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本科生毕业设计中国矿业大学毕业论文任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自 04-1 学生姓名付 勇 任 务 下 达 日 期 ： 2008 年 1 月 10 日毕业论文日期：2008 年 3 月 16 日 至 2008 年 6 月 10 日毕业论文题目：单曲柄往复式给煤机毕业论文专题题目：毕业论文主要内容和要求：主要内容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。给煤量： ht80；往复行程： 。m250基本要求1.设计完成总体方案设计；2.设计完成主减速器装配图；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。院长签字： 指导教师签字：本科生毕业设计中国矿业大学毕业论文指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 指导教师签字：年 月 日本科生毕业设计中国矿业大学毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字：年 月 日本科生毕业设计中国矿业大学毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字：年 月 日本科生毕业设计中国矿业大学毕业论文答辩及综合成绩答 辩 情 况回 答 问 题提 出 问 题 正 确基 本正 确有 一般 性错 误有 原则 性错 误没 有回 答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日本科生毕业设计摘 要往复式给煤机在我国煤矿，选煤厂及其它行业应用已几十年。生产实践证明，给煤设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。现有的往复式给煤机的具有生产能力小、安装和拆卸不方便、受力不均匀等缺点，因此,改进并扩大现有型往复给煤机的产量是完全必要的。本说明书主要论述研究了：往复式给煤机的发展概况；工用、组成；工作原理、特点；使用中存在的问题及改进措施，安装和维护等内容。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。用电动机功率来设计减速器。然后在设计出曲柄连杆机构，给煤槽，拖滚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。最后完成给煤机的总体装配。在本次往复式给煤机的设计过程中，着重对减速器、传动平台、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; 给煤槽。本科生毕业设计ABSTRACTReciprocating feeder in Chinas coal mines, coal preparation plant and other industry application has been for several decades. Practice has proved that the reliability of equipment to the coal, a direct impact on the whole production system the normal operation. Reciprocating the existing feeder with small production capacity , installation and removal of inconvenient, Shouli Bu uniform, and other shortcomings Therefore, the improvement and expansion of existing K-Reciprocating coal feeder is completely necessary.The statement focuses on the study: Reciprocating to the development of coal, the use, composition, working principle and its characteristics, the use of the existing problems and improvement measures, installation and maintenance, and other content. Electric motor power to design reducer. And then design a crank linkage to the coal shafts, drag roller components, and other major components operationThe 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. To the final design of coal chassis, transmission platforms, such as auxiliary components. Coal-to finalize the overall assembly. Reciprocating in this coal to the design process, focusing on reducer, transmission platform, crank linkage, Idler for the analysis and design. 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 to the coal; Reducer; Crank linkage;Suppling coal shaft. 本科生毕业设计目 录1 往复式给煤机概述 .11.1 往复式给煤机的用途 .11.2 K 型往复式给煤机的组成 .11.3 K 型往复式给煤机工作原理简述 .11.4 K4 型给煤机的主要特点 .11.5 往复式给煤机与振动式板式给煤机的比较 .21.6 K-4 型往复式给煤机的技术参数 .22 往复式给煤机的总体结构设计 .32.1 往复式给煤机的参数 .32.2 给煤机总体外型设计 .42.3 给煤机的受力分析 .62.3.1 往复式给煤机的运行阻力 .62.3.2 产生运行阻力的因素及力的计算 .63 给煤机的减速器设计方案 .93.1 电机选型 .93.2 减速器设计 .103.2.1. 减速器选型 .103.2.2 计算传动装置的运动和动力参数 .113.3 齿轮的设计及校核计算 .123.3.1 第一对齿轮的设计 .123.3.2 第二对齿轮的设计 .193.4 轴的设计及校核计算 .253.4.1 中间轴的设计及校核 .253.4.2 输入轴的设计及校核 .303.4.3 输出轴的设计及校核 .353.5 轴承的选择与校核计算 .393.5.1 输入轴上的轴承选择与校核 .39本科生毕业设计3.5.2 中间轴上的轴承选择与校核 .413.5.3 输出轴的轴承选择与校核 .413.6 键的选择与校核计算 .423.6.1 中间轴上键的选择与校核 .423.6.2 输出轴上键的选择与校核 .433.7 轴系部件的结构设计 .433.7.1 轴承盖的结构设计 .433.8 轴外伸处的密封设计 .453.9 减速器箱体的设计 .453.10 油面位置及箱座高度的确定 .473.11 油沟的结构形式及尺寸 .473.12 检查孔与检查孔盖的设计 .483.13 通气器的结构及尺寸 .483.14 放油孔、螺塞和封油圈 .493.15 油标指示器 .503.16 起吊装置 .513.17 定位销 .523.18 启盖螺钉 .523.19 套筒的设计 .534. 给煤机其余部件设计 .544.1 曲柄连杆的设计 .544.1.1 曲柄轮毂键的设计及校核 .544.1.2 曲柄连杆其余零件的选取 .554.2 给煤槽的设计 .554.3 拖辊组件的设计及校核 .574.3.1 辊轮轴的设计计算 .574.3.2 辊轮轴强度的校核 .624.4 闸门的设计 .645 主要零件的加工工艺 .655.1 齿轮的加工工艺 .65本科生毕业设计5.1.1 硬齿面齿轮的工艺特点 .655.1.2 渗碳齿轮的加工工艺 .655.2 轴的加工工艺 .68结 论 .71参考文献 .72翻译部分英文原文 .73中文译文 .78致谢 .82中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 1 页1 往复式给煤机概述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。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。1.3 K 型往复式给煤机工作原理简述往复式给煤机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。1.4 K4 型给煤机的主要特点：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，消除了底版往复中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 2 页时的扭摆现象；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。1.5 往复式给煤机与振动式，板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往复式给煤机。往复式给煤机与板式给煤机安装方式的区别主要在于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。而板式给煤机则采用设备基础安装的方式，不但要完成地坑基础施工，而且还要进行设备基础施工。采用往复式给煤机可以减少工程施工周期，节约工程造价。除此之外，往复式给煤机还具有结构简单，经久耐用，故障率低的特点，从而在井下矿山机电运输中得到广泛应用。鉴于此，将往复式给煤机应用于地面和井下完全能适应生产环境需要，从而达到减少投入，提高设备运转率，解放劳动力的目的。1.6 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底板行程 曲柄位置 无烟煤 烟煤200 4 590 530150 3 440 395100 2 295 268给煤能力/（t/h）50 1 148 132曲柄转速/（ ）/minr 62中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 3 页型号 YB200L -8(Y200 L -6)11功率/ KW18.5电动机转速/（ ）minr970型号 JZQ-500减速器速比 15.75含量 10 %以下 700最大允许粒度/m含量 10 %以上 550带料斗 2337设备重量/ kg不带料斗 25052 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中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 4 页2.6018m根据已知参数，给煤量： ht80；往复行程： m250，初步设定曲柄的转数为 。min60r2.2 给煤机的总体外型设计1） 。参考 K-4 型往复式给煤机取料仓宽度为 =1250 ，底托板材料选B用 Q235 钢长度为 L=1500 。由此可推出每转推出煤的容积为：式中： 曲柄每转推出煤m为 kg查表得散煤的容重 3/95kg由式得V=abh=0.251.1h= 32.0m推出煤的最低高度：h=0.75m初步设定曲柄的转数为 ，箱体的有效高度和宽度，高度为in6r，宽度为 。给煤量可表示为m801250lBHQ12式中 给煤机给煤量， ；ht给煤机箱体高度， ；m给煤机箱体宽度， ；B给煤机行程， ；l煤的密度， ；32.1t给煤机箱体高度， ；ninr工况系数， 。.32.095V中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 5 页sincos22aiml因此，由式 可求出给煤量12图 2-2 往复式给煤机箱体尺寸nlBHQ60 2.160.25.1706800ht12t由上式结果可得出，箱体尺寸满足给煤要求。2） 。曲柄连杆尺寸及底板速度的确定已知行程 50，设偏距 e 为 120 mm，倾斜角度为 在有三角形关系式01和理论力学中最小角定理，当可求得速度 V =(1+)max=0.77m/s .曲柄 a=124mm连杆长 l=1057mm中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 6 页图 2-1 K 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 。1F2F逆行时：底板在托滚上的运动阻力 和煤与底板的摩擦阻力 。3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：bplgmF321 )2(hllh33122 )3(plgmF313 )42(式中 给煤机槽体内煤的质量， ；1 kg中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 7 页25401F给煤机运动部件的质量， ；2mkg重力加速度， ；gsmg8.9煤仓出口处压力， ；p2N给煤机底板水平投影长度， ；1l煤仓出口对底板有效压力区长度， ；3 m给煤机槽体净宽度， ；b底板在托滚轮上的运动阻力系数， ；08.煤对侧板的侧压系数； 煤的松散容重， ；3950mkg底板上煤的厚度， ， 。h18.h正行阻力： 214F )52(正行阻力： 35 6运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即)72(式中 、 、 括号内的第一项 表示给煤机槽体)2()3()(gm21内煤的重量和活动件的重量； 表示给煤机槽体内煤的重量； gm1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glh312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phpl3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),1F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 。2 3F中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 8 页因此可知,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：12Fmg)82(21hl93 )10(给煤机槽体内煤的质量： rhlbm1=1.251.50.75950kg36底托板选用的材料为 ，其密度 ，底托板长、宽、厚235Q38.7mt度分别为 1500 、1250 、16 。则底托板质量为：mmkg24108.7610592 则12FgN129008.934.063221hl784.6.57.75231mgFN918.6.0正行阻力： 2148470)12(中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 9 页25401FN1345808722kW76.10.4583max0VFp正行阻力： 35 N104596)2(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。3. 给煤机的减速器设计方案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：)13(2. 给煤机的传动效率(1) 曲柄连杆的传动效率 ：0.960.851(2)减速器的传动效率 ： 0.97 0.96232(3)联轴器的传动效率 ：0.993所以，给煤机的总传动效率为75.0321)23(3. 电动机的功率确定电动机的实际功率为kWpd 4.1./6)(中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 10 页53.8.4162i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edp工作机所需的电动机功率 ，即 ，所以，选择电机额定功率为 15dpdep，选择电机型号如表 3-1 所示kW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-6 15kW970 minr1000 inr0.8953.2 减速器选型3.2.1. 减速器选型现在已使用的 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-0 K-1 K-2 K-3 K-4型号 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-400 JZQ-500减速机 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75ZQ、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) 计算速比减速器速比为 17.6091ni2）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 214.3iiii4.13143代入式 得438.中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 11 页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mn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12i3输出功率为 ， ， ， ；各轴的输出转矩为 ， ， ， 。0p123p0TT各轴的输出功率0 轴（电动机轴） kWPd4.101 轴（高速轴） k26.149.012 轴（中间轴） W8.32123 轴（低速轴） kP45.8.33各轴的输出转速0 轴（电动机轴） min9700rn1 轴（高速轴） 12 轴（中间轴） in8.215.412rin3 轴（低速轴） mi603.23i各轴的输出转矩0 轴（电动机轴） mNnPTwdd 8.14970.5901 轴（高速轴） .814012 轴（中间轴） 98.54322 iTmN.63 轴（低速轴） .0.8323 i中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 12 页mN21403.3 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 MnTiCr20 6251HRC大齿轮选用 调质并表面淬火 r 2(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 ; 3102.1.nPvttvsmvt 04.9726.149706.3参考文献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，由式求得13211 2HEdZuKT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 d6.0d小齿轮齿数 ,在推荐值 20-40 中选 1Z251Z大齿轮齿数 ，圆整取2 .458.412Zi 142Z齿数比 u9传动比误差 误差在 范围内。/0./ u %5合适小齿轮转矩 参考文献4，由式（8-53）求得1T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 13 页16105.9nPTmN4097.载荷系数 K参考文献4，由式（8-54）得aVAK使用系数 参考文献4，查表 8-20 A 25.1A动载荷系数 参考文献4，查图 8-57 得初值 VKVt.tK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 0 cos12.3812Za45.736.1参考文献4，查表 并插值281.K则载荷系数 的初值 Kt 541.225.t弹性系数 参考文献4，查表 8-22 得EZ28.19mNE节点影响系数 参考文献4，查图 8-64 得H0,21x5.2Z重合度系数 参考文献4，查图 865 得 6.0许用接触应力 参考文献4，由式（869）得H中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 14 页HWNHSZlim接触疲劳极限应力 、 参考文献4，查图 8691li2li2lim50H2liN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10231970601 hnjLN4.3u12891062.75.0. 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）1NZ2121NZ硬化系数 参考文献4，查图 8-71 及说明W接触强度安全系数 参考文献4，查图 8-27，按一般可靠度查HS取1.0lim0.1HSWNHZli1.520HWNHSZ2lim2中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 15 页0.152mN故 的设计初值 为1dtd13 211 2HEdt ZuKT3 215086.895.46.054 m17.齿轮模数 mZdt 09.2.511参考文献4，查表 83 取 5.1小轮分度圆直径的参数圆整值 tdmmZdt .62.511圆周速度 v smnt 81.30975.01 与估计取 有差距不大，对 取值影响不大，不需修正4.t VKVK小轮分度圆直径 1tdm60大轮分度圆直径 Z28514.22中心距 az7.3)5(.)(21齿宽 b ，mdt 40107.60min1 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 16 页取小轮齿宽 mb48402大轮齿宽 1(3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算21FSaFFYmbdKT 63齿形系数 参考文献4 ，查图 8-67 小轮 aY 2.1FaY大轮 6应力修正系数 参考文献4，查图 8-68 小轮 Sa 54.1Sa大轮 792Y重合度系数 参考文献4，由式（8-67）Y6.07.1/52.075.2.0许用弯曲应力 参考文献4，由式（8-71）F FxNFSY/lim弯曲疲劳极限 参考文献4，查图 8-72lim2701liNF62lim弯曲寿命系数 参考文献4，查图 8-73NY121尺寸系数 参考文献4，查图 8-74 x 1xY安全系数 参考文献4，查表 8-27 FS 3.FS则254.1/720/11lim1 mNYFxN中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 17 页2463.1/60/22lim2 mNSYFxNF 故 /.95.5640178. 11 FF 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 mZmd5.62.1齿顶高 ha*齿根高 cf 125.3.011齿全高 mma 622* 齿顶圆直径 hZd .7.511齿根圆直径 caf 25.2501*1 基圆直径 mmb 3.8cos2.os1 齿距 p857齿厚 s9.3.1齿槽宽 mme2基圆齿距 pb 8.70cos85.7cos1法向齿距 n 3顶隙 mmc62.2.01*2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 Zd85.412齿顶高 ha2*齿根高 mmcf 125.3.012中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 18 页齿全高 mmcha 625.25.021*齿顶圆直径 Zd 9014齿根圆 caf 75.8.1*2 基圆直径 mmb 267cos5.2os1 齿距 p87齿厚 s93.1齿槽宽 mme25基圆齿距 pb 8.70cos8.7cos1法向齿距 n 3顶隙 mmc625.25.01*中心距 Za .17)04(3)(12 传动比 58.2121i参考文献4表 8-31 得知，当 ，选用腹板式的结构mda0取 375.96.5,651 hmn 10应大于 ， 为齿全高10dD85.02ha= )2(1)( *chmzmaa=274 bc9403.中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 19 页mmnn25.1.05.dk8612r3.3.2 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 MnTiCr20 6251HRC大齿轮选用 调质并表面淬火 r 2(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 ; 3102.1.nPvttvsmvt 8.214.8.2103.3参考文献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，由式求得13211 2HEdZuKT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 d6.0d小齿轮齿数 ,在推荐值 20-40 中选 1Z301Z大齿轮齿数 2 5.312Zi齿数比 u.0传动比误差 误差在 范围内。/08.5./ u %5合适小齿轮转矩 参考文献4，由式（8-53）求得1T中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 20 页16105.9nPTmN47载荷系数 K参考文献4，由式（8-54）得aVAK使用系数 参考文献4，查表 8-20 A 75.1A动载荷系数 参考文献4，查图 8-57 得初值 VKVt12.tK齿向载荷分布系数 参考文献4，查图 8-60 04齿间载荷分配系数 参考文献4，由式（8-55）及 得 cos12.3812Za05.712.参考文献4，查表 并插值818.K则载荷系数 的初值 Kt 405.2.05. t弹性系数 参考文献4，查表 8-22 得EZ218mNE节点影响系数 参考文献4，查图 8-64 得H0,21x5.2Z重合度系数 参考文献4，查图 865 得 6.0许用接触应力 参考文献4，由式（869）得HHWNHSZlim中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 21 页接触疲劳极限应力 、 参考文献4，查图 8691limH2li2li50N2limH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102318.601 hnjLN2.7u1288106.53.06. 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）1NZ2121NZ硬化系数 参考文献4，查图 8-71 及说明W接触强度安全系数 参考文献4，查图 8-27，按一般可靠度查HS取1.0lim0.1HSWNHZli1.520HWNHSZ2lim2.15中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 22 页2150mN故 的设计初值 为1dtd3 211 2HEdt ZuKT3 215086.53.6.09745m8.9齿轮模数 mZdt 02.11参考文献4，查表 83 取 31小轮分度圆直径的参数圆整值 tdmZdt 9011圆周速度 v smnt 1608.2161 与估计取 有差距不大，对 取值影响不大，不需修正8.t VKVK小轮分度圆直径 1tdm90大轮分度圆直径 Z31522中心距 az.02)(3)(21齿宽 b ，mdt 4590.min1取小轮齿宽 b2中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 23 页大轮齿宽 mb451(3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算21FSaFFYdKT 63齿形系数 参考文献4 ，查图 8-67 小轮 aY 2.1FaY大轮 6应力修正系数 参考文献4，查图 8-68 小轮 Sa 54.1Sa大轮 792Y重合度系数 参考文献4，由式（8-67）Y6.07.1/52.075.2.0许用弯曲应力 参考文献4，由式（8-71）F FxNFSY/lim弯曲疲劳极限 参考文献4，查图 8-72lim2701liNF62lim弯曲寿命系数 参考文献4，查图 8-73NY121尺寸系数 参考文献4，查图 8-74 x 1xY安全系数 参考文献4，查表 8-27 FS 3.FS则254.1/720/11lim1 mNYFxN63622li2 SF中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 24 页故 /7.4169.0512.39054678.12 11 2FF mN 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 mZd901齿顶高 ha3*齿根高 mcf 75.32.11 齿全高 ma 602*齿顶圆直径 hZd9111齿根圆直径 mcaf 5.823.23*1 基圆直径 mb 6840osos1 齿距 mp.9齿厚 s71231齿槽宽 e.4基圆齿距 mpb 85.0cos9cos1法向齿距 n 3285.顶隙 mc73201*2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 Zd512齿顶高 ha3*齿根高 mmcf 7.32.011齿全高 a 562*中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 25 页齿顶圆直径 mmhZdaa 3211052*2 齿根圆 cf 5.07.基圆直径 b 96cos3os1中心距 mZma 5.20)1(2)(112 传动比 5.30121i参考文献4表 8-31 得知，当 ，选用腹板式的结构da取 41m应大于 ， 为齿全高0hdD1386.102a= )2(1)( *chmhzmaa=301 bc463.0.D5.7)(5210r.3.4 轴的设计及校核计算3.4.1 中间轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 2TmNnP62380.195022(2) 求作用在齿轮上的力中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 26 页输出轴上大齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知）md285圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-1 所示。2tF2r2FNdTt 437856022Fntr 1592tacosa22 02输出轴上小齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知）md5.623圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-1 所示。1tF1r1FNdTt 9625.6280121Fntr 71tancosa31 03(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32min2PAd径，参考文献4表 4-2，取 ，可得15AnpAd478.26332min(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 所示中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 27 页图 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 NUP310E 型圆柱md501滚子轴承，尺寸为 。取齿轮距轴承的距离 ，271BDm29考虑到齿轮和轴承之间用套筒地位，则齿轮与轴段之间有 s=4mm 的差距，所以 msBL60941 轴 承 宽 度轴段 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 40mm,为了使套筒断面可靠的压d52紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取 。sL362轴段 取齿轮右端轴肩高度 ，则轴环直径207.5dh， 。m63L13轴段 该轴段安装齿轮，用套筒定位，取直径 ，m54。504轴段 该轴段安装轴承，与轴段 相同取直径 d05。L6153）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md32文献4 表 10-26，查得平键截面尺寸 ，根据轮毂宽度，由键长106hb系列中选取键长 ，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，,49,3532mL取齿轮与轴的配合为 。67rH4）确定轴端倒角取 。5）轴的强度校核求轴的载荷中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 28 页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 6310 型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为 。ma5.13mL194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。TMVH、 c支反力 水平面 ，NRH1430NRH1290垂直面 ，V78V467弯矩 和H水平面 mNMHB152mNMHC8012垂直面 ，V80V97合成弯矩VBHB 16328715222 mNMCC40997802扭矩 TmNT63当量弯矩 c 174096238.01222中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 29 页RH2r3FRH1 r2MHB MHHCFt3V2RV1Rr3VBMVMVCCB中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 30 页TCcaMBcaca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 ，45 2650mNB则 ，即 ，取 ，轴的计算应力B1.09.275.6mN258为 223142.09NWMcc 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 1TmNnPT462097.50911(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）d51圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-3 所示。1tF1r1FNdTt 38975462011 中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 31 页NFntr 14920ta89cosa1 01(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，31min1PAd参考文献4查表 4-2，取 ，可得15AnPd289704.331mi1(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TKAc，则 。参考文献4 表 13-5，5.1AKmNTKAc 21930465.1根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 ，许用转矩7L。与输出轴联接的半联轴器孔径 ，因此取轴段mNT0 d421的直径 。半联轴器轮毂总长度 （J 型轴孔） ，与轴配合d4210的毂孔长度 。L轴段 为了半联轴器的轴向定位，轴段 左端制出定位轴肩 ，mh3中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 32 页所以轴段的直径为 。md482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 。mL102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 11-1md501可知，尺寸为 。取 。27BDL273轴段该轴段用于轴承的定位，它的轴肩 ，所以轴段 的直mh径为 。所以轴段的长度 。d56494轴段 该轴段为齿轮轴，齿轮宽度 ，分度圆直径B48。m.21轴段的直径和长度各取 ， 。md526L256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 ， 。7105BDdd07mL2763) 确定轴端倒角取 。424) 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 。ma5.13mL194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。TMVH、 c支反力 水平面 ，NRH2641RH1256垂直面 ，V9V7弯矩 和 H水平面 ， mNMH1.652中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 33 页垂直面 mNMV60125合成弯矩 mNVH 1753222扭矩 TT1460当量弯矩 cM 196408426.753222中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 35 页中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 36 页图 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 ，2650mNB则 ，即 ，取 ，轴的计算应力B1.09.2658mN258为 223142.90NWMcc 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 1TmNnPT25064.395033(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮的分度圆直径为 d314圆周力 、径向力 和轴向力 的大小如下，方向如图 3-5 所示。3tF3r3FNdTt 142852043 Fntr 5tancosa3301(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，rC43min1PAd参考文献4查表 4-2，取 ，可得105AnPd8.674.33mi3(4) 轴的结构设计中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 37 页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 11-1md701可知，尺寸为 。取该轴段的直径为 ，39BDmd701。mL391轴段取齿轮右端轴肩高度 ，则轴环直径20.5hm， 。d80282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m43紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取 。mL423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，d804参考文献4 表 11-1 可查知，尺寸为 。取 。3917BDmL764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 。md785L05轴段 该轴段安装曲柄，其直径和长度各取 ，d706中国矿业大学 2008 届本科生毕业设计 第 38 页。mL13063) 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 md702表 10-26，查得，平键截面尺寸 ，根据轮毂宽度，由键长系列中120hb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L41为 。67rH4) 确定轴端倒角取 。4525) 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 。ma5.19mL206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。TMVH、 c支反力 水平面 ，NRH89501RH51782垂直面 ， V37NV弯矩 和 HV水平面 mMH652垂直面 NV490合成弯矩 mNVH 7190825672扭矩 TmT0当量弯矩 cM 15649206.71982222中国矿业大学 20
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