掘進機行走機構(gòu)設(shè)計機械CAD圖紙

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1、本科機械畢業(yè)設(shè)計論文CAD圖紙 QQ 401339828 摘 要 掘進機是一種較先進的井下掘進設(shè)備。行走機構(gòu)由履帶、支重輪、托鏈輪、引導(dǎo)輪、驅(qū)動輪、張緊裝置、行星齒輪減速器、液壓馬達和履帶架等部分組成。 按照掘進機行走部及行走減速器的工作原理進行初步設(shè)計。在此基礎(chǔ)上通過對此題目的分析以及對一些相關(guān)書籍和文獻的查閱，進一步研究掘進機行走部的設(shè)計及行走減速器的設(shè)計原理。設(shè)計重點應(yīng)在于行走部的履帶行走機構(gòu)設(shè)計及行走減速器的行星傳動設(shè)計。首先闡述行走部的履帶行走機構(gòu)的一般結(jié)構(gòu)，簡易的敘述總體方案設(shè)計，其次對減速器進行細致的設(shè)計，包括行星減速器的選擇、計算、校核。 通過研究

2、掘進機行走部及行走減速器的基本原理，獲得了大量有關(guān)設(shè)計掘進機行走部及行走減速器的要領(lǐng)。 關(guān)鍵詞：掘進機；行走機構(gòu)；減速器 Abstract Boring machine is a more advanced underground boring equipment. Travel agencies from the track, supporting wheels, asked sprocket, guide wheel, driving wheel, tensioning device, planetary gear reducer, hydraulic motors and

3、track aircraft components. In accordance with the driving and walking to walking part reducer preliminary design works. Based on this analysis and through this topic a number of books and documents on access, further driving to walking part of the design and running gear reducer design princip

4、les. Design should focus on running the Department of Design and crawler running gear reducer planetary transmission design. First, the Department set to walk the general structure of crawler, a simple description of the overall program design, followed by a careful design of the reducer, planetary

5、reducer selection, calculation and check. Department of walking through the tunnel boring machine and the basic principles of running reducer to obtain a lot of walking part of the design driving and walking reducer essentials. Key words：Boring machine; Travel agencies; Reducer II

6、 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 問題的提出 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展狀況 1 1.3 懸臂式掘進機行走機構(gòu)的發(fā)展特點 3 1.4 懸臂式掘進機行走機構(gòu)的發(fā)展趨勢 4 第2章 方案論證 5 2.1 驅(qū)動方式的分析 6 2.1.1 液壓驅(qū)動 6 2.1.2 電驅(qū)動 6 2.2 傳動方式分析與選擇 6 第3章 掘進機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 9 3.1 行走部的工作要求 9 3.2 掘進機行走部的組成及行走原理 9 3.2.1 掘進機行走部的組成 9 3.2.2 掘進機的行走原理 10 3.3 行走機構(gòu)的型

7、式選擇 11 3.3.1 行走型式的選擇 11 3.4 行走機構(gòu)的設(shè)計計算 11 3.4.1 履帶節(jié)距的計算 11 3.4.2 履帶牽引力的計算 12 3.5 行走機構(gòu)各種阻力計算 13 3.6 驅(qū)動輪各主要參數(shù)的確定 14 3.7 行走機構(gòu)液壓馬達的選擇 15 3.8 重輪的設(shè)計計算 17 3.9 張緊裝置 18 第4章 行走減速器的設(shè)計計算 19 4.1 行走減速器方案的確定 19 4.1.1 輸出軸的轉(zhuǎn)速計算 19 4.1.2 傳動比的分配 20 4.1.3 圓柱齒輪傳動部分的計算 21 4.2 一級圓柱齒輪傳動圓柱齒輪的設(shè)計計

8、算 22 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 22 4.2.2 按齒面強度設(shè)計 23 4.2.3 根據(jù)彎曲強度設(shè)計 26 4.2.4 幾何尺寸計算 28 4.3 行星齒輪傳動的設(shè)計計算說明 29 4.3.1 行星齒輪傳動的概述 29 4.3.2 行星齒輪傳動方式的選擇 29 4.3.3 傳動比的分配 30 4.3.4 高速級計算 31 4.3.5 低速級計算 34 4.4 軸的設(shè)計計算 38 4.4.1 軸的概述 38 4.4.2 軸材料的選擇 38 4.4.3 各軸的計算 39 4.4.4 軸的校核 41 4.5 軸

9、承的選擇 42 4.5.1 滾動軸承類型的選擇 42 4.5.2 潤滑與密封 43 4.5.3 滾動軸承的校核計算 44 4.6 鍵的選用 45 4.6.1 鍵的選擇 45 4.6.2 鍵的校核 46 結(jié)論 48 致謝 49 參考文獻 50 CONTENTS Abstract………………………………………………………………… ……...I Chapter1 Introduction ………………………………………………………....1 1.1 Overview and issues raised……………………………………………

10、...1 1.2 Domestic and international development……………………………..1 1.3 Roadheader walking characteristics of the development agencie…..3 1.4 Roadheader trend walking mechanism…………………………....4 Chapter2 Demonstration……………………………………………………...5 2.1 Analysis of driving mode ….…………

11、……………………...........6 2.1.1 Hydraulic drive………………………………………….6 2.1.2 Electric drive ……………………………………………...6 2.2 Transmission mode and select ……………………………………....6 Chapter3 The overall structural design of tunnel boring machine …………9 3.1 The department requirements

12、for the workto walk…………………… .9 3.2 Composition of the department of boring machine running ………….. and walking principle …………………..……………………………………..9 3.2.1 Department of the composition of the boring machine running .9 3.2.2 Principles to walk TBM………………………………………..10 3.3

13、 Type Selection travel agencies ………………………………….…..11 3.3.1 Choose the type of walking ………………………………….11 3.4 Design and calculation of travel agencies …………………………..11 3.4.1 Calculation of track pitch …………………………………..….11 3.4.2 Calculation of traction track ……………………

14、………...….12 3.5 Calculation of travel organizations of various resistanc…….. ……..13 3.6 Determination of main parameters driving wheel………………. .14 3.7 The choice of running gear hydraulic motor ………………………..15 3.8 Design and calculation of roller……………..……………………....17 3.

15、9 Tensioning device …………………………………………………...18 Chapter4 Design and Calculation of walking speed reducer ……………..19 4.1 Program to determine walking speed reducer….……….…………...19 4.1.1 Calculation of the output shaft rotational speed……… ..19 4.1.3 Calculation of gear tra

16、nsmission part…………………………..21 4.2 A cylindrical gear design and calculation…………………………...22 4.2.1 The sele allocation of transmission ratiocted gear type, precision grade, material and number of teeth………………………….22 4.2.2 Design of according to tooth surface

17、strength………………..23 4.2.3 According to the design bending strength of …………….…..26 4.2.4 Calculation of the geometric dimensions of ………………....28 4.3 Calculation of planetary gear design description …………..……….29 4.3.1 Overview planetary gear……………………………..……….29

18、 4.3.2 Planetary gear transmission to the choice……………….. ….29 4.3.3 The allocation of transmission ratio………………………….30 4.3.4 Calculation of high-level………………..……………………31 4.3.5 Calculation of low-level…...……………………………........34 4.4 Shaft design

19、 calculation ...……..…………………………………….38 4.4.1 Overview of shaft……………………………………………….38 4.4.2 Shaft material selection …………………………………. ….38 4.4.3 The calculation of the shaft ………………………………….39 4.4.4 Check of shaft...…………………………………………….......41 4.5

20、 Bearing selection ……………………………….……………………..42 4.5.1 Bearing type selection ………………………………… ........42 4.5.2 Lubrication engineering………………………………... ........43 4.5.3 Check calculation of bearing………………………….. .........44 4.6 Selection of key………………………………………

21、………………...45 4.6.1 Key selection…………………………………...……….........45 4.6.2 Checking key..………………………………………………..46 Conclusion ……………………………………………………………............48 Thanks ………………………………………………………………...........49 References……….………………………………………………….........50 第1

22、章 緒論 1.1 問題的提出 掘進機采用履帶行走機構(gòu)，它支撐機器的自重和牽引轉(zhuǎn)載機行走，當掘進作業(yè)時，它承受切割機構(gòu)的反力、傾覆力矩和動載荷。行走機構(gòu)的設(shè)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。通過對掘進機行走結(jié)構(gòu)進行結(jié)構(gòu)研究分析,借鑒國內(nèi)外先進技術(shù),結(jié)合煤礦生產(chǎn)實際,使其滿足煤礦高產(chǎn)高效生產(chǎn)的需要。懸臂式掘進機行走機構(gòu)是煤礦掘進巷道常用設(shè)備，它的發(fā)展使得礦井巷道的掘進速度和效率大幅度提高[1]。 隨著采煤技術(shù)的發(fā)展、煤礦生產(chǎn)規(guī)模的擴大，我國大型煤礦井下大都開始采用全煤巷布置開采方式，此外采煤工作面的推進速度也越來越快，因而使得煤礦井下煤巷掘進工作量大幅度增大，因而對掘進

23、機的工作效率提出了較高的要求，客觀上要求掘進機的工作性能要好，掘進作業(yè)的推進速度要快。但是,我國掘進機與國外掘進機相比較,在技術(shù)性能和可靠性等方面還有相當大的差距,需要加快掘進機的整機研究、設(shè)計和生產(chǎn),迎頭趕上國際先進水平。鑒于此，我們必須加大對掘進機的研究。 掘進機是具有截割、裝載、轉(zhuǎn)載煤巖，并能自己行走，具有噴霧除塵等功能，以機械方式破落煤巖的掘進設(shè)備，有的還具有支護功能。主要結(jié)構(gòu)包括工作機構(gòu)、裝載機構(gòu)、輸送機構(gòu)、行走機構(gòu)和轉(zhuǎn)載機構(gòu),根據(jù)所掘斷面的形狀分為全斷面掘進機和部分斷面掘進機[2]。前者適用于直徑一般為2.5—10M的全巖巷道、巖石單軸抗壓強度50—350MPa的硬巖巷道，可一次

24、截割出所需斷面，且斷面形狀多為圓形，主要用于工程涵洞幾隧道的巖石掘進；后者一般適用于單軸抗壓強度小于60MPa的煤、煤—巖、軟巖水平巷道，但大功率掘進機也可用于單軸抗壓強度達200MPa的硬巖巷道，一次僅能截割斷面一部分，需要工作機構(gòu)多次擺動，逐次截割才能掘進所需斷面，斷面形狀可以是矩形、梯形、拱形等多種形狀，在煤礦生產(chǎn)中普遍使用懸臂式掘進機[3]。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展狀況 國內(nèi)掘進機發(fā)展概況與現(xiàn)狀 我國的懸臂式掘進機的發(fā)展主要經(jīng)歷了三個階段。 第一階段：60年代初期到70 年代末,這一階段主要是以引進國外掘進機為主,也定型生產(chǎn)了幾種機型,在引進的同時進行消化吸收,主要以切割煤的輕

25、機型為主[4]。主要以當時煤炭科學研究總院太遠分院研制的1型2型和3型為代表，為我國懸臂式掘進機第二階段的發(fā)展打下了良好的技術(shù)基礎(chǔ)。這一階段掘進機的主要特點是重量輕、體積小、截割能力弱、技術(shù)含量偏低，適應(yīng)煤巷掘進[5]。 第二階段：70年代末到90年代初,為消化吸收階段。這一階段我國不但從英國、奧地利等國引進掘進機進行消化吸收，同時還與國外合作生產(chǎn)了幾種懸臂式掘進機并逐步地實現(xiàn)了國產(chǎn)化，其典型的代表是與奧地利、日本合作生產(chǎn)的AM50 型及S100-41型,其后,我國自行設(shè)計制造了幾種懸臂式掘進機,其典型代表是EMA -30 型及EBJ -100 型。這一階段懸臂式掘進機的特點是：可靠性較高,

26、已能適應(yīng)我國煤巷掘進的需要；半煤巖巷的掘進技術(shù)已達到相當?shù)乃剑怀霈F(xiàn)了重型機，中型掘進機型號日趨齊全[6]。 第三階段：由90年代初至今,為自主研發(fā)階段。這一階段中型懸臂式掘進機發(fā)展日趨成熟，重型機型大批出現(xiàn),懸臂式掘進機的設(shè)計與制造水平已相當先進,并且具備了根據(jù)礦井條件實現(xiàn)個性化設(shè)計的能力, 這一階段的代表機型較多,主要有EBJ 型、EL 型及EBH 型。這一階段懸臂式掘進機的特點是：設(shè)計水平較為先進,可靠性大幅提高，功能更加完善，功率更大，一些高新技術(shù)已用于機組的自動化控制并逐步發(fā)展全巖巷的掘進[7,8]。 經(jīng)過三階段的發(fā)展,我國懸臂式掘進機的設(shè)計、生產(chǎn)、使用進入了一個較高的水平,已跨

27、入了國際先進行列,可與國外的懸臂式掘進機媲美。 國外掘進機發(fā)展概況與現(xiàn)狀 早在上世紀30年代，德國、前蘇聯(lián)、英國、美國等就開始了煤礦巷道掘進機的研究。40年代生產(chǎn)了世界上第一臺懸臂式掘進機，50年代初現(xiàn)代掘進機雛形出現(xiàn)，代表就是匈牙利研制的采用履帶行走機構(gòu)的F4型懸臂式掘進機，這種機型除采用橫軸截割方式和調(diào)動靈活的鏟板和星輪轉(zhuǎn)載機構(gòu)，并采用了刮板運輸機轉(zhuǎn)運物料。 二十世紀末期以來，在新技術(shù)革命的帶動下，煤礦開采和加工利用技術(shù)迅速發(fā)展。先進采煤國家積極應(yīng)用機電一體化和自動化技術(shù)，研制開發(fā)了大功率、高性能的開采與掘進裝備，廣泛應(yīng)用計算機技術(shù)實現(xiàn)了礦井生產(chǎn)過程的自動化，實現(xiàn)了礦井的高產(chǎn)

28、高效和集約化生產(chǎn)。 美、澳、英、德等國家研制開發(fā)了機電一體化、自動化新型采掘設(shè)備。這些設(shè)備采用微機監(jiān)測監(jiān)控、自動化控制、機電一體化設(shè)計等先進技術(shù)，在增加傳動功率、提高生產(chǎn)能力的同時，設(shè)備功能內(nèi)涵發(fā)生重大突破，并在計算機控制技術(shù)支持下實現(xiàn)了煤礦生產(chǎn)過程的自動化控制。綜采成套設(shè)備的生產(chǎn)能力已經(jīng)達到3000t/h以上，在適宜的煤層條件下，采煤工作面可實現(xiàn)年產(chǎn)5～10Mt，出現(xiàn)了“一礦一面、一個采區(qū)、一條生產(chǎn)線”的高效集約化生產(chǎn)模式。發(fā)達采煤國家已經(jīng)實現(xiàn)了從普通綜采機械化生產(chǎn)向高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的過渡[9,10]。 1.3 懸臂式掘進機行走機構(gòu)的發(fā)展特點 懸臂式掘進機行走機構(gòu)的發(fā)展是緊緊圍繞著

29、我國礦井生產(chǎn)的實際條件、現(xiàn)場的需要及設(shè)計、制造的工藝水平而不斷進行的，其發(fā)展主要有以下幾個特點。 1. 驅(qū)動功率的不斷提高 為適應(yīng)更大范圍的工作要求，懸臂式掘進機的驅(qū)動功率不斷增大,由最初的100 kW以下的輕型機型增加到現(xiàn)在的中型機型的132-200 kW,重型機型可達200kW以上。 2. 在行走方面的發(fā)展方向 （1） 液壓發(fā)展方向 早期的懸臂式掘進機的行走部的傳動絕大多數(shù)采用液壓方式，這是因為液壓傳動具有控制簡單，易于實現(xiàn)自動化，工作簡便省力，可以方便實現(xiàn)過載保護;易于實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍大，液壓馬達與電機相比質(zhì)量輕、體積小等優(yōu)點，可以滿足裝載、行走的要求。而那時的電氣

30、設(shè)備在使用可靠性、元器件的質(zhì)量及性能上都較低，且元器件體積較大，不易實現(xiàn)上述的要求制約了它的發(fā)展，液壓傳動成為這一時其主流發(fā)展方向[11]。 （2） 電動發(fā)展方向 液壓傳動方式雖然發(fā)展較快，但由于煤礦井下工作條件惡劣，粉塵大、空氣潮濕、油脂極易被污染，對油脂污染很敏感的液壓件易損壞，液壓件成本高、故障診斷困難等原因而使其發(fā)展應(yīng)用減緩，這一時期的電子技術(shù)的高速發(fā)展為電動發(fā)展提供了有利條件，大容量集成化、變頻調(diào)速、PLC控制等一些新技術(shù)不斷應(yīng)用到掘進機的設(shè)計制造上，使得監(jiān)控、監(jiān)測的自動化程度極大提高。電子產(chǎn)品質(zhì)量高、體積小、功能齊全的優(yōu)勢使電動發(fā)展加速，成為另一主要發(fā)展方向。 液壓與電動都

31、有優(yōu)、缺點，但隨著科技的進步，它們的缺點在不斷地被彌補、改進，目前懸臂式掘進機在電、液兩方面發(fā)展速度很快，在行走方面都采用液壓傳動的如EBJ-160 SH型等，也有全部采用電動方式的如AM-50型等，大多數(shù)的機型還是采用電液混合方式，總之這兩種方式互相取長補短，在今后很長一段時一間內(nèi)將共同并存、相互融匯[12]。 1.4 懸臂式掘進機行走機構(gòu)的發(fā)展趨勢 1. 更加全面的功能與完善的前后配套 為適合各種條件要求以及加快掘進速度，懸臂式掘進機將會逐步發(fā)展掘錨一體化、適應(yīng)各種斷面、適應(yīng)坡度范圍更大的行走機構(gòu)，并會完善前后配套的轉(zhuǎn)載、裝運等設(shè)備，實現(xiàn)集約化功能，進一步發(fā)揮其效能，提高勞

32、動生產(chǎn)率。 2. 提高元部件的可靠性和壽命 現(xiàn)在新機型行走機構(gòu)的關(guān)鍵元部件大都選用國外的知名品牌，這雖然可提高整機的性能，但使得國產(chǎn)機型在元部件的配置上高低不一、質(zhì)量不等，為使用、維護和更新機型帶來了許多困難，隨著我國在掘進機元部件研究上的突破，這種狀況會很快改變。 3. 個性化開發(fā)機型 煤礦在開采過程中會碰到各種不同的生產(chǎn)條件，如煤層變化、水、瓦斯、煤巖硬度不一等，這些特殊的情況必然要求機組具有不同的功能和整體參數(shù)的合理匹配，今后的機型將會根據(jù)不同的要求進行不同的性能配置，實現(xiàn)設(shè)計和制造個性化和多元化[12]。 第2章 方案論證 方案Ⅰ：采用液壓馬達驅(qū)動一級直齒圓柱齒輪及二

33、級行星齒輪傳動如圖2-1所示 圖2-1 方案Ⅰ 方案Ⅱ：采用電動機驅(qū)動直齒圓柱齒輪及一級行星齒輪傳動如圖2-2所示 圖2-2 方案Ⅱ 2.1 驅(qū)動方式的分析 2.1.1 液壓驅(qū)動 液壓驅(qū)動行走機構(gòu)的特點是：統(tǒng)一了動力源，液壓馬達體積小，驅(qū)動機構(gòu)便于合理布置，適合與行走部的頻繁啟動。目前，掘進機行走機構(gòu)液壓驅(qū)動形式通常又分為中，高速馬達帶減速器驅(qū)動和低速液壓馬達直接驅(qū)動三種形式。 1. 高速馬達——減速器驅(qū)動 這種驅(qū)動形式的馬達多采用齒輪馬達。其優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，抗污染性強，價格低廉等。但它最大的缺點是運轉(zhuǎn)一

34、段時間后，其內(nèi)部摩擦副磨損嚴重，間隙增大，效率很快下降，而且與之配套的減速器要求傳動比要大，結(jié)構(gòu)也相應(yīng)復(fù)雜，所以這種形式應(yīng)用極少。 2. 中速馬達——減速器驅(qū)動 這種驅(qū)動形式的馬達多采用柱塞馬達。中速馬達具有體積小，效率高，壽命長，售價低等特點，且減速器的機構(gòu)形式國內(nèi)外以趨于系列化，因此這種驅(qū)動形式應(yīng)用很多。 3. 低速液壓馬達直接驅(qū)動 該驅(qū)動形式的馬達輸出軸直接帶動主鏈輪，從而達到驅(qū)動履帶的目的。馬達大都采用多作用內(nèi)曲線徑向柱塞式液壓馬達。其特點是：結(jié)構(gòu)形式簡單、成本低、傳動扭矩大、低速穩(wěn)定性好、啟動效率高。但馬達體積大，難以保證地隙，制動裝置不易處理，只適合與中、小型掘進機。

35、 2.1.2 電驅(qū)動 行走機構(gòu)采用電驅(qū)動的特點是：啟動力矩大、效率高、維修簡單、運行可靠。液壓驅(qū)動由于液壓元件制造精度要求較高，加工工藝復(fù)雜，維修較困難，使用當中“跑、冒、滴、漏”現(xiàn)象屢有發(fā)生，增加了液壓用油量，而采用電驅(qū)動可明顯降低材料消耗量。但電驅(qū)動形式結(jié)構(gòu)龐大，電動機易潮濕，且頻繁啟動增加了電動機及其供電系統(tǒng)的故障率。 2.2 傳動方式分析與選擇 根據(jù)國內(nèi)外以往掘進機設(shè)計的經(jīng)驗來看，行走機構(gòu)的傳動形式大多數(shù)都為行星齒輪傳動，與定軸傳動相比,行星齒輪傳動具有體積小、質(zhì)量輕、承載能力大

36、和效率高等優(yōu)點。行星齒輪傳動機構(gòu)的常用類型有2K-H型、3K型、K-H-V型。其中2K-H型加工裝配工藝較簡單,傳動功率范圍不受限制,在采掘機械傳動系統(tǒng)中應(yīng)用最為廣泛。其傳動比范圍為2.8-12.5,傳動效率可達0.79-0.99。 1. 傳動原理　 采用2K—H(NGW)型負號機構(gòu)的行星齒輪傳動,當高速軸由液壓馬達驅(qū)動時,便帶動太陽輪回轉(zhuǎn),于是帶動行星輪轉(zhuǎn)動,由于內(nèi)齒圈固定不動,便驅(qū)動行星架作輸出運動,行星輪在行星架上既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)的行星傳動,就以此同樣的結(jié)構(gòu)組成兩級、三級或多級的串聯(lián)行星齒輪傳動。 2. 組成　 由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈和行星架所組成。以嚙合方式命名為NGW型

37、(其中N—為內(nèi)嚙合、G—公用齒輪、W—外嚙合)。以基本構(gòu)件命名,即為2K-H型行星齒輪傳動。所謂基本構(gòu)件,在行星齒輪傳動的各構(gòu)件中,凡是軸線與定軸線重合,且承受外力矩的構(gòu)件稱為基本構(gòu)件。因此傳動是由兩個中心輪2K和行星架H等三個基本構(gòu)件組成,因而稱為2K-H型行星齒輪傳動。 1.行星輪 2.內(nèi)齒圈 3.行星輪架 4.太陽輪 5.輸入軸 6.輸出軸 圖2-3 行星齒輪結(jié)構(gòu)原理 通過以上的各種分析，綜合掘進機的性能要求及工作環(huán)境，此次設(shè)計的掘進機行走機構(gòu)采用方案Ⅰ即：選用液壓驅(qū)動，一級直齒圓柱齒輪及二級行星齒輪傳動組合而成（見圖2-1）,其

38、特點是運用了太陽輪浮動均載機構(gòu),使多個行星輪受力均衡,同時還可以通過調(diào)節(jié)螺桿與彈簧來改變太陽輪的軸向位置,操縱太陽輪與行星輪的離合,以便實現(xiàn)掘進機的快速拖拽。 第3章 掘進機總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1 行走部的工作要求 作為大型掘進機的行走部，本次設(shè)計的要求是實現(xiàn)掘進機的既定參數(shù)： 機重（t）40　　　　　　　　履帶行走速度（m/min）6.6 行走部接地長度（cm）440 行走部接地寬度(cm) 59.5 3.2 掘進機行走部的組成及行走原理 3.2.1 掘進機行走部的組成　 一般巷道掘進機的行走部主要是由履帶組、履帶架、履帶護板、驅(qū)動輪、底盤壓板、底盤蓋板、張緊

39、輪組、張緊輪托架、張緊座、側(cè)蓋板、液壓馬達、行走減速器，以及各種聯(lián)接件組成。其示意圖如下圖3-1： 1. 張緊輪組 2. 張緊座 3. 張緊輪托架 4. 底盤蓋板 5. 側(cè)蓋板 6. 底盤壓板 7. 履帶組 8. 履帶架 9. 履帶護板 10. 液壓馬達 11. 行走減速器 12. 驅(qū)動輪 圖3-1 掘進機行走部組成示意圖 3.2.2 掘進機的行走原理 如圖3-2所示，掘進機行走部的動力源是液壓馬達4，液壓馬達經(jīng)過減速器3將運動傳遞給驅(qū)動輪2，驅(qū)動輪通過輪齒與履帶6相嚙合，而履帶通過履帶板與地相接觸，為了增加履帶與地面的摩擦，用支重輪將機身的重量加在履帶上

40、。張緊輪1的作用是張緊履帶，以及導(dǎo)向。 1.張緊輪　2.驅(qū)動輪　3.減速器　4.液壓馬達　5.支重輪　6.履帶組 圖3-2 掘進機行走部 3.3 行走機構(gòu)的型式選擇 3.3.1 行走型式的選擇 掘進機的行走機構(gòu)有邁步式、導(dǎo)軌式和履帶式幾種。 1. 邁步式 該種行走機構(gòu)是利用液壓邁步裝置來工作的。采用框架結(jié)構(gòu)，使人員能自由進出工作面，并可越過裝載機構(gòu)到達機器的后面。使用支撐裝置可起到掩護頂板、臨時支護的作用。但由于向前推進時，支架反復(fù)交替地作用于頂板, 掘進機對頂板的穩(wěn)定性要求較高，局限性較大，所以這種行走機構(gòu)主要用于巖巷掘進機, 在煤巷、半煤巖巷中也有應(yīng)用。 2.

41、 導(dǎo)軌式 將掘進機用導(dǎo)軌吊在巷道頂板上，躲開底板，達到?jīng)_擊破碎巖石的目的。這就要求導(dǎo)軌具有較高的強度。這種行走機構(gòu)主要用于沖擊式掘進機。 3. 履帶式 適用于底板不平或松軟的條件，不需修路鋪軌。具有牽引能力大，機動性能好、工作可靠、調(diào)動靈活和對底板適應(yīng)性好等優(yōu)點。但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、零部件磨損較嚴重[8]。 掘進機大多數(shù)都采用履帶行走機構(gòu)，其優(yōu)點是接地壓比小，對巷道底板適應(yīng)性強，牽引力和爬坡能力大，調(diào)節(jié)靈活。在傳動方式上有液壓傳動和機械傳動兩種[9]。 本設(shè)計采用的是履帶式結(jié)構(gòu)，因為其機身重量比較大，工作阻力比較大，需要大功率的行走機構(gòu)配合其在煤巷中的掘進行走。 3.4 行走機構(gòu)的設(shè)

42、計計算 3.4.1 履帶節(jié)距的計算 式中：　　—為機器自重，400。 因此 t0=mm 根據(jù)國家煤炭行業(yè)標準MT/T579—1996中相關(guān)規(guī)定及節(jié)距范圍，選擇標準節(jié)距為173mm的履帶。 3.4.2 履帶牽引力的計算 每條履帶的驅(qū)動力 =+(kN) 式中： —履帶滾動阻力系數(shù)，煤底板取0.08； —機器重量,400000N； —轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，煤底板取0.6； —履帶接地長度,4400m； e—機器重心的縱向偏移距離

43、， ==m B—履帶接地寬度，595mm。 帶入公式得 =kN 3.4.3 履帶功率計算 每條履帶的功率 =（kW） 式中： —工作條件惡劣補償系數(shù)，一般取1.2； —行走減速器效率，為0.97； —履帶傳動效率，取為0.92； V—履帶行走速度6.6m/min。 帶入公式得 =kW 3.4.4 接地公稱比壓 式中： G—機器重量

44、400000N； L—行走部接地長度440cm； b—行走部接地寬度59.5cm。 N/cm2 3.4.5 接地最大比壓 Pmax= 式中： B—兩履帶中心距160cm； n—履帶縱向偏心距60cm。 Pmax=N/cm2 3.5 行走機構(gòu)各種阻力計算 1. 掘進機在平巷行走阻力 R= 式中： μ—滑動阻力系數(shù) 對煤底板和碎石底板取0.85

45、 則 R==4000000.85=340000N 2. 掘進機在爬450坡時的阻力R0 R0= =4000000.85cos450+400000sin450 =523259N 3. 掘進機靜止在斜坡上時的下滑力Rx Rx=GSinθ=400000sin45=282843N 4. 掘進機在斜坡上時的下正壓力Ry Ry=GCosθ=400000cos45=282843N 3.6 驅(qū)動輪各主要參數(shù)的確定 1. 驅(qū)動齒數(shù) 卷繞在驅(qū)動輪上履帶板數(shù)目增加，使履帶運動速度均勻性好，鉸鏈磨擦損失減少，使驅(qū)動輪直徑增大，引起底盤高度及重量增加。一般在

46、12～15之間，可為整數(shù)，也可以為0.5的倍數(shù)。為增加驅(qū)動輪的使用壽命，一般，當齒數(shù)為偶數(shù)時，驅(qū)動輪上有一半不參加嚙合，待齒面磨損嚴重后，拆下重裝，使未參加嚙合的齒開始工作，以增加使用壽命。當齒數(shù)為奇數(shù)時，則驅(qū)動輪上各齒輪流與節(jié)銷嚙合同樣可增加使用壽命?？蛇x取齒數(shù)為23[10]。 2. 驅(qū)動輪節(jié)圓半徑 取 3. 驅(qū)動輪的齒形設(shè)計 按齒面形狀，驅(qū)動輪齒形可分為凸形，直線形和凹形三種。對驅(qū)動輪齒形的要求為： （1）使履帶節(jié)銷順利地進入和退出嚙合，減少接觸面的沖擊力； （2）齒面接觸應(yīng)力應(yīng)小，以減少磨損； （3）履帶節(jié)距因磨擦而增大時，履帶節(jié)銷與驅(qū)動輪齒仍能保持工作，不致脫鏈。

47、驅(qū)動輪齒的工作面是履帶節(jié)銷和齒面接觸面的部位，為減少接觸應(yīng)力，工作面最好是凹形。當履帶節(jié)距隨磨損而增大時，節(jié)銷將沿齒面向上爬，為保證此時仍能嚙合，輪齒應(yīng)有一定的高度。 節(jié)圓直徑　　　　　　　　 齒谷半徑　　　　　　 式中 —節(jié)銷（銷套）直徑，為55mm。 根圓直徑　　　　　 頂圓直徑 齒谷距離　　　　　 4. 驅(qū)動輪強度計算： 式中： —擠壓應(yīng)力，； —機器重量，400000N ； —齒寬，，與履帶槽寬一樣； —銷套直徑，55； —許用擠壓應(yīng)力，。 MPa< 經(jīng)過比較驅(qū)動輪能夠滿足設(shè)計要求。 3.7 行走機構(gòu)液壓馬達

48、的選擇 3.7.1 輸出扭矩計算 式中： F—每臺液壓馬達分擔的最大牽引力，450.9kN； —行走機構(gòu)的驅(qū)動輪直徑，656mm； —液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動比，柱塞初選傳動比=45； —液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動效率，取為0.92； —牽引機構(gòu)嚙合的效率，取為0.967。 則馬達的輸出轉(zhuǎn)矩,帶入公式得 Nm 3.7.2 液壓馬達排量計算 式中： —液壓馬達的有效工作壓力

49、，MPa； —液壓馬達進口壓力，Mpa；取=15 MPa； —液壓馬達出口壓力，Mpa；取=1 MPa； —液壓馬達的機械效率，一般柱塞液壓馬達為，取=0.9；帶入數(shù)值得： =ml/r 根據(jù)， ，上述要求選擇XM-F1500-1型液壓馬達。查閱有關(guān)資料，XM-F1500-1型液壓馬達的技術(shù)參數(shù)如下，見表3-1。 表3-1 液壓馬達技術(shù)參數(shù) 型號 排量 ml/r 額定壓力 Mpa 峰值壓力 Mpa 額定扭矩 Nm 額定轉(zhuǎn)矩r/min 最高轉(zhuǎn)速r/min 最大功率 kW 重量 kg XM-F1500-1 1500 20 2

50、5 3577 250 320 87 180 液壓馬達最大實際轉(zhuǎn)速 =r/min 根據(jù)液壓馬達的實際輸出扭矩確定實際壓差。 MPa 3.8 重輪的設(shè)計計算 目前國內(nèi)外履帶工程機械支重輪結(jié)構(gòu)形式主要有直軸式和凸肩式兩種，直軸式結(jié)構(gòu)簡單，零件少，工藝性好，但承受軸向力稍差；凸肩式能承受較大的軸向力和沖擊載荷，但結(jié)構(gòu)較前者復(fù)雜。本設(shè)計采用的直軸式。由四輪一帶統(tǒng)圖可以選擇支重輪的參數(shù)如下： 支重輪凸緣工作寬度支重輪軸長300mm，允許制造0.5誤差，與履帶接觸輪寬82，支重輪直徑180，支重輪個數(shù)10個，其安裝尺寸見參考資料[10] 1. 支重輪強度計算 為減少支重輪

51、的磨損，輪緣對履帶的接觸應(yīng)力按下式計算： 式中： —輪緣對履帶的接觸應(yīng)力,； —支重輪輪緣工作寬度，； —支重輪半徑，； －支重輪個數(shù)，10； —許用接觸應(yīng)力，。 MPa< [σc]=2.3MPa 由上述計算可以得知支重輪能夠滿足設(shè)計要求。 3.9 張緊裝置 （1） 張緊裝置主要由叉形臂，漲緊油缸，推桿，緩沖彈簧，以及其各自的支座等組成。 （2） 由于漲緊油缸是能過黃油噴嘴注油的，履帶的張緊程度在緩沖彈簧預(yù)緊力一定的情況下，是由缸內(nèi)黃油量決定的，這取決于機器工作前的檢查

52、，如果履帶過緊，可以由工人依據(jù)工作經(jīng)驗放出一些油，來調(diào)節(jié)履帶張緊度，因此本計算主要是對彈簧進行計算 （3） 緩沖彈簧必須有一定的預(yù)壓縮量，以使履帶產(chǎn)生一定的張緊力，其作用是：前進時不因稍受外力，即松弛而影響履帶銷和驅(qū)動輪的嚙合，倒退時能保證產(chǎn)生足夠的牽引力而保持履帶銷和驅(qū)動輪的正常嚙合。預(yù)緊力不能過大，當履帶和各輪之間卡入堅硬的石塊時或當前方受支較大的沖擊力時，緩沖彈簧應(yīng)能進一步壓縮，以保護行走系各零件不致?lián)p壞。 緩沖彈簧預(yù)緊力 式中： G—機器重量400000N。 取N 緩沖彈簧工作行程終了時的壓縮力： 取

53、 N 第4章 行走減速器的設(shè)計計算 4.1 行走減速器方案的確定 4.1.1 輸出軸的轉(zhuǎn)速計算 履帶履帶的驅(qū)動輪節(jié)圓半徑為，其計算如下。 式中： —驅(qū)動輪齒數(shù)23； 可以為整數(shù)也可以為0.5的倍數(shù)； —履帶的節(jié)距173mm； —機器自重，400kN。 則驅(qū)動輪節(jié)圓半徑　　　 取rk=320mm，由此可以求出驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速，同時也是行走減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速 n0r/min 4.1.2 傳動比的分配 減速器的總傳動比i= 減速器的傳動如圖4-1： A1高速級中心輪　X1高速級行星架　B1高速級行星輪 C1高速級

54、內(nèi)齒輪　A2低速級中心輪　X2低速級行星架 B2低速級行星輪　C2低速級內(nèi)齒輪 圖4-1　行走減速器傳動系統(tǒng)圖 選用兩級NGW型行星齒輪傳動與一級圓柱齒輪傳動相串聯(lián)的傳動方案。圖中X1，X2與后面所提及的H1，H2有相同的表示意義。在該傳動中，第一級是一對嚙合的圓柱齒輪，第二級與第三級是NGW型行星傳動，第二級采用中心輪與行星輪都浮動的方式，第三級采用的是中心輪固定，行星輪浮動的傳動方式。行星變速箱具有結(jié)構(gòu)剛度大，齒間負荷小，傳動比大，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，在礦山機械中得到了很廣泛的應(yīng)用[16]。 在整個傳動過程中，（表示油壓馬達對第一級小齒輪的傳動比），（第一級齒輪傳動的傳動比）初取

55、，＝1（表示圓柱大齒輪2與第二級中心輪的傳動比），（表示減速器與輸出軸的傳動比），則兩級行星傳動的總傳動比 i34= 4.1.3 圓柱齒輪傳動部分的計算 傳動總效率 式中： —油壓馬達對第一級小齒輪的傳動效率，； —8級圓柱齒輪傳動效率，； —一對滾動軸承的效率，； —NGW行星傳動效率，。 傳動系統(tǒng)的運動力學參數(shù)設(shè)計，傳動系統(tǒng)中各軸的轉(zhuǎn)速，功率以及轉(zhuǎn)矩計算如下： 0軸（馬達輸出軸） P0=87kW n0=nm=250r/min Nm 1軸（一級圓柱齒輪減速器高速軸） r/min kW Nm 2軸（一級圓柱齒輪低速軸）

56、 r/min kW Nm 　　　　　　　　 5軸（減速器輸出軸） 　　　　　　　　kW Nm 　4.2 一級圓柱齒輪傳動圓柱齒輪的設(shè)計計算 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1） 用直齒圓柱齒輪傳動。 （2） 履帶行走速度不高，液壓馬達的速度也不高，故選用8級精度。 （3） 材料的選擇 由《機械設(shè)計》[17]可選小齒輪的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS，大齒輪45＃鋼（調(diào)質(zhì)），硬度240HBS。 （4） 選取小齒輪齒數(shù)（為提高傳動平穩(wěn)性，減小沖擊振動，

57、以小齒輪的齒數(shù)多一些較好）， 式中： —小齒輪的齒數(shù)23； 一級圓柱齒輪的傳動比2。 取 4.2.2 按齒面強度設(shè)計 小齒輪的分度圓直徑 設(shè)取的是標準圓柱齒輪，則（區(qū)域系數(shù)）在直齒輪時取2.5。 則　　　　　　　　　　 式中： —載荷系數(shù)； —小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩； —齒寬系數(shù)； —材料彈性影響系數(shù)； —齒輪接觸疲勞強度。 1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　 （1） 　　　 —使用系數(shù)，可取[17]； —動載系數(shù)，取　[17]； —齒間載荷分配系數(shù)，可選[17]。 —齒向載荷系數(shù)，，試取[17] 則　　　　　　　 （2） 計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩

58、Nm （3） 選[14] （4） 查得材料的彈性影響系數(shù)[14] （5） 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞極限[14] （6） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 設(shè)掘進機工作壽命為15年(每年按300算)兩班制， 則 （7） 查得接觸疲勞壽命系數(shù) [17] （8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S＝1，則 　　　　　　 　　　　　　 2. 計算 （1） 試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 （2） 計算圓周速度 m/s （3） 計算齒寬 mm （4） 計算齒寬與齒高比 模數(shù)

59、 齒高 　　　　　　 （5） 計算載荷系數(shù) 查得 ，假設(shè)N/mm， 查得 [14] 由v=1.54m/s，8級精度，可查得[17] 由，查得[17]， 故載荷系數(shù) （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑： mm （7） 計算模數(shù) 取m=5.5 4.2.3 根據(jù)彎曲強度設(shè)計 彎曲強度設(shè)計公式為： 1. 確定公式中各計算數(shù)值 （1） 可查得小齒輪的彎曲疲

60、勞強度極限為[17]； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限為[17]； （2） 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，[17]； （3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，則 MPa MPa （4） 計算載荷系數(shù) （5） 查取齒形系數(shù) 查得；[17] （6） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查得；[17] （7） 計算大小齒輪的，并加以比較 　　　　　　　 　　　　　　　 顯然，大齒輪的數(shù)值較大。 2. 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)； 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒面接觸疲勞強

61、度計算的模數(shù)，而齒根彎曲強度所決定的承載能僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。 可取由齒面接觸疲勞強度計算出的模數(shù)5.369，并就近取.5。 按齒面接觸強度計算得的分度圓直徑d1=123.5mm，算出小齒輪齒數(shù)： ，取 ，取。 4.2.4 幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑： 小齒輪：mm 　　　　　 大齒輪：mm （2） 計算齒頂圓直徑： 小齒輪：mm 大齒輪：mm （3） 計算齒根圓直徑：　　　 　　　　　 小齒輪：mm 　　　　　 大齒輪：mm （4） 計算齒寬： 小齒輪：mm 大齒輪：mm （5

62、） 驗算： N/mm N/mm>100N/mm 經(jīng)過比較符合設(shè)計要求。 4.3 行星齒輪傳動的設(shè)計計算說明 4.3.1 行星齒輪傳動的概述 行星齒輪傳動是一種具有動軸線的齒輪傳動，可用于減速、增速和差動裝置。它一般是由太陽輪（也稱中心輪）、內(nèi)齒圈、行星輪和行星架等組成。傳動時，內(nèi)齒圈固定，太陽輪主動，行星架上的行星輪一面繞自身的軸線轉(zhuǎn)動，同時繞太陽輪的軸線傳動，從而驅(qū)使行星架回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。傳動過程中，行星輪的軸線是運動的。 行星齒輪傳動和普通齒輪傳動相比具有重量輕、體積小、傳動比大、效率高等優(yōu)點；缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精度要求較高。行星齒輪傳動不僅可做定傳動比傳動（減速器），也

63、可發(fā)作為速度合成或分解的裝置（差速器）。其應(yīng)用日益廣泛。 4.3.2 行星齒輪傳動方式的選擇 行星齒輪傳動的類型主要有（按齒輪嚙合方式劃分）：NGW型、WW型、NW型、NN型、N型、NGWN型及ZUWGW型。其符號意義如下：N—內(nèi)嚙合、W—外嚙合、G—公用齒輪、ZU—錐齒輪。 特點及用途： （1） NGW型：效率高、體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、傳遞功率范圍大，可用于種工作條件，在機械傳動中應(yīng)用最廣。 （2） NW型：效率高徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件，但由于雙聯(lián)行星齒輪同時　與兩個中心輪相嚙合，制造工藝較復(fù)雜，因此在同樣能夠滿足傳動比

64、的情況下，應(yīng)優(yōu)先選擇NGW型，而不用NW型。 （3） WW型：傳動比范圍大，但外型尺寸及重量較大，效率低，制造困難，一般不用作動力傳動。 （4） NN型：傳動比范圍大，效率雖比WW型高，但仍然較低，可用于短期工作。 （5） N型：傳動比范圍較大，結(jié)構(gòu)緊湊，行星輪的中心軸承受徑向較大，適用于小功率短期工作。 （6） NGWN型：結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、傳動比范圍大，但效率低于NGW型。工藝性差，適用于中小功率，短期工作。 （7） 雙級NGW型：由NGW串聯(lián)，傳動比范圍大，并具有NGW型特點。 （8） ZUNGW型：主要用于差動裝置。 故行星傳動部分的傳動方式被選NGW型或是兩

65、級NGW型較為合理。因為本設(shè)計的行星部分總傳動比為28.6，為求減速器結(jié)構(gòu)簡單與緊湊，選兩級NGW型傳動。 4.3.3 傳動比的分配 用角標表示兩級NGW行星傳動中高速級參數(shù)，用角標表示低速級參數(shù)。設(shè)高速級與低速級的外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則，取 ， 所以 式中： —行星輪數(shù)； —齒寬系數(shù)； —載荷不均勻系數(shù)； —接觸強度的齒向載荷分布系數(shù)； —動載系數(shù)； —接觸強度的壽命系數(shù)； —工作硬化系數(shù)； —計算齒輪的接觸疲勞極限。 查得高速級傳動比 [18]

66、 則低速級傳動比 4.3.4 高速級計算 1. 配齒計算 選擇行星輪數(shù)目，取 確定各齒數(shù)，按如下配齒方法進行計算： 適當調(diào)整使C＝30 則 由于，查資料[18]可知此組合的齒數(shù)組合為標準齒數(shù)組合，采用非變位齒輪。 2. 按接觸強度計算a-c 傳動的中心距和模數(shù) （1） 輸入扭矩 Nm 設(shè)載荷不均勻系數(shù)，在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的扭矩Nm 查得接觸使用系數(shù)[18] 齒數(shù)比 （2） 太陽輪和行星輪的材料都用滲碳后淬火，齒面硬度HRC56～60，內(nèi)齒輪用35CrMo調(diào)質(zhì)，齒面硬度250～280HBS。 （3） 選取，取齒寬系數(shù)[18] 　　 （4） 計算中心距 mm 則模數(shù) 取。 3. 計算各輪尺寸　 （1） 分度圓直徑： 　 太陽輪： 　　 內(nèi)齒圈： 　　　　　 行星輪： （2） 齒頂