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第82頁(yè)
中國(guó)礦業(yè)大學(xué)2008屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
1． 往復(fù)式給煤機(jī)概述
往復(fù)式給煤機(jī)在我國(guó)煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應(yīng)用已有幾十年。給煤設(shè)備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給煤設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給煤設(shè)備的可靠性,直接影響整個(gè)生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運(yùn)行。生產(chǎn)實(shí)踐證明,該設(shè)備對(duì)煤的品種、粒度、外在水份等適應(yīng)能力強(qiáng),與其他給煤設(shè)備相比,具有運(yùn)行可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、完全可靠、維護(hù)工作量小等優(yōu)點(diǎn)。
往復(fù)式給煤機(jī)的主要缺點(diǎn)是能耗較高。
隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地?cái)U(kuò)大,現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)式給煤機(jī)生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求。因此,改進(jìn)和擴(kuò)大現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)給煤機(jī)是完全有必要的。
1.1 往復(fù)式給煤機(jī)的用途
最通用的往復(fù)式給煤機(jī)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煤，將儲(chǔ)料倉(cāng)或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運(yùn)到運(yùn)輸設(shè)備或其他篩選設(shè)備中。
1.2 K型往復(fù)式給煤機(jī)的組成
K型給煤機(jī)由機(jī)架、 底拖板（給煤槽）、電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、傳動(dòng)平臺(tái)、漏斗、閘門、托輥等組成。 本機(jī)可根據(jù)需要設(shè)有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。給煤機(jī)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，其給煤能力由底板行程來(lái)達(dá)到。
1.3 K型往復(fù)式給煤機(jī)工作原理簡(jiǎn)述
往復(fù)式給煤機(jī)由槽形機(jī)體和帶有曲柄連桿裝置的活動(dòng)地板組成的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，地板是工作機(jī)構(gòu)。傳動(dòng)原理：當(dāng)電動(dòng)機(jī)開(kāi)動(dòng)后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動(dòng)傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，當(dāng)?shù)装逭袝r(shí),將煤倉(cāng)和槽形機(jī)體內(nèi)的煤帶到機(jī)體前端;底板逆行時(shí),槽形機(jī)體內(nèi)的煤被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng),機(jī)體前端的煤自行落下。將煤均勻地卸到運(yùn)輸機(jī)械或其它篩選設(shè)備上。
1.4 K4型給煤機(jī)的主要特點(diǎn)：
工作可靠、壽命長(zhǎng)；重量輕、體積小、維護(hù)保養(yǎng)方便；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，運(yùn)行可靠，調(diào)節(jié)安裝方便；封閉式框架結(jié)構(gòu)，大大提高了機(jī)架的剛度；裝有限矩形液力偶合器，能滿載啟動(dòng)，過(guò)載保護(hù)；給煤量大是目前國(guó)內(nèi)最大的給煤設(shè)備；采用了先進(jìn)的平面二次包絡(luò)環(huán)面螺桿減速器設(shè)計(jì)，承載能力大，傳動(dòng)效率高；側(cè)襯板與地板之間留縫可調(diào)，能較準(zhǔn)確地控制留縫大小，大大減少了漏料；驅(qū)動(dòng)裝置對(duì)稱布置，并采用雙推桿，使整機(jī)受力均衡，傳動(dòng)平穩(wěn)，消除了底版往復(fù)時(shí)的扭擺現(xiàn)象；地板有立向筋板，并用三道通長(zhǎng)拖輥支撐，保證了地板本身剛度，消除了現(xiàn)有機(jī)械的缺點(diǎn)。
1.5 往復(fù)式給煤機(jī)與振動(dòng)式，板式給煤機(jī)的比較
往復(fù)式與振動(dòng)式給煤機(jī)兩種給煤方式不同點(diǎn)是給煤頻率和幅值以及運(yùn)動(dòng)軌跡不同。在使用過(guò)程中，由于振動(dòng)式給煤機(jī)給煤頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動(dòng)給煤，其振動(dòng)和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給煤量不穩(wěn)定，給煤量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動(dòng)給煤，給煤機(jī)必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動(dòng)參數(shù)對(duì)底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉(cāng)壓，需增加倉(cāng)下給煤槽的長(zhǎng)度，結(jié)果是增加了料倉(cāng)的整體高度，使工程投資加大；由于給煤高度加大，無(wú)法用于替換目前大量使用的往復(fù)式給煤機(jī)。
往復(fù)式給煤機(jī)與板式給煤機(jī)安裝方式的區(qū)別主要在于往復(fù)式給煤機(jī)采用懸掛式安裝方式，在地坑基礎(chǔ)完工后，往復(fù)式給煤機(jī)可以直接通過(guò)料斗固定在地坑基礎(chǔ)上。而板式給煤機(jī)則采用設(shè)備基礎(chǔ)安裝的方式，不但要完成地坑基礎(chǔ)施工，而且還要進(jìn)行設(shè)備基礎(chǔ)施工。采用往復(fù)式給煤機(jī)可以減少工程施工周期，節(jié)約工程造價(jià)。
除此之外，往復(fù)式給煤機(jī)還具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，經(jīng)久耐用，故障率低的特點(diǎn)，從而在井下礦山機(jī)電運(yùn)輸中得到廣泛應(yīng)用。鑒于此，將往復(fù)式給煤機(jī)應(yīng)用于地面和井下完全能適應(yīng)生產(chǎn)環(huán)境需要，從而達(dá)到減少投入，提高設(shè)備運(yùn)轉(zhuǎn)率，解放勞動(dòng)力的目的。
1.6 K-4型往復(fù)式給煤機(jī)的技術(shù)參數(shù)
表1-1 K-4型往復(fù)式給煤機(jī)技術(shù)參數(shù)
型號(hào)規(guī)格
K-4
給煤能力/（t/h）
底板行程
曲柄位置
無(wú)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(dòng)機(jī)
型號(hào)
YB200L-8(Y200 L-6)
功率/
18.5
轉(zhuǎn)速/（）
970
減速器
型號(hào)
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
2． 往復(fù)式給煤機(jī)的總體設(shè)計(jì)
在確定往復(fù)式給煤機(jī)整體結(jié)構(gòu)尺寸之前，首先考慮給煤機(jī)的容積利用系數(shù)。容積利用系數(shù)是給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的體積與槽體容積的比值。在給煤機(jī)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(shè)計(jì)給煤能力的值就越大,則設(shè)計(jì)生產(chǎn)能力大,反之就小?，F(xiàn)有Ｋ型往復(fù)給煤機(jī)容積利用系數(shù)取值為0.62。為了提高給煤機(jī)的綜合性能,通過(guò)對(duì)K型往復(fù)給煤機(jī)的使用情況進(jìn)行大量調(diào)查和性能測(cè)試,給煤機(jī)實(shí)際生產(chǎn)能力比設(shè)計(jì)生產(chǎn)能力偏大約10～20%。這說(shuō)明原設(shè)計(jì)容積利用系數(shù)取值偏低。在該往復(fù)給煤機(jī)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)比較,在相同設(shè)計(jì)生產(chǎn)能力條件下,給煤機(jī)槽體容積可以縮小13%。給煤機(jī)的實(shí)際生產(chǎn)能力與煤的粒度、水份有較大關(guān)系。同樣一臺(tái)給煤機(jī),煤的流動(dòng)性好,則實(shí)際生產(chǎn)能力大;煤的流動(dòng)性差,則實(shí)際生產(chǎn)能力就小。現(xiàn)有Ｋ型往復(fù)式給煤機(jī)之所以適應(yīng)范圍廣,除其它性能以外,就在于設(shè)計(jì)時(shí)余量較大,即容積利用系數(shù)取值較低。我認(rèn)為,容積利用系數(shù)不宜取值過(guò)大,以保證往復(fù)給煤機(jī)對(duì)各種煤的適應(yīng)性。
2.1、往復(fù)式給煤機(jī)的參數(shù)
根據(jù)已知參數(shù)，給煤量：；往復(fù)行程：，初步設(shè)定曲柄的轉(zhuǎn)數(shù)為。
2.2給煤機(jī)的總體外型設(shè)計(jì)
1）。參考 K-4型往復(fù)式給煤機(jī)取料倉(cāng)寬度為=1250，底托板材料選用Q235鋼長(zhǎng)度為L(zhǎng)=1500 。
由此可推出每轉(zhuǎn)推出煤的容積為：
式中：――曲柄每轉(zhuǎn)推出煤為
――查表得散煤的容重
由式得
V=abh=0.25×1.1h=
推出煤的最低高度：
h=0.75m
初步設(shè)定曲柄的轉(zhuǎn)數(shù)為，箱體的有效高度和寬度，高度為，寬度為。給煤量可表示為
式中 ——給煤機(jī)給煤量，；
——給煤機(jī)箱體高度，；
——給煤機(jī)箱體寬度，；
——給煤機(jī)行程，；
——煤的密度，；
——給煤機(jī)箱體高度，；
——工況系數(shù)，。
因此，由式可求出給煤量
圖2-2 往復(fù)式給煤機(jī)箱體尺寸
>800
由上式結(jié)果可得出，箱體尺寸滿足給煤要求。
2）。曲柄連桿尺寸及底板速度的確定
已知行程，設(shè)偏距e為120 mm，傾斜角度為在有三角形關(guān)系式和理論力學(xué)中最小角定理，當(dāng)可求得
速度V=(1+)
=0.77m/s .
曲柄a=124mm
連桿長(zhǎng)l=1057mm
圖2-1 K型往復(fù)式給煤機(jī)曲柄連桿運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖
2.3給煤機(jī)的受力分析
2.3.1 往復(fù)式給煤機(jī)的運(yùn)行阻力
往復(fù)式給煤機(jī)運(yùn)行時(shí)，電動(dòng)機(jī)功率主要消耗在克服下列阻力上。
正行時(shí)：底板在托滾上的運(yùn)動(dòng)阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。
逆行時(shí)：底板在托滾上的運(yùn)動(dòng)阻力和煤與底板的摩擦阻力。
此外，還有消耗在克服煤與側(cè)板之間黏著力和在克服底板加速運(yùn)動(dòng)時(shí)的運(yùn)行阻力上。
2.3.2 產(chǎn)生運(yùn)行阻力的因素及力的計(jì)算
往復(fù)式給煤機(jī)的運(yùn)行阻力有以下公式計(jì)算：
式中 ——給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的質(zhì)量，；
——給煤機(jī)運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量，；
——重力加速度，；
——煤倉(cāng)出口處壓力，；
——給煤機(jī)底板水平投影長(zhǎng)度，；
——煤倉(cāng)出口對(duì)底板有效壓力區(qū)長(zhǎng)度，；
——給煤機(jī)槽體凈寬度，；
——底板在托滾輪上的運(yùn)動(dòng)阻力系數(shù)，；
——煤對(duì)側(cè)板的側(cè)壓系數(shù)；
——煤的松散容重， ；
——底板上煤的厚度， ，。
正行阻力：
正行阻力：
運(yùn)行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值計(jì)算，即
式中、、括號(hào)內(nèi)的第一項(xiàng)表示給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的重量和活動(dòng)件的重量；表示給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的重量； 表示煤的重量對(duì)給煤機(jī)固定側(cè)板產(chǎn)生的側(cè)壓力。號(hào)內(nèi)的第二項(xiàng)表示煤倉(cāng)出口處壓力； 表示煤倉(cāng)出口處壓力對(duì)給煤機(jī)固定側(cè)板產(chǎn)生的側(cè)壓力。由于底板在托滾輪上的運(yùn)動(dòng)阻力較小(運(yùn)動(dòng)阻力系數(shù)ω值較小),給煤機(jī)運(yùn)行阻力主要是煤與固定側(cè)板的摩擦阻力和煤與底板的摩擦阻力。因此可知,產(chǎn)生運(yùn)行阻力的主要因素是給煤機(jī)槽體內(nèi)的煤的重量和煤倉(cāng)出口處的壓力以及煤與側(cè)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(cāng)出口處壓力對(duì)底板的作用,以及減小煤與固定側(cè)板和底板的摩擦力來(lái)往復(fù)式給煤機(jī)的節(jié)能措施。
采用傾斜式倉(cāng)口漏斗由于煤倉(cāng)出口處壓力的作用,使底板產(chǎn)生了運(yùn)行阻力,如果采用斜倉(cāng)口漏斗,使煤倉(cāng)出口壓力對(duì)底板作用減小或不作用在底板上,底板的運(yùn)行阻力就可以減小。
往復(fù)式給煤機(jī)的運(yùn)行阻力由以下簡(jiǎn)化公式計(jì)算：
給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的質(zhì)量：
=1.25×1.5×0.75×950
底托板選用的材料為，其密度，底托板長(zhǎng)、寬、厚度分別為1500、1250、16。則底托板質(zhì)量為：
則
正行阻力：
正行阻力：
運(yùn)行阻力：
＝
減少煤與底板的磨擦系數(shù)是有限的。這是因?yàn)檎袝r(shí)，給煤機(jī)槽體內(nèi)的煤是在其與底板之間的磨擦力的作用下，移到給煤機(jī)前端。煤與底板的磨擦力要大于煤在加速時(shí)的動(dòng)阻力和煤與固定側(cè)板的磨擦力，才能保證在正行時(shí)，煤與底板間不產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)。
3. 給煤機(jī)的減速器設(shè)計(jì)方案
3.1 電機(jī)選型
因設(shè)備是在井下工作，電機(jī)選為隔爆異步電動(dòng)機(jī)。
1. 給煤機(jī)所需功率：
2. 給煤機(jī)的傳動(dòng)效率
(1) 曲柄連桿的傳動(dòng)效率：0.96×0.85
(2)減速器的傳動(dòng)效率：0.97×0.96
(3)聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率：0.99
所以，給煤機(jī)的總傳動(dòng)效率為
3. 電動(dòng)機(jī)的功率確定
電動(dòng)機(jī)的實(shí)際功率為
一般來(lái)說(shuō)，選擇電動(dòng)機(jī)容量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額定功率等于或稍大于工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)功率，即，所以，選擇電機(jī)額定功率為15，選擇電機(jī)型號(hào)如表3-1所示
表3-1 往復(fù)式給煤機(jī)電機(jī)選型
型號(hào)
額定功率
額定轉(zhuǎn)速
同步轉(zhuǎn)速
功率因數(shù)
YB180L-6
15
970
1000
0.895
3.2 減速器選型
3.2.1. 減速器選型
現(xiàn)在已使用的K系列往復(fù)式給煤機(jī)常用的減速器型號(hào)如表3-2所示。
表3-2 K系列往復(fù)式給煤機(jī)常用的減速器型號(hào)
型號(hào)規(guī)格
K-0
K-1
K-2
K-3
K-4
減速機(jī)
型號(hào)
JZQ0-350
JZQ0-350
JZQ0-350
JZQ-400
JZQ-500
速比
12.64
12.64
12.64
15.75
15.75
ZQ、ZQH（JZQ、PM）型減速器具有機(jī)械性能好、工作可靠、維修方便、過(guò)載能力強(qiáng)、耐沖擊、慣性力矩小等特點(diǎn)。適用于起重、運(yùn)輸、冶金、礦山、建筑、化工、紡織等行業(yè)。
其適用條件如下：減速器齒輪圓周速度不大于12m/s；高速軸的轉(zhuǎn)速不大于1500r/min；可用于正反兩向運(yùn)轉(zhuǎn)；工作環(huán)境溫度為-40℃～+40℃。減速器有九種傳動(dòng)比、九種裝配形式和三種低速軸軸端型式。
1) 計(jì)算速比
減速器速比為
2）分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比
參考文獻(xiàn)[3]表2-1，取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比
對(duì)于展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器，在兩極齒輪配對(duì)材料、性能及齒寬系數(shù)大致相同的情況下，即齒面接觸強(qiáng)度大致相等時(shí)，兩極齒輪的傳動(dòng)比可按下式分配：
即
代入式得
3.2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
各軸的轉(zhuǎn)速根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速及傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算;傳動(dòng)裝置各部分的功率和轉(zhuǎn)矩。
計(jì)算各軸時(shí)將傳動(dòng)裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號(hào)，定0軸（電動(dòng)機(jī)軸），1軸，2軸，3軸，4軸；相鄰兩軸間的傳動(dòng)比表示為，；各軸的輸出功率為，，，；各軸的輸出轉(zhuǎn)矩為，，，。
各軸的輸出功率
0軸（電動(dòng)機(jī)軸）
1軸（高速軸）
2軸（中間軸）
3軸（低速軸）
各軸的輸出轉(zhuǎn)速
0軸（電動(dòng)機(jī)軸）
1軸（高速軸）
2軸（中間軸）
3軸（低速軸）
各軸的輸出轉(zhuǎn)矩
0軸（電動(dòng)機(jī)軸）
1軸（高速軸）
2軸（中間軸）
3軸（低速軸）
3.3 齒輪的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算
3.3.1 第一對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)
(1) 選擇齒輪材料
參考文獻(xiàn)[4]查表8-17
小齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火
大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火
(2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按估取圓周速度;
參考文獻(xiàn)[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級(jí)
小輪分度圓直徑d，參考文獻(xiàn)[4]，由式求得
齒寬系數(shù)參考文獻(xiàn)[4]，查表8～23 按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)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(dòng)比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
小齒輪轉(zhuǎn)矩 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-53）求得
載荷系數(shù)K 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-54）得
使用系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-20
動(dòng)載荷系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-57得初值
齒向載荷分布系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-60
齒間載荷分配系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-55）及得
參考文獻(xiàn)[4]，查表并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-22得
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-64得
重合度系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－65得
許用接觸應(yīng)力 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8－69）得
接觸疲勞極限應(yīng)力、 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－69
參考文獻(xiàn)[4]，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70)
預(yù)設(shè)給煤機(jī)每天工作20小時(shí)，每年工作300天，預(yù)期壽命為10年
則參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-70得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 、（不允許有點(diǎn)蝕）
硬化系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-71及說(shuō)明
接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-27，按一般可靠度查
取
故的設(shè)計(jì)初值為
齒輪模數(shù)
參考文獻(xiàn)[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(jì)取有差距不大，對(duì)取值影響不大，不需修正
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取小輪齒寬
大輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
齒形系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應(yīng)力修正系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-67）
許用彎曲應(yīng)力 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強(qiáng)度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計(jì)算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(參考文獻(xiàn)[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關(guān)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
2) 大齒輪的相關(guān)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(dòng)比
參考文獻(xiàn)[4]表8-31得知，當(dāng) ，選用腹板式的結(jié)構(gòu)
取
應(yīng)大于，為齒全高
=
=274
3.3.2 第二對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)
(1) 選擇齒輪材料
參考文獻(xiàn)[4]查表8-17
小齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火
大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火
(2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按估取圓周速度;
參考文獻(xiàn)[4]表8-14，表8-15選取 Ⅱ公差組8級(jí)
小輪分度圓直徑d，參考文獻(xiàn)[4]，由式求得
齒寬系數(shù)參考文獻(xiàn)[4]，查表8～23 按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)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(dòng)比誤差 誤差在范圍內(nèi)。合適
小齒輪轉(zhuǎn)矩 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-53）求得
載荷系數(shù)K 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-54）得
使用系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-20
動(dòng)載荷系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-57得初值
齒向載荷分布系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-60
齒間載荷分配系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-55）及得
參考文獻(xiàn)[4]，查表并插值
則載荷系數(shù)的初值
彈性系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-22得
節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-64得
重合度系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－65得
許用接觸應(yīng)力 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8－69）得
接觸疲勞極限應(yīng)力、 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8－69
參考文獻(xiàn)[4]，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70)
預(yù)設(shè)給煤機(jī)每天工作20小時(shí)，每年工作300天，預(yù)期壽命為10年
則參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-70得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) 、（不允許有點(diǎn)蝕）
硬化系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-71及說(shuō)明
接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-27，按一般可靠度查
取
故的設(shè)計(jì)初值為
齒輪模數(shù)
參考文獻(xiàn)[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(jì)取有差距不大，對(duì)取值影響不大，不需修正
小輪分度圓直徑
大輪分度圓直徑
中心距
齒寬 ，
取小輪齒寬
大輪齒寬
(3) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算
齒形系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-67 小輪
大輪
應(yīng)力修正系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-68 小輪
大輪
重合度系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-67）
許用彎曲應(yīng)力 參考文獻(xiàn)[4]，由式（8-71）
彎曲疲勞極限 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-72
彎曲壽命系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-73
尺寸系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查圖8-74
安全系數(shù) 參考文獻(xiàn)[4]，查表8-27
則
故
齒根彎曲強(qiáng)度足夠。
(4) 齒輪其他尺寸計(jì)算與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(參考文獻(xiàn)[4]表8-4)
1) 小齒輪的相關(guān)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
2) 大齒輪的相關(guān)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
中心距
傳動(dòng)比
參考文獻(xiàn)[4]表8-31得知，當(dāng) ，選用腹板式的結(jié)構(gòu)
取
應(yīng)大于，為齒全高
=
=301
3.4 軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算
3.4.1 中間軸的設(shè)計(jì)及校核
(1) 求輸出軸上的轉(zhuǎn)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(jì)算得知）
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1所示。
輸出軸上小齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計(jì)算得知）
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1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，按式初估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]表4-2，取，可得
(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
裝配方案如圖3-1所示
圖3-1 中間軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
軸段① 該段安裝滾動(dòng)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(xiàn)[4] 表11-1，選用NUP310E型圓柱滾子軸承，尺寸為。取齒輪距軸承的距離，考慮到齒輪和軸承之間用套筒地位，則齒輪與軸段之間有s=4mm的差距，所以
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40mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊 齒輪，軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于輪轂孔寬度，取。s
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，與軸段①相同取直徑
。
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(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)，為保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，取齒輪與軸的配合為。
4）確定軸端倒角取。
5）軸的強(qiáng)度校核
Ⅰ求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖3-1），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-15可得知a值，對(duì)于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。
根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)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(dāng)量彎矩
如圖3-2 中間軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
Ⅱ校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[4]表4-1查得，則，即，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為
滿足強(qiáng)度要求。
3.4.2 輸入軸的設(shè)計(jì)及校核
(1) 求輸入軸上的轉(zhuǎn)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(jì)算得知）
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-3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，按式初估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]查表4-2，取，可得
(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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 輸入軸的結(jié)構(gòu)圖
2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
軸段① 該段用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)工作情況選取，則。參考文獻(xiàn)[4] 表13-5，根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為，許用轉(zhuǎn)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)軸器輪轂總長(zhǎng)度（J型軸孔），與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
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(jié)構(gòu)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(dòng)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(xiàn)[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。所以軸段④的長(zhǎng)度。
軸段⑤ 該軸段為齒輪軸，齒輪寬度，分度圓直徑。
軸段⑥的直徑和長(zhǎng)度各取，。
軸段⑦用于安裝軸承，選用6310型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1知，尺寸為。其直徑為，。
3) 確定軸端倒角取。
4) 軸的強(qiáng)度校核
Ⅰ求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖3-4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-15可得知，對(duì)于6310型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。
根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)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(dāng)量彎矩
圖3-4 輸入軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
Ⅱ校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻(xiàn)[4]表4-1,查得，則，即，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為
滿足強(qiáng)度要求。
3.4.3 輸出軸的設(shè)計(jì)及校核
(1) 求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩
(2) 求作用在齒輪上的力
輸出軸上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3-5所示。
(3) 確定軸的最小直徑
選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻(xiàn)[4]查表4-2，取，可得
(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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 輸出軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長(zhǎng)度
軸段① 該段安裝滾動(dòng)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6316型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1可知，尺寸為。取該軸段的直徑為，。
軸段② 取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。
軸段③ 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46mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于輪轂孔寬度，取。
軸段④ 該段采用套筒定位，該段安裝滾動(dòng)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6316型深溝球軸承，參考文獻(xiàn)[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(jié)構(gòu)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，因此取。
軸段⑥ 該軸段安裝曲柄，其直徑和長(zhǎng)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(xiàn)[4] 表10-26，查得，平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)。為保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，取齒輪與軸的配合為。
4) 確定軸端倒角取。
5) 軸的強(qiáng)度校核
Ⅰ求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖3-6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，參考文獻(xiàn)[6]表24.2-15可得知a值。對(duì)于6216型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。
根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，3截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。3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(dāng)量彎矩
圖3-6 輸出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
Ⅱ校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻(xiàn)[4]表4-1，查得，則，即，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為
滿足使用要求。
3.5 軸承的選擇與校核計(jì)算
3.5.1 輸入軸上的軸承選擇與校核
根據(jù)輸入軸結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[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(dòng)載荷；基本額定靜載荷。
根據(jù)以上軸的載荷計(jì)算，得知：
(1) 軸承的支反力：
水平面，
垂直面，
合成支反力
(2) 軸承的壽命
因，，，由表3-3、表3-4查得，
表2-3 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3-4 載荷系數(shù)
載荷性質(zhì)
無(wú)沖擊或輕微沖擊
中等沖擊
強(qiáng)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。
3.5.2 中間軸上的軸承選擇與校核
根據(jù)中間軸的和輸入軸結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1,選用NUP310E圓柱滾子軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動(dòng)載荷；基本額定靜載荷。
根據(jù)以上軸的載荷計(jì)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3-3、表3-4查得，
滿足使用要求。
3.5.3 輸出軸的軸承選擇與校核
根據(jù)1軸的結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻(xiàn)[4] 表11-1,選用6316型深溝球軸承，該軸承的主要性能參數(shù)為：基本額定動(dòng)載荷；基本額定靜載荷。
根據(jù)以上軸的載荷計(jì)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3-3、表3-4查得，
滿足使用要求。
3.6 鍵的選擇與校核計(jì)算
3.6.1 中間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(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)；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(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)，為保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，取雙鍵連接。取齒輪與軸的配合為。
其擠壓強(qiáng)度計(jì)算公式為：
式中：——鍵與轂槽（或軸槽）的接觸強(qiáng)度，，，為鍵高（尺寸查有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)）；
——鍵的工作長(zhǎng)度，，型：，型：（尺寸查有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)）；
——許用擠壓應(yīng)力，，查表3-5
鍵的材料一般采用抗拉強(qiáng)度極限的精拔鋼制造，常用材料為號(hào)鋼，軸的材料一般為鋼；而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵。
表3-5 軸聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力
輪轂材料
載荷性質(zhì)
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(qiáng)度要求。
該鍵滿足強(qiáng)度要求。
3.6.2 輸出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(xiàn)[4] 表10-26，得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)。為保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，取雙鍵連接。取齒輪與軸的配合為。
該鍵滿足強(qiáng)度要求。
3.7 軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3.7.1 軸承蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸承蓋用以固定軸承、調(diào)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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，為增強(qiáng)其密封性能，常與O形密封圈配合使用。由于調(diào)整軸承間隙時(shí)，需打開(kāi)箱蓋，放置調(diào)整墊片，比較麻煩，故多用于不調(diào)整間隙的軸承處。
凸緣式軸承蓋，調(diào)整軸承間隙比較方便，密封性能好，應(yīng)用較多。
凸緣式軸承蓋多用鑄鐵鑄造，應(yīng)使其具有良好的鑄造工藝性。對(duì)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(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使其厚度均勻。
當(dāng)軸承采用箱體內(nèi)的潤(rùn)滑油潤(rùn)滑時(shí)，為了將傳動(dòng)件飛濺的油經(jīng)箱體剖分面上的油溝引入軸承，應(yīng)在軸承蓋上開(kāi)槽，并將軸承蓋的端部直徑做小些，以保證油路暢通，見(jiàn)圖3-7
圖3-7
表3-6 軸承端蓋結(jié)構(gòu)尺寸
軸承外徑（mm）
螺栓直徑（mm）
螺栓數(shù)
45~65
8
4
70~100
10
4
110~140
12
6
150~230
16
8
(1) 輸入、中間軸上的軸承端蓋的結(jié)構(gòu)及尺寸
由結(jié)構(gòu)確定
，有密封件尺寸確定
(2) 輸出軸上的軸承端蓋的結(jié)構(gòu)及尺寸
由結(jié)構(gòu)確定
，有密封件尺寸確定
3.8 軸外伸處的密封設(shè)計(jì)
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(zhì)浸入，造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。
旋轉(zhuǎn)軸A形密封圈適用于轉(zhuǎn)速不高的稀油潤(rùn)滑，其結(jié)構(gòu)形式見(jiàn)減速器裝配圖。
3.9 減速器箱體的設(shè)計(jì)
鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸（參考文獻(xiàn)[3]表4-1）
名稱
符號(hào)
二級(jí)減速器尺寸關(guān)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(shí)，
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
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(jiàn)表3-7，取
、至凸緣邊緣距離
見(jiàn)表3-7，取
軸承旁凸臺(tái)半徑
凸臺(tái)高度
外箱壁至軸承座端面距離
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
，取
齒輪端面與內(nèi)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(zhǔn)，一般取
注：多級(jí)傳動(dòng)時(shí)，取低速級(jí)中心距。
表3-7 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
3.10 油面位置及箱座高度的確定
當(dāng)傳動(dòng)零件采用浸油潤(rùn)滑時(shí)，浸油深度應(yīng)根據(jù)傳動(dòng)零件的類型而定。對(duì)于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個(gè)齒高。
為避免傳動(dòng)零件轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)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。
3.11 油溝的結(jié)構(gòu)形式及尺寸
(1)輸油溝
當(dāng)軸承利用傳動(dòng)零件飛濺起來(lái)的潤(rùn)滑油潤(rùn)滑時(shí)，應(yīng)在箱座的剖分面上開(kāi)設(shè)輸油溝，使濺起的油沿箱蓋內(nèi)壁經(jīng)斜面流入輸油溝內(nèi)，在經(jīng)軸承蓋上的導(dǎo)油槽流入軸承，其結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)總圖。
圖3-8 油溝的結(jié)構(gòu)
(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(nèi)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(nèi)?；赜蜏系某叽缗c輸油溝的尺寸相同。
3.12 檢查孔與檢查孔蓋的設(shè)計(jì)
為了檢查傳動(dòng)零件的嚙合和潤(rùn)滑情況，并為了向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，應(yīng)在傳動(dòng)件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔要足夠大，以便于檢查操作。
窺視孔上設(shè)有視孔蓋，用螺釘緊固，視孔蓋可用鋼板、鑄鐵或有機(jī)玻璃等材料制造，其結(jié)構(gòu)形式及尺寸確定如圖3-9
圖3-9 視孔蓋的結(jié)構(gòu)
??；螺釘為M8，直徑，個(gè)數(shù)為4個(gè)
3.13 通氣器的結(jié)構(gòu)及尺寸
減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)會(huì)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(nèi)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(lái)，通常在箱蓋頂部或視孔蓋上設(shè)置通氣器。通氣器的結(jié)構(gòu)形式很多，因?yàn)樵撛O(shè)備用于灰塵比較大的場(chǎng)合，所以選擇如下結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖3-10、尺寸見(jiàn)表3-8，其內(nèi)部做成曲路，并設(shè)有金屬濾網(wǎng)，可減少灰塵隨空氣進(jìn)入箱內(nèi)。
表3-8 通氣器的尺寸
8
3
16
40
40
12
7
18
25.4
22
2
2
見(jiàn)圖3-10 通氣孔的結(jié)構(gòu)
3.14 放油孔、螺塞和封油圈
為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池的最底位置處設(shè)置放油孔。放油孔的位置如圖3-11。
放油孔用螺塞及油封墊圈密封。螺塞用細(xì)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(jiàn)表3-9
見(jiàn)圖3-11 放油孔的位置及結(jié)構(gòu)尺寸
表3-9
21
34
31.2
27
32
16
4
4
1
1.5
35
2
3.15 油標(biāo)指示器
為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持箱體內(nèi)正常的油量，應(yīng)在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設(shè)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(dòng)零件正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)所需的油面，其高度根據(jù)傳動(dòng)零件的浸油潤(rùn)滑要求確定；最高油面為油面靜止時(shí)的高度。兩油面高度差值與傳動(dòng)零件的結(jié)構(gòu)、速度等有關(guān)。對(duì)中、小型減速器通常取5~10mm。
油面指示器的結(jié)構(gòu)形式見(jiàn)圖3-12、尺寸見(jiàn)表3-10。
圖3-12 桿式油標(biāo)的結(jié)構(gòu)和安裝
表3-10
h
a
b
c
D
4
16
6
35
12
8
5
26
22
3.16 起吊裝置
為了便于搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)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(jié)構(gòu)形式和尺寸如圖3-13
圖3-13 吊耳的結(jié)構(gòu)和尺寸
(2) 吊鉤
吊鉤鑄在箱座的凸緣下面，用于吊運(yùn)整臺(tái)減速器，其結(jié)構(gòu)及尺寸如圖3-14。
圖3-14 吊鉤的結(jié)構(gòu)及尺寸
3.17 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(shí)的位置精度，應(yīng)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(gè)定位圓錐銷。定位銷的位置應(yīng)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(yīng)相距較遠(yuǎn)，且不宜對(duì)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(zhǎng)度應(yīng)稍大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以便于裝拆。見(jiàn)總圖
定位銷直徑去標(biāo)準(zhǔn)值
3.18 啟蓋螺釘
為了加強(qiáng)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(shí)往往因粘接較緊而不易分開(kāi)。為此常在箱蓋凸緣的適當(dāng)位置上設(shè)置1~2個(gè)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(zhǎng)度應(yīng)大于箱蓋凸緣的厚度。其端部應(yīng)為圓柱形或半圓形，以免在擰動(dòng)時(shí)將其端部螺紋破壞，見(jiàn)總圖
3.19 套筒的設(shè)計(jì)
套筒選用材料為：；套筒所在的位置見(jiàn)總圖。其結(jié)構(gòu)（如圖3-15）及尺寸（見(jiàn)表3-11）
圖3-15 套筒的結(jié)構(gòu)尺寸
表3-11 中間軸套筒1和輸出軸套筒2的尺寸
名稱
1
50
63
29
2
80
94
33
中間軸套筒2的尺寸
名稱
1
1
1
50
69
60
29
13
4． 給煤機(jī)其余部件設(shè)計(jì)方案
4.1曲柄連桿的設(shè)計(jì)
根據(jù)總體結(jié)構(gòu)之間的位置關(guān)系，取曲柄長(zhǎng)度a=124連桿的長(zhǎng)度為l=1058，其結(jié)構(gòu)如圖4－1所示。
圖4－1
4.1.1 曲柄輪轂鍵的設(shè)計(jì)及校核
曲柄與輸出軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻(xiàn)[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長(zhǎng)系列中選取鍵長(zhǎng)。取齒輪與軸的配合為。曲柄與輸出軸的軸向定位采用螺釘連接M16×47。連桿與底拖板的連接與曲柄與連桿的一樣。因其所受軸向力很小，所以經(jīng)推算該螺釘強(qiáng)度合格。
鍵的校核：
其擠壓強(qiáng)度計(jì)算公式為：
式中：——鍵與轂槽（或軸槽）的接觸強(qiáng)度，，，為鍵高（尺寸查有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)）；
——鍵的工作長(zhǎng)度，，型：，型：（尺寸查有關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)）；
——許用擠壓應(yīng)力，，可查表2-3
鍵的材料一般采用抗拉強(qiáng)度極限的精拔鋼制造，常用材料為號(hào)鋼，軸的材料一般為鋼；而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵。
該鍵滿足強(qiáng)度要求。
4.1.2 曲柄連桿其余零件的選取
曲柄與連桿連接采用階梯軸和調(diào)心滾子軸承53609連接配合，因其主要受力零件是上邊的鍵，所以階梯軸和軸承只承受很小的徑向力。
連桿用45鋼調(diào)制，因工字鋼結(jié)構(gòu)有等方面更適于承受拉力，所以連桿制成工字型。又考慮到連桿會(huì)與聯(lián)軸器相碰，所以將連桿制成彎曲的，其詳情結(jié)構(gòu)見(jiàn)曲柄連桿圖。
4.2給煤槽的設(shè)計(jì)
參考K－4型給煤機(jī)的給煤槽的的結(jié)構(gòu)尺寸，
取 長(zhǎng)度：
寬度；
其結(jié)構(gòu)及尺寸如圖4－2所示。
圖4-2 給煤槽的結(jié)構(gòu)圖
底托板是給煤機(jī)的承壓部件，它長(zhǎng)期處于高壓受力狀態(tài)，所以，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。由第二章可知,給煤機(jī)槽體內(nèi)煤的重力。根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖作出剪力圖、彎矩圖，B截面的彎矩最大，是底托板的危險(xiǎn)截面。
圖4-3 底托板的結(jié)構(gòu)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(yīng)力：
選取底托板的材料為，參考文獻(xiàn)[4]表4-1，查得，
所以底托板的彎曲強(qiáng)度校核滿足設(shè)計(jì)要求。
4.3拖輥組件的設(shè)計(jì)及校核
4.3.1輥輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1）根據(jù)機(jī)械傳動(dòng)方案的整體布局，擬定軸上零件的布局和裝配方案
考慮整體布局，擬訂不同的裝配方案進(jìn)行分析對(duì)比，選用如圖3-4所示的裝配方案。
圖4-4輥輪軸的整體布局
2）選擇軸的材料
該軸是心軸，轉(zhuǎn)速較低，選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能參考資料查得
抗拉強(qiáng)度 屈服點(diǎn)
彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限
許用彎曲應(yīng)力
3）初步估算軸的的直徑
4)軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
①初步選擇滾動(dòng)軸承
根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動(dòng)軸承為30212型，其尺寸為，定位軸肩高度
②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
Ⅰ軸段安裝固定板，為了把該軸固定在箱體上，取該軸段直徑，長(zhǎng)度。Ⅱ軸段安裝螺母，為了固定旁邊的套筒，取該軸段直徑，長(zhǎng)度。Ⅲ軸段裝有套筒，為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長(zhǎng)度。Ⅳ軸段安裝軸承和套筒，裝在軸承中間的套筒為了固定軸承內(nèi)圈，取該軸段直徑，長(zhǎng)度。Ⅴ軸段安裝唇形密封圈，取該軸段直徑，長(zhǎng)度；VI軸段，長(zhǎng)度；所以該軸總長(zhǎng)度
5）軸的受力分析
① 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
圖4-5軸的受力分析
② 求支反力
在垂直面內(nèi)的支反力
由得
又，所以
式中：——煤倉(cāng)的重力和煤倉(cāng)內(nèi)煤的重力，；
煤倉(cāng)內(nèi)煤的質(zhì)量：
底板選用中碳鋼，其密度，底板厚度取15mm，則底板尺寸為
底板的質(zhì)量：
側(cè)板選用中碳鋼，其密度，側(cè)板厚度取15mm，則底板尺寸如下圖：
圖4-6側(cè)板尺寸布置
側(cè)板的質(zhì)量：
所以
所以
圖4-7拖輥軸受力圖
③ 軸的強(qiáng)度計(jì)算
通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁。軸上零件傳來(lái)的力，通常當(dāng)作集中力來(lái)考慮，其作用點(diǎn)取為零件輪緣寬度的中點(diǎn)，軸上轉(zhuǎn)矩則從輪轂寬度的中點(diǎn)算起。軸上支撐反力的作用點(diǎn)，根據(jù)軸承的類型和組合確定。
如果作用在軸上的各載荷不在同一平面內(nèi)，則可分解到兩個(gè)相互垂直的平面，然后分別求這兩