EBJ─120TP履带式掘进机的行走机构和液压系统的设计【含4张CAD图纸、说明书】【GC系列】

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It 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 overhaul is convenient. My design mainly aims at the tunneling machines walks-organization. I try to carry on the design of its structure and transmission.It uses marching walks organization, the actuation power provides by the oil motor, using the change of the oil motors rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using High-speed hydraulic motor to connect a pair of cylindrical Gear then connect a 3 K (II) type planetary gear, and uses the brake to link hydraulic motors Brake Inner Ring suspended can brake and link, and the source of more reliable braking performance. The innovation in designing: Use braking instead of coupling; when reducer is installed ,at each side of the reducer reversed 180 degrees staggered layout. Make full use of space and compact structure. Keywords：Cantilever tunneling machine Walks-organization Planet reduction gear Brake Planetary gear 目录 摘要 .II ABSTRACT.III 第一章 概述 .1 第一节 掘进机的发展现状与前景展望 .1 第二节 悬臂式掘进机的主要组成部分 .3 第三节 EBJ120TP 型掘进机简介 .4 第四节 履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求 .9 第二章 总体方案设计 .11 第一节 掘进机总体结构布置 .11 第二节 掘进机各组成部分基本结构设计 .11 第三章 行走部设计 .16 第一节 行走部设计要求 .16 第二节 设计布置传动方案 .16 第三节 行走部各部分的具体设计 .17 第四章 行走部减速器设计 .23 第一节 行走部减速器总体设计 .23 第二节 一级圆柱直齿轮的设计 .25 第三节 第二级 3K()型行星齿轮减速器的设计 .31 第四节 减速器其它零件校核 .51 第五章 液压系统设计 .65 第一节 液压系统各回路介绍 .65 第二节 几种主要液压元件的选型设计 .68 第三节 内、外喷雾冷却除尘系统 .69 第四节 润滑 .70 结论 .71 参考文献 .72 外文资料 .73 中文译文 .75 致谢 .76 0 第一章 概述 第一节 掘进机的发展现状与前景展望 一、国内外掘进机的发展现状 我们把全断面掘进机和自由断面掘进机统称为巷道掘进机。前者主要用于岩巷的全 断面钻削式一次成巷掘进；自由断面掘进机则由于其工作臂可以上下左右移动而能自由 改变掘进断面的形状和大小。自由断面掘进机常用于煤巷掘进既可以用于综合机械化 工作面进行全断面巷道掘进也可应用于打眼放炮工艺进行机械化掘进。 19 世纪 70 年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在 20 世纪 30 年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英、德、日等十几个国 家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制，经过多年的不懈 努力，现有 20 多家公司，先后研制了近百种机型。 目前，掘进机技术在如下几个方面有长足进步： (1)适用范围在扩大 (2)掘进断面在增加 (3)适应坡度在提升 (4)截割能力在加强 (5)多功能性在显现 (6)自控技术在提高 其中自由断面的悬臂式巷道掘进机从上世纪四十年代产生至今，已有五十多年的发 展历史，目前掘进机的截割功率为 100408kw，机重 24160t，平均日掘进进尺 7 8nl，最大掘进能力达 2030md目前，国内煤矿用机型，中型机以 AM 一 50、SIO0 为代表，其截割功率为 100kw，机重 25t；重型机以 EBH132(截割功率 132kw、机重 36t)、 EBJ160(截割功率 160kw、机重 50t)为代表。掘进机的截割头有横轴式和纵轴式两种形式， 横轴式截割头一般用于软岩掘进，纵轴式截割头则多用于硬岩掘进。截齿的选择原来虽 主要依靠经验，但目前已可以通过试验台测试来准确选择。截齿在掘进过程中破碎煤岩 1 时，其上受到的应力会部分转化为能量，故研制新的刀头合金材料一直是截齿的发展方 向。截割速度是影响掘进机掘进能力和截齿寿命的重要参数。纵轴式截割头的截割速度 低于横轴式截割头的截割速度，目前掘进机的截割速度多为 2535ms。实践证明， 低速截割具有截深大、岩屑粗、粉尘生成量少、齿尖温度低、磨损量小、装机功率利用 率高等优点；但同时，低速截割也相应降低了掘进机的掘进能力。国外已有公司进行台 架试验，以确定截割速度与掘进能力的关系。水力掘进的出现开辟了掘进机掘进技术发 展的新天地，它具有诸多其他机械掘进所不及的优点。这项技术正在研发，一旦成熟， 市场广阔。 追溯我国使用巷道掘进机的历史，是从上世纪50年代初使用前苏联生产的J_IK一 2M，J_IK21型煤巷掘进机开始的，之后又应用并仿制了J1K一3型掘进机；60年代我国 开始自行研制巷道掘进机，相继研制出了“反修I型” ， “反修型”和“开马”型掘进机， 机重大都在10t左右，适用于f4的断面为496的煤巷掘进。从1972年一1985年间，我 国煤炭科研院所与煤机厂和矿务局共同设计开发研制了EMS-30以及EMS-55等机型。到80 年代中期，我国分别从英国、奥地利、日本、前苏联、美国、德国、匈牙利等国家引进 了16种、近200台掘进设备，对我国煤矿使用掘进机起到了推动作用。 “七五”期间，在 煤矿采掘设备“一条龙”项目引进中，又引进了奥地利阿尔卑尼公司的Anll一50、日本 三井三池公司的s10041型掘进机制造技术和先进的加工设备，使我国形成了批量生产 掘进机的能力，基本上结束了中、小型掘进机依赖进口的局面。 “八五” 、 “九五”期间， 我国开始重型掘进机的研制工作， “十五”期间进入快速发展阶段。目前有轻、中、重机 型EBE55、EBE75、EBE90、S100、AM一 50、EBE110、EBEl20、EBE132、S150JH、S200M、EBE160等，其中EBE160型是国内研制 的重型掘进机，S2OOM是引进日本，进而国产化的重型机。近几年，随着煤炭工业的发展， 国内掘进机呈快速增长。2000年市场投入总量为51台、2001年103台、2002年126台、 2003年236台，到2004年将超过 400台。佳木斯煤机公司处于行业领先地位，淮南煤机厂、 南京晨光机器厂等均为我国掘进机的研制生产和不断发展作出了贡献。尽管我国掘进机 研制工作起步并不晚，“七五”期间也曾取得过较好的成果，可是在发展过程中，现有 产品与国际相比尚有很大差距。 (1)从产品生产和使用方面看，国产的s100比日本晚6年，联合研制的EBE160比英国 LH130晚13年 (2)性能、规格相近的机型与国外相比晚820年。 2 (3)从制造总数上看，截止2005年2月我国制造的掘进机近1150台，仅相当英国、德 国、奥地利上世纪80年代的生产水平。 (4)从机掘巷道比重看，与前苏联、英国、德国平均相差近20年。 (5)从装机综合技术水平看，我国仅相当于国外 20 世纪 80 年代初期水平。为此，我 国要提高制造厂及配套厂的设备精度和加工能力、原材料质量、加工技术及管理水平， 适时引进先进技术，调整产品结构，加强自主开发能力，尽快缩短我国与先进掘进机生 产国家的技术差距，并使我国煤矿掘进机械化装备提高到一个新的水平。 二、掘进机发展前景展望 从目前国内掘进机发展趋势来看，具有广阔的发展前景，在我国除用于煤矿巷道掘 进外，掘进机正进入铁路、城市地铁隧道的掘进以及公路建设等行业。其发展趋势有如 下 3 项： (1)重型掘进机。如$220、AM75 等机型，随着高产高效矿井建设需要，必然成为矿 山的主力机型。另外，随着环保意识的强化，劳动力成本的提高，机械化掘进是一种必 然发展趋势，市场前景更为看好。 (2)矮机身中型掘进机。随着我国煤炭采掘业的不断发展，中厚煤层将逐步减少，煤 矿巷道必然趋于薄煤层、半煤岩巷道，如山东、贵州等地。因此，有一定的破岩能力， 机身矮、功率大的机型会成为今后市场的抢手机型。 (3)辅助功能多的机型。 在掘进机上搭载湿式除尘系统或其它除尘方式。这是改善作业环境，清除肺矽 病途径之一。 掘进机具有锚杆支护机等功能，若该项技术成熟，必将受到高度重视和开发研 制。 遥控技术、截割轨迹显示与红外线定位系统结合，实现机组远程遥控。 故障自诊断功能更完备，并能实现辅助作业。 连掘机组。实现房柱式采掘。 第二节 悬臂式掘进机的主要组成部分 悬臂式掘进机主要有横轴式掘进机和纵轴式掘进机。它们的主要组成部件相同，只 是截割头的布置不同。悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电 3 气系统、除尘喷雾系统等组成。 一、切割机构 切割机构由切割头、齿轮箱、电动机、回转台等组成，具有破碎煤岩功能的机构。 二、装运机构 装运机构由装载部和刮板输送机组成。 悬臂式掘进机装载机构形式较多。如星轮式、链轮链条式、蟹爪式等，过去比较多 的是运用蟹爪式，现在随着液压的广泛运用，开始大规模运用液压马达直接带动转盘的 机构了。 三、行走机构 掘进机的行走机构主要由履带部分、减速器和动力输入装置（液压马达或电动机） 。 四、液压系统 液压系统由统一的泵站给分布在各个地方的液压缸，液压泵供液压油，设计中要照 顾不同液压部件的压力。 五、电气系统 电器系统是电动机和控制掘进机的运动的电信号控制器等电器元件，在井下工作的 时候要注意它的防爆处理，选用的电动机、电器元件必须符合井下的防爆标准。 六、除尘喷雾系统 除尘喷雾系统内喷雾回路、外喷雾回路及冷却水回路组成。 第三节 EBJ120TP 型掘进机简介 4 图 1-1 EBJ-120TP 型掘进机 一、EBJ120TP 产品特点 EBJ120TP 型掘进机由煤炭科学总院分院设计制造。该机为悬臂式部分断面掘进机， 适应巷道断面 918m2、坡度16。 、可经济切割单向抗压强度60MP 的煤岩，属于中型 悬臂式掘进机。该机的主要特点是结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、 检修方便。 二、EBJ120TP 主要用途、适应范围 EBJ120TP 型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采准巷道掘进服务 的机械设备。主要适用于煤及半煤岩巷的掘进，也适用于条件类似的其它矿山及工程巷 道的掘进。该机可经济切割高度 3.75m,可掘任意断面形状的巷道，适应巷道16 。 。该机 后配套转载运输设备可采用桥式胶带转载机和可伸缩式带式输送机，实现连续运输，以 利于机器效能的发挥。 三、EBJ120TP 产品型号、名称及外型 产品型号、名称为 EBJ120TP 型悬臂式掘进机外型参见图 1-2 四、型号的组成及其代表的意义 5 图 1-2 掘进机外形 五、EBJ120TP 主要技术参数 1、总体参数 机 长 8.6m 机 宽 22.2m 6 机 高 1.55m 地 隙 250mm 截割卧底深度 240mm 接地比压 0.14MPa 机 重 35t 总 功 率 190kW 可经济截割煤岩单向抗压强度 60MPa 可掘巷道断面 918m 2 最大可掘高度 3.75m 最大可掘宽度 5.0m 适应巷道坡度 16 。 机器供电电压 660/1140V 2、截割部 电动机 型 号 YBUS3120 功 率 120kW 转 速 1470r/min 截割头 转 速 55r/min 截 齿 镐形 最大摆动角 上 42 。 下 31 。 左右各 39。 3、装载部 装载形式 三爪转盘 装运能力 180m 3/h 铲板宽度 2.5m/2.8m 铲板卧底深度 250mm 铲板抬起 360mm 转盘转速 30r/min 4、刮板输送机 运输形式 边双链刮板 7 槽 宽 510mm 龙门宽度 350mm 链 速 0.93m/s 锚链规格 1864mm 张紧形式 黄油缸张紧 5、行走部 行走形式 履带式(液压马达分别驱动) 行走速度 工作 3m/min，调动 6m/min 接地长度 2.5m 制动形式 摩擦离合器 履带板宽度 500mm 张紧形式 黄油缸张紧 6、液压系统 系统额定压力： 油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 装载回路 14MPa 输送机回路 14MPa 转载机回路 14MPa 锚杆钻机回路 10MPa 系统总流量 450L/min 泵站电动机： 型 号 YB250M4 功 率 55kW 转 速 1470r/min 泵站三联齿轮泵流量 63/50/40ml/r 泵站双联齿轮泵流量 63/40ml/r 锚杆泵站电动机： 型 号 YB160L4 功 率 15kW 转 速 1470r/min 锚杆泵站双联齿轮泵流量 32/32ml/r 油箱： 有效容积 610L 8 冷却方式 板翅式水冷却器 油缸数量： 8 个 7、喷雾冷却系统 灭尘形式 内喷雾、外喷雾 供水压力 3MPa 外喷雾压力 1.5MPa 流 量 63L/min 冷却部件 切割电动机、油箱 8、电器系统 供电电压 660/1140V 总 功 率 190kW 隔爆形式 隔爆兼本质安全型 控 制 箱 本质安全型 第四节 履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求 悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾 系统等组成。其基本结构形式为：切割机构分为纵轴式和横轴式；行走机构为履带式； 装运机构为耙爪式接中间刮板输送机。掘进机应设有支护用的托梁装置，行走机构和装 运机构均能正、反向转动，液压系统和除尘系统的管件、阀类等布置合理，安装可靠， 整机各部件皮符合解体拆装下井运输要求。 设计、试验要求：切割机构、装运机构、行走机构齿轮箱的传动零件，其强度安全 系数不小于 2。刮板链的静强度安全系数的选择不应小于 4.0圆环链的拉伸强度指标为 C 级。齿轮箱的耐久性试验，在额定载荷和转速下连续运转切割和装运齿轮箱不少于 1000 h，行走齿轮稻正、反向运转不得少于 400 h。受动载荷大的联接螺拴，应有可靠 的防松装置。履带接地长度相中心距之比一般不大于 16，履带公称接地比压不大于 0.14MP，对软底板要有适应性，履带上如果有支重轮每个支重轮应能承受 50的整机重 量。内喷雾系统额定压力不低于 3MPa，外喷雾系统额定压力不低于 15MPa。要求掘进 机实测重心与设计重心在纵、横两方向上的误差不大于 25mm。实测重量误差不大于设计 重量的 5。 9 在安全保护方面要求：掘进机电气设备的设计、制造和使用，应符合含有瓦斯、煤 尘或其他爆炸性混合气体中作业要求、符合煤矿安全规程以及煤矿井下 1140 v 电 气设备安全技术和运行的暂行规定 。所有电气设备均应取得防爆检验合格证，掘进机设 有启动报警装置，启动前必须发出警报，掘进机必须装有前后照明灯。掘进机行走机构 中应设有制动系统和必要的防滑保护装置，切割机构和装运机构传统系统中应设有过载 保护装置，还应有切割臂与铲板的防干涉装置。油泵和切割机构之间、转载机和装运机 构之间的开、停顺序，在电控系统中应设有闭锁装置。液压系统应设有过滤装置，还应 设压力、油温、油位显示或保护装置。电控系统应设紧急切断和闭钡装置，在司机座另 一侧，还应装有紧急停止按钮。内外喷雾系统中要装设过滤保护装置。 使用性能要求：掘进机各部件运转乎稳，恳臂摆动灵活，在规定煤岩特性条件下进 行切割时，截齿损耗宰正常，切割头上裁齿排列合理、更换方便，同一类截齿应具有互 换性。装运机构及履带机构的传动部件、齿轮箱必须有可靠性高、寿命长的防水密封。 履带的牵引力应能满足设计坡度上工作和转向要求中间刮板输送机链条应具有可伸缩 调整装置，刮板链与链轮正常啮合，不得出现跳链、掉链、卡链现象。装运机构耙爪下 平面与铲板之间有间隙，不得接触摩擦。各操作手柄、按钮、族钮、动作灵活、可靠、 方便。齿轮箱在运转中各密封端盖、出轴密封、箱体结合面等处均不得有渗漏现象。齿 轮箱、液压系统和轴承等必须按设计要求注入规定牌号的润滑油和油脂，不得渗合使 用。掘进机作业时，各齿轮箱最高温度不得超过 95，液压油箱中的油温不应超过 70掘进机作业时，司机座位处空气中粉尘浓度应10mgm3，司机处综合噪声值不 大于 90dB(A)。掘进机除手柄、按钮、滑道等表面外，均应采取防锈措施。 10 第二章 总体方案设计 第一节 掘进机总体结构布置 机器的总体布置关系到整机的性能、质量和整机的合理性。也关系到操作方便、 工作安全和工作效率。因此，总体布置是总体设计中极为重要的内容。 (1)切割机构由悬臂和回转台组成，位于机器前上部，悬臂能上下、左右回转； (2)装载铲板是在机器下部前方，后接中间刮板运输机，两者组成装运机构，贯穿掘 进机的纵向轴线； (3)考虑掘进机的横向稳定平衡，主要部件按掘进机纵向平面对称布置，电控箱、液 压装置分别装在运输机两侧； (4)为保证作业的稳定性，履带位于机器的下部两侧，前有落地铲板，后有稳定器支 撑，整个机器的重心在履带接地面积的形心面积范围内； (5)为了保护司机安全，同时又便于观察、操作，将司机位置在机器后部右侧； (6)由于掘进机是地下巷道作业，所以整个机器呈长条形，而且机身越矮机器越稳定。 第二节 掘进机各组成部分基本结构设计 一、截割部 截割部又称工作机构，结构如图 2-1 所示，主要又截割电机、叉形架、二级行星减 速器、悬臂段、截割头组成。 11 图 2-1 截割部 截割部为二级行星齿轮传动。由 120kW 水冷电动机输入动力，进齿轮连轴节传至二 级行星减速器，经过悬臂段主轴，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。 二、装载部 装载部结构如图 2-2，主要由铲板及左右对称的驱动装置组成，通过低速大扭矩液 压马达直接驱动三爪转盘向内转动，从而达到装载煤岩的目的。本次设计采用的是 2.5m 宽的铲板。 12 图 2-2 装载部 装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板的左右升降油缸铰接于主机架上， 在铲板油缸的作用下，铲板绕销轴上下摆动。当机器截割煤岩时，应使铲板前端紧贴底 板，以增加机器的截割稳定行。 三、刮板输送机 刮板输送机结构如图 2-3，主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧 装置和脱链器等组成。 图 2-3 刮板输送机 刮板输送机位于机器中部，前端与主机架和铲板铰接，后部托在机架上。机架在该 处设有可拆装的垫片，根据需要，刮板输送机后部可垫高，增加刮板输送机的卸载高度。 13 刮板输送机采用低速大扭矩液压马达直接驱动，刮板链条的张紧是通过在输送机尾 部的张紧脂油缸来实现的。 四、行走部 行走部的设计见第三章的介绍 五、机架和回转台 机架是整个机器的骨架，它承受来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各个 部件均用螺栓、销轴及止口与机架联接，机架为组焊件。结构如图 2-4 回转台主要用于支承，联接并实现切割机构的升降和回转运动。回转台座在机架上， 通过大型回转轴承用于止口、36 个高强度螺栓与机架相联。工作时，在回转油缸的作用 下，带动切割机构水平摆动。截割机构的升降是通过回转台支座上左、右耳轴铰接相连 的两个升降油缸实现的。 1十字构件；2盘形支座；3圆盘止推轴承；4球面滚子轴承；5 涨套连轴器； 6回转齿轮；7切割臂基座； 8升降油缸；9支承法兰；10 水平回转油缸；11 齿条；12长轴 图 2-4 回转台 14 六、液压系统 液压系统的介绍详见第五章。 七、电气系统 电气系统由前级馈电开关、KXJ250/1140EB 型隔爆兼本质安全型掘进机用电控箱、 CZD14/8 型矿用隔爆型掘进机电控箱用操作箱、XEFB36/150 隔爆型蜂鸣器、DGY 60/36 型隔爆照明灯、LA8101 型隔爆急停按钮、KDD2000 型瓦斯断电仪以及驱动掘进 机各工作机构的防爆电动机和连接电缆组成。 15 第三章 行走部设计 第一节 行走部设计要求 履带行走部是悬臂式掘进机整机的支承座，用来支承掘进机的自重、承受切割机构 在工作过程中所产生的力，并完成掘进机在切割、装运及调动时的移动。履带行走机构 包括左右行走机构、并以掘进机纵向中心线左右对称。履带行走机构包括导向轮、张紧 装置、履带架、支重轮、履带链及驱动装置等部件。当驱动轮转动时，与驱动轮相啮合 的履带有移动的趋势。但是，因为履带下分支与底板间的附着力大于驱动轮、导向轮和 支重轮的滚动阻力，所以履带不产生滑动，而轮子却沿着铺设的滚道滚动，从而驱动整 台掘进机行走。掘进机履带行走机构的转弯方式一般有 2 种： 一侧履带驱动，另一侧 履带制动；两侧履带同时驱动，但方向相反。现在设计将支重轮作成和机架一体的结 构，这样的结构简单，而且在井下的环境中它比支重轮可靠性能更高。由于没有了支重 轮，所以履带的磨损比较严重，要采用更好的耐磨合金钢。 掘进机部在掘进作业时。它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷。腰带机构的 设计对整机正常运行、通过性能和工作稳定性具有重要作用。 履带机构设计要求：具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能； 两条履带分别驱动，其动力可选用液压马达或电动机；履带应有较小的接近角和离 去角。以减少其运行阻力；要注意合理设计整机重心位置。使履带不出现零比压现象； 履带应有可靠的制动装置，以保证机器在设计的最大坡度工作不会下滑。 第二节 设计布置传动方案 参照 EBJ-120TP 型掘进机采用履带式行走机构。左、右履带行走机构对称布置，分 别驱动。各由 10 个高强螺栓与机架相联。左右履带行走机构由液压马达经一级圆柱齿轮 和 3K 行星齿轮传动减速后将动力传给主动链轮，驱动履带运动。本次的设计采用的是直 联高速液压马达驱动，传动比比较大。对减速的设计提出了更高的要求。现在以左行走 16 机构为例说明其结构及传动系统。左行走机构由导向张紧装置，左履带架，履带链，左 行走减速器，液压马达，摩擦片式制动器等组成。摩擦片式制动器为弹簧常闭式，当机 器行走时，泵站向行走液压马达供油的同时，向摩擦片式制动器提供压力油推动活塞， 压缩弹簧，使摩擦片式制动器解除制动。 由于空间和安装方式的限制，本次减速器的设计采用一级圆柱直齿轮传动和 3k（）型行星传动。 第三节 行走部各部分的具体设计 一、履带的设计 1）接地长度的计算确定 （3-1）LB Gp2 式中 p掘进机的平均接地比压；/MPa G掘进机整机的重力；/N B履带板宽度；/mm L履带接地长度；/mm 平均接地比压主要是根据底板岩石条件选取，对于遇水软化的底板，取较小值，对 于底板较硬，遇水不软化的底板取较大值。在设计掘进机时，推荐平均接地比压 p014 MPa。 掘进机的整机质量为 35 吨，履带的宽度选择为 500 mm。 根据公式（3-1） ，可以得出： m.pBGL24501502893 17 图 3-1 履带板 2） 选取履带板的节距 选取履带板（如图 3-1）的节距 ，p=160 m 整体式履带板基本尺寸应符合下表（3-1）的规定。 表（3-1） 单位mm 二、液压马达及电机选择 1）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。 履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路 面上转弯等工况的要求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下，履 带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行，而掘进机在水平地面转弯时，单侧履 带的牵引力为最大，故单侧履带行走机构的牵引力的计算以平地转弯时的牵引力为计算 的依据。 （3-2） 214LnBGuRT 其中 （3-3）f1 式中 T1单侧履带行走机构的牵引力，kN； 18 R1单侧履带对地面的滚动阻力，kN； f履带与地面之间滚动阻力因数，0.080.1； 履带与地面之间的转向阻力因数，0.81.0； n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，mm； G1单侧履带行走机构承受的掘进机的重力，kN。 B左右两条履带的中心距，mm。 f 取 0.1，由公式（3-3）： kN./.R1570289351 取 0.9，n 取 440mm，B 取 150mm,代入公式（3-2）： kT 425041504.28.9315.7 2 表 3-2 附着系数数值 根据单侧履带行走机构的牵引力心须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧 履带与地面之间的附着力。 ，由表（3-2 ）得附着系数值选取 0.7。1GTkN.0527893 符合 。11T 2） 单侧履带行走机构输入功率的计算确定 （3-4）21 VTP 19 式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW； V履带行走机构工作时的行走速度，ms； 1履带链的传动效率。有支重轮时取 089092，无支重轮时取 071074； 2驱动装置减速器的传动效率，。 在最大速度的情况下计算，V=6m/min=0.1m/s，1 取 0.9，2 取 0.75，根据公式 （3-4）： 1204.1.758.TVPkW 3）液压马达选型 基本型号: MFB29 几何排量/(mL/r): 61.6 最高转速/(r/min): 2400 最低稳定转速/(r/min): 50 最高工作压力/MPa: 20.7 最大输出转矩/Nm: 178 重量/kg: 29 4）泵站电机的功率选择 行走需要电动机的功率为 Pn (3-5)jvnP21 式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW； 液压马达的效率，%；1v 液压泵的效率， %；2 功率传输的损失， %；j 、 取 0.9， 取 0.95,根据公式（3-5）：1v2j8.7/09.548nPkW 20 电动机型号为 YB250M4，功率为 55kW,转动速度为 1470r/min。 三、链轮的设计 链轮的节距已确定。齿数就要决定链轮的直径大小。安装在后驱动架上就会影响到 接地角和离去角，把原有设计的 8 个齿改成 9 齿，减小了接地角。使行走部前进与后退 时的受力不均的确点减轻。 （3-6）zsinpd180 （3-7）cot.a54 （3-8）1df 式中 分度圆直径， mm；d 链轮的齿数；z 齿顶圆直径，mm；a 齿根圆直径，mm；fd 两个履带的厚度，mm。1 将 z=9，p=160 带入（3-6） 、 （3-7） 、 （3-8）三个公式：16047.8sin9dm10.5cot930a467.8.fdm 圆整为 ， ， 。468dm5amf 四、履带架及导向轮和张紧装置 1）履带架的地板长度要能保证 1516 个履带板和地面接触，在这个设计中履带架 是承担了负重轮的功能的。履带架要保证导向轮和传动链轮的安装以及保证履带能在上 面运动。履带架见图 3-2。 21 图 3-2 履带架 2）导向轮是用来保证掘进机转弯的一种装置，张紧装置是用来调整履带的松紧程度 的，其设计如图 3-3 图 3-3 导向张紧装置 22 第四章 行走部减速器设计 第一节 行走部减速器总体设计 考虑到该减速器用于行走机构上。由于悬臂式的安装方式，和狭窄的安装空间的限 制。在体积上有所限制。再除掉马达占用的空间，留给减速器的空间比较小。减速器采 用的：一级圆柱直齿轮传动和 3K（）型行星传动。恰好解决了安装方式和安装空间的 问题。传动示意图如下图 4-1。 图 4-1 传动示意图 1）液压马达的转动速度的计算 在高速行走的时候，液压马达由两个 63 液压泵提供液压油分别驱动左右行走部的液 压马达，液压泵的转动速度和泵站电动机的转动速度相同。 63QnV泵 泵 ， ， 带入上式/mlr min/r147090.一 23 一ni 147063.98/minQl泵 液压马达有 一一Q （4-马 达 马 达马 达马 达 Vn 2） 带入（4-2）rmlV/6.1马 达 9.0马 达 in/218.8349n马 达 2）链轮的转动速度的计算 计算掘进机调动速度 时的链轮转速i/6V （4-zpvn10链 轮 3） 式中 V机器的调动速度，m/min； z链轮的齿数； p履带节距，mm 将 ， ， 带入公式（4-3 ） ，则得min/6一9z160p4.167/minr链 轮 3）减速比计算 减速比计算公式为： （4-4） 由前面可以知道 ， ，带入公式（4-4） ，则得128/minr马 达 4.167/minr链 轮2893. 所以减速器的总传动比要为 292.3。 24 第二节 一级圆柱直齿轮的设计 一、各齿轮齿数和模数的选择 分配传动比 12.7i 一级传动两齿轮齿数分别是 23、50 1) 选择齿轮材料 大、小齿轮均选用 35CrMo 表面淬火 2）按齿面弯曲强度设计计算 齿轮精度等级 首先估算 tv （4-5） 310.2t pvn38.70.26/1tvms 精度等级确定为 7 级 确定计算负载 一级圆柱齿轮副名义转矩按下面公式计算。 （4-6）n P.T61059 将 ， 代入公式（4-6）得名义转矩：18.7aPKw128/minanr658.7.12.460pN: 确定模数 按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数 ；m 25 （4-7） 132limASaFmdTKYz 式中 算式系数，对于直齿轮传动为 12.6，斜齿轮传动为 11.5；mA 小齿轮承受的扭矩，Nmm；T 载荷系数；AK 齿轮宽度系数；d 齿轮副中小齿轮齿数；1z 试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm 2；limF 载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；1aY 外齿轮应力修正系数；S 查相关的数据，可以得到 =12.6； =146Nm； =1.5； =0.4mATAKd =23； =440 N/mm2； =2.7； =1.561zliF1FaY1Sa 代入公式（4-7）计算 32.5146.7520.7m 由于用于工作条件恶劣的环境，取模数 m=4 二、几何尺寸计算 该配对齿轮几何尺寸一览表： 表 4-1 项目 计算公式 1 z=23m250z 分度圆 d/mm dmz92 200 齿顶圆 da/mm *2()aahxy100 208 26 齿根圆 df/mm *2()fadmhcx82 190 中心距 a/mm 12/z146 齿宽 b/mm b45 40 其中： 1 ， 0.25 ；*ahc 三、啮合要素的验算 一级齿轮传动的重合度 ；12 查外啮合标准齿轮传动重合度图表；得 ； ；10.732.8 ；201.53 四、齿轮弯曲强度校核 对于用在掘进机行走部的减速器短期间断工作特点，齿轮只需要校核齿根弯曲强度， 按下列公式验算 （4-8）FPpFVAFK0 （4-9） YbmSant10 式中 计算弯曲强度的使用系数；AK 计算弯曲强度的动载荷系数；V 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；F 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；K 齿根应力的基本值，N/mm 2,大小齿轮应分别确定；0F 载荷作用于齿顶时的齿形系数；aY 载荷作用于齿顶时的应力修正系数；S 计算弯曲强度的重合度系数； 27 计算弯曲强度的螺旋角系数；Y 工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应b 大于窄轮齿宽在加上一个模数 mn； 模数，mm；nm 许用齿根应力 可按下式计算，对大小齿轮要分别确定FP （4-10） XRrelTrllimFNTSli YY 式中 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm 2；limF 试验齿轮的应力修正系数；STY 计算弯曲强度的寿命系数；N 相对齿根圆角敏感系数；relT 计算弯曲强度的尺寸系数；XY 相对齿根表面状况系数；RrelT 计算弯曲强度的最小安全系数。limFS 1）名义切向力 Ft 前面我们已经得到 6518.790.21.46pTnNm:22.403199taFNd 2）相关系数 a.使用系数 AK 使用系数按中等冲击取 51.A b.动载荷系数 V 先要计算 a 轮相对于转臂的速度，可由下式得到 28 （4-11） 160dnv 式中 小齿轮的分度圆直径，mm；1d 小齿轮的转动速度，r/min；n 将 mm， (r/min)代入公式（4-11）1921813.492185./6060dnv ms 齿轮为 7 级精度，即精度系数 C=7；查图得： .VK c.齿向载荷分布系数 FK 齿向载荷分布系数 可按下式计算 （4-12）() NFHK (4-13) 2/0.7841bhN1.70.2.95HK 则得 0.7841269FK d.齿间载荷分配系数 F 齿间载荷分配系数 查表可得 =1.1F e.齿形系数 FaY 齿形系数 由图可得 ，12.7Fa2.3FaY f.应力修正系数 S 应力修正系数 由图可得 ,aY1.56Sa21.7Sa g.重合度系数 重合度系数 可按下面的公式计算 29 （4-14） 0.75.2nY 取 =1.5，代入（4-14） ，则得n 7501250.Y h.螺旋角系数 Y 螺旋角系数 查相关图为 =1 i.齿宽 b 尺宽 =40m 3）计算齿根弯曲应力 F11239.7560.1.561.9402.8/taSAVFpnYKbNm221 239.70.51.6.91401/tFFaSAVFpnYKbNm 4）计算弯曲强度的安全系数 S (4-15) limFSTNrelTRlXYY 已经知道 =440 N/mm2（参考13171174 页）limF 应力系数 ，按给定的 区域图取 时，取 =2。STYlimFlimFSTY 寿命系数 N 根据要求，减速器的寿命为 t=4000 h，可得 30 816012840.9210LNnt2/.734 由下式计算NTY 0.26183913.9NTY0.26286.4T 齿根圆角敏感系数 查得为 =1relTYrel 相对齿根表面状况系数 按照下式计算Rrl （4-16） 105296741.zRrelTR.Y 取齿根表面微观不平度 Rz=12.5m，代入式（4-16） ，可得 8010. .relT 尺寸系数 =1.05-0.01m=1.05-0.015=1XY 将上面的所得的数据代入公式（4-15） ，则得1402.9130.818.5S1402.9610.8.S 安全系数 、 均满足较高可靠度时最小安全系数 的要求。这对齿轮弯曲1S2 min2FS 强度校验合格。 第三节 第二级 3K()型行星齿轮减速器的设计 已知：行星传动的输入功率。 31 318.709.17.4Pkw 输入转速 2560/minnr 分配给 3k（）行星传动的传动比：560134.7pi 一、配齿计算部分 根据 3k（）行星传动的传动比公式： （4-17） 1bbbeapaeabeZzi 再根据其装配条件，即保证各行星轮能匀称装入时，中心轮 a、e 和 b 之间的条件： （4-18）pbanCz1 （4-19）e2 式中 。为 正 整 数、行 星 轮 数 目 ； 21Cnp 由公式（4-17）可知，要传动比 值比较大，而且结构紧凑，就尽量使 与 的差baei bze 值取小些，但从满足装配条件看， 与 最小差值应满足： bz （4-20）ebpzn 将 代入传动比 公式（4-17） ，经整理化简后可得齿数 的一元二次方程ebpznpi bz （4-21） 210bapbpapznziz 则可结得 （4-22） 2142bapapapzzizn 则由公式（4-20）可求得 ，即e （4-23）ebpzn 如果 为偶数，则 可按下式计算，即eazcz 32 12eacz 如果 为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则 可按下面的公式计算beaz cz （4-24） 0.52eaxz 一般选取行星轮数 ，再取太阳轮 a 的齿数 =15。3pna 则由公式（4-22）得 =69，再由公式（4-23）得 =72，因为 - 为奇数 72-bz ezeza 15=57，再由公式（4-24）得 =28c 验算传动比，允许其传动误差为 （4-25） ppii 式中 ；一ip ； 。042.ip 一一 3k（）型传动的各齿轮的齿数列表如下 azbzezcz 15 69 72 28 带入公式（4-17） 75134.692baei 传动比 。得 完全符合传动要求。baepi0pii 引入一级直齿圆柱齿轮累计传动误差计算如下： 128/minnr马 达 1289.34.67ni马 达链 轮150 3./minpii r 33 29.310%.4 实际上的速度误差非常小，合