掘进机截割部设计汇总
掘进机的截割机构的设计
摘要随着煤炭行业机械化程度的加快，煤炭行业以前只是重视采煤的机械化，大多数的煤炭行业很少有在掘进方面有较大的投入和研究，这样就造成了采掘速度远远大于开拓速度，此时怎样来提高出煤量，开拓的机械化就显得极其重要了。
作为我国主要能源的煤炭资源在开采上日趋机械化的同时，迫切需要拥有先进的掘进机械，掘进机的研制成功标志着我国的煤炭行业已达到世界的先进水平。
掘进机截割机构是掘进机的主要组成部分，按照掘进机截割部的总体、动力部分、传动部分以及执行部分的设计思路进行掘进机截割部的设计。
在设计时，动力部分做选型计算，传动部分的行星减速机构做具体的设计计算和校核，执行部分只对执行元件进行设计计算和校核。
设计对于提高和改进掘进机工作性能，发展我国大口径全断面掘进机产业以及进一步提高我国的盾构研发能力、改善研发条件具有重大战略意义。
关键词：掘进机; 截割臂; 行星减速器AbstractWith the accelerating of coal industry, the degree of mechanization mining coal industry is the importance before, the most mechanized excavating in coal industry has rarely have large investment and research, thus causing the mining speed than develop, how to improve the speed of coal, development of a mechanized appears very important. As our main source of energy in the exploitation of coal resources in the increasingly urgent need, mechanized excavating the advanced mechanical, swinging the successful development of the coal industry, China has reached the advanced world level.Determing cutting mechanism is the main component, the product in accordance with the overall determing cutting parts, power transmission part and the part, the part of the design thought for the design of determing cutting. In the design, selection of part, transmission parts of planetary gearhead institutions do specific design calculation and test execution part only, design calculation of actuators and checking. Design for improvement in China, the development work performance swinging big caliber, whole section roadheader industry and further enhance our shield developing capability, improve development condition with the strategic significance.Key words：roadheader ; cutting arm ; planetary-gear drive目录摘要 (I)Abstract (II)第1章绪论 (1)1.1掘进机的作用和分类 (1)1.1.1掘进机在煤矿领域中的作用 (1)1.1.2掘进机的分类 (1)1.2国内外悬臂式掘进机的现状和发展趋势 (2)1.2.1国外悬臂式掘进机的现状和发展趋势 (2)1.2.2 国内悬臂式掘进机的现状和发展趋势 (3)1.3论文的主要研究内容及意义 (5)第2章悬臂式掘进机截割部的结构设计和动力装置的选择 (6)2.1掘进机截割机构设计方案选择 (6)2.1.1整体形式选择 (6)2.1.2截割头布置方式选择 (6)2.1.3纵轴式悬臂掘进机的结构组成 (7)2.2截割部的设计参数 (8)2.3截割部的总体结构设计 (8)2.4截割部对电动机的要求 (9)2.5截割电动机的选择 (10)第3章悬臂式掘进机截割部的传动装置 (11)3.1二级行星减速器齿轮的设计计算 (11)3.1.1二级行星减速器齿轮传动比的分配 (11)3.1.2二级行星减速器高速级齿轮的设计计算和校核 (13)3.1.3二级行星减速器低速级齿轮的设计计算和校核 (27)3.2二级行星减速器输入输出轴的设计计算 (40)3.2.1二级行星减速器输入轴的设计计算 (40)3.2.2二级行星减速器输出轴的设计计算 (44)3.3二级行星减速器轴承的校核 (46)3.3.1二级行星减速器齿轮用轴承的选择和校核 (46)3.3.2二级行星减速器输入输出轴用轴承的选择 (52)第4章悬臂式掘进机截割臂的设计计算 (54)4.1截割头轴的设计计算和校核 (54)4.2截割头轴用轴承的选择和校核 (60)结论 (62)致谢 (63)参考文献 (64)CONTENTSAbstract (II)Chapter 1 Introduction (1)1.1The role of TBM and classification (1)1.1.1 Boring machine in the role of the field (1)1.1.2 Boring machine classification (1)1.2Domestic and foreign roadheader status and development trend (2)1.2.1 Foreign roadheader status and development trend (2)1.2.2 Domestic roadheader status and development trend (3)1.3The main research content and meaning (5)Chapter 2Rdadheader cutting unit of the strucure and the choice of power plant (6)2.1Mechanism design of cutting selection (6)2.1.1 Select the whole form (6)2.1.2 Cutting head lay out option (6)2.1.3 Longitudinal cantilever structure and composition of TBM (7)2.2Cutting part of the design parameters (8)2.3Cutting the overall structure of the department of design (8)2.4Cutting the request of thedepartment of motor (9)2.5Selection of cutting motor (10)Chapter 3Roadheader gear cutting unit (11)3.1Stage planetary gear design and calculation (11)3.1.1 Two level planetary gear design and calculation (11)3.1.2 Two high-level planetary gear reducer design calculation andverification (13)3.1.3 Two low-level planetary gear reducer design calculation andverification (27)3.2Two evel planetary reducer design and calculation of input and output shaft (40)3.2.1 Two level planetary reducer input shaft design calculation (40)3.2.2 Two level planetary reducer output shaft design calculation (44)3.3Two level planetary reducer bearing checking (46)3.3.1 Two level planetary gear selection and check with the bearing (46)3.3.2 Two level planetary reducer output shaft (52)Chapter 4Roadheader cutting arm of the design calculation (54)4.1The cutting head design calculation and verification (54)4.2The cutting head shaft bearings selection and verification (60)Conclusions (62)Thanks (63)References (65)第1章绪论1.1掘进机的作用和分类1.1.1掘进机在煤矿领域中的作用掘进机主要由行走机构、工作机构、装运机构和转载机构组成。
掘进机截割头设计分析
பைடு நூலகம்关键 词
截 割 头； 头体 ； 螺 旋叶 片； 截齿
条件 、截 割速 度等 因素 。 另外 ，在 基础研 究 方面也 比较薄 弱 ，适 合我 国煤 矿地 质条件 的 截割载 荷谱 没 有建立 ，没 有完 整的 设计理 论 依据 ，计 算机 动态仿 真等 方面 还处 于空 白 ； 在元部 件 可靠性 、截 割方 式和 新型 式 的合金 刀 头材 料 等 核心 技 术 方 面 与 国外 有 较 大 差
指 导数 据 。后 面工作 中将 进行 计算 机模拟 ， 找 出理 想 状态 下 ，截 割头 长度 、直 径 、螺旋 线头数 、螺旋 间距 、螺旋 升 角和截 齿排 列等 之 间内在 关系 ，将最 优 的结果 应用 到工程 实 践 ，来 验证 设计 效果 。
２截 割头 的直 径
截 割 头 在 设 计 时 直 径 一 般 按 头 体 加 上 截齿 的大 径 。截割 头直 径 的大 小直接 影 响截 齿 的受 力 ，直 径越 大 ，截 齿阻 力也越 大 ，单 位 时 间 截 割 效 率 也 越 高 ，但 截 齿 磨 损 也 严 重 ，经济 效益 不好 ；截 割头 直径 小 ，影 响效 率 ，掘 进 进 尺 少 。 根 据 实 际 使 用 和 设 计 经 验 ，截割 头 直径 一 般在 ９ ０ ０ ｍｍ ～１ ２ ０ ０ ｍｍ之 间。
进 机截 割 头使 用现状 ，给 出 了截割 头设 计的
引言
掘 进 机 是 集 截 割 、装 运 、行 走 、操 作 等功 能干 一体 ，主要 用于 截割 任意 形状 断面 的井 下岩 石 、煤或 半 煤岩 巷道 。工 作时 ，截 割头 把岩 石切 割破 落 下来 ，装 载机 构把 破碎 的岩 渣转 运至 机尾 部 卸下 ，由后 面 的矿 车或 皮带 运走 ，从 而大 大 地降 低 了工人 的劳 动强 度 ，缩短 劳动 时 间 ，提 高 掘进进 尺 。 截 割 头 是 掘 进 机 关 键 部 件 ，其 功 率 消 耗 占据 了整 机效 率 的 ８ ０ ％左右 。 截割 头分 为 纵 轴 式和 横轴 式 ，纵轴 式采 用铣 削 原理 破坏 煤岩 ，而 横轴 式 则靠 剥削方 式破 坏 岩层 。 由 于 破 坏煤 岩机 理不 同 ，纵轴 式 主要 用于 较硬 岩石 ，而 横轴 式 则用于 较软 岩石 ，因此 纵轴 式 掘 进机 市场 需求 量也 大得 多 。本 文主 要分 析 纵轴 式 掘进 机 的截割 头 。 纵 轴 式 掘 进 机 截 割 头 由头 体 、截 齿 、 截 齿座 和 螺旋 叶片 组成 。 头 体 通 常 有 圆锥 形 、 圆柱 形 和 圆锥 加 圆柱 三种形 式 。 圆锥形 截割 头利 于 钻进 工作 面 ，但 由于 垂直 于 头体 母线 布置 的截 齿是 向 前 倾斜 ，当截割 头 摆动 截割 时 ，截 齿承 受较 大 的侧 向力 ，截 齿 容 易折断 ；圆柱形 头体 则 不 容 易钻进 工 作面 ，同时 ，截割 出 的底板 和 顶 板 呈 锯 齿形 ，支 护 困 难 ，增加 了 辅 助 时 间 ，增 加 了劳动 强 度 ；而 圆锥加 圆柱 则较 好 的 解决 了截 齿 易断 和不 利于 钻进 工作 面 的问 题 。 目前掘 进机 截 割头 设计 时主 要采 用 圆锥 加 圆柱 的形 式 。 截 齿 则 分 为 刀 形 齿 和 镐 形 齿 ，刀 形 齿 采 用径 向安 装 ，刀体 部分 承 受较 大弯矩 ，刀 体 需要 很高 的强 度 ；而镐 形 齿截割 阻力近 于 截 齿轴 线方 向 ，齿 的弯矩 小 ，固定 简单 ，设
掘进机截割部设计(DOC)
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。
掘进机截割部改造方案说明
掘进机截割部改造方案说明山东兖煤黑豹矿业装备有限公司的含有锚护功能的截割部完全能够满足掘进、临时支护和打锚杆的功能需要，真正实现了掘进和支护工作的快速切换，大大的降低了人工的劳动强度。
一、项目背景：随着我国经济的快速发展，煤炭工业不断朝着机械化，自动化的方向发展，综合机械化才没设备越来越广泛的应用于各种地质条件的煤炭生产中。
巷道掘进环节，除掘进机本身质量有所提高以外，整体工艺水平仍然保持着上世纪七、八十年代的程度。
其主要原因是受地质条件限制，空顶距较小，不能实现掘进与支护工作平行作业。
并且目前所采用的锚杆支护方式，设备简单，主要由人工劳动完成。
目前，在国内中使用过的掘锚机主要有两侧式掘锚机、龙门式掘锚护一体机以及连（采机)锚机。
1、两侧式掘锚机（一代机），山东兖煤黑豹矿业装备有限公司研制。
多斯科、奥钢联等研制过类似的产品，但使用效果不理想，并未形成推广。
该掘锚机主要是以现有掘进机为平台，并利用掘进机的截割部，使锚杆机完成位置的转移，从而完成锚护工作。
思路简洁，容易实现，但锚杆机构与掘进机易发生干涉，两者功能相互影响。
其具体缺点在于：锚杆机易刮帮损坏；打锚杆时截割部不能落地，不满足安全要求；空顶距大，至少空顶一排锚杆；锚杆定位效率低；适应范围窄，不能用于拱形、梯形巷道。
两侧式掘锚护一体机2、龙门式掘锚护一体机（二代机），由三一重装研制，是利用安装在掘进机两侧的伸缩臂，将龙门架推移至设备最前端，锚杆机可以在龙门架上左右横移，从而完成临时支护、锚杆支护功能与掘进机的融合。
克服了两侧式掘锚机的一些不足，如解决了刮帮现象，截割部可以落地，提高了锚杆定位效率，基本实现了零空顶距等。
但仍然存在一些问题，如遮挡截割视线，两主臂同步及刚性问题等。
龙门式掘锚护一体机3、连锚机，奥钢联和久益的进口设备，在国内主要在榆林、鄂尔多斯等地有少量应用。
该机是在连采机基础上，将锚杆机融合在一体上，理论上可以实现截割与支护作业的同步进行，从而提高工作效率。
掘进机截割部讲义
振动过大
振动过大可能是由于轴承损坏、转动 部件不平衡等原因，需拆检修复。
温度过高
如发现截割部温度过高，可能是由于 润滑不足、轴承损坏等原因，需及时 排查。
无法启动
如无法启动，可能是电源故障、控制 线路问题或电机损坏等原因，需逐一 排查解决。
04
掘进机截割部优化与改 进
截割效率优化
截割头转速优化
根据不同地质条件，调整截割头的转速，以提高截割效率。
维护保养规范
制定合理的维护保养规范， 定期对截割部进行检查和 保养，延长使用寿命。
截割部节能技术
能耗监测与控制
实时监测截割部的能耗情况，通过智能控制技术降低能耗。
高效电机与传动系统
采用高效电机和传动系统，减少能量损失，提高能效比。
截割部轻量化设计
通过优化设计，减轻截割部重量，降低能耗和运行成本。
05
案例三：某岩石破碎项目的截割应用
总结词
高效率破碎
详细描述
在某岩石破碎项目中，掘进机截割部展现出高效率的破碎能力。通过对岩石进行精确截割，实现了高 效破碎，满足了工程需求，提高了生产效率。
06
掘进机截割部发展趋势 与展望
技术发展趋势
高效截割技术
随着截割功率和效率的不断提升，未来掘进机截割部将更 加注重高效截割技术的研发和应用，以适应高效掘进的需 求。
1 2 3
市场需求持续增长
随着地下工程建设的不断增多和掘进技术的不断 发展，掘进机截割部的市场需求将持续增长，未 来市场前景广阔。
技术创新推动市场发展
随着技术的不断创新和进步，掘进机截割部产品 的性能和质量将得到不断提升，推动市场不断发 展壮大。
国际市场竞争加剧
随着国际市场的不断开放和竞争的加剧，掘进机 截割部企业需要不断提升自身的技术水平和产品 质量，增强国际竞争力。
掘进机截割头的优化设计
掘进机截割头的优化设计作者：李龙来源：《科技探索》2014年第02期摘要：通过改变截割头的形状、截齿排列，来改善截割头的性能。
关键词：掘进机截割头截齿排列1 概述：掘进机作为巷道掘进设备，在矿山开采中起着重要的作用，截割头是掘进机的重要组成部分，在截割过程中，消耗整机的大部分功率。
截割头结构复杂，装配参数较多，这些参数直接影响截割头性能。
掘进机截割头在使用过程中，发现截割头有偏磨现象，截齿磨损严重，截齿更换频繁，有时还必须补焊齿座，截割头螺旋叶片和尾部磨损快等问题。
严重影响掘进机的截割性能。
分析原因：影响截齿和齿座磨损的因素主要有材料的耐磨性能，截割头外形及外径、截齿的形状及排列，内喷雾系统，截割岩石的地质条件和使用操作等，尤其是截齿排列对截齿磨损和截割头效率有很大影响，介绍图解法分析截齿排列。
2 几何参数2.1 外形尺寸的确定根据EBZ-160掘进机截割范围及效果的原则，截割头的最大外径D=1120mm，总长度为L=900mm。
2.2 截齿数量的确定根据资料查找及截割头的最大长度来确定截齿数为36个。
2.3 截齿在截割头上的仰角a的确定该截割头上的仰角对整机的截割效率和截齿的磨损起决定性的作用。
为了达到最佳的截割力传递，截齿安装的范围一般取a=45一48°，在此取a=46°。
2.4 螺旋线头数的确定为了使该截割头既有较强的截割力，又能较顺利地排屑，将截齿排列呈螺旋线状，因单头螺旋升角过小，排屑困难而不能选取，故选择双头螺旋排列。
3 截齿的布置方法3.1 设计原则3.1.1沿截割头体的轴线采用等间距均匀布置。
该间距称之为截距t，一般推荐取值范围为：t=20～50mm。
它与煤岩性质有关，截割硬度低的煤层时取大值，截割硬岩时取小值，中硬煤岩层，一般取t=25mm。
该，保证截割平稳，保证每个单齿等均匀磨损。
3.1.2沿截割头体的周向采用等角度均匀布置。
该角度称之为周向角θ，其原因、布置方法和目的与上述相同，它与布置的总截齿数相关，一般推荐取值范围为：θ=10°左右。
掘进机主要部件结构及工作原理
截割部主要由截割头组件 1、悬臂段 2、截割减速器 3、截割机电7 组成，如图 1 所示。
截割减速器 3 两端的法兰盘分别与电动机 7 和悬臂段 2 连接成一体，悬臂段 2 中的传动轴通过花键及螺钉与截割头组件 1 相连接。
电动机7 经截割减速器 3、悬臂段2 中的传动轴驱动截割头组件 1 旋转截割煤、岩。
截割部靠销轴 4 与截割头升降油缸相连接，靠销轴 8 与截割头回转台相连接。
在截割头升降油缸推动下，可绕销轴 8 上下摆动；在截割头回转油缸推动下，可随截割头回转台左、右摆动。
图 1 截割部结构1-截割头组件； 2-悬臂段； 3-截割减速器； 4、6、8-销轴； 5-盖板； 7-截割机电装运部的作用是将截割头破碎下来的煤和岩石装运到配套的转运设备上去。
它由装载部 (铲板部)和运输部(第一运输机)两部份组成。
装载部(铲板部)的结构如图2 所示，它由主铲板2、侧铲板1、星轮驱动装置4、弧形三齿星轮5 等组成，两台低速大转矩马达直接驱动两个弧形三齿星轮5 旋转，将截割头破碎下来的煤和岩石装运到运输部(第一运输机) 的机尾溜槽8 中。
铲板通过耳座6 与铲板升降油缸连接，通过支点耳座7 与本体部连接；铲板升降油缸推动铲板绕支点耳座7 可上下摆动。
星轮驱动装置结构如图3 所示，弧形三齿星轮1 通过定位销2 和螺钉4 与旋转盘3 连接，液压马达6 的输出轴插入旋转盘3 的花键孔，带动旋转盘3 及弧形三齿星轮1 旋转。
第一运输机位于机体中部，是中双链刮板式运输机，其结构如图4。
运输机分前溜槽 1 和后溜槽3，前、后溜槽用高强度螺栓2 联接，运输机前端通过插口插入铲板部和本体部连接的销轴上，后端通过高强度螺栓固定在本体上。
运输机采用二个液压马达5 直接驱动链轮，带动刮板链实现物料运输。
紧链装置4 采用丝杠螺母机构对刮板链的松紧程度进行调整，弹簧座起缓冲的作用。
图2 铲板部结构1-侧铲板；2-主铲板；3-运输机尾链轮；4-星轮驱动装置；5-三齿星轮；6-铲板升降油缸连接耳座；7-铲板支点耳座；8-运输机溜槽图3 星轮驱动装置结构1-弧形三齿星轮；2-定位销；3-旋转盘；4-螺钉；5-马达座；6-液压马达图4 第一运输机结构1-前溜槽；2-高强度螺栓；3-后溜槽；4-紧链装置；5-液压马达本体部由回转台、回转轴承、本体架等组成，本体架采用整体箱形焊接结构，主要结构件为加厚钢板，其结构如图5 所示。
纵轴式掘进机截割头的设计
工 业 技 术
Ｎｅ Ｗ Ｔ ｅ ｅ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ￣ ｉ ｅ ｓ ａ ｎ ｄ Ｐ ｒ ｏ掘进 机截割头 的设 计
廉 浩 冯 健
（ 北 方重 工集 团有 限公 司。辽 宁 沈阳 １ １ ０ １ ４ １ ）
摘 要： 本 文介 绍 了纵轴 式掘 进机 截割 头 的设计 原 则 ， 讨论 了提 高截 割 头截割 效 率的合 理 方案 ， 提 供 了设 计 用的主要 数据 。 关键 词 ：截割 头 ；设 计原 则 ；截割 效率 中 图分 类号 ： Ｔ Ｄ ４ ２ 文 献标 识码 ：Ａ
１概 要
３ ． ２ ． １ 外 形
截割力 矩 为 ：
Ｍ Ｃ ＝９５ ５ ０×Ｎ
本 文 以纵 轴 式 掘 进 机 的 截 割 头 为研
究对 象。截割头是掘进机 的关键部件 ， 它 直 接参 与对 工 作 面 的掘 进 工 作 。 其设
计 参 数较 多 ，这 些 参 数 之 间 互 相影 响 和 制 约 ， 同时 截 割 头 的 设 计 质 量 的好 坏决 定 了 掘进 机 整 机 的截 割 性 能 ，这对 截割 头 的使 用 寿命 ，以 及 整 机 的 稳 定性 和 可 割头 自身主轴转动就形成 了截割头的空 靠 性都 有 着直 接 的影响 。 问曲面轮廓。 ２工作 原理 ３ ． ２ ． ２ 组 成 纵 轴 式 掘 进 机截 割 头 主 要 由截 割 头 掘 进 机 的工 作 过 程 是 ：操 纵 行 走机 构 向工 作 面推 进 ，使 截 割 头 在 ｌ Ｔ作 面 的 体 、截 齿 、截 齿 座 、螺 旋 叶 片 、喷 嘴 、 左 下 角钻 入 ，水 平 摆 动 油 缸使 截 割 头横 耐 磨 块 等 组 成 。在 截 割 头 体 上 焊 接 螺 旋 向截 割 到 巷 道 的右 侧 。 然 后 利 用 升 降油 叶 片 ，将 截 齿 座 按 照 设 计 要 求 焊 接 在 螺 缸 把 截 割 头 上 升 接 近 等 于 截 割 头 直 径 的 旋 叶 片 上 ，截齿 安 装 在 齿 座 里。 喷 嘴 的 距离 ，并使截割头 向巷道左侧截割。如 位 置 指 向截 齿 齿 尖方 向 ，这 有 利 于 在 截 此 往 复 截 割 运 动 ，截 割 头 就 可 以完 成 整 割 时 对 工 作 面 的 灭尘 。因 为 煤 岩 体具 有 个 工 作 面 的截 割 。 当 然 掘 进机 的截 割方 磨蚀性 ，所 以在截割头体上焊接耐磨块 式 与掘 进 巷 道 断面 的大 小 ，形 状 ，煤 岩 的分 布情况 有关 。 在截 割头 截落 煤岩 后 ， 由装 运 机 构 将 其 装 进 掘 进 机 中 间 的输 送 机 构 ，再最 终 装进 矿 车 或 巷道 输 送 机 。 因此 ，纵 向 截 割 头 通 常 的 截割 过程 可 以 总 结 为 纵 向钻 进 、水 平摆 动截 割 和垂 直 摆 动截 割三 种工 作方 式 。 ３ 结 构研 究 ３ ． １ 影 响设计 的 因素 如果能保证在旋转截割的过程中， 使 参 加 截 割 的 每 个 截 齿都 截割 相 同大 小 的煤岩 ， 让 各截 齿 的受力 相等 、 运 行平 稳 ， 来进 行保 护 。 ３ ． ２ ． ３尺寸 参数 掘进 机截 割头 的尺 寸参 数 主要 包 括 ： 截 割 头 长 度 、截 割 头 直 径 、螺旋 头数 和 升 角等 。 （ １ ） 截 割头 长度 纵 轴式 掘进 机 截 割 头 的 长 度 是 指从 截 割头 顶 端到 底端 在 轴线 方 向上 的距 离 。 截 割 头设 计 的过 长 ，截 齿 的 截 割 阻力 增 大， 导致 截 割机 构的摆 动速 度受 到影 响 ， 截 割 能 耗 也会 增 加 ，如 果 截 割 功率 不 相 适 应 会 影 响 掘 进 速度 。反 之 ，截 割头 长 并 且 产 生 的磨 损 也 基 本 相 同 ，这 样 的截 度 过 短 时 ，虽 然 可 以 充 分 利 用 自由 面 和 割 头 设 计 是 最 理 想 的 。但 是 有 很 多 因素 地 压 的 作 用 ，减 小 截 割 阻 力 ，但 是 截 割 截 割的工 作循 环次 数加 大 ， 影 响 截 割 头 的 设 计 ，主要 有 以下 几 个 方 时 间会加 长 。 面： 使得生产效率降低。所以在截割 头长度 （ １ ） 煤 岩 自身 的性 质 ，主要 有抗 截 的设 计 中 ，应 予 以综 合 考虑 。 （ ２ ）截割 头直 径 强度 、硬度 、磨蚀 性 、坚 固性 系数 等 ； 截 割头 的直 径 主 要 影 响 掘进 机 的截 （ ２） 截 割 头 的结构 参 数 ，主 要有 截 割力 和＿ Ｔ作循 环时 问 。 截割 头直 径过 大 ， 割 头的几 何形 状 、 外形 尺 寸 、 截齿 排列 、 截齿 数量 以及 截线 间距 等 ； 则 切向截割力降低 ，当截割力 降到低于 （ ３） 截 割 头 的工艺 性 参数 ，主要 有 煤 岩 的截 割 阻力 时 ，截 割头 就 无 法 正 常 摆 动 速 度 、截割 头转 速 、切 削 厚 度 、切 工 作 ；而 当 截 割 头 直 径 太 小 ，截 割 头 切 削深 度等 。 向截割力增大 ，但 是由于掘进机截割 的 在 截 割 头 的设 计 上 ，这 些 因素 的 影 循 环 时 间变 长 ，同 样影 响掘 进 机 的掘 进 响 并 不 是 孤立 的 ，它 们 之 间 相 互 关 联 和 速 度 。当截割 功率 和截 割头 转速 一定 时 ， 单 个 截 齿 的平 均 截 割 力 受 到截 割 头 直 径 制约 。
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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/min1460 r/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） ()()3344111.03110.53ν==-- （4-12） ()33341110100 1.03108.793.591P d A 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。