單曲柄往復式給煤機設計【CAD圖紙】

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中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設計 第 93頁 第一章 概述 往復式給煤機在我國煤礦廣泛應用幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設備對煤的品種、粒度、外在水份等適應性強,與其他給料設備相比,具有運行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護工作量少等優(yōu)點,仍不失推廣使用的價值。隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴大,現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機是完全必要的。 1.1 往復式給煤機的發(fā)展歷史 給煤設備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給煤設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給煤設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國煤礦使用的給煤設備主要是往復式給煤機和電振給煤機。 往復式給煤機最早研制于20世紀60年代初,70年代,在ＮＧＷ基礎上,更換了驅動裝置,改為Ｋ系列,并一直沿用至今。國外給煤機發(fā)展狀況也與國內大相徑庭,并沒有更高的技術含量,但價格卻是國內同類產(chǎn)品的4～5倍。 自20世紀60年代定型后,我國各大煤礦使用的給煤機主要是K系列的往復式給煤機。Ｋ系列給煤機共有五種型號:Ｋ-0、Ｋ-1、Ｋ-2、Ｋ-3、Ｋ-4，其技術參數(shù)（表1-1）及結構尺寸（表1-2）如下所示： 表1-1 技術參數(shù) 型號規(guī)格 K-0 K-1 K-2 K-3 K-4 給料能力（t/h） 底版行程 曲柄位置 無煙煤 煙煤 無煙煤 煙煤 無煙煤 煙煤 無煙煤 煙煤 無煙煤 煙煤 200mm 4 100 90 150 135 225 200 330 300 590 530 150mm 3 75 67 112 100 170 150 247 220 440 395 100mm 2 50 45 75 68 133 100 165 150 295 268 50mm 1 25 22 34 34 55 50 83 75 148 132 曲柄轉速（r/min） 57 57 62 62 62 電動機 型號 YB160M1-8 Y160M1-8 YB160M1-8 Y160M1-8 YB160M1-8 Y160M1-8 YB160M1-6 Y160M1-6 YB160M1-6 Y160M1-6 功率（KW） 4 4 4 7.5 18.5 轉速（r/min） 720 720 720 970 970 減速機 型號 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-400 JZQ-500 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75 允許最大顆粒（mm） 含量10%以下 250 350 400 500 700 含量10%以上 200 300 350 450 550 設備重量（kg） 帶料斗 1127 1251 1481 1927 2737 不帶料斗 1026 1144 1342 1735 2505 圖1-1 K形給煤機外形尺寸 表1-2 結構尺寸 型號 A B C H H1 H2 H3 L 11 12 13 14 15 16 K-0 1360 3100 846 210 210 325 1051 2450 840 1000 800 750 1040 750 K-1 1360 3100 1112 210 210 325 1051 2450 840 1000 800 750 1040 1000 K-2 1360 3540 1112 208 208 325 1297 2850 1150 1250 1050 1000 940 1000 K-3 1352 3950 1360 250 250 345 1340 3270 1400 1500 1300 1250 1157 1250 K-4 1622 4740 1632 330 330 345 1543 3850 1700 1750 1550 1550 1435 1500 型號 17 18 19 110 111 112 n*113 114 n*115 116 N*MD K-0 550 500 500 830 35 191 1*200 131 1*190 190 14*M20 K-1 800 750 750 1080 35 275 1*280 131 1*190 190 16*M20 K-2 800 750 750 1080 35 208 1*208 91 1*225 225 17*M20 K-3 1050 1000 1000 1300 35 273 1*273 91 1*290 290 17*M20 K-4 1300 1250 1580 1580 35 270 1*270 96 1*320 220 20*M20 1.2 往復式給煤機的用途 最通用的往復式給煤機為K型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。往復式給煤機適用于礦井和選煤廠，將煤碳經(jīng)煤倉均勻地裝載到輸送機或其它篩選、貯存裝置上。 1.3 給煤機的組成及工作原理 如圖1-1所示，往復式給煤機結構是由電動機、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動平臺、漏斗閘門、托輥等組成。 傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r,將煤倉和槽形機體內的煤帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內的煤被機體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的煤自行落下。將煤均勻地卸到運輸機械或其它篩選設備上。該機設有帶漏斗、帶調節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調節(jié)閥門兩種形式。 1.4 往復式給煤機的特點 1.4.1 往復式給煤機的特點 (1) 結構簡單,維修量小 在往復式給煤機中,電動機和減速器均采用標準件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在煤礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。 (2) 性能穩(wěn)定 往復式給煤機對煤的牌號,粒度組成,水分、物理性質等要求不嚴,當來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊煤、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。 (3) 噪音低 往復式給煤機是非振動式給料設備,其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器,而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或煤倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達到的。 (4) 安裝方便、高度小 往復式給煤機一般安裝在煤倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調整工作量小,而電動給煤機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,往復式給煤機占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。 1.4.2 往復式給煤機與振動式給煤機的比較 　　往復式與振動式給煤機兩種給料方式不同點是給料頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給料機給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給料，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調整也比較困難；由于是靠振動給料，給料機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的往復式給煤機。 1.5 往復式給煤機的設計目的、基本要求及基本參數(shù) 1.5.1 往復式給煤機的設計目的 　　隨著煤炭工業(yè)的迅猛發(fā)展,煤礦井型也在不斷擴大,現(xiàn)有的往復式給煤機，如Ｋ-4生產(chǎn)能力最大,但也只有，已不能再滿足煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的選型要求。正是基于這個原因,我們在對給煤機使用情況大量調研的基礎上,研制了、、、、的大型往復式給煤機。 1.5.2 對往復式給煤機的基本要求 了解往復式給煤機的用途、工作原理以及工作中存在的問題，設計一臺單曲柄往復式給煤機。 1.5.3 設計參數(shù) 給料量：；往復行程：。 1.6 本文所做的基本工作 1.設計完成總體裝配圖設計； 2.設計完成主減速器裝配圖設計； 3.完成主要傳動組件、零件的工作圖設計； 4.編寫主要零件的加工工藝； 5.編寫完成整體設計計算說明書。 第二章 往復式給煤機的總體設計 在確定往復式給煤機整體結構尺寸之前，首先考慮給煤機的容積利用系數(shù)。容積利用系數(shù)是給煤機槽體內煤的體積與槽體容積的比值。在給煤機槽體容積一定的情況下,容積利用系數(shù)取值的高低,決定設計給料能力的值就越大,則設計生產(chǎn)能力大,反之就小。現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機容積利用系數(shù)取值為0.62。為了提高給煤機的綜合性能,通過對K型往復給煤機的使用情況進行大量調查和性能測試,給煤機實際生產(chǎn)能力比設計生產(chǎn)能力偏大約10～20%。這說明原設計容積利用系數(shù)取值偏低。在該往復給煤機設計中,我們將容積利用系數(shù)提高到0.7-0.8,這就意味著,與原設計比較,在相同設計生產(chǎn)能力條件下,給煤機槽體容積可以縮小13%。給煤機的實際生產(chǎn)能力與煤的粒度、水份有較大關系。同樣一臺給煤機,煤的流動性好,則實際生產(chǎn)能力大;煤的流動性差,則實際生產(chǎn)能力就小?，F(xiàn)有Ｋ型往復給煤機之所以適應范圍廣,除其它性能以外,就在于設計時余量較大,即容積利用系數(shù)取值較低。我認為,容積利用系數(shù)不宜取值過大,以保證往復給煤機對各種煤的適應性。 2.1 給煤機箱體尺寸的確定 根據(jù)已知參數(shù)（給料量：；往復行程：），初步設定曲柄的轉數(shù)為，箱體的有效高度和寬度，高度為，寬度為。給料量可表示為　　　　　　　　　　　　 式中　　——給煤機給料量，； ——給料機箱體高度，； ——給料機箱體寬度，； ——給料機行程，； ——煤的密度，； ——給料機箱體高度，； ——工況系數(shù)，。 因此，由式可求出給料量 　　　　　 　　　　　　 由上式結果可得出，箱體尺寸滿足給料要求。 2.2 給煤機整體結構布局 如圖2-1所示 圖2-1　給煤機整體結構布局圖 2.3 給煤機的受力分析 2.3.1 往復式給煤機的運行阻力 往復式給煤機運行時，電動機功率主要消耗在克服下列阻力上。 正行時：底板在托滾上的運動阻力和煤與固定側板的摩擦阻力。 逆行時：底板在托滾上的運動阻力和煤與底板的摩擦阻力。 此外，還有一些能量消耗在克服底板加速運動時的運行阻力上。 往復式給煤機正行時的功耗是有效功耗，逆行時的功耗是無效功耗。 2.3.2 產(chǎn)生運行阻力的因素 現(xiàn)有往復式給煤機的運行阻力有以下公式計算： 　　 　 式中 ——給煤機槽體內煤的質量，； ——給煤機運動部件的質量，； ——重力加速度，； ——煤倉出口處壓力，； ——給煤機底板水平投影長度，； ——煤倉出口對底板有效壓力區(qū)長度，； ——給煤機槽體凈寬度，； ——底板在托滾輪上的運動阻力系數(shù)，； ——煤對側板的側壓系數(shù)； ——煤的松散容重， ； ——底板上煤的厚度， ，； 往復式給煤機計算簡圖見圖2-2。 圖2-2 給料機的計算簡圖 正行阻力： 正行阻力： 運行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值計算，即 式中、、括號內的第一項表示給煤機槽體內煤的重量和活動件的重量；表示給煤機槽體內煤的重量； 表示煤的重量對給煤機固定側板產(chǎn)生的側壓力。號內的第二項表示煤倉出口處壓力； 表示煤倉出口處壓力對給煤機固定側板產(chǎn)生的側壓力。由于底板在托滾輪上的運動阻力較小(運動阻力系數(shù)ω值較小),給煤機運行阻力主要是煤與固定側板的摩擦阻力和煤與底板的摩擦阻力。因此可知,產(chǎn)生運行阻力的主要因素是給煤機槽體內的煤的重量和煤倉出口處的壓力以及煤與側板或底板的摩擦系數(shù)。 從以上分析可知,我們只能從減少煤倉出口處壓力對底板的作用,以及減小煤與固定側板和底板的摩擦力來往復式給煤機的節(jié)能措施。 采用傾斜式倉口漏斗由于煤倉出口處壓力的作用,使底板產(chǎn)生了運行阻力,如果采用斜倉口漏斗,使煤倉出口壓力對底板作用減小或不作用在底板上,底板的運行阻力就可以減小。 往復式給煤機的運行阻力由以下簡化公式計算： 給煤機槽體內煤的質量： 底托板選用的材料為，其密度，底托板厚度為 底托板質量： 則 　　　 正行阻力： 正行阻力： 運行阻力：＝ 減少煤與底板的磨擦系數(shù)是有限的。這是因為正行時，給煤機槽體內的煤是在其與底板之間的磨擦力的作用下，移到給煤機前端。煤與底板的磨擦力要大于煤在加速時的動阻力和煤與固定側板的磨擦力，才能保證在正行時，煤與底板間不產(chǎn)生相對滑動。 2.3.3 曲柄連桿機構的運動分析 圖2-2　曲柄連桿運動簡圖 已知：由滑塊行程得出曲柄，連桿長，曲柄轉速。參考文獻[1]表41.1-24，計算底托板的運動速度為： 第三章　往復式給煤機減速器的設計 3.1 電動機的選擇 3.1.1 選擇電動機類型 本設計中的往復式給煤機工作于井下煤倉。井下煤塵多、瓦斯?jié)舛容^大、易發(fā)生爆炸。根據(jù)工作環(huán)境要求，參考文獻[2]表23-1-101,選擇YB系列隔爆型三相異步電動機。 3.1.2 選擇電動機容量 電動機所需工作功率為 即 　　　 傳動裝置的總效率為 　　　　　　　　　　　 參考文獻[3]，查表2-3確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式齒輪傳動效率，曲柄連桿的傳動效率，槽摩擦傳動效率代入式得 。 有式3-1求出，所需電動機功率為 因載荷有輕微沖擊，故電動機額定功率要大于即可。參考文獻[2],YB系列電動機技術數(shù)據(jù)，選用電動機的功率為。 3.1.3 確定電動機轉速 連桿所需的轉速 二級圓柱齒輪減速器的傳動比常用的范圍為，故電動機轉速的可選范圍為 　　　　　　　 符合這一范圍的同步轉速有很多，參考文獻[2]的表23-1-101，經(jīng)過比較決定選取： 參考文獻[2]，選用YB160L1-6型電動機。 3.1.4 傳動裝置的總傳動比及其分配 （1）總傳動比 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 （2）分配傳動裝置各級傳動比 參考文獻[3]表2-1，取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 對于展開式二級圓柱齒輪減速器，在兩極齒輪配對材料、性能及齒寬系數(shù)大致相同的情況下，即齒面接觸強度大致相等時，兩極齒輪的傳動比可按下式分配： 即 代入式得　　 3.1.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸的轉速根據(jù)電動機的滿載轉速及傳動比進行計算;傳動裝置各部分的功率和轉矩。 計算各軸時將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號，定0軸（電動機軸），1軸，2軸，3軸，4軸；相鄰兩軸間的傳動比表示為，；各軸的輸出功率為，，，；各軸的輸出轉矩為，，，。 各軸的輸出功率 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉速 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉矩 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　 3.2 齒輪的設計及校核計算 3.2.1 第一對齒輪的設計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻[4]查表8-17 小齒輪選用調質并表面淬火 大齒輪選用調質并表面淬火 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考文獻[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級 小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式（8-64）求得 　　　　　　　　　　 齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 小齒輪齒數(shù),　在推薦值20-40中選 大齒輪齒數(shù) ，圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差　 誤差在范圍內。合適 小齒輪轉矩　參考文獻[4]，由式（8-53）求得　 　　　　　　　　　　　　 　 載荷系數(shù)K　參考文獻[4]，由式（8-54）得　 　　　　　　　　　　　　 使用系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-20 動載荷系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-57得初值 齒向載荷分布系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-55）及得 參考文獻[4]，查表并插值　 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-22得 　 節(jié)點影響系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-64得 重合度系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8－65得 許用接觸應力　參考文獻[4]，由式（8－69）得 接觸疲勞極限應力、　參考文獻[4]，查圖8－69 　 參考文獻[4]，應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預設給煤機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為10年 　　　　　　　　 　　　　　 則參考文獻[4]，查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕） 硬化系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-71及說明 接觸強度安全系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-27，按一般可靠度查 取 　　　　　 　　　　　 　　　　　 故的設計初值為 齒輪模數(shù) 參考文獻[4]，查表8－3取 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正 參考文獻[4]，查圖8-57 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 ， 取大輪齒寬　 小輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　齒形系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-67 小輪 　　　　大輪 應力修正系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-68 小輪 　　　　　　大輪 重合度系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-67） 許用彎曲應力　參考文獻[4]，由式（8-71） 彎曲疲勞極限　參考文獻[4]，查圖8-72 彎曲壽命系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-73 尺寸系數(shù) 　參考文獻[4]，查圖8-74 安全系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-27 則 故 齒根彎曲強度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計(參考文獻[4]表8-4) 1) 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 中心距 傳動比 2) 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 中心距 傳動比 參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結構 取 應大于，為齒全高 3.2.2 第二對齒輪的設計 參考文獻[4] (1) 選擇齒輪材料 查表8-1 小齒輪選用調質表面淬火 大齒輪選用調質表面淬火 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級 小輪分度圓直徑d，由式（8-64）得 齒寬系數(shù)查表8～23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 小齒輪齒數(shù), 在推薦值20-40中選 大齒輪齒數(shù) ，圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差 誤差在范圍內。合適 小齒輪轉矩 由式（8-53）得　 載荷系數(shù)K　由式8-54得　 使用系數(shù)　查表8-20 動載荷系數(shù)　查圖8-57得　初值 齒向載荷分布系數(shù)　查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)由式（8-55）及得 　　　　 　　　 查表并插值　 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù) 查表8-22得 　 節(jié)點影響系數(shù)　查圖8-64得 重合度系數(shù)　查圖8－65得 許用接觸應力　由式（8－69）得 接觸疲勞極限應力、查圖8－69 　 應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預設給煤機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為10年 　　　　　　　　　　　 則 查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕） 硬化系數(shù)　查圖8-71及說明 接觸強度安全系數(shù)　查圖8-27，按一般可靠度查 取 　 故的設計初值為 齒輪模數(shù) 查表8－3取　 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距，對取值影響不大，不需修正 查圖8-57 小輪分度圓直徑　 大輪分度圓直徑　 中心距 齒寬　， 取大輪齒寬　 小輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式（8～66） 齒形系數(shù)　查圖8-6　小輪 大輪 應力修正系數(shù) 查圖8-68 小輪 大輪 重合度系數(shù) 由式（8-67） 許用彎曲應力 由式（8-71） 彎曲疲勞極限 查圖8-72 彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73 尺寸系數(shù) 查圖8-74 安全系數(shù) 查表8-27 則 故 　　 齒根彎曲強度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結構設計 1) 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 中心距 傳動比 2) 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 中心距 傳動比 根據(jù)表8-31得知，當 ，選用腹板式的結構 應大于，為齒全高 3.3 軸的設計及校核計算 3.3.1 2軸的設計及校核 (1) 求輸出軸上的轉矩 　　　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上大齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-2所示。 輸出軸上小齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-2所示。 (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為，調質處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻[4]表4-2，取，可得 (4) 軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3-1所示 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑。參考文獻[4] 表11-1，選用6310型深溝球軸承，尺寸為。取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承在距箱體內壁有一段距離，現(xiàn)取，則 圖3-1 2軸的結構簡圖 軸段② 該段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸環(huán)定位，軸段直徑。已知齒輪輪轂的寬度為60mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊　　齒輪，軸段長度應略短于輪轂孔寬度，取?！　? 軸段③ 取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。 軸段④ 該軸段安裝齒輪，用套筒定位，取直徑，。 軸段⑤ 該軸段安裝軸承，取直徑 。 3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，按，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4）確定軸端倒角取。 5）軸的強度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的結構簡圖（見圖3-2），在確定軸承的支點位置時，參考文獻[6]表24.2-15可得知a值，對于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面， 彎矩和 水平面 垂直面， 合成彎矩 　 　　　 扭矩 當量彎矩 如圖3-2 2軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強度 軸的材料為，調質處理，由參考文獻[4]表4-1查得，則，即，取，軸的計算應力為 滿足強度要求。 3.3.2 1軸的設計及校核 (1) 求輸出軸上的轉矩 　　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-4所示。 (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為，調質處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻[4]查表4-2，取，可得 　　　 軸段① 該段用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩，根據(jù)工作情況選取，則。參考文獻[4] 表13-5，根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為，許用轉矩。與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此取軸段①的直徑。半聯(lián)軸器輪轂總寬度（J型軸孔），與軸配合的轂孔長度。 (4)軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 　裝配方案如圖3-3所示 圖3-3 1軸的結構圖 2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 半聯(lián)軸器左端用軸端擋圈定位，按軸段①的直徑，取擋圈直徑。為保證軸端擋圈壓緊半聯(lián)軸器，軸段①的長度應比半聯(lián)軸器配合段轂孔長度略短于2~3mm，取。 軸段② 為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①左端制出定位軸肩，所以軸段②的直徑為。 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結構和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為20mm，因此取。 軸段③ 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑，選用6310型深溝球軸承，參考文獻[4] 表11-1可知，尺寸為。取。 軸段④　該軸段用于軸承的定位，它的軸肩，所以軸段④的直徑為。取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承在距箱體內壁有一段距離，現(xiàn)取，所以軸段④的長度。 軸段⑤ 該軸段為齒輪軸，齒輪寬度，分度圓直徑。因為2軸的支撐跨距為，軸段⑦用于安裝軸承，選用6310型深溝球軸承，參考文獻[4] 表11-1知，尺寸為。其直徑為，，所以，軸段⑥的直徑和長度各取，。 3) 確定軸端倒角取。 4) 軸的強度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖（見圖3-4），在確定軸承的支點位置時，參考文獻[6]表24.2-15可得知，對于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面， 彎矩和 水平面， 垂直面 合成彎矩 扭矩 當量彎矩 圖3-4 2軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強度 　軸的材料為，調質處理，參考文獻[4]表4-1,查得，則，即，取，軸的計算應力為 滿足強度要求。 3.3.3 3軸的設計及校核 (1) 求輸出軸上的轉矩 　　 (2) 求作用在齒輪上的力 輸出軸上齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-6所示。 (3) 確定軸的最小直徑 　選取軸的材料為，調質處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻[4]查表4-2，取，可得 　　　 (4) 軸的結構設計 　1) 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3-5所示 2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段①　該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑。選用6313型深溝球軸承，參考文獻[4] 表11-1可知，尺寸為。取該軸段的直徑為，。 軸段②　該段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸環(huán)定位，軸段直徑。已知齒輪輪轂的寬度為52mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，軸段長度應略短于輪轂孔寬度，取。 圖3-5 3軸的結構簡圖 軸段③　取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。 軸段④ 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑，選用6313型深溝球軸承，參考文獻[4] 表11-1可查知，尺寸為。取。 軸段⑤　根據(jù)減速器與軸承端蓋的結構和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與曲柄右端面之間的距離為20mm，因此取。 軸段⑥ 該軸段安裝曲柄，其直徑和長度各取，。 3) 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻[4] 表10-26，查得，平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長。為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4) 確定軸端倒角取。 5) 軸的強度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖（見圖3-6），在確定軸承的支點位置時，參考文獻[6]表24.2-15可得知a值。對于6313型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 水平面， 垂直面 ， 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當量彎矩 圖3-6 3軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強度 　軸的材料為，調質處理，參考文獻[4]表4-1，查得，則，即，取，軸的計算應力為 滿足使用要求。 3.4 軸承的選擇與校核計算 3.4.1 1軸上的軸承選擇與校核 根據(jù)1軸的結構尺寸，參考文獻[4] 表11-1,選用6310型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平支反力 ， 垂直支反力 ， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因，，，由表3-1、表3-2查得， 表3-1 溫度系數(shù) 軸承工作溫度/ 125 150 175 200 225 250 300 350 溫度系數(shù) 1.00 0.95 090 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60 0.50 表3-2 載荷系數(shù) 載荷性質 無沖擊或輕微沖擊 中等沖擊 強烈沖擊 載荷系數(shù) 1.0~1.2 1.2~1.28 1.8~3.0 滿足使用要求。 3.4.2 2軸的軸承選擇與校核 根據(jù)1軸的結構尺寸，參考文獻[4] 表11-1,選用6310型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平支反力 ， 垂直支反力 ， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因，，，由表3-1、表3-2查得， 滿足使用要求。 3.4.3 3軸的軸承選擇與校核 根據(jù)1軸的結構尺寸，參考文獻[4] 表11-1,選用6313型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動載荷；基本額定靜載荷。 根據(jù)以上軸的載荷計算，得知： (1) 軸承的支反力： 水平支反力 ， 垂直支反力 ， 合成支反力 (2) 軸承的壽命 因，，，由表3-1、表3-2查得， 滿足使用要求。 3.5 鍵的選擇與校核計算 3.5.1 2軸上鍵的選擇與校核 齒輪3與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長；齒輪2與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 其擠壓強度計算公式為： 　　　　 式中：——鍵與轂槽（或軸槽）的接觸強度，，，為鍵高（尺寸查有關設計手冊）； 　　　——鍵的工作長度，，型：，型：（尺寸查有關設計手冊）； 　　　——許用擠壓應力，，查表3--3 鍵的材料一般采用抗拉強度極限的精拔鋼制造，常用材料為號鋼，軸的材料一般為鋼；而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵。 表3-3 軸聯(lián)接的許用擠壓應力 輪轂材料 載荷性質 靜載荷 輕微沖擊 沖擊載荷 鋼 120~150 100~120 60~90 鑄鐵 70~80 50~60 30~45 該鍵滿足強度要求。 該鍵滿足強度要求。 3.5.2 3軸上鍵的選擇與校核 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻[4] 表10-26，得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長。為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 該鍵滿足強度要求。 3.6 軸系部件的結構設計 3.6.1 軸承蓋的結構設計 軸承蓋用以固定軸承、調整軸承間隙及承受軸向載荷，軸承蓋有嵌入式和凸緣式兩種。 嵌入式軸承蓋結構簡單，為增強其密封性能，常與O形密封圈配合使用。由于調整軸承間隙時，需打開箱蓋，放置調整墊片，比較麻煩，故多用于不調整間隙的軸承處。 凸緣式軸承蓋，調整軸承間隙比較方便，密封性能好，應用較多。 凸緣式軸承蓋多用鑄鐵鑄造，應使其具有良好的鑄造工藝性。對穿通式軸承蓋，由于安裝密封件要求軸承蓋與軸配合處有較大厚度，設計時應使其厚度均勻。 當軸承采用箱體內的潤滑油潤滑時，為了將傳動件飛濺的油經(jīng)箱體剖分面上的油溝引入軸承，應在軸承蓋上開槽，并將軸承蓋的端部直徑做小些，以保證油路暢通，見圖3-7 圖 3-7 軸承端蓋的結構尺寸 軸承外徑 螺釘直徑 螺釘數(shù) 45~65 6 4 70~100 8 4 110~140 10 6 150~230 12~16 8 (1)　1、2軸上的軸承端蓋的結構及尺寸 由結構確定 ，有密封件尺寸確定 (2)　3軸上的軸承端蓋的結構及尺寸 由結構確定 ，有密封件尺寸確定 3.6.2 軸外伸處的密封設計 在輸入軸或輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其它雜質浸入，造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。 旋轉軸唇形密封圈適用于轉速不高的稀油潤滑，其結構形式見圖3-8。 圖3-8 唇形密封圈密封 3.6.3 套筒的設計 套筒選用材料為：；套筒所在的位置如圖3-9所示。其結構（如圖3-10）及尺寸（見表3-4） 圖3-9 套筒的位置簡圖 圖3-10 套筒的結構尺寸 表3-4 套筒的尺寸 名稱 1 50 70 19 2 50 70 23 3 65 85 23 3.7 減速器箱體的設計 鑄鐵減速器箱體結構尺寸（參考文獻[3]表4-1） 名稱 符號 二級減速器尺寸關系 箱體壁厚 δ ，取 箱蓋壁厚 ，取 箱座凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺釘直徑 ，取 地腳螺釘?shù)臄?shù)目 時， 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 ，取 聯(lián)接螺栓直徑的間距 之間 軸承端蓋螺釘直徑 ，取 窺視孔蓋螺釘直徑 ，取 定位銷直徑 ，取 、、至外箱壁的距離 見表3-5，取 、至凸緣邊緣距離 見表3-5，取 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 大齒輪頂圓與內箱壁距離 ，取 齒輪端面與內箱壁距離 箱蓋、箱座筋板 ，取 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近，以互不干涉為準，一般取 注：多級傳動時，取低速級中心距。 表3-5 C1、C2值 螺栓直徑 14 16 18 22 26 34 40 12 14 16 20 24 28 35 沉頭座直徑 18 22 26 33 40 48 61 3.7.1 油面位置及箱座高度的確定 當傳動零件采用浸油潤滑時，浸油深度應根據(jù)傳動零件的類型而定。對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高。 為避免傳動零件轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂距油池底面的距離不小于。所以取大齒輪齒頂距油池底面的距離為。 3.7.2 油溝的結構形式及尺寸 (1)輸油溝 當軸承利用傳動零件飛濺起來的潤滑油潤滑時，應在箱座的剖分面上開設輸油溝，使濺起的油沿箱蓋內壁經(jīng)斜面流入輸油溝內，在經(jīng)軸承蓋上的導油槽流入軸承，其結構尺寸見圖3-11。 圖3-11 油溝的結構 (2)回油溝 為提高減速器箱體的密封性，可在箱座的剖分面上制出與箱內溝通的回油溝，使?jié)B入箱體剖分面的油沿回油溝流回箱內。回油溝的尺寸與輸油溝的尺寸相同。 3.8 減速器的附件 為了保證減速器正常工作，除了對箱體、軸系部件的結構設計應給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、指示油面，裝拆時箱座與箱蓋的精確定位、啟蓋及吊運等減速器附件的合理選擇和設計。 3.8.1 檢查孔與檢查孔蓋的設計 為了檢查傳動零件的嚙合和潤滑情況，并為了向箱體內注入潤滑油，應在傳動件嚙合區(qū)的上方設置窺視孔。窺視孔要足夠大，以便于檢查操作。 窺視孔上設有視孔蓋，用螺釘緊固，視孔蓋可用鋼板、鑄鐵或有機玻璃等材料制造，其結構形式及尺寸確定如圖3-12 圖3-12 視孔蓋的結構 ?。宦葆敒镸8，直徑，個數(shù)為6個 3.8.2 通氣器的結構及尺寸 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，箱內會發(fā)生溫度升高、氣體膨脹的空氣和油蒸汽能自由地排出，以保持箱體內外氣壓相等，不致使?jié)櫥脱叵潴w接合面、軸伸處及其它縫隙滲漏出來，通常在箱蓋頂部或視孔蓋上設置通氣器。通氣器的結構形式很多，因為該設備用于灰塵比較大的場合，所以選擇如下結構見圖3-13、尺寸見表3-6，其內部做成曲路，并設有金屬濾網(wǎng)，可減少灰塵隨空氣進入箱內。 表3-6 通氣器的尺寸 8 3 16 40 40 12 7 18 25.4 22 2 2 見圖3-13 通氣孔的結構 3.8.3 放油孔、螺塞和封油圈 為了將污油排放干凈，應在油池的最底位置處設置放油孔。放油孔的位置如圖3-14。 放油孔用螺塞及油封墊圈密封。螺塞用細牙螺紋圓柱，墊圈的材料為耐油橡膠、石棉及皮革等。螺塞直徑約 為箱體壁厚的2~3倍。螺塞及密封墊圈的尺寸見表3-7 見圖3-14 放油孔的位置及結構尺寸 表3-7 21 34 31.2 27 32 16 4 4 1 1.5 35 2 3.8.4 油標指示器 為了指示減速器內油面的高度，以保持箱體內正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。 油面指示器上有兩條刻線，分別表示最高油面和最低油面的位置。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，其高度根據(jù)傳動零件的浸油潤滑要求確定；最高油面為油面靜止時的高度。兩油面高度差值與傳動零件的結構、速度等有關。對中、小型減速器通常取5~10mm。 油面指示器的結構形式見圖3-15、尺寸見表3-8。 圖3-15 桿式油標的結構和安裝 表3-8 h a b c D 4 16 6 35 12 8 5 26 22 3.8.5 起吊裝置 為了便于搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。選用以下兩種： (1) 吊耳 吊耳是直接在箱體上鑄出，其結構形式和尺寸如圖3-16 圖3-16 吊耳的結構和尺寸 (2) 吊鉤 吊鉤鑄在箱座的凸緣下面，用于吊運整臺減速器，其結構及尺寸如圖3-17。 圖3-17 吊鉤的結構及尺寸 3.8.6 定位銷 為精確地加工軸承座孔，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，應在箱蓋和箱座的剖分面加工完成并用螺栓聯(lián)接后，鏜孔之前，在箱蓋和箱座的聯(lián)接凸緣上配裝兩個定位圓錐銷。定位銷的位置應便于鉆、鉸加工，且不防礙附近聯(lián)接螺栓的裝拆。兩圓錐銷應相距較遠，且不宜對稱布置，以提高定位精度。 圓錐銷的公稱直徑（小端直徑）可取，其長度應稍大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以便于裝拆。見圖3-18 定位銷直徑去標準值 圖3-18 定位銷結構 3.8.7 啟蓋螺釘 為了加強密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在箱蓋和箱座剖分面上以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開。為此常在箱蓋凸緣的適當位置上設置1~2個啟蓋螺釘。啟蓋螺釘?shù)闹睆脚c箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓直徑相同，其長度應大于箱蓋凸緣的厚度。其端部應為圓柱形或半圓形，以免在擰動時將其端部螺紋破壞，見圖3-19 圖3-19啟蓋螺釘結構 3.9減速器主要零件的加工工藝 3.9.1 零件圖樣分析 (1) 兩個的圓柱度為。 (2) 兩個相對與基準A、B圓跳動公差為。 (3) 和的外圓相對與基準A、B圓跳動公差為。 (3) 和的相對與基準A、B端面跳動公差為。 3.9.2 中間軸的機械加工工藝過程卡 見附錄一 第四章　往復式給煤機其它部件的設計 給煤機的箱體、機架是由鋼板(材料：Q235)和角鋼用螺栓或焊接的方式聯(lián)接在一起，具體尺寸查參考文獻[6]。根據(jù)已知參數(shù)（給料量：；往復行程：），初步確定箱體、機架的基本形狀和尺寸。設定箱體的有效高度和寬度，高度為，寬度為。其結構簡圖如圖4-1所示： 圖4-1給料機的結構簡圖 參考文獻[6]，初定側板的厚度為10mm,底版的厚度為16mm。本設計主要對底托板、托輥進行詳細的說明外，其余的角鋼、槽鋼、螺栓等，則參考文獻[6]上的標準型號和尺寸，故不再贅述。 4.1 底托板的設計及校核 如圖4-2所示 1——角鋼1　　2——角鋼2　　3——底托板　　4——鋼板 圖4-2　　底托板示意圖 底托板是給料機的承壓部件，它長期處于高壓受力狀態(tài)，所以，應具有足夠的強度和剛度。由(2-4)可知,為給煤機槽體內煤的質量，則。根據(jù)計算簡圖作出剪力圖、彎矩圖，B截面的彎矩最大，是底托板的危險截面。 圖4-3 底托板的結構受力分析圖 1) 慣性矩： 2) 支反力 垂直力 ， 水平力 3) 彎矩： 4) 彎曲應力： 選取底托板的材料為，參考文獻[4]表4-1，查得， 所以底托板的彎曲強度校核滿足設計要求。 4.2 托輥的設計及校核 4.2.1 托輥軸的設計及校核 (1) 求輸出軸上的轉矩 　　　 (2) 求作用在托輥上的力 由以上計算可知，給煤機槽體內