毕业设计（论文）-横轴式掘进机装载机构及减速器设计.doc

完整CAD设计文件，资料加1538937061 绪论1.1 掘进机的发展历程早在上世纪30年代，英国、美国等就着手了煤矿大型掘进机的研制，但巷道掘进逐渐变成广泛工业性应用还是在1945年之后。1948年，匈牙利开始研制F系列煤巷掘进机。当时是为了适应“房柱式”开采的需要。1949年生产的F2型掘进机，是世界上的第一台悬臂式掘进机，不过当时还未能实现悬臂式掘进机的全部主要功能。1951年匈牙利研制了采用履带行走机构的F4型悬臂式掘进机，这种机型除采用横轴截割方式和调动灵活的履带行走机构外，还采用了铲板和星轮装载机构，并采用了刮板运输机转运物料。这种机型已经具备了现代悬臂式掘进机的雏形。F系列掘进进是目前悬臂式横轴掘进机的原始机型。1971年奥地利ALPINE公司在匈牙利F系列掘进机上就行了升级，研制了AM-50型掘进机，并在此基础上RICKHOFF公司自行研制出EV-II型掘进机，并在此基础上发展成为EVA系列掘进机。1973年WESTFALIA公司研制成功了WAV-170和WAV-200型掘进机。F系列、AM系列和WAV系列掘进机均采用的是横轴截割机构。1956年前苏联设计了第一台纵轴IIK-3型掘进机。 IIK-3型钻孔机是目前掘进机选择的重要参考原型。 1940年至1964年，英国从前苏联引进了IIK-3型掘进机进行工业性试验，并开始掘进机的升级换代。 1963年DOSCO在IIK-3型上，通过改变切割头选秀权安排和更换电气系统，发展至今已成为MK-II型和MK-IIA型掘进机，并逐步发展成DOSCO系列掘进机。 1968年，这家德国公司在引进EV-100型掘进机的研究和开发的基础上开发了DOSCO艾克福掘进机。后来，这家德国公司又开发出了PAURAT ET系列掘进机，使纵轴掘进机逐步形成系列。 1966年，日本Mitsui Miike机械制造公司在英国和苏联IIK-3型DOSCO型的基础上重新设计研发，S系列掘进机的研制成功。到了20世纪70年代末，S系列掘进机已逐步形成一系列的产品。经过半个多世纪的发展，外国掘进机主要生产国：英国，德国，俄罗斯，奥地利，日本等国家，生产的掘进机已广泛应用于硬度不到8f的半煤岩巷到岩巷。重机不移位3542m截面切割面，大部分机型可以在纵向，横向斜坡80的地方工作，切断电源在132300kW，机器重量在20100t的，割岩石硬度F12.的部分掘进机切割速度的已减少到1m/s或是更小，使用的拉伸速度负载反馈调整，以适应各种硬度;除了一些机型，具有支柱，以便在切割岩石时锚固定位。机电一体化已成为掘进机发展趋势,新推出的掘进机可以实现推进方向和断面监控、电动机功率自动调节、离机遥控操作以及故障诊断,部分掘进机实现PLC控制,实现回路循环检测。1.2 我国掘进机发展历程掘进机的发展分为三个阶段。上世纪60年代初至70年代末的第一阶段，这一阶段主要是引进国外掘进机，主要是在引进的同时，我们的技术人员开始尝试着消化和吸收，但研究水平低，主要以轻型设备为主。我国主要是在中国煤科院太原分院研制的I型，II型，III型，由此形成第一代掘进机。这个时期中国掘进机的发展为我国第二阶段掘进机的研制奠定了良好的技术基础。这个时期该产品的主要特点是重量轻，体积小，切削能力弱以及只有较低的技术含量，适用于煤矿巷道驾驶。上世纪19701980年间为消化吸收阶段。这一阶段分别从英国、奥地利、日本、前苏联、美国、德国、匈牙利等国家引进了16种、近200台掘进设备，对我国煤矿使用掘进机起到了推动作用，在这段时间，国内的厂商开始接触国外的技术并且进行了联合研制。同时由太原分院研制的EM1-30型、EL-90型和EL-110型掘进机分别在佳木斯煤机厂和淮南煤机厂投入小批量生产。在煤矿采掘设备“一条龙”项目引进中，又引进了奥地利阿尔卑尼公司的AM50、日本Mitsui Miike公司的S100-41型掘进机制造技术和先进的加工设备，使我国形成了批量生产掘进机的能力，基本上结束了中、小型掘进机依赖进口的局面。这一期间我国横轴式掘进机的主要特点是工作稳定，已能适应我国煤矿的巷道掘进，中型掘进机型号日趋齐全。90年代初至今为自主研发阶段。这一阶段发展日趋成熟的是中型悬臂式掘进机，重型掘进机大批出现，悬臂式掘进机的设计与加工制造水平已相当先进，并且具备了根据矿井条件实现个性化设计的能力。这一时期形成了多个系列的产品，主要有煤炭科学研究总院太原分院研制的EBJ(Z)系列、佳木斯煤机厂生产的S系列、煤炭科学研究总院上海分院设计的EBJ系列等型掘进机。1.3 掘进机的技术发展的趋势掘进机的发展经历了由小到大、由单一到多样化的过程，现在已形成轻型的、中型、重型3个系列。掘进机正向以下几个方面发展。(1)增强截割能力。为了实现较强的截割能力，现在掘进机截割功率不断增大，截割速度逐渐减低。现在中重型的悬臂式掘进机工作截割功率120300kW，个别机型达到400kW。3截割头转速一般为2050r/min，截割速度12m/s，部分机型降低到1m/s以下。经济截割硬度100120MPa，最大可达140MPa。 (2)提高工作得可靠性。由于地质条件地复杂多变，使掘进机得工作时承受交变的冲击载荷，且磨损和腐蚀严重。而井下的环境恶劣，空间狭小，检修不便，因此要求通过完善的设计、高质量的制造及合理的使用和良好的保护来提高其可靠性。 (3)采用紧凑化设计，降低重心，提高工作得稳定性。由于掘进机悬臂过长，使得截割反力较大，不利于机器稳定工作。针对这个问题，应采用紧凑化设计，努力降低机器重心，并在机器的后部或两侧增设油缸稳定装置，以提高机器得工作环境稳定性。 (4)增强对各种复杂地质条件的适应性。悬臂式得掘进机普遍采用履带行走装置，以减小接地比压；通过增大驱动功率，以增强牵引力和爬坡能力，从而提高对各种底板、工况的适应性。(5)研究新型刀具和新型截割技术：为增强截割能力、提高刀具得使用寿命，应努力改进刀具的结构，采用新材料，研究新的破岩方法。(6)发展自动控制技术。截割断面监视和控制技术和控制技术的开发和应用。采用该技术将实现掘进工作面切割截情况较直观、全面的观察和了解，并能对断面截割精度和巷道质量进行控制。基本解决了掘进机械操作人员在截割过程中离开迎头，安全、准确操纵的问题和提高巷道质量、生产效率的问题。该技术包括随设备水平姿态识别、调整；切割轨迹记录和显示；断面边界设定；断面成形控制；前进方向指示和引导；偏离方向和截割超限报警等几个方面的内容。该技术的进一步发展将实现掘进机的自动掘进。（7）发展掘锚机组，实现快速掘进。目前，影响悬臂式得掘进机掘进速度的主要因素就是支护时间过长。掘进同事支护不能同步作业，制约了巷道掘进速度，降低了掘进效率。掘锚机组是一种新型、高效、快速的掘进设备，是一种理想的作业方式，具有良好的发展前景，悬臂式得掘进机技术的发展除取决于实际生产需求外，还受国家基础工业水平得技术可行性的影响。随着工业技术水平的提高和悬臂式掘进机技术开发方面的经验的积累，各种新技术和新成果也在逐步应用于悬臂式掘进机上。2装载机构的选型设计2.1耙爪式工作机构的型式 耙爪装载机构,是一种连续作业的双臂式装载机构,具有一对对称布置在运输机受料口两侧的曲柄摇杆如图一所示。四连杆机构中的曲柄,就是图中圆盘,圆盘上铰接点就是曲柄与连杆的铰接点,在铰接点以外的连杆悬臂段就是耙爪。图2-1曲柄摇杆机构Figure 2-1 crank-rocker mechanism 当动力经减速器传给曲柄时,则圆盘上的B点就绕圆盘的轴心作圆运动,摇杆CD就绕固定铰接点D作往复摆动,连杆悬臂段的端点(耙尖)就作图中所示的曲线轨迹运动。耙尖为按图中箭头所示方向,由点运动到,再由点返回到由点到这段行程耙爪的工作行程,由点到点,则是耙爪的空行程或返回行程。两耙爪的运动相位差为,当一个耙爪在耙取铲板上的岩渣时,另一个耙爪处于返回行程。因此左右耙爪交替地耙取,使装载工作连续地进行。 图2-1（a）所示机构的缺点是岩块可能卡在连杆和摇杆下面而挤坏。但这种结构最简单。如果把曲柄摇杆机构的连杆扩大成能包容滚子D的弧形滑槽,其圆弧半径等于摇杆的长度如图2-1（b）,则把（a）图中曲柄摇杆机构变为图（b）曲柄导杆机构了,两者都能完成相同的运动轨迹。在这种结构的基础上,也可以把滑槽做成直的,而把连杆做成弯曲的,以改善滑槽的加工工艺性。在曲柄摇杆机构的基础上,把连杆扩大成可以罩住摇杆的壳体,也可以达到较好的效果,但是连杆尺寸比较大,不适用于小型装载机。 煤巷掘进机上采用的双耙爪机构如图2-2,是在连杆上设置主副两个耙爪。由于它们的运动轨迹互相衔接,装载效果比较好。如果铲台前缘为锥形图2-2（b）可以减少铲台的插入阻力。图2-2 双耙爪机构Figure 2-2 double claw mechanism2.2星轮装载机构 星轮机构是现代掘进机上较常使用的一种机构,如图2-3所示为六星轮机构。由于星轮机构拨盘匀速转动,零件寿命增大,其主要优点是强度高,运动过程中速度恒定,无加速度。若转速提高,不引起额外的动载和冲击。图2-3 六星轮机构Figure 2-3 six-wheel mechanism星轮装载机构是掘进机的重要组成部分,它设计是否正确合理,将直接影响整机的适用性、生产效率和性能可靠性,装载机构的设计要与整机相匹配。其设计要求为：装载机构的生产能力应大于截割机构的生产能力,这是确定装载机构技术参数的先决条件。设计时装载机构生产能力按截割机构生产能力1.0 1.1倍考虑为宜。铲板宽度应大于履带外侧宽度,铲板能升降,且铲尖呈刀尖形状星轮装载机构：一般通过电机驱动多爪星轮，达到收集物料的目的。由得于它具有运转平稳、结构的简单的、故障率的低等得的优点。根据设计条件选择星轮式装载机构有最大的效率。2.3星轮得技术参数确定星轮结构如图2-4所示,有关尺寸确定如下(1)星轮大径D星轮大径得确定、铲板和驱动装置外形尺寸及星轮回转中心有关,设计时结合铲板设计综合考虑确定。D=1100mm(2)星轮小径d星轮小径的确定主要与驱动装置外形尺寸有关,设计时在满足强度要求的条件下,应尽量减小星轮小径的尺寸。d=300mm(3)星轮小径高度H星轮小径高度的确定要结合铲板和驱动装置结构尺寸及机器总体布置要求确定,并使之尽量小。(4)星轮爪子的数量M及宽度L星轮爪子的数量目前以三爪、四爪及六爪居多。爪子数量多,结构较复杂,装载效率低,建议设计时采用三爪星轮。M=4星轮爪子的宽度设计时,要求在满足强度的条件下,尽量减小其宽度。(5)爪子高度h爪子高度由星轮大小径、星轮爪子的数量、星轮转速及装载机构的生产率确定。装载机构的生产率(不计铲板角度) (2-1)式中 星轮的爪子面积,mm； 星轮的工作转速,r/min；装载系数,可取= 1.5 2.0。取1.75；150用式(2-1)计算出装载爪子高度,要结合星轮转速确定,星轮爪子的数量和尺寸，一般星轮爪子高度推荐设计为60 100 mm。 (2-2)综上所述，本设计选取的星轮爪子高度为60mm。图2-4 星轮装载机构Figure 2-4 star wheel loader2.4星轮转速确定星轮转速的确定计算要对星轮工作状态进行动力学分析后得出。装载星轮运动示意如图2-5所示。设星轮所拨物料质量为m,物料m所处星轮位置的半径为r,铲板倾角忽略不计,则星轮转速n的临界值分析如下：(1)物料m所受离心力 (2-3)(2) 离心力Fgn沿爪面分力 (2-4)(3) 离心力Fgn垂直于爪面分力 (2-5)(4) 物料运动时与铲板之间摩擦力 (2-6)式中重力加速度; 物料与铲板之间的摩擦系数。(5) 物料运动时所受的垂直于爪面力 (2-7)(6) 物料运动时与爪面之间摩擦力 (2-8)图2-5 装载星轮运动示意图Figure 2-5 loading star wheel schematic星轮所装物料,一是将物料推移到中间输送机上,二是将物料沿爪面离心力方向甩到中间输送机上,因此物料所受离心力必须克服其所受的摩擦力,即F1 F5,星轮的综合转速还需要结合现有的机型实际情况进行综合考虑，一般的星轮推荐速度3050r/min，(1)物料所处星轮位置半径越小,要使物料顺利装入中间输送机上,所需的转速越高。但是,如果转速过高,又会造成严重的甩物料现象,从而影响装载效果。(2)物料沿爪面的分力与物料所处星轮位置的离心力与爪面切线的夹角有关,建议星轮工作转速大于40 r/min时,星轮爪面宜采用弧形面。根据给出条件选取星轮转速 (2-9)取整n37r/min。2.5铲板的结构设计铲板的结构设计包括前缘（即前刃）形状的选择和有关几何尺寸的确定。铲板前缘的形状目前有如下五种形式：(1)直线形前缘：适用底板的比较平坦情况下，装载块度小且不坚硬的物料。(2)锯齿形前缘：适用于底板不太平坦的情况下，装载大块，坚硬的物料。缺点是有时发生“卡齿”现象。而当齿槽被坚硬物料卡住时，将使插入阻力显著增大，插入深度减小，引起生产率下降。(3)曲线形前缘：铲板前缘为两段与爪尖运动轨迹相似的曲线形，可以减小耙爪的“死区”面积，降低播入阻力。(4)凸刃形前缘：用于装载大块、坚硬的物料。凸刃能较好的松动料堆，有利于铲板顺利插入料堆。(5)三齿形前缘：比凸刃形前缘能更有效地预先松动料堆，大大减少插入阻力，而且不会出现锯齿形前缘的“卡齿”现象。三齿形前缘制造也比较简单，是一种得比较理想前缘形式。从上面的分析结合实际情况铲板前缘采用直线型形前缘。再有铲板前缘的两边角都必须倒角，这会改善铲板的工作条件，降低插入阻力。铲板的各部分尺寸如图2-6所示铲板宽度： (2-10) -曲柄圆盘直径，mm。取b=2400mm。图2-6 铲板的结构简图Figure 2-6 spade board structure diagram铲板的倾角与插入料堆的阻力、耙爪工作长度、铲板下面安装传动部件所需的空间有关，由前面所述，取=23o。2.6装载机构功率确定目前,对于装载机构得功率确定,通常都采用类比法,下面是根据星轮工作原理,得出一个近似计算方法,来初步确定星轮装载机构的功率。装载功率主要由部分组成:一是克服物料与铲板间的摩擦力所消耗的功率N;二是以一定速度推动物料所消耗的功率N。其它不能确定因素需要的功率,计算时给出安全系数Sa=(1.3 1.6)保证。(1) 星轮工作静摩擦需消耗的功率=1.29kW (2-11)(2) 动能消耗功率=11.67kW (2-12)(3) 装载星轮工作输出功率=12.96kW (2-13)(4) 总输出功率=20kW (2-14)-系统总效率取0.94kW3 装载机构减速器的设计3.1 驱动装置选择根据所参考掘进机的总装功率及对设计的验算，选择隔爆电机作为星轮的驱动装置。装运机构电动机功率P=11kW，n=1460r/min.选择电动机的型号为，YB系列电动机，YB160M-4。 主要性能参数如表3-1表3-1 电动机型号Table 3-1 Motor Model型号功率转速效率额定电压YB160M-411kw1460r/min0.88660v3.2 传动装置的动力参数和运动计算3.2.1 传动比分配由前面确定的星轮耙集次数N=37次/分，可知总传动比 (3-1)减速器形式为锥齿轮和正齿轮二级减速，装载星轮传动形式为单级圆锥齿轮传动。取装载星轮部分的减速器传动比为i3=3.21中间部分的减速器传动比 i12=12.29 (3-2)取减速器的第一级减速。即斜齿圆柱齿轮减速的传动比为 i1=2.59则中间减速器的第二级减速，即弧齿锥齿轮减速的传动比i2=4.74 (3-3)由前面所述，此机构可看成二级减速。如图3-1图3-1 减速器结构简图Figure 3-1 reducer strcture diagram3.2.2 根据传动比的分配查书机械系统设计选择齿轮齿数第一级：小斜齿圆柱齿轮的齿数17，与其啮合的齿轮为44；第二级：小弧齿锥齿轮齿数为13，与其啮合的齿轮为45；3.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算按1确定各零件效率取 联轴器效率：=0.99 齿轮啮合效率：=0.97 滚动轴承效率：=0.980轴：电动机轴P=P=11kWn0=1460r/minT0=9.55P0/n0=9.551110/1460=72.20I轴：第一级减速高速轴P1=P001=P0=110.99=10.89kW (3-4)n1=n/i=n/i=1460/1=1460r/min (3-5)T=9.55P/n=9.5510.8910/1460=71.23 (3-6)轴：第一级减速低速轴P=P=P1=10.890.970.98=10.35kWn=n/i=n/i=1460/2.59=563.7r/minT=9.55P2/n2=9.5510.3510/563.7=175.34轴：第二级减速低速轴=0.98=kW=/i23=/i2=/=118.9r/min=9.55/=9.559.8410/118.9=790.343.3 齿轮部分设计3.3.1 第一级齿轮传动计算（1）选择齿轮得材料小轮选合金刚，表面渗碳HRC1=56-62大轮选合金刚，表面渗碳HRC2=5662(2)按齿根弯曲得疲劳强度设计计算采用斜齿圆柱齿轮传动，按t=(0.0120.021) 估取圆周速度t=4.25m/s,参考18.2-39，表8.2-43，表8.2-49，表8.2-50。选取II公差组7级小轮分度圆直径d1，可由下式求得：d1 (3-7)齿宽系数 ,查1，按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5小齿轮齿数 ，选=大齿轮齿数 Z2=i=2.59=44.03圆整取Z2=44 (3-8)齿数比 u=Z2/Z1=44/17合适传动比误差=（-2.59）/2.59=-0.004，误差在5%内小轮转矩 T1=71480N.mm载荷系数K K=KKKK (3-9)使用系数 KA，查表8.2-39。KA=1.75动载荷系数K的初值 K由8.2-42.查得K=1.18齿向载荷分布系数 K由8.2-50查得K=1.05齿间载荷分布系数 K的初值K在推荐值（7o20o）中初选=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/)170.5tan13 =1.578+0.625=2.203=1.578 =0.625查手册得K=1.24则载荷系数的初值为:K=KA=1.751.181.051.24=2.70 (3-11)弹性系数 ZE,18.2-14得ZE=节点影响系数 ZH，18.2-13得ZH=重合度系数 ，18.2-64得Z=螺旋角系数 =接触疲劳极限应力查18.2-16得=1500N/mm =1400N/mm应力循环次数N=60njL=6014601(1630010) =4.2109hN= N/u=4.2109/2.58=1.629109h则查18.2-66得接触强度的寿命系数z,z：z= z=1硬化系数z查18.2-11得z=1接触强度安全系数，查18.2-71。得=1.3 得=ZNZw/SH则： (3-12) =1153.8N/mm2 =1076.9N/mm故d1的设计初值d1t为 (3-13) 法面模数 cos/Z1 =52.47cos130/17=2.81 取mn=3齿顶高系数 顶隙系数 齿顶高 齿根高中心距 /(2cos)=3(17+44)/(2cos13o)=93.9mm 圆整取a=94mm分度圆螺旋角 =cos-1mn(Z1+Z2)/2a=cos-13(17+44)/(294)= 13.245o小轮分度圆直径的计算值 d1t=mnZ1/cos=317/cos13.245o=53.39mm圆周速度 =3.1452.391455/60000=4.03m/s与估取V很相近,对K值影响不大,不必修正,取K= K=1.18齿间载荷系数K 查手册得K=1.25载荷系数 K=KA=1.751.181.051.25=2.71小轮分度圆直径 d1=51.35=51.41mm取 d 1=d1t=53.39mm大轮分度圆直径 d2=mnZ2/cos=344/cos13.245o=136.61mm齿宽 b=*d1tmin=0.551.35=25.675mm大轮齿宽 b2=b=25.675,圆整取b2=25mm小轮齿宽 b1=b2+(510)=25+(510)=30mm(3)按齿根弯曲的疲劳强度校核计算由式 （3-14）齿形系数 18.43 18.432.58=47.56查18.2-26得 = 2.84 ，=2.32应力修正系数查18.2-26得 = 1.54 ，=1.67重合度的系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.576=0.74螺旋角的系数 =1-=0.93许用弯曲应力 =/ （3-15）弯曲得疲劳极限 查1，得=950N/mm2弯曲得寿命系数 查1，得=1尺寸系数 查1，得=0.98安全系数 查1，得=1.25则 =9501/1.25=532N/mm2故 =N/mm2 =N/mm2因此齿根的弯曲强度足够。3.3.2 第二级齿轮传动计算（1）选择齿轮得材料小轮选表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选表面硬化处理的钢：硬度58HRC；（2）基本参数确定：小轮齿数在一般的工业用弧齿锥齿轮表中查取大轮齿数，Z2=i=4.7413=61.61 圆整取Z2=62齿数比u= /=62/13=4.76传动比的误差=（4.76-4.74）/4.74=0.004误差在5%范围内小轮转矩T1=175.88N.m小齿轮大端分度圆直径d1由下式求得： （3-5）锥齿轮类型得几何系数e，查1，得e=1100；变位后强度影响得系数Zb,查1，得Zb=0.9；齿宽比的系数，查1，得=1.735；使用得系数，查1，得=2.0；齿向载荷得分布系数，由式=1.5，其中为轴承系数，查表可得=1.25则可求得了=1.51.25=1.875；轴交角了，=900；试验齿轮的了接触疲劳极限，查1，得=1500 N/mm2则 =69.74mm(3-16)选定模数m，m=d1/Z1=69.74/13=5.36，得m=6；小齿轮大端的分度圆直径的了参数圆整值 d1=Z1m=136=78mm大齿轮大端的分度圆直径 d2=mZ2=662=372mm轴交的角， =900；齿数的比u， u=Z2/Z1=62/13=4.76选取齿形的角， 20o选取的螺旋角， 5.51o齿顶高的系数, =1顶隙的系数， =0.22变位的系数x, x1=0.82,x2=0.31 节锥的角 =11.3o=90o-=78.7o平均当量的齿轮齿数， = (3-17)节锥与分锥的比值Ka, (3-18)中点当量齿轮分度圆压力角，中点当量的齿轮啮合角， 齿面宽b。通常情况的大小轮齿面的宽相等，一般1/3外锥距Re与10的倍模数较小值，中外锥距 Re=0.5d1/sin=0.5d2/sin外锥距 Re=0.570/sin11.30=178mm由 1/3Re=59.5mm10m=70mm齿面宽 b=53mm中点锥距R R=Re-0.5b=178-0.553=151.5mm齿全高h 分圆的齿顶高 ，则分圆的齿根高 ，则节圆都齿根高 ，故 节圆的齿顶高 ，则顶圆的直径 ，则（3）齿面接触强度验算：由下式计算接触应力 （3-19）1）节点区域系数按下式计算 （3-20）=5.16740，=21.68130则 =2.3592）弹性系数，由查1表得，钢对钢，=189.33）重合度系数，= （3-21）=5.82=0.2411则 4）螺旋角的系数， 5）有效的宽度， 6）锥齿轮的系数, =0.807) 使用的系数， =2.08）齿宽的中点的分锥上的圆周力，9）动载的系数，由的式求得， N= （3-22） （3-23）齿宽的中点的分锥上的圆周速度则代入数据的可求得N=0.0140.07 =1.75，取h=2.5mm故（2）段的直径取，=30mm。因为输入轴需要外伸连接电动机，故长度取=75mm。B. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=30mm，由1，选取30206。查的出轴（3）段直径=36mm。C. 轴段（4）上的滚动轴承和轴段（2）上的轴承相同，所以，由于轴段（4）安装轴承，所以长度根据轴承宽度取。D. 安装大斜齿圆柱齿轮和联轴器的轴段的周向定位都采用平键连接。轴与联轴器之间的平键：按d=25mm，查的平键截面bh=87mm。长为23mm；轴与斜齿圆柱齿轮之间的平键：按d=38mm，查的bh=108mm。长为25mm。为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，联轴器与轴配合为m6.齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6.滚动轴承与轴的周向定位是通过过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。图3-2 轴的载荷分布图Figure 3-2 axis of calculation thumbs根据轴的计算简图做出轴的弯矩图、扭矩图3-1.从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C界面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。（3）需校核轴强度轴材料为45号钢，需要经过调质处理。由1查得，则，即5865N/mm2，取=60 N/mm2，轴的计算应力为根据计算的结果可知，该轴校核满足强度的要求。（4）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险的截面危险的截面应该是应力较大的，同时应力集中的较严重的截面上。从受载的情况上观察，截面B上Mca最大值，但应力集中不大，而且这里的轴颈最大值，故截面B不必校核的。从应力的集中对轴的疲劳强度的削弱程度观察看，截面C为危险截面。2）计算危险截面的应力截面的右侧弯矩M值 截面上的扭矩T值 T=71470抗弯截面的系数值 W=0.1d3=0.1653=27462.5mm3抗扭截面的系数值 WT=0.2 d3=0.2 653=54925 mm3截面上的弯曲应力值 N/mm2截面上的扭转剪应力值 N/mm2弯曲的应力副值 N/mm2弯曲的平均应力值 扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即 N/mm23）确定影响的系数因素： 轴的材料为45号钢，经过调质处理。由1查得 N/mm2, N/mm2, N/mm2轴肩圆角处有效应力的集中系数是。根据r/d=1.6/65=0.024,D/d=70/65=1.075,由2经查值后可得尺寸系数，根据轴截面为圆截面查2得表面的质量系数。根据=600N/mm2和表面的加工方法为精车，查1，得材料的弯曲值，扭转的特性系数值。取，由上面的结果可得可算出S=28.84S=211.52S=28.61由1的许用安全系数S值，可知轴校核安全3.4.2 第一级传动轴承的寿命计算：（1）如轴的设计中（1）、（3）处轴承的寿命计算：选择轴承型号为30213，主要性能参数为：Cr=112kN,C0r=86.2kN,Y=1.5,e=0.4.1)计算轴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）轴承派生轴向力： 3)轴承所受轴向载荷：因 所以 N。4）轴承当量动载荷是：因 ，查手册，X1=0.4，Y1=Y=1.5则 N因 ，X2=1，Y2=0则 N.5）轴承的寿命：因，故应按计算，查得 .0则轴承寿命值：=3162847h3.4.3 第一级传动低速轴的设计及强度的校核选择轴材料：选取轴材料为45钢。需要经过调质处理。（1） 初步的估算轴身的直径按1中公式初估轴的最小直径，查2取A=120，P=11kW，n=565r/min，可得d=A=120=32.4mm因为轴上有两个键槽，故直径增大10%-15%，取d=37mm，（5）段轴是安装锥齿轮轴端故=67mm。（2） 轴基本的几何尺寸计算图3-3 轴的结构简图Figure 3-3 axis structure diagramA. 轴段（5）上安装小锥齿轮，为了轴向定位轴段（4）右端要制出一轴肩，h0.07 mm，取h=3mm，故（5）段直径取=40mm。B. 初步选定滚动轴承。因为轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据mm，选取30208，查2得mm，而为了减速器整体安装mm。C. 轴段（2）为了安装大斜齿圆柱齿轮轴段。齿轮左端与左轴承之间采用轴套固定，一直齿轮轮毂长为25mm，为了使轴套端面可靠的压紧地面，此轴段应略短与轮毂，故选，而且轴段（2）右端应制出一轴肩，轴肩高度h0.07 ，取h=4mm，则d=48mm。齿轮右端也采用轴肩定位，故（3）段直径。因为轴段（3）主要功能是定位，所以轴段不用过长，根据上根轴的几何尺寸位置布置计算，取D. 齿轮的周向定位采用平键连接。安装斜齿圆柱齿轮轴段mm，查2得平键截面，bh=149，长为19mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择。安装小圆锥齿轮轴段=34mm查表得平键截面bh=108长为64mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来连接的，此处轴的公差为k6。E. 取轴段倒角245圆角R=2mm。（3） 求轴上载荷作用在轴上的转矩 T=175.88计算作用在齿轮上的力，如图图3-4 轴的载荷分布图Figure 3-2 axis of calculation thumbs1） 求作用在锥齿轮上的力，此处的齿轮分度圆直径d=60.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图3-6。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，c截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。c截面处的MH、MV、M、T及MCA的数值如下。弯矩MH和MV 水平面MH=124016 垂直面MV=78602.3合成弯矩MM=146827扭矩T T=728470当量弯矩Mca（3）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查得，则，即5865N/mm2，取=60 N/mm2，轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。（4精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面B上Mca最大，但应力集中不大，而且这里轴颈最大，故截面B不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，截面1为危险截面。2）计算危险截面应力截面右侧弯矩M为 截面上的扭矩T为 T=728470抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1373=5065.3mm3抗扭截面系数 WT=0.2 d3=0.2 373=10130.6 mm3截面上的弯曲应力 N/mm2截面上的扭转剪应力 N/mm2弯曲应力副 N/mm2弯曲平均应力 扭转剪应力的应力副与平均应力相等，即 N/mm2 3)确定影响系数： 轴的材料为45号钢，调质处理。由2查得 N/mm2, N/mm2, N/mm2轴肩圆角处的有效应力集中系数。根据r/d=1.6/37=0.04,D/d=43/37=1.16,由1经插值后可得尺寸系数。根据轴截面为圆截面查1得表面质量系数。根据=600N/mm2和表面加工方法为精车，查1，得材料弯曲、扭转的特性系数。取，由上面结果可得S=30.47S=210.53S=30.15由2的许用安全系数S值，可知该轴安全3.4.4 第一级传动轴承的寿命计算(1) 如轴的设计中选择的轴承型号为30216，主要性能参数是：150.8kN，120kN，Y=1.4，e=0.421） 计算轴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 2） 轴承的派生轴向力 3） 轴承所承受的轴向载荷 因 所以 4） 轴承的当量动载荷因 X2=1，Y=0.45所以 5） 轴承寿命=127743h3.4.5 第二级传动轴的设计及强度校核选择轴材料：选取轴材料为45#钢，需要经过调质处理。(1)初步估算轴伸直径按2初估轴最小直径，查教材表（4-2）取A=110 P=16.66kw n2=129r/min可得：dmin=A=110=55.6 取dmin=90mm(2)轴的结构图3-6 轴的结构简图Fi