机械毕业设计（论文）-井口链式进罐推车机设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 1 页 1 概述 全套图纸 加 153893706 1 1 前言 装罐推车机是罐笼井用来将矿车推进或推出罐笼的一种机械设备 常用在井口或井 底各水平车场 目前 我国煤矿使用的装罐推车机的结构形式主要有 风动推车机 电动钢丝绳推 车机 电动上方推车机及摩擦轮传动的套筒滚子链推车机 风动推车机是以压缩空气为动力 通过气缸的往复运动 直接推动矿车前进 这种 形式推车机结构简单 运转可靠 维修量小 如开滦吕家坨矿使用的波兰设计的三吨风 动推车机 总重 528 公斤 其中只有 200 公斤是运动部件 其他部件是固定不动的 故 磨损的可能性小 最易磨损的活塞密封圈大约可以使用半年 在淋帮水大 潮湿 煤泥 多的环境中 使用风动推车机是完全可以的 不足之处是气缸缸体较长 一般在 3500 毫 米以上 缸体内壁加工较困难 在寒冷地区使用风动推车机时 风管中的冷凝水容易冻 结 导致推车机动作失灵 风动推车机效率低 耗风量大 例如三吨风动推车机所需风 量 若不计漏风损失 每推一次耗风量 1 08 米 3 故风动推车机的生产成本要比电动推车 机高 电动钢丝绳推车机是六十年代开始使用的一种简易设备 在全国许多矿井都已广泛 使用 这种推车机结构简单 加工容易 推车行程可以布置得长些 但不足之处是钢丝 绳磨损量大 更换频繁 电动上方推车机现在在一些矿井仍有使用 这种推车机的传动装置放在使用场地的 上方 不需要使用设置地沟 维护检修较方便 由于上方推车机的推力大小是与设备本 身的重量 即黏着重量 成正比 而设备本身的重量是有限的 故推车机的推力也受限 制 现使用的上方推车机推力一般小于 300 公斤 所以要将矿车推上摇台的摇臂就很困 难 上方推车机其安装高度受矿车高度的限制 它对上 下长材料及过往行人都有些影 响 另外由于上方推车机的推杆直接推矿车的车厢 易使矿车车厢变形和损坏 摩擦轮传动的套筒滚子链推车机在抚顺龙凤矿使用 近年来东北一些矿井采用改进 后的摩擦轮传动的套筒滚子链推车机 它的结构是由电动机带动摩擦轮 通过摩擦轮离 合 操纵推车机运动 它的牵引机构是套筒滚子链 一台电动机带动两台推车机 电动 机可以不停 不反转 不必频繁启动 它有两个速度 推车时速度慢 空行程时速度快 因而提高了生产效率 缺点是结构比较复杂 设备重量大 安装的硐室大 摩擦轮易损 坏 维修量也大 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 2 页 1 2 电动链式装罐推车机的结构 电动链式装罐推车机由传动机构带动尾部链轮 再带动固定在牵引链上的推车器 将矿车推入罐笼 之后 电动机反转 使推车器返回到原来的起始位置 以便下次推车 各部分机构分述如下 1 2 1 传动装置传动装置 采用 BJO2型矿用防暴电动机 减速器采用普通圆柱齿轮减速器 减速器与电动机之间用安全联轴器联 锥形联轴节联接在减速器端部 依靠弹簧的推力使外套与锥形联轴节之间产生摩擦 力 以达到传递扭矩的目的 弹簧力的大小可由螺套进行调整 用以保证扭矩的安全传 递 所以此联轴器既可以传递扭矩 又可以起到安全保险作用 在推车过程中 若发生 故障 将使推车助力突然增大 这时安全联轴器就会打滑 从而使电动机及各部件得到 保护 装罐推车机过负荷的保护还有其它办法 例如在减速器内加摩擦片 但此方法比较 复杂 在电动机和减速器之间加一段皮带传动 或在对轮上加摩擦片 这些方法也都可 起到过载保护作用 新设计的电动链式装罐推车机采用带锥形摩擦垫的安全联轴器 经 生产实践证明是可靠的 其结构比较简单 弹簧力量的调整及维修都比较方便 在安全 联轴器的两半之间 用四块胶带联接 胶带有柔性 因而对电动机与减速器两轴的同心 度要求不十分严格 允许有一定的误差 便于安装 1 2 2 推车器推车器 这种推车器可与各种罐笼承接装置配合使用 若与摇台配合使用 则推车器需要上 摇臂 摇臂有时处于上坡状态 有时处于下坡状态 推车器必须能灵活自如地适应各种 摇臂的各种坡度 故推车器需做成多段活节式 每段的节距为 460 毫米 活节的段数可 增可减 根据活节段数的多少组成不同长度的推车器 推车器的总长度是根据所配摇臂 的长度组成的 因此推车器上的所有零件 对各种不同规格的摇台都是通用的 对其它 罐笼承接装置有时通用的 将推车器做成多段活节式 还可以减少零件的规格品种 也 有利于加工制造 推车器的推爪推矿车碰头 因此推爪竖起的高度必须大于矿车车轴和车厢的底部高 度 但推爪后退时常需要从矿车的底部通过 或者当推车器停留在矿车的前方 矿车需 要越过推爪 在这种情况下 都要求推爪的高度不得高于矿车车轴及车厢底部 否则就 会影响推车机的使用和矿车的运行 有许多生产矿井采用了在推爪上加弹簧的办法来达 到使推爪低头的目的 但用这种办法矿车的车轴和车厢底部常常遭到弹簧力的打击 有 的矿井甚至发生推爪将车底打穿的现象 所以电动链式装罐推车机的推车器没有采用弹 簧的办法 而采用了使推爪自动起落的办法 其原理是在前面的推爪座上设有长孔 当 推车器由圆环链拉着向后退 并一直退到静止状态时 推爪处于下落的位置 这是推爪 的高度低于矿车车轴和车厢底部 故当推车器通过矿车底部 或矿车越过推车器时 推 爪不会打击矿车 当圆环链拉着推车器前进时 推爪自动抬起 推着矿车前进 这种自 动起落的推车器 经几个生产矿井的生产实践证明其动作是可靠的 为了确保推爪前进时自动抬起 在推车器最前端的一组滑块上增设了小弹簧 其作 用是使推车器的推爪座与导轨之间增大摩擦阻力 以保证开始推车时推爪座上的销轴能 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 3 页 滑到长槽孔前端 将推爪抬起 同理 推车器后退时 能确保推爪自动下落 推车器是 沿着滑道运行的 故推车器必须支撑在滑道上 支撑的方法可采用滚轮 也可用滑块 采用滚轮 摩擦阻力小 不过因受滑道尺寸的限制 滚轮的直径较小 且注油较困难 故在实际生产中有许多滚轮都不能灵活转动 只能起到滑块作用 所以电动链式装罐推 车机设计采用了滑块式 滑块的材质为普通铸铁 磨损后容易更换 滑块的形状做成近 似长条椭圆形 滑块全长 270 毫米 这样有利于推车器上摇臂 因为摇台的回转角度是 变化的 故在摇台的回转轴附近 滑道须要有一个较大的喇叭形缺口 长条形的滑块既 有利于跨越此缺口 使推车器能较平稳地上下摇台 1 2 3 滑道滑道 滑道是推车器的支托和导向装置 它采用矿用工字钢制作 工字钢的高度为 110 毫 米 腿宽 90 毫米 腰宽 9 毫米 平均腿厚 11 5 毫米 断面系数 Wx为 109 1 厘米 3 材质 为 A6 与类似的普通槽钢相比较 矿用工字钢的耐磨性及抗弯能力都比较好 1 2 4 其它其它 1 头尾轮装置 由于装罐推车机的位置靠近井筒 尤其是在井下 一般井筒都有淋帮水 故将推车 机的传动装置放在尾部 头轮装置设有楔块以调整链子 可调范围为 180 毫米 2 万向联轴器 万向联轴器为尾轮轴与减速器之间传递扭矩的部件 设在地面井口的推车机的传动 装置不宜突出地表 以利人员的通行 为此需在尾轮与减速器之间设值万向联轴器 井 下装罐推车机的传动装置最好设于巷道壁龛内 为便于排水 要求壁龛内传动装置的基 础略高于推车机的沟底 亦设置万向联轴器 3 行程限位装置 为了避免手动操作的不准确性 装罐推车机设有行程限位开关 而行程限位开关设 在什么位置是值得注意的问题 例如有些矿井的钢丝绳推车机 其开关设在轨道下边 常因煤粉及其他脏物将开关埋没 导致行程开关失灵 造成推车器超越行程 使推车器 与绳轮相撞 损坏推车机 有些矿井将终点开关设置在传动装置架上 这样比较可靠 电动链式装罐推车机的行程开关设在传动装置架上 即在减速器低速轴上设一个链轮 由链轮带动丝杠 使装在丝杠上的接触拨杆来回动作 拨动设在丝杠两端的矿用防爆型 水银开关 水银开关处于不同倾斜位置 可接通或断开电源 开关的位置可以根据推车 行程的需要进行调整 1 3 本次设计任务 推车机类型 井口链式进罐推车机 适用条件 用于 600 轨距 1 吨和 1 5 标准矿车推车 推车数量 2 辆 推车速度 1m s 最大推车行程 10000mm 2 总体方案的确定 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 4 页 2 1 阻力计算 2 1 1 推车机最大阻力推车机最大阻力 本设计中推车机最大推力是按两辆 1 5 吨载重矿车上摇臂 同时顶出一辆空矿车时所 用推力计算的 推车机最大推力为 NN G 9000 2 8761 0075 0 9740 726cos0075 0 726 sin 270009740 2 cos sinG G 2W00001 取 式中 G0 矿车自重 G 矿车载重 按载矸石计算 摇台工作时最大倾角 726 矿车运行阻力系数0 有关数值及计算结果列入表 2 1 表 2 1 2 1 2 推车器运行阻力推车器运行阻力 推车器在运行时 滑块在滑道内承受一定的压力 其受力情况如图 2 1 图 2 1 推爪受力图 G0G0 W1 9740N27000N0 0075 726 9000N 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 5 页 推车器运行阻力为 N qPW 2791 18 0 225066502 2 112 式中 P 推车器在运行滑块时滑块承受的压力 N t hW P6650 460 34090001 q1 推车器自重 2250N 1 滑块与滑道之间摩擦系数 18 0 1 2 1 3 牵引链移动阻力牵引链移动阻力 N LqW 96 15 0 10 7 63 223 式中 q2 牵引链的单位重量 mNq 7 632 L 推车机头尾轮的中心距 mL10 牵引链与托链槽之间的摩擦系数 2 15 0 2 2 2 牵引力计算 2 2 1 张力计算张力计算 牵引力的张力如图 2 2 图 2 2 牵引链的张力 NWSS NSS NWSS S Z 129989612902 12902122875 015 01 1228711887400 q34 23 12 1 初张力 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 6 页 式中 S1 牵引链的初张力 取 S1 400N WZ 重段链子的移动阻力 N WWWWZ 11887 9627919000 321 Wq 空段链子的移动阻力 NWWq963 2 2 2 传动链轮节圆周边的拉力传动链轮节圆周边的拉力 NSSW125984001299814 计算结果列入表 2 2 表 2 2 2 3 电动机的选择 已知该装罐推车机的推车速度 v 1m s 则工作装置的功率为 kW vF P26 13 95 0 1000 112598 1000 式中 工作装置的有效拉力 FNWF12598 工作装置的运行速度 vsmv 1 链传动的效率 95 0 电动机所需的输出功率为 kW P P06 15 88 0 26 13 0 式中 总传动效率 88 0 96 0 99 0 95 0 99 0 3 2 3 1 crgc 其中 96 0 9 90 5 90 9 90 2 1 c r g c 万向联轴器传动效率 一对滚动轴承传动效率 两级圆柱齿轮传动效率 弹性联轴器传动效率 选定电动机型号为 Y225S 8 其额定功率为 Pm 18 5Kw 额定转速为 nm 730r min P NW2 NW3 NS1 NS2 NS3 NS4 NW N 665027919640012287129021299812598 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 7 页 2 4 圆环链的选择 预选该装罐推车机传动链轮齿数 Z 17 节距 p 92mm 节圆直径 92 500 180180 sinsin 17 p dmm Z 则计算出减速机低速轴的转速 6060 1000 79 4 min 1792 t v nr z p 根据确定链条型号为 Pnt 9226 3 减速器的设计 本设计是电动链式装罐推车机 根据工作环境和要求 减速器采用二级圆柱齿轮减 速器 由 机械传动设计手册 可知 该减速器总传动比为 适用于煤矿机械255 i 中的推车机 这种传动装置承载能力大 结构紧凑 体积小 重量轻 传动比大 效率 高 传动平稳 噪音小 便于实现大功率传动 亦利于布置及工作面端头顶板维护 且 易于实现工作面推车机机头架快速推移 3 1 传动比及传动比的分配 3 1 1 传动比的确定传动比的确定 总传动比 总 i 19 9 4 79 730 n n i m 总 根据减速器摆放位置 结构及传动比选用圆柱齿轮减速器两级传动分别暂定为 4 3 7 2 94 2 48 206 0 01 0 1 21 1 i i ii iii 总 总 取 3 1 2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 选择电动机的型号为 Y225S 8 额定功率为 18 5kW 额定转速为 730r min 减速器用三对轴承 一对轴承效率为99 0 r 电机与减速器之间选用弹性柱销联轴器 效率为99 0 1 c 第一级 第二级齿轮均选用直齿圆柱齿轮 效率为97 0 g 减速器输出轴与推车机之间选用万向联轴器 效率为96 0 2 c 各轴的转速根据电动机的满载转速 nm及传动比进行计算传动装置各部分的功率和转 矩 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 8 页 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 各轴的功率为 1 i 2 i 0 p 1 p 2 p 3 p 各轴的转矩为 0 T 1 T 2 T 3 T 1 各轴的功率 0 轴 电动机轴 kW 5 18 0 mPP 1 轴 高速轴 kW315 1899 0 5 181 01 cPP 2 轴 中间轴 kW59 1797 0 99 0 315 18 12 gr PP 3 轴 低速轴 kW89 1699 0 97 0 59 17 23 rg PP 工作装置的功率 kW05 1699 0 96 0 89 16 23 rcw PP 2 各轴的转速 0 轴 电动机轴 minr730 0 m nn 1 轴 高速轴 minr730 01 nn 2 轴 中间轴 minr37 270 7 2 730 1 1 2 i n n 3 轴 低速轴 minr52 79 4 3 37 270 2 2 3 i n n 工作装置的转速 minr52 79 3 nnw 3 各轴的转矩 0 轴 电动机轴 Nm02 242 730 5 18 95509550 0 m m n P T 1 轴 高速轴 Nm64 249 730 315 18 95509550 1 1 1 n P T 2 轴 中间轴 Nm34 647 37 270 59 17 95509550 2 2 2 n P T 3 轴 低速轴 Nm37 2113 52 79 89 16 95509550 3 3 3 n P T 工作装置的转矩 Nm27 2008 52 79 05 16 95509550 w w w n P T 3 2 齿轮的设计及校核计算 3 2 1 第一对齿轮的设计第一对齿轮的设计 1 选择齿轮材料 查 机械设计 表 6 2 小齿轮选用 40Cr 调质 HBS 260HBS 1 大齿轮选用 45 正火 HBS 210HBS 2 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 9 页 许用接触应力 H 由 机械设计 式 6 6 N Z Hmin Hlim H S 接触疲劳强度极限 Hlim 查 机械设计 图 6 4 Hlim1 700N mm2 Hlim2 550N mm2 接触强度寿命系数 ZN应力循环次数 N 按每天工作 10 小时 每年工作 300 天 寿 命 10 年 由 机械设计 式 6 7 N1 60n1jLh 60 730 1 30000 1 3 109 N2 4 8 108 i N1 查 机械设计 图 6 5 得 N1 Z N2 Z 1ZN1 051ZN2 接触强度安全系数 SHmin 1 则 2 H1 N mm7001 1 700 2 H2 N mm57705 1 1 550 许用弯曲应力 由 机械设计 式 6 12 F FxNFF SYY lim 弯曲疲劳极限 查 机械设计 图 6 7 双向传动乘以 0 7 limF 2 1lim 378mmN F 2 2lim 294mmN F 弯曲强度寿命系数 查 机械设计 图 6 8 N Y 1 21 NN YY 弯曲强度尺寸系数 查 机械设计 图 6 9 设模数 m 小于 5mm x Y x Y 1 弯曲强度最小安全系数 查 机械设计 取 minF S 4 1 min F S 则 2 111lim1 270 4 1 11378 mmN SYY FxNFF 2 222lim2 210 4 1 11294 mmN SYY FxNFF 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 10 页 2 按齿面接触疲劳强度计算 确定齿轮传动精度等级 按 0 013 0 022 估取圆周速度 t 3 111 nPnm s4 t V 由 机械设计 表 6 7 表 6 8 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 由 机械设计 式 1 d 6 5 得 3 1 11 2 1 12 u uKTZZZ d dH HE 齿宽系数查 机械设计 表 6 9 按齿轮相对轴承为非对称布置 取 d 8 0 d 小齿轮齿数在推荐值 17 40 中选 1 Z29 1 Z 大齿轮齿数79 3 78297 2 112 ZiZ 齿数比 u72 2 29 79 12 ZZu 传动比误差 误差在5 范围内合适uu 007 0 11 iiuuu 小轮转矩已知NmmT249640 1 载荷系数 K 由式 8 54 得 KKKKK aVA 使用系数 KA查 机械设计 表 6 3 KA 1 动载荷系数 KV K 1 2 V 齿间载荷分配系数 由推荐值 1 0 1 2 中得 K1 1 K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1 0 1 2 中得K 1 1 K 则载荷系数 K 45 11 11 12 11 K KKKK VA 弹性系数 查 机械设计 表 6 4 得 E Z E Z 2 mmN 8 189 节点区域系数 查 机械设计 图 6 3 0 得 H Z 12 0XX 5 2 H Z 重合度系数 由推荐值 0 85 0 92 中选取 Z 87 0 Z 故的设计初值为 1 d 83 85 12 3 1 11 2 1 u uKTZZZ d dH HE 齿轮模数 1 m mmzdm93 2 111 查 机械设计 表 6 6 圆整得 mm3 m 小轮分度圆直径的参数圆整值 mmzmd87293 111 圆周速度 sm nd v 32 3 60000 11 1 与估计取值接近 标准中心距 a 162mm79 2 293 2Z Zma 2111 齿宽 b 圆整得 b 70mmmmdb d 66 6883 858 0 1 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 11 页 大轮齿宽 mmbb70 2 小轮齿宽 mmbb75 10 5 21 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 许用弯曲应力 由 机械设计 式 6 12 F FxNFF SYY lim 弯曲疲劳极限 查 机械设计 图 6 7 limF 378 1lim F 2 mmN 294 2lim F 2 mmN 弯曲寿命系数 查 机械设计 图 6 8 N Y 1 21 NN YY 尺寸系数 查 机械设计 图 6 9 1 x Y x Y 最小安全系数 查 机械设计 选取 minF S4 1 min F S 则 FxNFF SYY 111lim1 4 1 11378 270 2 mmN FxNFF SYY 222lim2 4 1 11294 210 2 mmN 由 机械设计 式 6 10 2 11 1 FSaFaF YYY mbd KT 齿形系数 查 机械设计 表 6 5 Fa Y 小轮 53 2 1 Fa Y 大轮 222 2 2 Fa Y 应力修正系数 查 机械设计 图 8 68 Sa Y 小轮 62 1 1 Sa Y 大轮 768 1 2 Sa Y 重合度系数 由 机械设计 式 8 67 Y 重合度 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 12 页 72 1 20tan 32793 20cos793 s tan arcco79 20tan 32293 20cos293 s tan arcco29 2 1 tan tan tan tan 2 1 2211 aaa ZZ 686 0 72 1 75 0 25 0 Y 故 N mm98 103 686 0 62 1 53 2 38775 24964045 1 2 2 1 2 11 111 1 1 F SaFaF YYY mdb KT N mm79 106 686 0 768 1 222 2 38770 24964045 1 2 2 2 2 22 112 1 2 F SaFaF YYY mdb KT 齿根弯曲强度足够 4 齿轮其它主要尺寸 大轮分度圆直径 mm237793 212 Zmd 根圆直径 mm 5 79325 1 2872 11 ff hdd mm 5 229325 1 22372 22 ff hdd 顶圆直径 mm9332872 11 aa hdd mm243322372 22 aa hdd 3 2 2 第二对齿轮的设计第二对齿轮的设计 1 选择齿轮材料 查 机械设计 表 6 2 小齿轮选用 40Cr 调质 HBS 210HBS 2 大齿轮选用 45 正火 HBS 260HBS 1 许用接触应力 H 由 机械设计 式 6 6 N Z Hmin Hlim H S 接触疲劳强度极限 Hlim 查 机械设计 图 6 4 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 13 页 Hlim1 700N mm2 Hlim2 550N mm2 接触强度寿命系数 应力循环次数 N 按每天工作 10 小时 每年工作 300 天 N Z 寿命 10 年计算 由 机械设计 式 6 7 8 23 108 430000137 2706060N h jLn 8 2 3 4 104 1 i N N 查 机械设计 图 6 5 得 N3 Z N4 Z 1 05ZN3 1 15ZN4 接触强度安全系数1 min H S 则 2 H3 N mm73505 1 1 700 2 H4 N mm63215 1 1 550 2 按齿面接触疲劳强度计算 确定齿轮传动精度等级 按 0 013 0 022 估取圆周速度 t 3 222 nPnm s5 1 t V 由 机械设计 表 6 7 表 6 8 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 由 机械设计 式 3 d 6 5 得 3 2 2 3 1 2 u u KTZZZ d dH HE 齿宽系数查 机械设计 表 6 9 按齿轮相对轴承为非对称布置 取 d 8 0 d 小齿轮齿数在推荐值 17 40 中选 3 Z21 3 Z 大齿轮齿数 71 4 71214 3 324 ZiZ 齿数比 u38 3 21 71 34 ZZu 传动比误差 误差在5 范围内合适uu 005 0 38 3 38 3 4 3 uu 小轮转矩已知 mmN647340 2 T 载荷系数 K 由式 8 54 得 KKKKK VA 使用系数查 机械设计 表 6 3 A K1 A K 动载荷系数2 1 v K 齿间载荷分配系数 由推荐值 1 0 1 2 中取 K1 1 K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1 0 1 2 中取K 1 1 K 则载荷系数 K 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 14 页 45 1 1 11 12 11 KKKKK VA 弹性系数 查 机械设计 表 6 4 得 E Z E Z 2 mmN 8 189 节点区域系数 查 机械设计 图 6 3 0 得 H Z 12 0XX 5 2 H Z 重合度系数 由推荐值 0 85 0 92 中选取 Z 87 0 Z 故的设计初值为 3 d 109 1 2 3 2 2 3 u u KTZZZ d dH HE 齿轮模数 m mm19 5 21 109 332 Zdm 查 机械设计 表 6 6 圆整得 mm5 2 m 小轮分度圆直径的参数圆整值 3 d mm mZd 105 521 33 圆周速度 v sm ndv 49 1 60000 37 27010514 3 60000 23 与估计取接近smvt 5 1 标准中心距 a 230mm71 2 215 2Zm Za 43 齿宽 b mmmmdb d 88 2 871098 0 3 大轮齿宽 mmbb88 4 小轮齿宽 mmbb93 10 5 43 3 齿根弯曲疲劳强度校核计算 许用弯曲应力 由 机械设计 式 6 12 F FxNFF SYY lim 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 15 页 弯曲疲劳极限 查 机械设计 图 6 7 limF 378 3lim F 2 mmN 294 4lim F 2 mmN 弯曲寿命系数 查 机械设计 图 6 8 N Y 1 43 NN YY 尺寸系数 查 机械设计 图 6 9 x Y1 x Y 最小安全系数 查 机械设计 选取 minF S4 1 min F S 则 2 333lim3 270 4 1 11378 mmN SYY FxNFF 2 444lim4 210 4 1 11294 mmN SYY FxNFF 由 机械设计 式 6 10 2 3 2 FSaFaF YYY mbd KT 齿形系数 查 机械设计 表 6 5 Fa Y 小轮 76 2 3 Fa Y 大轮 238 2 4 Fa Y 应力修正系数 查 机械设计 图 8 68 Sa Y 小轮 56 1 3 Sa Y 大轮 752 1 4 Sa Y 重合度系数 由 机械设计 式 8 67 Y 重合度 677 1 20tan 52715 20cos715 s tan arcco71 20tan 52215 20cos215 s tan arcco21 2 1 tan tan tan tan 2 1 2413 aaa ZZ 697 0 677 1 75 0 25 0 Y 故 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 16 页 N mm14 110 697 0 56 1 76 2 510593 64734045 1 2 2 3 2 33 3 2 3 F SaFaF YYY mbd KT N mm106 697 0 752 1 238 2 510588 64734045 1 2 2 4 2 44 3 2 4 F SaFaF YYY mbd KT 齿根弯曲强度足够 4 齿轮其它主要尺寸 大轮分度圆直径 mm355715 44 Zmd 根圆直径 mm 5 92525 1 21052 33 ff hdd mm 5 342525 1 23552 44 ff hdd 顶圆直径 mm115521052 33 aa hdd mm365523552 44 aa hdd 3 3 轴的设计与校核计算 3 3 1 输入轴的设计输入轴的设计 1 计算作用在齿轮上的力 转矩 Nmm249640 1 T 输入轴小齿轮的分度圆直径为 mm87 1 d 圆周力 径向力和轴向力的大小如下 t F r F a F N F F NFF d T F t a tr t 6105 20cos 208920tan N5739 87 24964022 1 1 11 1 1 1 2 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 按 机械设计 式 8 2 初估轴的最小直 径 并加大 3 以考虑键槽的影响 查 机械设计 表 8 6 取 A 115 可得 mm68 34 730 315 18 11503 1 03 1 3 3 1 1 min n P Ad 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 17 页 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 由于小轮的分度圆直径与轴的直径相差很小 将输入轴设计成齿轮轴 装配方案 如图 3 1 所示 图 3 1 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 1 根据圆整 得 并由和选择联轴器型号为联轴 min dmm35 1 d 1 T 1 n3HL 器 比毂孔长度 60mm 短 1 4mm 作为 短长度 855014 6035 6035 GB JC JA mm58 1 L 轴段 2 为使半联轴器定位 轴肩高度 孔倒角 C 取mmca 3 2 3mm GB6403 4 86 且符合标准密封内径 JB ZQ4606 mmadd4552352 12 86 端盖宽度为 42mm 端盖外端面与半联轴器右端面间距为 20mm 则 mm62 2 L 轴段 3 为便于装拆轴承内圈 且符合标准轴承内径 查 GB T297 95 暂 23 dd 选滚动轴承型号为 30210 长度等于滚动轴承宽度 即 mm50 3 dmm22 3 TL 轴段 4 轴承的定位轴肩高度取 其值不能超过轴承的内圈高度 则该段mm5 a 直径 长度由箱体内壁左右间距及来确定 最终得到 mm60 4 d 65 L Lmm123 4 L 轴段 5 该段为第一级传动的小齿轮其分度圆直径为 顶圆直径为mm87 d 长度等于小轮的齿宽 即 mm93 a dmm75 5 bL 轴段 6 该段为定位右边轴承 其直径 齿轮端面至箱体内壁距离mm60 46 dd 箱体内壁至轴承端面距离 则 mm15 2 mm5 3 mmL20 326 轴段 7 该段直径 长度等于滚动轴承宽度 即 mmdd50 37 mm22 7 TL 4 轴上零件的周向固定 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 18 页 左侧联轴器与轴的周向定位采用 A 型普通平键 平键的尺寸为 为了保持齿轮与轴有良好的对中性 取齿轮与轴的配合为 mm50810 Lhb 67 h H 滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合与轴端挡圈保证 因此轴段直径的尺寸公差 取为 k6 5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 各处轴肩的圆角半径为 R2 轴端倒角取 0 452 6 轴的强度校核 1 求轴的载荷 首先根据轴的结构 见图 3 1 作出轴的计算简图 见图 3 2 由图知轴的支撑跨距 先确定轴承支点位置 查 30210 轴承 其支点尺寸 a 20mm 因此轴的支承mm352 L 点到齿轮载荷作用点距离 mmLmmL 5 77 5 162 32 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图 扭矩图和当量弯矩图 见图 4 3 各截面处的 及的数值如下 H M V MMT ca M 支反力 水平面 N8426 N2737 21 HH RR 垂直面 N145 N638 21 VV RR 弯矩和 H M V M 水平面 mmN25 454886 mmN75 953793 2 1 H H M M 垂直面 mmN 5 195374 mmN 5 70193 2 1 V V M M 合成弯矩 2 2 2 1HH MMM mmN495068 mmN956372 2 1 M M 扭矩 TmmN249640 T 当量弯矩 取折合系数 2 2 TMMc 0 6 mmN517231 mmN968030 2 1 ca ca M M 2 校核轴的强度 轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 8 2 查得 则 2 N mm640 B 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 19 页 0 09 0 1 58 65 取 B 2 N mm 2 1 N mm60 b 轴的计算应力为 根 2 1 2 33 1 1 1 60N mm 7 14 871 0 968030 1 0 b c c mmN d M 据计算结果可知 该轴满足强度要求 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 20 页 图 3 2 输入轴的计算简图 3 3 2 中间轴的设计中间轴的设计 1 计算作用在齿轮上的力 转矩 Nmm647340 2 T 轴上小齿轮的分度圆直径为 mm110 3 d 圆周力 径向力和轴向力的大小如下 t F r F a F N F F NFF N d T F t a tr t 12521 20cos 428420tan 11770 2 3 2 2 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 按 机械设计 式 8 2 初估轴的最小直径 并加大 3 以考虑键槽的影响 查 机械设计 表 8 6 取 A 115 可得 mm64 47 37 270 59 17 11503 1 03 1 3 3 2 2 min n P Ad 3 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 中间轴的结构图 2 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段 1 根据圆整 得 查 GB T297 95 暂选滚动轴承型号为 min dmm50 1 d 30210 根据轴承厚度和轴承端面到齿轮端面的距离来确定轴段 的长度 mm45 1 L 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 21 页 轴段 2 过度轴肩高度取 则 长度由第一级传动的大齿mm5 2 ammd55 2 轮的齿宽来确定 则 mm67 2 L 轴段 3 齿轮的定位轴肩高度取 则 长度等于两齿轮端面mm5 amm65 3 d 间距 则 mm15 3 L 轴段 4 该段直径可与第二段直径相等 即 根据第二级传动小mm55 24 dd 齿轮的齿宽来确定轴段长度 mm90 4 L 轴段 5 该段直径 长度 mm50 15 ddmm45 15 LL 4 轴上零件的周向固定 轴上齿轮定位采用 A 型普通平键 定位第一级传动大齿轮平键的尺寸为 定位第二级传动小齿轮平键的尺寸为 mm561016 Lhbmm801016 Lhb 为了保持齿轮与轴有良好的对中性 取齿轮与轴的配合为H7 h6 轴承与轴的周向定位采用过渡配合与轴端挡圈保证 因此轴段直径的尺寸公差取为 k6 5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 各处轴肩的圆角半径为 R2 轴端倒角取 0 452 6 轴的强度校核 1 求轴的载荷 首先根据轴的结构 见图 3 3 作出轴的计算简图 由图知轴的支撑跨距 mm352 L 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图 扭矩图和当量弯矩图 见图 3 4 各截面处的 及的数值如下 H M V MMT ca M 支反力 水平面 N2521 N6315 21 HH RR 垂直面 N853 N1570 21 VV RR 弯矩和 H M V M 水平面 mmN789535 mmN115571 2 1 H H M M 垂直面 mmN122026 mmN287430 2 1 V V M M 合成弯矩 2 2 2 1HH MMM 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 22 页 mmN100129 mmN90917 2 1 M M 扭矩 TmmN647340 T 当量弯矩 2 2 TMMc mmN102517 mmN358800 2 1 ca ca M M M Mv MH Ft2 Ft3 Fr3 F2 Fa2 Fa2 图 3 4 中间轴的受力分析图 2 校核轴的强度 轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 8 2 查得 则 2 N mm650 b 0 09 0 1 58 65 取 B 2 N mm 2 1 N mm60 b 轴的计算应力为 22 3 1 1 N mm60 5 27 1101 0 358800 mmN W Mc c 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 23 页 根据计算结果可知 该轴满足强度要求 3 3 3 输出轴的设计输出轴的设计 1 计算作用在齿轮上的力 转矩 Nmm2113370 3 T 输出轴上大齿轮的分度圆直径为 mm355 4 d 圆周力 径向力和轴向力的大小如下 t F r F a F N F F NFF N d T F t a tr t 12666 20cos 433320tan 11906 2 4 3 2 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 按 机械设计 式 8 2 初估轴的最小直径 并加大 3 以考虑键槽的影响 查 机械设计 表 8 6 取 A 115 可得 mm67 70 52 79 89 16 11503 1 03 1 3 3 1 1 min n P Ad 3 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 输出轴的结构图 2 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 24 页 轴段 1 根据圆整 得 根据来确定此段长度 min dmm72 1 ddL 8 1 2 1 得 mm100 1 L 轴段 2 为使半联轴器定位 轴肩高度 孔倒角 C 取mmca 3 2 3mm GB6403 4 86 且符合标准密封内径 JB ZQ4606 mmadd8042722 12 86 端盖宽度 42mm 端盖外端面与半联轴器右端面间距 20mm 则 mm62 2 L 轴段 3 为便于装拆轴承内圈 且符合标准轴承内径 查 GB T297 95 23 dd 暂选滚动轴承型号为 30217 长度等于滚动轴承宽度 即 mm85 3 dmm30 3 TL 轴段 4 轴承的定位轴肩高度取 其值不能超过轴承的内圈高度 则mm4 a 该段直径 长度由箱体内壁左右间距及来确定 最终得到 mm93 4 d 65 L Lmm95 4 L 轴段 5 该段为齿轮的定位轴肩 直径取 长度取 mm98 5 dmm15 5 L 轴段 6 该段固定齿轮 其直径 其长度略小于mm9042982 56 add 齿宽厚度 则 mmL85 6 轴段 7 该段直径 齿轮端面至箱体内壁距离 箱体mmdd85 37 mm15 2 内壁至轴承端面距离 则 mm5 3 mmTL533 326 4 轴上零件的周向固定 左侧联轴器与轴的周向定位采用 A 型普通平键 平键的尺寸为 与齿轮轴向定位也采用 A 型普通平键 平键尺寸为mm901220 Lhb 为了保持齿轮与轴有良好的对中性 取齿轮与轴的配合为mm701425 Lhb 67 h H 滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合与轴端挡圈保证 因此轴段直径的尺寸公差 取为 k6 5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 各处轴肩的圆角半径为 R2 轴端倒角取 0 452 6 轴的强度校核 1 求轴的载荷 首先根据轴的结构 见图 3 5 作出轴的计算简图 由图知轴的支撑跨距 mm360 L 先确定轴承支点位置 查 30217 轴承 其支点尺寸 a 30mm 因此轴的支承点到齿轮载荷 作用点距离 mmLmmL64 154 32 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图 扭矩图和当量弯矩图 见图 3 6 各截面处的 及的数值如下 H M V MMT ca M 支反力 水平面 N8616 N3290 21 HH RR 垂直面 N446 N3887 21 VV RR 弯矩和 H M V M 水平面 mmN380992 mmN916762 2 1 H H M M 垂直面 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 25 页 mmN28569 mmN598537 2 1 V V M M 合成弯矩 2 2 2 1HH MMM mmN382069 mmN1094850 2 1 M M 扭矩 TmmN211370 T 当量弯矩 取折合系数 2 2 TMMc 0 6 mmN1324332 mmN1675284 2 1 ca ca M M 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 26 页 图 3 6 输出轴的受力图 2 校核轴的强度 轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 8 2 查得 则 2 N mm640 B 0 09 0 1 58 65 取 B 2 N mm 2 1 N mm60 b 轴的计算应力为 2 1 2 33 1 1 1 60N mm 98 22 901 0 1675284 1 0 b c c mmN d M 根据计算结果可知 该轴满足强度要求 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 27 页 3 4 键的强度校核 3 4 1 输入轴上键的强度校核输入轴上键的强度校核 输入轴材料为钢 查 机械设计基础 表 4 2 得45 2 N mm45 p 键尺寸为 mm50810 Lhb 键的有效长度为 45mm 已知 Nmm249640 730 315 18 95509550 1 1 1 n P T 38 27 45810 24964024 2 p m p mmN hld T 式中 键的平均直径 mm m d h 键的齿侧面的工作高度 mm 齿的工作长度 mml 许用挤压应力 p 2 N mm 则键强度满足要求 3 4 2 中间轴上键的强度校核中间轴上键的强度校核 1 1 键的强度校核 1 键的尺寸 材料 45 钢 查 机械设计基础 表 4 2mm561016 Lhb 得 2 N mm90 p 键的有效长度为 l 48mm 已知 Nmm647340 2 T 08 88 481055 64734044 pp dhl T 式中 h 键的齿侧面的工作高度 mm l 键的工作长度 为键宽 bbLlA 2 mm 型 许用挤压应力 p 2 N mm 则键强度满足要求 2 2 键的强度校核 2 键的尺寸 材料 45 钢 查 机械设计基础 表 4 2mm801016 Lhb 得 2 N mm90 p 键的有效长度为 l 72mm 39 65 721055 64734044 2 pp dhl T 式中 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 28 页 h 键的齿侧面的工作高度 mm l 键的工作长度 为键宽 bbLlA 2 mm 型 许用挤压应力 p 2 N mm 满足强度要求 3 4 3 输出轴上键的强度校核输出轴上键的强度校核 1 1 键的强度校核 1 键的尺寸为 材料 45 钢 查 机械设计基础 表 4 2901220 Lhb 得 2 N mm90 p 键的有效长度为 80mm 已知 Nmm2113370 3 T 30 72 801272 211337044 2 pp mmN dhl T 式中 h 键与轮毂槽的接触高度 mm l 键的工作长度 为键宽 bbLlA 2 mm 型 许用挤压应力 p 2 N mm 则键满足强度要求 2 2 键的强度校核 2 键的尺寸为 材料 45 钢 查 机械设计基础 表 4 2801425 Lhb 得 2 N mm90 p 键的有效长度为 l 67mm 13 79 671490 211337044 2 2pp mmN dhl T 式中 h 键与轮毂槽的接触高度 mm l 键的工作长度 为键宽 bbLlA 2 mm 型 许用挤压应力 p 2 N mm 则键满足强度要求 3 5 轴承的校核 3 5 1 输入轴上的轴承输入轴上的轴承 输入轴上的轴承为 30210 型圆锥滚子轴承 查 机械设计基础 手册 该轴承的 主要性能参数为 42 0 4 1 92 2 73 0 eYKNCKNC rr 1 计算轴承支反力 水平支反力 N8476 N2737 21 HH RR 垂直支反力 中国矿业大学 2011 届本科毕业生设计 第 29 页 N1451 N638 21 VV