資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 畢業(yè)設(shè)計（論文） 題 目： EBZ160掘進機行走部分設(shè)計 函授站點： 徐礦大學 學習層次： 班級名稱： 17級機電 姓名： 學號： 中國礦業(yè)大學繼續(xù)教育學院 20 年 月 日 中國礦業(yè)大學成人教育學院 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 函授站（點） 徐礦大學 專業(yè)年級17級機電一體化學生姓名 任務(wù)下達時期：2019年　01 月　20　 日 設(shè)計（論文）日期：2019年　01　月　20日至2019年06月01日 設(shè)計（論文）題目：　　EBZ160掘進機行走部分設(shè)計　 設(shè)計（論文）專題題目：　　　　　　　　　　　　　　　　 設(shè)計（論文）主要內(nèi)容和要求：　　　　　　　　　　　　　 計參數(shù)： 截割電機功率：160kW 適應(yīng)煤質(zhì)硬度：f7.5 最大定位截割斷面：24m2 最大截割硬度：≤75Mpa 縱向工作坡度：±16° 截割伸縮行程：550mm 要求： （1）完成掘進機總體方案設(shè)計。 （2）對行走步的傳動及結(jié)構(gòu)進行設(shè)計。 （3）設(shè)計完成行走部的組件、零件工作圖設(shè)計。 （4）編寫完成設(shè)計計算說明書。 指導教師簽字： 中國礦業(yè)大學成人教育學院 畢業(yè)設(shè)計(論文)指導教師評閱書 指導教師評語(包含①基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；②獨立解決實際問題的能力；③研究內(nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；④取得的主要成果及創(chuàng)新點；⑤工作態(tài)度及工作量；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）； 建議成績： 　 指導教師簽字： 年 月 日 中國礦業(yè)大學成人教育學院 畢業(yè)設(shè)計(論文)答辯及綜合成績 函授站(點) 徐礦大學 專業(yè)年級 17級機電一體化 學生姓名 說明書 66 頁 圖紙 04 張 其它材料 答 辯 情 況 提 出 問 題 回 答 問 題 正 確 基本 正確 有一般性錯誤 有原則性錯誤 沒有 回答 答辯委員會評語及建議成績： 答辯委員會主任簽字： 　 年 月 日 摘 要 在現(xiàn)用的煤巖掘進設(shè)備中，掘進機已成為一種很重要的井下設(shè)備。而隨著煤炭需要量的增大，煤炭開采速度的加快，部分懸臂式掘進機以受到了國內(nèi)外采煤業(yè)的廣泛青睞，因為部分懸臂式掘進機具有如下特點：機體靈活、體積較小，可截出各種形狀和斷面的巷道，并能實現(xiàn)選擇性截割，而且截割效果好，截割功率大，截割效率高。 本文針對掘進機行走部的結(jié)構(gòu)設(shè)計和行走原理的闡述。本文設(shè)計了行走部的主要組成部件：驅(qū)動輪，張緊導向輪，支重輪，以及行走減速器。另外本文還就目前國內(nèi)外的掘進機的發(fā)展狀況、特點和發(fā)展趨勢作了一個概述，從而在宏觀上闡述了對部分懸臂式掘進機加以研究的意義。 關(guān)鍵詞　懸臂式掘進機 行走部 行走減速器 Abstract In the current tunneling equipment, boring machine has become a very important underground equipment. With the increasing requirement of coal, coal mining accelerates, the part of the roadheader was widely favored at home and abroad by the coal mining industry, as part of the roadheader has the following characteristics: the body flexible, smaller, can be cut A variety of shapes and sections of the roadway, and can achieve selective cutting, and the effect of cutting, cutting power, cutting efficiency. In this paper, the Ministry of roadheader walking design and walking principles described. This article is designed the main component parts of the walking Department: wheel, tensioning guide wheel, supporting wheels, and walking speed reducer. In addition the article also gave an overview of roadheaders at home and abroad to present the development status, characteristics, and trends, which describes the cross section of part of the roadheader to be researched significance in the macroscopic. Keywords roadheader Department of walking walking speed reducer 目 錄 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 選題的意義 1 1.3 國內(nèi)外掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1 1.3.1 國外掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1 1.3.2 國內(nèi)掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 2 1.4 現(xiàn)代掘進機發(fā)展趨勢分析 3 1.5 掘進機主要組成部分 4 2 掘進機行走機構(gòu)設(shè)計 7 2.1 行走機構(gòu)設(shè)計要求 7 2.2 行走部各部分的具體設(shè)計 7 2.2.1 履帶的設(shè)計 7 2.2.2 液壓馬達的選擇 8 2.2.3 鏈輪的設(shè)計 10 3 三級減速器的設(shè)計 12 3.1 減速器傳動方案設(shè)計及分配 12 3.2 運動和動力參數(shù)的計算 13 3.3 三級減速器的齒輪設(shè)計 15 3.3.1 高速級的設(shè)計 15 3.3.2 中速級的設(shè)計 19 3.3.3 低速級的設(shè)計 23 3.4 三級減速器的軸的設(shè)計及校核 26 3.4.1 Ⅲ軸的設(shè)計 26 3.4.2 Ⅱ軸的設(shè)計 32 3.4.3 Ⅰ軸的設(shè)計 37 3.4.4 Ⅳ軸的設(shè)計 42 3.5 軸承的校核 46 4行星輪減速器的設(shè)計 48 4.1 行星減速器的設(shè)計方法 48 4.2 行星輪減速器齒輪的設(shè)計 49 4.3 強度校核 52 4.3.1 齒面接觸疲勞強度的校核 52 4.3.2 彎曲疲勞強度校核 53 5 其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計及安裝調(diào)整 55 5.1 其他結(jié)構(gòu) 55 5.1.1 行走架 55 5.1.2 履帶張緊緩沖裝置結(jié)構(gòu)及原理 55 5.2安裝調(diào)整 56 5.2.1 掘進機行走部的安裝 56 5.2.2 行走部履帶的張緊 56 5.3 安裝時的注意事項 57 總結(jié) 57 參考文獻 58 致謝 59 附錄 60 中國礦業(yè)大學成人教育學院2017屆畢業(yè)設(shè)計（論文） 1 緒論 1.1 概述 掘進機是具有截割、裝載、轉(zhuǎn)載煤巖及有噴霧降塵等功能，并能自己行走，以機械方式破落煤巖的掘進設(shè)備，有的還具有支護功能。根據(jù)所掘斷面的形狀分為全斷面掘進機和部分斷面掘進機。前者適用于直徑一般為2.5~10m的全巖巷道、巖石單軸抗壓強度50~350MPa的硬巖巷道，可一次截割出所需斷面，且斷面形狀多為圓形，主要用于工程涵洞及隧道的巖石掘進；后者一般適用于單軸抗壓強度小于60MPa的煤、半煤巖、軟巖水平巷道，但大功率機器也可以用于單軸抗壓強度達200MPa的硬巖巷道，一次僅能截割斷面的一小部分，需要工作機構(gòu)多次擺動、逐次截割才能掘出所需斷面，斷面形狀可以是矩形、梯形、拱形等多種形狀，其中部分斷面掘進機在煤礦使用普遍。 懸臂式掘進機按截割頭布置方式可分為縱軸式和橫軸式兩種；按掘進對象分為煤巷、半煤巖巷和全巖巷；按機器的驅(qū)動形式分為電力驅(qū)動（各機構(gòu)均為電動機驅(qū)動）和電——液驅(qū)動兩種。 1.2 選題的意義 掘進機是用于開鑿平直地下巷道的機器。主要由行走機構(gòu)、工作機構(gòu)、裝運機構(gòu)和轉(zhuǎn)載機構(gòu)組成。有安全、高效和成巷質(zhì)量好等優(yōu)點，但造價大，構(gòu)造復雜，損耗也較大。 走部分是機械產(chǎn)品設(shè)計過程中的重要內(nèi)容和主要環(huán)節(jié)，行走部分的功能是帶動機器前進、后退和轉(zhuǎn)彎。行走部分的靈活度和行走速度對掘進機的生產(chǎn)能力和工作效率會產(chǎn)生重要影響。 選擇選擇掘進機的課題是因為我國煤炭資源儲量豐富，而采掘機械與國外水平相差仍有一定距離，同時，選擇掘進機行走部分設(shè)計也是對大學四年的學習的一次總結(jié)，也是為畢業(yè)后工作前做最后的總結(jié)。 1.3 國內(nèi)外掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 1.3.1 國外掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 早在20世紀30年代，德國、蘇聯(lián)、英國、美國等就開始了煤礦巷道掘進機的研制，但巷道掘進機得到較廣泛工業(yè)性應(yīng)用還是在第二次世界大戰(zhàn)之后。1948年，匈牙利開始研制F系列煤巷掘進機，當時是為了適應(yīng)房柱式開采的需要。1949年匈牙利生產(chǎn)的F2型掘進機是世界上第一臺懸臂式掘進機，不過當時還未能實現(xiàn)懸臂式掘進機的全部主要功能。1951年匈牙利研制了采用履帶行走機構(gòu)的F4型懸臂式掘進機，這種機型除了采用橫軸截割方式和調(diào)動靈活的履帶行走機構(gòu)外，還采用了鏟板和星輪裝載機構(gòu)，并采用了刮板輸送機轉(zhuǎn)運物料。F4型懸臂式掘進機已經(jīng)具備了現(xiàn)代懸臂式掘進機的雛形。F系列掘進機是目前懸臂式橫軸掘進機的原始機型。1971年奧地利ALPINE公司在匈牙利F系列掘進機的基礎(chǔ)上，研制了AM—50型掘進機，并在此基礎(chǔ)上逐漸形成了AM系列掘進機。1972年德國引進AM—50型掘進機在半煤巖巷道中使用，在此基礎(chǔ)上，EICKHOFF公司自行研制出EV—II型掘進機，并發(fā)展成為EVA系列掘進機。1973年WESTFALIA公司研制成功了WAV—170和WAV—200型掘進機，并在此基礎(chǔ)上發(fā)展為WAV系列型掘進機。F系列、AM系列和WAV系列掘進機均采用橫軸截割機構(gòu)。 1956年蘇聯(lián)生產(chǎn)了首臺ПK—3型縱軸懸臂式掘進機，在8㎡斷面下煤巷中使用。ПK—3型掘進機是目前縱軸懸臂式掘進機的雛形。1960~1964年，英國從蘇聯(lián)引進了ПK—3型掘進機進行工業(yè)性實驗，同時開始了懸臂式掘進機的研制。1963年DOSCO公司在ПK—3型掘進機的基礎(chǔ)上，通過改變截割頭截齒排列和更換電氣系統(tǒng)，研制成了MK—Ⅱ型和MK—ⅡA型掘進機，并逐步發(fā)展成為DOSCO系列掘進機。1968年，德國EICKHOFF公司在引進的DOSCO掘進機基礎(chǔ)上研制開發(fā)了EV—100型掘進機。后來德國PAURAT公司又研制出了ET系列掘進機，使縱軸式懸臂式掘進機逐步形成系列化。1966年，日本三井三池機械制造有限公司在蘇聯(lián)ПK—3型和英國DOSCO掘進機的基礎(chǔ)上，研制成功了S系列掘進機。到20世紀70年代后期，S系列掘進機已經(jīng)逐步形成系列化。 經(jīng)過半個多世紀的發(fā)展，目前，國外掘進機主要生產(chǎn)國，即英、德、俄羅斯、奧地利、日本等國所生產(chǎn)的掘進機已被廣泛用于硬度低于f=8半煤巖的采準巷道掘進，并擴大到巖巷。重型機不移位截割斷面達35~42㎡，多數(shù)機型能在縱向±16度、橫向8度的斜坡上可靠工作，截割功率在132~300KW，機重在50~100t，切割巖石硬度f=12。部分機型截割速度已降至1m/s以下，牽引速度采用負載反饋調(diào)節(jié)，以適應(yīng)不同巖石硬度；一些機型除沒有后支撐外，還在履帶前后安裝了卡爪式液壓扎腳機構(gòu)，以便在切割巖石時錨固定位。機電一體化已成為掘進機發(fā)展趨勢，新推出的掘進機可以實現(xiàn)推進方向和斷面控制、電動機功率自動調(diào)節(jié)、離機遙控操作及工況監(jiān)測和故障診斷，部分掘進機實現(xiàn)PLC控制，實現(xiàn)回路循環(huán)控制。 1.3.2 國內(nèi)掘進機的發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 我國懸臂式掘進機的發(fā)展大體分為三個階段： 第一階段是20世紀60年代初期到70年代末。這一階段主要是已引進國外掘進機為主，在引進的同時，我國的技術(shù)人員開始嘗試進行消化吸收，但研究水平較低，主要以切割煤的輕型機為主，以當時太原煤研所研制的反帝Ⅰ型、反帝Ⅱ型和反修Ⅲ型為代表，形成我國第一代掘進機。盡管如此，這一時期的嘗試也為我國懸臂式掘進機的第二階段發(fā)展打下了良好的技術(shù)基礎(chǔ)。這一時期產(chǎn)品的主要特點是重量化、體積小、截割能力弱、技術(shù)含量偏低，適用于煤巷掘進。 第二階段是20世紀70年代末到90年代初，為消化吸收階段。這一階段我國分別從英國、奧地利、日本、蘇聯(lián)、美國、德國、匈牙利等國家引進了16種、近200臺掘進設(shè)備，對我國煤礦使用掘進機起到了推動作用。在此期間，我國與國外合作生產(chǎn)了幾種懸臂式掘進機并逐步實現(xiàn)了國產(chǎn)化；同時由煤科總院太原分院研制的EM1—30型、EL—90型和EL—110型掘進機分別在佳木斯煤機廠和淮南煤機廠投入小批量生產(chǎn)。在煤礦采掘設(shè)備“一條龍”項目引進中，又引進了奧地利阿爾卑尼公司的AM50、日本三井三池公司的S100—41型掘進機制造技術(shù)和先進的加工設(shè)備，使我國形成了批量生產(chǎn)掘進機能力，基本上結(jié)束了中、小型掘進機依賴進口的局面。這一時期我國懸臂式掘進機的主要特點是可靠性大幅度提高，已能適應(yīng)我國煤礦的巷道掘進，中型掘進機型號日趨齊全。 第三階段是20世紀90年代至今，為自主研發(fā)階段。這一階段中型懸臂式掘進機發(fā)展日趨成熟，重型掘進機大批量出現(xiàn)，懸臂式掘進機的設(shè)計與加工制造水平已相當先進，并且具備了根據(jù)礦井條件實現(xiàn)個性化設(shè)計的能力。這一時期形成了多個系列的產(chǎn)品，主要有煤科總院太原分院研制的EBJ(Z)系列、佳木斯煤機廠生產(chǎn)的S系列、煤科總院上海分院設(shè)計的EBJ系列等型號掘進機。這一時期的代表機型主要有太原分院研制的EBJ—160、EBJ160TY和EBJ—120TP型掘進機，其中EBJ—160和EBJ—120TP兩種機型獲得了國家科技進步二等獎；另外還有佳木斯煤機廠生產(chǎn)的S150型掘進機。這一階段我國懸臂式掘進機的設(shè)計水平大幅度提高，各種先進的三維設(shè)計和分析軟件廣泛應(yīng)用，機器可靠性大幅度提高，功能日趨完善，功率更大，一些先進故障診斷和顯示技術(shù)、離機遙控技術(shù)應(yīng)用其中，使我國的懸臂式掘進機設(shè)計和生產(chǎn)實用技術(shù)跨入了國際先進國家的行列。 經(jīng)過40余年的發(fā)展，我國已經(jīng)建立《懸臂式掘進機通用技術(shù)條件》等完備的掘進機整機及零部件的研制標準和相應(yīng)的檢驗條件。與國際先進水平相比。國內(nèi)掘進機在破巖能力、適應(yīng)性及可靠性方面還存在一定的差距，尤其在重型掘進機方面表現(xiàn)最為突出，重型國產(chǎn)掘進機與國外先進設(shè)備的差距，除總體性能參數(shù)偏低外，在基礎(chǔ)研究方面也比較薄弱。沒有完整的設(shè)計理論依據(jù)，計算機動態(tài)仿真等方面尚處于起步階段，在元部件可靠性、自動控制技術(shù)、截割技術(shù)、除塵系統(tǒng)等核心技術(shù)方面有較大差距。 1.4 現(xiàn)代掘進機發(fā)展趨勢分析 從目前國內(nèi)發(fā)展趨勢來看，掘進機具有廣闊的發(fā)展前景，在我國除用于煤礦巷道掘進外，掘進機正進入鐵路、城市地鐵隧道的掘進以及公路建設(shè)等行業(yè)。具體發(fā)展趨勢如下： （一）智能化、自動化。配置激光導向系統(tǒng)、計算機斷面控制系統(tǒng)和遙控系統(tǒng)，以降低對操作人員的反應(yīng)要求，提高生產(chǎn)效率和生產(chǎn)能力。 （二）掘、鉆、錨一體化。研制集掘、鉆、錨為一體的采掘錨綜合機組，以實現(xiàn)快速掘進的同時又能打眼安裝錨桿，支護頂板、側(cè)幫，實現(xiàn)掘進、支護平行作業(yè)，解決掘進機利用率低的問題。因此，掘、鉆、錨一體化是實現(xiàn)巷道快速掘進，滿足高產(chǎn)、高效工作面發(fā)展需要的重要技術(shù)途徑。 （三）重型化、大功率。隨著采煤機械化程度的提高和巷道斷面的不斷擴大，掘進機面對越來越硬和研磨性更強的巖石，單向抗壓強度超過170MPa。因此，開發(fā)研制高功率、大質(zhì)量的重型硬巖掘進機尤為迫切。目前，國外許多重型掘進機截割功率達到200-300kW，最高可達500kW。而我國重型掘進機尚處于發(fā)展階段，截割功率目前已達200kW。越來越高的截割功率雖然可提供給截割頭巨大的截割力，但使機器的振動進一步加劇，對生產(chǎn)率、機器的壽命和日常保養(yǎng)都將產(chǎn)生不利影響。隨之而來的是機器的重量將越來越大，以增加穩(wěn)定性。 （四）附件化。保留必要的截、裝、運、行主要組成功能，將降塵、輔助支護等裝置以附件形式出現(xiàn)。這樣，可根據(jù)需要選擇裝配各種附加件，給設(shè)計、制造、使用都帶來方便。另外，裝載運輸裝置亦采用可伸縮型結(jié)構(gòu)，保證機器的機動性和適應(yīng)性。液壓系統(tǒng)逐步趨于完善、可靠。 （五）矮型化。在加大機重、截割功率和提高截割硬度的前提下，注重發(fā)展機身較低的機型，以易于井下運輸和適用于掘進中、小斷面巷道，同時也為配置其他輔助設(shè)備(錨桿安裝機、輔助工作平臺等)帶來了方便。 （六）噴霧降塵設(shè)備隨機化。目前，掘進機大多設(shè)有內(nèi)、外噴霧裝置，但對呼吸性粉塵降塵效果差，噴嘴堵塞嚴重。因此，對現(xiàn)有機型設(shè)置機載降塵設(shè)備，強化外噴霧的使用效果，將會使掘進機在工作時的粉塵濃度大大降低。 總結(jié)：據(jù)統(tǒng)計，目前國外各主要產(chǎn)煤國采用掘進機掘進的巷道占采準巷道的40%以上。而我國綜掘比率為8%左右，與國外先進水平相比尚存在很大差距，與我國煤炭生產(chǎn)的需要，特別是現(xiàn)代化高產(chǎn)高效礦井建設(shè)的需要也是極不相適應(yīng)的。因此，我國掘進機的研制開發(fā)以及推廣應(yīng)用，還需作大量工作。應(yīng)用高科技實現(xiàn)大功率、重型化、系列化、智能化和自動化是未來掘進機技術(shù)的發(fā)展趨勢。因此，我國綜掘機技術(shù)未來的路還很長，還需要很大程度上的提高，從而更好的為煤炭產(chǎn)業(yè)服務(wù)，全力支持自主產(chǎn)業(yè)。 1.5 掘進機主要組成部分 懸臂式掘進機要同時實現(xiàn)將煤巖從礦體分離、裝載運出及其本身的行走調(diào)動和噴霧滅塵的功能。它主要有截割機構(gòu)、裝載機構(gòu)、運輸機構(gòu)、機架及回轉(zhuǎn)臺、行走機構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、冷卻除塵系統(tǒng)及機器的操作控制與保護等部分組成。具體如下： （一）截割機構(gòu) 截割機構(gòu)主要由截割頭、懸臂段、截割減速器截割電動機組成。截割機構(gòu)工作時，截割電動機通過減速器驅(qū)動截割頭旋轉(zhuǎn)，利用裝在截割頭上的截割齒破碎煤巖。截割頭縱向推進力由行走機構(gòu)提供。截割機構(gòu)鉸接于回轉(zhuǎn)臺上，并借助于安裝在截割部和回轉(zhuǎn)臺之間的升降液壓缸和安裝于回轉(zhuǎn)臺與機架之間兩個回轉(zhuǎn)液壓缸，實現(xiàn)整個截割機構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運動，由此截割出任意形狀的斷面。 （二）裝載機構(gòu) 裝載機構(gòu)位于機器前端的下方，其主要作用是將被截割機構(gòu)分離和破碎的物料集中裝載到運輸機構(gòu)上去。裝載機構(gòu)主要由鏟板及左右對稱的收集裝置組成。 （三）運輸機構(gòu) 運輸機構(gòu)（又稱刮板輸送機）主要由機前部、機后部、驅(qū)動裝置、刮板鏈、張緊裝置、脫鏈器和改向輪等組成。刮板輸送機位于機器中軸，前端與主機架或鏟板鉸接，后部托在機架上。 （四）機架和回轉(zhuǎn)臺 機架是整個機器的骨架，它承受著來自截割、行走和裝載的各種載荷。機器中的各部件均用螺栓或銷軸與機架聯(lián)結(jié)。機架一般為框架結(jié)構(gòu)，為井下運輸方便，機架多設(shè)計為分體式結(jié)構(gòu)。 回轉(zhuǎn)臺主要用于實現(xiàn)切割機構(gòu)的升降和回轉(zhuǎn)運動。通過大型回轉(zhuǎn)軸承止口和高強度螺栓支撐、聯(lián)結(jié)，使回轉(zhuǎn)臺坐落于機架上。 （五）行走機構(gòu) 現(xiàn)代掘進機多采用履帶式行走機構(gòu)，行走機構(gòu)用來實現(xiàn)機器的調(diào)動和牽引轉(zhuǎn)載機，并在不可伸縮式懸臂機型中提供鉆進所需的推進力，同時，機器的重量和掘進中產(chǎn)生的截割反力也通過行走機構(gòu)傳送到底板上。由于工作和調(diào)動的速度大小不同，故行走機構(gòu)具有多種行走速度。 5 （六）液壓系統(tǒng) 現(xiàn)代懸臂式掘進機通常除截割頭由電動機驅(qū)動外，其余動作均由液壓馬達驅(qū)動，所以液壓系統(tǒng)的功率越來越大，能力也越來越強。液壓系統(tǒng)主要由泵站、控制閥組、液壓缸、驅(qū)動馬達及輔助液壓元件組成。液壓系統(tǒng)為掘進機提供動力油，驅(qū)動和控制各液壓缸及馬達，使機器實現(xiàn)相應(yīng)的動作，并進行液壓保護。 （七）電氣系統(tǒng) 電氣系統(tǒng)向機器提供動力，驅(qū)動和控制機器中的所有電動機、電控裝置、照明裝置，并可實現(xiàn)電氣保護。 （八）除塵系統(tǒng) 除塵系統(tǒng)由內(nèi)外噴霧裝置組成，用以向工作面噴霧，除去截割時產(chǎn)生的粉塵。除塵系統(tǒng)還有冷卻截割電動機和液壓系統(tǒng)的功能。 6 中國礦業(yè)大學成人教育學院2017屆畢業(yè)設(shè)計（論文） 11 2 掘進機行走機構(gòu)設(shè)計 2.1 行走機構(gòu)設(shè)計要求 履帶行走部是懸臂式掘進機整體的支撐座，用來支撐掘進機的自重、承受切割機構(gòu)在工作過程中產(chǎn)生的力，并完成掘進機在且切割、裝運及調(diào)動時的移動。履帶行走機構(gòu)包括左右行走機構(gòu)、并以掘進機縱向中心線左右對稱。履帶行走機構(gòu)包括導向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈及驅(qū)動裝置等部件。當驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動時，與驅(qū)動輪相嚙合的履帶有移動的趨勢。但是，因為履帶下分支與底板間的附著力大于驅(qū)動輪、導向輪和支重輪的滾動阻力，所以不產(chǎn)生滑動，而輪子卻沿著鋪設(shè)的滾道滾動，從而驅(qū)動整臺掘進機行走。掘進機履帶行走機構(gòu)的轉(zhuǎn)彎方式一般有兩種：一、一側(cè)履帶驅(qū)動，另一側(cè)履帶制動；二、兩側(cè)履帶同時驅(qū)動，單方向相反。現(xiàn)在設(shè)計將支重輪做成和機架一體的機構(gòu)，這樣的結(jié)構(gòu)簡單，而且在井下的環(huán)境中它比支重輪可靠性能高。由于沒有了支重輪，所以履帶的磨損比較嚴重，要采用更好的耐磨合金剛。 掘進機行走部在掘進作業(yè)時，它承受切割機構(gòu)的反力、傾覆力矩及動載荷。行走機構(gòu)的設(shè)計對整機正常運行、通過性能和工作穩(wěn)定性具有重要作用。 已知數(shù)據(jù)：掘進機整體重量為45t，平均接地比壓，掘進機行走速度。 2.2 行走部各部分的具體設(shè)計 2.2.1 履帶的設(shè)計 1）接地長度的計算確定公式： （2—1） 式中：p——掘進機的平均接地比壓，MPa G——掘進機整機的重力，N B——履帶板寬度，mm L——履帶接地長度，mm 平均接地比壓主要是根據(jù)底板巖石條件選取，對于遇水軟化的底板，去較小值，對于底板較硬，遇水不軟化的底板取較大值。在設(shè)計掘進機時，推薦平均接地比壓p≤0.14MPa。 掘進機的整機質(zhì)量為45噸，履帶板的寬度選擇為520mm。 圖 2—1履帶板 根據(jù)公式（2—1），可以得出： = L取整，L=3100mm 2）選取履帶板的節(jié)距 選取履帶板（如圖2—1）的節(jié)距p=120mm，整體式履帶板基本尺寸應(yīng)符合下表（2—1）的規(guī)定。 表（2—1） 單位：mm 名稱 履帶節(jié)距（p） 履帶板寬度（B） 履帶板厚度（a） 銷孔直徑（D） 基本尺寸 120 250 300 370 400 450 500 520 550 40 46 50 55 21 26 31 160 500 550 600 650 31 36 41 2.2.2 液壓馬達的選擇 1）單側(cè)履帶行走機構(gòu)牽引力的計算確定 履帶行走機構(gòu)的最小牽引力應(yīng)滿足掘進機在最大設(shè)計坡度上作業(yè)、爬坡和在水平路面上轉(zhuǎn)彎等工況的要求，最大牽引力應(yīng)小于在水平路面履帶的附著力。一般情況下，履帶行走機構(gòu)轉(zhuǎn)彎不與掘進作業(yè)、爬坡同時進行，而掘進機在水平面上轉(zhuǎn)彎時，單側(cè)履帶的牽引力為最大，故單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力的計算以平地轉(zhuǎn)彎時的牽引力為計算的依據(jù)。 （2—2） 其中 （2—3） （2—4） 式中：T1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力，kN R1——單側(cè)履帶對地面的滾動阻力，kN f——履帶與地面之間滾動阻力因數(shù)，0.08-0.1 u——履帶與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力因數(shù)，0.8-1.0 n——掘進機重心與履帶行走機構(gòu)接地形心的縱向偏心距，mm G1——單側(cè)履帶行走機構(gòu)承受的掘進機的重力，kN b——左右兩條履帶的中心距，mm f取0.1，由公式（2—3）： u取0.9，n取520mm，b取2380mm，代入公式（2—2）： 表 （2—2） 附著系數(shù)數(shù)值 地面（或底板）狀況 ψ 鋪石路面 稍濕的渣子路面 泥濘的底板 沙、頁巖底板 干黏土地面 干砂土硬地面 水泥地面 煤地面 0.6-0.8 0.8-1.0 0.2 0.65-0.7 1.0 1.1 0.95 0.6-0.7 根據(jù)單側(cè)履帶行走機構(gòu)的牽引力必須大于或等于各阻力之和，但應(yīng)小于或等于單側(cè)履帶與地面之間的附著力。，由表（2—2）得附著系數(shù)值選取0.7。 符合 2）單側(cè)履帶行走機構(gòu)輸入功率計算確定 （2—5） 式中：P——單側(cè)履帶行走機構(gòu)的輸入功率，kW V——履帶行走機構(gòu)工作時的行走速度，m/s η1——履帶鏈的傳動效率。有支重輪時取0.89-0.92，無支重輪時取0.71-0.74 η2——驅(qū)動裝置減速器的傳動效率，取0.89 在最大速度的情況下計算，V=6.5m/min，η1=0.74，η2=0.89，根據(jù)公式 （2—5）： 3）液壓馬達的選型 根據(jù)以上計算得知液壓馬達的輸出功率為18.8kW，所以選擇的型號為： 基本型號： A2FE125/61W 輸出功率： 2×21kW 工作壓力： 18MPa 馬大排量： 125ml/r 馬達轉(zhuǎn)速： 630-650r/min 2.2.3 鏈輪的設(shè)計 鏈輪的節(jié)距已經(jīng)確定，齒數(shù)就要決定鏈輪的直徑大小。安裝在后驅(qū)動加上就會影響到接地角和離去角，假設(shè)鏈輪有9個齒。則： （2—6） 式中：d——分度圓直徑，mm P——鏈輪的節(jié)距，mm 將z=9，p=120mm帶入式（2—6）得： 2.2.4履帶架及導向輪和張緊裝置 1）履帶架的地板長度要能保證15-16個履帶板和地面接觸，在這個設(shè)計中履帶架是承擔了負重輪的功能的。履帶架要保證導向輪和傳動鏈論的安裝以及保證履帶能在上面運動。履帶架見圖2—2。 圖2—2履帶架 2）導向輪是用來保證掘進機轉(zhuǎn)彎的一種裝置，張緊裝置是用來調(diào)整履帶的松緊程度的，其設(shè)計如圖2—3。 圖2—3導向張緊裝置 68 3 三級減速器的設(shè)計 3.1 減速器傳動方案設(shè)計及分配 考慮到該減速器用于行走機構(gòu)上，由于懸臂式的安裝方式，和狹窄的安裝空間的限制，在體積上有所限制，再除掉馬達占用的空間留給減速器的空間比較小。減速器采用三級圓柱直齒輪傳動和單級行星減速器傳動。傳動示意圖如下圖3—1所示。 圖3—1 傳動示意圖 1）鏈輪的傳動速度的計算 計算掘進機調(diào)動速度V=6.5m/min時的鏈輪轉(zhuǎn)速 （3—1） 式中：V——掘進機的調(diào)動速度，m/min z——鏈輪的齒數(shù) p——履帶的節(jié)距，mm 將V=6.5m/min，z=9，p=120代入公式（3—1），則得 2）減速比的計算 減速比的計算公式為： （3—2） 由前面可以知道，，代入公式（3—2），則得： 所以減速器的總傳動比為106.7。設(shè)三級減速器的減速比分別為：，，。 3.2 運動和動力參數(shù)的計算 由以上計算可得馬達的輸出功率為，輸出轉(zhuǎn)矩為，已知：軸承傳動效率為，齒輪傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為。 1)各軸的輸入功率 Ⅰ軸的輸入功率： Ⅱ軸的輸入功率： Ⅲ軸的輸入功率： Ⅳ軸的輸入功率： Ⅴ軸的輸入功率： 2)各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅳ軸的轉(zhuǎn)速： Ⅴ軸的轉(zhuǎn)矩： 3)各軸的轉(zhuǎn)矩 馬達的輸出轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅳ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅴ軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 3.3 三級減速器的齒輪設(shè)計 3.3.1 高速級的設(shè)計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級精度。 3)材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強度設(shè)計 由以下進行計算，即 （3—3） （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）由以下公式 （3—4） 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由以下公式 （3—5） 得： （2）計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值，由式（3—3）得： 2）計算圓周速度V 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由附圖3—3查得動載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)；7級精度、小齒輪相對非對稱布置時。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由以下公式 （3—6） 得: 7)計算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強度計算 彎曲強度的設(shè)計公式為： （3—7） （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（3—5）得： 4)計算載荷系數(shù)K 5)查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7)計算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)3.52并就近圓整為標準值m=4，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，。 3.3.2 中速級的設(shè)計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級精度。 3）材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強度設(shè)計 由式（3—3）進行計算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）由高速級得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（3—5）得： （2）計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值，由式（3—3）得： 2）計算圓周速度V 3）計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由附圖3—3查得動載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)；7級精度、小齒輪相對非對稱布置時。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（3—6）得 7)計算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強度計算 由式（3—7）得彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式3—5得 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7)計算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.15，并就近圓整為標準值m=5，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，。 3.3.3 低速級的設(shè)計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1)按圖3—1的傳動示意圖，選用直齒圓柱齒輪。 2)選用7級精度。 3)材料選擇。由附表3—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。 2.按齒面強度設(shè)計 由式（3—3）進行計算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）由附表3—2選取齒寬系數(shù) 4）由附表3—5查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由附圖3—1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）由以上計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)得： 7）由附圖3—2取接觸疲勞壽命系數(shù)， 8）計算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（3—5）得： （2）計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值由式（3—3.）得： 2）計算圓周速度V 3）計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由附圖3—3查得動載荷系數(shù)，直齒輪；由附表3—3查得使用系數(shù)； 7級精度小齒輪相對非對稱布置時。 由，，查附圖3—4得，故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（3—6）得 ： 7）計算模數(shù)m 3.按齒根彎曲強度計算 由式（3—7）得彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由附圖3—5查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 2）由附圖3—6取彎曲疲勞是壽命系數(shù)，。 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（3—5）得： 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由附表3—4查得： , 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由附表3—4查得： ， 7）計算大小齒輪的，并加以比較。 大齒輪數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面解除疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)5.68并就近圓整為標準值m=6，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，。 3.4 三級減速器的軸的設(shè)計及校核 3.4.1 Ⅲ軸的設(shè)計 1. 由以上計算得： Ⅲ軸的輸入功率為： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅲ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知Ⅲ軸上兩齒輪直徑為： 則： 與同向，為圓周力。 與反向，方向均指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按公式 （3—8） 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑,為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相配，故需同時選取軸承的型號。 4.軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—2所示 圖3—2裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選定滾動軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6315，其尺寸為，故，而。由手冊上查得6315型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑，兩齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，，兩齒輪相對面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按與，由附表3—7查得平鍵截面，長為，。同時為了齒輪與軸配合良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—3所示。 圖3—3 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—4。 圖3—4垂直方向上的力 有： 得： 圖3—5 剪力圖 彎矩： 圖3—6 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—7。 圖3—7 水平方向上的力 有： 得： 圖3—8 剪力圖 彎矩： 圖3—9 彎矩圖 總彎矩： 由以上計算得知，截面C為危險截面，將截面C的計算數(shù)據(jù)列于表3—1中： 表3—1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)式 （3—9） 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為： 由于材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。 3.4.2 Ⅱ軸的設(shè)計 1. 由以上計算得： Ⅱ軸的輸入功率為： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅱ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知Ⅱ軸上兩齒輪直徑為： 則： 與同向，為圓周力。 與反向，方向均指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按式（3—8）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑,為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相配，故需同時選取軸承的型號。 4.軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—10所示。 圖3—10裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）初步選定滾動軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6011，其尺寸為，故，而，。由手冊上查得6011型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑，兩齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，，兩齒輪相對面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁左側(cè)之間的距離，距箱體你的內(nèi)壁右側(cè)之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按與，由附表3—7查得平鍵截面，長為， 。同時為了齒輪與軸配合良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—11所示。 圖3—11 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—12 圖3—12 垂直方向上的力 有： 得： 圖3—13 剪力圖 彎矩： 圖3—14 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—15。 圖3—15 水平方向上的力 有： 得： 圖3—16 剪力圖 彎矩： 圖3—17 彎矩圖 總彎矩： 由以上計算得知，截面B為危險截面，將截面B的計算數(shù)據(jù)列于表3—2中： 表3—2 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)式（3—9）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為： 由于材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理的許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。 3.4.3 Ⅰ軸的設(shè)計 1. 由以上計算得： Ⅰ軸的輸入功率為： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)矩為： Ⅰ軸的輸入轉(zhuǎn)速為： 2.求作用在齒輪上的力 已知上Ⅰ軸上齒輪直徑為： 則： 為圓周力，徑向力方向指向軸心。 3.初步確定軸的最小直徑 先按式（3—8）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)附表3—6，取,于是得： 輸入軸的最小直徑顯然是與制動器連接處的直徑,取。 4.軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖3—18所示。 圖3—18裝配方案示意圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）初步選定滾動軸承。因軸承不受軸向力，只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選用深溝球軸承6011，其尺寸為，故，而，。由手冊上查得6011型軸承的定位軸肩高度，因此軸套外徑。 2）取安裝齒輪處的軸段Ⅴ-Ⅵ的直徑，齒輪靠近箱體內(nèi)壁處用套筒定位。已知兩齒輪輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故，齒輪遠離箱體面采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取，因箱內(nèi)壁距離為，所以，取。 3）取齒輪距箱體內(nèi)壁右側(cè)之間的距離，軸承距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度，則。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由附表3—7查得平鍵截面，長為 。同時為了齒輪與軸配合良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 5.求軸上的載荷 軸的受力分析圖如圖3—19所示。 圖3—19 軸的受力分析圖 （1）垂直方向上的力，受力分析如圖3—20 圖3—20 垂直方向上的力 有： 得： 圖3—21 剪力圖 彎矩： 圖3—22 彎矩圖 （2）水平方向上的力，受力分析如圖3—23。 圖3—23 水平方向上的力 有： 得： 圖3—24 剪力圖 彎矩： 圖3—25 彎矩圖 總彎矩： 由以上計算得知，截面B為危險截面，將截面B的計算數(shù)據(jù)列于表3—3中： 表3—3 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)式（3—9）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為：