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往复 设计

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往复式给煤机设计,往复,设计

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长春理工大学光电信息学院毕业设计 编号 20141051333 本科生毕业设计 往复式给煤机设计 The design of reciprocating coal feeder 学 生 姓 名邓增涛专 业机械设计制造及其自动化学 号1051333指 导 教 师吴翠红分 院机电工程分院2014年 6 月 长春理工大学光电信息学院毕业设计 摘 要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。随着煤炭工业的发展,煤矿井型不断地扩大,现有型往复给煤机生产能力小,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必要的。本说明书设计主要是：先通过设计计算给煤机的主要运动部件即给煤槽的运行速度和所受的运行阻力来求得电动机功率，然后在设计出减速器、曲柄连杆机构，给煤槽，托辊组件等主要运行部件。最后设计给煤机箱体，传动平台等辅助部件。在本次往复式给煤机的设计过程中，着重对减速器、给煤槽、曲柄连杆机构、托辊进行了分析和设计。对重要的部件进行了受力分析、强度的校核，根据其常见失效形式、影响因素及基本设计要求，给出了重要部件的受力分析、强度和刚度的设计方法。关键词：往复式给煤机 减速器 曲柄连杆机构 ABSTRACT Coal mine production equipment is one of the main equipment for coal equipment，the reliability of it, in particular parts of the throat is the key to the reliability of such equipment, will directly affect the normal operation of production systems. Practice has proved that the existing reciprocating Feeder small production, installation and dismantling inconvenient, and the disadvantages of implants uniform. With the development of coal industry and coal-wells continues to expand, the existing K-type reciprocating coal production capacity of the small plane, unable to meet the requirements of large-scale mine, therefore, improve and expand existing K-type reciprocating to the coal machine is totally necessary. The design specification is: first through the design calculations for coal is the main moving parts to the coal shafts running speed and suffered the motor running resistance to achieve power. And then design the main component parts operation，such as the speed reducer, crank-connecting rod mechanism for coal chutes, roller trailers. Final design the Auxiliary parts , for example, body chassis of the Reciprocating coal feeder, transmission platforms. Reciprocating in the coal feeder of the design process, the emphasis on the analysis and design for the speed reducer, Coal chute, crank linkage, idler. Important components of the stress analysis, strength check, in accordance with its common failure mode, Factors and basic design requirements, is an important component of the stress analysis, strength and stiffness of the design method. Keywords: Reciprocating coal feeder Reducer Crank-connecting rod mechanism 目 录绪 论1第一章 往复式给煤机概述21.1 往复式给煤机的用途21.2 K型往复式给煤机的组成及工作原理21.2.1 K型往复式给煤机的组成21.2.2 K型往复式给煤机工作原理简述21.3往复式给煤机特点31.4给煤机常见的几种类型及比较41.4.1 给煤机常见的几种类型41.4.2往复式给煤机与振动式给煤机的比较71.5设计本给煤机的目的、基本要求及基本参数71.5.1 设计本给煤机的目的71.5.2 往复式给煤机满足大型矿井生产能力的要求71.5.3 基本参数81.6 本次设计所做的基本工作81.7 K-4型往复式给煤机的技术参数9第二章 往复式给煤机的总体设计102.1往复式给煤机的参数102.2给煤机的总体外型设计102.3.1 往复式给煤机的运行阻力122.3.2 产生运行阻力的因素及力的计算12第三章 给煤机的传动系统设计153.1 电机选型153.2 减速器设计153.2.1. 减速器153.2.2 计算传动装置的运动和动力参数163.3 齿轮的设计及校核计算173.3.1 第一对齿轮的设计173.3.2 第二对齿轮的设计233.4 轴的设计及校核计算293.4.1 中间轴的设计及校核293.4.2 输入轴的设计及校核343.4.3 输出轴的设计及校核383.5 轴承的选择与校核计算423.5.1 输入轴上的轴承选择与校核423.5.2 中间轴上的轴承选择与校核423.5.3 输出轴的轴承选择与校核433.6 键的选择与校核计算443.6.1 中间轴上键的选择与校核443.6.2 输出轴上键的选择与校核443.7 轴系部件的结构设计453.7.1 轴承盖的结构设计45I3.8 轴外伸处的密封设计473.9 减速器箱体的设计473.10 油面位置及箱座高度的确定493.11 油沟的结构形式及尺寸493.12 检查孔与检查孔盖的设计503.13 通气器的结构及尺寸503.14 放油孔、螺塞和封油圈513.15 油标指示器523.16 起吊装置533.17 定位销543.18 启盖螺钉543.19 套筒的设计55第四章 给煤机其余部件设计564.1曲柄连杆的设计564.1.1 曲柄轮毂键的设计及校核564.1.2 曲柄连杆其余零件的选取574.2给煤槽的设计574.3拖辊组件的设计及校核594.3.1辊轮轴的设计计算594.3.2辊轮轴强度的校核624.4闸门的设计64第五章 给煤机的使用注意事项665.1 K型往复式给煤机安装及使用665.2 K型往复式给煤机日常检修与维护66结 论67致 谢68参考文献69II绪 论 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。 第一章 往复式给煤机概述 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及工作原理1.2.1 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.曲柄 2.减速器 3.电动机 4.连杆 5.斜板 6.托辊 7.底板 图1.1 给煤机的基本结构 1.2.2 K型往复式给煤机工作原理简述 往复式给煤机是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。 图1.2 总体简图 1.3往复式给煤机特点工作可靠、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；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。结构简单,维修量小在往复式给煤机中,电动机采用标准件,其余大部分是焊接件,损坏部件少,用在煤矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。性能稳定往复式给煤机对煤的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块煤、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。噪音低 的噪音都很低。尤其在井下或煤仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。安装方便、高度小往复式给煤机一般安装在煤仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动给煤机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,往复式给煤机占有高度小,节省了建筑面积和投资。正是由于往复式给煤机具有上述的特点,故而,在煤矿井下和地面生产系统的咽喉环节,及在其他需要控制噪音的环节,应首选往复式给煤机。 1.4给煤机常见的几种类型及比较 1.4.1 给煤机常见的几种类型给煤机一般可分为往复式给煤机、链式给煤机、振动式给煤机等。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。往复式给煤机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。往复式给煤机具有对煤的品种、粒度、外在水分适应性强，以及具有较高的可靠性，噪音低、维护工作量小等优点。给煤机底板在往复运行过程中需承受物料很大的摩擦力，所以需要较大的驱动功率，能耗大。图1.3 K型往复式给煤机示意图 配料作业。给料连续均衡、稳定;操作简单，运行均衡，无振动，无噪声，维护量小，耗电量少;给料量的大小可以随欲调节;便于实现给料自动控制。在运行过程中,给煤机的四条刮煤链在从动轴处,因无链轮定位,易游移发生咬链而断链,影响生产。 图1.4链式给煤机简易工作原理图 1.主动轴2.链轮3.料斗4.衬板5.刮煤链6.从动轴振动给料机用于把物料从贮料仓或其它贮料设备中均匀或定量的供给到受料设备中,是实行流水作业自动化的必备设备，分敞开型和封闭型两种.可根据要求生产电磁振动给料机、给料斗、输送机。振动给料机结构简单，操作方便，不需润滑，耗电量小；可以均匀地调节给矿量；因此已得到广泛应用。一般用于松散物料。根据设备性能要求，配置设计时应尽量减少物料对槽体的压力，按制造厂要求，仓料的有效排口不得大于槽宽的四分之一，物料的流动速度控制在6-18m/min.对给料量较大的物料，料仓底部排料处 应设置足够高度的拦矿板； 为不影响给料机的性能，拦矿板不得固定在槽体上。为使料仓能顺利排出，料仓后壁倾角最好设计为55-65度。振动给料机可把块状、颗粒状物料从料仓中均匀、连续地喂料到受料装置中。在砂石生产线中可为破碎机连续均匀地喂料避免破碎机受料口的堵塞。振动给料机用途：广泛用于矿山、碎石场、冶金、建材、化工、选矿、煤矿等行业的破碎、筛分生产线中。振动给料机工作原理：该机是利用振动器中的偏心块旋转产生离心力，使筛厢、振动器等可动部分作强制的连续的圆或近似圆的运动。物料则随筛厢在倾斜的筛面上作连续的抛掷运动，并连续均匀地将物料送至受料口内。振动给料机性能特点：该机结构简单，振动平稳，喂料均匀，连续性能好，激振力可调；随时改变和控制流量，操作方便；偏心块为激振源，噪音低，耗电少，调节性能好，无冲料现象；若采用封闭式机身可防止粉尘污染。 图1.5 各机械分布图 连续式给煤机在运行过程中，系统主要负荷均由滚动轴承支撑， 因此运行阻力小，性能稳定，运行可靠性高，磨损小，维修量小；它一改间断式给料方式为连续式给料方式，大大的提高了工作效率；给料量可自由调节，最大流量可达到2 500 t/h；应用广泛，尤其在矿山这种恶劣的环境下优势更加明显，例如它非常适合湿煤的运输；运行平稳，噪音小，保护环境；节约能源省电，流量为1 500 t/h运行功率仅在6.5 kW左右；采用根据专利研制的高分子复合整芯输送皮带，使用寿命长；运用新型结构设计，确保皮带无跑偏打滑现象，没有煤渣洒落 图1.6 连续式给煤机示意图1.4.2往复式给煤机与振动式给煤机的比较 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，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，目前大量使用的是往复式给煤机。 1.5设计本给煤机的目的、基本要求及基本参数 1.5.1 设计本给煤机的目的 鉴于给煤机用于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的作用以及目前给煤机所存在的一些问题，从节约材料方面进行一定的改进而进行本次设计，希望对给煤机的发展起到一定作用。 1.5.2 往复式给煤机满足大型矿井生产能力的要求随着我国煤矿井型的不断扩大,小时生产能力也在增加,例如:井型为240万t/a,300万t/a,400万t/a的矿井,小时生产能力分别为742t/h, 928t/h,1238t/h。矿井小时生产能力的增加,要求提高给煤机的生产能力。目前,矿井井下原煤运输越来越多地采用胶带输送机,也就是说,井下使用给煤机的环节增加了。虽然可以采用多台小型号给煤机联合布置来满足大生产能力的要求,但布置多台给煤机需要扩大硐室,增加工程投资。况且多台布置,系统可靠性降低,噪音增大,出问题的机率也相对增多,给维修带来一定的麻烦。在使用胶带输送机的装车系统,是地面生产系统中使用给煤机最多的地方,而且要求给煤能力比较大。装车系统若采用电振给料机,不但增加了装车的高度而且噪音很大。安装大型往复式给煤机,不仅使小时生产能力增大,而且也为装车系统设备的选型提供了更大的可选范围。主井井底装载带式(板式)定量输送机式井底装载设备的发展趋势,被列为煤炭重点科研项目,定量输送机慢速装载时要求给煤设备的能力在800t/h以上,现有的K系列给煤机达不到这一要求。虽然也可采用给料闸门入料,但给料闸门的给料量易受原煤的水份、粒度影响,使给料不均匀。而大型往复式给煤机可满足这一要求。 1.5.3 基本参数 根据给煤机需满足大型矿井生产能力要求，其设计参数定为给煤量： 1.6 本次设计所做的基本工作 在安装时，因为考虑到曲柄连杆需绕过联轴器，以避免与其相碰的问题，将连杆制成弯的，其详情结构见曲柄连杆图7。 这样不仅浪费材料，安装不方便，还需考虑曲拐要绕过联轴器所需的弧度，而且造成加工的不便。通过考虑安装问题，可以将电动机位置调换，使减速器与之相配合，以致避免连杆与联轴器相碰的问题，可将连杆制成直的。其详情结构见图8。 1、电动机 2、减速器 3、曲柄 4、轴承 5、曲拐 图1.7 改造前给煤机传动部分简图 图1.8 改造后给煤机传动部分简图 1.7 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给煤能力/（t/h）底板行程曲柄位置无烟煤烟煤200459053015034403951002295268501148132曲柄转速/（）62电动机型号YB200L-8(Y200 L-6)功率/18.5转速/（）970减速器型号JZQ-500速比15.75最大允许粒度/含量10 %以下700含量10 %以上550设备重量/ 带料斗2337不带料斗2505 第二章 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：880t/h；最大给料粒度500mm；初步设定曲柄的转数为；往复行程为250mm。 2.2给煤机的总体外型设计 参考 K-4型往复式给煤机取料仓宽度为=1250，底托板材料选用Q235钢长度为L=2000 。由此可推出每转推出煤的容积为： 式中：曲柄每转推出为 查表得散煤的容重由式得 V=abh=0.25h=推出煤的最低高度：h=0.85m初步设定曲柄的转数为，箱体的有效高度和宽度，高度为，宽度为。给煤量可表示为 式中给煤机给煤量，；给煤机箱体高度，；给煤机箱体宽度，；a 给煤机行程，；煤的密度，；曲柄转速，；工况系数，。因此，由式可求出给煤量vr=naBHQ60880由上式结果可得出，箱体尺寸满足给煤要求。K 型给煤机外形尺寸图如下1、减速机 2、电动机 3、传动平台 4、联轴器 5、H形架6、连杆 7、给煤槽 8、闸门 9、机架 10、漏斗 11、托辊 曲柄连杆尺寸及底板速度的确定：已知行程，设偏距e为125 mm，倾斜角度为在有三角形关系式和理论力学中最小角定理，当可求得速度a=125mm连杆长l=740mm 图2.1K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，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。逆行时：底板在托滚上的运动阻力和煤与底板的摩擦阻力。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： 式中 给煤机槽体内煤的质量，；给煤机运动部件的质量，； 重力加速度，； 煤仓出口处压力，；给煤机底板水平投影长度，；煤仓出口对底板有效压力区长度，；给煤机槽体净宽度，；底板在托滚轮上的运动阻力系数，；煤对侧板的侧压系数； 煤的松散容重， ；底板上煤的厚度， ，。正行阻力： 逆行阻力： 运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即 式中、括号内的第一项表示给煤机槽体内煤的重量和活动件的重量；表示给煤机槽体内煤的重量； 表示煤的重量对给煤机固定侧板产生的侧压力。号内的第二项表示煤仓出口处压力； 表示煤仓出口处压力对给煤机固定侧板产生的侧压力。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),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。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考虑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算： 给煤机槽体内煤的质量： =1.2520.85950 底托板选用的材料为，其密度，底托板长、宽、厚度分别为2000、1250、16。则底托板质量为：则 正行阻力： 正行阻力： 运行阻力： 减少煤与底板的摩擦系数是有限的。这是因为正行时，给煤机槽体内的煤是在其与底板之间的摩擦力的作用下，移到给煤机前端。煤与底板的摩擦力要大于煤在加速时的动阻力和煤与固定侧板的摩擦力，才能保证在正行时，煤与底板间不产生相对滑动。 第三章 给煤机的传动系统设计 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： 2. 给煤机的传动效率(1) 曲柄连杆的传动效率：0.960.85(2) 减速器的传动效率：减速器用三对轴承，选用深沟球轴承查得其效率为，故：(3)联轴器的传动效率：0.99所以，给煤机的总传动效率为 3. 电动机的功率确定电动机的实际功率为 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工作机所需的电动机功率，即，所以，选择电机额定功率为15，选择电机型号如表3-1所示表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-61597010000.895 3.2 减速器设计 3.2.1. 减速器现在已使用的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-0K-1K-2K-3K-4减速机型号JZQ0-350JZQ0-350JZQ0-350JZQ-400JZQ-500速比12.6412.6412.6415.7515.75ZQ、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(总传动比) 减速器速比为2）分配传动装置各级传动比参考文献3表2-1，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： 即 代入式得 3.2.2 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；相邻两轴间的传动比表示为，；各轴的输出功率为，；各轴的输出转矩为，。各轴的输出功率0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转速0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转矩0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴） 3.3 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 大齿轮选用调质并表面淬火 许用接触应力参考文献机械设计，由式（66）得 (3 .5)疲劳极限应力、参考文献机械设计，查图64参考文献机械设计，应力循环次数N 由式(6.7)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 (3.6)则参考文献机械设计，查图6-5得接触强度的寿命系数 、（不允许有点蚀） 接触强度安全系数参考文献机械设计，按一般可靠度查 取则 (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; 参考文献机械设计表6.7，表6.8选取 公差组8级小轮分度圆直径d，参考文献4，由式求得 (3.7)齿宽系数参考文献机械设计，查表6.9， 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小齿轮齿数,在推荐值20-40中选 大齿轮齿数 ，圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内。合适小齿轮转矩参考文献4，由式（8-53）求得 载荷系数K (3.8)使用系数参考文献机械设计，查表6.3 动载荷系数参考文献机械设计，由推荐值 1.051.4选 齿向载荷分布系数参考文献机械设计，由推荐值 1.01.2选 齿间载荷分配系数参考文献4，由式（8-55）及得 (3.9) 参考文献4，查表并查值则载荷系数的初值 材料弹性系数参考文献机械设计，查表6.4得 (3.10)节点区域系数参考文献机械设计，查图6-3得重合度系数由推荐值0.850.92得故的设计初值为 (3.11) 齿轮模数 参考文献机械设计，查表6.6取 小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估计取有差距不大，对取值影响不大，不需修正小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距齿宽 ，取小轮齿宽大轮齿宽 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数参考文献4，查图8-67 小轮 大轮 应力修正系数参考文献4，查图8-68 小轮 大轮 重合度系数参考文献4，由式（8-67） 许用弯曲应力参考文献4，由式（8-71）弯曲疲劳极限参考文献4，查图8-72 弯曲寿命系数参考文献4，查图8-73 尺寸系数 参考文献4，查图8-74 安全系数参考文献4，查表8-27 则 故齿根弯曲强度足够。(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 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆 基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 参考文献4表8-31得知，当 ，选用腹板式的结构 取应大于，为齿全高=217.5 3.3.2 第二对齿轮的设计(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 大齿轮选用调质并表面淬火 许用接触应力参考文献4，由式（869）得 (3.13)接触疲劳极限应力、参考文献4，查图869参考文献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） 硬化系数参考文献4，查图8-71及说明接触强度安全系数参考文献4，查图8-27，按一般可靠度查 取 (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; 参考文献机械设计表6.7，表6.8选取 公差组8级小轮分度圆直径d，参考文献机械设计，由式求得 (3.14)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 小齿轮齿数,在推荐值20-40中选 大齿轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内。合适小齿轮转矩参考文献4，由式（8-53）求得 载荷系数K参考文献4，由式（8-54）得使用系数参考文献4，查表8-20 动载荷系数参考文献4，查图8-57得初值 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 参考文献4，查表并查值则载荷系数的初值 弹性系数参考文献4，查表8-22得节点影响系数参考文献4，查图8-64得重合度系数参考文献4，查图865得故的设计初值为 (3.15) 齿轮模数 参考文献机械设计，查表6.6取 小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估计取有差距不大，对取值影响不大，不需修正小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距齿宽 ，取小轮齿宽大轮齿宽 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 (3.16)齿形系数参考文献4，查图8-67 小轮 大轮 应力修正系数参考文献4，查图8-68 小轮 大轮 重合度系数参考文献4，由式（8-67） 许用弯曲应力参考文献4，由式（8-71） (3.17)弯曲疲劳极限参考文献4，查图8-72 弯曲寿命系数参考文献4，查图8-73 尺寸系数 参考文献4，查图8-74 安全系数参考文献4，查表8-27 则 故齿根弯曲强度足够。(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 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 根圆直径基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆基圆直径 中心距 传动比 参考文献4表8-31得知，当 ，选用腹板式的结构 取应大于，为齿全高=301 (3.18)n=0.5m=0.53=1.5mm 3.4 轴的设计及校核计算 3.4.1 中间轴的设计及校核(1) 求中间轴上的转矩 (3.19)(2) 求作用在齿轮上的力 中间轴上大齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-1所示。圆周力 径向力 轴向力 中间轴上小齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-1所示。圆周力 径向力 轴向力 (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径，参考文献4表4-2，取，可得 (3.20)(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，选用6309型圆柱滚子轴承，尺寸为。取齿轮距轴承的距离，考虑到齿轮和轴承之间用套筒定位，则齿轮与轴段之间有s=4mm的差距，所以轴段 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30mm,为了使套筒断面可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取。轴段 取齿轮右端轴肩高度，则轴环直径，。轴段 该轴段安装齿轮，用套筒定位，取直径，。轴段 该轴段安装轴承，与轴段相同取直径。3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。4）确定轴端倒角取。5）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6309型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 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。支反力 H水平面， V垂直面，弯矩和水平面 垂直面 合成弯矩 (3.21) (3.22)扭矩 当量弯矩 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，则，即，取，轴的计算应力为 (3.23)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 (3.24)(2) 求作用在齿轮上的力 输入轴上齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-3所示。 (3.25)(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径，参考文献4查表4-2，取，可得 (3.26)(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3-3所示图3.3 输入轴的结构图2) 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段 该段用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因此要先选用联轴器。联轴器的计算转矩，根据工作情况选取，则。参考文献4 表13-5，根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为，许用转矩。与输出轴联接的半联轴器孔径，因此取轴段的直径。半联轴器轮毂总长度（J型轴孔），与轴配合的毂孔长度。轴段 为了半联轴器的轴向定位，轴段左端制出定位轴肩，所以轴段的直径为。根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为20mm，因此取。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，选用6310型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可知，尺寸为。取。轴段该轴段用于轴承的定位，它的轴肩，所以轴段的直径为。根据安装要求，取轴段的长度。轴段 该轴段为齿轮轴，齿轮宽度，分度圆直径。轴段的直径和长度各取，。轴段用于安装轴承，选用6308型深沟球轴承，参考文献4 表11-1知，尺寸为。其直径为，。3) 确定轴端倒角取。4) 轴的强度校核 求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（见图3-4），在确定轴承的支点位置时，参考文献6表24.2-15可得知，对于6310型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 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。支反力 水平面， 垂直面，弯矩和 水平面， 垂直面合成弯矩 (3.27)扭矩 当量弯矩 (3.28)图3.4 输入轴的计算简图校核轴的强度 轴的材料为45钢，调质处理，参考文献4表4-1,查得，则，即，取，轴的计算应力为 (3.29)满足强度要求。 3.4.3 输出轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (3.30)(2) 求作用在齿轮上的力 输出轴上齿轮的分度圆直径为圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-5所示。 （3.31） (3.32)(3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为，调质处理，按式初估轴的最小直径，参考文献4查表4-2，取，可得 (3.33)(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3-5所示图3.5 输出轴的结构简图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。选用6316型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可知，尺寸为。取该轴段的直径为，。轴段取齿轮右端轴肩高度，则轴环直径，。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46mm,为了使套筒断面可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取。轴段 该段采用套筒定位，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，选用6316型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可查知，尺寸为。取。轴段根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求，取端盖外端面与曲柄右端面之间的距离为，因此取。轴段 该轴段安装曲柄，其直径和长度各取，。3) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得，平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长。为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。4) 确定轴端倒角取。5) 轴的强度校核 求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（见图3-6），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6216型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，3截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。3截面处的及的数值如下。支反力 水平面， 垂直面 ， 弯矩和 水平面 垂直面合成弯矩扭矩 (3.34)当量弯矩 图3.6 输出轴的计算简图校核轴的强度 轴的材料为，调质处理，参考文献4表4-1，查得，则，即，取，轴的计算应力为 (3.35)满足使用要求。 3.5 轴承的选择与校核计算 3.5.1 输入轴上的轴承选择与校核根据输入轴结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6309型深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力：水平面， 垂直面，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-3、表3-4查得，表3.3 温度系数轴承工作温度/125150175200225250300350温度系数1.000.950900.850.800.750.700.600.50表3.4 载荷系数载荷性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击载荷系数1.01.21.21.281.83.0L=43609h满足使用要求。 3.5.2 中间轴上的轴承选择与校核根据中间轴的和输入轴结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6309深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力：水平支反力 ，垂直支反力 ，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-3、表3-4查得，L=15987h满足使用要求。 3.5.3 输出轴的轴承选择与校核根据1轴的结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6316型深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力： 水平支反力 ，垂直支反力 ，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-3、表3-4查得，满足使用要求。 3.6 键的选择与校核计算 3.6.1 中间轴上键的选择与校核齿轮3与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长；齿轮2与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取双键连接。取齿轮与轴的配合为。其挤压强度计算公式为：式中：键与毂槽（或轴槽）的接触强度，为键高（尺寸查有关设计手册）；键的工作长度，型：，型：（尺寸查有关设计手册）；许用挤压应力，查表3-5键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造，常用材料为号钢，轴的材料一般为钢；而轮毂材料可能是钢或铸铁。表3.5 轴联接的许用挤压应力轮毂材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击载荷钢1201501001206090铸铁708050603045该键满足强度要求。该键满足强度要求。 3.6.2 输出轴上键的选择与校核齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长。为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取双键连接。取齿轮与轴的配合为。 该键满足强度要求。 3.7 轴系部件的结构设计 3.7.1 轴承盖的结构设计轴承盖用以固定轴承、调整轴承间隙及承受轴向载荷，轴承盖有嵌入式和凸缘式两种。嵌入式轴承盖结构简单，为增强其密封性能，常与O形密封圈配合使用。由于调整轴承间隙时，需打开箱盖，放置调整垫片，比较麻烦，故多用于不调整间隙的轴承处。凸缘式轴承盖，调整轴承间隙比较方便，密封性能好，应用较多。凸缘式轴承盖多用铸铁铸造，应使其具有良好的铸造工艺性。对穿通式轴承盖，由于安装密封件要求轴承盖与轴配合处有较大厚度，设计时应使其厚度均匀。当轴承采用箱体内的润滑油润滑时，为了将传动件飞溅的油经箱体剖分面上的油沟引入轴承，应在轴承盖上开槽，并将轴承盖的端部直径做小些，以保证油路畅通，见图3.7 图3.7表3.6 轴承端盖结构尺寸轴承外径（mm）螺栓直径（mm）螺栓数45658470100104110140126150230168(1)输入轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定(2)中间轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定(3) 输出轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定 3.8 轴外伸处的密封设计在输入轴或输出轴的外伸处，为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其它杂质浸入，造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。旋转轴A形密封圈适用于转速不高的稀油润滑，其结构形式见减速器装配图。 3.9 减速器箱体的设计铸铁减速器箱体结构尺寸（参考文献3表4-1）名称符号二级减速器尺寸关系箱体壁厚，取箱盖壁厚，取箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径，取地脚螺钉的数目时，轴承旁联接螺栓直径箱盖与箱座联接螺栓直径，取联接螺栓直径的间距之间轴承端盖螺钉直径，取窥视孔盖螺钉直径，取定位销直径，取、至外箱壁的距离见表3.7，取、至凸缘边缘距离见表3.7，取轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离，取齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座筋板取轴承端盖外径轴承座孔直径轴承旁联接螺栓距离尽量靠近，以互不干涉为准，一般取注：多级传动时，取低速级中心距。表3.7 C1、C2值螺栓直径1416182226344012141620242835沉头座直径18222633404861 3.10 油面位置及箱座高度的确定当传动零件采用浸油润滑时，浸油深度应根据传动零件的类型而定。对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高。为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于。所以取大齿轮齿顶距油池底面的距离为。 3.11 油沟的结构形式及尺寸(1)输油沟当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时，应在箱座的剖分面上开设输油沟，使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内，在经轴承盖上的导油槽流入轴承，其结构尺寸见总图。 图3.8 油沟的结构(2)回油沟为提高减速器箱体的密封性，可在箱座的剖分面上制出与箱内沟通的回油沟，使渗入箱体剖分面的油沿回油沟流回箱内。回油沟的尺寸与输油沟的尺寸相同。 3.12 检查孔与检查孔盖的设计为了检查传动零件的啮合和润滑情况，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔要足够大，以便于检查操作。 窥视孔上设有视孔盖，用螺钉紧固，视孔盖可用钢板、铸铁或有机玻璃等材料制造，其结构形式及尺寸确定如图3.9图3.9 视孔盖的结构取；螺钉为M8，直径，个数为4个 3.13 通气器的结构及尺寸减速器运转时，由于摩擦发热，箱内会发生温度升高、气体膨胀的空气和油蒸汽能自由地排出，以保持箱体内外气压相等，不致使润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来，通常在箱盖顶部或视孔盖上设置通气器。通气器的结构形式很多，因为该设备用于灰尘比较大的场合，所以选择如下结构见图3.10、尺寸见表3.8，其内部做成曲路，并设有金属滤网，可减少灰尘随空气进入箱内。表3.8 通气器的尺寸831640401271825.42222见图3.10 通气孔的结构 3.14 放油孔、螺塞和封油圈为了将污油排放干净，应在油池的最底位置处设置放油孔。放油孔的位置如图3.11。放油孔用螺塞及油封垫圈密封。螺塞用细牙螺纹圆柱，垫圈的材料为耐油橡胶、石棉及皮革等。螺塞直径约 为箱体壁厚的23倍。螺塞及密封垫圈的尺寸见表3.9 见图3.11 放油孔的位置及结构尺寸表3.9213431.22732164411.5352 3.15 油标指示器为了指示减速器内油面的高度，以保持箱体内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。油面指示器上有两条刻线，分别表示最高油面和最低油面的位置。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，其高度根据传动零件的浸油润滑要求确定；最高油面为油面静止时的高度。两油面高度差值与传动零件的结构、速度等有关。对中、小型减速器通常取510mm。油面指示器的结构形式见图3.12、尺寸见表3.10。图3.12 杆式油标的结构和安装 表3.10habcD41663512852622 3.16 起吊装置为了便于搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。选用以下两种：(1) 吊耳吊耳是直接在箱体上铸出，其结构形式和尺寸如图3.13图3.13 吊耳的结构和尺寸(2) 吊钩吊钩铸在箱座的凸缘下面，用于吊运整台减速器，其结构及尺寸如图3.14。图3.14 吊钩的结构及尺寸 3.17 定位销为精确地加工轴承座孔，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在箱盖和箱座的剖分面加工完成并用螺栓联接后，镗孔之前，在箱盖和箱座的联接凸缘上配装两个定位圆锥销。定位销的位置应便于钻、铰加工，且不防碍附近联接螺栓的装拆。两圆锥销应相距较远，且不宜对称布置，以提高定位精度。圆锥销的公称直径（小端直径）可取，其长度应稍大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以便于装拆。见总图定位销直径去标准值 3.18 盖螺钉 为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在箱盖和箱座剖分面上以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开。为此常在箱盖凸缘的适当位置上设置12个启盖螺钉。启盖螺钉的直径与箱盖凸缘联接螺栓直径相同，其长度应大于箱盖凸缘的厚度。其端部应为圆柱形或半圆形，以免在拧动时将其端部螺纹破坏，见总图 3.19 套筒的设计套筒选用材料为：；套筒所在的位置见总图。其结构（如图3.15）及尺寸（见表3.11）图3.15 套筒的结构尺寸表3.11 输出轴套筒2的尺寸名称2809433 中间轴套筒2的尺寸名称1114564542913 第四章 给煤机其余部件设计 4.1曲柄连杆的设计根据总体结构之间的位置关系，取曲柄长度a=125连杆的长度为l=740，其结构如图4.1所示。图4.1 曲柄连杆结构 4.1.1 曲柄轮毂键的设计及校核曲柄与输出轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长。取齿轮与轴的配合为。曲柄与输出轴的轴向定位采用螺钉连接M1647。连杆与底拖板的连接和曲柄与连杆的一样。因其所受轴向力很小，所以经推算该螺钉强度合格。键的校核：其挤压强度计算公式为： (4.1)式中：键与毂槽（或轴槽）的接触强度，为键高（尺寸查有关设计手册）；键的工作长度，型：，型：（尺寸查有关设计手册）；许用挤压应力，可查表2-3键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造，常用材料为号钢，轴的材料一般为钢；而轮毂材料可能是钢或铸铁。该键满足强度要求。4.1.2 曲柄连杆其余零件的选取 曲柄与连杆连接采用阶梯轴和调心滚子轴承53609连接配合，因其主要受力零件是上边的键，所以阶梯轴和轴承只承受很小的径向力。 连杆用45钢调制，因工字钢结构更适于承受拉力，所以连杆制成工字型。又因安装原因避免了连杆与联轴器相碰的问题，所以将连杆制成直的，其详情结构见曲柄连杆图。4.2给煤槽的设计图4.2给煤槽的结构图底托板是给煤机的承压部件，它长期处于高压受力状态，所以，应具有足够的强度和刚度。由第二章可知,给煤机槽体内煤的重力。根据计算简图作出剪力图、弯矩图，B截面的弯矩最大，是底托板的危险截面。图4.3 底托板的结构受力分析图1) 惯性矩： (4.2)2) 支反力 垂直力 ，水平力 3) 弯矩：4) 弯曲应力： (4.3) 选取底托板的材料为，参考文献4表4-1，查得，所以底托板的弯曲强度校核满足设计要求。 4.3拖辊组件的设计及校核4.3.1辊轮轴的设计计算 1）根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布局和装配方案考虑整体布局，拟订不同的装配方案进行分析对比，选用如图3-4所示的装配方案。 图4.4辊轮轴的整体布局2）选择轴的材料 该轴是心轴，转速较低，选用45号钢，调质处理，其力学性能参考资料查得抗拉强度 屈服点 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限许用弯曲应力 3）初步估算轴的的直径 4)轴上零部件的选择和轴的结构设计初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为30212型，其尺寸为，定位轴肩高度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装固定板，为了把该轴固定在箱体上，取该轴段直径，长度。轴段安装螺母，为了固定旁边的套筒，取该轴段直径，长度。轴段装有套筒，为了固定轴承内圈，取该轴段直径，长度。轴段安装轴承和套筒，装在轴承中间的套筒为了固定轴承内圈，取该轴段直径，长度。轴段安装唇形密封圈，取该轴段直径，长度；VI轴段，长度；所以该轴总长度5）轴的受力分析 作出轴的计算简图 图4.5轴的受力分析 求支反力在垂直面内的支反力由得又，所以 式中：煤仓的重力和煤仓内煤的重力，；煤仓内煤的质量： 底板选用中碳钢，其密度，底板厚度取15mm，则底板尺寸为底板的质量： 侧板选用中碳钢，其密度，侧板厚度取15mm，则底板尺寸如下图： 图4.6侧板尺寸布置侧板的质量： 所以 所以 图4.7拖辊轴受力图 轴的强度计算通常把轴当作置于铰链支座上的梁。轴上零件传来的力，通常当作集中力来考虑，其作用点取为零件轮缘宽度的中点，轴上转矩则从轮毂宽度的中点算起。轴上支撑反力的作用点，根据轴承的类型和组合确定。 如果作用在轴上的各载荷不在同一平面内，则可分解到两个相互垂直的平面，然后分别求这两个平面内的弯矩，再按矢量法求得合成弯矩。按弯矩强度条件计算 (4.4) 式中：轴计算截面上的合成弯矩，； 轴计算垂直截面上的合成弯矩，； 轴计算水平截面上的合成弯矩，； 所以 =4659C截面的当量弯矩 (4.5)式中：轴计算截面上的当量弯矩，； 考虑转矩和弯矩的作用性质差异的系数，当扭切应力按对称循环变化时，；当扭切应力按脉动循环变化时，；当扭切应力不变化时； 轴计算截面上的转矩，. 所以 =4659 弯曲应力： (4.6) 式中：轴计算截面上的直径，； 所以 = 安全4.3.2辊轮轴强度的校核1）按安全系数校核计算 按安全系数的校核计算有两种，一种是根据材料疲劳极限计算轴危险截面处的疲劳强度安全系数，载荷按轴上长期作用的最大变载荷进行计算；另一种是根据材料屈服强度计算轴危险截面处的静强度安全系数。载荷是根据轴的短时最大载荷来计算的。 危险截面的位置应是弯矩等较大及截面面积较小处，当按疲劳强度计算时，还应考虑应力集中较严重处，也就是实际应力较大的截面。当在同一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。 按疲劳强度的安全系数计算：根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图、截面C处弯矩最大，为危险截面，其应力幅为 (4.7) 式中：W抗弯截面系数； (4.8) 所以： 安全2）验算轴承寿命一般工作条件下的滚动轴承往往因疲劳点蚀而失效，滚动轴承尺寸主要取决于疲劳寿命。计算滚动轴承基本额定寿命的公式是； (4.9) 式中：失效率10%的基本额定寿命；基本额定动载荷，； 当量动载荷，； 寿命指数，对于滚子轴承。若轴承工作转速为n(r/min)，以小时数为单位基本额定寿命公式为： 计算轴承支反力 合成支力 轴承的派生轴向力 轴承所受的轴向载荷因 轴承的当量动载荷