一級擺線錐齒輪減速器設計掘進機之減速器設計,一級,擺線,齒輪,減速器,設計,掘進機 本科畢業(yè)設計說明書 EBJ-160掘進機裝載部件設計及關鍵件加工工藝 EBJ-160 BORING MACHINE LOADED WITH THE KEY COMPONENTS OF THE DESIGN AND PROCESSING TECHNOLOGY 學院（部） 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師： 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，為后期的設計打好基礎。 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系，弄清部件彼此之間的裝配關系。 最后重新設計這個減速器，設計思想是在不改變原有結構的基礎上，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 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 book to understand the development of boring machine and its technical developments and bottlenecks. The core is 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 of 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 designed 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 摘要（中文）………………………………………………………………………3 摘要（英文）………………………………………………………………………… 4 1、緒論……………………………………………………………………………… 7 2、傳動裝置的設計………………………………………………………………… 8 2.1、傳動方案設計……………………………………………………………… 8 2.1.1、已知條件……………………………………………………………… 8 2.1.2、設計數(shù)據(jù)……………………………………………………………… 8 2.1.3、方案特點……………………………………………………………… 8 2.2、電動機的選擇………………………………………………………………… 9 2.2.1、 確定鏈輪分度圓直徑………………………………………………… 9 2.2.2、 確定減速器輸入軸及其傳動比……………………………………… 9 2.2.3、 電動機型號選擇……………………………………………………… 9 3、齒輪的設計計算………………………………………………………………… 11 3.1、擺線錐齒輪的設計計算………………………………………………………11 3.1.1、 選定齒輪類型，精度等級，材料及其齒數(shù)………………………… 11 3.1.2、 擺線齒錐齒輪幾何參數(shù)初算………………………………………11 3.1.3、 擺線齒錐齒輪精確幾何計算原始參數(shù)………………………………13 3.1.4、 擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總………………………………… 14 3.2、 校核齒面接觸疲勞強度……………………………………………………15 3.2.1、 接觸應力計算…………………………………………………………15 3.2.2、 許用應力計算…………………………………………………………16 3.3、 校核齒根彎曲疲勞強度……………………………………………………17 3.4、 擺線小錐齒輪軸結構圖……………………………………………………19 3.5、 擺線大錐齒輪結構圖………………………………………………………20 4、 錐齒輪軸的設計計算……………………………………………………………21 4.1、 錐齒輪軸的結構設計………………………………………………………21 4.1.1、 齒輪軸的示意圖………………………………………………………21 4.1.2、 軸上的徑向尺寸結構設計……………………………………………22 4.1.3、 軸上的軸向尺寸結構設計……………………………………………23 4.1.4、 軸上的其他設計………………………………………………………24 4.2、 軸齒輪的校核計算…………………………………………………………24 4.2.1、 軸上的受力分析………………………………………………………24 4.2.2、 支反力的計算…………………………………………………………24 4.2.3、 求齒輪軸彎矩和扭矩圖……………………………………………… 25 4.2.4、 按彎扭合成應力校核軸的強度……………………………………… 25 5、 軸承基本額定壽命計算…………………………………………………………27 5.1、 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(32221)………………………………………27 5.1.1、 軸承所受徑向力計算………………………………………………… 27 5.1.2、 計算派生軸向力……………………………………………………28 5.1.3、 判斷和計算軸向力……………………………………………………28 5.1.4、 確定當量動載荷………………………………………………………28 5.1.5、 計算軸承壽命…………………………………………………………28 5.2 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30222)………………………………………29 5.2.1 軸承所受徑向力計算……………………………………………………29 5.2.2、 計算派生軸向力………………………………………………… 29 5.2.3、 判斷和計算軸向力………………………………………………… 30 5.2.4、 確定當量動載荷…………………………………………………… 30 5.2.5、 計算軸承30222壽命……………………………………………… 30 6、 鍵的選擇和校核……………………………………………………………… 31 6.1、矩形花鍵的選擇…………………………………………………………… 31 6.1.1、概述…………………………………………………………………… 31 6.1.2、矩形花鍵的選擇的規(guī)格……………………………………………… 31 6.2、 矩形花鍵的校核……………………………………………………………32 6.2.1、 擠壓應力計算……………………………………………………… 32 6.2.2、 許用擠壓應力計算………………………………………………… 32 6.2.3、 校核結果…………………………………………………………… 32 7、 潤滑與密封…………………………………………………………………… 33 7.1、 齒輪的潤滑………………………………………………………………… 33 7.2、 軸承的潤滑………………………………………………………………… 33 7.3、 密封………………………………………………………………………… 33 7.3.1、 端蓋和軸間密封……………………………………………………… 33 7.3.2、 軸承座與箱體之間的密封…………………………………………… 34 8、 箱體的設計………………………………………………………………………34 8.1、 減速器附件的選擇………………………………………………………… 34 8.2、 箱體及其附件參數(shù)………………………………………………………… 35 結束語……………………………………………………………………………… 36 參考文獻…………………………………………………………………………… 37 致謝………………………………………………………………………………… 38 1、 緒論 EBJ－160型重型懸臂式掘進機為國家“八五”重點科技攻關成果。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，切割機構的進給速度采用自動調整，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3／4 EBJ-160型掘進機是重型掘進機，它切割功率大，斷面大，廣泛適用于鐵路、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鍵因素。掘進機的裝載機構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上對擺線錐齒輪減速器進行技術及結構上的改進與設計；指導思想：由于EBJ-160為重型掘進機，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構的基礎上，進行結構的優(yōu)化設計。 設計的解決的問題：在結構上對一級擺線錐齒輪減速器的進行優(yōu)化設計 2、 傳動裝置的設計計算 2.1、傳動方案擬定 2.1.1、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）制造條件及生產批量：中型機械廠，單件小批生產。 （6）驅動方式 ：集中交流電機，采用后驅動， （7）傳動系統(tǒng)：交流電機驅動，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：240-250 2.1.2、 設計數(shù)據(jù) 參 數(shù) 星輪轉速 鏈輪的轉速V 電動機功率 數(shù) 據(jù) 45rpm 1.2m/min 22KW 表1-1 設計數(shù)據(jù)表 2.1.3、 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) 結構緊湊，相對其它傳動機械，其占用空間較小。 3) 工作可靠壽命長。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。 2.2、 電動機選擇 2.2.1 、 確定鏈輪分度圓直徑 d= 2.2.2 、 確定減速器輸入軸及其傳動比 （=45已給數(shù)據(jù)） 2.2.3、 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，選擇如下兩種 方案 電動機型號 額定功率/kW 滿載轉速/ 傳動比 Ⅰ YBGB180L-4 22 1470 13.33 Ⅱ YB200L2-6 22 970 8.97 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 YB200L2-6 2.2.3.1、 詳細參數(shù) 序號=57 型號=YB200L2-6 額定功率\kw=22 滿載時\額定電流\A=44.6 滿載時\額定轉速\r/min=970 滿載時\效率\%=90.2 滿載時\功率因數(shù)\cosφ=0.83 堵轉轉矩/額定轉矩=1.8 堵轉電流/額定電流=6.5 最大轉矩/額定轉矩=2 重量\kg=300 2.2.3.2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 D\2極=55 D\4.6.8極=55 E\2極=110 E\4.6.8極=110 F×GD\2極=16×10 F×GD\4.6.8極=16×10 G\2極=49 G\4.6.8極=49 K=19 T=5 M=350N=300 P=400 R= 0 n-S=4 -φ19 AB=390 AD=290 AE=205 HD=645 AA=70 BB=379 HA=25 AC=400 LA=18 L\2極=805 L\4.6.8極=805 安裝型式=B35 3、 齒輪的設計計算 3.1、 擺線錐齒輪的設計計算 3.1.1、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(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 3.1.2、擺線齒錐齒輪幾何參數(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 結果 軸交角 ∑（°） 90 傳動比理論值 齒數(shù)初值 2.45 主動小輪轉速 已經知數(shù)據(jù) 110.26 主動小輪轉矩 名稱 單位 計算公式 結果 大輪大端節(jié)圓直徑 384.0026取整384 大輪大端節(jié)錐角初值 67.79° 續(xù)表 名稱 符號單位 計算公式 結果 大輪大端節(jié)錐距初值 240.4554 齒寬 b 重載傳動b=(0.29 0.33) 取=3.4 b=67.533取整68 參考點法向模數(shù) 硬齒面重載齒輪取 =6.8取整7 參考點螺旋角初值 一般 小輪齒數(shù) 12.76圓整取13 大輪齒數(shù) 31.85圓整取32 齒數(shù)比 u 2.46 傳動比誤差百分數(shù) 0.4﹪ 大輪節(jié)錐角 67.88° 參考點螺旋角 33.7481° 擺線齒錐齒輪幾何參數(shù)初算（表3-1） 3.1.3、 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3-2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 結果 大輪大端節(jié)圓直徑 見上表3-1 384 軸交角 ∑（°） 見上表3-1 90 名稱 符號單位 計算公式 結果 參考點法向模數(shù) 見上表3-1 7 小輪齒數(shù) 見上表3-1 13 大輪齒數(shù) 32 法向壓力角 一般取 20° 齒頂高系數(shù) ﹡ 一般取=1 1 頂隙系數(shù) C﹡ 一般取C﹡=0.25 0.25 圓周齒側間隙 （mm） 按照齒輪設計手冊上表5.2-8取=0.19 0.19 法向齒側間隙 （mm） =0.05+0.03 0.26 高變位系數(shù) 初值=0.5由手冊上表5.5-2求得終值 切向高變位系數(shù) 初值=0.1由手冊上表5.5-5求得終值 分度錐角修正值 因小錐輪軸小端五軸頸所以修正角為0° 0 齒數(shù)比 U 見上表3-1 2.46 齒寬 b/(mm) 見上表3-1 68 參考點螺旋角 見上表3-1 33.7481 3.1.4、 擺線齒錐齒輪幾何計算數(shù)據(jù)匯總 按照機械齒輪設計手冊（上冊）給定算法計算，見下表3-3 表3-3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 結果 法向模數(shù) 7 小輪齒數(shù) 13 名稱 符號單位 計算公式 結果 傳動比 2.46 小輪分度錐角 21.62 大輪分度錐角 68.88 小輪大端節(jié)圓直徑 184.6748取整184 大輪大端節(jié)圓直徑 384 小輪參考點節(jié)圓直徑 148.021取整148 大輪參考點節(jié)圓直徑 384.4728取整384 高變位系數(shù) 0.5 小輪齒頂高 （mm） (﹡+) 10.5 大輪齒頂高 （mm） = (﹡-) 3.5 續(xù)表 全齒高 h 15.75 大輪齒數(shù) 32 壓力角 20° 小輪當量齒數(shù) 大輪當量齒數(shù) 84.98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） 3.2、 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) 依據(jù)的校核公式： 3.2.1、接觸應力計算 （1）分度圓切向力計算 （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) =1.35 (3) 動載荷系數(shù)計算 (4) 載荷分布系數(shù)計算 （5） 載荷分配系數(shù)計算 （6） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)計算 (7) 彈性系數(shù)計算 （8） 重合度螺旋角系數(shù)計算 (9) 錐齒輪系數(shù)計算 (10) 計算結果 =267.1 3.2.2、 許用應力計算 （1） 許用接觸應力公式 （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 （3） 壽命系數(shù) =1 （長期工作） （4） 潤滑油膜影響系數(shù) (機械設計手冊3圖23.2-21) （5） 最小安全系數(shù) （6） 尺寸系數(shù) （7） 工作硬化系數(shù) （8） 許用接觸應力值 （9） 結論 通過校核 3.3、 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 動載系數(shù)：由*，按9級精度查取，齒間載荷分布系數(shù)：取1 齒向載荷分布系數(shù)： 其中，軸承系數(shù)由*查得 所以 綜上，載荷系數(shù) 2)確定齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)，*： 3)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* 查得： 疲勞極限應力，由* 查得： *可求出許用應力 4）校核彎曲強度 輪齒所受切向力，由*，有 *校核 彎曲強度滿足要求 3.4、 擺線小錐齒輪軸機構圖（圖3-1） 3.5、 擺線大錐齒輪機構圖（圖3-1） 4、錐齒輪軸的設計計算 4.1、 錐齒輪軸的結構設計 4.1.1、 齒輪軸的設計圖（圖4-1） 結構設計圖（圖4-1） 4.1.2、 軸上的徑向尺寸結構設計 表4-1軸上的徑向尺寸結構設計 區(qū)段 說明 結果 A-A段 該段安裝了矩形花鍵，規(guī)格為,軸徑的尺寸由花鍵的尺寸的來定 大徑 (mm) 小徑 (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： 大徑 小徑 C-C段 該段安裝浮封圈和浮封杯，直徑要與D-D段綜合考慮 D-D段 該段安裝了圓螺母和止動墊圈，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 大徑 小徑 E-E段 該段安裝圓錐磙子軸承，規(guī)格為 直徑由軸承內徑來計算確定， F-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徑來確定 G-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 H-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 4.1.3、 軸上的軸向尺寸結構設計 分析說明見下表 表4-2軸上的軸向尺寸結構設計 區(qū)段 說明 結果 A-A段 該段安裝了矩形花鍵，規(guī)格為，花鍵工作長度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：, .L要大于螺母厚度2倍多 C-C段 該段安裝浮封圈和浮封杯，長段由計算確定 D-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， E-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 F-F段 由計算確定 G-G段 該段是軸肩，由軸承的軸向定位需求，取 H-H段 該段是小錐齒輪 厚度參看齒輪機構設計 4.1.4、 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) 確定軸上圓角和側角尺寸 軸端倒角，圓角均為R2.5 4.2、 軸齒輪的校核計算 4.2.1、 軸上的受力分析 （1）軸傳遞的轉矩計算 （2）齒輪的圓周力計算 （3）齒輪的徑向力計算 （4）齒輪的軸向力計算 4.2.2、 支反力的計算 （1） 在垂直面上支反力計算 (圖4-2 b ) ： (2) 在水平面內的支反力計算 (圖4-2c ) 4.2.3、 求齒輪軸彎矩和扭矩圖 4.2.3.1、 齒輪的作用力在垂直面的彎矩 （圖4-2 b） 4.2.3.2、 齒輪的作用力在水平面的彎矩圖 （圖4-2 c） 4.2.3.3、 截面C處的最大合成彎矩計算 （圖4-2 d） 4.2.3.4、 做轉矩圖 4.2.3.5、 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。從軸的結構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 垂直面Z 水平面Y 支反力F（N） 彎矩 總彎矩 扭矩 附圖 圖4-2 小齒輪軸上載荷圖 4.2.4、 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，扭轉切應力為脈動循動循環(huán)變應力，取折合系數(shù) 4.2.4.1、計算截面C的抗彎截面系數(shù)Wc 4.2.4.2、軸的計算應力 該軸材料為45號鋼，調質處理，由*查得許用應力因此，，故安全。 5、 軸承基本額定壽命計算 5.1、 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(32221) 如圖4-2，記B處軸承為1，C處軸承為2。由前述已知，外界產生的 軸向力： 徑向力： 各支點力： ； ； 5.1.1、 軸承所受徑向力計算 5.1.2、 計算派生軸向力 5.1.2.1、確定動載系數(shù) 查*得計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。 因為 ，所以，由*查得： 徑向動載荷系數(shù) 5.1.2.2、 派生軸向力計算 由*派生軸向力公式 5.1.3、 判斷和計算軸向力 5.1.3.1、軸承1受軸向力 因為 所以軸承1所受的軸向力 5.1.3.2、軸承2受軸向力 5.1.4、 確定當量動載荷 由*查取動載荷系數(shù)： 由*求當量動載荷 5.1.5、 計算軸承壽命 由機械設計手冊差得軸承32221軸承參數(shù)： 軸承內徑：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 極限轉速：2400 所以基本額定動載荷C=270000N *求壽命得： 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)，轉速穩(wěn)定，故此不對軸承進行靜載荷能力計 5.2 錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30222) 如圖4-2，記B處軸承為1，C處軸承為2。由前述已知，外界產生的 軸向力： 徑向力： 各支點力： ； ； 5.2.1 軸承所受徑向力計算 5.2.2、 計算派生軸向力 5.2.2.1、 確定動載系數(shù) 查*得計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。 因為 ，所以，由*查得： 徑向動載荷系數(shù) 5.2.2.2、 派生軸向力計算 由*派生軸向力公式 5.2.3 判斷和計算軸向力 5.2.3.1、 軸承1受軸向力 因為 所以軸承1所受的軸向力 5.2.3.2、 軸承2受軸向力 5.2.4 、 確定當量動載荷 由*查取動載荷系數(shù)： 由*求當量動載荷 5.2.5、 計算軸承30222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 極限轉速：3800 所以基本額定動載荷C=112000N *求壽命得： 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)，轉速穩(wěn)定，故此不對軸承進行靜載荷能力計 6、 鍵的選擇和校核 6.1、矩形花鍵的選擇 6.1.1、概述 本設計中減速器和和刮板輸送機采用共同的驅動， 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矩的。 6.1.2、矩形花鍵的選擇的規(guī)格 錐齒輪軸尾端花鍵規(guī)格為N×d×D×B=10×72×78×12 鍵數(shù)N=10 小徑d=72 大徑D=78 鍵寬B=12（GB/T 1144-1987 6.2、 矩形花鍵的校核 校核公式 6.2.1、 擠壓應力計算 （1）轉矩 花鍵獲得的轉矩 （2） 花鍵各齒間載荷不均勻系數(shù) 通常 取0.8 （3）Z 花鍵齒數(shù) Z=10 （4） 花鍵齒的工作高度（ mm） (C為倒角尺寸為0.4) （5） 花鍵齒的工作長度 經過查手冊 取 =75（mm） （6） 花鍵的平均直徑 （7）計算結果 6.2.2、 許用擠壓應力計算 （1）經查機械設計手冊（3）上表21.4-2花鍵連接的許用擠壓應力 花鍵的工作是動連接不移動的，=45 6.2.3、 校核結果 （1）擠壓應力=38 許用擠壓應力為=45 （2）=38=45 滿足強度要求 7、 潤滑與密封 7.1、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。 7.2、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動，將油打到機箱內壁上，油沿著機箱內壁流到油溝里，然后沿著油溝流到滾動軸承那進行潤滑和散熱。減速器內圓錐滾子軸承的dn值如下： *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） 7.3、密封 7.3.1、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， 浮環(huán)密封有下列優(yōu)點： 1）密封結構簡單，只有幾個形狀簡單的環(huán)、銷、彈簧等零件。多層浮動環(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10000～20000r/min的高速旋轉流體機械，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 7.3.2、 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。用于旋轉運動密封時，僅限于低速回轉密封裝置，可防油防塵。 8、 箱體的設計 減速器為單件小批量生產，所以減速器箱體使用鋼板焊接結構，在這樣的生產規(guī)模下，焊接比鑄造更經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。 8.1減速器附件的選擇 起吊裝置：采用箱蓋吊孔、箱座吊耳 通氣器：由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M10 油面指示器：選用油標A16 放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M12×25 鋼絲：直徑2L=5OO 墊圈12，34個 墊圈90，1個 8.2 箱體及其附件參數(shù) 表7-1箱體及附件參數(shù)表 名 稱 尺 寸（mm） 箱 座 壁 厚 8 箱 蓋 壁 厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 4(個) 小錐齒輪軸軸承旁 連接螺柱直徑 10 錐齒輪軸軸承旁 連接螺栓直徑 12 蓋與座連接螺栓直徑 6 軸承端蓋螺釘直徑 6 視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 5 凸臺高度 50 大齒輪頂圓與內箱壁距離 20 箱蓋，箱座肋厚 8 主動端軸承端蓋外徑 120 被動端軸承端蓋外徑 82 結束語 這次畢業(yè)設計基本上完成了設計任務，對減速器結構進行了優(yōu)化改進，在應用上有著廣泛的意義，在設計中綜合運用了機械設計基礎、機械制造基礎的知識和繪圖技能，完成了各部分的分析和設計，學會怎樣利用各種手冊解決問題，通過這一過程全面了解一級擺線錐齒輪減速器設計所涉及的結構、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，培養(yǎng)綜合分析、實際解決工程問題的能力。 在這次在設計中得到了我的指導老師的大力幫助，幫我克服掉了很多毛病，從老師的教授中收獲頗多，受益匪淺。這次畢業(yè)設計為今后的工作打下了很好的基礎，由于這次設計是第一次怎樣完整的設計，水平有限，難免出錯，請各位老師給予指正。 參考文獻 [1]汪愷，機械設計手冊(第三冊).北京；機械工業(yè)出版社 [2]劉鴻文.材料力學.第四版.北京：高等教育出版社，2004. 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[18]成大先.機械設計手冊單行本.機械制圖?極限與配合.北京：化學工業(yè)出版社,2004 致謝 畢業(yè)設計是我們大學生活最后的課程，是幾年學習的一個最好總結，也是我們學習成果最直接的表現(xiàn)；所以我們搞畢業(yè)設計必須有一個良好的態(tài)度，認真地對待，只有這樣才可以學到更多的機械專業(yè)知識，為將來更好地工作做好各個方面的準備。 首先，我要感謝這幾年來我所有的老師對我的諄諄教導和無微不至的關懷，謝謝他們傳授我只是，給予我前進的動力，教導我做人的道理；有了他們的關心支持，我學習才輕松愉悅，成長方能健康。 其次，我要感謝我的指導老師。在這次畢業(yè)設計過程中，得到好多老師的支持和幫助，特別是周哲波老師。他們盡職盡責，用扎實的專業(yè)基礎值和和諄諄善誘的教學方法，使我在機械制造的海洋中遨游。面面俱到、點點吃透是他教學的一大風格，我學到好多東西，不僅有專業(yè)方面的，更重要還有以后學習工作中應該注意到問題。讓我感觸很深的是，他工作認真負責的態(tài)度，是態(tài)度成就了他的事業(yè)，是態(tài)度使他獲得了別人的尊重，更是態(tài)度，使我端正了學習風氣，離職努力做好本次畢業(yè)設計。 最后，我要感謝安徽理工大學。感謝母校給了我深入學習的機會，感謝母校對基礎知識的培養(yǎng)，感謝母校賦予我專業(yè)知識，感謝母校給我進一步學習搭了扎實的跳板！我以后定會好好學習，為母校爭光！今日我以母校為榮，它日母校將以我為榮。 感謝各級領導的關心！是你們全面的后勤工作，創(chuàng)造了我們學習環(huán)境——齊全的教學設施，穩(wěn)定的教學秩序，籌劃教學發(fā)展、保障日常生活的順利進行，安理的豐碑上絕對有您的事跡。 愿母校的明天更加美好！ 37