纵轴式掘进机行走机构及其减速器设计

摘要现在掘进机是机、电、液、光技术的综合，行走机构是掘进机非常重要的部件之一，行走机构的性能对整机的性能起着决定性的影响。本文主要介绍了国内外掘进机的发展现状，在原有掘进机的成熟技术基础上，根据掘进机的实际工作环境对掘进机行走机构的各个部件进行了合理的结构设计。文章介绍了履带式掘进机的行走驱动形式的特点，并且对行走机构驱动形式进行了分析，选取了合理的动力元件；对掘进机的传动形式的分析选择和计算；主要针对掘进机行走机构的减速器进行了合理的结构设计和计算。目前，掘进机的种类和样式很多，但其行走机构基本形式相近。所以，此次设计的掘进机行走机构，虽然是给定参数的，但具有普遍的实用性。关键词掘进机；行走机构；减速器ABSTRACTNOWTBMMECHANICALINTEGRATESTHEELECTRICAL，THEFLUID,THELIGHTANDTHETECHNOLOGYTHEWALKINGISONEOFANIMPORTANTCOMPONENTOFTHETBMITSPERFORMANCEPLAYSADECISIVEIMPACTFORTHEPERFORMANCEOFTHESYSTEMTHISPAPERDESCRIBESTHEBORINGMACHINEINCHINAANDABROADWITHTHESTATUSOFTHEORIGINALEXCAVATIONMACHINESBASEDONMATURETECHNOLOGY,ACCORDINGTOTBMOFTHEACTUALWORKINGENVIRONMENTOFTUNNELINGMACHINERUNNINGTHEVARIOUSCOMPONENTSOFASOUNDSTRUCTURALDESIGNTHISPAPERINTRODUCESTHEOPERATINGCHARACTERISTICSOFTHECRAWLERTBMDRIVENFORMANDANALYSESTHEWALKINGDRIVENFORMDEVICESTHETBMWALKINGTENSION,USESSPRINGTENSIONDEVICEREPLACEOFITSTANKTENSIONTOFINISHTENSIONFUNCTIONCHOICEANDCALCULATIONTHETRANSMISSIONFORMSOFTHETBMMAINLYAIMSATTHEREDUCEROFTHEDIGGINGMACHINERUNNINGFORAREASONABLESTRUCTUREDESIGNANDCALCULATIONKEYWORDSTBMWALKINGREDUCER目录1绪论111选题的意义112国内外掘进机的发展现状113掘进机行走机构的工作原理和特点214掘进机行走机构的组成和功能22行走机构方案的确定421履带行走机构的组成422履带行走装置参数的确定5221行走机构设计所需已知参数5222驱动轮直径的计算6223履带的接地长度计算6224履带节距6225支重轮直径和轮距7226平衡梁的布置7227行走功率计算73行走减速器的设计计算931驱动形式的选择和计算9311工作原理9312驱动类型9313驱动轮所需扭矩的计算10314输入转矩和转速的计算10315选取液压马达1032行走减速器初始参数11321主要设计参数和传动系统的确定11322传动装置的运动及动力参数计算1233圆柱齿轮的设计计算13331一级圆柱齿轮的设计计算13332二级圆柱齿轮的设计计算18333三级圆柱齿轮的设计计算24334四级圆柱齿轮的设计计算3034行星齿轮的设计计算30341行星齿轮高速级设计计算32342行星齿轮低速级设计计算4235轴的设计计算及校核47351设计计算47352强度校核4836行星齿轮轴和轴承的设计58361输入轴的设计计算58362轴的强度校核60363输出轴的设计计算和校核61364轴的强度校核65365轴承的选择和校核6737圆柱齿轮轴承的选择及其寿命验算68371轴5轴承的选择及计算68372轴3轴承的选择及计算70373其余轴承的选择及计算7138普通平键联接的选择和验算71381轴1上齿轮1键的选择71382轴2上齿轮2键的选择71383轴3上齿轮4键的选择与验算71384轴5上齿轮7键的选择与验算7239润滑及密封形式选择72结论73致谢74参考文献75附录A译文76附录B外文文献821绪论11选题的意义随着工业的飞速发展，对能源需求不断增大，煤炭一直是我国的主要能源来源，只有采煤机械化和综合机械化的不断的提高，才能满足国民经济对能源的需求。根据我国煤炭生产的现状，提高煤矿日产量和机械化程度，必须提高掘进、采煤、运输的机械化水平。这就要求加快井下掘进速度，以达到采掘平衡。掘进机是掘进的重要环节之一，国内外的生产实践以证实，只有实现掘进机械化、改善掘进机行走机构的结构才能满足这一要求。1本次设计是对掘进机的行走机构结构设计。行走机构的性能对整机的性能起决定性的影响。行走机构的功用是把整机支撑在地面上，传递和承载路面作用于接地装置的各种力或力矩，并吸收震动与缓冲和冲击以保证底盘的正常行使，以及整机的前进、后退、转弯等各项运动。它的性能、结构的可靠性将影响整机的工作性能。因此，研制新型的高效巷道掘进机的行走机构对于提高其整机性能具有重要意义，这也对一个产煤国家的矿山机械化程度的高低有着重要的意义。12国内外掘进机的发展现状六十年代以来，掘进机以成为各主要产煤国家不可缺少的设备，各国竟相制造掘进机，发展很快。英国1960年引进IIK3型掘进机，在此基础上研制生产了多斯科MK2型和MK2A型及安德逊马弗公司生产的RH型掘进机。日本在引进苏联、英国掘进机基础上，改进研制成MRH系列掘进机，西德六十年代制成甲虫型掘进机及EV型掘进机等。目前，我国掘进机生产有了较快的发展。已具备研制开发切割功率200KW，适应断面33M2，经济切割硬度8的中重型掘进机能力，基本上解决了半煤岩巷的掘进装备问题。“十五”后期重型掘进机的使用在国内大中型煤矿得到快速的推广重型掘进机机重小于80T，以EBZL60TY、EBZ220、EBZ200、EBZ200H等机型为主。重型掘进机实现了双速截割技术、恒功率变量液压技术以及PLC模拟量控制技术等多项关键技术的创新。这些关键技术的解决，极大地推动了国内重型掘进机研制技术的发展。随后，国内陆续推出了多种型号的重型掘进机基本实现了重型掘进机的国产化。与国际先进水平相比，国内掘进机在破岩能力、适应性及可靠性方面还存在一定差距，尤其在重型掘进机方面表现最为突出。重型国产掘进机与国外先进设备的差距，除总体性能偏低外，在基础研究方面也比较薄弱，适合我国煤矿地质条件的截割、装运及行走部载荷谱没有建立，没有完整的设计理论依据，计算机动态仿真等方面尚处于起步阶段。在原部件可靠性、自动控制技术、截割技术、除尘系统等核心技术方面有较大差距。无论是国内还是国外掘进机的发展都有着很大的发展，但其行走机构的形式、工作原理其本相同。13掘进机行走机构的工作原理和特点行走机构工作原理是液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，液压马达的转动带动驱动轮（链轮）旋转，链轮的轮齿和履带的链轨销咬合，从而实现掘进机在履带上爬行。掘进机具有机身矮、功率大、适应大倾角、硬岩能力强、灭尘效果好等特点。主要适用于煤巷、半煤岩巷以及软岩巷道掘进，也可适用类似条件的工程隧道施工，能够实现连续切割、装载、运输作业。掘进机行走机构担负着掘进机的切割臂在无伸缩的情况下钻进截割的进给运动，以及整机的前进、后退、转弯等各种运动，它的性能、结构的可靠性将影响整机的工作性能。还有支撑机体并将液压马达传到驱动轮上的扭矩转变为机械行驶和进行作业所需的牵引力。14掘进机行走机构的组成和功能掘进机的行走机构主要有轨道式和履带式，由于轨道式受到轨道的限制，现在已很少采用。现代掘进机都采用履带式，其行走机构是由履带架、履带、驱动链轮、张紧轮、支重轮和张紧装置等组成。行走机构组成布置见图11。图11行走机构组成布置FIGURE11WALKINGMECHANISMLAYOUT2行走机构方案的确定21履带行走机构的组成1履带架履带架在整机中起着支撑与连接的作用，是不可忽视的一个部分，履带架设计的好坏将直接关系着整机的质量与美观。因此，在设计中即要考虑到其强度的问题，又要考虑其美观与使用性的问题。履带架总体采用箱型梁结构，铸焊结合。由于支撑引导轮处结构复杂，受力较大，因而采用铸造件，其它部分采用焊接结构；为了提高箱型的强度和刚度，在其受力较大处采用较厚板材并增设筋板；另外，履带架与主机架通过螺栓刚性联结，为了防止螺栓在机器行走中承受剪力，在履带架前后两端增加了挡板2。2履带掘进机都采用履带行走机构,它支撑机器的自重和牵引转载机行走当履带作业时,它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷履带机构的设计对整机正常运、行通过性能和工作稳定性能具有重要的意义。履带的设计要求具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能；两条履带分别驱动，其驱动力可选用液压马达或电动机；履带应有较小的接近角和离去角，以减少起运动阻力；要注意合理设计整机重心位置，使履带不出现零比压现象；履带应有可靠的自动装置，以保证机器在设计的最大坡度上工作不会下滑。履带的结构有组合式和整体式两种。组合式履带由履带板、链轨节、履带销和销套所组成；整体式履带的履带板之间用销子连接。履带板是履带总成的重要组成部分，对履带板的要求各节履带板之间应可靠的连接；履带板和驱动轮的啮合要可靠；履带板与地面应有足够的附着力；履带板要硬度高、耐磨损、耐冲击。履带板分为平底、刺式、单筋、双筋和三筋。平底履带板没有履刺，适合在硬质地面上行走，在恶劣工况下附着力小且要人工去除留在凹槽中的淤泥。刺式履带板，履刺越高，切入土壤越深，土壤的抗剪切能力越能充分利用，发挥的驱动力就越大，但履刺过高会加剧土壤的扰动，不仅破坏路面，还会增加滚动阻力，从而影响整机机动性。掘进机履带板刺式结构。本设计采用整体式履带，履带板选刺式。3驱动轮驱动轮是将传动装置的动力传至履带，以产生底盘运动的驱动力。因此，要求驱动轮与履带的啮合性能要良好，既在各种行驶条件和允许磨损程度下啮合不应发生干涉、冲击和脱落履带现象；另外要求传动效率高、耐磨损。驱动轮的结构与采用何种履带板有关，驱动轮与履带的啮合方式有节销式和节齿式两种。驱动轮与组合式履带的啮合方式是节销式；与整体式的啮合通常采用节齿式。驱动轮由轮毂、轮幅和轮缘构成。履带板绕在链轮上为多边行，链轮以等角速度转动时，履带速度不均。所以，在确定链轮齿数时应满足链齿强度的情况下，尽量增加齿数，减小机器的动负荷2。4磨擦板掘进机行走机构采用磨擦板与履带磨擦产生摩擦力来完成其行走功能的，磨擦板材料为，该材料具有高耐磨的性能，能够产生巨大的摩擦力和承受很高的压力，适40MN2合掘进机在大倾角的工作环境中工作。22履带行走装置参数的确定221行走机构设计所需已知参数机重；48T机宽；25MS履带板宽；0B适用巷道断面23M2，高2445M，宽3055M；接地比压014MPA；卧底深度250MM；爬坡能力16；最小转弯半径7M；离地最小间隙150MM；行走速度05M/MIN可调。222驱动轮直径的计算履带掘进机采用后轮驱动形式，若以为掘进机的使用重量，则驱动轮直径的经验M公式为2（21）4857D式中KG实际重量TM驱动轮的直径MMD由式（21）得751M840D选驱动轮直径为。M650223履带的接地长度计算接地比压（22）LBGP2由式（22）得B231M0541408963式中机器总重量NG履带接地板长度ML履带板宽MB履带平均接地比压MPAP224履带节距缩小履带节距，可以减小行走速度的不均匀性；增大节距，可以改善接地比压的分布。一般取节距，M2掘进机的有效重量。M2的单位为KG，LJ的单位为4J3517L）（MM。目前，我国的掘进机履带的标准节距为173、203、216、2285MM，确定履带的节距值，应该符合国家标准。经计算履带节距的可取范围217至286，所以取标准节距LJ2285MM225支重轮直径和轮距支重轮的个数，有多个支点式和少支点式之分。当掘进机主要在松软路面上工作时，采用多支点式，履带在各支重轮之间不弯曲，使支重轮下面的履带，和支重轮之间的履带，其接地比压相差不多，使其压力趋于均匀分布，减小滚动阻力。但支重轮与履带板之间的阻力增大。采用多支点式时，可按下列经验公式计算支重轮直径DB和轮距LB；JBL714L25）（）（D由于掘进机的工作环境恶劣，地质差异大取DB250MM685BLB320。226平衡梁的布置平衡梁的位置，主要应考虑，使机体重量合理地分配到摆动轴和平衡梁的支座上。初选平衡梁的位置时，一般可取离驱动轮轴约大于07L的地方为宜。227行走功率计算单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率MINP4I106F式中单侧履带行走机构各种外阻力，N；IF行走机构工作时的行走速度，；MIN履带链的机构传动效率，包括行走减速器和履带传动效率。有支重轮时取089092机器行走时的各种阻力，主要包括行走阻力和转向阻力，而转向阻力要比行走阻力大的多，要按坡道上转向工况来分析计算。行走阻力R当水平行走时，坡角0，则FGR当爬坡时，坡角0，则SINFCO式中G掘进机重量；F滚动阻力系数，取01。转向阻力FR当掘进机在水平或坡度巷道底板上转向时，它的悬臂置于机器中间位置，两履带载荷是相同的。这时，两履带同时驱动，一履带前进，领一履带后退，转向阻力矩MR将在两条履带上形成同样大小的牵引力COSLBGMF21RRE4式中G1单边履带行走机构承受的掘进机重量，G1G/22352KN；L单边履带行走机构接地长度，L3100MM；B两条履带的中心距，B1700MM；E掘进机重心与履带行走机构的接地形心的纵向偏心，E590；转向阻力系数，06098。综合外阻力值，在水平转向和爬坡转向时各不相同。水平转向时；RI2FR爬坡转向时。COSSRI得316KN,IFKWP34MIN综上所述，单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率为34KW。3行走减速器的设计计算31驱动形式的选择和计算311工作原理掘进机行走机构的工作原理是液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，驱动轮，液压马达的转动带动驱动轮（链轮）旋转，链轮的轮齿和履带的链轨销咬合，从而实现掘进机在履带上爬行。312驱动类型液压驱动行走机构的特点是统一了动力源，液压马达体积小，驱动结构便于合理布置，适合于行走部的频繁启动。目前，装岩机行走机构液压驱动形式通常又分为中、高速马达带减速器驱动和低速液压马达直接驱动三种形式14。1）高速马达减速器驱动这种驱动形式的马达多采用齿轮马达，其优点是结构简单，工作可靠，抗污染性强，价格低廉等。但它最大的缺点是运转一定时间后，其内部摩擦副磨损严重，间隙增大，效率很快下降。而且与之配套的减速机要求传动比要大、结构也相应复杂，所以以这种形式应用极少。2）中速马达减速器驱动这种驱动形式的马达多采用柱塞马达。中速马达具有体积小，效率高，寿命长，售价低等特点，且减速器的结构形式国内外已趋于系列化，因此这种驱动形式应用形式很多。3）低速液压马达直接驱动该驱动形式的马达输出轴直接带动主链轮。马达大部分采用多作用内曲线径向柱塞式液压马达。其特点是结构形式简单，成本低、传动扭矩大、低速稳定性好、起点效率高。但马达体积大，难以保证间隙，制动装置不易处理，只适合于中、小型机械。综上，选择中速马达减速器驱动形式。313驱动轮所需扭矩的计算掘进机驱动轮所需要的最大扭距MN1027653102DFM式中单边履带的牵引力KN；驱动轮直径M；D314输入转矩和转速的计算行走速度VRN2得456013DVN初取减速机减速比7初I则液压马达最小输出转矩为MN7146/IM液压马达最小输出轴速为N8R/MI520NIM315选取液压马达由、查得柱塞马达产品配类MMN选定ZM107型斜轴式柱塞马达产品。表31是ZM107型柱塞马达的技术参数表。表31TAB31额定压力MPA最高压力MPA额定转矩MN最高转矩额定转速R/IN最高转速R/MI排量L/R功率KW质量KG213222089418402500107467032行走减速器初始参数321主要设计参数和传动系统的确定液压马达输出转矩220MN液压马达输出转速1840R/MIN总传动比67045218NIM使用寿命H4本次设计采用四级级圆柱齿轮及两极2KH行星轮传动组合而成。结构传动系如图31所示输出轴4级行星架轴5轴4轴3轴2轴1图31该行走机构传动系图FIGURE13OFTHEDRIVINGSYSTEMFORTHEWALKINGMECHANISM322传动装置的运动及动力参数计算1）分配传动比总传动比6704总I2）各级传动比的粗略分配减速器由四级圆柱齿轮和二级行星齿轮组成。其中四轴是惰轮轴2，I24，I31，I441二级行星传动比I行总02I4321总2）四级圆柱齿轮各轴功率、转速和转矩的计算1轴（输入轴）MIN/1840RNT1220P1MNKNT4262轴WKP06904212MIN/12RINNPT6439016459223轴KWP34097642齿轮轴承MIN/2304923RINMNNPT16720953334轴惰轮轴KWP8039703434轴承齿轮MIN/5234RIN5轴KWP836908345轴承齿轮MIN/57145RINNPT6408395333圆柱齿轮的设计计算331一级圆柱齿轮的设计计算1）材料的选择小齿轮45号钢调质处理齿面硬度217255HBS大齿轮45号钢正火处理齿面硬度162217HBS计算应力循环次数941102184060HJLNN99121052IN查机械设计手册，ZN110ZN210（允许一定点蚀）ZX1ZX210取SHMIN10ZW10ZLVR092（精加工齿轮）查机械设计手册，,1621LIM/580NH2LIM/50H计算许用接触应力21MINL1/6539201NZSLVRWXNH22INL2/705MLVRXN因，故取212H2/1507MNH2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T1220000NMM初定螺旋角10,。9201COSZ初取，查机械设计手册得02TK/8MNZE减速传动，取IU40A端面压力角283601COS/2COS/TGRTGARNT基圆螺旋角91CS0CSTARTRTB46283SIN26OSSINO291COSTTBHZ计算中心距AMZUKTAHEAT821450791846201232321取中心距A145MM。估算模数MN0007002A101529MM,取标准模数MN2MM。小齿轮齿数5947120COS451COS21UAZN大齿轮齿数Z2UZ197取Z148，Z296实际传动比2489612ZI实传动比误差，501210理实理I在允许范围内。修正螺旋角125213914268ARCOSARCOSZMN与初选100相近,ZHZ可不修正齿轮分度圆直径MZMDN3427951COS/482COS/168962圆周速度SDV/37291071043取齿轮精度为8级3验算齿面接触疲劳强度载荷稍有波动,取KA10按8级精度和，SMVZ/5410/8372910/得KV105。齿宽。MAB54按B/D11061,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K110,K1216载荷系数38612051KVA计算重合度齿顶圆直径MMHDNAA34271023479216896802端面压力角257103COS/2COS/TGARTGARNT齿轮基圆直径MDTB95710CS3497CS1T6382O68O2端面齿顶压力角69457109ARCOSARCS11BTD182398RSROS22ABAT760125710182396257109425811TGTTGTZZTTTAT423SINSINMB759061Z823COS80312570COS519TGARTGARTB4SIN20COS83SINCO2TTBHZ计算齿面接触应力22221/1507/49347958061981860MNMNUBDKTZHEH故安全。4）验算齿根弯曲疲劳强度按Z148，Z296,查机械设计手册，得，23LIM/0NF24LIM/05NFY10，Y103N4NM2MMS1518所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。36行星齿轮轴和轴承的设计361输入轴的设计计算（1）求输入轴上的转速和转矩NT；57R/MI64NT（2）初步确定轴的最小直径先按估算轴最小直径公式初步估算输入轴的最小直径。选取轴的材料为，调CRMO35质处理。根据机械设计手册得MNPAD574381030式中轴传递的转矩；TN轴用许用应力，；MPA输入轴的输入端是用花键与花键套联接，根据矩形花键公称尺寸选用，68MD，。62MD8B（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案输入轴、轴承端盖、轴承、平键、轴肩、轴承依次从轴的左端向右端安装。而零件定位是以减速器箱体、轴用挡圈等来保证的。零件的周向定位是通过花键，按花键轴小径定心。如图32所示图322）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据图所示，由轴的受力，选取型角接触球轴承一对反装。为了便于安AC70装选取轴承处的直径，其宽度，,其宽度为8M1D18MB942D21MB，轴肩处花键处长度在考虑定心的情况下取。930（4）轴上的受力分析本轴是传动轴，通过平键键与齿轮相联，不但起支撑作用，还受到弯矩和扭矩作用。为确保使用安全和简化计算起见，设齿轮上的力传动到轴上，对其进行受力分析计算和强度校核【4】。大齿轮传递的扭矩为NM645712T齿轮的圆周力（36）2DFT由式（36）得109623N3264572T齿轮的径向力NFTR473920COSTAN231096COSAN2RRYXON图33力分析图FIGURE33FORCEANALYSISCHART（5）求支反力通过对轴上大齿轮的力分析后，可以看到大齿轮在工作过程中，由于是直齿轮的缘故，在方向上大齿轮所受到的力的和为零。而花键联接处同样是只有转矩输入，并YX,且在不考虑到自重和零件在制造、安装误差所产生的力，那么输入轴只受到转矩。362轴的强度校核（1）危险截面的确定【4】由于B处的轴径较小，并且此处有应力集中，故选取处为危险截面。（2）弯曲强度校核计算由于本轴为心轴，只承受弯矩而不承受扭矩，故只对轴进行抗弯强度校核即可，而不需再进行安全系数校核。弯矩为对称循环的弯应力，弯曲应力幅为WMAWD/式中W抗弯断面系数，W。468932/1432由式（36）得MPA96D选取安全系数为，则需要弯曲应力为52KMPA10852/7/1KW可知计算最大弯曲应力，即弯曲强度条件满足。许用静应力MPA，那么3即静强度条件也满足。6011W另外，由于此轴的结构特点可知其刚度条件很易满足，刚度校核可省略。363输出轴的设计计算和校核（1）初步估算轴径选择轴的材料为，经调质处理，通过查材料力学性能表，得到数据如下表CRMO3534表34TABLE34材料牌号热处理硬度抗拉强度屈服点弯曲疲劳极限扭转疲劳极限许用静应力许用疲劳应力SIMN35调质26917504320185302461根据表机械设计手册公式初步计算轴径，由于材料为，CRMO1）求输出轴上的转速和转矩2N2TMN1483657012ITNGW；R/IN/N2）初步确定轴的最小直径先按估算轴最小直径公式初步估算输入轴的最小直径。选取轴的材料为，调CRMO35质处理。根据机械设计手册得（37）3415VTD由式（37）得M389154VTD式中轴传递的转矩；TN轴用许用应力，；MPA空心轴的内径与外径之比。V一般134V输出轴的输入端是用花键轴与行星架联接，根据矩形花键公称尺寸选用，10MD，。90MD6B3）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案平键、放松垫圈、圆螺母、轴套、调心滚子轴承、轴套、右端是依次从轴的左端向右安装。在最右端是花键，为满足强度和定位它的参数是键数24，。花键宽度。为了变于两轴承的安装定位10MD90D6MB36M在它们中间采用轴肩定位，轴肩高度，取，则34段的直径为DH07H10。23处是通过花键套与张紧轮联接的，考虑到轴上的载荷分布，此处花键参数2取与左端相同键数24，键宽，花键宽度为。10D12D7108M1945ABC1603图35FIGURE354）轴上的的受力分析轴传递的转矩M14283NT输入端花键轴受的圆周力789104N2901432DDTFT式中花键小径直径，；DM花键大径直径，。D花键受的径向力和轴向力它们的大小分别是、140NRF10XF5）求支反力在水平平面内的支反力由得0BM02DFDRXBCRAZN6520120914ABXRAZD式中点轴承受到的力，；AZR段的距离，；BDM段的距离，。C得0ZN3547652140CZRBZRF在垂直平面内的支反力3945727810TAYBFR6）作弯矩和转矩图作用力在水平平面的弯矩图MN17803547ABZCZDRM269182FXZZ作用力在垂直平面的弯矩图N05341054973CBYDR由于作用力在截面作出的最大合成弯矩AM618222AYZM作转矩图M3760N2T伸缩部截割头轴的载荷分布图（如图36）160ABCFT7894RX1RZ52Z3YN0YAMM56T图36FIGURE36364轴的强度校核确定危险截面根据轴的尺寸及弯矩图、转矩图，截面处W弯矩最大，且有花键传动、配合引起A的应力集中，故属危险截面。现对截面进行强度校核。弯曲应力为19456MPA0194562704165A6WMAA式中抗弯断面系数，由机械设计手册查得363M027CW由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0M由26156940231MAKS式中弯曲对称循环应力时的疲劳极限，；1CRMO35MPA正应力有效应力集中系数，由机械设计手册查得；K25K表面质量系数，轴经车削加工，由机械手册查得；90尺寸系数，由机械手册查得；60平均弯曲应力折算系数，由机械手册查得。430抗扭短系数DDBZDWNP16243624M105710209198切应力幅为由上面可得0421098320198326955661MAKS式中扭转疲劳极限，；1CRMO3PA3298MPA574210863PAMWT切应力有效应力集中系数，由机械手册查得；K342K尺寸系数，由机械手册19311查得；680平均扭转应力折算系数，由机械手册查得。29截割头轴截面的安全系数A5104262S由机械设计手册可知81故，该轴截面是安全的。SA365轴承的选择和校核1）一级行星轮用轴承的选择和校核A轴承的选择由于行星轮在整个传动中，行星轮只受较大的径向载荷，在轴向不受载荷，但是在浮动时行星轮有少量的轴向错动。所以根据常用的滚动轴承性能和特点，一级行星轮用轴承选用圆柱滚子轴承。它的基本尺寸和数据如下10NJ基本尺寸/M基本额定载荷/KN极限转速1MIN/R重量/KGDDBWFRCOR脂油W50801657525027563008000148B轴承的校核求轴承受到的径向载荷1RF首先求一级行星轮的可得，RACASTCRTF10NTRAATBCTTCRNTARFFCOSA由上面四个公式可得且有429NRAC429N1RAC因为轴承没有受到轴向力，所以轴向力0A求轴承当量动载荷1P因为所以由机械设计中表135查得01AFERA10,1YX因轴承运转中无冲击载荷，按机械设计中表136查得。则1PF429N011ARPFF验算轴承寿命轴承的预期计算寿命HLH0行星轮的转速483R/MIN71611NZCAC31016275900HCHLPL故所选用轴承可满足寿命要求。2）二级行星轮用轴承的选择和校核二级行星轮用轴承选用无挡边四列圆柱滚子轴承其校核同一级行星轮相0NQB同。轴承可满足寿命要求。37圆柱齿轮轴承的选择及其寿命验算371轴5轴承的选择及计算选择一对30220圆锥滚子轴承，5轴轴承校核1）、确定轴承的承载能力查手册，轴承30220的198000N，E042，Y14，Y0080CN240CR2）、计算径向支反力NRAZY16221B5423）、求轴承派生轴向力S查得，SR/2YNYRS580412621S1，S2的方向如S1S2FA4）求轴承的轴向载荷AFA5633N,A111434N,A25805N5）计算当量动载荷所以X1042Y11440E9862431RA所以X21Y20502查手册得D15FM2NAYRXP487625016245F193022D2111）（）（6计算轴承的寿命因为，故按P1计算。FT121预计寿命HLH0取P61974NH206435619724050F601631TPCNH故圆锥滚子轴承30220适用。372轴3轴承的选择及计算选择一对30313圆锥滚子轴承，3轴轴承校核1）、确定轴承的承载能力查手册，轴承30313的142000N，E035，Y17，Y010CN1850CR2）、计算径向支反力RAZY3921NB140824）、求轴承派生轴向力S查得，SR/2YNYRS46935120821S1，S2的方向如S1S2FA4）、求轴承的轴向载荷AFA3910N,A1783N,A24693N5）、计算当量动载荷所以X104Y117350E98371RA所以X21Y204062查手册得D15FM1NAYRXP21046930185F57422D2111）（）（6、计算轴承的寿命因为，故按P2计算。FT112预计寿命HLH0取P21120NH20139520853601F6013TPCNH故圆锥滚子轴承30313适用。373其余轴承的选择及计算轴1选用圆锥滚子轴承30207，轴2选用30209寿命计算同上，均满足要求，不再赘述。38普通平键联接的选择和验算381轴1上齿轮1键的选择选择圆头普通平键（A型）B10MM，H8，L56MM键1056GB109679382轴2上齿轮2键的选择选择圆头普通平键（A型）B14MM，H9，L50MM键1450GB109679383轴3上齿轮4键的选择与验算选择圆头普通平键（A型）B20MM，H12，L80MM键2080GB109679型，其参数为KHT127545MM，。M60BLLD68MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接。查得2/140MNP26/51758L2NDKT因，故安全。P384轴5上齿轮7键的选择与验算选择平头普通平键（B型）B28MM，H16，L125MM键28125GB109679型，其参数为KHT16106MM，D104MM。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，查得2/140MNP26/413975L2MNDKT因，故安全。P39润滑及密封形式选择1减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油GB590386。2油标尺M20,材料Q235A。3密封圈输入轴选用,唇形密封圈，B050035GB1387192结论掘进机的行走机构是掘进机进行一切活动的基础，保证行走机构的可靠性，耐久性有着十分重要的意义，经过了几个月的毕业设计，我对掘进机行走机构各个部分有了更加深刻的认识，同时也对同类行走机构有总体的认识。合理设计其机构的各个部分结构，使各部件、零件得到合理的组合；掌握了现代机械设计方法。熟练并掌握了掘进机行走机构的结构设计及内部机械原理，熟悉其机构的各个部分的结构、工作原理，熟悉掘进机的行走机构的工作原理。熟悉掘进机行走机构的液压系统原理，熟悉并掌握液压马达的工作原理，熟悉并掌握履带结构和行走原理。关于减速器的设计，由于没有合适的液压马达，故所选液压马达输出转速较高，从而使减速比较高，使设计复杂化。致谢在这次毕业设计中得到了指导教师李晓豁老师的热情、勤劳的指导，才使得我的毕业设计能够顺利的完成。在设计过程中李老师总是不辞辛苦的为我们一一解答我们在设计过程中的困难和问题，每一次他都是那么认真；每一次他都是那么热情；每一次他都是百忙之中指导我们设计。就是他的这种精神才让我们当天的问题当天解决，从不会拖到明天，少走了很多弯路，这使我对李老师怀有很高的敬意，但是在设计中我也有很多的不足，望老师批评指正。相信在和老师一起度过的这几个月的时间所学到知识定会对我以后的工作和学习有很大的帮助，可能还会影响我的一生。我由衷的感谢我的李老师。谢谢你给我的指导和帮助。参考文献1李贵轩，李晓豁，刘蕴章编著掘进机械设计阜新矿业学院，19922刘鸿文材料力学高等教育出版社，200412493李昌熙，乔石矿山机械液压传动煤炭工业出版社，19851812014孙恒，陈作模机械原理高等教育出版社，200055805孙时元中国选矿设备实用手册（上册）机械工业出版社,1992，1471806机械编辑委员会编机械工程手册机械工业出版社,19827郑晨升，杨玮机械标准图样CAXA画法技巧化学工业出版社，20078李晓豁，沙永东采掘机械冶金工业出版社，20119濮良贵，纪名刚机械设计高等教育出版社，200518421110大连理工大学工程画教研室机械制图高等教育出版社，2003，23324711煤炭科学研究院太原分院国外掘进机煤炭工业出版社，1986，13314712陈美查，侯红伟双履带行走机构对地粘着力矩的研究煤矿机电1999，（4）7813王鸿雁井下采掘设备履带行走机构减小运行阻力的设计煤矿机械2004，（5）151714侯波，岳梅AM65掘进机行走机构液压系统的分析淮南矿业学院学报1996，16（1）313415张波EBZ132SH型掘进机掘进行走系统的智能控制研究西安科技大学硕士论文200016徐灏，机械设计手册机械工业出版社，200017MIKEWOLFONTHESURFACEWORDMININGEQUIPMENT2002,26218ADRIANAPOTTSAMATTEROFSIZEWORDMININGEQUIPMENT2001,252附录A译文悬臂纵轴式掘进机的总体设计总体设计是机械产品设计过程中的重要内容和主要环节，它是在方案设计之后紧接着进行的设计工作。悬臂纵轴式掘进机以下简称掘进机的总体设计对整机性能的优劣起着决定性的作用，并决定了各总成、系统、各部件之间的协调性，统一性和匹配关系，从而获得总体的高端性能和较好的技术经济效益。掘进机的总体设计，主要包括以下内容1）据设计任务书选择机型及各部件结构型式2）定整机的主要技术性能参数，包括尺寸参数、重量参数、运动参数和技术经济指标3）按照总体设计的性能要求，确定整机系统的组成及它们之间的匹配性以及各个部件的主要技术参数4）进行必要的总体计算，并绘制传动、液压、电控系统图等。1选定该机型和各个部件及其结构型式、驱动方式、并进行总体的合理布置该项内容在确定前，首先应满足设计任务书的内容，特别是用户提出的主要要求经过调研，双方反复交换意见，达到既能满足用户或上级条件，又能较好的符合本企业产品发展的总体规划。1）机型的选定根据掘进机的用途，是用于煤矿井下巷道的掘进还是用于其他行业的工程作业，掘进机的工作条件是用于截割煤巷还是半煤岩巷，煤岩的单向抗压强度或普氏系数F值及岩石的磨蚀系数。同时应对照行标MT1381995悬臂式掘进机的型式与参数，按其截割煤岩的最大单向抗压强度，选定机型的类别。2）各部件结构型式、驱动方式的确定掘进机一般由截割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电控系统及辅助装置如除尘装置、安全装置、遥控监测装置等组成。A截割机构。截割机构的驱动方式由交流电动机驱动，在传动系统中一般设齿形联轴节，不设机械式过载保护装置，经两级行星减速器带动主轴前端的截割头。部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘进机机体灵活、体积较小，可截出各种形状和断面的巷道，并能实现选择性截割，而且截割效果好，掘进速度较高；所以，现在主要采用悬臂截割式，并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。按截割头的布置方式，分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头的优点是传动方便、结构紧凑，能截出任意形状的断面，易于获得较为平整的断面，有利于采用内伸缩悬臂，可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形，由于后两种截割头利于钻进，并使截割表面较平整，故使用较多。这种工作机构的缺点是由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心，与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动，故稳定性较差。因此，在煤巷掘进时，需加大机身重量或装设辅助支撑装置。目前，这种掘进机在部分断面掘进机中使用较多。B装运机构。它一般由装载机构和中间输送机组成。它们可采用分别驱动或集中联动方式，既可用交流电动机驱动，也可用液压马达驱动。耙爪式是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好，目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受限制（因为掘进机工作时履带行走机构一般不调动）。为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。星轮式机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠，但装大块物料的能力较差。装载机构方案是既能装设耙爪式也可装设星轮式，两者可以互换使用。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。输送机构一般是由机尾向机头方向倾斜向上布置的。输送机构可采用联合驱动方式，即将电动机或液压马达和减速器布置在刮板输送机靠近机身一侧，在驱动装载机构同时，间接地以输送机构机尾为主动轴带动刮板输送机构工作。这样传动系统中元件少、机构比较简单，但装载与输送机构二者运动相牵连，相互影响大。由于该位置空间较小布置较困难。输送机构采用独立的驱动方式，即将电动机或液压马达布置在远离机器的一端，通过减速装置驱动输送机构。这种驱动方式的传动系统布置简单，和装载机构的运动互不影响。但由于传动装置和动力元件较多，故障点有所增加。目前，这两种输送机构均有采用，设计时应酌情确定。一般常采用与装载机构相同的驱动方式。装载机构可以采用电动机驱动，也可用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。C行走机构。行走机构一般采用履带型式，履带式行走机构适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重。目前部分断面掘进机通常采用履带式行走机构。两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向。履带的驱动动力有电动机和液压马达两种，电动机驱动一般只设置一种行走速度，液压马达驱动可采用低速大扭矩马达直接带动履带链轮，或采用中速液压马达减速器带动履带链轮的传动方式，它可实现无极调速。履带结构型式有滑动和滚动两种，当机器调动速度10M/MIN的中、轻型掘进机，宜采用滑动结构型式；当机器的调动速度10M/MIN的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。D液压系统。液压系统多采用开式系统多路阀集中控制直接操纵或遥控操纵方式。以往国内外多采用齿轮泵，近年来掘进机液压系统采用柱塞泵有增多的趋势。E电控系统。电控系统包括动力部分、控制部分和检测部分。电控系统必须按照煤矿井下防爆要求设计、制造、检验，必须符合GB38362000标准中的有关规定和要求。为了提高掘进机在作业时的安全性，操作的灵活性以及机械传动部分的故障诊断及监控功能，从实用角度考虑，装设必要的离机遥控装置、测控压力、温度、液位及关键部位的故障诊断装置。3）总体布置总体布置的内容包括以下几个方面（1）确定各部件在整机说的位置，并对外形尺寸提出要求；（2）确定各部件、部件与整机之间的连接方式；（3）估算整机重量，并对各部件的重量提出要求；（4）布置各操纵机构、司机座位等；（5）审核个运动部件的运动空间，排除可能发生的运动干涉。4）具体要求在掘进机总体布置时，需注意以下问题（1）工作机构减速器减速器的进、出轴尽量同轴线；（2）悬臂和铲板的尺寸关系相适应，既有利于装载，又要避免截割头截割铲板；（3）悬臂的水平和垂直摆动中心的位置可以重合，也可以不重合。从增加机器的稳定性看，摆动这些都高度应尽量降低。在保证悬臂不与其他机构干涉的条件下，摆动中心的位置应尽量靠后，但必须保证中心在机器的纵向对称平面内；（4）当各主要部件设计出来之后。应进行校核，不满足需求时需仅需调整，使重心位于履带中心稍偏前且小于L/6（L为履带接地长度）。此外，还需求重心位置在截割机构回转台中心线之后，而且重心高度越低越好，以提高机器作业时的稳定性。（5）总体布置应考虑左右两侧重量对称并照顾工作习惯及方便操作。司机座一般设在机身左侧、且位于机身后部，座椅高度应保证司机的视线，使其哪个很好地操纵机器，截割出规则的巷道；（6）操纵台位置要适当，应保证司机操纵方便、省力。仪表显示装置的位置要便于司机观察，又不分散司机正常操作的注意力。（1）工作机构要求有较大的短时过载能力，而油马达对冲击负荷很敏感，过载负荷能力低，影响截割头正常连续运转。所以，掘进机的工作机构宜采用电动机为动力的机械传动型式。应利用体积小、功率大、过负荷能力强的专用电动机，并配备可靠的电气保护装置。根据工作机构结构紧凑的特点，通常工作机构的减速器设在悬臂内，成为悬臂的组成部分。截割头调速方式一般采用配换挂轮的方法，变速机构力求简单。（2）耙装机构传动装置的特点是减速器需装在尺寸有限的铲板下部，因而设计空间较小，工作条件恶劣。减速器经常浸泡在煤岩泥水中，卡料时易过载。耙装、输送机构若采用机械传动，用于电动机尺寸较大，不便在输送机尾安装，一般是在铲板上部两侧安装两台电动机，作为耙装、输送机构的共同动力，