推进机毕业设计说明书

PAGEPAGE50摘要行走机构是掘进机非常重要的部件之一，行走性能的好坏关键在于其传动系统的计算和设计。行走机构一般采用履带型式，两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向。履带的驱动动力有电动机和液压马达两种，电动机驱动一般只设置一种行走速度，液压马达驱动可采用低速大扭矩马达直接带动履带链轮，或采用中速液压马达+减速器带动履带链轮的传动方式，它可实现无极调速。履带结构型式有滑动和滚动两种，当机器调动速度≤10m/min的中、轻型掘进机，宜采用滑动结构型式；当机器的调动速度＞10m/min的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。本设计结合了国内外悬臂式掘进机履带式行走机构的特点，以及EBH-120掘进机的基本参数，对EBH–90型掘进机行走机构减速器进行了计算和设计。关键词：掘进机，行走机构，传动系统，计算AbstractTheboringmachineisrunningaveryimportantpartofoneofthekeyoperatingperformanceisgoodorbadinitscalculationanddesignoftransmissionsystem.Generallytrackedtheuseofwalkingpatterns,twotracksfromtheirpowertodrive,steeringcanbeachievedinsitu.Drivingforceofthedrivetrackhastwoelectricmotorsandhydraulicmotors,motordriver,generallyspeaking,onlysetupawalkingspeed,hydraulicmotor-drivenlow-speedhightorquemotorcanbedrivendirectlytracksprocket,ortheuseofmedium-speedhydraulicmotor+reducerCrawlersprocketdriveofthedriveway,itcanspeedtherealizationofnon-polar.Trackedstructurehastwotypesofslidingandrolling,whenthemachinespeed≤10m/minofmobilization,thelightboringmachine,theyareadvisedtheuseofaslidingstructure;themobilizationofspeedwhenthemachine>10m/minheavy,specialheavy-dutyboringmachineshouldbeusedrollingstructure.Inthispaper,bothathomeandabroadcantileverboringmachineoperatingagenciestrackedthecharacteristicsofEBH-120,aswellasthebasicparametersofboringmachine,boringmachineofthewalkingmechanismcalculatedreducer,maderecommendationstoimprovethedesign.Keywords:boringmachineoperatingagenciestransmissioncalculation目录摘要 IAbstract II第一章绪论 11.1掘进机在国外应用的情况 11.2掘进机在我国应用发展简况 21.3掘进机的作用 41.4掘进机的分类 41.5影响掘进机性能的因素 4第二章机械传动装置的总体设计 72.1齿轮传动的特点 72.2确定EBH-90掘进机行走部行星减速器传动方案 72.3传动装置总传动比的计算及传动比分配 82.3.1选择油马达 82.3.2总传动比的确定 92.3.2传动比分配 92.4传动装置的运动参数和动力参数的计算 102.4.1各传动轴转速 102.4.2各传动轴功率 102.4.3各传动轴扭矩 10第三章传动零件设计计算 123.1齿轮设计计算 123.1.1圆柱齿轮传动部分第一级齿轮设计计算 123.2行星齿轮传动设计 163.2.1选取传动类型和传动简图 163.2.2接触强度验算 203.2.3按弯曲强度验算 223.2.4装配条件的验算 233.3行星齿轮传动的均载装置 233.4行星轮的结构 253.5行星架 273.62K–H行星机构各元件受力分析 283.7轴的结构设计 29.7.1轴的材料 293.7.2轴Ⅰ的结构设计及校核 293.8轴承的选择与校核 333.8.1对轴承的分析 333.8.2轴承的计算及寿命校核 333.8.3轴承选用参数表 36第四章联接与紧固 374.1螺栓组联接的设计 374.1.1设计的原则 37第五章密封与润滑 385.1密封 385.1.1密封的分类 385.1.2影响密封性能的主要因素 385.1.3改善密封性能措施 405.2润滑 415.2.1齿轮的润滑状态 415.3润滑对齿轮传动的影响 425.3.1边界润滑的失效对粘着胶合的影响 42.3.2润滑对点蚀的影响 435.3.4润滑剂失效导致磨损 435.3.5润滑对磨料磨损的影响 435.4矿山机械设备减速器的润滑 445.5矿山机械齿轮减速器对润滑油性能的要求和选用 445.5.1对润滑的性能要求 445.5.2润滑油的选用 45第六章掘进机行走机构故障及处理方法 466.1履带部不行走 466.2履带行走不良 46参考文献 48致谢 49第一章绪论1.1掘进机在国外应用的情况当隧道(洞)长度过长时，用常规钻爆法进行隧道施工将需要相当长的工期，隧道掘进机法施工则适合长隧道施工的需要。隧道掘进机英文名称是tunnelboringmachine(TBM)。根据国外实践证明，当隧道长度与直径之比大于600时，采用TBM进行隧道施工是经济的。在一些发达国家中，一些部门还明确规定3krn以上的隧道必须采用TBM施工。但上述传统观念近年来已被工程实践所打破，例如我国香港地区连接九龙半岛及新界的西铁工程中全长只有1．8km的隧道，同样采用了掘进机施工，该隧道开挖直径8．75m，衬砌后直径7．62m，隧道穿越一段坚硬岩层(花岗岩)和一段旧填海区软土，用混合式TBM成功完成了开挖支护任务。TBM最大的优点是快速，其一般速率为常规钻爆法的3～10倍。此外，采用TBM施工还有优质、安全、有利于环境保护和节省劳动力等优点。由于TBM提高了掘进速率，工期大为缩短，因此在整体上是经济的。TBM的缺点主要是对地质条件的适应性不如常规的钻爆法，主机质量大，前期订购TBM费用较多，要求施工人员技术水平和管理水平高，对短隧道不能发挥其优越性。由于科学技术的不断迅猛进步，现在TBM可以适应较为复杂的地质条件，从松散软土到极坚硬的岩石都可以应用，使用范围日益广泛。TBM的设计制造在一定程度上反映了一个国家的综合科学技术和工业水平，体现了计算机、新材料、自动化、信息传输和多媒体等技术的综合和密集水平。一门叫做“地质机械电子学”的学科应运而生，它把机械原理、电子学原理和机器人原理应用到岩土工程学中，包括所有岩土工程技术和TBM技术。未来的发展属于自动化隧道掘进机。目前，人们已能在办公室控制掘进机操作——法国的斯特拉堡工地证实了这一事实⋯。在Geodata总部办公室所在地都灵可以直接从计算机屏幕上获取远在葡萄牙Porto地下铁道运行的一台土压平衡掘进机(EPBTBM，=8．8m)的所有施工图像和参数，据此可以发出指令，真正做到“运筹于帷幄之中，决胜于千里之外”及无纸化操作。掘进机的针对性很强，不同的地质条件需要不同的掘进机，也就产生了不同的掘进机：有的适用于软土，又称为盾构；有的适用于岩石。岩石掘进机可分为开敞式、单护盾式和双护盾式，并且已研制出能进行斜井施工的，例如已用于日本东京附近抽水蓄能电站压力管道斜井的施工。软土掘进机(盾构)初期为气压手掘式，现在主要为泥浆加压式和土压平衡式两种，并且已研制出能掘进圆形连续多断面隧道掘进机，已应用于日本Hiroshima新运输线的Rijoh隧道；研制出垂直一水平连续隧道掘进机，已应用于日本东京污水隧道工程；研制出椭圆形隧道掘进机，已应用于日本Nagoya的管道施工。此外，还研制出既能在岩石又能在软土中掘进的两用混合型掘进机，已应用于英吉利海峡隧道法国侧的隧道施工、日本广岛污水隧道施工、德国汉堡穿越Elbe河公路隧道施工、我国连接香港的九龙和新界的西铁隧道施工和广州地铁2线隧道施工。在20世纪70年代著名的岩石掘进机生产厂家是罗宾斯(Robbins)、佳瓦(Jarva)、维尔特(Wirth)$H德马克(Demag)。随后，由于生产厂家重组、转产以及停产等，现在生产岩石掘进机的厂家主要有罗宾斯、维尔特、海瑞克(Herrenknecht)、拉瓦特(Lovat)和小松(Komatsu)。著名的软土掘进机(盾构)生产厂家是川崎重5~(Kawasaki)、三菱重工(Mitsubishi)和法马通(NFM)。隧道掘进机除主机外，还必须配备配套系统，称为后配套系统。通常主机和配套系统总长度达150~300m。后配套系统包括运碴、运料系统、支护设备、激光导向系统、供电装置、供水系统、排水系统、通风防尘系统和安全保护系统。用于水工隧洞的还有注浆系统等。TBM法与钻爆法相比，其主要优点是掘进速度快，所以后配套系统是满足连续快速掘进的关键因素，其运输布置、运输能力、供水、排水流量、通风方式及风压、风量以及喷锚、混凝土管片安装、豆砾石喷射、灌浆的速度，必须与掘进速度相匹配J。由于隧道掘进机不仅技术上高速成洞，远比传统的钻爆法优越，而且经济上综合效益也远比钻爆法高，因此，在长大隧道的设计和施工中应该优先考虑采用隧道掘进机的方案。1.2掘进机在我国应用发展简况我国1966年生产出第1台直径3．4m的掘进机，在杭州人防工程中进行过试验。20世纪70年代进入工业性试验阶段，研制出SJ55，SJ58，SJ64，EJ30型掘进机。20世纪80年代进入实用性阶段，研制出SJ58A，SJ58B，SJ40／45，EJ30，32，EJ50型掘进机，在河北引滦、福建龙门滩、青岛引黄济青、云南羊场煤矿、贵阳煤矿、山西古交和怀仁煤矿等工程中使用。当时，我国掘进机与国外掘进机相比较，在技术性能和可靠性等方面还有相当大的差距自1978年我国实行改革开放以来，引入国外大型TBM进行隧道施工，取得了成功。2003年由中国第二重型机械集团公司和美国Robbins公司合作的新一代3．65m双护盾掘进机在四川I德阳二重集团公司内制造完工。这台3．65m双护盾掘进机为新一代全断面掘进机，是集机械、电气、液压、自动控制于一体的用于地下隧道工程开挖的智能化大型成套施工设备，用于云南省昆明市掌鸠河22km长的引水隧洞施工。该机为适应我国西南地区地质不确定性大，破碎地带会较多等特点，采取了许多特殊的设计，如脱困力矩和脱困难推进力都特大，用于脱困的辅助推进缸的液压系统压力最高可达50MPa。这些充分体现了新一代掘进机地质适应能力更强的特点。该掘进机的研制成功是我国重大装备制造业取得的一项重要成果。2004年大连重工起重集团有限公司与美国罗宾斯合作生产两台双护盾掘进机，开挖直径8．03m，用于辽宁大伙房输水工程。近期，沈阳重型机械集团公司与德国维尔特钻掘设备制造公司以及法国NFM技术公司三方共同投资创建了沈阳维尔特重型隧道工程机械成套设备公司。沈重投资52％控股，维尔特公司和NFM技术公司投资各占24％，合资年限为30a。这对我国重大装备制造将起到良好的促进作用。在盾构(软土掘进机)方面上海隧道工程股份有限公司机械厂最早在1958年设计制造上海塘桥浅土层隧道试验盾构(网格式)以来，自己制造和合作制造盾构88台(至2003年年底)。该厂是我国盾构最主要的生产厂。2002年该厂与日本石川岛播磨重工业株式会社以及中和物产株式会社合作制造了双圆盾构。2004年6月该厂偏心多轴多刀盘式矩形掘进机通过验收。该机尺寸为4mx6m(宽×长)，应用于宁波药行街一开明街地下通道工。2003年首钢与德国海瑞克公司合作开发盾构。目前，合作制造的盾构已正式下线，将为北京地铁施工服务。2004年天津市机电工业控股集团与日本川崎重工株式会社达成协议，由天重重型机器有限公司与川崎重工公司合作生产盾构。特别是2004年10月上海隧道工程股份有限公司机械厂设计制造的、具有我国自主知识产权的、直径6．34m的“先行号”。土压平衡盾构，已用于上海地铁2线西延伸段古北路站一中山公园站区间施工。以上这些都表明我国盾构技术已进入国际水平。1.3掘进机的作用掘进机是截割、装载、转载煤岩、并能自己行走、具有喷雾降尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的掘进机还具有支护功能。掘进机掘进比钻爆法掘进有许多优点：掘进速度高、成本低、围岩不易被破碎、利于支护、减少冒顶和瓦斯突出、减少超挖量、改善劳动条件、提高生产的安全性。1.4掘进机的分类掘进机根据所掘进的断面的形状，分为全断面掘进机和部分断面掘进机。全断面掘进机适用于直径为2.5~10m的全岩巷道、岩石单轴抗压强度为50~350MPa的硬岩巷道，可一次截割出所需断面且断面形状多为圆形，主要用于工程涵洞及隧道的岩石掘进。部分断面掘进机一般适用于单轴抗压强度小于60MPa的煤巷、煤岩巷、软岩水平巷道，但大功率掘进机也可用于单轴抗压强度达200MPa的硬岩巷道。部分断面掘进机一次仅能截割一部分断面，需要工作机构多次摆动、逐次截割才能掘出所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状。部分断面掘进机截割工作机构的刀具作用在巷道局部断面上，靠截割工作机构的摆动，依次破落所掘进断面的煤岩，从而掘出所需断面的形状，实现整个断面的掘进。部分断面掘进机按工作机构可分为冲击式掘进机、连续采煤机和圆盘滚刀式掘进机、悬臂式掘进机四种。其中悬臂式掘进机在煤矿中使用普遍。悬臂式掘进机按截割头的布置可分为纵轴式（如ELMB型）和横轴式（如EBH-132型）两种；按掘进对象可分为煤巷悬臂式掘进机和全岩巷悬臂式掘进机和煤–岩悬臂式掘进机三种；按机器的的驱动形式可分为电力驱动和电-液驱动两种。1.5影响掘进机性能的因素设计、加工与制造(1)整机操作的稳定性。掘进机的操作稳定性对其工作效率、工作安全性具有很大的影响。一些研究人员论述了有关掘进机的操作稳定性的重要意义，同时还对横轴型与纵轴型掘进机进行了比较分析，认为纵轴型掘进机对自身的重量利用不充分，因此同横轴型掘进机比较而言，纵轴型掘进机要实现相同的稳定性，重量需要增加约20a／hi2]。在掘进机作业时，可能发生侧翻、后翻、沿垂直轴线旋转、履带打滑等失稳现象。增加机身重量可以改善掘进机作业的稳定性，但是这样做一方面会增加成本，另一方面使掘进机在潮湿低洼的环境下，容易出现下陷。0．Acaroglu，H．Ergint：]对掘进机的稳定性进行了分析，不仅给出了稳定性的力学方程，同时还阐述了稳定性对机器性能的影响。据统计，在工作过程中因机器在空间位置上不够稳定造成的停机达26％，因电机崩溃造成的停机占20％嘲。掘进机的整机稳定性直接影响其他执行机构的正常运转，因此增强掘进机的整机稳定性，对于提高掘进机的机械性能、增强其工作效率，减少故障都具有重要意义。(2)行星轮装载机构动作协调性。装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其作用是将截割机构破落下来的煤岩收集、耙装至中间输送机。装载能力的大小取决于装载机构参数的选择，它直接决定了整机的生产能力。因此不断改进和完善掘进机装载机构，是提高掘进机整机性能的前提。当星轮转速与输送机链速不相匹配，如果星轮转速较大，耙进的煤输送机不能及时运走，造成堆积；如果输送机链速较大，输送煤不充分，会降低机器效率。(3)截割头、截齿的综合因素。截齿是掘进机的关键部件，其材料、制造工艺对掘进机的性能会产生较大的影响。随着掘进机应用范围的扩展，对截齿硬度、疲劳强度的要求有增大趋势。目前国产掘进机截齿体材多为硬质合金，35CrMnSiA，其缺点是脆性大。由于掘进机作业岩层地质条件的复杂性，要求截齿具有较高硬度、良好的耐冲击性、抗磨性，从而保障掘进机在截割富含石英的岩石时具有稳定的工作能力。不仅截齿的材质十分重要，而且截齿的形状、截割头的排列方式，对于掘进机的性能影响也不容忽视。由于镐形截齿具有良好的自锐性、耐冲击性而得到广泛应用。截割头的排列方式直接影响着整机的平稳性和工作效率。张鑫在研究中发现，通过截齿排列参数优化设计，可以使截割头载荷波动的变差系数减小到O．06以下，提高了掘进机的工作可靠性。(4)掘进机的功率。我国目前使用的掘进机功率普遍较小，一般不超过160kW。而发达国家的掘进机功率普遍在200—300kW，最高接近500kW。功率偏小，不利于截割更坚硬的岩石和提高作业效率，因此我国需要加强大功率掘进机的开发。为了较好地发挥掘进机的性能，必须留有一定的储备功率。从目前掘进机发展趋势来看，大功率的掘进机，如$220、AM75等机型必然成为矿山的主力机型。(5)其他因素。影响掘进机性能的因素还包括掘进机的控制系统、液压系统、供水系统、行走系统等的可靠程度。工程实践证明，这些系统性能稳定，安全可靠，为掘进机的长期无故障运行提供了重要保障。除以上因素外，影响掘进机性能的地质环境因素还有许多，作用机理相当复杂，还有待进一步研究。第二章机械传动装置的总体设计2.1齿轮传动的特点齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达200m/s。齿轮传动的主要特点有：1)效率高在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达９９％。这对大功率传动十分重要，因为即使效率只提高１％，也有很大的经济性意义。2)结构紧凑在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。3)工作可靠、寿命长设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。4)传动比稳定传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动不公外界杂物级易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速齿轮传动。它的工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。如汽车、机床、般空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体（机匣）内，这称为闭式齿轮传动（齿轮箱）。它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要场合。在此EBH-90掘进机行走部行星减速器中，由于闭式齿轮传动封闭性能较好，机械效率也较大，所以我们采用闭式齿轮传动。2.2确定EBH-90掘进机行走部行星减速器传动方案行走机构是掘进机行走的执行机构,也是整机联接支撑的基础。采用两履带分别由液压马达传动的结构形式,它由左右减速器、左右张紧装置、左右履带架、履带、驱动轮、后支撑及导轨组成。方案一：左右减速器为一级直齿、一级蜗轮副和一级行星传动所组成的三级减速器。方案二：左右减速器为三级直齿、一级行星传动所组成的四级减速器。经比较方案一其传动缺点是:传动效率低,不能及时有效的完成工作;易发热,若不及时散热,会引起箱体内油温升高,润滑失效,导致轮齿磨损的加剧,甚至出现胶合;蜗轮蜗杆设计要求高,成本高,实际使用蜗杆易折断,马达易损,耽误生产。方案二相对于方案一的优点:其传动效率相对较高,能及时有效地传递能量;直齿轮加工制造简单,制造成本相对较低;检修较蜗轮结构容易且避免了蜗杆、马达易损的特点。根据已知条件：长期不间断，结构紧凑，传动比大，传动效率高故选方案二传动较为合适，其传动简图如图1-1图2.1EBH90掘进机行走部行星减速器传动方案2.3传动装置总传动比的计算及传动比分配2.3.1选择油马达本结构处需要无级调速，速度的调节范围要求很大，而且占地又小，需要结构紧凑的原动机，故选油马达。根据性能要求：制动力矩540Nm，转速486r/min,输入扭矩307.5Nm.。故选择斜轴式轴向柱塞马达。其型号为A2F107W2P2。此马达为定量马达，它采用双金属缸体，球面配油结构，具有压力高、体积小、质量轻、转速高、耐冲击、寿命长等特点，而且输出轴能承受一定的径向载荷，适合于工程机械及冶金、矿山、起重、运输、船舶等机械的开式或闭式液压系统。该种马达由于容积效率高，往往作为大扭矩行星减速器马达，也可以作测速马达用。A2F107W2P2斜轴式轴向柱塞马达。马达压力参数最高压力40Mpa额定压力35Mpa，功率为15.3kW表2-1（技术参数）总重量（t）马达功率（kw）掘金机行走速度（m/min）马达转速（ｒ/ｍｉｎ）1486参素计算按经验公式：驱动轮直径）=336~380mm为了满足结构的布置，取Dq=350mm，所以驱动轮的转速2.3.2总传动比的确定油马达确定后，根据油马达的满载转速及工作机的转速计算传动装置的总传动比=486/4.6=105.65r/min传动比的分配原则：1.使各级传动的承载能力大致相等（齿面接触强度大致相等）。2.使减速器能获得最小外形尺寸和重量。3.使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便。2.3.2传动比分配按上述原则，本设计初分配行星齿轮传动比=6.20，初分配圆柱齿轮总传动比为17.032。初分配三级圆柱齿轮传动比为2.4传动装置的运动参数和动力参数的计算2.4.1各传动轴转速Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴太阳轮轴履带驱动轮轴2.4.2各传动轴功率Ⅰ轴与马达直接以液压摩擦制动器相连，查阅相关手册知其效率如下式中，所以有：Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴太阳轮轴履带驱动轮轴2.4.3各传动轴扭矩Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴NmⅣ轴Nm太阳轮轴Nm履带驱动轮轴根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见下表：表2.2传动装置的运动参数和动力参数数据表参数轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴太阳轮轴履带驱动轮轴转速n/（r/min）486186.9271.8928.5328.534.60功率P/kW15.014.5514.1213.7013.5613.29转矩T/（N·m）294.75743.371874.774582.694536.8727566.0传动比i2.602.602.5216.20效率η0.970.970.970.990.98第三章传动零件设计计算3.1齿轮设计计算3.1.1圆柱齿轮传动部分第一级齿轮设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）如传动系统简图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。2）根据设计要求，选用6精度（GB10095–88）。3）材料选择。小齿轮材料为S16MnCr，其硬度56~62HBC。大齿轮的材料为S16MnCr，其硬度56~62HBC。4）选小齿轮的齿数2.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数。计算小齿轮传递的扭矩。由表10–7选取齿宽系数。由表10–6查得材料的弹性影响系数。由图10–21e按齿面硬度查的大、小齿轮的接触疲劳强度极限：由式10–13计算应力循环次数。7)由图10–19取接触疲劳寿命系数。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度v。计算齿宽b。4）计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数根据v=1.27m/s，6级精度，由图10–8查的动载系数。直齿轮.由表10–2查得使用系数;由表10–4用插值法查的6级精度，小齿轮相对支承非对承布置时，由查图10–13得;故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由式(10–10a)得计算模数m。3.按齿根弯曲弯曲强度设计由式（10–5）得弯曲强度的设计公式为(1)确定公式内的各计算数值1）由图10–20c查的大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10–18取弯曲寿命系数。3)计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3,由式（10–12）得算载荷系数K。5）查取齿形系数。由表10–5查得。6）查取应力校正系数。由表10–5查得。7）计算大、小齿轮的并加以比较。小齿轮的数值大。(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算的模数2.97并就近圆整为标准值m=3.0mm，按接触强度算得分度圆直径mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，即满足了接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）中心距计算齿轮宽度取。第二、三级圆柱直齿轮传动设计计算方法同第一级（计算过程省略）表3–1计算结果代号齿数模数转数r/min输入转矩Nm材料齿面硬度HRC204186.92743.6S16MnCr56~6252471.891856S16MnCr56~6222571.891856S16MnCr56~6255528.524537.74S16MnCr56~623.2行星齿轮传动设计3.2.1选取传动类型和传动简图行星齿轮传动的特点：行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与是输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。行星齿轮传动的主要特点如下：体积小、质量小、结构紧凑，承载能力小；传动效率高；传动比较大，可以实现运动的合成与分解；运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。NGW(2K–H负号机构)型行星齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件。根据设计要求其传动简图（图3.1）。图3.12K–H行星传动简图（2）计算1）传动比和配齿计算为提高设计效率，一般不必自行配齿，只须首先将分配的传动比适当的调整即可直接查表确定齿数。可知根据表14–5–5只需把=6.20调整为=6.30即可。根据=6.30和表14-5-5在。远小于一般减速器实际传动比允许误差4%，完全符合要求。2）按接触强度初算A–C传动中心距和模数输入转矩设载荷不均匀系数;在一对A–C传动中，小轮（太阳轮）传动的扭矩为齿数比 。太阳轮和行星轮的材料选用S16MnCr渗氮淬火，齿面硬度要求为：太阳轮59~63HRC,行星轮53~58HRC;MPa。取齿宽系数，载荷系数K=1.8, 按第一章8.3.1齿面接触强度计算公式计算中心距模数取模数m=6。为提高啮合齿轮副的承载能力，将减少一个齿，改为=28，并进行不等角变位，则A–C传动未变位时的中心距为根据系数,查图14–5–4，预取啮合角则。A–C传动中心距变动系数为则中心距3）计算A–C传动的实际中心距变动系数和啮合角计算A–C传动的变位系数=0.738用图14–5–5校核，均在许用区内，可用。根据，实际的u=2.15，在图14–5–5中，纵坐标上0.738处向左作水平线与3号斜线（u>1.6~2.2）相交,其交点向下做垂直线,与横坐标的交点即为太阳轮的变位系数,行星轮的变位系数为:5)计算C–B传动的中心距变动系数和啮合角C-B传动外变位时的中心距为则6)计算C-B传动的变位系数7)计算几何尺寸分度圆直径齿顶圆直径基圆直径端面重合度验算A–C传动的接触强度和弯曲强度3.2.2接触强度验算确定系数所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度由式（14–5–12）和式（14–5–13）确定。由图14–5–12得由图14–5–13得=1+(1.27-1)0.86=1.23=1+(1.27-1)0.81=1.22计算接触应力的值式中－端面内分度圆上的名义切向力，Nb－工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽，b=39mm－小齿轮分度圆直径，=78mmu－齿数比，u=2.15－节点区域系数，=2.35－弹性系数，=189.8Mpa－重合度系数，=0.91－螺旋角系数，=1各参数带入计算得：=344.70Mpa9）计算接触应力式中–小轮单对齿啮合系数由本节（5）得=2–使用系数，由表14–1–71得=1.85–动载系数，由图14–1–74得=1.0–接触强度计算的齿间载荷分配系数。–接触强度计算的齿间载荷分布系数。把以上数据带入计算得3.2.3按弯曲强度验算根据使用系数表，采用表荐值时其最小弯曲强度安全系数。齿根应力式中–端面内分度圆上的名义切向力，Nb–工作齿宽（齿根圆处），mm–法向模数，mm；–载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力校正系数，见本节（4）–载荷作用于单对齿啮合区外界点时的应力修正系数，见本节（5）安全系数参数的计算过程略直接查手册并带入数据计算得=2.21。即:9）根据接触强度计算结果确定内齿轮材料根据表14–1–70得公式得计算结果（在计算过程中，取）根据选用20Cr2Ni4A并进行氮化处理，表面硬度达58~62HRC即可。C–B的弯曲强度验算过程在本设计过程中（略）。3.2.4装配条件的验算邻接条件即现已知=182.64，同心条件太阳轮A与行星轮C间的中心距应等于内齿圈B与行星轮C间的中心距，.其中=13，=71，=28。即装配条件个行星轮在太阳轮与内齿圈之间要均匀分布，其条件为其中C为整数整数带入数计算得：（得数为整数，满足条件）即=。对于角变位齿轮为各啮合齿轮副的啮合角3.3行星齿轮传动的均载装置行星齿轮传动通过几个行星轮分担载荷传递动力。为了补偿制造及装配误差的影响，使各行星轮均匀地分担载荷，在传动中采用载荷均衡装置。采用弹性元件的均载装置这种装置的特点是通过弹性元件的弹性变形，使行星轮间达到载荷均衡。（1）太阳轮弹性浮动太阳轮装在细长的弹性轴上或直接将太阳轮做成细长的齿轮轴，当行星轮间载荷分配不均匀时，依靠细长轴的弹性变形使太阳轮产生弹性浮动，从而达到行星轮间载荷均衡。应该指出，采用弹性轴时，应尽量使弹性轴设计成简支梁形式，载荷沿齿宽分布比较均匀。这种形式结构简单，制造方便，没有齿轮联轴器那种侧隙，减震性能好。但采用细长弹性轴时，其轴向尺寸长，因而常用于轴向尺寸不受限制的行星齿轮传动中，其均在效果比不上齿轮联轴器的浮动形式，载荷不均衡系数与弹性轴的刚度和制造误差成正比，因而有较高的制造精度。（2）行星轮弹性浮动这是行星轮装在弹性轴上的一种装置，这种形式的装载的均载原理是当行星轮间载荷分配不均匀时，载荷大的行星轮在较大的啮合力作用下，使弹性元件压缩变形大，则此行星轮相对行星架的切向位移就大一些，无负载或负载较小的行星轮相对于行星架的切向位移则没有或者较小，与此同时，太阳轮相对于行星架转了一个角度，这样原来无负载或者负载较小的行星轮就消除了与俩中心轮啮合面得侧隙，传递载荷或进一步与俩中心轮轮齿压紧啮合，以增大传递载荷，从而达到载荷均衡之目的。由此可见这种形式的的装置主要利用弹性元件变形，使行星轮浮动来达到调整载荷，使其均衡。这种形式的装置有其行星轮浮动的固有优点，因受力大，浮动距离小，所以灵敏度高，可用于行星轮个数大于3的的行星齿轮传动中，减震性好，结构简单，但载荷不均衡系数与弹性元件的的刚度和制造误差成正比，因而仍要求较高的制造精度，此外，还不能承受较大的离心力。对于行星轮孔与行星轮心轴之间或行星轮与行星架之间安装非金属物的弹性衬套，这种方法结构简单，缓冲性能好，行星轮个数可大于3.但非金属弹性套有老化或热膨胀等缺点，不能用于啮合的角变位传动，工作温度不宜过高。（3）薄壁弹性内齿套与俩中心轮浮动联合使用的均载装置，采用薄壁的内齿圈，借齿圈薄壁的弹性变形以达到均在之目的。仅俩个中心轮浮动的均载机构，在理论上证明只有三个行星轮才可以达到载荷均匀分配。但当内齿圈产生微小的径向弹性变形时，就允许行星轮个数在三个以上。比较以上三种均载装置，该设计中宜采用太阳轮弹性浮动。3.4行星轮的结构行星轮的结构根据传动方式、传动比大小、轴承类型及轴承的安装形式而定。中、低速行星传动，常用的行星轮结构如图a~i所示。当传动比大（NGW型行星减速器）时，行星轮直径较大，轴承可装于行星轮孔内（见图a~g）。这样能减少传动的轴向尺寸，并使装配结构简化。当传动比较小时，行星轮直径较小，在行星轮内装轴承有困难，可将轴承装于行星架上（见图h、i）。在行星轮孔内装俩个轴承时，应尽量使轴承之间的距离增大（见图b、e），以改善轴承受力情况，并可使载荷沿齿长分布比较均匀。图d所示为圆锥滚子轴承安装形式，使两支承点的跨度L增加，亦起上述的效果。在行星轮孔内装一个自动调心轴承，（见图f），可以减小载荷沿齿长分布不均匀，不过当传动比小时，往往因轴承的寿命而影响行星传动的承载能力。当载荷较大时，可选用两个双列向心球面滚子轴承（见图e）。在结构要求很紧凑时，滚针轴承与单列向心轴承组合使用（见图g），滚针轴承承受径向载荷，球轴承承受轴向载荷。滚针轴承可以没有内、外圈。此时行星轮的孔壁和心轴的表面就是滚道，这样可使结构更加紧凑。高速重载的行星传动，选用滚动轴承往往不能胜任，此时可采用滑动轴承（见图j），并用压力油润滑。为提高轴承的疲劳寿命，并使行星轮有可靠的基准孔并便于维修，应将巴氏合金浇铸在心轴表面上。对于这种结构，必须保证充分供应润滑油。计算供油压力时，应考虑离心力对油压的影响。轴承长度l、径向间隙与直径d的关系为。滑动轴承的行星传动，工作噪声中及振动均较小；但制造精度要求高，润滑系统也比较复杂。3.5行星架行星架是行星传动中结构比较复杂的一个重要零件。可分为双臂整体式、双臂分开式和单臂式三种。可采用铸造、锻造和焊接等方法制造行星架的毛坯。双臂整体式行星架（见图3.2）的结构刚性比较好，当传动比较大时，行星轮轴承一般安装在行星轮内，采用这种行星架结构较为适宜。图3.2双臂整体式行星架双臂分开式行星架（见图3.3）结构较复杂。当传动比较小时，行星轮轴承安装在行星架上，采用分开式的行星架，装配比较方便。图3.3双臂分开式行星架单臂式行星架（见图3.4）结构较简单。但行星轮是悬臂布置，受力情况不好，设计时除行星轮轴按悬臂梁计算外，还应计算行星轮轴与行星架孔间的配合长度和过盈量。图3.4单臂式行星架3.62K–H行星机构各元件受力分析行星齿轮传动的主要受力机构有中心轮，行星轮、行星架、行星轮轴及轴承等。为进行轴及轴承的强度计算，需分析行星齿轮传动中各构件的的载荷情况，在进行受力分析时，假设各套行星轮载荷均匀，这样仅分析一套即可，其它类同。各构件在输入转矩作用下都处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力，受力分析如（图3.5）。图3.52K–H行星机构受力简图3.7轴的结构设计3.7.1轴的材料由于本设计选用是齿轮轴，选择的材料为20Cr2Ni4A。此材料有良好的高温力学性能，常用于高温、高速及重载的场合。调质处理，硬度可达58～62HRC。抗拉屈服极限：σ=700Mpa弯曲疲劳极限：σ=317Mpa剪切疲劳极限：τ=220Mpa许用弯曲应力：[σ]=686Mpa3.7.2轴Ⅰ的结构设计及校核1.拟定轴上零件的装配方案如图图3.6装配方案图2.按轴向定位要求确定各轴段直径和长度根据以上计算以知。按装配方案图初定。1和5轴段安装轴承取，由手册查得53508型轴承的外形尺寸d╳D╳B(40╳80╳23),因此取。轴段5需要挡圈固定轴承，轴段6取，轴段7取，轴段8取，轴段9与制动器相联结（通过花键）取。3.轴上零件的周向定位轴与制动器采用花键连接，由手册表1–230查得规格N*d*D*B(628327)4.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15–2，取轴段倒角为1.645°，各轴肩处的圆角半间为R1.2.。5.求作用在轴Ⅰ齿轮上的力因已知高速级齿轮的分度圆直径为6.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时,应从手册中查取a值（参看图15–23）。对于53508型滚子轴承，由手册查的a=12mm。，因此，该轴的受力简图如下：受力分析图水平方向受力分析图水平方向弯矩图垂直方向受力分析图垂直方向弯矩图合成弯矩图转矩图T=294.75Nm7.校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的界面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环应变力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为式中的弯曲应力为对称循环应变力。当扭转切应力为静应力时，取=0.3；当扭转力为动脉循环变应力时，取=0.6；当扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取=1.对于直径为d的轴，弯曲应力为，扭转切应力，将和带入上式，则轴的弯扭合成强度条件为式中–轴的计算应力，Mpa；M–轴所受的弯矩，Nmm；T–轴所受的扭矩，Nmm；W–轴的抗弯截面系数，；计算公式见表15–4；–对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值按表15–1选用因为轴的材料选为20Cr2Ni4A，=75Mpa，故安全。由于本减速箱选用齿轮轴，选择的材料均为20Cr2Ni4A，此材料有良好的高温力学性能，并且轴所受的弯矩很小只承受一定扭矩，所以不须进行精确计算校核，即可达到使用要求。其他轴的设计计算过程同上（略）。3.8轴承的选择与校核3.8.1对轴承的分析第一轴选用双列向心球面滚子轴承，主要承受径向负荷同时也能受任一方向的轴向负荷，轴的轴向位移限制在轴承的轴向游隙限度内，此类轴承正好符合此处的传动特点。太阳轮齿轮轴承选用单列向心球轴承，在转速较高不宜用推力球轴承的情况下承受径向负荷及径向和轴向同时作用的联合负荷，当加大轴承的径向游隙时，具有向心推力球轴承的性质，此类轴承正好符合此处的传动特点。3.8.2轴承的计算及寿命校核轴Ⅰ轴承的计算及寿命校核滚动轴承的额定寿命L（10）与额定负载C（N）、当量动负载P（N）之间具有下列关系：L=L=式中：L—轴承的额定寿命，h在转速比较稳定的条件下，轴承的预期使用寿命可选60000hn—轴承的转速，rpmp—轴承的寿命指数，对滚子轴承p=10/3C—轴承的额定动负载，N，在轴承的性能表中给出了G级精度的各种轴承在极限转速以下、工作温度低于120℃时的C值。当工作温度高于120℃时，须将表中的C值当量动载荷：P=XF+YF式中：X—径向动载荷系数Y—轴向动载荷系数F—轴承所承受的轴向载荷，取F=0.0KNF—轴承所承受的径向载荷，取F=522.78N取X=1，Y=0P=XF+YF=1522.78=522.78N轴承需要的额定动载荷Cr式中：—寿命指数，滚子轴承取=10/3P—当量动载荷n—转速，n=486rad/minf—温度系数，取f=0.8L—轴承预期寿命，L=8000hL＞L，满足使用条件。太阳轮齿轮轴承的计算和寿命校核：当量动载荷：P=XF+YF式中：X—径向动载荷系数Y—轴向动载荷系数F—轴承所承受的轴向载荷，取F=0KNF—轴承所承受的径向载荷，取F=108.21KNE=1.5tan15=0.40.2＜eX=1Y=0P=XF+YF=1108.21=108.21KN考虑冲击当量动载荷，P被增大1.5倍，为162.32KN，轴承需要的额定动载荷Cr式中—寿命指数，球轴承=3P—当量动载荷，p=162.32KNn—转速，n=27.65f—温度系数，f=0.8L—轴承预期寿命，L=8000h轴承寿命校核L＞L，满足使用条件。其它轴承的计算及寿命校核方法同上（校核过程略）。3.8.3轴承选用参数表表3.2根据以上计算可得减速箱轴承参数表代号名称型号数量外形尺寸（d×D×B）a双列向心球面滚子轴承53508240×80×23b双列向心球面滚子轴承53512260×110×28c双列向心球面滚子轴承53515275×130×31d单列向心球轴承105225×47×12e单列向心球轴承1282140×210×33f双列向心球面滚子轴承3611355×120×43第四章联接与紧固4.1螺栓组联接的设计4.1.1设计的原则设计时根据受力情况及结合尺寸要求，先进行结构设计，即确定螺栓的布置方式、数量及联接结合面几何形状，然后进行受力分析，找出一组中受力最大的螺栓受力大小，进行强度计算。螺纹联接设计（１）联接结合面的几何形状要合理，如成轴对称的形状；结合接触面合理；便于加工制造。（２）螺栓组成的形心与结合面形心尽量重合。（３）螺栓的位置应该使受力合理，应使螺栓靠近结合面边缘，以减少螺栓受力。如螺栓同时承受较大轴向横向载荷时，可采用销、套筒或键等零件来承受横向载荷。（４）同一组螺栓的直径和长度应尽量相同。（５）应避免螺栓受附加弯曲载荷。（６）各螺栓中心间的最小距离应不小于扳手空间的最小尺寸，最大距离应按联接用途及结构尺寸大小而定。如下便对本减速箱进行螺栓组进行分析：首先对行星架输出轴处的端盖上的螺栓进行分析。由于此处的端盖厚度较大，不能用螺栓联结，又由于此行走部减速箱需要经常拆装，所以采用螺钉连接。又由于此端盖为圆形，而且尺寸不大，所以采用四个螺钉均布于四边即能满足紧定要求。因为此处箱体与端盖之间的运动只是受到减速箱运行所产生的振动负荷作用，因此，所要求的强度不是很高，不必进行螺栓组的强度较核。如此行走过程中的行星架输出轴上端盖的螺钉亦是如此。纵观减速箱体的各处用螺纹联接的配合大多不会承受太大的剪力和轴向力，那么在此进给箱中的螺纹联接均可根据相应构件间尺寸酌情处理。第五章密封与润滑5.1密封5.1.1密封的分类密封可分为静密封和动密封两大类。静密封主要是垫片密封包括垫片密封、密封胶密封和直接密封三大类。根据工作压力，静密封又可分为中低压静密封和高压静密封。中低压静密封常用材质较硬的、接触较宽的垫片密封，高压静密封则用材质较硬、接触宽度很窄的金属垫片。动密封可以分为旋转密封和行复密封两种基本类型；按密封件与其作相对运动的零部件是否接触，可分为接触式密封和非接触式密封；按密封件的接触位置又可分为圆周密填充和端面密封，端面密封又称为机械密封。动密封中的离心密封和螺旋密封，是借机器运转时给介质以动力得到密封，故有时又称为动力密封。分析影响行星减速器出轴密封性能的主要因素,提出改善减速器出轴密封性能的措施。5.1.2影响密封性能的主要因素轴承游隙对密封性能的影响轴承游隙是指无负荷情况下,轴承内外环间所能移动的最大距离。选择轴承轴向游隙过小,则轴承内环向外窜动量也小,补偿磨损效果不理想;而轴承轴向游隙过大,则轴承内环向外窜动量也大,虽有O形圈的预压缩量补偿,但有可能使两个密封端面间产生泄漏。机械设计手册中一般给出径向游隙数值而没给出轴向游隙的数值,可用下述公式求出轴向游隙数值。如图5.1所示,设轴承内外环相对移动时先在A处接触,则以A处的值为标准进行计算。做平行四边形AEOC,连接AO,AE为轴向游隙数值。因为AC=OE=R*C所以又OC=OF-CF所以又OC=AE所以即图5.1轴承简图式中Ca——轴向游隙,mmCr——径向游隙,mmB——轴承宽度,mm式中D—轴承外径,mmd—轴承内径,mmPcv值对密封性能的影响Pcv值常作为衡量机械密封的指标。Pc值为端面比压,v值为密封端面的平均滑动速度。Pc=(K1-K)P式中K1—载荷系数K—反压系数,取K=0.5P—介质压力v=PDm60n式中Dm—平均密封直径,mn—轴的转速,r/min密封端面外缘呈一条端面比压集中分布的狭窄工作面,启动时密封端面不能出现干摩擦以防烧坏。磨损对密封性能的影响磨损是由端面摩擦引起的一种物理—化学—机械的综合现象。摩擦状态、温度和摩擦副材料使磨损对密封性能有一定影响,磨损量$=K1*Pcv*T式中K1——磨损系数T——工作时间Pcv见上述公式。5.1.3改善密封性能措施(1)合理选择轴承游隙,可改善行星减速器出轴的密封性能。应注意在原始轴承游隙基础上,考虑因配合、内外环温差及负荷等原因引起的游隙变化。(2)为了改善行星减速器出轴的密封性能,采用浮动油封加O形圈密封,如图5.2所示,以达到封油和防尘功效。该密封主要是靠O形圈的预压缩产生的接触比压而封油,并补偿磨损。密封环分动环和静环。静环与轴承外环固定在一起;动环和轴承内环随轴一起转动。图5.2(3)实际工作中,根据具体实际情况适当调整工作情况,使行星减速器出轴密封有理想效果。5.2润滑矿山采掘行业用的齿轮减速器的工作性能和使用寿命不仅与材质、几何参数设计、加工方法、热处理过程、装配及使用操作等诸多因素有关，而且和润滑条件有着重要的关系。润滑的目的不仅能够形成适当厚度的油膜，防止和减轻摩擦副表面之间直接接触引起的危害，而且可以提高效率，增强散热，防止锈蚀，缓和冲击，降低工作时的噪声和振动，以及清除磨损的金属粉末，最终保证减速器的正常使用。据一些国家资料显示，每年因磨损失效而引起的损失约占国民经济总产值1%，据美国研究资料表明：机械设备的功能失效50%归因于磨损。因此，要充分发挥齿轮的承载能力，延长齿轮的寿命，提高齿轮的传动效率，润滑却是非常重要和值得注意的问题。5.2.1齿轮的润滑状态减速器的润滑主要是对齿轮和轴承的润滑，根据弹性流体动力学润滑理论，齿面润滑的状态与齿面的接触应力、滑动速度和方向、润滑油性能有着密切的关系。由于齿轮传动的特点是啮合时间非常短促，同时发生滑动和滚动，且滑动方向和大小都在急剧地变化，接触面积很小且接触应力很高，原来的压粘关系在高压、高应力下已失效，在此情况下，评定齿轮有效润滑的油膜参数λ为：λ=h/δ式中：h———齿轮啮合时的油膜厚度，μm；δ———齿轮表面的综合粗糙度，μm。而钢质齿轮油膜厚度：h=[G·LP·N（W1）－0.148]*0.74式中：G—齿轮几何参数（根据齿轮类型查表确定）；LP—润滑油参数，LP=η0α×1011；（η0—常压下的动力粘度，Pa·s；α—粘压系数，1/Pa）；N—齿轮转数，r/min；W1—接触齿面单位宽度的负荷，N。而δ=δ1+δ2式中：δ1、δ2——齿轮两表面中线平均粗糙度。或式中：δ1、δ2—两摩擦表面的均方根粗糙度。根据“λ”的试验结果值，齿轮的润滑状态可分为三种：1）λ>4为完整全油膜润滑。齿面完全被弹性流体动力油膜隔开，轮齿表面的摩擦转变为油膜内部分子间摩擦，摩擦系数很小。油膜厚度受负荷影响不大，载荷全部由油膜承担，发生点蚀、胶合、磨损等损伤概率最小，这是一种理想状态。2）λ<1为边界润滑。弹流动力润滑油膜厚度小于两齿面的综合粗糙度，轮齿间不存在流动油膜（高速齿轮除外），齿面只能靠边界油膜隔开，轮齿表面有较多的凸峰接触，易发生擦伤、粘着胶合的磨损。为避免齿面直接接触，应在基油中加入油性剂和极压剂，来改善润滑油的性能，形成吸附膜和极压润滑膜。边界润滑是一种不稳定的润滑状态。3）1≤λ≤4为混合润滑状态。它介于前两者之间，齿面间既有弹流润滑，又有边界润滑，这种润滑状态差异很大，有的接近弹流润滑，有的接近边界润滑。5.3润滑对齿轮传动的影响5.3.1边界润滑的失效对粘着胶合的影响大多机械装置存在着大量的边界润滑。例如油脂润滑轴承在重载下的间隙振荡运动时就存在边界润滑条件，表面上的高点或突起发生接触，但彼此结合却被非常薄而软的固体膜所阻止。这种固体膜容易被剪断，可以阻止金属的剥落或表面的严重划伤。边界润滑的失效就是齿面的润滑膜完全失去了作用，发生金属直接接触，产生干磨擦，局部温度升高，使金属熔化相互粘连而又撕开，形成粘着或胶合。粘着是齿轮最常见的磨损现象。对不含油性剂和极压剂的矿物油，若油的粘度愈高，形成的油膜愈厚，粘附性愈强，容易阻止齿面的直接接触，抵抗粘着磨损的能力愈强。对于在矿物油中加入油性剂的复合矿物油，可以用物理和化学的吸附方式，形成比纯矿物油更牢固的边界油膜，抵抗粘着磨损的效果更显著；对含有极压剂的极压齿轮油，它能与齿轮表面发生化学反应，生成无机物覆盖膜，使粘着磨损失去产生的机会。极压添加剂的品种和添加数量不同，对粘着的影响也不一样。一般来说，极压油比非极压油抗粘性能好。供油量和供油方式对粘着也有影响。供油量充足，可以提高抗粘着的极限负荷。喷油方式比油浴方式的润滑冷却效果好，油温低，抗粘着磨损的能力强。从齿轮啮出侧喷油，比啮入侧喷油效果好。5.3.2润滑对点蚀的影响疲劳点蚀也是齿轮磨损的一种常见现象。点蚀的程度和发生的时间，主要取决于接触应力大小，载荷循环次数、材料硬度、表面微观几何形状及润滑状态和润滑膜厚度。因此，如果润滑油选用不当，或润滑方式不良，均会引起或促使疲劳点蚀。使用低粘度油，因为流动性较好，容易渗入表面裂纹中，加速裂纹的发展和金属块的脱落，易引起点蚀。高粘度的油对于渗入裂纹的作用没有稀油活泼，同时，粘度高有利于油膜的建立和油膜厚度的增大，并且油的弹性可缓和冲击，使接触应力的分布更趋于均匀，相对地降低了最大应力值，增强了齿面的耐点蚀能力。所以适当提高润滑油的粘度，可以减缓表面疲劳点蚀的发生和扩展。润滑油中的添加剂对点蚀也有影响，特别是极压添加剂，如果使用不当，往往造成腐蚀而加速点蚀的生成。为了防止点蚀，使用极压添加剂必须慎重考虑，对添加剂的组分、用量、齿轮的材质、接触应力、负荷性质、速度、环境温度等都应十分注意，不能随便采用。润滑方式与供油量对点蚀也有影响。从防疲劳点蚀出发，供油量不宜过多。供油量过多，会有部分油因在啮合的齿面间，受到挤压，产生局部高压，反而增加接触应力。同时油在高压作用下渗入裂纹的量也增多，促进疲劳点蚀的发生和发展。但是为防止粘着，又必须有充分的浸渍量，所以，应综合全面考虑供油量的多少，以取得良好的润滑效果。5.3.4润滑剂失效导致磨损在依靠润滑剂克服摩擦和避免磨损的机械装置中，润滑剂失效的危害性是很大的。例如，当油因空气的存在而发热时，同时发生氧化。氧化增加了粘度和矿物油的有机酸浓度，结果在热金属表面上形成胶性和油漆状的沉积物而构成磨屑并以微切屑方式不断在切碎保护膜，最终造成动力学稳定性的丧失，并使金属接触表面被划伤和卡住。另外，润滑剂的化学分解、污染、过分发热以及润滑剂的流失都能造成润滑失效。5.3.5润滑对磨料磨损的影响若是润滑过程中混入了泥沙、灰尘和铁屑、金属粉末等就会产生磨料磨损，且磨损速度较快。各种润滑油对磨料磨损不起改善作用，油只能把外来杂质从齿面上冲洗掉。若磨损微粒悬浮在油中，将起研磨剂作用，促使磨料磨损继续发展。为了防止磨料磨损，保持润滑油的洁净是非常重要的。油浴润滑选用较低粘度的油品，有利于磨粒沉淀。油品必须经过滤之后才能使用。要定期对润滑系统油质进行取样化验，定期进行净化。5.4矿山机械设备减速器的润滑矿山采掘企业设备复杂、运转环境比较恶劣。总的工作特点是：1）圆周速度一般较低，传递功率大，齿面接触应力高。2）冲击性负荷较大，常承受很大的过载负荷。3）高温下运行或工作环境温度变化大。4）灰尘较多，水汽多。要提高润滑效果，适应使用条件和工况环境，保证良好的传动性能和延长使用寿命，齿轮减速器的润滑需要在以下几方面改进和加强：（1）尽量降低齿面粗糙度，即相应地提高油膜比厚度和λ值，使齿轮趋向于弹性流体动压润滑状态。（2）提高齿轮装配质量，降低局部齿面应力集中，使齿面负荷均匀。（3）齿轮装配后最好能在添加硫、磷型极压添加剂的条件下进行走合，改善齿面的粗糙度，提高润滑效果。（4）提高润滑油的冷却效果，降低齿面的瞬时接触温度。（5）合理地选用润滑剂，加强润滑剂的边界润滑效果，多采用复合油与极压齿轮油，提高润滑剂抗疲劳点蚀和抗粘着的能力。（6）采用合适的润滑方式及供油量，并注意维修保养，加强润滑管理并保证油品质量。5.5矿山机械齿轮减速器对润滑油性能的要求和选用5.5.1对润滑的性能要求1）粘度适当。润滑油的粘度主要根据齿轮的节线速度及受力状况进行综合考虑。如前所述，弹性油膜的厚度主要与油的粘度、节线速度及负荷有关。2）抗磨性能良好。关于齿轮油的抗磨性，大体上分为4个等级：1级：纯基油，不含抗磨添加剂，适用于中速中负荷齿轮以及蜗杆蜗轮传动装置。2级：基础油加油性添加剂，适用于中速中负荷齿轮，以及蜗杆蜗轮传动装置。3级：基础油加中等极压添加剂，适用于中速高负荷的齿轮传动装置。4级：基础油加全极压添加剂，适用于高速高负荷及强烈冲击性载荷的齿轮传动装置。此外，长期循环使用的润滑油则要求用添加抗氧化剂的抗氧润滑油。有火灾危险的润滑部位则要求用耐烯或不燃性润滑油，如磷酸脂油、混磷酸脂油或水基乳化油等。在易进水乳化环境里工作，则应用抗泡性、抗乳化性和汽水分离性好的润滑油等。5.5.2润滑油的选用选择润滑油的种类和粘度可以参考经验公