EBJ─120TP履带式掘进机的行走机构和液压系统的设计【含4张CAD图纸、文档全套】【GC系列】
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EBJ-120TP 型履带式掘进机行走机构设计和液压系统设计摘要本次设计参照了太原煤科院研制生产的 EBJ-120TP 型掘进机，这是一种中型悬臂式掘进机，主要用于中型煤巷及半煤岩巷的掘进作业。它结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。我的设计主要针对掘进机的行走部进行结构及液夜系统相关设计。设计中采用履带式行走部，驱动动力由液压马达提供，利用液压马达转动方向变化实现行走部前进、后退和转向。在行走部传动设计中，采用高速直联液压马达接一级圆柱直齿轮传动再接 3K()型行星传动的设计方案，通过制动器并将它和液压马达联结，制动器内圈悬浮,既起到制动功能又起联轴器作用，源头制动使制动性能更可靠。本设计的创新点：用制动器替代了联轴器。减速器安装时左右两侧的减速器对调 180 度错开布置。充分利用空间，使结构紧凑。掘进机的总体方案设计对于整机的性能起着决定性的作用。因此，根据掘进机的用途、作业情况及制造条件，合理选择机型，并正确确定各部结构型式，对于实现整机的各项技术指标、保证机器的工作性能具有重要意义。关键词：悬臂式掘进机 行走部 行星减速器 制动器 行星齿轮EBJ-120TP type crawler type boring machineWalking mechanism design and hydraulic system designABSTRACTThis design References the EBJ-120TP tunneling machine which is designed by Coal Science Research Institute in Taiyuan. It is one kind of medium cantilever tunneling machine which is mainly used in the medium coal lane and the half coal crag lane digging the tunnels, its structure compact, the compatibility good, the fuselage short, the center of gravity low, the operation simple, the overhaul is convenient. My design mainly aims at the tunneling machines walks-organization. I try to carry on the design of its structure and transmission.It uses marching walks organization, the actuation power provides by the oil motor, using the change of the oil motors rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using High-speed hydraulic motor to connect a pair of cylindrical Gear then connect a 3 K (II) type planetary gear, and uses the brake to link hydraulic motors Brake Inner Ring suspended can brake and link, and the source of more reliable braking performance. The innovation in designing: Use braking instead of coupling; when reducer is installed ,at each side of the reducer reversed 180 degrees staggered layout. Make full use of space and compact structure.Keywords：Cantilever tunneling machine Walks-organization Planet reduction gear Brake Planetary gear目录摘要 .IIABSTRACT .III第一章 概述 .1第一节 掘进机的发展现状与前景展望 .1第二节 悬臂式掘进机的主要组成部分 .3第三节 EBJ120TP 型掘进机简介 .4第四节 履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求 .9第二章 总体方案设计 .11第一节 掘进机总体结构布置 .11第二节 掘进机各组成部分基本结构设计 .11第三章 行走部设计 .16第一节 行走部设计要求 .16第二节 设计布置传动方案 .16第三节 行走部各部分的具体设计 .17第四章 行走部减速器设计 .23第一节 行走部减速器总体设计 .23第二节 一级圆柱直齿轮的设计 .25第三节 第二级 3K()型行星齿轮减速器的设计 .31第四节 减速器其它零件校核 .51第五章 液压系统设计 .65第一节 液压系统各回路介绍 .65第二节 几种主要液压元件的选型设计 .68第三节 内、外喷雾冷却除尘系统 .69第四节 润滑 .70结论 .71参考文献 .72外文资料 .73中文译文 .75致谢 .76第一章 概述第一节 掘进机的发展现状与前景展望一、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。二、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。第二节 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。第三节 EBJ120TP 型掘进机简介图 1-1 EBJ-120TP 型掘进机一、EBJ120TP 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、EBJ120TP 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、EBJ120TP 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 掘进机外形五、EBJ120TP 主要技术参数1、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 660/1140V2、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。3、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/min4、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5、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6、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7、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8、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 本质安全型第四节 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 总体方案设计第一节 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。第二节 掘进机各组成部分基本结构设计一、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。二、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。三、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。四、行走部行走部的设计见第三章的介绍五、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 回转台六、液压系统液压系统的介绍详见第五章。七、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 行走部设计第一节 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。第二节 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。第三节 行走部各部分的具体设计一、履带的设计1）接地长度的计算确定 （3-1）LBGp2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：mm.pBGL2450140500289103523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，p=160 mm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mm 二、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）22211414LnBGLuRT其中 （3-3）fGR11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）：kN./.R151710289351 取 0.9，n 取 440mm，B 取 150mm,代入公式（3-2）：kNkNT10425004404115049 . 025008 . 9103515.1722231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。11GT kN.G0512070892103531符合。11GT 2） 单侧履带行走机构输入功率的计算确定 （3-4）211VTP 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）：1121040.10.740.7518.7TVPkW3）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 Pn (3-5)jvvnPP212式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW； 液压马达的效率，%；1v 液压泵的效率，%；2v 功率传输的损失，%；j、取 0.9，取 0.95,根据公式（3-5）：1v2vj2 18.7/0.90.90.9548nPkW电动机型号为 YB250M4，功率为 55kW,转动速度为 1470r/min。三、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）zsinpd180 （3-7）zcot.pda180540 （3-8）1dddf式中 分度圆直径，mm；d 链轮的齿数；z 齿顶圆直径，mm；ad 齿根圆直径，mm；fd 两个履带的厚度，mm。1d将 z=9，p=160 带入（3-6） 、 （3-7） 、 （3-8）三个公式：160467.8180sin9dmm1801600.54cot9530admm467.860407.8fdmm圆整为，。468dmm530admm408fdmm四、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 行走部减速器设计第一节 行走部减速器总体设计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。 63QnV泵泵，带入上式6363/ml rmin/rn147090.一一一一一nni 147063 0.983349/minQml泵液压马达有一一一QQ （4-马达马达马达马达VQn2） 带入（4-2）rmlV/6 .61马达9 . 0马达 min/12186 .619 . 083349rn马达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min/6mV （4-zpvn1000链轮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min/m6一9z 160p100064.1667/min9 160nr链轮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1218/minnr马达4.1667/minnr链轮1218292.34.1667i 所以减速器的总传动比要为 292.3。第二节 一级圆柱直齿轮的设计一、各齿轮齿数和模数的选择分配传动比12.17i 一级传动两齿轮齿数分别是 23、501) 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tv （4-5）3110.02tpvnn318.70.02 12186/1218tvm s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）nP.T610559将，代入公式（4-6）得名义转矩：18.7aPKw1218 /minanr6518.795509.55 1012181.46 10pTnN mm: 确定模数 按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数；m （4-7）11321limASaFamdFT K YYmAz式中算式系数，对于直齿轮传动为 12.6，斜齿轮传动为 11.5；mA小齿轮承受的扭矩，Nmm；T载荷系数；AK齿轮宽度系数；d齿轮副中小齿轮齿数；1z试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；limF载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；1FaY外齿轮应力修正系数；1SaY查相关的数据，可以得到=12.6；=146Nm；=1.5；=0.4mATAKd=23；=440 N/mm2；=2.7；=1.561zlimF1FaY1SaY代入公式（4-7）计算321.5 1462.7 1.5612.60.4234402.7mmm由于用于工作条件恶劣的环境，取模数m=4mm二、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1z =23mm2=50z分度圆 d/mmdmz92200齿顶圆 da/mm*2 ()aadm hxyd100208齿根圆 df/mm*2 ()fadm hcxd82190中心距 a/mm121/2()azz m146齿宽 b/mm11bd4540其中：1，0.25；*ah*c三、啮合要素的验算一级齿轮传动的重合度；12查外啮合标准齿轮传动重合度图表；得；10.7320.8；12120.730.81.53四、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）FPFpFFVAFFKKKKK0 （4-9）YYYYbmFSaFantF10式中计算弯曲强度的使用系数；AK计算弯曲强度的动载荷系数；VK计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；FK计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；FK齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；0F载荷作用于齿顶时的齿形系数；FaY载荷作用于齿顶时的应力修正系数；SaY计算弯曲强度的重合度系数；Y计算弯曲强度的螺旋角系数；Y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b大于窄轮齿宽在加上一个模数 mn；模数，mm；nm许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定FP （4-10）XRrelTrelTlimFNTSTlimFFPYYYSYY式中 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；limF试验齿轮的应力修正系数；STY计算弯曲强度的寿命系数；NTY相对齿根圆角敏感系数；relTY计算弯曲强度的尺寸系数；XY相对齿根表面状况系数；RrelTY计算弯曲强度的最小安全系数。limFS1）名义切向力 Ft前面我们已经得到6518.795509.55 1012181.46 10pTnN mm:2120002000 1.46 10319392taTFNd2）相关系数a.使用系数AK使用系数按中等冲击取51.KAb.动载荷系数VK先要计算 a 轮相对于转臂的速度，可由下式得到 （4-11）1 160 1000d nv式中 小齿轮的分度圆直径，mm；1d小齿轮的转动速度，r/min；1n将mm，(r/min)代入公式（4-11）192d 11218n 1 13.1492 12185.8/60 100060000d nvm s齿轮为 7 级精度，即精度系数 C=7；查图得：1.16VKc.齿向载荷分布系数FK齿向载荷分布系数可按下式计算FK （4-12）()NFHKK (4-13)22/0.7841/b hNb hb h1.170.770.0121.952HK则得0.7841.9521.69FKd.齿间载荷分配系数FK齿间载荷分配系数查表可得=1.1FKFKe.齿形系数FaY齿形系数由图可得，FaY12.7FaY22.32FaYf.应力修正系数SaY应力修正系数由图可得,SaY11.56SaY21.71SaYg.重合度系数Y重合度系数可按下面的公式计算Y （4-14）0.750.25nY取=1.5，代入（4-14） ，则得n75051750250.Yh.螺旋角系数Y螺旋角系数查相关图为=1YYi.齿宽 b尺宽b=40mm3）计算齿根弯曲应力F1111231932.7 1.560.75 1 1.5 1.16 1.69 1.1404203.8/tFFaSaAVFFFpnFYYY Y K K KKKbmN mm 2221231932.32 1.71 0.75 1 1.5 1.16 1.69 1.1404192/tFFaSaAVFFFpnFYYY Y K K KKKbmN mm 4）计算弯曲强度的安全系数 S (4-15)limFSTNTrelTRrelTXFY YSYYY已经知道=440 N/mm2（参考13171174 页）limF应力系数，按给定的区域图取时，取=2。STYlimFlimFSTY寿命系数NTY根据要求，减速器的寿命为 t=4000 h，可得8116060 121840002.92 10LNn t8226060 1218/2.1740001.34 10LNn t由下式计算NTY0.026183 100.9132.92 10NTY0.026283 100.9261.34 10NTY齿根圆角敏感系数查得为=1relTYrelTY相对齿根表面状况系数按照下式计算RrelTY （4-16）10152906741.zRrelTR.Y取齿根表面微观不平度 Rz=12.5m，代入式（4-16） ，可得98015125290674110.Y.RrelT尺寸系数 =1.05-0.01m=1.05-0.015=1XY将上面的所得的数据代入公式（4-15） ，则得144020.9131 0.98 1203.83.85S 144020.9261 0.98 11924.14S 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1S2Smin2FS强度校验合格。第三节 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。318.70.980.9917.4Pkw输入转速121823560 /min50nr分配给 3k（）行星传动的传动比：560134.44.16667pi 一、配齿计算部分根据 3k（）行星传动的传动比公式： （4-17）111bbbeapaebaebeZzzZiiZzzzZ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）pbanCzz1 （4-19）peanCzz2式中。为正整数、行星轮数目；21CCnp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baeibzez值取小些，但从满足装配条件看，与最小差值应满足： bzez （4-20）ebpzzn 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ebpzznpibz （4-21）210bapbpapzznziz n则可结得 （4-22） 21412bapappapzznz nizn则由公式（4-20）可求得，即ez （4-23）ebpzzn如果为偶数，则可按下式计算，即eazzcz12eaczzz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beazzcz （4-24）0.52eaxzzz一般选取行星轮数，再取太阳轮 a 的齿数=15。3pnaz则由公式（4-22）得=69，再由公式（4-23）得=72，因为-为奇数 72-bzezezaz15=57，再由公式（4-24）得=28cz验算传动比，允许其传动误差为 （4-25）pppiiiii式中 ；一一一一一一ip；一一一一一一i。040020.ip一一一一一一一一一一一一一3k（）型传动的各齿轮的齿数列表如下azbzezcz15697228带入公式（4-17）75115134.469172baei传动比。得完全符合传动要求。baepii 0pii 引入一级直齿圆柱齿轮累计传动误差计算如下：1218/minnr马达1218292.34.16667nin马达链轮150134.4292.2/min23piiir292.2292.3100%0.4%292.3 实际上的速度误差非常小，合乎要求。二、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；2lim1400/HN mm2lim340/FN mm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。2lim440/FN mm按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定模数；m （4-26）32111limFdFaFPFAmzYKKKTKm式中 算式系数，对于直齿轮传动为 12.1mK小齿轮承受的扭矩，Nmm；1T综合系数；FK弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；FpK齿轮宽度系数；d齿轮副中小齿轮齿数；1z试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；limF计算弯曲强度的使用系数；AK载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；1FaY3K（）型传动有三个啮合齿轮副：，。acbcec先按照高速级齿轮副进行模数的初算。ac将，代入公式（4-6）17.4aPKw560 /minanr6517.49.55 105602.96 10aTNmm又有5142.96 1039.89 10apTTnNmm查相关的数据，可以得到；51.KA=340 N/mm2；limF齿形系数=2.67；1FaY综合系数=1.8；FK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HpK，所以；1511HpFpK.K31.KFp齿宽系数选；0.6d将上面得到的数据代入公式（4-26） ，可以得到：3298.9 1.5 1.3 1.82.6712.10.6 153403m取模数为 m=4mm。三、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acbcec为： mm11415288622acacam zz mm11469288222bcbcam zz mm11472288822ececam zz 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ecaacabca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，a则必须对该 3Z()型行星传动进行角度变位。计算公式： (4-27)arccoscosacaa (4-28)()2tanZxinvinv (4-29)yxy (4-30)11221 (tantan)(tantan)2aaaazz项目a-cb-ce-c中心距变为系数0.5ay 1.5by 0ey 啮合角2318ac28 53bc20ac变位系数和0.5377acx1.8377bcx0ecx齿顶高变位系数0.0377ay0.3377by0ey重合度1.4016a1.48a1.7374a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。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ecaacabcaaeca为各齿轮副的公用中心距值。 已知 和，及压力角43acZZ41bcZZ44ecZZ4mmm88amm，计算该 3Z()型行星传动角度坐位的啮合参数。201) a-c 齿轮副 在 a-c 齿轮副中，由于中心轮 a 的齿数；1517az 和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的min43234aczzz868acammamm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0acacxxx当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为1ah20minxmin1717150.11761717azx按下面公式可求得中心轮 a 的变位系数为axmin0.5()28150.50.5377(0.53770.377)0.0828150.27320.1176acacacaayxcazzxxxzzx 按下面公式可得行星轮 c 的变位系数为cx0.53770.27320.2645accaxxx2)b-c 齿轮副 在 b-c 齿轮副中：，和min2817czzmin41234bczzz。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8288bcammamm性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。0bcbcxxx 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bcxcx=+=1.8377+0.2645=2.1022。bxbcxcx3)e-c 齿轮副 在 e-c 齿轮副中，和由此可知，该minezzmin44234eczzz88ecamma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0ececxxx0.245ecxx四、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x1x21xxx10.2732x 20.2645x 10.2645x 22.1022x 10.2645x 20.2645x 分度圆直径d11dmz22dmz160d 2112d 1112d 2276d 1112d 2288d 基圆直径bd11cosbdd22cosbdd156.38bd2105.24bd1105.25bd2259.36bd1105.25bd2270.63bd节圆直径d11212 zdazz22212 zdazz156.38bd2105.24bd1120.2bd2296.2bd156.38bd2105.24bd外啮合1112aayddm hx2222aayddm hx169.884ad2121.81ad1112aaddm hx2222aayddm hx 210xxx191.59121.66aed2282.116ad齿顶圆直径ad内啮合1112aaeddm hx2222aaddm hx0.4568e 1121.66ad2282.116ad齿根圆外啮合1112faddm hCx2122faddm hCx152.19fd1104.12fd2299.6fd直径fd内啮合1112faddm hCx用插齿刀加工； 20022fadda1104.12fd1104.12fd2300fd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0ad02a的中心距。2.表中的径向间径，其中，2eah m 27.6(1) /aahxz3. 2121222 215.2,afaeddaChxmxxz 用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算。2fd已知模数，插齿刀齿数，齿顶高系数 ，变位系数m=4mm025z 01.25ah（中等磨损程度)。齿根圆直径按下式汁算，即00x 2fd (4-31)20022fadda式中 插齿刀的齿顶圆直径；0ad 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。02a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（，） 。22.1022x 69bz 200202tan2 2.10220 tan202069250.04968bxxinvinvzzinv查表得 02291700202cos6925cos20111.7022cos2cos2917bzzy加工中心距为02（mm）00202692541.70294.80822bzzamy按公式计算内齿轮 b 齿根圆直径为2fd20022110294.808299.6fadda2）e-c 内啮合齿轮副（，） 。20.2645x 69bz 仿上面计算，200202tan2 0.26450 tan202072250.019001bxxinvinvzzinv查表得：。02213700202cos7225cos20110.25342cos2cos2137bzzy加工中心距为02（mm）00202722540.253495.013622bzzamy按公式计算内齿轮 e 齿根圆直径为2fd（mm）20022110295.0136300fadda五、装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。1)邻接条件 按下公式验算其邻接条件，即2sinacacpdan将已知的、值代入上式，则得acdacdpn (mm)180121.81mm288 sin152.423即满足邻接条件。2)同心条件 按以下公式验算该 3k()型行星传动的同心条件，即 (4-32)coscoscosacbcecacbceczzzzzz各齿轮副的啮合角为、和；且知、2318ac28 53bc20ac15az 、和代人上式，即得69bz 72ez 28cz 15286928722846.82cos2318cos28 53cos20则满足同心条件。3）安装条件 按下面公式验算其安装条件，即得156928()3697247()3abpbepzznzzn整数整数所以，满足其安装条件。六、传动效率的计算（附整体减速器效率计算）由几何尺寸计算结果可知，内齿轮 b 的节圆直径大于内齿轮的节圆296.195bdmm直径，故该 3k()型行星传动的传动效率认可采用下面公式进行汁算，即288edmm (4-33)0.98111baebxaebeip已知，134.4baei/69/154.6bapzz其啮合损失系数 (4-34)hhhbembme和按照下列公式计算。hmbhme (4-35)112.3()hmbmcbfzz (4-36)112.3()hmemcefzz取轮齿的啮合摩擦因数，且将、和代入上式，0.1mf15az 69bz 72ez 28cz 可得112.3 0.1()0.004882869hmb112.3 0.1()0.005022872hme即有 0.04880.005020.0099hhhbembme所以，其传动效率为0.980.80134.4110.009914.6bae引入第一级直齿圆柱齿轮，总的传动效率30.80.980.9974.5%总可见，该减速器的传动效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。七、结构设计根据 3k()型行星传动的工作待点、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。首先应确定中心轮(太阳轮)a 的结构，因为它的直径较小所以，轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；即将中心轮 a 与输入铂连成一个整体。且按该行星传动的输入功率 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Ad轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮 b 采用了弹性销的均载机构进行浮功。通过其弹性销把内齿轮 b 与箱体内壁连接起来，从而可以将其固定。内内齿轮 e 采用了通过渐开线花键联接输出轴。行星轮采用了中空的结构，齿宽 b 应当比较大；以便保证该行星轮 c 与中心轮 a 的啮合良好同时还应保证其与内齿轮 b 和 c 相啮合。在每个行星轮的内孔中，穿入一根轴。而行星轮中空轴在安装到转臂 h 的侧板上之后，还采用了挡圈进行限位，进而轴向固定 c 齿轮出于该 3k 型行星传动的行星架 h 个承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有3 个行星轮。因此其转臂 x 采用了双侧板整体式的结构型式pn结构如图 4-2 所示图 4-2 行星架转臂 h 可以采用两个调心滚子轴承，支承在中心轮 a 的轴上。中心轮 a 齿轮轴通过向心轴承，一端支承在输出轴的内孔中，另一端支承在箱体上。转臂 h 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按公式计算。现已知啮合中心距88mm，则得afd （mm）3388 880.03610001000aaf 取36afm各行星轮轴孔的相对偏差可按公式计算，即1（mm）18834.534.50.0280.04210001000a:取10.03535mmm转臂 x 的偏心误差约为孔距相对偏差的的 1/2，即xe135/216xem在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件，且进行结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图，如下：图 4-3 行星轮传动结构图八、齿轮强度验算出于该 3k（）型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即 （4-37）FPFpFFVAFFKKKKK0 （4-38）YYYYbmFSaFantF10 （4-39）1tFFaSaAVFFFpnFY Y Y Y K K KKKbm式中计算弯曲强度的使用系数；AK计算弯曲强度的动载荷系数；VK计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；FK计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；FK齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；0F载荷作用于齿顶时的齿形系数；FaY载荷作用于齿顶时的应力修正系数；SaY计算弯曲强度的重合度系数；Y计算弯曲强度的螺旋角系数；Y弯曲强度的行星齿轮间载荷不均匀系数FPK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b不应大于窄轮齿宽在加上一个模数 mn；模数，mm；nm许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定FP （4-40）XRrelTrelTlimFNTSTlimFFPYYYSYY式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；limF试验齿轮的应力修正系数；STY计算弯曲强度的寿命系数；NTY相对齿根圆角敏感系数；relTY计算弯曲强度的尺寸系数；XY相对齿根表面状况系数；RrelTY计算弯曲强度的最小安全系数。limFS现在分别校核四个啮合齿轮副：， acbcec1）齿轮副ac名义切向力 Ft1前面我们已经得到6517.49.55 105602.96 10aTNmm5142.96 1039.86 10apTTnNmm (N)12000200098.6321261.395taTFd相关系数2a.使用系数AK使用系数按中等冲击取51.KAb.动载荷系数VK先要计算 a 轮相对于转臂的速度，可由下式得到 （4-41）19100HaaHdnnv式中 小齿轮的分度圆直径，mm；ad 小齿轮的转动速度，r/min；an 转臂 H 的转动速度，r/min。Hn其中 （r/min） 。560100114.6aHnnp将mm，(r/min)，（m/s）代入公式（4-41）61.395ad 560an 100Hn（m/s）61.3955601001.519100Hv中心轮和行星轮均为 7 级精度，即精度系数 C=7；按下式计算动载系数 （4-42）HAA+ 200BVK式中4057250525066706670.C.B.5056(1)5056(10.4)83.6AB代入公式（4-42） ，可得0.483.61.0883.6200 1.5VK所以中心轮 a 和行星轮 c 的动载系数为 1.08c.齿向载荷分布系数FK齿向载荷分布系数可按下式计算FK （4-43）FbFK11上式中，查相关图可以得到=1，F，由此可查图可以得到 b=1.3，代入（4-43） ，则得0.5 /0.73daa d11.3 111.3FK d.齿间载荷分配系数FK齿间载荷分配系数查表可得=1.1FKFKe.行星轮间载荷分配不均匀系数FpK行星轮间载荷分配不均匀系数按下式计算FpK （4-44）1511HpFpK.K上式中，行星轮间载荷分布不均匀系数 KHp取 1.2，代入公式（4-44） ，则得31121511.KFpf.齿形系数FaY齿形系数由图可得，FaY12.58FaY22.33FaYg.应力修正系数SaY应力修正系数由图可得,SaY11.63SaY21.73SaYh.重合度系数Y重合度系数可按下面的公式计算Y取 ac=1.5，代入（4-45） ，则得 （4-45）0.750.25acY 0.750.750.250.250.781.4acYi.螺旋角系数Y螺旋角系数查相关图为=1YYj.齿宽 b因为行星轮 c 不仅与中心轮 a 啮合，而且与内齿轮 b 和 e 相啮合，所以取80bmm按公式（4-39）计算齿根弯曲应力3F1111232122.58 1.63 0.78 1 1.5 1.08 1.3 1.1 1.380 499.5/tFFaSaAVFFFpnFYY Y Y K K KKKbmN mm 2221232122.33 1.73 0.78 1 1.5 1.08 1.3 1.1 1.380 495/tFFaSaAVFFFpnFYYY Y K K KKKbmN mm 取弯曲应力为=100N/mm2。F计算许用齿根应力4limF计算许用齿根应力，即FpXRrelTrelTlimFNTSTlimFFPYYYSYY已经知道=340 N/mm2limF查表查得最小安全系数=2.0。limFS应力系数，按给定的区域图取时，取=2。STYlimFlimFSTY寿命系数由 NL确定，NL由下式确定 （4-46）tnnnNPHaL 60根据要求，减速器的寿命为 t=4000 h，代入（4-46） ，可得8605601003 40003.256 10LN 由下式计算NTY0.02683 100.923.256 10NTY齿根圆角敏感系数查得为=1relTYrelTY相对齿根表面状况系数按照下式计算RrelTY （4-47）10152906741.zRrelTR.Y取齿根表面微观不平度 Rz=12.5m，代入式（4-47） ，可得98015125290674110.Y.RrelT尺寸系数=1.05-0.015=1XY将上面的所得的数据代入公式（4-40） ，则得234020.921 0.98 12306/FPN mm 因为齿根应力N/mm2小于许用应力 N/mm2，即。所以，齿120F306FPFPF轮副满足齿根弯曲强度条件。2）齿轮副bc在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮 b 的弯曲强度，即仍按前面的公式计算bc其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道，=440N/mm2（参考132F2FP69bz limF171174 页） 。仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1.1，=1，51.KA231.KV1.26FK2FKFpK22.053FaY6522.YSa，=1，=1.03，=1。0.76YY920.YNTrelTY0.98RrelTYXY40bmm222232122.053 2.65 0.76 1 1.5 1.23 1.26 1.1 140 4212/tFFaSaAVFFFpnFYYY Y K K KKKbmN mm 取22220/FN mm244020.921.03 0.98 12408/FPN mm可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。FPF2（3）齿轮副ec在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮 e 的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其ec齿根弯曲应力和许用应力，已经知道 Ze=72，=440N/mm22F2FPlimF仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1.1，=1.02，51.KA231.KV1.26FK2FKFpK22.053FaY，=1，=1.03，=1。6522.YSa0.68YY920.YNTrelTY0.98RrelTYXY40bmm222232122.053 2.65 0.68 1 1.5 1.23 1.26 1.1 1.0240 4193/tFFaSaAVFFFpnFYYY Y K K KKKbmN mm 取22200/FN mm244020.921.03 0.98 12408/FPN mm可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。FPF2第四节 减速器其它零件校核一、减速器轴校核（1）行星轮支承轴校核a.受力分析行星轮支承关系见图 4-4图 4-4 行星轮支承关系根据关系图可以画出受力示意图如图 4-5图 4-5 受力示意图Fac、Fbc、Fec可以通过下面的公式计算 （4-48）2000aacpaTFn d （4-49）2000bbcpbTFn d （4-50）2000eecpeTFn d对于，前面已经知道了，mm，代入（4-48）acF52.96 10aTNmm61.395ad N220002.96 1032123 61.395acF对于，先要先计算，可以按照下面的公式计算ecFeTeT （4-51）abaeeTiT前面已经知道了，代入（4-51） ，则有52.96 10aTNmm134.4baei Nmm57134.42.96 103.97 10eT 代入（4-50） ，有420003.97 10912003 288ecFN对于，先要知道，可以按照下面的公式计算bcFbTbT （4-52）(1)bbaeaTiT前面已经知道了，代入（4-52） ，则有52.96 10aTNmm134.4baei Nmm57133.42.96 103.94 10eT ，代入（4-49） ，有296.2bdmm420003.94 10886003 296.2bcFN的计算可以按照下面的公式计算rF （4-53）tanrtFF将上面得到的数据代入（4-53） ，则得 (N)tan231832120.43061380racaFF (N)tan28 53886000.5543400rbcbFF (N)tan20918000.36433200receFF根据受力示意图如图，有 （4-54）1248242AyByrerbraAyrerbraRRFFFRFFF （4-55）1244282AxBxecacbcAxecacbcRRFFFRFFF将上面所得到的数据代入（4-54） ， （4-55） ，通过计算得到3630039100AyByRNRN3030029000AxBxRNRN 画出受力图、弯矩图，如图 4-6图 4-6 受力弯矩图b.强度校核根据材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩，很明显强度最大的部位在齿轮的中部的那个地方的轴。 Nmm （4-56）22TMMca从受力图上我们可以看到，这个轴上的扭矩刚好全部抵消，所以只需要将弯矩代入计算，则得2619133001.9133 10caMNmm行星轮心轴选用 20CrMnMo 进行渗碳淬火，b=1170Nmm2。 Nmm2。 10.1117bb行星轮心轴直径选取 55，按照下式进行强度校核 Nmm2 （4-57） bcacaWM将，d=55 代入（4-57） ，则得61.9933 10caMNmm Nmm2631.9133 101150.1 55ca很显然有，所以通过校核。 bca2）3k 功率输入轴校核a.受力分析输入轴支承关系见图 4-7图 4-7 输入轴支承关系由于输入轴的外围是三个行星轮均匀布置，所以它径向力抵消为零，它受到行星轮给它的切向力，切向力全部转换到作用在轴中心上的力的时候，又全部抵消，该输入轴受到的弯矩只有从一级小齿轮传递来的圆周力Ft 和径向力 Fr.它们的合力为，另外还受到扭矩 Ta 受力分析如图F 合图 4-8 受力分析图图 4-9 合成弯扭分析图3193tFN3193tan201162rFN3398FN合扭矩为 Ta，前面已经算出来为 Ta=2.96105Nmmb.强度校核在前面已经选定了中心轮 a 的材料，由于轴和中心轮 a 是做成一体的，所以材料也是 20CrMnTi，渗碳淬火，b=1079Nmm2 Nmm2。 10.1107bb将 Ta=2.96105Nmm，取 1.0 代入式（4-56） ， Nmm2251204142960003.13 10caMNmm从图中可以看出来，在轴花键切割外圆处应力值是最大的。将数据代入式（4-57） ，则得 Nmm2533.13 10570.1 38ca很显然有，所以通过校核。 bca3）第一级齿轮传动输入轴校核。根据关系图可以画出受力示意图如图 4-10图 4-10 受力示意图3193tFN3193tan201162rFN3398FN合6524ARN合3126RNB合5T=1.46 10 N mm:画出受力图、弯矩图、扭矩图和合成力矩图，如图 4-11图 4-11 合成弯矩图该轴选用 45 号钢进行调质处理，当直径小于 200mm 的时候，Nmm2，650b Nmm2。 65101bb.利用前面的公式（4-56） ，即 Nmm22TMMca先算合成力矩最大的处的合成力矩22153608146000213888caMNmm在最大合成力矩的处，轴的直径为 35，按照式（4-57）进行强度校核，则得 Nmm23213888500.1 35ca很显然有，所以在最大合成力矩的处通过校核。 bca二、减速器轴承校核1）一级输入轴上轴承的校核这是一对同样的轴承。只要校核其中一个受力较大的左侧的轴承即可。查手册，轴承 21309 的主要性能参数为：100000,115000rorCN CN计算其寿命 （4-58）6210()60trhPrf CLhnf P式中 轴承应该具有的额定动载荷；rC载荷系数；pf温度系数；tf轴承内外圈相对转动速度；r/minn寿命指数，对球轴承，对滚子轴承，。3310/ 由前面的计算得：合成支反力 6255RN 查手册得 1.2,1Ptff则 6610/310/3210101 100000()()6060 1218 1.26255trhPrf CLnf P 29247h 该对轴承的寿命均满足要求 2）定位在输出轴孔内的轴承，左侧查手册，6306 轴承的主要性能参数为：40800,24000rorCN CN 由前面的计算得：合成支反力 531rPRN可见支反力很小。无需继续校核。该轴承的寿命满足要求。3）定位在箱体的轴承，右侧查手册，6307 轴承的主要性能参数为：33400,19200rorCN CN 由前面的计算得：合成支反力 3398RN 3398rPRN 查手册得 1.2,1Ptff则 6610/33210101 33400()()6060560 1.23398trhPrf CLnf P 25491h 该轴承的寿命满足要求三、减速器键校核1）平键的校核当轴传递转矩 T 时，键的工作面受到压力 N 的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效的形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切坏。当键用 45 钢制造时，主要失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算。键的校核公式为下式 （4-59）22mm/NdklTpp式中 k键与轮毂槽的接触高度，mm，k=h/2，h 为键高；键的工作长度，mm，A 型：，B 型：，A 型：lbLlLl ，b 为键宽（尺寸查有关设计手册） ；2/bLl许用挤压应力，N/mm2。 p一级直齿轮传动小齿轮上的平键前面已经知道Nmm，选用两个单圆头普通平键，180 度对称 C51.46 10TN mm:型键，标准为 GB/T10961979，型号为：键 1440，高度 h=9mm,代入公式（4-59） ，则得 N/mm252 1.46 1070144074.52p由于输入轴悬臂，运动的时候为轻微冲击，在轴为钢的情况下，静载荷的许用挤压应力=120150，轻微冲击的许用挤压应力=100120，经过调质处理，可以认 p p定有，所以此处键是合格的。 pp2）花键强度校核a 输出轴上矩形花键强度校核矩形花键的齿数通常为偶数，所以在使用 14 个齿，按连接处的轴径设计，最终的设计结果是，长度为 80。并且整个矩形花键进行热处理。10112211101707715614dHaHfH矩形花键的挤压强度计算公式如下 （4-60）22mm/NNhldTpmp式中 载荷分布不均匀系数，一般取；8070.花键齿的个数；N花键齿的工作高度，h=(D-d)/2, mm；h 花键的平均直径,=d+(D-d)/2,mm；mdmd键的工作长度，mm；l 许用挤压应力，N/mm2。 p前面已经知道，矩形花键为，从中73.97 10eTN mm:10112211101707715614dHaHfH可以知道它的基本参数，将它们代入公式（4-60） ，则得7223.97 100.7 14780 16388.76/pN mm =120140N/mm2,这样，所以这个花键的设计的合格的。 p ppb.第一级输入轴上的渐开线花键强度校核渐开线花键强度校核计算公式如下 （4-61）22mm/NzhldTpp式中 载荷分布不均匀系数，一般取；8070.键的工作长度，mm；l许用挤压应力，N/mm2。 p渐开线花键齿的个数；z渐开线花键齿的工作高度，h 在标准压力角时，h=1.0m, h30时，h=0.8m；45渐开线花键的分度圆直径；d将，51.46 10aT N mm:m=2.5mmz=13l=40mmh=1.0m=1.02.5=2.5mm，等数据代入（4-61） ，则得d=13 2.5=32.5mm522 1.46 108.57/0.7 13 2.54032.5pN mm在使用和制造良好的情况下，,这样，所以这个花键 p2=120140N/mm: pp的设计的合格的。c.3k 输入轴上渐开线花键花键的主要参数。它上面m=2mm,z=20,l=40mm,h=1.0m=1.02=2mm,d=202=40mm的扭矩是Nmm，将数据代入，可以得到512.96 10T 5222.96 1013.2/0.72024040pN mm 在使用和制造良好的情况下，=120140N/mm2,这样，所以这个花键的 p pp设计的合格的。d.输出轴上的渐开线花键强度校核输出轴上的渐开线花键和内齿轮 e 是配合的，它的主要参数为，m=5mmz=35，。它上面的扭矩是l=38mmh=1.0m=1.05=5mmd=35 5=175mmNmm，将数据代入，可以得到73.97 10eT 7223.97 1097.46/0.735 5 38 175pN mm ,很明显有，所以这个渐开线花键强度符合要求。 p2=140160N/mm: pp第五章 液压系统设计第一节 液压系统各回路介绍本机除截割头的旋转运动外，其余各部分均采用液压传动。系统主泵站由一台 55kW 的电动机通过同步齿轮箱驱动一台双联齿轮泵和一台三联齿轮泵（转向相反），同时分别向油缸回路、行走回路、装载回路、输送机回路、皮带转载机回路供压力油，主系统由五个独立的开式系统组成。该机还设有液压锚杆钻机泵站，可同时为二台锚杆钻机提供压力油，另外系统还设置了文丘里管补油系统为油箱补油，避免了补油时对油箱的污染。液压系统原理如图 5-1 所示。图 5-1 液压系统原理图1、油缸回路油缸回路采用双联齿轮泵的后泵（40 泵）通过四联多路换向阀分别向 4 组油缸（截割升降、回转、铲板升降、支撑油缸）供压力油。油缸回路工作压力由四联多路换向阀阀体内自带的溢流阀调定，调定的工作压力为 6MPa。截割机构升降、铲板升降和后支撑各两个油缸，它们各自两活塞腔并接，两活塞杆腔并接。而截割机构两个回转油缸为一个油缸的活塞腔与另一油缸的活塞杆腔并接。为使截割头、支撑油缸能在任何位置上锁定，不致因换向阀及管路的漏损而改变其位置，或因油管破裂造成事故，以及防止截割头、铲板下降过速，使其下降平稳，故在各回路中装有平衡阀。2、行走回路行走回路由双联齿轮泵的前泵（63 泵）向两个液压马达供油，驱动机器行走。行走速度为 3m/min；当装载转盘不运转时，供装载回路的 50 泵自动并入行走回路，此时的两个齿轮泵（63 泵和 50 泵）同时向行走马达供油，实现快速行走，其行走速度为 6m/min。系统工作压力为 16MPa。回路工作压力由装在两联多路换向阀阀体内的溢流阀调定。注意：根据该机器液压系统的特点，行走回路的工作压力调定时，必须先将装载转盘开动。快速行走时，由于并入了装载回路的 50 泵，其系统工作压力为 14Mpa。通过操作多路换向阀手柄来控制行走马达的正、反转，实现机器的前进、后退和转弯。注意：机器要转弯时，最好同时操作两片换向阀（即使一片阀的手柄处于前进位置，另一片阀手柄处于后退位置）。除非特殊情况，尽量不要操作一片换向阀来实现机器转弯。防滑制动是用行走减速器上的摩擦制动器来实现。制动器的开启由液压控制，其开启压力为 3MPa。制动油缸的油压力由多路换向阀控制。行走回路不工作时，制动器处于闭锁状态。4、装载回路装载回路由三联齿轮泵的前泵（50 泵），通过一个齿轮分流器分别向 2 个液压马达供油, 用一个手动换向阀控制马达的正、反转。该系统的工作压力为 14Mpa，通过调节换向阀体上的溢流阀来实现。齿轮分流器内的两个溢流阀的调定压力均为 16MPa。该阀的压力是通过专用的液压实验台调定的。注意：该溢流阀的调定压力在机器出厂时已经调节好，在机器使用过程中不允许调节压力。5、输送机回路输送机回路由三联齿轮泵的中泵（50 泵）向一个（或两个）液压马达供油，用一个手动换向阀控制马达的正、反转。系统工作压力为 14MPa，通过调节换向阀体上的溢流阀来实现。6、转载机回路转载机回路由三联齿轮泵的后泵（40 泵）向转载马达供油，通过一手动换向阀控制马达的正反转。系统工作压力为 10MPa，通过调节换向阀体上的溢流阀来实现。7、锚杆钻机回路锚杆钻机回路由一台 15kW 电机驱动一台双联齿轮泵，通过二个手动换向阀可同时向两台液压锚杆钻机供油。系统工作压力为 10MPa，通过调节换向阀体上的溢流阀来实现。8、油箱补油回路油箱补油回路由两个截止阀、文丘里管和接头等辅助元件组成，为油箱加补液压油。如图 10 所示，补油系统并接在锚杆钻机回路的回油管路上（若掘进机不为锚杆钻机提供油源，则补油系统并接在运输回路或转载机回路的回油管路上）。当需要向油箱补油时，截止阀关闭，截止阀开启，油液经过文丘里管时，在 A 口产生负压，通过插入油筒 5 内的吸油管吸入，将油补入油箱。在补油系统不工作时，务必将截止阀关闭，截止阀开启。图 5-2 补油回路原理图1- 换向阀 2-截止阀 3-截止阀 4-文丘里管5-装油容器 6-油箱 7-锚杆电机 8-双联齿轮泵第二节 几种主要液压元件的选型设计(1)吸油过滤器为了保护油泵及其它液压元件，避免吸入污染杂质，有效地控制液压系统污染，提高液压系统的清洁度，在油泵的吸油口处设置了两个吸油过滤器，该过滤器为精过滤。当更换、清洁滤芯或维修系统时，只需旋开滤油器端盖(清洗盖)，抽出滤芯，此时自封阀就会自动关闭，隔绝油箱油路，使油箱内油液不会向外流出。这样使清洗、更换滤芯及维修系统变得非常方便。另外，当滤芯被污染物堵塞时，设在滤芯上部的油路旁通阀就自动开启，以避免油泵出现吸空等故障，提高液压系统的可靠性。（2）回油过滤器为了使流回油箱的油液保持清洁，在液压系统中设置了两个回油过滤器，该过滤器为粗过滤，位于油箱的上部。当滤芯被污染物堵塞或系统液温过低，流量脉动等因素造成进出油口压差为 0.35MPa 时，压差发讯装置便弹出，发出讯号，此时应及时更换滤芯或提高油液温度。更换滤芯时，只需旋开滤油器滤盖(清洗盖)即可更换滤芯或向油箱加油。若未能及时停机更换滤芯时，则设在滤芯下部的旁通阀就会自动开启工作(旁通阀开启压力为 0.4MPa，以保护系统。（3）四联手动换向阀四联手动换向阀，主要由进油阀、多路换向阀、回油阀三部分组成。进油阀有压力油口 P 和回油口 O，在 P 和 O 之间装有阀组总溢流阀。换向阀部分是由阀体和滑阀组成，滑阀的机能均为 Y 型，阀体为并联型，因此，既可以分别操作又可以同时操作，当同时操作时工作速度减慢。当滑阀处于中位时，油泵通过阀组卸荷。为了防止工作腔的压力油向 P 腔倒流，设置了单向阀。（4）油缸本次设计中机器有四组油缸，共八根。截割机构升降油缸、回转油缸、铲板升降油缸和后支撑油缸各两根，结构形式均相同，其中铲板升降油缸和后支撑油缸通用。（5）油箱本液压系统采用封闭式油箱(见图 11)，采用 N68 号抗磨液压油。油箱采用二级过滤，设置了两个吸油过滤器和两个回油过滤器，有效地控制了油液的污染，并采用文丘里管补油，进一步降低了油液的污染。油箱上还配有液位液温计，当液位低于工作油位或油温超过规定值（70）时，应停机加油或降温。油箱冷却器采用了热交换量较大的板翅式散热器，总热交换量达 40000kcal/h，以保障系统正常油温和粘度的要求。图 5-3 油箱1- 吸油过滤器 2-冷却器 3-油箱体 4-液位液温计 5-回油过滤器(6)六点压力表按操纵台标牌表明的位置接好油管。旋转压力表表盘，其指针所指的位置即为标牌表明的回路的工作压力。第三节 内、外喷雾冷却除尘系统本系统主要用于灭尘、冷却掘进机切割电机及油箱，提高工作面能见度，改善工作环境，内、外喷雾冷却除尘系统如图 12 所示。水从井下输水管通过过滤器粗过滤后进入总进液球阀，一路经减压阀减压至 1.5MPa 后，冷却油箱和切割电机，再引至前面雾状喷嘴架处喷出。另一路不经减压阀的高压水，引至悬臂段上的内喷雾系统的雾状喷嘴喷出，当没有内喷雾时，此路水引至叉形架前方左右两边的加强型外喷雾处的线型喷嘴喷出。内喷雾配水装置安装在悬臂段内，8 个线型喷嘴分别安装在截割头的齿座之间；外喷雾喷雾架固定在悬臂筒法兰上，安装有 10 个雾状喷嘴；加强型外喷雾的喷雾架固定在叉形架前端，安装有 8 个线型喷嘴。图 5-4 水系统原理图1-Y 型过滤器 2-球阀 3-减压器 4-耐震压力表5-油箱冷却器 6-球阀 7-雾状喷嘴 8-线型喷嘴图第四节 润滑正确的润滑可以防止磨损、防止生锈和减少发热，如经常检查机器的润滑状况，就可以在机器发生故障之前发现一些问题。比如，水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的油表示有空气；黑色的油脂意味着可能已经开始氧化或出现污染。润滑周期因使用条件的差异而有所不同。始终要使用推荐的润滑油来进行润滑，并且在规定的时间间隔内进行检查和更换，否则，就无法给机器以保障，因而导致过度磨损以及非正常停机检修。润滑油的更换：在最初开始运转的三百小时左右，应更换润滑油。由于在此时间内，齿轮及轴承完成了跑合，随之产生了少量的磨损。初始换油后，相隔 1500 小时或者 6 个月内必须更换一次。当更换新润滑油时，清洗掉齿轮箱体底部附着的沉淀物后再加入新油。结论在高度和宽度要求都比较小的掘进机的行走部，必须采用一种结构更紧凑、动力更强劲、制动更可靠的驱动装置，这是我本次毕业设计的重点设计方向。参考了 EBJ120TP 型掘进机行走部的驱动方式。 考虑到在现实中应用的可行性，和成本的经济性。先经过普通一级圆柱直齿传动先把总体传动比分担一部分再采用 3K 行星齿轮传动，将行星传动的传动比减低到 130 左右，这样的尝试解决了两个问题。一，使得 3K 的传动比更合理。二，解决了空间狭小导致的机身不得不伸长的问题。左右行走机构的加速器反向 180 度安装，使两个马达错开，从而充分利用了机宽的空间，在我推翻了第一种方案后就确定了这种一举两得的新方案。在具体的设计过程中重点注意优化液压系统设计，通过前面章节的分析计算，证明行走部采用这种传动方案整体传动效率可以达到 75%是一种比较经济有效的方案。但是，尽管采用了 3K 行星减速器中的新型 3K()型，在制造加工，以及安装等方面比传统的3K 容易一些，但是在实际的掘进机行走机构中仍使用较少。通过毕业设计，知道了进行一项设计需要经过的步骤，学会了一些基本设计技巧，懂得了我们设计者的任务是要讲结构优化的更合理。由于时间和个人能力有限，我对行走部的减速机构做了详细的设计和校核，对机架和导向张紧装置进行了简要结构设计。由于本人学识有限，实践经验更是不足，因此，在设计中难免会出现一些缺陷和不足之处，恳请各位老师和同学批评指正。参考文献1 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，20042 方昆凡.公差与配合技术手册.北京：北京出版社，19833 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