割煤機截割機構(gòu)設(shè)計說明書

1、 攀枝花學院 Panzhihua University 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計（論文）薄煤層割煤機截割機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計及典型零件的加工工藝編制及工裝設(shè)計學生姓名： 楊茂梅 學 號： 2 院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 2004級機械設(shè)計制造及其自動化4班 指導(dǎo)教師： 陳 永 強 職 稱： 副教授 二八年六月文檔可自由編輯打印摘 要我國是煤炭資源大國,薄煤層儲量十分豐富，但是其開采的效率低，所以對于薄煤層的割煤機的開發(fā)有著重要的研究意義。本文提供的是薄煤層割煤機的截割機構(gòu)結(jié)構(gòu)的設(shè)計，包括了截割部的動力部分、傳動部分以及截割部分的設(shè)計，從防暴電動機輸入，經(jīng)兩級的

2、斜齒輪和一級錐齒輪傳動，帶動鏈輪轉(zhuǎn)動，刀具采用焊接到鏈子上，從而實現(xiàn)一起運動。然后是對割煤機機構(gòu)進行工藝分析，并編制箱體的加工工藝以及箱體加工的一套工裝設(shè)計，最后再用三維軟件來表達典型零件。此薄煤層割煤機結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、操作使用和維護管理都極其方便，特別適于中小型煤礦用于對薄煤層進行機械化掏槽切割采煤作業(yè)的機械，可減輕工人勞動強度，提高生產(chǎn)效率和煤品的塊個率，產(chǎn)量增加，經(jīng)濟效益十分顯著。關(guān)鍵詞：割煤機 截割部 箱體 工藝ABSTRACTIn our country the coal resource is very rich.The thin coal bed reserves is ve

3、ry rich, but its mining efficiency is low.Therefore the important thing is researching significance regarding the thin coal bed's coalcutter's development. This paper offers the design of the cutting frame structure of the thin seam coal cutter, including the design of the driving part of th

4、e cutting part, transmitting part and cutting part; imputed in the anti-violent motor and transmitted by the two stage helical gear and one stage bevel gear, and then the chain wheels will be driven to roll, with the cutting tools welded on the chains to move together. Workmanship analysis of the st

5、ructure of the coal-cutter should be made afterwards, and the process workmanship of the box body and one set of uniform design of its processing should be established, the representative parts shall be indicated by the triaxiality programs at last. This thin coal bed coalcutter structure is simple.

6、 The manufacture is easy, the operation uses and maintains the management extremely to be convenient, so it is suitable for the middle and small scale coal mine to use in specially to the thin coal bed carries on the mechanized cutting and cutting mining coal work. It may reduce the worker labor int

7、ensity , raises the production efficiency and coal block rate. The output increases and the economic efficiency is very remarkable.Key Words: Coal-cutter, Cutting part, Box body, Workmanship目 錄摘 要IABSTRACT1 緒論11薄煤層割煤機的研究意義12薄煤層割煤機主要要求12 傳動系統(tǒng)方案擬定22.1方案一22.2方案二22.3方案三32.4 方案比較43 計算功率53.1類比法求一個刀具的切削力53

8、.2功率的計算54 各軸運動與動力參數(shù)74.1傳動比分配74.2 各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）計算74.3各軸輸入功率（kW）計算74.4各軸輸入扭矩（N·m）計算75 傳動零件設(shè)計計算95.1 高速齒輪設(shè)計95.1.1齒輪設(shè)計計算95.1.2齒輪幾何尺寸計算125.2低速齒輪機構(gòu)設(shè)計125.2.1齒輪設(shè)計計算125.2.2齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)155.3錐齒輪傳動的設(shè)計185.3.1選擇材料185.3.2接觸強度設(shè)計計算185.3.3主要尺寸計算185.3.4齒根按彎曲強度設(shè)計195.3.5齒面接觸強度驗算195.4 鍵輪結(jié)構(gòu)設(shè)計206 軸系零件的初步選擇216.1 第三軸的設(shè)計216.1.1

9、擬定軸上零件的裝配方案216.1.2 求作用在齒輪上的力216.1.3 初步設(shè)計軸的最小直徑：226.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計236.1.3 求軸上的載荷246.1.4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度266.1.5 精確校核軸的疲勞強度276.2 高速軸的設(shè)計286.2.1 求作用在齒輪上的力286.2.2 初步設(shè)計軸的最小直徑：296.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計296.2.4 求軸上的載荷306.2.5 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度326.3第二軸的設(shè)計326.3.1 求作用在齒輪上的力326.3.2 初步估計軸的最小直徑：336.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計346.3.4 求軸上的載荷356.3.5 按彎扭合成應(yīng)

10、力校核軸的強度376.4 低速軸的設(shè)計376.4.1 求作用在齒輪上的力376.4.2 初步設(shè)計軸的最小直徑：376.4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計386.4.4 求軸上的載荷396.4.5 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度417 軸承的校核427.1 高速軸上的軸承的校核427.2 第二軸上的軸承的校核437.3第三軸上的軸承的校核447.4 低速軸上的軸承的校核448 鍵的校核468.1 高速軸上鍵的校核468.2 第二軸上鍵的校核468.3 第三軸上鍵的校核478.4 垂直軸上鍵的校核479 箱體加工工藝的編制499.1 分析箱體零件圖499.2 薄煤層割煤機箱體加工定位基準的選擇509.3 箱體的加工

11、工序安排5110 銑平面工裝設(shè)計5410.1 定位方案及定位元件設(shè)計5410.2 夾具體的設(shè)計5410.3 對刀裝置的選擇5411 典型零件造型55結(jié) 論56參考文獻56致 謝561 緒論1薄煤層割煤機的研究意義我國是煤炭資源大國,薄煤層儲量十分豐富,占全部可采儲量的20%以上。薄可采儲量約為60多億t,而產(chǎn)量只占總產(chǎn)量的14%,遠遠低于儲量所占的比例,并且產(chǎn)量的比重還有進一步下降的趨勢。薄煤層的開采問題越來越突出,已是無法回避的現(xiàn)實問題。并且隨著一些煤礦中厚煤層已近枯竭，薄煤層的開采更加得到充分重視。薄煤層割煤機可對薄型煤層進行切割掏槽機械化采煤作業(yè)，它結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、操作使用和維護管理

12、都極其方便，可減輕工人勞動強度，提高生產(chǎn)效率和煤品的塊個率，產(chǎn)量增加，經(jīng)濟效益十分顯著。2薄煤層割煤機主要要求為了更好的進行薄煤層開采，對薄煤層割煤機的一些要求主要有以下幾點需要注意：（1）機身矮，但要有足夠的電動機功率，以保證高效采煤；（2）有可靠的支承導(dǎo)向裝置，以保證采煤機穩(wěn)定運行；（3）力求避免工作面兩端人工開缺口；（4）結(jié)構(gòu)簡單、可靠，以便安裝維修。3薄煤層割煤機的主要設(shè)計內(nèi)容首先收集薄煤層的一些相關(guān)資料，對薄煤層割煤機的綜合分析。然后根據(jù)我的設(shè)計題目，對割煤機的截割機構(gòu)進行設(shè)計，包括動力部分、傳動部分、截割部分的設(shè)計，并編制典型零件的加工工藝和一套工裝設(shè)計，最后用三維軟件表達典型零件

13、。2 傳動系統(tǒng)方案擬定2.1方案一 截割機構(gòu)采用液壓截割機構(gòu)，液壓傳動具有效率高，啟動力矩大，噪聲低，抗油液污染強，可傳遞介質(zhì)真空運轉(zhuǎn)，可靠性好，壽命長，轉(zhuǎn)速范圍廣，耐高壓，傳遞功率大等一系列優(yōu)點。液壓截割一般采用定量泵-定量馬達的容積調(diào)速系統(tǒng)，通過溢流閥改變液壓泵的輸入壓力和流量來實現(xiàn)無級調(diào)速，通過改變液壓泵的供油方向來實現(xiàn)截割頭的工作與否。這樣實現(xiàn)了牽引機構(gòu)的快速運動時，電動機的雙輸出軸在轉(zhuǎn)動，而液壓馬達不轉(zhuǎn)動。這樣來實現(xiàn)截割機構(gòu)的空載與負載的兩個狀態(tài)，讓整個機構(gòu)的運動滿足了設(shè)計要求。設(shè)計液壓系統(tǒng)圖如下：1液壓馬達 2三位兩通換向閥 3溢流閥 4液壓泵 5過濾器 6油箱圖2.1 液壓傳動系

14、統(tǒng)2.2方案二由于薄煤層割煤機的所需的傳動比不是很大，采用三級齒輪來減速就可以。由于割煤機的輸入軸與輸出軸必須是垂直的，所以在這里選用二個斜齒輪傳動和一個錐齒輪傳動來實現(xiàn)。其中有個齒輪是惰輪，它在刀頭不工作的時候，但電動機不是單獨的只帶動截割部工作，它還要繼續(xù)帶動牽引部空載運動，這時只要用拔叉的形式來拔動卡盤，使惰輪和另外一個齒輪脫離，這樣只有惰輪在進行空轉(zhuǎn)。運動不會傳遞到錐齒輪，從而也就傳遞到割頭，實現(xiàn)了割煤機的截割部的傳動設(shè)計要求。由于割煤機的工作環(huán)境，大多是在礦井下作業(yè)，考慮到安全性，電機要選擇防暴電動機。在圖1.2中我們可以看到利用錐齒輪的傳動實現(xiàn)了輸入軸與輸出軸的直角傳動。其具體的傳

15、動系統(tǒng)如圖1.2所示。圖2.2 錐齒傳動系統(tǒng)2.3方案三通過二級斜齒輪傳動，和一個蝸輪傳動來實現(xiàn)。其中有個齒輪是惰輪，它在刀頭不工作的時候，但電動機不是單獨的只帶動截割部工作，它還要繼續(xù)帶動牽引部空載運動，這時只要用拔叉的形式來拔動卡盤，使惰輪和另外一個齒輪脫離，這樣只有惰輪在進行空轉(zhuǎn)。運動不會傳遞到錐齒輪，從而也就傳遞到割頭，實現(xiàn)了割煤機的截割部的傳動設(shè)計要求。利用蝸輪的傳動實現(xiàn)了輸入軸與輸出軸的直角傳動，如圖1.3所示。使用蝸輪蝸桿來傳遞運動和動力，并實現(xiàn)直角傳動。蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構(gòu)，兩軸線交錯的夾角可為任意值，我們要用的是它的90度。蝸桿傳動能實現(xiàn)大

16、的傳動比。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結(jié)構(gòu)很緊湊。在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒的對數(shù)又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動便具有自鎖性。蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產(chǎn)生較嚴重的磨擦與磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此摩擦損失較大，效率低；當傳動具有自鎖性時，效率僅為0.4左右。同時由于磨擦與磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪（或輪圈），以便與鋼制蝸桿配對組成減摩性良好的滑動摩擦副。圖2.3 蝸桿傳動系

17、統(tǒng)2.4 方案比較綜合上面的三種方案來進行方案的比較。方案一是要使用液壓傳動需要另外配一個電機，用于給液壓泵的驅(qū)動。而且還要給整個液壓系統(tǒng)配一個液壓工作站，這樣就還需要一個電機或一個柴油機。我們都知道煤礦中含有大量的易燃的氣體，這樣就要求所以的電機都是防爆電機，還有就是要用液壓馬達時還要另外有一個空壓設(shè)備。這樣制造的成本就比方案二和方案三高了。所以方案一不適合在煤礦這種環(huán)境中使用。所以方案一被排除。方案二采用斜齒輪傳動和蝸輪傳動相集合，這樣不僅滿足了要求。而且也適合在高的傳動比下進行傳動，在成本方面也不是很高。方案三采用斜齒輪傳動和蝸輪傳動相集合，這樣雖然能得到較高的傳動比，但是截割部的傳動比

18、不是很高，而且用價格較使宜的圓錐齒輪就能滿足要求，還能加大截割部的重量，對承受截割頭的重量和在截割頭工作時防止擺動。方案三不適合在中、小型煤礦中不合適，方案三被排除。所以最后綜選擇方案二。3 計算功率3.1類比法求一個刀具的切削力已知BMD-100型薄煤層割煤機的一些技術(shù)特征如下：截深/m 0.8 滾筒直徑/mm 1000滾筒的截齒數(shù) 46滾筒轉(zhuǎn)速/ 95牽引速度/ 06牽引力/KN 牽引速度6m/min時 58.8牽引速度3m/min時 117.6電動機功率/kW 100 由此可以算得： 式（3.1）式中：牽引機構(gòu)所需的功率，單位KW； 牽引力，=117.6KN; V牽引速度，V=3m/mi

19、n; 效率，=0.5。所以每個齒的受力 初選割頭長1m，截深0.8m，每10cm裝一對齒,齒的角度有0、+15、+30、+45、-15、-30、-45度。截割頭割煤層工作時受力作用的齒就有15個。3.2功率的計算割煤機截割部的傳動系統(tǒng)線路圖如下圖2.1所示。彈性聯(lián)軸器效率。取0.99圓柱齒輪（8級精度）傳動效率。取0.97錐齒輪（8級精度）傳動效率。取0.95滾動軸承效率。取0.98滾子鏈傳動效率。取0.91傳動系數(shù)總效率 圖2.1 割煤機傳動系統(tǒng)割煤機所需功率（kW）為 電動機所需功率（kW）為4 各軸運動與動力參數(shù)選截割部的鏈輪的直徑為30cm，加上刀具后，其直徑為40cm總傳動比： 4.

20、1傳動比分配最小等效轉(zhuǎn)動慣量設(shè)計小功率傳動，各級傳動比的分配按“前后大”次序，結(jié)構(gòu)緊湊。設(shè)計公式為： 式（4.1）式中：i總傳動比；n為整數(shù)； 第k級傳動比。第一級斜齒輪的傳動比為 則第二級斜齒輪的傳動比為 那么，錐齒輪的傳動比是 4.2 各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）計算 4.3各軸輸入功率（kW）計算 4.4各軸輸入扭矩（N·m）計算 上述結(jié)果列入表1-1中，以供查用表 1-1 各軸運動與動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(N·m)146044.25288.45831.8942.07493.64353.8639.991079.2599.6936.11345

21、9.595 傳動零件設(shè)計計算 5.1 高速齒輪設(shè)計5.1.1齒輪設(shè)計計算已知=1465r/min,831.89r/min,u=1.81選定齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒輪傳動。2）割煤機工作在礦山中，由于齒輪是用于薄煤層割煤機的傳動系統(tǒng)中，精度要求不高，速度也不高，故選齒輪為8級精度。（GB1009588）3）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS.4）初選取小齒輪齒數(shù)=20，則大齒輪齒數(shù)=365）選取螺旋角。初選螺旋角=14°2按齒面接觸強度進行設(shè)計設(shè)計公式： 式（5.1）式中：小

22、齒輪分度圓真徑，單位mm； 載荷系數(shù)；小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位N.mm； 齒寬系數(shù)；端面重合度； 傳動比；彈性影響系數(shù)，單位為； 區(qū)域系數(shù)；許用接觸應(yīng)力。1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選Kt=1.6；由圖10-30，選得區(qū)域系數(shù)=2.433；由圖10-26，查得端面重合度=0.726, =0.823，=+=1.55計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N.mm由表10-7選取齒寬系數(shù) =1由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa =560MPa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.89 =0.93取失

23、效概率為1%,安全系數(shù)S=1。齒輪的許用應(yīng)力按下式計算 式（5.2）式中：許用應(yīng)力，單位MP； 壽命系數(shù)；齒輪的疲勞極限； S疲勞強度安全系數(shù)。由式5.2可得： 許用接觸應(yīng)力 =(+)/2=527.42）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得 （2） 計算圓周速度 （3）計算齒寬b及模數(shù) （4）計算縱向重合度 （5）計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)=1.75根據(jù)v=5.75m/s,8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.32由表10-3，查得齒間載荷分配系數(shù)由表10-4，查得的計算公式 =1.15+0.18×1+0.31×10-3×74.98=1.3

24、3由圖10-13查得，故載荷系數(shù) =1.75×1.32×1.4×1.33=4.30 （6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 （7）計算模數(shù) 3按齒根彎曲強度設(shè)計 式（5.3）式中：斜齒輪法面模數(shù)，單位； 螺旋角；螺旋角影響系數(shù)； 齒形系數(shù)；小齒輪齒數(shù)； 應(yīng)力校正系數(shù)；許用彎曲應(yīng)力,其于各符號的意義和單位同前。（1）計算載荷系數(shù) （2）根據(jù)重合度1.528,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) =0.88（3）計算當量齒數(shù) =21.89（4）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 =2.724 =2.444（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 =1.569 =1.672（6

25、）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =400 =520（7）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.83 =0.86（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則由式5.2可得：（9）計算大、小齒輪的并加以比較 （10）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=4.0mm（GB/T 135787）,已知滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度，算得的分度圓直徑=104mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 取=26，則=u=1.8×26=475.1.2齒輪幾何尺寸計算1）計算中心距 將中心距圓整

26、為150mm.1）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 =106.85mm=193.15mm4）計算齒輪寬度 圓整后取 =105mm =110mm5.2低速齒輪機構(gòu)設(shè)計5.2.1齒輪設(shè)計計算1、已知831.89r/min,=2.32、選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS.采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為=14°初選小齒輪的齒數(shù)為20。那么大齒輪齒數(shù)為20×2.346。3、由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸

27、疲勞強度進行設(shè)計。設(shè)計公式式（5-1）：確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.765, ,=0.872. =0.765+0.872=1.635由小齒輪轉(zhuǎn)速為:n2=831.89r/min，功率：P242.07KW由公式 T= =N.min再由表查得齒寬系數(shù)1。查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限600MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限：550MPa.由計算公式N=算出循環(huán)次數(shù)：60×831.89×1×（2×8×12×300）2.87×=1.25×再由N

28、1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92, =0.95.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1。=0. 92×600=552Mpa=0.95×550=522.5Mpa=537.35MPa4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式式（5-1）得：101.02mm（1）計算小齒輪圓周速度：v=4.4m/s（2）計算齒寬b及模數(shù)mb=mm=2.25×4.64=10.44 =9.68（3）計算縱向重合度：0.318×1×20×tan14°1.59（4）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1.5已知V4.46m/s，7級齒輪精度，由表查得

29、動載荷系數(shù)=1.12由表查得：的計算公式： 1.120.18×（10.6）0.23×101.021.434再由表查的： =1.49, =1.2所以求得載荷系數(shù)： 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑： =123.03mm計算模數(shù)： =5.97mm5、再按齒根彎曲強度設(shè)計：計算載荷系數(shù)：根據(jù)縱向重合度：1.59，從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88查取齒形系數(shù)=2.8, =2.344查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.55， =1.684再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限380Mpa。再由表查得彎曲疲勞系數(shù)： =0.85, =0.88計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，

30、取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.4 =303.57Mpa =238.86MPa計算大，小齒輪的，并加以比較：=0.01413=0.01653大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪 =0.01653設(shè)計計算： mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)=5mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=123.03mm來計算齒數(shù)： =23.88=24=24×2.3=55.2=556、幾何尺寸計算：計算中心距：將中心距圓整為：206mm按圓整后中心距修正螺旋角： 因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：

31、=123.60mm=283.25mm計算齒輪寬度：=1×123.6=123.6mm取=125mm,=130mm5.2.2齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)1、第二級齒輪的參數(shù)如表4.1 和表4.22、第一級齒輪的參數(shù)計算 齒輪1、2的尺寸做調(diào)整以適應(yīng)加工工藝，需得使。這樣就把齒輪1、2的強度均堤高。取模數(shù)m=5mm。取，則。修正。表4.1 小齒輪的參數(shù)名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn5面壓力角螺旋角分度圓直徑d1123.60齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn 133.60齒根圓直徑df1=d12hf*mn111.10中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齒寬b1=b2+(510)mm130表

32、4.2 大齒輪的參數(shù)名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn5面壓力角n螺旋角分度圓直徑d2283.25齒頂圓直徑da2=d2+2ha*mn293.25齒根圓直徑df2=d22hf*mn270.75中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齒寬B2125表4.3 小齒輪的參數(shù)名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn5面壓力角螺旋角分度圓直徑d1147.59齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn 157.59齒根圓直徑df1=d12hf*mn135.09中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齒寬b1=b2+(510)mm110表4.4 大齒輪的參數(shù)名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn5面壓力角n

33、螺旋角分度圓直徑d2265.66齒頂圓直徑da2=d2+2ha*mn275.66齒根圓直徑df2=d22hf*mn253.16中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齒寬B2105由于變化不是很大且我們是將齒輪1、2的彎曲強度和接觸強度均增加來算的，故可以不必修正。第一級齒輪的參數(shù)如表4.3 和表4.4圖5.1 齒輪結(jié)構(gòu)圖3、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計以第一級齒輪的大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸的設(shè)計及結(jié)構(gòu)如圖5.1所示。5.3錐齒輪傳動的設(shè)計5.3.1選擇材料 為了傳遞的平穩(wěn)，選用弧齒圓錐齒輪傳動、小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，大齒輪

34、45鋼調(diào)質(zhì)。其硬度分別為280HBS、240HBS。由圖3-3-11b按齒根接觸強度極限查得：=730Mpa =580Mpa由圖3-3-17查得 =260Mpa =210Mpa5.3.2接觸強度設(shè)計計算 式（5.4）式中：齒寬系數(shù)； 許用接觸應(yīng)力，單位Pa。式中其于各符號的意義和單位同前。取K=1.4,=0.2,=i=3.5 =/1.1=527Mpa5.3.3主要尺寸計算齒數(shù)：根據(jù)=166.56MM 查圖3-4-5得=22 =22×3.5=77模數(shù)：m=/=166.56/22=7.57mm取標準模數(shù):m=8mm大端分度圓直徑：=8×22=176mm=8×77=61

35、6mm節(jié)錐角： 錐距： 齒寬： 周節(jié)： 工作齒高：全齒高： 齒頂高： 齒頂間隙：齒根角： 平均分度圓直徑：5.3.4齒根按彎曲強度設(shè)計 式（5.5）式中：齒形系數(shù)；許肜彎曲應(yīng)力，單位Pa;小齒輪大端的模數(shù)，單位m。式中其于各符號的意義和單位同前。齒形系數(shù)：=2.72 =2.226 =1.57 =1.7645.3.5齒面接觸強度驗算 式（5.6）式中：平均分度圓上的圓周力，N；A 工況系數(shù)；動載系數(shù)；載荷分布系數(shù)；=，為材料彈性系數(shù)，單位；為節(jié)點區(qū)域系數(shù)。式中其于各符號的意義和單位同前。查表3-3-17得查3-3-7得 由表3-4-9得=2.433 =189.8527MPa故強度足夠。5.4 鍵

36、輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于鏈輪的尺寸不大，所以一般做成整體結(jié)構(gòu)，如圖5.2所示。由資料4表8-2-21 可得：輪轂的厚h ，其中K=6.4，d=227mm。所以可得輪轂長度, ,取 =80mm。輪轂直徑齒寬根據(jù)鏈的結(jié)構(gòu)而定。 圖 5.2 鍵輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 6 軸系零件的初步選擇6.1 第三軸的設(shè)計根椐傳動方案得，號軸上安裝的零件最多。所以設(shè)計時，從第號軸開始設(shè)計。6.1.1 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖所示：方案比較：顯而易見，圖b較圖a多了一個用于軸向定位 的大套筒，使機器的零件增多，增加了工序。相比之下，可知圖中的裝配方案較為合理。圖a）圖 b)圖 6.1 第三軸的兩種結(jié)構(gòu)方案6.1.2 求作用在

37、齒輪上的力分析齒輪的受力情況如下： =7.89KN =2.99KN = 零度弧齒錐齒輪的受力情況如下： =13.62KN =4.77KN=由上面對齒輪4和齒輪5的受力計算可得，軸向力，方向向右，徑向力，圓周力，方向垂直紙面向里。軸向力，方向向左，徑向力，圓周力，方向垂直紙面向外。其受力如下圖6.1：圖 6.2 齒輪受力圖6.1.3 初步設(shè)計軸的最小直徑：先由公式（6-1）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表查得=112,于是得： =54.15mm如圖下圖號軸，所以軸的最小直顯然是安裝錐齒輪的直徑（圖），段就是安裝軸承的，為了方便與安裝軸承相適應(yīng)，再加上留出一安裝軸肩，故取

38、，然后-段與軸承相配合，故選擇。圖 6.3 軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。（1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單例圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=65 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取滾動軸承30213 GB/T297-1994，其尺寸為=65mm×140mm×36mm。軸承和齒輪之間的軸向定位采用套筒定位，取套筒的寬度為10mm,故=36+10=46mm。-段的長度=36mm,其右端是采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30313型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取=77mm。（2）為了滿

39、足標準件軸承的軸向定位要求，-段左端需制出一安裝軸肩，故取安裝齒輪處的軸段-的直徑=70mm。在此處設(shè)有一個離合裝置，由于是在低速的時候進行離合的，所以選用齒輪式離合器。它是由一個雙聯(lián)齒輪的一個小齒輪作為半個離合器，另外的一個大的齒輪作為傳動齒輪，而齒輪的嚙合又是采用一個撥叉來帶動滑環(huán)擺動來實現(xiàn)的離合。作為離合器用的齒輪的寬度和直徑是根據(jù)牙嵌離合器尺寸來選，由于，選取牙嵌離合器的許用應(yīng)力，離合器的半邊寬a=50mm,直徑D=120mm，鍵采用雙鍵，且鍵寬b=16mm,=5.1mm,軸直徑d=60mm<=70mm，所以其齒的強度足夠。為了方便加工雙聯(lián)齒輪，在雙聯(lián)齒輪的中間留有一個退刀槽，并

40、取其寬度為5mm，雙聯(lián)齒輪的小齒輪寬則選為50mm，由于把滑環(huán)放在離合器的另一半上，則選其寬度為100mm。兩齒輪之間的軸向定位用一個套筒來實現(xiàn)，并取套筒的寬為3mm。已知雙聯(lián)齒輪的用作傳動的齒輪的輪轂寬度為125mm，其右端與右軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度。故此軸段的長度為=100mm+3mm+50mm+5mm+121mm=279mm。（3）齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑=82mm.軸環(huán)寬度,取=12mm。（4）軸的最小直徑-段是安裝錐齒輪的，錐齒輪的輪轂寬為72mm，軸端采用軸端擋圈定位。為了使擋圈端面可靠地壓緊

41、錐齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故-軸段的長度為=71mm。（5）為了滿足撥叉撥動滑環(huán)運動使齒輪離合，-段應(yīng)該略大于撥叉的運動所需的長度，故取=150mm。由上所得：第軸的總長度為：=71+46+279+12+150+36=594mm由此，已初步確定了中間軸上各段直徑與長度。3）軸上零件的周向定位雙聯(lián)齒輪是一個隋輪，所以不需要周向定位。半離合器的齒輪與軸的周向定位采用的是鍵聯(lián)接，按=70mm,由資料1表9-4查得平鍵b×h=20mm×12mm(GB/T10961979),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為：90mm(標準鍵長見GB/T1096-1979).同時為了保證齒輪與軸配合有

42、良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；錐齒輪采用鍵聯(lián)接，按=60mm，由資料1表9-4查得鍵C18×80 GB/T 1096-1979。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×，零件倒角C與圓半徑R的值為2mm。各軸肩處的圓角半徑為1.6mm.6.1.3 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.3）作出軸的計算簡圖（圖6.4）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=29mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.4）。1）

43、計算水平面所受的彎矩其水平面的受力情況如圖6.1b由 得 由 ，得 =10.18N彎矩： =-1418.69圖 6.4 軸的載荷分析圖2） 計算垂直平面所受的彎矩其垂直面的受力情況如圖圖6.1c由: =2.99-4.77=-1.78KN由: : 得 =3.81KN所以 截面B的彎矩: =-2.03339.5=-689.19: 截面C的彎矩: =-333.86 3）計算總彎知矩從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的、及M的值列于下表表6-1： 表 6-1 B截面的彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F=-4.3KN =9.58KN=1.83KN =3.

44、61KN彎矩M 總彎矩扭矩T6.1.4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式： 式(6.1)式中：軸的計算應(yīng)力，單位為MPa；軸所受的彎矩，單位為；軸所受的扭矩，單位為；軸的抗彎載面系數(shù)，單位為；對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力。;確定參數(shù)：由于軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，所以取。由W為對稱循環(huán)變應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MP。因此，故安全。6.1.5 精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面對照軸的彎矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度和應(yīng)力集中分析、B都是危險段面，但是由于還受到扭矩作用，B末受應(yīng)力集中的影響，所以現(xiàn)

45、在就對處進行校核。2）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值得， 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附帶-4）為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸表面高頻淬火，即，則得綜合系數(shù)值為又由及得碳鋼的特性系數(shù) ， 取 ， 取由齒輪計算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù)，計算安全系數(shù)得 綜合安全系數(shù)： 所以具有足夠的強度，故

46、可知其安全。6.2 高速軸的設(shè)計6.2.1 求作用在齒輪上的力分析齒輪的受力情況如下： =3.91KN =1.45KN =由上面對齒輪1的受力計算可得，軸向力，方向向右；徑向力，方向豎直向上；圓周力，方向垂直紙面向里。其受力如下圖6.1：圖 6.5 齒輪受力圖6.2.2 初步設(shè)計軸的最小直徑：先由公式（6-1）初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表查得=112,于是得： =35.2mm高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖（圖6.6），所以高速軸的最小直顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，-段是與軸承相配，考慮到軸承孔的加工工藝，軸承孔的直徑應(yīng)與第三號軸的軸承孔直徑相等，所以，所以-段與軸承蓋相聯(lián)

47、的直徑比-段小一點，取，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，選取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，且比-段直徑小一些，查標準GB/T 43231984，選用TL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為710000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故；半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。圖 6.6 軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸定位要求，-軸段需制出一軸肩，故取-段的直徑=62mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm。半軸器與軸配合的轂孔

48、長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-軸段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=82mm。（2）初步選擇滾動軸承?？紤]到軸承孔的加工工藝，軸承孔的直徑應(yīng)與第三號軸的軸承孔直徑相等，軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單例圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取滾動軸承30213 GB/T297-1994，其尺寸為=65mm×140mm×36mm。（3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑=70mm。為了滿足標準件軸承的軸向定位要求，齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為110mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=108mm。齒輪的右端是采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度h>0.