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1、EBJ-160BORINGMACHINELOADEDWITHTHEKEYCOMPONENTSOFTHEDESIGNANDPROCESSINGTECHNOLOGY设计任务书工艺（专题）一级摆线锥齿轮减速器设计2. 设计原始资料：3. 设计文件：说明书：175万字图纸: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EBJT60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
2、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；EnglishAbstractAbstract：Thed
3、esignisthesubjectofEBJ-160boringmachineloadedwiththekeycomponentsofthedesignandprocessingtechnologydesign,mytopicistheleveloftheboringmachinecycloidbevelgearreducerdesign.Firstofall,boringmachinefortheprelIminaryreadingofthebooktounderstandthedevelopmentofboringmachineanditstechnicaldevelopmentsandb
4、ottlenecks.Thecoreistostudytheloadingpartofboringmachineanditsdesign,forthelatterdesignedtolayasolidfoundation.Secondly,thedesignthemeoftheboringmachinethatisacycloidbevelgearreducerdesignstudy,thereducerfromtheexistingassemblydrawingonthebeginningofthestudy,analysisoftheassemblydrawingontheroleofth
5、evariouscomponentsanditslocation,clarifythecomponentsoftheassemblyrelationsbetween.Finally,re-designofthereducer,thedesignideaisnottochangetheoriginalstructureonthebasisoflackofimprovementofthelocaloptimization.Isdesignedtofocusonthecycloidbevelgearshaftdesignandverification,aswellastheaxisofthebear
6、ingdesignandverification.Keywords:boringmachine;cycloidbevelgear;reducer;摘要（中文）3摘要（英文）41、绪论72、传动装置的设计82.1、传动方案设计82.1.1、已知条件82.1.2、设计数据82.1.3、方案特点82. 2、电动机的选择92.1.1、 确定链轮分度圆直径92.1.2、 确定减速器输入轴及其传动比92.1.3、 电动机型号选择93、齿轮的设计计算113.1、 摆线锥齿轮的设计计算113.1.1、 选定齿轮类型，精度等级，材料及其齿数113.1.2、 摆线齿锥齿轮几何参数初算113.1.3、摆线齿锥齿轮精
7、确几何计算原始参数133.1.4、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153.1.1、 接触应力计算153.1.2、 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214.1、 锥齿轮轴的结构设计211. 1.1、齿轮轴的示意图214. 1.2、轴上的径向尺寸结构设计225. 1.3、轴上的轴向尺寸结构设计236. 1.4、轴上的其他设计244.2、 轴齿轮的校核计算244.2. 1、轴上的受力分析244.2.2、 支反力的计算244.2.3、 求齿轮轴弯矩和扭矩图254.2.4、
8、按弯扭合成应力校核轴的强度255、轴承基本额定寿命计算275.1、 锥齿轮轴轴承额定寿命计算(32221)275.1.1、 轴承所受径向力计算275.1.2、 计算派生轴向力Fd285.1.3、 判断和计算轴向力285.1.4、 确定当量动载荷285.1.5、 计算轴承寿命285.2锥齿轮轴轴承额定寿命计算(30222)295.2.1轴承所受径向力计算295.2.2、计算派生轴向力Fd295.2.3、 判断和计算轴向力305.2.4、 确定当量动载荷305.2.5、计算轴承30222寿命306、键的选择和校核316.1、 矩形花键的选择316. 1.1、概述317. 1.2、矩形花键的选择的规
9、格316.2、 矩形花键的校核326.2.1、 挤压应力计算326.2.2、 许用挤压应力计算326.2.3、 校核结果327、润滑与密封337.1、 齿轮的润滑337.2、 轴承的润滑337.3、 密封337.3.1、 端盖和轴间密封337.3.2、 轴承座与箱体之间的密封348、箱体的设计348.1、 减速器附件的选择348.2、 箱体及其附件参数35结束语36参考文献3738致谢1、 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：整机采用低修机型，悬臂纵轴式切割，切割机构的进给速度采
10、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3/4EBJT60型掘进机是重型掘进机，它切割功率大，断面大，广泛适用于铁路、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
11、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EBJT60为重型掘进机，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、传动装置的设计计算1.1、 传动方案拟定1.1.1. 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：
12、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：240-250m3Zmin1.1.2. 设计数据参数星轮转速链轮的转速V电动机功率数据45rpm1.2mmin22KW表1-1设计数据表1.1.3. 本方案特点本方案采用摆线锥齿轮减速器一一开式齿轮传动方案，齿轮传动具有：1
13、）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。1.2、 电动机选择22.1、确定链轮分度圆直径（注取齿数Z=5）2.2.2.确定减速器输入轴及其传动比v60l(XX) n =d1.26010003.1415927207.97110.26rmin入110.26minCy/_人皿皿、=2.
14、45(n山=45已给数据)nt,45r/min1.U2.23、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,入=111.26,查阅机械设计手册中常用电机选择，选择如下两种方案电动机型号额定功率ZkW满载转速/rmin,传动比IYBGB180L-422147013.33IIYB200L2-6229708.97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2YB200L2-6223.1、 详细参数序号二57型号=YB200L2-6额定功率kw=22满载时额定电流A=44.6满载时额定转速rmin=970满载时效率%=90
15、.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. 2.3.2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二12机座号=200LH=200A=318B=305C=133D2极=55D4.6.8极=55E2极二110E4.6.8极=110FGD2极=16X10FGD4.6,8=16X10G2极=49G4.6.8极=49K=19T=5M=350N=300P=400R=0n-S=4-l9AB=390AD=290AE=205HD=645AA=70BB=379HA=25AC=400LA=18L2极二
16、8051.4.6.8极=805安装型式二B353、齿轮的设计计算2.1、 摆线锥齿轮的设计计算2.1.1、 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40HBSo2.1.2、 摆线齿锥齿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
17、交角()90传动比理论值z12,w0齿数初值i12=02.45主动小轮转速l(rmin)已经知数据110.26主动小轮转矩Tl(H/m)T1=95.5102p1ni=95.510222110.2(1.905103名称单位计算公式结果大轮大端节圆直径de2/(mm)=900时(d,2*=100xT()384.0026取整384大轮大端节锥角初值()(0)=arctan()lw0+cos67.79名称符号单位计算公式结果大轮大端节锥距初值ReoKmni)RCO=S5de2sinJ20240.4554齿宽b重载传动b=(0.29-0.33)(O取塌=3.4bb=67.533取整68参考点法向模数硬齿
18、面重载齿轮n,=（0.1-0.14）bK-=10叫%=6.8取整7参考点螺旋角初值ko(o).般/m。=304535小轮齿数zI马=(dbsin&O)COSQmo加以圆整,2金5%?12.76圆整取13大轮齿数Z2z2=U0Zl,加以圆整31.85圆整取32齿数比Ull-z2U212.46传动比误差百分数,.2=-100Wo0.4%大轮节锥角“/（。）ezsin.o1=arctan()lw+cos67.88参考点螺旋角gA/zutnn、ll=arcos(,：*)ae2-bsnO233.74810摆线齿锥齿轮几何参数初算（表3-1）2.1.3、 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
19、册（上册）给定算法计算，计算过程如下表3-2表3-2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de2/(nm)见上表3-1384轴交角(0)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Z见上表3-113大轮齿数Z232法向压力角%()一般取%=2020齿顶高系数ha*一般取也；=11顶隙系数C*一般取C*=0.250.25圆周齿侧间隙ji(mm)按照齿轮设计手册上表5.2-8取X=O.190.19法向齿侧间隙(mm)jll=0.05+0.03mn0.26高变位系数初值X1=0.5由手册上表5.5-2求得终值切向高变位系数芍初值4=0
20、.1由手册上表5.5-5求得终值分度锥角修正值(y(0)因小锥轮轴小端五轴颈所以修正角为O0O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“（）见上表3-133.74812.1.4、 摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总按照机械齿轮设计手册（上册）给定算法计算，见下表3-3表3-3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机“7小轮齿数2I13名称符号单位计算公式结果传动比22.46小轮分度锥角取（。）21.62大轮分度锥角68.88小轮大端节圆直径J1lmm)dx=d2u184.6748取整184大轮大端节圆直径d2/(mm)384小轮参考点节圆直径dm
21、i/(mm)4知二zwZCOS力H148.021取整148大轮参考点节圆直径dml/Qnm)n2=.Z2/cOSAH384.4728取整384高变位系数芭0.5小轮齿顶高%(mm)hai=mn(ha*+x1)10.5大轮齿顶高ha2(mm)ha2=inn(W*一玉)3.5全齿高hh=tnn(2la+c)15.75大轮齿数Z232压力角420小轮当量齿数2VlZlZVLCOSJ114.03取整为14大轮当量齿数Zy22v2-2COsJ284.98取整为85锥距R(mm)240摆必齿锥齿轮几何计算数据汇总(表3-3)3. 2、校核齿面接触疲劳强度D锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮
22、作为强度计算依据进行校核。已算小齿轮齿数Z=13,传动比为*U=2.46则大齿轮齿数Z2二32,7j=1905(nm)依据的校核公式：,=IkAKKZFZHZEZt1p3.2.1.接触应力计算(1)分度圆切向力计算%”(XX)19()5:2070.65N%出(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阳=1.35(3)动载荷系数计算KV二0.85610.111.352070.65+0.0193）13310000.8568(4)载荷分布系数计算K尸=1.5KSe=I.5x1.25=1.9(5)载荷分配系数计算KHa=I2(6)节点区域系数计算Zw=2.125(7) 弹
23、性系数计算Zf=189.8(VW)(8)重合度螺旋角系数计算0.86930.870（因式中ZA=1）(9) 锥齿轮系数计算ZK=1(10) 计算结果H=恨5KHay/U7GV0.85”ZZZ加Z*267.13.2.2、许用应力计算(1)许用接触应力公式%,二凯ZNZMZXZW3Iim(2)试验齿轮接触疲劳极限由机械设计手册(3)上图23.2T8d查得blim=1300（Nm机2）(3)寿命系数Zw=I(长期工作)(4)润滑油膜影响系数Zlvr=0.985(机械设计手册3图23.2-21)(5)最小安全系数Si=1(6)尺寸系数ZX=1(7)工作硬化系数ZW=1(8)许用接触应力值w=pl0.9
24、85l=1164(W)(9)结论oh=190,54xl0z,w1905,z77n110.26（2）齿轮的圆周力计算%好=2x1905XK）OO=20706Nh148(3)齿轮的径向力计算Fr = Fltan an cos =20706tan 20。cos 33.74= 9062(4)齿轮的轴向力计算&二tan6=20706tan33.74=138304.2.2.支反力的计算(D在垂直面上支反力计算（图 4-2 b ）o=0:RSZl54+,52+工g=0=R碌=T1321N= RCZ= 20383NF7=0:Rc7+Rlt7+F=OZCZ(2)在水平面内的支反力计算（图 4-2c ）My=0:
25、52+的154=0=R8y=-699TNF=0:+%+6=0n%=13715N4.2.3、求齿轮轴弯矩和扭矩图4.2.3.1、齿轮的作用力在垂直面的弯矩(图4-2b)Mcz=F52=90625210-3=471Nm4.2.3.2.齿轮的作用力在水平面的弯矩图(图4-2C)Mc=Ft52=207065210-3=l076Nm4.2.3.3.截面C处的最大合成弯矩计算（图4-2d）Mc=QMCY2+Mcz?=1174Nm4.2.3.4、做转矩图7；=1905Mn（已知）4.2.3.5.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
26、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直面Z水平面Y支反力F（N）RW=-Il321NRcz=20383NRy=-699NRCV=-13715N弯矩MQNm)Mcz=47INmMe=Io76Nm总弯矩（Nm）Me=JMe2+%2=1174扭矩T(Nm)7；=1905附图图4-2小齿轮轴上载荷图4.24、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=0.64. 2.4.1、计算截面C的抗弯截面系数WcSg=x1(
27、)5=113591.97帆3C32324.2.4.2x轴的计算应力MPa = 10.34MC113591.94M；+(a*-_Jl1740002+(0.6X190研该轴材料为45号钢，调质处理，由*查得许用应力匕=60Mg因此，%凡，故安全。5、轴承基本额定寿命计算5.1、锥齿轮轴轴承额定寿命计算(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：工=13830N径向力：Fr=9()62TV各支点力：Rb,=69917V；RBZ=11321NRcy=13715TV；Rcz=20383N5. 1.K轴承所受径向力计算F八=2z2=69912+113212=113
28、05NFr2=帆2+4=137152+203832=24567N5. 1.2.计算派生轴向力入5.1. 2.K确定动载系数查*得计算系数e=0.37,轴向动载荷系数丫=1.6。因为6=磬=L5e,所以，由*查得：Fr9062径向动载荷系数X=0.405.1.2.2、派生轴向力计算由*派生轴向力公式%=区=里生=3532812N“2Y2x1.6三F=24567=7677187yv“22Y21.65.1.3.判断和计算轴向力5.1.3.1、轴承1受轴向力因为FdI=3532.812Ne,所以，由*查得：Fr9062径向动载荷系数X=0.405.222派生轴向力计算由*派生轴向力公式=11305=3
29、5328127V2Y21.6=_=24567=7677187yvIY21.65.2.3判断和计算轴向力5.2.3.1、轴承1受轴向力因为耳=3532.812N7677.187N+1383()N=215()787N=Fd2+所以轴承1所受的轴向力FXl=FX+F2=21507.17N52.3.2、轴承2受轴向力心2=入2=7677.187N5.2.4、确定当量动载荷由*查取动载荷系数：=1.1由*求当量动载荷Pxfp(XFrx+Ke1)=1.1(0.4011305+1.6x21507.17)=4282.6W鸟=(X工2+1172)=LIX(O40x24567+1.67677.187)=2432.
30、IN5. 2.5、计算轴承30222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：100OOO润滑方式：脂润滑极限转速：3800所以基本额定动载荷C=112000N10IO6 p120y 60l 10.261 2432.1 J*求寿命得:=52.9106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、键的选择和校核6. U矩形花键的选择6.1.1、 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
31、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。6.1.2、 矩形花键的选择的规格锥齿轮轴尾端花键规格为NXdXDXB=IOX72X78X12键数N=IO小径d=72大径D=78键宽B=12(GB/T1144-19876.2、 矩形花键的校核校核公式2Tr1.=v甲Zhja6.2.1、 挤压应力计算（1）转矩花键获得的转矩T=1.905x1（）3n/加(2) 花键各齿间载荷不均匀系数通常H=O.7O.8取0.8(3) Z花键齿数Z=IO（C为倒角尺(4) h花键齿的工作高度(mm)h=-2C=2.2mmoct2寸为0.4)（5） Is 花键齿的工作长度（6） Dm 花键的平
32、均直径（7）计算结果经过查手册 取（=75 （mm）Dm =75(mm)=382T2x1905WZhKDN0.8102.275756. 2.2.许用挤压应力计算（1）经查机械设计手册（3）上表21.4-2花键连接的许用挤压应力匕方花键的工作是动连接不移动的，6二457. 2.3、校核结果（1）挤压应力%38许用挤压应力为。力尸45（2）,j=38ojy=45满足强度要求7、润滑与密封8. U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30rn,这里为设计为44mm0选用L-AN15润滑油。8.2、 轴承的
33、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。减速器内圆锥滚子轴承的dn值如下：dn=105110.25=11577.3,z三rnindn2=110110.25=12127.5nnrnindn3=90X45=405()mmrmin*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(GB7324-1994)8.3、 密封8.3.1、 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123x9.5；浮封环尺寸137x36,浮环密封有下列优点：D密封结构简单，只有几个形状简单的环、销、弹簧等零件。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
