掘進機行走減速器與履帶板設計畢業(yè)論文

中文題目：掘進機行走減速器與履帶板設計外文題目：THE DESIGN OF THE WALKING REDUCER AND THE TRACKED PLATE目錄目錄引言1 行走機構的參數計算1.1 行走機構的功用和組成1.2 行走機構基本參數的確定1.2.1 履帶板寬度的確定1.2.2 左右履帶中心距的確定1.2.3 單側履帶接地長度的確定1.2.4 履帶平均接地比壓的確定1.2.5 單側履帶牽引力的確定1.3 履帶行走的功率1.3.1 行走實際功率1.3.2 單邊履帶行走機構輸入功率的計算確定1.3.3 履帶對地面附著力校核計算2 驅動元件的選取及參數計算3 行星齒輪傳動設計3.1 已知條件3.2 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖3.3 配齒計算3.4 初步計算齒輪的主要參數3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇3.4.2 齒輪模數的計算3.5 嚙合參數的計算3.5.1 變位中心距的計算3.5.2 變位系數的計算3.6 幾何尺寸的計算3.6.1 分度圓直徑的計算3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計算3.6.3 基圓直徑的計算3.6.4 節(jié)圓直徑的計算3.7 裝配條件的驗算3.7.1 鄰接條件3.7.2 同心條件3.7.3 安裝條件3.8 傳動效率的計算3.9 各構件切向力的計算3.10 齒輪強度驗算3.10.1 齒面接觸強度校核3.10.2 齒根彎曲強度校核3.11 結構設計3.11.1 高速軸的結構設計3.11.2 低速軸的結構設計3.11.3 轉臂與心軸的設計4 履帶板設計4.1 形式的選擇4.2 材料的選擇4.3 形狀和尺寸的選擇4.4 鏈和鏈輪的參數計算5 實現互換性的設計5.1 履帶板參數變更設計5.1.1 履帶板參數計算5.1.2 減速器已知條件的變更5.2 履帶板結構變更設計 6 結論致謝附錄 A附錄 B1 行走機構參數的確定1.1 行星機構的組成和功用履帶行走機構的功能是支撐機體并將由傳動機構輸入的旋轉運動的轉矩變成掘進機在地面上的移動和牽引力，它可以使機器實現推進、調用、轉彎等。對于履帶行走機構的抓哦性能要求良好的附著力，較低的接地壓力，較小的滾動阻力，其結構由履帶架、履帶、驅動鏈輪、支撐輪、引導輪和張緊裝置。1.2 行走機構基本參數的確定1.2.1 履帶板寬度b按經驗公式 (1-1)3(0.9 1.1)209bG已知G=31T,所以b=590 722（mm） 為了不應接地比壓過小浪費材料取b=500mm1.2.2 左右履帶中心距離B =17502250(mm) 取B=2000mm (1-2)(3.5 4.5)Bb1. 2.3 單側履帶接地長度L=32004400（mm） 取L=3000mm (1-3)(1.6 2.2)LB1.2.4 履帶板平均接地比壓p=0.103 (1-4)10002SGpbL已知GS掘進機總重量 GS=310KN1.2.5 單側履帶牽引力T1 (1-5)2222112244(1)(1)24SSuG LG fnuGSLnTRBLBL式中 f-滾動阻力系數，0。08-1。0；取f=1.0u-轉向阻力系數，0.8-1.0；取u=0.98n-掘進機重心與行走機構接地形心的縱向偏心距n，n=500mm所以 T1=247KN1.3 行走機構的功率1.3.1 行走機構的實際功率已知行走速度v=0.5m/min，所以 (1-6)12470.52.066060TvPkw實1.3.2單邊履帶行走機構輸入功率的計算確定 (1-7)112pP實式中: 單邊履帶行走機構的輸入功率， ； 履帶鏈的傳動效率； 驅動裝置減速器的傳動效率。 取值范圍，有支重輪時取0.890.92，無支重輪時取0.710.74。由（1-7）公式得1122.062.820.900.812PPkW實1.3.3履帶對地面附著力校核計算單邊履帶行走機構的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單邊履帶與地面之間的附著力。 （1-113100.8248TGkN8）2 驅動元件的選擇和參數計算按經驗公式:驅動鏈輪直徑 （2-4(75 85)(310 356)qSDGmm1）取=350mm，輸出轉矩qD124735043.225.22qTQTKN m方案1 根據電機和參考文獻7表4.12-1可選電機如表2-1：表2-1 電機參數對比表Tab.2-1 Table of Electrical parameters contrast型號Y90L-2Y100L1-4Y112M-6YB2S-8轉速r/min28401420940750重量kg25344563傳動比I5680284018801500四種電機傳動比過大，為了減速器結構緊湊，不應使用電機。方案2 根據功率和文獻14表17-5-68可選用于行走機構的馬達如表2-2表2-2 馬達參數對比表Tab.2-2 Table of Contrast motor parameters型號MFB5MFB10MFB20MFB29MVB5MVB10額定轉矩N.m31641011783161輸出最小轉速r/min770373200114770320 （2-pMw2）由公式（2-2）得 所以2pMn2pnM馬達MFB5對應的最低轉速2.5 601000770 / min2 3.14 31nr馬達MFB10對應的最低轉速2.5 601000373 / min2 3.14 64nr馬達MFB20對應的最低轉速2.5 601000236 / min2 3.14 101nr馬達MFB29對應的最低轉速2.5 601000114 / min2 3.14 178nr馬達MVB5對應的最低轉速2.5 601000770 / min2 3.14 31nr馬達MVB10對應的最低轉速2.5 601000392 / min2 3.14 61nr轉速越大，減速器的傳動比也越大，即結構也越大，為了使減速器結構緊湊且滿足轉矩要求：，選MFB29柱塞馬達，取其轉速n=120r/min，所以總傳TT額動比1202400.5nin輪3 行星齒輪傳動設計3.1 已知條件 該行星傳動的輸入功率 p1=2.82kw,輸入轉速 n1=120r/min,傳動比=240,要求pi該行星齒輪傳動結構緊湊，外廓尺寸較小，傳動效率較高，工作環(huán)境較差，沖擊嚴重。3.2 選取傳動類型和傳動簡圖根據已知條件：結構緊湊和外廓尺寸小，傳動比大，故選用具有單齒圈行星輪的 3Z（）型行星傳動較為合適，其傳動簡圖如圖 3-1圖 3-1 傳動系統簡圖Fig.3-1 Map of transmission system3.3 配齒計算根據=240 和參考文獻1表 3-6，在=239.875 處pibaei取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3=0.05% 滿足條件bpaepiiii 為了使 3Z（）型行星傳動能正常嚙合，必須將其各嚙合齒輪副進行角度變位。3.4 初步計算齒輪的主要參數3.4.1 齒輪材料和熱處理的選擇根據實際情況和參考文獻1表 6-3，選取中心輪 a 和行星輪 c 均采用 20CrMnTi,滲碳淬火，齒面硬度 58-62HRC，加工精度均為 6 級，根據參考文獻1圖 6-12 和圖 6-27，取=1400N/m2和=340N/mm2,內齒輪 b 和 e 均采用 42CrMo,調limHlimF質硬度 217-259HB，加工精度均為 7 級，根據參考文獻1圖 6-11 和 6-26，取=780N/mm2和=260N/mm2.limHlimF3.4.2 齒輪模數的計算按彎曲強度的初算公式，計算齒輪的模數 m， (3-1)11321limAFFPFamdFT K KKYmkz現已知 z1=16,=340N/mm2,小齒輪名義轉矩limF=54.64N.m,取算式系數 km=12.1,按參考文獻1112.595499549120 3ppTn n1表 6-6 取取使用系數 KA=2.25，按參考文獻1表 6-5 取綜合系數=2.0，取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數 KHP=1.2（在無FK均勻載荷下） ，KFP=1+1.5（KHP-1）=1.3；由參考文獻1圖 6-22 查得齒形系數 YFa1=2.67,由參考文獻1表 6-5 查得齒寬系數=0.6（0.75） ，dd由公式 3-1 得齒輪模數 m 為 取 m=33254.642.252.0 1.32.6712.13.070.6 16340m 3.5 嚙合參數的計算 3.5.1 變位中心距的計算 在三個嚙合齒輪副 a-c，b-c 和 e-c 中，其標準中心距 a 11()3 (1642)8722acacam zz 11()3 (9842)8422bcbcam zz 11()3 (10142)88.522ececam zz ，不滿足同心條件，故需角度變位acbcecaaa根據建議：公共角度變位中心距 a=aec=88.5mm3.5.2 變位系數的計算已知 za+zc=58,zb-zc=56 和 ze-zc=69，m=3,a=88.5 及壓力角，203Z（）型行星傳動角度變位的嚙合參數如表 3-1：表 3-1 基本參數表Tab.3-1 Table of basic parameters項目計算公式a-cb-ce-c中心距變 動系數 yaaymya=0.5yb=1.5ye=0嚙合角a arccos(cos)aa22.5ac26.9bc20ec變位系數和x()2tanzxinvinv0.527acx1.770bcx0ecx齒頂高變動系數 yyxy 0.027ay0.270by0ey齒頂圓壓力角a,111arccosbaadd222arccosbaadd37.5aa27.5ac27.5ac21.6ab27.5ac16.7ae重合度11221 (tantan)2(tantan)aazz1.649a2.294b2.076e確定各齒輪的變位系數（1）a-c 齒輪副 當齒頂系數 ha*=1,壓力角時，避免根切的最小變位系20數 , minxmin170.058817azx 中心輪 a 變位系數 （小齒輪輸入，故 x=0.08） min0.5()0.383caaacacacazzxxxyxmmxzz 0.5270.3830.144cacaxxxmm(2)b-c 齒輪副 現已知和,所以1.770bcx0.144cx 1.914bbccxxxmm(3)e-c 齒輪副 現已知和， 所以0ecx0.144cx 0.144eeccxxxmm3.6 幾何尺寸的計算3.6.1 分度圓直徑的計算齒輪均采用 z0=25,=1.25 的插齒刀加工,*0ha且齒輪均為直齒輪=0.25， *C分度圓直徑 da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm3.6.2 齒根圓直徑和齒頂圓直徑的計算插齒刀按中等磨損程度考慮，取 x0=0 查參考文獻1表 4-7，得 da0=83.1mm1.切齒時的嚙合角00002()tan0.02170aaaxxinvinvzz 0002()tan0.01647cccxxinvinvzz0002()tan0.03399bbbxxinvinvzz0002()tan0.01628eeexxinvinvzz查文獻1表 4-6， 022 3322.55a 020 3620.6c026 326.05b 0 20 36 20.6e2. 切齒時中心距變動系數 00cos(1)0.3582aaoazzy 00cos(1)0.1302ccoczzy00cos(1)1.6772bbobzzy00cos(1)0.14752eeoezzy3. 切齒時的中心距0a 000()62.572aaazzamymm 000()100.892ccczzamymm 000()114.532bbbzzamymm 000()114.442eeezzamymm4. 齒根圓直徑fd 002262.5783.142.04faaadadmm 0022 100.8983.1118.68fccadadmm 0022 114.5383.1312.16fbbadadmm 0022 114.4483.1311.98feeadadmm5. 齒頂圓直徑ad *2 2288.5118.681.556.82aafcdadC m *2 2288.542.041.5133.46acfadadC m *2 2288.5118.681.5279.18abfcdadC m *2 2288.5118.681.5279.18aefcdadC m3.6.3 基圓直徑bdcos45.1baaddmmcos118.4bccddmmcos276.3bbbddmmcos284.7beeddmm3.6.4 節(jié)圓直徑d 2 48.83aaaczdammzz 2 128.17ccaczdammzz2 309.75bbbczdammzz2 303eeeczdammzz3.7 裝配條件的驗算3.7.1 鄰接條件 即2sinacacdanp現已知 即滿足條件180133.462 88.5 sin152.423acd3.7.2 同心條件 即coscoscosacbcecacbceczzzzzz 各嚙合齒輪副的嚙合角為 22.5ac26.9bc20ec 其中 16az 42cz 98bz 101ez 即得 164298421014262.78cos22.5cos26.9cos203.7.3 安裝條件 （得數為整數，滿足條件）1698383acpzzn （得數為整數，滿足條件）101162533eazz3.8 傳動效率的計算因 b 輪固定，a 輪輸入，e 輪輸出 且知bedd 故 (3-2)0.98111baebxaeaeip 986.12516bazpz240baepii其嚙合損失系數 xxxbembme 112.3()xmbmcbfzz112.3()xmemebfzz取輪齒的嚙合摩擦系數且，代入式中0.1mfczbzez 0.00313xmb0.00320 xme0.00633xbe所以由公式（3-2）得 傳動效率較0.980.812240110.0063316.125bae 大，滿足要求3.9 各構件切向力的計算各構件受力分析如圖 3-2：圖 3-2 受力分析圖Fig.3-2 Map of force analysis中心輪 a 的轉矩 112.8295499549175.1 .120apTN mn 中心輪 a 的切向力320002000175.12.39 10348.83caapaFTNn d 單齒圈行星輪的切向力為 32.39 10accaFFN330348.832.39 1090309.75303eabcceacacbeddFFFFKNdd330948.832.39 1092309.75303baeccebcacacbeddFFFFFKNdd內齒輪 b 的切向力 90cbbcFFKN內齒輪 b 的轉矩 14.2000bbecdTFN m內齒輪 e 的切向力 92ceecFFKN內齒輪 e 的轉矩 41.8.2000beecpdTFnN m3.10 齒輪強度校核由于 3Z（）型行星齒輪傳動具有長時間工作的特點，且具有結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動比大的特點，針對其工作特點，則需對其進行齒面接觸強度校核和彎曲應力強度校核 即HHPFFP和3.10.1 齒面接觸強度校核（1）a-c 齒輪副1.有關參數a. 使用系數AK使用系數按中等沖擊參考文獻1表 6-7 得=1.5AKAKb. 動載荷系數VK ()19100 xaaxdnnv 12016.84 / min116.125axnnrp 48.83(12016.84)0.0054019100 xv已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級1200BVxAKAvc.齒向載荷分布系數 （接觸良好）HBK1HBKd.齒間載荷分布系數HK已知中心輪 a 和行星輪 c 的精度為 6 級，齒輪為硬齒面直齒輪查文獻1表6-9，=112HHKKe.載荷分配不均勻系數 已知內齒輪 b 浮動HPK121.2HPHPKKf.節(jié)點區(qū)域系數Hz 查文獻1圖 6-9 得0.527/0.0091642aacxzz2.32Hzg.彈性系數Ez 查文獻1表 6-10 2189.8/EzNmmh.重合度系數z已知，查文獻1圖 6-10 1.649a0b0.87zi.螺旋角系數 zcos1zj.a 齒輪分度圓直徑及 a 齒輪工作齒寬 b1d 已知 取0.6d1480.628.8dbdmm40abmm2.計算齒面接觸應力0H （3-011tHHEFuz z z zd bu3） （3-1011HHAVHHHPK K KKK4） （3-2022HHAVHHHPK K KKK5）由公式（3-3） 、 （3-4） 、 （3-5）得、20592/HN mm21794/HN mm22794/HN mm3.計算齒面許用接觸應力HP （3-limlimHHPNTLVRWXHzz z z z zs6）已知=1400N/mm2,由文獻1表 6-11 查得=1.5，要求不允許點蝕，limHlimHs使用壽命長，查文獻1表 6-12，又75 10CN ，接觸強度4560()60 (120 16.84) 31.86 1010LaxpNnn n t壽命系數=1.6；已知，查文獻1表 6-14，潤滑油膜影響系數NTzLCNN=1.0；已知大齒輪 HB=600，齒面工作硬度系數RWXz z z查文獻1表 6-15，尺寸系數，由公式1301.20.921700WHBz1.0Xz（3-6）得3214001.6 1.0 1.00.921.374 10/1.5HPNmm4.強度條件 滿足條件3127941.374 10HHHPb-c 齒輪和 e-c 齒輪副為內嚙合，所以無需進行齒面接觸強度校核3.10.2 齒根接觸強度校核（1）a-c 齒輪副1. 有關參數a. 使用系數 AK 使用系數按中等沖擊查文獻1表 6-7 得=1.5AKAKb. 動載荷系數VK()48.83(12016.84)0.005401910019100 xaaxdnnv12016.84 / min116.125axnnrp1200BVxAKAvc. 齒向載荷分布系數FBK1(1)FbFKu由文獻1圖 6-7（b）得0.85Fu 0.5 0.588.50.9248daad由文獻1圖 6-8 得，1.25b1.21FKd. 齒間載荷分配系數FK齒輪為硬齒面直齒輪，精度為 6 級查文獻1表 6-9，1.0FKe. 行星輪間載荷分配系數FPK已知 1.2HPK1 1.5(1.2 1)1.3FPK f. 齒形系數FY 根據,由文獻1圖 6-16cosanaazzz42coscncczzz22 查得， 12.65FY22.28FYg. 應力休整系數saY根據,由文獻1圖 6-2216cosanaazzz42coscncczzz查得，11.59sY21.76sYh. 重合度系數 Y已知，1.649a00.750.750.250.250.701.649aYi. 螺旋角系數 Y 11120Y j. 齒輪 a 的工作齒寬和行星輪 c 的齒寬已知，0.6d28.8caadbbdmm工2. 計算齒根彎曲應力F （3-111tFFsaAVFFFPFYY Y Y K K KKKbm7） （3-222tFFsaAVFFFPFYYY Y K K KKKbm8）由公式（3-7） 、 （3-8）得、，取彎曲應力21192/FN mm22183/FN mm=200N/mm2F3. 計算許用齒根應力FP （3-limlimFFPSTNTrelTRrelTxFY YYYYs9）已知齒根彎曲疲勞極限=340N/mm2,由文獻1表 6-11 查得最小安全系數limF=2；應力系數，按所給定的區(qū)域取時，取=2；壽命limFsSTYlimFlimFSTY系數按文獻1表 6-16 中公式，NTY60.023 10()NTLYN，所以；460()60(120 16.84) 3 1.86 10LaxpNnn n t 1.11NTY齒根圓角敏感系數按文獻1圖 6-33 查得；相對吃根邊面relTY1relTY狀況系數按文獻1表 6-18 中對應公式RrelTY ，取齒根表面微觀不平度0.11.6740.529(1)RrelTzYR，所以；尺寸系數12.5zR 0.11.6740.529(12.51)0.988RrelTY按文獻1表 6-17 中對應的公式計算；xY1.050.011.0 xnYm所以由公式（3-10）得23402 1.11 1 0.988 1.02380.3/2FPN mm 4. 強度條件 滿足條件200380.3FFP（2）b-c 齒輪副已知，仿上查表或計算得298z 142z lim260/FNmm，1.5AK1VK1.01FK21.1FK1.3FPK， 22.05FY21.92sY20.577Y，1Y2sTY1.148NTY1relTY0.988RrelTY1.02xY ，取 齒寬 b=30mm，由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得2222221385/FtFsaAVFFFPFFYYY Y K K KKKNmmbm2limlim401/FFPSTNTrelTRrelTxFY YYYYNmms所以 滿足條件2FFP（3）e-c 齒輪副仿上 與內齒輪 b 不同的系數為=2，=1.85，=0.61 其他系數相2FY2saY2Y同，所以由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得2222221367.5/FtFsaAVFFFPFFYYY Y K K KKKN mmbm2limlim401/FFPSTNTrelTRrelTxFY YYYYNmms所以，滿足條件2FFP3.11 結構設計3.11.1 高速軸的結構設計及校核 1.擬定軸上零件的裝配方案 如圖 3-2：圖 3-3 裝配方案圖Fig.3-3 Map of assembly programme 2.按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段 1 用于安裝聯軸器，其直徑應該與聯軸器的孔徑相配合，因行星齒輪減速器結構的要求，已知軸段 2 的直徑 d2=57mm，取 d1=50mm.聯軸器的計算轉矩，已知 T=175.1N/mm，所以caATK T2.25AK，選彈性柱銷蓮軸器 HL4，其許用轉矩為 1250N.mm，半聯394.caTN m軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm，半聯軸器左端用軸端擋圈定位，按軸段1 的直徑 d1=55mm，取擋圈直徑 D=60mm，為保證軸端擋圈壓緊半聯軸器，軸段 1 的長度 L1應比半聯軸器配合段轂孔長度短 2-3mm ,所以軸段 1 長度L1=82mm。 軸段 2 根據減速器與軸承端蓋的結構，確定端蓋總寬度為 30mm，根據端蓋裝拆要求，取端蓋外端面與半聯軸器與半聯軸器右端面之間的距離為 25mm， （2）區(qū)域為軸承， ，兩軸承均選用深溝球軸承，根據軸的直徑選6211 型號軸承（B=21mm） ，所以軸段 2 長度 L2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm 為軸套寬度） 軸段 3 （6）區(qū)域為密封圈，根據密封圈 d3=50mm，為了使 e 齒輪有足夠的空間取 L3=50mm。3.軸上的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用 A 型普通平鍵聯接，按 d1=55mm 查文獻7表4.5-1 選平鍵 L=70mm,半聯軸器與軸的配合為 H7/k6；滾動軸16 10b h承與軸的周向定位采用過度配合，因此軸段直徑尺寸公差取 m6。4.確定軸上圓角和倒角的尺寸 軸肩處的圓角半徑為 R1mm,軸端倒角取2 455.軸強度校核1)求軸的載荷（2）和（3）區(qū)域軸承受力情況較為復雜不易計算，可以假設載荷全加載在一個軸承上，如果軸和軸承強度均滿足條件，則實際情況的軸和軸承也滿足條件。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖L1=82+30+30-21/2=132mm L2=21/2+21+15+5=52mmL3=15+5+21/2=31mm L4=21/2+50=60mm圖 3-4 受力分析圖Fig.3-4 Map of force analysis圖 3-5 水平方向受力分析圖Fig.3-5 Map of force analysis in the level of directionRH1=893N RH2=1497N圖 3-6 水平方向彎矩圖Fig.3-5 Map of moment in the level of direction MH=RH1xL2=4.6436X104N.mm圖 3-7 垂直方向受力分析圖Fig.3-7 Map of force analysis in the vertical direction RV1=370N RV2=620N圖 3-8 垂直方向彎矩圖Fig.3-8 Map of moment in the vertical direction Mv=RV1xL2=3.071X104N.mm圖 3-9 合成彎矩圖Fig.3-9 Map of synthesis moment2245.56710.HVMMMN mm圖 3-10 轉矩圖Fig.3-10 Map of torqueaT=0.6T=0.6x175.1=1.0506x105圖3-11 當量彎矩圖Fig.3-11 Map ofequivalent moment225(aT)1.19 10.McaMN mm2)校核軸的強度 齒輪軸的材料為20CrMnTi,查文獻1表6-3得，則21080/BN mm即取，軸的計算應力為 0.09 1.0B2 108/N mm 5231.19 1011/ 0.1 48caMcaN mmW6.軸上軸承的壽命計算查文獻7表4.6-1深溝球軸承型號6211的主要性能參數Cr=33.5KN1）計算軸承支反力 1.水平支反力 R1H=RH1=893N R2H=RH2=1497N2.垂直支反力 R1V=RV1=370N R2V=RV2=620N3.合成支反力 22111967RR HR VN 222221620RR HR VN2）軸承的動載荷 r1P11967xRRNr2P221620 xRRN3）軸承的壽命因，故應按計算，由文獻6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一r2r1PPr2P年工作300天，一天20小時計算)6633r210101 33.5 10()()70.860P60 1201.5 1620hftCrLnfp年7.軸上鍵的校核2Tdklpp式中 k-鍵與輪轂接觸高度l-鍵的工作長度，l=L-b/2=70-8=62mm 滿足條件222 175.120.5/55562TNmmdkl pp3.11.2 低速軸的結構設計及校核1. 擬定軸上零件的裝配方案如圖3-12圖 3-12 裝配方案圖Fig.3-12 Map of assembly programme2. 確定各軸徑和長度軸段1用于聯接鏈輪，根據以后計算和選取可知 ，鏈輪排距190dmm。初定,軸承選用文獻7中最大的型號77.55Ptmm1100lmm6220（d=100,D=180,B=34）與其相配合的軸的直徑為100mm即軸段2的直徑，軸承端蓋總寬度為30mm，軸段2長度2100dmm2530103lBBmm3. 軸上零件周向定位驅動鏈輪與軸的周向定位采用對稱A型普通平鍵，鍵規(guī)格，25 10b h長度L=60mm；滾動軸承的周向定位采用過度配合，因此軸段直徑尺寸公差取m6。4. 軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處圓角半徑R2 ，軸端倒角為2 455. 軸的強度校核1）根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖 16010/ 234/ 272Lmm49.2 10tecFF 234/ 2534/ 239Lmm4tan3.35 10rtecFFN 334/ 230100147Lmm26.32rFKN圖 3-13 受力分析圖Fig.3-13 Map of force analysis圖 3-14 水平方向受力分析圖Fig.3-14 Map of force analysis in the level of directionRH1=63680N RH2=54640N 圖 3-15 水平方向彎矩圖Fig.3-15 Map of moment in the level of direction MH1=FtxL1=6.624x106N.mm圖 3-16 垂直方向受力分析圖Fig.3-16 Map of force analysis in the vertical directionRV1=95300N RV2=61800N 圖 3-17 垂直方向彎矩圖Fig.3-17 Map of moment in the vertical directionMV=FrxL1=2.412x106N.mm圖 3-18 合成彎矩圖Fig.3-18 Map of synthesis moment N.mm226117.05 10MMHMV圖 3-19 轉矩圖Fig.3-19 Map of torqueaT=0.6x4.1814x104=2.5x104N.mm圖3-20 當量彎矩圖Fig.3-20 Map ofequivalent moment 22611(aT)7.05 10.caMMN mm2)校核軸的強度 軸的材料為42CrMo,查文獻1表6-3，則2686/BN mm，即，軸的計算應力 0.09 0.1B2 691/N mm6237.05 1070.5/ 0.1 100cacaMNmmW6. 精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面從彎矩圖中可知C面為應力集中點且彎矩較大，所以C面為危險截面。2）計算危險截面應力截面彎矩M 6672177.05 105.385 10.72MN mm截面上的扭矩T T=41814N.mm抗彎截面系數 W=0.1d3=0.1x1003=100000mm3抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2x1003=200000mm3截面上的彎曲應力 253.85/bMNmmW街面上的扭轉應力 20.20907/TTNmmW彎曲應力幅 253.85/abMNmmW彎曲平均應力 20/mNmm扭轉剪應力的應力幅與平均應力相等，即20.105/amN mm3）確定影響系數軸的材料為42CrMo,調質處理。由文獻16-3查得，2686/BN mm，。21370/N mm21210/N mm軸肩圓角處的有效應力集中系數、。根據，kk/2/950.021r d ，由文獻7表4-5經插值得，/100/951.053D d 2.02k1.36k尺寸系數、。根據軸截面為圓截面查文獻7圖4-18得，0.63。0.78表面質量系數、。根據和表面加工方法為精車，查2686/BN mm文獻7圖4-19得。0.84材料彎曲、扭轉的特性系數，。0.10.50.05由上面結果可得 13703.42.02 53.85amSK 121014181.36 0.1050.05 0.105amSK 22223.4 14183.43.41418caS SSSS查文獻7表4-4中的敘用安全系數S值，可知軸安全7. 軸上軸承的壽命查文獻7表4.6-1深溝球軸承6220主要性能參數:動載荷Cr=94KN1）算軸承支反力1.水平支反力 R1H=RH1=63680N R2H=RH2=54640N2.垂直支反力 R1V=RV1=953004N R2V=RV2=61800N3.合成支反力 2251111.146 10RR HR VN2252221.36 10RR HR VN2）軸承動載荷 51111.146 10rPxRRN52221.36 10rPxRRN3）軸承壽命查文獻7表5-9，5-10得fp=1.5,ft=1(一年工作300天，一天20小時)66335r10101 94000()()1.3660P600.5 1.5 1.36 10hftCrLnfp年8. 軸上鍵的強度校核 查文獻6表2-21得2Tdklpp260/Nmmp式中 k-鍵與輪轂槽接觸高，k=h/2=7mml-鍵的工作長度，l=L-b/2=48.5mm 滿足條件42224.1814 102.46/100748.5TNmmdklpp3.11.3 轉臂和心軸設計中心輪a和行星輪c的中心距為a=aac=88.5mm，選用雙側板整體式轉臂，如圖3-21：圖3-21 轉臂方案圖Fig.3-21 Map of planetd1孔與高速上軸上軸承配合，故d1=100mm.d2孔與心軸配合，需滿足d2/24 滿足條件AQnK Fe347 0.51.8 22.895 可互換性設計5.1履帶板參數的變更設計5.1.1履帶板參數計算1.履帶板寬度b 按經驗公式 已知G=31T3(0.9 1.1) 209bG所以b=590 722（mm） 為了不應接地比壓過小浪費材料取b=500mm2.左右履帶中心距離B =17502250(mm) 取B=2000mm(3.5 4.5)Bb8. 單側履帶接地長度L=32004400（mm） 取L=3000mm(1.6 2.2)LB9. 履帶板平均接地比壓p=0.103 已知GS掘進機總重量 GS=310KN10002SGpbL5.1.2減速器已知條件的變更1.單側履帶牽引力222112244(1)(1)424SSSuG LG fuG LnnTRBLBL式中 f-滾動阻力系數，0.081.0；取f=1.0u-轉向阻力系數，0.81.0；取u=0.98n-掘進機重心與行走機構接地形心的縱向偏心距；n=500mm計算得 T1=256.3KN2.行走機構實際功率P 行走機構的行走速度v=0.5m/min=2.14kw1256.3 0.56060TvP3.驅動元件的選擇及參數計算 按經驗公式 驅動輪直徑Dq=(7585)=(310356) 取Dq=350mm4SG驅動輪轉速=0.5r/minVnDq輪 根據前面選取的馬達中選取型號為MFB29的柱塞馬達作為驅動元件，取馬達輸出的轉速為n =140r/min,所以傳動比=280nin輪4.減速器的已知條件為：行星傳動惡毒輸入功率P=2.14kw，輸入轉速n=140r/min,傳動比 =280,要求該行星齒輪傳動結構緊湊，外輪廓尺寸大小的傳i動效率較高，工作環(huán)境差沖擊嚴重5.2 履帶板型式變更設計不同的路面可用更換不同的型式，其對路面的影響也是不同）圖附著力好，適合牽引a）圖剛度大，轉向阻力小b、）圖用于石方工地cd 、）圖利于自行清泥和清雪ef 、）圖為金屬或橡膠附加履罩，用以防止損壞路面gh 、）圖具有附加履刺，可用于凍土，冰層，煤堆等特殊場合ij圖 5-1 履帶型式Fig.5-1 tracked form6 結論致謝致謝本文的研究工作是在導師李曉豁老師的關懷和悉心指導下完成的，在我的學業(yè)和論文的研究工作中無不傾注著李老師辛勤的汗水和心血。李老師的嚴謹治學態(tài)度、高度的責任感和敬業(yè)精神、淵博的知識、敏銳的洞察力和獨到的見解使我深受啟迪，時時鞭策和激勵著我。從尊敬的李老師身上，我不僅學到了扎實、寬廣的專業(yè)知識，也學到了做人的道理。在此我要向李老師致以最誠摯的感謝和深深的敬意。衷心祝愿李老師身體健康、生活愉快!在多年的學習生活中，還得到了機械工程學院各位老師的熱情關心和幫助，在此衷心地向他們表示感謝!感謝我的同學在畢業(yè)設計期間給予我的無私幫助!對多年含辛茹苦養(yǎng)育我、對我寄予厚望的父母表示深深地感謝;感謝我的兄弟姐妹在我求學路上給予的理解、關心和支持。最后，向所有關心和幫助過我的領導、老師、同學和朋友表示由衷的謝意!衷心地感謝在百忙之中評閱我的論文和參加我答辯的各位專家、教授!參考文獻1繞振剛.行星齒輪傳動設計M.北京：化學工業(yè)出版社，2003 年2煤炭工業(yè)部生產司開拓處組織編寫.掘進機選型手冊M.北京：北京煤炭工業(yè)出版社,1989 年3 李貴軒，李曉豁.掘進機械設計M.沈陽：遼寧大學出版社，1998 年4彭榮濟.現代綜合機械設計手冊（下）M.北京：北京出版社，1998 5王洪欣,李木,劉秉忠.機械設計工程學(I)M.徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001 年6唐大放,馮曉寧,楊現卿.機械設計工程學(II)M.徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001年7鞏云鵬,田萬祿,張祖立,黃秋波.機械設計課程設計M.沈陽:東北大學出版社,2000年8隗金文,王慧.液壓傳動M.沈陽:東北大學出版社,2001 年9李貴軒.設計方法學M.北京：世界圖書出版社，198910朱龍根.機械系統設計M.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2001 年11機械工程手冊、電機工程手冊編委會.機械工程手冊M.第二版.專用機械卷（一） 北京：機械工業(yè)出版社，199712李杏粉,劉進志,崔會芝.JSBZ132JSBZ132 型掘進機行走機構的設計J.石家莊鐵路職業(yè)技術學院學報，2005，3（4） 13馬健康.懸臂式掘進機履帶行走機構主要參數的確定J.煤炭科學技術,2002,10(30) 14成大先.機械設計手冊第四卷M.北京：化學工業(yè)出版社，200215機械工程師手冊編委.機械工程師手冊M.北京：機械工業(yè)出版社，200716馬健康.EBJ160 型重型掘進機高可靠性履帶板的研制J.煤炭機械 1997,517 MT-T 910-2002 懸臂式掘進機履帶行走機構設計導則附錄 A簡介： 煤炭是我國的主要能源，在我國一次性能源中占 76以上。煤系地層大多形成與還原環(huán)境，煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后，經過一系列的氧化、水解等反應，使水呈酸性，形成酸性礦井水。對地下水以及其它環(huán)境和設施等造成一定的環(huán)境影響和破壞。本文對酸性礦井水的危害、形成原因以及對酸性礦井水的預防和治理進行了簡單的闡述。關鍵字：采煤活動 酸性礦井水 環(huán)境影響 預防 治理1 前言 煤炭是我國的主要能源，在我國一次性能源中占 76以上，必定要進行大量的采煤。采煤過程中破壞了煤層所處的環(huán)境，使其原來的還原環(huán)境變成了氧化環(huán)境。煤炭中一般都含有約 0.35的硫，主要以黃鐵礦形式存在，約占煤含硫量的 2/3。煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后，經過一系列的氧化、水解等反應，生成硫酸和氫氧化鐵，使水呈現酸性，即生產了酸性礦井水。PH 值低于 6 的礦井水稱酸性礦井水。酸性礦井水在我國部分煤礦特別使南方煤礦分別較為廣泛。我國南方煤礦的礦井水 pH 值一般在2.55.8，有時達 2.0。pH 值低的原因與煤中含硫量高有密切關系。酸性礦井水的形成對地下水造成了嚴重的污染，同時還會腐蝕管道、水泵、鋼軌等井下設備和混凝土井壁，也嚴重污染地表水和土壤，使河水中魚蝦絕代，土壤板結，農作物枯萎，影響人體健康。1 酸性礦井水的危害 礦井水的 pH 值低于 6 即具有酸性，對金屬設備有一定的腐蝕性；pH 值低于 4 即具有較強的腐蝕性，對安全生產和礦區(qū)生態(tài)環(huán)境產生嚴重危害。具體有以下幾個方面：1腐蝕井下鋼軌、鋼絲繩等煤礦運輸設備。如鋼軌、鋼絲繩受 pH 值探放 pH 值低的老空水，鐵質控水管道和閘門在水流沖刷下腐蝕很快.3酸性礦井水中 SO42-含量很高，與水泥中某些成分相互作用生成含水硫酸鹽結晶。這些鹽類在生成時體積膨脹。經測定，當 SO42-生成 CaSO42H2O 時，體積增大一倍；形成 MgSO47H2O 時，體積增大 430；體積增大使混凝土構筑物結構.4酸性礦井水還是環(huán)境污染源。酸性礦井水排入河流，pH 質小于 4 時，會使魚類死亡；酸性礦井水排入土壤，破壞土壤的團粒結構，使土壤板結，農作物枯黃，產量降低，影響工農關系；酸性礦井水人類無法飲用，長期接觸，可使人們手腳破裂，眼睛痛癢，通過食物鏈進入人體，影響人體健康。2 酸性礦井水形成的原因煤系地層大多形成于還原環(huán)境，含黃鐵礦（FeS2）的煤層形成于強還原環(huán)境。煤炭中一般都含有約 0.35的硫，主要以黃鐵礦形式存在，約占煤含硫量的 2/3。煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后，經過一系列的氧化、水解等反應，生成硫酸和氫氧化鐵，使水呈現酸性，即生產了酸性礦井水。酸性礦井水形成的主要原因即發(fā)生的主要化學反應如下：1 黃鐵礦氧化生成游離硫酸和硫酸亞鐵：2FeS27O2+2H2O2H2SO4+2FeSO42 硫酸亞鐵在游離氧的作用下轉化為硫酸鐵：4FeSO42H2SO4O22Fe2（SO4）32H2O3 在礦井水中，硫酸亞鐵的氧化作用，有時也不一定需要硫酸：12FeS23O2+6H2O4Fe2（SO4）34Fe（OH）34 礦井水中硫酸鐵，具有進一步溶解各種硫化礦物的作用：Fe2（SO4）3MSH2O3/2 O2M SO4+2FeSO4H2SO5 硫酸鐵在弱酸性水中發(fā)生水解而產生游離硫酸：Fe2（SO4）3+6H2O2 Fe（OH）33H2SO46 在礦井深部硫化氫含量高時，在還原條件下，富含硫酸亞鐵的礦井水也可產生游離硫酸：2FeSO45H2S2 FeS23SH2SO44 H2O酸性礦井水的性質除與煤中含硫量有關外，還與礦井水涌水量、密閉狀態(tài)、空氣流通狀況、煤層傾角、開采深度及面積、水的流動途徑等地質條件和開采方法有關。礦井涌水量穩(wěn)定，則水的酸性穩(wěn)定；密閉差、空氣流通良好，則水的酸性較強，Fe3+離子含量較多；反之，則酸性較弱，Fe2+離子較多；開采越深，煤的含硫量越高；開采面積越大，水的流經途徑越長，則氧化、水解等反應進行得越充分，水的酸性越強，反之則弱。3 酸性礦井水的預防與治理31 酸性礦井水的預防根據酸性礦井水形成的條件和原因，可以從減源、減量、減時等三個方面進行預防或減輕其危害程度。1減源：撿選利用造酸礦物，化害為利。煤礦床的主要造酸礦物時夾雜在煤層中的黃鐵礦結核和煤本身的含硫量。煤的開采率低、殘留煤柱或浮煤丟失多，黃鐵礦結核廢棄在井下采空區(qū)中，被積水長期浸泡，是產生酸性水的重要根源。減少工作面丟失的浮煤、積極撿選利用黃鐵礦結核，能減少產生酸性水的物質。攔截地表水，減少入滲量。例如回填矸石，控制頂板，防止地面水沿塌陷裂隙浸入老空區(qū)。在井下，特別是老井或廢棄封閉井巷處，對礦井水施放適量的抑菌劑，抑制或殺滅微生物的活性，或者減少礦井水中微生物的數量。通過降低微生物對硫化物的有效作用，達到控制酸性礦井水生成的目的。2減少排水量：設立專門排水系統，集中排酸性水，并在地表攔蓄起來，使其蒸發(fā)、濃縮，而后加以處理，免除污染。3減少排放酸性水的時間：減少礦井水在井下的停留時間，可在一定程度上降低微生物對煤中硫化物的氧化作用，從而有助于減少酸性礦井水的形成。對含黃鐵礦多、硫分高、地表水滲漏條件又好的淺部煤層，或已形成強酸性水的老窖積水區(qū)，在開拓布局上要權衡利弊，統籌安排，在礦井前期不予開采或探放，留待礦井水末期處理，避免長期排放酸性水。32 酸性礦井水的治理在一定地質條件下，酸性水中的硫酸可與鈣質巖石或其它基性礦物發(fā)生中和反應而降低酸度。用燒堿作中和劑用量少，污泥生成也少，但水的總硬度往往很高，雖降低了水的酸度，但增加了硬度，而且成本高，現已基本不用。目前，處理方法有以石灰乳為中和劑的方法、石灰石為中和劑的方法以及石灰石石灰法、微生物法和濕地處理法。石灰乳中和劑處理法適用于處理酸性較強、涌水量較小的礦井水；石灰石石灰法適用于各種酸性礦井水，尤其是當酸性礦井水中的 Fe2+離子較多時適用，還可以減少石灰用量；微生物法基本原理時應用氧化鐵細菌進行氧化除鐵，此菌能從水生環(huán)境中攝取鐵，然后以氫氧化鐵形式把鐵沉淀子在它們的粘液分泌物中，時酸性水的低鐵轉化為高鐵沉淀出來，然后再用石灰石中和游離硫酸，可降低投資，減少沉渣。濕地法又稱淺沼澤法，此法具有成本低、易操作、效率高等優(yōu)點，具體方法在這里不再詳述。結論煤系地層大多形成與還原環(huán)境，煤層開采后處于氧化環(huán)境，流鐵礦與礦井水和空氣接觸后，經過一系列的氧化、水解等反應，使水呈酸性，形成酸性礦井水。對地下水以及其它環(huán)境和設施等造成一定的環(huán)境影響和破壞，同時會對人體健康造成一定的影響。通過對酸性礦井水的形成原因進行分析，并采取一定的預防和治理措施，可減少酸性礦井水對地下水的污染、其它環(huán)境和設施等造成的破壞以及對人體健康的影響。參考文獻：1王大純等主編， 水文地質學基礎 ，地質出版社，北京.2苑眀順，環(huán)境及地下水水力學研究專題論文綜述，長江科學院院報，1994，3.3林年豐，李昌輝，田春聲等， 環(huán)境水文地質學 ，北京，地質出版社，1990，21.附錄 BProfile Coal is Chinas main energy in the countrys total primary energy accounted for 76% and above. Most coal strata formed and restore the environment, coal mining in the oxidizing environment, Flow iron ore mine with water and exposed to the air, after a series of oxidation and hydrolysis, so that water acidic. formation of acidic mine water. On groundwater and other environmental facilities, and so on have a certain impact on the environment and destruction. In this paper, the acidic mine water hazards, and the formation of acid mine water in the prevention and treatment of simple exposition. Keywords : mining activities acidic mine water prevention and correction of the environmental impact of coal 1 foreword mine is Chinas main energy, China accounted for one-time energy above 76%, will conduct extensive mining. Mining process undermined the seam office environment, the reduction of its original environment into oxidizing environment. Coal generally contain about 0.3% 5% of sulfur, mainly in the form of pyrite, sulfur coal accounts for about 2 / 3. Coal mining in the oxidizing environment, flow and iron ore mine water and exposed to the air, after a series of oxidation, hydrolysis reaction to produce sulfuric acid and iron hydroxide, acidic water showed that the production of acid mine water. PH value lower than the six said acidic mine water mine water. Acid mine water in parts of the country in the South in particular coal mine were more widely. South China coal mine water in general pH 2.5 5.8, sometimes 2.0. Low pH causes and coal