掘進機的總體和行走機構(gòu)設計

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1、掘進機的總體和行走機構(gòu)設計 目 錄 第一章概述1 1.1國內(nèi)外懸臂式掘進機發(fā)展歷史和現(xiàn)狀1 國外懸臂式掘進機發(fā)展歷史和現(xiàn)狀1 國內(nèi)懸臂式掘進機發(fā)展歷史和現(xiàn)狀2 國內(nèi)懸臂式掘進機目前存在問題2 1.2懸臂式掘進機發(fā)展趨勢2 1.3懸臂式掘進機主要組成部分3 1.4 EBJ─120TP型掘進機簡介4 1.4.1 EBJ─120TP概述4 1.4.2 EBJ─120TP主要技術(shù)參數(shù)5 第二章總體設計8 2.1總體布置8 2.2掘進機各組成部分基本結(jié)構(gòu)設計8 截割部8 裝載部9 刮板輸送機10 行走部11 機架和回轉(zhuǎn)臺11 液壓系統(tǒng)11 電氣系統(tǒng)11 第三

2、章行走部設計12 3.1行走部設計原理12 3.2行走部基本參數(shù)的確定12 3.3履帶的設計13 3.4驅(qū)動元件的選擇13 3.5鏈輪設計15 3.6行走架設計16 3.7導向張緊裝置設計17 第四章減速器設計和校核18 4.1傳動類型的選擇18 4.2傳動比計算18 4.3配齒計算19 4.4齒輪模數(shù)選擇22 4.5齒輪幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算23 4.6傳動效率計算25 4.7齒輪強度校核26 齒輪材料熱處理簡介26 齒輪彎曲強度校核27 4.8其它零件校核33 減速器軸校核33 軸承校核41 鍵校核42 第五章檢修及維護保養(yǎng)45 5.1機器檢修

3、45 5.2機器維護和保養(yǎng)47 機器日常維護保養(yǎng)48 機器定期維護保養(yǎng)48 潤滑49 5.2.4電氣53 5.3機器常見故障原因及處理方法:53 結(jié)論58 參考文獻59 英文原文60 中文譯文70 致謝80 摘 要 EBJ-120TP型掘進機是一種中型懸臂式掘進機，主要用于中型煤巷及半煤巖巷的掘進作業(yè)。它結(jié)構(gòu)緊湊、適應性好、機身矮、重心低、操作簡單、檢修方便。本設計主要針對掘進機的整機進行方案設計，對行走部進行結(jié)構(gòu)及傳動等相關設計。EBJ-120TP型掘進機采用履帶式行走部，驅(qū)動動力由液壓馬達提供，利用液壓馬達轉(zhuǎn)動方向變化實現(xiàn)行走部前進、后退和轉(zhuǎn)向。在行走部傳動

4、設計中，利用3K(Ⅰ)型行星減速器設計的一般原理，設計出適合行走部使用的3K(Ⅰ)型行星減速器，并將它和液壓馬達直接聯(lián)結(jié)，簡化了行走部的傳動布置。本設計的創(chuàng)新點：在3K(Ⅰ)型行星減速器中增加了一對增速齒輪，提高制動軸的轉(zhuǎn)速，減小制動轉(zhuǎn)矩，使得采用較小體積的制動器實現(xiàn)有效地制動。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，充分利用空間。設計中對3K(Ⅰ)型行星減速器進行了優(yōu)化配齒，采用高度變位，并做了相應的校核，在保證需要的傳動比的情況下，使設計的3K(Ⅰ)型行星減速器體積最小。 關鍵詞：懸臂式掘進機；行走部；行星減速器；制動器 詳細DWG圖紙請加：三二③1爸爸五四0六 ABSTRA

5、CT The EBJ-120TP tunneling machine is one kind of medium cantilever tunneling machine which is mainly used in the medium coal lane and the half coal crag lane digging the tunnels, its structure compact, the compatibility good, the fuselage short, the center of gravity low, the operation simple, the

6、 overhaul is convenient. This design mainly aims at the tunneling machine’s entire machine to carry on the plan design and aims at walks-organization to carry on the design of its structure and transmission and so on. The EBJ-120TP tunneling machine uses marching walks organization, the actuation po

7、wer provides by the oil motor, using the change of the oil motor’s rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using general principle of the 3K(Ⅰ) planet reduction gear, designing a new 3K(Ⅰ) planet reduction

8、gear which is suitable to the walks organization, and joining it and the oil motor directly, simplified the walks-organization’s transmission. The innovation spot of this design: increase a pair of speed-up gear in the 3K(Ⅰ) planet reduction gear, so it can enhance the rotational speed of the stalk

9、and reduce the brake torque, causes to use a smaller volume brake realizing effectively to apply the brake. In Structure design, the brake and the oil motor parallel are arranged in the reduction gear’s end surface, fully uses the space. In the design, I carried on optimizing the teeth of 3K(Ⅰ) plan

10、et reduction gear and used highly dislodges, and has made the corresponding examination, in the needed velocity ratio, made the volume of the 3K(Ⅰ) planet reduction gear is the smallest. Keywords：Cantilever tunneling machine; Walks-organization; Planet reduction gear; Brake 第一章 概述 1.1國內(nèi)外懸臂式掘進機

11、發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 國外懸臂式掘進機發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 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、德、日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，經(jīng)過多年的不懈努力，現(xiàn)有20多家公司，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25t左右?？山馗顜r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S1O0型掘進機。近期產(chǎn)品是

12、主要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 t，部分機型機重超過100 t。可截割巖石硬度系數(shù)：縱軸可達f=8～lO，橫軸可達f=10～14，截割功率為150～300 kW。比較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等機型以及奧鋼聯(lián)的掘錨機組等。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。 國內(nèi)懸臂式掘進機發(fā)展歷史和現(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

13、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，為我國懸臂式掘進機的第二階段的發(fā)展打下了良好的技術(shù)基礎。這一階段掘進機的主要特點是：使用范圍越來越廣，切割能力逐步提高，有切割夾巖和過斷層的能力。 第二階段：70年代末到80年代末，這一階段，我國與國外合作生產(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型，其后，我國自行設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，已能適應我國煤巷掘進的需要；半煤巖巷的掘進技術(shù)已達

14、到相當?shù)乃?；出現(xiàn)了重型機。 第三階段：由80年代末至今，重型機型大批出現(xiàn)，懸臂式掘進機的設計與制造水平已相當先進，可以根據(jù)礦井生產(chǎn)的不同要求實現(xiàn)部分個性化設計，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。 經(jīng)過三階段的發(fā)展，我國懸臂式掘進機的設計、生產(chǎn)、使用進入了一個較高的水平，已跨入國際先進行列，可與國外的懸臂式掘進機相媲美。 1.1.3國內(nèi)懸臂式掘進機目前存在問題 懸臂式掘進機發(fā)展速度雖然很快，并且技術(shù)成熟，但隨著煤礦生產(chǎn)

15、工藝的改進，高產(chǎn)、高效礦井的建設，它已不能滿足需要，主要表現(xiàn)在以下幾方面。 （1）錨桿支護的成功推廣應用提高了巷道支護的可靠性，目前存在掘進、支護不能同步作業(yè)，據(jù)統(tǒng)計，巷道支護約占用40％～50％的掘進作業(yè)時間，這就使得掘進機的開機率大大降低，不能有效提高掘進速度。 （2）現(xiàn)有機型偏向于中、重型，雖然有些掘進機實現(xiàn)了矮型化設計，但整體尺寸仍不能有效縮減，對低矮巷道的適應性還較差。 （3）內(nèi)噴霧除塵系統(tǒng)使用可靠性和適應性較差，而外置機載除塵系統(tǒng)還比較困難。 （4）使用元部件的可靠性還不高，不能適應截割硬煤巖產(chǎn)生的震動及井下惡劣的工作條件。 （5）對于提高截割效率方面的設計和設備配套還不

16、完善。 （6）電子元器件的選型面窄、電子保護插件的可靠性不高。電控技術(shù)還不能適應通用性、靈活性、可擴展性、準確性及響應速度快速的需要。 1.2懸臂式掘進機發(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，提高截割效率，懸臂式掘進機將會逐步發(fā)展掘錨一體化、截割硬度更高、適應各種斷面、適應坡度范圍更廣的機型，并會完善前后配套的轉(zhuǎn)載、裝運等設備，實現(xiàn)集約化功能，進一步發(fā)揮其效能，提高勞動生產(chǎn)率。 2、自動控制技術(shù)的發(fā)展 懸臂式掘進機的自動控制包括截割斷面輪廓尺寸的監(jiān)控、機組運行狀況的監(jiān)測和故障的自動診斷、各種功率的自動調(diào)節(jié)、遙控操作等。要實現(xiàn)自動控制功能，

17、在電控技術(shù)上必須將聲控、光控、微機處理數(shù)據(jù)等先進技術(shù)融合在一起，實現(xiàn)電控技術(shù)整體先進、準確、可靠。 3、提高元部件的可靠性和壽命 現(xiàn)在新機型的關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。 4、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)設計和制造個性化和多元化。 1

18、.3懸臂式掘進機主要組成部分 懸臂式掘進機主要有橫軸式掘進機和縱軸式掘進機。它們的主要組成部件相同，只是截割頭的布置不同。懸臂式掘進機由切割機構(gòu)、裝運機構(gòu)、行走機構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、除塵噴霧系統(tǒng)等組成 一、 切割機構(gòu) 切割機構(gòu)由切割頭、齒輪箱、電動機、回轉(zhuǎn)臺等組成，具有破碎煤巖功能的機構(gòu)。 切割頭——裝有截齒，用于破碎煤巖的部件。切割頭是掘進機的工作機構(gòu)，主要功能是破碎和分離煤巖。通過對煤巖切割過程研究得知，影響切割效果的因素很多，從而使得切割頭設計變得復雜和困難。在切割頭的每一轉(zhuǎn)中，如同時參加切削的各個截齒都從巖石帶中切下同樣大小體積的煤巖，達到每個刀齒受力相等、磨損相同、運動乎

19、穩(wěn)，這是切割頭設計的最佳目標。尤其在切削硬巖中實現(xiàn)它更是當前國內(nèi)外學者和專家潛心研究的課題。 回轉(zhuǎn)臺——實現(xiàn)切割機構(gòu)水平擺動和支承裝置?；剞D(zhuǎn)臺是懸臂式掘進機主要組成部件之一，它聯(lián)接左、有機架、支承切割臂，實現(xiàn)切割臂的升降和回轉(zhuǎn)運動，并承受來自切割頭的復雜交變的沖擊載荷?；剞D(zhuǎn)臺對整機工作效率、切割乎穩(wěn)性有重要影響?；剞D(zhuǎn)臺設計的基本要求成載能力大、慣性小、能量損耗少；運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、具有足夠的強度和剛度；結(jié)構(gòu)緊湊、回轉(zhuǎn)角度小、重心降低；水平回轉(zhuǎn)時，進給力變化較小。 二、裝運機構(gòu) 裝運機構(gòu)由裝載部和刮板輸送機組成。 懸臂式掘進機裝載機構(gòu)形式較多。如星輪式、鏈輪鏈條式、蟹爪式等，過去比較多的是運用蟹

20、爪式，現(xiàn)在隨著液壓的廣泛運用，開始大規(guī)模運用液壓馬達直接帶動轉(zhuǎn)盤的機構(gòu)了。 刮板輸送機的目的是將切割下來的煤和巖石運出去，要保證在一定的時間中將切割下來的物料全部運轉(zhuǎn)到后面的轉(zhuǎn)載機構(gòu)上。 三、行走機構(gòu) 掘進機的行走機構(gòu)主要由履帶部分、減速器和動力輸入裝置（液壓馬達或電動機）。 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。 四、液壓系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)由統(tǒng)一的泵站給分布在

21、各個地方的液壓缸，液壓泵供液壓油，設計中要照顧不同液壓部件的壓力。 五、電氣系統(tǒng) 電器系統(tǒng)是電動機和控制掘進機的運動的電信號控制器等電器元件，在井下工作的時候要注意它的防爆處理，選用的電動機、電器元件必須符合井下的防爆標準。 六、除塵噴霧系統(tǒng) 除塵噴霧系統(tǒng)內(nèi)噴霧回路、外噴霧回路及冷卻水回路組成。 1.4 EBJ─120TP型掘進機簡介 EBJ─120TP概述 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

22、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1.1 EBJ─120TP主要技術(shù)參數(shù) 一

23、、總體參數(shù) 機 長 8.6m 機 寬 2.1m 機 高 1.55m 地 隙 250mm 截割臥底深度 240mm 接地比壓 0.14MPa 機 重

24、 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

25、 660/1140V 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。

26、 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

27、 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

28、 18×64mm 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 2.46m 制動形式 摩擦離合器 履帶板寬度 500mm 張緊形式

29、 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

30、 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 50/50/40ml/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

31、 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)噴霧、外噴霧 供水壓力 3MPa 外

32、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 隔爆兼本質(zhì)安全型 控 制 箱

33、 本質(zhì)安全型 第二章 總體設計 2.1總體布置 機器的總體布置．關系到整機的性能、質(zhì)量和整機的合理性。也關系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，總體布置是總體設計中極為重要的內(nèi)容。 (1)切割機構(gòu)由懸臂和回轉(zhuǎn)臺組成，位于機器前上部，懸臂能上下、左右回轉(zhuǎn)； (2)裝載鏟板是在機器下部前方，后接中間刮板運輸機，兩者組成裝運機構(gòu)，貫穿掘進機的縱向軸線； (3)考慮掘進機的橫向穩(wěn)定平衡，主要部件按掘進機縱向平面對稱布置，電控箱、液壓裝置分別裝在運輸機兩側(cè)； (4)為保證作業(yè)的穩(wěn)定性，履帶位于機器的下部兩側(cè)，前有落地鏟板，后有穩(wěn)定器支撐，整個

34、機器的重心在履帶接地面積的形心面積范圍內(nèi)； (5)為了保護司機安全，同時又便于觀察、操作，將司機位置在機器后部右側(cè)； (6)由于掘進機是地下巷道作業(yè)，所以整個機器呈長條形，而且機身越矮機器越穩(wěn)定。 機器的整體結(jié)構(gòu)看圖1.1。 2.2掘進機各組成部分基本結(jié)構(gòu)設計 截割部 截割部又稱工作機構(gòu)，結(jié)構(gòu)如圖2.1所示，主要又截割電機、叉形架、二級行星減速器、懸臂段、截割頭組成。 圖2.1 截割部為二級行星齒輪傳動。由120kW水冷電動機輸入動力，進齒輪連軸節(jié)傳至二級行星減速器，經(jīng)過懸臂段主軸，將動力傳給截割頭，從而達到破碎煤巖的目的。 裝載部 裝載部結(jié)構(gòu)如圖2.2，主要由鏟板及左右對

35、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。本次設計采用的是2.5m寬的鏟板。 圖2.2 裝載部安裝于機器的前端。通過一對銷軸和鏟板的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)定行。 刮板輸送機 刮板輸送機結(jié)構(gòu)如圖2.3，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組成。 圖2.3 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片，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

36、板輸送機采用低速大扭矩液壓馬達直接驅(qū)動，刮板鏈條的張緊是通過在輸送機尾部的張緊脂油缸來實現(xiàn)的。 行走部 行走部的設計見第三章的介紹。 機架和回轉(zhuǎn)臺 機架是整個機器的骨架，它承受來自截割、行走和裝載的各種載荷。機器中的各個部件均用螺栓、銷軸及止口與機架聯(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)軸承用于止口、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。 圖2.4 液壓系統(tǒng) 本機除截割頭的旋轉(zhuǎn)運動外，其余各部分采用

37、液壓傳動。系統(tǒng)原理圖見圖2.4 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。 第三章 行走部設計 3.1行走部設計原理 掘進機行走機構(gòu)的工作原理:液壓馬達依靠液壓泵送來的高壓油旋轉(zhuǎn),與其聯(lián)接的減速機構(gòu)減速得到低轉(zhuǎn)速大扭矩, 液壓馬達、減速機構(gòu)和鏈輪做成一個整體，液壓馬達的轉(zhuǎn)動帶動驅(qū)動輪(鏈輪) 旋轉(zhuǎn), 鏈輪的輪齒和

38、履帶的鏈軌銷咬合, 從而實現(xiàn)掘進機在履帶上爬行。同時導向輪起到導向作用, 導向輪和張緊油缸一起作用對履帶的松緊進行調(diào)節(jié), 支重輪起到對車身支撐作用, 拖輪主要是支撐履帶。在設計和裝配過程中, 必須保證驅(qū)動輪、引導輪、支重輪、拖輪四輪一線。懸臂式巷道掘進機的行走機構(gòu), 需要滿足驅(qū)動機體前進、后退以及左右轉(zhuǎn)彎調(diào)動的工作要求,所以履帶式行走機構(gòu)的左、右履帶裝置都采用分別單獨驅(qū)動的傳動方式。掘進機行走速度的調(diào)節(jié)是通過兩液壓泵的合流與否來實現(xiàn)的。掘進機前進、后退時,左、右液壓馬達同時驅(qū)動鏈輪帶動履帶運轉(zhuǎn)。當掘進機要轉(zhuǎn)彎時,可以單獨驅(qū)動轉(zhuǎn)彎方向的另外一側(cè)液壓馬達,而使轉(zhuǎn)彎一側(cè)的液壓馬達停止運轉(zhuǎn),或者可以采

39、用以相反方向分別驅(qū)動左右液壓馬達的方法,使機體急轉(zhuǎn)彎。 本次的設計采用的是液壓馬達驅(qū)動，由液壓馬達直接連接3K行星減速器，所以采用的液壓馬達的轉(zhuǎn)速相對要低一些。 3.2行走部基本參數(shù)的確定 （1）履帶板寬度b （3.1） 式中 ——掘進機總質(zhì)量，t； = 612752 mm 為了使接地比壓不至于過小而浪費材料，取 。 （2）左右履帶中心距離B （3.2） =17502250 mm 取 B=2000 mm。 （3）單側(cè)履帶接地長度L

40、 （3.3） = 32004400 mm 取 L=2460 mm。 (6)履帶板平均接地比壓p （3.4） 式中 ——掘進機總重量，kN； Pa =0.14MPa (7)行走速度 工作速度為0.05m/s，調(diào)動速度為0.1m/s。 3.3履帶的設計 圖3.1 如圖3.1，選取履帶板的節(jié)距p=160 mm，所以接地履帶板個數(shù)為： 取n=16，即意味著和地接觸的履帶板為16。 3.4驅(qū)動元件的選擇 （1）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

41、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)的牽引力的計算以此為依據(jù)。 （3.5） （3.6） 式中 T1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力，kN； R1——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，按較大值選取； μ——履帶與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力因數(shù)，0.8～1.0，按較大值選取； 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，取n,mm

42、； G1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)承受的掘進機的重力，kN。 f取0.1時，由公式（3.4）： μ取1.0，n取時，由公式（3.5）： 根據(jù)單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力心須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單側(cè)履帶與地面之間的附著力。，附著系數(shù)值選取0.8。 符合。 （2）單側(cè)履帶行走機構(gòu)輸入功率的計算確定 （3.7） 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； η1——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； η2——驅(qū)動裝置減速器的傳動效率，％。 在最大速度的情況下計算，V=6m/mi

43、n=0.1m/s，η1取0.9，η2取0.8，根據(jù)公式（3.7）： （3）液壓馬達選型 選取液壓馬達型號為JMDG—2—150，寧波中意液壓馬達生產(chǎn)。 液壓馬達的技術(shù)參數(shù)為： 排量V：157 ml/r； 連續(xù)壓力p：25 MPa； 額定扭矩T：581 N.m； 轉(zhuǎn)速范圍S：10～1000 r/min； 最大輸出功率P：25 kW； 重量W：27 kg。 （3）泵站電機的功率選擇 行走需要電動機的功率為Pn Pn=2P/ηv1ηv2ηj（3.8） 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

44、率，%； ηj——功率傳輸?shù)膿p失，%； ηv1、ηv1取0.9，ηj取0.95,根據(jù)公式（3.8）： 考慮還有其它的液壓泵需要功率，所以選取電動機型號為YB250M—4，功率為55kW,轉(zhuǎn)動速度為1470r/min。 3.5鏈輪設計 按照經(jīng)驗公式：驅(qū)動鏈輪分度圓直徑 （3.9） 由公式（3.9）得d=（324368）mm，為滿足結(jié)構(gòu)布置，取 d=368 mm 而（3.10） （3.11） （3.12） 式中 d——分度圓直徑，mm； z——鏈輪的齒數(shù)； da——齒頂圓直徑，mm； df——齒根圓直徑，mm； d1——兩個履帶的厚度，mm。 將p=160

45、帶入（3.6）、（3.7）、（3.8）三個公式： ； ； 圓整為，，。 3.6行走架設計 行走架的地板長度要能保證15～16個履帶板和地面接觸，在這個設計中行走架是承擔了負重輪的功能的。行走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。行走架見圖3.2。 圖3.2 3.7導向張緊裝置設計 張緊裝置行程的推薦范圍為0.751.25個履帶鏈節(jié)距,前文提到取履帶鏈節(jié)距取160mm，因此取張緊行程為120 mm。導向張緊裝置是用來保證掘進機轉(zhuǎn)彎和調(diào)整履帶松緊程度的一種裝置，其設計如圖3.3： 圖3.3 第四章 減速器設計和校核 4.1傳動類型的選擇 根據(jù)掘進機的工作特

46、點，它每天的工作時間較少，且為短期間斷的工作方式，以及礦井下空間狹小的工況，因此該減速器的特點應為：短期間斷工作、重量輕、傳動效率高。而3K(I)型行星齒輪傳動較適合于短期間斷的工作，其傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕，故選用3K(I)型行星齒輪傳動，其傳動系統(tǒng)如圖4.1所示。 圖4.1 4.2傳動比計算 （1）液壓馬達轉(zhuǎn)速的計算 在高速行走的時候，液壓馬達由63液壓泵和50液壓泵提供液壓油，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） ，，，帶入（4.1）： 液壓馬達有 （4.2） ，帶入（4.2） （2）鏈輪的轉(zhuǎn)動速度的計算 鏈輪的轉(zhuǎn)動速度與前進速度有關系，前面

47、已經(jīng)提到用調(diào)動的速度即。 （4.3） 式中 V——機器的調(diào)動速度，m/min； z——鏈輪的齒數(shù)； p——履帶節(jié)距，mm。 將，，帶入公式（4.3），則得 （3）減速比計算 減速比計算公式為： （4.4） 由前面可以知道，，帶入公式（4.4），則得 4.3配齒計算 根據(jù)3K(Ⅰ）傳動的傳動比公式 （4.5） 和安裝條件： （4.6） （4.7） 式中 將公式（4.6）－（4.7），可得齒差數(shù) （4.8） 令，則得 （4.9） 式中。 所以 （4.10） 其同心條件為 即有 （4.11） 所以 （4.12） 再按同心條件： 則得

48、 （4.13） 將公式（4.10），（4.12）和（4.13）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 （4.14） 則可結(jié)得 （4.15） 則由公式（4.10）可求得，即 如果為偶數(shù)，則可按公式（4.13）計算，即 由上面的式子所求得的值只適合用于非變位或高度變位的行星傳動。 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 （4.16） 按公式（4.13）、（4.16）所確定的值是不相同的，所以它們所對應的實際傳動比也是不相同的。 當選取行星輪數(shù)時，即可取。從而，可以獲得許多組不同齒數(shù)的3K（Ⅰ）型傳動方案。但必須驗算傳動比，允許其傳

49、動誤差為 （4.17） 式中； ； 。 按照上述公式（4.15）、（4.10）、（4.13）或（4.16）和（4.12），可以根據(jù)給定的傳動比確定各個齒輪的齒數(shù)。 本次設計的齒輪模數(shù)比較大，高度比較小，所以采用的齒輪的齒數(shù)不能太多，如果齒數(shù)太多的話就會造成減速器與地面接觸。 ，分別取等數(shù)據(jù)，帶入公式，可得到一組解見表4.1： 84.882 15 120 111 52 43 84.891 15 72 69 28 25 84.960 18 183 165 83 65 84.988 21 162 150 71 59

50、 85.000 18 108 102 45 39 表4.1 通過比較發(fā)現(xiàn)傳動比為84.891的時候，表4.1有一組齒數(shù)比較合適。這組解齒數(shù)也比較少，而且只需要高度變位就可以了，比較合適在小空間上使用大模數(shù)的3（K）減速器。 84.891 15 72 69 28 25 表4.2 參數(shù)帶入公式（4.5） 傳動比。 現(xiàn)在考慮的是在傳動比為89.891的情況下速度的增加情況，利用公式（4.4）， 事實上的速度增加非常小，工程誤差一般在5%左右，這樣的誤差合乎要求。 4.4齒輪模數(shù)選擇 根據(jù)空間的情況和該減速器的重載情況，該行星減速器的齒

51、輪材料全部采用合金鋼，表面淬火，其中行星輪和外嚙合齒輪才用滲碳淬火。 按照齒面接觸疲勞強度設計公式： （4.18） 式中--齒輪材料許用接觸應力，查表取577 --齒寬系數(shù)，查表取0.8； --太陽輪a承受的轉(zhuǎn)矩，N·mm； u--齒數(shù)比，； K--載荷系數(shù)，； --使用系數(shù)，查表取1.5； --動載系數(shù)，推薦值1.051.4； --齒間載荷分配系數(shù)，推薦值1.01.2； --齒向載荷分配系數(shù)，推薦值1.01.2； --材料彈性系數(shù)，查表取189.8； --節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查表取2.5； --重合度系數(shù)，推薦值0.850.92； 所以 K= =2.59 而3K

52、（Ⅰ）型傳動有三個嚙合齒輪副：，，。在這里先按照高速級齒輪副進行模數(shù)的初算。 （4.19） 將，代入公式（4.19） 又有 將上面得到的數(shù)據(jù)代入公式（4.18），可以得到： 齒輪模數(shù)m== 72.4/15 = 4.83mm 考慮到減速器使用在惡劣的環(huán)境下，圓整取模數(shù)為m=5mm。 4.5齒輪幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 如前所述，該行星減速器具有四個嚙合齒輪副：，，和增速齒輪副。 齒輪變位方式的選用，主要根據(jù)以下幾個因素： （1）各個齒輪嚙合副中小齒輪的齒數(shù)的多少； （2）各個齒輪嚙合副中的齒輪齒數(shù)之和值的大??； （3）各個齒輪嚙合副中的非變位中心距a與變位后的實際中心距的關

53、系，a<或a=。 各齒輪副的標準中心距為 mm mm mm 增速齒輪副為210 mm。 前面三對是減速器行星齒輪部分，其中心距相等，因為小齒輪少于17個齒，所以進行變位，但是不可以進行角度變位，只好進行高度變位。因為與a有關系的只有c和e，所以只對，變位，沒有必要變位。 經(jīng)計算，各個齒輪的主要參數(shù)見表4.3： 表4.3 名稱 齒數(shù) 模數(shù) (mm) 分度圓 直徑(mm) 變位系數(shù) x 齒頂圓 直徑(mm) 齒根圓 直徑(mm) 中心輪a 15 5 75 0.2 87 64.5 行星輪c 28 5 140 -0.2 148

54、125.5 行星輪d 25 5 125 0 135 112.5 內(nèi)齒圈b 72 5 360 -0.2 349.4 370.5 內(nèi)齒輪e 69 5 345 0 335 357.5 增速大齒輪 63 5 315 0 325 302.5 增速小齒輪 21 5 105 0 115 92.5 內(nèi)齒圈和減速器設計圖分別見圖4.2和圖4.3： 圖4.2 圖4.3 減速器 4.6傳動效率計算 由上面的幾何尺寸結(jié)果可以知道，b的分度圓直徑大于e的分度圓直徑，所以，該3K（Ⅰ）型行星減速器的傳動效率可采用下面的公式計算 （

55、4.20） 已知：和 嚙合損失系數(shù)為 （4.21） 當重合度時，則有 （4.22） 式中——齒輪副中的小齒輪齒數(shù)； ——齒輪副中的大齒輪齒數(shù)； ——嚙合摩擦系數(shù)，一般??；如果齒面經(jīng)過跑合，可??； 正號“+”為外嚙合，負號“-”為內(nèi)嚙合。按照公式（4.22） 將，代入（4.21），可以得到 將，和代入公式（4.20），有 再考慮軸承等的摩擦損失，可得到該3K（Ⅰ）型行星減速器的傳動效率為 4.7齒輪強度校核 齒輪材料熱處理簡介 根據(jù)該行星減速器的短期間斷工作特點以及結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動比較大的要求，分別選用各齒輪的材料和熱處理及其硬度見表4.4。 表4.4

56、 名稱 材料牌號 熱處理 硬度 HRC 抗拉強度 屈服極限 中心輪a 35CrMo 調(diào)質(zhì)淬火 46～55 735 539 行星輪c、d 40Cr 調(diào)質(zhì)淬火 48～55 735 539 內(nèi)齒輪b 40Cr 調(diào)質(zhì)淬火 48～55 735 539 內(nèi)齒輪e 40Cr 調(diào)質(zhì)淬火 48～55 735 539 增速大齒輪 35CrMo 調(diào)質(zhì)淬火 46～55 735 539 增速小齒輪 35CrMo 調(diào)質(zhì)淬火 46～55 735 539 齒輪彎曲強度校核 國家標準（GB/T3480—1997）是以載荷作用側(cè)的齒

57、輪廓根部的最大拉應力作為名義彎曲應力，并經(jīng)過相應的系數(shù)修正后作為計算齒根應力。 考慮到使用條件、要求以及尺寸的不同，標準將修正后的試件彎曲疲勞極限作為許用應力。給出的輪齒彎曲強度計算公式適用于齒根以內(nèi)輪緣厚度不小于3.5mn的圓柱齒輪。 對于短期間斷工作特點的3K（Ⅰ）型行星傳動，只需要校核齒根彎曲強度，按下列公式驗算 （4.23） （4.24） 式中——計算彎曲強度的使用系數(shù)； ——計算彎曲強度的動載荷系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)； ——計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)； ——計算彎曲強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)； ——齒

58、根應力的基本值，N/mm2,大小齒輪應分別確定； ——尺寸系數(shù)，按模數(shù)查表； ——載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)； ——載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)； ——計算彎曲強度的重合度系數(shù)； ——計算彎曲強度的螺旋角系數(shù)； ——工作齒寬，mm；如果大小齒輪寬度不同時，寬齒輪的計算工作齒寬不應大于窄輪齒寬在加上一個模數(shù)mn； ——模數(shù)，mm； 許用齒根應力可按下式計算，對大小齒輪要分別確定 （4.25） 式中——試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2； ——試驗齒輪的應力修正系數(shù)； ——計算彎曲強度的壽命系數(shù)； ——相對齒根圓角敏感系數(shù)； ——計算彎曲強度的尺寸系數(shù)； ——相

59、對齒根表面狀況系數(shù)； ——計算彎曲強度的最小安全系數(shù)。 現(xiàn)在分別校核四個嚙合齒輪副：，，，增速齒輪副。 （1）齒輪副 名義切向力Ft 前面我們已經(jīng)得到。 (N) 相關系數(shù) a.使用系數(shù) 使用系數(shù)按中等沖擊取 b.動載荷系數(shù) 先要計算a輪相對于轉(zhuǎn)臂的速度，可由下式得到 （4.26） 式中 ——小齒輪的分度圓直徑，mm； ——小齒輪的轉(zhuǎn)動速度，r/min； ——轉(zhuǎn)臂H的轉(zhuǎn)動速度，r/min。 式中（r/min）。 將mm，(r/min)，（m/s）代入公式（4.26） （m/s） 中心輪和行星輪均為7級精度，即精度系數(shù)C=7；按下式計算動載系數(shù) （

60、4.27） 式中 A=50+56(1-B)=50+56×(1-0.4)=83.6 代入公式（4.27），可得 所以中心輪a和行星輪g的動載系數(shù)為0.5 c.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算 （4.28） 上式中，查相關圖可以得到=1，由于沒有變位，φd=0.5，由此可查圖可以得到θb=1.15，代入（4.28），則得 d.齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)查表可得=1.1 e.行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)按下式計算 （4.29） 上式中，行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)KHp取1.2，代入公式（4.29），則得 f.齒形系數(shù) 齒

61、形系數(shù)由圖可得， g.應力修正系數(shù) 應力修正系數(shù)由圖可得, h.重合度系數(shù) 重合度系數(shù)可按下面的公式計算 （4.30） 取εac=1.5，代入（4.30），則得 i.螺旋角系數(shù) 螺旋角系數(shù)查相關圖為=1 j.齒寬b 從前面可有得到b=40 計算齒根彎曲應力 取彎曲應力為155N/mm2。 計算許用齒根應力 按公式（4.25）計算許用齒根應力，即 已經(jīng)知道=340 N/mm2 查表查得最小安全系數(shù)=2.0。 應力系數(shù)，按給定的區(qū)域圖取時，取=2。 壽命系數(shù)由NL確定，NL由下式確定 （4.31） 根據(jù)要求，減速器的壽命為t=2000 h，代入（4.31），

62、可得 由下式計算 齒根圓角敏感系數(shù)查得為=1 相對齒根表面狀況系數(shù)按照下式計算 （4.32） 取齒根表面微觀不平度Rz=12.5μm，代入式（4.32），可得 尺寸系數(shù)=1.05-0.01m×5=1 將上面的所得的數(shù)據(jù)代入公式（4.25），則得 因為齒根應力N/mm2小于許用應力 N/mm2，即。所以，齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 （2）齒輪副 在內(nèi)嚙合齒輪副中只需要校核內(nèi)齒輪b的彎曲強度，即仍按前面的公式計算其齒根彎曲應力和許用應力，已經(jīng)知道zb=75，=440N/mm2（參考[13]171～174頁）。 仿照上面的計算過程，通過查表或采用相同的公式計算，可以得到一系列

63、取值：，，，=1.1，=1，，，，=1，b=40，，=1.03，，=1。 取 可見。所以，齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 （3）齒輪副 在內(nèi)嚙合齒輪副中需要校核內(nèi)齒輪e和d的彎曲強度，即仍按前面的公式計算其齒根彎曲應力和許用應力，已經(jīng)知道Ze=72,Zf=27，=440N/mm2（參考[13]171～174頁）。 仿照上面的計算過程，通過查表或采用相同的公式計算，可以得到一系列取值：，，，=1，=1.1，，,，，，=1，b=40，，=1.03，，=1。 此時，F(xiàn)t1=30/27Ft=2648×30/27=2942 （N） 取 可見。所以，齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 （4）增

64、速齒輪副 前面我們已經(jīng)得到。 (N) 在增速齒輪副中需要校核大齒輪和小齒輪的彎曲強度，即仍按前面的公式計算其齒根彎曲應力和許用應力，已經(jīng)知道大小齒輪齒為Z大=63，Z小=21，=440N/mm2（參考[13]171～174頁） 仿照上面的計算過程，通過查表或采用相同的公式計算，可以得到一系列取值：，，，=1，=1.1，，,，，，=1，b=40，，=1.03，，=1。 代入公式有 取 N/mm2，前面已經(jīng)知道 N/mm2。 因為齒根應力N/mm2小于許用應力 N/mm2，即。所以，齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 4.8其它零件校核 減速器軸校核 （1）行星輪支承軸校核 a

65、.受力分析 行星輪支承關系見圖4.8 圖4.8 根據(jù)關系圖可以畫出受力示意圖如圖4.9和圖4.10： 圖4.9 垂直平面 圖4.10 水平平面 Fag、Fbg、Fef可以通過下面的公式計算 （4.33） （4.34） （4.35） 當時，則 對于，前面已經(jīng)知道了，=75mm，代入（4.33） N 對于，先要知道，可以按照下面的公式計算 （4.36） 前面已經(jīng)知道了，，代入（4.36），則有 N·mm 代入（4.35），有 對于，先要知道，可以按照下面的公式計算 （4.37） 前面已經(jīng)知道了，，代入（4.37），則有 N·mm 代入（4.34

66、），有 的計算可以按照下面的公式計算 （4.38） 將上面得到的數(shù)據(jù)代入（4.38），則得 (N) (N) (N) 根據(jù)受力示意圖如圖，有 （4.39） （4.40） 將上面所得到的數(shù)據(jù)代入（4.39），（4.40），有 通過計算得到 畫出受力圖、彎矩圖，如圖4.10 圖4.11 垂直平面 圖4.12 水平平面 b.強度校核 根據(jù)材料力學第三強度理論，按下式計算出當量彎矩，很明顯強度最大的部位在c齒輪的中部的那個地方的軸。只要這個地方通過了。其它的也沒有問題。 N·mm （4.41） 從受力圖上我們可以看到，這個軸上的扭矩剛好全部抵消，所以只需要將彎矩代入計算，則得 行星輪心軸選用37SiMn2MoV合金鋼進行調(diào)質(zhì)處理，當直徑小于200mm的時候，σb=863N·mm2（參考[13]151頁）， N·mm2。 行星輪心軸直徑選取65，按照下式進行強度校核 N·mm2（4.42） 將，d=50 mm代入（4.42），則得 N·mm2 很顯然有，所以通過校核。 （2）功率輸入軸校核 a.受力分析