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摘
文研究牙轮钻机加压系统设计设计容包括该机械总装配设计零件具体结构设计加压系统加压减速器详细结构设计通AutoCAD等绘图软件进行二维图设计中包括零件选型计算
关键词
牙轮钻机加压系统减速器零件
AbstractThis paper mainly studies the design of the roller rig pressurization system The main design contents include the total assembly design of the machine the specific structural design of the parts the pressurization system and the detailed structural design of the pressure reducer Designing 2D drawings by using drawing software such as AutoCAD including the selection and calculation of some parts
Keywordsroller rig pressurized system reducer components
目录
第章绪 1
11牙轮钻机背景意义 2
12牙轮钻机国外发展现状 2
13次设计容 3
第二章总体方案设计 4
21加压系统结构分析数分析计算 4
211加压提升机构总体方案设计 9
212加压系统参数分析计算 11
22液压系统设计 16
221 液压原理设计 17
222 关液压元器件进行选型 18
第三章加压减速箱设计 19
31关加压减速箱三级减速齿轮设计 19
311关三级减速器高速级齿轮设计校核 19
312关三级减速器中速级齿轮设计校核 23
313关三级减速器低速级齿轮设计校核 27
32加压减速器轴系设计 31
321 输入轴系（Ⅰ轴）设计校核 31
322中间轴系（Ⅱ轴）设计校核 34
323中间轴系（Ⅲ轴）设计校核 36
324输出轴系（Ⅳ轴）设计校核 38
325关轴轴承校核 40
33减速箱箱体设计 41
第四章机械精度设计 42
41关齿轮精度设计 42
42重装配配合设计 44
421齿轮轮毂轴配合配合精度 44
422 轴承圈轴配合 44
423 轴承外圈壳体配合 44
424 部件配精度 44
参考文献 45
总结展 46
第章绪
11牙轮钻机背景意义
钻机基础断发展作中种露外型矿山爆破种非常钻孔设备牙轮钻机着矿山断发生牙轮钻机断发展穿孔直径早期孔径断更孔径进行发展断适应型露天矿山穿孔工作务
着科技断进步牙轮钻机作露天矿山开采工作设备牙钻钻机工作效率直接决定开采工作效率续工作进展优化发展牙轮钻机工作仅满足市场需求科技国家断发展证明着断加矿业投资力度型牙轮钻机需求量断加国应断努力发展牙轮钻机早日达世界先进水
12牙轮钻机国外发展现状
国改革开放着济科技断发展进步需求断升种矿类资源需求断增加国九八五年开始进行牙轮钻机研究进行断尝试研制成功十种九七六年进行批量生产HYZ250型牙轮钻机进行断改进变型KY250型牙轮钻机九七五年满足国矿业快速发展研制KY310型牙轮钻机断研发出KY150YZ55YZ35型牙轮钻机次进行淘汰修改定型基确定两系列牙轮钻机：KYYZ系列图示
国早研究生产牙轮钻机公司单位衡阳色冶金机械厂洛阳矿山机械工程研究院江西采矿机械厂直日国生产牙轮钻机公司两中钢衡重生产
YZ系列牙轮钻机南昌凯马生产KY型牙轮钻机国产牙轮钻机技术水性已达美国二十世纪九十年代初水国外类产品差距整体性具体差距体现国传动方式落功动力较单结构形式较单国发展速度较快相信久未便追发达国家牙轮钻机整体性差距
国外目前批发生产牙轮钻机国家日俄罗斯美国美国设计研发制造牙轮钻机性较畅销全世界国外牙轮钻机研发较早五十年代美国加率先牙轮钻机进行露天矿山采矿作业紧接苏联开始进行牙轮钻机研发六十年代牙轮钻机研发初期材料限制牙轮钻机中等硬度矿山进行钻孔着技术进步材料断发展断进行高等硬度矿山进行钻孔作业美国原布塞鲁斯伊利公司世界研发牙轮钻机时间早技术完善公司Caterpillar公司收购研发定型MD6XXX系列牙轮钻机产品MD6640MD6290图
乔伊公司早进行定型牙轮钻机家美国公司着科技断进步乔伊公司牙
轮钻机加压机构进行断完善创新通采新型链式齿轮齿条传动驱动取消前链条式传动乔伊公司典牙轮钻机型号250XPC320XPC型牙轮钻机
图
13 次设计容
（1） 牙轮钻机加压系统方案设计
（2） 机械总装配设计零件详细结构设计
（3） 加压系统结构设计
（4） 加压减速机详细设计
（5） 液压元件减速机整机布置
次设计牙轮钻机加压系统求采液压驱动方式液压系统采闭式回路液压泵液压马达均电控变量技术参数：加压速度：76mmin提升速度4267 mmin加压力600KN中加压车重150KN
第二章 总体方案设计
21加压系统结构分析数分析计算
211加压提升机构总体方案设计
（1）牙轮钻机工作程总体方案
关工作流程：钻孔时加压机构钻头施加轴压力推进钻具进行工作牙轮钻机加压系统
作推进钻具钻具足够轴压力实现回转车连钻具快速提升放
牙轮钻机加压系统设计中分3部分分驱动系统传动系统执行机构驱动系统选择电机液压马达驱动次设计求液压驱动方式液压系统求采闭式回路液压泵液压马达均电控变量选择液压驱动方式执行机构提供动力源中需绘制液压控制系统原理图液压元件选择布置传动系统液压泵输出动力传递执行机构传动中需液压马达旋转运动转变直线运动利齿轮齿条凸轮机构滚珠丝杠等机构实现初步选择齿轮齿条机构时通减速器设计予钻具适轴压力牙轮孔底滚动中连续挤压刮削击破碎岩石执行机构钻具钻具钻杆钻杆牙轮钻头组成
传统链条式加压提升机构
1 封闭链条式加压提升机构
封闭链条式加压提升机构通两组链条带动两组链条分位钻架左右侧机构分链条驱动轮动轮张紧轮构成电机马达减速箱减速驱动驱动轮带动链条传动带动钻进提升工作图
2齿轮齿条链条式加压提升机构
齿轮齿条链条式加压提升机构减速机提供动力源然通封闭链条动力传递加压车接着齿条齿轮啮合确保车钻架进行稳运动钻杆施加压力者提升力图
现代链式加压提升机构
传统封闭链条式加压提升机构会出现事二十世纪八十年代末九十年代初推出链式加压提升机构断绝事例断链事发生种机构优点提高钻头工作寿命减少加压车偏移震动典型现代链式加压提升机构两种
1液压缸钢丝绳加压提升机构
液压缸钢丝绳加压提升机构动静滑轮组钢丝绳液压缸钢丝绳动张紧装置等构成根结构液压缸应数量分单液压缸双液压缸该机构相传统封闭式链条加压提升机构优点提高机构性更改力传动方式减少震动
2齿轮齿条式链加压提升机构
该机构机构动力源安装回转车台调速范围较宽马达者电机驱动加压减速器带动齿轮齿条进行运动加压减速器安装封闭链条式机构链轮位置加压减速器般选减速较部结构紧凑减速器齿轮齿条链式加压提升机构仅降低障率种机构结构十分简单机构相更改力传动方式载荷稳提高效率
结构性：表链式传动加压提升系统链式传动加压提升系统结构性
方案确定
种方案均实现该牙轮钻机加压系统设计设计济性实性安全性存差异
传统链条式加压提升机构设计液压马达减速齿轮箱驱动轴驱动链轮装配钻架底部便维护降低重心链轮链条安装难度链条出现断裂情况存着安全隐患离心限速器结构较复杂增设计成然提高链条安全系数避免事发生法彻底消事发生齿轮齿条链式加压提升机构设计仅降低障率种机构结构十分简单机构相更改力传动方式载荷稳提高效率齿轮箱安装加压车增加加压车重力提高运动惯性面接触进行钻孔时会出现强烈震动需保证齿轮箱齿轮轴齿轮等零件刚度强度相应加压齿轮箱齿轮双联导滚轮配合加压车运动方受控制导保持精确校整
综述齿轮齿条链式加压提升系统济性较行性较采取该方案
进行牙轮钻机加压系统设计
212 加压系统参数分析计算
关齿轮齿条设计计算
（1）齿轮种类参数
选择直齿圆柱齿轮进行传动通查阅相关书籍知道压力角取20°
关材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
关齿数确定
会发生现象说切现象需避免发生切齿轮产生根切少齿数Zmin2ha*sinαha*1α20°时算Zmin17齿轮齿数取Z122齿条齿数Z2趋穷
模数转速
n60vπDDmz
已知加压车加压速度76mmin
n76×1000πm∙22110m
m12时转速n917rmin齿轮分度圆直径D264mm
（2）根齿面解疲劳强度进行设计
通查阅资料知道齿轮分度圆直径公式
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
1) 公式中参数数值
试选KHt13
根查阅书籍知道齿轮传递时候转矩计算公式
PFV1000450×1000×7660100057KW
T1955×106Pn955×106×57917594×107N∙mm
根查阅资料知道齿宽系数数值
根资料知道两支承相齿轮特殊情况布局说称时候知道∅d1合理
通查阅资料知道ZH25区域稀释
通查阅资料确定ZE1898MPa材料弹性影响系数
计算接触疲劳强度重合度系数Z∈
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*cos122×cos20°22+2×130683°
齿条齿数趋穷
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*0
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π0804
∴Z∈4∈α34080431032
通分析接触疲劳通计算许应力数值相说较计算齿轮接触疲劳许应力σH
通查阅资料确定齿轮接触疲劳极限σHlim11340MPa
假定工作时长年二百天工作寿命五年通查阅相关书籍知道应力循环次数公式
N160njLh60×917×1×2×8×200×588×106
通查阅资料知道接触疲劳寿命系数KHN115
失效概率非常般取1安全系数通常取S1
σHKHN1σHlim1S15×13401MPa2010MPa
2) 关齿轮分度圆直径计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
32×13×594×1071∙∞∞+1∙25×1898×103220102
根分析需调整齿轮分度圆直径
1） 数需做准备说实际载荷系数
圆周速度知道
vπd1tn160×1000π×20928×91760×1000ms01ms
齿宽知道
b∅dd1t1×20928mm20928mm
2）计算实际载荷系数KH
关系数KA数值
齿轮
齿条传动载荷状态严重击工作机器牙轮钻机加压车原动力液压装置取KA185
动载荷系数KV
速度v初步选择7级精度该齿轮传动精度通查阅书籍取KV10
齿间载荷分配系数Kα
硬齿面直齿轮7级精度取KFαKHα11
齿间载荷分布系数Kβ
两支承相齿轮作称布置查表取KHβ122KFβ115
∴KHKAKVKHαKHβ185×10×11×122248
3) 实际载荷系数计算分度圆直径
d1d1t3KHKHt
20928×324813
259565mm
齿轮模数md1z1178mm
（3）齿根弯曲疲劳强度进行计算
通查阅资料计算该模数
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
1) 通查阅相关资料公式中项相关参数值进行确定
进行初步选择KFt13
通查阅资料计算弯曲疲劳强度情况重合度系数
Yϵ025+075ϵα025+07508041182
计算YFaYSaσF
通查阅相关资料齿形系数YFa275
通查阅书籍应力修正系数YSa153
通查阅资料齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim2130MPa
通查阅相关资料弯曲疲劳寿命系数KFN115
通查阅资料弯曲疲劳情况完全系数S14
σFKFNσFlims115×2130141750MPa
∴YFaYSaσF275×153175000024
解
mt≥32×13×594×107×1182222×00024
966mm
2）关实际载荷系数计算KF
载荷系数KFKAKVKFαKFβ185×10×11×115234
3)通实际载荷系数进行计算相应齿轮模数计算
mmt3KFKFt967×3234131176mm
通计算结果进行
齿轮模模m12mm齿数Z22分度圆直径d264mm满足初选齿数齿轮强度求时该齿轮转速n917rmin
二加压系统参数
（1）加压车加压参数
已知加压车加压速度76mmin总加压力500KN中加压车重150KN
算时转速n917mmin
输出功率p57KW
输出转矩T594×107N∙mm
（2）加压车提升参数
已知加压车提升速度4267rmin时空载状态加压车重150KN
算时转速n60vπD4267×1000π×12×225147rmin
输出功率pFV1000150×1000×4267601000106KW
输出转矩T955×106pn955×106×1065147197×107N∙mm
加压车提升时转矩加压时转矩低加压计算时数分析设计计算参数满足提升强度求
（3）减速箱传动分配
关总效率η具体分析计算
总效率计算需计算部分中包括联轴器轴承齿轮齿条效率计算面进行部分计算首先1联轴器效率η10995轴承效率η20993齿轮啮合效率η30971组齿轮齿条效率η4096
该减速器总效率进行计算ηη1η25η33η4099×0995×0973×096082
关液压马达输出功率计算
该系统进行加压时该液压马达输出功率PdPη5708270KW
该系统进行提升时该液压马达输出功率PdPη106082130KW
总传动分配
推荐传动合理范围三级圆柱齿轮减速箱传动般27～216液压马达选转速ndi∙n27～216×51471390～11117rmin通液压马达价格重量功率等素查表选择轴柱塞液压马达液压马达额定转速2550rmin额定功率130KW
∴总传动i2550514748
考虑减速箱齿轮浸油深度等素影响取分配系数13
i23i36
i1i21327
i314i250
加压时齿轮受击轴转矩较采加压参数设计三级减速器时液压马达输出转速nm917×48rmin440rmin
213关轴相关数进行计算
关液压马达轴参数计算
P0Pd70KW
n0nm440
T0955×106p0n0151×106N∙mm
关Ⅰ轴参数计算
P1P0∙η170×099693KW
n1n0440rmin
T1955×106p1n1150×106N∙mm
关Ⅱ轴参数计算
P2P1∙η2η3693×099×097665KW
n2n1i144027rmin16296rmin
T2955×106p2n2389×106N∙mm
关Ⅲ轴参数计算
P3P2∙η2η3665×099×097638KW
n3n2i21629636rmin4527rmin
T3955×106p3n3135×107N∙mm
关Ⅳ轴参数计算
P4P3∙η2η3η2η2η4638×099×097×099×099×096576KW
n4n3i3452750rmin905rmin
T4955×106p4n4608×107N∙mm
22液压系统设计
221 液压原理设计
（1）液压马达型号
述计算知：
加压时加压力F450KN转速n440rmin功率P70KW转矩152×107N∙mm
提升时加压力F150KN转速n2470rmin功率P130KW转矩503×107N∙mm
机类型选择液压执行元件工作压力液压系统查表取p116MPa防止加压时钻杆突然前进液压马达回路必须具背压
p2查表取p214MPa液压马达排量式计算 v2πTp1p2ηm查资料取轴柱塞液压马达ηm094液压马达加压时排量696mlr流量30624lmin提升时排量230mlr流量5681lmin通工作压力转速排量选择A2FE107轴柱塞液压马达
（2）设计液压马达液压系统方案
该结构固定式机械存外负载系统做功德工况计算设计知牙轮钻机加压系统中液压系统功率运动速度快存加压提升两种速度液压系统需进行选择通资料查询知道次设计题目液压系统采节流调速开式循环两种方式较合理工作时候需进行加压提升两种工作方式需速度需进油路时候采节流调速方式回油路程设置背压阀解决问题提高系统效率节省量角度采高功率单变量液压泵作油源
次做课题系统中需负载工况制动程两种情况进行操作说做功等情况系统中需回路例调压回路卸荷回路系统中回路方式节流调速回路方式选择什样油源形式独立条油路直接通该液压马达进油口出油口中通该运行方式实现该加压车进行加压提升加压车快速加压面钻具开始钻孔时速度变化选行程阀控制速度换接稳该回路进行传动实现液压马达该回路中差动链接保证稳通查阅相关资料决定种换时间调电磁换阀换接回路提高液压马达流量提高效率换阀需五通油源中须溢流阀调节系统工作压力保证液压马达转速需调节液压马达进油口出油口工作压力需回路中设置卸荷阀
（3）设计制动器液压缸液压系统方案
防止加压车出现紧急情况快速降减速器输出轴安装制动器通液压缸推动滑块加紧制动器制动盘通摩擦力加压车紧急制动液压缸两腔需非常工作压力保证增摩擦力降低转速提高安全性选择回路中差动连接加进油口进油量然加压车停止时制动器停止工作液压缸恢复初始状态选择三位五通电磁换阀液压缸意外情况发生时开始工作液压马达工作室区分开回路中添加液控序阀
（4）液压系统控制原理图
面选出种液压回路组合牙轮钻机加压系统液压系统控制原理图液压马达安装加压车液压泵安装面两电磁换阀安装加压车液压元件安装钻架者面时需保证油源面传递液压马达液压回路图：
222 关液压元器件进行选型
（1）关液压泵选具体型号
该液压回路工作循环中量压力继电器稳定持续工作该压力继电器压力调整该系统工作压力调25MP液压马达该液压回路中工作压力16MPa液压马达进油路时压力损失32MPa该液压泵工作压力p25+16+32217MPa通述计算知道该液压回路中液压缸需液压马达提供流量5681lmin系统较简单取泄露系数105液压泵流量q5965 lmin根压力流量数值查阅产品样选择KCB2500型齿轮泵
（2）阀类元件辅助元件选型
根液压泵输出流量工作压力液压回路中阀类元件辅助元件工作压力通阀类元件辅助元件流量通查阅相关资料该液压系统中液压元件型号规格进行相应选择
表22液压元件型号表格
滤器
GL41H16
溢流阀
SK208
序阀
ZDR6DP13025YM
背压阀
SK208
序阀
ZDR6DP13025YM
三位五通电磁换阀
DSG023C2D24N150
单阀
60CV03
单阀
60CV03
行程阀
AXQFE10B
调速阀
AXQFE10B
单阀
60CV03
三位五通电磁换阀
DSG023C2D24N150
单阀
60CV03
背压阀
SK208
压力继电器
JCS02
第三章加压减速箱设计
31 关加压减速箱三级减速齿轮设计
311 关三级减速器高速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
关材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
关齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z123齿轮齿数Z2i1Z123×27621齿轮齿数取
Z263
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
4) 通查阅资料公式中数进行确定
第次进行选择KHt13
关Ⅰ轴齿轮传递转矩T1150×106N∙mm
通查阅资料确定齿宽系数∅d07
通查阅资料确定区域系数ZH25
通查阅资料确定弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈相关计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*24356°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1685
∴Z∈4∈α34080430878
关接触疲劳许应力σH相关计算
通查阅书籍齿轮接触疲劳极限σHlim11150Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11060Mpa
关应力循环次数相关计算
N160njLh60×440×1×2×8×200×5422×108
N2N1i1844×107
通查阅资料接触疲劳寿命系数KHN1090KHN2095
通查阅书籍失效概率取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1035MPa
σH2KHN1σHlim1S1007MPa
5) 关齿轮分度圆直径计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
108mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
2） 实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd1tn160×1000251ms
齿宽
b∅dd1t76530mm
2）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV105齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ120
∴KHKAKVKHαKHβ256
6) 通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
136035mm
（3）关齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
2) 通资料公式中参数值进行选择
试选KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0695
计算YFaYSaσF
通查阅资料确定齿形系数YFa1264YFa2238
通查阅资料确定应力修正系数YSa1158YSa2162
通查阅书籍确定齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim1700MpaσFlim2480Mpa
通查阅书籍确定弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s425MPa
σF2KFN2σFlim2s300MPa
YFa1YSa1σF100098
YFa2YSa2σF200129
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200129
计算
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
4554mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
2）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd1tn160×1000241ms
齿宽
b∅dd1t104742mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA183动载荷系数KV106齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ115
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ248
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt5648mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数6mm分度圆直径d1137036mm齿轮齿数计算Z113703662284取Z123理齿轮齿数Z263
5）关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z123齿轮齿数Z263齿轮模数m6mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d123×6138mmd263×6378mm
中心距a1d1+d22258mm
齿宽b∅dd1966mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1105mmb297mm
312 关三级减速器中速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z123齿轮齿数Z2i1Z123×36828齿轮齿数选取Z283
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
（3）通查阅资料公式中数进行确定
第次进行选择KHt13
通资料确定Ⅰ轴齿轮传递转矩T2389×106N∙mm
通查阅书籍确定齿宽系数∅d07
通查阅资料确定区域系数ZH25
通查阅资料确定材料弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*23364°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1693
∴Z∈4∈α34169330877
关接触疲劳许应力σH计算
通查阅书籍齿轮接触疲劳极限σHlim11200Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11090Mpa
计算应力循环次数
N160njLh60×16296×1×2×8×200×5156×108
N2N1i2434×107
查阅资料确定接触疲劳寿命系数KHN1090KHN2095
通查阅书籍失效概率较般取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1080MPa
σH2KHN1σHlim1S10355MPa
（4）关齿轮分度圆直径计算
d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
142575mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
（5）实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd3tn160×1000122ms
齿宽
b∅dd3t100538mm
（6）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV102齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ121
∴KHKAKVKHαKHβ251
（7）通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
177643mm
（3）通查阅资料齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF
3) 通资料公式中参数值进行选择
第次进行选择KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0693
计算YFaYSaσF
通查阅资料确定齿形系数YFa1276YFa2228
通查阅资料确定应力修正系数YSa1156YSa2171
通查阅书籍确定齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim1830MpaσFlim2670Mpa
通查阅书籍确定弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s5039MPa
σF2KFN2σFlim2s4163MPa
YFa1YSa1σF100085
YFa2YSa2σF200094
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200094
计算
m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF
5624mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
2）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd3tn260×1000110ms
齿宽
b∅dd3t90545mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV103齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ115
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ241
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt6901mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数8mm分度圆直径d3178843mm齿轮齿数计算Z317884382284取Z1
23理齿轮齿数Z483
5）关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z323齿轮齿数Z483齿轮模数m8mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d323×8184mmd483×8664mm
中心距a2d3+d42424mm
齿宽b∅dd31288mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1135mmb2130mm
313 关三级减速器低速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z523齿轮齿数Z6i3Z523×5115齿轮齿数选取Z6115
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
通查阅资料公式中数进行确定
第次选择KHt13
通查阅资料确定Ⅰ轴齿轮传递转矩T3135×107N∙mm
通查阅资料确定齿宽系数∅d07
通查阅书籍确定区域系数ZH25
通查阅书籍确定材料弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*22482°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1707
∴Z∈4∈α34170730874
关接触疲劳许应力σH计算
通查阅资料齿轮接触疲劳极限σHlim11320Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11160Mpa
计算应力循环次数
N160njLh60×4527×1×2×8×200×5234×107
N2N1i3868×106
查阅资料确定接触疲劳寿命系数KHN1105KHN2115
通查阅书籍失效概率较般取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1365MPa
σH2KHN1σHlim1S12995MPa
7) 关齿轮分度圆直径计算
d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
191957mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
（3）实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd5tn360×1000043ms
齿宽
b∅dd5t128098mm
2）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV10齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ118
∴KHKAKVKHαKHβ240
8）通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
224491mm
（3）通查阅资料齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF
4) 通资料公式中参数值进行选择
第次选择KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0689
计算YFaYSaσF
通查阅书籍齿形系数YFa1264YFa2221
通查阅书籍应力修正系数YSa1158YSa2178
通查阅资料齿轮弯曲疲劳极限σFlim11000Mpa齿根弯曲疲劳极限σFlim2870Mpa
通查阅资料弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s60714MPa
σF2KFN2σFlim2s54064MPa
YFa1YSa1σF100069
YFa2YSa2σF200073
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200073
计算
m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF
7812mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
3）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd5tn360×1000043ms
齿宽
b∅dd5t125773mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV103齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ112
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ234
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt9503mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数10mm分度圆直径d1224491mm齿轮齿数计算Z5224491102245取Z523理齿轮齿数Z6115
5） 关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z523齿轮齿数
Z6115齿轮模数m10mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d523×10230mmd6115×101150mm
中心距a3d5+d62690mm
齿宽b∅dd5161mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1168mmb2160mm
32 加压减速器轴系设计
321 输入轴系（Ⅰ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅰ轴齿轮作力
通查阅资料计算P1693KWn1440rminT115×106N∙mm
关齿轮相关数计算d1138mmFt2T1d121739NFrFttan20°7912NFaFttanβ0
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通查阅资料取A0105通计算出
dminA03P1n15670mm
通学资料知该轴截面键槽时考虑该键槽轴强度进行变化时应采取增轴径方式通查阅书籍知直径d>100mm键槽时该轴轴径会前增3该轴两键槽时该轴轴径会前增7直径d≤100mm键槽时该轴轴径会前增57该轴两键槽时该轴轴径会前增1015通述知该输入轴直径应增5计算dmin5954mm
查阅资料知输入轴直径安装联轴器位置通资料知联轴器转矩公式TcaKAT1转矩变化击载荷较KA25
TcaKAT125×15×106375×106N∙mm
通查阅书籍选取联轴器LX6型弹性柱销联轴器通相关资料查阅项数轴孔直径65mm半联轴器长度L142mm轴配合毂孔长度L1107mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6215相关尺寸d×D×T75mm×130mm×25mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行果齿轮轴分开制造齿轮键槽底部齿根圆距离e会齿轮轮体强度保证圆柱齿轮e<2mtmt端面模数通设计计算知应输入轴结构设计齿轮轴设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr∙L1+F2L1+L20
F24718NF13194N
水面Ft∙L1+F2L1+L20
F212963NF18776N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F24718NF13194N
F212963NF18776N
弯矩M
MH1038050N∙mm
MV2852200N∙mm
总弯矩
M13035225N∙mm
扭矩T
T1150×106N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
开始进行校核时般通常校核危险截面通查阅资料α06关该轴计算应力
σcaM12+αT12W516MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
322 中间轴系（Ⅱ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅱ轴齿轮作力
通查阅资料计算P2665KWn216296rminT2389×106N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1184mmd2378mm
圆周力Ft12T2d142283NFt220582N
径力Fr1Ft1tan20°15389NFr27491N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P1n17788mm
轴直径增5计算dmin8178mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6218相关尺寸d×D×T90mm×160mm×30mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr1∙L1+F2L1+L2+L3Fr2L1+L2
F2637NF18535N
水面Ft1∙L1+Ft2L1+L2F2L1+L2+L3
F223558NF139307N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F2637NF18535N
F223558NF139307N
弯矩M
MH12333075N∙mm
MV56798615N∙mm
总弯矩
M258122177N∙mm
扭矩T
T2389×106N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
开始进行校核时般通常校核危险截面通查阅资料α06关该轴计算应力
σcaM22+αT22W626MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
323 中间轴系（Ⅲ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅲ轴齿轮作力
通查阅资料计算P3638KWn34527rminT3135×107N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1664mmd2230mm
圆周力Ft12T3d140663NFt2117391N
径力Fr1Ft1tan20°14800NFr242727N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P3n311772mm
轴直径增5计算dmin12361mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6226相关尺寸d×D×T130mm×230mm×40mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr1∙L1F2L1+L2+L3+Fr2L1+L2
F221728NF16199N
水面Ft1∙L1+Ft2L1+L2F2L1+L2+L3
F280950NF177104N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F221728NF16199N
F280950NF177104N
弯矩M
MH46173825N∙mm
MV17201843N∙mm
总弯矩
M317810803N∙mm
扭矩T
T3135×107N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
进行校核时通常校核轴承受弯矩扭矩截面危险截面查表取α06轴计算应力
σcaM32+αT32W642MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
324 输出轴系（Ⅳ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅳ轴齿轮作力
通查阅资料计算P4576KWn4905rminT4608×107N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1264mmd21150mm
圆周力Ft1T2d1230303NFt2105739N
径力Fr1Ft1tan20°83823NFr238486N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P4n419459mm
轴直径增5计算dmin20432mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6248相关尺寸d×D×T240mm×440mm×72mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr2∙L2+Fr1∙L1F2L2+L3+L4+F2L2+L3
F238772NF190388N
水面Ft2∙L2+Ft1∙L2+L3+L4F2L2+L3+Ft1∙L1
F2246933NF1319412N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F238772NF190388N
F2246933NF1319412N
弯矩M
MH8606526525N∙mm
MV23646360525N∙mm
总弯矩
M28387971977N∙mm
扭矩T
T2608×107N∙mm
（6）进行校核时通常校核轴承受弯矩扭矩截面危险截面查表取α06轴计算应力
σcaM22+αT22W585MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
325关轴轴承校核
（1）关Ⅰ轴轴承校核
前Ⅰ轴选择轴承6215型深沟球轴承：
P31942+877629339N
通资料知深沟球轴承ε3
通资料知动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε13370
轴承L1337016×20042年
（2）关Ⅱ轴轴承校核
前Ⅱ轴选择轴承6218型深沟球轴承：
P6372+23558223567N
通资料知深沟球轴承ε3
通资料动载荷C958KN
：
Lh10660n∙CPε6870
轴承L687016×20021年
（3）关Ⅲ轴轴承校核
前Ⅲ轴选择轴承6226型深沟球轴承：
P61992+77104277352N
通查阅资料知深沟球轴承ε3
通查阅资料动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε3573
轴承L357316×20011年
（4）关Ⅳ轴轴承校核
前Ⅳ轴选择轴承6248型深沟球轴承：
P387722+2469332249958N
通查阅书籍知深沟球轴承ε3
通查阅书籍动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε5275
轴承L527216×20016年
33 减速箱箱体设计
箱体HT200铸造成相关参数：
箱座壁厚
δ
25
箱盖壁厚
δ1
20
箱盖凸缘厚度
b1
30
箱座凸缘厚度
b
50
箱座底凸缘厚度
b2
150
脚螺钉直径
df
70
脚螺钉数目
n
8
轴承旁连接螺栓直径
d1
60
盖座连接螺栓直径
d2
60
定位销直径
d
20
视孔盖螺钉直径
d4
15
dfd1d2外箱壁距离
C1
35
dfd2凸缘边缘距离
C2
30
箱盖肋厚
m1
24
箱座肋厚
m
30
齿轮顶圆箱壁距离
∆1
52
齿轮端面箱壁距离
∆2
48
第四章机械精度设计
41 关齿轮精度设计
Ⅲ轴齿轮齿轮精度设计
（1）确定该轴齿轮齿轮精度等级
该齿轮应矿山钻孔中查表齿轮精度等级810级
vπdn1000×60314×23×10×45271000×60054ms
根v054ms查表稳性精度8级该齿轮运动精度高三项精度求均8级
（2）确定齿轮必检参数公差
根面计算该齿轮分度圆直径d230mm通查阅资料运动精度：Fp0096稳性精度：fpt±0042Fα0054载荷分布均匀性：Fβ0058
（3）关法侧隙确定齿厚极限偏差确定
中心距a690mm
Jbnmin23∙006+00005a+003m0470
Esns计算
Jbn176fpt2+2+035Lb2Fβ20104
查表fa0082
EsnsJbnmin+Jbn2cosα+fatanα0335
Esni计算
查表Fr006br0098
TsnFr2+br2∙2tanα0084
EsniEsnsTsn033500840419
（4）确定公法线公称长度极限偏差
WK计算
KZ9+053
WKm2952K05+0014Z77020
EbnsEbni计算
EbnsEsnscosα072Frsinα0329
EbniEsnicosα+072Frsinα0378
相关图纸标注：WK7702003780329
（5）关齿坯精度确定
孔
通查阅资料确定孔精度∅145H8
圆柱度公差
t004LbFβ0002
顶圆
顶圆加工测量基准时damZ+2250mm查表顶圆精度∅250h8顶圆径圆跳动公差t03Fp0026圆柱度公差t0002顶圆作基准时公差应取IT1101m需规定圆跳动圆柱度公差
径基准面
次选齿顶圆作加工测量基准需选择径基准面
轴基准面
轴跳动公差t02DdbFβ0014
表面粗糙度
查表齿面限值25μm孔25μm顶圆32μm端面32μm余125μm
（6）注尺寸公差f级注形位公差K级
42 重装配配合设计
421 齿轮轮毂轴配合配合精度
齿轮轮毂轴利键连接传递动力传递转矩时数键者数花键进行连接保证齿轮轴配合相良中性键设计轴进行称挖槽轴通齿轮传递动力轴时传递功率转速损失齿轮轮毂轴配合采度配合配合精度H7k6
422 轴承圈轴配合
通查阅资料确定滚动轴承圈轴配合应基孔制配合径公差带位置般基准孔位置相反通查阅书籍圈基准孔公差带位公称径d方极限偏差零极限偏差负值样分布数情况轴承圈着轴起进行转动时防止结合面磨损两者配合应盈配合通查阅书籍述分析轴承圈轴配合精度
H7k6
423 轴承外圈壳体配合
通查阅资料确定滚动轴承外径应壳孔基轴系匹配两者匹配应紧滚动轴承公差国家标准精密轴承外径公差带位置般基准轴分布零线侧限偏差零限偏差负轴承圈轴转动轴承外圈壳体起固定轴位置保证轴强度刚度时采轴承外圈壳体间隙配合通分析轴承外圈轴配合精度J6H7
424 部件配精度
制动器支座固定制动器保证制动器稳工作减速器够紧急制动制动器支座轴配合采间隙配合配合精度H7f6通查阅资料制动器轴套配合轴套轴配合采度配合制动器制动盘轴起转动液压缸推动推杆滑块加紧制动盘降低制动盘转速降低减速器输出轴转速保证紧急情况安全加压车停止配合精度H7s6
外联轴器液压马达输出轴减速器输入轴配合采度配合液压马达动力传递减速器配合精度H7k6
参考文献
[1] 张雷代浩苏遵 圆柱齿轮减速器齿轮设计[D] 科技创新导报 2015
[2]刘涛 层码垛机器结构设计动态性分析[D] 兰州理工学 2010
[3]武泽聪 圆形坑槽铣刨机铣刨装置铣削程研究[D] 长安学 2013
[4]罗希年 齿轮弯曲应力计算优化[D] 长安学 2012
[5]张司艺 双滚筒式超长程抽油机设计评价[D] 东北石油学 2017
[6]沙晓丽 单发动机清扫车动力系统研究[D] 长安学 2010
[7]萧林 露天矿牙轮钻机加压提升机构分析设计二[D] 矿山机械 2014
[8]蒋宏春 限元分析齿轮优化中应[D] 现代机械 2011
[9]贾金兰王勇 旋转式砂粒分选机设计[D] 价值工程 2010
[10]董兆盛 连续玻璃纤维原丝毡抛丝设备研究设计[D] 河北科技学 2018
[11]吕长安 枣动定输送切片机研究设计[D] 甘肃农业学 2010
[12]甄红卫 脚踏车式肢康复训练器设计研究[D] 燕山学 2012
[13]陈欢 基案例推理水定钻机动力头快速设计[D] 湘潭学 2014
[14]张灵聪 PGZX1型炉爬行机器结构设计仿真[D] 东北石油学 2012
[15]王磊 新型传动抽油机设计研究[D] 西安石油学 2012
[16]萧林 国外现代牙轮钻机产品特点性参数发展趋势[D] 矿山机械 2006
[17]马 汽车轮毂跳动量检测仪轮毂装夹机构研究[D] 长春理工学 2017
[18]徐程橙 环保真空静电油漆喷涂流水线优化[D] 广东工业学 2014
[19]张复旺 典型零件公差配合媒体动画设计研究[D] 太原科技学 2013
[20]赵浮萍 免耕施肥播种机锥齿轮参数设计分析[D] 代农机 2014
[21]魏华 行星齿环式游梁抽油机理分析设计[D] 西华学 2010
总结展
次毕业设计程中机械相关零件设计理念进步认识段时间制图力提高少尤液压方面前液压解通次学进步次通计算机辅助设计学二维维制图软件进行更加熟悉掌握练尤AutoCAD软件掌握次次查阅手册书寻找计算设计方法次次发现新问题错误分析问题提出解决方法修改原先设计直确定终方案
遇难决定问题时会动咨询指导老师指导老师会分析问题讨解决方案时会已确定参数便查阅良方法保证毕设利进行避免失误提高效率
致谢
历三月毕业设计结束敬请位评审老师设计成果作检查次毕业设计学四年次设计机会通学四年学知识综合应学知识次检阅相信程工作中综合设计运定作四生活接尾声毕业设计期间设计知识较覆盖面较广设计初期阶段确实遇困难困惑时候罗士军老师细心帮助鼓励毕业设计利完成特感谢罗士军老师作指导老师仔细耐心指导帮助时帮助老师学致诚挚问候衷心感谢愿工作生活中帆风
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摘
文研究牙轮钻机加压系统设计设计容包括该机械总装配设计零件具体结构设计加压系统加压减速器详细结构设计通AutoCAD等绘图软件进行二维图设计中包括零件选型计算
关键词
牙轮钻机加压系统减速器零件
AbstractThis paper mainly studies the design of the roller rig pressurization system The main design contents include the total assembly design of the machine the specific structural design of the parts the pressurization system and the detailed structural design of the pressure reducer Designing 2D drawings by using drawing software such as AutoCAD including the selection and calculation of some parts
Keywordsroller rig pressurized system reducer components
目录
第章绪 1
11牙轮钻机背景意义 2
12牙轮钻机国外发展现状 2
13次设计容 3
第二章总体方案设计 4
21加压系统结构分析数分析计算 4
211加压提升机构总体方案设计 9
212加压系统参数分析计算 11
22液压系统设计 16
221 液压原理设计 17
222 关液压元器件进行选型 18
第三章加压减速箱设计 19
31关加压减速箱三级减速齿轮设计 19
311关三级减速器高速级齿轮设计校核 19
312关三级减速器中速级齿轮设计校核 23
313关三级减速器低速级齿轮设计校核 27
32加压减速器轴系设计 31
321 输入轴系（Ⅰ轴）设计校核 31
322中间轴系（Ⅱ轴）设计校核 34
323中间轴系（Ⅲ轴）设计校核 36
324输出轴系（Ⅳ轴）设计校核 38
325关轴轴承校核 40
33减速箱箱体设计 41
第四章机械精度设计 42
41关齿轮精度设计 42
42重装配配合设计 44
421齿轮轮毂轴配合配合精度 44
422 轴承圈轴配合 44
423 轴承外圈壳体配合 44
424 部件配精度 44
参考文献 45
总结展 46
第章绪
11牙轮钻机背景意义
钻机基础断发展作中种露外型矿山爆破种非常钻孔设备牙轮钻机着矿山断发生牙轮钻机断发展穿孔直径早期孔径断更孔径进行发展断适应型露天矿山穿孔工作务
着科技断进步牙轮钻机作露天矿山开采工作设备牙钻钻机工作效率直接决定开采工作效率续工作进展优化发展牙轮钻机工作仅满足市场需求科技国家断发展证明着断加矿业投资力度型牙轮钻机需求量断加国应断努力发展牙轮钻机早日达世界先进水
12牙轮钻机国外发展现状
国改革开放着济科技断发展进步需求断升种矿类资源需求断增加国九八五年开始进行牙轮钻机研究进行断尝试研制成功十种九七六年进行批量生产HYZ250型牙轮钻机进行断改进变型KY250型牙轮钻机九七五年满足国矿业快速发展研制KY310型牙轮钻机断研发出KY150YZ55YZ35型牙轮钻机次进行淘汰修改定型基确定两系列牙轮钻机：KYYZ系列图示
国早研究生产牙轮钻机公司单位衡阳色冶金机械厂洛阳矿山机械工程研究院江西采矿机械厂直日国生产牙轮钻机公司两中钢衡重生产
YZ系列牙轮钻机南昌凯马生产KY型牙轮钻机国产牙轮钻机技术水性已达美国二十世纪九十年代初水国外类产品差距整体性具体差距体现国传动方式落功动力较单结构形式较单国发展速度较快相信久未便追发达国家牙轮钻机整体性差距
国外目前批发生产牙轮钻机国家日俄罗斯美国美国设计研发制造牙轮钻机性较畅销全世界国外牙轮钻机研发较早五十年代美国加率先牙轮钻机进行露天矿山采矿作业紧接苏联开始进行牙轮钻机研发六十年代牙轮钻机研发初期材料限制牙轮钻机中等硬度矿山进行钻孔着技术进步材料断发展断进行高等硬度矿山进行钻孔作业美国原布塞鲁斯伊利公司世界研发牙轮钻机时间早技术完善公司Caterpillar公司收购研发定型MD6XXX系列牙轮钻机产品MD6640MD6290图
乔伊公司早进行定型牙轮钻机家美国公司着科技断进步乔伊公司牙
轮钻机加压机构进行断完善创新通采新型链式齿轮齿条传动驱动取消前链条式传动乔伊公司典牙轮钻机型号250XPC320XPC型牙轮钻机
图
13 次设计容
（1） 牙轮钻机加压系统方案设计
（2） 机械总装配设计零件详细结构设计
（3） 加压系统结构设计
（4） 加压减速机详细设计
（5） 液压元件减速机整机布置
次设计牙轮钻机加压系统求采液压驱动方式液压系统采闭式回路液压泵液压马达均电控变量技术参数：加压速度：76mmin提升速度4267 mmin加压力600KN中加压车重150KN
第二章 总体方案设计
21加压系统结构分析数分析计算
211加压提升机构总体方案设计
（1）牙轮钻机工作程总体方案
关工作流程：钻孔时加压机构钻头施加轴压力推进钻具进行工作牙轮钻机加压系统
作推进钻具钻具足够轴压力实现回转车连钻具快速提升放
牙轮钻机加压系统设计中分3部分分驱动系统传动系统执行机构驱动系统选择电机液压马达驱动次设计求液压驱动方式液压系统求采闭式回路液压泵液压马达均电控变量选择液压驱动方式执行机构提供动力源中需绘制液压控制系统原理图液压元件选择布置传动系统液压泵输出动力传递执行机构传动中需液压马达旋转运动转变直线运动利齿轮齿条凸轮机构滚珠丝杠等机构实现初步选择齿轮齿条机构时通减速器设计予钻具适轴压力牙轮孔底滚动中连续挤压刮削击破碎岩石执行机构钻具钻具钻杆钻杆牙轮钻头组成
传统链条式加压提升机构
1 封闭链条式加压提升机构
封闭链条式加压提升机构通两组链条带动两组链条分位钻架左右侧机构分链条驱动轮动轮张紧轮构成电机马达减速箱减速驱动驱动轮带动链条传动带动钻进提升工作图
2齿轮齿条链条式加压提升机构
齿轮齿条链条式加压提升机构减速机提供动力源然通封闭链条动力传递加压车接着齿条齿轮啮合确保车钻架进行稳运动钻杆施加压力者提升力图
现代链式加压提升机构
传统封闭链条式加压提升机构会出现事二十世纪八十年代末九十年代初推出链式加压提升机构断绝事例断链事发生种机构优点提高钻头工作寿命减少加压车偏移震动典型现代链式加压提升机构两种
1液压缸钢丝绳加压提升机构
液压缸钢丝绳加压提升机构动静滑轮组钢丝绳液压缸钢丝绳动张紧装置等构成根结构液压缸应数量分单液压缸双液压缸该机构相传统封闭式链条加压提升机构优点提高机构性更改力传动方式减少震动
2齿轮齿条式链加压提升机构
该机构机构动力源安装回转车台调速范围较宽马达者电机驱动加压减速器带动齿轮齿条进行运动加压减速器安装封闭链条式机构链轮位置加压减速器般选减速较部结构紧凑减速器齿轮齿条链式加压提升机构仅降低障率种机构结构十分简单机构相更改力传动方式载荷稳提高效率
结构性：表链式传动加压提升系统链式传动加压提升系统结构性
方案确定
种方案均实现该牙轮钻机加压系统设计设计济性实性安全性存差异
传统链条式加压提升机构设计液压马达减速齿轮箱驱动轴驱动链轮装配钻架底部便维护降低重心链轮链条安装难度链条出现断裂情况存着安全隐患离心限速器结构较复杂增设计成然提高链条安全系数避免事发生法彻底消事发生齿轮齿条链式加压提升机构设计仅降低障率种机构结构十分简单机构相更改力传动方式载荷稳提高效率齿轮箱安装加压车增加加压车重力提高运动惯性面接触进行钻孔时会出现强烈震动需保证齿轮箱齿轮轴齿轮等零件刚度强度相应加压齿轮箱齿轮双联导滚轮配合加压车运动方受控制导保持精确校整
综述齿轮齿条链式加压提升系统济性较行性较采取该方案
进行牙轮钻机加压系统设计
212 加压系统参数分析计算
关齿轮齿条设计计算
（1）齿轮种类参数
选择直齿圆柱齿轮进行传动通查阅相关书籍知道压力角取20°
关材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
关齿数确定
会发生现象说切现象需避免发生切齿轮产生根切少齿数Zmin2ha*sinαha*1α20°时算Zmin17齿轮齿数取Z122齿条齿数Z2趋穷
模数转速
n60vπDDmz
已知加压车加压速度76mmin
n76×1000πm∙22110m
m12时转速n917rmin齿轮分度圆直径D264mm
（2）根齿面解疲劳强度进行设计
通查阅资料知道齿轮分度圆直径公式
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
1) 公式中参数数值
试选KHt13
根查阅书籍知道齿轮传递时候转矩计算公式
PFV1000450×1000×7660100057KW
T1955×106Pn955×106×57917594×107N∙mm
根查阅资料知道齿宽系数数值
根资料知道两支承相齿轮特殊情况布局说称时候知道∅d1合理
通查阅资料知道ZH25区域稀释
通查阅资料确定ZE1898MPa材料弹性影响系数
计算接触疲劳强度重合度系数Z∈
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*cos122×cos20°22+2×130683°
齿条齿数趋穷
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*0
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π0804
∴Z∈4∈α34080431032
通分析接触疲劳通计算许应力数值相说较计算齿轮接触疲劳许应力σH
通查阅资料确定齿轮接触疲劳极限σHlim11340MPa
假定工作时长年二百天工作寿命五年通查阅相关书籍知道应力循环次数公式
N160njLh60×917×1×2×8×200×588×106
通查阅资料知道接触疲劳寿命系数KHN115
失效概率非常般取1安全系数通常取S1
σHKHN1σHlim1S15×13401MPa2010MPa
2) 关齿轮分度圆直径计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
32×13×594×1071∙∞∞+1∙25×1898×103220102
根分析需调整齿轮分度圆直径
1） 数需做准备说实际载荷系数
圆周速度知道
vπd1tn160×1000π×20928×91760×1000ms01ms
齿宽知道
b∅dd1t1×20928mm20928mm
2）计算实际载荷系数KH
关系数KA数值
齿轮
齿条传动载荷状态严重击工作机器牙轮钻机加压车原动力液压装置取KA185
动载荷系数KV
速度v初步选择7级精度该齿轮传动精度通查阅书籍取KV10
齿间载荷分配系数Kα
硬齿面直齿轮7级精度取KFαKHα11
齿间载荷分布系数Kβ
两支承相齿轮作称布置查表取KHβ122KFβ115
∴KHKAKVKHαKHβ185×10×11×122248
3) 实际载荷系数计算分度圆直径
d1d1t3KHKHt
20928×324813
259565mm
齿轮模数md1z1178mm
（3）齿根弯曲疲劳强度进行计算
通查阅资料计算该模数
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
1) 通查阅相关资料公式中项相关参数值进行确定
进行初步选择KFt13
通查阅资料计算弯曲疲劳强度情况重合度系数
Yϵ025+075ϵα025+07508041182
计算YFaYSaσF
通查阅相关资料齿形系数YFa275
通查阅书籍应力修正系数YSa153
通查阅资料齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim2130MPa
通查阅相关资料弯曲疲劳寿命系数KFN115
通查阅资料弯曲疲劳情况完全系数S14
σFKFNσFlims115×2130141750MPa
∴YFaYSaσF275×153175000024
解
mt≥32×13×594×107×1182222×00024
966mm
2）关实际载荷系数计算KF
载荷系数KFKAKVKFαKFβ185×10×11×115234
3)通实际载荷系数进行计算相应齿轮模数计算
mmt3KFKFt967×3234131176mm
通计算结果进行
齿轮模模m12mm齿数Z22分度圆直径d264mm满足初选齿数齿轮强度求时该齿轮转速n917rmin
二加压系统参数
（1）加压车加压参数
已知加压车加压速度76mmin总加压力500KN中加压车重150KN
算时转速n917mmin
输出功率p57KW
输出转矩T594×107N∙mm
（2）加压车提升参数
已知加压车提升速度4267rmin时空载状态加压车重150KN
算时转速n60vπD4267×1000π×12×225147rmin
输出功率pFV1000150×1000×4267601000106KW
输出转矩T955×106pn955×106×1065147197×107N∙mm
加压车提升时转矩加压时转矩低加压计算时数分析设计计算参数满足提升强度求
（3）减速箱传动分配
关总效率η具体分析计算
总效率计算需计算部分中包括联轴器轴承齿轮齿条效率计算面进行部分计算首先1联轴器效率η10995轴承效率η20993齿轮啮合效率η30971组齿轮齿条效率η4096
该减速器总效率进行计算ηη1η25η33η4099×0995×0973×096082
关液压马达输出功率计算
该系统进行加压时该液压马达输出功率PdPη5708270KW
该系统进行提升时该液压马达输出功率PdPη106082130KW
总传动分配
推荐传动合理范围三级圆柱齿轮减速箱传动般27～216液压马达选转速ndi∙n27～216×51471390～11117rmin通液压马达价格重量功率等素查表选择轴柱塞液压马达液压马达额定转速2550rmin额定功率130KW
∴总传动i2550514748
考虑减速箱齿轮浸油深度等素影响取分配系数13
i23i36
i1i21327
i314i250
加压时齿轮受击轴转矩较采加压参数设计三级减速器时液压马达输出转速nm917×48rmin440rmin
213关轴相关数进行计算
关液压马达轴参数计算
P0Pd70KW
n0nm440
T0955×106p0n0151×106N∙mm
关Ⅰ轴参数计算
P1P0∙η170×099693KW
n1n0440rmin
T1955×106p1n1150×106N∙mm
关Ⅱ轴参数计算
P2P1∙η2η3693×099×097665KW
n2n1i144027rmin16296rmin
T2955×106p2n2389×106N∙mm
关Ⅲ轴参数计算
P3P2∙η2η3665×099×097638KW
n3n2i21629636rmin4527rmin
T3955×106p3n3135×107N∙mm
关Ⅳ轴参数计算
P4P3∙η2η3η2η2η4638×099×097×099×099×096576KW
n4n3i3452750rmin905rmin
T4955×106p4n4608×107N∙mm
22液压系统设计
221 液压原理设计
（1）液压马达型号
述计算知：
加压时加压力F450KN转速n440rmin功率P70KW转矩152×107N∙mm
提升时加压力F150KN转速n2470rmin功率P130KW转矩503×107N∙mm
机类型选择液压执行元件工作压力液压系统查表取p116MPa防止加压时钻杆突然前进液压马达回路必须具背压
p2查表取p214MPa液压马达排量式计算 v2πTp1p2ηm查资料取轴柱塞液压马达ηm094液压马达加压时排量696mlr流量30624lmin提升时排量230mlr流量5681lmin通工作压力转速排量选择A2FE107轴柱塞液压马达
（2）设计液压马达液压系统方案
该结构固定式机械存外负载系统做功德工况计算设计知牙轮钻机加压系统中液压系统功率运动速度快存加压提升两种速度液压系统需进行选择通资料查询知道次设计题目液压系统采节流调速开式循环两种方式较合理工作时候需进行加压提升两种工作方式需速度需进油路时候采节流调速方式回油路程设置背压阀解决问题提高系统效率节省量角度采高功率单变量液压泵作油源
次做课题系统中需负载工况制动程两种情况进行操作说做功等情况系统中需回路例调压回路卸荷回路系统中回路方式节流调速回路方式选择什样油源形式独立条油路直接通该液压马达进油口出油口中通该运行方式实现该加压车进行加压提升加压车快速加压面钻具开始钻孔时速度变化选行程阀控制速度换接稳该回路进行传动实现液压马达该回路中差动链接保证稳通查阅相关资料决定种换时间调电磁换阀换接回路提高液压马达流量提高效率换阀需五通油源中须溢流阀调节系统工作压力保证液压马达转速需调节液压马达进油口出油口工作压力需回路中设置卸荷阀
（3）设计制动器液压缸液压系统方案
防止加压车出现紧急情况快速降减速器输出轴安装制动器通液压缸推动滑块加紧制动器制动盘通摩擦力加压车紧急制动液压缸两腔需非常工作压力保证增摩擦力降低转速提高安全性选择回路中差动连接加进油口进油量然加压车停止时制动器停止工作液压缸恢复初始状态选择三位五通电磁换阀液压缸意外情况发生时开始工作液压马达工作室区分开回路中添加液控序阀
（4）液压系统控制原理图
面选出种液压回路组合牙轮钻机加压系统液压系统控制原理图液压马达安装加压车液压泵安装面两电磁换阀安装加压车液压元件安装钻架者面时需保证油源面传递液压马达液压回路图：
222 关液压元器件进行选型
（1）关液压泵选具体型号
该液压回路工作循环中量压力继电器稳定持续工作该压力继电器压力调整该系统工作压力调25MP液压马达该液压回路中工作压力16MPa液压马达进油路时压力损失32MPa该液压泵工作压力p25+16+32217MPa通述计算知道该液压回路中液压缸需液压马达提供流量5681lmin系统较简单取泄露系数105液压泵流量q5965 lmin根压力流量数值查阅产品样选择KCB2500型齿轮泵
（2）阀类元件辅助元件选型
根液压泵输出流量工作压力液压回路中阀类元件辅助元件工作压力通阀类元件辅助元件流量通查阅相关资料该液压系统中液压元件型号规格进行相应选择
表22液压元件型号表格
滤器
GL41H16
溢流阀
SK208
序阀
ZDR6DP13025YM
背压阀
SK208
序阀
ZDR6DP13025YM
三位五通电磁换阀
DSG023C2D24N150
单阀
60CV03
单阀
60CV03
行程阀
AXQFE10B
调速阀
AXQFE10B
单阀
60CV03
三位五通电磁换阀
DSG023C2D24N150
单阀
60CV03
背压阀
SK208
压力继电器
JCS02
第三章加压减速箱设计
31 关加压减速箱三级减速齿轮设计
311 关三级减速器高速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
关材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
关齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z123齿轮齿数Z2i1Z123×27621齿轮齿数取
Z263
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
4) 通查阅资料公式中数进行确定
第次进行选择KHt13
关Ⅰ轴齿轮传递转矩T1150×106N∙mm
通查阅资料确定齿宽系数∅d07
通查阅资料确定区域系数ZH25
通查阅资料确定弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈相关计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*24356°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1685
∴Z∈4∈α34080430878
关接触疲劳许应力σH相关计算
通查阅书籍齿轮接触疲劳极限σHlim11150Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11060Mpa
关应力循环次数相关计算
N160njLh60×440×1×2×8×200×5422×108
N2N1i1844×107
通查阅资料接触疲劳寿命系数KHN1090KHN2095
通查阅书籍失效概率取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1035MPa
σH2KHN1σHlim1S1007MPa
5) 关齿轮分度圆直径计算
d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
108mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
2） 实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd1tn160×1000251ms
齿宽
b∅dd1t76530mm
2）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV105齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ120
∴KHKAKVKHαKHβ256
6) 通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
136035mm
（3）关齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
2) 通资料公式中参数值进行选择
试选KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0695
计算YFaYSaσF
通查阅资料确定齿形系数YFa1264YFa2238
通查阅资料确定应力修正系数YSa1158YSa2162
通查阅书籍确定齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim1700MpaσFlim2480Mpa
通查阅书籍确定弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s425MPa
σF2KFN2σFlim2s300MPa
YFa1YSa1σF100098
YFa2YSa2σF200129
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200129
计算
m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF
4554mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
2）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd1tn160×1000241ms
齿宽
b∅dd1t104742mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA183动载荷系数KV106齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ115
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ248
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt5648mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数6mm分度圆直径d1137036mm齿轮齿数计算Z113703662284取Z123理齿轮齿数Z263
5）关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z123齿轮齿数Z263齿轮模数m6mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d123×6138mmd263×6378mm
中心距a1d1+d22258mm
齿宽b∅dd1966mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1105mmb297mm
312 关三级减速器中速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z123齿轮齿数Z2i1Z123×36828齿轮齿数选取Z283
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
（3）通查阅资料公式中数进行确定
第次进行选择KHt13
通资料确定Ⅰ轴齿轮传递转矩T2389×106N∙mm
通查阅书籍确定齿宽系数∅d07
通查阅资料确定区域系数ZH25
通查阅资料确定材料弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*23364°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1693
∴Z∈4∈α34169330877
关接触疲劳许应力σH计算
通查阅书籍齿轮接触疲劳极限σHlim11200Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11090Mpa
计算应力循环次数
N160njLh60×16296×1×2×8×200×5156×108
N2N1i2434×107
查阅资料确定接触疲劳寿命系数KHN1090KHN2095
通查阅书籍失效概率较般取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1080MPa
σH2KHN1σHlim1S10355MPa
（4）关齿轮分度圆直径计算
d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
142575mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
（5）实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd3tn160×1000122ms
齿宽
b∅dd3t100538mm
（6）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV102齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ121
∴KHKAKVKHαKHβ251
（7）通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
177643mm
（3）通查阅资料齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF
3) 通资料公式中参数值进行选择
第次进行选择KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0693
计算YFaYSaσF
通查阅资料确定齿形系数YFa1276YFa2228
通查阅资料确定应力修正系数YSa1156YSa2171
通查阅书籍确定齿轮齿根弯曲疲劳极限σFlim1830MpaσFlim2670Mpa
通查阅书籍确定弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s5039MPa
σF2KFN2σFlim2s4163MPa
YFa1YSa1σF100085
YFa2YSa2σF200094
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200094
计算
m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF
5624mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
2）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd3tn260×1000110ms
齿宽
b∅dd3t90545mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV103齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ115
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ241
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt6901mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数8mm分度圆直径d3178843mm齿轮齿数计算Z317884382284取Z1
23理齿轮齿数Z483
5）关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z323齿轮齿数Z483齿轮模数m8mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d323×8184mmd483×8664mm
中心距a2d3+d42424mm
齿宽b∅dd31288mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1135mmb2130mm
313 关三级减速器低速级齿轮设计校核
（1）通查阅资料计算齿轮类型相关参数
通直齿圆柱齿轮进行传动通查阅书籍压力角取20°
材料选择
齿轮齿条材料选择通相关资料知道齿轮选择40Cr齿条选择45钢处理方式调质
齿数选择
通查阅资料齿轮齿数初选Z523齿轮齿数Z6i3Z523×5115齿轮齿数选取Z6115
（2）通查阅资料齿面接触疲劳强度进行相关设计
通查阅资料齿轮分度圆直径进行计算
d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
通查阅资料公式中数进行确定
第次选择KHt13
通查阅资料确定Ⅰ轴齿轮传递转矩T3135×107N∙mm
通查阅资料确定齿宽系数∅d07
通查阅书籍确定区域系数ZH25
通查阅书籍确定材料弹性影响系数ZE1898MPa
关接触疲劳强度重合度系数Z∈计算
αa1cos1Z1cosαZ1+2ha*30140°
αa2cos1Z2cosαZ2+2ha*22482°
∴ϵαZ1tanαa1tanα+Z2tanαa2tanα2π1707
∴Z∈4∈α34170730874
关接触疲劳许应力σH计算
通查阅资料齿轮接触疲劳极限σHlim11320Mpa齿轮接触疲劳极限σHlim11160Mpa
计算应力循环次数
N160njLh60×4527×1×2×8×200×5234×107
N2N1i3868×106
查阅资料确定接触疲劳寿命系数KHN1105KHN2115
通查阅书籍失效概率较般取1安全系数取S1
σH1KHN1σHlim1S1365MPa
σH2KHN1σHlim1S12995MPa
7) 关齿轮分度圆直径计算
d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2
191957mm
齿轮分度圆直径进行合理调整
（3）实际载荷系数进行计算前进行相关数查找
圆周速度
vπd5tn360×1000043ms
齿宽
b∅dd5t128098mm
2）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV10齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ118
∴KHKAKVKHαKHβ240
8）通实际载荷系数进行计算确定分度圆直径
d1d1t3KHKHt
224491mm
（3）通查阅资料齿根弯曲疲劳强度进行计算
初次该模数进行相关计算
m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF
4) 通资料公式中参数值进行选择
第次选择KFt13
关弯曲疲劳强度重合度系数进行计算
Yϵ025+075ϵα0689
计算YFaYSaσF
通查阅书籍齿形系数YFa1264YFa2221
通查阅书籍应力修正系数YSa1158YSa2178
通查阅资料齿轮弯曲疲劳极限σFlim11000Mpa齿根弯曲疲劳极限σFlim2870Mpa
通查阅资料弯曲疲劳寿命系数KFN1085KFN1087
通资料确定弯曲疲劳情况完全系数S14
σF1KFN1σFlim1s60714MPa
σF2KFN2σFlim2s54064MPa
YFa1YSa1σF100069
YFa2YSa2σF200073
齿轮YFaYSaσF齿轮
YFaYSaσFYFa2YSa2σF200073
计算
m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF
7812mm
通资料齿轮分度圆直径进行调整
3）关实际载荷系数进行计算前相关数准备
圆周速度
vπd5tn360×1000043ms
齿宽
b∅dd5t125773mm
3）关实际载荷系数KH计算
实际载荷系数进行计算通查阅资料确定相关数系数KA185动载荷系数KV103齿间载荷分配系数KHα11齿间载荷分布系数KHβ112
通述资料确定载荷系数KFKAKVKFαKFβ234
4）通实际载荷系数确定齿轮模数进行计算
mmt3KFKFt9503mm
通计算结果进行
查阅资料齿轮模数齿面接触疲劳强度决定承载力前者取决弯曲疲劳强度决定承载力者齿轮直径关通资料确定齿轮模数10mm分度圆直径d1224491mm齿轮齿数计算Z5224491102245取Z523理齿轮齿数Z6115
5） 关齿轮强度校核
通述计算发现齿轮齿数初次选择齿轮齿数相设计齿轮齿轮强度满足求通资料齿轮参数进行确定齿轮齿数Z523齿轮齿数
Z6115齿轮模数m10mm选取20°齿轮压力角齿轮精度7级精度
尺寸计算：
分度圆直径d523×10230mmd6115×101150mm
中心距a3d5+d62690mm
齿宽b∅dd5161mm
法避免安装时微误差齿轮般稍微加宽510mm齿轮齿宽设计齿宽相齿轮齿宽b1168mmb2160mm
32 加压减速器轴系设计
321 输入轴系（Ⅰ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅰ轴齿轮作力
通查阅资料计算P1693KWn1440rminT115×106N∙mm
关齿轮相关数计算d1138mmFt2T1d121739NFrFttan20°7912NFaFttanβ0
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通查阅资料取A0105通计算出
dminA03P1n15670mm
通学资料知该轴截面键槽时考虑该键槽轴强度进行变化时应采取增轴径方式通查阅书籍知直径d>100mm键槽时该轴轴径会前增3该轴两键槽时该轴轴径会前增7直径d≤100mm键槽时该轴轴径会前增57该轴两键槽时该轴轴径会前增1015通述知该输入轴直径应增5计算dmin5954mm
查阅资料知输入轴直径安装联轴器位置通资料知联轴器转矩公式TcaKAT1转矩变化击载荷较KA25
TcaKAT125×15×106375×106N∙mm
通查阅书籍选取联轴器LX6型弹性柱销联轴器通相关资料查阅项数轴孔直径65mm半联轴器长度L142mm轴配合毂孔长度L1107mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6215相关尺寸d×D×T75mm×130mm×25mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行果齿轮轴分开制造齿轮键槽底部齿根圆距离e会齿轮轮体强度保证圆柱齿轮e<2mtmt端面模数通设计计算知应输入轴结构设计齿轮轴设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr∙L1+F2L1+L20
F24718NF13194N
水面Ft∙L1+F2L1+L20
F212963NF18776N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F24718NF13194N
F212963NF18776N
弯矩M
MH1038050N∙mm
MV2852200N∙mm
总弯矩
M13035225N∙mm
扭矩T
T1150×106N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
开始进行校核时般通常校核危险截面通查阅资料α06关该轴计算应力
σcaM12+αT12W516MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
322 中间轴系（Ⅱ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅱ轴齿轮作力
通查阅资料计算P2665KWn216296rminT2389×106N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1184mmd2378mm
圆周力Ft12T2d142283NFt220582N
径力Fr1Ft1tan20°15389NFr27491N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P1n17788mm
轴直径增5计算dmin8178mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6218相关尺寸d×D×T90mm×160mm×30mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr1∙L1+F2L1+L2+L3Fr2L1+L2
F2637NF18535N
水面Ft1∙L1+Ft2L1+L2F2L1+L2+L3
F223558NF139307N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F2637NF18535N
F223558NF139307N
弯矩M
MH12333075N∙mm
MV56798615N∙mm
总弯矩
M258122177N∙mm
扭矩T
T2389×106N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
开始进行校核时般通常校核危险截面通查阅资料α06关该轴计算应力
σcaM22+αT22W626MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
323 中间轴系（Ⅲ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅲ轴齿轮作力
通查阅资料计算P3638KWn34527rminT3135×107N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1664mmd2230mm
圆周力Ft12T3d140663NFt2117391N
径力Fr1Ft1tan20°14800NFr242727N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P3n311772mm
轴直径增5计算dmin12361mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6226相关尺寸d×D×T130mm×230mm×40mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr1∙L1F2L1+L2+L3+Fr2L1+L2
F221728NF16199N
水面Ft1∙L1+Ft2L1+L2F2L1+L2+L3
F280950NF177104N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F221728NF16199N
F280950NF177104N
弯矩M
MH46173825N∙mm
MV17201843N∙mm
总弯矩
M317810803N∙mm
扭矩T
T3135×107N∙mm
（6）关通弯矩合成应力轴强度进行相关校核
进行校核时通常校核轴承受弯矩扭矩截面危险截面查表取α06轴计算应力
σcaM32+αT32W642MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
324 输出轴系（Ⅳ轴）设计校核
（1）通查阅资料解Ⅳ轴齿轮作力
通查阅资料计算P4576KWn4905rminT4608×107N∙mm
通查阅书籍齿轮分度圆直径齿轮分度圆直径d1264mmd21150mm
圆周力Ft1T2d1230303NFt2105739N
径力Fr1Ft1tan20°83823NFr238486N
（2）计算第次选择该轴直径
通查阅资料知道轴材料选择40Cr处理方式调质处理通资料查A0105通计算出
dminA03P4n419459mm
轴直径增5计算dmin20432mm
（3）第次滚动轴承进行选择
通资料知轴承受径力作受轴力作通述计算出直径选择深沟球轴承6248相关尺寸d×D×T240mm×440mm×72mm
（4）关轴结构设计
通资料知确定轴段直径段长度需根轴定位周定位求进行设计结构：
（5）求轴载荷
轴计算简图
垂直面Fr2∙L2+Fr1∙L1F2L2+L3+L4+F2L2+L3
F238772NF190388N
水面Ft2∙L2+Ft1∙L2+L3+L4F2L2+L3+Ft1∙L1
F2246933NF1319412N
计算做出轴弯矩图扭矩图
面图中出齿轮位置轴危险截面处计算出MHMVM值列表
载荷
水面H
垂直面V
支反力F
F238772NF190388N
F2246933NF1319412N
弯矩M
MH8606526525N∙mm
MV23646360525N∙mm
总弯矩
M28387971977N∙mm
扭矩T
T2608×107N∙mm
（6）进行校核时通常校核轴承受弯矩扭矩截面危险截面查表取α06轴计算应力
σcaM22+αT22W585MPa
前轴选择材料40Cr处理方式调质处理查阅资料σ170Mpaσca<σ1满足强度求符合设计求
325关轴轴承校核
（1）关Ⅰ轴轴承校核
前Ⅰ轴选择轴承6215型深沟球轴承：
P31942+877629339N
通资料知深沟球轴承ε3
通资料知动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε13370
轴承L1337016×20042年
（2）关Ⅱ轴轴承校核
前Ⅱ轴选择轴承6218型深沟球轴承：
P6372+23558223567N
通资料知深沟球轴承ε3
通资料动载荷C958KN
：
Lh10660n∙CPε6870
轴承L687016×20021年
（3）关Ⅲ轴轴承校核
前Ⅲ轴选择轴承6226型深沟球轴承：
P61992+77104277352N
通查阅资料知深沟球轴承ε3
通查阅资料动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε3573
轴承L357316×20011年
（4）关Ⅳ轴轴承校核
前Ⅳ轴选择轴承6248型深沟球轴承：
P387722+2469332249958N
通查阅书籍知深沟球轴承ε3
通查阅书籍动载荷C66KN
：
Lh10660n∙CPε5275
轴承L527216×20016年
33 减速箱箱体设计
箱体HT200铸造成相关参数：
箱座壁厚
δ
25
箱盖壁厚
δ1
20
箱盖凸缘厚度
b1
30
箱座凸缘厚度
b
50
箱座底凸缘厚度
b2
150
脚螺钉直径
df
70
脚螺钉数目
n
8
轴承旁连接螺栓直径
d1
60
盖座连接螺栓直径
d2
60
定位销直径
d
20
视孔盖螺钉直径
d4
15
dfd1d2外箱壁距离
C1
35
dfd2凸缘边缘距离
C2
30
箱盖肋厚
m1
24
箱座肋厚
m
30
齿轮顶圆箱壁距离
∆1
52
齿轮端面箱壁距离
∆2
48
第四章机械精度设计
41 关齿轮精度设计
Ⅲ轴齿轮齿轮精度设计
（1）确定该轴齿轮齿轮精度等级
该齿轮应矿山钻孔中查表齿轮精度等级810级
vπdn1000×60314×23×10×45271000×60054ms
根v054ms查表稳性精度8级该齿轮运动精度高三项精度求均8级
（2）确定齿轮必检参数公差
根面计算该齿轮分度圆直径d230mm通查阅资料运动精度：Fp0096稳性精度：fpt±0042Fα0054载荷分布均匀性：Fβ0058
（3）关法侧隙确定齿厚极限偏差确定
中心距a690mm
Jbnmin23∙006+00005a+003m0470
Esns计算
Jbn176fpt2+2+035Lb2Fβ20104
查表fa0082
EsnsJbnmin+Jbn2cosα+fatanα0335
Esni计算
查表Fr006br0098
TsnFr2+br2∙2tanα0084
EsniEsnsTsn033500840419
（4）确定公法线公称长度极限偏差
WK计算
KZ9+053
WKm2952K05+0014Z77020
EbnsEbni计算
EbnsEsnscosα072Frsinα0329
EbniEsnicosα+072Frsinα0378
相关图纸标注：WK7702003780329
（5）关齿坯精度确定
孔
通查阅资料确定孔精度∅145H8
圆柱度公差
t004LbFβ0002
顶圆
顶圆加工测量基准时damZ+2250mm查表顶圆精度∅250h8顶圆径圆跳动公差t03Fp0026圆柱度公差t0002顶圆作基准时公差应取IT1101m需规定圆跳动圆柱度公差
径基准面
次选齿顶圆作加工测量基准需选择径基准面
轴基准面
轴跳动公差t02DdbFβ0014
表面粗糙度
查表齿面限值25μm孔25μm顶圆32μm端面32μm余125μm
（6）注尺寸公差f级注形位公差K级
42 重装配配合设计
421 齿轮轮毂轴配合配合精度
齿轮轮毂轴利键连接传递动力传递转矩时数键者数花键进行连接保证齿轮轴配合相良中性键设计轴进行称挖槽轴通齿轮传递动力轴时传递功率转速损失齿轮轮毂轴配合采度配合配合精度H7k6
422 轴承圈轴配合
通查阅资料确定滚动轴承圈轴配合应基孔制配合径公差带位置般基准孔位置相反通查阅书籍圈基准孔公差带位公称径d方极限偏差零极限偏差负值样分布数情况轴承圈着轴起进行转动时防止结合面磨损两者配合应盈配合通查阅书籍述分析轴承圈轴配合精度
H7k6
423 轴承外圈壳体配合
通查阅资料确定滚动轴承外径应壳孔基轴系匹配两者匹配应紧滚动轴承公差国家标准精密轴承外径公差带位置般基准轴分布零线侧限偏差零限偏差负轴承圈轴转动轴承外圈壳体起固定轴位置保证轴强度刚度时采轴承外圈壳体间隙配合通分析轴承外圈轴配合精度J6H7
424 部件配精度
制动器支座固定制动器保证制动器稳工作减速器够紧急制动制动器支座轴配合采间隙配合配合精度H7f6通查阅资料制动器轴套配合轴套轴配合采度配合制动器制动盘轴起转动液压缸推动推杆滑块加紧制动盘降低制动盘转速降低减速器输出轴转速保证紧急情况安全加压车停止配合精度H7s6
外联轴器液压马达输出轴减速器输入轴配合采度配合液压马达动力传递减速器配合精度H7k6
参考文献
[1] 张雷代浩苏遵 圆柱齿轮减速器齿轮设计[D] 科技创新导报 2015
[2]刘涛 层码垛机器结构设计动态性分析[D] 兰州理工学 2010
[3]武泽聪 圆形坑槽铣刨机铣刨装置铣削程研究[D] 长安学 2013
[4]罗希年 齿轮弯曲应力计算优化[D] 长安学 2012
[5]张司艺 双滚筒式超长程抽油机设计评价[D] 东北石油学 2017
[6]沙晓丽 单发动机清扫车动力系统研究[D] 长安学 2010
[7]萧林 露天矿牙轮钻机加压提升机构分析设计二[D] 矿山机械 2014
[8]蒋宏春 限元分析齿轮优化中应[D] 现代机械 2011
[9]贾金兰王勇 旋转式砂粒分选机设计[D] 价值工程 2010
[10]董兆盛 连续玻璃纤维原丝毡抛丝设备研究设计[D] 河北科技学 2018
[11]吕长安 枣动定输送切片机研究设计[D] 甘肃农业学 2010
[12]甄红卫 脚踏车式肢康复训练器设计研究[D] 燕山学 2012
[13]陈欢 基案例推理水定钻机动力头快速设计[D] 湘潭学 2014
[14]张灵聪 PGZX1型炉爬行机器结构设计仿真[D] 东北石油学 2012
[15]王磊 新型传动抽油机设计研究[D] 西安石油学 2012
[16]萧林 国外现代牙轮钻机产品特点性参数发展趋势[D] 矿山机械 2006
[17]马 汽车轮毂跳动量检测仪轮毂装夹机构研究[D] 长春理工学 2017
[18]徐程橙 环保真空静电油漆喷涂流水线优化[D] 广东工业学 2014
[19]张复旺 典型零件公差配合媒体动画设计研究[D] 太原科技学 2013
[20]赵浮萍 免耕施肥播种机锥齿轮参数设计分析[D] 代农机 2014
[21]魏华 行星齿环式游梁抽油机理分析设计[D] 西华学 2010
总结展
次毕业设计程中机械相关零件设计理念进步认识段时间制图力提高少尤液压方面前液压解通次学进步次通计算机辅助设计学二维维制图软件进行更加熟悉掌握练尤AutoCAD软件掌握次次查阅手册书寻找计算设计方法次次发现新问题错误分析问题提出解决方法修改原先设计直确定终方案
遇难决定问题时会动咨询指导老师指导老师会分析问题讨解决方案时会已确定参数便查阅良方法保证毕设利进行避免失误提高效率
致谢
历三月毕业设计结束敬请位评审老师设计成果作检查次毕业设计学四年次设计机会通学四年学知识综合应学知识次检阅相信程工作中综合设计运定作四生活接尾声毕业设计期间设计知识较覆盖面较广设计初期阶段确实遇困难困惑时候罗士军老师细心帮助鼓励毕业设计利完成特感谢罗士军老师作指导老师仔细耐心指导帮助时帮助老师学致诚挚问候衷心感谢愿工作生活中帆风
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