本科生實習報告書教學單位 機械工程學院 專 業(yè)班 級學生姓名學 號指導教師學生實習報告：要求對實習的主要內(nèi)容、本人學習與工作的表現(xiàn)、收獲與體會、以及存在的問題等方面進行總結。在大學時光接近尾聲的時候我們需要的更多的是實踐經(jīng)驗和一些課本中學不到的知識，尤其是我們在簽完工作以后馬上就要參見工作，僅僅靠書本中的知識是完全不夠的，所以學校為我們?nèi)ジ沸碌陌偈⒓瘓F實習，阜新百盛集團是阜新最大的煤炭行業(yè)的機械廠，所以對于我們專業(yè)非常需要到我們到百盛這樣的工廠實習的機會。在阜新百盛集團進行參觀實習，我所見到的每一樣設備，所做的每一項工作基本上都是以前從來沒有遇見過的，但是在師傅們的耐心指導與幫助下，我學習到了很多實用的、有價值的東西，在積累了一些實際工作經(jīng)驗的同時也更深刻的理解到了統(tǒng)計理論知識體系，為今后的學習奠定了堅實基礎。在認識實習期里，我的感受和體會有很多，下面，我僅把主要情況做一下匯報，可能有些稚嫩，如果有不妥的地方還請老師批評指正。在參觀的時候我們見識到了書本中見識不到的實體機械，比如我們專業(yè)有關的掘進機，在近處觀察掘進機，工人是師傅為我們講解掘進機的主要工作機構和工作性質(zhì)，正好這時工人師傅要安裝一臺掘進機的電動機，我們在旁邊一起幫助和詢問一些相關的問題?！扒Ю镏校加谧阆隆?，這短暫而又充實的實習，我認為對我走向社會起到了一個非常重要作用，對將來走上工作崗位也有著很大幫助。更重要的是要向他人虛心求教，遵守組織紀律和單位規(guī)章制度，與人文明交往等一些做人處世的基本原則都要在實際生活中認真的貫徹，好的習慣也要在實際生活中不斷培養(yǎng)。好的習慣和他們的知識也會是我們?nèi)松械囊淮髮氋F的財富。這次實習更讓我肯定了做事先做人的道理，要明白做人的道理，如何與人相處是現(xiàn)代社會的做人的一個最基本的問題。對于自己這樣一個即將步入社會的人來說，需要學習的東西很多，他們就是最好的老師，正所謂“三人行，必有我?guī)煛?，我們可以向他們學習很多知識、道理。在從百盛回來后我們真的覺得我們的實踐實在是太少了，所以我們申請到昕豐機械廠進行實習我們抓住每一次實習機會讓我們了解和學習更多的實踐機會阜新昕豐成立于 2007 年，位于阜新經(jīng)濟技術開發(fā)區(qū)高新技術產(chǎn)業(yè)園區(qū)，下設阜新昕豐液壓機械有限公司、阜新哈瑪泰克科技工程有限公司、哈瑪泰克（大連）自動化有限公司三個獨立公司，廠區(qū)占地面積 10 萬平米，已通過ISO9001：2000 版國際質(zhì)量體系認證。業(yè)務范疇涉及數(shù)控成型機床生產(chǎn)線、工業(yè)自動化控制、計算機控制系統(tǒng)、空調(diào)壓縮機滑片、礦山用設備零部件等。 在這次學習實習過程中我們見識了許多的液壓機械和一些常見的礦用機械，學習到了一些我們以后再工作中的必要知識讓我們更清楚的知道了我們以后的工作環(huán)境和我們工作的要點。通過這倆次的實習我們認識到了自己的不足，和我們需要學習的一些東西，以后我們一定要在自己的工作崗位認真工作學習，并且通過自己的努力來使我們的明天更好。指導教師意見 成績評定： 指導教師簽字：2015 年 3 月 20 日 實習單位意見負責人簽字：（單位蓋章）年 月 日備注注：實習結束時，由實習學生填寫本表后，交指導教師和實習單位簽署意見，最后交所在教學單位歸檔保管。 本科畢業(yè)設計（論文）開 題 報 告 題 目 縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計 指 導 教 師 院（系、部） 專 業(yè) 班 級 學 號 姓 名 日 期 教務處印制一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀目的：掘進機截割機構是掘進機的主要組成部分，主要對截割頭的結構形狀與幾何參數(shù)，截齒類型與布置以及工作參數(shù)對掘進機截割性能。意義：截割效率和整機可靠性進行設計，為了提高和改進掘進機工作性能，發(fā)展我國大口徑全斷面掘進機產(chǎn)業(yè)以及進一步提高我國的盾構研發(fā)能力、改善研發(fā)條件具有重大戰(zhàn)略意義。選題具有一定的實際意義。研究現(xiàn)狀和趨勢：早在上世紀 30 年代，的故意、前蘇聯(lián)、英國、美國等就開始了煤礦巷道掘進機的研制，但巷道掘進機得到廣泛性應用還是在第二次世界大戰(zhàn)之后。1948 年，匈牙利開始研制 F系列的巷道掘進機，當時是為了適應“房柱式”開采的需要[1]。1949 年生產(chǎn)的 F2 型掘進機是世界上第一臺懸臂式掘進機，不過當時還未能實現(xiàn)懸臂式掘進機的全部主要功能。1951 年匈牙利研制了采用履帶行走機構的 F4 型懸臂式掘進機。這種機型已經(jīng)具備了現(xiàn)代懸臂式掘進機的雛形。F 系列掘進機是目前懸臂式橫軸掘進機的原始機型。 1971奧地利 ALPINE 公司在匈牙利 F 系列的基礎上研制了 AM-50 型掘進機，并在此基礎上逐步形成了 AM 系列掘進機。 1972 年德國引進了 AM-50 型掘進機，在半煤巖巷中使用，在此基礎上 EICKHOFF 公司自行研制出 EV-Ⅱ型掘進機，并在此基礎上發(fā)展成為 EVA 型掘進機。1973 年 WESTFALIA 公司研制成功了 WAV-170 和 WAV-200 型掘進機，并在此基礎上發(fā)展成為 WAV 系列型掘進機。F 系列、AM 系列和 WAV 系列掘進機均采用橫軸截割機構[2]。目前國外掘進機主要生產(chǎn)國有：英、德、俄羅斯、奧地利、日本等國。所生產(chǎn)的掘進機已經(jīng)被廣泛應用于硬度 f 低于 8 半煤巖的采準巷道掘進，并擴大到巖巷 [3]。中型機不移位截個斷面達 35~42㎡，多數(shù)機型能在縱向±16°、橫向 8°的斜坡上可靠工作，截割功率在 132~300KW，機重在 50~100t，切割巖石硬度 f 為 12.機電一體化已成為掘進機發(fā)展趨勢，新推出的掘進機可以實現(xiàn)推進方向和斷面監(jiān)控、電動機功率自動調(diào)節(jié)、離機遙控操作及工況檢測和故障診斷，部分掘進機實現(xiàn) PLC 控制，實現(xiàn)回路循環(huán)檢測[4]。我國懸臂式掘進機的發(fā)展大體分為 3 各階段。第一個階段是上世紀 60 年代初期到 70 年代末，這一階段主要是引進國外掘進機為主，在引進的同時，我們的技術人員開始嘗試消化吸收，但研究水平低，主要以切割煤的輕型機為主。二、研究方案及預期結果縱軸式掘進機懸臂結構方案設計包括截割頭、伸縮機構、截齒、回轉(zhuǎn)機構等部分，每部分都應給出各種可行的方案、論述優(yōu)缺點，分析確定最終方案，即任何一個結構都是經(jīng)過方案論證確定的、參數(shù)選擇含工作機構各部分及其總體的結構參數(shù)、運動參數(shù)、工作參數(shù)等。按照給定的設計任務要求，完成掘進機截割機構的主要結構設計和計算，設計計算符合工程技術規(guī)范要求，整理好技術資料，編寫設計說明書一份。三、研究進度第一周 布置設計任務，熟悉設計內(nèi)容；第二、三周 參觀、實習、收集資料、了解機器的結構原理和特點；第四、五周 總體方案確定，總體驗算； 第六、七周 總體布置及參數(shù)選擇第八、九周 截割減速器設計階段；第十、十一周 總體驗算； 第十二、十三周 總裝圖設計及草圖繪制，第十四、十五周 圖紙繪制階段；第十六周 整理說明書及完善圖紙。 四、主要參考文獻[1] 李曉豁，沙永東. 采掘機械. 冶金工業(yè)出版社，2011[2] 謝錫純，李曉豁主編. 礦山機械與設備. 中國礦業(yè)大學出版社，2000 或 2007[3] 李貴軒 李曉豁 采煤機械設計[M].遼寧大學出版社, 1998.[4] 吳宗澤 機械設計實用手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社 第一版 1989.[5] 段鵬文，毛君.工程機械[M].沈陽：東北大學出版社,2002.[6] 黃日恒編著. 懸臂式掘進機. 中國礦業(yè)大學出版社，1996.[7] 李貴軒，李曉豁，劉蘊章編著. 掘進機械設計. 阜新礦業(yè)學院，1992[8] 吳宗澤.機械設計實用手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,1999.[9] 煤炭工業(yè)部生產(chǎn)司開拓處組織編寫. 掘進機選型手冊. 煤炭工業(yè)出版社，1989.6[10] 李曉豁著. 掘進機截割頭設計與研究. 中國華僑出版社，1997[11] 李曉豁著. 掘進機截割的關鍵技術研究. 機械工業(yè)出版社，2007[12] 李曉豁. 部分斷面掘進機的總體布置與參數(shù)選擇 探礦工程，1998.(2),9~10[13] 陶馳東.采掘機械[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1993.[14] 李建成．礦山裝載機設計．機械工業(yè)出版社[15] 李曉豁，謝錫純.礦山機械與設備[M].徐州:中國礦業(yè)大學出版社，2000.五、指導教師意見指導教師簽字： 縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計摘要煤炭是目前以及未來一段時期內(nèi)我們國家得主要能源。煤炭工業(yè)是我國經(jīng)濟建設的重要基礎。掘進機是應用于隧道建設以及煤炭巷道機械化掘進的一種重要的機械設備，而懸臂工作機構直接參與截割工作機構，期截割性能對整體的工作效率、可靠性和使用壽命，以及截割的經(jīng)濟效益都有直接的影響，是整機的綜合體現(xiàn)。在本次設計中的掘進機是一個能夠?qū)崿F(xiàn)連續(xù)截割，裝載，運輸?shù)木蜻M機器。懸臂工作機構是掘進機的主要組成機構，按照懸臂工作機構的總體、動力部分、傳動部分以及執(zhí)行部分的設計思路進行掘進機懸臂的設計。在設計時，動力部分做選型計算，傳動部分的截割減速機構做具體的計算與校核。我所設計的課題是掘進機懸臂工作的機構方案設計以及截割減速機構設計。對于提高和改進掘進機工作性能，發(fā)展我國大口徑全斷面掘進機產(chǎn)業(yè)以及進一步提高我國的盾構研發(fā)能力、改善研發(fā)條件具有重大戰(zhàn)略意義。關鍵詞：截割減速器;懸臂工作機構;掘進機;IAbstractCoal is the main energy source of our country in the present and the future Coal industry is the important basis of economic construction in China. Boring machine is applied in tunnel construction and mechanized Drivage of coal roadway is a kind of important mechanical equipment and working mechanism of cantilever directly involved in cutting working mechanism, broken period cutting performance on the overall work efficiency, reliability and service life, and the cutting of the economic benefits have direct influence, is a comprehensive reflection of the whole.In this design, the tunneling machine is a driving machine that can achieve continuous cutting, loading, transportation Cantilever roadheader consisting mainly of institutions, in accordance with the cantilever overall, power part, transmission part and part of the implementation of the design ideas of cantilever roadheader design. In the design, the power part of the selection calculation, the transmission part of the cutting reducer to do the specific calculation and verification. The subject I designed is the mechanism design for the cantilever working in the tunneling machine, and the design of the cutting mechanism To enhance and improve the working performance of the boring machine, the development of China's large - diameter full face tunnel boring machine industry and further improve our shield ability of research and development, improve the R D conditions is of great strategic significance.Keywords: cutting reducer; cantilever working mechanism; tunneling machine;縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計目錄1 掘進機的作用 .11.1 國內(nèi)掘進機技術與發(fā)展現(xiàn)狀 .12 懸臂的工作機構的設計 22.1 懸臂截割機構設計方案設計 .22.1.1 截割頭形式的選擇 22.1.2 伸縮機構的確定 .32.1.3 截齒的類性 32.2 參數(shù)確定 32.2.3 截割機構技術參數(shù)的初步確定 .53 截割減速器設計 93.1 傳動類型的設計 .93.2 齒輪傳動比的分配 93.2.1 總傳動比 93.2.2 各級傳動比 .103.3 高速級齒輪的設計計算 113.3.1 配齒計算 113.3.2 按齒面的接觸強度做出初算 傳動中心距與模數(shù) 13CA?3.3.3 計算 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角 .15CA?AC?'AC?3.3.4 計算 傳動的變位系數(shù) .153.3.5 計算 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角 16BC?CB?'CB?3.3.6 計算 傳動的變位系數(shù) .163.3.7 幾何尺寸計算 .163.3.8 驗算 傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度 .19CA?3.3.9 根據(jù)齒面接觸強度確定內(nèi)齒輪材料 .243.4 低速級齒輪的設計計算 243.4.1 配齒計算 .243.4.2 按接觸強度初算 傳動的中心距和模數(shù) 25CA?3.4.3 計算 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角 .28?AC?'AC?3.4.4 計算 傳動的變位系數(shù) .293.4.5 計算 傳動的中心距變動系數(shù) 和嚙合角 .29BCCB?'CB3.4.6 計算 傳動的變位系數(shù) .29?3.4.7 幾何尺寸計算 .303.4.8 驗算 傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度 .32CA3.4.9 根據(jù)齒面接觸強度確定內(nèi)齒輪材料 .363.5 輸入輸出軸的設計計算 373.5.1 輸入軸的設計計算 373.5.2 輸出軸的設計計算 393.6 減速器軸承的校核 423.6.1 齒輪用軸承的選擇 .423.6.2. 輸入輸出軸用軸承的選擇 .48縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計3.7 減速器的潤滑和密封 .493.7.1 減速器潤滑 493.7.2 密封方式 494 截割頭軸的計算校核 504.1 截割頭軸的設計計算和校核 .504.2 截割頭軸用軸承的選擇和校核 555 結論 57致謝 .58參考文獻 59附錄 A.60附錄 B .64縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計01 掘進機的作用1.1 國內(nèi)掘進機技術與發(fā)展現(xiàn)狀隨著采煤技術的發(fā)展煤礦生產(chǎn)規(guī)模的擴大，大型礦井下大都開始采用全煤巷布置開采方式。采煤的工作面推進速度也比以前快的多，因而使煤礦井下的煤巷掘進工作量大幅增加所以掘進機工作效率也有了較高的要求。出于安全考慮巷道采用炮掘已經(jīng)被嚴格要求。故掘進機是我國煤巷道掘進的重要設備。我國20世紀80年代初大批引進煤炭采掘設備，進過消化吸收和一些民營資本的進入，是我國的掘進設備有了長足發(fā)展與創(chuàng)新。1.2 掘進機在煤礦領域中的作用掘進機主要由行走機構，工作機構，裝運機構和轉(zhuǎn)載機構組成。隨著行走機構向前推進，工作機構中的切割頭不斷破碎巖石，并將碎巖運走。有安全、高效和成巷質(zhì)量好等優(yōu)點，但造價大，構造復雜，損耗也較大。掘進機的主要功能是剝落煤巖，能掘出不同的巷道斷面尺寸。在給定所掘巷道的地質(zhì)情況下，有較高的生產(chǎn)率。而且掘進機在井下不但用于巷道的掘進，在對一些特殊的煤和煤巖也起到采掘作用。并且在截割過程中動載荷小，生成的粉塵少，比能耗低，取代了人工鉆眼放炮的原始掘進方法，掘進機自身攜帶裝載、轉(zhuǎn)載以及獨立的行走機構，提高了井下工人們的工作環(huán)境、工作效率和井下安全系數(shù)。12 懸臂的工作機構的設計2.1 懸臂截割機構設計方案設計2.1.1 截割頭形式的選擇方案一掘進機的截割機構采用橫軸式截割頭，橫軸式的懸臂掘進機一般用于軟巖掘進，橫軸式的截割頭的截割性能好，橫軸式的截割頭的頭體多為厚鋼板的組焊結構或者螺釘連接結構，由左右對稱的兩個半球體組成。截割頭是通過漲套式的聯(lián)軸器和減速器輸出軸相連，可起到過載保護。橫軸式截割頭結構較為的復雜。截割頭掏槽時橫軸式的推進方式與截割力方向基本一致，必須用較大的進給力，如果用行走機構進給掏槽，則應加大行走功率，而且最大截割深度最大不能超過2/3的截割直徑，這不便于挖柱窩。橫軸式的截割頭在掘進巷道時在工作面某一位置沿巷道掘進方向切進一定深度，然后截割頭上下左右擺動擴大截割范圍，實現(xiàn)對全工作面的截割，但要注意點是由于橫軸式的截割頭的結構所限，不容許完全做垂直擺動截割，否則兩截割頭中間部分將觸媒，增大了工作的阻力。方案二掘進機的截割機構采用縱軸式截割頭，縱軸式的懸臂掘進機采用二級的行星齒輪作為傳動。它的特點是同軸傳動，結構緊湊，傳遞功率大，傳動效果好，在推進過程中方向幾乎垂直截割方向，因而只需較小的進給力，而且截割深度可由幾厘米到整個截割頭長度任選。在巷道掘進中縱軸截割頭可以朝任何方向擺動，因而可以選擇巖層較弱、阻力最小的方向截割，同時還能掘出平整的巷道。縱軸式的截割頭在掘進巷道時截割頭首先要鉆進工作面一定深度，然后橫向擺動截割，達到巷道邊界后，沿垂直方向截割一定高度，在水平擺動截割，如此循環(huán)往復，直到完成對全工作面的截割。使用縱軸式的懸臂機構進行設計?？v軸式懸臂掘進機由截割機構，裝載機構，回轉(zhuǎn)臺，液壓系統(tǒng)，行走機構，電氣系統(tǒng)，后支撐和轉(zhuǎn)載機構等組成。截割頭是由截割機構上的電動機來驅(qū)動。行走，運輸和轉(zhuǎn)載的動力則是由安裝在本體部的電動機和液壓馬達縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計2提供。截割臂的上下，左右擺動，鏟板起落，后支撐支地和伸縮部伸縮都是由液壓油缸來實現(xiàn)的 [6]2.1.2 伸縮機構的確定伸縮機構分為內(nèi)伸縮式和外伸縮式。內(nèi)伸縮式的結構具有尺寸小，結構緊湊，伸縮靈活。所以采用內(nèi)伸縮式的伸縮機構。內(nèi)伸縮式結構是由保護筒，伸縮內(nèi)筒，伸縮外筒，花鍵套，密封座，主軸，軸承，隔套，旋轉(zhuǎn)密封、油封等構成。位于截割頭和減速器，通過花鍵聯(lián)接使主軸旋轉(zhuǎn)運動，帶動截割頭旋轉(zhuǎn)，通過油缸伸縮帶動伸縮部實現(xiàn)伸縮的機構。2.1.3 截齒的類性選擇截齒類型的時候，應綜合考慮煤巖的堅固性、抗截強度、脆性程度、所含夾石層的軟硬等因素。一般來說煤質(zhì)堅硬、節(jié)理和層理都不明顯、裂隙不發(fā)達的煤巷，可選用刀形齒。但因其徑向安裝，刀體部分承受彎矩較大容易斷裂，所以刀體應有較高的強度。對于煤質(zhì)硬而脆、且含有硬夾石的煤層，應選用鎬形齒。這種截齒的強度大、耐磨，而且截割阻力的方向近于截齒的軸線方向，齒身所受彎矩??；齒的固定方法也比較簡單。如果合理設計，可使截齒在截割過程中旋轉(zhuǎn)，自磨刀，保持齒尖銳利，減少截割阻力，延長截齒壽命。所以這種截齒在掘進機截割頭上使用較多。 2.2 參數(shù)確定2.2.1 懸臂的長度和回轉(zhuǎn)角度的確定根據(jù)上文的結構選擇，伸縮機構類型采用內(nèi)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，設計任務書中給出 500mm，選取 500mm。(2)懸臂長度和擺角通常情況下，巷道的形狀和規(guī)格確定后，按照巷道和最大高度和上下寬度，結合巷道數(shù)據(jù)，基本可以確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 = 。?451???352????33最大掘?qū)?5.5m 下，懸臂長為：(2-1)maL3941503sin/280????即懸臂長為 3941mm( 為垂直回轉(zhuǎn)中心 至水平回轉(zhuǎn)中心 的距離，取 650mm)。a1O2O回轉(zhuǎn)中心高：(2-2)H.2583sin5.4????(2-3)??4i.0即 mm 盡量降低重心，取 H=1600mm。0.138?H根據(jù)幾何關系確定上擺角和下擺角。既上擺角 ，下擺角 。??321???28?2.2.2 可掘斷面參數(shù)的確定最大寬度(當懸臂在水平位置擺動時)：(2-4)?sin)(201maxLB??， ， ， ；5.max?4501ma65?3?上部寬度(當懸臂在上極限位置左右擺動時)：(2-5)??sin)co(2101LB?， 8.4??32下部寬度(當懸臂在下部位置左右擺動時)：(2-6)??sin)co(220aLB?，m.5??8上擺高度： (2-101sinH7) 4.201?下擺高度： (2-8)sin?LmH.20縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計4臥底深度： (2-9))sin(i230???Lh， m25?0巷道高度： (2-H5.4201?10)可掘最大斷面： (2-11)2max01max012max02[()()]3.62SBBH???式中： —切割頭前端至垂直回轉(zhuǎn)中心 的距離；01L1O—垂直回轉(zhuǎn)中心 至水平回轉(zhuǎn)中心 的距離；a12—水平回轉(zhuǎn)時，懸臂的擺角；?—垂直回轉(zhuǎn)的上擺角；1?—截割到巷道底面時，垂直回轉(zhuǎn)的下擺角；2—臥底時，懸臂垂直回轉(zhuǎn)的最大下擺角，可根據(jù)臥底深度來定，一般可取 3mm，這里取 250 mm。0~10?h2.2.3 截割機構技術參數(shù)的初步確定1 截割頭的有關參數(shù)的確定(1)截割速度與擺角速度在截割功率一定，切割的速度決定著截割力矩與截割力大小。截割力矩為 3012??nNMC?平均截割力 /DPcc平均單齒截割力 mCZ1?式中： 5—為切割頭平均直徑，m；0D—為切割頭的轉(zhuǎn)速，r/min；n—為切割力矩， ；CMmN?—平均切割力，N；P—平均單齒切力，N；C1—同時工作齒數(shù)，可用總齒數(shù)一半。mZ懸臂式掘進機能達到的最大截割力總是與其截齒截割的速度相關。截割速度的選取一般取決于被截割巖石的特性， 在 1～5m/s 中間選用。 本設計要求，確定的截割的速度為 2.0m/s。掘進機對煤巖性質(zhì)具有一定的范圍，通常在半煤巖中，可以選合理的工作擺動速度，在硬一點得半煤巖中取 ，在中硬煤巖石，擺動速度不可3~2?bVm/in0.2~51m/in以過大，取 。5.1/i本設中，選取擺動速度為 1.4 。/in(2)截割頭的直徑截割頭的直徑通常指其平均直徑，它決定著掘進機的生產(chǎn)率和截齒的截割能力并與巷道斷面大小有關。根據(jù)公式求得截割頭橫截面積（2-12）jvQSte?式中：；hmQtt 380理 論 截 割 生 產(chǎn) 率 ；—。svvjj 2?掘 進 機 截 割 速 度 ；367.01mSe?縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計6根據(jù)公式得截割頭平均直徑（2-13）2e???????DS?求得平均直徑 mD921(3)截割頭的長度截割頭的長度是指截割頭沿軸線方向的長度，其值大小不僅影響掘進機工作的循環(huán)時間，而且還和煤巖的性質(zhì)及其壓張效應有關。因此，必須嚴格地選取。若截割頭較長，雖對提高掘進機的生產(chǎn)率有利，但卻使截割阻力和比能耗增加。如果截割頭設計得太短，雖然可以利用自由面和地壓作用，但由于鉆進深度小將使掘進機推進速度降低。根據(jù)掘進機理論生產(chǎn)率：（2-14）btDLvQ06??式中：—理論截割生產(chǎn)率； ；tQhmt38—煤巖松散比； ；0?5.10??—截割頭平均直徑； ；DD92—截割頭長度；L—橫切速度（懸臂的擺動速度）； 。bv min4.1vb?689.092.56080 ???btDQL?故截割頭長度取 m692 截割頭的轉(zhuǎn)速確定掘進機的截割頭轉(zhuǎn)速根據(jù)公式為：（2-15） 60nvj??式中： —截割速度； ；jvsmvj2—截割頭平均直徑； 。DD91?7n49.192.06mirn???故該掘進機截割頭轉(zhuǎn)速選取 。mi4r?3 電動機的選擇利用能耗法比能耗的實驗數(shù)據(jù)估算截割功率 N(2-16)LDvH?60?式中：—比能耗， ；?H3h/mkW4???—截割頭擺動速度， ；v/in.1Hv—截割深度， ；L6.0L—截割頭平均直徑， 。D92.?DkW34.129.046.1??N根據(jù)行業(yè)標準 MT477-1996YBU 系列掘進機用隔爆型三相異步的電動機，確定截割功率為 160kw，額定電壓 AC1140 /660 V，轉(zhuǎn)速 1483rpm，選用 YBUD-160/100-4/8 型掘進機專用防爆水冷型三相異步電動機。數(shù)據(jù)如表 2-1 所示。表 2-1 電 動 機 技 術 數(shù) 據(jù)Table 2-1 motor technical data型號功率 kW額定電壓 V轉(zhuǎn)速rpm效率%功率因數(shù)額定轉(zhuǎn)矩冷卻方式工作制絕緣等級重量kgYBUD160/100160/100660/11401483/733rpm0.925/0.900.88/0.692.0 外殼水冷S2 H 2690縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計83 截割減速器設計3.1 傳動類型的設計行星齒輪的傳動具有多分流傳動，低壓力嚙合，作用力平衡與運行多變性等諸多特點，所以同等工作條件下和定軸齒輪傳動相比，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一些優(yōu)點，國內(nèi)外縱軸式掘進機的截割結構傳動系統(tǒng)都采用行星齒輪傳動，以提高承載能力、效率和可靠性的同時，也盡可能地減輕重量，縮小外廓尺寸，降低制造成本。不但要傳動裝置體積小，結構緊湊，而且滿足一定的強度要求和減速比要求。故這種工作機構的傳動裝置多采用行星齒輪傳動，來滿足要求。若采用一級減速，則傳動比太大，導致齒輪結構很難滿足現(xiàn)實要求，所以，決定采用二級齒輪減速。齒輪系的選取有定軸輪系與周轉(zhuǎn)輪系兩種。由于懸臂使用內(nèi)伸縮式，電動機，聯(lián)軸器，的減速器相對于軸向是固定的，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 3-1 傳動系統(tǒng)Figure 3-1 transmission system3.2 齒輪傳動比的分配確定總傳動比并根據(jù)傳動比分配理論分配各級傳動比,并選擇齒輪齒數(shù)。3.2.1 總傳動比(3-1)24.36182?ni93.2.2 各級傳動比和 分別為高速級傳動比和總傳動比。?i用角標 表示高速級參數(shù)， 表示低速級參數(shù)。設高速級與低速級外嚙合齒輪材料、?齒面硬度相同，則 ???limliH?（3-2）1??Bd式中：—低速級內(nèi)齒輪的分度圓直徑；BId—高速級內(nèi)齒輪的分度圓直徑。I（3-3）2?????WNHVcds ZKCA??式 中 ：—中 間 變 量 ；A—行 星 輪 數(shù) 目 ， ， ；?sC3??s5?s—分 度 圓 的 齒 寬 系 數(shù) ， ；?d?2.1?d?—齒 面 工 作 硬 化 系 數(shù) ， ；?WZ???WZ—載 荷 分 布 系 數(shù) ， ；?cCkK??cK—接 觸 強 度 的 載 荷 系 數(shù) ， 。??H 2???NHVZ?4.135?A8?BE縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計10345678102E=iIi圖 3-2 傳動比分配圖Figure 3-2 ratio distribution diagram由圖 3-2 可得 5.6??i（3-4）96.45.23??i3.3 高速級齒輪的設計計算3.3.1 配齒計算選擇確定行星輪數(shù)目取 ，因為 距達到的傳動比較遠，所以可以不計算3?SC5.6?BAXi鄰接的條件。確定告訴軸中個齒輪齒數(shù)，行星減速器齒輪傳動的配齒公式來計算。（3-5）nCZisABX?（3-6）ASB?（3-7）)(21'CZ?式中：—行星的減速器高速級減速比， ；BAXi 5.6BAXi11—行星的減速器高速級的中心輪齒數(shù)；AZ—整數(shù)， ；n19?—行星的減速器高速級的內(nèi)齒輪齒數(shù)；B—行星的減速器高速級的行星輪齒數(shù)。'CZ 1935.6??AZ4891??BZ5.)(2' ?C表 3-1 行星輪數(shù)目與傳動比的關系Table 3-1 the planets round number to the transmission ratio傳動比范圍行星輪數(shù)目 sC??BAXi3 2.1～13.74 2.1～6.55 2.1～4.7采 用 了 不 等 角 變 位 。 可 取 或19?CZ20C若 取 ， 則 ， 由 文 獻 [16]可 查 出 適 用 預 計 的 嚙 合 角 在20?CZ9.48??ABj、 到 、 的 范 圍 內(nèi) ； 若 取 ， 則?'A??3'B''3021??C???2'CB 9?CZ， 適 用 預 計 的 嚙 合 角 在 、 到 、.1948???CABZj ''30?AC?''4017?B''3026??AC?的 范 圍 內(nèi) 。?2'B?取 時，不符合不等角變位的選擇條件、且各齒輪齒數(shù)間存在公因數(shù)。應取0?C縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計12且符合公因數(shù)條件，預取 。19?CZ ''3026??AC?3.3.2 按齒面的接觸強度做出初算 傳動中心距與模數(shù)?電動機輸入轉(zhuǎn)矩 IT???nP950 (3-8)式中：— 電動機的功率， ；?PkW160?— 電動機的轉(zhuǎn)速， ；?nrpm483??nmN10395????T在 傳動中，對中心輪的傳遞轉(zhuǎn)矩CA?A（3-9）csKCT??式中：— 電動機輸入的轉(zhuǎn)矩， ； ?TmN103??— 行星輪個數(shù)， ；sC?sC— 載荷的不均勻系數(shù)，由文獻 [16]查得 。cK15.?cKmN39.0??AT齒數(shù)的比： 1.29?ACZu中心輪與行星輪材料使用 滲碳淬火處理，中心輪與行星輪齒面硬度均為rMo20，則試驗齒輪接觸疲勞的極限為 。HRC63~5 2limN/150H?齒輪中心輪的許用的接觸應力（3-10）lilimHXWRVNHPSZ??13式中：— 計算接觸強度壽命系數(shù)，根據(jù)文獻 [17]查得 ； NZ 1?NZ— 速度系數(shù)，根據(jù)文獻查得 ；V 9.0?VZ— 粗糙度系數(shù)，根據(jù)文獻查得 ；R 1R— 工作硬化系數(shù)，根據(jù)文獻查得 ；WZW— 接觸強度計算尺寸系數(shù)，根據(jù)文獻 [17]查得 ；X 1?XZ— 計算接觸強度為最小安全系數(shù)根據(jù)文獻查得 。limHS limHS2N13509.50??HP?中齒面的強度計算公式可以計算出中心距(3-10)??321HPaAauKT???式中：— 鋼與鋼配對齒輪副常系數(shù) ； aA483?a— 齒數(shù)比 ；u1.2?u— 載荷系數(shù) 由文獻 [16]查得 ；K.1K— 齒寬系數(shù)， ；a?7.0a?— 許用的接觸應力 。HP?2mN135?HP???m961350.708.4832????a齒輪模數(shù)： （3-11）8.6192???CAzam圓整之后取模數(shù) 。8傳動的未變位時的中心距CA?縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計14m12)9(28)(2???CAACZma按之前取嚙合角 ，可得出 傳動中心距的變動系數(shù)''306????????????1cos21'ACACZ??式中 —標準壓力角， 。??0???704.1326cos0192'???????????AC?則 傳動的實際的中心距CA? m63.17804.1' ???maAC?圓整后取實際中心距 。18'?3.3.3 計算 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角CA?AC?'AC?傳動的實際中心距變動系數(shù) AC?（3-12）ma??'式中 —圓整后的實際的中心距， ；'a18'— 傳動未變位時的中心距， 。AC?2ACa75.08???傳動的嚙合角 'AC?89.02cos1cscos''???aAC''5326?3.3.4 計算 傳動的變位系數(shù)CA?(3-13)???tan2'iviZxACAC????式中：15—嚙合角的漸開線函數(shù)， ；'ACinv?037958.'?ACinv?—標準壓力角的漸開線函數(shù)， 。1??.07294.09????ACx利用文獻校核 ， 在許用區(qū)內(nèi)。A分配變位系數(shù)，得 51.0?x365.0.8???AC3.3.5 計算 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角B?CB?'CB?傳動的未變位時的中心距C（3-13）????m1694822???CBCZma5.01'??92376.cos86cscos'' ??aCB''' 0231??3.3.6 計算 傳動的變位系數(shù)?(3-14)???tan2'iviZxCBBC???式中：—嚙合角得漸開線函數(shù)， 。'CBinv?017.'?CBiv??265.294.8148?????CBx3.065.03.3.7 幾何尺寸計算幾何尺寸計算公式由表 3-2，計算各個齒輪分度圓直徑： m7298??AZd34?B縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計16m15298???CZd式中：—分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的分度圓的直徑 。CBAd ??計算各個齒輪齒頂高齒頂高變位系數(shù) ????13.075.36.051.????????ACACx?? .2BB計算 傳動時中心輪和行星輪齒頂高 A?（3-15）??mxhACaA??????式中：—齒頂高系數(shù)， ；?ah1?ah—齒輪模數(shù)， 。mm8???m08.13.051.????aA .9.6.??xhCaC?計算出 傳動時的行星輪和內(nèi)齒輪齒頂高B?????8.105.3.01?????????mxCBaC? m96.4.6.?hB由于在行星傳動中，行星輪主要與中心輪嚙合，而與內(nèi)齒輪的嚙合精度不要求太高，所以選 。m8.10?aCh計算各個齒輪的齒根高(3-16)??mxchAafA????式中：—齒根系數(shù)標準值， ；?c25.0?c—齒輪模數(shù)， 。mm8?17??m8.51.025?????fAh04.163.??mxcBafB??8.75.021hCfC表 3-2 齒 輪 傳 動 幾 何 尺 寸 計 算Table 3-2 gear geometry size calculation計算公式及說明項目 代號直齒輪（外嚙合、內(nèi)嚙合）分度圓直徑 d21mzd?齒頂高變動系數(shù) y???yxy???1齒頂高 ahha????221齒根高 f ??mxcaff 2211??齒高 h2211fah??外嚙合 2211aad齒頂圓直徑 內(nèi)嚙合 ad2211aah???齒根圓直徑 f 2211ffd?各個齒輪的齒頂圓直徑 m16.9408.27????aAaAhd縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計18m08.37496.2384????aBaBhd.1.15?CC各個齒輪的齒根圓直徑 24.608.72????fAfAhdm9.35.134?fBfB84.70.25fCfChd計算齒輪的齒寬中心輪齒寬m4.5072.???Adb?圓整后取中心輪齒寬 ，m50A行星輪齒寬 ，4Cb內(nèi)齒輪齒寬 。16?B3.3.8 驗算 傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度A?（1） 中心輪齒面接觸強度校核中心輪輸入轉(zhuǎn)矩(3-17)npT950?式中：—電動機功率， ；PkW160P—電動機轉(zhuǎn)數(shù)， 。nrpm483?nmN10348695???T端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 dF231?式中：19—中心輪輸入轉(zhuǎn)矩， ；TmN103??T—中心輪的分度圓直徑， 。d72dN9537103??F中心輪齒面接觸應力 的計算HA?= （3-18）????????????ZKubdEHHVA211??式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， ；F N9537?F—分度圓直徑， ； dm72?d—齒寬， ；b50—齒數(shù)比， ； u1.u—使用系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； AK75.1?AK—動載系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；V V—齒向載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； ?H 52.1?H—齒間載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；?K.??K—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；HZ 8.1HZ—彈性系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；E .9E—重合度系數(shù)，由文獻 [17]查得 。 ? .0????? 9.081.2.5.17.21.507293 ??????? ?????HA?= mN18中心輪許用齒面接觸應力 的計算HP?=HP?limlimXWRVNSZ2mN13509.50??縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計20HPHA????13508安全系數(shù)： lim124.HP SS??中心輪齒面的強度符合要求。（2） 中心輪齒根彎曲強度校核中心輪齒根應力 的計算FA?(3-19)bmYKeSFVA???式中：—端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， = F N9537—齒寬， = bm50—模數(shù)， = 8—使用系數(shù)， ； AK7.1?AK—動載系數(shù)， ； VV—載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；?F 8.1??FK—載荷分配系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； ?K2.?—齒形系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；FY75.FY—修正系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； ?S .1??S—重合度系數(shù)，由文獻 [17]查得 。 e 35.e??.17.218.75.180953 ????FA? 2mN594?中心輪許用齒根應力 的計算FP?limlimFXRreltstSY??式中：—彎曲疲勞極限， ； limF?2limN50F?—應力修正系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；stY?stY21—敏感系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； reltY? 1?reltY?—表面系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；Rrelt .Rrelt—尺寸系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； X 98.0X—安全系數(shù)，由文獻 [17]查得 。limFS 2.1lim?FS.980.1250??FP?2NFPFA??4安全系數(shù)： 2.15.198lim??PSS中心輪齒根強度符合要求。（3） 行星輪齒面接觸強度校核行星輪齒面接觸應力 的計算HC?= (3-20)????????????ZKubdFEHHVA211??式中：—分度圓直徑， ； dm152?—齒寬， ；b40—齒向載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；?HK3.1??HK—齒間載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；? 0.?—重合度系數(shù)，由文獻查得 [17] 。?Z1?Z?? 18.9.3.75.21.40152937 21??????? ????HC?= mN8行星輪許用齒面接觸應力 的計算HP?=HP?limlimXWRVNSZ2mN13509.50??縱軸式掘進機懸臂工作機構方案設計及其截割減速器設計22HPHC????1350784安全系數(shù)： lim172.HP SS??所以行星輪齒面強度符合要求。（4） 行星輪齒根彎曲強度校核行星輪齒根應力 的計算FC?(3-21)bmYKeSFVA???式中：—齒寬， = ； bm40—載荷分布系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；?FK5.1??F—載荷分配系數(shù)，由文獻 [17]查得 ； ? 0.?K—齒形系數(shù)，由文獻 [17]查得 ；FY5.2FY—修正系數(shù)，由文獻 [17]查得 。?S 7.1??S??35.2.05.7.1840953 ????FC? 2mN.469?行星輪許用齒根應力 的計算FP?limlimXRreltstFPSY? 2.1980.250?2FPFC?89.46安全系數(shù)： 2.1.12lim???FPSS?所以行星輪齒根強度符合要求。233.3.9 根據(jù)齒面接觸強度確定內(nèi)齒輪材料（3-22）2limN/.709.09.081.2517.593? ???????XWRVNEHAHZKudbF???根據(jù) 選用內(nèi)齒輪材料為 并進行表面淬火和氮化，表面硬度達limH?CrMo即可。B280~43.3.10 驗算 傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度C?傳動中齒輪為內(nèi)嚙合，行星齒輪傳動的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動的校核可以省略。C?3.4 低速級齒輪的設計計算3.4.1 配齒計算取 ，由于 距可能達到的傳動比極限較遠，所以可以不檢驗鄰接條件。5?SC5.6?BAXi確定各齒輪齒數(shù)，減速器齒輪傳動的配齒公式計算。(3-23)nCZisABX?ASBZn??)(21'C式中：—行星減速器低速級減速比， ；BAXi 5.6?BAXi—行星減速器低速級中心輪齒數(shù)；Z