EBZ160掘進(jìn)機(jī)行走部分設(shè)計(jì)

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With the increasing requirement of coal, coal mining accelerates, the part of the roadheader was widely favored at home and abroad by the coal mining industry, as part of the roadheader has the following characteristics: the body flexible, smaller, can be cut A variety of shapes and sections of the roadway, and can achieve selective cutting, and the effect of cutting, cutting power, cutting efficiency. In this paper, the Ministry of roadheader walking design and walking principles described. This article is designed the main component parts of the walking Department: wheel, tensioning guide wheel, supporting wheels, and walking speed reducer. In addition the article also gave an overview of roadheaders at home and abroad to present the development status, characteristics, and trends, which describes the cross section of part of the roadheader to be researched significance in the macroscopic. Keywords roadheader Department of walking walking speed reducer 目 錄 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 選題的意義 1 1.3 國(guó)內(nèi)外掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1 1.3.1 國(guó)外掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1 1.3.2 國(guó)內(nèi)掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 2 1.4 現(xiàn)代掘進(jìn)機(jī)發(fā)展趨勢(shì)分析 3 1.5 掘進(jìn)機(jī)主要組成部分 4 2 掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 7 2.1 行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 7 2.2 行走部各部分的具體設(shè)計(jì) 7 2.2.1 履帶的設(shè)計(jì) 7 2.2.2 液壓馬達(dá)的選擇 8 2.2.3 鏈輪的設(shè)計(jì) 10 3 三級(jí)減速器的設(shè)計(jì) 12 3.1 減速器傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)及分配 12 3.2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 13 3.3 三級(jí)減速器的齒輪設(shè)計(jì) 15 3.3.1 高速級(jí)的設(shè)計(jì) 15 3.3.2 中速級(jí)的設(shè)計(jì) 19 3.3.3 低速級(jí)的設(shè)計(jì) 23 3.4 三級(jí)減速器的軸的設(shè)計(jì)及校核 26 3.4.1 Ⅲ軸的設(shè)計(jì) 26 3.4.2 Ⅱ軸的設(shè)計(jì) 32 3.4.3 Ⅰ軸的設(shè)計(jì) 37 3.4.4 Ⅳ軸的設(shè)計(jì) 42 3.5 軸承的校核 46 4行星輪減速器的設(shè)計(jì) 48 4.1 行星減速器的設(shè)計(jì)方法 48 4.2 行星輪減速器齒輪的設(shè)計(jì) 49 4.3 強(qiáng)度校核 52 4.3.1 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核 52 4.3.2 彎曲疲勞強(qiáng)度校核 53 5 其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及安裝調(diào)整 55 5.1 其他結(jié)構(gòu) 55 5.1.1 行走架 55 5.1.2 履帶張緊緩沖裝置結(jié)構(gòu)及原理 55 5.2安裝調(diào)整 56 5.2.1 掘進(jìn)機(jī)行走部的安裝 56 5.2.2 行走部履帶的張緊 56 5.3 安裝時(shí)的注意事項(xiàng) 57 總結(jié) 57 參考文獻(xiàn) 58 致謝 59 附錄 60 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院2017屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 緒論 1.1 概述 掘進(jìn)機(jī)是具有截割、裝載、轉(zhuǎn)載煤巖及有噴霧降塵等功能，并能自己行走，以機(jī)械方式破落煤巖的掘進(jìn)設(shè)備，有的還具有支護(hù)功能。根據(jù)所掘斷面的形狀分為全斷面掘進(jìn)機(jī)和部分?jǐn)嗝婢蜻M(jìn)機(jī)。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(qiáng)度50~350MPa的硬巖巷道，可一次截割出所需斷面，且斷面形狀多為圓形，主要用于工程涵洞及隧道的巖石掘進(jìn)；后者一般適用于單軸抗壓強(qiáng)度小于60MPa的煤、半煤巖、軟巖水平巷道，但大功率機(jī)器也可以用于單軸抗壓強(qiáng)度達(dá)200MPa的硬巖巷道，一次僅能截割斷面的一小部分，需要工作機(jī)構(gòu)多次擺動(dòng)、逐次截割才能掘出所需斷面，斷面形狀可以是矩形、梯形、拱形等多種形狀，其中部分?jǐn)嗝婢蜻M(jìn)機(jī)在煤礦使用普遍。 懸臂式掘進(jìn)機(jī)按截割頭布置方式可分為縱軸式和橫軸式兩種；按掘進(jìn)對(duì)象分為煤巷、半煤巖巷和全巖巷；按機(jī)器的驅(qū)動(dòng)形式分為電力驅(qū)動(dòng)（各機(jī)構(gòu)均為電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)）和電——液驅(qū)動(dòng)兩種。 1.2 選題的意義 掘進(jìn)機(jī)是用于開(kāi)鑿平直地下巷道的機(jī)器。主要由行走機(jī)構(gòu)、工作機(jī)構(gòu)、裝運(yùn)機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)載機(jī)構(gòu)組成。有安全、高效和成巷質(zhì)量好等優(yōu)點(diǎn)，但造價(jià)大，構(gòu)造復(fù)雜，損耗也較大。 走部分是機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)過(guò)程中的重要內(nèi)容和主要環(huán)節(jié)，行走部分的功能是帶動(dòng)機(jī)器前進(jìn)、后退和轉(zhuǎn)彎。行走部分的靈活度和行走速度對(duì)掘進(jìn)機(jī)的生產(chǎn)能力和工作效率會(huì)產(chǎn)生重要影響。 選擇選擇掘進(jìn)機(jī)的課題是因?yàn)槲覈?guó)煤炭資源儲(chǔ)量豐富，而采掘機(jī)械與國(guó)外水平相差仍有一定距離，同時(shí)，選擇掘進(jìn)機(jī)行走部分設(shè)計(jì)也是對(duì)大學(xué)四年的學(xué)習(xí)的一次總結(jié)，也是為畢業(yè)后工作前做最后的總結(jié)。 1.3 國(guó)內(nèi)外掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1.3.1 國(guó)外掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 早在20世紀(jì)30年代，德國(guó)、蘇聯(lián)、英國(guó)、美國(guó)等就開(kāi)始了煤礦巷道掘進(jìn)機(jī)的研制，但巷道掘進(jìn)機(jī)得到較廣泛工業(yè)性應(yīng)用還是在第二次世界大戰(zhàn)之后。1948年，匈牙利開(kāi)始研制F系列煤巷掘進(jìn)機(jī)，當(dāng)時(shí)是為了適應(yīng)房柱式開(kāi)采的需要。1949年匈牙利生產(chǎn)的F2型掘進(jìn)機(jī)是世界上第一臺(tái)懸臂式掘進(jìn)機(jī)，不過(guò)當(dāng)時(shí)還未能實(shí)現(xiàn)懸臂式掘進(jìn)機(jī)的全部主要功能。1951年匈牙利研制了采用履帶行走機(jī)構(gòu)的F4型懸臂式掘進(jìn)機(jī)，這種機(jī)型除了采用橫軸截割方式和調(diào)動(dòng)靈活的履帶行走機(jī)構(gòu)外，還采用了鏟板和星輪裝載機(jī)構(gòu)，并采用了刮板輸送機(jī)轉(zhuǎn)運(yùn)物料。F4型懸臂式掘進(jìn)機(jī)已經(jīng)具備了現(xiàn)代懸臂式掘進(jìn)機(jī)的雛形。F系列掘進(jìn)機(jī)是目前懸臂式橫軸掘進(jìn)機(jī)的原始機(jī)型。1971年奧地利ALPINE公司在匈牙利F系列掘進(jìn)機(jī)的基礎(chǔ)上，研制了AM—50型掘進(jìn)機(jī)，并在此基礎(chǔ)上逐漸形成了AM系列掘進(jìn)機(jī)。1972年德國(guó)引進(jìn)AM—50型掘進(jìn)機(jī)在半煤巖巷道中使用，在此基礎(chǔ)上，EICKHOFF公司自行研制出EV—II型掘進(jìn)機(jī)，并發(fā)展成為EVA系列掘進(jìn)機(jī)。1973年WESTFALIA公司研制成功了WAV—170和WAV—200型掘進(jìn)機(jī)，并在此基礎(chǔ)上發(fā)展為WAV系列型掘進(jìn)機(jī)。F系列、AM系列和WAV系列掘進(jìn)機(jī)均采用橫軸截割機(jī)構(gòu)。 1956年蘇聯(lián)生產(chǎn)了首臺(tái)ПK—3型縱軸懸臂式掘進(jìn)機(jī)，在8㎡斷面下煤巷中使用。ПK—3型掘進(jìn)機(jī)是目前縱軸懸臂式掘進(jìn)機(jī)的雛形。1960~1964年，英國(guó)從蘇聯(lián)引進(jìn)了ПK—3型掘進(jìn)機(jī)進(jìn)行工業(yè)性實(shí)驗(yàn)，同時(shí)開(kāi)始了懸臂式掘進(jìn)機(jī)的研制。1963年DOSCO公司在ПK—3型掘進(jìn)機(jī)的基礎(chǔ)上，通過(guò)改變截割頭截齒排列和更換電氣系統(tǒng)，研制成了MK—Ⅱ型和MK—ⅡA型掘進(jìn)機(jī)，并逐步發(fā)展成為DOSCO系列掘進(jìn)機(jī)。1968年，德國(guó)EICKHOFF公司在引進(jìn)的DOSCO掘進(jìn)機(jī)基礎(chǔ)上研制開(kāi)發(fā)了EV—100型掘進(jìn)機(jī)。后來(lái)德國(guó)PAURAT公司又研制出了ET系列掘進(jìn)機(jī)，使縱軸式懸臂式掘進(jìn)機(jī)逐步形成系列化。1966年，日本三井三池機(jī)械制造有限公司在蘇聯(lián)ПK—3型和英國(guó)DOSCO掘進(jìn)機(jī)的基礎(chǔ)上，研制成功了S系列掘進(jìn)機(jī)。到20世紀(jì)70年代后期，S系列掘進(jìn)機(jī)已經(jīng)逐步形成系列化。 經(jīng)過(guò)半個(gè)多世紀(jì)的發(fā)展，目前，國(guó)外掘進(jìn)機(jī)主要生產(chǎn)國(guó)，即英、德、俄羅斯、奧地利、日本等國(guó)所生產(chǎn)的掘進(jìn)機(jī)已被廣泛用于硬度低于f=8半煤巖的采準(zhǔn)巷道掘進(jìn)，并擴(kuò)大到巖巷。重型機(jī)不移位截割斷面達(dá)35~42㎡，多數(shù)機(jī)型能在縱向±16度、橫向8度的斜坡上可靠工作，截割功率在132~300KW，機(jī)重在50~100t，切割巖石硬度f(wàn)=12。部分機(jī)型截割速度已降至1m/s以下，牽引速度采用負(fù)載反饋調(diào)節(jié)，以適應(yīng)不同巖石硬度；一些機(jī)型除沒(méi)有后支撐外，還在履帶前后安裝了卡爪式液壓扎腳機(jī)構(gòu)，以便在切割巖石時(shí)錨固定位。機(jī)電一體化已成為掘進(jìn)機(jī)發(fā)展趨勢(shì)，新推出的掘進(jìn)機(jī)可以實(shí)現(xiàn)推進(jìn)方向和斷面控制、電動(dòng)機(jī)功率自動(dòng)調(diào)節(jié)、離機(jī)遙控操作及工況監(jiān)測(cè)和故障診斷，部分掘進(jìn)機(jī)實(shí)現(xiàn)PLC控制，實(shí)現(xiàn)回路循環(huán)控制。 1.3.2 國(guó)內(nèi)掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 我國(guó)懸臂式掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展大體分為三個(gè)階段： 第一階段是20世紀(jì)60年代初期到70年代末。這一階段主要是已引進(jìn)國(guó)外掘進(jìn)機(jī)為主，在引進(jìn)的同時(shí)，我國(guó)的技術(shù)人員開(kāi)始嘗試進(jìn)行消化吸收，但研究水平較低，主要以切割煤的輕型機(jī)為主，以當(dāng)時(shí)太原煤研所研制的反帝Ⅰ型、反帝Ⅱ型和反修Ⅲ型為代表，形成我國(guó)第一代掘進(jìn)機(jī)。盡管如此，這一時(shí)期的嘗試也為我國(guó)懸臂式掘進(jìn)機(jī)的第二階段發(fā)展打下了良好的技術(shù)基礎(chǔ)。這一時(shí)期產(chǎn)品的主要特點(diǎn)是重量化、體積小、截割能力弱、技術(shù)含量偏低，適用于煤巷掘進(jìn)。 第二階段是20世紀(jì)70年代末到90年代初，為消化吸收階段。這一階段我國(guó)分別從英國(guó)、奧地利、日本、蘇聯(lián)、美國(guó)、德國(guó)、匈牙利等國(guó)家引進(jìn)了16種、近200臺(tái)掘進(jìn)設(shè)備，對(duì)我國(guó)煤礦使用掘進(jìn)機(jī)起到了推動(dòng)作用。在此期間，我國(guó)與國(guó)外合作生產(chǎn)了幾種懸臂式掘進(jìn)機(jī)并逐步實(shí)現(xiàn)了國(guó)產(chǎn)化；同時(shí)由煤科總院太原分院研制的EM1—30型、EL—90型和EL—110型掘進(jìn)機(jī)分別在佳木斯煤機(jī)廠和淮南煤機(jī)廠投入小批量生產(chǎn)。在煤礦采掘設(shè)備“一條龍”項(xiàng)目引進(jìn)中，又引進(jìn)了奧地利阿爾卑尼公司的AM50、日本三井三池公司的S100—41型掘進(jìn)機(jī)制造技術(shù)和先進(jìn)的加工設(shè)備，使我國(guó)形成了批量生產(chǎn)掘進(jìn)機(jī)能力，基本上結(jié)束了中、小型掘進(jìn)機(jī)依賴進(jìn)口的局面。這一時(shí)期我國(guó)懸臂式掘進(jìn)機(jī)的主要特點(diǎn)是可靠性大幅度提高，已能適應(yīng)我國(guó)煤礦的巷道掘進(jìn)，中型掘進(jìn)機(jī)型號(hào)日趨齊全。 第三階段是20世紀(jì)90年代至今，為自主研發(fā)階段。這一階段中型懸臂式掘進(jìn)機(jī)發(fā)展日趨成熟，重型掘進(jìn)機(jī)大批量出現(xiàn)，懸臂式掘進(jìn)機(jī)的設(shè)計(jì)與加工制造水平已相當(dāng)先進(jìn)，并且具備了根據(jù)礦井條件實(shí)現(xiàn)個(gè)性化設(shè)計(jì)的能力。這一時(shí)期形成了多個(gè)系列的產(chǎn)品，主要有煤科總院太原分院研制的EBJ(Z)系列、佳木斯煤機(jī)廠生產(chǎn)的S系列、煤科總院上海分院設(shè)計(jì)的EBJ系列等型號(hào)掘進(jìn)機(jī)。這一時(shí)期的代表機(jī)型主要有太原分院研制的EBJ—160、EBJ160TY和EBJ—120TP型掘進(jìn)機(jī)，其中EBJ—160和EBJ—120TP兩種機(jī)型獲得了國(guó)家科技進(jìn)步二等獎(jiǎng)；另外還有佳木斯煤機(jī)廠生產(chǎn)的S150型掘進(jìn)機(jī)。這一階段我國(guó)懸臂式掘進(jìn)機(jī)的設(shè)計(jì)水平大幅度提高，各種先進(jìn)的三維設(shè)計(jì)和分析軟件廣泛應(yīng)用，機(jī)器可靠性大幅度提高，功能日趨完善，功率更大，一些先進(jìn)故障診斷和顯示技術(shù)、離機(jī)遙控技術(shù)應(yīng)用其中，使我國(guó)的懸臂式掘進(jìn)機(jī)設(shè)計(jì)和生產(chǎn)實(shí)用技術(shù)跨入了國(guó)際先進(jìn)國(guó)家的行列。 經(jīng)過(guò)40余年的發(fā)展，我國(guó)已經(jīng)建立《懸臂式掘進(jìn)機(jī)通用技術(shù)條件》等完備的掘進(jìn)機(jī)整機(jī)及零部件的研制標(biāo)準(zhǔn)和相應(yīng)的檢驗(yàn)條件。與國(guó)際先進(jìn)水平相比。國(guó)內(nèi)掘進(jìn)機(jī)在破巖能力、適應(yīng)性及可靠性方面還存在一定的差距，尤其在重型掘進(jìn)機(jī)方面表現(xiàn)最為突出，重型國(guó)產(chǎn)掘進(jìn)機(jī)與國(guó)外先進(jìn)設(shè)備的差距，除總體性能參數(shù)偏低外，在基礎(chǔ)研究方面也比較薄弱。沒(méi)有完整的設(shè)計(jì)理論依據(jù)，計(jì)算機(jī)動(dòng)態(tài)仿真等方面尚處于起步階段，在元部件可靠性、自動(dòng)控制技術(shù)、截割技術(shù)、除塵系統(tǒng)等核心技術(shù)方面有較大差距。 1.4 現(xiàn)代掘進(jìn)機(jī)發(fā)展趨勢(shì)分析 從目前國(guó)內(nèi)發(fā)展趨勢(shì)來(lái)看，掘進(jìn)機(jī)具有廣闊的發(fā)展前景，在我國(guó)除用于煤礦巷道掘進(jìn)外，掘進(jìn)機(jī)正進(jìn)入鐵路、城市地鐵隧道的掘進(jìn)以及公路建設(shè)等行業(yè)。具體發(fā)展趨勢(shì)如下： （一）智能化、自動(dòng)化。配置激光導(dǎo)向系統(tǒng)、計(jì)算機(jī)斷面控制系統(tǒng)和遙控系統(tǒng)，以降低對(duì)操作人員的反應(yīng)要求，提高生產(chǎn)效率和生產(chǎn)能力。 （二）掘、鉆、錨一體化。研制集掘、鉆、錨為一體的采掘錨綜合機(jī)組，以實(shí)現(xiàn)快速掘進(jìn)的同時(shí)又能打眼安裝錨桿，支護(hù)頂板、側(cè)幫，實(shí)現(xiàn)掘進(jìn)、支護(hù)平行作業(yè)，解決掘進(jìn)機(jī)利用率低的問(wèn)題。因此，掘、鉆、錨一體化是實(shí)現(xiàn)巷道快速掘進(jìn)，滿足高產(chǎn)、高效工作面發(fā)展需要的重要技術(shù)途徑。 （三）重型化、大功率。隨著采煤機(jī)械化程度的提高和巷道斷面的不斷擴(kuò)大，掘進(jìn)機(jī)面對(duì)越來(lái)越硬和研磨性更強(qiáng)的巖石，單向抗壓強(qiáng)度超過(guò)170MPa。因此，開(kāi)發(fā)研制高功率、大質(zhì)量的重型硬巖掘進(jìn)機(jī)尤為迫切。目前，國(guó)外許多重型掘進(jìn)機(jī)截割功率達(dá)到200-300kW，最高可達(dá)500kW。而我國(guó)重型掘進(jìn)機(jī)尚處于發(fā)展階段，截割功率目前已達(dá)200kW。越來(lái)越高的截割功率雖然可提供給截割頭巨大的截割力，但使機(jī)器的振動(dòng)進(jìn)一步加劇，對(duì)生產(chǎn)率、機(jī)器的壽命和日常保養(yǎng)都將產(chǎn)生不利影響。隨之而來(lái)的是機(jī)器的重量將越來(lái)越大，以增加穩(wěn)定性。 （四）附件化。保留必要的截、裝、運(yùn)、行主要組成功能，將降塵、輔助支護(hù)等裝置以附件形式出現(xiàn)。這樣，可根據(jù)需要選擇裝配各種附加件，給設(shè)計(jì)、制造、使用都帶來(lái)方便。另外，裝載運(yùn)輸裝置亦采用可伸縮型結(jié)構(gòu)，保證機(jī)器的機(jī)動(dòng)性和適應(yīng)性。液壓系統(tǒng)逐步趨于完善、可靠。 （五）矮型化。在加大機(jī)重、截割功率和提高截割硬度的前提下，注重發(fā)展機(jī)身較低的機(jī)型，以易于井下運(yùn)輸和適用于掘進(jìn)中、小斷面巷道，同時(shí)也為配置其他輔助設(shè)備(錨桿安裝機(jī)、輔助工作平臺(tái)等)帶來(lái)了方便。 （六）噴霧降塵設(shè)備隨機(jī)化。目前，掘進(jìn)機(jī)大多設(shè)有內(nèi)、外噴霧裝置，但對(duì)呼吸性粉塵降塵效果差，噴嘴堵塞嚴(yán)重。因此，對(duì)現(xiàn)有機(jī)型設(shè)置機(jī)載降塵設(shè)備，強(qiáng)化外噴霧的使用效果，將會(huì)使掘進(jìn)機(jī)在工作時(shí)的粉塵濃度大大降低。 總結(jié)：據(jù)統(tǒng)計(jì)，目前國(guó)外各主要產(chǎn)煤國(guó)采用掘進(jìn)機(jī)掘進(jìn)的巷道占采準(zhǔn)巷道的40%以上。而我國(guó)綜掘比率為8%左右，與國(guó)外先進(jìn)水平相比尚存在很大差距，與我國(guó)煤炭生產(chǎn)的需要，特別是現(xiàn)代化高產(chǎn)高效礦井建設(shè)的需要也是極不相適應(yīng)的。因此，我國(guó)掘進(jìn)機(jī)的研制開(kāi)發(fā)以及推廣應(yīng)用，還需作大量工作。應(yīng)用高科技實(shí)現(xiàn)大功率、重型化、系列化、智能化和自動(dòng)化是未來(lái)掘進(jìn)機(jī)技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì)。因此，我國(guó)綜掘機(jī)技術(shù)未來(lái)的路還很長(zhǎng)，還需要很大程度上的提高，從而更好的為煤炭產(chǎn)業(yè)服務(wù)，全力支持自主產(chǎn)業(yè)。 1.5 掘進(jìn)機(jī)主要組成部分 懸臂式掘進(jìn)機(jī)要同時(shí)實(shí)現(xiàn)將煤巖從礦體分離、裝載運(yùn)出及其本身的行走調(diào)動(dòng)和噴霧滅塵的功能。它主要有截割機(jī)構(gòu)、裝載機(jī)構(gòu)、運(yùn)輸機(jī)構(gòu)、機(jī)架及回轉(zhuǎn)臺(tái)、行走機(jī)構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、冷卻除塵系統(tǒng)及機(jī)器的操作控制與保護(hù)等部分組成。具體如下： （一）截割機(jī)構(gòu) 截割機(jī)構(gòu)主要由截割頭、懸臂段、截割減速器截割電動(dòng)機(jī)組成。截割機(jī)構(gòu)工作時(shí)，截割電動(dòng)機(jī)通過(guò)減速器驅(qū)動(dòng)截割頭旋轉(zhuǎn)，利用裝在截割頭上的截割齒破碎煤巖。截割頭縱向推進(jìn)力由行走機(jī)構(gòu)提供。截割機(jī)構(gòu)鉸接于回轉(zhuǎn)臺(tái)上，并借助于安裝在截割部和回轉(zhuǎn)臺(tái)之間的升降液壓缸和安裝于回轉(zhuǎn)臺(tái)與機(jī)架之間兩個(gè)回轉(zhuǎn)液壓缸，實(shí)現(xiàn)整個(gè)截割機(jī)構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由此截割出任意形狀的斷面。 （二）裝載機(jī)構(gòu) 裝載機(jī)構(gòu)位于機(jī)器前端的下方，其主要作用是將被截割機(jī)構(gòu)分離和破碎的物料集中裝載到運(yùn)輸機(jī)構(gòu)上去。裝載機(jī)構(gòu)主要由鏟板及左右對(duì)稱的收集裝置組成。 （三）運(yùn)輸機(jī)構(gòu) 運(yùn)輸機(jī)構(gòu)（又稱刮板輸送機(jī)）主要由機(jī)前部、機(jī)后部、驅(qū)動(dòng)裝置、刮板鏈、張緊裝置、脫鏈器和改向輪等組成。刮板輸送機(jī)位于機(jī)器中軸，前端與主機(jī)架或鏟板鉸接，后部托在機(jī)架上。 （四）機(jī)架和回轉(zhuǎn)臺(tái) 機(jī)架是整個(gè)機(jī)器的骨架，它承受著來(lái)自截割、行走和裝載的各種載荷。機(jī)器中的各部件均用螺栓或銷軸與機(jī)架聯(lián)結(jié)。機(jī)架一般為框架結(jié)構(gòu)，為井下運(yùn)輸方便，機(jī)架多設(shè)計(jì)為分體式結(jié)構(gòu)。 回轉(zhuǎn)臺(tái)主要用于實(shí)現(xiàn)切割機(jī)構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。通過(guò)大型回轉(zhuǎn)軸承止口和高強(qiáng)度螺栓支撐、聯(lián)結(jié)，使回轉(zhuǎn)臺(tái)坐落于機(jī)架上。 （五）行走機(jī)構(gòu) 現(xiàn)代掘進(jìn)機(jī)多采用履帶式行走機(jī)構(gòu)，行走機(jī)構(gòu)用來(lái)實(shí)現(xiàn)機(jī)器的調(diào)動(dòng)和牽引轉(zhuǎn)載機(jī)，并在不可伸縮式懸臂機(jī)型中提供鉆進(jìn)所需的推進(jìn)力，同時(shí)，機(jī)器的重量和掘進(jìn)中產(chǎn)生的截割反力也通過(guò)行走機(jī)構(gòu)傳送到底板上。由于工作和調(diào)動(dòng)的速度大小不同，故行走機(jī)構(gòu)具有多種行走速度。 5 （六）液壓系統(tǒng) 現(xiàn)代懸臂式掘進(jìn)機(jī)通常除截割頭由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)外，其余動(dòng)作均由液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)，所以液壓系統(tǒng)的功率越來(lái)越大，能力也越來(lái)越強(qiáng)。液壓系統(tǒng)主要由泵站、控制閥組、液壓缸、驅(qū)動(dòng)馬達(dá)及輔助液壓元件組成。液壓系統(tǒng)為掘進(jìn)機(jī)提供動(dòng)力油，驅(qū)動(dòng)和控制各液壓缸及馬達(dá)，使機(jī)器實(shí)現(xiàn)相應(yīng)的動(dòng)作，并進(jìn)行液壓保護(hù)。 （七）電氣系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)向機(jī)器提供動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)和控制機(jī)器中的所有電動(dòng)機(jī)、電控裝置、照明裝置，并可實(shí)現(xiàn)電氣保護(hù)。 （八）除塵系統(tǒng) 除塵系統(tǒng)由內(nèi)外噴霧裝置組成，用以向工作面噴霧，除去截割時(shí)產(chǎn)生的粉塵。除塵系統(tǒng)還有冷卻截割電動(dòng)機(jī)和液壓系統(tǒng)的功能。 6 中國(guó)礦業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院2017屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 2 掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1 行走機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求 履帶行走部是懸臂式掘進(jìn)機(jī)整體的支撐座，用來(lái)支撐掘進(jìn)機(jī)的自重、承受切割機(jī)構(gòu)在工作過(guò)程中產(chǎn)生的力，并完成掘進(jìn)機(jī)在且切割、裝運(yùn)及調(diào)動(dòng)時(shí)的移動(dòng)。履帶行走機(jī)構(gòu)包括左右行走機(jī)構(gòu)、并以掘進(jìn)機(jī)縱向中心線左右對(duì)稱。履帶行走機(jī)構(gòu)包括導(dǎo)向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈及驅(qū)動(dòng)裝置等部件。當(dāng)驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，與驅(qū)動(dòng)輪相嚙合的履帶有移動(dòng)的趨勢(shì)。但是，因?yàn)槁膸路种c底板間的附著力大于驅(qū)動(dòng)輪、導(dǎo)向輪和支重輪的滾動(dòng)阻力，所以不產(chǎn)生滑動(dòng)，而輪子卻沿著鋪設(shè)的滾道滾動(dòng)，從而驅(qū)動(dòng)整臺(tái)掘進(jìn)機(jī)行走。掘進(jìn)機(jī)履帶行走機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)彎方式一般有兩種：一、一側(cè)履帶驅(qū)動(dòng)，另一側(cè)履帶制動(dòng)；二、兩側(cè)履帶同時(shí)驅(qū)動(dòng)，單方向相反。現(xiàn)在設(shè)計(jì)將支重輪做成和機(jī)架一體的機(jī)構(gòu)，這樣的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，而且在井下的環(huán)境中它比支重輪可靠性能高。由于沒(méi)有了支重輪，所以履帶的磨損比較嚴(yán)重，要采用更好的耐磨合金剛。 掘進(jìn)機(jī)行走部在掘進(jìn)作業(yè)時(shí)，它承受切割機(jī)構(gòu)的反力、傾覆力矩及動(dòng)載荷。行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)對(duì)整機(jī)正常運(yùn)行、通過(guò)性能和工作穩(wěn)定性具有重要作用。 已知數(shù)據(jù)：掘進(jìn)機(jī)整體重量為45t，平均接地比壓，掘進(jìn)機(jī)行走速度。 2.2 行走部各部分的具體設(shè)計(jì) 2.2.1 履帶的設(shè)計(jì) 1）接地長(zhǎng)度的計(jì)算確定公式： （2—1） 式中：p——掘進(jìn)機(jī)的平均接地比壓，MPa G——掘進(jìn)機(jī)整機(jī)的重力，N B——履帶板寬度，mm L——履帶接地長(zhǎng)度，mm 平均接地比壓主要是根據(jù)底板巖石條件選取，對(duì)于遇水軟化的底板，去較小值，對(duì)于底板較硬，遇水不軟化的底板取較大值。在設(shè)計(jì)掘進(jìn)機(jī)時(shí)，推薦平均接地比壓p≤0.14MPa。 掘進(jìn)機(jī)的整機(jī)質(zhì)量為45噸，履帶板的寬度選擇為520mm。 圖 2—1履帶板 根據(jù)公式（2—1），可以得出： = L取整，L=3100mm 2）選取履帶板的節(jié)距 選取履帶板（如圖2—1）的節(jié)距p=120mm，整體式履帶板基本尺寸應(yīng)符合下表（2—1）的規(guī)定。 表（2—1） 單位：mm 名稱 履帶節(jié)距（p） 履帶板寬度（B） 履帶板厚度（a） 銷孔直徑（D） 基本尺寸 120 250 300 370 400 450 500 520 550 40 46 50 55 21 26 31 160 500 550 600 650 31 36 41 2.2.2 液壓馬達(dá)的選擇 1）單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)牽引力的計(jì)算確定 履帶行走機(jī)構(gòu)的最小牽引力應(yīng)滿足掘進(jìn)機(jī)在最大設(shè)計(jì)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(yīng)小于在水平路面履帶的附著力。一般情況下，履帶行走機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)彎不與掘進(jìn)作業(yè)、爬坡同時(shí)進(jìn)行，而掘進(jìn)機(jī)在水平面上轉(zhuǎn)彎時(shí)，單側(cè)履帶的牽引力為最大，故單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)的牽引力的計(jì)算以平地轉(zhuǎn)彎時(shí)的牽引力為計(jì)算的依據(jù)。 （2—2） 其中 （2—3） （2—4） 式中：T1——單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)的牽引力，kN R1——單側(cè)履帶對(duì)地面的滾動(dòng)阻力，kN f——履帶與地面之間滾動(dòng)阻力因數(shù)，0.08-0.1 u——履帶與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力因數(shù)，0.8-1.0 n——掘進(jìn)機(jī)重心與履帶行走機(jī)構(gòu)接地形心的縱向偏心距，mm G1——單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)承受的掘進(jìn)機(jī)的重力，kN b——左右兩條履帶的中心距，mm f取0.1，由公式（2—3）： u取0.9，n取520mm，b取2380mm，代入公式（2—2）： 表 （2—2） 附著系數(shù)數(shù)值 地面（或底板）狀況 ψ 鋪石路面 稍濕的渣子路面 泥濘的底板 沙、頁(yè)巖底板 干黏土地面 干砂土硬地面 水泥地面 煤地面 0.6-0.8 0.8-1.0 0.2 0.65-0.7 1.0 1.1 0.95 0.6-0.7 根據(jù)單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應(yīng)小于或等于單側(cè)履帶與地面之間的附著力。，由表（2—2）得附著系數(shù)值選取0.7。 符合 2）單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)輸入功率計(jì)算確定 （2—5） 式中：P——單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)的輸入功率，kW V——履帶行走機(jī)構(gòu)工作時(shí)的行走速度，m/s η1——履帶鏈的傳動(dòng)效率。有支重輪時(shí)取0.89-0.92，無(wú)支重輪時(shí)取0.71-0.74 η2——驅(qū)動(dòng)裝置減速器的傳動(dòng)效率，取0.89 在最大速度的情況下計(jì)算，V=6.5m/min，η1=0.74，η2=0.89，根據(jù)公式 （2—5）： 3）液壓馬達(dá)的選型 根據(jù)以上計(jì)算得知液壓馬達(dá)的輸出功率為18.8kW，所以選擇的型號(hào)為： 基本型號(hào)： A2FE125/61W 輸出功率： 2×21kW 工作壓力： 18MPa 馬大排量： 125ml/r 馬達(dá)轉(zhuǎn)速： 630-650r/min 2.2.3 鏈輪的設(shè)計(jì) 鏈輪的節(jié)距已經(jīng)確定，齒數(shù)就要決定鏈輪的直徑大小。安裝在后驅(qū)動(dòng)加上就會(huì)影響到接地角和離去角，假設(shè)鏈輪有9個(gè)齒。則： （2—6） 式中：d——分度圓直徑，mm P——鏈輪的節(jié)距，mm 將z=9，p=120mm帶入式（2—6）得： 2.2.4履帶架及導(dǎo)向輪和張緊裝置 1）履帶架的地板長(zhǎng)度要能保證15-16個(gè)履帶板和地面接觸，在這個(gè)設(shè)計(jì)中履帶架是承擔(dān)了負(fù)重輪的功能的。履帶架要保證導(dǎo)向輪和傳動(dòng)鏈論的安裝以及保證履帶能在上面運(yùn)動(dòng)。履帶架見(jiàn)圖2—2。 圖2—2履帶架 2）導(dǎo)向輪是用來(lái)保證掘進(jìn)機(jī)轉(zhuǎn)彎的一種裝置，張緊裝置是用來(lái)調(diào)整履帶的松緊程度的，其設(shè)計(jì)如圖2—3。 圖2—3導(dǎo)向張緊裝置 68 3 三級(jí)減速器的設(shè)計(jì) 3.1 減速器傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)及分配 考慮到該減速器用于行走機(jī)構(gòu)上，由于懸臂式的安裝方式，和狹窄的安裝空間的限制，在體積上有所限制，再除掉馬達(dá)占用的空間留給減速器的空間比較小。減速器采用三級(jí)圓柱直齒輪傳動(dòng)和單級(jí)行星減速器傳動(dòng)。傳動(dòng)示意圖如下圖3—1所示。 圖3—1 傳動(dòng)示意圖 1）鏈輪的傳動(dòng)速度的計(jì)算 計(jì)算掘進(jìn)機(jī)調(diào)動(dòng)速度V=6.5m/min時(shí)的鏈輪轉(zhuǎn)速 （3—1） 式中：V——掘進(jìn)機(jī)的調(diào)動(dòng)速度，m/min z——鏈輪的齒數(shù) p——履帶的節(jié)距，mm 將V=6.5m/min，z=9，p=120代入公式（3—1），則得 2）減速比的計(jì)算 減速比的計(jì)算公式為： （3—2） 由前面可以知道，，代入公式（3—2），則得： 所以減速器的總傳動(dòng)比為106.7。設(shè)三級(jí)減速器的減速比分別為：，，。 3.2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 由以上計(jì)算可得馬達(dá)的輸出功率為，輸出轉(zhuǎn)矩為，已知：軸承傳動(dòng)效率為，齒輪傳動(dòng)效率為，聯(lián)軸器傳動(dòng)效率為。 1)各軸的輸入功率 Ⅰ軸的輸入功率： Ⅱ軸的輸入功率： Ⅲ軸的輸入功率： Ⅳ軸的輸入功率： Ⅴ軸的輸入功率： 2)各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅳ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅴ軸的轉(zhuǎn)矩： 3)各軸的轉(zhuǎn)矩 馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅳ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅴ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 3.3 三級(jí)減速器的齒輪設(shè)計(jì) 3.3.1 高速級(jí)的設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動(dòng)示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級(jí)精度。 3)材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由以下進(jìn)行計(jì)算，即 （3—3） （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由以下公式 （3—4） 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由以下公式 （3—5） 得： （2）計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值，由式（3—3）得： 2）計(jì)算圓周速度V 3)計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由附圖3—3查得動(dòng)載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)；7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由以下公式 （3—6） 得: 7)計(jì)算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： （3—7） （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（3—5）得： 4)計(jì)算載荷系數(shù)K 5)查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7)計(jì)算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)3.52并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取，。 3.3.2 中速級(jí)的設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動(dòng)示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級(jí)精度。 3）材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（3—3）進(jìn)行計(jì)算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由高速級(jí)得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（3—5）得： （2）計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值，由式（3—3）得： 2）計(jì)算圓周速度V 3）計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由附圖3—3查得動(dòng)載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)；7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（3—6）得 7)計(jì)算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 由式（3—7）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式3—5得 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7)計(jì)算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)4.15，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取，。 3.3.3 低速級(jí)的設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動(dòng)示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級(jí)精度。 3)材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（3—3）進(jìn)行計(jì)算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由以上計(jì)算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（3—5）得： （2）計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值由式（3—3.）得： 2）計(jì)算圓周速度V 3）計(jì)算齒寬b 4）計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由附圖3—3查得動(dòng)載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)； 7級(jí)精度小齒輪相對(duì)非對(duì)稱布置時(shí)。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（3—6）得 ： 7）計(jì)算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 由式（3—7）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（3—5）得： 4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7）計(jì)算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)5.68并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=6，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取，。 3.4 三級(jí)減速器的軸的設(shè)計(jì)及校核 3.4.1 Ⅲ軸的設(shè)計(jì) 1. 由以上計(jì)算得： Ⅲ軸的輸入功率為： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知Ⅲ軸上兩齒輪直徑為： 則： 與同向，為圓周力。 與反向，方向均指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按公式 （3—8） 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑,為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相配，故需同時(shí)選取軸承的型號(hào)。 4.軸的設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—2所示 圖3—2裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）初步選定滾動(dòng)軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6315，其尺寸為，故，而。由手冊(cè)上查得6315型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑，兩齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，，兩齒輪相對(duì)面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按與，由附表3—7查得平鍵截面，長(zhǎng)為，。同時(shí)為了齒輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—3所示。 圖3—3 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—4。 圖3—4垂直方向上的力 有： 得： 圖3—5 剪力圖 彎矩： 圖3—6 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—7。 圖3—7 水平方向上的力 有： 得： 圖3—8 剪力圖 彎矩： 圖3—9 彎矩圖 總彎矩： 由以上計(jì)算得知，截面C為危險(xiǎn)截面，將截面C的計(jì)算數(shù)據(jù)列于表3—1中： 表3—1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式 （3—9） 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為： 由于材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。 3.4.2 Ⅱ軸的設(shè)計(jì) 1. 由以上計(jì)算得： Ⅱ軸的輸入功率為： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知Ⅱ軸上兩齒輪直徑為： 則： 與同向，為圓周力。 與反向，方向均指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按式（3—8）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑,為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相配，故需同時(shí)選取軸承的型號(hào)。 4.軸的設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—10所示。 圖3—10裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 1）初步選定滾動(dòng)軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6011，其尺寸為，故，而，。由手冊(cè)上查得6011型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑，兩齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，，兩齒輪相對(duì)面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁左側(cè)之間的距離，距箱體你的內(nèi)壁右側(cè)之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按與，由附表3—7查得平鍵截面，長(zhǎng)為， 。同時(shí)為了齒輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—11所示。 圖3—11 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—12 圖3—12 垂直方向上的力 有： 得： 圖3—13 剪力圖 彎矩： 圖3—14 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—15。 圖3—15 水平方向上的力 有： 得： 圖3—16 剪力圖 彎矩： 圖3—17 彎矩圖 總彎矩： 由以上計(jì)算得知，截面B為危險(xiǎn)截面，將截面B的計(jì)算數(shù)據(jù)列于表3—2中： 表3—2 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)式（3—9）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為： 由于材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。 3.4.3 Ⅰ軸的設(shè)計(jì) 1. 由以上計(jì)算得： Ⅰ軸的輸入功率為： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知上Ⅰ軸上齒輪直徑為： 則： 為圓周力，徑向力方向指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按式（3—8）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 輸入軸的最小直徑顯然是與制動(dòng)器連接處的直徑,取。 4.軸的設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—18所示。 圖3—18裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 1）初步選定滾動(dòng)軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6011，其尺寸為，故，而，。由手冊(cè)上查得6011型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅴ-Ⅵ的直徑，齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，齒輪遠(yuǎn)離箱體面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取，因箱內(nèi)壁距離為，所以，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁右側(cè)之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由附表3—7查得平鍵截面，長(zhǎng)為 。同時(shí)為了齒輪與軸配合良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—19所示。 圖3—19 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—20 圖3—20 垂直方向上的力 有： 得： 圖3—21 剪力圖 彎矩： 圖3—22 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—23。 圖3—23 水平方向上的力 有： 得： 圖3—24 剪力圖 彎矩： 圖3—25 彎矩圖 總彎矩： 由以上計(jì)算得知，截面B為危險(xiǎn)截面，將截面B的計(jì)算數(shù)據(jù)列于表3—3中： 表3—3 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)式（3—9）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為：