懸臂式型掘進機行走部-說明書

1、摘要隨著煤礦生產(chǎn)能力的提高及安全生產(chǎn)的需要，掘進機在采礦工程中的應(yīng)用越來越廣泛，它已成為各主要煤礦不可缺少的設(shè)備。而掘進機的行走機構(gòu)是其非常重要的部件之一。用來支承掘進機的自重，承受切割機構(gòu)在工作過程中所產(chǎn)生的力，并完成掘進機在切割、裝運及調(diào)動時的運行。 本文主要介紹了國內(nèi)外掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀，在原有掘進機的成熟技術(shù)基礎(chǔ)上，根據(jù)掘進機的實際工作環(huán)境對掘進機行走機構(gòu)的各個部件進行了合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)掘進機的行走工作原理和特點，對行走機構(gòu)驅(qū)動形式進行了分析；對掘進機行走機構(gòu)張緊裝置進行了改進，對掘進機的傳動形式的分析選擇和計算；主要針對掘進機行走機構(gòu)的減速器進行了合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算。 關(guān)鍵詞:

2、掘進機; 行走機構(gòu); 張緊裝置; 減速器 AbstractWith the improving production capacity of coal mine and the needs of production safety, the using of TBM in mining engineering is more extensive and it has become the major indispensable coal equipment. TBMs travel mechanism is the one of important components. It support

3、s the weight itself, bear the acting forces in the cutting process and run in TBMs cutting action, loading-conveyer and scheduling. This paper introduces the development of the TBM situation in the original boring machine based on mature technology, According to TBM of the actual working environment

4、 of tunneling machine running the various components of a sound structural design. According to the tunneling machine operating principle and characteristics of walking driven form of analysis; right TBM walking tensioning device for the improvement of the transmission TBM form of choice and calcula

5、tion; mainly aimed at digging machine running the reducer for a reasonable structure design and calculation. Keywords: TBM; Walking; Tensioning Device; Reducer目 錄摘要IAbstractII第1章 緒 論11.1 選題的意義11.2 國內(nèi)外掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀1.2.1 國外發(fā)展現(xiàn)狀1.2.2 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀21.3主要研究內(nèi)容2第2章 行走機構(gòu)的總體方案的確定42.1 掘進機行走機構(gòu)的工作原理42.2 行走機構(gòu)的方總體案對比42.2.1履帶

6、行走機構(gòu)的組成6第3章 履帶行走機構(gòu)的設(shè)計93.1 履帶行走機構(gòu)基本參數(shù)的確定93.2 行走機構(gòu)驅(qū)動形式的選擇和計算103.2.1 行走機構(gòu)的工作原理103.2.2 行走機構(gòu)驅(qū)動類型113.2.3 驅(qū)動輪直徑計算113.2.4 行走系統(tǒng)壓力計算113.2.5 行走機構(gòu)實際功率P123.2.6 小齒輪的輸入轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩計算12第4章 行走減速器及張緊裝置的設(shè)計144.1行走減速器的設(shè)計計算144.1.1 行星齒輪傳動的特點144.1.2 齒輪的設(shè)計計算154.1.3 行星減速器齒輪傳動比的分配214.1.4 行星減速器齒輪高速級設(shè)計計算和校核234.1.5 行星減速器齒輪低速級設(shè)計計算和校核3

7、54.2 行星減速器輸入軸的設(shè)計394.2.1 行星減速器輸入軸的設(shè)計計算394.2.2 軸的強度校核394.3 減速機輸出軸的設(shè)計和校核394.3.1 初步估算軸徑394.3.2 軸的強度校核394.4.1 行星減速器齒輪用軸承的選擇和校核394.4.2 行星減速器輸出軸用軸承的選擇394.5 彈簧張緊裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計39結(jié) 論39致 謝39參 考 文 獻39CONTENTSAbstractIChapter 1 Introduction11.1 The significance of topics11.2 Development of domestic and boring machine1.

8、2.1 Overseas Development Status1.2.2 Development of domestic21.3Main contents2 Chapter 2 Travel agencies to determine overall program42.1 TBM walking mechanism works42.2 Travel agency side comparison the overall case42.2.1 The composition crawler6 Chapter 3 Design crawler93.1 Crawler to determine th

9、e basic parameters93.2 Walking mechanism driving the selection and calculation103.2.1 Walking mechanism works103.2.2 Running gear drive type113.2.3 Driving wheel diameter calculation113.2.4 Travel System Pressure113.2.5 Travel agencies real power P123.2.6 The input pinion speed and input torque calc

10、ulation12 Chapter 4 Walking reducer and tensioning device design144.1 Design and calculation of travel reducer144.1.1 The characteristics of planetary gear drive144.1.2 Design and calculation of gear154.1.3 Planetary Gear Transmission Ratio of distribution214.1.4 High-level design of planetarygear r

11、educer calculation and verification234.1.5 Low-level design planetarygear reducer calculation and verification354.2 Planetary reducer input shaft design394.2.1 Planetary reducer input shaft design calculation394.2.2 Shaft strength check394.3 Reducer output shaft of the design and verification394.3.1

12、 Preliminary estimates shaft394.3.2 Shaft strength check394.4.1 Planetary gear reducer and check with the bearing of choice394.4.2 Planetary reducer output shaft with the bearing of choice394.5 Spring Tension Structure Design39Conclusions39Thanks39References39第1章 緒 論1.1 選題的意義隨著工業(yè)的飛速發(fā)展，對能源需求不斷增大，煤炭一直

13、是我國的主要能源來源，只有采煤機械化和綜合機械化的不斷的提高，才能滿足國民經(jīng)濟對能源的需求。根據(jù)我國煤炭生產(chǎn)的現(xiàn)狀，提高煤礦日產(chǎn)量和機械化程度，必須提高掘進、采煤、運輸?shù)臋C械化水平。這就要求加快井下掘進速度，以達到采掘平衡。掘進機是掘進的重要環(huán)節(jié)之一，國內(nèi)外的生產(chǎn)實踐以證實，只有實現(xiàn)掘進機械化、改善掘進機行走機構(gòu)的結(jié)構(gòu)才能滿足這一要求。本設(shè)計是對懸臂式掘進機的行走機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計。行走機構(gòu)的性能對整機的性能起決定性的影響。行走機構(gòu)的功用是把整機支撐在地面上，傳遞和承載路面作用于履帶的各種力或力矩，并吸收震動與緩沖和沖擊以保證底盤的正常行使，以及整機的前進、后退、轉(zhuǎn)彎等各項運動。它的性能、結(jié)構(gòu)的可靠

14、性將影響整機的工作性能。1.2 國內(nèi)外掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀.2.1 國外發(fā)展現(xiàn)狀六十年代以來，掘進機以成為各主要產(chǎn)煤國家不可缺少的設(shè)備，各國竟相制造掘進機，發(fā)展很快。英國1960年引進IIK-3型掘進機，在此基礎(chǔ)上研制生產(chǎn)了多斯科MK2型和MK2A型及安德遜-馬弗公司生產(chǎn)的RH型掘進機。日本在引進蘇聯(lián)、英國掘進機基礎(chǔ)上，改進研制成MRH系列掘進機，西德六十年代制成甲蟲型掘進機及EV型掘進機等。當(dāng)前，各國制造、推廣使用的煤巷、半煤巖巷道掘進機多以部分?jǐn)嗝鎽冶凼焦ぷ鳈C構(gòu)為主。適用于任意斷面形狀的巷道掘進，其中蘇制型，日制型、匈牙利制型適用于中小斷面煤巷掘進,英制型和奧制型適用于較大斷面煤和半煤巖巷道的

15、掘進.由于這種類型掘進機有適應(yīng)性強、結(jié)構(gòu)較簡單、易操作、能實現(xiàn)煤巖分掘、機重適宜、拆裝運輸方便和調(diào)動靈活等優(yōu)點，因此，發(fā)展快，使用量大。 .2.2 國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀目前，我國掘進機生產(chǎn)有了較快的發(fā)展。已具備研制開發(fā)切割功率200kW，適應(yīng)斷面33m2，經(jīng)濟切割硬度8的中重型掘進機能力 ，基本上解決了半煤巖巷的掘進裝備問題。佳木斯煤機廠在消化吸收日本S-200掘進機引進技術(shù)的基礎(chǔ)上完成了樣機制造，分別在鐵法和神東礦區(qū)使用，取得了較好的使用效果，2001年通過了國家經(jīng)貿(mào)委組織的驗收。國內(nèi)外掘進機的行走機構(gòu)大都采用了履帶行走方式。因為履帶不受軌道限制，機動性好，減少了鋪設(shè)軌道的一系列輔助作業(yè)。履帶與底板

16、之間的粘著系數(shù)較大。在相同機重的條件下，履帶式行走裝置能獲得更大的牽引力。履帶對爆破后帶有尖銳棱角的礦巖石塊，比輪胎具有較好的適應(yīng)性。由于履帶接地面積大、對地比壓小，履帶板的磨損不象輪胎那樣嚴(yán)重。此外，履帶對不平的地面和障礙物的通過性也較好，還具有較大的爬坡能力。對于掘進機來說，行走機構(gòu)是一個非常重要的部件，在整機中起著支撐、連接與行走的作用，因此，對行走機構(gòu)進行設(shè)計，使其滿足新機型的各項要求，就很有必要。1.3主要研究內(nèi)容對于掘進機來說，行走機構(gòu)是一個非常重要的部件，在整機中起著支撐、連接與行走的作用，因此，對行走機構(gòu)進行設(shè)計，使其滿足新機型的各項要求，就很有必要。本文主要對行走機構(gòu)的基本參

17、數(shù)，行星減速器及張緊裝置等進行了設(shè)計計算。掘進機的行走機構(gòu)在設(shè)計時要滿足以下要求：（1）具有良好的爬坡性能和靈活的轉(zhuǎn)向性能； （2）應(yīng)合理確定機器的中心位置，避免履帶出現(xiàn)零比壓； （3）履帶車的高度尺寸要小，以利于降低機器的高度和重心； （4）兩條履帶應(yīng)分別驅(qū)動，其動力源選用液壓馬達或電動機。行走機構(gòu)的性能、結(jié)構(gòu)的可靠性將影響整機的工作性能，所以掘進機行走機構(gòu)的合理設(shè)計至關(guān)重要。第2章 行走機構(gòu)的總體方案的確定2.1 掘進機行走機構(gòu)的工作原理行走機構(gòu)工作原理是液壓馬達依靠液壓泵送來的高壓油旋轉(zhuǎn)，液壓馬達通過與其聯(lián)接的減速機構(gòu)減速得到低轉(zhuǎn)速大扭矩，液壓馬達、減速機構(gòu)和鏈輪做成一個整體，驅(qū)動輪，液

18、壓馬達的轉(zhuǎn)動帶動驅(qū)動輪（鏈輪）旋轉(zhuǎn)，鏈輪的輪齒和履帶的鏈軌銷咬合，從而實現(xiàn)掘進機在履帶上爬行。掘進機的行走機構(gòu), 需要滿足驅(qū)動機體前進、后退以及左右轉(zhuǎn)彎調(diào)動的工作要求，所以履帶式行走機構(gòu)的左、右履帶裝置都采用分別單獨驅(qū)動的傳動方式。掘進機行走速度的調(diào)節(jié)是通過兩液壓泵的合流與否來實現(xiàn)的。掘進機前進、后退時，左、右液壓馬達同時驅(qū)動鏈輪帶動履帶運轉(zhuǎn)。當(dāng)掘進機要轉(zhuǎn)彎時，可以單獨驅(qū)動轉(zhuǎn)彎方向的另外一側(cè)液壓馬達，而使轉(zhuǎn)彎一側(cè)的液壓馬達停止運轉(zhuǎn)，或者可以采用以相反方向分別驅(qū)動左右液壓馬達的方法，使機體急轉(zhuǎn)彎。掘進機是煤礦生產(chǎn)的重要機械設(shè)備之一，擔(dān)負著煤巖巷道的掘進的重要環(huán)節(jié)。它的行走機構(gòu)一種是之中輪行走機構(gòu)

19、，一種是無支重輪行走機構(gòu)，它的特點是性能可靠，維護量小，履帶板采用軍工工藝生產(chǎn)，堅固耐用。 2.2 行走機構(gòu)的總體方案對比方案一：如圖所示，該掘進機采用支重輪的支撐方式，履帶與支重輪成滾動線接觸，二者接觸面積小，從而使整機接地比壓大，對履帶造成的破壞也大，而且平穩(wěn)性能不太好。 1.導(dǎo)向輪 2.漲緊裝置 3.履帶架 4.支重輪5.履帶鏈 6.驅(qū)動裝置圖2-1 履帶行走機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡圖方案二：如圖所示，該掘進機采用履帶板與履帶直接接觸成滑動摩擦式，履帶與行走架是面接觸接觸穩(wěn)定性加強，減小了整機的接地比壓，更有利于掘進機行走。 1.導(dǎo)向輪 2.漲緊裝置 3.履帶架 4.摩擦板5.履帶鏈 6.驅(qū)動裝置圖2

20、-2 履帶行走機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡圖經(jīng)過對比會發(fā)現(xiàn)方案更加完美一些，所以選擇方案二，采用履帶板代替支重輪。2.2.1 履帶行走機構(gòu)的組成1. 履帶架履帶架在整機中起著支撐與連接的作用，是不可忽視的一個部分，履帶架設(shè)計的好壞將直接關(guān)系著整機的質(zhì)量與美觀。因此，在設(shè)計中即要考慮到其強度的問題，又要考慮其美觀與使用性的問題。見圖22。 圖23履帶架結(jié)構(gòu)簡圖履帶架總體采用箱型梁結(jié)構(gòu)，鑄焊結(jié)合。由于支撐引導(dǎo)輪處結(jié)構(gòu)復(fù)雜，受力較大，因而采用鑄造件，其它部分采用焊接結(jié)構(gòu)；為了提高箱型的強度和剛度，在其受力較大處采用較厚板材并增設(shè)筋板；另外，履帶架與主機架通過螺栓剛性聯(lián)結(jié)，為了防止螺栓在機器行走中承受剪力，在履帶架前后

21、兩端增加了擋板。2. 履帶掘進機都采用履帶行走機構(gòu),它支撐機器的自重和牽引轉(zhuǎn)載機行走.履帶機構(gòu)的設(shè)計對整機正常運、行通過性能和工作穩(wěn)定性能具有重要的意義。履帶板是履帶總成的重要組成部分，對履帶板的要求：各節(jié)履帶板之間應(yīng)有可靠的連接；履帶板和驅(qū)動輪的嚙合要可靠；履帶板與地面應(yīng)有足夠的附著力；履帶板要硬度高、耐磨損、耐沖擊。本設(shè)計采用整體式履帶，結(jié)構(gòu)如圖23。 1彈性銷；2銷軸；3履帶板；圖24整體式履帶3. 驅(qū)動輪驅(qū)動輪是將傳動裝置的動力傳至履帶，以產(chǎn)生底盤運動的驅(qū)動力。因此，要求驅(qū)動輪與履帶的嚙合性能要良好，既在各種行駛條件和允許磨損程度下圖25驅(qū)動輪簡圖嚙合不應(yīng)發(fā)生干涉、沖擊和脫落履帶現(xiàn)象；

22、另外要求傳動效率高、耐磨損。 驅(qū)動輪的結(jié)構(gòu)與采用何種履帶板有關(guān)，驅(qū)動輪與履帶的嚙合方式有節(jié)銷式和節(jié)齒式兩種。驅(qū)動輪與組合式履帶的嚙合方式是節(jié)銷式；與整體式的嚙合通常采用節(jié)齒式。驅(qū)動輪由輪轂、輪幅和輪緣構(gòu)成。履帶板繞在鏈輪上為多邊行，鏈輪以等角速度轉(zhuǎn)動時，履帶速度不均。所以，在確定鏈輪齒數(shù)時應(yīng)滿足鏈齒強度的情況下，盡量增加齒數(shù)，減小機器的動負荷。4. 磨擦板掘進機行走機構(gòu)采用磨擦板與履帶磨擦產(chǎn)生摩擦力來完成其行走功能的，磨擦板材料為，該材料具有高耐磨的性能，能夠產(chǎn)生巨大的摩擦力和承受很高的壓力，適合掘進機在大傾角的工作環(huán)境中工作。如圖所示。 圖26磨擦板簡圖第3章 履帶行走機構(gòu)的設(shè)計已知參數(shù)機重

23、 ；履帶行走速度 ；履帶接地長度；3.1 履帶行走機構(gòu)基本參數(shù)的確定1. 履帶板寬度b按經(jīng)驗公式： （31）已知，所以，為了不使接地比壓過小浪費材料，故取520 mm。2. 左右履帶中心距離B按經(jīng)驗公式 （32）由公式（31）可知b=520 mm，所以 B取2000mm3. 履帶平均接地比壓P （33）式中 機器總重量 KN 履帶接地板長度 mm 履帶板寬 mm履帶平均接地比壓 MPa代人式（33）中得: 符合要求4. 單側(cè)履帶牽引力T1 （34） 式中 滾動阻力系數(shù)， 轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)， 掘進機重心與行走機構(gòu)接地行心的縱向偏心距離， 所以5. 履帶對地面附著力校核計算 單邊履帶行走機構(gòu)的牽引力必

24、須大于或等于各阻力之和，但應(yīng)小于或等于單邊履帶與地面間的附著力。 （35）3.2 行走機構(gòu)驅(qū)動形式的選擇和計算3.2.1 行走機構(gòu)的工作原理掘進機行走機構(gòu)的工作原理是液壓馬達依靠液壓泵送來的高壓油旋轉(zhuǎn)，液壓馬達通過與其聯(lián)接的減速機構(gòu)減速得到低轉(zhuǎn)速大扭矩，液壓馬達、減速機構(gòu)和鏈輪做成一個整體，驅(qū)動輪，液壓馬達的轉(zhuǎn)動帶動驅(qū)動輪（鏈輪）旋轉(zhuǎn)，鏈輪的輪齒和履帶的鏈軌銷咬合，從而實現(xiàn)掘進機在履帶上爬行。3.2.2 行走機構(gòu)驅(qū)動類型履帶行走機構(gòu)的驅(qū)動方式有電動機和液壓馬達驅(qū)動兩種方式。分別通過機械減速裝置或直接由液壓馬達帶動履帶的主動鏈輪運轉(zhuǎn)。1. 電動機驅(qū)動機械傳動的履帶行走機構(gòu)，一般將電動機裝于兩條履

25、帶減速器后部，制動裝置采用機械液壓制動方式。這種方式傳動可靠性高，電動機價格低，維修容易，但不能調(diào)速，減速箱體積較大；巷道淋水大時，電動機易受潮而燒毀。2. 液壓馬達驅(qū)動履帶行走機構(gòu)采用液壓傳動型式，系統(tǒng)簡單、性能較好、技術(shù)先進。采用中速馬達+減速器驅(qū)動，其特點是傳動系統(tǒng)簡單，尺寸小、重量輕，能夠?qū)崿F(xiàn)無級調(diào)速及過載自動保護。綜上，選擇中速馬達-減速器驅(qū)動形式。3.2.3 驅(qū)動輪直徑計算 按經(jīng)驗公式: （36） 式中 機器總重量 Kg 驅(qū)動輪直徑 mm3.2.4 行走系統(tǒng)壓力計算減速機所需要的最大扭距 （37）式中 單邊履帶的牽引力 kN ； 驅(qū)動輪直徑 m ；3.2.5 行走機構(gòu)實際功率P （

26、38）式中 單邊履帶的牽引力 kN ； 履帶行走速度 ；驅(qū)動輪轉(zhuǎn)數(shù) 初取減速機減速比 則馬達輸入轉(zhuǎn)矩為馬達輸出軸速為3.2.6 小齒輪的輸入轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩計算由、查得柱塞馬達產(chǎn)品配類，選定 XM1-F250型柱塞馬達產(chǎn)品。表31是XM1F250型柱塞馬達的技術(shù)參數(shù)表。 表31 XM1F250型技術(shù)參數(shù)額定壓力MPa最高壓力MPa額定轉(zhuǎn)矩最高轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)速最高轉(zhuǎn)速排量功率kW質(zhì)量kg20255827272503202501739則馬達輸出轉(zhuǎn)速則減速機的減速比則馬達輸出軸轉(zhuǎn)矩即小齒輪的輸入軸轉(zhuǎn)速小齒輪的輸入軸轉(zhuǎn)矩即小齒輪的輸入軸轉(zhuǎn)速小齒輪的輸入軸轉(zhuǎn)矩第4章 行走減速器及張緊裝置的設(shè)計4.1 行走減速

27、器的設(shè)計計算4.1.1 行星齒輪傳動的特點行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸與是輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設(shè)置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。行星齒輪傳動的主要特點如下：體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力小；傳動效率高；傳動比較大，可以實現(xiàn)運動的合成與分解；運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。圖41該行走機構(gòu)傳動系圖由上章計算得到主要初始設(shè)計參數(shù)：液壓馬達輸出轉(zhuǎn)矩 651.96液壓馬達輸出轉(zhuǎn)速 225r/min總傳動

28、比 i=63.73使用壽命 本次設(shè)計采用一級直齒圓柱齒輪及兩級NGW行星輪傳動組合而成。結(jié)構(gòu)傳動系圖如圖41所示4.1.2 齒輪的設(shè)計計算1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 一般單級圓柱齒輪減速器傳動比根據(jù)掘進機的具體要求初取第一級直齒圓柱齒輪的傳動比為使齒輪免于根切，對于的標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，小齒輪的齒數(shù)。初取，則大齒輪齒數(shù)為取整(2) 由于速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）(3) 材料選擇。由表選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2. 齒面接觸強度設(shè)計（41）式中 大小直齒輪

29、分度圓直徑； 載荷系數(shù)；一般 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩； 實際需要齒寬系數(shù)； 大小齒輪齒數(shù)比； 材料的彈性影響系數(shù)； 接觸疲勞強度極限。(1) 確定公式內(nèi)的各計算量 試選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 由實際需要齒寬系數(shù)取 由表查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)； 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 (2) 計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 計算圓周速度 齒寬計算 計算齒寬與齒高之比模數(shù)： 齒高： 計算載荷系數(shù)根據(jù) ,七級精度，由108圖查得動載系數(shù)直齒輪，假設(shè)，由表查得使用系數(shù)由表查得7

30、級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時；由由，查圖得， 故載荷系數(shù) 按實際是載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)m3. 按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為 （42） 式中 齒輪模數(shù)； 載荷系數(shù)； 齒寬系數(shù)； 校正系數(shù)；尺形系數(shù)。(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 由圖彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4, 計算載荷系數(shù)K 查取齒形系數(shù) 由表查得；。 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表查得；。 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2) 設(shè)計計算由式（42）得對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于

31、由齒面彎曲疲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒輪的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得是模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)則大齒輪齒數(shù)：這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足的齒面接觸疲勞強度，又滿足的齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑 (2) 計算齒寬 (3) 計算中心距 取B2=70mm, B1=75mm5 驗算 所以設(shè)計的齒輪合適。4.1.3 行星減速器齒輪傳動比的分配考慮到掘進機的工作條件選用NGW型行星齒輪減速器，它具有效率

32、高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，傳動功率范圍大而且軸向尺寸小等特點。NGW型行星輪傳動，欲使徑向尺寸最小，可使低速級內(nèi)齒輪分度圓直徑db與高速級內(nèi)齒輪分度圓直徑db之比接近于1，通令db/ db=11.2兩級NGW型行星輪傳動的傳動的傳動比分配，可利用i1與i分別為高速級及總傳動的傳動比。1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪的材料為18Cr2Ni4WA,表面滲碳淬火處理，表面硬度為HRC5862,齒輪芯部硬度為HRC3642。 試驗齒輪齒面接觸疲勞強度極限=1500N/mm2 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 太陽輪 =500N/mm2 行星輪 =500N/mm2 齒形為漸

33、開線直齒。最終加工為磨齒，精度為7級。 內(nèi)齒圈的材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理，硬度為262302HBS。 試驗齒輪的接觸疲勞極限 =1500N/mm2試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 =500N/mm2 齒輪的最終加工為插齒，精度8級。如圖31所示一級直齒輪輸出的轉(zhuǎn)速則 2. 確定主要參數(shù)(1) 行星齒輪減速器的總傳動比為20.23，采用NGW型兩級行星減速器傳動。(2) 行星輪數(shù)目 為了充分發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點，同時又考慮到載荷均衡的困難和鄰接條件的限制，取， 。(3) 載荷不均衡系數(shù) 高速級和低速級均采用太陽輪浮動和行星架浮動的均載機構(gòu)，均取(4) 傳動比的分配多級行星齒輪傳動的傳動比分配原則是

34、各級傳動之間等強度并希望獲得最小的外闊尺寸。用角標(biāo)1表示高速級參數(shù)，用角標(biāo)2表示低速級參數(shù)。高速級與低速級外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則 取， ， ， , 所以 （43）式中 ；行星輪數(shù)目； 齒寬系數(shù)；齒面工作硬化系數(shù)，一般； 載荷分布系數(shù)，； 接觸強度的載荷系數(shù)。 查圖 4.1.4 行星減速器齒輪高速級設(shè)計計算和校核1. 配齒計算查表選擇行星輪數(shù)目，取，由于距可能達到的傳動比極限較遠，所以可以不檢驗鄰接條件。確定各輪齒數(shù)，按機械設(shè)計手冊行星輪傳動中配齒公式進行計算。 （44）代入式（44）得： 所以 ；圓整得： 式中 行星輪高速級減速比； 行星輪高速級中心輪齒數(shù)； 行星齒輪齒數(shù)組合中高速級

35、行星輪齒數(shù)； 行星輪高速級內(nèi)齒輪齒數(shù)； 行星輪高速級行星輪齒數(shù)。采用不等角變位，則由圖可查得適用的預(yù)計嚙合角 ，2. 按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩式中 高速級輸入轉(zhuǎn)矩，；馬達輸出軸轉(zhuǎn)矩，；直齒輪傳動比。設(shè)載荷不均勻系數(shù)在一對傳動中，中心輪傳遞的轉(zhuǎn)矩式中 中心輪轉(zhuǎn)矩，； 載荷不均勻系數(shù)。齒數(shù)比中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火，齒面硬度（中心輪）和（行星輪） 取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)按機械設(shè)計手冊中齒面強度計算公式計算中心距式中 鋼對鋼配對的齒輪副常系數(shù)； 齒數(shù)比； 載荷系數(shù)； 齒寬系數(shù)； 許用接觸應(yīng)力，。模數(shù)：mm，取 m=6mm則傳動的未變位時的中心距：按預(yù)取嚙合角，可得傳動中心距

36、變動系數(shù)則中心距取實際中心距（圓整值）3. 計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角所以 4. 計算傳動的變位系數(shù)用機械手冊圖校核，在許用區(qū)內(nèi)，可用。用圖分配變位系數(shù)得： 5. 計算傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角傳動的未變位是的中心距：按取嚙合角 ，可得傳動的中心距變動系數(shù)：所以 6. 計算傳動的變位系數(shù)因為 所以 7. 幾何尺寸計算計算各個齒輪分度圓直徑 式中 分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的分度圓直徑；分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的齒數(shù)。計算各個齒輪齒頂高齒頂高變位系數(shù) 計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高，取齒頂高系數(shù) 計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高由于在行星傳動中，行星輪主要與中心輪嚙合，而與內(nèi)齒輪

37、的嚙合精度不要求太高，所以選計算各個齒輪的齒根高齒根系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值各個齒輪的齒頂圓直徑 各個齒輪的齒根圓直徑 計算齒輪的齒寬寬度齒寬系數(shù)圓整后取；根據(jù)實際要求；8. 驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度(1) 中心輪齒面接觸強度校核校核用參數(shù)如下：，,，,， ，接觸應(yīng)力基本值式中 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； 彈性系數(shù)； 重合度系數(shù)； 螺旋角系數(shù)； 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，。 齒面接觸應(yīng)力 式中 齒輪單對齒嚙合系數(shù)； 使用系數(shù)； 動載系數(shù)； 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)； 接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。強度條件可知齒面接觸強度滿足要求。中心輪齒根彎曲強度校核校核用參數(shù)如下：，齒根應(yīng)力基本值式中 復(fù)合齒

38、形系數(shù)； 螺旋角系數(shù)。齒根應(yīng)力式中 使用系數(shù)； 動載系數(shù)； 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)； 彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。齒輪的彎曲極限應(yīng)力式中 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，； 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)； 彎曲強度計算的壽命系數(shù)； 相對齒根圓角敏感系數(shù)； 相對齒根表面狀況系數(shù)； 彎曲強度計算的尺寸系數(shù)。許用齒根應(yīng)力式中 彎曲強度的最小安全系數(shù)；強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。(2) 行星輪齒面接觸強度校核同中心輪齒面接觸強度滿足。行星輪齒根彎曲強度校核校核用參數(shù)如下：，齒根應(yīng)力基本值齒根應(yīng)力齒輪的彎曲極限應(yīng)力許用齒根應(yīng)力強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。9. 根據(jù)接觸強度計算確定內(nèi)齒輪

39、材料根據(jù)表的公式得根據(jù)，選用，進行表面淬火和氮化，表面硬度達即可。10. 驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度傳動為內(nèi)嚙合，由于NGW 型行星齒輪傳動的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動的校核可以省略。4.1.5 行星減速器齒輪低速級設(shè)計計算和校核1. 配齒計算查表選擇行星輪數(shù)目，取，由于距可能達到的傳動比極限較遠，所以可以不檢驗鄰接條件。確定各輪齒數(shù)，按機械設(shè)計手冊行星輪傳動中配齒公式進行計算。所以 圓整式中 行星輪低速級減速比； 行星輪低速級中心輪齒數(shù)； 行星齒輪齒數(shù)組合中低速級行星輪齒數(shù)； 行星輪低速級內(nèi)齒輪齒數(shù)； 行星輪低速級行星輪齒數(shù)。采用不等角變位，則預(yù)計適用嚙合角在、。2. 按接觸

40、強度初算傳動的中心距和模數(shù) 確定低速級輸入轉(zhuǎn)速 式中 高速級入轉(zhuǎn)矩，； 高速級減速比； 型行星齒輪傳動效率；低速級輸入轉(zhuǎn)矩，；設(shè)載荷不均勻系數(shù)在一對傳動中，中心輪傳遞的轉(zhuǎn)矩式中 中心輪轉(zhuǎn)矩，； 載荷不均勻系數(shù)。齒數(shù)比中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火，齒面硬度（中心輪）和（行星輪） 取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)按機械設(shè)計手冊中齒面強度計算公式計算中心距式中 鋼對鋼配對的齒輪副常系數(shù)； 齒數(shù)比； 載荷系數(shù)； 齒寬系數(shù)；許用接觸應(yīng)力，。模數(shù)取則傳動的未變位時的中心距：按預(yù)取嚙合角，可得傳動中心距變動系數(shù)則中心距3. 計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角所以 4. 計算傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角 傳動的未變位

41、是的中心距： 則 所以 所以 5. 幾何尺寸計算 計算各個齒輪分度圓直徑 式中 分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的分度圓直徑；分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的齒數(shù)；計算各個齒輪齒頂高齒頂高變位系數(shù) ；計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高，取齒頂高系數(shù) 計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高由于在行星傳動中，行星輪主要與中心輪嚙合，而與內(nèi)齒輪的嚙合精度不要求太高，所以選計算各個齒輪的齒根高齒根系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值 各個齒輪的齒頂圓直徑 各個齒輪的齒根圓直徑 計算齒輪的齒寬寬度齒寬系數(shù)圓整后?。桓鶕?jù)實際要求：；低速級齒輪的齒面接觸強度和齒根彎曲強度的驗算和校核過程同高速級相同。即都滿足要求。4.2 行星減速器輸入軸的設(shè)計4.

42、2.1 行星減速器輸入軸的設(shè)計計算1. 求輸入軸上的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由于第一級直齒輪傳動的輸出軸通過花鍵套與減速器的輸入軸聯(lián)接，所損失的功率可以忽略不記。那么可以得： ； 2. 初步確定軸的最小直徑 先按估算軸最小直徑公式初步估算輸入軸的最小直徑。由表選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。取。根據(jù)機電液設(shè)計手冊公式得式中 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；軸用許用剪切應(yīng)力，； 輸入軸的輸入端是用花鍵與花鍵套聯(lián)接，根據(jù)矩形花鍵公稱尺寸選用，。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 擬定軸上零件的裝配方案輸入軸、軸承端蓋、軸承、平鍵、軸肩、軸承依次從軸的左端向右端安裝。而零件定位是以減速器箱體、軸用擋圈等來保證的。零件的周向定位是通過花鍵，按花鍵軸

43、小徑定心。如圖42 所示圖42輸入軸裝配方案(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)圖4-2 所示，由軸的受力，選取型角接觸球軸承一對反裝。為了便于安裝選取軸承處的直徑，其寬度，,其寬度為 ，軸肩處4. 軸上的受力分析本軸是傳動軸，通過平鍵鍵與齒輪相聯(lián)，不但起支撐作用，還受到彎矩和扭矩作用。為確保使用安全和簡化計算起見，設(shè)齒輪上的力傳動到軸上，對其進行受力分析計算和強度校核。大齒輪傳遞的扭矩為：齒輪的圓周力： （45）由式（45）得： 齒輪的徑向力： 圖43 力分析圖5. 支反力 通過對軸上大齒輪的力分析后，可以看到大齒輪在工作過程中，由于是直齒輪的緣故，在方向上大齒輪所受到的力的

44、和為零。而花鍵聯(lián)接處同樣是只有轉(zhuǎn)矩輸入，并且在不考慮到自重和零件在制造、安裝誤差所產(chǎn)生的力，那么輸入軸只受到轉(zhuǎn)矩。4.2.2 軸的強度校核1. 危險截面的確定由于B處的軸徑較小， 并且此處有應(yīng)力集中， 故選取處為危險截面。2. 彎曲強度校核計算由于本軸為心軸， 只承受彎矩而不承受扭矩，故只對軸進行抗彎強度校核即可，而不需再進行安全系數(shù)校核。彎矩為對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，彎曲應(yīng)力幅為： （46）式中 W抗彎斷面系數(shù)，W =。由式（46）得：MPa 選取安全系數(shù)為，則需要彎曲應(yīng)力為:MPa可知計算最大彎曲應(yīng)力，即彎曲強度條件滿足。另外，由于此軸的結(jié)構(gòu)特點可知其剛度條件很易滿足，剛度校核可省略。4.3 減

45、速機輸出軸的設(shè)計和校核4.3.1 初步估算軸徑選擇軸的材料為，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，通過查材料力學(xué)性能表得到。1. 求輸出軸上的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 ； 2. 初步確定軸的最小直徑 先按估算軸最小直徑公式初步估算輸入軸的最小直徑。選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。取。根據(jù)機電液設(shè)計手冊公式得 由上式得：式中 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩；軸用許用剪切應(yīng)力，； 輸出軸的輸入端是用花鍵軸與行星架聯(lián)接，根據(jù)矩形花鍵公稱尺寸選用，。3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案平鍵、放松墊圈、圓螺母、軸套、調(diào)心滾子軸承、軸套、右端是依次從軸的左端向右安裝。（如圖4-4） 在最右端是花鍵，為滿足強度和定位它的參數(shù)是鍵數(shù)10，?；ㄦI寬度。為了變于兩軸承的

46、安裝定位在它們中間采用軸肩定位，軸肩高度，取，則3-4段的直徑為。2-3處是通過花鍵套與張緊輪聯(lián)接的，考慮到軸上的載荷分布，此處花鍵參數(shù)取與左端相同鍵數(shù)10，鍵寬，花鍵寬度為。圖4-4輸出軸裝配方案4. 軸上的的受力分析軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 輸入端花鍵軸受的圓周力式中 花鍵小徑直徑，； 花鍵大徑直徑，?；ㄦI受的徑向力和軸向力它們的大小分別是5. 支反力在水平平面內(nèi)的支反力由得式中 點軸承受到的力，； 段的距離，； 段的距離，。得在垂直平面內(nèi)的支反力6. 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖作用力在水平平面的彎矩圖作用力在垂直平面的彎矩圖由于作用力在截面作出的最大合成彎矩作轉(zhuǎn)矩圖軸的載荷分布圖（如圖4-5）圖4-5輸出軸載荷分布圖4.3.2 軸的強度校核確定危險截面根據(jù)軸的尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖，截面處彎矩最大，且有花鍵傳動、配合引起的應(yīng)力集中，故屬危險截面。現(xiàn)對截面進行強度校核。彎曲應(yīng)力為式中 抗彎斷面系數(shù)，由機械設(shè)計手冊19.3-17查得由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力由 式中 彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，；正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械設(shè)計手冊表19.3-