礦山機電畢業(yè)論文(含外文翻譯)橫軸掘進機懸臂方案設(shè)計及截割減速器設(shè)計

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p>　　橫軸掘進機懸臂方案設(shè)計及截割減速器設(shè)計</p><p>　　HORIZONTAL ROADHEADER CANTILEVER DESIGN AND CUTTING REDUCER DESIGN<

2、;/p><p>　　所在學院 </p><p>　　專業(yè)班級 礦山機電 </p><p>　　學生姓名 學號 </p><p>　　指導教師 職稱 </p&

3、gt;<p>　　完成日期 年 月 </p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　煤炭是我國的主要能源，在能源消費結(jié)構(gòu)中煤炭占70%，預計到2020年煤炭需求量將增至45至50億噸。在今后相當長的時間內(nèi)，國內(nèi)以煤炭為主的能源格局將不會改變。掘進機械是煤炭機械化生產(chǎn)的重要設(shè)備，其技術(shù)特性和工作質(zhì)

4、量關(guān)系到煤炭工業(yè)的發(fā)展和進步。本次設(shè)計懸臂式掘進機是以大斷面和中型斷面半煤巖巷道掘進為主，保全全煤巷掘進的需要。因而，該機型應具有截割功率大、適應性好、穩(wěn)定性好、構(gòu)造緊湊、噴霧的效果明顯、調(diào)動靈敏，方便、易于拆裝、操作及維修護理簡單等特點，能經(jīng)濟地截割單向抗壓強度≤80MPa的煤巖，適應巷道坡度±16º。本設(shè)計的設(shè)計要求為1）可截割硬度≤70MPa；2）適用巷道斷面20m2；3）截割頭伸縮量≥400mm；4）理論截割

5、生產(chǎn)率≥70m3/h。根據(jù)以上的設(shè)計要求和特點對懸臂工作結(jié)構(gòu)和截割減速器進行設(shè)計和對一些重要部件的參數(shù)進行確定。并根據(jù)煤巖的截割阻抗等工作因素和掘進機的工作效率對動力元件和傳動元件進行設(shè)計和校核。</p><p>　　關(guān)鍵詞：掘進機;懸臂式;機械化;減速器</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Coal is

6、 the main energy sources in the energy consumption structure, coal accounts for 70% of 2020 demand for coal will increase 4500-5000 milion tons. In the future for a long time, domestic coal-based energy structure will no

7、t change. Tunneling machinery and equipment is an important coal mechanized production, its technical characteristics and quality of the work related to the coal industry's development and progress. The design of the

8、 Road header is large and medium-sized semi-coal rock tun</p><p>　　Keywords: roadheader,;cantilevered; mechanization,;reducer</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　前言1&l

9、t;/b></p><p>　　1 懸臂工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計2</p><p>　　1.1 掘進機機型的選擇2</p><p>　　1.2 結(jié)構(gòu)的確定3</p><p>　　1.2.1 截割頭4</p><p>　　1.2.2 懸臂機構(gòu)5</p><p>　　1.3 主要設(shè)計參

10、數(shù)的確定及校核6</p><p>　　1.3.1 截割頭技術(shù)參數(shù)的確定6</p><p>　　1.3.2 截齒的相關(guān)參數(shù)設(shè)計8</p><p>　　1.3.3 懸臂的長度和擺角9</p><p>　　1.3.4 懸臂可掘進斷面參數(shù)的校核10</p><p>　　1.4 電動機的選擇11</p>

11、<p>　　1.4.1 截割部對電動機的要求11</p><p>　　1.4.2 截割電動機型號的確定11</p><p>　　1.5 傳動系統(tǒng)的確定12</p><p>　　1.5.1 工作機構(gòu)的傳動特點12</p><p>　　1.5.2 傳動形式及元件應遵循的原則12</p><p>　　1

12、.5.3 傳動系統(tǒng)的確定與元件的選擇13</p><p>　　2 截割減速器設(shè)計14</p><p>　　2.1 減速比的確定14</p><p>　　2.1.1 總傳動比的計算14</p><p>　　2.1.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率、扭矩14</p><p>　　2.2 齒輪的設(shè)計計算及其校核15</

13、p><p>　　2.2.1 一級傳動齒輪的設(shè)計及算及校核15</p><p>　　2.2.2 二級齒輪的設(shè)計計算及校核17</p><p>　　2.2.3 三級齒輪的設(shè)計計算及校核23</p><p>　　2.2.4 四級齒輪的設(shè)計計算及校核28</p><p>　　2.3 軸的設(shè)計計算及其校核32</p&

14、gt;<p>　　2.3.1 輸出軸的設(shè)計計算32</p><p>　　2.3.2 I軸的設(shè)計計算及校核38</p><p>　　2.3.3 II軸的設(shè)計計算及校核42</p><p>　　2.3.4 III軸的設(shè)計計算及校核47</p><p>　　2.3.5 輸入軸的設(shè)計計算及校核51</p><

15、;p>　　2.4 滾動軸承的選擇及其壽命驗算55</p><p>　　2.4.1 輸出軸軸承55</p><p>　　2.4.2 輸入軸軸承56</p><p>　　2.4.3 I軸軸承的選擇及壽命計算57</p><p>　　2.4.4 II軸軸承的選擇及壽命驗算58</p><p>　　2.4.5

16、III軸軸承的選擇及壽命驗算59</p><p>　　3 鍵和聯(lián)軸器的選擇和計算61</p><p>　　3.1 輸入軸軸鍵的選擇61</p><p>　　3.2 I軸鍵的選擇和計算61</p><p>　　3.2.1 高速齒輪處61</p><p>　　3.2.2 低速齒輪處61</p>&

17、lt;p>　　3.3 II軸鍵的選擇和計算62</p><p>　　3.3.1 高速齒輪處62</p><p>　　3.3.2 低速齒輪處62</p><p>　　3.4 III軸鍵的選擇62</p><p>　　3.5 低速軸鍵的選擇63</p><p>　　3.6 聯(lián)軸器的選擇計算63</p

18、><p>　　4 減速器的潤滑及密封形式選擇64</p><p>　　4.1 減速器的潤滑64</p><p>　　4.2 密封方式64</p><p>　　5 經(jīng)濟技術(shù)分析65</p><p><b>　　6 總結(jié)66</b></p><p><b>　　

19、致謝67</b></p><p><b>　　參考文獻68</b></p><p><b>　　附錄A69</b></p><p><b>　　附錄B80</b></p><p><b>　　前言</b></p><

20、p>　　早在上個世紀的30年代，一些西方國家便開始了對掘進煤礦巷道的機械設(shè)備進行研制，二戰(zhàn)之后，許多國家開始大規(guī)模發(fā)展經(jīng)濟，因此對煤礦等資源的需量日益增加，這便促進了掘進機械的發(fā)展。</p><p>　　匈牙利早在1948年開始研制F系列的煤巷掘進機以滿足當時的“房柱式”開采的需要。第二年對第一代掘進機進行了改進，研制成功了最早的懸臂式掘進機。在20世紀50年代對之前的F系列的掘進機進行了很大的改動，新型的

21、掘進機運用了履帶行走機構(gòu)，為了改善該掘進機的裝載效率采用了鏟板和星輪裝載機構(gòu)。為提高運載能力，運用刮板運輸機轉(zhuǎn)運物料，這種新型的掘進機就是現(xiàn)代懸臂式掘進機的雛形。隨后，經(jīng)過德國、前蘇聯(lián)、日本、英國、等國家的改進，掘進機械逐漸去向成熟并形成系列化。</p><p>　　我國掘進機的發(fā)展可以按發(fā)展歷程分為三大階段：1）引進外國先進的掘進機，學習他們的先進技術(shù)；2）發(fā)展階段，對引進的掘進機進行改進；3）自主研發(fā)，目前我

22、國的掘進機日趨成熟，技術(shù)水平已經(jīng)接近了世界領(lǐng)先水平，自主研發(fā)的掘進機受到許多外國企業(yè)的青睞。</p><p>　　本畢業(yè)設(shè)計的課題是考慮煤炭是我國最主要的能源，提高煤炭的產(chǎn)量對我國的經(jīng)濟發(fā)展有很大的幫助。而掘進機是采煤過程中不可缺少的大型機械設(shè)備，為提高煤炭的產(chǎn)量有很大的幫助。隨著社會的發(fā)展，掘進機在建筑行業(yè)發(fā)展也起到了很大的作用，尤其在隧道的施工方面。 </p><p>　　本次設(shè)計的橫

23、軸式懸臂掘進機主要由截割機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、轉(zhuǎn)載機構(gòu)、行走機構(gòu)、電控箱、液壓系統(tǒng)、噴霧降塵系統(tǒng)等8大部分組成。工作時，由動力元件提供動力，電控箱和液壓系統(tǒng)進行控制掘進機的移動。通過動力元件控制回轉(zhuǎn)機構(gòu)旋轉(zhuǎn)以調(diào)整截割機構(gòu)截割的位置，截割機構(gòu)截割媒巖，截下的媒巖通過轉(zhuǎn)運機構(gòu)運走。本次的組要設(shè)計任務為橫軸式掘進機懸臂工作機構(gòu)和截割減速器設(shè)計?？紤]本設(shè)計的工作參數(shù)，首先對懸臂進行結(jié)構(gòu)方案進行設(shè)計，并確定主要的技術(shù)參數(shù)。選取合適的動力元件，確定傳動形

24、式并對減速器內(nèi)的零件進行計算并校核。</p><p>　　1 懸臂工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計</p><p>　　懸臂是截割頭和機身的連接部分，內(nèi)部有減速器和傳動裝置。在工作時，動力裝置通過內(nèi)部的減速器和傳動裝置讓截割頭可以正常平穩(wěn)的工作，同時還可以通過液壓缸等控制懸臂進行上下和左右的擺動讓截割頭工作更加便捷。</p><p>　　1.1 掘進機機型的選擇</p&

25、gt;<p>　　根據(jù)本次畢業(yè)設(shè)計的題目要求和參數(shù)確定，對橫軸式掘進機的懸臂工作機構(gòu)及其內(nèi)部的減速器進行設(shè)計。所設(shè)計出的懸臂及其減速器要滿足給定的工作條件參數(shù)。</p><p>　　按照設(shè)計的要求和目的，機型選擇中型。基本參數(shù)應當符合表格1-1的規(guī)定。 </p><p>　　表1-1 掘進機型式的基本參數(shù)</p><p>　　Ta

26、ble 1-1 tunneling model of the basic parameters of the formula</p><p>　　圖1-1 掘進機的典型機構(gòu)</p><p>　　Figure 1-1 Typical agency Road header</p><p>　　1一切割懸臂，2一回轉(zhuǎn)臺，3一裝載鏟板，4一轉(zhuǎn)載機，5一履帶行走機機，<

27、/p><p>　　6一電控箱，7一中間輸送機，8一液壓裝置。</p><p><b>　　1.2 結(jié)構(gòu)的確定</b></p><p><b>　?、?橫軸式</b></p><p>　　橫軸掘進機截割頭的軸線與懸臂垂直。工作時先進行掏槽截割，掏槽進給力來自行走機構(gòu)，最大掏槽深度為截割頭直徑的2/3。掏槽

28、時，截割頭需做短幅擺動。由于進給力來自于行走履帶，所以行走機構(gòu)需要較大的驅(qū)動力。且需頻繁開動，磨損加劇。因為截割反力使機器產(chǎn)生向后的推力以及作用在截割頭上向上的分力可被機器的重力所平衡，所以不會產(chǎn)生顛覆，機器工作時的穩(wěn)定性較好。橫軸式截割頭的一般近似為雙半球形。橫軸式截割頭上多安裝鎬行截齒，并且截齒成螺旋線型排列，齒尖的運動方向和煤的下落方向相同，便于將切下的煤巖運送到鏟板上及時運走，裝載效率高；由于截齒較多，且不被煤巖體所包埋，因而產(chǎn)

29、塵量較多。</p><p>　　截割機構(gòu)是掘進機工作過程中截割煤巖的執(zhí)行機構(gòu)，主要由電動機、框架、減速箱和左右截割頭組成通過懸臂與回轉(zhuǎn)臺連接，具有破碎煤巖功能的機構(gòu)。</p><p>　　橫軸截割部簡圖如下：</p><p><b>　　圖1-2 截割機構(gòu)</b></p><p>　　Figure 1-1 Cutting

30、 mechanism</p><p>　　l一截割頭，2一截割懸臂</p><p><b>　?、诳v軸式</b></p><p>　　縱軸式掘進機的特點是截割頭的軸線與懸臂軸線共線，目前在國內(nèi)外的產(chǎn)品有很多，而且使用廣泛?？v軸式掘進機的截割電機為水冷電動機，有熱敏保護；截割頭可以伸縮，能平整巷道、挖柱窩和水溝；采用后支撐裝置，提高了機器工作的穩(wěn)

31、定性；轉(zhuǎn)載機構(gòu)和裝載機構(gòu)都采用低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動，傳動系統(tǒng)簡單，故障環(huán)節(jié)少；行走機構(gòu)也采用液壓馬達驅(qū)動，履帶由油缸張緊；刮板鏈的張緊采用彈簧與油缸組合的張緊裝置；在液壓系統(tǒng)中液壓錨桿鉆機留有液壓接口。該機除了各種電器保護裝置外，還設(shè)有瓦斯報警斷電儀和煤礦低濃度甲烷傳感器。該機截割效率高，機器穩(wěn)定性好，操作與維護方便，運行安全可靠。</p><p><b>　　圖1-3 截割機構(gòu)<

32、/b></p><p>　　Figure 1-1 Cutting mechanism</p><p>　　l一截割頭，2一截割懸臂</p><p>　　根據(jù)以上橫、縱軸掘進機的特點綜合考慮，選取橫軸掘進機，對橫軸式懸臂及其截割減速器進行設(shè)計。</p><p><b>　　1.2.1 截割頭</b></p>

33、;<p>　　工作結(jié)構(gòu)是掘進機直接截割煤巖的裝置，其結(jié)構(gòu)形式、截割能力、運轉(zhuǎn)情況直接影響掘進機的生產(chǎn)能力、掘進效率和機體的穩(wěn)定性，式衡量掘進機性能的主要因素和指標。因此，工作機構(gòu)的設(shè)計式掘進機設(shè)計的關(guān)鍵。</p><p>　　截割頭是由頭體、螺旋葉片、齒座和截齒組成，縱軸掘進機的截割頭的形狀通常有圓柱形、圓錐型、圓錐圓柱型。圓錐型截割頭利于切入煤巖體，保證截割巷道表面的平整性，圓柱截割頭在擺動截割時

34、截齒受力較均勻且軸向載荷小但是巷道的平整性和巷道的坡度不如圓錐型截割頭，會給后續(xù)的支護工作帶來困難。由于橫軸式掘進機的截割組要為橫向的擺動，因此橫軸式掘進機有左右兩個截割頭，常用的截割頭通常用半球形截割頭，便于切入煤巖利于截割，截割出來的巷道的頂面平整性和巷道的坡度都能得到保證，便于后續(xù)工作的開展。</p><p>　　橫軸式工作機構(gòu)的主要工作形式是平行橫向擺動截割。為了有力于鉆進截割，截割頭上的截齒應分布在不同

35、的直徑上，橫向擺動依次由直徑小到直徑大處截齒截入煤巖體。因此橫軸式截割頭應是由大小不等的直徑環(huán)依次由小到大排列的圓錐體或拋物線體或球面體等的外形。具體形狀由截齒齒尖的空間位置圍成。</p><p>　　橫軸懸臂式采煤機有左右兩個截割頭構(gòu)成，每個截割頭各裝有46鎬形的截齒，用于破碎煤巖。切割頭主要由截割頭體、齒座 、螺旋葉片、截齒、噴嘴及筋板構(gòu)成；螺旋葉片焊在截割頭體上，沿螺旋線并按截線間距排列齒座和截齒。它們均勻

36、的分布在左右截割頭部位，呈螺旋線形式排列。這樣的排列方式可使截割下來的煤巖沿螺旋葉片的溝槽內(nèi)隨著截割頭的旋轉(zhuǎn)集中收集到掘進的運輸裝置中。</p><p>　　因此，本設(shè)計根據(jù)各種截割頭的特點，確定選用半球形的截割頭。</p><p>　　1.2.2 懸臂機構(gòu)</p><p>　　1) 伸縮機構(gòu)類型的選擇</p><p>　　按長度可變與否懸臂

37、分為固定式和伸縮式兩種。固定式懸臂的結(jié)構(gòu)簡單，但當煤巖堅硬時靠履帶推進不能滿足要求，特別式巷道底板松軟的條件下，掘進機常發(fā)生不能正常工作的情況。伸縮式懸臂工作機構(gòu)能在履帶靜止時獲得較大的推進力，避免履帶的重復工作，防止及其下沉，并且有利于挖水溝，適應好。所以，新設(shè)計的掘進機應盡量采用伸縮式懸臂。伸縮式由分為內(nèi)伸縮式和外伸縮式，內(nèi)伸縮式由伸縮部分和固定部分組成。電動機、聯(lián)軸器和減速器相對于懸臂本身在軸向是固定的。主軸、截割頭等是可伸縮部分

38、，由伸縮油缸提供動力，伸縮部分相對于固定部分移動。外伸縮式是將電動機、聯(lián)軸器和減速器等作為固定部分，主軸和截割頭構(gòu)成懸臂的可伸縮部分?？缮炜s部分裝在滑架內(nèi)，利用伸縮油缸使其來回整體滑動。外伸縮式結(jié)構(gòu)簡單、制造方便。</p><p>　　根據(jù)以上的特點和本設(shè)計的要求，選用外伸縮式機構(gòu)的懸臂。 </p><p>　　1.3 主要設(shè)計參數(shù)的確定及校核</p><p>

39、　　機器的規(guī)格和重量主要取決于巷道斷面的大小。懸臂式掘進機掘進斷面的大小和截割頭的大小、懸臂的長度以及回轉(zhuǎn)角度之間有著直接的聯(lián)系。</p><p>　　1.3.1 截割頭技術(shù)參數(shù)的確定</p><p>　?。?）截割頭轉(zhuǎn)速及其功率的初步確定</p><p>　　掘進機的動力來源都采用交流電動機。截割功率大小，在實際設(shè)計中一般采用類比法，在結(jié)合掘進機的一些個性因素及經(jīng)

40、驗來確定。</p><p>　　截割頭截割必須具有一定的截割速度和足夠的截割力，才能實現(xiàn)對煤巖的有效破碎。顯然在一定的功率下，適當?shù)慕档徒馗钏俣龋ɑ蜣D(zhuǎn)速），將使截割力矩和截割力相應增加，有利于截割較硬的煤巖。同時，還可以降低截割頭上的動載荷，減少截齒的磨損和粉塵。通常，在煤和軟巖中，可取vj=2.0~3.5m/min，截割頭轉(zhuǎn)速為30~100r/min。對于硬巖中，可選vj=0.8~1.6m/min，對于砂巖和石

41、灰?guī)r，平均截割速度vj=0.6~0.8m/min，最高vj=0.9~1m/min，截割頭轉(zhuǎn)速為20~40r/min。目前市場上絕大多數(shù)的掘進雙速掘進機的截割速度為24r/min和36r/min，這兩種截割速度被認為是截割硬巖和煤巖的經(jīng)濟截割速度。根據(jù)此型號的掘進機的性能參數(shù)，掘進機截割轉(zhuǎn)速定為80r/min。</p><p>　　（2）截割頭的結(jié)構(gòu)參數(shù)確定</p><p><b>

42、;　?、俳馗铑^長度</b></p><p>　　截割頭長度的大小影響工作循環(huán)時間，它的選擇還與煤巖的性質(zhì)有關(guān)。橫軸式掘進機截割頭長度應略大于截深。目前，橫軸式掘進機的長度一般為500~700mm。大功率的掘進機可以在1000mm左右。根據(jù)本次設(shè)計的需求，選取截割頭的長度為700mm。</p><p><b>　?、诮馗铑^直徑</b></p>

43、<p>　　影響截割頭最大直徑的主要因素，截割速度對截割頭直徑的影響，生產(chǎn)率對截割頭直徑的影響。截割頭直徑直接影響到切割力和工作循環(huán)時間。當截割頭的功率和轉(zhuǎn)速一定時，截割頭的直徑將決定截割頭的切向截割力。截割頭直徑越大，將使切向力降低，如果截割力小于截割阻力，就不能完成截割任務。計算如下：</p><p>　　QT=sr×vj

44、 (1-1)</p><p>　　Sr=a×e (1-2)</p><p>　　QT :截割頭的理論生產(chǎn)率,70m3/h。</p><p>　　vj:由上面的計算的3.5m/min=0.058m/s</p><p>　　Sr :截割頭的有效截割面積，QT/vj=70/

45、（3600×0.058）=m2</p><p>　　取平均直徑為600mm</p><p>　　因此確定半球型的截割頭的尖端的直徑為200mm，最大直徑為1000mm</p><p><b>　　③螺旋頭數(shù)</b></p><p>　　螺旋頭數(shù)一般為兩頭或三頭。這里選擇三頭螺旋葉片。</p>&l

46、t;p>　?、芙馗钏俣群蛿[角速度</p><p>　　截割功率一定時，截割速度決定截割力距和截割力的大小.</p><p>　　截割力矩由下式進行計算:</p><p>　　Mc=×103=263kN </p><p>　　平均截割力由下式計算得:</p><p>　　Pc=kN

47、 </p><p>　　平均單齒截割力可由下式計算得：</p><p>　　P1C= </p><p>　　上面的公式中：D0為截割頭的平均值，m；n0為截割頭的轉(zhuǎn)速，r/min;MC為截割力矩，N；Pc為平均截割力，N；P1C為平均單齒截割力，N；Zm為同時工作的齒數(shù)，可取總齒數(shù)的一半。</p><p>　　懸

48、臂式掘進機所能達到的最大截割能力總是與截齒的截割速度有關(guān)。煤巖的特性決定了截割速度的選擇，一般在在1~5m/s之間選取。對研磨性的巖石，最大截割速度要收到截齒磨損的限制。例如，截割石英含量在30%~40%，抗壓強度為100~120MPa的砂巖時，最佳的截割速度為1.5~2m/min。對易于截割的巖石（例如白堊和煤），最大截割速度會收到粉塵濃度的限制。對煤巖一般選用4~5m/min。</p><p>　　考慮到掘進

49、機對煤巖特性應具有一般的適應范圍，在較硬的半煤巖中可以取1.5~2.0m/min。</p><p>　　根據(jù)本設(shè)計的要求，確定擺動速度為1.8m/min。</p><p><b>　?、葑畲笈ぞ?lt;/b></p><p>　　最大扭矩可以根據(jù)下面的公式進行計算：</p><p>　　Mmax=Mn /Km</p>

50、;<p>　　上式中：Mmax為截割最大扭矩；Mn為截割硬度f=6時候的巖石，截割頭平均扭矩；Mn=（44100vb+17150）×D0×L/（vC0.3η），N.m；D0為截割頭平均直徑，m；L0為截割頭的長度，m；Km為當量載荷因數(shù)。</p><p>　　⑥截齒在截割頭上的仰角α</p><p>　　該角對整機的截割效率和截齒的磨損起決定性的作用。為了

51、達到一種合理的最佳的截割傳遞，截齒安裝的范圍一般取α=45°~48°，在此取α=45°。</p><p>　?。?）回轉(zhuǎn)臺的布置及其參數(shù)的確定</p><p>　　截割頭的上升、下降和左右運動由裝在回轉(zhuǎn)臺上的各油缸來實現(xiàn)?；剞D(zhuǎn)臺主要由回轉(zhuǎn)油缸、回轉(zhuǎn)座、連接臂、回轉(zhuǎn)框架等部件構(gòu)成。工作時，截割頭隨連接臂在升降油缸推廣下能夠在垂直方向上升和下降一定的角度；截割頭同

52、時可以隨回轉(zhuǎn)臺油缸在水平左右各擺動33°。</p><p>　　回轉(zhuǎn)臺中心高度定位1650mm?；剞D(zhuǎn)臺上按章回轉(zhuǎn)座直徑取800mm。</p><p>　　1.3.2 截齒的相關(guān)參數(shù)設(shè)計</p><p>　　（1）確定截齒的參數(shù)</p><p>　　在截割頭上安裝扁齒（又稱刀齒或徑向齒）或鎬齒（又稱錐形齒或切向齒）。</p>

53、;<p>　　由于煤巖超硬度即按原蘇聯(lián)根據(jù)接觸強度值的大小把巖石分為六類中的中等堅固，選用鎬齒。齒柄為圓錐體，插入齒座后，用U型銷或環(huán)形鋼絲固定。當截割煤巖時，齒能在齒座內(nèi)自由轉(zhuǎn)動，使齒間磨損均勻，保持齒尖銳利。齒柄有環(huán)形槽，用來卡住鎬齒。</p><p><b>　?、倜烤€齒數(shù)</b></p><p>　　對于較硬的煤和巖石，同化成那個選用每線一齒。否

54、則，就會出現(xiàn)加深截槽的現(xiàn)象，即同一截線上的截齒只是加深由前一個截齒截出的截槽，而崩落的效果極為微弱。 </p><p><b>　?、诮鼐€間距S</b></p><p>　　它表征相鄰截齒齒尖軌跡的距離，其值影響單個截齒載荷、受力大小、破碎效果和功率消耗。 </p><p>　　③相鄰鎬齒間的最佳間距</p&

55、gt;<p>　　選取時參照下表1-2</p><p>　　表1-2 橫截割頭截割參數(shù)與礦物特性的關(guān)系</p><p>　　Table 1-2 cross-cutting head of the cutting parameters and mineral characteristic relationship</p><p><b>　?、?/p>

56、截齒的安裝</b></p><p>　　截割角又叫切削角。截割角式截齒軸線與齒尖運動軌跡的切線之間的夾角。實驗表明截割角在45°~55°之間時的截割阻力最小。此范圍捏，截齒以較好的位置鍥入巖石，它對截割頭很重要。大的角雖然提高切削效率，單磨損比較嚴重，容易使齒尖變鈍，以致無法切入礦物。當角很小時，所需進給力增大，容易是截齒超載，此時，截齒不僅軸線方向承受負荷，而且齒頂方向負荷較大，

57、使進給力和切削達到十分有效的使用效果，經(jīng)過實驗的驗證分析，推薦最佳的截割角為46°。</p><p>　　傾斜角β。截齒按傾斜角安裝，保證截齒在橫向擺動截割時，沿合速度方向截入巖體。由于截割頭橫擺速度遠遠低于截割速度，因此，β角很小。（β=arctgvb/vj）。為了使刀齒能磨損均勻，保持銳利的工作狀態(tài)，以降低截割阻力，據(jù)實踐實驗表明，截齒應向截割頭橫擺放行偏轉(zhuǎn)8°。這樣，截齒的運動方向與進入

58、巖體方向以致，也有助于截齒的自傳。</p><p>　　1.3.3 懸臂的長度和擺角</p><p>　　懸臂伸縮裝置的伸縮量要與掘進機的截深向適應，應等于或大于截深。但考慮伸縮部分的結(jié)構(gòu)和機器的穩(wěn)定性，懸臂伸縮量定為為420mm。</p><p>　　懸臂長度是從擺動中心到截割頭頂部的距離。擺角指懸臂從擺動中心的水平位置向上，下，左，右擺動的角度。這兩個參數(shù)的大小

59、，決定了機器可掘斷面的大小。掘進巷道的基本參數(shù)確定以后，可按照巷道的最大高度和上下寬度，截割垂直擺動中心的高度，初步確定懸臂的長度和擺角。目前，掘進機的懸臂長度一般為2500~4500mm，上擺角α1<45°，下擺角α2<35°，水平擺角φ=45°。懸臂太長，將影響機器的穩(wěn)定性，且不利于裝載。如果太短，要掘進較大的斷面，將需要較大的擺角，以至于可能影響其他機構(gòu)的布置。因此，在滿足巷道尺寸的范圍內(nèi)

60、，懸臂的長度和擺角式互相影響的，應合理確定。</p><p>　　根據(jù)本設(shè)計的要求，在巷道的形狀和規(guī)格都已經(jīng)確定的情況下，按照巷道最大高度和上下寬度，截割垂直擺動的中心高度，可以大致初步的確定懸臂的長度。</p><p>　　本次設(shè)計的巷道面積為20㎡,上擺角44°，下擺角21°，水平擺角33°。巷道高取4.5m，巷道寬取5.5m。在此條件下，懸臂長:<

61、/p><p>　　L=2.75/sin33°－a=4299.mm </p><p>　　即懸臂長為4299mm（a為垂直回轉(zhuǎn)中心O1至O2的距離，取750mm）。</p><p>　　回轉(zhuǎn)中心高度由下式求得。</p><p>　　4500-H2≤4299×sin44°

62、 (1-3)</p><p>　　H2≤4299×sin21° (1-4) </p><p>　　經(jīng)計算得：H2≥1514mm，為使掘進機更緊湊工作更平穩(wěn)應盡量降低中心，取H為1500mm。</p><p>　　1.3.4 懸臂可掘進斷面參數(shù)的校核</p

63、><p>　　最大寬度Bmax（當懸臂在水平位置擺動時）由下面公式計算：</p><p>　　Bmax=2（L+a）sinφ （1-5）</p><p>　　計算得Bmax為5500mm，L為4299mm，a為750mm，φ為 33°。</p><p>　　上部寬度BO1（當懸臂在上極限位置

64、左右擺動時）及下部寬度BO2（當懸臂在下極限位置左右擺動時）由下式計算可得：</p><p>　　BO1=2（Lcosα1+a）sinφ (1-6)</p><p>　　BO2==2（Lcosα2+a）sinφ (1-7)</p><p>　　計算得BO1為4185.6mm，α1為44

65、°，BO2為5188.9mm，α2為21°。</p><p>　　上擺高度、下擺高度、臥底深度、巷道高度、由下面的公式計算得出：</p><p>　　HO1=Lsinα1=2986.5mm </p><p>　　HO2=Lsinα2=1540.7mm

66、 </p><p>　　h0=L(sinα3-sinα2)=343.9mm </p><p>　　H=HO1+HO2= 4527.2mm </p><p>　　由上式計算得：H為4527.2mm ，h0為343.9mm ，α3為26°，HO1為2986

67、.5mm ，HO2為1540.7mm 。</p><p>　　由上面計算所得到的參數(shù)，計算可掘最大斷面由公式得：</p><p>　　Smax=[(BO1+BO2)HO1+(BO2+Bmax)HO2] （1-8）</p><p>　　經(jīng)過上式的計算得到Smax為22.5m2。</p><p>　　以上的公式中各

68、個參數(shù)的意義：</p><p>　　L:切割頭前端至垂直回轉(zhuǎn)中心O1的距離；</p><p>　　a:垂直回轉(zhuǎn)中心O1至水平回轉(zhuǎn)中心O2的距離；</p><p>　　Φ:水平回轉(zhuǎn)時的懸臂擺角；</p><p>　　α1：垂直回轉(zhuǎn)的上擺角；</p><p>　　α2：截割到巷道地面時，垂直回轉(zhuǎn)的下擺角，</p>

69、;<p>　　α3：臥底時，懸臂垂直回轉(zhuǎn)的最大下擺角，可根據(jù)臥底深度來確定，一般可取h0=100~300mm,取h0為200mm。</p><p>　　綜上所述,所確定的懸臂尺寸參數(shù)符合本設(shè)計的要求和校核計算。</p><p>　　1.4 電動機的選擇</p><p>　　1.4.1 截割部對電動機的要求</p><p>　　懸

70、臂式掘進機是一種主要應用于煤炭行業(yè)的掘進設(shè)備。因此在選擇截割電動機時，首先要考慮截割電動機的防爆性能。而且掘進機的截割電動機在工作過程中，大多數(shù)情況為空載起動。當遇到軟巖或夾石時，會有較大的阻力矩，因此要求電動機應有較大的最大轉(zhuǎn)矩。當遇到截割阻力矩較大的情況時，轉(zhuǎn)為低速操作。而且掘進機的截割電動機是截割部不可缺少的一部分，除須符合有關(guān)規(guī)定外，其外形機殼結(jié)構(gòu)的機械強度、連接方式、冷卻方法以及防塵防水程度都必須滿足掘進機作業(yè)的要求。<

71、/p><p>　　1.4.2 截割電動機型號的確定</p><p>　　根據(jù)截割阻力利用下列公式進行計算進行計算：</p><p>　　N=F×vj (1-9)</p><p>　　F：截割阻抗，根據(jù)已有的數(shù)據(jù)可知截割阻抗大約為35kN左右。</p>

72、;<p>　　vj：截割頭的截割速度， vj=3.5m/s。</p><p>　　計算得N=122.5kW。</p><p>　　根據(jù)上面計算得知，選用標準電動機的功率為135kW。因此選用YBUS-135型掘進機專用隔爆型三相異步水冷電動機。</p><p><b>　　電動機技術(shù)數(shù)據(jù)</b></p><p&

73、gt;　　型號：YBUS-135</p><p>　　功率（kw）：135kw</p><p><b>　　電壓（v）：660</b></p><p>　　滿載轉(zhuǎn)速（r/min）：1475</p><p>　　同步轉(zhuǎn)速（r/min）：1500</p><p>　　1.5 傳動系統(tǒng)的確定</p

74、><p>　　1.5.1 工作機構(gòu)的傳動特點</p><p>　　掘進機的截割、裝載、運動、行走等機構(gòu)一般均為分別傳動，各部件受力狀態(tài)及工作條件不同，因而對傳動型式有不同的要求。</p><p>　　工作機構(gòu)要求有較大的短時過載能力，而油馬達對沖擊負荷很敏感，過負荷能力低，影響截割頭正常連續(xù)運轉(zhuǎn)。所以，掘進機的工作機構(gòu)宜采用電動機為動力的機械傳動型式。應利用體積小、功率

75、大、過負荷能力強的專用電動機，并配合可靠的電器保護裝置。根據(jù)工作機構(gòu)結(jié)構(gòu)緊湊的特點，通常工作機構(gòu)的減速器設(shè)在懸臂內(nèi)，成為懸臂的組成部分。截割頭調(diào)速方式一般采用配換掛輪的方法，變速機構(gòu)力應盡量簡單，組要由減速箱承擔傳動工作。</p><p>　　1.5.2 傳動形式及元件應遵循的原則</p><p>　　掘進機的截割、裝載、運動、行走等機構(gòu)一般均為分別傳動，各部件受力狀態(tài)及工作條件不同，因而

76、對傳動型式有不同的要求。</p><p>　　工作機構(gòu)要求有較大的短時過載能力，而油馬達對沖擊負荷很敏感，過負荷能力低，影響截割頭正常連續(xù)運轉(zhuǎn)。所以，掘進機的工作機構(gòu)宜采用電動機為動力的機械傳動型式。應利用體積小、功率大、過負荷能力強的專用電動機，并配合可靠的電器保護裝置。根據(jù)工作機構(gòu)結(jié)構(gòu)緊湊的特點，通常工作機構(gòu)的減速器設(shè)在懸臂內(nèi)，成為懸臂的組成部分。截割頭調(diào)速方式一般采用配換掛輪的方法，變速機構(gòu)力應盡量簡單，組

77、要由減速箱承擔傳動工作。</p><p>　　技術(shù)先進性：能改善機器性能，提高生產(chǎn)率；</p><p>　　經(jīng)濟合理性：傳動系統(tǒng)盡量合理、元件少，易加工，價格低，維修簡易，使用壽命長；</p><p>　　工作可靠性：傳動系統(tǒng)的可靠性表現(xiàn)為元件的使用壽命，因此也是對元件質(zhì)量的要求；</p><p>　　適應性：元件應適應傳動系統(tǒng)的載荷、工況及

78、環(huán)境等條件的要求。</p><p>　　1.5.3 傳動系統(tǒng)的確定與元件的選擇</p><p>　　傳動箱由箱體、圓弧傘齒輪副z1，z2、斜齒輪副z3，z4和直齒輪副z5，z6，z7構(gòu)成。</p><p>　　系統(tǒng)簡圖如下圖1-4： </p><p><b>　　圖1-4 傳動圖</b></p>&l

79、t;p>　　Figure 1-1 Transmission Figure</p><p><b>　　2 截割減速器設(shè)計</b></p><p>　　2.1 減速比的確定</p><p>　　2.1.1 總傳動比的計算</p><p>　　根據(jù)已知的數(shù)據(jù)查找資料可知：齒輪和軸承的傳動效率為0.98。滿載工作2000

80、0h。</p><p>　　i總=n輸入/ n輸出=1500/80=18.75</p><p>　　i1=Z2/Z1=2.36</p><p>　　i2=Z4/Z3=3.77</p><p>　　i3=Z6/Z5=3.23</p><p>　　i4=Z7/Z6=0.63</p><p>　　2.

81、1.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率、扭矩</p><p>　　輸出軸：n0=nm=1500r/min; </p><p>　　P0=132kw </p><p>　　Td=9550×（P0/1500）=840.4N·m </p><p>　　I軸：n1=n1/i1

82、=635.593r/min； </p><p>　　P1=P0η齒η承=132×0.98×0.98=126.772kW </p><p>　　T1=9550×（P1/635.593）=1904.792840.4N·m </p><p>　　II軸：n

83、2=n2/i2=168.592r/min； </p><p>　　P2=P1η齒η承=126.772×0.98×0.98=121.753kw </p><p>　　T2=9550×（P2/168.592）=6896.775840.4N·m </p><p&g

84、t;　　III軸：n3=n3/i3=52.196r/min； </p><p>　　P3=P2η齒η承=121.753×0.98×0.98=116.931kw </p><p>　　T3=9550×（P3/52.196）=21394.188840.4N·m </p>

85、<p>　　IV軸：n4=nw=80r/min；</p><p>　　P4=P3η齒η承=116.931×0.98×0.98=112.300kw </p><p>　　T4=9550×（P4/80）=13405.813840.4N·m </p><p>　　2.2 齒輪的設(shè)計計算

86、及其校核</p><p>　　2.2.1 一級傳動齒輪的設(shè)計及算及校核</p><p>　　a 選擇材料、熱處理方式</p><p>　　考慮減速器工作的周圍的環(huán)境中粉塵的含量較高，而且一般功率都較大、運轉(zhuǎn)速度都較低。所以根據(jù)機械設(shè)計手冊查得，較小的齒輪用42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，硬度255~286HBW。大一些的齒輪用35CrMo，調(diào)制處理，硬度217~241。&l

87、t;/p><p>　　查《機械設(shè)計手冊》確定：</p><p>　　彎曲疲勞極限：σFlim1=560Mpa，接觸疲勞極限σHlim1=825Mpa。</p><p>　　σF2im1=500Mpa， σHlim1=750Mpa</p><p>　　Z1=14，Z2=i1Z1=33.i1=2.36。采用人字齒，取β為30&#

88、176;，Фa為0.5。</p><p>　　εβ=Фa(Z1+Z2)tanβ/2π=2×3.3</p><p>　　取με=2*3，△ε=2*0.3。</p><p><b>　　b 一級齒輪的設(shè)計</b></p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度初定模數(shù)</p><p><b&g

89、t;　　由機械手冊可知：</b></p><p>　　mn≥()1/3()1/2.58 (2-1)</p><p><b>　　小齒輪轉(zhuǎn)矩：</b></p><p>　　T1=9550*103*（2000/1500）Nmm=12666*103Nmm</p><p>　　取載

90、荷系數(shù)K=KAKVK1KF2=2</p><p>　　查[2]圖8.3-14a可知K=0.15；YE=2.079（Mpa）0.14；當u=4.8時，Yu=1.025；當β=30°時，Yβ=0.81；YF1=1.95；YF2=1.82;齒端修??；Yend=1。</p><p><b>　　許用應力為：</b></p><p>　　σFP

91、=σFlimYNYX/SFmin；YN1=YN1=1;YX1=YX1=1。SFmin=2.2。</p><p>　　σFP1=560/2.2=254.5Mpa；σFP2500/2.2=227.3Mpa；</p><p>　　因YF1/σFP1=1.95/254.5=0.00765<YF2/σFP2=1.82/227.30.008，所以按大齒輪計算。</p><p&

92、gt;　　mn≥（mm=8.12mm</p><p>　　得mn=8.12，取mn=10mm</p><p><b>　　初定齒輪傳動參數(shù)</b></p><p>　　a=mn（Z1+Z2）/2cosβ=10×（14+33）/2cos30°=271.36mm，取整為270mm。</p><p>　　c

93、osβ=mn（Z1+Z2）/2a=10×（14+33）/2×270=0.870</p><p>　　β=29º7?31?</p><p>　　d1=mnZ1/cosβ=10×14/cos29º7?31?=160.183mm</p><p>　　b=εβπmn/sinβ=2×3.3×3.14

94、5;10/sin29º7?31?=157.7mm</p><p>　　bh=b/2=157.7/2=78.85mm,取bh=78.85mm，b=2bh=2×78.85mm</p><p>　　(3)校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　查[2]8.3-8得，齒根彎曲應力公式如下：</p><p>　　σF=×

95、 (2-2)</p><p>　　查手冊，因載荷有嚴重沖擊，取KA=1.85。</p><p>　　當v=πd1n0/60×103=3.14×160.183×1500/60×103=40.23m/s，Kv=1.02。</p><p>　　經(jīng)計算查表確定：K1=1.05，Zv1=20.97，Zv2=49.

96、475，KF2=1.1，Yβ=0.81，YF1=2.2，YF2=1.9</p><p>　　計算得：σF1=117.94Mpa；σF2=σF1×YF2/YF2=110.08Mpa。</p><p>　　查表安全系數(shù)公式如下：</p><p>　　SF=σFlimYNYX/σF</p><p>　　小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：</p&g

97、t;<p>　　N1=60kn0t=60×1×1500×20000=1.8×109</p><p><b>　　大齒輪應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　N2=N1/i=1.8×109/2.36=7.63×108</p><p>　　查[2]8.3-22a知：<

98、;/p><p><b>　　。</b></p><p>　　因為 、</p><p>　　故YN1=YN1=1。</p><p>　　當m=10時，查手冊知YX1=0.92,YX1=0.92。所以，</p><p>　　SF1=2.83>2.2,SF2=

99、2.80>2.2,所以安全。</p><p>　?。?）校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　齒面接觸應力按下式計算：</p><p><b>　　（2-3）</b></p><p>　　當齒輪III組精度為8級時，KH2=1.49，ZE=31.346(MPa)0.27，當u=2.36時，Zu=1.1，Zβ=0

100、.67，Za1=0.993，Za2=0.960，Za=454Mpa。</p><p><b>　　安全系數(shù)：</b></p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　　查得：</b></p><p>　　因N1、N2均大于5×107，故ZN1

101、=ZN2=1。</p><p>　　V40=320mm2/s。ZL=1.07.</p><p>　　按vg=v/tanβ=72.556，Zv=1.18。</p><p>　　查表：SHmin=1.3，計算：</p><p>　　SH1=1.96>SHmin=1.3，SH=1.79>SHmin=1.3</p><

102、p><b>　　所以安全</b></p><p>　　主要參數(shù)與幾何尺寸計算</p><p>　　m=10，m1= mn/cosβ=11.63，z1=14，z2=33，β=29°07’29’’</p><p>　　d1= 160.183,d2=383.72mm</p><p>　　da1=178.183,

103、da2=401.72mm</p><p>　　df1=132.183,df2=361.72mm</p><p><b>　　a=270mm</b></p><p>　　b1=b2=2bh=78.85mm</p><p>　　2.2.2 二級齒輪的設(shè)計計算及校核 </p&

104、gt;<p>　　1) 材料的選擇 </p><p>　　根據(jù)工作條件及其載荷性質(zhì)，選擇適當?shù)牟牧希X形為斜齒。小齒輪40 Cr 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度為241—286HBS。大齒輪45鋼 正火處理 齒面硬度為162—217HBS</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次

105、數(shù)</b></p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　查《機械設(shè)計手冊》知，ZN3=1.05 ZN4=1.14 </p><p>　　ZX3=ZX4=1.0 ，</p><p>　　取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92（精加工齒輪）</p>

106、<p><b>　　得</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　計算許用接觸應力</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p><b>　　因</b><

107、/p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　故取</b></p><p>　　2）按齒面接觸強度確定中心距</p><p>　　小輪轉(zhuǎn)矩T1=1904.793N·m</p><p>　　初定螺旋角β=13о,</p><p>

108、;<b>　　減速傳動，;取。</b></p><p><b>　　計算ZH</b></p><p><b>　　端面壓力角</b></p><p><b>　　基圓螺旋角</b></p><p><b>　　(2-7)</b><

109、;/p><p><b>　　計算中心距a</b></p><p>　　取中心距a=360mm。 </p><p>　　估算模數(shù)m=(0.007～0.02)a=2.52-7.2mm</p><p>　　取標準模數(shù)m=3mm.

110、 </p><p><b>　　小齒輪齒數(shù)</b></p><p><b>　　大齒輪齒數(shù)</b></p><p>　　。 </p><p>　　取Z3=49，Z4=187。

111、 </p><p><b>　　實際傳動比</b></p><p><b>　　傳動比誤差</b></p><p>　　， </p><p><b>　　在允許范圍內(nèi)。</b></p><p&

112、gt;<b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　與初選β=10相近,、可不修正.</p><p><b>　　齒輪分度圓直徑 </b></p><p><b>　　圓周速度</b></p><p>　　查《機械設(shè)計手冊》,取齒輪精度為8級.</p>&

113、lt;p>　　3) 驗算齒面接觸疲勞強度</p><p>　　按馬達驅(qū)動,載荷稍有波動,查《機械設(shè)計手冊》,取KA=1.85</p><p>　　， </p><p><b>　　得Kv=1.13</b></p><p><b>　　齒寬</b><

114、;/p><p>　　。 </p><p>　　按b/d3=144/149.695=0.96,考慮軸的剛度較大和</p><p>　　齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kβ=1.1。</p><p><b>　　得</b></p><p><b>

115、;　　載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　計算重合度</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　端面壓力角</b></p><p&g

116、t;<b>　　齒輪基圓直徑</b></p><p><b>　　端面齒頂壓力角 </b></p><p><b>　　計算齒面接觸應力</b></p><p><b>　　故安全。</b></p><p>　　驗算齒根彎曲疲勞強度</p>

117、<p>　　按Z1=49，Z2=187,</p><p><b>　　(2-8)</b></p><p><b>　　經(jīng)計算</b></p><p><b>　　(2-9)</b></p><p><b>　　得</b></p>&

118、lt;p>　　YN3=1.0，YN4=1.0</p><p>　　由，m=3mm<5mm,故YX1=YX2=1.0。</p><p>　　YST=2.0，SFmin=1.4</p><p><b>　　計算許用彎曲應力</b></p><p><b>　　，</b></p>

119、<p>　　得YFa1=2.40，YFa2=2.23</p><p>　　YSa1=1.7，YSa2=1.82。</p><p><b>　　(2-10)</b></p><p><b>　　故安全。</b></p><p><b>　　故安全。</b></p

120、><p>　　5） 減速器二級齒輪主要參數(shù)</p><p>　　Z3=49,Z4=187,u=3.83，</p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　m3=3，</b></p><p><b>　　d3=mm,</b></p&g

121、t;<p><b>　　mm,</b></p><p><b>　　mm,</b></p><p>　　mm </p><p>　　df3=d3-2(h*a+c*)m=99.796-2×(1.0+0.25)×3=92.295mm,

122、 </p><p>　　df4=d4-2(h*a+c*)m=380.855-2×(1.0+0.25)×3=373.355mm, </p><p>　　b3=b=144mm, 取b4=b3+(5～10)=149mm </p><p>　　2.2.3 三級齒輪

123、的設(shè)計計算及校核</p><p><b>　　1） 材料的選擇</b></p><p>　　小齒輪45號鋼 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度 217-255HBS，大齒輪45號鋼 正火處理 齒面硬度 162-217HBS </p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　ZN