單曲柄往復(fù)式給煤機(jī)設(shè)計正文

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1、第68頁 中國礦業(yè)大學(xué)2008屆本科生畢業(yè)設(shè)計 1． 往復(fù)式給煤機(jī)概述 往復(fù)式給煤機(jī)在我國煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應(yīng)用已有幾十年。給煤設(shè)備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給煤設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給煤設(shè)備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運(yùn)行。生產(chǎn)實(shí)踐證明,該設(shè)備對煤的品種、粒度、外在水份等適應(yīng)能力強(qiáng),與其他給煤設(shè)備相比,具有運(yùn)行可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、完全可靠、維護(hù)工作量小等優(yōu)點(diǎn)。 往復(fù)式給煤機(jī)的主要缺點(diǎn)是能耗較高。 隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴(kuò)大,現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)式給煤機(jī)生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求。因此,改

2、進(jìn)和擴(kuò)大現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)給煤機(jī)是完全有必要的。 1.1 往復(fù)式給煤機(jī)的用途 最通用的往復(fù)式給煤機(jī)為K型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給煤，將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運(yùn)到運(yùn)輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。 1.2 K型往復(fù)式給煤機(jī)的組成 K型給煤機(jī)由機(jī)架、 底拖板（給煤槽）、電動機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、傳動平臺、漏斗、閘門、托輥等組成。 本機(jī)可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。給煤機(jī)設(shè)有兩種結(jié)構(gòu)形式：1、帶調(diào)節(jié)閘門 2、不帶調(diào)節(jié)閘門，其給煤能力由底板行程來達(dá)到。 1.3 K型往復(fù)式給煤機(jī)工作原理簡述 往復(fù)式給煤機(jī)由槽形機(jī)體和帶有曲柄連桿裝置的活動地板組成的曲柄滑塊

3、機(jī)構(gòu)，地板是工作機(jī)構(gòu)。傳動原理：當(dāng)電動機(jī)開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運(yùn)動，當(dāng)?shù)装逭袝r,將煤倉和槽形機(jī)體內(nèi)的煤帶到機(jī)體前端;底板逆行時,槽形機(jī)體內(nèi)的煤被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動,機(jī)體前端的煤自行落下。將煤均勻地卸到運(yùn)輸機(jī)械或其它篩選設(shè)備上。 1.4 K4型給煤機(jī)的主要特點(diǎn)： 工作可靠、壽命長；重量輕、體積小、維護(hù)保養(yǎng)方便；結(jié)構(gòu)簡單，運(yùn)行可靠，調(diào)節(jié)安裝方便；封閉式框架結(jié)構(gòu)，大大提高了機(jī)架的剛度；裝有限矩形液力偶合器，能滿載啟動，過載保護(hù)；給煤量大是目前國內(nèi)最大的給煤設(shè)備；采用了先進(jìn)的平面二次包絡(luò)環(huán)面螺桿減速器設(shè)計，承載能力大，

4、傳動效率高；側(cè)襯板與地板之間留縫可調(diào)，能較準(zhǔn)確地控制留縫大小，大大減少了漏料；驅(qū)動裝置對稱布置，并采用雙推桿，使整機(jī)受力均衡，傳動平穩(wěn)，消除了底版往復(fù)時的扭擺現(xiàn)象；地板有立向筋板，并用三道通長拖輥支撐，保證了地板本身剛度，消除了現(xiàn)有機(jī)械的缺點(diǎn)。 1.5 往復(fù)式給煤機(jī)與振動式，板式給煤機(jī)的比較 　　往復(fù)式與振動式給煤機(jī)兩種給煤方式不同點(diǎn)是給煤頻率和幅值以及運(yùn)動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給煤機(jī)給煤頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給煤，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給煤量不穩(wěn)定，給煤量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動給煤，給煤機(jī)必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振

5、動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給煤槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給煤高度加大，無法用于替換目前大量使用的往復(fù)式給煤機(jī)。 往復(fù)式給煤機(jī)與板式給煤機(jī)安裝方式的區(qū)別主要在于往復(fù)式給煤機(jī)采用懸掛式安裝方式，在地坑基礎(chǔ)完工后，往復(fù)式給煤機(jī)可以直接通過料斗固定在地坑基礎(chǔ)上。而板式給煤機(jī)則采用設(shè)備基礎(chǔ)安裝的方式，不但要完成地坑基礎(chǔ)施工，而且還要進(jìn)行設(shè)備基礎(chǔ)施工。采用往復(fù)式給煤機(jī)可以減少工程施工周期，節(jié)約工程造價。 除此之外，往復(fù)式給煤機(jī)還具有結(jié)構(gòu)簡單，經(jīng)久耐用，故障率低的特點(diǎn)，從而在井下礦山機(jī)電運(yùn)輸中得到廣泛應(yīng)用。鑒于此，將往復(fù)式給煤機(jī)應(yīng)用于

6、地面和井下完全能適應(yīng)生產(chǎn)環(huán)境需要，從而達(dá)到減少投入，提高設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)率，解放勞動力的目的。 1.6 K-4型往復(fù)式給煤機(jī)的技術(shù)參數(shù) 表1-1 K-4型往復(fù)式給煤機(jī)技術(shù)參數(shù) 型號規(guī)格 K-4 給煤能力/（t/h） 底板行程 曲柄位置 無煙煤 煙煤 200 4 590 530 150 3 440 395 100 2 295 268 50 1 148 132 曲柄轉(zhuǎn)速/（） 62 電動機(jī) 型號 YB200L-8(Y200 L-6) 功率/ 18.5 轉(zhuǎn)速/（） 970 減速器 型號 JZQ-500 速比 15.75 最大允

7、許粒度 / 含量10 %以下 700 含量10 %以上 550 設(shè)備重量 / 帶料斗 2337 不帶料斗 2505 2． 往復(fù)式給煤機(jī)的總體設(shè)計 3. 給煤機(jī)的減速器設(shè)計方案 3.1 電機(jī)選型 因設(shè)備是在井下工作，電機(jī)選為隔爆異步電動機(jī)。 1. 給煤機(jī)所需功率： 　　　　　 2. 給煤機(jī)的傳動效率 (1) 曲柄連桿的傳動效率：0.960.85 (2)減速器的傳動效率：0.970.96 (3)聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 所以，給煤機(jī)的總傳動效率為

8、 3. 電動機(jī)的功率確定 電動機(jī)的實(shí)際功率為 一般來說，選擇電動機(jī)容量時應(yīng)保證電動機(jī)的額定功率等于或稍大于工作機(jī)所需的電動機(jī)功率，即，所以，選擇電機(jī)額定功率為15，選擇電機(jī)型號如表3-1所示 表3-1　往復(fù)式給煤機(jī)電機(jī)選型 型號 額定功率 額定轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 功率因數(shù) YB180L-6 15 970 1000 0.895 3.2 減速器選型 3.2.1. 減速器選型 現(xiàn)在已使用的K系列往復(fù)式給煤機(jī)常用的減速器型號如表3-2所示。

9、 表3-2 K系列往復(fù)式給煤機(jī)常用的減速器型號 型號規(guī)格 K-0 K-1 K-2 K-3 K-4 減速機(jī) 型號 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-400 JZQ-500 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75 ZQ、ZQH（JZQ、PM）型減速器具有機(jī)械性能好、工作可靠、維修方便、過載能力強(qiáng)、耐沖擊、慣性力矩小等特點(diǎn)。適用于起重、運(yùn)輸、冶金、礦山、建筑、化工、紡織等行業(yè)。 　　其適用條件如下：減速器齒輪圓周速度不大于12m/s；高速軸的轉(zhuǎn)速不大于1500r/min；可用于正反兩向運(yùn)轉(zhuǎn)；工作環(huán)

10、境溫度為-40℃～+40℃。減速器有九種傳動比、九種裝配形式和三種低速軸軸端型式。 1) 計算速比 減速器速比為 2）分配傳動裝置各級傳動比 參考文獻(xiàn)[3]表2-1，取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 對于展開式二級圓柱齒輪減速器，在兩極齒輪配對材料、性能及齒寬系數(shù)大致相同的情況下，即齒面接觸強(qiáng)度大致相等時，兩極齒輪的傳動比可按下式分配： 即 代入式得　　 3.2.2 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 各軸的轉(zhuǎn)速根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速及傳動比進(jìn)行計算;傳動裝置各部分的功率和轉(zhuǎn)矩。 計算各軸時將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依

11、次編號，定0軸（電動機(jī)軸），1軸，2軸，3軸，4軸；相鄰兩軸間的傳動比表示為，；各軸的輸出功率為，，，；各軸的輸出轉(zhuǎn)矩為，，，。 各軸的輸出功率 0軸（電動機(jī)軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉(zhuǎn)速 0軸（電動機(jī)軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0軸（電動機(jī)軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　 3.3 齒輪的設(shè)計及校核計算 3.3.1 第一對齒輪的設(shè)計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻(xiàn)[4]查表8-17 小齒輪選用調(diào)質(zhì)

12、并表面淬火 大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 (2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[4]，由式求得 　　　　　　　　　　 齒寬系數(shù)參考文獻(xiàn)[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(zhuǎn)矩　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-53）求得　 　　　　　　　　　　　　 　

13、 載荷系數(shù)K　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-54）得　 　　　　　　　　　　　　 使用系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-20 動載荷系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-57得初值 齒向載荷分布系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-55）及得 參考文獻(xiàn)[4]，查表并插值　 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-22得 　 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-64得 重合度系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8

14、－65得 許用接觸應(yīng)力　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8－69）得 接觸疲勞極限應(yīng)力、　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－69 　 參考文獻(xiàn)[4]，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預(yù)設(shè)給煤機(jī)每天工作20小時，每年工作300天，預(yù)期壽命為10年 　　　　　　　　 　　　　　 則參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-70得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 、（不允許有點(diǎn)蝕） 硬化系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-71及說明 接觸強(qiáng)度安全系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-27，按一般可靠度查 取 　　　　　 　　　　　 　　　　　 故的設(shè)計初值為

15、 齒輪模數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8－3取 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距不大，對取值影響不大，不需修正 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 ， 取小輪齒寬　 大輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　齒形系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-67 小輪 　　　　大輪 應(yīng)力修正系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-6

16、8 小輪 　　　　　　大輪 重合度系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-67） 許用彎曲應(yīng)力　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-71） 彎曲疲勞極限　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-72 彎曲壽命系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-73 尺寸系數(shù) 　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-74 安全系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-27 則 故 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(參考文獻(xiàn)

17、[4]表8-4) 1) 小齒輪的相關(guān)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 基圓齒距 法向齒距 頂隙 2) 大齒輪的相關(guān)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 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙

18、 中心距 傳動比 參考文獻(xiàn)[4]表8-31得知，當(dāng) ，選用腹板式的結(jié)構(gòu) 取 應(yīng)大于，為齒全高 = =274 3.3.2 第二對齒輪的設(shè)計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻(xiàn)[4]查表8-17 小齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 (2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考文獻(xiàn)[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(xiàn)[4]，由式求得 　　　　　　　　　　 齒寬系數(shù)參考

19、文獻(xiàn)[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) 齒數(shù)比 傳動比誤差　 誤差在范圍內(nèi)。合適 小齒輪轉(zhuǎn)矩　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-53）求得　 　　　　　　　　　　　　 　 載荷系數(shù)K　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-54）得　 　　　　　　　　　　　　 使用系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-20 動載荷系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-57得初值 齒向載荷分布系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，由式（

20、8-55）及得 參考文獻(xiàn)[4]，查表并插值　 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-22得 　 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-64得 重合度系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－65得 許用接觸應(yīng)力　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8－69）得 接觸疲勞極限應(yīng)力、　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－69 　 參考文獻(xiàn)[4]，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預(yù)設(shè)給煤機(jī)每天工作20小時，每年工作300天，預(yù)期壽命為10年 　　　　　　　　 　　　　　 則參考文獻(xiàn)[4]

21、，查圖8-70得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 、（不允許有點(diǎn)蝕） 硬化系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-71及說明 接觸強(qiáng)度安全系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-27，按一般可靠度查 取 　　　　　 　　　　　 　　　　　 故的設(shè)計初值為 齒輪模數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8－3取 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距不大，對取值影響不大，不需修正 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 ， 取小輪齒寬　 大輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞

22、強(qiáng)度校核計算 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　齒形系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-67 小輪 　　　　大輪 應(yīng)力修正系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-68 小輪 　　　　　　大輪 重合度系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-67） 許用彎曲應(yīng)力　參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-71） 彎曲疲勞極限　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-72

23、 彎曲壽命系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-73 尺寸系數(shù) 　參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-74 安全系數(shù)　參考文獻(xiàn)[4]，查表8-27 則 故 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(參考文獻(xiàn)[4]表8-4) 1) 小齒輪的相關(guān)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 基圓齒距 法向齒距 頂隙

24、 2) 大齒輪的相關(guān)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 中心距 傳動比 參考文獻(xiàn)[4]表8-31得知，當(dāng) ，選用腹板式的結(jié)構(gòu) 取 應(yīng)大于，為齒全高 = =301 3.4 軸的設(shè)計及校核計算 3.4.1 中間軸的設(shè)計及校核 (1) 求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 　　　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上大齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1所示。

25、 輸出軸上小齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1所示。 (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]表4-2，取，可得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3-1所示 圖3-1 中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑。參考文獻(xiàn)[4] 表11-1，選用NUP310E型圓柱滾子軸承

26、，尺寸為。取齒輪距軸承的距離，考慮到齒輪和軸承之間用套筒地位，則齒輪與軸段之間有s=4mm的差距，所以 軸段② 該段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸環(huán)定位，軸段直徑。已知齒輪輪轂的寬度為40mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊　　齒輪，軸段長度應(yīng)略短于輪轂孔寬度，取。s　　 軸段③ 取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。 軸段④ 該軸段安裝齒輪，用套筒定位，取直徑，。 軸段⑤ 該軸段安裝軸承，與軸段①相同取直徑 。 3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，為保證齒

27、輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4）確定軸端倒角取。 5）軸的強(qiáng)度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的結(jié)構(gòu)簡圖（見圖3-1），在確定軸承的支點(diǎn)位置時，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-15可得知a值，對于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面， 彎矩和 水平面 垂直面， 合成彎

28、矩 　 　　　 扭矩 當(dāng)量彎矩 如圖3-2 中間軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[4]表4-1查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足強(qiáng)度要求。 3.4.2 輸入軸的設(shè)計及校核 (1) 求輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 　　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-3所示。 (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，按式初

29、估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]查表4-2，取，可得 　　　 (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 　裝配方案如圖3-3所示 圖3-3 輸入軸的結(jié)構(gòu)圖 2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該段用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)工作情況選取，則。參考文獻(xiàn)[4] 表13-5，根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為，許用轉(zhuǎn)矩。與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此取軸段①的直徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的轂孔長度。 軸段② 為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①左端制出定位

30、軸肩，所以軸段②的直徑為。 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為20mm，因此取。 軸段③ 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑，選用6310型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1可知，尺寸為。取。 軸段④　該軸段用于軸承的定位，它的軸肩，所以軸段④的直徑為。所以軸段④的長度。 軸段⑤ 該軸段為齒輪軸，齒輪寬度，分度圓直徑。 軸段⑥的直徑和長度各取，。 軸段⑦用于安裝軸承，選用6310型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1知，尺寸為。其直徑為，。 3) 確定軸端倒角取。 4) 軸的強(qiáng)度校

31、核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖（見圖3-4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-15可得知，對于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面， 彎矩和 水平面， 垂直面 合成彎矩 扭矩 當(dāng)量彎矩 圖3-

32、4 輸入軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強(qiáng)度 　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻(xiàn)[4]表4-1,查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足強(qiáng)度要求。 3.4.3 輸出軸的設(shè)計及校核 (1) 求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上齒輪的分度圓直徑為 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-5所示。 (3) 確定軸的最小直徑 　選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]查表4-2，取，可得 　　　 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 　1) 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3-5所

33、示 圖3-5 輸出軸的結(jié)構(gòu)簡圖 2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段①　該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑。選用6316型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1可知，尺寸為。取該軸段的直徑為，。 軸段②　取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。 軸段③　該段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸環(huán)定位，軸段直徑。已知齒輪輪轂的寬度為46mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于輪轂孔寬度，取。 軸段④ 該段采用套筒定位，該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑，選用6316型深溝

34、球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1可查知，尺寸為。取。 軸段⑤　根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與曲柄右端面之間的距離為，因此取。 軸段⑥ 該軸段安裝曲柄，其直徑和長度各取，。 3) 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻(xiàn)[4] 表10-26，查得，平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長。為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4) 確定軸端倒角取。 5) 軸的強(qiáng)度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖（見圖3-6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-

35、15可得知a值。對于6216型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，3截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。3截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面 ， 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當(dāng)量彎矩 圖3-6 輸出軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強(qiáng)度 　軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻(xiàn)[4]表

36、4-1，查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足使用要求。 3.5 軸承的選擇與校核計算 3.5.1 輸入軸上的軸承選擇與校核 根據(jù)輸入軸結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1,選用6310型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平面， 垂直面， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因，，，由表3-3、表3-4查得， 表2-3 溫度系數(shù) 軸承工作溫度/ 125 150 175 200 225 250 300 350 溫度系數(shù) 1.00 0.95

37、 090 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60 0.50 表3-4 載荷系數(shù) 載荷性質(zhì) 無沖擊或輕微沖擊 中等沖擊 強(qiáng)烈沖擊 載荷系數(shù) 1.0~1.2 1.2~1.28 1.8~3.0 滿足使用要求。 3.5.2 中間軸上的軸承選擇與校核 根據(jù)中間軸的和輸入軸結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1,選用NUP310E圓柱滾子軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平支反力 ， 垂直支反力 ， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因

38、，，，由表3-3、表3-4查得， 滿足使用要求。 3.5.3 輸出軸的軸承選擇與校核 根據(jù)1軸的結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1,選用6316型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平支反力 ， 垂直支反力 ， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因，，，由表3-3、表3-4查得， 滿足使用要求。 3.6 鍵的選擇與校核計算 3.6.1 中間軸上鍵的選擇與校核 齒輪3與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參

39、考文獻(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長；齒輪2與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取雙鍵連接。取齒輪與軸的配合為。 其擠壓強(qiáng)度計算公式為： 　　　　 式中：——鍵與轂槽（或軸槽）的接觸強(qiáng)度，，，為鍵高（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——鍵的工作長度，，型：，型：（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——許用擠壓應(yīng)力，，查表3-5 鍵的材料一般采用抗拉強(qiáng)度極限的精拔鋼制造，常用材料為號鋼，軸的材料一般為鋼；而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵。 表3-5 軸聯(lián)接的許用

40、擠壓應(yīng)力 輪轂材料 載荷性質(zhì) 靜載荷 輕微沖擊 沖擊載荷 鋼 120~150 100~120 60~90 鑄鐵 70~80 50~60 30~45 該鍵滿足強(qiáng)度要求。 該鍵滿足強(qiáng)度要求。 3.6.2 輸出軸上鍵的選擇與校核 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻(xiàn)[4] 表10-26，得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長。為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取雙鍵連接。取齒輪與軸的配合為。 該鍵滿足強(qiáng)度要求。 3.7 軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.7.1 軸承蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸承蓋用以固定軸承、調(diào)整軸承間隙及承受軸向載荷，軸承

41、蓋有嵌入式和凸緣式兩種。 嵌入式軸承蓋結(jié)構(gòu)簡單，為增強(qiáng)其密封性能，常與O形密封圈配合使用。由于調(diào)整軸承間隙時，需打開箱蓋，放置調(diào)整墊片，比較麻煩，故多用于不調(diào)整間隙的軸承處。 凸緣式軸承蓋，調(diào)整軸承間隙比較方便，密封性能好，應(yīng)用較多。 凸緣式軸承蓋多用鑄鐵鑄造，應(yīng)使其具有良好的鑄造工藝性。對穿通式軸承蓋，由于安裝密封件要求軸承蓋與軸配合處有較大厚度，設(shè)計時應(yīng)使其厚度均勻。 當(dāng)軸承采用箱體內(nèi)的潤滑油潤滑時，為了將傳動件飛濺的油經(jīng)箱體剖分面上的油溝引入軸承，應(yīng)在軸承蓋上開槽，并將軸承蓋的端部直徑做小些，以保證油路暢通，見圖3-7 圖3

42、-7 表3-6 軸承端蓋結(jié)構(gòu)尺寸 軸承外徑（mm） 螺栓直徑（mm） 螺栓數(shù) 45~65 8 4 70~100 10 4 110~140 12 6 150~230 16 8 (1)　輸入、中間軸上的軸承端蓋的結(jié)構(gòu)及尺寸 由結(jié)構(gòu)確定 ，有密封件尺寸確定 (2)　輸出軸上的軸承端蓋的結(jié)構(gòu)及尺寸 由結(jié)構(gòu)確定 ，有密封件尺寸確定 3.8 軸外伸處的密封設(shè)計 在輸入軸或輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其它雜質(zhì)浸入，造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。 旋轉(zhuǎn)軸A形密

43、封圈適用于轉(zhuǎn)速不高的稀油潤滑，其結(jié)構(gòu)形式見減速器裝配圖。 3.9 減速器箱體的設(shè)計 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸（參考文獻(xiàn)[3]表4-1） 名稱 符號 二級減速器尺寸關(guān)系 箱體壁厚 δ ，取 箱蓋壁厚 ，取 箱座凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 ，取 地腳螺釘?shù)臄?shù)目 時， 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 ，取 聯(lián)接螺栓直徑的間距 之間 軸承端蓋螺釘直徑 ，取 窺視孔蓋螺釘直徑 ，取 定位銷直徑 ，取 、、至外箱壁的距離 見表3-7，取

44、、至凸緣邊緣距離 見表3-7，取 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 ，取 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 箱蓋、箱座筋板 取 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近，以互不干涉為準(zhǔn)，一般取 注：多級傳動時，取低速級中心距。 表3-7 C1、C2值 螺栓直徑 14 16 18 22 26 34 40 12 14 16 20 24 28 35 沉頭座直徑 18 22 26 33 40 48

45、 61 3.10 油面位置及箱座高度的確定 當(dāng)傳動零件采用浸油潤滑時，浸油深度應(yīng)根據(jù)傳動零件的類型而定。對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高。 為避免傳動零件轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大齒輪齒頂距油池底面的距離不小于。所以取大齒輪齒頂距油池底面的距離為。 3.11 油溝的結(jié)構(gòu)形式及尺寸 (1)輸油溝 當(dāng)軸承利用傳動零件飛濺起來的潤滑油潤滑時，應(yīng)在箱座的剖分面上開設(shè)輸油溝，使濺起的油沿箱蓋內(nèi)壁經(jīng)斜面流入輸油溝內(nèi)，在經(jīng)軸承蓋上的導(dǎo)油槽流入軸承，其結(jié)構(gòu)尺寸見總圖。 圖3-8 油溝的結(jié)構(gòu) (2)回油溝 為提高減速器箱體的密封性，可在箱座的剖分面上

46、制出與箱內(nèi)溝通的回油溝，使?jié)B入箱體剖分面的油沿回油溝流回箱內(nèi)。回油溝的尺寸與輸油溝的尺寸相同。 3.12 檢查孔與檢查孔蓋的設(shè)計 為了檢查傳動零件的嚙合和潤滑情況，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在傳動件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔要足夠大，以便于檢查操作。 窺視孔上設(shè)有視孔蓋，用螺釘緊固，視孔蓋可用鋼板、鑄鐵或有機(jī)玻璃等材料制造，其結(jié)構(gòu)形式及尺寸確定如圖3-9 圖3-9 視孔蓋的結(jié)構(gòu) ?。宦葆敒镸8，直徑，個數(shù)為4個 3.13 通氣器的結(jié)構(gòu)及尺寸 減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)會發(fā)生溫度升高、氣體膨脹的空氣和油蒸汽能自由地排出，以保持箱體內(nèi)

47、外氣壓相等，不致使?jié)櫥脱叵潴w接合面、軸伸處及其它縫隙滲漏出來，通常在箱蓋頂部或視孔蓋上設(shè)置通氣器。通氣器的結(jié)構(gòu)形式很多，因?yàn)樵撛O(shè)備用于灰塵比較大的場合，所以選擇如下結(jié)構(gòu)見圖3-10、尺寸見表3-8，其內(nèi)部做成曲路，并設(shè)有金屬濾網(wǎng)，可減少灰塵隨空氣進(jìn)入箱內(nèi)。 表3-8 通氣器的尺寸 8 3 16 40 40 12 7 18 25.4 22 2 2 見圖3-10 通氣孔的結(jié)構(gòu) 3.14 放油孔、螺塞和封油圈 為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池的最底位置處設(shè)置放油孔。放油孔的位置如圖3-11。

48、放油孔用螺塞及油封墊圈密封。螺塞用細(xì)牙螺紋圓柱，墊圈的材料為耐油橡膠、石棉及皮革等。螺塞直徑約 為箱體壁厚的2~3倍。螺塞及密封墊圈的尺寸見表3-9 見圖3-11 放油孔的位置及結(jié)構(gòu)尺寸 表3-9 21 34 31.2 27 32 16 4 4 1 1.5 35 2 3.15 油標(biāo)指示器 為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持箱體內(nèi)正常的油量，應(yīng)在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設(shè)置油面指示器。 油面指示器上有兩條刻線，分別表示最高油面和最低油面的位置。最低油面為傳動零件正常運(yùn)轉(zhuǎn)時所需的油

49、面，其高度根據(jù)傳動零件的浸油潤滑要求確定；最高油面為油面靜止時的高度。兩油面高度差值與傳動零件的結(jié)構(gòu)、速度等有關(guān)。對中、小型減速器通常取5~10mm。 油面指示器的結(jié)構(gòu)形式見圖3-12、尺寸見表3-10。 圖3-12 桿式油標(biāo)的結(jié)構(gòu)和安裝 表3-10 h a b c D 4 16 6 35 12 8 5 26 22 3.16 起吊裝置 為了便于搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。選用以下兩種： (1) 吊耳 吊耳是直接在箱體上鑄出，其結(jié)構(gòu)形式和尺寸如圖3-13 圖3-13 吊耳的結(jié)構(gòu)和尺寸 (2)

50、 吊鉤 吊鉤鑄在箱座的凸緣下面，用于吊運(yùn)整臺減速器，其結(jié)構(gòu)及尺寸如圖3-14。 圖3-14 吊鉤的結(jié)構(gòu)及尺寸 3.17 定位銷 為精確地加工軸承座孔，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，應(yīng)在箱蓋和箱座的剖分面加工完成并用螺栓聯(lián)接后，鏜孔之前，在箱蓋和箱座的聯(lián)接凸緣上配裝兩個定位圓錐銷。定位銷的位置應(yīng)便于鉆、鉸加工，且不防礙附近聯(lián)接螺栓的裝拆。兩圓錐銷應(yīng)相距較遠(yuǎn)，且不宜對稱布置，以提高定位精度。 圓錐銷的公稱直徑（小端直徑）可取，其長度應(yīng)稍大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以便于裝拆。見總圖 定位銷直徑去標(biāo)準(zhǔn)值

51、 3.18 啟蓋螺釘 為了加強(qiáng)密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在箱蓋和箱座剖分面上以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開。為此常在箱蓋凸緣的適當(dāng)位置上設(shè)置1~2個啟蓋螺釘。啟蓋螺釘?shù)闹睆脚c箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓直徑相同，其長度應(yīng)大于箱蓋凸緣的厚度。其端部應(yīng)為圓柱形或半圓形，以免在擰動時將其端部螺紋破壞，見總圖 3.19 套筒的設(shè)計 套筒選用材料為：；套筒所在的位置見總圖。其結(jié)構(gòu)（如圖3-15）及尺寸（見表3-11） 圖3-15 套筒的結(jié)構(gòu)尺寸 表3-11 中間軸套筒1和輸出軸套筒2的尺寸 名稱 1 50 63

52、 29 2 80 94 33 中間軸套筒2的尺寸 名稱 1 1 1 50 69 60 29 13 4． 給煤機(jī)其余部件設(shè)計方案 4.1曲柄連桿的設(shè)計 根據(jù)總體結(jié)構(gòu)之間的位置關(guān)系，取曲柄長度a=124連桿的長度為l=1058，其結(jié)構(gòu)如圖4－1所示。 圖4－1 4.1.1 曲柄輪轂鍵的設(shè)計及校核 曲柄與輸出軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵

53、截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長。取齒輪與軸的配合為。曲柄與輸出軸的軸向定位采用螺釘連接M1647。連桿與底拖板的連接與曲柄與連桿的一樣。因其所受軸向力很小，所以經(jīng)推算該螺釘強(qiáng)度合格。 鍵的校核： 其擠壓強(qiáng)度計算公式為： 　　　　 式中：——鍵與轂槽（或軸槽）的接觸強(qiáng)度，，，為鍵高（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——鍵的工作長度，，型：，型：（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——許用擠壓應(yīng)力，，可查表2-3 鍵的材料一般采用抗拉強(qiáng)度極限的精拔鋼制造，常用材料為號鋼，軸的材料一般為鋼；而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵。 該鍵滿足強(qiáng)度要求。 4.1.2 曲柄連桿其余零件的選

54、取 曲柄與連桿連接采用階梯軸和調(diào)心滾子軸承53609連接配合，因其主要受力零件是上邊的鍵，所以階梯軸和軸承只承受很小的徑向力。 連桿用45鋼調(diào)制，因工字鋼結(jié)構(gòu)有等方面更適于承受拉力，所以連桿制成工字型。又考慮到連桿會與聯(lián)軸器相碰，所以將連桿制成彎曲的，其詳情結(jié)構(gòu)見曲柄連桿圖。 4.2給煤槽的設(shè)計 參考K－4型給煤機(jī)的給煤槽的的結(jié)構(gòu)尺寸， 取　長度：　 寬度； 其結(jié)構(gòu)及尺寸如圖4－2所示。 圖4-2　給煤槽的結(jié)構(gòu)圖 底托板是給煤機(jī)的承壓部件，它長期處于高壓受力狀態(tài)，所以，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。由第二章可知,給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的重力。

55、根據(jù)計算簡圖作出剪力圖、彎矩圖，B截面的彎矩最大，是底托板的危險截面。 圖4-3 底托板的結(jié)構(gòu)受力分析圖 1) 慣性矩： 2) 支反力 垂直力 ， 水平力 3) 彎矩： 4) 彎曲應(yīng)力： 選取底托板的材料為，參考文獻(xiàn)[4]表4-1，查得， 所以底托板的彎曲強(qiáng)度校核滿足設(shè)計要求。 4.3拖輥組件的設(shè)計及校核 4.3.1輥輪軸的設(shè)計計算 1）根據(jù)機(jī)械傳動方案的整體布局，擬定軸上零件的布局和裝配方案 考慮整體布局，擬訂不同的裝配方

56、案進(jìn)行分析對比，選用如圖3-4所示的裝配方案。 圖4-4輥輪軸的整體布局 2）選擇軸的材料 該軸是心軸，轉(zhuǎn)速較低，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能參考資料查得 抗拉強(qiáng)度 屈服點(diǎn) 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 許用彎曲應(yīng)力 3）初步估算軸的的直徑 4)軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為30212型，其尺寸為，定位軸肩高度 ②

57、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ軸段安裝固定板，為了把該軸固定在箱體上，取該軸段直徑，長度。Ⅱ軸段安裝螺母，為了固定旁邊的套筒，取該軸段直徑，長度。Ⅲ軸段裝有套筒，為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長度。Ⅳ軸段安裝軸承和套筒，裝在軸承中間的套筒為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長度。Ⅴ軸段安裝唇形密封圈，取該軸段直徑，長度；VI軸段，長度；所以該軸總長度 5）軸的受力分析 ① 作出軸的計算簡圖 圖4-5軸的受力分析 ② 求支反力 在垂直面內(nèi)的支反力 由得 又，所以 式中：——煤倉的重力和煤倉內(nèi)煤的重力，

58、； 煤倉內(nèi)煤的質(zhì)量： 底板選用中碳鋼，其密度，底板厚度取15mm，則底板尺寸為 底板的質(zhì)量： 側(cè)板選用中碳鋼，其密度，側(cè)板厚度取15mm，則底板尺寸如下圖： 圖4-6側(cè)板尺寸布置 側(cè)板的質(zhì)量： 所以 所以 圖4-7拖輥軸受力圖 ③ 軸的強(qiáng)度計算 通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁。軸上零件傳來的力，通常當(dāng)作集中力來考慮，其作用點(diǎn)取為零件輪緣寬度的中點(diǎn)，軸上轉(zhuǎn)矩則從輪轂寬度的中點(diǎn)算起。軸上支撐反力的作用點(diǎn)，根

59、據(jù)軸承的類型和組合確定。 如果作用在軸上的各載荷不在同一平面內(nèi)，則可分解到兩個相互垂直的平面，然后分別求這兩個平面內(nèi)的彎矩，再按矢量法求得合成彎矩。 ⅰ按彎矩強(qiáng)度條件計算 式中：——軸計算截面上的合成彎矩，； ——軸計算垂直截面上的合成彎矩，； ——軸計算水平截面上的合成彎矩，； 所以 =4659 C截面的當(dāng)量彎矩 式中：——軸計算截面上的當(dāng)量彎矩，； ——考慮轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用性質(zhì)差異的系數(shù)，

60、當(dāng)扭切應(yīng)力按對稱循環(huán)變化時，；當(dāng)扭切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化時，；當(dāng)扭切應(yīng)力不變化時； ——軸計算截面上的轉(zhuǎn)矩，. 所以 =4659 彎曲應(yīng)力： 式中：——軸計算截面上的直徑，； 所以 = 安全 4.3.2輥輪軸強(qiáng)度的校核 1）按安全系數(shù)校核計算 按安全系數(shù)的校核計算有兩種，一種是根據(jù)材料疲勞極限計算軸危險截面處的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，載荷按軸上長期作用的最

61、大變載荷進(jìn)行計算；另一種是根據(jù)材料屈服強(qiáng)度計算軸危險截面處的靜強(qiáng)度安全系數(shù)。載荷是根據(jù)軸的短時最大載荷來計算的。 危險截面的位置應(yīng)是彎矩等較大及截面面積較小處，當(dāng)按疲勞強(qiáng)度計算時，還應(yīng)考慮應(yīng)力集中較嚴(yán)重處，也就是實(shí)際應(yīng)力較大的截面。當(dāng)在同一截面處有幾個應(yīng)力集中源時，取各源所引起的應(yīng)力集中的最大值。 按疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)計算：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖、截面C處彎矩最大，為危險截面，其應(yīng)力幅為 式中：W——抗彎截面系數(shù)； 所以：

62、 安全 2）驗(yàn)算軸承壽命 一般工作條件下的滾動軸承往往因疲勞點(diǎn)蝕而失效，滾動軸承尺寸主要取決于疲勞壽命。 計算滾動軸承基本額定壽命的公式是； 式中：——失效率10%的基本額定壽命； ——基本額定動載荷，； ——當(dāng)量動載荷，； ——壽命指數(shù)，對于滾子軸承。 若軸承工作轉(zhuǎn)速為n(r/min)，以小時數(shù)為單位基本額定壽命公式為： ①計算軸承支反力 合成支反力

63、 ②軸承的派生軸向力 ③軸承所受的軸向載荷 因 ④軸承的當(dāng)量動載荷 ， 所以： ， 所以： ⑤軸承壽命 因，故按計算 查得， 式中：——基本額定動載荷，。

64、 4.4閘門的設(shè)計 閘門的作用是控制煤流量，并在停機(jī)時將出口封死。即要求：當(dāng)門在最高位置時，到給煤槽的距離H＞750；當(dāng)門在最低位置時，到給煤槽的距離H＜20。取閘門半徑為：R=1042mm。 其結(jié)構(gòu)如圖3－8所示。 圖4－8　閘門的結(jié)構(gòu)圖 5． 主要零件的加工工藝 5.1齒輪的加工工藝 該齒輪屬于重載齒輪，用于給煤機(jī)的減速器。因?yàn)樵摐p速器在實(shí)際運(yùn)行過程中存在震蕩，其齒輪將承受很大的扭矩，因此在加工齒輪的過程中要用滲碳淬火等一系列的工藝。 5.1.1 硬齒面齒輪的工藝特點(diǎn) 1、強(qiáng)調(diào)高精度 硬齒面齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根抗彎強(qiáng)度都很高，但是接觸

65、應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的大小和精度是密切相關(guān)的。齒輪和箱體等的制造和裝配誤差均會引起齒面和齒根的局部過載，從而影響齒輪實(shí)際承載能力。硬齒面齒輪只有在高精度的條件下，其承載能力高的特點(diǎn)才能充分發(fā)揮。由于硬齒面齒輪的跑合性能比軟齒面齒輪差的多，所以由于精度低造成硬齒面齒輪承載能力下降，其后果要比軟齒面嚴(yán)重的多?？梢哉f今后硬齒面齒輪加工工藝的研究重點(diǎn)，旨在提高制造精度。 2、更有必要進(jìn)行齒廓和齒向修形 對于重載齒輪，特別是硬齒面齒輪，由于其彈性變形很大，跑合性能又極差為了減少由于齒輪受載變形所引起的嚙入嚙出沖擊，改善嚙合過程中齒面載荷分配特性，減少振動噪聲和動載荷，更有必要進(jìn)行齒廓修形；另一方面，為了

66、使一同受載變形后，載荷沿齒寬均勻分布，亦更有必要進(jìn)行齒向修形。 3、降低齒面的表面粗糙度 軟齒面的表面粗糙度對齒面承載能力的影響微不足道的，而硬齒面的表面粗糙度對齒面承載能力的影響很大。因此要求硬齒面較軟齒面具有更低的表面粗糙度數(shù)值。硬質(zhì)合金滾刀精滾后采用蝸桿式珩磨輪珩齒，甚至磨齒后珩齒，進(jìn)一步降低表面粗糙度，其目的就在于此。 5.1.2滲碳齒輪的加工工藝 表5-1滲碳齒輪的加工工藝 工序號 工序名稱 工序內(nèi)容及說明 0 鍛造 氣錘鍛造加工 1 粗車 各內(nèi)外圓及端面留量，總余量=正火后車削余量+滲碳后車去滲碳層余量+淬火后精車余量全部棱邊按留量倒角；圖樣臺肩圓角小于R5按R5加工，大于R5按圖加工，全部表面粗糙度不大于 2 探傷 超聲波探傷 3 正火 4 車 按外圓及端面找正 凹槽車成 齒頂圓直徑，根據(jù)生產(chǎn)實(shí)踐中掌握的熱處理變形規(guī)律，工藝要求車小于熱處理后漲大量相同的尺寸，以及熱處理后，齒頂圓直徑大致符合圖樣尺寸要求 若粗滾齒時測量齒厚，須由檢查員測量實(shí)際齒頂圓直徑，并在非基準(zhǔn)面上標(biāo)明，以備粗滾