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中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設計 第83頁
1 緒論
1.1引言
煤炭是當前我國能源的主要組成部分之一，是國民經(jīng)濟保持高速增長的重要物質(zhì)基礎。但是目前我國的煤炭工業(yè)的發(fā)展遠不能滿足整個國民經(jīng)濟的發(fā)展需要。因此必須以更快的速度發(fā)展煤炭工業(yè)。然而，高速發(fā)展煤炭工業(yè)的出路在于煤炭工業(yè)的機械化。
煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運搬、提升的機械化。其中運搬包括運搬和輔助運搬。絞車就是輔助運搬的其中一種。我國絞車的發(fā)展大致分為三個階段。20世紀50年代主要是仿制設計階段;60年代，自行設計階段；70年代以后，我國進入標準化、系列化設計階段。
科技與裝備是煤礦安全生產(chǎn)的有力保障。我們的總體目標是，省屬煤礦瞄準世界先進水平，加快礦井機械化、自動化和信息化建設，力爭到2008年，采掘機械化程度達到95%以上；市縣屬以下煤礦加快采掘機械化和支護鋼鐵化進程。
一是加快提升礦井裝備水平。制定了全省煤礦技術改造規(guī)劃，分類提出了技術改造的重點內(nèi)容和重點項目。大中型煤礦以發(fā)展綜合機械化為重點，加大采掘、機電、運輸?shù)戎饕O備的技術升級和更新改造，提高裝備現(xiàn)代化水平。目前，省屬煤炭企業(yè)綜采裝備達到133套，綜掘裝備208套，采掘機械化程度分別達到93.7%和94.8%。新礦集團三年來投入6億多元，上綜采設備28套，綜掘設備46套，綜采綜掘機械化程度由2002年的幾乎為零發(fā)展到2005年的80%和55.3%。
二是積極推進煤炭生產(chǎn)工藝改革。針對山東煤炭賦存條件差、薄煤層開采量大的實際，以提高安全保障水平和資源回收率為目標，在總結先進適用技術的基礎上，突出抓了全省煤礦50項新技術推廣，加快淘汰落后生產(chǎn)方式，加大自主研發(fā)力度，在大傾角綜采、構造復雜條件下綜采、薄煤層機采、極薄煤層螺旋鉆機采以及快速掘進等方面取得了重大突破，最大限度地減少了炮采、炮掘。對無法實行機械化作業(yè)且不能保障安全生產(chǎn)的煤層，一律禁止開采。
三是加快煤礦信息化步伐。以自動化技術改造礦井提升、供電、膠帶運輸、排水等主要生產(chǎn)系統(tǒng)，加速建立安全監(jiān)測監(jiān)控系統(tǒng)，對礦井上下各環(huán)節(jié)主要設備運行狀態(tài)和瓦斯、煤塵、火、水、頂板壓力等實行全過程、全方位監(jiān)測監(jiān)控，部分重點崗位實現(xiàn)了無人值守。在全省煤礦全部推廣應用數(shù)字化瓦斯遠程監(jiān)控系統(tǒng)的基礎上，到去年底省屬煤炭企業(yè)實現(xiàn)了內(nèi)部聯(lián)網(wǎng)。龍礦集團投資1.5億元，建成了全數(shù)字通訊網(wǎng)絡、礦井綜合自動化控制和安全生產(chǎn)監(jiān)測監(jiān)控等數(shù)十個系統(tǒng)，實現(xiàn)了公司內(nèi)部信息網(wǎng)絡化、監(jiān)控數(shù)字化、操作自動化、管理信息化。
四是大力開展科技攻關。充分利用全省煤炭系統(tǒng)己建成的1個國家級、5個省級技術中心，引導企業(yè)走產(chǎn)學研聯(lián)合之路，集中攻克影響安全生產(chǎn)的共性、關鍵性技術難題?！笆濉逼陂g，共完成科技成果787項，其中國家“863”科技攻關項目5項；有114項成果獲省部級以上獎勵，2項獲國家級獎勵。600米厚表土層井筒施工、600萬噸綜采工作面設備配套、海下采煤、大水礦區(qū)深部開采注漿帷幕截流、無人運輸監(jiān)控系統(tǒng)等技術的實施，有些填補了國內(nèi)空白，部分成果達到國際先進水平。目前全省正在進行的高承壓巖溶水突水機理、高地壓軟巖巷道支護等11項重大課題的技術攻關也取得重大進展。
五是切實加大安全投入。抓住近年來煤炭市場好轉的有利時機，采取多種措施籌集資金，嚴格落實國家和省有關煤炭生產(chǎn)安全費用、維簡費用和科研費用的政策規(guī)定，加強費用提取使用監(jiān)管，督促企業(yè)加大投入，用足用好國家政策，確?？萍?、裝備和安全生產(chǎn)需要。對國家支持的安全技改項目，全部落實配套資金。凡因投入不足造成事故的，從嚴追究有關責任人的責任?！笆濉逼陂g，省屬煤炭企業(yè)安全生產(chǎn)投入60多億元，其中2005年達到17.2億元。
六是強化安全技術管理。健全了以總工程師為核心的安全技術管理體系，配齊配強采掘、機電、通防、地測防治水等專業(yè)技術部門及分管副總工程師，明確要求大型煤礦工程技術人員占到企業(yè)生產(chǎn)定員的5%，中型煤礦占到4%。企業(yè)對技術部門負責人、礦井總工程師的任命，都要征得總工程師的同意；總工程師負責組織制定煤炭生產(chǎn)安全費用使用方案；對總工程師做出的安全技術決策，其他副職不得否定。
1.2 概述
鉆機主要用于露天礦山開采，建筑基礎開挖，水利、電站、建材、交通及國防建設等多種工程中的鑿巖鉆孔。與常見的鑿巖機相比，具有鉆孔深、鉆孔直徑大、鉆孔效率高、適應范圍廣等特點，是當前通用的大型鑿巖鉆孔設備。
在鑿巖設備的研究開發(fā)方面，瑞典的阿特拉斯·科普柯、芬蘭的湯姆洛克、美國的英格索蘭、日本的古河等企業(yè)已經(jīng)走在了行業(yè)的前列，它們均推出不同品牌和系列的一體化潛孔鉆機。這些公司的產(chǎn)品經(jīng)過幾十年甚至上百年的積累、改進與發(fā)展，無論是設計、選材還是制造水平都處于國際領先地位。其中瑞典的阿特拉斯·科普柯公司和芬蘭的湯姆洛克公司生產(chǎn)的液壓鑿巖設備占全球產(chǎn)t一半以上?，F(xiàn)在阿特拉斯·科普柯收購了英格索蘭鉆機部山特維克收購了湯姆洛克，特雷克斯也已收購了美國的Reedrillo
我國是一個快速發(fā)展的多山國家，礦山、能源、水電及國防等基礎建設領域中各種鑿巖開采的工程十分浩大。目前絕大部分大型高性能鑿巖鉆孔設備均依賴進口。根據(jù)(工程機械“十一五”發(fā)展規(guī)劃)預測，化工原料和建筑材料是“十一五”期間發(fā)展的重點。雖然礦山開發(fā)總量增加有限，但是隨著向規(guī)?；?、集約化發(fā)展，小水泥廠將被關閉，大型石材礦山行業(yè)將得到快速發(fā)展，這些勢必促進礦山企業(yè)更新開采設備，以提高自身的機械化水平。(工程機械“十一五”發(fā)展規(guī)劃)在重點發(fā)展領域和重點產(chǎn)品中指出，在潛孔鉆機領域要優(yōu)先發(fā)展高氣壓和半液壓產(chǎn)品，以滿足金屬、水泥礦山推廣大直徑深孔采礦法的需求。預計2006年鑿巖機械將達到100000臺的市場規(guī)模，其中大型鉆機及鉆車將達到1 000臺左右。長期以來，以中南大學和北京科技大學等為主的高校及相關科研院所一直致力于鑿巖機械研究，推動了國內(nèi)鑿巖機械的發(fā)展。
1972年冶金工業(yè)部組織原中南工業(yè)大學(后與其他高校合并為中南大學)與長沙礦冶研究院研制液壓鑿巖鉆車和液壓鑿巖機。1980年我國第一臺CGJ2丫型液壓鑿巖鉆車和YYG80型液壓鑿巖機通過了冶金部的鑒定。隨后北京科技大學和中國煤炭科學院等10個單位參與了鑿巖機械的研究工作，并開發(fā)出一系列產(chǎn)品。其中，中南大學在純國產(chǎn)化液壓鑿巖設備研制中成果比較突出，除CGJ2丫型液壓鑿巖鉆車外，國內(nèi)第一臺用于實際生產(chǎn)的KZL120型露天液壓鉆車、配套的YY6250重型液壓鑿巖機以及CGJS-2YB型鐵路隧道半斷面鉆車都由該校研制成功。值得一提的是，這些成果不是照搬國外技術，而是在機構上有所創(chuàng)新，并且形成了一套獨具特色的理論研究和設計方法。不僅如此，國內(nèi)幾家鑿巖機械制造企業(yè)也為我國鉆鑿設備的發(fā)展做出了一定的努力。但隨著市場化逐步推進，有些企業(yè)因為體制上的束縛，技術創(chuàng)新嚴重滯后，產(chǎn)品性能難以得到提升，高檔次的國產(chǎn)液壓鑿巖設備始終沒能形成大氣候，這種影響一直延續(xù)至今。同時，我國鑿巖機械市場受到進口產(chǎn)品的嚴重沖擊，在眾多的重點工程中，國外設備幾乎一統(tǒng)天下。湖南山河智能機械股份有限公司與中南大學智能機械研究所有著長期的合作，其在礦山機械研究方面有著深厚的技術底蘊。
2003年，湖南山河智能機械股份有限公司在廣泛調(diào)研、對比分析國外產(chǎn)品的基礎上，立項開發(fā)出SWDA165型高性能一體化液壓潛孔鉆機，填補了國內(nèi)空白，產(chǎn)品性能達到國際先進水平。2004年，根據(jù)市場需要，又相繼開發(fā)了以內(nèi)燃機為動力的SWDB165和SWDB120型液壓潛孔鉆機，得到用戶一致認可，其產(chǎn)品在湖北、重慶、安徽等地的工程中得到廣泛應用。SWD系列的一體化液壓潛孔鉆機現(xiàn)已小批量生產(chǎn)，并在多次招投標中，以優(yōu)異的性價比獲得用戶的首肯。國內(nèi)潛孔鉆機行業(yè)存在的問題，國外的潛孔鉆機在接卸桿處都裝有急停拉線與控制傳感器，能及時防止事故的發(fā)生及擴大，防止人員的傷害及機器的損壞，安全保護措施周到;在設計上堅持以人為本的思想，駕駛環(huán)境舒適、安全、操作方便、勞動強度低并配t多種輔助機構。在動力頭與鉆架上還裝有指示箭頭，使接卸桿的到位情況一目了然，操作快捷方便，工作效率高。國內(nèi)工程機械有很多產(chǎn)品的結構、功能與國際著名品牌的產(chǎn)品形似而神非，有些只是依葫蘆畫瓢，照搬照抄，或只做些表面文章。簡單的仿制導致設計結構及參數(shù)不能合理匹配，該注意的方面沒有注意到，使用時間一長，一些隱含的深層次問題就逐漸攀露出來，如系統(tǒng)匹配、熱平衡、油溫及可靠性等方面問題。存在漏油、滲油等現(xiàn)象，外購、外協(xié)件的質(zhì)量難以保證，許多細節(jié)沒有得到很好處理。
隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，人們生活水平的提高，對產(chǎn)品質(zhì)量與使用性能的要求也相應提高。國家重點工程因工期短，因此施工單位要求設備要具有高質(zhì)f,高效率的特點，能夠降低人力資源成本。國內(nèi)企業(yè)需開發(fā)出高檔產(chǎn)品，提高產(chǎn)品可操作性以滿足國內(nèi)市場的需要，并力爭出口。國內(nèi)制造企業(yè)下一步應開發(fā)機動靈活、適應性強的臂架式一體化液壓潛孔鉆機。為了提高工作效率，降低能耗，還要進一步開發(fā)液壓露天鉆車，以及礦井下使用的潛孔鉆機與液壓鉆車。在使用過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題，并在設計與生產(chǎn)中改進，不斷完善各種性能。另外，應特別注意保養(yǎng)與維護。國外的潛孔鉆機都編制了詳細的使用維修說明書，規(guī)定了嚴格的操作規(guī)程，要求操作者嚴格執(zhí)行。進口潛孔鉆機價格昂貴，備品、備件供貨周期長，價格不菲，因而使用單位一般也會嚴格按操作規(guī)程操作，并注意維修和保養(yǎng)，所以其使用起來故障少，使用壽命長，生產(chǎn)效率高。而國產(chǎn)潛孔鉆機價格相對來說就便宜得多，備品、配件供貨也容易得到保證，相比之下使用單位對國產(chǎn)潛孔鉆機的使用要求就有所松懈，操作者常不能嚴格按操作規(guī)程操作，不注意維修與保養(yǎng)。因此，設備制造商應要求用戶建立設備的詳細檔案，包括設備日常工作情況記錄表、維修保養(yǎng)記錄表，并要求用戶對工作場地進行平整與整理，提高設備生產(chǎn)效率，重視管理所產(chǎn)生的巨大效益。國產(chǎn)潛孔鉆機如果能在設計上再完善一點，選材上再可靠一點，制造上再精細一點，并注意維護和保養(yǎng)，在工程施工中同樣也會發(fā)揮很好的作用，以高性價比的優(yōu)勢與進口設備抗衡，并完全有可能取代進口設備。一個高科技企業(yè)發(fā)展壯大的墓礎是科技創(chuàng)新，其產(chǎn)品只有在實際應用中不斷完善、更新才能獲得用戶的青睞。
目前，我國井下采用的一般坑道鉆機不能高效、經(jīng)濟地鉆進瓦斯抽放孔，這是因為它們重量大，搬運困難，或者重量雖輕，但扭矩和給進力等技術參數(shù)又不能滿足需要，加之煤礦井下環(huán)境的制約，大鉆機更無法施展其能力，直接影響采煤安全和生產(chǎn)進度。因而，在煤層開采過程中，迫切需要一種能滿足煤層瓦斯短鉆孔預抽放要求的輕便、強力、高效的鉆機。
1.2.1 短鉆孔瓦斯抽放鉆機總體設計方案
借鑒國外在施工瓦斯抽放孔鉆機方面的先進技術與經(jīng)驗，針對我國礦井巷道環(huán)境條件和采抽工作特點，利用優(yōu)化設計原理，結合眾多參考資料，我們設計出一種適應性高的強力短鉆孔瓦斯抽放施工用鉆機。鉆機設計是以能高效、優(yōu)質(zhì)、安全、低耗鉆進短鉆孔為前提，使設計的鉆機技術先進，經(jīng)濟合理，具有良好的經(jīng)濟技術指標。在滿足主要技術性能參數(shù)的條件下，盡可能地做到重量輕、解體性強、易搬遷和工效高。這種短鉆孔瓦斯抽放鉆機的設計思路如下：
（1）鉆機采用分組式布局，整機由主機、泵站、
操縱臺3大部分組成。各部分之間用高壓膠管連接，以便在不同場地擺布靈活， 操作安全方便。
（2）不用液壓卡盤和液壓夾持器，以便大大降低重量和成本。
（3）鉆桿采用螺紋扣式或插銷式的螺旋鉆桿，加接鉆桿在孔口和回轉器之間進行。
（4）液壓系統(tǒng)采用雙泵開式循環(huán)系統(tǒng)，主泵管回轉，副泵管給進。
（5）若采用其他常規(guī)鉆探工藝方法，可在主軸過渡接頭和鉆桿之間，加接一個送循環(huán)液的水便裝置。
1.2.2 鉆機整體設計分析
短鉆孔瓦斯抽放鉆機總體可分為機械部分和液壓系統(tǒng)兩部分。機械部分主要是回轉器、給進裝置和機架的主機；液壓部分包括泵站和操縱臺
1.3 鉆機主要用途
鉆機是一種主要用于煤礦井下鉆進瓦斯抽放孔、超前排放孔、煤層注水孔、通風孔、地質(zhì)勘探孔、錨桿孔及其其它工程孔等的設備。
一般，煤礦用鉆機采用液壓傳動，主要由泵站、動力頭、油缸推進機架、立柱和操縱臺等組成。這種鉆機具有體積小，重量輕，操作簡便，解體性能好，數(shù)分鐘之內(nèi)便可完成分解或組合，便于搬遷，該機不僅占地面積小而且能適應各種不同工作環(huán)境的需要。
1.4 鉆機組成部分
（1）泵站
泵站主要由電動機、泵、油箱、溢流閥、冷卻器、過濾器、空氣濾清器以及底架組成。泵站是鉆機的動力源，電動機通過聯(lián)軸器驅動泵旋轉，產(chǎn)生旋轉油路和推進油路兩路不同流量、壓力的壓力油，其壓力分別由各油路上的溢流閥來調(diào)整，經(jīng)高壓油管輸送到操縱臺，回油經(jīng)冷卻器、精濾油器后流回油箱。
油箱是用鋼板焊接而成的密封箱體。結構簡單，重量輕，采用整體密封，可使油液保持清潔。
為了保持液壓油的清潔，延長液壓元件的使用壽命，系統(tǒng)上設置有粗、精過濾器，在精過濾器的入口裝有一只壓力表，用來反映過濾器是否堵塞。此外，泵站上還設有一個溢流閥，可以保護系統(tǒng)不會超壓。
（2）動力頭
動力頭主要由液壓馬達、主軸、殼體及水辮軸等組成。在壓力油的作用下液壓馬達驅動主軸旋轉，再通過水辮軸給鉆具傳遞旋轉運動和扭矩。
（3）油缸推進機架
油缸推進機架主要由油缸、導軌架、機架、拖板架、夾持器等部件組成。油缸前端通過拖板與動力頭相連。動力頭的進退是通過油缸伸縮來實現(xiàn)的。泵站提供的小量油供給油缸，使油缸的推進速度為1.4m/min,為了減少輔助時間，也可將泵站的大流量油供給油缸，從而實現(xiàn)油缸帶動動力頭快速進退。
機架主要起支撐和推進動力頭、拆裝鉆桿的作用。機架下面有三個卡塊，是用于與立柱相連的。
夾持器有兩種形式分別適用于直徑φ42mm的光鉆桿和直徑φ70mm的螺旋鉆桿，以適應在不同的巖層中鉆進。
（4）安裝架
安裝架主要由底架、立柱、整體抱箍、橫梁、上、下、支承座等組成。是支承、安裝機架（包括動力頭）的裝置。其錨固在頂?shù)装逯g，上、下、支承座可調(diào)整機架的安裝角，即可滿足鉆孔的傾角的要求。
立柱由內(nèi)立柱、外立柱、絲桿、千斤頂?shù)冉M成。該鉆機采用兩個立柱前后布置的型式。它可以起到支撐機架中心高在0.9~1.5m間調(diào)節(jié)?，F(xiàn)場鉆孔中心高度需要調(diào)節(jié)時，可通過調(diào)節(jié)管卡的位置來實現(xiàn)。
（5）操縱臺
操縱臺主要由臺架、多路換向閥組、節(jié)流閥（微調(diào)）、壓力表、膠管等組成。操縱臺的作用是通過各操縱手把實現(xiàn)鉆機的各種動作，對鉆機實行集中控制。多路換向閥組由三片閥組成，分別控制馬達的正反旋轉、推進油缸的快速進退和正常進退。多路換向閥的下端有一個溢流閥是控制動力頭的正轉壓力，上端有一個溢流閥是控制動力頭反轉壓力。節(jié)流閥可調(diào)節(jié)推進速度?？焖龠M退閥片可將旋轉油路的大流量壓力油合并至推進油缸，實現(xiàn)快速進退。
在儀表板上有兩只壓力表，右邊的指示主油路壓力值，左邊的是指示推進系統(tǒng)壓力值。
（6）鉆具
鉆具包括鉆頭、鉆桿。
此鉆機采用巖石和煤層兩種鉆頭。巖石鉆頭為三翼硬質(zhì)合金三級組合鉆頭，煤層鉆頭為二翼硬質(zhì)合金鉆頭。
鉆桿分為光鉆桿和螺旋鉆桿兩種，一般采用圓形錐螺紋連接，具有強度高、拆裝方便和對中性好等優(yōu)點。根據(jù)需要，螺旋鉆桿可選用牙嵌卡子聯(lián)結結構，使鉆具在卡鉆時可以反轉，提高抗卡鉆能力。
1.5 鉆機工作原理
鉆機采用全液壓傳動,大泵供油實現(xiàn)馬達及動力頭輸出軸旋轉,輸出轉速和扭矩。小泵供油實現(xiàn)動力頭推進、夾持器夾緊、卡盤松緊以及主機調(diào)整傾角。鉆機的各種動作由多路換向閥進行集中控制。根據(jù)鉆進阻力的大小,通過旋轉調(diào)速閥手輪調(diào)節(jié)鉆機推進速度。通過控制快速進退閥,可將旋轉閥片的大流量油合并至進給油路,實現(xiàn)進給油缸的快速進退。傾角調(diào)整機構中設有調(diào)斜油缸和平衡閥,防止傾角調(diào)整過程中因多路閥或油缸等內(nèi)泄造成機架下滑或顫動
2 總 體 設 計
2.1設 計 總 則
1、煤礦生產(chǎn)，安全第一。
2、面向生產(chǎn)，力求實效，以滿足用戶最大實際需求。
3、貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標準及有關規(guī)定。
4、技術比較先進，并要求多用途。、
2.2 已 知 條 件
已知設計數(shù)據(jù)如下：
動力頭輸出扭矩：T=500 Nm
輸出轉速：n1=200 r/min
n2=60 r/min
進給油缸推力：F=43750N
推進速度：v1=0～0.9171.4 m/min
正常退回速度：v2=0～10.11m/min
快速退回速度：v3=0～14.085 m/min
鉆進深度：h=150m (使用螺旋鉆桿)
錨固力：160KN
鉆桿直徑： φ=50mm
鉆孔傾角：
2.3 馬達的選擇與計算
液壓馬達習慣上是指輸出旋轉運動的,將液壓泵提供的液壓能轉變?yōu)闄C械能的能量轉換裝置.
一、液壓馬達的特點及分類
從能量轉換的觀點來看，液壓泵與液壓馬達是可逆工作的液壓元件，向任何一種液壓泵輸入工作液體，都可使其變成液壓馬達工況；反之，當液壓馬達的主軸由外力矩驅動旋轉時，也可變?yōu)橐簤罕霉r。因為它們具有同樣的基本結構要素--密閉而又可以周期變化的容積和相應的配油機構。
但是，由于液壓馬達和液壓泵的工作條件不同，對它們的性能要求也不一樣，所以同類型的液壓馬達和液壓泵之間，仍存在許多差別。首先液壓馬達應能夠正、反轉，因而要求其內(nèi)部結構對稱；液壓馬達的轉速范圍需要足夠大，特別對它的最低穩(wěn)定轉速有一定的要求。因此，它通常都采用滾動軸承或靜壓滑動軸承；其次液壓馬達由于在輸入壓力油條件下工作，因而不必具備自吸能力，但需要一定的初始密封性，才能提供必要的起動轉矩。由于存在著這些差別，使得液壓馬達和液壓泵在結構上比較相似，但不能可逆工作。
液壓馬達按其結構類型來分可以分為齒輪式、葉片式、柱塞式和其它型式。按液壓馬達的額定轉速分為高速和低速兩大類。額定轉速高于500r／min的屬于高速液壓馬達，額定轉速低于500r／min的屬于低速液壓馬達。高速液壓馬達的基本型式有齒輪式、螺桿式、葉片式 和軸向柱塞式等。它們的主要特點是轉速較高、轉動慣量小，便于啟動和制動，調(diào)節(jié)(調(diào)速及換向)靈敏度高。通常高速液壓馬達輸出轉矩不大所以又稱為高速小轉矩液壓馬達。低速液壓馬達的基本型式是徑向柱塞式，此外在軸向柱塞式、葉片式和齒輪式中也有低速的結構型式，低速液壓馬達的主要特點是排量大、體積大轉速低(有時可達每分鐘幾轉甚至零點幾轉)，因此可直接與工作機構連接，不需要減速裝置，使傳動機構大為簡化，通常低速液壓馬達輸出轉矩較大，所以又稱為低速大轉矩液壓馬達。
二、液壓馬達的工作原理
1.葉片式液壓馬達
由于壓力油作用，受力不平衡使轉子產(chǎn)生轉矩。葉片式液壓馬達的輸出轉矩與液壓馬達的排量和液壓馬達進出油口之間的壓力差有關，其轉速由輸入液壓馬達的流量大小來決定。由于液壓馬達一般都要求能正反轉，所以葉片式液壓馬達的葉片要徑向放置。為了使葉片根部始終通有壓力油，在回、壓油腔通人葉片根部的通路上應設置單向閥，為了確保葉片式液壓馬達在壓力油通人后能正常啟動，必須使葉片頂部和定子內(nèi)表面緊密接觸，以保證良好的密封，因此在葉片根部應設置預緊彈簧。 葉片式液壓馬達體積小，轉動慣量小，動作靈敏，可適用于換向頻率較高的場合，但泄漏量較大，低速工作時不穩(wěn)定。因此葉片式液壓馬達一般用于轉速高、轉矩小和動作要求靈敏的場合。
2.徑向柱塞式液壓馬達
徑向柱塞式液壓馬達工作原理，當壓力油經(jīng)固定的配油軸的窗口進入缸體內(nèi)柱塞的底部時，柱塞向外伸出，緊緊頂住定子的內(nèi)壁，由于定子與缸體存在一偏心距。在柱塞與定子接觸處，定子對柱塞的反作用力為 。力可分解為 和 兩個分力。當作用在柱塞底部的油液壓力為ｐ，柱塞直徑為ｄ，力和之間的夾角為 X時，力對缸體產(chǎn)生轉矩，使缸體旋轉。缸體再通過端面連接的傳動軸向外輸出轉矩和轉速。
以上分析的一個柱塞產(chǎn)生轉矩的情況，由于在壓油區(qū)作用有好幾個柱塞，在這些柱塞上所產(chǎn)生的轉矩都使缸體旋轉，并輸出轉矩。徑向柱塞液壓馬達多用于低速大轉矩的情況下。
3.軸向柱塞馬達
軸向柱塞泵除閥式配流外，其它形式原則上都可以作為液壓馬達用，即 軸向柱塞泵和軸向柱塞馬達是可逆的。軸向柱塞馬達的工作原理為，配油盤和斜盤固定不動，馬達軸與缸體相連接一起旋轉。當壓力油經(jīng)配油盤的窗口進入缸體的柱塞孔時，柱塞在壓力油作用下外伸，緊貼斜盤斜盤對柱塞產(chǎn)生一個法向反力ｐ，此力可分解為軸向分力及和垂直分力Q。Q與柱塞上液壓力相平衡，而Q則使柱塞對缸體中心產(chǎn)生一個轉矩，帶動馬達軸逆時針方向旋轉。軸向柱塞馬達產(chǎn)生的瞬時總轉矩是脈動的。若改變馬達壓力油輸入方向，則馬達軸按順時針方向旋轉。斜盤傾角ａ的改變、即排量的變化，不僅影響馬達的轉矩，而且影響它的轉速和轉向。斜盤傾角越大，產(chǎn)生轉矩越大，轉速越低。
4．齒輪液壓馬達
齒輪馬達在結構上為了適應正反轉要求，進出油口相等、具有對稱性、有單獨外泄油口將軸承部分的泄漏油引出殼體外；為了減少啟動摩擦力矩，采用滾動軸承；為了減少轉矩脈動齒輪液壓馬達的齒數(shù)比泵的齒數(shù)要多。
齒輪液壓馬達由干密封性差，容租效率較低，輸入油壓力不能過高，不能產(chǎn)生較大轉矩。并且瞬間轉速和轉矩隨著嚙合點的位置變化而變化，因此齒輪液壓馬達僅適合于高速小轉矩的場合。一般用干工程機械、農(nóng)業(yè)機械以及對轉矩均勻性要求不高的機械設備上。
三、計算總機械傳動效率
由于馬達輸出轉速較高，不能直接滿足負載（鉆頭）對扭矩的要求，需配置機械減速機構。該減速機構是三級減速，利用圓柱齒輪傳動來實現(xiàn)，查《機械設計手冊》知：三級圓柱齒輪減速器效率為。
取
1、計算馬達輸出扭矩
設傳動比為。
（1）計算馬達實際輸出扭矩
其中：
（2）計算馬達理論輸出扭矩
其中：
2、計算馬達工作壓差
設馬達入口壓力，出口壓力，則
馬達工作壓差為
3、計算馬達的排量
根據(jù)能量守恒定律有：，則
其中：
4、計算馬達的流量
5、馬達外型尺寸為 121×209
查《機械設計手冊》選用CMGF2040型齒輪油泵馬達，其技術參數(shù)見表1：
CMGF2040
理論排量（）
額定壓力（）
最高壓力（）
理論扭矩（N.m）
工作（壓力）扭矩（N.m）
功率（kw）
19.2
輸出轉速（r/min）
500
2.4 液壓缸
液壓缸又稱油缸，是一種將輸入的液壓能轉換成機械能的能量轉換裝置，用來驅動工作機構作直線或小于360度的回轉運動。液壓缸具有結構簡單，工作可靠，制造容易和使用維護方便等優(yōu)點，是應用最廣的液壓執(zhí)行元件。 轉向缸在液壓缸中被廣泛應用。它在伸出的時候（液壓桿從缸體中伸出），由于缸體一端是耳環(huán)，并沒有被固定，所以在伸出的時候本身會轉動。它被用于各種轉向機構中。比如說產(chǎn)斗車的懸臂是由兩個轉向缸夠成，它們控制懸臂的旋轉，使鏟斗能挖土。
液壓缸的設計計算步驟：
1.根據(jù)主機運動要求，按表23.6-39選擇液壓缸的類型。根據(jù)機構的結構要 求，按表23.6-40選擇液壓缸的安裝方式。
2.根據(jù)主機的動力分析和運動分析，確定液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸。如液壓缸的推力速度，作用時間，內(nèi)徑，行程及活塞桿直徑等。
3.根據(jù)選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計。如缸體的壁厚，缸蓋結構密封形式，排氣與緩沖等。
4.液壓缸性能的驗算。
一、液壓缸工作原理：
液壓傳動原理以油液作為工作介質(zhì)，通過密封容積的變化來傳遞運動，通過油液內(nèi)部的壓力來傳遞動力。?
1、動力部分－將原動機的機械能轉換為油液的壓力能（液壓能）。例如： 液壓泵。
2、執(zhí)行部分－將液壓泵輸入的油液壓力能轉換為帶動工作機構的機械能。例如：液壓缸、液壓馬達。
3、控制部分－用來控制和調(diào)節(jié)油液的壓力、流量和流動方向。例如：壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。?
4、輔助部分－將前面三部分連接在一起，組成一個系統(tǒng)，起貯油、過濾、測量和密封等作用。例如：管路和接頭、油箱、過濾器、蓄能器、密封件和控制儀表等。
5、在一定體積的液體上的任意一點施加的壓力,能夠大小相等地向各個方向 傳遞.這意味著當使用多個液壓缸時,每個液壓缸將按各自的速度拉或推,而這些速度取決于移動負載所需的壓力.
6、??在液壓缸承載能力范圍相同的情況下,承載最小載荷的液壓缸會首先移動, 承載最大載荷的液壓缸最后移動.
???? 為使液壓缸同步運動,以達到載荷在任一點以同一速度被頂升,一定要在 系統(tǒng)中使用控制閥或同步頂升系統(tǒng)元件.
2.4.1 液壓缸已知參數(shù)
（1）油缸推力：
（2）正常推進速度：
（3）正常退回速度：
（4）初定液壓缸的工作壓力
（5）取液壓缸機械效率
2.4.2液壓缸幾何參數(shù)的計算
（1）取,所以：
（2）計算液壓缸內(nèi)腔截面積
一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為
解上式得：
（3）計算液壓缸內(nèi)徑
（4）計算活塞桿直徑
根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑
按GB/T2348-1993將所計算的與分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置，圓整后得。
2.4.3液壓缸性能參數(shù)的計算
（1）液壓缸的輸出力
①單活塞桿液壓缸的推力
式中：
②單活塞桿液壓缸的拉力
式中：
（2）液壓缸的流量
單位時間內(nèi)油液通過缸筒有效截面的體積，稱作液壓缸的流量。
對于單活塞桿液壓缸，
①當活塞桿伸出時
式中：
②當活塞桿縮入時
式中：
液壓缸的安裝尺寸為下表：
液壓缸內(nèi)徑/mm
63
活塞桿直徑/mm
35
推力/KN
43．75
拉力/KN
35．43
最大行程/mm
2000
工作壓力/Mpa
10
活塞桿行程/mm
1100
Xc+/mm.
300+1100
MR/mm
45
液壓缸壁厚δ/mm
6.5
L=XC+MR
1445
3 減速器的設計計算
3.1國外減速器現(xiàn)狀
齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。
3.2國內(nèi)減速器現(xiàn)狀
國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的"內(nèi)平動齒輪減速器"不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。二、平動齒輪減速器工作原理簡介,平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發(fā)生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現(xiàn)減速傳動的作用。平動發(fā)生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發(fā)生器。平動發(fā)生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構。有實用價值的平動齒輪機構為內(nèi)嚙合齒輪機構，因此又可以分為內(nèi)齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速機構，其內(nèi)齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出。該機構亦稱三環(huán)（齒輪）減速器。由于內(nèi)齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內(nèi)齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。?內(nèi)平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內(nèi)齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內(nèi)部，大大減少了機構整體尺寸。由于內(nèi)平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景。
3.3 各級傳動比分配及總傳動比
3.3.1 總傳動比
i=500/200=2.5 (高速檔)
i=500/60=8.33 (低速黨)
3.3.2 傳動比的分配
本減速器采用三級減速，我們設定：
高速檔時：i1=2.3 i2=2.2 i3=0.5
低速檔時：i1=2.3 i2=2.2 i3=1.67
3.3.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算
1）各軸輸入功率：
輸入軸：p1=19.2kw
中間軸：p2=19.2×0.97×0.97=18.07kw
輸出軸：p3=18.07×0.95×0.95×0.95×0.97×0.97=14.57kw
2)各軸轉速：
輸入軸：n1=500r/min
中間軸：n2=500÷2.3÷2.2=100r/min
輸出軸：n3=100÷0.5=200r/min(高速檔)
n3=100÷1.67=60r/min(低速檔)
3）各軸輸入扭矩
輸入軸：T1= 9550 =9550 = 458.4Nm
中間軸：T2=95501725.69Nm
輸出軸：T3=9550Nm(高速檔)
T3=9550Nm（低速檔
3.4 傳動零件的計算
3.4.1 a-b齒輪副設計計算：
1）選擇齒輪材料
小齒輪選用45#調(diào)質(zhì) HBS1=245～275HBS
大齒輪選用45#正火 HBS2=210～240HBS
2）按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度;
參考文獻[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級
小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式（8-64）求得
齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小齒輪齒數(shù), 在推薦值20-40中選
大齒輪齒數(shù) ，圓整取
齒數(shù)比
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
小齒輪轉矩 參考文獻[4]，由式（8-53）求得
載荷系數(shù)K 參考文獻[4]，由式（8-54）得
使用系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-20
動載荷系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-57得初值
齒向載荷分布系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-60
齒間載荷分配系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-55）及得
參考文獻[4]，查表并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-22得
節(jié)點影響系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-64得
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8－65得
許用接觸應力 參考文獻[4]，由式（8－69）得
接觸疲勞極限應力、 參考文獻[4]，查圖8－69
參考文獻[4]，應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70)
預設鉆機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為10年
則參考文獻[4]，查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-71及說明
接觸強度安全系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-27，按一般可靠度查
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)
參考文獻[4]，查表8－3取
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值
圓周速度
與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正
參考文獻[4]，查圖8-57
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取大輪齒寬
小輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算
齒形系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應力修正系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-67）
許用彎曲應力 參考文獻[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計(參考文獻[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
齒厚
齒槽寬
中心距
2) 大齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓
基圓直徑
齒距
中心距
傳動比 .3
參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結構
3.4.2 c-d齒輪副：
1）選擇齒輪材料
小齒輪選用45#調(diào)質(zhì) HBS1=245～275HBS
大齒輪選用45#正火 HBS2=210～240HBS
2）按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度;
參考文獻[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級
小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式（8-64）求得
齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小齒輪齒數(shù), 在推薦值20-40中選
大齒輪齒數(shù) ，圓整取
齒數(shù)比
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
小齒輪轉矩 參考文獻[4]，由式（8-53）求得
載荷系數(shù)K 參考文獻[4]，由式（8-54）得
使用系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-20
動載荷系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-57得初值
齒向載荷分布系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-60
齒間載荷分配系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-55）及得
參考文獻[4]，查表并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-22得
節(jié)點影響系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-64得
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8－65得
許用接觸應力 參考文獻[4]，由式（8－69）得
接觸疲勞極限應力、 參考文獻[4]，查圖8－69
參考文獻[4]，應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70)
預設鉆機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為10年
則參考文獻[4]，查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-71及說明
接觸強度安全系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-27，按一般可靠度查
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)
參考文獻[4]，查表8－3取
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值
圓周速度
與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正
參考文獻[4]，查圖8-57
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取大輪齒寬
小輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算
齒形系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應力修正系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-67）
許用彎曲應力 參考文獻[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計(參考文獻[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
齒厚
齒槽寬
中心距
2) 大齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓
基圓直徑
齒距
中心距
傳動比
參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結構
3.4.3 e-f齒輪副：
1）選擇齒輪材料
小齒輪選用45#調(diào)質(zhì) HBS1=245～275HBS
大齒輪選用45#正火 HBS2=210～240HBS
2）按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度;
參考文獻[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級
小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式（8-64）求得
齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小齒輪齒數(shù), 在推薦值20-40中選
大齒輪齒數(shù) ，圓整取
齒數(shù)比
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
小齒輪轉矩 參考文獻[4]，由式（8-53）求得
載荷系數(shù)K 參考文獻[4]，由式（8-54）得
使用系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-20
動載荷系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-57得初值
齒向載荷分布系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-60
齒間載荷分配系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-55）及得
參考文獻[4]，查表并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-22得
節(jié)點影響系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-64得
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8－65得
許用接觸應力 參考文獻[4]，由式（8－69）得
接觸疲勞極限應力、 參考文獻[4]，查圖8－69
參考文獻[4]，應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70)
預設鉆機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為10年
則參考文獻[4]，查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-71及說明
接觸強度安全系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-27，按一般可靠度查
取
故的設計初值為
齒輪模數(shù)
參考文獻[4]，查表8－3取
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值
圓周速度
與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正
參考文獻[4]，查圖8-57
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取大輪齒寬
小輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算
齒形系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應力修正系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-67）
許用彎曲應力 參考文獻[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計(參考文獻[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
齒厚
齒槽寬
中心距
2) 大齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓
基圓直徑
齒距
中心距
傳動比
參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結構
3．4．4 j-h齒輪副：
1）選擇齒輪材料
小齒輪選用45#調(diào)質(zhì) HBS1=245～275HBS
大齒輪選用45#正火 HBS2=210～240HBS
2）按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度;
參考文獻[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級
小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式（8-64）求得
齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小齒輪齒數(shù), 在推薦值20-40中選
大齒輪齒數(shù) ，圓整取
齒數(shù)比
傳動比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
齒輪j-h與e-h齒輪嚙合的中心距是相等的，所以有：
138=
齒輪模數(shù)
參考文獻[4]，查表8－3取
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值
圓周速度
與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正
參考文獻[4]，查圖8-57
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取大輪齒寬
小輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算
齒形系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應力修正系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻[4]，由式（8-67）
許用彎曲應力 參考文獻[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計(參考文獻[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
齒厚
齒槽寬
中心距
2) 大齒輪的相關尺寸
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根