掘進機行走機構設計機械CAD圖紙

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1、本科機械畢業(yè)設計論文CAD圖紙 QQ 401339828 摘 要 掘進機是一種較先進的井下掘進設備。行走機構由履帶、支重輪、托鏈輪、引導輪、驅動輪、張緊裝置、行星齒輪減速器、液壓馬達和履帶架等部分組成。 按照掘進機行走部及行走減速器的工作原理進行初步設計。在此基礎上通過對此題目的分析以及對一些相關書籍和文獻的查閱，進一步研究掘進機行走部的設計及行走減速器的設計原理。設計重點應在于行走部的履帶行走機構設計及行走減速器的行星傳動設計。首先闡述行走部的履帶行走機構的一般結構，簡易的敘述總體方案設計，其次對減速器進行細致的設計，包括行星減速器的選擇、計算、校核。 通過研究

2、掘進機行走部及行走減速器的基本原理，獲得了大量有關設計掘進機行走部及行走減速器的要領。 關鍵詞：掘進機；行走機構；減速器 Abstract Boring machine is a more advanced underground boring equipment. Travel agencies from the track, supporting wheels, asked sprocket, guide wheel, driving wheel, tensioning device, planetary gear reducer, hydraulic motors and

3、track aircraft components. In accordance with the driving and walking to walking part reducer preliminary design works. Based on this analysis and through this topic a number of books and documents on access, further driving to walking part of the design and running gear reducer design princip

4、les. Design should focus on running the Department of Design and crawler running gear reducer planetary transmission design. First, the Department set to walk the general structure of crawler, a simple description of the overall program design, followed by a careful design of the reducer, planetary

5、reducer selection, calculation and check. Department of walking through the tunnel boring machine and the basic principles of running reducer to obtain a lot of walking part of the design driving and walking reducer essentials. Key words：Boring machine; Travel agencies; Reducer II

6、 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 問題的提出 1 1.2 國內外發(fā)展狀況 1 1.3 懸臂式掘進機行走機構的發(fā)展特點 3 1.4 懸臂式掘進機行走機構的發(fā)展趨勢 4 第2章 方案論證 5 2.1 驅動方式的分析 6 2.1.1 液壓驅動 6 2.1.2 電驅動 6 2.2 傳動方式分析與選擇 6 第3章 掘進機總體結構設計 9 3.1 行走部的工作要求 9 3.2 掘進機行走部的組成及行走原理 9 3.2.1 掘進機行走部的組成 9 3.2.2 掘進機的行走原理 10 3.3 行走機構的型

7、式選擇 11 3.3.1 行走型式的選擇 11 3.4 行走機構的設計計算 11 3.4.1 履帶節(jié)距的計算 11 3.4.2 履帶牽引力的計算 12 3.5 行走機構各種阻力計算 13 3.6 驅動輪各主要參數(shù)的確定 14 3.7 行走機構液壓馬達的選擇 15 3.8 重輪的設計計算 17 3.9 張緊裝置 18 第4章 行走減速器的設計計算 19 4.1 行走減速器方案的確定 19 4.1.1 輸出軸的轉速計算 19 4.1.2 傳動比的分配 20 4.1.3 圓柱齒輪傳動部分的計算 21 4.2 一級圓柱齒輪傳動圓柱齒輪的設計計

8、算 22 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 22 4.2.2 按齒面強度設計 23 4.2.3 根據(jù)彎曲強度設計 26 4.2.4 幾何尺寸計算 28 4.3 行星齒輪傳動的設計計算說明 29 4.3.1 行星齒輪傳動的概述 29 4.3.2 行星齒輪傳動方式的選擇 29 4.3.3 傳動比的分配 30 4.3.4 高速級計算 31 4.3.5 低速級計算 34 4.4 軸的設計計算 38 4.4.1 軸的概述 38 4.4.2 軸材料的選擇 38 4.4.3 各軸的計算 39 4.4.4 軸的校核 41 4.5 軸

9、承的選擇 42 4.5.1 滾動軸承類型的選擇 42 4.5.2 潤滑與密封 43 4.5.3 滾動軸承的校核計算 44 4.6 鍵的選用 45 4.6.1 鍵的選擇 45 4.6.2 鍵的校核 46 結論 48 致謝 49 參考文獻 50 CONTENTS Abstract………………………………………………………………… ……...I Chapter1 Introduction ………………………………………………………....1 1.1 Overview and issues raised……………………………………………

10、...1 1.2 Domestic and international development……………………………..1 1.3 Roadheader walking characteristics of the development agencie…..3 1.4 Roadheader trend walking mechanism…………………………....4 Chapter2 Demonstration……………………………………………………...5 2.1 Analysis of driving mode ….…………

11、……………………...........6 2.1.1 Hydraulic drive………………………………………….6 2.1.2 Electric drive ……………………………………………...6 2.2 Transmission mode and select ……………………………………....6 Chapter3 The overall structural design of tunnel boring machine …………9 3.1 The department requirements

12、for the workto walk…………………… .9 3.2 Composition of the department of boring machine running ………….. and walking principle …………………..……………………………………..9 3.2.1 Department of the composition of the boring machine running .9 3.2.2 Principles to walk TBM………………………………………..10 3.3

13、 Type Selection travel agencies ………………………………….…..11 3.3.1 Choose the type of walking ………………………………….11 3.4 Design and calculation of travel agencies …………………………..11 3.4.1 Calculation of track pitch …………………………………..….11 3.4.2 Calculation of traction track ……………………

14、………...….12 3.5 Calculation of travel organizations of various resistanc…….. ……..13 3.6 Determination of main parameters driving wheel………………. .14 3.7 The choice of running gear hydraulic motor ………………………..15 3.8 Design and calculation of roller……………..……………………....17 3.

15、9 Tensioning device …………………………………………………...18 Chapter4 Design and Calculation of walking speed reducer ……………..19 4.1 Program to determine walking speed reducer….……….…………...19 4.1.1 Calculation of the output shaft rotational speed……… ..19 4.1.3 Calculation of gear tra

16、nsmission part…………………………..21 4.2 A cylindrical gear design and calculation…………………………...22 4.2.1 The sele allocation of transmission ratiocted gear type, precision grade, material and number of teeth………………………….22 4.2.2 Design of according to tooth surface

17、strength………………..23 4.2.3 According to the design bending strength of …………….…..26 4.2.4 Calculation of the geometric dimensions of ………………....28 4.3 Calculation of planetary gear design description …………..……….29 4.3.1 Overview planetary gear……………………………..……….29

18、 4.3.2 Planetary gear transmission to the choice……………….. ….29 4.3.3 The allocation of transmission ratio………………………….30 4.3.4 Calculation of high-level………………..……………………31 4.3.5 Calculation of low-level…...……………………………........34 4.4 Shaft design

19、 calculation ...……..…………………………………….38 4.4.1 Overview of shaft……………………………………………….38 4.4.2 Shaft material selection …………………………………. ….38 4.4.3 The calculation of the shaft ………………………………….39 4.4.4 Check of shaft...…………………………………………….......41 4.5

20、 Bearing selection ……………………………….……………………..42 4.5.1 Bearing type selection ………………………………… ........42 4.5.2 Lubrication engineering………………………………... ........43 4.5.3 Check calculation of bearing………………………….. .........44 4.6 Selection of key………………………………………

21、………………...45 4.6.1 Key selection…………………………………...……….........45 4.6.2 Checking key..………………………………………………..46 Conclusion ……………………………………………………………............48 Thanks ………………………………………………………………...........49 References……….………………………………………………….........50 第1

22、章 緒論 1.1 問題的提出 掘進機采用履帶行走機構，它支撐機器的自重和牽引轉載機行走，當掘進作業(yè)時，它承受切割機構的反力、傾覆力矩和動載荷。行走機構的設計對整機正常運行、通過性能和工作穩(wěn)定性具有重要作用。通過對掘進機行走結構進行結構研究分析,借鑒國內外先進技術,結合煤礦生產實際,使其滿足煤礦高產高效生產的需要。懸臂式掘進機行走機構是煤礦掘進巷道常用設備，它的發(fā)展使得礦井巷道的掘進速度和效率大幅度提高[1]。 隨著采煤技術的發(fā)展、煤礦生產規(guī)模的擴大，我國大型煤礦井下大都開始采用全煤巷布置開采方式，此外采煤工作面的推進速度也越來越快，因而使得煤礦井下煤巷掘進工作量大幅度增大，因而對掘進

23、機的工作效率提出了較高的要求，客觀上要求掘進機的工作性能要好，掘進作業(yè)的推進速度要快。但是,我國掘進機與國外掘進機相比較,在技術性能和可靠性等方面還有相當大的差距,需要加快掘進機的整機研究、設計和生產,迎頭趕上國際先進水平。鑒于此，我們必須加大對掘進機的研究。 掘進機是具有截割、裝載、轉載煤巖，并能自己行走，具有噴霧除塵等功能，以機械方式破落煤巖的掘進設備，有的還具有支護功能。主要結構包括工作機構、裝載機構、輸送機構、行走機構和轉載機構,根據(jù)所掘斷面的形狀分為全斷面掘進機和部分斷面掘進機[2]。前者適用于直徑一般為2.5—10M的全巖巷道、巖石單軸抗壓強度50—350MPa的硬巖巷道，可一次

24、截割出所需斷面，且斷面形狀多為圓形，主要用于工程涵洞幾隧道的巖石掘進；后者一般適用于單軸抗壓強度小于60MPa的煤、煤—巖、軟巖水平巷道，但大功率掘進機也可用于單軸抗壓強度達200MPa的硬巖巷道，一次僅能截割斷面一部分，需要工作機構多次擺動，逐次截割才能掘進所需斷面，斷面形狀可以是矩形、梯形、拱形等多種形狀，在煤礦生產中普遍使用懸臂式掘進機[3]。 1.2 國內外發(fā)展狀況 國內掘進機發(fā)展概況與現(xiàn)狀 我國的懸臂式掘進機的發(fā)展主要經歷了三個階段。 第一階段：60年代初期到70 年代末,這一階段主要是以引進國外掘進機為主,也定型生產了幾種機型,在引進的同時進行消化吸收,主要以切割煤的輕

25、機型為主[4]。主要以當時煤炭科學研究總院太遠分院研制的1型2型和3型為代表，為我國懸臂式掘進機第二階段的發(fā)展打下了良好的技術基礎。這一階段掘進機的主要特點是重量輕、體積小、截割能力弱、技術含量偏低，適應煤巷掘進[5]。 第二階段：70年代末到90年代初,為消化吸收階段。這一階段我國不但從英國、奧地利等國引進掘進機進行消化吸收，同時還與國外合作生產了幾種懸臂式掘進機并逐步地實現(xiàn)了國產化，其典型的代表是與奧地利、日本合作生產的AM50 型及S100-41型,其后,我國自行設計制造了幾種懸臂式掘進機,其典型代表是EMA -30 型及EBJ -100 型。這一階段懸臂式掘進機的特點是：可靠性較高,

26、已能適應我國煤巷掘進的需要；半煤巖巷的掘進技術已達到相當?shù)乃?；出現(xiàn)了重型機，中型掘進機型號日趨齊全[6]。 第三階段：由90年代初至今,為自主研發(fā)階段。這一階段中型懸臂式掘進機發(fā)展日趨成熟，重型機型大批出現(xiàn),懸臂式掘進機的設計與制造水平已相當先進,并且具備了根據(jù)礦井條件實現(xiàn)個性化設計的能力, 這一階段的代表機型較多,主要有EBJ 型、EL 型及EBH 型。這一階段懸臂式掘進機的特點是：設計水平較為先進,可靠性大幅提高，功能更加完善，功率更大，一些高新技術已用于機組的自動化控制并逐步發(fā)展全巖巷的掘進[7,8]。 經過三階段的發(fā)展,我國懸臂式掘進機的設計、生產、使用進入了一個較高的水平,已跨

27、入了國際先進行列,可與國外的懸臂式掘進機媲美。 國外掘進機發(fā)展概況與現(xiàn)狀 早在上世紀30年代，德國、前蘇聯(lián)、英國、美國等就開始了煤礦巷道掘進機的研究。40年代生產了世界上第一臺懸臂式掘進機，50年代初現(xiàn)代掘進機雛形出現(xiàn)，代表就是匈牙利研制的采用履帶行走機構的F4型懸臂式掘進機，這種機型除采用橫軸截割方式和調動靈活的鏟板和星輪轉載機構，并采用了刮板運輸機轉運物料。 二十世紀末期以來，在新技術革命的帶動下，煤礦開采和加工利用技術迅速發(fā)展。先進采煤國家積極應用機電一體化和自動化技術，研制開發(fā)了大功率、高性能的開采與掘進裝備，廣泛應用計算機技術實現(xiàn)了礦井生產過程的自動化，實現(xiàn)了礦井的高產

28、高效和集約化生產。 美、澳、英、德等國家研制開發(fā)了機電一體化、自動化新型采掘設備。這些設備采用微機監(jiān)測監(jiān)控、自動化控制、機電一體化設計等先進技術，在增加傳動功率、提高生產能力的同時，設備功能內涵發(fā)生重大突破，并在計算機控制技術支持下實現(xiàn)了煤礦生產過程的自動化控制。綜采成套設備的生產能力已經達到3000t/h以上，在適宜的煤層條件下，采煤工作面可實現(xiàn)年產5～10Mt，出現(xiàn)了“一礦一面、一個采區(qū)、一條生產線”的高效集約化生產模式。發(fā)達采煤國家已經實現(xiàn)了從普通綜采機械化生產向高產高效集約化生產的過渡[9,10]。 1.3 懸臂式掘進機行走機構的發(fā)展特點 懸臂式掘進機行走機構的發(fā)展是緊緊圍繞著

29、我國礦井生產的實際條件、現(xiàn)場的需要及設計、制造的工藝水平而不斷進行的，其發(fā)展主要有以下幾個特點。 1. 驅動功率的不斷提高 為適應更大范圍的工作要求，懸臂式掘進機的驅動功率不斷增大,由最初的100 kW以下的輕型機型增加到現(xiàn)在的中型機型的132-200 kW,重型機型可達200kW以上。 2. 在行走方面的發(fā)展方向 （1） 液壓發(fā)展方向 早期的懸臂式掘進機的行走部的傳動絕大多數(shù)采用液壓方式，這是因為液壓傳動具有控制簡單，易于實現(xiàn)自動化，工作簡便省力，可以方便實現(xiàn)過載保護;易于實現(xiàn)無級調速，調速范圍大，液壓馬達與電機相比質量輕、體積小等優(yōu)點，可以滿足裝載、行走的要求。而那時的電氣

30、設備在使用可靠性、元器件的質量及性能上都較低，且元器件體積較大，不易實現(xiàn)上述的要求制約了它的發(fā)展，液壓傳動成為這一時其主流發(fā)展方向[11]。 （2） 電動發(fā)展方向 液壓傳動方式雖然發(fā)展較快，但由于煤礦井下工作條件惡劣，粉塵大、空氣潮濕、油脂極易被污染，對油脂污染很敏感的液壓件易損壞，液壓件成本高、故障診斷困難等原因而使其發(fā)展應用減緩，這一時期的電子技術的高速發(fā)展為電動發(fā)展提供了有利條件，大容量集成化、變頻調速、PLC控制等一些新技術不斷應用到掘進機的設計制造上，使得監(jiān)控、監(jiān)測的自動化程度極大提高。電子產品質量高、體積小、功能齊全的優(yōu)勢使電動發(fā)展加速，成為另一主要發(fā)展方向。 液壓與電動都

31、有優(yōu)、缺點，但隨著科技的進步，它們的缺點在不斷地被彌補、改進，目前懸臂式掘進機在電、液兩方面發(fā)展速度很快，在行走方面都采用液壓傳動的如EBJ-160 SH型等，也有全部采用電動方式的如AM-50型等，大多數(shù)的機型還是采用電液混合方式，總之這兩種方式互相取長補短，在今后很長一段時一間內將共同并存、相互融匯[12]。 1.4 懸臂式掘進機行走機構的發(fā)展趨勢 1. 更加全面的功能與完善的前后配套 為適合各種條件要求以及加快掘進速度，懸臂式掘進機將會逐步發(fā)展掘錨一體化、適應各種斷面、適應坡度范圍更大的行走機構，并會完善前后配套的轉載、裝運等設備，實現(xiàn)集約化功能，進一步發(fā)揮其效能，提高勞

32、動生產率。 2. 提高元部件的可靠性和壽命 現(xiàn)在新機型行走機構的關鍵元部件大都選用國外的知名品牌，這雖然可提高整機的性能，但使得國產機型在元部件的配置上高低不一、質量不等，為使用、維護和更新機型帶來了許多困難，隨著我國在掘進機元部件研究上的突破，這種狀況會很快改變。 3. 個性化開發(fā)機型 煤礦在開采過程中會碰到各種不同的生產條件，如煤層變化、水、瓦斯、煤巖硬度不一等，這些特殊的情況必然要求機組具有不同的功能和整體參數(shù)的合理匹配，今后的機型將會根據(jù)不同的要求進行不同的性能配置，實現(xiàn)設計和制造個性化和多元化[12]。 第2章 方案論證 方案Ⅰ：采用液壓馬達驅動一級直齒圓柱齒輪及二

33、級行星齒輪傳動如圖2-1所示 圖2-1 方案Ⅰ 方案Ⅱ：采用電動機驅動直齒圓柱齒輪及一級行星齒輪傳動如圖2-2所示 圖2-2 方案Ⅱ 2.1 驅動方式的分析 2.1.1 液壓驅動 液壓驅動行走機構的特點是：統(tǒng)一了動力源，液壓馬達體積小，驅動機構便于合理布置，適合與行走部的頻繁啟動。目前，掘進機行走機構液壓驅動形式通常又分為中，高速馬達帶減速器驅動和低速液壓馬達直接驅動三種形式。 1. 高速馬達——減速器驅動 這種驅動形式的馬達多采用齒輪馬達。其優(yōu)點是：結構簡單，工作可靠，抗污染性強，價格低廉等。但它最大的缺點是運轉一

34、段時間后，其內部摩擦副磨損嚴重，間隙增大，效率很快下降，而且與之配套的減速器要求傳動比要大，結構也相應復雜，所以這種形式應用極少。 2. 中速馬達——減速器驅動 這種驅動形式的馬達多采用柱塞馬達。中速馬達具有體積小，效率高，壽命長，售價低等特點，且減速器的機構形式國內外以趨于系列化，因此這種驅動形式應用很多。 3. 低速液壓馬達直接驅動 該驅動形式的馬達輸出軸直接帶動主鏈輪，從而達到驅動履帶的目的。馬達大都采用多作用內曲線徑向柱塞式液壓馬達。其特點是：結構形式簡單、成本低、傳動扭矩大、低速穩(wěn)定性好、啟動效率高。但馬達體積大，難以保證地隙，制動裝置不易處理，只適合與中、小型掘進機。

35、 2.1.2 電驅動 行走機構采用電驅動的特點是：啟動力矩大、效率高、維修簡單、運行可靠。液壓驅動由于液壓元件制造精度要求較高，加工工藝復雜，維修較困難，使用當中“跑、冒、滴、漏”現(xiàn)象屢有發(fā)生，增加了液壓用油量，而采用電驅動可明顯降低材料消耗量。但電驅動形式結構龐大，電動機易潮濕，且頻繁啟動增加了電動機及其供電系統(tǒng)的故障率。 2.2 傳動方式分析與選擇 根據(jù)國內外以往掘進機設計的經驗來看，行走機構的傳動形式大多數(shù)都為行星齒輪傳動，與定軸傳動相比,行星齒輪傳動具有體積小、質量輕、承載能力大

36、和效率高等優(yōu)點。行星齒輪傳動機構的常用類型有2K-H型、3K型、K-H-V型。其中2K-H型加工裝配工藝較簡單,傳動功率范圍不受限制,在采掘機械傳動系統(tǒng)中應用最為廣泛。其傳動比范圍為2.8-12.5,傳動效率可達0.79-0.99。 1. 傳動原理　 采用2K—H(NGW)型負號機構的行星齒輪傳動,當高速軸由液壓馬達驅動時,便帶動太陽輪回轉,于是帶動行星輪轉動,由于內齒圈固定不動,便驅動行星架作輸出運動,行星輪在行星架上既作自轉又作公轉的行星傳動,就以此同樣的結構組成兩級、三級或多級的串聯(lián)行星齒輪傳動。 2. 組成　 由太陽輪、行星輪、內齒圈和行星架所組成。以嚙合方式命名為NGW型

37、(其中N—為內嚙合、G—公用齒輪、W—外嚙合)。以基本構件命名,即為2K-H型行星齒輪傳動。所謂基本構件,在行星齒輪傳動的各構件中,凡是軸線與定軸線重合,且承受外力矩的構件稱為基本構件。因此傳動是由兩個中心輪2K和行星架H等三個基本構件組成,因而稱為2K-H型行星齒輪傳動。 1.行星輪 2.內齒圈 3.行星輪架 4.太陽輪 5.輸入軸 6.輸出軸 圖2-3 行星齒輪結構原理 通過以上的各種分析，綜合掘進機的性能要求及工作環(huán)境，此次設計的掘進機行走機構采用方案Ⅰ即：選用液壓驅動，一級直齒圓柱齒輪及二級行星齒輪傳動組合而成（見圖2-1）,其

38、特點是運用了太陽輪浮動均載機構,使多個行星輪受力均衡,同時還可以通過調節(jié)螺桿與彈簧來改變太陽輪的軸向位置,操縱太陽輪與行星輪的離合,以便實現(xiàn)掘進機的快速拖拽。 第3章 掘進機總體結構設計 3.1 行走部的工作要求 作為大型掘進機的行走部，本次設計的要求是實現(xiàn)掘進機的既定參數(shù)： 機重（t）40　　　　　　　　履帶行走速度（m/min）6.6 行走部接地長度（cm）440 行走部接地寬度(cm) 59.5 3.2 掘進機行走部的組成及行走原理 3.2.1 掘進機行走部的組成　 一般巷道掘進機的行走部主要是由履帶組、履帶架、履帶護板、驅動輪、底盤壓板、底盤蓋板、張緊

39、輪組、張緊輪托架、張緊座、側蓋板、液壓馬達、行走減速器，以及各種聯(lián)接件組成。其示意圖如下圖3-1： 1. 張緊輪組 2. 張緊座 3. 張緊輪托架 4. 底盤蓋板 5. 側蓋板 6. 底盤壓板 7. 履帶組 8. 履帶架 9. 履帶護板 10. 液壓馬達 11. 行走減速器 12. 驅動輪 圖3-1 掘進機行走部組成示意圖 3.2.2 掘進機的行走原理 如圖3-2所示，掘進機行走部的動力源是液壓馬達4，液壓馬達經過減速器3將運動傳遞給驅動輪2，驅動輪通過輪齒與履帶6相嚙合，而履帶通過履帶板與地相接觸，為了增加履帶與地面的摩擦，用支重輪將機身的重量加在履帶上

40、。張緊輪1的作用是張緊履帶，以及導向。 1.張緊輪　2.驅動輪　3.減速器　4.液壓馬達　5.支重輪　6.履帶組 圖3-2 掘進機行走部 3.3 行走機構的型式選擇 3.3.1 行走型式的選擇 掘進機的行走機構有邁步式、導軌式和履帶式幾種。 1. 邁步式 該種行走機構是利用液壓邁步裝置來工作的。采用框架結構，使人員能自由進出工作面，并可越過裝載機構到達機器的后面。使用支撐裝置可起到掩護頂板、臨時支護的作用。但由于向前推進時，支架反復交替地作用于頂板, 掘進機對頂板的穩(wěn)定性要求較高，局限性較大，所以這種行走機構主要用于巖巷掘進機, 在煤巷、半煤巖巷中也有應用。 2.

41、 導軌式 將掘進機用導軌吊在巷道頂板上，躲開底板，達到沖擊破碎巖石的目的。這就要求導軌具有較高的強度。這種行走機構主要用于沖擊式掘進機。 3. 履帶式 適用于底板不平或松軟的條件，不需修路鋪軌。具有牽引能力大，機動性能好、工作可靠、調動靈活和對底板適應性好等優(yōu)點。但其結構復雜、零部件磨損較嚴重[8]。 掘進機大多數(shù)都采用履帶行走機構，其優(yōu)點是接地壓比小，對巷道底板適應性強，牽引力和爬坡能力大，調節(jié)靈活。在傳動方式上有液壓傳動和機械傳動兩種[9]。 本設計采用的是履帶式結構，因為其機身重量比較大，工作阻力比較大，需要大功率的行走機構配合其在煤巷中的掘進行走。 3.4 行走機構的設

42、計計算 3.4.1 履帶節(jié)距的計算 式中：　　—為機器自重，400。 因此 t0=mm 根據(jù)國家煤炭行業(yè)標準MT/T579—1996中相關規(guī)定及節(jié)距范圍，選擇標準節(jié)距為173mm的履帶。 3.4.2 履帶牽引力的計算 每條履帶的驅動力 =+(kN) 式中： —履帶滾動阻力系數(shù)，煤底板取0.08； —機器重量,400000N； —轉向阻力系數(shù)，煤底板取0.6； —履帶接地長度,4400m； e—機器重心的縱向偏移距離

43、， ==m B—履帶接地寬度，595mm。 帶入公式得 =kN 3.4.3 履帶功率計算 每條履帶的功率 =（kW） 式中： —工作條件惡劣補償系數(shù)，一般取1.2； —行走減速器效率，為0.97； —履帶傳動效率，取為0.92； V—履帶行走速度6.6m/min。 帶入公式得 =kW 3.4.4 接地公稱比壓 式中： G—機器重量

44、400000N； L—行走部接地長度440cm； b—行走部接地寬度59.5cm。 N/cm2 3.4.5 接地最大比壓 Pmax= 式中： B—兩履帶中心距160cm； n—履帶縱向偏心距60cm。 Pmax=N/cm2 3.5 行走機構各種阻力計算 1. 掘進機在平巷行走阻力 R= 式中： μ—滑動阻力系數(shù) 對煤底板和碎石底板取0.85

45、 則 R==4000000.85=340000N 2. 掘進機在爬450坡時的阻力R0 R0= =4000000.85cos450+400000sin450 =523259N 3. 掘進機靜止在斜坡上時的下滑力Rx Rx=GSinθ=400000sin45=282843N 4. 掘進機在斜坡上時的下正壓力Ry Ry=GCosθ=400000cos45=282843N 3.6 驅動輪各主要參數(shù)的確定 1. 驅動齒數(shù) 卷繞在驅動輪上履帶板數(shù)目增加，使履帶運動速度均勻性好，鉸鏈磨擦損失減少，使驅動輪直徑增大，引起底盤高度及重量增加。一般在

46、12～15之間，可為整數(shù)，也可以為0.5的倍數(shù)。為增加驅動輪的使用壽命，一般，當齒數(shù)為偶數(shù)時，驅動輪上有一半不參加嚙合，待齒面磨損嚴重后，拆下重裝，使未參加嚙合的齒開始工作，以增加使用壽命。當齒數(shù)為奇數(shù)時，則驅動輪上各齒輪流與節(jié)銷嚙合同樣可增加使用壽命?？蛇x取齒數(shù)為23[10]。 2. 驅動輪節(jié)圓半徑 取 3. 驅動輪的齒形設計 按齒面形狀，驅動輪齒形可分為凸形，直線形和凹形三種。對驅動輪齒形的要求為： （1）使履帶節(jié)銷順利地進入和退出嚙合，減少接觸面的沖擊力； （2）齒面接觸應力應小，以減少磨損； （3）履帶節(jié)距因磨擦而增大時，履帶節(jié)銷與驅動輪齒仍能保持工作，不致脫鏈。

47、驅動輪齒的工作面是履帶節(jié)銷和齒面接觸面的部位，為減少接觸應力，工作面最好是凹形。當履帶節(jié)距隨磨損而增大時，節(jié)銷將沿齒面向上爬，為保證此時仍能嚙合，輪齒應有一定的高度。 節(jié)圓直徑　　　　　　　　 齒谷半徑　　　　　　 式中 —節(jié)銷（銷套）直徑，為55mm。 根圓直徑　　　　　 頂圓直徑 齒谷距離　　　　　 4. 驅動輪強度計算： 式中： —擠壓應力，； —機器重量，400000N ； —齒寬，，與履帶槽寬一樣； —銷套直徑，55； —許用擠壓應力，。 MPa< 經過比較驅動輪能夠滿足設計要求。 3.7 行走機構液壓馬達

48、的選擇 3.7.1 輸出扭矩計算 式中： F—每臺液壓馬達分擔的最大牽引力，450.9kN； —行走機構的驅動輪直徑，656mm； —液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動比，柱塞初選傳動比=45； —液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動效率，取為0.92； —牽引機構嚙合的效率，取為0.967。 則馬達的輸出轉矩,帶入公式得 Nm 3.7.2 液壓馬達排量計算 式中： —液壓馬達的有效工作壓力

49、，MPa； —液壓馬達進口壓力，Mpa；取=15 MPa； —液壓馬達出口壓力，Mpa；取=1 MPa； —液壓馬達的機械效率，一般柱塞液壓馬達為，取=0.9；帶入數(shù)值得： =ml/r 根據(jù)， ，上述要求選擇XM-F1500-1型液壓馬達。查閱有關資料，XM-F1500-1型液壓馬達的技術參數(shù)如下，見表3-1。 表3-1 液壓馬達技術參數(shù) 型號 排量 ml/r 額定壓力 Mpa 峰值壓力 Mpa 額定扭矩 Nm 額定轉矩r/min 最高轉速r/min 最大功率 kW 重量 kg XM-F1500-1 1500 20 2

50、5 3577 250 320 87 180 液壓馬達最大實際轉速 =r/min 根據(jù)液壓馬達的實際輸出扭矩確定實際壓差。 MPa 3.8 重輪的設計計算 目前國內外履帶工程機械支重輪結構形式主要有直軸式和凸肩式兩種，直軸式結構簡單，零件少，工藝性好，但承受軸向力稍差；凸肩式能承受較大的軸向力和沖擊載荷，但結構較前者復雜。本設計采用的直軸式。由四輪一帶統(tǒng)圖可以選擇支重輪的參數(shù)如下： 支重輪凸緣工作寬度支重輪軸長300mm，允許制造0.5誤差，與履帶接觸輪寬82，支重輪直徑180，支重輪個數(shù)10個，其安裝尺寸見參考資料[10] 1. 支重輪強度計算 為減少支重輪

51、的磨損，輪緣對履帶的接觸應力按下式計算： 式中： —輪緣對履帶的接觸應力,； —支重輪輪緣工作寬度，； —支重輪半徑，； －支重輪個數(shù)，10； —許用接觸應力，。 MPa< [σc]=2.3MPa 由上述計算可以得知支重輪能夠滿足設計要求。 3.9 張緊裝置 （1） 張緊裝置主要由叉形臂，漲緊油缸，推桿，緩沖彈簧，以及其各自的支座等組成。 （2） 由于漲緊油缸是能過黃油噴嘴注油的，履帶的張緊程度在緩沖彈簧預緊力一定的情況下，是由缸內黃油量決定的，這取決于機器工作前的檢查

52、，如果履帶過緊，可以由工人依據(jù)工作經驗放出一些油，來調節(jié)履帶張緊度，因此本計算主要是對彈簧進行計算 （3） 緩沖彈簧必須有一定的預壓縮量，以使履帶產生一定的張緊力，其作用是：前進時不因稍受外力，即松弛而影響履帶銷和驅動輪的嚙合，倒退時能保證產生足夠的牽引力而保持履帶銷和驅動輪的正常嚙合。預緊力不能過大，當履帶和各輪之間卡入堅硬的石塊時或當前方受支較大的沖擊力時，緩沖彈簧應能進一步壓縮，以保護行走系各零件不致?lián)p壞。 緩沖彈簧預緊力 式中： G—機器重量400000N。 取N 緩沖彈簧工作行程終了時的壓縮力： 取

53、 N 第4章 行走減速器的設計計算 4.1 行走減速器方案的確定 4.1.1 輸出軸的轉速計算 履帶履帶的驅動輪節(jié)圓半徑為，其計算如下。 式中： —驅動輪齒數(shù)23； 可以為整數(shù)也可以為0.5的倍數(shù)； —履帶的節(jié)距173mm； —機器自重，400kN。 則驅動輪節(jié)圓半徑　　　 取rk=320mm，由此可以求出驅動輪的轉速，同時也是行走減速器輸出軸的轉速 n0r/min 4.1.2 傳動比的分配 減速器的總傳動比i= 減速器的傳動如圖4-1： A1高速級中心輪　X1高速級行星架　B1高速級行星輪 C1高速級

54、內齒輪　A2低速級中心輪　X2低速級行星架 B2低速級行星輪　C2低速級內齒輪 圖4-1　行走減速器傳動系統(tǒng)圖 選用兩級NGW型行星齒輪傳動與一級圓柱齒輪傳動相串聯(lián)的傳動方案。圖中X1，X2與后面所提及的H1，H2有相同的表示意義。在該傳動中，第一級是一對嚙合的圓柱齒輪，第二級與第三級是NGW型行星傳動，第二級采用中心輪與行星輪都浮動的方式，第三級采用的是中心輪固定，行星輪浮動的傳動方式。行星變速箱具有結構剛度大，齒間負荷小，傳動比大，傳動效率高，結構緊湊，在礦山機械中得到了很廣泛的應用[16]。 在整個傳動過程中，（表示油壓馬達對第一級小齒輪的傳動比），（第一級齒輪傳動的傳動比）初取

55、，＝1（表示圓柱大齒輪2與第二級中心輪的傳動比），（表示減速器與輸出軸的傳動比），則兩級行星傳動的總傳動比 i34= 4.1.3 圓柱齒輪傳動部分的計算 傳動總效率 式中： —油壓馬達對第一級小齒輪的傳動效率，； —8級圓柱齒輪傳動效率，； —一對滾動軸承的效率，； —NGW行星傳動效率，。 傳動系統(tǒng)的運動力學參數(shù)設計，傳動系統(tǒng)中各軸的轉速，功率以及轉矩計算如下： 0軸（馬達輸出軸） P0=87kW n0=nm=250r/min Nm 1軸（一級圓柱齒輪減速器高速軸） r/min kW Nm 2軸（一級圓柱齒輪低速軸）

56、 r/min kW Nm 　　　　　　　　 5軸（減速器輸出軸） 　　　　　　　　kW Nm 　4.2 一級圓柱齒輪傳動圓柱齒輪的設計計算 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1） 用直齒圓柱齒輪傳動。 （2） 履帶行走速度不高，液壓馬達的速度也不高，故選用8級精度。 （3） 材料的選擇 由《機械設計》[17]可選小齒輪的材料為40Cr(調質)，齒面硬度280HBS，大齒輪45＃鋼（調質），硬度240HBS。 （4） 選取小齒輪齒數(shù)（為提高傳動平穩(wěn)性，減小沖擊振動，

57、以小齒輪的齒數(shù)多一些較好）， 式中： —小齒輪的齒數(shù)23； 一級圓柱齒輪的傳動比2。 取 4.2.2 按齒面強度設計 小齒輪的分度圓直徑 設取的是標準圓柱齒輪，則（區(qū)域系數(shù)）在直齒輪時取2.5。 則　　　　　　　　　　 式中： —載荷系數(shù)； —小齒輪傳遞轉矩； —齒寬系數(shù)； —材料彈性影響系數(shù)； —齒輪接觸疲勞強度。 1. 確定公式內各計算數(shù)值　 （1） 　　　 —使用系數(shù)，可取[17]； —動載系數(shù)，取　[17]； —齒間載荷分配系數(shù)，可選[17]。 —齒向載荷系數(shù)，，試取[17] 則　　　　　　　 （2） 計算小齒輪傳遞轉矩

58、Nm （3） 選[14] （4） 查得材料的彈性影響系數(shù)[14] （5） 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞極限[14] （6） 計算應力循環(huán)次數(shù) 設掘進機工作壽命為15年(每年按300算)兩班制， 則 （7） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) [17] （8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，則 　　　　　　 　　　　　　 2. 計算 （1） 試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 （2） 計算圓周速度 m/s （3） 計算齒寬 mm （4） 計算齒寬與齒高比 模數(shù)

59、 齒高 　　　　　　 （5） 計算載荷系數(shù) 查得 ，假設N/mm， 查得 [14] 由v=1.54m/s，8級精度，可查得[17] 由，查得[17]， 故載荷系數(shù) （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑： mm （7） 計算模數(shù) 取m=5.5 4.2.3 根據(jù)彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為： 1. 確定公式中各計算數(shù)值 （1） 可查得小齒輪的彎曲疲

60、勞強度極限為[17]； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限為[17]； （2） 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，[17]； （3） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，則 MPa MPa （4） 計算載荷系數(shù) （5） 查取齒形系數(shù) 查得；[17] （6） 查取應力校正系數(shù) 查得；[17] （7） 計算大小齒輪的，并加以比較 　　　　　　　 　　　　　　　 顯然，大齒輪的數(shù)值較大。 2. 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)； 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒面接觸疲勞強

61、度計算的模數(shù)，而齒根彎曲強度所決定的承載能僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關。 可取由齒面接觸疲勞強度計算出的模數(shù)5.369，并就近取.5。 按齒面接觸強度計算得的分度圓直徑d1=123.5mm，算出小齒輪齒數(shù)： ，取 ，取。 4.2.4 幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑： 小齒輪：mm 　　　　　 大齒輪：mm （2） 計算齒頂圓直徑： 小齒輪：mm 大齒輪：mm （3） 計算齒根圓直徑：　　　 　　　　　 小齒輪：mm 　　　　　 大齒輪：mm （4） 計算齒寬： 小齒輪：mm 大齒輪：mm （5

62、） 驗算： N/mm N/mm>100N/mm 經過比較符合設計要求。 4.3 行星齒輪傳動的設計計算說明 4.3.1 行星齒輪傳動的概述 行星齒輪傳動是一種具有動軸線的齒輪傳動，可用于減速、增速和差動裝置。它一般是由太陽輪（也稱中心輪）、內齒圈、行星輪和行星架等組成。傳動時，內齒圈固定，太陽輪主動，行星架上的行星輪一面繞自身的軸線轉動，同時繞太陽輪的軸線傳動，從而驅使行星架回轉，實現(xiàn)減速。傳動過程中，行星輪的軸線是運動的。 行星齒輪傳動和普通齒輪傳動相比具有重量輕、體積小、傳動比大、效率高等優(yōu)點；缺點是結構復雜、精度要求較高。行星齒輪傳動不僅可做定傳動比傳動（減速器），也

63、可發(fā)作為速度合成或分解的裝置（差速器）。其應用日益廣泛。 4.3.2 行星齒輪傳動方式的選擇 行星齒輪傳動的類型主要有（按齒輪嚙合方式劃分）：NGW型、WW型、NW型、NN型、N型、NGWN型及ZUWGW型。其符號意義如下：N—內嚙合、W—外嚙合、G—公用齒輪、ZU—錐齒輪。 特點及用途： （1） NGW型：效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳遞功率范圍大，可用于種工作條件，在機械傳動中應用最廣。 （2） NW型：效率高徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件，但由于雙聯(lián)行星齒輪同時　與兩個中心輪相嚙合，制造工藝較復雜，因此在同樣能夠滿足傳動比

64、的情況下，應優(yōu)先選擇NGW型，而不用NW型。 （3） WW型：傳動比范圍大，但外型尺寸及重量較大，效率低，制造困難，一般不用作動力傳動。 （4） NN型：傳動比范圍大，效率雖比WW型高，但仍然較低，可用于短期工作。 （5） N型：傳動比范圍較大，結構緊湊，行星輪的中心軸承受徑向較大，適用于小功率短期工作。 （6） NGWN型：結構緊湊、體積小、傳動比范圍大，但效率低于NGW型。工藝性差，適用于中小功率，短期工作。 （7） 雙級NGW型：由NGW串聯(lián)，傳動比范圍大，并具有NGW型特點。 （8） ZUNGW型：主要用于差動裝置。 故行星傳動部分的傳動方式被選NGW型或是兩

65、級NGW型較為合理。因為本設計的行星部分總傳動比為28.6，為求減速器結構簡單與緊湊，選兩級NGW型傳動。 4.3.3 傳動比的分配 用角標表示兩級NGW行星傳動中高速級參數(shù)，用角標表示低速級參數(shù)。設高速級與低速級的外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則，取 ， 所以 式中： —行星輪數(shù)； —齒寬系數(shù)； —載荷不均勻系數(shù)； —接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)； —動載系數(shù)； —接觸強度的壽命系數(shù)； —工作硬化系數(shù)； —計算齒輪的接觸疲勞極限。 查得高速級傳動比 [18]

66、 則低速級傳動比 4.3.4 高速級計算 1. 配齒計算 選擇行星輪數(shù)目，取 確定各齒數(shù)，按如下配齒方法進行計算： 適當調整使C＝30 則 由于，查資料[18]可知此組合的齒數(shù)組合為標準齒數(shù)組合，采用非變位齒輪。 2. 按接觸強度計算a-c 傳動的中心距和模數(shù) （1） 輸入扭矩 Nm 設載荷不均勻系數(shù)，在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的扭矩Nm 查得接觸使用系數(shù)[18] 齒數(shù)比 （2） 太陽輪和行星輪的材料都用滲碳后淬火，齒面硬度HRC56～60，內齒輪用35CrMo調質，齒面硬度250～280HBS。 （3） 選取，取齒寬系數(shù)[18] 　　 （4） 計算中心距 mm 則模數(shù) 取。 3. 計算各輪尺寸　 （1） 分度圓直徑： 　 太陽輪： 　　 內齒圈： 　　　　　 行星輪： （2） 齒頂