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掘进机截割部
EBZ-160掘进机截割部简介
⼀、截割部的主要结构
截割部由截割头、伸缩部、截割减速机、截割电机组成。
截割头通过花键套和2个M30的⾼强螺栓与截割头轴相联。
伸缩部位于截割头和截割减速机中间，通过伸缩油缸使截割头具有550mm的伸缩⾏程。
伸缩内筒与伸缩保护筒及主轴等零件通过伸缩油缸、导向键⼀起与伸缩外筒、花键套产⽣前后移动，推动截割头前移，切⼊掘进机⼯作⾯。
⼯作时伸缩部的主轴后端通过花键套与减速机输出轴相联接⼀起旋转，前端与截割头连接使截割头发⽣旋转，实现切割物料的⽬的。
截割减速机是⼆级⾏星齿轮传动，截割电机为双速⽔冷电机，使截割头获得2种转速。
三、截割部的保养维护。
掘进机截割部设计开题报告1. 引言1.1 背景掘进机是一种用于地下矿山或隧道施工的重型机械设备，具有截割和推进功能。
其中，截割部作为掘进机的关键部件之一，直接影响到整体掘进效率和质量。
1.2 问题陈述截割部的设计对于提高掘进机的性能和可靠性具有重要意义。
然而，当前掘进机截割部在一些应用场景下存在问题，如截割效率低下、易损件寿命短等。
因此，开展掘进机截割部设计的研究至关重要。
1.3 目标本开题报告的目标是通过对掘进机截割部的设计进行深入研究，提出优化设计方案，并通过实验验证其性能和可行性。
2. 文献综述掘进机截割部的设计已经得到了广泛研究，相关文献主要集中在以下几个方面：•截割部结构设计：对截割部结构进行优化，提高截割效率和稳定性。
•材料选择和磨损问题：选择优质材料，并研究截割部的磨损机理，延长易损件的使用寿命。
•切削力分析：通过力学模型计算截割部的切削力，为优化设计提供理论基础。
•仿真模拟：利用计算机仿真技术，模拟截割部的工作情况，分析其性能。
3. 研究方法和计划3.1 研究方法本研究将采用综合实验和数值模拟的方法，具体步骤如下：1.收集掘进机截割部的设计参数和工作条件。
2.进行现有设计的实验测量，获取性能数据。
3.基于测量数据建立数值仿真模型，并验证模型准确性。
4.通过改变设计参数，进行优化设计，比较不同设计方案的性能差异。
5.选择最优设计方案，并进行实验验证。
3.2 研究计划本研究计划分为以下几个阶段：1.背景调研：对掘进机截割部的设计进行全面了解，收集相关文献并进行综述。
2.参数测量：设计并搭建实验平台，对现有设计进行性能测量。
3.数值模拟：基于实验数据建立数值仿真模型，验证模型准确性。
4.优化设计：通过数值模拟和参数调整，得出不同设计方案的性能差异。
5.实验验证：选择最优设计方案，并进行实验验证，比较实验结果与数值模拟结果的一致性。
6.结果分析：对实验结果进行分析，总结结论，并提出进一步研究的建议。
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。
纵轴式掘进机截割头的设计作者：廉浩冯健来源：《中国新技术新产品》2014年第03期摘要：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：TD42 文献标识码：A1 概要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靠性都有着直接的影响。
2 工作原理掘进机的工作过程是：操纵行走机构向工作面推进，使截割头在工作面的左下角钻入，水平摆动油缸使截割头横向截割到巷道的右侧。
然后利用升降油缸把截割头上升接近等于截割头直径的距离，并使截割头向巷道左侧截割。
如此往复截割运动，截割头就可以完成整个工作面的截割。
当然掘进机的截割方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，并且产生的磨损也基本相同，这样的截割头设计是最理想的。
但是有很多因素影响截割头的设计，主要有以下几个方面：（1）煤岩自身的性质，主要有抗截强度、硬度、磨蚀性、坚固性系数等；（2）截割头的结构参数，主要有截割头的几何形状、外形尺寸、截齿排列、截齿数量以及截线间距等；（3）截割头的工艺性参数，主要有摆动速度、截割头转速、切削厚度、切削深度等。
在截割头的设计上，这些因素的影响并不是孤立的，它们之间相互关联和制约。
3.2 结构形式3.2.1 外形截割头的外形是指截割头的几何形状，它是由截齿的齿尖所形成的外部轮廓，通常称为截割头包络面。
前言连续采煤机是一种集机械、电气和液压为一体的大型复杂系统,在很大程度上与目前国内煤矿使用的掘进机相似，都有履带行走系统、铲煤板、电控箱、液压系统和刮板输送机等。
整体布局也很相似，铲煤板在截割头下，刮板输送机从前向后纵贯整机，装载部和输送机共用一个动力。
连续采煤机和掘进机的最大区别就在截割部。
截割部的动作较掘进机复杂，而内部传动及其结构比较复杂，形式也多样化。
1976年我国开始引进连续采煤机，以单机为主。
目前，这一批设备由于多数不配套，掘进巷道断面偏小，备件供应困难，维护管理技术跟不上等原因，在生产中基本上已不在使用。
20世纪90年代以配套引进为主。
这一时期，由于国内外高效高产矿井的迅速发展，煤层平巷的机械化掘进滞后问题引起了国内外普遍重视。
国内一些煤矿企业针对适合使用连续采煤机的矿井及煤层，为了解决好采掘接替，是高产高效长臂回采工作面充分发挥设备的生产能力，实现快速回采，借鉴国外的先进经验，陕西黄陵矿区、神华集团神东煤炭公司进行配套引进连续采煤机设备的工作，近几年先后引进了包括连续采煤机、锚杆机、破碎机、铲车、运煤车等设备在内的机械化掘进设备。
主要使用在房柱式开采、边角煤回收及长臂工作面煤层平巷的掘进。
这一时期，由于单机引进改为配套引进，同时在配套选型时密切结合矿井煤层地质条件和生产技术条件，连续采煤机的使用率和开机率大幅提高，经济效益好，掘进效率及出煤量均有较大的突破，不断刷新纪录。
综上所述，我国使用连续采煤机的时间不长、经验不足。
还存水沟挖掘、备件供应等问题，仍需通过生产实践逐步探索解决。
1 设计目的及要求设计用途：设计符合要求的连续采煤机及其截割部基本要求1)最大掘高4.5m；2)最大掘宽5.6m；3)巷道坡度±16°；4) 机高大于1M 小于2M，机重大于45t；5)能够在煤层、半煤层下施工，切割煤岩最大单向抗压强度可达100Mpa，可切割性能指标适用切割煤岩硬度，普氏系数f小于等于8，岩石的研磨系数小于等于Mg152连续采煤机的基本概况2.1 连续采煤机的发展概况连续采煤机是美国现代化采掘设备，有近半个世纪的发展讨程。
掘进机截割头设计解析【摘要】在大型施工活动中，都需要借助掘进机才能够顺利推进工程进度，而截割头又是掘进机的重要组成零配件，它被用来打通和破碎坚固的地质岩层。
经过多年的施工经验，本文发现影响岩层切割效率的因素十分多样化，因此必须做好截割头的设计工作，以提高其在实际工作中的使用寿命和工作效率。
本文针对如何改进截割头的工作性能提出了几点建议和措施。
【关键词】掘进机；截割头；设计悬臂式掘进机是当前最先进的一种工程设备，它具备切割、装载、运输、搬运、调度和清除场地的多种复合功能。
因此，它的内部结构也十分复杂，主要由切割头、液压器、装载头、动力系统、传动系统、控制系统等重要功能配件构成。
作为掘进机的重要工作部件，切割功能主要依靠切割刀、液压臂、动力传动器、升压器、动力电源等共同配合来完成。
切割机在正常工作时，主要是利用切割头的前后运动和切割液压臂的纵向或横向摆动带动切割刀来完成切割。
截割部在正常运转时，切割头的运动主要是依靠驱动电源带动液压臂运动来实现，装在切割头上的刀片获得足够的力将坚硬的岩层破碎。
如果需要推进切割深度，可以通过机械的动力系统朝前驱动来实现。
切割机头被安装在能够自由转动的操作平台上，这样就可以利用操作平台连接的两个回转液压缸提供的动力来完成各种切割动作，通过这种动力设计，能够帮助切割机头实现多种工作角度变换，因此可以为操作人员提供多种切割方案。
掘进机的工作效率主要取决于截割头的设计，截割头要求各截齿负荷均匀，切割平稳，摆动小；截割比能消耗低，截齿消耗少；切割效率高，产生粉尘量小。
1设计简述截割头的主要参数包括：截割头的长度、直径、锥角、螺旋叶片的头数与升角、截线间距等，这些参数直接影响掘进机的截割性能。
1.1截割头的长度截割头的长度不仅与截割阻力的大小有关，还影响机器工作的循环时间和生产率。
因此，必须合理地选取截割头的长度。
由于工作面煤壁附近的煤岩有压张效应，在压出带范围内，煤岩的抗截强度明显减弱，截割能力和单位能耗降低。
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。
EBZ120型掘进机工作原理一、主要结构和工作原理EBZ120型掘进机主要由截割部、装载部、刮板输送机、行走部、机架和回转台、液压系统、水系统及电气系统等部分组成，参见图1。
3.1截割部截割部又称工作机构，结构如图2所示，主要由截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头（截割头有大、小两种规格，可供用户选择）组成。
截割部为二级行星齿轮传动。
由120kW的水冷电动机输入动力，经齿轮联轴节传至二级行星减速器，经悬臂段，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。
小截割头最大外径为φ700，在其周围安装有27把强力镐形截齿，由于其破岩过断层能力强，所以主要用于半煤岩巷的掘进。
大截割头设计为截锥体形状，最大外径为φ960，在其周围安装有33把强力镐形截齿，适用于煤巷的掘进。
两种截割头可以互换，用户可以根据需要选用。
整个截割部通过一个叉形框架、两个销轴铰接于回转台上。
借助安装于截割部和回转台之间的两个升降油缸，以及安装于回转台与机架之间的两个回转油缸，来实现整个截割部的升、降和回转运动，由此截割出任意形状的断面。
3.3 装载部装载部主要由铲板及左右对称的驱动装置组成，通过低速大扭矩液压马达直接驱动三爪转盘向内转动，从而达到装载煤岩的目的。
铲板设计有宽（2.8m）、窄(2.5m)两种规格，供用户根据需要选择、订货。
装载部安装于机器的前端。
通过一对销轴和铲板左右升降油缸铰接于主机架上，在铲板油缸的作用下，铲板绕销轴上、下摆动,可向上起360mm，向下卧底250mm。
当机器截割煤岩时，应使铲板前端紧贴底板，以增加机器的截割稳定性。
3.4 刮板输送机刮板输送机主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等（改向轮组装在装载部上）组成。
刮板输送机位于机器中部，前端与主机架和铲板铰接，后部托在机架上。
机架在该处设有可拆装的垫块，根据需要，刮板输送机后部可垫高，增加刮板输送机的卸载高度。
刮板输送机采用低速大扭矩液压马达直接驱动，刮板链条的张紧是通过在输送机尾部的张紧油缸来实现。
掘进机截割部设计 Company number：【0089WT-8898YT-W8CCB-BUUT-202108】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EBZ200E roadheader in Jiamusi Coal Mine Machinery Co. Ltd.截割机构技术参数的初步确定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200 923悬臂式掘进机截割机构方案设计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。
掘进机截割头设计煤矿掘进是煤炭生产和建设的基础工程。
近年来，我国煤矿掘进机械化得到了迅速的发展，装备水平也有很大的提高，在自主创新能力上也有长足的进步。
煤炭工业是我国国民经济的主要支柱产业。
在未来50年内，煤炭仍是主要的能源和战略物质，具有不可替代性，是国民经济和社会发展的保证。
随着国民经济的快速发展，以及国加入WTO后，煤炭工业现代化的步伐也在加快。
目前，国内掘进机发展水平相对落后，巷道掘进成为煤矿发展的一个瓶颈，制约着煤炭工业的发展。
各国早期研制的悬臂式掘进机都是以煤炭为作业对象，机重在13-17吨之间、切割功率在30KW左右的轻型机，代表机型是前苏联的ЛК-3型掘进机。
中期产品主要是用于切割煤系地层中的各种煤岩的中型掘进机，机重在25吨左右、切割功率50-100KW，可切岩石硬度系数f6，如英国的MKA-2400型、奥地利的AM-50型、日本的S100型等。
近期产品主要是以煤系地层中的中硬度岩石为作业对象的重型机，一般机重40-80吨、切割功率150-200KW、可切岩石硬度系数f8，如英国的LH-1300型、奥地利的AM-75型、日本的S200M型掘进机等。
我国的掘进机技术开发工作始于1965年，最初是仿前苏联的ЛК-3型掘进机，1979年后，先后从日本、奥地利、英国、美国、西德、原苏联、匈牙利引进了多种型号的掘进机，通过引进日本MRH-5100-41型、奥地利AM-50等型掘进机的制造技术和先进加工设备，并进行技术转化，到1989年底，我国已自行研制成功了AM50、ELM-55、EMIA-30、EL-90、5100等6种8个型号的掘进机，使我国中小型掘进机不再依赖进口。
此后，我国又开始了重型掘进机技术开发和研制工作。
1999年，煤科总院太原分院开发出了EBJ-160型掘进机，2001年，佳木斯煤机厂又完成了从日本引进S200M型掘进机的消化吸收、国产化任务。
经过几代人的不懈努力，截止到目前为止，我国掘进机的开发研究在轻型及中重型上己其本达到国际先进水平，但在重型掘进机的研究上，与一些发达国家的产品还存在着一定的差距。
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4-1Tablet.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-200200KW 1500r/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 +>+o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 +>+o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/min0.53ddν== （4-11） ()()3344111.03110.53ν==-- （4-12） ()33341110100 1.03108.793.591P d A n ν≥=⨯⨯=-g 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。
