往復式給煤機

1.往復式給煤機概述

往復式給煤機在我國煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應用已有幾十年。給煤設備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的要緊設備之一，給煤設備的靠得住性，專門是關鍵咽喉部位給煤設備的靠得住性，直接阻礙整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。生產(chǎn)實踐證明，該設備對煤的品種、粒度、外在水分等適應能力強，與其他給煤設備相較具有運行靠得住、性能穩(wěn)固、噪音低、完全靠得住、保護工作量小等優(yōu)勢。

往復式給煤機的要緊缺點是能耗較高。

隨著煤炭工業(yè)的進展，煤礦井型不斷地擴大，現(xiàn)有K型往復式給煤機生產(chǎn)能力小，不能知足大型礦井的要求。因此，改良和擴大現(xiàn)有K型往復給煤機是完全有必要的。

的用途

最通用的往復式給煤機為K型，一樣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持續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他挑選設備中。

K型的組成及工作原理

K型的組成

K型給煤機由機架、底拖板（給煤槽）、電動機、減速器、聯(lián)軸器、傳動平臺、漏斗、閘門、托輾等組成。 本機可依照需要設有帶漏斗、不帶

漏斗兩種形式。給煤機設有兩種結構形式：一、帶調(diào)劑閘門 二、不帶調(diào)劑

閘門，具給煤能力由底板行程來達到。

圖1-1 給煤機的大體結構

1.2.2K型往復式給煤機工作原理簡述

往復式給煤機是由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動地板組成的曲柄滑塊機構，地板是工作機構。傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構拖動傾斜的底板在托輾上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r，將煤倉和槽形機體內(nèi)的煤帶到機體前端；底板逆行時，槽形機體內(nèi)的煤被機體后部的斜板擋住，底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動，機體前端的煤自行落下。將煤均勻地卸到運輸機械或其它挑選設備上。

1.電動機2.曲柄3.連桿4.底板5.托輾

圖1-2往復式給煤機原理圖

往復式給煤機特點

工作靠得住、壽命長；重量輕、體積小、保護保養(yǎng)方便；結構簡單，運行靠得住，調(diào)劑安裝方便；封鎖式框架結構，大大提高了機架的剛度；裝有限矩形液力偶合器，能滿載啟動，過載愛惜；給煤量大是目前國內(nèi)最大的給煤設備；采納了先進的平面二次包絡環(huán)面螺桿減速器設計，承載能力大，傳動效率高；側襯板與地板之間留縫可調(diào)，能較準確地操縱留縫大小，大大減少了漏料；驅動裝置對稱布置，并采納雙推桿，使整機受力均衡，傳動平穩(wěn),排除底版往復時的扭擺現(xiàn)象；地板有立向筋板，并用三道通長拖輾支撐，保證了地板本身剛度，排除現(xiàn)有機械的缺點。

結構簡單，維修量小

在往復式給煤機中，電動機采納標準件，其余大部份是焊接件，損壞部件少，用在煤礦惡劣條件下，其適用性深受利用單位的好評。

性能穩(wěn)固

往復式給煤機對煤的牌號，粒度組成，水分、物理性質等要求不嚴，當來料不均勻，水分不穩(wěn)固且夾有大塊煤、橡膠帶、木頭及鋼絲等時，仍能正常工作。

噪音低

往復式給煤機是非振動式給料設備，其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或煤倉等封鎖型場所，噪音無法擴散，這一點是電動給料機所無法達到的。

安裝方便、高度小

往復式給煤機一樣安裝在煤倉倉口，不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座，安裝可一步到位，調(diào)整工作量小，而電動給煤機由于不能直接經(jīng)受倉壓，需要另外安放倉口過渡溜槽，相較之下，往復式給煤機占有高度小，節(jié)省了建筑面積和投資。

正是由于往復式給煤機具有上述的特點 ，故而，在煤礦井下和地面生產(chǎn)

系統(tǒng)的咽喉環(huán)節(jié)，及在其他需要操縱噪音的環(huán)節(jié)，應首選往復式給煤機。

給煤機常見的幾種類型及比較

1.4.1給煤機常見的幾種類型

給煤機一樣可分為往復式給煤機、鏈式給煤機、振動式給煤機等。

往復式給煤機采納懸掛式安裝方式，在地坑基礎完工后，往復式給煤性能夠直接通過料斗固定在地坑基礎上。往復式給煤機一樣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持續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他挑選設備中。往復式給煤機具有對煤的品種、粒度、外在水分適應性強，和具有較高的靠得住性，噪音低、保護工作量小等優(yōu)勢。給煤機底板在往復運行進程中需經(jīng)受物料專門大的摩擦力， 因此需要較大的

驅動功率，能耗大。

圖1-3K型往復式給煤機示用意

鏈式給煤機多用于地面選煤廠，適用于選煤廠生產(chǎn)工藝進程的配料作業(yè)。0給料持續(xù)均衡、穩(wěn)固；②操作簡單，運行均衡，無振動，無噪聲，保護量小，耗電量少；③給料量的大小能夠隨欲調(diào)劑：④便于實現(xiàn)給料自動操縱。在運行進程中，給煤機的四條刮煤鏈在從動軸處，因無鏈輪定位，易游移發(fā)生咬鏈而斷鏈，阻礙生產(chǎn)。

1.主動軸2.鏈輪3.料斗4.襯板5.刮煤鏈

圖1-4鏈式給煤機簡易工作原理圖

振動給料機用于把物料從貯料倉或其它貯料設備中均勻或定量的供給到受料設備中，是實行流水作業(yè)自動化的必備設備，分放開型和封鎖型兩種.可依照要求生產(chǎn)電磁振動給料機、給料斗、輸送機。

振動給料機結構簡單，操作方便，不需潤滑，耗電量??；能夠均勻地調(diào)劑給礦量；因此已取得普遍應用。一樣用于松散物料。依照設備性能要求，配置設計時應盡可能減少物料對槽體的壓力，按制造廠要求，倉料的有效排□不得大于槽寬的四分之一，物料的流動速度操縱在6-18m/min.對給料量較大的物料，料倉底部排料處 應設置足夠高度的

攔礦板；為不阻礙給料機的性能，攔礦板不得固定在槽體上。為使料倉能順利排出，料倉后壁傾角最好設計為 55-65度。

振動給料機可把塊狀、顆粒狀物料從料倉中均勻、持續(xù)地喂料到受料裝置中。在砂石生產(chǎn)線中可為破碎機持續(xù)均勻地喂料幸免破碎機受料口的堵塞。

振動給料機用途：普遍用于礦山、碎石場、冶金、建材、化工、選礦、煤礦等行業(yè)的破碎、篩分生產(chǎn)線中。

振動給料機工作原理： 該機是利用振動器中的偏心塊旋轉產(chǎn)生離心

力，使篩廂、振動器等可動部份作強制的持續(xù)的圓或近似圓的運動。物料那么隨篩廂在傾斜的篩面上作持續(xù)的拋擲運動， 并持續(xù)均勻地將物料

送至受料口內(nèi)。

振動給料機性能特點：該機結構簡單，振動平穩(wěn)，喂料均勻，持續(xù)性能好，激振力可調(diào)；隨時改變和操縱流量，操作方便；偏心塊為激振源，噪音低，耗電少，調(diào)劑性能好，無沖料現(xiàn)象；假設采納封鎖式機身可避免粉塵污染

振動器

圖1-5振動式給煤機圖例

持續(xù)式給煤機在運行進程中，系統(tǒng)要緊負荷均由轉動軸承支撐，因此運行阻力小，性能穩(wěn)固，運行靠得住性高，磨損小，維修量??；它一改中斷式給料方式為持續(xù)式給料方式，大大的提高了工作效率；給料量可自由調(diào)劑，最大流量可達到2500t/h;應用普遍，尤其在礦山這種惡劣的環(huán)境下優(yōu)勢加倍明顯，例如它超級適合濕煤的運輸；運行平穩(wěn)，噪音小，愛惜環(huán)境；節(jié)約能源省電，流量為1500t/h運行功率僅在kW左右；采納依照專利研制的高分子復合整芯輸送皮帶，利用壽命長；運用新型結構設計，確保皮帶無跑偏打滑現(xiàn)象，沒有煤渣灑落情形。

導回槽

從就液筒 皮帶底座 平郵克架 主驅動港局

圖1-6持續(xù)式給煤機示用意

往復式給煤機與振動式給煤機的比較

往復式與振動式給煤機兩種給煤方式不同點是給煤頻率和幅值和運動軌跡不同。在利用進程中，由于振動式給煤機給煤頻率高，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阻礙較大，因此，給煤量不穩(wěn)固，給煤量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動給煤，給煤機必需起振并穩(wěn)固在必然的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很靈敏，故底板不能經(jīng)受較大的倉壓，需增加倉下給煤槽的長度，結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，目前大量利用的是往復式給煤機。

設計本給煤機的目的、大體要求及大體參數(shù)

設計本給煤機的目的

鑒于給煤機用于將儲料倉或料坑里的物料持續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他挑選設備中的作用和目前給煤機所存在的一些問題， 從節(jié)約材料方面進

行必然的改良而進行本次設計，希望對給煤機的進展起到必然作用。

往復式給煤機知足大型礦井生產(chǎn)能力的要求

隨著我國煤礦井型的不斷擴大，小時生產(chǎn)能力也在增加，例如：井型為240萬t/a,300萬t/a,400萬t/a的礦井，小時生產(chǎn)能力別離為742t/h,928t/h,1238t/h。礦井小時生產(chǎn)能力的增加，要求提高給煤機的生產(chǎn)能力。

目前,礦井井下原煤運輸愈來愈多地采納膠帶輸送機 ，也確實是說，井下

利用給煤機的環(huán)節(jié)增加了。盡管能夠采納多臺小型號給煤機聯(lián)合布置來知足大生產(chǎn)能力的要求，但布置多臺給煤機需要擴大碉室，增加工程投資。何況多臺布置，系統(tǒng)靠得住性降低，噪音增大，出問題的機率也相對增多，給維修帶來必然的麻煩。

在利用膠帶輸送機的裝車系統(tǒng)，是地面生產(chǎn)系統(tǒng)中利用給煤機最多的地址,而且要求給煤能力比較大。裝車系統(tǒng)假設采納電振給料機，不但增加了裝車的高度而且噪音專門大。安裝大型往復式給煤機，不僅使小時生產(chǎn)能力增大，而且也為裝車系統(tǒng)設備的選型提供了更大的可選范圍。

主井井底裝載帶式（板式）定量輸送機式井底裝載設備的進展趨勢，被列為煤炭重點科研項目，定量輸送機慢速裝載時要求給煤設備的能力在 800t/h

以上，現(xiàn)有的K系列給煤機達不到這一要求。盡管也可采納給料閘門入料，但給料閘門的給料量易受原煤的水分、粒度阻礙 ，使給料不均勻。而大型往復

式給煤機可知足這一要求。

大體參數(shù)

依照給煤機需知足大型礦井生產(chǎn)能力要求，其設計參數(shù)定為給煤量：

800th

本次設計所做的大體工作

在安裝時，因為考慮到曲柄連桿需繞過聯(lián)軸器，以幸免與其相碰的問題，將連桿制成彎的，具詳情結構見曲柄連桿圖 7。

如此不僅浪費材料，安裝不方便，還需考慮曲拐要繞過聯(lián)軸器所需的弧度，而且造成加工的不便。通過考慮安裝問題，能夠將電動機位置調(diào)換，使減速器與之相配合，以致幸免連桿與聯(lián)軸器相碰的問題，可將連桿制成直的。其詳情結構見圖8。

4

1、電動機 二、減速器3、曲柄4、軸承五、曲拐

圖1-7 改造前給煤機傳動部份簡圖

、電動機二、減速器3、偏心輪4、鴇金瓦套五、連接軸

圖1-8 改造后給煤機傳動部份簡圖

K-4型的技術參數(shù)

表1-1K-4型往復式給煤機技術參數(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

曲柄轉速/(r/min)

62

電動機

型號

YB200L-8(Y200L1-6)

功率/KW

轉速/(r/min)

970

減速器

型號

JZQ-500

速比

最大允許粒度

/mm

含量10%以下

700

含量10%以上

550

設備重量

/kg

帶料斗

2337

/、，巾料斗

2505

K型往復式給煤機的安裝及利用

.往復式給煤機是固定安裝在儲煤倉口下，在安裝前需要確信水平位置將機架與倉口用螺栓緊固，然后再將傳動平臺安放在正確位置上，H形架與機架,傳動平臺焊牢，減速機、電動機找正安裝，調(diào)劑適當，用螺栓緊固。

.安裝后需要進行空負荷試車，運轉當中，檢查各部件工作是不是正常,轉動軸承最高溫升不得高于60Co

.依據(jù)卸料要求調(diào)劑生產(chǎn)率時，將曲柄部位銷軸拔出，松動螺母，轉

動曲柄殼的位置“一、二、3、4"選擇固定，將銷軸插入，聯(lián)結曲柄與曲柄殼,緊固銷軸和螺母,調(diào)整完畢后再開車。

K型往復式給煤機日常檢修與保護

運行前，煤倉內(nèi)應貯有足夠原煤量，以幸免裝煤入倉時，直接沖擊底板（給煤板）。

.每一個月持續(xù)工作后應檢查機件有無松動等不正?，F(xiàn)象， 假設

有不正常現(xiàn)象顯現(xiàn)，應當即檢修。

.給煤機與煤直接接觸的底托板，其厚度磨損程度大于原厚度的二分之一必需進行修補或改換。

.轉動部件在持續(xù)工作六個月后，需檢查一次，拉桿部份的機件必需維持正常配合，如有不正常現(xiàn)象，當即修復或改換。

.對要緊部件的保護：a、減速機：每六個月檢查一次，同時對轉動軸承和箱體進行清洗或改換潤滑油。b、電動機：按電動機規(guī)定的檢修養(yǎng)護要求進行。

K4型給煤機的技術改造

隨著礦井的延伸，井下利用K4H給煤機的數(shù)量不斷增加。由于在利用中，發(fā)覺該機在結構上存在一些問題，為此咱們對其進行了技術改造。

2. 往復式給煤機的整體設計

在確信往復式給煤機整體結構尺寸之前，第一考慮給煤機的容積利用系數(shù)。容積利用系數(shù)是給煤機槽體內(nèi)煤的體積與槽體容積的比值。在給煤機槽體容積必然的情形下，容積利用系數(shù)取值的高低，決定設計給煤能力的值就越大，那么設計生產(chǎn)能力大，反之就小?，F(xiàn)有K型往復給煤機容積利用系數(shù)取值為。為了提高給煤機的綜合性能，通過對K型往復給煤機的利用情形進行大量調(diào)查和性能測試，給煤機實際生產(chǎn)能力比設計生產(chǎn)能力偏大約10?20%這說明原設計容積利用系數(shù)取值偏低。在該往復給煤機設計中 ，咱們將容積

利用系數(shù)提高到這就意味著，與原設計比較，在相同設計生產(chǎn)能力條件下，給煤機槽體容積能夠縮小13%給煤機的實際生產(chǎn)能力與煤的粒度、水分有較大關系。一樣一臺給煤機，煤的流動性好，那么實際生產(chǎn)能力大；煤的流動性差，那么實際生產(chǎn)能力就小?，F(xiàn)有K型往復式給煤機之因此適應范圍廣，除其它性能之外，就在于設計時余量較大，即容積利用系數(shù)取值較低。我以為，容積利用系數(shù)不宜取值過大，以保證往復給煤機對各類煤的適應性。往復式給煤機的參數(shù)

依照已知參數(shù)，給煤量：800t/h;往復行程：250mm,初步設定曲柄的轉數(shù)為60r/min。

給煤機的整體外型設計

1）參考K-4型往復式給煤機取料倉寬度為B=1250mm,底托板材料選用Q235鋼長度為L=1500mm。

由此可推出每轉推出煤的容積為：

m222.2 3

V- 0.23m

950

式中：m——曲柄每轉推出煤

8001000 …

““ 222?2為kg

6060

—查表得散煤的容重 950 kg/m3

由式得

V=abh=x1.251-13%h=0.23m3

推出煤的最低高度：

h=0.75m

初步設定曲柄的轉數(shù)為 60r/min,箱體的有效高度和寬度，高度為

800mm,寬度為1250mm。給煤量可表示為

Q60HBln 21

式中 Q——給煤機給煤量，t/h；

H——給煤機箱體高度，m;

B——給煤機箱體寬度，m；

給煤機行程，m;

——煤的密度，1.2t/m3;

n 曲柄轉速，r/min；

工況系數(shù)， 1.2°

因此，由式21可求出給煤量

Q60HBln600.751.250.251.2601.2

1215th>800th

由上式結果可得出，箱體尺寸知足給煤要求。

K型給煤機外形尺寸圖如下：

、減速機二、電動機3、傳動平臺4、聯(lián)軸器五、H形架

六、連桿7、給煤槽八、閘門九、機架10、漏斗1一、托輾

2）、曲柄連桿尺寸及底板速度的確信

已知行程250mm,設偏距e為125mm傾斜角度為10°在有三角形關系式和理論力學中最小角定理，當可求得

速度acos

Vmax1— asin0.83m/s

max 2 _2 2

,lasin

曲柄a=125mm

連桿長l=740mm

圖2-1 K型往復式給煤機曲柄連桿運動簡圖

給煤機的受力分析

2.3.1往復式給煤機的運行阻力

往復式給煤機運行時，電動機功率要緊消耗在克服以下阻力上。

正行時：底板在托滾上的運動阻力Fi和煤與固定側板的摩擦阻力F2

逆行時：底板在托滾上的運動阻力Fi和煤與底板的摩擦阻力F30

另外，還有消耗在克服煤與側板之間黏著力和在克服底板加速運動時的運行阻力上。

.2產(chǎn)生運行阻力的因素及力的計算

往復式給煤機的運行阻力有以下公式計算：

TOC\o"1-5"\h\z

Fi mim2gpl3b (22)

2

F2 h1113gp3 (23)

F3 migp13h (24)

式中 mi——給煤機槽體內(nèi)煤的質量，kg;

m2 給煤機運動部件的質量，kg;

g 重力加速度，g9.8m's；

p 煤倉出口處壓力，N/'m2；

li——給煤機底板水平投影長度，m；

13——煤倉出口對底板有效壓力區(qū)長度， m；

b——給煤機槽體凈寬度，m;

—底板在托滾輪上的運動阻力系數(shù)， 0.08;

—煤對側板的側壓系數(shù)；

—煤的松散容重， 950kg/m3；

h 底板上煤的厚度， h0.8hi,m。

(25)

(26)

(27)

正行阻力：F4 Fl F2

逆行阻力：F5FiF3

運行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值計算，即

F0 1F42F52

2

式中(22)、(23)、(24)括號內(nèi)的第一項m,m2g表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量和活動件的重量；mig表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量；h2li13g表示煤的重量對給煤機固定側板產(chǎn)生的側壓力。號內(nèi)的第二項p%h表示煤倉出口處壓力； p%h表示煤倉出口處壓力對給煤機固定側板產(chǎn)

生的側壓力。由于底板在托滾輪上的運動阻力Fi較小(運動阻力系數(shù)⑴值較小),給煤機運行阻力主若是煤與固定側板的摩擦阻力 F2和煤與底板的摩擦阻

力F3。因此可知，產(chǎn)生運行阻力的要緊因素是給煤機槽體內(nèi)的煤的重量和煤倉出口處的壓力和煤與側板或底板的摩擦系數(shù)。

從以上分析可知，咱們只能從減少煤倉出口處壓力對底板的作用，和減小煤與固定側板和底板的摩擦力來考慮往復式給煤機的節(jié)能方法。

采納傾斜式倉口漏斗，由于煤倉出口處壓力的作用，使底板產(chǎn)生了運行阻力,若是采納斜倉口漏斗，使煤倉出口壓力對底板作用減小或不作用在底板上,底板的運行阻力就能夠夠減小。

往復式給煤機的運行阻力由以下簡化公式計算：

Fi m1m2g (28)

F2 h211g (29)

F3 mig (2I0)

給煤機槽體內(nèi)煤的質量：

miblhr

=xxx950

i336kg

底托板選用的材料為Q235,其密度 7.8t/m3,底托板長、寬、

厚度別離為1500mm、1250mm、16mm。那么底托板質量為: __ _ _ _9

m215001250167.8109234kg則

F1 m1m2g

13360.2349.80.081031290N

F2 h211g

2 __ ..

0.750.9950.75 9501.0699.87184N

TOC\o"1-5"\h\z

F3 mig

0.7513369.89819N正行阻力：F4 F1 F2 1290 7184 8474N(2 11)

正行阻力：F5 F1 F3 1290 9819 11109N(2 12)

運行阻力：F。：2F42F52 (213)

84742111092 13458N

減少煤與底板的摩擦系數(shù)是有限的。這是因為正行時，給煤機槽體內(nèi)的煤是在其與底板之間的摩擦力的作用下，移到給煤機前端。煤與底板的摩擦力要大于煤在加速時的動阻力和煤與固定側板的摩擦力，才能保證在正行時，煤與底板間不產(chǎn)生相對滑動。

.給煤機的減速器設計方案

電機選型

因設備是在井下工作，電機選為隔爆異步電動機。

1.給煤機所需功率：

PF0Vmax (31)

13.4580.83

11.17kW

.給煤機的傳動效率

(1)曲柄連桿的傳動效率1：X

(2)減速器的傳動效率 2：減速器用三對軸承，選用深溝球軸承查得

TOC\o"1-5"\h\z

o

其效率為20.99,故：2 2 0.9930.97

(3)聯(lián)軸器的傳動效率3:

因此，給煤機的總傳動效率為

1 2 3 0.78 (32)

3.電動機的功率確信

電動機的實際功率為

pd p11.17/0.7814.4kW (33)

一樣來講，選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率 Ped等于或稍大

于工作機所需的電動機功率 Pd,即Ped Pd,因此，選擇電機額定功率為

15kW,選擇電機型號如表3-1所示

表3-1往復式給煤機電機選型

型號

額定功率

額定轉速

同步轉速

功率因數(shù)

YB180L-6

15kW

970r/min

1000r/min

減速器選型

3.2.1.減速器選型

此刻已利用的K系列往復式給煤機經(jīng)常使用的減速器型號如表 3-2所

示。

表3-2K系列往復式給煤機經(jīng)常使用的減速器型號

型號規(guī)格

K-0

K-1

K-2

K-3

K-4

減速機

型號

JZQ0-350

JZQ0-350

JZQ0-3501

JZQ-400

JZQ-500]

速比

ZQ、ZQH(JZQ、PM)型減速器具有機械性能好、工作靠得住、維修方便、過載能力強、耐沖擊、慣性力矩小等特點。適用于起重、運輸、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；高速軸的轉速不大于1500r/min;可用于正反兩向運轉；工作環(huán)境溫度為-40C?+40C,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（總傳動比）

減速器速比為inni9706016.17

2）分派傳動裝置各級傳動比

參考文獻［3］表2-1,取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比

關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)大致相同的情形下，即齒面接觸強度大致相等時，兩極齒輪的傳動比可按下式分派：

i1 1.3?1.4i2即^11.3~1.4i

代入式34得

i1 .1.3i 1.316.174.58

16.17

4.583

3.53

0軸（電動機軸） P） Pd

1軸（高速軸） P Pd

2軸（中間軸） P2 Pi

3軸（低速軸） B P2

各軸的輸出轉速

0軸（電動機軸） n° nm

1軸（高速軸）

n1 n0970rmin

計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

各軸的轉速依照電動機的滿載轉速nm及傳動比進行計算；傳動裝置各部份的功率和轉矩。

計算各軸時將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號，定0軸（電動機軸），1軸，2軸，3軸；相鄰兩軸間的傳動比表示為i12,i23；各軸的輸出功率為p0,r,P2,P3；各軸的輸出轉矩為T0,Ti,丁2,丁3。

各軸的輸出功率

14.4kW

114.40.9914.26kW

1 214.260.990.9813.86kW

2313.860.990.9813.45kW

970rmin

2軸（中間軸）

ni 970

i17 4.58

211.8rmin

3軸（低速軸）

各軸的輸出轉矩

0軸（電動機軸）

n3n2211860rmin

i23 3.53

P 14.4

T0Td9550—9550 141.8Nm

nw 970

1軸（高速軸）

Ti T0

i141.80.99140.4Nm

2軸（中間軸）

3軸（低速軸）

T2T1i12 2 3140.44.580.990.98

623.8Nm

T3T2i2323623.83.530.990.98

2140Nm

齒輪的設計及校核計算

第一對齒輪的設計

（1）選擇齒輪材料

參考文獻［4］查表8-17

小齒輪選用20CrMnTi調(diào)質并表面淬火 HRC156~62

大齒輪選用20CrMnTi調(diào)質并表面淬火 HRC256~62

許用接觸應力h 參考文獻［機械設計］,由式（6—6）得

HlimZN:SH

接觸疲勞極限應力 hlim1、Hlim2參考文獻［機械設計］,查圖6—4

Hlim11500Nmm2

Hlim21500Nmm2

參考文獻［機械設計］,應力循環(huán)次數(shù)N由式（6—7）

預設給煤機天天工作20小時，每一年工作300天，預期壽命為10年

Ni60njLh609701 3002010

一一一93.4910

N2N1u

3.491094.587.62108

那么參考文獻［機械設計］，查圖6-5得接觸強度的壽命系數(shù)Zn1>Zn2

(不許諾有點蝕)

Zn1Zn2 1

接觸強度平安系數(shù)Sh 參考文獻［機械設計］,按一樣靠得住度查

Shlim 1.0~1.1 取Sh 1.0

那么H1Hlim1ZnZw."Sh

1500111.0

1500Nmm2

H2 Hlim2ZNZw：Sh

1500111.0

1500N.mm2

(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算

確信齒輪傳動精度品級，按Vt 0.013~0.022n11pJa估取圓周速度

vt;vt0.016970314.269704.04ms

參考文獻［機械設計］表，表選取n公差組8級

小輪分度圓直徑d1,參考文獻［4］,由式求得

2

z ZeZhZ2KTiu1

ch3

［h］ du

齒寬系數(shù)d參考文獻［機械設計］,查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置，取d0.6

小齒輪齒數(shù)乙，在推薦值20-40當選乙25

大齒輪齒數(shù)Z2 Z2 ii2 Zi 4.5825114.5 ,圓整取Z2 114

齒數(shù)比u u Z2 Z1 114254.59

傳動比誤差u/uu/u4.594.58/4.590.0020.05誤差在5%范圍內(nèi)。適合

小齒輪轉矩T1參考文獻［4］,由式（8-53）求得

T1 9.55106Pn1

9.5510614.4970140400Nmm

載荷系數(shù)KKKaKvKKa

利用系數(shù)Ka參考文獻［機械設計］，查表 Ka1.25

動載荷系數(shù)Kv參考文獻［機械設計］,由推薦值?選KvtKvt1.2

齒向載荷散布系數(shù)K

參考文獻［機械設計］,由推薦值?選

k1.1

齒間載荷分派系數(shù)K

參考文獻［4］,

由式（8-55）及0得

1

一cos

Z2

1

1.883.2—

乙

1

1.883.2——

25

1

114

1.736

那么載荷系數(shù)K的初值Kt Kt1.25

1.21.11.12.541

參考文獻［4］,查表821并查值K1.1

材料彈性系數(shù)Ze參考文獻［機械設計］,查表得

Ze189.8...Nmm2

節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh參考文獻［機械設計］,查圖6-3 0,X1X2

Zh2.5

重合度系數(shù)Z 由推薦值?得

Z0.86

故d1的設計初值d1t為

, 2

z 2KTiu1ZeZhZ

d1t3

du［H］

322.5411404004.581 189.82.50.862

0.6 4.58 1500

50.17mm

齒輪模數(shù)m

hd〔t乙50.17252.09mm

參考文獻［機械設計］,查表取 m1 2.5mm

小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值d；t

?' _

d1t乙1252.562.5mm

圓周速度v

vd1tR60000 62.5970600003.81ms

與估量取Vt4.04有差距不大，對Kv取值阻礙不大，不需修正Kv

小輪分度圓直徑 d1

dit

60mm

大輪分度圓直徑 d2

mi

Z22.5114

285mm

中心距a

齒寬bb

取小輪齒寬

大輪齒寬

m(Z1

a

2

Z2)

dd1tmin0.6

2.5(25114)

2

50.1730mm

173.75mm

3010

40mm,

thb5?1040mm8mm48mm

b2b40mm

（3）齒根彎曲疲勞強度校核計算

F 羿1YFaYsaY[f]

bd1m

齒形系數(shù)YFa

參考文獻[4],查圖8-67小輪YFa1

2.62

大輪YFa2

2.16

應力修正系數(shù)

Ysa參考文獻[4],查圖8-68小輪Ysh 1.54

大輪 Ysa2 1.79

重合度系數(shù)Y

參考文獻[4],由式（8-67）

0.250.75 0.250.75/1.720.69

許用彎曲應力

[f]

參考文獻[4],由式（8-71）[f]

FimYNYx/SF

彎曲疲勞極限

Flim

參考文獻[4],查圖8-72

Fim1

720Nmm2

%2 600Nmm2

彎曲壽命系數(shù)Yn 參考文獻［4］,查圖8-73

YN1

YN2

尺寸系數(shù)Yx參考文獻［4］,查圖8-74工1

平安系數(shù)Sf 參考文獻［4］,查表8-27 Sf1.3

則

［F/ 小九文房尸 72011/1.3554Nmm2

[F2] F,X^Sf6001

. 21.78140400

故 F1

4062.52.5

21.78140400F2

4062.52.5齒根彎曲強度足夠。

2.621.54

2.161.79

1/1.3462Nmm2

0.69222.64N/mm2

一一一一 2

0.69213.35N/mm

[F/

[f2]

（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 d1 乙m1 252.562.5mm

齒頂高 ha1 h；m112.52.5mm

齒根高 hf1 h； c* m1 10.252.53.125mm

11 a 1

齒全高 h1 2h； c; m1 210.252.55.625mm

齒頂圓直徑da1d12ha1

齒根圓直徑df1d12hf

基圓直徑db1hZ1cos

齒距 p1 m1

62.522.567.5mm

62.523.12556.25mm

2.525cos2058.73mm

2.57.85mm

齒厚

s1 m12 2.523.93mm

齒槽寬

e1

m12

2.523.93mm

基圓齒距

Pb1

P1cos

7.85cos207.38mm

法向齒距

Pn1

P1cos

7.85cos207.38mm

頂隙

C1

*———一—

cm10.252.50.625mm

2）人齒輪的相關尺寸

分度圓直徑

d2

Zm1 114

2.5285mm

齒頂局

ha2

*

ham112.52.5mm

齒根高

hf2

* *

hacm1

10.252.53.125mm

齒全高

h2

* *

2hacm1

20.252.55.625mm

齒頂圓直徑

da2

* 一一 _ _

Z22ham1 114212.5290mm

齒根圓

df2

Z2

**

2ha2c

m1 1142120.252.5

基圓直徑

db1

m1Z1cos

2.5114cos20267.8mm

齒距

Pi

m1

2.57.85mm

齒厚

S1

m12

2.523.93mm

齒槽寬

e1

m12

2.523.93mm

基圓齒距

Pb1

Plcos

7.85cos207.38mm

法向齒距

Pn1

P1cos

7.85cos207.38mm

頂隙

G

*

cm10.252.50.625mm

278.75mm

中心距

m1(Z1Z2) 3(24110)

a12

167.5mm

傳動比i12 _LJZ2 H04.58

2 乙 24

參考文獻［4］表8-31得知，當200da500mm，選用腹板式的結構

5~6mn,1h62.55.625 9.375取i10

應大于10mm,h為齒全高

D11.6d1.65588mm

D2dah0

* * *、

=m(z2ha)10m(2hac)

=274mm

c0.3b0.3409mm

n0.5mn0.52.51.25mm

d21.6dk1 1.65588mm

r5mm

.2第二對齒輪的設計

(1)選擇齒輪材料

參考文獻［4］查表8-17

小齒輪選用20CrMnTi調(diào)質并表面淬火 HRC156~62

大齒輪選用20CrMnTi調(diào)質并表面淬火 HRC256-62

許用接觸應力 h 參考文獻［4］,由式(8—69)得

HHlimZnZwSH

接觸疲勞極限應力 hlim1、Hlim2參考文獻［4］,查圖8—69

Hlim11500Nmm2

Hlim2 1500Nmm2

參考文獻[4],應力循環(huán)次數(shù)由式(8-70)

預設給煤機天天工作20小時，每一年工作300天，預期壽命為10年

Ni60njLh60211.813002010

_ 8

7.6210

N2Nr.u

7.621083.532.16108

那么參考文獻[4],查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù)Zn、Zn2(不許諾有點蝕)

ZniZn2 1

硬化系數(shù)Zw參考文獻[4],查圖8-71及說明

Zw1

接觸強度平安系數(shù)Sh 參考文獻[4],查圖8-27,按一樣靠得住度查

Shlim 1.0~1.1 取Sh 1.0

H1Hlim1ZNZW-SH

1500111.0

1500Nmm2

H2Hlim2ZNZW:SH

1500111.0

1500Nmm2

(2)按齒面接觸疲勞強度設計計算

確信齒輪傳動精度品級，按Vt0.013?0.022n23M而估取圓周速度

vt2;vt2 0.013211.8314.41211.81.18ms

參考文獻［機械設計］表，表選取 n公差組8級

小輪分度圓直徑依，參考文獻［機械設計］,由式求得

2

, ZeZhZ2KTu1

d13

［H］ du

齒寬系數(shù)d參考文獻［4］,查表8?23按齒輪相對軸承為非對稱布置，

取d0.6

小齒輪齒數(shù)乙，在推薦值20-40當選乙30

大齒輪齒數(shù)Z2 Z2i12乙3.5330105

齒數(shù)比u uZ2.乙105303.5

傳動比誤差u/uu/u3.53.53/3.53 0.008誤差在5%

范圍內(nèi)。適合

小齒輪轉矩T1參考文獻［4］,由式（8-53）求得

T1 9.55106PR

649740Nmm

載荷系數(shù)K參考文獻［4］,由式（8-54）得

KKaKvKKa

利用系數(shù)Ka參考文獻［4］,查表8-20Ka1.75

動載荷系數(shù)Kv參考文獻［4］,查圖8-57得初值KvtKvt 1.12

參考文獻[4],查圖8-60K1.04

參考文獻[4],由式（8-55）及0得

1 1

1.883.2 cos

Zi Z2

齒向載荷散布系數(shù)K

齒間載荷分派系數(shù)K

a

1

1.883.2—

30105

1.712

參考文獻[4],查表821并查值K1.18

那么載荷系數(shù)K的初值KtKt1.751.121.041.182.405

彈性系數(shù)Ze參考文獻[4],查表8-22得

Ze188.Nmm2

節(jié)點阻礙系數(shù)Zh參考文獻[4],查圖8-64 0,x1 x20得

Zh2.5

重合度系數(shù)Z 參考文獻[4],查圖8—65 0得

Z0.86

故d1的設計初值d1t為

2

z 2KTiu1ZeZhZ

d1t3

du[H]

2

322.4056297403.531 1882.50.86

0.6 3.53 1500

90.08mm

齒輪模數(shù)m

hd1t乙90.08303.02mm

參考文獻[機械設計],查表取 m13mm

小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值d；t

.'

d1t乙130390mm

圓周速度v

v ditR60000 90211.8600001ms

與估量取51.18有差距不大，對Kv取值阻礙不大，不需修正Kv

小輪分度圓直徑 d1d1t90mm

大輪分度圓直徑 d2m1Z23105315mm

中心距a

m(Z1Z2) 3(30105)

a 202.5mm

2 2

齒寬bbdd1tmin0.59045mm,

取小輪齒寬 匕b(5?10)45mm9mm54mm

大輪齒寬b2b45mm

（3）齒根彎曲疲勞強度校核計算

2KT1

bd1m

YFa

YSaY

[f]

TOC\o"1-5"\h\z

齒形系數(shù)YFa參考文獻[4],查圖8-67小輪YFa1 2.62

大輪YFa2 2.16

應力修正系數(shù)YSa參考文獻[4],查圖8-68小輪YSa1 1.54

大輪 YSa2 1.79

重合度系數(shù)Y

參考文獻[4],由式（8-67）

0.250.75 0.250.75/1.720.69

許用彎曲應力

[f]

參考文獻[4],由式（8-71）[f]

FimYNYx/SF

彎曲疲勞極限

Flim

參考文獻[4],查圖8-72

Fim1

720Nmm2

%2 600Nmm2

彎曲壽命系數(shù)Yn 參考文獻［4］,查圖8-73

YN1

YN2

尺寸系數(shù)Yx參考文獻［4］,查圖8-74工1

平安系數(shù)Sf 參考文獻［4］,查表8-27Sf1.3

則

[F/ 小九文房尸72011/1.3554Nmm2

[f2] Flim2YN2Yx2/SF 60011/1.3462N/mm2

故f2.786497402.621.540.69

1 54903

F2

21.78649740

54903

2.161.790.69

2

441.7N/mm

-一一一，2

423.24N/mm

F2]

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d1Zm190mm

齒頂高 ha1h；m1133mm

齒根高 hf1h* c* m1 10.253 3.75mm

iia i

齒全高 h1 2h； c* m1 210.25 36.75mm

齒頂圓直徑da1乙2h；m1

3021396mm

齒根圓直徑df1

* *

乙2ha2cm1

302120.25382.5mm

基圓直徑

db1m^cos 330cos2084.6mm

齒距 p1ml 39.42mm

齒厚

s1 m1.2 324.71mm

基圓齒距

Pb1

P1cos

9.42

cos20

8.85mm

法向齒距

Pn1

P1cos

8.85

cos20

8.32mm

頂隙

c

*

cm1 0.25

3

0.75mm

齒槽寬

e1 m124.71mm

2）大齒輪的相關尺寸

2）大齒輪的相關尺寸

分度圓直徑 d2Zm1

齒頂高 ha1 h；m1

齒根高 hfi h；

齒全高 h1 2h；

齒頂圓直徑d；2Z2

齒根圓df2 Z22h；

基圓直徑 db1 m1Z1

1053315mm

133mm*

cm1 10.253

*

cm1 210.25

__* __ _ .

2h；m1 105 2 1

*

2cmi 105 2 1

cos3 105 cos20

3.75mm

36.75mm

3321mm

20.253307.5mm

296mm

m1(Z1Z2) 3(30105)

中心品巨 a12 1^ - 202.5mm

2 2

傳動比i12,馬1053.5

2乙30

參考文獻［4］表8-31得知，當200da

500mm,選用腹板式的結構

取14m12

應大于10mm,h為齒全高

D11.6d1.684134mm

D2d；h0

* * *

=m(z2ha)10m(2hac)

=301mm

c0.3b0.34614mm

D00.5(D1D2)217.5mm

r0.5c7mm

n===

軸的設計及校核計算

中間軸的設計及校核

(1)求中間軸上的轉矩丁2

TOC\o"1-5"\h\z

P 1386

T29550—95501386623820Nmm

n2 211.8

(2)求作用在齒輪上的力

中間軸上大齒輪的分度圓直徑為d2285mm(由以上齒輪計算得知)

圓周力Ft2、徑向力Fr2和軸向力F2的大小如下，方向如圖3-1所示

圓周力Ft226238204377N2d2 285

徑向力Fr Ft史」4377里處1539N

2 2cos 1

軸向力F02

中間軸上小齒輪的分度圓直徑為d390mm(由以上齒輪計算得知)

圓周力F、徑向力Fr和軸向力F的大小如下，方向如圖3-1所示,1 r1 1

2T2 2623800一

圓周力人—— 13862N

1 d1 90

徑向力FFt3tan-^13862^an205045Nr1 t3

cos 1

軸向力F03

(3)確信軸的最小直徑

選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處置，按式d2min 弋|是初估軸的最小直

n2

徑，參考文獻［4］表4-2,取A115,可得

dmin A，p% 1153,138647mm

，n2 ,211.8

(4)軸的結構設計

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中間軸的結構簡圖

2)按軸向定位要求確信各軸段直徑和長度

軸段①該段安裝轉動軸承，考慮到軸承只受徑向力，因此選擇深溝球軸承。取軸段直徑d150mm0參考文獻［4］表11-1,選用6310型圓柱滾子軸承，尺寸為dDB5011027。取齒輪距軸承的距離 27mm,考

慮到齒輪和軸承之間用套筒定位，那么齒輪與軸段之間有 s=4mm的差距，

因此LiB軸承寬度 s2742758mm

軸段②該段安裝齒輪，齒輪左端采納套筒定位，右端利用軸環(huán)定位，軸段直徑d255mm0已知齒輪輪轂的寬度為40mm,為了使套筒斷面靠得住的壓緊齒輪，軸段長度應略短于輪轂孔寬度，取L236mm0

軸段③取齒輪右端軸肩高度h5mmh0.07d2,那么軸環(huán)直徑d365mm,L315mm。

軸段④該軸段安裝齒輪，用套筒定位，取直徑d455mm,L450mm。

軸段⑤該軸段安裝軸承，與軸段①相同取直徑d550mm

L5Li62mm。

3）軸上零件的周向定位

齒輪與軸的周向定位采納A型一般平鍵聯(lián)接，按d2d355mm,參考文獻［4］表10-26,查得平鍵截面尺寸bh1610,依照輪轂寬度，由鍵長系列當選取鍵長L236mm,L346mm,,為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為H7/r6o

4）確信軸端倒角取245。

5）軸的強度校核

I求軸的載荷

第一依照軸的結構圖作出軸的結構簡圖（見圖3-1）,在確信軸承的支點位置時，參考文獻［6］表可得知a值，關于6310型深溝球軸承，取a13.5mm,因此軸的支撐跨距為L194mm。

依照軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構

圖和當量彎矩圖中能夠看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。 B

截面處的Mh、Mv、M、T及Mc的數(shù)值如下。

支反力H水平面4111430N,Rh212909N

V垂直面RV14178N,RV24627N

彎矩Mh和MV

水平面Mhb771525NmmMhc806812Nmm

垂直面Mvb282015Nmm,Mvc289187Nmm

合成彎矩M

Mb MHB MVB 7715252 8068122 1116332Nmm

Mc M；c mVc 2820152 2891872 403932Nmm

C HC VC

扭矩T T623820Nmm

當量彎矩Mcc

Mc.M2T2 .11163322 0.66238202 1177409Nmm

Mb

如圖3-2中間軸的計算簡圖

II校核軸的強度

軸的材料為45鋼，調(diào)質處置，由參考文獻［4］表4-1查得

B 650N/mm2,那么0.09~0.1B,即67.5~75N/mm2,取

58N,/mm2,軸的計算應力為

叫S?14Nmm2

W0.1523

58Nmm2

知足強度要求。

輸入軸的設計及校核

(1)求輸入軸上的轉矩Ti

P1 144

工9550—9550144146200Nmm

n1 970

(2)求作用在齒輪上的力

輸入軸上齒輪的分度圓直徑為d162.5mm(由以上齒輪計算得知)

圓周力入、徑向力Fri和軸向力F1的大小如下，方向如圖3-3所示。

Fn

2Tidi

2146200

62.5

4678N

tann

t1cos

4678

tan20

1

1703N

F0

1

(3)確信軸的最小直徑

選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處置，按式d1min A：?初估軸的最小直徑,

參考文獻［4］查表4-2,取A115,可得

TOC\o"1-5"\h\z

P 144

d1min A3」1153 28mm

n1 970

(4)軸的結構設計

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輸入軸的結構圖

2)按軸向定位要求確信各軸段直徑和長度

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)軸器的計算轉矩 Tkat,依照工作情形選取

c

Ka1.5,那么TcKaT1.5146200219300Nmm。參考文獻［4］表13-5,依照工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL7,許用轉矩T500000Nmm。與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑&42mm,因此取軸段

①的直徑d142mmo半聯(lián)軸器輪轂總長度L101mm（J型軸孔），與軸配合的轂孔長度L112mm。

軸段②為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①左端制出定位軸肩h3mm,因此軸段②的直徑為d248mm。

依照減速器與軸承端蓋的結構和端蓋的拆卸要求，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L288mm。

軸段③該段安裝轉動軸承，考慮到軸承只受徑向力，因此選擇深溝球軸承。取軸段直徑d150mm,選用6310型深溝球軸承，參考文獻［4］表11-1

可知，尺寸為dDB5011027。取L327mm。

軸段④該軸段用于軸承的定位，它的軸肩h3mm,因此軸段④的直徑為d456mm0依照安裝要求，取軸段④的長度L496mm。

軸段⑤該軸段為齒輪軸，齒輪寬度LB48mm,分度圓直徑d1 62.5mm。

軸段⑥的直徑和長度各取d656mm,L623mm。

軸段⑦用于安裝軸承，選用6310型深溝球軸承，參考文獻［4］表11-1知，尺寸為dDB5011027。其直徑為d750mm,L627mm。

3）確信軸端倒角取245o

4）軸的強度校核

I求軸的載荷

第一依照軸的結構圖作出軸的計算簡圖（見圖3-4）,在確信軸承的支點位置時，參考文獻［6］表可得知，關于6310型深溝球軸承，取a13.5mm,因此軸的支撐跨距為L194mm。

依照軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構

圖和當量彎矩圖中能夠看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。 B

截面處的Mh、Mv、M、T及Mc的數(shù)值如下。

支反力水平面Rhi2642N,Rh21256N

垂直面Rv1962N,RV2457N

彎矩MH和MV

水平面Mh165125.1Nmm,

垂直面MV60125Nmm

合成彎矩M

M.MhM； ,1651252601252 175731Nmm

扭矩T T146200Nmm

當量彎矩Mc

mm

Mc.M2T2 1757312 0.61462002 196408N

I

B

圖3-4輸入軸的計算簡圖

II校核軸的強度

軸的材料為45鋼，調(diào)質處置，參考文獻［4］表4-1，查得b650N/mm2,

那么0.09~0.1b,即58~65N/mm2,取 58N/mm2,軸的計算應

力為

Mc

196408

0.1523

14N.mm2

58N.mm2

知足強度要求。

輸出軸的設計及校核

(1)求輸出軸上的轉矩T1

巳 13.45

T39550—9550 - 2225200Nmm

% 60

(2)求作用在齒輪上的力

輸出軸上齒輪的分度圓直徑為d4315mm

圓周力F%、徑向力Fr3和軸向力F3的大小如下，方向如圖3-5所示

Ft3

22225200

315

14128N

2T3d4

F.

tan

cos

14128警5142N

F0

1

(3)確信軸的最小直徑

選取軸的材料為40Cr,調(diào)質處置，按式d1minA聘初估軸的最小直徑,參考文獻［4］查表4-2,取A105,可得

d3minA得105y160567.8mm

(4)軸的結構設計

1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如圖3-5所示

圖3-5輸出軸的結構簡圖

2）按軸向定位要求確信各軸段直徑和長度

軸段①該段安裝轉動軸承，考慮到軸承只受徑向力，因此選擇深溝球

軸承。取軸段直徑d170mm。選用6316型深溝球軸承，參考文獻［4］表11-1

可知，尺寸為dDB8017039。取該軸段的直徑為 d180mm,

L139mm。

軸段② 取齒輪右端軸肩高度 h5mmh0.07d2,那么軸環(huán)直徑

d280mm,L286mm。

軸段③該段安裝齒輪，齒輪左端采納套筒定位，右端利用軸環(huán)定位，軸段直徑d384mm0已知齒輪輪轂的寬度為46mm,為了使套筒斷面靠得住

的壓緊齒輪，軸段長度應略短于輪轂孔寬度，取L342mmo

軸段④該段采納套筒定位，該段安裝轉動軸承，考慮到軸承只受徑向

力，因此選擇深溝球軸承。取軸段直徑d480mm,選用6316型深溝球軸承，

參考文獻［4］表11-1可查知，尺寸為dDB8017039。取L478mm。

軸段⑤依照減速器與軸承端蓋的結構和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與曲柄右端面之間的距離為d578mm,因此取L588mm。

軸段⑥該軸段安裝曲柄，其直徑和長度各取d670mm,L6130mm

3）軸上零件的周向定位

齒輪與軸的周向定位采納A型一般平鍵聯(lián)接，按d270mm,參考文獻［4］表10-26,查得，平鍵截面尺寸bh2012,依照輪轂寬度，由鍵長系列當選取鍵長L41mm。為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為H7/r6o

4）確信軸端倒角取245o

5）軸的強度校核

I求軸的載荷

第一依照軸的結構圖作出軸的計算簡圖（見圖3-6）,在確信軸承的支點位置時，參考文獻［6］表可得知a值。關于6216型深溝球軸承，取a19.5mm,因此軸的支撐跨距為L206mm。

依照軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構

圖和當量彎矩圖中能夠看出，3截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。 3

截面處的Mh、Mv、M、T及Mc的數(shù)值如下。

支反力 水平面Rhi8950N,Rh25178N

垂直面RV13257N, RV21885N

彎矩MH和MV

水平面MH675725Nmm

垂直面MV245904Nmm

合成彎矩M

M<MHMj V67572522459042719078Nmm

扭矩T T2225200Nmm

當量彎矩

Mcc

Mc,M2T2 .7190782 0.6222520021516449Nmm

軸的材料為40Cr,調(diào)質處置，參考文獻［4］表4-1,查得b750N./mm2,

那么0.09~0.1B,即67.5~75N/mm2,取 70N/mm2,軸的計算

應力為

Mcc

1516449

0.1703

44.2N..mm2

70Nmm2

知足利用要求。

軸承的選擇與校核計算

.1輸入軸上的軸承選擇與校核

依照輸入軸結構尺寸，參考文獻［4］表11-1，選用6310型深溝球軸承，

該軸承的要緊性能參數(shù)為：大體額定動載荷Cr47500N;大體額定靜載荷

Cor