[A5-241]设计类-单曲柄往复式给煤机

1、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己有几十年。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k型往复式给煤机生产能 力小，不能满足大型矿井的耍求。因此，改进和扩大现有k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

2、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、托幅等组成。 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幅上作直线往复运动，当底板止行

3、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

4、，传动平稳，消除了底版往复 时的扭摆现象；地板有立向筋板，并用三道通长拖车昆支撑，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。在使用过程屮，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，需増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

5、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，往复式给煤机可以肓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

6、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/ ( r/min )62电动机型号yb200l(-8(y200 l(-6)功率/kw18.5转速/ ( r/min )970减速器型号jzq-500速比15. 75最大允许粒度/ mm含量10 %以下700含量10 %以上550设备重量/畑带料斗2337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

7、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k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

8、差，则实际生产能力就小。现有 k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，给煤豊800r/i；往复行程：250mm ,初步设定曲柄的转 数为 60 /min。2. 2给煤机的总体外型设计do参考k-4型往复式给煤机取料仓宽度为b =1250mm,底托板材料选 用q235钢长度为l=1500 mm.由此可推出每转推出煤的容积为：222.2950=0.23m3式中：加 曲柄每转推岀煤800x100060x60= 222.2y查表得散煤

9、的容重/ = 950 kg! m3由式得v=abh=o. 25x1. lh= 0.23m3推出煤的最低高度：h=0. 75m初步设定曲柄的转数为60r/min ,箱体的有效高度和宽度，高度为800mm , 宽度为1250mm o给煤量可表示为q = 60h b i p n q（2 1）式中q给煤机给煤量,th；h给煤机箱体高度，m；b给煤机箱体宽度，加；i给煤机行程，加；p煤的密度，1.2“亦；n给煤机箱体高度，r/min ；57工况系数，0 = 1.2。因此，由式（2-1）可求出给煤量图2-2往复式给煤机箱体尺寸1250 bq = 60 h bl = 60 x 0.75 x 1.25 x 0

10、.25 x 1.2 x 60 x 1.2=1012 r/z >800由上式结果可得出，箱体尺寸满足给煤要求。2）0曲柄连杆尺寸及底板速度的确定已知行程250mm，设偏距e为120 mm,倾斜角度为10°在有三角形关系式 和理论力学中最小角定理，当可求得ge sin (p=0. 77m/s 曲柄 a二 124mm 连杆长l=1057mm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杠和煤与固定侧板的摩擦阻力f2 0 逆行时：底板在托滚上的运动

11、阻力片和煤与底板的摩擦阻力f3 o此外，述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：f、= (“ + m2 )g + pl3hco(2 - 2)(2 - 3)(2-4)式中m,给煤机槽体内煤的质量，kg ；m2给煤机运动部件的质量，kg ；g 重力加速度，g = 9.8/s；p煤仓出口处压力，n/m2 ；/.给煤机底板水平投影长度，m；厶煤仓出口对底板有效压力区长度，加；b给煤机槽体净宽度，加；3底板在托滚轮上的运动阻力系数，0 = 0.0,0煤对侧板的侧压系数；p煤的松散容重，°

12、= 950畑/加'；h底板上煤的厚度，h = 0.8/?, m o正行阻力：f4 = f, + f2(2-5)正行阻力：f5=f+ f3(2 -6)运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即fo=£(f42 + f“(2-7)式中(2-2) > (2-3) > (2 - 4)括号内的第一项(m, + m2 )g表示给煤机槽体内 煤的重量和活动件的重量;gg表示给煤机槽体内煤的重量；h2p(l. -1表 示煤的重量对给煤机i古i定侧板产生的侧压力。号内的第二项刃3力表示煤仓出口处压力；刃3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

13、力片较小（运动阻力系数3值较小）,给煤机运行阻力主要是煤与固定侧板的摩擦阻力f2和煤与底板的摩擦阻力f. o因此可知，产牛运行 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, 如果釆用斜仓口漏斗，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：(2-8)(2-9)f、=(加+2)g69f2=h2plg(

14、2-10)给煤机槽体内煤的质量:= b i h r = 1.25x 1.5x0. 75x950= 1336檢底托板选用的材料为2235,其密度p = 7.8r/m3 ,底托板长、宽、厚度分别为1500加加、1250加加、16mm o则底托板质量为：m2 =1500x1250x16x7.8x10-9 =234畑则f=(加1 +mgco= (1336 + 0.234)x9.8x0.08xl03 = 1290/vf2=p/3h2plg(2-13)扌(8474?+ 104552)=13458n0.75x0.995x0.752 x950x1.069x9.8 = 71847ve = ugg= 0.75x1

15、336x9.8 = 916527正行阻力：f4=ff2 =1290+ 7184 = 8474/v (2-11)正行阻力：f5=ff3 = 1290 + 9165 = 104552v (2-12)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：(3-1)= 13.458x0.77= 10.76

16、3;w2. 给煤机的传动效率(1) 曲柄连杆的传动效率0.96x0, 85减速器的传动效率2:0.973 x0. 962(3)联轴器的传动效率3： 0.99所以，给煤机的总传动效率为(3-2)(3-3) =7 禺=0.753. 电动机的功率确定 电动机的实际功率为p（l = 10.76/0.75 = l4akw一般来说，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率几等于或稍大于 工作机所需的电动机功率几，即ped > pd，所以，选择电机额定功率为15£w, 选择电机型号如表31所示表31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-615加970 r/ mi

17、n1000 r/ min0.8953.2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32 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15

18、00r/min；可用于正反两向运转；工作环境温度为40°c+40°c。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 i = n/nx =970/60 = 16.172）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:（3-4）代入式（3-4）得a = （1.3 1.4尢 即 i、= j（1.3 1.4）zh = 713? = jl.3xl6.16 = 4.58 i 16.1

19、6. _5 =3.53.4.5833.2.2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屮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爲，a；各轴的输出功率为几，p、，各轴的输出功率z，p3;各轴的输出转矩为九，亓，妤，0轴（电动机轴）p0=p（/ = 14 akw1轴（高速轴）p,=pd = 14.4x0.99 = 14.26w2轴（中间轴）乙=片 ？ = 14.26x0.99x0.983轴（低速轴）p3=p2 2= 13.86x0.99x0.

20、98各轴的输出转速0轴（电动机轴）n（）= nm - 970r/min1轴（高速轴）® = no - 970 厂/min2轴（中间轴）n. = =- = 211.8/7min2z124.583轴（低速轴）«2 211.8 = = 60 r/min3 心 3.53= 13.86zrwl3a5kw各轴的输出转矩0轴（电动机轴）9550 件 9550x 霧= 141.87vm1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）t二tj =141.8x0.99 = 140.47v mt2 =7； -z12 2 3 =140.4x4.58x0.99x0.98= 623.8n 加t3=t2 2

21、耳3 = 623.8x3.53x0.99x0.98=21407v 加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817小齿轮选用20crmnti调质并表面淬火hrg = 5662大齿轮选用20crmnti调质并表面淬火hrc2 = 5662（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按叫=（0.0130.022）獅并估取圆周速度片; 齐=0.016 x 970 x 3/14.26/970 =4.04 m/s参考文献4表8-14,表8-15选取 ii公差组8级小轮分度圆直径山，参考文献4,由式求得( 22kt、u + ze 勺 z

22、3;u厲）d =3齿宽系数0参考文献4,查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取小齿轮齿数乙，在推荐值20-40中选 z, =25大齿轮齿数z? z2 =z12-z1 =4.58x25 = 114.5 ,圆整取z2 =114齿数比 uw = z2/z, =114/25 = 4.59传动比误差 心/u u!u =（4.59 - 4.58）/4.58 = 0.002 误差在± 5%范围 内。合适小齿轮转矩7；参考文献4,由式（853）求得t =9.55x10° p/®= 9.55x106x 14.4/970 = 140400n mm载荷系数k 参考文献4,由式（854

23、）得k = kakvkrka使用系数参考文献4,查表820=1.25动载荷系数参考文献4,查图857得初值kvl kvl=,2齿向载荷分布系数岛 参考文献4,查图860勺=1齿间载荷分配系数kq参考文献4,由式（855）及0 = 0得- （1 1 丫1.88-3.2 + cos0l）_（ 1 1=1.88-3.2 + l125 114 丿= 1.736参考文献4,查表8-21并插值 心=1.1则载荷系数k的初值kt =1.25x1.2x1.1x1.1 = 2.541弹性系数ze参考文献4,查表8-22得zf =189.8佃咖7节点影响系数z参考文献4,查图864(0 = 0眄=七=0)得zh

24、=2.5重合度系数乙 参考文献4,查图8 65仇=0)得zs = 0.86许用接触应力匚訂 参考文献4,由式(8-69)得h = lim * z” * zw /sr接触疲劳极限应力入讪、(yhhm2参考文献4,查图8-69iimi =00n/mm2几亦2 =15oo7v/7?m2参考文献4,应力循环次数由式(8-70)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n、=60 讥山=60x970x1x(300x20x10)= 3.49x109n2 = n、/u= 3.49xl09/4.58 = 7.62x10s则参考文献4,查图870得接触强度的寿命系数乙他、z“2 (不允许有点

25、蚀)zn、- z“2 = 1硬化系数zw参考文献4,查图871及说明接触强度安全系数s参考文献4,查图8-27,按一般可靠度查s讪=1.0 1.1 取 sh=1.0bl = 61 liml ' z/v * zw /sh1500x1x1/1.0= 500n/mm2 = 6 iim2 * zn zy ish1500x1x1/1.0=1500 a/m/722故£的设计初值心为u、 qh 1u + 1 ze zh z2x2.541x140400 4.58 + 1 f 189.8x2.5x0.86?0.64.58 i 1500 丿=50.17mm齿轮模数加m = d、i z =507/

26、25 = 2.09mm参考文献4,查表8 3取 mx = 2.5mm小轮分度圆直径的参数圆整值心du = zjwj = 25x2.5 = 62.5mm圆周速度vv = 7idt n/60000 = ;rx62.5x970/60000 = 3.81777/5与估计取 =4.04有差距不大，对取值影响不大，不需修正ky小轮分度圆肓径 dx - dal = 60mm大轮分度圆直径= " xzz = 2.5x114 = 285mm中心距g“g+z2)= 2.5(25 + 114) “73.75m2 2齿宽/? b = i/(l 乂“血口 0.6x50.17 = 30mm = 30 +10 =

27、 40mm ,取小轮齿宽b2 = b = 40mm + smm = 48mm大轮齿宽 b】=b = 40mm(3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算(3 6)_ 2k7bd、m齿形系数f 参考文献4，查图867 小轮 爲=2.62大轮丫尺边=26应力修正系数鼻 参考文献4,查图868小轮"1.54大轮 2=1-79重合度系数乙 参考文献4,由式(8-67)ye = 0.25 + 0.75/為=0.25 + 0.75 /1.72 二 0.69许用弯曲应力匕訂 参考文献4,由式(871)升=6丿必“尸 弯曲疲劳极限6応 参考文献，查图872(jf = 120 n/mm2弯曲寿命系数yn参考文献4

28、,查图873丫兀丫心尺寸系数yx参考文献4,查图874 rv =1安全系数sf参考文献4,查表827sf=1.3则qfj = crfiimiynyx /sf =720x1x1/1.3 = 554n/mm2 = f|im ynyx./sf =600x1x1/1.3 = 462 n/mm2故 (jp =x 2.62 x 1.54 x 0.69 = 222.64n / mrn < (jpf, 40x62.5x2.5f,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 d = zm = 25 x 2.5 = 62.5mm齿顶高 h(i -

29、h：m、= 1x2.5 = 2.5mm齿根高 /?yj =(/z*+c*)m1 = (14-0.25)x2.5 = 3.125awm齿全高 hx =(2/i* 4-c nx =(2xl + 0.25)x2.5 = 5.625mm齿顶圆直径 d“ =(z + 2/z*=(25 + 2xl)x2.5 = 67.5mm齿根圆直径 dfx =(z-2h-2cm =(25-2x1-2x0.25)x2.5 = 56.25mm基圆直径d(a =加z cos(2 = 2.5 x 25xcos20 = 58.73mm齿距pi = 7tmx =7rx2.5 = 7.85/n/n齿厚$ = 7tx2.5/2 3.9

30、3mm齿槽宽£=/2 = 7rx2.5/2 = 3.93mm法向齿距pnx =/? cos6z = 7.85 xcos20 = 7.38mm顶隙c = c 0.25 x 2>5 = q.625mm2）大齿轮的相关尺寸分度圆直径d2 = zma = 114x2.5 = 285mm齿顶高*ha2 = ham =1x2.5 = 2.5mm齿根高hf2 =(/z：+c*)" = (1 + o.25)x2.5 = 325加加齿全高h2 = qh： + c* )m)=(2 + 0.25)x2.5 = 5.625mm齿顶圆肓径da2 =2+2/1：加=(114 + 2xl)x2.5

31、 = 290mm齿根圆df2 =:(z2 一 2h： - 2c% = (114 - 2x1 - 2x 0.25)x 2.5 = 278.75mm基圆育径dhl = “z cos a = 2>5xll4xcos 20 = 267.8加zn齿距pi = 7tma =7rx2.5 = l.s5mm齿厚s 7unx /2 = 7rx2.5/2 = 3.93mm齿槽宽et= 7unx / 2 = 7rx2.5/2 = 3.93mm基圆齿距pbx - p, cosz = 7-85 x cos20 = 7.3smm法向齿距pn = pi cos a = 7.85 x cos 20 = 7.38mm顶隙

32、q = c mx - 0.25 x 2.5 = 0.625mm中心距“0+z2)= 3x(24 + 11o) = 67.5 如k 2 2传动比=3、= z2 =110=458k g 乙 24参考文献4表831得知，当200 < da < 500mm ,选用腹板式的结构力=（5 6）mn，岔=3 h = 6x 2.5 5.625 = 9.375应大于10加加，h为齿全高d、= l.6d = 1.6x55 = 88mm£>2 = da - h 一 jo= 2（z + 2/a ） 10 2（2力：+c* ）=274 mmc 0.3b = 0.3 x40 = 9mmn -

33、0.5mn - 0.5x2.5 = 1.25mmd 2 = .6d r = 1.6x55 = ssmmr - 5 mm3.3.2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20crmnti调质并表而淬火hrc. =56-62大齿轮选用20crmnti调质并表面淬火hrc2 = 5662（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按气=（0.0130.022x/顾 估取圆周速度; 叫=0.013x211.8x/14.41/211.8 = 18m/s参考文献4表8-14,表8-15选取 ii公差组8级小轮分度圆直径山，参考文献4,由式求得2kt、% + 1( 、ze

34、zr.zj3< 丿齿宽系数妙“参考文献4,查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取叭=06小齿轮齿数乙，在推荐值20-40中选 z, = 30大齿轮齿数 z? z2=3.53x30 = 105齿数比 uu = zjz =105/30 = 3.5传动比误差 aw/u u!u =（3.5-3.53）/3.53 = -0.008 误差在±5% 范围内。合适小齿轮传矩7；参考文献4,由式（853）求得t =9.55xl06p/n1=649740 n mm载荷系数k参考文献4,由式（854）得k = kakvkka使用系数心 参考文献4,查表820=1.75动载荷系数ky参考文献4,查图

35、857得初值kvt kvt = 12齿向载荷分布系数k”参考文献4,查图860= 1.04齿间载荷分配系数k&参考文献4,由式（855）及0 = 0得（1 1 ）£ 之二 1.88-3.2 + cos0z l 匕 z2）（ 1 1=1.88-3.2 丄 + 丄_（30 105 丿= 1.712参考文献4,查表8-21并插值 心=1.18则载荷系数k 的初值=1.75x1.12x1.04x1.18 = 2.405弹性系数ze参考文献4,查表8-22得ze = 1881 n/mm2节点影响系数zr参考文献4,查图864(0 = 0,坷=勺=0)得zh =2.5重合度系数乙 参考文

36、献4,查图8 65仇=0)得ze = 0.86许用接触应力心円参考文献4,由式(8-69)得ph = lim * s * zw sh接触疲劳极限应力6伽1、参考文献4，查图8 69nmi =1500/mm26*1500 2/呦2参考文献4,应力循环次数由式(8-70)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n、= 60 讥山=60x211.8x1x(300x20x10)= 7.62xl08“2 = n /u= 7.62x1073.53 = 2.16x108则参考文献4,查图870得接触强度的寿命系数乙他、(不允许有点蚀)zn、=1硬化系数参考文献4,查图8-71及说明zw

37、 = 1接触强度安全系数s参考文献4,查图8-27,按一般可靠度查s”肿l01取s=1.0 ph = liml z/v zw /sh= 1500x1x1/1.0 =1500 n / mm2b2 = °*hlim2 * z” * zw /sr1500x1x1/1.0=1500 n/ mm2故£的设计初值厶为2x2.405x629740 3.53 + 1 (188x2.5x0.86、xx3.531500) 0.6二90.08加加齿轮模数加m = d、i z = 90.08/30 = 3.02mm参考文献4,查表8 3取加=3mm小轮分度圆直径的参数圆整值dt - z =30x3

38、 = 90mm圆周速度vv 加h n/60000 =龙x90x211.8/60000 = 1 m/s与估计取v, =1.18有差距不大，对ky取值影响不大，不需修正ky小轮分度圆肓径 dx - dit = 9qmm大轮分度圆直径 d2 = ma xz2 = 3x105 = 315mm中心距ga = 心+勺）=3（30+ 105）= 202.5沏2 2齿宽 b b i/（l xdtmn 0.5x90 = 45刖n ,取小轮齿宽 b2 = b = 45 mm + 9 mm = 54mm大轮齿宽 b = b = 45mm（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算2 kt of=-yf（ryso-ye<cy

39、f（3-6）bdjn齿形系数丫帀 参考文献4,查图867 小轮yfa = 2.62大轮漏2 =2.16应力修正系数： 参考文献4,查图868小轮ysal =1.54大轮2=179重合度系数1；参考文献4,由式（867）yf = 0.25 + 0.75/s = 0.25 + 0.75/1.72 = 0.69许用弯曲应力9訂 参考文献4,由式（871） /訂二/尬匕/”尸弯曲疲劳极限6诂 参考文献4，查图872o斤=720 n/mm2= 6oo7v/mm2弯曲寿命系数人 参考文献4,查图873丫山=jv2 = 1尺寸系数yx参考文献4,查图874 yx = 1安全系数» 参考文献4,查表

40、827sf=13则ap = %)ynyx /5f =720x1x1/1.3 = 554n/mm26, = cyfun ynyx, =600x1x1/1.3 = 462 n/mm22x1.78x649740""54x90x3x2.62xl.54x0.69441.77v/m/?22 < cr/?i 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 d = 90/71/7?齿顶高力 “i = kim =1x3 = 3 mm齿根高hf、= (/?* + c )/?( = (1 + 0.25)x3 = 3.15mm齿全高h

41、=(2/?* + c* )m)=(2xl + 0.25)x 3 = 6.15mm齿顶圆肓径da =(z + 2h* 加=(30 + 2x 1)x3 = 96 mm齿根圆直径 dfx =(z1-2/<-2c*)m1 =(30-2xl-2x0.25)x3 = 82.5/7?m基圆直径 db=“乙 cosa = 3x30xcos20 = 84.6加齿距pi = 7tnrx =龙 x 3 = 9a2fnm齿厚5 =/2 =龙 x 3/2 = 4.7 mm齿槽宽勺=mix /2 = 4.71mm基圆齿距ph = p cos6r = 9.42 x cos 20 = s.s5mm法向齿距pn = pi

42、 cos a = 8.85 x cos 20 = 8.32mm顶隙q = c mx - 0.25x3 = 0.75mm2)大齿轮的相关尺寸分度圆直径d2 = zm、= 105x3 = 315 mm齿顶高hal = 1x3 = 3 mm齿根高h =(/z：+c* 加=(1 + o.25)x3 = 3.15mm齿全高/?)=(2/?* 4- c* )m, =(2xl + 0.25)x3 = 6.75mm齿顶圆直径2 -(z2 + 2h：)/77 = (105 + 2x1)x3 = 32齿*艮圆 dfl =(z2 2h：- 2c* n =(105-2xl-2x 0.25)x3 = 307.5mm基圆

43、直径dhi = mz cos a = 3 x 105 x cos 20 = 296mm中心距="(乙 +z2)= 3x(30 + 105) = 202 5,肋12 2 2传动比il2 = = s = 105 =3.5® 乙 30参考文献4表831得知，当200 < d(l < 500mm ,选用腹板式的结构取 - 4m = 12应大于10加加，h为齿全高d、= 1.6(7 = 1.6x84 = 134mm= ；7?(z + 2/?m(2h*a +c* )=301 mmc = 0.3/? = 0.3 x 46 = 14mmd° = 0.5( d + &#

44、163;>2) = 217.5mmr - 0.5c = 1mm3. 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3t. =9550 豆= 9550x3竺= 623820" 加加n2211.8(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上大齿轮的分度圆直径为d2 = 285mm (由以上齿轮计算得知) 圆周力、径向力化和轴向力，：的大小如下，方向如图31所示。d22x623800""285= 43772沁= 4377x沁-1539ncos01仏=0输出轴上小齿轮的分度圆直径为d. = 62.5mm (由以上齿轮计算得知) 圆周力坨、径向力化和轴

45、向力伦的大小如下，方向如图31所示。d2x62380062.5= 19962n也= 19962xt = 7266ncos 01(3) 确定轴的最小肓径选取轴的材料为45钢,调质处理，按式罰=a瞪 初估轴的最小直径参考文献4表42,取a = 115,可得血in =山115x3/1-= 47mm211.8(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31所示siib.322图31中间轴的结构简图 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度2)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。取轴段直径仏=50加加。参考文献4表11-1,选用nup310e型圆柱滚子 轴承，尺

46、寸为dxdxb = 50xll0x27o取齿轮距轴承的距离a = 29mm,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 厶=b(轴承宽度)+ $+ 4 = 27 + 4 +29 = 60加加轴段 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d? = 55mm。已知齿轮轮毂的宽度为40mm,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l2 = 36mm . s轴段取齿轮右端轴肩高度h = 5mm（h > 0.07 d2）,则轴环直径 d3 = 65mm ,厶=15mm o轴段 该轴段安装齿轮，用套筒定位，取直径d4 =

47、55mm , l4 = 50mm o 轴段 该轴段安装轴承，与轴段相同取直径d5 = 50mm厶5 =厶=60mm o3）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d2=d3= 55mm ,参考文 献4表10-26,查得平键截面尺寸bx/? = 16xl0,根据轮毂宽度，由键长系列 中选取键长厶2 = 35nun,厶=49加加,，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿 轮与轴的配合为h7/r6 o4）确定轴端倒角取2x45° o5）轴的强度校核1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,

48、对于6310型深沟球轴承，取q = 13.5mm, 因此轴的支撑跨距为l = 194加加。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m”、mv. m、t及的数值如下。支反力 水平面 rhl = 11430n , ry = 12909n垂直面 rvi = 4178n , rv2 = 4627/v弯矩mr和my水平面出丽=th525nmm “比=-806812n zmn垂直面 mvii = -28205n mm , mvc = -289187n mm合成弯矩mmr = j(771525)2+(8068

49、12)2 = 1 1 163327v m/nmc = j(282015尸 +(289187)2 = 403932n mm扭矩卩当量弯矩t = 623820nmmmca =2 + (刃)2 = jl 1163322 +(0.6x623820)2 = 1177409 n mmmumebft3mvmvbmbmbc如图32中间轴的计算简图il校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献4表41查得= 650n/mm2 , 则心= 0.0906，即67.515 n/mm2 ,取(y = 5sn/mm2 ,轴的计算应力 为(7 = " " = " 1_ 4 ni mm

50、a = 58 n/ mm2w 0.1x52s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7；p14 4t = 9550- = 9550x = 1462007v - mm叫970(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮的分度圆直径为d严75mm (由以上齿轮计算得知)圆周力化、径向力化和轴向力行的大小如下，方向如图33所示。27； _ 2x146200石一 75=3898/vf tana”cos/?2898呼9n(3) 确定轴的最小肓径选取轴的材料为45钢，调质处理，按式min = asp初估轴的最小直径,参考文献4查表42,取m = 115,可得(4) 轴的结构设计1) 拟

51、定轴上零件的装配方案装配方案如图33所示图33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，其育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tca = kj ,根据工作情况选取ka=1.5, 则7；匕二k= 1.5xl46200 = 219300n加加。参考文献4表13-5,根据工作要 求选用弹性柱销联轴器，型号为几7,许用转矩” = 500000®加加。与输出轴 联接的半联轴器孔径心=42mm ,因此取轴段的直径dx = 42/mn o半联轴器轮 毂总长度l = 0mm （j型轴孔），与轴配合的毂孔长度l - 1 2mrn。轴段

52、为了半联轴器的轴向定位，轴段左端制出定位轴肩h = 3mm , 所以轴段的直径为 2 =48加加。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l2 = 102mm。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dx = 50mm ,选用6310型深沟球轴承，参考文献4表11-1 nj 知，尺寸为6/xdxb = 50x110x27o 取厶=27呦。轴段 该轴段用于轴承的定位，它的轴肩h = 3mm ,所以轴段的直径 为dq = 56mm o所以轴段的长度l4 = 94mm o轴段该轴段为齿轮轴，齿轮宽度l = b = 48/777?,分度圆直径d = 62.5mm。轴段的直径和长度各取= 52mm , l6 = 25mm。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 t/x£）xb = 50xll0x27o 其直径为 d7 = 50mm , l（、= timm o3）确定轴