【毕业论文】履带式半煤岩掘进机行走部3K行星传动毕业设计说明书

三产品型号名称及外型产品型号名称为型悬臂式掘进机外型参见图四型号的组成及其代表的意义图掘进机外形主要技术参数总体参数机长机宽机高地隙截割卧底深度接地比压机重总功率可经济截割煤岩单向抗压强度可掘巷道断面最大可掘高度最大可掘宽度适应巷道坡度。

机器供电电压二截割部电动机型号功率转速截割头转速截齿镐形最大摆动角上。

下。

左右各。

三装载部装载形式三爪转盘装运能力铲板宽度铲板卧底深度铲板抬起转盘转速四刮板输送机运输形式边双链刮板槽宽龙门宽度链速锚链规格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，调动接地长度制动形式摩擦离合器履带板宽度张紧形式黄油缸张紧六液压系统系统额定压力油缸回路行走回路装载回路输送机回路转载机回路锚杆钻机回路系统总流量泵站电动机型号功率转速泵站三联齿轮泵流量泵站双联齿轮泵流量锚杆泵站电动机型号功率转速锚杆泵站双联齿轮泵流量油箱有效容积冷却方式板翅式水冷却器油缸数量个七喷雾冷却系统灭尘形式内喷雾外喷雾供水压力外喷雾压力流量冷却部件切割电动机油箱八电器系统供电电压总功率隔爆形式隔爆兼本质安全型控制箱本质安全型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。

刮板链的静强度安全系数的选择不应小于圆环链的拉伸强度指标为级。

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，行走齿轮稻正反向运转不得少于。

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般不大于，履带公称接地比压不大于，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的整机重量。

内喷雾系统额定压力不低于，外喷雾系统额定压力不低于。

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。

实测重量误差不大于设计重量的。

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，液压油箱中的油温不应超过掘进机作业时，司机座位处空气中粉尘浓度应，司机处综合噪声值不大于。

掘进机除手柄按钮滑道等表面外，均应采取防锈措施。

第二章总体方案设计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。

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和代人上式，即得则满足同心条件。

安装条件按下面公式验算其安装条件，即得整数整数所以，满足其安装条件。

传动效率的计算附整体减速器效率计算由几何尺寸计算结果可知，内齿轮的节圆直径大于内齿轮的节圆直径，故该Ⅱ型行星传动的传动效率认可采用下面公式进行汁算，即已知，其啮合损失系数和按照下列公式计算。

取轮齿的啮合摩擦因数，且将和代入上式，可得即有所以，其传动效率为引入第级直齿圆柱齿轮，总的传动效率总可见，该减速器的传动效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。

结构设计根据Ⅱ型行星传动的工作待点传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。

首先应确定中心轮太阳轮的结构，因为它的直径较小所以，轮应该采用齿轮轴的结构型式即将中心轮与输入铂连成个整体。

且按该行星传动的输入功率和转速初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。

为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。

总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。

内齿轮采用了弹性销的均载机构进行浮功。

通过其弹性销把内齿轮与箱体内壁连接起来，从而可以将其固定。

内内齿轮采用了通过渐开线花键联接输出轴。

行星轮采用了中空的结构，齿宽应当比较大以便保证该行星轮与中心轮的啮合良好同时还应保证其与内齿轮和相啮合。

在每个行星轮的内孔中，穿入根轴。

而行星轮中空轴在安装到转臂的侧板上之后，还采用了挡圈进行限位，进而轴向固定齿轮出于该型行星传动的行星架个承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件而且还具有个行星轮。

因此其转臂采用了双侧板整体式的结构型式结构如图所示图行星架转臂可以采用两个调心滚子轴承，支承在中心轮的轴上。

中心轮齿轮轴通过向心轴承，端支承在输出轴的内孔中，另端支承在箱体上。

转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按公式计算。

现已知啮合中心距，则得取各行星轮轴孔的相对偏差可按公式计算，即取转臂的偏心误差约为孔距相对偏差的的，即在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件，且进行结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图，如下图行星轮传动结构图齿轮强度验算出于该Ⅱ型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑外廓尺寸小和传动比大的特点。

针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即式中计算弯曲强度的使用系数计算弯曲强度的动载荷系数计算弯曲强度的齿向载荷分布系数计算弯曲强度的齿间载荷分配系数齿根应力的基本值大小齿轮应分别确定载荷作用于齿顶时的齿形系数载荷作用于齿顶时的应力修正系数计算弯曲强度的重合度系数计算弯曲强度的螺旋角系数弯曲强度的行星齿轮间载荷不均匀系数工作齿宽如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上个模数模数许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限试验齿轮的应力修正系数计算弯曲强度的寿命系数相对齿根圆角敏感系数计算弯曲强度的尺寸系数相对齿根表面状况系数计算弯曲强度的最小安全系数。

现在分别校核四个啮合齿轮副齿轮副名义切向力前面我们已经得到相关系数使用系数使用系数按中等冲击取动载荷系数先要计算轮相对于转臂的速度，可由下式得到式中小齿轮的分度圆直径小齿轮的转动速度转臂的转动速度，。

其中。

将，，代入公式中心轮和行星轮均为级精度，即精度系数按下式计算动载系数式中代入公式，可得所以中心轮和行星轮的动载系数为齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算上式中，查相关图可以得到，，由此可查图可以得到，代入，则得齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得行星轮间载荷分配不均匀系数行星轮间载荷分配不均匀系数按下式计算上式中，行星轮间载荷分布不均匀系数取，代入公式，则得齿形系数齿形系数由图可得，应力修正系数应力修正系数由图可得，重合度系数重合度系数可按下面的公式计算取ε，代入，则得螺旋角系数螺旋角系数查相关图为齿宽因为行星轮不仅与中心轮啮合，而且与内齿轮和相啮合，所以取按公式计算齿根弯曲应力取弯曲应力为。

计算许用齿根应力计算许用齿根应力，即已经知道查表查得最小安全系数。

应力系数，按给定的区域图取时，取。

寿命系数由确定，由下式确定根据要求，减速器的寿命为，代入，可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为相对齿根表面状况系数按照下式计算取齿根表面微观不平度，代入式，可得尺寸系数将上面的所得的数据代入公式，则得因为齿根应力小于许用应力，即。

所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。

齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道，参考页。

仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到系列取值，，，，，，，，，，。

