畢業(yè)設計（論文）掘進機行走減速器與履帶板設計

1、中文題目：掘進機行走減速器與履帶板設計 外文題目：the design of the walking reducer and the tracked plate 畢業(yè)設計（論文）共 46 頁（其中：外文文獻及譯文 8 頁） 圖紙共 4 張 完成日期 2007 年 6 月 答辯日期 2007 年 6 月 目錄目錄 引言 1 行走機構的參數(shù)計算 1.1 行走機構的功用和組成 1.2 行走機構基本參數(shù)的確定 1.2.1 履帶板寬度的確定 1.2.2 左右履帶中心距的確定 1.2.3 單側履帶接地長度的確定 1.2.4 履帶平均接地比壓的確定 1.2.5 單側履帶牽引力的確定 1.3 履帶行走的功率

2、1.3.1 行走實際功率 1.3.2 單邊履帶行走機構輸入功率的計算確定 1.3.3 履帶對地面附著力校核計算 2 驅(qū)動元件的選取及參數(shù)計算 3 行星齒輪傳動設計 3.1 已知條件 3.2 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 3.3 配齒計算 3.4 初步計算齒輪的主要參數(shù) 3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 3.4.2 齒輪模數(shù)的計算 3.5 嚙合參數(shù)的計算 3.5.1 變位中心距的計算 3.5.2 變位系數(shù)的計算 3.6 幾何尺寸的計算 3.6.1 分度圓直徑的計算 3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計算 3.6.3 基圓直徑的計算 3.6.4 節(jié)圓直徑的計算 3.7 裝配條件的驗算

3、3.7.1 鄰接條件 3.7.2 同心條件 3.7.3 安裝條件 3.8 傳動效率的計算 3.9 各構件切向力的計算 3.10 齒輪強度驗算 3.10.1 齒面接觸強度校核 3.10.2 齒根彎曲強度校核 3.11 結構設計 3.11.1 高速軸的結構設計 3.11.2 低速軸的結構設計 3.11.3 轉(zhuǎn)臂與心軸的設計 4 履帶板設計 4.1 形式的選擇 4.2 材料的選擇 4.3 形狀和尺寸的選擇 4.4 鏈和鏈輪的參數(shù)計算 5 實現(xiàn)互換性的設計 5.1 履帶板參數(shù)變更設計 5.1.1 履帶板參數(shù)計算 5.1.2 減速器已知條件的變更 5.2 履帶板結構變更設計 6 結論 致謝 附錄 a 附

4、錄 b 摘要：摘要： abstract 引言 1 行走機構參數(shù)的確定 1.1 行星機構的組成和功用 履帶行走機構的功能是支撐機體并將由傳動機構輸入的旋轉(zhuǎn)運動的轉(zhuǎn)矩 變成掘進機在地面上的移動和牽引力，它可以使機器實現(xiàn)推進、調(diào)用、轉(zhuǎn)彎等。 對于履帶行走機構的抓哦性能要求良好的附著力，較低的接地壓力，較 小的滾動阻力，其結構由履帶架、履帶、驅(qū)動鏈輪、支撐輪、引導輪和張緊裝 置。 1.2 行走機構基本參數(shù)的確定 1.2.1 履帶板寬度b 按經(jīng)驗公式 (1-1) 3 (0.9 1.1)209bg 已知g=31t,所以b=590 722（mm） 為了不應接地比壓過小浪費材料取b=500mm 1.2.2 左

5、右履帶中心距離b =17502250(mm) 取b=2000mm (1-2)(3.5 4.5)bb 1. 2.3 單側履帶接地長度l =32004400（mm） 取l=3000mm (1-3)(1.6 2.2)lb 1.2.4 履帶板平均接地比壓p =0.103 (1-4) 1000 2 s g p bl 已知gs掘進機總重量 gs=310kn 1.2.5 單側履帶牽引力t1 (1-5) 22 22 11 22 44 (1)(1) 24 ss ug lg fnugsln tr blbl 式中 f-滾動阻力系數(shù)，0。08-1。0；取f=1.0 u-轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，0.8-1.0；取u=0.98 n

6、-掘進機重心與行走機構接地形心的縱向偏心距n，n=500mm 所以 t1=247kn 1.3 行走機構的功率 1.3.1 行走機構的實際功率 已知行走速度v=0.5m/min，所以 (1-6) 1 2470.5 2.06 6060 tv pkw 實 1.3.2單邊履帶行走機構輸入功率的計算確定 (1-7) 1 12 p p 實 式中: 單邊履帶行走機構的輸入功率， ； 履帶鏈的傳動效率； 驅(qū)動裝置減速器的傳動效率。 取值范圍，有支重輪時取0.890.92，無支重輪時取0.710.74。 由（1-7）公式得 1 12 2.06 2.82 0.900.812 p pkw 實 1.3.3履帶對地面附

7、著力校核計算 單邊履帶行走機構的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單邊 履帶與地面之間的附著力。 （1- 11 3100.8248tgkn 8） 2 驅(qū)動元件的選擇和參數(shù)計算 按經(jīng)驗公式: 驅(qū)動鏈輪直徑 （2- 4 (75 85)(310 356) qs dgmm 1） 取=350mm，輸出轉(zhuǎn)矩 q d 1 247350 43.225. 22 q tq tkn m 方案1 根據(jù)電機和參考文獻7表4.12-1可選電機如表2-1： 表2-1 電機參數(shù)對比表 tab.2-1 table of electrical parameters contrast 型號 y90l-2y100l1-4

8、y112m-6yb2s-8 轉(zhuǎn)速r/min 28401420940750 重量kg 25344563 傳動比i 5680284018801500 四種電機傳動比過大，為了減速器結構緊湊，不應使用電機。 方案2 根據(jù)功率和文獻14表17-5-68可選用于行走機構的馬達如表2-2 表2-2 馬達參數(shù)對比表 tab.2-2 table of contrast motor parameters 型號 mfb5mfb10mfb20mfb29mvb5mvb10 額定轉(zhuǎn)矩n.m 31641011783161 輸出最小轉(zhuǎn)速r/min 770373200114770320 （2-pmw 2） 由公式（2-2）得

9、 所以2pmn 2 p n m 馬達mfb5對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 馬達mfb10對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000373 / min 2 3.14 64 nr 馬達mfb20對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000236 / min 2 3.14 101 nr 馬達mfb29對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000114 / min 2 3.14 178 nr 馬達mvb5對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 馬達mvb10對應的最低轉(zhuǎn)速 2.5 60 1000392 / min 2 3

10、.14 61 nr 轉(zhuǎn)速越大，減速器的傳動比也越大，即結構也越大，為了使減速器結構緊湊且 滿足轉(zhuǎn)矩要求：，選mfb29柱塞馬達，取其轉(zhuǎn)速n=120r/min，所以總傳tt 額 動比 120 240 0.5 n i n 輪 3 行星齒輪傳動設計 3.1 已知條件 該行星傳動的輸入功率 p1=2.82kw,輸入轉(zhuǎn)速 n1=120r/min,傳動比=240,要求 p i 該行星齒輪傳動結構緊湊，外廓尺寸較小，傳動效率較高，工作環(huán)境較差，沖 擊嚴重。 3.2 選取傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)已知條件：結構緊湊和外廓尺寸小，傳動比大，故選用具有單齒圈行星輪 的 3z（）型行星傳動較為合適，其傳動簡圖如圖 3

11、-1 圖 3-1 傳動系統(tǒng)簡圖 fig.3-1 map of transmission system 3.3 配齒計算 根據(jù)=240 和參考文獻1表 3-6，在=239.875 處 p i b ae i 取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3 =0.05% 滿足條件 b pae p ii i i 為了使 3z（）型行星傳動能正常嚙合，必須將其各嚙合齒輪副進行角度變位。 3.4 初步計算齒輪的主要參數(shù) 3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 根據(jù)實際情況和參考文獻1表 6-3，選取中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20crmnti,滲 碳淬火，齒面硬度 58-62hrc，加工

12、精度均為 6 級，根據(jù)參考文獻1圖 6-12 和 圖 6-27，取=1400n/m2和=340n/mm2,內(nèi)齒輪 b 和 e 均采用 42crmo,調(diào) limh limf 質(zhì)硬度 217-259hb，加工精度均為 7 級，根據(jù)參考文獻1圖 6-11 和 6-26，取 =780n/mm2和=260n/mm2. limh limf 3.4.2 齒輪模數(shù)的計算 按彎曲強度的初算公式，計算齒輪的模數(shù) m， (3-1) 11 3 2 1lim affpfa m df t k kky mk z 現(xiàn)已知 z1=16,=340n/mm2,小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 limf =54.64n.m,取算式系數(shù) km=12.1

13、,按參考文獻 1 1 1 2.5 95499549 120 3 p p t n n 1表 6-6 取取使用系數(shù) ka=2.25，按參考文獻1表 6-5 取綜合系數(shù) =2.0，取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) khp=1.2（在無 f k 均勻載荷下） ，kfp=1+1.5（khp-1）=1.3；由參考文獻1圖 6-22 查得齒形系 數(shù) yfa1=2.67,由參考文獻1表 6-5 查得齒寬系數(shù)=0.6（0.75） ， d d 由公式 3-1 得齒輪模數(shù) m 為 取 m=3 3 2 54.642.252.0 1.32.67 12.13.07 0.6 16340 m 3.5 嚙合參數(shù)的計算

14、 3.5.1 變位中心距的計算 在三個嚙合齒輪副 a-c，b-c 和 e-c 中，其標準中心距 a 11 ()3 (1642)87 22 acac am zz 11 ()3 (9842)84 22 bcbc am zz 11 ()3 (10142)88.5 22 ecec am zz ，不滿足同心條件，故需角度變位 acbcec aaa 根據(jù)建議：公共角度變位中心距 a=aec=88.5mm 3.5.2 變位系數(shù)的計算 已知 za+zc=58,zb-zc=56 和 ze-zc=69，m=3,a=88.5 及壓力角，20 3z（）型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)如表 3-1： 表 3-1 基本參數(shù)表

15、 tab.3-1 table of basic parameters 項目計算公式 a-cb-ce-c 中心距變 動系數(shù) y aa y m ya=0.5yb=1.5ye=0 嚙合角a arccos(cos) a a 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 變位系數(shù) 和x () 2tan z xinvinv 0.527 ac x1.770 bc x0 ec x 齒頂高變 動系數(shù) y yxy 0.027 a y0.270 b y0 e y 齒頂圓壓 力角 a , 1 1 1 arccos b a a d d 2 2 2 arccos b a a d d 37.5 aa 27.5 ac 27.5

16、 ac 21.6 ab 27.5 ac 16.7 ae 重合度 11 22 1 (tantan) 2 (tantan) a a z z 1.649 a 2.294 b 2.076 e 確定各齒輪的變位系數(shù) （1）a-c 齒輪副 當齒頂系數(shù) ha*=1,壓力角時，避免根切的最小變位系20 數(shù) , min x min 17 0.0588 17 a z x 中心輪 a 變位系數(shù) （小齒輪輸入，故 x=0.08） min 0.5()0.383 ca aacaca ca zz xxxyxmmx zz 0.5270.3830.144 caca xxxmm (2)b-c 齒輪副 現(xiàn)已知和,所以1.770 b

17、c x0.144 c x 1.914 bbcc xxxmm (3)e-c 齒輪副 現(xiàn)已知和， 所以0 ec x0.144 c x 0.144 eecc xxxmm 3.6 幾何尺寸的計算 3.6.1 分度圓直徑的計算 齒輪均采用 z0=25,=1.25 的插齒刀加工, * 0 ha 且齒輪均為直齒輪=0.25， * c 分度圓直徑 da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm 3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計算 插齒刀按中等磨損程度考慮， 取 x0=0 查參考文獻1表 4-7，得 da0=83.1mm 1.切齒時的嚙合角 0 0 0 0

18、 2() tan0.02170 a a a xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01647 c c c xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.03399 b b b xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01628 e e e xx invinv zz 查文獻1表 4-6， 0 22 3322.55 a 0 20 3620.6 c 0 26 326.05 b 0 20 36 20.6 e 2. 切齒時中心距變動系數(shù) 0 0 cos (1)0.358 2 a a oa zz y 0 0 cos (1)0.130 2 c c oc zz y

19、0 0 cos (1)1.677 2 b b ob zz y 0 0 cos (1)0.1475 2 e e oe zz y 3. 切齒時的中心距 0 a 0 00 ()62.57 2 a aa zz amymm 0 00 ()100.89 2 c cc zz amymm 0 00 ()114.53 2 b bb zz amymm 0 00 ()114.44 2 e ee zz amymm 4. 齒根圓直徑 f d 00 2262.5783.142.04 faaa dadmm 00 22 100.8983.1118.68 fcca dadmm 00 22 114.5383.1312.16 fb

20、ba dadmm 00 22 114.4483.1311.98 feea dadmm 5. 齒頂圓直徑 a d * 2 2288.5118.681.556.82 aafc dadc m * 2 2288.542.041.5133.46 acfa dadc m * 2 2288.5118.681.5279.18 abfc dadc m * 2 2288.5118.681.5279.18 aefc dadc m 3.6.3 基圓直徑 b d cos45.1 baa ddmm cos118.4 bcc ddmm cos276.3 bbb ddmm cos284.7 bee ddmm 3.6.4 節(jié)圓

21、直徑d 2 48.83 a a ac z damm zz 2 128.17 c c ac z damm zz 2 309.75 b b bc z damm zz 2 303 e e ec z damm zz 3.7 裝配條件的驗算 3.7.1 鄰接條件 即 2sin acac da np 現(xiàn)已知 即滿足條件 180 133.462 88.5 sin152.42 3 ac d 3.7.2 同心條件 即 coscoscos acbcec acbcec zzzzzz 各嚙合齒輪副的嚙合角為 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 其中 16 a z 42 c z 98 b z 101 e z 即

22、得 1642984210142 62.78 cos22.5cos26.9cos20 3.7.3 安裝條件 （得數(shù)為整數(shù)，滿足條件） 1698 38 3 ac p zz n （得數(shù)為整數(shù)，滿足條件） 10116 25 33 ea zz 3.8 傳動效率的計算 因 b 輪固定，a 輪輸入，e 輪輸出 且知 be dd 故 (3-2) 0.98 11 1 b ae b x ae ae i p 98 6.125 16 b a z p z 240 b aep ii 其嚙合損失系數(shù) xxx bembme 11 2.3() x mbm cb f zz 11 2.3() x mem eb f zz 取輪齒的嚙

23、合摩擦系數(shù)且，代入式中 0.1 m f c z b z e z 0.00313 x mb 0.00320 x me 0.00633 x be 所以由公式（3-2）得 傳動效率較 0.98 0.812 240 110.00633 16.125 b ae 大，滿足要求 3.9 各構件切向力的計算 各構件受力分析如圖 3-2： 圖 3-2 受力分析圖 fig.3-2 map of force analysis 中心輪 a 的轉(zhuǎn)矩 1 1 2.82 95499549175.1 . 120 a p tn m n 中心輪 a 的切向力 3 20002000 175.12.39 10 348.83 caa

24、pa ftn n d 單齒圈行星輪的切向力為 3 2.39 10 acca ffn 3 30348.83 2.39 1090 309.75303 ea bcceacac be dd ffffkn dd 3 30948.83 2.39 1092 309.75303 ba eccebcacac be dd fffffkn dd 內(nèi)齒輪 b 的切向力 90 cbbc ffkn 內(nèi)齒輪 b 的轉(zhuǎn)矩 14. 2000 b bec d tfn m 內(nèi)齒輪 e 的切向力 92 ceec ffkn 內(nèi)齒輪 e 的轉(zhuǎn)矩 41.8. 2000 b eecp d tfnn m 3.10 齒輪強度校核 由于 3z（）

25、型行星齒輪傳動具有長時間工作的特點，且具有結構緊湊，外廓 尺寸較小和傳動比大的特點，針對其工作特點，則需對其進行齒面接觸強度校 核和彎曲應力強度校核 即 hhp f fp 和 3.10.1 齒面接觸強度校核 （1）a-c 齒輪副 1.有關參數(shù) a. 使用系數(shù) a k 使用系數(shù)按中等沖擊參考文獻1表 6-7 得=1.5 a k a k b. 動載荷系數(shù) v k () 19100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 48.83(12016.84) 0.00540 19100 x v 已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級 1 200

26、 b v x a k av c.齒向載荷分布系數(shù) （接觸良好） hb k 1 hb k d.齒間載荷分布系數(shù) h k 已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級，齒輪為硬齒面直齒輪查文獻1表 6-9，=1 12hh kk e.載荷分配不均勻系數(shù) 已知內(nèi)齒輪 b 浮動 hp k 12 1.2 hphp kk f.節(jié)點區(qū)域系數(shù) h z 查文獻1圖 6-9 得 0.527 /0.009 1642 aac xzz 2.32 h z g.彈性系數(shù) e z 查文獻1表 6-10 2 189.8/ e znmm h.重合度系數(shù)z 已知，查文獻1圖 6-10 1.649 a 0 b 0.87z i.螺旋角

27、系數(shù) zcos1z j.a 齒輪分度圓直徑及 a 齒輪工作齒寬 b 1 d 已知 取0.6 d 1 480.628.8 d bdmm40 a bmm 2.計算齒面接觸應力 0h （3- 0 1 1 t hhe fu z z z z d bu 3） （3- 1011hhavhhhp k k kkk 4） （3- 2022hhavhhhp k k kkk 5） 由公式（3-3） 、 （3-4） 、 （3-5）得、 2 0 592/ h n mm 2 1 794/ h n mm 2 2 794/ h n mm 3.計算齒面許用接觸應力 hp （3- lim lim h hpntlvrwx h zz

28、z z z z s 6） 已知=1400n/mm2,由文獻1表 6-11 查得=1.5，要求不允許點蝕， limh limh s 使用壽命長，查文獻1表 6-12，又 7 5 10 c n ，接觸強度 45 60()60 (120 16.84) 31.86 1010 laxp nnn n t 壽命系數(shù)=1.6；已知，查文獻1表 6-14，潤滑油膜影響系數(shù) nt z lc nn =1.0；已知大齒輪 hb=600，齒面工作硬度系數(shù) rwx z z z 查文獻1表 6-15，尺寸系數(shù)，由公式 130 1.20.92 1700 w hb z 1.0 x z （3-6）得 32 1400 1.6 1.

29、0 1.00.921.374 10/ 1.5 hp nmm 4.強度條件 滿足條件 3 12 7941.374 10 hhhp b-c 齒輪和 e-c 齒輪副為內(nèi)嚙合，所以無需進行齒面接觸強度校核 3.10.2 齒根接觸強度校核 （1）a-c 齒輪副 1. 有關參數(shù) a. 使用系數(shù) a k 使用系數(shù)按中等沖擊查文獻1表 6-7 得=1.5 a k a k b. 動載荷系數(shù) v k ()48.83(12016.84) 0.00540 1910019100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 1 200 b v x a k av c. 齒向

30、載荷分布系數(shù) fb k 1(1) fbf ku 由文獻1圖 6-7（b）得 0.85 f u 0.5 0.588.5 0.92 48 d a a d 由文獻1圖 6-8 得， 1.25 b 1.21 f k d. 齒間載荷分配系數(shù) f k 齒輪為硬齒面直齒輪，精度為 6 級查文獻1表 6-9，1.0 f k e. 行星輪間載荷分配系數(shù) fp k 已知 1.2 hp k1 1.5(1.2 1)1.3 fp k f. 齒形系數(shù) f y 根據(jù),由文獻1圖 6- 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 22 查得， 1 2.65 f y 2 2.28 f y g. 應力

31、休整系數(shù) sa y 根據(jù),由文獻1圖 6-22 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 查得， 1 1.59 s y 2 1.76 s y h. 重合度系數(shù) y 已知，1.649 a 0 0.750.75 0.250.250.70 1.649 a y i. 螺旋角系數(shù) y 11 120 y j. 齒輪 a 的工作齒寬和行星輪 c 的齒寬 已知，0.6 d 28.8 caad bbdmm 工 2. 計算齒根彎曲應力 f （3- 111 t ffsaavfffp f yy y y k k kkk bm 7） （3- 222 t ffsaavfffp f yyy y

32、k k kkk bm 8） 由公式（3-7） 、 （3-8）得、，取彎曲應力 2 1 192/ f n mm 2 2 183/ f n mm =200n/mm2 f 3. 計算許用齒根應力 fp （3- lim lim f fpstntreltrreltx f y yyyy s 9） 已知齒根彎曲疲勞極限=340n/mm2,由文獻1表 6-11 查得最小安全系數(shù) limf =2；應力系數(shù)，按所給定的區(qū)域取時，取=2；壽命 limf s st y limf limf st y 系數(shù)按文獻1表 6-16 中公式， nt y 6 0.02 3 10 () nt l y n ，所以； 4 60()60

33、(120 16.84) 3 1.86 10 l axp nnn n t 1.11 nt y 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻1圖 6-33 查得；相對吃根邊面 relt y1 relt y 狀況系數(shù)按文獻1表 6-18 中對應公式 rrelt y ，取齒根表面微觀不平度 0.1 1.6740.529(1) rreltz yr ，所以；尺寸系數(shù)12.5 z r 0.1 1.6740.529(12.51)0.988 rrelt y 按文獻1表 6-17 中對應的公式計算； x y1.050.011.0 xn ym 所以由公式（3-10）得 2 340 2 1.11 1 0.988 1.02380.3/ 2

34、fp n mm 4. 強度條件 滿足條件200380.3 ffp （2）b-c 齒輪副 已知，仿上查表或計算得 2 98z 1 42z lim 260/ f nmm ，1.5 a k1 v k1.01 f k 2 1.1 f k 1.3 fp k ， 2 2.05 f y 2 1.92 s y 2 0.577y ，1y2 st y1.148 nt y1 relt y0.988 rrelt y1.02 x y ，取 齒寬 b=30mm，由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 385/ f t fsaavfffpf f yyy y k k kkknmm bm 2 li

35、m lim 401/ f fpstntreltrreltx f y yyyynmm s 所以 滿足條件 2ffp （3）e-c 齒輪副 仿上 與內(nèi)齒輪 b 不同的系數(shù)為=2，=1.85，=0.61 其他系數(shù)相 2 f y 2sa y 2 y 同，所以由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 367.5/ f t fsaavfffpf f yyy y k k kkkn mm bm 2 lim lim 401/ f fpstntreltrreltx f y yyyynmm s 所以，滿足條件 2ffp 3.11 結構設計 3.11.1 高速軸的結構設計及校核 1.擬定軸

36、上零件的裝配方案 如圖 3-2： 圖 3-3 裝配方案圖 fig.3-3 map of assembly programme 2.按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段 1 用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因行星 齒輪減速器結構的要求，已知軸段 2 的直徑 d2=57mm，取 d1=50mm.聯(lián)軸器的 計算轉(zhuǎn)矩，已知 t=175.1n/mm，所以 caa tk t2.25 a k ，選彈性柱銷蓮軸器 hl4，其許用轉(zhuǎn)矩為 1250n.mm，半聯(lián)394. ca tn m 軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm，半聯(lián)軸器左端用軸端擋圈定位，按軸段 1 的直徑 d1=55mm，取擋圈直

37、徑 d=60mm，為保證軸端擋圈壓緊半聯(lián)軸器，軸 段 1 的長度 l1應比半聯(lián)軸器配合段轂孔長度短 2-3mm ,所以軸段 1 長度 l1=82mm。 軸段 2 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結構，確定端蓋總寬度為 30mm，根 據(jù)端蓋裝拆要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器與半聯(lián)軸器右端面之間的距離 為 25mm， （2）區(qū)域為軸承， ，兩軸承均選用深溝球軸承，根據(jù)軸的直徑選 6211 型號軸承（b=21mm） ，所以軸段 2 長度 l2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm 為軸套寬度） 軸段 3 （6）區(qū)域為密封圈，根據(jù)密封圈 d3=50mm，為了使 e 齒輪有足 夠的空間取 l3=5

38、0mm。 3.軸上的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用 a 型普通平鍵聯(lián)接，按 d1=55mm 查文獻7表 4.5-1 選平鍵 l=70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為 h7/k6；滾動軸16 10b h 承與軸的周向定位采用過度配合，因此軸段直徑尺寸公差取 m6。 4.確定軸上圓角和倒角的尺寸 軸肩處的圓角半徑為 r1mm,軸端倒角取2 45 5.軸強度校核 1)求軸的載荷 （2）和（3）區(qū)域軸承受力情況較為復雜不易計算，可以假設載荷全加載 在一個軸承上，如果軸和軸承強度均滿足條件，則實際情況的軸和軸承也滿 足條件。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖 l1=82+30+30-2

39、1/2=132mm l2=21/2+21+15+5=52mm l3=15+5+21/2=31mm l4=21/2+50=60mm 圖 3-4 受力分析圖 fig.3-4 map of force analysis 圖 3-5 水平方向受力分析圖 fig.3-5 map of force analysis in the level of direction rh1=893n rh2=1497n 圖 3-6 水平方向彎矩圖 fig.3-5 map of moment in the level of direction mh=rh1xl2=4.6436x104n.mm 圖 3-7 垂直方向受力分析圖

40、 fig.3-7 map of force analysis in the vertical direction rv1=370n rv2=620n 圖 3-8 垂直方向彎矩圖 fig.3-8 map of moment in the vertical direction mv=rv1xl2=3.071x104n.mm 圖 3-9 合成彎矩圖 fig.3-9 map of synthesis moment 224 5.56710. hv mmmn mm 圖 3-10 轉(zhuǎn)矩圖 fig.3-10 map of torque at=0.6t=0.6x175.1=1.0506x105 圖3-11 當量

41、彎矩圖 fig.3-11 map ofequivalent moment 225 (at)1.19 10.mcamn mm 2)校核軸的強度 齒輪軸的材料為20crmnti,查文獻1表6-3得，則 2 1080/ b n mm 即取，軸的計算應力為 0.09 1.0 b 2 108/n mm 5 2 3 1.19 10 11/ 0.1 48 ca mca n mm w 6.軸上軸承的壽命計算 查文獻7表4.6-1深溝球軸承型號6211的主要性能參數(shù)cr=33.5kn 1）計算軸承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=893n r2h=rh2=1497n 2.垂直支反力 r1v=rv1=370

42、n r2v=rv2=620n 3.合成支反力 22 111967rr hr vn 22 2221620rr hr vn 2）軸承的動載荷 r1 p11967xrrn r2 p221620 xrrn 3）軸承的壽命 因，故應按計算，由文獻6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一 r2r1 pp r2 p 年工作300天，一天20小時計算) 663 3 r2 10101 33.5 10 ()()70.8 60p60 1201.5 1620 h ftcr l nfp 年 7.軸上鍵的校核 2 t dkl pp 式中 k-鍵與輪轂接觸高度 l-鍵的工作長度，l=l-b/2=70-8=62m

43、m 滿足條件 2 22 175.1 20.5/ 55562 t nmm dkl pp 3.11.2 低速軸的結構設計及校核 1. 擬定軸上零件的裝配方案如圖3-12 圖 3-12 裝配方案圖 fig.3-12 map of assembly programme 2. 確定各軸徑和長度 軸段1用于聯(lián)接鏈輪，根據(jù)以后計算和選取可知 ，鏈輪排距 1 90dmm 。初定,軸承選用文獻7中最大的型號77.55ptmm 1 100lmm 6220（d=100,d=180,b=34）與其相配合的軸的直徑為100mm即軸段2的直徑 ，軸承端蓋總寬度為30mm，軸段2長度 2 100dmm 2 530103lb

44、bmm 3. 軸上零件周向定位 驅(qū)動鏈輪與軸的周向定位采用對稱a型普通平鍵，鍵規(guī)格，25 10b h 長度l=60mm；滾動軸承的周向定位采用過度配合，因此軸段直徑尺寸公差取 m6。 4. 軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處圓角半徑r2 ，軸端倒角為2 45 5. 軸的強度校核 1）根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖 1 6010/ 234/ 272lmm 4 9.2 10 tec ff 2 34/ 2534/ 239lmm 4 tan3.35 10 rtec ffn 3 34/ 230100147lmm26.32 r fkn 圖 3-13 受力分析圖 fig.3-13 map of

45、 force analysis 圖 3-14 水平方向受力分析圖 fig.3-14 map of force analysis in the level of direction rh1=63680n rh2=54640n 圖 3-15 水平方向彎矩圖 fig.3-15 map of moment in the level of direction mh1=ftxl1=6.624x106n.mm 圖 3-16 垂直方向受力分析圖 fig.3-16 map of force analysis in the vertical direction rv1=95300n rv2=61800n 圖 3-

46、17 垂直方向彎矩圖 fig.3-17 map of moment in the vertical direction mv=frxl1=2.412x106n.mm 圖 3-18 合成彎矩圖 fig.3-18 map of synthesis moment n.mm 226 1 17.05 10mmhmv 圖 3-19 轉(zhuǎn)矩圖 fig.3-19 map of torque at=0.6x4.1814x104=2.5x104n.mm 圖3-20 當量彎矩圖 fig.3-20 map ofequivalent moment 226 1 1(at)7.05 10. ca mmn mm 2)校核軸的強

47、度 軸的材料為42crmo,查文獻1表6-3，則 2 686/ b n mm ，即，軸的計算應力 0.09 0.1 b 2 691/n mm 6 2 3 7.05 10 70.5/ 0.1 100 ca ca m nmm w 6. 精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 從彎矩圖中可知c面為應力集中點且彎矩較大，所以c面為危險截面。 2）計算危險截面應力 截面彎矩m 66 7217 7.05 105.385 10. 72 mn mm 截面上的扭矩t t=41814n.mm 抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1x1003=100000mm3 抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2x1003=20

48、0000mm3 截面上的彎曲應力 2 53.85/ b m nmm w 街面上的扭轉(zhuǎn)應力 2 0.20907/ t t nmm w 彎曲應力幅 2 53.85/ ab m nmm w 彎曲平均應力 2 0/ m nmm 扭轉(zhuǎn)剪應力的應力幅與平均應力相等，即 2 0.105/ am n mm 3）確定影響系數(shù) 軸的材料為42crmo,調(diào)質(zhì)處理。由文獻16-3查得， 2 686/ b n mm ，。 2 1 370/n mm 2 1 210/n mm 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù)， kk/2/950.021r d ，由文獻7表4-5經(jīng)插值得，/100/951.053d d 2.02k1.3

49、6k 尺寸系數(shù)、。根據(jù)軸截面為圓截面查文獻7圖4-18得， 0.63 。 0.78 表面質(zhì)量系數(shù)、。根據(jù)和表面加工方法為精車，查 2 686/ b n mm 文獻7圖4-19得。0.84 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)，。 0.1 0.50.05 由上面結果可得 1 370 3.4 2.02 53.85 am s k 1 210 1418 1.36 0.1050.05 0.105 am s k 2222 3.4 1418 3.4 3.41418 ca s s s ss 查文獻7表4-4中的敘用安全系數(shù)s值，可知軸安全 7. 軸上軸承的壽命 查文獻7表4.6-1深溝球軸承6220主要性能參數(shù):動載荷c

50、r=94kn 1）算軸承支反力 1.水平支反力 r1h=rh1=63680n r2h=rh2=54640n 2.垂直支反力 r1v=rv1=953004n r2v=rv2=61800n 3.合成支反力 225 1111.146 10rr hr vn 225 2221.36 10rr hr vn 2）軸承動載荷 5 1 111.146 10 r pxrrn 5 2 221.36 10 r pxrrn 3）軸承壽命 查文獻7表5-9，5-10得fp=1.5,ft=1(一年工作300天，一天20小時) 66 33 5 r 10101 94000 ()()1.36 60p600.5 1.5 1.36

51、10 h ftcr l nfp 年 8. 軸上鍵的強度校核 查文獻6表2-21得 2 t dkl pp 2 60/nmm p 式中 k-鍵與輪轂槽接觸高，k=h/2=7mm l-鍵的工作長度，l=l-b/2=48.5mm 滿足條件 4 2 224.1814 10 2.46/ 100748.5 t nmm dkl pp 3.11.3 轉(zhuǎn)臂和心軸設計 中心輪a和行星輪c的中心距為a=aac=88.5mm，選用雙側板整體式轉(zhuǎn)臂，如圖3- 21： 圖3-21 轉(zhuǎn)臂方案圖 fig.3-21 map of planet d1孔與高速上軸上軸承配合，故d1=100mm. d2孔與心軸配合，需滿足d2/24

52、滿足條件 a qn k fe 347 0.5 1.8 22.89 5 可互換性設計 5.1履帶板參數(shù)的變更設計 5.1.1履帶板參數(shù)計算 1.履帶板寬度b 按經(jīng)驗公式 已知g=31t 3 (0.9 1.1) 209bg 所以b=590 722（mm） 為了不應接地比壓過小浪費材料取b=500mm 2.左右履帶中心距離b =17502250(mm) 取b=2000mm(3.5 4.5)bb 8. 單側履帶接地長度l =32004400（mm） 取l=3000mm(1.6 2.2)lb 9. 履帶板平均接地比壓p =0.103 已知gs掘進機總重量 gs=310kn 1000 2 s g p bl

53、 5.1.2減速器已知條件的變更 1.單側履帶牽引力 22 2 11 22 44 (1)(1) 424 sss ug lg fug lnn tr blbl 式中 f-滾動阻力系數(shù)，0.081.0；取f=1.0 u-轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，0.81.0；取u=0.98 n-掘進機重心與行走機構接地形心的縱向偏心距；n=500mm 計算得 t1=256.3kn 2.行走機構實際功率p 行走機構的行走速度v=0.5m/min =2.14kw 1 256.3 0.5 6060 tv p 3.驅(qū)動元件的選擇及參數(shù)計算 按經(jīng)驗公式 驅(qū)動輪直徑dq=(7585)=(310356) 取dq=350mm 4 s g 驅(qū)動

54、輪轉(zhuǎn)速=0.5r/min v n dq 輪 根據(jù)前面選取的馬達中選取型號為mfb29的柱塞馬達作為驅(qū)動元件，取馬達輸 出的轉(zhuǎn)速為n =140r/min,所以傳動比=280 n i n 輪 4.減速器的已知條件為：行星傳動惡毒輸入功率p=2.14kw，輸入轉(zhuǎn)速 n=140r/min,傳動比 =280,要求該行星齒輪傳動結構緊湊，外輪廓尺寸大小的傳i 動效率較高，工作環(huán)境差沖擊嚴重 5.2 履帶板型式變更設計 不同的路面可用更換不同的型式，其對路面的影響也是不同 ）圖附著力好，適合牽引a ）圖剛度大，轉(zhuǎn)向阻力小b 、）圖用于石方工地cd 、）圖利于自行清泥和清雪ef 、）圖為金屬或橡膠附加履罩，用

55、以防止損壞路面gh 、）圖具有附加履刺，可用于凍土，冰層，煤堆等特殊場合ij 圖 5-1 履帶型式 fig.5-1 tracked form 6 結論 致謝致謝 本文的研究工作是在導師李曉豁老師的關懷和悉心指導下完成的，在我的 學業(yè)和論文的研究工作中無不傾注著李老師辛勤的汗水和心血。李老師的嚴謹 治學態(tài)度、高度的責任感和敬業(yè)精神、淵博的知識、敏銳的洞察力和獨到的見 解使我深受啟迪，時時鞭策和激勵著我。從尊敬的李老師身上，我不僅學到了 扎實、寬廣的專業(yè)知識，也學到了做人的道理。在此我要向李老師致以最誠摯 的感謝和深深的敬意。 衷心祝愿李老師身體健康、生活愉快! 在多年的學習生活中，還得到了機械工

56、程學院各位老師的熱情關心和幫助， 在此衷心地向他們表示感謝! 感謝我的同學在畢業(yè)設計期間給予我的無私幫助! 對多年含辛茹苦養(yǎng)育我、對我寄予厚望的父母表示深深地感謝;感謝我的兄 弟姐妹在我求學路上給予的理解、關心和支持。 最后，向所有關心和幫助過我的領導、老師、同學和朋友表示由衷的謝意! 衷心地感謝在百忙之中評閱我的論文和參加我答辯的各位專家、教授! 參考文獻 1繞振剛.行星齒輪傳動設計m.北京：化學工業(yè)出版社，2003 年 2煤炭工業(yè)部生產(chǎn)司開拓處組織編寫.掘進機選型手冊m.北京：北京煤炭工業(yè)出版 社,1989 年 3 李貴軒，李曉豁.掘進機械設計m.沈陽：遼寧大學出版社，1998 年 4彭榮

57、濟.現(xiàn)代綜合機械設計手冊（下）m.北京：北京出版社，1998 5王洪欣,李木,劉秉忠.機械設計工程學(i)m.徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001 年 6唐大放,馮曉寧,楊現(xiàn)卿.機械設計工程學(ii)m.徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001 年 7鞏云鵬,田萬祿,張祖立,黃秋波.機械設計課程設計m.沈陽:東北大學出版社,2000 年 8隗金文,王慧.液壓傳動m.沈陽:東北大學出版社,2001 年 9李貴軒.設計方法學m.北京：世界圖書出版社，1989 10朱龍根.機械系統(tǒng)設計m.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2001 年 11機械工程手冊、電機工程手冊編委會.機械工程手冊m.第二版.專用機械卷

58、（一） 北京：機械工業(yè)出版社，1997 12李杏粉,劉進志,崔會芝.jsbz132jsbz132 型掘進機行走機構的設計j.石家莊鐵路職業(yè)技 術學院學報，2005，3（4） 13馬健康.懸臂式掘進機履帶行走機構主要參數(shù)的確定j.煤炭科學技術,2002,10(30) 14成大先.機械設計手冊第四卷m.北京：化學工業(yè)出版社，2002 15機械工程師手冊編委.機械工程師手冊m.北京：機械工業(yè)出版社，2007 16馬健康.ebj160 型重型掘進機高可靠性履帶板的研制j.煤炭機械 1997,5 17 mt-t 910-2002 懸臂式掘進機履帶行走機構設計導則 附錄 a 簡介： 煤炭是我國的主要能源，

59、在我國一次性能源中占 76以上。煤系地 層大多形成與還原環(huán)境，煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接 觸后，經(jīng)過一系列的氧化、水解等反應，使水呈酸性，形成酸性礦井水。對地 下水以及其它環(huán)境和設施等造成一定的環(huán)境影響和破壞。本文對酸性礦井水的 危害、形成原因以及對酸性礦井水的預防和治理進行了簡單的闡述。 關鍵字：采煤活動 酸性礦井水 環(huán)境影響 預防 治理 1 前言 煤炭是我國的主要能源，在我國一次性能源中占 76以上，必定要進行大 量的采煤。采煤過程中破壞了煤層所處的環(huán)境，使其原來的還原環(huán)境變成了氧 化環(huán)境。煤炭中一般都含有約 0.35的硫，主要以黃鐵礦形式存在，約占 煤含硫量的 2/3

60、。煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后， 經(jīng)過一系列的氧化、水解等反應，生成硫酸和氫氧化鐵，使水呈現(xiàn)酸性，即生 產(chǎn)了酸性礦井水。ph 值低于 6 的礦井水稱酸性礦井水。酸性礦井水在我國部分 煤礦特別使南方煤礦分別較為廣泛。我國南方煤礦的礦井水 ph 值一般在 2.55.8，有時達 2.0。ph 值低的原因與煤中含硫量高有密切關系。酸性礦井 水的形成對地下水造成了嚴重的污染，同時還會腐蝕管道、水泵、鋼軌等井下 設備和混凝土井壁，也嚴重污染地表水和土壤，使河水中魚蝦絕代，土壤板結， 農(nóng)作物枯萎，影響人體健康。 1 酸性礦井水的危害 礦井水的 ph 值低于 6 即具有酸性，對金屬設備有