掘进机行走机构设计机械CAD图纸

本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 摘 要掘进机是一种较先进的井下掘进设备。行走机构由履带、支重轮、托链轮、引导轮、驱动轮、张紧装置、行星齿轮减速器、液压马达和履带架等部分组成。按照掘进机行走部及行走减速器的工作原理进行初步设计。在此基础上通过对此题目的分析以及对一些相关书籍和文献的查阅，进一步研究掘进机行走部的设计及行走减速器的设计原理。设计重点应在于行走部的履带行走机构设计及行走减速器的行星传动设计。首先阐述行走部的履带行走机构的一般结构，简易的叙述总体方案设计，其次对减速器进行细致的设计，包括行星减速器的选择、计算、校核。通过研究掘进机行走部及行走减速器的基本原理，获得了大量有关设计掘进机行走部及行走减速器的要领。关键词：掘进机；行走机构；减速器AbstractBoring machine is a more advanced underground boring equipment. Travel agencies from the track, supporting wheels, asked sprocket, guide wheel, driving wheel, tensioning device, planetary gear reducer, hydraulic motors and track aircraft components. In accordance with the driving and walking to walking part reducer preliminary design works. Based on this analysis and through this topic a number of books and documents on access, further driving to walking part of the design and running gear reducer design principles. Design should focus on running the Department of Design and crawler running gear reducer planetary transmission design. First, the Department set to walk the general structure of crawler, a simple description of the overall program design, followed by a careful design of the reducer, planetary reducer selection, calculation and check. Department of walking through the tunnel boring machine and the basic principles of running reducer to obtain a lot of walking part of the design driving and walking reducer essentials.Key words：Boring machine; Travel agencies; ReducerII目 录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 问题的提出11.2 国内外发展状况11.3 悬臂式掘进机行走机构的发展特点31.4 悬臂式掘进机行走机构的发展趋势4第2章 方案论证52.1 驱动方式的分析62.1.1 液压驱动62.1.2 电驱动62.2 传动方式分析与选择6第3章 掘进机总体结构设计93.1 行走部的工作要求93.2 掘进机行走部的组成及行走原理93.2.1 掘进机行走部的组成93.2.2 掘进机的行走原理103.3 行走机构的型式选择113.3.1 行走型式的选择113.4 行走机构的设计计算113.4.1 履带节距的计算113.4.2 履带牵引力的计算123.5 行走机构各种阻力计算133.6 驱动轮各主要参数的确定143.7 行走机构液压马达的选择153.8 重轮的设计计算173.9 张紧装置18第4章 行走减速器的设计计算194.1 行走减速器方案的确定194.1.1 输出轴的转速计算194.1.2 传动比的分配204.1.3 圆柱齿轮传动部分的计算214.2 一级圆柱齿轮传动圆柱齿轮的设计计算224.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数224.2.2 按齿面强度设计234.2.3 根据弯曲强度设计264.2.4 几何尺寸计算284.3 行星齿轮传动的设计计算说明294.3.1 行星齿轮传动的概述294.3.2 行星齿轮传动方式的选择294.3.3 传动比的分配304.3.4 高速级计算314.3.5 低速级计算344.4 轴的设计计算384.4.1 轴的概述384.4.2 轴材料的选择384.4.3 各轴的计算394.4.4 轴的校核414.5 轴承的选择424.5.1 滚动轴承类型的选择424.5.2 润滑与密封434.5.3 滚动轴承的校核计算444.6 键的选用454.6.1 键的选择454.6.2 键的校核46结论48致谢49参考文献50CONTENTSAbstract .I Chapter1 Introduction .1 1.1 Overview and issues raised.1 1.2 Domestic and international development.1 1.3 Roadheader walking characteristics of the development agencie.3 1.4 Roadheader trend walking mechanism.4 Chapter2 Demonstration.5 2.1 Analysis of driving mode .6 2.1.1 Hydraulic drive.6 2.1.2 Electric drive .6 2.2 Transmission mode and select .6 Chapter3 The overall structural design of tunnel boring machine 9 3.1 The department requirements for the workto walk .9 3.2 Composition of the department of boring machine running .and walking principle .9 3.2.1 Department of the composition of the boring machine running .9 3.2.2 Principles to walk TBM.10 3.3 Type Selection travel agencies .11 3.3.1 Choose the type of walking .11 3.4 Design and calculation of travel agencies .11 3.4.1 Calculation of track pitch .11 3.4.2 Calculation of traction track .12 3.5 Calculation of travel organizations of various resistanc. .13 3.6 Determination of main parameters driving wheel. .14 3.7 The choice of running gear hydraulic motor .15 3.8 Design and calculation of roller.17 3.9 Tensioning device .18 Chapter4 Design and Calculation of walking speed reducer .19 4.1 Program to determine walking speed reducer.19 4.1.1 Calculation of the output shaft rotational speed .19 4.1.3 Calculation of gear transmission part.21 4.2 A cylindrical gear design and calculation.22 4.2.1 The sele allocation of transmission ratiocted gear type, precision grade, material and number of teeth.22 4.2.2 Design of according to tooth surface strength.23 4.2.3 According to the design bending strength of .26 4.2.4 Calculation of the geometric dimensions of .28 4.3 Calculation of planetary gear design description .29 4.3.1 Overview planetary gear.29 4.3.2 Planetary gear transmission to the choice. .29 4.3.3 The allocation of transmission ratio.30 4.3.4 Calculation of high-level.31 4.3.5 Calculation of low-level.34 4.4 Shaft design calculation .38 4.4.1 Overview of shaft.38 4.4.2 Shaft material selection . .38 4.4.3 The calculation of the shaft .39 4.4.4 Check of shaft.41 4.5 Bearing selection .42 4.5.1 Bearing type selection .42 4.5.2 Lubrication engineering. .43 4.5.3 Check calculation of bearing. .44 4.6 Selection of key.45 4.6.1 Key selection.45 4.6.2 Checking key.46 Conclusion .48 Thanks .49 References.50第1章 绪论1.1 问题的提出掘进机采用履带行走机构，它支撑机器的自重和牵引转载机行走，当掘进作业时，它承受切割机构的反力、倾覆力矩和动载荷。行走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。通过对掘进机行走结构进行结构研究分析,借鉴国内外先进技术,结合煤矿生产实际,使其满足煤矿高产高效生产的需要。悬臂式掘进机行走机构是煤矿掘进巷道常用设备，它的发展使得矿井巷道的掘进速度和效率大幅度提高1。随着采煤技术的发展、煤矿生产规模的扩大，我国大型煤矿井下大都开始采用全煤巷布置开采方式，此外采煤工作面的推进速度也越来越快，因而使得煤矿井下煤巷掘进工作量大幅度增大，因而对掘进机的工作效率提出了较高的要求，客观上要求掘进机的工作性能要好，掘进作业的推进速度要快。但是,我国掘进机与国外掘进机相比较,在技术性能和可靠性等方面还有相当大的差距,需要加快掘进机的整机研究、设计和生产,迎头赶上国际先进水平。鉴于此，我们必须加大对掘进机的研究。掘进机是具有截割、装载、转载煤岩，并能自己行走，具有喷雾除尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的还具有支护功能。主要结构包括工作机构、装载机构、输送机构、行走机构和转载机构,根据所掘断面的形状分为全断面掘进机和部分断面掘进机2。前者适用于直径一般为2.510M的全岩巷道、岩石单轴抗压强度50350MPa的硬岩巷道，可一次截割出所需断面，且断面形状多为圆形，主要用于工程涵洞几隧道的岩石掘进；后者一般适用于单轴抗压强度小于60MPa的煤、煤岩、软岩水平巷道，但大功率掘进机也可用于单轴抗压强度达200MPa的硬岩巷道，一次仅能截割断面一部分，需要工作机构多次摆动，逐次截割才能掘进所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状，在煤矿生产中普遍使用悬臂式掘进机3。1.2 国内外发展状况国内掘进机发展概况与现状 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,主要以切割煤的轻机型为主4。主要以当时煤炭科学研究总院太远分院研制的1型2型和3型为代表，为我国悬臂式掘进机第二阶段的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重量轻、体积小、截割能力弱、技术含量偏低，适应煤巷掘进5。第二阶段：70年代末到90年代初,为消化吸收阶段。这一阶段我国不但从英国、奥地利等国引进掘进机进行消化吸收，同时还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S100-41型,其后,我国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，中型掘进机型号日趋齐全6。第三阶段：由90年代初至今,为自主研发阶段。这一阶段中型悬臂式掘进机发展日趋成熟，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,并且具备了根据矿井条件实现个性化设计的能力, 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7,8。经过三阶段的发展,我国悬臂式掘进机的设计、生产、使用进入了一个较高的水平,已跨入了国际先进行列,可与国外的悬臂式掘进机媲美。国外掘进机发展概况与现状 早在上世纪30年代，德国、前苏联、英国、美国等就开始了煤矿巷道掘进机的研究。40年代生产了世界上第一台悬臂式掘进机，50年代初现代掘进机雏形出现，代表就是匈牙利研制的采用履带行走机构的F4型悬臂式掘进机，这种机型除采用横轴截割方式和调动灵活的铲板和星轮转载机构，并采用了刮板运输机转运物料。二十世纪末期以来，在新技术革命的带动下，煤矿开采和加工利用技术迅速发展。先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术，研制开发了大功率、高性能的开采与掘进装备，广泛应用计算机技术实现了矿井生产过程的自动化，实现了矿井的高产高效和集约化生产。美、澳、英、德等国家研制开发了机电一体化、自动化新型采掘设备。这些设备采用微机监测监控、自动化控制、机电一体化设计等先进技术，在增加传动功率、提高生产能力的同时，设备功能内涵发生重大突破，并在计算机控制技术支持下实现了煤矿生产过程的自动化控制。综采成套设备的生产能力已经达到3000t/h以上，在适宜的煤层条件下，采煤工作面可实现年产510Mt，出现了“一矿一面、一个采区、一条生产线”的高效集约化生产模式。发达采煤国家已经实现了从普通综采机械化生产向高产高效集约化生产的过渡9,10。1.3 悬臂式掘进机行走机构的发展特点悬臂式掘进机行走机构的发展是紧紧围绕着我国矿井生产的实际条件、现场的需要及设计、制造的工艺水平而不断进行的，其发展主要有以下几个特点。1. 驱动功率的不断提高为适应更大范围的工作要求，悬臂式掘进机的驱动功率不断增大,由最初的100 kW以下的轻型机型增加到现在的中型机型的132-200 kW,重型机型可达200kW以上。2. 在行走方面的发展方向（1） 液压发展方向早期的悬臂式掘进机的行走部的传动绝大多数采用液压方式，这是因为液压传动具有控制简单，易于实现自动化，工作简便省力，可以方便实现过载保护;易于实现无级调速，调速范围大，液压马达与电机相比质量轻、体积小等优点，可以满足装载、行走的要求。而那时的电气设备在使用可靠性、元器件的质量及性能上都较低，且元器件体积较大，不易实现上述的要求制约了它的发展，液压传动成为这一时其主流发展方向11。（2） 电动发展方向液压传动方式虽然发展较快，但由于煤矿井下工作条件恶劣，粉尘大、空气潮湿、油脂极易被污染，对油脂污染很敏感的液压件易损坏，液压件成本高、故障诊断困难等原因而使其发展应用减缓，这一时期的电子技术的高速发展为电动发展提供了有利条件，大容量集成化、变频调速、PLC控制等一些新技术不断应用到掘进机的设计制造上，使得监控、监测的自动化程度极大提高。电子产品质量高、体积小、功能齐全的优势使电动发展加速，成为另一主要发展方向。液压与电动都有优、缺点，但随着科技的进步，它们的缺点在不断地被弥补、改进，目前悬臂式掘进机在电、液两方面发展速度很快，在行走方面都采用液压传动的如EBJ-160 SH型等，也有全部采用电动方式的如AM-50型等，大多数的机型还是采用电液混合方式，总之这两种方式互相取长补短，在今后很长一段时一间内将共同并存、相互融汇12。 1.4 悬臂式掘进机行走机构的发展趋势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，悬臂式掘进机将会逐步发展掘锚一体化、适应各种断面、适应坡度范围更大的行走机构，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. 提高元部件的可靠性和寿命现在新机型行走机构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。3. 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、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12。第2章 方案论证方案：采用液压马达驱动一级直齿圆柱齿轮及二级行星齿轮传动如图2-1所示 图2-1 方案方案：采用电动机驱动直齿圆柱齿轮及一级行星齿轮传动如图2-2所示图2-2 方案2.1 驱动方式的分析2.1.1 液压驱动液压驱动行走机构的特点是：统一了动力源，液压马达体积小，驱动机构便于合理布置，适合与行走部的频繁启动。目前，掘进机行走机构液压驱动形式通常又分为中，高速马达带减速器驱动和低速液压马达直接驱动三种形式。1. 高速马达减速器驱动 这种驱动形式的马达多采用齿轮马达。其优点是：结构简单，工作可靠，抗污染性强，价格低廉等。但它最大的缺点是运转一段时间后，其内部摩擦副磨损严重，间隙增大，效率很快下降，而且与之配套的减速器要求传动比要大，结构也相应复杂，所以这种形式应用极少。2. 中速马达减速器驱动 这种驱动形式的马达多采用柱塞马达。中速马达具有体积小，效率高，寿命长，售价低等特点，且减速器的机构形式国内外以趋于系列化，因此这种驱动形式应用很多。3. 低速液压马达直接驱动该驱动形式的马达输出轴直接带动主链轮，从而达到驱动履带的目的。马达大都采用多作用内曲线径向柱塞式液压马达。其特点是：结构形式简单、成本低、传动扭矩大、低速稳定性好、启动效率高。但马达体积大，难以保证地隙，制动装置不易处理，只适合与中、小型掘进机。 2.1.2 电驱动行走机构采用电驱动的特点是：启动力矩大、效率高、维修简单、运行可靠。液压驱动由于液压元件制造精度要求较高，加工工艺复杂，维修较困难，使用当中“跑、冒、滴、漏”现象屡有发生，增加了液压用油量，而采用电驱动可明显降低材料消耗量。但电驱动形式结构庞大，电动机易潮湿，且频繁启动增加了电动机及其供电系统的故障率。2.2 传动方式分析与选择根据国内外以往掘进机设计的经验来看，行走机构的传动形式大多数都为行星齿轮传动，与定轴传动相比,行星齿轮传动具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高等优点。行星齿轮传动机构的常用类型有2K-H型、3K型、K-H-V型。其中2K-H型加工装配工艺较简单,传动功率范围不受限制,在采掘机械传动系统中应用最为广泛。其传动比范围为2.8-12.5,传动效率可达0.79-0.99。1. 传动原理采用2KH(NGW)型负号机构的行星齿轮传动,当高速轴由液压马达驱动时,便带动太阳轮回转,于是带动行星轮转动,由于内齿圈固定不动,便驱动行星架作输出运动,行星轮在行星架上既作自转又作公转的行星传动,就以此同样的结构组成两级、三级或多级的串联行星齿轮传动。2. 组成由太阳轮、行星轮、内齿圈和行星架所组成。以啮合方式命名为NGW型(其中N为内啮合、G公用齿轮、W外啮合)。以基本构件命名,即为2K-H型行星齿轮传动。所谓基本构件,在行星齿轮传动的各构件中,凡是轴线与定轴线重合,且承受外力矩的构件称为基本构件。因此传动是由两个中心轮2K和行星架H等三个基本构件组成,因而称为2K-H型行星齿轮传动。1.行星轮 2.内齿圈 3.行星轮架4.太阳轮 5.输入轴 6.输出轴 图2-3 行星齿轮结构原理通过以上的各种分析，综合掘进机的性能要求及工作环境，此次设计的掘进机行走机构采用方案即：选用液压驱动，一级直齿圆柱齿轮及二级行星齿轮传动组合而成（见图2-1）,其特点是运用了太阳轮浮动均载机构,使多个行星轮受力均衡,同时还可以通过调节螺杆与弹簧来改变太阳轮的轴向位置,操纵太阳轮与行星轮的离合,以便实现掘进机的快速拖拽。第3章 掘进机总体结构设计3.1 行走部的工作要求作为大型掘进机的行走部，本次设计的要求是实现掘进机的既定参数：机重（t）40履带行走速度（m/min）6.6行走部接地长度（cm）440 行走部接地宽度(cm) 59.53.2 掘进机行走部的组成及行走原理3.2.1 掘进机行走部的组成一般巷道掘进机的行走部主要是由履带组、履带架、履带护板、驱动轮、底盘压板、底盘盖板、张紧轮组、张紧轮托架、张紧座、侧盖板、液压马达、行走减速器，以及各种联接件组成。其示意图如下图3-1：1. 张紧轮组 2. 张紧座 3. 张紧轮托架 4. 底盘盖板 5. 侧盖板6. 底盘压板 7. 履带组 8. 履带架 9. 履带护板 10. 液压马达11. 行走减速器 12. 驱动轮图3-1 掘进机行走部组成示意图3.2.2 掘进机的行走原理如图3-2所示，掘进机行走部的动力源是液压马达4，液压马达经过减速器3将运动传递给驱动轮2，驱动轮通过轮齿与履带6相啮合，而履带通过履带板与地相接触，为了增加履带与地面的摩擦，用支重轮将机身的重量加在履带上。张紧轮1的作用是张紧履带，以及导向。1.张紧轮2.驱动轮3.减速器4.液压马达5.支重轮6.履带组图3-2 掘进机行走部3.3 行走机构的型式选择3.3.1 行走型式的选择掘进机的行走机构有迈步式、导轨式和履带式几种。1. 迈步式该种行走机构是利用液压迈步装置来工作的。采用框架结构，使人员能自由进出工作面，并可越过装载机构到达机器的后面。使用支撑装置可起到掩护顶板、临时支护的作用。但由于向前推进时，支架反复交替地作用于顶板, 掘进机对顶板的稳定性要求较高，局限性较大，所以这种行走机构主要用于岩巷掘进机, 在煤巷、半煤岩巷中也有应用。2. 导轨式将掘进机用导轨吊在巷道顶板上，躲开底板，达到冲击破碎岩石的目的。这就要求导轨具有较高的强度。这种行走机构主要用于冲击式掘进机。3. 履带式适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重8。掘进机大多数都采用履带行走机构，其优点是接地压比小，对巷道底板适应性强，牵引力和爬坡能力大，调节灵活。在传动方式上有液压传动和机械传动两种9。本设计采用的是履带式结构，因为其机身重量比较大，工作阻力比较大，需要大功率的行走机构配合其在煤巷中的掘进行走。3.4 行走机构的设计计算3.4.1 履带节距的计算 式中：为机器自重，400。因此 t0=mm 根据国家煤炭行业标准MT/T5791996中相关规定及节距范围，选择标准节距为173mm的履带。3.4.2 履带牵引力的计算 每条履带的驱动力 =+(kN) 式中： 履带滚动阻力系数，煤底板取0.08；机器重量,400000N；转向阻力系数，煤底板取0.6；履带接地长度,4400m；e机器重心的纵向偏移距离，=m B履带接地宽度，595mm。带入公式得=kN3.4.3 履带功率计算每条履带的功率 =（kW） 式中： 工作条件恶劣补偿系数，一般取1.2； 行走减速器效率，为0.97；履带传动效率，取为0.92；V履带行走速度6.6m/min。带入公式得 =kW3.4.4 接地公称比压 式中： G机器重量400000N； L行走部接地长度440cm； b行走部接地宽度59.5cm。N/cm23.4.5 接地最大比压 Pmax= 式中： B两履带中心距160cm； n履带纵向偏心距60cm。 Pmax=N/cm23.5 行走机构各种阻力计算1. 掘进机在平巷行走阻力R= 式中： 滑动阻力系数 对煤底板和碎石底板取0.85则 R=4000000.85=340000N2. 掘进机在爬450坡时的阻力R0R0=4000000.85cos450+400000sin450=523259N3. 掘进机静止在斜坡上时的下滑力RxRx=GSin=400000sin45=282843N4. 掘进机在斜坡上时的下正压力RyRy=GCos=400000cos45=282843N3.6 驱动轮各主要参数的确定1. 驱动齿数卷绕在驱动轮上履带板数目增加，使履带运动速度均匀性好，铰链磨擦损失减少，使驱动轮直径增大，引起底盘高度及重量增加。一般在1215之间，可为整数，也可以为0.5的倍数。为增加驱动轮的使用寿命，一般，当齿数为偶数时，驱动轮上有一半不参加啮合，待齿面磨损严重后，拆下重装，使未参加啮合的齿开始工作，以增加使用寿命。当齿数为奇数时，则驱动轮上各齿轮流与节销啮合同样可增加使用寿命。可选取齿数为2310。2. 驱动轮节圆半径取3. 驱动轮的齿形设计按齿面形状，驱动轮齿形可分为凸形，直线形和凹形三种。对驱动轮齿形的要求为：（1）使履带节销顺利地进入和退出啮合，减少接触面的冲击力；（2）齿面接触应力应小，以减少磨损；（3）履带节距因磨擦而增大时，履带节销与驱动轮齿仍能保持工作，不致脱链。驱动轮齿的工作面是履带节销和齿面接触面的部位，为减少接触应力，工作面最好是凹形。当履带节距随磨损而增大时，节销将沿齿面向上爬，为保证此时仍能啮合，轮齿应有一定的高度。节圆直径齿谷半径式中 节销（销套）直径，为55mm。根圆直径顶圆直径 齿谷距离4. 驱动轮强度计算：式中： 挤压应力，；机器重量，400000N ；齿宽，与履带槽宽一样；销套直径，55；许用挤压应力，。MPa经过比较驱动轮能够满足设计要求。 3.7 行走机构液压马达的选择3.7.1 输出扭矩计算 式中： F每台液压马达分担的最大牵引力，450.9kN；行走机构的驱动轮直径，656mm；液压马达输出轴至齿轮的总传动比，柱塞初选传动比=45；液压马达输出轴至齿轮的总传动效率，取为0.92；牵引机构啮合的效率，取为0.967。则马达的输出转矩,带入公式得Nm3.7.2 液压马达排量计算 式中： 液压马达的有效工作压力，MPa； 液压马达进口压力，Mpa；取=15 MPa； 液压马达出口压力，Mpa；取=1 MPa； 液压马达的机械效率，一般柱塞液压马达为，取=0.9；带入数值得： =ml/r根据， ，上述要求选择XM-F1500-1型液压马达。查阅有关资料，XM-F1500-1型液压马达的技术参数如下，见表3-1。表3-1 液压马达技术参数型号排量ml/r额定压力Mpa峰值压力Mpa额定扭矩Nm额定转矩r/min最高转速r/min最大功率kW重量kgXM-F1500-115002025357725032087180液压马达最大实际转速=r/min根据液压马达的实际输出扭矩确定实际压差。MPa 3.8 重轮的设计计算目前国内外履带工程机械支重轮结构形式主要有直轴式和凸肩式两种，直轴式结构简单，零件少，工艺性好，但承受轴向力稍差；凸肩式能承受较大的轴向力和冲击载荷，但结构较前者复杂。本设计采用的直轴式。由四轮一带统图可以选择支重轮的参数如下：支重轮凸缘工作宽度支重轮轴长300mm，允许制造0.5误差，与履带接触轮宽82，支重轮直径180，支重轮个数10个，其安装尺寸见参考资料101. 支重轮强度计算为减少支重轮的磨损，轮缘对履带的接触应力按下式计算： 式中： 轮缘对履带的接触应力,；支重轮轮缘工作宽度，；支重轮半径，；支重轮个数，10；许用接触应力，。MPa100N/mm经过比较符合设计要求。4.3 行星齿轮传动的设计计算说明4.3.1 行星齿轮传动的概述行星齿轮传动是一种具有动轴线的齿轮传动，可用于减速、增速和差动装置。它一般是由太阳轮（也称中心轮）、内齿圈、行星轮和行星架等组成。传动时，内齿圈固定，太阳轮主动，行星架上的行星轮一面绕自身的轴线转动，同时绕太阳轮的轴线传动，从而驱使行星架回转，实现减速。传动过程中，行星轮的轴线是运动的。行星齿轮传动和普通齿轮传动相比具有重量轻、体积小、传动比大、效率高等优点；缺点是结构复杂、精度要求较高。行星齿轮传动不仅可做定传动比传动（减速器），也可发作为速度合成或分解的装置（差速器）。其应用日益广泛。4.3.2 行星齿轮传动方式的选择行星齿轮传动的类型主要有（按齿轮啮合方式划分）：NGW型、WW型、NW型、NN型、N型、NGWN型及ZUWGW型。其符号意义如下：N内啮合、W外啮合、G公用齿轮、ZU锥齿轮。特点及用途：（1） NGW型：效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便、传递功率范围大，可用于种工作条件，在机械传动中应用最广。（2） NW型：效率高径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件，但由于双联行星齿轮同时与两个中心轮相啮合，制造工艺较复杂，因此在同样能够满足传动比的情况下，应优先选择NGW型，而不用NW型。（3） WW型：传动比范围大，但外型尺寸及重量较大，效率低，制造困难，一般不用作动力传动。（4） NN型：传动比范围大，效率虽比WW型高，但仍然较低，可用于短期工作。（5） N型：传动比范围较大，结构紧凑，行星轮的中心轴承受径向较大，适用于小功率短期工作。（6） NGWN型：结构紧凑、体积小、传动比范围大，但效率低于NGW型。工艺性差，适用于中小功率，短期工作。（7） 双级NGW型：由NGW串联，传动比范围大，并具有NGW型特点。（8） ZUNGW型：主要用于差动装置。故行星传动部分的传动方式被选NGW型或是两级NGW型较为合理。因为本设计的行星部分总传动比为28.6，为求减速器结构简单与紧凑，选两级NGW型传动。4.3.3 传动比的分配用角标表示两级NGW行星传动中高速级参数，用角标表示低速级参数。设高速级与低速级的外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则，取 ，所以 式中： 行星轮数；齿宽系数；载荷不均匀系数；接触强度的齿向载荷分布系数；动载系数；接触强度的寿命系数；工作硬化系数；计算齿轮的接触疲劳极限。查得高速级传动比 18则低速级传动比 4.3.4 高速级计算1. 配齿计算选择行星轮数目，取确定各齿数，按如下配齿方法进行计算：适当调整使C30则 由于，查资料18可知此组合的齿数组合为标准齿数组合，采用非变位齿轮。2. 按接触强度计算a-c 传动的中心距和模数（1） 输入扭矩 Nm设载荷不均匀系数，在一对a-c传动中，太阳轮传动的扭矩Nm查得接触使用系数18 齿数比 （2） 太阳轮和行星轮的材料都用渗碳后淬火，齿面硬度HRC5660，内齿轮用35CrMo调质，齿面硬度250280HBS。（3） 选取，取齿宽系数18 （4） 计算中心距mm则模数 取。3. 计算各轮尺寸（1） 分度圆直径： 太阳轮： 内齿圈： 行星轮：（2） 齿顶