掘进机装载机构及装载减速器设计(编辑修改稿)

掘进机装载机构及装载减速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

/XAPYX/O Y/AXDYBP 图 23 蟹爪机构原理 Figure 23 Xiezhao agencies Principle (1)求连杆、摇杆的角位移  和 。 在上图中，把四杆机构 OABD 看成由两个封闭向量三角形 OAB 和 ODB 组成， OB 是公共向量，向量方程为： a+b=c+d (219) 任何向量 A 的复数几何表达式为 A=x+yi,其中 x 为向量 A 在 x 轴的分向量， yi 为 A 在y 轴的分向量。 则式（ 219）可表示为： aei +bei =cei +d, (220) 式中 a、 b、 c、 d向量 a、 b、 c、 d 的模，为正值；  、  、  向量 a、 b、 c、 d 与 x 轴正方向夹角，即副角。 根据复数等式两边相等的条件可得 bcos =ccos +dacos (221) bsin =csin asin (222) 将式（ 221）、（ 222）平方后相加，并设 M= sin ， N= cos ad ， K= ac dcba 2 2222  cd cos ， 同时将半角三角函数关系代入，则得：     02t a n22t a n 2  KNMKN  式中， 2tan 的解： 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 15 2tan= KN KNMM   222 (223) 则 =   KN KNMM2221t a n2 （ 224）  有正负两个解，根据机构设计要求取正值。 由式（ 221）和（ 222）得： =      c osc os s ins int a n 1 adc ac （ 225） 将数据 a=200mm,b=360mm,c=270mm,d=400mm, =0， 360176。 ， “+”用于右耙爪， “”用于左耙爪，代入（ 224）、（ 225）式，即可求出  与  的值。 （ 2） 求连杆和摇杆的角速度  、 。 将式（ 2）对时间 t 求一阶导数，各项同乘 ie 和 ie ，经整理得：  =     sinsinba （ 226）  =     sinsinca （ 227） 式中，  曲柄 a 的角速度，值为  ， “+”用于右耙爪， “”由于左耙爪。 求得  = rad/s （ 3） 求连杆和摇杆的角加速度  和 。 由（ 220）式对时间 t 求二阶导数，然后各项同乘 ie 和 ie ，经推导和整理得到：  =          s in c osc ot 222 b ac （ 228）  =          s in c osc ot 222 c ab （ 229） 将各已知值代入（ 228）、（ 229）中，求得左、右耙爪的角加速度 （ 4） 求连杆 P 点的运动轨迹。 P 点的运动轨迹 图 24 所示： 刘晓辉：掘进机装载机构及装载减速器 设计 16 ADBOmnek jRg feHD BO 图 24 P 点运动轨迹 Figure 24 P points trajectory 如 图 24，在向量三角形 OAP 中， r=a+l，同理可写出：   iyxleae xii    （ 230） 或者        iyxilia   s i nc o ss i nc o s ，经整理得出 P 点的运动轨迹方程为：     c o sc o s lax （ 231）    s i ns i n lay （ 232） 式中  位置角，单位为 “176。 ”，由机器结构尺寸确定，查得  =176。 ；而 + 和  用于右耙爪，  和  用于左耙爪； l 连杆延长尺寸，查得 l =。 为了使蟹爪的坐标与掘进机坐标一致，便于用计算机画出 P 点运动轨迹图，可将蟹爪机构坐标旋转  角，参考上面的蟹爪机构原理图，右耙爪转 + 角，左耙爪转  角，  =176。 1） 求 P 点的速度 p 和加速度 pa。 对 P 点的运动轨迹方程对时间 t 求一阶导数可得： p =      c o s2222222 alladtdydtdx （ 233） 对 P 点的运动轨迹方程对时间 t 求二阶导数可得： 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 17 pa =222222 dt yddt xd =         2/12242242 s i nc os2   mmgalla  （ 234） 将左右耙爪的各已知值代入上面两式中，可求出 P 点的速度和加速度，式中  、 用于右耙爪，  、  用于左耙爪。 3 装载机构减速器的设计 ： 装载机构和中间刮板输送机构的传动系统为集中传动形式，即装载耙爪和中间刮板输送机由位于中间输送机机头两侧的两台电动机驱动。 两台电动机的输出轴分别通过两台完全相同的两级减速器驱动中间刮板输送机的链轮轴。 该减速器的第一级为斜齿圆柱齿轮，第二级为弧齿锥齿轮。 中间刮板输送机的机头链轮把动力传输到机尾的从动链轮，然后再通 过两个完全相同的减速器分别驱动两侧的耙爪。 该减速器由弧齿锥齿轮组成一级减速。 电动机的选择 : 根据所参考的掘进机的总装功率 及对设计的验算 选择装运机构电动机功率 P=11KW，n=1455r/min. 选择电动机型号为： YBU 系列电动机， YBU11。 主要性能参数如表 31 表 31 电动机型号 Table 31 Motor Model 型号 功率 同步转速 满载转速 额定电压 重量 绝缘等级 YBU11 11KW 1500r/min 1455r/min 660V 217Kg H 刘晓辉：掘进机装载机构及装载减速器 设计 18 传动装置的运动和动力参数计算： 传动比的分配： 由前面所述，该机构的减速由两个减速器来实现，中间通过链及链轮实现联通，但是，链传动部分不改变机构的速度。 因此，此机构可看成为三级减速。 由前面确定的装载耙爪耙集次数 N=40 次 /分。 可知总传动比 50  Wnni ， 中间输送机机头减速器形式为锥齿轮和正齿轮二级减速，装载耙爪传动形式为单级圆锥齿轮传动。 取装载耙爪部分减速器的传动比为 i3= 则 中间输送机机头部分减速器的传动比 i12=3ii = = 取中间输送机机头减速器的第一级减速，即斜齿圆柱齿轮减速的传动比为 i1= 则中间输送机机头减速器的第二级减速，即弧齿锥齿轮减速的传动比 i2=112ii = = 设中间输送机机头减速器的第一级减速为第一级减速，中间输送机机头减速器的第二级减速为第二级减速，装载耙爪 部分减速器为第三级减速，以下通称为这样。 根据传动比的分配查书机械系统设计选择齿轮齿数 第一级：大斜齿圆柱齿轮的齿数为 44，小的为 17； 第二级：大的弧齿锥齿轮齿数为 45，与其啮合的齿轮为 10； 第三级：大的弧齿锥齿轮齿数为 45，与其啮合的齿轮为 14。 . 各轴功率、转速和转矩的计算 按指导书表 确定各零件效率取： 联轴器效率： 联 = 齿轮啮合效 率： 齿 = 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 19 滚动轴承效率：承= 0 轴：电动机轴 P0 =Pr =11KW n0=1455r/min T0=11103/1455= mN I 轴：第一级减速高速轴 P1=P0 01=P0联 =11= n1=n0 /i01 =n0 /i联 =1455/1=1455r/min T1 =P1 /n1 =103/1455= mN Ⅱ 轴：第一级减速低速轴 P2 =P1 12 =P1齿 承 == n2 =n1 /i12 =n1 /i1 =1455/=562r/min T2 =P2/n2=103/562= mN Ⅲ 轴 :第二级减速低速轴 P3=P223 =P2齿 承 == n3=n2/i23=n2/i2=562/=129 r/min T3=P3/n3=103/129= mN Ⅳ 轴：第三级减速高速轴 P4=2P3P 运 =2= n4=n3=129r/min T4=P4/n4=103/129= mN Ⅴ 轴 :第三级减速低速轴 P5=P445 =P4齿 承 == n5 =n4 /i45 =n4 /i3 =129/=40 r/min T5=P5/n5 =103/40= mN 刘晓辉：掘进机装载机构及装载减速器 设计 20 齿轮部分设计 第一级齿轮传动计算： （ 1） 选择齿轮材料： 小轮选用合金刚，表面渗碳 HRC1=5662 大轮选用合金刚，表面渗碳 HRC2=56—62 (2)按齿根弯曲疲劳强度设计计算： 采用斜齿圆柱齿轮传动，按  t=(～ ) 3 11 /nPn 估取圆周速度  t=,参考教材表 814， 815。 选取 II 公差组 7 级 小轮分度圆直径 d1，可由下式求得： d1  3 21 12  HHEdZZZZuuKT   （ 31） 齿宽系数 d ,查教材表 823 按 齿轮相对轴承为非对称布置，取 d = 小齿轮齿数 Z1，选 Z1=17 大齿轮齿数 Z2=Z1i=17= 圆整取 Z2=44 齿数比 u=Z2/Z1=44/17＝ 合适 传动比误差 uu/ =（ ） /=， 误差在  5%内 小轮转矩 T1= 载荷系数 K 由式（ 854）得 K=KA  KV  K  K 使用系数 KA，查教材表（ 820） KA= 动载荷系数 KV 的初值 KVt 由教材图（ 857）查得 KVt = 齿向载荷分布系数 K 由教材图（ 860）查得 K = 齿间载荷分布系数 K 的初值 K t 在推荐值（  7o～ 20o）中初选 0 =13o 由式（ 855），（ 856）得    =[(1/Z1+1/Z2)]cos +(1/ )Z1dtan =[(1/17+1/44)]cos13 +(1/ )17tan13 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 21 =+=  =  == 查教材表（ 821）得 K t = 则载荷系数的初值为 : K=KA  KKKv  == 弹性系数 ZE,查教材表（ 822）得 ZE= 2/mmN 节点影响系数 ZH，查教材图（ 864）得 ZH= 重。