铝电解槽用打壳机的设计过程毕业论文

铝电解槽用打壳机的设计过程摘要众所周知，铝合金在人们的日常生活中及工业生产中有着非常重要的作用。目前铝的生产是用铝电解槽。其在生产过程中会产生残渣，需要定时进行清除。目前普遍使用人力与气动打壳机共同完成打壳作业，但是铝电解槽的温度高达960度，不便于人工作业，所以迫切需要实现全机械化的打壳作业。本论文主要讨论了铝电解槽用打壳机的设计过程，其主要包括：机械臂部分、液压系统部分、回转机构部分以及行走机构四大部分。主要以调整冲击器位置的机械臂部分以及为机械臂的运动提供动力的液压系统为核心展开设计。在设计过程中，根据查阅的资料，参照凿岩车及起重机的机械结构，首先初步确定铝电解槽打壳机的机械结构，然后进行各个机构的设计。机械臂和液压系统的设计是本次设计的基础，其中液压系统由于主要是为大臂及机头部分的运动提供动力，所以把机械臂设计及液压系统设计作为一个整体来设计。通过前一段时间的计算和校核，确定了机构的主要参数，在此基础上，初步绘制铝电解槽用打壳机的结构草图，草图绘制完成后，又进行了一系列的校核，包括：机械臂的强度校核、齿轮的校核以及车体的倾覆稳定性计算，计算完这些，打壳机的整体机构设计就基本完成了，最后再完成图纸，图纸全部采用CAD绘制，到此电解槽用打壳机的设计全部结束。关键词：打壳机；机构设计；强度校核AbstractItiswellknown,thealuminumalloyhasaveryimportantroleinpeople'sdailylifeandtheindustrialproduction.Atpresent,aluminumcellisusedtoproducethealuminum.Itcanproducetheresiduaintheprocessofproduction,sotoclearawayresiduaisneededatfixedtime.Atpresent,thewidespreadusingofhumanandaerodynamicShellercompletesShelleroperations.Butwhenthetemperaturereachesashighas960degreecentigrade,itisinconveniencetooperation.Thereforeitneedstoachievefullmechanizationtohittheshellwork.Thisthesismainlydealswiththedesigningofaluminumshell-breakingmachineusedinaluminumelectrobaths.Thisprojectmainlyconsistsofthedesignofmachinearms,hydraulicsystem,gyrationsystemandhoofsystem,ofwhichthelasttwocomposethefoundationofthisproject.Mainlyitisdesignedbythecoreoftakingadjuststheimpactpositionthemechanicalarmtobepartialaswellasprovidesthepowerasthemechanicalarmmovementthehydraulicsystem.Intheprocessofdesign,accordingtothereferencematerials,therockdrillingvehicleandthehoistcranemechanismisconsidered.Firstlythealuminumcellthrasherthemechanismisdetermined,theneachorganizationisdesigned.Thebasicofdesignisthemechanicalarmandthehydraulicsystem.Becausehydraulicsystemmainlyprovidesthepowerforthebigarmandthenosesectionmovement,itisawholetodesignthemechanicalarmandthehydraulicsystem.Mostparametersofthemachineweredeterminedbycalculationandexamination.Onthisbasis,theinitialstructuremapofectrolytictankshellwascompleted.Afterthat,adequateexaminationsweredoneincludingtheintensitycheckofthemachinearms,themoduluscheckingcomputationofthegears,andthestabilitycheckingcomputationofthebodywork.Thenitwasroughlyfinished.AtlasttheblueprintprotractionwasmappedbyCAD.Alltheaforementionedworkofthisprojectwasfinished.Keywords:aluminumshell-breakingmachine；organizationdesign；intensitycheck目录摘要 IAbstract II第1章引言 1第2章设计任务与总体方案 32.1设计任务 32.1.1课题提供的资料 32.1.2课题提出的设计要求 42.2总体方案的确定 4第3章机械臂及液压系统设计 63.1机械臂的设计 63.1.1机械臂设计的依据 63.1.2机械臂尺寸的确定 73.1.3机械臂的受力分析 93.1.4机械臂的强度校核 113.1.5刚度校核 133.2液压系统设计 143.2.1液压缸部分 153.2.2泵及驱动电机的选择 21第4章回转机构设计 234.1电动机的选取 234.1.1选择电动机系列 234.2减速机构设计 254.2.1确定总传动比 254.2.2减速机构设计 25第5章行走机构设计 315.1行走机构介绍 315.2驱动电动机及减速系统的选择 315.2.1驱动电动机 315.2.2减速机构与车轮 32第6章结论 34参考文献 35致谢 36第1章引言目前国内铝行业发展如雨后春笋般突飞猛进，老企业也不断地改造扩大生产能力，特别是大型预焙电解槽的出现，对铝电解多功能机组的要求也越来越高，各企业都视先进的设备为第一生产力，作为企业发展竞争的首要优势。铝电解多功能机组是预焙阳极铝电解生产的专用、关键设备。它能完成预焙阳极铝电解槽的打壳和覆盖氧化铝、更换阳极、出铝及辅助提升阳极母线等工艺操作。[1]

预焙槽在电解车间的配置方式有横向配置和纵向配置两种，预焙槽按进电方式可分为两点进电槽和大面多点进电槽。合理设计的多点进电槽具有较好的三场分布，生产指标好，因而得到了广泛应用。目前，横向配置多用于新建铝厂；纵向配置国外多见。

根据工艺配置和电解槽进电方式的需要，铝电解多功能机组可分成电解多功能机组和地面小车两大类。

电解多功能机组按功能的配备可分为全功能电解多功能机组和简易电解天车两大类，其区别主要在于前者具有全自动更换阳极装置和自己配备有打壳动力源，而后者只有阳极提升、下降机构，同时兼作出铝用。

铝电解多功能机组按操纵方式可分为驾驶室操纵机组和遥控机组两种形式。驾驶室操纵机组按驾驶室及工具的配置位置又有高位机组和低位机组之分。

地面小车有：打壳换极车、加料车、出铝车等。

打壳机构目前国内大部分铝厂使用的打壳机构为气动结构，该结构振动频率高，但本世纪初在云南、焦作铝厂使用的打壳机构为全液压结构，该结构力量大，频率低，但对低位天车来说不易采用，对回转和击头悬挂主架破坏性较大。

尽管我国在铝电解生产实践中研究开发了一系列专用设备，如多功能联合机组、地爬打壳机、筒式下料器等，但与国际先进水平相比，机械化装备水平尚需进一步提高。电解多功能机组普遍采用桥式起重机的桥架作为机组机构，在桥架上配置有多个工具机构的工具小车、出铝小车、电葫芦等。

电解多功能机组是大型预焙阳极铝电解生产的关键设备,随着大型预焙阳极电解槽的日趋发展,电解槽操作设备PTM即铝电解多功能机组也逐步发展并得到广泛的应用。由于电解作业是在高温、多粉尘、多腐蚀性气体、强磁场等极为恶劣的环境下进行打壳、更换阳极、下料、出铝及计量、阳极母线转接等工作,所以必须进行机械化作业。国外的电解技术主要集中在欧美等国。法国ECL公司推出了ECL版型的PTM,德国NOELL公司推出了NOELL版型的PTM,都能实现上述功能,并且两公司在世界上都占有较大的份额,目前ECL是全球最大的PTM供应商。[1]由于横向配置预焙槽可以提高单位面积产量，具有综合经济效益好等优点，目前国内在建的铝厂大多选用200KA以上的槽型，多点进电。这就给铝电解多功能机组发展起到推动作用。

车间的特殊环境对电解多功能机组在可靠性及运转率等方面提出了更高要求。由于驾驶室玻璃的防腐问题和能适合于电解车间环境的高可靠性的空调机尚无法解决，机组作业时，驾驶室处于烟气和热辐射中，司机的视场很不好（高位机组更差），靠地面人工引导作业，严重影响操作和生产效率的提高。

因而，未来最有发展前途的铝电解多功能机组的品种应是：高可靠性、高运转率、减轻操作工劳动强度、轻而小的多功能机组。

电解多功能机组的技术发展方向为：轻型化、小型化；功能扩大化；功能机构全液压化；电子化；电气化；调速方式采用变频调速，调速性能好；控制方式采用PLC、LOGO，可以减少中间继电器，降低故障率，提高机组的可靠性和运转率

；操纵方式采用无线电遥控；设备集中润滑。第2章设计任务与总体方案2.1设计任务由于本次设计的铝电解槽打壳机是提供给铝厂的铝电解槽车间现场使用，所以设计的结构要尽量合乎车间的使用要求。2.1.1课题提供的资料（1）总体构思图，如图2-1：图2-1打壳机总体结构图（2）车间现场环境：车间内部空间宽阔，所以打壳机的运行及回转在空间方面所受限制较小。（3）本次设计的打壳机的应用范围：本打壳机应用于长9m，宽3m，深1.6m的铝电解槽的残渣清理工作，电解槽槽底残渣厚度为300～450mm。2.1.2课题提出的设计要求机头压紧力：10～15KN。车体移动速度：8～10m/min。2.2总体方案的确定根据课题提供的构思图，另外参照凿岩台车及起重机等典型相关机械的结构，初步确定铝电解槽打壳机的结构如图2-2：[2]1、2、3、4-回转机构减速齿轮组，5-回转平台，6-机身底座，7-车轮，8-轴图2-2打壳机机构示意图本次设计的打壳机主要机构包括机械臂部分、液压系统、回转机构、行走机构四大部分，其中各部分的主要功能如下：（1）机械臂部分：机械臂主要是带动机头部分（包括冲击器导轨及机头冲击器）运动，以使其能实现空间位置的变化，能够彻底清理槽底的残渣。（2）液压系统：其主要功能是为机械臂的举升机头整体角度的调整以及为机头冲击器提供压紧力。（3）回转机构：其主要作用是带动回转平台及其上的机械臂部分回转。（4）行走机构：是打壳机车身移动必不可少的部分，主要作用是带动打壳机整体在电解槽槽面导轨上运行。以上叙述的四个主要结构部分将在以后的章节中详细阐述它们的设计过程。其中液压系统由于主要是为大臂及机头部分的运动提供动力，所以把机械臂设计及液压系统设计作为一个整体来设计。在结构草图2-2中，没有体现出机械臂部分、液压系统、行走机构的动力部分，其中机械臂及液压系统布置在回转平台上方，行走机构布置于车身底座下部，具体布置方法将在设计过程中确定，体现在装配图中。另外，机头冲击器及机头导轨部分将由课题给出不作为设计任务，课题提供的机头冲击器参数为：冲击器长度；冲击器质量。第3章机械臂及液压系统设计3.1机械臂的设计根据设计的要求，另外参照挖掘机及凿岩台车等机械的机械臂的结构，初步确定机械臂的结构如图3-1：[3-4]1-机械臂与回转平台连接位置，2-机械臂位置调节液压缸与回转平台铰接位置，3-机械臂与机械头铰接部分铰接位置。图3-1机械臂的结构示意图3.1.1机械臂设计的依据（1）车间环境：工厂车间内空间宽阔，故机械臂的长度及高度受限制非常小，所以设计过程中可以不予考虑，只要机械臂的长度及高度能够满足工作的要求，并且充分考虑到经济性及加工装配的合理性即可。（2）使用该打壳机的铝电解槽的尺寸为：长9m、宽3m、深1.6m，槽底残渣的厚度为300～450mm，所以对机械臂的工作要求为：机械臂位于最低位置时，应保证机头冲击器能够击打到电解槽槽底的残渣，即机头冲击器的最低位置应低于电解槽底。机械臂在机器工作时，带动机头部分回转，应确保冲击器能够冲击到电解槽边缘部分的残渣。（3）在设计中应注意的问题车体在回转过程中，机械臂处于最高位置。应确保机头冲击器的最低位置高于铝电解槽的槽面，以避免机头与槽面发生碰撞。机械臂处于最低位置时，不能与回转平台发生碰撞（平台宽度初定为1.5m）。3.1.2机械臂尺寸的确定在经过系统的计算和比较后，选择机械臂的长度尺寸如图3-2：、、、、γ=133°、1-机械臂的最高位置，2-机械臂的最低位置，3-回转平台，4-行走底座图3-2在xz平面的机械臂动作根据图3-2中提到的设计依据。验证该尺寸是否合理。（1）为保证机头冲击器能够清理到电解槽底部的残渣，应满足：（3-1）其中：为机头冲击器的长度，mm；为导轨的长度，mm。将以上各数据代入上式，得：满足上面提到的条件，所以该机械臂尺寸可以使机头冲击器冲击槽底残渣。（2）在打壳机回转的过程中，为使机头冲击器能够清理到铝电解槽边缘的残渣，应满足如下的条件：mm所以该长度尺寸可以保证在回转过程中，机头冲击器能够清理电解槽边缘的残渣。图3-3在xy平面的机械臂尺寸（3）经过计算及绘制草图，可以知道该机械臂的长度尺寸，可以确保机械臂在工作时，机械臂与平台间不会发生碰撞。至此，机械臂的长度尺寸以全部确定。3.1.3机械臂的受力分析机械臂的质量：机械臂采用双侧板焊接箱形结构，侧板使用厚度为10mm的钢板制成，用厚度为10mm的钢板焊接成箱形。材料选用45号钢。据此，机械臂的质量经计算得出：kg；机头部分的质量为：kg。以下将分别对机械臂处于最高及最低位置时的情况进行受力分析。（1）机械臂处于最高位置时的受力分析，如图3-4：图3-4处于最高位置的机械臂经过计算，图3-4中，当时即可满足工作需要，以此为基础进行受力分析。另外，为机头变幅缸所受的重力，；为机头部分的整体质量，；为机械臂的质量。其位置在以O为原点，水平方向为X轴，竖直方向为Y轴的坐标系中。其位置坐标P(x,y)经计算为：（3-2）其中：为L1段机械臂的质量，kg；为L2段机械臂的质量，kg；为L1与L2重心位置，、、、。将以上各数据代入上式，得：根据水平方向受力平衡以及各力对O点的弯力矩平衡，列出如下方程组：解此方程组，得：(2)当机械臂处于最低位置时，其受力分析如图3-5：图3-5处于最低位置的机械臂与（1）中的计算方法相似，首先计算出P′(x,y)的坐标位置：x=1164、y=-102。根据水平方向的受力平衡以及各力对O点的力矩相平衡，列出方程组：由此方程组解，得：、方向如图3-5所示。3.1.4机械臂的强度校核由机械臂的受力分析可以看出。机械臂与回转平台铰接位置，即图3-1中B点在机械臂处于最低位置时所受力最大，故校核该点的强度。根据材料力学中对挤压应力的计算方法，有如下力学公式：[5]（3-3）其中：为挤压应力；为外载荷；为接触面积。对该点这类情况，以该点的铰接孔的平面面积代替公式中,所得的应力于实际应力相近故该公式可以写成：（3-4）其中：t为侧板厚度，t=10mm；D为铰接孔的直径，d=50mm。将以上各数据代入上式，得：因为，所以需要改进该点结构。改进方法：在图3-2中1、2、3点装加厚圆盘，厚度均为55mm。算得，满足其强度的要求。在及段中，段应进行校核。作段的弯矩图如图3-6：图3-6机械臂外力及弯矩图在图3-6中为点所的受力，通过对机头变幅缸受力分析，可以得出。另外、在段内：在段内：由弯矩图3-6可以看出，A点弯矩最大，为危险截面，故应校核A点的强度。弯曲的强度条件为：（3-5）其中：为最大弯矩，；为抗弯截面系数；对此种箱形结构，其计算方法如图3-7：图3-7机械臂的箱形结构机械臂材料选用45#钢，其许用应力为：～将以上各数据代入上式，得：，故满足强度要求。3.1.5刚度校核将段机械臂作为一个悬臂梁来计验算其刚度，简图如图3-8：图3-8外力分析将G和N合成到A点，如图3-9：图3-9A点的受力分析其中：，，查阅文献可以得到机械臂在此种载荷作用下的变形。[5]作用下的端截面的转角：在与的合力P的作用下：则A点的转角为：点的挠度（3-6）3.2液压系统设计在本次设计的打壳机中，液压系统的主要功能是调整机械臂及机头导轨和冲击器部分的位置，以满足工作要求。液压系统的作用主要表现在以下方面：（1）举升缸：用来控制机械臂在垂直方向的升降，以带动机头冲击器完成清理电解槽底部残渣的工作。（2）机头变幅缸：用来调整机头与机械臂间的夹角，一方面保障机头冲击器正常完成清理残渣的工作，另一方面在回转过程中保证机头冲击器不会与电解槽槽面发生碰撞。（3）机头压力缸：为机头冲击器提供压紧力F，其大小为10～15KN，以确保在工作过程中冲击器对槽底残渣有足够的冲击力。初步确定液压系统压力为，以下将详细进行液压系统的设计工作。3.2.1液压缸部分（1）机头压力缸部分1）计算公式：[6]（3-7）其中：为液压缸工作腔，；为回油腔的压力，当回油路上无阀类阻力直接进入油箱时，的范围为0.2～0.5取；为液压缸内径；为活塞杆直径，当活塞杆受压时，应取d/D=0.5～0.7，所以取d/D=0.6；为最大外负载，；为液压缸机械故障，一般取0.9～0.97。取。将以上各数据代入上式中，得：选取，的液压缸。机头压力缸行程的确定：在课题提供的资料中，电解槽槽底残渣厚度为300～450mm，故压力缸的行程S应取，以保证在冲击器部分工作的过程中始终能为其提供压紧力。机头压力缸壁厚的确定液压缸缸筒的计算与验算方法有以下的公式：[7]当即时（3-8）其中：为最高允许压力，；为缸筒材料的许用应力，选安全系数计算出。将以上各数据代入上式，得：缸筒材料使用45#钢，其。根据以上计算，选取液压缸臂厚。缸筒壁厚的验算：液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全。（3-9）其中：为缸筒外径，。将以上各数据代入上式，得：为避免缸筒在工作时发生塑性变形,液压缸额定压力值应与塑性变形压力值有一定的比例范围：～。所以～。根据以上的验算可以看出，当系统压力为时，值处于安全范围内。活塞杆的强度计算当活塞杆端和负载的连接点到液压缸的支承点间的距离～时，活塞杆须进行弯曲稳定性验算，其公式如下：（3-10）其中：为活塞杆材料弹性模数；为活塞杆横截面惯性矩。；为安全及导向系数，。将以上各数据代入上式，得：（3-11）其中：为活塞杆最大工作负荷，；为安全系数，一般取。将以上各数据代入上式，得：至此，机头压力缸的计算完成。（2）机头变幅缸设计机头变幅缸的设计计算与压力缸计算方法相同。1）首先，确定机头变幅缸的最大外负载，通过对机头部分的受力分析，可以得。各数值均与计算机头压力缸过程中取值相同，即；；；；。根据书提供的液压缸规格尺寸，选取，的液压缸。机头变幅缸行程的确定行程。机头变幅缸壁厚的确定取。缸筒壁厚的验算为保证工作安全：为避免在工作过程中缸筒发生塑性变形：～所以～～。根据以上验算可以看出，当系统压力为时，机头变幅缸各方面参数合理。活塞杆强度计算所以活塞杆的弯曲稳定性经验算满足稳定条件。（3）大臂举升缸的设计行程S的计算参照下图3-10，图中为大臂支点与举升缸间的距离，，、分别为机械臂位于上极限位置与下极限位置时，机械臂举升缸的长度、举升缸的行程与、关系为，、的计算过程如图3-10：图3-10液压缸的行程利用图3-10中的几何关系，可以推导出与的计算公式：所以。缸径的确定在对机械臂的受力分析过程中，可以看出，机械臂举升缸的最大外负荷。参照的液压缸规格，选取，。举升缸壁厚δ的确定取。举升缸的验算为保证工作的安全：为避免缸筒在工作时发生塑性变形，值应满足：～。所以～～由以上的设计及计算可以看出，举升缸参数比较合理。由于机械臂举升缸～，所以应对其活塞杆进行弯曲稳定性验算：此活塞杆尺寸满足稳定性要求。至此，液压缸部分设计完成。3.2.2泵及驱动电机的选择（1）液压泵流量的确定在此液压系统中，三个液压缸可以同时工作，按照多液压缸同时动作的情况来计算泵的流量，其公式为：（3-12）其中：为泄漏系数，一般取1.1～1.3之间，在此系统中选取；为同时工作的三个液压缸的最大总流量，。将以上各数据代入式（3-26），得：根据液压泵规格，选取CB—98型齿轮泵，其各种参数见表3-1：表3-1齿轮泵基本参数型号排量额定转速额定压力容积效率驱动功率质量%CB—9898.1145010≥9027.118.3（2）油箱容量及尺寸的确定以泵的总额定流量为依据，充分考虑到介质循环过程中散热、沉淀、排气等需要，按2～7总容积流量设计油箱，本次设计的液压系统属低压系统，取2～4泵的额定流量。泵的额定流量：所以油箱容积：（3）驱动电动机的选择1）电动机电压选择由于工厂车间内有380V的供电系统，故选取电动机电压V=380V。2）电动机转速选择电动机的额定转速是根据生产机械的要求而选定的，在确定电动机的转速时，一般需考虑减速装置传动比，两者相互配合，经过技术、经济全面比较才能确定，但对一些不需调速的高、中速机械可以选用相应的电动机不需机械减速装置而直接传动。根据以上选取方法，综合考虑泵的转速及驱动功率，选取Y180L-4三相异步电动机。[7]第4章回转机构设计在本次设计中，回转部分的主要作用是带动机械臂及机头部分的回转，其功能体现在以下几方面：（1）在打壳机工作过程中，控制机械臂及机头部分的回转，以扩大冲击器的工作范围。（2）实现机械臂及机头部分在水平面内的360°回转。回转机构结构简图，如图4-1：1-电动机，2-减速器图4-1回转机构简图4.1电动机的选取4.1.1选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机电压380V，Y系列。4.1.2计算电动机的功率（1）回转机构回转时所要克服的总旋转阻力矩：（4-1）其中：为旋转支承装置中的摩擦阻力矩；为风力阻力矩；为由道路坡度造成的旋转阻力矩。在此次设计的打壳机回转机构中，和可以不计算，忽略。（4-2）其中：为径向轴承中的摩擦阻力矩；为止推轴承中的摩擦阻力矩；为水平滚轮支承的摩擦阻力矩。参照起重机械旋转驱动装置的计算，可以求出。（2）功率的计算首先计算静功率（4-3）其中：为打壳机每分钟旋转速度，按课题要求，机头部分回转线速度为，据此可求出=；为旋转机构传动效率，。将以上各数据代入上式，得：考虑到机械起动的影响，选用较大功率（4-4）其中：为安全系数，查表取，。将以上各数据代入上式，得：所以选取Y90S-4电动机。4.2减速机构设计4.2.1确定总传动比传动装置的总传动比可根据下式计算得出：（4-5）其中：为电动机的满载转速，；为工作机轴的转速，根据课题提供的要求，机头的冲击器部分的旋转角速度应该为。将以上各数据代入上式，得：4.2.2减速机构设计（1）由于回转机构减速比比较大，故选用减速器与齿轮减速共同作用的结构，根据电动机的输出功率，选择直联型二级针轮减速机，其型号为ZLED0.75-63-187，其传动比。（2）齿轮部分的减速比。根据传动比的分配方法，并综合考虑本机构的具体情况，确定图4-1中各齿轮的齿数。确定齿数及传动比：；；；；；；。1）直齿圆锥齿轮的设计、计算及校核选材料、热处理方法、定精度等级[8]大小齿轮材料均为20Cr，渗碳淬火，56～62HRC，由表查得，，，精度等级为8级，即8CGB11365。初步设计按接触强度进行设计（4-6）其中：为配对材料修正系数，查表得，；为载荷系数，；—齿数比，；—齿宽系数，；为转矩，；—许用接触应力系数，。将以上各数据代入上式，得几何尺寸计算分锥角：（4-7）模数：（4-8）其中：为分度圆直径，；为齿数，。将以上各数据代入上式，得：取。分度圆直径：（4-9）外锥距：（4-10）齿宽：（4-11）按齿根弯曲疲劳强度校核[9]（4-12）其中：为齿宽中点周向力，；为有效齿宽，；为齿宽中点模数，；为工况系数，查表得，；为动载系数，查表得，；为齿间载荷的分布系数，查表得，；为齿向载荷的分布系数，通过计算得出；为展成齿轮的齿轮修正系数，；为齿顶加载时应力修正系数，；为重合度系数，查表得；为螺旋角系数，；为弯曲强度计算的锥齿轮系数，。将以上各数据代入上式，得（4-13）其中：为齿根弯曲疲劳极限，查表得；为最小安全系数，查表得；为修正系数，；为寿命系数，；为尺寸系数。将以上各数据代入上式，得所以该齿轮满足使用要求。2）直齿圆柱齿轮的设计、计算及校核精度等级及齿轮、材料的选择：因为其为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料选择：40Cr渗碳淬火，硬度为56HRC，，。齿数选择：、按齿面接触强度设计（4-14）其中：为载荷系数，；为小齿轮传递的转矩，；为齿宽系数，；为材料的弹性影响系数，；为接触疲劳强度极限，；为齿轮齿数之比，。将以上各数据代入上式，得取，所以，。按齿轮弯曲强度的校核（4-15）其中：为分度圆的圆周力，；为工作齿宽，mm；为法面模数，mm；为工况系数，查表得，；为动载系数，查表得，；为弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，查表得，；为弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，；为齿形系数，；为应力修正系数；；为重合度系数，；为螺旋角系数，。将以上各数据代入上式，得（4-16）其中：为寿命系数，查表得，；为材料齿根弯曲疲劳强度，；为安全系数，查表得，；为相对齿轮圆角敏感系数，查表得，；为尺寸系数，查表得，；为应力修正系数，查表得，；为相对齿根表面状况系数，查表得，。将以上各数据代入上式，得所以满足使用要求。第5章行走机构设计5.1行走机构介绍在此打壳机中，行走机构是车体运行必不可少的部分，主要作用是带动打壳机整体在槽面导轨上运行，带动冲击器，使机头冲击器能够全面彻底地清理槽底残渣，如图5-1所示。图5-1行走机构5.2驱动电动机及减速系统的选择与车轮5.2.1驱动电动机（1）选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，电压380V，Y系列。