EBZ200掘进机总体方案设计毕业论文

EBZ200掘进机总体方案设计毕业论文

目录

1. 掘进机的概述 ........................................................................ 1

1.1 悬臂式掘进机简介 ........................................ 1 1.2 国外掘进设备及综掘技术发展现状 .......................... 1 1.3 我国悬臂式掘进机的发展历史和现状 ........................ 2 1.4 现代掘进机发展的趋势 .................................... 2 1.5 我国内掘进设备的发展及存在的问题 ........................ 5 1.5.1 我国悬臂式掘进机的科研成果 ......................... 5 1.5.2 我国悬臂式掘进机技术发展展望 ....................... 5 1.5.3 我国掘进机目前存在的问题 ........................... 6 1.6 悬臂式掘进机新技术的发展 ................................ 6 1.6.1 新的主机技术 ....................................... 6 1.6.2 新的配套技术 ....................................... 7 1.6.3 新的元部件技术 ..................................... 8

2.EBZ200掘进机总体方案设计 ................................................. 9

2.1 任务说明 ................................................ 9 2.1.1 题目 ............................................... 9 2.1.2 课题概况 ........................................... 9 2.1.3具体要求 ........................................... 9 2.1.4 毕业设计工作量 ..................................... 9 2.1.5 完成时间 ........................................... 9 2.1.6 提交内容 ........................................... 9 2.2 主要性能 ................................................ 9 2.3 主要特点 ............................................... 10 2.4 主要技术参数 ........................................... 10 2.5方案的确定 ............................................. 11 2.5.1 工作机构的型式选择 ................................ 11 2.5.2装载机构的型式选择 ................................ 12 2.6工作机构的型式选择 ..................................... 13 2.7除尘装置的型式选择 ..................................... 14 2.8高压水细射流辅助切割技术 ............................... 14

3. 截割部的设计及计算 .......................................................... 17

3.1行星传动概述 ........................................... 17 3.2 传动原理图 ............................................. 17 3.3 第一级直齿轮传动设计计算 ............................... 18 3.3.1.总传动比计算 ...................................... 18 3.3.2选择电动机 ........................................ 18 3.3.3根据齿面接触疲劳强度设计计算 ...................... 18 3.3.4齿根弯曲疲劳强度校核 .............................. 21 3.4高速级行星齿轮的设计计算 ............................... 22 3.4.1传动比分配 ........................................ 22 3.4.2选择材料 .......................................... 23 3.4.3转距计算 .......................................... 23 3.4.4参数的选取和计算 .................................. 23 3.4.5初步计算齿轮模数m和中心距a ....................... 25 3.4.6变位系数的计算 .................................... 26 3.4.7齿轮几何尺寸的计算 ................................ 27 3.4.8行星齿轮啮合要素的计算 ............................ 28 3.4.9行星齿轮装配条件的验算 ............................ 29 3.4.10行星齿轮传动效率计算 ............................. 30 3.4.11行星齿轮强度的计算 ............................... 30 3.5高速级行星齿轮设计及校核 ............................... 35 3.5.1配齿计算 .......................................... 35 3.5.2初步计算齿轮模数m和中心距a ....................... 36 3.5.3变位系数的计算 .................................... 37 3.5.4齿轮几何尺寸的计算 ................................ 38 3.5.5行星齿轮啮合要素的计算 ............................ 39 3.5.6行星齿轮装配条件的验算 ............................ 40 3.5.7行星齿轮传动效率计算 .............................. 41 3.5.8行星齿轮强度的计算 ................................ 41 3.6轴的计算校核 ........................................... 45 3.6.1主要已知参数 ...................................... 45 3.6.2轴上力的计算 ...................................... 45 3.6.3计算轴的最小直径 .................................. 46 3.6.4 花键联轴器的选择 .................................. 46 3.6.5花键联结强度校核 .................................. 46 3.6.6轴的强度校核 ...................................... 47 3.6.7轴承寿命计算 ...................................... 48

4. 检修及维护保养 .................................................................. 50

4.1机器的检修 ............................................. 50

4.2机器维护和保养 ......................................... 53 4.2.1机器的日常维护保养 ................................ 54 4.2.2机器的定期维护保养 ................................ 55 4.2.3润滑 .............................................. 56 4.2.4电气 .............................................. 60 4.3机器常见故障的原因及处理方法 ........................... 61

总结 ............................................................................................ 67 参考文献 .................................................................................... 68 英文翻译 .................................................................................... 69 致 谢 ........................................................................................ 77

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1. 掘进机的概述

1.1 悬臂式掘进机简介

悬臂式掘进机是煤矿井下巷道综掘法的主要设备，它集开挖、装碴和自动行走于一体，操纵方便，对复杂地质适应性强，便于支护，用于煤和半煤岩层的掘进因此在采矿工程中得到了越来越广泛的应用。

悬臂式掘进机主要有横轴式掘进机和纵轴式掘进机。它们的主要组成部件相同，只是截割头的布置不同。悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成。

1.2 国外掘进设备及综掘技术发展现状

1949年第一台悬臂式掘进机在匈牙利问世，经过几十年不断改进、发展的历程。现在世界上掘进机使用已超过几千台。有10多个国家、20多家公司和厂商从事悬臂式掘进机设计研究和制造。主要国家是：奥地利、英国德国、日本、前苏联等。

(1)半煤岩巷道掘进机普遍推广

随着开采深度的加大及薄煤层开采的需要，切割煤岩的硬度及半煤岩巷道的掘进量增长，已研制的EBJ-132, EBH-132, EBJ-160等几种掘进机能够胜任半煤岩巷道掘进。半煤岩巷道掘进机适用机型重量约45-90 t.切割岩石抗压强度不大于80MPa为宜。EBJ-160在切割局部硬岩时，出现强烈振动，应以60-70t重的机型为主，可以使机器的振动减轻，机器零件寿命延长，总体经济效果好。

(2)机器的可靠性高

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严格控制，又有优越的国际协作条件，选购外购外协件的范围宽广。有效的保证了主机的质量水平。此外，今年来广泛的采用了可靠性技术，其突出表现为简化机械结构、采用将额设计。在齿轮传动、机械联接及液压传动方面尽量减少串联系统，有的地方以嵌装式结构代替螺栓组结构。既简化了结构，又大大提高了可靠性。

(3)采用机电一体化技术

国外新型掘进机均配各有完善的工况监测和故障诊断系统。从而可早期发现故障，快速排出故障，大大减少停机时间。有些重型掘进机还可配置自动控制系统，可以使机器的生产率提高30%左右，还可以保证切割机构的负

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载平稳，避免由于人工操作不当引起的尖峰负荷，从而延长机器的使用寿命约20%。

1.3 我国悬臂式掘进机的发展历史和现状

我国悬臂式掘进机研制，从1965年对HK—3仿制开始，之后经过设计、制造、使用三个单位结合进行多种小型掘进机研制。并定型生产了几种掘进机。1975年第一台液压传动煤巷掘进机ELMA通过技鉴定并小批量生产。1979年开始,我国从英国、奥地利、日本、前苏联、德国、美国等国家大规模的引进设备，据不完全统计，截至1985年共引进16个品种188台，对我国煤矿掘进煤和半煤岩巷道起到重要作用。特别是通过AM50和S100的技术引进、国内外合作生产、消化吸收等方式，提高了设计、工艺制造水平。“八五”后期，我国又研制40～50吨级重型掘进机。但是，这些自行研制的掘进机与国外观代掘进机产品相比，缺乏竞争力，在性能、效率、可靠性等方面存在较大差距。其主要原因是我国基础研究不够；设计水平不高；缺少创新意识；没有掌握现代掘进机设计理论与方法。因此，我国的产品不能满足现代掘进机切割硬度高、效率高、可靠性高、自动化程度高的要求。当前，我国掘进机的设计研究工作，面临三项任务：一是深入消化吸收引进产品技术，产品的国产化不仅仅是图纸的转化，制造工艺的工厂化，更重要的是对引进产品在设计思想、设计方法、设计技术的消化；二是加强基础研究工作，主要指岩石可切割性和分类研究，整机和主要关键部件的设计理论与方法研究；三是对现有国产化机型进行设计改进，提高使用可靠性和开机率。

1.4 现代掘进机发展的趋势

分析国内外悬臂式掘进机近期产品，可知现代掘进机技术发展趋势是；改善切割技术、提高对硬岩切割能力、采用现代控制技术、实现远程控制和遥控操作、研制掘锚机组，是巷道快速掘进的发展方向。

一、提高对硬岩切割能力 从国内外悬臂式掘进机产品发展过程可以看出，早期产品是适应切割煤和软岩的轻型设备。70年代后期、人们在机械和液压两方面做了大量研究工作，出现了切割半煤岩的中重型设备，近期多数掘进机可切割岩石强度达70—100MPa，德国普拉待公司研制的E200型重型掘进机。机重达110吨，可切割岩石强度为70—124MPa，最大达206MPa。可见增加机重、加大切割功率，改进切割技术，是提高硬岩切割能力的必然发展趋势。目前重型掘进机

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的切割功率多为132～00KW。超重型机都在200KW以上。

为了是适应切割硬岩，在增加机器自重的同时，新机型都实行紧凑化设计，努力降低机器高度，减少机器振动，提高工作稳定性。如奥地利AM65型和德国ET110型，机高都低于1.5m，并采用宽履带，减少对地比压，增强爬坡能力。在机身前、后部位装设油缸式稳定器，使机器切割硬岩时牢固定位，减轻振动。

机器重型化并不是唯一提高切割硬岩途径，研究新的切割技术，不断完善和提高已有技术，使之达到最佳切割水平，也是重要内容。

高压术射流破岩是一项新的切割技术，早在70年代，就由美国人移植到悬臂式掘进机上作为辅助切割，利用高压水射流的冲击、侵蚀效应、水楔劈裂作用。达到提高破岩能力之目的。1983年英国采矿研究院与美国能源部合作，用70 MPa水压作井下试验，证明在提高切割岩石能力、降低刀具损耗、减少粉尘生成量、消灭切割火花等方面有明显的效果。据英国、德国、美国等大量实验研究。一般认为当切割头上用10～20 MPa 高压水射流可显著减低粉尘、抑制火花，用35～70 MPa水射流可以提高切割效率、降低截齿消耗，用150～180 MPa时才有助切效果，200 MPa以上的水射流可以在硬岩中高效钻孔。这也就形成现今高压水射流助切和切割的基本概念。但是，采用高压水射流技术，待别是水压在100 MPa以上，其元件和系统研制难度极大，能量消耗大、结构复杂、费用十分昂贵。德国试验室试验表明，在乎均切割功率120 KW时，加上200 MPa水射流，可切割抗拉强度8。3N／mm、耐磨系数达2。2N／mm的岩石，而高压水的动力需要350 KW。因此简化结构、实现助切和经济效果的统一，是学者和专家门研究的重要课题，也是高压水射流在掘进机上应用的难题。

二、发展自动控制技术

悬臂式掘进机自动控制技术是国外80年代以来重点主攻目标之一。包含以下内容：

推进方向控制； 断面轮廓尺寸控制； 切割功率自动调节控制； 机器运行状况监测和故障诊断； 离机遥控操作技术。

德国艾柯夫公司研制的微机轮廓和导向及机器运行状况监测系统，其持点是用激光导向。由掘进机后面巷道顶部悬挂一个激光发生器，用棱柱水晶体将激光束分裂为两个互相垂直面，激光接收器有三条摄像晶体管线，可在

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600 mm宽的激光束面上捕捉激射光，井将信号输入计算机进行处理，控制掘进机标准位置的平行偏差和推进方向上的角度偏差。这套系统于1983年开始在ET—160和ET—110掘进机上使用。

断面控制是采用微机技术，精确控制掘进断面轮廓尺才。避免超挖，减少充填量。提高巷道质量。基本原理是利用切割臂位置传感器，取得信号输入计算机处理，然后发出指令，控制切割臂液压回转、升降油缸，将切割断面轮廓和切割头位置同时显示在屏幕上，然后打印出数据。这种程序可实现自动操作和半自动操作。奥地利阿尔卑尼公司的AMCS断面轮廓与方向控制不用计算机。采用光电传感器和逻辑电路，利用三维比例显示器，显示切割头在巷道中位置，相应同步跟踪动作，当切割头截齿接触巷道断面边缘时，即发出声响信号，然后由人工操作控制，这是一种比较简单实用，没有反馈功能的非闭环控制系统。已在AM75、AM65掘进机上使用。

日本三并三他公司研制了切割功率自动调节系统，美国矿业局移植机器人技术，研制具有视觉和某些智力功能的导向系统等。机器正常运行监控和故障诊断系统是任何掘进机都需要的，对重型机更是必需的。掘进机的监控程序，可早期鉴别技术故障，必要时发出指令停止运转。主要功能是对各电机负荷电流和温升的显示检测及示警保护；液压系统的油压、油温、泊位、污染及过滤装置工况检测及保护；高压水和冷却水系统的检测与保护等。这些保护系统只要有足够的传感器和传感装置。需要监测那个部位时，只需提供可安装的位置就可实现。重要的是从必要性和可靠性角度设计选取。

总之，控制技术发展日新月异，为实现并下悬臂式掘进机自动控制、遥控开辟广阔前景。

三、发展掘进机组，实现巷道快速掘进

80年代以来，综采机械化装备发展很快，单产效率迅速提高，美国、英国、德国等先进产煤国家，不断涌现日产万吨、2万吨甚至3万吨高产高效工作面。要求采区巷道快速掘进，保持后退开采正常接续，目前悬臂式掘进机效率不能满足快速掘进要求，必需研制一种新型高效快速掘进设备。

用连续采煤机开掘煤巷，由于它具有横向长滚筒、全宽巷道上下摆动割煤、装运能力大、结构牢固、稳定性好等优点，生产能力比一般悬臂式掘进机要高。但由于没有解决顶板支护机械化问题，仍需掘进几米。停下来用其它方式支护顶板，因而并没有真正“连续”。用连续采煤机开掘巷道的作业方式，其效率还不能满足日产几万吨综采工作面快速回采要求。原因就是不连续的间断作业影响巷道掘进速度。

多年来人们一直希望有一种真正连续掘进的机器，既能快速掘进割煤，

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又能同时支护顶板和侧板，掘进与文护平行作业，一次成巷。于是出现了“掘锚机组”的新机型，作为与高产高效工作面的配套设备，是一种理想作业方式，具有很好的发展前景，令人瞩目。

目前这种“掘进机组”已有几个国家研制成功、并投入使用。如美国JOY公司的12CM30和12CM20B；奥地利Vost A1Pine公司的ABM20型；英国AnJerson GrouP公司的KBⅡ型。这些机器在一般中等地质条件下，沿煤层单巷掘进速度可达4～6m／h，每天掘进80～120 m。真正实现了快速掘进。

1.5 我国内掘进设备的发展及存在的问题

1.5.1 我国悬臂式掘进机的科研成果

目前，我国悬臂式掘进机技术已跃上了一个新的台阶，总体水平已接近国外同行。在产品的开发方面，掘进机的切割功率从30kW提高到160kW，机重从13t上升到53t，切割对象从煤扩展到半煤岩，并逐步形成了煤及半煤岩掘进两大系列、十多个品种。尤其是在“八五”后期至“九五”初期研制成功的EBJ系列半煤岩掘进机，其技术性能达到并部分超过了某些进口的同类产品，具有良好的性能价格比。代表我国煤巷掘进机设计水平的主要机型有:上海分院研制的ELMA一40型、ELMB一55型、ELMS一75型系列、EBJ一100型等掘进机，太原分院研制的EMA一30M、EL一90型、EBJ一110型、EBJ一65/48型等掘进机和唐山分院研制的EBZ-75型掘进机。其中上海分院研制的ELMB一75型系列掘进机与引进技术生产的AM一50型,5100型掘进机已逐渐成为我国煤巷掘进设备的主力机型。 1.5.2 我国悬臂式掘进机技术发展展望

(1)产品开发的适用性

我国地域辽阔，地质条件差异显著，井型类别众多，开采工艺不一。因此，综掘设备的研制也可以从三个方面着手。

（一）是在现有悬臂式掘进机的基础上进行变异设计或二次开发，使其在适应性、功能性上得到延展。

（二）是开发满足高产高效矿井发展要求的快速综合掘进设备。 （三）是开发能满足特殊地质条件要求的综合机械化掘进设备。 (2)产品使用的可靠性

煤矿生产对机械设备的可靠性要求很高。高可靠性的具体体现是设备的高开机率。影响高开机率的重要因素之一就是设备的可靠性。因此，不管是旧机型的完善还是新机型的开发都要以可靠性为前提。作为设计者应从设计

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选型可靠性出发进行设计，如容量裕度、等效寿命、元件通用等;作为制造者应从加工工艺的可靠性出发进行制造，如材料选择、工艺措施等;作为使用者则应从生产系统的可靠性出发指导生产，如合理配置、完善系统、文明生产等。通过三个环节的互相支撑达到提高整体可靠性的目的。

(3)产品与生产系统的配套性

巷道的综合机械化掘进是一项系统工程。只有生产、运输等配套环境都正常运转才能保证掘进作业的正常进行。根据不同的资料统计，掘进机在井下作业时正常掘进、停机支护和运输系统影响所占的时间约各占总循环时间的30%。如果我们在综掘系统配套方面进一步开展一些有效的、合乎生产特点的研究工作，当会对综掘生产有所裨益。因此，我们的开发工作还应根据矿井掘进工作面的工艺条件和工作对象，对适用不同综掘设备的开拓掘进系统进行分类，找出典型，提出范例，供生产选择。 1.5.3 我国掘进机目前存在的问题

(1)目前我国研制的产品主要适用于煤巷掘进，对于硬煤及半煤岩巷道适应性差，机器振动过大，故障率高。

(2)国内应用最多的几种机型，除切割硬度偏低之外，内喷雾系统及防碰撞装置实际上不起作用，许多电气保护工作不可靠，普遍存在用户甩保护现象，电控系统抗振性差。

(3)技术引进缺少创新我国引进技术生产的机型生产多年改进不大，尤其是不能结合我国制造，使用水平进行改进，逐渐暴露出许多缺点。

1.6 悬臂式掘进机新技术的发展

悬臂式掘进机技术的发展除取决于实际生产需要外，还受基础工业发展水平及技术可行性的影响。随着工业技术水平的提高和在悬臂式掘进机技术开发方面经验的积累，我们正在尝试将一些新的技术成果应用于悬臂式掘进机的设计上。

1.6.1 新的主机技术

(1)掘锚联合机组 掘锚联合机组是集切割、装载、行走、锚杆支护、机载除尘等功能为一体的综合掘进装备，它具有先进的遥控操作系统和高效的除尘装置，不仅可用于高效集约化矿井的煤巷快速掘进，而且也可通过开采方式的变化用于回采“三下”压煤和“井田边角煤”，最大限度地回收煤炭资源，是煤巷掘进最理想的机型。但由于其新技术的含量较大，如何立足于现有设备和技术，

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尽快地开发出适合我国煤矿实际工况条件的掘锚联合机组，解决采掘工作面接替紧张、采掘失调等难题，满足国内的迫切需求，填补我国在这方面的研究空白，是实现“十五”悬臂式掘机主机技术飞跃的首要任务。

(2)盘形滚刀悬臂式掘进机

利用滚压破岩原理设计的全断面岩巷掘进机，能有效截割硬岩，具有掘进速度快、效率高、巷道断面尺寸精确、工程质量好、超挖量少、巷道光滑等优点，但由于全断面岩巷掘进机体积大、重量重、能耗高、适应性差、投资巨大等弱点，无法广泛代替传统的钻爆法应用于岩巷或隧道的建设。

盘形滚刀悬臂式掘进机是一崭新的设计思路，它将盘形滚刀破岩技术巧妙地移植在悬臂式掘进机上，一方面保留了悬臂式掘进机轻便、高效、能切割任意形状断面的优点，另一方面弥补了传统的镐形截齿截割方式无法截割硬岩的缺憾，使悬臂式掘进机的切割破岩能力有质的变化。而且，与全断面掘进机相比，可大大降低初期投资。

(3)冲击振动掘进机

冲击振动掘进机是一种利用惯性原理，通过在普通的悬臂式掘进机截割机构部分增加一激振部件，利用一定频率和振幅的冲击来改善截割效果，以提高掘进机的切割硬度的新技术。 1.6.2 新的配套技术

(1)配套自移式转载机 运输技术的落后是制约掘进技术发展的重要因素之一。自移式转载机作为联接掘进机和带式输送机或矿车的桥梁，是掘进机械化作业线的重要一环。由于其自带动力，具有自行牵引、灵活移动的特点。可满足不同的运输要求，实现运输设备的配套使用，是实现“十五”悬臂式掘进机配套运输技术高效的主要任务。

(2)配套机载锚杆支护技术

支护作业与掘进作业的不同步是影响掘进技术发展的又一关键。锚杆支护技术，作为先进的支护技术，具有工艺简单、工效高、巷道断面利用率大、材料消耗低、支护速度快、支护成本低等优势，机载锚杆技术还有功率大、钻孔能力强、功能齐全、适用范围广、可自带动力、操作安全等优点，但存在操作复杂、维护成本高、一次投资大等不利因素。机载锚杆支护技术能从根本上解决掘进、支护不同步问题，提高掘进生产率。

(3)配套机载除尘技术

机载除尘技术是悬臂式掘进机配套技术的重要一环，成为掘进机技术发展的另一关键。由于工作环境恶劣，机载除尘技术必须做到除尘效果好、设

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备体积小、功耗低、耗水量少、使用维护简单的特点。传统的内、外喷雾除尘技术因效果差、成本高而一直无法推广，因而影响掘进工作面的作业安全。而采用体积庞大的巷道除尘风机又因其不适合国情而难以推广。具有环保价值的机载除尘产品“CSHY4.0型悬臂式掘进机机载捕尘装置”是专门为悬臂式掘进机配套设计，实现除尘、掘进同步作的国内外唯一采用液压驱动的机载除尘设备。配套机载除尘技术的进一步研究，是实现悬臂式掘进机配套除尘技术突破的重要课题。 1.6.3 新的元部件技术

(1)履带内藏式行星减速器

悬臂式掘进机的行走机构是主机很重要的一大部件，它承担着主机在作业过程中的行走、调动任务，影响主机的灵活性。传统的履带驱动装置体积大，占用空间多，效率低。尤其对煤矿井下而言，利用的有效空间不足，给结构设计和设备性能带来一定的影响。履带内藏式行星减速器传动是近年来发展起来的新技术，它具有占用空间小、效率高、机器通过性好等优点，已成功地应用于工程机械如挖掘机等。将其应用于结构空间受限的悬臂式掘进机是一种新的尝试。它从性能上具有传动比大、传动效率高、输出转矩大等优点，从结构上具有体积小、重量轻等特点。

(2)工况监控技术

掘进机工况监控技术包括掘进机工况监测、故障诊断两方面。通过对供电电压、电动机负荷和温升控制，液压系统油压、油量、污染的监测、油液污染和轴承温度的监测，最大限度地保证设备在最佳状态下工作;在设备遇到故障时，及时发现故障原因并予以纠正。掘进机工况监测技术的研究，是实现“悬臂式掘进机智能化的主要方面。

(3)负载反馈调速技术

切割牵引速度是悬臂式掘进机的一个重要工况参数，合理的切割牵引速度不仅与掘进机自身参数有关，还和煤岩硬度、钻人深度和切削厚度有关，负载反馈调速技术就是利用节流调速、变量泵一负反馈无级调速和定量泵一分流合流有级调速等方式，合理调整切割牵引速度。有效地减少功率损耗，降低液压系统发热，延长液压元部件使用寿命，使掘进机能可靠地工作。掘进机负载反馈调速技术的研究，是提高悬臂式掘进机可靠性的一条途径。

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2.EBZ200掘进机总体方案设计

2.1 任务说明

2.1.1 题目

EBZ200型掘进机截割机构的研制 2.1.2 课题概况

本课题是我公司正在研制的课题之一，主要用于公司的主导产品EBZ200型掘进机。截割机构是掘进机重要部件，主要由截割电动机、截割减速器、升降臂、工作臂、截割头、内喷雾送水装置等组成。 2.1.3具体要求

1.截割机构具有可伸缩性，伸缩量550mm；

2.截割减速器采用一级直齿轮和两级行星减速形式； 3 .截割减速器按200Kw设计，截割头转速按40r/min，截割头线速度为3m/s，工况系数按1.75计算；

4.输入、输出联轴节采用花键联接； 2.1.4 毕业设计工作量

1.截割机构总图； 2.截割减速器结构图； 3.设计的理论基础。 2.1.5 完成时间

2009年3月～2009年6月 2.1.6 提交内容

1.截割机构总图；

2.截割减速器结构图及主要零件的图纸； 3.设计计算说明书； 4.毕业设计论文一份。

2.2 主要性能

EBZ200掘进机是一种掘进效率高、截割功率适中的中重型掘进设备，该机集截割、装运、行走、操作等功能为一体，适用于任意形状断面的煤巷、半煤岩及软岩巷道掘进，也适用于条件类似的其它矿山巷道及工程隧道中使用；截割岩石最大抗压强度可达80MPa，可提供锚杆泵站动力接口。整机充分借鉴国外先进机型的典型结构及采用计算机辅助设计，结构紧凑，稳定性

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好；关键部件和动密封均采用高质量进口产品，保证整机性能可靠；机器重心前置设计，有利于搭接皮带转载机后机器的平稳作业。该机内外喷雾齐全，可有效抑制截割产生的粉尘和火花，能有效地满足煤矿安全生产的要求；故障自诊断液晶显示，手动与遥控两种选择，使该产品设计更具先进性。

2.3 主要特点

1、采用纵轴截割方式，便于打柱窝、修巷，截割功率大、适应能力强、掘进效率高；

2、采用直径适中的截割头，单刀力大，截齿布置合理，破岩过断层能力强，截割振动小，工作稳定性好；

3、具有内外喷雾功能，有效抑制粉尘；

4、采用俯角铲板，有利于装载和截割头下切；两种宽度的铲板方便选择；星轮马达直接驱动替代机械传动，减少故障的发生；

5、采用双边链输送机，有利于大块煤的输送，传动平稳可靠；

6、液压传动系统采用变量泵系统、液控先导操作，工作稳定，关键部件和密封均采用高质量进口产品，保证整机性能可靠。

7、采用1140V电压等级，电气系统采用进口专用控制器控制防护等级IP67，并配有中文液晶显示屏，能实时反映机器工况，各项保护和显示功能齐全，性能可靠；

8、行走装置采用流行的整体链板传动，高压油脂缸配垫片式链轮涨紧型式，结构简单，维护操作方便，故障率低；行走采用无极变速方式，实现速度随机性。有效提高工作效率；行走马达与减速一体化结构，质量更加可靠。

2.4 主要技术参数

项目 最大掘进高度 最大掘进宽度（m） 爬坡能力 技术参数 5.1 m 6.5 ±16° 项目 行走速度（高/低）（m/min） 履带宽度（mm） 对地压强（MPa） 技术参数 6.1/3.1 600 0.14

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最大截割硬度（MPa） 卧底深度（mm） 截割电机功率（KW） 截割头转速（rpm） ≤80 300 200 46/23 油泵电机功率（KW） 外喷雾水压（MPa） 内喷雾水压（MPa） 水量（L/min） 90 1.5 4.0 100 装载形式 六齿星轮式 供电电压（V） 1140 输送机形式 双边链刮板式 总功率（KW） 305(不含二运) 运输机链速（m/min） 溜槽断面尺寸（宽X高）（m） 54 最大外形尺寸（长X宽10.5X3.6X1X高）（m） .8 0.65X0.35 整机重量（t） 56 2.5方案的确定

掘进机的总体方案设计对于整机的性能起着决定性的作用。因此，根据

掘进机的用途、作业情况及制造条件，合理选择机型，并正确确定各部结构型式，对于实现整机的各项技术指标、保证机器的工作性能具有重要意义。 2.5.1 工作机构的型式选择

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。缺

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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。

横轴式截割头分滚筒形、圆盘形、抛物线形和半球形几种。这种掘进机截齿的截割方向比较合理，破落煤岩较省力，排屑较方便。由于截深较小，截割与装载情况较好。纵向截割时，稳定性较好。缺点是传动装置较复杂，在切入工作面时需左右摆动，不如纵轴式工作机构使用方便；因为截割头较长对掘进断面形状有限制，难以获得较平整的侧壁。这种掘进机多使用抛物线或半球形截割头。

由于工作机构的载荷变化范围大、驱动功率大、过坚硬岩石时短期过载运转、有冲击载荷、振动较大，要求其传动装置体积小，最好能调速。考虑掘进机工作时，截割头不仅要具有一定的转矩和转速以截割煤岩，而且要能上下左右摆动，以掘出整个断面，掘进机工作机构一般都采用单机驱动。虽然液压传动具有体积小、调速方便等优点，但由于对冲击载荷很敏感，元件不能承受较大的短时过载，一般选择过载能力较大的电动机驱动。 2.5.2装载机构的型式选择

部分断面掘进机的装载机构有4种：

(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限制，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。

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

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潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。

2.4.3 输送机构的型式选择

部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。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。

输送机构采用独立的驱动方式，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。

2.4.4 转载机构的型式选择

该掘进机的转载机构有两种布置方式：①作为机器的一部分；②为机器的配套设备。目前，多采用胶带输送机。

胶带转载机构传动方式有3种：①用液压马达直接或通过减速器驱动机尾主动卷筒；②由电动卷筒驱动主动卷筒；③利用电动机通过减速器驱动主动卷筒。

为使卸载端作上下、左右摆动，一般将转载机构机尾安装在掘进机尾部的回转台托架上，可用人力或液压缸使其绕回转台中心摆动，达到摆角要求；同时，通过升降液压缸使其绕机尾铰接中心作升降动作，以达到卸载的调高范围。

转载机构应采用单机驱动，可选用电动机或液压马达。

2.6 工作机构的型式选择

该种掘进机的行走机构有迈步式、导轨式和履带式几种。

(1)迈步式。该种行走机构是利用液压迈步装置来工作的。采用框架结构，使人员能自由进出工作面，并可越过装载机构到达机器的后面。使用支撑装置可起到掩护顶板、临时支护的作用。但由于向前推进时，支架反复交替地作用于顶板，掘进机对顶板的稳定性要求较高，局限性较大，所以这种行走机构主要用于岩巷掘进机，在煤巷、半煤岩巷中也有应用。

(2)导轨式。将掘进机用导轨吊在巷道顶板上，躲开底板，达到冲击破碎岩

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石的目的。这就要求导轨具有较高的强度。这种行走机构主要用于冲击式掘进机。

(3)履带式。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行走机构。由于其工作环境差，用电动机驱动易受潮烧毁，最好选用液压马达驱动。

2.7除尘装置的型式选择

掘进机的除尘方式有喷雾式和抽出式两种。

(1)喷雾式。用喷嘴把具有一定压力的水高度扩散、雾化，使粉尘附在雾状水珠表面沉降下来，达到灭尘效果。这种除尘方式有以下两种：①外喷雾降尘。是在工作机构的悬臂上装设喷嘴，向截割头喷射压力水，将截割头包围。这种方式结构简单、工作可靠、使用寿命长。由于喷嘴距粉尘源较远，粉尘容易扩散，除尘效果较差；②内喷雾降尘。喷嘴在截割头上按螺旋线布置，压力水对着截齿喷射。由于喷嘴距截齿近，除尘效果好，耗水量少，冲淡瓦斯、冷却截齿和扑灭火花的效果也较好。但喷嘴容易堵塞和损坏，供水管路复杂，活动联接处密封较困难。为提高除尘效果，一般采用内外喷雾相结合的办法，并且和截割电机、液压系统的冷却要求结合起来考虑，将冷却水由喷嘴喷出降尘。

(2)抽出式。常用的吸尘装置是集尘器。设计掘进机时，应根据掘进机的技术条件来选集尘器。为提高除尘效果，可采用两级净化除尘。由于集尘器跟随掘进机移动，风机的噪音很大，应安装消音装置。抽出式除尘装置灭尘效果好，但因设备增多，使工作面空间减小。近年来，除尘设备有向抽出式和喷雾式联合并用方向发展的趋势。

2.8高压水细射流辅助切割技术

对于全煤巷或很软的岩巷，利用掘进机掘进，效率高、成本低。但对于岩巷掘进和隧道掘进，一般其岩体f≥8(抗压强度在80～100MPa以上)，掘进机效率明显降低，截齿消耗量大增，导致生产成本显著提高。这时，应考虑采用高压水细射流辅助切割技术。 该技术为利用20MPa以上、流量为4L/min左右的压力水，自孔径为0.4～1.0mm的喷嘴射出，对截齿的机械

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破碎起辅助作用。

掘进机截割头上喷出的压力水按压力高低分级： 辅助切割压力水分级（MPa）

项目 低压 中压 中高压 高压 超高压 水压 ＜0.5 0.5～20 20～140 140～400 ＞400

经验表明，对煤辅助切割作用的最低压力约40MPa，对岩石的最低水压为70MPa左右。在掘进机上安装的高压水细射流系统为：外来水经过控制阀、滤水器进入增压器，压力增高后的高压水进入悬臂端的旋转密封，由截割头上安装的数个喷嘴喷射出去。

器由液压油驱动，可提供70MPa以上的压力水，旋转密封装置装在截割头转轴处，保证截割头处的水压和水量，喷嘴的直径根据水压和流量选取。

在掘进机的截割头上，喷嘴安装位置有3种：①装设在截齿前方。优点是截齿和齿座为通常型，成本低；喷嘴安装位置不受限制，可选用标准喷嘴；更换截齿或喷嘴互不影响，便于维修；不存在岩粒回弹损坏喷嘴问题；但喷嘴因水束流程远，打击岩石的力较小，能耗高、水耗大，破岩效率不佳。②安装在截齿上靠近齿尖处。优点是冷水通过齿座和齿身对截齿的冷却效果好，可延长截齿寿命；喷嘴靠近煤岩体，破岩效果好；除尘和扑灭火的效果也很好。缺点是需用专用的截齿和齿座，其结构复杂，制造成本高；喷嘴离煤岩体近，回弹的岩粒会加速喷嘴的损坏。③喷嘴装在齿座上。当截齿与煤岩体接触才喷水的方式，齿不工作时不喷射，可节省水；除尘和扑灭火花的效果好。缺点是在截割软煤时不射流；水射流破岩作用滞后于齿尖的切割作用；齿和齿座结构复杂，制造成本高，事故多，维修量大。应用高压水细射流辅助切割技术，是扩大掘进机的使用范围、提高掘进速度的最佳途径，但其系统形式、水压和流量，及其零件的结构尺寸要根据煤岩体性质合理地确定。下图为EBZ200型掘进机的总体结构简图。

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图2.1

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3. 截割部的设计及计算

3.1行星传动概述

行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有结构紧凑、质量小、体积小、噪声小、传动比大、寿命长、承载能力大、传动平稳、传动效率高、 运动平稳、抗冲击和振动的能力强、工作可靠性高以及实现各种变速的复杂的运动等优点。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效地利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。

行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率，而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中，这些功用对于现代机械传动的发展有着较重要的意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器和航空航天等工业部门均获得了日益广泛的应用。

将普通传动改为行星传动，可保证使重量降低，有可能利用普通传动所不宜于采用或不能采用的设计(因齿轮尺寸较大)来提高承载能力。

我所设计的EBZ200型掘进机截割部分的减速装置上采用的是行星减

速系统。

3.2 传动原理图

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图3.1 a代表太阳轮，b代表内齿轮，c代表行星轮

3.3 第一级直齿轮传动设计计算

3.3.1.总传动比计算

i总＝n输入n输出＝1475r/min40r/min36.875

根据齿面硬度要求预选材料18CrNi4WA渗碳淬火σMPa Hlim13003.3.2选择电动机

EBZ200型掘进机是工作在矿井下用于中型断面煤及半煤岩巷的掘进，故选取YB系列隔爆型三相异步电动机。

电动机型号——YB315L2-4 主要技术参数：

额定功率——200KW 同步转速——1500 r/min

额定电压——380V 满载转速——1475 r/min 输出效率——94.5%

3.3.3根据齿面接触疲劳强度设计计算

确定齿轮传动精度等级：按ν0.0130.022）n13P/n1估取圆周速度 t＝（n1＝1475r/min，P200KW

νt12m/s

根据圆周速度取精度等级为Ⅱ组6级精度 小轮分度圆直径d13选取齿宽系数Ψd＝0.5 小齿轮齿数选取为：Z130 大齿轮齿数选取为：Z270 传动比iZ2Z170302.33

22KT1u＋1ZHZEZΨduσH  中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 19 页

齿轮齿数比ui2.33 小齿轮转距T19550P11295Nm n1载荷系数KKAKVKK 使用系数KA1.75 预取动载荷系数Kvt1.11 齿向载荷分布系数K＝1

齿间载荷分配系数K根据ε和εr来确定。

1111ε＝ε＝1.883.2cos＝1.883.2cos0＝1.73 rZ30701Z2查相关资料得K1.06

则动载荷系数K的初值Kt＝1.111.061.751＝2.06 弹性系数ZE＝189.8 预取模数m＝6

预取啮合角''21.1可得传动中心距变位系数

cos201cos1yZ1Z21307010.38 ''2cos2cos21.1初算中心距 a11mZ1Z263070315mm 22实际中心距 a'aym3150.386317.28mm圆整取317mm

a'a3173150.33 实际变位系数计算 ym6计算实际变位角 cos'

a315'coscos2020.97得 '317a 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 20 页

计算传动变位系数：

inv'invinv20.97inv20Z1Z230700.34 2tan2tan20查相关资料得：

10.27

210.340.270.07由于都是正变位，变位系数在综合性能较好段，所以变位系数合理。 圆周速度 vmd1n1600003.1463014756000013.89m/s 修正KV1.12

K1.1211.061.752.0776

节点影响系数ZH2cosb2.43

cos2ttant重合度系数Z根据,来选取

0.830.911.74

Z41.740100.868 3许用接触应力H＝HlimZNZWSH

接触疲劳极限应力 Hlim1Hlim21300MPa

N160njLh6014751100008.85108应力循环次数

n14758N260jLh601100003.5410i2.33根据应力循环次数查得寿命系数 取硬化系数 ZW1 则许用接触应力

Z10.92Z20.95

H113000.921/1.11088MPa

H213000.951/1.11123MPa 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 21 页

齿轮分度圆直径的计算

32.077619253.33189.82.430.868d1t3126.8mm

0.52.3310882齿轮模数的计算 md1t/Z1126.8/304.23 小于6，则取m＝6可行 实际分度圆直径的计算

d1Z1m306180mmd2Z2m706420mm

中心距的计算 amZ1Z263070300mm

22齿宽b的计算 bdd10.518090mm 按小齿轮齿宽比大齿轮齿宽大5mm的原则得：3.3.4齿根弯曲疲劳强度校核 根据公式 F查得：

齿形系数 YF

小齿轮YF14大齿轮YF23.97b195mmb290mm

2KYFYSYF计算： bd1m

应力修正系数 YS

小齿轮YS11.74大齿轮YS21.76

重合度系数 Y0.68 许用弯曲应力 FFlimYNYX/SF 查得：

Flim1＝Flim2＝450MPa

弯曲寿命系数 YN1YN21 尺寸系数 YX0.99

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 22 页

安全系数 SF1.6 则

F1450010.99/1.6279MPa

F245010.99/1.6279MPaF122.0776129541.740.68249F1951806

22.077612953.971.760.68263F2901806故

F2所以合格

3.4高速级行星齿轮的设计计算

3.4.1传动比分配

（1）行星齿轮的总传动比i12

i36.875i1215.826

i02.33式中 i0——高速级直齿轮传动传动比

i——总传动比

i12——行星齿轮总传动比

根据i12值，考虑实际情况和查表采用NGW型二级行星减速器。 （2）传动比的分配

选取高低速两级的齿轮材料相同，齿面硬度相同，则 Hlim1Hlim21300MPa

d1/d21齿宽系数比

KCI/KCII1

npInpII3 KVIKHIZN2KVIIK2ZN12

ZW22/ZW121

由以上参数得A＝2，EAB,B=1得E＝2 查得i15，i2i12i115.82653.165

3 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 23 页

3.4.2选择材料

选择太阳轮和行星轮的材料为18CrNi4WA，渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC

查表取试验齿轮齿面接触疲劳极限

太阳轮 Hlim＝100 MPa＝1300 N/mm2 行星轮 Hlim＝1300 MPa＝1300 N/mm2 查表取试验齿轮根弯曲疲劳极限

太阳轮 Flim＝400 N/mm2

行星轮 Flim＝400×0.7 MPa＝280 N/mm2（载荷对称） 齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级 选择内齿圈材料为38CrMoAL，调质处理，硬度为262-302HBC 查表取试验齿轮的接触疲劳极限

Hlim750N/mm2

查表试取试验齿轮的弯曲疲劳极限 Hlim280N/mm2

齿形的终加工为插齿，精度为7级 3.4.3转距计算

高速级输出转矩 （N·m）

Ta19550Pi1n95502002.330.98/14752953

低速级输出转矩（N·m）

Ta2=9550Pi112/n1

式中 1——高速级传动效率，取1=98% 式中 2——低速级传动效率 取2=98% 代入数据 Ta2=14553

根据传动比值的大小查表取：高速级 np3

低速级 np3

3.4.4参数的选取和计算

1.载荷不均匀系数kp的选取 低速级采用太阳轮浮动的均载机构，

故，查表取 KHpKFp1.15

高速级采用太阳轮和行星架同时浮动的均载机构，

故，查表取 KHpKFp1.1 2.确定齿数

（1）太阳轮齿数za的确定

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 24 页

根据经验和设备能力及相关资料初取 za37 （2）内齿轮齿数zg的确定

根据2K-H(NGW)型行星齿轮传动的传动比公式

bHi2iaH1iab1za 1p （3-1）

zbpzb i21 （3-2）

za式中p——行星齿轮传动的特性参数。

特性参数p与给定的传动比 i2有关。p值必须合理地选取。p值太大或太小都是不合理的。如果p值太大，或许可能使得内齿轮zb值很大；或使得中心轮za 值很小。通常，内齿轮的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故zb值不能很大。另外，p值接近于1也是不允许的，因为这样会使得行星轮的尺寸太小。一般应选取p=3~8。

由式（3-2）得出内齿轮齿数

zbpzai21za3.135113778.9987

对内齿轮齿数进行圆整取 zb79 （3）行星轮齿数zg的确定

行星传动装置的特点为输入轴与输出轴是同轴线的，即各中心论的轴线与行星架的轴线是重合。为保证中心论与行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，即同心条件。

''设a-g啮合副实际中心距aag，g-b啮合副实际中心距agb，依据同心条件，各对相啮合的齿轮的中心距相等。

''即： aag=agb （3-3）

对于非变位、高度变位、等啮合角度变位 中心距 amzbza （3-4） 2式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 由式（3-3）和（3-4）得

zbzgzazb （3-5）

如果zbza为偶数，则zg可按公式（3-5）计算

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 25 页

即： zgzbza （3-6） 2由上面的式子所求得的zg值只适合用于非变位或高度变位的行星传动。如果zbza为奇数，即在采用角度变位的传动中，则zg可按下面的公式计算

zzzgba0.5 （3-7）

2793721 将数据代入公式（3-6）得 zg2取 zg21 3.4.5初步计算齿轮模数m和中心距a

1.齿轮模数的确定

EBJ-120TP型掘进机是工作在矿井下用于中型断面煤及半煤岩巷的掘进。减速器装配在掘进机的截割部。根据实际工况，该减速器是在重载、低速的情况进行工作。依据设计手册及相关资料，行星齿轮传动为闭式硬齿面齿轮传动，主要失效形式为齿轮折断，按照齿根弯曲疲劳强度公式计算齿轮的模数m 。

按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数m

mKm3T1KAKFKFPYFa1dz12Flim （3-8）

式中 Km——算式系数，对于直齿轮传动为12.1

对于斜齿轮传动为11.5

T1—— 小齿轮承受的扭矩（N·mm) KF——综合系数；

KFp——弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； d—— 齿轮宽度系数；

z1—— 齿轮副中小齿轮齿数；

Flim——试验齿轮的弯曲疲劳极限（N/mm2） KA——计算弯曲强度的使用系数；

YFa1——载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；

2K-H型传动有两个啮合齿轮副：a—g，g—b。减速器传动的转矩主

要由中心轮与行星轮啮合传递。因此，我们在这里先按照齿轮副a—g进行模数的初算。

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 26 页

T1Ta131734851 N·m np3（1） 选择齿宽系数为 d0.5

Flim=400N/mm2；查相关的数据，可以得到KA1.75；齿形系数YFa1=2.39；

KF=2.0；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数KHp=1.15，由于KFp11.5KHp1，所KFp1.225；齿宽系数选0.5；

将上面得到的数据代入公式（3-8）得：

31.51101.751.2251.82.39m12.13 0.51924005.24取模数为10

2. 齿轮副啮合中心距a0的确定

a0m(zazg)210(3721)290mm

2所以未变位前中心距 a290mm 预取变位角ag'21.8

yt0.5ZaZgcos/cos'ag10.35

实际中心距 0ytm2900.3510294mm 3.4.6变位系数的计算

（1）a-g传动

根据中心距的实际情况，采用角度变位 1啮合角ag

a294cosag0cosacos20

a290 ag22 2变位系数和x

invaginvxzazg2taninv22inv2037+21

20.363970230.413中心距变动系数y

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 27 页

yaa0m294290100.4 yxy0.410.400.01 4分配变位系数

查表取 xg0.17

xaxxg0.410.170.24 （2）g-b传动 1啮合角gb

cosa0agacosa 式中 a112mzbzg2107921290mm

所以未变位前中心距 a290mm

预取变位角'gb21.8

yt0.5ZbZgcos/cos'gb10.35

实际中心距 0ytm2900.3510294mm 把数据代入式（3-9）得gb22 2变位系数和x

根据中心距的实际情况

xzinvgbinvbzg2tan=0.41

3分配变位系数

由a-g变位系数分配可知xg0.17

根据经验选取xbxgxa0.170.41＝0.58 中心距变动系数y=0.4 3.4.7齿轮几何尺寸的计算

分度圆直径 dmz 齿顶圆直径 d*ad2mhaxy 齿根圆直径 d*fd2mhac*x 基圆直径 dbdcos 式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合

齿高系数：

太阳轮、行星轮齿高系数——h*a1

（3-9） 3-10）

3-11） 3-12） 3-13）

（（（（ 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 28 页

*内齿轮齿高系数——ha0.8

顶隙系数

内齿轮顶隙系数——c*0.25

将数据代入公式（3-10）、(3-11)、（3-12）、（3-13）

(1)中心轮的几何尺寸

分度圆直径 d1037370 mm

齿顶圆直径 da37021010.240.01394.6 mm

齿根圆直径 df37021010.40.24346.8 mm 基圆直径 db370cos20347.69 mm (2)行星轮的几何尺寸

分度圆直径 d1021210 mm 齿顶圆直径 da21021010.170.01233.2 mm 齿根圆直径 df21021010.40.17185.4mm 基圆直径 db210cos20197.3355 mm (3)内齿轮的几何尺寸

分度圆直径 d1079790 mm 齿顶圆直径 da7902100.80.580.01785.4 mm

齿根圆直径 df7902100.80.250.58757.4 mm 基圆直径 db790cos20742.357 mm 3.4.8行星齿轮啮合要素的计算

(1)a-g传动端面重合度a1的计算 1顶圆齿形曲率半径a

ddaab （3-14）

2222将数据代入公式（3-14）得

394.6347.7中心轮 a122 93.29mm22行星轮 a2233.2197.3355

2262.13mm222端面啮合长度ga

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 29 页

gaa1a2a'sint' （3-15）

式中：'t——端面节圆啮合角，直齿圆柱齿轮't=ag=22°

“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 将数据代入公式（3-15）得 ga=45.29mm 3端面重合度a1

a1gacos/mncost

式中：——螺旋角，直齿圆柱齿轮=0

at——端面压力角，at=0°

代入数据a1=1.44 〉1 符合要求 （2）g-b传动端面重合度a2的计算

1顶圆齿形曲率半径a 将数据代入公式（3-14）

内齿轮顶圆齿形曲率半径a3=135

2端面啮合长度ga

gaa2a3a'sin't 式中：'t——端面节圆啮合角，直齿圆柱齿轮't=ag=22°

“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 将数据代入公式（3-15）得 ga=37.26 3端面重合度a2

a2gacos/mncost 式中：——螺旋角，直齿圆柱齿轮=0

at——端面压力角，at=0°

代入数据 a2=1.18〉1 符合要求 3.4.9行星齿轮装配条件的验算

（1）传动比条件： zibbaH1za 配齿利用此公式，故满足要求 （2）邻接条件： 2aagsinndag

p上式转换为：np3.14arcsinzg2zarcsin2127.7

azg3721代入数据np37.7 ,满足要求

3-16） 3-17） （（ 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 30 页

''（3）同心条件： aag=agb

配齿利用此公式，故满足要求

zz7937（4）装配条件：Mba14为整数 满足要求

np33.4.10行星齿轮传动效率计算

由NGW型行星齿轮传动原理可以知道，中心轮为主动件，行星架为从动

b件，故低速级行星齿轮传动效率aH可采用下面的公式计算

啮合损失系数为H

baHH1 （3-18） H1ibaHH （3-19） HmnH式中： m——各啮合齿轮副的损失系数

H——轴承的损失系数 nH若行星轮数np3，在计算n时，只需考虑行星轮轴承的损失。 当重合度1.5时，则有

Hm11112.3fz （3-20）

zazgzgzb式中fz——啮合摩擦系数，一般取fz0.06～0.10；

如果齿面经过跑合，可取fz0.05；

H按照公式（3-20）代入数据 得m=0.02

H轴承的损失系数n可忽略不计。

b将数据代入公式（3-18）得 aH0.9898% 3.4.11行星齿轮强度的计算

行星齿轮传动的转矩主要由中心轮和行星轮的啮合传动，齿轮的实效主要发生在中心轮和行星轮上。因此，在此仅对a-g传动进行强度校核。若,中心轮和行星轮传动满足强度要求，则行星轮与内齿轮传动也满足要求。

(一)中心轮强度的校核 (1)确定计算负荷

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 31 页

名义转矩T（N·m）

T=T114553

名义圆周力Ft（N）

Ft(2)应力循环次数Na

2000T200014553 d37078665H（3-21） Na60nanpt

nan1 （3-22） i1H nananHnan2 （3-23）

H式中 na——中心轮相对与行星架的转速（r/min）

t——寿命周期内要求传动的总运转时间（h）

在我所设计的EWB200型掘进机中齿轮的寿命周期为10000

小时

代入数据 得Na=7.56107次 (3)确定强度计算中的各系数 1）使用系数KA

根据掘进机使用负荷的实测和分析

使用系数按严重冲击取KA1.75 2）动负荷系数Kv 可根据圆周速度

n2n1634b1ia5.05261H126r/min

根据圆周速度选取精度等级，从而求得：

Z1UK1 根据公式 Kv1KF100K2b

得Kv1.03

3）齿向载荷分布系数KH、KF 根据设计手册的公式

AtK152.8K20.0193u21u2

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 32 页

KH1KH01KHWKHe KF1KF01KFWKFe

KH0——计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数

查表得 KH0=1.11

KHw——计算接触强度时的跑合影响系数

查表得 KHw=0.64

KF0——计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数

查表得 KF0=1.15

KFw——计算接触强度时的跑合影响系数

查表得 KFw=0.85

KHe——与均载有关的系数，KHe=0.7 KFe——与均载有关的系数，KFe=0.85 4）齿间载荷分布系数KH、及KFa

因 KAFt/b688N/mm，精度9级，硬齿面直齿 查表得 KH=KFa=1.3 5）结点区域系数ZH

2cosbcost'ZHcos2tsint' 2.37式中：直齿轮b0，

t'——端面节圆啮合角，直齿t'ag

6）弹性系数ZE

查表得 ZE189.8MPa（钢）

7）载荷作用齿顶时的齿形修正系数YF 查表可得YFa3.96，

8）载荷作用齿顶时的应力修正系数YS 查表可得YSa1.3 9）重合度系数z、Y

Z0.89 Y0.7

10）螺旋角系数Z、Y

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 33 页

0,Zcos 得 Z=1

Y1 得 Y=1

120(4)计算齿数比u

uz2210.57 z137(5)计算接触应力的基本值H0

H0ZHZEZZ892MPa(6)接触应力H

Ftu1d1bu HH0KAKVKHKH1196MPa (7)弯曲应力的基本值F0

F0FtYFaYSaYY bmn216MPa(8)齿根弯曲应力F

FF0KAKVKFKF475MPa

(9)确定计算许用接触应力的各种系数（查表）

1）寿命系数ZNT=1 2）润滑系数ZL=0.955 3）速度系数ZV=1 4）粗糙度系数ZR=0.9 5）工作硬化系数ZW=1 6）尺寸系数ZX＝0.96 (10)许用接触应力H

HHlimZNTZLZVZRZWZX

（12）接触强度安全系数SH

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 34 页

SHH1 H符合强度要求

(11)确定计算许用弯曲应力的各种系数（查表） 1）试验齿轮的应力修正系数YST=2 2）寿命系数YNT=0.98

3）相对齿根圆角敏感系数YrelT=1

4）相对齿根表面状况系数YRrelT=0.9 5）尺寸系数YX0.9

(12)许用弯曲应力F

FFlimYSTYNTYrelTYRrelTYX

(13)弯曲强度安全系数SF

SF符合强度要求

F1.6

F 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 35 页

3.5高速级行星齿轮设计及校核

3.5.1配齿计算

（1）太阳轮齿数za的确定

根据经验和设备能力及相关资料初取 za19 （2）内齿轮齿数zg的确定

根据2K-H(NGW)型行星齿轮传动的传动比公式

bHi1iaH1iab1za 1p （3-24）

zbpzb i11 （3-25）

za式中p——行星齿轮传动的特性参数。

特性参数p与给定的传动比 i1有关。p值必须合理地选取。p值太大或太小都是不合理的。如果p值太大，或许可能使得内齿轮zb值很大；或使得中心轮za 值很小。通常，内齿轮的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故zb值不能很大。另外，p值接近于1也是不允许的，因为这样会使得行星轮的尺寸太小。一般应选取p=3~8。

由式（3-2）得出内齿轮齿数

zbpzai11za5.052611976.9994

对内齿轮齿数进行圆整取 zb77 （3）行星轮齿数zg的确定

行星传动装置的特点为输入轴与输出轴是同轴线的，即各中心论的轴线与行星架的轴线是重合。为保证中心论与行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，即同心条件。

''设a-g啮合副实际中心距aag，g-b啮合副实际中心距agb，依据同心条件，各对相啮合的齿轮的中心距相等。

''即： aag=agb （3-26）

对于非变位、高度变位、等啮合角度变位

mzbza中心距 a （3-27）

2

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 36 页

式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 由式（3-3）和（3-4）得

zbzgzazb （3-28）

如果zbza为偶数，则zg可按公式（3-5）计算 即： zgzbza （3-29） 2由上面的式子所求得的zg值只适合用于非变位或高度变位的行星传动。如果zbza为奇数，即在采用角度变位的传动中，则zg可按下面的公式计算

zgzbza0.5 （3-30） 2771929 2将数据代入公式（3-29）得 zg取 zg29

3.5.2初步计算齿轮模数m和中心距a

(1)齿轮模数的确定

EBZ200型掘进机是工作在矿井下用于中型断面煤及半煤岩巷的掘进。减速器装配在掘进机的截割部。根据实际工况，该减速器是在重载、低速的情况进行工作。依据设计手册及相关资料，行星齿轮传动为闭式硬齿面齿轮传动，主要失效形式为齿轮折断，按照齿根弯曲疲劳强度公式计算齿轮的模数m 。

按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数m

mKm3T1KAKFKFPYFa1dz1Flim2 （3-31）

式中 Km——算式系数，对于直齿轮传动为12.1

对于斜齿轮传动为11.5

T1—— 小齿轮承受的扭矩（N·mm) KF——综合系数；

KFp——弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； d—— 齿轮宽度系数；

z1—— 齿轮副中小齿轮齿数；

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 37 页

Flim——试验齿轮的弯曲疲劳极限（N/mm2） KA——计算弯曲强度的使用系数；

YFa1——载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；

2K-H型传动有两个啮合齿轮副：a—g，g—b。减速器传动的转矩主要由中心轮与行星轮啮合传递。因此，我们在这里先按照齿轮副a—g进行模数的初算。

T1Ta1Kc31731.11164 N·m np3于KFp11.5KHp1，所KFp1.075；齿宽系数选0.5；

将上面得到的数据代入公式（3-8）得：

Flim=400N/mm2；查相关的数据，可以得到KA1.75；齿形系数YFa1=1.1；

KF=1.65；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数KHp=1.05，由

m12.1331731.751.651.11.0750.5192400

6.43取模数m=10

（2）齿轮副啮合中心距a0的确定

a0m(zazg)210(1929)240 mm

2根据实际情况取 a244mm

3.5.3变位系数的计算

（1）a-g传动

根据中心距的实际情况，采用角度变位 1啮合角ag

a240cosag0cosacos20

a244所以 ag22.44 2变位系数和x

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 38 页

xinvaginvzazg2tan19+29inv22.44inv2020.36397023

0.433中心距变动系数y

yaa0m244240100.4

4齿顶降低系数y

yxy0.430.40.03

5分配变位系数

查表取 xg0.18

xaxxg0.430.180.25 （2）g-b传动 1啮合角gb

cosa0agacosa 式中 a12mz1bzg2107729240

把数据代入式（3-9）得cosgb22.44

2变位系数和x

根据中心距的实际情况，采用角度变位

xzinvgbinvbzg2tan=0.43

3分配变位系数

由a-g变位系数分配可知xg0.18 根据经验选取xb0.180.430.61 中心距变动系数y=0.4 齿顶降低系数y=0.03 3.5.4齿轮几何尺寸的计算

分度圆直径 dmz 齿顶圆直径 d2mh*adaxy 齿根圆直径 dd2mh*fac*x 基圆直径 dbdcos

3-33） 3-34）

3-35） 3-36） 3-37）

（（（（（ 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 39 页

式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合

齿高系数：

*太阳轮、行星轮齿高系数——ha1

*内齿轮齿高系数——ha0.8

顶隙系数

内齿轮顶隙系数——c*0.25

将数据代入公式（3-10）、(3-11)、（3-12）、（3-13）

(1)中心轮的几何尺寸

分度圆直径 d1019190 mm

齿顶圆直径 da19021010.250.03214.4 mm

齿根圆直径 df19021010.40.25167 mm 基圆直径 db190cos20167.77 mm

(2)行星轮的几何尺寸

分度圆直径 d1029290 mm 齿顶圆直径 da29021010.180.03313 mm 齿根圆直径 df29021010.40.18165.6mm 基圆直径 db290cos20272.5 mm (3)内齿轮的几何尺寸

分度圆直径 d1077770 mm

齿顶圆直径 da7702100.80.610.03765.6 mm

齿根圆直径 df7702100.80.250.61724.6 mm 基圆直径 db770cos20723.56 mm

3.5.5行星齿轮啮合要素的计算

(1)a-g传动端面重合度a1的计算 1顶圆齿形曲率半径a

ddaab （3-38）

2222将数据代入公式（3-14）得

214.4167.77中心轮 a122 66.75mm

22 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 40 页

行星轮 a2313272.522 77mm222端面啮合长度ga

gaa1a2a'sint' （3-39） 式中：t'——端面节圆啮合角，直齿圆柱齿轮t'=ag=22.44°

“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 将数据代入公式（3-15）得 ga=50.6mm 3端面重合度a1

a1gacos/mncost 式中：——螺旋角，直齿圆柱齿轮=0

at——端面压力角，at=0°

代入数据a1=1.61 〉1 符合要求 （2）g-b传动端面重合度a2的计算 1顶圆齿形曲率半径a 将数据代入公式（3-14）

内齿轮顶圆齿形曲率半径a3=125.1

2端面啮合长度ga

gaa2'a3asin't 式中：''t——端面节圆啮合角，直齿圆柱齿轮t=ag=22.44°“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 将数据代入公式（3-15）得 ga=45 3端面重合度a2

a2gacos/mncost 式中：——螺旋角，直齿圆柱齿轮=0

at——端面压力角，at=0°

代入数据 a2=1.43〉1 符合要求 3.5.6行星齿轮装配条件的验算

（1）传动比条件： zbbiaH1za 配齿利用此公式，故满足要求 （2）邻接条件： 2aagsinndag

p

3-40） 3-41） （

（ 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 41 页

z2arcsingzzag代入数据np34.47 ,满足要求

''（3）同心条件： aag=agb

配齿利用此公式，故满足要求

zz（4）装配条件：Mba32为整数 满足要求

np3.5.7行星齿轮传动效率计算

由NGW型行星齿轮传动原理可以知道，中心轮为主动件，行星架为从动

b件，故低速级行星齿轮传动效率aH可采用下面的公式计算

上式转换为：np

啮合损失系数为H

baHH1 （3-42） H1ibaHH （3-43） HmnH式中： m——各啮合齿轮副的损失系数

H——轴承的损失系数 nH若行星轮数np3，在计算n时，只需考虑行星轮轴承的损失。 当重合度1.5时，则有

Hm11112.3fz （3-44）

zazgzgzb式中fz——啮合摩擦系数，一般取fz0.06～0.10；

如果齿面经过跑合，可取fz0.05；

H按照公式（3-18）代入数据 得m=0.02

我所设计的NGW型行星齿轮传动中采用特殊轴承（短圆柱滚子轴承，无内、外圈，短圆柱滚子与行星齿轮轴直接接触。这样，既可以减小减速箱的

H体积，又可以增大传动效率。故，轴承的损失系数n可忽略不计。

b将数据代入公式（3-17）得 aH0.9898% 3.5.8行星齿轮强度的计算

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 42 页

行星齿轮传动的转矩主要由中心轮和行星轮的啮合传动，齿轮的实效主要发生在中心轮和行星轮上。因此，在此仅对a-g传动进行强度校核。若,中心轮和行星轮传动满足强度要求，则行星轮与内齿轮传动也满足要求。

(一)中心轮强度的校核 (1)确定计算负荷 名义转矩T（N·m）

T=T13173

名义圆周力Ft（N）

2000T20003173Ft d19033400(2)应力循环次数Na

H（3-45） Na60nanpt

nan1 （3-46） i1H nananHnan2 （3-47）

H式中 na——中心轮相对与行星架的转速（r/min）

t——寿命周期内要求传动的总运转时间（h）

我所设计的EBZ200型掘进机截割部减速器的齿轮的寿命为10000小时 代入数据 得Na=3.54108次 (3)确定强度计算中的各系数 1）使用系数KA

根据掘进机使用负荷的实测和分析

使用系数按严重冲击取KA1.75 2）动负荷系数Kv 可根据圆周速度

n1n01475i02.33634r/min

根据圆周速度选取精度等级，从而求得： 根据公式 Kv

1Z1UK1KAFt100K2bK126.8K20.0193u21u2

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得Kv1.05

3）齿向载荷分布系数KH、KF 根据设计手册的公式

KH1KH01KHWKHe KF1KF01KFWKFe

KH0——计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数

查表得 KH0=1.65

KHw——计算接触强度时的跑合影响系数

查表得 KHw=0.64

KF0——计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数

查表得 KF0=1.15

KFw——计算接触强度时的跑合影响系数

查表得 KFw=0.85

KHe——与均载有关的系数，KHe=0.7 KFe——与均载有关的系数，KFe=0.85 4）齿间载荷分布系数KH、及KFa

因 KAFt/b433N/mm，精度7级，硬齿面直齿 查表得 KH=KFa=1 5）结点区域系数ZH

2cosbcost'ZHcos2tsint' 2.34式中：直齿轮b0，

t'——端面节圆啮合角，直齿t'ag

6）弹性系数ZE

查表得 ZE189.8MPa（钢） 7）载荷作用齿顶时的齿形修正系数YF 查表可得YFa1.1，

8）载荷作用齿顶时的应力修正系数YS 查表可得YSa4.11 9）重合度系数z、Y

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Z4A0.89 30.750.72

Y0.25a10）螺旋角系数Z、Y

0,Zcos 得 Z=1

Y1 得 Y=1

120(4)计算齿数比u

uz2290.655 z119(5)计算接触应力的基本值H0

H0ZHZEZZ(6)接触应力H

Ftu1 d1buHH0KAKVKHKH1059MPa (7)弯曲应力的基本值F0

F0(8)齿根弯曲应力F

FtYFaYSaYY bmnFF0KAKVKFKF245MPa

(9)确定计算许用接触应力的各种系数（查表）

1）寿命系数ZNT=0.95 2）润滑系数ZL=0.95 3）速度系数ZV=0.95 4）粗糙度系数ZR=0.95 5）工作硬化系数ZW=1

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6）尺寸系数ZX=0.96 (10)许用接触应力H

HHlimZNTZLZVZRZWZX

（12）接触强度安全系数SH

SHH1.06 H符合强度要求

(11)确定计算许用弯曲应力的各种系数（查表） 1）试验齿轮的应力修正系数YST=4.11

2）寿命系数YNT=0.95

3）相对齿根圆角敏感系数YrelT=1 4）相对齿根表面状况系数YRrelT=0.9 5）尺寸系数YX0.95 (12)许用弯曲应力F

FFlimYSTYNTYrelTYRrelTYX

(13)弯曲强度安全系数SF

SF符合强度要求

F2.98

F3.6轴的计算校核

3.6.1主要已知参数 T01295Nm Za30mm Zb70mm

d180mm adb450mm

ba95mm b290mm

3.6.2轴上力的计算

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圆周力Ft＝2T1＝14389N d1径向力Fr＝Fttann＝5515N 轴向力Fa1Fttan0N

3.6.3计算轴的最小直径

选择轴的材料为38CrMoAlA调质处理

P求轴的最小直径 n取A＝100，得d51.37mm，圆整取d＝55mm KA取1.75

TC＝KT2267Nm根据公式：dA33.6.4 花键联轴器的选择

根据d＝55mm，Tc＝2267Nm，选

GICL4联轴器

GICLZ4公称转距 Tn3550Nm

轴孔直径系列{45，48，50，55，56}轴长L=112 转动惯量＝0.08kgm 3.6.5花键联结强度校核

花键联结的受力情况和强度校核计算与平键相近似，对于静联结，其主要失效形式为齿面压溃，偶尔也会发生齿根被折断。对于动联结，其主要失效形式为工作面的过渡磨损。因此，一般只对花键联结进行挤压强度或耐磨性计算。

假设压力在齿侧接触面均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径dm处，则强度条件为：

2Tpp

Zhldm2Tpp 耐磨性 （动联结） pZhldm挤压强度（静联结） p式中T——传递的转距

——各齿间载荷分布不均匀因子，其值视加工精度而定，一般为0.7-0.8；

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Z——对矩形花键Z为键数(N),对渐开线花键Z为齿数；

h——键的工作高度，矩形花键：h＝0.5（D-d）-2c（D为大径，d为小径，c为键齿顶部倒角），渐开线花键：300压力角h＝m，37.50压力角h＝0.9m，450压力角h＝0.8m；

l——齿的接触长度；

，渐开线花键为D； dm——平均直径，矩形花键为0.5（D+d）

pp——许用挤压应力；选40 pp——许用压力，选40

代入数据得

p11.24ppp11.24pp

故强度通过，可用。

按照轴上零件的装配情况，计算各轴段的长度和直径，参见下图：

图3.1

3.6.6轴的强度校核

1）参数计算

RV1RV2Fr根据公式

FrL2RV22L2RH1RH2FtRV1RV22757.5NRH1RH27194.5N

FtL2RH22L22）画图分析

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图3.2

3）结论

bpHbp0.27

2MaM2T825116 eMaW1bp

Wd332bt(dt)22d41654.8 e825.11641.6519.81bp

所以，合格 3.6.7轴承寿命计算

1）轴承型号NU2214E d=70mm,D=125mm,b=31mm,Cr=148,Cor=190 2)当量动载荷 Pr1Pr27194.522757.527705

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3）温度系数ft＝1，载荷系数fp＝2

ftc10h10006Lhh 60nfpp因为寿命在允许范围内，所以设计合格。

6

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4. 检修及维护保养

4.1机器的检修

机械部分检修包括检修质量的一般技术要求及各部件的检修质量和检修方法等。

一、一般技术要求 1.检修原则

掘进机各零部件检修后应满足设计及工艺要求，装配应按照装配工艺规程进行；将整机进行解体清洗干净，对零部件进行术鉴定，视各零部件损坏情况确定修复的具体方案；更换的外购件、标准件、备件需有合格证；装修过程中，不得划伤、磕碰零件的结合面、配合面。

2.齿轮及传动齿轮箱

齿轮任何部位若有裂纹、折断、剥落及严重磨损等现象应更换。齿轮的失效判断应根据MT291.1—92规定；齿轮齿面需要修刮时，一般只修刮大齿轮齿面；若在齿轮箱内对妍时，应防止磨料甩入轴承内；齿轮箱体与箱盖上销与孔的配合应满足设计要求，齿轮箱体与箱盖的结合面，不应划伤，若有局部划伤，在长度不超过结合面宽的1/3，深度不大于0.3～0.5mm时，可妍磨修复；齿轮箱体不应有变形、裂纹等，箱体允许补焊修复，但应有防变形消除内应力措施；齿轮箱装配后，转动应灵活无卡阻；齿轮箱装配后，应按设计要求进行空载试验，试验时不应有冲击，其噪声、温度和渗漏不得超过MT291.1—92规定；齿轮或齿轮齿条副装配后，齿面的接触斑点及侧隙应符合设计要求。链齿轮副若损坏，应成对更换，更换锥齿轮别时，应调整间隙相接触区，使其正确啮合。

3．轴及轴孔

轴不允许有影响配合要求和强度要求的伤痕。重要的轴弯曲挠度不大于轴颈公差，否则需配新轴；轴孔磨损后，在整体强度允许的前提下，可以修复。

4．轴承 滑动轴承的磨损间隙，不应超过表6—5规定，液动轴承径向间隔不应超过表4.1的规定，否则予以更换；滑动轴承应无严重烧伤、点蚀或脱落现象；对于油脂润滑的轴承，装配后应注入符合规定的润滑脂，注油量为空腔体积的1／2—2／3；波动轴承的内外座因和滚动体不得有裂痕、脱皮、锈蚀。保持架应完整无损，转动应灵活，无异常噪声；交叉轴承按柱磨损不得更换

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少数按接，应全套更换。更换后应转动灵活，无卡阻现象；组装交叉轴承应防止热处理软带作为承受力带。

表4.1 滚动轴承径向间隙 mm 轴直径 30～50 50～80 80～120 120～180 180～250 允许间隙 0.05～0.13 0.06～0.16 0.07～0.18 0.10～0.25 0.12～0.30 5．链轮

链轮齿面无裂纹，无严重咬伤，禁止用补焊修复；主动链轮与从动链轮的轮齿几何中心平面应重台，其偏移量不得超出设计要求，若设计末规定，一般应不大于两轴中心距的千分之二；链轮与链条啮合时，工作边必须拉紧，非工作边的下垂度应符合设计要求。

6．联接件、紧固件、密封件及油脂

损坏键应严格按照装配工艺规定配制，键槽磨损后允许加宽量为原槽宽的5％，键与键槽之间不允许加垫，键应重新配制；螺钉、螺栓、螺母的螺纹部分如有损伤应更换，主要承力部位的螺栓、螺母应全部更换。在安装拧紧后，其支承面应贴合完好；检修时。所有橡胶密封圈、橡胶石棉垫及纸垫等密封件应全部更换；传动系统采用的润滑油脂和液压系统采用的液压油，应符合原设计规定；各种联轴器其联接配合面不得严重磨损，否则应更换损坏件。联轴器两抽同轴度、端面间隙度符合设计要求。

7．液压件、管路及其他

液压件及系统管路在装配前必须清洗干净，不得将脏物带入油路中。装配时应注意防尘、防锈；各种管子不得有凹痕、皱褶、压扁、破裂等现象．管路弯曲处应圆滑，软管不得有扭转现象；管路排列应整齐，便于液压系统的调整和维修；机器备部位的注油通道修复后应畅通。

二、切割机构

耐磨板损坏严重应更换，耐磨网磨平应用Hsl01焊丝或高铬铸铁焊丝堆焊修复；截齿座严重磨损，影响其强度时应予以更换。在更换过程中不得损

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伤切割体的其他部位；更换齿座时应首先保证与原设计的几何位置相同，然后来用于热和保护焊等特殊工艺，保证焊接强度；截齿尖不得损坏，截齿体磨损严重应更换，齿座应具有互换性；同油度要求较严的格体、涨套等应校对角线顺序逐级拧紧螺钉，重要联接螺栓、应按设计要求采用力矩扳手操作；折卸或装配无键过盈连接的齿轮与轴应用专用工具和采取特殊工艺；喷嘴堵塞应修复畅通否则更换新件；托梁器开焊、变形应修复．达原设计要求；外喷雾架开焊、变形应修复，修复中应保护水道，防止喷嘴螺孔损伤；内喷雾配水装置中易损件，密封件应更换，两金属零件密封面磨损后应成对更换；安装浮动密封必须按装配工艺操作，对摩擦表面不许有划伤、刻印现象，安装时应抹少量机油．并按规定的轴向压力进行调整；切割速度可变的掘进机，变速器应灵活，手把固定应可靠切割皆可伸缩的掘进机，其滑动轨道表面不得锈蚀、损伤，伸缩应灵活，不得有爬行动作。

三、装运机构

铲板减速器及其他部位的耐磨板磨损严重应更换；安全防担板中耐磨俸磨损后应补焊修复至原设计要求；刮板减速箱中铆接式大链齿轮若更换时，铆接应不损坏链齿轮表面，不得使其变形，修复后刮板输送机体应无变形无开焊及严重损伤，刮板弯曲变形不大于5mm，中板和底板磨损量一般不大子原厚度的35％；刮板输送机必须准确地固定在铲板中心线上；减速器紧固螺栓要正确拧紧，以保证调节螺杆不受弯矩，减速器联轴器要调节正确，以保证驱动轴运转平稳；安全摩擦离合器的打滑扭矩值，应据设计要求进行调整，以保证耙爪运转安全可靠；装载部回转机构应灵活，不得有卡阻现象。 四、行走机构

行走减速箱与机架的结合面应完好，若有划伤、凸边等应修平，履带架若有局部变形应整形；着重要受力部位有裂纹等缺陷修复应慎重，保证其强度及刚度要求；液压张紧装置中张紧柱塞镀铬层若有锈蚀、划伤、剥脱现象应修复或更换；机械张紧装置修复后应灵活可靠；履带板。腰带销轴损坏一般应更换；履带板表面上防滑钉、磨损后其高度不低于原高度的40％；履带板的销孔磨损的圆度不大于直径10％；链轮齿部严重磨损后，应重新更换链轮，不允许使用补焊修复轮齿；履带支重轮内易损件，密封件应更换；无支重轮的履带滑动耐磨板，磨损后应用耐磨材料补焊。 五、回转台

回转台及机架转台上切割管支座连接面应完好，螺纹孔完好无损坏，否则应将其面堆焊，重新加工至原设计尺寸；回转台与机架接合面的螺钉损坏应按设计要求的材质强度配制，安装时应交叉对称紧固；回转台回转应灵活，

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回转的角度应符合设计要求；回转台、机架等大型件若出现裂纹、修复应慎重，保证其强度和刚度符合设计及使用要求；机架与其它零件的接合面若有损伤应修整完好；机架与回转台、铲板连接的孔、螺孔应完好，若变形、损坏应修复至设计要求。 六、液压系统

1．系统要求按系统原理固要求将系统中各回路的溢流阀调至设计要求值，若因溢流阀不清洁或密封件损坏无法调整应检修溢流阀，若主要零件损坏应整体更换，油箱中按油位加入要求牌号的液压油；过滤器若无法清洗、更换过滤网时，应整体更换；检修时高压胶管一般应更换，硬管做耐压试验合格时仍可使用。系统管路应齐全，敷设整齐、固定可靠。

2．油泵、油马达要求

各种油泵和油马达检修后，须经检验合格后．方可装机使用；油泵若由于密封件损坏．达不到性能要求时、可更换密封件。检修后进行性能测试，压力应达到原油泵指标，流量不低于系统设计要求流量，油泵主要零件损坏，应整体更换；各种油马达若密封件损坏应更换新件，并对其性能进行测试．若油马达磨损严重，应更换新马达。 3．油缸要求

油缸活塞杆镀铬层出现轻微锈斑、每处面积小于35mm2、整体上不多于3处，用油石修复至所要求的粗糙度后，方允许使用，否则应重新镀铬，修复后尺寸应符合原设计要求；油缸活塞杆表面粗睡度不大于1．6，缸体内孔表面粗糙度不大于3．2；油缸作1．5倍额定压力试验，5分钟不能有内外渗漏；试验后的油缸密封件一般应更换。 4．阀件及其它要求

各种阀类密封件损坏应更换。主要元件损坏应更换新件。各种阀修复后应能满足液压系统要求；阀体上各种配合孔道表面。阀芯表面以及其它银层表面不得剥落和出现锈蚀；阀用弹簧，不得有锈迹、腐蚀斑点，否则更换；方向控制阀检修后，应保证其动作灵活，作1．5倍额定压力的耐压试验5分钟不得渗漏；压力表、温度计损坏应更换，若未损坏应对其质量进行校核，保证能正确可靠工作。

4.2机器维护和保养

减少机器停机时间的最重要因素是及时和规范的维护保养。维护保养好的机器工作可靠性高，使用寿命长，操作也更有效。下列检查是针对一般条

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件的。恶劣的运行条件会增加需要维护保养的次数。如果需要修理或调整，应即刻进行，否则小问题能导致大的维修和停机。

4.2.1机器的日常维护保养

1.按照本机的润滑图4.1及润滑表4.4对需要每班润滑的部位加注相应牌号的润滑油。

2.检查油箱的油位，油量不足时应该及时补加液压油；油液如严重污染或变质，应该及时更换。

3.检查各减速器润滑油池内的润滑油是否充足、污染或变质，不足时应该及时补加液压油，污染或变质的应该及时更换。并检查各减速箱有无异常振动、噪音和温升等现象，找出原因最，及时排除。

4.检查液压系统及喷雾冷却系统的工作压力是否正常，并及时调整； 5.检查液压系统及喷雾冷却系统的管路、接头、阀和油缸等是否泄露并及时调整；

6.检查油泵、油马达等有无异常噪音、温升和泄露等并及时排除； 7.检查截割头截齿是否完好，齿座有无脱焊现象，喷雾喷嘴是否堵塞等，并及时更换或疏通；

8.检查各重要联结部位的螺栓，若有松动必须拧紧，参照螺栓紧固力矩表5.2；

9.检查左右履带链条的松紧程度，并适时调整；

10.检查输送机刮板链的松紧程度，并及时调整。

表4.2 螺栓紧固力矩表 螺栓规格 强度等级 紧固力矩值 M12 10.9 8.8 107 N·m 76 N·m 265 N·m 175 N·m 520 N·m 325 N·m 980 N·m 600 N·m M16 10.9 8.8 M20 M24 10.9 8.8 10.9 8.8

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M30 10.9 8.8 1670 N·m 1100 N·m 4.2.2机器的定期维护保养

参照EBZ200型掘进机减速器的设计寿命，除行走减速箱为2000小时外，截割二级行星减速器和泵站齿轮箱均为5000小时，也就是连续工作一年半进行一次大修，中修一般在转移工作面时进行，小修在每日的维修班进行。机器正常使用过程中，必须严格按照润滑油表的规定注油或更换润滑油。表4.3是机器各部分进行定期检查维修的内容。

表4.3 定期检查维修表 检修 部分 截割部 检修内容和周期 检修内容 1.解体检查整个截割部内部 2.截割行星减速器更换润滑油 装载部 1.检查转盘密封 2.检查转盘磨损情况并修补 3.检查铲板的磨损程度 刮板 输送机 1.检查主、从动链轮的磨损情况 2.检查溜槽底板的磨损情况 3.检查链条及刮板的磨损 行走部 1.检查履带板组件 2.检查张紧油缸的动作情况 3.检查驱动轮、导向轮并加油 4.行走部减速箱更换润滑油

每三个月 月 ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ 每半年 ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ 每年 ↑ 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 56 页

液压系统 系统 1.油泵减速器更换润滑油 2.更换液压油 3.清洗或更换吸油滤油器和回油滤油器的滤芯 ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ ↑ 元件 供水 系统 1.检查油缸密封并更换 2.检查油缸体内有无明显的划伤或生锈，并清洗修整 1.调整减压阀的压力 2.检查进水过滤器滤芯并更换 4.2.3润滑

正确的润滑防止磨损、防止生锈和减少发热，如经常检查机器的润滑情况，就可以在机器发生故障之前发现一些问题。比如，水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的油表示有空气；黑色的油脂意味着可能已经氧化或出现污染。润滑周期因为使用条件的差异有所不同。始终要使用推荐的润滑油来进行润滑，并且在规定的时间间隔内进行检查和更换，否则，就不法给机器以保障，因而导致过度磨损以及非正常停机检修。

润滑油的更换：

在最初开始运转的三百小时左右，应更换润滑油。由于在此时间内，齿轮及轴承完成了跑合，随之产生了少量的磨损。

初始换油后，相隔1500小时或者6个月内必须更换一次。当更换新润滑油时，清洗掉齿轮箱体底部附着的沉淀物后再加入新油。

掘进机润滑部件见图4.1； 掘进机润滑加油情况见表4.4； 注意事项：

1.不要充满，如果充满整个减速箱，将会造成过热和零件损坏； 2.不要太少，减速箱的润滑油位太低将会造成过热和零件故障，要周期性检查减速箱是否有泄露；

中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 57 页

3.不要欠加油，遗漏或延长润滑周期多会造成过度磨损和零件过早出现故障；

4.必须使用规定牌号的润滑油脂；

5.让所有的通气口和溢流口通畅并能正常起作用。

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图4.2

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表4.4 掘进机润滑表 序润滑点名称 加油号 点 数量 1 悬臂段 1 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 2 截割件速器 1 N320中负荷工业齿轮油 (GB5903—86) 3 所有油缸销轴 16 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 4 截割升降销轴 2×1 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 5 改向链轮组 1 N68机械油 (GB443—84) 6 装载驱动装置 2×2 N68机械油 (GB443—84) 1次/月 轴承、浮封 1次/日 轴承21次/日 销轴 1次/日 销轴 油杯 M10×1 油杯 M10×1 螺钉M8 油塞 更换1次/半年 减速器 2次/周 轴承2油杯 润滑油名称 润滑周期 润滑目的 加油方式 盘、浮封 M10×1 透气塞 盘、浮封 M22×1.5 7 铲板升降销轴 2×1 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 1次/日 销轴 油杯 M10×1 8 导向张紧装置

2×2 N68机械油 (GB443—84) 1次/月 轴承2油塞 盘、浮封 M10× 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 60 页

1 9 行走减速器链轮滑动轴承 10 行走减速器 2×1 2×2 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) N320中负荷工业齿轮油 (GB5903—86) 11 后支撑升降腿销轴 2×1 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 12 刮板输送机驱动装置 2 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 1次/周 马达侧2盘、另侧轴承1盘 13 油泵齿轮箱 1 N1000中负荷工业齿轮油 (GB5903—86) 14 回转台 6 3#通用锂基润滑脂 (GB7324—87) 4.2.4电气

1.定期清除各处的污染、锈斑。并在各隔爆面及磁路系统接触面上涂上薄薄的一层防锈油脂。隔爆面如有损伤，必须严格按照BB1336—77《防爆电气设备制造检验规程》中有关隔爆面修补规定进行；

2.进行周期性检查，箱体外壳有无损伤，电缆在进出线装置中固定是否牢靠；

1次/月 链轮铜套 油杯 M10×1 更换1次/半年 减速器 接头座 1次/日 销轴 油杯 M10×1 油杯 M10×1 更换1次/三个月 1次/周 减速器 透气塞 回转 轴承 油杯 M10×1 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 61 页

3.定期检查各开关手柄、按扭是否灵活、可靠，动静触头是否良好。接触器、中间断电器等电气元件是否正常；在触头损坏污损或接触面产生熔化的金属微粒时，可以用细锉清理，但不准用金刚砂打磨；

4.出现故障，依旧显示排除故障。

4.3机器常见故障的原因及处理方法

机器常见故障的原因及处理方法见表4.5 表4.5 部件名称 截 割 部 故 障 原 因 处理方法 1.截割头堵转或过负荷，截割部减减小截割头的切电机温升过高 速器或电动机内部割深度或切厚、检损坏 修内部。 钻入深度过大，截降低钻进速度，及2.截齿损耗量过割头移动速度太时更换补齐截割大 快，齿座孔变形或齿，保持截割齿转齿座开焊脱落 动，更换截割头。 截割岩石硬度＞降低钻进速度或60MPa；截割齿磨损截割深度；更换补严重、缺齿；悬臂齐截割齿；更换铰油缸铰轴处磨损严轴或加轴套；紧固3.截割振动过大 重；回转台紧固螺螺栓；铲板落底，栓松动；

使用后支撑。 链条太松，两边链调整紧链卡阻，更 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 62 页

装 载 部 1.刮板链不动 条张紧后长短不换变形刮板，检查等、刮板变形造成液压系统及元件 卡链，或煤岩异物卡链或液压系统故障； 2.转盘转速快慢分流器故障，液压修理或更换液压不均匀或不转动 系统及元件故障； 元件，排除故障 3.断链 链条节距不等；刮拆检更换链条，正板链条过松或过确调整张力，排除紧；链轮中卡住岩卡阻 石或异物，链环过度磨损； 行 走 部 液压系统故障；液排除液压系统故1.驱动链轮不转 压马达损坏；减速障；检查减速器内器内部损坏；制动部； 器打不开； 2.履带速度过低 液压系统流量不足 检查液压油箱油位，油泵、马达及溢流阀。 3.驱动链轮转动链条过松 而履带跳链 调整液压张紧油缸以得到合适的张紧力 4.履带断链 履带板或销轴损坏 更换履带板或销轴 油泵内部零件磨损检查泵的性能更

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液 压 系 统

系 严重，油泵效率下换损坏零件，调整降或内部损坏；溢溢流阀；油箱加油1.系统流量不足流阀工作不良；油检查油温过高的或系统压力不足 位过低，油温过高。 原因相应处理； 吸油过滤器或油管更换过滤器。清洗堵塞；油管破裂或油箱；检查油管和接头漏油 冷却供水不足；油检查冷却器，油箱箱内部油量不足，加油或换油；清洗接头 2.系统温升过油污染严重；溢流有关溢流阀及过阀封闭不严；回油滤器；检查油泵内路过滤器脏；油泵部并更换有关零有故障； 件； 统 高，油箱发热 有关部位润滑不改变润滑情况，清良，摩擦阻力增大；洗脏物；检查油箱空气吸入系统，压油位并补加相同3.各执行机构爬力脉动较大或系统牌号的油液；检查行 压力过低；吸油口溢流阀并调整压密封不严或油箱排力值；排除系统内气孔堵塞，油缸平部空气并更换密衡阀背压过低； 封件；检查吸油管及其卡箍元件 油泵： 油温过低，油泵旋提高油温更正油 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 64 页

液 压 系 统

1.油泵吸不上油转方向不对；吸油泵旋向；拧紧或更或流量不足 滤油器堵塞；吸油换吸油管卡箍、更管路进气，油泵损换吸油管、清洗或坏 更换吸油滤油器滤网；换泵； 溢流阀调定压力不调整溢流阀压力； 符合要求；压力表更换或清洗压力2.油泵压力上不损坏或堵塞，油泵表检修油泵； 去 损坏；溢流阀故障 清洗检修溢流阀； 吸油管及吸油滤油清洗吸油管及吸器堵塞；油粘度过油滤油器使吸油高；吸油管吸入空畅通，更换吸油管气；电动机、齿轮密封圈；更换同牌箱、油泵三者安装号的液压油，调整不当； 三者之间的安装位置 4.严重发热 轴向间隙过大或密拆检，调整间隙及封环损坏；引起内压力，更换密封环 泄露，压力太高 溢流阀： 调整弹簧变形，锁更换调压弹簧；拧元 件 3.产生噪音 压力上不去或达紧螺母松动，密封紧锁紧螺母；更换不到规定值 圈损坏；阀内阻尼密封圈；清洗有关孔有污物； 零件； 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 65 页

液 压 系 统 液

复位，定位弹簧变更换定位，复位弹形；定位套损坏；簧；清洗阀体内1.多路换向阀不阀体与阀杆间隙内部；调整阀上操纵能复位；定位装有污物；阀杆生锈；机构；从新拧紧联置不能复位 阀上操纵机构不灵接螺栓；更换定位活，使阀体产生变套 形 阀体两端O形密封更换O形密封圈；圈损坏；各阀体接拧紧螺栓； 触面间O形密封圈损坏；联结各阀片的螺栓松动； 阀体与滑阀间磨损修复或更换阀芯；元 2.外泄露 件 油箱发热： 3.滑阀在中立位间隙增大；滑阀位使滑阀位置保持置时工作机构明置不对中；锥形阀中立；更换锥形阀显下降 处磨损或被污物堵或清除污物；更换住；油缸活塞密封油缸； 损坏 4.执行机构速度各阀间的泄露大；拧紧联接螺栓；或过低或压力上不滑阀行程不对；安更换密封件，检查去 全阀泄漏大或补油安全阀 阀为复位； 溢流阀长时间溢检查溢流阀是否流，油量不足，冷失灵；加油；检查却水未接通； 有无冷却水； 中国矿业大学2009届本科生毕业设计 第 66 页

压 系 统 元 件 滤油器不畅： 油液污染严重，使更换相同牌号的用时间过长 液压油；清洗或更换滤芯； 压力脉动大，管供水系统有残余空检查系统；放尽空供水系统 道跳动噪声大； 气，进液过滤器阻气；清洗过滤器，塞引起吸液不足； 清除杂物。

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总结

此次毕业论文从2009年3月份开始，到2009年6月份结束，历经三个月。期间饱含酸甜苦辣，尝过成功的喜悦，体会过失败的悲痛，有过放弃的念头，得到过真诚的鼓励。到今天，我回过头看看三个月的时光真是漫长但富有成就感。

刚开始准备设计的时候，简直是一无所知，但是在老师、同学的耐心帮助和讲解下，我开始对我所设计的东西熟悉了，自己尝试着去找一些相关资料，看一些相关的例子，以及翻阅一些前人设计过的相关的东西，从中受到很大的启发。

这三个月是收获的三个月，单从设计本身来讲，我现在对我所设计的掘进机的截割部已经非常了解了。当初看相关产品的图纸的时候简直一头雾水，现在能一幕了然了。从自己的能力提升来讲，不但提高了自己看图，画图的能力，对于一般的结构性设计有了概念，如果让我自己再做相应的设计，我能知道方法步骤，不会不知所措了。对于减速器，是很多机构中都用的部件，这次设计的减速器比课程设计的减速器复杂的多，回过头看看课程设计的减速器，简直很简单，如果再设计其它型号的减速器，相信我已经可以单独处理了。

这次毕业设计中也发现了自己很多缺点和不足。实践经验太少，很多我一开始设计的结构在实际生产和装配中，根本不可行，在老师的指导下，我积累了很多经验，在错误中得到了提高。另外，实验环节很不足，很多参数是参考相关的设计确定的，对于不同的产品，不同的工作环境，有些参数并不很准确，需要试验来得出，但在这方面我做的很不够。

总之，这次毕业设计是对我大学四年所学内容的一次大考验和大复习，自己也在毕业设计中提高着。

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参考文献

[1] 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004 [2] 方昆凡.公差与配合技术手册.北京：北京出版社，1983

[3] 王洪欣，李木，刘秉忠.机械设计工程学[Ⅰ].徐州：中国矿业大学出版社，2004 [4] 唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学[Ⅱ].徐州：中国矿业大学出版，2004 [5] 甘永立.几何量公差与测量.上海：上海科学技术出版社，2003

[6] 闻森炎，张守柱.EBZ200型掘进机使用维护说明.上海：煤炭科学研究总院上海分

院，2005

[7]沈鸿.机械工程手册.北京：机械工业出版社，1995

[8]胡宗武.非标准机械设备设计手册.北京：机械工业出版社，2002 [9]冯之敬.机械制造工程原理.北京：清华大学出版社，1998 [10] 吴相宪.实用机械设计手册.徐州：中国矿业大学出版社，2001 [11] 朱孝录.齿轮传动设计手册.北京：化学工业出版社，2005 [12] 饶振纲.行星传动机构设计.北京：国防工业出版社，1994 [13] 饶振纲.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2003 [14] 王启义.中国机械设计大典.南昌：江西科学技术出版社，20002 [15] 黄日恒，悬臂式掘进机.徐州：中国矿业大学出版社，1996 [16] 吴忠泽.机械设计师手册.北京：机械工业出版社，2002

[17] 成大先.机械设计师手册单行本润滑与密封.北京：化学工业出版社，2004 [18] 成大先.机械设计师手册单行常用设计资料.北京：化学工业出版社，2004 [19] 单辉祖.材料力学.北京：高等教育出版社，1999 [20] 刘延俊.液压与气压传动.北京：机械工业出版社，2004

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英文翻译

Vertical Impact Crushers-Further Developments and New Applications

Summary:At the beginning of the 1990s,the Austrain firm SBM Wageneder

GmbH worked on the further development of the vertical impact crusher,with the specific aim of adapting the equipment for comminution of highly abrasive materials and for increasing the fine fraction of quartz sand.Particuler objectives of the development included areduction of the machine wear,an increase in operational safety and reliability,and a lower maintenance requirement.Several features such as ahydraulic feed control,vibration monirors,a central lubrication system,and arotor specially suited to the type of stresses encountered and the material to be comminuted have proved useful.Based on the example of fine sand concentration and the comminution of copper slag,the process and result of commminution in a vertical impact crusher are explained.The description is concluded with considerations regarding machine wear.

Resumen:A principios de los anos 90,la empresa SBM Wageneder GmbH

procedio al perfeccionamiento de la trituradora de impacto vertical,con el fin de aprovechar la misma tambien para la trituracton de materiales altament abrasives asf como para el enriquecimiento con arena fina de arenas de cuarzo.Se dedico especial atencion a la reduccion del desgast,al aumento de la seguridad en el servicio,a la fiabilidad ast como a la reduccion de los gastos de mantenimienti.Han probado su eficacia la regulacion hidraulica de la alimentacion,los controladores de oscilacioned,la instalacion centralizada de lubrificacion asf como el rotor adecuado al tipo de solicitacion y al material a triturar.El comportamiento a la trituracion dentrode de la trituradora de impacto vertical se explica citando el ejemplo del enriquecimiento de arena fine y de la trituracion de escoria de cobre.Se hacen comentarios sobre el desgaste que completan los resultados obtenidos.

1.Historical Development

Based on the patent of Parmelle dating from 1956,at the end of the 1980s,a new type of impact crusher with a vertical shaft was successfully introduced for a

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wide range of applications.With this vertical impact crusher,as it is called by most suppliers,the feed material is fed into a rotor constructed as ahollow structure and driven by a vertically mounted shart.The feed material is horizontally accelerated and leaves the rotor via aradially located discharge gap.The material is actually comminuted when the particles impact the so-called impact ring arranged round the inner circumfer-ence of the crusher[1].

For this type of comminution equipment,two main areas of application have emerged:

-production of extremely fine manufactured sands and -partical shape improvement-especiallyfor tough materials,e.g.basalt,granite,greywacke

Wherease only relatively low rotor circumferential speeds are necessary(vrot60ms-1)for particle shape improvement,considerably more power is required to achieve the desired size reduction for manufactured sands.The energy requred was mainly supplied with circumferential speeds of up 74 ms-1 and higher.

As these high circumferential speeds are used to produce extremely fine end products,then in line with the classification of comminution machines according to Hoffl[2]and Schubert[3],the units used for such applications should be termed vertical impact mills rather than vertical impact crushers.

Since the beginning of 1990s,two other areas of application have also opened up:

-concentration of extremely fine sands for the production of quality sands complying with the German industrial standard DIN4226 and -grinding of highly abrasive materials,e.g.slag.

The special requirements of these applications are described with the help of examples.

2.Functioning of Crusher

The feed material is fed into the centre of the rotor via a feed hopper(Fig.1).The rotor,which is formed as a hollow structure,rotates al a circumferential speed of between 60 and 83ms-1.

At the inner base of the rotor,the material flowing vertically into the crusher is directed into a horizontal flight path by a specially formed impact cone made of chill-cast iron and accelerated by the rotation of the rotor is designed so that part of the material is deposited in”pockets”.These form a natural wear protection for

[1] SBM Wageneder GmbH,Laakirchen(Austria)AUFBEREITUNGS-TECHHIK 39(1998)Nr.4

[2] [3]

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the acceletation surfaces.

At the outlet edges of the rotor,the material is thrown off and leaves the radial acceleration phase to go into free flight phase.This initiates the actual impact process on the outer,ring-shaped impact surfaces,which is built up of processed material.

The higher impact velocity causes the individual pieces of material to break into mainly cubical particles along their natural fissure surfaces.During this impact process,material is constantly eroded from or deposited on the surface of the impact ring.This results in an additional frictional stress in the material flow,to give a very high proportion of extremely fine particles in the crushed product.The crushed product is discharged vertically at the base of the crusher and removed by conveyor systems.

The maximum feed particle size for a vertical impact crusher should generally be limited to 50mm.Owing to the redirection of material flows,larger particle size for a poorer energy conversion,lead to disruptions in the flow behaviour,and increase the wear on the equipment.Moreover,the bearing,load increase sharply.For effective comminution of material with particle size of 150mm with low equipment wear,the use of a sand impact mill can be recommended.The results in respect of comminution and wear behaviour with such equipment will be presented in a later paper.

3.Special Design Features

The further development of the vertical impact crusher at SBM Wageneder GmbH had the following objectives:

-an increase in operational safty and reliability -a reduction of machine wear

-adaptation of the machine to open up new of application and -a lower maintenance requirement.

The increase in the operational safty and reliablity could be largely achieved with a new rotor design and a basic reworking of the rotor bearing arragement.Depending on the abrasiveness,the moisture content and the particle size of the material to be comminuted,three different wearing part fittings were developed for mally equipped for each application.At the same time,the outlet edges of the rotor are desinged so that,despit wear,the direction of movement and the flight path of the crusher.In this way,consistent crushing results can be guaranteed irrespective of machine wear.In the rotor,numerous restricted fliw zones are incorporated to ensure a continuous materials flow and to act as wear protection.Special seals between the wearing parts allow the crusher to be used for feed materials with a moisture content of around 18 wt.%.

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The rotor fitted by SBM Wageneder GmbH consists of a rugged welded construction,with a closed structural form.The rotor can be cost-effectively reconditioned up to three times.The drive shaft is supported by a stable,self-aligning roller bearing.This allows rotational speeds of up to 2000 min-1;for the rotor of a type V8 crusher,circumferential speeds of 83 ms-1 are possible.The entire bearing arranement is enclosed in dust-free sealed cartridge.Removal of the cartridge to change the bearing arrangement etc.is simple,requiting only the loosening of the fastening screws.

During construction of the crusher,the new bearings are adjusted to the exact bearing clearance required and prelubricated.Incase of damage to the bearings,replacement bearings are immediately available;the actual replacement can be carried out on site without any problem.The old bearing can then be reconditioned in the factory.All vertical impact crushers supplied by SBM Wageneder are equipped with a central lubricating system and vibration monitor as standard equipment.This guarantees optimum conditions of application for the bearings despite the high stresses.If the lubricant supply is disrupted or if the rotor vibration exceeds admissible limits,for example due to the intrusion of foreign bodies in the rotor,the machine shuts down automatically.

Another measure introduced to improve operational reliability is the use of a hydraulic feed control system.This control system is based on the proportional dependence of the current consumption of the drving motor on the crusher throughput.By preselecting the crusher current,the operator can set any rate of throughput within the operating range of the machine.Depending on the level of current consumed by the motoe,the feed inlet cross-section is opened or closed by the hydraulic system.In addition to a uniform crusher feed,this system guarantees: -optimum utilization of the crusher, -a reduction in the specific wear costs, -a considerable reduction in dust, -an overload protection and

-prevention of the closing or clogging up of the crusher.

Fig.2 shows a crusher with feed control,which into operation at the Lobnize gravel work in 1997.This crusher is equipped with two bypasses in the feed hopper.These allow the operator to direct a material flow of up to 80 t/h past the crusher.In this way,by altering the mixing proportions,it is possible to achieve a wide range of variation in the commonuted end product. 4. Examinations of Comminution Behaviour 4.1Fine Sand Concentration

Owing to the special geological and mineral properties of the raw materials(coal and loam impurities,particle size composition),particularly in the

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new Eastern German states,many sand gravel pits face difficulties in producing a sand with the quality stipulated in the German DIN 4226 standard.To remove the impurities from the sands produced from these raw materials,intensive washing is often required.As a result,thealready low content of very fine sand in the range smaller than 0.25 mm is reduced even further.This prompted a demand from the building materials industry for a method of selective comminution to economicall concentrate,that is increase the existing fines fraction.

In 1990,SBM Wageneder Gmbh was the first suppliter to take up the challenge. Since then,a vertical impact mill has been operating at the Hahneberg gravel works,east of Bautzen,producing Maschine automatisch ab.

Eine weitere MaBnahme zur Erhohung der Betriebssicherheiist die Verwendung einer hydraulischen Einlaufregelung.Diese Regelung nutzt die proportionale Abhangigkeit der Stromaufnahmedes Antriebsmotors vom Brecherdurchsatz.Durch Vorwahl desBrecherstromes kann innerhalb des Arbeitsbereishes der Maschine jeder beliebiger Durchsatz eingestellt werden.In Abhangigkeivom aktuellen Motorstrom wird der Einlaufquerschnitt der Maschine uber ein Hydrauliksystem geoffnet bzw.geschlossen.Neben einer gleichmaBigen Beschickung des Brecher garantiert dieses System: -eine optimale Auslastung des Brechers,

-eine Verringerung der Spezifischen VerschleiBkosten, -eine erhebliche Staubreduzierung, -einen Uberlastungsschutz and

-eine Verhinderung des Zufahrens des Brechers.

Bild 2:zeigt eine Brecher mit Einlaufregelung,wie er im Kiewerl Lobnitz im Jahre 1997 in Betrieb genommen wurde.Diesese ermoglichen es,eine Materialstrom von bis zu 80 t/h am Brecher vorbeizuleiten.Dadurch kann uber die Variation des Mschungsverhaltnisses das Zerkleinerungsergebnis des Endpreduktes in weiten Grenzen beeinfluBt werden.

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垂直冲击破碎机的进一步发展和新的应用

摘要：在20世纪初期，澳大利亚的一家公司SBM.Wagender GmbH 对垂直冲击破碎机的进一步发展作了许多。目的是适应耐磨物质破碎机器的需要，并使砂颗粒变得更精细，机器磨损的降低，操作安全性和可靠性的提高，更低的维修要求，成了该种破碎机发展的特定目标。它的许多特征诸如：液压填料控制、振动检测、中心润滑系统和转子对各正压力的适应以及材料的破碎性等已证明是非常有用的。垂直冲击破碎机的破碎过程和结束是通过精细砂粒集中和调渣破碎的例子阐述的。该描述包括了对机器破碎的考虑。 一、历史发展

从1956年parmelle专利到20世纪80年代末，一种新型的垂直冲击破碎机已成功的在得到广泛使用时于供应商所称的这种垂直冲击破碎机，物料被送进一个由转子构成的中空结构，由垂直安装的轴进行驱动，物料被水平加速后，通过沿径向固定的释放间隙离开轴子。实际上，当颗粒碰撞到安装在破碎机内所谓的碰撞环时，物料就破碎了。这种类型的破碎机有两个主要的应用领域：

1.生产高精细制造砂粒

2.提高颗粒的表面形状，特别对于诸如：basalt、granite、greywacke的坚硬材料

然而，只有在相对较低的转子圆周转速(vrot<60ms-1)可能提高颗粒形状.并且,要使制造砂粒减少一定的尺寸需要相当多的能量.这样多能量的获得需舟子圆周转素达到74ms-1或更高.

尽管这样高的圆周转素可以生产机器京戏的终极产平，不过根据HoHL[2]和Schuber[2]对破碎机器的分类,有这种应用的机器应被称为垂直冲击研磨机而非垂直冲击破碎机.

从20世纪90年代开始,垂直破碎机又应用于其它两领域:

1.由于其机器京戏砂粒的集中性,效能生产质量符合的国工业用砂粒标准 DIN4226的砂粒.

2.研磨性材料(如渣)的研磨. 二、破碎机的性能

物料通过送料斗被送到轴子中部如图1，轴子有一个中空的结构，以介于60ms-1和80ms-1之间的同向转速旋转。在轴子的内支座处，垂直进入破碎机的物料流在由铸铁特制的冲击赘控制和转子旋转提供加速度的作用下，沿着水平路径飞射，转子内部的设计能使用部分物料沉积在“口袋中”。这就自然为加速的转子表面形成了研磨保护。 在转子的外部边缘，物料被电击，离开径向加速阶段而进入自由飞射阶段，这就形成了外表的冲击过程，环形的碰撞表面由冲击物料组成，这样高的冲击速度使单独的物料片沉着自然形成表面裂纹，粉碎成了颗粒。在这个冲击过程中，物料不断地被侵蚀并且沉积在冲击环表面，结果增加了摩擦压力。

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从在破碎的产品中得到高比例的精细颗粒，破碎样品在破碎机座处垂直流出，然后被运输系统移走。

垂直冲击破碎机物料的最大颗粒尺寸一般不应超过50mm。由于物料流的转向，较细颗粒会造成更弱的转化能量，从而导致物料流的分散，增加了机器的磨损，并且轴承载荷也会剧烈增加。

为了使尺寸在150mm的颗粒在低的磨损下有效地破碎，我们建议用砂粒冲击破碎机。这种机器在破碎和磨损方面的性能我们在以后的文章中讨论。 三、特别设计的特征

垂直破碎机在SBM Wageneder ambH公司的进展主要沿如下目标： 1.提高操作的安全性和可靠性 2.降低机器的磨损

3.使机器适应更广泛的领域应用 4.降低机器的维修要求

通过应用新的转子设计和一个基础的转子轴承工作设计能大大提高操作的安全性和可靠性，依靠磨损水分和物料的颗粒尺寸能够分散。三种不同的摩擦部件被用在一个统一的轴子座上，这就可以认为每一种应用安装的轴子，同时，转子的设计能保证尽管有摩擦，颗粒运动的方向和路径在破碎机整个寿命周期保持不变。从这一方面讲，尽管存在机器磨损，但能保持一样的破碎效果。在转子中许多限到物料的区域得到了很好的配合，以保证物料的连续性，从而起到磨损防护的作用。在磨损间的特殊密封圈破碎机可适用含水分约在18wt%的物料。 SBM Wageneder ambH公司转子的安装采用了焊接结构。这是一种紧密结构形式，转子能够在有效成本的条件下使用三次驱动轴由一个固定的自我角度的滚动轴承支撑，这样可使允许转速达到2000mm-1对v8型号的破碎机舟子系统，轴向速度可达到83ms-1是可能的整个支撑结构采用防尘装置包装，移动装置来更换轴承是非常简单的，只需松掉焊接紧固螺钉即可。

在破碎机的安装过程中，新轴承应调节满足需要的严格的间隙，并且应预先润滑。一旦轴承破坏应立即更换轴承。可在现场更换轴承，没有问题，轴承可在厂里得到维修。SBM Wageneder 公司提供的所存的垂直冲击破碎机都配有作为标准仪器，轴承润滑系统和故障监测装置，这可保证尽管存在高压仍可使轴承的应用条件优化，如果润滑系统被破坏或转子振动超过允许值，例如由于外来物质填入转子，机器会自动停止。

另一种提高操作稳定性的方式是应用液压进料控制系统，这种控制系统是根据破碎机输出驱动轴的物料消耗量而作用的，通过预先选样破碎机的物料流操作者可在机器的工作范围内选择任比率的输出。根据转子消耗的物料流动程度，进料的交叉部件在液压系统的控制下打开或关闭，除了统一进料外，该系统还有如下功能： 1.使破碎机得到最优使用 2.降低磨损代价

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3.很大程度上降低灰尘量

4.有一个过载保护和破碎机的关闭和粘接

图2为一带填料控制装置的破碎机，它在1997年Lonltz growel工厂里运转，这种破碎机在进料行程中装有两个挡块，这可使操作者引导物料轴以80t/h穿过破碎机。从这一方面讲，通过改变物料的混合比例可以得到各种尺寸的破碎产品。

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致 谢

此次毕业设计中，是我第一次很系统的进行机械设计，在设计当中，我遇到了很多困难，除了自己的思考和不懈的努力外，老师给了我很大的帮助。 我要感谢机电学院刘书进老师，她是我毕业设计的校方导师，我在学校做毕业设计将近三个月，在此期间，刘老师尽责尽职，对于我在设计中遇到不理解的地方，刘老师给我细心讲解，科学的开导，让我在这次毕业设计中受益匪浅，尤其在图纸的校核方面，给我细心看图，认真讲解，让我深刻体会到作为老师的无私精神。同时，也要感谢河北邢台葛泉矿的各位机械工程师，他们经验丰富，见多识广，在他们身上我学到了很多学校里学不到的东西。同时感谢我的同学感谢我的父母，他们在背后默默支持着我，没有他们的支持我不可能顺利完成这次毕业设计。再次感谢他们，祝他们身体健康，工作顺利！