悬臂掘进机行走部结构设计

本科毕业设计设计题目：悬臂掘进机行走部结构设计院系名称：龙煤学院专业班级：龙机电20—1班姓名：张宏佳学号：2020021518指导教师：林海鹏王宏波职称：年月日本科毕业设计绪论第一部分调研报告1.1毕业设计背景毕业设计题目：悬臂掘进机行走部结构设计随着科技的快速发展，掘进机的市场需求量呈现持续上升态势。[1]本毕业设计题目涉及到掘进机行走部结构设计,掘进机行走机构作为整个机器的支撑座,用来支撑掘进机的自重,承受着截割臂在截割作业中所产生的倾覆力矩，反力以及动载荷，并完成掘进机在切割、装运、爬坡及牵引转载时的移动。最早的悬臂掘进机诞生于20世纪初，它通常采用的是轨道行走方式，即通过安装在掘进机底部的两条平行轨道来实现行走。这种方式虽然简单，但在实际使用中存在许多问题，例如不能爬坡、不能跨越障碍物等。[2]20世纪中后期，我国引进了日本三井三池S100掘进机，并研究其技术实现了国产化。[3]此后，经过多年的自主创新，我国研发了多代具有自主知识产权的掘进机产品。在研发过程中，最主要的突破是履带行走技术的出现。这种技术允许掘进机在任何地形条件下都能稳定地行走，而且可以轻松跨越各种障碍物。此外，液压马达驱动技术的出现也是一个重要的突破。这种技术使得掘进机的行走部可以通过液压马达驱动，从而实现前进、后退和转向，进一步提高了掘进机的机动性和灵活性。在今天，现代化的掘进机行走部还配备有自动调平系统，可以在掘进过程中自动调整机身平衡，确保掘进工作的顺利进行。综上所述，悬臂掘进机行走部在矿山的采掘工程中发挥着重要作用，并且在未来的发展中还有很大的提升空间。1.2综述目前，大多数掘进机都采用了履带式行走机构，这使得机器的移动更为灵活，便于转弯和爬坡，对复杂的地质条件有着较强的适应性。履带式行走机构代替了先前的轨道行走方式，消除了不能爬坡和越过障碍物的弊端。履带通常由多个金属链节组成，链节上有齿状凸起，可以嵌入地面，增加牵引力。以下是履带式行走部的组成及工作原理：1.驱动轮：履带式行走部的前端通常装有一对驱动轮，这些驱动轮负责提供动力，使履带能够向前或向后移动。驱动轮通过液压马达或电机驱动，液压马达或电机将电能或液能转换为机械能。2.履带：履带由多个金属链节组成，链节上有齿状凸起，可以嵌入地面，增加牵引力。履带在驱动轮的推动下绕过驱动轮、托轮和张紧轮。3.托轮：位于履带两侧，用于支撑履带并保持其正确位置。托轮不参与驱动，但它们确保履带平稳运行，减少摩擦。4.张紧轮：位于履带尾部，其作用是维持履带的适当张紧度。如果履带过松，会导致打滑；过紧则会增加履带和驱动轮的磨损。5.转向机构：掘进机履带行走部通常配备有转向机构，允许机器进行左右转向。这通常通过改变驱动轮的转速来实现，使得一侧的履带比另一侧快，从而使掘进机转向。6.液压系统：液压系统是履带式行走部的关键组成部分，它控制驱动轮的转速和转向。液压泵将液压油压送至液压马达或液压缸，液压马达或液压缸再将液压能转换为机械能，驱动履带运动。7.控制系统：操作员通过控制系统来操纵掘进机的行走部分。现代掘进机可采用电子控制系统，如PLC（可编程逻辑控制器）或计算机控制系统，以实现更精确的操作和控制。整个工作过程中，掘进机的行走部需要承受巨大的地面压力和复杂地形带来的挑战，因此设计时会考虑到耐用性、可靠性以及对不同地面条件的适应性。通过上述机制的协同工作，掘进机能够在各种地下工程中高效、稳定地进行掘进作业。国际上悬臂式掘进机的技术发展呈现出创新驱动的态势。Sandvik是瑞典的一家知名工程机械制造商，MR350是其生产的一款多功能隧道掘进机，具备高效的行走机构和强大的切割能力，适用于各种土壤条件。Wirtgen

Group(维特根集团)WR系列悬臂式掘进机：Wirtgen集团是道路建设设备的领先制造商，其WR系列悬臂式掘进机在地下岩石开挖和隧道建设中表现出色，设备的行走部分设计用于适应各种复杂地形。这些悬臂式掘进机的行走部通常采用了先进的液压系统，提供稳定的驱动力和平稳的行驶性能。同时，这些设备还配备了现代化的电子监控系统，确保操作的安全性和精确性。通过不断的技术革新和优化设计，这些制造商能够提供满足不同工程需求的悬臂式掘进机，从而在全球范围内赢得了良好的市场声誉。1.3结论现代掘进机行走部虽主要采取履带式的结构设计，但仍然存在一些问题，当掘进机的工作条件较为恶劣时，履带式行走部可能会受到严重的损坏或磨损，履带链条容易发生断裂，维修的成本也会变多。在崎岖不平的地面时，履带式行走部产生偏移，会降低工作效率。此外，履带式结构的行走部也会增加功耗，运营成本也会随之增加。[4]希望通过优化设计，能够提高掘进机行走部的性能，使其更加稳定，延长设备的使用寿命。所以，悬臂掘进机的行走部结构设计的意义也正在于此。第二部分可行性论证报告2.1设计目的掘进机在煤炭开采和巷道掘进方面具有重要作用。行走机构是掘进机一的个非常重要的部件,它担负着掘进机的截割进给运动，以及整机的前进、后退和转弯(两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向)等各种运动，同时又是整台掘进机的连接、支撑基础，其结构的可靠性将影响整机的工作性能，因此掘进机行走部的研究设计对于掘进机的研究有着很大的意义，对掘进机的发展有着重要影响。采用履带行走机构的机械设备，动力装置内置式，履带架结构受内置动力元件制约，外形几何形状较大，随着动力的增大，外形尺寸也随之增大。动力装置内置式，履带板宽度可按实际需要设计,不受履带架及动力装置的约束。[5]动力装置外置式，侧掛在与机架连接的一侧，动力侧掛链轮设计不受动力元件约束，履带行走机构.外形尺寸可相对较小，适宜施工场地相对低矮狭小的煤矿井下作业。要求完成悬臂掘进机行走部的结构设计，最终能够实现掘进机的行走功能。设计参数为：机重小于45t，行走速度在0～6.6m/min之间，两履带中心距不超过2800mm，行走部接地长度为440cm,行走部接地宽度为59.5cm。2.2方案论证悬臂掘进机行走部结构设计主要分为三部分，传动部分、支重部分和张紧装置，以下是对每部分设计的方案论证。2.1.1传动方案方案一：圆柱齿轮串联行星齿轮减速器传动如图2-1所示，液压马达1依靠液压泵送来的高压油旋转,液压马达通过与其联接的减速机构2减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮3做成一个整体，液压马达的转动带动链轮旋转。1-液压马达2-减速机构3-链轮图2-1方案一简图方案二：圆柱齿轮减速器传动如图2-2所示，液压马达1依靠液压泵送来的高压油旋转,液压马达通过与其联接的减速机构2减速得到低转速大扭矩，液压马达、减速机构和链轮3做成一个整体，液压马达的转动带动链轮旋转。1-液压马达2-减速机构3-链轮图2-2方案二简图2.1.2支重部方案论证方案一：摩擦板式支重结构如图2-1所示，驱动轮2通过轮齿3与履带链1相啮合，摩擦板5焊接在履带架上，从而起到保护履带架的作用。1-履带链2-驱动轮3-轮齿4-履带架5-摩擦板图2-1摩擦板式结构简图方案二：支重轮式结构如图2-4所示，驱动轮2通过轮齿3与履带链1相啮合，采用大小相同数量一定的支重轮4均匀分布固定在履带架下方，掘进机进行移动时在履带板上滚动，与履带板5之间产生滚动摩擦，从而起到保护履带架的作用。1-履带链2-驱动轮3-轮齿4-支重轮5-履带板图2-2支重轮式结构简图2.1.3张紧装置方案论证方案一：机械张紧装置如图2-3所示，该装置由丝杠和螺母组成，是通过调节丝杆和螺母来改变导向轮的位置，从而达到张紧的目的。1-丝杠2-螺母图2-3机械张紧装置结构简图方案二：液压油缸张紧装置如图2-4所示，主要由液压油缸、张紧轮托架、垫板等组成。张紧时，接通液压油缸油路，通入压力油推动液压缸张紧履带，当张紧到履带链要求的悬垂度范围内，安装垫板和锁板，再将液压油缸中的油压卸掉，依靠垫板承受履带链的压力，保持履带链的悬垂度。[6]1-履带链2-张紧轮3-插板4-液压油缸5-行走架图2-4液压油缸装置结构简图在传动方案论证中，方案一的行星齿轮减速器体积小，精度高，安装方便，可选择的传动比范围大，传动状态稳定，传动效率高，但是价格较高。方案二中的圆柱齿轮减速器构造简单，经济实用，但是体积较大，抗震效果不佳。经比较，需选择安装方便，稳定性较高的传动部分，因此选择方案一。在支重部方案论证中，方案一的摩擦板式支重结构构造简单，不易损坏，但是容易将履带磨损。方案二的支重轮式结构传动效率高，不易将履带磨损，但是不适合在泥泞的环境中工作。[7]经比较，支重轮式结构可以更好的保护履带板，因此选择方案二。在张紧装置方案论证中，方案一的机械张紧装置结构简单，但是张紧力的大小不易调节。方案二中的液压张紧装置结构紧凑，张紧力的大小易于调节，缺点是需要借助液压油来传递压力。经比较，需选择张紧力便于调节的张紧装置，因此选择方案二。2.3最终设计方案通过对比，综合考虑到井下复杂的地面形式、采掘机械的承重以及机身的耐磨程度等因素后，传动方案选用液压马达驱动圆柱齿轮串联行星齿轮减速器传动，支重部分选用支重轮式结构，张紧装置选用液压油缸张紧装置。总体传动原理如图2-5所示，液压马达2依靠液压泵送来的高压油旋转，液压马达通过与其联接的减速机构得到低转速大扭矩。液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，液压马达带动驱动轮转动，链轮的轮齿和厦带的链轨销咬合，从而实现掘进机的前进、后退等动作。同时导向轮（张紧轮）起到导向作用，导向轮和张紧油缸对服带的松紧进行调节。掘进机前进、后退时，左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。[8]1-履带链2-液压马达3-轮齿4-支重轮5-张紧油缸6-履带板7-插板8-导向轮图2-5总体传动结构简图2.4结论此方案对掘进机行走部的三个重要组成部分进行了合理的规划设计，在传动方案上选择液压马达驱动减速器传动，张紧装置选择了具有缓冲作用的液压张紧装置，支重部分选择了支重轮结构。通过合理的选择，使各个组成部分进行了有效的配合，提高了行走部的效率，同时也提高了掘进机的整体掘进效率，达到了设计目标。设计计算3.1行走结构的确定采用履带式行走结构，以便于掘进机的行走部尽可能多的承受较大的机身重量。3.2行走机构的设计计算3.2.1履带节距的计算根据公式式中—为机器自重，400。因此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。3.2.2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,4400mm；——机器重心的纵向偏移距离，m——履带接地宽度，595mm。带入公式得kN3.2.3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；——履带行走速度6.6m/min。带入公式得kW3.2.4接地公称比压式中——机器重量400000N；——行走部接地长度440cm；——行走部接地宽度59.5cm。N/cm3.2.5接地最大比压式中——两履带中心距160cm；—mm—履带纵向偏心距60cm。N/cm3.3驱动轮各主要参数的确定3.3.1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[9]。3.3.2驱动轮节圆半径mm，取mm3.3.3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。1.节圆直径mm2.齿谷半径mm式中——销套直径，为55mm。根圆直径mm顶圆直径mm齿谷距离mm3.3.4驱动轮强度计算式中——销套直径，为55mm。——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，MPaMPaMPa经过比较驱动轮能够满足设计要求。3.4行走机构液压马达的选择3.4.1输出扭矩计算式中——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·m3.4.2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MPa；——液压马达出口压力，Mpa；取MPa；——液压马达的机械效率，一般柱塞液压马达为，取；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MPa3.5支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mm支重轮轴长300mm，允许制造0.5mm误差，与履带接触轮宽82mm，支重轮直径180mm，支重轮个数10个，其安装尺寸见参考资料[9]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,MPa；——支重轮轮缘工作宽度，mm；——支重轮半径，mm；——支重轮个数，10；——许用接触应力，MPa。MPaMPa由上述计算可以得知支重轮能够满足设计要求。3.6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—机器重量400000N。取N缓冲弹簧工作行程终了时的压缩力：取N3.7行走减速器的设计计算3.7.1行走减速器方案的确定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mm取=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/min3.7.2传动比的分配减速器的总传动比减速器的传动如图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[10]。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，（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=3.7.3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）87kW250r/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·m3.8一级圆柱齿轮传动的设计计算3.8.1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3.8.2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MPa[14]（5）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限MPa[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S1，则MPaMPa2.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m/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3.8.2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MPa[17]；大齿轮的弯曲疲劳强度极限为MPa[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mm，算出小齿轮齿数：，取，取。3.8.3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。3.9行星齿轮传动设计计算3.9.1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。3.9.2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。3.9.3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3.9.4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：mm内齿圈：mm行星轮：mm（3）齿根圆直径：太阳轮：mm内齿圈：mm行星轮：mm4.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。3.9.5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，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：mm行星轮：mm（2）齿顶圆直径：太阳轮：mm内齿圈：mm行星轮：mm（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。3.10轴的设计计算3.10.1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。3.10.2轴材料的选择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。3.10.3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mm3.10.4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。3.11轴承的选择3.11.1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。7.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。3.11.2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3-2，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。