横轴掘进机悬臂方案设计及截割减速器设计

中文题目横轴掘进机悬臂方案设计及截割减速器设计外文题目HORIZONTALROADHEADERCANTILEVERDESIGNANDCUTTINGREDUCERDESIGN毕业设计（论文）共88页（其中外文文献及译文18页）图纸共3张完成日期2015年6月答辩日期2015年6月摘要煤炭是我国的主要能源，在能源消费结构中煤炭占70，预计到2020年煤炭需求量将增至45至50亿吨。在今后相当长的时间内，国内以煤炭为主的能源格局将不会改变。掘进机械是煤炭机械化生产的重要设备，其技术特性和工作质量关系到煤炭工业的发展和进步。本次设计悬臂式掘进机是以大断面和中型断面半煤岩巷道掘进为主，保全全煤巷掘进的需要。因而，该机型应具有截割功率大、适应性好、稳定性好、构造紧凑、喷雾的效果明显、调动灵敏，方便、易于拆装、操作及维修护理简单等特点，能经济地截割单向抗压强度80MPA的煤岩，适应巷道坡度16。本设计的设计要求为1）可截割硬度70MPA；2）适用巷道断面20M2；3）截割头伸缩量400MM；4）理论截割生产率70M3/H。根据以上的设计要求和特点对悬臂工作结构和截割减速器进行设计和对一些重要部件的参数进行确定。并根据煤岩的截割阻抗等工作因素和掘进机的工作效率对动力元件和传动元件进行设计和校核。关键词掘进机悬臂式机械化减速器ABSTRACTCOALISTHEMAINENERGYSOURCESINTHEENERGYCONSUMPTIONSTRUCTURE,COALACCOUNTSFOR70OF2020DEMANDFORCOALWILLINCREASE45005000MILIONTONSINTHEFUTUREFORALONGTIME,DOMESTICCOALBASEDENERGYSTRUCTUREWILLNOTCHANGETUNNELINGMACHINERYANDEQUIPMENTISANIMPORTANTCOALMECHANIZEDPRODUCTION,ITSTECHNICALCHARACTERISTICSANDQUALITYOFTHEWORKRELATEDTOTHECOALINDUSTRYSDEVELOPMENTANDPROGRESSTHEDESIGNOFTHEROADHEADERISLARGEANDMEDIUMSIZEDSEMICOALROCKTUNNELEXCAVATIONSECTION,TAKINGINTOACCOUNTTHENEEDSOFCOALROADWAYDRIVINGTHEREFORE,THEMODELSHOULDHAVECUTTINGPOWER,ADAPTABILITY,GOODSTABILITY,COMPACTSTRUCTURE,GOODSPRAYEFFECT,MOBILIZINGFLEXIBLEANDEASYINSTALLATION,OPERATIONANDMAINTENANCEANDSIMPLE,CANBEECONOMICALLYCUTTINGUNIDIRECTIONALCOMPRESSION80MPASTRENGTHOFCOALANDROCK,TOADAPTTOTHEROADWAYSLOPE16THEDESIGNOFTHEDESIGNREQUIREMENTSOF1CUTTINGHARDNESS70MPA2APPLIESROADWAY20M23THEAMOUNTOFTHECUTTINGHEADTELESCOPIC400MM4THETHEORYOFCUTTINGPRODUCTIVITY70M3/HACCORDINGTOTHEABOVEDESIGNREQUIREMENTSANDFEATURESTHEWORKOFTHECANTILEVERSTRUCTUREANDCUTTINGGEARUNITDESIGNANDSOMEOFTHEIMPORTANTPARTSOFTHEPARAMETERSWEREDETERMINEDANDACCORDINGTOTHEEFFICIENCYOFCOALANDROCKCUTTINGIMPEDANCEJOBFACTORSANDBORINGMACHINEPOWERCOMPONENTSANDTRANSMISSIONCOMPONENTSFORTHEDESIGNANDVERIFICATIONKEYWORDSROADHEADER,CANTILEVEREDMECHANIZATION,REDUCER目录前言11悬臂工作机构的结构方案设计211掘进机机型的选择212结构的确定3121截割头4122悬臂机构513主要设计参数的确定及校核6131截割头技术参数的确定6132截齿的相关参数设计8133悬臂的长度和摆角9134悬臂可掘进断面参数的校核1014电动机的选择11141截割部对电动机的要求11142截割电动机型号的确定1115传动系统的确定12151工作机构的传动特点12152传动形式及元件应遵循的原则12153传动系统的确定与元件的选择132截割减速器设计1421减速比的确定14211总传动比的计算14212各轴的转速、功率、扭矩1422齿轮的设计计算及其校核15221一级传动齿轮的设计及算及校核15222二级齿轮的设计计算及校核17223三级齿轮的设计计算及校核23224四级齿轮的设计计算及校核2823轴的设计计算及其校核32231输出轴的设计计算32232I轴的设计计算及校核38233II轴的设计计算及校核42234III轴的设计计算及校核47235输入轴的设计计算及校核5124滚动轴承的选择及其寿命验算55241输出轴轴承55242输入轴轴承56243I轴轴承的选择及寿命计算57244II轴轴承的选择及寿命验算58245III轴轴承的选择及寿命验算593键和联轴器的选择和计算6131输入轴轴键的选择6132I轴键的选择和计算61321高速齿轮处61322低速齿轮处6133II轴键的选择和计算62331高速齿轮处62332低速齿轮处6234III轴键的选择6235低速轴键的选择6336联轴器的选择计算634减速器的润滑及密封形式选择6441减速器的润滑6442密封方式645经济技术分析656总结66致谢67参考文献68附录A69附录B80前言早在上个世纪的30年代，一些西方国家便开始了对掘进煤矿巷道的机械设备进行研制，二战之后，许多国家开始大规模发展经济，因此对煤矿等资源的需量日益增加，这便促进了掘进机械的发展。匈牙利早在1948年开始研制F系列的煤巷掘进机以满足当时的“房柱式”开采的需要。第二年对第一代掘进机进行了改进，研制成功了最早的悬臂式掘进机。在20世纪50年代对之前的F系列的掘进机进行了很大的改动，新型的掘进机运用了履带行走机构，为了改善该掘进机的装载效率采用了铲板和星轮装载机构。为提高运载能力，运用刮板运输机转运物料，这种新型的掘进机就是现代悬臂式掘进机的雏形。随后，经过德国、前苏联、日本、英国、等国家的改进，掘进机械逐渐去向成熟并形成系列化。我国掘进机的发展可以按发展历程分为三大阶段1）引进外国先进的掘进机，学习他们的先进技术；2）发展阶段，对引进的掘进机进行改进；3）自主研发，目前我国的掘进机日趋成熟，技术水平已经接近了世界领先水平，自主研发的掘进机受到许多外国企业的青睐。本毕业设计的课题是考虑煤炭是我国最主要的能源，提高煤炭的产量对我国的经济发展有很大的帮助。而掘进机是采煤过程中不可缺少的大型机械设备，为提高煤炭的产量有很大的帮助。随着社会的发展，掘进机在建筑行业发展也起到了很大的作用，尤其在隧道的施工方面。本次设计的横轴式悬臂掘进机主要由截割机构、回转机构、转载机构、行走机构、电控箱、液压系统、喷雾降尘系统等8大部分组成。工作时，由动力元件提供动力，电控箱和液压系统进行控制掘进机的移动。通过动力元件控制回转机构旋转以调整截割机构截割的位置，截割机构截割媒岩，截下的媒岩通过转运机构运走。本次的组要设计任务为横轴式掘进机悬臂工作机构和截割减速器设计。考虑本设计的工作参数，首先对悬臂进行结构方案进行设计，并确定主要的技术参数。选取合适的动力元件，确定传动形式并对减速器内的零件进行计算并校核。1悬臂工作机构的结构方案设计悬臂是截割头和机身的连接部分，内部有减速器和传动装置。在工作时，动力装置通过内部的减速器和传动装置让截割头可以正常平稳的工作，同时还可以通过液压缸等控制悬臂进行上下和左右的摆动让截割头工作更加便捷。11掘进机机型的选择根据本次毕业设计的题目要求和参数确定，对横轴式掘进机的悬臂工作机构及其内部的减速器进行设计。所设计出的悬臂及其减速器要满足给定的工作条件参数。按照设计的要求和目的，机型选择中型。基本参数应当符合表格11的规定。表11掘进机型式的基本参数TABLE11TUNNELINGMODELOFTHEBASICPARAMETERSOFTHEFORMULA机型技术参数单位特轻轻中重超重切割煤岩最大单向抗拉强度MPA40406080100煤M/MIN0608生产能力煤夹矸M/MIN03504050606切割机构功率KW507590200150200最大坡度（绝对值）（）1616161616巷道断面KW5126167208281032机重（不包括转载机）T2025508080图11掘进机的典型机构FIGURE11TYPICALAGENCYROADHEADER1一切割悬臂，2一回转台，3一装载铲板，4一转载机，5一履带行走机机，6一电控箱，7一中间输送机，8一液压装置。12结构的确定横轴式横轴掘进机截割头的轴线与悬臂垂直。工作时先进行掏槽截割，掏槽进给力来自行走机构，最大掏槽深度为截割头直径的2/3。掏槽时，截割头需做短幅摆动。由于进给力来自于行走履带，所以行走机构需要较大的驱动力。且需频繁开动，磨损加剧。因为截割反力使机器产生向后的推力以及作用在截割头上向上的分力可被机器的重力所平衡，所以不会产生颠覆，机器工作时的稳定性较好。横轴式截割头的一般近似为双半球形。横轴式截割头上多安装镐行截齿，并且截齿成螺旋线型排列，齿尖的运动方向和煤的下落方向相同，便于将切下的煤岩运送到铲板上及时运走，装载效率高；由于截齿较多，且不被煤岩体所包埋，因而产尘量较多。截割机构是掘进机工作过程中截割煤岩的执行机构，主要由电动机、框架、减速箱和左右截割头组成通过悬臂与回转台连接，具有破碎煤岩功能的机构。横轴截割部简图如下图12截割机构FIGURE11CUTTINGMECHANISML一截割头，2一截割悬臂纵轴式纵轴式掘进机的特点是截割头的轴线与悬臂轴线共线，目前在国内外的产品有很多，而且使用广泛。纵轴式掘进机的截割电机为水冷电动机，有热敏保护；截割头可以伸缩，能平整巷道、挖柱窝和水沟；采用后支撑装置，提高了机器工作的稳定性；转载机构和装载机构都采用低速大扭矩液压马达直接驱动，传动系统简单，故障环节少；行走机构也采用液压马达驱动，履带由油缸张紧；刮板链的张紧采用弹簧与油缸组合的张紧装置；在液压系统中液压锚杆钻机留有液压接口。该机除了各种电器保护装置外，还设有瓦斯报警断电仪和煤矿低浓度甲烷传感器。该机截割效率高，机器稳定性好，操作与维护方便，运行安全可靠。图13截割机构FIGURE11CUTTINGMECHANISML一截割头，2一截割悬臂根据以上横、纵轴掘进机的特点综合考虑，选取横轴掘进机，对横轴式悬臂及其截割减速器进行设计。121截割头工作结构是掘进机直接截割煤岩的装置，其结构形式、截割能力、运转情况直接影响掘进机的生产能力、掘进效率和机体的稳定性，式衡量掘进机性能的主要因素和指标。因此，工作机构的设计式掘进机设计的关键。截割头是由头体、螺旋叶片、齿座和截齿组成，纵轴掘进机的截割头的形状通常有圆柱形、圆锥型、圆锥圆柱型。圆锥型截割头利于切入煤岩体，保证截割巷道表面的平整性，圆柱截割头在摆动截割时截齿受力较均匀且轴向载荷小但是巷道的平整性和巷道的坡度不如圆锥型截割头，会给后续的支护工作带来困难。由于横轴式掘进机的截割组要为横向的摆动，因此横轴式掘进机有左右两个截割头，常用的截割头通常用半球形截割头，便于切入煤岩利于截割，截割出来的巷道的顶面平整性和巷道的坡度都能得到保证，便于后续工作的开展。横轴式工作机构的主要工作形式是平行横向摆动截割。为了有力于钻进截割，截割头上的截齿应分布在不同的直径上，横向摆动依次由直径小到直径大处截齿截入煤岩体。因此横轴式截割头应是由大小不等的直径环依次由小到大排列的圆锥体或抛物线体或球面体等的外形。具体形状由截齿齿尖的空间位置围成。横轴悬臂式采煤机有左右两个截割头构成，每个截割头各装有46镐形的截齿，用于破碎煤岩。切割头主要由截割头体、齿座、螺旋叶片、截齿、喷嘴及筋板构成；螺旋叶片焊在截割头体上，沿螺旋线并按截线间距排列齿座和截齿。它们均匀的分布在左右截割头部位，呈螺旋线形式排列。这样的排列方式可使截割下来的煤岩沿螺旋叶片的沟槽内随着截割头的旋转集中收集到掘进的运输装置中。因此，本设计根据各种截割头的特点，确定选用半球形的截割头。122悬臂机构1伸缩机构类型的选择按长度可变与否悬臂分为固定式和伸缩式两种。固定式悬臂的结构简单，但当煤岩坚硬时靠履带推进不能满足要求，特别式巷道底板松软的条件下，掘进机常发生不能正常工作的情况。伸缩式悬臂工作机构能在履带静止时获得较大的推进力，避免履带的重复工作，防止及其下沉，并且有利于挖水沟，适应好。所以，新设计的掘进机应尽量采用伸缩式悬臂。伸缩式由分为内伸缩式和外伸缩式，内伸缩式由伸缩部分和固定部分组成。电动机、联轴器和减速器相对于悬臂本身在轴向是固定的。主轴、截割头等是可伸缩部分，由伸缩油缸提供动力，伸缩部分相对于固定部分移动。外伸缩式是将电动机、联轴器和减速器等作为固定部分，主轴和截割头构成悬臂的可伸缩部分。可伸缩部分装在滑架内，利用伸缩油缸使其来回整体滑动。外伸缩式结构简单、制造方便。根据以上的特点和本设计的要求，选用外伸缩式机构的悬臂。13主要设计参数的确定及校核机器的规格和重量主要取决于巷道断面的大小。悬臂式掘进机掘进断面的大小和截割头的大小、悬臂的长度以及回转角度之间有着直接的联系。131截割头技术参数的确定（1）截割头转速及其功率的初步确定掘进机的动力来源都采用交流电动机。截割功率大小，在实际设计中一般采用类比法，在结合掘进机的一些个性因素及经验来确定。截割头截割必须具有一定的截割速度和足够的截割力，才能实现对煤岩的有效破碎。显然在一定的功率下，适当的降低截割速度（或转速），将使截割力矩和截割力相应增加，有利于截割较硬的煤岩。同时，还可以降低截割头上的动载荷，减少截齿的磨损和粉尘。通常，在煤和软岩中，可取VJ2035M/MIN，截割头转速为30100R/MIN。对于硬岩中，可选VJ0816M/MIN，对于砂岩和石灰岩，平均截割速度VJ0608M/MIN，最高VJ091M/MIN，截割头转速为2040R/MIN。目前市场上绝大多数的掘进双速掘进机的截割速度为24R/MIN和36R/MIN，这两种截割速度被认为是截割硬岩和煤岩的经济截割速度。根据此型号的掘进机的性能参数，掘进机截割转速定为80R/MIN。（2）截割头的结构参数确定截割头长度截割头长度的大小影响工作循环时间，它的选择还与煤岩的性质有关。横轴式掘进机截割头长度应略大于截深。目前，横轴式掘进机的长度一般为500700MM。大功率的掘进机可以在1000MM左右。根据本次设计的需求，选取截割头的长度为700MM。截割头直径影响截割头最大直径的主要因素，截割速度对截割头直径的影响，生产率对截割头直径的影响。截割头直径直接影响到切割力和工作循环时间。当截割头的功率和转速一定时，截割头的直径将决定截割头的切向截割力。截割头直径越大，将使切向力降低，如果截割力小于截割阻力，就不能完成截割任务。计算如下QTSRVJ11SRAE12QT截割头的理论生产率,70M3/H。VJ由上面的计算的35M/MIN0058M/SSR截割头的有效截割面积，QT/VJ70/（36000058）M22604MSDR取平均直径为600MM因此确定半球型的截割头的尖端的直径为200MM，最大直径为1000MM螺旋头数螺旋头数一般为两头或三头。这里选择三头螺旋叶片。截割速度和摆角速度截割功率一定时，截割速度决定截割力距和截割力的大小截割力矩由下式进行计算MC103263KN02NN平均截割力由下式计算得PCKN50DC平均单齿截割力可由下式计算得P1CKNZMC41上面的公式中D0为截割头的平均值，M；N0为截割头的转速，R/MINMC为截割力矩，N；PC为平均截割力，N；P1C为平均单齿截割力，N；ZM为同时工作的齿数，可取总齿数的一半。悬臂式掘进机所能达到的最大截割能力总是与截齿的截割速度有关。煤岩的特性决定了截割速度的选择，一般在在15M/S之间选取。对研磨性的岩石，最大截割速度要收到截齿磨损的限制。例如，截割石英含量在3040，抗压强度为100120MPA的砂岩时，最佳的截割速度为152M/MIN。对易于截割的岩石（例如白垩和煤），最大截割速度会收到粉尘浓度的限制。对煤岩一般选用45M/MIN。考虑到掘进机对煤岩特性应具有一般的适应范围，在较硬的半煤岩中可以取1520M/MIN。根据本设计的要求，确定摆动速度为18M/MIN。最大扭矩最大扭矩可以根据下面的公式进行计算MMAXMN/KM上式中MMAX为截割最大扭矩；MN为截割硬度F6时候的岩石，截割头平均扭矩；MN（44100VB17150）D0L/（VC03），NM；D0为截割头平均直径，M；L0为截割头的长度，M；KM为当量载荷因数。截齿在截割头上的仰角该角对整机的截割效率和截齿的磨损起决定性的作用。为了达到一种合理的最佳的截割传递，截齿安装的范围一般取4548，在此取45。（3）回转台的布置及其参数的确定截割头的上升、下降和左右运动由装在回转台上的各油缸来实现。回转台主要由回转油缸、回转座、连接臂、回转框架等部件构成。工作时，截割头随连接臂在升降油缸推广下能够在垂直方向上升和下降一定的角度；截割头同时可以随回转台油缸在水平左右各摆动33。回转台中心高度定位1650MM。回转台上按章回转座直径取800MM。132截齿的相关参数设计（1）确定截齿的参数在截割头上安装扁齿（又称刀齿或径向齿）或镐齿（又称锥形齿或切向齿）。由于煤岩超硬度即按原苏联根据接触强度值的大小把岩石分为六类中的中等坚固，选用镐齿。齿柄为圆锥体，插入齿座后，用U型销或环形钢丝固定。当截割煤岩时，齿能在齿座内自由转动，使齿间磨损均匀，保持齿尖锐利。齿柄有环形槽，用来卡住镐齿。每线齿数对于较硬的煤和岩石，同化成那个选用每线一齿。否则，就会出现加深截槽的现象，即同一截线上的截齿只是加深由前一个截齿截出的截槽，而崩落的效果极为微弱。截线间距S它表征相邻截齿齿尖轨迹的距离，其值影响单个截齿载荷、受力大小、破碎效果和功率消耗。相邻镐齿间的最佳间距选取时参照下表12表12横截割头截割参数与矿物特性的关系TABLE12CROSSCUTTINGHEADOFTHECUTTINGPARAMETERSANDMINERALCHARACTERISTICRELATIONSHIP矿物特性超硬材料硬材料中硬材料软材料单向抗压强度/MPA806080306022,SF228022,所以安全。（4）校核齿面接触疲劳强度齿面接触应力按下式计算（23）192730211NAUEHVAHMZKT当齿轮III组精度为8级时，KH2149，ZE31346MPA027，当U236时，ZU11，Z067，ZA10993，ZA20960，ZA454MPA。安全系数（24）HVLNSLIM查得1075因N1、N2均大于5107，故ZN1ZN21。V40320MM2/S。ZL107按VGV/TAN72556，ZV118。查表SHMIN13，计算SH1196SHMIN13，SH179SHMIN13所以安全主要参数与几何尺寸计算M10，M1MN/COS1163，Z114，Z233，290729D1160183,D238372MMDA1178183,DA240172MMDF1132183,DF236172MMA270MMB1B22BH7885MM222二级齿轮的设计计算及校核1材料的选择根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料，齿形为斜齿。小齿轮40CR调质处理齿面硬度为241286HBS。大齿轮45钢正火处理齿面硬度为162217HBS计算应力循环次数（25）94231063721593606HJLNN9407I查机械设计手册知，ZN3105ZN4114ZX3ZX410，取SHMIN10ZW10ZLVR092（精加工齿轮）得,23LIM/680NH24LIM/50H计算许用接触应力（26）23MINL3/69210NZSLVRWXNH24INL4/50752MLVRX因，34H故取24/1507MNH2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T11904793NM初定螺旋角13,910COSZ减速传动，取。73IU40A计算ZH端面压力角00034921COS/2ARCTNOS/ARCTNT基圆螺旋角000329142COS1ARTNCOSARTNTB2746I2TTBHZ计算中心距AMZUKTHEA3602607981473029173213232取中心距A360MM。估算模数M0007002A25272MM取标准模数M3MM小齿轮齿数394173COS6021COS23UMAZN大齿轮齿数。2869434Z取Z349，Z4187。实际传动比8349173ZI实传动比误差，5061理实理I在允许范围内。修正螺旋角3484310362549ARCOS2ARCOSZM与初选10相近,、可不修正HZ齿轮分度圆直径MZMDN69514830COS/493COS/3287174圆周速度SMNDV/9410653910643查机械设计手册,取齿轮精度为8级3验算齿面接触疲劳强度按马达驱动,载荷稍有波动,查机械设计手册,取KA185，SMVZ/4210/98410/3得KV113齿宽。AB14360按B/D3144/149695096,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K11。得41K载荷系数924103851VA计算重合度齿顶圆直径MMHDNAA69513026951423287874端面压力角503410COS/2COS/TGARTGAR齿轮基圆直径MDTB8953S6914S3M075320COS83571COS4DTB端面齿顶压力角67ARCS33ABTD80412RO44ABAT715203841215203629143TGTTGTZZTATTAT3SIN4SINMB589021Z143COS385210COSTBTGAR42503SIN20CS8OINTTBHZ计算齿面接触应力22223/65/8615695147029174MNMNUBDKTHEH故安全。验算齿根弯曲疲劳强度按Z149，Z2187,2,413FAFAY2887SS经计算2968407520Y1791302841201Y得3LIM23LIM/,/60NNFFYN310，YN410由，M3MMS由，815S而，S所以11剖面安全。II剖面查得，。8251K6251K故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核II剖面。II剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为235MAX/647109MNWM2MAX/0II剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为235MAX/17206MNWT2MAX/A由手册,查得,81076表面质量系数由手册，得,920,341表面质量系数同上III剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，83160547920381MAKS12356203792084511MAKS186222S815S所以I剖面安全。S1035S其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。232I轴的设计计算及校核I轴的材料为选择45钢,调质处理。转速1635593MIN查得A0118107，取A0110，MNPD146593203311取165MM轴段的长度和直径轴承段L100MM，高速齿轮段L155MM，低速齿轮段L120MM作用在齿轮上的圆周力NDTFT743120941径向力TGTGR1728597431轴向力NTTFA40图22I轴的载荷分布图FIGURE22IISHAFTLOADPROFILE1）绘轴的受力简图（如图22），求支座反力垂直支反力由得0DM0332321LFLLRCTBTAY258AYR由得0YMNRFAYBTCTDY1096水平支反力由得DM023321321LFLDFLRCRBRCABAAZMNRAZ754由得0ZFZCRBDZ982）作弯矩图垂直面的弯矩MY图B点MNLRMAYB510493C点DC7水平面弯矩MZ图B点左边NLRAZB4108B点右边MMDZX53216C点左边AZC1C点右边NLRDZZ5304合成弯矩M图B点左边MMBZYB521B点右边NZ04C点左边CZYC523C点右边MZ183）作转矩T图NDFBTCT5120934）作计算弯矩MCA图该轴单向工作，取60B点左边MNTMBCAB522108B点右边63C点左边MNTMCCAC52210463C点右边8D点DCA52027A点MNTA1035）校核轴的强度由图知C点弯矩值最大。由45钢调质处理查机械设计手册得，2/60MNB1B计算剖面直径C点轴径MMDBCACC7689103有一个键槽，轴径加大5C257689该值小于120MM，安全B点轴径MMDBCABB34103考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5，B1685346该值小于70MM，安全6）精确校核轴的疲劳强度I剖分面由手册查得，8251K6251K剖面因过度圆角引起的应力集中系数由手册查得，67RDD02513R，7691K853K剖面承受的弯矩和转矩分别为MNBLMBLC512111073剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为，2MAX/89MNW2MAX/63剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为，2AX/67T2AX/92NA45钢机械性能，21/8MN21/5M绝对尺寸影响系数由手册查得，84078表面质量系数由手册查得，920得，3421剖面的安全系数为，4751MAKS，83121MA52S因SS1518所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。233II轴的设计计算及校核II轴的材料为选择45钢,调质处理转速2168592RMIN由机械设计手册，得A0118107，取A0110，MNPAD69852173033202取299MM考虑键的问题，需将其轴径增加45，所以取轴身大端直径为100MM。轴承段D100MM，高速齿轮段D110MM，低速齿轮段D120MM作用在齿轮上的圆周力NDTFT318649182375径向力TGTGR26354809649轴向力NTTFA138图23II轴的载荷分布图FIGURE23IILOADDISTRIBUTIONSHAFT1）绘轴的受力简图（如图23），求支座反力A垂直支反力由得0DM0332321LFLLRCTBTAY4352AYR由得0YMNRFRAYBTCTDY3156B水平面支反力由得0DM023321321LFLDFLRCRBRCABAAZMNAZ78由得0MNRFRAZCRBDZ89202）作弯矩图C垂直面弯矩MY图B点LRMAYB5104C点MNDC37D水平面弯矩MZ图B点左边LRAZB5109B点右边NMDZX32184C点左边MAZC51C点右边LRDZZ30E合成弯矩M图B点左边MNMBZYB52106B点右边Z34C点左边CZYC527C点右边MNZ103）作转矩T图DFBTCT5128934）作计算弯矩MCA图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取60B点左边MNTMBCAB522108B点右边63C点左边CCAC5224C点右边MNT108D点MDCA52027A点A35）校核轴的强度由图知C点弯矩值最大。由45钢调质处理查机械设计手册得，2/60MNB再由机械设计手册查得21/B计算剖面直径C点轴径MMDBCACC4372103该值小于110MM，安全B点轴径MMDBCABB38013考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5，B925380该值小于120MM，安全6）精确校核轴的疲劳强度I剖分面由手册查得，751K48K剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表12查得，256RDD0163R，7691K853K剖面承受的弯矩和转矩分别为MNBLMBLC5121110823剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为，2MAX/89MNW2MAX/50剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为，2AX/7T2AX/492NA45钢机械性能机械设计手册得，21/68MN21/5MN绝对尺寸影响系数由手册查得，40表面质量系数由手册查得，920得，3421剖面的安全系数为，6941MAKS，52101MA732S因SS1518所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。234III轴的设计计算及校核III轴的材料为选择45钢,调质处理转速3152196RMIN得A0118107，取A0110，MNPD8571429653103取3142MM考虑装键，需将其轴径增加45，所以取轴身大端直径为150MM。作用在齿轮上的圆周力NDTFT439628512393径向力TGTGR349204962轴向力NTTFA173图23III轴的载荷分布图FIGURE23IIILOADDISTRIBUTIONSHAFT1）绘轴的受力简图（如图23），求支座反力A垂直支反力由得0AM02211DFLRCTBTAYNRAY52由得0YNRFRAYBTCTY25B水平面支反力由得0DM023211LFDFLRCRBRCABAAZMNRAZ35由得0MNRFRAZCRBDZ82）作弯矩图C垂直面弯矩MY图B点LRMAYB3109C点MNLRMDYC22106D水平面弯矩MZ图B点左边AZB31B点右边NLRDZX210C点左MMAZC315C点右边DZZ226E合成弯矩M图B点左边NBZYB321078B点右边MMZ4C点左边CZYC229C点右边NZ1063）作转矩T图MDFBTCT310224）作计算弯矩MCA图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取60B点左边MNTMBCAB322108B点右边6C点左边CCAC22243C点右边MNT108A点MACA32025）校核轴的强度由图知C点弯矩值最大。由45钢调质处理查机械手册得，2/650MNB查得21/B计算剖面直径C点轴径MMDBCACC4368103该值小于150MM，安全B点轴径DBCABB097103考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5，MB83597该值小于150MM，安全6）精确校核轴的疲劳强度MNBLMBLC312111082，MAX/89MNW2MAX/5，27T492A45钢机械性能，21/68N21/5N绝对尺寸影响系数由手册查得，40表面质量系数由手册查得，920得，3421剖面的安全系数为，6941MAKS，52101MA732S因SS1518所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。235输入轴的设计计算及校核初步估定输入轴外伸段轴径根据所选电机查表选电机轴径MD42电机则D0810D电机08104233642MM取D40MM。考虑装联轴器加键，需将其轴径增加45，所以取轴身大端直径为42MM。作用在齿轮上的圆周力NDTFT8742345190720径向力TGTGR1950872轴向力NTTFA42311）绘轴的受力简图（如图），求支座反力A垂直支反力由得0DM0332321LFLLRCTBTAY3845AYR由得0YMNRFRAYBTCTDY2076B水平支反力由得0DM023321321LFLDFLRCRBRCABAAZMNRAZ753由得0ZFAZCRBDZ10292）作弯矩图垂直面的弯矩MY图B点MNLRMAYB410536C点DC水平面弯矩MZ图B点左边NLRAZB41028B点右边MLRMDZZ43208C点左边AZC51C点右边NDZZ3364C合成弯矩M图B点左边MBZYB4210B点右边NZ5C点左边CZYC28C点右边MMZ41073）作转矩T图MNDFTBTCT41208374）作计算弯矩MCA图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取60B点左边MNTMBCAB4221035B点右边6C点左边CCAC4228C点右边MNT10D点MDCA42025A点A75）校核轴的强度由图知C点弯矩值最大。由45钢调质处理查机械设计手册得，再由表83查得2/60MNB21/60MNB计算剖面直径C点轴径MDBCACC92103考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5MC092351该值小于50MM，安全B点轴径MDBCABB842013考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5，MB8215该值小于45MM，安全6）精确校核轴的疲劳强度，7461K209K，RDD653R，K8KMNBLMBLC41211107，MAX/89MNW2MAX/63，2463T712A45钢机械性能，21/8N21/5N绝对尺寸影响系数036表面质量系数由手册查得92得3401安全系数为581MAKS691MA5432S因SS1518所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。24滚动轴承的选择及其寿命验算常用的轴承的类型有深沟球轴承、调心球轴承、圆柱滚子轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、角接触球轴承等等。在选取轴承时，要根据轴承的受力情况和轴承的作用。241输出轴轴承选择一对16024深沟球轴承，低速轴轴承校核1）确定轴承的承载能力轴承代号16024的C0R60400N，CR58800N2）计算径向支反力NRAZY3298621217BZY15223）求轴承轴向载荷A150736NA250736N4）计算当量动载荷A2/C0R17547/60400029218插值定E029由A2/R217547/46176038EX2056，Y2185取FD12，FM10,FT10P1FDFM1X1R1Y1A1589423984N219P2589423N5校核轴承寿命预计寿命HLH201取P21056N220HPCN209855809423601613故深沟球轴承16024适用。242输入轴轴承选7209C/DB型成对安装角接触球轴承，高速轴轴承校核1）确定轴承的承载能力轴承代号7209C/DB的57000N，CR62500NRC02）计算径向支反力NRAZY3298621B1523）求轴承轴向载荷A12503NA21548N4）计算当量动载荷A2/C0R3473/570000。06,插值定E032由A2/R21548/3515044EX048，Y186取FD12，FM10,FT10P1FDFM1X1R1Y1A1784346NP2635223N5校核轴承寿命预计寿命HLH201取P6352NHPCNL15570236106031故成对安装角接触球轴承7209C/DB适用。243I轴轴承的选择及寿命计算选择一对32914圆锥滚子轴承，中间轴轴承校核1）确定轴承的承载能力轴承6208的115000N，C70800NRC02）计算径向支反力NRVH584021176223）求轴承轴向载荷A17010NA255504）计算当量动载荷插值定E037由A1/R17010/5840031E,X10,Y0取FD10，FM10,FT10P1FDFM1X1R1Y1A16423NP2FDFM2X2R2Y2A25834N5校核轴承寿命预计寿命HLH201HPFTCNL20764231805061631故32920圆锥滚子轴承适用。245III轴轴承的选择及寿命验算选择一对61813深沟球轴承，1）确定轴承的承载能力轴承61813的C0R57100N，C49100N2）计算径向支反力NRVH49621153223）求轴承轴向载荷A1A23483N4）计算当量动载荷插值定查手册E021由A1/R15430/8292042E,X10,Y0取FD10，FM10,FT10P1FDFM1X1R1Y1A14231NP2FDFM2X2R2Y2A25463N5校核轴承寿命预计寿命HLH201HPFTCNL256414321895600316故61813圆锥滚子轴承适用。3键和联轴器的选择和计算31输入轴轴键的选择选择普通平键14956GB109679型，其参数为RB/27MM，KHT954MM，31LL2R562742MM，32D45MM。齿轮材料为45钢，轻微冲击，查得2/10MNP3324/51250837MNDKLTP因，故安全。P32I轴键的选择和计算321高速齿轮处选择普通平键201270GB109679型，其参数为RB/210MM，KHT127545MM，LL2R7021050MM，D70MM。齿轮材料为45钢，轻微冲击，查得2/10MNP25/03647012MNDKLTP因，故安全。P322低速齿轮处选择普通平键221480GB109679型，其参数为RB/211MM，KHT1495MM，LL2R8021158MM，D85MM。齿轮材料为45钢，轻微冲击，查得2/10MNP25/791802MNDKLTP因，故安全。P33II轴键的选择和计算331高速齿轮处选择普通平键2816100GB109679型，其参数为RB/214MM，KHT16106MM，LL2R10021472MM，D100MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，查得2/10MNP25/731261083MNDKLTP因，故安全。P332低速齿轮处选择普通平键3218150GB109679型，其参数为RB/216MM，KHT16115MM，LL2R150216118MM，D120MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，查得2/10MNP24/8151206MNDKLTP因，故安全。P34III轴键的选择选择普通平键3620100GB109679型，其参数为RB/218MM，KHT281216MM，LL2R10021864MM，D150MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，查得2/10MNP23/641502MNDKLTP因，故安全。P35低速轴键的选择选择普通平键5028125GB109679型，其参数为RB/225MM，KHT28919MM，LL2R12522575MM，D150MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，查得2/10MNP25/46871032MNDKLTP因，故安全。P36联轴器的选择计算根据动力元件和工作机构的工作特性并依据传动的转矩、轴径以及转速等参数。选取凸缘联轴器。凸缘联轴器的结构比较简单，制造工艺经济、方便，工做性能稳定可靠。拆卸相对方便，刚性好，传动转矩大。对两根轴的对中性要求较高。型号GY6公称转矩900NM计算转矩为840NM900NM840NMN6800R/MINN1500R/MIN4减速器的润滑及密封形式选择41减速器的润滑齿轮油应具备适宜的粘度和流动性、良好的极压抗磨性、良好的氧化安定性和热稳定性、优良的抗乳化性、良好的抗泡性能、良好的防锈性能、较好的抗腐蚀性、并且要满足环保，对环境和人体没有伤害。参照以上的特性并根据掘进机减速器的工作环境等因素采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油GB590386。这中润滑油主要应用于矿山设备齿轮的润滑。42密封方式在机械设备中，工作介质泄露会造成失效、物质的浪费对生产造成一定的经济损失。泄漏物还可能污染环境，甚至发生燃烧、爆炸等危害人身安全的事故。为防止这些现象的发生，需要对机械设备做好密封保护，防止泄露和外界杂质进入机械。密封方式有很多种，同常有垫片密封、胶密封、填料密封、机械密封等手段。低速轴选用机械密封的方法。高速轴选用机械密封的方法。中间轴采用填料密封，脂密封。5经济技术分析本次设计的主要内容为悬臂和截割部减速器的设计，所选用的材料符合节约经济的要求，同时，材料的性能较好，能大大的提高设备的性能。本次的设计，我设计出的悬臂能截割的巷道断面面积为20平方米，截割头的伸缩量达420毫米，喷雾形式为外喷雾。通过大量的计算确定对悬臂的长度、宽度以及摆动的角度进行了详细的计算和分析，并对工作性能进行了验算，得出的参数和结论符合本次设计的要求。减速器为四级减速器，通过对内部的传动轴和传动齿轮的设计计算并校核，也符合本次设计对传动的要求，截割头的转速达到预期的效果。整体验算，减速器能有效的控制截割部执行元件的转速，并且功率满足截割功率的要求。因此，本