掘進機行走部減速器設計畢業(yè)設計論文

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1、 掘進機行走部減速器設計畢業(yè)設計論文 目 錄 1 緒論 1 1.1概述 1 1.2掘進機的發(fā)展 1 1.2.1國外掘進機的發(fā)展 1 1.2.2我國掘進機的發(fā)展 1 1.3履帶式掘進機行走機構(gòu)的工作原理 1 1.4研究掘進機行走機構(gòu)的意義 1 1.5EPJ-120TP型掘進簡介 1 1.5.1EPJ-120TP型掘進機簡述 1 1.5.2J─120TP主要技術(shù)參數(shù) 1 2 總體結(jié)構(gòu)設計 1 2.1掘進機的總體結(jié)構(gòu) 1 2.2掘進機各部分的選型 1 2.2.1工作機構(gòu) 1 2.2.2裝載機構(gòu) 1 2.2.3運輸機構(gòu) 1 2.2.4轉(zhuǎn)載機構(gòu) 1 2.

2、2.5行走機構(gòu) 1 2.2.6除塵裝置 1 2.3掘進機各部分基本結(jié)構(gòu)設計 1 3 掘進機行走部總體結(jié)構(gòu)設計 1 3.1掘進機行走部設計要求 1 3.2傳動方案的設計 1 3.3行走機構(gòu)基本參數(shù)設計 1 3.3.1履帶及相關部分設計 1 3.3.2履帶鏈輪的設計 1 3.3.3張緊裝置和導向輪的設計 1 3.3.4單側(cè)履帶行走機構(gòu)牽引力的計算確定 1 3.3.5單側(cè)履帶行走機構(gòu)輸入功率的計算確定 1 3.3.6液壓馬達、液壓泵與電機型號的選擇 1 4 掘進機行走部減速器設計 1 4.1傳動方案的設計 1 4.2總傳動比的計算 1 4.3行星齒輪減速器的設計 1

3、 4.3.1已知條件 1 4.3.2配齒計算 1 4.3.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 1 4.3.4嚙合參數(shù)的計算 1 4.3.5幾何尺寸的計算 1 4.3.6裝配條件的驗算 1 4.3.7傳動效率的計算 1 4.3.8齒輪強度驗算 1 4.4配合圓柱齒輪的設計 1 4.4.1齒輪齒數(shù)的選擇 1 4.4.2齒輪模數(shù)的選擇 1 4.4.3幾何尺寸的計算 1 4.4.4齒輪彎曲強度校核 1 4.5結(jié)構(gòu)設計 1 4.5.1行星傳動結(jié)構(gòu)設計 1 4.5.2高速軸的結(jié)構(gòu)設計及校核 1 4.5.3行星輪支承軸的結(jié)構(gòu)設計及校核 1 4.5.4配合齒輪的軸的結(jié)構(gòu)設計及校核 1

4、 4.6減速器其他零件的校核 1 4.6.1軸承的校核 1 4.6.2鍵的校核 1 5 裝機事項及檢修 1 5.1搬運、安裝及調(diào)整 1 5.1.1掘進機的拆卸和搬運 1 5.1.2機器的組裝 1 5.1.3零部件的調(diào)整 1 5.2掘進機的檢修 1 參考文獻 1 翻譯部分 1 英文原文 1 中文譯文 1 致 謝 1 中國礦業(yè)大學2012屆本科生畢業(yè)設計 第83頁 1 緒論 1.1概述 煤炭是重要的一次能源。隨著工業(yè)的發(fā)展，生產(chǎn)規(guī)模不

5、斷擴大，煤炭在國民經(jīng)濟中的低位也越來越重要。隨著采煤機械化和綜合機械化的發(fā)展，大大提高了工作面的開采強度，工作面的推進速度越來越快，這就要求加快掘進速度。各國大力研發(fā)各類掘進設備。 1.2掘進機的發(fā)展 1.2.1國外掘進機的發(fā)展 19世紀70年代，英國為修建海底隧道，生產(chǎn)制造了第一臺掘進機，美國在20世紀30年代開發(fā)了懸臂式掘進機，并把此項技術(shù)應用于采礦業(yè)，此后英國、德國、日本等十幾個國家相繼投入了大量的人力、物力、財力用于掘進機技術(shù)的開發(fā)和研制，先后研制了近百種機型。 各國早期研制的懸臂式掘進機都是以煤巷為作業(yè)對象。中期產(chǎn)品主要是用于截割各種煤巖的中型掘進機，機重一般在25噸左右?？?/p>

6、截煤巖石硬度系數(shù)f≤6、截割功率為50~100KW。有代表性的機型有英國的MKⅡA-2400型、奧地利的AM-50型、日本的S100型掘進機。近期產(chǎn)品主要是以中硬巖和工程隧道為作業(yè)對象的重型、全巖巷道掘進機和掘錨機組，機重多在40~100噸?？山貛r石硬度系數(shù)：縱軸可達f=8~10,橫軸可達f=10~14，截割功率為150~300KW。有代表性的機型有英國的LH-1300、LH-1400；奧地利的AM75、ATM105、AHM105和日本的S200、S220、S300、S350。目前也有把連續(xù)采煤機代替掘進機作為巷道掘進的，它主要針對半煤巖巷道和軟巖巷道的掘進截割硬度f≤6。 此外，掘進機的適

7、用范圍還在擴大、掘進斷面在增加、適應坡度在提升、截割能力進一步加強、輔助功能增加、智能控制技術(shù)得以提高。 1.2.2我國掘進機的發(fā)展 我國對懸臂式掘進機的研究始于20世紀60年代中期，通過對引進型掘進機研究和和國產(chǎn)化工作積累了一些設計懸臂式掘進機的經(jīng)驗，以30~50KW的小功率掘進機為主研制規(guī)模較小。我國煤礦真正推廣應用懸臂式掘進機是在1979年引進了100多臺國外掘進機以后。我國淮南煤機廠引進了奧地利奧鋼聯(lián)公司AM50型掘進機、佳木斯煤機廠引進了日本三井三池制作所S-100型掘進機。通過對國外先進技術(shù)的引進、學習，推動了我國綜掘機械化的發(fā)展。經(jīng)過30多年的學習和自主研發(fā)，我國已經(jīng)擁有年產(chǎn)

8、1000余臺的掘進機加工制造能力，研制生產(chǎn)了20多種型號的掘進機，其截割功率從30KW-200KW，初步形成系列化產(chǎn)品。尤其是近年來，我國相繼開發(fā)了以EPJ-120TP型掘進機為代表的替代機型，在整體技術(shù)性能方面達到了國際先進水平?；灸軌驖M足國內(nèi)半煤巖掘進機市場額需求。半煤巖掘進機以中型和重型為主，其截割巖石硬度為f=6-8，截割功率在120KW以上，機重在35噸以上。煤礦現(xiàn)用主流半煤巖掘進機以煤科總院太原研究院生產(chǎn)的EPJ-120TP型、E-BZ160TY型以及佳木斯煤機廠生產(chǎn)的S150J型三種機型為主。 盡管我國掘進機技術(shù)有了較大的發(fā)展，但與國外掘進機技術(shù)水平相比還有一定的差距。今后我

9、國掘進機技術(shù)的發(fā)展趨勢是： （1） 掘錨聯(lián)合機組研制，集掘、鉆、錨為一體的綜合機組，既能快速掘進，同時又能打眼安裝錨桿，支護頂板、側(cè)幫，實現(xiàn)掘進支護平行作業(yè)，解決掘進機利用效率低的問題。 （2） 擴大掘進機的使用范圍。進一步使機型矮型化，改善截割、裝載、行走等機構(gòu)，使其能較好地適應我國各種地質(zhì)構(gòu)造和斷面形狀的巷道掘進。 （3） 向重型化方向發(fā)展。將掘進機用于鐵路、城市地鐵隧道和公路建設等行業(yè)。 （4） 噴霧降塵設備隨機化。 （5） 提高各類型掘進機工作的可靠性以及各元部件的可靠性和互換性。 （6） 發(fā)展新的元部件技術(shù)和機電一體化技術(shù)。 （7） 大力發(fā)展矮、窄機身中型掘進機。目前在

10、煤礦實際使用的掘進機型號中，功率適中的掘進機占主導地位，如EBZ132、EBZ160。這一系列掘進機的技術(shù)已趨于成熟。但隨著我國煤炭采掘業(yè)的不斷發(fā)展，中厚煤層將逐漸減少，煤礦巷道必然趨于薄煤層，極薄煤層。因此，機身矮、窄型掘進機將大有市場。 （8） 向系列化、標準化、模塊化方向發(fā)展。 1.3履帶式掘進機行走機構(gòu)的工作原理 掘進機的行走機構(gòu)根據(jù)行走方式的不同，可分為履帶式、輪胎式、軌輪式三種，目前煤礦所使用的懸臂式掘進機的行走機構(gòu)均采用履帶式。 履帶式行走機構(gòu)是依靠接地履帶與底板之間相對運動所產(chǎn)生的摩擦力，驅(qū)動機器行走。其最大靜摩擦力取決于機器重量，以及履帶板與底板之間的粘

11、著系數(shù)。在行走機構(gòu)動力容量—定的情況下，行走阻力如小于粘著力，主動鏈輪旋轉(zhuǎn)時，鏈輪上的槽齒撥壓履帶鏈板上的凸臺，由于粘著力的存在，阻止了履帶鏈運動，而迫使機體移動。反之，當行走阻力大于粘著力，主動鏈輪的槽齒撥壓履帶鏈板上的凸臺時，履帶鏈能夠克服履帶板與底板之間的粘著力，使履帶鏈空轉(zhuǎn)打滑。因此，為了保證掘進機的正常行走，行走機構(gòu)必須具有足夠的牽引力。 1.4研究掘進機行走機構(gòu)的意義 掘進機行走機構(gòu)是一個非常重要的部件，它既是驅(qū)動掘進機行走、調(diào)動的執(zhí)行機構(gòu)，同時又是整臺掘進機的連接和支撐的基礎。當掘進機為非工作狀態(tài)時，它實現(xiàn)整機前進、后退、轉(zhuǎn)彎以及爬坡等各種運動和牽引轉(zhuǎn)載機行走，調(diào)整位置為巷道

12、掘進做準備；當掘進機作業(yè)時，它承受截割機構(gòu)的反力、傾覆力矩及動載荷，實現(xiàn)掘進機的工作推進。掘進機行走機構(gòu)設計的各個參數(shù)的選定對整機的正常運行、性能的可靠性以及工作的穩(wěn)定性有著重要影響。 1.5EPJ-120TP型掘進簡介 1.5.1EPJ-120TP型掘進機簡述 一、產(chǎn)品特點 EBJ─120TP型掘進機由煤炭科學總院分院設計制造。該機為懸臂式部分斷面掘進機，適應巷道斷面9～18m2、坡度±16。、可經(jīng)濟切割單向抗壓強度≤60MP的煤巖，屬于中型懸臂式掘進機。該機的主要特點是結(jié)構(gòu)緊湊、適應性好、機身矮、重心低、操作簡單、檢修方便。 二、主要用途、適應范圍 EBJ─120TP型懸臂式掘

13、進機主要是為煤礦綜采及高檔普采工作面采準巷道掘進服務的機械設備。主要適用于煤及半煤巖巷的掘進，也適用于條件類似的其它礦山及工程巷道的掘進。該機可經(jīng)濟切割高度3.75m,可掘任意斷面形狀的巷道，適應巷道±16。。該機后配套轉(zhuǎn)載運輸設備可采用橋式膠帶轉(zhuǎn)載機和可伸縮式帶式輸送機，實現(xiàn)連續(xù)運輸，以利于機器效能的發(fā)揮。 三、產(chǎn)品型號、名稱及外型 產(chǎn)品型號、名稱為EBJ─120TP型懸臂式掘進機外型參見圖1-1 四、型號的組成及其代表的意義 圖1-1EPJ-120TP型掘進機外形 1.5.2J─120TP主要技術(shù)參數(shù) 一、總體參數(shù) 機

14、 長 8.6m 機 寬 2～2.2m 機 高 1.55m 地 隙 250mm 截割臥底深度 240mm 接地比壓 0.14MPa 機 重

15、 35t 總 功 率 190kW 可經(jīng)濟截割煤巖單向抗壓強度 ≤60MPa 可掘巷道斷面 9～18m2 最大可掘高度 3.75m 最大可掘?qū)挾? 5.0m 適應巷道坡度 ±16。 機器供電電壓 660

16、/1140V 二、截割部 電動機 型 號 YBUS3—120 功 率 120kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 截割頭 轉(zhuǎn) 速 55r/min 截 齒 鎬形 最大擺動角 上 42。

17、 下 31。 左右各39。 三、裝載部 裝載形式 三爪轉(zhuǎn)盤 裝運能力 180m3/h 鏟板寬度 2.5m/2.8m 鏟板臥底深度 250mm 鏟板抬起

18、 360mm 轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)速 30r/min 四、刮板輸送機 運輸形式 邊雙鏈刮板 槽 寬 510mm 龍門寬度 350mm 鏈 速 0.93m/s 錨鏈規(guī)格 18×6

19、4mm 張緊形式 黃油缸張緊 五、行走部 行走形式 履帶式(液壓馬達分別驅(qū)動) 行走速度 工作3m/min，調(diào)動6m/min 接地長度 2.5m 制動形式 摩擦離合器 履帶板寬度 500mm 張緊形式

20、 黃油缸張緊 六、液壓系統(tǒng) 系統(tǒng)額定壓力： 油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 裝載回路 14MPa 輸送機回路 14MPa 轉(zhuǎn)載機回路 14MPa 錨桿鉆機回路 ≤10MPa 系統(tǒng)總流量

21、 450L/min 泵站電動機： 型 號 YB250M—4 功 率 55kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 泵站三聯(lián)齒輪泵流量 63/50/40ml/r 泵站雙聯(lián)齒輪泵流量 63/40ml/r 錨桿泵站電動機： 型 號 YB160L—4

22、 功 率 15kW 轉(zhuǎn) 速 1470r/min 錨桿泵站雙聯(lián)齒輪泵流量 32/32ml/r 油箱： 有效容積 610L 冷卻方式 板翅式水冷卻器 油缸數(shù)量： 8個 七、噴霧冷卻系統(tǒng) 滅塵形式 內(nèi)

23、噴霧、外噴霧 供水壓力 3MPa 外噴霧壓力 1.5MPa 流 量 63L/min 冷卻部件 切割電動機、油箱 八、電器系統(tǒng) 供電電壓 660/1140V 總 功 率 190kW 隔爆形式

24、 隔爆兼本質(zhì)安全型 控 制 箱 本質(zhì)安全型 2 總體結(jié)構(gòu)設計 2.1掘進機的總體結(jié)構(gòu) 掘進機是具有截割、裝載、轉(zhuǎn)載煤巖，并能自己行走，具有噴霧降塵等功能，以機械方式破落煤巖的掘進設備，有的還具有支護功能。本次設計采用部分斷面掘進機，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，逐次截割才能掘出所需斷面，斷面形狀可以是矩形、梯形、拱形等多種形

25、狀，其中懸臂式掘進機在煤礦使用普遍。 懸臂式掘進機由截割機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電控系統(tǒng)和噴霧降塵系統(tǒng)等組成，各部分作用為： （1）截割機構(gòu) 由截割頭、懸臂和回轉(zhuǎn)座組成的破煤（巖）機構(gòu)。電動機通過減速器驅(qū)動截割頭旋轉(zhuǎn)，利用裝在截割頭上的截齒破碎煤巖。截割頭縱向推進力由行走履帶（或伸縮懸臂的推進液壓缸）提供。升降和回轉(zhuǎn)液壓缸使懸臂在垂直和水平方向擺動，以截割不同部位的煤巖，掘出所需形狀和尺寸的斷面。 （2）裝運機構(gòu) 由裝載機構(gòu)和中間輸送機兩部分組成。電動機經(jīng)減速后驅(qū)動刮板鏈和扒爪或星輪，將截割破碎下來的煤巖集中裝載、轉(zhuǎn)運到掘進機后面的轉(zhuǎn)載機或其他運輸設備中，運出工作面。

26、（3）行走機構(gòu) 驅(qū)動掘進機前進、后退和轉(zhuǎn)彎并能在掘進作業(yè)時使機器向前推進。 （4）液壓系統(tǒng) 由液壓泵、液壓馬達、液壓缸、控制閥及輔助液壓元件等組成，用以提供壓力油，控制懸臂上下移動，驅(qū)動裝運機構(gòu)中間輸送機、集料裝置及行走機構(gòu)的驅(qū)動輪，并進行液壓保護。 （5）電氣系統(tǒng) 向掘進機提供動力，驅(qū)動掘進機上的所有，同時也對照明、故障顯示、瓦斯報警等。 （6）噴霧降塵系統(tǒng) 為降低掘進機在作業(yè)中產(chǎn)生的粉塵而裝備的設施，有噴霧降塵系統(tǒng)兩種形式。噴霧降塵系統(tǒng)由內(nèi)、外噴霧裝置組成，用以向工作面噴射水霧，達到降塵的目的。 2.2掘進機各部分的選型 2.2.1工作機構(gòu) 部分斷面掘進機的工作機構(gòu)有截

27、鏈式、圓盤銑削式和懸臂截割式等。因懸臂截割式掘進機機體靈活、體積較小，可截出各種形狀和斷面的巷道，并能實現(xiàn)選擇性截割，而且截割效果好，掘進速度較高；所以，現(xiàn)在主要采用懸臂截割式，并已成為當前掘進機工作機構(gòu)的一種基本型式。 工作機構(gòu)的布置方式，分為縱軸和橫軸式兩種。 縱軸式截割頭傳動方便、結(jié)構(gòu)緊湊，能截出任意形狀的斷面，易于獲得較為平整的斷面，有利于采用內(nèi)伸縮懸臂，可挖柱窩或水溝。截割頭的形狀有圓柱形、圓錐形和圓錐加圓柱形，由于后兩種截割頭利于鉆進，并使截割表面較平整，故使用較多。缺點是由于縱軸式截割頭在橫向擺動截割時的反作用力不通過機器中心，與懸臂形成的力矩使掘進機產(chǎn)生較大的振動，故穩(wěn)定性

28、較差。因此，在煤巷掘進時，需加大機身重量或裝設輔助支撐裝置。 橫軸式截割頭分滾筒形、圓盤形、拋物線形和半球形幾種。這種掘進機截齒的截割方向比較合理，破落煤巖較省力，排屑較方便。由于截深較小，截割與裝載情況較好?？v向截割時，穩(wěn)定性較好。缺點是傳動裝置較復雜，在切入工作面時需左右擺動，不如縱軸式工作機構(gòu)使用方便；因為截割頭較長對掘進斷面形狀有限制，難以獲得較平整的側(cè)壁。這種掘進機多使用拋物線或半球形截割頭。由于工作機構(gòu)的載荷變化范圍大、驅(qū)動功率大、過堅硬巖石時短期過載運轉(zhuǎn)、有沖擊載荷、振動較大，要求其傳動裝置體積小，最好能調(diào)速?？紤]掘進機工作時，截割頭不僅要具有一定的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速以截割煤巖，而且要

29、能上下左右擺動，以掘出整個斷面，掘進機工作機構(gòu)一般都采用單機驅(qū)動。雖然液壓傳動具有體積小、調(diào)速方便等優(yōu)點，但由于對沖擊載荷很敏感，元件不能承受較大的短時過載，一般選擇過載能力較大的電動機驅(qū)動。 2.2.2裝載機構(gòu) 部分斷面掘進機的裝載機構(gòu)有4種： (1)單雙環(huán)形刮板鏈式。單環(huán)形是利用一組環(huán)形刮板鏈直接將煤巖裝到機體后面的轉(zhuǎn)載機上。雙環(huán)形是由兩排并列、轉(zhuǎn)向相反的刮板鏈組成。若刮板鏈能左右張開或收攏，就能調(diào)節(jié)裝載寬度，但結(jié)構(gòu)復雜。環(huán)形刮板鏈式裝載機構(gòu)制造筒單，但由于單向裝載，在裝載邊易形成煤巖堆積，從而會造成卡鏈和斷鏈。同時，由于刮板鏈易磨損，功率消耗大，使用效果較差。 (2)螺旋式。

30、是橫軸式掘進機上使用的一種裝載機構(gòu)，它利用左右兩個截割頭上旋向相反的螺旋葉片將煤巖向中間推入輸送機構(gòu)。由于頭體形狀的缺點，這種機構(gòu)目前使用很少。 (3)耙爪式。是利用一對交替動作的耙爪來不斷地耙取物料并裝入轉(zhuǎn)載運輸機構(gòu)。這種方式結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、外形尺寸小、裝載效果好，目前應用很普遍。但這種裝載機構(gòu)寬度受限制，為擴大裝載寬度，可使鏟板連同整個耙爪機構(gòu)一起水平擺動，或設計成雙耙爪機構(gòu)，以擴大裝載范圍。 (4)星輪式。該種機構(gòu)比耙爪式簡單、強度高、工作可靠，但裝大塊物料的能力較差。通常，應選擇耙爪式裝載機構(gòu)，但考慮裝載寬度問題，可選擇雙耙爪機構(gòu)，也可設計成耙爪與星輪可互換的裝載機構(gòu)。裝載機構(gòu)

31、可以采用電動機驅(qū)動，也可用液壓馬達驅(qū)動。但考慮工作環(huán)境潮濕、有泥水，選用液壓馬達驅(qū)動為好。 2.2.3運輸機構(gòu) 部分斷面掘進機多采用刮板鏈式輸送機構(gòu)。輸送機構(gòu)可采用聯(lián)合驅(qū)動方式，即將電動機或液壓馬達和減速器布置在刮板輸送機靠近機身一側(cè)，在驅(qū)動裝載機構(gòu)同時，間接地以輸送機構(gòu)機尾為主動軸帶動刮板輸送機構(gòu)工作。這樣傳動系統(tǒng)中元件少、機構(gòu)比較簡單，但裝載與輸送機構(gòu)二者運動相牽連，相互影響大。由于該位置空間較小布置較困難。輸送機構(gòu)采用獨立的驅(qū)動方式，即將電動機或液壓馬達布置在遠離機器的一端，通過減速裝置驅(qū)動輸送機構(gòu)。這種驅(qū)動方式的傳動系統(tǒng)布置簡單，和裝載機構(gòu)的運動互不影響。但由于傳動裝置和動力元件較

32、多，故障點有所增加。目前，這兩種輸送機構(gòu)均有采用，設計時應酌情確定。一般常采用與裝載機構(gòu)相同的驅(qū)動方式。 2.2.4轉(zhuǎn)載機構(gòu) 目前，多采用膠帶輸送機。膠帶轉(zhuǎn)載機構(gòu)傳動方式有3種： （1） 用液壓馬達直接或通過減速器驅(qū)動機尾主動卷筒； （2） 由電動卷筒驅(qū)動主動卷筒； （3） 利用電動機通過減速器驅(qū)動主動卷筒。為使卸載端作上下、左右擺動，一般將轉(zhuǎn)載機構(gòu)機尾安裝在掘進機尾部的回轉(zhuǎn)臺托架上，可用人力或液壓缸使其繞回轉(zhuǎn)臺中心擺動，達到擺角要求；同時，通過升降液壓缸使其繞機尾鉸接中心作升降動作，以達到卸載的調(diào)高范圍。轉(zhuǎn)載機構(gòu)應采用單機驅(qū)動，可選用電動機或液壓馬達。 2.2.5行走機構(gòu) 掘進

33、機的行走機構(gòu)有邁步式、導軌式和履帶式幾種。 (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、半煤巖巷中也有應用。 (2)導軌式。將掘進機用導軌吊在巷道頂板上，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

34、作可靠、調(diào)動靈活和對底板適應性好等優(yōu)點。但其結(jié)構(gòu)復雜、零部件磨損較嚴重。目前，部分斷面掘進機通常采用履帶式行走機構(gòu)。由于其工作環(huán)境差，用電動機驅(qū)動易受潮燒毀，最好選用液壓馬達驅(qū)動。 2.2.6除塵裝置 掘進機的除塵方式有噴霧式和抽出式兩種。 噴霧式。用噴嘴把具有一定壓力的水高度擴散、霧化，使粉塵附在霧狀水珠表面沉降下來，達到滅塵效果。這種除塵方式有以下兩種：①外噴霧降塵。是在工作機構(gòu)的懸臂上裝設噴嘴，向截割頭噴射壓力水，將截割頭包圍。這種方式結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、使用壽命長。由于噴嘴距粉塵源較遠，粉塵容易擴散，除塵效果較差；②內(nèi)噴霧降塵。噴嘴在截割頭上按螺旋線布置，壓力水對著截齒噴射。由于

35、噴嘴距截齒近，除塵效果好，耗水量少，沖淡瓦斯、冷卻截齒和撲滅火花的效果也較好。但噴嘴容易堵塞和損壞，供水管路復雜，活動聯(lián)接處密封較困難。為提高除塵效果，一般采用內(nèi)外噴霧相結(jié)合的辦法，并且和截割電機、液壓系統(tǒng)的冷卻要求結(jié)合起來考慮，將冷卻水由噴嘴噴出降塵。 抽出式。常用的吸塵裝置是集塵器。設計掘進機時，應根據(jù)掘進機的技術(shù)條件來選集塵器。為提高除塵效果，可采用兩級凈化除塵。由于集塵器跟隨掘進機移動，風機的噪音很大，應安裝消音裝置。抽出式除塵裝置滅塵效果好，但因設備增多，使工作面空間減小。近年來，除塵設備有向抽出式和噴霧式聯(lián)合并用方向發(fā)展的趨勢。 2.3掘進機各部分基本結(jié)構(gòu)設計 （1）截割部

36、 截割部主要由截割電機、叉形架、二級行星減速器、懸臂段、截割頭組成。如圖2-1 圖2-1截割部 截割部為二級行星齒輪傳動。由 120kW的水冷電動機輸入動力，經(jīng)齒輪聯(lián)軸節(jié)傳至二級行星減速器，經(jīng)懸臂段，將動力傳給截割頭，從而達到破碎煤巖的目的。整個截割部通過一個叉形框架、兩個銷軸鉸接于回轉(zhuǎn)臺上。借助安裝于截割部和回轉(zhuǎn)臺之間的兩個升降油缸，以及安裝于回轉(zhuǎn)臺與機架之間的兩個回轉(zhuǎn)油缸，來實現(xiàn)整個截割部的升、降和回轉(zhuǎn)運動，由此截割出任意形狀的斷面。 （2）裝載部 裝載部結(jié)構(gòu)如圖2-2，主要由鏟板及左右對稱的驅(qū)動裝置組成，通過低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動三爪轉(zhuǎn)盤向內(nèi)轉(zhuǎn)動，從而達到裝載煤巖的目的。

37、裝載部安裝于機器的前端。通過一對銷軸和鏟板左右升降油缸鉸接于主機架上，在鏟板油缸的作用下，鏟板繞銷軸上、下擺動。當機器截割煤巖時，應使鏟板前端緊貼底板，以增加機器的截割穩(wěn)定性。 圖2-2裝載部 (3)刮板輸送機 刮板輸送機結(jié)構(gòu)如圖2-3。 圖2-3刮板輸送機 刮板輸送機主要由機前部、機后部、驅(qū)動裝置、邊雙鏈刮板、張緊裝置和脫鏈器等（改向輪組裝在裝載部上）組成。刮板輸送機位于機器中部，前端與主機架和鏟板鉸接，后部托在機架上。機架在該處設有可拆裝的墊塊，根據(jù)需要，刮板輸送機后部可墊高，增加刮板輸送機的卸載高度。刮板輸送機采用低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動，刮板鏈條的張緊是

38、通過在輸送機尾部的張緊油缸來實現(xiàn)的。 （4） 行走部 行走部設計見下一節(jié) （5） 機架和回轉(zhuǎn)臺 機架結(jié)構(gòu)如圖2-4。 1-回轉(zhuǎn)臺 2-前機架 3-后機架 4-后支撐腿 5-轉(zhuǎn)載機連接板 圖2-4機架 機架是整個機器的骨架，它承受著來自截割、行走和裝載的各種載荷。機器中的各部件均用螺栓或銷軸與機架聯(lián)接，機架為組焊件。回轉(zhuǎn)臺主要用于支承、聯(lián)接并實現(xiàn)切割機構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運動?；剞D(zhuǎn)臺座在機架上，通過大型回轉(zhuǎn)軸承用止口、36 個高強度螺栓與機架相聯(lián)。工作時，在回轉(zhuǎn)油缸的作用下，帶動切割機構(gòu)水平擺動。截割機構(gòu)的升降是通過回轉(zhuǎn)臺支座上左、右耳軸鉸接相連的兩個升降油缸實現(xiàn)的。 （6

39、） 液壓系統(tǒng) 1）本機除截割頭的旋轉(zhuǎn)運動外，其余各部分采用液壓傳動。系統(tǒng)原理圖見圖2-5。 圖2-5 液壓系統(tǒng)圖 2）幾種主要液壓元件的設計 ①吸油過濾器 為了保護油泵及其它液壓元件，避免吸入污染雜質(zhì)，有效地控制液壓系統(tǒng)污染，提高液壓系統(tǒng)的清潔度，在油泵的吸油口處設置了兩個吸油過濾器，該過濾器為精過濾。當更換、清潔濾芯或維修系統(tǒng)時，只需旋開濾油器端蓋(清洗蓋)，抽出濾芯，此時自封閥就會自動關閉，隔絕油箱油路，使油箱內(nèi)油液不會向外流出。這樣使清洗、更換濾芯及維修系統(tǒng)變得非常方便。另外，當濾芯被污染物堵塞時，設在濾芯上部的油路旁通閥就自動開啟，以避免油

40、泵出現(xiàn)吸空等故障，提高液壓系統(tǒng)的可靠性。 ②回油過濾器 為了使流回油箱的油液保持清潔，在液壓系統(tǒng)中設置了兩個回油過濾器，該過濾器為粗過濾，位于油箱的上部。當濾芯被污染物堵塞或系統(tǒng)液溫過低，流量脈動等因素造成進出油口壓差為 0．35MPa 時，壓差發(fā)訊裝置便彈出，發(fā)出訊號，此時應及時更換濾芯或提高油液溫度。更換濾芯時，只需旋開濾油器濾蓋(清洗蓋)即可更換濾芯或向油箱加油。若未能及時停機更換濾芯時，則設在濾芯下部的旁通閥就會自動開啟工作(旁通閥開啟壓力為0．4MPa，以保護系統(tǒng)。 ③潤滑 正確的潤滑可以防止磨損、防止生銹和減少發(fā)熱，如經(jīng)常檢查機器的潤滑狀況，就可以在機器發(fā)生故障之前發(fā)現(xiàn)一些

41、問題。比如，水晶狀的油表示可能有水，乳狀或泡沫狀的油表示有空氣；黑色的油脂意味著可能已經(jīng)開始氧化或出現(xiàn)污染。潤滑周期因使用條件的差異而有所不同。始終要使用推薦的潤滑油來進行潤滑，并且在規(guī)定的時間間隔內(nèi)進行檢查和更換，否則，就無法給機器以保障，因而導致過度磨損以及非正常停機檢修。在最初開始運轉(zhuǎn)的三百小時左右，應更換潤滑油。由于在此時間內(nèi)，齒輪及軸承完成了跑合，隨之產(chǎn)生了少量的磨損。初始換油后，相隔1500小時或者6個月內(nèi)必須更換一次。當更換新潤滑油時，清洗掉齒輪箱體底部附著的沉淀物后再加入新油。 （7） 電氣系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)由前級饋電開關、KXJ250/1140EB型隔爆兼本質(zhì)安全型掘進機用電

42、控箱、CZD14/8型礦用隔爆型掘進機電控箱用操作箱、XEFB—36/150隔爆型蜂鳴器、DGY—60/36型隔爆照明燈、LA810—1型隔爆急停按鈕、KDD2000型瓦斯斷電儀以及驅(qū)動掘進機各工作機構(gòu)的防爆電動機和連接電纜組成。 3 掘進機行走部總體結(jié)構(gòu)設計 3.1掘進機行走部設計要求 履帶行走部是懸臂式掘進機整機的支承座，用來支承掘進機的自重、承受切割機構(gòu)在工作過程中所產(chǎn)生的力，并完成掘進機在切割、裝運及調(diào)動時的移動。履帶行走機構(gòu)包括左右行走機構(gòu)、并以掘進機縱向中心線左右對稱。

43、履帶行走機構(gòu)包括導向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈及驅(qū)動裝置等部件。當驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動時，與驅(qū)動輪相嚙合的履帶有移動的趨勢。但是，因為履帶下分支與底板間的附著力大于驅(qū)動輪、導向輪和支重輪的滾動阻力，所以履帶不產(chǎn)生滑動，而輪子卻沿著鋪設的滾道滾動，從而驅(qū)動整臺掘進機行走。掘進機履帶行走機構(gòu)的轉(zhuǎn)彎方式一般有2種：① 一側(cè)履帶驅(qū)動，另一側(cè)履帶制動；②兩側(cè)履帶同時驅(qū)動，但方向相反。現(xiàn)在設計將支重輪作成和機架一體的結(jié)構(gòu)，這樣的結(jié)構(gòu)簡單，而且在井下的環(huán)境中它比支重輪可靠性能更高。由于沒有了支重輪，所以履帶的磨損比較嚴重，要采用更好的耐磨合金鋼。 掘進機行走部在掘進作業(yè)時它承受切割機構(gòu)的反力、傾覆力矩及動

44、載荷。腰帶機構(gòu)的設計對整機正常運行、通過性能和工作穩(wěn)定性具有重要作用。 履帶機構(gòu)設計要求：具有良好的爬坡性能和靈活的轉(zhuǎn)向性能；兩條履帶分別驅(qū)動，其動力可選用液壓馬達或電動機；履帶應有較小的接近角和離去角，以減少其運行阻力；要注意合理設計整機重心位置，使履帶不出現(xiàn)零比壓現(xiàn)象；履帶應有可靠的制動裝置，以保證機器在設計的最大坡度工作不會下滑。 3.2傳動方案的設計 參照EBJ-120TP型掘進機采用履帶式行走機構(gòu)。左、右履帶行走機構(gòu)對稱布置，分別驅(qū)動。各由10個高強螺栓與機架相聯(lián)。EPJ-120TP型掘進機行走部減速器傳動系統(tǒng)采用三級圓柱齒輪和二級行星齒輪傳動，體積較大，占用空間較多，效率低，

45、給整機的結(jié)構(gòu)設計和設備性能帶來一定的影響?，F(xiàn)履帶行走機構(gòu)由液壓馬達經(jīng)3K行星齒輪傳動減速后將動力傳給主動鏈輪，驅(qū)動履帶運動。本次的設計采用的是直聯(lián)高速液壓馬達驅(qū)動，傳動比比較大?，F(xiàn)在以左行走機構(gòu)為例說明其結(jié)構(gòu)及傳動系統(tǒng)。左行走機構(gòu)由導向張緊裝置，左履帶架，履帶鏈，左行走減速器，液壓馬達，摩擦片式制動器等組成。摩擦片式制動器為彈簧常閉式，當機器行走時，泵站向行走液壓馬達供油的同時，向摩擦片式制動器提供壓力油推動活塞，壓縮彈簧，使摩擦片式制動器解除制動。 3.3行走機構(gòu)基本參數(shù)設計 3.3.1履帶及相關部分設計 （1）履帶接地長度的確定 掘進機的平均接地比壓

46、 （3-1） 式中 p——掘進機的平均接地比壓；/MPa； G——掘進機整機的重力；/KN； b——掘進機履帶板寬度；/mm； L——掘進機單側(cè)履帶行走機構(gòu)的履帶接地長度；/mm 其中，掘進機整機質(zhì)量35T；履帶板寬度500mm。 平均接地比壓主要是根據(jù)底板巖石條件選取，對于遇水軟化的底板，取較小值，對于底板較硬，遇水不軟化的底板取較大值。在設計掘進機時，推薦平均接地比壓p≤0．14 MPa。 根據(jù)公式3-1，可以得出： （2）左右履帶中心距的確定

47、 （3-2） 式中 B——左右履帶中心距；/mm B——掘進機履帶板寬度；/mm 其中，較小的數(shù)值適用于較小的履帶中心距B，較大的數(shù)值適用于較大的履帶中心距B。為了降低掘進機轉(zhuǎn)彎的功率，在滿足整機寬度的條件下應盡量加大B值。 根據(jù)公式（3-2），得出： （3）掘進機接地履帶板個數(shù)的確定 履帶板節(jié)距的選取 選取履帶板（如圖3-1）的節(jié)距，整體式履帶板基本尺寸應符合下表（3-1）的規(guī)定。 表（3-1） 單位mm 則，履帶板接地數(shù)量：

48、 （3-3） 取。 （4）履帶架的設計 根據(jù)設備的工作要求，履帶架的地板長度要能保證15～16個履帶板和地面接觸，在這個設計中履帶架是承擔了負重輪的功能的。履帶架要保證導向輪和傳動鏈輪的安裝以及保證履帶能在上面運動。履帶架見圖3-1。 圖3-1履帶架 3.3.2履帶鏈輪的設計 根據(jù)鏈傳動的特點，由于此掘進機鏈的節(jié)距比較大，鏈輪的齒數(shù)不能過多；但為了減小接地角，使之減輕掘進機前進和后退時受力不均的缺點，綜合考慮選擇鏈輪齒數(shù)Z=9。則分度圓直徑： （3-4） 齒頂圓直徑：

49、 （3-5） 齒根圓直徑： （3-6） 式中：——兩個履帶的厚度，mm 將z=9，p=160帶入（3-4）、（3-5）、（3-6）三個公式： 圓整得，，。 3.3.3張緊裝置和導向輪的設計 （1）張緊裝置 張緊裝置是用來調(diào)整履帶的松緊程度的。張緊裝置的行程應大于履帶節(jié)距的一半，以便在履帶磨損而伸長時可拆卸一塊后再使用。張緊裝置的行程一般為個節(jié)距。 （2）導向輪 此掘進機履帶行走機構(gòu)采用后輪驅(qū)動方式，當掘進機后退時，導向輪將承受兩倍的牽引力，故導向輪

50、應能承受不小于兩倍最大牽引力的徑向載荷。下圖為導向張緊裝置。 3.3.4單側(cè)履帶行走機構(gòu)牽引力的計算確定 履帶行走機構(gòu)的最小牽引力應滿足掘進機在最大設計坡度上作業(yè)、爬坡和在水平路面上轉(zhuǎn)彎等工況的要求，最大牽引力應小于在水平路面履帶的附著力。一般情況下，履帶行走機構(gòu)轉(zhuǎn)彎不與掘進機作業(yè)、爬坡同時進行，而掘進機在水平地面轉(zhuǎn)彎時，單側(cè)履帶的牽引力為最大，故單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力的計算以平地轉(zhuǎn)彎時的牽引力為計算的依據(jù)。 （3-7） 其中 （3-8） 式

51、中 ——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力，kN； ——單側(cè)履帶對地面的滾動阻力，kN； f——履帶與地面之間滾動阻力因數(shù)，0.08～0.1； μ——履帶與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力因數(shù)，0.8～1.0； n——掘進機重心與履帶行走機構(gòu)接地形心的縱向偏心距離，mm； ——單側(cè)履帶行走機構(gòu)承受的掘進機的重力，kN。 B———左右兩條履帶的中心距，mm。 f取0.1，由公式（3-8）： μ取1.0，n取440mm，B=1750mm,L=2450mm，代入公式（3-7）： 取 由于單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單側(cè)履帶和地面之間的附著力。,查表（3

52、-2）取附著系數(shù)值為0.7。那么， 則，,滿足要求。 表（3-2） 附著系數(shù)值 3.3.5單側(cè)履帶行走機構(gòu)輸入功率的計算確定 單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率 （3-9） 式中 P——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率，kW； V——履帶行走機構(gòu)工作時的行走速度，m／s； ——履帶鏈的傳動效率。有支重輪時取0．89～0．92，無支重輪時取0．71～0．74； ——驅(qū)動裝置減速器的傳動效率，％。 按最大

53、速度的情況計算：V=6m/min，取0.74，取0.75，根據(jù)公式（3-9）， 3.3.6液壓馬達、液壓泵與電機型號的選擇 （1）液壓馬達的型號選擇 暫定減速器的總傳動比為i=290 驅(qū)動鏈輪的轉(zhuǎn)矩 （3-10） 將，帶入（3-10）得： 馬達的輸出轉(zhuǎn)矩 （3-11） 將以上結(jié)果帶入（3-11）的 則選擇液壓馬達的型號為MFB29，其性能參數(shù)： 幾何排量(mL/r)：

54、 61.6 最高轉(zhuǎn)速(r/min)： 2400 最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速(r/min)： 50 最高工作壓力MPa： 20.7 最大輸出轉(zhuǎn)矩N·m： 178 重量kg： 29 （2）液壓泵的型號選擇 根據(jù)設備工況，選擇液壓泵的型號為63SCY14-1B,其性能參數(shù)： 排量(mL/r)： 63 額定壓力MPa： 32 額定轉(zhuǎn)速(r/min)：

55、 1500 驅(qū)動功率kW： 59.2 容積效率％： 重量kg： 65 （3）泵站電動機型號的選擇 行走機構(gòu)需要電動機的功率為Pn Pn=2P/ηv1ηv2ηj （3-12） 式中 P——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率，kW； ηv1——液壓馬達的效率，%； ηv2——液壓泵的效率，%； ηj——功率傳輸?shù)膿p失，%； ηv1、ηv2取0.9，ηj取0.95

56、,根據(jù)公式（3-12）： 查表，電動機型號為YB250M—4，功率為55kW,轉(zhuǎn)動速度為1470r/min。 4 掘進機行走部減速器設計 4.1傳動方案的設計 根據(jù)工作機的要求，傳動裝置將原動機的動力和運動傳遞給工作機。實際表明，傳動裝置設計得合理與否，對整部裝置的性能，成本以及整體尺寸都有很大影響。因此，合理地設計傳動裝置是整部機器設計工作中的重要環(huán)節(jié)，即合理地擬定傳動方案又是保證傳動裝置設計質(zhì)量的基礎。 此次設計擬使用3K型行星齒輪減速器。通過液壓馬

57、達將動力傳遞給減速器的輸入軸，再由行星齒輪減速器的輸出軸輸出，帶動驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動履帶行走機構(gòu)。該減速器的結(jié)構(gòu)特點： （1）行星齒輪傳動采用3K型傳動形式，而以前的傳動系統(tǒng)采用三級圓柱齒輪和二級行星齒輪傳動。相比之下，新的傳動系統(tǒng)減少了傳動環(huán)節(jié)，結(jié)構(gòu)更加緊湊，體積更小，傳動效率更高。 （2）為了解決掘進機行走制動的問題，在減速器的輸入端加裝了一對圓柱齒輪，它提高了制動軸的轉(zhuǎn)速，從而減小了制動轉(zhuǎn)矩，使得可以采用較小的制動器就能實現(xiàn)制動功能。在結(jié)構(gòu)上將制動器和液壓馬達平行布置在減速器的端面，充分利用了空間。 減速器傳動系統(tǒng)示意圖如圖4-1。 圖4-1傳動系統(tǒng)示意圖 4.2總傳動

58、比的計算 （1）液壓馬達轉(zhuǎn)速的計算 根據(jù)所選的液壓泵63SCY14-1B，液壓馬達由兩個液壓泵提供液壓油分別驅(qū)動左右行走部的液壓馬達，液壓泵的轉(zhuǎn)動速度和泵站電動機的轉(zhuǎn)動速度相同。 （4-1） 其中，，帶入公式（4-1） 因為 （4-2） 其中，帶入公式（4-2） （2）鏈輪轉(zhuǎn)速的計算 計算當掘進機的速度為V=6m/min時的鏈輪轉(zhuǎn)速 （4-3） 式中

59、 V——掘進機的調(diào)動速度，m/min； z——鏈輪的齒數(shù)； a——履帶節(jié)距，mm。 將，，帶入公式（4-3） （3）總傳動比 （4-4） 將，，帶入公式（4-4） 則行走部減速器的總傳動比為292。 4.3行星齒輪減速器的設計 4.3.1已知條件 根據(jù)設計要求，此行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊、體積較小、工作環(huán)境差、沖擊較大。 行星傳動的輸入功率： 輸入轉(zhuǎn)速： 傳動比： 4.3.2配齒計算 根據(jù)3k行星傳動的傳動比公式： （4-5） 再根據(jù)其裝配條件，即保證各行星輪能勻稱裝

60、入時，中心輪a、e和b之間的條件： （4-6） （4-7） 式中 由公式（4-5）可知，要傳動比值比較大，而且結(jié)構(gòu)緊湊，就盡量使與的差值取小些，但從滿足裝配條件看，與最小差值應滿足： （4-8） 將代入傳動比公式（4-5），經(jīng)整理化簡后可得齒數(shù)的一元二次方程 （4-9） 則 （4-10

61、） 則由公式（4-8）可求得，即 （4-11） 如果為偶數(shù)，則可按下式計算，即 如果為奇數(shù)，即在采用角度變位的行星傳動中，則可按下面的公式計算 （4-12） 一般選取行星輪數(shù)，再取太陽輪a的齒數(shù)=16。 則由公式（4-10）得=109，再由公式（4-11）得=112，因為-=112-16=96，為偶數(shù)，再由公式（4-12）得=47 驗算傳動比，允許其傳動誤差為 （4-13）

62、 式中 ； ； 。 3k型行星齒輪傳動的各齒輪的齒數(shù)如下 16 109 112 47 帶入公式（4-5） 傳動比。得滿足傳動要求。 4.3.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 齒輪材料和熱處理的選擇： 中心輪a和行星輪c采用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC。查齒輪接觸疲勞強度極限圖，??；查齒輪彎曲疲勞強度極限圖，取。中心輪a和行星輪c的加工精度為6級； 內(nèi)齒輪b和e均采用42SiMn，表面淬火，硬度45～55HRC 。查齒輪接觸疲勞強度極限圖，??；查齒輪彎曲疲勞強度極限圖，取。內(nèi)齒輪b和e的加工精度7級。 按照齒根彎曲強度條件的設計

63、公式確定模數(shù)； （4-14） 式中 ——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動為12.1； ——小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N·mm； ——綜合系數(shù)； ——彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)； ——齒輪寬度系數(shù)； ——齒輪副中小齒輪齒數(shù)； ——試驗齒輪的彎曲疲勞極限，N/mm2； ——計算彎曲強度的使用系數(shù)； ——載荷作用于齒頂時的小齒輪齒形系數(shù)； 小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩的計算 （4-15） 將，，帶入公式（4-15） 查使用系數(shù)表，

64、；=650N/mm2；齒形系數(shù)=2.67；綜合系數(shù)=1.8； 取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)=1.2，由公式，所以；齒寬系數(shù)選； 將以上數(shù)據(jù)代入公式（4-14），可以得到： 取模數(shù)m=3。 4.3.4嚙合參數(shù)的計算 該行星減速器具有三個嚙合齒輪副：，，。各齒輪副的標準中心距為： mm mm mm 由此可見，三個齒輪副的標準中心距均不相等，因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定的傳動比i=292的要求,又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該3K型行星傳動進行角度變位。 根據(jù)各標推中心距之

65、間的關系＞＞，現(xiàn)選取其嚙合中心距為==97.5mm作為各齒輪副的公用中心距值。 已知 ，和，，及壓力角，計算該3K型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)。 計算公式： 中心距變動系數(shù)y/mm： （4-16） 嚙合角/°： (4-17) 變位系數(shù)和： (4-18) 齒頂高變動系數(shù)： (4-19) 重合度： (4-20) 注：公式中“”號，外嚙合取“+

66、”，內(nèi)嚙合取“-” 所得計算參數(shù)如下表： 項目 a-c b-c e-c 中心距變動系數(shù)y/mm 嚙合角/° 變位系數(shù)和 齒頂高變動系數(shù) 重合度 確定各齒輪的變位系數(shù) （1） a-c 齒輪副 在a-c 齒輪副中，由于中心輪a的齒數(shù)；和中心距。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變?yōu)槲环绞綉捎媒嵌茸兾坏恼齻鲃樱? 。當齒頂高系數(shù)，壓力角時，避免根切的最小變位系數(shù)為 按下面公式可求得中心輪a的變位系數(shù)為 （4-21） 按下面公式可得行星輪c的變位系數(shù)為 （2） b-c齒輪副 在b-c齒輪副中，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即。 現(xiàn)己知其變位系數(shù)和=1.7374，＝0.7199，則可得內(nèi)齒輪b的坐位系數(shù)為=+=1.7374+0.7199=2.4573。 (3) e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，，和由此可知，該齒輪副的變位目的是為了改