掘进机行走减速器与履带板设计 毕业论文.doc

中文题目：掘进机行走减速器与履带板设计 外文题目：the design of the walking reducer and the tracked plate 目录 引言 1 行走机构的参数计算 1.1 行走机构的功用和组成 1.2 行走机构基本参数的确定 1.2.1 履带板宽度的确定 1.2.2 左右履带中心距的确定 1.2.3 单侧履带接地长度的确定 1.2.4 履带平均接地比压的确定 1.2.5 单侧履带牵引力的确定 1.3 履带行走的功率 1.3.1 行走实际功率 1.3.2 单边履带行走机构输入功率的计算确定 1.3.3 履带对地面附着力校核计算 2 驱动元件的选取及参数计算 3 行星齿轮传动设计 3.1 已知条件 3.2 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 3.3 配齿计算 3.4 初步计算齿轮的主要参数 3.4.1 齿轮材料和热处理的选择 3.4.2 齿轮模数的计算 3.5 啮合参数的计算 3.5.1 变位中心距的计算 3.5.2 变位系数的计算 3.6 几何尺寸的计算 3.6.1 分度圆直径的计算 3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算 3.6.3 基圆直径的计算 3.6.4 节圆直径的计算 3.7 装配条件的验算 3.7.1 邻接条件 3.7.2 同心条件 3.7.3 安装条件 3.8 传动效率的计算 3.9 各构件切向力的计算 3.10 齿轮强度验算 3.10.1 齿面接触强度校核 3.10.2 齿根弯曲强度校核 3.11 结构设计 3.11.1 高速轴的结构设计 3.11.2 低速轴的结构设计 3.11.3 转臂与心轴的设计 4 履带板设计 4.1 形式的选择 4.2 材料的选择 4.3 形状和尺寸的选择 4.4 链和链轮的参数计算 5 实现互换性的设计 5.1 履带板参数变更设计 5.1.1 履带板参数计算 5.1.2 减速器已知条件的变更 5.2 履带板结构变更设计 6 结论 致谢 附录 a 附录 b 1 行走机构参数的确定 1.1 行星机构的组成和功用 履带行走机构的功能是支撑机体并将由传动机构输入的旋转运动的转矩 变成掘进机在地面上的移动和牵引力，它可以使机器实现推进、调用、转弯等。 对于履带行走机构的抓哦性能要求良好的附着力，较低的接地压力，较 小的滚动阻力，其结构由履带架、履带、驱动链轮、支撑轮、引导轮和张紧装 置。 1.2 行走机构基本参数的确定 1.2.1 履带板宽度b 按经验公式 (1-1)3(0.91.)209g 已知g=31t,所以b=590 722（mm） 为了不应接地比压过小浪费材料取b=500mm 1.2.2 左右履带中心距离b =1750 2250(mm) 取b=2000mm (1-2)(3.54.)b 1. 2.3 单侧履带接地长度l =3200 4400（mm） 取l=3000mm (1-3)(1.62.)b 1.2.4 履带板平均接地比压p =0.103 (1-4)02sgbl 已知g s掘进机总重量 g s=310kn 1.2.5 单侧履带牵引力t 1 (1-5) 2 21 44()(1)s sulgfnulnrbb 式中 f-滚动阻力系数，0。08-1。0；取f=1.0 u-转向阻力系数，0.8-1.0；取u=0.98 n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距n，n=500mm 所以 t 1=247kn 1.3 行走机构的功率 1.3.1 行走机构的实际功率 已知行走速度v=0.5m/min，所以 (1-6)12470.52.660tvpkw实 1.3.2单边履带行走机构输入功率的计算确定 (1-7)112 pp实 式中: 单边履带行走机构的输入功率， ； 履带链的传动效率； 驱动装置减速器的传动效率。 取值范围，有支重轮时取0.890.92，无支重轮时取0.710.74。 由（1-7）公式得12.062.891pkw实 1.3.3履带对地面附着力校核计算 单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单边 履带与地面之间的附着力。 （1-130.824tgkn 8） 2 驱动元件的选择和参数计算 按经验公式: 驱动链轮直径 （2-4(758)(31056)qsdgm 1） 取 =350mm，输出转矩q 12743.2.qtqkn 方案1 根据电机和参考文献7表4.12-1可选电机如表2-1： 表2-1 电机参数对比表 tab.2-1 table of electrical parameters contrast 型号 y90l-2 y100l1-4 y112m-6 yb2s-8 转速r/min 2840 1420 940 750 重量kg 25 34 45 63 传动比i 5680 2840 1880 1500 四种电机传动比过大，为了减速器结构紧凑，不应使用电机。 方案2 根据功率和文献14表17-5-68可选用于行走机构的马达如表2-2 表2-2 马达参数对比表 tab.2-2 table of contrast motor parameters 型号 mfb5 mfb10 mfb20 mfb29 mvb5 mvb10 额定转矩n.m 31 64 101 178 31 61 输出最小转速r/min 770 373 200 114 770 320 （2-pmw 2） 由公式（2-2）得 所以n2p 马达mfb5对应的最低转速 .560170/min34r 马达mfb10对应的最低转速 32.n 马达mfb20对应的最低转速 26/i10r 马达mfb29对应的最低转速 .5614n3478 马达mvb5对应的最低转速 2/mi.nr 马达mvb10对应的最低转速 039216 转速越大，减速器的传动比也越大，即结构也越大，为了使减速器结构紧凑且 满足转矩要求： ，选mfb29柱塞马达，取其转速n=120r/min，所以总传t额 动比 1204.5ni轮 3 行星齿轮传动设计 3.1已知条件 该行星传动的输入功率 p1=2.82kw,输入转速 n1=120r/min,传动比 =240,要求pi 该行星齿轮传动结构紧凑，外廓尺寸较小，传动效率较高，工作环境较差，冲 击严重。 3.2 选取传动类型和传动简图 根据已知条件：结构紧凑和外廓尺寸小，传动比大，故选用具有单齿圈行星轮 的 3z（）型行星传动较为合适，其传动简图如图 3-1 图 3-1 传动系统简图 fig.3-1 map of transmission system 3.3 配齿计算 根据 =240 和参考文献1表 3-6，在 =239.875 处pi baei 取 z a=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3 =0.05% 满足条件 bpaii 为了使 3z（）型行星传动能正常啮合，必须将其各啮合齿轮副进行角度变位。 3.4 初步计算齿轮的主要参数 3.4.1齿轮材料和热处理的选择 根据实际情况和参考文献1表 6-3，选取中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20crmnti,渗 碳淬火，齿面硬度 58-62hrc，加工精度均为 6 级，根据参考文献1图 6-12 和 图 6-27，取 =1400n/m2和 =340n/mm2,内齿轮 b 和 e 均采用 42crmo,调limhlimf 质硬度 217-259hb，加工精度均为 7 级，根据参考文献1图 6-11 和 6-26，取 =780n/mm2和 =260n/mm2.limhlif 3.4.2 齿轮模数的计算 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数 m， (3-1)1132limafpfamdtkykz 现已知 z1=16, =340n/mm2,小齿轮名义转矩lif =54.64n.m,取算式系数 km=12.1,按参考文献11.5954903ptn 1表 6-6 取取使用系数 ka=2.25，按参考文献1表 6-5 取综合系数 =2.0，取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 khp=1.2（在无fk 均匀载荷下） ，k fp=1+1.5（k hp-1）=1.3；由参考文献1图 6-22 查得齿形系 数 yfa1=2.67,由参考文献1表 6-5 查得齿宽系数 =0.6（ 0.75） ，dd 由公式 3-1 得齿轮模数 m 为 取 m=33254.6.5.013.6712. 3.04m 3.5 啮合参数的计算 3.5.1 变位中心距的计算 在三个啮合齿轮副 a-c，b-c 和 e-c 中，其标准中心距 a 11()3(642)8722acacmz ()(9)bcbc11()3(042)8.522ececamz ，不满足同心条件，故需角度变位acbceca 根据建议：公共角度变位中心距 a=aec=88.5mm 3.5.2 变位系数的计算 已知 za+zc=58,zb-zc=56 和 ze-zc=69，m=3,a=88.5 及压力角 ，20 3z（）型行星传动角度变位的啮合参数如表 3-1： 表 3-1 基本参数表 tab.3-1 table of basic parameters 项目 计算公式 a-c b-c e-c 中心距变 动系数 y amya=0.5 yb=1.5 ye=0 啮合角 rcos()2.5ac26.9bc20ec 变位系数 和 x2tanziv07x17xx 齿顶高变 动系数 yxy.2ay0.2by0ey 齿顶圆压 力角 a,11arcosbad22rbaa37.5a2c7.5ac216b7.5ac1e 重合度 122(tnt)taaz1.649a.94b2.076e 确定各齿轮的变位系数 （1）a-c 齿轮副 当齿顶系数 ha*=1,压力角 时，避免根切的最小变位系20 数 , minxin170.58az 中心轮 a 变位系数 （小齿轮输入，故 x=0.08） min0.5()0.38caacazxxyxx0.527.38.14cac (2)b-c 齿轮副 现已知 和 ,所以70bcx.14cx1.94bbcxxm (3)e-c 齿轮副 现已知 和 ， 所以ecx.14c0.eecxx 3.6 几何尺寸的计算 3.6.1 分度圆直径的计算 齿轮均采用 z0=25, =1.25 的插齿刀加工,*0ha 且齿轮均为直齿轮 =0.25， c 分度圆直径 da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm 3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算 插齿刀按中等磨损程度考虑， 取 x0=0 查参考文献1表 4-7，得 da0=83.1mm 1.切齿时的啮合角 0002()tan0.217aaxinvivz 00()t.64cci i002()tan0.39bbxinvivz00()t.1628eei i 查文献1表 4-6， 23.5a 0620c.b 023e 2. 切齿时中心距变动系数 00cos(1)0.58aazy 00().32coc 00s(1).67bobzy 00cos(1)0.4752eezy 3. 切齿时的中心距 0a 00()62.572a a zmym 00()10.89cc c 00()4.532bb b zamym 00()1.ee e 4. 齿根圆直径 fd 00226.5783.142.0faa m 1968fcc 004.fbbadd 228319fee m 5. 齿顶圆直径 a * .5.681.56.82afcddcm 22842034cfa * .179.1abfc 568528efddcm 3.6.3 基圆直径 bcos4.1ba8ccdm cos276.3bbdm84ee 3.6.4 节圆直径 d 248.3aaczdm 12.7cacz2309.5bbcdmeecza 3.7 装配条件的验算 3.7.1 邻接条件 即 2sinacacdp 现已知 即满足条件18013.46.5i52.43acd 3.7.2 同心条件 即 coscoscosabeczzz 各啮合齿轮副的啮合角为 2.5ac26.9bc20ec 其中 16az4cz98bz10ez 即得 29810462.78cos.5os.cos 3.7.3 安装条件 （得数为整数，满足条件）16983acpzn （得数为整数，满足条件）0253ea 3.8 传动效率的计算 因 b 轮固定，a 轮输入，e 轮输出 且知 bed 故 (3-2)0.981ebxaeaeip 6.125ba zp 240baepii 其啮合损失系数 xxxbembe 12.3()xmbmcbfz12.3()xemebfz 取轮齿的啮合摩擦系数 且 ， ， 代入式中0.1mfce 0.31xmb.032xe0.63xb 所以由公式（3-2）得 传动效率较98.81241.66.5bae 大，满足要求 3.9 各构件切向力的计算 各构件受力分析如图 3-2： 图 3-2 受力分析图 fig.3-2 map of force analysis 中心轮 a 的转矩 12.89549175.0aptnmn 中心轮 a 的切向力 32020175.2910348.caapftnnd 单齿圈行星轮的切向力为 32.910acan348.32.910.750ebceacacbdffkn39923.aecebcacbed 内齿轮 b 的切向力 0ccfkn 内齿轮 b 的转矩 14.2bbetm 内齿轮 e 的切向力 9cc 内齿轮 e 的转矩 41.820becpdfnn 3.10 齿轮强度校核 由于 3z（）型行星齿轮传动具有长时间工作的特点，且具有结构紧凑，外廓 尺寸较小和传动比大的特点，针对其工作特点，则需对其进行齿面接触强度校 核和弯曲应力强度校核 即 hpfp和 3.10.1 齿面接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1.有关参数 a. 使用系数 ak 使用系数 按中等冲击参考文献1表 6-7 得 =1.5ak b. 动载荷系数 v ()190xaxdnv 216.84/min6.5ax rp 48.3(1206.84)0.549xv 已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6 级120bvxakv c.齿向载荷分布系数 （接触良好）hb1hb d.齿间载荷分布系数 hk 已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6 级，齿轮为硬齿面直齿轮查文献1表 6-9， =112h e.载荷分配不均匀系数 已知内齿轮 b 浮动hp12.hpk f.节点区域系数 z 查文献 1图 6-9 得0.57/ .091642acx 2.3hz g.弹性系数 ez 查文献1表 6-10 289./eznm h.重合度系数 z 已知 ， 查文献1图 6-10 1.649a0b 0.87z i.螺旋角系数 zcos1 j.a 齿轮分度圆直径 及 a 齿轮工作齿宽 b1d 已知 取0.6d480.62.8bm40abm 2.计算齿面接触应力 0h （3-01thefuzdb 3） （3-10 1havhhpkk 4） （3-202avp 5） 由公式（3-3） 、 （3-4） 、 （3-5）得 、 、2059/hnm21794/hnm22794/hnm 3.计算齿面许用接触应力 hp （3-limhhpntlvrwxzzs 6） 已知 =1400n/mm2,由文献1表 6-11 查得 =1.5，要求不允许点蚀，limh limhs 使用寿命长，查文献1表 6-12， 又7510c ，接触强度4560()60(6.84)3.610laxpnnt 寿命系数 =1.6；已知 ，查文献1表 6-14，润滑油膜影响系数ntzlcn =1.0；已知大齿轮 hb=600，齿面工作硬度系数rwx 查文献1表 6-15，尺寸系数 ，由公式130.2.927hbz 1.0xz （3-6）得 324.610.921.74/1.5hp nm 4.强度条件 满足条件31279.740hhp b-c 齿轮和 e-c 齿轮副为内啮合，所以无需进行齿面接触强度校核 3.10.2 齿根接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1. 有关参数 a. 使用系数 ak 使用系数 按中等冲击查文献1表 6-7 得 =1.5ak b. 动载荷系数 vk()48.3(1206.84)0.51909xaxdnv./min6.5ax rp120bvxakv c. 齿向载荷分布系数 fbk1(1)fbu 由文献1图 6-7（b）得 0.85f 0.5924da 由文献1图 6-8 得 ，1.25b1.fk d. 齿间载荷分配系数 f 齿轮为硬齿面直齿轮，精度为 6 级查文献1表 6-9， 1.0fk e. 行星轮间载荷分配系数 fpk 已知 1.2hpk1.5(21).3 f. 齿形系数 fy 根据 , ,由文献1图 6-16cosanaaz42cosnc z 22 查得 ， 12.65fy2.8fy g. 应力休整系数 sa 根据 , ,由文献1图 6-2216conaaz42cosnc z 查得 ，1.59sy2.7sy h. 重合度系数 y 已知 ， ，1.649a00.750.75.2.2.1649a i. 螺旋角系数 y 1120y j. 齿轮 a 的工作齿宽和行星轮 c 的齿宽 已知 ，.6d28.caadbm工 2. 计算齿根弯曲应力 f （3-11tfsaavffpykkbm 7） （3-22tffsaavffp 8） 由公式（3-7） 、 （3-8）得 、 ，取弯曲应力219/fnm2183/fnm =200n/mm2f 3. 计算许用齿根应力 fp （3-limffpstnreltrrelxyys 9） 已知齿根弯曲疲劳极限 =340n/mm2,由文献1表 6-11 查得最小安全系数limf =2；应力系数 ，按所给定的 区域取 时，取 =2；寿命limfsstylimflimfsty 系数 按文献1表 6-16 中公式 ，nty 60.231()ntly ，所以 ；460()60(12.84).laxpnt1.nty 齿根圆角敏感系数 按文献1图 6-33 查得 ；相对吃根边面relty rel 状况系数 按文献1表 6-18 中对应公式rrelty ，取齿根表面微观不平度0.11.6740.529()rrelt zr ，所以 ；尺寸系数25z 0.11.674.529(.)98rrelt 按文献1表 6-17 中对应的公式计算 ；xy .xnym 所以由公式（3-10）得 23021.0.981.2380./fp n 4. 强度条件 满足条件208.ffp （2）b-c 齿轮副 已知 ， ， ，仿上查表或计算得98z14zlim260/fn ， ， ， ， ，.5akv1.k21.f1.3fpk ， ， 20fy2.9sy2.57y ， ， ， ， ， ，1st48ntrelt0.98rrelty.02xy ，取 齿宽 b=30mm，由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 222 2 1385/ftfsaavffpfyknmbm 2li 401/pstnreltrrelxfy 所以 满足条件2p （3）e-c 齿轮副 仿上 与内齿轮 b 不同的系数为 =2， =1.85， =0.61 其他系数相2fy2sa2y 同，所以由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 22222 1367.5/ftfsaavffpfykknmbm 2li 401/pstnreltrrlxfys 所以 ，满足条件2p 3.11 结构设计 3.11.1 高速轴的结构设计及校核 1.拟定轴上零件的装配方案 如图 3-2： 图 3-3 装配方案图 fig.3-3 map of assembly programme 2.按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段 1 用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因行星 齿轮减速器结构的要求，已知轴段 2 的直径 d2=57mm，取 d1=50mm.联轴器的 计算转矩 ，已知 t=175.1n/mm，所以caatk.5a ，选弹性柱销莲轴器 hl4，其许用转矩为 1250n.mm，半联394.canm 轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm，半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段 1 的直径 d1=55mm，取挡圈直径 d=60mm，为保证轴端挡圈压紧半联轴器，轴 段 1 的长度 l1应比半联轴器配合段毂孔长度短 2-3mm ,所以轴段 1 长度 l1=82mm。 轴段 2 根据减速器与轴承端盖的结构，确定端盖总宽度为 30mm，根 据端盖装拆要求，取端盖外端面与半联轴器与半联轴器右端面之间的距离 为 25mm， （2）区域为轴承， ，两轴承均选用深沟球轴承，根据轴的直径选 6211 型号轴承（b=21mm） ，所以轴段 2 长度 l2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm 为轴套宽度） 轴段 3 （6）区域为密封圈，根据密封圈 d3=50mm，为了使 e 齿轮有足 够的空间取 l3=50mm。 3.轴上的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用 a 型普通平键联接，按 d1=55mm 查文献7表 4.5-1 选平键 l=70mm,半联轴器与轴的配合为 h7/k6；滚动轴10bh 承与轴的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取 m6。 4.确定轴上圆角和倒角的尺寸 轴肩处的圆角半径为 r1mm,轴端倒角取 245 5.轴强度校核 1)求轴的载荷 （2）和（3）区域轴承受力情况较为复杂不易计算，可以假设载荷全加载 在一个轴承上，如果轴和轴承强度均满足条件，则实际情况的轴和轴承也满 足条件。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图 l1=82+30+30-21/2=132mm l2=21/2+21+15+5=52mm l3=15+5+21/2=31mm l4=21/2+50=60mm 图 3-4 受力分析图 fig.3-4 map of force analysis 图 3-5 水平方向受力分析图 fig.3-5 map of force analysis in the level of direction rh1=893n rh2=1497n 图 3-6 水平方向弯矩图 fig.3-5 map of moment in the level of direction mh=rh1xl2=4.6436x104n.mm 图 3-7 垂直方向受力分析图 fig.3-7 map of force analysis in the vertical direction rv1=370n rv2=620n 图 3-8 垂直方向弯矩图 fig.3-8 map of moment in the vertical direction mv=rv1xl2=3.071x104n.mm 图 3-9 合成弯矩图 fig.3-9 map of synthesis moment2245.6710.hvmnm 图 3-10 转矩图 fig.3-10 map of torque at=0.6t=0.6x175.1=1.0506x105 图3-11 当量弯矩图 fig.3-11 map ofequivalent moment225(at)1.90.mcanm 2)校核轴的强度 齿轮轴的材料为20crmnti,查文献1表6-3得 ，则28/b 即取 ，轴的计算应力为0.91b2108/nm 523.9/4camw 6.轴上轴承的寿命计算 查文献7表4.6-1深沟球轴承型号6211的主要性能参数cr=33.5kn 1） 计算轴承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=893n r2h=rh2=1497n 2.垂直支反力 r1v=rv1=370n r2v=rv2=620n 3.合成支反力 2211967rhrvn 0 2） 轴承的动载荷 r1p1967xnr2p216x 3） 轴承的寿命 因 ，故应按 计算，由文献6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一r2r1r2p 年工作300天，一天20小时计算) 6633r2010.510()()7.862hftclnp年 7.轴上键的校核 2tdklpp 式中 k-键与轮毂接触高度 l-键的工作长度，l=l-b/2=70-8=62mm 满足条件2 2175.20.5/6tnmdkl p p 3.11.2 低速轴的结构设计及校核 1. 拟定轴上零件的装配方案如图3-12 图 3-12 装配方案图 fig.3-12 map of assembly programme 2. 确定各轴径和长度 轴段1用于联接链轮，根据以后计算和选取可知 ，链轮排距190dm 。初定 ,轴承选用文献7中最大的型号7.5ptm10lm 6220（d=100,d=180,b=34）与其相配合的轴的直径为100mm即轴段2的直径 ，轴承端盖总宽度为30mm，轴段2长度210d5301lb 3. 轴上零件周向定位 驱动链轮与轴的周向定位采用对称a型普通平键，键规格 ，2510bh 长度l=60mm；滚动轴承的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取 m6。 4. 轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩处圆角半径r2 ，轴端倒角为 245 5. 轴的强度校核 1）根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图 160/234/7lm49.210tecf 234594an3.5rtecn /106.rk 图 3-13 受力分析图 fig.3-13 map of force analysis 图 3-14 水平方向受力分析图 fig.3-14 map of force analysis in the level of direction rh1=63680n rh2=54640n 图 3-15 水平方向弯矩图 fig.3-15 map of moment in the level of direction mh1=ftxl1=6.624x106n.mm 图 3-16 垂直方向受力分析图 fig.3-16 map of force analysis in the vertical direction rv1=95300n rv2=61800n 图 3-17 垂直方向弯矩图 fig.3-17 map of moment in the vertical direction mv=frxl1=2.412x106n.mm 图 3-18 合成弯矩图 fig.3-18 map of synthesis moment n.mm2261 7.051mhv 图 3-19 转矩图 fig.3-19 map of torque at=0.6x4.1814x104=2.5x104n.mm 图3-20 当量弯矩图 fig.3-20 map ofequivalent moment 2261(at)7.051.camnm 2)校核轴的强度 轴的材料为42crmo,查文献1表6-3 ，则28/b ，即 ，轴的计算应力0.9.1b2691/n 6237.05170.5/cacamnmw 6. 精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 从弯矩图中可知c面为应力集中点且弯矩较大，所以c面为危险截面。 2）计算危险截面应力 截面弯矩m 6 6721.055.3810.mnm 截面上的扭矩t t=41814n.mm 抗弯截面系数 w=0.1d 3=0.1x1003=100000mm3 抗扭截面系数 w t=0.2d3=0.2x1003=200000mm3 截面上的弯曲应力 25.8/bnm 街面上的扭转应力 0297t 弯曲应力幅 23./abmw 弯曲平均应力 20/mn 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即 20.15/amn 3） 确定影响系数 轴的材料为42crmo,调质处理。由文献16-3查得 ，268/bm ， 。2170/nm210/n 轴肩圆角处的有效应力集中系数 、 。根据 ，k/2/950.1rd ，由文献7表4-5经插值得 ，/95.3dd k.36k 尺寸系数 、 。根据轴截面为圆截面查文献7图4-18得 ， 。0.78 表面质量系数 、 。根据 和表面加工方法为精车，查 268/bnm 文献7图4-19得 。0.4 材料弯曲、扭转的特性系数 ， 。.10.5. 由上面结果可得 37.428amsk 1210148.36.55amsk2224831cs 查文献7表4-4中的叙用安全系数s值，可知轴安全 7. 轴上轴承的寿命 查文献7表4.6-1深沟球轴承6220主要性能参数:动载荷cr=94kn 1）算轴承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=63680n r2h=rh2=54640n 2.垂直支反力 r1v=rv1=95300 4n r2v=rv2=61800n 3.合成支反力 22511.4610rhrvn3 2）轴承动载荷 511.4610rpxn521.360rpxr 3）轴承寿命 查文献7表5-9，5-10得fp=1.5,ft=1(一年工作300天，一天20小时)663 35r01940()1.6p0.5.6hftclnp年 8. 轴上键的强度校核 查文献6表2-21得2tdklpp 2/nmp 式中 k-键与轮毂槽接触高，k=h/2=7mm l-键的工作长度，l=l-b/2=48.5mm 满足条件42.1802.6/7.5nmklp p 3.11.3 转臂和心轴设计 中心轮a和行星轮c的中心距为a=a ac=88.5mm，选用双侧板整体式转臂，如图3- 21： 图3-21 转臂方案图 fig.3-21 map of planet d1孔与高速上轴上轴承配合，故d 1=100mm. d2孔与心轴配合，需满足d 2/24 满足条件aqnkfe3470.51.829 5 可互换性设计 5.1履带板参数的变更设计 5.1.1履带板参数计算 1.履带板宽度b 按经验公式 已知g=31t3(0.91)2bg 所以b=590 722（mm） 为了不应接地比压过小浪费材料取 b=500mm 2.左右履带中心距离b =1750 2250(mm) 取b=2000mm(3.54)b 8. 单侧履带接地长度l =3200 4400（mm） 取l=3000mm(1.62) 9. 履带板平均接地比压p =0.103 已知g s掘进机总重量 g s=310kn0sgbl 5.1.2减速器已知条件的变更 1.单侧履带牵引力 2 2144(1)(1)sssufulnntrblb 式中 f-滚动阻力系数，0.08 1.0；取f=1.0 u-转向阻力系数，0.8 1.0；取u=0.98 n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距；n=500mm 计算得 t 1=256.3kn 2.行走机构实际功率p 行走机构的行走速度v=0.5m/min =2.14kw1256.30v 3.驱动元件的选择及参数计算 按经验公式 驱动轮直径dq=(75 85) =(310 356) 取dq=350mm4sg 驱动轮转速 =0.5r/minvndq轮 根据前面选取的马达中选取型号为mfb29的柱塞马达作为驱动元件，取马达输 出的转速为n =140r/min,所以传动比 =280ni轮 4.减速器的已知条件为：行星传动恶毒输入功率p=2.14kw，输入转速 n=140r/min,传动比 =280,要求该行星齿轮传动结构紧凑，外轮廓尺寸大小的传i 动效率较高，工作环境差冲击严重 5.2 履带板型式变更设计 不同的路面可用更换不同的型式，其对路面的影响也是不同 ）图附着力好，适合牵引a ）图刚度大，转向阻力小b 、 ）图用于石方工地cd 、 ）图利于自行清泥和清雪ef 、 ）图为金属或橡胶附加履罩，用以防止损坏路面gh 、 ）图具有附加履刺，可用于冻土，冰层，煤堆等特殊场合ij 图 5-1 履带型式 fig.5-1 tracked form 6结论 致谢 本文的研究工作是在导师李晓豁老师的关怀和悉心指导下完成的，在我的 学业和论文的研究工作中无不倾注着李老师辛勤的汗水和心血。李老师的严谨 治学态度、高度的责任感和敬业精神、渊博的知识、敏锐的洞察力和独到的见 解使我深受启迪，时时鞭策和激励着我。从尊敬的李老师身上，我不仅学到了 扎实、宽广的专业知识，也学到了做人的道理。在此我要向李老师致以最诚挚 的感谢和深深的敬意。 衷心祝愿李老师身体健康、生活愉快! 在多年的学习生活中，还得到了机械工程学院各位老师的热情关心和帮助， 在此衷心地向他们表示感谢! 感谢我的同学在毕业设计期间给予我的无私帮助! 对多年含辛茹苦养育我、对我寄予厚望的父母表示深深地感谢;感谢我的兄 弟姐妹在我求学路上给予的理解、关心和支持。 最后，向所有关心和帮助过我的领导、老师、同学和朋友表示由衷的谢意! 衷心地感谢在百忙之中评阅我的论文和参加我答辩的各位专家、教授! 参考文献 1绕振刚.行星齿轮传动设计m.北京：化学工业出版社，2003 年 2煤炭工业部生产司开拓处组织编写.掘进机选型手册m.北京：北京煤炭工业出版 社,1989 年 3 李贵轩，李晓豁.掘进机械设计m.沈阳：辽宁大学出版社，1998 年 4彭荣济.现代综合机械设计手册（下）m.北京：北京出版社，1998 5王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学(i)m.徐州: 中国矿业大学出版社,2001 年 6唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学(ii)m.徐州: 中国矿业大学出版社,2001 年 7巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计m.沈阳:东北大学出版社,2000 年 8隗金文,王慧.液压传动m.沈阳:东北大学出版社,2001 年 9李贵轩.设计方法学m.北京：世界图书出版社，1989 10朱龙根.机械系统设计m.第二版.北京：机械工业出版社，2001 年 11机械工程手册、电机工程手册编委会.机械工程手册m.第二版.专用机械卷（一） 北京：机械工业出版社，1997 12李杏粉,刘进志,崔会芝.jsbz132 型掘进机行走机构的设计j.石家庄铁路职业技 术学院学报，2005，3（4） 13马健康.悬臂式掘进机履带行走机构主要参数的确定j.煤炭科学技术,2002,10(30) 14成大先.机械设计手册第四卷m.北京：化学工业出版社，2002 15机械工程师手册编委.机械工程师手册m.北京：机械工业出版社，2007 16马健康.ebj160 型重型掘进机高可靠性履带板的研制j.煤炭机械 1997,5 17 mt-t 910-2002 悬臂式掘进机履带行走机构设计导则 附录 a 简介： 煤炭是我国的主要能源，在我国一次性能源中占 76以上。煤系地 层大多形成与还原环境，煤层开采后处于氧化环境，流铁矿与矿井水和空气接 触后，经过一系列的氧化、水解等反应，使水呈酸性，形成酸性矿井水。对地 下水以及其它环境和设施等造成一定的环境影响和破坏。本文对酸性矿井水的 危害、形成原因以及对酸性矿井水的预防和治理进行了简单的阐述。 关键字：采煤活动 酸性矿井水 环境影响 预防 治理 1前言 煤炭是我国的主要能源，在我国一次性能源中占 76以上，必定要进行大 量的采煤。采煤过程中破坏了煤层所处的环境，使其原来的还原环境变成了氧 化环境。煤炭中一般都含有约 0.35的硫，主要以黄铁矿形式存在，约占 煤含硫量的 2/3。煤层开采后处于氧化环境，流铁矿与矿井水和空气接触后， 经过一系列的氧化、水解等反应，生成硫酸和氢氧化铁，使水呈现酸性，即生 产了酸性矿井水。ph 值低于 6 的矿井水称酸性矿井水。酸性矿井水在我国部分 煤矿特别使南方煤矿分别较为广泛。我国南方煤矿的矿井水 ph 值一般在 2.55.8，有时达 2.0。ph 值低的原因与煤中含硫量高有密切关系。酸性矿井 水的形成对地下水造成了严重的污染，同时还会腐蚀管道、水泵、钢轨等井下 设备和混凝土井壁，也严重污染地表水和土壤，使河水中鱼虾绝代，土壤板结， 农作物枯萎，影响人体健康。 1 酸性矿井水的危害 矿井水的 ph 值低于 6 即具有酸性，对金属设备有一定的腐蚀性；ph 值低 于 4 即具有较强的腐蚀性，对安全生产和矿区生态环境产生严重危害。具体有 以下几个方面： 1腐蚀井下钢轨、钢丝绳等煤矿运输设备。如钢轨、钢丝绳受 ph 值探放 ph 值低的老空水，铁质控水管道和闸门在水流冲刷下腐蚀很快. 3酸性矿井水中 so42-含量很高，与水泥中某些成分相互作用生成含水硫酸盐 结晶。这些盐类在生成时体积膨胀。经测定，当 so42-生成 caso42h2o 时， 体积增大一倍；形成 mgso47h2o 时，体积增大 430；体积增大使混凝土构 筑物结构. 4酸性矿井水还是环境污染源。酸性矿井水排入河流，ph 质小于 4 时，会使鱼 类死亡；酸性矿井水排入土壤，破坏土壤的团粒结构，使土壤板结，农作物枯 黄，产量降低，影响工农关系；酸性矿井水人类无法饮用，长期接触，可使人 们手脚破裂，眼睛痛痒，通过食物链进入人体，影响人体健康。 2 酸性矿井水形成的原因 煤系地层大多形成于还原环境，含黄铁矿（fes2）的煤层形成于强还原环 境。煤炭中一般都含有约 0.35的硫，主要以黄铁矿形式存在，约占煤含 硫量的 2/3。煤层开采后处于氧化环境，流铁矿与矿井水和空气接触后，经过 一系列的氧化、水解等反应，生成硫酸和氢氧化铁，使水呈现酸性，即生产了 酸性矿井水。酸性矿井水形成的主要原因即发生的主要化学反应如下： 1 黄铁矿氧化生成游离硫酸和硫酸亚铁： 2fes27o2+2h2o 2h2so4+2feso4 2 硫酸亚铁在游离氧的作用下转化为硫酸铁： 4feso42h2so4o2 2fe2（so4）32h2o 3 在矿井水中，硫酸亚铁的氧化作用，有时也不一定需要硫酸： 12fes23o2+6h2o 4fe2（so4）34fe（oh）3 4 矿井水中硫酸铁，具有进一步溶解各种硫化矿物的作用： fe2（so4）3msh2o 3/2 o2 m so4+2feso4h2so 5 硫酸铁在弱酸性水中发生水解而产生游离硫酸： fe2（so4）3+6h2o 2 fe（oh）33h2so4 6 在矿井深部硫化氢含量高时，在还原条件下，富含硫酸亚铁的矿井水也可产 生游离硫酸： 2feso45h2s 2 fes23sh2so4 4 h2o 酸性矿井水的性质除与煤中含硫量有关外，还与矿井水涌水量、密闭状态、空 气流通状况、煤层倾角、开采深度及面积、水的流动途径等地质条件和开采方 法有关。矿井涌水量稳定，则水的酸性稳定；密闭差、空气流通良好，则水的 酸性较强，fe3+离子含量较多；反之，则酸性较弱，fe2+离子较多；开采越深， 煤的含硫量越高；开采面积越大，水的流经途径越长，则氧化、水解等反应进 行得越充分，水的酸性越强，反之则弱。 3 酸性矿井水的预防与治理 31 酸性矿井水的预防 根据酸性矿井水形成的条件和原因，可以从减源、减量、减时等三个方面进 行预防或减轻其危害程度。 1减源：捡选利用造酸矿物，化害为利。煤矿床的主要造酸矿物时夹杂在煤 层中的黄铁矿结核和煤本身的含硫量。煤的开采率低、残留煤柱或浮煤丢失多， 黄铁矿结核废弃在井下采空区中，被积水长期浸泡，是产生酸性水的重要根源。 减少工作面丢失的浮煤、积极捡选利用黄铁矿结核，能减少产生酸性水的物质。 拦截地表水，减少入渗量。例如回填矸石，控制顶板，防止地面水沿塌陷裂隙 浸入老空区。在井下，特别是老井或废弃封闭井巷处，对矿井水施放适量的抑 菌剂，抑制或杀灭微生物的活性，或者减少矿井水中微生物的数量。通过降低 微生物对硫化物的有效作用，达到控制酸性矿井水生成的目的。 2减少排水量：设立专门排水系统，集中排酸性水，并在地表拦蓄起来，使其 蒸发、浓缩，而后加以处理，免除污染。 3减少排放酸性水的时间：减少矿井水在井下的停留时间，可在一定程度上降 低微生物对煤中硫化物的氧化作用，从而有助于减少酸性矿井水的形成。对含 黄铁矿多、硫分高、地表水渗漏条件又好的浅部煤层，或已形成强酸性水的老 窖积水区，在开拓布局上要权衡利弊，统筹安排，在矿井前期不予开采或探放， 留待矿井水末期处理，避免长期排放酸性水。 32 酸性矿井水的治理 在一定地质条件下，酸性水中的硫酸可与钙质岩石或其它基性矿物发生中 和反应而降低酸度。用烧碱作中和剂用量少，污泥生成也少，但水的总硬度往 往很高，虽降低了水的酸度，但增加了硬度，而且成本高，现已基本不用。目 前，处理方法有以石灰乳为中和剂的方法、石灰石为中和剂的方法以及石灰石 石灰法、微生物法和湿地处理法。石灰乳中和剂处理法适用于处理酸性较 强、涌水量较小的矿井水；石灰石石灰法适用于各种酸性矿井水，尤其是 当酸性矿井水中的 fe2+离子较多时适用，还可以减少石灰用量；微生物法基本 原理时应用氧化铁细菌进行