横轴掘进机悬臂方案设计及截割减速器设计

1、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：HORIZONTAL ROADHEADER CANTILEVER DESIGN AND CUTTING REDUCER DESIGN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

2、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 Abstract Coal

3、is 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 not change. Tunneling machinery and equipment is an important coal mechanized pr

4、oduction, its technical characteristics and quality of the work related to the coal industrys development and progress. The design of the Road header is large and medium-sized semi-coal rock tunnel excavation section, taking into account the needs of coal roadway driving. Therefore, the model should

5、 have cutting power, adaptability, good stability, compact structure, good spray effect, mobilizing flexible and easy installation, operation and maintenance and simple, can be economically cutting unidirectional compression 80MPa strength of coal and rock, to adapt to the roadway slope 16. The desi

6、gn of the design requirements of 1) cutting hardness 70MPa; 2) applies roadway 20m2; 3) the amount of the cutting head Telescopic 400mm; 4) the theory of cutting productivity 70m3 / h. According to the above design requirements and features the work of the cantilever structure and cutting gear unit

7、design and some of the important parts of the parameters were determined. And according to the efficiency of coal and rock cutting impedance job factors and boring machine power components and transmission components for the design and verification.Keywords: roadheader,;cantilevered; mechanization,;

8、reducer目录前言11 悬臂工作机构的结构方案设计21.1 掘进机机型的选择21.2 结构的确定31.2.1 截割头41.2.2 悬臂机构51.3 主要设计参数的确定及校核61.3.1 截割头技术参数的确定61.3.2 截齿的相关参数设计81.3.3 悬臂的长度和摆角91.3.4 悬臂可掘进断面参数的校核101.4 电动机的选择111.4.1 截割部对电动机的要求111.4.2 截割电动机型号的确定111.5 传动系统的确定121.5.1 工作机构的传动特点121.5.2 传动形式及元件应遵循的原则121.5.3 传动系统的确定与元件的选择132 截割减速器设计142.1 减速比的确定14

9、2.1.1 总传动比的计算142.1.2 各轴的转速、功率、扭矩142.2 齿轮的设计计算及其校核152.2.1 一级传动齿轮的设计及算及校核152.2.2 二级齿轮的设计计算及校核172.2.3 三级齿轮的设计计算及校核232.2.4 四级齿轮的设计计算及校核282.3 轴的设计计算及其校核322.3.1 输出轴的设计计算322.3.2 I轴的设计计算及校核382.3.3 II轴的设计计算及校核422.3.4 III轴的设计计算及校核472.3.5 输入轴的设计计算及校核512.4 滚动轴承的选择及其寿命验算552.4.1 输出轴轴承552.4.2 输入轴轴承562.4.3 I轴轴承的选择及

10、寿命计算572.4.4 II轴轴承的选择及寿命验算582.4.5 III轴轴承的选择及寿命验算593 键和联轴器的选择和计算613.1 输入轴轴键的选择613.2 I轴键的选择和计算613.2.1 高速齿轮处613.2.2 低速齿轮处613.3 II轴键的选择和计算623.3.1 高速齿轮处623.3.2 低速齿轮处623.4 III轴键的选择623.5 低速轴键的选择633.6 联轴器的选择计算634 减速器的润滑及密封形式选择644.1 减速器的润滑644.2 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

11、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

12、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

13、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。 1.1 掘进机

14、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1-1的规定。 表1-1 掘进机型式的基本参数Table 1-1 tunneling model of the basic parameters of the formula技术参数单位机型特轻轻中重超重切割煤岩最大单向抗拉强度Mpa40406080100生产能力煤m/min0.60.8煤夹矸m/min0.350.40.50.60.6切割机构功率kw507590200150200最大坡度

15、（绝对值）（）1616161616巷道断面kw5126167208281032机重（不包括转载机）t2025508080 图1-1 掘进机的典型机构Figure 1-1 Typical agency Road header1一切割悬臂，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。 1.2 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

16、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1-2 截割机构Figure 1-1 Cutting mechanisml一截割头，2一截割悬臂 纵轴式纵轴式掘

17、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1-3截割机构Figure 1-1 Cutting m

18、echanisml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。 1.2.1 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

19、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

20、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。 1.2.2 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

21、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。 1.3 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

22、度以及回转角度之间有着直接的联系。 1.3.1 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vj=2.03.5m/min，截割头转速为30100r/min。对于硬岩中，可选vj=0.81.6m/min，对于砂岩和石

23、灰岩，平均截割速度vj=0.60.8m/min，最高vj=0.91m/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

24、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： QT=srvj (1-1) Sr=ae (1-2)QT :截割头的理论生产率,70m3/h。vj:由上面的计算的3.5m/min=0.058m/sSr :截割头的有效截割面积，QT/vj=70/（36000.058）=m2 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

25、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:Mc=103=263kN 平均截割力由下式计算得:Pc=kN 平均单齿截割力可由下式计算得：P1C= 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/min;MC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

26、。例如，截割石英含量在30%40%，抗压强度为100120MPa的砂岩时，最佳的截割速度为1.52m/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1.52.0m/min。根据本设计的要求，确定摆动速度为1.8m/min。 最大扭矩最大扭矩可以根据下面的公式进行计算：Mmax=Mn /Km上式中：Mmax为截割最大扭矩；Mn为截割硬度f=6时候的岩石，截割头平均扭矩；Mn=（44100vb+17150）D0L/（vC0.3），N.m；D0为截割头平均直径，m；L0为截割

27、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。 1.3.2 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（

28、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1-2表1-2 横截割头截割参数与

29、矿物特性的关系Table 1-2 cross-cutting head of the cutting parameters and mineral characteristic relationship矿物特性超硬材料硬材料中硬材料软材料单向抗压强度/Mpa806080306030牵引速度/（m/s）0.20.40.30.40.350.60.65截线距/mm405050606010070120 截齿的安装截割角又叫切削角。截割角式截齿轴线与齿尖运动轨迹的切线之间的夹角。实验表明截割角在4555之间时的截割阻力最小。此范围捏，截齿以较好的位置锲入岩石，它对截割头很重要。大的角虽然提高切削效率，单

30、磨损比较严重，容易使齿尖变钝，以致无法切入矿物。当角很小时，所需进给力增大，容易是截齿超载，此时，截齿不仅轴线方向承受负荷，而且齿顶方向负荷较大，使进给力和切削达到十分有效的使用效果，经过实验的验证分析，推荐最佳的截割角为46。倾斜角。截齿按倾斜角安装，保证截齿在横向摆动截割时，沿合速度方向截入岩体。由于截割头横摆速度远远低于截割速度，因此，角很小。（=arctgvb/vj）。为了使刀齿能磨损均匀，保持锐利的工作状态，以降低截割阻力，据实践实验表明，截齿应向截割头横摆放行偏转8。这样，截齿的运动方向与进入岩体方向以致，也有助于截齿的自传。 1.3.3 悬臂的长度和摆角悬臂伸缩装置的伸缩量要与掘

31、进机的截深向适应，应等于或大于截深。但考虑伸缩部分的结构和机器的稳定性，悬臂伸缩量定为为420mm。悬臂长度是从摆动中心到截割头顶部的距离。摆角指悬臂从摆动中心的水平位置向上，下，左，右摆动的角度。这两个参数的大小，决定了机器可掘断面的大小。掘进巷道的基本参数确定以后，可按照巷道的最大高度和上下宽度，截割垂直摆动中心的高度，初步确定悬臂的长度和摆角。目前，掘进机的悬臂长度一般为25004500mm，上摆角145，下摆角235，水平摆角=45。悬臂太长，将影响机器的稳定性，且不利于装载。如果太短，要掘进较大的断面，将需要较大的摆角，以至于可能影响其他机构的布置。因此，在满足巷道尺寸的范围内，悬臂

32、的长度和摆角式互相影响的，应合理确定。根据本设计的要求，在巷道的形状和规格都已经确定的情况下，按照巷道最大高度和上下宽度，截割垂直摆动的中心高度，可以大致初步的确定悬臂的长度。本次设计的巷道面积为20,上摆角44，下摆角21，水平摆角33。巷道高取4.5m，巷道宽取5.5m。在此条件下，悬臂长:L=2.75/sin33a=4299.mm 即悬臂长为4299mm（a为垂直回转中心O1至O2的距离，取750mm）。回转中心高度由下式求得。 4500-H24299sin44 (1-3) H24299sin21 (1-4) 经计算得：H21514mm，为使掘进机更紧凑工作更平稳应尽量降低中心，取H为1

33、500mm。 1.3.4 悬臂可掘进断面参数的校核最大宽度Bmax（当悬臂在水平位置摆动时）由下面公式计算： Bmax=2（L+a）sin （1-5） 计算得Bmax为5500mm，L为4299mm，a为750mm，为 33。上部宽度BO1（当悬臂在上极限位置左右摆动时）及下部宽度BO2（当悬臂在下极限位置左右摆动时）由下式计算可得： BO1=2（Lcos1+a）sin (1-6) BO2=2（Lcos2+a）sin (1-7)计算得BO1为4185.6mm，1为44，BO2为5188.9mm，2为21。上摆高度、下摆高度、卧底深度、巷道高度、由下面的公式计算得出： HO1=Lsin1=298

34、6.5mm HO2=Lsin2=1540.7mm h0=L(sin3-sin2)=343.9mm H=HO1+HO2= 4527.2mm 由上式计算得：H为4527.2mm ，h0为343.9mm ，3为26，HO1为2986.5mm ，HO2为1540.7mm 。由上面计算所得到的参数，计算可掘最大断面由公式得： Smax=(BO1+BO2)HO1+(BO2+Bmax)HO2 （1-8）经过上式的计算得到Smax为22.5m2。以上的公式中各个参数的意义：L:切割头前端至垂直回转中心O1的距离；a:垂直回转中心O1至水平回转中心O2的距离；:水平回转时的悬臂摆角；1：垂直回转的上摆角；2：截

35、割到巷道地面时，垂直回转的下摆角，3：卧底时，悬臂垂直回转的最大下摆角，可根据卧底深度来确定，一般可取h0=100300mm,取h0为200mm。综上所述,所确定的悬臂尺寸参数符合本设计的要求和校核计算。 1.4 电动机的选择 1.4.1 截割部对电动机的要求悬臂式掘进机是一种主要应用于煤炭行业的掘进设备。因此在选择截割电动机时，首先要考虑截割电动机的防爆性能。而且掘进机的截割电动机在工作过程中，大多数情况为空载起动。当遇到软岩或夹石时，会有较大的阻力矩，因此要求电动机应有较大的最大转矩。当遇到截割阻力矩较大的情况时，转为低速操作。而且掘进机的截割电动机是截割部不可缺少的一部分，除须符合有关规

36、定外，其外形机壳结构的机械强度、连接方式、冷却方法以及防尘防水程度都必须满足掘进机作业的要求。 1.4.2 截割电动机型号的确定根据截割阻力利用下列公式进行计算进行计算： N=Fvj (1-9) F：截割阻抗，根据已有的数据可知截割阻抗大约为35kN左右。 vj：截割头的截割速度， vj=3.5m/s。 计算得N=122.5kW。根据上面计算得知，选用标准电动机的功率为135kW。因此选用YBUS-135型掘进机专用隔爆型三相异步水冷电动机。电动机技术数据型号：YBUS-135功率（kw）：135kw电压（v）：660满载转速（r/min）：1475同步转速（r/min）：1500 1.5 传

37、动系统的确定 1.5.1 工作机构的传动特点掘进机的截割、装载、运动、行走等机构一般均为分别传动，各部件受力状态及工作条件不同，因而对传动型式有不同的要求。工作机构要求有较大的短时过载能力，而油马达对冲击负荷很敏感，过负荷能力低，影响截割头正常连续运转。所以，掘进机的工作机构宜采用电动机为动力的机械传动型式。应利用体积小、功率大、过负荷能力强的专用电动机，并配合可靠的电器保护装置。根据工作机构结构紧凑的特点，通常工作机构的减速器设在悬臂内，成为悬臂的组成部分。截割头调速方式一般采用配换挂轮的方法，变速机构力应尽量简单，组要由减速箱承担传动工作。 1.5.2 传动形式及元件应遵循的原则掘进机的截

38、割、装载、运动、行走等机构一般均为分别传动，各部件受力状态及工作条件不同，因而对传动型式有不同的要求。工作机构要求有较大的短时过载能力，而油马达对冲击负荷很敏感，过负荷能力低，影响截割头正常连续运转。所以，掘进机的工作机构宜采用电动机为动力的机械传动型式。应利用体积小、功率大、过负荷能力强的专用电动机，并配合可靠的电器保护装置。根据工作机构结构紧凑的特点，通常工作机构的减速器设在悬臂内，成为悬臂的组成部分。截割头调速方式一般采用配换挂轮的方法，变速机构力应尽量简单，组要由减速箱承担传动工作。（1） 技术先进性：能改善机器性能，提高生产率；（2） 经济合理性：传动系统尽量合理、元件少，易加工，价

39、格低，维修简易，使用寿命长；（3） 工作可靠性：传动系统的可靠性表现为元件的使用寿命，因此也是对元件质量的要求；（4） 适应性：元件应适应传动系统的载荷、工况及环境等条件的要求。 1.5.3 传动系统的确定与元件的选择传动箱由箱体、圆弧伞齿轮副z1，z2、斜齿轮副z3，z4和直齿轮副z5，z6，z7构成。系统简图如下图1-4： 图1-4 传动图Figure 1-1 Transmission Figure2 截割减速器设计 2.1 减速比的确定 2.1.1 总传动比的计算 根据已知的数据查找资料可知：齿轮和轴承的传动效率为0.98。满载工作20000h。i总=n输入/ n输出=1500/80=1

40、8.75i1=Z2/Z1=2.36i2=Z4/Z3=3.77i3=Z6/Z5=3.23i4=Z7/Z6=0.63 2.1.2 各轴的转速、功率、扭矩输出轴：n0=nm=1500r/min; P0=132kw Td=9550（P0/1500）=840.4Nm I轴：n1=n1/i1=635.593r/min； P1=P0齿承=1320.980.98=126.772kW T1=9550（P1/635.593）=1904.792840.4Nm II轴：n2=n2/i2=168.592r/min； P2=P1齿承=126.7720.980.98=121.753kw T2=9550（P2/168.592

41、）=6896.775840.4Nm III轴：n3=n3/i3=52.196r/min； P3=P2齿承=121.7530.980.98=116.931kw T3=9550（P3/52.196）=21394.188840.4Nm IV轴：n4=nw=80r/min； P4=P3齿承=116.9310.980.98=112.300kw T4=9550（P4/80）=13405.813840.4Nm 2.2 齿轮的设计计算及其校核 2.2.1 一级传动齿轮的设计及算及校核 a 选择材料、热处理方式考虑减速器工作的周围的环境中粉尘的含量较高，而且一般功率都较大、运转速度都较低。所以根据机械设计手册查

42、得，较小的齿轮用42CrMo，调质处理，硬度255286HBW。大一些的齿轮用35CrMo，调制处理，硬度217241。查机械设计手册确定：弯曲疲劳极限：Flim1=560Mpa，接触疲劳极限Hlim1=825Mpa。 F2im1=500Mpa， Hlim1=750Mpa Z1=14，Z2=i1Z1=33.i1=2.36。采用人字齿，取为30，a为0.5。=a(Z1+Z2)tan/2=23.3取=2*3，=2*0.3。 b 一级齿轮的设计（1） 按齿根弯曲疲劳强度初定模数 由机械手册可知： mn()1/3()1/2.58 (2-1)小齿轮转矩：T1=9550*103*（2000/1500）Nm

43、m=12666*103Nmm取载荷系数K=KAKVK1KF2=2查2图8.3-14a可知K=0.15；YE=2.079（Mpa）0.14；当u=4.8时，Yu=1.025；当=30时，Y=0.81；YF1=1.95；YF2=1.82;齿端修薄；Yend=1。许用应力为：FP=FlimYNYX/SFmin；YN1=YN1=1;YX1=YX1=1。SFmin=2.2。FP1=560/2.2=254.5Mpa；FP2500/2.2=227.3Mpa；因YF1/FP1=1.95/254.5=0.007652.2,SF2=2.802.2,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： （

44、2-3）当齿轮III组精度为8级时，KH2=1.49，ZE=31.346(MPa)0.27，当u=2.36时，Zu=1.1，Z=0.67，Za1=0.993，Za2=0.960，Za=454Mpa。安全系数： （2-4）查得：因N1、N2均大于5107，故ZN1=ZN2=1。V40=320mm2/s。ZL=1.07.按vg=v/tan=72.556，Zv=1.18。查表：SHmin=1.3，计算：SH1=1.96SHmin=1.3，SH=1.79SHmin=1.3所以安全主要参数与几何尺寸计算 m=10，m1= mn/cos=11.63，z1=14，z2=33，=290729d1= 160.183,d2=383.72mmda1=178.183,da2=401.72mmdf1=132.183,df2=361.72mma=270mmb1=b2=2bh=78.85mm 2.2.2 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40 Cr 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 （2-5） 查机械设计手册知，ZN3=1.05 ZN4=1.14 ZX3=ZX4=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92（精加工齿轮）