10立方米挖掘機推壓機構(gòu)設計畢業(yè)論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　挖掘機是大多數(shù)露天礦必不可少的生產(chǎn)設備，是工程機械中最重要的采掘設備，在冶金、能源、礦山等方面有廣泛的應用。礦用挖掘機是露天礦間斷式開采的主要設備,它可以實現(xiàn)完全機械化,具有機械化自動化程度高、斗容量大、環(huán)保性能好、挖掘效率高、進度快、機動性能好等優(yōu)點。</p><p>　　由于常常在野外和露天作業(yè)，工

2、作環(huán)境十分惡劣，要求挖掘機的各個裝置既要結(jié)構(gòu)合理,性能安全可靠又要盡可能降低成本。推壓機構(gòu)作為挖掘機的主要的工作部件，它的性能直接影響挖掘機的整體工作性能。本文通過對挖掘機的四種工況進行分析，確定推壓機構(gòu)的計算載荷，確定推壓機構(gòu)所需的功率，確定傳動方案，設計推壓機構(gòu)。</p><p>　　本文還介紹了挖掘機國內(nèi)外發(fā)展的現(xiàn)狀、挖掘機的結(jié)構(gòu)組成及工作過程，以及本論文需要應用的理論基礎和應用的工具，并使用AutoCAD

3、2004軟件繪制推壓機構(gòu)總裝及零部件的二維圖紙。</p><p>　　關(guān)鍵詞：礦用挖掘機 推壓機構(gòu) 二級減速器 有限單元法</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Excavator is necessary producing equipment for lots of strip mine, a

4、nd it is the most excavating equipment of engineering machine which is broadly used in metallurgy, energy sources, mine etc. Large mining excavator is the main equipment when exploiting strip mine. It can achieve complet

5、ely mechanization. It has the characteristic of high automatization, good property of environmental protection, the efficiency of excavation is high, and progress is rapid, quality is reliable,and maneuverability</p&g

6、t;<p>　　Due to work outside frequently, working environment is very bad. Which needs excavator not only has reasonable configuration, safe and reliable performance, but also has lower cost. pushing mechanism is e

7、xcavator’s leading working parts, whose performance can directly influence excavator’s working performance..Based on the four excavators working conditions,we analyse and determine assumed load ,pushing power and driving

8、 scheme of pushing mechanism, then design the pushing mechanism. </p><p>　　This paper describes the status of the development of domestic and foreign excavators, the structure and the work process of e

9、xcavators, the excavators’pushing mechanism theory and application tools are introduced in this paper, and mapping two-dimensional Drawings of assembly and parts of excavators’pushing mechanism by AutoCAD 2004 softwar

10、e. </p><p>　　Keywords: mining excavator pushing mechanism secondary reducing device FEA</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>

11、;　　AbstractII</p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　1.1機械式挖掘機概述1</p><p>　　1.2 國內(nèi)外機械式挖掘機發(fā)展2</p><p>　　1.2.1國內(nèi)機械式挖掘機發(fā)展概況2</p><p>　　1.2.2國外機械式挖掘機發(fā)

12、展概況3</p><p>　　1.3 本設計的研究內(nèi)容5</p><p>　　第二章 推壓機構(gòu)構(gòu)造與工作原理6</p><p>　　2.1 機械式挖掘機結(jié)構(gòu)6</p><p>　　2.2 機械式挖掘機工作原理6</p><p>　　2.3 動臂結(jié)構(gòu)原理介紹7</p><p>　　2

13、.3.1動臂整體概述7</p><p>　　2.3.2 動臂各部分功能概述7</p><p>　　2.4 推壓傳動機構(gòu)的構(gòu)造和特點10</p><p>　　2.3.1減速器的主要參數(shù)11</p><p>　　2.3.2減速器的推壓工作狀態(tài)13</p><p>　　第三章 工況分析及傳動方案的確定14&l

14、t;/p><p>　　3.1工況分析14</p><p>　　3.1.1推壓力計算16</p><p>　　3.1.2確定電機16</p><p>　　3.2 確定傳動方案和傳動比17</p><p>　　第四章 推壓機構(gòu)零件設計及校核20</p><p>　　4.1高速級齒輪設計及校核

15、20</p><p>　　4.2低速級齒輪設計及校核22</p><p>　　4.3中間軸的設計及校核25</p><p>　　4.4軸承的選擇及校核30</p><p>　　4.5鍵的設計及校核31</p><p><b>　　總 結(jié)33</b></p><p&g

16、t;<b>　　參考文獻34</b></p><p><b>　　致謝35</b></p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　1.1機械式挖掘機概述</p><p>　　機械式單斗挖掘機是一種重要的工程機械，它利用單個鏟斗挖掘和鏟裝土壤和石塊，

17、被廣泛地應用于土方施工中的挖土工作，礦山工程中的剝離表土工作，以及采掘礦石和裝載工作中。它對于減輕繁重的體力勞動、加快施工速度、提高勞動生產(chǎn)率能夠起到很大作用。[1] </p><p>　　礦用挖掘機是具有悠久歷史的采裝設備，其特點是斗容量大，作業(yè)效率非常高。自從1877年開始應用于露天采礦作業(yè)以來，經(jīng)過一百多年的研究改進，在動力源方式，各部分機械結(jié)構(gòu)以及控制操縱方面都有重大的改進。但是，就基本結(jié)構(gòu)與工作特性來看

18、，仍不失其原來的基本形態(tài)。由于礦用挖掘機具有較大的挖掘鏟裝能力以及作業(yè)上的穩(wěn)定性，可靠和顯著的生產(chǎn)效益，到目前為止仍然是露天采礦中最主要的挖掘裝載設備。 </p><p>　　露天采礦是當今世界上許多國家普遍采用的一種采礦方式，由于可以采用大型采礦設備,故產(chǎn)量很大,適應對礦物日益增長的需求量的要求;露天開采比井下開采效率高 5～10 倍,而成本僅相當于井下開采的 1/2～1/4;基本建設速度比井下開采快1倍,容易

19、實現(xiàn)自動化采礦,生產(chǎn)安全，回采率高，經(jīng)濟效果好。 </p><p>　　我國是一個礦產(chǎn)資源相當豐富的國家,而且我國的礦藏多適合于露天開采。僅以鐵礦藏這一項為例，就有 65﹪適用于露天礦開采。其余如煤礦，有色金屬礦藏等莫不如此。伴隨著幾十年國民經(jīng)濟的發(fā)展，我國原有的富礦資源越來越少，現(xiàn)在我國開發(fā)的重點正在轉(zhuǎn)向過去不重視的許多低品位尚未開發(fā)的礦藏上。這種開采自然條件適合采用用露天開采的方式,所以近些年來露天開

20、采發(fā)展非常迅速。目前，我國有色金屬礦石露天開采量和露天煤礦煤炭產(chǎn)量占全國總產(chǎn)量的比重相比較于發(fā)達國家都要低很多,所以我國在對有色金屬和煤炭資源進行露天開采方面的潛力非常大。 </p><p>　　我國目前露天礦開采規(guī)模不夠大,技術(shù)水平不夠高。這與我國飛速發(fā)展的國民經(jīng)濟的需要根本不相適應，我國的有色金屬及煤礦的產(chǎn)量必須提高，這就需要新建，擴建和改建許多大型的礦山，從而需要較多大斗容的挖掘機。但是,我國挖掘機生產(chǎn)能力

21、現(xiàn)在還不能夠滿足這個要求。我國挖掘機行業(yè)和工程技術(shù)人員,必須從產(chǎn)品質(zhì)量,技術(shù)水平和產(chǎn)量上提供更多合格的產(chǎn)品,這就需要我們做出很大的努力。</p><p>　　根據(jù)我國“七五”規(guī)劃，新建、擴建后露天開采的六大煤礦、四大煤礦和兩個同礦工需要機械式單斗挖掘機8~12立方米的41臺，16立方米的23臺，26立方米的26臺，14立方米正鏟液壓挖掘機12臺，其它配套有自卸汽車68~108t的141臺，154t自卸汽車251臺

22、。但是，當時我國挖掘機生產(chǎn)能力遠遠不能滿足這一要求。近幾十年我國過挖掘機行業(yè)和工程技術(shù)人員作出了巨大的努力，取得了很大的成就。露天煤礦開采配套設備中挖掘機是主要設備，在設備投資，經(jīng)濟效益上都起主導作用。</p><p>　　機械式單斗挖掘機是一種重要的工程機械，它利用單個鏟斗挖掘和鏟裝土壤和石塊，被廣泛地應用于土方施工中的挖土工作，礦山工程中的剝離表土工作，以及采掘礦石和裝載工作中。它對于減輕繁重的體力勞動、加快

23、施工速度、提高勞動生產(chǎn)率能夠起到很大作用。 礦用挖掘機是具有悠久歷史的采裝設備，其特點是斗容量大，作業(yè)效率非常高。</p><p>　　1.2 國內(nèi)外機械式挖掘機發(fā)展</p><p>　　1.2.1國內(nèi)機械式挖掘機發(fā)展概況</p><p>　　1954年我國試制成功第一臺斗容量為1m3的機械傳動式正鏟挖掘機，開始了我國挖掘機的生產(chǎn)。1977年研制出WK-10（斗容量

24、為8-12 m3），WD-2000（斗容量為10-15 m3），才使大型礦用挖掘機生產(chǎn)有了新的突破。WK-10機械式單斗挖掘機是太原重型機械廠生產(chǎn)的。斗容量為8 m3，10 m3和12 m3三種，它適應挖掘礦石、軟巖及煤炭。WD-2000是撫順挖掘機廠生產(chǎn)的機械式單斗挖掘機，主要部分與美國280-D相似。隨著采礦工業(yè)的發(fā)展，我國從美國P& H公司引進技術(shù)，生產(chǎn)了斗容量為16 m3和23 m3的P& H -2300XP和P

25、& H-2800XP兩種大型挖掘機，并投入礦山使用。這兩種挖掘機的試制成功，標志著我國的挖掘機制造技術(shù)又前進了一大步。目前我國有挖掘機制造廠20多家，生產(chǎn)有30多個品種的各類挖掘機。[2]</p><p>　　面對外資咄咄逼人的競爭態(tài)勢，徐挖努力加強與國內(nèi)同行彼此間的交流和合作，同時不斷從國外引進世界尖端研發(fā)技術(shù)和研發(fā)手段，并與著名大學不斷合作研發(fā)，在挖掘機技術(shù)發(fā)展上作出了不少成果。太重作為我國最早生產(chǎn)制

26、造大型礦用挖掘設備的企業(yè)，其大型挖掘機的研發(fā)經(jīng)歷了原始創(chuàng)新、合作制造和引進消化吸收再創(chuàng)新三個階段，發(fā)展步伐一直在國內(nèi)的前列。2006年以來太重成功的研制了具有完全知識產(chǎn)權(quán)的20m 、27m的挖掘機，并在神華準格爾能源有限公司投入使用，打破了國外公司在大型礦用機械的產(chǎn)品和技術(shù)壟斷，也使公司成為世界上少數(shù)幾個自主生產(chǎn)大型礦用機械的企業(yè)之一。</p><p>　　雖然我國的挖掘機制造業(yè)在不長的時間內(nèi)有了較快的發(fā)展，但仍

27、存在一些問題。如品種、規(guī)格、質(zhì)量上滿足不了國內(nèi)的市場需要。產(chǎn)品的技術(shù)水平，可靠性，制造質(zhì)量與國外挖掘機相比還有較大差距，對大中型挖掘機尚處在經(jīng)驗設計階段，滿足不了國民經(jīng)濟重點工程的需要。因此我國在未來20年里，我國采礦工藝仍將是礦山機械化主導作用，而輔以自動化?！?】</p><p>　　近一，二十年來，隨著液壓傳動技術(shù)在工程機械上的廣泛使用，液壓挖掘機有了迅速發(fā)展。CAD技術(shù)在國內(nèi)發(fā)展也有十幾年的歷史，如挖掘機

28、的仿真，挖掘圖譜的繪制，反鏟裝置的計算機輔助技術(shù)。而機械式挖掘機當前沿用的仍是50年代前蘇聯(lián)學者提出的挖掘機理論。</p><p>　　WK-10B礦用挖掘機</p><p><b>　　主要性能參數(shù)</b></p><p>　　標準斗容 12m3 主電機功率 750kW</p><p>　　提升速度 1

29、m/s 最大挖掘半徑 18.9m</p><p>　　推壓速度 0.65m/s 最大挖掘高度 13.63m</p><p>　　行走速度 0.69km/h 最大卸載半徑 16.35m</p><p>　　最大提升力 1029kN 最大卸載高度 8.45m</p><p>　　最大推壓力 617kN 挖

30、掘深度 3.4m</p><p>　　最大爬坡角度 13度 工作重量 459t</p><p>　　平均比壓 225kPa 理論生產(chǎn)率 1490m3</p><p>　　1.2.2國外機械式挖掘機發(fā)展概況</p><p>　　近年來，隨著高新技術(shù)不斷被應用到礦山裝備中，以及為適應日益增大的礦用汽車的鏟裝需要，挖掘機

31、正朝著大型化和智能化方向發(fā)展，由于挖掘機在露天采礦和土建工程中的廣泛應用，許多工業(yè)發(fā)達的國家都比較重視挖掘機生產(chǎn)，目前外國制造大型挖掘機的國家主要有美國、蘇聯(lián)、日本和西德、法國、英國、意大利、捷克、瑞典等國也有一定的生產(chǎn)規(guī)?！，F(xiàn)在將幾個主要發(fā)達國家的挖掘機生產(chǎn)概況分別闡述如下。</p><p><b>　　美國挖掘機生產(chǎn)概況</b></p><p>　　美國是單斗挖掘

32、機發(fā)展較早的國家。1833年美國機械工程師取得了單斗挖掘機的發(fā)明權(quán)，1836年制造出世界上第一臺機械傳動挖掘機，其挖掘機生產(chǎn)技術(shù)一直處于領先地位，尤其是大容量的礦用挖掘機幾乎壟斷了資本主義市場，并在機械性能、結(jié)構(gòu)、電器傳動技術(shù)和運行可靠性方面遙遙領先。美國是出口挖掘機主要國家，每年出口量一般占1/4以上。美國挖掘機關(guān)鍵零部件壽命較長并且設備較輕。</p><p>　　美國生產(chǎn)挖掘機的主要公司有Bucyrus&am

33、p;Eris公司（B&E公司），Harnischfigier公司（P&H公司），馬里恩公司等三十多家。其中B&E公司的主要產(chǎn)品有395—B、295—B、290—B等型；P&H公司的主要產(chǎn)品有P&H—2300、P&H—2800、P&H—2100BL等型；馬里恩公司的主要產(chǎn)品有204—M、201—M、191—M等型。挖掘機生產(chǎn)的專業(yè)化和充足的備件是美國挖掘機工業(yè)的特點，鏟斗、斗齒、履帶

34、板、離合器、制動器、司機室都有專業(yè)廠生產(chǎn)。[3]</p><p>　　俄羅斯挖掘機生產(chǎn)概況</p><p>　　俄國十月革命前的礦山技術(shù)水平很低，幾乎全是手工勞動。1931年開始建立挖掘機制造工業(yè)。二次世界大戰(zhàn)后，為適應鋼鐵工業(yè)發(fā)展，挖掘機制造業(yè)迅速擴大，其年產(chǎn)量已超過美國，局世界首位。前蘇聯(lián)中央下屬40個礦山機械制造廠，其中有8個比較大的專業(yè)華生產(chǎn)廠。生產(chǎn)挖掘機主要廠家有烏拉洱重型機械制

35、造廠，克拉馬托斯克重型機械廠，其主要產(chǎn)品有3kr-8,3kr-12.5,3kr-20等型號。早在70年代末，前蘇聯(lián)就已經(jīng)研究出挖掘力隨工作部件類型，土壤切片參數(shù)和土壤物理—機械性能的變化而變化的規(guī)律，并對性能試驗和生產(chǎn)實驗得到的信息進行統(tǒng)計分析，用計算機進行參數(shù)的最優(yōu)化處理。前蘇聯(lián)挖掘機生產(chǎn)的特點是數(shù)量發(fā)展快，技術(shù)發(fā)展慢。主要表現(xiàn)在舊型號多，新產(chǎn)品少，單位斗容量大，使用壽命短，大修期短，雖然制造量大，現(xiàn)場使用比較卻不高。近20年來靠引進

36、西方技術(shù)，礦山設備有了較大改進，也向大型化和高效率發(fā)展。</p><p><b>　　日本挖掘機生產(chǎn)概況</b></p><p>　　日本挖掘機生產(chǎn)發(fā)展較晚，1930年才制造第一臺挖掘機，戰(zhàn)后挖掘機生產(chǎn)隨著鋼鐵需求量的增加得到極為迅速的發(fā)展。日本有15個公司生產(chǎn)單斗挖掘機，其中生產(chǎn)機械傳動式挖掘機的公司有7家，斗容量從0.3 m3—11.5 m3，功率從44—574K

37、W。主要生產(chǎn)廠家有神戶鋼鐵公司，小松制作所，住友金屬工業(yè)公司等。</p><p>　　目前國外不同用途，不同規(guī)格的挖掘機品種在600種以上，小如斗容量僅為0.01 m3的建筑用微型反鏟單斗挖掘機，大如斗容量達168 m3的剝離用巨型拉鏟挖掘機。其中機械式挖掘機的規(guī)格品種近100余種，年產(chǎn)量超過2萬余臺。70年代以來，國外產(chǎn)品設計普遍采用了機，電，液一體化新技術(shù)，再加上CAD的應用使產(chǎn)品的研制和更新周期縮短到了一年

38、甚至幾個月。加拿大采礦專家E。Stanley認為：“礦山機械化方面已經(jīng)取得長足進步，今后，自動化和信息技術(shù)將繼續(xù)推動礦山設備和采礦方法的革新?！弊罱?，卡特比勒公司在設計914型緊湊式裝載機的司機工作室中采用了虛擬現(xiàn)實技術(shù)，該技術(shù)將司機坐席布置到可以在三個銀幕上投影各種模擬圖象的屋內(nèi)，司機可以體驗三唯立體場景，這樣不僅可以縮短裝載機的研制周期，而且還可擴大機械后方的視野?？梢妵庖呀?jīng)把許多尖端技術(shù)應用在機械設計和控制中。</p>

39、;<p>　　西方工業(yè)發(fā)達國家的挖掘機的主要發(fā)展方向是采用遙控及微機控制的自動化技術(shù)，整個機組具有以下的主要特點：功率增大，獨立作業(yè)性強，配件標準化，能降低噪聲和振動。[4]</p><p>　　1.3 本設計的研究內(nèi)容</p><p>　　推壓機構(gòu)作為挖掘機的主要的工作部件，它的性能直接影響挖掘機的工作性能，它的結(jié)構(gòu)的設計占有非常重要的地位，近年來，隨著電子計算機技術(shù)、有限

40、元及CAD技術(shù)的迅速發(fā)展，對推壓機構(gòu)的設計分析也取得了可喜的進展。</p><p>　　本論文是以某機械廠設計的10m3挖掘機的底架作為研究的對象，研究的主要內(nèi)容為：</p><p>　　1．通過對礦用機械式挖掘機四種工況的分析,選擇確定推壓機構(gòu)電動機型號,通過計算總傳動比,確定推壓機構(gòu)的傳動形式，分配傳動比。</p><p>　　2．設計計算推壓機構(gòu)的總裝配圖，及

41、其查閱相關(guān)手冊設計出推壓機構(gòu)的零部件。設計計算出齒輪，及軸等各零件參數(shù)。</p><p>　　3．校核各個零件是否適合挖掘機推壓機構(gòu)的公況要求，是否能夠達到挖掘機所需的要求。</p><p>　　4．運用2004CAD清華天河軟件，繪出推壓機構(gòu)總圖和零件草圖，對零件進行應力分析 ，檢驗設計是否符合要求。</p><p>　　第二章 推壓機構(gòu)構(gòu)造與工作原理</

42、p><p>　　2.1 機械式挖掘機結(jié)構(gòu)</p><p>　　2.2 機械式挖掘機工作原理</p><p>　　正鏟工作裝置主要由動臂、斗柄、鏟斗和推壓軸組成。</p><p>　　動臂下端鉸接于平臺上，上端通過滑輪用變幅鋼繩保持其固定位置，調(diào)節(jié)變幅鋼繩長短，可調(diào)整動臂的傾角。鏟斗提升鋼繩，下降則靠鏟斗自重。為保證挖掘，推壓軸能夠推出斗柄，斗柄也

43、可以繞推壓軸轉(zhuǎn)動。[5]</p><p>　　工作時，鋼繩提升鏟斗，同時推壓軸把斗柄推向工作面。鏟斗提升也推壓同時動作，在運動中使斗子裝滿鐵礦石，然后離開工作面，回轉(zhuǎn)到卸載處，卸載后再回到工作面開始下一次的挖掘工作。在工作中可以調(diào)節(jié)斗柄的伸縮量，以調(diào)整鏟斗位置，以便挖掘或卸載。卸載是打開斗底，鐵礦石靠自重卸出。</p><p>　　機械式挖掘機各部分的構(gòu)成</p><p

44、>　　工作裝置 包括挖掘土壤的鏟斗和支持鏟斗的構(gòu)件，后者是動臂以及把鏟斗和動臂連起來的構(gòu)件（斗柄、推壓機構(gòu)或鋼絲繩等）。</p><p>　　支撐行走裝置 支撐整個機體，保證機器的運行，在中小型單斗挖掘機中，用輪胎或雙履帶行走裝置，在大型單斗挖掘機中，用步行式行走裝置或四履帶、八履帶行走裝置。</p><p>　　動力裝置和傳動機構(gòu) （提升機構(gòu)、推壓機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、動臂起升機構(gòu)

45、、斗底開啟機構(gòu)）、操縱裝置、潤滑裝置、及其他附屬設備。</p><p>　　2.3 動臂結(jié)構(gòu)原理介紹</p><p>　　2.3.1動臂整體概述</p><p>　　動臂一般采用全焊接結(jié)構(gòu)，動臂在滿足其功能的前提下，要求其自身重量應足夠輕；當挖掘材質(zhì)堅硬的礦物時，動臂自身重量又應應足夠重。為了盡可能較好協(xié)調(diào)地滿足這兩方面的要求，現(xiàn)在人們通常采用經(jīng)過有效鍛造后再用回火

46、工藝處理過的高強度合金鋼制成合適的板材，經(jīng)過焊接制成動臂。目前國內(nèi)外的大型機械式挖掘機如P&H公司生產(chǎn)的2800XP、4100XP，太重生產(chǎn)的WK-27、WK-35大體都采用如圖所示的外形，從整體結(jié)構(gòu)來看，它具有對稱形式的結(jié)構(gòu)，在空間上關(guān)于XC-ZC平面對稱。從XC-ZC平面內(nèi)來看，動臂采用了中心線是直線（支撐踵鉸孔－推壓軸孔－天輪安裝鉸孔三者的連線），中部（推壓軸孔附近）加強，變斷面，下弦突出的魚腹式結(jié)構(gòu)，這種魚腹式結(jié)構(gòu)具有很

47、大強度和良好的扭轉(zhuǎn)剛度。從XC-YC平面內(nèi)來看，動臂是單梁箱形結(jié)構(gòu)，支撐踵的鉸軸孔（支撐踵兩個鉸孔）分開一段距離，以便幫助動臂承受機身回轉(zhuǎn)時所受的慣性力和斗桿作用在動臂上的扭轉(zhuǎn)作用力。</p><p>　　2.3.2 動臂各部分功能概述</p><p><b>　　動臂中部</b></p><p>　　動臂中部主要有推壓軸齒輪箱箱體的下箱體、

48、推壓軸支撐套，推壓軸孔支撐板等結(jié)構(gòu)。</p><p>　　推壓軸齒輪箱箱體的下箱體和推壓軸齒輪箱上箱體相連接配合組成整個推壓軸齒輪箱用以安裝容納推壓傳動部分的所有齒輪，為推壓傳動齒輪提供良好的工作環(huán)境。</p><p>　　推壓軸支撐套用于安裝推壓軸軸承和推壓軸等零部件，通過推壓軸齒輪箱內(nèi)的齒輪把動力傳遞給推壓軸，推壓軸帶動其上所安裝的推壓齒輪轉(zhuǎn)動，從而使裝有和推壓齒輪相配合齒條的斗桿產(chǎn)生

49、相應運動。</p><p><b>　　圖 3.2</b></p><p>　　推壓軸孔支撐板主要用于支撐推壓軸支撐套，承受由推壓齒輪傳給推壓軸再由推壓軸傳給推壓軸支撐套的力。</p><p><b>　　動臂頂端</b></p><p><b>　　圖 3.3</b><

50、;/p><p>　　動臂頂端有天輪支撐套、小側(cè)板以及繃繩連接孔等結(jié)構(gòu)。天輪支撐套用以安裝天輪，在兩個天輪支撐套內(nèi)裝上合適的錐形滾軸軸承，然后將天輪安裝在其支撐軸上，支撐軸再通過錐形滾軸軸承裝到動臂上。小側(cè)板用于增加動臂頂端的強度和剛度，同時也起著將動臂頂端封住，使動臂成為一個完整箱體的作用。小側(cè)板和動臂側(cè)板末端外伸，在小側(cè)板和側(cè)板末端外伸部分的合適位置開出四個繃繩連接孔，用于安裝把動臂和A形架相連接的繃繩?！?】&l

51、t;/p><p><b>　　動臂根部</b></p><p>　　動臂根部是動臂和挖掘機機身相連接的部分，這部分主要有兩個分開一定距離的支撐踵（參見圖3.4），支撐踵分開一定的距離有利于增加機身回轉(zhuǎn)時動臂對慣性力的克服，使動臂和機身的連接更加牢固、安全、可靠。</p><p><b>　　圖 3.4</b></p&g

52、t;<p><b>　　動臂的其他部分</b></p><p><b>　　圖 3.5</b></p><p>　　如圖3.5，在動臂的內(nèi)部，沿著動臂的長度方向有一系列有一定間距的橫隔板，這些隔板和動臂的上板、下板以及兩塊側(cè)板焊接在一起。采用這種結(jié)構(gòu)的動臂具有足夠的抵抗軸向撓曲和沿軸線垂直方向扭轉(zhuǎn)的能力，并具有很高的強度。為了減輕

53、橫隔板的重量從而減輕大臂的重量，將隔板受力極小甚至不受力的中間部分挖空，以達到目的。</p><p>　　在動臂的兩側(cè)面下部還有一個小箱體，該小箱體是由高強度和耐磨的合金鋼焊接制成，內(nèi)部也具有相應的小橫隔板（如圖3.6所示），它的主要作用是動臂在中心軸垂直方向的最遠處保持很大的強度和剛度，這樣使在動臂整體上得到了剛度大強度好重量也比較輕的效果。同時，耐磨的小箱體能對側(cè)面的斗桿起支撐作用，它擁有的可替換的耐磨側(cè)板可

54、以減少因斗桿的摩擦使動臂產(chǎn)生的摩擦損壞。</p><p>　　圖 3.6 小箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)</p><p>　　2.4 推壓傳動機構(gòu)的構(gòu)造和特點</p><p>　　機械式減速器是最常見的一種傳動裝置，其公用是將電動機輸出的轉(zhuǎn)速降至工作機械所需要的轉(zhuǎn)速，同時將電動機的功率傳遞給工作機械。機械式挖掘機推壓傳動機構(gòu)由許多的零件組成，通常的減速器設計是根據(jù)減速器的

55、主參數(shù)（如輸入功率與轉(zhuǎn)速，輸出功率與轉(zhuǎn)速等）對每個零件進行設計或者選用。這種設計方法的缺點是設計和制造的工作量大，重復勞動，生產(chǎn)率低和生產(chǎn)周期長，且零件的加工質(zhì)量難以一致，因此減速器的性能差距很大，減速器工作裝置就是減速齒輪組，在礦用挖掘機進行挖掘過程中，即挖掘機斗桿與水平面平行（假設挖掘機在水平面上進行作業(yè)），進行推壓以滿足整個機體的力學平衡，此時的工作狀況如圖1所示。圖中各力分別為顫抖所受之力有礦巖對斗齒的反作用力和,挖掘時遇到了障

56、礙物產(chǎn)生的橫向力，鏟斗自重，斗柄自重，以及自重造成的壓軸處支反力，，Q力按計算動臂時的方法計算，力是礦石對斗子的反作用力，可根據(jù)對推壓軸處取距，解平衡方程求出，力可由回轉(zhuǎn)進程中進行制動求出， 可由對斗齒尖取例句平衡方程解得。[6]</p><p>　　圖1 挖掘機推壓機構(gòu)進行最大推壓狀態(tài)</p><p>　　圖中各力分別為顫抖所受之力有礦巖對斗齒的反作用力和,挖掘時遇到了障礙物產(chǎn)生的橫向力

57、，鏟斗自重，斗柄自重，以及自重造成的壓軸處支反力，，Q力按計算動臂時的方法計算，力是礦石對斗子的反作用力，可根據(jù)對推壓軸處取距，解平衡方程求出，力可由回轉(zhuǎn)進程中進行制動求出， 可由對斗齒尖取例句平衡方程解得。[7][8]</p><p>　　目前國內(nèi)外采取的減速器結(jié)構(gòu)比較多，比較常見的有直齒外嚙合減速，行星輪減速等，又由于漸開線齒輪具有傳動比穩(wěn)定，中心距可分性，易于加工等特點，在各類機械中應用廣泛，因此減速器中又

58、以直齒減速最為常見，目前國內(nèi)外的大型機械式挖掘機如P&H公司生產(chǎn)的2800XP、4100XP，太重生產(chǎn)的WK-27、WK-35、wk-55大體都采用這種形式，齒輪一般采用42CrMo采用在國內(nèi)，而箱體則采用QT500,同時直齒分級減速的理論相對成熟生產(chǎn)廠家比較多，在實際生產(chǎn)中具有便利的生產(chǎn)條件與較低售后維修成本，目前的減速器主要包含有箱體，齒輪組等，通過主動輪輸入一定功率與轉(zhuǎn)速后，通過齒輪的傳動比，使得原始轉(zhuǎn)速下降，從而達到預定

59、的轉(zhuǎn)數(shù)進而滿足力學要求，能夠?qū)ΡＷC挖掘機的正常工作，從而使得挖掘機能夠進行完整的挖掘動作。機械式單斗挖掘機，用一個鏟斗按間歇重復循環(huán)方式進行工作，由挖掘、滿斗回輸、卸載、空斗回輸四個工序構(gòu)成一個工作循環(huán)。挖掘機包括工作裝置、提升機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、推壓傳動機構(gòu)，支承行走裝置、動力裝置、適當?shù)呐渲亍櫥?、氣動裝置及其它附屬設備。工作時，鋼繩提升鏟斗，同時推壓軸把斗桿推向工作面，在運動中使鏟斗裝滿物</p><p>　　

60、2.3.1減速器的主要參數(shù)</p><p>　　減速器的主要減速部件為齒輪組，因此齒輪方面的參數(shù)相對來說對于減速器來說就可以作為其主要參數(shù)，同時由于減速器分為不同類型的減速齒輪級，如外嚙合2級，3級減速等。針對其不同的構(gòu)造，取得其共有主要參數(shù)：</p><p>　　主動輪轉(zhuǎn)矩T：T=9.55/n</p><p>　　p為主動輪的輸入功率kw</p>&

61、lt;p>　　n為主動輪轉(zhuǎn)數(shù)round/min</p><p>　　傳動比 u==/ (2-1)</p><p><b>　　為主動輪的齒數(shù)</b></p><p>　　為最終輸出從動輪的齒數(shù)</p><p>　　d=m（……）

62、 (2-2)</p><p>　　d為主動輪與最終輸出從動輪的中心距</p><p><b>　　m為齒輪嚙合模數(shù)</b></p><p>　　輪齒切向應力 =T/r (2-3)</p><p>　　=189.8(按

63、照鍛鋼齒輪嚙合標準取值)</p><p>　　h=(2+)m=2.25m mm(國家標準規(guī)定 =1，=0.25)輪齒高</p><p>　　齒寬系數(shù) =b/h (2-4)</p><p><b>　　b是輪齒寬</b></p><

64、;p>　　齒根彎曲強度校核公式 / (2-5)</p><p>　　齒面接觸強度校核公式 =2.5* (2-6)</p><p>　　針對齒輪設計來說，其重要的檢驗標準就是齒根彎曲應力，設計的結(jié)果需要帶入正確的數(shù)值，利用齒根彎曲強度結(jié)果校對實際采取的材料進行對比，發(fā)現(xiàn)其設計的數(shù)值是否可以在實際中應用。由于

65、齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的 承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。因此，按齒根彎曲強度計算所得到的模數(shù)，圓整成標準值后，即為齒輪模數(shù)，按齒面接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑，即為小齒輪的分度圓的直徑，進而可設計出小，大齒輪的幾何參數(shù)（齒數(shù)，齒寬，中心距等）。這樣設計出的齒輪傳動，經(jīng)過校核既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并能做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。[12]</p>&l

66、t;p>　　由以上的計算我們發(fā)現(xiàn)，在保證中心距最小的情況下（也就是使得整體重量最輕），需要保證齒根彎曲強度滿足實際要求。</p><p>　　2.3.2減速器的推壓工作狀態(tài)</p><p>　　減速器設計以其最大推壓力為設計標準，在滿足強度要求下，最大推壓力不能超過推壓齒輪減速器中輪齒的齒根許用應力，考慮斗柄在挖掘和重斗回轉(zhuǎn)的時候受力嚴重，其工況定為：動臂處于理論水平未知，斗柄伸出到

67、正常工作幅度，哇據(jù)處于推壓軸高度的礦巖，空斗遇到了障礙物（堅硬的礦巖），提升滑輪組作用力Q達到了最大值，方向是垂直的，此時斗柄所受彎矩接近最大值。此種工況的狀態(tài)是發(fā)動機功率65%用于提升，35%用于推壓，推壓方向朝向機體。機型為多發(fā)或者單發(fā)發(fā)動機單獨驅(qū)動，則推壓力也按最大值計算，方向朝向機體，此時的最大推壓壓狀態(tài)如圖2：</p><p><b>　　圖2 最大推壓狀態(tài)</b></p&g

68、t;<p>　　其中 =[Q-(f+)-(-/2)]/ (2-7)</p><p>　　=[Q(-)+-(-+/2)- (--f)]/ (2-8)</p><p>　　利用所使得的推壓力計算出反作用力，，這樣使得整體滿足于力學平衡，由于推壓力的計算可以使得機器本身能夠增加對巖石的作用力，產(chǎn)生更高的挖掘力，但是也同

69、時會帶來減速器整體龐大，重量過高，成本增加，不方便裝配等一些列的問題。因此需要在了解整體的性能要求情況下合理的設計減速器結(jié)構(gòu)。[13]</p><p>　　第三章 工況分析及傳動方案的確定</p><p><b>　　3.1工況分析</b></p><p><b>　　挖掘阻力的計算</b></p><

70、p><b>　　有關(guān)參數(shù)：</b></p><p>　　鏟斗容量： q=10m3</p><p>　　重度： v=2.25KN/ m3 （鐵礦石）</p><p>　　松散系數(shù)： Ks=1.3</p><p>　　裝滿系數(shù)： Km=1</p><p>　　鏟斗重： Gd

71、=163KN</p><p>　　土重： Gtu=180KN</p><p>　　斗柄重： Gb=134.2KN</p><p>　　最大提升力：Qmax=1029KN</p><p>　　由于挖掘阻力與挖掘位置有關(guān)，現(xiàn)選取幾個位置進行計算。</p><p>　　最大提升力Qmax=1029KN，鏟斗挖

72、掘機鐵礦石挖掘阻力的計算公式如下：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中ro、rb、rd、ri為各力的力臂。</p><p>　　挖掘機在挖掘過程中，鏟斗在其挖掘軌跡上的法向阻力為：</p><p>　　(ψ值根據(jù)鏟斗所在的位置而定) （3-2）</p>

73、<p>　　(1)鏟斗處于開始挖掘位置時的挖掘阻力(圖1)。此時，鏟斗是空斗，Gtu =0，在裝配圖中量得：ro=4.22米，rd =0.44米，rb =0.63米，ri=8.01米。</p><p>　　W11= =481KN</p><p>　　(2)鏟斗處于動臂中心線與斗柄中心垂直位置時的挖掘阻力(圖2)。此時，認為鏟斗裝入的鐵礦石是滿斗的一半，即Gtu =90KN。在

74、裝配圖中量得：ro=7.18米，rd =6.55米，rb =2.84米，ri =10.77米。</p><p>　　W12= =444KN</p><p>　　(3)鏟斗處于推壓軸高度時的挖掘阻力(圖3)。此時，鏟斗裝滿鐵礦石，Gtu =180KN，在裝配圖中量得：Ro=8.57米，rd =9.93米，rb =5.17米，ri=12.04米。</p><p>　　W

75、13= =335.7KN</p><p>　　(4)鏟斗處于最大挖掘高度時的挖掘阻力(圖4)。此時是進行空斗挖掘，在裝配圖中量得：ro=7.56米，rd =9.45米，rb =4.73米，ri=12.22米。</p><p>　　W14= =409KN</p><p><b>　　圖1</b></p><p><b

76、>　　圖2</b></p><p><b>　　圖3</b></p><p><b>　　圖4</b></p><p>　　3.1.1推壓力計算</p><p>　　對斗柄受力分析，得到斗柄的力多邊形，由力多邊形，可求出最大推壓力。當Qmax =1029KN時，推壓力：</p

77、><p><b>　　T1=410KN</b></p><p><b>　　T2=436KN</b></p><p><b>　　T3=560KN</b></p><p><b>　　T4=868KN</b></p><p><b

78、>　　3.1.2確定電機</b></p><p>　　初選選Z4-315推壓電機</p><p>　　Z4-315電機性能參數(shù)：</p><p>　　額定功率：160KW</p><p>　　額定轉(zhuǎn)速：800r/min</p><p><b>　　額定電壓：440V</b><

79、;/p><p>　　額定力矩：Me=9.55*106=1910.8N*m</p><p>　　最大力矩：Mmax=Kg*Me=3*1910.8=5732.4N*m</p><p>　　推壓機構(gòu)總傳動比：it=35.62</p><p>　　推壓機構(gòu)傳動效率：η=0.85</p><p>　　推壓齒輪分度圓直徑：Df=468

80、mm</p><p>　　由公式 （3-3）</p><p>　　得到Tmax=1030KN.</p><p>　　最大的推壓力T1,T2,T3,T4都小于機構(gòu)能夠發(fā)出的主動推壓力,能夠達到挖掘過程中對推壓力的要求.所選用的電機合適.[14]</p><p>　　3.2 確

81、定傳動方案和傳動比</p><p><b>　　推壓機構(gòu)傳動系統(tǒng)圖</b></p><p>　　WK-10機械式挖掘機的推壓機構(gòu)的傳動形式就依據(jù)太重集團已經(jīng)生產(chǎn)的WK-4，WK-10推壓機構(gòu)傳動方案，結(jié)合WK-10本身的參數(shù)設計出來的，此傳動方案滿足WK-10的總體性能要求，機構(gòu)緊湊，傳動效率高，易于生產(chǎn)制造等特點。采用獨立式推壓機構(gòu)，能夠保證鏟斗在任何位置時，準確的

82、操作斗柄的運動及調(diào)節(jié)屑片厚度。發(fā)動機不容易因切屑厚度太大而過載，即使發(fā)動機過載，要斗柄退回也沒有什么困難，因為只要把推壓機構(gòu)的制動器松閘，提升繩在斗柄方向的分力就能使斗柄退回。本方案采用二級減速器減速，齒輪-齒條推壓機構(gòu)產(chǎn)生推壓力推動斗柄。它的特點是推壓軸是由動臂上的推壓電機通過減速器帶動回轉(zhuǎn)的。二級減速器就可以發(fā)出足夠的推壓力，鏟斗工作平穩(wěn)，清根性好，選擇好的材料和熱處理工藝，齒輪齒條的壽命比較高。[15]</p>&l

83、t;p>　　美國哈尼施費格公司在P&H-2100BL和P&H-2300型挖掘機上采用了電動機和具有整體背部的多V帶傳動裝置，傳動皮帶全部封閉，并強制空氣冷卻，這種結(jié)構(gòu)延長了電機和減速器的距離，緩解了動臂的負擔，使動臂的性能得到提高，通常在特大型挖掘機中使用。在4-20m3的挖掘機中，使用極限力矩器，能夠限制挖掘機過載，而且可以對外載荷起到緩沖作用。[16]</p><p>　　計算推壓機構(gòu)的

84、工作效率</p><p>　　η1－每對軸承傳動效率：0.99</p><p>　　η2－圓柱齒輪的傳動效率：0.96</p><p>　　η3－齒輪齒條的傳動效率：0.95</p><p>　　η－電機至鏟斗之間的傳動裝置的總效率：</p><p>　　η=η13η22η3=0.85</p><p

85、>　　傳動裝置的總傳動比和傳動比分配</p><p><b>　?。?）總傳動比</b></p><p>　　推壓齒輪分度圓直徑：Df=468mm</p><p>　　電機額定轉(zhuǎn)速ne=800r/min</p><p>　　推壓齒輪轉(zhuǎn)速=22.46</p><p>　　總傳動比i=ne/n=

86、35.9</p><p>　?。?）傳動裝置傳動比分配</p><p>　　傳動機構(gòu)為二級減速,</p><p>　　i=i1*i2,i1≈1.2i2</p><p>　　所以選i1=6.5,i2=5.5</p><p>　　傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算</p><p><b>　?。?/p>

87、1）　各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　n1＝800r/min</p><p>　　n2＝n1/i ＝800/6.5＝123r/min</p><p>　　n3＝n1/ （i×i）＝800/35.8=22.4r/min</p><p>　?。?）　各軸輸入功率</p><p>　　P1

88、0; = 160×0.99=158.4KW </p><p>　　P2 =158.4×0.99×0.96=150.5KW</p><p&

89、gt;　　P3=150.5×0.99×0.96=143.1KW</p><p>　　（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)距</p><p>　　運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下表</p><p>　　第四章 推壓機構(gòu)零件設計及校核</p><p>　　4.1高速級齒輪設計及校核</p><p>　?。?）選擇齒輪材料

90、和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù)</p><p>　　考慮到傳遞功率較大，并且礦山設備，要求結(jié)構(gòu)牢固，使用壽命長，由表6-2，選大小齒輪材料為40MnB，表面淬火，齒面硬度48-55HRC。[17]</p><p>　　礦山機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為8級精度。</p><p>　　選小齒輪齒數(shù)Z1=21，Z2=iZ1=136.5，</p>

91、<p>　　取Z2=136，傳動比i=Z2/Z1=6.48</p><p>　?。?）按齒跟彎曲疲勞強度設計</p><p>　　閉式硬齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于彎曲強度，故先按彎曲強度設計，驗算接觸強度。由式有</p><p><b>　　(4-1)</b></p><p><b>　　確定

92、式中各項數(shù)值：</b></p><p>　　因載荷有嚴重沖擊，由表10-3查得KA=1.6，故初選載荷系數(shù)Kt=2.6</p><p>　　T1=9.55*106=1.89*106N*mm</p><p>　　由式， (4-2)</p><p>　　計算端面重合度εa

93、=1.70</p><p><b>　　由式，=0.69</b></p><p>　　由圖10-4，選取ψd=0.7</p><p>　　查取齒形系數(shù)，由表10-5查得</p><p>　　Yfa1=2.78，Ysa1=1.56</p><p>　　Yfa2=2.18，Ysa2=1.86</

94、p><p>　　由式N1=60n1jLh=60*123*1*（2*8*300*15）=5.3*108</p><p>　　N2=N1/i=8.02*107</p><p>　　由圖10-20查得YN1=0.9 YN2=0.95</p><p>　　取Sfmin=1.25</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度均值

95、51HRC，在ML線上查得</p><p><b>　　取，設計齒輪模數(shù)：</b></p><p>　　將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得：</p><p><b>　　=12.3</b></p><p><b>　　修正mt：</b></p><p>

96、;　　由圖10-8查得Kv=1.18</p><p>　　由圖10-9得Kβ=1.04</p><p>　　由表10-7得Kα=1.2</p><p>　　則K=KAKVKβKα=2.6*1.18*1.04*1.2=3.8</p><p>　　由表6-1，選取第二系列標準模數(shù)m=14mm，</p><p><b&

97、gt;　　齒輪主要尺寸：</b></p><p>　　=205.8mm,取B2=210mm，B1=220mm</p><p>　　（3）校核齒面接觸疲勞強度</p><p><b>　　由表10-6查得</b></p><p>　　由圖10-16查得ZH=2.5</p><p>　　由

98、圖10-15查得Zε=0.88</p><p>　　由圖10-17，按不允許出現(xiàn)點蝕，查得ZN1=0.88，ZN2=0.91</p><p>　　由圖10-18e均值51HRC，在MQ和ML線中間查出</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　則</b></p>

99、<p>　　將確定出的各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得</p><p><b>　　接觸強度滿足要求。</b></p><p>　　4.2低速級齒輪設計及校核</p><p>　　（1）選擇齒輪材料和熱處理、精度等級、齒輪齒數(shù)</p><p>　　考慮到傳遞功率較大，并且礦山設備，要求結(jié)構(gòu)牢固，使用壽命長，

100、由表6-2，低速級小齒輪材料為38GrSiMnMo，表面淬火，大齒輪材料為ZG35GrMo，齒面硬度50-55HRC。[17]</p><p>　　礦山機械齒輪傳動，對齒輪精度無特別要求，選齒輪為8級精度。</p><p>　　選小齒輪齒數(shù)Z1=18，Z2=iZ1=99，</p><p>　　取Z2=99，傳動比i=Z2/Z1=5.5</p><

101、p>　?。?）按齒跟彎曲疲勞強度設計</p><p>　　閉式硬齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于彎曲強度，故先按彎曲強度設計，驗算接觸強度。由式有</p><p><b>　　(4-3)</b></p><p><b>　　確定式中各項數(shù)值：</b></p><p>　　因載荷有嚴重沖擊，由表

102、10-3，故初選載荷系數(shù)Kt=2.6</p><p>　　T2=9.55*106=1.17*107N*mm</p><p>　　由式， (4-4)</p><p>　　計算端面重合度εa=1.70</p><p><b>　　由式，=0.69</b></p>

103、<p>　　由圖10-7，選取ψd=0.7</p><p>　　查取齒形系數(shù)，由表10-5查得</p><p>　　Yfa1=2.73，Ysa1=1.52</p><p>　　Yfa2=2.15，Ysa2=1.80</p><p>　　由式N3=60n2jLh=60*123*1*（2*8*300*15）=5.3*108</p

104、><p>　　N2=N1/i=8.02*107</p><p>　　由圖10-20查得YN1=0.88 YN2=0.94</p><p>　　取Sfmin=1.25</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度均值51HRC，在ML線上查得</p><p><b>　　取，設計齒輪模數(shù)：</b>&

105、lt;/p><p>　　將確定后的各項數(shù)值代入設計公式，求得：</p><p><b>　　=15.8</b></p><p><b>　　修正mt：</b></p><p>　　由圖10-8查得Kv=1.15</p><p>　　由圖10-9查得Kβ=1</p>

106、<p>　　由表10-7查得Kα=1.2</p><p>　　則K=KAKVKβKα=2.4*1.15*1*1.2=3.3</p><p>　　由表6-1，選取第一系列標準模數(shù)m=18mm，</p><p><b>　　齒輪主要尺寸：</b></p><p>　　=188mm,取B2=190mm，B1=200m

107、m</p><p>　?。?）校核齒面接觸疲勞強度</p><p><b>　　(4-5)</b></p><p><b>　　由表10-6查得</b></p><p>　　由圖10-15查得ZH=2.5</p><p>　　由圖10-10查得Zε=0.88</p>

108、;<p>　　由圖10-16，按不允許出現(xiàn)點蝕，查得ZN1=0.88，ZN2=0.91</p><p>　　由圖10-17e，按齒面硬度均值51HRC，在MQ和ML線中間查出</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　則</b></p><p>　　將確定出的

109、各項數(shù)值代入接觸強度校核公式，得</p><p><b>　　接觸強度滿足要求。</b></p><p>　　4.3中間軸的設計及校核</p><p><b>　　（1）中間軸布局</b></p><p>　　根據(jù)機械傳動方案的整體布局中間軸上的零件的裝配方案如中間軸裝配圖。[19]</p&g

110、t;<p><b>　?。?）選擇軸的材料</b></p><p>　　軸的材料選35Gr2MnMo，調(diào)質(zhì)處理。其力學性能由表15-1查得：，</p><p><b>　　，，</b></p><p>　?。?）初步估算軸的最小直徑為</p><p><b>　　(4-6)&

111、lt;/b></p><p><b>　　根據(jù)表8-3，取</b></p><p><b>　?。?）軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　　參考太重集團機械制造廠的WK-10及機械設計手冊，軸的機構(gòu)及尺寸如圖（中間軸零件圖）。[17]</p><p>　?。?）按彎扭合成強度校核軸<

112、/p><p>　　畫出軸的計算簡圖（圖a）</p><p><b>　　計算軸上外力</b></p><p><b>　　齒輪的圓周力</b></p><p><b>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　求支反力</b>

113、;</p><p><b>　　水平面的支反力</b></p><p><b>　　(4-7)</b></p><p><b>　　垂直面內(nèi)支反力</b></p><p><b>　　(4-8)</b></p><p>　　計算軸的

114、彎矩，并畫彎矩圖</p><p><b>　　水平面彎矩 </b></p><p><b>　　垂直面彎矩 </b></p><p>　　水平面和垂直面彎矩圖如圖c、圖e所示</p><p><b>　　合成彎矩（如圖f）</b></p><p><

115、;b>　　畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖g）</b></p><p><b>　　計算并畫當量彎矩圖</b></p><p>　　轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化計算，取得：</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩及扭矩的截面（及危險截面B）的強度。</p><p><b>　　由式（8-4）得<

116、/b></p><p><b>　　所以軸的強度足夠。</b></p><p>　　4.4按疲勞強度的安全系數(shù)校核計算</p><p><b>　?。?）判斷危險截面</b></p><p>　　危險截面的位置應位于彎矩和轉(zhuǎn)矩較大，及截面面積小且應力集中較嚴重處。由圖截面B上彎矩最大，且齒輪配

117、合和花鍵槽引起的應力集中。[17]</p><p>　?。?）B截面處疲勞強度安全系數(shù)校核</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　合成彎矩 </b></p>&l

118、t;p>　　轉(zhuǎn)矩 </p><p>　　彎曲應力幅（按對稱循環(huán)變應力計算）</p><p><b>　　彎曲平均應力 </b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應力幅（按脈動循環(huán)變應力計算）</p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)平均切應力</b></p><p>