毕业设计说明书一级摆线锥齿轮减速器设计说明书

1、本科本科毕业设计说毕业设计说明明书书EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺EBJ-160 BORING MACHINE LOADED WITH THE KEY COMPONENTS OF THE DESIGN AND PROCESSING TECHNOLOGY学院（部）： 机械学院 专业班级： 机械设计 05-2 班 学生姓名： 戴 兵 指导教师： 周哲波 2009 年 6 月 8 日安 徽 理 工 大 学毕业设计任务书专业班级 机械 05 级 2 班 姓名 戴兵 日期 2009-6-8 1设计题目 EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺（专 题） 一级摆线锥齿轮减速器

2、设计 2设计原始资料：3设计文件：说 明 书:1-1.5 万字图 纸:减速器装配图，锥齿轮轴零件图，大锥齿轮零件图，偏心盘零件图，轴承座零件图模型（工业设计专业）4. 设计任务下达日期：5. 设计完成日期：6. 设计各章节答疑人： 部分 部分 部分 部分 部分 部分 7. 指导教师 8. 系（室）负责人 9. 院负责人 中文摘要摘要：本次设计的题目是 EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺设计，我的专题是对该掘进机的一级摆线锥齿轮减速器设计。首先，对有关掘进机的书籍进行初步阅读，了解掘进机的发展现状及其的技术上发展情况和瓶颈。核心是研究掘进机的装载部分的作用及其设计方案，为后期的设

3、计打好基础。其次，对这次设计主题即掘进机一级摆线锥齿轮减速器设计进行研究，从现有的减速器装配图上的研究开始，分析装配图上的各个零部件的作用及其位置关系，弄清部件彼此之间的装配关系。最后重新设计这个减速器，设计思想是在不改变原有结构的基础上，对不足的地方进行优化改进。这次设计的重点是摆线锥齿轮轴的设计和校核，以及该轴上的轴承的设计和校核。关键词： 掘进机；摆线锥齿轮；减速器；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;目录目录摘要（中文）3 摘要（英文） 41、绪论 7 2、传动装置的设计 8 2.1、传动方案设计 8 8 8 82.2、电动机的选择 9 9 9 93、齿轮的设计计算 113.1、摆线锥齿轮的设计计算11 选定齿轮类型，精度等级，

8、材料及其齿数 11 、 摆线齿锥齿轮几何参数初算11、 摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数13、 摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总 143.2、 校核齿面接触疲劳强度15、 接触应力计算15、 许用应力计算163.3、 校核齿根弯曲疲劳强度173.4、 摆线小锥齿轮轴结构图193.5、 摆线大锥齿轮结构图204、 锥齿轮轴的设计计算21 4.1、 锥齿轮轴的结构设计21 、 齿轮轴的示意图21 轴上的径向尺寸结构设计22 、 轴上的轴向尺寸结构设计23 、 轴上的其他设计244.2、 轴齿轮的校核计算24 、 轴上的受力分析24 支反力的计算24、 求齿轮轴弯矩和扭矩图 25 255、 轴承基本额定

9、寿命计算275.1、 锥齿轮轴轴承额定寿命计算(32221)27 、 轴承所受径向力计算 2728dF、 判断和计算轴向力2828285.2 锥齿轮轴轴承额定寿命计算(30222)2929、 计算派生轴向力 29dF、 判断和计算轴向力 30、 确定当量动载荷 30、 计算轴承 30222 寿命 306、 键的选择和校核 316.1、矩形花键的选择 31 31的规格 316.2、 矩形花键的校核32 挤压应力计算 32 32 327、 润滑与密封 337.1、 齿轮的润滑 337.2、 轴承的润滑 337.3、 密封 33 端盖和轴间密封 33、 轴承座与箱体之间的密封 34 8、 箱体的设计

10、34 8.1、 减速器附件的选择 34 8.2、 箱体及其附件参数 35 结束语 36参考文献 37 致谢 381 1、绪论绪论 EBJ160 型重型悬臂式掘进机为国家“八五”重点科技攻关成果。该机主 要用于煤及半煤岩巷机械化掘进施工，也适用于其他矿山及隧道的掘进。该机主要特点为：整机采用低矮机型，悬臂纵轴式切割，切割机构的进给速度采用自动调整，铲板随动式防干涉装置；切割头采用高强度齿座，截齿采用大直径“三高”硬质合金刀头高强度截齿，履带采用高强度铸造件液压系统采用了恒压变量伺服系统，液压系统比同类型进口机组优越，管件少 34EBJ-160 型掘进机是重型掘进机，它切割功率大，断面大，广泛适用

11、于铁路、公路、水利、国防等隧道的掘进施工，可以满足 2-3 类到 4-5 类围岩（软岩、次坚岩）的机械化掘进，实现掘进，运输，支护等同时作业，大幅度提高了隧道施工的效率。在煤矿、公路、铁路的隧道施工中都会用到掘进机这种机器设备，怎样设计掘进机使其能够高效、安全地在施工中完成掘进任务，确保工程安全顺利的完工设计掘进机的关键因素。掘进机的装载机构一般分为星轮装载和扒爪两大类，因其型号和工作地点的不同，传统掘进机的装载机构各有其特点与不足,尤其出在减速器的问题较多。此次设计的目的：在原有两中装载方式的基础上对摆线锥齿轮减速器进行技术及结构上的改进与设计；指导思想：由于 EBJ-160 为重型掘进机，

12、采用的的是星轮装载方式，吸取扒爪式的精华，在不改变星轮装载的主体结构的基础上，进行结构的优化设计。设计的解决的问题：在结构上对一级摆线锥齿轮减速器的进行优化设计 2 2、 传动装置的设计计算传动装置的设计计算2.12.1、传动方案拟定、传动方案拟定2.1.12.1.1、已知条件、已知条件（1） 工作条件：煤矿隧道下使用，工作两班制。连续单向传动，载荷较平稳，工作环境欠佳，有粉尘，环境最高温度 35。（2）使用折旧期：8 年，每年工作 350 天，每天工作 16 小时。（3）检修间隔期：2 年一次大修，每年一次中修，半年一次小修（4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V。（5）制造条

13、件及生产批量：中型机械厂，单件小批生产。（6）驱动方式 ：集中交流电机，采用后驱动，（7）传动系统：交流电机驱动，直交锥齿轮传动 ，星轮（8）装载方式：星轮连续装载（9）链轮的张紧方式：黄油缸张紧（10）装载能力：240-2503/minm2.1.22.1.2、 设计数据设计数据参 数星轮转速链轮的转速 V电动机功率数 据45rpm1.2m/min22KW表 1-1 设计数据表2.1.32.1.3、 本方案特点本方案特点本方案采用摆线锥齿轮减速器开式齿轮传动方案，齿轮传动具有：1) 效率高，是常用的机械传动中齿轮传动效率最高的。2) 结构紧凑，相对其它传动机械，其占用空间较小。3) 工作可靠寿

14、命长。设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这是其它机械传动无法比拟的。4) 传动比稳定。5) 使用了一对开式齿轮传动，它的失效形式多为齿面磨损，同时，开式齿轮传动在没有防护罩的情况下容易对靠近的工作人员造成危险。2.22.2、 电动机选择电动机选择2.2.12.2.1 、 确定链轮分度圆直径确定链轮分度圆直径d=2222006418207.979090sin18sin18sinsintdzz注取齿数Z=52.2.22.2.2 、 确定减速器输入轴及其传动比确定减速器输入轴及其传动比60 10001.2 60 1000110.26 /min3.14159

15、27 207.97vnrd入（=45 已给数据）110.26 /min2.4545 /minnrinr入出n出2.2.32.2.3、 电动机型号选择电动机型号选择根据掘进机使用环境选择 YB 系列隔爆型三相异步电动机，已经知道给定功率为 P=22KW，=111.26，查阅机械设计手册中常用电机选择，选择如下n入两种方案电动机型号额定功率/kW满载转速/1minrA传动比YBGB180L-422147013.33YB200L2-6229708.97综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的成本，最终可确定方案 2 YB200L2-62.2.3.1、 详细参数详细参数序号=57型号=YB

16、200L2-6额定功率kw=22满载时额定电流A=44.6满载时额定转速r/min=970满载时效率%=90.2满载时功率因数cos=0.83堵转转矩/额定转矩=1.8堵转电流/额定电流=6.5最大转矩/额定转矩=2重量kg=3002.2.电动机的安装尺寸图片电动机的安装尺寸图片 YB200L2-6 型电动机安装型式外形及安装尺寸-序号=12 机座号=200 LH=200 A=318 B=305 C=133 D2 极=55 E2 极=110 FGD2 极=1610 F10 G2 极=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 极=805 安装型式=B353 3、 齿轮的设计计算齿轮的设计计算3.13.1、 摆线锥齿轮的设计计算摆线锥齿轮的设计计算、选定齿轮类型，精度等级，材料及其齿数。(1)按照设计要求，选用摆线齿锥齿轮传动。(2)因为掘进机的扒抓机构是一般工作机，速度不高，可选用 7 级精度（GB10095-88）(3)材料选择参照机械齿轮设计手册表 10-1，选择小齿轮的材料为 40Gr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。、摆线齿锥齿

18、轮几何参数初算按照机械齿轮设计手册给定算法计算，过程如下表 3-1 表 3-1 摆线齿锥齿轮几何参数初算名称符号单位计算公式结果轴交角（）90传动比理论值12,0iu齿数初值120iu2.45主动小轮转速1( /min)n r已经知数据110.26主动小轮转矩1( /)Tn m2211195.5 10/95.5 1022/110.26Tpn31.905 10名称单位计算公式结果大轮大端节圆直径2/()edmm05211901000edTn 302. 820时u（）（）1+u384.0026 取整 384大轮大端节锥角初值020/( )0200sin/( )arctan()1/cosu67.79

19、续表名称符号单位计算公式结果大轮大端节锥距初值0/()eRmm02200.5/sineeRd240.4554齿宽b重载传动 b=(0.29 0.33) 取=3.40eR0eRbb=67.533 取整 68参考点法向模数nm硬齿面重载齿轮取=(0.10.14)bnm10nbm=6.8 取整nm7参考点螺旋角初值0m0/( )一般00m030 45035小轮齿数1z220m0110(sin)cos5endbzzu m加以圆整，12.76 圆整取13大轮齿数2z20 1zu z，加以圆整31.85 圆整取32齿数比u21zzu=2.46传动比误差百分数2i020100iuuu0.4大轮节锥角02/(

20、 )2sinarctan()1/cosu67.88参考点螺旋角0m/( )1m22arcos()sinnez umdb33.7481摆线齿锥齿轮几何参数初算（表 3-1）、 摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数按照机械齿轮设计手册（上册）给定算法计算，计算过程如下表 3-2表表 3-23-2 摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数名称符号单位计算公式结果大轮大端节圆直径2/()edmm见上表 3-1384轴交角（）见上表 3-190 名称符号单位计算公式结果参考点法向模数见上表 3-17小轮齿数1z见上表 3-113大轮齿数2z32法向压力角0( )n一般取020n20齿

21、顶高系数ah一般取=1ah1顶隙系数C一般取 C=0.250.25圆周齿侧间隙（mm）ij按照齿轮设计手册上表 5.2-8 取=0.19ij0.19法向齿侧间隙（mm）nj=0.05+0.03njnm0.26高变位系数1x初值=0.5 由手册上表 5.5-2 求得终值1x切向高变位系数1tx初值=0.1 由手册上表 5.5-5 求得终值1tx分度锥角修正值0/( )因小锥轮轴小端五轴颈所以修正角为 00齿数比U见上表 3-12.46齿宽b/(mm)见上表 3-168参考点螺旋角0m0/( )见上表 3-133.74813.1.43.1.4、 摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总数据汇总按照机械齿轮设计

22、手册（上册）给定算法计算，见下表 3-3表表 3-33-3 摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总名称符号单位计算公式结果法向模数nm7小轮齿数1z13名称符号单位计算公式结果传动比12i2.46小轮分度锥角01/( )21.62大轮分度锥角02/( )68.88小轮大端节圆直径1/()dmm12/ddu184.6748 取整 184大轮大端节圆直径2/()dmm384小轮参考点节圆直径1/()mdmm11/cosmnmdm z148.021 取整 148大轮参考点节圆直径2/()mdmm22/cosmnmdm z384.4728 取整 384高变位系数1x0.5小轮齿顶高（

23、mm）1ah(+)1anhmah1x10.5大轮齿顶高（mm）2ah= (-)2ahnmah1x3.5续表全齿高h(2)nahmhc15.75大轮齿数2z32压力角n20小轮当量齿数1vz111cosvzz14.0314取整为大轮当量齿数2vz222cosvzz84.98 取整为 85锥距R(mm)240摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总（表 3-3）3.23.2、 校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度1)锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行校核。已算小齿轮齿数 Z1=13，传动比为*U=2.46 则大齿轮齿数Z2= 32, =1905(n/m)1T依据的校核公

24、式：210.85tAHHHEHHPmnFk KKUZ Z Z Zbd、接触应力计算（1）分度圆切向力计算1120002000 19052070.65184tmTFNd（2） 使用系数 原动机和工作机都是轻微震动，查机械设计书本上的表得出该系数=1.35Ak(3) 动载荷系数计算212222()110010.8510.1113 32.46(0.0193)11.0821.35 2070.6510002.4610.85 68ttvAtKZVuKkK Fub (4) 载荷分布系数计算1.51.5 1.251.9Hh eKK（5） 载荷分配系数计算1.2HaK（6） 节点区域系数计算2.125HZ(7)

25、 弹性系数计算2189.8(/)EZN mm（8） 重合度螺旋角系数计算44 1.7330.86930.870(1)33vaZZ因式中(9) 锥齿轮系数计算1KZ(10) 计算结果=267.1210.85tAHHHEHmnFk KKUZ Z Z Zbd、 许用应力计算（1） 许用接触应力公式limlimHHPNLRXWHZ Z V Z ZS（2） 试验齿轮接触疲劳极限由机械设计手册（3）上图 23.2-18d 查得2lim1300(/)HN mm（3） 寿命系数=1 （长期工作）WZ（4） 润滑油膜影响系数 (机械设计手册 3 图 23.2-21)0.985LVRZ（5） 最小安全系数min1

26、.1HS（6） 尺寸系数1XZ（7） 工作硬化系数1WZ（8） 许用接触应力值213001 0.985 11164(/)1.1HPN mm （9） 结论 通过校核HHP3.33.3、 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数，计算载荷系数使用系数：由*，取1.1KA动载系数：由*，按 9 级精度查取，齿间载荷分布系数：1.23KV取 1 KH KF齿向载荷分布系数：eHK5 . 1K KFH其中，轴承系数由*查得25. 1eHK所以875. 125. 15 . 1K KFH综上，载荷系数HHVAKKKKK 537. 2875. 10 . 123. 11 . 1537.

27、2875. 10 . 123. 11 . 1FFVAKKKKK2)确定齿形系数，应力校正系数，*：FYSY 53. 21FY62. 11SY 13. 22FY85. 12SY3)确定弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，寿命系数查*1.4 S 查得： 86. 01FNk88. 02FNk疲劳极限应力，由*查得： a1510MPFEaFEMP3802*可求出许用应力 aFEFNFMPSK286.3134 . 151086. 0111aFEFNFMPSK857.2384 . 138088. 02224）校核弯曲强度轮齿所受切向力，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弯曲强度满足要求3.43.4、 摆线小锥齿轮轴机构图（图摆线小锥齿轮轴机构图（图 3-13-1）3.53.5、 摆线大锥齿轮机构图（图摆线大锥齿轮机构图（图 3-13-1）4 4、锥齿轮轴的设计计算4.14.1、

29、 锥齿轮轴的结构设计、 齿轮轴的设计图（图 4-14-1）结构设计图（图 4-1）4.1.24.1.2、 轴上的径向尺寸结构设计 表 4-1 轴上的径向尺寸结构设计区段说明结果A-A 段该段安装了矩形花键，规格为,轴径10 72 78 12(114487)GB的尺寸由花键的尺寸的来定大径 (mm)78A AD小径 (mm)72A AdB-B 段该段安装有圆螺母和止动垫圈，直径由圆螺母的尺寸来计算确定，该段要制造螺纹，螺母规格：M90 2大径 90()B BDmm小径 88()B BdmmC-C 段该段安装浮封圈和浮封杯，直径要与 D-D 段综合考虑95()C CDmmD-D 段该段安装了圆螺母

30、和止动垫圈，轴径带有螺纹，大小径由装配图明细栏上的圆螺母规格确定，圆螺母规格M100 2大径100()D DDmm小径98()D DdmmE-E 段该段安装圆锥磙子轴承，规格为直径由轴承内径来计算确定，105()E EDmmF-F 段该段装有圆锥磙子轴承，规格是轴的直径有轴承的内径来确定110()F FDmmG-G 段该段是轴肩，用于轴承的定位，由由轴承的轴向定位需求取115()G GDmm115()G GDmmH-H 段该段是小锥齿轮尺寸参数请参看第三章的齿轮设计部分、 轴上的轴向尺寸结构设计 分析说明见下表表 4-24-2 轴上的轴向尺寸结构设计区段说明结果A-A 段该段安装了矩形花键，规

31、格为，花键10 72 78 12(114487)GBA-AL75()mm工作长度 L=75（mm）B-B 段该段安装有圆螺母和止动垫圈，直径由圆螺母的尺寸来计算确定，该段要制造螺纹，螺母规格：, M90 2.L 要大于螺母厚度 20L=lRec 倍多B-BL55()mmC-C 段该段安装浮封圈和浮封杯，长段由计算确定C-CL55()mmD-D 段该段安装了圆螺母和止动垫圈，轴径带有螺纹，长度由装配图明细栏上的圆螺母规格确定，圆螺母规格,L 要大于螺母和垫圈的厚度，M100 2D-DL30()mmE-E 段该段安装圆锥磙子轴承，规格为这段的长度大于等于轴承宽度，由计算确定E-EL55()mmF-

32、F 段由计算确定F-FL110()mmG-G 段该段是轴肩，由轴承的轴向定位需求，取G-GL6()mmG-GL6()mmH-H 段该段是小锥齿轮 厚度参看齿轮机构设计H-HL80()mm4.4.1.41.4、 轴上的其他设计（1）轴上零件的周向定位B-B 段的轴承端盖周向定位采用圆螺母和止动垫片来定位，滚动轴承周向定位由过渡配合保证，选用轴直径的公差为 k6(2) 确定轴上圆角和侧角尺寸轴端倒角，圆角均为 R2.54524.24.2、 轴齿轮的校核计算、 轴上的受力分析（1）轴传递的转矩计算 441122 955 1022 955 10110.26Tn4190.54 10/1905/N mmN

33、 m（2）齿轮的圆周力计算1120002 1905 100020706148tmTFNd（3）齿轮的径向力计算0tantan20207069062coscos33.74nrtFF（4）齿轮的轴向力计算tan20706 tan33.7413830XtFF、 支反力的计算支反力的计算（1） 在垂直面上支反力计算 (图 4-2 b )： 0CzM11545202mBZrxdRFF11321BZRN 0:ZF0CZBZRRF20383CZRN(2) 在水平面内的支反力计算 (图 4-2c ) 0:AyM521540tByFR6991ByRN 0:YF0ByCytRRF13715CyRN 、 求齿轮轴弯

34、矩和扭矩图 齿轮的作用力在垂直面的弯矩 （图 4-2 b）3529062 52 10471CZrMFNm 齿轮的作用力在水平面的弯矩图 （图 4-2 c）35220706 52 101076CYtMFNm 截面 C 处的最大合成弯矩计算 （图 4-2 d）221174CCYCZMMMNm 做转矩图11905()TNm已知 危险截面的判断根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图（b）(c) (d)所示。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。后面将附注小齿轮轴上载荷图（图 4-2）截面 C 处的各种受力值列表 4-2表 4-2 截面 C 处的受力参数列表载 荷垂

35、直面 Z水平面 Y支反力 F（N） 11321BZRN 20383CZRN 6991ByRN 13715CyRN 弯矩）（mNM471CZMNm1076CYMNm总弯矩）（mN 221174CCYCZMMM扭矩)mNT（19051T附图rFtFXF1NVFBYRBZRCYRCZRBZRCZRCYMVMBYRCYRaHFF1rF1HM2HMtFT12CZmDZR dM图 4-2 小齿轮轴上载荷图、 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度这里只校核危险截面 C 的强度。*及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循动循环变应力，取折合系数6 . 0计算截面 C 的抗弯截面系数

36、Wc3339 .1135913210532mmdWcc轴的计算应力aacccaMPMPWTM34.109 .113591)19056 . 0(1174000)(22212该轴材料为 45 号钢，调质处理，由*查得许用应力因此，aMP601，故安全。1ca5 5、 轴承基本额定寿命计算轴承基本额定寿命计算5.15.1、 锥齿轮轴轴承额定寿命计算锥齿轮轴轴承额定寿命计算(32221)(32221)如图 4-2，记 B 处轴承为 1，C 处轴承为 2。由前述已知，外界产生的轴向力：NFx13830径向力：NFr9062各支点力： ；NRBy6991NRBZ11321；NRCy13715NRCZ203

37、83、 轴承所受径向力计算轴承所受径向力计算2222169911132111305rByBZFRRN22222137152038324567rCyCZFRRN5.1.25.1.2、 计算派生轴向力计算派生轴向力dF、确定动载系数、确定动载系数查*得计算系数，轴向动载荷系数。37. 0e6 . 1Y因为 ，所以，由*查得：eFFrX5 . 1906213830径向动载荷系数40. 0X、 派生轴向力计算派生轴向力计算由*派生轴向力公式NYFFrd812.35326 . 1211305211NYFFrd187.76776 . 12245672225.1.35.1.3、 判断和计算轴向力判断和计算轴

38、向力、轴承、轴承 1 1 受轴向力受轴向力因为XddFFNNNNF21187.2150713830187.7677812.3532所以轴承 1 所受的轴向力NFFFdXX17.2150721、轴承、轴承 2 2 受轴向力受轴向力NFFdX187.7677225.1.45.1.4、 确定当量动载荷确定当量动载荷由*查取动载荷系数：1 . 1pf由*求当量动载荷NYFXFfPXrp. 6 .428217.215076 . 11130540. 01 . 1111NYFXFfPXrp1 .2432187.76776 . 12456740. 01 . 12225.1.55.1.5、 计算轴承寿命计算轴承

39、寿命由机械设计手册差得轴承 32221 轴承参数： 轴承内径：105 轴承外径：190 轴承宽度：39 额定动载荷：270000 额定静载荷：225000 润滑方式：脂润滑 极限转速：2400所以基本额定动载荷 C=270000N*求寿命得：hpcnLh631063101611036. 16 .428227000026.11060106010以上计算寿命都远大于要求的使用折旧时间 44800h，所以选取的轴承合适。在本设计中，轴承工作载荷教平稳，转速稳定，故此不对轴承进行静载荷能力计5.25.2 锥齿轮轴轴承额定寿命计算锥齿轮轴轴承额定寿命计算(30222)(30222)如图 4-2，记 B

40、处轴承为 1，C 处轴承为 2。由前述已知，外界产生的轴向力：NFx13830径向力：NFr9062各支点力： ；NRBy6991NRBZ11321；NRCy13715NRCZ203835.2.15.2.1 轴承所受径向力计算轴承所受径向力计算2222169911132111305rByBZFRRN22222137152038324567rCyCZFRRN5.2.25.2.2、 计算派生轴向力计算派生轴向力dF5.2.2.15.2.2.1、 确定动载系数确定动载系数查*得计算系数，轴向动载荷系数。37. 0e6 . 1Y因为 ，所以，由*查得：eFFrX5 . 1906213830径向动载荷系

41、数40. 0X5.2.2.25.2.2.2、 派生轴向力计算派生轴向力计算由*派生轴向力公式NYFFrd812.35326 . 1211305211NYFFrd187.76776 . 12245672225.2.35.2.3 判断和计算轴向力判断和计算轴向力5.2.3.15.2.3.1、 轴承轴承 1 1 受轴向力受轴向力因为XddFFNNNNF21187.2150713830187.7677812.3532所以轴承 1 所受的轴向力NFFFdXX17.21507215.2.3.25.2.3.2、 轴承轴承 2 2 受轴向力受轴向力NFFdX187.7677225.2.45.2.4 、 确定当

42、量动载荷确定当量动载荷由*查取动载荷系数：1 . 1pf由*求当量动载荷NYFXFfPXrp. 6 .428217.215076 . 11130540. 01 . 1111NYFXFfPXrp1 .2432187.76776 . 12456740. 01 . 12225.2.55.2.5、 计算轴承计算轴承 3022230222 寿命寿命由机械设计手册差得轴承 30222 轴承参数： 轴承参数： 轴承内径：110 轴承外径：200 轴承宽度：38 额定动载荷：112000 额定静载荷：100000 润滑方式：脂润滑 极限转速：3800所以基本额定动载荷 C=112000N*求寿命得：hpcnL

43、h63106310261109 .521 .243211200026.11060106010以上计算寿命都远大于要求的使用折旧时间 44800h，所以选取的轴承合适。在本设计中，轴承工作载荷教平稳，转速稳定，故此不对轴承进行静载荷能力计6 6、 键的选择和校核6.16.1、矩形花键的选择、概述本设计中减速器和和刮板输送机采用共同的驱动， 电动机放置于掘进机尾端，锥齿轮轴的是通过轴的尾端的花键与链轮连接来获得转矩的。、矩形花键的选择的规格锥齿轮轴尾端花键规格为 NdDB=10727812键数 N=10小径 d=72大径 D=78键宽 B=12（GB/T 1144-19876.26.2、 矩形花键

44、的校核校核公式校核公式 2 jyjyg gmTZh l D、 挤压应力计算（1）转矩 花键获得的转矩3T=1.905 10/N mm（2） 花键各齿间载荷不均匀系数 通常 取 0.80.7 0.8（3）Z 花键齿数 Z=10（4） 花键齿的工作高度（ mm） (C 为倒角gh22.22gDdhCmm尺寸为 0.4)（5） 花键齿的工作长度 经过查手册 取 =75（mm）glgl（6） 花键的平均直径 mD787275()22mDdDmm（7）计算结果22 1905380.8 10 2.2 75 75jyag gmTMPZh l D、 许用挤压应力计算（1）经查机械设计手册（3）上表 21.4-

45、2 花键连接的许用挤压应力 jy花键的工作是动连接不移动的，=45 jy、 校核结果 （1）挤压应力=38 许用挤压应力为=45jy jy（2）=38=45 满足强度要求jy jy7 7、 润滑与密封润滑与密封7.17.1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为 45rpm，为锥齿轮传动，浸油高度应没过大锥齿轮齿宽，至少应没过 1/3 齿宽，齿顶距箱底至少 30mm,这里为设计为 44mm。选用 L-AN15 润滑油。7.27.2、轴承的润滑滚动轴承的润滑采用油润滑，通过齿轮的的快速转动，将油打到机箱内壁上，油沿着机箱内壁流到油沟里，然后沿着油沟流到滚动轴承那进行润滑和散热。减速器内圆锥

46、滚子轴承的 dn 值如下：min/3 .1157725.1101051rmmdnmin/5 .1212725.1101102rmmdnmin/405045903rmmdn*分析如下： 减速器中轴承的 dn 值较小，宜选用脂润滑方式，且脂润滑具有形成润滑膜强度高，不容易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长一段时间，也有利于传动装置的维护。*选用 ZL-2 号通用锂基润滑脂（GB 7324-1994）7.37.3、密封、端盖和轴间密封端盖和轴间采用了浮封圈和浮封环密封,浮封圈尺寸；浮封环尺寸，123 9.5137 36浮环密封有下列优点： 1）密封结构简单，只有几个形状简单的环、销、弹簧等零件。

47、多层浮动环也只有这些简单零件的组合，比机械密封零件少。 2）对机器的运行状态并不敏感，有稳定密封性能。 3）的密封件不产生磨损，密封可靠，维护简单、检修方便。4）因密封件材料为金属，固耐高温。5）浮环可以多个并列使用，组成多层浮动环，能有效的密封 10MPa 以上的高压。 6）能用于 1000020000r/min 的高速旋转流体机械，尤其使用于气体压缩机，其许用速度高达 100m/s 以上，这是其他密封所不能比拟的。 7）只要采用耐腐蚀金属材料或里衬耐腐蚀的非金属材料（如石墨）作浮动环，可以用于强腐蚀介质的密封。 掘进机在地下几百米下工作，各个部件都要有好的密封的形式，防灰尘防止减速器轴上的各种可能泄露的最好的选择、 轴承座与箱体之间的密封 轴承座与箱体之间的接触采用了 O 形橡胶圈来密封，O 型密封圈密封的优点： O 密封圈主要用于静密封和往复运动密封。用于旋转运动密封时，仅限于低速回转密封装置，可防油防尘。8 8、 箱体的设计减速器为单件小批量生产，所以减速器箱体使用钢板焊接结构，在这样的生产规模下，焊接比铸造更经济更灵活而且钢的弹性模量与切变摸量较铸铁大40%70%之间，可以得到重量较轻刚性更好的箱体。8.18.1 减速器附件的选择减速器附件的选择起吊装置：采用箱盖