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摘 要
掘進(jìn)機(jī)是一種較先進(jìn)的井下掘進(jìn)設(shè)備。行走機(jī)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(dá)和履帶架等部分組成。按照掘進(jìn)機(jī)行走部及行走減速器的工作原理進(jìn)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(xiàn)的查閱，進(jìn)一步研究掘進(jìn)機(jī)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(jī)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(jī)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(jìn)行細(xì)致的設(shè)計，包括行星減速器的選擇、計算、校核。通過研究掘進(jìn)機(jī)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(jìn)機(jī)行走部及行走減速器的要領(lǐng)。
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關(guān)鍵詞：掘進(jìn)機(jī)；行走機(jī)構(gòu)；減速器
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Abstract
Machine is a kind of more advanced tunneling of the equipment. Walking by the crawler, roller, chain wheel, guide wheel, driving wheel, tensioning device, the planetary gear reducer, hydraulic motor and crawler frame parts. According to the machine walking and walking speed reducer of the principle for preliminary design. On this basis, through the analysis of this subject and some related books and literature consult, further study of walking machine design and walking speed reducer design principle. Design should focus lies in the design of the department the crawler walking mechanism of walking and walking speed reducer planetary transmission design. First in this paper, the general structure of the crawler walking mechanism of walking, overall design simple narrative, second gear reducer for detailed design, including the selection of planetary gear reducer, calculation and checking. By studying the walking walking machine and the basic principle of gear reducer, won a large number of relevant design machine walking and walking speed reducer of the point.
Key words：Heading machine; Travel Mechanism; Reducer
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目錄
1緒 論 1
1.1掘進(jìn)機(jī)的國內(nèi)外研究 1
1.1.1 我國的掘進(jìn)機(jī)發(fā)展概述 1
1.1.2 國外掘進(jìn)機(jī)的研究概況 1
1.2 我國煤礦機(jī)械化綜采水平的發(fā)展趨勢 1
1.2.1我國煤礦行業(yè)在“十五”、“十一五”期間的總體發(fā)展概述 1
1.2.2 我國部分?jǐn)嗝鎽冶凼骄蜻M(jìn)機(jī)的發(fā)展趨勢 2
1.3 我國煤礦主力機(jī)型簡介 2
1.4 橫軸掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)特點 3
2行走機(jī)構(gòu)的總體方案設(shè)計 5
2.1 傳動方案的確定 5
2.2 履帶行走裝置的確定 5
2.3履帶行走裝置參數(shù)的確定 6
2.3.1行走機(jī)構(gòu)設(shè)計所需已知參數(shù) 6
2.3.2驅(qū)動輪直徑的計算 7
2.3.3履帶的接地長度計算 7
2.3.4.履帶節(jié)距 7
2.3.5 支重輪直徑和輪距 8
2.3.6 托輪的個數(shù) 8
2.3.7平衡梁的布置 8
2.3.8鏈輪的設(shè)計 8
2.3.9 行走功率計算 9
3 行走機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算 10
3.1 行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動形式的選擇和計算 10
3.1.1 行走機(jī)構(gòu)的原理 10
3.1.2 行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動類型分析 10
3.1.3 行走系統(tǒng)壓力計算 10
3.1.4 行走動力馬達(dá)的計算 11
3.1.5 軸1的輸入轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩的計算 11
3.2行走減速器的設(shè)計 12
3.2.1行走減速器初始設(shè)計參數(shù) 12
3.2.2減速器的基本動力參數(shù)計算 12
3.2.3第一級齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計 13
3.2.4 第二級齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計 17
3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 20
3.3.1 I軸設(shè)計 20
3.3.2 Ⅱ軸的設(shè)計 22
3.3.3 Ⅲ軸的設(shè)計 24
3.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 26
3.4.1 軸承的校核 26
3.5行星輪減速器的設(shè)計 28
3.5.1確定行星輪個數(shù) 28
3.5.2齒數(shù)選擇 29
3.6 行星輪減速器齒輪的設(shè)計 30
3.6.1 強(qiáng)度校核 34
3.7 普通平鍵聯(lián)接的選擇和驗算 36
結(jié) 論 37
致 謝 74
參 考 文 獻(xiàn) 75
附錄A 譯文 76
附錄B 外文文獻(xiàn) 76
1緒 論
懸臂式掘進(jìn)機(jī)是煤礦井下巷道施工的主要掘進(jìn)設(shè)備，根據(jù)截割頭與截割臂的結(jié)構(gòu)形式，掘進(jìn)機(jī)可分為兩類：縱軸式掘進(jìn)機(jī)和橫軸式掘進(jìn)機(jī)?？v軸式掘進(jìn)機(jī)是一種部分?jǐn)嗝嫠淼谰蜻M(jìn)機(jī)，在工作時，它的截割臂可以上下及左右自由擺動，能截割任意斷面形狀的隧道，并且可以前進(jìn)、倒退及轉(zhuǎn)向，截割下來的石碴由裝碴和輸送機(jī)構(gòu)送到機(jī)器尾部，裝到有軌小車或自卸汽車上運送到洞外，縱軸式掘進(jìn)機(jī)主要由截割裝置、截割臂、回轉(zhuǎn)臺及輸送裝置等組成。橫軸式掘進(jìn)機(jī)主要由截割頭、工作臂、裝碴鏟板、回轉(zhuǎn)臺、駕駛室、中間輸送機(jī)、行走機(jī)構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)和噴霧降塵系統(tǒng)等組成，橫軸式掘進(jìn)機(jī)在工作時，其截割臂可以作上下及左右擺動，由于橫軸式掘進(jìn)機(jī)在工作中良好的截割性能、整機(jī)調(diào)運靈活及可截割不同巷道面等優(yōu)點，故在煤礦及隧道等工程中得到了廣泛的應(yīng)用。
1.1掘進(jìn)機(jī)的國內(nèi)外研究
1.1.1 我國的掘進(jìn)機(jī)發(fā)展概述
我國懸臂式掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展是從引進(jìn)奧地利Alpine Equipment Corporation 公司有AM系列掘進(jìn)機(jī)技術(shù)開始的,并于二十世紀(jì)八十年代中期開始批量生產(chǎn),隨后佳木斯煤礦機(jī)械廠也從日本三井公司引進(jìn)了S系列掘進(jìn)機(jī)。當(dāng)時主要的生產(chǎn)廠家有淮南煤礦機(jī)械廠、佳木斯煤礦機(jī)械廠和南京晨光集團(tuán)。內(nèi)蒙古北方重工業(yè)集團(tuán)有限公司（以下簡稱北方重工）于八十年代末期，同唐山煤科院合作并開發(fā)、研制了EBZ—75型半煤巖橫軸式截割頭懸臂式掘進(jìn)機(jī)，而此時的合作是由唐山煤科分院提供設(shè)計資料，由北方重工進(jìn)行生產(chǎn)，當(dāng)時我國的掘進(jìn)機(jī)的生產(chǎn)領(lǐng)域只能說是剛剛起步，對掘進(jìn)機(jī)的理論研究處于空白階段。進(jìn)入二十世紀(jì)九十年代中期，北方重工開始與唐山煤科院進(jìn)行實際意義上的共同開發(fā)、研制、生產(chǎn)掘進(jìn)機(jī)，推選出了EBZ—90型半煤巖橫軸式截割頭懸臂式掘進(jìn)機(jī)。
我國掘進(jìn)機(jī)的研究開發(fā)和應(yīng)用經(jīng)歷了兩個階段：第一階段是由開始封閉式研制階段走向引進(jìn)消化使用和研制階段，這是一個認(rèn)識上的飛躍，它使我國的掘進(jìn)機(jī)使用和研制技術(shù)提高到一定的水平，避免了不少彎路，如 AM-50、S100 機(jī)型的引進(jìn)；第二階段是由國外機(jī)型移植仿制階段向自立開創(chuàng)、系列設(shè)計發(fā)展的突破階段，如 EBJ-120TP、EBH-120、EBZ-160HN 中重型機(jī)型的成功研發(fā)，使我國掘進(jìn)機(jī)研究制造水平和綜采機(jī)械化水平均邁上了新的臺階。由此開始了我國掘進(jìn)機(jī)技術(shù)的自主發(fā)展。目前國內(nèi)煤礦用機(jī)型，中型機(jī)以 AM-50、S100、EBH-120、EBJ-120TP 為代表，其截割功率為 100～120 kW，機(jī)重 25～30 t；重型機(jī)以 EBH132 (截割功率 132 kW、機(jī)重 36 t)、 EBZ-160HN (截割功率 160kW、機(jī)重 50 t ) 為代表，已初步形成系列，基本滿足國內(nèi)市場的需要。到2004年底為止，我國已累計生產(chǎn)、銷售掘進(jìn)機(jī)達(dá)550余臺，主要用于煤礦井下的巷道掘進(jìn)作業(yè)。其中北方重工生產(chǎn)銷售半煤巖橫截割頭懸臂式掘進(jìn)機(jī)的數(shù)量達(dá)140余臺。
由西安科技大學(xué)毛開友教授與俄羅斯圖拉國立大學(xué)及南京晨光機(jī)器廠三方合作，試制出了國內(nèi)第一臺振動式掘進(jìn)機(jī)樣機(jī)，并于1997年十月進(jìn)行地面試驗獲得成功。1998年3月下井進(jìn)行工業(yè)試驗，結(jié)果令人欣喜。煤炭科學(xué)研究總院太原分院和佳木斯煤礦機(jī)械廠聯(lián)合研制的EBJ-160型掘進(jìn)機(jī)是我國獨立研制開發(fā)的重型掘進(jìn)機(jī)，各項性能均達(dá)到國際先進(jìn)水平。
1.1.2 國外掘進(jìn)機(jī)的研究概況
國外掘進(jìn)設(shè)備可分為兩類：一類是歐洲國家普遍使用的懸臂式掘進(jìn)機(jī)，它適應(yīng)范圍廣，但掘進(jìn)、支護(hù)不能平行作業(yè)，掘進(jìn)效率低；另一類是以美國和澳大利亞為代表的連續(xù)采煤機(jī)和掘錨機(jī)組，可實現(xiàn)煤巷的快速掘進(jìn)，掘進(jìn)效率高。隨著掘進(jìn)機(jī)使用范圍的日益增大，對其截割能力的要求也不斷提高。在提高掘進(jìn)機(jī)的截割能力方面，利用振動截割技術(shù)無疑是一種新型而有效的方法，國外學(xué)者對此作了一定的研究。早在五十年代，前蘇聯(lián)就試制了振動沖擊式掘進(jìn)機(jī)的樣機(jī)，試驗結(jié)果表明，利用此方法提高了生產(chǎn)效率及降低比能耗。1990年，俄羅斯圖拉工學(xué)院開始研制慣性沖擊式掘進(jìn)機(jī)，并在一些掘進(jìn)機(jī)上進(jìn)行試驗，結(jié)果證明在提高破巖能力、提高生產(chǎn)效率及降低比能耗的同時機(jī)器運行仍平穩(wěn)。對于截割法，其破碎只能有效地用于f<5～6 的低磨蝕性巖石，但當(dāng)巖石堅硬度大時，截齒磨損嚴(yán)重，壽命短。而沖擊法可應(yīng)用于任意堅硬的巖石，但是，功率大的振動器結(jié)構(gòu)復(fù)雜。因此，采用截割與沖擊相結(jié)合的破碎方法更為有效，生產(chǎn)效率更高。
科羅拉多州礦業(yè)大學(xué)EMI實驗室已經(jīng)開發(fā)出一種刀具，叫做小圓盤切割器，用以改善掘進(jìn)機(jī)和其它挖掘裝置截割頭的硬巖截割能力。在標(biāo)準(zhǔn)橫截割頭上的實驗表明，這種小圓盤切割器不僅可以提高掘進(jìn)機(jī)挖掘硬巖的能力，而且還可以減少截割頭的更換及維修，對提高掘進(jìn)機(jī)硬巖可經(jīng)濟(jì)截割能力大有前途。
高壓水射流助切技術(shù)于20世紀(jì)70年代在美國應(yīng)用到懸臂式掘進(jìn)機(jī)上，作為輔助式切割。它采用高達(dá)200MPa的高壓水射流沖擊煤巖，以達(dá)到切割煤巖的目的。由于技術(shù)原因，這項技術(shù)還在發(fā)展之中，一旦成熟，將極大提高切割煤巖的效率。
1.2 我國煤礦機(jī)械化綜采水平的發(fā)展趨勢
1.2.1我國煤礦行業(yè)在“十五”、“十一五”期間的總體發(fā)展概述
在我國，煤礦非機(jī)械化采煤占60％以上，大中型礦井生產(chǎn)設(shè)備老化，小型礦井生產(chǎn)技術(shù)裝備水平極低，煤礦用人多，效率低。鄉(xiāng)鎮(zhèn)煤礦生產(chǎn)工藝落后，破壞和浪費現(xiàn)象十分嚴(yán)重。
到“十五”末期，煤礦生產(chǎn)技術(shù)和裝備水平進(jìn)一步改善，安全生產(chǎn)可靠性明顯增強(qiáng)。大型煤礦采掘機(jī)械化程度達(dá)到90％以上，中型煤礦達(dá)到60％以上，小型煤礦機(jī)械化、半機(jī)械化開始起步。根據(jù)煤炭行業(yè)“十一五”發(fā)展規(guī)劃的相關(guān)內(nèi)容，“十一五”期間，我國將新建煤礦規(guī)模3億噸左右，其中投產(chǎn)2億噸，結(jié)轉(zhuǎn)“十二五”1億噸。此外，國家將在“十一五”期間，對煤炭行業(yè)的工業(yè)結(jié)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整，大力整合、改造、關(guān)閉小煤礦，同時適度加快大型煤炭基地的建設(shè)，開工一批現(xiàn)代化大型煤礦，置換落后的生產(chǎn)能力，通過新建和老井技術(shù)改造，全國將建成300處高產(chǎn)高效礦井，而高產(chǎn)高效礦井產(chǎn)量將占到全國總產(chǎn)量的50％左右。根據(jù)發(fā)展目標(biāo)，“十一五”期間，煤炭工業(yè)的生產(chǎn)技術(shù)水平明顯提高，其中，大、中型煤礦采煤機(jī)械化程度分別達(dá)到95%和80%以上，小型煤礦機(jī)械化、半機(jī)械化程度達(dá)到30%以上。
根據(jù)我國國民經(jīng)濟(jì)“十五”和“十一五”期間發(fā)展速度為7.5%左右預(yù)測，對電力、冶金、建材、化工、民用生活等消費預(yù)測分析，我國煤炭需求量2007年估計可達(dá)到16億噸，2010年估計可達(dá)到18億噸。根據(jù)上述我國對煤炭消費的預(yù)測，以及國家要求發(fā)展大、中型高產(chǎn)高效煤礦和淘汰落后煤礦的原則，我國已規(guī)劃并著手建設(shè)國有煤礦182處，其中：新建126處，擴(kuò)建56處。若考慮到新建和改擴(kuò)建等因素，則2010年僅高產(chǎn)高效綜采設(shè)備需求將超過200套。
為了能使煤炭生產(chǎn)和建設(shè)適應(yīng)國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展要求，煤炭行業(yè)規(guī)劃發(fā)展目標(biāo)指出，“十一五”期間，煤炭行業(yè)大型煤炭基地建設(shè)要取得重大進(jìn)展，煤炭采掘機(jī)械化程度要有明顯提高。目標(biāo)還指出，“十一五”期間，煤炭行業(yè)現(xiàn)代企業(yè)制度需要進(jìn)一步得到完善，大型煤炭企業(yè)集團(tuán)基本形成，到2010年形成5～6個億噸級生產(chǎn)能力的特大型企業(yè)集團(tuán)，5～6個5000萬噸級生產(chǎn)能力的大型企業(yè)，產(chǎn)量將占到全國煤炭總產(chǎn)量的60%左右。
1.2.2 我國部分?jǐn)嗝鎽冶凼骄蜻M(jìn)機(jī)的發(fā)展趨勢
隨著我國煤炭工業(yè)的發(fā)展完善,近年來煤巷、半煤巖掘進(jìn)機(jī)產(chǎn)品出現(xiàn)多年來少有的熱度，也就是人們常說的供需兩旺的局面，這也極大的刺激了煤巷、半煤巖掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展。同時，隨著掘進(jìn)機(jī)市場的不斷升溫，國內(nèi)一些企業(yè)也紛紛加入到掘進(jìn)機(jī)的研究與制造行業(yè)里，如湖南三一重裝集團(tuán)。國外進(jìn)口的一些性能先進(jìn)的掘進(jìn)機(jī)的引進(jìn)，也進(jìn)一步加快了掘進(jìn)機(jī)的發(fā)展及整體水平的提高。
目前國內(nèi)研制的煤巷掘進(jìn)機(jī)和半煤巖掘進(jìn)機(jī)向著全液壓驅(qū)動的方向發(fā)展的趨勢非常明顯，這主要是由于越來越多的國外著名液壓元件制造企業(yè)紛紛進(jìn)入到中國市場，，同時，國內(nèi)液壓元件生產(chǎn)企業(yè)生產(chǎn)的液壓元件質(zhì)量越來越好所導(dǎo)致的必然結(jié)果。這樣一來。使得掘進(jìn)機(jī)的設(shè)計及控制變得簡單的實用，由于機(jī)械傳動的減少使得維護(hù)和檢修變得簡便。同樣，電器元件性能可靠性的提高也使得控制變得簡單實用。
1.3 我國煤礦主力機(jī)型簡介
我國綜采機(jī)械的發(fā)展經(jīng)歷了從引起外國整機(jī)到消化吸收并自主研發(fā)之路。在這個過程中，我國的掘進(jìn)機(jī)經(jīng)歷了從單一機(jī)型到多種機(jī)型、從輕型機(jī)到重型機(jī)的發(fā)展歷程。如表一所示，目前我國煤礦廣泛使用的主要機(jī)型有以下幾種。
1）AM50、S—100型掘進(jìn)機(jī)
AM50、S—100型懸臂式掘進(jìn)機(jī)是20世紀(jì)80年代我國以技貿(mào)合作方式引進(jìn)生產(chǎn)的中硬煤層巷道掘進(jìn)機(jī)。設(shè)備集切割、裝運和行走為一體，采用了多種新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)，具備切割夾矸的能力，截割功率均為100kw，截割斷面積8～18，機(jī)重約20t，AM50、S—100型掘進(jìn)機(jī)為縱向切割頭，切割面積較小，但單刀切割力較大，能切割較硬的巖石，適應(yīng)多種地質(zhì)條件。這2種機(jī)型都有體積小、質(zhì)量輕，安裝移動靈活等特點。其配套設(shè)備為QZP—160型轉(zhuǎn)載機(jī)、SSJ—600型可伸縮帶式輸送機(jī)，實現(xiàn)國產(chǎn)化后已在全國累計推廣200多臺。AM50、S—100型掘進(jìn)機(jī)均為國外上世紀(jì)70年代的產(chǎn)品，設(shè)備功率小，機(jī)身輕、破巖能力低及電控裝備可靠性差，僅適合條件較好的煤或半煤巖巷道中使用。
2）縱軸型半煤巖巷道掘進(jìn)機(jī)
EBJ—160型半煤巖巷道掘進(jìn)機(jī)是國家“八五”科技攻關(guān)重點項目產(chǎn)品。該機(jī)采用多種先進(jìn)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，整體布置合理，工作可靠，具有生產(chǎn)能力大，切割硬度高，調(diào)動速度快、工作穩(wěn)定性好、截齒消耗低等特點，其整機(jī)綜合指標(biāo)達(dá)到90年代先進(jìn)水平。EBJ—160型重型掘進(jìn)機(jī)不但適用于煤和半煤巖綜采工作面巷道掘進(jìn)，也適用于類似條件下的工程隧道掘進(jìn)。目前該機(jī)已經(jīng)批量生產(chǎn)，并出口俄羅斯，同時也在河南、四川等鐵路隧道工程上推廣使用。
3）橫軸掘進(jìn)機(jī)
針對AM50，S—100型掘進(jìn)機(jī)在使用中暴露出的截割能力小，穩(wěn)定性和工作可靠性較差等問題，我國自行研制開發(fā)了EBH—132，EBH—120TP型掘進(jìn)機(jī)。
這些新產(chǎn)品具有以下技術(shù)特點：①機(jī)身矮、重心低、結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性高、操作簡單、維護(hù)方便，適合于中等斷面巷道掘進(jìn)；②采用小直徑截割頭，單刀切割力大，截齒布置合理，破巖過斷能力強(qiáng)，切割振動小，工作穩(wěn)定性好；③液壓、電氣系統(tǒng)功能先進(jìn)，可靠性好。目前EBH—132型掘進(jìn)機(jī)已推廣應(yīng)用20多臺，EBH—120TP型掘進(jìn)機(jī)已應(yīng)用30多臺，使用效果良好。
1.4 橫軸掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)特點
行走機(jī)構(gòu)是掘進(jìn)機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，也是整體連接支承的基礎(chǔ)，用于驅(qū)動懸臂式掘進(jìn)機(jī)前進(jìn)、后退和轉(zhuǎn)彎，并能在掘進(jìn)作業(yè)時使機(jī)器向前推進(jìn)。EBH-132型掘進(jìn)機(jī)的兩條履帶分別由A2F160W2P2液壓馬達(dá)驅(qū)動，它由左右減速器、左右漲緊裝置、左右履帶架、驅(qū)動輪、后支承及導(dǎo)軌組成。行走機(jī)構(gòu)傳動系統(tǒng)如圖1-1所示。
圖 1-1 行走機(jī)構(gòu)傳動系統(tǒng)圖
Fig.1-1 Walking mechanism transmission system diagram
左右張緊裝置由伸縮頭、柱塞、導(dǎo)向輪、軸、軸套和浮動密封等組成，他是履帶的漲緊裝置。伸縮頭有空腔，空腔內(nèi)裝有一個柱塞。柱塞頂于履帶架固定板上，伸縮頭裝在可活動的履帶架導(dǎo)向槽內(nèi)。當(dāng)空腔內(nèi)注入潤滑脂時伸縮頭在壓力作用下伸出，在其后裝上張緊墊鐵，以張緊履帶鏈，如圖1-2所示。左右履帶架包括機(jī)架和履帶機(jī)架體，履帶由履帶板、軸和銷構(gòu)成。
圖 1-2 履帶張緊裝置
Fig.1-2 The crawler tension device
2行走機(jī)構(gòu)的總體方案設(shè)計
2.1 傳動方案的確定
（1）帶傳動：帶傳動為摩擦傳動，傳動平穩(wěn)，，能緩沖吸振，噪聲小，但傳動比不準(zhǔn)，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動形式大。
（2）鏈傳動靠鏈齒嚙合工作，平均傳動比恒定，并能適應(yīng)惡劣的工作條件。
綜上選用鏈傳動方式。
2.2 履帶行走裝置的確定
現(xiàn)代懸臂式掘進(jìn)機(jī)均采用履帶式行走機(jī)構(gòu)。用來實現(xiàn)機(jī)器的調(diào)動，牽引轉(zhuǎn)載機(jī)，并在懸臂不可伸縮式機(jī)型中提供掏槽時所需要的推進(jìn)力。此外，機(jī)器的重量和掘進(jìn)作業(yè)中產(chǎn)生的截割反力也通過該機(jī)構(gòu)傳遞到地板上。
履帶式行走機(jī)構(gòu)的設(shè)計要求：
1）具有良好的爬坡性能和靈活的轉(zhuǎn)向性能。
2）履帶應(yīng)具有較小的接近角和離去角，以減小運行阻力。
3）應(yīng)合理確定機(jī)器的重心位置，以避免履帶出現(xiàn)零比壓。
4）履帶有可靠的制動裝置，以保證機(jī)器在最大坡度上工作不會下滑。
5）履帶的接地比壓小，因而驅(qū)動功率大，以各種適應(yīng)惡劣的地板工況。
6）履帶車的尺寸高度要小，以利于降低機(jī)器的高度和重心。
7）兩條履帶應(yīng)分別驅(qū)動，其動力可選用液壓馬達(dá)和電動機(jī)。由于液壓馬達(dá)對井下泥水等惡劣工況有良好的適應(yīng)性，便于調(diào)節(jié)行走速度，易于實現(xiàn)過載保護(hù)，無須防爆，因而獲得了較廣泛的應(yīng)用。
液壓馬達(dá)驅(qū)動有高速和低速兩種方案，高速方案是用高速馬達(dá)（軸向柱塞馬達(dá)）通過減速器驅(qū)動鏈輪，其馬達(dá)和制動裝置體積較小，便于結(jié)構(gòu)布置，但傳達(dá)路線長，效率低；低速方案是采用內(nèi)曲線低速大扭矩馬達(dá)直接驅(qū)動鏈輪，傳動簡單，但馬達(dá)和制動裝置體積較大，結(jié)構(gòu)布置困難，穩(wěn)定性較差。兩者相比，高速方案應(yīng)用較多。
基本結(jié)構(gòu)由履帶，驅(qū)動機(jī)構(gòu)，支重輪，張緊緩沖裝置及履帶架等構(gòu)成。
履帶由履板和銷子組成與地面接觸的帶式部件。分整式和組合式兩種。整體式履帶由整體履板和連接銷組成，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。組合式履帶有履軌，履板，銷子，襯套組成。履軌和履板用螺栓連接，可根據(jù)需要更換不同的履板，適用范圍廣，故被廣泛使用，故選用組合式。
組合式履帶又可分為干密封履帶和潤滑密封履帶兩種，干式密封履帶的履帶銷為實心，與銷套之間呈干摩擦。潤滑密封履帶銷的中心有一個作為儲油室的盲孔，盲孔兩側(cè)開有徑向小孔，履帶銷與銷套之間的間隙充滿潤滑脂，兩斷設(shè)有密封元件，以防泥沙進(jìn)入。油室中的潤滑脂可不斷補(bǔ)充到這個間隙中，并形成油膜，以免干摩擦，從而延長使用壽命，故選用潤滑密封式履帶。
驅(qū)動機(jī)構(gòu) 由電動機(jī)（或液壓馬達(dá)，風(fēng)馬達(dá)）傳動齒輪箱和驅(qū)動輪等構(gòu)成。電動機(jī)與傳動齒輪箱的輸入軸連接，傳動齒輪箱的出軸端裝驅(qū)動輪與履帶嚙合。液壓馬達(dá)（或風(fēng)馬達(dá)）驅(qū)動有高，中，低速之分。低速大扭矩液壓馬達(dá)（或風(fēng)馬達(dá)）一般可不用傳動齒輪箱而直接帶動驅(qū)動輪傳動，且可實現(xiàn)無級調(diào)速。交流電動機(jī)驅(qū)動的結(jié)構(gòu)，一般僅有一種速度，交—直流驅(qū)動和電液的驅(qū)動機(jī)構(gòu)有多種速度或無級調(diào)速。驅(qū)動輪要求嚙合平穩(wěn)，可分為節(jié)銷式與節(jié)齒式兩種。節(jié)銷式：輪齒與履帶節(jié)銷嚙合，結(jié)構(gòu)簡單，適用于裝載機(jī)械。節(jié)齒式：輪齒與履帶節(jié)齒嚙合，適用于低速重載情況。
根據(jù)工作條件選用液壓馬達(dá)作為驅(qū)動機(jī)構(gòu)，驅(qū)動輪選用節(jié)齒式。
驅(qū)動機(jī)構(gòu)的傳動齒輪箱的傳動是通過減速器來實現(xiàn)的。第一級為圓柱齒輪減速，第二，三級為行星齒輪減速。
支重輪：履帶與履帶架之間的載荷傳遞件。支重輪的輪軸固定在履帶架上，要求耐磨且密封性好。軸承多采用兩側(cè)密封的滑動軸承。
張緊緩沖裝置：用來保持履帶在一定的張力范圍內(nèi)工作，防止履帶脫軌，由張緊，緩沖裝置和從動輪等組成。張緊可采用螺桿張緊，液壓缸張緊或注潤滑脂油缸張緊等方式。緩沖裝置可采用彈簧或蓄能器等方式。選用螺桿張緊裝置，緩沖裝置采用彈簧方式。
履帶架：履帶行走機(jī)構(gòu)安裝的基體。驅(qū)動機(jī)構(gòu)張緊緩沖裝置，支重輪和履帶都安裝在履帶架上。履帶架應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛性，一般由槽鋼或鋼板焊接而成，也有用鑄鋼。
2.3履帶行走裝置參數(shù)的確定
2.3.1行走機(jī)構(gòu)設(shè)計所需已知參數(shù)
機(jī)重 t=43t；
履帶板寬 b=480 mm；
可截割硬度：≤70 MPa;
適用巷道斷面：20 m2；
接地比壓：≤0.14 MPa；
臥底深度：≥250 mm；
爬坡能力：≤± 15°；
最小轉(zhuǎn)彎半徑：≥7 m；
離地最小間隙：≥150 mm；
行走速度：≥5 m/min，調(diào)運速度：≥8 m/min。
2.3.2驅(qū)動輪直徑的計算
履帶掘進(jìn)機(jī)采用后輪驅(qū)動形式，若以為掘進(jìn)機(jī)的使用重量，則驅(qū)動輪直徑的經(jīng)驗公式為[2]：
（2—1）式中m為實際重量43kg
為驅(qū)動輪的直徑 mm
由式（2—1）得
選驅(qū)動輪直徑為。
2.3.3履帶的接地長度計算
接地比壓 （2—2）
由式（2—2）得:
=
式中： 機(jī)器總重量 N
履帶接地板長度 m
履帶板寬 m
履帶平均接地比壓 MPa
2.3.4.履帶節(jié)距
選取履帶板的節(jié)距
選取履帶板的節(jié)距=120mm，整體式履帶板基本尺寸應(yīng)符合下表（2—3）的規(guī)定。
表（2—3）
Tab.2—3
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
2.3.5 支重輪直徑和輪距
支重輪的個數(shù)，有多個支點式和少支點式之分。當(dāng)掘進(jìn)機(jī)主要在松軟路面上工作時，采用多支點式，履帶在各支重輪之間不彎曲，使支重輪下面的履帶，和支重輪之間的履帶，其接地比壓相差不多，使其壓力趨于均勻分布，減小滾動阻力 。但支重輪與履帶板之間的阻力增大。采用多支點式時，可按下列經(jīng)驗公式計算支重輪直徑Db和輪距l(xiāng)b；
2.3.6 托輪的個數(shù)
托輪是用以限制上履帶板的下垂量和跳動量的。當(dāng)軸距L大于2m時，每側(cè)裝有兩個托輪；當(dāng)軸距L小于2m時，每側(cè)可裝一個托輪，并布置在靠近驅(qū)動輪處，使履帶板在運行時便于脫離嚙合。L=1740mm，所以取1個。
2.3.7平衡梁的布置
平衡梁的位置，主要應(yīng)考慮，使機(jī)體重量合理地分配到擺動軸和平衡梁的支座上。初選平衡梁的位置時，一般可取離驅(qū)動輪軸約大于0.7L的地方為宜。
2.3.8鏈輪的設(shè)計
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)動加上就會影響到接地角和離去角，假設(shè)鏈輪有9個齒。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：
2.3.9 行走功率計算
行走機(jī)構(gòu)使用履帶式支撐結(jié)構(gòu)，具體參數(shù)選用EBH132型掘進(jìn)機(jī)的行走部；由于機(jī)重由略微的改變所以要對所選參數(shù)進(jìn)行驗算，計算功率是否滿足要求。
工作阻力計算
a. 行走阻力R
當(dāng)水平行走時，＝0
R=Gf
當(dāng)爬坡時， ＝0
R0= Gfcos+ Gfsin… (2-1)
式中 ——坡角；本文取15o
F——滾動阻力系數(shù)，煤低板取f＝0.08～0.1，碎石路面為0.06～0.07
本文 f＝0.1
G——機(jī)器自重 ；
b. 轉(zhuǎn)向阻力
當(dāng)掘進(jìn)機(jī)載水平或坡度巷道上轉(zhuǎn)向時，它的懸臂位于機(jī)器中間位置，倆履帶的載荷和是相同的，這時倆履帶同時驅(qū)動，一履帶前進(jìn)，另一履帶后退，轉(zhuǎn)向阻力矩Mr將在倆履帶上形成同樣大小的牽引力Fr，即
式中 G1—單邊履帶行走機(jī)構(gòu)承受的掘進(jìn)機(jī)重量，G1=G/2=210.7kN；
L—單邊履帶行走機(jī)構(gòu)接地長度，L=3100mm；
B—兩條履帶的中心距，B=1740mm；
e---掘進(jìn)機(jī)重心與履帶行走機(jī)構(gòu)的接地形心的縱向偏心，e=590；
μ--轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，μ=0.6~0.98.
綜合外阻力值，在水平轉(zhuǎn)向和爬坡轉(zhuǎn)向時各不相同。
水平轉(zhuǎn)向時；
爬坡轉(zhuǎn)向時。
得 =210KN,
綜上所述，單側(cè)履帶行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動裝置所需最小功率為32kW。
3 行走機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算
3.1 行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動形式的選擇和計算
3.1.1 行走機(jī)構(gòu)的原理
橫軸式掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)的工作原理是液壓馬達(dá)依靠液壓泵送來的高壓油旋轉(zhuǎn)，液壓馬達(dá)通過與其聯(lián)接的減速器構(gòu)減速得到低轉(zhuǎn)速大扭矩，液壓馬達(dá)、減速機(jī)構(gòu)和鏈輪做成一個整體，驅(qū)動輪，液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)動帶動驅(qū)動輪（鏈輪）旋轉(zhuǎn)，鏈輪的輪齒和履帶的鏈軌銷咬合，從而實現(xiàn)掘進(jìn)機(jī)在履帶上爬行。
3.1.2 行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動類型分析
對于掘進(jìn)機(jī)來說，行走機(jī)構(gòu)是一個非常重要的部件，通常采用履帶形式，它擔(dān)負(fù)著掘進(jìn)機(jī)的切割臂在無伸縮的情況下鉆進(jìn)截割的進(jìn)給運動，以及整機(jī)的前進(jìn)、后退、轉(zhuǎn)彎等各種運動，它的性能、結(jié)構(gòu)的可靠性將影響整機(jī)的工作性能，所以掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)驅(qū)動形式的合理選擇對于行走性能至關(guān)重要。２行走機(jī)拘驅(qū)動形式分析綜合國內(nèi)外掘進(jìn)機(jī)履帶式行走機(jī)構(gòu)來看，其驅(qū)動形式可分為液壓驅(qū)動和電驅(qū)動兩大類。目前，液壓驅(qū)動應(yīng)用非常普遍，新型掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)大都采用液壓驅(qū)動。２．１液壓驅(qū)動。液壓驅(qū)動行走機(jī)構(gòu)的特點是：統(tǒng)一了動力源，液壓馬達(dá)體積小，驅(qū)動機(jī)構(gòu)便于合理布置，適合于行走部的頻繁啟動。目前，掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)液壓驅(qū)動形式通常又分為中、高速馬達(dá)帶減速器驅(qū)動和低速液壓馬達(dá)直接驅(qū)動三種形式。
3.1.3 行走系統(tǒng)壓力計算
減速器所需要的最大扭距
式中：—單邊履帶的牽引力 kN ；
驅(qū)動輪直徑 m ；
3.1.4 行走動力馬達(dá)的計算
行走速度v=
得：
初取減速器減速比
則馬達(dá)輸入轉(zhuǎn)矩為
馬達(dá)輸出軸速為
3.1.5 軸1的輸入轉(zhuǎn)速和輸入轉(zhuǎn)矩的計算
由、查得柱塞馬達(dá)產(chǎn)品配類
選定NHM11-700Ⅰ 型斜軸式柱塞馬達(dá)產(chǎn)品。
表3—1是NHM11-700Ⅰ型柱塞馬達(dá)的技術(shù)參數(shù)表。
表3—1
Tab.Piston motor technical parameter table
額定
壓力MPa
最高
壓力
MPa
額定
轉(zhuǎn)矩
最高
轉(zhuǎn)矩
額定
轉(zhuǎn)速
最高
轉(zhuǎn)速
排量
功率
kW
質(zhì)量
kg
21
32
330
894
620
750
700
50
94
則馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速
則減速器的減速比
則馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)矩
即減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速
輸入軸轉(zhuǎn)矩
3.2行走減速器的設(shè)計
3.2.1行走減速器初始設(shè)計參數(shù)
本次設(shè)計主要設(shè)計掘進(jìn)機(jī)的行走部分。
主要初始設(shè)計參數(shù)：
液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩 227.7
液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速 574.3r/min
總傳動比 i=160
使用壽命
3.2.2減速器的基本動力參數(shù)計算
1）分配各級傳動比：
=2 =4.2 =3 =6.3
2）計算動力參數(shù)
輸入功率
=·/9550 KW=13.70 KW
3）計算各軸轉(zhuǎn)速
I軸 ==574.33 r/min
II軸 =/=574.33/2=287.17 r/min
III軸 =/=287.165/4.2=68.37 r/min
IV軸 =/=68,37/3=22.79 r/min
V軸 =/=22.79/6.3=3.6 r/min
4）計算各軸輸入功率
P1=Pd=13.70 KW
P2=P1··=13.70×0.99×0.99=13.42 KW
P3=P2··=13.42×0.99×0.99=13.15 KW
P4=P3·=13.15×0.99=13.02 KW
P5=P4··=13.02×0.99×0.99=12.76 KW
5）計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩
T1=9550P1/=9550×13.70/574.33=227.80 N·m
T2=9550P2/=9550×13.42/287.17=446.29 N·m
T3=9550P3/=9550×13.15/68.37=1836.81 N·m
T4=9550P4/=9550×13.02/22.79=5455.95 N·m
T5=9550P5/=9550×12.76/3.6/3=11283.15 N·m
（6）傳動裝置輸出總效率
=Pw/Pd
Pw=Tw·/9550=33849.44×3.6/9550=12.76 KW
則 =12.76/13.70=0.93
3.2.3第一級齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計
1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
傳動方案如下圖所示：
圖3-1 第一級齒輪傳動方案圖
Fig.The first level gear transmission scheme
選用7級齒輪精度
選擇齒輪材料
查表得選擇小齒輪材料為20CrNi4，硬度為350HBS；大齒輪材料為20CrMnTi，硬度為300HBS，硬度差為50HBS
選齒輪齒數(shù)
選小齒輪齒數(shù)為=24;大齒輪齒數(shù)=·=48
2） 按齒面強(qiáng)度設(shè)計
由公式≥2.32
試選載荷系數(shù)kt=1.3
小齒輪傳銻的轉(zhuǎn)矩 T1=2.278× N·mm
由表選取齒寬系數(shù)=1
由表查得材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa
按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
=1500Mpa;=1500Pa
由式N=60njLh得
N1=60×574.33×1×(2×8×300×15)=2.481×
N2=N1/2=1.241×
查得接觸疲勞壽命系數(shù)
=0.95×=1
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
==0.90×1500=1350 MPa
==0.92×1500=1380 Mpa
3） 計算
試算小齒輪分度圓直徑 ，代入中較小的值
≥2.32× mm=47.7 mm
計算圓周速度v
V= m/s =m/s =1.434 m/s
計算齒寬b
b==47.7 mm
計算齒寬與齒高之比
模數(shù) == mm=1.9875 mm
齒高 h=2.25=2.25×1.9875 mm=4.472 mm
b/h=47.7/4.472=10.67
計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=1.434m/s，七級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.08
由表10-2查得使用系數(shù)=1.75
又小齒輪相對支承非對稱布置，則
=1.12+0.18×(1+0.6)+0.23×b
代入數(shù)據(jù)算得=1.419
由b/h=10.67 =1.419 查得=1.35 ; 故載荷系數(shù)
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
計算模數(shù)
mm
4） 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式為
確定公式內(nèi)各計算值
查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
；
查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
；
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ,則
計算載荷系數(shù)K
查得
；
查得
；
計算大小齒輪的 并加以比較
小齒輪數(shù)值大
設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算得到的模數(shù)m=2.54，圓整標(biāo)準(zhǔn)值為m=3按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取
大齒輪齒數(shù)
5）幾何尺寸計算
①計算分度圓直徑
②計算中心距
③計算齒寬
取mm mm
6）驗算
合適
3.2.4 第二級齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計
1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
傳動方案如下圖所示：
圖3-2 第二級齒輪傳動方案圖
Fig.The second gear transmission scheme
選用7級齒輪精度
選擇齒輪材料
查表得選擇小齒輪材料為20CrNi4，硬度為350HBS；大齒輪材料為20CrMnTi，硬度為300HBS，硬度差為50HBS
選擇齒輪齒數(shù)
選小齒輪齒數(shù)為=24;大齒輪齒數(shù)=·=100.8，取=101
2）按齒面強(qiáng)度設(shè)計
由公式 ≥2.32
試選載荷系數(shù)kt=1.3
小齒輪傳銻的轉(zhuǎn)矩 T1=4.46× N·mm
由表選取齒寬系數(shù)=1
由表查得材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa
按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=1500Mpa;=1500MPa
由式N=60njLh得
N1=60×574.33×1×(2×8×300×15)=1.24×
N2=N1/4.2=2.95×
查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.88;=0.92
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
==0.90×1500=1320 MPa
==0.92×1500=1380 Mpa
3）計算
試算小齒輪分度圓直徑 ，代入中較小的值
≥2.32× mm=56.376mm
計算圓周速度v
V= m/s =m/s =0.847 m/s
計算齒寬b
b==56.376 mm
計算齒寬與齒高之比
模數(shù) == mm=2.349 mm
齒高 h=2.25=2.25×2.349 mm=5.285 mm
b/h=56.376/5.285=10.67
計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.847m/s，七級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1
由表10-2查得使用系數(shù)=1.25
又小齒輪相對支承非對稱布置，則
=1.12+0.18×(1+0.6)+0.23×b
代入數(shù)據(jù)算得=1.421
由b/h=10.67 =1.421 查得=1.35 ; 故載荷系數(shù)：
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
計算模數(shù)
mm
4）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計
彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式為
確定公式內(nèi)各計算值
查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ；
查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ,則
計算載荷系數(shù)K
查得 ；
查得 ；
計算大小齒輪的 并加以比較
小齒輪數(shù)值大
設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算得到的模數(shù)m=2.805，圓整標(biāo)準(zhǔn)值為m=3按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取
大齒輪齒數(shù) 取
5）幾何尺寸計算
計算分度圓直徑
計算中心距
計算齒寬
取mm mm
④驗算
合適
3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
3.3.1 I軸設(shè)計
1） 求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
2） 求作用在齒輪上的力
因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為
而
3） 軸的受力圖如下：
圖3-3 I軸的受力圖
Fig.3-3 Axis of trying to
4） 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40Cr， 查得，于是
取
5） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
①軸上零件的裝配方案如下：
圖3-4 I軸上零件裝配圖
Fig.3-4Shaft parts assembly drawing
②根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度
由于輸入的最小直徑顯然是安裝制動器處軸的直徑，現(xiàn)選該處軸長度為80 mm，軸徑=35 mm，為滿足制動器的軸向定位要求，12軸段右端需制出一軸肩，由于軸肩高度，故取23段直徑
初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，選取軸承為6008，其尺寸為d×D×B=40mm×70mm×15mm,又由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6009，其尺寸為，故 ；而
右端滾動軸承采用軸肩定位，由手冊上查得6009型軸承的定位軸肩高度，故取
取安裝齒輪出的軸段34的直徑
取軸承端蓋的總寬度為20 mm ，端蓋的外端面與制動器右端面間的距離l=30 mm ，故取
取齒輪距箱體內(nèi)壁之距a=16 mm ，齒輪3的寬度為L=66 mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁之距s=8 mm ，已知深溝球軸承寬度為B =16mm ，則
求軸上載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定軸承的支點位置時，查手冊得a=16 mm，作為簡支粱的軸的支承跨距AB+BC=60+142=202 mm
計算結(jié)果如下：
載荷 水平面H 垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度
前面已經(jīng)選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查得，故<
故安全。
3.3.2 Ⅱ軸的設(shè)計
1） 求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
2） 求作用在齒輪上的力
因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為
而
3） 軸的受力圖如下：
圖3-5 I軸的受力圖
Fig.3-5Axis of trying to
4） 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼， 查得，于是
取
5） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸上零件的裝配方案如下：
圖3-6 Ⅱ軸上零件裝配圖
Fig.3-6Shaft parts assembly drawing
根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度
初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6008，其尺寸為，故 ；而
右端滾動軸承采用軸肩定位，由手冊上查得6008型軸承的定位軸肩高度，故取,
取安裝齒輪的軸段34的直徑,,
取
已知深溝球軸承寬度為B =15mm ，則
（6）求軸上載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定軸承的支點位置時，查手冊得a=15 mm，作為簡支粱的軸的支承跨距為220mm
計算結(jié)果如下：
載荷 水平面H 垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
（7） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度
前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得，故<
故安全。
3.3.3 Ⅲ軸的設(shè)計
1）. 由以上計算得：
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《機(jī)械設(shè)計》式15—2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)《機(jī)械設(shè)計》表15—3，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，故需同時選取軸承的型號。
3.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》式15—5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力為：
由《機(jī)械設(shè)計》表15—1查得，材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力 ，因此 ，故安全。
3.4.1 軸承的校核
1）Ⅰ軸上軸承的校核
由以上計算可知，Ⅰ軸上右側(cè)軸承受力較大，所以只需校核右側(cè)的軸承。軸承6011的主要參數(shù)：
軸承的額定載荷： ，
支反力：
載荷系數(shù)：
溫度系數(shù):
軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速：
則：
所以，該對軸承的壽命均滿足。
2）Ⅱ軸上軸承的校核
由以上計算可知，Ⅱ軸上左側(cè)軸承受力較大，所以只需校核左側(cè)的軸承。軸承6011的主要參數(shù)：
軸承的額定載荷： ，
支反力：
載荷系數(shù)：
溫度系數(shù):
軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速：
則：
所以，該對軸承的壽命均滿足。
3）Ⅲ軸上軸承的校核
由以上計算可知，Ⅲ軸上右側(cè)軸承受力較大，所以只需校核右側(cè)的軸承。軸承6315的主要參數(shù)：
軸承的額定載荷： ，
支反力：
載荷系數(shù)：
溫度系數(shù):
軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速：
則：
所以，該對軸承的壽命均滿足。
4） Ⅳ軸上軸承的校核
由以上計算可知，Ⅳ軸上右側(cè)軸承受力較大，所以只需校核右側(cè)的軸承。軸承6024的主要參數(shù)：
軸承的額定載荷： ，
支反力：
載荷系數(shù)：
溫度系數(shù):
軸承內(nèi)外圈相對轉(zhuǎn)速：
則：
所以，該對軸承的壽命
3.5行星輪減速器的設(shè)計
3.5.1確定行星輪個數(shù)
為保證各行星齒輪上載荷分配均勻性，以獲得緊湊減速器結(jié)構(gòu)，選
3.5.2齒數(shù)選擇
為避免齒輪產(chǎn)生根切，要求 ，初步選取太陽輪齒數(shù) ，根據(jù)傳動比條件得：
內(nèi)齒圈齒數(shù)：
取 。
行星輪齒數(shù)：
按照同心條件、裝配條件和鄰接條件校核所選取齒數(shù)的正確性：
1）同心條件
2）裝配條件：
3）鄰接條件：
由以上計算可知，所有條件均滿足。根據(jù)最后確定的各齒輪齒數(shù)，準(zhǔn)確計算行星輪減速器實際傳動比 ，與初選近似相等，滿足。
3.6 行星輪減速器齒輪的設(shè)計
1）.材料選擇
太陽輪和行星輪選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度 ，內(nèi)齒圈選用40Cr，調(diào)質(zhì) 。
2）齒數(shù)比
3）接觸疲勞強(qiáng)度極限
經(jīng)查手冊得：
4）.安全系數(shù)
5）.應(yīng)力循環(huán)系數(shù)
當(dāng)內(nèi)齒輪3固定時，
所以，
6）.接觸壽命系數(shù)
由手冊得：
太陽輪：
行星輪：
內(nèi)齒圈：
7）.接觸疲勞許用應(yīng)力的計算
表面硬化系數(shù)：
尺寸系數(shù)：
8）.轉(zhuǎn)矩的計算
式中：
9）.齒寬系數(shù)
取 ，則
10）.載荷系數(shù)：
材料彈性模量系數(shù)：
動載荷系數(shù)：
載荷分配系數(shù)：
載荷分布系數(shù)：
載荷系數(shù)：
11）.試算太陽輪直徑：
太陽輪齒寬：
行星架的圓周速度：
12）.按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：
模數(shù)： ，取
13）.齒輪的主要尺寸計算
標(biāo)準(zhǔn)中心距：
齒輪分度圓直徑：
齒輪寬度：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
3.6.1 強(qiáng)度校核
齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核
1）節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
2）重合度：
4）齒面疲勞強(qiáng)度的計算：
故安全。
3.6.2 彎曲疲勞強(qiáng)度校核
1）彎曲疲勞極限應(yīng)力：
2）安全系數(shù)：
3）彎曲疲勞壽命系數(shù)： ， ，
4）應(yīng)力校正系數(shù)： ， ，
5）尺寸系數(shù)：
6）彎曲疲勞許用應(yīng)力：
7）動載荷系數(shù)：
8）載荷分配系數(shù)：
9）載荷分布系數(shù)：
10）載荷系數(shù)：
11）齒形系數(shù)： ， ，
12）重合度系數(shù)：
13）彎曲疲勞強(qiáng)度的校核
3.7 普通平鍵聯(lián)接的選擇和驗算
3.7.1軸1上齒輪1鍵的選擇
? 選擇圓頭普通平鍵（A型）b=10mm，h=8，L=56mm：鍵10×56 GB1096-79
3.7.2 軸2上齒輪2鍵的選擇
? 選擇圓頭普通平鍵（A型）b=14mm，h=9，L=50mm：鍵14×50 GB1096-79
3.7.3 軸3上齒輪4鍵的選擇與驗算
選擇圓頭普通平鍵（A型）b=20mm，h=12，L=80mm：鍵 20×80GB1096-79型，其參數(shù)為
k=h-t=12-7.5=4.5mm， 。
d=68mm。齒輪材料為45鋼，載荷平穩(wěn)，靜聯(lián)接。
查得
=117.5Nmm2
? 因 ，故安全。
3.7.4 軸5上齒輪7鍵的選擇與驗算
選擇平頭普通平鍵（B型）b=28mm，h=16，L=125mm：鍵 28×125GB1096-79型，其參數(shù)為
k=h-t=16-10=6mm，
d=104mm。齒輪材料為45鋼，載荷平穩(wěn)，靜聯(lián)接，
查得
=131.4Nmm2
? 因 ，故安全。
結(jié) 論
由于經(jīng)驗不足，而且本次設(shè)計不是以精度還原為目標(biāo)，因此設(shè)計得到的設(shè)計結(jié)果和原來的實體有比較大的誤差。但是實際上還是可以達(dá)到更高的精度的。
減速器可以說是機(jī)械行業(yè)產(chǎn)品競爭的一個重要籌碼，而采用新手段、新工藝、新機(jī)構(gòu)來開發(fā)減速器，比如采用行星齒輪減速器能充分滿足減輕機(jī)器重量和縮小外形尺寸方面的要求，而且在刀具變鈍程度相同時的情況下，可大大增大輪齒工作表面的硬度，從而大大提高嚙合的承載能力。另外，將普通傳動改為行星傳動可保證使重量減低1/3到4/5。當(dāng)普通傳動的輪齒尺寸較大時，若改用行星傳動則可能利用普通傳動不宜或不可能采用的措施提高嚙合承載能力，同時重量降低的更多。
因此本次設(shè)計采用行星齒輪傳動符合掘進(jìn)機(jī)行走機(jī)構(gòu)減速器的要求。
致謝
這次畢業(yè)設(shè)計得到了很多老師、同學(xué)的幫助，其中我的導(dǎo)師李曉豁老師對我的關(guān)心和支持尤為重要，每次遇到難題，我最先做的就是向李老師尋求幫助。感謝在整個畢業(yè)設(shè)計期間和我