動比。</p><p>　　設計采用NGW型行星減速裝置，其工作原理如下圖所示：</p><p>　　該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內齒圈b、行星輪g、行星架x等組成。傳動時，內齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪g—面繞自身的軸線ox—ox轉動，從而驅動行星架x回轉，實

46、現減速。運轉中，軸線ox—ox是轉動的。</p><p>　　這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如上圖所示，當內齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架g為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。查閱文獻[4],采煤機截

47、割部行星減速機構的傳動比一般為4～6。這里定行星減速機構傳動比</p><p>　　則其他三級減速機構總傳動比</p><p>　　÷36.75÷5.747=6.39</p><p>　　根據前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數為17為依據，初定齒數及各級傳動比為：</p><p><b>

48、　　低速時： </b></p><p><b>　　中速時： </b></p><p><b>　　高速時： </b></p><p>　　以此計算，四級減速傳動比的總誤差為：</p><p>　　×1．56×2．29×5．747）

49、7;36．75＝0．2‰</p><p>　　在誤差允許范圍5﹪內，合適。</p><p><b>　　3 傳動系統(tǒng)的設計</b></p><p>　　3.1各級傳動轉速、功率、轉矩的確定</p><p><b>　　各軸轉速計算：</b></p><p>　　從電動機出來，

50、各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ軸。</p><p>　　Ⅰ軸 min</p><p>　?、筝S </p><p>　　Ⅳ軸 </p><p>　?、鲚S </p><p><b>　　各軸功率計算：</b>

51、</p><p>　?、褫S ×0.99=297</p><p>　?、蜉S ×0.98×0.99=285.27</p><p>　?、筝S ×0.98×0.99=276.78</p><p>　?、糨S ×0.98×0.99×0.99=265.83<

52、;/p><p>　　Ⅴ軸 ×0.98×0.99×0.99=255.33</p><p>　?、鲚S ×0.98×0.99=248.2</p><p>　?、鬏S ×0.98×0.99×0.99=238.4</p><p>　?、S ×0.98&#

53、215;0.99×0.99=229</p><p><b>　　各軸扭矩計算:</b></p><p>　?、褫S ×</p><p>　?、筝S ×</p><p>　?、糨S ×</p><p>　?、鬏S

54、 ×</p><p>　　將上述計算結果列入下表,供以后設計計算使用</p><p><b>　　運動和動力參數</b></p><p>　　3.2 齒輪設計及強度效核：</p><p>　　這里主要是根據查閱的相關書籍和資料，借鑒以往采煤機截割部傳動系統(tǒng)的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數、轉速、傳

55、動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定，具體計算過程級計算結果如下：統(tǒng)的設計經驗初步確定各級傳動中齒輪的齒數、轉速、傳動的功率、轉矩以及各級傳動的效率，進而對各級齒輪模數進行初步確定，截割部齒輪的設計及強度效核，具體計算過程及計算結果如下：</p><p>　　齒輪4和齒輪5設計及強度效核：</p><p>　　齒輪6和惰輪7的幾何尺寸計算：</p>

56、<p>　　惰輪8和齒輪9的幾何尺寸計算：</p><p>　　由于齒輪的強度效核方法都是相似的，因而對其它齒輪的強度效核過程安排在設計說明書以外的篇幅中進行，并全部強度驗算合格。</p><p>　　3.3　軸的設計及強度效核</p><p><b>　　先確定Ⅲ軸</b></p><p>　　3.3.1

57、 選擇軸的材料</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調質處理</p><p>　　3.3.2軸徑的初步估算</p><p>　　由4—2取A=115，可得可得</p><p>　　3.3.3 求作用在齒輪上的力</p><p>　?、筝S上大齒輪分度圓直徑為： </p><p>　　圓周

58、力，徑向力和軸向力的大小如下</p><p>　　小輪分度圓直徑為： </p><p>　　3.3.4 軸的結構設計</p><p>　　1）擬定軸向定位要求確定各軸段直徑和長度</p><p>　?、穸伟惭b調心滾子軸承。軸承型號2219c，尺寸</p><p><b>　　取軸段直徑</b>

59、;</p><p>　　取齒輪距箱體內壁距離軸承距箱體內壁則：</p><p>　?、蚨伟惭b齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位，取軸段直徑軸段長度</p><p>　　Ⅲ段取齒輪右端軸肩高度軸環(huán)直徑91軸段長</p><p>　?、舳斡糜谘b軸承，選用深溝球軸承Nj419，尺寸，取軸段直徑軸段長164 </p><

60、;p>　　2）軸上零件的周向定位</p><p>　　兩個齒輪均采用花鍵聯結，花鍵適用于載荷較大和定心精度要求較高的靜聯接和動聯接，它的鍵齒多，工作面總接觸面積大，承載能力高，它的鍵布置對稱，軸、轂受力均勻，齒槽淺，應力集中較小，對軸和輪轂的消弱小。</p><p><b>　　花鍵尺寸為：</b></p><p>　　軸承與軸的周向定位

61、采用過渡配合保證的，因此軸段直徑公差取為.</p><p><b>　　軸端倒角 </b></p><p>　　3.3.5 軸的強度效核：</p><p>　　首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖：</p><p><b>　　2） 求支反力：</b></p><p>&

62、lt;b>　　水平面：</b></p><p><b>　　垂直面：</b></p><p>　　3） 計算彎矩，繪彎矩圖</p><p>　　水平彎矩：圖（b）所示</p><p>　　垂直面彎矩：圖（c）所示</p><p>　　合成彎矩：圖（d）所示</p>

63、<p><b>　　4) 扭矩： </b></p><p>　　5） 計算當量彎矩：圖（f）所示</p><p>　　顯然D處為危險截面，故只對該處進行強度效核</p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理，查表4－1得</p><p><b>　　由得 </b></p>

64、<p><b>　　取</b></p><p><b>　　<</b></p><p>　　3.3.6 安全系數效核計算：</p><p><b>　　1）確定參數</b></p><p>　　由前述計算可知： </p><p>

65、　　抗扭截面模量： </p><p><b>　　2）計算應力參數</b></p><p>　　彎曲應力幅 </p><p>　　因彎矩為對稱循環(huán)，故彎曲平均應力</p><p>　　扭剪應力幅 </p><p>　　因轉矩為脈動循環(huán)，故扭剪平均應力</p

66、><p><b>　　3）確定影響系數</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理，由表4－1查得，</p><p>　　軸肩圓角處得有效應力集中系數</p><p><b>　　根據 </b></p><p><b>　　由表4－5經插值<

67、;/b></p><p>　　3.4截割部行星機構的設計計算</p><p><b>　　已知：輸入功率</b></p><p>　　轉速=230.8r/min，</p><p>　　輸出轉速=40r/min</p><p>　　3.4.1 齒輪材料熱處理工藝及制造工藝的選定</p&

68、gt;<p>　　太陽輪和行星輪的材料為20CrNi2MoA，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57～61HRC。因為對于承受沖擊重載荷的工件，常采用韌性高淬透性大的18Cr2Ni4WA和20CrNi2MoA等高級滲碳鋼，經熱處理后，表面有高的硬度及耐磨性，心部又具有高的強度及良好的韌性和很低的缺口敏感性。</p><p>　　試驗齒輪齒面接觸疲勞極限MPa</p><p>　　試

69、驗齒輪齒根彎曲疲勞極限：</p><p><b>　　太陽輪：</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　行星輪：</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　齒形為

70、漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。</p><p>　　內齒圈的材料為42CrMo，調質處理，硬度為262～302HBS.</p><p>　　試驗齒輪的接觸疲勞極限：</p><p><b>　　Mpa</b></p><p>　　試驗齒輪的彎曲疲勞極限：</p><p><b>

71、;　　Mpa</b></p><p>　　齒形的加工為插齒，精度為7級。</p><p>　　3.4.2 確定各主要參數</p><p>　?、判行菣C構總傳動比：</p><p>　　i=5.74，采用NGW型行星機構。</p><p><b>　?、菩行禽啍的浚?lt;/b></p&

72、gt;<p>　　要根據文獻3表2.9-3及傳動比i，取。</p><p><b>　?、禽d荷不均衡系數：</b></p><p>　　采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構，取 =1.15</p><p><b>　?、扰潺X計算：</b></p><p><b>　　太陽輪

73、齒數</b></p><p>　　式中：取c=22（整數）</p><p><b>　　內齒圈齒數</b></p><p><b>　　行星輪齒數</b></p><p><b>　　取 </b></p><p><b>　?、升X輪

74、模數：</b></p><p>　　按文獻3表2.4-7中的公式計算中心距：</p><p><b>　　綜合系數：</b></p><p>　　2）太陽輪單個齒輪傳遞的轉矩：</p><p><b>　　3）齒數比：</b></p><p><b>　

75、　4）取齒寬系數：</b></p><p><b>　　5）初定中心距：</b></p><p>　　將以上各值代入強度計算公式，得</p><p><b>　　6）計算模數：</b></p><p><b>　　取標準值m=8</b></p><

76、;p>　　7）未變位時中心距a：</p><p><b>　　根據實際情況取</b></p><p><b>　?。?）計算變位系數</b></p><p><b>　　1）a-c傳動</b></p><p><b>　　a)嚙合角：</b><

77、/p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　b)總變位系數：</b></p><p>　　c)中心距變動系數：</p><p><b>　　d)齒頂降低系數：</b></p><p><b>　　e)分配變位系數：&

78、lt;/b></p><p>　　取 （見文獻3第101頁）</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　2）c-b傳動</b></p><p><b>　　a)嚙合角：</b></p><p><b>　　

79、式中， </b></p><p><b>　　代入 </b></p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　b)變位系數和：</b></p><p>　　c)中心距變動系數：</p><p><b&g

80、t;　　d)齒頂降低系數：</b></p><p><b>　　e)分配變位系數：</b></p><p>　　3.4.3 幾何尺寸計算</p><p><b>　　分度圓 </b></p><p><b>　　齒頂圓 </b></p><p

81、><b>　　齒根圓 </b></p><p><b>　　基圓直徑 </b></p><p><b>　　齒頂高系數 </b></p><p><b>　　太陽輪，行星輪—</b></p><p><b>　　內齒輪—</b&

82、gt;</p><p><b>　　頂隙系數</b></p><p><b>　　太陽輪，行星輪—</b></p><p><b>　　內齒輪—</b></p><p>　　代入上組公式計算如下：</p><p><b>　　太陽輪</b

83、></p><p><b>　　行星輪 </b></p><p><b>　　內齒輪</b></p><p><b>　　太陽輪，齒寬b</b></p><p>　　由表2.5-12, </p><p><b>　　取 </b>

84、;</p><p><b>　　則 </b></p><p><b>　　取 </b></p><p><b>　　～</b></p><p>　　3.4.4 嚙合要素驗算</p><p>　　⑴a-c傳動端面重合度</p><

85、p><b>　　頂圓齒形曲徑：</b></p><p><b>　　太陽輪</b></p><p><b>　　行星輪</b></p><p><b>　　2）端面嚙合長度：</b></p><p>　　式中 “”號正號為外嚙合，負號為內嚙合角&l

86、t;/p><p><b>　　— 端面節(jié)圓嚙合</b></p><p><b>　　直齒輪 </b></p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　（mm）</b></p><p><b>　　3）端面重

87、合度：</b></p><p>　?、?c-b端面重合度</p><p><b>　　頂圓齒形曲徑 ：</b></p><p><b>　　由上式計算得 </b></p><p><b>　　行星輪 </b></p><p><b&

88、gt;　　內齒輪 </b></p><p><b>　　2）端面嚙合長度：</b></p><p><b>　　3）端面重合度：</b></p><p>　　3.4.5 齒輪強度驗算</p><p>　?。?）a-c傳動 （以下為相嚙合的小齒輪（太陽輪）的強度計算過程，太陽輪（行星輪

89、）的計算方法相同。）</p><p><b>　　1）確定計算負荷：</b></p><p><b>　　名義轉矩</b></p><p><b>　　名義圓周力</b></p><p>　　2） 應力循環(huán)次數：</p><p>　　式中 —太陽輪相

90、對于行星架的轉速, (r/min)</p><p>　　—壽命期內要求傳動的總運轉時間，(h)</p><p><b>　　(h)</b></p><p>　　3）確定強度計算中的各種系數：</p><p><b>　　a)使用系數</b></p><p>　　根據對截割

91、部使用負荷的實測與分析，?。ㄝ^大沖擊）</p><p><b>　　b)動負荷系數</b></p><p><b>　　因為和</b></p><p><b>　　可根據圓周速度：</b></p><p><b>　　和 </b></p>

92、<p>　　由文獻3圖2.4-4，</p><p><b>　　查得6級精度時：</b></p><p>　　c)齒向載荷分布系數</p><p>　　由文獻3表2.4-8查得滲碳淬火齒輪 </p><p>　　文獻3表2.4-9， </p><p>　　由文獻3表2.4-8查得，&l

93、t;/p><p>　　根據和,由文獻3圖2.4-5,</p><p><b>　　查得</b></p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　d)齒間載荷分布系數</p><p><b>　　因</b></p><

94、;p>　　由文獻3圖2.4-6查得</p><p>　　e)節(jié)點區(qū)域系數 </p><p><b>　　式中， 直齒輪；</b></p><p><b>　　—端面節(jié)圓嚙合角；</b></p><p><b>　　直齒輪</b></p><p>

95、;　　—端面壓力角， 直齒輪</p><p><b>　　f)彈性系數</b></p><p>　　由文獻3表2.4-11查得 </p><p><b>　?。ㄤ摗摚?lt;/b></p><p><b>　　g)齒形系數</b></p><p>　　根據和

96、，由文獻3圖2.4-14查</p><p><b>　　h)應力修正系數</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-18,查得 </p><p><b>　　i)重合度系數</b></p><p><b>　　j)螺旋角系數和</b></p><p>

97、;<b>　　因 </b></p><p><b>　　得 </b></p><p><b>　　得 </b></p><p><b>　　4) 齒數比：</b></p><p>　　5） 接觸應力的基本值</p><p&

98、gt;<b>　　6） 接觸應力：</b></p><p>　　7） 彎曲應力的基本值：</p><p>　　8） 齒根彎曲應力：</p><p>　　9） 確定計算許用接觸應力時的各種系數</p><p><b>　　a)壽命系數</b></p><p>　　因，由文獻3圖

99、2.4-7,得 </p><p><b>　　b)潤滑系數</b></p><p><b>　　因和</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-9，查得 </p><p><b>　　c)速度系數</b></p><p>　　因 ，由文獻3圖2.4

100、-10，查得</p><p><b>　　d)粗糙硬化系數</b></p><p><b>　　因 和 </b></p><p>　　由圖2.4-11， 查得 </p><p><b>　　e)工作硬化系數</b></p><p>　　由于大小齒輪均為

101、硬齒面，所以 </p><p>　　f)尺寸系數 由文獻3表2.4-15 ，查得</p><p>　　10) 許用接觸應力</p><p>　　11) 接觸強度安全系數</p><p>　　12) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數</p><p>　　a)試驗齒輪的應力修正系數</p><p&g

102、t;　　b)壽命系數 因,查文獻3圖2.4-8得 </p><p>　　c)相對齒根圓角敏感系數</p><p>　　因,由文獻3圖2.4-20查得 </p><p>　　d)齒根表面狀況系數 </p><p><b>　　e)尺寸系數</b></p><p>　　由文獻3表2.4-16,得&

103、lt;/p><p>　　13) 許用彎曲應力</p><p>　　14)彎曲強度安全系數</p><p><b>　　(2) c-b傳動</b></p><p>　　本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪（內齒輪）的強度計算過程，小齒輪（行星輪）的強度較高，故計算從略。</p><p><b>　　名義切

104、向力 </b></p><p><b>　　2) 應力循環(huán)次數</b></p><p>　　式中 —內齒輪相對于行星架的轉速 r/mim；</p><p>　　3) 確定強度計算中的各種系數</p><p><b>　　a)使用系數 </b></p><

105、p><b>　　b)動負荷系數</b></p><p><b>　　和 </b></p><p>　　由文獻3圖2.4-4查得， （7級精度）</p><p>　　c)齒向載荷分布系數</p><p>　　由文獻3表2.4-8，查得調質鋼</p><p><

106、b>　　，</b></p><p>　　由文獻3表2.4-9，得</p><p>　　由文獻3表2.4-10，查得</p><p>　?。ㄒ驗?齒寬100<b<200）</p><p>　　根據和由文獻3圖2.4-5，查得</p><p><b>　　式中 </b&

107、gt;</p><p>　　d) 齒間載荷分布系數</p><p><b>　　因</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-6查得 </p><p>　　e)節(jié)點區(qū)域系數 </p><p><b>　　式中， 直齒輪：</b></p><p>

108、<b>　　—端面節(jié)圓嚙合角：</b></p><p><b>　　直齒輪</b></p><p><b>　　—端面壓力角，</b></p><p><b>　　直齒輪</b></p><p><b>　　f)彈性系數</b><

109、;/p><p>　　由文獻3表2.4-11，查得</p><p><b>　　g)齒形系數</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-13，查得 </p><p><b>　　h)應力修正系數</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-18,查得 </p>

110、<p><b>　　i)重合度系數</b></p><p><b>　　j)螺旋角系數，</b></p><p><b>　　因 </b></p><p><b>　　得</b></p><p><b>　　得 </b>&

111、lt;/p><p><b>　　4) 齒數比</b></p><p>　　5) 接觸應力的基本值</p><p><b>　　6) 接觸應力</b></p><p>　　7) 彎曲應力的基本值</p><p><b>　　8) 齒根彎曲應力</b></

112、p><p>　　9) 確定計算許用接觸應力時的各種系數</p><p><b>　　a)壽命系數</b></p><p>　　因，由文獻3圖2.4-7,得 </p><p><b>　　b)潤滑系數</b></p><p><b>　　因和</b></

113、p><p>　　由文獻3圖2.4-9，查得 </p><p><b>　　c)速度系數</b></p><p><b>　　因，</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-10 查得</p><p><b>　　d)粗糙度硬化系數</b></

114、p><p><b>　　因和</b></p><p>　　由文獻3圖2.4-11查得 </p><p><b>　　e)工作硬化系數</b></p><p><b>　　因內齒輪齒面硬度為</b></p><p><b>　　由公式得 </

115、b></p><p><b>　　f)尺寸系數 </b></p><p>　　由文獻3表2.4-15 ，查得</p><p>　　10) 許用接觸應力</p><p>　　11) 接觸強度安全系數</p><p>　　12) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數</p><p

116、>　　a)試驗齒輪的應力修正系數 </p><p>　　b)壽命系數 因,查文獻3圖2.4-8得 </p><p>　　c)相對齒根圓角敏感系數</p><p>　　因,由文獻3圖2.4-20,查得 </p><p>　　d)齒根表面狀況系數 </p><p>　　由文獻3圖2.4-21,查得</p&g

117、t;<p>　　e)尺寸系數，由文獻3表2.4-16,得 </p><p>　　13) 許用彎曲應力</p><p>　　14)彎曲強度安全系數</p><p>　　3.5 軸承的壽命校核</p><p>　　3.5.1 對截Ⅲ軸的軸承22219c和Nj419進行壽命計算</p><p>　?。?）計算軸

118、承支反力</p><p>　　1）采用在軸的校核中的數據</p><p><b>　　2）合成支反力</b></p><p>　　3）軸承的當量動載荷</p><p><b>　　4）軸承的壽命</b></p><p>　　查文獻2表5-9，5-10得 </p

119、><p>　　通過計算，兩個軸承的壽命合格。</p><p>　　3.5.2 行星輪軸承壽命的計算</p><p>　?。?）每個軸承上的徑向載荷</p><p>　　選用軸承為22314c </p><p>　　查文獻2表5-9，5-10得</p><p><b>　?。?）軸承的壽命

120、</b></p><p>　　通過計算，軸承的壽命合格。</p><p>　　3.6 花鍵的強度校核</p><p>　　3.6.1 截Ⅳ軸花鍵校核</p><p>　?。ǎ保u臂截Ⅳ軸選用花鍵</p><p><b>　?。ǎ玻姸刃：?lt;/b></p><p>

121、;　　按文獻２－５１公式　</p><p><b>　　式中?。瓊鬟f的轉矩</b></p><p>　?。鼾X載荷不均勻系數　　取（0.70.8）</p><p><b>　?。X數</b></p><p><b>　　－齒的工作長度</b></p><p&

122、gt;<b>　?。骄睆絤m</b></p><p>　?。X的工作高度mm　漸開線花鍵</p><p>　　［］－許用壓強　查表2-23 ［］=（1020）</p><p><b>　　則 </b></p><p><b>　　強度校核合格</b></p>

123、<p>　　3.6.2 行星輪系花鍵校核</p><p>　?。?）選用漸開線花鍵型號為 </p><p>　?。?）按式文獻2-51公式 </p><p><b>　　代入數據得 </b></p><p><b>　　強度校核合格</b></p><p>&

124、lt;b>　　4 滾筒截齒配置</b></p><p>　　采煤機滾筒設計的一個重要問題是截齒配置,基本要求是:采出的塊煤要多,產生的煤塵要小,截割阻力和牽引力要比較均衡地作用在滾筒上。這些要求若能實現,則采煤機使用壽命延長,同時也將提高煤的售價,保護了井下工作人員的身體健康。塊煤率的大小與截齒的尺寸、安裝數量以及排列方式都有較大的關系,加大截齒的伸出長度或減少截齒的數量都可以提高塊煤率,但這將

125、會加劇整個采煤機的振動,影響采煤機的使用壽命。MG300P700 - WD 采煤機使用的<1 800 mm ×800 mm滾筒截齒排列布置的設計,采煤機滾筒端面結構如下圖1 所示。</p><p>　　圖1 　采煤機滾筒端面結構圖</p><p>　　1 端盤端面截齒 2 端盤截齒 3 葉片截齒.</p><p><b>　　4.

126、1截齒配置</b></p><p>　　4.1.1 端盤截齒</p><p>　　端盤截齒的作用是平衡軸向力與自開缺口。</p><p>　　(1) 端盤截齒的工作條件接近為半封閉,截齒負荷大,消耗的功率占工作機構的1/3 左右,端盤截齒消耗占滾筒截齒消耗的一半左右,故其截距要縮小,每條截線上安裝的截齒數要增多。MG300P700 - WD 采煤機所使用

127、的<1 800 mm ×800 mm滾筒端盤截齒分為3 組,每組一個0°截齒,6 個傾斜安裝的截齒,傾角順著滾筒轉向從小到大順序排列。端盤端面安裝有6 個端面截齒,以利于采煤機開缺口及防止端盤接觸煤壁,增加摩擦和磨損。端盤截齒截距從煤壁向外逐漸加大,即18 mm →28 mm →34mm →40 mm。</p><p>　　(2) 滾筒截齒在截煤過程中所產生的振動對采煤機截割部內的各部件

128、及整個采煤機的使用壽命和工作可靠性的影響都是極為嚴重的。產生振動的原因除了煤是脆性非均勻材料外,另一個較重要的因素是滾筒本身的結構。切槽斷面形狀不對稱是產生截齒側向力的根本原因[2 ] ,所有截齒的側向力之和就形成了沿滾筒軸向作用的滾筒側向力,這個力對采煤機的穩(wěn)定性起著決定性的作用,側向不平衡力大小的不斷變化導致了滾筒、搖臂以及整個采煤機沿著這個方向振動。因此在每組截齒中設置一個向采空區(qū)負傾斜截齒,用以平衡軸向力,以減輕采煤機的振動,提

129、高采煤機的穩(wěn)定性。</p><p>　　(3) 開道截齒采用零度齒,這樣對截割是最有利的,因為開道截齒是在半封閉—封閉截槽里工作,條件最差,當它開出一個自由面后,即為以后截齒開創(chuàng)了良好的工作條件。端盤的截割寬度為120 mm ,與滾筒的有效截深800 mm相比只是很小的一個寬度,但對整個滾筒的影響卻是不能忽視的。</p><p>　　4.1.2 　葉片上截齒的配置</p>&

130、lt;p>　　截齒在螺旋滾筒上的配置直接影響滾筒截割性能的好壞。合理配置截齒可使塊煤率提高，粉塵減少，比能耗降低，滾筒受力平穩(wěn)，采煤機運行穩(wěn)定。</p><p>　　一般截齒配置的原則是：</p><p>　?、?保證把被截割煤全部破落下來。</p><p>　?、?截割下來的煤塊度大、煤塵少、比能耗小。</p><p>　?、?滾筒載

131、荷均勻，動負荷和振動較小，采煤機運行平穩(wěn)。</p><p>　　截齒在螺旋滾筒上的配置情況用截齒配置圖來表示。如下圖該型采煤機截齒配置圖，它是截齒齒尖所圓柱面的展開圖。水平直線表示齒尖的運動軌跡（截線），相鄰截線間的距離就是截距。豎線表示截齒的位置坐標。圓圈表示截齒的位置，黑點表示安裝角不排列，屬順序式截槽。滾筒端盤截齒排列較密，為減少端盤與煤壁的摩擦損失，截齒傾斜安裝，屬順序式配置，其方向與葉片上截齒排列的方向

132、相反。緊靠被截煤壁的截齒傾角最大，屬半封閉式截槽?？坷镞叺拿罕谔庬敯蹇鋸埿?，截割阻力較大，為了避免截齒受力過大，減輕截齒過早磨損，端盤截齒配置的截線加密，截齒加多，端盤截齒一般為滾筒總截齒數的一半左右，端盤消耗功率一般約占滾筒總功率的1/3。</p><p><b>　　1.葉片截齒配置</b></p><p>　　截齒的配置應利于采出的塊煤多，產生的煤塵少；截割

133、阻力要比較均衡地作用在滾筒上，以提高采煤機的工作平穩(wěn)性?！　榱吮ＷC滾筒截荷比較平穩(wěn)，截齒應該均勻地分布在滾筒周圍。采煤機螺旋滾筒的截齒配置一般都屬于順序式配置和正常棋盤式配置。順序式配置時，截齒是一個緊挨著一個進行截煤的。每個截齒(端盤截齒除外)受到朝煤壁方向作用的側向力。正常棋盤式配置時，截齒是按一個跳一個次序進行截煤的，因切屑斷面接近對稱，截齒所受側向力基本上能夠保持平衡；又因切屑斷面比較大，截割比能耗較低。綜合因素參考，本設計