单曲柄往复式给煤机设计【CAD图纸与说明书全套资料】
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中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 93页第一章 概述往复式给煤机在我国煤矿广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对煤的品种、粒度、外在水份等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。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。1.1 往复式给煤机的发展历史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。目前,我国煤矿使用的给煤设备主要是往复式给煤机和电振给煤机。 往复式给煤机最早研制于20世纪60年代初,70年代,在基础上,更换了驱动装置,改为系列,并一直沿用至今。国外给煤机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的45倍。自20世纪60年代定型后,我国各大煤矿使用的给煤机主要是K系列的往复式给煤机。系列给煤机共有五种型号:-0、-1、-2、-3、-4，其技术参数（表1-1）及结构尺寸（表1-2）如下所示：表1-1 技术参数型号规格K-0K-1K-2K-3K-4给料能力（t/h）底版行程曲柄位置无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤200mm410090150135225200330300590530150mm37567112100170150247220440395100mm25045756813310016515029526850mm12522343455508375148132曲柄转速（r/min）5757626262电动机型号YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-6Y160M1-6YB160M1-6Y160M1-6功率（KW）4447.518.5转速（r/min）720720720970970减速机型号JZQ0-350JZQ0-350JZQ0-350JZQ-400JZQ-500速比12.6412.6412.6415.7515.75允许最大颗粒（mm）含量10%以下250350400500700含量10%以上200300350450550设备重量（kg）带料斗11271251148119272737不带料斗10261144134217352505图1-1 K形给煤机外形尺寸表1-2 结构尺寸型号ABCHH1H2H3L111213141516K-0136031008462102103251051245084010008007501040750K-113603100111221021032510512450840100080075010401000K-21360354011122082083251297285011501250105010009401000K-313523950136025025034513403270140015001300125011571250K-416224740163233033034515433850170017501550155014351500型号171819110111112n*113114n*115116N*MDK-0550500500830351911*2001311*19019014*M20K-18007507501080352751*2801311*19019016*M20K-28007507501080352081*208911*22522517*M20K-31050100010001300352731*273911*29029017*M20K-41300125015801580352701*270961*32022020*M201.2 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料。往复式给煤机适用于矿井和选煤厂，将煤碳经煤仓均匀地装载到输送机或其它筛选、贮存装置上。1.3 给煤机的组成及工作原理如图1-1所示，往复式给煤机结构是由电动机、减速器、联轴器、H形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。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。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。1.4 往复式给煤机的特点1.4.1 往复式给煤机的特点(1) 结构简单,维修量小在往复式给煤机中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在煤矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2) 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。(3) 噪音低往复式给煤机是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。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。(4) 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。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料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也比较困难；由于是靠振动给料，给料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，需增加仓下给料槽的长度，结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换目前大量使用的往复式给煤机。1.5 往复式给煤机的设计目的、基本要求及基本参数1.5.1 往复式给煤机的设计目的 随着煤炭工业的迅猛发展,煤矿井型也在不断扩大,现有的往复式给煤机，如-4生产能力最大,但也只有，已不能再满足煤矿生产系统的选型要求。正是基于这个原因,我们在对给煤机使用情况大量调研的基础上,研制了、的大型往复式给煤机。1.5.2 对往复式给煤机的基本要求了解往复式给煤机的用途、工作原理以及工作中存在的问题，设计一台单曲柄往复式给煤机。1.5.3 设计参数给料量：；往复行程：。1.6 本文所做的基本工作1.设计完成总体装配图设计；2.设计完成主减速器装配图设计；3.完成主要传动组件、零件的工作图设计；4.编写主要零件的加工工艺；5.编写完成整体设计计算说明书。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,决定设计给料能力的值就越大,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 给煤机箱体尺寸的确定根据已知参数（给料量：；往复行程：），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。给料量可表示为 式中给煤机给料量，；给料机箱体高度，；给料机箱体宽度，； 给料机行程，；煤的密度，；给料机箱体高度，；工况系数，。因此，由式可求出给料量由上式结果可得出，箱体尺寸满足给料要求。 2.2 给煤机整体结构布局如图2-1所示图2-1给煤机整体结构布局图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，还有一些能量消耗在克服底板加速运动时的运行阻力上。往复式给煤机正行时的功耗是有效功耗，逆行时的功耗是无效功耗。2.3.2 产生运行阻力的因素现有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， ，；往复式给煤机计算简图见图2-2。图2-2 给料机的计算简图正行阻力： 正行阻力： 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： 底托板选用的材料为，其密度，底托板厚度为 底托板质量： 则 正行阻力： 正行阻力： 运行阻力：减少煤与底板的磨擦系数是有限的。这是因为正行时，给煤机槽体内的煤是在其与底板之间的磨擦力的作用下，移到给煤机前端。煤与底板的磨擦力要大于煤在加速时的动阻力和煤与固定侧板的磨擦力，才能保证在正行时，煤与底板间不产生相对滑动。2.3.3 曲柄连杆机构的运动分析图2-2曲柄连杆运动简图已知：由滑块行程得出曲柄，连杆长，曲柄转速。参考文献1表41.1-24，计算底托板的运动速度为：第三章往复式给煤机减速器的设计3.1 电动机的选择3.1.1 选择电动机类型本设计中的往复式给煤机工作于井下煤仓。井下煤尘多、瓦斯浓度较大、易发生爆炸。根据工作环境要求，参考文献2表23-1-101,选择YB系列隔爆型三相异步电动机。3.1.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为 即 传动装置的总效率为 参考文献3，查表2-3确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率，曲柄连杆的传动效率，槽摩擦传动效率代入式得 。有式3-1求出，所需电动机功率为因载荷有轻微冲击，故电动机额定功率要大于即可。参考文献2,YB系列电动机技术数据，选用电动机的功率为。3.1.3 确定电动机转速连杆所需的转速 二级圆柱齿轮减速器的传动比常用的范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有很多，参考文献2的表23-1-101，经过比较决定选取：参考文献2，选用YB160L1-6型电动机。3.1.4 传动装置的总传动比及其分配（1）总传动比（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3.1.5 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，4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）3.2 齿轮的设计及校核计算3.2.1 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 (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4表8-14，表8-15选取 公差组8级小轮分度圆直径d，参考文献4，由式（8-64）求得齿宽系数参考文献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 ，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，查表并插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得许用接触应力参考文献4，由式（869）得接触疲劳极限应力、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350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 故的设计初值为 齿轮模数 参考文献4，查表83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，对取值影响不大，不需修正参考文献4，查图8-57 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距齿宽 ，取大轮齿宽小轮齿宽 (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 中心距 传动比 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3.2.2 第二对齿轮的设计参考文献4(1) 选择齿轮材料查表8-1 小齿轮选用调质表面淬火 大齿轮选用调质表面淬火 (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; 参考表8-14，表8-15选取 公差组8级小轮分度圆直径d，由式（8-64）得齿宽系数查表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 ，圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内。合适小齿轮转矩 由式（8-53）得载荷系数K由式8-54得使用系数查表8-20 动载荷系数查图8-57得初值 齿向载荷分布系数查图8-60 齿间载荷分配系数由式（8-55）及得 查表并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查表8-22得节点影响系数查图8-64得重合度系数查图865得许用接触应力由式（869）得接触疲劳极限应力、查图869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350天，预期寿命为10年 则 查图8-70得接触强度的寿命系数 、（不允许有点蚀） 硬化系数查图8-71及说明接触强度安全系数查图8-27，按一般可靠度查 取 故的设计初值为 齿轮模数 查表83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，对取值影响不大，不需修正查图8-57 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽，取大轮齿宽小轮齿宽 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（866） 齿形系数查图8-6小轮 大轮 应力修正系数 查图8-68 小轮 大轮 重合度系数 由式（8-67） 许用弯曲应力 由式（8-71）弯曲疲劳极限 查图8-72 弯曲寿命系数 查图8-73 尺寸系数 查图8-74 安全系数 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 中心距 传动比 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 齿根圆直径基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 根据表8-31得知，当 ，选用腹板式的结构应大于，为齿全高3.3 轴的设计及校核计算3.3.1 2轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出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3-2所示。输出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3-2所示。(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表4-2，取，可得 (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 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6310型深沟球轴承，尺寸为。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承在距箱体内壁有一段距离，现取，则图3-1 2轴的结构简图轴段 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60mm,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，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，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3-2），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 扭矩 当量弯矩 如图3-2 2轴的计算简图校核轴的强度轴的材料为，调质处理，由参考文献4表4-1查得，则，即，取，轴的计算应力为满足强度要求。3.3.2 1轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出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3-4所示。(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 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。半联轴器轮毂总宽度（J型轴孔），与轴配合的毂孔长度。(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 1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 半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段的直径，取挡圈直径。为保证轴端挡圈压紧半联轴器，轴段的长度应比半联轴器配合段毂孔长度略短于23mm，取。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。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承在距箱体内壁有一段距离，现取，所以轴段的长度。轴段 该轴段为齿轮轴，齿轮宽度，分度圆直径。因为2轴的支撑跨距为，轴段用于安装轴承，选用6310型深沟球轴承，参考文献4 表11-1知，尺寸为。其直径为，所以，轴段的直径和长度各取，。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， 垂直面合成弯矩扭矩 当量弯矩 图3-4 2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，轴的计算应力为满足强度要求。3.3.3 3轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出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3-6所示。(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 (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6313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52mm,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。图3-5 3轴的结构简图轴段取齿轮右端轴肩高度，则轴环直径，。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6313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20mm，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6313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 垂直面合成弯矩扭矩 当量弯矩 图3-6 3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，轴的计算应力为满足使用要求。3.4 轴承的选择与校核计算3.4.1 1轴上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6310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3-1、表3-2查得，表3-1 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3-2 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1.01.21.21.281.83.0满足使用要求。3.4.2 2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6310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3-1、表3-2查得，满足使用要求。3.4.3 3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6313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3-1、表3-2查得，满足使用要求。3.5 键的选择与校核计算3.5.1 2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3-3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。表3-3 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。3.5.2 3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，取齿轮与轴的配合为。该键满足强度要求。3.6 轴系部件的结构设计3.6.1 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 轴承端盖的结构尺寸轴承外径螺钉直径螺钉数456564701008411014010615023012168(1)1、2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)3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3.6.2 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。旋转轴唇形密封圈适用于转速不高的稀油润滑，其结构形式见图3-8。图3-8 唇形密封圈密封3.6.3 套筒的设计套筒选用材料为：；套筒所在的位置如图3-9所示。其结构（如图3-10）及尺寸（见表3-4）图3-9 套筒的位置简图图3-10 套筒的结构尺寸表3-4 套筒的尺寸名称1507019250702336585233.7 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，取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3-5，取、至凸缘边缘距离见表3-5，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3-5 C1、C2值螺栓直径1416182226344012141620242835沉头座直径182226334048613.7.1 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。3.7.2 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，其结构尺寸见图3-11。 图3-11 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。3.8 减速器的附件为了保证减速器正常工作，除了对箱体、轴系部件的结构设计应给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、指示油面，装拆时箱座与箱盖的精确定位、启盖及吊运等减速器附件的合理选择和设计。3.8.1 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3-12图3-12 视孔盖的结构取；螺钉为M8，直径，个数为6个3.8.2 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3-13、尺寸见表3-6，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3-6 通气器的尺寸831640401271825.42222见图3-13 通气孔的结构3.8.3 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3-14。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3-7 见图3-14 放油孔的位置及结构尺寸表3-7213431.22732164411.53523.8.4 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3-15、尺寸见表3-8。图3-15 杆式油标的结构和安装表3-8habcD416635128526223.8.5 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3-16图3-16 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3-17。图3-17 吊钩的结构及尺寸3.8.6 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。见图3-18定位销直径去标准值 图3-18 定位销结构3.8.7 启盖螺钉 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，见图3-19 图3-19启盖螺钉结构3.9减速器主要零件的加工工艺3.9.1 零件图样分析(1) 两个的圆柱度为。(2) 两个相对与基准A、B圆跳动公差为。(3) 和的外圆相对与基准A、B圆跳动公差为。(3) 和的相对与基准A、B端面跳动公差为。3.9.2 中间轴的机械加工工艺过程卡见附录一第四章往复式给煤机其它部件的设计给煤机的箱体、机架是由钢板(材料：Q235)和角钢用螺栓或焊接的方式联接在一起，具体尺寸查参考文献6。根据已知参数（给料量：；往复行程：），初步确定箱体、机架的基本形状和尺寸。设定箱体的有效高度和宽度，高度为，宽度为。其结构简图如图4-1所示：图4-1给料机的结构简图参考文献6，初定侧板的厚度为10mm,底版的厚度为16mm。本设计主要对底托板、托辊进行详细的说明外，其余的角钢、槽钢、螺栓等，则参考文献6上的标准型号和尺寸，故不再赘述。4.1 底托板的设计及校核如图4-2所示1角钢12角钢23底托板4钢板图4-2底托板示意图底托板是给料机的承压部件，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(2-4)可知,为给煤机槽体内煤的质量，则。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：2) 支反力 垂直力 ，水平力 3) 弯矩：4) 弯曲应力： 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。4.2 托辊的设计及校核4.2.1 托辊轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在托辊上的力由以上计算可知，给煤机槽体内煤的质量：；底托板质量：。所以作用在托辊上的垂直力为：因为作用在托辊上的水平力为： (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 (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4-4所示图4-4 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 该轴段用与安装固定板，为了把该轴固定在箱体上，使轴在轴向定位，取该轴段直径，长度。轴段 该轴段用于安装防松圆螺母和止动垫圈，为套筒的轴向定位。轴段右端制出定位轴肩，取该轴段直径。根据箱体和托辊的结构尺寸可确定该段轴的长度，因此取。轴段 该段安装套筒，用于固定轴承内圈。取轴段直径，取。轴段 该轴段用于安装轴承和套筒，装在轴承中间的套筒为了固定两边的轴承内圈，由于给料机在工作过程中受冲击，即承受轴向载荷，又承受径向载荷，所以选用圆锥滚子轴承(面对面的排列)，它能承受双向轴向载荷。参考文献6表24.4-7可得知：取该轴段直径，选取30212形圆锥滚子轴承，尺寸为，长度。轴段 该轴段用于轴承内圈左端的定位，外圈有端盖定位，取定位轴肩，取直径为，。轴段 取该轴段直径为，是有给料机的总宽所确定。其于各轴段的直径和长度如图4-4所示，与如上轴段是对称关系，结构尺寸同上。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4-5），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30212形圆锥滚子轴承，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，截面处的及的数值如下。所以作用在托辊上的垂直力为：所以作用在单个托辊上的垂直力为：因为作用在托辊上的水平力为：支反力 水平面， 垂直面，弯矩和 水平面， 垂直面合成弯矩扭矩 当量弯矩 图4-5 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，轴的计算应力为满足强度要求。4.2.2 轴承选择与校核根据轴的结构尺寸，参考文献6表24.2-15可得知，选用30212型圆锥滚子轴承轴承，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) 轴承所承受的轴向载荷：参考文献5,由式5-9(3) 轴承的当量载荷两对轴承结构对称，尺寸相同，所以当量载荷也相同。因，参考文献5查表5-12得:，参考文献5式5-1 (4) 轴承的寿命因,由表3-1、表3-2查得，满足使用要求。第五章往复式给煤机的使用、安装、维护、发展趋势5.1 往复式给煤机使用中存在的问题及改进措施该设备具有结构简单、性能稳定、运行安全可靠、维修方便等优点。但同时也存在着一些问题，为了提高给煤机的综合性能，在现有型往复给煤机基础上做了改进,其改进措施如下:(1) 对给煤机的容积利用系数作了合理调整,缩小了给煤机的槽体体积,充分利用设备能力,提高给料量。(2) 给煤机通过倾斜溜槽与仓口联接,避免了仓内煤的压力直接作用于底板,降低了底板运行阻力和电动机功耗。(3) 电动机、减速器和曲柄连杆机构运行平稳,噪音低。(4) 连杆没有直接固定在减速器输出轴上,而是通过定曲柄和活曲柄,将减速器的输出轴与连杆相连接，所以减速器输出轴只承受扭矩,不承受连杆推拉力,改善了减速器的受力条件,延长了减速器的使用寿命。(5) 托辊与箱体固定在一起，使底板运行平稳,并改善了受力条件，整体强度、刚度也有所改善。(6) 给煤机槽体内增设耐磨衬板（16Mn）衬板与给煤机侧板和底板采用点焊焊接,衬板严重磨损时,可铲除焊点,更换新衬板，这样可以提高给煤机的寿命。(7) 给煤机传动部分的改造:原煤由箕斗提升进入卸载仓后由一台给煤机给出后进入选煤系统。根据现场的使用，反映该给煤机其传动系统经长期运行后故障率高,维护费用高,影响生产现象时有发生。其改进措施为：该传动方式为：由电动机带动减速机再带动曲柄、曲拐使给煤机底板作往复直线运动。由于使用环境中煤粉多,轴承内极易进入杂质,维护不好会使轴承损坏,轴承损坏后不及时发现就会发生严重的机械、电气事故,不是将曲拐拉断就是将电机烧毁。如果电机及零部件备用不足,发生事故影响时间较长,为此改造非常必要。传动原理没有变,只是将曲柄改成偏心轮,连杆与曲柄的联接处加上端盖，其内部设有唇形密封圈，可有效的防止煤尘的进入，当电机带动减速机及曲柄转动时,连连杆与给煤机底板做直线往复运动,达到给煤的目的。(8) 给煤机的结构改进：给煤机可以处理包括块状物料在内的多种物料，处理能力较大。因在输送过程中，部分物料会随往复底板运动而在机尾出料，造成现场污染，故对其结构做了改进：给煤机是由支承在有凸缘的滚轮上往复运动的底板构成，通过装在传动轴上的偏心装置曲柄连杆机构拖动，使往复底板向前或向后运动，通过调节往复底板的行程长短及控制闸门的开口高度调节给料能力，以实现储料仓接受物料和漏斗给料过程。由于物料在惯性力的作用下，产生向后运动的趋势，使物料与往复底板之间产生相对位移，物料从槽体后侧板和往复底板之间的间隙下流出，造成污染。为了防止物料从侧板下流出，必须克服惯性力对物料的影响。在后侧板和往复底板之间增加橡胶板密封，并用螺栓固定。橡胶板做成自然圆弧状，与往复底板间由线接触该为面接触，延长橡胶板的磨损，并依靠自身的弹性补偿其磨损。5.2 往复式给煤机的安装安装说明：给煤机体（或漏斗）是固定在料仓口下，在安装前需要找平，将机架与料仓口用螺栓坚固。然后再将传动平台找正，H形架与机架、传动平台焊牢。减速机、电机找正，调节好后，螺栓坚固。5.3 往复式给煤机的维护根据往复式给煤机的结构原理及使用中存在的常见故障 ,提出故障检查及修理经验。常见机械故障分析及处理措施（见附录一）5.5往复式给煤机的发展趋势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,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，所以向性能稳定、噪音低、安装方便,所需硐室开拓量小的方向发展，同时大型往复式给煤机是建设现代化煤矿的需要。结 论我毕业设计的题目是往复式给料机。在本次所设计中主要是对K形往复式给煤机存在的问题做了改进:(1) 对给煤机的容积利用系数作了合理调整,缩小了给煤机的槽体体积,充分利用设备能力,提高给料量。(2) 给煤机通过倾斜溜槽与仓口联接,避免了仓内煤的压力直接作用于底板,降低了底板运行阻力和电动机功耗。(3) 连杆没有直接固定在减速器输出轴上,而是通过定曲柄和活曲柄,将减速器的输出轴与连杆相连接，所以减速器输出轴只承受扭矩,不承受连杆推拉力,改善了减速器的受力条件,延长了减速器的使用寿命。(4) 托辊与箱体固定在一起，使底板运行平稳,并改善了受力条件，整体强度和刚度都有所改善。(5) 给煤机槽体内增设耐磨衬板（16Mn），衬板与给煤机侧板和底板采用点焊焊接,衬板严重磨损时,可铲除焊点,更换新衬板，这样可以提高给煤机的寿命。(6) 给煤机是由支承在有凸缘的滚轮上往复运动的底板构成，通过装在传动轴上的偏心装置曲柄连杆机构拖动，使往复底板向前或向后运动，通过调节往复底板的行程长短及控制闸门的开口高度调节给料能力，以实现储料仓接受物料和漏斗给料过程。由于物料在惯性力的作用下，产生向后运动的趋势，使物料与往复底板之间产生相对位移，物料从槽体后侧板和往复底板之间的间隙下流出，造成污染。为了防止物料从侧板下流出，必须克服惯性力对物料的影响，在后侧板和往复底板之间增加橡胶板密封，并用螺栓固定。橡胶板做成自然圆弧状，与往复底板间由线接触该为面接触，延长橡胶板的磨损，并依靠自身的弹性补偿其磨损。本次设计既借鉴了老师已有的优秀成果，同时也渗入了自己的思想。由于个人能力和时间有限，本论文只对往复式给料机做了一部分的分析和设计，面对井下复杂的工作条件，本设计还存在很多不足之处，和实际生产也存在一定差距。通过本次毕业设计，我学会了如何查阅资料，如何应用已学的知识，体会到了专业知识的重要性，逐渐形成了一套提出问题、分析问题以及解决问题的思路。这对我在以后的学习和工作中有很大的帮助。由于所学知识有限，实践经验缺乏，因此，我的毕业设计中难免存在缺陷与不足，恳请各位老师及参阅者批评指正，我将在今后的学习与工作中加以完善。参考文献1 王启义.中国机械设计大典(第4卷).南昌:江西科学技术出社,2002.12 成大先.机械设计手册(第5卷).北京:化学工业出版社,1999.13 王大康、卢颂峰.机械设计课程设计.北京:北京工业大学出社,2001.14 王洪欣、李木等.机械设计工程学.徐州:中国矿业大学社,2001.15 王洪欣、李木等.机械设计工程学.徐州:中国矿业大学社,2001.16 王启义.中国机械设计大典(第3卷).南昌:江西科学技术出社,2002.17 王启义.中国机械设计大典(第2卷).南昌:江西科学技术出社,2002.18 曾正明.机械工程材料手册.北京：机械工业出版社，20039 单丽云等.工程材料.徐州：中国矿业大学出版社，200010 唐大放、冯晓宁.机械设计工程学.徐州：中国矿业大学出版社，200111 甘永立.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，200112 徐灏.机械设计手册.北京：机械工业出版社，200313 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，199714 中国机械工程学会、中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典.南昌：江西科学技术出版社，200215 张耀宸.机械加工工艺设计手册.北京：航空工业出版社，198715陈宏钧.实用机械加工工艺手册.北京：机械工业出版社，199716 Joseph E.Shigley,Charles R.Mischke.机械工程设计.北京：机械工业出社,200217David G.Uilman.The mechanical design process.New York: McGraw-Hill,1996附录附录一 减速器中间轴的加工工艺过程生产类型：单件 材料：40Cr毛坯：型材工序号工序名称工序内容说明工艺设备5下料棒料75mm250mm弓锯10热处理调质处理HBS241-28615校直不直度1：1000油压机20车平两端面至总长，打两端中心空B4/12.5外圆车床25车卡左端，顶右端，粗车右端各部，75mm见圆即可，其余均留精加工余量3mm外圆车床30车调头，卡右端，顶左端，粗车左端外圆各部，留精加工余量3mm，与工序25加工部分相接外圆车床35精车精车左端外圆各部，其中、两处，分别留有磨削余量0.8mm外圆车床40精车调头，一卡一顶精车另一端各部，其中、两处，分别留有磨削余量0.8mm外圆车床45磨用两顶尖装夹工件，磨削、两处至图样所要求的尺寸外圆磨床50划线划两处键槽线55铣铣、两处卧式铣床60检验按图样检查各部尺寸精度附录二 往复式给煤机的常见机械故障分析及处理措施故障部位现象原因处理措施左右箱体侧板磨薄变形或刷通给料冲刷或腐蚀加工定型材料衬板用埋头螺栓敷衬板于箱体侧，改刷侧板为刷衬板高速轴弹性联轴器1 弹性圈磨损打坏.2 半联轴器锥形孔被打成不规则孔1 弹性圈与柱销配合不好。2 检修更换不及时未能一次全部更换。3 柱销尾部结构合理,旋具无法达到安装所需予紧力,不易拆卸,费时费力,易造成销子、螺母、垫圈脱落。4 两轴水平度、倾斜度偏差大。1 弹性圈与柱销选配,弹性圈内径与柱销紧密配合,外径与孔应有013017 mm间隙。2 发现弹性圈损坏全部更换。3 改柱销尾部结构,尾部刨方或焊六角螺帽,易被旋具夹紧, 容易达到所需予紧力。4 半联轴器上的锥形孔变形已无法使柱销紧固时,更换半联轴器。5 柱销圆锥部分应于联轴器上的锥孔严密接触,并应有防松装置。6 把弹性圈柱销改成尼龙销子, 两半联轴器都改成同样大的销孔, 用挡板定位。7 检查调整水平度和倾斜度。曲柄壳柄壳销孔被打成不规则孔。柱销与孔装配不好1 及时更换磨损的柱销。2 加强柱销备件质量。3 孔磨损后堆焊重新钻孔。曲柄销磨损、切断1 曲柄销及曲柄壳孔配合旷2 过载异物抵住给料槽底盘。3 柱销材质不好。4 防松装置未能放松。1 选配把住备件质量。2 查给料口有无异物、清理。3 更换优质材料。4 勤检松动件及时拧紧,脱落件及时补齐。曲柄焊缝开焊焊接强度不够1 原焊缝处打坡口重新焊接。2 圆盘与曲柄轴轴肩结合处加焊一圈焊缝,并用砂轮机找平, 焊缝表面齐平。3 圆盘与轴在圆盘的侧面钻孔塞焊。滚轮轴承转动不灵、异响1 缺油,油中有杂质,油孔堵塞。2 间隙过小。3 轴承损坏。1 换油清洗.2 换轴承调节门转动不灵轴承润滑不良,锈蚀。勤加油润滑, 每周调试转动。曲柄轴承异响,发热1 缺油,油中有杂质,油孔堵塞。2 轴线不同心。3 间隙过小。4 轴承损坏。1 清洗加油或换油、通油孔,保持适当油量。2 进行调整、加垫,调整轴向间隙。3 换轴承。槽底盘底板刷通、变形物料砸击冲刷腐蚀加工底板, 钻埋头螺栓孔,槽底盘框架加固,防砸击。减速箱1 齿轮异响和振动过大1 轮装配啮合间隙不合适。2 两齿轮轴线不平行扭斜或不垂直,接触不好。3 轴承轴向游隙量过大。4 齿轮磨损过大。5 轴承严重磨损。6 地脚螺栓松动。1 调整啮合间隙。2 进行调整或修整。3 进行调整配垫。4 修理或换齿轮。5 更换轴承。6 坚固地脚螺栓。齿廓磨损过快1 润滑不良,油中有杂质。2 载荷过大或材质不好。3 疲劳。1 清洗换油。2 调整载荷,更换优质材料齿轮。3 更新。打齿、断齿周期性异响。1 齿面掉入金属异物。2 材质不好或疲劳。3 突然重载冲击或反复冲击。1 检查取出异物,换齿轮。2 更换齿轮。3 采取措施,严禁超负荷运行。减速器轴承处频繁不规则异响轴承架损坏或滚动体损坏换轴承翻译部分英文原文MICRO PLANETARY REDUCTION GEAR USING SURFACE-MICROMACHININGAbstractA micro planetary gear mechanism featuring a high gear reduction ratio with compactness in size ispresented in this paper. SUMMiT V is employed for the fabrication method so that the redundancy of assembling parts is eliminated. The design rules of which has also been checked. To make full use of the benefits of the surface- micro - machining, the planetary reduction gear is designed toward using the on-chip micro- engine. The expected gearreduction ratio is calculated and compared with the conventional chain gear mechanism. The microplanetary gear mechanism presented in this paper is expected to have 162:1 reduction ratio utilizing less space consumption. This is an order of magnitude higher than the previously reported design in a single reduction gear train.Keywords:MEMS, planetary gear, reduction gear surface-micromachining, SUMMiT V processNomenclaturea sun gearb planet gearsc internal gear (fixed)d internal gear (rotary)n the number of units of gear trainD diameter of the pitch circleN number of teethP number of planets angular velocityIntroductionThe gear mechanisms in microelectro mechanical systems(MEMS) are commonly expected to generate high torque in the confined micro-size systems. However, it is generally difficult for the micro-scale systems to have such a high torque without having multiple reduction systems.The design of the reduction gear drive based on a planetary paradox gear mechanism can increase the torque within a compact area, since the microplanetary gear system has an advantage of high reduction ratio per unit volume 1. However its mechanism is so complicated that relatively few attempts have been made to miniaturize the gear systems 2-3. Suzumori et al. 2 used the mechanical paradox planetary gear mechanism to drive a robot for 1-in pipes forward or backward. They employed a single motor to drive the gear mechanisms with high reduction ratio. Precise gear fabrication was enabled by micro wire electrical discharge machining (micro-EDM). These parts, however, should be assembled before the drive motor is attached to the gearbox. Takeuchi et. al. 3 also used micro-EDM to fabricate the micro planetary gears. They suggested special cermets or High Carbon Steel for possible materials. While the design can achieve a reduction ratio of 200, the gears should also be assembled and motor driven.To enable the driving of the planetary gear by onchip means, Sandia Ultra- planar Multi-level MEMS Technology (SUMMiT-V) process 4 for planetary gear fabrication is adopted in this study. The SUMMiT-V process is the only foundry process available which utilizes four layers of releasable polysilicon, for a total of five layers (including a ground plane) 5. Due to this fact, it is frequently used in complicated gear mechanisms being driven by on-chip electrostatic actuators 5.However, in many cases, the microengines may not produce enough torque to drive the desired mechanical load, since their electrostatic comb drives typically only generate a few tens of micronewtons of force. Fortunately, these engines can easily be driven at tens of thousands of revolutions per minutes. This makes it very feasible to trade speed for torque 7.Rodgers et al. 7 proposed two dual level gears with an overall gear reduction ratio of 12:1. Thus six of these modular transmission assemblies can have a 2,985,984:1 reduction ratio at the cost of the huge space.With the desire for size compactness and at the same time, high reduction ratios, the planetary gear system is presented in this paper. It will be the first planetary gear mechanism using surface micromachining,to the authors knowledge. The principles of operations of the planetary gear mechanism, fabrication, and the expected performance of the planetary gear systems are described in this paper.Principles of operationAn alternative way of using gears to transmit torque is to make one or more gears, i.e., planetary gears, rotate outside of one gear, i.e. sun gear. Most planetary reduction gears, at conventional size, are used as well-known compact mechanical power transmission systems 1. The schematic of the planetary gear system employed is shown in FigureSince SUMMiT V designs are laid out using AutoCAD 2000, the Figure 1 is generated automatically from the lay out masks (Appendix 1). One unit of the planetary gear system is composed of six gears: one sun gear, a, three planetary gears, b, one fixed ring gear, c, one rotating ring gear, d, and one output gear. The number of teeth for each gear is different from one another except among the planetary gears. An input gear is the sun gear, a, driven by the arm connected to the micro-engine. The rotating ring gear, d, is served as an output gear. For example, if the arm drives the sun gear in the clockwise direction, the planetary gears, b, will rotate counter-clockwise at their own axis and at the same time, those will rotate about the sun gear in clockwise direction resulting in planetary motion. Due to the relative motion between the planetary gears, b, and the fixed ring gear, c, the rotating ring gear, d, will rotate counterclockwise direction. This is so called a 3K mechanical paradox planetary gear 1.Fabrication procedure and test structuresThe features of the SUMMiT V process offer four levels of structural polysilicon layers and an electrical poly level, and also employ traditional integrated circuit processing techniques 4. The SUMMiT V technology is especially suitable for the gear mechanism. The planetary gear mechanism can be driven by the on-chip engine and thus is another reason of using the SUMMiT V process.Since the Sandia process is such a well-known procedure 5-7, only brief explanation is presented. Figure 2 represents the cross-sectional view of Figure 1, and also was generated from the AutoCAD layout masks (Appendix 1). The discontinuity in the cross-section is for the etch holes. The poly1 (gray) is used for the hubs and also patterned to make the fixed ring gear, i.e., c, the sun gear, i.e., a, the rotating ring gear, i.e., c, and the output gear is patterned in the poly2. Since the planetary gear needs to contact both the fixed ring and rotating ring gear, poly2 is added to poly3, where the gear teeth are actually formed. The poly4 layer is used for the arm that drives the sun gear. After the release etch, the planetary gears will fall down so that those will engage both the ring gears.The figures for the test structures are presented in Appendix 2. Since the aim of this paper is to suggest a gear reduction mechanism, the planetary gear system is decomposed to several gear units to verify its performance. The first test structure is about the arm, which rotates the sun gear, connected to the on-chip engine. The angular velocity of the arm depends on the engine output speed. The second test structure describes the point at which the sun gear and planetary gears are engaged to the fixed ring gear. Because of the fact that the ring gear is fixed, the planetary gear is just transmitting the torque from the sun gear to the fixed ring gear without planet motion, e.g., rotating its own axis not around the sun gear. When the rotating ring gear is mounted on top of the fixed ring gear, i.e., the third test structure, the planetary gears begin to rotate around the sun gear so that the planet motion are enabled. Therefore, once one output gear is attached to the rotating ring gear, i.e., the final test structure, the whole reduction unit is completed. Dismantling the planetary gear into three test structures allows the pinpointing of possible errors in the gear system.Solutions procedure and expected performanceThe reduction ratio is defined as the ratio between the angular velocity of the driver gear and that of the driven gear. High reduction ratios indicate trading speed for torque. For example, a 10:1 gear reduction unit could increase torque an order of magnitude. Since the gears in the planetary system should be meshed to one another , the design of gear module should follow a restriction. For example, the number of teeth for the sun gear plus either that of the fixed ring gear or that of the rotating ring gear should be the multiple of the number of planets, P (equation 1). Equation 2, which represent the reduction ratio, should observe the equation 1 first. The N is the number of the teeth for corresponding gear.Gears, a, b, c, d in the planetary gear system have a tooth module of 4 m, which is a comparable size of the current gear reduction units5, and the tooth numbers are 12, 29, 69, and 72 respectively. Therefore the overall reduction ratio is 162:1 from equation (2). Rodgers et al. 7 reported a 12:1 reduction unit using surface micromachining, which is less than order of magnitude for the gear reduction ratio of the planetary gear system. Although the reduction from Rodgers et al. 7 needs to be occupied in approximately 0.093 mm2, the planetary gear system only utilizes an area of approximately 0.076 mm2. Thus, this planetary reduction design can achieve an order of magnitude higher reduction ratio with less space. Since thereduction module is composed of several reduction units, the advantage of using a planetary gear system is self evident in Figure 3.Figure 3 shows the comparison of reduction ratios between the proposed planetary gear mechanism i.e. 162n, and the Sandia gear system 7, i.e. 12n, as a function of the number of units, i.e., n. The ordinate is drawn in log scale so that the orders of magnitude differences between two modules are evident. For example, in a module with five numbers of units, the reduction ratio difference between two is approximately six orders of magnitudes. Furthermore, the planetary gear system can save 8500 m2 in such a five unit reduction system.Conclusion and discussionsThe planetary gear reduction system using surface-micromachining, driven by an on-chip engine, first appears in this paper within the authors knowledge. The single reduction unit can achieve an order of magnitude higher reduction ratio than that of the previous design. However, due to the surface friction, and the backlash, which is inevitable for the gear manufacturing process, the overall reduction ratio may be less than 162:1 in the real situation. Even though some loss might be expected in the real application, the overall reduction ratio should be order of magnitude higher and the space consumption is less than the previous design 7.The authors learned a lot about the surfacemicromachining process during the project grant,and realized that a lot of the design needed to be revisited and corrected. This became prevalent when drawing the cross-sectional views of the design. Since the authors utilized the SUMMit V Advanced design Tools Software package and verified the design rules, the planetary gear layout is ready for fabrication. The authors hope that this planetary reduction unit will continue to be updated by successive researchers.AcknowledgementThe authors would acknowledge that discussions with Prof. Kris Pister, Prof. Arun Majumdar, Ms. Karen Cheung, and Mr. Elliot Hui contributed to this work tremendously.References1. Hori, K., and Sato, A., “Micro-planetary reduction gear” Proc. IEEE 2nd Int. Symp. Micro Machine and Human Sciences, pp. 53- 60 (1991).2. Suzumori, K., Miyagawa, T., Kimura, M., and Hasegawa, Y., “Micro Inspection Robot for 1-in Pipes”, IEEE/ASME Trans. On Mechatronics, Vol. 4., No. 3, pp. 286-292 (1999).3. Takeuchi, H., Nakamura, K., Shimizu, N., and Shibaike, N., “Optimization of Mechanical Interface for a Practical Micro-Reducer”, Proc. IEEE 13th Int. Symp. Micro Electro Mechanical Systems, pp. 170-175 (2000).4. Sandia National Laboratories, “Design Rules Design Rules”, MicroelectronicsDevelopment Laboratory, Version 0.8, (2000)5. Krygowask, T. W., Sniegowask, J. J., Rodgers, M. S., Montague, S., and Allen, J. J., “Infrastructure, Technology and Applications of Micro-Electro-Mechanical Systems (MEMS)”, Sensor Expo 1999 (1999).6. Sniegowski, J. J., Miller, S. L., LaVigne, G. F., Rodgers, M. S., and McWhorter, P. J., “Monolithic Geared-Mechanisms Driven by aPolysilicon Surface-Micromachined On-Chip Electrostatic Microengine”, Solid-State Sensor and Actuator Workshop, pp. 178-182, (1996).7. Rogers, M. S., Sniegowski, S. S., Miller, S., and LaVigne, G. F., “Designing and Operating Electrostatically Driven Microengines”, Proceedings of the 44th International Instrumentation Symposium, Reno, NV, May 3-7, pp. 56-65 (1998).Figure 1. The schematic of the planetarygear mechanism generated from SUMMiT Vdesign layout softwareFigure 2. A schematic cross-section of the planetary gear system generated by SUMMiT-V technology Figure 3. The comparison of reduction ratios as a function of the number of units中文翻译 采用表面微加工技术制造微型行星齿轮减速器摘要这篇文章论述了一种结构紧凑、传动比高的微型行星齿轮减速机构。这种机构的加工方法采用桑迪亚国家实验室研发的过度平面的多极微机电系统技术去除整体结构的冗余部分，而且这种设计原理已经得到承认。为了充分利用表面微加工技术，我们在设计加工这种行星减速齿轮时，需要使用安装在芯片上的微电机。我们将计算这种齿轮预期的减速比，并把它与传统的链传动和齿轮传动相比较。在这篇论文中演示的微行星轮占用较少的空间，消耗较少的材料，减速比却有望达到162：1。这比以前的论文中设计的减速器的传动比要高的多，简直是一个神话。关键字：微机电 行星齿轮 减速器 表面微加工 过度平面的多极微机电系统的加工（简称为SUMMiT V）术语：a.太阳轮b.行星轮c.内齿圈（固定）d.内齿圈（旋转）n.齿轮系组成单元的数目D.节圆的直径N.齿数P.行星轮的数目.角速度介绍在微机电系统中的齿轮结构通常希望用来在微小的体积内产生较大的扭矩。但是没有较大重量的减速器，往往是很难达到这样的目的。研究发现拥有微行星齿轮的减速机构能够在狭小的空间内增加扭矩，这好像有点自相矛盾。这是因为微行星齿轮系统能在每单位体积内产生更大的传动比。然而它的结构是如此的复杂，以至于我们很少尝试将齿轮系统微型化。Suzumori以及他的小组成员曾经用类似的行星齿轮结构来驱动一个机器人，并使它在直径为一寸的钢管里前后移动。他们利用一个马达来驱动高传动比的齿轮机构，通过微电线的放电加工技术能够实现这种齿轮机构的精确加工。但是这些部件应该在装配驱动马达之前安装在齿轮箱上。Takeuchi 等人也用这种技术制造了微行星齿轮。他们建议用特殊的含陶合金和高碳钢作为最佳选择材料。当这种齿轮系统的传动比达到200的时候，才可以安装马达并使之驱动。为了实现用芯片的方法来实现行星齿轮的驱动，在研究中我们采用SUMMiT V方法来加工微行星齿轮。SUMMiT V过程是唯一可以实现对于总数为五层(其中一层为地平面)的硅中释放四层的铸造过程由于这个原因，它经常被用来通过安装在芯片上的电子执行器来驱动复杂的齿轮机构。
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