掘进机行走机构的结构设计

IAbstractBoringmachineisamoreadvancedundergroundboringequipment.Travelagenciesfromthetrack,supportingwheels,askedsprocket,guidewheel,drivingwheel,tensioningdevice,planetarygearreducer,hydraulicmotorsandtrackaircraftcomponents.

Inaccordancewiththedrivingandwalkingtowalkingpartreducerpreliminarydesignworks.Basedonthisanalysisandthroughthistopicanumberofbooksanddocumentsonaccess,furtherdrivingtowalkingpartofthedesignandrunninggearreducerdesignprinciples.DesignshouldfocusonrunningtheDepartmentofDesignandcrawlerrunninggearreducerplanetarytransmissiondesign.First,theDepartmentsettowalkthegeneralstructureofcrawler,asimpledescriptionoftheoverallprogramdesign,followedbyacarefuldesignofthereducer,planetaryreducerselection,calculationandcheck.

Departmentofwalkingthroughthetunnelboringmachineandthebasicprinciplesofrunningreducertoobtainalotofwalkingpartofthedesigndrivingandwalkingreduceressentials.

Keywords：Boringmachine;Travelagencies;Reducer目录摘要 IAbstract II第1章绪论 11.1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 31.4悬臂式掘进机行走机构的发展趋势 4第2章方案论证 52.1驱动方式的分析 62.1.1液压驱动 62.1.2电驱动 62.2传动方式分析与选择 6第3章掘进机总体结构设计 93.1行走部的工作要求 93.2掘进机行走部的组成及行走原理 93.2.1掘进机行走部的组成 93.2.2掘进机的行走原理 103.3行走机构的型式选择 113.3.1行走型式的选择 113.4行走机构的设计计算 113.4.1履带节距的计算 113.4.2履带牵引力的计算 123.5行走机构各种阻力计算 133.6驱动轮各主要参数的确定 143.7行走机构液压马达的选择 153.8重轮的设计计算 173.9张紧装置 18第4章行走减速器的设计计算 194.1行走减速器方案的确定 194.1.1输出轴的转速计算 194.1.2传动比的分配 204.1.3圆柱齿轮传动部分的计算 214.2一级圆柱齿轮传动圆柱齿轮的设计计算 224.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 224.2.2按齿面强度设计 234.2.3根据弯曲强度设计 264.2.4几何尺寸计算 284.3行星齿轮传动的设计计算说明 294.3.1行星齿轮传动的概述 294.3.2行星齿轮传动方式的选择 294.3.3传动比的分配 304.3.4高速级计算 314.3.5低速级计算 344.4轴的设计计算 384.4.1轴的概述 384.4.2轴材料的选择 384.4.3各轴的计算 394.4.4轴的校核 414.5轴承的选择 424.5.1滚动轴承类型的选择 424.5.2润滑与密封 434.5.3滚动轴承的校核计算 444.6键的选用 454.6.1键的选择 454.6.2键的校核 46结论 48致谢 49参考文献 50CONTENTSAbstract………………………...I

Chapter1Introduction………11.1Overviewandissuesraised……………...11.2Domesticandinternationaldevelopment……………..11.3Roadheaderwalkingcharacteristicsofthedevelopmentagencie…..31.4Roadheadertrendwalkingmechanism…………4Chapter2Demonstration……………………...52.1Analysisofdrivingmode….………………62.1.1Hydraulicdrive………….62.1.2Electricdrive……………...62.2Transmissionmodeandselect……6Chapter3Theoverallstructuraldesignoftunnelboringmachine…………93.1Thedepartmentrequirementsfortheworktowalk…….93.2Compositionofthedepartmentofboringmachinerunning…………..andwalkingprinciple…..……..93.2.1Departmentofthecompositionoftheboringmachinerunning.93.2.2PrinciplestowalkTBM………..103.3TypeSelectiontravelagencies………………….…..113.3.1Choosethetypeofwalking………………….11

3.4Designandcalculationoftravelagencies…………..113.4.1Calculationoftrackpitch…………………..….113.4.2Calculationoftractiontrack……………...….123.5Calculationoftravelorganizationsofvariousresistanc……..……..133.6Determinationofmainparametersdrivingwheel………………..143.7Thechoiceofrunninggearhydraulicmotor………..15

3.8Designandcalculationofroller……………..……173.9Tensioningdevice…………………...18Chapter4DesignandCalculationofwalkingspeedreducer……………..194.1Programtodeterminewalkingspeedreducer….……….…………...194.1.1Calculationoftheoutputshaftrotationalspeed………..194.1.3Calculationofgeartransmissionpart…………..214.2Acylindricalgeardesignandcalculation…………...224.2.1Theseleallocationoftransmissionratioctedgeartype,precisiongrade,materialandnumberofteeth………….224.2.2Designofaccordingtotoothsurfacestrength………………..234.2.3Accordingtothedesignbendingstrengthof…………….…..264.2.4Calculationofthegeometricdimensionsof………………284.3Calculationofplanetarygeardesigndescription…………..……….29

4.3.1Overviewplanetarygear……………..……….294.3.2Planetarygeartransmissiontothechoice………………..….294.3.3Theallocationoftransmissionratio………….304.3.4Calculationofhigh-level………………..……314.3.5Calculationoflow-level…...……………344.4Shaftdesigncalculation...……..…….384.4.1Overviewofshaft……………….384.4.2Shaftmaterialselection………………….….384.4.3Thecalculationoftheshaft………………….394.4.4Checkofshaft...……………414.5Bearingselection……………….……..42

4.5.1Bearingtypeselection…………………424.5.2Lubricationengineering………………...434.5.3Checkcalculationofbearing…………..44

4.6Selectionofkey………...454.6.1Keyselection…………………...………454.6.2Checkingkey..………………..46

Conclusion……………48Thanks………………49References……….…………………50PAGE42第1章绪论1.1问题的提出掘进机采用履带行走机构，它支撑机器的自重和牵引转载机行走，当掘进作业时，它承受切割机构的反力、倾覆力矩和动载荷。行走机构的设计对整机正常运行、通过性能和工作稳定性具有重要作用。通过对掘进机行走结构进行结构研究分析,借鉴国内外先进技术,结合煤矿生产实际,使其满足煤矿高产高效生产的需要。悬臂式掘进机行走机构是煤矿掘进巷道常用设备，它的发展使得矿井巷道的掘进速度和效率大幅度提高[1]。随着采煤技术的发展、煤矿生产规模的扩大，我国大型煤矿井下大都开始采用全煤巷布置开采方式，此外采煤工作面的推进速度也越来越快，因而使得煤矿井下煤巷掘进工作量大幅度增大，因而对掘进机的工作效率提出了较高的要求，客观上要求掘进机的工作性能要好，掘进作业的推进速度要快。但是,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,需要加快掘进机的整机研究、设计和生产,迎头赶上国际先进水平。鉴于此，我们必须加大对掘进机的研究。掘进机是具有截割、装载、转载煤岩，并能自己行走，具有喷雾除尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的还具有支护功能。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]。前者适用于直径一般为2.5—10M的全岩巷道、岩石单轴抗压强度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，主要用于工程涵洞几隧道的岩石掘进；后者一般适用于单轴抗压强度小于60MPa的煤、煤—岩、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，一次仅能截割断面一部分，需要工作机构多次摆动，逐次截割才能掘进所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状，在煤矿生产中普遍使用悬臂式掘进机[3]。1.2国内外发展状况国内掘进机发展概况与现状我国的悬臂式掘进机的发展主要经历了三个阶段。第一阶段：60年代初期到70年代末,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[4]。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。这一阶段掘进机的主要特点是重量轻、体积小、截割能力弱、技术含量偏低，适应煤巷掘进[5]。第二阶段：70年代末到90年代初,为消化吸收阶段。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。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：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[6]。第三阶段：由90年代初至今,为自主研发阶段。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。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：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[7,8]。经过三阶段的发展,我国悬臂式掘进机的设计、生产、使用进入了一个较高的水平,已跨入了国际先进行列,可与国外的悬臂式掘进机媲美。国外掘进机发展概况与现状早在上世纪30年代，德国、前苏联、英国、美国等就开始了煤矿巷道掘进机的研究。40年代生产了世界上第一台悬臂式掘进机，50年代初现代掘进机雏形出现，代表就是匈牙利研制的采用履带行走机构的F4型悬臂式掘进机，这种机型除采用横轴截割方式和调动灵活的铲板和星轮转载机构，并采用了刮板运输机转运物料。二十世纪末期以来，在新技术革命的带动下，煤矿开采和加工利用技术迅速发展。先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，研制开发了大功率、高性能的开采与掘进装备，广泛应用计算机技术实现了矿井生产过程的自动化，实现了矿井的高产高效和集约化生产。美、澳、英、德等国家研制开发了机电一体化、自动化新型采掘设备。这些设备采用微机监测监控、自动化控制、机电一体化设计等先进技术，在增加传动功率、提高生产能力的同时，设备功能内涵发生重大突破，并在计算机控制技术支持下实现了煤矿生产过程的自动化控制。综采成套设备的生产能力已经达到3000t/h以上，在适宜的煤层条件下，采煤工作面可实现年产5～10Mt，出现了“一矿一面、一个采区、一条生产线”的高效集约化生产模式。发达采煤国家已经实现了从普通综采机械化生产向高产高效集约化生产的过渡[9,10]。1.3悬臂式掘进机行走机构的发展特点悬臂式掘进机行走机构的发展是紧紧围绕着我国矿井生产的实际条件、现场的需要及设计、制造的工艺水平而不断进行的，其发展主要有以下几个特点。1.驱动功率的不断提高为适应更大范围的工作要求，悬臂式掘进机的驱动功率不断增大,由最初的100kW以下的轻型机型增加到现在的中型机型的132-200kW,重型机型可达200kW以上。2.在行走方面的发展方向（1）液压发展方向早期的悬臂式掘进机的行走部的传动绝大多数采用液压方式，这是因为液压传动具有控制简单，易于实现自动化，工作简便省力，可以方便实现过载保护;易于实现无级调速，调速范围大，液压马达与电机相比质量轻、体积小等优点，可以满足装载、行走的要求。而那时的电气设备在使用可靠性、元器件的质量及性能上都较低，且元器件体积较大，不易实现上述的要求制约了它的发展，液压传动成为这一时其主流发展方向[11]。（2）电动发展方向液压传动方式虽然发展较快，但由于煤矿井下工作条件恶劣，粉尘大、空气潮湿、油脂极易被污染，对油脂污染很敏感的液压件易损坏，液压件成本高、故障诊断困难等原因而使其发展应用减缓，这一时期的电子技术的高速发展为电动发展提供了有利条件，大容量集成化、变频调速、PLC控制等一些新技术不断应用到掘进机的设计制造上，使得监控、监测的自动化程度极大提高。电子产品质量高、体积小、功能齐全的优势使电动发展加速，成为另一主要发展方向。液压与电动都有优、缺点，但随着科技的进步，它们的缺点在不断地被弥补、改进，目前悬臂式掘进机在电、液两方面发展速度很快，在行走方面都采用液压传动的如EBJ-160SH型等，也有全部采用电动方式的如AM-50型等，大多数的机型还是采用电液混合方式，总之这两种方式互相取长补短，在今后很长一段时一间内将共同并存、相互融汇[12]。1.4悬臂式掘进机行走机构的发展趋势1.更加全面的功能与完善的前后配套为适合各种条件要求以及加快掘进速度，悬臂式掘进机将会逐步发展掘锚一体化、适应各种断面、适应坡度范围更大的行走机构，并会完善前后配套的转载、装运等设备，实现集约化功能，进一步发挥其效能，提高劳动生产率。2.提高元部件的可靠性和寿命现在新机型行走机构的关键元部件大都选用国外的知名品牌，这虽然可提高整机的性能，但使得国产机型在元部件的配置上高低不一、质量不等，为使用、维护和更新机型带来了许多困难，随着我国在掘进机元部件研究上的突破，这种状况会很快改变。3.个性化开发机型煤矿在开采过程中会碰到各种不同的生产条件，如煤层变化、水、瓦斯、煤岩硬度不一等，这些特殊的情况必然要求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[12]。第2章方案论证方案Ⅰ：采用液压马达驱动一级直齿圆柱齿轮及二级行星齿轮传动如图2-1所示图2-1方案Ⅰ方案Ⅱ：采用电动机驱动直齿圆柱齿轮及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液压驱动液压驱动行走机构的特点是：统一了动力源，液压马达体积小，驱动机构便于合理布置，适合与行走部的频繁启动。目前，掘进机行走机构液压驱动形式通常又分为中，高速马达带减速器驱动和低速液压马达直接驱动三种形式。1.高速马达——减速器驱动这种驱动形式的马达多采用齿轮马达。其优点是：结构简单，工作可靠，抗污染性强，价格低廉等。但它最大的缺点是运转一段时间后，其内部摩擦副磨损严重，间隙增大，效率很快下降，而且与之配套的减速器要求传动比要大，结构也相应复杂，所以这种形式应用极少。2.中速马达——减速器驱动这种驱动形式的马达多采用柱塞马达。中速马达具有体积小，效率高，寿命长，售价低等特点，且减速器的机构形式国内外以趋于系列化，因此这种驱动形式应用很多。3.低速液压马达直接驱动该驱动形式的马达输出轴直接带动主链轮，从而达到驱动履带的目的。马达大都采用多作用内曲线径向柱塞式液压马达。其特点是：结构形式简单、成本低、传动扭矩大、低速稳定性好、启动效率高。但马达体积大，难以保证地隙，制动装置不易处理，只适合与中、小型掘进机。2.1.2电驱动行走机构采用电驱动的特点是：启动力矩大、效率高、维修简单、运行可靠。液压驱动由于液压元件制造精度要求较高，加工工艺复杂，维修较困难，使用当中“跑、冒、滴、漏”现象屡有发生，增加了液压用油量，而采用电驱动可明显降低材料消耗量。但电驱动形式结构庞大，电动机易潮湿，且频繁启动增加了电动机及其供电系统的故障率。2.2传动方式分析与选择根据国内外以往掘进机设计的经验来看，行走机构的传动形式大多数都为行星齿轮传动，与定轴传动相比,行星齿轮传动具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高等优点。行星齿轮传动机构的常用类型有2K-H型、3K型、K-H-V型。其中2K-H型加工装配工艺较简单,传动功率范围不受限制,在采掘机械传动系统中应用最为广泛。其传动比范围为2.8-12.5,传动效率可达0.79-0.99。1.传动原理采用2K—H(NGW)型负号机构的行星齿轮传动,当高速轴由液压马达驱动时,便带动太阳轮回转,于是带动行星轮转动,由于内齿圈固定不动,便驱动行星架作输出运动,行星轮在行星架上既作自转又作公转的行星传动,就以此同样的结构组成两级、三级或多级的串联行星齿轮传动。2.组成由太阳轮、行星轮、内齿圈和行星架所组成。以啮合方式命名为NGW型(其中N—为内啮合、G—公用齿轮、W—外啮合)。以基本构件命名,即为2K-H型行星齿轮传动。所谓基本构件,在行星齿轮传动的各构件中,凡是轴线与定轴线重合,且承受外力矩的构件称为基本构件。因此传动是由两个中心轮2K和行星架H等三个基本构件组成,因而称为2K-H型行星齿轮传动。1.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2-3行星齿轮结构原理通过以上的各种分析，综合掘进机的性能要求及工作环境，此次设计的掘进机行走机构采用方案Ⅰ即：选用液压驱动，一级直齿圆柱齿轮及二级行星齿轮传动组合而成（见图2-1）,其特点是运用了太阳轮浮动均载机构,使多个行星轮受力均衡,同时还可以通过调节螺杆与弹簧来改变太阳轮的轴向位置,操纵太阳轮与行星轮的离合,以便实现掘进机的快速拖拽。第3章掘进机总体结构设计3.1行走部的工作要求作为大型掘进机的行走部，本次设计的要求是实现掘进机的既定参数：机重（t）40履带行走速度（m/min）6.6行走部接地长度（cm）440行走部接地宽度(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一般巷道掘进机的行走部主要是由履带组、履带架、履带护板、驱动轮、底盘压板、底盘盖板、张紧轮组、张紧轮托架、张紧座、侧盖板、液压马达、行走减速器，以及各种联接件组成。其示意图如下图3-1：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，掘进机行走部的动力源是液压马达4，液压马达经过减速器3将运动传递给驱动轮2，驱动轮通过轮齿与履带6相啮合，而履带通过履带板与地相接触，为了增加履带与地面的摩擦，用支重轮将机身的重量加在履带上。张紧轮1的作用是张紧履带，以及导向。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3.3.1行走型式的选择掘进机的行走机构有迈步式、导轨式和履带式几种。1.迈步式该种行走机构是利用液压迈步装置来工作的。采用框架结构，使人员能自由进出工作面，并可越过装载机构到达机器的后面。使用支撑装置可起到掩护顶板、临时支护的作用。但由于向前推进时，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，所以这种行走机构主要用于岩巷掘进机,在煤巷、半煤岩巷中也有应用。2.导轨式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。这种行走机构主要用于冲击式掘进机。3.履带式适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。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[8]。掘进机大多数都采用履带行走机构，其优点是接地压比小，对巷道底板适应性强，牵引力和爬坡能力大，调节灵活。在传动方式上有液压传动和机械传动两种[9]。本设计采用的是履带式结构，因为其机身重量比较大，工作阻力比较大，需要大功率的行走机构配合其在煤巷中的掘进行走。3.4行走机构的设计计算3.4.1履带节距的计算式中：—为机器自重，400。因此t0=mm根据国家煤炭行业标准MT/T579—1996中相关规定及节距范围，选择标准节距为173mm的履带。3.4.2履带牵引力的计算每条履带的驱动力=+(kN)式中：—履带滚动阻力系数，煤底板取0.08；—机器重量,400000N；—转向阻力系数，煤底板取0.6；—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）式中：—工作条件恶劣补偿系数，一般取1.2；—行走减速器效率，为0.97；—履带传动效率，取为0.92；V—履带行走速度6.6m/min。带入公式得=kW3.4.4接地公称比压式中：G—机器重量400000N；L—行走部接地长度440cm；b—行走部接地宽度59.5cm。N/cm23.4.5接地最大比压Pmax=式中：B—两履带中心距160cm；n—履带纵向偏心距60cm。Pmax=N/cm23.5行走机构各种阻力计算1.掘进机在平巷行走阻力R=式中：μ—滑动阻力系数对煤底板和碎石底板取0.85则R==400000×0.85=340000N2.掘进机在爬450坡时的阻力R0R0==400000×0.85×cos450+400000×sin450=523259N3.掘进机静止在斜坡上时的下滑力RxRx=GSinθ=400000×sin45°=282843N4.掘进机在斜坡上时的下正压力RyRy=GCosθ=400000×cos45°=282843N3.6驱动轮各主要参数的确定1.驱动齿数卷绕在驱动轮上履带板数目增加，使履带运动速度均匀性好，铰链磨擦损失减少，使驱动轮直径增大，引起底盘高度及重量增加。一般在12～15之间，可为整数，也可以为0.5的倍数。为增加驱动轮的使用寿命，一般，当齿数为偶数时，驱动轮上有一半不参加啮合，待齿面磨损严重后，拆下重装，使未参加啮合的齿开始工作，以增加使用寿命。当齿数为奇数时，则驱动轮上各齿轮流与节销啮合同样可增加使用寿命。可选取齿数为23[10]。2.驱动轮节圆半径取3.驱动轮的齿形设计按齿面形状，驱动轮齿形可分为凸形，直线形和凹形三种。对驱动轮齿形的要求为：（1）使履带节销顺利地进入和退出啮合，减少接触面的冲击力；（2）齿面接触应力应小，以减少磨损；（3）履带节距因磨擦而增大时，履带节销与驱动轮齿仍能保持工作，不致脱链。驱动轮齿的工作面是履带节销和齿面接触面的部位，为减少接触应力，工作面最好是凹形。当履带节距随磨损而增大时，节销将沿齿面向上爬，为保证此时仍能啮合，轮齿应有一定的高度。节圆直径齿谷半径式中—节销（销套）直径，为55mm。根圆直径顶圆直径齿谷距离4.驱动轮强度计算：式中：—挤压应力，；—机器重量，400000N；—齿宽，，与履带槽宽一样；—销套直径，55；—许用挤压应力，。MPa<经过比较驱动轮能够满足设计要求。3.7行走机构液压马达的选择3.7.1输出扭矩计算式中：F—每台液压马达分担的最大牵引力，450.9kN；—行走机构的驱动轮直径，656mm；—液压马达输出轴至齿轮的总传动比，柱塞初选传动比=45；—液压马达输出轴至齿轮的总传动效率，取为0.92；—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液压马达排量计算式中：—液压马达的有效工作压力，MPa；—液压马达进口压力，Mpa；取=15MPa；—液压马达出口压力，Mpa；取=1MPa；—液压马达的机械效率，一般柱塞液压马达为，取=0.9；带入数值得：=ml/r根据，，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如下，见表3-1。表3-1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。MPa3.8重轮的设计计算目前国内外履带工程机械支重轮结构形式主要有直轴式和凸肩式两种，直轴式结构简单，零件少，工艺性好，但承受轴向力稍差；凸肩式能承受较大的轴向力和冲击载荷，但结构较前者复杂。本设计采用的直轴式。由四轮一带统图可以选择支重轮的参数如下：支重轮凸缘工作宽度支重轮轴长300mm，允许制造0.5误差，与履带接触轮宽82，支重轮直径180，支重轮个数10个，其安装尺寸见参考资料[10]1.支重轮强度计算为减少支重轮的磨损，轮缘对履带的接触应力按下式计算：式中：—轮缘对履带的接触应力,；—支重轮轮缘工作宽度，；—支重轮半径，；－支重轮个数，10；—许用接触应力，。MPa<[σc]=2.3MPa由上述计算可以得知支重轮能够满足设计要求。3.9张紧装置（1）张紧装置主要由叉形臂，涨紧油缸，推杆，缓冲弹簧，以及其各自的支座等组成。（2）由于涨紧油缸是能过黄油喷嘴注油的，履带的张紧程度在缓冲弹簧预紧力一定的情况下，是由缸内黄油量决定的，这取决于机器工作前的检查，如果履带过紧，可以由工人依据工作经验放出一些油，来调节履带张紧度，因此本计算主要是对弹簧进行计算（3）缓冲弹簧必须有一定的预压缩量，以使履带产生一定的张紧力，其作用是：前进时不因稍受外力，即松弛而影响履带销和驱动轮的啮合，倒退时能保证产生足够的牵引力而保持履带销和驱动轮的正常啮合。预紧力不能过大，当履带和各轮之间卡入坚硬的石块时或当前方受支较大的冲击力时，缓冲弹簧应能进一步压缩，以保护行走系各零件不致损坏。缓冲弹簧预紧力式中：G—机器重量400000N。取N缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力：取N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4.1.1输出轴的转速计算履带履带的驱动轮节圆半径为，其计算如下。式中：—驱动轮齿数23；可以为整数也可以为0.5的倍数；—履带的节距173mm；—机器自重，400kN。则驱动轮节圆半径取rk=320mm，由此可以求出驱动轮的转速，同时也是行走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两级NGW型行星齿轮传动与一级圆柱齿轮传动相串联的传动方案。图中X1，X2与后面所提及的H1，H2有相同的表示意义。在该传动中，第一级是一对啮合的圆柱齿轮，第二级与第三级是NGW型行星传动，第二级采用中心轮与行星轮都浮动的方式，第三级采用的是中心轮固定，行星轮浮动的传动方式。行星变速箱具有结构刚度大，齿间负荷小，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[16]。在整个传动过程中，（表示油压马达对第一级小齿轮的传动比），（第一级齿轮传动的传动比）初取，＝1（表示圆柱大齿轮2与第二级中心轮的传动比），（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i34=4.1.3圆柱齿轮传动部分的计算传动总效率式中：—油压马达对第一级小齿轮的传动效率，；—8级圆柱齿轮传动效率，；—一对滚动轴承的效率，；—NGW行星传动效率，。传动系统的运动力学参数设计，传动系统中各轴的转速，功率以及转矩计算如下：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选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）用直齿圆柱齿轮传动。（2）履带行走速度不高，液压马达的速度也不高，故选用8级精度。（3）材料的选择由《机械设计》[17]可选小齿轮的材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮45＃钢（调质），硬度240HBS。（4）选取小齿轮齿数（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），式中：—小齿轮的齿数23；一级圆柱齿轮的传动比2。取4.2.2按齿面强度设计小齿轮的分度圆直径设取的是标准圆柱齿轮，则（区域系数）在直齿轮时取2.5。则式中：—载荷系数；—小齿轮传递转矩；—齿宽系数；—材料弹性影响系数；—齿轮接触疲劳强度。1.确定公式内各计算数值（1）—使用系数，可取[17]；—动载系数，取[17]；—齿间载荷分配系数，可选[17]。—齿向载荷系数，，试取[17]则（2）计算小齿轮传递转矩N·m（3）选[14]（4）查得材料的弹性影响系数[14]（5）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限[14]（6）计算应力循环次数设掘进机工作寿命为15年(每年按300算)两班制，则（7）查得接触疲劳寿命系数[17]（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，则2.计算（1）试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值（2）计算圆周速度m/s（3）计算齿宽mm（4）计算齿宽与齿高比模数齿高（5）计算载荷系数查得，假设N/mm，查得[14]由v=1.54m/s，8级精度，可查得[17]由，查得[17]，故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径：mm（7）计算模数取m=5.54.2.3根据弯曲强度设计弯曲强度设计公式为：1.确定公式中各计算数值（1）可查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为[17]；大齿轮的弯曲疲劳强度极限为[17]；（2）查得弯曲疲劳寿命系数，[17]；（3）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）计算载荷系数（5）查取齿形系数查得；[17]（6）查取应力校正系数查得；[17]（7）计算大小齿轮的，并加以比较显然，大齿轮的数值较大。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大于由齿根弯曲强度计算的模数；由于齿轮模数的大小主要取决于齿面接触疲劳强度计算的模数，而齿根弯曲强度所决定的承载能仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由齿面接触疲劳强度计算出的模数5.369，并就近取.5。按齿面接触强度计算得的分度圆直径d1=123.5mm，算出小齿轮齿数：，取，取。4.2.4几何尺寸计算（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经过比较符合设计要求。4.3行星齿轮传动的设计计算说明4.3.1行星齿轮传动的概述行星齿轮传动是一种具有动轴线的齿轮传动，可用于减速、增速和差动装置。它一般是由太阳轮（也称中心轮）、内齿圈、行星轮和行星架等组成。传动时，内齿圈固定，太阳轮主动，行星架上的行星轮一面绕自身的轴线转动，同时绕太阳轮的轴线传动，从而驱使行星架回转，实现减速。传动过程中，行星轮的轴线是运动的。行星齿轮传动和普通齿轮传动相比具有重量轻、体积小、传动比大、效率高等优点；缺点是结构复杂、精度要求较高。行星齿轮传动不仅可做定传动比传动（减速器），也可发作为速度合成或分解的装置（差速器）。其应用日益广泛。4.3.2行星齿轮传动方式的选择行星齿轮传动的类型主要有（按齿轮啮合方式划分）：NGW型、WW型、NW型、NN型、N型、NGWN型及ZUWGW型。其符号意义如下：N—内啮合、W—外啮合、G—公用齿轮、ZU—锥齿轮。特点及用途：（1）NGW型：效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传递功率范围大，可用于种工作条件，在机械传动中应用最广。（2）NW型：效率高径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件，但由于双联行星齿轮同时与两个中心轮相啮合，制造工艺较复杂，因此在同样能够满足传动比的情况下，应优先选择NGW型，而不用NW型。（3）WW型：传动比范围大，但外型尺寸及重量较大，效率低，制造困难，一般不用作动力传动。（4）NN型：传动比范围大，效率虽比WW型高，但仍然较低，可用于短期工作。（5）N型：传动比范围较大，结构紧凑，行星轮的中心轴承受径向较大，适用于小功率短期工作。（6）NGWN型：结构紧凑、体积小、传动比范围大，但效率低于NGW型。工艺性差，适用于中小功率，短期工作。（7）双级NGW型：由NGW串联，传动比范围大，并具有NGW型特点。（8）ZUNGW型：主要用于差动装置。故行星传动部分的传动方式被选NGW型或是两级NGW型较为合理。因为本设计的行星部分总传动比为28.6，为求减速器结构简单与紧凑，选两级NGW型传动。4.3.3传动比的分配用角标表示两级NGW行星传动中高速级参数，用角标表示低速级参数。设高速级与低速级的外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则，取，所以式中：—行星轮数；—齿宽系数；—载荷不均匀系数；—接触强度的齿向载荷分布系数；—动载系数；—接触强度的寿命系数；—工作硬化系数；—计算齿轮的接触疲劳极限。查得高速级传动比[18]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数目，取确定各齿数，按如下配齿方法进行计算：适当调整使C＝30则由于，查资料[18]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.按接触强度计算a-c传动的中心距和模数（1）输入扭矩N·m设载荷不均匀系数，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[18]齿数比（2）太阳轮和行星轮的材料都用渗碳后淬火，齿面硬度HRC56～60，内齿轮用35CrMo调质，齿面硬度250～280HBS。（3）选取，取齿宽系数[18]（4）计算中心距mm则模数取。3.计算各轮尺寸（1）分度圆直径：太阳轮：内齿圈：

行星轮：（2）齿顶圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：（3）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的工作寿命15年（每年按300天算），两班制，则则可查得接触疲劳寿命系数[17]N/mm式中：—安全系数；—试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm；—接触强度计算的寿命系数0.88；—润滑油膜影响系数0.85；—工作硬化系数1.13；—接触强度计算的尺寸系数1.0；—计算接触应力，N/mm；—接触强度最小安全系数，取为1。经过比较符合设计要求。由于传动中，b-c是内啮合，承载能力高于内啮合，故不再校核。4.3.5低速级计算1.配齿计算选择行星轮数目，取确定各齿数，按如下所述配齿方法进行计算：适当调整,使C＝34，则由于，由资料[18]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.按接触强度计算a-c传动的中心距和模数（1）输入扭矩N·m设载荷不均匀系数，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[18]，齿数比（2）太阳轮和行星轮的材料都用渗碳后淬火，齿面硬度HRC56～60，内齿轮用35CrMo调质，齿面硬度250～280HBS。（3）选取MPa，取齿宽系数[18]（4）计算中心距mm则模数取。3.计算各轮尺寸（1）分度圆直径：太阳轮：mm内齿圈：行星轮：（2）齿顶圆直径：太阳轮：内齿圈：行星轮：（3）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的工作寿命15年（每年按300天算），两班制，则则可查得接触疲劳寿命系数N/mm[17]式中：—安全系数；—试验齿轮的接触疲劳极限，N/mm；—接触强度计算的寿命系数0.88；—润滑油膜影响系数0.85；—工作硬化系数1.13；—接触强度计算的尺寸系数1；—计算接触应力，N/mm；—接触强度最小安全系数，取为1。经过比较符合设计要求。4.4轴的设计计算4.4.1轴的概述轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件（如齿轮、蜗杆）等，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此，轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。按承受载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既能承受弯矩又能承受扭矩的轴称为转轴，这类轴在各种机器中最为常见。只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为心轴。心轴以分为转动心轴和固定心轴两种。只承受扭矩而不承受弯矩的轴称为传动轴。轴还可按轴的形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。直轴根据外形的不同，可以分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上零件不易装配及定位；阶梯轴与之正好相反。因此，光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则学用于转轴。4.4.2轴材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最为常用的是45钢。合金钢比碳钢更高的力学性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下的轴，学采用合金钢。以下是轴的常用材料及其应用场合：（1）Q235-A,主要用于不重要及爱载荷不大的轴；（2）45钢，应用最广泛；（3）40Cr，用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴；（4）40CrNi，用于很重要的轴；（5）38SiMnMo，用于重要的轴，性能接近于40CrNi；（6）38CrMoAlA，用于要求高耐磨性高强度且热处理变形很小的轴；（7）20Cr，用于要求强度高及韧性均较高的轴；（8）3Cr13，用于腐蚀条件下的轴；（9）QT600-3和QT800-2，可用于制造复杂外形的轴。故轴的材料选择为40Cr，调质处理，241～286HBS。4.4.3各轴的计算轴的直径取[17]（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mm。（2）第三级行星轮传动中装太阳轮的轴r/minmm取mm阶梯轴mm（3）第三级行星轮传动中，输出轴kWr/minmm取mm轴肩取mm4.4.4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。式中：—太阳轮传递的转矩；—太阳轮节圆直径，对标准齿轮即分度圆直径；—啮合角，。NNN由于此时太阳轮是浮动的，而其轴段长小于齿轮的厚度，故在弯曲方面没有危险。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滚动轴承类型多种多样，选用时可考虑以下方面因素，从而进行选择。1.载荷的大小、方向球轴承适于承受轻载荷，滚子轴承适于承受重载荷及冲击载荷。当滚动轴承受纯轴向载荷时，一般选用推力轴承；当滚动轴承受纯径向载荷时，一般选用深沟球轴承或短圆柱滚子轴承；当滚动轴承受纯径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承及调心球或调心滚子轴承；当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承及圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起，这在极高轴向载荷或特别要求有较大轴向刚性时尤为适应宜。2.轴承工作转速因轴承的类型不同有很大的差异。一般情况下，摩擦小、发热量少的轴承，适于高转速。设计时应力求滚动轴承在低于其极限转速的条件下工作。3.轴承的刚性轴承承受负荷时，轴承套圈和滚动体接触处就会产生弹性变形，变形量与载荷成比例，其比值决定轴承刚性的大小。一般可通过轴承的预紧来提高轴承的刚性；此外，在轴承支承设计中，考虑轴承的组合和排列方式也可改善轴承的支承刚度。4.调心性能和安装误差轴承装入工作位置后，往往由于制造误差造成安装和定位不良。此时常因轴产生捞度和热膨胀等原因，使轴承承受过大的载荷，引起早期的损坏。自动调心轴承可自行克服由安装误差引起的缺陷，因而是适合此类用途的轴承。5.安装和拆卸装卸频繁时，可选用分离型轴承，或选用内圈为圆锥孔的、带紧定套或退卸套的调心滚子轴承、调心球轴承。6.市场性即使是列入产品目录的轴承，市场上不一定有销售；反之，未列入产品目录的轴承有的却大量生产。因而，应清楚所用轴承是否易购得。摩擦力矩需要低摩擦力矩的机械，应尽量采用球轴承，还应避免采用接触式密封轴承。此设计选择6019、6020、61908GB/272-93深沟球轴承和7010C、7232CGB/T292-94角接触球轴承。4.5.2润滑与密封 1.滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，同时也有吸振、冷却、防锈和密封等作用。合理的润滑对提高轴承性能，延长轴承的使用寿命有重要意义。滚动轴承的润滑材料有润滑油、润滑脂及固体润滑剂，具体润滑方式可根据速度因素dn值，参考表4-1，d为轴颈直径，mm；n为工作转速，r/min。为了充分发挥轴承的性能，要防止润滑剂中脂或油的泄漏，而且还要防止有害异物从外部侵入轴承内，因而有必要尽可能采用完全密封。密封装置是轴承系统的重要设计环节之一。设计要求应能达到长期密封和防尘作用；摩擦和安装误差都要小；拆卸、装配方便且保养简单。本设计采用的润滑方式是浸油、飞溅润滑。2.轴承的密封密封按照其原理不同可分为接触式密封和非接触式密封两大类。非接触式密封不受速度限制。接触式密封只能用在线速度较低的场合，为保证密封的寿命及减少轴的磨损，轴接触部分的硬度应在HRC40以上，表面粗糙度宜小于Ra1.60μm～Ra0.80μm。本设计采用了O型密封圈、浮动密封以及毡圈密封这三种密封形式。表4-1滚动轴承润滑方式的选择轴承类型Dn(mm·f/min)浸油、飞溅润滑滴油润滑喷油润滑油物润滑脂润滑深沟球轴承角接触球轴承圆柱滚子轴承≤2.5×105≤4×105≤6×105≤6×105≤（2-3）×105圆锥滚子轴承≤1.6×105≤2.3×105≤3×105推力轴承≤0.6×105≤1.2×105≤1.5×1054.5.3滚动轴承的校核计算本设计中的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4-27232C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，[17]式中：—径向载荷系数—轴向载荷系数(2)计算当量动载荷取[17]则N(3)轴承应有的基本额定动载荷值式中：—指数，球轴承时—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经过比较符合设计要求。4.6键的选用4.6.1键的选择1.平键的选择键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作来选择；键的尺寸则按符合规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b×键高h表示）与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的d由标准中选定。键的长度L一般按轮毂的长度而定，即键长等于或略小于轮毂的长度；所选的键