摘要
本設計內容包括橫軸式掘進機裝載機構結構方案、總體布置、傳動系統、設計參數進行處理分析以及進行設計。并對裝載機構減速器進行設計和計算。通過這次設計使自己對掘進機的裝載機構、驅動裝置、組成原理、減速器等有更深入的了解。在本次的設計過程當中，利用所學的理論方法和專業(yè)知識，把課本知識運用到實際生產中。更重要的是，這個設計學習的過程會使我受益頗多，期間所掌握和發(fā)現的問題與理論，都對我將來的學習生活產生難以衡量的重要意義，對我將來要從事的行業(yè)大有裨益。
關鍵詞：橫軸式掘進機；裝載機構；減速器
III
Abstract
A shearer is a tunneling and tunnel construction of important facilities, it has cutting, loading, transport, independent transportation, dust performance. Depending on the shape and size of sub-section of the dig, some TBM and TBM; the nature of the object based on cutting division, coal roadheader, semi coal and rock roadheader roadheader three kinds, according to the cutting head arrangement division, part of the TBM divided Longitudinal and roadheader.
??The design includes the structure of the program roadheader loading mechanism, the general layout, transmission, analysis and design parameters were determined. Loading mechanism and the gear unit design and calculation. The aim is that by the design of the TBM own loading mechanism, consisting of a deeper understanding of the principles. During the design process, I will try to be familiar with the loading mechanism and gearbox design, the use of theory learned and expertise, the textbook knowledge into actual production. More importantly, this design will make the learning process I learned a lot, possession and found problems during and theory, both for my future learning lives difficult to measure the importance of the trades I'm gonna be a great benefit.
Keywords: roadheader；loading mechanism； reducer
目錄
1 緒論 1
1.1 掘進機的發(fā)展歷程 1
1.2 我國掘進機發(fā)展歷程 2
1.3 掘進機的技術發(fā)展的趨勢 2
2裝載機構的選型設計 3
2.2星輪裝載機構 5
2.3星輪得技術參數確定 6
2.4星輪轉速確定 7
2.5鏟板的結構設計 9
2.6裝載機構功率確定 10
3裝載機構減速器的設計 11
3.1 驅動裝置選擇 11
3.2 傳動裝置的動力參數和運動計算 11
3.2.1 傳動比分配 11
3.2.2 選擇齒輪齒數 12
3.2.3 各軸功率、轉速和轉矩的計算 12
3.3 齒輪部分設計 13
3.3.1 第一級齒輪傳動計算 13
3.3.2 第二級齒輪傳動計算 17
3.4 軸及軸承設計計算 24
3.4.1 第一級傳動高速軸設計及強度校核 24
3.4.2 第一級傳動軸承的壽命計算 28
3.4.3 第一級傳動低速軸的設計及強度的校核 29
3.4.4 第一級傳動軸承的壽命計算 33
3.4.5 第二級傳動軸的設計及強度校核 34
3.4.6 第二級傳動軸承的壽命計算 38
4結論 40
致謝 41
參考文獻 42
附錄A 譯文 43
附錄B 外文文獻 48
3
1 緒論
1.1 掘進機的發(fā)展歷程
早在上世紀30年代，英國、美國等就著手了煤礦大型掘進機的研制，但巷道掘進逐漸變成廣泛工業(yè)性應用還是在1945年之后。1948年，匈牙利開始研制F系列煤巷掘進機。當時是為了適應“房柱式”開采的需要。1949年生產的F2型掘進機，是世界上的第一臺懸臂式掘進機，不過當時還未能實現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的F4型懸臂式掘進機，這種機型除采用橫軸截割方式和調動靈活的履帶行走機構外，還采用了鏟板和星輪裝載機構，并采用了刮板運輸機轉運物料。這種機型已經具備了現代懸臂式掘進機的雛形。F系列掘進進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系列掘進機上就行了升級，研制了AM-50型掘進機，并在此基礎上RICKHOFF公司自行研制出EV-II型掘進機，并在此基礎上發(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。F系列、AM系列和WAV系列掘進機均采用的是橫軸截割機構。
1956年前蘇聯設計了第一臺縱軸IIK-3型掘進機。 IIK-3型鉆孔機是目前掘進機選擇的重要參考原型。 1940年至1964年，英國從前蘇聯引進了IIK-3型掘進機進行工業(yè)性試驗，并開始掘進機的升級換代。 1963年DOSCO在IIK-3型上，通過改變切割頭選秀權安排和更換電氣系統，發(fā)展至今已成為MK-II型和MK-IIA型掘進機，并逐步發(fā)展成DOSCO系列掘進機。 1968年，這家德國公司在引進EV-100型掘進機的研究和開發(fā)的基礎上開發(fā)了DOSCO艾克福掘進機。后來，這家德國公司又開發(fā)出了PAURAT ET系列掘進機，使縱軸掘進機逐步形成系列。 1966年，日本Mitsui Miike機械制造公司在英國和蘇聯IIK-3型DOSCO型的基礎上重新設計研發(fā)，S系列掘進機的研制成功。到了20世紀70年代末，S系列掘進機已逐步形成一系列的產品。
經過半個多世紀的發(fā)展，外國掘進機主要生產國：英國，德國，俄羅斯，奧地利，日本等國家，生產的掘進機已廣泛應用于硬度不到8f的半煤巖巷到巖巷。重機不移位35?42m截面切割面，大部分機型可以在縱向，橫向斜坡80的地方工作，切斷電源在132?300kW，機器重量在20?100t的，割巖石硬度?F12.的部分掘進機切割速度的已減少到1m/s或是更小，使用的拉伸速度負載反饋調整，以適應各種硬度;除了一些機型，具有支柱，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推進方向和斷面監(jiān)控、電動機功率自動調節(jié)、離機遙控操作以及故障診斷,部分掘進機實現PLC控制,實現回路循環(huán)檢測。
1.2 我國掘進機發(fā)展歷程
掘進機的發(fā)展分為三個階段。上世紀60年代初至70年代末的第一階段，這一階段主要是引進國外掘進機，主要是在引進的同時，我們的技術人員開始嘗試著消化和吸收，但研究水平低，主要以輕型設備為主。我國主要是在中國煤科院太原分院研制的I型，II型，III型，由此形成第一代掘進機。這個時期中國掘進機的發(fā)展為我國第二階段掘進機的研制奠定了良好的技術基礎。這個時期該產品的主要特點是重量輕，體積小，切削能力弱以及只有較低的技術含量，適用于煤礦巷道駕駛。
上世紀1970~1980年間為消化吸收階段。這一階段分別從英國、奧地利、日本、前蘇聯、美國、德國、匈牙利等國家引進了16種、近200臺掘進設備，對我國煤礦使用掘進機起到了推動作用，在這段時間，國內的廠商開始接觸國外的技術并且進行了聯合研制。同時由太原分院研制的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。在煤礦采掘設備“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Mitsui Miike公司的S100-41型掘進機制造技術和先進的加工設備，使我國形成了批量生產掘進機的能力，基本上結束了中、小型掘進機依賴進口的局面。這一期間我國橫軸式掘進機的主要特點是工作穩(wěn)定，已能適應我國煤礦的巷道掘進，中型掘進機型號日趨齊全。
90年代初至今為自主研發(fā)階段。這一階段發(fā)展日趨成熟的是中型懸臂式掘進機，重型掘進機大批出現，懸臂式掘進機的設計與加工制造水平已相當先進，并且具備了根據礦井條件實現個性化設計的能力。這一時期形成了多個系列的產品，主要有煤炭科學研究總院太原分院研制的EBJ(Z)系列、佳木斯煤機廠生產的S系列、煤炭科學研究總院上海分院設計的EBJ系列等型掘進機。
1.3 掘進機的技術發(fā)展的趨勢
掘進機的發(fā)展經歷了由小到大、由單一到多樣化的過程，現在已形成輕型的、中型、重型3個系列。掘進機正向以下幾個方面發(fā)展。
(1)增強截割能力。為了實現較強的截割能力，現在掘進機截割功率不斷增大，截割速度逐漸減低?，F在中重型的懸臂式掘進機工作截割功率120~300kW，個別機型達到400kW。
3
截割頭轉速一般為20~50r/min，截割速度1~2m/s，部分機型降低到1m/s以下。經濟截割硬度100~120MPa，最大可達140MPa。
(2)提高工作得可靠性。由于地質條件地復雜多變，使掘進機得工作時承受交變的沖擊載荷，且磨損和腐蝕嚴重。而井下的環(huán)境惡劣，空間狹小，檢修不便，因此要求通過完善的設計、高質量的制造及合理的使用和良好的保護來提高其可靠性。
(3)采用緊湊化設計，降低重心，提高工作得穩(wěn)定性。由于掘進機懸臂過長，使得截割反力較大，不利于機器穩(wěn)定工作。針對這個問題，應采用緊湊化設計，努力降低機器重心，并在機器的后部或兩側增設油缸穩(wěn)定裝置，以提高機器得工作環(huán)境穩(wěn)定性。
(4)增強對各種復雜地質條件的適應性。懸臂式得掘進機普遍采用履帶行走裝置，以減小接地比壓；通過增大驅動功率，以增強牽引力和爬坡能力，從而提高對各種底板、工況的適應性。
(5)研究新型刀具和新型截割技術：為增強截割能力、提高刀具得使用壽命，應努力改進刀具的結構，采用新材料，研究新的破巖方法。
(6)發(fā)展自動控制技術。截割斷面監(jiān)視和控制技術和控制技術的開發(fā)和應用。采用該技術將實現掘進工作面切割截情況較直觀、全面的觀察和了解，并能對斷面截割精度和巷道質量進行控制?；窘鉀Q了掘進機械操作人員在截割過程中離開迎頭，安全、準確操縱的問題和提高巷道質量、生產效率的問題。該技術包括隨設備水平姿態(tài)識別、調整；切割軌跡記錄和顯示；斷面邊界設定；斷面成形控制；前進方向指示和引導；偏離方向和截割超限報警等幾個方面的內容。該技術的進一步發(fā)展將實現掘進機的自動掘進。
（7）發(fā)展掘錨機組，實現快速掘進。目前，影響懸臂式得掘進機掘進速度的主要因素就是支護時間過長。掘進同事支護不能同步作業(yè)，制約了巷道掘進速度，降低了掘進效率。掘錨機組是一種新型、高效、快速的掘進設備，是一種理想的作業(yè)方式，具有良好的發(fā)展前景，懸臂式得掘進機技術的發(fā)展除取決于實際生產需求外，還受國家基礎工業(yè)水平得技術可行性的影響。隨著工業(yè)技術水平的提高和懸臂式掘進機技術開發(fā)方面的經驗的積累，各種新技術和新成果也在逐步應用于懸臂式掘進機上。
2裝載機構的選型設計
2.1耙爪式工作機構的型式
耙爪裝載機構,是一種連續(xù)作業(yè)的雙臂式裝載機構,具有一對對稱布置在運輸機受料口兩側的曲柄搖桿如圖一所示。四連桿機構中的曲柄,就是圖中圓盤,圓盤上鉸接點就是曲柄與連桿的鉸接點,在鉸接點以外的連桿懸臂段就是耙爪。
圖2-1曲柄搖桿機構
Figure 2-1 crank-rocker mechanism
當動力經減速器傳給曲柄時,則圓盤上的B點就繞圓盤的軸心作圓運動,搖桿CD就繞固定鉸接點D作往復擺動,連桿懸臂段的端點(耙尖)就作圖中所示的曲線軌跡運動。耙尖為按圖中箭頭所示方向,由點運動到,再由點返回到由點到這段行程耙爪的工作行程,由點到點,則是耙爪的空行程或返回行程。兩耙爪的運動相位差為?,當一個耙爪在耙取鏟板上的巖渣時,另一個耙爪處于返回行程。因此左右耙爪交替地耙取,使裝載工作連續(xù)地進行。
圖2-1（a）所示機構的缺點是巖塊可能卡在連桿和搖桿下面而擠壞。但這種結構最簡單。如果把曲柄搖桿機構的連桿擴大成能包容滾子D的弧形滑槽,其圓弧半徑等于搖桿的長度如圖2-1（b）,則把（a）圖中曲柄搖桿機構變?yōu)閳D（b）曲柄導桿機構了,兩者都能完成相同的運動軌跡。在這種結構的基礎上,也可以把滑槽做成直的,而把連桿做成彎曲的,以改善滑槽的加工工藝性。在曲柄搖桿機構的基礎上,把連桿擴大成可以罩住搖桿的殼體,也可以達到較好的效果,但是連桿尺寸比較大,不適用于小型裝載機。
煤巷掘進機上采用的雙耙爪機構如圖2-2,是在連桿上設置主副兩個耙爪。由于它們的運動軌跡互相銜接,裝載效果比較好。如果鏟臺前緣為錐形圖2-2（b）可以減少鏟臺的插入阻力。
圖2-2 雙耙爪機構
Figure 2-2 double claw mechanism
2.2星輪裝載機構
星輪機構是現代掘進機上較常使用的一種機構,如圖2-3所示為六星輪機構。由于星輪機構撥盤勻速轉動,零件壽命增大,其主要優(yōu)點是強度高,運動過程中速度恒定,無加速度。若轉速提高,不引起額外的動載和沖擊。
圖2-3 六星輪機構
Figure 2-3 six-wheel mechanism
星輪裝載機構是掘進機的重要組成部分,它設計是否正確合理,將直接影響整機的適用性、生產效率和性能可靠性,裝載機構的設計要與整機相匹配。其設計要求為：裝載機構的生產能力應大于截割機構的生產能力,這是確定裝載機構技術參數的先決條件。設計時裝載機構生產能力按截割機構生產能力1.0～ 1.1倍考慮為宜。鏟板寬度應大于履帶外側寬度,鏟板能升降,且鏟尖呈刀尖形狀星輪裝載機構：一般通過電機驅動多爪星輪，達到收集物料的目的。由得于它具有運轉平穩(wěn)、結構的簡單的、故障率的低等得的優(yōu)點。根據設計條件選擇星輪式裝載機構有最大的效率。
2.3星輪得技術參數確定
星輪結構如圖2-4所示,有關尺寸確定如下
(1)星輪大徑D 星輪大徑得確定、鏟板和驅動裝置外形尺寸及星輪回轉中心有關,設計時結合鏟板設計綜合考慮確定。D=1100mm
(2)星輪小徑d 星輪小徑的確定主要與驅動裝置外形尺寸有關,設計時在滿足強度要求的條件下,應盡量減小星輪小徑的尺寸。d=300mm
(3)星輪小徑高度H 星輪小徑高度的確定要結合鏟板和驅動裝置結構尺寸及機器總體布置要求確定,并使之盡量小。
(4)星輪爪子的數量M及寬度L 星輪爪子的數量目前以三爪、四爪及六爪居多。爪子數量多,結構較復雜,裝載效率低,建議設計時采用三爪星輪。M=4
星輪爪子的寬度設計時,要求在滿足強度的條件下,盡量減小其寬度。
(5)爪子高度h 爪子高度由星輪大小徑、星輪爪子的數量、星輪轉速及裝載機構的生產率確定。裝載機構的生產率(不計鏟板角度)
(2-1)
式中 ———星輪的爪子面積,mm；
———星輪的工作轉速,r/min；
———裝載系數,可取= 1.5～ 2.0。取1.75；
≧150
用式(2-1)計算出裝載爪子高度,要結合星輪轉速確定,星輪爪子的數量和尺寸，一般星輪爪子高度推薦設計為60～ 100 mm。
(2-2)
綜上所述，本設計選取的星輪爪子高度為60mm。
圖2-4 星輪裝載機構
Figure 2-4 star wheel loader
2.4星輪轉速確定
星輪轉速的確定計算要對星輪工作狀態(tài)進行動力學分析后得出。裝載星輪運動示意如圖2-5所示。設星輪所撥物料質量為m,物料m所處星輪位置的
半徑為r,鏟板傾角忽略不計,則星輪轉速n的臨界值分析如下：
(1)物料m所受離心力
(2-3)
(2) 離心力Fgn沿爪面分力
(2-4)
(3) 離心力Fgn垂直于爪面分力
(2-5)
(4) 物料運動時與鏟板之間摩擦力
(2-6)
式中———重力加速度;
———物料與鏟板之間的摩擦系數。
(5) 物料運動時所受的垂直于爪面力
(2-7)
(6) 物料運動時與爪面之間摩擦力
(2-8)
圖2-5 裝載星輪運動示意圖
Figure 2-5 loading star wheel schematic
星輪所裝物料,一是將物料推移到中間輸送機上,二是將物料沿爪面離心力方向甩到中間輸送機上,因此物料所受離心力必須克服其所受的摩擦力,即F1≥ F5,
星輪的綜合轉速還需要結合現有的機型實際情況進行綜合考慮，一般的星輪推薦速度30~50r/min，
(1)物料所處星輪位置半徑越小,要使物料順利裝入中間輸送機上,所需的轉速越高。但是,如果轉速過高,又會造成嚴重的甩物料現象,從而影響裝載效果。
(2)物料沿爪面的分力與物料所處星輪位置的離心力與爪面切線的夾角有關,建議星輪工作轉速大于40 r/min時,星輪爪面宜采用弧形面。
根據給出條件選取星輪轉速
(2-9)
取整n≥37r/min。
2.5鏟板的結構設計
鏟板的結構設計包括前緣（即前刃）形狀的選擇和有關幾何尺寸的確定。
鏟板前緣的形狀目前有如下五種形式：
(1)直線形前緣：適用底板的比較平坦情況下，裝載塊度小且不堅硬的物料。
(2)鋸齒形前緣：適用于底板不太平坦的情況下，裝載大塊，堅硬的物料。缺點是有時發(fā)生“卡齒”現象。而當齒槽被堅硬物料卡住時，將使插入阻力顯著增大，插入深度減小，引起生產率下降。
(3)曲線形前緣：鏟板前緣為兩段與爪尖運動軌跡相似的曲線形，可以減小耙爪的“死區(qū)”面積，降低播入阻力。
(4)凸刃形前緣：用于裝載大塊、堅硬的物料。凸刃能較好的松動料堆，有利于鏟板順利插入料堆。
(5)三齒形前緣：比凸刃形前緣能更有效地預先松動料堆，大大減少插入阻力，而且不會出現鋸齒形前緣的“卡齒”現象。三齒形前緣制造也比較簡單，是一種得比較理想前緣形式。
從上面的分析結合實際情況鏟板前緣采用直線型形前緣。
再有鏟板前緣的兩邊角都必須倒角，這會改善鏟板的工作條件，降低插入阻力。
鏟板的各部分尺寸如圖2-6所示
鏟板寬度：
(2-10)
-----曲柄圓盤直徑，mm。取b=2400mm。
圖2-6 鏟板的結構簡圖
Figure 2-6 spade board structure diagram
鏟板的傾角與插入料堆的阻力、耙爪工作長度、鏟板下面安裝傳動部件所需的空間有關，由前面所述，取=23o。
2.6裝載機構功率確定
目前,對于裝載機構得功率確定,通常都采用類比法,下面是根據星輪工作原理,得出一個近似計算方法,來初步確定星輪裝載機構的功率。裝載功率主要由部分組成:一是克服物料與鏟板間的摩擦力所消耗的功率N;二是以一定速度推動物料所消耗的功率N。其它不能確定因素需要的功率,計算時給出安全系數Sa=(1.3～ 1.6)保證。
(1) 星輪工作靜摩擦需消耗的功率
=1.29kW (2-11)
(2) 動能消耗功率
=11.67kW (2-12)
(3) 裝載星輪工作輸出功率
=12.96kW (2-13)
(4) 總輸出功率
=20kW (2-14)
---系統總效率取0.94
kW
3 裝載機構減速器的設計
3.1 驅動裝置選擇
根據所參考掘進機的總裝功率及對設計的驗算，選擇隔爆電機作為星輪的驅動裝置。裝運機構電動機功率P=11kW，n=1460r/min.
選擇電動機的型號為，YB系列電動機，YB160M-4。
主要性能參數如表3-1
表3-1 電動機型號
Table 3-1 Motor Model
型號
功率
轉速
效率
額定電壓
YB160M-4
11kw
1460r/min
0.88
660v
3.2 傳動裝置的動力參數和運動計算
3.2.1 傳動比分配
由前面確定的星輪耙集次數N=37次/分，可知總傳動比
(3-1)
減速器形式為錐齒輪和正齒輪二級減速，裝載星輪傳動形式為單級圓錐齒輪傳動。
取裝載星輪部分的減速器傳動比為
i3=3.21
中間部分的減速器傳動比
i12===12.29 (3-2)
取減速器的第一級減速。即斜齒圓柱齒輪減速的傳動比為
i1=2.59
則中間減速器的第二級減速，即弧齒錐齒輪減速的傳動比
i2===4.74 (3-3)
由前面所述，此機構可看成二級減速。如圖3-1
圖3-1 減速器結構簡圖
Figure 3-1 reducer strcture diagram
3.2.2 根據傳動比的分配查書機械系統設計選擇齒輪齒數
第一級：小斜齒圓柱齒輪的齒數17，與其嚙合的齒輪為44；
第二級：小弧齒錐齒輪齒數為13，與其嚙合的齒輪為45；
3.2.3 各軸功率、轉速和轉矩的計算
按[1]確定各零件效率取 聯軸器效率：=0.99
齒輪嚙合效率：=0.97
滾動軸承效率：=0.98
0軸：電動機軸
P=P=11kW
n0=1460r/min
T0=9.55P0/n0=9.55×11×10/1460=72.20
I軸：第一級減速高速軸
P1=P0×01=P0×=11×0.99=10.89kW (3-4)
n1=n/i=n/i=1460/1=1460r/min (3-5)
T=9.55×P/n=9.55×10.89×10/1460=71.23 (3-6)
Ⅱ軸：第一級減速低速軸
P=P×=P1××=10.89×0.97×0.98=10.35kW
n=n/i=n/i=1460/2.59=563.7r/min
T=9.55×P2/n2=9.55×10.35×10/563.7=175.34
Ⅲ軸：第二級減速低速軸
=×=××=××0.98=kW
=/i23=/i2=/=118.9r/min
=9.55×/=9.55×9.84×10/118.9=790.34
3.3 齒輪部分設計
3.3.1 第一級齒輪傳動計算
（1）選擇齒輪得材料
小輪選合金剛，表面滲碳HRC1=56--62
大輪選合金剛，表面滲碳HRC2=56—62
(2)按齒根彎曲得疲勞強度設計計算
采用斜齒圓柱齒輪傳動，按t=(0.012～0.021)
估取圓周速度t=4.25m/s,參考[1]8.2-39，表8.2-43，表8.2-49，表8.2-50。選取II公差組7級
小輪分度圓直徑d1，可由下式求得：
d1 (3-7)
齒寬系數 ,查[1]，按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.5
小齒輪齒數 ，選=
大齒輪齒數 Z2=×i=×2.59=44.03圓整取Z2=44 (3-8)
齒數比 u=Z2/Z1=44/17＝合適
傳動比誤差=（-2.59）/2.59=-0.004，誤差在5%內
小輪轉矩 T1=71480N.mm
載荷系數K K=KKKK (3-9)
使用系數 KA，查表8.2--39。KA=1.75
動載荷系數K的初值 K由8.2--42.查得K=1.18
齒向載荷分布系數 K由8.2--50查得K=1.05
齒間載荷分布系數 K的初值K在推薦值（7o～20o）中初選=13o
得
(3-10)
=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cos+(1/)Z1tan
=[1.88-3.2(1/17+1/44)]cos13+(1/)×17×0.5×tan13
=1.578+0.625=2.203
=1.578 ==0.625
查手冊得K=1.24
則載荷系數的初值為:
K=KA=1.75×1.18×1.05×1.24=2.70 (3-11)
彈性系數 ZE,[1]8.2-14得ZE=
節(jié)點影響系數 ZH，[1]8.2-13得ZH=
重合度系數 ，[1]8.2-64得Z=
螺旋角系數 ===
接觸疲勞極限應力查[1]8.2--16得
=1500N/mm =1400N/mm
應力循環(huán)次數
N=60njL=60×1460×1×(16×300×10) =4.2×109h
N= N/u=4.2×109/2.58=1.629×109h
則查[1]8.2-66得接觸強度的壽命系數z,z：
z= z=1
硬化系數z查[1]8.2-11得z=1
接觸強度安全系數，查[1]8.2-71。得=1.3
得[]=ZNZw/SH則： (3-12)
[=1153.8N/mm2
[=1076.9N/mm
故d1的設計初值d1t為
(3-13)
法面模數 ×cos/Z1 =52.47×cos130/17=2.81 取mn=3
齒頂高系數
頂隙系數
齒頂高
齒根高
中心距 /(2cos)=3×(17+44)/(2cos13o)=93.9mm
圓整取a=94mm
分度圓螺旋角 =cos-1[mn(Z1+Z2)/2a]
=cos-1[3×(17+44)/(2×94)]
= 13.245o
小輪分度圓直徑的計算值 d1t＇=mnZ1/cos=3×17/cos13.245o=53.39mm
圓周速度 ==3.14×52.39×1455/60000=4.03m/s
與估取V很相近,對K值影響不大,不必修正,取K= K=1.18
齒間載荷系數K 查手冊得K=1.25
載荷系數 K=KA=1.75×1.18×1.05×1.25=2.71
小輪分度圓直徑 d1=51.35=51.41mm
取 d 1=d1t＇=53.39mm
大輪分度圓直徑 d2=mnZ2/cos=3×44/cos13.245o=136.61mm
齒寬 b=*d1tmin=0.5×51.35=25.675mm
大輪齒寬 b2=b=25.675,圓整取b2=25mm
小輪齒寬 b1=b2+(5～10)=25+(5～10)=30mm
(3)按齒根彎曲的疲勞強度校核計算
由式 （3-14）
齒形系數 18.43
18.43×2.58=47.56
查[1]8.2-26得 = 2.84 ，=2.32
應力修正系數
查[1]8.2-26得 = 1.54 ，=1.67
重合度的系數 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.576=0.74
螺旋角的系數 =1-=0.93
許用彎曲應力 =/ （3-15）
彎曲得疲勞極限 查[1]，得==950N/mm2
彎曲得壽命系數 查[1]，得==1
尺寸系數 查[1]，得=0.98
安全系數 查[1]，得=1.25
則 []=950×1×/1.25=532N/mm2
故 =
=N/mm2<[]
=
=N/mm2<[]
因此齒根的彎曲強度足夠。
3.3.2 第二級齒輪傳動計算
（1）選擇齒輪得材料
小輪選表面硬化處理的鋼：硬度58HRC；
大輪選表面硬化處理的鋼：硬度58HRC；
（2）基本參數確定：
小輪齒數在一般的工業(yè)用弧齒錐齒輪表中查取
大輪齒數，Z2=i=4.74×13=61.61 圓整取Z2=62
齒數比u= /=62/13=4.76
傳動比的誤差=（4.76-4.74）/4.74=0.004誤差在5%范圍內
小輪轉矩T1=175.88N.m
小齒輪大端分度圓直徑d1由下式求得：
（3-5）
錐齒輪類型得幾何系數e，查[1]，得e=1100；
變位后強度影響得系數Zb,查[1]，得Zb=0.9；
齒寬比的系數，查[1]，得=1.735；
使用得系數，查[1]，得=2.0；
齒向載荷得分布系數，由式=1.5，其中為軸承系數，查表可得=1.25
則可求得了=1.5×1.25=1.875；
軸交角了，=900；
試驗齒輪的了接觸疲勞極限，查[1]，得=1500 N/mm2
則 ==69.74mm(3-16)
選定模數m，m=d1/Z1=69.74/13=5.36，得m=6；
小齒輪大端的分度圓直徑的了參數圓整值 d1==Z1m=13×6=78mm
大齒輪大端的分度圓直徑 d2=mZ2=6×62=372mm
軸交的角， =900；
齒數的比u， u=Z2/Z1=62/13=4.76
選取齒形的角， 20o
選取的螺旋角， 5.51o
齒頂高的系數, =1
頂隙的系數， =0.22
變位的系數x, x1=0.82,x2=0.31
節(jié)錐的角 ===11.3o
=90o-=78.7o
平均當量的齒輪齒數，
= (3-17)
節(jié)錐與分錐的比值Ka, (3-18)
中點當量齒輪分度圓壓力角，
中點當量的齒輪嚙合角，
齒面寬b。通常情況的大小輪齒面的寬相等，一般1/3外錐距Re與10的倍模數較小值，
中外錐距 Re=0.5d1/sin=0.5d2/sin
外錐距 Re=0.5×70/sin11.30=178mm
由 1/3Re=59.5mm<10m=70mm
齒面寬 b=53mm
中點錐距R R=Re-0.5b=178-0.5×53=151.5mm
齒全高h
分圓的齒頂高 ，則
分圓的齒根高 ，則
節(jié)圓都齒根高 ，
故
節(jié)圓的齒頂高 ，則
頂圓的直徑 ，則
（3）齒面接觸強度驗算：
由下式計算接觸應力
（3-19）
1）節(jié)點區(qū)域系數按下式計算
（3-20）
=5.16740
，=21.68130
則 ==2.359
2）彈性系數，由查[1]表得，鋼對鋼，=189.3
3）重合度系數，
= （3-21）
=5.82
=0.241<1
則
4）螺旋角的系數，
5）有效的寬度，
6）錐齒輪的系數, =0.80
7) 使用的系數， =2.0
8）齒寬的中點的分錐上的圓周力，
9）動載的系數，由的式求得，
N= （3-22）
（3-23）
齒寬的中點的分錐上的圓周速度
則代入數據的可求得N=0.014<0.85，處于亞的臨界區(qū)。
（3-11）
齒距的極限偏差通常按的大輪查的表，可得：=22
跑的合量，查的表由式=
單對的齒的剛度，取=14N/
10）齒向的載荷分布的系數，由式求得，其中查表可得，
=1.25，則
11）齒間的載荷分布的系數,因，查表，可得
=1.2（7級精度）
12）潤滑劑的系數，由資料圖可知，40號的機械油，50oC時的了平均運動的粘度，對的了淬硬鋼
13）速度的系數，由資的料圖，當時，
14）粗糙度的系數了，
15）溫度的系數了取為1
16）尺寸的系數的取為1
17）最小的安全的系數，當失效的概率的為1%時，=1
18）極限的應力的值，按了的MQ取的值，=1500N/mm2
則
=
= 1673N/mm2
許用的接觸應力 N/mm2
，不安全。
由于ISO公式未考慮非零變位的影響，而實際上該設計采用“節(jié)點區(qū)至少有兩對齒保持嚙合”，故需按表8.2-95進行修正，即取變位類型影響系數Zb=0.85修正。
修正后
即，故安全。
(4)按照齒根的彎曲的強度的驗算：
齒根的彎曲的應力
（3-24）
1）齒向的載荷的分布的系數
2)齒間的載荷的分布的系數
3)有效的寬度了
4)最小的安全的系數了（按照國家標準取）
5）應力的修正的系數了
6）錐齒輪的系數是
7）中間的法向模數是
8）齒形的系數是，
10.40，查[2]，當時，=2.09
201.37，查[2]，當時，=2.10
9)應力的修正數是，查[1]，可得到，
10）重合度的系數是，由下式的求得：
11）螺旋角的系數是，，故
12）相對的齒根圓角的敏感系數是，
根據[1]，由=1.313；由1.412
13）相對的齒根的表面狀況系數是，
由[1]，
14）尺寸的系數是
由[1]，令
15）彎曲是極限的應力值是，MQ為=470N/mm2，ML為=320 N/mm2，
考慮到我國鋼材的了彎曲強度的偏低，可靠性差是，因此取的平均值，=400 N/mm2。
又，將上述有的關的值代入的齒根彎曲應力表達式是，可得到：
小輪的齒根應力是
=
=1044.97N/mm2
大輪的齒根應力是N/mm2
小輪的許用齒根應力是
N/mm2
大輪的許用齒根應力是
N/mm2
可見，均通過了的（）
實際的安全系數是=1.005
=1.004
3.4 軸及軸承設計計算：
3.4.1 第一級傳動高速軸設計及強度校核
選擇軸材料：選取軸材料45#鋼。經過調質處理。
（1）初步的估算軸伸的直徑值
按[2]初估軸的最小直徑，查[2]取A=110 P=10.89kw n2=1460r/min
可得：dmin=A=110=21.47 因為軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%~15%，取dmin=25mm
（2）軸結構
圖3-1 軸結構簡圖
Figure 3-1 axis of the structure diagram
，
A. 由圖3-1可知d為整個軸直徑最小處，所以選=25mm，=30，因為軸端1要安裝聯軸器，為了聯軸器的軸向定位，（2）段右端需制出一軸肩，h>0.07 =1.75，取h=2.5mm故（2）段的直徑取，=30mm。因為輸入軸需要外伸連接電動機，故長度取=75mm。
B. 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據=30mm，由[1]，選取30206。查的出軸（3）段直徑=36mm。
C. 軸段（4）上的滾動軸承和軸段（2）上的軸承相同，所以，由于軸段（4）安裝軸承，所以長度根據軸承寬度取。
D. 安裝大斜齒圓柱齒輪和聯軸器的軸段的周向定位都采用平鍵連接。軸與聯軸器之間的平鍵：按d=25mm，查的平鍵截面b×h=8×7mm。長為23mm；軸與斜齒圓柱齒輪之間的平鍵：按d=38mm，查的b×h=10×8mm。長為25mm。為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，聯軸器與軸配合為m6.齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6.滾動軸承與軸的周向定位是通過過度配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。
圖3-2 軸的載荷分布圖
Figure 3-2 axis of calculation thumbs
根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖、扭矩圖3-1.從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，C界面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。
（3）需校核軸強度
軸材料為45號鋼，需要經過調質處理。由[1]查得，則，即58~65N/mm2，取=60 N/mm2，軸的計算應力為
根據計算的結果可知，該軸校核滿足強度的要求。
（4）精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險的截面
危險的截面應該是應力較大的，同時應力集中的較嚴重的截面上。從受載的情況上觀察，截面B上Mca最大值，但應力集中不大，而且這里的軸頸最大值，故截面B不必校核的。從應力的集中對軸的疲勞強度的削弱程度觀察看，截面C為危險截面。
2）計算危險截面的應力
截面的右側彎矩M值
截面上的扭矩T值 T=71470
抗彎截面的系數值 W=0.1d3=0.1653=27462.5mm3
抗扭截面的系數值 WT=0.2 d3=0.2 653=54925 mm3
截面上的彎曲應力值 N/mm2
截面上的扭轉剪應力值 N/mm2
彎曲的應力副值 N/mm2
彎曲的平均應力值
扭轉剪應力的應力副與平均應力相等，即 N/mm2
3）確定影響的系數因素：
軸的材料為45號鋼，經過調質處理。由[1]查得
N/mm2, N/mm2, N/mm2
軸肩圓角處有效應力的集中系數是。
根據r/d=1.6/65=0.024,D/d=70/65=1.075,
由[2]經查值后可得
尺寸系數，根據軸截面為圓截面查[2]得
表面的質量系數。根據=600N/mm2和表面的加工方法為精車，查[1]，得
材料的彎曲值，扭轉的特性系數值。取，
由上面的結果可得可算出
S=28.84
S=211.52
S=28.61
由[1]的許用安全系數[S]值，可知軸校核安全
3.4.2 第一級傳動軸承的壽命計算：
（1）如軸的設計中（1）、（3）處軸承的壽命計算：
選擇軸承型號為30213，主要性能參數為：
Cr=112kN,C0r=86.2kN,Y=1.5,e=0.4.
1)計算軸承的支反力值
水平支反力： RH=2850.4N RH=2714.7N
垂直支反力： RV=137.2N RV=1897.7N
合成支反力：
2）軸承派生軸向力：
3)軸承所受軸向載荷：
因
所以
N。
4）軸承當量動載荷是：
因 ，查手冊，
X1=0.4，Y1=Y=1.5
則 N
因 ，
X2=1，Y2=0
則 N.
5）軸承的壽命：
因，故應按計算，查得 .0
則軸承壽命值：
=3162847h
3.4.3 第一級傳動低速軸的設計及強度的校核
選擇軸材料：選取軸材料為45鋼。需要經過調質處理。
（1） 初步的估算軸身的直徑
按[1]中公式初估軸的最小直徑，查[2]取A=120，P=11kW，n=565r/min，可得d=A=120=32.4mm
因為軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%----15%，取d=37mm，（5）段軸是安裝錐齒輪軸端故=67mm。
（2） 軸基本的幾何尺寸計算
圖3-3 軸的結構簡圖
Figure 3-3 axis structure diagram
A. 軸段（5）上安裝小錐齒輪，為了軸向定位軸段（4）右端要制出一軸肩，h>0.07 mm，取h=3mm，故（5）段直徑取=40mm。
B. 初步選定滾動軸承。因為軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據mm，選取30208，查[2]得mm，而為了減速器整體安裝mm。
C. 軸段（2）為了安裝大斜齒圓柱齒輪軸段。齒輪左端與左軸承之間采用軸套固定，一直齒輪輪轂長為25mm，為了使軸套端面可靠的壓緊地面，此軸段應略短與輪轂，故選，而且軸段（2）右端應制出一軸肩，軸肩高度h>0.07 ，取h=4mm，則d=48mm。齒輪右端也采用軸肩定位，故（3）段直徑。因為軸段（3）主要功能是定位，所以軸段不用過長，根據上根軸的幾何尺寸位置布置計算，取
D. 齒輪的周向定位采用平鍵連接。安裝斜齒圓柱齒輪軸段mm，查[2]得平鍵截面，bh=149，長為19mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇。安裝小圓錐齒輪軸段=34mm查表得平鍵截面bh=108長為64mm。同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來連接的，此處軸的公差為k6。
E. 取軸段倒角245?圓角R=2mm。
（3） 求軸上載荷
作用在軸上的轉矩 T=175.88
計算作用在齒輪上的力，如圖
圖3-4 軸的載荷分布圖
Figure 3-2 axis of calculation thumbs
1） 求作用在錐齒輪上的力，此處的齒輪分度圓直徑d=60.5mm
根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖3-6。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，c截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。c截面處的MH、MV、M、T及MCA的數值如下。
彎矩MH和MV 水平面MH=124016
垂直面MV=78602.3
合成彎矩M
M=146827
扭矩T T=728470
當量彎矩Mca
（3）校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查得，則，即58~65N/mm2，取=60 N/mm2，軸的計算應力為
根據計算結果可知，該軸滿足強度要求。
（4精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
危險截面應該是應力較大，同時應力集中較嚴重的截面。從受載情況觀察，截面B上Mca最大，但應力集中不大，而且這里軸頸最大，故截面B不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面1為危險截面。
2）計算危險截面應力
截面右側彎矩M為
截面上的扭矩T為 T=728470
抗彎截面系數 W=0.1d3=0.1373=5065.3mm3
抗扭截面系數 WT=0.2 d3=0.2 373=10130.6 mm3
截面上的彎曲應力 N/mm2
截面上的扭轉剪應力 N/mm2
彎曲應力副 N/mm2
彎曲平均應力
扭轉剪應力的應力副與平均應力相等，即 N/mm2
3)確定影響系數：
軸的材料為45號鋼，調質處理。由[2]查得
N/mm2, N/mm2, N/mm2
軸肩圓角處的有效應力集中系數。
根據r/d=1.6/37=0.04,D/d=43/37=1.16,
由[1]經插值后可得
尺寸系數。根據軸截面為圓截面查[1]得
表面質量系數。根據=600N/mm2和表面加工方法為精車，查[1]，得
材料彎曲、扭轉的特性系數。取，
由上面結果可得
S=30.47
S=210.53
S=30.15
由[2]的許用安全系數[S]值，可知該軸安全
3.4.4 第一級傳動軸承的壽命計算
(1) 如軸的設計中
選擇的軸承型號為30216，主要性能參數是：
150.8kN，120kN，Y=1.4，e=0.42
1） 計算軸承支反力
水平支反力 RH=8982.48N RH=8291.52N
垂直支反力 RV=-919.58N RV=7235.88N
合成支反力