机械毕业设计（论文）-部分断面掘进机行走减速器与履带板设计【全套图纸】.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 1 引言 随着我国煤炭事业的发展.因采煤机械和综合机械化水平的速度提高,要求有于之相适应 巷道掘进速度.传统的钻煤掘进效率低,人海战术和小型机械化装备,还是不能满足需要. 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 巷道掘进机是一种能够实现截割、装载运转、转载煤岩,并可调动行走喷雾、除尘的 联合机组.它具有掘进速度快,快速掘进有利于及时查明采区地质条件,以便正确部署采煤 工作面的准备和接替.减少岩石的毛顶及瓦斯突出事故,有利于安全生产和减少巷道超挖, 减少不必要的工作量,减轻掘工的体力劳动.全力研制和使用巷道掘进机具有重大的技术 经济意义. 目前,国内外研制和使用巷道掘进机种类繁多.主要分为两大类:全断面巷道掘进机和 部分断面掘进机. 全断面巷道掘进机主要用于掘进岩石巷道，这类掘进机功率大，结构 复杂，巷道断面形状单一。在煤炭工业中没有得到广泛应用。部分断面掘进机，其工作 机构仅能同时截割工作面煤岩断面的一部分。为截割破落整个工作面的煤岩必须在断面 内多次连续地移动工作机构的截割头。故此它能实际掘出所需巷道断面形状。它主要用 于掘进煤或半煤岩巷道。 近年研制的掘进机有以下趋势：广泛采用悬臂式可伸缩的工作机构，改善起截割性能 和使用范围。采用横轴式截割头，以减少机器振动，增加机器稳定性。广泛采用触爪式 装载机构和履带式行走机构。加大掘进机的总功率和提高液压系统的工作压力。改进喷 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 2 雾除主装置，支护设备和配套转载设备。 掘进机行走机构的工作原理: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。同时导向轮起到导向作用, 导向轮和张紧油缸一起作用对履带的松 紧进行调节, 支重轮起到对车身支撑作用, 拖轮主要是支撑履带。在设计和装配过程中, 必须保证驱动轮、引导轮、支重轮、拖轮四轮一线。悬臂式巷道掘进机的行走机构, 需 要满足驱动机体前进、后退以及左右转弯调动的工作要求,所以履带式行走机构的左、右 履带装置都采用分别单独驱动的传动方式。掘进机行走速度的调节是通过两液压泵的合 流与否来实现的。掘进机前进、后退时,左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。当 掘进机要转弯时,可以单独驱动转弯方向的另外一侧液压马达,而使转弯一侧的液压马达 停止运转,或者可以采用以相反方向分别驱动左右液压马达的方法,使机体急转弯。 条件要求：长期不间断、结构紧凑 技术参数：G=31T V=0.5m/min 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 3 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 (0.9 1.1) 209bG 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 (1-2)(3.5 4.5)17502250Bbmm: 取B=2000mm 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 4 1.2.3 单侧履带接地长度 L (1-3)(1.6 2.2)32004400LBmm: 取L=3000mm 1.2.4 履带板平均接地比压 p (1-4) 1000 0.013 2 S G pMPa bL 已知GS掘进机总重量 GS=310KN 1.2.5 单侧履带牵引力 T1 (1-5) 22 22 11 22 44 (1)(1) 24 SS uG LG fnuGSLn TR BLBL 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，nL/6;取n=500mm 所以 T1=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) 1 247 0.5 2.06 6060 Tv Pkw 实 1.3.2 单边履带行走机构输入功率的计算确定 (1-7) 1 12 p P 实 式中: 单边履带行走机构的输入功率； 1 P 履带链的传动效率； 1 驱动装置减速器的传动效率。 2 取值范围，有支重轮时取0.890.92，无支重轮时取0.710.74。 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 5 由（1-7）公式得 1 12 2.06 2.82 0.90 0.812 P PkW 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- 11 310 0.8248TGkN 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 (75 85)(310 400) qS DGmm 1） 为满足结构的布置，取=400mm，所以驱动轮的转速，输出转 q D 60 0.5 / min v nr D 轮 矩 1 247 400 49.4. 22 q TQ TKN m 履带行走机构的驱动方式有电动机和液压马达驱动两种方式。分别通过机械减速装 置或直接由液压马达带动履带的主动链轮运转。 机械传动的履带行走机构，一般将电动机装于两条履带减速器后部，制动装置采用 机械液压制动方式。这种方式传动可靠性高，电动机价格低，维修容易，但不能调速， 减速箱体积较大；巷道淋水大时，电动机易受潮而烧毁。 履带行走机构采用液压传动型式，系统简单、性能较好、技术先进。采用低速大扭 矩马达驱动，其特点是传动系统简单，尺寸小、重量轻，能够实现无级调速及过载自动 保护。但液压马达传动复杂、制造费用高，维护较难。 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 6 行走机构的调速方式有两种，一种是采用变量泵。另一种是采用分流或并流的调速 方案，即在机器快速调动时每停止向装载马达供油，仅向行走马达供油，使掘进机能够 变速。 根据具体情况对驱动元件进行选取： 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-2Y100L1-4Y112M-6YB2S-8 转速 n/r/min 28401420940750 重量 g/kg 25344563 传动比I 5680284018801500 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 MFB5MFB10MFB20MFB29MVB5MVB10 额定转矩 M/N.m 31641011783161 输出最小转速 n/r/min 770373200114770320 （2-pMw 2） 由公式（2-2）得所以2pMn 2 p n M 马达MFB5对应的最低转速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 马达MFB10对应的最低转速 2.5 60 1000373 / min 2 3.14 64 nr 马达MFB20对应的最低转速 2.5 60 1000236 / min 2 3.14 101 nr 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 7 马达MFB29对应的最低转速 2.5 60 1000114 / min 2 3.14 178 nr 马达MVB5对应的最低转速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 马达MVB10对应的最低转速 2.5 60 1000392 / min 2 3.14 61 nr 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，所以总传动比 TT 额 120 0.5 n i n 轮 3 行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许独特的优点。它的最显著的特点是： 在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与是输出轴具有同轴性，即输出轴 与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传 动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体 积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的 齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得 到了越来越广泛的应用。 行星齿轮传动的主要特点如下： （1）体积小、质量小、结构紧凑，承载能力小 （2）传动效率高 （3）传动比较大，可以实现运动的合成与分解 （4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 8 4 行星齿轮传动设计 4.1 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,要求该行星齿 p i 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。 4.2 选取传动类型和传动简图 3Z（）型行星传动不仅具有 3Z（）型传动的优点，而且还弥补了 3Z（）传动 的不足：改善了传动性能，制造安装容易。由于行星轮由双联齿轮变成为单齿圈的齿轮， 这不仅仅制造容易、装配安装，且有利于提高齿轮的精度和减少表面粗糙度，即使在传 动比很大时，仍能获得较高的传动效率。 根据已知条件和文献1表 1-1：长期不间断，结构紧凑，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 4-1： 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 9 图 4-1 传动系统简图 Fig.4-1 Map of transmission system 4.3 配齿计算 根据=240 和参考文献1表 3-6，在=239.875 处 p i b ae i 取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3 满足条件0.05% b pae p ii i i 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。 4.4 初步计算齿轮的主要参数 4.4.1 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,调质硬度 217-259HB， limH limF 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 limH 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 10 =260N/mm2. limF 4.4.2 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， (4-1) 11 3 2 1lim AFFPFa m dF T K KKY mk z 现已知 z1=16, =340N/mm2,小齿轮名义转矩, limF 1 1 1 2.85 9549954954.64 . 120 3 p p TN m n n 取算式系数=12.1,按参考文献1表 6-6 取取使用系数=2.25，按参考文献1表 6-5 m k A k 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=1.2（在无均 F K HP K 匀载荷下） ，=1+1.5（-1）=1.3；由参考文献1图 6-22 查得齿形系数=2.67, FP K HP K 1Fa Y 由参考文献1表 6-5 查得齿宽系数=0.6（0.75） ，由公式 4-1 得齿轮模数 m 为 d d 取 m=3 3 2 54.64 2.25 2.0 1.3 2.67 12.13.07 0.6 16340 m 4.5 啮合参数的计算 4.5.1 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 (1642)87 22 acac am zz 11 ()3 (9842)84 22 bcbc am zz 11 ()3 (101 42)88.5 22 ecec am zz ，不满足同心条件，故需角度变位 acbcec aaa 根据建议：公共角度变位中心距 88.5 ec aamm 4.5.2 变位系数的计算 已知,和，m=3,及压力角，58 ac zz56 bc zz69 ec zz88.5amm20 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 11 3Z（）型行星传动角度变位的啮合参数如表 4-1： 表 4-1 基本参数表 Tab.4-1 Table of basic parameters 项目计算公式 a-cb-ce-c 中心距变 动系数 y/mm aa y m ya=0.5yb=1.5ye=0 啮合角 /a arccos(cos) a a 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 变位系数 和/mmx () 2tan z xinvinv 0.527 ac x1.770 bc x0 ec x 齿顶高变 系/mmy yxy 0.027 a y0.270 b y0 e y 齿顶圆压 力角/ a , 1 1 1 arccos b a a d d 2 2 2 arccos b a a d d 37.5 aa 27.5 ac 27.5 ac 21.6 ab 27.5 ac 16.7 ae 重合度 11 22 1 (tantan) 2 (tantan) a a z z 1.649 a 2.294 b 2.076 e 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数 , 20 min x min 17 0.0588 17 a z x 中心轮 a 变位系数 （小齿轮输入，故 x=0.08） min 0.5()0.383 ca aacaca ca zz xxxyxmmx zz 0.5270.3830.144 caca xxxmm (2)b-c 齿轮副 现已知和,所以1.770 bc x0.144 c x 1.914 bbcc xxxmm 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 12 (3)e-c 齿轮副 现已知和， 所以0 ec x0.144 c x 0.144 eecc xxxmm 4.6 几何尺寸的计算 4.6.1 分度圆直径的计算 齿轮均采用 z0=25,=1.25 的插齿刀加工, * 0 ha 且齿轮均为直齿轮=0.25， * C 分度圆直径, ,48 aa dmzmm126 cc dmzmm294 bb dmzmm303 ee dmzmm 4.6.2 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 0 83.1 a dmm 1.切齿时的啮合角 0 0 0 0 2() tan0.02170 a a a xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01647 c c c xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01628 e e e xx invinv zz 查文献1表 4-6， 0 22 33 22.55 a 0 20 36 20.6 c 0 26 3 26.05 b 0 20 36 20.6 e 1. 切齿时中心距变动系数 0 0 cos (1)0.358 2 a a oa zz y 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 13 0 0 cos (1)0.130 2 c c oc zz y 0 0 cos (1)1.677 2 b b ob zz y 0 0 cos (1)0.1475 2 e e oe zz y 2. 切齿时的中心距 0 a 0 00 ()62.57 2 a aa zz amymm 0 00 ()100.89 2 c cc zz amymm 0 00 ()114.53 2 b bb zz amymm 0 00 ()114.44 2 e ee zz amymm 3. 齿根圆直径 f d 00 22 62.5783.142.04 faaa dadmm 00 22 100.8983.1118.68 fcca dadmm 00 22 114.5383.1312.16 fbba dadmm 00 22 114.4483.1311.98 feea dadmm 4. 齿顶圆直径 a d * 2 22 88.5 118.68 1.556.82 aafc dadC m * 2 22 88.542.04 1.5133.46 acfa dadC m * 2 22 88.5 118.68 1.5279.18 abfc dadC m * 2 22 88.5 118.68 1.5279.18 aefc dadC m 4.6.3 基圆直径 b d cos45.1 baa ddmm cos118.4 bcc ddmm 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 14 cos276.3 bbb ddmm cos284.7 bee ddmm 4.6.4 节圆直径d 2 48.83 a a ac z damm zz 2 128.17 c c ac z damm zz 2 309.75 b b bc z damm zz 2 303 e e ec z damm zz 4.7 装配条件的验算 4.7.1 邻接条件 即 2sin acac da np 现已知 即满足条件 180 133.462 88.5 sin152.42 3 ac d 4.7.2 同心条件 即 coscoscos acbcec acbcec zzzzzz 各啮合齿轮副的啮合角为, 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 其中 16 a z 42 c z 98 b z 101 e z 即得 16429842101 42 62.78 cos22.5cos26.9cos20 4.7.3 安装条件 （得数为整数，满足条件） 1698 38 3 ac p zz n 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 15 （得数为整数，满足条件） 101 16 25 33 ea zz 4.8 传动效率的计算 因 b 轮固定，a 轮输入，e 轮输出 且知 be dd 故 (4-2) 0.98 11 1 b ae b x ae ae i p 98 6.125 16 b a z p z 240 b aep ii 其啮合损失系数 xxx bembme 11 2.3() x mbm cb f zz 11 2.3() x mem eb f zz 取轮齿的啮合摩擦系数且，代入式中0.1 m f c z b z e z 0.00313 x mb 0.00320 x me 0.00633 x be 所以由公式（4-2）得 传动效率较大，满足要求 0.98 0.812 240 110.00633 1 6.125 b ae 4.9 各构件切向力的计算 各构件受力分析如图 4-2： 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 16 图 4-2 受力分析图 Fig.4-2 Map of force analysis 中心轮 a 的转矩 1 1 2.82 95499549175.1 . 120 a p TN m n 中心轮 a 的切向力 3 20002000 175.12.39 10 3 48.83 caa pa FTN n d 单齿圈行星轮的切向力为 3 2.39 10 acca FFN 3 30348.83 2.39 1090 309.75303 ea bcceacac be dd FFFFKN dd 3 30948.83 2.39 1092 309.75303 ba cebcacac be dd FFFFKN dd 内齿轮 b 的切向力 90 cbbc FFKN 内齿轮 b 的转矩 14 . 2000 b bec d TFN m 内齿轮 e 的切向力 92 ceec FFKN 内齿轮 e 的转矩 41.8 . 2000 b eecp d TFnN m 4.10 齿轮强度校核 在行星齿轮传动中，各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。 外啮合的中心轮由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多， 承受载荷较大，工作条件较差。因此该中心轮首先产生齿面点蚀，磨损和轮齿折断的可 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 17 能性较大。内齿轮齿轮副的接触应力一般比外啮合齿轮副要小得多。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，则需对其进行中心轮 a 进行齿面接触强度校核和弯曲应力强度校核 即 HHP F FP 和 4.10.1 齿面接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1.有关参数 a. 使用系数 A K 使用系数按中等冲击参考文献1表 6-7 得=1.5 A K A K b. 动载荷系数 V K () 19100 x aax dnn v 120 16.84 / min 11 6.125 a x n nr p 48.83(120 16.84) 0.00540 19100 x v 已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6 级 1 200 B V x A K Av c.齿向载荷分布系数（接触良好） HB K 1 HB K d.齿间载荷分布系数 H K 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， =1 12HH KK e.载荷分配不均匀系数 已知内齿轮 b 浮动 HP K 12 1.2 HPHP KK f.节点区域系数 H z 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 18 查文献1图 6-9 得 0.527 /0.009 1642 aac xzz 2.32 H z g.弹性系数 E z 查文献1表 6-10 2 189.8/ E zN mm h.重合度系数z 已知，查文献1图 6-10 1.649 a 0 b 0.87z i.螺旋角系数 zcos1z j.a 齿轮分度圆直径及 a 齿轮工作齿宽 b 1 d 已知 取0.6 d 48 0.628.8 d mm40 a bmm 2.计算齿面接触应力 0H （4- 0 1 1 t HHE Fu z z z z d bu 3） （4- 1011HHAVHHHP K K KKK 4） （4- 2022HHAVHHHP K K KKK 5） 由公式（4-3） 、 （4-4） 、 （4-5）得、 2 0 592/ H N mm 2 1 794/ H N mm 2 2 794/ H N mm 3.计算齿面许用接触应力 HP （4- lim lim H HPNTL VRWX H zz z z z z s 6） 已知=1400N/mm2,由文献1表 6-11 查得=1.5，要求不允许点蚀，使用寿命长， limH limH s 查文献1表 6-12，又 7 5 10 C N 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 19 ，接触强度寿命系数=1.6；已 45 60()60 (120 16.84) 31.86 1010 Laxp Nnn n t NT z 知，查文献1表 6-14，润滑油膜影响系数=1.0；已知大齿轮 HB=600，齿 LC NN RWX z z z 面工作硬度系数查文献1表 6-15，尺寸系数，由公式 130 1.20.92 1700 W HB z 1.0 X z （4-6）得 32 1400 1.6 1.0 1.0 0.921.374 10/ 1.5 HP N mm 4.强度条件 满足条件 3 12 7941.374 10 HHHP b-c 齿轮和 e-c 齿轮副为内啮合，内齿轮齿轮副的接触应力一般比外啮合齿轮副要小得多,折 断的可能性较小，所以无需进行齿面接触强度校核。 4.10.2 齿根接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1. 有关参数 a. 使用系数 A K 使用系数按中等冲击查文献1表 6-7 得=1.5 A K A K b. 动载荷系数 V K ()48.83(120 16.84) 0.00540 1910019100 x aax dnn v 120 16.84 / min 11 6.125 a x n nr p 1 200 B V x A K Av c. 齿向载荷分布系数 FB K 1 (1) FbF Ku 由文献1图 6-7（b）得0.85 F u 0.5 0.5 88.5 0.92 48 d a a d 由文献1图 6-8 得， 1.25 b 1.21 F K 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 20 d. 齿间载荷分配系数 F K 齿轮为硬齿面直齿轮，精度为 6 级查文献1表 6-9， 1.0 F K e. 行星轮间载荷分配系数 FP K 已知 1.2 HP K1 1.5(1.2 1)1.3 FP K f. 齿形系数 F Y 根据,16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 由文献1图 6-22 查得， 42 cos c ncc z zz 2 2.28 F Y g. 应力休整系数 sa Y 根据, ,由文献1图 6-22 查得，16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 1 1.59 s Y 2 1.76 s Y h. 重合度系数 Y 已知， 1.649 a 0 0.750.75 0.250.250.70 1.649 a Y i. 螺旋角系数 Y 11 120 Y j. 齿轮 a 的工作齿宽和行星轮 c 的齿宽 已知， 0.6 d 28.8 caad bbdmm 工 2. 计算齿根弯曲应力 F （4- 111 t FFsaAVFFFP F YY Y Y K K KKK bm 7） （4- 222 t FFsaAVFFFP F YYY Y K K KKK bm 8） 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 21 由公式（4-7） 、 （4-8）得、，取弯曲应力=200N/mm2 2 1 192/ F N mm 2 2 183/ F N mm F 3. 计算许用齿根应力 FP （4- lim lim F FPSTNTrelTRrelTx F Y Y YYY s 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=2；应 limF limF s 力系数，按所给定的区域取时，取=2；寿命系数按文献1表 6-16 ST Y limF limF ST Y NT Y 中公式， 6 0.02 3 10 () NT L Y N ，所以； 4 60()60(120 16.84) 31.86 10 L axp Nnn n t 1.11 NT Y 齿根圆角敏感系数按文献1图 6-33 查得；相对吃根边面状况系数按文 relT Y1 relT Y RrelT Y 献1表 6-18 中对应公式，取齿根表面微观不平度， 0.1 1.6740.529(1) RrelTz YR12.5 z R 所以；尺寸系数按文献1表 6-17 中对应的公式 0.1 1.6740.529(12.5 1)0.988 RrelT Y x Y 计算；1.050.011.0 xn Ym 所以由公式（4-9）得 2 340 2 1.11 1 0.988 1.02380.3/ 2 FP N mm 4. 强度条件 满足条件200380.3 FFP （2）b-c 齿轮副 已知，仿上查表或计算得 2 98z 1 42z lim 260/ F N mm ，1.5 A K 1 V K 1.01 F K 2 1.1 F K 1.3 FP K 2 2.05 F Y 2 1.92 s Y ，取 齿 2 0.577Y1Y2 sT Y1.148 NT Y1 relT Y0.988 RrelT Y1.02 x Y 宽 b=30mm，由公式（4-7） 、 （4-8） 、 （4-9）得 2 222221 385/ F t FsaAVFFFPF F YYY Y K K KKKN mm bm 2 lim lim 401/ F FPSTNTrelTRrelTx F Y Y YYYN mm s 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 22 所以 满足条件 2FFP （3）e-c 齿轮副 仿上 与内齿轮 b 不同的系数为=2， =1.85， =0.61 其他系数相同，所以由公 2 F Y 2sa Y 2 Y 式（4-7） 、 （4-8） 、 （4-9）得 2 222221 367.5/ F t FsaAVFFFPF F YYY Y K K KKKN mm bm 2 lim lim 401/ F FPSTNTrelTRrelTx F Y Y YYYN mm s 所以，满足条件 2FFP 4.11 结构设计 4.11.1 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 4-2： 图 4-3 装配方案图 Fig.4-3 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， caA TK T 已知,T=175.1N/mm，所以，选弹性柱销莲轴器 HL4，其许用转2.25 A K 394 . ca TN m 矩为 1250N.mm，半联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。 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 23 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；滚动轴承与轴的周向定16 10b h 位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取 k6。 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2 45 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 4-4 受力分析图 Fig.4-4 Map of force analysis 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 24 图 4-5 水平方向受力分析图 Fig.4-5 Map of force analysis in the level of direction RH1=893N RH2=1497N 图 4-6 水平方向弯矩图 Fig.4-6 Map of moment in the level of direction MH=RH1xL2=4.6436X104N.mm 图 4-7 垂直方向受力分析图 Fig.4-7 Map of force analysis in the vertical direction RV1=370N RV2=620N 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 25 图 4-8 垂直方向弯矩图 Fig.4-8 Map of moment in the vertical direction Mv=RV1xL2=3.071X104N.mm 图 4-9 合成弯矩图 Fig.4-9 Map of synthesis moment 224 5.56710. HV MMMN mm 图 4-10 转矩图 Fig.4-10 Map of torque aT=0.6T=0.6x175.1=1.0506x105 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 26 图4-11 当量弯矩图 Fig.4-11 Map ofequivalent moment 225 (aT)1.19 10.McaMN mm 2)校核轴的强度 齿轮轴的材料为20CrMnTi,查文献1表6-3得，则即 2 1080/ B N mm 0.09 1.0 B 取，轴的计算应力为 2 108/N mm 5 2 3 1.19 10 11/ 0.1 48 ca Mca N mm W 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 22 111967RR HR VN 22 2221620RR HR VN 2）轴承的动载荷 r1 P11967xRRN r2 P221620 xRRN 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(按一年工作300天， r2r1 PP r2 P 一天20小时计算) 663 3 r2 10101 33.5 10 ()()70.8 60P60 1201.5 1620 h ftCr L nfp 年 7.轴上键的校核 2 T dkl pp 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 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 27 满足条件 2 22 175.1 20.5/ 55 5 62 T N mm dkl pp 4.11.2 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4-12 图 4-12 装配方案图 Fig.4-12 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。 1 90dmm77.55Ptmm 初定,轴承选用文献7中最大的型号6220（d=100,D=180,B=34）与其相配 1 100lmm 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 2 100dmm 度 2 530103lBBmm 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，长度L=60mm；25 10b h 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k6。 4. 轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩处圆角半径R2 ，轴端倒角为2 45 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 1 60 10/ 234/ 272Lmm 4 9.2 10 tec FF 2 34/ 2534/ 239Lmm 4 tan3.35 10 rtec FFN 3 34/ 230 100147Lmm26.32 r FKN 张成良：部分断面掘进机行走减速器及履带板设计 28 图 4-13 受力分析图 Fig.4-13 Map of force analysis 图 4-14 水平方向受力分析图 Fig.4-14 Map of force analysis in the level of direction RH1=63680N RH2=54640N 图 4-15 水平方向弯矩图 Fig.4-15 Map of moment in the level of direction MH1=FtxL1=6.624x106N.mm 辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 29 图 4-16 垂直方向受力分析图 Fig.4-16 Map of force analysis in the vertical direction RV1=95300N RV2=61800N 图 4-17 垂直方向弯矩图 Fig.4-17 Map of moment in the vertical direction MV=FrxL1=2.412x106N.mm 图 4-18 合成弯矩图 Fig.4-18 Map of synthesis moment N.mm 226 1 17.0