悬臂式掘进机伸缩部件的结构设计含4张CAD图
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悬臂式掘进机伸缩部件的结构设计含4张CAD图,文本
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1目录目录.1第 1 章 绪论 .31.1 课题研究目的和意义 .31.2 悬臂式掘进机国内外的发展现状及趋势 .41.2.1 国外发展现状及发展趋势.41.2.2 国内发展现状及发展趋势.51.2.3 发展前景及展望.61.3 主要研究内容 .7第 2 章 截割头的设计.92.1 截割头简介 .92.2 截割头体形状确定 .92.3 选择掘齿类型 .92.3.1 截齿受力对比.102.3.2 齿尖受力对比.112.3.3 安装方式对比.112.4 截齿在截割头上分布的方式 .122.5 本章小结 .13第 3 章 减速机的结构设计.143.1 选择电动机类型及参数 .143.2 减速机参数确定 .143.3 分配传动比及选择材料 .153.4 高速级齿轮参数计算 .163.4.1 确定齿数.163.4.2 确定齿轮模数、中心距.163.4.3 确定齿轮几何参数.173.5 低速级齿轮参数计算 .173.5.1 确定齿数.173.5.2 确定齿轮模数、中心距.173.5.3 确定齿轮几何参数.183.6 校核计算 .183.6.1 重合度计算.183.6.2 齿根弯曲强度校核.1923.6.3 键强度、轴刚度校核.213.7 本章小结 .22第 4 章 伸缩臂的结构设计及分析.234.1 伸缩臂的基本结构 .234.2 整机的受力分析 .244.2.1 轴向钻进工况下的受力分析.254.2.2 向上摆动工况下的受力分析.254.2.3 向下摆动工况下的受力分析.264.2.4 左右摆动工况下的受力分析.264.3 内伸缩截割臂的受力分析 .274.3.1 向上摆动工况下的受力分析.274.3.2 向下摆动工况下的受力分析.294.3.3 左右摆动工况下的受力分析.304.4 内伸缩臂刚度校核 .314.5 本章小结 .31结 论.32致 谢.33参考文献.343第第 1 章章 绪论绪论1.1 课题研究目的和意义悬臂式部分断面掘进机（boom-typeroadheader）是煤矿井下巷道施工的主要掘进设备，根据截割头与截割臂的结构形式，悬臂式部分断面掘进机可分为两类：纵轴式和横轴式。纵轴式部分断面巷道掘进机在工作时，其截割臂可以上下及左右自由摆动，能截割任意断面形状的巷道，并且可以前进、倒退及转向，截割下来的石碴由装碴和输送机构送到机器尾部，装到有轨小车或自卸汽车上运送到井外。其总体结构主要由截割部、铲板部、运输机、本体部、行走部及液压、水、润滑、电气系统等组成。由于其具有良好的截割性能、整机调运灵活及可截割不同巷道面等优点，故在采矿、隧道等领域中得到了越来越广泛的应用。S150JA(EBZ150A)型掘进机是在 S150J 型掘进机基础上升级开发设计的一种中型掘进机，整机主要特点如下：（1）截割部可伸缩，伸缩行程为 550mm。（2）具有内、外喷雾，强化外喷雾，合理设计外喷雾形式。（3）铲板底部大倾角，整机地隙大，爬坡能力强。（4）本体、后支承箱体形式焊接结构，刚性好，可靠性高。（5）重心低，机器稳定性好。该机主要用于煤岩硬度6.5 的煤巷、半煤岩巷以及软岩的巷道、隧道掘进，能够实现连续切割、装载、运输作业。最大定位截割断断面 24m2，最大截割硬度65Mpa，纵向工作坡度160。掘进机型号的含义： E B Z 150 A (S150JA)4 系列化 改进型 截割电机功率 KW 纵轴式 悬臂式 掘进机截割部件是其关键部件，由截割头、伸缩部、截割减速机和截割电机组成，本课题研究中使用 CAD 软件对 S150J 型掘进机截割部件中的截割头、伸缩部件和减速机进行结构设计，并进行相应的力学、运动学和动力学参数的计算，该项工作可以为我国大功率掘进机的结构设计提供参考数据。1.2 悬臂式掘进机国内外的发展现状及趋势1.2.1 国外发展现状及发展趋势在世界范围内，自第二次世界大战以来的几十年，新的理论和新技术被应用到掘进机的设计、制造和使用之中，使矿山掘进机械有了巨大的进步。19 世纪 70 年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在 20 世纪 30 年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英、德、日等十几个国家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制。目前，国外掘进机的型式趋于系列化和多样化。截割头的功率 50400 kW，机重最轻的有十几吨，最重的可达 160t。国外新型掘进机均配备有完善的工况监测和故障诊断系统，从而可在早期发现故障，快速排除故障，大大减少停机时间。有些重型掘进机还可配置自动控制系统，可以使机器的生产率提高 30%左右，还可以保证切割机构的负载平稳，避免由于人工操作不当引起的尖峰负荷，从而延长机器的使用寿命约20%。此外，一些发达国家的掘进机电控系统，除完成常规的控制以外，还具有遥控、程控功能，增设掘进断面自动控制和掘进定向功能，使掘进机按预定方案作业，大大提高了其自动化程度和掘进效率。总的看来，近些年来国外悬臂式掘进机的发展与研究情况主要体现在以下几个方5面：（1）切割功率能力稳定提高，机器的可靠性高。据报道，日本成功地使用TM60K 型掘进机掘进全岩巷引水隧道，截割抗压强度高达 170200MPa 的岩石，目前最大的 WAV408 型掘进机重达 160t，切割功率可达 408kW，定位切割断面面积可达87.5m2.以先进的制造技术为基础，从原材料质量到零部件的加工精度都能进行严格的控制，又有优越的国际协作条件，选购外购范围宽广，有效地保证了主机的质量水平。此外，近年来广泛采用了可靠性技术，其突出表现为简化机械结构，在齿轮传动、机械联接及液压传动方面尽量减少串联系统，有的地方以嵌装式结构代替螺栓组结构，既简化了结构，又大大提高了整机的可靠性。（2）配套设备多样化。为充分发挥掘进机效能，各国都十分重视综掘(掘锚一体化)作业线配套设备的研究。为缩短支护时间，在中间稳定顶板条件下，常用机载锚杆钻机支护;为使掘进机与支护平行作业，运用超前液压支架或自带盾牌掩护支架。在后配套运输方面，通常采用桥式、带式转载机，后配带式输送机，有条件时设置活动煤仓。（3）采用机电一体化技术。国外新型掘进机均配有完善的工况检测和故障诊断系统，从而可以在早期发现机器故障，并快速排除故障，大大缩短了机器的停机时间，生产率相应大幅度提高；这样还可以保证切割机构的负载平稳，避免由于人工操作不当而引起的系统载荷，从而延长机器的使用寿命。部分新型掘进机可实现推进方向监控、截割路线循环程序控制、切割断面轮廓尺寸监控。（4）研究探索新的截割技术，如高压水射流掘进机的研制、冲击振动式截割机具的研制等。1.2.2 国内发展现状及发展趋势我国的悬臂式掘进机的发展主要经历了三个阶段：第一阶段: 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，也定型生产了几种机型，在引进的同时进行消化、吸收，为我国悬臂式掘进机的第二阶段的发展打下了良好的技术基础。这一阶段掘进机的主要特点是:使用范围越来越广，切割能力逐步提高，有切割夹岩和过断层的能力。6第二阶段: 70 年代末到 80 年代末，这一阶段，我国与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步地实现了国产化，其典型的代表是与奥地利、日本合作生产的 AM50 型及 S100 型。其后，我国自行设计制造了几种悬臂式掘进机，其典型代表是 EMA-30 型及 EBJ-100 型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是:可靠性较高，已能适应我国煤巷掘进的需要;半煤岩巷的掘进技术已达到相当的水平；出现了重型机。第三阶段:由 80 年代末至今，重型机型大批出现，悬臂式掘进机的设计与制造水平已相当先进，可以根据矿井生产的不同要求实现部分个性化设计，这一阶段的代表机型较多，主要有 EBJ 型、EL 型及 EBH 型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：设计水平较为先进，可靠性大幅提高；功能更加完善；功率更大；一些高新技术已用于机组的自动化控制并逐步发展全岩巷的掘进。经过三阶段的发展，我国悬臂式掘进机的设计、生产、使用进入了一个较高的水平，也取得了一些成绩，但与国外的先进掘进机技术相比，还有较大差距，主要表现在以下几个方面：（1）支护时间长，掘进效率低，目前存在掘进、支护不能同步作业，据统计，巷道支护约占用 40% -50%的掘进作业时间，这就使得掘进机的开机率大大降低，不能有效提高掘进速度。（2）现有机型偏向于中、重型，虽然有些掘进机实现了矮型化设计，但整体尺寸仍不能有效缩减，对低矮巷道的适应性还较差。（3）内喷雾除尘系统使用的可靠性和适应性较差，而外置机载除尘系统还比较困难。（4）使用元部件的可靠性还不高，不能适应截割硬煤岩产生的震动及井下恶劣的工作条件。（5）对于提高截割效率方面的设计和设备配套还不完善。（6）电子元器件的选型面窄、电子保护插件的可靠性不高。电控技术还不能适应通用性、灵活性、可扩展性、准确性及响应速度快速的需要。1.2.3 发展前景及展望综观国内和国外悬臂式掘进机的发展情况，各国都在技术方面进行创新，未来的7发展趋向如下：（1）重型化、大功率。随着采煤机械化程度的提高和巷道断面的不断扩大，掘进机面对越来越硬和研磨性更强的岩石，单向抗压强度超过 170 MPa。因此，开发研制高功率、大质量的重型硬岩掘进机尤为迫切。目前，国外许多重型掘进机截割功率达到 200300 KW，最高可达 500 KW。而我国重型掘进机尚处于发展阶段，截割功率目前已达 200 KW。越来越高的截割功率虽然可提供给截割头巨大的截割力，但使机器的振动进一步加剧，对生产率、机器的寿命和日常保养都将产生不利影响。随之而来的是机器的重量将越来越大，以增加稳定性。（2）掘、钻、锚一体化。研制集掘、钻、锚为一体的采掘锚综合机组，以实现快速掘进的同时又能打眼安装锚杆，支护顶板、侧帮，实现掘进、支护平行作业，解决掘进机利用率低的问题。因此，掘、钻、锚一体化是实现巷道快速掘进，满足高产、高效工作面发展需要的重要技术途径。（3）喷雾降尘设备随机化。目前，掘进机大多设有内、外喷雾装置，但对呼吸性粉尘降尘效果差，喷嘴堵塞严重。因此，对现有机型设置机载降尘设备，强化外喷雾的使用效果，将会使掘进机在工作时的粉尘浓度大大降低。（4）智能化、自动化.配置激光导向系统、计算机断面控制系统和遥控系统，以降低对操作人员的反应要求，提高生产效率和生产能力。（5）矮型化.在加大机重、截割功率和提高截割硬度的前提下，注重发展机身较低的机型，以易于井下运输和适用于掘进中、小断面巷道，同时也为配置其他辅助设备(锚杆安装机、辅助工作平台等)带来了方便。（6）附件化.保留必要的截、装、运、行主要组成功能，将降尘、辅助支护等装置以附件形式出现。这样可根据需要选择装配各种附加件，给设计、制造、使用都带来方便。（7）装载运输装置亦采用可伸缩型结构，保证机器的机动性和适应性。液压系统逐步趋于完善、可靠。1.3 主要研究内容悬臂式掘进机截割部件由截割头、伸缩部截割减速机和截割电机等几个部分组成。8本论文主要围绕截割头、伸缩部、截割减速机等几个部分进行结构设计和刚度强度分析，具体研究内容为以下几个部分：（1）设计 S150JA 型掘进机截割头、伸缩部、截割减速机的装配图和部分零件图。（2）对 S150J 型掘进机截割头，伸缩部进行应力和变形分析，优化掘进机截割头和伸缩部的结构。 （3）确定截割减速机的传动方案，选定电动机的类型和型号，进行运动学和动力学参数的计算，并完成了截割减速机结构设计。9第 2 章 截割头的设计截割头的设计2.1 截割头简介掘进机截割头参数主要包括截齿的形状、尺寸、材料、齿座形式以及截齿在截割头上的排列形式、空间角度等；设计时需要考虑截齿的空间运动参数、截割参数、截割受力情况及截割头的整体受力情况等。本章主要是完成截割头的结构设计。2.2 截割头体形状确定截割头的包络线的形状一般都是由几段曲线组成，常见的有“球冠+圆锥+圆柱” 、 “球冠+圆锥” 和“球冠+圆锥+球冠”等几种形式。S150JA 型掘进机选用“球冠+圆锥”型截割头，这种形状适合掘进机工作时旋转、轴向旋转和横向摆动的要求。常见截割头外形的包络线如图 2-1 所示。图 2-1 常见截割头外形的包络线图2.3 选择掘齿类型掘齿的选择对掘进机的工作效率有显著影响，常见的掘齿类型有镐型掘齿和刀型掘齿如图 2-2 和图 2-3 所示。可从以下几个方面对两种形状掘齿优缺点进行对比分析。10 图 2-2 镐型掘齿 图 2-3 刀型掘齿2.3.1 截齿受力对比镐型掘齿工作时受力情况如图 2-4，由图可见镐型截齿在截割过程中，在侧向力X 与摩擦力 F 的合力 R 的作用下，使镐型截齿绕其轴线在齿座内旋转。这样即可抵消大部分侧向力，提高机组的稳定性，又可使刀具磨损均匀，提高截齿的使用寿命。刀型截齿所受力情况如图 2-5 所示，由图可见刀型截齿在截割过程中，由于刀型截齿不能在齿座内旋转，所受侧向力 X 要靠机组自身来抵消，因此机组的稳定性必然受到影响，摩擦力 F 也使截齿磨损严重。 图 2-4 镐形截齿受力 图 2-5 刀形截齿受力112.3.2 齿尖受力对比镐型截齿齿尖受力如图 2-6，工作时作用在镐型截齿上的截割阻力 Q 与推进阻力P 的合力 R 的作用方向与镐型截齿齿身轴线基本重合，因此，齿尖和齿身受到的弯曲扭短很小，加之镐型截齿具有自身结构对称性的特点，所以镐型截齿很少折断。刀型截齿齿尖受力如图 2-7 所示，工作时作用在刀型截齿上的截割阻力 Q 与推进阻力的合力与齿尖运动轨迹之间的夹角在 250 450 间，因此刀型截齿齿尖和齿身受到较大的弯曲扭矩，所以刀型截齿的齿尖和齿身比较容易折断。 图 2-6 镐形齿尖受力 图 2-7 刀形齿尖受力2.3.3 安装方式对比比镐型截齿采用金属弹簧圈固定，操作简便，更换速度快，截齿不易被甩掉；而刀型截齿采用铁肖或皮硝固定，刀型截齿磨损时不易更换，且截割头工作时也容易掉齿。综上所述，通过对两种齿型多方面的比较，S150JA 型掘进机选用镐型齿。截齿组三维示意图如图 2-8 所示。 图 2-8 截齿组示意图122.4 截齿在截割头上分布的方式纵轴式掘进机截齿所受载荷大小不仅与岩体的性质有关，还与截齿排列方式有关，有效的截齿布置方法应使截齿的受力均匀，参与岩石截割的单位时间的体积相同。纵轴式掘进机截割头在工作中有旋转、轴向转进和横向摆动三种运动。对截齿最理想的布置方式是当截割头每转一固定角度或每进给一固定距离时能均匀地进给一齿。这样可以保证截齿载荷能够均匀分布，磨损相同，延长截割头的使用寿命。为了达到这种效果，采用轴向等间距和周向等角度的截齿设计布置方法。轴向等间距是指让截齿在截割头纵向进给方向等间距布置，S150JA 型掘进机头长为 780mm，其上分布有 41 个截齿，则截齿间的轴向间距是 2x780/(41-2)=40.0mm，即每当截割头前进 40.0mm 时，便会均匀地进给一个截齿。如果在截割头上有 2 条螺旋线，则每条螺旋线上齿数为 19 把。截齿轴向布置示意图如图 2-9 所示。周向等角度指在同一条螺线上的截齿的周向分度角应为等差数列，也就是隔角相等。这样就代表每转一间隔角就进给一齿。图 2-10 是周向分布角确定示意图。图 2-9 轴向分布示意图 图 2-10 周向分布示意图2.5 本章小结首先简要的介绍了掘进机截割头的结构形式，按照截割头设计的要求确定了截割13头的外形和尺寸。其次，根据实实际使用情况完成了截齿类型的选择，从截齿受力、齿尖受力和安装方式等几方面比较了两种截齿的优缺点，最终选择镐形截齿作为 S150JA 型掘进机的截齿。最后确定了截齿在截割头上的分布方式，按照轴向等间距和周向等角度差的方式排列截齿，使每个截齿的受力和磨损都均匀，使各个截齿的寿命都近似相等。14第 3 章 减速机的结构设计3.1 选择电动机类型及参数掘进机电机为专用机型，综合考虑选用佳木斯电机股份有限公司生产的掘进机用双速水冷防爆型三相异步电动机，该型电动机主要应用于具有易燃易爆瓦斯气体的危险场合，是煤矿中型断面煤及半煤岩巷道的掘进机械化理想的配套动力设备。电机性能参数见表 3-1。电机具体型号及代号含义如下： Y U B D-150/80-4/8 三相异步电动机 低速级数防爆型 高速级数 掘进机用 低速功率多速 高速功率 表 3-1 截割电机参数表型号额定电压额定电流额定转速效率功率因数最大转矩/额定转矩堵转电流/额定电流YUBD-150/80-4/8660/1140164/1171475/73592/980.87/0.682.3/2.36.5/5.53.2 减速机参数确定电机额定转矩，式中为电机的功率，NNNP150KWT = 9550= 9550= 971.9N.mn1475r/ minNP为电机的转速，最大转矩，输入转速 1475/735r/min，输NnMAXNT= 2.3T = 2233.74N.m出转速 46/23r/min，传动比 32.0，综合考虑选用二级行星齿轮减速机。减速机结构简图如图 3-1：输入输出15图 3-1 二级行星减速机结构简图3.3 分配传动比及选择材料太阳轮和行星轮材料均采用 20CrMn，渗碳淬火处理，硬度 57-61HRC，齿面接触疲劳强度极限 =1450N/mm2=1450MPa ；太阳轮齿根弯曲疲劳强度极限Hlim=400MPa；行星轮齿根弯曲疲劳极限=0.7 400=280MPa。内啮合齿轮采用FlimFlim35CrMo，调质处理，硬度 262300HBS，齿面接触疲劳强度极限=750MPa，齿根Hlim弯曲疲劳极限=270300MPa。齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6 级Flim精度，内啮合齿轮最终加工为插齿，7 级精度。按高、低速级齿面接触疲劳等强度的原则进行传动比的分配，取系数=1.2（为低速级内齿轮分度圆直径与高速级分度圆直径之比） ，高速级齿宽系数=0.6，低速级a1齿宽系数 =0.6，齿面接触疲劳强度极限高速级与低速级相同，即 =。a2Hlim1Hlim2根据齿轮手册传动比分配原则有下式： （3.1）22p12HP1H 1Hlim222p21HP2H 2Hlim1n .K.K.3 0.6 1.1 1.8 1450q0.917n.K.K.3 0.6 1.2 1.8 1450aa式中 中间计算参数q 使用系数，中等冲击取为 1.5；AK 行星轮间的载荷系数，高速级取 1.2，低速级取 1.1；HPK 综合系数，当行星轮数为 3 时取值 1.8。HKpn将各参数的取值带入公式 3.1 中计算可得到中间系数，33= q= 0.971 1.2 =1.584查齿轮手册取取中间系数=5.706，得高速级=1+=6.706，低速级 P1iP2i=32/6.706=4.772。163.4 高速级齿轮参数计算3.4.1 确定齿数从强度和工作平衡性出发取高速级中心轮齿数=17，内齿轮齿数=（ -a1Zb1Za1Z1i1）=97，行星轮齿数=40，由行星轮齿数与中心轮齿数比依c1Za1b1Z +Z（）/ 2c1a1Z / Z据渐开线齿轮行星传动的设计与制造 ，在满足行星轮啮合邻接条件的前提下取行星轮个数=3，计算中心轮齿数加内齿轮齿数之和与行星轮个数之比，计pnpa1b1(Z +Z )/ n算得=38 为整数，满足行星轮啮合的装配条件。pa1b1(Z +Z )/ n3.4.2 确定齿轮模数、中心距按齿面接触疲劳强度，用下式计算太阳轮分度圆直径： （3.2）1AHPH3atd2dHlimT .K .K.Ku+1d = K .u 式中 太阳轮分度圆直径；ad 算式系数 取 768；tdK 太阳轮啮合每齿传递转矩= =323.73N.m；1TNpT / n 使用系数 1.5；AK 载荷不均匀系数 1.2；HPK 综合系数 1.8；HK 齿宽系数= =1.0059；da.(u+1)/ 20.6 (2.353 1)/ 2 齿数比=2.353。uc1a1Z / Z将各参数的取值带入公式 3.2 中计算可得到太阳轮分度圆直径=68.41mm，模数adm=4.02mm，按照国标 GB1357-1987 选取模数 m=5mm。aad / Z3.4.3 确定齿轮几何参数中心轮、内齿轮和行星轮均取为标准齿轮，齿轮的齿顶高系数 ha*=1，顶隙系数17c*=0.25，分度圆压力角=200，模数 m=5，其中内齿轮由于不满足齿轮齿根圆到键槽a底面的径向距小于 2.5 倍模数的要求，因此做成齿轮轴得形式，高速级各齿轮尺寸参数计算结果如表 3-2 所示：表 3-2 高速级齿轮参数齿轮齿数模数啮合角分度圆基圆齿顶圆齿根圆中心距齿宽太阳轮1752008579.879572.555内啮合142.5行星轮外啮合405200200187.93210187.550内齿轮975200485455.75475.7499.5142.5603.5 低速级齿轮参数计算3.5.1 确定齿数从强度和工作平衡性出发选取中心轮的齿数=24，内齿轮齿数=（-a2Z2Zb2Za2i1）=90，行星轮齿数=33，由行星轮齿数与中心轮齿数比c2b2a2Z= (Z -Z )/ 2=1.38，参考渐开线齿轮行星传动的设计与制造 ，在满足行星轮啮合邻接条c2a2Z / Z件的前提下取行星轮个数=3, 计算中心轮齿数加内齿轮齿数之和与行星轮个数之比pn，计算得=38 为整数，满足行星轮啮合的装配条件。pa1b1(Z +Z )/ npa1b1(Z +Z )/ n3.5.2 确定齿轮模数、中心距按齿面接触疲劳强度，用下式计算太阳轮分度圆直径： （3.3）H2AHP3atd2dHlimT .K .K.Ku+1d = K .u 式中 太阳轮分度圆直径；ad 算式系数 取 768；tdK 太阳轮啮合每齿传递转矩= =323.73N.m；1TNpT / n18 使用系数 1.5；AK 载荷不均匀系数 1.2；HPK 综合系数 1.8；HK 齿宽系数= =0.713；da.(u+1)/ 20.6 (1.375 1)/ 2 齿数比=1.375。uc1a1Z / Z将各参数的取值带入公式 3.3 中计算可得到太阳轮分度圆直径=137.254mm，模ad数 m=5.72，按照国标 GB1357-1987 选取模数 m=6mm。22da / Za =137.254/ 243.5.3 确定齿轮几何参数中心轮、内齿轮和行星轮均取为标准齿轮，齿轮的齿顶高系数 ha*=1，顶隙系数c*=0.25，分度圆压力角=200，模数 m=6，各齿轮参数计算结果如表 3-3 所示：a 表 3-3 低速级齿轮参数齿轮齿数模数啮合角分度圆基圆齿顶圆齿根圆中心距齿宽太阳轮246200144135.315612958内啮合171行星轮外啮合336200198186.021018380内齿轮906200540507.4529.0556.8171903.6 校核计算3.6.1 重合度计算重合度计算以高速级太阳轮与行星轮啮合的重合度计算为例。首先计算出太阳轮和行星轮的齿顶圆压力角。太阳轮齿顶圆压力角；0a1aarccos(79.874/95)32.777行星轮齿顶圆压力角。0a2a= arccos(187.93/ 210) = 26.499将上述压力角参数带入重合度的计算公式可得：19 2232a=Z (tana -tana)-Z (tana -tana)/2=1.614000017 (tan32.777tan20 )40 (tan26.499tan20 )/ 2因为重合度1.2，所以高速级外啮合重合度满足啮合要求。其余各啮合部分的a重合度计算与高速级太阳轮与行星轮啮合的重合度计算相似，计算过程省略，高速级和低速级的重合度计算结果以表格的形式给出，如表 3-4 所示。 表 3-4 重合度表重合度外啮合内啮合高速级1.6141.865低速级1.6381.831齿轮啮合重合度一般大于 1.2 就可以，由上表可知，高速级和低速级的内、外啮a合的重合度均满足要求。3.6.2 齿根弯曲强度校核分别校核高速级和低速级的齿根弯曲强度，齿根弯曲应力的计算公式可表示为 （3.4）FFOAVFFaFP=.K .K .K.K.K式中 各齿轮的齿根弯曲应力；F 各齿轮的齿根弯曲应力基本值；FO 使用系数；AK 动载荷系数；VK 齿向载荷分布系数；FK 齿间载荷分配系数；FaK 行星轮间载荷分配不均匀系数。FPK式中各齿轮齿根弯曲应力基本值可表示为FO （3.5）tFOFasaF=.Y .Y .Y .Yb.m式中 齿轮分度圆所受圆周力；tF 齿轮宽度；b20 齿轮模数；m 齿形系数；FaY 应力修正系数；saY 重合度系数；Y 螺旋角系数；Y各齿轮安全系数计算公式可表示为 （3.6）FGFlimstNTratTRrelTFFF.Y .Y.Y.Y.YS =X式中 齿轮安全系数；FS 齿根弯曲疲劳强度极限；Flim 试验齿轮应力修正系数；stY 弯曲寿命系数；NTY 齿根圆角敏感系数；ratTY齿根表面状况系数；RrelTY 尺寸系数。YX齿根弯曲强度校核以高速级太阳轮与行星轮外啮合齿根弯曲强度校核为例，下几个公式中的各参数的取值由齿轮手册查得。太阳轮弯曲应力基本值： tFOaFaasaaF7617.18=.Y.Y.Y .Y3.30 1.44 0.715 194.112MPab.m55 5 行星轮弯曲应力基本值：tFOCFacsacF7617.18=.Y.Y.Y .Y =2.65 1.6 0.715 1= 92.369MPab.m50 5太阳轮弯曲应力值： FaFOaAVFFaFP=.K .K .K.K.K94.112 1.5 1.08 1.19 1.0 1.15208.64MPa行星轮弯曲应力值： FcFOcAVFcFaFP=.K .K .K.K.K92.369 1.5 1.15 1.19 1.12 1.15225.74MPa太阳轮抗弯强度安全系数：FGAFlimastNTratTRrelTFaFaFa.Y .Y.Y.Y.Y400 2 1 1 0.96 1S=3.681208.64X 21其余各啮合部分的齿根弯曲强度校核与高速级太阳轮和行星轮啮合的齿根弯曲强度校核相似，校核过程省略，所有啮合的安全系数校核结果以表格的形式给出，如FS表 3-5 所示。 表 3-5 安全系数表FS安全系数外啮合内啮合高速级3.6812.897低速级1.8132.081齿轮啮合抗弯安全系数一般大于 1.5 即可，由上表结果可知，高速级和低速级FS的内、外啮合的齿根弯曲强度均满足要求。3.6.3 键强度、轴刚度校核首先校核输入轴花键强度，花键型号 GB/T1144N d D B 10 7 78 12 2001，材料为 35CrMo Pggm2T2 1000 971.9=26.774MPap60MPa.z.h .l .D0.8 10 2.2 55 75式中 键所受的应力值；PT 键传递的转矩； 各齿间载荷不均匀系数； 齿数；z 键齿工作高度； gh 齿的工作长度gl键平均直径。mD再校核输出轴花键的强度，花键的型号为：INT/EXT 31Z 5M 30R 6H/7hGB/T3478.11995 Pggm2T2 30174968.94=52.62Mpap60Mpa.z.h .l .D0.7 31 6.25 55 153.75式中各符号意义同前式。22由上两个公式得计算结果可知键所受的应力小于其弯曲极限应力，所以键的强度满足要求。然后校核输入、输出轴刚度：两轴都主要受扭矩作用，所以只校核扭矩，参考机械设计手册有： （3.7）4= T/138.5d式中 轴的扭转角；T 轴传递的转矩； D 轴径。输入轴刚度的校核如下：；44= T/138.5d971900/138.5 750.00022 (0.0003 0.0005)l输出轴刚度的校核如下： 44= T/138.5d30174968.894/138.5 1550.000377 (0.0003 0.0005)l式中 指相应轴的轴径。由上计算结果可知输出和输入轴的扭转角都小于其许用扭转l角，所以输出和输入轴的刚度均满足要求。 3.7 本章小结本章完成了截割减速机的参数计算和结构确定，具体内容包括以下几方面：根据实际工作条件和已有的设计经验，确定了减速机类型、主要构件的材料和性能参数，进行了两级传动传动比的分配。根据高速级传动比和传递的扭矩确定了齿轮的模数和齿数，计算出高速级各齿轮的尺寸参数。根据低速级传动比和传递的扭矩确定齿轮的模数和齿数，计算出低速级各齿轮的尺寸参数。对高速级和低速级啮合齿轮间的重合度和齿根弯曲强度进行了计算，并对键的强度和轴的刚度进行了校核，结果表明啮合齿轮间的重合度和各个齿轮的齿根弯曲强度均满足要求，键的强度和轴的刚度也满足要求。23第 4 章 伸缩臂的结构设计及分析4.1 伸缩臂的基本结构掘进机的悬臂有不可伸缩和伸缩式两种。伸缩式又可以分为外伸缩和内伸缩式。S150JA 型掘进机采用内伸缩式悬臂结构，内伸缩式悬臂结构与外伸缩式结构相比具有抗污染能力强，移动部件质量轻，稳定性好等优点，但内伸缩式结构需要较长的花键轴，加工较难，结构也比较复杂。S150JA 型掘进机的内伸缩式悬臂的结构如图 4-1 所示，内伸缩式悬臂主要由截割头轴 2，伸缩保护筒 4，伸缩外筒 5，伸缩内筒 6，花键套 7 以及轴承、挡圈、浮动密封圈等组成。截割头轴 2 的两端都有花键，左端与截割头 1 相连，用两个高强度的M30 螺栓和花键使截割头 1、截割头轴 2 相连，由主轴带动截割头旋转。截割头轴右端花键与花键套 7 相连，花键套右端与减速器的输出轴相连，构成传动件间的伸缩机构。截割头轴由两个轴承支承，轴向密封。伸缩内筒 6、伸缩外筒 5 和伸缩保护筒 4 构成支承件间的伸缩机构。伸缩外筒 5 右端用 24 颗 M24 螺栓与减速机箱体相连，左端与伸缩内筒 6 用密封圈密封。伸缩内筒 6 和伸缩保护筒 4 借助伸缩油缸的动力，可与截割头轴 2 一起相对伸缩外筒 5 和花键套 7 滑动，推进液压缸的推进力应能克服伸缩部件的移动阻力和沿悬臂轴线方向的截割反力。为了防止伸缩内筒 6 有相对转动，用导向块和螺钉将其固定在伸缩保护筒 4 上。伸缩悬臂的伸缩行程与截割深度相适应，S150JA 型的定点伸缩行程为 550mm。24 1截割头 2截割头轴 3轴承 4伸缩保护筒5伸缩外筒 6伸缩内筒 7花键套 图 4-1 内伸缩悬臂的结构4.2 整机的受力分析悬臂式掘进机整机受力如图 4-2 所示，掘进机的工作程序如下：在进行掘进工作前，应先使机器定位，钻进工作结束后，应将截割头收回，并重新移机，定位后才能进行上下左右摆动截割，故力学分析时认为截割头在某一时刻仅受推进阻力或向上、向下截割阻力或左右摆动截割阻力作用与截割扭矩作用。将掘进机工作时受到的阻力简化到截割头上，为轴向阻力、向上阻力、向下阻力、左右摆动阻力eRauRadR和截割扭矩 T。截割头在开挖时的运动一般有两种：顶进和摆动截割。截断头在顶bR进时受到截割扭矩和顶推力的反作用力的作用，受力情况比较简单，传到机身上的力比较小。摆动截割是主要工作方式，这时截割头的侧面承受主要的径向反作用力和截割扭矩，其大小随截割条件的不同而不同，岩石越硬，截割硬度越大，截割扭矩就越大。由截割电机的功率可求出额定截割扭矩 T： （4.1）6T = 9.55 10 P/ n式中 P截割电机的功率 150/80 kw； n截割头转速 46/23rpm。将各参数的取值带入式 4.1 中计算可得截割电机的额定截割扭矩T=3.114107N.mm。下面对整机分析，主要是分析其工作时的稳定性。25图 4-2 整机受力分析图4.2.1 轴向钻进工况下的受力分析S150JA 型掘进机轴向掘进时，由液压缸提供推力，此推力的大小与岩层的硬度、掘进深度等有关，取截割头受到煤壁推进阻力与油缸的推进力相同。为保持机器稳cR定，则应该有： （4.2）CCR .cosaG+R .sina （）式中 截割头受到煤壁推进阻力；Rc 悬臂在纵向的任意摆角；a 掘进机自重；G 掘进机与地面的摩擦系数。解方程 4.2 可得。假设油缸最大推进力为，则工作时CRG./(cosa-sina)CMAXR应使截割头受到煤壁推进阻力CCMAXRR4.2.2 向上摆动工况下的受力分析向上摆动截割时，忽略扭矩影响，截割阻力对整机的倾覆力矩为： （4.3）upadad0M= R.cosa(L.cosa.cos+c-a)+R.sina(L.sina.cos+H )26式中 悬臂的长度；L 悬臂在横向的摆角；悬臂水平位置的高度；0H向上摆动截割时截割头受到的阻力；adR 机器重心到履带前端的距离；a 机器重心到履带后端的距离；b 机器重心到回转台转动中心的水平距离；c 回转台转动中心到悬臂纵向摆动中心的水平距离；e 为保持机器稳定，倾覆力矩应小于机器重量产生的稳定力矩，即：upMG.a。upMG.a由稳定条件可以得出向上摆动截割时截割头受到的阻力需满足的条件：ad0G.aRcosa(L.cosa.cos+c-a)+sina(L.sina.cos+H )4.2.3 向下摆动工况下的受力分析向下摆动时，忽略扭矩影响，截割阻力对整机的倾覆力矩为： downauad0M= R.cosa(L.cosa.cos+ecos+c+b)+R.sina(L.sina.cos+H )（4.4）式中： 下摆动截割时截割头受到的阻力；auR掘进机受到的倾覆力矩。downM 其余各参数的意义与式 4.3 相同。为保持机器稳定，倾覆力矩应小于机器重量产生的稳定力矩，即： downMG.b此时可得出向下摆动截割时截割头受到的阻力需满足的条件：au0G.bRcosa(L.cosa.cos+ecos+c+b)+sina(L.sina.cos+H )4.2.4 左右摆动工况下的受力分析左右摆动截割断时，整机受力如图 4-3 所示。27 图 4-3 左右摆动工况下的受力分析横向力与截割头摆动的方向相反，由于悬臂不是很长，摆角通常不大，故该力bR不会使机器横向倾覆，但会是机器绕工作点转动，整机在该工况下受到的力矩为：lrbbM = R .cosb(L.cosa.cos+ecosb+c)+R .sin (L.cosa.sin+esin )式中：左右摆动截割时截割头受到的阻力 KN。bR为保持机器稳定，偏转力矩应小于机器重量产生的摩擦稳定力矩，即：lrMM此时：。bM.Rcos (L.cosa.cos+c)+sin (L.cosa.sin+esin )4.3 内伸缩截割臂的受力分析4.3.1 向上摆动工况下的受力分析向上摆动工况下截割臂的受力如图 4-4 所示：28图 4-4 向上摆动悬臂受力图由平衡方程得：21ad111c1c21ad11a1a2c1c22F.l .sin(a -a)-R.L-G .l .cosa = 02F.cos(a -a)-R -R-G .sina = 0R +G .cosa-2Fsin(a -a)-R -R= 0R -R= 0式中 截割臂支承 1 径向支承力；a1R 截割臂支承 2 径向支承力；a2R 截割臂支承 1 轴向支承力；c1R 截割臂支承 2 轴向支承力；c2R 截割臂自重；1G 单个支承油缸推力；F 解方程整理后得： 2111ad1c1c21l21111a1a212F.l .sin(a -a)-G .l .cosaR=LG .sinaR= R= F.cos(a -a)-2F sin(a -a) G .l .cosaG .cosaR= R=-+-Fsin(a -a)L2L2294.3.2 向下摆动工况下的受力分析向下摆动时的受力分析如图 4-5图 4-5 向下摆动悬臂受力图由平衡方程得：au2111c1c21111a1a2auc1c2R.L-2F.l sin(a -a)-G .l .cosa = 0-R -R-2F.cos(a -a)-G .sina = 0G .cosa+2F.sin(a -a)-R -R-R= 0R -R= 0式中 单个支承油缸收缩时的拉力；F解方程整理得： 2111au1c1c211112a1a22F.l .sin(a -a)G .l .cosaR=+LLG .sinaR= R= -F.cos(a -a)-2G .cosa(L-l )+2F.sin(a -a).(L-l )R= R=2L304.3.3 左右摆动工况下的受力分析左右摆动工况下截割断臂的受力分析如图 4-6：图 4-6 左右摆动受力分析图此工况下的平衡方程如下：21113bc1c2c1c21111a1a2b1b2ba1a22F.l sin(a -a)-G .l .cosa = 0lR .L-(R -R)= 02R +R-2F.cos(a -a)+G .sina = 0G .cosa-2F.sin(a -a)-R -R= 0R +R-R = 0R -R= 0解此方程整理得：311121b1c113b1c213121a1a22b1b2bG .l .cosaF =2l .sin(a -a)R .LG .sinaR=+F.cos(a -a)-l2R .LG .sinaR= F.cos(a -a)-2lG .cosa(l -l )R= R=2lR +R= R4.4 内伸缩臂刚度校核掘进机轴向掘进时的，液压系统压力 P=18Mpa，液压缸径 D=150
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