掘进机装载机构及装载减速器设计

中文题目掘进机装载机构及装载减速器设计外文题目DESIGNMECHANICALBORINGMACHINECHARGINGGEARANDLOADINGREDUCTIONGEAR毕业设计（论文）共56页（其中外文文献及译文13页）图纸共3张完成日期2008年6月答辩日期2008年6月摘要本设计内容包括横轴式掘进机装载机构结构方案、总体布置、传动系统、设计参数进行处理分析以及进行设计。并对装载机构减速器进行设计和计算。通过这次设计使自己对掘进机的装载机构、驱动装置、组成原理、减速器等有更深入的了解。在本次的设计过程当中，利用所学的理论方法和专业知识，把课本知识运用到实际生产中。更重要的是，这个设计学习的过程会使我受益颇多，期间所掌握和发现的问题与理论，都对我将来的学习生活产生难以衡量的重要意义，对我将来要从事的行业大有裨益。关键词横轴式掘进机；装载机构；减速器ABSTRACTASHEARERISATUNNELINGANDTUNNELCONSTRUCTIONOFIMPORTANTFACILITIES,ITHASCUTTING,LOADING,TRANSPORT,INDEPENDENTTRANSPORTATION,DUSTPERFORMANCEDEPENDINGONTHESHAPEANDSIZEOFSUBSECTIONOFTHEDIG,SOMETBMANDTBMTHENATUREOFTHEOBJECTBASEDONCUTTINGDIVISION,COALROADHEADER,SEMICOALANDROCKROADHEADERROADHEADERTHREEKINDS,ACCORDINGTOTHECUTTINGHEADARRANGEMENTDIVISION,PARTOFTHETBMDIVIDEDLONGITUDINALANDROADHEADERTHEDESIGNINCLUDESTHESTRUCTUREOFTHEPROGRAMROADHEADERLOADINGMECHANISM,THEGENERALLAYOUT,TRANSMISSION,ANALYSISANDDESIGNPARAMETERSWEREDETERMINEDLOADINGMECHANISMANDTHEGEARUNITDESIGNANDCALCULATIONTHEAIMISTHATBYTHEDESIGNOFTHETBMOWNLOADINGMECHANISM,CONSISTINGOFADEEPERUNDERSTANDINGOFTHEPRINCIPLESDURINGTHEDESIGNPROCESS,IWILLTRYTOBEFAMILIARWITHTHELOADINGMECHANISMANDGEARBOXDESIGN,THEUSEOFTHEORYLEARNEDANDEXPERTISE,THETEXTBOOKKNOWLEDGEINTOACTUALPRODUCTIONMOREIMPORTANTLY,THISDESIGNWILLMAKETHELEARNINGPROCESSILEARNEDALOT,POSSESSIONANDFOUNDPROBLEMSDURINGANDTHEORY,BOTHFORMYFUTURELEARNINGLIVESDIFFICULTTOMEASURETHEIMPORTANCEOFTHETRADESIMGONNABEAGREATBENEFITKEYWORDSROADHEADER；LOADINGMECHANISM；REDUCER目录1绪论111掘进机的发展历程112我国掘进机发展历程213掘进机的技术发展的趋势22装载机构的选型设计322星轮装载机构523星轮得技术参数确定624星轮转速确定725铲板的结构设计926装载机构功率确定103装载机构减速器的设计1131驱动装置选择1132传动装置的动力参数和运动计算11321传动比分配11322选择齿轮齿数12323各轴功率、转速和转矩的计算1233齿轮部分设计13331第一级齿轮传动计算13332第二级齿轮传动计算1734轴及轴承设计计算24341第一级传动高速轴设计及强度校核24342第一级传动轴承的寿命计算28343第一级传动低速轴的设计及强度的校核29344第一级传动轴承的寿命计算33345第二级传动轴的设计及强度校核34346第二级传动轴承的寿命计算384结论40致谢41参考文献42附录A译文43附录B外文文献481绪论11掘进机的发展历程早在上世纪30年代，英国、美国等就着手了煤矿大型掘进机的研制，但巷道掘进逐渐变成广泛工业性应用还是在1945年之后。1948年，匈牙利开始研制F系列煤巷掘进机。当时是为了适应“房柱式”开采的需要。1949年生产的F2型掘进机，是世界上的第一台悬臂式掘进机，不过当时还未能实现悬臂式掘进机的全部主要功能。1951年匈牙利研制了采用履带行走机构的F4型悬臂式掘进机，这种机型除采用横轴截割方式和调动灵活的履带行走机构外，还采用了铲板和星轮装载机构，并采用了刮板运输机转运物料。这种机型已经具备了现代悬臂式掘进机的雏形。F系列掘进进是目前悬臂式横轴掘进机的原始机型。1971年奥地利ALPINE公司在匈牙利F系列掘进机上就行了升级，研制了AM50型掘进机，并在此基础上RICKHOFF公司自行研制出EVII型掘进机，并在此基础上发展成为EVA系列掘进机。1973年WESTFALIA公司研制成功了WAV170和WAV200型掘进机。F系列、AM系列和WAV系列掘进机均采用的是横轴截割机构。1956年前苏联设计了第一台纵轴IIK3型掘进机。IIK3型钻孔机是目前掘进机选择的重要参考原型。1940年至1964年，英国从前苏联引进了IIK3型掘进机进行工业性试验，并开始掘进机的升级换代。1963年DOSCO在IIK3型上，通过改变切割头选秀权安排和更换电气系统，发展至今已成为MKII型和MKIIA型掘进机，并逐步发展成DOSCO系列掘进机。1968年，这家德国公司在引进EV100型掘进机的研究和开发的基础上开发了DOSCO艾克福掘进机。后来，这家德国公司又开发出了PAURATET系列掘进机，使纵轴掘进机逐步形成系列。1966年，日本MITSUIMIIKE机械制造公司在英国和苏联IIK3型DOSCO型的基础上重新设计研发，S系列掘进机的研制成功。到了20世纪70年代末，S系列掘进机已逐步形成一系列的产品。经过半个多世纪的发展，外国掘进机主要生产国英国，德国，俄罗斯，奥地利，日本等国家，生产的掘进机已广泛应用于硬度不到8F的半煤岩巷到岩巷。重机不移位3542M截面切割面，大部分机型可以在纵向，横向斜坡80的地方工作，切断电源在2132300KW，机器重量在20100T的，割岩石硬度F12的部分掘进机切割速度的已减少到1M/S或是更小，使用的拉伸速度负载反馈调整，以适应各种硬度除了一些机型，具有支柱，以便在切割岩石时锚固定位。机电一体化已成为掘进机发展趋势,新推出的掘进机可以实现推进方向和断面监控、电动机功率自动调节、离机遥控操作以及故障诊断,部分掘进机实现PLC控制,实现回路循环检测。12我国掘进机发展历程掘进机的发展分为三个阶段。上世纪60年代初至70年代末的第一阶段，这一阶段主要是引进国外掘进机，主要是在引进的同时，我们的技术人员开始尝试着消化和吸收，但研究水平低，主要以轻型设备为主。我国主要是在中国煤科院太原分院研制的I型，II型，III型，由此形成第一代掘进机。这个时期中国掘进机的发展为我国第二阶段掘进机的研制奠定了良好的技术基础。这个时期该产品的主要特点是重量轻，体积小，切削能力弱以及只有较低的技术含量，适用于煤矿巷道驾驶。上世纪19701980年间为消化吸收阶段。这一阶段分别从英国、奥地利、日本、前苏联、美国、德国、匈牙利等国家引进了16种、近200台掘进设备，对我国煤矿使用掘进机起到了推动作用，在这段时间，国内的厂商开始接触国外的技术并且进行了联合研制。同时由太原分院研制的EM130型、EL90型和EL110型掘进机分别在佳木斯煤机厂和淮南煤机厂投入小批量生产。在煤矿采掘设备“一条龙”项目引进中，又引进了奥地利阿尔卑尼公司的AM50、日本MITSUIMIIKE公司的S10041型掘进机制造技术和先进的加工设备，使我国形成了批量生产掘进机的能力，基本上结束了中、小型掘进机依赖进口的局面。这一期间我国横轴式掘进机的主要特点是工作稳定，已能适应我国煤矿的巷道掘进，中型掘进机型号日趋齐全。90年代初至今为自主研发阶段。这一阶段发展日趋成熟的是中型悬臂式掘进机，重型掘进机大批出现，悬臂式掘进机的设计与加工制造水平已相当先进，并且具备了根据矿井条件实现个性化设计的能力。这一时期形成了多个系列的产品，主要有煤炭科学研究总院太原分院研制的EBJZ系列、佳木斯煤机厂生产的S系列、煤炭科学研究总院上海分院设计的EBJ系列等型掘进机。13掘进机的技术发展的趋势掘进机的发展经历了由小到大、由单一到多样化的过程，现在已形成轻型的、中型、重型3个系列。掘进机正向以下几个方面发展。1增强截割能力。为了实现较强的截割能力，现在掘进机截割功率不断增大，截割速度逐渐减低。现在中重型的悬臂式掘进机工作截割功率120300KW，个别机型达到400KW。截割头转速一般为2050R/MIN，截割速度12M/S，部分机型降低到1M/S以下。经济截割硬度100120MPA，最大可达140MPA。2提高工作得可靠性。由于地质条件地复杂多变，使掘进机得工作时承受交变的冲击载荷，且磨损和腐蚀严重。而井下的环境恶劣，空间狭小，检修不便，因此要求通过完善的设计、高质量的制造及合理的使用和良好的保护来提高其可靠性。3采用紧凑化设计，降低重心，提高工作得稳定性。由于掘进机悬臂过长，使得截割反力较大，不利于机器稳定工作。针对这个问题，应采用紧凑化设计，努力降低机器重心，并在机器的后部或两侧增设油缸稳定装置，以提高机器得工作环境稳定性。4增强对各种复杂地质条件的适应性。悬臂式得掘进机普遍采用履带行走装置，以减小接地比压；通过增大驱动功率，以增强牵引力和爬坡能力，从而提高对各种底板、工况的适应性。5研究新型刀具和新型截割技术为增强截割能力、提高刀具得使用寿命，应努力改进刀具的结构，采用新材料，研究新的破岩方法。6发展自动控制技术。截割断面监视和控制技术和控制技术的开发和应用。采用该技术将实现掘进工作面切割截情况较直观、全面的观察和了解，并能对断面截割精度和巷道质量进行控制。基本解决了掘进机械操作人员在截割过程中离开迎头，安全、准确操纵的问题和提高巷道质量、生产效率的问题。该技术包括随设备水平姿态识别、调整；切割轨迹记录和显示；断面边界设定；断面成形控制；前进方向指示和引导；偏离方向和截割超限报警等几个方面的内容。该技术的进一步发展将实现掘进机的自动掘进。（7）发展掘锚机组，实现快速掘进。目前，影响悬臂式得掘进机掘进速度的主要因素就是支护时间过长。掘进同事支护不能同步作业，制约了巷道掘进速度，降低了掘进效率。掘锚机组是一种新型、高效、快速的掘进设备，是一种理想的作业方式，具有良好的发展前景，悬臂式得掘进机技术的发展除取决于实际生产需求外，还受国家基础工业水平得技术可行性的影响。随着工业技术水平的提高和悬臂式掘进机技术开发方面的经验的积累，各种新技术和新成果也在逐步应用于悬臂式掘进机上。2装载机构的选型设计21耙爪式工作机构的型式耙爪装载机构,是一种连续作业的双臂式装载机构,具有一对对称布置在运输机受料口两侧的曲柄摇杆如图一所示。四连杆机构中的曲柄,就是图中圆盘,圆盘上铰接点就是曲柄与连杆的铰接点,在铰接点以外的连杆悬臂段就是耙爪。图21曲柄摇杆机构FIGURE21CRANKROCKERMECHANISM当动力经减速器传给曲柄时,则圆盘上的B点就绕圆盘的轴心作圆运动,摇杆CD就绕固定铰接点D作往复摆动,连杆悬臂段的端点耙尖就作图中所示的曲线轨迹运动。耙尖为按图中箭头所示方向,由点运动到,再由点返回到由点到这段行程耙爪的工作1E22E1行程,由点到点,则是耙爪的空行程或返回行程。两耙爪的运动相位差为,当一个耙2E180爪在耙取铲板上的岩渣时,另一个耙爪处于返回行程。因此左右耙爪交替地耙取,使装载工作连续地进行。图21（A）所示机构的缺点是岩块可能卡在连杆和摇杆下面而挤坏。但这种结构最简单。如果把曲柄摇杆机构的连杆扩大成能包容滚子D的弧形滑槽,其圆弧半径等于摇杆的长度如图21（B）,则把（A）图中曲柄摇杆机构变为图（B）曲柄导杆机构了,两者都能完成相同的运动轨迹。在这种结构的基础上,也可以把滑槽做成直的,而把连杆做成弯曲的,以改善滑槽的加工工艺性。在曲柄摇杆机构的基础上,把连杆扩大成可以罩住摇杆的壳体,也可以达到较好的效果,但是连杆尺寸比较大,不适用于小型装载机。煤巷掘进机上采用的双耙爪机构如图22,是在连杆上设置主副两个耙爪。由于它们的运动轨迹互相衔接,装载效果比较好。如果铲台前缘为锥形图22（B）可以减少铲台的插入阻力。图22双耙爪机构FIGURE22DOUBLECLAWMECHANISM22星轮装载机构星轮机构是现代掘进机上较常使用的一种机构,如图23所示为六星轮机构。由于星轮机构拨盘匀速转动,零件寿命增大,其主要优点是强度高,运动过程中速度恒定,无加速度。若转速提高,不引起额外的动载和冲击。图23六星轮机构FIGURE23SIXWHEELMECHANISM星轮装载机构是掘进机的重要组成部分,它设计是否正确合理,将直接影响整机的适用性、生产效率和性能可靠性,装载机构的设计要与整机相匹配。其设计要求为装载机构的生产能力应大于截割机构的生产能力,这是确定装载机构技术参数的先决条件。设计时装载机构生产能力按截割机构生产能力1011倍考虑为宜。铲板宽度应大于履带外侧宽度,铲板能升降,且铲尖呈刀尖形状星轮装载机构一般通过电机驱动多爪星轮，达到收集物料的目的。由得于它具有运转平稳、结构的简单的、故障率的低等得的优点。根据设计条件选择星轮式装载机构有最大的效率。23星轮得技术参数确定星轮结构如图24所示,有关尺寸确定如下1星轮大径D星轮大径得确定、铲板和驱动装置外形尺寸及星轮回转中心有关,设计时结合铲板设计综合考虑确定。D1100MM2星轮小径D星轮小径的确定主要与驱动装置外形尺寸有关,设计时在满足强度要求的条件下,应尽量减小星轮小径的尺寸。D300MM3星轮小径高度H星轮小径高度的确定要结合铲板和驱动装置结构尺寸及机器总体布置要求确定,并使之尽量小。4星轮爪子的数量M及宽度L星轮爪子的数量目前以三爪、四爪及六爪居多。爪子数量多,结构较复杂,装载效率低,建议设计时采用三爪星轮。M4星轮爪子的宽度设计时,要求在满足强度的条件下,尽量减小其宽度。5爪子高度H爪子高度由星轮大小径、星轮爪子的数量、星轮转速及装载机构的生产率确定。装载机构的生产率不计铲板角度122182106HNKMSDDAZ式中星轮的爪子面积,MM；S星轮的工作转速,R/MIN；N装载系数,可取1520。取175；ZKZKZKZA1503M用式21计算出装载爪子高度,要结合星轮转速确定,星轮爪子的数量和尺寸，一般星轮爪子高度推荐设计为60100MM。225026108MSDDNKAHZZ综上所述，本设计选取的星轮爪子高度为60MM。图24星轮装载机构FIGURE24STARWHEELLOADER24星轮转速确定星轮转速的确定计算要对星轮工作状态进行动力学分析后得出。装载星轮运动示意如图25所示。设星轮所拨物料质量为M,物料M所处星轮位置的半径为R,铲板倾角忽略不计,则星轮转速N的临界值分析如下1物料M所受离心力23RFGN9022离心力FGN沿爪面分力24COS9021MR3离心力FGN垂直于爪面分力25SIN902RF4物料运动时与铲板之间摩擦力26FMGN3式中重力加速度N物料与铲板之间的摩擦系数。F5物料运动时所受的垂直于爪面力27SIN902234MFGFRN6物料运动时与爪面之间摩擦力28SIN9025FRFMGN图25装载星轮运动示意图FIGURE25LOADINGSTARWHEELSCHEMATIC星轮所装物料,一是将物料推移到中间输送机上,二是将物料沿爪面离心力方向甩到中间输送机上,因此物料所受离心力必须克服其所受的摩擦力,即F1F5,星轮的综合转速还需要结合现有的机型实际情况进行综合考虑，一般的星轮推荐速度3050R/MIN，1物料所处星轮位置半径越小,要使物料顺利装入中间输送机上,所需的转速越高。但MR是,如果转速过高,又会造成严重的甩物料现象,从而影响装载效果。2物料沿爪面的分力与物料所处星轮位置的离心力与爪面切线的夹角有关,建议星M轮工作转速大于40R/MIN时,星轮爪面宜采用弧形面。根据给出条件选取星轮转速29236FSINCO30RGFN取整N37R/MIN。25铲板的结构设计铲板的结构设计包括前缘（即前刃）形状的选择和有关几何尺寸的确定。铲板前缘的形状目前有如下五种形式1直线形前缘适用底板的比较平坦情况下，装载块度小且不坚硬的物料。2锯齿形前缘适用于底板不太平坦的情况下，装载大块，坚硬的物料。缺点是有时发生“卡齿”现象。而当齿槽被坚硬物料卡住时，将使插入阻力显著增大，插入深度减小，引起生产率下降。3曲线形前缘铲板前缘为两段与爪尖运动轨迹相似的曲线形，可以减小耙爪的“死区”面积，降低播入阻力。4凸刃形前缘用于装载大块、坚硬的物料。凸刃能较好的松动料堆，有利于铲板顺利插入料堆。5三齿形前缘比凸刃形前缘能更有效地预先松动料堆，大大减少插入阻力，而且不会出现锯齿形前缘的“卡齿”现象。三齿形前缘制造也比较简单，是一种得比较理想前缘形式。从上面的分析结合实际情况铲板前缘采用直线型形前缘。再有铲板前缘的两边角都必须倒角，这会改善铲板的工作条件，降低插入阻力。铲板的各部分尺寸如图26所示铲板宽度B210DB2曲柄圆盘直径，MM。取B2400MM。D1031D30H图26铲板的结构简图FIGURE26SPADEBOARDSTRUCTUREDIAGRAM铲板的倾角与插入料堆的阻力、耙爪工作长度、铲板下面安装传动部件所需的空间有关，由前面所述，取23O。26装载机构功率确定目前,对于装载机构得功率确定,通常都采用类比法,下面是根据星轮工作原理,得出一个近似计算方法,来初步确定星轮装载机构的功率。装载功率主要由部分组成一是克服物料2与铲板间的摩擦力所消耗的功率N二是以一定速度推动物料所消耗的功率N。其它不12能确定因素需要的功率,计算时给出安全系数SA1316保证。1星轮工作静摩擦需消耗的功率129KW2117110952DFANFNNZ2动能消耗功率1167KW212102326WXZ3装载星轮工作输出功率1296KW21310237216N109DAFNXZNZ4总输出功率20KW2141062N109237WDFSXZNZAMZ系统总效率取094KW20MN3装载机构减速器的设计31驱动装置选择根据所参考掘进机的总装功率及对设计的验算，选择隔爆电机作为星轮的驱动装置。装运机构电动机功率P11KW，N1460R/MIN选择电动机的型号为，YB系列电动机，YB160M4。主要性能参数如表31表31电动机型号TABLE31MOTORMODEL型号功率转速效率额定电压YB160M411KW1460R/MIN088660V32传动装置的动力参数和运动计算321传动比分配由前面确定的星轮耙集次数N37次/分，可知总传动比3145397160WNI减速器形式为锥齿轮和正齿轮二级减速，装载星轮传动形式为单级圆锥齿轮传动。取装载星轮部分的减速器传动比为I3321中间部分的减速器传动比I12122932321459取减速器的第一级减速。即斜齿圆柱齿轮减速的传动比为I1259则中间减速器的第二级减速，即弧齿锥齿轮减速的传动比I247433159由前面所述，此机构可看成二级减速。如图31图31减速器结构简图FIGURE31REDUCERSTRCTUREDIAGRAM322根据传动比的分配查书机械系统设计选择齿轮齿数第一级小斜齿圆柱齿轮的齿数17，与其啮合的齿轮为44；第二级小弧齿锥齿轮齿数为13，与其啮合的齿轮为45；323各轴功率、转速和转矩的计算按1确定各零件效率取联轴器效率099联齿轮啮合效率097齿滚动轴承效率098承0轴电动机轴PP11KW0RN01460R/MINT0955P0/N09551110/146072203MNI轴第一级减速高速轴P1P001P0110991089KW34联N1N/IN/I1460/11460R/MIN35联T955P/N955108910/1460712336113MN轴第一级减速低速轴PPP110890970981035KW212齿承NN/IN/I1460/2595637R/MIN1T955P2/N2955103510/56371753423MN轴第二级减速低速轴098KW3P232齿承5109784/I23/I2/1189R/MINN634955/95598410/1189790343T3MN33齿轮部分设计331第一级齿轮传动计算（1）选择齿轮得材料小轮选合金刚，表面渗碳HRC15662大轮选合金刚，表面渗碳HRC256622按齿根弯曲得疲劳强度设计计算采用斜齿圆柱齿轮传动，按T0012002131/NP估取圆周速度T425M/S,参考18239，表8243，表8249，表8250。选取II公差组7级小轮分度圆直径D1，可由下式求得D1373212HEDZZUKT齿宽系数,查1，按齿轮相对轴承为非对称布置，取05DD小齿轮齿数，选1Z17大齿轮齿数Z2I2594403圆整取Z24438齿数比UZ2/Z144/17合适58传动比误差（259）/2590004，误差在5内U/582小轮转矩T171480NMM载荷系数KKKKKK39AV使用系数KA，查表8239。KA175动载荷系数K的初值K由8242查得K118VVTVT齿向载荷分布系数K由8250查得K105齿间载荷分布系数K的初值K在推荐值（7O20O）中初选13OT0得310188321/Z11/Z2COS1/Z1TAND188321/171/44COS131/1705TAN1315780625220315780625查手册得K124T则载荷系数的初值为KKA175118105124270311KV弹性系数ZE,18214得ZE8192/MN节点影响系数ZH，18213得ZH46重合度系数，18264得Z0螺旋角系数COS139接触疲劳极限应力查18216得2LIM1LI,H1500N/MM1400N/MMLI22LIMH2应力循环次数N60NJL6014601163001042109H1HNN/U42109/2581629109H21则查18266得接触强度的寿命系数Z,Z12ZZ11N2硬化系数Z查18211得Z1WW接触强度安全系数，查18271。得13HSHS得ZNZW/SH则312LIM11538N/MM231/50H10769N/MM42故D1的设计初值D1T为313T13291076848520718TD14M法面模数COS/Z15247COS130/17281取MN3TNDM1齿顶高系数AH顶隙系数250NC齿顶高MNA31齿根高MCHF75320中心距/2COS31744/2COS13O939MM21ZN圆整取A94MM分度圆螺旋角COS1MNZ1Z2/2ACOS131744/29413245O小轮分度圆直径的计算值D1TMNZ1/COS317/COS13245O5339MM圆周速度31452391455/60000403M/S60/1NDT与估取V很相近,对K值影响不大,不必修正,取KK118TVVT齿间载荷系数K查手册得K125载荷系数KKA175118105125271V小轮分度圆直径D151355141MM3TK37021取D1D1T5339MM大轮分度圆直径D2MNZ2/COS344/COS13245O13661MM齿宽BD1TMIN05513525675MM大轮齿宽B2B25675,圆整取B225MM小轮齿宽B1B25102551030MM3按齿根弯曲的疲劳强度校核计算由式（3FSFNFYMBDKTA114）齿形系数1843AFY03312451COS/7CS/Z12查18226得284，2321AFY2AFY应力修正系数ASY查18226得154，1671AS2AS重合度的系数025075/025075/1576074螺旋角的系数1093Y00124536712许用弯曲应力/（315）FLIMNXYFS弯曲得疲劳极限查1，得950N/MM2LIMF1LIMF2LI弯曲得寿命系数查1，得1NY1NY2尺寸系数查1，得098XX安全系数查1，得125FSFS则9501/125532N/MM2F980故19307541357142N/MM2007175，取H25MMD故（2）段的直径取，30MM。因为输入轴需要外伸连接电动机，故长度取275MM。LB初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据30MM，由1，选取30206。查的出轴（3）段直径36MM。2D3DC轴段（4）上的滚动轴承和轴段（2）上的轴承相同，所以，由于轴段M024（4）安装轴承，所以长度根据轴承宽度取。ML174D安装大斜齿圆柱齿轮和联轴器的轴段的周向定位都采用平键连接。轴与联轴器之间的平键按D25MM，查的平键截面BH87MM。长为23MM；轴与斜齿圆柱齿轮之间的平键按D38MM，查的BH108MM。长为25MM。为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，联轴器与轴配合为M6齿轮轮毂与轴的配合为H7/M6滚动轴承与轴的周向定位是通过过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为R6。TACBDMVMHFAFRFTFTRH1RH2RV1RV2FR图32轴的载荷分布图FIGURE32AXISOFCALCULATIONTHUMBS根据轴的计算简图做出轴的弯矩图、扭矩图31从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C界面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。（3）需校核轴强度轴材料为45号钢，需要经过调质处理。由1查得，则650B2/MN，即5865N/MM2，取60N/MM2，轴的计算应力为B10923/60/40861045WMCAC根据计算的结果可知，该轴校核满足强度的要求。（4）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险的截面危险的截面应该是应力较大的，同时应力集中的较严重的截面上。从受载的情况上观察，截面B上MCA最大值，但应力集中不大，而且这里的轴颈最大值，故截面B不必校核的。从应力的集中对轴的疲劳强度的削弱程度观察看，截面C为危险截面。2）计算危险截面的应力截面的右侧弯矩M值MN36198402563528截面上的扭矩T值T71470MN抗弯截面的系数值W01D301653274625MM3抗扭截面的系数值WT02D30265354925MM3截面上的弯曲应力值N/MM25427619B截面上的扭转剪应力值N/MM2580T弯曲的应力副值N/MM293BA弯曲的平均应力值0M扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即N/MM231,MA3）确定影响的系数因素轴的材料为45号钢，经过调质处理。由1查得N/MM2,N/MM2,N/MM260B751140轴肩圆角处有效应力的集中系数是。K,根据R/D16/650024,D/D70/651075,由2经查值后可得31,8K尺寸系数，根据轴截面为圆截面查2得,810,6表面的质量系数。根据600N/MM2和表面的加工方法为精车，查1，得,B材料的弯曲值，扭转的特性系数值。取，,1005由上面的结果可得可算出S288401758121MAKS2115230341AS2861222518C由1的许用安全系数S值，可知轴校核安全342第一级传动轴承的寿命计算（1）如轴的设计中（1）、（3）处轴承的寿命计算选择轴承型号为30213，主要性能参数为CR112KN,C0R862KN,Y15,E041计算轴承的支反力值水平支反力RH28504NRH27147N12垂直支反力RV1372NRV18977N合成支反力NH72853148502211V197222）轴承派生轴向力NYRS251/853/11042223轴承所受轴向载荷因12261953SSFKAA所以NA401N。0424）轴承当量动载荷是因，查手册，405783/16/1ERAX104，Y1Y15则N483601572834011AYRPR因，43/2EAX21，Y20则N2310122AYRXPR5）轴承的寿命因，故应按计算，查得021RP1R,5TPFF则轴承寿命值3162847H3/10616148512900RPTHFCNL343第一级传动低速轴的设计及强度的校核选择轴材料选取轴材料为45钢。需要经过调质处理。（1）初步的估算轴身的直径按1中公式初估轴的最小直径，查2取A120，P11KW，N565R/MIN，可得DA120324MM3/NP3564/1因为轴上有两个键槽，故直径增大1015，取D37MM，（5）段轴是安装锥齿轮轴端故67MM。5L（2）轴基本的几何尺寸计算图33轴的结构简图FIGURE33AXISSTRUCTUREDIAGRAMA轴段（5）上安装小锥齿轮，为了轴向定位轴段（4）右端要制出一轴肩，H007MM，取H3MM，故（5）段直径取40MM。382DDB初步选定滚动轴承。因为轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据MM，选取30208，查2得MM，而为了减速器整体安装4014D184LMM。71LC轴段（2）为了安装大斜齿圆柱齿轮轴段。齿轮左端与左轴承之间采用轴套固定，一直齿轮轮毂长为25MM，为了使轴套端面可靠的压紧地面，此轴段应略短与轮毂，故选，而且轴段（2）右端应制出一轴肩，轴肩高度H007，取H4MM，ML2821D则D48MM。齿轮右端也采用轴肩定位，故（3）段直径。因为轴段（3）主M53要功能是定位，所以轴段不用过长，根据上根轴的几何尺寸位置布置计算，取163LD齿轮的周向定位采用平键连接。安装斜齿圆柱齿轮轴段MM，查2得平键截面，482DBH149，长为19MM，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择。安装67RH小圆锥齿轮轴段34MM查表得平键截面BH108长为64MM。同时为保证齿轮与轴5D配合有良好的对中性，选择为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来连接的，此67KH处轴的公差为K6。E取轴段倒角245圆角R2MM。（3）求轴上载荷作用在轴上的转矩T17588MN计算作用在齿轮上的力，如图TACBDMVMHFTFRFAFTRH2RH1RV1FRRV2图34轴的载荷分布图FIGURE32AXISOFCALCULATIONTHUMBS1）求作用在锥齿轮上的力，此处的齿轮分度圆直径D605MM根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图36。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。C截面处的MH、MV、M、T及MCA的数值如下。弯矩MH和MV水平面MH124016MN垂直面MV786023合成弯矩MM1468272227860314VHMN扭矩TT728470MN当量弯矩MCA742517803146822TCA（3）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查得，则，即650B2/MNB1095865N/MM2，取60N/MM2，轴的计算应力为23/6/2861074MNWMCA根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（4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。从受载情况观察，截面B上MCA最大，但应力集中不大，而且这里轴颈最大，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，截面1为危险截面。2）计算危险截面应力截面右侧弯矩M为MN150642687截面上的扭矩T为T728470MN抗弯截面系数W01D30137350653MM3抗扭截面系数WT02D302373101306MM3截面上的弯曲应力N/MM247506192B截面上的扭转剪应力N/MM2378T弯曲应力副N/MM205BA弯曲平均应力M扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即N/MM231,MA3确定影响系数轴的材料为45号钢，调质处理。由2查得N/MM2,N/MM2,N/MM260B751140轴肩圆角处的有效应力集中系数。K,根据R/D16/37004,D/D43/37116,由1经插值后可得231,78K尺寸系数。根据轴截面为圆截面查1得,810,6表面质量系数。根据600N/MM2和表面加工方法为精车，查1，得B材料弯曲、扭转的特性系数。取，,1005由上面结果可得S304701758121MAKS21053302341AS30152225147C由2的许用安全系数S值，可知该轴安全344第一级传动轴承的寿命计算1如轴的设计中选择的轴承型号为30216，主要性能参数是1508KN，120KN，Y14，E042RCR01）计算轴承支反力水平支反力RH898248NRH829152N12垂直支反力RV91958NRV723588N合成支反力NH4390258148922112）轴承的派生轴向力YRS436912/0352/113）轴承所承受的轴向载荷因1117539463SSFKAA所以NA4）轴承的当量动载荷因4201035/249/11ERX21，Y045所以9574611APR5）轴承寿命127743H3/10616149658300RPTHFCNL345第二级传动轴的设计及强度校核选择轴材料选取轴材料为45钢，需要经过调质处理。1初步估算轴伸直径按2初估轴最小直径，查教材表（42）取A110P1666KWN2129R/MIN可得DMINA110556取DMIN90MM3NP3129/62轴的结构1234图36轴的结构简图FIGURE316AXISOFTHESTRUCTUREDIAGRAMMD90,8142L128MM，L337MM，L460MM作用在轴上的转矩T1233360MN求作用在锥齿轮上的力,其中，力的作用点为锥齿轮分度圆中点处此处的圆直径D1428MM初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求，查文献2表151选取30216。轴第二段与第三段安装同一型号轴承，故。这对轴承均采用轴套进行周向定位，由文献2查出轴承的定位轴肩高度，所以取D90MM。3轴上零件与轴的周向定位均采用平键连接。轴第一段上的平键，按D90MM，查得平键1截面，长55MM。轴第三段上的平键，按D90MM，查得平键截面MHB183,长42MM。选取倒角为245，其他均为R2。20则圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图所示。TFRAFNDTT017248436MTR365COSTANCOSANFTA1T1724求垂直面内支承反力值，和水平面内支承反力值RV91958NRV723588N12RH898248NRH829152N图37轴的计算简图FIGURE327AXISOFCALCULATIONTHUMBS根据轴的计算简图37作出轴弯矩图，扭矩图和当量弯矩图33。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MH、MV、M、T及MCA的数值如下。弯矩MH和MV水平面MH48505392MN垂直面MV42329898合成弯矩MM64378516222984394850VH扭矩TT1233360MN当量弯矩MCA058431236064378522TCAMN3校核轴强度轴材料为45号钢，需要经过调质处理。由2查得，则5B2/，即5865N/MM2，取60N/MM2，轴的计算应力为B10923/60/7814058MNNWMCAC通过计算的结果可知，该轴的校核满足强度要求。图38弯矩、扭矩、当量弯矩图FIGURE38MOMENT,TORQUE,THEEQUIVALENTMOMENTMAP4精确的校核轴疲劳强度1、判断危险的截面区域危险截面区域应该是应力的较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上MCA最大，但应力集中不大，而且这里轴颈最大，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，截面1为危险截面。2、计算危险截面应力截面右侧弯矩M为MN269075464378截面上的扭矩T为T1233360MN抗弯截面系数W01D30180351200MM3抗扭截面系数WT02D302803102400MM3截面上的弯曲应力N/MM265120697B截面上的扭转剪应力N/MM24T弯曲应力副N/MM263BA弯曲平均应力0M扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即N/MM2041,0MA3、确定影响系数轴材料为45号钢，经过调质处理。由1查得N/,N/,N/60B2M75121402M轴肩圆角处有效的应力集中系数值。K依据R/D16/80002,D/D85/8010615,由1经插值后可得361,9K尺寸系数。根据轴截面为圆截面查1得,790,65表面质量系数。根据600N/MM2和表面加工方法为精车，查1，得B8材料的弯曲，扭转特性系数值。取，,1005由上面的结果得S42370126391751MAKS232564501AS4172226384C由2的许用安全系数S值，可知该轴的校核安全342第二级传动轴承的寿命计算（1）如轴的设计中（1）、（3）处轴承的寿命计算（1）处选择轴承型号为30216，主要性能参数为CR11508KN,C0R1120KN,Y114,E1042（2）处选择轴承型号为30220，主要性能参数为CR2240KN,C0R2198KN,Y219,E20311计算轴承的支反力是水平支反力RH898248NRH829152N12垂直支反力RV91958NRV723588N合成支反力NH439025814892211V773222）轴承的派生轴向力是NYRS803241/4902/11968723轴承的所受轴向载荷是因122324509631SSFKAA所以NA981N028962SA4）轴承的当量动载荷是因，查表512，420543/45/11ERX104，Y1Y14则N89390211AYXPR因，06874/286/22ERX21，Y20则N8714891022AYXPR5）轴承寿命由1，表1查得。,51TPFF则轴承（1）寿命是283820H3/106161829451200RPTHFCNL轴承（2）寿命是969116H3/10626287451900RPTHFNL4结论本文通过对掘进机的装载机构及其减速器设计得出结论掘进机装载机构是掘进机重要组成部分，它性能影响装载机构装载效率。选择合适装载形式能够取得事半功倍效果。同事由于是井下作业，所以选择的装载机构应该优先考虑承载能力强的机构。通过所给的条件选择的锥齿轮减速器，通过对减速器的设计分析，可以知道弧齿锥齿轮减速运动平稳、噪音低，体积小，重量轻，使用寿命长、承载能力高，易于拆卸，易于维修，易于安装。在矿山这种环境比较恶劣的条件下，应用弧齿锥齿轮传动是比较好的选择。通过这次的设计。认识到了装载机构的性能对掘进机的重要性。根据截割的效率选择合适装载形式可以使掘进机发挥最大的性能。装载机构对掘进机的效率有着十分重要的影响因素。致谢本论文在写作过程中，得到指导老师李晓豁教授深入细致的指导，论文从选题、调研、方案确定到论文的撰写都凝聚着指导老师的心血，经过李老师对论文初稿的多次指导，对初稿提出了许多宝贵的修改意见，并为论文的最后定稿付出了辛勤的劳动。在设计过程中，老师躬亲力行，尽职尽则，为我们提出了许多建设性意见，并与我们共同分析、探讨设计思路、过程及结果；正是在李老师的细心教导、大力支持和鼓励下才使得我们的设计工作得以顺利的完成。在此，我谨向李晓豁老师表示衷心的感谢在这几个月的学习和设计中，老师的亲切关怀和谆谆教导，使我受益终生。同时指导老师渊博的知识，敏锐的思维，严谨求实、一丝不苟的治学的态度，宽以待人的生活态度，给我留下了深刻印象，这都将对我以后的学习、生活和工作产生深远的影响。在此，向尊敬的指导老师致以崇高的敬意和最衷心的感谢。非常感谢辽宁工程技术大学机械学院的各位老师。在四年来的短暂学业生涯中，不仅给了我丰富的理论知识，也使我学到了许多书本以外的知识和经验。真诚感谢在我四年来学习期间给予我关心与帮助的同学、同事以及亲朋好友最后，特别感谢在设计室一起学习的兄弟姐妹们，是你们的无私帮助与支持，才使我能顺利完成论文写作参考文献1闻邦椿机械设计手册M第五版机械工业出版社20102孙志礼机械设计M第一版东北大学出版社,20123王运敏中国采矿设备手册M第一版北京科学出版社，19894段鹏文，毛君工程机械M第二版沈阳东北大学出版社,20025王洪欣,李木,刘秉忠机械设计工程学IM第三版徐州中国矿业大学出版社,20016唐大放,冯晓宁,杨现卿机械设计工程学IIM第二版徐州中国矿业大学出版社,20017吴宗泽机械设计实用手册M第一版北京化学工业出版社,19998巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波机械设计课程设计M第二版沈阳东北大学出版社,20009李贵轩设计方法学M第三版北京世界图书出版社，198910李晓豁，谢锡纯矿山机械与设备M第二版徐州中国矿业大学出版社，200011沈慧芬，常之秋，高荣，张卫国煤矿机械产品学M第二版中国矿业大学出版社,199212张国栋星轮装载机构技术参数的确定J煤矿机械，2006，27（3）38038113成大先机械设计手册（轴及其联接）M第二版北京化学工业出版社，200414王运敏中国采矿设备手册（下册）M第一版北京科学出版社，200715伊烈掘进机选型手册M第三版北京煤炭工业出版社，198916程乃士减速器和变速器设计与