毕业设计（论文）-10立方米挖掘机推压机构设计.doc

摘 要挖掘机是大多数露天矿必不可少的生产设备，是工程机械中最重要的采掘设备，在冶金、能源、矿山等方面有广泛的应用。矿用挖掘机是露天矿间断式开采的主要设备,它可以实现完全机械化,具有机械化自动化程度高、斗容量大、环保性能好、挖掘效率高、进度快、机动性能好等优点。由于常常在野外和露天作业，工作环境十分恶劣，要求挖掘机的各个装置既要结构合理,性能安全可靠又要尽可能降低成本。推压机构作为挖掘机的主要的工作部件，它的性能直接影响挖掘机的整体工作性能。本文通过对挖掘机的四种工况进行分析，确定推压机构的计算载荷，确定推压机构所需的功率，确定传动方案，设计推压机构。本文还介绍了挖掘机国内外发展的现状、挖掘机的结构组成及工作过程，以及本论文需要应用的理论基础和应用的工具，并使用autocad2004软件绘制推压机构总装及零部件的二维图纸。关键词：矿用挖掘机 推压机构 二级减速器 有限单元法abstractexcavator is necessary producing equipment for lots of strip mine, and it is the most excavating equipment of engineering machine which is broadly used in metallurgy, energy sources, mine etc. large mining excavator is the main equipment when exploiting strip mine. it can achieve completely mechanization. it has the characteristic of high automatization, good property of environmental protection, the efficiency of excavation is high, and progress is rapid, quality is reliable,and maneuverability is good. due to work outside frequently, working environment is very bad. which needs excavator not only has reasonable configuration, safe and reliable performance, but also has lower cost. pushing mechanism is excavators leading working parts, whose performance can directly influence excavators working performance.based on the four excavators working conditions,we analyse and determine assumed load ,pushing power and driving scheme of pushing mechanism, then design the pushing mechanism. this paper describes the status of the development of domestic and foreign excavators, the structure and the work process of excavators, the excavatorspushing mechanism theory and application tools are introduced in this paper, and mapping two-dimensional drawings of assembly and parts of excavatorspushing mechanism by autocad 2004 software. keywords: mining excavator pushing mechanism secondary reducing device fea目 录摘 要iabstractii第一章 绪论11.1机械式挖掘机概述11.2 国内外机械式挖掘机发展21.2.1国内机械式挖掘机发展概况21.2.2国外机械式挖掘机发展概况31.3 本设计的研究内容5第二章 推压机构构造与工作原理62.1 机械式挖掘机结构62.2 机械式挖掘机工作原理62.3 动臂结构原理介绍72.3.1动臂整体概述72.3.2 动臂各部分功能概述72.4 推压传动机构的构造和特点102.3.1减速器的主要参数112.3.2减速器的推压工作状态13第三章 工况分析及传动方案的确定143.1工况分析143.1.1推压力计算163.1.2确定电机163.2 确定传动方案和传动比17第四章 推压机构零件设计及校核204.1高速级齿轮设计及校核204.2低速级齿轮设计及校核224.3中间轴的设计及校核254.4轴承的选择及校核304.5键的设计及校核31总 结33参考文献34致谢35iii第一章 绪论1.1机械式挖掘机概述机械式单斗挖掘机是一种重要的工程机械，它利用单个铲斗挖掘和铲装土壤和石块，被广泛地应用于土方施工中的挖土工作，矿山工程中的剥离表土工作，以及采掘矿石和装载工作中。它对于减轻繁重的体力劳动、加快施工速度、提高劳动生产率能够起到很大作用。1 矿用挖掘机是具有悠久历史的采装设备，其特点是斗容量大，作业效率非常高。自从1877年开始应用于露天采矿作业以来，经过一百多年的研究改进，在动力源方式，各部分机械结构以及控制操纵方面都有重大的改进。但是，就基本结构与工作特性来看，仍不失其原来的基本形态。由于矿用挖掘机具有较大的挖掘铲装能力以及作业上的稳定性，可靠和显著的生产效益，到目前为止仍然是露天采矿中最主要的挖掘装载设备。 露天采矿是当今世界上许多国家普遍采用的一种采矿方式，由于可以采用大型采矿设备,故产量很大,适应对矿物日益增长的需求量的要求;露天开采比井下开采效率高 510 倍,而成本仅相当于井下开采的 1/21/4;基本建设速度比井下开采快1倍,容易实现自动化采矿,生产安全，回采率高，经济效果好。 我国是一个矿产资源相当丰富的国家,而且我国的矿藏多适合于露天开采。仅以铁矿藏这一项为例，就有 65适用于露天矿开采。其余如煤矿，有色金属矿藏等莫不如此。伴随着几十年国民经济的发展，我国原有的富矿资源越来越少，现在我国开发的重点正在转向过去不重视的许多低品位尚未开发的矿藏上。这种开采自然条件适合采用用露天开采的方式,所以近些年来露天开采发展非常迅速。目前，我国有色金属矿石露天开采量和露天煤矿煤炭产量占全国总产量的比重相比较于发达国家都要低很多,所以我国在对有色金属和煤炭资源进行露天开采方面的潜力非常大。 我国目前露天矿开采规模不够大,技术水平不够高。这与我国飞速发展的国民经济的需要根本不相适应，我国的有色金属及煤矿的产量必须提高，这就需要新建，扩建和改建许多大型的矿山，从而需要较多大斗容的挖掘机。但是,我国挖掘机生产能力现在还不能够满足这个要求。我国挖掘机行业和工程技术人员,必须从产品质量,技术水平和产量上提供更多合格的产品,这就需要我们做出很大的努力。根据我国“七五”规划，新建、扩建后露天开采的六大煤矿、四大煤矿和两个同矿工需要机械式单斗挖掘机812立方米的41台，16立方米的23台，26立方米的26台，14立方米正铲液压挖掘机12台，其它配套有自卸汽车68108t的141台，154t自卸汽车251台。但是，当时我国挖掘机生产能力远远不能满足这一要求。近几十年我国过挖掘机行业和工程技术人员作出了巨大的努力，取得了很大的成就。露天煤矿开采配套设备中挖掘机是主要设备，在设备投资，经济效益上都起主导作用。机械式单斗挖掘机是一种重要的工程机械，它利用单个铲斗挖掘和铲装土壤和石块，被广泛地应用于土方施工中的挖土工作，矿山工程中的剥离表土工作，以及采掘矿石和装载工作中。它对于减轻繁重的体力劳动、加快施工速度、提高劳动生产率能够起到很大作用。 矿用挖掘机是具有悠久历史的采装设备，其特点是斗容量大，作业效率非常高。1.2 国内外机械式挖掘机发展1.2.1国内机械式挖掘机发展概况1954年我国试制成功第一台斗容量为1m3的机械传动式正铲挖掘机，开始了我国挖掘机的生产。1977年研制出wk-10（斗容量为8-12 m3），wd-2000（斗容量为10-15 m3），才使大型矿用挖掘机生产有了新的突破。wk-10机械式单斗挖掘机是太原重型机械厂生产的。斗容量为8 m3，10 m3和12 m3三种，它适应挖掘矿石、软岩及煤炭。wd-2000是抚顺挖掘机厂生产的机械式单斗挖掘机，主要部分与美国280-d相似。随着采矿工业的发展，我国从美国p& h公司引进技术，生产了斗容量为16 m3和23 m3的p& h -2300xp和p& h-2800xp两种大型挖掘机，并投入矿山使用。这两种挖掘机的试制成功，标志着我国的挖掘机制造技术又前进了一大步。目前我国有挖掘机制造厂20多家，生产有30多个品种的各类挖掘机。2面对外资咄咄逼人的竞争态势，徐挖努力加强与国内同行彼此间的交流和合作，同时不断从国外引进世界尖端研发技术和研发手段，并与著名大学不断合作研发，在挖掘机技术发展上作出了不少成果。太重作为我国最早生产制造大型矿用挖掘设备的企业，其大型挖掘机的研发经历了原始创新、合作制造和引进消化吸收再创新三个阶段，发展步伐一直在国内的前列。2006年以来太重成功的研制了具有完全知识产权的20m 、27m的挖掘机，并在神华准格尔能源有限公司投入使用，打破了国外公司在大型矿用机械的产品和技术垄断，也使公司成为世界上少数几个自主生产大型矿用机械的企业之一。虽然我国的挖掘机制造业在不长的时间内有了较快的发展，但仍存在一些问题。如品种、规格、质量上满足不了国内的市场需要。产品的技术水平，可靠性，制造质量与国外挖掘机相比还有较大差距，对大中型挖掘机尚处在经验设计阶段，满足不了国民经济重点工程的需要。因此我国在未来20年里，我国采矿工艺仍将是矿山机械化主导作用，而辅以自动化。【2】 近一，二十年来，随着液压传动技术在工程机械上的广泛使用，液压挖掘机有了迅速发展。cad技术在国内发展也有十几年的历史，如挖掘机的仿真，挖掘图谱的绘制，反铲装置的计算机辅助技术。而机械式挖掘机当前沿用的仍是50年代前苏联学者提出的挖掘机理论。 wk-10b矿用挖掘机主要性能参数标准斗容 12m3 主电机功率 750kw提升速度 1m/s 最大挖掘半径 18.9m推压速度 0.65m/s 最大挖掘高度 13.63m行走速度 0.69km/h 最大卸载半径 16.35m最大提升力 1029kn 最大卸载高度 8.45m最大推压力 617kn 挖掘深度 3.4m最大爬坡角度 13度 工作重量 459t平均比压 225kpa 理论生产率 1490m31.2.2国外机械式挖掘机发展概况近年来，随着高新技术不断被应用到矿山装备中，以及为适应日益增大的矿用汽车的铲装需要，挖掘机正朝着大型化和智能化方向发展，由于挖掘机在露天采矿和土建工程中的广泛应用，许多工业发达的国家都比较重视挖掘机生产，目前外国制造大型挖掘机的国家主要有美国、苏联、日本和西德、法国、英国、意大利、捷克、瑞典等国也有一定的生产规模。现在将几个主要发达国家的挖掘机生产概况分别阐述如下。美国挖掘机生产概况美国是单斗挖掘机发展较早的国家。1833年美国机械工程师取得了单斗挖掘机的发明权，1836年制造出世界上第一台机械传动挖掘机，其挖掘机生产技术一直处于领先地位，尤其是大容量的矿用挖掘机几乎垄断了资本主义市场，并在机械性能、结构、电器传动技术和运行可靠性方面遥遥领先。美国是出口挖掘机主要国家，每年出口量一般占1/4以上。美国挖掘机关键零部件寿命较长并且设备较轻。美国生产挖掘机的主要公司有bucyrus&eris公司（b&e公司），harnischfigier公司（p&h公司），马里恩公司等三十多家。其中b&e公司的主要产品有395b、295b、290b等型；p&h公司的主要产品有p&h2300、p&h2800、p&h2100bl等型；马里恩公司的主要产品有204m、201m、191m等型。挖掘机生产的专业化和充足的备件是美国挖掘机工业的特点，铲斗、斗齿、履带板、离合器、制动器、司机室都有专业厂生产。3俄罗斯挖掘机生产概况俄国十月革命前的矿山技术水平很低，几乎全是手工劳动。1931年开始建立挖掘机制造工业。二次世界大战后，为适应钢铁工业发展，挖掘机制造业迅速扩大，其年产量已超过美国，局世界首位。前苏联中央下属40个矿山机械制造厂，其中有8个比较大的专业华生产厂。生产挖掘机主要厂家有乌拉洱重型机械制造厂，克拉马托斯克重型机械厂，其主要产品有3kr-8,3kr-12.5,3kr-20等型号。早在70年代末，前苏联就已经研究出挖掘力随工作部件类型，土壤切片参数和土壤物理机械性能的变化而变化的规律，并对性能试验和生产实验得到的信息进行统计分析，用计算机进行参数的最优化处理。前苏联挖掘机生产的特点是数量发展快，技术发展慢。主要表现在旧型号多，新产品少，单位斗容量大，使用寿命短，大修期短，虽然制造量大，现场使用比较却不高。近20年来靠引进西方技术，矿山设备有了较大改进，也向大型化和高效率发展。日本挖掘机生产概况日本挖掘机生产发展较晚，1930年才制造第一台挖掘机，战后挖掘机生产随着钢铁需求量的增加得到极为迅速的发展。日本有15个公司生产单斗挖掘机，其中生产机械传动式挖掘机的公司有7家，斗容量从0.3 m311.5 m3，功率从44574kw。主要生产厂家有神户钢铁公司，小松制作所，住友金属工业公司等。目前国外不同用途，不同规格的挖掘机品种在600种以上，小如斗容量仅为0.01 m3的建筑用微型反铲单斗挖掘机，大如斗容量达168 m3的剥离用巨型拉铲挖掘机。其中机械式挖掘机的规格品种近100余种，年产量超过2万余台。70年代以来，国外产品设计普遍采用了机，电，液一体化新技术，再加上cad的应用使产品的研制和更新周期缩短到了一年甚至几个月。加拿大采矿专家e。stanley认为：“矿山机械化方面已经取得长足进步，今后，自动化和信息技术将继续推动矿山设备和采矿方法的革新。”最近，卡特比勒公司在设计914型紧凑式装载机的司机工作室中采用了虚拟现实技术，该技术将司机坐席布置到可以在三个银幕上投影各种模拟图象的屋内，司机可以体验三唯立体场景，这样不仅可以缩短装载机的研制周期，而且还可扩大机械后方的视野。可见国外已经把许多尖端技术应用在机械设计和控制中。西方工业发达国家的挖掘机的主要发展方向是采用遥控及微机控制的自动化技术，整个机组具有以下的主要特点：功率增大，独立作业性强，配件标准化，能降低噪声和振动。4 1.3 本设计的研究内容推压机构作为挖掘机的主要的工作部件，它的性能直接影响挖掘机的工作性能，它的结构的设计占有非常重要的地位，近年来，随着电子计算机技术、有限元及cad技术的迅速发展，对推压机构的设计分析也取得了可喜的进展。本论文是以某机械厂设计的10m3挖掘机的底架作为研究的对象，研究的主要内容为：1通过对矿用机械式挖掘机四种工况的分析,选择确定推压机构电动机型号,通过计算总传动比,确定推压机构的传动形式，分配传动比。2设计计算推压机构的总装配图，及其查阅相关手册设计出推压机构的零部件。设计计算出齿轮，及轴等各零件参数。3校核各个零件是否适合挖掘机推压机构的公况要求，是否能够达到挖掘机所需的要求。4运用2004cad清华天河软件，绘出推压机构总图和零件草图，对零件进行应力分析 ，检验设计是否符合要求。第二章 推压机构构造与工作原理2.1 机械式挖掘机结构2.2 机械式挖掘机工作原理 正铲工作装置主要由动臂、斗柄、铲斗和推压轴组成。动臂下端铰接于平台上，上端通过滑轮用变幅钢绳保持其固定位置，调节变幅钢绳长短，可调整动臂的倾角。铲斗提升钢绳，下降则靠铲斗自重。为保证挖掘，推压轴能够推出斗柄，斗柄也可以绕推压轴转动。5 工作时，钢绳提升铲斗，同时推压轴把斗柄推向工作面。铲斗提升也推压同时动作，在运动中使斗子装满铁矿石，然后离开工作面，回转到卸载处，卸载后再回到工作面开始下一次的挖掘工作。在工作中可以调节斗柄的伸缩量，以调整铲斗位置，以便挖掘或卸载。卸载是打开斗底，铁矿石靠自重卸出。机械式挖掘机各部分的构成（一） 工作装置 包括挖掘土壤的铲斗和支持铲斗的构件，后者是动臂以及把铲斗和动臂连起来的构件（斗柄、推压机构或钢丝绳等）。（二） 支撑行走装置 支撑整个机体，保证机器的运行，在中小型单斗挖掘机中，用轮胎或双履带行走装置，在大型单斗挖掘机中，用步行式行走装置或四履带、八履带行走装置。（三） 动力装置和传动机构 （提升机构、推压机构、回转机构、动臂起升机构、斗底开启机构）、操纵装置、润滑装置、及其他附属设备。2.3 动臂结构原理介绍2.3.1动臂整体概述动臂一般采用全焊接结构，动臂在满足其功能的前提下，要求其自身重量应足够轻；当挖掘材质坚硬的矿物时，动臂自身重量又应应足够重。为了尽可能较好协调地满足这两方面的要求，现在人们通常采用经过有效锻造后再用回火工艺处理过的高强度合金钢制成合适的板材，经过焊接制成动臂。目前国内外的大型机械式挖掘机如p&h公司生产的2800xp、4100xp，太重生产的wk-27、wk-35大体都采用如图所示的外形，从整体结构来看，它具有对称形式的结构，在空间上关于xc-zc平面对称。从xc-zc平面内来看，动臂采用了中心线是直线（支撑踵铰孔推压轴孔天轮安装铰孔三者的连线），中部（推压轴孔附近）加强，变断面，下弦突出的鱼腹式结构，这种鱼腹式结构具有很大强度和良好的扭转刚度。从xc-yc平面内来看，动臂是单梁箱形结构，支撑踵的铰轴孔（支撑踵两个铰孔）分开一段距离，以便帮助动臂承受机身回转时所受的惯性力和斗杆作用在动臂上的扭转作用力。2.3.2 动臂各部分功能概述动臂中部动臂中部主要有推压轴齿轮箱箱体的下箱体、推压轴支撑套，推压轴孔支撑板等结构。推压轴齿轮箱箱体的下箱体和推压轴齿轮箱上箱体相连接配合组成整个推压轴齿轮箱用以安装容纳推压传动部分的所有齿轮，为推压传动齿轮提供良好的工作环境。推压轴支撑套用于安装推压轴轴承和推压轴等零部件，通过推压轴齿轮箱内的齿轮把动力传递给推压轴，推压轴带动其上所安装的推压齿轮转动，从而使装有和推压齿轮相配合齿条的斗杆产生相应运动。图 3.2推压轴孔支撑板主要用于支撑推压轴支撑套，承受由推压齿轮传给推压轴再由推压轴传给推压轴支撑套的力。动臂顶端图 3.3动臂顶端有天轮支撑套、小侧板以及绷绳连接孔等结构。天轮支撑套用以安装天轮，在两个天轮支撑套内装上合适的锥形滚轴轴承，然后将天轮安装在其支撑轴上，支撑轴再通过锥形滚轴轴承装到动臂上。小侧板用于增加动臂顶端的强度和刚度，同时也起着将动臂顶端封住，使动臂成为一个完整箱体的作用。小侧板和动臂侧板末端外伸，在小侧板和侧板末端外伸部分的合适位置开出四个绷绳连接孔，用于安装把动臂和a形架相连接的绷绳。【5】动臂根部动臂根部是动臂和挖掘机机身相连接的部分，这部分主要有两个分开一定距离的支撑踵（参见图3.4），支撑踵分开一定的距离有利于增加机身回转时动臂对惯性力的克服，使动臂和机身的连接更加牢固、安全、可靠。图 3.4动臂的其他部分图 3.5如图3.5，在动臂的内部，沿着动臂的长度方向有一系列有一定间距的横隔板，这些隔板和动臂的上板、下板以及两块侧板焊接在一起。采用这种结构的动臂具有足够的抵抗轴向挠曲和沿轴线垂直方向扭转的能力，并具有很高的强度。为了减轻横隔板的重量从而减轻大臂的重量，将隔板受力极小甚至不受力的中间部分挖空，以达到目的。在动臂的两侧面下部还有一个小箱体，该小箱体是由高强度和耐磨的合金钢焊接制成，内部也具有相应的小横隔板（如图3.6所示），它的主要作用是动臂在中心轴垂直方向的最远处保持很大的强度和刚度，这样使在动臂整体上得到了刚度大强度好重量也比较轻的效果。同时，耐磨的小箱体能对侧面的斗杆起支撑作用，它拥有的可替换的耐磨侧板可以减少因斗杆的摩擦使动臂产生的摩擦损坏。图 3.6 小箱体内部结构2.4 推压传动机构的构造和特点机械式减速器是最常见的一种传动装置，其公用是将电动机输出的转速降至工作机械所需要的转速，同时将电动机的功率传递给工作机械。机械式挖掘机推压传动机构由许多的零件组成，通常的减速器设计是根据减速器的主参数（如输入功率与转速，输出功率与转速等）对每个零件进行设计或者选用。这种设计方法的缺点是设计和制造的工作量大，重复劳动，生产率低和生产周期长，且零件的加工质量难以一致，因此减速器的性能差距很大，减速器工作装置就是减速齿轮组，在矿用挖掘机进行挖掘过程中，即挖掘机斗杆与水平面平行（假设挖掘机在水平面上进行作业），进行推压以满足整个机体的力学平衡，此时的工作状况如图1所示。图中各力分别为颤抖所受之力有矿岩对斗齿的反作用力和,挖掘时遇到了障碍物产生的横向力，铲斗自重，斗柄自重，以及自重造成的压轴处支反力，q力按计算动臂时的方法计算，力是矿石对斗子的反作用力，可根据对推压轴处取距，解平衡方程求出，力可由回转进程中进行制动求出， 可由对斗齿尖取例句平衡方程解得。6图1 挖掘机推压机构进行最大推压状态图中各力分别为颤抖所受之力有矿岩对斗齿的反作用力和,挖掘时遇到了障碍物产生的横向力，铲斗自重，斗柄自重，以及自重造成的压轴处支反力，q力按计算动臂时的方法计算，力是矿石对斗子的反作用力，可根据对推压轴处取距，解平衡方程求出，力可由回转进程中进行制动求出， 可由对斗齿尖取例句平衡方程解得。78目前国内外采取的减速器结构比较多，比较常见的有直齿外啮合减速，行星轮减速等，又由于渐开线齿轮具有传动比稳定，中心距可分性，易于加工等特点，在各类机械中应用广泛，因此减速器中又以直齿减速最为常见，目前国内外的大型机械式挖掘机如p&h公司生产的2800xp、4100xp，太重生产的wk-27、wk-35、wk-55大体都采用这种形式，齿轮一般采用42crmo采用在国内，而箱体则采用qt500,同时直齿分级减速的理论相对成熟生产厂家比较多，在实际生产中具有便利的生产条件与较低售后维修成本，目前的减速器主要包含有箱体，齿轮组等，通过主动轮输入一定功率与转速后，通过齿轮的传动比，使得原始转速下降，从而达到预定的转数进而满足力学要求，能够对保证挖掘机的正常工作，从而使得挖掘机能够进行完整的挖掘动作。机械式单斗挖掘机，用一个铲斗按间歇重复循环方式进行工作，由挖掘、满斗回输、卸载、空斗回输四个工序构成一个工作循环。挖掘机包括工作装置、提升机构、回转机构、推压传动机构，支承行走装置、动力装置、适当的配重、润滑、气动装置及其它附属设备。工作时，钢绳提升铲斗，同时推压轴把斗杆推向工作面，在运动中使铲斗装满物料，然后离开工作面，回转到卸料处卸料后，再回到工作面开始下一次挖掘。910在工作中可以改变斗杆的伸缩量，以调节铲斗位置，以便挖掘和卸载。理想的挖掘轨迹应接近“对数螺旋线”。斗杆伸出长度一般不超出4/5斗杆行程。斗杆是采用箱型断面的双梁结构，其断面尺寸沿斗杆的长度方向是完全一致的。双梁采用中间梁连接起来这样可以改善因挖掘时铲斗受力不均的状况，可承受较大的推压力，并能够承受因挖掘阻力的偏心作用而产生的扭力，以及铲斗和斗柄自重造成的惯性力矩。在靠近铲斗的一端，两侧梁用一个大的抗扭矩箱连接起来，故能承受较大的载荷，并能承受由于挖掘阻力偏心作用引起的扭矩以及回转时铲斗和斗杆自重造成的惯性力矩。11斗杆上的齿条通过与推压齿轮的啮合，实现伸缩并传递推压动力，减速在这个阶段不但具有推压机构的作用而且还有下面就详细情况作一个介绍。2.3.1减速器的主要参数减速器的主要减速部件为齿轮组，因此齿轮方面的参数相对来说对于减速器来说就可以作为其主要参数，同时由于减速器分为不同类型的减速齿轮级，如外啮合2级，3级减速等。针对其不同的构造，取得其共有主要参数：主动轮转矩t：t=9.55/np为主动轮的输入功率kwn为主动轮转数round/min传动比 u=/ (2-1)为主动轮的齿数为最终输出从动轮的齿数d=m（） (2-2)d为主动轮与最终输出从动轮的中心距m为齿轮啮合模数轮齿切向应力 =t/r (2-3)=189.8(按照锻钢齿轮啮合标准取值)h=(2+)m=2.25m mm(国家标准规定 =1，=0.25)轮齿高齿宽系数 =b/h (2-4)b是轮齿宽齿根弯曲强度校核公式 / (2-5)齿面接触强度校核公式 =2.5* (2-6)针对齿轮设计来说，其重要的检验标准就是齿根弯曲应力，设计的结果需要带入正确的数值，利用齿根弯曲强度结果校对实际采取的材料进行对比，发现其设计的数值是否可以在实际中应用。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。因此，按齿根弯曲强度计算所得到的模数，圆整成标准值后，即为齿轮模数，按齿面接触疲劳强度计算出的分度圆直径，即为小齿轮的分度圆的直径，进而可设计出小，大齿轮的几何参数（齿数，齿宽，中心距等）。这样设计出的齿轮传动，经过校核既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并能做到结构紧凑，避免浪费。12由以上的计算我们发现，在保证中心距最小的情况下（也就是使得整体重量最轻），需要保证齿根弯曲强度满足实际要求。2.3.2减速器的推压工作状态减速器设计以其最大推压力为设计标准，在满足强度要求下，最大推压力不能超过推压齿轮减速器中轮齿的齿根许用应力，考虑斗柄在挖掘和重斗回转的时候受力严重，其工况定为：动臂处于理论水平未知，斗柄伸出到正常工作幅度，哇据处于推压轴高度的矿岩，空斗遇到了障碍物（坚硬的矿岩），提升滑轮组作用力q达到了最大值，方向是垂直的，此时斗柄所受弯矩接近最大值。此种工况的状态是发动机功率65%用于提升，35%用于推压，推压方向朝向机体。机型为多发或者单发发动机单独驱动，则推压力也按最大值计算，方向朝向机体，此时的最大推压压状态如图2：图2 最大推压状态其中 =q-(f+)-(-/2)/ (2-7)=q(-)+-(-+/2)- (-f)/ (2-8)利用所使得的推压力计算出反作用力，这样使得整体满足于力学平衡，由于推压力的计算可以使得机器本身能够增加对岩石的作用力，产生更高的挖掘力，但是也同时会带来减速器整体庞大，重量过高，成本增加，不方便装配等一些列的问题。因此需要在了解整体的性能要求情况下合理的设计减速器结构。13第三章 工况分析及传动方案的确定3.1工况分析挖掘阻力的计算有关参数：铲斗容量： q=10m3重度： v=2.25kn/ m3 （铁矿石）松散系数： ks=1.3装满系数： km=1铲斗重： gd=163kn土重： gtu=180kn斗柄重： gb=134.2kn最大提升力：qmax=1029kn由于挖掘阻力与挖掘位置有关，现选取几个位置进行计算。1. 最大提升力qmax=1029kn，铲斗挖掘机铁矿石挖掘阻力的计算公式如下： （3-1）式中ro、rb、rd、ri为各力的力臂。挖掘机在挖掘过程中，铲斗在其挖掘轨迹上的法向阻力为： (值根据铲斗所在的位置而定) （3-2）(1)铲斗处于开始挖掘位置时的挖掘阻力(图1)。此时，铲斗是空斗，gtu =0，在装配图中量得：ro=4.22米，rd =0.44米，rb =0.63米，ri=8.01米。w11= =481kn(2)铲斗处于动臂中心线与斗柄中心垂直位置时的挖掘阻力(图2)。此时，认为铲斗装入的铁矿石是满斗的一半，即gtu =90kn。在装配图中量得：ro=7.18米，rd =6.55米，rb =2.84米，ri =10.77米。w12= =444kn(3)铲斗处于推压轴高度时的挖掘阻力(图3)。此时，铲斗装满铁矿石，gtu =180kn，在装配图中量得：ro=8.57米，rd =9.93米，rb =5.17米，ri=12.04米。w13= =335.7kn(4)铲斗处于最大挖掘高度时的挖掘阻力(图4)。此时是进行空斗挖掘，在装配图中量得：ro=7.56米，rd =9.45米，rb =4.73米，ri=12.22米。w14= =409kn 图1图2图3图43.1.1推压力计算对斗柄受力分析，得到斗柄的力多边形，由力多边形，可求出最大推压力。当qmax =1029kn时，推压力： t1=410kn t2=436knt3=560knt4=868kn3.1.2确定电机初选选z4-315推压电机z4-315电机性能参数：额定功率：160kw额定转速：800r/min额定电压：440v额定力矩：me=9.55*106=1910.8n*m最大力矩：mmax=kg*me=3*1910.8=5732.4n*m推压机构总传动比：it=35.62推压机构传动效率：=0.85推压齿轮分度圆直径：df=468mm由公式 （3-3）得到tmax=1030kn.最大的推压力t1,t2,t3,t4都小于机构能够发出的主动推压力,能够达到挖掘过程中对推压力的要求.所选用的电机合适.143.2 确定传动方案和传动比推压机构传动系统图wk-10机械式挖掘机的推压机构的传动形式就依据太重集团已经生产的wk-4，wk-10推压机构传动方案，结合wk-10本身的参数设计出来的，此传动方案满足wk-10的总体性能要求，机构紧凑，传动效率高，易于生产制造等特点。采用独立式推压机构，能够保证铲斗在任何位置时，准确的操作斗柄的运动及调节屑片厚度。发动机不容易因切屑厚度太大而过载，即使发动机过载，要斗柄退回也没有什么困难，因为只要把推压机构的制动器松闸，提升绳在斗柄方向的分力就能使斗柄退回。本方案采用二级减速器减速，齿轮-齿条推压机构产生推压力推动斗柄。它的特点是推压轴是由动臂上的推压电机通过减速器带动回转的。二级减速器就可以发出足够的推压力，铲斗工作平稳，清根性好，选择好的材料和热处理工艺，齿轮齿条的寿命比较高。15美国哈尼施费格公司在p&h-2100bl和p&h-2300型挖掘机上采用了电动机和具有整体背部的多v带传动装置，传动皮带全部封闭，并强制空气冷却，这种结构延长了电机和减速器的距离，缓解了动臂的负担，使动臂的性能得到提高，通常在特大型挖掘机中使用。在4-20m3的挖掘机中，使用极限力矩器，能够限制挖掘机过载，而且可以对外载荷起到缓冲作用。16计算推压机构的工作效率1每对轴承传动效率：0.992圆柱齿轮的传动效率：0.963齿轮齿条的传动效率：0.95电机至铲斗之间的传动装置的总效率：=13223=0.85传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比推压齿轮分度圆直径：df=468mm电机额定转速ne=800r/min推压齿轮转速=22.46总传动比i=ne/n=35.9（2）传动装置传动比分配传动机构为二级减速,i=i1*i2,i11.2i2所以选i1=6.5,i2=5.5传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速n1800r/min n2n1/i 800/6.5123r/min n3n1/ （ii）800/35.8=22.4r/min（2）各轴输入功率 p1= 1600.99=158.4kw p2 =158.40.990.96=150.5kw p3=150.50.990.96=143.1kw（3）各轴的输入转距运动和动力参数计算结果整理与下表轴名效率p（kw）转距t (nm)转速n传动比输入输出输入输出轴160158.41890.91890.98006.5轴152150.511685116851235.5轴144.5143.161009.261009.222.4第四章 推压机构零件设计及校核4.1高速级齿轮设计及校核（2）选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且矿山设备，要求结构牢固，使用寿命长，由表6-2，选大小齿轮材料为40mnb，表面淬火，齿面硬度48-55hrc。17矿山机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为8级精度。选小齿轮齿数z1=21，z2=iz1=136.5，取z2=136，传动比i=z2/z1=6.48（2）按齿跟弯曲疲劳强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式有 (4-1)确定式中各项数值：因载荷有严重冲击，由表10-3查得ka=1.6，故初选载荷系数kt=2.6t1=9.55*106=1.89*106n*mm由式， (4-2)计算端面重合度a=1.70由式，=0.69由图10-4，选取d=0.7查取齿形系数，由表10-5查得yfa1=2.78，ysa1=1.56yfa2=2.18，ysa2=1.86由式n1=60n1jlh=60*123*1*（2*8*300*15）=5.3*108n2=n1/i=8.02*107由图10-20查得yn1=0.9 yn2=0.95取sfmin=1.25由图10-21d按齿面硬度均值51hrc，在ml线上查得取，设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式，求得：=12.3修正mt：由图10-8查得kv=1.18由图10-9得k=1.04由表10-7得k=1.2则k=kakvkk=2.6*1.18*1.04*1.2=3.8由表6-1，选取第二系列标准模数m=14mm，齿轮主要尺寸： =205.8mm,取b2=210mm，b1=220mm（3）校核齿面接触疲劳强度由表10-6查得由图10-16查得zh=2.5由图10-15查得z=0.88由图10-17，按不允许出现点蚀，查得zn1=0.88，zn2=0.91由图10-18e均值51hrc，在mq和ml线中间查出取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强度满足要求。4.2低速级齿轮设计及校核（1）选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且矿山设备，要求结构牢固，使用寿命长，由表6-2，低速级小齿轮材料为38grsimnmo，表面淬火，大齿轮材料为zg35grmo，齿面硬度50-55hrc。17矿山机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为8级精度。选小齿轮齿数z1=18，z2=iz1=99，取z2=99，传动比i=z2/z1=5.5（2）按齿跟弯曲疲劳强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式有 (4-3)确定式中各项数值：因载荷有严重冲击，由表10-3，故初选载荷系数kt=2.6t2=9.55*106=1.17*107n*mm由式， (4-4)计算端面重合度a=1.70由式，=0.69由图10-7，选取d=0.7查取齿形系数，由表10-5查得yfa1=2.73，ysa1=1.52yfa2=2.15，ysa2=1.80由式n3=60n2jlh=60*123*1*（2*8*300*15）=5.3*108n2=n1/i=8.02*107由图10-20查得yn1=0.88 yn2=0.94取sfmin=1.25由图10-21d按齿面硬度均值51hrc，在ml线上查得取，设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式，求得：=15.8修正mt：由图10-8查得kv=1.15由图10-9查得k=1由表10-7查得k=1.2则k=kakvkk=2.4*1.15*1*1.2=3.3由表6-1，选取第一系列标准模数m=18mm，齿轮主要尺寸： =188mm,取b2=190mm，b1=200mm（3）校核齿面接触疲劳强度 (4-5)由表10-6查得由图10-15查得zh=2.5由图10-10查得z=0.88由图10-16，按不允许出现点蚀，查得zn1=0.88，zn2=0.91由图10-17e，按齿面硬度均值51hrc，在mq和ml线中间查出取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强度满足要求。4.3中间轴的设计及校核（1）中间轴布局根据机械传动方案的整体布局中间轴上的零件的装配方案如中间轴装配图。19（2）选择轴的材料轴的材料选35gr2mnmo，调质处理。其力学性能由表15-1查得：，（3）初步估算轴的最小直径为 (4-6)根据表8-3，取 （4）轴的结构设计 参考太重集团机械制造厂的wk-10及机械设计手册，轴的机构及尺寸如图（中间轴零件图）。17（5）按弯扭合成强度校核轴1 画出轴的计算简图（图a）2 计算轴上外力齿轮的圆周力齿轮的径向力3 求支反力水平面的支反力 (4-7)垂直面内支反力 (4-8)4 计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩 垂直面弯矩 水平面和垂直面弯矩图如图c、图e所示合成弯矩（如图f）5 画转矩图（如图g）6 计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取得：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面（及危险截面b）的强度。由式（8-4）得所以轴的强度足够。4.4按疲劳强度的安全系数校核计算（1）判断危险截面危险截面的位置应位于弯矩和转矩较大，及截面面积小且应力集中较严重处。由图截面b上弯矩最大，且齿轮配合和花键槽引起的应力集中。17（2）b截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 抗弯截面系数 合成弯矩 转矩 弯曲应力幅（按对称循环变应力计算