1、第一章 概述1.1 国内外悬臂式掘进机发展历史和现状全套图纸加 1538937061.1.1 国外悬臂式掘进机发展历史和现状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。各国早期研制的悬臂式掘进机都是以煤巷为作业对象。中期产品主要是用于截割各种煤岩的中型掘进机，机重一般在 25t 左右。可截割岩石硬度系数 f6、截割功率为50100kW。有代表性的机型
2、有英国的 MKA-2400 型、奥地利的 AM-50 型、日本的 S1O0型掘进机。近期产品是主要以中硬岩和工程隧道为作业对象的重型、全岩巷道掘进机和掘锚机组，机重多在 40100 t，部分机型机重超过 100 t。可截割岩石硬度系数：纵轴可达 f=8lO，横轴可达 f=1014，截割功率为 150300 kW。比较有代表性的机型有英国的 LH-1300、LH-1400；奥地利的 AM75、ATM105、AHM105 和日本的S200、S220、S300、S350 等机型以及奥钢联的掘锚机组等。目前，也有把连续采煤机代替掘进机作为巷道掘进的，它主要针对半煤岩巷道和软岩巷道的掘进，截割硬度 f6
3、。1.1.2 国内悬臂式掘进机发展历史和现状我国的悬臂式掘进机的发展主要经历了三个阶段。第一阶段：60 年代初期到 70 年代末，这一阶段主要是以引进国外掘进机为主，也定型生产了几种机型，在引进的同时进行消化、吸收，为我国悬臂式掘进机的第二阶段的中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 1 页发展打下了良好的技术基础。这一阶段掘进机的主要特点是：使用范围越来越广，切割能力逐步提高，有切割夹岩和过断层的能力。第二阶段：70 年代末到 80 年代末，这一阶段，我国与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步地实现了国产化，其典型的代表是与奥地利、日本合作生产的 AM50 型及 S100型，其后，我国
4、自行设计制造了几种悬臂式掘进机，其典型代表是 EMA-30 型及 EBJ-100型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：可靠性较高，已能适应我国煤巷掘进的需要；半煤岩巷的掘进技术已达到相当的水平；出现了重型机。第三阶段：由 80 年代末至今，重型机型大批出现，悬臂式掘进机的设计与制造水平已相当先进，可以根据矿井生产的不同要求实现部分个性化设计，这一阶段的代表机型较多，主要有 EBJ 型、EL 型及 EBH 型。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：设计水平较为先进，可靠性大幅提高；功能更加完善；功率更大；一些高新技术已用于机组的自动化控制并逐步发展全岩巷的掘进。经过三阶段的发展，我国悬臂式掘进机的设计、生产
5、、使用进入了一个较高的水平，已跨入国际先进行列，可与国外的悬臂式掘进机相媲美。1.1.3 国内悬臂式掘进机目前存在问题悬臂式掘进机发展速度虽然很快，并且技术成熟，但随着煤矿生产工艺的改进，高产、高效矿井的建设，它已不能满足需要，主要表现在以下几方面。（1）锚杆支护的成功推广应用提高了巷道支护的可靠性，目前存在掘进、支护不能同步作业，据统计，巷道支护约占用 4050的掘进作业时间，这就使得掘进机的开机率大大降低，不能有效提高掘进速度。（2）现有机型偏向于中、重型，虽然有些掘进机实现了矮型化设计，但整体尺寸仍不能有效缩减，对低矮巷道的适应性还较差。（3）内喷雾除尘系统使用可靠性和适应性较差，而外置
6、机载除尘系统还比较困难。（4） 使用元部件的可靠性还不高，不能适应截割硬煤岩产生的震动及井下恶劣的工作条件。（5） 对于提高截割效率方面的设计和设备配套还不完善。（6） 电子元器件的选型面窄、电子保护插件的可靠性不高。电控技术还不能适应通用性、灵活性、可扩展性、准确性及响应速度快速的需要。1.2 悬臂式掘进机发展趋势1、更加全面的功能与完善的前后配套为适合各种条件要求以及加快掘进速度，提高截割效率，悬臂式掘进机将会逐步发展掘锚一体化、截割硬度更高、适应各种断面、适应坡度范围更广的机型，并会完善前后配套的转载、装运等设备，实现集约化功能，进一步发挥其效能，提高劳动生产率。2、自动控制技术的发展悬
7、臂式掘进机的自动控制包括截割断面轮廓尺寸的监控、机组运行状况的监测和故障的自动诊断、各种功率的自动调节、遥控操作等。要实现自动控制功能，在电控技术中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 2 页上必须将声控、光控、微机处理数据等先进技术融合在一起，实现电控技术整体先进、准确、可靠。3、提高元部件的可靠性和寿命现在新机型的关键元部件大都选用国外的知名品牌，这虽然可提高整机的性能，但使得国产机型在元部件的配置上高低不一、质量不等，为使用、维护和更新机型带来了许多困难，随着我国在掘进机元部件研究上的突破，这种状况会很快改变。4、个性化开发机型煤矿在开采过程中会碰到各种不同的生产条件，如煤层变化、
8、水、瓦斯、煤岩硬度不一等，这些特殊的情况必然要求机组具有不同的功能和整体参数的合理匹配，今后的机型将会根据不同的要求进行不同的性能配置，实现设计和制造个性化和多元化。1.3 悬臂式掘进机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。切割头装有截齿，用于破碎煤岩的部件。切割头是掘进机的工作机构，主要功能是破碎和分离煤岩。通过对煤岩切割过程研究得知，影响切割效果的因素很多，从而
9、使得切割头设计变得复杂和困难。在切割头的每一转中，如同时参加切削的各个截齿都从岩石带中切下同样大小体积的煤岩，达到每个刀齿受力相等、磨损相同、运动乎稳，这是切割头设计的最佳目标。尤其在切削硬岩中实现它更是当前国内外学者和专家潜心研究的课题。回转台实现切割机构水平摆动和支承装置。回转台是悬臂式掘进机主要组成部件之一，它联接左、有机架、支承切割臂，实现切割臂的升降和回转运动，并承受来自切割头的复杂交变的冲击载荷。回转台对整机工作效率、切割乎稳性有重要影响。回转台设计的基本要求成载能力大、惯性小、能量损耗少；运转平稳、具有足够的强度和刚度；结构紧凑、回转角度小、重心降低；水平回转时，进给力变化较小。
10、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。刮板输送机的目的是将切割下来的煤和岩石运出去，要保证在一定的时间中将切割下来的物料全部运转到后面的转载机构上。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） 。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，中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 3 页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
11、；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。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。1.4 EBJ120TP 型掘进机简介1.4.1 EBJ120TP 概述一、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
12、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、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、产品型号、名称及外型产品型号、名称为 EBJ12
13、0TP 型悬臂式掘进机外型参见图 1.1四、型号的组成及其代表的意义中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 4 页图 1.11.4.2 EBJ120TP 主要技术参数一、总体参数机 长 8.6m机 宽 2.1m中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 5 页机 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二、截割部电动机 型 号 YBUS3120功 率
14、 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。三、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四、刮板输送机运输形式 边双链刮板槽 宽 510mm龙门宽度 350mm链 速 0.93m/s锚链规格 1864mm张紧形式 黄油缸张紧五、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 2.46m制动形式 摩擦离合器中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 6
15、页履带板宽度 500mm张紧形式 黄油缸张紧六、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 50/50/40ml/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冷却方式 板翅式水冷却器油缸数量： 8 个七、喷雾冷却系统灭尘
16、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、油箱八、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 本质安全型中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 7 页第二章 总体设计2.1 总体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；
17、(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。机器的整体结构看图 1.1。2.2 掘进机各组成部分基本结构设计2.2.1 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。中国矿业大学 2011 届本科生毕业
18、设计 第 8 页图 2.1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。2.2.2 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。中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 9 页图 2.2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
19、行。2.2.3 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。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。中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 10 页2.2.4 行走部行走部的设计见第三章的介绍。2.2.5 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
20、机架联接，机架为组焊件。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。图 2.42.2.6 液压系统本机除截割头的旋转运动外，其余各部分采用液压传动。系统原理图见图 2.42.2.7 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、DGY60/36 型隔爆照明灯
21、、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。中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 11 页第三章 行走部设计3.1 行走部设计原理掘进机行走机构的工作原理:液压马达依靠液压泵送来的高压油旋转,与其联接的减速机构减速得到低转速大扭矩, 液压马达、减速机构和链轮做成一个整体，液压马达的转动带动驱动轮(链轮) 旋转 , 链轮的轮齿和履带的链轨销咬合, 从而实现掘进机在履带上爬行。同时导向轮起到导向作用, 导向轮和张紧油缸一起作用对履带的松紧进行调节, 支重轮起到对车身支撑作用, 拖轮主要是支撑履带。在设计和装配过程中, 必
22、须保证驱动轮、引导轮、支重轮、拖轮四轮一线。悬臂式巷道掘进机的行走机构, 需要满足驱动机体前进、后退以及左右转弯调动的工作要求,所以履带式行走机构的左、右履带装置都采用分别单独驱动的传动方式。掘进机行走速度的调节是通过两液压泵的合流与否来实现的。掘进机前进、后退时,左、右液压马达同时驱动链轮带动履带运转。当掘进机要转弯时,可以单独驱动转弯方向的另外一侧液压马达,而使转弯一侧的液压马达停止运转,或者可以采用以相反方向分别驱动左右液压马达的方法,使机体急转弯。本次的设计采用的是液压马达驱动，由液压马达直接连接 3K 行星减速器，所以采用的液压马达的转速相对要低一些。3.2 行走部基本参数的确定（1
23、）履带板宽度 b（3.1）3(0.91)2bG总式中 掘进机总质量，t；G总 3(.)5= 612 752 mm为了使接地比压不至于过小而浪费材料，取 。b=0 m（2）左右履带中心距离 B（3.2）(3.54)= 1750 2250 mm取 B=2000 mm。（3）单侧履带接地长度 L（3.3）(1.62)B= 3200 4400 mm中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 12 页取 L=2460 mm。(6)履带板平均接地比压 p（3.4）10=2bLG式中 掘进机总重量，kN；GPa359.8p046=0.14MPa(7)行走速度工作速度为 0.05m/s，调动速度为 0.1m
24、/s。3.3 履带的设计图 3.1如图 3.1，选取履带板的节距 p=160 mm，所以接地履带板个数为： 一3156024.pLn取 n=16，即意味着和地接触的履带板为 16。3.4 驱动元件的选择（1）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 13 页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此为依据。（3.5）214L
25、nBGuRT（3.6）f1式中 T1单侧履带行走机构的牵引力，kN；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，按较大值选取；履带与地面之间的转向阻力因数，0.81.0，按较大值选取；n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，取 n ,mm；6LG1单侧履带行走机构承受的掘进机的重力，kN。f 取 0.1 时，由公式（3.4）： kN./.R1570289351 取 1.0，n 取时，由公式（3.5）：6L 21.46.47.5120602TkkN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。 ，附
26、着系数值选取 0.8。1GT35029.86Nk符合 。11GT（2）单侧履带行走机构输入功率的计算确定（3.7）21VTP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 0.8，根据公式中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 14 页（3.7）： 120.984.TVPkW（3）液压马达选型选取液压马达型号为 JMDG2150，宁波中意液压马达有限公司生产。液压马达的技术参
27、数为：排量 V：157 ml/r； 连续压力 p：25 MPa；额定扭矩 T：581 N.m； 转速范围 S：101000 r/min；最大输出功率 P：25 kW； 重量 W：27 kg。（3）泵站电机的功率选择行走需要电动机的功率为 PnPn=2P/ v1 v2 j （3.8）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；v1液压马达的效率，%；v2液压泵的效率，%；j功率传输的损失，%；v1、v1 取 0.9，j 取 0.95,根据公式（3.8）： kW/Pn 39509152考虑还有其它的液压泵需要功率，所以选取电动机型号为 YB250M4，功率为 55kW,转动速度为 1470r/min
28、。3.5 链轮设计按照经验公式：驱动链轮分度圆直径（3.9）4(758)dG由公式（3.9）得 d=（324 368）mm，为满足结构布置，取d=368 mm而 zsinpd180（3.10）（3.11）zcot.pda180541df（3.12）中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 15 页式中 d分度圆直径，mm；z链轮的齿数；da齿顶圆直径，mm；df齿根圆直径，mm；d1两个履带的厚度，mm。将 p=160 带入（3.6） 、 （3.7） 、 （3.8）三个公式：；7z；m.sind24180606.5cot7418a32fdm圆整为 ， ， 。368dm9a0f3.6 行走架
29、设计行走架的地板长度要能保证 1516 个履带板和地面接触，在这个设计中行走架是承担了负重轮的功能的。行走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。行走架见图 3.2。图 3.2中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 16 页3.7 导向张紧装置设计张紧装置行程的推荐范围为 0.75 1.25 个履带链节距,前文提到取履带链节距取160mm，因此取张紧行程为 120 mm。导向张紧装置是用来保证掘进机转弯和调整履带松紧程度的一种装置，其设计如图 3.3：图 3.3中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 17 页第四章 减速器设计和校核4.1 传动类型的选择根据掘进机的
30、工作特点，它每天的工作时间较少，且为短期间断的工作方式，以及矿井下空间狭小的工况，因此该减速器的特点应为：短期间断工作、重量轻、传动效率高。而 3K(I)型行星齿轮传动较适合于短期间断的工作，其传动比大、结构紧凑、重量轻，故选用 3K(I)型行星齿轮传动，其传动系统如图 4.1 所示。图 4.14.2 传动比计算（1）液压马达转速的计算在高速行走的时候，液压马达由 63 液压泵和 50 液压泵提供液压油，液压泵的转动速度和泵站电动机的转动速度相同。（4.1）一一 5063VnQ， ， ， 带入（4.1）：r/ml643一 r/l560一 mi/r1479.一中国矿业大学 2011 届本科生毕业
31、设计 第 18 页min/l.Q15876094一液压马达有 一一（4.2）一一Vn， 带入（4.2）r/ml157一 90.一min/r.n45179086一（2）链轮的转动速度的计算链轮的转动速度与前进速度有关系，前面已经提到用调动的速度即 。min/6一（4.3）zpVn10一式中 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/6一7z160p5.371/minr链 轮（3）减速比计算减速比计算公式为：（4.4）一ni由前面可以知道 ， ，带入公式（4.4） ，则得m/rn45一 5.371/minr链 轮489.i4.3 配
32、齿计算根据 3K(）传动的传动比公式（4.5）1bbapaedcezi中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 19 页和安装条件：（4.6）pbanCz1（4.7）e2式中 12pnC为 行 星 轮 数 目 ； 、 为 正 整 数 。将公式（4.6）（4.7） ，可得齿差数（4.8）pebpnz21C令 ，则得21K（4.9）pKz式中 。6543一一所以（4.10）pbez其同心条件为 bcedz即有（4.11）becdpz所以（4.12）dcpz再按同心条件： 2acbz则得（4.13）bac将公式（4.10） ， （4.12）和（4.13）代入传动比 公式（4.5） ，经整理化简后
33、可得齿pi数 的一元二次方程bz（4.14）012 papbpzb zi则可结得（4.15） papapab iz4212则由公式（4.10）可求得 ，即eebpz中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 20 页如果 为偶数，则 可按公式（4.13）计算，即abzcz2bacz由上面的式子所求得的 值只适合用于非变位或高度变位的行星传动。cz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abz cz（4.16）0.52bacz按公式（4.13） 、 （4.16）所确定的 值是不相同的，所以它们所对应的实际传动比也c是不相同的。当选取行星轮数 时，即可取 。从而，可以获
34、得许多组不同3pn182963一一pz齿数的 3K（）型传动方案。但必须验算传动比 ，允许其传动误差为baei（4.17）ppii式中 ；一ip；。042.i 一一按照上述公式（4.15） 、 （4.10） 、 （4.13）或（4.16）和（4.12） ，可以根据给定的传动比 确定各个齿轮的齿数。baepi本次设计的齿轮模数比较大，高度比较小，所以采用的齿轮的齿数不能太多，如果齿数太多的话就会造成减速器与地面接触。， 分别取 等数据，带入公式，可得到一组解见3pn84.93pi 1852963一一pz表 4.1：表 4.1通过比较发现传动比为 84.891 的时候，表 4.1 有一组齿数比较合
35、适。这组解齿数也比较少，而且只需要高度变位就可以了，比较合适在小空间上使用大模数的 3（K）减速器。表 4.2baeiazbzezczdz84.882 15 120 111 52 4384.891 15 72 69 28 2584.960 18 183 165 83 6584.988 21 162 150 71 5985.000 18 108 102 45 39baeiazbzezczdz84.891 15 72 69 28 25中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 21 页参数带入公式（4.5） 721584.916baei传动比 。baepi现在考虑的是在传动比为 89.891 的
36、情况下速度的增加情况，利用公式（4.4） ，min/rn45一 一ni45.398/min8.1nri马 达链 轮 实 4.70%10%5.8i 链 轮 实 链 轮链 轮事实上的速度增加非常小，工程误差一般在 5%左右，这样的误差合乎要求。4.4 齿轮模数选择根据空间的情况和该减速器的重载情况，该行星减速器的齿轮材料全部采用合金钢，表面淬火，其中行星轮和外啮合齿轮才用渗碳淬火。按照齿面接触疲劳强度设计公式：（4.18）23 1EHaaduZKTd式中 -齿轮材料许用接触应力，查表取 577 H 2/Nm-齿宽系数，查表取 0.8；d-太阳轮 a 承受的转矩，Nmm；aTu-齿数比， ；/czK
37、-载荷系数， ；AVK-使用系数，查表取 1.5；A-动载系数，推荐值 1.05 1.4；V -齿间载荷分配系数，推荐值 1.0 1.2；-齿向载荷分配系数，推荐值 1.0 1.2；-材料弹性系数，查表取 189.8 ；EZ 2/Nm-节点区域系数，查表取 2.5；H-重合度系数，推荐值 0.85 0.92； 所以中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 22 页K= =1.5x1.2x1.2x1.2AVK=2.59而 3K（）型传动有三个啮合齿轮副： ， ， 。在这里先按照高速acbde级齿轮副 进行模数的初算。ac（4.19）nP.T61059将 ， 代入公式（4.19）14.2aPK
38、wmin/rna45654.29.1028aNm又有 514.9103.apTn将上面得到的数据代入公式（4.18） ，可以得到： 243 7215189.5059.30782.4adm齿轮模数 m= = 72.4/15 = 4.83mm/adz考虑到减速器使用在恶劣的环境下，圆整取模数为 m=5mm。4.5 齿轮几何尺寸和啮合参数计算如前所述，该行星减速器具有四个啮合齿轮副： ， ， 和增速齿轮acbde副。齿轮变位方式的选用，主要根据以下几个因素：（1）各个齿轮啮合副中小齿轮的齿数 的多少；1z（2）各个齿轮啮合副中的齿轮齿数之和 值的大小；2z（3）各个齿轮啮合副中的非变位中心距 a 与
39、变位后的实际中心距 a的关系，a 或aa= 。a各齿轮副的标准中心距为mm11528107.52acacmz中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 23 页mm115728102bcbcamzmm69eded增速齿轮副为 210 mm。前面三对是减速器行星齿轮部分，其中心距相等，因为小齿轮少于 17 个齿，所以进行变位，但是不可以进行角度变位，只好进行高度变位。因为与 a 有关系的只有 c 和 e，所以只对 ， 变位， 没有必要变位。acbed经计算，各个齿轮的主要参数见表 4.3：表 4.3名称 齿数 模数(mm)分度圆直径(mm)变位系数x齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)中心轮
40、a 15 5 75 0.2 87 64.5行星轮 c 28 5 140 -0.2 148 125.5行星轮 d 25 5 125 0 135 112.5内齿圈 b 72 5 360 -0.2 349.4 370.5内齿轮 e 69 5 345 0 335 357.5增速大齿轮 63 5 315 0 325 302.5增速小齿轮 21 5 105 0 115 92.5内齿圈和减速器设计图分别见图 4.2 和图 4.3：图 4.2中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 24 页图 4.3 减速器4.6 传动效率计算由上面的几何尺寸结果可以知道，b 的分度圆直径大于 e 的分度圆直径，所以，该
41、3K（）型行星减速器的传动效率 可采用下面的公式计算bae（4.20）Hbebaeepi.1980已知： 和84.91baei724.815bazp啮合损失系数为 Hbe（4.21）HzebHe当重合度 时，则有51.（4.22）213zf.zHz式中 齿轮副中的小齿轮齿数；1z齿轮副中的大齿轮齿数；2中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 25 页啮合摩擦系数，一般取 ；如果齿面经过跑合，可取zf 106.fz；05.fz正号“+”为外啮合，负号“-”为内啮合。按照公式（4.22） 12.32.3010.5956Hzedefz .872zbcbf将 ， 代入（4.21） ，可以得到0.
42、59Hze046.Hzb.590109be将 ， 和 代入公式（4.20） ，有09.Hbe84.1baei 724.8bazp0.90.514.8bae再考虑轴承等的摩擦损失，可得到该 3K（）型行星减速器的传动效率 为P830590.baeP4.7 齿轮强度校核4.7.1 齿轮材料热处理简介根据该行星减速器的短期间断工作特点以及结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比较大的要求，分别选用各齿轮的材料和热处理及其硬度见表 4.4。表 4.4名称 材料牌号 热处理 硬度HRC抗拉强度b2m/N屈服极限s2/中心轮 a 35CrMo 调质淬火 4655 735 539行星轮 c、d 40Cr 调质淬火 4
43、855 735 539内齿轮 b 40Cr 调质淬火 4855 735 539内齿轮 e 40Cr 调质淬火 4855 735 539增速大齿轮 35CrMo 调质淬火 4655 735 539增速小齿轮 35CrMo 调质淬火 4655 735 539中国矿业大学 2011 届本科生毕业设计 第 26 页4.7.2 齿轮弯曲强度校核国家标准（GB/T34801997）是以载荷作用侧的齿轮廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经过相应的系数修正后作为计算齿根应力。考虑到使用条件、要求以及尺寸的不同，标准将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用应力。给出的轮齿弯曲强度计算公式适用于齿根以内轮缘厚度不小
44、于 3.5mn的圆柱齿轮。对于短期间断工作特点的 3K（）型行星传动，只需要校核齿根弯曲强度，按下列公式验算（4.23）FPpFVAFK0（4.24）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；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；p齿根应力的基本值，N/mm 2,大小齿轮应分别确定；0F尺寸系数，按模数查表；xY载荷作用于齿顶时的齿形系数；a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；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大b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（4.25）XRrelTllimFNTSYY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
