畢業(yè)設計說明書一級擺線錐齒輪減速器設計說明書

1、本科本科畢業(yè)設計說畢業(yè)設計說明明書書EBJ-160 掘進機裝載部件設計及關(guān)鍵件加工工藝EBJ-160 BORING MACHINE LOADED WITH THE KEY COMPONENTS OF THE DESIGN AND PROCESSING TECHNOLOGY學院（部）： 機械學院 專業(yè)班級： 機械設計 05-2 班 學生姓名： 戴 兵 指導教師： 周哲波 2009 年 6 月 8 日安 徽 理 工 大 學畢業(yè)設計任務書專業(yè)班級 機械 05 級 2 班 姓名 戴兵 日期 2009-6-8 1設計題目 EBJ-160 掘進機裝載部件設計及關(guān)鍵件加工工藝（專 題） 一級擺線錐齒輪減速器

2、設計 2設計原始資料：3設計文件：說 明 書:1-1.5 萬字圖 紙:減速器裝配圖，錐齒輪軸零件圖，大錐齒輪零件圖，偏心盤零件圖，軸承座零件圖模型（工業(yè)設計專業(yè)）4. 設計任務下達日期：5. 設計完成日期：6. 設計各章節(jié)答疑人： 部分 部分 部分 部分 部分 部分 7. 指導教師 8. 系（室）負責人 9. 院負責人 中文摘要摘要：本次設計的題目是 EBJ-160 掘進機裝載部件設計及關(guān)鍵件加工工藝設計，我的專題是對該掘進機的一級擺線錐齒輪減速器設計。首先，對有關(guān)掘進機的書籍進行初步閱讀，了解掘進機的發(fā)展現(xiàn)狀及其的技術(shù)上發(fā)展情況和瓶頸。核心是研究掘進機的裝載部分的作用及其設計方案，為后期的設

3、計打好基礎(chǔ)。其次，對這次設計主題即掘進機一級擺線錐齒輪減速器設計進行研究，從現(xiàn)有的減速器裝配圖上的研究開始，分析裝配圖上的各個零部件的作用及其位置關(guān)系，弄清部件彼此之間的裝配關(guān)系。最后重新設計這個減速器，設計思想是在不改變原有結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，對不足的地方進行優(yōu)化改進。這次設計的重點是擺線錐齒輪軸的設計和校核，以及該軸上的軸承的設計和校核。關(guān)鍵詞： 掘進機；擺線錐齒輪；減速器；English Abstract Abstract: The design is the subject of EBJ-160 boring machine loaded with the key components of

4、 the design and processing technology design, my topic is the level of the boring machine cycloid bevel gear reducer design. First of all, boring machine for the preliminary reading of the bookto understand the development of boring machine and its technical developments and bottlenecks. The core is

5、 to study the loading part of boring machine and its design, for the latter designed to lay a solid foundation. Secondly, the design theme of the boring machine that is a cycloid bevel gear reducer design study, the reducer from the existing assembly drawing on the beginning of the study, analysis o

6、f the assembly drawing on the role of the various components and its location, clarify the components of the assembly relations between. Finally, re-design of the reducer, the design idea is not to change the original structure on the basis of lack of improvement of the local optimization. Is design

7、ed to focus on the cycloid bevel gear shaft design and verification, as well as the axis of the bearing design and verification. Key words: boring machine; cycloid bevel gear; reducer;目錄目錄摘要（中文）3 摘要（英文） 41、緒論 7 2、傳動裝置的設計 8 2.1、傳動方案設計 8 8 8 82.2、電動機的選擇 9 9 9 93、齒輪的設計計算 113.1、擺線錐齒輪的設計計算11 選定齒輪類型，精度等級，

8、材料及其齒數(shù) 11 、 擺線齒錐齒輪幾何參數(shù)初算11、 擺線齒錐齒輪精確幾何計算原始參數(shù)13、 擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總 143.2、 校核齒面接觸疲勞強度15、 接觸應力計算15、 許用應力計算163.3、 校核齒根彎曲疲勞強度173.4、 擺線小錐齒輪軸結(jié)構(gòu)圖193.5、 擺線大錐齒輪結(jié)構(gòu)圖204、 錐齒輪軸的設計計算21 4.1、 錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計21 、 齒輪軸的示意圖21 軸上的徑向尺寸結(jié)構(gòu)設計22 、 軸上的軸向尺寸結(jié)構(gòu)設計23 、 軸上的其他設計244.2、 軸齒輪的校核計算24 、 軸上的受力分析24 支反力的計算24、 求齒輪軸彎矩和扭矩圖 25 255、 軸承基本額定

9、壽命計算275.1、 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(32221)27 、 軸承所受徑向力計算 2728dF、 判斷和計算軸向力2828285.2 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30222)2929、 計算派生軸向力 29dF、 判斷和計算軸向力 30、 確定當量動載荷 30、 計算軸承 30222 壽命 306、 鍵的選擇和校核 316.1、矩形花鍵的選擇 31 31的規(guī)格 316.2、 矩形花鍵的校核32 擠壓應力計算 32 32 327、 潤滑與密封 337.1、 齒輪的潤滑 337.2、 軸承的潤滑 337.3、 密封 33 端蓋和軸間密封 33、 軸承座與箱體之間的密封 34 8、 箱體的設計

10、34 8.1、 減速器附件的選擇 34 8.2、 箱體及其附件參數(shù) 35 結(jié)束語 36參考文獻 37 致謝 381 1、緒論緒論 EBJ160 型重型懸臂式掘進機為國家“八五”重點科技攻關(guān)成果。該機主 要用于煤及半煤巖巷機械化掘進施工，也適用于其他礦山及隧道的掘進。該機主要特點為：整機采用低矮機型，懸臂縱軸式切割，切割機構(gòu)的進給速度采用自動調(diào)整，鏟板隨動式防干涉裝置；切割頭采用高強度齒座，截齒采用大直徑“三高”硬質(zhì)合金刀頭高強度截齒，履帶采用高強度鑄造件液壓系統(tǒng)采用了恒壓變量伺服系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)比同類型進口機組優(yōu)越，管件少 34EBJ-160 型掘進機是重型掘進機，它切割功率大，斷面大，廣泛適用

11、于鐵路、公路、水利、國防等隧道的掘進施工，可以滿足 2-3 類到 4-5 類圍巖（軟巖、次堅巖）的機械化掘進，實現(xiàn)掘進，運輸，支護等同時作業(yè)，大幅度提高了隧道施工的效率。在煤礦、公路、鐵路的隧道施工中都會用到掘進機這種機器設備，怎樣設計掘進機使其能夠高效、安全地在施工中完成掘進任務，確保工程安全順利的完工設計掘進機的關(guān)鍵因素。掘進機的裝載機構(gòu)一般分為星輪裝載和扒爪兩大類，因其型號和工作地點的不同，傳統(tǒng)掘進機的裝載機構(gòu)各有其特點與不足,尤其出在減速器的問題較多。此次設計的目的：在原有兩中裝載方式的基礎(chǔ)上對擺線錐齒輪減速器進行技術(shù)及結(jié)構(gòu)上的改進與設計；指導思想：由于 EBJ-160 為重型掘進機，

12、采用的的是星輪裝載方式，吸取扒爪式的精華，在不改變星輪裝載的主體結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，進行結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計。設計的解決的問題：在結(jié)構(gòu)上對一級擺線錐齒輪減速器的進行優(yōu)化設計 2 2、 傳動裝置的設計計算傳動裝置的設計計算2.12.1、傳動方案擬定、傳動方案擬定2.1.12.1.1、已知條件、已知條件（1） 工作條件：煤礦隧道下使用，工作兩班制。連續(xù)單向傳動，載荷較平穩(wěn)，工作環(huán)境欠佳，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35。（2）使用折舊期：8 年，每年工作 350 天，每天工作 16 小時。（3）檢修間隔期：2 年一次大修，每年一次中修，半年一次小修（4）動力來源：電力，三相交流，電壓 380/220V。（5）制造條

13、件及生產(chǎn)批量：中型機械廠，單件小批生產(chǎn)。（6）驅(qū)動方式 ：集中交流電機，采用后驅(qū)動，（7）傳動系統(tǒng)：交流電機驅(qū)動，直交錐齒輪傳動 ，星輪（8）裝載方式：星輪連續(xù)裝載（9）鏈輪的張緊方式：黃油缸張緊（10）裝載能力：240-2503/minm2.1.22.1.2、 設計數(shù)據(jù)設計數(shù)據(jù)參 數(shù)星輪轉(zhuǎn)速鏈輪的轉(zhuǎn)速 V電動機功率數(shù) 據(jù)45rpm1.2m/min22KW表 1-1 設計數(shù)據(jù)表2.1.32.1.3、 本方案特點本方案特點本方案采用擺線錐齒輪減速器開式齒輪傳動方案，齒輪傳動具有：1) 效率高，是常用的機械傳動中齒輪傳動效率最高的。2) 結(jié)構(gòu)緊湊，相對其它傳動機械，其占用空間較小。3) 工作可靠壽

14、命長。設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這是其它機械傳動無法比擬的。4) 傳動比穩(wěn)定。5) 使用了一對開式齒輪傳動，它的失效形式多為齒面磨損，同時，開式齒輪傳動在沒有防護罩的情況下容易對靠近的工作人員造成危險。2.22.2、 電動機選擇電動機選擇2.2.12.2.1 、 確定鏈輪分度圓直徑確定鏈輪分度圓直徑d=2222006418207.979090sin18sin18sinsintdzz注取齒數(shù)Z=52.2.22.2.2 、 確定減速器輸入軸及其傳動比確定減速器輸入軸及其傳動比60 10001.2 60 1000110.26 /min3.14159

15、27 207.97vnrd入（=45 已給數(shù)據(jù)）110.26 /min2.4545 /minnrinr入出n出2.2.32.2.3、 電動機型號選擇電動機型號選擇根據(jù)掘進機使用環(huán)境選擇 YB 系列隔爆型三相異步電動機，已經(jīng)知道給定功率為 P=22KW，=111.26，查閱機械設計手冊中常用電機選擇，選擇如下n入兩種方案電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/1minr傳動比YBGB180L-422147013.33YB200L2-6229708.97綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的成本，最終可確定方案 2 YB200L2-62.2.3.1、 詳細參數(shù)詳細參數(shù)序號=57型號=YB2

16、00L2-6額定功率kw=22滿載時額定電流A=44.6滿載時額定轉(zhuǎn)速r/min=970滿載時效率%=90.2滿載時功率因數(shù)cos=0.83堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=1.8堵轉(zhuǎn)電流/額定電流=6.5最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩=2重量kg=3002.2.電動機的安裝尺寸圖片電動機的安裝尺寸圖片 YB200L2-6 型電動機安裝型式外形及安裝尺寸-序號=12 機座號=200 LH=200 A=318 B=305 C=133 D2 極=55 E2 極=110 FGD2 極=1610 F10 G2 極=49 K=19 T=5M=350N=300 P=400 R= 0 n-S=4 -19 AB=390 AD=290

17、AE=205 HD=645AA=70 BB=379 HA=25 AC=400 LA=18 L2 極=805 安裝型式=B353 3、 齒輪的設計計算齒輪的設計計算3.13.1、 擺線錐齒輪的設計計算擺線錐齒輪的設計計算、選定齒輪類型，精度等級，材料及其齒數(shù)。(1)按照設計要求，選用擺線齒錐齒輪傳動。(2)因為掘進機的扒抓機構(gòu)是一般工作機，速度不高，可選用 7 級精度（GB10095-88）(3)材料選擇參照機械齒輪設計手冊表 10-1，選擇小齒輪的材料為 40Gr(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。、擺線齒錐齒輪

18、幾何參數(shù)初算按照機械齒輪設計手冊給定算法計算，過程如下表 3-1 表 3-1 擺線齒錐齒輪幾何參數(shù)初算名稱符號單位計算公式結(jié)果軸交角（）90傳動比理論值12,0iu齒數(shù)初值120iu2.45主動小輪轉(zhuǎn)速1( /min)n r已經(jīng)知數(shù)據(jù)110.26主動小輪轉(zhuǎn)矩1( /)Tn m2211195.5 10/95.5 1022/110.26Tpn31.905 10名稱單位計算公式結(jié)果大輪大端節(jié)圓直徑2/()edmm05211901000edTn 302. 820時u（）（）1+u384.0026 取整 384大輪大端節(jié)錐角初值020/( )0200sin/( )arctan()1/cosu67.79續(xù)

19、表名稱符號單位計算公式結(jié)果大輪大端節(jié)錐距初值0/()eRmm02200.5/sineeRd240.4554齒寬b重載傳動 b=(0.29 0.33) 取=3.40eR0eRbb=67.533 取整 68參考點法向模數(shù)nm硬齒面重載齒輪取=(0.10.14)bnm10nbm=6.8 取整nm7參考點螺旋角初值0m0/( )一般00m030 45035小輪齒數(shù)1z220m0110(sin)cos5endbzzu m加以圓整，12.76 圓整取13大輪齒數(shù)2z20 1zu z，加以圓整31.85 圓整取32齒數(shù)比u21zzu=2.46傳動比誤差百分數(shù)2i020100iuuu0.4大輪節(jié)錐角02/(

20、)2sinarctan()1/cosu67.88參考點螺旋角0m/( )1m22arcos()sinnez umdb33.7481擺線齒錐齒輪幾何參數(shù)初算（表 3-1）、 擺線齒錐齒輪精確幾何計算原始參數(shù)按照機械齒輪設計手冊（上冊）給定算法計算，計算過程如下表 3-2表表 3-23-2 擺線齒錐齒輪精確幾何計算原始參數(shù)擺線齒錐齒輪精確幾何計算原始參數(shù)名稱符號單位計算公式結(jié)果大輪大端節(jié)圓直徑2/()edmm見上表 3-1384軸交角（）見上表 3-190 名稱符號單位計算公式結(jié)果參考點法向模數(shù)見上表 3-17小輪齒數(shù)1z見上表 3-113大輪齒數(shù)2z32法向壓力角0( )n一般取020n20齒頂

21、高系數(shù)ah一般取=1ah1頂隙系數(shù)C一般取 C=0.250.25圓周齒側(cè)間隙（mm）ij按照齒輪設計手冊上表 5.2-8 取=0.19ij0.19法向齒側(cè)間隙（mm）nj=0.05+0.03njnm0.26高變位系數(shù)1x初值=0.5 由手冊上表 5.5-2 求得終值1x切向高變位系數(shù)1tx初值=0.1 由手冊上表 5.5-5 求得終值1tx分度錐角修正值0/( )因小錐輪軸小端五軸頸所以修正角為 00齒數(shù)比U見上表 3-12.46齒寬b/(mm)見上表 3-168參考點螺旋角0m0/( )見上表 3-133.74813.1.43.1.4、 擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總數(shù)據(jù)匯總按照機械齒輪設計手

22、冊（上冊）給定算法計算，見下表 3-3表表 3-33-3 擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總名稱符號單位計算公式結(jié)果法向模數(shù)nm7小輪齒數(shù)1z13名稱符號單位計算公式結(jié)果傳動比12i2.46小輪分度錐角01/( )21.62大輪分度錐角02/( )68.88小輪大端節(jié)圓直徑1/()dmm12/ddu184.6748 取整 184大輪大端節(jié)圓直徑2/()dmm384小輪參考點節(jié)圓直徑1/()mdmm11/cosmnmdm z148.021 取整 148大輪參考點節(jié)圓直徑2/()mdmm22/cosmnmdm z384.4728 取整 384高變位系數(shù)1x0.5小輪齒頂高（m

23、m）1ah(+)1anhmah1x10.5大輪齒頂高（mm）2ah= (-)2ahnmah1x3.5續(xù)表全齒高h(2)nahmhc15.75大輪齒數(shù)2z32壓力角n20小輪當量齒數(shù)1vz111cosvzz14.0314取整為大輪當量齒數(shù)2vz222cosvzz84.98 取整為 85錐距R(mm)240擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總（表 3-3）3.23.2、 校核齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸疲勞強度1)錐齒輪以大端面參數(shù)為標準值，取齒寬中點處的當量齒輪作為強度計算依據(jù)進行校核。已算小齒輪齒數(shù) Z1=13，傳動比為*U=2.46 則大齒輪齒數(shù)Z2= 32, =1905(n/m)1T依據(jù)的校核公式

24、：210.85tAHHHEHHPmnFk KKUZ Z Z Zbd、接觸應力計算（1）分度圓切向力計算1120002000 19052070.65184tmTFNd（2） 使用系數(shù) 原動機和工作機都是輕微震動，查機械設計書本上的表得出該系數(shù)=1.35Ak(3) 動載荷系數(shù)計算212222()110010.8510.1113 32.46(0.0193)11.0821.35 2070.6510002.4610.85 68ttvAtKZVuKkK Fub (4) 載荷分布系數(shù)計算1.51.5 1.251.9Hh eKK（5） 載荷分配系數(shù)計算1.2HaK（6） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)計算2.125HZ(7)

25、彈性系數(shù)計算2189.8(/)EZN mm（8） 重合度螺旋角系數(shù)計算44 1.7330.86930.870(1)33vaZZ因式中(9) 錐齒輪系數(shù)計算1KZ(10) 計算結(jié)果=267.1210.85tAHHHEHmnFk KKUZ Z Z Zbd、 許用應力計算（1） 許用接觸應力公式limlimHHPNLRXWHZ Z V Z ZS（2） 試驗齒輪接觸疲勞極限由機械設計手冊（3）上圖 23.2-18d 查得2lim1300(/)HN mm（3） 壽命系數(shù)=1 （長期工作）WZ（4） 潤滑油膜影響系數(shù) (機械設計手冊 3 圖 23.2-21)0.985LVRZ（5） 最小安全系數(shù)min1.

26、1HS（6） 尺寸系數(shù)1XZ（7） 工作硬化系數(shù)1WZ（8） 許用接觸應力值213001 0.985 11164(/)1.1HPN mm （9） 結(jié)論 通過校核HHP3.33.3、 校核齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度1)確定彎曲強度載荷系數(shù)，計算載荷系數(shù)使用系數(shù)：由*，取1.1KA動載系數(shù)：由*，按 9 級精度查取，齒間載荷分布系數(shù)：1.23KV取 1 KH KF齒向載荷分布系數(shù)：eHK5 . 1K KFH其中，軸承系數(shù)由*查得25. 1eHK所以875. 125. 15 . 1K KFH綜上，載荷系數(shù)HHVAKKKKK 537. 2875. 10 . 123. 11 . 1537. 2

27、875. 10 . 123. 11 . 1FFVAKKKKK2)確定齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)，*：FYSY 53. 21FY62. 11SY 13. 22FY85. 12SY3)確定彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，壽命系數(shù)查*1.4 S 查得： 86. 01FNk88. 02FNk疲勞極限應力，由*查得： a1510MPFEaFEMP3802*可求出許用應力 aFEFNFMPSK286.3134 . 151086. 0111aFEFNFMPSK857.2384 . 138088. 02224）校核彎曲強度輪齒所受切向力，由*，有tF112111222 19050276.0869(1 0.5)

28、184(1 0.5 0.3)ttmRTTFFNdd*校核11112.537 276.0869 2.53 1.62201.90(1 0.5)68 2.46 (1 0.5 0.3)tFasaFaFRKF YYMPbm22212007.191) 3 . 05 . 01 (5 . 28 . 685. 113. 20869.276537. 2)5 . 01 (FaRsaFatFMPbmYYKF彎曲強度滿足要求3.43.4、 擺線小錐齒輪軸機構(gòu)圖（圖擺線小錐齒輪軸機構(gòu)圖（圖 3-13-1）3.53.5、 擺線大錐齒輪機構(gòu)圖（圖擺線大錐齒輪機構(gòu)圖（圖 3-13-1）4 4、錐齒輪軸的設計計算4.14.1、

29、錐齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計、 齒輪軸的設計圖（圖 4-14-1）結(jié)構(gòu)設計圖（圖 4-1）4.1.24.1.2、 軸上的徑向尺寸結(jié)構(gòu)設計 表 4-1 軸上的徑向尺寸結(jié)構(gòu)設計區(qū)段說明結(jié)果A-A 段該段安裝了矩形花鍵，規(guī)格為,軸徑10 72 78 12(114487)GB的尺寸由花鍵的尺寸的來定大徑 (mm)78A AD小徑 (mm)72A AdB-B 段該段安裝有圓螺母和止動墊圈，直徑由圓螺母的尺寸來計算確定，該段要制造螺紋，螺母規(guī)格：M90 2大徑 90()B BDmm小徑 88()B BdmmC-C 段該段安裝浮封圈和浮封杯，直徑要與 D-D 段綜合考慮95()C CDmmD-D 段該段安裝了圓螺母和

30、止動墊圈，軸徑帶有螺紋，大小徑由裝配圖明細欄上的圓螺母規(guī)格確定，圓螺母規(guī)格M100 2大徑100()D DDmm小徑98()D DdmmE-E 段該段安裝圓錐磙子軸承，規(guī)格為直徑由軸承內(nèi)徑來計算確定，105()E EDmmF-F 段該段裝有圓錐磙子軸承，規(guī)格是軸的直徑有軸承的內(nèi)徑來確定110()F FDmmG-G 段該段是軸肩，用于軸承的定位，由由軸承的軸向定位需求取115()G GDmm115()G GDmmH-H 段該段是小錐齒輪尺寸參數(shù)請參看第三章的齒輪設計部分、 軸上的軸向尺寸結(jié)構(gòu)設計 分析說明見下表表 4-24-2 軸上的軸向尺寸結(jié)構(gòu)設計區(qū)段說明結(jié)果A-A 段該段安裝了矩形花鍵，規(guī)格

31、為，花鍵10 72 78 12(114487)GBA-AL75()mm工作長度 L=75（mm）B-B 段該段安裝有圓螺母和止動墊圈，直徑由圓螺母的尺寸來計算確定，該段要制造螺紋，螺母規(guī)格：, M90 2.L 要大于螺母厚度 20L=lRec 倍多B-BL55()mmC-C 段該段安裝浮封圈和浮封杯，長段由計算確定C-CL55()mmD-D 段該段安裝了圓螺母和止動墊圈，軸徑帶有螺紋，長度由裝配圖明細欄上的圓螺母規(guī)格確定，圓螺母規(guī)格,L 要大于螺母和墊圈的厚度，M100 2D-DL30()mmE-E 段該段安裝圓錐磙子軸承，規(guī)格為這段的長度大于等于軸承寬度，由計算確定E-EL55()mmF-F

32、 段由計算確定F-FL110()mmG-G 段該段是軸肩，由軸承的軸向定位需求，取G-GL6()mmG-GL6()mmH-H 段該段是小錐齒輪 厚度參看齒輪機構(gòu)設計H-HL80()mm4.4.1.41.4、 軸上的其他設計（1）軸上零件的周向定位B-B 段的軸承端蓋周向定位采用圓螺母和止動墊片來定位，滾動軸承周向定位由過渡配合保證，選用軸直徑的公差為 k6(2) 確定軸上圓角和側(cè)角尺寸軸端倒角，圓角均為 R2.54524.24.2、 軸齒輪的校核計算、 軸上的受力分析（1）軸傳遞的轉(zhuǎn)矩計算 441122 955 1022 955 10110.26Tn4190.54 10/1905/N mmN

33、m（2）齒輪的圓周力計算1120002 1905 100020706148tmTFNd（3）齒輪的徑向力計算0tantan20207069062coscos33.74nrtFF（4）齒輪的軸向力計算tan20706 tan33.7413830XtFF、 支反力的計算支反力的計算（1） 在垂直面上支反力計算 (圖 4-2 b )： 0CzM11545202mBZrxdRFF11321BZRN 0:ZF0CZBZRRF20383CZRN(2) 在水平面內(nèi)的支反力計算 (圖 4-2c ) 0:AyM521540tByFR6991ByRN 0:YF0ByCytRRF13715CyRN 、 求齒輪軸彎矩

34、和扭矩圖 齒輪的作用力在垂直面的彎矩 （圖 4-2 b）3529062 52 10471CZrMFNm 齒輪的作用力在水平面的彎矩圖 （圖 4-2 c）35220706 52 101076CYtMFNm 截面 C 處的最大合成彎矩計算 （圖 4-2 d）221174CCYCZMMMNm 做轉(zhuǎn)矩圖11905()TNm已知 危險截面的判斷根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖（b）(c) (d)所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。后面將附注小齒輪軸上載荷圖（圖 4-2）截面 C 處的各種受力值列表 4-2表 4-2 截面 C 處的受力參數(shù)列表載 荷垂直

35、面 Z水平面 Y支反力 F（N） 11321BZRN 20383CZRN 6991ByRN 13715CyRN 彎矩）（mNM471CZMNm1076CYMNm總彎矩）（mN 221174CCYCZMMM扭矩)mNT（19051T附圖rFtFXF1NVFBYRBZRCYRCZRBZRCZRCYMVMBYRCYRaHFF1rF1HM2HMtFT12CZmDZR dM圖 4-2 小齒輪軸上載荷圖、 按彎扭合成應力校核軸的強度按彎扭合成應力校核軸的強度這里只校核危險截面 C 的強度。*及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)6 . 0計算截面 C 的抗彎截面系數(shù) W

36、c3339 .1135913210532mmdWcc軸的計算應力aacccaMPMPWTM34.109 .113591)19056 . 0(1174000)(22212該軸材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由*查得許用應力因此，aMP601，故安全。1ca5 5、 軸承基本額定壽命計算軸承基本額定壽命計算5.15.1、 錐齒輪軸軸承額定壽命計算錐齒輪軸軸承額定壽命計算(32221)(32221)如圖 4-2，記 B 處軸承為 1，C 處軸承為 2。由前述已知，外界產(chǎn)生的軸向力：NFx13830徑向力：NFr9062各支點力： ；NRBy6991NRBZ11321；NRCy13715NRCZ2038

37、3、 軸承所受徑向力計算軸承所受徑向力計算2222169911132111305rByBZFRRN22222137152038324567rCyCZFRRN5.1.25.1.2、 計算派生軸向力計算派生軸向力dF、確定動載系數(shù)、確定動載系數(shù)查*得計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。37. 0e6 . 1Y因為 ，所以，由*查得：eFFrX5 . 1906213830徑向動載荷系數(shù)40. 0X、 派生軸向力計算派生軸向力計算由*派生軸向力公式NYFFrd812.35326 . 1211305211NYFFrd187.76776 . 12245672225.1.35.1.3、 判斷和計算軸向力判斷和計算軸向

38、力、軸承、軸承 1 1 受軸向力受軸向力因為XddFFNNNNF21187.2150713830187.7677812.3532所以軸承 1 所受的軸向力NFFFdXX17.2150721、軸承、軸承 2 2 受軸向力受軸向力NFFdX187.7677225.1.45.1.4、 確定當量動載荷確定當量動載荷由*查取動載荷系數(shù)：1 . 1pf由*求當量動載荷NYFXFfPXrp. 6 .428217.215076 . 11130540. 01 . 1111NYFXFfPXrp1 .2432187.76776 . 12456740. 01 . 12225.1.55.1.5、 計算軸承壽命計算軸承壽

39、命由機械設計手冊差得軸承 32221 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：105 軸承外徑：190 軸承寬度：39 額定動載荷：270000 額定靜載荷：225000 潤滑方式：脂潤滑 極限轉(zhuǎn)速：2400所以基本額定動載荷 C=270000N*求壽命得：hpcnLh631063101611036. 16 .428227000026.11060106010以上計算壽命都遠大于要求的使用折舊時間 44800h，所以選取的軸承合適。在本設計中，軸承工作載荷教平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，故此不對軸承進行靜載荷能力計5.25.2 錐齒輪軸軸承額定壽命計算錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30222)(30222)如圖 4-2，記 B 處

40、軸承為 1，C 處軸承為 2。由前述已知，外界產(chǎn)生的軸向力：NFx13830徑向力：NFr9062各支點力： ；NRBy6991NRBZ11321；NRCy13715NRCZ203835.2.15.2.1 軸承所受徑向力計算軸承所受徑向力計算2222169911132111305rByBZFRRN22222137152038324567rCyCZFRRN5.2.25.2.2、 計算派生軸向力計算派生軸向力dF5.2.2.15.2.2.1、 確定動載系數(shù)確定動載系數(shù)查*得計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。37. 0e6 . 1Y因為 ，所以，由*查得：eFFrX5 . 1906213830徑向動載荷系數(shù)

41、40. 0X5.2.2.25.2.2.2、 派生軸向力計算派生軸向力計算由*派生軸向力公式NYFFrd812.35326 . 1211305211NYFFrd187.76776 . 12245672225.2.35.2.3 判斷和計算軸向力判斷和計算軸向力5.2.3.15.2.3.1、 軸承軸承 1 1 受軸向力受軸向力因為XddFFNNNNF21187.2150713830187.7677812.3532所以軸承 1 所受的軸向力NFFFdXX17.21507215.2.3.25.2.3.2、 軸承軸承 2 2 受軸向力受軸向力NFFdX187.7677225.2.45.2.4 、 確定當量

42、動載荷確定當量動載荷由*查取動載荷系數(shù)：1 . 1pf由*求當量動載荷NYFXFfPXrp. 6 .428217.215076 . 11130540. 01 . 1111NYFXFfPXrp1 .2432187.76776 . 12456740. 01 . 12225.2.55.2.5、 計算軸承計算軸承 3022230222 壽命壽命由機械設計手冊差得軸承 30222 軸承參數(shù)： 軸承參數(shù)： 軸承內(nèi)徑：110 軸承外徑：200 軸承寬度：38 額定動載荷：112000 額定靜載荷：100000 潤滑方式：脂潤滑 極限轉(zhuǎn)速：3800所以基本額定動載荷 C=112000N*求壽命得：hpcnLh

43、63106310261109 .521 .243211200026.11060106010以上計算壽命都遠大于要求的使用折舊時間 44800h，所以選取的軸承合適。在本設計中，軸承工作載荷教平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，故此不對軸承進行靜載荷能力計6 6、 鍵的選擇和校核6.16.1、矩形花鍵的選擇、概述本設計中減速器和和刮板輸送機采用共同的驅(qū)動， 電動機放置于掘進機尾端，錐齒輪軸的是通過軸的尾端的花鍵與鏈輪連接來獲得轉(zhuǎn)矩的。、矩形花鍵的選擇的規(guī)格錐齒輪軸尾端花鍵規(guī)格為 NdDB=10727812鍵數(shù) N=10小徑 d=72大徑 D=78鍵寬 B=12（GB/T 1144-19876.26.2、 矩形花鍵的

44、校核校核公式校核公式 2 jyjyg gmTZh l D、 擠壓應力計算（1）轉(zhuǎn)矩 花鍵獲得的轉(zhuǎn)矩3T=1.905 10/N mm（2） 花鍵各齒間載荷不均勻系數(shù) 通常 取 0.80.7 0.8（3）Z 花鍵齒數(shù) Z=10（4） 花鍵齒的工作高度（ mm） (C 為倒角gh22.22gDdhCmm尺寸為 0.4)（5） 花鍵齒的工作長度 經(jīng)過查手冊 取 =75（mm）glgl（6） 花鍵的平均直徑 mD787275()22mDdDmm（7）計算結(jié)果22 1905380.8 10 2.2 75 75jyag gmTMPZh l D、 許用擠壓應力計算（1）經(jīng)查機械設計手冊（3）上表 21.4-2

45、 花鍵連接的許用擠壓應力 jy花鍵的工作是動連接不移動的，=45 jy、 校核結(jié)果 （1）擠壓應力=38 許用擠壓應力為=45jy jy（2）=38=45 滿足強度要求jy jy7 7、 潤滑與密封潤滑與密封7.17.1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為 45rpm，為錐齒輪傳動，浸油高度應沒過大錐齒輪齒寬，至少應沒過 1/3 齒寬，齒頂距箱底至少 30mm,這里為設計為 44mm。選用 L-AN15 潤滑油。7.27.2、軸承的潤滑滾動軸承的潤滑采用油潤滑，通過齒輪的的快速轉(zhuǎn)動，將油打到機箱內(nèi)壁上，油沿著機箱內(nèi)壁流到油溝里，然后沿著油溝流到滾動軸承那進行潤滑和散熱。減速器內(nèi)圓錐滾

46、子軸承的 dn 值如下：min/3 .1157725.1101051rmmdnmin/5 .1212725.1101102rmmdnmin/405045903rmmdn*分析如下： 減速器中軸承的 dn 值較小，宜選用脂潤滑方式，且脂潤滑具有形成潤滑膜強度高，不容易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長一段時間，也有利于傳動裝置的維護。*選用 ZL-2 號通用鋰基潤滑脂（GB 7324-1994）7.37.3、密封、端蓋和軸間密封端蓋和軸間采用了浮封圈和浮封環(huán)密封,浮封圈尺寸；浮封環(huán)尺寸，123 9.5137 36浮環(huán)密封有下列優(yōu)點： 1）密封結(jié)構(gòu)簡單，只有幾個形狀簡單的環(huán)、銷、彈簧等零件。多

47、層浮動環(huán)也只有這些簡單零件的組合，比機械密封零件少。 2）對機器的運行狀態(tài)并不敏感，有穩(wěn)定密封性能。 3）的密封件不產(chǎn)生磨損，密封可靠，維護簡單、檢修方便。4）因密封件材料為金屬，固耐高溫。5）浮環(huán)可以多個并列使用，組成多層浮動環(huán)，能有效的密封 10MPa 以上的高壓。 6）能用于 1000020000r/min 的高速旋轉(zhuǎn)流體機械，尤其使用于氣體壓縮機，其許用速度高達 100m/s 以上，這是其他密封所不能比擬的。 7）只要采用耐腐蝕金屬材料或里襯耐腐蝕的非金屬材料（如石墨）作浮動環(huán)，可以用于強腐蝕介質(zhì)的密封。 掘進機在地下幾百米下工作，各個部件都要有好的密封的形式，防灰塵防止減速器軸上的各種可能泄露的最好的選擇、 軸承座與箱體之間的密封 軸承座與箱體之間的接觸采用了 O 形橡膠圈來密封，O 型密封圈密封的優(yōu)點： O 密封圈主要用于靜密封和往復運動密封。用于旋轉(zhuǎn)運動密封時，僅限于低速回轉(zhuǎn)密封裝置，可防油防塵。8 8、 箱體的設計減速器為單件小批量生產(chǎn)，所以減速器箱體使用鋼板焊接結(jié)構(gòu)，在這樣的生產(chǎn)規(guī)模下，焊接比鑄造更經(jīng)濟更靈活而且鋼的彈性模量與切變摸量較鑄鐵大40%70%之間，可以得到重量較輕剛性更好的箱體。8.18.1 減速器附件的選擇減速器附件的選擇起吊裝置：采用箱蓋