EBH-90掘進機行走部行星減速器設計

《EBH-90掘進機行走部行星減速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《EBH-90掘進機行走部行星減速器設計（56頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）I摘 要行走機構(gòu)是掘進機非常重要的部件之一，行走性能的好壞關(guān)鍵在于其傳動系統(tǒng)的計算和設計。行走機構(gòu)一般采用履帶型式，兩條履帶分別由各自的動力來驅(qū)動，可實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向。履帶的驅(qū)動動力有電動機和液壓馬達兩種，電動機驅(qū)動一般只設置一種行走速度，液壓馬達驅(qū)動可采用低速大扭矩馬達直接帶動履帶鏈輪，或采用中速液壓馬達+ 減速器帶動履帶鏈輪的傳動方式，它可實現(xiàn)無極調(diào)速。履帶結(jié)構(gòu)型式有滑動和滾動兩種，當機器調(diào)動速度≤10m/min 的中、輕型掘進機，宜采用滑動結(jié)構(gòu)型式；當機器的調(diào)動速度＞10m/min 的重型、特重型掘進機，應采用滾動結(jié)構(gòu)型式。本設計結(jié)合了國內(nèi)外懸臂式掘進機履帶式行走機構(gòu)的特點，以及 EBH-120 掘進機的基本參數(shù)，對EBH–90 型掘進機行走機構(gòu)減速器進行了計算和設計。 關(guān)鍵詞：掘進機 ， 行走機構(gòu) ， 傳動系統(tǒng)， 計算內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）IIAbstractThe boring machine is running a very important part of one of the key operating performance is good or bad in its calculation and design of transmission system. Generally tracked the use of walking patterns, two tracks from their power to drive, steering can be achieved in situ. Driving force of the drive track has two electric motors and hydraulic motors, motor driver, generally speaking, only set up a walking speed, hydraulic motor-driven low-speed high torque motor can be driven directly track sprocket, or the use of medium-speed hydraulic motor + reducer Crawler sprocket drive of the drive way, it can speed the realization of non-polar. Tracked structure has two types of sliding and rolling, when the machine speed ≤ 10m/min of mobilization, the light boring machine, they are advised the use of a sliding structure; the mobilization of speed when the machine 10m/min heavy, special heavy-duty boring machine should be used rolling structure. In this paper, both at home and abroad cantilever boring machine operating agencies tracked the characteristics of EBH-120, as well as the basic parameters of boring machine, boring machine of the walking mechanism calculated reducer, made recommendations to improve the design.Key words: boring machine operating agencies transmission calculation內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）III內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）I目錄摘 要 IABSTRACT.II第一章 緒論 11.1 掘進機在國外應用的情況 11.2 掘進機在我國應用發(fā)展簡況 .21.3 掘進機的作用 .41.4 掘進機的分類 .41.5 影響掘進機性能的因素 .4第二章 機械傳動裝置的總體設計 72.1 齒輪傳動的特點 .72.2 確定 EBH-90 掘進機行走部行星減速器傳動方案 72.3 傳動裝置總傳動比的計算及傳動比分配 82.3.1 選擇油馬達 .82.3.2 總傳動比的確定 .92.3.2 傳動比分配 .92.4 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算 102.4.1 各傳動軸轉(zhuǎn)速 .102.4.2 各傳動軸功率 .102.4.3 各傳動軸扭矩 .10第三章 傳動零件設計計算 123.1 齒輪設計計算 .123.1.1 圓柱齒輪傳動部分第一級齒輪設計計算 .123.2 行星齒輪傳動設計 .163.2.1 選取傳動類型和傳動簡圖 .163.2.2 接觸強度驗算 .203.2.3 按彎曲強度驗算 .22內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）II3.2.4 裝配條件的驗算 .233.3 行星齒輪傳動的均載裝置 .233.4 行星輪的結(jié)構(gòu) .253.5 行星架 .273.6 2K–H 行星機構(gòu)各元件受力分析 .283.7 軸的結(jié)構(gòu)設計 .29.7.1 軸的材料 .293.7.2 軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)設計及校核 .293.8 軸承的選擇與校核 .333.8.1 對軸承的分析 .333.8.2 軸承的計算及壽命校核 .333.8.3 軸承選用參數(shù)表 .36第四章 聯(lián)接與緊固 374.1 螺栓組聯(lián)接的設計 .374.1.1 設計的原則 .37第五章 密封與潤滑 385.1 密封 .385.1.1 密封的分類 .385.1.2 影響密封性能的主要因素 385.1.3 改善密封性能措施 405.2 潤滑 .415.2.1 齒輪的潤滑狀態(tài) .415.3 潤滑對齒輪傳動的影響 425.3.1 邊界潤滑的失效對粘著膠合的影響 .42.3.2 潤滑對點蝕的影響 .435.3.4 潤滑劑失效導致磨損 .435.3.5 潤滑對磨料磨損的影響 .435.4 礦山機械設備減速器的潤滑 44內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）III5.5 礦山機械齒輪減速器對潤滑油性能的要求和選用 445.5.1 對潤滑的性能要求 .445.5.2 潤滑油的選用 .45第六章 掘進機行走機構(gòu)故障及處理方法 466.1 履帶部不行走 466.2 履帶行走不良 46參考文獻 48致 謝 49內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）1第一章 緒論1.1 掘進機在國外應用的情況當隧道(洞) 長度過長時，用常規(guī)鉆爆法進行隧道施工將需要相當長的工期，隧道掘進機法施工則適合長隧道施工的需要。隧道掘進機英文名稱是 tunnel boring machine(TBM)。根據(jù)國外實踐證明，當隧道長度與直徑之比大于 600 時，采用 TBM 進行隧道施工是經(jīng)濟的。在一些發(fā)達國家中，一些部門還明確規(guī)定3 krn 以上的隧道必須采用 TBM 施工。但上述傳統(tǒng)觀念近年來已被工程實踐所打破，例如我國香港地區(qū)連接九龍半島及新界的西鐵工程中全長只有 1．8 km的隧道，同樣采用了掘進機施工， 該隧道開挖直徑 8．75 m， 襯砌后直徑7．62 m，隧道穿越一段堅硬巖層(花崗巖)和一段舊填海區(qū)軟土，用混合式TBM 成功完成了開挖支護任務。TBM 最大的優(yōu)點是快速，其一般速率為常規(guī)鉆爆法的 3～10 倍。此外，采用 TBM 施工還有優(yōu)質(zhì)、安全、有利于環(huán)境保護和節(jié)省勞動力等優(yōu)點。由于 TBM 提高了掘進速率，工期大為縮短，因此在整體上是經(jīng)濟的。TBM 的缺點主要是對地質(zhì)條件的適應性不如常規(guī)的鉆爆法，主機質(zhì)量大，前期訂購 TBM 費用較多，要求施工人員技術(shù)水平和管理水平高，對短隧道不能發(fā)揮其優(yōu)越性。由于科學技術(shù)的不斷迅猛進步，現(xiàn)在 TBM 可以適應較為復雜的地質(zhì)條件，從松散軟土到極堅硬的巖石都可以應用，使用范圍日益廣泛。TBM 的設計制造在一定程度上反映了一個國家的綜合科學技術(shù)和工業(yè)水平，體現(xiàn)了計算機、新材料、自動化、信息傳輸和多媒體等技術(shù)的綜合和密集水平。一門叫做“地質(zhì)機械電子學”的學科應運而生，它把機械原理、電子學原理和機器人原理應用到巖土工程學中，包括所有巖土工程技術(shù)和 TBM 技術(shù)。未來的發(fā)展屬于自動化隧道掘進機。目前，人們已能在辦公室控制掘進機操作——法國的斯特拉堡工地證實了這一事實?。在 Geodata 總部辦公室所在地都靈可以直接從計算機屏幕上獲取遠在葡萄牙 Porto 地下鐵道運行的一臺土壓平衡掘進機(EPB TBM， =8．8 m)的所有施工圖像和參數(shù)，據(jù)此可以發(fā)出指令，真正做到“運籌于帷幄之中，決勝于千里之外”及無紙化操作 。掘進機的針對性很強，不同的地質(zhì)條件需要不同的掘進機，也就產(chǎn)生了不同的掘進機：有的適用于軟土，又稱為盾構(gòu)；有的適用于巖石。巖石掘進機可內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）2分為開敞式、單護盾式和雙護盾式，并且已研制出能進行斜井施工的，例如已用于日本東京附近抽水蓄能電站壓力管道斜井的施工。軟土掘進機(盾構(gòu))初期為氣壓手掘式，現(xiàn)在主要為泥漿加壓式和土壓平衡式兩種，并且已研制出能掘進圓形連續(xù)多斷面隧道掘進機， 已應用于日本 Hiroshima 新運輸線的 Rijoh 隧道；研制出垂直一水平連續(xù)隧道掘進機，已應用于日本東京污水隧道工程；研制出橢圓形隧道掘進機， 已應用于日本 Nagoya 的管道施工。此外，還研制出既能在巖石又能在軟土中掘進的兩用混合型掘進機， 已應用于英吉利海峽隧道法國側(cè)的隧道施工、日本廣島污水隧道施工、德國漢堡穿越 Elbe 河公路隧道施工、我國連接香港的九龍和新界的西鐵隧道施工和廣州地鐵 2 線隧道施工。在 20 世紀 70 年代著名的巖石掘進機生產(chǎn)廠家是羅賓斯(Robbins)、佳瓦(Jarva)、維爾特 (Wirth)$H 德馬克(Demag)。隨后，由于生產(chǎn)廠家重組、轉(zhuǎn)產(chǎn)以及停產(chǎn)等，現(xiàn)在生產(chǎn)巖石掘進機的廠家主要有羅賓斯、維爾特、海瑞克(Herrenknecht)、拉瓦特(Lovat)和小松(Komatsu) 。著名的軟土掘進機 (盾構(gòu))生產(chǎn)廠家是川崎重 5~(Kawasaki)、三菱重工(Mitsubishi)和法馬通(NFM) 。隧道掘進機除主機外，還必須配備配套系統(tǒng)，稱為后配套系統(tǒng)。通常主機和配套系統(tǒng)總長度達 150~300 m。后配套系統(tǒng)包括運碴、運料系統(tǒng)、支護設備、激光導向系統(tǒng)、供電裝置、供水系統(tǒng)、排水系統(tǒng)、通風防塵系統(tǒng)和安全保護系統(tǒng)。用于水工隧洞的還有注漿系統(tǒng)等。TBM 法與鉆爆法相比，其主要優(yōu)點是掘進速度快，所以后配套系統(tǒng)是滿足連續(xù)快速掘進的關(guān)鍵因素，其運輸布置、運輸能力、供水、排水流量、通風方式及風壓、風量以及噴錨、混凝土管片安裝、豆礫石噴射、灌漿的速度，必須與掘進速度相匹配 J。由于隧道掘進機不僅技術(shù)上高速成洞，遠比傳統(tǒng)的鉆爆法優(yōu)越，而且經(jīng)濟上綜合效益也遠比鉆爆法高，因此，在長大隧道的設計和施工中應該優(yōu)先考慮采用隧道掘進機的方案。1.2 掘進機在我國應用發(fā)展簡況我國 1966 年生產(chǎn)出第 1 臺直徑 3．4 m 的掘進機，在杭州人防工程中進行過試驗。20 世紀 70 年代進入工業(yè)性試驗階段，研制出SJ55， SJ58， SJ64，EJ30 型掘進機。20 世紀 80 年代進入實用性階段，研制出SJ58A，SJ58B ，SJ40／45 ，EJ30，32，EJ50 型掘進機，在河北引灤、福建龍門內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）3灘、青島引黃濟青、云南羊場煤礦、貴陽煤礦、山西古交和懷仁煤礦等工程中使用。當時，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 自 1978 年我國實行改革開放以來，引入國外大型 TBM 進行隧道施工，取得了成功。2003 年由中國第二重型機械集團公司和美國 Robbins 公司合作的新一代 3．65 m 雙護盾掘進機在四川 I 德陽二重集團公司內(nèi)制造完工。這臺 3．65 m 雙護盾掘進機為新一代全斷面掘進機，是集機械、電氣、液壓、自動控制于一體的用于地下隧道工程開挖的智能化大型成套施工設備，用于云南省昆明市掌鳩河 22km 長的引水隧洞施工。該機為適應我國西南地區(qū)地質(zhì)不確定性大，破碎地帶會較多等特點，采取了許多特殊的設計，如脫困力矩和脫困難推進力都特大，用于脫困的輔助推進缸的液壓系統(tǒng)壓力最高可達 50 MPa。這些充分體現(xiàn)了新一代掘進機地質(zhì)適應能力更強的特點。該掘進機的研制成功是我國重大裝備制造業(yè)取得的一項重要成果。2004 年大連重工起重集團有限公司與美國羅賓斯合作生產(chǎn)兩臺雙護盾掘進機，開挖直徑 8．03 m，用于遼寧大伙房輸水工程。近期，沈陽重型機械集團公司與德國維爾特鉆掘設備制造公司以及法國NFM 技術(shù)公司三方共同投資創(chuàng)建了沈陽維爾特重型隧道工程機械成套設備公司。沈重投資 52％控股，維爾特公司和 NFM 技術(shù)公司投資各占 24％，合資年限為 30 a。這對我國重大裝備制造將起到良好的促進作用。在盾構(gòu)(軟土掘進機) 方面上海隧道工程股份有限公司機械廠最早在 1958 年設計制造上海塘橋淺土層隧道試驗盾構(gòu)(網(wǎng)格式)以來， 自己制造和合作制造盾構(gòu) 88 臺( 至 2003 年年底) 。該廠是我國盾構(gòu)最主要的生產(chǎn)廠。2002 年該廠與日本石川島播磨重工業(yè)株式會社以及中和物產(chǎn)株式會社合作制造了雙圓盾構(gòu)。2004 年 6 月該廠偏心多軸多刀盤式矩形掘進機通過驗收。該機尺寸為 4 mx6 m(寬× 長) ，應用于寧波藥行街一開明街地下通道工 。2003 年首鋼與德國海瑞克公司合作開發(fā)盾構(gòu)。目前，合作制造的盾構(gòu)已正式下線，將為北京地鐵施工服務。2004 年天津市機電工業(yè)控股集團與日本川崎重工株式會社達成協(xié)議， 由天重重型機器有限公司與川崎重工公司合作生產(chǎn)盾構(gòu)。特別是 2004 年 10 月上海隧道工程股份有限公司機械廠設計制造的、具有我國自主知識產(chǎn)權(quán)的、直內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）4徑 6．34 m 的“先行號” 。土壓平衡盾構(gòu)，已用于上海地鐵 2 線西延伸段古北路站一中山公園站區(qū)間施工。以上這些都表明我國盾構(gòu)技術(shù)已進入國際水平。1.3 掘進機的作用掘進機是截割、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，有的掘進機還具有支護功能。掘進機掘進比鉆爆法掘進有許多優(yōu)點：掘進速度高、成本低、圍巖不易被破碎、利于支護、減少冒頂和瓦斯突出、減少超挖量、改善勞動條件、提高生產(chǎn)的安全性。1.4 掘進機的分類掘進機根據(jù)所掘進的斷面的形狀，分為全斷面掘進機和部分斷面掘進機。全斷面掘進機適用于直徑為 2.5~10m 的全巖巷道、巖石單軸抗壓強度為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。部分斷面掘進機一般適用于單軸抗壓強度小于 60MPa 的煤巷、煤巖巷、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。部分斷面掘進機一次僅能截割一部分斷面，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、拱形等多種形狀。部分斷面掘進機截割工作機構(gòu)的刀具作用在巷道局部斷面上，靠截割工作機構(gòu)的擺動，依次破落所掘進斷面的煤巖，從而掘出所需斷面的形狀，實現(xiàn)整個斷面的掘進。部分斷面掘進機按工作機構(gòu)可分為沖擊式掘進機、連續(xù)采煤機和圓盤滾刀式掘進機、懸臂式掘進機四種。其中懸臂式掘進機在煤礦中使用普遍。懸臂式掘進機按截割頭的布置可分為縱軸式（如 ELMB 型）和橫軸式（如EBH-132 型）兩種；按掘進對象可分為煤巷懸臂式掘進機和全巖巷懸臂式掘進機和煤–巖懸臂式掘進機三種；按機器的的驅(qū)動形式可分為電力驅(qū)動和電-液驅(qū)動兩種。1.5 影響掘進機性能的因素設計、加工與制造(1)整機操作的穩(wěn)定性。掘進機的操作穩(wěn)定性對其工作效率、工作安全性具內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）5有很大的影響。一些研究人員論述了有關(guān)掘進機的操作穩(wěn)定性的重要意義， 同時還對橫軸型與縱軸型掘進機進行了比較分析，認為縱軸型掘進機對自身的重量利用不充分，因此同橫軸型掘進機比較而言，縱軸型掘進機要實現(xiàn)相同的穩(wěn)定性，重量需要增加約 20a／hi2]。在掘進機作業(yè)時，可能發(fā)生側(cè)翻、后翻、沿垂直軸線旋轉(zhuǎn)、履帶打滑等失穩(wěn)現(xiàn)象。增加機身重量可以改善掘進機作業(yè)的穩(wěn)定性，但是這樣做一方面會增加成本，另一方面使掘進機在潮濕低洼的環(huán)境下，容易出現(xiàn)下陷。0．Acaroglu，H．Ergint：]對掘進機的穩(wěn)定性進行了分析，不僅給出了穩(wěn)定性的力學方程，同時還闡述了穩(wěn)定性對機器性能的影響。據(jù)統(tǒng)計，在工作過程中因機器在空間位置上不夠穩(wěn)定造成的停機達 26％，因電機崩潰造成的停機占 20％嘲。掘進機的整機穩(wěn)定性直接影響其他執(zhí)行機構(gòu)的正常運轉(zhuǎn)，因此增強掘進機的整機穩(wěn)定性，對于提高掘進機的機械性能、增強其工作效率，減少故障都具有重要意義。(2)行星輪裝載機構(gòu)動作協(xié)調(diào)性。裝載機構(gòu)是掘進機的主要工作機構(gòu)之一，其作用是將截割機構(gòu)破落下來的煤巖收集、耙裝至中間輸送機。裝載能力的大小取決于裝載機構(gòu)參數(shù)的選擇，它直接決定了整機的生產(chǎn)能力。因此不斷改進和完善掘進機裝載機構(gòu)，是提高掘進機整機性能的前提。當星輪轉(zhuǎn)速與輸送機鏈速不相匹配，如果星輪轉(zhuǎn)速較大，耙進的煤輸送機不能及時運走，造成堆積；如果輸送機鏈速較大，輸送煤不充分，會降低機器效率。(3)截割頭、截齒的綜合因素。截齒是掘進機的關(guān)鍵部件，其材料、制造工藝對掘進機的性能會產(chǎn)生較大的影響。隨著掘進機應用范圍的擴展，對截齒硬度、疲勞強度的要求有增大趨勢。目前國產(chǎn)掘進機截齒體材多為硬質(zhì)合金，35CrMnSiA，其缺點是脆性大。由于掘進機作業(yè)巖層地質(zhì)條件的復雜性，要求截齒具有較高硬度、良好的耐沖擊性、抗磨性，從而保障掘進機在截割富含石英的巖石時具有穩(wěn)定的工作能力。不僅截齒的材質(zhì)十分重要，而且截齒的形狀、截割頭的排列方式，對于掘進機的性能影響也不容忽視。由于鎬形截齒具有良好的自銳性、耐沖擊性而得到廣泛應用。截割頭的排列方式直接影響著整機的平穩(wěn)性和工作效率。張鑫在研究中發(fā)現(xiàn)，通過截齒排列參數(shù)優(yōu)化設計，可以使截割頭載荷波動的變差系數(shù)減小到 O．06 以下，提高了掘進機的工作可靠性。內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）6(4)掘進機的功率。我國目前使用的掘進機功率普遍較小，一般不超過 160 kW。而發(fā)達國家的掘進機功率普遍在 200—300 kW，最高接近 500 kW。功率偏小，不利于截割更堅硬的巖石和提高作業(yè)效率，因此我國需要加強大功率掘進機的開發(fā)。為了較好地發(fā)揮掘進機的性能，必須留有一定的儲備功率。從目前掘進機發(fā)展趨勢來看，大功率的掘進機，如$220、AM75 等機型必然成為礦山的主力機型。(5)其他因素。影響掘進機性能的因素還包括掘進機的控制系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、供水系統(tǒng)、行走系統(tǒng)等的可靠程度。工程實踐證明，這些系統(tǒng)性能穩(wěn)定，安全可靠，為掘進機的長期無故障運行提供了重要保障。除以上因素外，影響掘進機性能的地質(zhì)環(huán)境因素還有許多，作用機理相當復雜，還有待進一步研究。內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）7第二章 機械傳動裝置的總體設計2.1 齒輪傳動的特點齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達數(shù)十萬千瓦，圓周速度可達 200m/s。齒輪傳動的主要特點有：1)效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達９９％。這對大功率傳動十分重要，因為即使效率只提高１％，也有很大的經(jīng)濟性意義。2)結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小。3)工作可靠、壽命長 設計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這也是其他機械傳動所不能比擬的。這對車輛及在礦井內(nèi)工作的機器尤為重要。4)傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應用，也就是由于具有這一特點。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。齒輪傳動可做成開式、半開式及閉式。如在農(nóng)業(yè)機械、建筑機械以及簡易的機械設備中，有一些齒輪傳動沒有防塵罩或機殼，齒輪完全暴露在外邊，這叫開式齒輪傳動。這種傳動不公外界雜物級易侵入，而且潤滑不良，因此工作條件不好，輪齒也容易磨損，故只宜用于低速齒輪傳動。它的工作條件雖有改善，但仍不能做到嚴密防止外界雜物侵入，潤滑條件也不算最好。如汽車、機床、般空發(fā)動機等所用的齒輪傳動，都是裝在經(jīng)過精確加工而且封閉嚴密的箱體（機匣）內(nèi)，這稱為閉式齒輪傳動（齒輪箱） 。它與開式或半開式的相比，潤滑及防護等條件最好，多用于重要場合。在此 EBH-90 掘進機行走部行星減速器中，由于閉式齒輪傳動封閉性能較內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）8好，機械效率也較大，所以我們采用閉式齒輪傳動。2.2 確定 EBH-90 掘進機行走部行星減速器傳動方案行走機構(gòu)是掘進機行走的執(zhí)行機構(gòu) , 也是整機聯(lián)接支撐的基礎。采用兩履帶分別由液壓馬達傳動的結(jié)構(gòu)形式 , 它由左右減速器、左右張緊裝置、左右履帶架、履帶、驅(qū)動輪、后支撐及導軌組成。方案一：左右減速器為一級直齒、一級蝸輪副和一級行星傳動所組成的三級減速器。方案二：左右減速器為三級直齒、一級行星傳動所組成的四級減速器。經(jīng)比較方案一其傳動缺點是: 傳動效率低 , 不能及時有效的完成工作 ; 易發(fā)熱 , 若不及時散熱 , 會引起箱體內(nèi)油溫升高 , 潤滑失效 , 導致輪齒磨損的加劇 , 甚至出現(xiàn)膠合 ; 蝸輪蝸桿設計要求高 , 成本高 , 實際使用蝸桿易折斷 , 馬達易損 , 耽誤生產(chǎn)。方案二相對于方案一的優(yōu)點: 其傳動效率相對較高 , 能及時有效地傳遞能量; 直齒輪加工制造簡單 , 制造成本相對較低 ; 檢修較蝸輪結(jié)構(gòu)容易且避免了蝸桿、馬達易損的特點。根據(jù)已知條件：長期不間斷，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，傳動效率高 故選方案二傳動較為合適，其傳動簡圖如圖 1-1圖 2.1 EBH90 掘進機行走部行星減速器傳動方案內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）92.3 傳動裝置總傳動比的計算及傳動比分配2.3.1 選擇油馬達本結(jié)構(gòu)處需要無級調(diào)速，速度的調(diào)節(jié)范圍要求很大，而且占地又小，需要結(jié)構(gòu)緊湊的原動機，故選油馬達。根據(jù)性能要求：制動力矩 540Nm，轉(zhuǎn)速486r/min,輸入扭矩 307.5 Nm.。故選擇斜軸式軸向柱塞馬達。其型號為A2F107W2P2。此馬達為定量馬達，它采用雙金屬缸體，球面配油結(jié)構(gòu)，具有壓力高、體積小、質(zhì)量輕、轉(zhuǎn)速高、耐沖擊、壽命長等特點，而且輸出軸能承受一定的徑向載荷，適合于工程機械及冶金、礦山、起重、運輸、船舶等機械的開式或閉式液壓系統(tǒng)。該種馬達由于容積效率高，往往作為大扭矩行星減速器馬達，也可以作測速馬達用。A2F107W2P2 斜軸式軸向柱塞馬達。馬達壓力參數(shù) 最高壓力 40Mpa 額定壓力 35 Mpa ，功率為 15.3kW表 2-1 （技術(shù)參數(shù)）總重量（t）馬達功率（kw）掘金機行走速度（m/min ）馬達轉(zhuǎn)速（ｒ/ ｍｉｎ）40.2 15.3 5.11 486參素計算按經(jīng)驗公式：驅(qū)動輪直徑） 4s85~7DqG）（?=336~380mm為了滿足結(jié)構(gòu)的布置，取 Dq=350mm，所以驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速min/6.4v0nrDl?π2.3.2 總傳動比的確定油馬達確定后，根據(jù)油馬達的滿載轉(zhuǎn)速 mn及工作機的轉(zhuǎn)速 ln計算傳動裝置的總傳動比 i=486/4.6=105.65r/min傳動比的分配原則：1.使各級傳動的承載能力大致相等（齒面接觸強度大致相等） 。2.使減速器能獲得最小外形尺寸和重量。內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）103.使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等，潤滑最為簡便。2.3.2 傳動比分配按上述原則，本設計初分配行星齒輪傳動比 3214ii總?=6.20，初分配圓柱齒輪總傳動比為 17.032。初分配三級圓柱齒輪傳動比為 52.i6.2i.i 31 ??，，2.4 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算2.4.1 各傳動軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸 min/4861rn?Ⅱ軸 i/9212iⅢ軸 in/8.716.23 rin??Ⅳ軸 mi/53934i太陽輪軸 5428/innr?履帶驅(qū)動輪軸 66/i2.4.2 各傳動軸功率Ⅰ軸與馬達直接以液壓摩擦制動器相連，查閱相關(guān)手冊知其效率如下式中，所以有：Ⅰ軸 kwP15?Ⅱ軸 kw5.149.082???Ⅲ軸 334. 2Ⅳ軸 41.3.70Pk?太陽輪軸 545.709156w???內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）11履帶驅(qū)動輪軸 65613.09813.2Pkw????2.4.3 各傳動軸扭矩Ⅰ軸 NmT75.4486n9011Ⅱ軸 i 3.9.0275.22 ????Ⅲ軸 337184 NmⅣ軸 418452.6Ti Nm太陽輪軸 526903???? Nm履帶驅(qū)動輪軸 645.7.987.0i根據(jù)以上計算列出本傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)數(shù)據(jù)表，見下表：表 2.2 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)數(shù)據(jù)表軸號參數(shù) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 太陽輪軸 履帶驅(qū)動輪軸轉(zhuǎn)速n/（r/min）486 186.92 71.89 28.53 28.53 4.60功率P/kW15.0 14.55 14.12 13.70 13.56 13.29轉(zhuǎn)矩T/（N ·m）294.75 743.37 1874.77 4582.69 4536.87 27566.0傳動比 i 2.60 2.60 2.52 1 6.20效率 η 0.97 0.97 0.97 0.99 0.98內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）12第三章 傳動零件設計計算3.1 齒輪設計計算3.1.1 圓柱齒輪傳動部分第一級齒輪設計計算1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 如傳動系統(tǒng)簡圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）根據(jù)設計要求，選用 6 精度（GB 10095–88） 。3）材料選擇。小齒輪材料為 S16MnCr，其硬度 56~62HBC。大齒輪的材料為 S16MnCr，其硬度 56~62HBC。4）選小齒輪的齒數(shù) 。， 大 齒 輪 齒 數(shù) 47186.2z18z ????2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即 3 2HEd1t1 )][Z( ·2.d??uKT??確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) 。6.1?t計算小齒輪傳遞的扭矩。5151 10948.2486159n0.9???PT由表 10–7 選取齒寬系數(shù) 。d?內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）13由表 10–6 查得材料的彈性影響系數(shù) 。218.9MPaZE?由圖 10–21e 按齒面硬度查的大、小齒輪的接觸疲勞強度極限 a1650a150lim2limPMPHH????，： 由式 10–13 計算應力循環(huán)次數(shù)。 892 9h1107.6.0 10.234jn????NL）（7)由圖 10–19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 。95.;93.21HNHNK8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1,由式（10-12）得 ?? a5.167a16509. .343.2lim21li1 MPPSKHN?????計算試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 ??H?中較小的值。1td muKT 96.45.1386.210948.263.)][Z( ·32.d 252HEd1t1 ?????????????2）計算圓周速度 v。 s/m27.106489.106nt ?????計算齒寬 b。 9.4.dt1?4）計算齒寬與齒高之比 b/h模數(shù) m7.2186.zdmtt ?齒高 4.6.5.2.ht??0.824.69hb?內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）14計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.27m/s，6 級精度，由圖 10–8 查的動載系數(shù) 。05.1?VK直齒輪 .1??FHK由表 10–2 查得使用系數(shù) ;5.A由表 10–4 用插值法查的 6 級精度，小齒輪相對支承非對承布置時， 507.1??HK由 507.1,.8??Hhb查圖 10–13 得 ;故載荷系數(shù)39FK924.507.1.8????HVA6)按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑,由式(10–10a)得 m61.6.4d33t1?TK計算模數(shù) m。 39.18z?3. 按齒根彎曲彎曲強度設計 由式（10–5）得彎曲強度的設計公式為 ??a132dmzFSYKT???（ ）(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖 10–20c 查的大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 205a105aFEFEMPMP????， ；2）由圖 10–18 取彎曲壽命系數(shù) 。92.0,6.1?FNFNK3) 計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.3,由式（10–12）得內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）15??11220.9615a75.38a3.4.0FNEKMPS????算載荷系數(shù) K。 v1.8501.392.7AFK??????5）查取齒形系數(shù)。由表 10–5 查得 。32.;9.21FaFaY6）查取應力校正系數(shù)。由表 10–5 查得 。69.1;5.21?SaSa7）計算大、小齒輪的 并加以比較。??FY?a12.91.530.7478SF?????a26.284SFY?小齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算 532.70.981m0.742.9m????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可由彎曲強度算的模數(shù) 2.97 并就近圓整為標準值 m=3.0mm，按接觸強度算得分度圓直徑 mm，算出小齒輪齒數(shù)681?d1z20m3.?大齒輪齒數(shù) 2.65??內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）16這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 12dzm2036m51???（2）中心距 12d60a8???計算齒輪寬度 d1b60m=??取 。mB65;012?第二、三級圓柱直齒輪傳動設計計算方法同第一級（計算過程省略）表 3–1 計算結(jié)果代號 齒數(shù) 模數(shù) 轉(zhuǎn)數(shù) r/min 輸入轉(zhuǎn)矩 Nm材料 齒面硬度HRC3Z20 4 186.92 743.6 S16MnCr 56~62452 4 71.89 1856 S16MnCr 56~62522 5 71.89 1856 S16MnCr 56~626Z55 5 28.52 4537.74 S16MnCr 56~623.2 行星齒輪傳動設計3.2.1 選取傳動類型和傳動簡圖行星齒輪傳動的特點：行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸與是輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。行星齒輪傳動的主要特點如下：體積小、內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）17質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力??；傳動效率高；傳動比較大，可以實現(xiàn)運動的合成與分解；運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。NGW(2K–H 負號機構(gòu))型行星齒輪傳動效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，軸向尺寸小，可用于各種工作條件。根據(jù)設計要求其傳動簡圖（圖 3.1） 。圖 3.1 2K–H 行星傳動簡圖（2）計算1）傳動比 4i和配齒計算 20.65.26.10ii3214 ???總為提高設計效率，一般不必自行配齒，只須首先將分配的傳動比適當?shù)恼{(diào)整即可直接查表確定齒數(shù)?？芍鶕?jù)表 14–5–5 只需把 =6.20 調(diào)整為 =6.304i4i即可。根據(jù) =6.30 和表 14-5-54i在 。3,71z,29,13z286. ???SBCABAX處 取4i.0%??遠小于一般減速器實際傳動比允許誤差 4%，完全符合要求。2）按接觸強度初算 A–C 傳動中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩 m36.492i3535 ???NT?內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）18設載荷不均勻系數(shù) ;0.1c?K在一對 A–C 傳動中，小輪（太陽輪）傳動的扭矩為5492.36.1497.5sTNm???齒數(shù)比 。.13?ACzu太陽輪和行星輪的材料選用 S16MnCr 滲氮淬火，齒面硬度要求為：太陽輪59~63HRC,行星輪 53~58HRC; limplim1650;.91650.9485HHMPa?????許 用 接 觸 應 力MPa。取齒寬系數(shù) ，載荷系數(shù) K=1.8, 按第一章 8.3.1 齒面接觸強度計算.a?公式計算中心距 33a2 2p 1.8497.5u481.670AHKTA??????（ +1） （ .）模數(shù) a217.6m.z39AC?取模數(shù) m=6。為提高嚙合齒輪副的承載能力，將 減少一個齒，改為 =28，并進行不CzCz等角變位，則 A–C 傳動未變位時的中心距為??maz3412m2C????根據(jù)系數(shù) ,查圖 14–5–4，預取嚙合角 則 。??4AC???3.18BCA–C 傳動中心距變動系數(shù)為 ??'1cosyz0.5872ACACAC?????????則中心距內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）19''aym=123+0.5876=12.5m127AC???取3）計算 A–C 傳動的實際中心距變動系數(shù) 和嚙合角ACy'AC?'''a1273y 0.676coscos.9124.8ACAAC???????計算 A–C 傳動的變位系數(shù) ??'invixz2ta4.8nv20138ACACC???????=0.738用圖 14–5–5 校核，均在許用區(qū)內(nèi)，可用。根據(jù) ，實際的 u=2.15，在圖 14–5–5 中， 縱坐標上 0.738738.0??ACx ?X處向左作水平線與 3 號斜線（u1.6~2.2）相交,其交點向下做垂直線,與 橫坐1標的交點即為太陽輪的變位系數(shù) ,行星輪的變位系數(shù)為:4.0?Ax=738.50.28C???5)計算 C–B 傳動的中心距變動系數(shù) 和嚙合角CBy'CB?C-B 傳動外變位時的中心距為 ????m6az712892CBC???則 ·ay0.36BB ?129coscoscos.954a7CB????、 、 '172C??、6)計算 C-B 傳動的變位系數(shù)內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）20????' 'inviinv172i0xz78.3122tataCBCB?????????x0.32B????7)計算幾何尺寸分度圓直徑 dmz61378m264AACCBB???齒頂圓直徑 ??29.581264.aAaACCaBadmhxym?????????基圓直徑 cos73.01584.bABbCdm???端面重合度 ????' '11 2' '23tanttant1.6492.ACBa azz????? ??????? ?驗算 A–C 傳動的接觸強度和彎曲強度3.2.2 接觸強度驗算確定系數(shù) 所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度VK5410./06AXmznims????????????由式（14–5–12）和式（14–5–13）確定 。?HFK和??1FbHK??????內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）21??1HbFK??????由圖 14–5–12 得 86.0,1.?FH081dAamz?由圖 14–5–13 得 27.?b?=1+(1.27-1)0.86=1.23?HK=1+(1.27-1)0.81=1.22F計算接觸應力的值 0 1tHEuZdb?????式中 －端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，NtFb－工作齒寬，mm，指一對齒輪中的較小齒寬，b=39mm－小齒輪分度圓直徑， =78mm1d1du－齒數(shù)比 ，u=2.15－節(jié)點區(qū)域系數(shù) ， =2.35HZHZ－彈性系數(shù) ， =189.8MpaEE－ 重合度系數(shù)， =0.91? ?－螺旋角系數(shù)， =1?Z?Z各參數(shù)帶入計算得：=344.70Mpa0H?9）計算接觸應力 10HBAVHZK???式中 – 小輪單對齒嚙合系數(shù) 由本節(jié)（5）得 =2BZ BZ–使用系數(shù)，由表 14–1–71 得 =1.85AKA內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）22–動載系數(shù)，由圖 14–1–74 得 =1.0VKVK–接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。?H–接觸強度計算的齒間載荷分布系數(shù)。? BCAbcCBACpBzzna??????????oscs97.21i64.18228pn把以上數(shù)據(jù)帶入計算得 1Hp??3.2.3 按彎曲強度驗算根據(jù)使用系數(shù) 表，采用表薦值時其最小彎曲強度安全系數(shù)AK。25.1min?FS齒根應力 0tFFSnYbm???式中 –端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，NtFb–工作齒寬（齒根圓處） ，mm–法向模數(shù)，mm；nm–載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的應力校正系數(shù)，見FY本節(jié)（4）–載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時的應力修正系數(shù)，見S本節(jié)（5）安全系數(shù) FG??參數(shù)的計算過程略直接查手冊并帶入數(shù)據(jù)計算得 =2.21。即:FS內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）23minFS?9）根據(jù)接觸強度計算結(jié)果確定內(nèi)齒輪材料根據(jù)表 14–1–70 得公式得1limt AVHHEHNLRWXFuKZdbZ????????計算結(jié)果 （在計算過程中，取 ）MPa02li 1lim?HS根據(jù) limH選用 20Cr2Ni4A 并進行氮化處理，表面硬度達 58~62HRC 即可。C–B 的彎曲強度驗算過程在本設計過程中（略） 。3.2.4 裝配條件的驗算鄰接條件即 現(xiàn)已知 =182.64，pACnad?si2?ACd18.647i219.7Ap???同心條件太陽輪 A 與行星輪 C 間的中心距 ACa應等于內(nèi)齒圈 B 與行星輪 C 間的中心距， . 其中 =13， =71， =28。即'217,48.2' ???BC?zBCzcossACCB????裝配條件 pn個行星輪在太陽輪與內(nèi)齒圈之間要均勻分布，其條件為 ABpzCn??其中 C 為整數(shù)整數(shù)帶入數(shù)計算得： （得數(shù)為整數(shù)，滿足條件）即28??pBAnz內(nèi)蒙古科技大學畢業(yè)設計說明書（畢業(yè)論文）24ACa= B。對于角變位齒輪為 各嚙合齒輪副的嚙合角BACzz?coss???3.3 行星齒輪傳動的均載裝置行星齒輪傳動通過幾個行星輪分擔載荷傳遞動力。為了補償制造及裝配誤差的影響，使各行星輪均勻地分擔載荷，在傳動中采用載荷均衡裝置。采用彈性元件的均載裝置這種裝置的特點是通過彈性元件的彈性變形，使行星輪間達到載荷均衡。（1）太陽輪彈性浮動 太陽輪裝在細長的彈性軸上或直接將太陽輪做成細長的齒輪軸，當行星輪間載荷分配不均勻時，依靠細長軸的彈性變形使太陽輪產(chǎn)生彈性浮動，從而達到行星輪間載荷均衡。應該指出，采用彈性軸時，應盡量使彈性軸設計成簡支梁形式，載荷沿齒寬分布比較均勻。這種形式結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，沒有齒輪聯(lián)軸器那種側(cè)隙，減震性能好。但采用細長彈性軸時，其軸向尺寸長，因而常用于軸向尺寸不受限制的行星齒輪傳動中，其均在效果比不上齒輪聯(lián)軸器的浮動形式，載荷不均衡系數(shù)與彈性軸的剛度和制造誤差成正比，因而有較高的制造精度。（2）行星輪彈性浮動 這是行星輪裝在彈性軸上的一種裝置，這種形式的裝載的均載原理是當行星輪間載荷分配不均勻時，載荷大的行星輪在較大的嚙合力作用下，使彈性元件壓縮變形大，則此行星輪相對行星架的切向位移就大一些，無負載或負載較小的行星輪相對于行星架的切向位移則沒有或者較小，與此同時，太陽輪相對于行星架轉(zhuǎn)了一個角度，這樣原來無負載或者負載較小的行星輪就消除了與倆中心輪嚙合面得側(cè)隙，傳遞載荷或進一步與倆中心輪輪齒壓緊嚙合，以增大傳遞載荷，從而達到載荷均衡之目的。由此可見這種形式的的裝置主要利用彈性元件變形，使行星輪浮動來達到調(diào)整載荷，使其均衡。這種形式的裝置有其行星輪浮動的固有優(yōu)點，因受力大，浮動距離小，所以靈敏度高，可用于行星輪個數(shù)大于 3 的的行星齒輪傳動中，減震性好，結(jié)構(gòu)簡單，但載荷不均衡系數(shù)與彈性元件的的剛度和制造誤差成正比，因而仍要求較高的制造精度，此外，還不能承受較大的離心力。