机械毕业设计（论文）-连续采煤机截割机构设计【全套图纸】 .doc

辽宁工程技术大学毕业设计(论文)提供全套毕业论文，各专业都有前言煤炭是我国的主要能源，煤炭工业为国民经济发展做出了重大贡献。但是煤炭工业面临着许多困难和问题，主要包括产业结构不合理，生产投入不足，劳动条件差等方面的问题。它在一定程度上解决了这些方面的问题，采煤机械化是最终发展的必然。所以如何提高采煤效率以满足我国现代化建设中迅猛发展的经济对能源的需要就成了十分迫切的要求。而连续采煤机作为大规模采煤的先进设备，正在发挥越来越大的作用，正在起着一种大部分采煤机械不可替代的作用。全套图纸，加153893706我国煤田分布十分广泛，煤层赋存条件多种多样，许多矿区十分适宜使用连续采煤机。在地质构造复杂而无法布置正规的宗采或者普采情况下，连续采煤机能够机动灵活的开采不规则地段的煤层。因此坚持长臂开采为主要技术方向的同时，连续采煤机为我们提供了在边角地段或不规则地段实现机械化采煤的新途径。此外，我国地方乡镇煤矿在国民经济生产中占有一定比重。由于地方、乡镇煤矿具有井田面积小、煤层埋藏浅、地址构造复杂的特点，以连续采煤机为中心的房柱式采煤法具有广阔的发展前景。1 概述1.1 连续采煤机的用途、功能连续采煤机是用于房柱式采煤法的采煤机，也可用于巷道掘进。它具有截割、装载、转载、调动行走和喷雾除尘等多种功能，配备梭车、皮带输送机和锚杆支护，可在房柱式采煤法中实现综合机械化采煤。1.2 连续采煤机设计的目的及意义连续采煤机的型号有许多,但它的各主要组成部分大同小异，其主要区别就在于截割机构的传动和截割部上,因此合理设计连续采煤机的截割机构是关键中的关键。首先要明确产品必须实现哪些功能，还要明确用户使用产品的各种条件和用户对产品的要求和愿望。然后根据国家的技术经济政策，基于设计能力和产品的制造技术水平，从宏观方面考虑所要求的功能。并能实现用户要求的各种结构方案，最后经过技术经济评价，确定一种或两种结构方案继续进行结构设计。因此，通过总体结构的方案设计，不至于使产品结构方案出现大的失误，也不至于从开始设计时就纠缠与具体的结构细节而忽略拉总体结构的合理性，甚至照成设计的返工而浪费时间。在此基础上再对连续采煤机的截割部进行细致设计使其有更高的生产效率。对滚筒式采煤机的使用经验表明只有按照“量体裁衣”的原则来设计采煤机，这样的采煤机才能在煤炭开采中满足要求。我国绝大多数走向长壁采煤机工作面使用滚筒连续采煤机。到本世纪末，我国原煤的产量必须超过十四亿吨。才能满足我国工农业生产发展的需要。为此必须加大煤炭生产机械化力度，大幅度提高煤炭生产率。这就要求我们不断开采出技术先进，高效率并且可靠的新型采煤机。1.3 连续采煤机在国外的发展状况由于具有运转灵活、搬迁快等优点，连续采煤机在美国、澳大利亚、加拿大、南非等国家使用相当广泛，并取得了良好的经济效益。美国从50年代开始使用连续采煤机,从1949年美国利诺斯公司研制成功第一台连续采煤机以来,已经历半个世纪的发展历程。到现在,连续采煤机已日臻完善,其采掘工艺走向成熟,不仅美国,而且世界许多国家,在房柱式采煤,回收边角煤以及长壁开采的煤巷快速掘进中得到了广泛的应用,在单产,单进作业过程中了前所未有的水平,效益十分可观,为采煤界所公认。这套技术装备，在60年代之年，主要用于房式或房柱式采煤，到60年代之后，美国推广应用于长壁采煤的准备巷道快速掘进中，现在在世界许多国家中使用，发展很快，取得了显著的经济效益。美国是使用台数最多,使用成效最好的国家。井工采煤产量的50%是靠连续采煤机生产的。长壁工作面的采区巷道,工作面平巷全由连续采煤机掘进。美国连续机掘平均进尺60m,日产煤2000吨,并有许多高产工作面,日进达百米,月产煤超10万吨。英国长期以来,井工开采一直以长壁为主,掘进巷道主要靠悬臂式掘进机,但自80年代后期到现在,使用连续采煤机取得了良好的效果。目前英国最大的rjbudge公司拥有连续采煤机80多台,使用连续采煤机掘进进尺占总进尺的65%。使用连续采煤机掘进已成为英国煤巷掘进的主要方法之一,是英国煤炭工业近十几年来技术变革的一个重要方面。德国使用连续采煤机在海底煤层开采已有40年的历史,而且效益最好,曾有5个回采工作面,保持年产量200万吨。在南非井工煤产量的90%是用连续采煤机房柱式生产的,但南非的煤质特别坚硬,截齿消耗量一般为万吨125个,相当于每个截齿只能生产80吨煤.据95年不完全统计,目前,世界上使用的连续采煤机约有2100余台,其中美国有1600台,南非有220台,澳大利亚有190台,英国有90台。有些国家在美国房柱式采煤法的基础上，结合自己国家的具体情况和地质条件，试验成功了适合自己国家的采煤方法，如澳大利亚的“汪格维里”采煤法和南非的“西格玛”采煤法。1.4 连续采煤机在我国的应用情况我国从70年代末开始从国外引进连续采煤机， 80年代初在山西、陕西、山东、黑龙江等省的一些煤矿试验，有些矿井取得了成功经验，有些矿井效果不堪理想。使用较好的是大同矿务局大斗沟煤矿，该矿1982年6月将2台乔伊12cm11型连续采煤机投入2号煤层313盘区进行煤巷掘进，截止1985年底掘出煤巷35142m，最高月进尺达2187m，创当时全国最好水平，1985年5月开始将连续采煤机用于回采。开滦、枣庄等矿物局也相继从美国5家公司引进了各种中厚和薄煤层连续采煤机。至今，我国大约引进了30余台连续采煤机，主要型号有12cm-11，1036rb、mk-22、onms-3080、ln800、ln265。目前这一批设备由于多数不配套,掘进巷道断面偏小,备件供应困难,维护管理技术跟不上等原因,基本上在生产中已不使用了。90年代以配套引进为主。黄陵矿区和神东公司先后配套引进27台套,用于房柱式开采和长壁工作面煤巷掘进,取得了优异的技术指标。据神东公司的统计,使用它比使用悬臂式掘进机每米成巷成本低160元。不难看出,悬臂式掘进机的掘进工效是无法与连续采煤机相比的。连续采煤机是否使用于我国，关键在于其经济效益如何。就机械化程度而言，连续采煤机相当与长壁综采水平，其劳动强度却低于综采，而其吨煤成本一般低于普采。我国煤田分布十分广泛，煤层赋存条件多种多样，许多矿区具有与美、澳国家相似的地质条件，十分适宜使用连续采煤机。如前所述，在地质构造复杂而无法布置正规综采或普采的情况下，连续采煤机能够机动灵活地开采不规则地段的煤层。因此，在坚持长壁综采为主要技术发展方向的同时，连续采煤机为我们提供了一条在边角地段或不规则地段实现机械化采煤的新途径。所以对连续采煤机的设计和改进是十分必要和可行的。1.5 连续采煤机的适用条件连续采煤机的适用条件和选型的影响因素很多，概括起来有：1）煤层条件煤层的最佳厚度为，最小厚度为0.9m，否则设备运转失灵，维修困难。厚度超过3.6m时，设备推力不够，重心不稳，支护困难。埋藏深度小于300m；煤层倾角一般小于，最大不超过；最好为单一煤层。当出现煤层群时，可用于开采最上层。煤层要结构简单，有相当的抗压强度，以保证回采期内巷道不被压垮。2）顶底板条件煤层顶板要求平整，中等稳定以上，具有良好的整体性、自控性和可锚性，经过锚后可维持6m宽的箱道。既能在较长时间内不冒落，顶板允许悬露面积3050；底板要平坦、无底鼓现象，无积水，抗压强度要超过连续采煤机的对地比压，局部突起处不得超过100200mm，否则梭车难以通行。3）地质条件没有大的断层、褶曲、陷落柱和火成岩侵入。小的地质断裂以不影响采煤机和梭车的通过为限。4）开采条件最大菜深不超过550m。每的自然发火期不得小于采区内煤层的开采期。连续采煤机只用于低瓦斯矿井。高瓦斯矿井使用必须采取有效的煤层瓦斯预抽放措施。如果有遇水软化现象，还必须考虑地下水的影响。1.6 连续采煤机的种类及其结构分析目前生产的连续采煤机在设计和制造上不但着重保证使用安全和减少维修工作量，而且各种辅助功能越来越完善，操作也越来越方便。连续采煤机在很大程度上与目前国内煤矿普遍使用的掘进机相似，都有履带行走系统、铲煤板、电控箱、液压系统和刮板输送机等。整体布局也很相似，铲煤板在截割头下，刮板输送机从前向后纵贯整机，装载部和输送机共用一个动力。连续采煤机和掘进机的最大区别就在截割部。截割部的动作较掘进机简单，而内部传动及其结构比较复杂，形式也多样化。一种是两台截割电动机横向布置在截割臂的两侧,能过减速器将动力传至截割链及左右截割滚筒.它的代表型如12cm18-10d型连续采煤机.另一种是两台截割电动机沿机器的纵轴平行线布置于截割臂的两侧,通过减速器将动力传到左,中,右三个截割滚筒,中间无截割链,其代表机型如cm-800型连续采煤机。连续采煤机收复后的结构高度一般为1.5m左右，很少有超过2m，前后方向较长，一般为1012m,宽度在2.55m范围内。连续采煤机的结构较为复杂。有一套可靠的履带行走系统，以保证整机的快速调遣和慢速切入；有一套完善的截割机构，完成对煤壁的截割动作，它是连续采煤机的核心；有一套纵贯整机的装运系统，完成集煤、运煤和给后配套（如梭车）装煤的全部工作；有一套复杂的液压系统，提供整机的液压动力源；有一套能力齐全的电控系统，提供启动、停车、紧急停车、遥控、照明和故障检测等功能，这是构成连续采煤机的五大系统，此外，连续采煤机上还装有灭尘系统、集尘系统和锚杆打眼安装机等。1.7 连续采煤机的优点及其局限性1）连续采煤机的优点设备投资小而效益高；使用连续采煤机能够实现回采和掘进合一，矿井建设期短，出煤快；连续采煤机多采用履带行走机构，移动十分方便，具有运转灵活、搬迁快的优点；连续采煤机还可用于巷道掘进，掘进速度快、效率高。连续采煤机与掘进机比较，由于连续采煤机液压系统简单，大多采用电机驱动，不受或少受液压元件故障多的制约，故传动系统可靠，结构简单，造价低，故障少;既可用于掘进又可用于采煤。用于掘进时，掘、锚、装、运可平行作业，掘进速度快，工效高，平均班产煤可上千吨；用于采煤时，充分发挥连续采煤机采掘合一的功能，便于采煤工艺的改革，减少顶板管理工作量。尤其对于边角煤、残采煤的开采具有普通掘进机无可比拟的优点。目前我国正在发展高产高效矿井，在矿井地质条件较好时，引进连续采煤机与高产高效工作面配套有利于缓解采掘紧张，是发展方向; 多顺槽开拓长壁工作面时，可保证工作面所需足够风量，对控制瓦斯积聚非常有利。2)连续采煤机的缺点：连续采煤机及其配套设备体积大、吨位高，有些设备（如梭车）不能解体，因此设备下井困难；缺乏支护、清道等方面的配套设备，生产能力受到一定限制；设备主要部件或零件损坏时，在国内不容易买到配件。与掘进机比较，连续采煤机及配套梭车往复运行，对底板破坏比掘进机严重。在松软底板条件下，后配套设备最好使用桥式胶带转载机;连续采煤机受地质条件影响较大。一般煤层倾角不宜太大，底板坚硬或矿井水对底板影响较小，顶板应为中等稳定，有较好自控及可锚性;截割头在液压缸控制下上下摆动，巷道断面一般为矩形，对其他巷道断面适用性较差。由于截割头一般在3m左右，通常大于机身宽度，仅适用与巷道宽度大的矿井;在用于巷道快速掘进时，由于掘、锚分离作业，不得不多开联络巷，并进行快速密闭，这给今后生产时通风管理带来不利因素。另外，对于有自然发火危险的矿井，煤体暴露多，带来不安全隐患。2 连续采煤机截割部的结构方案设计2.1 悬臂的布置及连接装置的选择截割臂的布置一般有底部悬挂和顶部悬挂两种形式。截割臂底部悬挂形式是截割臂的回转点位于机身下侧，截割臂的升降油缸置于机身上侧。截割臂顶部悬挂形式是截割臂的回转点位于机身上侧，截割臂的升降油缸位于机身下侧。 图2-1 截割剖面图fig.2-1sectional drawing of cutting图2-2为同样长度截割臂割出的迎头形状，不难看出，在截高较高时，截割臂底部悬挂式割出的形状是一个倒圆弧，是一种不稳定形状，而顶部悬挂式割出的形状则缓和的多。为此，大截高的连续采煤机多采用顶部悬挂式。连续采煤机割煤时，总是抬起悬臂到巷道顶部，然后机器行走切入约滚筒半径深，截割臂油缸推动截割臂向下，使滚筒割出整个断面。由于是从上往下切，沉重的滚筒和截割臂的自重是截割推力的一部分，另一部分推力来自截割油缸。截割臂底部悬挂式的油缸在截割臂上方布置，滚筒向下截割时，油缸向外推，是大端工作，有利于提供较大的截割推力，在最大截高不太大时采用这种结构是合理的。由于本设计中机器的截高较大，所以选用截割臂顶部悬挂形式。截割臂与机架的连接是用销轴连接的，销轴的轴向固定方式多种多样，现比较两种方法:一种是在销轴大端铣出一缺口，然后用固定在连接件上的小板压住，这种销一般是有肩销轴，被固定后的销轴一般不能转动，所以在受力侧磨损严重;另一种是销轴端开有一个小环槽，压板是卡入槽中的，压板固定后销轴不能轴向窜动，但能转动，是较多的一种。本设计中截割臂与机架的连接采用第二种方法,其铰接形式如下图所示.图2-2销轴铰接形式fig.2-2sells the axis hinge form2.2 截割部电机布置及传动系统设计连续采煤机的截割部功率比较大，采用一套传动系统传动要求元件尺寸比较大，难以保证精度。所以连续采煤机一般都是双电机，采用平行布置或对顶布置，各自动力分别经自己的传动系统传向共同的截割滚筒轴和截割链或截割滚筒。对顶布置一般为链传动，当截割功率比较小时，截割部的两台电机选择对顶布置。平行布置一般为齿轮传动，所以当截割功率比较大时，截割部的两台电动机要平行纵向布置在截割臂上，然后再分别经过扭矩限制离合器,联轴器和自己的传动系统即圆柱齿轮减速箱将动力和速度传递到滚筒轴及外滚筒、内滚筒旋转，本设计考虑到截割功率比较大，电动机选择平行布置。传动部分减速箱采用二级圆柱齿轮减速和一级圆锥齿轮减速。其中传动系统简图如下图所示： 图2-3截割机构传动系统图fig.2-3 cuts and cuts organizations transmission picture整个截割机构安装在悬臂架上，悬臂架由两个铰链铰接在机身上。截割电机，截割部减速箱及截割滚筒作为一个整体，在两个升降油缸作用下，绕铰支点上下摆动，以开采不同高度的煤层2.3 扭矩限制离合器内部结构扭矩限制离合器是一个摩擦离合器，位于电机输出轴与齿轮减速器之间的腔室内。在正常情况下，电机通过他驱动系统中的齿轮，如果传递扭矩过大，该限制器的输入输出轴相对滑动，从而限制了作用在电机主轴上的最大扭矩，有效地保证电机和传动系统各部件的安全。转矩的限定值由弹簧的刚度和数量决定，其结构图如下图所示：图2-4扭矩限制离合器fig.2-4the torsion limits the clutch1输入套；2联轴节环；3、4前后输入压盘；5摩擦盘；6输出套；7弹簧组件；8滑动轴承套；9保持盘；10密封圈；11、12锁紧接头；13传动销；14衬套螺母；15滚锁电机通过花键带动输入套1，在输入套圆周上均匀分布8个方槽，联轴节环2的8个方销插入槽内，使联轴节环随输入套一起转动，但二者在轴向又可有一定的相对移动。联轴节环与输入压盘3用螺栓连接，压盘3通过2个转矩销带动压盘4。这样输入压盘3、4和保持盘9将与联轴节环2、输入套1一起随电机轴转动；另一方面，输出套6与输出轴用花键相联。在输入压盘3、4与输出套6之间安装摩擦盘5，并靠弹簧组件7的轴向正压力使主动件3、4与从动件6通过摩擦片相互压紧而输出扭矩。在正常工作情况下，即当负载力矩小于弹簧压紧摩擦片而产生的额定摩擦力矩时，输出轴与电动机同步转动，当负载力矩超过弹簧力产生的摩擦力矩后，输出套6就会与压盘3、4间产生相对滑动实现过载保护。2.4 万向联轴节内部结构扭矩限制离合器与传动齿轮箱之间装有一万向联轴节。它允许被连接的二轴有一定的偏差，从而使电动机轴至减速齿轮间各级轴承只受很小的侧向力，并可降低对电动机安装精度的要求。该采煤机采用的球笼式万向联轴节的结构原理简图如下图所示：图2-5联轴节结构原理图fig.2-5unite the structure chart of festival of the axle星形套与从动轴用花键联接，扭矩限制器输出轴通过法兰盘联接球形壳。主动轴转动时，球形壳通过传力钢球驱动星形套，带动从动轴一起转动。当主、从动轴间有夹角或二轴不同心时，球笼可沿球形壳的内球面与星形套的外球面滑动，钢球则在球面滚道上移动，主、从动轴仍可正常工作，且不会因为二者位置上的偏差而产生附加的侧向力。工作过程中，五个钢球同时都参与传递动力，钢球与滚道之间的接触比压小，因此，它的寿命较长。这种万向联轴节允许轴线夹角可达，承载能力和耐冲击力较强，尺寸紧凑，磨损小，适合大中型机械设备。2.5 截割滚筒及截齿 1)滚筒结构截割滚筒是连续采煤机的工作机构.整个滚筒分为左右两个外滚筒,内滚筒和端盘三大部分.内滚筒为对开剖分式结构,用螺栓联接为一个整体,并由两个平键与轴联接.在一般情况下,由两侧的两个截割电机共同驱动.若卸去内滚筒的平键,左右侧电机及传动系统相互独立,此时可对其中一侧检修而不影响另一侧.两个外滚筒对称布置，筒体部分的齿座用叶片相联，形成螺旋结构。滚筒工作时，螺旋叶片可将落下的煤向中间推移，有利于装载机构把煤装入输送机。左右两个滚筒螺旋叶片旋向相反。外滚筒用花键与截割轴联接，端盘用螺钉固定在外滚筒上。齿座焊接在滚筒上。其结构简图如图2-6所示：图2-6截割滚筒结构图fig.2-6the structure of cutting drum internal螺旋滚筒上的截齿排列按棋盘式（又称交叉式，相邻二截齿不在同一旋叶上）排列原则进行，见图2-7。截割滚筒按等截距一线一齿棋盘式排列，截割滚筒为双头螺旋叶片，叶片和标准齿座组焊其上。另外每个端部20个齿，每条截线上配置一个截齿。每侧端部截齿截割阻力较大，截齿磨损严重，所以截齿布置较密，截齿多而截线间距小。滚筒上其他部分截齿不倾斜，只有端部截齿倾斜。图2-7棋盘式截齿排列图fig.2-7truncation tooth arrangement chart就整个滚筒而言，中间部分截齿安装密度较小而端盘截齿安装密度较大。截齿为镐形截齿，由于齿柄是圆柱形，截齿的固定并不限制自身的旋转，当齿尖切入煤体后，受到煤壁的反力，自身便可转动某一角度。长时间工作后，能使圆锥形齿尖的各个方向磨损量基本一致，从而保证齿尖基本处于“锋利”状态，具有“自磨锐”的效果。2)滚筒参数(1)滚筒直径d参照ln800型连续采煤机选取d为1035mm。(2)滚筒宽度b参照ln800型连续采煤机选取滚筒宽度取3000mm.(3)螺旋叶片头数因为直径d34.54kw, n=1470r/min电动机型号为：ymb-132隔爆电动机其主要性能数据如下：型号额定功率同步转速满载转速ymb-132132kw1500r/min1470r/min3 传动部分减速箱内部及外部锥齿轮的具体设计说明减速箱内部齿轮均为斜齿圆柱齿轮，外部为一对圆锥齿轮。3.1 传动比的分配确定总传动比并根据传动比分配理论分配各级传动比,并选择齿轮齿数 i总=1470/66=22.273=2.475 =3 =33.2 各轴功率、转速和转矩的计算按指导书表4.2-9确定各零件效率取：联轴器效率 =0.99齿轮啮合效率=0.97（齿轮精度为7级）滚动轴承效率=0.98滚筒效率 =0.96开式齿轮啮合效率=0.950轴（电动机轴）：p=p=132kwn=1470r/mint=9.55p/n=9.5513210/1470=857.6n.m轴：p= p=p=1320.99=130.68kwn=1470r/mint=9.55p/n=9.55130.6810/1470=849.0n.m轴：p=p=p=130.680.970.98=124.22kwn= n/i=1470/2.475=593.9r/mint=9.55p/ n=9.55124.22103/593.9=1997.4n.m轴：p=p= p=124.220.970.98=118.08kwn= n/=593.9/3=198.0r/mint=9.55p/ n=9.55118.08103/198.0=5695.3n.m轴：p= p= p=118.080.970.98=112.25kwn= n/=198.0/3=65.9r/mint=9.55p/ n=9.55112.25103/65.9=16242.3n.m3.3 齿轮部分设计3.3.1 高速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：小轮选用45#钢 调质处理hrc1=5662大轮选用45#钢 调质处理hrc2=5662(2)按齿面接触疲劳强度设计计算：采用斜齿圆柱齿轮传动，按=(0.0120.021) (3-1)估取圆周速度v=9.84m/s,参考教材表8-14，8-15选取ii公差组7级d1 (3-2)齿宽系数 ,查教材表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5小齿轮齿数 z1在推荐值2040中选z1=24大齿轮齿数z2 z2=242.475=59.4圆整取z2=59 齿数比 u=z2/z1=59/242.458合适传动比误差=（2.458-2.475）/2.475=-0.0069误差在5%内小轮转矩 t1=9.551000000130.68/1470=849000n.mm载荷系数k=kkkk (3-3)使用系数 ka，查教材表（8-20）ka=1.75动载荷系数k的初值 k由教材图（8-57）查得k=1.18齿向载荷分布系数 k由教材图（8-60）查得k=1.05齿间载荷分布系数 k的初值k在推荐值（20）中初选=16由教材中式（8-55），（8-56）得 (3-4)=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan=1.88-3.2(1/24+1/59)cos16+(1/)240.5tan16=1.627+1.095=2.722=1.627 =1.095查教材表（8-21）得k=1.25则载荷系数的初值为:k=kkkk=1.751.181.251.05=2.71弹性系数 ze,查教材表（8-22）得ze=189.8节点影响系数 zh，查教材图（8-64）（=0）得zh=2.43重合度系数 ，查教材图（8-65）z=0.77螺旋角系数 =0.98接触疲劳极限应力查教材图（8-69）得=1500n/mm =1400n/mm应力循环次数n=60njl (3-5)n=6014701(1630010) =4.23n= n/u=4233600000/2.458=1.72则查教材图（8-70）得接触强度的寿命系数z,zz= z=1硬化系数z查教材图（8-71）得z=1接触强度安全系数，查教材表（8-27）得=1.3许用接触应力=znzw/sh (3-6)则：=1153.8n/mm2=1076.9n/mm由式（3-2）得d1的设计初值d1t为d1td1t110.58mm 法面模数mn mn=d1tcos/z1 (3-6)mn =110.580.96/24=4.4查表8-3取 mn=5中心距aa=mn(z1+z2)/(2cos) (3-7)a=5(24+59)/(2cos16)=214.86mm圆整取a=215mm分度圆螺旋角=cos-1mn(z1+z2)/2a =cos-15(24+59)/(2216) = 16.13o小轮分度圆直径的计算值 d1t=mnz1/cos=524/cos16.13o=122.72mm小轮分度圆圆周速度v=3.14122.721470/60000=9.61m/s与估取v很相近,对k值影响不大,不必修正,取k= k=1.18由式（3-4）得=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan =1.88-3.2(1/24+1/59)cos16.13+(1/)240.5tan16.13 =1.626+1.105=2.731=1.627 =1.095查教材表（8-21）得齿间载荷系数k=1.25载荷系数k=ka=1.751.181.251.05=2.71小轮分度圆直径d1=110.58mm取d1=d1t=122.72mm大轮分度圆直径 d2=mnz2/cos=559/cos16.13=307.09mm齿宽 b=d1tmin=0.5110.58=55.29mm大轮齿宽 b2=b=55mm,圆整取 小轮齿宽 b1=b2+(510)=65mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算：= (3-8)当量齿数zv1=z1/cos316.13=24/cos316.13=27.07zv2=zv1u=27.072.458=66.55由教材图（8-67）查得齿型系数 yfa1=2.60 yfa2=2.27应力修正系数 ysa由教材图（8-68）查取ysa1=1.61 ysa2=1.73重合度系数 y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.627 =0.71螺旋角系数=1-1.095=0.85弯曲疲劳极限查教材图（8-72）得=950n/mm弯曲疲劳寿命系数 yn,查教材图（8-73）得yn=1尺寸系数 yx查教材图（8-74）得yx=1.0安全系数 sf查教材表（8-27）得sf=1.25许用弯曲应力=/s则许用弯曲应力 =95011/1.25=760n/mm2故=2.601.610.710.85=286.34=2.271.730.710.85=317.46所以齿根弯曲强度足够。3.3.2 中速级齿轮传动的设计(1)选择齿轮材料：小轮选用用45#钢 调质处理hrc1=5662大轮也选用用45#钢 调质处理hrc2=5662(2)按齿面接触疲劳强度设计计算：采用斜齿圆柱齿轮传动，按式（3-1）v=(0.0120.021)n估取圆周速度v=4.93m/s,参考教材表8-14，8-15选取ii公差组7级d1t齿宽系数,查教材表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.5小齿轮齿数 z1在推荐值2040中选 z1=25大齿轮齿数 z2=z1i=253=75齿数比 u=z2/z1=75/253合适=（3-3）/3=0,误差在5%内小轮转矩t1=9.551000000124.22/593.9=1997476n.mm载荷系数k=使用系数 ka，查教材表（8-20）ka=1.75动载荷系数k的初值 k由教材图（8-57）查得k=1.18齿向载荷分布系数 k由教材图（8-60）查得k=1.05齿间载荷分布系数 k的初值k在推荐值（20）中初选=16=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan=1.88-3.2(1/25+1/75)cos16+(1/)250.5tan16=1.643+1.14=2.783=1.643 =1.14查教材表（8-21）得k=1.25则载荷系数的初值为：k=1.751.181.051.25=2.71弹性系数 ze,查教材表（8-22）得ze=189.8节点影响系数 zh，查教材图（8-64）得zh=2.45重合度系数 ，查教材图（8-65）z=0.78螺旋角系数 =0.98接触疲劳极限应力查教材图（8-69）得=1500n/mm =1400n/mm应力循环次数n=60njl=60593.91(1630010)=1.71109hn= n/u=1.71109/3=5.7108h则查教材图（8-70）得接触强度的寿命系数z,zz= z=1硬化系数z查教材图（8-71）得z=1.06接触强度安全系数，查教材表（8-27）得=1.3许用接触应力 =znzw/sh则：=150011.06/1.3=1223.1 n/mm=140011.06/1.3=1141.5n/mm故d1的设计初值d1t为140.94mm 法面模数mn= d1tcos/z1 =140.940.96/25=5.412查表8-3取 mn=6中心距a=mn(z1+z2)/(2cos)=6(25+75)/(2cos16)=314.09mm圆整取a=315mm分度圆螺旋角=cos-1mn(z1+z2)/2a =cos-16(25+75)/(2313)= 16.57o小轮分度圆直径的计算值 d1t=mnz1/cos=625/cos16.57o=158.5mm小轮分度圆圆周速度v=3.14158.5593.9/60000=4.92m/s与估取v很相近,对k值影响不大,不必修正,取k= k=1.18齿间载荷系数k=1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos+(1/)z1tan =1.88-3.2(1/25+1/75)cos16.57+(1/)25 0.5tan16.57 =1.638+1.184=2.822=1.638 =1.184查教材表（8-21）得k=1.25载荷系数k=kkkk=1.751.181.051.25=2.71小轮分度圆直径:d1=140.94mm取d1=d1t=158.5mm则大轮分度圆直径：d2=z2/cos=675/cos16.57=469.5mm齿宽 b=0.5140.94=70.47mm大轮齿宽: b2=b,圆整取b2=70mm小轮齿宽: b1= b2+(510)=80mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算：=当量齿数zv1=z1/16.57=25/16.57=28.39zv2=zv1u=28.393=85.17由教材图（8-67）查得齿型系数 yfa1=2.58 yfa2=2.22应力修正系数 ysa由教材图（8-68）查取ysa1=1.62 ysa2=1.77重合度系数 y=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.638 =0.71螺旋角系数=1-1.184=0.84弯曲疲劳极限查教材图（8-72）得=950n/mm弯曲疲劳寿命系数 yn,查教材图（8-73）得yn=1尺寸系数 yx查教材图（8-74）得yx=0.99安全系数 sf查教材表（8-27）得sf=1.25许用弯曲应力=/s则许用弯曲应力 =95010.99/1.25=752.4n/故=2.221.770.710.84=385.99n/所以齿根弯曲强度足够。3.3.3 圆锥齿轮传动的设计(1)选择材料及热处理方法：查表8-17大,小齿轮的材料均采用用45#钢 调质处理hrc=56-62hrc(2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级：按v=（0.0180.028）n 估计齿宽中心分度圆圆周速度v=3.00m/s 参考表8-15和8-14,选取第公差组7级小轮大端分度圆d1： (3-4)齿宽系数推荐值1/41/3中选=0.3小齿轮齿数z 按推荐值2040中选z=25大齿轮齿数z z=iz=325=75齿数比 = z/ z=75/25=3传动比误差/=(3-3)/3=0误差在5%范围内小轮转矩t1=9.55106118.08/198=5695273n.mm载荷系数k k=kkk使用系数 k 查表8-20 k=1.75动载荷系数k初值查图8-57 k=1.02齿向载荷分布系数k 查图8-60得k=1.05载荷系数k初值k= kkk=1.751.021.05=1.87弹性系数 ze,查教材表（8-22）得ze=189.8节点影响系数zh查图8-64 zh=2.5接触疲劳极限应力查教材图（8-69）得=1500n/mm =1400n/mm应力循环次数 =60njlh=6019811630010=5.7108 =/=5.7108/3=1.9108则查教材图（8-70）得接触强度的寿命系数z,zz=z=1硬化系数z查图8-71及说明z=1.05接触强度安全系数s查表8-27 s=1.3许用接触应力=zz/s=150011.05/1.3=1211.54n/mm=140011.05/1.3=1130.77n/mm故d设计设计初值为d=221.24mm齿轮模数m=d/z1=221.24/25=8.85 取 m=9小轮大端分度直径计算值 =mz1=925=225mm小轮平均分度圆直径d=（1-0.5）=（1-0.50.3）225=191.25mm圆周速度v=d/60000=3.14191.25198/60000=1.98m/s动载荷系数k 查图8-57得k=1.01载荷系数k=kkk=1.751.011.05=1.85小轮分度圆直径d取d=225mm大轮大端分度圆直径d d=mz=975=675mm锥距r=m/2=9/2=355.8mm齿宽b=r=0.3355.8=106.7mm圆整取b=107mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算 (3-5)齿形系数y，由当量齿数z=z=26.35 z= z.=237.17查图8-67得 y=2.62 y=2.13应力修正系数y查图8-68 y=1.6 y=1.87许用弯曲应力= (3-6)弯曲疲劳极限查图（8- 72）=960 n/ =960n/弯曲寿命系数 查图8-74 尺寸系数y 查图8-74得 y=0.96安全系数 查表8-27 =1.6则=96010.96/1.6=576n/ =565.72n/=537.53n/所以齿根强度足够。3.4 轴的设计3.4.1 滚筒内轴的设计及强度校核选择轴的材料:选取轴的材料为45#钢，调质处理。1)初步估算轴伸直径初估实心轴最小直径，查教材表（4-2）取a=110 p=112.25kw n2=65.9r/min可得：dmin=a=110=131.37mm 取d=140mm2)轴的结构 图3-1 轴的结构简图fig. 3-1 structural sketch of axled=150mm l=120mm d=174mm l=120mm d=150mm l=300mm3）轴的计算（1）输出轴转矩：t=16242300nmm（2）求作用在锥齿轮上的力,其中力的作用点为锥齿轮分度圆中点处此处的圆直径d=150mm圆周力ft、径向力fr和轴向力fa的大小如下：ft=2t/d=216242300/150=216564nfr= fttan=216564tancos=76481.5n fa= ft=216564tansin=19068.9n4）求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力依据轴的计算求得：rv=42735.4n rv=-4798.4n rv=-4216.8n rv=42761.3nrh=178267.9n rh=-69985.9n rh=-69985.9n rh=178267.9n（1）作垂直面内的弯矩图和水平面内的弯矩图图3-2 轴的弯矩图fig. 3-2 curved square picture of axle（2）求合成弯矩m合=2357394.3n.mm （3）作扭矩图 t=33180690.4n.mm =19908414.2n.mm 图3-3 轴的扭矩图fig. 3-3 torsion picture of axle（4）求当量弯矩m=20047500n.mm5）校核轴的强度轴的材料为45#钢，调质处理，由教材表（4-1）查得，则0.090.1即5865n/mm,取=60n/mm,轴的计算应力为： =20047500/0.1=59.4n/mm该轴安全6）精确校核轴的疲劳强度：（1）判断危险截面：大齿轮中点左侧计算危险截面应力：截面右侧弯矩m=2357394.3n.mm截面上的扭矩t=33180690.4n.mm抗弯截面系数为:w=0.1d=0.1=3375000抗扭截面系数为wt=0.2d=0.2=6750000截面上的弯曲应力b= m/w=59.4n/扭转剪应力= t/wt=2.4n/弯曲应力幅:=59.4n/弯曲平均应力:=0扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即=/2=1.2n/（2）确定影响系数:轴的材料为45#钢，调质处理，由教材表（4-1）查得b=650n/, -1=300, -1=155有效应力集中系数k,k，根据r/d=0 d/d=1由教材表（4-5）经插值后可得：k=2.71 k=1.52尺寸系数,根据轴截面为圆截面，查教材图（4-18）得=0.62, =0.76表面质量系数：根据=650n/和表面加工方法为精车查教材图（4-19）得，材料弯曲、扭转的特性系数 ，取,=0.05由上面结果可得：s=3.54s=13.25s=3.42查教材表（4-4）可知该轴安全。3.4.2 减速箱输出轴的设计及强度校核选择轴的材料:选取轴的材料为45#钢，调质处理。1）初步估算轴伸直径初估实心轴最小直径，查教材表（4-2）取a=110 p=118.08kw n2=198r/min可得：dmin=a=110=92.59mm 取d=110mm2）轴的结构图3-4 轴的结构简图fig. 3-4 structural sketch of axle=120mm =49.5mm =124mm =66mm =142mm =10mm =138mm =86.5mm =120mm =350mm =105mm =105mm3）轴的计算（1）输出轴转矩：t=5695300nmm（2）求作用在大齿轮上的力轴上大齿轮分度圆直径：=469.5mm,圆周力ft1、径向力fr1、和轴向力fa1的大小如下：ft1=2t/d=25695300/469.5=24261nfr1=ft1=24261=9212.9nfa1=ft1tan=24261tan16.57=7218.7n求作用在锥齿轮上的力,其中力的作用点为锥齿轮分度圆中点处此处的圆直径=191.25mm圆周力ft2、径向力fr2和轴向力fa2的大小如下：ft2=2t/dm=25695300/191.25=59558.7nfr2= ft2tan=59558.7tancos=21033.7n fa2= ft2=59558.7tansin=5244.3n4）求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力依据轴的计算求得：rv=44