掘進機的截割機構(gòu)的設(shè)計

I 摘 要 隨著煤炭行業(yè)機械化程度的加快 煤炭行業(yè)以前只是重視采煤的機械化 大多數(shù)的煤炭行業(yè)很少有在掘進方面有較大的投入和研究 這樣就造成了采掘 速度遠遠大于開拓速度 此時怎樣來提高出煤量 開拓的機械化就顯得極其重 要了 作為我國主要能源的煤炭資源在開采上日趨機械化的同時 迫切需要擁 有先進的掘進機械 掘進機的研制成功標志著我國的煤炭行業(yè)已達到世界的先 進水平 掘進機截割機構(gòu)是掘進機的主要組成部分 按照掘進機截割部的總體 動 力部分 傳動部分以及執(zhí)行部分的設(shè)計思路進行掘進機截割部的設(shè)計 在設(shè)計 時 動力部分做選型計算 傳動部分的行星減速機構(gòu)做具體的設(shè)計計算和校核 執(zhí)行部分只對執(zhí)行元件進行設(shè)計計算和校核 設(shè)計對于提高和改進掘進機工作 性能 發(fā)展我國大口徑全斷面掘進機產(chǎn)業(yè)以及進一步提高我國的盾構(gòu)研發(fā)能力 改善研發(fā)條件具有重大戰(zhàn)略意義 關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞 掘進機 截割臂 行星減速器 II Abstract With the accelerating of coal industry the degree of mechanization mining coal industry is the importance before the most mechanized excavating in coal industry has rarely have large investment and research thus causing the mining speed than develop how to improve the speed of coal development of a mechanized appears very important As our main source of energy in the exploitation of coal resources in the increasingly urgent need mechanized excavating the advanced mechanical swinging the successful development of the coal industry China has reached the advanced world level Determing cutting mechanism is the main component the product in accordance with the overall determing cutting parts power transmission part and the part the part of the design thought for the design of determing cutting In the design selection of part transmission parts of planetary gearhead institutions do specific design calculation and test execution part only design calculation of actuators and checking Design for improvement in China the development work performance swinging big caliber whole section roadheader industry and further enhance our shield developing capability improve development condition with the strategic significance Key words roadheader cutting arm planetary gear drive III 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1 1 掘進機的作用和分類 1 1 1 1 掘進機在煤礦領(lǐng)域中的作用 1 1 1 2 掘進機的分類 1 1 2 國內(nèi)外懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 2 1 2 1 國外懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 2 1 2 2 國內(nèi)懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 3 1 3 論文的主要研究內(nèi)容及意義 5 第 2 章 懸臂式掘進機截割部的結(jié)構(gòu)設(shè)計和動力裝置的選擇 6 2 1 掘進機截割機構(gòu)設(shè)計方案選擇 6 2 1 1 整體形式選擇 6 2 1 2 截割頭布置方式選擇 6 2 1 3 縱軸式懸臂掘進機的結(jié)構(gòu)組成 7 2 2 截割部的設(shè)計參數(shù) 8 2 3 截割部的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 2 4 截割部對電動機的要求 9 2 5 截割電動機的選擇 10 第 3 章 懸臂式掘進機截割部的傳動裝置 11 IV 3 1 二級行星減速器齒輪的設(shè)計計算 11 3 1 1 二級行星減速器齒輪傳動比的分配 11 3 1 2 二級行星減速器高速級齒輪的設(shè)計計算和校核 13 3 1 3 二級行星減速器低速級齒輪的設(shè)計計算和校核 27 3 2 二級行星減速器輸入輸出軸的設(shè)計計算 40 3 2 1 二級行星減速器輸入軸的設(shè)計計算 40 3 2 2 二級行星減速器輸出軸的設(shè)計計算 44 3 3 二級行星減速器軸承的校核 46 3 3 1 二級行星減速器齒輪用軸承的選擇和校核 46 3 3 2 二級行星減速器輸入輸出軸用軸承的選擇 52 第 4 章 懸臂式掘進機截割臂的設(shè)計計算 54 4 1 截割頭軸的設(shè)計計算和校核 54 4 2 截割頭軸用軸承的選擇和校核 60 結(jié)論 62 致謝 63 參考文獻 64 V CONTENTS Abstract II Chapter 1 Introduction 1 1 1 The role of TBM and classification 1 1 1 1 Boring machine in the role of the field 1 1 1 2 Boring machine classification 1 1 2 Domestic and foreign roadheader status and development trend 2 1 2 1 Foreign roadheader status and development trend 2 1 2 2 Domestic roadheader status and development trend 3 1 3 The main research content and meaning 5 Chapter 2 Rdadheader cutting unit of the strucure and the choice of power plant 6 2 1 Mechanism design of cutting selection 6 2 1 1 Select the whole form 6 2 1 2 Cutting head lay out option 6 2 1 3 Longitudinal cantilever structure and composition of TBM 7 2 2 Cutting part of the design parameters 8 2 3 Cutting the overall structure of the department of design 8 2 4 Cutting the request of thedepartment of motor 9 VI 2 5 Selection of cutting motor 10 Chapter 3 Roadheader gear cutting unit 11 3 1 Stage planetary gear design and calculation 11 3 1 1 Two level planetary gear design and calculation 11 3 1 2 Two high level planetary gear reducer design calculation and verification 13 3 1 3 Two low level planetary gear reducer design calculation and verification 27 3 2 Two evel planetary reducer design and calculation of input and output shaft 40 3 2 1 Two level planetary reducer input shaft design calculation 40 3 2 2 Two level planetary reducer output shaft design calculation 44 3 3 Two level planetary reducer bearing checking 46 3 3 1 Two level planetary gear selection and check with the bearing 46 3 3 2 Two level planetary reducer output shaft 52 Chapter 4 Roadheader cutting arm of the design calculation 54 4 1 The cutting head design calculation and verification 54 4 2 The cutting head shaft bearings selection and verification 60 Conclusions 62 Thanks 63 References 65 1 第 1 章 緒論 1 1 掘進機的作用和分類 1 1 1 掘進機在煤礦領(lǐng)域中的作用 掘進機主要由行走機構(gòu) 工作機構(gòu) 裝運機構(gòu)和轉(zhuǎn)載機構(gòu)組成 隨著 行走機構(gòu)向前推進 工作機構(gòu)中的切割頭不斷破碎巖石 并將碎巖運走 有安全 高效和成巷質(zhì)量好等優(yōu)點 但造價大 構(gòu)造復雜 損耗也較大 掘進機的主要功能是剝落煤巖 能掘出不同的巷道斷面尺寸 在給定所掘巷道 的地質(zhì)情況下 有較高的生產(chǎn)率 掘進機在井下不但用于巷道的掘進 在對一 些特殊的煤和煤巖也起到采掘作用 并且在截割過程中動載荷小 生成的粉塵 少 比能耗低 取代了人工鉆眼放炮的原始掘進方法 掘進機自身攜帶裝載 轉(zhuǎn)載以及獨立的行走機構(gòu) 提高了井下的工作環(huán)境 工作效率和井下安全系數(shù) 1 1 1 2 掘進機的分類 掘進機可按下列幾種方式進行分類 1 按所掘斷面的形狀 分為全斷面掘進機和部分斷面掘進機 2 2 按截割頭的布置方式 分為橫軸式和縱軸式 3 按掘進對象 分為煤巷 煤 巖巷和全巖巷掘進機 4 按礦井類型 分為豎井 斜井和平硐掘進機 5 按懸臂形式 分為單臂式 雙臂式和三臂式掘進機 3 2 1 2 國內(nèi)外懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 2 1 國外懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 早在上世紀 30 年代 德國 前蘇聯(lián) 英國 美國就開始了煤礦巷道掘進 機的研制 但巷道掘進機得到較廣泛工業(yè)性應(yīng)用還是在第二次世界大戰(zhàn)之后 1948 年 匈牙利開始研制 F 系列煤巷掘進機 當時是為了適應(yīng) 房柱式 開 采的需要 1949 年生產(chǎn)的 F2 型掘進機 是世界上的第一臺懸臂式掘進機 不 過當時還未能實現(xiàn)懸臂式掘進機的全部功能 1951 年匈牙利研制了采用履帶 行走機構(gòu)的 F4 型懸臂式掘進機 這種機型除采用橫軸截割方式和調(diào)動靈活的 履帶行走機構(gòu)外 還采用了鏟板和星輪裝載機構(gòu) 并采用了刮板運輸機轉(zhuǎn)運物 料 這種機型已具備了現(xiàn)代懸臂掘進機的雛形 F 系列掘進機是目前懸臂式橫 軸掘進機的原始機型 1971 年奧地利 ALPINE 公司在匈牙利 F 系列掘進機的 基礎(chǔ)上 研制了 AM 50 型掘進機 并在此基礎(chǔ)上逐步形成了 AM 系列掘進 機 1972 年德國引進 AM 50 型掘進機在半煤巖巷中使用 在此基礎(chǔ)上 EICKHOFF 公司自行研制出 EV II 型掘進機 并在此基礎(chǔ)上發(fā)展成為 EVA 系列掘進機 1973 年 WESTFALIA 公司研制成功了 WAV 170 和 WVA 200 型掘進機 并在此基礎(chǔ)上發(fā)展為 WVA 系列掘進機 F 系列 AM 系列和 WVA 系列掘進機均采用的是橫軸截割機構(gòu) 7 1956 年前蘇聯(lián)生產(chǎn)了首臺 IIK 3 型縱軸懸臂式掘進機 在 8m2斷面下煤 巷中使用 IIK 3 型掘進機是目前縱軸懸臂式掘進機的雛形 1960 1964 年 英國從前蘇聯(lián)引進了 IIK 3 型掘進機 進行工業(yè)性試驗 同時開始了懸臂式 掘進機的研制 1963 年 DOSCO 公司在 IIK 3 型掘進機的基礎(chǔ)上 通過改變 截割頭截齒配置和更換電氣系統(tǒng) 研制成了 MK II 型和 MK II A 型掘進機 并逐步發(fā)展成為 DOSCO 系列掘進機 1968 年 德國 EICKHOFF 公司在引進 的 DOSCO 掘進機的基礎(chǔ)上研制出了 EV 100 型掘進機 后來德國 PAURAT 公司又研制出了 ET 系列掘進機 使縱軸懸臂式掘進機逐步形成系列化 1966 年 日本三井三池機械制造公司在前蘇聯(lián) IIK 3 型和英國 DOSCO 掘進機的 基礎(chǔ)上研制成功了 S 系列掘進機 到上世紀 70 年代后期 S 系列掘進機已逐 步形成系列化 8 3 經(jīng)過半個多世紀的發(fā)展 目前 國外掘進機主要生產(chǎn)國有 英國 德國 俄羅斯 奧地利 日本等國所生產(chǎn)的掘進機已被廣泛用于硬度 f 低于 8 半煤巖 的采準巷道掘進 并擴大到巖巷 重型機不移位截割斷面達 35 42m2 多數(shù) 機型能在縱向 16 橫向 8 的斜坡上可靠工作 截割功率在 132 300kW 機重在 50 100t 切割巖石硬度 f 為 12 部分機型截割速度已降至 1m s 以下 牽引速度采用負載反饋調(diào)節(jié) 以適應(yīng)不同巖石硬度 一些機型除設(shè)有后支撐外 還在履帶前后安裝了卡爪式液壓扎腳機構(gòu) 以便在切割巖石時錨固定位 機電 一體化已成為掘進機發(fā)展趨勢 新推出的掘進機可以實現(xiàn)推進方向和斷面監(jiān)控 電動機功率自動調(diào)節(jié) 離機遙控操作及工況監(jiān)測和故障診斷 部分掘進機實現(xiàn) PLC 控制 實現(xiàn)回路循環(huán)檢測 9 1 2 2 國內(nèi)懸臂式掘進機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 我國煤巷懸臂式掘進機的研制和應(yīng)用始于 20 世紀60 年代 以 30 50kW 的小功率掘進機為主 研究開發(fā)和生產(chǎn)使用都處于試驗階段 80 年代初期 我國淮南煤機廠 現(xiàn)重組為凱盛重工 引進了奧地利奧鋼聯(lián) 公司 AM50 型掘進機 佳木斯煤機廠 現(xiàn)隸屬于國際煤機 引進了日本三 井三池制作所 S 100 型掘進機 通過對國外先進技術(shù)的引進 消化 吸收 推動了我國綜掘機械化的發(fā)展 但當時引進的掘進機技術(shù)屬于70 年代的 水平 設(shè)備功率小 機重輕 破巖能力低及可靠性差 僅適合在條件較好 的煤巷中使用 加之國產(chǎn)機制造缺陷 在使用中暴露了很多問題 國內(nèi)進 一步加強對引進機型的消化吸收工作 積極研制開發(fā)了適合我國地質(zhì)條件 和生產(chǎn)工藝的綜合機械化掘進裝備 經(jīng)過近 30 年的消化吸收和自主研發(fā) 目前 我國已形成年產(chǎn) 1000 余臺的掘進機加工制造能力 研制生產(chǎn)了 20 多種型號的掘進機 其截割功率從 30kW 到200kW 初步形成系列化產(chǎn) 品 尤其是近年來 我國相繼開發(fā)了以EBJ 120TP 型掘進機為代表的替 代機型 在整體技術(shù)性能方面達到了國際先進水平 基本能夠滿足國內(nèi)半 煤巖掘進機市場的需求 半煤巖掘進機以中型和重型機為主 能截割巖石 硬度為 f 6 8 截割功率在 120kW 以上 機重在 35t 以上 煤礦現(xiàn)用主 流半煤巖巷懸臂式掘進機以煤科總院太原研究院院生產(chǎn)的EBJ 120TP 型 4 EBZ160TY 型及佳木斯煤機廠生產(chǎn)的 S150J 型三種機型為主 占半煤巖 掘進機使用量的 80 以上 90年代初至今為自主研發(fā)階段 這一階段中型懸 臂式掘進機發(fā)展日趨成熟 重型掘進機大批出現(xiàn)懸臂式掘進機的設(shè)計與加工制 造水平已經(jīng)相當先進 并且具備了根據(jù)礦井條件實現(xiàn)個性化的能力 9 我國的 懸臂式掘進機發(fā)展主要受英國 DOSCO 日本三井三池 S 系列型掘進機的影響 目前主要以縱軸懸臂式為主 同時由于吸收奧地利 AM 系列型掘進機的特點 也有部分掘進機設(shè)計為橫軸截割方式 10 然而 國內(nèi)目前巖巷施工仍以鉆爆法為主 重型懸臂式掘進機用于大斷 面巖巷的掘進在我國處于試驗階段 但國內(nèi)煤炭生產(chǎn)逐步朝向高產(chǎn) 高效 安全方向發(fā)展 煤礦技術(shù)設(shè)備正在向重型化 大型化 強力化 大功率和 機電一體化發(fā)展 新集能源股份公司 新汶礦業(yè)集團 淮南礦業(yè)集團及平 頂山煤業(yè)集團公司等企業(yè)先后引進了德國WAV300 奧地利 AHM105 英國 MK3 型重型懸臂式掘進機 全巖巷重型懸臂式掘進機代表了巖巷掘 進技術(shù)今后的發(fā)展方向 雖然三一重裝去年推出了國內(nèi)第一臺EBZ200H 型硬巖掘進機 但國產(chǎn)重型掘進機與國外先進設(shè)備的差距除總體性能參數(shù) 偏低外 在基礎(chǔ)研究方面也比較薄弱 適合我國煤礦地質(zhì)條件的截割 裝 運及行走部載荷譜沒有建立 沒有完整的設(shè)計理論依據(jù) 計算機動態(tài)仿真 等方面還處于空白 在元部件可靠性 控制技術(shù) 在截割方式 除塵系統(tǒng) 等核心技術(shù)方面有較大差距 隨著煤礦采掘機械化的不斷發(fā)展 懸臂式掘進機的發(fā)展具有以下趨勢 1 適用范圍不斷擴大 2 可靠性不斷提高 3 增加機器的截割能力 提高工作穩(wěn)定性 4 機電一體化趨勢明顯 5 采掘錨綜合機組出現(xiàn) 12 5 1 3 論文的主要研究內(nèi)容及意義 隨著煤炭行業(yè)機械化程度的加快 煤炭行業(yè)以前只是重視采煤的機械化 大多數(shù)的煤炭行業(yè)很少有在掘進方面有較大的投入和研究 這樣就造成了采掘 速度遠遠大于開拓速度 此時怎樣來提高出煤量 開拓的機械化就顯得極其重 要了 13 懸臂式掘進機具有掘進速度快 巷道成形好 便于與其他設(shè)備配套使用在 綜掘工作面以及成本較為合理等優(yōu)點 因而被廣泛應(yīng)用 近年來掘進機不僅廣 泛用于煤及軟巖巷道的掘進 在中等硬度的半煤巖巷道掘進中也獲得良好的技 術(shù)經(jīng)濟效果 14 據(jù)初步統(tǒng)計 目前我國統(tǒng)配煤礦巷道掘進工作中 綜掘機械化平均僅占 10 左右 而前蘇聯(lián) 英 德等主要采煤國在六十年代末就已達到這一水平 與此不成比例的是 我國綜采機械化的發(fā)展卻相當快 煤礦高產(chǎn)高效的要求是 二者比例協(xié)調(diào) 為了適應(yīng)綜采機械化的發(fā)展 保持采掘比例協(xié)調(diào) 綜掘機械化 程度厄待提高 因此全面提高國產(chǎn)懸臂式掘進機的技術(shù)性能 也成為迫切要求 15 本文簡單介紹了懸臂式掘進機的分類 特點和國內(nèi)外的發(fā)展應(yīng)用狀況 詳 細說明了掘進機截割部的組成 工作原理和傳動過程 并對截割部減速器的選 擇和設(shè)計計算有一個比較全面的認識和掌握 同時對截割部相關(guān)的零部件以及 它們的工作原理 選用方式和本身的特性有一定的了解 6 第 2 章 懸臂式掘進機截割部的結(jié)構(gòu)設(shè)計和動力裝 置的選擇 2 1 掘進機截割機構(gòu)設(shè)計方案選擇 2 1 1 整體形式選擇 本次設(shè)計采用懸臂式方案設(shè)計 懸臂式掘進機具有掘進速度快 巷道成形 好 工作穩(wěn)定可靠 便于與其它設(shè)備配套使用應(yīng)用在綜掘工作面等優(yōu)點 隨著 我國煤礦采掘機械的迅速發(fā)展 懸臂式掘進機的可靠性和穩(wěn)定性在一定程度上 也有了很大的提高 目前 我國自主研發(fā)的懸臂式掘進機足以滿足現(xiàn)代煤礦掘 進的需要 4 2 1 2 截割頭布置方式選擇 方案一 掘進機截割機構(gòu)采用橫軸式截割頭 橫軸式懸臂掘進機一般用于軟巖掘進 橫軸式截割頭的截割性能好 橫軸式截割頭的頭體多為厚鋼板的組焊結(jié)構(gòu)或者 螺釘連接結(jié)構(gòu) 由左右對稱的兩個半球體組成 截割頭體是通過漲套式聯(lián)軸器 同減速器的輸出軸相連 可起到過載保護作用 橫軸式截割頭結(jié)構(gòu)較為復雜 截割頭掏槽時橫軸式的推進方式與截割力方向基本一致 必須用較大的進給力 如果用行走機構(gòu)進給掏槽 則應(yīng)加大行走功率 而且最大截割深度最大不能超 過2 3的截割直徑 這不便于挖柱窩 橫軸式截割頭在掘進巷道時在工作面某 一位置沿巷道掘進方向切進一定深度 然后截割頭上下左右擺動擴大截割范圍 實現(xiàn)對全工作面的截割 但要注意點是由于橫軸式截割頭的結(jié)構(gòu)所限 不容許 完全做垂直擺動截割 否則兩截割頭中間部分將觸媒 增大工作阻力 7 方案二 掘進機截割機構(gòu)采用縱軸式截割頭 縱軸式懸臂掘進機采用二級行星齒輪 傳動 它的特點是同軸傳動 結(jié)構(gòu)緊湊 傳遞功率大 傳動效果好 在推進過 程中方向幾乎垂直截割方向 因而只需較小的進給力 而且截割深度可由幾厘 米到整個截割頭長度任選 在巷道掘進中縱軸截割頭可以朝任何方向擺動 因 而可以選擇巖層較弱 阻力最小的方向截割 同時還能掘出平整的巷道 5 縱 軸式截割頭在掘進巷道時截割頭首先要鉆進工作面一定深度 然后橫向擺動截 割 達到巷道邊界后 沿垂直方向截割一定高度 在水平擺動截割 如此循環(huán) 往復 直到完成對全工作面的截割 本次設(shè)計采用縱軸式懸臂掘進機的截割機構(gòu)進行設(shè)計 2 1 3 縱軸式懸臂掘進機的結(jié)構(gòu)組成 縱軸式懸臂掘進機主要由截割機構(gòu) 裝載機構(gòu) 回轉(zhuǎn)臺 液壓系統(tǒng) 行走 機構(gòu) 電氣系統(tǒng) 后支撐和轉(zhuǎn)載機構(gòu)等組成 截割頭是由截割機構(gòu)上的電動機 驅(qū)動 行走 裝載 運輸和轉(zhuǎn)載的動力則是由安裝在本體部的電動機和液壓馬 達提供 截割臂的上下 左右擺動 鏟板起落 后支撐支地和伸縮部伸縮都是 由液壓油缸來實現(xiàn)的 6 12345678 1 截割機構(gòu) 2 裝載機構(gòu) 3 回轉(zhuǎn)臺 4 液壓系統(tǒng) 5 行走機構(gòu) 6 后支撐 7 電氣系統(tǒng) 8 轉(zhuǎn)載機構(gòu) 圖 1 1 縱軸式懸臂掘進機 8 2 2 截割部的設(shè)計參數(shù) 懸臂式掘進機截割部的初始設(shè)計參數(shù) 截割頭轉(zhuǎn)速 rpm44 截割頭擺動速度 m min05 1 截割頭平均直徑 m65 0 截割頭所受徑向力 N150000 r F 截割頭所受軸向力 N100000 x F 截割深度 m8 0 經(jīng)濟截割硬度 MPa70 2 3 截割部的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 懸臂式掘進機截割部主要由截割頭組件 截割臂 二級行星減速器和電動 機組成 電動機選用掘進機專用電動機 減速器采用 NGW 型二級行星減速器 它 具有結(jié)構(gòu)緊湊 體積和質(zhì)量小 傳動比范圍大 效率高 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 噪聲低 結(jié)構(gòu)簡單 制造方便 傳動功率范圍大而且軸向尺寸小等優(yōu)點 截割臂的上下 左右動作是由截割部與回轉(zhuǎn)臺間的兩個伸縮油缸完成的 截割功率是由電動機輸出的功率經(jīng)減速器后 傳遞到截割臂 截割臂主軸 上花鍵與截割頭相連接 將功率輸出 9 1234 5 1 截割頭組件 2 截割臂 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 電動機 圖 2 1 懸臂式掘進機截割部 2 4 截割部對電動機的要求 懸臂式掘進機是一種主要應(yīng)用于煤炭行業(yè)的掘進設(shè)備 因此在選擇截割電 動機時 首先要考慮截割電動機的防爆性能 而且掘進機的截割電動機在工作 過程中 大多數(shù)情況為空載起動 當遇到軟巖或夾石時 會有較大的阻力矩 因此要求電動機應(yīng)有較大的最大轉(zhuǎn)矩 當遇到截割阻力矩較大的情況時 轉(zhuǎn)為 低速操作 而且掘進機的截割電動機是截割部不可缺少的一部分 除須符合 的有關(guān)規(guī)定外 其外形機殼結(jié)構(gòu)的機械強度 連接方式 冷卻方法以3836GB 及防塵防水程度都必須滿足掘進機作業(yè)的要求 10 2 5 截割電動機的選擇 根據(jù)艾克霍夫公司實驗資料可得 對于的煤巖取 5 f 3 h mkW4 H 利用能耗法比能耗的實驗數(shù)據(jù)估算截割功率N 2 1 LDvHN H 60 式中 比能耗 H 3 h mkW4 H 截割頭擺動速度 H v m min05 1 H v 截割深度 Lm8 0 L 截割頭平均直徑 Dm65 0 D kW04 13165 0 8 005 1460 N 根據(jù)計算得知 選用標準電動機的功率為 再根據(jù)表 2 1 對電動機135kW 的技術(shù)要求中 選用 YBUS3 135 型掘進機專用隔爆型三相異步電動機 表2 1 電動機技術(shù)數(shù)據(jù) 型號 功率 kW 額定 電壓 V 轉(zhuǎn)速 rpm 效率 功率 因數(shù) 額定 轉(zhuǎn)矩 冷卻 方式 工 作 制 絕緣 等級 重 量 kg YBUS 3 135 135 12 2 660 114 0 970 95 5 0 96 0 870 852 0外殼 水冷 S2H170 0 11 第 3 章 懸臂式掘進機截割部的傳動裝置 3 1 二級行星減速器齒輪的設(shè)計計算 3 1 1 二級行星減速器齒輪傳動比的分配 從掘進機的工作條件考慮 選用 NGW 型行星齒輪減速器 它具有結(jié)構(gòu)緊 湊 體積和質(zhì)量小 傳動比范圍大 效率高 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 噪聲低 結(jié)構(gòu)簡單 制造方便 傳動功率范圍大而且軸向尺寸小等優(yōu)點 減速器采用漸開線圓柱直 齒輪 高速軸與電動機直接相連 電動機功率 輸入轉(zhuǎn)速kW135 p 輸出轉(zhuǎn)速 970rpm 1 n3 67rpm4 2 n 圖 3 1 截割部減速器傳動原理圖 1 總傳動比 12 2 1 21 22 67 43 970 2 1 n n i 2 各級傳動比 NGW 型兩級行星齒輪傳動的傳動比可利用圖 3 2 進行分配 圖中 和 i 分別為高速級傳動比和總傳動比 i 用角標 表示高速級參數(shù) 表示低速級參數(shù) 設(shè)高速級與低速級外嚙合 齒輪材料 齒面硬度相同 則 limlimHH 1 B B d d B 式中 低速級內(nèi)齒輪的分度圓直徑 BII d 高速級內(nèi)齒輪的分度圓直徑 BI d 22 22 WNHVcds WNHVcds ZZKKKC ZZKKKC A 式中 中間變量 A 行星輪數(shù)目 ssC C3 s C5 s C 分度圓的齒寬系數(shù) dd 2 1 d d 齒面工作硬化系數(shù) WW ZZ WW ZZ 載荷分布系數(shù) cCk K cc KK 13 接觸強度的載荷系數(shù) HH KK2 2 2 NHV NHV ZKK ZKK 422 11 3 5 A 414 88 ABE 3 4 5 6 7 8 1020304050 E 124 iI i 圖 3 2 兩級 NGW 型傳動比分配 由圖 3 2 可得18 5 i 29 4 18 5 21 22 i i i 3 1 2 二級行星減速器高速級齒輪的設(shè)計計算和校核 1 配齒計算 14 查表 3 1 選擇行星輪數(shù)目取 由于距可能達到的傳動比3 S C18 5 B AX i 極限較遠 所以可以不檢驗鄰接條件 確定各齒輪齒數(shù) 按文獻 16 行星減速器齒輪傳動的配齒公式進行計算 n C Zi s A B AX ASB ZnCZ 2 1 ABC ZZZ 式中 行星減速器高速級減速比 B AX i18 5 B AX i 行星減速器高速級中心輪齒數(shù) A Z 整數(shù) n19 n 行星減速器高速級內(nèi)齒輪齒數(shù) B Z 行星減速器高速級行星輪齒數(shù) C Z 19 3 18 5 A Z 11 A Z 4611319 B Z 5 17 1146 2 1 C Z 表 3 1 行星輪數(shù)目與傳動比的關(guān)系 行星輪數(shù)目 s C 傳動比范圍 15 B AX iNGW 32 1 13 7 42 1 6 5 52 1 4 7 采用不等角變位 可取或17 C Z18 C Z 若取 則 由文獻 16 可查出適用的預計嚙 18 C Z98 0 1811 1846 CA CB ZZ ZZ j 合角在 到 的范圍內(nèi) 若取 20 AC 23 CB 3021 AC 24 CB 17 C Z 則 適用的預計嚙合角在 到04 1 1711 1746 CA CB ZZ ZZ j 3023 AC 4017 CB 的范圍內(nèi) 3026 AC 21 CB 取時 不符合不等角變位的選擇條件 且各齒輪齒數(shù)間存在公因18 C Z 數(shù) 應(yīng)取且符合公因數(shù)條件 預取 17 C Z 3026 AC 2 按齒面接觸強度初算傳動的中心距和模數(shù)CA 電動機輸入轉(zhuǎn)矩 I T n P T9550 3 2 式中 電動機功率 PkW135 P 電動機轉(zhuǎn)速 nrpm970 n mN1329 970 135 9550 T 16 在對傳動中 中心輪傳遞的轉(zhuǎn)矩CA A T c s A K C T T 式中 電動機輸入轉(zhuǎn)矩 TmN1329 T 行星輪個數(shù) s C3 s C 載荷不均勻系數(shù) 由文獻 16 查得 c K15 1 c K mN50915 1 3 1329 A T 齒數(shù)比 5 1 11 17 A C Z Z u 中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火 中心輪和行星輪齒面硬度均CrMo20 為 則試驗齒輪的接觸疲勞極限 HRC63 56 2 lim N mm1500 H 中心輪的許用接觸應(yīng)力 limlimHXWRVNHHP SZZZZZ 式中 計算接觸強度的壽命系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 N Z1 N Z 速度系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 V Z9 0 V Z 粗糙度系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 R Z1 R Z 工作硬化系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 W Z1 W Z 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 X Z1 X Z 計算接觸強度的最小安全系數(shù) 根據(jù)文獻 17 查得 limH S1 lim H S 17 2 mmN13509 01500 HP 按文獻 16 中齒面強度計算公式計算中心距 3 3 3 2 1 HPa A a u KT uAa 式中 鋼對鋼配對的齒輪副常系數(shù) a A483 a A 齒數(shù)比 u 5 1 u 載荷系數(shù) 由文獻 16 查得 K 8 1 K 齒寬系數(shù) a 7 0 a 許用接觸應(yīng)力 HP 2 mmN1350 HP mm46 94 13505 17 0 5098 1 15 1483 3 2 a 齒輪模數(shù) mm7 6 1711 46 9422 CA zz a m 圓整后取模數(shù) mm8 m 傳動未變位時的中心距CA mm112 1711 2 8 2 CAAC ZZ m a 按預取嚙合角 可得傳動中心距變動系數(shù) 3026 AC aCA 1 cos cos 2 1 AC CAAC ZZ 式中 標準壓力角 20 18 704 01 3026cos 20cos 1711 2 1 AC 則傳動的實際中心距CA mm63 1178704 0 112 maa ACAC 圓整后取實際中心距 mm118 a 3 計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角CA AC AC 傳動的實際中心距變動系數(shù) CA AC m aa AC AC 式中 圓整后的實際中心距 amm118 a 傳動未變位時的中心距 AC aCA mm112 AC a 75 0 8 112118 AC 傳動的嚙合角CA AC 89191164 0 20cos 118 112 coscos a aAC AC 15326 AC 4 計算傳動的變位系數(shù)CA 3 4 tan2 invinv ZZx AC CAAC 式中 嚙合角的漸開線函數(shù) AC inv 037958 0 AC inv 標準壓力角的漸開線函數(shù) inv01508 0 inv 19 88 0 72794 0 01508 0 037958 0 1711 AC x 利用文獻 16 校核 在許用區(qū)內(nèi) AC x AC x 根據(jù)文獻 16 分配變位系數(shù) 得 515 0 A x 365 0 515 0 88 0 AACC xxx 5 計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角BC CB CB 傳動的未變位時的中心距BC mm1161746 2 8 2 CBCB ZZ m a 25 0 8 116118 m aa CB CB 923765627 0 20cos 118 116 coscos a aCB CB 023122 CB 6 計算傳動的變位系數(shù)BC 3 5 tan2 invinv ZZx CB CBCB 式中 嚙合角的漸開線函數(shù) CB inv 02171 0 CB inv 265 0 72794 0 01508 0 02171 0 1746 CB x 63 0 365 0 265 0 CCBB xxx 7 幾何尺寸計算 幾何尺寸計算公式由表 3 2 計算各個齒輪分度圓直徑 20 mm88118 AA mZd mm368468 BB mZd mm136178 CC mZd 式中 分別是中心輪 內(nèi)齒輪和行星輪的分度圓直徑 CBA ddd mm 計算各個齒輪齒頂高 齒頂高變位系數(shù) 13 0 75 0 365 0 515 0 ACCAAC xx 015 0 25 0 365 0 63 0 CBCBCB xx 計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高 CA mxhh ACAaaA 式中 齒頂高系數(shù) a h1 a h 齒輪模數(shù) mmm8 m mm08 11813 0 515 0 1 aA h mm88 9813 0365 01 mxhh ACCaaC 計算傳動時行星輪和內(nèi)齒輪齒頂高 BC mm8 108015 0 365 0 1 mxhh CBCaaC mm96 48015 0 365 01 mxhh CBBaaB 由于在行星傳動中 行星輪主要與中心輪嚙合 而與內(nèi)齒輪的嚙合精度不 21 要求太高 所以選 mm8 10 aC h 計算各個齒輪的齒根高 3 6 mxchh AafA 式中 齒根系數(shù)標準值 c25 0 c 齒輪模數(shù) mmm8 m mm88 5 8515 0 25 0 1 fA h mm04 15863 025 01 mxchh BafB mm08 7 8365 0 25 0 1 mxchh CafC 表3 2 齒輪傳動幾何尺寸計算 計算公式及說明 項目代號 直齒輪 外嚙合 內(nèi)嚙合 分度圓直徑d 22 11 mzd mzd 齒頂高變動系數(shù)y yxxy 12 齒頂高 a h myxhh myxhh aa aa 22 11 齒根高 f h mxchh mxchh af af 22 11 22 齒高h 222 111 fa fa hhh hhh 外嚙合 222 111 2 2 aa aa hdd hdd 齒頂圓直徑 內(nèi)嚙合 a d 222 111 2 2 aa aa hdd hdd 齒根圓直徑 f d 222 111 2 2 ff ff hdd hdd 各個齒輪的齒頂圓直徑 mm16 11008 112882 aAaA hdd mm08 35896 423682 aBaB hdd mm 6 157 8 1021362 aCaC hdd 各個齒輪的齒根圓直徑 mm24 7688 5 2882 fAfA hdd mm08 39804 1523682 fBfB hdd mm84 12108 7 21362 fCfC hdd 計算齒輪的齒寬 中心輪齒寬 mm 6 61887 0 AdA db 23 圓整后取中心輪齒寬 mm50 A b 行星輪齒寬 mm40 C b 內(nèi)齒輪齒寬 mm166 B b 8 驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度CA 1 中心輪齒面接觸強度校核 中心輪輸入轉(zhuǎn)矩 3 7 n p T9550 式中 電動機功率 PkW135 P 電動機轉(zhuǎn)數(shù) nrpm970 n mN1329 970 135 9550 T 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 d T F 2 3 1 式中 中心輪輸入轉(zhuǎn)矩 TmN1329 T 中心輪的分度圓直徑 dmm88 d N10068 88 13292 3 1 F 中心輪齒面接觸應(yīng)力的計算 HA HA ZZZKKKK u u bd F EHHHVA 2 1 1 式中 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 FN10068 F 分度圓直徑 dmm88 d 24 齒寬 bmm50 b 齒數(shù)比 u5 1 u 使用系數(shù) 由文獻 17 查得 A K75 1 A K 動載系數(shù) 由文獻 17 查得 V K1 V K 齒向載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 H K525 1 H K 齒間載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 H K2 1 H K 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由文獻 17 查得 H Z8 1 H Z 彈性系數(shù) 由文獻 17 查得 E Z 8 189 E Z 重合度系數(shù) 由文獻 17 查得 Z9 0 Z 9 0 8 1898 12 1525 1 175 1 5 1 15 1 5088 10068 2 1 HA 2 mmN1068 中心輪許用齒面接觸應(yīng)力的計算 HP HP limlimHXWRVNH SZZZZZ 2 mmN13509 01500 HPHA 13501068 安全系數(shù) lim 126 1 10681350 HHAHP SSH 中心輪齒面強度符合要求 2 中心輪齒根彎曲強度校核 25 中心輪齒根應(yīng)力的計算 FA 3 8 bmYYYKKKFK eSFFFVAFA 式中 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 FFN10068 齒寬 bbmm50 模數(shù) mmmm8 使用系數(shù) A K75 1 A K 動載系數(shù) V K1 V K 載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 F K88 1 F K 載荷分配系數(shù) 由文獻 17 查得 F K2 1 F K 齒形系數(shù) 由文獻 17 查得 F Y75 2 F Y 修正系數(shù) 由文獻 17 查得 S Y7 1 S Y 重合度系數(shù) 由文獻 17 查得 e Y35 1 e Y 35 1 7 175 2 2 188 1 175 1 850 10068 FA 2 mmN 2 627 中心輪許用齒根應(yīng)力的計算 FP limlimFXRreltreltstFFP SYYYY 式中 彎曲疲勞極限 limF 2 lim mmN500 F 應(yīng)力修正系數(shù) 由文獻 17 查得 st Y2 st Y 26 敏感系數(shù) 由文獻 17 查得 relt Y 1 relt Y 表面系數(shù) 由文獻 17 查得 Rrelt Y1 1 Rrelt Y 尺寸系數(shù) 由文獻 17 查得 X Y98 0 X Y 安全系數(shù) 由文獻 17 查得 limF S2 1 lim F S 2 198 0 1 112500 FP 2 mmN898 FPFA 898 2 672 安全系數(shù) 2 143 1 2 672898 lim FFAFP SSF 中心輪齒根強度符合要求 3 行星輪齒面接觸強度校核 行星輪齒面接觸應(yīng)力的計算 HC 3 9 HC ZZZKKKK u u bd F EHHHVA 2 1 1 式中 分度圓直徑 dmm136 d 齒寬 bmm40 b 齒向載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 H K3 1 H K 齒間載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 H K0 1 H K 重合度系數(shù) 由文獻查得 17 Z1 Z 27 1 8 1898 113 1175 1 5 1 15 1 40136 10068 2 1 HC 2 mmN896 行星輪許用齒面接觸應(yīng)力的計算 HP HP limlimHXWRVNH SZZZZZ 2 mmN13509 01500 HPHC 1350896 安全系數(shù) lim 151 1 8961350 HHCHP SSH 所以行星輪齒面強度符合要求 4 行星輪齒根彎曲強度校核 行星輪齒根應(yīng)力的計算 FC 3 10 bmYYYKKKFK eSFFFVAFC 式中 齒寬 bbmm40 載荷分布系數(shù) 由文獻 17 查得 F K55 1 F K 載荷分配系數(shù) 由文獻 17 查得 F K0 1 F K 齒形系數(shù) 由文獻 17 查得 F Y5 2 F Y 修正系數(shù) 由文獻 17 查得 S Y72 1 S Y 35 1 72 1 5 20 155 1 175 1 840 10068 FC 2 mmN 4 495 28 行星輪許用齒根應(yīng)力的計算 FP limlimFXRreltreltstFFP SYYYY 2 198 0 1 112500 2 mmN898 FPFC 898 4 495 安全系數(shù) 2 181 1 4 495898 lim FFCFP SSF 所以行星輪齒根強度符合要求 9 根據(jù)齒面接觸強度確定內(nèi)齒輪材料 2 lim N mm533 9 0 9 0 8 1898 12 1525 175 1 5 1 15 1 5088 10068 1 XWRVN EHHHVA H ZZZZZ ZZZKKKK u u db F 根據(jù)選用內(nèi)齒輪材料為并進行表面淬火和氮化 表面硬度 limH CrMo20 達即可 HB280 240 10 驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度BC 傳動中齒輪為內(nèi)嚙合 由于 NGW 型行星齒輪傳動的承載能力主要BC 取決于外嚙合 故傳動的校核可以省略 BC 3 1 3 二級行星減速器低速級齒輪的設(shè)計計算和校核 1 配齒計算 根據(jù)表 3 1 取 由于距可能達到的傳動比極限較遠 所5 S C29 4 B AX i 以可以不檢驗鄰接條件 確定各齒輪齒數(shù) 按文獻 16 行星減速器齒輪傳動的配齒公式進行計算 29 3 11 n C Zi s A B AX ASB ZnCZ 2 1 ABC ZZZ 式中 行星減速器低速級減速比 B AX i29 4 B AX i 行星減速器低速級中心輪齒數(shù) A Z 整數(shù) n12 n 行星減速器低速級內(nèi)齒輪齒數(shù) B Z 行星減速器低速級行星輪齒數(shù) C Z 12 5 29 4 A Z 14 A Z 4614512 B Z 16 1446 2 1 C Z 采用不等角變位 可取或16 C Z15 C Z 若取 則 由文獻 16 可查出適用的預計 16 C Z1 1614 1646 CA CB ZZ ZZ j 嚙合角在 到 的范圍內(nèi) 若取 20 AC 3018 CB 24 AC 24 CB 則 預計適用嚙合角在 15 C Z069 1 1514 1546 CA CB ZZ ZZ j 25 AC 30 到 的范圍內(nèi) 2014 CB 30 AC 2522 CB 若取 與各齒輪齒數(shù)之間不應(yīng)存在公因數(shù)相違背 應(yīng)取 16 C Z15 C Z 且與公因數(shù)相符 預取 3028 AC 2 按接觸強度初算傳動的中心距和模數(shù)CA 低速級輸入轉(zhuǎn)速 3 12 i n n 式中 電動機輸入轉(zhuǎn)速 nrpm970 n 高速級減速比 i18 5 i rpm26 187 18 5 970 n 低速級輸入功率 PP 式中 電動機輸入功率 PkW135 P 型行星齒輪傳動效率 NGW96 0 kW 6 12996 0 135 P 低速級輸入轉(zhuǎn)矩 n P T9550 式中 低速級輸入功率 PkW 6 129 P 31 低速級輸入轉(zhuǎn)速 nrpm26 187 n mN6609 26 187 6 129 9550 T 在對傳動中 中心輪傳遞的轉(zhuǎn)矩CA c s A K C T T 式中 低速級輸入轉(zhuǎn)矩 TmN6609 T 載荷不均勻系數(shù) 由文獻 16 查得 c K15 1 c K 行星輪數(shù)目 s C5 s C mN07 152015 1 5 6609 A T 齒數(shù)比 1 1 14 15 A C Z Z u 中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火 中心輪和行星輪齒面硬度均CrMo20 為 則試驗齒輪的接觸疲勞極限 HRC63 56 2 lim N mm1500 H 許用接觸應(yīng)力 HP limlimHXWRVNH SZZZZZ 2 mmN1500 式中 試驗齒輪的接觸疲勞極限 limH 2 lim N mm1500 H 計算接觸強度的壽命系數(shù) N Z1 N Z 速度系數(shù) V Z1 V Z 32 粗糙度系數(shù) R Z1 R Z 工作硬化系數(shù) W Z1 W Z 接觸強度計算的尺寸系數(shù) X Z1 X Z 計算接觸強度的最小安全系數(shù) limH S1 lim H S 根據(jù)文獻 16 齒面