本科畢業設計設計題目：懸臂掘進機行走部結構設計院系名稱：龍煤學院專業班級：龍機電20—1班姓名：張宏佳學號：2020021518指導教師：林海鵬王宏波職稱：年月日本科畢業設計緒論第一部分調研報告1.1畢業設計背景畢業設計題目：懸臂掘進機行走部結構設計隨著科技的快速發展，掘進機的市場需求量呈現持續上升態勢。[1]本畢業設計題目涉及到掘進機行走部結構設計,掘進機行走機構作為整個機器的支撐座,用來支撐掘進機的自重,承受著截割臂在截割作業中所產生的傾覆力矩，反力以及動載荷，并完成掘進機在切割、裝運、爬坡及牽引轉載時的移動。最早的懸臂掘進機誕生于20世紀初，它通常采用的是軌道行走方式，即通過安裝在掘進機底部的兩條平行軌道來實現行走。這種方式雖然簡單，但在實際使用中存在許多問題，例如不能爬坡、不能跨越障礙物等。[2]20世紀中后期，我國引進了日本三井三池S100掘進機，并研究其技術實現了國產化。[3]此后，經過多年的自主創新，我國研發了多代具有自主知識產權的掘進機產品。在研發過程中，最主要的突破是履帶行走技術的出現。這種技術允許掘進機在任何地形條件下都能穩定地行走，而且可以輕松跨越各種障礙物。此外，液壓馬達驅動技術的出現也是一個重要的突破。這種技術使得掘進機的行走部可以通過液壓馬達驅動，從而實現前進、后退和轉向，進一步提高了掘進機的機動性和靈活性。在今天，現代化的掘進機行走部還配備有自動調平系統，可以在掘進過程中自動調整機身平衡，確保掘進工作的順利進行。綜上所述，懸臂掘進機行走部在礦山的采掘工程中發揮著重要作用，并且在未來的發展中還有很大的提升空間。1.2綜述目前，大多數掘進機都采用了履帶式行走機構，這使得機器的移動更為靈活，便于轉彎和爬坡，對復雜的地質條件有著較強的適應性。履帶式行走機構代替了先前的軌道行走方式，消除了不能爬坡和越過障礙物的弊端。履帶通常由多個金屬鏈節組成，鏈節上有齒狀凸起，可以嵌入地面，增加牽引力。以下是履帶式行走部的組成及工作原理：1.驅動輪：履帶式行走部的前端通常裝有一對驅動輪，這些驅動輪負責提供動力，使履帶能夠向前或向后移動。驅動輪通過液壓馬達或電機驅動，液壓馬達或電機將電能或液能轉換為機械能。2.履帶：履帶由多個金屬鏈節組成，鏈節上有齒狀凸起，可以嵌入地面，增加牽引力。履帶在驅動輪的推動下繞過驅動輪、托輪和張緊輪。3.托輪：位于履帶兩側，用于支撐履帶并保持其正確位置。托輪不參與驅動，但它們確保履帶平穩運行，減少摩擦。4.張緊輪：位于履帶尾部，其作用是維持履帶的適當張緊度。如果履帶過松，會導致打滑；過緊則會增加履帶和驅動輪的磨損。5.轉向機構：掘進機履帶行走部通常配備有轉向機構，允許機器進行左右轉向。這通常通過改變驅動輪的轉速來實現，使得一側的履帶比另一側快，從而使掘進機轉向。6.液壓系統：液壓系統是履帶式行走部的關鍵組成部分，它控制驅動輪的轉速和轉向。液壓泵將液壓油壓送至液壓馬達或液壓缸，液壓馬達或液壓缸再將液壓能轉換為機械能，驅動履帶運動。7.控制系統：操作員通過控制系統來操縱掘進機的行走部分。現代掘進機可采用電子控制系統，如PLC（可編程邏輯控制器）或計算機控制系統，以實現更精確的操作和控制。整個工作過程中，掘進機的行走部需要承受巨大的地面壓力和復雜地形帶來的挑戰，因此設計時會考慮到耐用性、可靠性以及對不同地面條件的適應性。通過上述機制的協同工作，掘進機能夠在各種地下工程中高效、穩定地進行掘進作業。國際上懸臂式掘進機的技術發展呈現出創新驅動的態勢。Sandvik是瑞典的一家知名工程機械制造商，MR350是其生產的一款多功能隧道掘進機，具備高效的行走機構和強大的切割能力，適用于各種土壤條件。Wirtgen

Group(維特根集團)WR系列懸臂式掘進機：Wirtgen集團是道路建設設備的領先制造商，其WR系列懸臂式掘進機在地下巖石開挖和隧道建設中表現出色，設備的行走部分設計用于適應各種復雜地形。這些懸臂式掘進機的行走部通常采用了先進的液壓系統，提供穩定的驅動力和平穩的行駛性能。同時，這些設備還配備了現代化的電子監控系統，確保操作的安全性和精確性。通過不斷的技術革新和優化設計，這些制造商能夠提供滿足不同工程需求的懸臂式掘進機，從而在全球范圍內贏得了良好的市場聲譽。1.3結論現代掘進機行走部雖主要采取履帶式的結構設計，但仍然存在一些問題，當掘進機的工作條件較為惡劣時，履帶式行走部可能會受到嚴重的損壞或磨損，履帶鏈條容易發生斷裂，維修的成本也會變多。在崎嶇不平的地面時，履帶式行走部產生偏移，會降低工作效率。此外，履帶式結構的行走部也會增加功耗，運營成本也會隨之增加。[4]希望通過優化設計，能夠提高掘進機行走部的性能，使其更加穩定，延長設備的使用壽命。所以，懸臂掘進機的行走部結構設計的意義也正在于此。第二部分可行性論證報告2.1設計目的掘進機在煤炭開采和巷道掘進方面具有重要作用。行走機構是掘進機一的個非常重要的部件,它擔負著掘進機的截割進給運動，以及整機的前進、后退和轉彎(兩條履帶分別由各自的動力來驅動，可實現原地轉向)等各種運動，同時又是整臺掘進機的連接、支撐基礎，其結構的可靠性將影響整機的工作性能，因此掘進機行走部的研究設計對于掘進機的研究有著很大的意義，對掘進機的發展有著重要影響。采用履帶行走機構的機械設備，動力裝置內置式，履帶架結構受內置動力元件制約，外形幾何形狀較大，隨著動力的增大，外形尺寸也隨之增大。動力裝置內置式，履帶板寬度可按實際需要設計,不受履帶架及動力裝置的約束。[5]動力裝置外置式，側掛在與機架連接的一側，動力側掛鏈輪設計不受動力元件約束，履帶行走機構.外形尺寸可相對較小，適宜施工場地相對低矮狹小的煤礦井下作業。要求完成懸臂掘進機行走部的結構設計，最終能夠實現掘進機的行走功能。設計參數為：機重小于45t，行走速度在0～6.6m/min之間，兩履帶中心距不超過2800mm，行走部接地長度為440cm,行走部接地寬度為59.5cm。2.2方案論證懸臂掘進機行走部結構設計主要分為三部分，傳動部分、支重部分和張緊裝置，以下是對每部分設計的方案論證。2.1.1傳動方案方案一：圓柱齒輪串聯行星齒輪減速器傳動如圖2-1所示，液壓馬達1依靠液壓泵送來的高壓油旋轉,液壓馬達通過與其聯接的減速機構2減速得到低轉速大扭矩，液壓馬達、減速機構和鏈輪3做成一個整體，液壓馬達的轉動帶動鏈輪旋轉。1-液壓馬達2-減速機構3-鏈輪圖2-1方案一簡圖方案二：圓柱齒輪減速器傳動如圖2-2所示，液壓馬達1依靠液壓泵送來的高壓油旋轉,液壓馬達通過與其聯接的減速機構2減速得到低轉速大扭矩，液壓馬達、減速機構和鏈輪3做成一個整體，液壓馬達的轉動帶動鏈輪旋轉。1-液壓馬達2-減速機構3-鏈輪圖2-2方案二簡圖2.1.2支重部方案論證方案一：摩擦板式支重結構如圖2-1所示，驅動輪2通過輪齒3與履帶鏈1相嚙合，摩擦板5焊接在履帶架上，從而起到保護履帶架的作用。1-履帶鏈2-驅動輪3-輪齒4-履帶架5-摩擦板圖2-1摩擦板式結構簡圖方案二：支重輪式結構如圖2-4所示，驅動輪2通過輪齒3與履帶鏈1相嚙合，采用大小相同數量一定的支重輪4均勻分布固定在履帶架下方，掘進機進行移動時在履帶板上滾動，與履帶板5之間產生滾動摩擦，從而起到保護履帶架的作用。1-履帶鏈2-驅動輪3-輪齒4-支重輪5-履帶板圖2-2支重輪式結構簡圖2.1.3張緊裝置方案論證方案一：機械張緊裝置如圖2-3所示，該裝置由絲杠和螺母組成，是通過調節絲桿和螺母來改變導向輪的位置，從而達到張緊的目的。1-絲杠2-螺母圖2-3機械張緊裝置結構簡圖方案二：液壓油缸張緊裝置如圖2-4所示，主要由液壓油缸、張緊輪托架、墊板等組成。張緊時，接通液壓油缸油路，通入壓力油推動液壓缸張緊履帶，當張緊到履帶鏈要求的懸垂度范圍內，安裝墊板和鎖板，再將液壓油缸中的油壓卸掉，依靠墊板承受履帶鏈的壓力，保持履帶鏈的懸垂度。[6]1-履帶鏈2-張緊輪3-插板4-液壓油缸5-行走架圖2-4液壓油缸裝置結構簡圖在傳動方案論證中，方案一的行星齒輪減速器體積小，精度高，安裝方便，可選擇的傳動比范圍大，傳動狀態穩定，傳動效率高，但是價格較高。方案二中的圓柱齒輪減速器構造簡單，經濟實用，但是體積較大，抗震效果不佳。經比較，需選擇安裝方便，穩定性較高的傳動部分，因此選擇方案一。在支重部方案論證中，方案一的摩擦板式支重結構構造簡單，不易損壞，但是容易將履帶磨損。方案二的支重輪式結構傳動效率高，不易將履帶磨損，但是不適合在泥濘的環境中工作。[7]經比較，支重輪式結構可以更好的保護履帶板，因此選擇方案二。在張緊裝置方案論證中，方案一的機械張緊裝置結構簡單，但是張緊力的大小不易調節。方案二中的液壓張緊裝置結構緊湊，張緊力的大小易于調節，缺點是需要借助液壓油來傳遞壓力。經比較，需選擇張緊力便于調節的張緊裝置，因此選擇方案二。2.3最終設計方案通過對比，綜合考慮到井下復雜的地面形式、采掘機械的承重以及機身的耐磨程度等因素后，傳動方案選用液壓馬達驅動圓柱齒輪串聯行星齒輪減速器傳動，支重部分選用支重輪式結構，張緊裝置選用液壓油缸張緊裝置。總體傳動原理如圖2-5所示，液壓馬達2依靠液壓泵送來的高壓油旋轉，液壓馬達通過與其聯接的減速機構得到低轉速大扭矩。液壓馬達、減速機構和鏈輪做成一個整體，液壓馬達帶動驅動輪轉動，鏈輪的輪齒和廈帶的鏈軌銷咬合，從而實現掘進機的前進、后退等動作。同時導向輪（張緊輪）起到導向作用，導向輪和張緊油缸對服帶的松緊進行調節。掘進機前進、后退時，左、右液壓馬達同時驅動鏈輪帶動履帶運轉。[8]1-履帶鏈2-液壓馬達3-輪齒4-支重輪5-張緊油缸6-履帶板7-插板8-導向輪圖2-5總體傳動結構簡圖2.4結論此方案對掘進機行走部的三個重要組成部分進行了合理的規劃設計，在傳動方案上選擇液壓馬達驅動減速器傳動，張緊裝置選擇了具有緩沖作用的液壓張緊裝置，支重部分選擇了支重輪結構。通過合理的選擇，使各個組成部分進行了有效的配合，提高了行走部的效率，同時也提高了掘進機的整體掘進效率，達到了設計目標。設計計算3.1行走結構的確定采用履帶式行走結構，以便于掘進機的行走部盡可能多的承受較大的機身重量。3.2行走機構的設計計算3.2.1履帶節距的計算根據公式式中—為機器自重，400。因此mm根據國家煤炭行業標準MT/T579—1996中相關規定及節距范圍，選擇標準節距為173mm的履帶。3.2.2履帶牽引力的計算每條履帶的驅動力(kN)式中——履帶滾動阻力系數，煤底板取0.08；——機器重量,400000N；——轉向阻力系數，煤底板取0.6；——履帶接地長度,4400mm；——機器重心的縱向偏移距離，m——履帶接地寬度，595mm。帶入公式得kN3.2.3履帶功率計算每條履帶的功率(kW)式中——工作條件惡劣補償系數，一般取1.2；——行走減速器效率，為0.97；——履帶傳動效率，取為0.92；——履帶行走速度6.6m/min。帶入公式得kW3.2.4接地公稱比壓式中——機器重量400000N；——行走部接地長度440cm；——行走部接地寬度59.5cm。N/cm3.2.5接地最大比壓式中——兩履帶中心距160cm；—mm—履帶縱向偏心距60cm。N/cm3.3驅動輪各主要參數的確定3.3.1驅動齒數卷繞在驅動輪上履帶板數目增加，使履帶運動速度均勻性好，鉸鏈磨擦損失減少，使驅動輪直徑增大，引起底盤高度及重量增加。一般在12～15之間，可為整數，也可以為0.5的倍數。為增加驅動輪的使用壽命，一般，當齒數為偶數時，驅動輪上有一半不參加嚙合，待齒面磨損嚴重后，拆下重裝，使未參加嚙合的齒開始工作，以增加使用壽命。當齒數為奇數時，則驅動輪上各齒輪流與節銷嚙合同樣可增加使用壽命。可選取齒數為23[9]。3.3.2驅動輪節圓半徑mm，取mm3.3.3驅動輪的齒形設計按齒面形狀，驅動輪齒形可分為凸形，直線形和凹形三種。對驅動輪齒形的要求為：（1）使履帶節銷順利地進入和退出嚙合，減少接觸面的沖擊力；（2）齒面接觸應力應小，以減少磨損；（3）履帶節距因磨擦而增大時，履帶節銷與驅動輪齒仍能保持工作，不致脫鏈。驅動輪齒的工作面是履帶節銷和齒面接觸面的部位，為減少接觸應力，工作面最好是凹形。當履帶節距隨磨損而增大時，節銷將沿齒面向上爬，為保證此時仍能嚙合，輪齒應有一定的高度。1.節圓直徑mm2.齒谷半徑mm式中——銷套直徑，為55mm。根圓直徑mm頂圓直徑mm齒谷距離mm3.3.4驅動輪強度計算式中——銷套直徑，為55mm。——機器重量，400000N；——齒寬，，與履帶槽寬一樣；——銷套直徑，55；——許用擠壓應力，MPaMPaMPa經過比較驅動輪能夠滿足設計要求。3.4行走機構液壓馬達的選擇3.4.1輸出扭矩計算式中——每臺液壓馬達分擔的最大牽引力，450.9kN；——行走機構的驅動輪直徑，656mm；——液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動比，柱塞初選傳動比=45；——液壓馬達輸出軸至齒輪的總傳動效率，取為0.92；——牽引機構嚙合的效率，取為0.967。則馬達的輸出轉矩,帶入公式得N·m3.4.2液壓馬達排量計算式中——液壓馬達的有效工作壓力，MPa；——液壓馬達進口壓力，Mpa；取MPa；——液壓馬達出口壓力，Mpa；取MPa；——液壓馬達的機械效率，一般柱塞液壓馬達為，取；帶入數值得ml/r根據，，上述要求選擇XM-F1500-1型液壓馬達。查閱有關資料，XM-F1500-1型液壓馬達的技術參數如下，見表3-1。表表3-1液壓馬達技術參數型號排量ml/r額定壓力Mpa峰值壓力Mpa額定扭矩N·m額定轉矩r/min最高轉速r/min最大功率kW重量kgXM-F1500-115002025357725032087180液壓馬達最大實際轉速r/min根據液壓馬達的實際輸出扭矩確定實際壓差MPa3.5支重輪的設計計算目前國內外履帶工程機械支重輪結構形式主要有直軸式和凸肩式兩種，直軸式結構簡單，零件少，工藝性好，但承受軸向力稍差；凸肩式能承受較大的軸向力和沖擊載荷，但結構較前者復雜。本設計采用的直軸式。由四輪一帶統圖可以選擇支重輪的參數如下：支重輪凸緣工作寬度mm支重輪軸長300mm，允許制造0.5mm誤差，與履帶接觸輪寬82mm，支重輪直徑180mm，支重輪個數10個，其安裝尺寸見參考資料[9]支重輪強度計算為減少支重輪的磨損，輪緣對履帶的接觸應力按下式計算式中——輪緣對履帶的接觸應力,MPa；——支重輪輪緣工作寬度，mm；——支重輪半徑，mm；——支重輪個數，10；——許用接觸應力，MPa。MPaMPa由上述計算可以得知支重輪能夠滿足設計要求。3.6張緊裝置（1）張緊裝置主要由叉形臂，漲緊油缸，推桿，緩沖彈簧，以及其各自的支座等組成。（2）由于漲緊油缸是能過黃油噴嘴注油的，履帶的張緊程度在緩沖彈簧預緊力一定的情況下，是由缸內黃油量決定的，這取決于機器工作前的檢查，如果履帶過緊，可以由工人依據工作經驗放出一些油，來調節履帶張緊度，因此本計算主要是對彈簧進行計算（3）緩沖彈簧必須有一定的預壓縮量，以使履帶產生一定的張緊力，其作用是：前進時不因稍受外力，即松弛而影響履帶銷和驅動輪的嚙合，倒退時能保證產生足夠的牽引力而保持履帶銷和驅動輪的正常嚙合。預緊力不能過大，當履帶和各輪之間卡入堅硬的石塊時或當前方受支較大的沖擊力時，緩沖彈簧應能進一步壓縮，以保護行走系各零件不致損壞。緩沖彈簧預緊力式中—機器重量400000N。取N緩沖彈簧工作行程終了時的壓縮力：取N3.7行走減速器的設計計算3.7.1行走減速器方案的確定履帶的驅動輪節圓半徑為，其計算如下式中——驅動輪齒數23；可以為整數也可以為0.5的倍數；——履帶的節距173mm；——機器自重，400kN。則驅動輪節圓半徑mm取=320mm，由此可以求出驅動輪的轉速，同時也是行走減速器輸出軸的轉速n0r/min3.7.2傳動比的分配減速器的總傳動比減速器的傳動如圖4-1：A1高速級中心輪X1高速級行星架B1高速級行星輪C1高速級內齒輪A2低速級中心輪X2低速級行星架B2低速級行星輪C2低速級內齒輪圖4-1行走減速器傳動系統圖選用兩級NGW型行星齒輪傳動與一級圓柱齒輪傳動相串聯的傳動方案。圖中X1，X2與后面所提及的H1，H2有相同的表示意義。在該傳動中，第一級是一對嚙合的圓柱齒輪，第二級與第三級是NGW型行星傳動，第二級采用中心輪與行星輪都浮動的方式，第三級采用的是中心輪固定，行星輪浮動的傳動方式。行星變速箱具有結構剛度大，齒間負荷小，傳動比大，傳動效率高，結構緊湊，在礦山機械中得到了很廣泛的應用[10]。在整個傳動過程中，（表示油壓馬達對第一級小齒輪的傳動比），（第一級齒輪傳動的傳動比）初取，（表示圓柱大齒輪2與第二級中心輪的傳動比），（表示減速器與輸出軸的傳動比），則兩級行星傳動的總傳動比=3.7.3圓柱齒輪傳動部分的計算傳動總效率式中——油壓馬達對第一級小齒輪的傳動效率，；——8級圓柱齒輪傳動效率，；——一對滾動軸承的效率，；——NGW行星傳動效率，。傳動系統的運動力學參數設計，傳動系統中各軸的轉速，功率以及轉矩計算如下：0軸（馬達輸出軸）87kW250r/minN·m1軸（一級圓柱齒輪減速器高速軸）r/minkWN·m2軸（一級圓柱齒輪低速軸）r/minkWN·m5軸（減速器輸出軸）kWN·m3.8一級圓柱齒輪傳動的設計計算3.8.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）用直齒圓柱齒輪傳動。（2）履帶行走速度不高，液壓馬達的速度也不高，故選用8級精度。（3）材料的選擇由《機械設計》[17]可選小齒輪的材料為40Cr(調質)，齒面硬度280HBS，大齒輪45＃鋼（調質），硬度240HBS。（4）選取小齒輪齒數（為提高傳動平穩性，減小沖擊振動，以小齒輪的齒數多一些較好），式中——小齒輪的齒數23；——一級圓柱齒輪的傳動比2。取3.8.2按齒面強度設計小齒輪的分度圓直徑設取的是標準圓柱齒輪，則（區域系數）在直齒輪時取2.5。則式中：——載荷系數；——小齒輪傳遞轉矩；——齒寬系數；———材料彈性影響系數；——齒輪接觸疲勞強度。1.確定公式內各計算數值（1）——使用系數，可取[17]；——動載系數，取[17]；——齒間載荷分配系數，可選[17]。——齒向載荷系數，，試取[17]則（2）計算小齒輪傳遞轉矩N·m（3）選[14]（4）查得材料的彈性影響系數MPa[14]（5）按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞極限MPa[14]（6）計算應力循環次數設掘進機工作壽命為15年(每年按300算)兩班制，則（7）查得接觸疲勞壽命系數,[17]（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S1，則MPaMPa2.計算（1）試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值（2）計算圓周速度m/s（3）計算齒寬mm（4）計算齒寬與齒高比模數齒高（5）計算載荷系數查得，假設N/mm，查得[14]由m/s，8級精度，可查得[17]由，查得[17]，故載荷系數（6）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑：mm（7）計算模數取3.8.2根據彎曲強度設計彎曲強度設計公式為：1.確定公式中各計算數值（1）可查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為MPa[17]；大齒輪的彎曲疲勞強度極限為MPa[17]；（2）查得彎曲疲勞壽命系數，[17]；（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S＝1.35，則MPaMPa（4）計算載荷系數（5）查取齒形系數查得；[17]（6）查取應力校正系數查得；[17]（7）計算大小齒輪的，并加以比較顯然，大齒輪的數值較大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲強度計算的模數；由于齒輪模數的大小主要取決于齒面接觸疲勞強度計算的模數，而齒根彎曲強度所決定的承載能僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關。可取由齒面接觸疲勞強度計算出的模數5.369，并就近取.5。按齒面接觸強度計算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數：，取，取。3.8.3幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑：小齒輪：mm大齒輪：mm（2）計算齒頂圓直徑：小齒輪：mm大齒輪：mm（3）計算齒根圓直徑：小齒輪：mm大齒輪：mm（4）計算齒寬：小齒輪：mm大齒輪：mm（5）驗算：N/mmN/mm>100N/mm經過比較符合設計要求。3.9行星齒輪傳動設計計算3.9.1行星齒輪傳動的概述行星齒輪傳動是一種具有動軸線的齒輪傳動，可用于減速、增速和差動裝置。它一般是由太陽輪（也稱中心輪）、內齒圈、行星輪和行星架等組成。傳動時，內齒圈固定，太陽輪主動，行星架上的行星輪一面繞自身的軸線轉動，同時繞太陽輪的軸線傳動，從而驅使行星架回轉，實現減速。傳動過程中，行星輪的軸線是運動的。行星齒輪傳動和普通齒輪傳動相比具有重量輕、體積小、傳動比大、效率高等優點；缺點是結構復雜、精度要求較高。行星齒輪傳動不僅可做定傳動比傳動（減速器），也可發作為速度合成或分解的裝置（差速器）。其應用日益廣泛。3.9.2行星齒輪傳動方式的選擇行星齒輪傳動的類型主要有（按齒輪嚙合方式劃分）：NGW型、WW型、NW型、NN型、N型、NGWN型及ZUWGW型。其符號意義如下：N—內嚙合、W—外嚙合、G—公用齒輪、ZU—錐齒輪。特點及用途：（1）NGW型：效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳遞功率范圍大，可用于種工作條件，在機械傳動中應用最廣。（2）NW型：效率高徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件，但由于雙聯行星齒輪同時與兩個中心輪相嚙合，制造工藝較復雜，因此在同樣能夠滿足傳動比的情況下，應優先選擇NGW型，而不用NW型。（3）WW型：傳動比范圍大，但外型尺寸及重量較大，效率低，制造困難，一般不用作動力傳動。（4）NN型：傳動比范圍大，效率雖比WW型高，但仍然較低，可用于短期工作。（5）N型：傳動比范圍較大，結構緊湊，行星輪的中心軸承受徑向較大，適用于小功率短期工作。（6）NGWN型：結構緊湊、體積小、傳動比范圍大，但效率低于NGW型。工藝性差，適用于中小功率，短期工作。（7）雙級NGW型：由NGW串聯，傳動比范圍大，并具有NGW型特點。（8）ZUNGW型：主要用于差動裝置。故行星傳動部分的傳動方式被選NGW型或是兩級NGW型較為合理。因為本設計的行星部分總傳動比為28.6，為求減速器結構簡單與緊湊，選兩級NGW型傳動。3.9.3傳動比的分配用角標表示兩級NGW行星傳動中高速級參數，用角標表示低速級參數。設高速級與低速級的外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則，取，所以式中：——行星輪數；——齒寬系數；——載荷不均勻系數；——接觸強度的齒向載荷分布系數；——動載系數；——接觸強度的壽命系數；——工作硬化系數；——計算齒輪的接觸疲勞極限。查得高速級傳動比[18]則低速級傳動比3.9.4高速級計算1.配齒計算選擇行星輪數目，取確定各齒數，按如下配齒方法進行計算：適當調整使則由于，查資料[18]可知此組合的齒數組合為標準齒數組合，采用非變位齒輪。2.按接觸強度計算a-c傳動的中心距和模數（1）輸入扭矩N·m設載荷不均勻系數，在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的扭矩N·m查得接觸使用系數[18]齒數比（2）太陽輪和行星輪的材料都用滲碳后淬火，齒面硬度HRC56～60，內齒輪用35CrMo調質，齒面硬度250～280HBS。（3）選取Mpa取齒寬系數[18]（4）計算中心距mm則模數取。3.計算各輪尺寸（1）分度圓直徑：太陽輪：mm內齒圈：

行星輪：（2）齒頂圓直徑：太陽輪：mm內齒圈：mm行星輪：mm（3）齒根圓直徑：太陽輪：mm內齒圈：mm行星輪：mm4.校核計算應力循環次數設掘進機的工作壽命15年（每年按300天算），兩班制，則可查得接觸疲勞壽命系數[17],N/mm式中——安全系數；——試驗齒輪的接觸疲勞極限，N/mm；——接觸強度計算的壽命系數0.88；——潤滑油膜影響系數0.85；——工作硬化系數1.13；——接觸強度計算的尺寸系數1.0；——計算接觸應力，N/mm；——接觸強度最小安全系數，取為1。經過比較符合設計要求。由于傳動中，b-c是內嚙合，承載能力高于內嚙合，故不再校核。3.9.5低速級計算1.配齒計算選擇行星輪數目，取確定各齒數，按如下所述配齒方法進行計算：適當調整,使，則由于，由資料[18]可知此組合的齒數組合為標準齒數組合采用非變位齒輪。2.按接觸強度計算a-c傳動的中心距和模數（1）輸入扭矩N·m設載荷不均勻系數，在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的扭矩N·m查得接觸使用系數[18]，齒數比（2）太陽輪和行星輪的材料都用滲碳后淬火，齒面硬度HRC56～60，內齒輪用35CrMo調質，齒面硬度250～280HBS。（3）選取MPa，取齒寬系數[18]（4）計算中心距mm則模數取。3.計算各輪尺寸（1）分度圓直徑：太陽輪：mm內齒圈：mm行星輪：mm（2）齒頂圓直徑：太陽輪：mm內齒圈：mm行星輪：mm（3）齒根圓直徑：太陽輪：內齒圈：行星輪：4.校核計算應力循環次數設掘進機的工作壽命15年（每年按300天算），兩班制，則則可查得接觸疲勞壽命系數,N/mm[17]式中——安全系數；——試驗齒輪的接觸疲勞極限，N/mm；——接觸強度計算的壽命系數0.88；——潤滑油膜影響系數0.85；——工作硬化系數1.13；——接觸強度計算的尺寸系數1；——計算接觸應力，N/mm；——接觸強度最小安全系數，取為1。經過比較符合設計要求。3.10軸的設計計算3.10.1軸的概述軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的傳動零件（如齒輪、蝸桿）等，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此，軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。按承受載荷的不同，軸可以分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既能承受彎矩又能承受扭矩的軸稱為轉軸，這類軸在各種機器中最為常見。只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸。心軸以分為轉動心軸和固定心軸兩種。只承受扭矩而不承受彎矩的軸稱為傳動軸。軸還可按軸的形狀的不同，分為曲軸和直軸兩大類。直軸根據外形的不同，可以分為光軸和階梯軸兩種。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上零件不易裝配及定位；階梯軸與之正好相反。因此，光軸主要用于心軸和傳動軸，階梯軸則學用于轉軸。3.10.2軸材料的選擇以下是軸的常用材料及其應用場合：（1）Q235-A,主要用于不重要及愛載荷不大的軸；（2）45鋼，應用最廣泛；（3）40Cr，用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸；（4）40CrNi，用于很重要的軸；（5）38SiMnMo，用于重要的軸，性能接近于40CrNi；（6）38CrMoAlA，用于要求高耐磨性高強度且熱處理變形很小的軸；（7）20Cr，用于要求強度高及韌性均較高的軸；（8）3Cr13，用于腐蝕條件下的軸；（9）QT600-3和QT800-2，可用于制造復雜外形的軸。故軸的材料選擇為40Cr，調質處理，241～286HBS。3.10.3各軸的計算軸的直徑取[17]（1）軸2（即一級圓柱齒輪傳動的齒輪軸）mm軸肩mm則第二級行星傳動中裝太陽輪的軸mm取mm。（2）第三級行星輪傳動中裝太陽輪的軸r/minmm取mm階梯軸mm（3）第三級行星輪傳動中，輸出軸kWr/minmm取mm軸肩取mm3.10.4軸的校核由以上計算，以及傳動方案的特點，可以看出第三級太陽輪軸傳遞的扭矩大，軸徑小，故此處應為危險截面。式中——太陽輪傳遞的轉矩；——太陽輪節圓直徑，對標準齒輪即分度圓直徑；——嚙合角，。NNN由于此時太陽輪是浮動的，而其軸段長小于齒輪的厚度，故在彎曲方面沒有危險。抗扭截面系數軸最大切應力MPa<800MPa經過比較符合設計要求。3.11軸承的選擇3.11.1滾動軸承類型的選擇滾動軸承類型多種多樣，選用時可考慮以下方面因素，從而進行選擇。1.載荷的大小、方向球軸承適于承受輕載荷，滾子軸承適于承受重載荷及沖擊載荷。當滾動軸承受純軸向載荷時，一般選用推力軸承；當滾動軸承受純徑向載荷時，一般選用深溝球軸承或短圓柱滾子軸承；當滾動軸承受純徑向載荷的同時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承、角接觸球軸承、圓錐滾子軸承及調心球或調心滾子軸承；當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承及圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起，這在極高軸向載荷或特別要求有較大軸向剛性時尤為適應宜。2.軸承工作轉速因軸承的類型不同有很大的差異。一般情況下，摩擦小、發熱量少的軸承，適于高轉速。設計時應力求滾動軸承在低于其極限轉速的條件下工作。3.軸承的剛性軸承承受負荷時，軸承套圈和滾動體接觸處就會產生彈性變形，變形量與載荷成比例，其比值決定軸承剛性的大小。一般可通過軸承的預緊來提高軸承的剛性；此外，在軸承支承設計中，考慮軸承的組合和排列方式也可改善軸承的支承剛度。4.調心性能和安裝誤差軸承裝入工作位置后，往往由于制造誤差造成安裝和定位不良。此時常因軸產生撈度和熱膨脹等原因，使軸承承受過大的載荷，引起早期的損壞。自動調心軸承可自行克服由安裝誤差引起的缺陷，因而是適合此類用途的軸承。5.安裝和拆卸裝卸頻繁時，可選用分離型軸承，或選用內圈為圓錐孔的、帶緊定套或退卸套的調心滾子軸承、調心球軸承。6.市場性即使是列入產品目錄的軸承，市場上不一定有銷售；反之，未列入產品目錄的軸承有的卻大量生產。因而，應清楚所用軸承是否易購得。7.摩擦力矩需要低摩擦力矩的機械，應盡量采用球軸承，還應避免采用接觸式密封軸承。此設計選擇6019、6020、61908GB/272-93深溝球軸承和7010C、7232CGB/T292-94角接觸球軸承。3.11.2潤滑與密封1.滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑主要是為了降低摩擦阻力和減輕磨損，同時也有吸振、冷卻、防銹和密封等作用。合理的潤滑對提高軸承性能，延長軸承的使用壽命有重要意義。滾動軸承的潤滑材料有潤滑油、潤滑脂及固體潤滑劑，具體潤滑方式可根據速度因素dn值，參考表3-2，d為軸頸直徑，mm；n為工作轉速，r/min。為了充分發揮軸承的性能，要防止潤滑劑中脂或油的泄漏，而且還要防止有害異物從外部侵入軸承內，因而有必要盡可能采用完全密封。密封裝置是軸承系統的重要設計環節之一。設計要求應能達到長期密封和防塵作用；摩擦和安裝誤差都要小；拆卸、裝配方便且保養簡單。本設計采用的潤滑方式是浸油、飛濺潤滑。2.軸承的密封密封按照其原理不同可分為接觸式密封和非接觸式密封兩大類。