机械毕业设计（论文）-掘进机装载机构及装载减速器设计【全套图纸】 .doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言掘进机是具有截割、装载、转载煤岩，并能自行，具有喷雾除尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘金设备，有的还具有支护功能。根据所掘断面的形状分为全断面掘进机和部分断面掘进机。前者适用于直径一般为2.510m的全岩巷道，岩石单轴抗压强度50350mpa的硬岩巷道。可一次截割出所需断面，且断面形状多为圆形，主要用于工程涵洞及隧道的岩石掘进；后者一般适用于单轴抗压强度小于60mpa的煤、半煤岩、软岩水平巷道。但大功率机器也可用于单轴抗压强度达200mpa的硬岩巷道。一次仅能截割断面一部分，需要工作机构多次摆动，逐次截割才能掘出所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状，其中悬臂式部分断面掘进机在煤矿使用普遍。全套图纸，加153893706悬臂式掘进机按截割头布置方式可分纵轴式和横轴式两种。按掘进对象分为煤巷、半煤岩巷和全岩巷悬臂式掘进机3种。按机器的驱动方式分为电力驱动（各机构均为电动机驱动）和电-液驱动两种。装载机构位于机器前端的下方，其主要作用是将被截割机构分离和破碎的物料集中装载到运输机构上去。根据收集装置机构的不同，装载机构可分为刮板式装载机构、蟹爪式装载机构和星轮装载机构。（1）刮板式装载机构。形成封闭运动链，装载面宽度大，但结构复杂，效率低且装载效果差，已基本不再采用。（2）蟹爪式装载机构。蟹爪式装载机构由液压马达或电动机提供动力，经减速器驱动左右蟹爪收集物料。通过准确设计的蟹爪运动轨迹，可将物料收集搬运至运输机构中，它生产效率较高，但由于其结构复杂，动载荷大，故障率高，使用正逐渐减少。（3）星轮装载机构。一般通过低速大扭矩液压马达直接驱动多爪星轮，达到收集物料的目的。由于它具有运转平稳、结构简单、故障率低等优点，虽过载能力较低，但还是在掘进机上得到了快速的推广使用，目前使用最多。1 绪论1.1 国外掘进机发展概况：早在上世纪30年代，德国、前苏联、英国、美国等就开始了煤矿巷道掘进机的研制，但巷道掘进进得到较广泛工业性应用还是在第二次世界大战之后。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进，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系列掘进机的基础上，研制了am-50型掘进机，并在此基础上rickhoff公司自行研制出ev-ii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wav-170和wav-200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年前苏联生产了首台iik-3型纵轴悬臂式掘进机，在8m2断面下煤巷中使用。iik-3型掘进机是目前纵轴悬臂式掘进机的雏形。1940-1964年，英国从前苏联引进了iik-3型掘进机，进行工业性试验，同时开始了悬臂式掘进机的研制。1963年dosco公司在iik-3型掘进进的基础上，通过改变截割头截齿配列和更换电器系统，研制成了mk-ii型和mk-iia型掘进机，并逐步发展成为dosco系列掘进机。1968年，德国eickhoff公司在引进的dosco掘进机基础上研制开发出了ev-100型掘进机。后来德国paurat公司又研制出了et系列掘进机，使纵轴式掘进机逐步形成系列化。1966年，日本三井三池机械制造公司在前苏联iik-3型和英国dosco掘进机的基础上，研制成功了s系列掘进机。到上世纪70年代后期，s系列掘进机已逐步形成系列化。经过半个多世纪的发展，目前，国外掘进机主要生产国有：英、德、俄罗斯、奥地利、日本等国，所生产的掘进机已被广泛用于硬度f低于8半煤岩的采准巷道掘进，并扩大到岩巷。重型机不移位截割断面达3542m2，多数机型能在纵向、横向80的斜坡上可靠工作，截割功率在132300kw，机重在20100t ,切割岩石硬度f为12.部分机型截割速度已降至1m/s以下，牵引速度采用负载反馈调节，以适应不同岩石硬度；一些机型除设有后支撑外，还在履带前后安装了卡爪式液压扎脚机构，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、离机遥控操作及工况监测和故障诊断，部分掘进机实现plc控制，实现回路循环检测。1.2 国内掘进机发展概况：我国悬臂式掘进机的发展大体分为3个阶段。第一阶段上世纪60年代初期到70年代末，这一阶段主要是以引进国外掘进机为主，在引进的同时，我们的技术人员开始尝试进行消化吸收，但研究水平较低，主要以切割煤的轻机型为主。主要以当时煤炭科学研究总院太原分院研制的i型、ii型、iii型为代表，形成我国第一代掘进机。尽管如此，这一时期的尝试也为我国悬臂式掘进机的第二阶段发展打下了良好的技术基础。这一时期产品的主要特点是重量轻、体积小、截割能力弱、技术含量偏低，适应于煤巷掘进。上世纪70年代末到90年代初为消化吸收阶段。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。在此期间，我国与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步实现了国际化。同时由太原分院研制的em1-30型、el-90型和el-110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、日本三井三池公司的s100-41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。这一期间我国悬臂式掘进机的主要特点是可靠性大幅提高，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。这一阶段中型悬臂式掘进机发展日趋成熟，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ebj(z)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。这一时期的代表机型主要有太原分院研制ebj-160、ebz160ty和ebj-120tp型掘进进，其中ebj-160和ebj-120tp两种机型获得了国家科学进步二等奖，另外还有佳木斯煤机厂生产的s150型掘进机。这一阶段我国悬臂式掘进机设计水平大幅提高，各种先进的三维设计和分析软件广泛使用，机器可靠性大幅提高，功能日趋完善，功率更大，一些先进的故障诊断和显示技术、离机遥控技术应用其中，我国的悬臂式掘进机设计和生产使用技术跨入了国际先进国家的行列。由煤炭科学研究总院太原分院设计的ebz160ty型掘进机首次采用了恒功率双速截割电动机、恒功率变量泵和比例多路换向阀的液压系统，首次将国产掘进机的工作压力由16mpa提高到23mpa，并能可靠运行，这一机型的研制成功，标志着我国悬臂式掘进机的研制水平又迈上了一个新台阶。1.3 掘进机技术的发展趋势：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、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。现在中重型悬臂式掘进机截割功率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)提高工作可靠性。由于地质条件复杂多变，使掘进机在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，以提高机器的工作稳定性。（4）增强对各种复杂地质条件的适应性。悬臂式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、提高刀具的使用寿命，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切割情况较直观、全面的观察和了解，并能对断面切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；偏离方向和切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，影响悬臂式掘进机掘进速度的主要因素就是支护时间过长。掘进、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。悬臂式掘进机技术的发展除取决于实际生产需要外，还受基础工业水平及技术可行性的影响。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 掘进机装载机构的设计：装载机构是掘进机的主要工作机构之一,其性能直接影响着整机的生产能力,掘进机装载部分主要由铲板体!驱动装置和升降油缸等组成。装载机构的作用是将截割机构破落下来的煤岩收集!装载到中间刮板输送机上,然后经后部转载设备卸载。装载机构的设计要与整机相匹配。设计要求为：1）为保证悬臂掘进机最大生产率，装载机构的生产率应大于切割机的生产率。这是确定装载机构参数的先决条件。2）为便于整机行走移动，装载铲板宽度大于行走履带宽度，铲板能升降，有的铲板还可以水平回转摆动一个角度。现代悬臂式掘进机装载铲板的前沿呈切刀形状，目的是减少铲板插入阻力。3）装载机构一般采用曲柄摇杆机构，是为了减少空回行程时间。各杆件尺寸的确定，要做到尽量增大装载面积，提高装载效果，减少蟹爪插入阻力，使四杆机构具有最佳的运动特性和动力特性。2.1 耙爪的结构设计耙爪是工作机构的主要零件。机器作业时，耙爪直接与物料接触，其机构设计是否合理，将直接影响到耙爪能否顺利耙取物料和所受阻力的大小，关系到机器的生产率、传动零件的强度和刚度、原动机的功率以及工作的可靠性等等。因此，必须正确地设计耙爪的结构和形状。（1）耙爪头的结构耙爪头的结构有很多类型，无论哪种类型，首先要确定耙爪的尖角， 的合理值，根据实验分析，用下列公式确定： (2-1) 式中 -耙爪上部物料的压力系数，=0.6-0.8； -物料对钢的摩擦系数，=0.4； -耙爪的爪尖角，通常去=56o60o角不宜过小，否则将影响耙爪头的工作高度，取=58o。 耙爪尖的水平棱边设计成尖形，其水平角应保证爪的刚度，同时应消除耙爪在耙集货料时，料块在耙爪尖和受料前缘被卡住的可能性。因此，必须使水平尖角满足下式： （2-2）式中 -爪尖水平棱边的前部边缘与铲板边缘之间的夹角，取=25o。（2）耙爪体的结构为了使物料能在耙集段沿铲板和耙爪表面顺利向上移动，应使耙爪上部和铲板前缘平行线之间的夹角80o。在实际工作中，当耙爪的内表面形状设计不合理时，将会发生大块物料被卡死在两个耙爪之间的“卡块”现象，以致造成耙爪及其传动装置的损坏。取=75o。两个耙爪的导杆部分之间应有足够的间距，此间距应小于机器装载的最大块度，同时也应不妨碍转载运输机的工作，因此此数据应根据具体的工作环境具体确定。当小颗粒及粉状物料进入耙爪的水平棱边和铲板之间的间隙中时，将会引起相当大的附加阻力和严重磨损。所以，设计尽量减少它们之间的间隙。为此，在结构上将偏心圆盘设计成埋头于铲板的平面之内，并在铲板和偏心圆盘上安装可更换的耐磨衬板。另外在强度和刚度允许的前提下，适当减小耙爪水平棱边的宽度，以降低耙爪与铲板间因小颗粒物料引起的摩擦和磨损。2.2 工作机构几何尺寸设计经验设计方法是目前常用的一种方法，其设计过程是：首先利用经验数据进行工作机构几何尺寸的初步设计，然后进行必要的运动学和动力学分析。这些经验数据是根据长期生产实践以及对大量同类机型的综合分析获得的。一般情况下，用经验设计方法所设计的工作机构都能基本满足设计要求。经验设计方法的设计依据，是技术生产率和物料最大块度等物理，机械性能。（1）曲柄长度及其固定支点位置的确定：a、确定曲柄圆盘直径d和曲柄长度通常取： （2-3）式中 -物料最大块度。一般取=300600mm。因此取=450mm。于是，曲柄直径取d=400mm。于是，曲柄长度由公式：=0.5d （2-4） 可求得=200mm.图2-1 曲柄摇杆机构图释fig. 2-1 crank rocker mechanism emoticonsb、确定两个曲柄的固定支点和如图2-1所示，在图纸上先选定直角坐标系x-y和比例rm。两个曲柄固定支点和的位置，可分别用尺寸和确定： （2.42.5)d （2-5）(1.31.4)d （2-6）式中 -两曲柄圆盘的中心距，即两固定支点间的距离，mm； -o1与距铲板前缘的距离，mm。由于的大小与铲板的长度和倾角有关，受工作机构传动装置的结构和布置影响较大，故在初步设计时，应先估计工作机构传动装置的外廓尺寸，然后确定铲板的长度，最后再确定的值。转载运输机的受料口，通常与联线近于平齐。（2）摇杆长度o2c及其固定支点位置的确定：摇杆长度亦即圆弧导杆的圆弧半径o2c，按下式计算： o2c=(0.650.70)d=270mm （2-7）摇杆固定支点，即圆弧导杆的导向滚子中心o2的位置，初步设计可取：o1o2db2(0.900.95)d 式中 o1o2 -曲柄固定支点与摇杆固定支点的中心距，mm；b2-o2点至o1o1的距离，mm。（3）连杆长度bc，耙爪长度be及夹角的确定连杆bc和耙爪be为一刚体，实际上是一个cbe=的折杆。初步设计，如图先把曲柄圆十二等分。并令等分点1为b点，则连杆长度可取为：bc=（0.861.00）d （2-8）自b点向x轴引垂线并截取耙爪长度为：be=（50100） （2-9）夹角直接在图中量取cbe的大小而得到。（4）转载运输机宽度b1的确定：b1 1.5d 取b1=800mm（5）铲板宽度b及其对地面的倾角的确定：铲板宽度b通常取为：b2d+ b1 取b=2000mm铲板对地面的倾角直接影响插入力、耙爪长度和铲板下面的空间尺寸。当铲板长度一定时，倾角小则插入阻力小，但铲板下面的空间也将变小，给传动装置的设计带来困难。若即要减小倾角，又要增大铲板下面的空间，则必须加长铲板；这势必造成耙爪过长而使受力状况恶化。故通常取=20o25o。取=23o。（6）耙爪高度hp和耙爪次数n的确定：耙爪高度一般取为：hp=()d （2-10）对于轻型装载，hp=100150mm；对于重型装载，hp=200250mm。取hp=230mm。经验证明，增加单个耙爪每分钟的耙取次数n，可以提高装载的生产率。但是不能期望无限制地增加耙取次数n来提高生产率，因为耙爪在一个耙取物料的周期内做变速运动，随着耙取次数的增加，工作机构的动载荷也将急剧增高。试验证明：n增加3倍时，耙尖切向惯性力增加1011倍。当n超过45/分时，由于太快的耙爪运动，物料被抛出而不能被正常耙取，每个耙爪的一次耙取体积v急剧减少。参考国内外所生产的类型，耙爪次数一般为n=3045次/分。因此可取 n=40次/分。2.3 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：适用于底板比较平坦的情况下，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，是一种比较理想的前缘形式。从上面的分析结合实际情况铲板前缘采用三齿形前缘。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2-2所示铲板宽度b： b3.5d （2-11）式中 d-曲柄圆盘直径，mm。取b=2000mm。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。图2-2 铲板的结构简图figure 2-2 spade board structure diagram2.4 装载机构生产率的确定生产率有理论生产率、技术生产率、实际生产率三种。（1）理论生产率qt理论生产率即装载机的设计生产能力，是指在耙爪完全耙满的理想情况下，机器连续作业一小时的装载能力。其计算式为：qt=60znv （2-12）式中 qt机器理论生产率，m3/h； z耙爪数，z=2； n每个耙爪每分钟的工作循环次数； v每个耙爪每次耙取物料的理想体积，m3。v=1/2 bah （2-13）式中 b承载板前沿宽度，m;a耙爪耙取深度，即耙爪前端耙取段轨迹和返回段轨迹之间的距离，其值可取曲柄长度的1.71.8倍计算，m;由前面求得的曲柄长度计算取a=350mm。h被耙取物料层的平均高度。对块状物料，h可取耙爪高度的2倍计算；对细粒物料，h等于耙爪高度，m;由前面求得的耙爪高度结合实际情况取h=2hp=460mm。由上面所求数据可求得 v=0.161m3；因此求得理论生产率 qt=772.8 m3/h。显然，理论生产率qt随耙爪每分钟的耙取次数n的增多而增大，同时也与工作机构的有关尺寸成正比。n值的选取与被装载物料的性质有关。（2）技术生产率qs技术生产率是指在理论生产率的基础上考虑了耙满程度和装载难易程度时，机器连续作业一小时的装载能力。其计算式为：qs=kcknqt (2-14) 式中 qs技术生产率，qs为m3/h；kc理想耙取体积的充满系数，一般取kc=0.65；kn耙取难度系数，见表2-1表2-1 耙取难度系数table trailing 2-1 from the difficulty factor平均块度mm 100200 200300 300400kn 0.83 0.60 0.38因此可求得技术生产率 qs=190.88 m3/h；(3)实际生产率qp实际生产率是考虑了司机操作水平和调车、维修与交接班等时间损失，机器在一个工作班内，平均作业一小时的实际装载能力。其计算式为： qp=ksqs (2-15) 式中 qp机器实际生产率，m3/h；ks时间利用系数，可通过实测取值，一般，ks =0.60.9。蟹爪式装载机的技术生产率也可按下列经验公式计算： qp=0.29kebpa (hp+ap) 1kgn(b+s) (2-16)式中 qp技术生产率，m3/min；ke制动系数，机器有制动装置时，ke =1；机器无制动装置时，ke =0.8；取ke=0.8bpa两个耙爪运动的最大宽度，一般可取bpa =b=2000mm;b承载板宽度，m;hp耙爪工作部分高度，m,一般取hp =0.4d;(d曲柄圆盘直径),hp=160mm;ap物料平均块度，m;取ap=350mm;1耙尖夹角，rad; 1=1.01rad;kg 料堆高度影响系数；查表得kg=0.6；n耙爪每分钟耙取次数；s耙爪伸出承载板前缘的长度，m;铲取系数。 (2-17)式中 fcmax-机器最大插入力，n；-铲板倾角，（o）； (2-18)式中 gn-机器粘着重力，n；-履带粘着系数，=0.50.6；-机器行走阻力系数，=0.150.20；-工作面底板倾角，=506o。由此可求得实际生产率 qp=133.6 m3/h.2.5 蟹爪机构运动参数的计算：求解各部分的运动参数可用复数向量的方法，如下图为蟹爪机构原理图。图中o为曲柄中心，曲柄长度oa=a；d为摇杆摆动中心，摇杆长度db=c；再设ba=b;od=d；ap=l;bap为连杆，连杆长度为b+l,工作时左右怕抓位置相差180o。图2-3 蟹爪机构原理figure 2-3 xiezhao agencies principle(1)求连杆、摇杆的角位移和。在上图中，把四杆机构oabd看成由两个封闭向量三角形oab和odb组成，是公共向量，向量方程为： a+b=c+d (2-19)任何向量a的复数几何表达式为a=x+yi,其中x为向量a在x轴的分向量，yi为a在y轴的分向量。则式（2-19）可表示为： aei+bei=cei+d, (2-20)式中 a、b、c、d-向量a、b、c、d的模，为正值；、-向量a、b、c、d与x轴正方向夹角，即副角。根据复数等式两边相等的条件可得 bcos=ccos+d-acos (2-21) bsin=csin-asin (2-22)将式（2-21）、（2-22）平方后相加，并设m= sin，n= cos-，k=- cos，同时将半角三角函数关系代入，则得：式中，的解：= (2-23)则 = （2-24）有正负两个解，根据机构设计要求取正值。由式（2-21）和（2-22）得： = （2-25）将数据a=200mm,b=360mm,c=270mm,d=400mm,=0，360，“+”用于右耙爪，“-”用于左耙爪，代入（2-24）、（2-25）式，即可求出与的值。（2） 求连杆和摇杆的角速度、。将式（2）对时间t求一阶导数，各项同乘和，经整理得： = （2-26） = （2-27）式中， -曲柄a的角速度，值为3.56rad/s，“+”用于右耙爪，“-”由于左耙爪。求得 =1.142 rad/s（3）求连杆和摇杆的角加速度和。由（2-20）式对时间t求二阶导数，然后各项同乘和，经推导和整理得到：= （2-28）= （2-29）将各已知值代入（2-28）、（2-29）中，求得左、右耙爪的角加速度（4）求连杆p点的运动轨迹。p点的运动轨迹图2-4所示：图2-4 p点运动轨迹 figure 2-4 p points trajectory如图2-4，在向量三角形oap中，r=a+l，同理可写出： （2-30） 或者，经整理得出p点的运动轨迹方程为： （2-31） （2-32）式中 -位置角，单位为“”，由机器结构尺寸确定，查得=11.75；而+和用于右耙爪，和用于左耙爪；-连杆延长尺寸，查得=515.8mm。为了使蟹爪的坐标与掘进机坐标一致，便于用计算机画出p点运动轨迹图，可将蟹爪机构坐标旋转角，参考上面的蟹爪机构原理图，右耙爪转+角，左耙爪转-角，=18.79。1） 求p点的速度和加速度。对p点的运动轨迹方程对时间t求一阶导数可得： = （2-33）对p点的运动轨迹方程对时间t求二阶导数可得：= （2-34）将左右耙爪的各已知值代入上面两式中，可求出p点的速度和加速度，式中、用于右耙爪，、用于左耙爪。3 装载机构减速器的设计： 装载机构和中间刮板输送机构的传动系统为集中传动形式，即装载耙爪和中间刮板输送机由位于中间输送机机头两侧的两台电动机驱动。两台电动机的输出轴分别通过两台完全相同的两级减速器驱动中间刮板输送机的链轮轴。该减速器的第一级为斜齿圆柱齿轮，第二级为弧齿锥齿轮。中间刮板输送机的机头链轮把动力传输到机尾的从动链轮，然后再通过两个完全相同的减速器分别驱动两侧的耙爪。该减速器由弧齿锥齿轮组成一级减速。3.1 电动机的选择:根据所参考的掘进机的总装功率及对设计的验算选择装运机构电动机功率p=11kw，n=1455r/min.选择电动机型号为：ybu系列电动机，ybu-11。主要性能参数如表3-1表3-1 电动机型号table 3-1 motor model型号 功率 同步转速 满载转速 额定电压 重量 绝缘等级ybu-11 11kw 1500r/min 1455r/min 660v 217kg h3.2 传动装置的运动和动力参数计算：3.2.1 传动比的分配：由前面所述，该机构的减速由两个减速器来实现，中间通过链及链轮实现联通，但是，链传动部分不改变机构的速度。因此，此机构可看成为三级减速。由前面确定的装载耙爪耙集次数n=40次/分。可知总传动比，中间输送机机头减速器形式为锥齿轮和正齿轮二级减速，装载耙爪传动形式为单级圆锥齿轮传动。取装载耙爪部分减速器的传动比为 i3=3.21则中间输送机机头部分减速器的传动比 i12=11.33取中间输送机机头减速器的第一级减速，即斜齿圆柱齿轮减速的传动比为i1=2.59则中间输送机机头减速器的第二级减速，即弧齿锥齿轮减速的传动比i2=4.37设中间输送机机头减速器的第一级减速为第一级减速，中间输送机机头减速器的第二级减速为第二级减速，装载耙爪部分减速器为第三级减速，以下通称为这样。3.2.2 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：大斜齿圆柱齿轮的齿数为44，小的为17；第二级：大的弧齿锥齿轮齿数为45，与其啮合的齿轮为10；第三级：大的弧齿锥齿轮齿数为45，与其啮合的齿轮为14。.3.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算按指导书表4.2-9确定各零件效率取： 联轴器效率：=0.99 齿轮啮合效率：=0.97 滚动轴承效率：=0.98 0轴：电动机轴p=p=11kwn0=1455r/mint0=9.55p0/n0=9.551110/1455=72.20i轴：第一级减速高速轴p1=p001=p0=110.99=10.89kwn1=n/i=n/i=1455/1=1455r/mint=9.55p/n=9.5510.8910/1455=71.48轴：第一级减速低速轴p=p=p1=10.890.970.98=10.35kwn=n/i=n/i=1455/2.59=562r/mint=9.55p2/n2=9.5510.3510/562=175.88轴:第二级减速低速轴p3=p2=p2=10.350.970.98=9.84kwn3=n2/i23=n2/i2=562/4.37=129 r/mint3=9.55p3/n3=9.559.8410/129=728.47轴：第三级减速高速轴p4=2p3-p运=29.84-3.02=16.66kwn4=n3=129r/mint4=9.55p4/n4=9.5516.6610/129=1233.36轴:第三级减速低速轴p5=p4=p4=16.660.970.98=15.84kwn=n/i=n/i=129/3.21=40 r/mint5=9.55p5/n=9.5515.8410/40=3781.803.3 齿轮部分设计3.3.1 第一级齿轮传动计算：（1）选择齿轮材料：小轮选用合金刚，表面渗碳hrc1=56-62大轮选用合金刚，表面渗碳hrc2=5662(2)按齿根弯曲疲劳强度设计计算：采用斜齿圆柱齿轮传动，按t=(0.0120.021) 估取圆周速度t=4.25m/s,参考教材表8-14，8-15。选取ii公差组7级小轮分度圆直径d1，可由下式求得：d1 （3-1）齿宽系数 ,查教材表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5小齿轮齿数 z1，选z1=17大齿轮齿数 z2=z1i=172.59=44.03圆整取z2=44齿数比 u=z2/z1=44/172.58合适传动比误差=（2.58-2.59）/2.59=-0.004，误差在5%内小轮转矩 t1=71480n.mm载荷系数k由式（8-54）得 k=kkkk使用系数 ka，查教材表（8-20）ka=1.75动载荷系数k的初值 k由教材图（8-57）查得k=1.18齿向载荷分布系数 k由教材图（8-60）查得k=1.05齿间载荷分布系数 k的初值k在推荐值（7o20o）中初选=13o由式（8-55），（8-56）得=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan =1.88-3.2(1/17+1/44)cos13+(1/)170.5tan13=1.578+0.625=2.203=1.578 =0.625查教材表（8-21）得k=1.24则载荷系数的初值为:k=ka=1.751.181.051.24=2.70弹性系数 ze,查教材表（8-22）得ze=189.8节点影响系数 zh，查教材图（8-64）得zh=2.46重合度系数 ，查教材图（8-65）z=0.82螺旋角系数 =0.99接触疲劳极限应力查教材图（8-69）得=1500n/mm =1400n/mm应力循环次数n=60njl=6014551(1630010) =4.19109hn= n/u=4.19109/2.58=1.624109h则查教材图（8-70）得接触强度的寿命系数z,z：z= z=1硬化系数z查教材图（8-71）得z=1接触强度安全系数，查教材表（8-27）得=1.3许用接触应力由式（8-69）得=znzw/sh则：=1153.8n/mm2=1076.9n/mm故d1的设计初值d1t为 d1t （3-2）d1t51.35mm法面模数 mn=d1tcos/z1 =51.35cos130/17=2.94 取mn=3齿顶高系数 顶隙系数 齿顶高 齿根高中心距 a=mn(z1+z2)/(2cos)=3(17+44)/(2cos13o)=93.9mm 圆整取a=94mm分度圆螺旋角 =cos-1mn(z1+z2)/2a=cos-13(17+44)/(294)= 13.245o小轮分度圆直径的计算值 d1t=mnz1/cos=317/cos13.245o=53.39mm圆周速度 =3.1452.391455/60000=4.03m/s与估取v很相近,对k值影响不大,不必修正,取k= k=1.18齿间载荷系数k=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan =1.88-3.2(1/17+1/44)cos13.245o+(1/3.14)170.5tan13.245o=1.576+0.637=2.213查教材表（8-21）得k=1.25载荷系数 k=ka=1.751.181.051.25=2.71小轮分度圆直径 d1=51.35=51.41mm取 d 1=d1t=53.39mm大轮分度圆直径 d2=mnz2/cos=344/cos13.245o=136.61mm齿宽 b=*d1tmin=0.551.35=25.675mm大轮齿宽 b2=b=25.675,圆整取b2=25mm小轮齿宽 b1=b2+(510)=25+(510)=30mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 （3-3）齿形系数 18.43 18.432.58=47.56查图8-67得 = 2.84 ，=2.32应力修正系数查图8-68得 = 1.54 ，=1.67重合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.576=0.73螺旋角系数 =1-=0.93许用弯曲应力 =/ （3-4）弯曲疲劳极限 查图8-72，得=950n/mm2弯曲寿命系数 查图8-73，得=1尺寸系数 查图8-74，得=0.98安全系数 查表8-27，得=1.25则 =95010.98/1.25=532n/mm2故 =243.97 n/mm2 =259.35 n/mm2因此可知齿根弯曲强度足够。3.3.2 第二级齿轮传动计算：（1）选择齿轮材料小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58hrc；小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58hrc；（2）基本参数的确定：小轮齿数z1在一般工业用弧齿锥齿轮表中查取z1=10大轮齿数z2，z2=iz1=4.3710=43.7 圆整取z2=44齿数比u= z2/z1=44/10=4.4传动比误差=（4.37-4.4）/4.37=-0.007误差在5%范围内小轮转矩t1=175.88n.m小齿轮大端分度圆直径d1由下式求得： （3-5）锥齿轮类型几何系数 e，查资料表，得e=1100；变位后强度影响系数zb,查资料表，得zb=0.9；齿宽比系数，查资料表，得=1.735；使用系数，查资料表，得=2.0；齿向载荷分布系数，由式=1.5，其中为轴承系数，查表可得=1.25则可求得=1.51.25=1.875；轴交角，=900；试验齿轮的接触疲劳极限，查资料表，得=1500 n/mm2则 =69.63mm选定模数m，m=d1/z1=69.63/10=6.963,查表，得m=7；小齿轮大端分度圆直径的参数圆整值 d1=z1m=107=70mm大齿轮大端分度圆直径 d2=mz2=744=308mm轴交角， =900；齿数比u， u=z2/z1=44/10=4.4选取齿形角， =20o选取螺旋角， =5.5o齿顶高系数, =1顶隙系数， =0.2变位系数x, x1=0.8,x2=0.3节锥角 =12.80o=90o-=77.20o平均当量齿轮齿数， =节锥与分锥比值ka, 中点当量齿轮分度圆压力角，中点当量齿轮啮合角， 齿面宽b,通常情况下大小轮齿面宽相等，一般取1/3外锥距re与10倍模数之较小值，其中外锥距 re=0.5d1/sin=0.5d2/sin则外锥距 re=0.570/sin12.80=158mm由于 1/3re=52.67mm10m=70mm因此齿面宽 b=53mm中点锥距r， r=re-0.5b=158-0.553=131.5mm齿全高h, 分圆齿顶高， ，则分圆齿根高， ，则节圆齿根高， ，则 节圆齿顶高， ，则顶圆直径， ，则（3）齿面接触强度验算：由下式计算接触应力 （3-6）