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第 4 頁 摘 要 本課題的研究內(nèi)容是給煤機的總體設(shè)計。 本論文論述的給煤機是礦山機械的一個部分。給煤機工作的好壞，取決于給煤機的型號，結(jié)構(gòu)和相關(guān)參數(shù)。首先，通過計算機軟件Visual Basic來進行模擬曲柄滑塊機構(gòu)的運動設(shè)計編程來確定的給煤最大速度和加速度；其次，以力學(xué)模型為依據(jù)，分析了減速器的軸、齒輪,托輥上載荷的作用機理，得到了較為合理的給煤機載荷的計算公式；再次，結(jié)合本次設(shè)計的給煤機，從平面和空間兩方面對減速器的軸、齒輪；托輥等主要結(jié)構(gòu)件進行受力分析；最后對減速器的軸、齒輪；托輥等主要結(jié)構(gòu)件進行強度效核，并畫出它們的機械工程圖， 在完成本設(shè)計的過程中，利用理論分析的同時，也采用了許多實際經(jīng)驗，做到理論與實踐相結(jié)合。 關(guān)鍵詞：給料機；減速器；曲柄滑塊機構(gòu)；力學(xué)特征；強度 ABSTRACT The paper mainly foused on the problem which is design out a type of solution. The solution described is a part of the mining industry equipment in the mine, used for solution of working environment in the locale. It works well or bad at work basing on its solution mode, frame and some parameters. In the first step, the most pace value and acceleration value of some parameters of the Slider-crank Mechanism are determined by using Visual Basic; Secondly, Then on the base of d model of work-surrounding, the load in is decided. The clear in reason expressions of account of solution loading; The next work, with the condition of the design, it is analyzed and calculated by plane and spatial model to the main mechanics of the shaft and gear of the reducer, idler and so on. Finally, it is analyzed by calculation to the main mechanics of the shaft and gear of the reducer, idler and so on. And draw out all the process drawings. During the course of doing the paper, author not only analyses something theoretical, but also adopted a lot of actual experiences. Combining theory and practice. Therefore, the paper possesses theory and practical value, so it measures up the requiring of the nation to the undergraduate. Key words: solution; reducer; Slider-crank Mechanism; mechanics characteristics; strength 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 1、往復(fù)式給料機的概述 4 1.1 K型往復(fù)式給煤機的用途 5 1.2 K型往復(fù)式給煤機的組成 5 1.3 K-4型往復(fù)式給煤機的技術(shù)參數(shù) 5 2、往復(fù)式給料機的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 2.1給煤機的大小 8 2.2能量耗損的分析 10 ３、減速器的設(shè)計 13 3.1電動機的選型 13 3.2傳動比的分配 15 3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 15 3.4齒輪的設(shè)計 16 3.5傳動軸的設(shè)計 29 3.5.4鍵的強度校核 45 3.5.5 軸承的校核 46 3.6減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 50 3.7軸承蓋選用螺釘聯(lián)接式軸承蓋 52 3.9封油墊材料 57 4、給煤機的零件設(shè)計 58 4.1滾輪軸的設(shè)計 58 4.2曲柄的設(shè)計 61 4.3連桿的設(shè)計 61 4.4給煤槽的設(shè)計 62 4.5閘門的設(shè)計 63 5、主要零件的加工工藝 64 5.1齒輪的加工工藝 64 5.2軸的加工工藝 68 6往復(fù)式給煤機的使用、安裝、維護、發(fā)展趨勢 72 6.1往復(fù)式給煤機使用中存在的問題 72 6.2往復(fù)式給煤機的改進 72 6.3往復(fù)式給煤機的安裝 73 6.4往復(fù)式給煤機的維護 73 6.5往復(fù)式給煤機的發(fā)展趨勢 76 結(jié) 論 77 參考文獻 85 [1] 徐顴.機械設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社，2001 85 致 謝 86 1、往復(fù)式給料機的概述 往復(fù)式給煤機在我國煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應(yīng)用已有幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設(shè)備對煤的品種、粒度、外在水份等適應(yīng)能力強,與其他給料設(shè)備相比,具有運行可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、完全可靠、維護工作量小等 優(yōu)點,仍有推廣使用價值。往復(fù)式給煤機的主要缺點是能耗較高。 第 87 頁 摘 要 本課題的研究內(nèi)容是給煤機的總體設(shè)計。 本論文論述的給煤機是礦山機械的一個部分。給煤機工作的好壞，取決于給煤機的型號，結(jié)構(gòu)和相關(guān)參數(shù)。首先，通過計算機軟件Visual Basic來進行模擬曲柄滑塊機構(gòu)的運動設(shè)計編程來確定的給煤最大速度和加速度；其次，以力學(xué)模型為依據(jù)，分析了減速器的軸、齒輪,托輥上載荷的作用機理，得到了較為合理的給煤機載荷的計算公式；再次，結(jié)合本次設(shè)計的給煤機，從平面和空間兩方面對減速器的軸、齒輪；托輥等主要結(jié)構(gòu)件進行受力分析；最后對減速器的軸、齒輪；托輥等主要結(jié)構(gòu)件進行強度效核，并畫出它們的機械工程圖， 在完成本設(shè)計的過程中，利用理論分析的同時，也采用了許多實際經(jīng)驗，做到理論與實踐相結(jié)合。 關(guān)鍵詞：給料機；減速器；曲柄滑塊機構(gòu)；力學(xué)特征；強度 ABSTRACT The paper mainly foused on the problem which is design out a type of solution. The solution described is a part of the mining industry equipment in the mine, used for solution of working environment in the locale. It works well or bad at work basing on its solution mode, frame and some parameters. In the first step, the most pace value and acceleration value of some parameters of the Slider-crank Mechanism are determined by using Visual Basic; Secondly, Then on the base of d model of work-surrounding, the load in is decided. The clear in reason expressions of account of solution loading; The next work, with the condition of the design, it is analyzed and calculated by plane and spatial model to the main mechanics of the shaft and gear of the reducer, idler and so on. Finally, it is analyzed by calculation to the main mechanics of the shaft and gear of the reducer, idler and so on. And draw out all the process drawings. During the course of doing the paper, author not only analyses something theoretical, but also adopted a lot of actual experiences. Combining theory and practice. Therefore, the paper possesses theory and practical value, so it measures up the requiring of the nation to the undergraduate. Key words: solution; reducer; Slider-crank Mechanism; mechanics characteristics; strength 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 1、往復(fù)式給料機的概述 4 1.1 K型往復(fù)式給煤機的用途 5 1.2 K型往復(fù)式給煤機的組成 5 1.3 K-4型往復(fù)式給煤機的技術(shù)參數(shù) 5 2、往復(fù)式給料機的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 2.1給煤機的大小 8 2.2能量耗損的分析 10 ３、減速器的設(shè)計 13 3.1電動機的選型 13 3.2傳動比的分配 15 3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 15 3.4齒輪的設(shè)計 16 3.5傳動軸的設(shè)計 29 3.5.4鍵的強度校核 45 3.5.5 軸承的校核 46 3.6減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 50 3.7軸承蓋選用螺釘聯(lián)接式軸承蓋 52 3.9封油墊材料 57 4、給煤機的零件設(shè)計 58 4.1滾輪軸的設(shè)計 58 4.2曲柄的設(shè)計 61 4.3連桿的設(shè)計 61 4.4給煤槽的設(shè)計 62 4.5閘門的設(shè)計 63 5、主要零件的加工工藝 64 5.1齒輪的加工工藝 64 5.2軸的加工工藝 68 6往復(fù)式給煤機的使用、安裝、維護、發(fā)展趨勢 72 6.1往復(fù)式給煤機使用中存在的問題 72 6.2往復(fù)式給煤機的改進 72 6.3往復(fù)式給煤機的安裝 73 6.4往復(fù)式給煤機的維護 73 6.5往復(fù)式給煤機的發(fā)展趨勢 76 結(jié) 論 77 參考文獻 85 [1] 徐顴.機械設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社，2001 85 致 謝 86 1、往復(fù)式給料機的概述 往復(fù)式給煤機在我國煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應(yīng)用已有幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設(shè)備對煤的品種、粒度、外在水份等適應(yīng)能力強,與其他給料設(shè)備相比,具有運行可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、完全可靠、維護工作量小等 優(yōu)點,仍有推廣使用價值。往復(fù)式給煤機的主要缺點是能耗較高。 1.1 K型往復(fù)式給煤機的用途 最通用的往復(fù)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，將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。 1.2 K型往復(fù)式給煤機的組成 K型給煤機由機架、底板（給煤槽）、傳動平臺、、漏斗、閘門、托輥等組成。當(dāng)電動機開動后經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構(gòu)拖動傾斜的底板在輥上作直線往復(fù)運動，煤均勻的卸到其他設(shè)備上。 本機可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。 　　給煤機設(shè)有兩種結(jié)構(gòu)形式：1、帶調(diào)節(jié)閘門 2、不帶調(diào)節(jié)閘門，其給料能力由底板行程來達到。 1.3 K-4型往復(fù)式給煤機的技術(shù)參數(shù) 表1-1 K-4型往復(fù)式給煤機技術(shù)參數(shù) 型號規(guī)格 K-4 給料能力/（t/h） 底板行程 曲柄位置 無煙煤 煙煤 200 4 590 530 150 3 440 395 100 2 295 268 50 1 148 132 曲柄轉(zhuǎn)速/（） 62 電動機 型號 YB200L-8(Y200 L-6) 功率/ 18.5 轉(zhuǎn)速/（） 970 減速器 型號 JZQ-500 速比 15.75 最大允許粒度 / 含量10 %以下 700 含量10 %以上 550 設(shè)備重量 / 帶料斗 2337 不帶料斗 2505 圖1-1 K型往復(fù)式給煤機外形尺寸和安裝尺寸 表1-2 K-4型往復(fù)式給煤機外形尺寸和安裝尺寸 型號 A B C K-4 1622 4740 1632 330 型號 K-4 762 345 1543 3835 型號 K-4 1700 1750 1550 1500 型號 K-4 1435 1500 1300 1250 型號 K-4 1250 1580 35 266 型號 K-4 3 96 220 型號 K-4 2400 1．4 K型往復(fù)式給煤機工作原理簡述 往復(fù)式給煤機由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動底板組成的曲柄滑塊機構(gòu)。底板是工作機構(gòu)。由于曲柄連桿裝置的作用,底板作有規(guī)律的往復(fù)運動。當(dāng)?shù)装逭袝r,將煤倉和槽形機體內(nèi)的煤帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)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。由于底板往復(fù)運動的結(jié)果,機體內(nèi)的煤連續(xù)地卸落到運輸設(shè)備或篩選設(shè)備上。 1.5 K4型給煤機的技術(shù)改造 隨著礦井的延伸，井下使用K4型給煤機的數(shù)量不斷增加。由于在使用中，發(fā)現(xiàn)該機在結(jié)構(gòu)上存在一些問題，為此我們對其進行了技術(shù)改造。 2、往復(fù)式給料機的結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1給煤機的外型尺寸 參考表1-2 K-4型往復(fù)式給煤機取料倉寬度為=1500，底托板材料選用Q235鋼長度為L=2400 。 已知給煤機的行程取=300。給料量1200t/h=20 ，曲柄轉(zhuǎn)速62 。 由此可推出每轉(zhuǎn)推出煤的容積為： ――曲柄每轉(zhuǎn)推出煤為噸=322.6 ――查表得散煤的容重 由式得 推出煤的最低高度： 取 底托板焊接在熱扎等邊角鋼焊成的架子上。查手冊選用型號為10的角鋼，角鋼的基本參數(shù)為： 截面積 理論質(zhì)量 所需角鋼的長度為： 角鋼的質(zhì)量為： 底托板尺寸為： 在底托板的兩側(cè)各加一塊鋼板用來擋煤，防止煤灑落。鋼板選用與底托板相同的材料，鋼板的尺寸為： 在底托板的前后兩端各加一塊鋼板用來擋煤，防止煤灑落。鋼板選用與底托板相同的材料，鋼板的尺寸為： 在底托板的下面四個滾輪滾動的地方各焊接一塊鋼板，鋼板選用與底托板相同的材料，鋼板的尺寸為： 整個鋼板的質(zhì)量為： 2.2能耗分析 往復(fù)式給煤機的運行阻力往復(fù)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:底板在托滾輪上的運動阻力F1和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。 逆行時:底板在托滾輪上的運動阻力F1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動阻力上。 往復(fù)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。 2.2.1產(chǎn)生運行阻力的因素 　 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,如果采用傾斜的倉口漏斗,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大大減小。 　　　 　 圖2-1往復(fù)式給料機計算簡圖 式中　—給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量, ; 　 —給煤機運動部件的質(zhì)量, ; —重力加速度,g=9.81; —給煤機底板水平投影長度, ; 　　ω—底板在托滾輪上的運動阻力系數(shù),ω=0.08; 　 μ—煤與鋼的摩擦系數(shù),μ=0.5～0.7; 　 β—煤對側(cè)板的側(cè)壓系數(shù)β=0.995; 　 —煤的松散容重,ρ=950; 　 h—底板上煤的厚度,。 K型往復(fù)式給煤機計算簡圖見圖2-1。 正行阻力: 　　　　　 逆行阻力: 　　　　　　 2.2.2運行阻力的計算 運行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值計算,即: 　 Q235的密度ρ=7.85 　 　 　 ３、減速器設(shè)計 3.1電動機選型 減速器用三對軸承，選用深溝球軸承查得其效率為 齒輪選用直齒圓柱齒輪，其效率為 聯(lián)軸器選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為TL8，許用轉(zhuǎn)矩[T]=710000N.mm。 曲柄的效率： 連桿的效率 總效率為： 電動機所需的功率為： 所以電機選： 型號為YB200L2-6 電機總功率22 同步速度1000 電機的滿載轉(zhuǎn)速為970 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩的額定轉(zhuǎn)矩為1.8 最大轉(zhuǎn)矩的額定轉(zhuǎn)矩為2.0 查表可知電機軸直徑為55 3.2傳動比分配 總傳動比為15.75 i=1.4i i===3.35 取i=3.5，i=4.5 3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電動機功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 3.4齒輪的設(shè)計 3.4.1第一對齒輪的設(shè)計 （1）選擇齒輪材料 查表2-17小齒輪選用20CMT滲碳淬火 HRC=56～62 大齒輪選用20CMT滲碳淬火 HRC=56～62 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 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) 齒數(shù)比 傳動比誤差 誤差在5%范圍內(nèi)合適 小齒輪轉(zhuǎn)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8－21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（β=0，）得 重合度系數(shù)　查圖8－65（β=0）得 許用接觸應(yīng)力　由式（8－69）得 接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8－69 　 　 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預(yù)設(shè)給煤機每天工作20小時，每年工作300天，預(yù)期壽命為6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 ～1.1　取 ＝1364 ＝1364　 故的設(shè)計初值為： ≥ 齒輪模數(shù)： 查表8－3得 　 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值： 圓周速度V： 與估計取Vt=5m/s有差距，對Kv取值有影響，需修正Kv 查圖8-57 Kv=1.18 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 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8-67 小輪 大輪 應(yīng)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(yīng)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 =1 安全系數(shù) 查表8-27 則 　　　　 　 　 故： 齒根彎曲強度足夠 3.4.2 第二對齒輪的設(shè)計 （1）選擇齒輪材料 查表2-17小齒輪選用20CMT滲碳淬火 HRC=56～62 大齒輪選用20CMT滲碳淬火 HRC=56～62 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 確定齒輪傳動精度等級，按v=(0.013～0.022) 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 d= 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) 齒數(shù)比 傳動比誤差 ==0.00誤差在5%范圍內(nèi) 合適 小輪轉(zhuǎn)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 K=1.75 動載荷系數(shù)K查圖8-57得初值K K=1.12 齒向載荷分布系數(shù)查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)K由式（8-55）及β=0得 查表8－21并插值　 則載荷系數(shù)K的初值壞而后人防b 彈性系數(shù) 查表8-22得 　 節(jié)點影響系數(shù)　查圖8－64（β=0，）得 重合度系數(shù)　查圖8－65（β=0）得 許用接觸應(yīng)力　由式（8－69）得 接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8－69 　 　 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預(yù)設(shè)給煤機每天工作20小時，每年工作300天，預(yù)期壽命為6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 ～1.1　取 ＝1364 ＝1364　 故的設(shè)計初值為 ≥ 齒輪模數(shù)m： 查表8－3得 　 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度V： 與估計取Vt=2m/s很相近，對Kv取值影響不大，不必修正Kv Kv= 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 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8-67 小輪 大輪 應(yīng)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(yīng)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 =1 安全系數(shù) 查表8-27 則 故： 齒根彎曲強度足夠。 齒輪設(shè)計時所用的公式、表和圖參考《機械設(shè)計工程學(xué)[Ⅰ]》。 3.4.3大齒輪的腹板設(shè)計 查表4.10-1得 第一對齒輪中大齒輪的腹板設(shè)計 取　 取　 第二對齒輪中大齒輪的腹板設(shè)計 取　 取　 齒輪的腹板設(shè)計時，所查的表和圖全部參考《機械設(shè)計課程設(shè)計》中10.1圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)表4.10.1。 3.5傳動軸的設(shè)計 3.5.1Ⅱ軸的設(shè)計 （1）該軸上的轉(zhuǎn)矩 ： （2）求出作用在齒輪上的力 輸入軸齒輪的分度圓直徑為： ， 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45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按式4-2初估軸的最小直徑，查表4-2，取A=115，可得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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 該軸段安裝滾動軸承。因軸承只承受徑向力，選擇深溝球軸承。選用6411型深溝球軸承。其基本尺寸，取軸段直徑 mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應(yīng)距箱體有一段距離，取， 。 圖3-1 軸的結(jié)構(gòu)圖 軸段② 該軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位。取軸段直徑 ，已知齒輪的輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度取 軸段③ 該軸段為軸環(huán)。取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，軸段長度 軸段④ 該軸段安裝齒輪，該軸段左端有一軸肩取，則軸段直徑。已知齒輪輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度取。 軸段⑤ 該軸段與軸段①相同，取， 3）軸上零件的周向固定 齒輪與軸的周向定位采用雙鍵B型普通平鍵，平鍵的尺寸分別為， 。為了保持齒輪與軸有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證，因此軸段直徑的尺寸公差取為。 4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 各處軸肩的圓角半徑見圖，軸端倒角取。 （5）軸的強度校核 1）求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（見圖3-2）。在確定軸承的支點位時，手冊中查取a值（見表4-16（b））。對于6411型深溝球軸承，查得，因此軸的支撐跨距。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖（見圖3-2）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的 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(dāng)量彎矩： 2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，軸的計算應(yīng)力為 圖3-2軸的計算簡圖 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 3.5.2Ⅰ軸的設(shè)計 （1） 該軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）求出作用在齒輪上的力 輸入軸齒輪的分度圓直徑為 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45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按式4-2初估軸的最小直徑，查表4-2，取A=115，可得 軸段①（見圖3-3）用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)工作情況選取，則。聯(lián)軸器連接電機與減速器，電機軸的直徑為，根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為，許用轉(zhuǎn)矩。 與輸出軸連接的半聯(lián)軸器孔徑，因此軸段①的直徑。半聯(lián)軸器輪轂總寬度（J形軸孔），與軸配合的轂孔長度。 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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 軸的結(jié)構(gòu)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(yīng)比半聯(lián)軸器配合段轂孔長度略短2～3，取。 軸段② 為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①右端制出軸肩，取軸肩高度，所以軸段②的直徑 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，確定端蓋的總寬度為。根據(jù)端蓋裝拆要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為，因此取。 軸段③ 該軸段安裝滾動軸承?？紤]軸承只承受徑向力，選擇深溝球軸承。取軸段直徑為，選用6313型深溝球軸承。其基本尺寸，則 。 軸段④ 取軸肩高度，則軸環(huán)直徑，軸環(huán)長度根據(jù)二軸取。 軸段⑤ 該軸段做成齒輪軸，取軸段直徑，已知齒輪的輪轂寬度為，取軸段長度等于輪轂長 軸段⑥ 該軸段同軸段④，取該段軸徑，軸環(huán)長度根據(jù)結(jié)構(gòu)取 軸段⑦ 該軸段直徑與軸段③相同，取，軸段長度。 3）軸上零件的周向固定 滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證，因此軸段直徑的尺寸公差取為。軸與半聯(lián)軸器的周向定位采用A型普通平鍵，平鍵的尺寸為。為了保持齒輪與軸有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 各處軸肩的圓角半徑見圖，軸端倒角取。 （5）軸的強度校核 1）求軸的載荷` 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（見圖3-4）。在確定軸承的支點位時，手冊中查取a值（見表4-16（b））。對于6013型深溝球軸承，查得，因此軸的支撐跨距。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖（見圖3-4）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的 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(dāng)量彎矩 圖3-4軸的計算簡圖 2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，則 ＝0.09～0.158～65 取　 軸的計算應(yīng)力為 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 3.5.3 Ⅲ軸的設(shè)計 （1） 該軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）求出作用在齒輪上的力 輸入軸大齒輪的分度圓直徑為 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45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按式4-2初估軸的最小直徑，查表4-2，取A=115，可得 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3-5所示 圖3-5軸的結(jié)構(gòu)圖 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段①該軸段安裝曲柄，取軸段直徑。該軸段。 軸段② 為了曲柄的軸向定位，軸段①右端制出軸肩,取軸肩高度,所以軸段②的直徑取。 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，確定端蓋的總寬度為。根據(jù)端蓋裝拆要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為，因此取。 軸段③ 該軸段安裝滾動軸承?？紤]軸承只承受徑向力，選擇深溝球軸承。取軸段直徑為，選用6317型深溝球軸承。其基本尺寸。根據(jù)與二軸的配合，則 。 軸段④ 該軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位。取軸段直徑，已知齒輪的輪轂寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度取 軸段⑤ 該軸段為軸環(huán)。取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，軸段長度 。 軸段⑥ 該軸段直徑與軸段③相同，取，軸段長度。 軸段⑦ 該軸段與軸段②相同，軸段長度。 軸段⑧ 該軸段與軸段①相同安裝曲柄，該軸段直徑，軸段長度。 3）軸上零件的周向固定 齒輪與軸的周向定位采用雙鍵B型普通平鍵，平鍵的尺寸為 。曲柄與軸的周向定位采用B型普通平鍵,鍵的尺寸為。為了保持齒輪與軸有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為 滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合保證，因此軸段直徑的尺寸公差取為。 4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 各處軸肩的圓角半徑見圖，軸端倒角取。 （5）軸的強度校核 1）求軸的載荷` 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)作出軸的計算簡圖（見圖3-6）。在確定軸承的支點位時，手冊中查取a值（見表4-16（b））。對于6013型深溝球軸承，查得，因此軸的支撐跨距。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖（見圖3-6）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的 支反力： 水平面 垂直面 彎矩和： 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 圖3-6軸的計算簡圖 當(dāng)量彎矩 2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，，則 ＝0.09～0.158～65 取　 軸的計算應(yīng)力為 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 軸設(shè)計時所用到的表和圖，參考《機械設(shè)計工程學(xué)[Ⅱ]》。 3.5.4鍵的強度校核 Ⅰ軸上鍵的強度校核 鍵的尺寸，材料45鋼。 式中——鍵與輪轂槽的接觸高度，為鍵高； ——鍵的工作長度，為鍵寬； ——許用擠壓應(yīng)力，，查表2-21得。 鍵滿足強度要求。 Ⅱ軸上鍵的強度校核 鍵的尺寸分別為， 鍵滿足強度要求。 Ⅲ軸上鍵的強度校核 鍵的尺寸分別為， 鍵滿足強度要求。 3.5.5 軸承的校核 Ⅰ軸上的軸承為6313型深溝球軸承，查手冊，6313軸承的主要性能參數(shù)為： 1）計算軸承支反力 1、水平支反力： 2、垂直支反力： 3、合成支反力： 　　　　　　　 　 　 2）軸承的派生軸向力為零。 3）軸承所受的軸向載荷為零。 4）軸承的當(dāng)量動載荷 （1），查表5-12 由式5-7 （2），查表5-12得 5）軸承壽命 因，故應(yīng)按計算，由表5-9、表5-10得。 按式5-5 Ⅱ軸上的軸承為6411型深溝球軸承，查手冊，6411軸承的主要性能參數(shù)為： 1）計算軸承支反力 1、水平支反力： 2、垂直支反力： 3、合成支反力： 2）軸承的派生軸向力為零。 3）軸承所受的軸向載荷為零。 4）軸承的當(dāng)量動載荷 1、，查表5-12 由式5-7 2、，查表5-12得 5）軸承壽命 因，故應(yīng)按計算，由表5-9、表5-10得。 按式5-5 Ⅲ軸上的軸承為6317型深溝球軸承，查手冊，6317軸承的主要性能參數(shù)為： 1）計算軸承支反力 1、水平支反力： 2、垂直支反力： 3、合成支反力： 2）軸承的派生軸向力為零。 3）軸承所受的軸向載荷為零。 4）軸承的當(dāng)量動載荷 1、，查表5-12 由式5-7 2、，查表5-12得 5）軸承壽命 因，故應(yīng)按計算，由表5-9、表5-10得。 按式5-5 通過以上計算可知軸承可滿足使用要求。 軸承校核時所用到的公式、表和圖，參考《機械設(shè)計工程學(xué)[Ⅱ]》。 3.6減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 減速器的箱體是支承和安裝齒輪等傳動零件的基座，因此，它本身必軸上鍵的校核須具有很好的剛性，以免產(chǎn)生過大的變形而引起齒輪上載荷分布不均。為此目的，在軸承座凸緣的下部設(shè)有肋板。箱體多制成剖分式，剖分面一般設(shè)在水平位置并與齒輪軸面重合。箱體選用鑄鐵。 表3-1減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 名 稱 代 號 薦用尺寸關(guān)系 下箱座壁厚 兩級齒輪減速器 上箱蓋壁厚 下箱座剖分面處凸緣厚度 上箱蓋剖分面處凸緣厚度 地腳螺栓底腳厚度 箱座上的肋厚 箱蓋上的肋厚 兩級圓柱齒輪減速器中心距之和 軸承旁聯(lián)接螺栓（螺釘）直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓通孔直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓沉頭座直徑 軸承旁凸臺的凸緣尺寸（扳手空間） 上下箱聯(lián)接螺栓（螺釘）直徑 上下箱聯(lián)接螺栓通孔直徑 上下箱聯(lián)接螺栓沉頭座直徑 箱緣尺寸（扳手空間） 地腳螺栓直徑 地腳螺栓孔直徑 地腳螺栓沉頭座直徑 底腳凸緣尺寸（扳手空間） 地腳螺栓數(shù)目 軸承蓋螺釘直徑 見表4.9-4 檢查孔蓋聯(lián)接螺釘直徑 圓錐定位銷直徑 減速器中心高 ～ 軸承旁凸臺高度 根據(jù)低速軸軸承座外徑和扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定 軸承旁凸臺半徑 軸承端蓋（即軸承座）外徑 見表4.9-4 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 取 箱體外壁至軸承座端面的距離 ～ 軸承座孔長度（即箱體內(nèi)壁 至軸承座端面的距離） 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間距離 齒輪端面與箱體內(nèi)壁間距離 3.7軸承蓋選用螺釘聯(lián)接式軸承蓋 -端蓋聯(lián)接螺釘直徑見表3-2 表3-2 軸承外徑D 螺釘直徑 端蓋上螺釘數(shù)目 45～65 70～100 110～140 150～230 6 8 10 12～16 6 圖3-7螺釘聯(lián)接式軸承蓋的尺寸圖 Ⅰ軸上軸承蓋的尺寸 該軸上軸承的大徑為140 ，故=10 　 　 　 　 m由結(jié)構(gòu)確定 ～　 ～　 由密封尺寸確定 ～　 ～　 Ⅱ軸上軸承蓋的尺寸 該軸上軸承的大徑為140，故=10　 　 　 　 　 m由結(jié)構(gòu)確定 ～　 ～　 由密封尺寸確定 ～　 ～　 Ⅲ軸上軸承蓋的尺寸 該軸上軸承的大徑為180，故=12 　 　 　 m由結(jié)構(gòu)確定 ～　 ～　 由密封尺寸確定 ～ ～ 3.8起吊裝置—吊耳和吊鉤的尺寸確定 ～～～ 取　 ～～ ～～ 圖3-8箱座上的吊耳 箱座上的吊耳 ～～～ 見表3-1 螺塞的選擇根據(jù)表4.9-6 3.9封油墊材料 封油墊材料：石棉橡膠板，工業(yè)用革；螺塞材料：Q235-A。 通氣塞的選擇根據(jù)表4.9-2 軸承蓋、起吊裝置——吊耳和吊鉤的尺寸確定及封油墊材料選用和設(shè)計時所用的表參考《機械設(shè)計課程設(shè)計》。 4、給煤機的零件設(shè)計 4.1滾輪軸的設(shè)計 選擇軸的材料為45鋼，查表4-2得45鋼的許用剪切應(yīng)力為 滾輪處軸所受的力： 該處軸的截面積為 該處軸的剪切應(yīng)力為： 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖4－1所示 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該軸段直徑根據(jù)結(jié)構(gòu)要求取，根據(jù)結(jié)構(gòu)取軸段長度。 軸段② 該軸段帶有螺紋擰定位小圓螺母，選則型號為的小圓螺母則軸段直徑為。該軸段擰兩個小圓螺母，查手冊小圓螺母的寬度，則該軸段的長度取 。 圖4－1托輥軸的結(jié)構(gòu)圖 軸段③ 該軸段安裝軸承，軸承選用型號為32214的圓錐滾子軸承，取軸段直徑為，軸承的基本尺寸為：。兩個軸承對裝，兩個軸承中間用一個套筒。套筒內(nèi)徑取70mm，外徑取79，套筒長度取20 。該軸段的長度。 軸段④ 為了軸承的軸向定位，軸段③右端制出軸肩，取軸肩高度，所以軸段④的直徑，軸段長度。 軸段⑤ 該軸段的軸徑，軸段的長度。 軸段⑥ 該軸段與軸段④相同，該軸段直徑。軸段長度為。 軸段⑦ 該軸段與軸段③相同，該軸段直徑。軸段長度為。 軸段⑧ 該軸段與軸段②相同， 該軸段直徑。軸段長度為。 軸段⑨ 該軸段與軸段①相同， 該軸段直徑。軸段長度為。 　　圖4－2　托輥軸受力分析圖 支反力： 垂直面 垂直面 2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，，則 ＝0.09～0.158～65 取　 軸的計算應(yīng)力為 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 4.2曲柄的設(shè)計 給料機的往復(fù)行程為300mm，取曲柄的長度為150mm。曲柄選用活動曲柄，，曲柄與減速器的周向定位采用鍵連接，其結(jié)構(gòu)如圖4－3所示。 圖4－3曲柄的結(jié)構(gòu)圖 4.3連桿的設(shè)計 根據(jù)總體結(jié)構(gòu)之間的位置關(guān)系，取連桿的長度為，其結(jié)構(gòu)如圖4－4所示。 圖4－4連桿的結(jié)構(gòu)圖 4.4給煤槽的設(shè)計 參考K－4型給料機的給煤槽的的結(jié)構(gòu)尺寸， 取　長度：　 寬度： 其結(jié)構(gòu)及尺寸如圖4－5所示。 圖4－5　給煤槽的結(jié)構(gòu)圖 4.5閘門的設(shè)計 閘門的作用是控制煤流量，并在停機時將出口封死。即要求：當(dāng)門在最高位置時，到給煤槽的距離H＞800；當(dāng)門在最低位置時，到給煤槽的距離H＜25。取閘門半徑為：。 其結(jié)構(gòu)如圖4－6所示。 圖4－6　閘門的結(jié)構(gòu)圖 5、主要零件的加工工藝 5.1齒輪的加工工藝 該齒輪屬于重載齒輪，用于給煤機的減速器。重載齒輪主要指為礦山、冶金、建材、石油、化工、電站、鍛壓、起重運輸機械等主機的配套的齒輪和通用減速器中的齒輪。其作為齒輪制造行業(yè)中的重要組成部分，經(jīng)過數(shù)十年的發(fā)展，在國內(nèi)已具有相當(dāng)?shù)囊?guī)模和實力。特別是從70年代后期至80年代，我國在引進冶金、建材、石油、化工、電站等方面的大型成套設(shè)備中，同時引進了與其配套的齒輪制造技術(shù)。與此同時，國內(nèi)一些重載齒輪生產(chǎn)廠家也進口了一系列的大型高精度切齒設(shè)備、大型齒輪檢測設(shè)備以及熱處理設(shè)備。如3.5m磨齒機、2.5m齒輪檢測儀、大型高精度滾齒機、大型滾刀磨床、2m滲碳爐等。通過技術(shù)引進和消化吸收工作，以及圍繞提高齒面承載能力進行的一系列科研攻關(guān)，加之先進的齒輪制造設(shè)備幾檢測設(shè)備的引進，大大促進了我國重載齒輪行業(yè)制造技術(shù)的發(fā)展，逐步縮小了我國重載齒輪產(chǎn)品水平與國外先進水平的差距。這方面的標(biāo)志是國內(nèi)重載齒輪制造行業(yè)一發(fā)展到以滲碳淬火磨齒齒輪為主導(dǎo)地位的新階段，基本上可以滿足國內(nèi)大型成套設(shè)備的配套要求。 5.1.1 硬齒面齒輪的工藝特點 1、強調(diào)高精度 硬齒面齒輪的齒面接觸疲勞強度和齒根抗彎強度都很高，但是接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的大小和精度是密切相關(guān)的。齒輪和箱體等的制造和裝配誤差均會引起齒面和齒根的局部過載，從而影響齒輪實際承載能力。硬齒面齒輪只有在高精度的條件下，其承載能力高的特點才能充分發(fā)揮。由于硬齒面齒輪的跑合性能比軟齒面齒輪差的多，所以由于精度低造成硬齒面齒輪承載能力下降，其后果要比軟齒面嚴(yán)重的多?？梢哉f今后硬齒面齒輪加工工藝的研究重點，旨在提高制造精度。 2、更有必要進行齒廓和齒向修形 對于重載齒輪，特別是硬齒面齒輪，由于其彈性變形很大，跑合性能又極差為了減少由于齒輪受載變形所引起的嚙入嚙出沖擊，改善嚙合過程中齒面載荷分配特性，減少振動噪聲和動載荷，更有必要進行齒廓修形；另一方面，為了使一同受載變形后，載荷沿齒寬均勻分布，亦更有必要進行齒向修形。 3、降低齒面的表面粗糙度 軟齒面的表面粗糙度對齒面承載能力的影響微不足道的，而硬齒面的表面粗糙度對齒面承載能力的影響很大。因此要求硬齒面較軟齒面具有更低的表面粗糙度數(shù)值。硬質(zhì)合金滾刀精滾后采用蝸桿式珩磨輪珩齒，甚至磨齒后珩齒，進一步降低表面粗糙度，其目的就在于此。 5.1.2滲碳齒輪的加工工藝 表5-1滲碳齒輪的加工工藝 工序號 工序名稱 工序內(nèi)容及說明 0 鍛造 1 粗車 各內(nèi)外圓及端面留量，總余量=正火后車削余量+滲碳后車去滲碳層余量+淬火后精車余量全部棱邊按留量倒角；圖樣臺肩圓角小于R5按R5加工，大于R5按圖加工，全部表面粗糙度不大于 2 探傷 超聲波探傷 3 正火 4 車 按外圓及端面找正 凹槽車成 齒頂圓直徑，根據(jù)生產(chǎn)實踐中掌握的熱處理變形規(guī)律，工藝要求車小于熱處理后漲大量相同的尺寸，以及熱處理后，齒頂圓直徑大致符合圖樣尺寸要求 若粗滾齒時測量齒厚，須由檢查員測量實際齒頂圓直徑，并在非基準(zhǔn)面上標(biāo)明，以備粗滾齒測量齒厚時進行修正 內(nèi)徑及端面留量，總余量=滲碳后車去滲碳層余量+淬火后車削余量 全部棱邊倒角按余量倒角，全部表面粗糙度不大于 5 劃線 劃端面孔線 6 鉆 鉆端面孔 7 鏜 將端面孔鏜至圖樣要求尺寸 8 粗滾齒 采用磨前滾刀滾齒，要求精度達8-8-8（GB10095-88）測量公法線長度或齒厚，留出半精滾齒及磨齒余量 9 鉗工 端面齒形及齒頂沿齒長棱邊倒角 10 滲碳 11 車 按齒頂圓及端面找正 車去內(nèi)孔及端面滲碳層，內(nèi)孔及端面留量，余量為淬火后車削余量 12 鉗工 端面齒形倒角 13 淬火 14 噴丸 15 車 按齒圈找正；直齒輪在卡盤卡爪位置的四個齒槽兩端均布8個磁性找正棒。在相距0.8齒寬的兩個截面上，找正齒圈徑向跳動。 按圖車成各部，在齒頂圓中部車寬10找正，見圖即可 調(diào)裝，端面靠平鐵（平鐵預(yù)先光一刀），用0.02塞尺檢查不入，按找正帶找正，按圖車成其余各部 16 探傷 17 劃線 劃鍵槽加工線 18 插 插鍵槽 19 鉗工 將此件與軸、鍵裝配 20 精車 按兩端基準(zhǔn)軸頸找正，徑向圓跳動允差0.02 基準(zhǔn)端面輕光一刀，見平即可 在齒頂圓中部車寬 10找正，見圓即可 若半精滾齒及磨齒時是測量齒厚，應(yīng)在滾齒切入端，車寬度大于法向模數(shù)的測量帶，車圓即可。須由檢查員測量實際齒頂圓直徑，并在非基準(zhǔn)面上標(biāo)明，以備半精滾齒、磨齒測量齒厚時進行修正 21 半精滾齒 按一端基準(zhǔn)軸頸及齒頂圓找?guī)д艺?；或按齒頂圓找正帶 采用硬質(zhì)合金滾刀半精滾齒，留磨余量為粗滾齒留出余量的1/4，要求精度達到7-8-8（GB10095—88），精度7-8-8（GB10095—88）或以下可以精滾成 22 磨齒 按兩端基準(zhǔn)軸頸找正，徑向圓跳動允差0.01 采用將軸裝入齒輪后，按兩端基準(zhǔn)軸徑找正，精車基準(zhǔn)端面和齒頂圓找正帶，半精滾齒和磨齒時，按基準(zhǔn)軸徑和精車后的基準(zhǔn)面找正的工藝方法，可以顯著的減少由于齒輪軸線傾斜引起的附加幾何偏心而造成的齒距累積誤差；以及齒輪軸線傾斜造成的齒向誤差這是提高齒輪精度行之有效的工藝方法 23 檢查 按圖樣要求檢查齒輪精度，在檢查齒形時同時檢查漸開線長度是否足夠 檢查是否有磨齒燒傷、裂紋 檢查齒根部是否出現(xiàn)磨齒 24 鉗工 端面齒形及齒頂沿齒長棱邊倒角 做靜平衡 5.2軸的加工工藝 表5-2滲碳軸齒輪的加工工藝 工序號 工序名稱 工序內(nèi)容及說明 0 鍛造 1 劃線 檢查毛坯余量 劃一端中心孔加工線 2 打中心孔 平一端面并打中心孔 3 粗車 各外圓及端面留量，總余量=正火后車削余量（齒頂圓僅此一項）+滲碳后車去滲碳層余量+淬火后車削余量+外圓及端面磨削余量。為了避免熱處理時由于應(yīng)力集中造成裂紋：全部棱邊按留量倒角；圖樣臺肩圓角小于R5按R5加工，大于R5按圖加工；全部表面粗糙度不大于（同時為了超聲波探傷要求）。根據(jù)工藝需要車出熱處理吊臺 4 探傷 超聲波探傷檢查齒坯是否有缺陷。若齒坯內(nèi)部質(zhì)量不合格就報廢 5 正火 預(yù)備熱處理。目的是使齒坯組織細化和均勻化，減少滲碳淬火時的變形 6 車 車兩軸端端面，修打兩端中心孔。齒頂圓按圖車成。齒寬按圖車成。其余外圓及端面留量，總余量=滲碳后車去滲碳層余量+淬火后車削余量+外圓及端面磨削余量倒角、臺肩圓角、其余表面粗糙度要求同工序3 7 粗滾齒 齒形預(yù)加工，要求精度達到8-8-8（GB10095—88）采用帶觸角的磨前滾刀，在齒形根部切出沉割。測量公法線長度，并留出半精滾齒及磨齒余量 8 鉗工 端面齒形及齒頂沿齒長棱邊倒角，避免熱處理時產(chǎn)生裂紋 9 滲碳 10 車 按齒頂圓兩端找正。車成軸端端面，修打兩端中心孔。車去各部滲碳層，外圓及端面留量，總余量=淬火后車削余量+外圓及端面磨削余量。倒角、臺階圓角、表面粗糙度要求同工序3 11 淬火 12 噴丸 目的是：清除熱處理氧化皮；使齒根部產(chǎn)生殘余應(yīng)力，以提高齒根抗彎疲勞強度 13 半精車 切去熱處理吊臺，保持總長 直齒輪在卡盤卡爪位置的四個齒槽兩端均布8個磁性找正棒。在相距0.8齒寬的兩個截面上，找正齒圈徑向跳動。 調(diào)節(jié)卡盤卡爪和置于中心架上的固定于另一端的定位套，進行找正。修打兩端中心孔 需磨削的外圓及端面要留量，其余車成。全部表面粗糙度不大于 14 探傷 超聲波探傷，此次探傷結(jié)果最終確定齒坯內(nèi)部質(zhì)量是否合格 15 磨 磨外圓及端面 16 半精滾齒 按兩端軸徑找正，采用硬質(zhì)合金滾刀半精滾齒，留磨余量為粗滾齒留出余量的1/4。要求精度達到7-8-8（GB10095—88）。設(shè)計要求精度為7-8-8（GB10095—88）或更低可精滾成 17 磨齒 按兩端基準(zhǔn)軸徑找正，徑向圓跳動允差0.01 齒廓根部切出沉割，意圖是避免齒槽根部磨削，其好處是：避免降低槽底硬度，及保持滲碳、淬火、噴丸后形成的壓力應(yīng)力層，以提高齒根抗彎疲勞強度；槽底狹小，散熱條件差，以及過渡曲線處余量大小變化大，易產(chǎn)生磨削燒傷和裂紋；槽底磨削條件差，砂輪外圓磨粒易脫落和磨損，從而影響磨齒質(zhì)量?？傊?，齒槽根部不磨削可以提高齒輪承載能力，避免磨齒損傷，提高磨齒質(zhì)量，降低磨齒負荷，提高生產(chǎn)效率 調(diào)整好磨齒機后，每批首件試磨，然后對其進行精度檢測，根據(jù)齒形和齒向的檢測結(jié)果，對磨齒機進行小調(diào)整，直至磨出合格的產(chǎn)品 18 . 按圖樣要求檢查齒輪精度，在檢查齒形時，同時檢查漸開線長度是否足夠，檢查是否有磨齒燒傷、裂紋；檢查齒根部是否出現(xiàn)磨齒凸臺 19 劃線 劃鍵槽加工線 20 銑 銑鍵槽 21 鉗工 端面齒形及齒頂沿齒長棱邊倒角 6往復(fù)式給煤機的使用、安裝、維護、發(fā)展趨勢 6.1往復(fù)式給煤機使用中存在的問題 該設(shè)備具有結(jié)構(gòu)簡單、性能穩(wěn)定、運行安全可靠、維修方便等優(yōu)點。但同時也存在著一些問題，為了提高給煤機的綜合性能，在現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)給煤機基礎(chǔ)上做了改進,其改進措施如下: (1) 對給煤機的容積利用系數(shù)作了合理調(diào)整,縮小了給煤機的槽體體積,充分利用設(shè)備能力,提高給料量。 (2) 給煤機通過傾斜溜槽與倉口聯(lián)接,避免了倉內(nèi)煤的壓力直接作用于底板,降低了底板運行阻力和電動機功耗。 (3) 電動機、減速器和曲柄連桿機構(gòu)運行平穩(wěn),噪音低。 (4) 連桿沒有直接固定在減速器輸出軸上,而是通過定曲柄和活曲柄,將減速器的輸出軸與連桿相連接，所以減速器輸出軸只承受扭矩,不承受連桿推拉力,改善了減速器的受力條件,延長了減速器的使用壽命。 (5) 托輥與箱體固定在一起，使底板運行平穩(wěn),并改善了受力條件，整體強度、剛度也有所改善。 (6) 給煤機槽體內(nèi)增設(shè)耐磨襯板（16Mn）　襯板與給煤機側(cè)板和底板采用點焊焊接,襯板嚴(yán)重磨損時,可鏟除焊點,更換新襯板，這樣可以提高給煤機的壽命。 6.2往復(fù)式給煤機的改進 ①整機采用框架可卸式。由于考慮到井下運輸?shù)姆奖愫凸r的限制,整機采用分體式。同時,考慮到井下焊接的不便,盡量采用螺栓副連接,側(cè)板考慮到外鼓的可能與內(nèi)壁磨損的需要,在外側(cè)加肋內(nèi)側(cè)鋪設(shè)襯板,加強了整體的剛度和強度。 ②增加導(dǎo)板的導(dǎo)向與支撐裝置。在做往復(fù)運動的導(dǎo)板下增設(shè)幾組托輥輪, 一方面變導(dǎo)板的滑動摩擦為滾動摩擦,減少了磨損,另一方面也使導(dǎo)板的剛度提高。另外,為防止導(dǎo)板在運動中跑偏,在其兩側(cè)安裝導(dǎo)向輪。 ③采用雙曲槽驅(qū)動方式。給煤機驅(qū)動裝置采用硬齒面減速器、普通柱銷聯(lián)軸器、雙輸出軸形式,不但降低了成本,且使單邊軸伸的徑向載荷僅為底面推力的一半,受載條件大為改善,進一步提高了導(dǎo)板運行的穩(wěn)定性。 ④對導(dǎo)板結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。以前K系列給煤機的平板閘門在物料運送中存在不少問題,給料量一直不能提高。現(xiàn)在將導(dǎo)板設(shè)計為階梯形,不但加大了物料處理量,還提高了導(dǎo)板的強度。 ⑤變扇形閘門為手動平板閘門?？刂苼砹蠑?shù)量的關(guān)鍵是閘門。以往K系列均采用扇形結(jié)構(gòu),因其經(jīng)常與倉壁相碰,現(xiàn)場在安裝閘門時只能把倉壁敲去一部分,致使倉壁的強度受到影響。改用手動平板閘門后,