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摘要： 针对矿用挖掘机行走减速机的安装空间和传动性能的问题，从节约安装空间、提高传动比及减小挖掘机振动的角度出发，在保证输出扭矩的基础上，进行了行走减速机的选型和结构设计。重点对行星传动的齿轮参数和受力情况进行了设计计算。该设计流程和计算方法经实践检验使用、可靠，对矿用挖掘机的行走机构的方案设计及应用有一定的指导意义。
关键词：行星机构；结构设计；齿轮计算；强度校核
中图分类号：TU318文献标识码： A
1 概述
矿用机械式挖掘机传统的行走机构大多是采用电机驱动，通过减速机变速，带动驱动轮转动，驱动轮转动过程中，啮合齿拨动履带板上的凸块，从而带动整机移动。
行走减速机作为履带式挖掘机行走机构的核心部件，在工作过程中还受到工作装置、行走装置及各种作业工况所产生的冲击载荷；虽然其作业时间较短、行驶距离不长，但是其工作性能的好坏影响着整台挖掘机的工作效率及稳定性。
行走减速机通常有定轴齿轮结构和行星齿轮结构两种，由于后者具有体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高、传动比大、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动能力较强等优点，被越来越广泛地应用于传动系统中。
当行走机构采用行星式减速机时，通常的连接方式为，电机输出端通过一个齿式联轴节与行星减速器的输入端相连，电机尾部安装一个盘式气动制动器，实现高速端制动，且现有的挖掘机一般都为双履带同时驱动，也即每条履带都有自己完整的一套驱动系统，左右两侧的驱动轮同步转动。本减速机正是为了满足这种需要而研制。
2 主要性能指标
（1）额定输入功率：P=130kW （2）额定输入转速：n=700r/min
（3）公称减速比：i=219.85（4）实际减速比：i=219.744
（5）使用系数：KA=2.5
3 减速机组成与设计
3.1 总体结构设计
为了节省空间，采用偏心式的行星减速机，即减速机的输入轴与输出轴不在同一轴线上，这样的型式可以左右对称布置减速机，相应的电机也对称布置，固定在同一个电机托架上。
本减速机主要由第一级平行齿轮、第二级行星齿轮、第三极行星齿轮、透盖、端盖等组成（见图1）。采用稀油润滑方式，游标和通气塞的安置不妨碍整机安装并便于观察，回油口设置在减速机最低点。箱体统一采用钢板焊接结构。输入输出轴回转部分采用油封密封，结合面采用密封胶密封保证不漏油。
图1 传动系统简图及三维机构图图图2 一级平行轴齿轮传动
3.1.1 一级平行轴齿轮传动设计
一级传动由一个主动齿轮和一个从动齿轮组成（见图2），主动齿轮轴由行走电机驱动，齿轮与第二级太阳轴采用平键联接。
3.1.2 二级行星齿轮传动设计
二级行星传动由一个太阳轮、三个均匀布置的行星轮、内齿圈和行星架组成（见图3）。动力传递采用太阳轮输入、行星架输出、内齿圈固定的方式。
考虑到太阳轮传递的扭矩小、三个行星轮和太阳轮的啮合力呈轴线对称作用、无径向载荷，不会引起齿宽方向上的载荷集中现象，故将太阳轮和其支撑轴做成一个整体，用平键和上一级从动齿轮联接，形成悬臂安装。
行星轮的构件由三部分组成，行星轮、行星轮轴、轴承。行星轮的轴承是承受载荷的零件，本级行星排采用内圈单挡边圆柱滚子轴承NJ型，每个行星轮内装3个轴承，其中输入端1个，输出端2个，成对安装，轴承用隔套和弹性挡圈隔开。弹性挡圈采用矩形截面，用来进行行星轮的轴向固定，防止行星轮在运转过程中研磨行星架，造成间隙过大损坏行星机构，这样做可以再行星轮轮缘的内表面上免去轴肩。
内齿圈直接在可拆卸的箱体内壁上切制其轮齿，大大减小了外廓尺寸和避免采用各种紧固件来固定内齿圈和箱体。
行星架是行星齿轮传动动力输出单元，承受很大的扭矩，行星轮通过轴承和行星轮轴安装在行星架上。为保证行星架有足够的强度和刚度，有较好的动平衡性，能保证行星轮间的载荷分布均匀，便于生产，重量轻、尺寸小，该级行星排采用具有较好刚性好的行星架前体和行星架后体焊接而成的双侧板整体式行星架。
行星架与第三级太阳轮通过浮动联轴器联接。浮动联轴器由内齿圈、齿轮轴等连接而成，两齿轮之间预留有合适的齿侧间隙。另外轮齿结构有直齿式和鼓齿式两种，直齿式浮动范围与鼓齿式相比浮动范围小，鼓齿式的作用是补偿相对角位移，得到较大的角位移即浮动范围。本机选用鼓齿式浮动联軸器（见图4），在获得较大的浮动范围的同时，也有利于改善齿的接触条件和传递扭矩的能力。
图3 二级行星齿轮传动三维结构图图4 浮动联轴器
3.1.3三级行星齿轮传动设计
三级行星传动由一个太阳轮、四个均匀布置的行星轮、内齿圈和行星架组成（见图5）。第三级太阳轮带动第三级行星轮与内齿圈啮合，第三级太阳轮通过第三级行星轮与销轴的联接带动第三级行星架构成第三级行星传动机构，最后由第三级行星架通过内花键输出扭矩。
本级太阳轮与上级行星架采用浮动联接。行星轮的轴承同样采用内圈单挡边圆柱滚子轴承NJ型，但是每个行星轮内装4个轴承，成对安装，轴承用隔套和弹性挡圈隔开。同样采用矩形截面的弹性挡圈来进行行星轮的轴向固定。
内齿圈同样是直接在可拆卸的箱体内壁上切制其轮齿。
行星架是行星齿轮传动动力输出单元，采用整体铸造式的行星架，行星架两端均用滚动轴承支撑在箱体上，由于输出端的转矩较大，故输出端采用单列圆柱滚子轴承。
图5 三级行星齿轮传动三维结构图
3.2 齿轮传动的配齿计算
3.2.1 配齿条件
行星齿轮传动各齿轮齿数不能随意选择，必须根据行星齿轮传动的特点，满足如下条件，才能进行正常传动。
（1）传动比条件
（2）邻接条件
邻接条件是指为了保证太阳轮周围的行星轮能正确的传动，相邻两个行星轮中心之间的距离L应大于行星轮齿顶圆直径。
即：
式中：n-行星轮数目；-太阳轮、行星轮啮合副中心距；-行星轮齿顶圆直径
（3）同心条件
太阳轮与行星轮啮合副的中心距和行星轮与内齿轮啮合齿轮副的中心距相等。即：
3.2.2 配齿结果
根据配齿条件，并结合安装空间，最后选用渐开线直齿圆柱齿轮传动，各级齿轮传动的各轮齿数见表1：
表1 各级齿轮传动齿数
根据各轮齿数计算实际传动比为：
根据表1及实际传动比可以得出，各齿轮齿数满足行星传动要求。
3.3齿轮强度校核
齿轮及齿轮轴材质采用齿面淬火硬齿面加工工艺成形，内齿圈采用调质、离子氮化工艺成形。齿轮及齿轮轴采用优质低碳合金钢20CrNi2MoA。内齿圈采用中碳合金钢42CrMo。
根据GB3480计算得出各级齿轮强度结果如下：
表2 一级平行轴齿轮强度计算结果
表3 二级平行轴齿轮强度计算结果
表4 三级平行轴齿轮强度计算结果
根据上表，可以得出，各齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度均满足要求。
4 总结
下图为行走减速机在12m3矿用挖掘机上的应用
综上所述，可以得出以下结论：
（1）本减速机结构设计合理，满足安装空间要求；
（2）采用行星齿轮传动，大大减小了减速机体积和重量、使结构更紧凑，安装更方便；
（3）减速机传动比大、传递功率大、承载能力高、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动能力较强
（4）采用行星传动，故障率与磨损率大大降低、而且维修保养更方便。
参考文献：
[1] 饶振纲. 行星齿轮传动设计[M]. 北京：化学工业出版社，2003.
[2] 崔玉玲. 履带式挖掘机行走减速机构动力学仿真研究[D]. 长春: 吉林大学, 2011.
[3] 滕彬、吕呈斌、刘洪波. 行星减速器在电铲履带行走机构上的应用[J]. 科技创新与应用. 2012. No.11
[4] 陈秋里. 重型变速器行星齿轮机构设计[D]. 长春：吉林大学，2012.
[5] 余玉溪. 低速重载行走减速器总体设计研究[D]. 郑州：河南工业大学，2013.
[6] GB/T 3480-1997 渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法[S].
关键词：行星机构；结构设计；齿轮计算；强度校核
中图分类号：TU318文献标识码： A
1 概述
矿用机械式挖掘机传统的行走机构大多是采用电机驱动，通过减速机变速，带动驱动轮转动，驱动轮转动过程中，啮合齿拨动履带板上的凸块，从而带动整机移动。
行走减速机作为履带式挖掘机行走机构的核心部件，在工作过程中还受到工作装置、行走装置及各种作业工况所产生的冲击载荷；虽然其作业时间较短、行驶距离不长，但是其工作性能的好坏影响着整台挖掘机的工作效率及稳定性。
行走减速机通常有定轴齿轮结构和行星齿轮结构两种，由于后者具有体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高、传动比大、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动能力较强等优点，被越来越广泛地应用于传动系统中。
当行走机构采用行星式减速机时，通常的连接方式为，电机输出端通过一个齿式联轴节与行星减速器的输入端相连，电机尾部安装一个盘式气动制动器，实现高速端制动，且现有的挖掘机一般都为双履带同时驱动，也即每条履带都有自己完整的一套驱动系统，左右两侧的驱动轮同步转动。本减速机正是为了满足这种需要而研制。
2 主要性能指标
（1）额定输入功率：P=130kW （2）额定输入转速：n=700r/min
（3）公称减速比：i=219.85（4）实际减速比：i=219.744
（5）使用系数：KA=2.5
3 减速机组成与设计
3.1 总体结构设计
为了节省空间，采用偏心式的行星减速机，即减速机的输入轴与输出轴不在同一轴线上，这样的型式可以左右对称布置减速机，相应的电机也对称布置，固定在同一个电机托架上。
本减速机主要由第一级平行齿轮、第二级行星齿轮、第三极行星齿轮、透盖、端盖等组成（见图1）。采用稀油润滑方式，游标和通气塞的安置不妨碍整机安装并便于观察，回油口设置在减速机最低点。箱体统一采用钢板焊接结构。输入输出轴回转部分采用油封密封，结合面采用密封胶密封保证不漏油。
图1 传动系统简图及三维机构图图图2 一级平行轴齿轮传动
3.1.1 一级平行轴齿轮传动设计
一级传动由一个主动齿轮和一个从动齿轮组成（见图2），主动齿轮轴由行走电机驱动，齿轮与第二级太阳轴采用平键联接。
3.1.2 二级行星齿轮传动设计
二级行星传动由一个太阳轮、三个均匀布置的行星轮、内齿圈和行星架组成（见图3）。动力传递采用太阳轮输入、行星架输出、内齿圈固定的方式。
考虑到太阳轮传递的扭矩小、三个行星轮和太阳轮的啮合力呈轴线对称作用、无径向载荷，不会引起齿宽方向上的载荷集中现象，故将太阳轮和其支撑轴做成一个整体，用平键和上一级从动齿轮联接，形成悬臂安装。
行星轮的构件由三部分组成，行星轮、行星轮轴、轴承。行星轮的轴承是承受载荷的零件，本级行星排采用内圈单挡边圆柱滚子轴承NJ型，每个行星轮内装3个轴承，其中输入端1个，输出端2个，成对安装，轴承用隔套和弹性挡圈隔开。弹性挡圈采用矩形截面，用来进行行星轮的轴向固定，防止行星轮在运转过程中研磨行星架，造成间隙过大损坏行星机构，这样做可以再行星轮轮缘的内表面上免去轴肩。
内齿圈直接在可拆卸的箱体内壁上切制其轮齿，大大减小了外廓尺寸和避免采用各种紧固件来固定内齿圈和箱体。
行星架是行星齿轮传动动力输出单元，承受很大的扭矩，行星轮通过轴承和行星轮轴安装在行星架上。为保证行星架有足够的强度和刚度，有较好的动平衡性，能保证行星轮间的载荷分布均匀，便于生产，重量轻、尺寸小，该级行星排采用具有较好刚性好的行星架前体和行星架后体焊接而成的双侧板整体式行星架。
行星架与第三级太阳轮通过浮动联轴器联接。浮动联轴器由内齿圈、齿轮轴等连接而成，两齿轮之间预留有合适的齿侧间隙。另外轮齿结构有直齿式和鼓齿式两种，直齿式浮动范围与鼓齿式相比浮动范围小，鼓齿式的作用是补偿相对角位移，得到较大的角位移即浮动范围。本机选用鼓齿式浮动联軸器（见图4），在获得较大的浮动范围的同时，也有利于改善齿的接触条件和传递扭矩的能力。
图3 二级行星齿轮传动三维结构图图4 浮动联轴器
3.1.3三级行星齿轮传动设计
三级行星传动由一个太阳轮、四个均匀布置的行星轮、内齿圈和行星架组成（见图5）。第三级太阳轮带动第三级行星轮与内齿圈啮合，第三级太阳轮通过第三级行星轮与销轴的联接带动第三级行星架构成第三级行星传动机构，最后由第三级行星架通过内花键输出扭矩。
本级太阳轮与上级行星架采用浮动联接。行星轮的轴承同样采用内圈单挡边圆柱滚子轴承NJ型，但是每个行星轮内装4个轴承，成对安装，轴承用隔套和弹性挡圈隔开。同样采用矩形截面的弹性挡圈来进行行星轮的轴向固定。
内齿圈同样是直接在可拆卸的箱体内壁上切制其轮齿。
行星架是行星齿轮传动动力输出单元，采用整体铸造式的行星架，行星架两端均用滚动轴承支撑在箱体上，由于输出端的转矩较大，故输出端采用单列圆柱滚子轴承。
图5 三级行星齿轮传动三维结构图
3.2 齿轮传动的配齿计算
3.2.1 配齿条件
行星齿轮传动各齿轮齿数不能随意选择，必须根据行星齿轮传动的特点，满足如下条件，才能进行正常传动。
（1）传动比条件
（2）邻接条件
邻接条件是指为了保证太阳轮周围的行星轮能正确的传动，相邻两个行星轮中心之间的距离L应大于行星轮齿顶圆直径。
即：
式中：n-行星轮数目；-太阳轮、行星轮啮合副中心距；-行星轮齿顶圆直径
（3）同心条件
太阳轮与行星轮啮合副的中心距和行星轮与内齿轮啮合齿轮副的中心距相等。即：
3.2.2 配齿结果
根据配齿条件，并结合安装空间，最后选用渐开线直齿圆柱齿轮传动，各级齿轮传动的各轮齿数见表1：
表1 各级齿轮传动齿数
根据各轮齿数计算实际传动比为：
根据表1及实际传动比可以得出，各齿轮齿数满足行星传动要求。
3.3齿轮强度校核
齿轮及齿轮轴材质采用齿面淬火硬齿面加工工艺成形，内齿圈采用调质、离子氮化工艺成形。齿轮及齿轮轴采用优质低碳合金钢20CrNi2MoA。内齿圈采用中碳合金钢42CrMo。
根据GB3480计算得出各级齿轮强度结果如下：
表2 一级平行轴齿轮强度计算结果
表3 二级平行轴齿轮强度计算结果
表4 三级平行轴齿轮强度计算结果
根据上表，可以得出，各齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度均满足要求。
4 总结
下图为行走减速机在12m3矿用挖掘机上的应用
综上所述，可以得出以下结论：
（1）本减速机结构设计合理，满足安装空间要求；
（2）采用行星齿轮传动，大大减小了减速机体积和重量、使结构更紧凑，安装更方便；
（3）减速机传动比大、传递功率大、承载能力高、传动效率高、运动平稳、抗冲击和振动能力较强
（4）采用行星传动，故障率与磨损率大大降低、而且维修保养更方便。
参考文献：
[1] 饶振纲. 行星齿轮传动设计[M]. 北京：化学工业出版社，2003.
[2] 崔玉玲. 履带式挖掘机行走减速机构动力学仿真研究[D]. 长春: 吉林大学, 2011.
[3] 滕彬、吕呈斌、刘洪波. 行星减速器在电铲履带行走机构上的应用[J]. 科技创新与应用. 2012. No.11
[4] 陈秋里. 重型变速器行星齿轮机构设计[D]. 长春：吉林大学，2012.
[5] 余玉溪. 低速重载行走减速器总体设计研究[D]. 郑州：河南工业大学，2013.
[6] GB/T 3480-1997 渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法[S].