毕业论文_凿岩机行走机构总体方案和零部件参数设计(编辑修改稿)

毕业论文_凿岩机行走机构总体方案和零部件参数设计(编辑修改稿)内容摘要：

查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE MPa  ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE MPa  ； 2) 由图取弯曲疲劳寿命系数 1  ， 2  ； 3) 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=， 由式   limNK s  得：   111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P a M P as      222 0 . 9 1 3 8 0 2471 . 4F N F EF K M P a M P as    4) 计算载荷系数 K。 1 1 . 0 5 1 . 3 1 . 3 1 . 9 2A v F FK K K K K      5) 查取齿形系数。 由表查得 1  ； 2 。 6) 查取应力校正系数。 由表查的 1  ； 2  ； 7) 计算大、小齿轮的  FaSaYY并加以比较。  111 2 .6 5 1 .5 8 0 .0 1 3 3 23 1 4 .2 9F a S aYY   222 2 . 1 8 4 1 . 7 8 8 0 . 0 1 5 8 1247F a S aYY  大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算  41 33 22212 2 1 .3 4 4 8 .9 6 1 0 0 .0 1 5 8 1 2 .1 11 2 0F a S a FEdYYKTm m mz          对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大 小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m=， 按接触强度算得 的分度圆直径 d1=， 算出小齿轮齿数 ： 11 6 3 .0 4 4 262 .5dz m   大齿轮齿数 ： 2 26   ，取 z2=128。 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算 (1) 计 算分度圆直径 11 26 2. 5 65d z m m m m m    22 128 320d z m m m m m    (2) 计算中心距 12 6 5 3 2 0 19522dda m m    (3) 计算齿轮宽度 1 1 65 65db d m m m m    轴的设计 （ 1） 输入转矩： 1 92% 92% P K W K W     661111 . 3 89 . 5 4 9 1 0 9 . 5 4 9 1 0 8 4 1 1 0 . 6 81 5 6 . 6 7PT N m mn      圆周力 112 12 2 8 4 1 1 0 . 6 8 2 5 8 8 . 0 265tt TF F Nd     径向力 12 t a n 25 88 .0 2 t a n 20 94 1. 96rtF F N      （ 2） 确定轴各段的直径 1) 初步估算 13min2PdCn 轴的材料选 45 号钢， 取 C=106， 轴转速 ： 1212261 5 6 . 6 7 3 1 . 8 2 / m i n128zn n rz     1 33m i n21 . 3 81 0 6 3 7 . 2 43 1 . 8 2Pd C m mn     考虑到轴上有键槽 看，轴颈应增大 4%5%，取 d=，取 min 40d mm （标准尺寸）此段安装 联轴器。 2）取其他各段轴的直径 根据估算轴颈取直径为 50mm，安装齿轮 55mm。 强度校核： 求水平弯矩 支点反力： 21 2 5 8 8 . 0 2 1 2 9 4 . 0 222H A H C tF F F N    水平弯矩： 41 2 9 4 . 0 1 5 3 . 2 6 . 8 8 1 0H B H A A BM F l N m m      求垂直弯矩 支点反力： 21 9 4 1 . 9 6 4 7 0 . 9 822V A V C rF F F N    垂直弯矩： 44 7 0 . 9 8 5 3 . 2 2 . 5 1 1 0V B V A A BM F l N m m       求合成弯矩    222 2 444 7 . 3 2 1 06 . 8 8 1 0 2 . 5 1 1 0B H B V BM M M N m m       求转矩 522 1 11128 8 4 1 1 0 . 6 8 4 . 1 2 1 1 026zT u T T N m mz       转矩按脉动性质考虑，取折合系数 α=，有 ： 50 . 6 4 . 1 2 1 1 0 2 . 4 7 3T N m m      求当量弯矩      22225 45 2 . 5 8 1 07 . 3 2 1 0 2 . 4 7 3 1 0e B BM M N m mT       校核强度 危险截面 B，由于轴截面有单键则 ： 5 5 (1 5 % ) 5 3 .3 5d m m    5 2 8 10 16 .99 / 53 .35eBeB M N M P ad    由表可查出，当 600b MPa  （ 45 钢正火时）时，  1 55MPa  ，所以  1eB b  ，可知轴强度足够。 轴轴承代号 ： 60210。 轴环： 0 .1 0 .1 5 5 5 .5a d m m   ； 轴宽： 1 .4 1 .4 5 5 7 .7d a m m   。 V 带的设计 电动机额定功率 P=，转速 1 940 / minnr ，传动比 i=6，每天工作 16 小时。 1．确定计算功率 caP ，由表查得工作情况系数  ，故 ： 1. 2 1. 5 1. 8c a AP K KW KW    2． 选择 V 带的带型 根据 caP 和 n1， 由图选用 A 型。 3. 确定带轮的基准直径 d ， 并验算带速 v。 1）初选小带轮的基准直径 1d。 由表可得，取小带轮的基准直径 1 100dd mm。 2） 验算带速 v。 按公式验算带的速度 ： 1 0 0 9 4 0 5 .0 /6 0 1 0 0 0v m s  因为 5 / 30 /m s v m s ，故此带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。 根据公式，计算大带轮的基准直径 2d ： 21 ( 1 ) 6 10 0 ( 1 0. 02 ) 58 8ddd id m m m m       圆整为 2 500dd mm。 4. 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld 1） 根据公式    1 2 1 20 .7 2d d d dd d a d d    初定中心距 0 600a mm。 2）由 公式计算所需的基准长度     2210 0 1 2022 246 0 0 1 0 0 2 2 4 6 . 1 72 6 0 0 ( 1 0 0 5 0 0 )2 4 6 0 0ddd d dddL a d damm          由表选带的基准长度 L=2300mm。 3）按式计算实际中心距 a 00 2 3 0 0 2 2 4 6 .1 7 6276002 2ddLLa a m m m m     5. 验算小带轮上的包角    1 2 1 5 7 . 3 5 7 . 31 8 0 1 8 0 1 3 4 9 06 0 0 1 0 0 627dddd a            1）计算单根 V 带的额定功率 rP 由 1 100dd mm 和 1 940 / minnr ， 查表得 0 KW。 根据 1 940 / minnr ， i=6，和 A 型带， 查表可得 0。