机械毕业设计51课程设计 采煤机截割部传动系统设计

辽宁工程技术大学 课 程 设 计 题 目： 采煤机截割部传动系统设计 班 级： 机 械 04-1 班 姓 名 ： 董红 指导教师 ： 丁飞 辽宁工程技术大学课程设计 一 ， 设计题目 掘进机试验平台 二 ， 设计要求 1. 提高工作效率，使用寿命长 2. 使其耐用并且省时省力容易装修 3. 使其在工作中能够有更好的经济效益。 结构简单、操作方便、适应性强、安全可靠的特点，性能卓越 三、完成后应上交的材料 四、进度安排 三周的课程设计，前三天，选定根据资料选题目，一周确定整体思路、准备材料，一周落实计划着手设计，整理设计内容，交给老师 五、指导 教 师 评语 成 绩： 指导教师 日 期 辽宁工程技术大学课程设计 摘 要 我国薄煤层资源丰富，可采储量约占总可采储量的 19%，而且分布广、煤质好。薄煤层采煤机械化经过多年的发展，取得了一定的成效，但由于薄煤层采煤工作面生产条件艰难，长期存在推进速度慢，效率低、经济效益差等突出问题。特别是有些矿井厚、薄煤层并存，薄煤层作为解放层开采，由于薄煤层开采速度缓慢，使下部厚煤层资源长期得不到开采，影响采煤工作面的正常接替，甚至被迫丢失一部分薄煤层资源。 研制适合的薄煤层采煤机 ,以适应不同的煤层结构 ,提高薄煤层采煤的工作效率是当务之急。 虽然薄煤层采煤机的型号、规格有许多 ,但它的各主要组成部分大同小异，合理选择薄煤层采煤机的截割部的参数，可以改善其工作性能和减少采煤比能耗。选择这个题目就是要进一步熟悉薄煤层采煤机各部分的工作原理，对其进行更好的改进，并对它的截割部减速器进行细致分析设计，使其耐用并且 省时省力容易装修，使其在工作中能够有更好的经济效益。对于现在使用较为广泛的薄煤层采煤机的减速器中存在的锥齿轮，影响电动机的安放和使用寿命，针对此处进行改进。 关键词 ：薄煤层采煤机；截割机构；减速器。 辽宁工程技术大学课程设计 Abstract Thin seam in China is rich in resources, recoverable reserves total recoverable reserves of 19 percent, and widely distributed, coal good. Thin seam coal mining mechanization after years of development, has achieved some results, but because of thin seam coal face difficult production conditions, promote the long-standing slow, low efficiency, poor outstanding problems in economic benefits. Especially some of mine thick, thin seam coexist as a liberation layer thin seam mining, as a result of the slow pace of thin coal seam, so that the lower part of thick coal seam is not a long-term exploitation of resources, affecting the normal coal face to succeed, and even forced the loss of part of a thin coal resources. Development of suitable thin seam shearer in order to adapt to different seam structure and improve the thin seam coal mining efficiency is a priority. Although the thin coal seam shearer models, specifications there are many, but it is the major component of the more or less the same, a reasonable choice of thin coal seam shearer cutting unit parameters, can improve its performance and reduce power consumption than coal. Choose this subject is to become more familiar with the thin coal seam shearer parts of the working principle, its better to improve, and its cutting unit carried out a detailed analysis of reducer design, make it durable and easy to save time and manpower on decoration, their work can have a better economic benefits. For now the more extensive use of thin coal seam shearer reducer existing bevel gears, the impact of the installation and service life of electric motors for improved here. Key words: thin coal seam shearer; cutting institutions; reducer. 辽宁工程技术大学课程设计 目 录 1 引言 6 2 薄煤层采煤机主要技术参术 7 2.1 截深 7 2.2 采高 8 2.3 牵引速度 8 2.4 牵引力 9 2.5 截割速度 10 2.6 装机功率 10 3 截割部减速器的具体设计说明 11 3.1 电动机的选择 11 3.2 传动装置的运动和动力参数计算 12 3.3 齿轮部分设计 13 3.4 轴的设计 18 4 技术特点 24 5 结论 25 辽宁工程技术大学课程设计 1.引言 1.1 国内外采煤机械的发展及其现状 采煤机设计模型及手段 可以反应 现代化采掘机械的技术水平；装机总功率 2000kW、牵引速度达 30m/mim、生产能力 2000t/h、截割高度 6.0m、滚筒寿命大于 500 万吨；具有建立在微机基础上的智能化监测、监控和保护系统技术；实现交互式人机对话、远程控制，具有工况监测及运行状态显示、数据采集、储存及传输、故障诊断及预警、自动控制、自动调高等多种功能技术；实现液压支架、输送机的信号交流和联动控制等功能及整个工作面自动化技术，井下、地面两级故障诊断及维修管理系统机电一体化技。 把煤从煤层上截落下来并运出采煤工作面，这个煤炭生产的两个主要工序。使用刮板输送机实现煤的运输，而把煤从煤层截落下来并装入输送机，则是由采煤机来完成。采煤机完成了洛美和装煤的这两个主要工序，就实现了煤炭开采的机械化。 本世纪四十年代初，英国和原苏联相继研制出了链式采煤机。这种采煤机是用截链截煤落煤，在截链上安装被称为截齿的专用截五煤刀具，这种采煤机工作效率低。五十年到初，英国和德国相继研制除了滚筒采煤机。才这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上装有截齿，用截煤滚筒实现截煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的两 个缺点也是决定它更新的得点使得采煤机不断更新和完善，进入六十年代，英国、德国、法国以及前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出两项革命性改进。其一是截煤滚筒可以在使用中调节起高度，完全解决对煤层赋予田间的适用性；第二项是把圆筒形截煤滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒或螺旋滚筒，极大的提高了装煤的效果。这两项改进称为现代化采煤机械的基础。 六十年代以后，刨煤机也有了长足的改进，滑行刨的研制成功，辽宁工程技术大学课程设计 使刨煤机成为与采煤机竞争的采煤机设备。 可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机设备，构成综合机械化采煤设备。使煤炭生 产进入高产、高效、安全、和可靠的现代化发展阶段。 从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。 自七十年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日益完善，生产率和可靠性进一步提高。工况自动监测，故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上的到应用，现代采煤机已经发展成为高科技机电一体化产品。 我国在地下开采煤矿红应用采煤机械始于五十年代初。当时从苏联引进链式姐妹机和链式联合采煤机，并进行组织自行生产。由于这种采煤机械生产率低，没能在我国普遍推广使用。六十年 代，我国从波兰引进了滚筒式采煤机，并组织自行制造同类机械。七十年代初，我国从英国、德国、波兰和法国等国家大量引进双滚筒可调高采煤机，并组织制造同类型设备，我国开始大规模研制和生产现代化采煤设备。 自七十年代初至今，经过几十年的引进和开发相结合的发展过程，现在我国已经能自行设计和生产适合于各种煤层赋予条件的滚筒式采煤机。为了更好的发展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发出技术先进、高效并可靠的新型采煤机，不仅满足国内生产之需，而且力争打入国际市场。 2 薄煤层采煤机的主要技 术参数的确定 1) 截深 截深是指薄煤层采煤机工作机构完全按截入煤壁的深度，即采煤机沿工作面走向一次推进的距离。对于中厚和厚煤层，考虑到工作面输送机的最大输送能力以及充分利用顶板压力对煤壁的予破坏效应，辽宁工程技术大学课程设计 截深绝定为 0.6m。对于薄煤层，为保证工作面单产和生产率，适当加大截深，取截深 0.75-1.0m.通过设计分析，截深取为 0.8m。 2) 采高 才高是指最大可能开采的高度，是由采煤机的机械结构决定的。对于单一煤层的开采，才高要与煤层厚度相当。当厚煤层分层开采时，按最大分层厚度约为最大才高的 90-95%，最 下煤层厚度约为最小采高的 110-120% 来 确 定 采 煤 机 的 采 高 。 薄 煤 层 的 厚 度 是 在0.8-1.3mm，此次设计的最大采高为 1.2m.最小采高取为 0.65m。这样可以满足要求。 3) 牵引速度 采煤机牵引速度由煤层厚度、截深、煤层物理机械性质以及用户对采煤机生产率的要求确定的。牵引速度即采煤机沿工作面移动的速度。由于煤层的机械力学性质复杂多变，需要随时调节牵引速度，使采煤机能在正常负载下工作。当用户生产率已定，则当采高和截深加大牵引速度就减小；当采高和截深小，势必加大 牵引速度。当煤层中含矸量较大或煤层硬度较高，才么及的牵引速度也必须减低。我国采煤机的牵引速度在 2.5-5m/min 的范围，国外的可达 15m/min.由于生产率按照正常的计算取 15t/min 故由 Q T =60HJV q 式中 H 薄煤层采煤机采高， m; J 薄煤层采煤机截深， m; V q 薄煤层采煤机可能达到的平均 牵引速度， m/min; 煤的密度，一般为 1.31.35t/m 3 Q T 薄煤层采煤机理论生产率， t/h. 采高 H,薄煤层的厚度在 0.6-1.2 米。截深 J 也已设计给出为 0.8m。煤的密度由煤岩性质取 1.35t/m 3 。则 辽宁工程技术大学课程设计 V q =HJQT60（ 1-1） 这样取牵引速度 09.1m/min 便可满足设计要求。 4) 牵引力 采煤机的牵引力是采煤机克服牵引阻力的能力。采煤机的牵引阻力取决于煤层的物理机械性质、工作面倾角、采煤机自重以及导向装置摩擦阻力等。在初定牵引力时，可按 p=(1-1.3)N p 采煤机牵引力， KN。 N 采煤机总装机功率， KW。 表 2-1 采煤机装机功率 Table 2-1 Shearer installed power 采煤机装机功率（ KW） 采煤机牵引力（ KN） 50 100 100 100-120 150 160-180 200 200-220 300 250-300 表 2-2 采煤机装机功率 Table 2-2 Shearer installed power 煤层阻抗 A KN/m 煤层厚度 m 0.5-0.7 0.7-1.2 1.2-2.2 2.0-3.5 采煤机装机率 kw 240 150 150-200 300-350 - 设计生产率T/min 3-4 4-6 6-10 10-15 5）截割速度 截割速度是截煤滚筒截齿圆围切向速度，此速度与滚筒直径、滚筒转速以及采煤机牵引速度有关。实践证明，截齿的截割速度与截齿的磨损速度相关。为减缓截齿磨损取低截割速度。当采高大，牵引速度大，为不发生滚筒装煤堵塞和对煤的二次破损，滚筒速度应 加大则截割速度也相应加大。目前，截割速度一般为 3.5-5.0m/s，对小直径滚筒而言截割速度甚至为 1.85-2.7m/s。 6）装机功率 采煤机装机功率，是指采煤机总装机功率。可按下表估算。 7)采煤机设计生产率 采煤机 理论设计生产率按下式计算： Q T =60HJV q （ 2-1） 式中 H 薄煤层采煤机采高， m; J 薄煤层采煤机截深， m; V q 薄煤层采煤机可能达到的平均牵引速度， m/min; 煤的密度 ，一般为 1.31.35t/m 3 Q T 薄煤层采煤机理论生产率， t/h. 考虑到对采煤机检查、维护等技术因素对生产率的影响，应计算出采煤机的技术设计生产率 Q； 辽宁工程技术大学课程设计 Q=Q T .K T/h （ 2-2） 式中 K 采煤机技术工作时间利用系数， K=3211 ttt t （ 2-3） 1t 割一刀煤采煤机的纯工作时间， min。 2t 割一刀煤所需的辅助时间， min. 3t 割一刀煤消除故障时间， min。 此外，应考劳动组织以及配套设备等对生产率的影响。因此，采煤机实际生产率 Q T ； Q T =Q K （ 2-4） 式中 K 采煤机纯利用系数； K =43211 tttt t （ 2-5） 4t 因技术和组织原因引起的停机时间， min. 实际上，采煤机的生产率要比上面诸式计算值低得多，因为许多影响因素无法事先估计出。 3 截割部减速器的具体设计说明 3.1 电动机的选择 3.1.1 电动机功率 的确定 已知：截割滚筒的所需的转速范围为： 70r/min,装机功率为 150kw，按照 90%的功率分配， 两个 截割滚筒的所需有效功率 :Pw=135kw 一个则需要 67.5 kw 传动装置总功率 辽宁工程技术大学课程设计 = 2联 2齿4承（ 3-1） 按机械设计课程设计表 4.2-9 取： 联轴器效率联 0.995； 齿轮啮合效率齿（齿轮精度为 8 级） 0.98； 滚动轴承效率承 0.99； 传动装置总效率 =0.995 2 0.98 2 0.99 4 0.913 所需电动机的输出功率 P r =Pw/ =67.5/0.913 73.93kw （ 3-2） 3.1.2 电动机型号的确定 根 据功率和使用环境， 选择电动机型号为： DMB 系列隔爆电动机即 DM2B-75S 主要性能数据如下表 表 3-1 型号 额定功率 同步转速 满载转速 DM2B-75S 75Kw 1500 r/min 1470 r/min 3.2 传动装置的运动和动力参数计算 3.2.1 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 。 I 总 =n0/nw=1470/98=15 （ 3-3） i0=1 i1 =2.6 i2 =1.0 i3=2.1 i4=2.5 3.2.2 根据传动比的分配查书机械系统设计选择齿轮齿数 电动机接小齿轮齿数为 Z1=17 相传动的大轮为 Z2=44 及其相连的Z3=46， Z4=21 与其相传动的齿轮 Z5=44,Z6=14 与其相连的 齿轮的Z7=35。 辽宁工程技术大学课程设计 3.2.3 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 联=0.99 齿轮啮合效率 齿 =0.97（齿轮精度为 7 级） 滚动轴承效率承=0.98 0 轴（电动机轴）： P 0 =Pr =75Kw T0=9.55P0 /n0 =9.55 75 103 /1470=487N.m （ 3-4） 轴（减速器高速轴）： P 1 = P 0 01=P0 联=75 0.99=74.25kw （ 3-5） m in/r14701/1470/ 00101 联ininn （ 3-6） mNnPT .4821470/1025.7455.9/55.9 3111 轴（减速器中间轴）： P 2 =P1 12 =P1齿承=74.25 0.97 0.98=70.58kw m in/r5636.2/1470/ 111212 ininn mNnPT .1197563/10358.7055.9/55.9 222 轴（减速器输出轴）： P3=P223=P2齿承=70.58 0.97 0.98=67.09kw m/r5631/563/222323 ininn1 1 3 8 N .m1 0 3 / 5 6 36 7 .0 99 .5 5/nP9 .5 5T333 轴（开式传动高速轴）： P4=P334=P3齿承=67.09 0.97 0.98=63.78kw 2 6 8 r / m i5 6 3 / 2 . 1/in/inn33434 联辽宁工程技术大学课程设计 2 2 7 2 N . m1 0 3 / 2 6 86 3 .7 89 .5 5/nP9 .5 5T 444 轴（传动卷筒轴）： P5=P445=P4齿承=63.78 0.97 0.98=60.63kw 1 0 7 r / m i n=2 6 8 / 2 . 5= / in= /in =n3445455 4 1 1 N . m=1 0 3 / 1 0 76 0 .6 39 .5 5= /nP9 .5 5=T 555表 3-2 结论 Table 3-2 Conclusion 功率 P(KW) 转矩 T (N.M) 转速 n（ r/min） 连接方式 传动比 I 效率 0 轴 75 487 1470 轴 74.25 482 1470 轴 70.58 1197 563 轴 67.09 1197 563 轴 63.78 2272 268 轴 60.63 5411 107 联轴器 1.0 0.99 斜齿轮 2.6 0.9506 斜齿轮 1.05 0.9506 斜齿轮 2.1 0.9506 斜齿轮 2.5 0.9506 3.3 齿轮部分设计 3.3.1 电动机输出部分齿轮传动计算 1) 高速齿轮传动计算 (1)选择齿轮材料： 小轮选用合金刚，表面渗碳 HRC1=56 62 大轮选用合金刚，表面渗碳 HRC2=56 62 (2)按齿面接触疲劳强度设计计算： 辽宁工程技术大学课程设计 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 V t =(0.012 0.021)n 322 /np估取圆周速度 V t =11.45m/s,参考教材表 8-14， 8-15 选取 II 公差组 7 级 321 12d1 HHEdZZZZuuTK （ 3-7） 齿宽系数 d ,查教材表 8-23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取d=0.3 小齿轮齿数 Z1 选 Z1=17 大齿轮齿数 Z2=Z1 i=17 2.6=44.2 圆整取 Z2=44 齿数比 u=Z2/Z1=44/17 2.6 合适 传动比误差 uu/ =（ 2.6-2.6） /2.6=0 误差在 5%内 小轮转矩 T1=482N.m 载荷系数 K 由 教材 式（ 8-54）得 K=K A KV K K使用系 数 KA，查教材表（ 8-20） KA=1.75 动载荷系数 KV的初值 KVt由教材图（ 8-57）查得 KVt=1.1 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 Kt在推荐值（ 7 20 ）中初选0=16 由式（ 8-55），（ 8-56）得 （ 3-8） =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos +(1/ )Z1dtan =1.88-3.2(1/17+1/44) cos16 +(1/ ) 17 0.5 tan16 =1.620+0.776 =2.396 辽宁工程技术大学课程设计 =1.620 =0.776 查教材表（ 8-21）得 Kt=1.25 则载荷系数的初值为 : K=KA KKK v =1.75 1.1 1.05 1.25=2.4 （ 3-9） 弹性系数 ZE,查教材表（ 8-22）得 ZE=189.8 2/ mmN 节点影响系数 ZH，查教材图（ 8-64）得 ZH=2.45 重合度系数 Z，查教材图（ 8-65） Z=0.77 螺旋角系数 Z= cos = 16cos =0.98 接触疲劳极限应力 2lim1lim , HH 查教材图（ 8-69）得 1limH =1500N/mm 2 2limH =1400N/mm 2 应力循环次数 N 1 =60njLh=60 1470 1 (16 300 10)=4.23 109 h （ 3-11） N 2 = N 1 /u=4.23 109 /3.6=1.175 109 h （ 3-12） 则查教材图（ 8-70）得接触强度的寿 命系数 z 1N ,z 2N z1N= z2N=1 硬化系数 z w 查教材图（ 8-71）得 zw=1.06 接触强度安全系数 HS ，查教材表（ 8-27）得 HS =1.3 许用接触应力由教材式 （ 8-69）得 H = limH ZN Zw/SH 则： 3.1/111 5 0 0! H=1153.8N/mm2 3.1/1114002 H=1076.9N/mm 2 故 d1 的设计初值 d1t 为 辽宁工程技术大学课程设计 d1t3259.107698.077.045.28.1896.216.25.01087.44.22 d1t 101.15mm 法面模数 mn=d1t t cos /Z1 =6.12 取 mn=6 （ 3-13） 中心距 a=mn(Z1+Z2)/ (2cos ) （ 3-14） =6 (17+44)/ (2cos16o) =190mm 分度圆螺旋角 =cos-1mn(Z1+Z2)/2a （ 3-15） =cos-16 (17+44)/(2 190) = 15.6o 小轮分度圆直径的计算值 d1t =mnZ1 /cos =6 17/cos15.6o=105.9（ 3-16） 小轮分度圆周速度 V,V= 60000/11 nd t=3.14 105.9 1470/60000=8.15m/s （ 3-17） 与估取 V t 很相近 ,对 K V 值影响不大 ,不必修正 ,取 K V = K t =1.18 齿间载荷系数 K =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos +(1/ )Z1dtan =1.88-3.2(1/17+1/44)cos15.6 +(1/ ) 17 0.5 tan15.6 =1.629+0.756 =2.385 查教材表（ 8-21）得 K=1.25 载荷系数 K= KKK v AK=1.75 1.1 1.05 1.25=2.4 （ 3-18） 辽宁工程技术大学课程设计 小轮分度圆直径31tt kkd =105.9 取 d1=d1t =105.9 大轮分度圆直径 d2=mnZ2/cos =6 44/cos15.6o=274.1 齿宽 b=d d1tmin=0.5 105.9=52.95 大轮齿宽 b2=b=55,圆整取 小轮齿宽 b1=b2+(5 10)=60mm (3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 许用弯曲应力 F =XNF YYlim/SF 弯曲疲劳极限 limF 查教材图（ 8-72）得 1limF =950N/mm2 2limF =800 N/mm2 弯曲疲劳寿命系数 YN,查教材图（ 8-73）得 YN=1 N=60njLh=60 563 1 (16 300 10)=1.62 109 h （ 3-19） 尺寸系数 YX 查教材图（ 8-74）得 YX=0.98 安全系数 SF 查教材表（ 8-27）得 SF=1.25 则许用弯曲应力 1F =950 1 0.98/1.25=744.8N/mm2 （ 3-20） 2F =800 1 0.98/1.25=627.2N/mm2 齿型系数 YFa 由教材图（ 8-67）查得 YFa1=2.96 YFa=2.45 应力修正系数 YSa 由教材图（ 8-68）查取 YSa1=1.52 Ysa2=1.62 重合 度系数 Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.559 =0.73 （ 3-21） 螺旋角系数 Y=1-1200=1-0.756 1206.15=0.90 （ 3-22） 辽宁工程技术大学课程设计 故 1F = 90.073.052.196.2610255 1082.453.225 =211.61F （ 3-23） 2F = 90.073.062.145.2610250 1082.453.225 =230.0 2F 所以齿根弯曲强度足够 . 3.4 轴的设计 3.4.1 变速箱低速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 按教材式（ 4-2）初估轴最小直径，查教材表（ 4-2）取 A=115 P=60.63kw n2=107r/min 可得： dmin=A3nP=115 3 107/63.60 =95.16 （ 3-22） 取 d=95.16mm (2)轴的结构 d 1 d 7d 6d 5d 4d 3d 2图 3-1 高速轴 Fig.3-1 High-speed shaft d1=d4=d7=100mm, d2=d6=103mm, d3=d5=24mm d4=112 L1=61mm L2=66mm L3=24mm L4=234mm L5=24mm L6=87mm L7=61mm (3)轴的计算简图 1)输出轴转矩 T=5411000Nmm 2)求作用在大齿轮上的力 大轮直径 d=364.29 mm 辽宁工程技术大学课程设计 Ft1=2T1/da=2 5411000/364.29=29707.1N （ 3-22） Fr1= Ft1costan na =29707.11.16cos 20tan=11253.9N （ 3-23） Fa1= Ft1tan =29707.1tan16.1 =8574.5N （ 3-24） 求作用在小齿轮上的力 小轮直径 d=182 mm Ft2=2T1/da=2 5411000/182=59461.5N Fr2= Ft1costan na =59461.51.16cos 20tan=22525.7N Fa2= Ft1tan =59461.5tan16.1 =17162.7N (4)求垂直面内的支承反力，和水平面内的支承反力 依据轴的计算简图求得： RV1=12000.9N RV2=25642.6N RH1=16437.9N RH2=46192.3N 1)作垂直面内的弯矩图和水平面内的弯矩图 辽宁工程技术大学课程设计 F r 1F 1F r 1F t 1R v 1M vR H 1R v 1 F 2F t 2R H 2R v 2 R v 2F r 2M HR H 1 F t 2R H 2F t 19 1 2 3 0 3 . 4 52 9 7 0 7 . 14 2 9 5 8 8 3 . 92 3 8 4 7 6 1 . 88 2 2 9 5 6 . 11 5 6 1 8 0 5 . 71 5 6 1 8 0 2 . 36 6 6 0 4 9 . 98 9 5 7 5 2 . 45 5 . 53 9 2 . 5 9 3R v 2F r 2图 3-2 高速轴的弯矩图 Fig.3-2 High-speed shaft of the moment plans 2)求合成弯矩，作合成弯矩图 水平面 HM =8611.2 N.mm 垂直面 VM=195879 N.mm M 合 = 22VH MM =160110.7 N.mm （ 3-25） 3)作转矩图 6.0 T=5411000N.mm T =3246600N.mm 4)求当量弯矩，作当量弯矩图 Mc= 22 )( TM （ 3-26） 辽宁工程技术大学课程设计 TMM c a4 9 1 3 4 2 1 . 14 3 7 3 9 9 9 . 93 2 4 6 6 0 03 4 3 7 4 8 9 . 1 45 4 4 7 2 2 7 . 44 9 1 3 4 2 1 . 11 1 2 9 5 6 6 . 33 4 8 9 2 8 0 . 91 2 7 8 5 4 2 . 1图 3-3 当量弯矩图 Fig.3-3 Equivalent moment map (5)校核轴的强度 1)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 2/650 mmNB ，则 0.09 0.1 B 即 58 65N/mm 2 ,取 =60N/mm2,轴的计算应力为： c=WMc=3489280.9/0.1 1033=31.9N/mm 2 （ 3-27） 该轴安全 (6)精确校核轴的疲劳强度： 判断危险截面：危险截面应该是应力最大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，齿轮截 面上 Mc最大，但应力集中不大，而且这里轴径最大，这里不是最危险截面，不必校核。从应力集中情况看在轴段 1 与轴段 2 过渡面处 辽宁工程技术大学课程设计 计算危险截面应力： 截面左侧弯矩 M=1129566.3 (55.5-31)/55.5=498637.38N.mm 截面上的扭矩 T=5411000N.mm 抗弯截面系数为 :W=0.1d 3 =109272.7mm3 （ 3-28） 抗扭截面系数为 WT=0.2d 3 =218545.4mm3 （ 3-29） 截面上的弯曲应力 b= M/W=4.56N/mm2 （ 3-30） 扭转剪应力 = T/WT=24.76N/mm2 （ 3-31） 弯曲应力幅 : a= b=4.56N/mm2 弯曲平均应力 : m=0 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即 a= m=12.38N/mm2 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/mm2, -1=300mm2, -1=155mm2 轴肩圆角处的有效应力集中系数 K,K，根据 r/d=2.5/103=0.024 D/d=103/100=1.03 由教材表（ 4-5）经插值后可得： K=1.96, K=1.35 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 B =650N/mm2 和表面加工方法为精车，查教材图（ 4-19）得 84.0 ，材料弯曲、扭转的特性系数 ,，取 1.0, 5.0=0.05 由上面结果可得： S56.496.13001 maK =33.57 （ 3-32） 辽宁工程技术大学课程设计 S38.1205.038.1235.11551 maK =8.94 S2222 94.857.3394.857.33 SSSSc=8.6 （ 3-33） 由教材表（ 4-4）的许用安全系数 S值，可知该轴安全 (7)校核轴承的轴承型号 30220 主要性能参数： CR=240KN、