〔大学论文〕MG132315-WD型采煤机设计（含word文档） .pdf

目录 摘 要.i abstractii 第 1 章绪论1 1.1 项目研究意义1 1.2 设计意义.1 1.3 总体方案确定.1 1.4 截割部结构的技术特征.2 第 2 章 减速部分的设计与计算 .4 2.1 传动比的分配4 2.2 一级减速齿轮传动设计及计算.4 2.2.1基本参数确定4 2.2.2设计计算5 2.2.3一级减速齿轮强度校核7 2.3 第二级减速齿轮传动设计及计算9 2.3.1 几何尺寸设计计算.9 2.3.2 齿面接触强度校核.11 2.3.3 齿根弯曲强度校核.11 2.4 减速齿轮静强度校核.12 2.4.1 一级齿轮静强度校核12 2.4.2第二级齿轮静强度校核13 2.5 惰轮的设计计算与校核14 2.5.1 一级减速中惰轮的设计计算与校核.14 2.5.2 第二级减速中惰轮的设计计算与校核17 2.6 行星齿轮校核.20 2.6.1 配齿计算.20 ..2 按接触强度初算中心距和模数按接触强度初算中心距和模数.20 2.6.3.计算行星齿轮的几何尺寸.21 2.6.4 齿面接触强度校核计算.22 2.6.5 轮齿弯曲强度校核计算.25 第 3 章轴的设计计算与校核27 3.1 一轴设计计算与强度校核.27 3.1.1材料选择27 3.1.2一轴的结构确定和设计计算27 3.1.3轴的疲劳强度安全系数校核30 3.1.4一轴的刚度校核32 3.2二轴设计计算与强度校核32 3.2.1 二轴尺寸的设计计算.32 3.2.2二轴强度校核34 3.3.3 二轴的静强度校核计算35 3.3三轴设计计算与强度校核36 3.3.1 三轴尺寸的设计计算.36 3.3.2三轴强度校核39 3.4 四轴设计计算与强度校核.42 3.4.1 四轴尺寸的设计计算.42 3.4.2 四轴的静强度校核计算.45 3.5 五轴的校核及轴承寿命计算.46 3. 6 行星轮轴的校核及轴承寿命计算.51 第章轴承和键的设计计算与校核55 4.1 轴承的设计计算.55 ..1 一轴受力分析一轴受力分析55 （5）行星轮轴承受力分析59 4.2轴上渐开线花键的强度计算59 对于动联结，花键的主要失效形式是工作面的过度磨损。.59 第 5 章经济效益分析61 第 6 章环保分析62 结论63 参 考 文 献65 摘 要 mg132/315-wd 型采煤机是电牵引型的采煤机，它的截割部是由电动机带动，通过二级 直齿轮减速和一级行星减速带动滚筒，最后，达到用户所需的转速。截割部的设计采用弯摇 臂结构，可满足有较大的卧底量。本结构还采用行星减速机构大齿圈与太阳轮浮动，使截割 部受力能承受较大的载荷，工作更加平稳。采用两腔分离结构，飞溅润滑方式，解决了行星 机构的润滑问题。结合鸡西煤矿机械有限公司提出的要求，针对原有机型进行结构改进，适 当增加摇臂的长度，实现高开采率，提高采煤效率。 关键词采煤机； 电牵引； 截割部 abstract the type of mg132/315- wd adopts coal machine is piece that electricity lead the type adopt the coal machine, it mow a the department is to be aroused by electric motor to pass second class keeping the wheel gear decelerate to decelerate to arouse the roller with the second class planet, finally, attain the customer need of turn soon.the electricity leads to adopt the coal machine is from now on the direction that develop, it have to lead the characteristic goodly, can used for the big cape of sloped coal seam, circulating dependable, the service life is long, responding intelligent, the dynamic characteristic is good, the efficiency is high, the construction is simple, having the perfect examination with show the system, the comprehensive adopts the high the world record that produce to all give or get an electric shock to lead to adopt the coal machine creation in recent years. the type of mg132/315- wd adopts the design success of the coal machine can used for the thick layer in inside in well in mineral comprehensive adopts the work can adopt the hard coal quality, combining can adapt to the complicated a scaleboard term. keywordsadopt the coal machine;give or get an electric shock to lead; cut to mow department 第 1 章绪论 1.1 项目研究意义项目研究意义项目研究意义项目研究意义 目前的采煤机机组中的大多数适应性不广，可靠性不太高，因而使用不够广泛。薄煤层 属难采煤层,由于受到工作面条件、空间狭小、地质条件变化大等因素的限制,从整体水平上 远远落后于中厚及厚煤层开采水平。在机采工作面中采煤机是所有配套设备中的关键设备, 要使薄煤层工作面技术经济指标接近或达到中厚煤层工作面的水平,根据薄煤层开采的迫切 需要,开发适合国情的新一代大功率薄煤层采煤机是非常必要的。电牵引采煤机生产能力大； 操作简便，使用灵活，保护、控制功能齐全，适用于薄煤层开采。结合鸡西煤矿机械有限公 司提出的要求，对现有采煤机摇臂长度进行改进，以保证足够大的卧底量，对薄煤层实现高 开采率，提高采煤效率。 1.2 设计意义设计意义设计意义设计意义 我国机械化采煤经过多年的发展，然而，我国薄煤层开采机械化程度还很低，有相当一 部分薄煤层工作面采用炮采，人工装煤，生产效率低，工人劳动强度大，对一些厚薄煤层并 存的煤矿，由于薄煤层开采速度缓慢，使下部中厚煤层长期得不到及时开采，以至影响工作 面的正常接替，而且被迫丢失一些薄煤层资源。因而迅速提高薄煤层开采机械化程度，加快 薄煤层开采速度具有重要意义。根据市场需要设计 mg132/320wd 型薄煤层采煤机截割部， 上摆角 32 度，下摆角 11 度，所采煤层厚度 800mm 到 1400mm 之间，电机驱动，转数 1460 转每分。滚筒长 600 毫米。卧底开采深度 120mm。机构高 400mm 左右。使用寿命 15000 小 时左右。 1.3 总体方案确定总体方案确定总体方案确定总体方案确定 采煤机的截割部承担落煤和装煤任务，是采煤机的重要部件之一。一个完善的工作机构 应满足以下要求 (1)能适应不同的煤层和有关地质条件。 (2)能充分利用煤壁的压张效应，降低能耗，提高块煤率，减少煤尘。 (3)能装煤和自开缺口。 (4)载荷均匀分布，机械效率高。 (5)结构简单，工作可靠，拆装维修方便。 方案一截割部减速部分采用行星机构； 方案二截割部减速部分采用配对直齿轮。 方案比较薄煤层属难采煤层,由于受到工作面条件、空间狭小、地质条件变化大等因素的 限制,如果采用配对直齿轮减速,而不采用行星机构，想得到较大的传动比，势必要增加齿轮副 的数目，这样将增加摇臂的长度，对摇臂的刚度要求较高或者造成机壳体积大，所采煤层厚 度受到很大限制。采用行星机构减速，能够适应较恶劣的工作环境，并且使采煤机工作平稳， 可开采煤层厚度达到 800mm 到 1400mm 之间。安全性提高，避免截割部经常出现问题，由 于井下空间小，工人维修极不方便的问题。有效缩小机身体积，降低滚筒的转速，增加块煤 量。经多方调查和研究，确定方案如下。 （1）经环保分析、资源分析，设计成本等考虑，此结构设计可行行高。 （2）煤层开采时，螺旋滚筒采煤机的工作机构在采煤过程中会产生大量煤尘，所以考虑降 低滚筒转速，增加块煤量。 （3） 、经济分析、成本核算，在安全性和使用寿命满足设计目的的前提下尽量降低生产成 本。 （4） 、机构便于安装，拆卸和维修。尽量提高部件的互换性、可靠性。 （5） 、在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适合于整体或解体搬运。尽量 做到标准化，通用化，系列化。 1.4 截割部结构的技术特征截割部结构的技术特征截割部结构的技术特征截割部结构的技术特征 该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，除尘及冷却系统，润滑系统等组成。 电动机功率 132kw，电动机转速 1460r/min，传动比，根据设计需要，欲把滚筒输出转速控制 在 60r/min 左右， 所以28.24 60 1460 =i,本设计结构采用两级直齿传动和一级行星传动。 下面 进行齿数分配，为避免互质，增加齿轮使用寿命，依次选为如表 1-1 所示 表 11 齿数分配表 齿轮z1z2 z3z 4 z5z6z7z8z9 齿数203053203341172059 i=i1i2 行星 i=28.241 17 59 20 41 20 53 = + 输出转速 n=1460/i=1460/24.28=60.11， 使用寿命 15000h， 采煤深度: 800mm 到 1400mm 之间，上摆角 22 度下摆角 10 度，电机为煤矿专用电机 ybs2132，本设备符合矿用防爆规 格，可用于有瓦斯和煤尘爆炸的矿井。能在海拔高度不超过 2000 米，周围介质温度不高于 55c、空气湿度不大于 95的情况下可靠的工作。输出功率为 132kw，三相交频电动机，机 壳带有冷却系统，为水冷，该电机设计了弹性扭拒轴，用于过载保护。该电机体积小，便于 更换，适合于煤矿中使用。截割部与牵引部相连，该截割部电机输出轴与惰轮轴通过齿轮啮 合，惰轮轴上的齿轮在与三轴上的齿轮啮合，组成一级减速，同样，二级减速构成一级减速 系统构成方式类似，三级减速系统为行星减速系统，输出轴与滚筒相联结，滚筒转动带动切 齿， 进行煤的开采， 滚筒的转速直接影响到块煤量， 降尘方法采用内喷雾式。 箱体内采用 n320 硫磷极压齿轮油润滑，工作油液的状况直接影响机器性能和使用寿命，因此要定期检查，及 时更换。注油时应严格过滤，防止杂质或其它异物进入油池。向机器注油时必须用原牌号油， 更换变质油液时，应仔细清洗油箱。 表 12 采煤机截割部主要参数 采煤机型号 type 技术特征 specifications mg132/315 采高m mining height 0.81.4 适应倾角 seam inclination 30 滚筒直径m drum speed 1.0 滚筒转数m drum speed 60.11 灭尘方式 dust suppression 内喷雾 internal spraying 装机功率kn total power 315 第 2 章 减速部分的设计与计算 2.1 传动比的分配传动比的分配传动比的分配传动比的分配 图 21 输入转速 n1=1460r/min，p=132kw 三级减速 第一级i1= 2 1 z z = 20 53 =2.65, 第二级i2= 20 41 =2.05， 第三级 行星 i=1 17 59 + =4.5。 总传动比i=i1i2 行星 i=2.652.054.5=24.28。 所以输出转速 n2= 28.24 1460 =60.11 r/min。 2.2 一级减速齿轮传动设计及计算一级减速齿轮传动设计及计算一级减速齿轮传动设计及计算一级减速齿轮传动设计及计算 .1基本参数确定基本参数确定 输入转速 1460r/min，i1= 2 1 z z = 20 53 =2.65, z1=20、 z2=53。p=132kw, n1=1460r/min, 参考文 献 5， 经分析齿轮材料选择用 20crmnti 合金钢，表面渗碳和调质处理，渗碳层深度可为 0.5m=0.52=1mm。齿面硬度为 5862hrc,8 级精度，铸造。本设计齿轮齿面硬度为 58 62hrc350hbs，所以取d=0.4 本设计齿面硬度大于 350hbs，所以齿宽系数d=0.4。 .2设计计算设计计算 本截割部所用的齿轮全部为渐开线圆柱齿轮，可根据接触强度计算确定中心距 a 或小齿 轮的直径 d1、根据弯曲强度计算确定模数 m 来进行初步设计计算，参考文献5，校核各级传 动齿轮的强度。 1.选取大小齿轮的材料均为 20crmnti,7 级精度， 渗碳淬火处理， 齿面硬度为 5862hrc， 按齿面接触强度计算，初步确定中心距 a,齿轮的直径 d1,根据齿根弯曲强度计算确定模数 m。 弯曲强度计算 m12.63 2 1 1 fpd fs z ytk （2-1） 式中k载荷系数，本设计 k=1.4； t1 传递扭拒 ，t1=95.5 2 10 n p =8.634 2 10nm； yfs复合齿型系数， yfs=4.45； d 齿宽系数，204 . 0 1 =z d ，； 许用弯曲应力 minf fe fp s =（mpa） 式中 fe 齿轮材料的弯曲疲劳强度， fe =900mpa； sfmin弯曲强度最小安全系数，sfmin=1.5； 所以 3 2 2 600204 . 0 45 . 4 10634 . 8 4 . 1 6 . 12 m=4.821mm 接触强度 3 2 1 ) 1(483 u tk ua hpa + （2-2） 式中k载荷系数，k=1.6； t1传递扭矩，t1=8.634 2 10nm； a 齿宽系数， a =0.3； znt接触强度计算的寿命系数，znt=1.03； zlvr润滑油膜影响系数，zlvr=0.92； zw工作硬化系数，zw=1.0； zx接触强度计算的尺寸系数，zx=1.0； shmin接触强度最小安全系数，shmin=1.25； ,mpa1500 lim = h 带入公式（2-2）可得 hp = min lim h xwlvrnth s zzzz =mpa1137 所以综上参数代入公式（2-2）中得到结果如下 ()3 2 2 113765 . 2 3 . 0 10634 . 8 6 . 1 165 . 2 483 +a=0.19456m ； 3 2 )1( 1 766 1 u hp d utk d + (2-3) 式中k载荷系数，k=1.6； t1传递扭矩，t1=8.634 2 10nm； a 齿宽系数， a =0.3； u传动比， znt接触强度计算的寿命系数，znt=1.03； zlvr润滑油膜影响系数，zlvr=0.92； zw工作硬化系数，zw=1.0； zx接触强度计算的尺寸系数，zx=1.0； shmin接触强度最小安全系数，shmin=1.25； ,mpa1500 lim = h hp = min lim h xwlvrnth s zzzz =mpa1137 代入公式（2-3）得 3 2 2 1 65 . 2 165 . 2 11374 . 0 10634 . 8 4 . 1 766 + d=0.113mm m= 1 1 z d = 20 113.1 =5.65 mm 综上， 比较弯曲强度与接触强度计算结果， 取其中较大者， 所以 m=5.65 mm,圆整后 m=6 mm。 a= 2 )( 21 dd+ = 2 )( 21 zzm+ = 2 )2053(6+ =0.219m0.19456 m 故合格。 b= d d1=0.4620=0.048 m 根据机械工程基础下册 843 页之阐述，根据 d1和 d 求出齿宽后，再将小齿轮宽度 加大 510 但在强度计算中，仍按大齿轮的齿宽计算。所以，实际 b 值取 55 mm。 .3一级减速齿轮强度校核一级减速齿轮强度校核 （1） 齿面接触疲劳强度校核 1.计算应力 udb kkkkuf zzz hhvat ehh + = 1 ) 1( （2-4） 式中zh节点区域系数，zh=2.5； ze材料弹性系数，ze=188.0mmn/； z接触强度计算的重合度与螺旋角系数，85 . 0 = z； ft分度圆上的圆周力； ka使用系数，ka=1.25； kv动载系数，kv=1+（ 2 1 k b f k k t a + ） 2 2 1 1100u uvz + ； 参考文献5可得 k1=39.1、k2=0.0193；u=3.65；v9.168sm 所以kv=1+（0193 . 0 55 14390 25 . 1 1 . 39 + ） 100 168 . 9 20 2 2 65 . 2 1 65 . 2 + =1.2 kh齿向载荷分布系数， kh=1.15+0.18 2 1 )( d b +0.31b 3 10=1.25 kh齿间载荷分配系数，kh=1.2。把所有系数代入公式得 h =2.585. 00 .188 65 . 2 12055 2 . 125 . 1 2 . 125 . 1 ) 165 . 2 (14390 + =1038.46mpa 2.许用应力计算 minh xwlvrnthlim hp s zzzz = minh =1650mpa;因为 n= 9 103 . 115000114606060= h njl 式中 znt接触强度计算的寿命系数，znt=1.03； zlvr润滑油膜影响系数，zlvr=0.92； zw工作硬化系数，zw=1.0； zx接触强度计算的尺寸系数，zx=1.0； shmin接触强度最小安全系数，shmin=1.25； 所以 minh xwlvrnthlim hp s zzzz = =mpa1137 综上比较知 hph ；所以是安全的。 （2）齿根弯曲疲劳强度校核 1.计算应力 yykkkk mb f fsffva n t f = 式中ft分度圆上的圆周力，ft=14390n； b齿宽，b=0.055m； m模数，m=6mm； ka使用系数，ka=1.25； kv动载系数，kv=1.1； kf齿向载荷分配系数，kf=1.2； kf齿间载荷分配系数，kf=1.2； yfs-复合齿形系数，yfs=4.45； y抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数，y=0.75； 把所查系数代入公式 655 14390 = f 75 . 0 45 . 4 2 . 12 . 11 . 125 . 1 =288.1 mpa 2、许用应力计算 minf xrreltreltntfe fp s yyyy = （2.-5） fe =900mpa 式中ynt抗弯强度计算的寿命系数， ynt=89 . 0 103 . 1 103103 02. 0 9 6 02. 0 6 = = ）（）（ l n relt y相对齿根圆角敏感性系数，95 . 0 = relt y； yrrelt相对表面状况系数，yrrelt=0.9； yx抗弯强度计算的尺寸系数，yx=1.0； sfmin弯曲强度最小安全系数，sfmin=1.5； 把所查系数代入公式（2-5）得 57.456 5 . 1 0 . 19 . 095 . 0 89 . 0 900 = = fp mpa 综上比较知 fpf ，即计算应力小于许用应力。 2.3 第二级减速齿轮传动设计及计算第二级减速齿轮传动设计及计算第二级减速齿轮传动设计及计算第二级减速齿轮传动设计及计算 .1 几何尺寸设计计算几何尺寸设计计算 第二级减速机构仍为直齿减速机构，因为第二级齿轮承受的扭矩较第一级要大得多，令 由于采煤机受到较大的冲击载荷，为了提高齿轮传动的承载能力，减小或均衡齿面的磨损以 提高传动使用寿命，现对齿轮进行变位，根据齿轮的几何参数和热处理方式，参阅文献 5 第 23 章 16 页得变位系数总和06 . 1 = x，再根据线图选择分配变位系数，得小齿轮的变为系数 50 . 0 1 =x，大齿轮的变位系数 x2=0.56，啮合角=10.24t。变位后的齿轮传动几何尺寸计 算如表 21： 表 21 齿轮设计几何尺寸 名称 代 号 计算公式结果 分度圆直径d cos n t m zzmd= m0328 . 0 841 m016 . 0 820 2 1 = = d d 标准中心距a () 12 12 cos22 zz mdd a n = = m244 . 0 2 328160 = + = a 啮合中心距a t t t bb a a dd a cos cos cos2 12 = = mm a 17.251 1 . 24cos 20cos 244 = 中心距变动系数y 直齿轮 897 . 0 8 24417.251 = = y n n t t nt m aa y m aa y yyy = = = 端面压力角 t = cos tan arctan n t =20 nt 端面啮合角 t () n nn tt tt zz xx invinv a a tan 2 cos arccos 12 12 += = = = 1 . 24)20cos 17.251 244 arccos(t 总变位系数 x 直齿轮 () cos tan2 12 12 = = = = nt tt n nnn tn xx invinv zz xxx xxx x=1.06 变位系数的分配 2 1 x x 根据传动具体要求，通过线图确定56 . 0 50 . 0 2 1 = = x x 滚 齿 齿顶高变动系 数 y直齿轮 nnn ttt nt yxy yxy yyy = = = 163 . 0 897 . 0 06 . 1 = = y 齿顶高ha () () nnnana nnnana myxhh myxhh = += 2 * 2 1 * 1 ha1=10.70mm ha2=11.18mm 齿根高hf () () nnnanf nnnanf mxchh mxchh 2 * 2 1 * 1 += += hf1=6mm hf2=5.52mm 全齿高h h=ha+hfh1=ha1+hf2=16.70mm h2=ha2+hf2=16.70mm 齿顶圆直径da 外啮合 da1=d1+2ha1,da2=d2+2ha2 内啮合 da2= () 2 2 * 2 2 2 sin5 . 0 sin + t nan tb xhm dd da1=176.70mm da2=344.70mm 齿根圆直径df 222 111 2 2 ff ff hdd hdd = = df1=148mm df2=316.96mm 节圆直径d 12 2 2 12 1 1 2,2 zz z ad zz z ad = = d1=164.70mm d2=337.64mm 基圆直径db tb ddcos= db1=146.05mm db2=299.40mm 基圆螺旋角 b () nb cossinsin 1 = b =0 （带“” “”处，上面的符号用于外啮合，下面的用于内啮合） 变位之后，再进行强度校核。 .2 齿面接触强度校核齿面接触强度校核 由于各参数所代表的意义已经在上述步骤中详细的介绍过（2-5）中详细介绍过，这里 就不在敖述。 zb=1.04，zh=2.20,ze=189.8 2 /mmn, ， n7 .24413 2000 , 1cos,941. 0 3 4 1 2 = = d t fzz t ，m018 . 0 1 =d，m075. 0=db d ， 20 41 2 =u,25 . 1 = a k 25 . 1 , 1, 1 ,92. 0,03 . 1 ,mpa1650, 1 . 1,13 . 1 ,137 . 1 lim lim = = hxw rvlnthhhv szz zzzzkkk 代入公式（）可算得,mpa1137mpa06.1089 1 = limh s 式中 limh s最小安全系数，见表 13-1-110。取 limh s=1 所以z9齿面接触强度满足要求。 .5 轮齿弯曲强度校核计算轮齿弯曲强度校核计算 .计算齿根应力计算齿根应力 ffvaff kkkk 0 =（2-14） 式中 a k， v k使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取 : 75 . 1 = a k 1 . 1= v k f k弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， f k=1 f k弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，= f k= h k1.1 fo 齿根应力的基本值， 2 n/mm .计算齿根应力的基本值计算齿根应力的基本值: : : : yyyy bm f safa t f = 0 （2-15） 式中ft端面内分度圆上的名义切向力，ft=24413.7 n b工作齿宽,b=90 mm=0.09m mn法向模数，mn=5 mm=0.005m fa y载荷作用于齿顶时的齿形系数，12 . 2 9 = fa y sa y载荷作用于齿顶时的应力修正系数，84 . 1 9 = sa y y重合度系数， 75 . 0 25 . 0 +=y=0.25+ 21 . 1 75 . 0 =0.8 y螺旋角系数， 当=0 0时， y=1 将以上系数带入（2-15）式得 07.16578 . 0 184 . 1 12 . 2 590 7 . 24413 9 0 = = f mpa 3.许用齿根应力 xrreltreltntstffg yyyyy lim =（2-16） 式中 fg 计算齿轮的弯曲极限应力 2 /mmn flim 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 9hlim =450 mpa st y试验齿轮的应力修正系数，取 st y=2.0 nt y弯曲强度计算的系数，见图 13-1-55 查得9 . 0 9 = nt y relt y相对齿根圆角敏感系数，见图 13-1-57 查得 relt y=1.0 rrelt y相对齿根表面状况系数，见图 13-1-58 查得 rrelt y=1.03 x y弯曲强度计算的尺寸系数，由表 13-1-119 得 x y=1.0 将以上系数带入（2-16）式得 3 . 8340 . 103 . 1 0 . 19 . 00 . 2450 8 = fg mpa 4 4 4 4计算安全系数计算安全系数 9f s= 9 9 f fg = 57.297 3 . 834 = 2.8 limf s 式中 limf s最小安全系数，取 limf s=1.6； 所以z9齿弯曲强度满足要求。 第 3 章轴的设计计算与校核 3.1 一轴设计计算与强度校核一轴设计计算与强度校核一轴设计计算与强度校核一轴设计计算与强度校核 .1材料选择材料选择 电机输出轴材料选择此轴外带渐开线花键，与另一个空心轴联接传递扭矩，这个轴内有 花键，通过渐开线花键与原电机输出轴相联传递转矩，同时它又是齿轮轴，为提高此轴可靠 性，材料选 40cr，其它轴用 45 号刚，轴的设计和校核按原电机输出功率 132kw 计算，一轴 结构图参看图 31； 130h775k685k6150h7 m=6;z=30 m=6;z=20 图 31一轴结构简图 .2一轴的结构确定和设计计算一轴的结构确定和设计计算 （1）电机输出轴，材料为 40cr，按许用应力计算，对于实心轴， 555 10634 . 8 1460/13210 5 . 95/10 5 . 95=nptn； mm62.43 52 10634 . 8 55 3 5 3= = t d=0.0436m 根据渐开线花键公称尺寸系列，适当加大轴径，d 值取 40mm,下面对与其配合使用的轴 进行设计计算和强度校核。空心轴材料选择，此轴材料用 45 号钢，正火处理 mm24.4606 . 1 146052 13210 5 . 955 5 = d=0.0462m （2） 轴的机构设计如图 31， 根据轴的受力和装配需要一个选用圆柱孔 2000 型 gb/t 1994，调心滚子轴承 53515，装轴承处直径为 75mm，齿轮处直径 105mm，另一个根据受 力和工作情况轴承选为 nt 型圆柱滚子轴承 nj2217ec（gb/t2831994） ，内径为 85mm， 外 径 150mm,b=36mm，下面进行受力分析； （3）轴的受力分析 轴传递的转矩 t=；nm42.863863424 1460 955000013210 5 . 95 5 = = n p 齿轮的圆周力 ；n1039.14 620 1042.863222 3 3 11 1 1 1 = = = mz t d t ft 齿轮的径向力 ；n53.5237 0cos 20tan 1039.14 cos tan 0 0 3 = n tr ff (4)求支反力绘制弯矩图 这里根据材料力学相关知识把轴两端的轴承简化为固定铰支座进行受力分析， f tf tf tf t a c b 图 32轴的受力简图 （5） 计算水平面内的支反力如图 32， 由0= az m得，14472= bzt rf 所以nfr tbz 71951039.14 2 1 2 1 3 =； 同理由得，0= bz m;7159 2 1 nfr taz = a、b 铰支座处弯矩为 0，中间 c 处弯矩 mmn00.51544872715972= axz rm=515.448mn 由以上数据画出剪力图，弯矩图； 图 33 （6）计算垂直平面内的支反力与弯矩 同理，根据 byay mm和的值为零，可以求出 nfrr rbyay 76.2618 2 1 53.5237 2 1 =； mmn16.18853472= ayxy rm=188.534mn 所以；85.54884516.188534515448 2222 =+=+= xyxz mmm 下面是垂直的剪力图，弯矩图，转矩图。 fr 图 34 综上确定危险截面为 c 处，此处弯矩最大，且有轴承配合引起的应力集中，轴内有花键，所 以 c 处是危险截面。下面进行危险截面的强度校核。 .3轴的疲劳强度安全系数校核轴的疲劳强度安全系数校核 s ss ss s + = 22 (3-1) 式中 s只考虑弯矩作用时的安全系数 s只考虑扭矩作用时的安全系数 m k s + = 1 (3-2) m k s + = 1 式中-1对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限-1=240mpa； 1 对称循环应力下的材料扭转疲劳极限mpa140 1 = ； k弯曲时的有效应力集中系数 k=1.55； k扭转时的有效应力集中系数 k=1.46； b表面质量系数=2.5； 弯曲的尺寸影响系数=0.68； 扭转的尺寸影响系数74 . 0 = ； 材料拉伸的平均应力折算系数=0.43； 材料扭转的平均应力折算系数=0.29； 83.15 33.173332 85.548845 )1 (1 . 02 43 = = = d m b = m ； ；45.12 )1 (2 . 02 1042.863 2 43 3 max = = vdw t p a = m 综上，将系数代入公式(3-1)得 m k s + = 1 =29.11 83.1543 . 0 68 . 0 5 . 2 83.1555 . 1 240 = + 42.10 45.1229 . 0 74 . 0 5 . 2 45.1246 . 1 140 1 = + = + = m k s 所以 658 . 7 42.1029.11 42.1029.11 2222 = + = + = ss ss s 由表查的 5 . 13 . 1=s 所以 s s，满足设计要求。 .4一轴的刚度校核一轴的刚度校核 分析，此轴的材料是 45 号钢，其力学性能见附表 5，这个轴主要承受脉动载荷，两端有 轴承，承受弯曲能力强，所以在刚度计算中主要考虑轴的扭转变形。 = = n i ii ii dd lt g 1 4 0 4 )( 584 (3-3) 式中 g材料的切变模量 8 101 . 8=g； t轴传递的转矩 ti=t1=863.42nm； li轴受转矩作用的长度 li=41mm =0.041m ； di轴的外直径 di=132mm=0.132m； d0i轴的内直径 d0i=46mm=0.046 m； 所以 = = n i ii ii dd lt g 1 4 0 4 )( 584 11 . 0 46132 5542.863 101 . 8 584 448 = = ）（ 查表 19.41，查的许用扭转角值为 m/5 . 025 . 0 00 = 比较两者可知 ；满足要求。 3.2二轴设计计算与强度校核二轴设计计算与强度校核二轴设计计算与强度校核二轴设计计算与强度校核 .1 二轴尺寸的设计计算二轴尺寸的设计计算 （1） 、直径估算 3 5 t d(3-4) 参数确定 kw4 .12998. 0132=p nm31.2242 201460 5398. 0132105 .95105 .95 25 = = = n p t 材料是 45 号钢，力学性能参数参考文献526 篇，将这些数据代入公式(3-4) mm44.65 40201460 98 . 0 3013210 5 . 955 3 5 = d=0.06544m 考虑安装滚子轴承时的尺寸需要，将轴径加大到 0.070 m。 （2）轴上的受力分析 考虑到装配的需要，该轴尺寸依次为 80mm、70mm、64mm； 70k6125h78064 图 35二轴结构 这个轴是惰轮轴，通过轴承与齿轮相连，只起传动作用，这里为使用安全起见，假设齿 轮上的力传动到轴上，对其进行受力分析计算和强度校核。 nm31.2242 201460 5313298 . 0 10 5 . 95 2 = =t 齿轮的圆周力n86.21153 536 100031.224222 1 1 = = d t ft 齿轮的径向力n37.7699 0cos 20tan 86.21153 cos tan = n tr ff 这里剪力图和弯矩图不在绘制，计算步骤和结果如下 （3）水平面内支反力转矩计算 ftftftft 图 36 根据00= bzaz mm和算得 raz=9018.22n 、 rbz=12135.64n 所以 mxz=raz109=982985.98nmm=982.985nm （4）垂直面内的支反力和转矩计算 frfrfrfr 图 37 根据00= byay mm和算得 ray=3282.36n, rby=4417.01n 所以 mxy=ray109=357777.24 nmm=3577.77nm 6 . 104607124.35777798.982985 2222 =+=+= xyxz mmmnmm=1056.071nm .2二轴强度校核二轴强度校核 该轴是惰轮轴，它的主要破坏形式是疲劳破坏，这里主要对它进行疲劳强度校核 （1） 疲劳强度安全系数校核 s ss ss s + = 22 (3-5) 式中 s只考虑弯矩作用时的安全系数 s只考虑扭矩作用时的安全系数 m k s + = 1 m k s + = 1 式中 -1=240mpa,mpa140 1 = ; k弯曲的有效应力集中系数 k=2.52； k扭转的有效应力集中系数 k=1.82； 弯曲的尺寸影响系数 =0.81； 扭转的尺寸影响系数76 . 0 = ； 表面质量系数 =2.5； 材料拉伸的平均应力折算系数=0.43； 材料扭转的平均应力折算系数=0.29； mpa49.30 701 . 0 6 . 1046071 )1 (1 . 0 343 = = = vd m w m 0= m mpa68.32 702 . 0 1031.2242 3 3 max = = p a w t 0= m 综上，将系数代入公式（3-5）得 m k s + = 1 =55 . 4 0 81 . 0 8 . 1 49.3052 . 2 240 = + ； ；22 . 3 0 76 . 0 8 . 1 68.3282 . 1 140 1 = + = + = m k s 所以 ;63 . 2 22 . 3 55 . 4 22 . 3 55 . 4 2222 = + = + = ss ss s； 由表查的 5 . 28 . 1=s之间， 所以 s s，满足设计要求，安全。 .3 二轴的静强度校核计算二轴的静强度校核计算 对轴进行静强度校核计算目的是为了保证轴对塑性变形的抵抗能力，齿轮传动工作中可 能出现短时间、少次数的超过额定工况的大负荷，电动机转矩传递中造成中等甚至严重的冲 击，因此有必要对轴进行静强度校核计算，本设计中截割部齿轮的原电机功率为 132kw， 在 进行静强度校核计算中，由于井下空间小等原因，维修极不方便，为保证机构的可靠性和使 用寿命，避免矿井中机构出现问题，计算中按功率加大三倍既 396kw 校核。 下面对该轴危险截面进行静强度校核计算 s ss ss s s ss ss s + = 22 (3-6) 式中 s s只考虑弯曲时的安全系数，; max w m s s s = s s只考虑弯曲时的安全系数，; max p s s w t s = s=300mpa,pam ss =18630062 . 0 )62 . 0 55 . 0 ( ; 5 . 0 600 300 = b s 5 . 12 . 1= s s； mn94.67226 201460 5339698 . 0 10 5 . 95 2 = =tmn71.63461 536 100094.672622 1 1 = = d t ft fr=fttan20=26527.78tan20=9655.32n f=n27.28230 22 =+ rt ff 所以 mn13.962714 137 736427.28230 73= =rm 18 . 5 13.962714 551 . 0300 3 max = = w m s s s 71 . 2 1039.2281 552 . 0186 3 3 max = = p s s w t s 将计算结果代入校核公式（3-6）可得： ；5 . 12 . 140 . 2 71 . 2 18 . 5 71 . 2 18 . 5 2222 = + = + =