1、中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页1 往复式给煤机概述全套图纸，加 153893706往复式给煤机在我国煤矿、选煤厂及其它行业应用已有几十年。给煤设备是煤矿生产系统的主要设备之一,给煤设备的可靠性,特别是关键咽喉部位给煤设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。生产实践证明,该设备对煤的品种、粒度、外在水份等适应能力强,与其他给煤设备相比,具有运行可靠、性能稳定、噪音低、完全可靠、维护工作量小等优点。往复式给煤机的主要缺点是能耗较高。随着煤炭工业的发展,煤矿井型不断地扩大,现有型往复式给煤机生产能力小,不能满足大型矿井的要求。因此,改进和扩大现有型往复给煤机是完全有必要的
2、。1.1 往复式给煤机的用途最通用的往复式给煤机为 K 型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒状物料的给煤，将储料仓或料坑里的物料连续均匀地卸运到运输设备或其他筛选设备中。1.2 K 型往复式给煤机的组成K 型给煤机由机架、 底拖板（给煤槽） 、电动机、减速器、联轴器、传动平台、漏斗、闸门、托辊等组成。 本机可根据需要设有带漏斗、不带漏斗两种形式。给煤机设有两种结构形式：1、带调节闸门 2、不带调节闸门，其给煤能力由底板行程来达到。1.3 K 型往复式给煤机工作原理简述往复式给煤机由槽形机体和带有曲柄连杆装置的活动地板组成的曲柄滑块机构，地板是工作机构。传动原理：当电动机开动后，经弹性联
3、轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时,将煤仓和槽形机体内的煤带到机体前端;底板逆行时,槽形机体内的煤被机体后部的斜板挡住,底板与煤之间产生相对滑动,机体前端的煤自行落下。将煤均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页1.4 K4 型给煤机的主要特点：工作可靠、寿命长；重量轻、体积小、维护保养方便；结构简单，运行可靠，调节安装方便；封闭式框架结构，大大提高了机架的刚度；装有限矩形液力偶合器，能满载启动，过载保护；给煤量大是目前国内最大的给煤设备；采用了先进的平面二次包络环面螺杆减速器设计，承载能力大，传动效率高
4、；侧衬板与地板之间留缝可调，能较准确地控制留缝大小，大大减少了漏料；驱动装置对称布置，并采用双推杆，使整机受力均衡，传动平稳，消除了底版往复时的扭摆现象；地板有立向筋板，并用三道通长拖辊支撑，保证了地板本身刚度，消除了现有机械的缺点。1.5 往复式给煤机与振动式，板式给煤机的比较往复式与振动式给煤机两种给煤方式不同点是给煤频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给煤机给煤频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给煤，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给煤量不稳定，给煤量的调整也比较困难；由于是靠振动给煤，给煤机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感
5、，故底板不能承受较大的仓压，需增加仓下给煤槽的长度，结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给煤高度加大，无法用于替换目前大量使用的往复式给煤机。往复式给煤机与板式给煤机安装方式的区别主要在于往复式给煤机采用悬挂式安装方式，在地坑基础完工后，往复式给煤机可以直接通过料斗固定在地坑基础上。而板式给煤机则采用设备基础安装的方式，不但要完成地坑基础施工，而且还要进行设备基础施工。采用往复式给煤机可以减少工程施工周期，节约工程造价。除此之外，往复式给煤机还具有结构简单，经久耐用，故障率低的特点，从而在井下矿山机电运输中得到广泛应用。鉴于此，将往复式给煤机应用于地面和井下完全能适应生产环境需要，
6、从而达到减少投入，提高设备运转率，解放劳动力的目的。1.6 K-4 型往复式给煤机的技术参数表 1-1 K-4 型往复式给煤机技术参数型号规格 K-4给煤能 底板行程 曲柄位置 无烟煤 烟煤中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页200 4 590 530150 3 440 395100 2 295 268力/（t/h）50 1 148 132曲柄转速/（ ）/minr 62型号 YB200L -8(Y200 L -6)11功率/ KW18.5电动机转速/（ ）inr970型号 JZQ-500减速器速比 15.75含量 10 %以下 700最大允许粒度/m含量 10 %以上 550
7、带料斗 2337设备重量/ kg不带料斗 25052 往复式给煤机的总体设计在确定往复式给煤机整体结构尺寸之前，首先考虑给煤机的容积利用系数。容积利用系数是给煤机槽体内煤的体积与槽体容积的比值。在给煤机槽体容积一定的情况下,容积利用系数取值的高低,决定设计给煤能力的值就越大,则设计生产能力大,反之就小。现有型往复给煤机容积利用系数取值为 0.62。为了提高给煤机的综合性能,通过对 K 型往复给煤机的使用情况进行大量调查和性能测试,给煤机实际生产能力比设计生产能力偏大约 1020%。这说明原设计容积利用系数取值偏低。在该往复给煤机设计中,我们将容积利用系数提高到0.7-0.8,这就意味着,与原设
8、计比较,在相同设计生产能力条件下,给煤机槽体容积可以缩小 13%。给煤机的实际生产能力与煤的粒度、水份有较大关系。同样一台给煤机,煤的流动性好,则实际生产能力大;煤的流动性差 ,则实际生产能力中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页2.6018m就小。现有型往复式给煤机之所以适应范围广,除其它性能以外,就在于设计时余量较大,即容积利用系数取值较低。我认为,容积利用系数不宜取值过大,以保证往复给煤机对各种煤的适应性。2.1、往复式给煤机的参数根据已知参数，给煤量： ht80；往复行程： m250，初步设定曲柄的转数为 。min60r2.2 给煤机的总体外型设计1） 。参考 K-4 型
9、往复式给煤机取料仓宽度为 =1250 ，底托板材料选B用 Q235 钢长度为 L=1500 。由此可推出每转推出煤的容积为：式中： 曲柄每转推出煤m为 kg查表得散煤的容重 3/95kg由式得V=abh=0.251.1h= 32.0m推出煤的最低高度：h=0.75m初步设定曲柄的转数为 ，箱体的有效高度和宽度，高度为in6r，宽度为 。给煤量可表示为m801250lBHQ12式中 给煤机给煤量， ；ht给煤机箱体高度， ；m给煤机箱体宽度， ；B32.095V中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页sincos22aiml给煤机行程， ；lm煤的密度， ；32.1t给煤机箱体高度，
10、 ；ninr工况系数， 。.因此，由式 可求出给煤量12图 2-2 往复式给煤机箱体尺寸 nlBHQ60 2.160.25.1706800ht12t由上式结果可得出，箱体尺寸满足给煤要求。2） 。曲柄连杆尺寸及底板速度的确定已知行程 50，设偏距 e 为 120 mm，倾斜角度为 在有三角形关系式01和理论力学中最小角定理，当可求得速度 V =(1+)max=0.77m/s .曲柄 a=124mm连杆长 l=1057mm中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 6 页图 2-1 K 型往复式给煤机曲柄连杆运动简图2.3 给煤机的受力分析2.3.1 往复式给煤机的运行阻力往复式给煤机运行时，
11、电动机功率主要消耗在克服下列阻力上。正行时：底板在托滚上的运动阻力 和煤与固定侧板的摩擦阻力 。1F2F逆行时：底板在托滚上的运动阻力 和煤与底板的摩擦阻力 。3此外，还有消耗在克服煤与侧板之间黏着力和在克服底板加速运动时的运行阻力上。2.3.2 产生运行阻力的因素及力的计算往复式给煤机的运行阻力有以下公式计算：bplgmF321 )2(hllh33122 )3(中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 7 页25401FhplgmF313 )42(式中 给煤机槽体内煤的质量， ；1 kg给煤机运动部件的质量， ；2重力加速度， ；gsm8.9煤仓出口处压力， ；p2N给煤机底板水平投影长
12、度， ；1l煤仓出口对底板有效压力区长度， ；3 m给煤机槽体净宽度， ；b底板在托滚轮上的运动阻力系数， ；08.煤对侧板的侧压系数； 煤的松散容重， ；3950mkg底板上煤的厚度， ， 。h18.h正行阻力： 214F )52(正行阻力： 35 6运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即)72(式中 、 、 括号内的第一项 表示给煤机槽体)2()3()(gm21内煤的重量和活动件的重量； 表示给煤机槽体内煤的重量； gm1表示煤的重量对给煤机固定侧板产生的侧压力。号内的第二项glh312中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页表示煤仓出口处压力； 表示煤仓出口处压力对给煤
13、机固定侧板产生hpl3 hpl3的侧压力。由于底板在托滚轮上的运动阻力 较小(运动阻力系数 值较小),1F给煤机运行阻力主要是煤与固定侧板的摩擦阻力 和煤与底板的摩擦阻力 。2 3F因此可知,产生运行阻力的主要因素是给煤机槽体内的煤的重量和煤仓出口处的压力以及煤与侧板或底板的摩擦系数。从以上分析可知,我们只能从减少煤仓出口处压力对底板的作用,以及减小煤与固定侧板和底板的摩擦力来往复式给煤机的节能措施。采用倾斜式仓口漏斗由于煤仓出口处压力的作用,使底板产生了运行阻力,如果采用斜仓口漏斗,使煤仓出口压力对底板作用减小或不作用在底板上,底板的运行阻力就可以减小。往复式给煤机的运行阻力由以下简化公式计
14、算：12Fmg)82(21hl93 )10(给煤机槽体内煤的质量： rhlbm1=1.251.50.75950kg36底托板选用的材料为 ，其密度 ，底托板长、宽、厚235Q38.7mt度分别为 1500 、1250 、16 。则底托板质量为：mmkg24108.7610592 则12FgN129008.934.063221hl中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页25401FN1345808722kW76.10.4583max0VFpN7184.906.157.09.750231mgFN8.6.正行阻力： 214847190)12(正行阻力： 35 56运行阻力： )(减少煤与
15、底板的磨擦系数是有限的。这是因为正行时，给煤机槽体内的煤是在其与底板之间的磨擦力的作用下，移到给煤机前端。煤与底板的磨擦力要大于煤在加速时的动阻力和煤与固定侧板的磨擦力，才能保证在正行时，煤与底板间不产生相对滑动。3. 给煤机的减速器设计方案3.1 电机选型因设备是在井下工作，电机选为隔爆异步电动机。1. 给煤机所需功率：)13(2. 给煤机的传动效率(1) 曲柄连杆的传动效率 ：0.960.851(2)减速器的传动效率 ： 0.97 0.96232(3)联轴器的传动效率 ：0.993中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页所以，给煤机的总传动效率为75.0321)23(3. 电
16、动机的功率确定电动机的实际功率为kWpd 4.1./6)(一般来说，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率 等于或稍大于edp工作机所需的电动机功率 ，即 ，所以，选择电机额定功率为 15ddep，选择电机型号如表 3-1 所示kW表 3-1 往复式给煤机电机选型型号 额定功率 额定转速 同步转速 功率因数YB180L-6 15kW970 minr1000 inr0.8953.2 减速器选型3.2.1. 减速器选型现在已使用的 K 系列往复式给煤机常用的减速器型号如表 3-2 所示。表 3-2 K 系列往复式给煤机常用的减速器型号型号规格 K-0 K-1 K-2 K-3 K-4型号 JZQ0-
17、350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-400 JZQ-500减速机 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75ZQ、ZQH（ JZQ、PM）型减速器具有机械性能好、工作可靠、维修方便、过载能力强、耐冲击、惯性力矩小等特点。适用于起重、运输、冶金、矿山、建筑、化工、纺织等行业。 其适用条件如下：减速器齿轮圆周速度不大于 12m/s；高速轴的转速不大于 1500r/min；可用于正反两向运转；工作环境温度为-40+40。减速器有九种传动比、九种装配形式和三种低速轴轴端型式。1) 计算速比减速器速比为 17.6091ni2）分配传动装置各级传动比参考文献3表 2-
18、1，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两极齿轮配对材料、性能及齿宽系数大致相同的情况下，即齿面接触强度大致相等时，两极齿轮的传动比可按下式分配：中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页53.8.4162i即 214.3iiii4.13143代入式 得 4383.2.2 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速根据电动机的满载转速 及传动比进行计算;传动装置各部分mn的功率和转矩。计算各轴时将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号，定 0 轴（电动机轴） ，1 轴，2 轴，3 轴，4 轴；相邻两轴间的传动比表示为 ， ；各轴的12i3输出功率为 ， ，
19、 ， ；各轴的输出转矩为 ， ， ， 。0p123p0TT各轴的输出功率0 轴（电动机轴） kWPd4.101 轴（高速轴） k26.149.012 轴（中间轴） W8.32123 轴（低速轴） kP45.8.33各轴的输出转速0 轴（电动机轴） min9700rn1 轴（高速轴） 12 轴（中间轴） in8.215.412rin3 轴（低速轴） mi603.23i各轴的输出转矩0 轴（电动机轴） mNnPTwdd 8.14970.590中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页1 轴（高速轴） mNT4.109.814012 轴（中间轴） 98.5322 iN.63 轴（低速轴）
20、 .0.8323 iTm1403.3 齿轮的设计及校核计算3.3.1 第一对齿轮的设计(1) 选择齿轮材料参考文献4查表 8-17 小齿轮选用 调质并表面淬火 MnTiCr20 6251HRC大齿轮选用 调质并表面淬火 r 2(2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 估取圆周速度 ; 3102.1.nPvttvsmvt 04.9726.149706.3参考文献4表 8-14，表 8-15 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 d ，参考文献4，由式求得13211 2HEdZuKT齿宽系数 参考文献4，查表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d6.0d小齿轮齿数 , 在推荐
21、值 20-40 中选 1Z251Z大齿轮齿数 ，圆整取2 .458.412Zi 142Z中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 13 页齿数比 u59.4212Z传动比误差 误差在 范围内。/02.8./u %5合适小齿轮转矩 参考文献4，由式（8-53）求得 1T1605.9nPmN4097.载荷系数 K 参考文献4，由式（8-54）得 aVAK使用系数 参考文献4，查表 8-20 A 25.1A动载荷系数 参考文献4，查图 8-57 得初值 VKVt.tK齿向载荷分布系数 参考文献4，查图 8-60 齿间载荷分配系数 参考文献4，由式（8-55）及 得 0 cos12.3812Za4
22、5.736.1参考文献4，查表 并插值 281.K则载荷系数 的初值 Kt 541.225.t弹性系数 参考文献4，查表 8-22 得EZ28.19mNE节点影响系数 参考文献4，查图 8-64 得H0,21x中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页5.2HZ重合度系数 参考文献4，查图 865 得 06.0许用接触应力 参考文献4，由式（869）得HHWNHSZlim接触疲劳极限应力 、 参考文献4，查图 8691li2li2lim50H2liN参考文献4，应力循环次数由式(870)预设给煤机每天工作 20 小时，每年工作 300 天，预期寿命为 10 年10231970601
23、 hnjLN4.3u12891062.75.0. 则参考文献4，查图 8-70 得接触强度的寿命系数 、 （不允许有点蚀）1NZ2121NZ硬化系数 参考文献4，查图 8-71 及说明W接触强度安全系数 参考文献4，查图 8-27，按一般可靠度查HS取1.0lim0.1HSWNHZli1中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页0.152mNHWHSZ2li20.152mN故 的设计初值 为1dtd13 211 2HEdt ZuKT3 215086895.46.054 m17.齿轮模数 mZdt 09.2.511参考文献4，查表 83 取 5.1小轮分度圆直径的参数圆整值 tdmm
24、Zdt .62.511圆周速度 v smnt 81.30975.01 与估计取 有差距不大，对 取值影响不大，不需修正4.t VKVK小轮分度圆直径 1tdm60大轮分度圆直径 Z28514.22中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页中心距 a mzm75.132)45(.2)(1齿宽 b ，dt 4007.60in1取小轮齿宽 b4842大轮齿宽 m1(3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算21FSaFFYbdKT 63齿形系数 参考文献4 ，查图 8-67 小轮 aY 2.1FaY大轮 6应力修正系数 参考文献4，查图 8-68 小轮 Sa 54.1Sa大轮 792Y重合度系数 参
25、考文献4，由式（8-67）Y6.07.1/52.075.2.0许用弯曲应力 参考文献4，由式（8-71）F FxNFSY/lim弯曲疲劳极限 参考文献4，查图 8-72lim2701liNF62lim弯曲寿命系数 参考文献4，查图 8-73NY121尺寸系数 参考文献4，查图 8-74 x 1xY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17 页安全系数 参考文献4，查表 8-27 FS 3.1FS则254./1720/11lim1 mNYFxN63622li2 SF 故 /.295.64078. 11 2FF 齿根弯曲强度足够。(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计(参考文献4 表 8-4)
26、1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZmd5.62.1齿顶高 ha*齿根高 cf 125.3.011齿全高 mma 622* 齿顶圆直径 hZd .7.511齿根圆直径 caf 25.2501*1 基圆直径 mmb 3.8cos2.os1 齿距 p857齿厚 s9.3.1齿槽宽 mme2基圆齿距 pb 8.70cos85.7cos1法向齿距 n 3顶隙 mmc62.2.01*2) 大齿轮的相关尺寸中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页分度圆直径 mZmd285.142齿顶高 ha*齿根高 cf 125.3.012齿全高 mma 625*齿顶圆直径 hZd 90.412齿根圆 c
27、af 75.28.5*2 基圆直径 mmb 672cos5.os1 齿距 p872齿厚 s931齿槽宽 mme5基圆齿距 pb 8.720cos8.7cos1法向齿距 n 3顶隙 mmc65.5.01*中心距 Za .172)04(32)(12 传动比 58.121i参考文献4表 8-31 得知，当 ，选用腹板式的结构mda0取 375.962.5,651 hmn 10应大于 ， 为齿全高10dD85中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页02hdDa= )2(1)( *chmzmaa=274 bc9403nn5.5dk86.1.2mr3.3.2 第二对齿轮的设计(1) 选择齿轮
28、材料参考文献4查表 8-17 小齿轮选用 调质并表面淬火 MnTiCr20 6251HRC大齿轮选用 调质并表面淬火 r 2(2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 估取圆周速度 ; 3102.1.nPvttvsmvt 8.214.8.2103.3参考文献4表 8-14，表 8-15 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 d ，参考文献4，由式求得13211 2HEdZuKT齿宽系数 参考文献4，查表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d6.0d小齿轮齿数 , 在推荐值 20-40 中选 1Z301Z大齿轮齿数 2 5.312Zi中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计
29、第 20 页齿数比 u5.3012Z传动比误差 误差在 范围内。/08/ u %5合适小齿轮转矩 参考文献4，由式（8-53）求得 1T1605.9nPmN47载荷系数 K 参考文献4，由式（8-54）得 aVAK使用系数 参考文献4，查表 8-20 A 75.1A动载荷系数 参考文献4，查图 8-57 得初值 VKVt12.tK齿向载荷分布系数 参考文献4，查图 8-60 04齿间载荷分配系数 参考文献4，由式（8-55）及 得 cos12.3812Za05.712.参考文献4，查表 并插值 818.K则载荷系数 的初值 Kt 405.2.05. t弹性系数 参考文献4，查表 8-22 得E
30、Z218mNE节点影响系数 参考文献4，查图 8-64 得H0,21x5.2Z中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 21 页重合度系数 参考文献4，查图 865 得Z06.0许用接触应力 参考文献4，由式（869）得HHWNHSZlim接触疲劳极限应力 、 参考文献4，查图 8691li2li2lim50H2liN参考文献4，应力循环次数由式(870)预设给煤机每天工作 20 小时，每年工作 300 天，预期寿命为 10 年102318.601 hnjLN2.7u1288106.53.06. 则参考文献4，查图 8-70 得接触强度的寿命系数 、 （不允许有点蚀）1NZ2121NZ硬化
31、系数 参考文献4，查图 8-71 及说明W接触强度安全系数 参考文献4，查图 8-27，按一般可靠度查HS取1.0lim0.1HSWNHZli1.5中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页2150mNHWHSZ2li2.2150mN故 的设计初值 为1dtd3 211 2HEdt ZuKT3 215086.53.6.09745m8.9齿轮模数 mZdt 0211参考文献4，查表 83 取 31小轮分度圆直径的参数圆整值 tdmZdt 9011圆周速度 v smnt 1608.2161 与估计取 有差距不大，对 取值影响不大，不需修正8.t VKVK小轮分度圆直径 1tdm90大轮
32、分度圆直径 Z31522中心距 a中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页mzma5.20)13(2)(1齿宽 b ，dt 4905.in1取小轮齿宽 b2大轮齿宽 m41(3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算21FSaFFYbdKT 63齿形系数 参考文献4 ，查图 8-67 小轮 aY 2.1FaY大轮 6应力修正系数 参考文献4，查图 8-68 小轮 Sa 54.1Sa大轮 792Y重合度系数 参考文献4，由式（8-67）Y6.07.1/52.075.2.0许用弯曲应力 参考文献4，由式（8-71）F FxNFSY/lim弯曲疲劳极限 参考文献4，查图 8-72lim2701li
33、NF62lim弯曲寿命系数 参考文献4，查图 8-73NY121尺寸系数 参考文献4，查图 8-74 x 1xY中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页安全系数 参考文献4，查表 8-27 FS 3.1FS则254./1720/11lim1 mNYFxN63622li2 SF 故 /7.939054678. 11 2FF 齿根弯曲强度足够。(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计(参考文献4 表 8-4)1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZd901齿顶高 ha3*齿根高 mcf 75.32.11 齿全高 ma 602*齿顶圆直径 hZd9111齿根圆直径 mcaf 5.823.23*
34、1 基圆直径 mb 6840osos1 齿距 mp.9齿厚 s71231齿槽宽 e.4基圆齿距 mpb 85.0cos9cos1法向齿距 n 3285.顶隙 mc73201*2) 大齿轮的相关尺寸中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页分度圆直径 mZd315012齿顶高 ha*齿根高 cf 7.2.11齿全高 mma 56302*齿顶圆直径 hZd2151齿根圆 caf .307.*2 基圆直径 mmb 960cos3os1 中心距 Za 5.2)1(2)(112 传动比 5.30121i参考文献4表 8-31 得知，当 ，选用腹板式的结构mda取 41m应大于 ， 为齿全高0
35、hdD1386102a= )2(1)( *chmhzmaa=301 bc463.0.D5.7)(5210r.3.4 轴的设计及校核计算中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页3.4.1 中间轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 2TmNnP62380.195022(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上大齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知）d52圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-1 所示。2tF2r2FNdTt 437856022 Fntr 1592tacosa2202输出轴上小齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知）md5.623圆周力 、径向力 和轴向
36、力 的大小如下，方向如图 3-1 所示。1tF1r1FNdTt 9625.6280121Fntr 71tancosa31 03(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢 ，调质处理，按式 初估轴的最小直32min2PAd径，参考文献4表 4-2，取 ，可得15AnpAd478.26332min中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 27 页(4) 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如图 3-1 所示图 3-1 中间轴的结构简图2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段 该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径 。参考文献4 表 11-1，选
37、用 NUP310E 型圆柱md501滚子轴承，尺寸为 。取齿轮距轴承的距离 ，271BDm29考虑到齿轮和轴承之间用套筒地位，则齿轮与轴段之间有 s=4mm 的差距，所以 msBL60941 轴 承 宽 度轴段 该段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴环定位，轴段直径 。已知齿轮轮毂的宽度为 40mm,为了使套筒断面可靠的压d52紧 齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取 。s L362轴段 取齿轮右端轴肩高度 ，则轴环直径207.5dh， 。m63L13轴段 该轴段安装齿轮，用套筒定位，取直径 ，m54。504轴段 该轴段安装轴承，与轴段 相同取直径 d05。L6153）轴上零件的周向定
38、位齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接，按 ，参考md32文献4 表 10-26，查得平键截面尺寸 ，根据轮毂宽度，由键长106hb系列中选取键长 ，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，,49,3532mL取齿轮与轴的配合为 。67rH中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 28 页4）确定轴端倒角取 。4525）轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的结构简图（见图 3-1） ，在确定轴承的支点位置时，参考文献6表 24.2-15 可得知 a 值，对于 6310 型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为 。ma.13mL194根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和当量弯矩图。从
39、轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B 截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B 截面处的 及 的数值如下。TMVH、 c支反力 水平面 ，NRH1430NRH1290垂直面 ，V78V467弯矩 和H水平面 mNMHB152mNMHC8012垂直面 ，V80V97合成弯矩VBHB 16328715222 mNMCC40997802扭矩 TmNT63当量弯矩 c 174096238.01222中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 29 页RH2r3FRH1 r2MHB MHHCFt3V2RV1Rr3VBMVMVCCB中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 30 页TCcaMBcaca如图 3-2 中间轴的计算简图校核轴的强度轴的材料为 钢，调质处理，由参考文献4表 4-1 查得 ，45 2650mNB则 ，即 ，取 ，轴的计算应力B1.09.275.6mN258为 223142.09NWMcc 满足强度要求。3.4.2 输入轴的设计及校核(1) 求输入轴上的转矩 1TmNnPT462097.50911(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知）d51圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-3 所示。1tF1r1FNdTt 38975462011
