掘进机截割头设计

掘进机截割头设计煤矿掘进是煤炭生产和建设的基础工程。近年来，我国煤矿掘进机械化得到了迅速的发展，装备水平也有很大的提高，在自主创新能力上也有长足的进步。煤炭工业是我国国民经济的重要支柱产业。在未来50年内，煤炭仍是重要的能源和战略物质，具有不可替代性，是国民经济和社会发展的保证。随着国民经济的快速发展，以及国加入WTO后，煤炭工业现代化的步伐也在加快。目前，国内掘进机发展水平相对落后，巷道掘进成为煤矿发展的一个瓶颈，制约着煤炭工业的发展。各国初期研制的悬臂式掘进机都是以煤炭为作业对象，机重在13-17吨之间、切割功率在30KW左右的轻型机，代表机型是前苏联的ЛК-3型掘进机。中期产品重要是用于切割煤系地层中的各种煤岩的中型掘进机，机重在25吨左右、切割功率50-100KW，可切岩石硬度系数f6，如英国的MKA-2400型、奥地利的AM-50型、日本的S100型等。近期产品重要是以煤系地层中的中硬度岩石为作业对象的重型机，一般机重40-80吨、切割功率150-200KW、可切岩石硬度系数f8，如英国的LH-1300型、奥地利的AM-75型、日本的S200M型掘进机等。我国的掘进机技术开发工作始于1965年，最初是仿前苏联的ЛК-3型掘进机，1979年后，先后从日本、奥地利、英国、美国、西德、原苏联、匈牙利引进了多种型号的掘进机，通过引进日本MRH-5100-41型、奥地利AM-50等型掘进机的制造技术和先进加工设备，并进行技术转化，到1989年终，我国已自行研制成功了AM50、ELM-55、EMIA-30、EL-90、5100等6种8个型号的掘进机，使我国中小型掘进机不再依赖进口。此后，我国又开始了重型掘进机技术开发和研制工作。1999年，煤科总院太原分院开发出了EBJ-160型掘进机，2023年，佳木斯煤机厂又完毕了从日本引进S200M型掘进机的消化吸取、国产化任务。通过几代人的不懈努力，截止到目前为止，我国掘进机的开发研究在轻型及中重型上己其本达成国际先进水平，但在重型掘进机的研究上，与一些发达国家的产品还存在着一定的差距。1设计规定及目的设计用途：设计符合规定的纵轴式悬臂掘进机与截割部设计。

基本规定：1)最大掘高4.5m；2)最大掘宽5.6m；3)巷道坡度±16°；4)机高M小于2M，机重大于45；5)可以在煤层、半煤层下施工，切割煤岩最大单向抗压强度可达100Mpa，可切割性能指标合用切割煤岩硬度，普氏系数f小于等于8，岩石的研磨系数小于等于Mg15。2总体方案设计悬臂式掘进机重要由截割、行走、装运、装载四大机构和液压、水路、电气三大系统组成，并通过主体部将各执行机构有机的组合于一体。总体方案设计重要是进行掘进机的选型和总体参数的拟定。2.1机型的选定及重要部件的结构形式的拟定2.1.1机型的选定掘进机的发展方向是定型化、系列化、并向“大断面”、“高硬度”发展，掘进机的性能、外形、结构和重量应能很好地适应煤岩的性质和巷道的尺寸。根据任务书的规定，按行业标准MT138～1995《悬臂式掘进机的型式与参数》，MT238.3-2023《悬臂式掘进机|第3部分|通用技术条件》选定机型类别。要考虑的掘进机用途有：煤矿井下巷道的掘进、其他行业的工程作业，要考虑掘进机的工作条件：切割煤层巷、半煤层巷，煤岩的单向抗压强度(或普氏系数f值)及岩石的腐蚀系数。特轻、轻型掘进机以掘进煤巷为主，它的特点应突出经济、灵活、方便，在截割巷道断面尺寸方面有较大的适应性。中型掘进机以掘进半煤岩巷道为主，在截割岩石硬度方面适应性较强，但机器设计不宜过于笨重和庞大，在使用时有较大的覆盖面。重型掘进机是具有更高切割能力的掘进机，应用范围更加广泛。根据设计的规定和目的，机型选择重型。基本参数应当符合表格的规定。表2-1掘进机型式的基本参数[6]Tab.2-1Tableofthebasicparametersofroadheadermodels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MPa生产能力煤，0.60.8———煤夹矸，0.350.40.50.60.6切割机构功率kW90～200适应工作最大坡度(绝对值)不小于(°)可掘巷道断面㎡5～126～167～208～2810～32机重(不涉及转载机)t2.1.2各部件的结构型式的拟定2.1.2.1切割机构切割机构重要由切割头，水冷电动机，减速器，伸缩机构和回转台等组成，具有破碎煤岩功能的机构。(1)切割头的选择切割头装有截齿，用语破碎煤岩的部件。切割头重要由截割头体、齿座、螺旋叶片、截齿、喷嘴及筋板等构成；螺旋叶片焊在切割头体上，沿螺旋线并按截线间距排列齿座和截齿。纵轴式掘进机切割头的形状通常有圆柱形、圆锥形、圆锥圆柱形几种。圆锥形切割头有助于钻进工作面，也能保证切割出来的巷道表面较平整，保证巷道坡度，也不会给支护工作带来麻烦[5]。所以选择圆锥形切割头。(2)切割电动机切割电机为外水冷式，且机体为焊接结构，前端与行星减速器相联，后端联接回转台。电机输出力矩，通过花键套传递给减速器，再由花键套传到主轴，主轴通过内花套键与截割头相联，把力(矩)传递到割头上，截割头以此方式进行工作。切割电机的选择在根据工作条件选取，并且应当符合行业标准MT477-1996《YBU系列掘进机用隔爆型三相异步电动机》。(3)行星减速器重要由箱体、减速齿轮、二级行星轮架、输入、输出轴构成。太阳轮与行星轮相啮合，此行星轮通过两个轴承装在星轮轴上，两端装有孔用弹性挡圈，星轮装在第一级行星架相应的轴孔内，内轮与箱体组成一体并与行星轮啮合带动第一级行星架，实现第一级减速[7]。第二级的太阳轮与第一级行星架为渐开县花键联结，太阳轮与第二行星轮啮合，此行星轮装在第二级的轮轴，此轮轴装在第二级行星架相应轴孔内。这里内轮与减速器壳体组成一体与行星轮啮合，此星轮不仅自转还绕太阳轮公转，从而实现第二级减速器。图2-1EBZ200E掘进机的截割部行星减速器结构Fig.2-1EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.Ltd.(4)伸缩机构伸缩机构有内伸缩式和外伸缩式。内伸缩式结构紧凑、尺寸小、伸缩灵活方便，因此采用内伸缩式。伸缩机构由保护筒，伸缩内、外筒，花键套，密封座，主轴，轴承，隔套，旋转密封、油封等构成。位于截割头和二级行星减速器之间，通过花键联接使主轴旋转运动，带动截割头旋转，通过油缸伸缩带动伸缩部实现伸缩[5]。图2-2悬臂伸缩原理图Fig.2-2Thefigofthecantileverflex(a)外伸缩式(b)内伸缩式1悬臂；2减速器；3电动机；4伸缩油缸；5滑架；6花键主轴；7内套；8联轴器；9外套(5)回转台的设计规定[5]1)回转装置反映在切割头上的回转力和回转速度要满足切割工作规定；2)回转台要可以承受机器工作时的各种载荷反力的作用，要有足够的刚度；3)与悬臂配合，所具有的回转角度要满足掘进端面的规定；4)结构紧凑、运转平稳，工作可靠。同时回转台的设计要符合中国煤炭行业标MT475-1996《悬臂式掘进机回转支承型式基本参数和技术规定》。2.1.2.2装运机构装载机构机构由铲板部分与中间刮板输送机等组成。由2台液压马达，直接驱动链轮，带动刮板链组实现物料运送[5]。(1)铲板部铲板部分由耙装部、减速器、耙爪等组成。装载部实现采掘下煤矿等接受采集，通过中间输送机，把煤矿输送到后续的输送带上。铲板部有双环形刮板链式，螺旋式装载式，蟹爪式装载式，星轮式等。由于星轮式装载式结构简朴，工作可靠，外尺寸小，因此选星轮式装载方式[8]。耙装部机构采用弧形三齿星轮式，有左右两个，对称布置。(2)中间刮板运送机输送机构，采用刮板链式输送机，一般由机尾向机头方向倾斜向上布置。输送机构由以机头轴为积极轴时，由设立在机头的液压马达或电机，通过减速器装置驱动机头轴运转。这样机构复杂。可以设立机尾为积极轴，由设立在机尾的驱动装置，带动刮板链式输送机工作，简化结构。采用双边链运送型式，底板呈直线形，保证运送顺畅，提高溜槽及刮板使用寿命。采用两个液压马达直接驱动链轮，带动刮板链组实现物料运送。可以适当提高龙门，减少一运运送过程中大块物料卡阻[9]。2.1.2.3转载机转载机大多采用胶带输送机的形式。胶带转载机构的传动方式有三种[5]，1、由油马达直接或通过减速器驱动机尾积极卷筒；2、有电动卷筒驱动积极卷筒旋转。3、有电动机通过减速器驱动积极卷筒旋转。为了实现巷道掘进机胶带转运机构卸载端上下调高和左右摆动，以使运转的煤岩可以准确地卸如矿车或转载机中，可以在转运机构的机尾安装在掘进机尾部的回转台托架上，通过人力或者回转油缸，使整个转运机构的机尾绕回转台中心摆动一定的角度。这样输送机转座与掘进机体主机架相连接，转座可以围绕立轴左右、上下摆动左右。设立由一台水平油缸推动。装载机后架的下部装1个升降油缸，起支撑转载机的作用，也用来调节转载机的卸载高度。2.1.2.4行走机构实现形式及驱动方式行走机构有迈步式、导轨式和履带式等几种。履带式行走机构可在底板不平或者松软的条件下工作，不需要修路等，牵引力大，机动性能好，工作可靠，调动灵活和对底板适应性好等特点[10]。采用履带式行走机构。履带式行走机构的驱动方式有两种：电动机和液压马达。由于液压回路的种种优点，选取液压马达驱动。2.1.2.5冷却喷雾系统通常掘进机的除尘方式分为喷雾式和抽出式两种。采用喷雾式除尘，用喷嘴把具有一定压力的水高度扩散，使其雾化，使粉尘附在雾状水粒表面沉淀下来，以达成灭尘效果。采用内喷雾形式，在切割头上装设喷嘴，对着截齿喷射[9]。2.1.2.6电控系统电控系统涉及动力部分、控制部分和检测部分，电控系统必须按照煤矿井下防爆规定设计、制造、检测，必须符合GB3836-2023标准中的有关规定和规定。为了提高掘进机在作业时的安全性，操作的灵活性以及机械传动部分的故障诊断及监控功能，从实用角度考虑，装设必要的离机遥控装置、测控压力、温度、液位及关键部位的故障诊断装置[11]。2.2总体参数拟定根据以上设计思想及设计结果进行掘进机的总体参数拟定。掘进机的总体参数，是指重要性能参数。它表达了掘进机特性的指标。掘进机的总体参数有：机重、外形尺寸、可掘断面、生产率、截深、摆动速度、切割力等[5]。2.2.1机器外形尺寸根据掘进机工作环境和规定，考虑到巷道的断面和空间约束，机器高度越低越好，同时要满足行业标准，一般小断面掘进高度在1.7m以下，大断面掘进机应低于2m。中、重型机高度1.6～2m，特轻型、轻型机高度1.4～1.6m。机器固定部分的长度控制在7m左右。机长的推荐值为：轻型机长m，中型机长m，重型机长m，相应的宽度分别为，，[12]。结合设计规定和工作情况掘进机的外形尺寸(长×宽×高)=8.7×2.8×1.8(不含转载机长度)。2.2.2重量估算整机自重是掘进机的一个重要参数。机重太轻，工作稳定性下降，摆动截割时会发生摆尾现象、截割效率下降，截齿损耗率增长；机重太重，机动性差，转向灵活性下降。一般它的自重可按2-1估算[11](2-1)式中：—截割机构功率，kW；—截割头平均截割速度，m/s；也可参照现有掘进机用类比法来拟定，机重(t)与截割功率(kW)之比为0.25～0.4。2.2.3机器可掘断面机器的规格和重量重要取却于巷道断面的大小。悬臂式掘进机掘进断面的大小，决定于悬臂的长度和回转角度。2.2.3.1悬臂的长度和回转角度的拟定根据上文的结构选择，伸缩机构类型采用内伸缩式。(1)伸缩量。伸缩量要大于或等于截深，考虑伸缩部的结构和机器工作的稳定性，悬臂伸缩量一般为500~600mm[5]，选取550mm。(2)悬臂长度和摆角一般情况下，巷道的形状和规格拟定后，按照巷道和最大高度和上下宽度，结合垂直摆动的中心高度，可以初步拟定悬臂的长度和摆角。最大掘高4.5m，上摆角，下摆角，取水平摆角=。由几何关系可以得出，在最大掘宽5.6m下，悬臂长为：(2-2)即悬臂长为3950mm(为垂直回转中心至水平回转中心的距离，取650mm)。回转中心高：(2-3)(2-4)即mm尽量减少重心，取H=1600mm。根据几何关系拟定上摆角和下摆角。既上摆角，下摆角。2.2.3.2机器可掘断面参数的拟定[5]最大宽度(当悬臂在水平位置摆动时)：(2-5)，，，；上部宽度(当悬臂在上极限位置左右摆动时)：(2-6)，下部宽度(当悬臂在下部位置左右摆动时)：(2-7)，上摆高度：(2-8)下摆高度：(2-9)卧底深度：(2-10)，巷道高度：(2-11)可掘最大断面：(2-12)上式中：—切割头前端至垂直回转中心的距离；—垂直回转中心至水平回转中心的距离；—水平回转时，悬臂的摆角；—垂直回转的上摆角；—截割到巷道底面时，垂直回转的下摆角；—卧底时，悬臂垂直回转的最大下摆角，可根据卧底深度来定，一般可取mm，这里取200mm。2.2.4截割机构技术参数的初步拟定2.2.4.1截割头转速及其功率的初步拟定掘进机的动力源都采用交流电动机。截割机构功率大小，在实际设计中一般采用类比法，再结合掘进机的一些个性因素及经验来拟定。截齿必须具有的一定的截割速度和足够的截割力，才干实现对煤岩的有效破碎。显然在一定的功率下，适当减少截割速度(或转速)，将使截割力矩和截割力相应增长，有助于截割较硬的煤岩。同时，还可以减少截割头上的动载荷，减少截齿的磨损和粉尘。通常，在煤和软岩中，可取，截割头转速为30~100。对于中硬岩，可选，对于砂岩和石灰岩，平均截割速度=0.6~0.8，最高=0.9~1，截割头转速为20~40[11]。目前市场上绝大多数掘进双速掘进机的截割速度为23r/min和46r/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，所以本次设计的岩巷掘进机截割转速也设定为46r/min。结合行业标准MT477-1996YBU系列掘进机用隔爆型三相异步电动机选择，拟定截割功率为200kW。2.2.4.2切割头的有关参数的拟定[5](1)切割头长度切割头长度的大小影响工作循环时间，它的选择还与煤岩性质有关。纵轴式掘进机切割头长度应略大于截深。目前，纵轴式掘进机切割头的长度一般为500~700mm。大功率的掘进机可以在1000mm左右。根据设计规定，拟定本掘进机为中型掘进机，选择切割头的长度为780mm。(2)切割头直径切割头直径影响切割力和工作循环时间。当切割头的功率和转速一定期，切割头的直径将决定切割头的切向切割力。切割头直径过大，将使切向切割力减少，假如切割力小于切割阻力，就不能完毕切割任务。目前，纵轴式掘进机切割头的直径一般为600~900mm。大功率的掘进机可以在1000mm以上。这里选择切割头的平均直径为800mm。(3)切割头锥角对于纵轴式掘进机的圆锥形切割头，为了获得比较平整的巷道顶、底板或者侧壁，还应结合悬臂长度、回转中心的位置来拟定切割头的锥角。设切割头的半锥角为，悬臂水平摆角为，上下摆角分别为、。按几何关系，要保证巷道的顶、底板、侧壁平整，应使。显然对于拟定的掘进机，其切割头的半锥角是定值。掘进机的水平摆角通常为。这样锥形切割头的锥角拟定在之间。本掘进机设计结协议类掘进机运用情况，选取。(4)螺旋头数和升角螺旋头数一般为两头和三头。这里选择两头旋转叶片。有关参数在结构设计中拟定。(5)切割速度和摆角速度截割功率一定期，切割速度决定切割力矩和切割力的大小。切割力矩为：(2-13)平均切割力：(2-14)平均单齿切割力：(2-15)式中：—为切割头平均直径，m；—为切割头转速，r/min；—为切割力矩，—平均切割力，N；—平均单齿切割力，N；—同时工作齿数，可取总齿数的一半。悬臂式掘进机所能达成的最大截割能力总是与其截齿的截割速度有关。截割速度的选取一般取决于被截割岩石的特性，在1～5m/s之间选取。对研磨性的硬岩石，最大截割速度要受到截齿磨损的限制。例如，截割石英含量为30%～40%，抗压强度为100～120MPa的砂岩时，最佳的截割速度为1.5～2m/s。对易于截割的岩石(例如白垩和煤)，最大截割速度会受到粉尘浓度的限制。对煤炭一般选用4～5m/s。根据本设计规定，拟定截割速度2.0m/s。考虑到掘进机对煤岩特性应具有一定的适应范围，通常在较软的半煤岩中，可以选合理的工作摆动速度，在较硬的半煤岩中可以取，对于中硬煤岩石，摆动速度不宜过大，取[11]。根据本设计规定，拟定摆动速度为1.4。(6)最大扭矩最大扭矩的拟定公式为：(2-16)式中：—切割最大扭矩；—切割硬度f=6的岩石时候，切割头平均扭矩。，；式中：—切割头平均直径，m；—切割头长度，m；—当量载荷因数。具体数据在结构设计中拟定。(7)牵引力切割头回转时，必须具有足够的的牵引力，以便切割头在摆动方向能有效地切入煤壁，保证切割工作的正常进行。切割头平均直径处牵引力为牵引力一般为30~60kN[5]。具体参数在结构设计中拟定。2.2.4.3电动机的选择悬臂式掘进机切割头功率一般在=30~200kW之间，差别比较大。切割电机功率估算公式为：，(2-17)式中：—切割头每秒转数；—为工作机构传动效率，可以取0.8；—作用在切割头旋转轴的切割阻力矩，，通过如下式子计算：式中：—作用在一个齿上的切割阻力，N；—每条截线上的齿数；—切割头上的总截线条数；—切割头平均直径，m。根据行业标准MT477-1996YBU系列掘进机用隔爆型三相异步电动机选择，拟定截割功率为200kw，额定电压AC1140/660V，转速1500rpm表2-2电动机的基本参数[13]Tab.2-2Thebasicparametersofmotorforms功率/kW效率/%功率因数/堵转转矩堵转电流最小转矩最大转矩冷却水流量/额定转矩额定电流额定转矩额定转矩200920.852.06.51.22.61.3图2-3EBZ200E掘进机的截割电机外形[14]Fig.2-3EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.Ltd.2.2.4.4回转台的布置及参数拟定切割臂的上升、下降和左右回转台由装在其上的各油缸来实现。回转台重要由回转油缸、回转座、连接臂、回转架、升降油缸等部件构成。回转座上装有交叉轴承，即可承受径向载荷，又可以承受轴向载荷。连接臂的左端用螺栓与切割臂固定在一起。工作时，切割臂随连接臂助于升降油缸可以在垂直方向上升和下降足够的角度；切割臂随回转台油缸可以在水平方向左右各摆动33°。回转台中心高在1600mm。回转台直径取1600mm根据煤炭行业标准MT475-1996《悬臂式掘进机回转支承型式基本参数和技术规定》，选取回转支承结构型式为01系列——单排四点接触球式。具体尺寸在结构设计中拟定。2.2.5装运机构参数拟定耙装部机构采用弧形三齿星轮式，有左右两个，对称布置。装载机构耙爪的转速一般为25～48r/min[11]，原动机为2台液压马达，工作时交错耙抓。转速取28r/min。铲煤板的倾斜角一般为，它的宽度应当比履带外宽敞0.6～1.2m，下降最低位置不应小于卧底深度，上升最大高度应到达350～400mm。根据上文拟定的原则，输送机形式：边双链刮板式，刮板链规格：18×64圆环链，输送机槽宽：500mm，龙门高度：360mm。图2-4EBZ200E掘进机的双边刮板输送机[14]Fig.2-4EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.,Ltd.2.2.6行走履带技术参数的拟定与连接行走履带技术参数的拟定要符合煤炭行业标准MT/T577-1996《悬臂式掘进机履带机构型式与参数》的规定。2.2.6.1行走履带驱动方式及系统参数的拟定履带机构驱动装置所需要的最小功率应能满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡、转弯等工况的规定；最大功率应小于在水平路面履带打滑时的功率。履带机构驱动装置为液压马达。液压系统马达回路额定压力应符合下表的规定：表2-3液压系统回路额定压力系列[15]Tab.2-3Tableofhydraulicpressuresystemcircuitratedseries6.310.012.516.020.025.0单位：Mpa结合目前我们同类同功率型号的掘进机，做类比，我们选择液压回路额定压力16.0MPa。2.2.6.2履带的接地长度、行驶宽度和履带宽度的拟定[5]这些参数取决于地面的允许比压、转向性能、坡度横向的稳定性等。行驶宽度按略小：(2-18)(2-19)履带机构履带板宽度：表2-4履带板宽度系列[15]Tab.2-4Tableofthewidthofcrawlermechanismseries250300370400450500520550600650单位：mm结合煤炭行业标准MT/T577-1996《悬臂式掘进机履带机构型式与参数》的规定(如表)，取履带板宽度：450mm，行驶宽度2800mm，履带接地长度3300mm。2.2.6.3驱动轮直径采用后轮驱动，掘进机使用重量为(kg)，则驱动轮直径(mm)经验公式：[5](2-20)取=1100kg，=460mm2.2.6.4履带节距缩小履带节距(mm)可以减少行驶速度的不均匀性；增大节距，可以改善接地比压的分布。一般取节距，(kg)为转载机的有效重量[16]。取节距=120mm。2.2.6.5履带机构公称接地比压的计算与拟定公称接地比压由下式计算：[17](2-21)式中：—公称接地比压，MPa；—履带机构所属掘进机的重量，N；—单边履带机构的履带链宽度，mm；—单边履带机构的接地长度，mm。履带机构的公称接地比压为0.14MPa。2.2.6.6履带机构的行走速度一般设计有工作和调动两种速度。工作速度一般为2～5m/min，调动速度一般为10～15m/min[18]。能实现快速调动和慢速作业的需要，行走机构用液压马达驱动，实现0～10m/min的无级调速。工作速度为0～5m/min。2.2.6.7履带传动的连接方式与履带机构张紧结构型式有滑动和滚动两种连接方式，滑动式结构简朴，内阻较大，对特轻型、轻型、中型掘进机推荐采用滑动式结构型式。滚动式运营阻力较小，履带架底部与履带链相接接触面磨损小。重型和特重型掘进机推荐采用这种结构形式。在履带架底部装设的支重轮，每个承载力应不小于机重的50%，间距一般为履带板节距的1.5倍[19]。履带机构张紧行程应大于履带链节距的一半。具体参数在结构设计中拟定。2.2.7喷雾系统的参数外喷雾系统，喷嘴设立在截割机构悬臂的前端，水压为1.5MPa。内喷雾系统的喷嘴装置设在截割头截齿座的后面。内喷雾系统的压力不低于4MPa。对截割硬岩石的情况下，应适当提高水压和水量。同时内外喷雾系统总水量不得超过掘进机实际生产能力的6～8%，否则导致工作面煤泥积水现象[18]。2.2.8生产率掘进机的生产率涉及截割生产率、装载生产率和运送生产率，它们之间存在一定的关系。(1)截割生产率截割生产率即机器的生产率，它又分为理论生产率、技术生产率和实际生产率。掘进机的理论生产率为[20]：(2-22)或者式中：—掘进机理论生产率，；—掘进机理论生产率，；—煤岩松散系数，一般取=1.5；—截割头的横截面积，㎡；—截割头横向摆动速度，；—煤岩的容重，。技术生产率是指掘进机在给定条件下连续工作一小时获得的最大生产率，可按下式拟定：(2-23)或若用进尺速度表达，则为：(2-24)式中：—技术生产率，；—技术生产率，；—进尺速度，m/h；—截割头沿工作面移动所破碎煤岩的厚度，m；—截割头截入工作面的深度，m；—巷道的毛断面积，㎡；—掘进机工作不连续系数，即掘进机纯截割时间与总循环时间的比值。式中：—因更换截齿或掘进调动等因素使掘进机停歇的时间，min；—可靠性系数，一般取K=0.9～0.8；—每个工作循环的工作机构行程，m，可按下式拟定：式中：—巷道顶宽，m；—巷道底宽，m；—截割头直径，m；—巷道高度，m；实际生产率是指掘进机在一般工作时间内的实际平均生产率。要考虑司机操纵机器和工作面实际情况导致的一些不可避免的时间损失等。(2)中间输送机生产率中间输送机的最大生产能力为：(2-25)式中：—生产率，；—装满系数。依使用条件，如输送机倾角、煤岩硬度、块度、温度及溜槽结构定，一般取=0.95～0.9；—链速，；—输送机断面，㎡，由下式拟定：式中：—输送机槽宽，m；—输送机有效高度，m；—货载堆积角，即高于槽帮煤岩的安息角。。(3)装载机生产率胶带式装载机的输送能力按下式计算：(2-26)式中：—胶带输送能力，；K—断面系数；—带速，；C—倾角系数；B—带宽，m；掘进机的设计以截割生产率为依据，而装载、输送、装载的生产能力应稍高于截割生产率，要满足以下关系：(2-27)过高或过低都会影响设备的协调工作。本掘进机设定的装载效率为230，在做结构设计的时候以此为依据，所以装载机的效率可以是230。由此满足式(2-27)，掘进机工作协调。2.3掘进机的传动系统根据上文的设计和选型，拟定的掘进机的传动系统图如下：图2-5掘进机的传动系统Fig.2-5Thedrivesystemofroadheader1—内齿轮2—中心轮3—二级中心轮4—行星轮5—电动机6、7—圆锥齿轮8—链轮9—链轮轴10—内齿轮11—二级行星减速机12—齿轮13—油马达14—齿轮15—齿圈16—油马达17、18—涡轮蜗杆19—星轮2.4总体布置图图2-6掘进机的总体布置图Fig.2-6Theoveralllayoutofroadheader1—切割部；2—装载部；3—行走部；4—液压系统；5—电气系统；6—转载部；7—喷雾系统2.5总体参数总结根据设计的规定和目的，进行了掘进机的总体方案设计。这里拟定了本掘进机的型号为EBZ200。这里大多运用到行业标准，以及各煤炭科学研究院所的研究成果和经验公式。为了保证实用性，在参数的选取上，尽量实现优化，现把各总体参数总结如下：1)初步拟定切割电机功率

200kW

；2)截割头转速

46；3)履带行走速度

0～5/10；4)履带板宽

450mm；5)行驶宽度3000mm；6)履带接地长度3300mm；7)机

长

8.7m；8)机

宽

2.8m；9)机高

1.8m；10)最大掘高4.5m；11)最大掘宽5.6m；12)巷道坡度±16°；13)水平回转时，悬臂的摆角；14)垂直回转的上摆角；15)截割到巷道底面时，垂直回转的下摆角；16)卧底时，悬臂垂直回转的最大下摆角；17)可掘最大断面；18)悬臂长为3950mm；19)伸缩部伸缩量550mm；20)供电电源

AC1140V；3悬臂式掘进机截割机构方案设计3.1截割部的组成掘进机截割部重要由截割电动机、截割机构减速器、截割头、悬臂筒组成。见图3-1.截割部是掘进机直接截割煤岩的装置，其结构型式、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，是衡量掘进机性能的重要因素和指标。因此，工作部的设计是掘进机设计的关键。1截割头2伸缩部3截割减速机4截割电机图3-1纵轴式截割部Figure3-1Verticalaxis-typecuttingunit图3-2截割头Figure3-2Cuttinghead•3.2截割部电机及传动系统的选择切割电机的选择应根据工作条件选取，由设计规定可知，所设计的掘进机可截割硬度为小于85Mpa的中硬岩，查表2-1可知应当选取功率为200KW的截割电动机。电机动力经传动系统传向截割头进行截割，且机体为焊接结构，前端与行星减速器相联，后端联接回转台。电机输出力矩，通过花键套传递给减速器，再由花键套传到主轴，主轴通过内花套键与截割头相联，把力(矩)传递到割头上，截割头以此方式进行工作。•3.3截割头及截齿类型的选择截割头是掘进机的工作机构，重要功能是破碎和分离煤岩，是掘进机直接用来破碎煤岩的部件，是掘进机的关键部件。切割头装有截齿，用语破碎煤岩的部件。切割头重要由截割头体、齿座、螺旋叶片、截齿、喷嘴及筋板等构成；螺旋叶片焊在切割头体上，沿螺旋线并按截线间距排列齿座和截齿。纵轴式掘进机切割头的形状通常有圆柱形、圆锥形、圆锥圆柱形几种。圆锥形切割头有助于钻进工作面，也能保证切割出来的巷道表面较平整，保证巷道坡度，也不会给支护工作带来麻烦[5]。所以选择圆锥形切割头。•3.3.1截齿的设计（1）截齿类型的选择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档坚固，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，使齿尖磨损均匀，保持齿锋利利。齿柄上有环形槽，用之以卡住齿。（2）截齿排列参数的拟定①每线齿数对于较硬的煤和硬岩，通常选用毎线一齿。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，而崩落的效果极为薄弱。对于每线一齿，在排列上应使第i条截线上的截齿的圆周角与螺旋角头数和相邻截线上截齿的角度保持下列关系：。②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。对纵轴式切割头选择截线间距时，特别应考虑煤岩特性和水平摆动速度，由于截线间距在切割过程中发生变化，总之，拟定截线间距时应全面考虑煤岩性质、截割厚度、牵引速度等因素。横切割头在摆动切割时，实际截割间距随摆动速度变化，而切深保持不变。实验证明，被截下的煤岩量与截线间距和切深有关，过小的截线间距使煤岩过于粉碎，产生粉尘、单位能耗高、截割效率低。过大的间距则会在煤壁上保存棱边，也引起截割效率减少，对的的截线间距是切深的二倍，即。{h-截齿切深，m；-牵引速度或摆动速度，m/min；n-切割头转速，r/min；-一条截线上的截齿数。具体选取时可以参照下表的经验值。表3-1横切割头截割参数与矿物特性关系Table3-1therelationoftransversecuttinghead‘scuttingparametersandmineralcharacteristics矿物特性超硬材料硬材料中硬材料软材料单向抗压强度/Mpa＞8060-8030-60＜30牵引速度/（m/s）0．2-0．40．3-0．40．35-0．60．65截线距/mm40-5050-6060-10070-120③相邻镐齿间的最佳间距由式4-13知：s/d=tgs为两相邻截齿的中心距；d为直径；为断面倾斜着通过一时的计算值。时镐形截齿的圆锥角的一半。•3.3.2截齿的排列（1）截齿排列方式①顺序式。截齿是一个挨一个进行截割的，形成的截槽两边不对称，截齿两侧受力不等。此外，这种布置方式，切削断面较小。其条件是：螺旋头数与毎线齿数之比为1.②交叉式。截齿以一个间隔一个的顺序进行截割的，形成两侧接近对称的截槽，可以保证截齿两侧受力基本平衡，切屑面积大，截割比能耗低。这种排列方式有助于减少截齿的侧向和截割比能耗。其条件是：螺旋头数与毎线齿数之比为2.图3-3截齿排列方式Figure3-3pickarrangementway（2）截齿排列图图3-4截齿排列Figure3-4pickarrangement左截割头的排列为右旋，右截割头的排列为左旋。这样，在工作时割落的煤岩抛向两个截割头的中间，改善了截割时的受力情况和装载效果。（3）截齿的安装①截割角α（又叫切削角）。截割角是截齿轴线与齿尖运动轨迹的切线之间的夹角。实验表白截割角在45°-55°之间时截割阻力最小。此范围内，截齿以较好的位置锲入岩石，它对切割头很重要。大的角虽然提高切削效率，但磨损比较严重，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，容易使截齿超载，此时，截齿不仅轴线方向承受负荷，并且齿顶方向负荷较大，使进给力和切削力达成十分有效的使用效果，经德国矿冶技术有限公司实验分析，推荐最佳的截割角为46°.图3-5镐形齿的安装角度Figure3-5pickaxeshapecuttingpickinstallmentangle②倾斜角β。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，β角很小。（）。为了使刀齿能磨损均匀，保持锐利的工作状态，以便减少截割阻力，根据实践和实验表白，截齿应向截割头横摆方向偏转8°。这样，截齿的运动方向与进入岩体方向一致，也有助于截齿的自转。3.3.3掘进机截割头载荷计算当截割头的结构、几何尺寸以及截齿排列方式等都已拟定，就应当进行截割头载荷计算，这是截割头设计的重要一步。截割头的载荷大小与煤岩性质、截齿结构尺寸、截齿布置参数等因素有关，并且随位置不同而变化。这是由于截割头工作时，煤岩的破碎是不连续的，每个截齿的截割阻力成周期性变化，因此截割头上的载荷是随时间变化的。通过截割头载荷计算可以求得截割头的各载荷曲线，由此得出载荷的最大值、最小值、平均值和摆动值以及载荷的合力作用点。这种拟定截割头的载荷的方法比较科学、准确，便于对截割头的载荷和截割特性的研究。（1）切屑厚度的计算当截割头横向摆动截割时，在圆周范围内，每个截齿最大工作角度为180°。假如顺着截割头旋转轴朝工作面方向看，截齿工作半周的切屑断面成月牙形。当每条截线上有两齿时，最大切屑厚度是在同一条截线相邻二齿相继截割而形成的。当每条截线上有一齿时，这个齿的切割深度即最大切屑厚度。确切的说，最大切屑厚度是指在横向在与巷道中线垂直方向的切屑断面厚度。截割头上第i个齿的最大切屑厚度himax应按下式计算：式中vbi：第i个截齿横向摆动速度；βi：第i个截齿截割头中心线的角度；n：截割转速；m：同一条截线上截齿数。在截割头工作过程中，n和m是不变化的，βi的变化范围也不大，只有vbi有较明显的变化。在截割同一种煤岩时，靠近截割头小端处的截齿有较大的切屑厚度。3.3.4截齿受力计算掘进机截割头在正常截割状态下，截齿受到截割阻力、牵引阻力和侧向力。而具体的某个截割头的截割受力与相邻截线上的截齿排列方式有关系。当相邻两条截线上的截齿在同一个叶片上，这种截割方式为顺序式截割；当相邻两条截线上的截齿不在同一个叶片上，这种截割方式称为交叉式截割。顺序式截割，属半封闭式截割，有明显的侧向力；交叉式截割，属浅封闭式截割，截齿几乎不受侧向力。在计算瞬时载荷之前，对截齿的平均受力、截割头对旋转轴的截割阻力矩、截割电机的功率及其单位能耗等参数指标进行计算评估，与瞬时负载情况对比分析，对以后瞬时负载、功率等计算有指导意义。1.单个截齿平均截割阻力z载荷公式（3-1）镐形齿牵引阻力y公式N（3-2）镐齿承受侧向力x计算公式，N (3-3) 式中PK——岩石接触强度，单位Mpa；——截齿类型系数，镐形齿1.5，径向齿为1；——截齿几何形状影响系数，镐形齿径向齿——硬质合金刀头形状系数；——刀杆头部形状系数；——硬质合金刀头直径系数；——截齿刀部宽度影响系数， ，b是刀齿刃布宽度，单位mm；——截齿前刃面形状影响系数，前刃面是平面，取1，椭圆形或头形前刃面取0.95；——截齿截角影响系数；t——平均截线距，mm；h——平均切屑厚度，mm；——齿的后刃面磨钝后在牵引方向投影面积，mm2，径向齿取30-40mm2，切向齿取15-20mm2；2.对截割头旋转轴的截割阻力矩计算（3-4）式中z——作用在一个截齿上的截割阻力，N；——每条截线上的齿数；p——截割头上的总截线条数；——截割头平均直径，m；——截割头长度，m；——过截割头转轴的截割头纵断面面积，m2;——考虑同时截割煤的截齿个数的系数，最大取0.5；——煤岩体松裂系数，最大取1。3.截割电动机功率计算，Kw（3-5)式中——截割头每秒转数；——工作机构传动效率，可取为0.8。4.单位能耗计算 ，(3-6)式中z——截齿截割阻力；t——平均截线距，mm；h——平均切屑厚度，mm。负载和功率的初定为以后设计摆动速度和钻进速度、计算载荷提供参考依据。3.3.5瞬时载荷、力矩及功率计算1.单个截齿瞬时载荷计算截割阻力公式，N（3-7）镐形齿牵引阻力公式，N （3-8）镐齿承受侧向力计算公式，N （3-9）式中i为第i个截齿；为截齿齿尖与截割头径向截面中心连线和X轴的夹角。，mm——截齿的切削宽度，mm；由于截线距不等，所以，在计算时取截齿所在截线上下各一半，即。2.某一瞬时截割头受到的合力及合力矩计算合力及其合力矩计算方法（以横摆为例图文说明）：一方面计算各个截齿的截割阻力z和牵引阻力y，如图4-2所示。然后将z和y转化到相应截齿所在截线的平面与截割头轴线的交点处，力平移过去同时截割阻力产生了一个力矩，如图4-3所示。在各个交点处建立局部坐标系，其三个方向和质心处的坐标系方向一致，即一个轴沿截割头轴线，一个轴位于过截割头轴线并垂直于水平地面的面上，另一个轴方向便拟定，这样将转化到各个交点处的力投影到局部坐标系中，在将所有的局部坐标系的力和力矩转化到质心处的坐标系并合成为三向力和三向力矩（包具有侧向力，假如没有侧向力则只有两个方向的力和三向力矩）。图3-6截齿瞬时负荷图Figure3-6thepictureofthechargesentence图3-7截齿力矩转化图Figure3-6momentalofthegare（1）单齿上的载荷，如图3-7—Zi、Yi。（2）局部坐标系上的力和力矩；（3-10）；（3-11） （3-12）式中——截割头转动的角速度，rad/s；——在时刻，第i个截线上的工作截齿在截割头圆周方向的角度，rad；——第i个齿的径向距离的二倍（即直径）；（3）截割头质心上的三向力和三向力矩计算在t时刻，截割头受到的瞬时三向力为： ，； （3-13），； （3-14）在t时刻，截割头受到的瞬时三向力矩为：,； （3-15），； （3-16）,； （3-17）注意：Li有正负之分，靠近截割头头部的为正值，靠近端面的为负值。3.求功率、均值、方差和波动系数功率：，Kw （3-18）均值： （3-19）均方差:（3-20）波动系数：波动系数是用来衡量载荷波动平稳情况，波动系数越小说明载荷越平稳，掘进机受力情况越好；反之掘进机受力情况相对恶劣。当载荷波动系数很大时说明截割头设计不合理，需重新设计。3.4截割速度方案设计在掘进机工作过程中，岩石硬度不是恒定的，各种硬度的岩石相应的经济截割速度不同，所以截割速度最佳是随时变化着的，掘进机在掘进巷道工程中，其工作状态与工况参数有密切关系。如：截齿的磨损与其线速度有直接关系；所以传动零件以及紧固件的疲劳破坏都与载荷的性质与载荷的稳定限度有关，而载荷的稳定限度有是截割头转速、悬臂摆动速度、切屑厚度以及截割阻力等参数的函数。对于不同的截割对象，为了保证掘进机有高的掘进效率和可靠的工作状态，从理论方面分析，截割头转速、截齿线速度、悬臂摆动等运动学参数以及截齿上承受的截割阻力、截割电机功率等动力学参数都应当是不同的。但是，现在正实用的掘进机不能实现这个规定。由于尚未研制出截割头拖动装置的无级调速系统，本次设计掘进机有两种截割速度，高速级用于截割硬度较小的岩石，低速级用于截割硬度较大的岩石，工作时可以根据岩石变化而随时改变截割速度。假如在传动系统中设计变速器将使传动系统大大复杂化，这与掘进机工作部传动系统的的设计原则相矛盾，所以变速直接采用电机变速，通过改变电机极数改变速度和功率。3.5传动方案设计悬臂式掘进机的传动方式为电机输出轴通过联轴器将转矩传递给减速器的输入轴，减速器输出轴通过联轴器将转矩传递给主轴，主轴带动截割头转动。3.5.1工况特点及规定（1）低速重载小体积由于国内外掘进机均向着重型化方向发展，其截割机构传递的功率相应地也越来越大，但是截割结构外形尺寸缺没有随功率的增长而成比例地增长。特别是一般掘进机由于其工作特点所致，截割臂的外形多设计成宝塔状，即越靠近截割头（动力输出端），其外形尺寸越小。因此，处在截割臂前端的传动，在设计上因尺寸问题受到极大的限制。（2）冲击负荷大掘进机是通过截割头完毕截割煤岩的，因破碎机理所致，当截割煤岩时，煤岩的反作用力使截割阻力和冲击负载毫无保存地传递至齿轮、轴、轴承等传动件上。（3）载荷变化大截割时，由于受被截割物料软硬不均，牵引速度和截割深度的影响，载荷始终处在大幅度波动之中，而其载荷又不易被测定。（4）高可靠性我国越来越重视掘进设备的可靠性，相应地制定了一套实验检测标准和规范。如新设计掘进机的减速器必须进行性能实验和耐久性实验，截割减速器的耐久性实验为连续满载运营1000h。3.5.2传动类型的设计由于行星齿轮传动具有多分流传动、低压力啮合、作用力平衡和运营多变性等一系列特点，所以在同等工作条件下与定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动具有外形尺寸小，重量轻、传动效率高、工作可靠和同轴传动等许多突出优点，因此国内外纵轴式掘进机的截割结构传动系统均采用行星齿轮传动，以期在提高承载能力、效率和可靠性的同时，尽也许地减轻重量、缩小外廓尺寸、减少制导致本。规定传动装置体积小、结构紧凑，并满足一定的强度规定和减速比规定。因此，这种工作机构的传动装置多采用行星齿轮传动，以满足以上规定。假如采用一级减速，则传动比太大，导致齿轮结构很难满足现实规定，因此，决定采用2级齿轮减速。齿轮系的选取有定轴轮系和周转轮系两种。由于悬臂采用内伸缩式，电动机、联轴器、的减速器相对于轴向是固定的，从传动装置体积小、结构紧凑等考虑，采用双级行星齿轮传动。工作机构传动系统布置图3-1。图3-6传动系统Fig3-6Thetransmissionsystem截割电动机通过联轴节、中心轮、行星轮、内齿轮、中心轮、行星轮和联轴节驱动切割头进行切割。中心轮固定在悬臂主轴上，行星轮与之啮合，同时又与一个内齿轮啮合，内齿轮固定在箱体上。使减速器的强度能满足电动机的最大转矩和动载荷，即使电动机过载以至停止，减速器也不至于出现机械故障。若减速器的强度不能满足电动机的最大转矩，必须设过载保护装置，如安全销、压紧弹簧、液压或摩擦联轴器等。3.6伸缩部方案拟定（1）内伸缩式（也称套筒式）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自身在轴向是固定的。花键主轴、截割头、内套筒和保护套筒是可伸缩部分，在伸缩油缸作用下，通过花键连接，相对固定部分移动完毕伸缩动作。其原理如图3-2（b）所示。图3-7悬臂伸缩原理图Fig3-7Thefigofthecantileverflex(a)内伸缩式(b)外伸缩式1悬臂；2减速器；3电动机；4伸缩油缸；5滑架；6花键主轴；7内套；8联轴器；9外套(2)外伸缩式（又称滑架式）外伸缩式装置是将电动机、联轴器和减速器等连成一个刚性整体，构成悬臂的可伸缩部分，而固定部分为一与回转台铰接的滑架。可伸缩部分装在滑架内，运用伸缩油缸使其来回整体移动，实现伸缩，其原理如（图2-3a）所示。外伸缩式结构简朴、制造方便，主轴与减速器在轴向固定连接，密封性能好，但伸缩时移动部分质量较大，不利于机器的稳定性。4截割部减速机构设计4.1电机选择4.1.1截割速度根据设计规定，截割头转速n=46r/min4.1.2截割功率根据所截割煤岩的特性、工作机构的类型，参照类似工作条件、工作范围的国内外各种掘进机，来选定截割电机功率。表4-1我国主流掘进机的重要技术性能表Tablet.4-1TableofmainlyperformanceofroadheaderinChina技术参数AM50S-100EBJ-120TPEBZ200TYS150JELMB-75CEBJ-200SH断面/㎡6～188～238～189～219～236～178～24可截割硬度/MPa60706080807080～100机重/t26.8273651.544.623.453总功率/kW174145190250205130314截割功率/kW100100120200150/8075200适应坡度/（°）16161616161616系统压力/MPa16161623161616外形尺寸/m×m×m7.5×2.1×1.6512.2×2.8×1.88.6×2.1×1.559.8×2.55×1.79.0×2.8×1.88.22×2.5×1.5610.8×2.7×1.5生产厂家淮南佳木斯太原分院太原分院佳木斯南京晨光上海分院根据设计规定，截割硬度小于85Mpa，选择截割功率为200kW。4.1.3选择电机根据截割功率选择电动机型号为：YBUD-200隔爆电动机其重要性能数据如下：表4-1Tablet.4-1型号额定功率同步转速满载转速YBUD-200200KW1500r/min1460r/min4.2截割减速器结构设计根据性能规定：传动比大，输入轴与输出轴具有同轴性，选用行星齿轮传动。因传动比较大，采用两级行星传动，传动系统简图如图4-2：图4-1传动系统简图Fig4-1Thediagramoftransmissionsystem行星减速器重要由箱体、减速齿轮、二级行星轮架、输入、输出轴构成。太阳轮与行星轮相啮合，此行星轮通过两个轴承装在星轮轴上，两端装有孔用弹性挡圈，星轮装在第一级行星架相应的轴孔内，内轮与箱体组成一体并与行星轮啮合带动第一级行星架，实现第一级减速[7]。第二级的太阳轮与第一级行星架为渐开县花键联结，太阳轮与第二行星轮啮合，此行星轮装在第二级的轮轴，此轮轴装在第二级行星架相应轴孔内。这里内轮与减速器壳体组成一体与行星轮啮合，此星轮不仅自转还绕太阳轮公转，从而实现第二级减速器。为了尽量减小减速器体积和重量，将行星减速器的外壳与两级行星传动的内齿圈设计成一体。这种结构使得低速级和高速级的内齿圈齿数相等，整个轮系中齿轮的模数也相等。4.2.1传动比的分派拟定总传动比并根据传动比分派理论分派各级传动比,并选择齿轮齿数i总==1460/46=31.739高速级的传动比：=低速级的传动比：4.2.2各轴功率、转速和转矩的计算按指导书表4.2-9拟定各零件效率取：联轴器效率=0.99齿轮啮合效率=0.97（齿轮精度为7级）滚动轴承效率=0.98滚筒效率=0.96开式齿轮啮合效率=0.950轴（电动机轴）：P=P=200kwn=1460r/minT=9.55P/n=9.55×200×10/1460=1308.22N.mⅠ轴：P=P×=P×=200×0.99=198kwn=1460r/minT=9.55×P/n=9.55×198×10/1460=1295.14N.mⅡ轴：P=P×=P××=200×0.97×0.98=190.12kwn=n/i=1460/6.546=223.04r/minT=9.55×P/n=9.55×190.12×103/223.04=8127.33N.mⅢ轴：P=P×=P××=190.12×0.97×0.98=180.73kwn=n/=223.04/4.849=45.997r/minT=9.55×P/n=9.55×180.73×103/45.997=37523.57N.m4.2.3齿轮部分设计4.2.3.1高速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：太阳轮选用45#钢调质解决HRC1=56—62行星轮选用45#钢调质解决HRC2=56—62(2)按齿面接触疲劳强度设计计算：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齿轮齿数的选择：传动比条件：同心条件（各齿轮模数相同）：均布条件（N为整数）：邻接条件：根据以上四个条件选择=21=57=135k=3实际传动比u=Z3/Z1+1=7.429传动比误差=（7.429-7.399）/7.429=0.0041误差在5%内，合适1）拟定齿轮传动精度等级，比照公式：（4-1）估取圆周速度V=6.08m/s,参考教材表8-14，8-15选取=2\*ROMANII公差组7级2）太阳轮分度圆直径d1,由下式得：（4-2）a齿宽系数:查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.8b太阳轮转矩T1:T1=108494N.mmc载荷系数K:K=KKKK（4-3）使用系数K:查表得K=1.3动载荷系数K:查表得K=1.2齿向载荷分布系数K:查表取K=1齿间载荷分派系数K：由下式及其=0得=[1.88-3.2()]=1.68查表并插值得K=1.16则载荷系数K的初值KtKt=1.3×1.2×1×1.16=1.81d弹性系数:查表取得=189.8e节点影响系数（）:根据条件查图可得=2.5f重合度系数:查表（），取=0.87g许用接触应力:（4-4）接触疲劳极限应力，，查表可得=570N/mm2,=460N/mm2应力循环次数N:==1.42×109则查表得出接触强度的寿命系数(不允许有点蚀)，硬化系数:根据设计条件查图可取=1接触强度安全系数SH,按照一般可靠度查SHmin=1.0—1.1，取SH=1.1，=570×1×1/1.1=518N/mm2460×1×1/1.1=418N/mm2所以太阳轮分度圆直径d1的设计初值d1t为齿轮模数m：m==73.49/21=3.50取m=4太阳轮分度圆直径的参数圆整值：=21×4=84mm圆周速度v：与估取值相近，对KV取值影响不大，不必修正KV所以可以取定：KV=KVt=1.2，K=Kt=1.81太阳轮分度圆直径d1：d1==84mm行星轮分度圆直径d2：d2=mZ2=4×57=228mm中心距a：a=mm齿宽b：mm，取37行星轮齿宽b2：b2=b=37mm太阳轮齿宽b1：b1=b2+(5--10)取b1=45内齿圈分度圆直径：d3=mZ3=4×135=540mm4.2.3.2低速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：太阳轮选用45#钢调质解决HRC1=56—62行星轮选用45#钢调质解决HRC2=56—62(2)按齿面接触疲劳强度设计计算：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齿轮齿数的选择：传动比条件：同心条件（各齿轮模数相同）：均布条件（N为整数）：邻接条件：根据以上四个条件选择=29=53=135k=3实际传动比u=Z3/Z1+1=5.5传动比误差=（5.5-5.481）/5.5=0.0035误差在5%内，合适1）拟定齿轮传动精度等级比照公式：（4-5）估取圆周速度V=1.29m/s,参考教材表8-14，8-15选取=2\*ROMANII公差组7级2）太阳轮分度圆直径d1,由下式得：（4-6）a齿宽系数:查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5b太阳轮转矩T2:T2=7287860N.mmc载荷系数K:K=KKKK（4-7）使用系数K:查表得K=1.3动载荷系数K:查表得K=1.2齿向载荷分布系数K:查表取K=1齿间载荷分派系数K：由下式及其=0得=[1.88-3.2()]=1.68查表并插值得K=1.16则载荷系数K的初值KtKt=1.3×1.2×1×1.16=1.81d弹性系数:查表取得=189.8e节点影响系数（）:根据条件查图可得=2.5f重合度系数:查表（），取=0.87g许用接触应力:（4-8）接触疲劳极限应力，，查表可得=570N/mm2,=460N/mm2应力循环次数N:==2.58×107则查表得出接触强度的寿命系数(不允许有点蚀)，硬化系数:根据设计条件查图可取=1接触强度安全系数SH,按照一般可靠度查SHmin=1.0—1.1，取SH=1.1，=570×1×1/1.1=518N/mm2460×1×1/1.1=418N/mm2所以太阳轮分度圆直径d1的设计初值d1t为齿轮模数m：m==113.8/29=3.92取m=4太阳轮分度圆直径的参数圆整值：=29×4=116mm圆周速度v：与估取值相近，对KV取值影响不大，不必修正KV所以可以取定：KV=KVt=1.2，K=Kt=1.81太阳轮分度圆直径d1：d1==116mm行星轮分度圆直径d2：d2=mZ2=4×53=212mm中心距a：a=mm齿宽b：mm，取57行星轮齿宽b2：b2=b=57mm太阳轮齿宽b1：b1=b2+(5--10)取b1=65mm内齿圈分度圆直径：d3=mZ3=4×135=540mm4.2.4轴设计及校核输入轴、中间空心轴和输出轴只承受转矩作用而无弯矩作用，所以在设计计算时只需按照许用转应力计算公式计算出最小轴径，然后按照轴上零部件进行设计，不需要再对轴进行校核计算输入轴：材料40Cr（）功率KW转速r/min（4-9）输出轴：材料40Cr（）功率KW转速r/min（4-10）中间空心轴材料40Cr（）功率KW转速r/min（4-11）（4-12）（4-13）行星轮轴行星轮轴不仅承受啮合作用力对其施加的载荷，并且还要承受行星齿轮的离心力对其施加的载荷。图4-2齿轮运动简图Fig.4-2Thediagramofgear'sload行星轮c作用于中心轮a的切向力：高速级：N（4-14）低速级：中心轮a作用于行星轮c的切向力：高速级：（4-15）低速级：内齿轮b作用于行星轮c的切向力：高速级：（4-16）低速级：转臂x作用于行星轮c的切向力：高速级：（4-17）低速级：转臂x所受的作用力：高速级： （4-18）低速级：内齿轮b所受的切向力：高速级：（4-19）低速级：啮合作用力载荷为中心轮a和内齿轮b作用于行星轮c的切向力之和：高速级：（4-20）低速级：离心力：高速级：（4-21）低速级：两种作用力在同一平面内，方向垂直，其合力为：高速级：（4-22）低速级：行星轮轴最也许的失效形式是剪断，应校核其剪切应力材料40Cr高速级：（4-23）低速级：4.2.5轴承设计及校核在结构规定很紧凑时．可选用无内圈和外圈的滚针轴承，此时滚道就是行星轮孔壁和行星轴表面。由于掘进机截割机构行星减速器的外廓尺寸受到极大的限制，行星齿轮直径太小，其轴承的选用便是要解决的难题之一。根据上述限制条件，一般要选择内外径之差如此小的轴承，通常会一方面选用滚针轴承或滑动轴承可是采用滚针轴承虽能满足尺寸方面的规定，但在承受强烈冲击及重负荷的工况下，其使用寿命不能满足可靠性方面的规定。而滑动轴承因偏载、润滑等问题，同样保证不了可靠性规定。为了解决这一难题，在该机的设计中采用了另一种形式，即用行星齿轮内孔充当轴承滚子的外圈滚道，行星轴圆柱面充当本轴承滚子的内圈滚道，在内外滚道间充填短圆柱滚子，与行星齿轮、行星轴等共同组成行星齿轮轴承。在该轴承的设计中，重点考虑了以下几个方面:1）结构。短圆柱滚子安装在齿轮内孔和轴之间阀。在圆周上排列着的短圆柱滚子问设有保持架，在轴向方向因有多排短圆柱滚子，排与排之间设有铝青铜制成的隔环，防止排与排间的运动干涉。2）润滑。由于良好的润滑可以减小摩擦，减少发热，使行星齿轮轴承正常运转．延长其使用寿命。当多排圆柱滚子披密集地安装在行星齿轮孔及轴之间，处在中间排的短圆柱滚子润滑比较困难。在行星齿轮齿根处钻几个直通至排与排之间的小孔，小孔的个数视短圆柱滚子排数而定．小孔座均匀分布在齿轮圆周上。3）精度。由于行星齿轮内孔充当轴承外滚道，行星轴表面充当轴承内滚道，因此对行星齿轮内孔及轴的形状精度、尺寸精度和表面粗糙度等规定较高，均按滚动轴承的精度标准予以考虑。此外，尺寸公差的给出除参照标准推荐值外，还同时考虑短圆柱滚子、厢环、挡环等相关件的尺寸精度，并通过计算拟定，最终还要满足滚动轴承标准中关于滚子轴承轴向游隙和径向游隙的规定。4）材料及热解决。该轴承中与短圆柱滚子相接触的行星齿轮和轴表面，除具有高的加工质量外，还要有很高的热解决硬度．同时为兼顾齿轮和轴对高强度的规定．因此在选择材料时，通常采用高强度渗碳淬火钢．如18Cr2N4W、20Cr2N4A等．这类钢材除具有很高的强度，并且通过渗碳淬火，可使渗碳表面达成HRC58—63。4.2.6花键设计及校核花键设计及校核花键联结为多齿工作，承载能力高，对中性好，导向性好，齿根