机械毕业设计（论文）部分断面掘进机截割机构减速器及变速装置设计【全套图纸】.doc

辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言：部分断面掘进机是一种能够实现截割、装载、转载运输、调动行走和喷雾除尘的联合机组。它既可用于掘进煤巷、半煤岩巷道，也可用于金属矿山以及其他隧道的掘进施工。部分断面掘进机因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。将不同形式的截割头安装在工作机构的悬臂上，悬臂可沿工作面的水平或垂直方向作左右或上下摆动，这种工作机构称为悬臂式工作机构。具有悬臂式工作机构的掘进机，通常又称为悬臂式掘进机。我国对掘进机的研制是在20世纪六十年代开始的。由于当时掘进机的性能尚不稳定，也未得到普遍推广使用。在“六五”期间，我国先后从奥地利、原西德、匈牙利、日本和原苏联的国家引进了多种型号的掘进机174台。我们对这些引进的 掘进机进行消化吸收，对其中的 AM50和S100两种型号的掘进机又进行国产化，分别在淮南煤矿机械厂和佳木斯煤矿机械厂生产。在此期间，我国也研制出了EL90型和ELMB型，其性能和效率也都有明显长进。在“七五”期间，许多煤矿综采机械化水平已经达到90，有的 已实现全部机械化采煤。与此相比，掘进机械明显落后。随着我国经济建设发展步伐的加快，对能源需求量增加，必然要求加大开采强度。则巷道掘进速度必须大幅提高，才能满足煤炭生产的需要。为保证煤炭生产发展，加快掘进机的研制速度是关键。在“八五”期间，我国以提出加快掘进机械发展的具体目标，要完成一些有明显经济效益的重要课题，如：要研制出能适应中硬岩石（8）和较大巷道断面掘进的重型悬臂式掘进机。悬臂式掘进机的发展是紧紧围绕着我国矿井生产的实际条件、现场需要及设计、制造的工艺水平而不断进行的，其发展主要有以下几个特点：1、截割功率不断提高。为适应更大范围的截割条件，悬臂式掘进机的截割功率不断增大，由最初的100kw以下的轻型机增加到现在的中型机型的132kw200kw，重型机型可达200kw以上。2、在行走装载截割驱动方面的完善。以往的液压与电动驱动都有缺点，但随着科技的进步，它们的据点在不断地被弥补，改进，目前悬臂式掘进机在电、液两方面发展速度很快，在装载，行走，截割等方面大多数的机型还是采用电、液混合方式，总之两种方式互相取长补短，在今后很长一段时间内将共同并存，相互融合。3、电控系统的完善。早期掘进机的控制、操作回路一般都通过操作安装在隔爆型主令箱上的按钮或把手开关来控制传统的交流中继电器电路，进而通过继电器来对主回路交流接触器的二次控制。随着控制技术的发展，操作回路逐渐以本安型的先导回路来替代隔爆型主令箱，这也是适应各类保护传感器的应用和选型的需要。4、截割效率的提高。截割效率是悬臂式掘进机性能优劣的一个重要衡量参数，纵轴式截割头的优点是截割较深，截割效率高，缺点是稳定性差，装运效果差。横轴式截割头的优点是稳定性好，装载效果好，缺点是在进刀时其截割方向几乎与其推进方向重合，所以必须给予较大的推进力，这就需要相应增加街功率，切割时粉尘大再加上其内喷雾布置比较复杂，灭尘效果不好。5、机组稳定性的提高并实现矮型化以适应小断面巷道掘进。提高机组稳定性的有效方法有两种：增加机组重量和降低机组高度。新机型的重量都较过去有很大的增加，并且为适应岩巷的掘进也必须增加自重。在增加自重的同时，新机型在设计上还尽量简化和紧凑化，降低机组高度。这可以增加稳定性，也是为了适应低矮巷道的掘进。悬臂式掘进机技术的发展有以下几点：大功率化、重型化、系列化、智能化和自动化。全套图纸，加1538937061. 绪论1.1. 选题目的部分断面掘进机是矿山建设和生产中使用的一种功能比较多，结构比较复杂的机械，是巷道掘进生产中的主要机械之一。在市场竞争日益激烈的今天，产品的创新设计能力已经成为企业成败的关键因素。随着全球经济的不断发展与融合，产品竞争日趋国际化，产品类型日趋多样化和个性化。从而要求企业以更高的创新性和更快的市场反应速度制造出满足客户需求的产品，公司迫切需要一种更先进的设计制造技术来提高企业的市场竞争能力。1.2. 选题的意义掘进机的研制和使用，反映了一个国家的综合国力和科技水平，它体现了计算机、新材料、自动化、信息化、多媒体、工业管理等高新技术的综合和密集。为推动掘进机产业的发展和推进掘进机应用与产业化，让学生了解相关的知识，培养学生的研发能力，为提高学生的技术水平做好准备。1.3设计方案1.3.1设计参数电机功率：160/100 kw电机转速：1470 /750r/min截割头转速：60/40/30.61/20.41r/min1.3.2 总体设计对要设计的截割机构减速器及变速装置进行分析，搞清楚设计内容所需要的结构型式和基本参数， 确定各零件的形状、结构、尺寸等，掌握机械系统各零件之间的装配关系以及运动部位的运动机理，通过方案比较确定截割机构减速器及变速装置的总体结构。（1） 结构及传动设计详细地设计传动系统，绘出传动系统草图，确定各部分的结构和主要尺寸，绘制截割机构减速器及变速装置的装配草图和零件图。（2） 分析与计算对主要部件进行结构分析，进行强度计算和验算。（3） 编写设计计算说明书元件设计完毕，根据尺寸进行CAXA或CAD作图，尺寸精确，布局合理，作出总图及零件图。1.3.3. 主要解决的问题正确获取各零件的形状、结构、尺寸等，要确保装配关系的正确。正确的分析出机械系统的运动原理，对截割机构减速器及变速装置设计进行正确的装配、运动分析，进行正确强度计算和验算等。1.3.4. 主要方法方法是从互联网、书籍手册、论文等方面查找相关资料，然后通过理论计算，最后验证理论分析，从而完成设计任务。1.3.5. 预期结果能够顺利的设计出部分断面掘进机截割机构减速器及变速装置，并且能够成功的应用于实际工作当中，起到相应的作用，提高生产率和产品质量，降低生产成本。2变速装置设计2.1 变速装置传动类型确定部分断面掘进机截割部的变速方式有两种：一种是通过机械变速改变齿轮的啮合来达到变速效果；另一种是通过变极电机提供不同转速来达到变速效果。目前市场上的部分断面掘进机的变速方式主要采用变极电机变速，此变速方法简单容易实现，但变速范围不大。部分断面掘进机截割部机构变速装置可根据煤岩性质和场合条件而拆卸和更换，由于采用双联齿轮用拨叉改变其啮合对象，再配合变极调速电机的两种速度即可得到四种不同的截割头转速，提高了机器的截割性能，改善了掘进机的适应性。系统传动图如图21：图21 传动系统图Fig. 2-1 transmission picture1-截割头2-变速器壳体3-电机4-一号联轴器5-一号轴6-一号轴齿轮7-二号联轴器8-二号轴9-二号轴小齿轮10-二号轴大齿轮11-传动轴12-啮合的传动轴齿轮13-拨叉14-拨叉把手15-双联齿轮变速装置提供两种速度：第一种传动比 ；第二种传动比2.2 齿轮的设计因此，变速装置采用直齿轮啮合传动。一号轴与二号轴在同一轴线上，传动轴与一轴二轴平行。2.2.1 配齿变速装置各轴转速及承受转矩如下表：高速档低速档传动件转速（r/min）名义转矩（Nm）转速（r/min）名义转矩（Nm）一号轴7501273.337501273.33二号轴7501273.335001910传动轴7501273.337501273.33各齿轮齿数初定如下：一号轴齿轮齿数=50 传动轴啮合齿轮=50 双联齿轮小齿轮=50 双联齿轮大齿轮=60 二号轴小齿轮=40 二号轴大齿轮=502.2.2 齿轮材料的确定掘进机截割变速装置中齿轮为高速重载的闭式齿轮，其失效形式主要是齿面点蚀、齿面磨损和齿轮折断。必须提高各轮的齿面硬度提高抗点蚀和磨损的能力，还应合理提高轮齿的弯曲强度，增加工作的可靠性。因此选用的材料为材料牌号热处理方法HRC20Cr渗碳淬火 回火5862变速装置低速档的转矩大于高速档的转矩，所以根据强度设计时以低速档参数进行设计。根据闭式齿轮常见的失效形式，分别根据齿根弯曲强度和齿面接触强度算出小齿轮的分度圆直径，取两者中的较大者作为设计尺寸。2.2.3按齿根弯曲强度初算齿轮模数直齿轮传动系数取12.1 小齿轮的名义转矩 =1910Nm使用系数 取1.75综合系数 取1.9计算弯曲强度的齿轮间载荷不均匀系数 =1+1.5（1.3-1）=1.45齿形系数 取2.88齿宽系数 取0.75 小齿轮齿数=40ME取1050代入得 取齿轮模数m=42.2.4 按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径 直齿钢对钢系数取768小齿轮的名义转矩 =1910Nm使用系数 取1.75综合系数 取2.1计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数 齿宽系数 取0.75ME取1650齿数比=60/40=1.5 式中“+”用于外啮合，“”用于内啮合代入得 取m=4综上齿根弯曲强度和齿面接触强度的计算结果，取较大值m=42.2.5 啮合参数的计算一号轴齿轮与传动轴啮合齿轮的 中心距 双联大齿轮与二号轴小齿轮的中心距 双联小齿轮与二号轴大齿轮中心距 2.2.6 齿宽：低速级： 高速级：由公式 其中 其他参数值同上 即：解得： 查表取变速装置各齿轮参数如下表：序号名称公式一号轴齿轮传动轴啮合齿轮双联齿轮小齿轮双联齿轮大齿轮二号轴小齿轮二号轴大齿轮1分度圆直径2002001602002002402齿顶高4444443齿根高5555554齿高9999995齿顶圆直径2082081682082082486齿根圆直径1901901501901902307基圆直径1879418794150.351879418794225.532.3 轴的确定2.3.1一号轴材料45号钢（A=118107） 功率P=100 转速n=750键轴段： 齿数z=20 外径d=70 齿全高h=5轴承轴段 内径60 轴承 两边都采用单列角接触球轴承 代号 7212C/AC/B d=60 D=110 B=222.3.2传动轴材料45号钢（A=118107） 功率P=100 转速n=750花键轴段： 齿数z=20 外径d=70 齿全高h=5轴承轴段 内径60 轴承 右边单列角接触球轴承 代号 7212C/AC/B d=60 D=110 B=22左边单列角接触球轴承 代号7214C/AC/B d=70 D=125 B=243.3二号轴材料45号钢（A=118107） 功率P=100 转速n=500花键轴段： 齿数z=20 外径d=80 齿全高h=5轴承轴段 内径70 轴承 两边都采用单列角接触球轴承 代号7214C/AC/B d=70 D=125 B=242.4校核验算2.4.1.一号轴的校核1）拟定轴的装配方案如图22图22Fig. 2-2首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点，由于是向心球轴承所以支点在中点。根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构和当量弯矩图中看出危险截面为C处，所以C截面处的计算数值如下：=56mm=56mmN.mmaT=0.61273.33=763.998N.mm2）校核轴的强度 轴的材料为45钢,查表得，则，即，轴的计算应力强度满足要求。3）精确校核轴的疲劳强度a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。b计算危险截面应力截面弯矩M 截面上的扭矩T N.mm抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 街面上的扭转应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即c.确定影响系数轴的材料为45钢,调质处理。查表得，。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，差表经插值得，尺寸系数、。根据轴截面为圆截面查表得，。表面质量系数、。根据和表面加工方法为精车，查文献7图4-19得。材料弯曲、扭转的特性系数，。由上面结果可得 查许用安全系数S值表，可知轴安全。2.4.2二号轴的校核从轴的结构和当量弯矩图中看出危险截面为C处，所以C截面处的计算数值如下：=287mm=107mmN.mmaT=0.61910=1146N.mm1)校核轴的强度 轴的材料为45钢,查表得，则，即 ，轴的计算应力强度满足要求。2)精确校核轴的疲劳强度a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。b计算危险截面应力截面弯矩M 截面上的扭矩T N.mm抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 街面上的扭转应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即c确定影响系数轴的材料为45钢,调质处理。查表得，。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，差表经插值得，尺寸系数、。根据轴截面为圆截面查表得，。表面质量系数、。根据和表面加工方法为精车，查表得。材料弯曲、扭转的特性系数，。由上面结果可得查许用安全系数S值表，可知轴安全。2.4.3 低速档输出轴齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算查图知 齿形系数 应力修正系数 重合度系数 许用弯曲应力 查表得 =900 N/ 查表得弯曲寿命系数与尺寸系数均为 查表得安全系数 SF=1.3所以=692N/故 =0.088692所以齿根弯曲强度足够.3.减速器设计3.1 减速器传动类型确定齿轮传动在各种机器和机械设备中已获得了广范的应用。例如，起重机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、石油机械、纺织机械、机床、汽车、飞机、大炮、船舶和仪器、仪表中均采用了齿轮传动。在上述各种机器设备和机械传动装置中，为了减速、增速和变速等特殊用途，经常采用一系列互相啮合的齿轮所组成的传动系统，在机械原理中，便将上述齿轮传动系统统称为轮系。轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆蜗轮组成的轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮齿轮组成的轮系，称为平面轮系。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的有点。它的最显著的有点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出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的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，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其机构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小模数。此外，在机构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，机构非常紧凑，且承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的1/21/5(即在承受相同的载荷条件下)。（2）传动效率高 由于行星齿轮传动机构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.970.99。（3）传动比较大，可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，它还可以实现运动的合成和分解以及实现各种变速的复杂的运动。（4）运动平稳、抗冲击和振动的能力强 由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选用得当）等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率以达到20000KW，输出转矩以达到4500KN.m。据相关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术发展方向如下。（1）标准化、多品种 目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传系列设计；而且还演化出多种型式的行星减速器、差速器和行星变速器的多品种的产品。（2）硬齿面、高精度 行星齿轮传动机构中齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。（3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高转速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。（4）大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。行星齿轮传动的缺点是：材料优质、机构复杂。制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时产生工艺水平也不断提高。因此，对它的制造安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较号的行星齿轮传动减速器。应该指出，对于行星齿轮传动的设计者，不仅应该了解其优点，而且应该在自己的设计工作中，充分发挥其优点，且把其缺点降低到最低的限度。从而设计出性能优良的行星齿轮传动装置。根据行星齿轮传动基本构件的配置情况，可将行星齿轮传动分为2Z-X、3Z和Z-X-V三种基本传动类型其他的结构型式的行星齿轮传动大都是它们的演化型式或组合型式。3.1.1 2Z-X型行星齿轮传动如果行星齿轮传动的基本构件包括有两个中心轮z和转臂x的 话，则该行星齿轮传动的类型代号为2Z-X。当转臂x固定时，若该行星齿轮传动中的中心轮a与内齿轮b的转向相反，即其转臂x固定时的传动比 ，则称其为2Z-X型的负号机构。当转臂x固定时，若中心轮a与b，或者中心轮b与e的转向相同，即其传动比，则称其为2Z-X型的正号机构。3.1.2 3Z型行星齿轮传动3Z型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮a、b和e，故其传动类型代号为3Z。在3Z型行星传动中，由于其转臂x不承受外力矩的作用，所以，它不是基本构件，而只是用于支承行星轮心轴所必须的结构元件，因此，该转臂x又可称为行星轮支架（简称行星架）。在3Z型行星齿轮传动中，较常见的传动型式有如下三种。（1）3Z（）型 具有双齿圈行星轮的3Z型行星齿轮传动。它的结构特点是：内齿轮b固定，而旋转的中心轮a和e分别与行星轮c和d相啮合，故可用传动代号3Z（）表示。在各种机械传动中，它已获得了较广泛的应用。3Z（）型较合理的传动比范围为，其传动效率。（2）3Z（）型 具有单齿圈行星轮c的3Z型行星齿轮传动，该3Z型行星齿轮传动的结构特点是：三个中心轮a、b和e同时与单齿圈行星轮c相啮合；即内齿轮b固定，两个旋转的中心轮a和e同时与行星轮c相啮合，故可用传动代号3Z（）表示。它是一项较新型的行星齿轮传动，目前该项传动新技术在我国的齿轮传动中已获得日益广泛的应用。3Z（）型合理的传动比范围为，其传动效率为。（3）3Z（）型 具有双齿圈行星轮的3Z型行星齿轮传动。它的结构特点是：内齿轮e固定，两个旋转的中心轮a和b与同一个行星轮c相啮合，而另一个行星轮b与固定内齿轮e相啮合；故可用传动代号3Z（）表示。它的传动比范围和传动效率与3Z（）型基本相同。因此，在实际应用中，一般很少采用3Z（）型行星齿轮传动。在此，应该指出的是：3Z型行星齿轮传动用于短期间断工作的机械传动装置中最为合理，它具有结构紧凑、传动比大和传动效率高等特点。但3Z型行星齿轮传动制造和安装比较复杂。当中心轮a输出时，在传动比大于某个值后，该行星齿轮传动将会产生自锁。其中3Z（）型行星齿轮传动的结构更加紧凑，制造安装较3Z（）型的简单。但由于在3Z（）型行星齿轮传动中，其内齿轮b和e的齿数不相等，即；而且公共行星c既要与中心轮a相啮合，同时又要与内齿轮b和e相啮合，故该3Z型行星齿轮传动必须采用角度变位。在进行变位计算时，其各个齿轮应该选择不同的变位系数，以保证各啮合齿轮副具有相同的角度变位中心距，以满足3Z（）型行星齿轮传动的同心条件。但由于3Z（）型行星齿轮传动进行角度变位后的啮合角大于压力角，即，故其传动效率较3Z（）型的要低些。3.1.3 Z-X-V型行星齿轮传动如果吧2Z-X(A)型传动中的齿轮a去掉，而且将行星轮c的直径增大，并使内齿轮b与行星轮c的齿数变得很少；然后将从动轮c的运动通过机构W传到输出轴V，则可构成一个由转臂x主动和行星轮c从动的少齿差行星齿轮传动。在少齿差行星齿轮传动中，其基本构件是一个中心轮b（代号Z）、转臂x和输出轴V，故其类型代号为Z-X-V。由于行星轮c的轴线与输出轴V存在一个偏心距离，因此需要设置一个将行星轮c的回转运动传递到输出轴V的、传动比等于1的输出机构（即W构件）。由于该行星齿轮传动的啮合齿轮副仅有一个c-b传动形式，故它不必再用其他的传动代号。渐开线少齿差行星齿轮传动和常见的摆线针轮行星传动大都属于Z-X-V型行星传动。Z-X-V型渐开线少齿差行星齿轮传动的传动比范围为，传动效率为。结构紧凑、体积小、加工方便，但行星轮轴承的径向力较大，使用于中小功率，一般，个别的达到2045kW;传动比较大，适用于短期工作。若采用摆线针轮行星传动，则适用于功率，任何工作制度，其传动效率为。目前应用较广泛，但制造精度要求较高，且高速轴转速。根据性能要求：传动比大，承载能力大，传动效率高，运动平稳，结构紧凑，输入轴与输出轴具有同轴性，选用行星齿轮传动。根据行星齿轮传动设计参考书目1表1-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点选用2Z-X负号机构中的NGW型传动。因传动比较大，采用两级行星齿轮传动，为使结构简单，制造安装方便，将两级行星传动径向尺寸设计成相等，传动比相等。传动系统简图如图1： 3.2 齿轮的设计3.2.1配齿据2Z-X（A）型行星轮传动的配齿：取行星轮个数=3，考虑尽量结构紧凑，径向尺寸小，且最小齿数不能太少，避免严重根切 选取：中心轮=23 行星轮=34 内齿圈=91 传动比=4.9565传动比误差各齿轮的转速及承受转矩如下表：高速级i=4.9497低速级i=4.9497传动件齿数转速（r/min）名义转矩（Nm）齿数转速（r/min）名义转矩（Nm）太阳轮a=23=500=1910=23=100.88=9466.70行星轮c=34=305.60=3125=34=74.84=19962.38内齿圈b=91=0=0=91=0=0转臂x=100.88=9466.70=20.41=46790.793.2.2 齿轮材料的选择掘进机截割减速器中齿轮为高速重载的闭式齿轮，其失效形式主要是齿面点蚀、齿面磨损和齿轮折断。其中，太阳轮a同时与三个行星轮相啮合，应力循环次数最多，工作条件差，产生齿面点蚀、齿面磨损和齿轮折断的可能性较大。行星轮c承受双向弯曲载荷，易出现轮齿疲劳折断，其折断的碎块掉落在内齿圈b上，使得c-b啮合传动卡死，产生过载现象烧毁电机，或使整个行星减速器全部损坏。综上所述，必须提高各轮的齿面硬度提高抗点蚀和磨损的能力，还应合理提高轮齿的弯曲强度，增加工作的可靠性。此外，为了提高抗齿面胶合能力，各啮合齿轮副中的齿轮应选用不同牌号的材料来制造。选材结果如下表：齿轮材料牌号热处理方法HRC太阳轮a20CrMnMo渗碳淬火 回火11708835662内齿圈b20CrMnTi渗碳淬火 回火10798345662行星轮c20CrNi3渗碳淬火 回火9317355662掘进机工作速度分为四档：高速1档2档功率160KW，电机速度1470r/min;低速3档4档功率100KW，电机转速735r/min。低速档的转矩大于高速档的转矩，所以根据强度设计时以低速档参数进行设计。因两级行星轮传动中低速级的转矩大于高速级的转矩，所以在设计齿轮时又以低速级的参数进行设计。高速级齿轮的齿数、模数及径向尺寸与低速级相同，仅齿轮宽度不同。根据闭式齿轮常见的失效形式，分别根据齿根弯曲强度和齿面接触强度算出小齿轮的分度圆直径，取两者中的较大者作为设计尺寸。3.2.3按齿根弯曲强度初算齿轮模数直齿轮传动系数取12.1小齿轮的名义转矩 =9466.70Nm使用系数 取1.75综合系数 取1.9计算弯曲强度的行星轮间载荷不均匀系数 =1+1.5（1.3-1）=1.45齿形系数 取2.88齿宽系数 取0.75太阳轮齿数23ME取1050代入得 取齿轮模数m=93.2.4按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径算式系数 直齿钢对钢 取768小齿轮的名义转矩 =9466.70Nm使用系数 取1.75综合系数 取2.1计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数 齿宽系数 取0.75ME取1650齿数比=34/23=1.47826 式中“+”用于外啮合，“”用于内啮合代入得 取m=10综上齿根弯曲强度和齿面接触强度的计算结果，取较大值m=103.2.5啮合参数的计算行星轮与太阳轮的中心距 行星轮与内齿圈的中心距 3.2.6 齿宽：低速级： 高速级：由公式 其中 其他参数值同上 即：解得： 查表取3.2.7 径向尺寸的计算由上可知，中心距 最少齿数 无须变位各齿轮的径向尺寸计算如下表序号名称公式太阳轮a行星轮c内齿圈b1分度圆直径2303409102齿顶高1010103齿根高12.512.512.54齿高22.522.522.55齿顶圆直径2503608906齿根圆直径2073179337基圆直径213.13319.50855.12注：1、表内符号“”或“”处，太阳轮、行星轮用上面的符号，内齿圈用下面的符号。2、取，。3.2.8装配条件验算1）邻接条件为了使各行星轮不产生相互碰撞，必须保证他们齿顶之间在其连心线上有一定的距离，即两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距（见图2），即 代入数据得 成立2）同心条件啮合齿轮副的实际中心距相等行星轮与太阳轮的中心距 行星轮与内齿圈的中心距 同心条件成立。3）安装条件代入数据得安装条件成立。3.2.9 均载机构 采用基本构件浮动的均载机构，高速级转矩相对较小，采用转臂浮动，低速级承受转矩大，采用中心轮与转臂同时浮动。3.3 结构设计根据2ZX型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先确定输入轴尺寸算。按输入功率P和转速n初步估算输入轴的直径,同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件拆装，把轴设计制成阶梯形。中心轮的支承方式，采取两端支承。其次确定行星轮c结构，行星轮c采用带有内孔的结构，它的齿宽b应该加大，为了保证该行星轮c与中心轮a的良好啮合。内齿圈b与箱体为一体。最后转臂x的结构采用单侧板式转臂。3.3.1 输入轴输入轴与高速级太阳轮做成齿轮轴 材料 40Cr（A=100.798） 功率P=100 转速n=500轴承 角接触球轴承 代号 7212C/CA/B d=70 D=125 B=243.3.2高速级行星轮轴材料 40Cr（A=100.798） 功率P=100/3=33.33 转速n=305.6 取55轴承：深沟球球轴承 代号 6211 d=55 D=100 B=213.3.3 转臂太阳轮轴材料 40Cr（A=100.798） 功率P=100 转速n=100.88 由于该轴最小直径99.71与低速级太阳轮齿根圆直径207大小差距不大，所以应将齿轮和轴做成齿轮轴的形式。材料选用齿轮材料20CrMnMo，因本两级行星轮机构的均载机构为高速级采用转臂浮动，低速级采用太阳轮与转臂同时浮动，故将高速级转臂内部切齿，与齿轮轴啮合来传递转矩。因该轴只承受转矩作用而不承受弯矩作用，可以做成空心圆轴。3.3.4 低速级行星轮轴材料40Cr（ A=100.798 ） 功率P=100/3=33.33 转速n=74.84 取80轴承 深沟球轴承代号 6216 d=80 D=140 B=45 4.5 输出轴 材料40Cr （A=100.798） 功率P=100 转速n=20.41花键轴段： 渐开线花健 齿数z=29 模数m=6 外径d=180 齿全高h=13轴承 角接触球轴承 代号 7238C/AC/B d=190 D=340 B=553.4 校核计算3.4.1各构件切向力的计算各构件受力分析 图1 受力分析图1）高速级行星传动中心轮a的转矩行星轮c作用于中心轮a 的切向力中心轮a作用于行星轮c的切向力-内齿轮b作用于行星轮c的切向力-转臂x作用于行星轮c的切向力为：在转臂x上所受的作用力为：在转臂x上所受的力矩为：在内齿轮b上所受的切向力为：在内齿轮b上所受的力矩为：2）低速级行星传动中心轮a的转矩行星轮c作用于中心轮a 的切向力中心轮a作用于行星轮c的切向力-内齿轮b作用于行星轮c的切向力-转臂x作用于行星轮c的切向力为：在转臂x上所受的作用力为：在转臂x上所受的力矩为：在内齿轮b上所受的切向力为：在内齿轮b上所受的力矩为：式中 中心轮a的节圆直径，mm内齿轮b的节圆直径，mm转臂x的回转半径，mm3.4.2. 齿轮强度校核由于2x-z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1） 齿面接触强度校核由于低速级中心轮a尺寸最小，所以它满足其它也满足。 （1）有关参数使用系数使用系数按中等冲击查表得 动载荷系数已知中心轮a和行星轮c的精度为6级c.齿向载荷分布系数 （接触良好）d.齿间载荷分布系数已知中心轮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，=1e.载荷分配不均匀系数 f.节点区域系数查表得 g.弹性系数查表得 h.重合度系数已知，查表得 i.螺旋角系数 j.齿轮a分度圆直径及齿轮a工作齿宽b已知 （2）计算齿面接触应力（3）计算齿面许用接触应力已知=1400N/mm2,查表得=1.5，要求不允许点蚀，使用寿命长，查表得 接触强度寿命系数=1.6；已知，查表得，润滑油膜影响系数=1.0；已知大齿轮HB=600，齿面工作硬度系数查表得，尺寸系数（4）强度条件满足条件所以其他齿轮也满足条件。5.3. 齿根接触强度校核由于低速级中心轮a尺寸最小，所以它满足其它也满足。2）计算齿根弯曲应力和许用齿根应力（1）使用系数 使用系数按中等冲击查表得=2.25a.动载荷系数已知中心轮a和行星轮c的精度为6级b.齿向载荷分布系数查表得查表得， c.齿间载荷分配系数齿轮为硬齿面直齿轮，精度为6级查表得，d.行星轮间载荷分配系数已知 e.齿形系数根据 , ,查表得 ， f.应力休整系数根据 , ,查表得 ，g.重合度系数 已知， h.螺旋角系数i.齿轮a的工作齿宽和行星轮c的齿宽已知， 取弯曲应力=200N/mm2已知齿根弯曲疲劳极限=340N/mm2,查表得最小安全系数=2；应力系数，按所给定的区域取时，取=2；寿命系数 按公式，所以 ；齿根圆角敏感系数查表得 ；相对吃根边面状况系数按对应公式取齿根表面微观不平度，所以尺寸系数按对应的公式计算；所以 满足条件.该齿轮合格。4技术经济性分析本文所设计的掘进机截割机构减速器及变速装置具有结构简单、可靠性高、能耗低等优点，可以增加生产效率。本设计严格按照设计要求设计，认真分析工作情况和作业环境，首先从总体上确定了掘进机截割机构减速器及变速装置的结构，然后通过具体的参数计算，参照相关书籍选择设计具体的零部件。截割机构减速器采用行星传动设计，行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动大、承载能力达以及传动平稳和传动效率高等优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率，而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其它特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动的发展有着重要意义。掘进机行截割机构减速器及变速装置的设计简单，可靠，操作便捷，可适用于矿山开采、巷道掘进等众多领域。5结论本题目是针对部分断面掘进机截割机构减速器及变速装置设计。截割机构减速器采用效率高、抗振能力强、传递大功率和大转矩的行星齿轮传动，变速装置采用机械变速和变极电机结合的变速方式，可以扩大变速范围，使掘进机的应用范围进一步扩大。通过本次设计，使我对部分断面掘进机有了进一步的了解，扩充了知识面，锻炼了我的团队协调能力，对我以后参加工作有很大帮助。若要对本课题做进一步的研究，可以研究行星齿轮减速器与双联齿轮变速装置结合，设计出既能变速同时也能减速的行星齿轮传动。还可以研究智能化变速等等。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、工作顺利!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饶振纲 行星齿轮传动设计 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.北京煤炭工业出版社,1989年3李贵轩，李晓豁.掘进机械设计 辽宁大学出版社 1998年4彭荣济 现代综合机械设计手册（下） 北京出版社，1998 5王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学(I).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).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.沈阳:东北大学出版社,2000年8隗金文,王慧.液压传动.沈阳:东北大学出版社,2001年9李贵轩.设计方法学.北京：世界图书出版社，198910朱龙根 机械系统设计 第二版 2006年11机械工程手册、电机工程手册编委会.机械工程手册 第二版 专用机械卷（一） 机械工业出版社，199712成大先.机械设计手册第四卷 化学工业出版社，200213机械工程师手册编委.机械工程师手册 机械工业出版社，2007.01附录A我国隧道掘进机产业化及发展方向 1.隧道掘进机产业化的意义隧道掘进机包含盾构和TBM。一般来说，在欧洲，盾构也称为TBM；但在日本和我国，习惯上将用于软土地层的隧道掘进机称为盾构，将用于岩石地层的隧道掘进机称为TBM。其实，TBM就是隧道掘进机的英文“TunnelBoringMachine”的缩写，但通常定义中的TBM是指全断面岩石隧道掘进机，是以岩石地层为掘进对象，它与盾构的主要区别就是不具备泥水压、土压等维护掌子面稳定的功能。21世纪是地下空间的世纪，随着国民经济的快速发展，我国城市化进程不断加快，今后相当长的时期内，国内的城市地铁隧道、水工隧道、越江隧道、铁路隧道、公路隧道、市政管道等隧道工程将需要大量的隧道掘进机。隧道掘进机是一种高智能化，集机、电、液、光、计算机技术为一体的隧道施工重大技术装备。在发达国家，使用隧道掘进机施工已占隧道总量的90%以上。由于隧道掘进机的制造工艺复杂，技术附加值高，目前国际上只有德国、美国、日本、法国、加拿大等少数几个国家的企业具有能力生产，且造价高昂。隧道掘进机在国内尚处于起步阶段，主要依赖进口，在国内的隧道建设中，德国和日本在中国的隧道掘进机市场占有率高达95以上，处于绝对垄断地位。若不及早改变这一现状，就会在相当长的一段时间内，在地下工程建设中，面临高额施工成本和技术上受制于外企的尴尬境地。实施隧道掘进机产业化，既可打破外企在国内市场一统天下的局面，又能促进和带动相关的机电、液压、材料、传感器等产业的发展，增强装备制造业综合实力，提高我国重大装备在国际市场上的竞争力。2.隧道掘进机产业化成果2.1产业化基地建设2002年8月，中铁隧道集团在河南建立了隧道掘进机产业化基地，成立了以盾构/TBM研究开发中心、盾构/TBM组装调试中心、盾构/TBM制造维修中心为主要发展方向的隧道机械制造公司。2004年7月，上海隧道工程股份有限公司也在上海外高桥建立了盾构产业化基地，成立了上海盾构设计试验研究中心和上海外高桥隧道机械有限公司。2.2土压平衡盾构的自主设计与制造2001年，国家科技部将6.3m土压平衡盾构的研究设计列入