` 摘要 本文主要研究的是对牙轮钻机加压系统的设计，主要的设计内容，包括对该机械的总装配设计、对零件的具体结构设计、加压系统以及对加压减速器的详细结构设计，通过使用AutoCAD等绘图软件进行二维图的设计，其中还包括了一些零件的选型和计算。

关键词 牙轮钻机；
加压系统；
减速器；
零件 Abstract:This 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. Keywords:roller rig; pressurized system; reducer components; 目录 第一章绪论 1 1.1牙轮钻机的背景与意义 2 1.2牙轮钻机的国内外发展现状 2 1.3本次设计的主要内容 3 第二章总体方案设计 4 2.1加压系统结构分析及数据分析计算 4 2.1.1加压提升机构总体方案设计 9 2.1.2加压系统参数分析计算 11 2.2液压系统设计 16 2.2.1 液压原理设计 17 2.2.2 关于对一些主要的液压元器件进行选型 18 第三章加压减速箱设计 19 3.1关于对加压减速箱的三级减速齿轮的设计 19 3.1.1关于对三级减速器高速级齿轮的设计和校核 19 3.1.2关于对三级减速器中速级齿轮的设计和校核 23 3.1.3关于对三级减速器低速级齿轮的设计和校核 27 3.2加压减速器轴系设计 31 3.2.1 输入轴系（Ⅰ轴）的设计和校核 31 3.2.2中间轴系（Ⅱ轴）设计及校核 34 3.2.3中间轴系（Ⅲ轴）设计及校核 36 3.2.4输出轴系（Ⅳ轴）设计及校核 38 3.2.5关于各轴的轴承的校核 40 3.3减速箱箱体设计 41 第四章机械精度设计 42 4.1关于齿轮的精度设计 42 4.2重要装配配合设计 44 4.2.1齿轮轮毂和轴配合配合精度 44 4.2.2 轴承内圈和轴的配合 44 4.2.3 轴承外圈与壳体的配合 44 4.2.4 其他部件的配和精度 44 参考文献 45 总结与展望 46 第一章绪论 1.1牙轮钻机的背景与意义 它是在其他钻机的基础上不断发展的，它有很多的作用，其中的一种是用于一些露外的大型的矿山的爆破，它也是一种非常大的钻孔设备。牙轮钻机随着矿山不断地发生，牙轮钻机也在不断发展，穿孔直径由早期的孔径不断地向更大的孔径进行发展，由此来不断的适应一些大型露天矿山的穿孔工作任务。

随着科技的不断进步，牙轮钻机作为露天矿山的主要开采工作设备，牙钻钻机的工作效率直接决定了开采工作的效率以及后续工作的进展，优化发展牙轮钻机的工作不仅可以满足市场的需求，也是科技乃至国家不断发展的证明。随着不断加大对矿业的投资力度，对大型牙轮钻机的需求量也在不断加大。我国应不断努力发展牙轮钻机，早日达到世界先进水平。

1.2牙轮钻机的国内外发展现状 我国自改革开放以来，随着经济以及科技的不断发展进步，其需求也不断上升，对各种矿类资源的需求也不断增加，我国自一九八五年开始进行对牙轮钻机的研究，进行不断地尝试研制成功的有十几种。一九七六年进行批量生产HYZ-250型牙轮钻机，后进行不断改进并变型为KY-250型牙轮钻机，一九七五年为了满足我国矿业的快速发展研制了KY-310型牙轮钻机并不断研发出KY-150、YZ-55以及YZ-35型牙轮钻机。经过多次的进行淘汰、修改以及定型，基本确定了两个大系列的牙轮钻机：KY和YZ系列，如下图所示 我国最早研究以及生产牙轮钻机的公司和单位有衡阳有色冶金机械厂、洛阳矿山机械工程研究院以及江西采矿机械厂。直至今日，我国生产牙轮钻机的公司主要有两个，中钢衡重生产 YZ系列的牙轮钻机，南昌凯马生产KY型牙轮钻机。国产的牙轮钻机的技术水平和性能已经达到了美国二十世纪九十年代初的水平，与国外同类产品的主要差距在于整体性能上，具体的差距体现在我国的传动方式落后，功能与动力比较单一，结构形式也比较单一，但我国发展速度较快，相信不久后的未来便能追上与发达国家牙轮钻机整体性能的差距。

国外目前能批发生产牙轮钻机的国家主要有日本、俄罗斯和美国，美国设计研发制造的牙轮钻机性能较好，畅销全世界。国外对牙轮钻机的研发较早，在五十年代以后由美国以及加拿大率先用牙轮钻机进行对露天矿山的采矿作业，紧接其后苏联也开始进行对牙轮钻机的使用及研发。在六十年代牙轮钻机研发的初期由于材料的限制牙轮钻机只能对中等及以下硬度的矿山进行钻孔，随着技术的进步及材料的不断发展，不断可以进行对高等硬度的矿山进行钻孔作业。美国的原布塞鲁斯-伊利公司是世界上研发牙轮钻机时间最早技术最完善的公司之一，在被Caterpillar公司收购以后主要研发并定型“MD6XXX”系列牙轮钻机，主要产品有MD6640以及MD6290，如下图 乔伊公司是最早进行定型牙轮钻机的一家美国公司，随着科技的不断进步，乔伊公司对牙 轮钻机的加压机构进行不断的完善以及创新，通过采用新型无链式齿轮齿条传动驱动取消了以前的链条式传动，乔伊公司的经典的牙轮钻机型号有250XPC以及320XPC型牙轮钻机，如 下图 1.3 本次设计的主要内容 （1） 牙轮钻机的加压系统方案设计；

（2） 机械的总装配设计、零件的详细结构设计；

（3） 加压系统的结构设计；

（4） 加压减速机的详细设计；

（5） 主要液压元件、减速机在整机上的布置。

我本次主要设计牙轮钻机的加压系统，要求采用液压驱动的方式，液压系统采用闭式回路液压泵及液压马达均为电控变量，主要技术参数如下：加压速度：7.6m/min；
提升速度42.67 m/min；
最大加压力不小于600KN，其中加压小车自重为150KN。

第二章 总体方案设计 2.1加压系统结构分析及数据分析计算 2.1.1加压提升机构总体方案设计 （1）牙轮钻机的工作过程与总体方案 关于它的的工作流程：当它钻孔时，加压机构向钻头施加轴压力，推进钻具进行工作。而牙轮钻机加压系统 的作用是推进钻具并给钻具以足够大的轴压力，实现回转小车连同钻具的快速提升和下放。

在牙轮钻机加压系统的设计中，我将其分为3个部分，分别是驱动系统、传动系统以及执行机构。驱动系统可以选择电机和液压马达驱动，由于本次的设计的要求使用液压驱动的方式，并且液压系统要求采用闭式回路，液压泵和液压马达均为电控变量，因此，我们选择液压驱动的方式，为执行机构提供动力源，其中需要绘制液压控制系统原理图以及液压元件的选择与布置。传动系统是将液压泵输出的动力传递给执行机构，在传动中，我们需要将液压马达的旋转运动转变为直线运动，可以利用齿轮齿条、凸轮机构、滚珠丝杠等机构来实现，初步选择齿轮齿条机构。同时，通过对减速器的设计，给予钻具以适当的轴压力，使牙轮在孔底滚动中连续地挤压、刮削冲击破碎岩石。执行机构则为钻具，钻具由上钻杆、下钻杆及牙轮钻头组成。

传统的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是通过两组链条来带动，这两组链条分别位于钻架的左右各一侧，机构分别由链条、驱动轮、从动轮以及张紧轮构成，由电机或马达经减速箱减速后驱动驱动轮带动链条传动带动钻进以及提升工作，如下图 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由主减速机来提供动力源，然后通过封闭链条将动力传递给加压小车，接着由齿条与齿轮的啮合来确保小车在钻架上下进行平稳的运动，对钻杆施加压力或者提升力，如下图 现代的无链式加压提升机构 由于传统的封闭链条式加压提升机构会出现一些事故，在二十世纪八十年代末至九十年代初推出无链式加压提升机构，断绝了一些事故例如断链事故的发生。这种机构的优点是提高了钻头的工作寿命，减少了加压小车的偏移和震动。典型的现代无链式加压提升机构有以下两种。

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由动静滑轮组、钢丝绳、液压缸、钢丝绳自动张紧装置等构成，根据其结构的不同，液压缸的应用数量分为单液压缸与双液压缸。该机构相对于传统的封闭式链条加压提升机构的优点是提高了机构的可靠性，更改了力的传动方式并且减少了震动。

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2.齿轮齿条式无链加压提升机构 该机构与其他机构最大的不同在于将动力源安装在回转小车上，由一台调速范围较宽的马达或者电机来驱动加压减速器，带动齿轮沿齿条进行上下运动，加压减速器安装在封闭链条式机构大链轮的位置，加压减速器一般选用减速较大内部结构紧凑的减速器。齿轮齿条无链式加压提升机构不仅降低了故障率，而且这种机构的结构十分简单，与其他机构相比更改了力的传动方式，使载荷平稳提高了效率。

结构性能对比：下表为链式传动加压提升系统与无链式传动加压提升系统的结构性能对比 方案确定 以上几种方案均可实现该牙轮钻机加压系统的设计，但是它们的设计的经济性、实用性以及安全性还存在很大的差异。

传统的链条式加压提升机构的设计可以将液压马达、减速齿轮箱、驱动轴和驱动链轮装配在靠近钻架的底部，以便于维护和降低重心。但链轮、链条的安装难度大，链条也可能出现断裂的情况，存在着很大的安全隐患，并且离心限速器的结构也比较复杂，增大了设计的成本。虽然提高链条的安全系数可以避免事故的发生，但是无法彻底消除这些事故的发生，而齿轮齿条无链式加压提升机构的设计不仅降低了故障率，而且这种机构的结构十分简单，与其他机构相比更改了力的传动方式，使载荷平稳提高了效率。齿轮箱安装在加压小车上，增加了加压小车的重力，提高了运动惯性，与地面接触进行钻孔时会出现强烈的震动，需要保证齿轮箱的齿轮轴、齿轮等零件的刚度与强度。而相应的加压齿轮箱上的齿轮可以和双联导向滚轮配合，使加压小车的运动方向受到控制与导向，以保持精确校整。

综上所述，齿轮齿条无链式加压提升系统的经济性较好，可行性较好，因此采取该方案 进行此牙轮钻机加压系统的设计。

2.1.2 加压系统参数分析计算 一、关于它的齿轮还有齿条的设计以及计算 （1）齿轮的主要的种类还有参数 我们可以选择使用直齿圆柱齿轮来进行传动，通过查阅相关的书籍我们可以知道它的压力角可以取20° 关于它的一些材料的选择 它主要有小齿轮和齿条的材料的选择，通过相关的资料我们可以知道它的小齿轮可以选择40Cr，它的齿条可以选择45钢，它们的处理方式都是调质。

关于它的一些齿数的确定 由于它会发生一些不好的现象比若说跟切现象我们尽可能需要去避免发生，则被切齿轮不产生根切的最少齿数为Zmin=2ha*/sinα，当ha*=1,α=20°时算的Zmin=17，所以小齿轮齿数取Z1=22，齿条齿数Z2趋于无穷。

模数和转速 n=60vπDD=mz 已知加压小车的加压速度为7.6m/min 则n=7.6×1000πm∙22=110m 所以当m=12时，转速n=9.17r/min，齿轮分度圆直径D=264mm （2）根据它的齿面的解除疲劳强度进行设计 我们通过查阅资料可以知道它的小齿轮的分度圆的直径的公式为 d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 1) 它的公式中的一些参数的数值 试选KHt=1.3 根据查阅一些书籍我们可以知道它的小齿轮在传递的时候转矩的计算公式为 P=FV1000=450×1000×7.6601000=57KW T1=9.55×106Pn=9.55×106×579.17=5.94×107N∙mm 根据查阅一些资料我们可以知道它的齿宽的一些系数的数值 我们可以根据一些资料来知道它的两支承相对于小齿轮在一些特殊情况下的布局比如说不对称的时候我们可以知道∅d=1是最合理的 我们通过查阅资料可以知道ZH=2.5为它的区域稀释 我们通过查阅资料确定ZE=189.8MPa为它的材料的弹性影响系数 计算接触疲劳强度用重合度系数Z∈ αa1=cos-1Z1cosαZ1+2ha*=cos-122×cos20°22+2×1=30.683° 由于齿条齿数趋于无穷 所以αa2=cos-1Z2cosαZ2+2ha*=0 ∴ϵα=Z1tanαa1-tanα+Z2tanαa2-tanα2π=0.804 ∴Z∈=4-∈α3=4-0.8043=1.032 我们通过分析它的接触疲劳，所以通过计算它的许用应力它的的数值相对来说比较小，计算小齿轮接触疲劳许用应力σH 通过查阅资料确定齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=1340MPa 我们假定它的工作时长为每年二百天，它的工作寿命为五年，我们通过查阅相关书籍可以知道它的应力的循环次数的公式为 N1=60njLh=60×9.17×1×2×8×200×5=8.8×106 通过查阅一些资料可以知道它的接触疲劳的寿命系数KHN1=1.5 它的失效概率非常小一般取1%，它的安全系数通常取S=1 σH=KHN1σHlim1S=1.5×13401MPa=2010MPa 2) 关于它的齿轮的分度圆的直径的一些计算 d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 =32×1.3×5.94×1071∙∞∞+1∙2.5×189.8×1.03220102 根据一些分析需要调整一下它的齿轮的分度圆的直径 1） 对于它的数据我们需要做一些准备比如说实际载荷系数 它的圆周得速度我们可以知道为 v=πd1tn160×1000=π×209.28×9.1760×1000m/s=0.1m/s 它的齿宽我们可以知道为 b=∅dd1t=1×209.28mm=209.28mm 2）计算实际载荷系数KH 关于它的一些系数KA的数值如下 它的齿轮和 齿条传动的载荷状态为严重冲击，工作机器为牙轮钻机加压小车，原动力为液压装置，所以取KA=1.85 动载荷系数KV 由于速度v很小，我们初步选择7级精度为该齿轮的传动精度，通过查阅书籍取KV=1.0 它的齿间载荷的分配系数Kα 对于硬齿面直齿轮，7级精度，所以取KFα=KHα=1.1 它的齿间载荷的分布系数Kβ 由于两支承相对于小齿轮作不对称布置，所以查表取KHβ=1.22，KFβ=1.15 ∴KH=KAKVKHαKHβ=1.85×1.0×1.1×1.22=2.48 3) 按实际载荷系数计算的分度圆的直径为 d1=d1t3KHKHt =209.28×32.481.3 =259.565mm 以及它的齿轮的模数为m=d1/z==11.78mm （3）按齿根的弯曲疲劳强度进行计算 我们通过查阅资料来计算该模数 m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF 1) 我们通过查阅相关的资料来对公式中的各项相关参数值进行确定 进行初步的选择KFt=1.3 通过查阅资料来计算在弯曲疲劳强度的情况下的重合度系数 Yϵ=0.25+0.75ϵα=0.25+0.750.804=1.182 计算YFaYSaσF 通过查阅一些相关资料得到它的齿形的系数YFa=2.75 通过查阅书籍得到它的应力的修正的系数YSa=1.53 通过查阅资料得到它的齿轮的齿根弯曲疲劳极限σFlim=2130MPa 通过查阅相关资料它的弯曲疲劳寿命系数KFN=1.15 我们通过查阅资料在弯曲疲劳的情况下它的完全系数为S=1.4 σF=KFNσFlims=1.15×21301.4=1750MPa ∴YFaYSaσF=2.75×1.531750=0.0024 解得 mt≥32×1.3×5.94×107×1.182222×0.0024 =9.66mm 2）关于它的实际的载荷的一些系数的计算KF 它的载荷的系数KF=KAKVKFαKFβ=1.85×1.0×1.1×1.15=2.34 3)通过对实际的载荷的系数进行计算得到相应的齿轮模数的计算 m=mt3KFKFt=9.67×32.341.3=11.76mm 我们通过对计算的结果进行对比 齿轮的模模m=12mm，齿数Z=22，分度圆直径d=264mm，满足初选齿数及齿轮的强度要求，此时该齿轮的转速n=9.17r/min。

二、加压系统参数 （1）加压小车加压参数 已知加压小车加压速度为7.6m/min，总加压力为500KN，其中加压小车自重150KN。

则算的此时的转速n=9.17m/min， 输出功率p=57KW 输出转矩T=5.94×107N∙mm （2）加压小车提升参数 已知加压小车提升速度为42.67r/min，此时是空载状态，加压小车自重150KN 则算的此时的转速n=60vπD=42.67×1000π×12×22=51.47r/min 输出功率p=FV1000=150×1000×42.67601000=106KW 输出转矩T=9.55×106pn=9.55×106×10651.47=1.97×107N∙mm 由于加压小车在提升时的转矩比加压时的转矩要低些，经过加压计算时的数据分析，所得的设计计算参数也满足提升的强度要求。

（3）减速箱的传动比及其分配 关于对总效率η的具体分析计算 它的总效率的计算需要计算很多个部分其中包括它的联轴器、轴承、齿轮、齿条的效率的计算，下面进行各个部分的计算，首先它的1个联轴器的效率η1=0.99，它的5对轴承的效率η2=0.99，它的3对齿轮啮合的效率η3=0.97，它的1组齿轮齿条的效率η4=0.96。

所以对该减速器的总效率进行计算η=η1η25η33η4=0.99×0.995×0.973×0.96=0.82 关于液压马达的输出功率的计算 当该系统进行加压时，该液压马达的输出功率Pd=Pη=570.82=70KW 当该系统进行提升时，该液压马达的输出功率Pd=Pη=1060.82=130KW 总的传动比及其分配 由推荐的传动比合理范围，三级圆柱齿轮减速箱的传动比一般为27～216，故液压马达的可选转速nd=i∙n=27～216×51.47=1390～11117r/min，因此，通过液压马达的价格、重量以及功率等因素查表选择轴向柱塞液压马达，此液压马达的额定转速为2550r/min，额定功率为130KW。

∴总传动比为i=2550/51.47=48 考虑到减速箱内大齿轮浸油深度等因素影响，取分配比系数为1.3 i2=3i=3.6 i1=i21.3=2.7 i3=1.4i2=5.0 由于加压时齿轮受到的冲击以及轴的转矩较大，因此采用加压参数设计三级减速器。此时液压马达的输出转速为nm=9.17×48rmin=440rmin 2.1.3关于对各个轴上的相关的数据进行计算 关于它的液压马达的轴上的一些参数的计算 P0=Pd=70KW n0=nm=440 T0=9.55×106p0n0=1.51×106N∙mm 关于Ⅰ轴上的一些参数的计算 P1=P0∙η1=70×0.99=69.3KW n1=n0=440r/min T1=9.55×106p1n1=1.50×106N∙mm 关于Ⅱ轴上的一些参数的计算 P2=P1∙η2η3=69.3×0.99×0.97=66.5KW n2=n1i1=440/2.7r/min=162.96r/min T2=9.55×106p2n2=3.89×106N∙mm 关于Ⅲ轴上的一些参数的计算 P3=P2∙η2η3=66.5×0.99×0.97=63.8KW n3=n2i2=162.96/3.6r/min=45.27r/min T3=9.55×106p3n3=1.35×107N∙mm 关于Ⅳ轴上的一些参数的计算 P4=P3∙η2η3η2η2η4=63.8×0.99×0.97×0.99×0.99×0.96=57.6KW n4=n3i3=45.27/5.0r/min=9.05r/min T4=9.55×106p4n4=6.08×107N∙mm 2.2液压系统设计 2.2.1 液压原理设计 （1）液压马达的型号 由上述计算可知：
加压时，加压力为F=450KN，转速为n=440r/min，功率为P=70KW，转矩1.52×107N∙mm；

提升时，加压力F=150KN，转速n=2470r/min，功率P=130KW，转矩5.03×107N∙mm。

按主机类型选择液压执行元件的工作压力，液压系统查表取p1=16MPa，为了防止加压时钻杆突然前进，液压马达回路上必须具有背压 p2，查表取p2=1.4MPa，则液压马达的排量由下式计算 v=2πTp1-p2ηm，查资料取轴向柱塞液压马达ηm=0.94，可以得到液压马达加压时，排量为696ml/r，最大流量为306.24l/min，提升时，排量为230ml/r，最大流量为568.1l/min。因此，通过其工作压力、转速、和排量选择A2FE107轴向柱塞液压马达。

（2）设计液压马达的液压系统方案 由于该结构是固定式机械，且不存在外负载对系统做功德工况，并由计算设计知，牙轮钻机加压系统中的液压系统功率大，运动速度快，存在加压和提升两种速度，它的液压系统需要进行选择，通过一些资料的查询我们可以知道这次我设计的题目的液压系统可以采用节流调速和开式循环这两种方式比较合理。对于它在工作的时候需要进行加压和提升两种不同的工作方式需要不同的速度，所以我们需要在进油路的时候采用节流调速的方式可以在一些回油的路程上设置背压阀来解决这些问题。从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用高功率的单个变量液压泵作为油源。

我这次做的课题的系统中不需要一些负载对工况和制动过程这两种情况进行一些操作比若说对它做功等一些情况。我的系统中需要一些回路例如调压回路和卸荷回路。当我的系统中的回路方式使用节流调速回路的方式后，不管选择什么样的油源形式都要有独立的一条油路直接通向该液压马达的进油口以及出油口当中，通过该运行方式实现该加压小车进行加压和提升。由于加压小车在快速加压到地面和钻具开始钻孔时的速度变化很大，可选用行程阀来控制速度的换接，为了平稳的在该回路进行传动并且实现液压马达在该回路中的差动链接为了保证平稳，通过查阅相关的资料决定使用一种换向时间可调的电磁换向阀来换接回路，以提高液压马达的流量，提高效率，所以换向阀需要是五通的。油源中须有溢流阀，调节系统的工作压力，为了保证液压马达转速，需要调节液压马达的进油口和出油口的工作压力，于是需要在回路中设置卸荷阀。

（3）设计制动器液压缸的液压系统方案 为了防止加压小车出现紧急情况快速下降，于是在减速器输出轴上安装了制动器，通过液压缸推动滑块加紧制动器的制动盘，通过摩擦力使加压小车紧急制动。因此，液压缸的两腔需要非常大的工作压力，以保证增大摩擦力，降低转速，提高安全性，于是可选择回路中的差动连接，加大进油口的进油量。然后当加压小车停止时，制动器停止工作，为了使液压缸的恢复到初始状态，于是可选择三位五通电磁换向阀。由于液压缸是在意外情况发生时才开始工作，为了与液压马达工作室区分开，因此，在回路中添加一个液控顺序阀。

（4）液压系统控制原理图 由上面选出的各种液压回路组合，得到了牙轮钻机加压系统的液压系统控制原理图。液压马达安装在加压小车上，液压泵安装在地面上，两个电磁换向阀安装在加压小车上，其他液压元件安装在钻架上或者地面上，同时，需要保证油源可以很好的从地面传递给液压马达上。液压回路图如下：
2.2.2 关于对一些主要的液压元器件进行选型 （1）关于的液压泵的选用的具体型号 在该液压回路的工作循环中我为了尽量使压力继电器能稳定持续的工作，将该压力继电器的压力调整比该系统工作压力调大为2.5MP，液压马达在该液压回路中的最大的工作压力为16MPa，液压马达在进油路时它的压力的损失为3.2MPa，该液压泵的最大的工作压力p=2.5+16+3.2=21.7MPa，通过上述的计算可以知道在该液压回路中液压缸需要向液压马达所提供的最大流量为568.1l/min，因系统比较简单，取泄露系数为1.05，则液压泵的最大流量为q=596.5 l/min。因此，根据压力和流量的数值查阅产品样本，选择KCB2500型齿轮泵 （2）阀类元件及辅助元件的选型 根据液压泵输出的最大流量和其工作压力，在液压回路中的阀类元件和辅助元件的最大工作压力以及通过这些阀类元件和辅助元件的最大流量，就可以通过查阅相关的资料来对该液压系统中不同的液压元件的一些型号和规格进行相应的选择。

表2-2液压元件的型号及表格 过滤器 GL41H-16 溢流阀 SK20-8 顺序阀 ZDR6DP1-30/25YM 背压阀 SK20-8 顺序阀 ZDR6DP1-30/25YM 三位五通电磁换向阀 DSG-02-3C2-D24-N1-50 单向阀 60CV03 单向阀 60CV03 行程阀 AXQF-E10B 调速阀 AXQF-E10B 单向阀 60CV03 三位五通电磁换向阀 DSG-02-3C2-D24-N1-50 单向阀 60CV03 背压阀 SK20-8 压力继电器 JCS-02 第三章加压减速箱设计 3.1 关于对加压减速箱的三级减速齿轮的设计 3.1.1 关于对三级减速器高速级齿轮的设计和校核 （1）通过查阅一些资料来计算齿轮的类型和一些相关参数 我们可以通过使用直齿的圆柱齿轮来进行传动，通过查阅书籍它的压力角可以取20° 关于它的一些材料的选择 它主要有小齿轮和齿条的材料的选择通过相关的资料我们可以知道它的小齿轮可以选择40Cr，它的齿条可以选择45钢，它们的处理方式都是调质。

关于它的一些齿数的选择 通过查阅资料我对它的小齿轮的齿数初选Z1=23，则大齿轮齿数Z2=i1Z1=23×2.7=62.1，所以大齿轮的齿数取 Z2=63。

（2）通过查阅资料对齿面的接触疲劳强度进行相关设计 通过所查阅的资料对小齿轮的分度圆的直径进行计算 d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 4) 通过查阅资料对公式中的一些数据进行确定 第一次进行选择KHt=1.3 关于在Ⅰ轴上的小齿轮所传递的转矩T1=1.50×106N∙mm 通过查阅资料确定它的齿宽系数∅d=0.7 通过查阅资料确定它的区域系数ZH=2.5 通过查阅资料确定它的弹性影响系数ZE=189.8MPa 关于它在接触疲劳强度下的重合度系数Z∈的相关计算 αa1=cos-1Z1cosαZ1+2ha*=30.140° αa2=cos-1Z2cosαZ2+2ha*=24.356° ∴ϵα=Z1tanαa1-tanα+Z2tanαa2-tanα2π=1.685 ∴Z∈=4-∈α3=4-0.8043=0.878 关于他在接触疲劳下的许用应力σH的相关计算 通过查阅一些书籍得到它的小齿轮的接触疲劳极限σHlim1=1150Mpa，以及它的大齿轮的接触疲劳极限σHlim1=1060Mpa。

关于对它的应力的循环次数的相关计算 N1=60njLh=60×440×1×2×8×200×5=4.22×108 N2=N1i1=8.44×107 通过查阅一些资料得到在接触疲劳下的寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。

通过查阅一些书籍得到它的失效概率取1%，它的安全系数取S=1 σH1=KHN1σHlim1S=1035MPa σH2=KHN1σHlim1S=1007MPa 5) 关于它的齿轮的分度圆的直径的计算 d1t≥32kHtT1∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 =108mm 对齿轮的分度圆的直径进行一些合理的调整 2） 在对实际载荷系数进行计算前进行一些相关数据的查找 圆周速度 v=πd1tn160×1000=2.51m/s 齿宽 b=∅dd1t=76.530mm 2）关于对它的实际载荷系数KH得计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.85、它的动载荷系数KV=1.05、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.20 ∴KH=KAKVKHαKHβ=2.56 6) 通过对实际的载荷系数进行计算来确定它的分度圆的直径 d1=d1t3KHKHt =136.035mm （3）关于对它的齿根的弯曲疲劳强度进行计算 初次对该模数进行相关计算 m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF 2) 通过一些资料对公式中的一些参数值进行选择 试选KFt=1.3 关于在弯曲疲劳强度下对重合度系数进行一些计算 Yϵ=0.25+0.75ϵα=0.695 计算YFaYSaσF 通过查阅一些资料确定它的齿形的系数YFa1=2.64，YFa2=2.38 通过查阅一些资料确定它的应力的修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.62 通过查阅一些书籍确定它的齿轮和齿根弯曲疲劳极限为σFlim1=700Mpa，σFlim2=480Mpa 通过查阅一些书籍确定它的弯曲疲劳的寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.87 通过一些资料确定在弯曲疲劳情况下它的完全系数S=1.4 σF1=KFN1σFlim1s=425MPa σF2=KFN2σFlim2s=300MPa YFa1YSa1σF1=0.0098 YFa2YSa2σF2=0.0129 由于它的大齿轮的YFaYSaσF比小齿轮的大，得到 YFaYSaσF=YFa2YSa2σF2=0.0129 计算得到 m≥32KFtT1Yε∅dZ12∙YFaYSaσF =4.554mm 通过一些资料对齿轮的分度圆直径进行一些调整 2）关于在对实际的载荷系数进行计算前的一些相关数据的准备 它的圆周速度 v=πd1tn160×1000=2.41m/s 它的齿宽 b=∅dd1t=104.742mm 3）关于对实际的载荷系数KH的计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.83、它的动载荷系数KV=1.06、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.15。

通过上述资料确定了载荷系数KF=KAKVKFαKFβ=2.48 4）通过对实际的载荷系数的确定对齿轮的模数进行计算 m=mt3KFKFt=5.648mm 通过对计算的结果进行一些对比 查阅一些资料得到齿轮模数的大小与齿面接触疲劳强度所决定的承载能力不同，前者取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，后者只是和齿轮的直径有关，通过一些资料确定齿轮的模数为6mm，分度圆的直径d1=137.036mm，小齿轮的齿数计算为Z1=137.0366=22.84，取Z1=23，同理大齿轮的齿数Z2=63。

5）关于它的齿轮的强度的校核 通过上述计算发现小齿轮的齿数与初次选择的齿轮的齿数相同，则设计的大齿轮和小齿轮的强度满足要求。通过一些资料对这对齿轮的一些参数进行确定，小齿轮的齿数Z1=23，大齿轮的齿数Z2=63，齿轮的模数m=6mm，选取20°为齿轮压力角，齿轮的精度为7级精度。

几何尺寸计算：
分度圆直径d1=23×6=138mm，d2=63×6=378mm 中心距a1=d1+d22=258mm 齿宽b=∅dd1=96.6mm 由于无法避免一些在安装时的一些微小的误差，小齿轮一般稍微加宽5到10mm，大齿轮的齿宽与设计的齿宽相同。齿轮的齿宽b1=105mm，b2=97mm。

3.1.2 关于对三级减速器中速级齿轮的设计和校核 （1）通过查阅一些资料来计算齿轮的类型和一些相关参数 我们可以通过使用直齿的圆柱齿轮来进行传动，通过查阅书籍它的压力角可以取20° 材料选择 它主要有小齿轮和齿条的材料的选择通过相关的资料我们可以知道它的小齿轮可以选择40Cr，它的齿条可以选择45钢，它们的处理方式都是调质。

齿数的选择 通过查阅资料我对它的小齿轮的齿数初选Z1=23，大齿轮的齿数Z2=i1Z1=23×3.6=82.8，所以大齿轮的齿数选取为Z2=83。

（2）通过查阅资料对齿面的接触疲劳强度进行相关设计 通过所查阅的资料对小齿轮的分度圆的直径进行计算 d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 （3）通过查阅资料对公式中的一些数据进行确定 第一次进行选择KHt=1.3 通过一些资料确定Ⅰ轴上小齿轮的传递的转矩T2=3.89×106N∙mm 通过查阅一些书籍确定它的齿宽的系数∅d=0.7 通过查阅一些资料确定它的区域系数ZH=2.5 通过查阅一些资料确定它的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 关于它在接触疲劳强度下对重合度系数Z∈的计算 αa1=cos-1Z1cosαZ1+2ha*=30.140° αa2=cos-1Z2cosαZ2+2ha*=23.364° ∴ϵα=Z1tanαa1-tanα+Z2tanαa2-tanα2π=1.693 ∴Z∈=4-∈α3=4-1.6933=0.877 关于在接触疲劳下对许用应力σH的计算 通过查阅一些书籍得到小齿轮的接触疲劳极限是σHlim1=1200Mpa，大齿轮的接触疲劳极限是σHlim1=1090Mpa。

计算应力循环次数 N1=60njLh=60×162.96×1×2×8×200×5=1.56×108 N2=N1i2=4.34×107 查阅一些资料确定它在接触疲劳的寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。

通过查阅一些书籍得到它的失效概率较小一般取1%，安全系数取S=1 σH1=KHN1σHlim1S=1080MPa σH2=KHN1σHlim1S=1035.5MPa （4）关于它的齿轮的分度圆的直径的计算 d3t≥32kHtT2∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 =142.575mm 对齿轮的分度圆的直径进行一些合理的调整 （5）在对实际载荷系数进行计算前进行一些相关数据的查找 圆周速度 v=πd3tn160×1000=1.22m/s 齿宽 b=∅dd3t=100.538mm （6）关于对它的实际载荷系数KH的计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.85、它的动载荷系数KV=1.02、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.21。

∴KH=KAKVKHαKHβ=2.51 （7）通过对实际的载荷系数进行计算来确定它的分度圆的直径 d1=d1t3KHKHt =177.643mm （3）通过查阅一些资料对它的齿根的弯曲疲劳强度进行计算 初次对该模数进行相关计算 m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF 3) 通过一些资料对公式中的一些参数值进行选择 第一次进行选择KFt=1.3 关于在弯曲疲劳强度下对重合度系数进行一些计算 Yϵ=0.25+0.75ϵα=0.693 计算YFaYSaσF 通过查阅一些资料确定它的齿形的系数YFa1=2.76，YFa2=2.28 通过查阅一些资料确定它的应力的修正系数YSa1=1.56，YSa2=1.71 通过查阅一些书籍确定它的齿轮和齿根弯曲疲劳极限为σFlim1=830Mpa，σFlim2=670Mpa 通过查阅一些书籍确定它的弯曲疲劳的寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.87 通过一些资料确定在弯曲疲劳情况下它的完全系数S=1.4 σF1=KFN1σFlim1s=503.9MPa σF2=KFN2σFlim2s=416.3MPa YFa1YSa1σF1=0.0085 YFa2YSa2σF2=0.0094 由于它的大齿轮的YFaYSaσF比小齿轮的大，得到 YFaYSaσF=YFa2YSa2σF2=0.0094 计算得到 m≥32KFtT2Yε∅dZ32∙YFaYSaσF =5.624mm 通过一些资料对齿轮的分度圆直径进行一些调整 2）关于在对实际的载荷系数进行计算前的一些相关数据的准备 圆周速度 v=πd3tn260×1000=1.10m/s 齿宽 b=∅dd3t=90.545mm 3）关于对实际的载荷系数KH的计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.85、它的动载荷系数KV=1.03、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.15 通过上述资料确定了载荷系数KF=KAKVKFαKFβ=2.41 4）通过对实际的载荷系数的确定对齿轮的模数进行计算 m=mt3KFKFt=6.901mm 通过对计算的结果进行一些对比 查阅一些资料得到齿轮模数的大小与齿面接触疲劳强度所决定的承载能力不同，前者取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，后者只是和齿轮的直径有关，通过一些资料确定齿轮的模数为8mm，分度圆的直径d3=178.843mm，小齿轮的齿数计算为Z3=178.8438=22.84，取Z1 =23，同理大齿轮的齿数Z4=83。

5）关于它的齿轮的强度的校核 通过上述计算发现小齿轮的齿数与初次选择的齿轮的齿数相同，则设计的大齿轮和小齿轮的强度满足要求。通过一些资料对这对齿轮的一些参数进行确定，小齿轮的齿数Z3=23，大齿轮的齿数Z4=83，齿轮的模数m=8mm，选取20°为齿轮压力角，齿轮的精度为7级精度。

几何尺寸计算：
分度圆直径d3=23×8=184mm，d4=83×8=664mm 中心距a2=d3+d42=424mm 齿宽b=∅dd3=128.8mm 由于无法避免一些在安装时的一些微小的误差，小齿轮一般稍微加宽5到10mm，大齿轮的齿宽与设计的齿宽相同。齿轮的齿宽b1=135mm，b2=130mm 3.1.3 关于对三级减速器低速级齿轮的设计和校核 （1）通过查阅一些资料来计算齿轮的类型和一些相关参数 我们可以通过使用直齿的圆柱齿轮来进行传动，通过查阅书籍它的压力角可以取20° 材料选择 它主要有小齿轮和齿条的材料的选择通过相关的资料我们可以知道它的小齿轮可以选择40Cr，它的齿条可以选择45钢，它们的处理方式都是调质。

齿数的选择 通过查阅资料我对它的小齿轮的齿数初选Z5=23，大齿轮的齿数Z6=i3Z5=23×5=115，所以大齿轮的齿数选取为Z6=115。

（2）通过查阅资料对齿面的接触疲劳强度进行相关设计 通过所查阅的资料对小齿轮的分度圆的直径进行计算 d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 通过查阅资料对公式中的一些数据进行确定 第一次选择KHt=1.3 通过查阅一些资料确定它的Ⅰ轴的小齿轮传递的转矩T3=1.35×107N∙mm 通过查阅一些资料确定它的齿宽系数∅d=0.7 通过查阅一些书籍确定它的区域系数ZH=2.5 通过查阅一些书籍确定它的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 关于它在接触疲劳强度下对重合度系数Z∈的计算 αa1=cos-1Z1cosαZ1+2ha*=30.140° αa2=cos-1Z2cosαZ2+2ha*=22.482° ∴ϵα=Z1tanαa1-tanα+Z2tanαa2-tanα2π=1.707 ∴Z∈=4-∈α3=4-1.7073=0.874 关于在接触疲劳下对许用应力σH的计算 通过查阅一些资料得到小齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=1320Mpa，大齿轮的接触疲劳极限为σHlim1=1160Mpa。

计算应力循环次数 N1=60njLh=60×45.27×1×2×8×200×5=2.34×107 N2=N1i3=8.68×106 查阅一些资料确定它在接触疲劳的寿命系数KHN1=1.05，KHN2=1.15。

通过查阅一些书籍得到它的失效概率较小一般取1%，安全系数取S=1 σH1=KHN1σHlim1S=1365MPa σH2=KHN1σHlim1S=1299.5MPa 7) 关于它的齿轮的分度圆的直径的计算 d5t≥32kHtT3∅d∙u+1u∙ZHZEZεσH2 =191.957mm 对齿轮的分度圆的直径进行一些合理的调整 （3）在对实际载荷系数进行计算前进行一些相关数据的查找 圆周速度 v=πd5tn360×1000=0.43m/s 齿宽 b=∅dd5t=128.098mm 2）关于对它的实际载荷系数KH的计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.85、它的动载荷系数KV=1.0、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.18。

∴KH=KAKVKHαKHβ=2.40 8）通过对实际的载荷系数进行计算来确定它的分度圆的直径 d1=d1t3KHKHt =224.491mm （3）通过查阅一些资料对它的齿根的弯曲疲劳强度进行计算 初次对该模数进行相关计算 m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF 4) 通过一些资料对公式中的一些参数值进行选择 第一次选择KFt=1.3 关于在弯曲疲劳强度下对重合度系数进行一些计算 Yϵ=0.25+0.75ϵα=0.689 计算YFaYSaσF 通过查阅一些书籍得到它的齿形系数YFa1=2.64，YFa2=2.21 通过查阅一些书籍得到它的应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.78 通过查阅一些资料得到它的齿轮的弯曲疲劳极限σFlim1=1000Mpa，齿根的弯曲疲劳极限σFlim2=870Mpa 通过查阅一些资料得到它的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.87 通过一些资料确定在弯曲疲劳情况下它的完全系数S=1.4 σF1=KFN1σFlim1s=607.14MPa σF2=KFN2σFlim2s=540.64MPa YFa1YSa1σF1=0.0069 YFa2YSa2σF2=0.0073 由于它的大齿轮的YFaYSaσF比小齿轮的大，得到 YFaYSaσF=YFa2YSa2σF2=0.0073 计算得到 m≥32KFtT3Yε∅dZ52∙YFaYSaσF =7.812mm 通过一些资料对齿轮的分度圆直径进行一些调整 3）关于在对实际的载荷系数进行计算前的一些相关数据的准备 圆周速度 v=πd5tn360×1000=0.43m/s 齿宽 b=∅dd5t=125.773mm 3）关于对实际的载荷系数KH的计算 我为了对实际载荷系数进行计算通过查阅一些资料确定以下相关数据它的使用系数KA=1.85、它的动载荷系数KV=1.03、它的齿间的载荷分配系数KHα=1.1、它的齿间的载荷分布系数KHβ=1.12 通过上述资料确定了载荷系数KF=KAKVKFαKFβ=2.34 4）通过对实际的载荷系数的确定对齿轮的模数进行计算 m=mt3KFKFt=9.503mm 通过对计算的结果进行一些对比 查阅一些资料得到齿轮模数的大小与齿面接触疲劳强度所决定的承载能力不同，前者取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，后者只是和齿轮的直径有关，通过一些资料确定齿轮的模数为10mm，分度圆的直径d1=224.491mm，小齿轮的齿数计算为Z5=224.49110=22.45，取Z5=23，同理大齿轮的齿数Z6=115。

5） 关于它的齿轮的强度的校核 通过上述计算发现小齿轮的齿数与初次选择的齿轮的齿数相同，则设计的大齿轮和小齿轮的强度满足要求。通过一些资料对这对齿轮的一些参数进行确定，小齿轮的齿数Z5=23，大齿轮的齿数 Z6=115，齿轮的模数m=10mm，选取20°为齿轮压力角，齿轮的精度为7级精度。

几何尺寸计算：
分度圆直径d5=23×10=230mm，d6=115×10=1150mm 中心距a3=d5+d62=690mm 齿宽b=∅dd5=161mm 由于无法避免一些在安装时的一些微小的误差，小齿轮一般稍微加宽5到10mm，大齿轮的齿宽与设计的齿宽相同。齿轮的齿宽b1=168mm，b2=160mm 3.2 加压减速器轴系设计 3.2.1 输入轴系（Ⅰ轴）的设计和校核 （1）通过查阅资料了解Ⅰ轴对齿轮的作用力 通过查阅一些资料计算得到P1=69.3KW，n1=440r/min，T1=1.5×106N∙mm 关于它的小齿轮的相关数据计算如下d1=138mm、Ft=2T1d1=21739N、Fr=Fttan20°=7912N、Fa=Fttanβ=0 （2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径 通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过查阅一些资料取A0=105,所以通过计算得出 dmin=A03P1n1=56.70mm 我通过学习与资料得知我们在该轴的截面上打键槽时，为了考虑到该键槽对此轴的强度进行变化时应当采取增大的轴径的方式。通过查阅一些书籍可知，当它的直径d>100mm并且只有一个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大3%；
当该轴有两个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大7%。当它的直径d≤100mm并且只有一个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大5%-7%；
当该轴有两个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大10%-15%。通过上述可知该输入轴的最小直径应增大5%，计算得dmin=59.54mm。

查阅一些资料得知输入轴的最小直径是安装联轴器的位置。通过一些资料得知联轴器的转矩公式Tca=KAT1，但是转矩变化和冲击载荷较大，所以KA=2.5， Tca=KAT1=2.5×1.5×106=3.75×106N∙mm 通过查阅一些书籍选取的联轴器为LX6型弹性柱销联轴器，通过相关资料查阅它的各项数据如下轴孔的直径为65mm、半联轴器的长度L=142mm、与轴配合的毂孔长度L1=107mm。

（3）第一次对滚动轴承进行选择 通过一些资料可知轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上述计算出的最小直径选择深沟球轴承6215，它的相关尺寸d×D×T=75mm×130mm×25mm。

（4）关于对轴的结构的设计 通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。如果把齿轮与轴分开制造，那么齿轮的键槽底部到齿根圆的距离e就会很小，使得齿轮轮体的强度得不到保证，对于圆柱齿轮，e<2mtmt为端面模数，通过设计计算可知，应将输入轴的结构设计为齿轮轴，设计结构如下：
（5）求轴上的载荷 轴的计算简图 垂直面Fr∙L1+F2L1+L2=0 F2=-4718N，F1=-3194N 水平面Ft∙L1+F2L1+L2=0 F2=-12963N，F1=-8776N 计算做出轴的弯矩图和扭矩图 从上面的图中可以看出齿轮的位置在轴的危险截面处。我将计算出的MH、MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F2=-4718N，F1=-3194N F2=-12963N，F1=-8776N 弯矩M MH=-1038050N∙mm MV=-2852200N∙mm 总弯矩 M1=3035225N∙mm 扭矩T T1=1.50×106N∙mm （6）关于通过弯矩的合成应力来对轴的强度进行相关校核 一开始进行校核时，一般通常只校核危险截面，通过查阅资料得α=0.6，关于该轴的计算应力为 σca=M12+αT12W=51.6MPa 由于之前轴选择的材料为40Cr，处理方式为调质处理，查阅得到的资料σ-1=70Mpa，故σca<σ-1，满足强度要求，符合设计要求。

3.2.2 中间轴系（Ⅱ轴）设计及校核 （1）通过查阅资料了解Ⅱ轴对齿轮的作用力 通过查阅一些资料计算得到P2=66.5KW，n2=162.96r/min，T2=3.89×106N∙mm 通过查阅一些书籍得到小齿轮的分度圆直径和大齿轮的分度圆直径d1=184mm，d2=378mm 圆周力Ft1=2T2d1=42283N，Ft2=20582N 径向力Fr1=Ft1tan20°=15389N，Fr2=7491N （2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径 通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过一些资料查得A0=105，所以通过计算得出 dmin=A03P1n1=77.88mm 轴的最小直径增大5%，计算得dmin=81.78mm。

（3）第一次对滚动轴承进行选择 通过一些资料可知轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上述计算出的最小直径选择深沟球轴承6218，它的相关尺寸d×D×T=90mm×160mm×30mm （4）关于对轴的结构的设计 通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。它的设计结构如下：
（5）求轴上的载荷 轴的计算简图 垂直面Fr1∙L1+F2L1+L2+L3=Fr2L1+L2 F2=637N，F1=-8535N 水平面Ft1∙L1+Ft2L1+L2=F2L1+L2+L3 F2=23558N，F1=39307N 计算做出轴的弯矩图和扭矩图 从上面的图中可以看出齿轮的位置在轴的危险截面处。我将计算出的MH、MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F2=637N，F1=-8535N F2=23558N，F1=39307N 弯矩M MH=-1233307.5N∙mm MV=5679861.5N∙mm 总弯矩 M2=5812217.7N∙mm 扭矩T T2=3.89×106N∙mm （6）关于通过弯矩的合成应力来对轴的强度进行相关校核 一开始进行校核时，一般通常只校核危险截面，通过查阅资料得α=0.6，关于该轴的计算应力为 σca=M22+αT22W=62.6MPa 由于之前轴选择的材料为40Cr，处理方式为调质处理，查阅得到的资料σ-1=70Mpa，故σca<σ-1，满足强度要求，符合设计要求。

3.2.3 中间轴系（Ⅲ轴）设计及校核 （1）通过查阅资料了解Ⅲ轴对齿轮的作用力 通过查阅一些资料计算得到P3=63.8KW，n3=45.27r/min，T3=1.35×107N∙mm 通过查阅一些书籍得到小齿轮的分度圆直径和大齿轮的分度圆直径d1=664mm，d2=230mm 圆周力Ft1=2T3d1=40663N，Ft2=117391N 径向力Fr1=Ft1tan20°=14800N，Fr2=42727N （2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径 通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过一些资料查得A0=105，所以通过计算得出 dmin=A03P3n3=117.72mm 轴的最小直径增大5%，计算得dmin=123.61mm。

（3）第一次对滚动轴承进行选择 通过一些资料可知轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上述计算出的最小直径选择深沟球轴承6226，它的相关尺寸d×D×T=130mm×230mm×40mm （4）关于对轴的结构的设计 通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。它的设计结构如下：
（5）求轴上的载荷 轴的计算简图 垂直面Fr1∙L1=F2L1+L2+L3+Fr2L1+L2 F2=-21728N，F1=-6199N 水平面Ft1∙L1+Ft2L1+L2=-F2L1+L2+L3 F2=-80950N，F1=-77104N 计算做出轴的弯矩图和扭矩图 从上面的图中可以看出齿轮的位置在轴的危险截面处，我将计算出的MH、MV及M的值列于下表。

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F2=-21728N，F1=-6199N F2=-80950N，F1=-77104N 弯矩M MH=-4617382.5N∙mm MV=-17201843N∙mm 总弯矩 M3=17810803N∙mm 扭矩T T3=1.35×107N∙mm （6）关于通过弯矩的合成应力来对轴的强度进行相关校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面，查表取α=0.6，轴的计算应力为 σca=M32+αT32W=64.2MPa 由于之前轴选择的材料为40Cr，处理方式为调质处理，查阅得到的资料σ-1=70Mpa，故σca<σ-1，满足强度要求，符合设计要求。

3.2.4 输出轴系（Ⅳ轴）设计及校核 （1）通过查阅资料了解Ⅳ轴对齿轮的作用力 通过查阅一些资料计算得到P4=57.6KW，n4=9.05r/min，T4=6.08×107N∙mm 通过查阅一些书籍得到小齿轮的分度圆直径和大齿轮的分度圆直径d1=264mm，d2=1150mm 圆周力Ft1=T2d1=230303N，Ft2=105739N 径向力Fr1=Ft1tan20°=83823N，Fr2=38486N （2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径 通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过一些资料查得A0=105，所以通过计算得出 dmin=A03P4n4=194.59mm 轴的最小直径增大5%，计算得dmin=204.32mm。

（3）第一次对滚动轴承进行选择 通过一些资料可知轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上述计算出的最小直径选择深沟球轴承6248，它的相关尺寸d×D×T=240mm×440mm×72mm （4）关于对轴的结构的设计 通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。它的设计结构如下：
（5）求轴上的载荷 轴的计算简图 垂直面Fr2∙L2+Fr1∙L1=F2L2+L3+L4+F2L2+L3 F2=-38772N，F1=-90388N 水平面Ft2∙L2+Ft1∙L2+L3+L4=F2L2+L3+Ft1∙L1 F2=246933N，F1=319412N 计算做出轴的弯矩图和扭矩图 从上面的图中可以看出齿轮的位置在轴的危险截面处。我将计算出的MH、MV及M的值列于下表。

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F2=-38772N，F1=-90388N F2=246933N，F1=319412N 弯矩M MH=86065265.25N∙mm MV=-236463605.25N∙mm 总弯矩 M2=83879719.77N∙mm 扭矩T T2=6.08×107N∙mm （6）进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面，查表取α=0.6，轴的计算应力为 σca=M22+αT22W=58.5MPa 由于之前轴选择的材料为40Cr，处理方式为调质处理，查阅得到的资料σ-1=70Mpa，故σca<σ-1，满足强度要求，符合设计要求。

3.2.5关于各轴的轴承的校核 （1）关于Ⅰ轴的轴承的校核 之前Ⅰ轴选择的轴承为6215型深沟球轴承，所以：
P=31942+87762=9339N 通过一些资料可知深沟球轴承ε=3 通过一些资料可知其动载荷为C=66KN 得到：
Lh=10660n∙CPε=13370 则此轴承可用L=1337016×200=4.2年 （2）关于Ⅱ轴的轴承的校核 之前Ⅱ轴选择的轴承为6218型深沟球轴承，所以：
P=6372+235582=23567N 通过一些资料可知深沟球轴承ε=3 通过一些资料其动载荷为C=95.8KN 得到：
Lh=10660n∙CPε=6870 则此轴承可用L=687016×200=2.1年 （3）关于Ⅲ轴的轴承的校核 之前Ⅲ轴选择的轴承为6226型深沟球轴承，所以：
P=61992+771042=77352N 通过查阅一些资料可知深沟球轴承ε=3 通过查阅一些资料其动载荷为C=66KN 得到：
Lh=10660n∙CPε=3573 则此轴承可用L=357316×200=1.1年 （4）关于Ⅳ轴的轴承的校核 之前Ⅳ轴选择的轴承为6248型深沟球轴承，所以：
P=387722+2469332=249958N 通过查阅一些书籍可知深沟球轴承ε=3 通过查阅一些书籍其动载荷为C=66KN 得到：
Lh=10660n∙CPε=5275 则此轴承可用L=527216×200=1.6年 3.3 减速箱箱体设计 箱体是用HT200铸造而成，其相关参数如下：
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 地脚螺钉直径 df 70 地脚螺钉数目 n 8 轴承旁连接螺栓直径 d1 60 盖与座连接螺栓直径 d2 60 定位销直径 d 20 视孔盖螺钉直径 d4 15 df、d1、d2至外箱壁距离 C1 35 df、d2至凸缘边缘距离 C2 30 箱盖肋厚 m1 24 箱座肋厚 m 30 大齿轮顶圆与内箱壁距离 ∆1 52 齿轮端面与内箱壁距离 ∆2 48 第四章机械精度设计 4.1 关于齿轮的精度设计 对Ⅲ轴的小齿轮的齿轮精度设计 （1）确定该轴上小齿轮的齿轮精度等级 由于该齿轮应用于矿山钻孔中，因此查表可得齿轮精度等级为8到10级。

v=πdn1000×60=3.14×23×10×45.271000×60=0.54m/s 根据v=0.54m/s，查表得平稳性精度为8级。由于该齿轮的运动精度不高，故三项精度要求均为8级。

（2）确定齿轮的必检参数及其公差 根据上面的计算该小齿轮的分度圆直径d=230mm，通过查阅一些资料得到它的运动精度：Fp=0.096，它的平稳性精度：fpt=±0.042，Fα=0.054，它的载荷分布均匀性：Fβ=0.058。

（3）关于对最小法向侧隙的确定以及对齿厚极限偏差的确定 中心距a=690mm 则Jbnmin=23∙0.06+0.0005a+0.03m=0.470 Esns的计算 Jbn=1.76fpt2+2+0.35Lb2Fβ2=0104. 查表得fa=0.082 Esns=-Jbnmin+Jbn2cosα+fatanα=-0.335 Esni的计算 查表得Fr=0.06，br=0.098 则Tsn=Fr2+br2∙2tanα=0.084 Esni=Esns-Tsn=-0.335-0.084=-0.419 （4）确定公法线公称长度及其极限偏差 WK的计算 K=Z9+0.5=3 WK=m2.952K-0.5+0.014Z=77.020 Ebns、Ebni的计算 Ebns=Esnscosα-0.72Frsinα=-0.329 Ebni=Esnicosα+0.72Frsinα=-0.378 我在相关图纸上的标注为：WK=77.020-0.378-0.329 （5）关于对齿坯精度的确定 内孔 通过查阅一些资料确定它的内孔精度为∅145H8 圆柱度公差 t=0.04LbFβ=0.002 顶圆 若顶圆为加工和测量基准时da=mZ+2=250mm，查表得顶圆精度为∅250h8，顶圆径向圆跳动公差t=0.3Fp=0.026，圆柱度公差t=0.002。若顶圆不作基准时，其公差应取IT11，但不得大于0.1m，也不需规定圆跳动和圆柱度公差。

径向基准面 我这次选用的是齿顶圆来作为加工和测量的基准所以不需要选择其他径向基准面。

轴向基准面 轴向跳动公差t=0.2DdbFβ=0.014 表面粗糙度 查表得齿面上限值为2.5μm，内孔为2.5μm，顶圆为3.2μm，端面为3.2μm，其余为12.5μm。

（6）为注尺寸公差为f级，为注形位公差为K级。

4.2 重要装配配合设计 4.2.1 齿轮轮毂和轴配合配合精度 齿轮轮毂与轴利用平键连接传递动力，当传递的转矩过大时，可以使用数个平键或者数个花键来进行连接，为了保证齿轮和轴的配合有相对良好的对中性，对平键的设计可以在轴上进行对称挖槽。当轴通过齿轮传递动力给另一个轴时，为了使传递的功率与转速不至于损失过大，齿轮轮毂轴的配合采用过度配合。故其配合精度为H7/k6。

4.2.2 轴承内圈和轴的配合 通过查阅一些资料确定滚动轴承内圈与轴的配合应按基孔制配合，但是内径的公差带位置与一般基准孔的位置相反。通过查阅书籍，内圈基准孔的公差带位于公称内径d的下方，即它的上极限偏差为零，它的下极限偏差为负值。这样的分布是为了在多数的情况下，当轴承的内圈随着轴一起进行转动时，为了防止结合面磨损，所以这两者的配合应为过盈配合。通过查阅一些书籍以及上述分析，轴承内圈与轴的配合精度为 H7/k6。

4.2.3 轴承外圈与壳体的配合 通过查阅一些资料，确定滚动轴承的外径应与壳孔按基轴系匹配，两者的匹配不应过紧。滚动轴承的公差按国家标准对所有精密轴承的外径公差带位置仍按一般基准轴，分布在零线的下侧，上限偏差为零，下限偏差为负。由于轴承内圈随轴转动，轴承外圈与壳体一起固定轴的位置，在保证轴的强度和刚度的同时，可采用轴承外圈与壳体的间隙配合。因此，通过以上分析，轴承外圈与轴的配合精度为J6/H7。

4.2.4 其他部件的配和精度 制动器支座是用于固定制动器，保证制动器能平稳地工作，使减速器能够紧急制动，因此制动器支座与轴的配合采用间隙配合，配合精度为H7/f6。通过查阅一些资料制动器与轴套的配合以及轴套与轴的配合都采用过度配合，制动器的制动盘可以随轴一起转动，当液压缸推动推杆使滑块加紧制动盘，降低制动盘的转速，从而降低减速器输出轴的转速，保证在紧急情况下，能安全使加压小车停止下来，因此，其配合精度为H7/s6。

另外，联轴器与液压马达输出轴和减速器输入轴的配合采用过度配合，使液压马达的动力能很好的传递给减速器，因此其配合精度为H7/k6。

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一次次地发现新的问题和错误，分析问题，提出解决方法，修改原先的设计，直到确定最终方案。

当遇到难以决定的问题时，我会主动咨询指导老师。指导老师会替我分析问题，讨论解决方案。同时，我也会将已经确定下来的参数，以便后来查阅。良好的方法，可以保证毕设的顺利进行，避免一些失误，提高效率。

致谢 历经三个月的毕业设计即将结束，敬请各位评审老师对我的设计成果作最后检查。此次毕业设计是大学四年的最后一次设计，让我有机会通过对大学四年所学知识的综合应用，是对我们所学知识的一次检阅，相信这个过程能对我们以后在工作中的综合设计运用有一定的作用。大四生活接近尾声，在毕业设计期间由于本设计所用知识较多，覆盖面较广，在设计的初期阶段确实遇到了很多的困难。在我困惑的时候，是罗士军老师的细心帮助和鼓励，使我的毕业设计顺利的完成，在此我特别感谢罗士军老师，作为我的指导老师对我仔细和耐心的指导和帮助。同时，我也向帮助过我的这些老师和同学致以最诚挚的问候和衷心的感谢！愿你们在今后的工作和生活中一帆风顺！