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中 國 礦 業(yè) 大 學
本科生畢業(yè)設計
姓 名： 王 鵬 學 號：14030339
學 院： 應用技術學院
專 業(yè)： 機械工程及自動化
設計題目： 大型耙斗裝巖機設計
專 題：
指導教師： 李建平 職 稱：高級工程師
2007年 6 月 15 徐州
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計任務書
學院 應用技術學院 專業(yè)年級 機自03-7 學生姓名 王 鵬
任務下達日期： 年 月 日
畢業(yè)設計日期： 年 月 日至 年 月 日
畢業(yè)設計題目： 大型耙斗裝巖機設計
畢業(yè)設計專題題目：
畢業(yè)設計主要內容和要求：
主要內容
主要技術參數
生產能力 140 m3 /h
耙斗容積 0.9 m3
牽引力 45KN
適用巷道 凈斷面積 ﹥16m2
凈高 ﹥2.8m
具體要求如下：
1、要完成畢業(yè)設計圖紙3張零號圖紙；
2、按學校統(tǒng)一要求打印、裝訂設計說明書，說明書正文七十頁左右；
3、中英文摘要400字；
4、參考文獻20篇左右。
院長簽字： 指導教師簽字：
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計指導教師評閱書
指導教師評語（①基礎理論及基本技能的掌握；②獨立解決實際問題的能力；③研究內容的理論依據和技術方法；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）：
成 績： 指導教師簽字：
年 月 日
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計評閱教師評閱書
評閱教師評語（①選題的意義；②基礎理論及基本技能的掌握；③綜合運用所學知識解決實際問題的能力；③工作量的大?。虎苋〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；⑤寫作的規(guī)范程度；⑥總體評價及建議成績；⑦存在問題；⑧是否同意答辯等）：
成 績： 評閱教師簽字：
年 月 日
中國礦業(yè)大學畢業(yè)設計答辯及綜合成績
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
學院領導小組綜合評定成績：
學院領導小組負責人：
年 月 日
摘 要
本文針對我國西北地區(qū)礦井的特點，為了適應大斷面斜井快速掘進的要求，從而解決裝載速度不能滿足掘進速度要求的矛盾，進行了耙斗裝巖機的整機設計。論文中以耙斗裝巖機的生產率和鋼絲繩的牽引力為已知條件，通過大量的計算、推理和論證，基本完成了耙斗裝巖機的減速器、工作滾筒、空程滾筒等主要部件的設計工作。其中工作滾筒和空程滾筒的傳動部分采用行星齒輪機構來完成，具有操作省力、靈活，調整簡便，事故少，維修工作量小的優(yōu)點，同時在吸取成型產品生產和使用經驗的基礎上進一步設計和選用了耙斗裝巖機的臺車、操作機構、剎車機構、耙齒和料槽等部件，繼而最終完成了整臺耙斗裝巖機的設計工作，此外本文還總結了耙斗裝巖機的操作方法以及使用和維護注意事項。
此裝巖機具有效率高、結構簡單，應用范圍廣等特點。不僅可用在平巷裝巖，還可以用在30度以下上山或下山巷道裝巖，以及拐變或90度拐彎的巷道，并且還能進行掘進工序的平行作業(yè)，提高掘進速度，是實現巷道掘進機械化的一種主要機械設備。
關鍵詞：耙斗裝巖機; 滾筒; 行星齒輪
ABSTRACT
In order to meet the demand of the scraper loader the big cross section slant hole high-speed driving tunneling speed, then solve the contradiction of the loading speed not to be able to satisfy the tunneling speed, this article in allusion to the characteristic of our country northwest area mine pit, pays attention studies and the transformation loads the machinery a scraper loader. in this paper, take the scraper loader’s productivity and the steel wire’s traction as the datum, through the massive computations, the inference and the proof, basically completed the scraper loader the reduction gear, the work drum, the spatial regulation drum and so on the majo`ccident little maintain work, at the same time, on the basic of shaping the absorption the product production and experience of using, design and select the rake to fight part and so on charging machine trolley, operating mechanism, brake mechanism, rabble blade and material trough, subsequently, complete the design work of the scraper loader, in addition, the author also summarized operating procedure of the scraper loader and the attentions which must be paid when using and maintaining the scraper loader.
This harrowing bucket loading grab has the characteristics of high efficiency, simple structure and wide applicable range. It can used for loading not only in horizontal way, but also in inclined way with a angle of inclination which is less than 30 to go up or down, in crooked way or 90 crooked way. It can also do the parallel operation of driving procedures, quicken the driving speed, so it is a main machinery equipment to achieve the mechanization of driving way.
Key word: scraper loader； drum； planet gear.
目 錄
1緒論 ……………………………………………………………………………1
1.1裝載機械概述………………………………………………………………1
1.2裝載機械的發(fā)展……………………………………………………………2
1.3 本設計的意義………………………………………………………………3
2耙斗裝巖機工作原理及總體方案設計………………………………………3
2.1耙斗裝巖機工作原理及結構概述………………………………………3
2.2耙斗裝巖機使用方法……………………………………………………5
3 基本尺寸的確定…………………………………………………………… 7
3.1電動機的選擇……………………………………………………………7
3.2基本尺寸的確定…………………………………………………………9
3.3 傳動裝置的運動和動力參數確定……………………………………… 10
4 減速器設計………………………………………………………………… 12
4.1齒輪傳動計算 ………………………………………………………… 12
4.1.1高速級傳動裝置的運動和動力參數計算……………………… 12
4.1.2低速級傳動裝置的運動和動力參數計算 ……………………15
4.2軸的確定與校核…………………………………………………………20
4.3軸承與鍵的選擇及校核……………………………………………… 29
4.4減速器箱體及零部件的設計………………………………………… 31
5 工作滾筒設計……………………………………………………………… 34
5.1 行星減速器設計……………………………………………………… 34
5.1.1 齒輪傳動計算………………………………………………… 34
5.1.2 行星齒輪減速器主要零件設計……………………………… 46
5.2 卷筒設計……………………………………………………………… 50
6 空程滾筒設計……………………………………………………………… 52
7 耙斗裝巖機零部件的確定………………………………………………… 61
8 耙斗裝巖機下井安裝、維護……………………………………………… 64
附錄…………………………………………………………………………… 66
結論…………………………………………………………………………… 68
致謝…………………………………………………………………………… 69
參考文獻……………………………………………………………………… 70
中國礦業(yè)大學07屆本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 第 71 頁
1 緒 論
用鉆眼爆破法掘進巷道時,工作面爆破后碎落下來的煤巖需要裝載到運輸設備中運離工作面,實現這一功能的設備統(tǒng)稱為裝載機械。
1.1裝載機械概述:
裝載機械按行走方式分為軌輪式、履帶式、輪胎式和雪橇式。按作業(yè)過程的特點分為間隙動作式和連續(xù)動作式兩大類。間隙動作式是工作機構攝取物料時間隙動作的裝載機,主要有耙斗裝載機、后卸式鏟斗裝載機和側卸式鏟斗裝載機等三種形式。連續(xù)動作的裝載機主要有扒爪裝載機、立爪裝載機、扒立爪裝載機、圓盤式裝載機和振動式裝載機等。
扒立爪裝載機由于該機采用兩套工作機構，使其結構復雜。為保證機體的縱向平衡，須加長機身和質量，導致設備在井下調動的靈活性降低。
挖斗裝載機:WZ160型挖斗裝碴機為軌輪式，是吸收國內外先進技術開發(fā)研制的一種新型、高效、節(jié)能的工程機械。該機適用于礦山、鐵路隧道、水工涵洞、國防工程等部門。可連續(xù)進行挖掘、扒取巖碴、運輸到梭式礦車和其它轉載設備。這一連續(xù)的生產過程具有裝載平穩(wěn)、控取范圍大、不會灑料、高效、連續(xù)性等特點。WZ160挖斗裝碴機都采用了電—液—機傳動。其行走和巖碴的刮板運輸為液壓馬達驅動機械傳動件進行運動。工作機構的大臂、小臂、回轉油缸、挖斗的運動全部由液壓油缸驅動。集中的液壓操縱臺控制著液壓系統(tǒng)的工作。液壓系統(tǒng)的合理布局使維修方便，電氣和液壓系統(tǒng)的保護系統(tǒng)能使該機能連續(xù)平穩(wěn)地工作。該機適用于3m╳2.8m（寬╳高）以上的巷道斷面。工作場地水位低于軌面，要求工作面排水情況良好。為使整機在巷道墻壁的距離不小于1000mm，地面軌道應平整，不應下沉，工作環(huán)境溫度5～40oC。該機一般以裝載塊度在750mm╳800mm以上，寬度為7.5m、4.5m、3m等系列型號機型，以滿足不同施工條件的需要。同時，此設備主電機、控制柜及相應的電控元件可防爆產品，使之能應用于防爆要求的施工環(huán)境。
履帶挖斗裝載機（扒渣機）:LWL-180E履帶式挖斗裝載機是一種連續(xù)生產高效率的裝載機。主要適用于鐵路隧道、公路隧道及礦山、水利、國防等工程的裝載作業(yè)，(隧洞斷面必須為3x3m以上的大、中型巷道)。該機采用LW180E型軌輪式挖斗裝載機上獨特的反鏟系統(tǒng)(包括鏟斗、小臂、大臂、動臂)來扒取(挖掘)巖石，并通過自身的刮板運輸機構進行輸送到自卸汽車、梭式礦車或其它運礦設備中去。該機采用全液壓傳動，先導閥操作，工作平穩(wěn)，沖擊力小，其主要液壓件可根據用戶要求使用進口產品。整機結構緊湊、性能可靠，可在潮濕有積水的巷道里工作，可以全斷面裝巖，不留死角，并且可以開挖巷道兩邊的水溝。無需人工輔助清底裝巖。
1.2裝載機械的發(fā)展
20世紀初,美、英等國開始使用裝載機代替手工業(yè)。50年代,裝載機已大量推廣并發(fā)展成若干品種,其中使用最多的是后卸式裝載機和扒爪裝載機, 我國于50年代初使用使用后卸式裝載機和扒爪裝載機60年代研制把斗裝載機,70年代研制成功側卸式裝載機,與鑿巖巖臺車配套使用。裝載機械的發(fā)展與掘進斷面的大小及被裝物料的特性密切相關。隨著掘進斷面的增大,在大斷面巷道中多采用側卸式鏟斗裝載機,且向大功率、大容量方向發(fā)展。此外,正探索裝載機械向一機多能方面發(fā)展,如在裝載機上增加鉆臂等。
1.3選題意義：
采煤機的裝備水平是煤礦技術水平的重要標志之一。采煤機械的選用取決于煤層的賦予條件、采煤方法和采煤工藝，而采煤機械的技術發(fā)展又促進了采煤方法和采煤工藝的更新。
隨著采煤工作面綜合機械化程度的提高，要求巷道的掘進速度加快，以保證采掘比例協調和礦井的高產穩(wěn)步。
國內平巷掘進廣泛采用鉆眼爆破法掘進設備。為提高掘進機械化水平，除選用適用、可靠的單項設備外，還必須考慮設備的配套，以形成機械化作業(yè)線。其主要形式之一就是以耙斗裝載機為主的機械化作業(yè)線：氣腿式鑿巖機鉆鑿炮孔，耙斗裝載機把巖石耙入轉載機或礦車，巷道支護采用錨桿安裝機和混凝土噴射機。該作業(yè)線實現鑿孔和裝載平行作業(yè)，爆破后先把迎頭的巖石迅速扒出，即能進行鑿巖作業(yè)，與此同時可將尾輪懸掛在左、右?guī)蜕线M行鑿巖作業(yè)，縮短了掘進循環(huán)時間，在國內煤礦廣泛使用。
由于采煤機械裝備水平日益提高，要求巷道掘進速度相應加快，小型耙斗裝巖機已不能滿足這一要求，通過對生產率、工作工況等的分析，我們設計出了大型耙斗裝巖機。它對巷道的適應性好，結構簡單、操作方便、價格低廉、生產率高、工作可靠、運輸方便等優(yōu)點。
2 耙斗裝巖機工作原理及總體方案設計
2.1裝巖機工作原理及結構概述。
PB系列耙斗裝巖機
PB系列耙斗裝巖機具有效率高、結構緊湊、應用范圍廣等特點。用于巷道掘進中配合礦車進行裝巖。不僅可以在30度以下上山、下山巷道裝巖，還可以進行掘進工序的平行作業(yè)，提高掘進速度，是實現巷道掘進機器化的主要機械設備之一。型號組成及含義如下:
耙斗裝巖機如圖2-1所示,是通過絞車的兩滾筒，分別牽引主繩、尾繩，使耙斗作往復運動，耙斗把巖石扒進料槽，自料槽尾部的卸料口卸料入礦車，從而實現裝巖。
???? 耙斗裝巖機主要由固定楔、耙礦滑輪、耙斗、傳動部分、（包括操縱機構、臺車、絞車）導向輪，料槽、進料槽、前擋板、連接槽、中接槽、卸料槽以及電氣部分等組成，各主要部件的功用和結構簡述如下：
圖2-1
1、固定楔 2、尾輪 3、鋼絲繩 4、耙斗 5、礦車 6、軌道
7、導向輪 8、絞車 9、操縱機構 10、 臺車 11、擋板
12、簸箕口 13、升降裝置 14、中間槽 15、卸載槽
各主要部件的功能如下:
1固定楔－固定在迎頭上，用以懸掛耙礦滑輪。固定楔分硬巖固定楔、軟巖固定楔兩種，前者用于硬巖，后者主要用于軟巖，也可用于硬巖。硬巖固定楔由一個楔體和一個緊楔組成；軟巖固定楔則由一個緊楔和一個楔部帶錐套的鋼絲繩環(huán)組成。軟巖固定楔比硬巖固定楔長一些。
2、耙礦滑輪－掛在固定楔上，用以引導尾繩，使耙斗返回迎頭。它主要由側板、繩輪、心軸、吊鉤零件組成。
3、耙斗－在主繩、尾繩的牽引下，往復運動，扒取巖石。根據平斜巷道角度，可調耙斗前端與鋼繩連接的高度，以改變耙斗傾角，使之適用于平巷或斜巷。耙齒磨損后可調換。每臺裝巖機配有耙斗一個。
4、操縱機構－由兩組操縱桿、拉桿、連桿、調整螺桿等組成，調整螺桿的一端與絞車閘帶相連，通過操縱桿控制閘帶的開合，對絞車的兩個滾筒進行分別的操縱。
5、絞車－由電動機、減速機及兩個行星滾筒及兩組制動器組成。兩組制動器實際上起著兩組離合器的作用。分別對兩個滾筒進行控制。 工作時，剎緊工作滾筒的閘帶，使內齒輪停止轉動，行星齒輪在太陽輪的帶動下沿內齒輪滾動，從而借行星輪回帶動滾筒轉動，牽引耙斗。
圖2-2
回程時，松開工作滾筒的閘帶，剎緊空載滾筒的閘帶，依上述原理，尾繩把耙斗牽回扒巖處。由于二個滾筒中齒輪齒數不同，二個滾筒轉數也就不同。空載滾筒比工作滾筒有較高的轉速。為防止停車后滾筒慣性轉動而引起鋼絲繩起圈亂繩，在兩個滾筒的邊緣還安有兩組輔助剎車。絞車的傳動如圖2-2所示。
6、臺車－由車架、車輪、彈簧碰頭（木碰頭）等組成，它是裝巖機的機架及同行走部，它承載裝巖機的全部重量。在臺車安裝絞車、操縱機構，并安有支撐中間槽的支架和支柱、臺車前后部掛有四套卡軌器，作為固定裝置。
7、導向輪－安裝在裝巖機的后部，用以引導、改變鋼絲繩的方向。它由側板、繩輪、心軸、滾筒軸承等組成，并采用防塵結構。
8、撐腳－安裝在卸料槽尾部兩側，用以支撐槽子尾部使之穩(wěn)定和調整高度。它主要由梯形左右扣螺桿和螺母等零件組成。
9、進料槽、中間槽、卸料槽－是容納扒取物的部分，耙斗扒取的巖石依次通過進料槽、卸料槽，自卸料槽底部的卸料口卸入礦車。中間槽安裝在臺車的支架和支柱上，而進料槽、卸料槽則分別在其前后與之銜接。進料槽的中部安有升降裝置，以調節(jié)簸箕口的高低，簸箕口前兩側裝有擋板，引導耙斗進入槽子。中間槽有兩個彎曲部，為考慮磨損及易于更換，彎曲部裝有可拆卸的耐磨弧形板。卸料槽后部安有彈簧碰頭，起緩沖作用。
10、雙滑輪－只有拐彎巷道裝巖時使用，掛在巷道拐彎處引導主繩和尾繩，主要由側板、心軸、滾動軸承、吊鉤及兩個繩輪組成，配備雙滑輪，能擴大裝巖機的使用范圍。
11、裝巖機的電動機和控制設備均采用防爆式的。其電壓為380(660)V。
2.2裝巖機使用方法
放炮后，先在迎頭上部打好眼，或自用剩余炮眼安好固定楔，兩種固定楔的固定和拆卸方法有所不同，固定硬巖楔時先將帶圓環(huán)的楔體放眼中，再將緊楔扦入并敲緊；拆卸時，用錘敲擊楔體端部，使楔體松動，抽出緊楔，然后抽出楔體。
固定軟巖楔時先把鋼絲繩套環(huán)帶套的一端放入鉆好的眼中，再把緊楔扦入并敲緊。拆卸時，用錘橫向敲打緊楔的端部，使楔子松動，先抽出緊楔，再把鋼絲繩抽出。安好固定楔后，便可把耙礦滑輪掛在楔體的圓環(huán)上。耙礦滑輪的懸掛位置隨巷道情況而定，一般懸掛在迎頭巖堆上面800-1000毫米高度處為佳，為減少輔助勞動，提高機械裝巖率，應視巖石堆積情況而左右移動懸掛位置，以扒清中央和兩側的巖石。在懸掛和取下耙礦滑輪時，宜先將絞車滾筒邊緣的輔助剎車彈簧松開，以便人工能輕松地拉動鋼絲繩，便于懸掛。待耙礦滑輪懸掛好后，再將彈簧復位或調節(jié)到合適壓力。
????安好耙礦滑輪并經過有關的安全檢查，便可啟動電機開始裝巖作業(yè)。工作時，拉緊工作滾筒的操縱桿，工作滾筒便牽引耙斗，扒取巖石，沿槽子卸入礦車，然后松開工作滾筒操縱桿，拉緊空載滾筒操縱桿，使空斗回到迎頭，重復扒巖動作，連扒2-3次便可裝滿一礦車。如后面配有箕斗，則可在中間槽和卸料槽之間加接中間接槽，改變卸料口位置使箕斗裝滿。
耙斗裝巖機的突出優(yōu)點是可用于傾斜巷道裝巖，但在坡度較大時，除使用原有的卡軌器外，還應增設阻車裝置，加強防滑措施和安全保護。為保證較高的生產率及便于鋪設軌道，裝巖機工作時離迎頭最遠不宜超過15米。為避免放炮時機器受損，機器離迎頭一般不小于6米。裝巖機在斜巷中移動時，應利用提升絞車進行以保安全。
3大型耙斗裝巖機基本尺寸的確定
3.1 電動機的選擇
已知：生產率 140/h
以90B型耙斗裝巖機為例進行以下設計：
技術參數：
一次耙?guī)r能力： 0.9
主繩牽引速度范圍： 0.97~1.23m/s
尾繩牽引速度范圍： 1.34~1.8m/s
工作距離： 6~15m
軌距： 600(900)mm
絞車牽引力： 2690㎏
鋼絲繩直徑： 17mm
電動機： 型號 YBB-45-4
功率 45KW
電壓 380V或660V
轉速 1480r/min
絞車形式： 行星齒輪雙滾筒絞車
外形尺寸(mm)： 9496×2452×2403
3.1.1生產率要求計算：
1、確定一次行程所用時間t：
t=++
— 重載行程時間；
— 空載行程時間；
— 間隙時間。
2、初定技術參數：
主繩牽引速度：=1.2m/s;
尾繩牽引速度: =1.64m/s;
間隙時間: =9s:
工作距離： L = 8m.
3、一次行程所用時間t：
t = ++
=++9 = 20.54s
裝滿系數：0.9
則：生產率Q = 3600/20.54 × 0.9 × 0.9 = 141.93/h
滿足生產率要求。
3.1.2主繩牽引力計算：
耙斗的運行阻力主要是耙斗自重及斗內物料質量沿巷道傾斜方向的分力和各種摩擦力。
空耙斗返回行程的運行阻力為：
= G (cosа±sinа )
耙斗裝滿物料后的運行阻力為：
= G (cosа±sinа ) + Q (cosа±sinа )
式中：G — 耙斗質量；
Q — 耙斗內物料質量；
а — 巷道傾角，sinа 項在向上牽引是取“+”；
— 耙斗對巷道地板的摩擦系數，可取0.4~0.6；
— 耙斗內物料對巷道的班的摩擦系數，可取0.6~0.8；
— 綜合考慮鋼絲繩在巷道地板、溜槽、及導向滑輪上的摩擦阻力耙斗扒取物料的阻力系數；
耙斗重量的確定：
耙斗的長度、寬度和高度應保持適當的比例，合理比是2 ：1.5 ：1。
設耙斗高度為A,
2A × 1.5A × A = 0.9
解得：A = 0.67m
則耙斗的長度為1.34m。
耙斗的重量
= 1.34 × 100 × 5 × 10 = 7000N
耙斗內物料重量的確定：
扒取硬巖和大塊物料時，一般為5-6㎏/cm;扒取軟巖和松散細塊物料時，一般為3-4㎏/cm。
物料重量
= 1720 × 0.9 × 10 = 15460N
則： = 15460 × （0.7cos30° + sin30°）= 17.1KN
= 1.5 × 7000 × (0.5 cos30° + sin30°) = 9.8KN
主繩牽引力F：
F = + = 17.1 + 9.8 = 26.9KN
3.1.3電動機確定：
根據主繩牽引力與牽引速度，所需電機功率為：
P = = = 37.55KW
根據井下工作狀況，選用YBB-45-4型電動機。
=1480r/min
3.2 確定基本尺寸
計算總傳動比及分配：
一、計算總傳動比
卷筒轉速n；
鋼絲繩直徑17mm
卷筒內徑d;
d = 17 × 19 =323mm 取d = 330mm
工作滾筒轉速
= = = 69.9r/min
空程滾筒轉速
= = = 95.2r/min
總傳動比i
= / = 1480/69.9 = 21.17
= / = 1480/95.2 = 15.54
二、傳動比分配：
減速器傳動比初定： = 4.77
則：工作滾筒行星輪傳動比：
= / = 21.17/4.77 = 4.4348
空程滾筒行星輪傳動比：
= / = 15.54/4.77 = 3.257
3.3 傳動裝置的運動和動力參數確定
一、減速器傳動比：
要求高低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級傳動比，為后級總傳動比。
由式 =
=
=1.946 ~ 2.136
取= 2 則 = 2.385
二、減速器各軸轉速：
= 1480 r/min
= / = 1480/2 = 740 r/min
= / = 379 r/min
= / = 310 r/min
式中 —— 電機輸出轉速；
—— 高速軸轉速；
——過渡軸轉速；
——低速軸轉速。
三、減速器各軸實際功率：
= 37.55KW
= = 37.55 ×0.98 ×0.98 = 36 KW
= = 36 × 0.98 ×0.98 = 35.1 KW
= = 35.1 × 0.98 × 0.99 = 33.67 KW
式中 ——電機輸出功率；
——高速軸功率；
——過渡軸功率；
—— 低速軸功率；
—— 齒輪傳動效率；
—— 球軸承傳動效率；
———滾子軸承傳動效率。
四、減速器各軸輸出轉矩：
= 9550 ×/ = 9550 × 37.55/1480 = 242.3
= 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6
= 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884
= 9550 ×/ = 9550 × 33.67/310 = 1037
4 減速器設計
4.1齒輪傳動設計
4.1.1高速級傳動裝置的運動和動力參數計算：
⑴選擇齒輪材料
查表8-17
小齒輪選擇調質 =245～275HBS
大齒輪選擇正火 =210～240HBS
⑵按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級
按=（0.012～0.021）估取圓周速度
=9.5m/s,參考表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式8-77得
寬度系數查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.45
小輪齒數在推薦值20～40中取 =20
大輪齒數 =i=2×20 =40
齒數比
傳動比誤差
小輪轉矩 =9.55×P/ =292.3×Nmm
載荷系數 K
使用系數 查表8-20 =1.0
動載荷系數查圖8-57的初植 =1.24
齒向載荷分布系數查圖8-60 =1.2
齒間載荷分配系數的初值在推薦值
（β=7°～20°）中初選 =13°
由式（8-55）、（8-56）的為
=+=
=
=1.60+0.588 =2.188
查表8-21得=1.36
載荷系數=1.0×1.24×1.21×1.36 =2.04
彈性系數 =189.8
節(jié)點影響系數查圖8-64 =2.44
重合度系數查圖8-65 =0.78
螺旋角系數 = =0.99
許用接觸應力
由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應力、查圖8-69 =570N/
=460N/
應力循環(huán)次數由式（8-70）得
=60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h
則查圖8-70得接觸強度的壽命系數（不允許有點蝕）
硬化系數查圖8-71及說明： =1
接觸強度安全系數查表8-27，按一般可靠度查 =1.1
=1.0~1.1
=570×1×1/1.1 =518N/
=460×1×1/1.1 =418N/
故的設計初值為
133mm
法面模數
=cosβ/=133cos13/20 = 6.5查表8-3取 =7
中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+40)/(2×cos13°)
=215.5mm ?。? a =216mm
分度圓螺旋角β=
= β=13.5°
小輪分度圓直徑的計算值
=/ cosβ=7×20/ cos13.5° =143.978mm
圓周速度v
V = /60000=3.14×143.978×1480/60000=11m/s
與估取值相差不大，不必修正
取==1.27 =1.27
齒間載荷分配系數
=+=
=1.59+0.69 =2.28
查表8-21得 =1.36
小輪分度圓直徑==144mm =144mm
大輪分度圓直徑=/ cosβ
=7×40/cos13.5° = 288mm
齒寬b==0.45×142=63.9
大輪齒寬= b = 64mm
小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 70mm
⑶按齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式（8-78）
=
齒形系數
Z = = = 21.75
Z = Z·u = 21.75×2 = 43.51
查圖8-67 得 Y，Y Y=2.76
Y=2.38
應力修正系數Y查圖8-68得 Y=1.56
Y=1.67
重合度系數Y由式（8-78）中說明得：
Y = 0.25 + 0.75/
= 0.25 + 0.75/1.59 Y= 0.69
螺旋角系數Y由式（8-78）得
Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.92
許用彎曲應力由式（8-71）
=·Y·Y/ S
彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm
=390N/mm
彎曲壽命系數Y查圖8-73 Y = Y = 1
尺寸系數Y 查圖8-74 Y = 1
安全系數S 查表8-72 S = 1.6
則
=·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm
=·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm故
= 2.761.560.69 =42.2 N/mm
= 2.381.670.69 =42.6 N/mm
齒根彎曲強度足夠。
4.1.2低速級傳動裝置的運動和動力參數計算：
⑴選擇齒輪材料
查表8-17
小齒輪選擇調質 =245～275HBS
大齒輪選擇正火 =210～240HBS
⑵按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級
按=（0.012～0.021）估取圓周速度
=6m/s,參考表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式8-77得
寬度系數查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.8
小輪齒數在推薦值20～40中取 =20
大輪齒數 =i·=2.385×20 =48
齒數比 u=2.4
傳動比誤差 ﹪
誤差在±5﹪ 范圍內 合適
小輪轉矩 =9.55×P/ =464.6×Nmm
載荷系數 K
使用系數 查表8-20 =1.0
動載荷系數查圖8-57的初植 =1.22
齒向載荷分布系數查圖8-60 =1.22
齒間載荷分配系數的初值在推薦值
（β=7°～20°）中初選 =13°
由式（8-55）、（8-56）的為
=+=
=
=1.50+2.35 =3.85
查表8-21得=1.39
載荷系數=1.0×1.22×1.22×1.39 =2.0
彈性系數 =189.8 節(jié)點影響系數查圖8-64 =2.45
重合度系數查圖8-65 =0.78
螺旋角系數 = =0.99
許用接觸應力
由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應力、查圖8-69 =570N/
=460N/
應力循環(huán)次數由式（8-70）得
=60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h
則查圖8-70得接觸強度的壽命系數（不允許有點蝕）
硬化系數查圖8-71及說明： =1
接觸強度安全系數查表8-27，按一般可靠度查 =1.1
=1.0~1.1
=570×1×1/1.1 =518N/
=460×1×1/1.1 =418N/
故的設計初值為
134.4mm
法面模數
=cosβ/=134.4cos13/20 = 6.55查表8-3取 =7
中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+48)/(2×cos13°)
=244.26mm ?。? a =245mm
分度圓螺旋角β=
= β=13.7°
小輪分度圓直徑的計算值
=/ cosβ=7×20/ cos13.7° =144mm
圓周速度v
V = /60000=3.14×144×740/60000=5.58m/s
與估取值相差不大，不必修正
取==1.22 =1.22
齒間載荷分配系數
=+=1.5+2.35=3.85
查表8-21得 =1.39
載荷系數K K=2.0
小輪分度圓直徑==144mm =144mm
大輪分度圓直徑=/ cosβ
=7×48/cos13.7° =346mm
齒寬b==0.8×144=115
大輪齒寬= b = 115mm
小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 120mm
⑶按齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式（8-78）
=
齒形系數
Z = = = 21.8
Z = Z·u = 21.8×2 = 52
查圖8-67 得 Y，Y Y=2.8
Y=2.35
應力修正系數Y查圖8-68得 Y=1.56
Y=1.7
重合度系數Y由式（8-78）中說明得：
Y = 0.25 + 0.75/
= 0.25 + 0.75/1.5 Y= 0.72
螺旋角系數Y由式（8-78）得
Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.73
許用彎曲應力由式（8-71）
=·Y·Y/ S
彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm
=390N/mm
彎曲壽命系數Y查圖8-73 Y = Y = 1
尺寸系數Y 查圖8-74 Y = 1
安全系數S 查表8-72 S = 1.6
則
=·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm
=·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm 故
= 2.81.560.72 0.86 =41 N/mm
= 2.351.700.720.86 =39.7N/mm
齒根彎曲強度足夠。
標準斜齒輪幾何尺寸統(tǒng)計表4-1:
名稱
代號
計算公式
齒輪Ⅰ
齒輪Ⅱ
齒輪Ⅲ
齒輪Ⅳ
齒輪Ⅴ
基
本
參
數
法向模數
—————
7
7
7
7
7
齒數
Z
—————
20
40
20
39
48
法向壓力角
a
—————
20°
齒頂高系數
—————
1
頂隙系數
—————
0.25
螺旋角
β
—————
13.5°
13.7°
基圓柱螺旋角
tan=tanβ·cosa
12.67°
12.86°
幾何尺寸
分度圓直徑
d
d = mz/cosβ
144
288
144
280
336
齒頂高
=·
7
齒根高
=(+)
8.75
齒全高
h
h = +
15.75
齒頂圓直徑
=d+2
158
302
158
395
350
齒根圓直徑
=d-2
126.5
270.5
126.5
263.5
318.5
基圓直徑
=dcos
134.9
269.7
134.9
263
314
端面壓力角
tan=
20.52°
20.5°
嚙合尺寸
中心距
a
a =1/2(d1+d2)
216
212
308
4.2軸的確定與校核
軸的結構設計
軸的結構形狀要根據軸上零件的裝配方案確定，不同的裝配方案會產生不同的結構形狀。軸的結構應滿足：軸上零件要有準確的工作位置并易于裝拆；軸要有良好的制造工藝性，并盡量減小軸的應力集中，提高軸的疲勞強度。
一、高速軸 ：
為避免零件沿軸向或周向發(fā)生相對運動，要對零件進行定位和固定。軸向使用平鍵固定；軸承利用軸套和端蓋作軸向定位和固定，利用軸承內圈與軸的過渡配合保證周向固定；齒輪的軸向定位使用軸套和軸肩，周向采用平鍵固定。
(1)確定軸的最小直徑：
選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據扭轉強度條件估算軸的最小直徑,查文獻[5]表4-2,取A=115,可得；
式中：--扭轉剪應力, N/；
P—軸傳遞的轉矩, ；
n--軸的轉速, r/min；
、A—考慮了彎矩影響的許用扭轉剪應力和設計系數，見表4-2;取A=118,則：
軸的直徑要與軸承配合同時為安全起故取d1 = 50 mm
(2)求軸上的轉矩:
= 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6
(3)求作用在齒輪上的力:
①軸上大齒輪Ⅱ的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =3226.4N
==1207.7N
=·tanβ=3226.4×tan13.5°=774.6N
②軸上小齒輪Ⅲ的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =6452.8N
==2415.3N
=·tanβ=6452.8×tan13.5°=1549.2N
(4)軸的結構設計
①擬定方案如圖4-1所示。
②按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
軸段①的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度19mm，取軸段①的長度為L1=41mm。
軸段②的直徑應該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。
軸段③用于兩齒輪軸向定位，軸肩高度h應大些，取h=2.5mm, 則d3=58mm。根據需要取軸段③的長度為L3=15mm。
圖4-1
軸段④的確定方法與軸段②的確定方法相似，所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度應小于齒輪2的寬度，取L4=63mm。
同一軸上的兩個軸承通常取相同類型和內徑，所以軸段⑤與軸段①的確定方法相同取d5=50mm，取L5=40mm 。
軸的基本形狀確定之后，需要根據裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行設計。軸的鍵槽寬度、圓角應盡量采用相同的尺寸，并符合有關標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。
(5)軸的強度校核
ⅰ求軸的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。
根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當量彎矩最大,是軸的危險截面。其數值、、M、T及的計算如圖4-2:(L1=78mm,L2=107mm,L3=50mm)
1、支反力:
以A為支點:
L1 + (L1+L2+L3) = (L1+L2)
6452.8×78××235=3226.4×185
解得: = 398N = 398N
則: = +-=6452.8+398-3226.4=3624.4N =3624.4N
L1++(L1+L2+L3)= (L1+L2)-
2415.3×78+111.5×72+224.4=1207.7×185-774.6×144
解得: =-838N =-838N
則: =+-=2415.3-812.9-1207.7=369.6N = 369.6N
2、 彎矩和
=·L1=3711×72.9=282700N·mm
=·L3=484.6×44.9=19900N·mm
=-·L1=394.7×72.9=-287740N·mm
=-=-774.6×144=-111542N·mm
=+=-399200N·mm
=·L3=-838×50=-41900N·mm
==-=111542N·mm
=+=69.6N·m
3、合成彎矩M
==488.9N·m
==72.4N·m
扭矩T=464.6 N·m
4、當量彎矩
圖4-2
===562.8 N·m
===288N·m
ⅱ校核軸的強度
軸的材料為45鋼,調質處理。查文獻[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應力為
=45.0N/
根據計算結果可知,該軸滿足強度要求。
二、過渡軸
(1)根據扭轉強度條件估算軸的最小直徑；
軸的最小直徑要與軸承配合，故取d = 50 mm
(2)求軸上的轉矩:
= 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884
(3)求作用在齒輪上的力:
軸上齒輪的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =6314N
==2365.4N
=·tanβ=6314×tan13.7°=1539N
(4)軸的結構設計
①擬定方案如圖4-3所示：
圖4-3
為了便于箱體的鑄造，取過渡軸的總長與高速軸的總長相等。
②按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
軸段①的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度23mm以及與上一級齒輪嚙合要求,取軸段①的長度為L1=41mm。
軸段②的直徑應該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。
軸段④的確定方法與軸段①的確定方法基本相似，不同之處為,不考慮齒輪端面與箱壁的距離,所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度為所配合軸承的寬度，取L4=23mm。
軸段③用于齒輪與軸承的軸向定位，軸肩高度h應大些，取h=3mm, 則直徑d3=59mm。其長度L3=277-L1-L2-L4=95mm。
軸的基本形狀確定之后，需要根據裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行設計。軸的鍵槽寬度、圓角應盡量采用相同的尺寸，并符合有關標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。
(5)軸的強度校核
ⅰ求軸的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。
根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當量彎矩最大,是軸的危險截面。其數值、、M、T及的計算如圖4-4:(L1=78mm,L2=157mm )
1、支反力:
以A為支點:
水平支反力:L1 = (L1+L2)
6314.3×78=×235
解得: = 2095.8N = 2095.8N
則: = -=6314.3-2095.8=4218.5N =3624.4N
垂直支反力: R+(L1+L2)=L1
1539×140+(78+157)=2365.4×78
解得:=-197.2N =-197.2N
則: =-=2365.4+197.2N =2562.6N
2、彎矩和
=-·L1=3624.4×78=-329000N·mm
=-·L1=2562.6×78=-199880N·mm
=R+=1539×140-199880=15500N·mm
3、合成彎矩M
==350.2N·m
==329.4N·m
ⅱ校核軸的強度
軸的材料為45鋼,調質處理。查文獻[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應力為
=28.0N/<[]
根據計算結果可知,該軸滿足強度要求。
圖4-4
4.3軸承與鍵的選擇及校核
軸承是用于支承軸及軸上零件實現正常工作的一種部件。按照摩擦性質的不同,軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩大類。軸承的發(fā)展已形成標準化、系列化,與滑動軸承相比,具有摩擦阻力小、起動靈敏、效率高、潤滑簡便,易于互換等優(yōu)點。因此應用廣泛,在機械的許多領域取代了滑動軸承;其缺點是抗沖擊能力差,工作時產生噪聲,壽命也不及液體滑動摩擦軸承。
軸承所受載荷的大小、方向和性質,是選擇軸承類型的主要依據。由于滾子軸承中的主要元件間是線接觸,易用于承受較大的載荷,承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸,宜于承受較輕或中等載荷。由于減速器內采用斜齒輪傳動,軸向力較大, 經驗算:球軸承不能滿足要求,因而選用圓錐滾子軸承。能承受較大的徑向負荷和單向的軸向負荷,內外圈可分離,軸承游隙可在安裝時調整。通常成對使用,對稱安裝。
高速軸用軸承:由軸的直徑選用軸承型號為7510E,主要性能參數為:=84.8KN
Y=1.43,e=0.42。以下計算用公式及查表參考文獻[5]
1、計算軸承支反力受力圖如圖4-5所示:
圖4-5
①水平支反力 =3624.4N
=398N
垂直支反力 =369.6N
=-838N
②合成支反力 =3643.2N
=927.7N
2、軸承的派生軸向力
由式5-9 =1273.8N
=324N
3、軸承所受軸向載荷
==744.6N
因=774.6+324=1106N
499N
4、軸承當量動載荷
①因=1273.8/3643.2=0.35
e, 查表5-12, ,
=0.4×927.7+1.43×499=1084.7N
5、軸承壽命
因>,故應按計算:由表5-9,表5-10查得: 按式5-5
=2.1×h
由以上計算可知,該軸承滿足要求。
根據高速軸的直徑,參考文獻[3],選取鍵的尺寸為:
B×H×L=16×10×100
受力圖如圖 4-6所示:
圖 4-6
假設擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的 ,此時擠壓強度條件是:
式中 k —鍵與輪轂槽(或軸槽)的接觸高度,mm,k=h/2,h為鍵高;
l —鍵的工作長度,mm,A型:l=L-b.
—許用擠壓應力,N/,鍵的材料一般采用抗拉強度極限 的精拔鋼制造,常用材料為45鋼。查文獻[5]表2-21取
代入數據得:
由以上計算可知:鍵的選用滿足強度要求。
4.4減速器箱體及主要零部件的設計
4.4.1減速器箱體結構
箱體是減速器的一個重要零件,它用于支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動件的嚙合精度,使箱體內零件具有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜,其重量約占整臺減速器的一半,所以箱體結構對減速器的工作性能,加工工藝,材料消耗,重量及成本等有很大影響。
箱體結構與受力均較復雜,目前尚無成熟的計算方法。所以箱體各部分尺寸一般按照經驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。
減速器鑄造箱體主要結構尺寸關系參考文獻[3]表5-1,圖5-5,圖5-6:
箱體壁厚 =0.025a+△8 取=16mm
地腳螺栓直徑=0.036a+12 =24mm
地腳螺栓數目n(a>250mm) n=6
軸承端蓋螺釘直徑d1=(0.4～0.5) d1=10mm
視孔蓋螺釘直徑d2=(0.3～0.4) d2=8mm
齒輪端面與內機壁距離△2= △2=16mm
大齒輪頂圓與箱內壁間距離△11.2 △1=18mm
各螺栓與外箱壁和凸緣邊緣的距離參考文獻[3]表5-1.
4.4.2軸承蓋的結構和尺寸
軸承蓋用于固定軸承,調整軸承間隙及承受軸向載荷,多用鑄鐵制造。結構形式分為在凸緣式和嵌入式。凸緣式軸承蓋調整軸承間隙方便,密封性能好,應用廣泛。嵌入式結構簡單,但座孔中須削環(huán)行槽,加工麻煩。在此使用凸緣式端蓋,如圖4-7所示:
圖4-7
=D+(2～2.5); =+(2.5～3); =1.2
=(0.85～0.9)D; =-(2.5～3);
當軸承外徑D=90mm時:
=1.2=1.2×10=12mm
=D+(2～2.5)=90+(2～2.5)×10=110～115mm 取=115mm
=+(2.5～3)=115+(2.5～3)×10=140～145mm =140mm
=(0.85～0.9)D=(0.85～0.9)×90=75.5～81mm =76mm
=-(2.5～3)=115-(2.5～3)×10=85～90 =90mm
當取D=120mm時:
=1.2=1.2×10=12mm
=D+(2～2.5)=120+(2～2.5)×10=140～150mm 取=150mm
=+(2.5～3)=150+(2.5～3