采掘一體機減速機構的優化設計

王春橋

（北辛窯煤業有限公司，山西 忻州 036702）

0 引言

掘進機為煤礦生產的掘進設備，其工作用于對煤巖巷道、煤巷以及軟巖巷的掘進任務；目前，掘進機均具備了截割、運輸以及裝載功能為一體的機電液設備。對于工作面的生產環境的惡劣性，要求掘進機整機的結構緊湊；尤其是對于懸臂掘進機的減速器，其是連接截割頭和截割電機的關鍵部件，不僅在保證其減速器結構緊湊的同時，還需要求其具有足夠的扭矩。當前，掘進機傳動部件減速器的參數設計主要依據經驗獲取，還存在較大的優化空間，在保證其可提供足夠傳動力的同時，減小減速機構的質量和體積，因此重點對采掘一體減速器的參數進行優化設計。

1 減速機構參數的優化

以EBZ135 型懸臂式掘進機為例開展研究，該設備屬于采掘一體的掘進設備。EBZ135 掘進機的主要結構部件包括有截割部、行走部、液壓系統、潤滑系統、電氣系統以及本體部等。結合EBZ135 掘進機的生產工況，減速器為連接截割頭和截割電機的關鍵部件，作為動力傳動的部件，要求其在滿足動力傳動要求的基礎上，其要求其具有緊湊的結構。本著上述原則采用MATLAB 軟件對EBZ135 掘進機減速機構的關鍵參數進行優化[1]。

減速機構參數的優化設計需要結合設備本身機構特征及其實際工況設計目標函數、約束條件以及待約束的變量等，并將所構建的約束條件、目標函數以及變量等在MATLAB 軟件中計算得出最佳的變量。

對于掘進機減速機構的優化需求，其目標函數為減小掘進機減速機構的體積，約束條件為保證其傳動力滿足工況要求。在此原則下構建掘進機減速機構優化的目標函數、變量以及約束條件等。

1.1 減速機構目標函數的建立

采掘一體設備優化的最終目的是減小其體積V。因此，所構建的減速機構的目標函數如式（1）所示：

式中：bi為減速機構中高速級和低速級傳動機構的齒輪厚度；mi為減速機構中高速級和低速級傳動機構的齒輪模數；zai為減速機構中高速級和低速級太陽輪的齒數；ni為減速機構中高速級和低速級行星輪的個數；zgi為減速機構中高速級和低速級行星輪的齒數；zbi為減速機構中高速級和低速級內齒圈的齒數。

1.2 約束條件的確定

結合采掘一體設備本身結構的屬性以及其實際工況的工況特點，針對采掘一體減速機構優化設計提出如下約束條件：

1）根據MTT 1139—2011 相關標準規定，要求懸臂式采掘一體設備的減速器傳動比與公稱傳動比誤差控制在±5%之間。

2）鑒于行星傳動機構本身的特點，不僅要求兩個相鄰的行星齒輪的齒頂不能夠接觸，還要求兩個行星輪的中心距離大于其各自齒頂圓半徑之和。

3）本次優化的重點為減小減速機構的尺寸和體積，因此要求各級傳動的內齒圈的最大外徑尺寸應盡可能的相近。

4）盡可能地提高齒輪的齒寬系數，從而提升齒輪整體的承載能力。

5）根據MTT 1139—2011 相關標準規定，應將行星傳動機構中齒輪的模數控制在3～20 之間。

6）對于第一級行星減速機構而言，太陽輪的安裝會受到影響，一般將保證傳動機構中的最小齒數在14～20 之間[2]。

7）要求優化后減速機構的接觸強度、彎曲強度等指標滿足采掘一體設備的工況要求。

1.3 優化結果

根據“1.1”和“1.2”中的原則所構建的目標函數和約束條件，并導入MATALB 軟件中調用其優化函數，對減速機構中的各級變量進行優化，最終得出如表1所示的優化結果。

表1 采掘一體減速機構優化結果

如表1 所示，對采掘一體機減速機構進行優化后，第一級傳動機構的尺寸略微有增加，增加2%左右；但是，整個傳動機構的總體積整體上得到縮小，約縮小22.3%。

2 其他尺寸的確定

基于“1”中對減速機構各級齒輪優化的基礎上，還需對高速級輸入/輸出軸、低速級輸出軸及其鍵連接尺寸進行核算，對行星輪的結構進行確定。

2.1 高速級減速機構輸入軸的確定

輸入軸直徑d 的確定與其傳遞的軸功率、轉速等參數相關。高速級傳動機構輸入軸的計算如式（2）所示：

式中：P 為輸入軸傳動功率，取135 kW；n 為采掘一體機截割電機轉速，取970 r/min；A 為系數，取101。

將相關參數代入式（2）中，得出高速級傳動機構的輸入軸直徑為52.34 mm。鑒于高速級輸入軸通過鍵連接的形式實現連接，因此要求輸入軸直徑增大5%。

因此，最終確定高速級減速機構輸入軸的直徑為52.34 mm×1.05=54.96 mm。

對應的鍵的寬度為16 mm，高度為10 mm，長度為45 mm。

2.2 高速級減速機構輸出軸的確定

輸出軸直徑d' 的確定與其傳遞的軸功率、轉速等參數相關。高速級傳動機構輸出軸的計算如式（3）所示：

式中：T 為輸出軸傳遞的扭矩，取6993 N·m；τp為輸出軸材料的許用扭轉剪應力，取54 MPa。

將相關參數代入式（3）中，得出高速級傳動機構的輸出軸直徑為87.02 mm。高速級輸出軸通過鍵連接的形式實現連接，因此要求輸出軸直徑增大5%。

因此，最終確定高速級減速機構輸出軸的直徑為87.02 mm×1.05=91.37 mm。

對應的鍵的寬度為25 mm，高度為14 mm，長度為60 mm。

同理計算得出：低速級減速機構輸出軸的直徑為151.84 mm，對應鍵的寬度為36 mm，高度為20 mm，長度為90 mm。

3 結論

采掘一體機為煤礦生產的關鍵設備，其承擔著對煤巷、軟巖巷以及煤巖巷的一體化掘進任務。減速機構作為截割電機與截割頭連接的關鍵機構，其承擔著動力的傳動，其性能對于保證掘進機任務尤為重要。傳統減速機構各級參數設計大部分依靠經驗公式所得，導致其體積過大，與工作面狹小的工作空間不符。本文基于MATLAB 對各級減速機構的齒輪參數進行優化，得出如下結論：對采掘一體機減速機構進行優化后，第一級傳動機構的尺寸略微有增加，增加約2%左右；但是，整個傳動機構的總體積整體上得到縮小，約縮小22.3%。