纵轴式掘进机行走机构及其减速器设计（全套含CAD图纸）
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本科毕业设计（论文）开 题 报 告 题 目 纵轴式掘进机行走机构及其减速器设计 指 导 教 师 院（系、部） 专 业 班 级 学 号 姓 名 日 期 教务处印制 一、 选题的目的、意义和研究现状 目的： 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履带 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。 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。 研究现状和趋势： 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 200应断面33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。佳木斯煤机厂在消化吸收日本 进机引进技术的基础上完成了样机制造，分别在铁法和神东矿区使用，取得了较好的使用效果， 2001 年通过了国家经贸委组织的验收。现在该厂被美国 司收购，有了更雄厚的实力。目前， 煤机生产的“大力士”牌掘进机涵盖轻、中、重型、硬岩型掘进机 系列、 15 个品种。如 、 、 、 掘进机， 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。 国内外掘进机的行走机构大都采用了履带行走方式。因为履带不受轨道限制，机动性好，减少了铺设轨道的一系列辅助作业。履带与底板之间的粘着系数较大。在相同机重的条件下，履带式行走装置能获得更大的牵引力。 二、 研究方案及预期结果、 一、 行走机构总体结构设计和参数确定 （ 1） 履带行走装置的设计 ( 2） 履带行走装置参 数的确定 二、行走机构的减速器设计 (1) 确定减速形式 (2) 进行工况分析，确定系统的主要参数 (3) 齿轮的设计 (4) 轴的设计 (5) 强度和性能验算 (6) 绘制减速器装配图 三、整理说明书及完善图纸 三、 研究进度 3 查阅资料，撰写开题报告。 5 掘进机行走结构方案设计 7 参数确定，动力原件选择。 9 传动系统确定，分配速比。 11 减速器齿轮设计及强度校核。 13 轴和轴承的设计校核 及整理说明书。 15 图纸绘制 17 说明书和图纸的修改与完善，准备答辩 四、 主要参考文献 1李贵轩，李晓豁，刘蕴章编著 . 掘进机械设计 . 阜新矿业学院， 1992 2刘鸿文 高等教育出版社， 2004： 12 49 3李昌熙，乔石 煤炭工业出版社， 1985： 181 201 4孙恒，陈作模 高等教育出版社， 2000： 555孙时元 册） 1992， 1476机械编辑委员会编 机械工业出版社 ,1982. 7郑晨升，杨玮 法技巧 2007. 8李晓豁，沙永东 . 采掘机械 . 冶金工业出版社， 2011 9濮良贵，纪名刚 高等教育出版社， 2005： 18410大连理工大学工程画教研室 高等教育出版社， 2003， 233 247 11煤炭科学研究院太原分院 煤炭工业出版社， 1986， 133 147 12陈美查，侯红伟 煤矿机电 4）： 7 8 13王鸿雁 煤矿机械 5）： 15 17 14侯波，岳梅 进机行走机构液压系统的分析 1996， 16：（ 1） 3115张波 掘进机掘进行走系统的智能控制研究 2000. 16徐灏，机械设计手册 2000. 176(2) 18 of 5(2) 五、 指导教师意见 指导教师签字： I 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 BM is of an of a of of on BM of of of a of BM of to of at of a I 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 BM is of an of a of of on BM of of of a of BM of to of at of a 轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 2 目录 1 绪 论 . 1 题的意义 . 2 内外掘进机的发展现状 . 2 进机行走机构的工作原理和特点 . 3 进机行走机构的组成和功能 . 3 2 行走机构方案的确定 . 5 带行走机构的组成 . 5 带行走装置参数的确定 . 6 走机构设计所需已知参数 . 6 动轮直径的计算 . 7 带的接地长度计算 . 7 带节距 . 7 重轮直径和轮距 . 8 衡梁的布置 . 8 走功率计算 . 8 3 行走减速器的设计计算 . 10 动形式的选择和计算 . 10 作原理 . 10 动类型 . 10 动轮所需扭矩的计算 . 11 入转矩和转速的计算 . 11 取液压马达 . 11 走减速器初始参数 . 12 要 设计参数和传动系统的确定 . 12 动装置的运动及动力参数计算 . 13 柱齿轮的设计计算 . 14 级圆柱齿轮的设计计算 . 14 级圆柱齿轮的设计计算 . 19 级圆柱齿轮的设计计算 . 25 级圆柱齿轮的设计计算 . 31 星齿轮的设计计算 . 31 星齿轮高速级设计计算 . 33 星齿轮低速级设计计算 . 43 的设计计算及校核 . 48 计计算 . 48 度校核 . 49 星齿轮轴和轴承的设计 . 59 入轴的设计计算 . 59 的强度校核 . 61 出轴的设计计算和校核 . 62 的强度校核 . 66 承的选择和校核 . 68 柱齿轮轴承的选择及其寿命验算 . 69 5 轴承的选择及计算 . 69 3 轴承的选择及计算 . 71 余轴承的选择及计算 . 72 通平键联接的选择和验算 . 72 1 上齿轮 1 键的选择 . 72 2 上齿轮 2 键的选择 . 72 3 上齿轮 4 键的选择与验算 . 72 5 上齿轮 7 键的选择与验算 . 73 滑及密封形式选择 . 73 结 论 . 75 致 谢 . 76 参 考 文 献 . 77 附录 A 译文 . 78 附录 B 外文文献 . 84 1 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 2 1 绪 论 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。 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 掘进机，在此基础上研制生产了多斯科和 及安德逊 H 型掘进机。日本在引进苏联、英国掘进机基础上，改进研制成 列掘进机，西德六十年代制成甲虫型掘进机及 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 200应断面 33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 80 t，以 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 拟量控制技术等多项关键 3 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。 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。 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 1 1。 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 4 图 1 1 行走机构组成布置 - 1 5 2 行走机构方案的确定 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 它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷 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，发纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 6 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 40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，适合掘进机在大倾角的工作环境中工作。 带行走装置参 数的确定 走机构设计所需已知参数 机重 48tt ； 机宽 ； 履带板宽 550mmb ； 适用巷道断面： 23 .5 m，宽 .5 m； 接地比压： 卧底深度： 250 爬坡能力： 16； 最小转弯半径： 7 m； 7 离地 最小 间隙 ： 150 行走速度： 05 m/调。 动轮直径的计算 履带掘进机采用后轮驱动形式，若以 m 为掘进机的使用重量，则驱动轮直径的经验公式为 2： 48575 （ 2 1）式中 实际重量 驱动轮的直径 式（ 2 1）得 7 5 1 mm 84 8 0 0 08575 4D 选驱动轮直径为 。 带的接地长度计算 接地比压 （ 2 2） 由式（ 2 2）得 : = 3 .1 8 63 式中： G 机器总重量 N L 履带接地板长度 m b 履带板宽 m P 履带平均接地比压 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 42j （， 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 8 目前，我国的掘进机履带的标准节距为： 173、 203、 216、 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 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 1）（）（D 由于掘进机的工作环境恶劣，地质差异大 b=250b=320。 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 地方为宜。 走功率计算 单侧履带行走机构驱动装置 所需最小功率： P 4F 式中 单侧履带行走机构各种外阻力， N； 行走机构工作时的行走速度， 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 =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 9 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 f当爬坡时，坡角 0，则 s o s 式中 G 掘进机重量； 转向阻力 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，转向阻力矩在两条履带上形成同样大小的牵引力 C O 2 21 式中 单边履带行走机构承受的掘进机重量， ； L 单边履带行走机构接地长度， L=3100 B 两条履带的中心距， B=1700 e=590； = 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 ； 爬 坡转向时 c o o 。 得 164 综上所述，单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率为 34 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 10 3 行走减速器的设计计算 动形式的选择和计算 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。 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 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 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 11 动轮所需扭矩 的计算 掘进机驱动轮所需要的最大扭距 2 70 6 00 02 式中： F 单边履带的牵引力 d 驱动轮直径 m ； 入转矩和转速的计算 行走速度 v= R 得： 初取减速机减速比 700初i 则液压马达最小输出转矩为： m 液压马达最小输出轴速为： 1 4 .8 r / m 0 m 取液压马达 由 得柱塞马达产品配类 选定 斜轴式柱塞马达产品。 表 3 1 是 柱塞马达的技术参数表。 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 12 表 3定 压力高 压力 定 转矩 最高 转矩 额定 转速 r/最高 转速 r/排量 ml/r 功率 量 1 32 220 894 1840 2500 107 46 70 走减速器初始参数 要 设计参数和传动系统的确定 液压马达输出转矩 220 液压马达输出转速 1840r/传动比 本次设计采用四级级圆柱齿轮及两极 2星轮传动组合而成。结构传动系如 图 3 1 所示 输 出 轴4 级 行 星 架轴 5轴 4轴 3轴 2轴 1图 3 1 该行走机构传动系图 - 3 of 13 动装置的运动及动力参数计算 1） 分配传动比 总传动比 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 1i =2， ， ， 二级行星传动比 i 行总 = 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） 8401 20 2 轴： w m 201212 222 3 轴： 齿轮轴承 m 3 049 2 02323 1667230 333 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 14 4 轴： (惰轮轴 ) 轴承齿轮 m 03434 5 轴： 轴承齿轮 m 柱齿轮的设计计算 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 217齿轮 45 号钢 正火处理 齿面硬度 162计算应力循环次数 9411 02(118406060 912 101 0 查机械设计手册， 允许一定点蚀） 取 加工齿轮） 查机械设计手册， 21580 , 22520 16 计算许用接触应力 211m i i 15 222m i n 2l i 因 12 ，故取 22 / 7 2 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 20000N 定螺旋角 =10 , 9 Z。 初取 K ，查机械设计手册得 2/减速传动， 2取 4.0a端面压力角 0c o s/20()c o s/( r c r c tg 基圆螺旋角 o c o s( r c r c tg 3 i 3 s 2s i s co C O 计算中心距 a 2(2)1(32321 取中心距 a=145 估算模数 a=取标准模数 小齿轮齿数： 0c 大齿轮齿数： z2= 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 16 取 8， 6 实际传动比 2489612 %50%1 0 02 22%1 0 0 理实理 在允许范围内。 修正螺旋角 .648(2a r c c o a r c c o s n与初选 =100相近 , 可不修正 . 齿轮分度圆直径 n o s/482c o s/11 n o s/962c o s/22 圆周速度 3 7 8 8 4 03 4 2 311 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 8 级精度和 83 7 8 ， 得 齿宽 81 4 。 按 b/虑轴的刚度较 大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得 =6 载荷系数 7 计算重合度齿顶圆直径 4 2 2 11 8 0 0 42 *22 端面压力角 o s/20()c o s/( r c r c 齿轮基圆直径 o o o o 端面齿顶压力角 r c c r c c r c c o sa r c c o 6)821)()(212211 7 5 1 o sc o s Z o c o s( r c r c tg 4 5 7 i 7 s 8 0 8 i s co 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 18 计算齿面接触应力 222211/ 0 0 故安全。 4） 验算齿根弯曲疲劳 强度 按 8， 6, 查机械设计手册，得 23220 ， 24205 .0 = 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。 59 星齿轮轴和轴承的设计 入轴的设计计算 （ 1）求输入轴上的转速 n 和转矩 T m n ； （ 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 调质处理。根据机械设计手册得 7 38110 330 式中： T 轴传递的转矩； 轴用许用应力 ， 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 68 ，62mmd ， 8mmb 。 （ 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 3示 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 60 图 3）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 角接触球轴承一对反装。为了便于安装选取轴承处的直径 88d ，其宽度 18B ， 94d ,其宽度为21B ，轴肩处 98d 花键处长度在考虑定心的情况 下取 90d 。 （ 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： 645712 m 齿轮的圆周力： 2222（ 3 6） 由式（ 3 6）得： 1 09 6 9 . 23 2 1 00 06 45 722 齿轮的径向力： 61 9 20co s 20t 9 6 9co st F tF rR yR 分析图 -3 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。 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： 式中 w 抗弯断面系数， w = 8 6 932/33 d 。 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 62 由式（ 3 6）得： d 取安全系数为 5.2k ，则需要弯曲应力为 : 1 0 7 0/1 知计算最大弯曲应力 ，即弯曲强度条件满足。 许用静应力 601 么 3 1 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。 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3 3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 调质 269217 750 450 320 185 30 246213 根据表机械设计手册公式初步计算轴径，由于材料为 1）求输出轴上的转速 2n 和转矩 2T 2 1 8 36 4 5 G W 2 r / m 2 2 N G 2）初步确定轴的最小直径 63 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 调质处理。根据机械设计手册得 3 43 )1(15 （ 3 7） 由式（ 3 7）得： (153 43 中 T 轴传递的转矩； ； 轴用许用应力， v 空心轴的内径与外径之比。 一般 1)1(134 v 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101 ， 90mmd ， 6mmb 。 3）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， 101 ， 90mmd ，6mmb 。 花键宽度 36为了变于两轴承的安装定位在它们中间采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 0 ，则 3的直径为 122 2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 数取与左端相同键数 24，110mmd ， 122 ，键宽 7花键宽度为 108 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 64 122110901245A B 61 1 03图 3）轴上的的受力分析 轴传递的转矩 T 输入端花键轴受的圆周力 7 8 9 1 0 9 . 9 4 2 1 8 3200022000 2 d 花键小径直径， D 花键大径直径， 花键受的径向力和轴向力 它们的大小分别是 140000N 100000N5）求支反力 在水平平面内的支反力 由 0 02 65 1 6 620 . 0 91000000 . 1 11400002 A 点轴承受到的力， N ； 段的距离， m ； 段的距离， m 。 0z 得 3 6 261 4 0 0 0 0 在垂直平面内的支反力 394 55 4. 970 9. 9421 6）作弯矩和转矩图 作用力在水平平面的弯矩图 1 3 77 7. 作用力在垂直平面的弯矩图 0 140 . 1 15 4 . 9 73 9 4 5 由于作用力在 A 截面作出 的最大合成弯矩 222 作转矩图 T 伸缩部截割头轴的载荷分布图（如图 3 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 66 1 6 6 1 1 0A B CF t = 7 8 9 1 0 9 . 9 4 NF r = 1 4 0 0 0 0 NF x = 1 0 0 0 0 0 z = 6 5 6 6 2 . 6 5 z = 7 4 3 3 7 . 3 5 y = 3 9 4 5 5 4 . 9 7 0 = 3 2 8 8 9 2 . 3 2 y = 3 9 4 5 5 4 . 9 7 y = 3 9 4 5 5 4 . 9 7 z = 8 1 7 7 . 1 1 N y = 4 3 4 0 1 . 0 5 N C = 4 4 1 6 4 . 6 5 N = 3 7 6 8 0 N 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 A 处 W 弯矩最大，且有花键传动、配合引起的应力集中，故属危险截面。现对 A 截面进行强度校核。 弯 曲应力为 1 9 4 . 5 6 M P 4 . 5 62 2 7 104 4 1 6 4 . 6 5 a 式中： W 抗弯断面系数，由机械设计手册查得 363 7 c m W 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力 0m由 式中： 1 曲对称循环应力时的疲劳极限， K 正应力有效应力集中系数，由机械设计手册查得 K； 表面质量系数，轴经车削加工，由机械手册查得 ； 尺寸系数，由机械手册查得 ； 平均弯曲应力折算系数，由机械手册查得 。 67 抗扭短系数 624 切应力幅为 由上面可得： 式中： 1 转疲劳极限， K 切应力有效应力集中系数，由机械手册查得 K； 尺寸系数，由机械手册 得 ； 平均扭转应力折算系数，由机械手册查得 。 截割头轴 A 截面的安全系数 222 由机械设计手册可知 故 ，该轴 A 截面是安全的。 32. 98M P 0378 6 02 63 T纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 68 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 1010柱滚子轴承。它的基本尺寸和数据如下： 基本尺寸 /基本额定载荷 /极限转速 1r 重量/D B 油 W 50 80 16 300 8000 b 轴 目录 1 绪 论 . 1 题的意义 . 1 内外掘进机的发展现状 . 1 进机行走机构的工作原理和特点 . 2 进机行走机构的组成和功能 . 2 2 行走机构方案的确定 . 4 带行走机构的组成 . 4 带行走装置参数的确定 . 5 走机构设计所需已知参数 . 5 动轮直径的计算 . 6 带的接地长度计算 . 6 带节距 . 6 重轮直径和轮距 . 7 衡梁的布置 . 7 走功率计算 . 7 3 行走减速器的 设计计算 . 9 动形式的选择和计算 . 9 作原理 . 9 动类型 . 9 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 动轮所 需扭矩的计算 . 10 入转矩和转速的计算 . 10 取液压马达 . 10 走减速器初始参数 . 11 要 设计参数和传动系统的确定 . 11 动装置的运动及动力参数计算 . 12 柱齿轮的设计计算 . 13 级圆柱齿轮的设计计算 . 13 级圆柱齿轮的设计计算 . 18 级圆柱齿轮的设计计算 . 24 级圆柱齿轮的设计计算 . 30 星齿轮的设计计算 . 30 星齿轮高速级设计计算 . 32 星齿轮低速级设计计算 . 42 的设计计算及校核 . 47 计计算 . 47 度校核 . 48 星齿轮轴和轴承的设计 . 58 入轴的设计计算 . 58 的强 度校核 . 60 出轴的设计计算和校核 . 61 的强度校核 . 65 承的选择和校核 . 67 柱齿 轮轴承的选择及其寿命验算 . 68 5 轴承的选择及计算 . 68 3 轴承的选择及计算 . 70 余轴承的选择及计算 . 71 通平键联接的选择和验算 . 71 1 上齿轮 1 键的选择 . 71 2 上齿轮 2 键的选择 . 71 3 上齿轮 4 键的选择与验算 . 71 5 上齿轮 7 键的选择与验算 . 72 滑及密封形式选择 . 72 结 论 . 74 致 谢 . 75 参 考 文 献 . 76 附录 A 译文 . 77 附录 B 外文文献 . 83 1 1 绪 论 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。 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 掘进机，在此基础上研制生产了多斯科和 及安德逊 H 型掘进机。日本在引进苏联、英国掘进机基础上，改进研制成 列掘进机，西德六十年代制成甲虫型掘进机及 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 200应断面 33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 80 t，以 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 拟量控制技术等多项关键纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 2 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。 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。 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 1 1。 3 图 1 1 行走机构组成布置 - 1 轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 4 2 行走机构方案的确定 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 它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷 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 5 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 40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，适合掘进机在大倾角的工作环境中工作。 带行走装置参 数的确定 走机构设计所需已知参数 机重 48tt ； 机宽 ； 履带板宽 550mmb ； 适用巷道断面： 23 .5 m，宽 .5 m； 接地比压： 卧底深度： 250 爬坡能力： 16； 最小转弯半径： 7 m； 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 6 离地 最小 间隙 ： 150 行走速度： 05 m/调。 动轮直径的计算 履带掘进机采用后轮驱动形式，若以 m 为掘进机的使用重量，则驱动轮直径的经验 公式为 2： 48575 （ 2 1）式中 实际重量 驱动轮的直径 式（ 2 1）得 7 5 1 mm 84 8 0 0 08575 4D 选驱动轮直径为 。 带的接地长度计算 接地比压 （ 2 2） 由式（ 2 2）得 : = 3 .1 8 63 式中： G 机器总重量 N L 履带接地板长度 m b 履带板宽 m P 履带平均接地比压 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 42j （， 7 目前，我国的掘进机履带的标准节距为： 173、 203、 216、 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 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 1）（）（D 由于掘进机的工作环境恶劣，地质差异大 b=250b=320。 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 地方为宜。 走功率计算 单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率： P 4F 式中 单侧履带行走 机构各种外阻力， N； 行走机构工作时的行走速度， 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 =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纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 8 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 f当爬坡时，坡角 0，则 s o s 式中 G 掘进机重量； 转向阻力 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，转向阻力矩在两条履带上形成同样大小的牵引力 C O 2 21 式中 单边履带行走机构承受的掘进机重量， ； L 单边履带行走机构接地长度， L=3100 B 两条履带的中心距， B=1700 e=590； = 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 ； 爬坡转向时 c o o 。 得 164 综上所述，单 侧履带行走机构驱动装置所需最小功率为 34 9 3 行走减速器的设计计算 动形式的选择和计算 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。 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 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 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 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 10 动轮所需扭矩 的计算 掘进机驱动轮所需要的最大扭距 2 70 6 00 02 式中： F 单边履带的牵引力 d 驱动轮直径 m ； 入转矩和转速的计算 行走速度 v= R 得： 初取减速机减速比 700初i 则液压马达最小输出转矩为： m 液压马达最小输出轴速为： 1 4 .8 r / m 0 m 取液压马达 由 得柱塞马达产品配类 选定 斜轴式柱塞马达产品。 表 3 1 是 柱塞马达的技术参数表。 11 表 3定 压力高 压力 定 转矩 最高 转矩 额定 转速 r/最高 转速 r/排量 ml/r 功率 量 1 32 220 894 1840 2500 107 46 70 走减速器初始参数 要 设计参数和传动系 统的确定 液压马达输出转矩 220 液压马达输出转速 1840r/传动比 本次设计采用四级级圆柱齿轮及两极 2星轮传动组合而成。结构传动系如 图 3 1 所示 输 出 轴4 级 行 星 架轴 5轴 4轴 3轴 2轴 1图 3 1 该行走机构传动系图 - 3 of 轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 12 动装置的运动及动力 参数计算 1） 分配传动比 总传动比 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 1i =2， ， ， 二级行星传动比 i 行总 = 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） 8401 20 2 轴： w m 201212 222 3 轴： 齿轮轴承 m 3 049 2 02323 1667230 333 13 4 轴： (惰轮轴 ) 轴承齿轮 m 03434 5 轴： 轴承齿轮 m 柱齿轮的设计计算 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 217齿轮 45 号钢 正火处理 齿面硬度 162计算应力循环次数 9411 02(118406060 912 101 0 查机械设计手册， 允许一定点蚀） 取 加工齿轮） 查机械设计手册， 21580 , 22520 16 计算许用接触应力 211m i i 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 14 222m i n 2l i 因 12 ，故取 22 / 7 2 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 20000N 定螺旋角 =10 , 9 Z。 初取 K ，查机械设计手册得 2/减速传动， 2取 4.0a端面压力角 0c o s/20()c o s/( r c r c tg 基圆螺旋角 o c o s( r c r c tg 3 i 3 s 2s i s co C O 计算中心距 a 2(2)1(32321 取中心距 a=145 估算模数 a=取标准模数 小齿轮齿数： 0c 大齿轮齿数： z2= 15 取 8， 6 实际传动比 2489612 %50%1 0 02 22%1 0 0 理实理 在允许范围内。 修正螺旋角 .648(2a r c c o a r c c o s n与初选 =100相近 , 可不修正 . 齿轮分度圆直径 n o s/482c o s/11 n o s/962c o s/22 圆周速度 3 7 8 8 4 03 4 2 311 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 8 级精度和 83 7 8 ， 得 齿宽 81 4 。 按 b/虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得 =6 载荷系数 16 计算重合度齿顶圆直径 4 2 2 11 8 0 0 42 *22 端面压力角 o s/20()c o s/( r c r c 齿轮基圆直径 o o o o 端面齿顶压力角 r c c r c c r c c o sa r c c o 6)821)()(212211 7 5 1 o sc o s Z o c o s( r c r c tg 4 5 7 i 7 s 8 0 8 i s co 17 计算齿面接触应力 222211/ 0 0 故安全。 4） 验算齿根弯曲疲劳强度 按 8， 6, 查机械设计手册，得 23220 ， 24205 .0 = 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。 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 58 星齿轮轴和轴承的设计 入轴的设计计算 （ 1）求输入轴上的转速 n 和转矩 T m n ； （ 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 调质处理。根据机械设计手册得 7 38110 330 式中： T 轴传递的转矩； 轴用许用应力 ， 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 68 ，62mmd ， 8mmb 。 （ 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 3示 59 图 3）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 角接触球轴承一对反装。为了便于安装选取轴承处的直径 88d ，其宽度 18B ， 94d ,其宽度为21B ，轴肩处 98d 花键处长度在考虑定心的情况 下取 90d 。 （ 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： 645712 m 齿轮的圆周力： 2222（ 3 6） 由式（ 3 6）得： 1 09 6 9 . 23 2 1 00 06 45 722 齿轮的径向力： 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 60 9 20co s 20t 9 6 9co st F tF rR yR 分析图 -3 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。 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： 式中 w 抗弯断面系数， w = 8 6 932/33 d 。 61 由式（ 3 6）得： d 取安全系数为 5.2k ，则需要弯曲应力为 : 1 0 7 0/1 知计算最大弯曲应力 ，即弯曲强度条件满足。 许用静应力 601 么 3 1 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。 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3 3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 调质 269217 750 450 320 185 30 246213 根据表机械设计手册公式初步计算轴径，由于材料为 1）求输出轴上的转速 2n 和转矩 2T 2 1 8 36 4 5 G W 2 r / m 2 2 N G 2）初步确定轴的最小直径 纵轴式掘进机行走机构方案设计及其减速器设计 62 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 调质处理。根据机械设计手册得 3 43 )1(15 （ 3 7） 由式（ 3 7）得： (153 43
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