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中國礦業(yè)大學(xué)07屆本科畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計 第 71 頁 1 緒 論 用鉆眼爆破法掘進(jìn)巷道時,工作面爆破后碎落下來的煤巖需要裝載到運輸設(shè)備中運離工作面,實現(xiàn)這一功能的設(shè)備統(tǒng)稱為裝載機(jī)械。 1.1裝載機(jī)械概述: 裝載機(jī)械按行走方式分為軌輪式、履帶式、輪胎式和雪橇式。按作業(yè)過程的特點分為間隙動作式和連續(xù)動作式兩大類。間隙動作式是工作機(jī)構(gòu)攝取物料時間隙動作的裝載機(jī),主要有耙斗裝載機(jī)、后卸式鏟斗裝載機(jī)和側(cè)卸式鏟斗裝載機(jī)等三種形式。連續(xù)動作的裝載機(jī)主要有扒爪裝載機(jī)、立爪裝載機(jī)、扒立爪裝載機(jī)、圓盤式裝載機(jī)和振動式裝載機(jī)等。 扒立爪裝載機(jī)由于該機(jī)采用兩套工作機(jī)構(gòu)，使其結(jié)構(gòu)復(fù)雜。為保證機(jī)體的縱向平衡，須加長機(jī)身和質(zhì)量，導(dǎo)致設(shè)備在井下調(diào)動的靈活性降低。 挖斗裝載機(jī):WZ160型挖斗裝碴機(jī)為軌輪式，是吸收國內(nèi)外先進(jìn)技術(shù)開發(fā)研制的一種新型、高效、節(jié)能的工程機(jī)械。該機(jī)適用于礦山、鐵路隧道、水工涵洞、國防工程等部門?？蛇B續(xù)進(jìn)行挖掘、扒取巖碴、運輸?shù)剿笫降V車和其它轉(zhuǎn)載設(shè)備。這一連續(xù)的生產(chǎn)過程具有裝載平穩(wěn)、控取范圍大、不會灑料、高效、連續(xù)性等特點。WZ160挖斗裝碴機(jī)都采用了電—液—機(jī)傳動。其行走和巖碴的刮板運輸為液壓馬達(dá)驅(qū)動機(jī)械傳動件進(jìn)行運動。工作機(jī)構(gòu)的大臂、小臂、回轉(zhuǎn)油缸、挖斗的運動全部由液壓油缸驅(qū)動。集中的液壓操縱臺控制著液壓系統(tǒng)的工作。液壓系統(tǒng)的合理布局使維修方便，電氣和液壓系統(tǒng)的保護(hù)系統(tǒng)能使該機(jī)能連續(xù)平穩(wěn)地工作。該機(jī)適用于3m╳2.8m（寬╳高）以上的巷道斷面。工作場地水位低于軌面，要求工作面排水情況良好。為使整機(jī)在巷道墻壁的距離不小于1000mm，地面軌道應(yīng)平整，不應(yīng)下沉，工作環(huán)境溫度5～40oC。該機(jī)一般以裝載塊度在750mm╳800mm以上，寬度為7.5m、4.5m、3m等系列型號機(jī)型，以滿足不同施工條件的需要。同時，此設(shè)備主電機(jī)、控制柜及相應(yīng)的電控元件可防爆產(chǎn)品，使之能應(yīng)用于防爆要求的施工環(huán)境。 履帶挖斗裝載機(jī)（扒渣機(jī)）:LWL-180E履帶式挖斗裝載機(jī)是一種連續(xù)生產(chǎn)高效率的裝載機(jī)。主要適用于鐵路隧道、公路隧道及礦山、水利、國防等工程的裝載作業(yè)，(隧洞斷面必須為3x3m以上的大、中型巷道)。該機(jī)采用LW180E型軌輪式挖斗裝載機(jī)上獨特的反鏟系統(tǒng)(包括鏟斗、小臂、大臂、動臂)來扒取(挖掘)巖石，并通過自身的刮板運輸機(jī)構(gòu)進(jìn)行輸送到自卸汽車、梭式礦車或其它運礦設(shè)備中去。該機(jī)采用全液壓傳動，先導(dǎo)閥操作，工作平穩(wěn)，沖擊力小，其主要液壓件可根據(jù)用戶要求使用進(jìn)口產(chǎn)品。整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊、性能可靠，可在潮濕有積水的巷道里工作，可以全斷面裝巖，不留死角，并且可以開挖巷道兩邊的水溝。無需人工輔助清底裝巖。 1.2裝載機(jī)械的發(fā)展 20世紀(jì)初,美、英等國開始使用裝載機(jī)代替手工業(yè)。50年代,裝載機(jī)已大量推廣并發(fā)展成若干品種,其中使用最多的是后卸式裝載機(jī)和扒爪裝載機(jī), 我國于50年代初使用使用后卸式裝載機(jī)和扒爪裝載機(jī)60年代研制把斗裝載機(jī),70年代研制成功側(cè)卸式裝載機(jī),與鑿巖巖臺車配套使用。裝載機(jī)械的發(fā)展與掘進(jìn)斷面的大小及被裝物料的特性密切相關(guān)。隨著掘進(jìn)斷面的增大,在大斷面巷道中多采用側(cè)卸式鏟斗裝載機(jī),且向大功率、大容量方向發(fā)展。此外,正探索裝載機(jī)械向一機(jī)多能方面發(fā)展,如在裝載機(jī)上增加鉆臂等。 1.3選題意義： 采煤機(jī)的裝備水平是煤礦技術(shù)水平的重要標(biāo)志之一。采煤機(jī)械的選用取決于煤層的賦予條件、采煤方法和采煤工藝，而采煤機(jī)械的技術(shù)發(fā)展又促進(jìn)了采煤方法和采煤工藝的更新。 隨著采煤工作面綜合機(jī)械化程度的提高，要求巷道的掘進(jìn)速度加快，以保證采掘比例協(xié)調(diào)和礦井的高產(chǎn)穩(wěn)步。 國內(nèi)平巷掘進(jìn)廣泛采用鉆眼爆破法掘進(jìn)設(shè)備。為提高掘進(jìn)機(jī)械化水平，除選用適用、可靠的單項設(shè)備外，還必須考慮設(shè)備的配套，以形成機(jī)械化作業(yè)線。其主要形式之一就是以耙斗裝載機(jī)為主的機(jī)械化作業(yè)線：氣腿式鑿巖機(jī)鉆鑿炮孔，耙斗裝載機(jī)把巖石耙入轉(zhuǎn)載機(jī)或礦車，巷道支護(hù)采用錨桿安裝機(jī)和混凝土噴射機(jī)。該作業(yè)線實現(xiàn)鑿孔和裝載平行作業(yè)，爆破后先把迎頭的巖石迅速扒出，即能進(jìn)行鑿巖作業(yè)，與此同時可將尾輪懸掛在左、右?guī)蜕线M(jìn)行鑿巖作業(yè)，縮短了掘進(jìn)循環(huán)時間，在國內(nèi)煤礦廣泛使用。 由于采煤機(jī)械裝備水平日益提高，要求巷道掘進(jìn)速度相應(yīng)加快，小型耙斗裝巖機(jī)已不能滿足這一要求，通過對生產(chǎn)率、工作工況等的分析，我們設(shè)計出了大型耙斗裝巖機(jī)。它對巷道的適應(yīng)性好，結(jié)構(gòu)簡單、操作方便、價格低廉、生產(chǎn)率高、工作可靠、運輸方便等優(yōu)點。 2 耙斗裝巖機(jī)工作原理及總體方案設(shè)計 2.1裝巖機(jī)工作原理及結(jié)構(gòu)概述。 PB系列耙斗裝巖機(jī) PB系列耙斗裝巖機(jī)具有效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、應(yīng)用范圍廣等特點。用于巷道掘進(jìn)中配合礦車進(jìn)行裝巖。不僅可以在30度以下上山、下山巷道裝巖，還可以進(jìn)行掘進(jìn)工序的平行作業(yè)，提高掘進(jìn)速度，是實現(xiàn)巷道掘進(jìn)機(jī)器化的主要機(jī)械設(shè)備之一。型號組成及含義如下: 耙斗裝巖機(jī)如圖2-1所示,是通過絞車的兩滾筒，分別牽引主繩、尾繩，使耙斗作往復(fù)運動，耙斗把巖石扒進(jìn)料槽，自料槽尾部的卸料口卸料入礦車，從而實現(xiàn)裝巖。 ???? 耙斗裝巖機(jī)主要由固定楔、耙礦滑輪、耙斗、傳動部分、（包括操縱機(jī)構(gòu)、臺車、絞車）導(dǎo)向輪，料槽、進(jìn)料槽、前擋板、連接槽、中接槽、卸料槽以及電氣部分等組成，各主要部件的功用和結(jié)構(gòu)簡述如下： 圖2-1 1、固定楔 2、尾輪 3、鋼絲繩 4、耙斗 5、礦車 6、軌道 7、導(dǎo)向輪 8、絞車 9、操縱機(jī)構(gòu) 10、 臺車 11、擋板 12、簸箕口 13、升降裝置 14、中間槽 15、卸載槽 各主要部件的功能如下: 1固定楔－固定在迎頭上，用以懸掛耙礦滑輪。固定楔分硬巖固定楔、軟巖固定楔兩種，前者用于硬巖，后者主要用于軟巖，也可用于硬巖。硬巖固定楔由一個楔體和一個緊楔組成；軟巖固定楔則由一個緊楔和一個楔部帶錐套的鋼絲繩環(huán)組成。軟巖固定楔比硬巖固定楔長一些。 2、耙礦滑輪－掛在固定楔上，用以引導(dǎo)尾繩，使耙斗返回迎頭。它主要由側(cè)板、繩輪、心軸、吊鉤零件組成。 3、耙斗－在主繩、尾繩的牽引下，往復(fù)運動，扒取巖石。根據(jù)平斜巷道角度，可調(diào)耙斗前端與鋼繩連接的高度，以改變耙斗傾角，使之適用于平巷或斜巷。耙齒磨損后可調(diào)換。每臺裝巖機(jī)配有耙斗一個。 4、操縱機(jī)構(gòu)－由兩組操縱桿、拉桿、連桿、調(diào)整螺桿等組成，調(diào)整螺桿的一端與絞車閘帶相連，通過操縱桿控制閘帶的開合，對絞車的兩個滾筒進(jìn)行分別的操縱。 5、絞車－由電動機(jī)、減速機(jī)及兩個行星滾筒及兩組制動器組成。兩組制動器實際上起著兩組離合器的作用。分別對兩個滾筒進(jìn)行控制。 工作時，剎緊工作滾筒的閘帶，使內(nèi)齒輪停止轉(zhuǎn)動，行星齒輪在太陽輪的帶動下沿內(nèi)齒輪滾動，從而借行星輪回帶動滾筒轉(zhuǎn)動，牽引耙斗。 圖2-2 回程時，松開工作滾筒的閘帶，剎緊空載滾筒的閘帶，依上述原理，尾繩把耙斗牽回扒巖處。由于二個滾筒中齒輪齒數(shù)不同，二個滾筒轉(zhuǎn)數(shù)也就不同?？蛰d滾筒比工作滾筒有較高的轉(zhuǎn)速。為防止停車后滾筒慣性轉(zhuǎn)動而引起鋼絲繩起圈亂繩，在兩個滾筒的邊緣還安有兩組輔助剎車。絞車的傳動如圖2-2所示。 6、臺車－由車架、車輪、彈簧碰頭（木碰頭）等組成，它是裝巖機(jī)的機(jī)架及同行走部，它承載裝巖機(jī)的全部重量。在臺車安裝絞車、操縱機(jī)構(gòu)，并安有支撐中間槽的支架和支柱、臺車前后部掛有四套卡軌器，作為固定裝置。 7、導(dǎo)向輪－安裝在裝巖機(jī)的后部，用以引導(dǎo)、改變鋼絲繩的方向。它由側(cè)板、繩輪、心軸、滾筒軸承等組成，并采用防塵結(jié)構(gòu)。 8、撐腳－安裝在卸料槽尾部兩側(cè)，用以支撐槽子尾部使之穩(wěn)定和調(diào)整高度。它主要由梯形左右扣螺桿和螺母等零件組成。 9、進(jìn)料槽、中間槽、卸料槽－是容納扒取物的部分，耙斗扒取的巖石依次通過進(jìn)料槽、卸料槽，自卸料槽底部的卸料口卸入礦車。中間槽安裝在臺車的支架和支柱上，而進(jìn)料槽、卸料槽則分別在其前后與之銜接。進(jìn)料槽的中部安有升降裝置，以調(diào)節(jié)簸箕口的高低，簸箕口前兩側(cè)裝有擋板，引導(dǎo)耙斗進(jìn)入槽子。中間槽有兩個彎曲部，為考慮磨損及易于更換，彎曲部裝有可拆卸的耐磨弧形板。卸料槽后部安有彈簧碰頭，起緩沖作用。 10、雙滑輪－只有拐彎巷道裝巖時使用，掛在巷道拐彎處引導(dǎo)主繩和尾繩，主要由側(cè)板、心軸、滾動軸承、吊鉤及兩個繩輪組成，配備雙滑輪，能擴(kuò)大裝巖機(jī)的使用范圍。 11、裝巖機(jī)的電動機(jī)和控制設(shè)備均采用防爆式的。其電壓為380(660)V。 2.2裝巖機(jī)使用方法 放炮后，先在迎頭上部打好眼，或自用剩余炮眼安好固定楔，兩種固定楔的固定和拆卸方法有所不同，固定硬巖楔時先將帶圓環(huán)的楔體放眼中，再將緊楔扦入并敲緊；拆卸時，用錘敲擊楔體端部，使楔體松動，抽出緊楔，然后抽出楔體。 固定軟巖楔時先把鋼絲繩套環(huán)帶套的一端放入鉆好的眼中，再把緊楔扦入并敲緊。拆卸時，用錘橫向敲打緊楔的端部，使楔子松動，先抽出緊楔，再把鋼絲繩抽出。安好固定楔后，便可把耙礦滑輪掛在楔體的圓環(huán)上。耙礦滑輪的懸掛位置隨巷道情況而定，一般懸掛在迎頭巖堆上面800-1000毫米高度處為佳，為減少輔助勞動，提高機(jī)械裝巖率，應(yīng)視巖石堆積情況而左右移動懸掛位置，以扒清中央和兩側(cè)的巖石。在懸掛和取下耙礦滑輪時，宜先將絞車滾筒邊緣的輔助剎車彈簧松開，以便人工能輕松地拉動鋼絲繩，便于懸掛。待耙礦滑輪懸掛好后，再將彈簧復(fù)位或調(diào)節(jié)到合適壓力。 ????安好耙礦滑輪并經(jīng)過有關(guān)的安全檢查，便可啟動電機(jī)開始裝巖作業(yè)。工作時，拉緊工作滾筒的操縱桿，工作滾筒便牽引耙斗，扒取巖石，沿槽子卸入礦車，然后松開工作滾筒操縱桿，拉緊空載滾筒操縱桿，使空斗回到迎頭，重復(fù)扒巖動作，連扒2-3次便可裝滿一礦車。如后面配有箕斗，則可在中間槽和卸料槽之間加接中間接槽，改變卸料口位置使箕斗裝滿。 耙斗裝巖機(jī)的突出優(yōu)點是可用于傾斜巷道裝巖，但在坡度較大時，除使用原有的卡軌器外，還應(yīng)增設(shè)阻車裝置，加強(qiáng)防滑措施和安全保護(hù)。為保證較高的生產(chǎn)率及便于鋪設(shè)軌道，裝巖機(jī)工作時離迎頭最遠(yuǎn)不宜超過15米。為避免放炮時機(jī)器受損，機(jī)器離迎頭一般不小于6米。裝巖機(jī)在斜巷中移動時，應(yīng)利用提升絞車進(jìn)行以保安全。 3大型耙斗裝巖機(jī)基本尺寸的確定 3.1 電動機(jī)的選擇 已知：生產(chǎn)率 140/h 以90B型耙斗裝巖機(jī)為例進(jìn)行以下設(shè)計： 技術(shù)參數(shù)： 一次耙?guī)r能力： 0.9 主繩牽引速度范圍： 0.97~1.23m/s 尾繩牽引速度范圍： 1.34~1.8m/s 工作距離： 6~15m 軌距： 600(900)mm 絞車牽引力： 2690㎏ 鋼絲繩直徑： 17mm 電動機(jī)： 型號 YBB-45-4 功率 45KW 電壓 380V或660V 轉(zhuǎn)速 1480r/min 絞車形式： 行星齒輪雙滾筒絞車 外形尺寸(mm)： 9496×2452×2403 3.1.1生產(chǎn)率要求計算： 1、確定一次行程所用時間t： t=++ — 重載行程時間； — 空載行程時間； — 間隙時間。 2、初定技術(shù)參數(shù)： 主繩牽引速度：=1.2m/s; 尾繩牽引速度: =1.64m/s; 間隙時間: =9s: 工作距離： L = 8m. 3、一次行程所用時間t： t = ++ =++9 = 20.54s 裝滿系數(shù)：0.9 則：生產(chǎn)率Q = 3600/20.54 × 0.9 × 0.9 = 141.93/h 滿足生產(chǎn)率要求。 3.1.2主繩牽引力計算： 耙斗的運行阻力主要是耙斗自重及斗內(nèi)物料質(zhì)量沿巷道傾斜方向的分力和各種摩擦力。 空耙斗返回行程的運行阻力為： = G (cosа±sinа ) 耙斗裝滿物料后的運行阻力為： = G (cosа±sinа ) + Q (cosа±sinа ) 式中：G — 耙斗質(zhì)量； Q — 耙斗內(nèi)物料質(zhì)量； а — 巷道傾角，sinа 項在向上牽引是取“+”； — 耙斗對巷道地板的摩擦系數(shù)，可取0.4~0.6； — 耙斗內(nèi)物料對巷道的班的摩擦系數(shù)，可取0.6~0.8； — 綜合考慮鋼絲繩在巷道地板、溜槽、及導(dǎo)向滑輪上的摩擦阻力耙斗扒取物料的阻力系數(shù)； 耙斗重量的確定： 耙斗的長度、寬度和高度應(yīng)保持適當(dāng)?shù)谋壤?，合理比? ：1.5 ：1。 設(shè)耙斗高度為A, 2A × 1.5A × A = 0.9 解得：A = 0.67m 則耙斗的長度為1.34m。 耙斗的重量 = 1.34 × 100 × 5 × 10 = 7000N 耙斗內(nèi)物料重量的確定： 扒取硬巖和大塊物料時，一般為5-6㎏/cm;扒取軟巖和松散細(xì)塊物料時，一般為3-4㎏/cm。 物料重量 = 1720 × 0.9 × 10 = 15460N 則： = 15460 × （0.7cos30° + sin30°）= 17.1KN = 1.5 × 7000 × (0.5 cos30° + sin30°) = 9.8KN 主繩牽引力F： F = + = 17.1 + 9.8 = 26.9KN 3.1.3電動機(jī)確定： 根據(jù)主繩牽引力與牽引速度，所需電機(jī)功率為： P = = = 37.55KW 根據(jù)井下工作狀況，選用YBB-45-4型電動機(jī)。 =1480r/min 3.2 確定基本尺寸 計算總傳動比及分配： 一、計算總傳動比 卷筒轉(zhuǎn)速n； 鋼絲繩直徑17mm 卷筒內(nèi)徑d; d = 17 × 19 =323mm 取d = 330mm 工作滾筒轉(zhuǎn)速 = = = 69.9r/min 空程滾筒轉(zhuǎn)速 = = = 95.2r/min 總傳動比i = / = 1480/69.9 = 21.17 = / = 1480/95.2 = 15.54 二、傳動比分配： 減速器傳動比初定： = 4.77 則：工作滾筒行星輪傳動比： = / = 21.17/4.77 = 4.4348 空程滾筒行星輪傳動比： = / = 15.54/4.77 = 3.257 3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)確定 一、減速器傳動比： 要求高低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級傳動比，為后級總傳動比。 由式 = = =1.946 ~ 2.136 取= 2 則 = 2.385 二、減速器各軸轉(zhuǎn)速： = 1480 r/min = / = 1480/2 = 740 r/min = / = 379 r/min = / = 310 r/min 式中 —— 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速； —— 高速軸轉(zhuǎn)速； ——過渡軸轉(zhuǎn)速； ——低速軸轉(zhuǎn)速。 三、減速器各軸實際功率： = 37.55KW = = 37.55 ×0.98 ×0.98 = 36 KW = = 36 × 0.98 ×0.98 = 35.1 KW = = 35.1 × 0.98 × 0.99 = 33.67 KW 式中 ——電機(jī)輸出功率； ——高速軸功率； ——過渡軸功率； —— 低速軸功率； —— 齒輪傳動效率； —— 球軸承傳動效率； ———滾子軸承傳動效率。 四、減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩： = 9550 ×/ = 9550 × 37.55/1480 = 242.3 = 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6 = 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884 = 9550 ×/ = 9550 × 33.67/310 = 1037 4 減速器設(shè)計 4.1齒輪傳動設(shè)計 4.1.1高速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算： ⑴選擇齒輪材料 查表8-17 小齒輪選擇調(diào)質(zhì) =245～275HBS 大齒輪選擇正火 =210～240HBS ⑵按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級 按=（0.012～0.021）估取圓周速度 =9.5m/s,參考表8-14，表8-15選取 小輪分度圓直徑，由式8-77得 寬度系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.45 小輪齒數(shù)在推薦值20～40中取 =20 大輪齒數(shù) =i=2×20 =40 齒數(shù)比 傳動比誤差 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.55×P/ =292.3×Nmm 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 查表8-20 =1.0 動載荷系數(shù)查圖8-57的初植 =1.24 齒向載荷分布系數(shù)查圖8-60 =1.2 齒間載荷分配系數(shù)的初值在推薦值 （β=7°～20°）中初選 =13° 由式（8-55）、（8-56）的為 =+= = =1.60+0.588 =2.188 查表8-21得=1.36 載荷系數(shù)=1.0×1.24×1.21×1.36 =2.04 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點影響系數(shù)查圖8-64 =2.44 重合度系數(shù)查圖8-65 =0.78 螺旋角系數(shù) = =0.99 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 =570N/ =460N/ 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得 =60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h 則查圖8-70得接觸強(qiáng)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： =1 接觸強(qiáng)度安全系數(shù)查表8-27，按一般可靠度查 =1.1 =1.0~1.1 =570×1×1/1.1 =518N/ =460×1×1/1.1 =418N/ 故的設(shè)計初值為 133mm 法面模數(shù) =cosβ/=133cos13/20 = 6.5查表8-3取 =7 中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+40)/(2×cos13°) =215.5mm ?。? a =216mm 分度圓螺旋角β= = β=13.5° 小輪分度圓直徑的計算值 =/ cosβ=7×20/ cos13.5° =143.978mm 圓周速度v V = /60000=3.14×143.978×1480/60000=11m/s 與估取值相差不大，不必修正 取==1.27 =1.27 齒間載荷分配系數(shù) =+= =1.59+0.69 =2.28 查表8-21得 =1.36 小輪分度圓直徑==144mm =144mm 大輪分度圓直徑=/ cosβ =7×40/cos13.5° = 288mm 齒寬b==0.45×142=63.9 大輪齒寬= b = 64mm 小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 70mm ⑶按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算 由式（8-78） = 齒形系數(shù) Z = = = 21.75 Z = Z·u = 21.75×2 = 43.51 查圖8-67 得 Y，Y Y=2.76 Y=2.38 應(yīng)力修正系數(shù)Y查圖8-68得 Y=1.56 Y=1.67 重合度系數(shù)Y由式（8-78）中說明得： Y = 0.25 + 0.75/ = 0.25 + 0.75/1.59 Y= 0.69 螺旋角系數(shù)Y由式（8-78）得 Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.92 許用彎曲應(yīng)力由式（8-71） =·Y·Y/ S 彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm =390N/mm 彎曲壽命系數(shù)Y查圖8-73 Y = Y = 1 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y = 1 安全系數(shù)S 查表8-72 S = 1.6 則 =·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm =·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm故 = 2.761.560.69 =42.2 N/mm = 2.381.670.69 =42.6 N/mm 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 4.1.2低速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算： ⑴選擇齒輪材料 查表8-17 小齒輪選擇調(diào)質(zhì) =245～275HBS 大齒輪選擇正火 =210～240HBS ⑵按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算 確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級 按=（0.012～0.021）估取圓周速度 =6m/s,參考表8-14，表8-15選取 小輪分度圓直徑，由式8-77得 寬度系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.8 小輪齒數(shù)在推薦值20～40中取 =20 大輪齒數(shù) =i·=2.385×20 =48 齒數(shù)比 u=2.4 傳動比誤差 ﹪ 誤差在±5﹪ 范圍內(nèi) 合適 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.55×P/ =464.6×Nmm 載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 查表8-20 =1.0 動載荷系數(shù)查圖8-57的初植 =1.22 齒向載荷分布系數(shù)查圖8-60 =1.22 齒間載荷分配系數(shù)的初值在推薦值 （β=7°～20°）中初選 =13° 由式（8-55）、（8-56）的為 =+= = =1.50+2.35 =3.85 查表8-21得=1.39 載荷系數(shù)=1.0×1.22×1.22×1.39 =2.0 彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點影響系數(shù)查圖8-64 =2.45 重合度系數(shù)查圖8-65 =0.78 螺旋角系數(shù) = =0.99 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 =570N/ =460N/ 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得 =60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h 則查圖8-70得接觸強(qiáng)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： =1 接觸強(qiáng)度安全系數(shù)查表8-27，按一般可靠度查 =1.1 =1.0~1.1 =570×1×1/1.1 =518N/ =460×1×1/1.1 =418N/ 故的設(shè)計初值為 134.4mm 法面模數(shù) =cosβ/=134.4cos13/20 = 6.55查表8-3取 =7 中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+48)/(2×cos13°) =244.26mm 取： a =245mm 分度圓螺旋角β= = β=13.7° 小輪分度圓直徑的計算值 =/ cosβ=7×20/ cos13.7° =144mm 圓周速度v V = /60000=3.14×144×740/60000=5.58m/s 與估取值相差不大，不必修正 取==1.22 =1.22 齒間載荷分配系數(shù) =+=1.5+2.35=3.85 查表8-21得 =1.39 載荷系數(shù)K K=2.0 小輪分度圓直徑==144mm =144mm 大輪分度圓直徑=/ cosβ =7×48/cos13.7° =346mm 齒寬b==0.8×144=115 大輪齒寬= b = 115mm 小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 120mm ⑶按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算 由式（8-78） = 齒形系數(shù) Z = = = 21.8 Z = Z·u = 21.8×2 = 52 查圖8-67 得 Y，Y Y=2.8 Y=2.35 應(yīng)力修正系數(shù)Y查圖8-68得 Y=1.56 Y=1.7 重合度系數(shù)Y由式（8-78）中說明得： Y = 0.25 + 0.75/ = 0.25 + 0.75/1.5 Y= 0.72 螺旋角系數(shù)Y由式（8-78）得 Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.73 許用彎曲應(yīng)力由式（8-71） =·Y·Y/ S 彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm =390N/mm 彎曲壽命系數(shù)Y查圖8-73 Y = Y = 1 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y = 1 安全系數(shù)S 查表8-72 S = 1.6 則 =·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm =·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm 故 = 2.81.560.72 0.86 =41 N/mm = 2.351.700.720.86 =39.7N/mm 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪幾何尺寸統(tǒng)計表4-1: 名稱 代號 計算公式 齒輪Ⅰ 齒輪Ⅱ 齒輪Ⅲ 齒輪Ⅳ 齒輪Ⅴ 基 本 參 數(shù) 法向模數(shù) ————— 7 7 7 7 7 齒數(shù) Z ————— 20 40 20 39 48 法向壓力角 a ————— 20° 齒頂高系數(shù) ————— 1 頂隙系數(shù) ————— 0.25 螺旋角 β ————— 13.5° 13.7° 基圓柱螺旋角 tan=tanβ·cosa 12.67° 12.86° 幾何尺寸 分度圓直徑 d d = mz/cosβ 144 288 144 280 336 齒頂高 =· 7 齒根高 =(+) 8.75 齒全高 h h = + 15.75 齒頂圓直徑 =d+2 158 302 158 395 350 齒根圓直徑 =d-2 126.5 270.5 126.5 263.5 318.5 基圓直徑 =dcos 134.9 269.7 134.9 263 314 端面壓力角 tan= 20.52° 20.5° 嚙合尺寸 中心距 a a =1/2(d1+d2) 216 212 308 4.2軸的確定與校核 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)形狀要根據(jù)軸上零件的裝配方案確定，不同的裝配方案會產(chǎn)生不同的結(jié)構(gòu)形狀。軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足：軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置并易于裝拆；軸要有良好的制造工藝性，并盡量減小軸的應(yīng)力集中，提高軸的疲勞強(qiáng)度。 一、高速軸 ： 為避免零件沿軸向或周向發(fā)生相對運動，要對零件進(jìn)行定位和固定。軸向使用平鍵固定；軸承利用軸套和端蓋作軸向定位和固定，利用軸承內(nèi)圈與軸的過渡配合保證周向固定；齒輪的軸向定位使用軸套和軸肩，周向采用平鍵固定。 (1)確定軸的最小直徑： 選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算軸的最小直徑,查文獻(xiàn)[5]表4-2,取A=115,可得； 式中：--扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力, N/； P—軸傳遞的轉(zhuǎn)矩, ； n--軸的轉(zhuǎn)速, r/min； 、A—考慮了彎矩影響的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和設(shè)計系數(shù)，見表4-2;取A=118,則： 軸的直徑要與軸承配合同時為安全起故取d1 = 50 mm (2)求軸上的轉(zhuǎn)矩: = 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6 (3)求作用在齒輪上的力: ①軸上大齒輪Ⅱ的分度圓直徑為 = 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下: == =3226.4N ==1207.7N =·tanβ=3226.4×tan13.5°=774.6N ②軸上小齒輪Ⅲ的分度圓直徑為 = 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下: == =6452.8N ==2415.3N =·tanβ=6452.8×tan13.5°=1549.2N (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①擬定方案如圖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的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內(nèi)壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度19mm，取軸段①的長度為L1=41mm。 軸段②的直徑應(yīng)該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應(yīng)小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。 軸段③用于兩齒輪軸向定位，軸肩高度h應(yīng)大些，取h=2.5mm, 則d3=58mm。根據(jù)需要取軸段③的長度為L3=15mm。 圖4-1 軸段④的確定方法與軸段②的確定方法相似，所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度應(yīng)小于齒輪2的寬度，取L4=63mm。 同一軸上的兩個軸承通常取相同類型和內(nèi)徑，所以軸段⑤與軸段①的確定方法相同取d5=50mm，取L5=40mm 。 軸的基本形狀確定之后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。軸的鍵槽寬度、圓角應(yīng)盡量采用相同的尺寸，并符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。 (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)圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。 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。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當(dāng)量彎矩最大,是軸的危險截面。其數(shù)值、、M、T及的計算如圖4-2:(L1=78mm,L2=107mm,L3=50mm) 1、支反力: 以A為支點: L1 + (L1+L2+L3) = (L1+L2) 6452.8×78××235=3226.4×185 解得: = 398N = 398N 則: = +-=6452.8+398-3226.4=3624.4N =3624.4N L1++(L1+L2+L3)= (L1+L2)- 2415.3×78+111.5×72+224.4=1207.7×185-774.6×144 解得: =-838N =-838N 則: =+-=2415.3-812.9-1207.7=369.6N = 369.6N 2、 彎矩和 =·L1=3711×72.9=282700N·mm =·L3=484.6×44.9=19900N·mm =-·L1=394.7×72.9=-287740N·mm =-=-774.6×144=-111542N·mm =+=-399200N·mm =·L3=-838×50=-41900N·mm ==-=111542N·mm =+=69.6N·m 3、合成彎矩M ==488.9N·m ==72.4N·m 扭矩T=464.6 N·m 4、當(dāng)量彎矩 圖4-2 ===562.8 N·m ===288N·m ⅱ校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查文獻(xiàn)[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應(yīng)力為 =45.0N/ 根據(jù)計算結(jié)果可知,該軸滿足強(qiáng)度要求。 二、過渡軸 (1)根據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算軸的最小直徑； 軸的最小直徑要與軸承配合，故取d = 50 mm (2)求軸上的轉(zhuǎn)矩: = 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884 (3)求作用在齒輪上的力: 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: == =6314N ==2365.4N =·tanβ=6314×tan13.7°=1539N (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①擬定方案如圖4-3所示： 圖4-3 為了便于箱體的鑄造，取過渡軸的總長與高速軸的總長相等。 ②按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段①的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內(nèi)壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度23mm以及與上一級齒輪嚙合要求,取軸段①的長度為L1=41mm。 軸段②的直徑應(yīng)該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應(yīng)小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。 軸段④的確定方法與軸段①的確定方法基本相似，不同之處為,不考慮齒輪端面與箱壁的距離,所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度為所配合軸承的寬度，取L4=23mm。 軸段③用于齒輪與軸承的軸向定位，軸肩高度h應(yīng)大些，取h=3mm, 則直徑d3=59mm。其長度L3=277-L1-L2-L4=95mm。 軸的基本形狀確定之后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。軸的鍵槽寬度、圓角應(yīng)盡量采用相同的尺寸，并符合有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。 (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)圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。 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。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當(dāng)量彎矩最大,是軸的危險截面。其數(shù)值、、M、T及的計算如圖4-4:(L1=78mm,L2=157mm ) 1、支反力: 以A為支點: 水平支反力:L1 = (L1+L2) 6314.3×78=×235 解得: = 2095.8N = 2095.8N 則: = -=6314.3-2095.8=4218.5N =3624.4N 垂直支反力: R+(L1+L2)=L1 1539×140+(78+157)=2365.4×78 解得:=-197.2N =-197.2N 則: =-=2365.4+197.2N =2562.6N 2、彎矩和 =-·L1=3624.4×78=-329000N·mm =-·L1=2562.6×78=-199880N·mm =R+=1539×140-199880=15500N·mm 3、合成彎矩M ==350.2N·m ==329.4N·m ⅱ校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查文獻(xiàn)[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應(yīng)力為 =28.0N/<[] 根據(jù)計算結(jié)果可知,該軸滿足強(qiáng)度要求。 圖4-4 4.3軸承與鍵的選擇及校核 軸承是用于支承軸及軸上零件實現(xiàn)正常工作的一種部件。按照摩擦性質(zhì)的不同,軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩大類。軸承的發(fā)展已形成標(biāo)準(zhǔn)化、系列化,與滑動軸承相比,具有摩擦阻力小、起動靈敏、效率高、潤滑簡便,易于互換等優(yōu)點。因此應(yīng)用廣泛,在機(jī)械的許多領(lǐng)域取代了滑動軸承;其缺點是抗沖擊能力差,工作時產(chǎn)生噪聲,壽命也不及液體滑動摩擦軸承。 軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì),是選擇軸承類型的主要依據(jù)。由于滾子軸承中的主要元件間是線接觸,易用于承受較大的載荷,承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸,宜于承受較輕或中等載荷。由于減速器內(nèi)采用斜齒輪傳動,軸向力較大, 經(jīng)驗算:球軸承不能滿足要求,因而選用圓錐滾子軸承。能承受較大的徑向負(fù)荷和單向的軸向負(fù)荷,內(nèi)外圈可分離,軸承游隙可在安裝時調(diào)整。通常成對使用,對稱安裝。 高速軸用軸承:由軸的直徑選用軸承型號為7510E,主要性能參數(shù)為:=84.8KN Y=1.43,e=0.42。以下計算用公式及查表參考文獻(xiàn)[5] 1、計算軸承支反力受力圖如圖4-5所示: 圖4-5 ①水平支反力 =3624.4N =398N 垂直支反力 =369.6N =-838N ②合成支反力 =3643.2N =927.7N 2、軸承的派生軸向力 由式5-9 =1273.8N =324N 3、軸承所受軸向載荷 ==744.6N 因=774.6+324=1106N 499N 4、軸承當(dāng)量動載荷 ①因=1273.8/3643.2=0.35e, 查表5-12, , =0.4×927.7+1.43×499=1084.7N 5、軸承壽命 因>,故應(yīng)按計算:由表5-9,表5-10查得: 按式5-5 =2.1×h 由以上計算可知,該軸承滿足要求。 根據(jù)高速軸的直徑,參考文獻(xiàn)[3],選取鍵的尺寸為: B×H×L=16×10×100 受力圖如圖 4-6所示: 圖 4-6 假設(shè)擠壓應(yīng)力在鍵的接觸面上是均勻分布的 ,此時擠壓強(qiáng)度條件是: 式中 k —鍵與輪轂槽(或軸槽)的接觸高度,mm,k=h/2,h為鍵高; l —鍵的工作長度,mm,A型:l=L-b. —許用擠壓應(yīng)力,N/,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45鋼。查文獻(xiàn)[5]表2-21取 代入數(shù)據(jù)得: 由以上計算可知:鍵的選用滿足強(qiáng)度要求。 4.4減速器箱體及主要零部件的設(shè)計 4.4.1減速器箱體結(jié)構(gòu) 箱體是減速器的一個重要零件,它用于支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動件的嚙合精度,使箱體內(nèi)零件具有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜,其重量約占整臺減速器的一半,所以箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能,加工工藝,材料消耗,重量及成本等有很大影響。 箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜,目前尚無成熟的計算方法。所以箱體各部分尺寸一般按照經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定。 減速器鑄造箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸關(guān)系參考文獻(xiàn)[3]表5-1,圖5-5,圖5-6: 箱體壁厚 =0.025a+△8 取=16mm 地腳螺栓直徑=0.036a+12 =24mm 地腳螺栓數(shù)目n(a>250mm) n=6 軸承端蓋螺釘直徑d1=(0.4～0.5) d1=10mm 視孔蓋螺釘直徑d2=(0.3～0.4) d2=8mm 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離△2= △2=16mm 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離△11.2 △1=18mm 各螺栓與外箱壁和凸緣邊緣的距離參考文獻(xiàn)[3]表5-1. 4.4.2軸承蓋的結(jié)構(gòu)和尺寸 軸承蓋用于固定軸承,調(diào)整軸承間隙及承受軸向載荷,多用鑄鐵制造。結(jié)構(gòu)形式分為在凸緣式和嵌入式。凸緣式軸承蓋調(diào)整軸承間隙方便,密封性能好,應(yīng)用廣泛。嵌入式結(jié)構(gòu)簡單,但座孔中須削環(huán)行槽,加工麻煩。在此使用凸緣式端蓋,如圖4-7所示: 圖4-7 =D+(2～2.5); =+(2.5～3); =1.2 =(0.85～0.9)D; =-(2.5～3); 當(dāng)軸承外徑D=90mm時: =1.2=1.2×10=12mm =D+(2～2.5)=90+(2～2.5)×10=110～115mm 取=115mm =+(2.5～3)=115+(2.5～3)×10=140～145mm =140mm =(0.85～0.9)D=(0.85～0.9)×90=75.5～81mm =76mm =-(2.5～3)=115-(2.5～3)×10=85～90 =90mm 當(dāng)取D=120mm時: =1.2=1.2×10=12mm =D+(2～2.5)=120+(2～2.5)×10=140～150mm 取=150mm =+(2.5～3)=150+(2.5～3