履帶式半煤巖掘進機行走部3K行星傳動設計[含CAD高清圖和文檔資料]

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中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設計 第92頁 第一章 概述部分 1.1掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀與前景展望 1.1.1國內(nèi)外掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀 我們把全斷面掘進機和自由斷面掘進機統(tǒng)稱為巷道掘進機。前者主要用于巖巷的全斷面鉆削式一次成巷掘進；自由斷面掘進機則由于其工作臂可以上下左右移動而能自由改變掘進斷面的形狀和大小。自由斷面掘進機常用于煤巷掘進．既可以用于綜合機械化工作面進行全斷面巷道掘進．也可應用于打眼放炮工藝進行機械化掘進。 19世紀70年代，英國為修建海底隧道，生產(chǎn)制造了第一臺掘進機，美國在20世紀30年代開發(fā)了懸臂式掘進機，并把此項技術應用于采礦業(yè)，此后英、德、日等十幾個國家相繼投入了大量的人力、物力、財力用于掘進機技術的開發(fā)和研制，經(jīng)過多年的不懈努力，現(xiàn)有20多家公司，先后研制了近百種機型。 目前，掘進機技術在如下幾個方面有長足進步： (1)適用范圍在擴大 (2)掘進斷面在增加 (3)適應坡度在提升 (4)截割能力在加強 (5)多功能性在顯現(xiàn) (6)自控技術在提高 其中自由斷面的懸臂式巷道掘進機從上世紀四十年代產(chǎn)生至今，已有五十多年的發(fā)展歷史，目前掘進機的截割功率為100—408kw，機重24—160t，平均日掘進進尺7—8nl，最大掘進能力達20—30m／d．目前，國內(nèi)煤礦用機型，中型機以AM一50、SIO0為代表，其截割功率為100kw，機重25t；重型機以EBH132(截割功率132kw、機重36t)、EBJ160(截割功率160kw、機重50t)為代表。掘進機的截割頭有橫軸式和縱軸式兩種形式，橫軸式截割頭一般用于軟巖掘進，縱軸式截割頭則多用于硬巖掘進。截齒的選擇原來雖主要依靠經(jīng)驗，但目前已可以通過試驗臺測試來準確選擇。截齒在掘進過程中破碎煤巖時，其上受到的應力會部分轉(zhuǎn)化為能量，故研制新的刀頭合金材料一直是截齒的發(fā)展方向。截割速度是影響掘進機掘進能力和截齒壽命的重要參數(shù)。縱軸式截割頭的截割速度低于橫軸式截割頭的截割速度，目前掘進機的截割速度多為2．5—3．5m／s。實踐證明，低速截割具有截深大、巖屑粗、粉塵生成量少、齒尖溫度低、磨損量小、裝機功率利用率高等優(yōu)點；但同時，低速截割也相應降低了掘進機的掘進能力。國外已有公司進行臺架試驗，以確定截割速度與掘進能力的關系。水力掘進的出現(xiàn)開辟了掘進機掘進技術發(fā)展的新天地，它具有諸多其他機械掘進所不及的優(yōu)點。這項技術正在研發(fā)，一旦成熟，市場廣闊。 追溯我國使用巷道掘進機的歷史，是從上世紀50年代初使用前蘇聯(lián)生產(chǎn)的J_IK一2M，J_IK2—1型煤巷掘進機開始的，之后又應用并仿制了J1K一3型掘進機；60年代我國開始自行研制巷道掘進機，相繼研制出了“反修I型”，“反修Ⅱ型”和“開馬”型掘進機，機重大都在10t左右，適用于f<4的斷面為4—9．6的煤巷掘進。從1972年一1985年間，我國煤炭科研院所與煤機廠和礦務局共同設計開發(fā)研制了EMS-30以及EMS-55等機型。到80年代中期，我國分別從英國、奧地利、日本、前蘇聯(lián)、美國、德國、匈牙利等國家引進了16種、近200臺掘進設備，對我國煤礦使用掘進機起到了推動作用?！捌呶濉逼陂g，在煤礦采掘設備“一條龍”項目引進中，又引進了奧地利阿爾卑尼公司的Anll一50、日本三井三池公司的s100—41型掘進機制造技術和先進的加工設備，使我國形成了批量生產(chǎn)掘進機的能力，基本上結(jié)束了中、小型掘進機依賴進口的局面?！鞍宋濉?、“九五”期間，我國開始重型掘進機的研制工作，“十五”期間進入快速發(fā)展階段。目前有輕、中、重機型EBE55、EBE75、EBE90、S100、AM一50、EBE110、EBEl20、EBE132、S150J／H、S200M、EBE160等，其中EBE160型是國內(nèi)研制的重型掘進機，S2OOM是引進日本，進而國產(chǎn)化的重型機。近幾年，隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展，國內(nèi)掘進機呈快速增長。2000年市場投入總量為51臺、2001年103臺、2002年126臺、2003年236臺，到2004年將超過 400臺。佳木斯煤機公司處于行業(yè)領先地位，淮南煤機廠、南京晨光機器廠等均為我國掘進機的研制生產(chǎn)和不斷發(fā)展作出了貢獻。盡管我國掘進機研制工作起步并不晚，“七五”期間也曾取得過較好的成果，可是在發(fā)展過程中，現(xiàn)有產(chǎn)品與國際相比尚有很大差距。 (1)從產(chǎn)品生產(chǎn)和使用方面看，國產(chǎn)的s100比日本晚6年，聯(lián)合研制的EBE160比英國LH130晚13年 (2)性能、規(guī)格相近的機型與國外相比晚8—20年。 (3)從制造總數(shù)上看，截止2005年2月我國制造的掘進機近1150臺，僅相當英國、德國、奧地利上世紀80年代的生產(chǎn)水平。 (4)從機掘巷道比重看，與前蘇聯(lián)、英國、德國平均相差近20年。 (5)從裝機綜合技術水平看，我國僅相當于國外20世紀80年代初期水平。為此，我國要提高制造廠及配套廠的設備精度和加工能力、原材料質(zhì)量、加工技術及管理水平，適時引進先進技術，調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，加強自主開發(fā)能力，盡快縮短我國與先進掘進機生產(chǎn)國家的技術差距，并使我國煤礦掘進機械化裝備提高到一個新的水平。 1.1.2掘進機發(fā)展前景展望 從目前國內(nèi)掘進機發(fā)展趨勢來看，具有廣闊的發(fā)展前景，在我國除用于煤礦巷道掘進外，掘進機正進入鐵路、城市地鐵隧道的掘進以及公路建設等行業(yè)。其發(fā)展趨勢有如下3項： (1)重型掘進機。如$220、AM75等機型，隨著高產(chǎn)高效礦井建設需要，必然成為礦山的主力機型。另外，隨著環(huán)保意識的強化，勞動力成本的提高，機械化掘進是一種必然發(fā)展趨勢，市場前景更為看好。 (2)矮機身中型掘進機。隨著我國煤炭采掘業(yè)的不斷發(fā)展，中厚煤層將逐步減少，煤礦巷道必然趨于薄煤層、半煤巖巷道，如山東、貴州等地。因此，有一定的破巖能力，機身矮、功率大的機型會成為今后市場的搶手機型。 (3)輔助功能多的機型。 ①在掘進機上搭載濕式除塵系統(tǒng)或其它除塵方式。這是改善作業(yè)環(huán)境，清除肺矽病途徑之一。 ②掘進機具有錨桿支護機等功能，若該項技術成熟，必將受到高度重視和開發(fā)研制。 ③遙控技術、截割軌跡顯示與紅外線定位系統(tǒng)結(jié)合，實現(xiàn)機組遠程遙控。 ④故障自診斷功能更完備，并能實現(xiàn)輔助作業(yè)。 ⑤連掘機組。實現(xiàn)房柱式采掘。 1.2懸臂式掘進機的主要組成部分 懸臂式掘進機主要有橫軸式掘進機和縱軸式掘進機。它們的主要組成部件相同，只是截割頭的布置不同。懸臂式掘進機由切割機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、除塵噴霧系統(tǒng)等組成 一、 切割機構(gòu) 切割機構(gòu)由切割頭、齒輪箱、電動機、回轉(zhuǎn)臺等組成，具有破碎煤巖功能的機構(gòu)。 二、裝運機構(gòu) 裝運機構(gòu)由裝載部和刮板輸送機組成。 懸臂式掘進機裝載機構(gòu)形式較多。如星輪式、鏈輪鏈條式、蟹爪式等，過去比較多的是運用蟹爪式，現(xiàn)在隨著液壓的廣泛運用，開始大規(guī)模運用液壓馬達直接帶動轉(zhuǎn)盤的機構(gòu)了。 三、行走機構(gòu) 掘進機的行走機構(gòu)主要由履帶部分、減速器和動力輸入裝置（液壓馬達或電動機）。 四、液壓系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)由統(tǒng)一的泵站給分布在各個地方的液壓缸，液壓泵供液壓油，設計中要照顧不同液壓部件的壓力。 五、電氣系統(tǒng) 電器系統(tǒng)是電動機和控制掘進機的運動的電信號控制器等電器元件，在井下工作的時候要注意它的防爆處理，選用的電動機、電器元件必須符合井下的防爆標準。 六、除塵噴霧系統(tǒng) 除塵噴霧系統(tǒng)內(nèi)噴霧回路、外噴霧回路及冷卻水回路組成。 1.3 EBJ─120TP型掘進機簡介 圖1-1 EBJ-120TP型掘進機 1.3.1 EBJ─120TP概述 一、產(chǎn)品特點 EBJ─120TP型掘進機由煤炭科學總院分院設計制造。該機為懸臂式部分斷面掘進機，適應巷道斷面9～18m2、坡度±16。、可經(jīng)濟切割單向抗壓強度≤60MP的煤巖，屬于中型懸臂式掘進機。該機的主要特點是結(jié)構(gòu)緊湊、適應性好、機身矮、重心低、操作簡單、檢修方便。 二、主要用途、適應范圍 EBJ─120TP型懸臂式掘進機主要是為煤礦綜采及高檔普采工作面采準巷道掘進服務的機械設備。主要適用于煤及半煤巖巷的掘進，也適用于條件類似的其它礦山及工程巷道的掘進。該機可經(jīng)濟切割高度3.75m,可掘任意斷面形狀的巷道，適應巷道±16。。該機后配套轉(zhuǎn)載運輸設備可采用橋式膠帶轉(zhuǎn)載機和可伸縮式帶式輸送機，實現(xiàn)連續(xù)運輸，以利于機器效能的發(fā)揮。 三、產(chǎn)品型號、名稱及外型 產(chǎn)品型號、名稱為EBJ─120TP型懸臂式掘進機外型參見圖1-2 四、型號的組成及其代表的意義 圖1-2掘進機外形 1.3.2 EBJ─120TP主要技術參數(shù) 一、總體參數(shù) 機 長 8.6m 機 寬 2～2.2m 機 高 1.55m 地 隙 250mm 截割臥底深度 240mm 接地比壓 0.14MPa 機 重 35t 總 功 率 190kW 可經(jīng)濟截割煤巖單向抗壓強度 ≤60MPa 可掘巷道斷面 9～18m2 最大可掘高度 3.75m 最大可掘?qū)挾? 5.0m 適應巷道坡度 ±16。 機器供電電壓 660/1140V 二、截割部 電動機 型 號 YBUS3—120 功 率 120kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 截割頭 轉(zhuǎn) 速 55r/min 截 齒 鎬形 最大擺動角 上 42。 下 31。 左右各39。 三、裝載部 裝載形式 三爪轉(zhuǎn)盤 裝運能力 180m3/h 鏟板寬度 2.5m/2.8m 鏟板臥底深度 250mm 鏟板抬起 360mm 轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)速 30r/min 四、刮板輸送機 運輸形式 邊雙鏈刮板 槽 寬 510mm 龍門寬度 350mm 鏈 速 0.93m/s 錨鏈規(guī)格 18×64mm 張緊形式 黃油缸張緊 五、行走部 行走形式 履帶式(液壓馬達分別驅(qū)動) 行走速度 工作3m/min，調(diào)動6m/min 接地長度 2.5m 制動形式 摩擦離合器 履帶板寬度 500mm 張緊形式 黃油缸張緊 六、液壓系統(tǒng) 系統(tǒng)額定壓力： 油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 裝載回路 14MPa 輸送機回路 14MPa 轉(zhuǎn)載機回路 14MPa 錨桿鉆機回路 ≤10MPa 系統(tǒng)總流量 450L/min 泵站電動機： 型 號 YB250M—4 功 率 55kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 泵站三聯(lián)齒輪泵流量 63/50/40ml/r 泵站雙聯(lián)齒輪泵流量 63/40ml/r 錨桿泵站電動機： 型 號 YB160L—4 功 率 15kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 錨桿泵站雙聯(lián)齒輪泵流量 32/32ml/r 油箱： 有效容積 610L 冷卻方式 板翅式水冷卻器 油缸數(shù)量： 8個 七、噴霧冷卻系統(tǒng) 滅塵形式 內(nèi)噴霧、外噴霧 供水壓力 3MPa 外噴霧壓力 1.5MPa 流 量 63L/min 冷卻部件 切割電動機、油箱 八、電器系統(tǒng) 供電電壓 660/1140V 總 功 率 190kW 隔爆形式 隔爆兼本質(zhì)安全型 控 制 箱 本質(zhì)安全型 1.4履帶式掘進機在半煤巖工作條件下應用設計要求 懸臂式掘進機由切割機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、除塵噴霧系統(tǒng)等組成。其基本結(jié)構(gòu)形式為：切割機構(gòu)分為縱軸式和橫軸式；行走機構(gòu)為履帶式；裝運機構(gòu)為耙爪式接中間刮板輸送機。掘進機應設有支護用的托梁裝置，行走機構(gòu)和裝運機構(gòu)均能正、反向轉(zhuǎn)動，液壓系統(tǒng)和除塵系統(tǒng)的管件、閥類等布置合理，安裝可靠，整機各部件皮符合解體拆裝下井運輸要求。 設計、試驗要求：切割機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)齒輪箱的傳動零件，其強度安全系數(shù)不小于2。刮板鏈的靜強度安全系數(shù)的選擇不應小于4.0．圓環(huán)鏈的拉伸強度指標為C級。齒輪箱的耐久性試驗，在額定載荷和轉(zhuǎn)速下連續(xù)運轉(zhuǎn)．切割和裝運齒輪箱不少于1000 h，行走齒輪稻正、反向運轉(zhuǎn)不得少于400 h。受動載荷大的聯(lián)接螺拴，應有可靠的防松裝置。履帶接地長度相中心距之比．一般不大于1．6，履帶公稱接地比壓不大于0.14MP，對軟底板要有適應性，履帶上如果有支重輪每個支重輪應能承受50％的整機重量。內(nèi)噴霧系統(tǒng)額定壓力不低于3MPa，外噴霧系統(tǒng)額定壓力不低于1．5MPa。要求掘進機實測重心與設計重心在縱、橫兩方向上的誤差不大于25mm。實測重量誤差不大于設計重量的5％。 在安全保護方面要求：掘進機電氣設備的設計、制造和使用，應符合含有瓦斯、煤塵或其他爆炸性混合氣體中作業(yè)要求、符合《煤礦安全規(guī)程》以及《煤礦井下1140 v電氣設備安全技術和運行的暫行規(guī)定》。所有電氣設備均應取得防爆檢驗合格證，掘進機設有啟動報警裝置，啟動前必須發(fā)出警報，掘進機必須裝有前后照明燈。掘進機行走機構(gòu)中應設有制動系統(tǒng)和必要的防滑保護裝置，切割機構(gòu)和裝運機構(gòu)傳統(tǒng)系統(tǒng)中應設有過載保護裝置，還應有切割臂與鏟板的防干涉裝置。油泵和切割機構(gòu)之間、轉(zhuǎn)載機和裝運機構(gòu)之間的開、停順序，在電控系統(tǒng)中應設有閉鎖裝置。液壓系統(tǒng)應設有過濾裝置，還應設壓力、油溫、油位顯示或保護裝置。電控系統(tǒng)應設緊急切斷和閉鋇裝置，在司機座另一側(cè)，還應裝有緊急停止按鈕。內(nèi)外噴霧系統(tǒng)中要裝設過濾保護裝置。 使用性能要求：掘進機各部件運轉(zhuǎn)乎穩(wěn)，懇臂擺動靈活，在規(guī)定煤巖特性條件下進行切割時，截齒損耗宰正常，切割頭上裁齒排列合理、更換方便，同一類截齒應具有互換性。裝運機構(gòu)及履帶機構(gòu)的傳動部件、齒輪箱必須有可靠性高、壽命長的防水密封。履帶的牽引力應能滿足設計坡度上工作和轉(zhuǎn)向要求．中間刮板輸送機鏈條應具有可伸縮調(diào)整裝置，刮板鏈與鏈輪正常嚙合，不得出現(xiàn)跳鏈、掉鏈、卡鏈現(xiàn)象。裝運機構(gòu)耙爪下平面與鏟板之間有間隙，不得接觸摩擦。各操作手柄、按鈕、族鈕、動作靈活、可靠、方便。齒輪箱在運轉(zhuǎn)中各密封端蓋、出軸密封、箱體結(jié)合面等處均不得有滲漏現(xiàn)象。齒輪箱、液壓系統(tǒng)和軸承等．必須按設計要求注入規(guī)定牌號的潤滑油和油脂，不得滲合使用。掘進機作業(yè)時，各齒輪箱最高溫度不得超過95℃，液壓油箱中的油溫不應超過70℃．掘進機作業(yè)時，司機座位處空氣中粉塵濃度應＜10mg／m3，司機處綜合噪聲值不大于90dB(A)。掘進機除手柄、按鈕、滑道等表面外，均應采取防銹措施。 第二章 總體方案設計 2.1掘進機總體結(jié)構(gòu)布置 機器的總體布置．關系到整機的性能、質(zhì)量和整機的合理性。也關系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，總體布置是總體設計中極為重要的內(nèi)容。 (1)切割機構(gòu)由懸臂和回轉(zhuǎn)臺組成，位于機器前上部，懸臂能上下、左右回轉(zhuǎn)； (2)裝載鏟板是在機器下部前方，后接中間刮板運輸機，兩者組成裝運機構(gòu)，貫穿掘進機的縱向軸線； (3)考慮掘進機的橫向穩(wěn)定平衡，主要部件按掘進機縱向平面對稱布置，電控箱、液壓裝置分別裝在運輸機兩側(cè)； (4)為保證作業(yè)的穩(wěn)定性，履帶位于機器的下部兩側(cè)，前有落地鏟板，后有穩(wěn)定器支撐，整個機器的重心在履帶接地面積的形心面積范圍內(nèi)； (5)為了保護司機安全，同時又便于觀察、操作，將司機位置在機器后部右側(cè)； (6)由于掘進機是地下巷道作業(yè)，所以整個機器呈長條形，而且機身越矮機器越穩(wěn)定。 2.2掘進機各組成部分基本結(jié)構(gòu)設計 2.2.1截割部 截割部又稱工作機構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖2-1所示，主要又截割電機、叉形架、二級行星減速器、懸臂段、截割頭組成。 圖2-1截割部 截割部為二級行星齒輪傳動。由120kW水冷電動機輸入動力，進齒輪連軸節(jié)傳至二級行星減速器，經(jīng)過懸臂段主軸，將動力傳給截割頭，從而達到破碎煤巖的目的。 2.2.2裝載部 裝載部結(jié)構(gòu)如圖2-2，主要由鏟板及左右對稱的驅(qū)動裝置組成，通過低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動三爪轉(zhuǎn)盤向內(nèi)轉(zhuǎn)動，從而達到裝載煤巖的目的。本次設計采用的是2.5m寬的鏟板。 圖2-2裝載部 裝載部安裝于機器的前端。通過一對銷軸和鏟板的左右升降油缸鉸接于主機架上，在鏟板油缸的作用下，鏟板繞銷軸上下擺動。當機器截割煤巖時，應使鏟板前端緊貼底板，以增加機器的截割穩(wěn)定行。 2.2.3刮板輸送機 刮板輸送機結(jié)構(gòu)如圖2-3，主要由機前部、機后部、驅(qū)動裝置、邊雙鏈刮板、張緊裝置和脫鏈器等組成。 圖2-3刮板輸送機 刮板輸送機位于機器中部，前端與主機架和鏟板鉸接，后部托在機架上。機架在該處設有可拆裝的墊片，根據(jù)需要，刮板輸送機后部可墊高，增加刮板輸送機的卸載高度。 刮板輸送機采用低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動，刮板鏈條的張緊是通過在輸送機尾部的張緊脂油缸來實現(xiàn)的。 2.2.4行走部 行走部的設計見第三章的介紹 2.2.5機架和回轉(zhuǎn)臺 機架是整個機器的骨架，它承受來自截割、行走和裝載的各種載荷。機器中的各個部件均用螺栓、銷軸及止口與機架聯(lián)接，機架為組焊件。結(jié)構(gòu)如圖2-4 回轉(zhuǎn)臺主要用于支承，聯(lián)接并實現(xiàn)切割機構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運動?；剞D(zhuǎn)臺座在機架上，通過大型回轉(zhuǎn)軸承用于止口、36個高強度螺栓與機架相聯(lián)。工作時，在回轉(zhuǎn)油缸的作用下，帶動切割機構(gòu)水平擺動。截割機構(gòu)的升降是通過回轉(zhuǎn)臺支座上左、右耳軸鉸接相連的兩個升降油缸實現(xiàn)的。 1——十字構(gòu)件；2——盤形支座；3——圓盤止推軸承；4——球面滾子軸承；5——漲套連軸器；6——回轉(zhuǎn)齒輪；7——切割臂基座；8——升降油缸；9——支承法蘭；10——水平回轉(zhuǎn)油缸；11——齒條；12——長軸 圖2-4 回轉(zhuǎn)臺 2.2.6液壓系統(tǒng) 本機除截割頭的旋轉(zhuǎn)運動外，其余各部分采用液壓傳動。系統(tǒng)原理圖見圖2-5 圖2-5 液壓系統(tǒng)圖 2.2.7電氣系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)由前級饋電開關、KXJ250/1140EB型隔爆兼本質(zhì)安全型掘進機用電控箱、CZD14/8型礦用隔爆型掘進機電控箱用操作箱、XEFB—36/150隔爆型蜂鳴器、DGY—60/36型隔爆照明燈、LA810—1型隔爆急停按鈕、KDD2000型瓦斯斷電儀以及驅(qū)動掘進機各工作機構(gòu)的防爆電動機和連接電纜組成。 第三章 行走部設計 3.1行走部設計要求 履帶行走部是懸臂式掘進機整機的支承座，用來支承掘進機的自重、承受切割機構(gòu)在工作過程中所產(chǎn)生的力，并完成掘進機在切割、裝運及調(diào)動時的移動。履帶行走機構(gòu)包括左右行走機構(gòu)、并以掘進機縱向中心線左右對稱。履帶行走機構(gòu)包括導向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈及驅(qū)動裝置等部件。當驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動時，與驅(qū)動輪相嚙合的履帶有移動的趨勢。但是，因為履帶下分支與底板間的附著力大于驅(qū)動輪、導向輪和支重輪的滾動阻力，所以履帶不產(chǎn)生滑動，而輪子卻沿著鋪設的滾道滾動，從而驅(qū)動整臺掘進機行走。掘進機履帶行走機構(gòu)的轉(zhuǎn)彎方式一般有2種：① 一側(cè)履帶驅(qū)動，另一側(cè)履帶制動；②兩側(cè)履帶同時驅(qū)動，但方向相反?，F(xiàn)在設計將支重輪作成和機架一體的結(jié)構(gòu)，這樣的結(jié)構(gòu)簡單，而且在井下的環(huán)境中它比支重輪可靠性能更高。由于沒有了支重輪，所以履帶的磨損比較嚴重，要采用更好的耐磨合金鋼。 掘進機部在掘進作業(yè)時。它承受切割機構(gòu)的反力、傾覆力矩及動載荷。腰帶機構(gòu)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。 履帶機構(gòu)設計要求：具有良好的爬坡性能和靈活的轉(zhuǎn)向性能； 兩條履帶分別驅(qū)動，其動力可選用液壓馬達或電動機；履帶應有較小的接近角和離去角。以減少其運行阻力；要注意合理設計整機重心位置。使履帶不出現(xiàn)零比壓現(xiàn)象；履帶應有可靠的制動裝置，以保證機器在設計的最大坡度工作不會下滑。 3.2設計布置傳動方案 參照EBJ-120TP型掘進機采用履帶式行走機構(gòu)。左、右履帶行走機構(gòu)對稱布置，分別驅(qū)動。各由10個高強螺栓與機架相聯(lián)。左右履帶行走機構(gòu)由液壓馬達經(jīng)一級圓柱齒輪和3K行星齒輪傳動減速后將動力傳給主動鏈輪，驅(qū)動履帶運動。本次的設計采用的是直聯(lián)高速液壓馬達驅(qū)動，傳動比比較大。對減速的設計提出了更高的要求?，F(xiàn)在以左行走機構(gòu)為例說明其結(jié)構(gòu)及傳動系統(tǒng)。左行走機構(gòu)由導向張緊裝置，左履帶架，履帶鏈，左行走減速器，液壓馬達，摩擦片式制動器等組成。摩擦片式制動器為彈簧常閉式，當機器行走時，泵站向行走液壓馬達供油的同時，向摩擦片式制動器提供壓力油推動活塞，壓縮彈簧，使摩擦片式制動器解除制動。 由于空間和安裝方式的限制，本次減速器的設計采用一級圓柱直齒輪傳動和3k（Ⅱ）型行星傳動。具體設計見第四章 3.3行走部各部分的具體設計 3.3.1履帶的設計 1）接地長度的計算確定 （3-1） 式中 p——掘進機的平均接地比壓； /MPa； G——掘進機整機的重力；/N； B——履帶板寬度；/mm； L——履帶接地長度；/mm 平均接地比壓主要是根據(jù)底板巖石條件選取，對于遇水軟化的底板，取較小值，對于底板較硬，遇水不軟化的底板取較大值。在設計掘進機時，推薦平均接地比壓p≤0．14 MPa。 掘進機的整機質(zhì)量為35噸，履帶的寬度選擇為500 mm。 根據(jù)公式（3-1），可以得出： 圖3-1履帶板 2） 選取履帶板的節(jié)距 選取履帶板（如圖3-1）的節(jié)距， 整體式履帶板基本尺寸應符合下表（3-1）的規(guī)定。 表（3-1） 單位mm 3.3.2液壓馬達及電機選擇 1）單側(cè)履帶行走機構(gòu)牽引力的計算確定。 履帶行走機構(gòu)的最小牽引力應滿足掘進機在最大設計坡度上作業(yè)、爬坡和在水平路面上轉(zhuǎn)彎等工況的要求，最大牽引力應小于在水平路面履帶的附著力。一般情況下，履帶行走機構(gòu)轉(zhuǎn)彎不與掘進機作業(yè)、爬坡同時進行，而掘進機在水平地面轉(zhuǎn)彎時，單側(cè)履帶的牽引力為最大，故單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力的計算以平地轉(zhuǎn)彎時的牽引力為計算的依據(jù)。 （3-2） 其中 （3-3） 式中 T1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力，kN； R1——單側(cè)履帶對地面的滾動阻力，kN； f——履帶與地面之間滾動阻力因數(shù)，0.08～0.1； μ——履帶與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力因數(shù)，0.8～1.0； n——掘進機重心與履帶行走機構(gòu)接地形心的縱向偏心距離，mm； G1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)承受的掘進機的重力，kN。 B———左右兩條履帶的中心距，mm。 f取0.1，由公式（3-3）： μ取0.9，n取440mm，B取150mm,代入公式（3-2）： 表3-2 附著系數(shù)數(shù)值 根據(jù)單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力心須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單側(cè)履帶與地面之間的附著力。，由表（3-2）得附著系數(shù)值選取0.7。 符合。 2） 單側(cè)履帶行走機構(gòu)輸入功率的計算確定 （3-4） 式中 P——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率，kW； V——履帶行走機構(gòu)工作時的行走速度，m／s； η1——履帶鏈的傳動效率。有支重輪時取0．89～0．92，無支重輪時取0．71～0．74； η2——驅(qū)動裝置減速器的傳動效率，％。 在最大速度的情況下計算，V=6m/min=0.1m/s，η1取0.9，η2取0.75，根據(jù)公式（3-4）： 3）液壓馬達選型 基本型號: MFB29 幾何排量/(mL/r): 61.6 最高轉(zhuǎn)速/(r/min): 2400 最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速/(r/min): 50 最高工作壓力/MPa: 20.7 最大輸出轉(zhuǎn)矩/N·m: 178 重量/kg: 29 4）泵站電機的功率選擇 行走需要電動機的功率為Pn Pn=2P/ηv1ηv2ηj （3-5） 式中 P——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率，kW； ηv1——液壓馬達的效率，%； ηv2——液壓泵的效率，%； ηj——功率傳輸?shù)膿p失，%； ηv1、ηv1取0.9，ηj取0.95,根據(jù)公式（3-5）： 電動機型號為YB250M—4，功率為55kW,轉(zhuǎn)動速度為1470r/min。 3.3.3鏈輪的設計 鏈輪的節(jié)距已確定。齒數(shù)就要決定鏈輪的直徑大小。安裝在后驅(qū)動架上就會影響到接地角和離去角，把原有設計的8個齒改成9齒，減小了接地角。使行走部前進與后退時的受力不均的確點減輕。 （3-6） （3-7） （3-8） 式中 ——分度圓直徑，mm； ——鏈輪的齒數(shù)； ——齒頂圓直徑，mm； ——齒根圓直徑，mm； ——兩個履帶的厚度，mm。 將z=9，p=160帶入（3-6）、（3-7）、（3-8）三個公式： 圓整為，，。 3.3.4履帶架及導向輪和張緊裝置 1）履帶架的地板長度要能保證15～16個履帶板和地面接觸，在這個設計中履帶架是承擔了負重輪的功能的。履帶架要保證導向輪和傳動鏈輪的安裝以及保證履帶能在上面運動。履帶架見圖3-2。 圖3-2履帶架 2）導向輪是用來保證掘進機轉(zhuǎn)彎的一種裝置，張緊裝置是用來調(diào)整履帶的松緊程度的，其設計如圖3-3 圖3-3 導向張緊裝置 第四章 減速器設計 4.1減速機構(gòu)傳動方案設計及傳動比分配 考慮到該減速器用于行走機構(gòu)上。由于懸臂式的安裝方式，和狹窄的安裝空間的限制。在體積上有所限制。再除掉馬達占用的空間，留給減速器的空間比較小。減速器采用的：一級圓柱直齒輪傳動和3K（Ⅱ）型行星傳動。恰好解決了安裝方式和安裝空間的問題。傳動示意圖如下圖4-1 圖4-1 傳動示意圖 1）液壓馬達的轉(zhuǎn)動速度的計算 在高速行走的時候，液壓馬達由兩個63液壓泵提供液壓油分別驅(qū)動左右行走部的液壓馬達，液壓泵的轉(zhuǎn)動速度和泵站電動機的轉(zhuǎn)動速度相同。 （4-1） ，，帶入（4-1） 液壓馬達有 （4-2） ，帶入（4-2） 2）鏈輪的轉(zhuǎn)動速度的計算 計算掘進機調(diào)動速度時的鏈輪轉(zhuǎn)速 （4-3） 式中 V——機器的調(diào)動速度，m/min； z——鏈輪的齒數(shù)； p——履帶節(jié)距，mm。 將，，帶入公式（4-3），則得 3）減速比計算 減速比計算公式為： （4-4） 由前面可以知道，，帶入公式（4-4），則得 所以減速器的總傳動比要為292.3。 4.2一級圓柱直齒輪的設計 4.2.1各齒數(shù)選擇 分配傳動比 一級傳動兩齒輪齒數(shù)分別是23、50 4.2.2模數(shù)選擇 1) 選擇齒輪材料 大、小齒輪均選用35CrMo 表面淬火 2）按齒面彎曲強度設計計算 ①齒輪精度等級 首先估算 （4-5） 精度等級確定為7級 ②確定計算負載 一級圓柱齒輪副名義轉(zhuǎn)矩按下面公式計算。 （4-6） 將，代入公式（4-6）得名義轉(zhuǎn)矩： ③確定模數(shù) 按照齒根彎曲強度條件的設計公式確定起模數(shù)； （4-7） 式中 ——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動為12.6，斜齒輪傳動為11.5； ——小齒輪承受的扭矩，N·mm； ——載荷系數(shù)； ——齒輪寬度系數(shù)； ——齒輪副中小齒輪齒數(shù)； ——試驗齒輪的彎曲疲勞極限，N/mm2； ——載荷作用于齒頂時的小齒輪齒形系數(shù)； ——外齒輪應力修正系數(shù)； 查相關的數(shù)據(jù)，可以得到 =12.6；=146N·m；=1.5；=0.4 =23；=440 N/mm2；=2.7；=1.56 代入公式（4-7）計算 由于用于工作條件惡劣的環(huán)境，取模數(shù) 4.2.3幾何尺寸計算 該配對齒輪幾何尺寸一覽表： 表4-1 項目 計算公式 分度圓d/mm 92 200 齒頂圓da/mm 100 208 齒根圓df/mm 82 190 中心距a/mm 146 齒寬b/mm 45 40 其中：＝1，＝0.25； 4.2.4嚙合要素的驗算 一級齒輪傳動的重合度； 查外嚙合標準齒輪傳動重合度圖表；得 ；； ； 4.2.5齒輪彎曲強度校核 對于用在掘進機行走部的減速器短期間斷工作特點，齒輪只需要校核齒根彎曲強度，按下列公式驗算 （4-8） （4-9） 式中 ——計算彎曲強度的使用系數(shù)； ——計算彎曲強度的動載荷系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)； ——齒根應力的基本值，N/mm2,大小齒輪應分別確定； ——載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)； ——載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)； ——計算彎曲強度的重合度系數(shù)； ——計算彎曲強度的螺旋角系數(shù)； ——工作齒寬，mm；如果大小齒輪寬度不同時，寬齒輪的計算工作齒寬不應大于窄輪齒寬在加上一個模數(shù)mn； ——模數(shù)，mm； 許用齒根應力可按下式計算，對大小齒輪要分別確定 （4-10） 式中 ——試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2； ——試驗齒輪的應力修正系數(shù)； ——計算彎曲強度的壽命系數(shù)； ——相對齒根圓角敏感系數(shù)； ——計算彎曲強度的尺寸系數(shù)； ——相對齒根表面狀況系數(shù)； ——計算彎曲強度的最小安全系數(shù)。 1）名義切向力Ft 前面我們已經(jīng)得到 2）相關系數(shù) a.使用系數(shù) 使用系數(shù)按中等沖擊取 b.動載荷系數(shù) 先要計算a輪相對于轉(zhuǎn)臂的速度，可由下式得到 （4-11） 式中 ——小齒輪的分度圓直徑，mm； ——小齒輪的轉(zhuǎn)動速度，r/min； 將mm，(r/min)代入公式（4-11） 齒輪為7級精度，即精度系數(shù)C=7；查圖得： c.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算 （4-12） (4-13) 則得 d.齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)查表可得=1.1 e.齒形系數(shù) 齒形系數(shù)由圖可得， f.應力修正系數(shù) 應力修正系數(shù)由圖可得, g.重合度系數(shù) 重合度系數(shù)可按下面的公式計算 （4-14） 取=1.5，代入（4-14），則得 h.螺旋角系數(shù) 螺旋角系數(shù)查相關圖為=1 i.齒寬b 尺寬 3）計算齒根彎曲應力 4）計算彎曲強度的安全系數(shù)S (4-15) 已經(jīng)知道=440 N/mm2（參考[13]171～174頁） 應力系數(shù)，按給定的區(qū)域圖取時，取=2。 壽命系數(shù) 根據(jù)要求，減速器的壽命為t=4000 h，可得 由下式計算 齒根圓角敏感系數(shù)查得為=1 相對齒根表面狀況系數(shù)按照下式計算 （4-16） 取齒根表面微觀不平度Rz=12.5μm，代入式（4-16），可得 尺寸系數(shù) =1.05-0.01m=1.05-0.01×5=1 將上面的所得的數(shù)據(jù)代入公式（4-15），則得 安全系數(shù)、均滿足較高可靠度時最小安全系數(shù)的要求。這對齒輪彎曲強度校驗合格。 4.3第二級3K(Ⅱ)型行星齒輪減速器的設計 已知：行星傳動的輸入功率。 輸入轉(zhuǎn)速 分配給3k（Ⅱ）行星傳動的傳動比： 4.3.1配齒計算部分 根據(jù)3k（Ⅱ）行星傳動的傳動比公式： （4-17） 再根據(jù)其裝配條件，即保證各行星輪能勻稱裝入時，中心輪a、e和b之間的條件： （4-18） （4-19） 式中。 由公式（4-17）可知，要傳動比值比較大，而且結(jié)構(gòu)緊湊，就盡量使與的差值取小些，但從滿足裝配條件看，與最小差值應滿足： （4-20） 將代入傳動比公式（4-17），經(jīng)整理化簡后可得齒數(shù)的一元二次方程 （4-21） 則可結(jié)得 （4-22） 則由公式（4-20）可求得，即 （4-23） 如果為偶數(shù)，則可按下式計算，即 如果為奇數(shù)，即在采用角度變位的行星傳動中，則可按下面的公式計算 （4-24） 一般選取行星輪數(shù)，再取太陽輪a的齒數(shù)=15。 則由公式（4-22）得=69，再由公式（4-23）得=72，因為-為奇數(shù)72-15=57，再由公式（4-24）得=28 驗算傳動比，允許其傳動誤差為 （4-25） 式中 ； ； 。 3k（Ⅱ）型傳動的各齒輪的齒數(shù)列表如下 15 69 72 28 帶入公式（4-17） 傳動比。得完全符合傳動要求。 引入一級直齒圓柱齒輪累計傳動誤差計算如下： 實際上的速度誤差非常小，合乎要求。 4.3.2初步計算齒輪的主要參數(shù) 齒輪材料和熱處理的選擇： 中心輪a和行星輪c采用20CrMnTi，滲碳淬火。齒面硬度58～62HRC取。和中心輪a和行星輪c的加工精度7級； 內(nèi)齒輪b和c均采用20CrNi3，齒面滲碳淬火，硬度 HRC=56～62 ，，內(nèi)齒輪b和e的加工精度7級。 按照齒根彎曲強度條件的設計公式確定模數(shù)； （4-26） 式中 ——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動為12.1 ——小齒輪承受的扭矩，N·mm； ——綜合系數(shù)； ——彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)； ——齒輪寬度系數(shù)； ——齒輪副中小齒輪齒數(shù)； ——試驗齒輪的彎曲疲勞極限，N/mm2； ——計算彎曲強度的使用系數(shù)； ——載荷作用于齒頂時的小齒輪齒形系數(shù)； 3K（Ⅱ）型傳動有三個嚙合齒輪副：，，。 先按照高速級齒輪副進行模數(shù)的初算。 將，代入公式（4-6） 又有 查相關的數(shù)據(jù)，可以得到； =340 N/mm2； 齒形系數(shù)=2.67； 綜合系數(shù)=1.8； 取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)=1.2，由公式，所以； 齒寬系數(shù)選； 將上面得到的數(shù)據(jù)代入公式（4-26），可以得到： 取模數(shù)為m=4mm。 4.3.3嚙合參數(shù)計算 該行星減速器具有三個嚙合齒輪副：，，各齒輪副的標準中心距為： mm mm mm 由此可見，三個齒輪副的標準中心距均不相等，且有。＞＞因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定的傳動比i=134.4的要求,又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該3Z(Ⅱ)型行星傳動進行角度變位。 根據(jù)各標推中心距之間的關系＞＞現(xiàn)選取其嚙合中心距為==88mm作為各齒輪副的公用中心距值。 已知 和，，及壓力角，計算該3Z(Ⅱ)型行星傳動角度坐位的嚙合參數(shù)。 計算公式： (4-27) (4-28) (4-29) (4-30) 項目 a-c b-c e-c 中心距變?yōu)橄禂?shù) 嚙合角 變位系數(shù)和 齒頂高變位系數(shù) 重合度 注：公式中“”號，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-” 具體計算過程：確定各齒輪的變位系數(shù)x。 1) a-c 齒輪副 在a-c 齒輪副中，由于中心輪a的齒數(shù)；和中心距。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變?yōu)槲环绞綉捎媒嵌茸兾坏恼齻鲃樱? 當齒頂高系數(shù)，壓力角時，避免根切的最小變位系數(shù)為 按下面公式可求得中心輪a的變位系數(shù)為 按下面公式可得行星輪c的變位系數(shù)為 2)b-c齒輪副 在b-c齒輪副中：，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為廣湊合中心距和改善嚙合性能。故其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即 。 現(xiàn)己知其變位系數(shù)和=1.8377，＝0.2645，則可得內(nèi)齒輪b的坐位系數(shù)為=+=1.8377+0.2645=2.1022。 3)e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，，和由此可知，該齒輪副的變位目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式應采用高度變位，即，。則可得內(nèi)齒輪e的變位系數(shù)為 4.3.4幾何尺寸計算 對于該3k（Ⅱ）型行星齒輪傳動可按下表中的計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果見表 項目 計算公式 a-c b-c e-c 變位系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 外嚙合 內(nèi)嚙合 齒根圓直徑 外嚙合 內(nèi)嚙合 用插齒刀加工； ① 注：1.表內(nèi)的公式中，為插齒刀的齒頂圓直徑；為插齒刀與被加工齒輪之間的中心距。 2.表中的徑向間徑，其中， 3. ① 用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算。 已知模數(shù)，插齒刀齒數(shù)，齒頂高系數(shù) ，變位系數(shù)（中等磨損程度)。齒根圓直徑按下式汁算，即 (4-31) 式中 ——插齒刀的齒頂圓直徑； ——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距。 內(nèi)齒輪采用插齒加工，現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副b—c和e—c分別計算如下： 1）b-c內(nèi)嚙合齒輪副（，）。 查表得 加工中心距為 （mm） 按公式計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為 2）e-c內(nèi)嚙合齒輪副（，）。 仿上面計算， 查表得：。 加工中心距為 （mm） 按公式計算內(nèi)齒輪e齒根圓直徑為 （mm） 4.3.5裝配條件的驗算 對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件。 1)鄰接條件 按下公式驗算其鄰接條件，即 將已知的、、值代入上式，則得 (mm) 即滿足鄰接條件。 2)同心條件 按以下公式驗算該3k(Ⅱ)型行星傳動的同心條件，即 (4-32) 各齒輪副的嚙合角為、和；且知、、和代人上式，即得 則滿足同心條件。 3） 安裝條件 按下面公式驗算其安裝條件，即得 所以，滿足其安裝條件。 4.3.6傳動效率的計算（附整體減速器效率計算） 由幾何尺寸計算結(jié)果可知，內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑大于內(nèi)齒輪的節(jié)圓直徑，故該3k(Ⅱ)型行星傳動的傳動效率認可采用下面公式進行汁算，即 (4-33) 已知， 其嚙合損失系數(shù) (4-34) 和按照下列公式計算。 (4-35) (4-36) 取輪齒的嚙合摩擦因數(shù)，且將、、和代入上式，可得 即有 所以，其傳動效率為 引入第一級直齒圓柱齒輪，總的傳動效率 可見，該減速器的傳動效率較高，可以滿足短期間斷工作方式的使用要求。 4.3.7結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)3k(Ⅱ)型行星傳動的工作待點、傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低等情況，對其進行具體的結(jié)構(gòu)設計。首先應確定中心輪(太陽輪)a的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑較?。?， 輪a應該采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)型式；即將中心輪a與輸入鉑連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊跐M足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 內(nèi)齒輪b采用了彈性銷的均載機構(gòu)進行浮功。通過其彈性銷把內(nèi)齒輪b與箱體內(nèi)壁連接起來，從而可以將其固定。內(nèi)內(nèi)齒輪e采用了通過漸開線花鍵聯(lián)接輸出軸。 行星輪采用了中空的結(jié)構(gòu)，齒寬b應當比較大；以便保證該行星輪c與中心輪a的嚙合良好．同時還應保證其與內(nèi)齒輪b和c相嚙合。在每個行星輪的內(nèi)孔中，穿入一根軸。而行星輪中空軸在安裝到轉(zhuǎn)臂h的側(cè)板上之后，還采用了擋圈進行限位，進而軸向固定c齒輪 出于該3k型行星傳動的行星架h個承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件；而且還具有＝3個行星輪。因此．其轉(zhuǎn)臂x采用了雙側(cè)板整體式的結(jié)構(gòu)型式 結(jié)構(gòu)如圖4-2所示 圖4-2 行星架 轉(zhuǎn)臂h可以采用兩個調(diào)心滾子軸承，支承在中心輪a的軸上。中心輪a齒輪軸通過向心軸承，一端支承在輸出軸的內(nèi)孔中，另一端支承在箱體上。 轉(zhuǎn)臂h上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差可按公式計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距＝88mm，則得 （mm） 取 各行星輪軸孔的相對偏差可按公式計算，即 （mm） 取 轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差約為孔距相對偏差的的1/2，即 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算，驗算其裝配條件，且進行結(jié)構(gòu)設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)圖，如下 圖4-3 行星輪傳動結(jié)構(gòu)圖 4.3.8齒輪強度驗算 出于該3k（Ⅱ）型行星齒輪傳動具有短期間斷的工作特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即 （4-37） （4-38） （4-39） 式中 ——計算彎曲強度的使用系數(shù)； ——計算彎曲強度的動載荷系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)； ——齒根應力的基本值，N/mm2,大小齒輪應分別確定； ——載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)； ——載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)； ——計算彎曲強度的重合度系數(shù)； ——計算彎曲強度的螺旋角系數(shù)； ——彎曲強度的行星齒輪間載荷不均勻系數(shù) ——工作齒寬，mm；如果大小齒輪寬度不同時，寬齒輪的計算工作齒寬不應大于窄輪齒寬在加上一個模數(shù)mn；