纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

来源：华佗小知识

摘要

掘进机是巷道掘进和隧道施工的重要设备，它具有截割、装载、转运、行走、喷雾降尘的功能。根据所掘断面的形状大小分，有部分断面掘进机和全断面掘进机；依据截割对象的性质划分，有煤巷掘进机、半煤巷掘进机和岩巷掘进机三种，依据截割头布置方式划分，部分断面掘进机包括纵轴式和横轴式掘进机。

目前在国内外产品有很多种，使用最多的一种掘进机是纵轴式掘进机，它是截割头的轴线与悬臂轴线共线或平行的一种部分断面掘进机，

装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其性能能够直接的影响着整机的生产能力，掘进机的装载部分主要是由驱动装置、铲板体和升降油缸等组成。掘进机的装载机构位于整个掘进机前端的下方，它的作用是把截割机构所采下来的煤岩进行收集、装载到中间刮板输送机上，而后经过后部转载设施进行卸载。

本设计的内容包括装载机构的方案设计（含铲板）、结构方案设计、参数的确定、动力元件的选择、传动系统的确定来进行分析及确定，并对装载机构减速器进行设计和计算。其目的在于，通过该设计使自己对掘进机的装载结构、组成和原理有更深入的认识。在设计过程中，熟悉装载机构的方案设计以及减速器的设计过程，把理论与实际相结合。关键词：悬臂式掘进机；装载机构；减速器

Abstract

The driving machine is the important equipment of tunnel excavation and tunnel construction, which has cutting, loading, transportation, walking and spraying independently. Function of fog dust fall. According to the excavation section of the shape and size of the points, a part of the tunnel boring machine and full face tunneling machine; according to cutting the object nature of the division, the coal lane tunneling machine, half coal roadway tunneling machine and the rock heading machine three, according to the cutting head arrangement division, part of the tunnel boring machine including longitudinal axis and horizontal boring machine.

At present, there are many kinds of products at home and abroad, the most used a boring machine is longitudinal roadheader, it is cutting head and the axis of the cantilever axis collinear or parallel to a part of tunnel boring machine.

Charging mechanism is one of main working body of boring machine. Its performance can directly affect the machine production capacity, boring machine loading part is mainly composed of a driving device, shovel board body and a lifting oil cylinder and. Boring machine loading mechanism located below the front of the whole tunnel boring machine, its role is cut cutting mechanism of the mining down to the coal and rock collection, load and the middle scraper conveyor, and then after posterior reproduced facilities to uninstall.

The content of this design includes loading mechanism design (including the shovel board), structure design, parameter determination, dynamic components, transmission system determined to carry on the analysis and the determination, and the loading mechanism for design and calculation of the decelerator. The purpose is, through the design, to make himself more in-depth understanding of the structure, composition and principle of the driving machine.. In the design process, familiar with the design process of the loading mechanism and the design process of the reducer, the combination of theory and practice. Keywords: roadheader reducer; loading mechanism;

1 绪论 ...................................................... 1 1.1 国外掘进机发展概况 .......................................... 1 1.2 国内掘进机发展概况 .......................................... 2 1.3 掘进机技术的发展趋势 ........................................ 2 2 掘进机装载机构的设计 .......................................... 4 2.1 装载机构的组成 .............................................. 4 2.1.1 铲板体结构 ................................................ 5 2.1.2 驱动装置 .................................................. 6 2.2 装载机构设计 ................................................ 6 2.2.1 装载机构生产能力确定 ...................................... 6 2.2.2 星轮结构尺寸确定 .......................................... 6 2.2.3 星轮转速确定 .............................................. 8 2.1.3 装载功率确定 .............................................. 9 2.1.4 铲板的结构设计 ........................................... 10 3 装载机构减速器的设计 ......................................... 12 3.1 电动机的选择 ............................................... 12 3.2 传动装置的运动和动力参数计算 ............................... 12 3.2.1 传动比的分配 ............................................. 12 3.2.2 选择齿轮齿数 ............................................. 12 3.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算 ............................... 13 3.3 齿轮部分设计 ............................................... 13 3.3.1 第一级齿轮传动计算 ....................................... 13 3.3.2 第二级齿轮传动计算 ....................................... 17

3.3.3 第三级齿轮传动计算 ....................................... 24 3.4 轴及轴承的设计计算 ......................................... 30 3.4.1 第一级传动高速轴的设计及强度校核 ......................... 30 3.4.2 第一级传动高速轴的轴承的寿命计算 ......................... 35 3.4.3 第一级传动低速轴的设计及强度校核 ......................... 36 3.4.4 第一级传动低速轴的轴承的寿命计算 ......................... 40 3.4.5 第二级传动低速轴的设计及强度校核 ......................... 41 3.4.4 第二级传动低轴承的寿命计算 ............................... 46 4 结论 ............................................ 47 致谢 ............................................... 47 参考文献 ........................................................ 47 附录A .......................................................... 50 附录B .......................................................... 58

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1 绪论

1.1 国外掘进机发展概况

国外主要的生产单位有:英国 Dosco 公司、英国 Anderson 公司，德国的阿特拉斯科普柯-埃可霍夫掘进机技术公司(Atlas Copco -Eick-hoff Roadheading Techbic Gmbh 简称 AC -E), 奥地利的奥钢联、保拉特(Paurat)有限公司，日本三井三池制作所、前苏联雅西诺瓦斯克机械制造厂。这些公司的发展现状基本上代表着国外悬臂式掘进机的技术现状。

在全世界范围内，自第二次世界大战的几十年来，新的理论以及新的技术被广泛应用到掘进机的设计、制造以及使用之中，使矿山掘进机械有了非常大的进步。使工人的劳动强度得到很大的缓解，生产的效率也得到非常大的提高。

目前，国外的掘进机的型式趋于系列化和多样化。国外的新型掘进机均配备有完善的工况监测和系统故障诊断系统，很早的就能够发现故障，所以能够很快的排除故障，可以减少很长一部分停机时间。有些重型掘进机还能够配置自动控制系统，使机器的生产率提高30 %左右，以保证切割机构的负载平稳，避免由于人为的操作不当等原因引起的尖峰负荷，使机器的使用寿命延长约20%。此外，一些发达国家的掘进机电控系统，除了可以完成常规控制以外，还具有遥控、程控的一系列的功能，增设掘进断面自动控制和掘进定向功能,，使掘进机能够按照预定的方案进行作业，极大程度的提高了掘进机的自动化程度与掘进效率。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面：

(1)切割功率能力稳定提高，机器的可靠性高。日本成功使用TM60K 型掘进机掘进全岩巷引水隧道，截割抗压强度高达170～200 MPa 的岩石，目前最大WAV408 型掘进机重160t。切割功率可达 408kw。定位切割断面面积可达408kw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。有效地保证了主机的质量水平。此外，近年来广泛采用可靠性的技术。简化机械结构，在齿轮传动、机械联接及液压传动等方面尽量减少串联系统。

(2)配套设备的多样化。为了充分的发挥掘进机的效能，人们十分重视综掘作业线配套设备的研究。为了大幅度缩短支护时间，在中间顶板稳定的前提下，常用机载锚杆钻机支护，为了让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。

(3)采用机电一体化技术。国外的新型掘进机均配备有完善的工况监测和故障诊断系统，很早的就可以发现故障，所以可以快速的排除故障，能够很大的减少停机时间。这样还可

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以保证切割机构的负载平稳，避免因为人为操作的不当所引起的系统载荷，可以极大的延长机器的使用寿命，部分新型掘进机还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。

1.2 国内掘进机发展概况

我国于 1962 年开始掘进机的研制工作，最初是仿前苏联产品，机身轻，功率小，性能差，未广泛应用。在20世纪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，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一个很良好的技术基础。这一阶段掘进机的主要特点是：使用的范围越来越广泛，切割能力有了逐渐的提高，有了切割夹岩和过断层的能力。

20世纪70年代末到80年代末，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，这两种机型现已成为国内市场主导产品。随后，国产掘进机也在加快其研制步伐。我国自行设计以及制造了几种悬臂式掘进机，比如 EL-90、ELMB-55、 EBJ-65/ 48 、ELMB、 EMIA30、 EMS-75、EL-90、 EBJ-132、 EBJ-160、MRH-S100-41、EBH-132、AM-50、EJ-70等机型 .这一阶段悬臂式掘进机的特点是：可靠性较高，已经可以适应本国煤巷掘进的需要。半煤岩巷的掘进技术也达到很高的水平，出现了重型机。

由20世纪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到全岩巷的掘进。通过几十年的发展，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。已经可以跨入了国际先进行列，由于纵轴式掘进机工作中良好的截割性能，整机调用灵活和可截割不同巷道断面的优点，在很多方面得到广泛的应用。

1.3 掘进机技术的发展趋势

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 200～ 300

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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。

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2 掘进机装载机构的设计

装载机构位于机器前端的下方，将被截割机构分离和破碎的物料集中装载到运输机构上去。装载机构主要是由铲板及左右对称的收集装置组成。根据收集装置结构的不同，装载机构可分为刮板式装载机构、螺旋式装载机构、耙爪式装载机构和星轮装载机构。

装载机构的有以下4种形式：

双环刮板链式、螺旋式装载机构、耙爪式装载机构和星轮式。

（1）单双环形刮板链式。单环形是利用一组环形刮板链直接将煤岩装到机体后面的转载机上。双环形是由两排并列、转向相反的刮板链组成。若刮板链能左右张开或收拢就能调节装载宽度，但结构复杂。环形刮板链式装载机构制造筒单。但由于单向装载，在装载边易形成煤岩堆积，从而会造成卡链和断链。同时由于刮板链易磨损、功率消耗大使用效果较差。

（2）螺旋式。是横轴式掘进机上使用的一种装载机构。它利用左右两个截割头上旋向相反的螺旋叶片将煤岩向中间推入输送机构。由于头体形状的缺点，这种机构目前使用很少。

（3）耙爪式。是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好。目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受，为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。

(4) 星轮式。该种机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠

但装大块物料的能力较差。

通常应选择星轮式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双星轮机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。

装载机构可以采用电动机驱动。装载部是由铲板本体、侧铲板、铲板驱动装置、从动轮装置等组成。通过两个电动机带动星轮，把截割下来的物料装到刮板运输机内的装置。

本次设计的掘进机采用三齿星轮式进行装载，装载部是用两台电动机驱动星轮实现耙装运动。

本文将对弧形三齿星轮装载机构加以分析，并设计出减速器装置。

2.1 装载机构的组成

装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其性能直接影响着整机的生产能力。掘进机装载部分主要由铲板体、驱动装置和升降油缸等组成。图1所示为 EBZ-160型掘进机装载

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机构。装载机构的作用是将截割机构破落下来的煤岩收集、装载到中间刮板输送机上, 然后经后部转载设备卸载。装载机构的设计要与整机相匹配, 设计要求为: (1)装载机构的生产率应大于截割机构的生产率； (2)装载铲板的宽度应大于行走履带的宽度，铲板应能升降，且装载铲板的前沿应呈切刀形状，以减少铲板插入阻力； (3)执行机构的设计要做到尽量增大装载面积，提高装载效果。

图2-1 EBZ-160型掘进机装载机构图

Figure 2-1 EBZ-160 type tunneling machine loading mechanism diagram

2.1.1 铲板体结构

铲板体结构有分体和整体2种形式。分体铲板由铲板本体和左右副铲板组成，如S100型掘进机铲板，就是典型的分体铲板设计，铲板本体采用铸焊结合方式，铲板头部为一箱形结构的铸件。整体铲板是将整个铲板设计为一个箱形体，可采用铸焊结合或全部采用板焊形式，如 EBZ-160型掘进机铲板，就是典型的整体铲板设计。分体铲板结构复杂，可以减小大件尺寸，便于井下运输，且可减少焊接变形；整体铲板结构简单，外形尺寸较大，若井筒和巷道断面小，下井运输较困难。再一个就是对于大型焊接件，若结构设计和焊接工艺不合理，会产生严重的焊接变形。至于铲板体设计采用何种形式，要结合整个装载机构设计综合考虑后确定。图2为EBZ-160型掘进机铲板体。

图2-2 EBZ-160型掘进机铲板体图

Figure 2-2 EBZ-160 type tunneling machine shovel plate body diagram

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2.1.2 驱动装置

驱动装置是装载机构的动力源。传统的驱动方式为：电机(或马达)锥齿轮减箱，执行机构 (蟹爪式或星轮式 )。以前掘进机多采用蟹爪式装载机构，采用试验法或者图解法进行初步再现，然后用解析法进行精确计算。而现在掘进机基本上是采用星轮装载机构，且多采用低速大扭矩马达直接驱动星轮的方式。蟹爪式装载机构左右蟹爪工作时必须保证严格的同步, 但是左右装载减速器都在第一级锥齿轮处，由一个中间过轴来联接起来, 它的结构较为复杂。但是星轮装载机构与蟹爪式装载机构相比较则具有结构简单、装载能力高、易维护、故障率低、运转平稳的一系列优点。

图 3所示为 EBZ-160型掘进机液压马达直接驱动星轮的驱动装置

图2-3 液压马达直接驱动星轮的驱动装置图

Figure 2-3 hydraulic motor driving device for directly driving wheel graphs

2.2 装载机构设计

2.2.1 装载机构生产能力确定

截割机构的生产能力应该小于装载机构的生产能力应该, 这是确定装载机构技术参数的一个条件。设计时装载机构生产能力等于截割机构生产能力的 1. 0~1 .1倍为宜

2.2.2 星轮结构尺寸确定

星轮结构如图4所示, 有关尺寸确定如下。

( 1) 星径 D: 要确定星轮的大径，就要结合铲板尺寸和驱动装置外形尺寸，并且与星轮的回转中心有密切的关系。按照设计要求取1328mm

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( 2) 星轮小径 d: 星轮小径与驱动装置外形尺寸有关，在满足强度要求的基础上，星轮小径尺寸应该尽量的小按照设计要求取566mm

。

图2-4 装载星轮图

Figure 2-4 wheel loading diagram

( 3) 星轮小径高度 H : 星轮小径高度与铲板和驱动装置结构尺寸及机器总体布置要求有关系，并且H越小越好。按照设计要求取195mm

( 4) 星轮爪子的数量及宽度 L: 星轮爪子的数量如今多数以三爪、四爪及六爪居多。爪子的数量越多, 结构越发复杂, 装载效率越低, 所以建议设计时候采用三爪星轮。星轮爪子的设计宽度L, 应在满足强度的条件下尽量减小。按照要求取130mm

( 5) 星轮爪子高度 h: 爪子高度由星轮的大径D、星轮的小径d、星轮爪子的数量、星轮转速及装载机构的生产率确定。装载机构的生产率由下式计算得出 (不计铲板角度 )。

Dd2Ax610MShnKX=

22821328256661034940067232252. 228装载爪子高度为

h108AxDd26nKxMS22=67mm

式中 Ax——装载机构的生产率, m3/h D——星径， mm d——星轮小径， mm

M——星轮爪子数量，个

S—— 星轮爪子面积， mm2;

SLD/2d/21301328/2566/249400mm2

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n——星轮工作转速， r/min Kx——装载系数，取1.5~2.0。

用上式计算出装载爪子高度, 要结合星轮转速确定, 星轮爪子的数量和尺寸, 综合考虑确定。一般星轮爪子高度 h推荐设计为 60~ 100 mm。

2.2.3 星轮转速确定

对星轮工作状态进行动力学分析后可以确定星轮转速。装载星轮运动示意如图2-5所示。

图2-5 装载星轮运动示意图

Figure 2-5 schematic diagram of loading wheel movement

（1）物料m所受离心力Fgn: 2 Fn2rgn900m

m——星轮所拨物料质量

r——物料m所处星轮位置的半径

（2）离心率Fgn沿爪面的分力F1： F2n2r1900mcos

式中，为物料m所处星轮位置的离心力与爪面切线的夹角。离心力Fgn垂直于爪面的分力F2

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F22n2r900msin

（3）物料运动时与铲板之间的摩擦力F3

F3mgf

式中

g为重力加速度; f为物料与铲板之间的摩擦因数。

（4）物料运动时所受的垂直于爪面的力F4：

F4F3F2mgf2n2r900msin

（5）物料运动时与爪面之间的摩擦力F5

F5mgf22n2r900mfsin

要使物料沿爪面向离心方向运动，所受离心力必须克服其所受摩擦阻力，因此物料沿爪面向离心方向运动的临界条件为F1F5，由此得出星轮转速n的临界值为

n

30fg300.49.812.98

r(cosfsin)3.140.885(cos450.4sin45)如上计算出了星轮转速n的临界值但是星轮的转速确定还要结合实际现有的机型情况综合来进行考虑确定。一般星轮转速推荐采用30~50 r/min。根据实际情况这里选取n=33r/min并选择弧形面。

掘进机星轮装载机构的装运能力主要决定于输送机链速与星轮转速之间的匹配关系。链速一定的情况下, 如果星轮的转速太低, 物料只能够去做圆周运动, 那么星轮所作无用功非常之多；但如果星轮的转速太高, 那么破落的煤输送机不能够及时的运走，会再次被星轮带回, 那样则会产生甩煤现象。建议星轮的工作转速大于40 r/min时，星轮爪面宜采用弧形面。

2.1.3 装载功率确定

装载功率主要由俩部分组成, 一是克服物料与铲板间的摩擦力所消耗的功率 N1; 二是以一定速度推动物料所消耗的功率N2。其他不确定因素需要的功率由计算时给出安全系数N2 = 1.3~1.6 保证。

( 1) 星轮每转装载物料的重力Wz由生产能力确定。

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物料的容量星轮有效工作体积=5.6 ( 2) 物料在铲板表面滑动需克服的摩擦力：

F1WXf5.60.42.24

( 3) 星轮工作静摩擦需消耗的功率:

DnWfnDTn2 N1x4.98kw 7955095501.9110F1式中, T 为工作扭矩。 (4) 动能需消耗的功率:

N2WZWX2n3D256001603.1423221.32822.1610102.16101015.19kw

式中, WX为星轮自重。 ( 5) 装载星轮工作需输出功率:

WZWX2n3D2WzfnDNN1N25.13kw

1.911072.161010( 6) 装载电动机所需输出功率:

32SaWxfnDAZWXDNmN16.8kw 710xx1.91102.1610Sa式中, x为系统总效率

通过计算，选定装载功率 Nz= 16.8kW。

2.1.4 铲板的结构设计

铲板的结构设计包括前缘（即前刃）形状的选择和有关几何尺寸的确定。铲板前缘的形状目前有如下五种形式：

（1）直线形前缘：适用于底板比较平坦的情况下，装载块度小且不坚硬的物料。（2）锯齿形前缘：适用于底板不太平坦的情况下，装载大块，坚硬的物料。缺点是有时

发生“卡齿”现象。而当齿槽被坚硬物料卡住时，将使插入阻力显著增大，插入深度减小，引起生产率下降。

（3）曲线形前缘：铲板前缘为两段与爪尖运动轨迹相似的曲线形，可以减小耙爪的“死区”

面积，降低播入阻力。

（4）凸刃形前缘：用于装载大块、坚硬的物料。凸刃能较好的松动料堆，有利于铲板顺

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利插入料堆。

（5）三齿形前缘：比凸刃形前缘能更有效地预先松动料堆，大大减少插入阻力，而且不

会出现锯齿形前缘的“卡齿”现象。三齿形前缘制造也比较简单，是一种比较理想的前缘形式。

从上面的分析结合实际情况铲板前缘采用三齿形前缘。

再有铲板前缘的两边角都必须倒角，这会改善铲板的工作条件，降低插入阻力。铲板的各部分尺寸如图2-6所示铲板宽度b：

b2×d

式中 d-----曲柄圆盘直径，mm。取b=2400mm。

图2-6 铲板的结构简图

Figure2-6 spade board structure diagram

铲板的倾角与插入料堆的阻力、耙爪工作长度、铲板下面安装传动部件所需的空间有关，由前面所述，取=23o。

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3 装载机构减速器的设计

3.1 电动机的选择

根据装运机构电动机功率P=11KW，n=1500r/min。选择电动机型号为：YB系列电动机，YB160M-4

主要性能参数如表1。

型号功率同步转速额定转速效率重量功率因素 YB160M-4 11KW 1500r/min 1460r/min 88% 217Kg 0.84

表1 电动机型号表

Table 1 Motor model

3.2 传动装置的运动和动力参数计算

3.2.1 传动比的分配

由前面确定的装载星轮的转速nw33次/分。可知总传动比

in0146044.24， nW33中间输送机机头减速器形式为锥齿轮和圆柱齿轮二级减速，装载星轮传动形式为单级圆锥齿轮传动。

设中间输送机机头减速器的第一级减速为第一级减速，中间输送机机头减速器的第二级减速为第二级减速，传动比分配为：

取装载星轮部分减速器的传动比为：i3=3.21 则减速器的传动比为i减=i44.2413.78 i33.21取两级齿轮减速器高速级的传动比i11.35i减=1.3513.784.32 则低速级的传动比i2i减13.783.19 i14.323.2.2 选择齿轮齿数

根据传动比的分配查文献[1]选择齿轮数：

第一级：圆柱齿轮小的齿数为19，与其啮合的齿轮为61；

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第二级：弧齿锥齿轮小的齿数为10，与其啮合的齿轮为44；第三级: 弧齿锥齿轮小的齿数为14，与其啮合的齿轮为45。

3.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算

查文献【1】表确定各零件效率取：

联轴器效率：联=0.99 齿轮啮合效率：齿=0.97

滚动轴承效率：承=0.98

0轴：电动机轴 P0=Pr=11KW

n0=1460/min

T0=9.55P0/n0=9.55×11×103/1460=71.95Nm

I轴：第一级减速高速轴 P1=P0×01=P0×联=11×0.99=10.KW

n1=n0/i01=n0/i联=1460/1=1460r/min

T1=9.55×p1n=9.55×10.×103/1460=71.23Nm 1Ⅱ轴：第一级减速低速轴 P2=P1×12=P1×齿×承=10.×0.97×0.98=10.36KW

nn1in121460/2.58565.r/min 12i12 Tp2=9.55×2n=9.55×10.36×103/565.=174.83Nm 2Ⅲ轴:第二级减速低速轴 P3=P2×23=P2×齿×承=10.36×0.97×0.98=9.84KW

nn23in2565./4.56124.1r/min 23i2T3=9.55×p3n=9.55×9.84×103/124.1=757.22Nm 33.3 齿轮部分设计

3.3.1 第一级齿轮传动计算

（1）选择齿轮材料：

小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

（2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算：

采用斜齿圆柱齿轮传动，按vt= 0.012~0.021n13P/n1 估取圆周速度t=4.25m/s,参考文献【1】表。选取II公差组7级小轮分度圆直径d1，可由下式求得：

2d132KT1u1ZEZHZZ du H 齿宽系数 d,查文献【1】表按齿轮相对轴承为非对称布置，取d=0.5 小齿轮齿数 Z1，选Z1=19

大齿轮齿数 Z2=Z1×i=19×3.19=60.61，圆整所以取Z2=61 齿数比 u=Z2/Z1=61/19＝3.21合适

传动比误差u/u=（3.21-3.19）/3.19=-0.004，误差在5%内小轮转矩 T1=71950N.mm

载荷系数K查文献【1】表得 K=KAKVKK 使用系数 KA，查文献【1】表KA=1.75

动载荷系数KV的初值 KVt查文献【1】表得KVt=1.18 齿向载荷分布系数 K查文献【1】表得K=1.05

齿间载荷分布系数 K的初值Kt在推荐值（7o～20o）中初选0=13o 查文献【1】表得



=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos+(1/)Z1dtan =[1.88-3.2(1/19+1/61)]cos13+(1/)×19×0.5×tan13 =1.619+0.698=2.31

=1.679

=0.698

查文献【1】表得Kt=1.24

则载荷系数的初值为：K=KAKvKK=1.75×1.18×1.05×1.24=2.70 节点影响系数 ZH，查文献【1】表得ZH=2.46 弹性系数 ZE, 查文献【1】表得ZE=1.8N/mm2

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

螺旋角系数 Z=cos=cos13=0.99 重合度系数 Z，查文献【1】表Z=0.82 接触疲劳极限应力Hlim1,Hlim2查文献【1】表得

Hlim1=1500N/mm2，Hlim2=1400N/mm2

应力循环次数 N1=60njLh=60×1460×1×(16×300×10) =4.20×109h

N2= N1/u=4.20×109/2.58=1.63×109h

则查文献表得接触强度的寿命系数zN1,zN2：

zN1= zN2=1

接触强度安全系数SH，查文献【2】表（8-27）得SH=1.3 硬化系数zw查文献【2】表（8-71）得zw=1

许用接触应力由式（8-69）得[H]=HlimZNZw/SH则：

[H!]150011/1.3=1153.8N/mm2 [H2]140011/1.3=1076.9N/mm2

故d1的设计初值d1t为

d1t322.7719502.5811.82.460.82

0.52.581076.92d1t51.46mm

法面模数 mn=d1t×cos/Z1 =51.46×cos130/19=2.63 取mn=3

齿顶高系数 han1 0.25 顶隙系数 cnmn133mm 齿顶高 hahan齿根高

 hfhancnmn10.2533.75mm

中心距 a=mn(Z1+Z2)/(2cos)=3×(19+61)/(2cos13o)=132.39mm圆整取a=133mm 分度圆螺旋角 =cos-1[mn(Z1+Z2)/2a]

=cos-1[3×(19+61)/(2×133)] = 25.54o

小轮分度圆直径的计算值 d1t=mnZ1/cos=3×19/cos25.54o=63.17mm

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

圆周速度 =d1tn1/60000=3.14×63.17×1460/60000=4.82m/s 与估取Vt很相近,对KV值影响不大,不必修正,取KV= Kt=1.18 齿间载荷系数K 

=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos+(1/)Z1dtan

=[1.88-3.2(1/19+1/61)]cos25.54o+(1/3.14)×19×0.5×tan25.54o =1.681+1.44 =3.1

查文献【2】表（8-21）得K=1.25

载荷系数 K=KAKvKK=1.75×1.18×1.05×1.25=2.71 小轮分度圆直径 d1dk2.711t3k=51.463t2.70=51.52mm

取 d 1=d1t=51.52mm

大轮分度圆直径 d2=mnZ2/cos=3×44/cos25.54o=146.29mm 齿宽 b= dd1tmin =0.5×51.52=25.mm 大轮齿宽 b2=b=25.,取证b2=25mm 小轮齿宽 b1=b2+(5～10)=25+(5～10)=30mm （3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式

F2KT1bdYFaYSaYYF 1mn齿形系数YFa ZV1Z1/cos319/cos325.54025.86 ZV2ZV1u25.542.5865. 查文献【2】表8-67得 YFa1= 2.84 ，YFa2=2.32

应力修正系数YSa

查文献【2】表8-68得 YSa1

= 1.54 ，YSa2=1.67

重合度系数Y Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.576=0.73

螺旋角系数Y Y=1-120010.63713.24501200=0.93 许用弯曲应力F F=FlimYNYx/SF

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

弯曲疲劳极限Flim

查文献【2】图8-72，得Flim1=Flim2=950N/mm2

弯曲寿命系数YN 查文献【2】图8-73，得YN1=YN2=1 尺寸系数Yx 查文献【2】图8-74，得Yx=0.98 安全系数SF 查文献【2】表8-27，得SF=1.25 则 [F]=950×1×0.98/1.25=532N/mm2 故 2.7171230F1=

23053.3932.841.540.730.93

238.56N/mm2<[F]

2.7171230F2=

22553.3932.321.670.730.93

=253.60 N/mm2<[F]

因此,可知齿根弯曲强度足够。

3.3.2 第二级齿轮传动计算

（1）选择齿轮材料

小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；（2）基本参数的确定：

小轮齿数Z1在一般工业用弧齿锥齿轮表中查取Z1=10 大轮齿数Z2，Z2=iZ1=4.32×10=43.2 圆整取Z2=44 齿数比u= Z2/Z1=44/10=4.4

传动比误差u/u=（4.32-4.4）/4.32=-0.018误差在5%范围内小轮转矩T1=174.83 Nm

小齿端分度圆直径d1由下式求得：

dsin1eZbZ3T1KAKu2 Hlim锥齿轮类型几何系数 e，查文献【1】，得e=1100；变位后强度影响系数Zb,查文献【1】，得Zb=0.9；齿宽比系数Z，查文献【1】，得Z=1.735；使用系数KA，查文献【1】，得KA=2.0；

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

齿向载荷分布系数K，由式K=1.5Kbe，其中Kbe为轴承系数，查文献【1】可得

be=1.25

则可求得K=1.5×1.25=1.875；轴交角，=900；

试验齿轮的接触疲劳极限Hlim，查文献【1】，得2Hlim=1500 N/mm 则 dsin=11000.91.7353174.832.01.875sin9001eZbZ1KAK3Tu2Hlim4.415002=63.175mm

选定模数m，m=d1/Z1=63.175/10=6.3175，查文献【1】，得m=7；

小齿端分度圆直径圆整值 d1=d1=Z1m=10×7=70mm

大齿端分度圆直径 d2=mZ2=7×44=308mm 轴交角 =900；

齿数比u u=Z2/Z1=44/10=4.4 选取齿形角 =20o 选取螺旋角m m=5.5o

齿顶高系数h ha a=1

顶隙系数c c=0.2 变位系数x x1=0.8,x2=0.3

节锥角 sinsin900o1=arctanZcos=arctan44/10cos900=12.80 2/Z1

2=90o-1=77.20o

平均当量齿轮齿数Zvm

Z.5Z1Z2vm=0coscos0.5104412cos12.8cos77.2104.4mm 节锥与分锥比值Ka KaxZ11.111.0105 vm104.4中点当量齿轮分度圆压力角m 0marctantancos20.65

m K 18

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

arccos m中点当量齿轮啮合角mcosm21.232 Ka齿面宽b,通常情况下大小轮齿面宽相等，一般取1/3外锥距Re与10倍模数之较小值，其中外锥距 Re=0.5d1/sin1=0.5d2/sin2 则外锥距 Re=0.5×70/sin12.80=158mm 由于 1/3Re=52.67mm<10m=70mm 因此齿面宽 b=53mm

中点锥距R R=Re-0.5b=158-0.5×53=131.5mm

齿全高h h2hacm15.4mm 分圆齿顶高h ha ahaxm，则ha111.9mm,ha29.6mm分圆齿根高hf hfhha，则hf12.7mm,hf26.3mm 节圆齿根高hf hfhf0.5Ka1d/cos，则 hf13.18mm,hf213.60mm

节圆齿顶高ha hahhf，则ha112.23mm,ha21.90mm 顶圆直径da KA，则da194.77mm,da2307.78mm （3）齿面接触强度验算：由下式计算接触应力

KAKVKHKHKtmHZHZEZZZKbu21eHdm1u2 1）节点区域系数ZH按下式计算

Z2cosbH=

cos2 ttanWtbbmarcsinsinmcos0=arcsinsin5.5cos205.650

tm20.65，WtWm=21.232 则 ZH=

2cos5.65cos220.65tan21.232 =2.362

2）弹性系数ZE，由查文献【2】得，钢对钢，ZE=1.3N/mm2 3）重合度系数Z，由下式求得

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

Z=

41 3mR131mRm.51587=5.83 ebeHtanm0.8553tan5.5m3.145.83=0.237<1 mrRda1amv131.593.84140.05

2R2158cos12.8mm

ecos1rRda2amv2131.5308.8580.03mm

2Recos22158cos77.2rRd1cosm131.5bmv12R70cos20.08528.06mm ecos12158cos12.8rRd2cosm131.5308cos20.085bmv22R2543.34mm ecos22158cos77.gr22r22amamv1rbmv1amv2rbmv2rbmv1rbmv2tanm4.73mm

pmmmcosm3.145.83cos20.08517.19mm

gm/pm4.73/17.190.28

则 Z40.2810.2370.23730.281.34

4）螺旋角系数Z Zcosmcos5.50.998 5）有效宽度beH beHbeF0.85b0.855345.05mm 6）锥齿轮系数ZK ZK=0.80 7）使用系数KA KA=2.0 8）齿宽中点分锥上的圆周力Ftm

dm1Rd1/Re58.26mm

Ftm2000T1d2000174.836001.71N m158.269）动载系数KV，由式KVNK1求得，

N=0.084Z1tmu2100u21

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K齿宽中点分锥上的圆周速度

K1beHCv3 KAFtmtmdm1n1/600003.1458.265621.71m/s

60000则代入数据可求得N=0.014<0.85，处于亚临界区。

Cv30.23 Cv120.66

K1fptyacCv12 齿距极限偏差fpt,通常按大轮文献【2】，可得：fpt,=22m

跑合量ya，查文献【2】由式ya=160fpt/Hlim16022/15002.35m 单对齿刚度c，取c=14N/mmm

则 K1222.35140.66181.6

K181.645.050.230.91

2.06001.71KV0.0140.9111.013

10）齿向载荷分布系数KH，由式KH1.5KHbe求得，其中KHbe查文献【2】可得，

KHbe=1.25，则KH1.51.251.875

11）齿间载荷分布系数KH,因

KAFtm268N/mm100N/mm，查文献【2】，可得 beHKH=1.2（7级精度）

12）润滑剂系数ZL，由文献【2】可知，40号机械油，50oC时的平均运动粘度

5040mm2/s，对Hlim1500N/mm21200的淬硬钢ZL0.95

13）速度系数Z，由文献【2】可知，当tm1.71m/s,Hlim1200N/mm2时，Z0.96 14）粗糙度系数ZR，ZR0.98 15）温度系数ZT取为1 16）尺寸系数ZX取为1

17）最小安全系数SHlim，当失效概率为1%时，SHlim=1 18）极限应力值Hlim，按MQ取值，Hlim=1500N/mm2

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

则 HZHZEZZZKKAKVKHKHKtmbeHdm1u21

u22.01.0131.8751.26001.714.421=2.3621.31.340.9980.80 245.0558.2.4 = 1568N/mm2 许用接触应力HpZLZVZRZXHlim0.950.950.98115001340. N/mm2

ZTSHmin11HHp，不安全。

由于ISO公式未考虑非零变位的影响，而实际上该设计采用“节点区至少有两对齿保持啮合”，故需按文献【2】进行修正，即取变位类型影响系数Zb=0.85修正。

ZbH0.8515681332.8N/mm2 修正后H即SHHP/H1.005SHmin，故安全。（4）按齿根弯曲强度验算：齿根弯曲应力

F1,2KAKVKFKFKtmYFa1,2YSa1,2beFmnmYYYK

1）齿向载荷分布系数KFKH1.875 2）齿间载荷分布系数KFKH1.2 3）有效宽度beFbeH45.05mm 4）最小安全系数SFmin1 5）应力修正系数YST2 6）锥齿轮系数YK1

7）中间法向模数mnmmmcosm7cos5.56.97 8）齿形系数YFa，

zvn1zvn2z110.40，查文献【2】，当x10.8时，YFa1=2.09 3cos1cosmz2201.37，查文献【2】，当x20.3时，YFa2=2.10 3cos2cosm9）应力修正数YSa，查文献【2】，可得，YSa11.98,YSa22.14

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

10）重合度系数Y，由下式求得：

13cos2bm13cos25.1674Y2.91

44440.2811）螺旋角系数Y，1，故 Y112）相对齿根圆角敏感系数YrelT，

根据文献【2】，由YSa11.98,得YrelT1=1.313；由YSa22.14，得YrelT21.412 13）相对齿根表面状况系数YRrelT，

由文献【2】，YRrelT1.6740.529Rz114）尺寸系数YX，

由资料表，令mnm6.97,YX1.050.01mnm0.98

15）弯曲极限应力值Flim，由文献【2】，MQ为Flim=470N/mm2，ML为Flim=320 N/mm2，

考虑到我国钢材的弯曲强度偏低，可靠性差，因此取平均值，Flim=400 N/mm2。又KA2.0,KV1.013，将上述有关值代入齿根弯曲应力表达式，可得：小轮齿根应力F1 =

0.1m1200.2375.510.99

1201.02

KAKVKFKFKtmYFa1YSa1beFmnmYYYK

2.01.0131.8751.26037.672.091.982.910.991

45.056.97=1044.97N/mm2

大轮齿根应力 F2小轮许用齿根应力： Fp1F1YFa2YSa2YFa1YSa11044.972.092.141124.03N/mm2

2.101.98FlimSFlimYSTYRrelTYXYrelT140021.020.981.3131050N/mm2 1大轮许用齿根应力：

Fp2Fp1YrelT2/YrelT110501.412/1.3131129N/mm2

可见，均通过（FFp）

实际安全系数 SF1Fp1/F1=1.005

SF2Fp2/F2=1.004

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3.3.3 第三级齿轮传动计算：

（1）选择齿轮材料

小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；（2）基本参数的确定：

小轮齿数Z1在一般工业用弧齿锥齿轮表中查取Z1=14 大轮齿数Z2，Z2=iZ1=3.21×14=44.94 圆整取Z2=45 齿数比u= Z2/Z1=45/14=3.22

传动比误差u/u=（3.21-3.22）/3.21=-0.003误差在5%范围内小轮转矩T1=1243.37N.m

小齿端分度圆直径d1由下式求得： d1eZbZ3T1KAKsinu2Hlim

锥齿轮类型几何系数 e，查文献【1】，得e=1100；变位后强度影响系数Zb,查文献【1】，得Zb=0.9；齿宽比系数Z，查文献【1】，得Z=1.735；使用系数KA，查文献【1】，得KA=2.0；

齿向载荷分布系数K，由式K=1.5Kbe，其中Kbe为轴承系数，查文献【1】可得

Kbe=1.25

则可求得K=1.5×1.25=1.875；轴交角，=900；

试验齿轮的接触疲劳极限Hlim，查文献【1】，得Hlim=1500 N/mm2 则

d1eZbZ3T1KAKsinu2Hlim01233.362.01.875sin90=11000.91.7353163.54mm 23.221500选定模数m，m=d1/Z1=1.33/14=11.74,查文献【1】，得m=12；

小齿端分度圆直径的参数圆整值d1=d1=Z1m=14×12=168mm 小轮平均分度圆直径 dm1=（1-0.5R）d1

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齿宽系数R推荐值1/4—1/3中选R=0.3

则可求得 dm1=10.50.3168=142.8mm 大齿端分度圆直径 d2=mZ2=12×45=540mm 轴交角， =90o；齿数比u， u=Z2/Z1=45/14=3.22 选取齿形角， =20o 选取螺旋角m， m=5.5o

齿顶高系数ha, ha=1

顶隙系数c， c=0.2 变位系数x, x1=0.8,x2=0.3

sin900sin节锥角 1=arctan=arctan=17.25o 0Z2/Z1cos45/14cos902=90o-1=72.75o

平均当量齿轮齿数Zvm，

Z1Z2Zvm=0.5coscos21节锥与分锥比值Ka, Ka14450.583.2mm cos17.25cos72.75x1.1111.01322 Zvm83.2中点当量齿轮分度圆压力角m，marctanarccos， m中点当量齿轮啮合角mtan020.085

cosmcosm22.039 Ka齿面宽b,通常情况下大小轮齿面宽相等，一般取1/3外锥距Re与10倍模数之较小值，其中外锥距 Re=0.5d1/sin1=0.5d2/sin2 则外锥距 Re=0.5×168/sin17.25o=283.3mm 由于 1/3Re=94.43mm<10m=120mm 因此齿面宽 b=94mm

中点锥距R， R=Re-0.5b=283.3-0.5×94=236.3mm

cm26.4mm 齿全高h, h2ha 25

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

xm，则ha121.6mm,ha215.6mm 分圆齿顶高ha， haha分圆齿根高hf， hfhha，则hf14.8mm,hf210.8mm 节圆齿根高hf， hfhf0.5Ka1d/cos，则 hf15.963mm,hf222.837mm

hhf，则ha， ha120.437mm,ha23.563mm 节圆齿顶高hacos，则da1207.04mm,da2547.126mm 顶圆直径da， dad2ha（3）齿面接触强度验算：由下式计算接触应力

KAKVKHKHKtmHZHZEZZZKbu21u2 eHdm11）节点区域系数ZH按下式计算

Z2cosbH=

cos2

ttanWtbbmarcsinsinmcos0=arcsinsin5.5cos205.16740

tm20.085，WtWm=21.69130 Z2cos5.1674则 H=cos220.085tan21.6913=2.362

2）弹性系数ZE，由查文献【2】得，ZE=1.3N/mm2 3）重合度系数Z，由下式求得

Z1=

43 mRmRm236.3283.312=10.01 e

beHtanm0.8594tan5.5m.01=0.245<1 m3.1410 ra1amv1Rd2R236.3207.0490.41mm ecos12283.3cos17.25 26

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

rRda2236amv22R.3542.112283.3cos72.75762.41mm

ecos2 rRd1cosm236.3168cos20.085bmv12Rcos68.90mm e12283.3cos17.25 rbmv2Rd2cosm2R236.3540cos20.085713.26mm ecos22283.3cos72.75g2r22r2amramv1bmv1ramv2bmv2rbmv1rbmv2tanm11.22mm

pmmmcosm3.1410.01cos20.08529.52mm

gm/pm11.22/29.520.38

则 Z40.3810.24530.2450.381.25

4）螺旋角系数Z， Zcosmcos5.50.998 5）有效宽度beH， beHbeF0.85b0.859479.9mm 6）锥齿轮系数ZK, ZK=0.85 7)使用系数KA， KA=2.0 8）齿宽中点分锥上的圆周力Ftm，

dm1Rd1/Re140mm

F2000T12000tmd1233.3617619.4N m11409）动载系数KV，由式KVNK1求得，

N=0.084Z1tmu2100u21 KK1beHKCv3 AFtm齿宽中点分锥上的圆周速度

tmdm1n1/600003.14140129600000.95m/s

则代入数据可求得N=0.0107<0.85，处于亚临界区。

Cv30.23

Cv120.66

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K1fptyacCv12

齿距极限偏差fpt,通常按大轮查文献【2】，可得：fpt,=28m 跑合量ya，查表由式ya=160fpt/Hlim16028/15002.98m 单对齿刚度c，取c=14N/mmm

则 K1282.99140.66231

K23179.90.230.754

2.017619.4KV0.01070.75411.008

10）齿向载荷分布系数KH，由式KH1.5KHbe求得，其中KHbe查文献【2】可得，

KHbe=1.25，则KH1.51.251.875

11）齿间载荷分布系数KH,因得

KAFtm441.04N/mm100N/mm，查文献【2】，可beHKH=1.2（7级精度）

12）润滑剂系数ZL，由文献【2】可知，40号机械油，50oC时的平均运动粘度

5040mm2/s，对Hlim1500N/mm21200的淬硬钢ZL0.95

13）速度系数Z，由文献【2】可知，当tm1m/s,Hlim1200N/mm2时，Z0.94 14）粗糙度系数ZR，ZR0.98 15）温度系数ZT取为1 16）尺寸系数ZX取为1

17）最小安全系数SHlim，当失效概率为1%时，SHlim=1 18）极限应力值Hlim，按MQ取值，Hlim=1500N/mm2 则 HZHZEZZZKKAKVKHKHKtmbeHdm1u21

u22.01.0081.8751.217619.43.2221=2.3621.31.250.9980.85 279.91403.22=1296.82 N/mm2

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

许用接触应力VZRZXHlim0.950.940.981HpZLZZ15001312.71 N/mm2

TSHmin11由HHp，可知按齿面接触强度来看，是安全的； (4)按齿根弯曲强度验算：齿根弯曲应力

F1,2KAKVKFKFKtmYFa1,2YSa1,2bYYYK

eFmnm1）齿向载荷分布系数KFKH1.875 2)齿间载荷分布系数KFKH1.2 3)有效宽度beFbeH79.9mm

4)最小安全系数SFmin1（按照国家标准取） 5）应力修正系数YST2 6）锥齿轮系数YK1

7）中间法向模数mnmmmcosm12cos5.511.94 8）齿形系数YFa，

zz1vn1coscos314.86，查文献【2】，当x10.8时，YFa1=2.02 1mzz2vn2cos3153.86，查文献【2】，当x20.3时，YFa2=2.10

2cosm9)应力修正数YSa，查文献【2】，可得，YSa12.06,YSa22.15 10）重合度系数Y，由下式求得：

13cos2bm13cos25.1674Y44382.21

440.11）螺旋角系数Ym，1，故 Y110.2455.51201200.99

12）相对齿根圆角敏感系数YrelT，

查文献【2】，因为YSa12.06,得YrelT1=1.051；由YSa22.15，得YrelT21.112 13）相对齿根表面状况系数YRrelT，

查文献【2】可知，Y1RrelT1.6740.529Rz10.1.02

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14）尺寸系数YX，

查文献【2】可知，令mnm11.88,YX1.050.01mnm0.93

15）弯曲极限应力值Flim，查文献【2】可知，MQ为Flim=470N/mm2，ML为Flim=320 N/mm2，

考虑到我国钢材的弯曲强度偏低，可靠性差，因此取平均值，Flim=400 N/mm2。又KA2.0,KV1.008，将上述有关值代入齿根弯曲应力表达式，可得：小轮齿根应力

KAKVKFKFKtmYFa1YSa1F1=

bYYYK

eFmnm

2.01.0081.8751.217619.42.022.062.210.99179.911.94762.71N/mm

大轮齿根应力

F1YFa2YSa2.712.102.15F2YFa1Y762Sa12.022.06827.56N/mm2

小轮许用齿根应力：

Flim400Fp1SYSTYRrelTYXYrelT1Flim121.020.931.051797.6N/mm2 大轮许用齿根应力：

Fp2Fp1YrelT2/YrelT1797.61.112/1.051843.9N/mm2

可见，均通过（FFp）实际安全系数SF1Fp1/F1=1.05

SF2Fp2/F2=1.02

3.4 轴及轴承的设计计算

3.4.1 第一级传动高速轴的设计及强度校核

轴的材料： 45号钢。调质处理。（1）初步估算轴最小直径

辽宁工程技术大学毕业论文（论文）

按文献【2】式（4-2）初估轴最小直径，查文献【2】表4-2取A=107 P=11kw n2=129r/min可得dminA3p11107320.81 n129因为轴上有两个键槽，故直径增大10％—15％，取dmin =25mm。。（2）轴的基本几何尺寸计算

图3-1 轴的结构简图 Figure 3-1 Shaft structure diagram

a.由图3-1可知d1为整个轴直径最小处，所以选d1=25mm，L1=30mm，因为轴段一要安装联轴器，为了联轴器的轴向定位，二段右端需制出一轴肩，h＞0.07 d1＝1.75，取h=2.5mm故第二段的直径取d2=30mm。因为输入轴需要外伸连接电动机，故长度取L2=75mm。

b.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=30mm，由文献【2】表15-1，选取30206 。查文献【2】得出轴第三段直径d3=36mm。

c.轴第四段段上的滚动轴承和轴第二段上的轴承相同，所以d4=d2=30mm，由于轴第四段安装轴承，所以长度根据轴承宽度取L4=17mm。

d.安装大斜齿圆柱齿轮和联轴器的轴段的周向定位都采用平键连接。轴与联轴器之间的平键：按d=25mm，查得平键截面b×h=8×7mm，长为23mm；轴与斜齿圆柱齿轮之间的平键：按d=36mm，查得平键截面b×h=10×8mm，长为25mm。为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，联轴器与轴配合为m6。齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的的周向定位是通过过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6.

查参考文献【2】表15-2取轴端倒角为2×45°圆角R=2mm 经过分析可知，d125mm,d2d430mm,d336mm

（3）求轴上载荷

作用在轴上的转矩T71950Nmm，求作用在斜齿圆柱齿轮上的力，此处的圆直径d=53.4mm，

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则圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的大小如下，方向如图所示。 2T

Ftd27195053.42694.75N Ftan

rFcos2694.75tan20tcos25.54o1087 FaFttan2694.75tan25.541287.6N

求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力：

取l180mm，l236.5mm，l328.5mm

RH11138.77N RH21458.45N RV1638.70N RV21140.84N

计算弯矩MH和MV： MHRH2l341565.83Nmm

MV1R2l332513.94Nmm MV2RV1l223212.55Nmm

M221MHMV152771.91Nmm

M22MHM2V247557.04Nmm

扭矩T： T71325Nmm 当量弯矩Mca，转矩按脉动循环变化处理，即α≈0.3

MC1M152345.91N.mm

Mca2M22(T)247557.042(0.371325)252149.07N.mmMC3T0.37132521397.5N.mm

根据以上数据画出受力、弯矩和扭矩图：

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图3-2 轴的载荷分析图

Figure 3-2 Axis load analysis diagram

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图3-2。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。

（4）校核轴的强度

2轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表4-1查得B650N/mm，则

0.09~0.1B，即58~65N/mm2，取=60N/mm2，轴的计算应力为

caMca321397.52245N/mm60N/mm 3W0.136根据计算结果可知，该轴满足强度要求。

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（5）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面C上Mca最大，弯矩和扭矩也最大，所以C为危险截面。B截面处的MH、MV、M、T及MCA的数值如下。

弯矩MH和MV 水平面MH=42465.83Nmm

垂直面MV=31543.98Nmm

22MV42465.83231543.982529.Nmm 合成弯矩M M=MH扭矩T T=72840Nmm

当量弯矩Mca McaM2T252843.6320.37284702402483.55Nmm 截面右侧弯矩M为 M52843.63402519816.36Nmm 40截面上的扭矩T为 T71520Nmm

抗弯截面系数 W0.1d30.13634665.6mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.23639331.2mm3 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转剪应力 M19816.364.25/mm2 W4665.6T715207.76N/mm2 WT9331.2弯曲应力副 ab3.59N/mm2

扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即am/23.83N/mm2 2）确定影响系数

轴的材料为45号钢，调质处理。由文献【2】查表4-1查得

B600N/mm2，1275N/mm2，1148N/mm2

轴肩圆角处的有效应力集中系数k,k。

根据r/d=1.6/65=0.024，D-d/r=3.13,由表4-5经插值后可得k1.88,k1.57 尺寸系数,。根据轴截面为圆截面查文献【2】图4-18得0.66,0.73 表面质量系数,。根据B=600N/mm2和表面加工方法为精车，查文献【2】，图4-19，得

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0.90

材料弯曲、扭转的特性系数,。取0.34，0.210.30 由上面结果可得 S124.21

S114.86

mSSS14.86cS224.2112.66

S224.21214.862由文献【2】表（4-4）的许用安全系数[S]值，可知该轴安全

3.4.2 第一级传动高速轴的轴承的寿命计算

（1）如轴的设计中2、3处轴承的寿命计算：选择轴承型号为30206，主要性能参数为：

Cr=43.2kN，C0r=50.5kN，Y=1.6，e=0.37.

1）计算轴承支反力

水平支反力： RH1=1138.68N RH2=1458.58N 垂直支反力： RV1=8.72N RV2=1140.73N

合成支反力： R221RH1RV11138.6828.7221310.51N R2R22H2RV21458.5821140.7321851.68N

2）轴承的派生轴向力：

S1R1/2Y11305.67/21.6408.02N S2R2/2Y21851.65/21.6578.N

3）轴承所受的轴向载荷：

KaS2FaS2630.14578.1208.78S1 A1KaS2FaS21208.78568.1777.42N

A2S2578.N

4）轴承的当量动载荷：

A1/R11787.42/1305.671.37e10.37

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查文献【2】表5-12，得

X1=0.40，Y1=Y=1.6

所以 Pr1X1R1Y1A10.401305.671.61.37524.46N 因 A2/R2578./1851.650.31e20.37 查文献【2】表5-12，

X2=1，Y2=0

所以 Pr2X2R2Y2A211851.650578.1851.65N 5）轴承寿命：因Pr1＜Pr2，故应按Pr2计算，由文献【2】表5-9、表5-10查得

fP1.5,ft1。

106ftCr1106143200则轴承的寿命：Lh144073.05h

60nfPPr26014551.51851.65333.4.3 第一级传动低速轴的设计及强度校核

选择轴的材料：选取轴的材料为45号钢。调质处理。（1）初步估算轴伸直径

按文献【2】中公式4-2初估轴最小直径，查文献【2】表4-2取A=117，P=11 KW，

n2=562r/min可得dminA3p10.38117330.43 n562因为轴上有两个键槽，故直径增大10％—15％，取d5=34mm，第五段轴是安装锥齿轮轴端所以L567mm。

图3-3 轴的结构简图 Figure 3-3 Axis structure diagram

（2）轴的基本几何尺寸计算

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a.轴第五段上安装小锥齿轮，为了轴向定位轴第四段右端要制出一轴肩，

h＞0.07d52.38,取h=3mm,故第五段直径取d440mm。轴第一段和轴第四段都安装一样

的滚动轴承，所以d4d140mm。

b.初步选定滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d4d140mm选取30208，查文献【2】表得出L418mm，而为了减速器整体安装L1取47mm。

c.轴第二段为安装大斜齿圆柱齿轮轴段。齿轮左端与左轴承之间采用轴套定位，已知齿轮轮毂长为25mm，为了使轴套端面可靠地压紧端面，此轴段应略短与轮毂，故选

L222mm。而且轴第二段右端应制出一轴肩，轴肩高度h＞0.07d12.8，取h=4mm，则d248mm。齿轮右端也采用轴肩定位，故第三段直径d353mm。因为轴第三段主要功用

是定位，所以轴段不用过长，根据上根轴的几何尺寸位置布置推算，取L316mm

d.齿轮的周向定位采用平键连接。安装斜齿圆柱齿轮轴段d2=48mm查文献【2】表14-26得平键截面，b×h=14×9长为19mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择

H7。r6安装小圆锥齿轮轴段d5=34mm查表得平键截面b×h=10×8长为mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择为此处轴的公差为k6.

e.文献【2】15-2取轴端倒角为2×45°圆角R=2mm。（3）求轴上载荷：

作用在轴上的转矩 T168.88Nm168880Nmm 计算作用在轴上齿轮上的力

1）求作用在圆锥齿轮上的力，此处的齿轮分度圆直径d=60.5mm，则圆周力Ft1、径向力Fr1和轴向力Fa1的大小如下，方向如图所示。

Ft2T21688805578.19N d60.5H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来连接的，r6 FrFttantan20.0855823.212161.26N coscos5.5FaFttan5814.21tan5.55581.N

求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

l136.5mm，l248.2mm，l330.6mm， RH14271.15NRH21543.6N RV11580.33NRV2570.93N

计算弯矩MH和MV：

MHRH2l347435.17Nmm MV1RV2l17370.48Nmm

M221MHMV150362.46Nmm

扭矩T： T71470Nmm

当量弯矩Mca，转矩按脉动循环变化处理，即α≈0.3

MC1M150382.46N.mm

MCa3T0.37148021344Nmm

2）求作用在斜齿圆柱齿轮上的力，此处的齿轮分度圆直径d=136.61mm，则圆周力Ft2、径向力Fr2和轴向力Fa2的大小如下，方向如图所示。

F2Ttd2168880136.612472.43N FtanrFtcos2472.43tan20cos13.245968.N FaFttan2572.43tan13.245608.06N

求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力

l136.5mm，l248.2mm，l330.6mm

RH11109.62NRH21465.31N RV1543.72N RV2411.83N

计算弯矩MH和MV：

MHRH2l270637.59Nmm

MV1RV2l219859.92Nmm MV2RV1l119859.47Nmm

M221MHMV177365.82Nmm

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22MV M2MH273363.74Nmm

扭矩T： T71580Nmm 当量弯矩Mca，转矩按脉动循环变化处理，即α≈0.3

MC1M177343.82N.mm

2222M(T)47657.04(0.371480)733.52N.mm 2Mca2M（4）校核轴的强度

ca3T0.37158021474N.mm

2650N/mmB轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表4-1查得，则

0.09~0.1B，即58~65N/mm2，取=60 N/mm2，轴的计算应力为

caMca21444224.59N/mm60N/mm 3W0.136（5）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上Mca最大，弯矩和扭矩也最大，所以B为危险截面。B截面处的MH、MV、M、T及MCA的数值如下。

弯矩MH和MV 水平面MH=1109.63Nmm

垂直面MV=543.62Nmm 合成弯矩M

22MV1109.632543.6221112.87Nmm M=MH扭矩T T=728470Nmm 当量弯矩Mca

22McaM2（T）1109.872（0.3728470）2143.72Nmm

截面右侧弯矩M为 M2143.72截面上的扭矩T为 T=71480Nmm

402581753.96Nmm 40抗弯截面系数 W0.1d30.148311057.4mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.270322188.4mm3

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截面上的弯曲应力 b截面上的扭转剪应力 M81953.937.31/mm2 W11057.4T714803.22N/mm2 WT22188.4弯曲应力副 ab3.58N/mm2 弯曲平均应力

m0

扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即am/20.52N/mm2 2）确定影响系数

轴的材料为45号钢，调质处理。由文献【2】表4-1查得

B600N/mm2，1275N/mm2，1148N/mm2

轴肩圆角处的有效应力集中系数

k,k。

k1.88,k1.57根据r/d=1.6/48=0.03，D-d/r=5,由表4-5经插值后可得尺寸系数

,。根据轴截面为圆截面查文献【2】图4-18得2.32，1.96

表面质量系数得0.90

,。

根据B=600N/mm2和表面加工方法为精车，查文献【2】图4-19，

材料弯曲、扭转的特性系数由上面结果可得 S,。取0.34，0.210.30

126.22

SMSSSS22118.76

Sc16.56

由文献【2】表（4-4）的许用安全系数[S]值，可知该轴安全

3.4.4 第一级传动低速轴的轴承的寿命计算

（1）如轴的设计中第一段，第三段处轴承的寿命计算：选择轴承型号为30213，主要性能参数为：

Cr=112kN, C0r=86.2kN, Y=1.5, e=0.4.

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1）计算轴承支反力

水平支反力 RH1=1219.62N RH2=1395.30N 垂直支反力 RV1=533.82N RV2=421.82N 合成支反力

R221RH1RV11219.6221465.3021839.04N

R2R2H2R2V2533.822411.822683.46N

2）轴承的派生轴向力S1R1/2Y1839.04/21.5662.58N

S2R2/2Y682.46/21.5237.38N

3）轴承所受的轴向载荷

KaS2FaS2606.08227.39833.47S1 A1KaS2FaS2662.58227.38833.86N

A2S2277.39N

4）轴承的当量动载荷

A1/R1833.47/1838.030.453e10.4，查文献【2】表5-12， X1=0.4，Y1=Y=1.6

Pr1X1R1Y1A10.41838.031.5833.473823.45N A2/R2277.39/682.160.39e20.4，查文献【2】表5-12， X2=1，Y2=0

Pr2X2R2Y2A21682160277.3967416N 5）轴承寿命

因Pr1Pr2，故应按Pr1计算，由表5-9、表5-10查得 fP1.5,ft1。

则轴承的寿命：L106h160nftCr1fPPr11066012911120001.53823.45=2633.08h 3.4.5 第二级传动低速轴的设计及强度校核

选择轴的材料:选取轴的材料为45号钢，调质处理。（1）初步估算轴伸直径

按文献【2】式4-2初估轴最小直径，查文献【2】表4-2取A=115 P=9.84kw n3=129r/min

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可得：dmin=A3Pn=11539.48/129=46.1 因为轴上有两个键槽，故直径增大10％

—15％，取dmin =60mm

（2）轴的基本几何尺寸计算

图3-4 轴的结构简图

Figure 3-4 Axis structure diagram

a．由简图可知d1为整个轴直径最小处选d160。为了满足周向定位，取d265mm，根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取L160mm，L2103mm。

b．初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d265mm，查文献【2】表15-1选取30213。轴第二段与第三段安装同一型号轴承，故d4d265mm。这对轴承均采用轴套进行周向定位，由文献【2】表15-1查出轴承的定位轴肩高度，所以取d370mm。

c．已知大圆锥齿轮宽53mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此段轴应略短与轮毂长，故取L350mm

d．轴上零件与轴的周向定位均采用平键连接。轴第一段上的平键，按d160，查得平键截面bh1811mm，长46.5mm。轴第三段上的平键，按d370mm，查得平键截面bh2012mm,长38.5mm。选取倒角为2×45°，其他均为R=2

（3）求轴上载荷：作用在轴上的转矩T=727570Nmm

求作用在锥齿轮上的力,其中，力的作用点为锥齿轮分度圆中点处此处的圆直径d=261.8mm

则圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa的大小如下，方向如图所示。

Ft2T27275705425.1N d261.8FrFt

tantan205425.12039.3N

cosmcos5.5 42

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FaFttanm5425.1tan5.5542.9N

求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力

RV1=137.2N RV2=-1697.5N RH1=2850.4N RH2=2514.2N

计算弯矩MH和MV 水平面MH=114416Nmm

垂直面MV=79724.4Nmm

22MV114416279724.42139152.0Nmm 合成弯矩M M=MH扭矩T T=728670Nmm

当量弯矩Mca McaM2T2139152.020.37286702422685.1Nmm 根据轴的结构图做出轴的计算简图如图3-5

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图3-5 弯矩、扭矩、当量弯矩图

Figure 3-5 Bending moment, torque, equivalent bending moment diagram

（4）校核轴的强度

从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。所以对此断面进行校核

轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表4-1查得B650N/mm2，则

0.09~0.1B，即58~65N/mm2，取=60 N/mm2，轴的计算应力为

caMca422685.1220.24N/mm60N/mm 3W0.1261.8根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（5）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上Mca最大，但应力集中不大，而且这里轴颈最大，故截面B不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，截面1为危险截面。

2）计算危险截面应力

截面右侧弯矩M为 M139112.5402552167.2Nmm 40截面上的扭矩T为 T=728470Nmm

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抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1653=27462.5mm3 抗扭截面系数 WT=0.2 d3=0.2 653=54925 mm3 截面上的弯曲应力 b截面上的扭转剪应力 M139112.55.07 N/mm2 W27462.5T72847013.3 N/mm2 WT54925弯曲应力副 ab5.07 N/mm2 弯曲平均应力 m0

扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即a0,m13.3 N/mm2 3）确定影响系数

轴的材料为45号钢，调质处理。由文献【2】表4-1查得

B600 N/mm2,1275 N/mm2,1140 N/mm2

轴肩圆角处的有效应力集中系数k,k。根据r/d=1.6/65=0.025,D/d=70/65=1.077, 由表4-5经插值后可得k1.88,k1.33

尺寸系数,。根据轴截面为圆截面查文献【2】图4-18得0.68,0.81 表面质量系数,。根据B=600N/mm2和表面加工方法为精车，查文献【2】图4-19，得

0.88

材料弯曲、扭转的特性系数,。取0.1，0.50.05 由上面结果可得

SS1275=28.85 kam1.885.070.101140=210.53 kam1.3300.0513.3SSSS22 Sc28.85210.5328.85210.5322=28.6

由文献【2】表4-4的许用安全系数[S]值，可知该轴安全。该轴为第2张图纸减速器中的第二级低速轴。

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3.4.4 第二级传动低轴承的寿命计算

（1）如轴的设计中（1）、（3）处轴承的寿命计算：选择轴承型号为30213，主要性能参数为：

Cr=112kN, C0r=86.2kN, Y=1.5, e=0.4. 1）计算轴承支反力

水平支反力： RH1=2850.4N RH2=2714.7N 垂直支反力： RV1=137.2N RV2=17.7N

合成支反力： R221RH1RV12850.42137.222853.7N

R222RH2RV22714.7217.723312.2N

2）轴承的派生轴向力 S1R1/2Y2853.7/21.5951.2N

S2R2/2Y3312.2/21.51104.1N

3）轴承所受的轴向载荷：

因 KaS2FaS2535.91104.110S1 所以 A1KaS2FaS2535.91104.110N

A2S21104.1N

4）轴承的当量动载荷：

因 A1/R110/2853.70.575e10.4，查表5-12，

X1=0.4，Y1=Y=1.6

所以 Pr1X1R1Y1A10.42853.71.5103601.48N 因 A2/R21104.1/3312.20.33e20.4，查表5-12，

X2=1，Y2=0

所以 Pr2X2R2Y2A213312.201104.13312.2N 5）轴承寿命：

因Pr1Pr2，故应按Pr1计算，由文献【2】表5-9、表5-10查得 fP1.5,ft1。则轴承的寿命：

L106ftCr1h160nfPPr11066012911120001.53601.48=2678.60

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5 结论

本文通过对掘进机装载机构及其减速器的设计得出结论：

装载机构是掘进机主要工作机构之一,其性能直接影响着整机的生产能力,掘进机装载部分主要由铲板体驱动装置和升降油缸等组成。装载机构的作用是将截割机构破落下来的煤岩收集装载到中间刮板输送机上,然后经后部转载设备卸载。

通过对装载机构星轮运动设计分析，可以知道该种机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠。但装大块物料的能力较差。现在通常选择星轮式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双星轮机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构

通过对减速器的设计分析，可以知道弧齿锥齿轮减速运动平稳、噪音低、体积小、重量轻、使用寿命长、承载能力高，易于拆卸，易于维修，易于安装。在矿山这种环境比较恶劣的条件下，应用弧齿锥齿轮传动是比较好的选择。

通过这次的设计，可知装载机构对整个掘进机的作业效率的影响，装载机构安装在掘进机的前端，完成物料的耙取，它的性能好坏直接影响到掘进机的工作效率，因此保证掘进机装载机构的完美设计，对提高整个掘进机的效率有着相当关键的作用。

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

致谢

本次设计历时一个学期，感谢老师，在指导教师李晓豁教授的悉心指导与严格的要求下，从最初的命题，到资料收集，到写作，修改，到最后的论文的定稿，无不凝聚着李晓豁老师的汗水，给了我们非常耐心的指导与帮助，感谢组内的同学，我们共同的工作，共同的学习，共同的钻研，共同的努力，互帮互助使得我们共同进步，感谢室友，从不同的地方来到了这里，共同生活了四年，在毕业设计期间他们也给了我非常大的帮助，以上的一切才使得我的毕业论文能够顺利的完成。

即将走出校园，走入社会，通过四年的大学经历，让我们从这个小社会中获益颇深，走出去后，带着辽工大的精神，朴实无华，坚韧顽强，无私奉献。我相信在以后的工作生活中，一切都会变得非常美好。在此向四年中帮助过我关心过我的所有人致以最诚挚的谢意！

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参考文献

[1] 机械设计编委会.机械设计手册.减速器和变速器.北京：机械工业出版社，2007 [2]王洪新.机械设计工程学.北京：中国矿业大学出版社，2001. [3]李晓豁，沙永东.采掘机械.北京:冶金工业出版社,2011.9

[4]黄日恒. 悬臂式掘进机 [ M ] . 徐州: 中国矿业大学出版社, 1996. [5]王运敏.中国采矿设备手册.北京：科学出版社,2007.9

[6]段鹏文，毛君.工程机械[M].第二版.沈阳：东北大学出版社,2002.

[7]王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学(I)[M].第三版.徐州: 中国矿业大学出版社,2001. [8]唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学(II)[M].第二版.徐州: 中国矿业大学出版社,2001. [9]吴宗泽.机械设计实用手册[M].第一版.北京:化学工业出版社,1999.

[10]巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计[M].第二版.沈阳:东北大学出版社,2000. [11]马维绪,掘进及其机电技术，北京：煤炭工业出版社.2010

[12] 李晓豁，谢锡纯.矿山机械与设备[M].第二版.徐州:中国矿业大学出版社，2000.

[13] 沈慧芬，常之秋，高荣，张卫国.煤矿机械产品学[M].第二版.中国矿业大学出版社, 1992. [14] 王韶蓓. 掘进机星轮装载机构参数的试验研究 [ J] . 煤炭科学技术, 2005 ( 9). [15] 成大先.机械设计手册（轴及其联接）[M].第二版.北京：化学工业出版社，2004. [16] 王运敏.中国采矿设备手册（下册）[M].第一版.北京：科学出版社，2007. [17] 伊烈.掘进机选型手册[M].第三版.北京：煤炭工业出版社，19.

[18] 寇子明，程仰瑞，杜安良. 耙取机构的优化设计[M].第二版.太原：矿山机械出版社，1995. [19] 程乃士.减速器和变速器设计与选用手册[M].第二版.北京：机械工业出版社，2006. [20] 李贵轩.设计方法学[M].第三版.北京：世界图书出版社，19. [21] 蔡春源.机械设计手册,沈阳：辽宁科学技术出版社，1992 [22]李锋，刘志毅.现在采掘机械.北京：煤炭工业出版社，1995.

[23] 李晓豁.掘进机截割的关键技术研究.第二版.北京：机械工业出版社，2006.

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

附录A

悬臂纵轴式掘进机的总体设计

总体设计是机械产品设计过程中的重要内容和主要环节，它是在方案设计之后紧接着进行的设计工作。悬臂纵轴式掘进机(以下简称掘进机)的总体设计对整机性能的优劣起着决定性的作用，并决定了各总成、系统、各部件之间的协调性，统一性和匹配关系，从而获得总体的高端性能和较好的技术经济效益。掘进机的总体设计，主要包括以下内容：

1）据设计任务书选择机型及各部件结构型式；

2）定整机的主要技术性能参数，包括尺寸参数、重量参数、运动参数和技术经济指标；

3）按照总体设计的性能要求，确定整机系统的组成及它们之间的匹配性以及各个部件的主要技术参数；

4）进行必要的总体计算，并绘制传动、液压、电控系统图等。

1．选定该机型和各个部件及其结构型式、驱动方式、并进行总体的合理布置，该项内容在确定前，首先应满足设计任务书的内容，特别是用户提出的主要要求经过调研，双方反复交换意见，达到既能满足用户(或上级)条件，又能较好的符合本企业产品发展的总体规划。

1）机型的选定

根据掘进机的用途，是用于煤矿井下巷道的掘进还是用于其他行业的工程作业，掘进机的工作条件是用于截割煤巷还是半煤岩巷，煤岩的单向抗压强度(或普氏系数 f 值)及岩石的磨蚀系数。同时应对照行标 MT138~1995《悬臂式掘进机的型式与参数》，按其截割煤岩的最大单向抗压强度，选定机型的类别。

2）各部件结构型式、驱动方式的确定

掘进机一般由截割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电控系统及辅助装置(如除尘装置、安全装置、遥控监测装置)等组成。

a．截割机构。截割机构的驱动方式由交流电动机驱动，在传动系统中一般设齿形联轴节，不设机械式过载保护装置，经两级行星减速器带动主轴前端的截割头。部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘进机机体灵活、体积较小，可截出各种形状和断面的巷道，并能实现选择性截割，而且截割效果好，掘进

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速度较高；所以，现在主要采用悬臂截割式，并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。

按截割头的布置方式，分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头的优点是：

a.传动方便、结构紧凑，能截出任意形状的断面，易于获得较为平整的断面，有利于采用内伸缩悬臂，可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形，由于后两种截割头利于钻进，并使截割表面较平整，故使用较多。这种工作机构的缺点是：由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心，与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动，故稳定性较差。因此，在煤巷掘进时，需加大机身重量或装设辅助支撑装置。目前，这种掘进机在部分断面掘进机中使用较多。

b．装运机构。它一般由装载机构和中间输送机组成。它们可采用分别驱动或集中联动方式，既可用交流电动机驱动，也可用液压马达驱动。耙爪式是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好，目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受（因为掘进机工作时履带行走机构一般不调动）。为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。星轮式机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠，但装大块物料的能力较差。装载机构方案是既能装设耙爪式也可装设星轮式，两者可以互换使用。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。输送机构一般是由机尾向机头方向倾斜向上布置的。输送机构可采用联合驱动方式，即将电动机或液压马达和减速器布置在刮板输送机靠近机身一侧，在驱动装载机构同时，间接地以输送机构机尾为主动轴带动刮板输送机构工作。这样传动系统中元件少、机构比较简单，但装载与输送机构二者运动相牵连，相互影响大。由于该位置空间较小布置较困难。输送机构采用的驱动方式，即将电动机或液压马达布置在远离机器的一端，通过减速装置驱动输送机构。这种驱动方式的传动系统布置简单，和装载机构的运动互不影响。但由于传动装置和动力元件较多，故障点有所增加。目前，这两种输送机构均有采用，设计时应酌情确定。一般常采用与装载机构相同的驱动方式。装载机构可以采用电动机驱动，也可用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。

c．行走机构。行走机构一般采用履带型式，履带式行走机构适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重。目前部分断面掘进机通常采用履带式

李明宇：纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计

行走机构。两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向。履带的驱动动力有电动机和液压马达两种，电动机驱动一般只设置一种行走速度，液压马达驱动可采用低速大扭矩马达直接带动履带链轮，或采用中速液压马达减速器带动履带链轮的传动方式，它可实现无极调速。履带结构型式有滑动和滚动两种，当机器调动速度≤10m/min 的中、轻型掘进机，宜采用滑动结构型式；当机器的调动速度>10m/min的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。

d．液压系统。液压系统多采用开式系统多路阀集中控制(直接操纵或遥控操纵)方式。以往国内外多采用齿轮泵，近年来掘进机液压系统采用柱塞泵有增多的趋势。

e．电控系统。电控系统包括动力部分、控制部分和检测部分。电控系统必须按照煤矿井下防爆要求设计、制造、检验，必须符合GB3836-2000标准中的有关规定和要求。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。

3）总体布置

总体布置的内容包括以下几个方面：

（1）确定各部件在整机说的位置，并对外形尺寸提出要求；（2）确定各部件、部件与整机之间的连接方式；（3）估算整机重量，并对各部件的重量提出要求；（4）布置各操纵机构、司机座位等；

（5）审核个运动部件的运动空间，排除可能发生的运动干涉。 4）具体要求

在掘进机总体布置时，需注意以下问题：

（1）工作机构减速器减速器的进、出轴尽量同轴线；

（2）悬臂和铲板的尺寸关系相适应，既有利于装载，又要避免截割头截割铲板；（3）悬臂的水平和垂直摆动中心的位置可以重合，也可以不重合。从增加机器的稳定性看，摆动这些都高度应尽量降低。在保证悬臂不与其他机构干涉的条件下，摆动中心的位置应尽量靠后，但必须保证中心在机器的纵向对称平面内；

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（4）当各主要部件设计出来之后。应进行校核，不满足需求时需仅需调整，使重心位于履带中心稍偏前且小于 L/6（L 为履带接地长度）。此外，还需求重心位置在截割机构回转台中心线之后，而且重心高度越低越好，以提高机器作业时的稳定性。

（5）总体布置应考虑左右两侧重量对称并照顾工作习惯及方便操作。司机座一般设在机身左侧、且位于机身后部，座椅高度应保证司机的视线，使其哪个很好地操纵机器，截割出规则的巷道；

（6）操纵台位置要适当，应保证司机操纵方便、省力。仪表显示装置的位置要便于司机观察，又不分散司机正常操作的注意力。

5）传动型式及动力元件的选择 a．传动型式及元件选择应遵循的原则：

（1）技术先进性：能够改善机器性能，提高生产率；

（2）经济合理性：传动系统尽量简单、元件少，易加工，价格低，维修容易，使用寿命长；

（3）工作可靠性:传动系统的可靠性表现为元件使用寿命，因此也是对元件质量的要求；

（4）适应性：元件应适应传动系统的载荷、工况及环境等条件的要求。

b．各机构对传动系统的要求及传动型式的选择掘进机的截割、装载、运输、行走等机构一般均为分别传动，各部件受力状态及工作条件不同，因而传动型式有不同的要求。

（1）工作机构要求有较大的短时过载能力，而油马达对冲击负荷很敏感，过载负荷能力低，影响截割头正常连续运转。所以，掘进机的工作机构宜采用电动机为动力的机械传动型式。应利用体积小、功率大、过负荷能力强的专用电动机，并配备可靠的电气保护装置。根据工作机构结构紧凑的特点，通常工作机构的减速器设在悬臂内，成为悬臂的组成部分。截割头调速方式一般采用配换挂轮的方法，变速机构力求简单。

（2）耙装机构传动装置的特点是：减速器需装在尺寸有限的铲板下部，因而设计空间较小，工作条件恶劣。减速器经常浸泡在煤岩泥水中，卡料时易过载。耙装、输送机构若采用机械传动，用于电动机尺寸较大，不便在输送机尾安装，一般是在铲板上部两侧安装两台电动机，作为耙装、输送机构的共同动力，这样势必使减速箱的尺寸增大，在铲板下布置较紧张。此外，考虑耙爪及链板卡链过载情况，为保护电动机不至烧毁，一般需要在减速器内设安全摩擦片离合器。耙装、输送机构若采用齿轮油马达传动，由于尺

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寸小、重量轻，可使二者分别传动，从而简化传动装置，便于在铲板下布置，便于设计密封效果好的机械密封或将减速器与铲板分离，同时可实现过载自动保护。

（3）履带行走机构的驱动方式有电动机和油马达驱动两种方式。分别通过机械减速装置或直接由油马达带动履带的主动链轮运转。机械传动的履带行走机构，一般是将电动机装于两条履带减速器后部，制动方式采用机械液压制动方式。这种传动方式传动可靠性高，电动机价格低，维修容易，但不能调速，减速箱体积较大，巷道淋水大时，电动机易受潮而烧毁。履带行走机构采用液压传动型式，系统简单、性能较好、技术先进。液压传动的行走机构中，在液压马达型式选择及调速方式设计方面，有不同的方案。采用低速大扭矩马达驱动，其特点是系统简单，尺寸小、重量轻，能够实现无级调速及过载自动保护。但液压马达传动复杂、制造费用高，维护较难。采用齿轮油马达,容积效率高，耐冲击性能好，维修容易，造价较低，一台 10KW 左右齿轮油马达的价格只有同功率径向柱塞马达的 1/10；尺寸小、重量轻。一台 10KW 左右齿轮油马达的重量，仅为同功率低速大扭矩马达的 1/18，为电动机重量的 1/13。采用齿轮油马达后，减速器尺寸虽然较低速大扭矩马达的大，但较电动式的小（MRH-S50-13 型机的减速器传动比 i=328）。因此可方便地将马达、减速器、液压制动阀、紧链装置等安装于履带架中间。这种方式在技术性能上优于机械传动，在经济指标上优于低速大扭矩马达传动。因此具有独特的优点。行走机构的调速方式有两种，一种是采用变量泵。另一种是采用分流或并流的调速方案，如 MRH-S50-13 型机，即在机器快速调动时，停止向装载马达供油，仅向行走马达供油，使掘进机有两种行走速度。

2．确定整机主要技术参数

掘进机整机主要技术参数包括尺寸参数 (长×宽×高)、重量参数、运动参数和动力参数。

1）尺寸参数

整机长度、宽度的大小直接与其转弯半径有关，推荐轻型机长度≤7．5m，中型机长度≤8．5m，重型机≤l0m，对应的宽度分别为≤1.6m，≤2.5m，≤3m。整机的高度直接关系到它的动、静态稳定性，适应范围和通过性的好坏，因此越低越好。当今中外机型发展趋势是矮机型，中、重型机高度 1.6～2m，特轻型、轻型机的高度 1.4～1.6m。掘进机可掘巷道断面的最大、最小高度和宽度应满足设计任务书的要求。卧底深度 250~400mm,

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离地间隙 C=B/13+84(mm)，B 为两履带中心距)。中间输送机龙门口过料高度最好为 400mm，履带接地长度 L 与其中心距 B 之比应为 L/B≤1.6。

2）重量参数

整机自重是掘进机的—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，截齿磨耗率增加；机重太重时，机动性差，转向灵活性下降。—般它的自重可按 w=(t)估算，式中 N 为截割机构功率，kW；V 为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确定，机重(t) 与截割功率（kW）之比为 0．25，对于一般煤；4、岩底板，许用值≤0.14MPa；对于水软化的泥质页岩底板，≤0．05MPa。 3）运动参数

截割机构的运动参数：截割头的平均截割速度 V：对煤岩的单向抗压强度 σc ≤40MPa，V=3~3.5m/s；σc ≤60MPa，V=2~2.5m/s，σc >60MPa．V=l~2m/s。但最终切割速度由切割技术来确定。

4）动力参数

掘进机驱动的动力源都采用交流电动机。截割机构功率大小。实际上一般采用类比法，再结合掘进机一些个性因素及经验来确定。掘进机在作业过程中，纵轴式和横轴式部需要足够的掏槽推进力和摆动(水平方向和垂直方向)力。根据俄罗斯(原苏联)在实验室的试验结果得知，截割煤岩的普氏硬度 f=4~6(相当于0 C=40~60MPa)，研磨系数 F=5~7mg／mm2。截割时的摆动力 (牵引力)Pv=(1～1．34)P，P=M／Rcp，式中 P 为截割头上的平均截割力；Rcp 为截割头平均半径；为截割头上的额定扭矩。M 掏槽时的进给力(轴向推力)R；(1.8～2.5)Pv，此力不得大于履带对底板打滑时的极限牵引力。

5）技术经济指标

Q=(m3/min)，式中sx为截割头的纵向横截面积，m2：Vn 为截割头的截割摆动速度，m/min。掘进机的设计寿命，在国际上先进的产品可达3～5年，在此期间它无需升井大修，国内产品一般为1～2年。

3.按照总体设计的要求。确定各主要部件参数及其相互之间的连接关系 1）截割机构技术参数的确定及其连接关系

（1)截割机构技术参数的确定截割头上的截齿排列一般为双头或三头螺旋线布置方式。截割头转速n=20~65r／min，截齿尖的平均截割速度V=1.5～2．5m ／s，截割摆动速度 Vn=0.8～l0m／s。截线距离 t=20~50mm，(切煤时取大值，切岩时取小值)。平均单刀

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力应达到：级煤岩 F≥2500N，级煤岩 F≥5000N，f4 f6 f8 级煤岩 F≥12000N，截齿安装角最佳为 45°～48°。

(2)截割机构的连接截割机构悬臂安装在叉形架前端，叉形架固定在回转台上，回转台固定在机架上。根据截割机构在作业过程中的作用力和力矩，应用 MT475-1996《悬臂式掘进机回转支承型式、基本参数和技术要求》选定回转支承的结构型式，通过计算确定回转支承规格尺寸。如用户对悬臂不要求有伸缩结构，一般不推荐采用。

2)装运机构参数的确定

(1)装载机构装载机构与中间输送机采用联动方式或单动方式，装载机构耙爪的转速一般为 25~48r／min。星轮的转速可略高一些。采用液压马达直接驱动时，最大输出扭矩应为计算额定扭矩值的 1．5 倍。铲煤板的倾斜角一般21°～25°，它的宽度应比履带外宽大 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达到 350~400mm。

(2)中间输送机中间输送机的链条可采用单链或双链结构形式的圆环链，链速不应超过 0.92m/s，链条采用美国万向套筒滚子链单链时，链速不应超过 2.5m/s，一般取 1.6～2m 为了满足卸载高度的变化要求，机尾应设多级升降液压缸实现升降，升起时的最小高度应为受料斗高度加300mm 左右。如机尾需要左右摆动时，必须采用一条美国万向套筒滚子链，在转向位置的一侧设置单作用液压缸实现机尾左右摆动 45°，以扩大卸载的宽度。

3)行走履带技术参数的确定和连接关系

a.行走履带的驱动型式和传动方式有两种，总体设计和总体布置时确定其中一种。 (1)电动机驱动一大传动比减速器(i≈250)→带动主动链轮。一般只能确定一种行走速度 5～7.5m／min。

(2)速大扭矩液压马达一直接驱动主动链轮或中高速马达一减速箱一带动主动链轮能实现快速调动和慢速作业的需要，行走速度为0～10m/min 的无级调速。

b.履带传动的连接关系结构型式有滑动和滚动两种，滑动式结构简单，内阻较大，对特轻型、轻型、中型掘进机推荐采用滑动结构式。滚动式运行阻力较小，履带架底部与履带链相接触磨损小。重型和特重型掘进机推荐采用这种结构型式。履带架底部装设的支重轮，每个承载力应不小于机重 50％，间距一般为履带板节距的1.5 倍。

4) 液压系统技术参数的确定

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液压系统的技术参数的确定应在液压设计计算后定。系统的额定工作压力不宜高于20~25MPa。在系统有液压马达传动动力时应设置冷却器，系统中选用串联轮泵时，额定压力宣在20MPa以下。选用泵和马达的安裕度应为1.5 左右。系统中每个回路的溢流阀调定压力为其额定压力的1.8～2.2倍为宜。

5)电控系统主要技术参数的确定

电控系统的供电电压应按掘进机机型大小来确定压等级，特轻型、轻型机应选 660V，中、重型机型应选 660V/1140V。动力部分回路中的电器元件应满足供电电的波动范围70％～115％的要求。

6)其他辅助系统

1)外喷雾系统，喷嘴设置在截割机构悬臂的前端水压为1.5 MPa。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。对截割岩石的情况下应适当提高水压和水量。

2)内外喷雾系统总水量不得超过掘进机实际生能力的 6～8％，否则造成工作面煤泥积水现象。

4．进行必要的总体计算及系统图等

在掘进机总体设计和总体布置完成之后，整机的各个系统和主要部件的主要结构、技术参数己基本确定，对整机应进行必要的总体计算及系统图等。

1）掘进机截割机构动静态稳定性的计算； 2）各部件传动系统和液压电控系统的功率计算； 3）液压系统热平衡的计算； 4）绘制传动、液压、电控系统图； 5）绘制截割巷道断面图。 5. 结语

掘进机的总体设计是掘进机设计工程中技术设计的个组成部分。它的设计关键是总体性能参数的合理选择，各个系统和总成的优化设计水平，特别是截割机构的切割技术显得尤为重要。本文所述掘进机的总体设计仍然是以传统设计为基础，在动力学、运动学、受力计算等方面应广泛应用现代设计方法，如概念设计、三维设计运动学、动力学仿真技术、有限元设计、优化设计等。同时，应广泛学习国际上这方面的新设计方法为我所用，提高我们的设计水平，积累我们的设计经验，搞出安全、可靠、性能优良的高端产品。

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附录Ｂ

The vertical Boom-type Roadheader design

Mechanical design is in the process of product design and an important part of the main links, it is followed in programme design after the design work. The vertical Boom-type roadheader (the roadheader) to the overall design of the merits of complete machine play a decisive role, and the decision of the assembly, the system, coordination between the various components of the unity and match, to obtain the high-end performance and overall better economic efficiency technology. Roadheader design, including the following:

1)According to design project description choice type and various cellular construction pattern,

2) Decides the complete machine the main technical performance parameter, Including size parameter, heavy parameter, the parameter of movement and the technical economy refer parameter,

3) According to system design performance requirement, definite complete machine system composition and between them match as well as each part main technical senate parameter,

4) The necessary whole, and the mapping of transmission, hydraulic, electronic control systems, and other plans.

2 the selected models and various components and structural type, drive, and the overall layout of the reasonable

In determining the content, first task should be designed to meet the contents, especially the users of the main demands of the investigation, the two sides exchanged views repeatedly, to satisfy both users (or superior) conditions, can better meet the product development of the overall plan.

2.1 the selected models

According to roadheader use, for the coal mine tunnel boring or used for other sectors of the works, roadheader working conditions for cutting coal roadway or semi-Coal Lane, the compressive strength of coal and rock one-way (or the value of plats coefficient f) and the rock abrasion factor. At the same time the control line should be superscript MT138 ~ 1995 \"cantilevered Roadheader types and parameters\one-way compressive strength, the type of selected models.

2.2 the structure of the various components, the way the driver identified

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Roadheader by cutting general agencies, shipping agencies, walking, hydraulic system, electronic control systems and auxiliary devices (such as dust removal devices, security devices, remote monitoring devices) and other components.

1) Cutting agencies. Cutting the drive from AC motor-driven, in the transmission system located in the general profile coupling with no mechanical overload protection device, the two planets reducer driven spindle front of the cutting head. Some sections of the working bodies boring machine has cut chain, disc-milling and cutting-such as cantilever. Cantilever due to the cutting-boring machine body flexible, relatively small, can cut a variety of shapes and sections of the roadway, and to achieve selective cutting, but cutting good effect, a higher rate of boring, so now used mainly cantilever Cutting-and has become boring machine working body of a basic pattern. By cutting head of the layout, is divided into horizontal and vertical axis of the two. The line-cutting head of the advantages are: Transmission convenient, compact and can be cut to any shape of the profile, easy access to the formation of a cross-section and is conducive to expansion in the use of cantilever, or ditch digging, in Waterloo. Cutting head the shape of a cylindrical, cone and the cone and cylindrical, as the latter two cutting head to drilling, and the cutting surface than the formation, use it more. This is the work of the shortcomings: As the longitudinal axis of cutting head in the horizontal swing at the cutting reaction force is not passed machine centers, with cantilevered form of torque to boring machine have a greater vibration, stability is poor. Therefore, the coal roadway excavation, the need to increase the body weight or support the installation of auxiliary equipment. At present, such a boring machine in some sections of the use of more boring machine.

2) Shipment of bodies. It generally from the middle loading and conveyor components. They were driven or focus may be linked, either by AC motor drive, can also be used hydraulic motor drive. Trailing claw-is to use a turn moves the rake claws to continue to rake materials and in a reprint from transport operators. This structure is simple, reliable, small form factor, loading good effect, the application is widespread. However, such institutions loading width restricted (because boring machine running track when agencies generally do not arouse). To expand the loading width, will shovel the entire harrow board, together with the claw agencies in the level of swing, or design dual rake claws, to expand the scope of loading. Institutions than the rake-wheel-claw simple, high intensity, reliable, but with less bulk materials. Loading agency programme is not only the installation of the claw-rake-wheel can also be installed, the two can be used interchangeably. Usually, the choice rake claw-loaded, but considering loading width of the problem, may choose to double rake claws, can also be designed to rake claw-round interchangeable with the loading mechanism. Some sections boring machine use of scraper chain

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conveyor agencies. Transportation agencies are generally undertaken by the tail to the nose tilted upward direction of the layout. Transportation agencies can be the driver, is about to motor or hydraulic motor and reducer layout in the scraper conveyor and around the side of the fuselage, the body in the driver loading at the same time, indirectly, to transport bodies to take the initiative to the tail shaft driven scraper Transportation agencies. This drive system components in small, relatively simple bodies, but loading and transportation agencies involved in the two campaigns, mutual influence. As the location less space layout more difficult. Transmission organizations to adopt an independent driver, is about to motor or hydraulic motor layout away from the machine side, driven by slow delivery agencies. This mode of transmission drive layout simple, and filling the campaign without interference. However, due to transmission and more dynamic components, the point of failure has increased. At present, the two transportation agencies are used, as appropriate, the design should be identified. General loading and institutions often use the same drive. Loading agencies can use motor-driven, can also be used hydraulic motor drive. However, in consideration of the working environment and wet with mud, optional hydraulic motor drive for good.

3) Run institutions. Walking agencies tracked the general pattern, crawler-run institutions apply to the floor is uneven or soft conditions, no road track laying. Traction with large capacity, good mobility, reliability, flexibility and mobility on the floor adaptability of the advantages of good. But its complex structure, components and wear more serious. At present cross-section of the boring machine is usually used crawler-run institutions. Walking agencies tracked the general pattern, the two tracked separately by the respective power to drive, to achieve in NO.4. Caterpillar is the driving force of two motors and hydraulic motors, motor driver is generally set up a walking speed, hydraulic motor-driven large low-speed torque motor can be driven directly tracked sprocket, or used in the hydraulic motor speed Reducer led the drive sprocket track, it can achieve Promise governor. Tracked structure of a sliding and rolling two, when the speed machine to mobilize ≤ 10 m / min in the light Roadheader, should adopt the structure of sliding when the mobilization of speed machines> 10 m / min of heavy, severe Roadheader should be used Rolling structural type.

4) The hydraulic system. Hydraulic systems use of open-way valve system more centralized control (direct or remote control manipulation) way. Domestic and foreign use of the past, gear pumps, hydraulic system in recent years Roadheader used piston pump have increased the trend.

5) Electronic control system. Electronic control systems, including some power, control and inspection of the part. Electronic control system must be in accordance with the requirements of

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coal mine explosion-proof design, manufacture, testing, GB3836-2000 must meet the standards of the relevant provisions and requirements. In order to improve operations at the Roadheader in the security, operational flexibility and mechanical transmission part of the fault diagnosis and monitoring functions, from the practical point of view, the installation of the necessary machines from a remote control device, monitoring pressure, temperature, level and key parts the fault diagnosis device.

2.3 Layout

General layout of the contents include the following:

1) Identify the components in complete machine said the location, shape and size of the request;

2) To identify the parts, components and the connections between complete machine; 3) estimates complete machine weight and the weight of all components requested; 4) layout of the manipulation of institutions, the driver's seat;

5) examination of moving parts of the movement space, rule out the possibility of interference in the campaign.

2.4 specific requirements

Boring machine in the general layout, the need to pay attention to the following questions: 1) Institutions into the reducer reducer, as far as possible to coax axis;

2) Cantilever and spade-suited to the size of relations, not only conducive to loading, to avoid cutting the first shovel cutting board;

3) The level of cantilever and vertical position can swing the center coincidence, can not overlap. From the increased stability of the machine, these are highly swing should be reduced. In the cantilever is not guaranteed to interfere with other agencies under the conditions of swing centers are located should try to rely on, but must ensure that the machines in the center plane of vertical symmetry;

4) When all the major components designed after. Checking should be carried out, does not meet requirements to be adjusted just so that the focus in track and less than the former center offset L / 6 (L grounding for the track length). In addition, the center of gravity position in the demand for cutting bodies turret after the centerline, and more low more better high center of gravity to enhance stability when operating machinery.

5) The overall layout should consider the weight of symmetrical left and right and take care of work habits and to facilitate the operation. General driver in the left side of the fuselage and the fuselage in the rear, driver seat height should ensure that the people's attention, what good control of their machines, cutting out the rules of the roadway;

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6)Control board position should be appropriate, should ensure that drivers easy manipulation, and effort. Instruments showed that the location devices for drivers to observe, not scattered normal operation of the driver's attention.

2.5 Types and power transmission components choice

transmission patterns and components should follow the principle of choice

1) The advanced nature of technology: machines to improve performance, increase productivity;

2) Economic rationality: drive system as simple as possible, fewer components and easy processing, low price, easy maintenance, long life;

3) Reliability of the work: the transmission system reliability performance for the life of components, as well as component quality requirements;

4) Adaptation: the drive system components should be adapted to load, working conditions and environmental conditions of the request. Agencies to the transmission system requirements and the choice of transmission patterns .

Boring machine cutting, loading, transport, walking and other institutions generally are respectively transmission, all parts of the state and subject to different working conditions, thus driving patterns have different requirements.

1) institutions require a greater short-term overload ability, motor oil is very sensitive to the impact load, the loading capacity of low-impact cutting head for normal functioning. Therefore, the boring machine working body should adopt the motor-driven mechanical transmission type. Should make use of small size, power, a strong capacity for electric motors, and equipped with reliable electrical protection device. According to the compact body of work features, usually work in the reducer cantilever, an integral part of a cantilever. Cutting the first governor general way with a round peg for the method of transmission organizations to simple.

2) rake with institutions transmission device is characterized by: reducer be installed in the limited size of the lower part of the shovel plate, thus design a smaller space, poor working conditions. Reducer often soaked in muddy coal and rock in the cards when the material easy to overload. Trailing equipment, transportation agencies the use of mechanical transmission, for the larger motor, not the end of the conveyor installation, the shovel is generally installed on both sides of the board two motor, with a rake, a common power transmission organizations, such bound to make the Slowdown me the size of the increase in the spade under the board layout more tense. In addition, consider the claw and rake boards linked linked overload situation, to protect the motor did not burn, the general needs of internal security in reducer friction-clutch.

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Trailing equipment, transportation agencies the use of motor oil transmission gear, as small size, light weight, will enable the two separate drive, thus simplifying transmission device, for the spade under the board layout, designed for good results sealed mechanical seal or reducer And shovel plate separation, while achieving automatic overload protection.

3) walk the track-driven approach and a motor-driven motor oil in two ways. Respectively, through mechanical devices or directly from the slowdown in motor oil led the initiative sprocket running track. Mechanical transmission of the walking track, with General Motors will be tracked in two reducer rear, the brake hydraulic braking by mechanical means way. This transmission mode drive high reliability and low prices of motor, easy maintenance, but not speed, slow me larger, surrounded by the water major roadway, the motor easily exposed to moisture and burned. Tracked walk to adopt hydraulic transmission patterns, simple system, better performance and advanced technology. Hydraulic transmission of the walking mechanism, in the form choice and hydraulic motor speed control mode design, there are different options. The use of low-speed torque motor-driven, characterized by the system simple, small size, light weight, to achieve step less speed regulation and automatic overload protection. However, hydraulic motor drive complex, the high cost of manufacturing, maintenance more difficult. Gear used motor oil, the volume of high efficiency, performance and impact-resistant, easy maintenance, low cost, a 10 KW around the motor gear oil prices only with the power of the radial-Selma Da 1 / 10; small size, light weight. A 10 KW gear around the weight of motor oil, with the only major power low-speed torque motor of 1 / 18, the weight of the motor 1 / 13. Gear used motor oil, although lower-speed reducer size large torque motor, but a small electric (MRH-S50-13-type plane reducer transmission ratio i = 328). So can easily be motors, reducers, hydraulic brake valve, tight chain devices installed in the middle-tracked. In this way than on the technical performance of mechanical transmission, the economic indicators better than the low-speed torque motor drive. So has a unique advantage. The walking speed in two ways: one is a variable pump. The other is the use or diversion of the flow and speed control programme, such as the MRH-S50-13 type aircraft, that is, in the rapid mobilization of machinery, to stop carrying motor oil, only to run motor oil so that the boring machine has two Walking speed.

3 determination complete machine main technology senate parameter

Mechanical Roadheader complete machine main technical parameter including size senate parameter (length ×width ×highly); weight parameter, parameter of movement and dynamic parameter.

3.1 size parameters

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Complete machine length, width of the size directly related to its turning radius, Recommended light-length ≤ 7.5 m, medium-length ≤ 8.5 m, heavy machine ≤ l0m, the corresponding width were ≤ 1.6 m, ≤ 2.5 m, ≤ 3 m. The complete machine relates its tendency, the static stability highly directly, the adaptation scope and passes quality, therefore lower better. The current development trend of Chinese and foreign models is the dwarf models, medium and heavy-high 1.6 ~ 2 m, special light, light machine the height of 1.4 ~ 1.6 m. Roadheader to dig the biggest section of roadway, the minimum height and width should be designed to meet the requirements of the mission. Undercover depth of 250 ~ 400 mm, ground clearance C = B/13 +84 (mm), B for the two track distance). Middle-long conveyor entrance to the expected high degree of the best 400 mm, length of track ground with the center distance L B ratio for L / B ≤ 1.6.

3.2 weight parameters

The complete machine dead weight is the mechanical roadheader - an important parameter, the engine weight too is light, the work stability drops, when swinging cutting can occur fishtails the phenomenon, the cutting efficiency drops, truncation tooth rate of wear increase; Heavy-weight, poor mobility, flexibility to decline. The self-respect as it may be w = (t) estimates, in the N-type body for cutting power, kW; V for the cutting head on average cutting speed, m / s; can also be Roadheader with reference to the existing analog method to determine , machine-(t) and cutting power (kW) ratio of 0.25 to 0.4. For general coal, rock bottom, the allowable value

≤ 0.14 MPa; muddy for the water to soften the shale bottom, ≤ 0.05 MPa. 3.3 movement parameters

Cutting the movement parameters: cutting head of the average cutting speed V: on the one-way coal and rock compressive strength of σc≤ 40 MPa, V = 3 ~ 3.5m / s;σc ≤60MPa, V=2~2.5m / s, σc > 60MPa. V = l ~ 2m / s. But eventually cutting speed by cutting technology to determine.

3.4 dynamic parameters

Roadheader-driven power sources are used Motors. Cutting power body size. In fact the general use of analogy, combined with roadheader some personality and

experience factors to determine. Roadheader in the operating process, the vertical axis and the horizontal axis-of the need for adequate cutting edge and push forward swing (horizontal and

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vertical) force. According to Russia (the former Soviet Union) in the laboratory test results that the cutting of coal and rock plats hardness f = 4 ~ 6 (equivalent to 0 C = 40 ~ 60MPa), grinding coefficient F = 5 ~ 7mg/mm2. Cutting the shaking force (traction) Pv = (1 ~ 1.34) P, P = M / Rcp, in the P-cutting head for the average cutting edge; Rcp cutting head for the average radius; M for cutting the head of the rated torque. Cut the feeding of (axial thrust) R; (1.8 ~ 2.5) Pv, this force should be no larger than the floor slippery track at the limits of traction.

3.5 technical and economic indicators

Q = (m3/min), in the ex-cutting head for the vertical-cross sectional area, m2: Vn for the cutting head of cutting swing speed, m / min. Roadheader designed life, in the international advanced products up to 3 to 5 years, during which the need of major repair or wells, the general domestic product for 1 to 2 years.

4 in accordance with design requirements. Determine the parameters of the main components and their relationship between the connector

4.1 cutting agencies and technical parameters of the established link between

1) Cutting-agency technical parameters of cutting the head with the general pick for the double-headed or three spiral layout. Cutting head speed n = 20 ~ 65r/min, a sharp pick cutting the average speed V = 1.5 ~ 2.5m / s, cutting swing speed Vn = 0.8 ~ l0m / s. Cut-off line from t = 20 ~ 50mm, (when cutting coal from the value of all-time for small value). Average single-pole/double-throw force should reach: f4 grade coal and rock F ≥ 2500 N, f6 grade coal and rock F ≥ 5000 N, f8 grade coal and rock F ≥ 12000 N, pick the best angle for the installation of 45 ° ~ 48 °.

2) Cutting the link .Cutting agencies cantilever in front of the rotary table, the turret to the rack. According to cutting agencies in the course of operating the force and torque, the application of MT475-1996 \"cantilevered Roadheader rotary bearing type, the basic parameters and technical requirements\" selected rotary bearing the structural type, determined by calculating slewing ring size specifications. If the user does not require a cantilever stretching structure, is generally not recommended.

4.2 shipping agencies determine the parameters

1) Loading mechanism Loading bodies and Middle conveyor used linkage or single-action mode, loading the bodies rake claws speed is generally 25 ~ 48 r / min. Star Ferry's speed can be slightly higher than some. Using direct-drive hydraulic motors, the maximum output torque rated torque for calculating the value of 1.5 times. Shovel coal-general of the tilt angle to 21 ° ~ 25 °, it

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should be the width of track, spacious than the 0.6 ~ 1.2 m, declining position should not be less than the minimum depth of undercover maximum height should be increased to 350 ~ 400 mm.

2) Intermediate conveyor Middle conveyor chain may be single or double-stranded chain structure of the ring chain, chain-speed should not exceed 0.92 m / s, using the U.S. chain of universal sleeve roller chain single chain, the chain speed should not exceed 2.5 m / s, generally from 1.6 ~ 2 m in order to meet the changing demands a high degree of unloading, the tail should be set up multistage hydraulic cylinders to achieve take-off and landing movements, raising the minimum height for the hopper and a high degree of around 300 mm. If the tail need to swing around, the United States must adopt a universal sleeve roller chain, to set the location of the side-effect hydraulic cylinder to achieve the tail swing around 45 °, to expand the width of unloading.

4.3 running track and identify the technical parameters of connectivity between a walking track drivers and transmission patterns have the following two ways, the overall design and layout determined at the time one of them.

1) Drive a motor-driven than reducer (i ≈ 250) → led initiative sprocket. Can only establish a walking speed of 5 ~ 7.5 m / min. 2) .The speed of a hydraulic motor torque direct drive or take the initiative sprocket of a slowdown in high-speed motor driven me a sprocket can take the initiative to achieve rapid mobilization and the need to slow operations, walking speed of 0 ~ 10 m / min of no - Speed.

2) tracked the transmission link between Structure has two sliding and rolling, sliding simple structure, the resistance of larger, the special light, light and medium-sized roadheader recommend sliding structured. Rolling resistance smaller operation, crawler-crawler at the bottom and wear small chain of contacts. Heavy and severe roadheader recommend using this structure type. Track-installed at the bottom of the supporting wheels, each bearing capacity should be not less than 50 percent of weight, distance is generally tracked the plate pitch 1.5 times.

4.4 the hydraulic system of technical parameters established

Hydraulic system of technical parameters should be determined in the hydraulic design calculations. The pressure should not be rated higher than the 20 ~ 25 MPa. A hydraulic motor in the system should be set up power transmission cooler, the system in the optional round series at the pump, rated pressure announced that the following 20 MPa. Selection of pumps and motors of the Anyu should be around 1.5. Each loop system in the pressure relief valve is set for the rated pressure of 1.8 to 2.2 times suitable.

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4.5 electronic control system identified the main technical parameters

Electronic control system of power supply voltage should be roadheader models to determine the size of pressure levels, special light, light machine should be elected 660 V, medium and heavy aircraft should be elected 660 V/1140V. Some momentum in the electrical circuit components, the power supply should meet the range of 70% to 115% of the requests.

4.6 other supporting systems

1) Spray system, cutting nozzles installed in the front organizations cantilever pressure for 1.5 MPa. Spray nozzle within the system installed in cutting the first pick in the back seat of the spray system pressure of not less than 4 MPa. Cutting rock on the case should be to increase water pressure and water.

2) Inside and outside the water spray system shall not exceed the actual health roadheader capacity of 6 to 8 percent, or stagnant water in the face of slime.

5 the overall calculation of the necessary plans and systems

Such as in roadheader design and overall layout is complete with two of the main components of each system and the main structure, the basic technical parameters have been determined, the Complete machine should carry out the necessary calculations and the overall system, and other plans.

1) Cutting agencies roadheader static and dynamic stability of the calculation.

2) Transmission and hydraulic components of the electronic control system of power calculation.

3) Hydraulic system heat balance calculations.

4) Drawing transmission, hydraulic, electronic control system plans. 5) Drawing cutting sections of roadway. 6 Conclusion

Roadheader design is roadheader design projects in the technical design of the components. It is the key to the design of the overall performance parameters of reasonable choices, the assembly of each system and optimize the design standards, in particular, cutting the cutting technology is particularly important. Roadheader described in this paper, the overall design is still based on traditional design, dynamics, kinematics, the calculation of the force should be wider use of modern design methods, such as conceptual design, 3D design kinematics, dynamics simulation technology, limited Yuan design and optimize the design. At the same time, the international community should be extensively studied this aspect of the new design for my use, to enhance our design standards, we have accumulated experience in the design, to produce a safe, reliable, high-performance high-end products.

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