毕业设计（论文）-履带式半煤岩掘进机行走部3K行星传动设计（含全套CAD图纸）.doc

本科生毕业设计 第75页第一章 概述部分全套完整版CAD图纸，设计，联系 1538937061.1掘进机的发展现状与前景展望1.1.1国内外掘进机的发展现状我们把全断面掘进机和自由断面掘进机统称为巷道掘进机。前者主要用于岩巷的全断面钻削式一次成巷掘进；自由断面掘进机则由于其工作臂可以上下左右移动而能自由改变掘进断面的形状和大小。自由断面掘进机常用于煤巷掘进既可以用于综合机械化工作面进行全断面巷道掘进也可应用于打眼放炮工艺进行机械化掘进。19世纪70年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在20世纪30年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英、德、日等十几个国家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制，经过多年的不懈努力，现有20多家公司，先后研制了近百种机型。目前，掘进机技术在如下几个方面有长足进步：(1)适用范围在扩大(2)掘进断面在增加(3)适应坡度在提升(4)截割能力在加强(5)多功能性在显现(6)自控技术在提高其中自由断面的悬臂式巷道掘进机从上世纪四十年代产生至今，已有五十多年的发展历史，目前掘进机的截割功率为100408kw，机重24160t，平均日掘进进尺78nl，最大掘进能力达2030md目前，国内煤矿用机型，中型机以AM一50、SIO0为代表，其截割功率为100kw，机重25t；重型机以EBH132(截割功率132kw、机重36t)、EBJ160(截割功率160kw、机重50t)为代表。掘进机的截割头有横轴式和纵轴式两种形式，横轴式截割头一般用于软岩掘进，纵轴式截割头则多用于硬岩掘进。截齿的选择原来虽主要依靠经验，但目前已可以通过试验台测试来准确选择。截齿在掘进过程中破碎煤岩时，其上受到的应力会部分转化为能量，故研制新的刀头合金材料一直是截齿的发展方向。截割速度是影响掘进机掘进能力和截齿寿命的重要参数。纵轴式截割头的截割速度低于横轴式截割头的截割速度，目前掘进机的截割速度多为2535ms。实践证明，低速截割具有截深大、岩屑粗、粉尘生成量少、齿尖温度低、磨损量小、装机功率利用率高等优点；但同时，低速截割也相应降低了掘进机的掘进能力。国外已有公司进行台架试验，以确定截割速度与掘进能力的关系。水力掘进的出现开辟了掘进机掘进技术发展的新天地，它具有诸多其他机械掘进所不及的优点。这项技术正在研发，一旦成熟，市场广阔。追溯我国使用巷道掘进机的历史，是从上世纪50年代初使用前苏联生产的J_IK一2M，J_IK21型煤巷掘进机开始的，之后又应用并仿制了J1K一3型掘进机；60年代我国开始自行研制巷道掘进机，相继研制出了“反修I型”，“反修型”和“开马”型掘进机，机重大都在10t左右，适用于f4的断面为496的煤巷掘进。从1972年一1985年间，我国煤炭科研院所与煤机厂和矿务局共同设计开发研制了EMS-30以及EMS-55等机型。到80年代中期，我国分别从英国、奥地利、日本、前苏联、美国、德国、匈牙利等国家引进了16种、近200台掘进设备，对我国煤矿使用掘进机起到了推动作用。“七五”期间，在煤矿采掘设备“一条龙”项目引进中，又引进了奥地利阿尔卑尼公司的Anll一50、日本三井三池公司的s10041型掘进机制造技术和先进的加工设备，使我国形成了批量生产掘进机的能力，基本上结束了中、小型掘进机依赖进口的局面。“八五”、“九五”期间，我国开始重型掘进机的研制工作，“十五”期间进入快速发展阶段。目前有轻、中、重机型EBE55、EBE75、EBE90、S100、AM一50、EBE110、EBEl20、EBE132、S150JH、S200M、EBE160等，其中EBE160型是国内研制的重型掘进机，S2OOM是引进日本，进而国产化的重型机。近几年，随着煤炭工业的发展，国内掘进机呈快速增长。2000年市场投入总量为51台、2001年103台、2002年126台、2003年236台，到2004年将超过 400台。佳木斯煤机公司处于行业领先地位，淮南煤机厂、南京晨光机器厂等均为我国掘进机的研制生产和不断发展作出了贡献。尽管我国掘进机研制工作起步并不晚，“七五”期间也曾取得过较好的成果，可是在发展过程中，现有产品与国际相比尚有很大差距。(1)从产品生产和使用方面看，国产的s100比日本晚6年，联合研制的EBE160比英国LH130晚13年(2)性能、规格相近的机型与国外相比晚820年。(3)从制造总数上看，截止2005年2月我国制造的掘进机近1150台，仅相当英国、德国、奥地利上世纪80年代的生产水平。(4)从机掘巷道比重看，与前苏联、英国、德国平均相差近20年。(5)从装机综合技术水平看，我国仅相当于国外20世纪80年代初期水平。为此，我国要提高制造厂及配套厂的设备精度和加工能力、原材料质量、加工技术及管理水平，适时引进先进技术，调整产品结构，加强自主开发能力，尽快缩短我国与先进掘进机生产国家的技术差距，并使我国煤矿掘进机械化装备提高到一个新的水平。1.1.2掘进机发展前景展望从目前国内掘进机发展趋势来看，具有广阔的发展前景，在我国除用于煤矿巷道掘进外，掘进机正进入铁路、城市地铁隧道的掘进以及公路建设等行业。其发展趋势有如下3项：(1)重型掘进机。如$220、AM75等机型，随着高产高效矿井建设需要，必然成为矿山的主力机型。另外，随着环保意识的强化，劳动力成本的提高，机械化掘进是一种必然发展趋势，市场前景更为看好。(2)矮机身中型掘进机。随着我国煤炭采掘业的不断发展，中厚煤层将逐步减少，煤矿巷道必然趋于薄煤层、半煤岩巷道，如山东、贵州等地。因此，有一定的破岩能力，机身矮、功率大的机型会成为今后市场的抢手机型。(3)辅助功能多的机型。在掘进机上搭载湿式除尘系统或其它除尘方式。这是改善作业环境，清除肺矽病途径之一。掘进机具有锚杆支护机等功能，若该项技术成熟，必将受到高度重视和开发研制。遥控技术、截割轨迹显示与红外线定位系统结合，实现机组远程遥控。故障自诊断功能更完备，并能实现辅助作业。连掘机组。实现房柱式采掘。1.2悬臂式掘进机的主要组成部分悬臂式掘进机主要有横轴式掘进机和纵轴式掘进机。它们的主要组成部件相同，只是截割头的布置不同。悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成一、 切割机构切割机构由切割头、齿轮箱、电动机、回转台等组成，具有破碎煤岩功能的机构。二、装运机构装运机构由装载部和刮板输送机组成。悬臂式掘进机装载机构形式较多。如星轮式、链轮链条式、蟹爪式等，过去比较多的是运用蟹爪式，现在随着液压的广泛运用，开始大规模运用液压马达直接带动转盘的机构了。三、行走机构掘进机的行走机构主要由履带部分、减速器和动力输入装置（液压马达或电动机）。四、液压系统液压系统由统一的泵站给分布在各个地方的液压缸，液压泵供液压油，设计中要照顾不同液压部件的压力。五、电气系统电器系统是电动机和控制掘进机的运动的电信号控制器等电器元件，在井下工作的时候要注意它的防爆处理，选用的电动机、电器元件必须符合井下的防爆标准。六、除尘喷雾系统除尘喷雾系统内喷雾回路、外喷雾回路及冷却水回路组成。1.3 EBJ120TP型掘进机简介图1-1 EBJ-120TP型掘进机1.3.1 EBJ120TP概述一、产品特点EBJ120TP型掘进机由煤炭科学总院分院设计制造。该机为悬臂式部分断面掘进机，适应巷道断面918m2、坡度16。、可经济切割单向抗压强度60MP的煤岩，属于中型悬臂式掘进机。该机的主要特点是结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。二、主要用途、适应范围EBJ120TP型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采准巷道掘进服务的机械设备。主要适用于煤及半煤岩巷的掘进，也适用于条件类似的其它矿山及工程巷道的掘进。该机可经济切割高度3.75m,可掘任意断面形状的巷道，适应巷道16。该机后配套转载运输设备可采用桥式胶带转载机和可伸缩式带式输送机，实现连续运输，以利于机器效能的发挥。三、产品型号、名称及外型产品型号、名称为EBJ120TP型悬臂式掘进机外型参见图1-2四、型号的组成及其代表的意义图1-2掘进机外形1.3.2 EBJ120TP主要技术参数一、总体参数机 长 8.6m机 宽 22.2m机 高 1.55m地 隙 250mm截割卧底深度 240mm接地比压 0.14MPa机 重 35t总 功 率 190kW可经济截割煤岩单向抗压强度 60MPa可掘巷道断面 918m2最大可掘高度 3.75m最大可掘宽度 5.0m适应巷道坡度 16。机器供电电压 660/1140V二、截割部电动机 型 号 YBUS3120 功 率 120kW 转 速 1470r/min截割头 转 速 55r/min 截 齿 镐形 最大摆动角 上 42。 下 31。 左右各39。三、装载部装载形式 三爪转盘装运能力 180m3/h铲板宽度 2.5m/2.8m铲板卧底深度 250mm铲板抬起 360mm转盘转速 30r/min四、刮板输送机运输形式 边双链刮板槽 宽 510mm龙门宽度 350mm链 速 0.93m/s锚链规格 1864mm张紧形式 黄油缸张紧五、行走部行走形式 履带式(液压马达分别驱动)行走速度 工作3m/min，调动6m/min接地长度 2.5m制动形式 摩擦离合器履带板宽度 500mm张紧形式 黄油缸张紧六、液压系统系统额定压力： 油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 装载回路 14MPa 输送机回路 14MPa 转载机回路 14MPa 锚杆钻机回路 10MPa系统总流量 450L/min泵站电动机： 型 号 YB250M4 功 率 55kW 转 速 1470r/min泵站三联齿轮泵流量 63/50/40ml/r泵站双联齿轮泵流量 63/40ml/r锚杆泵站电动机： 型 号 YB160L4 功 率 15kW 转 速 1470r/min锚杆泵站双联齿轮泵流量 32/32ml/r油箱： 有效容积 610L 冷却方式 板翅式水冷却器油缸数量： 8个七、喷雾冷却系统灭尘形式 内喷雾、外喷雾供水压力 3MPa外喷雾压力 1.5MPa流 量 63L/min冷却部件 切割电动机、油箱八、电器系统供电电压 660/1140V总 功 率 190kW隔爆形式 隔爆兼本质安全型控 制 箱 本质安全型1.4履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求 悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成。其基本结构形式为：切割机构分为纵轴式和横轴式；行走机构为履带式；装运机构为耙爪式接中间刮板输送机。掘进机应设有支护用的托梁装置，行走机构和装运机构均能正、反向转动，液压系统和除尘系统的管件、阀类等布置合理，安装可靠，整机各部件皮符合解体拆装下井运输要求。设计、试验要求：切割机构、装运机构、行走机构齿轮箱的传动零件，其强度安全系数不小于2。刮板链的静强度安全系数的选择不应小于4.0圆环链的拉伸强度指标为C级。齿轮箱的耐久性试验，在额定载荷和转速下连续运转切割和装运齿轮箱不少于1000 h，行走齿轮稻正、反向运转不得少于400 h。受动载荷大的联接螺拴，应有可靠的防松装置。履带接地长度相中心距之比一般不大于16，履带公称接地比压不大于0.14MP，对软底板要有适应性，履带上如果有支重轮每个支重轮应能承受50的整机重量。内喷雾系统额定压力不低于3MPa，外喷雾系统额定压力不低于15MPa。要求掘进机实测重心与设计重心在纵、横两方向上的误差不大于25mm。实测重量误差不大于设计重量的5。在安全保护方面要求：掘进机电气设备的设计、制造和使用，应符合含有瓦斯、煤尘或其他爆炸性混合气体中作业要求、符合煤矿安全规程以及煤矿井下1140 v电气设备安全技术和运行的暂行规定。所有电气设备均应取得防爆检验合格证，掘进机设有启动报警装置，启动前必须发出警报，掘进机必须装有前后照明灯。掘进机行走机构中应设有制动系统和必要的防滑保护装置，切割机构和装运机构传统系统中应设有过载保护装置，还应有切割臂与铲板的防干涉装置。油泵和切割机构之间、转载机和装运机构之间的开、停顺序，在电控系统中应设有闭锁装置。液压系统应设有过滤装置，还应设压力、油温、油位显示或保护装置。电控系统应设紧急切断和闭钡装置，在司机座另一侧，还应装有紧急停止按钮。内外喷雾系统中要装设过滤保护装置。 使用性能要求：掘进机各部件运转乎稳，恳臂摆动灵活，在规定煤岩特性条件下进行切割时，截齿损耗宰正常，切割头上裁齿排列合理、更换方便，同一类截齿应具有互换性。装运机构及履带机构的传动部件、齿轮箱必须有可靠性高、寿命长的防水密封。履带的牵引力应能满足设计坡度上工作和转向要求中间刮板输送机链条应具有可伸缩调整装置，刮板链与链轮正常啮合，不得出现跳链、掉链、卡链现象。装运机构耙爪下平面与铲板之间有间隙，不得接触摩擦。各操作手柄、按钮、族钮、动作灵活、可靠、方便。齿轮箱在运转中各密封端盖、出轴密封、箱体结合面等处均不得有渗漏现象。齿轮箱、液压系统和轴承等必须按设计要求注入规定牌号的润滑油和油脂，不得渗合使用。掘进机作业时，各齿轮箱最高温度不得超过95，液压油箱中的油温不应超过70掘进机作业时，司机座位处空气中粉尘浓度应10mgm3，司机处综合噪声值不大于90dB(A)。掘进机除手柄、按钮、滑道等表面外，均应采取防锈措施。第二章 总体方案设计2.1掘进机总体结构布置机器的总体布置关系到整机的性能、质量和整机的合理性。也关系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，总体布置是总体设计中极为重要的内容。(1)切割机构由悬臂和回转台组成，位于机器前上部，悬臂能上下、左右回转；(2)装载铲板是在机器下部前方，后接中间刮板运输机，两者组成装运机构，贯穿掘进机的纵向轴线；(3)考虑掘进机的横向稳定平衡，主要部件按掘进机纵向平面对称布置，电控箱、液压装置分别装在运输机两侧；(4)为保证作业的稳定性，履带位于机器的下部两侧，前有落地铲板，后有稳定器支撑，整个机器的重心在履带接地面积的形心面积范围内；(5)为了保护司机安全，同时又便于观察、操作，将司机位置在机器后部右侧；(6)由于掘进机是地下巷道作业，所以整个机器呈长条形，而且机身越矮机器越稳定。2.2掘进机各组成部分基本结构设计2.2.1截割部截割部又称工作机构，结构如图2-1所示，主要又截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头组成。图2-1截割部截割部为二级行星齿轮传动。由120kW水冷电动机输入动力，进齿轮连轴节传至二级行星减速器，经过悬臂段主轴，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。2.2.2装载部装载部结构如图2-2，主要由铲板及左右对称的驱动装置组成，通过低速大扭矩液压马达直接驱动三爪转盘向内转动，从而达到装载煤岩的目的。本次设计采用的是2.5m宽的铲板。图2-2装载部装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板的左右升降油缸铰接于主机架上，在铲板油缸的作用下，铲板绕销轴上下摆动。当机器截割煤岩时，应使铲板前端紧贴底板，以增加机器的截割稳定行。2.2.3刮板输送机刮板输送机结构如图2-3，主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等组成。图2-3刮板输送机刮板输送机位于机器中部，前端与主机架和铲板铰接，后部托在机架上。机架在该处设有可拆装的垫片，根据需要，刮板输送机后部可垫高，增加刮板输送机的卸载高度。刮板输送机采用低速大扭矩液压马达直接驱动，刮板链条的张紧是通过在输送机尾部的张紧脂油缸来实现的。2.2.4行走部行走部的设计见第三章的介绍2.2.5机架和回转台机架是整个机器的骨架，它承受来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各个部件均用螺栓、销轴及止口与机架联接，机架为组焊件。结构如图2-4回转台主要用于支承，联接并实现切割机构的升降和回转运动。回转台座在机架上，通过大型回转轴承用于止口、36个高强度螺栓与机架相联。工作时，在回转油缸的作用下，带动切割机构水平摆动。截割机构的升降是通过回转台支座上左、右耳轴铰接相连的两个升降油缸实现的。1十字构件；2盘形支座；3圆盘止推轴承；4球面滚子轴承；5涨套连轴器；6回转齿轮；7切割臂基座；8升降油缸；9支承法兰；10水平回转油缸；11齿条；12长轴 图2-4 回转台2.2.6液压系统本机除截割头的旋转运动外，其余各部分采用液压传动。系统原理图见图2-5图2-5 液压系统图2.2.7电气系统电气系统由前级馈电开关、KXJ250/1140EB型隔爆兼本质安全型掘进机用电控箱、CZD14/8型矿用隔爆型掘进机电控箱用操作箱、XEFB36/150隔爆型蜂鸣器、DGY60/36型隔爆照明灯、LA8101型隔爆急停按钮、KDD2000型瓦斯断电仪以及驱动掘进机各工作机构的防爆电动机和连接电缆组成。 第三章 行走部设计3.1行走部设计要求履带行走部是悬臂式掘进机整机的支承座，用来支承掘进机的自重、承受切割机构在工作过程中所产生的力，并完成掘进机在切割、装运及调动时的移动。履带行走机构包括左右行走机构、并以掘进机纵向中心线左右对称。履带行走机构包括导向轮、张紧装置、履带架、支重轮、履带链及驱动装置等部件。当驱动轮转动时，与驱动轮相啮合的履带有移动的趋势。但是，因为履带下分支与底板间的附着力大于驱动轮、导向轮和支重轮的滚动阻力，所以履带不产生滑动，而轮子却沿着铺设的滚道滚动，从而驱动整台掘进机行走。掘进机履带行走机构的转弯方式一般有2种： 一侧履带驱动，另一侧履带制动；两侧履带同时驱动，但方向相反。现在设计将支重轮作成和机架一体的结构，这样的结构简单，而且在井下的环境中它比支重轮可靠性能更高。由于没有了支重轮，所以履带的磨损比较严重，要采用更好的耐磨合金钢。掘进机部在掘进作业时。它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷。腰带机构的设计对整机正常运行、通过性能和工作稳定性具有重要作用。履带机构设计要求：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。以减少其运行阻力；要注意合理设计整机重心位置。使履带不出现零比压现象；履带应有可靠的制动装置，以保证机器在设计的最大坡度工作不会下滑。3.2设计布置传动方案参照EBJ-120TP型掘进机采用履带式行走机构。左、右履带行走机构对称布置，分别驱动。各由10个高强螺栓与机架相联。左右履带行走机构由液压马达经一级圆柱齿轮和3K行星齿轮传动减速后将动力传给主动链轮，驱动履带运动。本次的设计采用的是直联高速液压马达驱动，传动比比较大。对减速的设计提出了更高的要求。现在以左行走机构为例说明其结构及传动系统。左行走机构由导向张紧装置，左履带架，履带链，左行走减速器，液压马达，摩擦片式制动器等组成。摩擦片式制动器为弹簧常闭式，当机器行走时，泵站向行走液压马达供油的同时，向摩擦片式制动器提供压力油推动活塞，压缩弹簧，使摩擦片式制动器解除制动。由于空间和安装方式的限制，本次减速器的设计采用一级圆柱直齿轮传动和3k（）型行星传动。具体设计见第四章3.3行走部各部分的具体设计3.3.1履带的设计1）接地长度的计算确定 （3-1）式中 p掘进机的平均接地比压； /MPa；G掘进机整机的重力；/N；B履带板宽度；/mm；L履带接地长度；/mm平均接地比压主要是根据底板岩石条件选取，对于遇水软化的底板，取较小值，对于底板较硬，遇水不软化的底板取较大值。在设计掘进机时，推荐平均接地比压p014 MPa。掘进机的整机质量为35吨，履带的宽度选择为500 mm。根据公式（3-1），可以得出：图3-1履带板2） 选取履带板的节距选取履带板（如图3-1）的节距，整体式履带板基本尺寸应符合下表（3-1）的规定。表（3-1） 单位mm3.3.2液压马达及电机选择1）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下，履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行，而掘进机在水平地面转弯时，单侧履带的牵引力为最大，故单侧履带行走机构的牵引力的计算以平地转弯时的牵引力为计算的依据。 （3-2）其中 （3-3）式中 T1单侧履带行走机构的牵引力，kN；R1单侧履带对地面的滚动阻力，kN；f履带与地面之间滚动阻力因数，0.080.1；履带与地面之间的转向阻力因数，0.81.0；n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，mm；G1单侧履带行走机构承受的掘进机的重力，kN。B左右两条履带的中心距，mm。f取0.1，由公式（3-3）：取0.9，n取440mm，B取150mm,代入公式（3-2）：表3-2 附着系数数值根据单侧履带行走机构的牵引力心须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧履带与地面之间的附着力。，由表（3-2）得附着系数值选取0.7。符合。2） 单侧履带行走机构输入功率的计算确定 （3-4）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；V履带行走机构工作时的行走速度，ms；1履带链的传动效率。有支重轮时取089092，无支重轮时取071074；2驱动装置减速器的传动效率，。在最大速度的情况下计算，V=6m/min=0.1m/s，1取0.9，2取0.75，根据公式（3-4）：3）液压马达选型基本型号: MFB29几何排量/(mL/r): 61.6最高转速/(r/min): 2400最低稳定转速/(r/min): 50最高工作压力/MPa: 20.7最大输出转矩/Nm: 178重量/kg: 294）泵站电机的功率选择行走需要电动机的功率为PnPn=2P/v1v2j （3-5）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；v1液压马达的效率，%；v2液压泵的效率，%；j功率传输的损失，%；v1、v1取0.9，j取0.95,根据公式（3-5）：电动机型号为YB250M4，功率为55kW,转动速度为1470r/min。3.3.3链轮的设计 链轮的节距已确定。齿数就要决定链轮的直径大小。安装在后驱动架上就会影响到接地角和离去角，把原有设计的8个齿改成9齿，减小了接地角。使行走部前进与后退时的受力不均的确点减轻。 （3-6） （3-7） （3-8）式中 分度圆直径，mm；链轮的齿数；齿顶圆直径，mm；齿根圆直径，mm；两个履带的厚度，mm。将z=9，p=160带入（3-6）、（3-7）、（3-8）三个公式：圆整为，。3.3.4履带架及导向轮和张紧装置1）履带架的地板长度要能保证1516个履带板和地面接触，在这个设计中履带架是承担了负重轮的功能的。履带架要保证导向轮和传动链轮的安装以及保证履带能在上面运动。履带架见图3-2。图3-2履带架2）导向轮是用来保证掘进机转弯的一种装置，张紧装置是用来调整履带的松紧程度的，其设计如图3-3图3-3 导向张紧装置第四章 减速器设计4.1减速机构传动方案设计及传动比分配考虑到该减速器用于行走机构上。由于悬臂式的安装方式，和狭窄的安装空间的限制。在体积上有所限制。再除掉马达占用的空间，留给减速器的空间比较小。减速器采用的：一级圆柱直齿轮传动和3K（）型行星传动。恰好解决了安装方式和安装空间的问题。传动示意图如下图4-1图4-1 传动示意图1）液压马达的转动速度的计算在高速行走的时候，液压马达由两个63液压泵提供液压油分别驱动左右行走部的液压马达，液压泵的转动速度和泵站电动机的转动速度相同。 （4-1），带入（4-1）液压马达有 （4-2），带入（4-2）2）链轮的转动速度的计算计算掘进机调动速度时的链轮转速 （4-3）式中 V机器的调动速度，m/min；z链轮的齿数；p履带节距，mm。将，带入公式（4-3），则得3）减速比计算减速比计算公式为： （4-4）由前面可以知道，带入公式（4-4），则得所以减速器的总传动比要为292.3。4.2一级圆柱直齿轮的设计4.2.1各齿数选择分配传动比一级传动两齿轮齿数分别是23、504.2.2模数选择1) 选择齿轮材料 大、小齿轮均选用35CrMo 表面淬火 2）按齿面弯曲强度设计计算齿轮精度等级首先估算 （4-5）精度等级确定为7级确定计算负载一级圆柱齿轮副名义转矩按下面公式计算。 （4-6）将，代入公式（4-6）得名义转矩： 确定模数 按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数； （4-7）式中 算式系数，对于直齿轮传动为12.6，斜齿轮传动为11.5；小齿轮承受的扭矩，Nmm；载荷系数；齿轮宽度系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；外齿轮应力修正系数；查相关的数据，可以得到=12.6；=146Nm；=1.5；=0.4=23；=440 N/mm2；=2.7；=1.56代入公式（4-7）计算由于用于工作条件恶劣的环境，取模数4.2.3几何尺寸计算该配对齿轮几何尺寸一览表： 表4-1项目计算公式分度圆d/mm92200齿顶圆da/mm100208齿根圆df/mm82190中心距a/mm146齿宽b/mm4540其中：1，0.25；4.2.4啮合要素的验算一级齿轮传动的重合度；查外啮合标准齿轮传动重合度图表；得；4.2.5齿轮弯曲强度校核对于用在掘进机行走部的减速器短期间断工作特点，齿轮只需要校核齿根弯曲强度，按下列公式验算 （4-8） （4-9）式中 计算弯曲强度的使用系数；计算弯曲强度的动载荷系数；计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；载荷作用于齿顶时的齿形系数；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；计算弯曲强度的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定 （4-10）式中 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；试验齿轮的应力修正系数；计算弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；计算弯曲强度的尺寸系数；相对齿根表面状况系数；计算弯曲强度的最小安全系数。1）名义切向力Ft前面我们已经得到2）相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算a轮相对于转臂的速度，可由下式得到 （4-11）式中 小齿轮的分度圆直径，mm；小齿轮的转动速度，r/min；将mm，(r/min)代入公式（4-11）齿轮为7级精度，即精度系数C=7；查图得：c.齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算 （4-12） (4-13)则得d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.1e.齿形系数齿形系数由图可得，f.应力修正系数应力修正系数由图可得,g.重合度系数重合度系数可按下面的公式计算 （4-14）取=1.5，代入（4-14），则得h.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1i.齿宽b尺宽3）计算齿根弯曲应力4）计算弯曲强度的安全系数S (4-15)已经知道=440 N/mm2（参考13171174页）应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数根据要求，减速器的寿命为t=4000 h，可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算 （4-16）取齿根表面微观不平度Rz=12.5m，代入式（4-16），可得尺寸系数 =1.05-0.01m=1.05-0.015=1将上面的所得的数据代入公式（4-15），则得安全系数、均满足较高可靠度时最小安全系数的要求。这对齿轮弯曲强度校验合格。4.3第二级3K()型行星齿轮减速器的设计已知：行星传动的输入功率。输入转速分配给3k（）行星传动的传动比：4.3.1配齿计算部分根据3k（）行星传动的传动比公式： （4-17）再根据其装配条件，即保证各行星轮能匀称装入时，中心轮a、e和b之间的条件： （4-18） （4-19）式中。由公式（4-17）可知，要传动比值比较大，而且结构紧凑，就尽量使与的差值取小些，但从满足装配条件看，与最小差值应满足： （4-20）将代入传动比公式（4-17），经整理化简后可得齿数的一元二次方程 （4-21）则可结得 （4-22）则由公式（4-20）可求得，即 （4-23）如果为偶数，则可按下式计算，即如果为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则可按下面的公式计算 （4-24）一般选取行星轮数，再取太阳轮a的齿数=15。则由公式（4-22）得=69，再由公式（4-23）得=72，因为-为奇数72-15=57，再由公式（4-24）得=28验算传动比，允许其传动误差为 （4-25）式中 ；。3k（）型传动的各齿轮的齿数列表如下15697228带入公式（4-17）传动比。得完全符合传动要求。引入一级直齿圆柱齿轮累计传动误差计算如下：实际上的速度误差非常小，合乎要求。4.3.2初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c采用20CrMnTi，渗碳淬火。齿面硬度5862HRC取。和中心轮a和行星轮c的加工精度7级；内齿轮b和c均采用20CrNi3，齿面渗碳淬火，硬度HRC=5662 ，内齿轮b和e的加工精度7级。按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定模数； （4-26）式中 算式系数，对于直齿轮传动为12.1小齿轮承受的扭矩，Nmm；综合系数；弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；齿轮宽度系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；计算弯曲强度的使用系数；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；3K（）型传动有三个啮合齿轮副：，。先按照高速级齿轮副进行模数的初算。将，代入公式（4-6）又有查相关的数据，可以得到；=340 N/mm2；齿形系数=2.67；综合系数=1.8；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数=1.2，由公式，所以；齿宽系数选；将上面得到的数据代入公式（4-26），可以得到：取模数为m=4mm。4.3.3啮合参数计算该行星减速器具有三个啮合齿轮副：，各齿轮副的标准中心距为： mm mm mm由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，且有。因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的传动比i=134.4的要求,又能满足啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该3Z()型行星传动进行角度变位。根据各标推中心距之间的关系现选取其啮合中心距为=88mm作为各齿轮副的公用中心距值。 已知 和，及压力角，计算该3Z()型行星传动角度坐位的啮合参数。计算公式： (4-27) (4-28) (4-29) (4-30)项目a-cb-ce-c中心距变为系数啮合角变位系数和齿顶高变位系数重合度注：公式中“”号，外啮合取“+”，内啮合取“-”具体计算过程：确定各齿轮的变位系数x。1) a-c 齿轮副 在a-c 齿轮副中，由于中心轮a的齿数；和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的是避免小齿轮a产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变为位方式应采用角度变位的正传动即当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为按下面公式可求得中心轮a的变位系数为按下面公式可得行星轮c的变位系数为2)b-c齿轮副 在b-c齿轮副中：，和。据此可知，该齿轮副的变位目的是为广凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。 现己知其变位系数和=1.8377，0.2645，则可得内齿轮b的坐位系数为=+=1.8377+0.2645=2.1022。3)e-c齿轮副 在e-c齿轮副中，和由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即，。则可得内齿轮e的变位系数为4.3.4几何尺寸计算对于该3k（）型行星齿轮传动可按下表中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表项目计算公式a-c b-c e-c 变位系数分度圆直径基圆直径节圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合用插齿刀加工； 注：1.表内的公式中，为插齿刀的齿顶圆直径；为插齿刀与被加工齿轮之间的中心距。2.表中的径向间径，其中，3. 用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算。已知模数，插齿刀齿数，齿顶高系数 ，变位系数（中等磨损程度)。齿根圆直径按下式汁算，即 (4-31)式中 插齿刀的齿顶圆直径； 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。内齿轮采用插齿加工，现对内啮合齿轮副bc和ec分别计算如下：1）b-c内啮合齿轮副（，）。查表得 加工中心距为（mm）按公式计算内齿轮b齿根圆直径为2）e-