多功能巷道修复机的结构

1绪论1Introduction1.1研究目的我国煤矿以井工开采为主，需要在井下开掘大量巷道，巷道作为煤矿井下生产系统最基本单元，其安全、可靠的应用是确保矿井正常生产的基础。近年来随着开采强度和深度的增加，巷道围岩破坏变形的难题尤为突出，严重影响煤矿的安全采掘作业。现阶段，针对严重的巷道围岩变形，主要是采用人工修复或装载机、挖掘机等非专用设备，即费时费力，又导致修复成型效果差，围岩损伤等问题。巷道修复设备是专门用于煤矿巷道围岩修复治理施工的专用设备，能有效修复因矿压或其他原因导致的变形煤巷或岩巷，可大幅度提升巷道修复治里施工的机械化水平，进而促进我国煤矿巷道围岩控制技术的进一步发展，确保煤矿安全高效生产，推动煤炭行业技术进步。1.1.1国外发展现状进入二十一世纪以来，德国、美国及瑞典等发达国家非煤矿山工程设备发展迅速，例如蒂森克虏伯集团、卡特彼勒公司、及阿特拉斯·科普柯集团等大的矿业集团。由于煤矿主要存在环境污染、危险程度高和能源结构调整等各方面原因，引发相关国家的矿井已经处于限量开采或者关停状态，进而导致国外巷道修复装备发展缓慢。现阶段，国外还是以德国哈泽玛格公司巷道修复装备为主，该厂家在原设备基础上，又进行了进一步设计研究和加工生产，其功能和可靠性有了一定程度上的提升，在结构设计上也更加紧凑，而且在关键功能上实现了PLC控制，生产的HMF型多功能修复机和HLS型侧翻斗装载机。1.1.2国内发展现状近年来，为适应现代化矿井要求，山西天地煤机装备有限公司借鉴掘进机结构设计思路，研制了一款HXYL－120/90(A)多功能修复机，依托该修复机申请“变形巷道机械化修复工艺及巷道修复机”发明专利。HXYL－120/90(A)多功能修复机适应巷道高度3.6～4.8m，装机功率90kW，输送能力120m3/h，长×宽×高=9500mm×2600mm×2900mm，整机质量36500kg，该机具备破碎、挖装、运输、锚护和自行走功能，能在顺槽进行卧底、挖掘水沟、破岩和锚杆支护等施工作业，并采用三节臂式的工作机构，来适应不同巷道高度要求。2015年，该机在淮南矿业集团朱集东矿进行了首次工业性试验，试验结果表明，该修复机能够提高效率、节省人力和成本、安全性高、液压破碎锤破岩能力强。但是，由于该修复机整机重量及结构尺寸等原因，对松软底板或低矮变形巷道适应性不强。1.1.3国外发展趋势发达国家，对于巷道修复治理设备进行了比较系统全面的研究，研制的巷道修复治理设备，在减小结构尺寸、提高生产能力的同时，使设备的功能更加完善和集成，工人劳动强度大大降低，具有良好的巷道修复效果。但是国外煤矿埋藏深度小，地质条件简单，与我国煤矿巷道条件具有极大的差别，并且随着煤矿开采强度和深度的不断增加，巷道变形量也在逐倍增长，导致巷道修复工作难度也在增加，因此对于巷道修复设备也提出了更多的功能要求，比如:侧掏皮带底煤、卧底、刷帮、挑顶、破碎、铣挖、装载、喷雾及卷缆等。因此，国外设备目前无法完全满足国内极为复杂的巷道地质条件，且国外设备售价高、配件供应跟不上，导致无法大规模推广使用，因此，进一步加快研制适合我国煤矿巷道地质条件的巷道修复设备及其配套施工工艺迫在眉睫。1.1.4国内发展趋势目前，针对我国煤矿用巷道修复设备的应用现状及所面临的问题，可以预测修复设备将从以下三个方面发展：完善巷道修复设备功能，提高可靠性和稳定性，提高巷道修复设备智能控制水平，加强巷道修复设备与修复施工工艺匹配。1.2本课题拟采用都研究手段1.2.1多功能巷道修复机的结构和基本工作原理巷道修复工作涉及工序复杂，失修巷道一般有较严重的底鼓、两帮变形、顶变形、原有支护材料大多损坏失效、底板轨道变形、巷道两帮悬挂的电缆水管等影响巷道修复施工需要处理。巷道修复机需要满足巷道卧底、刷帮、挑顶等巷道断面修理功能，同时还应能满足锚杆支护、具有较高的作业平台等用于巷道恢复的功能。主要工作原理巷道修复机采用液压驱动履带行走，行驶到需要修复的区域后，采用反铲破碎装置中集成的铲斗对巷道鼓出部分进行挖掘，并扒至铲板后，通过刮板输送机从机尾部卸出，对于较硬的鼓出岩石，可以采用破碎锤破碎后通过刮板输送机输出。刮板输送机后面，可以根据巷道情况搭接带式转载机、矿车、或者无轨胶轮车等进行出碴。1.2.2总体设计画出机构简图计算前臂自由度设计行走装置设计锚杆机构设计动力装置（减速器、电机）最终设计：集成反铲挖掘装置、破碎装置、装运机构、行走机构、单臂锚杆钻机等系统，成功实现集破碎、挖掘、装运、锚护等巷道修复主要功能于一体，可以实现刷帮、挑顶、卧底、锚护等多种功能。具有较大的工作范围，定位于中大断面巷道的修复，各主要工作机构工作能力强，巷道修复速度较快的巷道修复机。1.3论文工作计划第一阶段：2020.1-2020.2毕业设计选题；第二阶段：2020.3.1-2020.3.15查找文献，搜集资料，制定设计方案；第三阶段：2020.3.15-2020.3.30完成开题报告和计算过程；第四阶段：2020.4.3-2020.4.20绘制图纸；第五阶段：2020.4.21-2020.4.30准备中期答辩，继续绘制相关图纸；第六阶段：2020.5.1-2020.5.22撰写设计说明书；第七阶段：2020.5.23-2020.6完善修改毕业设计，参加答辩。2整机的设计2.1多功能巷道修复机的组成液压系统与电气控制系统在此巷道修复机中提供行走、装载和工作臂的动力，使机体正常工作。本设计着重与整机的装置设计，故液压系统不花多篇幅考虑设计，仅作介绍。从结构可以看出，整机设计大致分为四部分：1.由动臂、斗杆、挖斗、破碎锤及油缸组成的工作臂，离机体最近的臂两侧装有摆动油缸，可使工作臂在水平方向上左右摆动25°。动臂、斗杆及挖斗油缸功能与挖掘机相似，通过各机构油缸可实现断面挖装、破碎。如图：2.由链轮、滚筒、链条、刮板及动力装置组成的机载短距离刮板输送机作为装载机构。3.由滑移底座、回转座、伸缩臂、操作台总成、顶棚组件、钻架及各部分支撑油缸组成的单臂机载锚杆机。4.行走装置的四轮一带的履带式行走机构及将其装配组合在一起的X型行走架。2.2主要技术参数外形尺寸（长X宽X高）/mm6820X1915X2215整机自重/kg36000装机功率/kw90行走速度/m·min-1输送能力/m3·h-1钻架数量/个1适应巷道高度/mm3600-4800适应巷道宽度/mm4000-52002.3行走机构的设计履带行走机构直接与地面接触，满足合理的接地比压，并提供足够的动力驱动修复机行走，大大提高修复机的效率，履带行走机构的稳定性是修复机工作效率的可靠保证。因此本机选用履带式行走。2.3.1履带行走机构的尺寸计算（1）履带的长度L：LKA为G为整机重量（本机G=3.6t，以下皆同）（2）驱动轮和导向轮的中心距l1：Ki（3）轨距B：B=KB（4）履带高度H:H=KT为（5）履带板宽b：根据国家标准手册JG/T57-1999选择400mm（6）底盘总宽C：C=B+（7）履带接地长度l0：D为驱动轮直径（8）前部支重轮到驱动轮的距离C3:Klclt为履带节距，查国家标准取135（9）后部支重轮到导向轮的距离C1:Kc2（10）相邻两支重轮的距离t：t=1.52.3.2履带行走装置的校核（1）履带运行阻力计算转弯阻力FZ:地面的相互摩擦，履带板的两边和履带板上突出来的部分在运行过程中接触到地面的泥沙时受到的各种阻力等。具体计算这些阻力几乎不可能，但因为履带板与地面的摩擦阻力占主要的阻力成分，所以主要研究此种摩擦阻力，按照经验公式计算：F设履带行走的路面为硬路面，则μ取0.5-0.6内阻力FN:驱动轮、导向轮、支重轮和托链轮自身受到的摩擦阻力构成的内阻力，按照经验公式计算：F惯性阻力FW:F所以总阻力F:F=用整机自重和经验公式可算出履带的行走牵引力：F附着力：F在煤场工作，则附着力系数φ取0.6综上所述，经计算满足牵引力要求，符合设计原则。2.3.3履带式行走平均接地比压的计算平均接地比压是单位面积上承受的压力，即P=GP=2.3.4四轮一带的选型设计图2.3.4-1四轮一带结构示意图四轮一带包括：导向轮、驱动轮、支重轮、托链轮和履带。履带行走机构还包括了其中的张紧装置和行走架。履带的选型设计履带分两种：整体式和组合式。整体式履带是履带板集成啮合齿，从而与四轮一带中的驱动轮啮合，而且作为支重轮和托链轮的轨道，所以可想其耐磨性较差，需要经常更换，所以本机选用组合式履带，由履带板、链轨节、履带销和轴套等组成。如下图：图2.3.4-2链轨节图2.3.4-3履带板图2.3.4-4组合式履带2.计算履带板的尺寸根据国标选择下列尺寸：节距：135mm轴套半径：20mm销半径：15mm板厚：7mm履带板高度：20mm履带板宽度：400mm履带支持面长度L0:b为履带板宽度P为平均接地比压G为机体自重代入公式校核强度：LLB为轨距φ为附着系数f为滚动阻力系数μ为摩擦系数所以满足要求综上：b为400mm；L0为1806驱动轮的设计与校核驱动轮选用45SiMn合金，中频淬火、低温回火等加工，硬度HRC45-55图2.3.4-5驱动轮结构图节圆半径D驱动轮齿顶圆直径D驱动轮齿根圆直径DR为销套半径驱动轮齿面挤压强度校核：齿面的挤压强度σσ符合要求驱动轮弯曲强度校核：驱动轮弯曲截面系数Wσ上式b为驱动轮宽度h为驱动轮齿高综上，驱动轮两项强度校核满足要求。导向轮及张紧装置的设计导向轮是为了让履带能按照正确的方向转动、避免脱轨而设计的，它也分担了小部分的机体自重，增长了履带的接地长度，减小了接地比压，分担了支重轮小部分的负重，因此，应该控制它的直径和与支重轮之间的距离。导向轮接触链节的直径D据JB/T2983.2-2001,选取轴径为47mm，轴长为200mm图2.3.4-6导向轮结构图张紧装置是为了调节履带的松紧。履带在工作一段时间后，链轨节和履带板都会发生磨损甚至将节距撑大，这时候就需要张紧装置来调节保证正常的松紧，否则过松会导致履带脱轨或卡死。本机使用的为液压张紧装置，从单向阀注入油液，会使液压油缸外伸，从而使链条拉紧，反之则放松。如下图：图2.3.4-7张紧装置结构图张紧装置弹簧的参数计算：弹簧预紧力P取P弹簧压缩到极点时的压缩力P弹簧工作行程f查阅资料得知，弹簧压缩比C取4，材料选取热轧钢GB1222，型号60CrMnA。弹性模量E为196MPa，切变模量为78MPa，材料硬度范围HRC47-52。曲度系数K=选取弹簧中径为120mm，根据《机械设计手册》可查[τ]为710MPaτdFmax综上，选取标准弹簧丝直径为30mm，弹簧圈数n=12.5，由浩辰CAD调出标准弹簧。支重轮的设计支重轮与行走架相连，负担着整机的重量，并且工作条件较为恶劣，因此它的耐磨性、强度和密封程度都要求较高。一般选用50Mn、40Mn2这种材料，通过铸造或锻造成型，还需要经过淬火加工，最终的硬度要求达到HRC55-62。支重轮的尺寸应基于节距135mm来选取：图2.3.4-8支重轮结构图根据经验公式，计算各个支重轮的轴间距T1T根据实际情况，选取229mm根据经验公式，计算支重轮与驱动轮的轴间距T2T根据实际情况，选取350mm支重轮轮缘对链节的接触应力σb为轮缘宽度b=33.5mm，Rr为支重轮半径所以支重轮与链节之间接触应力强度满足要求。支重轮在机体行走与跨越障碍物的时候，难免会发生由单个支重轮支撑起整个机体的情况，所以单个支重轮轮轴上的最大径向载荷要能够承受机体的一半重量。支重轮轴最大弯矩M支重轮抗弯截面系数W=弯曲应力为σσ所以支重轮轴强度满足要求。托链轮的设计履带自身自重的原因，上方的履带板在行走过程中会下垂从而影响正常行走，所以需要托链轮配合链轨节来支撑上方履带板，并且可以减小上方履带板的自由度，防止意外脱落的发生。托链轮和支重轮的结构很像，但是没有支重轮的强度要求高，也没有支重轮的工作环境差。所以，基于节距为135mm选取托链轮尺寸结构。如下图：图2.3.4-9托链轮结构图托链轮材料用灰铸铁进行加工锻造，外表为了增强硬度要求淬火处理，加工出来的硬度达到HRC53。托链轮轮轴采用45钢，硬度范围为HB255-285。托链轮两端需要固定于行走架上，所以需要考虑装配的问题。2.3.5驱动装置的选型履带式行走机构在工作时，动作缓慢，驱动装置可直接选用低速大扭矩液压马达。这种马达通过行走架与驱动轮装配在一起，通过一系列的要求，最终选择了MSZ08/0-9000-M4i4.538型号的液压马达作为驱动装置。如下图：图2.3.5MSZ08/0-9000-M4i4.538型号低转速大扭矩液压马达2.3.6行走架的设计行走架是将四轮一带组合装配在一起的一个机构，它分为两种：组合式行走架和整体式行走架。组合式行走架：该种行走架更为灵活，可以根据不同的工作环境来改变机体的稳定性和接地比压，但是并不需要改变机架结构。由于是各个部件装配起来使用的，所以刚度不高，容易产生裂缝从而影响整机的使用。整体式行走架：该种行走架是通过焊接而成的，结构简单，重量也较轻，同时刚度也能保证，而且降低了制造成本，所以大多数的履带行走机构都选用整体式行走架。由于整机的结构是由装载机构和行走机构装配在一起使用，所以行走架的设计如下图：图2.3.6行走架结构图2.4装载机构的设计2.4.1装载机构的选型根据本机对装载部的要求，大致可以选用两种机构：带式输送机和刮板输送机。带式输送机是化工、煤炭、冶金、建材、电力、轻工、粮食及交通运输等部门广泛使用的运输设备。带式输送机是利用摩擦力传递动力，以胶带、钢带、钢纤维带和化纤维带作为传送物料和牵引工件的一种适应能力强、应用范围广的连续输送机械。其特点是承载物料的带也是传递动力的牵引件，这是与其他输送机有着显著的区别。带式输送机结构简单、运行可靠、输送量大、输送物料广、装卸方便等优点，尤其在煤矿生产中发挥着巨大作用。但是带式输送机的胶带极易受磨损，而且坡度不能太大，物料的块度对其的影响也很大。刮板输送机是一种挠性牵引的连续运输机械，结构简单、运行可靠、维护量小，其运输能力不受货物的块度和湿度的影响，具有机身高度小，便于装载，长短调整方便，移置容易，机体坚固等特点，广泛应用于矿山、建材、电力、洗选等行业。它可以水平或倾斜一定角度较长距离传输原料或成品，其类型包括水平刮板输送机、倾斜刮板输送机和自清式刮板输送机。综上所述，由于本机对装载部的工作要求是输送废弃的碎石和煤渣，所以选择刮板输送机最为合理。但是与通常用于煤矿生产的刮板输送机相比，此刮板输送机与之有较大的区别：输送距离短、功率小、速度小、不需要推溜装载，为机载短距离刮板输送机。2.4.2短距离机载刮板输送机的结构特点及工作原理短距离机载刮板输送机的组成主要有机头部分、机尾部分、中部槽、刮板链和辅助装置这几部分。动力装置是电机加联轴器配上减速器，固定在挡板上，连接在机头部分，通过驱动链轮驱动刮板链，从而带动刮板正常工作。机头部分电机减速器的另一边需要配有盲轴，从而提供支撑。机尾部分是由固定架、活动架、伸缩油缸等组成。活动架通过油缸连接在固定架上，由螺栓固定，通过油缸的伸缩，使活动架在固定架上滑动，实现刮板链的松紧调节。如下图：图2.4.2输送机结构示意图2.4.3输送机主要参数的确定1.输送量的确定输送量需要根据配套设备来定，本机输送量初定为1000t/hQ=3600A上式Q为输送量，A为输送断面，链素为v，物料的密度为γ从上式可以看出，输送量一定的情况下，既可选取较小的输送面和较大的输送速度，又可以选取较大的输送面和较小的输速度。输送面小而速度大，会加速设备的磨损，缩短使用寿命，速度太大还会破坏输送的平衡，产生物料突破最大静摩擦力而缓慢移动的情况，不但不能提高输送量，反而大大增加了功率的损耗；输送面大而速度小，设备又会显的庞大笨重，而且不符合装配条件。综上所述，取输送断面A=277200mm，取输送速度v=1.2m/s，则装载刮板输送机的长度为7700mm，宽度为3602.4.4装载部所需功率计算刮板输送机在各种工作环境中会遇到很多的附加力，譬如：摩擦阻力和坡度工作时物料及设备组件的重力之和。其中主要的阻力来源有一下几种：1.重段运行阻力W==236.353N上式中L-输送机长度，m；a-输送机倾角；w-物料在输料槽中的移动阻力系数，w=0.6；w'-刮板链在输料槽中的移动阻力系数；上链道w'=0.3，q0-刮板链单位长度重量，KNq-输料槽单位长度物料的重量，q=Qgn2.空运行阻力W=43×5×0.3×=104.33N3.输送机牵引力W4.所需电机功率及电机的选型最大功率Nη-输送机总传动效率，取η空载时最小功率N等效功率N=0.6×=3.28kw根据上述数据，所选电机为Y系列（IP44）电动机的Y132M1-6,额定功率为4kW，满载转速为960r/min，堵转转矩/额定转矩2.0，最大转矩/额定转矩2.0。2.4.5链条最大拉力的计算由于本设计的是单头的刮板输送机，链条最大拉力是由电机加减速器给予的最大输出功率：F上式中k-电机最大转矩与额定力矩之比，k=2，3；η'-电机最大力矩时的驱动总效率，η2.4.6主要零部件的设计1.刮板链型式的确定刮板链的链条应具有高强度、高韧性、耐磨和耐腐蚀等特性，一般采用经过热处理和预拉伸处理的优质合金钢焊接而成。刮板采用轧制异型刚或用锻造、铸造合金刚劲韧化热处理制成。刮板链型式一般分为：中单链、中双链、边双链和准双边链。使用哪种链型，主要取决于整机的要求，以及槽宽和载荷的情况，一般情况下尽量选用单链，在输料槽宽度大且重载的情况下，单链不能满足工作负荷时，选用双联。由于本机的装载部分的工作是输送产煤巷道中多余的岩石、矸石及煤渣，且有一定的坡度，所以本输送机选取边双链的链型设计，刮板链中刮板的间隔取400mm。2.链条的选取a．选取原则：链条耐磨性要好；运行过程中链条与中板的滑动摩擦阻力要小；链节容易安装和固定；链条具有耐冲击、耐热、耐冷和耐腐蚀性能；在链轮齿强度允许情况下，优先选用节距较小的链条及较多的链轮齿数，使运行平稳，降低冲击和噪声，减小链条的负荷；在保证使用强度的情况下，选用许用载荷与工作载荷最为接近的链条，这样可充分发挥链条的承载能力，避免能源及材料的浪费。b．链条的型式短距离刮板输送机中采用的输送链主要有矿用高强度圆环链、叉型链和套筒链（或套筒滚子链）等。矿用高强度圆环链由单个链环环环相扣，形成链条。链环是用合金刚棒料折弯成形，然后在直线段对焊而成。这种链条允许链环在各个方向互相转动，适用于有垂直和水平等多方面向弯曲要求的运输。如下图：图2.4.6-1矿用高强度圆环链叉型链由叉型链节和销轴组成，单个链节可以通过模锻、冲压钢板组合与精铸等多种加工方法成形。它具有结构简单、使用可靠和拆卸方便等特点，并有较大的链节间隙，链条在物料中通过时，铰链不易被挤死，所以使用范围广。如下图：图2.4.6-2叉型链套筒链或套筒滚子链由外链板、销轴、套筒（滚子）组成，通过套筒（滚子）与链轮啮合。链板为冲压件，也可由板材经激光切割。它具有转动灵活、磨损小、比压低和使用寿命长等优点。但更换时必须内外链板成对更换（两个节距）。如下图：图2.4.6-3套筒滚子链c．链条的安全系数K=S上式中：λ-双链条负荷不均匀系数，取λ=0.8Sp-链条破断拉力，kNi-刮板链条的股数；S-最大输送功率施加给刮板链的最大牵引力，kN。由于套筒滚子链具有灵活、磨损小、比压低、成本较低和使用寿命长等优点，且满足上述的安全系数，所以为本设计选用的标准链。3.刮板的设计刮板是刮板输送机和刮板转载机的重要部件，刮板不仅要求强度高、耐磨，而且要具有一定的韧性和抗腐蚀性，机载短距离刮板输送机采用的刮板大多为方形，有实心的也有空心的，输送效果也不错，制造工艺为锻造或者铸造，调质处理。刮板长度直接影响到刮板链与输料槽侧壁的间隙，这是一个很重要的问题,因为间隙过大会降低输料槽中物料输送的平均速度，不利于增大物料的内摩擦力，也不利于克服与槽壁的外摩擦阻力，从而降低输送效率；间隙过小又会增大输送阻力，还有可能出现物料块嵌在输料槽与刮板链之间卡死刮板链的现象，影响正常输送。另外，若间隙太小，稍一跑偏，刮板链便与槽侧壁刮碰，加速刮板链与输料槽的磨损，甚至造成刮板链的损坏。因此，确定合适的刮板长度，选择正确的间隙值，对保证输送机正常工作，减少能量消耗，以及延长刮板链与输料槽的使用寿命都是至关重要的。间隙值的大小与物料的粒度、输料槽宽度等有关，但主要取决于粒度，可按如下公式计算：间隙δ≥最大块度/（2～4）+54.链轮的设计链轮需要根据链条型号，依据标准进行设计，不同型号的链条遵循不同的链轮标准。对于输送链轮来说，因为与只相配的链条通常节距较大，为了避免链轮尺寸过大，相对于传动链轮，输送链轮的齿数一般都比较少。输送链轮的齿槽常采用节线有分离量的齿槽形状，用这种齿形可使输送链条能通过滚子（铰链）在链轮根圆上作周向移动来补偿链条节距的变化。齿沟中心分离量Smin=0.04p（非加工齿链轮），Smin=0.08p（加工图2.4.6-4输送链轮结构示意图5.链条张紧装置的设计输送机必须要有紧链装置，在运转前要进行紧链，目的是在输送链条中得到保留规定的预紧力。输送机在条件恶劣的矿井深处，各种煤炭和矸石的碎屑随时可能在输送中蹦出来对工作人员造成损伤，严重威胁到了作业人员的生命安全以及国家的财产安全。如果不安装紧链装置，刮板链在运行的过程中没有时刻保持紧绷状态，出现链条在输送机中松动的情况，就会造成各种碎石和煤炭碎屑等固体颗粒物的倾泻，不仅消耗了机器的功率，如果砸到工作人员，那后果也是可想而知。因此，安装紧链装置就显得尤为重要。输送机的紧链装置原理与履带行走机构的原理大致相同，同样都是用一个活动油缸来对预紧力的控制。预紧力是输送链的重要参数，预紧力太小时，松弛的链条会堆积在机头链轮下，导致跳链或别卡；预紧力太大时，会加速链轮、链条、刮板和链道的磨损，也将导致输送机驱动功率的增加。所以保持链条的正确预紧力也是非常重要的，可以确保输送机无故障运行，延长链条、链轮和其他输送机组件的使用寿命，使机体高效稳定且安全地运转，大大增加了输送机的工作效率。本设计机载短距离刮板输送机只在机头部安装驱动装置，跟据虎克定律推导得出链条预紧力计算公式：F预紧力T：T=2F+盲轴的设计及功能盲轴组件是装在机头架不装减速器的一侧，作用是与减速器出轴共同支撑链轮，主要用于机头部分支撑链轮的一种装置，确保输送机链轮能够一直保持正常状态的条件下稳定运行。图2.4.6-6盲轴示意图输送机最终设计结构图随着煤矿设备的不断发展与创新，作为一种配套物料输送设备，机载短距离刮板输送机已在煤矿井下设备中得到了广泛应用，但结构形式因主机的要求而各不相同。应本机的要求，输送机结构示意图如下：图2.4.6-7机载短距离刮板输送机结构示意图2.4.7减速器的设计与校核1.传动系统的初步确定图2.4.7-1减速器传动简图2.总传递比的计算与分配n1n4代入计算公式可得：i=按一定比例计算分配传递比：i=i1i2i33.传动系统的相关数据计算减速器内存在四根轴，从高速到低速分别命名为1轴，2轴，3轴，4轴。从高速轴到低速轴的转速计算：n1=912n2=nn3=nn4=从高速轴到低速轴的功率计算：P1P2P3P4从高速轴到低速轴的扭矩计算：T1T2T3T4一级锥齿轮的设计与校核已知T1=39.1N∙m；i1=2.2.齿轮材料的材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：小齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火回火，齿面硬度取58～62HRC,σb=1079N/mm2,σ大齿轮材料为20CrMnTi，渗碳淬火回火，齿面硬度取58～62HRC,σb=1079N/mm2,σ齿轮精度等级为7级。齿数比u=12/27；.初估小齿轮直径d1并获得初估FdF.齿面接触疲劳强度的设计计算：查表得使用系数K初步估计速度V=0.13×10计算V∙Z1100=2.37×将齿轮关于两端的支撑设计为对称分布，查表得齿宽系数ψd=bd1计算KAFt1由b/d1载荷影响系数K=K查表得材料弹性系数ZE重合度影响系数取Zε节点接触的几何影响系数ZH查表取20CrMnTi的接触疲劳极限应力σH小齿轮的应力循环次数N1=60n大齿轮的应力循环次数N2=60n小齿轮的齿面工作硬化系数ZW1大齿轮的齿面工作硬化系数ZW设齿轮传动为高可靠度，查表得接触疲劳强度的最小安全系数SH查表得小齿轮的许用接触应力σH1查表得小齿轮的许用接触应力σH查表得直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度对应的分度圆直径d1d==55.2mm由d1=mz1得模数m=d1/z1=55/12=4.6mm，由表查取标准模数.齿根弯曲疲劳强度的校核计算查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS小齿轮的齿顶圆压力角αa1大齿轮的齿顶圆压力角αa2齿轮的端面重合度εα=[N1=4.26×10N2=1.627查表取20CrMnTi的弯曲疲劳极限应力σF由模数m=5mm查表得尺寸效应系数查表取高可靠度时弯曲疲劳强度的最小安全系数SF小齿轮的许用弯曲应力σF1大齿轮的许用弯曲应力σFYFa1Y由上式的弯曲疲劳强度足够。为此d1=mz分度圆上的线速度V=(2n1π/60)(二级直齿圆柱齿轮的设计与校核已知T2=79.9N∙m；i.齿轮材料的材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：小齿轮材料为40MnB，调质处理，齿面硬度取240～285HRC,σb=735N/mm2,大齿轮材料为35SiMnMo，调质处理，齿面硬度取220～270HRC,σb=686N/mm2,齿轮精度等级为7级。齿数比u=14/44；.初估小齿轮直径d1并获得初估FdF.齿面接触疲劳强度的设计计算：查表得使用系数K初步估计速度V=0.13×10计算V∙Z1100=2.37×将齿轮关于两端的支撑设计为对称分布，查表得齿宽系数ψd=bd1计算KAFt1/由b/d1载荷影响系数K=K查表得材料弹性系数ZE重合度影响系数取Zε节点接触的几何影响系数ZH查表取20CrMnTi的接触疲劳极限应力σH小齿轮的应力循环次数N1=60n大齿轮的应力循环次数N2=60n小齿轮的齿面工作硬化系数ZW1大齿轮的齿面工作硬化系数ZW设齿轮传动为高可靠度，查表得接触疲劳强度的最小安全系数SH查表得小齿轮的许用接触应力σH1查表得小齿轮的许用接触应力σH查表得直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度对应的分度圆直径d1d==由d1=mz1得模数m=d1/z1=68/14=4.8mm，由表查取标准模数.齿根弯曲疲劳强度的校核计算查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS小齿轮的齿顶圆压力角αa1大齿轮的齿顶圆压力角αa2齿轮的端面重合度εα=[N1=4.26×10N2=1.627查表取20CrMnTi的弯曲疲劳极限应力σF由模数m=5mm查表得尺寸效应系数查表取高可靠度时弯曲疲劳强度的最小安全系数SF小齿轮的许用弯曲应力σF1大齿轮的许用弯曲应力σFYFa1Y由上式的弯曲疲劳强度足够。为此d1=mz分度圆上的线速度V=(2n1π/60)(F.三级直齿圆柱齿轮的设计与校核已知T3=232.9N∙m；i.齿轮材料的材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：小齿轮材料为40MnB，调质处理，齿面硬度取240～285HRC,σb=735N/mm2,大齿轮材料为35SiMnMo，调质处理，齿面硬度取220～270HRC,σb=686N/mm2,齿轮精度等级为7级。齿数比u=15/45；.初估小齿轮直径d1并获得初估FdF.齿面接触疲劳强度的设计计算：查表得使用系数K初步估计速度V=0.13×10计算V∙Z1100=2.37×将齿轮关于两端的支撑设计为对称分布，查表得齿宽系数ψd=bd1计算KAFt1由b/d1载荷影响系数K=K查表得材料弹性系数ZE重合度影响系数取Zε节点接触的几何影响系数ZH查表取20CrMnTi的接触疲劳极限应力σH小齿轮的应力循环次数N1=60n大齿轮的应力循环次数N2=60n小齿轮的齿面工作硬化系数ZW1大齿轮的齿面工作硬化系数ZW设齿轮传动为高可靠度，查表得接触疲劳强度的最小安全系数SH查表得小齿轮的许用接触应力σH1查表得小齿轮的许用接触应力σH查表得直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度对应的分度圆直径d1d==由d1=mz1得模数m=d1/z1=86/15=5.7mm，由表查取标准模数.齿根弯曲疲劳强度的校核计算查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS查表得小齿轮的齿形系数YF查表得小齿轮的应力集中系数YS小齿轮的齿顶圆压力角αa1大齿轮的齿顶圆压力角αa2齿轮的端面重合度εα=[N1=4.26×10N2=1.627查表取20CrMnTi的弯曲疲劳极限应力σF由模数m=5mm查表得尺寸效应系数查表取高可靠度时弯曲疲劳强度的最小安全系数SF小齿轮的许用弯曲应力σF1大齿轮的许用弯曲应力σFYFa1Y由上式的弯曲疲劳强度足够。为此d1=mz分度圆上的线速度V=(2n1π/60)(4.减速器齿轮的几何参数小齿轮大齿轮模数/mm55第一级齿数1227直齿锥齿轮传动分度圆直径/mm60135齿顶圆直径/mm70145齿根圆直径/mm47.5122.5模数/mm55第二级齿数1442直齿圆柱齿轮传分度圆直径/mm70210动齿顶圆直径/mm80220齿根圆直径/mm57.5197.5模数/mm66第三级齿数1545直齿圆柱齿轮传分度圆直径/mm90270动齿顶圆直径/mm100280齿根圆直径/mm77.5257.52.5多功能巷道修复机工作臂的设计2.5.1工作臂结构以及基本工作原理多功能巷道修复机工作臂的组成由动臂、挖斗、挖斗杆、破碎锥以及油缸等组件组成。WPZ-45/600L型巷道修复机的工作臂除了上边所述的组件还在在末端装有回转机构，可以实现工作臂在垂直方向上的360度回转，回转座的两侧装有摆动油缸，这两个摆动油缸可以使工作臂在水平方向上左右摆动50度。工作臂通过各个机构的油缸及回转装置加上回转减速器可以实现全方位的挖装、破碎。如下图所示：图2.5.1-1WPZ-45/600L巷道修复机工作臂结构图本机的设计参考WPZ-45/600L型巷道修复机的工作臂对本机的工作机构工作臂进行设计。去掉了结构复杂的末端回转机构以及水平放置的摆动油缸，在工作臂的末端加上一个左右摆动120度大范围的左右摆动的油缸，再通过机体的位移，也可以实现巷道断面全方位的破碎和挖装功能，并且结构更为简单，造假更为低廉，再加上强度韧性方面也不必考虑繁琐的回转机构而变得更加安全可靠，所以个人认为本工作臂设计虽比不上WPZ-45/600L型巷道修复机工作臂工作起来那么方便，但是却是有过之而无不足。如下图所示：图2.5.1-2本机工作臂设计结构示意图工作臂的工作原理是：在巷道修复机驶入煤矿巷道时，遇到有崩塌的巷道用挖斗将碎石以及煤渣铲入修复机的装载部输送机运出，在遇到有大块岩石时，可将挖斗通过油缸缩回，通过破碎锥的震动，将大块的岩石破碎，再通过油缸伸出挖斗，将已经破碎了的岩石装至铲板通过装载部输送机运出。在工作时，破碎锤的受力较大，因此挖斗杆的强度要求较高，并且在工作中，各个结构件冲击振动比较严重，还需要提高结构的刚性。2.5.2修复机工作臂油缸的选型计算根据题目给的煤层断面尺寸范围，确定出工作臂最大挖掘破碎高度为3.5m，扒装宽度为4m，扒装距离1.5-3.5m，根据工作臂的工作范围，其油缸的选型及行程参数如下表所示：项目动臂油缸挖斗杆油缸挖斗油缸摆动油缸油缸行程230mm310mm155mm245mm安装距离540mm620mm510mm520mm油缸型号HSG90/63HSG90/63HSG80/45HSG80/45由于油缸耳板铰接点的位置与工作臂的中心位置不同，油缸提供的有效推力与