畢業(yè)設(shè)計(jì)論文中型掘進(jìn)機(jī)行走部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

本科畢業(yè)設(shè)計(jì)本科畢業(yè)設(shè)計(jì) 表3-1液壓馬達(dá)參數(shù)表型號(hào)型號(hào)排量ml/r額定壓力Mpa最高壓力Mpa額定轉(zhuǎn)速r/min最高轉(zhuǎn)速r/min額定扭矩N·m最大扭矩N·m最大功率kW重量kgXMF250F25016252503207158941757額m減速機(jī)構(gòu)減速比為：61.額m減速機(jī)構(gòu)減速比為：61.71142.3225nnim則液壓馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)矩：mN56.72122517955095501nPT馬減速器第一級(jí)小齒輪輸入軸轉(zhuǎn)速：min/r2251mnn減速器第一級(jí)小齒輪輸入軸轉(zhuǎn)矩：mN721056馬1TT行星減速器高速軸功率：PP170.990.9916.66kW2 001軸行星減速器輸出軸的功率：PPηη216.660.990.98215.84kW 3 2軸行 P 15.84 T955039550 48145.13Nm 3 n 3.1423.2行機(jī)構(gòu)減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1第一級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核1.選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)一般情況下，單級(jí)圓柱齒輪減速比i8，初選第一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比為i2.5，此齒輪為20的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，為避免根切，小齒輪的齒數(shù)Z應(yīng)該不1小于17，初取Z21[28]。則大齒輪的齒數(shù)為：1ZZi212.552.5，取整為531 1由于速度不高，故選用8級(jí)精度。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.按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)(1)初算齒輪的分度圓直徑KTμ1Z d2.323υt1μ(σE)2 1t d H （3-5）式中K——載荷系數(shù)，試選K1.4； t tT——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T721.56Nm； 1 1υ——齒寬系數(shù)，取υ1； d dZE——彈性影響系數(shù)，由表10-6查得ZE189.8MPa；由圖16-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：600MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限550MPa；由圖16-3查得接疲勞壽命系數(shù)K0.9;K0.5，計(jì)算觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率 HN1 HN2為1%，安全系數(shù)S1，得：KHN1Hlim16000.9540MPa H1 S 1 KHN2Hlim25500.95522.5MPa H2 S 1試算小齒輪分度圓直徑d，代入[]中較小的值，得： 1t HKTu1Z2d1t2.323t1uE d H1.4721.561033.5189.82 2.233 1 2.5522.5101.82mm102mm計(jì)算圓周速度： dn 3.14102225 v 1t1 1.201m/s 601000 601000(2)計(jì)算齒寬與齒高之比齒寬計(jì)算：bd1102102mmd 1t模數(shù)： d 102m1t4.857mmtZ211齒高：h2.25m2.254.85710.928mmt 齒寬與齒高之比： b 1029.33h10.928(3)(3)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)s/m201.1v，八級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)VK=1.06直齒輪假設(shè)mm/100btNFKA,由表查得2.1FHKK,由表查得使用系數(shù)25.1AK，查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱(chēng)布置時(shí)：33689.11191031.0118.012.1b1031.018.012.13232dHK由333.9hb，33689.1HK,查表得25.1FK，故載荷系數(shù)：KKKKKAvHH1.251.061.21.342.126按實(shí)際是載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：dd3K/K 1 1t t10232.126/1.4117.24mm計(jì)算模數(shù)m：d117.24m15.58mmz 21 13.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)2KTYYz2 m3 d11[FaFS]a（3-6）由文獻(xiàn)[28]圖8-6查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPa，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限380MPa；取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由文獻(xiàn)[29]圖8-FE27查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K 0.88，K 0.85，計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： FN2 FN1KFN1FE10.85500303.57MPa F1 S 1.4KFN2FE20.88380238.86MPa F2 S 1.4計(jì)算載荷系數(shù)K：KKKKKAvFF1.251.061.21.25 1.99 由文獻(xiàn)[28]表10-5查取齒形系數(shù)得Y=2.76，Y=2.292；查取應(yīng)力校正系 Fa1 Fa2YY數(shù)得Y1.56，Y1.739；計(jì)算大小齒輪的FS，并加以比較： Sa1 Sa2 []FYY 2.691.575F1S10.0139 [] 303.7F1 YY 2.3121.71F2S20.0165 [] 239.26F2經(jīng)過(guò)比較，大齒輪的數(shù)值較大，帶入式中計(jì)算得：2KTYYm31[FaS]az2 d1 F21.9875721.56103 3 0.016521212 4.754mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒面彎曲疲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得是模數(shù)m=4.754mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足的齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑：d1Z1m215105mmd2Z2m535265mm計(jì)算齒頂圓直徑：d(Z2)m(212)5115mm a1 1d(Z2)m(532)5275mma2 2計(jì)算齒根圓直徑：d(Z2.5)m(212.5)592.5mm f1 1d(Z2.5)m(532.5)5252.5mm f2 2計(jì)算齒寬：B11d11105105mmB2B1(5~10)1055100mm驗(yàn)算：2TF1td12721.5610310513744N/mm KF 113744At b 105 130.9N/mm100N/mm經(jīng)過(guò)比較符合設(shè)計(jì)要求。3.2.2行星減速器齒輪傳動(dòng)比的分配多級(jí)行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比的分配原則是各級(jí)之間等強(qiáng)度，并希望獲得最小的外廓尺寸。對(duì)于兩級(jí)NGW型行星齒輪傳動(dòng)，欲使徑向尺寸最小，可使低速級(jí)內(nèi)齒輪分度圓直徑d與高速級(jí)內(nèi)齒輪分度圓直徑d之比接近于1，通常令d/d1~1.2。傳比的分配可按此式計(jì)算：E3，下腳標(biāo)Ⅰ和Ⅱ分別表高級(jí)和低速級(jí)，其中Bd/d，可求出A值為nKbⅡKbⅠKZ2Z22AwⅡdⅡCⅠVⅠHⅠNⅡWⅡHlimⅡnKKKZ2Z22wⅠdⅠCⅡVⅡHⅡNⅠWⅠHlimⅠ式中n——行星輪數(shù)目——齒寬系數(shù)dK——載荷不均勻系數(shù)CK——接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)HK——?jiǎng)虞d系數(shù)VZ——接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)NZ——工作硬化系數(shù)——計(jì)算齒輪的解除疲勞極限Hlim取nn，ZZ，d/d1.03，太陽(yáng)輪與行星架同時(shí)浮動(dòng)時(shí) WⅠ WⅡ WⅠ WⅡ bⅡbⅠK1.05~1.2,行星架浮動(dòng)時(shí)K1.15~1.2,取KK；設(shè)高速級(jí)與低速級(jí)C C CⅠ CⅡ外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，查文獻(xiàn)[29]可知；可取三項(xiàng)比 HlimⅠ HlimⅡ KK Z2值的乘積VⅠHⅠNⅡ?yàn)?.8~2，取為1.9；取/1.2，將數(shù)據(jù)帶入式中 KK Z2 dⅡ dⅠVⅡHⅡNⅠ得：A1.91.22.28EAB32.281.0332.49查文獻(xiàn)[29]圖9.24，得高速級(jí)傳動(dòng)比i6，則低速級(jí)傳動(dòng)比：Ⅰi28.252i4.7ⅡiⅠ63.2.3行星減速器高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算和校核配齒計(jì)算查文獻(xiàn)[29]表9.21選取選擇行星輪的數(shù)目取n3，確定各輪的齒數(shù)，按W如下公式的配齒方法進(jìn)行計(jì)算ib1Za1H1a1C（適當(dāng)調(diào)整ib1使C為整數(shù)）n a1H1W1調(diào)整ib16，使C30，則a1H1Za115ZCnZ3031575b1W1a1Z1ZZ1751530 c12b1 a1 2 式中ib1——行星輪高速級(jí)減速比；a1H1Z——行星輪高速級(jí)中心輪齒數(shù)；a1n——NGW行星齒輪齒數(shù)組合中高速級(jí)行星輪齒數(shù)；w1Z——行星輪高速級(jí)內(nèi)齒輪齒數(shù)；b1Z——行星輪高速級(jí)行星輪齒數(shù)。c1 該變位方式采用不等角變位，則ZZ7530jb1c11Za1Zc11530由文獻(xiàn)[29]圖9.23可查出適用的預(yù)計(jì)嚙合角在'19、'19到'22、'22的范圍內(nèi)，預(yù)取嚙合角21、0ac ab ac ab按接觸強(qiáng)度初算ac傳動(dòng)的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩為： P 16.66 T955029550 1767.8Nm 2 n 902設(shè)載荷不均勻系數(shù)K1.15，在一對(duì)ac傳動(dòng)中，太陽(yáng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：C T 1767.8T2K1.15667.66Nm anWⅠ C 3 式中T——中心輪轉(zhuǎn)矩，Nm；aK——載荷不均勻系數(shù)；c按表9.231查得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)K1.8，齒數(shù)比： Z 30 uc12Z 15太陽(yáng)輪和行星輪的材料用20CrMni滲碳淬火，齒面硬度為56~60HRC,查文獻(xiàn)[29]圖8.218選取1500MPa，取齒寬系數(shù)0.5，計(jì)算中心距： Hlim aa483u13uKTa2 a Hlim4832131.8667.660.5215002 89.5mm 式中u——齒數(shù)比；K——載荷系數(shù)；a——齒寬系數(shù)；——許用接觸應(yīng)力；Hlim模數(shù)： 2a 289.5 m 3.98mmZZ3015a C取m4mm，未變位時(shí)，ac傳動(dòng)的中心距：a1mZZ14153090mm a1c12 a1 c12按預(yù)取嚙合角2130，可得ac傳動(dòng)中心距變動(dòng)系數(shù)：acγa1c112Za1Zc1coscosα'αac111530cos201 2 cos2130 0.2243 則中心距：aaγm900.2243490.897mm a1c1 a1c1 a1c1取a91mm算ac傳動(dòng)的實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 a1c1 ac aa 9190γa1c1a1c10.25a1c1m4 a 90cosαa1c1cosαcos200.9294a1c1a91a1c1所以α21.977904計(jì)ac傳動(dòng)的變位系數(shù) x ZZinvαa1c1invα a1c1 a1 c1 2tanα1530inv21.978inv202tan20 0.31444 由文獻(xiàn)[29]圖8.23可知X 的值在P和P之間，為綜合性能良好的區(qū) a1c1 4 5域，可以使用；由圖8.24分配變位系數(shù)，得x0.22a1 xx x c1 a1c1 a10.314440.220.09444計(jì)算cb傳動(dòng)的中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角1 1 c1b1 c1b1cb傳動(dòng)未變位時(shí)的中心距：1amZZ4753090mmc1b12b1 c12γb1c112Zb1Zc1coscosα'αac111530cos201cos200 則中心距：aaγm112.505112.5mm b1c1 b1c1 b1c1 aa 112.5112.5 γc1b1c1b1mc1b1 5 0所以αc1b1206.計(jì)算cb傳動(dòng)的變位系數(shù)1 1因?yàn)椋害?0c1b1所以： x 0c1b1xx x00.094440.09444b1c1b1c17.幾何尺寸的計(jì)算各齒輪的分度圓直徑：dmZ41560mma1 a1dmZ475300mmb1 b1dc1mZc1430120mm式中ddd——分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的分度圓直徑；zzbzc——分別是中心輪、內(nèi)齒輪和行星輪的齒數(shù)。齒頂高的變位系數(shù)：△xx0.220.09440.30.01444a1c1 a1 c1 a1c1xx0.094440.0944400 c1b1 c1 b1 c1b1 計(jì)算ac傳動(dòng)時(shí)太陽(yáng)輪和行星輪的齒頂高，取齒頂高變位系數(shù)為h*1ahh*xmaa1aa1a1c1 10.20.014 4.76mm hh*xmac1ac1a1c110.094440.0144.33776mm計(jì)算cb傳動(dòng)時(shí)內(nèi)齒輪和行星輪齒頂高 hh*xmab1ab1c1b1 10.0944404 3.62mm在行星傳動(dòng)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，所以選擇h4.338mm。計(jì)算各個(gè)齒的齒根高，齒根系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值為：c*0.25hh*c*xm fa1 a a110.25-0.2244.12mmhh*c*xm fb1 a b110.250.0944445.378mmhh*c*xm fc1 a c110.250.0944444.622mm 各個(gè)齒輪的齒頂圓直徑：dd2h6024.7669.52mmaa1 a1 aa1dd2h30023.62292.76mmab1 b1 ab1dd2h12024.338128.676mm ac1 c1 ac1各個(gè)齒輪的齒根圓直徑：dd2h6024.1251.76mmfa1 a1 fa1dd2h30025.378310.756mmfb1 b1 fb1dd2h12024.622110.756mm fc1 c1 fc18.驗(yàn)算ac傳動(dòng)的齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度(1)齒面接觸強(qiáng)度的校核計(jì)算F σZZZZ t H0 H EW βdbu1式中Z——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，Z2.5； H HZ——彈性系數(shù)，Z189.8； E EZ——工作硬化系數(shù)，Z1； W WZ——螺旋角系數(shù)，Z1。 βHPHHVAKKHPHHVAKKKKK A A式中K——?jiǎng)虞d系數(shù)，K1.078；Kβ——齒間載荷分系數(shù)，KHβ1.039；KHα——齒間載荷分布系數(shù)，KHα1.0；K——行星輪間載荷分布系數(shù)，K1.20。 HP HPZZZZZHlimZ HPS NT LVR W XHminZ——壽命系數(shù)，Z0.86； NT NTZ——尺寸系數(shù)，Z1.0433； X XZ——工作硬化系數(shù)，Z1； W WZZZ——潤(rùn)滑油系數(shù)，ZZZ1； LV R LV R代號(hào)代號(hào)名稱(chēng)說(shuō)明取值KA使用系數(shù)按中等沖擊查文獻(xiàn)[29]表6-71.5KV動(dòng)載系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-61.078KHβ齒向載荷分布系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-7得HU=0.43，03.11109.1bbHHUK，1.039KHα齒間載荷分布系數(shù)查文獻(xiàn)[29]表6-9，6級(jí)精度1.0KHP行星輪間載荷分布系數(shù)行星架浮動(dòng)，查文獻(xiàn)[29]表7-11.20ZH節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)(XaX+c/()Za+Zc)，查文獻(xiàn)[29]圖6-92.5ZZE彈性系數(shù)查文獻(xiàn)[29]表6-10189.8Zε重合度系數(shù)εa=1.61，εβ=0，查[29]6-10得0.89Zβ螺旋角系數(shù)直齒，β=01Ft分度圓上切向力N58.1822d2000a1tTF1822.58Nb工作齒寬b=φdda=57.6，取bmm=5858續(xù)表3-2uu齒數(shù)比59375.0caZZ0.59375ZNT壽命系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-160.86ZLZVZR潤(rùn)滑油系數(shù)簡(jiǎn)化計(jì)算潤(rùn)滑油系數(shù)、速度系數(shù)及粗糙度最小安全系數(shù)的乘積，查文獻(xiàn)[29]表6-141.0ZW工作硬化系數(shù)內(nèi)齒輪均為硬齒面，查文獻(xiàn)[29]圖6-201.0ZX尺寸系數(shù)查文獻(xiàn)[29]表6-151.0433SHmin系數(shù)最小安全按高可靠度，查文獻(xiàn)[29]表6-111.60分別代入公式可計(jì)算接觸應(yīng)力基本值：Fu1 σZZZZ t H0 H EW βdbu1259.85N/mm2接觸應(yīng)力：KKKKK H H0 AV HHHP395.851.51.0781.0391.01.2562.06N/mm2許用接觸應(yīng)力：HlimZZZZZZ HP s NT LV R W X1500/1.6Hlim0.861.04.01.0433841.16N/mm2故,接觸強(qiáng)度滿足要求。(2)根齒根彎曲疲勞應(yīng)力及許用應(yīng)力用文獻(xiàn)[21]公式3-8、3-9、進(jìn)行校核。各F項(xiàng)參數(shù)如表3-7所示。式中Ft YYYYKKKKK(3 FbmFasaεβA V FβFαFPY——太陽(yáng)輪應(yīng)力修正數(shù)，Y1.64；sa1 sa1式中Y——行星輪應(yīng)力修正系數(shù)，Y1.53； sa2 sa2Y——重合度系數(shù)，Yε0.72；εYFa1——齒形系數(shù)，YFa12.53；YFa2——齒形系數(shù)，YFa22.81；K——使用系數(shù)，K1.5； A AK——?jiǎng)虞d系數(shù)，K1.078； V VK——齒間載荷分布系數(shù)，KFβ1.056；FβKFα——齒間載荷分布系數(shù)，KFα1.0；K——行星輪間載荷分布系數(shù)，K1.3。 FP FP FlimYYYYY (3-8)FPSFminSTNTrelTXrelT1Y——彎曲壽命能夠系數(shù)，Y0.857； NT NTY——應(yīng)力修正系數(shù)，Y2.0； ST STY——尺寸系數(shù)，Y1.02；X——齒根圓角敏感系數(shù)，Y 1.0； relT relTY——齒根表面形狀系數(shù)，Y0.988。 relT relT表3-3a-c齒輪副齒根彎曲強(qiáng)度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)代號(hào)代號(hào)名稱(chēng)說(shuō)明取值KFβ齒向載荷分布系數(shù)由文獻(xiàn)[29]式6-60得043.162.0109.1111bFFK1.043KFα齒間載荷分布系數(shù)HFKK1.0KFP行星輪載荷分布系數(shù)按文獻(xiàn)[29]式7-12,3.115.1HPFPKK1.2YFa1太陽(yáng)輪齒形分配敘述查文獻(xiàn)[29]圖6-222.43YFa2行星輪齒形分布系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-222.70續(xù)表3-3YYSa1太陽(yáng)輪應(yīng)力修正系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-241.54YSa2行星輪應(yīng)力修正系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-241.55Yε重合度系數(shù)查文獻(xiàn)[2]式6-75，71.0Y0.71YX尺寸系數(shù)查文獻(xiàn)[29]表6-17得YX=1.05-0.01×3=1.021.02YNT彎曲壽命能夠系數(shù)856.010793.610302.096NTY0.856YST試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)按所給Flim區(qū)域圖取Flim2.01relTY太陽(yáng)輪齒根圓角敏感系數(shù)查文獻(xiàn)[29]圖6-331.02relTY行星齒輪齒根圓角敏查文獻(xiàn)[29]圖6-331.0感系數(shù)感系數(shù)relTY齒根表面形狀系數(shù)由RZ=12.5μm，查文獻(xiàn)[29]表6-18得0.988SFmin最小安全系數(shù)按高可靠度，查文獻(xiàn)[29]表6-111.5Yβ螺旋角系數(shù)查文獻(xiàn)[29]式6-751.0分別代入公式，（3-7），（3-8）可計(jì)算彎曲應(yīng)力基本值：Ft σ YYYYKKKKKF1bmFa1sa1εβAV FβFαFPn69.26N/mm2Ft σ YYYYKKKKKF2bmFa2sa2εβAV FβFαFPn71.89N/mm2取彎曲應(yīng)力72N/mm2許用彎曲應(yīng)：σσFlimYYYYYFPSFminSTNTrelTXσrelT1404.56N/mm2,故彎曲強(qiáng)度滿足要求 F Fp9.驗(yàn)算c-b傳動(dòng)的齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度CB傳動(dòng)為內(nèi)嚙合，由于NGW型行星齒輪傳動(dòng)的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動(dòng)的校核可以省略。3.2.4行星減速器低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算和校核1.配齒計(jì)算查文獻(xiàn)[29]表9.2-1選取選擇行星輪的數(shù)目取n=3，確定各輪的齒數(shù)，按如w下公式的配齒方法進(jìn)行計(jì)算：ib2Za2H2a2C（適當(dāng)調(diào)整ib2使C為整數(shù)）n a2H2調(diào)整ib24.67C28a2H2Z18a2ZCnZ2831866 b2 W2 a2 Z1ZZ1661824c22b2a22由于Z1817，由文獻(xiàn)[29]可知此組合的齒數(shù)組合為標(biāo)準(zhǔn)齒數(shù)組合采用非2.按接觸強(qiáng)度初算ac傳動(dòng)的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩為：TTi1292.6567755.9Nm Ⅱ Ⅰ 2設(shè)載荷不均勻系數(shù)K1.15，在一對(duì)ac傳動(dòng)中，太陽(yáng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：C T 7755.9TⅡK1.152973.095Nma2nW2 C 3按文獻(xiàn)[29]表9.231查得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)K1.8，則齒數(shù)比： Z 24uc21.3333 Z 18太陽(yáng)輪和行星輪的材料用20CrMTi滲碳淬火，齒面硬度為56~60HRC,查b圖8.218選取1500MPa取齒寬系數(shù)0.5,計(jì)算中心距 Hlim aaa483u13KTaυu(píng)σ2a Hlim4831.4131.82973.0950.51.415002122.7mm模數(shù) 2a 2122.7m 5.84mm，取m6mmZZ 1824a C3.幾何尺寸的計(jì)算齒輪的分度圓直徑：dmZ618108mma2 a2dmZ666396mmb2 b2dmZ624144mm c2 c2各個(gè)齒輪的齒頂圓直徑：dd2m10826120mmaa2 a2dd2m39626384mmab2 b2dd2m14426156mmac2 c2各個(gè)齒輪的齒根圓直徑：dd2.5m108-2.5693mm fa2 a2dd2.5m3962.56411mmfb2 b2 dd2.5m1442.56129mmfc2 c2 因低速級(jí)行星齒輪的校核方法和高速級(jí)相同，故省略。3.2.5行星減速器軸的設(shè)計(jì)及校核由于齒輪間傳動(dòng)的均載問(wèn)題，本設(shè)計(jì)采用高速級(jí)行星輪浮動(dòng)，低速級(jí)太陽(yáng)輪浮動(dòng)的結(jié)構(gòu)，高速級(jí)與低速級(jí)之間通過(guò)普通平鍵連接。太陽(yáng)輪因?yàn)樘?yáng)輪的直徑較小，行星輪的直徑較大，為了提高齒輪和軸的強(qiáng)度，所以做成齒輪軸結(jié)構(gòu)。1.行星減速器輸入軸的設(shè)計(jì)與校核輸入轉(zhuǎn)矩：TTi721.562.51804.9Nm11按最小軸徑公式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為應(yīng)用最為強(qiáng)度較高的40Cr。 5T 51804.9103 d33 50 56.51mm式中T軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，T1804.9Nm；[]軸用許用應(yīng)力，[]50MPa。將軸的直徑圓整為60mm，由于此軸徑和齒輪直徑相差較小，所以做成齒輪軸結(jié)構(gòu)，根據(jù)軸的特點(diǎn)和傳動(dòng)方式可知，軸徑最小處即齒輪所在位置承受的轉(zhuǎn)矩最大，故該位置所在的截面為危險(xiǎn)截面，需要進(jìn)行強(qiáng)度校核，又因該軸主要承受扭矩而非彎矩，故只需校核該軸的抗扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度?？古そ孛嫦禂?shù)：D33.140.0603W42390 t16 16軸的最大切應(yīng)力：T1804.9 τ42.97MPa[τ]50MPamaxW4.2105t故強(qiáng)度滿足要求。2.行星減速器輸出軸的設(shè)計(jì)與校核第二級(jí)行星架與輸出軸的連接方式為花鍵連接，輸出軸與驅(qū)動(dòng)輪的連接方式為花鍵連接，花鍵選為漸開(kāi)線花鍵。輸出軸的設(shè)計(jì)材料上采用40Cr，其適用的場(chǎng)合為無(wú)很大沖擊，且載荷較大，根據(jù)最小軸徑公式求輸出軸最小軸徑 5T 530192103 d3 3 141.65mm 2 52 式中T——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，T30192Nm；[]——軸用許用應(yīng)力，[]52MPa。取d142mm 輸出傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T36519.9Nm3輸入端花鍵所受的圓周力： 2000T 200030192F2425239.437NtdD134150 2 2式中d——花鍵小徑直徑，d134mm；D——花鍵大徑直徑，D150mm?；ㄦI所受的徑向力為：FFtan245512.104N當(dāng)軸的結(jié)構(gòu)確定后，的撐位和軸所受載荷的作用點(diǎn)就確定了，可以求出支點(diǎn)反力和彎矩，軸的支撐簡(jiǎn)化成鉸支座，軸承部分為支反力的作用點(diǎn)，求在水平平面內(nèi)的支反力由M0，得：BRlFl0 AHAB rBCFlRrBC AH lAB245512.10.130.21151983.7N式中R——A點(diǎn)軸承受到的力；AHl——AB段的距離；ABl——BC段的距離。BCRFR93528N BH r AH在垂直平面內(nèi)的支反力：Fll RtAB BC BV l425239.437AB0.210.130.21688482.9NRRF263243.5N AV BV tA點(diǎn)總支撐反力：R2R2R2303804.4N A AH AVB點(diǎn)總支撐反力：RR2R2691915.4N B BH BV3.做彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上A點(diǎn)與C點(diǎn)所受彎矩： M Rl39505.6Nm M RAHllBHABRl80618.25NmCH AH AB BC BHBC在垂直面上A點(diǎn)與C點(diǎn)所受彎矩： M Rl182599.5Nm M RAVlBVlABRl226075.5Nm CV AV AB BC BVBCA點(diǎn)所在面的彎矩計(jì)算：MM2M2186824.2Nm A AH AVC點(diǎn)所在面的彎矩計(jì)算：MM2M2240019.6Nm C CH CVABCFrFt210130MHMVMTMAHMCHMAVMCVMAMC圖3-1輸出軸的彎扭矩圖軸所受到的轉(zhuǎn)矩：T30192Nm因C點(diǎn)所在截面所受彎矩較大，同時(shí)還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)剖面，其抗彎截面系數(shù)為： d3 WC241424.332抗扭截面系數(shù)為： d3 WC482848.6 T 16最大彎曲應(yīng)力為：MC0.994MPa C W 241424扭剪應(yīng)力為： T 36519.9 0.076MPa W 482848.6按彎扭合成進(jìn)行校核計(jì)，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6，差得60MPa，則當(dāng)量應(yīng)力為：12420.998MPa因，故強(qiáng)度足要。 e 13.2.6軸承的選擇與校核軸承在傳動(dòng)中有著至關(guān)重要的作用，不但起著減小摩擦的作用，而且承受著軸向載荷和徑向載荷，減速器中一級(jí)小齒輪選用的軸承為深溝球軸承，型號(hào)為6014，大齒輪軸選用的軸承型號(hào)為6012，減速器輸出軸選用的軸承為調(diào)心滾子軸承，型號(hào)為23030C。同行星減速器輸出軸相似的是，輸出軸的輸入端把扭矩傳遞出去的方式，也是通過(guò)花鍵，當(dāng)然輸出軸輸出端所受到的力與輸入端的相同，就是除徑向力之外還受到一定的軸向載荷，所以選用調(diào)心滾子軸承所以采用兩對(duì)軸承反裝。行星減速器輸出軸用軸承選用23030C調(diào)心滾子軸承。6012軸承的校核本設(shè)計(jì)中6012軸承的徑向載荷為： T 1767.8T2K1.15667.66NmanWⅠC 3 FTdcosα667.660.265cos20166.26N r a 2式中T——高速級(jí)太陽(yáng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩a d——第一級(jí)大齒輪分度圓直徑計(jì)當(dāng)量動(dòng)載荷P：Pf(XFYF) p r a式中X——徑向載荷系數(shù)——軸向載荷系數(shù)查得X1，Y0取f1.5，帶入式中得：Pp1.5(1166.260)249.39N此軸段主要承受的是徑向載荷，軸向載荷較小，可以省略，故F=0N,此a軸承的主要參數(shù)為：表3-46012深溝球軸承的基本參數(shù)DD（mm）d（mm）B（mm）Cr（kN）C0r（kN）95601831.524.2軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值： 1 60Ln1CPLεP(n)εr 106式中——指數(shù)，球軸承時(shí)3L——軸承預(yù)期計(jì)算壽命nn——軸承的轉(zhuǎn)速，n90r/min設(shè)軸承更換周期為一年，則：L243658760hh 60Ln1 60908760 CP( n)ε249.393 901.94N 106 106由以上的計(jì)算結(jié)果C0.902kNC24.2kN0r經(jīng)過(guò)比較該軸承符合設(shè)計(jì)要求。23030C軸承的校核本設(shè)計(jì)中的23030C軸承的校核如下，其徑向載荷：G380000F95000Nr44軸向載荷： F 80000Fr40000Na22表3-523030C調(diào)心滾子軸承的基本參數(shù)DD（mm）d（mm）B（mm）Cr（kN）C0r（kN）22515056438762求比值：Fa400000.42 F 950000r計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P：Pf(XFYF) p r a式中X——徑向載荷系數(shù)——軸向載荷系數(shù)查得X1，Y0取f1.5，帶入式中得：P1.5p(195000050000)142500N軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值： 1 60Ln1CPLεP(n)εr 106式中——指數(shù)，球軸承時(shí)3L——軸承預(yù)期計(jì)算壽命nn——軸承的轉(zhuǎn)速，n3.14r/min設(shè)軸承更換周期為一年，則：L243658760hh 60Ln1 603.148760 CP( n)ε1425003 168400.4N 106 106由以上的計(jì)算結(jié)果C168.4kNC762kN0r經(jīng)過(guò)比較符合設(shè)計(jì)要求。3.2.7減速器中鍵的校核掘進(jìn)機(jī)行走部中減速器輸出軸采用花鍵連接，承受的扭矩最大且為動(dòng)連接，被連接件的結(jié)構(gòu)和特點(diǎn)通常決定了花鍵的類(lèi)型和尺寸，為了避免由于動(dòng)連接導(dǎo)致的過(guò)度磨損或由于靜連接導(dǎo)致的工作表面的壓潰，必須進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核，此連接方式為靜連接，采用的花鍵為漸開(kāi)線花鍵，壓力角30，花鍵的工作高度等于花鍵的模數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)查表5.3-11得花鍵的許用擠壓應(yīng)力為[σ]200MPa，其強(qiáng)度校核的通用公式為：2TP σ 3σ pψZhld p式中T——傳遞轉(zhuǎn)矩，T48145.13Nm；——各齒間載荷均勻系數(shù)，一般取0.7~0.8，取0.75；Z——花鍵的齒數(shù)，取Z26；l——齒的工作長(zhǎng)度，l120mm；h——鍵齒的工作高度，hm5mm；Ddd——平均直徑,d142mm；m m 2D——外花鍵的大徑，D150mm；d——內(nèi)花鍵的小徑，d134mm；把數(shù)據(jù)帶入公式得：2T 24.815104103 σ 57.96MPa200MPapψzhld0.75265120142 p 該結(jié)果滿足設(shè)要求。3.3張緊裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.3.1履帶張緊力的計(jì)算在掘進(jìn)機(jī)履帶行走機(jī)構(gòu)中，張緊裝置是一個(gè)很重要的部件，它使得履帶鏈保持一定的張力范圍內(nèi)工作，能防止履帶拖鏈，延長(zhǎng)履帶的使用壽命。張緊裝置主要參數(shù)的確定對(duì)履帶行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)具有重要的意義。張緊彈簧的初張力T是根據(jù)履帶鏈的預(yù)緊力確定的。取履帶的下半支為研究對(duì)象，履帶的下半支形狀是一條懸垂線，如圖3-2所示，由M0，得：F'h(aq/2)(a/2)/20由此可得出F'a2q/(8h)（3-9）a112haq/2a/2圖3-2履帶鏈尺寸分析F與F'和(aq/2)的合力值大小相等，方向相反故F(a2q/8h)2(aq/2)2（3-10）式中q——履帶鏈單位長(zhǎng)度的重量q0.9N/cm；a——導(dǎo)向輪與中心輪的中心距，已知a3000mm；h——履帶鏈下分支的懸垂度，h10mm；F——履帶的緊力（最大）；F'——履帶鏈下分支最大端的預(yù)張力（最?。?；aq/2——履帶鏈下分支一半的重量。由此可得出F'a2q/(8h)（3-9）F與F'和(aq/2)的合力值大小相等，方向相反故F(a2q/8h)2(aq/2)2（3-10）式中q——履帶鏈單位長(zhǎng)度的重量q0.9N/cm；a——導(dǎo)向輪與中心輪的中心距，已知a3000mm；h——履帶鏈下分支的懸垂度，h10mm；F——履帶的緊力（最大）；F'——履帶鏈下分支最大端的預(yù)張力（最?。?；aq/2——履帶鏈下分支一半的重量。張緊油缸的初張力:TFFcoFF'（3-11）0式中—履帶鏈下分支最下端的預(yù)張力與水平方向的夾角。張緊彈簧的工作壓力為：TP0（3-12）（D/2）2式中D—張緊彈簧的直徑，D250mm。代入式(3—8),(3—9)得：F96500N0.930002 F'101250N810將F和F代入式（3—10）得張緊彈簧的初張力：TFF'96500101250197750N由式（3—11）張彈簧的工作壓力為197750P4.03MPa(250/2)2F112hT0FF'α圖3-3張緊輪受力圖3.3.2張緊油缸的計(jì)算1.液壓缸內(nèi)徑的確定油液作用在單位面積上的壓強(qiáng)為：FPA式中F——作用在活塞上的載荷，F(xiàn)197750N；A——活塞的有效工作面積，單位m2；P為壓力，查文獻(xiàn)[22]選取，P1.6MPa；1AD24197750A0.12265m21.6106 4A 0.0122654 D 124.9mm 3.14 查文獻(xiàn)[22]，取油缸內(nèi)徑D125mm。2.液壓缸壁厚、外徑參數(shù)計(jì)算液壓缸的壁厚由液壓缸的強(qiáng)度條件來(lái)計(jì)算。液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計(jì)算時(shí)可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒,液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/10的圓筒稱(chēng)為薄壁圓筒。PDy（3-13）2[]式中——液壓缸壁厚,mm；D——液壓缸的內(nèi)徑,mm；P——試驗(yàn)壓力，取P40MPa；[]——缸筒材料的許應(yīng)力。材料為鋼管，[]100~110MPa；選擇[]110MPa，將P、[]的值代入（3-9）式中，可求得：y PD 40106125y25mm2[]2100106液壓缸壁厚度算出后，即可求出缸體的外徑D為：1DD2175mm 1結(jié)論行走部的掘進(jìn)機(jī)的重要組成部分，是掘進(jìn)機(jī)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵部位，合理的對(duì)行走部進(jìn)行設(shè)計(jì)可以提高掘進(jìn)機(jī)的掘進(jìn)效率，加快掘進(jìn)生產(chǎn)的速度，保證生產(chǎn)的安全性。此設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容為進(jìn)行了驅(qū)動(dòng)方式的選擇以及確定了傳動(dòng)方案，對(duì)減速器進(jìn)行了合理的選擇，減速器的傳動(dòng)方式為一級(jí)圓柱齒輪減速器串聯(lián)二級(jí)行星齒輪減速器，這種結(jié)構(gòu)能比較合理的分配傳動(dòng)比。對(duì)減速器齒輪的尺寸進(jìn)行了計(jì)算，并且對(duì)齒輪強(qiáng)度進(jìn)行了校核，對(duì)軸進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及疲勞強(qiáng)度校核，選擇軸承并進(jìn)行壽命校核。在行走部主體結(jié)構(gòu)方面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)張緊裝置的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了選擇與計(jì)算。該設(shè)計(jì)使掘進(jìn)機(jī)的各個(gè)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了合理的配合，結(jié)果提高了掘進(jìn)機(jī)的掘進(jìn)效率，符合了礦山機(jī)械的基本要求。致謝參考文獻(xiàn)[1]李恩龍，溫保崗．我國(guó)懸臂式掘進(jìn)機(jī)發(fā)展趨勢(shì) [J]．煤礦機(jī)械2013,34（5）：4-7.[2]李道君 ,楊曉勇.我國(guó)煤礦掘進(jìn)機(jī)發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢(shì)[J].中國(guó)科技博覽,2014(3):522-522.[3]汪勝陸 ,孟國(guó)營(yíng),田劼,等.懸臂式掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r及趨勢(shì)[J].煤礦機(jī)械,2007,28(6):1-3.[4]董曉威，潘長(zhǎng)輝．掘進(jìn)機(jī)履帶行走部的設(shè)計(jì)研究 [J]．煤礦機(jī)械2012,33（8）：11-13.[5]王崢，李健，候雙喜．懸臂式掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) [J]．煤礦機(jī)械，2011,3