2.1.2 各部件的结构型式的确定2.1.2.1 切割机构(3)行星减速器主要由箱体、减速齿轮、二级行星轮架、输入、输出轴构成。

太阳轮与行星轮相啮合，此行星轮通过两个轴承装在星轮轴上，两端装有孔用弹性挡圈，星轮装在第一级行星架相应的轴孔内，内轮与箱体组成一体并与行星轮啮合带动第一级行星架，实现第一级减速[7]。

第二级的太阳轮与第一级行星架为渐开县花键联结，太阳轮与第二行星轮啮合，此行星轮装在第二级的轮轴，此轮轴装在第二级行星架相应轴孔内。

这里内轮与减速器壳体组成一体与行星轮啮合，此星轮不仅自转还绕太阳轮公转，从而实现第二级减速器。

图2-1 EBZ200E掘进机的截割部行星减速器结构Fig.2-1 EBZ200E roadheader in Jiamusi Coal Mine Machinery Co. Ltd.2.2.4 截割机构技术参数的初步确定2.2.4.3 电动机的选择根据行业标准MT477-1996YBU系列掘进机用隔爆型三相异步电动机选择，确定截割功率为200kw，额定电压AC1140 /660 V，转速1500rpm表2-2电动机的基本参数[13]功率/kW 效率η/%功率因数/cosϕ堵转转矩堵转电流最小转矩最大转矩冷却水流量/31m h-⋅额定转矩额定电流额定转矩额定转矩200 92 0.85 2.0 6.5 1.2 2.6 1.33悬臂式掘进机截割机构方案设计3.1截割部的组成掘进机截割部主要由截割电动机、截割机构减速器、截割头、悬臂筒组成。

见图3-1.截割部是掘进机直接截割煤岩的装置，其结构型式、截割能力、运转情况直接影响掘进机的生产能力、掘进效率和机体的稳定性，是衡量掘进机性能的主要因素和指标。

因此，工作部的设计是掘进机设计的关键。

1 截割头2 伸缩部3 截割减速机4 截割电机图3-1 纵轴式截割部•3.2 截割部电机及传动系统的选择切割电机的选择应根据工作条件选取，由设计要求可知，所设计的掘进机可截割硬度为小于85Mpa的中硬岩，查表2-1可知应该选取功率为200KW的截割电动机。

电机动力经传动系统传向截割头进行截割，且机体为焊接结构，前端与行星减速器相联，后端联接回转台。

电机输出力矩，通过花键套传递给减速器，再由花键套传到主轴，主轴通过内花套键与截割头相联，把力(矩)传递到割头上，截割头以此方式进行工作。

3.5 传动方案设计悬臂式掘进机的传动方式为电机输出轴通过联轴器将转矩传递给减速器的输入轴，减速器输出轴通过联轴器将转矩传递给主轴，主轴带动截割头转动。

3.5.2 传动类型的设计由于行星齿轮传动具有多分流传动、低压力啮合、作用力平衡和运行多变性等一系列特点，所以在同等工作条件下与定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动具有外形尺寸小，重量轻、传动效率高、工作可靠和同轴传动等许多突出优点，因此国内外纵轴式掘进机的截割结构传动系统均采用行星齿轮传动，以期在提高承载能力、效率和可靠性的同时，尽可能地减轻重量、缩小外廓尺寸、降低制造成本。

要求传动装置体积小、结构紧凑，并满足一定的强度要求和减速比要求。

因此，这种工作机构的传动装置多采用行星齿轮传动，以满足以上要求。

如果采用一级减速，则传动比太大，导致齿轮结构很难满足现实要求，因此，决定采用2级齿轮减速。

齿轮系的选取有定轴轮系和周转轮系两种。

由于悬臂采用内伸缩式，电动机、联轴器、的减速器相对于轴向是固定的，从传动装置体积小、结构紧凑等考虑，采用双级行星齿轮传动。

工作机构传动系统布置图3-1。

图3-6传动系统Fig 3-6 The transmission system截割电动机通过联轴节、中心轮、行星轮、内齿轮、中心轮、行星轮和联轴节驱动切割头进行切割。

中心轮固定在悬臂主轴上，行星轮与之啮合，同时又与一个内齿轮啮合，内齿轮固定在箱体上。

使减速器的强度能满足电动机的最大转矩和动载荷，即使电动机过载以至停止，减速器也不至于出现机械故障。

若减速器的强度不能满足电动机的最大转矩，必须设过载保护装置，如安全销、压紧弹簧、液压或摩擦联轴器等。

4截割部减速机构设计4.1 电机选择4.1.1 截割速度根据设计要求，截割头转速n=46r/min4.1.2 截割功率根据所截割煤岩的特性、工作机构的类型，参照类似工作条件、工作范围的国内外各种掘进机，来选定截割电机功率。

表4-1 我国主流掘进机的主要技术性能表Tablet.4-1 Table of mainly performance of roadheader in China 技术参数AM50 S-100 EBJ-120TP EBZ200TY S150J ELMB-75C EBJ-200SH 断面/㎡6～18 8～23 8～18 9～21 9～23 6～17 8～24 可截割硬度/MPa60 70 60 80 80 70 80～100 机重/t 26.8 27 36 51.5 44.6 23.4 53总功率/kW 174 145 190 250 205 130 314截割功率/kW 100 100 120 200 150/80 75 200适应坡度/（°）16 16 16 16 16 16 16系统压力/MPa 16 16 16 23 16 16 16外形尺寸/m×m×m 7.5×2.1×1.6512.2×2.8×1.88.6×2.1×1.559.8×2.55×1.79.0×2.8×1.88.22×2.5×1.5610.8×2.7×1.5生产厂家淮南佳木斯太原分院太原分院佳木斯南京晨光上海分院根据设计要求，截割硬度小于85Mpa，选择截割功率为200kW。

4.1.3选择电机根据截割功率选择电动机型号为：YBUD-200隔爆电动机其主要性能数据如下：表4-1 Tablet.4-14.2 截割减速器结构设计根据性能要求：传动比大，输入轴与输出轴具有同轴性，选用行星齿轮传动。

因传动比较大，采用两级行星传动，传动系统简图如图4-2：图4-1传动系统简图Fig 4-1 The diagram of transmission system行星减速器主要由箱体、减速齿轮、二级行星轮架、输入、输出轴构成。

太阳轮与行星轮相啮合，此行星轮通过两个轴承装在星轮轴上，两端装有孔用弹性挡圈，星轮装在第一级行星架相应的轴孔内，内轮与箱体组成一体并与行星轮啮合带动第一级行星架，实现第一级减速[7]。

第二级的太阳轮与第一级行星架为渐开县花键联结，太阳轮与第二行星轮啮合，此行星轮装在第二级的轮轴，此轮轴装在第二级行星架相应轴孔内。

这里内轮与减速器壳体组成一体与行星轮啮合，此星轮不仅自转还绕太阳轮公转，从而实现第二级减速器。

为了尽量减小减速器体积和重量，将行星减速器的外壳与两级行星传动的内齿圈设计型号额定 功率 同步转速 满载转速 YBUD-200200KW1500 r/min1460r/min成一体。

这种结构使得低速级和高速级的内齿圈齿数相等，整个轮系中齿轮的模数也相等。

4.2.1 传动比的分配确定总传动比并根据传动比分配理论分配各级传动比,并选择齿轮齿数 i 总=0/w n n =1460/46=31.739 高速级的传动比：1i 6.546=低速级的传动比：214.849ii i == 4.2.2 各轴功率、转速和转矩的计算按指导书表4.2-9确定各零件效率取： 联轴器效率 联η=0.99齿轮啮合效率齿η=0.97（齿轮精度为7级） 滚动轴承效率承η=0.98 滚筒效率 卷筒η=0.96 开式齿轮啮合效率开齿η=0.95 0轴（电动机轴）： P 0=P r =200kw n 0=1460r/minT 0=9.55P 0/n 0=9.55×200×103/1460=1308.22N.m Ⅰ轴：P 1= P 0×联η=P 0×联η=200×0.99=198kw n 1=1460r/minT 1=9.55×P 1/n 1=9.55×198×103/1460=1295.14N.mⅡ轴：P 2=P 1×12η=P 0×齿η×承η=200×0.97×0.98=190.12kw n 2= n 1/i 1=1460/6.546=223.04r/minT 2=9.55×P 2/ n 2=9.55×190.12×103/223.04=8127.33N.m Ⅲ轴：P 3=P 2×23η= P 2×齿η×承η=190.12×0.97×0.98=180.73kw n 3= n 2/2i =223.04/4.849=45.997r/minT 3=9.55×P 3/ n 3=9.55×180.73×103/45.997=37523.57N.m4.2.3 齿轮部分设计4.2.3.1 高速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：太阳轮选用45#钢 调质处理HRC1=56—62 行星轮选用45#钢 调质处理HRC2=56—62 (2)按齿面接触疲劳强度设计计算：齿宽系数 d ψ,查教材表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取d ψ=0.5 齿轮齿数的选择： 传动比条件：3113/1z z i =-同心条件（各齿轮模数相同）：3122z z z =+均布条件（N 为整数）：13()/z z k N +=邻接条件：*122()/sin(180/)2a z z k z h +>+根据以上四个条件选择1z =21 2z =57 3z =135 k=3实际传动比 u=Z 3/Z 1+1=7.429传动比误差u u /∆=（7.429-7.399）/7.429=0.0041 误差在±5%内，合适 1）确定齿轮传动精度等级，比照公式：(0.0130.022)t v n =--（4-1） 估取圆周速度V t =6.08m/s,参考教材表8-14，8-15选取II 公差组7级 2）太阳轮分度圆直径d 1, 由下式得：1d ≥（4-2） a 齿宽系数d ϕ : 查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取d ϕ=0.8 b 太阳轮转矩T 1 : T 1 =108494N.mmc 载荷系数K : K=K A K v K βK α （4-3） 使用系数K A : 查表得K A =1.3 动载荷系数K v : 查表得K v =1.2 齿向载荷分布系数K β: 查表取K β=1 齿间载荷分配系数K α ：由下式及其β=0得1211[1.88 3.2()]cos Z Z γαεεβ==-+=[1.88-3.2(112080+)]=1.68 查表并插值得 K α=1.16则载荷系数K 的初值K t K t =1.3×1.2×1×1.16=1.81d 弹性系数E Z : 查表取得E Ze 节点影响系数（120,0x x β===）: 根据条件查图可得H Z =2.5f 重合度系数Z ε : 查表（0βε=） ，取Z ε=0.87g 许用接触应力[]H δ: lim1[]/H H N w H Z Z S δσ=∙∙ （4-4）接触疲劳极限应力lim1H σ，lim 2H σ，查表可得lim1H σ=570N/mm 2, lim 2H σ=460N/mm 2 应力循环次数N : 1016060146030085 1.0510h N njL ==⨯⨯⨯⨯=⨯21/N N u ==101.0510/7.429⨯=1.42×109则查表得出接触强度的寿命系数12,N N Z Z (不允许有点蚀)，121N N Z Z == 硬化系数w Z : 根据设计条件查图可取w Z =1接触强度安全系数S H ,按照一般可靠度查S Hmin =1.0—1.1，取S H =1.1，1[]H δ=570×1×1/1.1=518N/mm 2 2[]H δ=460×1×1/1.1=418N/mm 2所以太阳轮分度圆直径d 1的设计初值d 1t 为173.49t d mm ≥=齿轮模数m ： m= 11/t d Z =73.49/21=3.50 取m=4 太阳轮分度圆直径的参数圆整值： 11't d Z m ==21×4=84mm圆周速度v ： 11'/60000841460/60000 6.42/t v d n m s ππ==⨯⨯= 与估取值 6.08/t v m s =相近，对K V 取值影响不大，不必修正K V 所以可以取定： K V =K Vt =1.2，K=K t =1.81 太阳轮分度圆直径d 1： d 1=1't d =84mm 行星轮分度圆直径d 2： d 2=mZ 2=4×57=228mm 中心距a ： a=12()4(2157)16022m Z Z ++==mm 齿宽b ： 1min 0.573.4936.74d t b d ϕ=∙=⨯=mm ，取37 行星轮齿宽b 2 ： b 2=b=37mm太阳轮齿宽b 1： b 1=b 2+(5--10) 取b 1=45 内齿圈分度圆直径：d 3=mZ 3=4×135=540mm4.2.3.2 低速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：太阳轮选用45#钢 调质处理HRC1=56—62 行星轮选用45#钢 调质处理HRC2=56—62 (2)按齿面接触疲劳强度设计计算：齿宽系数 d ψ,查教材表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取d ψ=0.5 齿轮齿数的选择： 传动比条件：3113/1z z i =-同心条件（各齿轮模数相同）：3122z z z =+均布条件（N 为整数）：13()/z z k N +=邻接条件：*122()/sin(180/)2a z z k z h +>+根据以上四个条件选择1z =29 2z =53 3z =135 k=3 实际传动比 u=Z 3/Z 1+1=5.5传动比误差u u /∆=（5.5-5.481）/5.5=0.0035 误差在±5%内，合适1）确定齿轮传动精度等级比照公式：(0.0130.022)t v n =--（4-5） 估取圆周速度V t =1.29m/s,参考教材表8-14，8-15选取II 公差组7级 2）太阳轮分度圆直径d 1, 由下式得：2d ≥（4-6） a 齿宽系数d ϕ : 查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取d ϕ=0.5 b 太阳轮转矩T 2 : T 2 =7287860N.m mc 载荷系数K : K=K A K v K βK α （4-7） 使用系数K A : 查表得K A =1.3 动载荷系数K v : 查表得K v =1.2 齿向载荷分布系数K β: 查表取K β=1齿间载荷分配系数K α ： 由下式及其β=0得1211[1.88 3.2()]cos Z Z γαεεβ==-+=[1.88-3.2(112080+)]=1.68 查表并插值得 K α=1.16则载荷系数K 的初值K t K t =1.3×1.2×1×1.16=1.81 d 弹性系数E Z : 查表取得E Ze 节点影响系数（120,0x x β===）: 根据条件查图可得H Z =2.5f 重合度系数Z ε : 查表（0βε=） ，取Z ε=0.87g 许用接触应力[]H δ: lim1[]/H H N w H Z Z S δσ=∙∙ （4-8） 接触疲劳极限应力lim1H σ，lim 2H σ，查表可得lim1H σ=570N/mm 2, lim 2H σ=460N/mm 2 应力循环次数N : 816060197.3230085 1.4210h N njL ==⨯⨯⨯⨯=⨯21/N N u ==81.4210/5.5⨯=2.58×107则查表得出接触强度的寿命系数12,N N Z Z (不允许有点蚀)，121N N Z Z == 硬化系数w Z : 根据设计条件查图可取w Z =1接触强度安全系数S H ,按照一般可靠度查S Hmin =1.0—1.1，取S H =1.1，1[]H δ=570×1×1/1.1=518N/mm 2 2[]H δ=460×1×1/1.1=418N/mm 2所以太阳轮分度圆直径d 1的设计初值d 1t 为2113.8t d mm ≥=齿轮模数m ： m= 22/t d Z =113.8/29=3.92 取m=4 太阳轮分度圆直径的参数圆整值： 11't d Z m ==29×4=116mm圆周速度v ： 12'/60000120197.32/60000 1.24/t v d n m s ππ==⨯⨯= 与估取值 1.29/t v m s =相近，对K V 取值影响不大，不必修正K V 所以可以取定： K V =K Vt =1.2，K=K t =1.81 太阳轮分度圆直径d 1： d 1=1't d =116mm 行星轮分度圆直径d 2： d 2=mZ 2=4×53=212mm 中心距a ： a=12()4(2953)16422m Z Z ++==mm 齿宽b ： 1min 0.5113.856.9d t b d ϕ=∙=⨯=mm ，取57 行星轮齿宽b 2 ： b 2=b=57mm太阳轮齿宽b 1： b 1=b 2+(5--10) 取b 1=65mm 内齿圈分度圆直径： d 3=mZ 3=4×135=540mm4.2.4 轴设计及校核输入轴、中间空心轴和输出轴只承受转矩作用而无弯矩作用，所以在设计计算时只需按照许用转应力计算公式计算出最小轴径，然后按照轴上零部件进行设计，不需要再对轴进行校核计算 输入轴：材料40Cr （100.798A =） 功率158.4P =KW 转速1460n =r/min10047.7d ≥==输入 （4-9） 输出轴：材料40Cr （100.798A =） 功率143.14P =KW 转速36n =r/min100158.4d ≥==输出 （4-10） 中间空心轴材料40Cr （100.798A =） 功率150.58P =KW 转速197.32n =r/min0.53d dν== （4-11）1.03== （4-12）()3411001.03108.71d nν≥==-中间 （4-13） 行星轮轴行星轮轴不仅承受啮合作用力对其施加的载荷，而且还要承受行星齿轮的离心力对其施加的载荷。