毕业设计（论文）-纵轴式掘进机装载机构及装载减速器设计.doc

全套图纸加扣3012250582摘要掘进机是巷道掘进和隧道施工的重要设备，它具有截割、装载、转运、独立行走、喷雾降尘的功能。根据所掘断面的形状大小分，有部分断面掘进机和全断面掘进机；依据截割对象的性质划分，有煤巷掘进机、半煤巷掘进机和岩巷掘进机三种，依据截割头布置方式划分，部分断面掘进机包括纵轴式和横轴式掘进机。目前在国内外产品有很多种，使用最多的一种掘进机是纵轴式掘进机，它是截割头的轴线与悬臂轴线共线或平行的一种部分断面掘进机， 装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其性能能够直接的影响着整机的生产能力，掘进机的装载部分主要是由驱动装置、铲板体和升降油缸等组成。掘进机的装载机构位于整个掘进机前端的下方，它的作用是把截割机构所采下来的煤岩进行收集、装载到中间刮板输送机上，而后经过后部转载设施进行卸载。本设计的内容包括装载机构的方案设计（含铲板）、结构方案设计、参数的确定、动力元件的选择、传动系统的确定来进行分析及确定，并对装载机构减速器进行设计和计算。其目的在于，通过该设计使自己对掘进机的装载结构、组成和原理有更深入的认识。在设计过程中，熟悉装载机构的方案设计以及减速器的设计过程，把理论与实际相结合。关键词：悬臂式掘进机；装载机构；减速器IAbstractThe driving machine is the important equipment of tunnel excavation and tunnel construction, which has cutting, loading, transportation, walking and spraying independently.Function of fog dust fall. According to the excavation section of the shape and size of the points, a part of the tunnel boring machine and full face tunneling machine; according to cutting the object nature of the division, the coal lane tunneling machine, half coal roadway tunneling machine and the rock heading machine three, according to the cutting head arrangement division, part of the tunnel boring machine including longitudinal axis and horizontal boring machine.At present, there are many kinds of products at home and abroad, the most used a boring machine is longitudinal roadheader, it is cutting head and the axis of the cantilever axis collinear or parallel to a part of tunnel boring machine.Charging mechanism is one of main working body of boring machine. Its performance can directly affect the machine production capacity, boring machine loading part is mainly composed of a driving device, shovel board body and a lifting oil cylinder and. Boring machine loading mechanism located below the front of the whole tunnel boring machine, its role is cut cutting mechanism of the mining down to the coal and rock collection, load and the middle scraper conveyor, and then after posterior reproduced facilities to uninstall.The content of this design includes loading mechanism design (including the shovel board), structure design, parameter determination, dynamic components, transmission system determined to carry on the analysis and the determination, and the loading mechanism for design and calculation of the decelerator. The purpose is, through the design, to make himself more in-depth understanding of the structure, composition and principle of the driving machine. In the design process, familiar with the design process of the loading mechanism and the design process of the reducer, the combination of theory and practice.Keywords: roadheader reducer; loading mechanism;III全套图纸加扣3012250582目录1 绪论11.1 国外掘进机发展概况11.2 国内掘进机发展概况21.3 掘进机技术的发展趋势22 掘进机装载机构的设计42.1 装载机构的组成42.1.1 铲板体结构52.1.2 驱动装置62.2 装载机构设计62.2.1 装载机构生产能力确定62.2.2 星轮结构尺寸确定62.2.3 星轮转速确定82.1.3 装载功率确定92.1.4 铲板的结构设计103 装载机构减速器的设计123.1 电动机的选择123.2 传动装置的运动和动力参数计算123.2.1 传动比的分配123.2.2 选择齿轮齿数123.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算133.3 齿轮部分设计133.3.1 第一级齿轮传动计算133.3.2 第二级齿轮传动计算173.3.3 第三级齿轮传动计算233.4 轴及轴承的设计计算303.4.1 第一级传动高速轴的设计及强度校核303.4.2 第一级传动高速轴的轴承的寿命计算353.4.3 第一级传动低速轴的设计及强度校核363.4.4 第一级传动低速轴的轴承的寿命计算403.4.5 第二级传动低速轴的设计及强度校核413.4.4 第二级传动低轴承的寿命计算454 结论47致谢48参考文献49附录A50附录B58全套图纸加扣30122505821 绪论1.1 国外掘进机发展概况国外主要的生产单位有:英国 Dosco 公司、英国 Anderson 公司，德国的阿特拉斯科普柯-埃可霍夫掘进机技术公司(Atlas Copco -Eick-hoff Roadheading Techbic Gmbh 简称 AC -E), 奥地利的奥钢联、保拉特(Paurat)有限公司，日本三井三池制作所、前苏联雅西诺瓦斯克机械制造厂。这些公司的发展现状基本上代表着国外悬臂式掘进机的技术现状。在全世界范围内，自第二次世界大战的几十年来，新的理论以及新的技术被广泛应用到掘进机的设计、制造以及使用之中，使矿山掘进机械有了非常大的进步。使工人的劳动强度得到很大的缓解，生产的效率也得到非常大的提高。目前，国外的掘进机的型式趋于系列化和多样化。国外的新型掘进机均配备有完善的工况监测和系统故障诊断系统，很早的就能够发现故障，所以能够很快的排除故障，可以减少很长一部分停机时间。有些重型掘进机还能够配置自动控制系统，使机器的生产率提高30 %左右，以保证切割机构的负载平稳，避免由于人为的操作不当等原因引起的尖峰负荷，使机器的使用寿命延长约20%。此外，一些发达国家的掘进机电控系统，除了可以完成常规控制以外，还具有遥控、程控的一系列的功能，增设掘进断面自动控制和掘进定向功能,，使掘进机能够按照预定的方案进行作业，极大程度的提高了掘进机的自动化程度与掘进效率。近些年来国外悬臂式掘进机的发展与研究情况主要体现在以下几个方面：(1)切割功率能力稳定提高，机器的可靠性高。日本成功使用TM60K 型掘进机掘进全岩巷引水隧道，截割抗压强度高达170200 MPa 的岩石，目前最大WAV408 型掘进机重160t。切割功率可达 。定位切割断面面积可达以先进的制造技术为基础，从原材料质量到零部件的加工精度都能进行严格的控制。有效地保证了主机的质量水平。此外，近年来广泛采用可靠性的技术。简化机械结构，在齿轮传动、机械联接及液压传动等方面尽量减少串联系统。 (2)配套设备的多样化。为了充分的发挥掘进机的效能，人们十分重视综掘作业线配套设备的研究。为了大幅度缩短支护时间，在中间顶板稳定的前提下，常用机载锚杆钻机支护，为了让掘进机与支护平行作业，运用超前液压支架或自带盾牌掩护支架。在后配套运输方面，通常采用桥式、带式转载机。(3)采用机电一体化技术。国外的新型掘进机均配备有完善的工况监测和故障诊断系统，很早的就可以发现故障，所以可以快速的排除故障，能够很大的减少停机时间。这样还可以保证切割机构的负载平稳，避免因为人为操作的不当所引起的系统载荷，可以极大的延长机器的使用寿命，部分新型掘进机还可实现推进方向监控、截割路线循环程序控制、切割断面轮廓尺寸监控。1.2 国内掘进机发展概况我国于 1962 年开始掘进机的研制工作，最初是仿前苏联产品，机身轻，功率小，性能差，未广泛应用。在20世纪60年代初期到70年代末，这一阶段主要是以引进国外掘进机为主，在引进的同时进行消化、吸收。为我国悬臂式掘进机的第二阶段的发展打下了一个很良好的技术基础。这一阶段掘进机的主要特点是：使用的范围越来越广泛，切割能力有了逐渐的提高，有了切割夹岩和过断层的能力。20世纪70年代末到80年代末，我国与国外合作生产了几种悬臂式掘进机并逐步地实现了国产化，其典型的代表是与奥地利、日本合作生产的 AM50 型及 S100 型，这两种机型现已成为国内市场主导产品。随后，国产掘进机也在加快其研制步伐。我国自行设计以及制造了几种悬臂式掘进机，比如 EL-90、ELMB-55、 EBJ-65/ 48 、ELMB、 EMIA30、 EMS-75、EL-90、 EBJ-132、 EBJ-160、MRH-S100-41、EBH-132、AM-50、EJ-70等机型 .这一阶段悬臂式掘进机的特点是：可靠性较高，已经可以适应本国煤巷掘进的需要。半煤岩巷的掘进技术也达到很高的水平，出现了重型机。由20世纪80 年代末至今，重型机型大批出现。悬臂式掘进机的设计与制造水平已相当先进。可以根据矿井生产的不同要求实现部分个性化设计。这一阶段悬臂式掘进机的特点是：设计水平较为先进，可靠性大幅提高。功能更加完善，功率更大。一些高新技术已用于机组的自动化控制并逐步发展到全岩巷的掘进。通过几十年的发展，我国悬臂式掘进机的设计、生产 、使用进入了一个较高的水平。已经可以跨入了国际先进行列，由于纵轴式掘进机工作中良好的截割性能，整机调用灵活和可截割不同巷道断面的优点，在很多方面得到广泛的应用。1.3 掘进机技术的发展趋势综观国内和国外悬臂式掘进机的发展情况,各国都在技术方面进行创新,未来的发展趋向如下：(1)重型化、大功率。随着采煤机械化程度的提高和巷道断面的不断扩大，掘进机面对越来越硬和研磨性更强的岩石，单向抗压强度超过 170 MPa。因此，开发研制高功率 、大质量的重型硬岩掘进机尤为迫切。目前，国外许多重型掘进机截割功率达到 200 300 kW， 最高可达 500 kW 。而我国重型掘进机尚处于发展阶段，截割功率目前已达 200 kW 。越来越高的截割功率虽然可提供给截割头巨大的截割力, 但使机器的振动进一步加剧。对生产率、机器的寿命和日常保养都将产生不利影响。随之而来的是机器的重量将越来越大。以增加稳定性。(2)掘、钻 、锚一体化。研制集掘、钻、锚为一体的采掘锚综合机组。以实现快速掘进的同时又能打眼安装锚杆，支护顶板、侧帮，实现掘进、支护平行作业，解决掘进机利用率低的问题。因此，掘、钻、锚一体化是实现巷道快速掘进，满足高产 、高效工作面发展需要的重要技术途径。(3)喷雾降尘设备随机化。目前，掘进机大多设有内、外喷雾装置，但对呼吸性粉尘降尘效果差，喷嘴堵塞严重。因此，对现有机型设置机载降尘设备，强化外喷雾的使用效果。将会使掘进机在工作时的粉尘浓度大大降低。(4)智能化、自动化。配置激光导向系统 、计算机断面控制系统和遥控系统，以降低对操作人员的反应要求，提高生产效率和生产能力。(5)矮型化。在加大机重、截割功率和提高截割硬度的前提下，注重发展机身较低的机型，以易于井下运输和适用于掘进中、小断面巷道，同时也为配置其他辅助设备(锚杆安装机、辅助工作平台等)带来了方便。(6)附件化。保留必要的截、装、运 、行主要组成功能。将降尘、辅助支护等装置以附件形式出现.这样，可根据需要选择装配各种附加件，给设计、制造、使用都带来方便。(7)装载运输装置亦采用可伸缩型结构，保证机器的机动性和适应性。液压系统逐步趋于完善、可靠。512 掘进机装载机构的设计装载机构位于机器前端的下方，将被截割机构分离和破碎的物料集中装载到运输机构上去。装载机构主要是由铲板及左右对称的收集装置组成。根据收集装置结构的不同，装载机构可分为刮板式装载机构、螺旋式装载机构、耙爪式装载机构和星轮装载机构。装载机构的有以下4种形式： 双环刮板链式、螺旋式装载机构、耙爪式装载机构和星轮式。 （1）单双环形刮板链式。单环形是利用一组环形刮板链直接将煤岩装到机体后面的转载机上。双环形是由两排并列、转向相反的刮板链组成。若刮板链能左右张开或收拢就能调节装载宽度，但结构复杂。环形刮板链式装载机构制造筒单。但由于单向装载，在装载边易形成煤岩堆积，从而会造成卡链和断链。同时由于刮板链易磨损、功率消耗大使用效果较差。 （2）螺旋式。是横轴式掘进机上使用的一种装载机构。它利用左右两个截割头上旋向相反的螺旋叶片将煤岩向中间推入输送机构。由于头体形状的缺点，这种机构目前使用很少。 （3）耙爪式。是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好。目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受限制，为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。 (4) 星轮式。该种机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠但装大块物料的能力较差。通常应选择星轮式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双星轮机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。 装载机构可以采用电动机驱动。装载部是由铲板本体、侧铲板、铲板驱动装置、从动轮装置等组成。通过两个电动机带动星轮，把截割下来的物料装到刮板运输机内的装置。 本次设计的掘进机采用三齿星轮式进行装载，装载部是用两台电动机驱动星轮实现耙装运动。本文将对弧形三齿星轮装载机构加以分析，并设计出减速器装置。2.1 装载机构的组成装载机构是掘进机的主要工作机构之一，其性能直接影响着整机的生产能力。掘进机装载部分主要由铲板体、驱动装置和升降油缸等组成。图1所示为 EBZ-160型掘进机装载机构。装载机构的作用是将截割机构破落下来的煤岩收集、装载到中间刮板输送机上, 然后经后部转载设备卸载。装载机构的设计要与整机相匹配, 设计要求为: (1)装载机构的生产率应大于截割机构的生产率； (2)装载铲板的宽度应大于行走履带的宽度，铲板应能升降，且装载铲板的前沿应呈切刀形状，以减少铲板插入阻力； (3)执行机构的设计要做到尽量增大装载面积，提高装载效果。 图2-1 EBZ-160型掘进机装载机构图Figure 2-1 EBZ-160 type tunneling machine loading mechanism diagram2.1.1 铲板体结构铲板体结构有分体和整体2种形式。分体铲板由铲板本体和左右副铲板组成，如S100型掘进机铲板，就是典型的分体铲板设计，铲板本体采用铸焊结合方式，铲板头部为一箱形结构的铸件。整体铲板是将整个铲板设计为一个箱形体，可采用铸焊结合或全部采用板焊形式，如 EBZ-160型掘进机铲板，就是典型的整体铲板设计。分体铲板结构复杂，可以减小大件尺寸，便于井下运输，且可减少焊接变形；整体铲板结构简单，外形尺寸较大，若井筒和巷道断面小，下井运输较困难。再一个就是对于大型焊接件，若结构设计和焊接工艺不合理，会产生严重的焊接变形。至于铲板体设计采用何种形式，要结合整个装载机构设计综合考虑后确定。图2为EBZ-160型掘进机铲板体。 图2-2 EBZ-160型掘进机铲板体图 Figure 2-2 EBZ-160 type tunneling machine shovel plate body diagram2.1.2 驱动装置 驱动装置是装载机构的动力源。传统的驱动方式为：电机(或马达)锥齿轮减箱，执行机构 (蟹爪式或星轮式 )。以前掘进机多采用蟹爪式装载机构，采用试验法或者图解法进行初步再现，然后用解析法进行精确计算。而现在掘进机基本上是采用星轮装载机构，且多采用低速大扭矩马达直接驱动星轮的方式。蟹爪式装载机构左右蟹爪工作时必须保证严格的同步, 但是左右装载减速器都在第一级锥齿轮处，由一个中间过轴来联接起来, 它的结构较为复杂。但是星轮装载机构与蟹爪式装载机构相比较则具有结构简单、装载能力高、易维护、故障率低、运转平稳的一系列优点。图 3所示为 EBZ-160型掘进机液压马达直接驱动星轮的驱动装置图2-3 液压马达直接驱动星轮的驱动装置图Figure 2-3 hydraulic motor driving device for directly driving wheel graphs2.2 装载机构设计 2.2.1 装载机构生产能力确定截割机构的生产能力应该小于装载机构的生产能力应该, 这是确定装载机构技术参数的一个条件。设计时装载机构生产能力等于截割机构生产能力的 1. 01 .1倍为宜2.2.2 星轮结构尺寸确定星轮结构如图4所示, 有关尺寸确定如下。( 1) 星轮大径 D: 要确定星轮的大径，就要结合铲板尺寸和驱动装置外形尺寸，并且与星轮的回转中心有密切的关系。按照设计要求取1328mm( 2) 星轮小径 d: 星轮小径与驱动装置外形尺寸有关，在满足强度要求的基础上，星轮小径尺寸应该尽量的小按照设计要求取566mm 。图2-4 装载星轮图Figure 2-4 wheel loading diagram( 3) 星轮小径高度 H : 星轮小径高度与铲板和驱动装置结构尺寸及机器总体布置要求有关系，并且H越小越好。按照设计要求取195mm( 4) 星轮爪子的数量及宽度 L: 星轮爪子的数量如今多数以三爪、四爪及六爪居多。爪子的数量越多, 结构越发复杂, 装载效率越低, 所以建议设计时候采用三爪星轮。星轮爪子的设计宽度L, 应在满足强度的条件下尽量减小。按照要求取130mm( 5) 星轮爪子高度 h: 爪子高度由星轮的大径D、星轮的小径d、星轮爪子的数量、星轮转速及装载机构的生产率确定。装载机构的生产率由下式计算得出 (不计铲板角度 )。=装载爪子高度为=67mm式中 装载机构的生产率, 星轮大径， 星轮小径， 星轮爪子数量， 个 星轮爪子面积， ; 星轮工作转速， 装载系数，取1.52.0。用上式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, 综合考虑确定。一般星轮爪子高度 h推荐设计为 60 100 mm。2.2.3 星轮转速确定对星轮工作状态进行动力学分析后可以确定星轮转速。装载星轮运动示意如图2-5所示。 图2-5 装载星轮运动示意图Figure 2-5 schematic diagram of loading wheel movement（1）物料m所受离心力: 星轮所拨物料质量 物料m所处星轮位置的半径（2）离心率沿爪面的分力F1： 式中，为物料m所处星轮位置的离心力与爪面切线的夹角。离心力垂直于爪面的分力（3）物料运动时与铲板之间的摩擦力式中g为重力加速度; f为物料与铲板之间的摩擦因数。（4）物料运动时所受的垂直于爪面的力：（5）物料运动时与爪面之间的摩擦力要使物料沿爪面向离心方向运动，所受离心力必须克服其所受摩擦阻力，因此物料沿爪面向离心方向运动的临界条件为，由此得出星轮转速n的临界值为如上计算出了星轮转速n的临界值但是星轮的转速确定还要结合实际现有的机型情况综合来进行考虑确定。一般星轮转速推荐采用3050 r/min。根据实际情况这里选取n=33r/min并选择弧形面。 掘进机星轮装载机构的装运能力主要决定于输送机链速与星轮转速之间的匹配关系。链速一定的情况下, 如果星轮的转速太低, 物料只能够去做圆周运动, 那么星轮所作无用功非常之多；但如果星轮的转速太高, 那么破落的煤输送机不能够及时的运走，会再次被星轮带回, 那样则会产生甩煤现象。建议星轮的工作转速大于40 r/min时，星轮爪面宜采用弧形面。2.1.3 装载功率确定装载功率主要由俩部分组成, 一是克服物料与铲板间的摩擦力所消耗的功率 ; 二是以一定速度推动物料所消耗的功率。其他不确定因素需要的功率由计算时给出安全系数 = 保证。( 1) 星轮每转装载物料的重力由生产能力确定。物料的容量星轮有效工作体积=5.6( 2) 物料在铲板表面滑动需克服的摩擦力： ( 3) 星轮工作静摩擦需消耗的功率: 式中, T 为工作扭矩。 (4) 动能需消耗的功率:式中, 为星轮自重。( 5) 装载星轮工作需输出功率:( 6) 装载电动机所需输出功率: 式中, 为系统总效率通过计算，选定装载功率 Nz= 16.8kW。2.1.4 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：适用于底板比较平坦的情况下，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，是一种比较理想的前缘形式。从上面的分析结合实际情况铲板前缘采用三齿形前缘。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b： b2d 式中 d-曲柄圆盘直径，mm。取b=2400mm。 图2-6 铲板的结构简图Figure2-6 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。3 装载机构减速器的设计3.1 电动机的选择根据装运机构电动机功率P=11KW，n=1500r/min。选择电动机型号为：YB系列电动机，YB160M-4 主要性能参数如表1。型号 功率 同步转速 额定转速 效率 重量 功率因素YB160M-4 11KW 1500r/min 1460r/min 88% 217Kg 0.84表1 电动机型号表Table 1 Motor model3.2 传动装置的运动和动力参数计算3.2.1 传动比的分配由前面确定的装载星轮的转速次/分。可知总传动比，中间输送机机头减速器形式为锥齿轮和圆柱齿轮二级减速，装载星轮传动形式为单级圆锥齿轮传动。设中间输送机机头减速器的第一级减速为第一级减速，中间输送机机头减速器的第二级减速为第二级减速，传动比分配为：取装载星轮部分减速器的传动比为：i3=3.21则减速器的传动比为取两级齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比3.2.2 选择齿轮齿数根据传动比的分配查文献1选择齿轮数：第一级：圆柱齿轮小的齿数为19，与其啮合的齿轮为61；第二级：弧齿锥齿轮小的齿数为10，与其啮合的齿轮为44；第三级: 弧齿锥齿轮小的齿数为14，与其啮合的齿轮为45。3.2.3 各轴功率、转速和转矩的计算查文献【1】表确定各零件效率取：联轴器效率：=0.99齿轮啮合效率：=0.97滚动轴承效率：=0.98 0轴：电动机轴 P=P=11KW n0=1460/min T0=9.55P0/n0=9.551110/1460=71.95I轴：第一级减速高速轴 P1=P001=P0=110.99=10.89KW n1=n/i=n/i=1460/1=1460r/min T=9.55=9.5510.8910/1460=71.23轴：第一级减速低速轴 P=P=P1=10.890.970.98=10.36KW T=9.55=9.5510.3610/565.89=174.83轴:第二级减速低速轴 P3=P2=P2=10.360.970.98=9.84KW T3=9.55=9.559.8410/124.1=757.223.3 齿轮部分设计3.3.1 第一级齿轮传动计算（1）选择齿轮材料：小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；（2）按齿根弯曲疲劳强度设计计算：采用斜齿圆柱齿轮传动，按= 估取圆周速度=4.25m/s,参考文献【1】表。选取II公差组7级小轮分度圆直径d1，可由下式求得：d1 齿宽系数 ,查文献【1】表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5小齿轮齿数 Z1，选Z1=19大齿轮齿数 Z2=Z1i=193.19=60.61，圆整所以取Z2=61齿数比 u=Z2/Z1=61/193.21合适传动比误差=（3.21-3.19）/3.19=-0.004，误差在5%内小轮转矩 T1=71950N.mm载荷系数K查文献【1】表得 K=KKKK使用系数 KA，查文献【1】表KA=1.75动载荷系数K的初值 K查文献【1】表得K=1.18齿向载荷分布系数 K查文献【1】表得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查文献【1】表得=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos+(1/)Z1tan =1.88-3.2(1/19+1/61)cos13+(1/)190.5tan13=1.619+0.698=2.31=1.679 =0.698查文献【1】表得K=1.24则载荷系数的初值为：K=KA=1.751.181.051.24=2.70节点影响系数 ZH，查文献【1】表得ZH=2.46弹性系数 ZE, 查文献【1】表得ZE=189.8螺旋角系数 =0.99重合度系数 ，查文献【1】表Z=0.82接触疲劳极限应力查文献【1】表得=1500N/mm，=1400N/mm应力循环次数 N=60njL=6014601(1630010) =4.20109h N= N/u=4.20109/2.58=1.63109h则查文献表得接触强度的寿命系数,：z= z=1接触强度安全系数，查文献【2】表（8-27）得=1.3硬化系数z查文献【2】表（8-71）得z=1许用接触应力由式（8-69）得=ZNZw/SH则：=1153.8N/mm2=1076.9N/mm故d1的设计初值d1t为 d1t d1t51.46mm法面模数 mn=d1tcos/Z1 =51.46cos130/19=2.63 取mn=3齿顶高系数 顶隙系数 齿顶高 齿根高 中心距 a=mn(Z1+Z2)/(2cos)=3(19+61)/(2cos13o)=132.39mm圆整取a=133mm分度圆螺旋角 =cos-1mn(Z1+Z2)/2a =cos-13(19+61)/(2133) = 25.54o小轮分度圆直径的计算值 =mnZ1/cos=319/cos25.54o=63.17mm圆周速度 =3.1463.171460/60000=4.82m/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 =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos+(1/)Z1tan =1.88-3.2(1/19+1/61)cos25.54o+(1/3.14)190.5tan25.54o =1.681+1.44 =3.1查文献【2】表（8-21）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=51.46=51.52mm取 d 1=d1t=51.52mm大轮分度圆直径 d2=mnZ2/cos=344/cos25.54o=146.29mm齿宽 b= =0.551.52=25.64mm大轮齿宽 b2=b=25.64,取证b2=25mm小轮齿宽 b1=b2+(510)=25+(510)=30mm（3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 齿形系数 查文献【2】表8-67得 = 2.84 ，=2.32应力修正系数查文献【2】表8-68得 = 1.54 ，=1.67重合度系数 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.576=0.73螺旋角系数 =1-=0.93许用弯曲应力 =/ 弯曲疲劳极限 查文献【2】图8-72，得=950N/mm2弯曲寿命系数 查文献【2】图8-73，得=1尺寸系数 查文献【2】图8-74，得=0.98安全系数 查文献【2】表8-27，得=1.25则 =95010.98/1.25=532N/mm2故 = N/mm2 = =253.60 N/mm2因此,可知齿根弯曲强度足够。3.3.2 第二级齿轮传动计算（1）选择齿轮材料小轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；大轮选用表面硬化处理的钢：硬度58HRC；（2）基本参数的确定：小轮齿数Z1在一般工业用弧齿锥齿轮表中查取Z1=10大轮齿数Z2，Z2=iZ1=4.3210=43.2 圆整取Z2=44齿数比u= Z2/Z1=44/10=4.4传动比误差=（4.32-4.4）/4.32=-0.018误差在5%范围内小轮转矩T1=174.83 小齿轮大端分度圆直径d1由下式求得： 锥齿轮类型几何系数 e，查文献【1】，得e=1100；变位后强度影响系数Zb,查文献【1】，得Zb=0.9；齿宽比系数，查文献【1】，得=1.735；使用系数，查文献【1】，得=2.0；齿向载荷分布系数，由式=1.5，其中为轴承系数，查文献【1】可得=1.25则可求得=1.51.25=1.875；轴交角，=900；试验齿轮的接触疲劳极限，查文献【1】，得=1500 N/mm2则 =63.175mm选定模数m，m=d1/Z1=63.175/10=6.3175，查文献【1】，得m=7；小齿轮大端分度圆直径圆整值 d1=Z1m=107=70mm大齿轮大端分度圆直径 d2=mZ2=744=308mm轴交角 =900；齿数比u u=Z2/Z1=44/10=4.4选取齿形角 =20o选取螺旋角 =5.5o齿顶高系数 =1顶隙系数 =0.2变位系数x x1=0.8,x2=0.3节锥角 =12.80o =90o-=77.20o平均当量齿轮齿数 =节锥与分锥比值Ka 中点当量齿轮分度圆压力角 中点当量齿轮啮合角 齿面宽b,通常情况下大小轮齿面宽相等，一般取1/3外锥距Re与10倍模数之较小值，其中外锥距 Re=0.5d1/sin=0.5d2/sin则外锥距 Re=0.570/sin12.80=158mm由于 1/3Re=52.67mm10m=70mm因此齿面宽 b=53mm中点锥距R R=Re-0.5b=158-0.553=131.5mm齿全高h 分圆齿顶高 ，则分圆齿根高 ，则节圆齿根高 ，则 节圆齿顶高 ，则顶圆直径 ，则（3）齿面接触强度验算：由下式计算接触应力 1）节点区域系数按下式计算 = =5.650，=21.232则 = =2.3622）弹性系数，由查文献【2】得，钢对钢，=189.33）重合度系数，由下式求得 = =5.83=0.2371 则 4）螺旋角系数 5）有效宽度 6）锥齿轮系数 =0.807）使用系数 =2.08）齿宽中点分锥上的圆周力 9）动载系数，由式求得， N= 齿宽中点分锥上的圆周速度则代入数据可求得N=0.0140.85，处于亚临界区。 齿距极限偏差通常按大轮文献【2】，可得：=22跑合量，查文献【2】由式=单对齿刚度，取=14N/则 10）齿向载荷分布系数，由式求得，其中查文献【2】可得， =1.25，则11）齿间载荷分布系数,因，查文献【2】，可得=1.2（7级精度）12）润滑剂系数，由文献【2】可知，40号机械油，50oC时的平均运动粘度，对的淬硬钢13）速度系数，由文献【2】可知，当时，14）粗糙度系数，15）温度系数取为116）尺寸系数取为117）最小安全系数，当失效概率为1%时，=118）极限应力值，按MQ取值，=1500N/mm2则 = = 1568N/mm2许用接触应力 N/mm2，不安全。由于ISO公式未考虑非零变位的影响，而实际上该设计采用“节点区至少有两对齿保持啮合”，故需按文献【2】进行修正，即取变位类型影响系数Zb=0.85修正。修正后即，故安全。（4）按齿根弯曲强度验算：齿根弯曲应力 1）齿向载荷分布系数2）齿间载荷分布系数3）有效宽度4）最小安全系数5）应力修正系数6）锥齿轮系数7）中间法向模数8）齿形系数，10.40，查文献【2】，当时，=2.09201.37，查文献【2】，当时，=2.109）应力修正数，查文献【2】，可得，10）重合度系数，由下式求得：11）螺旋角系数，故 12）相对齿根圆角敏感系数，根据文献【2】，由=1.313；由1.41213）相对齿根表面状况系数， 由文献【2】，14）尺寸系数，由资料表，令15）弯曲极限应力值，由文献【2】，MQ为=470N/mm2，ML为=320 N/mm2， 考虑到我国钢材的弯曲强度偏低，可靠性差，因此取平均值，=400 N/mm2。 又，将上述有关值代入齿根弯