掘进机行走部减速器设计毕业设计论文

掘进机行走部减速器设计毕业设计论文目 录1 绪论11.1概述11.2掘进机的发展11.2.1国外掘进机的发展11.2.2我国掘进机的发展11.3履带式掘进机行走机构的工作原理11.4研究掘进机行走机构的意义11.5EPJ-120TP型掘进简介11.5.1EPJ-120TP型掘进机简述11.5.2J120TP主要技术参数12 总体结构设计12.1掘进机的总体结构12.2掘进机各部分的选型12.2.1工作机构12.2.2装载机构12.2.3运输机构12.2.4转载机构12.2.5行走机构12.2.6除尘装置12.3掘进机各部分基本结构设计13 掘进机行走部总体结构设计13.1掘进机行走部设计要求13.2传动方案的设计13.3行走机构基本参数设计13.3.1履带及相关部分设计13.3.2履带链轮的设计13.3.3张紧装置和导向轮的设计13.3.4单侧履带行走机构牵引力的计算确定13.3.5单侧履带行走机构输入功率的计算确定13.3.6液压马达、液压泵与电机型号的选择14 掘进机行走部减速器设计14.1传动方案的设计14.2总传动比的计算14.3行星齿轮减速器的设计14.3.1已知条件14.3.2配齿计算14.3.3初步计算齿轮的主要参数14.3.4啮合参数的计算14.3.5几何尺寸的计算14.3.6装配条件的验算14.3.7传动效率的计算14.3.8齿轮强度验算14.4配合圆柱齿轮的设计14.4.1齿轮齿数的选择14.4.2齿轮模数的选择14.4.3几何尺寸的计算14.4.4齿轮弯曲强度校核14.5结构设计14.5.1行星传动结构设计14.5.2高速轴的结构设计及校核14.5.3行星轮支承轴的结构设计及校核14.5.4配合齿轮的轴的结构设计及校核14.6减速器其他零件的校核14.6.1轴承的校核14.6.2键的校核15 装机事项及检修15.1搬运、安装及调整15.1.1掘进机的拆卸和搬运15.1.2机器的组装15.1.3零部件的调整15.2掘进机的检修1参考文献1翻译部分1英文原文1中文译文1致 谢1 中国矿业大学2012届本科生毕业设计 第83页1 绪论1.1概述煤炭是重要的一次能源。随着工业的发展，生产规模不断扩大，煤炭在国民经济中的低位也越来越重要。随着采煤机械化和综合机械化的发展，大大提高了工作面的开采强度，工作面的推进速度越来越快，这就要求加快掘进速度。各国大力研发各类掘进设备。1.2掘进机的发展1.2.1国外掘进机的发展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，此后英国、德国、日本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，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25吨左右。可截煤岩石硬度系数f6、截割功率为50100KW。有代表性的机型有英国的MKA-2400型、奥地利的AM-50型、日本的S100型掘进机。近期产品主要是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吨。可截岩石硬度系数：纵轴可达f=810,横轴可达f=1014，截割功率为150300KW。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。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。此外，掘进机的适用范围还在扩大、掘进断面在增加、适应坡度在提升、截割能力进一步加强、辅助功能增加、智能控制技术得以提高。1.2.2我国掘进机的发展我国对悬臂式掘进机的研究始于20世纪60年代中期，通过对引进型掘进机研究和和国产化工作积累了一些设计悬臂式掘进机的经验，以3050KW的小功率掘进机为主研制规模较小。我国煤矿真正推广应用悬臂式掘进机是在1979年引进了100多台国外掘进机以后。我国淮南煤机厂引进了奥地利奥钢联公司AM50型掘进机、佳木斯煤机厂引进了日本三井三池制作所S-100型掘进机。通过对国外先进技术的引进、学习，推动了我国综掘机械化的发展。经过30多年的学习和自主研发，我国已经拥有年产1000余台的掘进机加工制造能力，研制生产了20多种型号的掘进机，其截割功率从30KW-200KW，初步形成系列化产品。尤其是近年来，我国相继开发了以EPJ-120TP型掘进机为代表的替代机型，在整体技术性能方面达到了国际先进水平。基本能够满足国内半煤岩掘进机市场额需求。半煤岩掘进机以中型和重型为主，其截割岩石硬度为f=6-8，截割功率在120KW以上，机重在35吨以上。煤矿现用主流半煤岩掘进机以煤科总院太原研究院生产的EPJ-120TP型、E-BZ160TY型以及佳木斯煤机厂生产的S150J型三种机型为主。尽管我国掘进机技术有了较大的发展，但与国外掘进机技术水平相比还有一定的差距。今后我国掘进机技术的发展趋势是：（1） 掘锚联合机组研制，集掘、钻、锚为一体的综合机组，既能快速掘进，同时又能打眼安装锚杆，支护顶板、侧帮，实现掘进支护平行作业，解决掘进机利用效率低的问题。（2） 扩大掘进机的使用范围。进一步使机型矮型化，改善截割、装载、行走等机构，使其能较好地适应我国各种地质构造和断面形状的巷道掘进。（3） 向重型化方向发展。将掘进机用于铁路、城市地铁隧道和公路建设等行业。（4） 喷雾降尘设备随机化。（5） 提高各类型掘进机工作的可靠性以及各元部件的可靠性和互换性。（6） 发展新的元部件技术和机电一体化技术。（7） 大力发展矮、窄机身中型掘进机。目前在煤矿实际使用的掘进机型号中，功率适中的掘进机占主导地位，如EBZ132、EBZ160。这一系列掘进机的技术已趋于成熟。但随着我国煤炭采掘业的不断发展，中厚煤层将逐渐减少，煤矿巷道必然趋于薄煤层，极薄煤层。因此，机身矮、窄型掘进机将大有市场。 （8） 向系列化、标准化、模块化方向发展。1.3履带式掘进机行走机构的工作原理掘进机的行走机构根据行走方式的不同，可分为履带式、轮胎式、轨轮式三种，目前煤矿所使用的悬臂式掘进机的行走机构均采用履带式。履带式行走机构是依靠接地履带与底板之间相对运动所产生的摩擦力，驱动机器行走。其最大静摩擦力取决于机器重量，以及履带板与底板之间的粘着系数。在行走机构动力容量定的情况下，行走阻力如小于粘着力，主动链轮旋转时，链轮上的槽齿拨压履带链板上的凸台，由于粘着力的存在，阻止了履带链运动，而迫使机体移动。反之，当行走阻力大于粘着力，主动链轮的槽齿拨压履带链板上的凸台时，履带链能够克服履带板与底板之间的粘着力，使履带链空转打滑。因此，为了保证掘进机的正常行走，行走机构必须具有足够的牵引力。1.4研究掘进机行走机构的意义掘进机行走机构是一个非常重要的部件，它既是驱动掘进机行走、调动的执行机构，同时又是整台掘进机的连接和支撑的基础。当掘进机为非工作状态时，它实现整机前进、后退、转弯以及爬坡等各种运动和牵引转载机行走，调整位置为巷道掘进做准备；当掘进机作业时，它承受截割机构的反力、倾覆力矩及动载荷，实现掘进机的工作推进。掘进机行走机构设计的各个参数的选定对整机的正常运行、性能的可靠性以及工作的稳定性有着重要影响。1.5EPJ-120TP型掘进简介1.5.1EPJ-120TP型掘进机简述一、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EBJ120TP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图1-1EPJ-120TP型掘进机外形1.5.2J120TP主要技术参数一、总体参数机 长 8.6m机 宽 22.2m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 918m2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 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 180m3/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 2.5m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 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 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2 总体结构设计2.1掘进机的总体结构掘进机是具有截割、装载、转载煤岩，并能自己行走，具有喷雾降尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的还具有支护功能。本次设计采用部分断面掘进机，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，逐次截割才能掘出所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状，其中悬臂式掘进机在煤矿使用普遍。悬臂式掘进机由截割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电控系统和喷雾降尘系统等组成，各部分作用为：（1）截割机构由截割头、悬臂和回转座组成的破煤（岩）机构。电动机通过减速器驱动截割头旋转，利用装在截割头上的截齿破碎煤岩。截割头纵向推进力由行走履带（或伸缩悬臂的推进液压缸）提供。升降和回转液压缸使悬臂在垂直和水平方向摆动，以截割不同部位的煤岩，掘出所需形状和尺寸的断面。（2）装运机构由装载机构和中间输送机两部分组成。电动机经减速后驱动刮板链和扒爪或星轮，将截割破碎下来的煤岩集中装载、转运到掘进机后面的转载机或其他运输设备中，运出工作面。（3）行走机构驱动掘进机前进、后退和转弯并能在掘进作业时使机器向前推进。（4）液压系统由液压泵、液压马达、液压缸、控制阀及辅助液压元件等组成，用以提供压力油，控制悬臂上下移动，驱动装运机构中间输送机、集料装置及行走机构的驱动轮，并进行液压保护。（5）电气系统向掘进机提供动力，驱动掘进机上的所有，同时也对照明、故障显示、瓦斯报警等。（6）喷雾降尘系统为降低掘进机在作业中产生的粉尘而装备的设施，有喷雾降尘系统两种形式。喷雾降尘系统由内、外喷雾装置组成，用以向工作面喷射水雾，达到降尘的目的。2.2掘进机各部分的选型2.2.1工作机构部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘进机机体灵活、体积较小，可截出各种形状和断面的巷道，并能实现选择性截割，而且截割效果好，掘进速度较高；所以，现在主要采用悬臂截割式，并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。工作机构的布置方式，分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头传动方便、结构紧凑，能截出任意形状的断面，易于获得较为平整的断面，有利于采用内伸缩悬臂，可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形，由于后两种截割头利于钻进，并使截割表面较平整，故使用较多。缺点是由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心，与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动，故稳定性较差。因此，在煤巷掘进时，需加大机身重量或装设辅助支撑装置。横轴式截割头分滚筒形、圆盘形、抛物线形和半球形几种。这种掘进机截齿的截割方向比较合理，破落煤岩较省力，排屑较方便。由于截深较小，截割与装载情况较好。纵向截割时，稳定性较好。缺点是传动装置较复杂，在切入工作面时需左右摆动，不如纵轴式工作机构使用方便；因为截割头较长对掘进断面形状有限制，难以获得较平整的侧壁。这种掘进机多使用抛物线或半球形截割头。由于工作机构的载荷变化范围大、驱动功率大、过坚硬岩石时短期过载运转、有冲击载荷、振动较大，要求其传动装置体积小，最好能调速。考虑掘进机工作时，截割头不仅要具有一定的转矩和转速以截割煤岩，而且要能上下左右摆动，以掘出整个断面，掘进机工作机构一般都采用单机驱动。虽然液压传动具有体积小、调速方便等优点，但由于对冲击载荷很敏感，元件不能承受较大的短时过载，一般选择过载能力较大的电动机驱动。2.2.2装载机构 部分断面掘进机的装载机构有4种： (1)单双环形刮板链式。单环形是利用一组环形刮板链直接将煤岩装到机体后面的转载机上。双环形是由两排并列、转向相反的刮板链组成。若刮板链能左右张开或收拢，就能调节装载宽度，但结构复杂。环形刮板链式装载机构制造筒单，但由于单向装载，在装载边易形成煤岩堆积，从而会造成卡链和断链。同时，由于刮板链易磨损，功率消耗大，使用效果较差。(2)螺旋式。是横轴式掘进机上使用的一种装载机构，它利用左右两个截割头上旋向相反的螺旋叶片将煤岩向中间推入输送机构。由于头体形状的缺点，这种机构目前使用很少。(3)耙爪式。是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好，目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受限制，为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。(4)星轮式。该种机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠，但装大块物料的能力较差。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。装载机构可以采用电动机驱动，也可用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。2.2.3运输机构部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。输送机构可采用联合驱动方式，即将电动机或液压马达和减速器布置在刮板输送机靠近机身一侧，在驱动装载机构同时，间接地以输送机构机尾为主动轴带动刮板输送机构工作。这样传动系统中元件少、机构比较简单，但装载与输送机构二者运动相牵连，相互影响大。由于该位置空间较小布置较困难。输送机构采用独立的驱动方式，即将电动机或液压马达布置在远离机器的一端，通过减速装置驱动输送机构。这种驱动方式的传动系统布置简单，和装载机构的运动互不影响。但由于传动装置和动力元件较多，故障点有所增加。目前，这两种输送机构均有采用，设计时应酌情确定。一般常采用与装载机构相同的驱动方式。2.2.4转载机构目前，多采用胶带输送机。胶带转载机构传动方式有3种：（1） 用液压马达直接或通过减速器驱动机尾主动卷筒；（2） 由电动卷筒驱动主动卷筒；（3） 利用电动机通过减速器驱动主动卷筒。为使卸载端作上下、左右摆动，一般将转载机构机尾安装在掘进机尾部的回转台托架上，可用人力或液压缸使其绕回转台中心摆动，达到摆角要求；同时，通过升降液压缸使其绕机尾铰接中心作升降动作，以达到卸载的调高范围。转载机构应采用单机驱动，可选用电动机或液压马达。2.2.5行走机构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。目前，部分断面掘进机通常采用履带式行走机构。由于其工作环境差，用电动机驱动易受潮烧毁，最好选用液压马达驱动。2.2.6除尘装置掘进机的除尘方式有喷雾式和抽出式两种。喷雾式。用喷嘴把具有一定压力的水高度扩散、雾化，使粉尘附在雾状水珠表面沉降下来，达到灭尘效果。这种除尘方式有以下两种：外喷雾降尘。是在工作机构的悬臂上装设喷嘴，向截割头喷射压力水，将截割头包围。这种方式结构简单、工作可靠、使用寿命长。由于喷嘴距粉尘源较远，粉尘容易扩散，除尘效果较差；内喷雾降尘。喷嘴在截割头上按螺旋线布置，压力水对着截齿喷射。由于喷嘴距截齿近，除尘效果好，耗水量少，冲淡瓦斯、冷却截齿和扑灭火花的效果也较好。但喷嘴容易堵塞和损坏，供水管路复杂，活动联接处密封较困难。为提高除尘效果，一般采用内外喷雾相结合的办法，并且和截割电机、液压系统的冷却要求结合起来考虑，将冷却水由喷嘴喷出降尘。抽出式。常用的吸尘装置是集尘器。设计掘进机时，应根据掘进机的技术条件来选集尘器。为提高除尘效果，可采用两级净化除尘。由于集尘器跟随掘进机移动，风机的噪音很大，应安装消音装置。抽出式除尘装置灭尘效果好，但因设备增多，使工作面空间减小。近年来，除尘设备有向抽出式和喷雾式联合并用方向发展的趋势。2.3掘进机各部分基本结构设计（1）截割部截割部主要由截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头组成。如图2-1图2-1截割部截割部为二级行星齿轮传动。由 120kW的水冷电动机输入动力，经齿轮联轴节传至二级行星减速器，经悬臂段，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。整个截割部通过一个叉形框架、两个销轴铰接于回转台上。借助安装于截割部和回转台之间的两个升降油缸，以及安装于回转台与机架之间的两个回转油缸，来实现整个截割部的升、降和回转运动，由此截割出任意形状的断面。（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。装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板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性。图2-2装载部(3)刮板输送机刮板输送机结构如图2-3。图2-3刮板输送机刮板输送机主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等（改向轮组装在装载部上）组成。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块，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油缸来实现的。（4） 行走部行走部设计见下一节（5） 机架和回转台机架结构如图2-4。1-回转台 2-前机架 3-后机架 4-后支撑腿 5-转载机连接板图2-4机架机架是整个机器的骨架，它承受着来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各部件均用螺栓或销轴与机架联接，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。（6） 液压系统1）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2-5。图2-5 液压系统图2）几种主要液压元件的设计吸油过滤器为了保护油泵及其它液压元件，避免吸入污染杂质，有效地控制液压系统污染，提高液压系统的清洁度，在油泵的吸油口处设置了两个吸油过滤器，该过滤器为精过滤。当更换、清洁滤芯或维修系统时，只需旋开滤油器端盖(清洗盖)，抽出滤芯，此时自封阀就会自动关闭，隔绝油箱油路，使油箱内油液不会向外流出。这样使清洗、更换滤芯及维修系统变得非常方便。另外，当滤芯被污染物堵塞时，设在滤芯上部的油路旁通阀就自动开启，以避免油泵出现吸空等故障，提高液压系统的可靠性。回油过滤器为了使流回油箱的油液保持清洁，在液压系统中设置了两个回油过滤器，该过滤器为粗过滤，位于油箱的上部。当滤芯被污染物堵塞或系统液温过低，流量脉动等因素造成进出油口压差为 035MPa 时，压差发讯装置便弹出，发出讯号，此时应及时更换滤芯或提高油液温度。更换滤芯时，只需旋开滤油器滤盖(清洗盖)即可更换滤芯或向油箱加油。若未能及时停机更换滤芯时，则设在滤芯下部的旁通阀就会自动开启工作(旁通阀开启压力为04MPa，以保护系统。润滑正确的润滑可以防止磨损、防止生锈和减少发热，如经常检查机器的润滑状况，就可以在机器发生故障之前发现一些问题。比如，水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的油表示有空气；黑色的油脂意味着可能已经开始氧化或出现污染。润滑周期因使用条件的差异而有所不同。始终要使用推荐的润滑油来进行润滑，并且在规定的时间间隔内进行检查和更换，否则，就无法给机器以保障，因而导致过度磨损以及非正常停机检修。在最初开始运转的三百小时左右，应更换润滑油。由于在此时间内，齿轮及轴承完成了跑合，随之产生了少量的磨损。初始换油后，相隔1500小时或者6个月内必须更换一次。当更换新润滑油时，清洗掉齿轮箱体底部附着的沉淀物后再加入新油。（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、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。3 掘进机行走部总体结构设计3.1掘进机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。掘进机行走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。3.2传动方案的设计参照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。EPJ-120TP型掘进机行走部减速器传动系统采用三级圆柱齿轮和二级行星齿轮传动，体积较大，占用空间较多，效率低，给整机的结构设计和设备性能带来一定的影响。现履带行走机构由液压马达经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。现在以左行走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。3.3行走机构基本参数设计3.3.1履带及相关部分设计（1）履带接地长度的确定掘进机的平均接地比压 （3-1）式中 p掘进机的平均接地比压；/MPa；G掘进机整机的重力；/KN；b掘进机履带板宽度；/mm；L掘进机单侧履带行走机构的履带接地长度；/mm其中，掘进机整机质量35T；履带板宽度500mm。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。根据公式3-1，可以得出：（2）左右履带中心距的确定 （3-2）式中 B左右履带中心距；/mm B掘进机履带板宽度；/mm其中，较小的数值适用于较小的履带中心距B，较大的数值适用于较大的履带中心距B。为了降低掘进机转弯的功率，在满足整机宽度的条件下应尽量加大B值。根据公式（3-2），得出：（3）掘进机接地履带板个数的确定履带板节距的选取选取履带板（如图3-1）的节距，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则，履带板接地数量： （3-3）取。（4）履带架的设计根据设备的工作要求，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3-1。图3-1履带架3.3.2履带链轮的设计根据链传动的特点，由于此掘进机链的节距比较大，链轮的齿数不能过多；但为了减小接地角，使之减轻掘进机前进和后退时受力不均的缺点，综合考虑选择链轮齿数Z=9。则分度圆直径： （3-4） 齿顶圆直径： （3-5） 齿根圆直径： （3-6）式中：两个履带的厚度，mm将z=9，p=160带入（3-4）、（3-5）、（3-6）三个公式：圆整得，。3.3.3张紧装置和导向轮的设计（1）张紧装置张紧装置是用来调整履带的松紧程度的。张紧装置的行程应大于履带节距的一半，以便在履带磨损而伸长时可拆卸一块后再使用。张紧装置的行程一般为个节距。（2）导向轮此掘进机履带行走机构采用后轮驱动方式，当掘进机后退时，导向轮将承受两倍的牵引力，故导向轮应能承受不小于两倍最大牵引力的径向载荷。下图为导向张紧装置。3.3.4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。 （3-7）其中 （3-8）式中 单侧履带行走机构的牵引力，kN； 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；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（3-8）：取1.0，n取440mm，B=1750mm,L=2450mm，代入公式（3-7）：取由于单侧履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧履带和地面之间的附着力。,查表（3-2）取附着系数值为0.7。那么，则，,满足要求。表（3-2） 附着系数值3.3.5单侧履带行走机构输入功率的计算确定单侧履带行走机构的输入功率 （3-9）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；履带链的传动效率。有支重轮时取089092，无支重轮时取071074；驱动装置减速器的传动效率，。按最大速度的情况计算：V=6m/min，取0.74，取0.75，根据公式（3-9），3.3.6液压马达、液压泵与电机型号的选择（1）液压马达的型号选择暂定减速器的总传动比为i=290驱动链轮的转矩 （3-10）将，带入（3-10）得：马达的输出转矩 （3-11）将以上结果带入（3-11）的则选择液压马达的型号为MFB29，其性能参数：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（2）液压泵的型号选择根据设备工况，选择液压泵的型号为63SCY14-1B,其性能参数： 排量(mL/r)： 63 额定压力MPa： 32 额定转速(r/min)： 1500 驱动功率kW： 59.2 容积效率： 重量kg： 65（3）泵站电动机型号的选择行走机构需要电动机的功率为Pn Pn=2P/v1v2j （3-12）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、v2取0.9，j取0.95,根据公式（3-12）：查表，电动机型号为YB250M4，功率为55kW,转动速度为1470r/min。4 掘进机行走部减速器设计4.1传动方案的设计根据工作机的要求，传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机。实际表明，传动装置设计得合理与否，对整部装置的性能，成本以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要环节，即合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。此次设计拟使用3K型行星齿轮减速器。通过液压马达将动力传递给减速器的输入轴，再由行星齿轮减速器的输出轴输出，带动驱动链轮转动，从而驱动履带行走机构。该减速器的结构特点：（1）行星齿轮传动采用3K型传动形式，而以前的传动系统采用三级圆柱齿轮和二级行星齿轮传动。相比之下，新的传动系统减少了传动环节，结构更加紧凑，体积更小，传动效率更高。（2）为了解决掘进机行走制动的问题，在减速器的输入端加装了一对圆柱齿轮，它提高了制动轴的转速，从而减小了制动转矩，使得可以采用较小的制动器就能实现制动功能。在结构上将制动器和液压马达平行布置在减速器的端面，充分利用了空间。减速器传动系统示意图如图4-1。图4-1传动系统示意图4.2总传动比的计算（1）液压马达转速的计算根据所选的液压泵63SCY14-1B，液压马达由两个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。 （4-1）其中，带入公式（4-1）因为 （4-2）其中，带入公式（4-2）（2）链轮转速的计算计算当掘进机的速度为V=6m/min时的链轮转速 （4-3）式中 V掘进机的调动速度，m/min；z链轮的齿数；a履带节距，mm。将，带入公式（4-3）（3）总传动比 （4-4）将，带入公式（4-4）则行走部减速器的总传动比为292。4.3行星齿轮减速器的设计4.3.1已知条件根据设计要求，此行星齿轮传动结构紧凑、体积较小、工作环境差、冲击较大。行星传动的输入功率：输入转速：传动比：4.3.2配齿计算根据3k行星传动的传动比公式： （4-5）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： （4-6） （4-7）式中 由公式（4-5）可知，要传动比值比较大，而且结构紧凑，就尽量使与的差值取小些，但从满足装配条件看，与最小差值应满足： （4-8）将代入传动比公式（4-5），经整理化简后可得齿数的一元二次方程 （4-9）则 （4-10）则由公式（4-8）可求得，即 （4-11）如果为偶数，则可按下式计算，即如果为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则可按下面的公式计算 （4-12）一般选取行星轮数，再取太阳轮a的齿数=16。则由公式（4-10）得=109，再由公式（4-11）得=112，因为-=112-16=96，为偶数，再由公式（4-12）得=47验算传动比，允许其传动误差为 （4-13）式中 ；。3k型行星齿轮传动的各齿轮的齿数如下1610911247带入公式（4-5）传动比。得满足传动要求。4.3.3初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c采用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度5862HRC。查齿轮接触疲劳强度极限图，取；查齿轮弯曲疲劳强度极限图，取。中心轮a和行星轮c的加工精度为6级；内齿轮b和e均采用42SiMn，表面淬火，硬度4555HRC 。查齿轮接触疲劳强度极限图，取；查齿轮弯曲疲劳强度极限图，取。内齿轮b和e的加工精度7级。按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定模数； （4-14）式中 算式系数，对于直齿轮传动为12.1；小齿轮的名义转矩，Nmm；综合系数；弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；齿轮宽度系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；计算弯曲强度的使用系数；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；小齿轮的名义转矩的计算 （4-15） 将，带入公式（4-15）查使用系数表， ；=650N/mm2；齿形系数=2.67；综合系数=1.8；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数=1.2，由公式，所以；齿宽系数选；将以上数据代入公式（4-14），可以得到：取模数m=3。4.3.4啮合参数的计算该行星减速器具有三个啮合齿轮副：，。各齿轮副的标准中心距为： mm mm mm由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的传动比i=292的要求,又能满足啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该3K型行星传动进行角度变位。根据各标推中心距之间的关系，现选取其啮合中心距为=97.5mm作为各齿轮副的公用中心距值。已知 ，和，及压力角，计算该3K型行星传动角度变位的啮合参数。计算公式：中心距变动系数y/mm： （4-16）啮合角/： (4-17)变位系数和： (4-18)齿顶高变动系数： (4-19)重合度： (4-20)注：公式中“”号，外啮合取“+”，内啮合取“-”所得计算参数如下表：项目a-cb-ce-c中心距变动系数y/mm啮合角/变位系数和齿顶高变动系数重合度确定各齿轮的变位系数（1） a-c 齿轮副 在a-c 齿轮副中，由于中心轮a的齿数；和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的是避免小齿轮a产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变为位方式应采用角度变位的正传动即。当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为按下面公式可求得中心轮a的变位系数为 （4-21）按下面公式可得行星轮c的变位系数为（2） b-c齿轮副 在b-c齿轮副中，和。据此可知，该齿轮副的变位目的是为了凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。现己知其变位系数和=1.7374，0.7199，则可得内齿轮b的坐位系数为=+=1.7374+0.7199=2.4573。(3) e-c齿轮副 在e-c齿轮副中，和由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改