掘进机总体结构设计

摘要掘进机是用机械打碎石头和土块，然后将碎石土砾运到后边并能支撑打出的隧道，它是目前最常使用的井下挖进设备。它在井下的移动部是我们设计的重点。我们查阅并了解之前掘进机行走部及行走减速器的工作原理后，在其基础上加以改进，使其能在各种井下条件作业。我们分析题目并查阅大量相关文献书籍和资料，进一步了解掘进机行走部的设计及行走减速器的设计原理。减速器的行星传动成为设计重点。我们首先描述行走部的履带行走机构的一般结构，简易的叙述总体方案设计，然后精心设计减速器的工艺，达到预期目标。通过研究改进掘进机行走机构，使其能在井下更平稳的移动和更好的维持机身的稳定性，从而能更可靠安全的工作。关键词：掘进机；行走机构；减速器 AbstractTheroadheaderisakindoftunnelthatusesmachinerytobreakstonesandsoilblocks,andthentransportgraveltothebackandsupportthetunnel.Itisthemostcommonlyusedundergrounddiggingequipmentatpresent.Themobilepartofitisthekeypointofourdesign.Afterlookingupandunderstandingtheworkingprincipleofthetravelingpartandthetravelingreduceroftheroadheader,weimproveditonthebasisofitsothatitcanworkundervariousundergroundconditions.Weanalyzethesubjectandconsultalargenumberofrelevantliteraturebooksandmaterialstofurtherunderstandthedesignoftheroadheader'stravelingpartandthedesignprincipleofthetravelingreducer.Theplanetarytransmissionofreducerbecomesthekeypointofdesign.Wefirstdescribethegeneralstructureofthecrawlermechanismofthewalkingpart,simplydescribetheoverallschemedesign,andthencarefullydesignthetechnologyofthereducertoachievetheexpectedgoal.Throughtheresearchandimprovementofthedrivingmechanismoftheroadheader,itcanmovemoresmoothlyandmaintainthestabilityofthemachinebody,sothatitcanworkmorereliablyandsafely.Keywords：boringmachine;travelagencies;reducerPAGEPAGEIII目录第1章绪论1.1问题的提出 11.2国内外发展状况 11.3悬臂式掘进机行走机构的发展特点 21.4悬臂式掘进机行走机构的发展趋势 3第2章方案论证2.1驱动方式的分析 42.1.1液压驱动 52.1.2电驱动 22.2传动方式分析与选择 52.3本章小结6第3章掘进机总体结构设计3.1行走部的工作要求 73.2掘进机行走部的组成及行走原理 73.2.1掘进机行走部的组成 73.2.2掘进机的行走原理 73.3行走机构的型式选择 83.3.1行走型式的选择 93.4行走机构的设计计算 93.4.1履带节距的计算 93.4.2履带牵引力的计算 93.5行走机构各种阻力计算 113.6驱动轮各主要参数的确定 113.7行走机构液压马达的选择 143.8重轮的设计计算 143.9张紧装置 154.1本章小结16第4章行走减速器的设计计算4.1行走减速器方案的确定 164.1.1输出轴的转速计算 164.1.2传动比的分配 164.1.3圆柱齿轮传动部分的计算 174.2一级圆柱齿轮传动圆柱齿轮的设计计算 184.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 184.2.2按齿面强度设计 194.2.3根据弯曲强度设计 224.2.4几何尺寸计算 234.3行星齿轮传动的设计计算说明 244.3.1行星齿轮传动的概述 244.3.2行星齿轮传动方式的选择 244.3.3传动比的分配 254.3.4高速级计算 264.3.5低速级计算 294.4轴的设计计算 324.4.1轴的介绍 324.4.2轴材料的选择 324.4.3各轴的计算 334.4.4轴的校核 344.5轴承的选择 354.5.1滚动轴承类型的选择 354.5.2滚动轴承的校核计算 354.6键的选用 374.6.1键的选择 374.6.2键的校核 374.7本章小结37结论 ..38参考文献 39致谢 40PAGEPAGE40第1章绪论1.1问题的提出掘进机的行走装置支撑机器的自重并带着转载机行走。当掘进机工作时，它要承受切割机构的动载荷、反作用力和倾覆力矩。所以，我们在设计时，要满足机器安全稳定的工作和通过性能。悬臂式掘进机是煤矿掘进巷道的常用设备，它的发展对矿井巷道的掘进速度和效率有大幅度提高[1]。掘进机要具备截割、装载、行走和操作一体的功能，有的还具有支撑保护、喷雾除尘功能。主要结构包括工作机构、装载机构、输送机构、行走机构和转载机构,根据所掘断面的形状分为全断面掘进机和部分断面掘进机[2]。1.2国内外的发展状况国内掘进机的发展概况和现状。我国悬臂式掘进机主要经历了以下三个阶段。表1-1我国掘进机发展阶段特点第一阶段第二阶段第三阶段时间60年代初期到70年代末70年代末到90年代初由90年代初至今发展经历这一阶段主要是以引进国外掘进机为主,也定型生产了几种机型,在引进的同时进行消化吸收,主要以切割煤的轻机型为主[3]。主要以当时煤炭科学研究总院太远分院研制的1型2型和3型为代表，为我国悬臂式掘进机第二阶段的发展打下了良好的技术基础这一阶段我国不但从英国、奥地利等国引进掘进机进行消化吸收，同时还与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步地实现了国产化，其典型的代表是与奥地利、日本合作生产的AM50型及S100-41型,其后,我国自行设计制造了几种悬臂式掘进机,其典型代表是EMA-30型及EBJ-100型这一阶段中型悬臂式掘进机发展日趋成熟，重型机型大批出现,悬臂式掘进机的设计与制造水平已相当先进,并且具备了根据矿井条件实现个性化设计的能力,这一阶段的代表机型较多,主要有EBJ型、EL型及EBH型续表1-1第一阶段第二阶段第三阶段特点主要特点是重量轻、体积小、截割能力弱、技术含量偏低，适应煤巷掘进[4]可靠性较高,已能适应我国煤巷掘进的需要；半煤岩巷的掘进技术已达到相当的水平；出现了重型机，中型掘进机型号日趋齐全[5]设计水平较为先进,可靠性大幅提高，功能更加完善，功率更大，一些高新技术已用于机组的自动化控制并逐步发展全岩巷的掘进[6]1.3悬臂式掘进机行走机构的发展特点在不断改良和发展后，已能根据矿井的现场情况和需求，设计、制造产品，工艺水平也在不断提高。其发展特点为：(1)适度增加功率为了使其能在更多条件下使用，我们研究改进悬臂式掘进机的驱动功率,让它的功率变得更大。由最开始的100kW以下的轻型机型变成现在功率更大的中型机型,重型机型。我们还将继续研究使其满足更多需求。(2)行走机构的发展方向主要以液压和电动两个发展方向。液压发展方向：液压传动控制简单，易于实现自动化，可以减轻工作强度，提高工作效率，还能过载保护，安全性较高;可随意调速，调速范围广，马达质量轻巧、占用空间小，可达到装载、行走的要求。电动发展方向：电子产品质优、占用空间小、功能超多。将最新的电子技术运用到掘进机上，能方便的监控和检测掘进机的工作状态，大大提高其安全性，自动化程度也能提高许多。虽然液压与电动都有优、缺点，但通过不断的研究与改进，这些缺点都将被改变，现在悬臂式掘进机在电、液两方面发展速度都非常快。1.4悬臂式掘进机行走机构的发展趋势(1)功能更全配套更完善渐渐地，掘锚一体化、能适应各种断面和更大坡度范围，并且适应各种复杂条件都将成为掘进机的发展目标。相应的，要把前后配套的转载、装运设备做的更好，使其功能集中化，方便管理，挖掘其潜力，提高生产效益。(2)增加元器件的寿命和可靠性由于我国配置高低不一新机型，寿命和可靠性都存在着许多问题。一些关键零件还要从国外进口，使得国产机型维修与生产成本提高。因此，我们要加快相关元器件的研究来减少这样的情况。(3)研究不一样的机型煤矿在开采过程中经常会碰到像煤层变化、水、瓦斯、煤岩硬度不一等情况，因此就要使机组具有不同的功能和整体参数的合理匹配，今后的机型将会根据不同的要求进行不同的性能配置，实现设计和制造个性化和多元化[7]。第2章方案论证方案Ⅰ：采取液压马达驱动一级直齿圆柱齿轮和二级行星齿轮传动如图2-1所示图2-1方案Ⅰ方案Ⅱ：采取电动机驱动直齿圆柱齿轮和一级行星齿轮传动如图2-2所示图2-2方案Ⅱ

2.1驱动方式的分析2.1.1液压驱动液压驱动统一了行走机构的能量源，液压马达体积小，驱动机构能更好的布局，不怕频繁启停。目前，掘进机行走机构的液压驱动有高速、中速马达带减速器驱动和低速液压马达直接驱动这三种。其特点见表2-1：表2-1液压马达技术参数马达类型排高速马达—减速器驱动额中速马达—减速器驱动峰低速液压马达直接驱动特点构结构精简，工作安全可靠，有较强的抗污染性，价格便宜等体积小巧，性能好，使用寿命长，价格便宜等特点。这种减速器的机构形式在国内外已逐渐地标准化结构精简、成本便宜、传动扭矩高、低速稳定性能好、启动速度快。但马达占用空间大，制动装置不好操作，只能用于中、小型掘进机2.1.2电驱动电驱动的特点是：启动力量大、性能好、方便维修、工作可靠。电驱动能大大减少材料使用量。但电驱动形式占用空间大，电动机容易受潮，频繁启动容易出故障，修理次数多。2.2传动方式分析与选择行走机构使用行星齿轮传动进行传动，行星齿轮传动的优点是：体积小巧、质量低、承受重力大和性能好等。它的传动比范围为2.8-12.5,传动效率高达0.79-0.99。(1)传动原理使用2K—H(NGW)型的行星齿轮传动,当液压马达带动高速轴工作时,太阳轮开始旋转,从而带动行星轮转动,因为内齿圈固定,驱动行星架就成了输出运动,行星轮在行星架上一边自转一边公转,按照这种方法可以设计两级、三级或多级的串联行星齿轮传动。(2)组成太阳轮、行星轮、内齿圈和行星架组成行星齿轮传动装置。在行星齿轮传动系统中，承受外力且轴线和定轴线重合的元件称为基本构件。例如2K-H型行星齿轮传动就由两个中心轮2K和行星架H这三个基本构件组成。行星轮2-内齿圈3-行星轮架4-太阳轮5-输入轴6-输出轴图2-1行星齿轮结构原理通过以上分析，结合掘进机的性能要求及工作环境考虑，我们选择方案Ⅰ作为掘进机的设计方案。2.3本章小结本章主要介绍了掘进机行走机构方案的选取。将两种方案进行比较，熟悉这两种方案的优缺点。分别在驱动方式和传动方式进行综合比较，最终结合选择更理想的一种方案。第3章掘进机的总体结构设计3.1关于行走部的工作要求大型掘进机的行走部参数，设计实现已知掘进机的既定参数：机重(t)40行进速度(m/min)6.6行走部接触地面长度(cm)440行走部宽度(cm)59.53.2掘进机行走部的组成及行走原理3.2.1掘进机行走部的组成如图3-1所示，行走机构的组成部分由以上元件和许多连接件组成。1-张紧轮组2-张紧座3-张紧轮托架4-底盘盖板5-侧盖板6-底盘压板7-履带组8-履带架9-履带护板10-液压马达11-行走减速器12-驱动轮图3-1掘进机行走部组成示意图3.2.2掘进机的行走原理如图3-2所示，由液压马达4提供动力，然后由减速器3将运动传到驱动轮2，驱动轮2通过轮齿5与履带6啮合，履带和地面接触，将机身的重量通过之重轮压在履带上来增加履带和地面的摩擦力，防止履带打滑。张紧履带和导向都可通过张紧轮1来控制。1-张紧轮2-驱动轮3-减速器4-液压马达5-支重轮6-履带组图3-2掘进机行走部3.3行走机构的型式选择掘进机的行走机构有迈步式、导轨式和履带式三种。其特点如表3-1：表3-1三种行走机构的工作特点名称工作方式工作特点适用范围迈步式利用液压迈步装置来工作的采用框架结构，由于向前推进时，支架反复交替地作用于顶板,掘进机对顶板的稳定性要求较高，局限性较大主要用于岩巷掘进机,在煤巷、半煤岩巷中也有应用导轨式履带式借助导轨工作采用履带行走工作将掘进机用导轨吊在巷道顶板上，躲开底板，达到冲击破碎岩石的目的。这就要求导轨具有较高的强度具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重主要用于冲击式掘进机适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨掘进机使用履带式行走机构，这样可以减小对地面的压力，对巷道地面适应性强，牵引力和爬坡能力强悍，方便调节。在传动方式上有液压传动和机械传动两种[8]。此次采用履带式结构。3.4行走机构的设计计算3.4.1履带节距的计算（3-1）式中G—为机器自重，400KN。因此t0=mm查阅国家相关煤炭行业标准，选择节距为t=173mm的履带。3.4.2履带牵引力计算每一条履带的驱动力=+()（3-2）式中f—履带滚动阻力系数，煤底板取0.08；G—机身重量,400000N；μ—转向阻力系数，煤底板取0.6；L—履带接地长度,4400m；e—机器重心的纵向偏移距离，==mB—履带接地宽度，595mm。带入公式得=kN3.4.3履带功率计算每条履带的功率=（kW）（3-3）式中K—工作条件恶劣补偿系数，一般取1.2；ɳ１—行走减速器效率，取为0.97；ɳ２—履带传动效率，取为0.92；V—履带的行走速度6.6m/min。带入公式得=kW3.4.4接地公称比压（3-4）式中G—机身重量400000N；L—行走部地面接触长度440cm；b—行走部地面接触宽度59.5cm。N/cm23.4.5接地最大比压Pmax=（3-5）式中B—两履带中心距160cm；n—履带的纵向偏心距60cm。Pmax=N/cm23.5行走机构的阻力计算(1)掘进机在平巷时的移动阻力R=G×μ(3-6)式中μ—动摩擦系数在煤底板和碎石底板取0.85则R=G×μ=400000×0.85=340000N(2)掘进机在爬450坡时的阻力R0R0==400000×0.85×cos450+400000×sin450=523259N(3)掘进机静止在斜坡上时的下滑力RxRx=GSinθ=400000×sin45°=282843N(4)掘进机在斜坡上时的下正压力RyRy=GCosθ=400000×cos45°=282843N3.6驱动轮主要参数的确定(1)驱动齿数Ｚ为使履带平稳行动，减少铰链间磨擦，就要加大驱动轮的直径，让底盘变高同时增加机身重量。可通过添加缠绕在驱动轮上履带板的数目Z`来调节。一般Z`在12～15之间，取值为0.5的倍数。当Z＝2Z`时，还能延长驱动轮的寿命。往往当齿数为偶数时，驱动轮上是有一半不工作的，如果这一半磨损过度，就要拆下来重新装，让另一半没磨损的工作，这样就让履带有了两倍寿命。当齿数为奇数时，驱动轮上齿轮流与节销啮合较好，也能使履带寿命延长，但效果不如偶数时，齿数一般选为23[9]。(2)驱动轮节圆半径rk取rk=320mm(3)驱动轮的齿轮形状设计驱动轮齿轮形状要符合以下几点：=1\*GB3①要尽量避免驱动轮和履带间的碰撞，使其平稳啮合；=2\*GB3②让齿面接触应力变小；=3\*GB3③履带的节销与驱动轮齿在工作时节距不能变大，防止掉链。驱动轮齿的齿面设计为凹形，可以很好的减小接触应力。为了使齿轮和履带间的节距变大时也能保持啮合状态，轮齿往往要设计的高一点儿。节圆直径齿谷半径R=0.585d=0.585×55=32.175mm式中d—节销（销套）直径，为55mm。根圆直径顶圆直径齿谷距离(4)驱动轮的强度计算：(3-7)式中σ—挤压应力，MPa；G—机身重量，400000N；b—齿宽，b=200mm，与履带槽宽一样；d—销套直径，55；[σc]—许用挤压应力，σc=1200MPa。MPa<能够满足设计要求。3.7行走机构液压马达的选择3.7.1输出扭矩的计算(3-8)式中F—每台液压马达分担的最大牵引力，450.9kN；D0—行走机构的驱动轮直径，656mm；ί—液压马达输出轴至齿轮的总传动比，柱塞初选传动比=45；ɳq—液压马达输出轴至齿轮的总传动效率，取为0.92；ɳn—牵引机构啮合的效率，取为0.967。则马达的输出转矩,带入公式得N·m3.7.2液压马达排量计算(3-9)式中∆p=p1－p2—液压马达的有效工作压力，MPa；P1—液压马达进口压力，Mpa；取P1=15MPa；P2—液压马达出口压力，Mpa；取P2=1MPa；ɳm—液压马达的机械效率，一般柱塞液压马达为0.9~0.95,取ɳm=0.9；带入数值得：=ml/r根据Vm，T，∆p上述要求选择XM-F1500-1型液压马达。查阅有关资料，XM-F1500-1型液压马达的技术参数见表3-2：表3-2液压马达技术参数型号排量ml/r额定压力Mpa峰值压力Mpa额定扭矩N·m额定转矩r/min最高转速r/min最大功率kW重量kgXM-F1500-115002025357725032087180液压马达最大实际转速：=r/min根据液压马达的实际输出扭矩确定实际压差∆p：MPa3.8重轮的设计计算目前世上主要有直轴式和凸肩式这两种支重轮结构形式，直轴式构造精简，元器件少，制造加工容易，但不能承受较大轴向力；凸肩式承受轴向力和冲击载荷矫强，但结构复杂，制造困难。此次设计选择直轴式。由四轮一带统图选取支重轮的参数如下：支重轮的凸缘工作宽度b=200mm支重轮轴长300mm，允许制造误差范围0.5mm以内，与履带接触轮宽82mm，支重轮直径180mm，支重轮个数10个，其安装尺寸见参考资料[10](1)支重轮强度计算为降低支重轮的磨损程度，按下式计算轮缘对履带的接触应力：(3-10)式中σc—轮缘对履带的接触应力,MPa；b—支重轮轮缘的工作宽度，b=200mm；Rr—支重轮半径，Rr=180mm；n－支重轮个数，10；[σc]—许用接触应力，取[σc]=2.3MPa。MPa<[σc]=2.3MPa满足设计要求。3.9张紧装置(1)张紧装置由叉形臂，涨紧油缸，推杆，缓冲弹簧，以及其各自的支座等组成。(2)弹簧预紧力不变时，履带的张紧程度是由缸里黄油量决定的，因此，工人在开工前要检查履带里的黄油量，所以此次主要是计算弹簧的参数。(3)缓冲弹簧可为履带提供一定的张紧力，也要有一定的预压缩量缓冲。(3-11)式中G—机器重量400000N。取Py=0.7×400000=280000N缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力：取N3.10本章小结本章主要介绍掘进机行走机构总体方案的设计，主要包括：行走机构型式的选择、对履带的节距、牵引力、行走阻力和功率的计算，接着确定驱动轮的各项参数，液压马达的选择，对重轮和张紧装置进行设计计算。第4章行走减速器的设计计算4.1确定的行走减速器方案4.1.1计算输出轴的转速履带的驱动轮节圆半径为，其计算如下。(4-1)(4-2)式中Z—驱动轮齿数23；Z`可以为整数也可以为0.5的倍数；t0—履带的节距173mm；G—机器自重，400kN。驱动轮节圆半径为：取rk=320mm，由此可算出减速器输出轴的转速n0r/min4.1.2传动比的分配减速器的总传动比i=减速器的传动如图4-1：A1－高速级中心轮X1－高速级行星架B1－高速级行星轮C1－高速级内齿轮A2－低速级中心轮X2－低速级行星架B2－低速级行星轮C2－低速级内齿轮图4-1行走减速器传动系统图选用传动方案为两级NGW型行星齿轮传动和一级圆柱齿轮传动相串联的方式。行星变速箱具有抗变形能力强，齿间载荷小，传动比大，传动效率高，结构紧凑，在矿山机械中得到了很广泛的应用[10]。在全部传动过程中，ί01=1(ί01表示油压马达对第一级小齿轮的传动比)，ί12(第一级齿轮传动的传动比)初取ί01=2，ί23=1（表示圆柱大齿轮2与第二级中心轮的传动比),ί45=1(ί45表示减速器与输出轴的传动比)，则两级行星传动的总传动比4.1.3圆柱齿轮传动部分的计算传动总效率:式中ɳ01—油压马达对第一级小齿轮的传动效率，ɳ01=0.99；ɳ柱—8级圆柱齿轮的传动效率，ɳ柱=0.97；ɳ轴—一对滚动轴承的效率，ɳ轴=0.99；ɳ行—NGW行星的传动效率，ɳ行=0.98。设计传动系统的运动力学参数，及各轴的转速，功率和转矩计算：0轴（马达输出轴）P0=87kWn0=nm=250r/minN·m1轴（一级圆柱齿轮减速器高速轴）r/minkWN·m2轴（一级圆柱齿轮低速轴）r/minkWN·m5轴（减速器输出轴）kWN·m4.2一级圆柱齿轮传动圆柱齿轮的设计计算4.2.1齿轮类型、精度等级、材料和齿数的确定(1)选择直齿圆柱齿轮；(2)履带行走速度和液压马达的速度都较低，使用8级精度；(3)确定材料。由《机械设计》[11]可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮的材料为45＃钢(调质)，硬度240HBS。(4)确定小齿轮齿数Z1=23（为提高传动平稳性，减小冲击振动，以小齿轮的齿数多一些较好），(4-3)式中Z1—小齿轮的齿数23；μ—级圆柱齿轮的传动比为2。取4.2.2按齿面的强度设计小齿轮的分度圆直径（4-4）设取的是标准圆柱齿轮，则ZH(区域系数)在直齿轮α=20。时取2.5。则（4-5）式中Kt—载荷系数；T1—小齿轮传递转矩；Ød—齿宽系数；ZＥ—材料弹性影响系数；σH—齿轮接触疲劳强度。=1\*GB3①确定公式内各计算数值（4-6）式中KA—使用系数，可取KA=1.25；KV—动载系数，取KV=1.15；Kα—齿间载荷分配系数，可选Ｋα＝1.2;Kβ—齿向载荷系数，，试取Kβ=1.15。则=2\*GB3②计算小齿轮的传递转矩N·m=3\*GB3③选Ød=1[12]=4\*GB3④查材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa1/2[12]=5\*GB3⑤按照齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限为σlim1=600MPa[12]=6\*GB3⑥计算应力循环的次数设掘进机使用寿命是15年(一年按300天算)两班制，则=7\*GB3⑦查接触疲劳的寿命系数=8\*GB3⑧计算接触疲劳的许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，则(2)计算=1\*GB3①试计算小齿轮的分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值=2\*GB3②计算圆周速度vm/s=3\*GB3③计算齿宽bmm=4\*GB3④计算齿宽和齿高比b/h模数齿高=5\*GB3⑤计算载荷系数查得，假设N/mm，查得[11]由v=1.54m/s，8级精度，可查得KV=1.08;由b/h=10.22KHβ=1.366，查得KFβ=1.4，故载荷系数=6\*GB3⑥根据实际的载荷系数去校正所算的分度圆直径：mm=7\*GB3⑦计算模数m取m=5.54.2.3根据弯曲强度设计弯曲强度设计公式：(4-7)(1)查阅个公式中数值=1\*GB3①查阅小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE2=380MPa；=2\*GB3②查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82,KFN2=0.85；=3\*GB3③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.35，则MPaMPa=4\*GB3④计算载荷系数K=5\*GB3⑤查齿形系数查得YFα1=2.69,YFα2=2.312；=6\*GB3⑥查应力校正系数查得YSα1=1.575,YSα2=1.71;=7\*GB3⑦计算大小齿轮的YFαYSα/[σF]，并比较显然，大齿轮的数值较大。(2)设计计算由齿面接触疲劳强度计算出结果m=5.369，查表取m=5.5。根据齿面接触强度计算的分度圆直径d1=123.5mm，确定小齿轮齿数：取Z1=23,取Z2=47。4.2.4几何尺寸的计算(1)计算分度圆直径：小齿轮：mm大齿轮：mm(2)计算齿顶圆直径：小齿轮：mm大齿轮：mm(3)计算齿根圆直径：小齿轮：mm大齿轮：mm(4)计算齿宽：小齿轮：mm大齿轮：mm(5)验算：N/mmN/mm>100N/mm经过比较可以符合设计要求。4.3行星齿轮传动设计的计算说明4.3.1行星齿轮传动的简述行星齿轮在传动时轴线是变化的。传动时，内齿圈固定，行星架上的行星轮为绕着自身和太阳轮的轴线做复合运动，行星架开始回转，实现减速。4.3.2选取行星齿轮传动方式各行星齿轮传动特点和用途见下表4-1:表4-1各行星齿轮传动特点及用途型号NGW型NW型WW型NN型N型NGWN型双级NGW型ZUNGW型特点效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便传递功率范围大效率高径向尺寸小，传动比范围大传动比范围大，但外型尺寸及重量较大，效率低，制造困难传动比范围大，效率虽比WW型高，但仍然较低传动比范围较大，结构紧凑，行星轮的中心轴承受径向较大结构紧凑、体积小、传动比范围大但效率低于NGW型。工艺性差由NGW串联，传动比范围大并具有NGW型特点用途可用于种工作条件，在机械传动中应用最广一般不用作动力传动可用于短期工作适用于中小功率，短期工作适用于中小功率，短期工作主要用于差动装置此设计的行星部分总传动比是28.6，故用两级NGW型传动。4.3.3传动比的分配用角标Ⅰ表示两级NGW行星传动中高速级参数，用角标Ⅱ表示低速级参数。设高速级和低速级齿轮材料和齿面硬度一样，则σHlimⅠ=σHlimⅡ，取：（4-8）（4-9）所以式中Øｄ—齿宽系数；KC—载荷不均匀系数；KHβ—接触强度的齿向载荷分布系数；KV—动载系数；ZN—接触强度的寿命系数；Zω—工作硬化系数；σHlim—计算齿轮的接触疲劳极限。查得高速级传动比[15]则低速级传动比4.3.4高速级计算(1)配齿计算选择行星轮的数目，取nω=3确定各齿数，按如下配齿方法进行计算：(4-10)适当的调整ίb1a1H1=4.0909,使C＝30则由于Za1=22>17，查资料[14]可知此组合的齿数组合为标准齿数组合，采用非变位齿轮。(2)按接触强度求a-c传动的中心距和模数=1\*GB3①输入扭矩N·m设载荷不均匀系数KC=1，在一对a-c传动中，太阳轮传动的扭矩m查得接触使用系数[13]齿数比=2\*GB3②太阳轮和行星轮的齿面硬度54～60HRC，采用渗碳后淬火，内齿轮的齿面硬度248～280HBS，用35CrMo调质。=3\*GB3③选取σHlim=1300MPa，取齿宽系数=4\*GB3④计算中心距mm则模数取m=5。(3)计算各轮尺寸=1\*GB3①分度圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：=2\*GB3②齿顶圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：=3\*GB3③齿根圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：(4)校核计算应力循环次数设掘进机使用寿命是15年(一年当300天算)，一天两班，则查得接触疲劳的寿命系数[15]N/mm（4-11）式中SH—安全系数；σHlim—试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm；KHN—接触强度计算的寿命系数0.88；ZLVR—润滑油膜影响系数0.85；Zω—工作硬化系数1.13；ZX—接触强度计算的尺寸系数1.0；σH—计算接触应力，N/mm；SHlim—接触强度最小安全系数，取为1。经过比较符合设计要求。在此传动中，b-c是内啮合，承载能力最大，故不校核外啮合。4.3.5低速级计算(1)配齿计算选择行星轮数目，取nω=3;确定各齿数，按如下所述配齿方法进行计算：(4-12)适当调整ίb2a2H2=3.5172,使C＝34，则由于Za2=29>17，由资料[14]可知此组合的齿数组合为标准齿数组合采用非变位齿轮。(2)根据接触强度计算a-c传动的中心距和模数=1\*GB3①输入N·m设载荷不均匀系数KC=1，在一对a-c传动中，太阳轮传动的扭矩N·m查得接触使用系数k=2.0[13]，齿数比=2\*GB3②太阳轮和行星轮都使用渗碳后淬火，齿面硬度HRC56~60，内齿轮用35CrMo调质处理，齿面硬度248~280HBS。(3)选取MPa，取齿宽系数[11]=4\*GB3④计算中心距mm则模数取m=5。(3)计算各轮尺寸=1\*GB3①分度圆直径：太阳轮：mm内齿圈：行星轮：=2\*GB3②齿顶圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：=3\*GB3③齿根圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：(4)校核计算应力循环次数设掘进机使用寿命是15年(一年当300天算)，一天两班，则则可查得接触疲劳寿命系数N/mm[16]式中SH—安全系数；σHlim—试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm；KHN—接触强度计算的寿命系数0.88；ZLVR—润滑油膜影响系数0.85；ZW—工作硬化系数1.13；ZX—接触强度计算的尺寸系数1；σH—计算接触应力,N/mm；—接触强度最小安全系数，取为1。满足设计要求。4.4轴的设计计算4.4.1轴的介绍轴是机器的重要部件。需要转动的原件就要轴才能转动，传递运动和动力也要轴参与才行。4.4.2材料的选择平常使用碳钢和合金钢作为轴材料。但碳钢的价格低，不怕应力集中的问题，还可用别的办法提高他的性能，所以用的多，尤其是45号钢。轴的常用材料及其部分性能见表4-2：表4-2轴的常用材料及其性能材料牌号热处理方法毛坯直径硬度HBS抗拉强度极限应用说明Q235A440用于不重要或载荷不大场所Q275190520用于不重要的轴35正火143~187520用于一般轴45正火100170~217600用途最广泛，用于较重要的轴45调质200217~25565040Cr调质100241~286750用于载荷较大，冲击较小的轴35SiMn45SiMn调质100229~286800用于载荷较大，冲击较小的中、小型轴40MnB调质200241~286750用于较重要的中小型轴35CrMo调质100207~269750用于重载荷的轴选择轴材料40Cr，调质处理，241~286HBS。4.4.3轴的计算轴的直径（4-13）取A0=98。(1)轴2(即一级圆柱齿轮传动的齿轮轴)mm轴肩mm则第二级行星传动中装太阳轮的轴mm取d3=80mm。(2)第三级行星轮传动中装太阳轮的轴(4-14)(4-15)r/minmm取d4=78mm,阶梯轴mm(3)第三级行星轮传动中，输出轴d5kWr/minmm取d5=147mm,轴肩取d`5=168mm。4.4.4轴的校核由以上计算，以及传动方案的特点，可以看出第三级太阳轮轴传递的扭矩大，轴径小，故此处应为危险截面。(4-16)(4-17)(4-18)式中T1—太阳轮传递的转矩；d1—太阳轮节圆直径，对标准齿轮即分度圆直径；α—啮合角，α=20。。NN因为太阳轮是浮动的，他的轴长度比齿轮的厚度短，所以不存在弯曲的问题。抗扭截面系数轴最大切应力MPa<800MPa经过比较符合设计要求。4.5轴承的选择4.5.1滚动轴承类型的选择按照设计图纸及国家标准选用6020、6019、61908GB/272-93深沟球轴承和7232C、7010CGB/T292-94角接触球轴承。4.5.2滚动轴承的校核计算7232C轴承的校核如下：其径向载荷N轴向载荷(转向阻力的均值)N表4-37232C角接触球轴承的基本参数D(mm)d(mm)B(mm)(kN)(kN)29016048202245(1)求比值查得，[14]式中X—径向载荷系数Y—轴向载荷系数(2)计算当量动载荷P(4-19)取[14]则N(3)轴承应有的基本额定动载荷值(4-20)式中ɛ—指数，球轴承时ɛ=3;L`h—轴承预期计算寿命n—轴承的转速3.3r/min设轴承更换周期为一年则h180224.7N由以上的计算结果kN<Cor=245kN经过比较符合设计需要。4.6键的选用4.6.1键的选用(1)平键的选用平键按照轴与连接件的配合按国家标准选取。此设计选择平键有：键25×90GB/T1096，键22×40GB/T1096，键25×30GB/T1096，键18×60GB/T1096。(2)花键的选用花键按齿形分为矩形花键和渐开线形花键两种，此设计输出轴与输入轴上的键联接都采用渐开线花键链接，其压力角都为30。，马达输入轴的花键模数为2.5，齿数为28；输出轴的花键模数为5，齿数为28。4.6.2键的校核(1)花键的类型和特点输出轴是传递扭矩最大的轴，最容易损坏，因此只需校校核输出轴即可。花键失效形式有两种;工作面破坏和过度磨损。因此，静联接时需按工作面上的挤压应力进行强度计算，动联接时的强度计算要按照工作面上的压力计算[14]。静联接时花键的计算强度：(4-21)式中Ψ—载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，一般取Ψ=0.7~0.8，此处取0.75；式中z—花键的齿数,z=28；l—齿的工作长度,mm,此处l=136mm；h—花键齿侧面的工作高度,矩形花键（4-22）D—外花键的大径,mm；d—内花键的小径,mm；C—倒角尺寸,mm；渐开线花键，压力角α=30。H=m;α=45。,h=0.8m,m为模数，则此处h=m=5mm；dm—花键的平均直径，矩形花键，（4-23）渐开线花键，dm=dί；dί为分度圆直径。mm[σp]—花键联接的许用挤压应力，MPa,查参考资料[11],取[σp]=200MPa；T—传递的扭矩，T=1789024N·m则MPa<[σp]=200MPa满足设计要求。4.7本章小结本章主要是对行走部减速器装置的介绍。首