掘進機截割頭設計

掘進機截割頭設計煤礦掘進是煤炭生產和建設的基礎工程。近年來，我國煤礦掘進機械化得到了迅速的發(fā)展，裝備水平也有很大的提高，在自主創(chuàng)新能力上也有長足的進步。煤炭工業(yè)是我國國民經濟的重要支柱產業(yè)。在未來50年內，煤炭仍是重要的能源和戰(zhàn)略物質，具有不可替代性，是國民經濟和社會發(fā)展的保證。隨著國民經濟的快速發(fā)展，以及國加入WTO后，煤炭工業(yè)現(xiàn)代化的步伐也在加快。目前，國內掘進機發(fā)展水平相對落后，巷道掘進成為煤礦發(fā)展的一個瓶頸，制約著煤炭工業(yè)的發(fā)展。各國初期研制的懸臂式掘進機都是以煤炭為作業(yè)對象，機重在13-17噸之間、切割功率在30KW左右的輕型機，代表機型是前蘇聯(lián)的ЛК-3型掘進機。中期產品重要是用于切割煤系地層中的各種煤巖的中型掘進機，機重在25噸左右、切割功率50-100KW，可切巖石硬度系數(shù)f6，如英國的MKA-2400型、奧地利的AM-50型、日本的S100型等。近期產品重要是以煤系地層中的中硬度巖石為作業(yè)對象的重型機，一般機重40-80噸、切割功率150-200KW、可切巖石硬度系數(shù)f8，如英國的LH-1300型、奧地利的AM-75型、日本的S200M型掘進機等。我國的掘進機技術開發(fā)工作始于1965年，最初是仿前蘇聯(lián)的ЛК-3型掘進機，1979年后，先后從日本、奧地利、英國、美國、西德、原蘇聯(lián)、匈牙利引進了多種型號的掘進機，通過引進日本MRH-5100-41型、奧地利AM-50等型掘進機的制造技術和先進加工設備，并進行技術轉化，到1989年終，我國已自行研制成功了AM50、ELM-55、EMIA-30、EL-90、5100等6種8個型號的掘進機，使我國中小型掘進機不再依賴進口。此后，我國又開始了重型掘進機技術開發(fā)和研制工作。1999年，煤科總院太原分院開發(fā)出了EBJ-160型掘進機，2023年，佳木斯煤機廠又完畢了從日本引進S200M型掘進機的消化吸取、國產化任務。通過幾代人的不懈努力，截止到目前為止，我國掘進機的開發(fā)研究在輕型及中重型上己其本達成國際先進水平，但在重型掘進機的研究上，與一些發(fā)達國家的產品還存在著一定的差距。1設計規(guī)定及目的設計用途：設計符合規(guī)定的縱軸式懸臂掘進機與截割部設計。

基本規(guī)定：1)最大掘高4.5m；2)最大掘寬5.6m；3)巷道坡度±16°；4)機高M小于2M，機重大于45；5)可以在煤層、半煤層下施工，切割煤巖最大單向抗壓強度可達100Mpa，可切割性能指標合用切割煤巖硬度，普氏系數(shù)f小于等于8，巖石的研磨系數(shù)小于等于Mg15。2總體方案設計懸臂式掘進機重要由截割、行走、裝運、裝載四大機構和液壓、水路、電氣三大系統(tǒng)組成，并通過主體部將各執(zhí)行機構有機的組合于一體?？傮w方案設計重要是進行掘進機的選型和總體參數(shù)的擬定。2.1機型的選定及重要部件的結構形式的擬定2.1.1機型的選定掘進機的發(fā)展方向是定型化、系列化、并向“大斷面”、“高硬度”發(fā)展，掘進機的性能、外形、結構和重量應能很好地適應煤巖的性質和巷道的尺寸。根據(jù)任務書的規(guī)定，按行業(yè)標準MT138～1995《懸臂式掘進機的型式與參數(shù)》，MT238.3-2023《懸臂式掘進機|第3部分|通用技術條件》選定機型類別。要考慮的掘進機用途有：煤礦井下巷道的掘進、其他行業(yè)的工程作業(yè)，要考慮掘進機的工作條件：切割煤層巷、半煤層巷，煤巖的單向抗壓強度(或普氏系數(shù)f值)及巖石的腐蝕系數(shù)。特輕、輕型掘進機以掘進煤巷為主，它的特點應突出經濟、靈活、方便，在截割巷道斷面尺寸方面有較大的適應性。中型掘進機以掘進半煤巖巷道為主，在截割巖石硬度方面適應性較強，但機器設計不宜過于笨重和龐大，在使用時有較大的覆蓋面。重型掘進機是具有更高切割能力的掘進機，應用范圍更加廣泛。根據(jù)設計的規(guī)定和目的，機型選擇重型?；緟?shù)應當符合表格的規(guī)定。表2-1掘進機型式的基本參數(shù)[6]Tab.2-1Tableofthebasicparametersofroadheadermodels技術參數(shù)單位機型特輕輕中重超重切割煤巖最大單向抗拉強度MPa生產能力煤，0.60.8———煤夾矸，0.350.40.50.60.6切割機構功率kW90～200適應工作最大坡度(絕對值)不小于(°)可掘巷道斷面㎡5～126～167～208～2810～32機重(不涉及轉載機)t2.1.2各部件的結構型式的擬定2.1.2.1切割機構切割機構重要由切割頭，水冷電動機，減速器，伸縮機構和回轉臺等組成，具有破碎煤巖功能的機構。(1)切割頭的選擇切割頭裝有截齒，用語破碎煤巖的部件。切割頭重要由截割頭體、齒座、螺旋葉片、截齒、噴嘴及筋板等構成；螺旋葉片焊在切割頭體上，沿螺旋線并按截線間距排列齒座和截齒?？v軸式掘進機切割頭的形狀通常有圓柱形、圓錐形、圓錐圓柱形幾種。圓錐形切割頭有助于鉆進工作面，也能保證切割出來的巷道表面較平整，保證巷道坡度，也不會給支護工作帶來麻煩[5]。所以選擇圓錐形切割頭。(2)切割電動機切割電機為外水冷式，且機體為焊接結構，前端與行星減速器相聯(lián)，后端聯(lián)接回轉臺。電機輸出力矩，通過花鍵套傳遞給減速器，再由花鍵套傳到主軸，主軸通過內花套鍵與截割頭相聯(lián)，把力(矩)傳遞到割頭上，截割頭以此方式進行工作。切割電機的選擇在根據(jù)工作條件選取，并且應當符合行業(yè)標準MT477-1996《YBU系列掘進機用隔爆型三相異步電動機》。(3)行星減速器重要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相應的軸孔內，內輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn)第一級減速[7]。第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內。這里內輪與減速器殼體組成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉還繞太陽輪公轉，從而實現(xiàn)第二級減速器。圖2-1EBZ200E掘進機的截割部行星減速器結構Fig.2-1EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.Ltd.(4)伸縮機構伸縮機構有內伸縮式和外伸縮式。內伸縮式結構緊湊、尺寸小、伸縮靈活方便，因此采用內伸縮式。伸縮機構由保護筒，伸縮內、外筒，花鍵套，密封座，主軸，軸承，隔套，旋轉密封、油封等構成。位于截割頭和二級行星減速器之間，通過花鍵聯(lián)接使主軸旋轉運動，帶動截割頭旋轉，通過油缸伸縮帶動伸縮部實現(xiàn)伸縮[5]。圖2-2懸臂伸縮原理圖Fig.2-2Thefigofthecantileverflex(a)外伸縮式(b)內伸縮式1懸臂；2減速器；3電動機；4伸縮油缸；5滑架；6花鍵主軸；7內套；8聯(lián)軸器；9外套(5)回轉臺的設計規(guī)定[5]1)回轉裝置反映在切割頭上的回轉力和回轉速度要滿足切割工作規(guī)定；2)回轉臺要可以承受機器工作時的各種載荷反力的作用，要有足夠的剛度；3)與懸臂配合，所具有的回轉角度要滿足掘進端面的規(guī)定；4)結構緊湊、運轉平穩(wěn)，工作可靠。同時回轉臺的設計要符合中國煤炭行業(yè)標MT475-1996《懸臂式掘進機回轉支承型式基本參數(shù)和技術規(guī)定》。2.1.2.2裝運機構裝載機構機構由鏟板部分與中間刮板輸送機等組成。由2臺液壓馬達，直接驅動鏈輪，帶動刮板鏈組實現(xiàn)物料運送[5]。(1)鏟板部鏟板部分由耙裝部、減速器、耙爪等組成。裝載部實現(xiàn)采掘下煤礦等接受采集，通過中間輸送機，把煤礦輸送到后續(xù)的輸送帶上。鏟板部有雙環(huán)形刮板鏈式，螺旋式裝載式，蟹爪式裝載式，星輪式等。由于星輪式裝載式結構簡樸，工作可靠，外尺寸小，因此選星輪式裝載方式[8]。耙裝部機構采用弧形三齒星輪式，有左右兩個，對稱布置。(2)中間刮板運送機輸送機構，采用刮板鏈式輸送機，一般由機尾向機頭方向傾斜向上布置。輸送機構由以機頭軸為積極軸時，由設立在機頭的液壓馬達或電機，通過減速器裝置驅動機頭軸運轉。這樣機構復雜?？梢栽O立機尾為積極軸，由設立在機尾的驅動裝置，帶動刮板鏈式輸送機工作，簡化結構。采用雙邊鏈運送型式，底板呈直線形，保證運送順暢，提高溜槽及刮板使用壽命。采用兩個液壓馬達直接驅動鏈輪，帶動刮板鏈組實現(xiàn)物料運送?？梢赃m當提高龍門，減少一運運送過程中大塊物料卡阻[9]。2.1.2.3轉載機轉載機大多采用膠帶輸送機的形式。膠帶轉載機構的傳動方式有三種[5]，1、由油馬達直接或通過減速器驅動機尾積極卷筒；2、有電動卷筒驅動積極卷筒旋轉。3、有電動機通過減速器驅動積極卷筒旋轉。為了實現(xiàn)巷道掘進機膠帶轉運機構卸載端上下調高和左右擺動，以使運轉的煤巖可以準確地卸如礦車或轉載機中，可以在轉運機構的機尾安裝在掘進機尾部的回轉臺托架上，通過人力或者回轉油缸，使整個轉運機構的機尾繞回轉臺中心擺動一定的角度。這樣輸送機轉座與掘進機體主機架相連接，轉座可以圍繞立軸左右、上下擺動左右。設立由一臺水平油缸推動。裝載機后架的下部裝1個升降油缸，起支撐轉載機的作用，也用來調節(jié)轉載機的卸載高度。2.1.2.4行走機構實現(xiàn)形式及驅動方式行走機構有邁步式、導軌式和履帶式等幾種。履帶式行走機構可在底板不平或者松軟的條件下工作，不需要修路等，牽引力大，機動性能好，工作可靠，調動靈活和對底板適應性好等特點[10]。采用履帶式行走機構。履帶式行走機構的驅動方式有兩種：電動機和液壓馬達。由于液壓回路的種種優(yōu)點，選取液壓馬達驅動。2.1.2.5冷卻噴霧系統(tǒng)通常掘進機的除塵方式分為噴霧式和抽出式兩種。采用噴霧式除塵，用噴嘴把具有一定壓力的水高度擴散，使其霧化，使粉塵附在霧狀水粒表面沉淀下來，以達成滅塵效果。采用內噴霧形式，在切割頭上裝設噴嘴，對著截齒噴射[9]。2.1.2.6電控系統(tǒng)電控系統(tǒng)涉及動力部分、控制部分和檢測部分，電控系統(tǒng)必須按照煤礦井下防爆規(guī)定設計、制造、檢測，必須符合GB3836-2023標準中的有關規(guī)定和規(guī)定。為了提高掘進機在作業(yè)時的安全性，操作的靈活性以及機械傳動部分的故障診斷及監(jiān)控功能，從實用角度考慮，裝設必要的離機遙控裝置、測控壓力、溫度、液位及關鍵部位的故障診斷裝置[11]。2.2總體參數(shù)擬定根據(jù)以上設計思想及設計結果進行掘進機的總體參數(shù)擬定。掘進機的總體參數(shù)，是指重要性能參數(shù)。它表達了掘進機特性的指標。掘進機的總體參數(shù)有：機重、外形尺寸、可掘斷面、生產率、截深、擺動速度、切割力等[5]。2.2.1機器外形尺寸根據(jù)掘進機工作環(huán)境和規(guī)定，考慮到巷道的斷面和空間約束，機器高度越低越好，同時要滿足行業(yè)標準，一般小斷面掘進高度在1.7m以下，大斷面掘進機應低于2m。中、重型機高度1.6～2m，特輕型、輕型機高度1.4～1.6m。機器固定部分的長度控制在7m左右。機長的推薦值為：輕型機長m，中型機長m，重型機長m，相應的寬度分別為，，[12]。結合設計規(guī)定和工作情況掘進機的外形尺寸(長×寬×高)=8.7×2.8×1.8(不含轉載機長度)。2.2.2重量估算整機自重是掘進機的一個重要參數(shù)。機重太輕，工作穩(wěn)定性下降，擺動截割時會發(fā)生擺尾現(xiàn)象、截割效率下降，截齒損耗率增長；機重太重，機動性差，轉向靈活性下降。一般它的自重可按2-1估算[11](2-1)式中：—截割機構功率，kW；—截割頭平均截割速度，m/s；也可參照現(xiàn)有掘進機用類比法來擬定，機重(t)與截割功率(kW)之比為0.25～0.4。2.2.3機器可掘斷面機器的規(guī)格和重量重要取卻于巷道斷面的大小。懸臂式掘進機掘進斷面的大小，決定于懸臂的長度和回轉角度。2.2.3.1懸臂的長度和回轉角度的擬定根據(jù)上文的結構選擇，伸縮機構類型采用內伸縮式。(1)伸縮量。伸縮量要大于或等于截深，考慮伸縮部的結構和機器工作的穩(wěn)定性，懸臂伸縮量一般為500~600mm[5]，選取550mm。(2)懸臂長度和擺角一般情況下，巷道的形狀和規(guī)格擬定后，按照巷道和最大高度和上下寬度，結合垂直擺動的中心高度，可以初步擬定懸臂的長度和擺角。最大掘高4.5m，上擺角，下擺角，取水平擺角=。由幾何關系可以得出，在最大掘寬5.6m下，懸臂長為：(2-2)即懸臂長為3950mm(為垂直回轉中心至水平回轉中心的距離，取650mm)。回轉中心高：(2-3)(2-4)即mm盡量減少重心，取H=1600mm。根據(jù)幾何關系擬定上擺角和下擺角。既上擺角，下擺角。2.2.3.2機器可掘斷面參數(shù)的擬定[5]最大寬度(當懸臂在水平位置擺動時)：(2-5)，，，；上部寬度(當懸臂在上極限位置左右擺動時)：(2-6)，下部寬度(當懸臂在下部位置左右擺動時)：(2-7)，上擺高度：(2-8)下擺高度：(2-9)臥底深度：(2-10)，巷道高度：(2-11)可掘最大斷面：(2-12)上式中：—切割頭前端至垂直回轉中心的距離；—垂直回轉中心至水平回轉中心的距離；—水平回轉時，懸臂的擺角；—垂直回轉的上擺角；—截割到巷道底面時，垂直回轉的下擺角；—臥底時，懸臂垂直回轉的最大下擺角，可根據(jù)臥底深度來定，一般可取mm，這里取200mm。2.2.4截割機構技術參數(shù)的初步擬定2.2.4.1截割頭轉速及其功率的初步擬定掘進機的動力源都采用交流電動機。截割機構功率大小，在實際設計中一般采用類比法，再結合掘進機的一些個性因素及經驗來擬定。截齒必須具有的一定的截割速度和足夠的截割力，才干實現(xiàn)對煤巖的有效破碎。顯然在一定的功率下，適當減少截割速度(或轉速)，將使截割力矩和截割力相應增長，有助于截割較硬的煤巖。同時，還可以減少截割頭上的動載荷，減少截齒的磨損和粉塵。通常，在煤和軟巖中，可取，截割頭轉速為30~100。對于中硬巖，可選，對于砂巖和石灰?guī)r，平均截割速度=0.6~0.8，最高=0.9~1，截割頭轉速為20~40[11]。目前市場上絕大多數(shù)掘進雙速掘進機的截割速度為23r/min和46r/min，這兩種截割速度被認為是截割硬巖和煤巖的經濟截割速度，所以本次設計的巖巷掘進機截割轉速也設定為46r/min。結合行業(yè)標準MT477-1996YBU系列掘進機用隔爆型三相異步電動機選擇，擬定截割功率為200kW。2.2.4.2切割頭的有關參數(shù)的擬定[5](1)切割頭長度切割頭長度的大小影響工作循環(huán)時間，它的選擇還與煤巖性質有關?？v軸式掘進機切割頭長度應略大于截深。目前，縱軸式掘進機切割頭的長度一般為500~700mm。大功率的掘進機可以在1000mm左右。根據(jù)設計規(guī)定，擬定本掘進機為中型掘進機，選擇切割頭的長度為780mm。(2)切割頭直徑切割頭直徑影響切割力和工作循環(huán)時間。當切割頭的功率和轉速一定期，切割頭的直徑將決定切割頭的切向切割力。切割頭直徑過大，將使切向切割力減少，假如切割力小于切割阻力，就不能完畢切割任務。目前，縱軸式掘進機切割頭的直徑一般為600~900mm。大功率的掘進機可以在1000mm以上。這里選擇切割頭的平均直徑為800mm。(3)切割頭錐角對于縱軸式掘進機的圓錐形切割頭，為了獲得比較平整的巷道頂、底板或者側壁，還應結合懸臂長度、回轉中心的位置來擬定切割頭的錐角。設切割頭的半錐角為，懸臂水平擺角為，上下擺角分別為、。按幾何關系，要保證巷道的頂、底板、側壁平整，應使。顯然對于擬定的掘進機，其切割頭的半錐角是定值。掘進機的水平擺角通常為。這樣錐形切割頭的錐角擬定在之間。本掘進機設計結協(xié)議類掘進機運用情況，選取。(4)螺旋頭數(shù)和升角螺旋頭數(shù)一般為兩頭和三頭。這里選擇兩頭旋轉葉片。有關參數(shù)在結構設計中擬定。(5)切割速度和擺角速度截割功率一定期，切割速度決定切割力矩和切割力的大小。切割力矩為：(2-13)平均切割力：(2-14)平均單齒切割力：(2-15)式中：—為切割頭平均直徑，m；—為切割頭轉速，r/min；—為切割力矩，—平均切割力，N；—平均單齒切割力，N；—同時工作齒數(shù)，可取總齒數(shù)的一半。懸臂式掘進機所能達成的最大截割能力總是與其截齒的截割速度有關。截割速度的選取一般取決于被截割巖石的特性，在1～5m/s之間選取。對研磨性的硬巖石，最大截割速度要受到截齒磨損的限制。例如，截割石英含量為30%～40%，抗壓強度為100～120MPa的砂巖時，最佳的截割速度為1.5～2m/s。對易于截割的巖石(例如白堊和煤)，最大截割速度會受到粉塵濃度的限制。對煤炭一般選用4～5m/s。根據(jù)本設計規(guī)定，擬定截割速度2.0m/s?？紤]到掘進機對煤巖特性應具有一定的適應范圍，通常在較軟的半煤巖中，可以選合理的工作擺動速度，在較硬的半煤巖中可以取，對于中硬煤巖石，擺動速度不宜過大，取[11]。根據(jù)本設計規(guī)定，擬定擺動速度為1.4。(6)最大扭矩最大扭矩的擬定公式為：(2-16)式中：—切割最大扭矩；—切割硬度f=6的巖石時候，切割頭平均扭矩。，；式中：—切割頭平均直徑，m；—切割頭長度，m；—當量載荷因數(shù)。具體數(shù)據(jù)在結構設計中擬定。(7)牽引力切割頭回轉時，必須具有足夠的的牽引力，以便切割頭在擺動方向能有效地切入煤壁，保證切割工作的正常進行。切割頭平均直徑處牽引力為牽引力一般為30~60kN[5]。具體參數(shù)在結構設計中擬定。2.2.4.3電動機的選擇懸臂式掘進機切割頭功率一般在=30~200kW之間，差別比較大。切割電機功率估算公式為：，(2-17)式中：—切割頭每秒轉數(shù)；—為工作機構傳動效率，可以取0.8；—作用在切割頭旋轉軸的切割阻力矩，，通過如下式子計算：式中：—作用在一個齒上的切割阻力，N；—每條截線上的齒數(shù)；—切割頭上的總截線條數(shù)；—切割頭平均直徑，m。根據(jù)行業(yè)標準MT477-1996YBU系列掘進機用隔爆型三相異步電動機選擇，擬定截割功率為200kw，額定電壓AC1140/660V，轉速1500rpm表2-2電動機的基本參數(shù)[13]Tab.2-2Thebasicparametersofmotorforms功率/kW效率/%功率因數(shù)/堵轉轉矩堵轉電流最小轉矩最大轉矩冷卻水流量/額定轉矩額定電流額定轉矩額定轉矩200920.852.06.51.22.61.3圖2-3EBZ200E掘進機的截割電機外形[14]Fig.2-3EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.Ltd.2.2.4.4回轉臺的布置及參數(shù)擬定切割臂的上升、下降和左右回轉臺由裝在其上的各油缸來實現(xiàn)。回轉臺重要由回轉油缸、回轉座、連接臂、回轉架、升降油缸等部件構成?；剞D座上裝有交叉軸承，即可承受徑向載荷，又可以承受軸向載荷。連接臂的左端用螺栓與切割臂固定在一起。工作時，切割臂隨連接臂助于升降油缸可以在垂直方向上升和下降足夠的角度；切割臂隨回轉臺油缸可以在水平方向左右各擺動33°?；剞D臺中心高在1600mm。回轉臺直徑取1600mm根據(jù)煤炭行業(yè)標準MT475-1996《懸臂式掘進機回轉支承型式基本參數(shù)和技術規(guī)定》，選取回轉支承結構型式為01系列——單排四點接觸球式。具體尺寸在結構設計中擬定。2.2.5裝運機構參數(shù)擬定耙裝部機構采用弧形三齒星輪式，有左右兩個，對稱布置。裝載機構耙爪的轉速一般為25～48r/min[11]，原動機為2臺液壓馬達，工作時交錯耙抓。轉速取28r/min。鏟煤板的傾斜角一般為，它的寬度應當比履帶外寬敞0.6～1.2m，下降最低位置不應小于臥底深度，上升最大高度應到達350～400mm。根據(jù)上文擬定的原則，輸送機形式：邊雙鏈刮板式，刮板鏈規(guī)格：18×64圓環(huán)鏈，輸送機槽寬：500mm，龍門高度：360mm。圖2-4EBZ200E掘進機的雙邊刮板輸送機[14]Fig.2-4EBZ200EroadheaderinJiamusiCoalMineMachineryCo.,Ltd.2.2.6行走履帶技術參數(shù)的擬定與連接行走履帶技術參數(shù)的擬定要符合煤炭行業(yè)標準MT/T577-1996《懸臂式掘進機履帶機構型式與參數(shù)》的規(guī)定。2.2.6.1行走履帶驅動方式及系統(tǒng)參數(shù)的擬定履帶機構驅動裝置所需要的最小功率應能滿足掘進機在最大設計坡度上作業(yè)、爬坡、轉彎等工況的規(guī)定；最大功率應小于在水平路面履帶打滑時的功率。履帶機構驅動裝置為液壓馬達。液壓系統(tǒng)馬達回路額定壓力應符合下表的規(guī)定：表2-3液壓系統(tǒng)回路額定壓力系列[15]Tab.2-3Tableofhydraulicpressuresystemcircuitratedseries6.310.012.516.020.025.0單位：Mpa結合目前我們同類同功率型號的掘進機，做類比，我們選擇液壓回路額定壓力16.0MPa。2.2.6.2履帶的接地長度、行駛寬度和履帶寬度的擬定[5]這些參數(shù)取決于地面的允許比壓、轉向性能、坡度橫向的穩(wěn)定性等。行駛寬度按略小：(2-18)(2-19)履帶機構履帶板寬度：表2-4履帶板寬度系列[15]Tab.2-4Tableofthewidthofcrawlermechanismseries250300370400450500520550600650單位：mm結合煤炭行業(yè)標準MT/T577-1996《懸臂式掘進機履帶機構型式與參數(shù)》的規(guī)定(如表)，取履帶板寬度：450mm，行駛寬度2800mm，履帶接地長度3300mm。2.2.6.3驅動輪直徑采用后輪驅動，掘進機使用重量為(kg)，則驅動輪直徑(mm)經驗公式：[5](2-20)取=1100kg，=460mm2.2.6.4履帶節(jié)距縮小履帶節(jié)距(mm)可以減少行駛速度的不均勻性；增大節(jié)距，可以改善接地比壓的分布。一般取節(jié)距，(kg)為轉載機的有效重量[16]。取節(jié)距=120mm。2.2.6.5履帶機構公稱接地比壓的計算與擬定公稱接地比壓由下式計算：[17](2-21)式中：—公稱接地比壓，MPa；—履帶機構所屬掘進機的重量，N；—單邊履帶機構的履帶鏈寬度，mm；—單邊履帶機構的接地長度，mm。履帶機構的公稱接地比壓為0.14MPa。2.2.6.6履帶機構的行走速度一般設計有工作和調動兩種速度。工作速度一般為2～5m/min，調動速度一般為10～15m/min[18]。能實現(xiàn)快速調動和慢速作業(yè)的需要，行走機構用液壓馬達驅動，實現(xiàn)0～10m/min的無級調速。工作速度為0～5m/min。2.2.6.7履帶傳動的連接方式與履帶機構張緊結構型式有滑動和滾動兩種連接方式，滑動式結構簡樸，內阻較大，對特輕型、輕型、中型掘進機推薦采用滑動式結構型式。滾動式運營阻力較小，履帶架底部與履帶鏈相接接觸面磨損小。重型和特重型掘進機推薦采用這種結構形式。在履帶架底部裝設的支重輪，每個承載力應不小于機重的50%，間距一般為履帶板節(jié)距的1.5倍[19]。履帶機構張緊行程應大于履帶鏈節(jié)距的一半。具體參數(shù)在結構設計中擬定。2.2.7噴霧系統(tǒng)的參數(shù)外噴霧系統(tǒng)，噴嘴設立在截割機構懸臂的前端，水壓為1.5MPa。內噴霧系統(tǒng)的噴嘴裝置設在截割頭截齒座的后面。內噴霧系統(tǒng)的壓力不低于4MPa。對截割硬巖石的情況下，應適當提高水壓和水量。同時內外噴霧系統(tǒng)總水量不得超過掘進機實際生產能力的6～8%，否則導致工作面煤泥積水現(xiàn)象[18]。2.2.8生產率掘進機的生產率涉及截割生產率、裝載生產率和運送生產率，它們之間存在一定的關系。(1)截割生產率截割生產率即機器的生產率，它又分為理論生產率、技術生產率和實際生產率。掘進機的理論生產率為[20]：(2-22)或者式中：—掘進機理論生產率，；—掘進機理論生產率，；—煤巖松散系數(shù)，一般取=1.5；—截割頭的橫截面積，㎡；—截割頭橫向擺動速度，；—煤巖的容重，。技術生產率是指掘進機在給定條件下連續(xù)工作一小時獲得的最大生產率，可按下式擬定：(2-23)或若用進尺速度表達，則為：(2-24)式中：—技術生產率，；—技術生產率，；—進尺速度，m/h；—截割頭沿工作面移動所破碎煤巖的厚度，m；—截割頭截入工作面的深度，m；—巷道的毛斷面積，㎡；—掘進機工作不連續(xù)系數(shù)，即掘進機純截割時間與總循環(huán)時間的比值。式中：—因更換截齒或掘進調動等因素使掘進機停歇的時間，min；—可靠性系數(shù)，一般取K=0.9～0.8；—每個工作循環(huán)的工作機構行程，m，可按下式擬定：式中：—巷道頂寬，m；—巷道底寬，m；—截割頭直徑，m；—巷道高度，m；實際生產率是指掘進機在一般工作時間內的實際平均生產率。要考慮司機操縱機器和工作面實際情況導致的一些不可避免的時間損失等。(2)中間輸送機生產率中間輸送機的最大生產能力為：(2-25)式中：—生產率，；—裝滿系數(shù)。依使用條件，如輸送機傾角、煤巖硬度、塊度、溫度及溜槽結構定，一般取=0.95～0.9；—鏈速，；—輸送機斷面，㎡，由下式擬定：式中：—輸送機槽寬，m；—輸送機有效高度，m；—貨載堆積角，即高于槽幫煤巖的安息角。。(3)裝載機生產率膠帶式裝載機的輸送能力按下式計算：(2-26)式中：—膠帶輸送能力，；K—斷面系數(shù)；—帶速，；C—傾角系數(shù)；B—帶寬，m；掘進機的設計以截割生產率為依據(jù)，而裝載、輸送、裝載的生產能力應稍高于截割生產率，要滿足以下關系：(2-27)過高或過低都會影響設備的協(xié)調工作。本掘進機設定的裝載效率為230，在做結構設計的時候以此為依據(jù)，所以裝載機的效率可以是230。由此滿足式(2-27)，掘進機工作協(xié)調。2.3掘進機的傳動系統(tǒng)根據(jù)上文的設計和選型，擬定的掘進機的傳動系統(tǒng)圖如下：圖2-5掘進機的傳動系統(tǒng)Fig.2-5Thedrivesystemofroadheader1—內齒輪2—中心輪3—二級中心輪4—行星輪5—電動機6、7—圓錐齒輪8—鏈輪9—鏈輪軸10—內齒輪11—二級行星減速機12—齒輪13—油馬達14—齒輪15—齒圈16—油馬達17、18—渦輪蝸桿19—星輪2.4總體布置圖圖2-6掘進機的總體布置圖Fig.2-6Theoveralllayoutofroadheader1—切割部；2—裝載部；3—行走部；4—液壓系統(tǒng)；5—電氣系統(tǒng)；6—轉載部；7—噴霧系統(tǒng)2.5總體參數(shù)總結根據(jù)設計的規(guī)定和目的，進行了掘進機的總體方案設計。這里擬定了本掘進機的型號為EBZ200。這里大多運用到行業(yè)標準，以及各煤炭科學研究院所的研究成果和經驗公式。為了保證實用性，在參數(shù)的選取上，盡量實現(xiàn)優(yōu)化，現(xiàn)把各總體參數(shù)總結如下：1)初步擬定切割電機功率

200kW

；2)截割頭轉速

46；3)履帶行走速度

0～5/10；4)履帶板寬

450mm；5)行駛寬度3000mm；6)履帶接地長度3300mm；7)機

長

8.7m；8)機

寬

2.8m；9)機高

1.8m；10)最大掘高4.5m；11)最大掘寬5.6m；12)巷道坡度±16°；13)水平回轉時，懸臂的擺角；14)垂直回轉的上擺角；15)截割到巷道底面時，垂直回轉的下擺角；16)臥底時，懸臂垂直回轉的最大下擺角；17)可掘最大斷面；18)懸臂長為3950mm；19)伸縮部伸縮量550mm；20)供電電源

AC1140V；3懸臂式掘進機截割機構方案設計3.1截割部的組成掘進機截割部重要由截割電動機、截割機構減速器、截割頭、懸臂筒組成。見圖3-1.截割部是掘進機直接截割煤巖的裝置，其結構型式、截割能力、運轉情況直接影響掘進機的生產能力、掘進效率和機體的穩(wěn)定性，是衡量掘進機性能的重要因素和指標。因此，工作部的設計是掘進機設計的關鍵。1截割頭2伸縮部3截割減速機4截割電機圖3-1縱軸式截割部Figure3-1Verticalaxis-typecuttingunit圖3-2截割頭Figure3-2Cuttinghead?3.2截割部電機及傳動系統(tǒng)的選擇切割電機的選擇應根據(jù)工作條件選取，由設計規(guī)定可知，所設計的掘進機可截割硬度為小于85Mpa的中硬巖，查表2-1可知應當選取功率為200KW的截割電動機。電機動力經傳動系統(tǒng)傳向截割頭進行截割，且機體為焊接結構，前端與行星減速器相聯(lián)，后端聯(lián)接回轉臺。電機輸出力矩，通過花鍵套傳遞給減速器，再由花鍵套傳到主軸，主軸通過內花套鍵與截割頭相聯(lián)，把力(矩)傳遞到割頭上，截割頭以此方式進行工作。?3.3截割頭及截齒類型的選擇截割頭是掘進機的工作機構，重要功能是破碎和分離煤巖，是掘進機直接用來破碎煤巖的部件，是掘進機的關鍵部件。切割頭裝有截齒，用語破碎煤巖的部件。切割頭重要由截割頭體、齒座、螺旋葉片、截齒、噴嘴及筋板等構成；螺旋葉片焊在切割頭體上，沿螺旋線并按截線間距排列齒座和截齒?？v軸式掘進機切割頭的形狀通常有圓柱形、圓錐形、圓錐圓柱形幾種。圓錐形切割頭有助于鉆進工作面，也能保證切割出來的巷道表面較平整，保證巷道坡度，也不會給支護工作帶來麻煩[5]。所以選擇圓錐形切割頭。?3.3.1截齒的設計（1）截齒類型的選擇在截割頭上安裝扁齒（又稱刀齒或徑向齒）或鎬齒（又稱錐形齒或切向齒）。由于煤巖超硬即按原蘇聯(lián)根據(jù)接觸強度值的大小把巖石分為六類中的中檔堅固，選用鎬齒。齒柄為圓錐體，插入齒座后，用U型銷或環(huán)形鋼絲固定。當截割煤巖時，齒能在齒座內自由轉動，使齒尖磨損均勻，保持齒鋒利利。齒柄上有環(huán)形槽，用之以卡住齒。（2）截齒排列參數(shù)的擬定①每線齒數(shù)對于較硬的煤和硬巖，通常選用毎線一齒。否則，就會出現(xiàn)加深截槽的現(xiàn)象，即同一截線上的截齒只是加深由前一個截齒截出的截槽，而崩落的效果極為薄弱。對于每線一齒，在排列上應使第i條截線上的截齒的圓周角與螺旋角頭數(shù)和相鄰截線上截齒的角度保持下列關系：。②截線間距S它表征相鄰截齒齒尖軌跡的距離，其值影響單個截齒載荷、受力大小、破碎效果和功率消耗。對縱軸式切割頭選擇截線間距時，特別應考慮煤巖特性和水平擺動速度，由于截線間距在切割過程中發(fā)生變化，總之，擬定截線間距時應全面考慮煤巖性質、截割厚度、牽引速度等因素。橫切割頭在擺動切割時，實際截割間距隨擺動速度變化，而切深保持不變。實驗證明，被截下的煤巖量與截線間距和切深有關，過小的截線間距使煤巖過于粉碎，產生粉塵、單位能耗高、截割效率低。過大的間距則會在煤壁上保存棱邊，也引起截割效率減少，對的的截線間距是切深的二倍，即。{h-截齒切深，m；-牽引速度或擺動速度，m/min；n-切割頭轉速，r/min；-一條截線上的截齒數(shù)。具體選取時可以參照下表的經驗值。表3-1橫切割頭截割參數(shù)與礦物特性關系Table3-1therelationoftransversecuttinghead‘scuttingparametersandmineralcharacteristics礦物特性超硬材料硬材料中硬材料軟材料單向抗壓強度/Mpa＞8060-8030-60＜30牽引速度/（m/s）0．2-0．40．3-0．40．35-0．60．65截線距/mm40-5050-6060-10070-120③相鄰鎬齒間的最佳間距由式4-13知：s/d=tgs為兩相鄰截齒的中心距；d為直徑；為斷面傾斜著通過一時的計算值。時鎬形截齒的圓錐角的一半。?3.3.2截齒的排列（1）截齒排列方式①順序式。截齒是一個挨一個進行截割的，形成的截槽兩邊不對稱，截齒兩側受力不等。此外，這種布置方式，切削斷面較小。其條件是：螺旋頭數(shù)與毎線齒數(shù)之比為1.②交叉式。截齒以一個間隔一個的順序進行截割的，形成兩側接近對稱的截槽，可以保證截齒兩側受力基本平衡，切屑面積大，截割比能耗低。這種排列方式有助于減少截齒的側向和截割比能耗。其條件是：螺旋頭數(shù)與毎線齒數(shù)之比為2.圖3-3截齒排列方式Figure3-3pickarrangementway（2）截齒排列圖圖3-4截齒排列Figure3-4pickarrangement左截割頭的排列為右旋，右截割頭的排列為左旋。這樣，在工作時割落的煤巖拋向兩個截割頭的中間，改善了截割時的受力情況和裝載效果。（3）截齒的安裝①截割角α（又叫切削角）。截割角是截齒軸線與齒尖運動軌跡的切線之間的夾角。實驗表白截割角在45°-55°之間時截割阻力最小。此范圍內，截齒以較好的位置鍥入巖石，它對切割頭很重要。大的角雖然提高切削效率，但磨損比較嚴重，容易使齒尖變鈍，以致無法切入礦物。當角很小時，所需進給力增大，容易使截齒超載，此時，截齒不僅軸線方向承受負荷，并且齒頂方向負荷較大，使進給力和切削力達成十分有效的使用效果，經德國礦冶技術有限公司實驗分析，推薦最佳的截割角為46°.圖3-5鎬形齒的安裝角度Figure3-5pickaxeshapecuttingpickinstallmentangle②傾斜角β。截齒按傾斜角安裝，保證截齒在橫向擺動截割時，沿合速度方向截入巖體。由于截割頭橫擺速度遠遠低于截割速度，因此，β角很小。（）。為了使刀齒能磨損均勻，保持銳利的工作狀態(tài)，以便減少截割阻力，根據(jù)實踐和實驗表白，截齒應向截割頭橫擺方向偏轉8°。這樣，截齒的運動方向與進入巖體方向一致，也有助于截齒的自轉。3.3.3掘進機截割頭載荷計算當截割頭的結構、幾何尺寸以及截齒排列方式等都已擬定，就應當進行截割頭載荷計算，這是截割頭設計的重要一步。截割頭的載荷大小與煤巖性質、截齒結構尺寸、截齒布置參數(shù)等因素有關，并且隨位置不同而變化。這是由于截割頭工作時，煤巖的破碎是不連續(xù)的，每個截齒的截割阻力成周期性變化，因此截割頭上的載荷是隨時間變化的。通過截割頭載荷計算可以求得截割頭的各載荷曲線，由此得出載荷的最大值、最小值、平均值和擺動值以及載荷的合力作用點。這種擬定截割頭的載荷的方法比較科學、準確，便于對截割頭的載荷和截割特性的研究。（1）切屑厚度的計算當截割頭橫向擺動截割時，在圓周范圍內，每個截齒最大工作角度為180°。假如順著截割頭旋轉軸朝工作面方向看，截齒工作半周的切屑斷面成月牙形。當每條截線上有兩齒時，最大切屑厚度是在同一條截線相鄰二齒相繼截割而形成的。當每條截線上有一齒時，這個齒的切割深度即最大切屑厚度。確切的說，最大切屑厚度是指在橫向在與巷道中線垂直方向的切屑斷面厚度。截割頭上第i個齒的最大切屑厚度himax應按下式計算：式中vbi：第i個截齒橫向擺動速度；βi：第i個截齒截割頭中心線的角度；n：截割轉速；m：同一條截線上截齒數(shù)。在截割頭工作過程中，n和m是不變化的，βi的變化范圍也不大，只有vbi有較明顯的變化。在截割同一種煤巖時，靠近截割頭小端處的截齒有較大的切屑厚度。3.3.4截齒受力計算掘進機截割頭在正常截割狀態(tài)下，截齒受到截割阻力、牽引阻力和側向力。而具體的某個截割頭的截割受力與相鄰截線上的截齒排列方式有關系。當相鄰兩條截線上的截齒在同一個葉片上，這種截割方式為順序式截割；當相鄰兩條截線上的截齒不在同一個葉片上，這種截割方式稱為交叉式截割。順序式截割，屬半封閉式截割，有明顯的側向力；交叉式截割，屬淺封閉式截割，截齒幾乎不受側向力。在計算瞬時載荷之前，對截齒的平均受力、截割頭對旋轉軸的截割阻力矩、截割電機的功率及其單位能耗等參數(shù)指標進行計算評估，與瞬時負載情況對比分析，對以后瞬時負載、功率等計算有指導意義。1.單個截齒平均截割阻力z載荷公式（3-1）鎬形齒牽引阻力y公式N（3-2）鎬齒承受側向力x計算公式，N (3-3) 式中PK——巖石接觸強度，單位Mpa；——截齒類型系數(shù)，鎬形齒1.5，徑向齒為1；——截齒幾何形狀影響系數(shù)，鎬形齒徑向齒——硬質合金刀頭形狀系數(shù)；——刀桿頭部形狀系數(shù)；——硬質合金刀頭直徑系數(shù)；——截齒刀部寬度影響系數(shù)， ，b是刀齒刃布寬度，單位mm；——截齒前刃面形狀影響系數(shù)，前刃面是平面，取1，橢圓形或頭形前刃面取0.95；——截齒截角影響系數(shù)；t——平均截線距，mm；h——平均切屑厚度，mm；——齒的后刃面磨鈍后在牽引方向投影面積，mm2，徑向齒取30-40mm2，切向齒取15-20mm2；2.對截割頭旋轉軸的截割阻力矩計算（3-4）式中z——作用在一個截齒上的截割阻力，N；——每條截線上的齒數(shù)；p——截割頭上的總截線條數(shù)；——截割頭平均直徑，m；——截割頭長度，m；——過截割頭轉軸的截割頭縱斷面面積，m2;——考慮同時截割煤的截齒個數(shù)的系數(shù)，最大取0.5；——煤巖體松裂系數(shù)，最大取1。3.截割電動機功率計算，Kw（3-5)式中——截割頭每秒轉數(shù)；——工作機構傳動效率，可取為0.8。4.單位能耗計算 ，(3-6)式中z——截齒截割阻力；t——平均截線距，mm；h——平均切屑厚度，mm。負載和功率的初定為以后設計擺動速度和鉆進速度、計算載荷提供參考依據(jù)。3.3.5瞬時載荷、力矩及功率計算1.單個截齒瞬時載荷計算截割阻力公式，N（3-7）鎬形齒牽引阻力公式，N （3-8）鎬齒承受側向力計算公式，N （3-9）式中i為第i個截齒；為截齒齒尖與截割頭徑向截面中心連線和X軸的夾角。，mm——截齒的切削寬度，mm；由于截線距不等，所以，在計算時取截齒所在截線上下各一半，即。2.某一瞬時截割頭受到的合力及合力矩計算合力及其合力矩計算方法（以橫擺為例圖文說明）：一方面計算各個截齒的截割阻力z和牽引阻力y，如圖4-2所示。然后將z和y轉化到相應截齒所在截線的平面與截割頭軸線的交點處，力平移過去同時截割阻力產生了一個力矩，如圖4-3所示。在各個交點處建立局部坐標系，其三個方向和質心處的坐標系方向一致，即一個軸沿截割頭軸線，一個軸位于過截割頭軸線并垂直于水平地面的面上，另一個軸方向便擬定，這樣將轉化到各個交點處的力投影到局部坐標系中，在將所有的局部坐標系的力和力矩轉化到質心處的坐標系并合成為三向力和三向力矩（包具有側向力，假如沒有側向力則只有兩個方向的力和三向力矩）。圖3-6截齒瞬時負荷圖Figure3-6thepictureofthechargesentence圖3-7截齒力矩轉化圖Figure3-6momentalofthegare（1）單齒上的載荷，如圖3-7—Zi、Yi。（2）局部坐標系上的力和力矩；（3-10）；（3-11） （3-12）式中——截割頭轉動的角速度，rad/s；——在時刻，第i個截線上的工作截齒在截割頭圓周方向的角度，rad；——第i個齒的徑向距離的二倍（即直徑）；（3）截割頭質心上的三向力和三向力矩計算在t時刻，截割頭受到的瞬時三向力為： ，； （3-13），； （3-14）在t時刻，截割頭受到的瞬時三向力矩為：,； （3-15），； （3-16）,； （3-17）注意：Li有正負之分，靠近截割頭頭部的為正值，靠近端面的為負值。3.求功率、均值、方差和波動系數(shù)功率：，Kw （3-18）均值： （3-19）均方差:（3-20）波動系數(shù)：波動系數(shù)是用來衡量載荷波動平穩(wěn)情況，波動系數(shù)越小說明載荷越平穩(wěn)，掘進機受力情況越好；反之掘進機受力情況相對惡劣。當載荷波動系數(shù)很大時說明截割頭設計不合理，需重新設計。3.4截割速度方案設計在掘進機工作過程中，巖石硬度不是恒定的，各種硬度的巖石相應的經濟截割速度不同，所以截割速度最佳是隨時變化著的，掘進機在掘進巷道工程中，其工作狀態(tài)與工況參數(shù)有密切關系。如：截齒的磨損與其線速度有直接關系；所以傳動零件以及緊固件的疲勞破壞都與載荷的性質與載荷的穩(wěn)定限度有關，而載荷的穩(wěn)定限度有是截割頭轉速、懸臂擺動速度、切屑厚度以及截割阻力等參數(shù)的函數(shù)。對于不同的截割對象，為了保證掘進機有高的掘進效率和可靠的工作狀態(tài)，從理論方面分析，截割頭轉速、截齒線速度、懸臂擺動等運動學參數(shù)以及截齒上承受的截割阻力、截割電機功率等動力學參數(shù)都應當是不同的。但是，現(xiàn)在正實用的掘進機不能實現(xiàn)這個規(guī)定。由于尚未研制出截割頭拖動裝置的無級調速系統(tǒng)，本次設計掘進機有兩種截割速度，高速級用于截割硬度較小的巖石，低速級用于截割硬度較大的巖石，工作時可以根據(jù)巖石變化而隨時改變截割速度。假如在傳動系統(tǒng)中設計變速器將使傳動系統(tǒng)大大復雜化，這與掘進機工作部傳動系統(tǒng)的的設計原則相矛盾，所以變速直接采用電機變速，通過改變電機極數(shù)改變速度和功率。3.5傳動方案設計懸臂式掘進機的傳動方式為電機輸出軸通過聯(lián)軸器將轉矩傳遞給減速器的輸入軸，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器將轉矩傳遞給主軸，主軸帶動截割頭轉動。3.5.1工況特點及規(guī)定（1）低速重載小體積由于國內外掘進機均向著重型化方向發(fā)展，其截割機構傳遞的功率相應地也越來越大，但是截割結構外形尺寸缺沒有隨功率的增長而成比例地增長。特別是一般掘進機由于其工作特點所致，截割臂的外形多設計成寶塔狀，即越靠近截割頭（動力輸出端），其外形尺寸越小。因此，處在截割臂前端的傳動，在設計上因尺寸問題受到極大的限制。（2）沖擊負荷大掘進機是通過截割頭完畢截割煤巖的，因破碎機理所致，當截割煤巖時，煤巖的反作用力使截割阻力和沖擊負載毫無保存地傳遞至齒輪、軸、軸承等傳動件上。（3）載荷變化大截割時，由于受被截割物料軟硬不均，牽引速度和截割深度的影響，載荷始終處在大幅度波動之中，而其載荷又不易被測定。（4）高可靠性我國越來越重視掘進設備的可靠性，相應地制定了一套實驗檢測標準和規(guī)范。如新設計掘進機的減速器必須進行性能實驗和耐久性實驗，截割減速器的耐久性實驗為連續(xù)滿載運營1000h。3.5.2傳動類型的設計由于行星齒輪傳動具有多分流傳動、低壓力嚙合、作用力平衡和運營多變性等一系列特點，所以在同等工作條件下與定軸齒輪傳動相比，行星齒輪傳動具有外形尺寸小，重量輕、傳動效率高、工作可靠和同軸傳動等許多突出優(yōu)點，因此國內外縱軸式掘進機的截割結構傳動系統(tǒng)均采用行星齒輪傳動，以期在提高承載能力、效率和可靠性的同時，盡也許地減輕重量、縮小外廓尺寸、減少制導致本。規(guī)定傳動裝置體積小、結構緊湊，并滿足一定的強度規(guī)定和減速比規(guī)定。因此，這種工作機構的傳動裝置多采用行星齒輪傳動，以滿足以上規(guī)定。假如采用一級減速，則傳動比太大，導致齒輪結構很難滿足現(xiàn)實規(guī)定，因此，決定采用2級齒輪減速。齒輪系的選取有定軸輪系和周轉輪系兩種。由于懸臂采用內伸縮式，電動機、聯(lián)軸器、的減速器相對于軸向是固定的，從傳動裝置體積小、結構緊湊等考慮，采用雙級行星齒輪傳動。工作機構傳動系統(tǒng)布置圖3-1。圖3-6傳動系統(tǒng)Fig3-6Thetransmissionsystem截割電動機通過聯(lián)軸節(jié)、中心輪、行星輪、內齒輪、中心輪、行星輪和聯(lián)軸節(jié)驅動切割頭進行切割。中心輪固定在懸臂主軸上，行星輪與之嚙合，同時又與一個內齒輪嚙合，內齒輪固定在箱體上。使減速器的強度能滿足電動機的最大轉矩和動載荷，即使電動機過載以至停止，減速器也不至于出現(xiàn)機械故障。若減速器的強度不能滿足電動機的最大轉矩，必須設過載保護裝置，如安全銷、壓緊彈簧、液壓或摩擦聯(lián)軸器等。3.6伸縮部方案擬定（1）內伸縮式（也稱套筒式）由伸縮部分和固定部分組成。電動機、聯(lián)軸器和減速器相對于懸臂自身在軸向是固定的?；ㄦI主軸、截割頭、內套筒和保護套筒是可伸縮部分，在伸縮油缸作用下，通過花鍵連接，相對固定部分移動完畢伸縮動作。其原理如圖3-2（b）所示。圖3-7懸臂伸縮原理圖Fig3-7Thefigofthecantileverflex(a)內伸縮式(b)外伸縮式1懸臂；2減速器；3電動機；4伸縮油缸；5滑架；6花鍵主軸；7內套；8聯(lián)軸器；9外套(2)外伸縮式（又稱滑架式）外伸縮式裝置是將電動機、聯(lián)軸器和減速器等連成一個剛性整體，構成懸臂的可伸縮部分，而固定部分為一與回轉臺鉸接的滑架。可伸縮部分裝在滑架內，運用伸縮油缸使其來回整體移動，實現(xiàn)伸縮，其原理如（圖2-3a）所示。外伸縮式結構簡樸、制造方便，主軸與減速器在軸向固定連接，密封性能好，但伸縮時移動部分質量較大，不利于機器的穩(wěn)定性。4截割部減速機構設計4.1電機選擇4.1.1截割速度根據(jù)設計規(guī)定，截割頭轉速n=46r/min4.1.2截割功率根據(jù)所截割煤巖的特性、工作機構的類型，參照類似工作條件、工作范圍的國內外各種掘進機，來選定截割電機功率。表4-1我國主流掘進機的重要技術性能表Tablet.4-1TableofmainlyperformanceofroadheaderinChina技術參數(shù)AM50S-100EBJ-120TPEBZ200TYS150JELMB-75CEBJ-200SH斷面/㎡6～188～238～189～219～236～178～24可截割硬度/MPa60706080807080～100機重/t26.8273651.544.623.453總功率/kW174145190250205130314截割功率/kW100100120200150/8075200適應坡度/（°）16161616161616系統(tǒng)壓力/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生產廠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據(jù)設計規(guī)定，截割硬度小于85Mpa，選擇截割功率為200kW。4.1.3選擇電機根據(jù)截割功率選擇電動機型號為：YBUD-200隔爆電動機其重要性能數(shù)據(jù)如下：表4-1Tablet.4-1型號額定功率同步轉速滿載轉速YBUD-200200KW1500r/min1460r/min4.2截割減速器結構設計根據(jù)性能規(guī)定：傳動比大，輸入軸與輸出軸具有同軸性，選用行星齒輪傳動。因傳動比較大，采用兩級行星傳動，傳動系統(tǒng)簡圖如圖4-2：圖4-1傳動系統(tǒng)簡圖Fig4-1Thediagramoftransmissionsystem行星減速器重要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相應的軸孔內，內輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn)第一級減速[7]。第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內。這里內輪與減速器殼體組成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉還繞太陽輪公轉，從而實現(xiàn)第二級減速器。為了盡量減小減速器體積和重量，將行星減速器的外殼與兩級行星傳動的內齒圈設計成一體。這種結構使得低速級和高速級的內齒圈齒數(shù)相等，整個輪系中齒輪的模數(shù)也相等。4.2.1傳動比的分派擬定總傳動比并根據(jù)傳動比分派理論分派各級傳動比,并選擇齒輪齒數(shù)i總==1460/46=31.739高速級的傳動比：=低速級的傳動比：4.2.2各軸功率、轉速和轉矩的計算按指導書表4.2-9擬定各零件效率取：聯(lián)軸器效率=0.99齒輪嚙合效率=0.97（齒輪精度為7級）滾動軸承效率=0.98滾筒效率=0.96開式齒輪嚙合效率=0.950軸（電動機軸）：P=P=200kwn=1460r/minT=9.55P/n=9.55×200×10/1460=1308.22N.mⅠ軸：P=P×=P×=200×0.99=198kwn=1460r/minT=9.55×P/n=9.55×198×10/1460=1295.14N.mⅡ軸：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軸：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齒輪部分設計4.2.3.1高速級齒輪傳動的設計(1)選擇齒輪材料：太陽輪選用45#鋼調質解決HRC1=56—62行星輪選用45#鋼調質解決HRC2=56—62(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算：齒寬系數(shù),查教材表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.5齒輪齒數(shù)的選擇：傳動比條件：同心條件（各齒輪模數(shù)相同）：均布條件（N為整數(shù)）：鄰接條件：根據(jù)以上四個條件選擇=21=57=135k=3實際傳動比u=Z3/Z1+1=7.429傳動比誤差=（7.429-7.399）/7.429=0.0041誤差在5%內，合適1）擬定齒輪傳動精度等級，比照公式：（4-1）估取圓周速度V=6.08m/s,參考教材表8-14，8-15選取=2\*ROMANII公差組7級2）太陽輪分度圓直徑d1,由下式得：（4-2）a齒寬系數(shù):查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.8b太陽輪轉矩T1:T1=108494N.mmc載荷系數(shù)K:K=KKKK（4-3）使用系數(shù)K:查表得K=1.3動載荷系數(shù)K:查表得K=1.2齒向載荷分布系數(shù)K:查表取K=1齒間載荷分派系數(shù)K：由下式及其=0得=[1.88-3.2()]=1.68查表并插值得K=1.16則載荷系數(shù)K的初值KtKt=1.3×1.2×1×1.16=1.81d彈性系數(shù):查表取得=189.8e節(jié)點影響系數(shù)（）:根據(jù)條件查圖可得=2.5f重合度系數(shù):查表（），取=0.87g許用接觸應力:（4-4）接觸疲勞極限應力，，查表可得=570N/mm2,=460N/mm2應力循環(huán)次數(shù)N:==1.42×109則查表得出接觸強度的壽命系數(shù)(不允許有點蝕)，硬化系數(shù):根據(jù)設計條件查圖可取=1接觸強度安全系數(shù)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所以太陽輪分度圓直徑d1的設計初值d1t為齒輪模數(shù)m：m==73.49/21=3.50取m=4太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：=21×4=84mm圓周速度v：與估取值相近，對KV取值影響不大，不必修正KV所以可以取定：KV=KVt=1.2，K=Kt=1.81太陽輪分度圓直徑d1：d1==84mm行星輪分度圓直徑d2：d2=mZ2=4×57=228mm中心距a：a=mm齒寬b：mm，取37行星輪齒寬b2：b2=b=37mm太陽輪齒寬b1：b1=b2+(5--10)取b1=45內齒圈分度圓直徑：d3=mZ3=4×135=540mm4.2.3.2低速級齒輪傳動的設計(1)選擇齒輪材料：太陽輪選用45#鋼調質解決HRC1=56—62行星輪選用45#鋼調質解決HRC2=56—62(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算：齒寬系數(shù),查教材表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.5齒輪齒數(shù)的選擇：傳動比條件：同心條件（各齒輪模數(shù)相同）：均布條件（N為整數(shù)）：鄰接條件：根據(jù)以上四個條件選擇=29=53=135k=3實際傳動比u=Z3/Z1+1=5.5傳動比誤差=（5.5-5.481）/5.5=0.0035誤差在5%內，合適1）擬定齒輪傳動精度等級比照公式：（4-5）估取圓周速度V=1.29m/s,參考教材表8-14，8-15選取=2\*ROMANII公差組7級2）太陽輪分度圓直徑d1,由下式得：（4-6）a齒寬系數(shù):查表按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.5b太陽輪轉矩T2:T2=7287860N.mmc載荷系數(shù)K:K=KKKK（4-7）使用系數(shù)K:查表得K=1.3動載荷系數(shù)K:查表得K=1.2齒向載荷分布系數(shù)K:查表取K=1齒間載荷分派系數(shù)K：由下式及其=0得=[1.88-3.2()]=1.68查表并插值得K=1.16則載荷系數(shù)K的初值KtKt=1.3×1.2×1×1.16=1.81d彈性系數(shù):查表取得=189.8e節(jié)點影響系數(shù)（）:根據(jù)條件查圖可得=2.5f重合度系數(shù):查表（），取=0.87g許用接觸應力:（4-8）接觸疲勞極限應力，，查表可得=570N/mm2,=460N/mm2應力循環(huán)次數(shù)N:==2.58×107則查表得出接觸強度的壽命系數(shù)(不允許有點蝕)，硬化系數(shù):根據(jù)設計條件查圖可取=1接觸強度安全系數(shù)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所以太陽輪分度圓直徑d1的設計初值d1t為齒輪模數(shù)m：m==113.8/29=3.92取m=4太陽輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值：=29×4=116mm圓周速度v：與估取值相近，對KV取值影響不大，不必修正KV所以可以取定：KV=KVt=1.2，K=Kt=1.81太陽輪分度圓直徑d1：d1==116mm行星輪分度圓直徑d2：d2=mZ2=4×53=212mm中心距a：a=mm齒寬b：mm，取57行星輪齒寬b2：b2=b=57mm太陽輪齒寬b1：b1=b2+(5--10)取b1=65mm內齒圈分度圓直徑：d3=mZ3=4×135=540mm4.2.4軸設計及校核輸入軸、中間空心軸和輸出軸只承受轉矩作用而無彎矩作用，所以在設計計算時只需按照許用轉應力計算公式計算出最小軸徑，然后按照軸上零部件進行設計，不需要再對軸進行校核計算輸入軸：材料40Cr（）功率KW轉速r/min（4-9）輸出軸：材料40Cr（）功率KW轉速r/min（4-10）中間空心軸材料40Cr（）功率KW轉速r/min（4-11）（4-12）（4-13）行星輪軸行星輪軸不僅承受嚙合作用力對其施加的載荷，并且還要承受行星齒輪的離心力對其施加的載荷。圖4-2齒輪運動簡圖Fig.4-2Thediagramofgear'sload行星輪c作用于中心輪a的切向力：高速級：N（4-14）低速級：中心輪a作用于行星輪c的切向力：高速級：（4-15）低速級：內齒輪b作用于行星輪c的切向力：高速級：（4-16）低速級：轉臂x作用于行星輪c的切向力：高速級：（4-17）低速級：轉臂x所受的作用力：高速級： （4-18）低速級：內齒輪b所受的切向力：高速級：（4-19）低速級：嚙合作用力載荷為中心輪a和內齒輪b作用于行星輪c的切向力之和：高速級：（4-20）低速級：離心力：高速級：（4-21）低速級：兩種作用力在同一平面內，方向垂直，其合力為：高速級：（4-22）低速級：行星輪軸最也許的失效形式是剪斷，應校核其剪切應力材料40Cr高速級：（4-23）低速級：4.2.5軸承設計及校核在結構規(guī)定很緊湊時．可選用無內圈和外圈的滾針軸承，此時滾道就是行星輪孔壁和行星軸表面。由于掘進機截割機構行星減速器的外廓尺寸受到極大的限制，行星齒輪直徑太小，其軸承的選用便是要解決的難題之一。根據(jù)上述限制條件，一般要選擇內外徑之差如此小的軸承，通常會一方面選用滾針軸承或滑動軸承可是采用滾針軸承雖能滿足尺寸方面的規(guī)定，但在承受強烈沖擊及重負荷的工況下，其使用壽命不能滿足可靠性方面的規(guī)定。而滑動軸承因偏載、潤滑等問題，同樣保證不了可靠性規(guī)定。為了解決這一難題，在該機的設計中采用了另一種形式，即用行星齒輪內孔充當軸承滾子的外圈滾道，行星軸圓柱面充當本軸承滾子的內圈滾道，在內外滾道間充填短圓柱滾子，與行星齒輪、行星軸等共同組成行星齒輪軸承。在該軸承的設計中，重點考慮了以下幾個方面:1）結構。短圓柱滾子安裝在齒輪內孔和軸之間閥。在圓周上排列著的短圓柱滾子問設有保持架，在軸向方向因有多排短圓柱滾子，排與排之間設有鋁青銅制成的隔環(huán)，防止排與排間的運動干涉。2）潤滑。由于良好的潤滑可以減小摩擦，減少發(fā)熱，使行星齒輪軸承正常運轉．延長其使用壽命。當多排圓柱滾子披密集地安裝在行星齒輪孔及軸之間，處在中間排的短圓柱滾子潤滑比較困難。在行星齒輪齒根處鉆幾個直通至排與排之間的小孔，小孔的個數(shù)視短圓柱滾子排數(shù)而定．小孔座均勻分布在齒輪圓周上。3）精度。由于行星齒輪內孔充當軸承外滾道，行星軸表面充當軸承內滾道，因此對行星齒輪內孔及軸的形狀精度、尺寸精度和表面粗糙度等規(guī)定較高，均按滾動軸承的精度標準予以考慮。此外，尺寸公差的給出除參照標準推薦值外，還同時考慮短圓柱滾子、廂環(huán)、擋環(huán)等相關件的尺寸精度，并通過計算擬定，最終還要滿足滾動軸承標準中關于滾子軸承軸向游隙和徑向游隙的規(guī)定。4）材料及熱解決。該軸承中與短圓柱滾子相接觸的行星齒輪和軸表面，除具有高的加工質量外，還要有很高的熱解決硬度．同時為兼顧齒輪和軸對高強度的規(guī)定．因此在選擇材料時，通常采用高強度滲碳淬火鋼．如18Cr2N4W、20Cr2N4A等．這類鋼材除具有很高的強度，并且通過滲碳淬火，可使?jié)B碳表面達成HRC58—63。4.2.6花鍵設計及校核花鍵設計及校核花鍵聯(lián)結為多齒工作，承載能力高，對中性好，導向性好，齒根