往復(fù)式煤炭輸送機設(shè)計,往復(fù)式煤炭輸送機設(shè)計,往復(fù),煤炭,輸送,設(shè)計 山西農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 往復(fù)式煤炭輸送機設(shè)計 1緒論 進入21世紀，我國煤炭工業(yè)快速發(fā)展，煤礦深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴大,現(xiàn)有煤炭機械設(shè)備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有煤炭機械設(shè)備是完全必要的。往復(fù)式煤炭輸送機作為煤炭加工的基礎(chǔ)設(shè)備， 在我國煤礦廣泛應(yīng)用幾十年。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)性強,與其他給料設(shè)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。 1.1 往復(fù)式煤炭輸送機的發(fā)展史 運輸機設(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,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國煤礦使用的給煤設(shè)備主要是往復(fù)式煤炭輸送機和電振煤炭輸送機。 往復(fù)式煤炭輸送機最早研制于20世紀60年代初,70年代,在ＮＧＷ基礎(chǔ)上,更換了驅(qū)動裝置,改為Ｋ系列,并一直沿用至今。國外煤炭輸送機發(fā)展?fàn)顩r也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價格卻是國內(nèi)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煤炭輸送機主要是K系列的往復(fù)式煤炭輸送機。 1.2 往復(fù)式煤炭輸送機的用途 最通用的往復(fù)式煤炭輸送機為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(fù)式煤炭輸送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 煤炭輸送機的構(gòu)造及工作原理 往復(fù)式煤炭輸送機結(jié)構(gòu)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(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)拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復(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。將煤均勻地卸到運輸機械或其它篩選設(shè)備上。該機設(shè)有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。 1.4 往復(fù)式煤炭輸送機的優(yōu)越性 1.4.1 往復(fù)式煤炭輸送機的特點 (1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小 在往復(fù)式煤炭輸送機中,電動機和減速器均采用標(biāo)準(zhǔn)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(fù)式煤炭輸送機對煤的牌號,粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴,當(dāng)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(fù)式煤炭輸送機是非振動式給料設(shè)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(fù)式煤炭輸送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(diào)整工作量小,而電動煤炭輸送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(fù)式煤炭輸送機占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。 1.4.2 往復(fù)式煤炭輸送機與其他煤炭輸送機的比較 　　往復(fù)式與振動式煤炭輸送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(diào)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(jié)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(fù)式煤炭輸送機。 1.5 設(shè)計往復(fù)式煤炭輸送機必要性 　　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(fù)式煤炭輸送機，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,我們在對煤炭輸送機使用情況大量調(diào)研的基礎(chǔ)上,研制了、、、、的大型往復(fù)式煤炭輸送機。 了解往復(fù)式煤炭輸送機的用途、工作原理以及工作中存在的問題，設(shè)計一臺單曲柄往復(fù)式煤炭輸送機。 設(shè)計參數(shù) 給料量：；往復(fù)行程：。 2 往復(fù)式煤炭輸送機的結(jié)構(gòu)設(shè)計 在確定往復(fù)式煤炭輸送機整體結(jié)構(gòu)尺寸之前，首先考慮煤炭輸送機的容積利用系數(shù)。容積利用系數(shù)是煤炭輸送機槽體內(nèi)煤的體積與槽體容積的比值。在煤炭輸送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(shè)計給料能力的值就越大,則設(shè)計生產(chǎn)能力大,反之就小?，F(xiàn)有Ｋ型往復(fù)煤炭輸送機容積利用系數(shù)取值為0.62。為了提高煤炭輸送機的綜合性能,通過對K型往復(fù)煤炭輸送機的使用情況進行大量調(diào)查和性能測試,煤炭輸送機實際生產(chǎn)能力比設(shè)計生產(chǎn)能力偏大約10～20%。這說明原設(shè)計容積利用系數(shù)取值偏低。在該往復(fù)煤炭輸送機設(shè)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(shè)計比較,在相同設(shè)計生產(chǎn)能力條件下,煤炭輸送機槽體容積可以縮小13%。煤炭輸送機的實際生產(chǎn)能力與煤的粒度、水份有較大關(guān)系。同樣一臺煤炭輸送機,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(fù)煤炭輸送機之所以適應(yīng)范圍廣,除其它性能以外,就在于設(shè)計時余量較大,即容積利用系數(shù)取值較低。 2.1 煤炭輸送機箱體尺寸的確定 根據(jù)已知參數(shù)（給料量：；往復(fù)行程：），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。給料量可表示為　　　　　　　　　　　　 式中　　——煤炭輸送機給料量，； ——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(jié)果可得出，箱體尺寸滿足給料要求。 2.2 煤炭輸送機整體結(jié)構(gòu)布局 圖2-1　煤炭輸送機整體結(jié)構(gòu)布局圖 2.3煤炭輸送的箱體設(shè)計 煤炭輸送機的箱體、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(fù)行程：），初步確定箱體、機架的基本形狀和尺寸。設(shè)定箱體的有效高度和寬度，高度為，寬度為。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖4-1所示： 圖4-1給料機的結(jié)構(gòu)簡圖 參考文獻[6]，初定側(cè)板的厚度為10mm,底版的厚度為16mm。本設(shè)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(biāo)準(zhǔn)型號和尺寸，故不再贅述。 2.4 底托板的設(shè)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(yīng)具有足夠的強度和剛度。由(2-4)可知,為煤炭輸送機槽體內(nèi)煤的質(zhì)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。 底托板的結(jié)構(gòu)受力分析 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[4]表4-1，查得， 所以底托板的彎曲強度校核滿足設(shè)計要求。 2.5 軸承選擇與校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸，參考文獻[6]表24.2-15可得知，選用30212型圓錐滾子軸承軸承，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) 軸承所承受的軸向載荷： 參考文獻[5],由式5-9 　　 (3) 軸承的當(dāng)量載荷 兩對軸承結(jié)構(gòu)對稱，尺寸相同，所以當(dāng)量載荷也相同。 因，參考文獻[5]查表5-12得:， (4) 軸承的壽命 因,由表3-1、表3-2查得， 滿足使用要求。 2.6 煤炭輸送機的受力分析 往復(fù)式煤炭輸送機運行時，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(cè)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(fù)式煤炭輸送機正行時的功耗是有效功耗，逆行時的功耗是無效功耗。 3往復(fù)式煤炭輸送機減速器的設(shè)計 3.1 電動機的選擇 3.1.1 選擇電動機類型 本設(shè)計中的往復(fù)式煤炭輸送機工作于井下煤倉。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(shù)數(shù)據(jù)，選用電動機的功率為。 3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 連桿所需的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速的可選范圍為 　　　　　　　 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有很多，參考文獻[2]的表23-1-101，經(jīng)過比較決定選?。? 參考文獻[2]，選用YB160L1-6型電動機。 3.1.3 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　　 3.1.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸的轉(zhuǎn)速根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速及傳動比進行計算;傳動裝置各部分的功率和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計及校核計算 3.2.1 第一對齒輪的設(shè)計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻[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) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)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(nèi)。合適 小齒輪轉(zhuǎn)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(yīng)力　參考文獻[4]，由式（8－69）得 接觸疲勞極限應(yīng)力、　參考文獻[4]，查圖8－69 　 參考文獻[4]，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預(yù)設(shè)煤炭輸送機每天工作20小時，每年工作350天，預(yù)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(shè)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(yīng)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(參考文獻[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 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(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 傳動比 參考文獻[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 3.2.2 第二對齒輪的設(shè)計 參考文獻[4] (1) 選擇齒輪材料 查表8-1 小齒輪選用調(diào)質(zhì)表面淬火 大齒輪選用調(diào)質(zhì)表面淬火 (2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)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(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(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)煤炭輸送機每天工作20小時，每年工作350天，預(yù)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(shè)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(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 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(jié)構(gòu)設(shè)計 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 中心距 傳動比 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(dāng) ，選用腹板式的結(jié)構(gòu) 應(yīng)大于，為齒全高 3.3 軸的設(shè)計及校核計算 3.3.1軸的設(shè)計及校核 (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(diào)質(zhì)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(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(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承在距箱體內(nèi)壁有一段距離，現(xiàn)取，則 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(yīng)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(jié)構(gòu)圖作出軸的結(jié)構(gòu)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(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 Ⅱ校核軸的強度 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[4]表4-1查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足強度要求。 3.3.2軸的設(shè)計及校核 (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（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(diào)質(zhì)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(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)軸器的計算轉(zhuǎn)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(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)軸器輪轂總寬度（J型軸孔），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 1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(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(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承在距箱體內(nèi)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(jié)構(gòu)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(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 Ⅱ校核軸的強度 　軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻[4]表4-1,查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足強度要求。 3.3.3軸的設(shè)計及校核 (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（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(diào)質(zhì)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(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 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(yīng)略短于輪轂孔寬度，取。 圖3-5 3軸的結(jié)構(gòu)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(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(jié)構(gòu)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(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 Ⅱ校核軸的強度 　軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻[4]表4-1，查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足使用要求。 3.4 軸承的選擇與校核計算 3.4.1軸上的軸承選擇與校核 根據(jù)1軸的結(jié)構(gòu)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。 3.4.2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[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： 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[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(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——鍵的工作長度，，型：，型：（尺寸查有關(guān)設(shè)計手冊）； 　　　——許用擠壓應(yīng)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(yīng)力 車輪材料 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 該鍵滿足強度要求。 該鍵滿足強度要求。 3.5.2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(jié)構(gòu)設(shè)計 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)簡單，為增強其密封性能，常與O形密封圈配合使用。由于調(diào)整軸承間隙時，需打開箱蓋，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)計時應(yīng)使其厚度均勻。 當(dāng)軸承采用箱體內(nèi)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(yīng)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， 3.7 減速器箱體的設(shè)計 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸（參考文獻[3]表4-1） 名稱 符號 二級減速器尺寸關(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， 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(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 當(dāng)傳動零件采用浸油潤滑時，浸油深度應(yīng)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(zhuǎn)動時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。 (1)輸油溝 當(dāng)軸承利用傳動零件飛濺起來的潤滑油潤滑時，應(yīng)在箱座的剖分面上開設(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)尺寸見圖3-11。 圖3-11 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。 4　往復(fù)式煤炭輸送機的使用說明及其發(fā)展趨勢 4.1 往復(fù)式煤炭輸送機的使用說明 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，為了提高煤炭輸送機的綜合性能，在現(xiàn)有往復(fù)煤炭輸送機基礎(chǔ)上做了改進,其改進措施如下: (1) 對煤炭輸送機的容積利用系數(shù)作了合理調(diào)整,縮小了煤炭輸送機的槽體體積,充分利用設(shè)備能力,提高給料量。 (2) 煤炭輸送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) 煤炭輸送機槽體內(nèi)增設(shè)耐磨襯板（16Mn）　襯板與煤炭輸送機側(cè)板和底板采用點焊焊接,襯板嚴重磨損時,可鏟除焊點,更換新襯板，這樣可以提高煤炭輸送機的壽命。 (7) 煤炭輸送機傳動部分的改造:原煤由箕斗提升進入卸載倉后由一臺煤炭輸送機給出后進入選煤系統(tǒng)。根據(jù)現(xiàn)場的使用，反映該煤炭輸送機其傳動系統(tǒng)經(jīng)長期運行后故障率高,維護費用高,影響生產(chǎn)現(xiàn)象時有發(fā)生。其改進措施為： 該傳動方式為：由電動機帶動減速機再帶動曲柄、曲拐使煤炭輸送機底板作往復(fù)直線運動。由于使用環(huán)境中煤粉多,軸承內(nèi)極易進入雜質(zhì),維護不好會使軸承損壞,軸承損壞后不及時發(fā)現(xiàn)就會發(fā)生嚴重的機械、電氣事故,不是將曲拐拉斷就是將電機燒毀。如果電機及零部件備用不足,發(fā)生事故影響時間較長,為此改造非常必要。傳動原理沒有變,只是將曲柄改成偏心輪,連桿與曲柄的聯(lián)接處加上端蓋，其內(nèi)部設(shè)有唇形密封圈，可有效的防止煤塵的進入，當(dāng)電機帶動減速機及曲柄轉(zhuǎn)動時,連連桿與煤炭輸送機底板做直線往復(fù)運動,達到給煤的目的。 (8) 煤炭輸送機的結(jié)構(gòu)改進：煤炭輸送機可以處理包括塊狀物料在內(nèi)的多種物料，處理能力較大。因在輸送過程中，部分物料會隨往復(fù)底板運動而在機尾出料，造成現(xiàn)場污染，故對其結(jié)構(gòu)做了改進： 煤炭輸送機是由支承在有凸緣的滾輪上往復(fù)運動的底板構(gòu)成，通過裝在傳動軸上的偏心裝置——曲柄連桿機構(gòu)拖動，使往復(fù)底板向前或向后運動，通過調(diào)節(jié)往復(fù)底板的行程長短及控制閘門的開口高度調(diào)節(jié)給料能力，以實現(xiàn)儲料倉接受物料和漏斗給料過程。由于物料在慣性力的作用下，產(chǎn)生向后運動的趨勢，使物料與往復(fù)底板之間產(chǎn)生相對位移，物料從槽體后側(cè)板和往復(fù)底板之間的間隙下流出，造成污染。 為了防止物料從側(cè)板下流出，必須克服慣性力對物料的影響。在后側(cè)板和往復(fù)底板之間增加橡膠板密封，并用螺栓固定。橡膠板做成自然圓弧狀，與往復(fù)底板間由線接觸該為面接觸，延長橡膠板的磨損，并依靠自身的彈性補償其磨損。 4.2 往復(fù)式煤炭輸送機的安裝說明 安裝說明：煤炭輸送機體（或漏斗）是固定在料倉口下，在安裝前需要找平，將機架與料倉口用螺栓堅固。然后再將傳動平臺找正，H形架與機架、傳動平臺焊牢。減速機、電機找正，調(diào)節(jié)好后，螺栓堅固。 4.3 往復(fù)式煤炭輸送機的維護措施 根據(jù)往復(fù)式煤炭輸送機的結(jié)構(gòu)原理及使用中存在的常見故障 ,提出故障檢查及修理經(jīng)驗。常見機械故障分析及處理措施。 4.4往復(fù)式煤炭輸送機的發(fā)展趨勢 滿足大型礦井生產(chǎn)能力的要求隨著我國煤礦井型的不斷擴大,小時生產(chǎn)能力也在增加,礦井小時生產(chǎn)能力的增加,要求提高煤炭輸送機的生產(chǎn)能力。 目前,礦井井下原煤運輸越來越多地采用膠帶輸送機,也就是說,井下使用煤炭輸送機的環(huán)節(jié)增加了。雖然可以采用多臺小型號煤炭輸送機聯(lián)合布置來滿足大生產(chǎn)能力的要求,但布置多臺煤炭輸送機需要擴大硐室,增加工程投資。況且多臺布置,系統(tǒng)可靠性降低,噪音增大,出問題的機率也相對增多,給維修帶來一定的麻煩，所以向性能穩(wěn)定、噪音低、安裝方便,所需硐室開拓量小的方向發(fā)展，同時大型往復(fù)式煤炭輸送機是建設(shè)現(xiàn)代化煤礦的需要。 結(jié) 論 我畢業(yè)設(shè)計的題目是往復(fù)式給料機。在本次所設(shè)計中主要是對K形往復(fù)式煤炭輸送機存在的問題做了改進: 對煤炭輸送機的容積利用系數(shù)作了合理調(diào)整,縮小了煤炭輸送機的槽體體積,充分利用設(shè)備能力,提高給料量。煤炭輸送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。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。由于物料在慣性力的作用下，產(chǎn)生向后運動的趨勢，使物料與往復(fù)底板之間產(chǎn)生相對位移，物料從槽體后側(cè)板和往復(fù)底板之間的間隙下流出，造成污染。為了防止物料從側(cè)板下流出，必須克服慣性力對物料的影響，在后側(cè)板和往復(fù)底板之間增加橡膠板密封，并用螺栓固定。橡膠板做成自然圓弧狀，與往復(fù)底板間由線接觸該為面接觸，延長橡膠板的磨損，并依靠自身的彈性補償其磨損。 本次設(shè)計既借鑒了老師已有的優(yōu)秀成果，同時也滲入了自己的思想。由于個人能力和時間有限，本論文只對往復(fù)式給料機做了一部分的分析和設(shè)計，面對井下復(fù)雜的工作條件，本設(shè)計還存在很多不足之處，和實際生產(chǎn)也存在一定差距。 通過本次畢業(yè)設(shè)計，我學(xué)會了如何查閱資料，如何應(yīng)用已學(xué)的知識，體會到了專業(yè)知識的重要性，逐漸形成了一套提出問題、分析問題以及解決問題的思路。這對我在以后的學(xué)習(xí)和工作中有很大的幫助。由于所學(xué)知識有限，實踐經(jīng)驗缺乏，因此，我的畢業(yè)設(shè)計中難免存在缺陷與不足，懇請各位老師及參閱者批評指正，我將在今后的學(xué)習(xí)與工作中加以完善。 參考文獻 [1] 王啟義.中國機械設(shè)計大典(第4卷).南昌:江西科學(xué)技術(shù)出社,2002.1 [2] 成大先.機械設(shè)計手冊(第5卷).北京:化學(xué)工業(yè)出版社,1999.1 [3] 王大康、盧頌峰.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京:北京工業(yè)大學(xué)出社,2001.1 [4] 王洪欣、李木等.機械設(shè)計工程學(xué)[Ⅰ].徐州:中國礦業(yè)大學(xué)社,2001.1 [5] 王洪欣、李木等.機械設(shè)計工程學(xué)[Ⅱ].徐州:中國礦業(yè)大學(xué)社,2001.1 [6] 王啟義.中國機械設(shè)計大典(第3卷).南昌:江西科學(xué)技術(shù)出社,2002.1 [7] 王啟義.中國機械設(shè)計大典(第2卷).南昌:江西科學(xué)技術(shù)出社,2002.1 [8] 曾正明.機械工程材料手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [9] 單麗云等.工程材料.徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社，2000 [10] 唐大放、馮曉寧.機械設(shè)計工程學(xué).徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社，2001 [11] 甘永立.幾何量公差與檢測.上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社，2001 [12] 徐灝.機械設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [13] 劉鴻文.簡明材料力學(xué).北京：高等教育出版社，1997 [14] 中國機械工程學(xué)會、中國機械設(shè)計大典編委會.中國機械設(shè)計大典.南昌：江西科學(xué)技術(shù)出版社，2002 [15] 張耀宸.機械加工工藝設(shè)計手冊.北京：航空工業(yè)出版社，1987 [15]陳宏鈞.實用機械加工工藝手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1997 [16] Joseph E.Shigley,Charles R.Mischke.機械工程設(shè)計.北京：機械工業(yè)出社,2002 [17]David G.Uilman.The mechanical design process.New York: McGraw-Hill,1996 致 謝 在本次設(shè)計過程中,我得到了張文煥老師的悉心指導(dǎo)。張老師多次詢問我的設(shè)計進程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。張老師一絲不茍的作風(fēng)，大膽創(chuàng)新的思想，嚴謹求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，深深影響了我；張老師不僅授予我知識，而且教我做人的道理。我的每一點進步都離不開老師的指導(dǎo)。張老師在教學(xué)和科研的百忙當(dāng)中仍擠出時間指導(dǎo)學(xué)生的精神，尤其值得學(xué)生佩服和學(xué)習(xí)。在此我衷心的感謝指導(dǎo)我的張老師。 向為我畢業(yè)設(shè)計提供方便的學(xué)校、學(xué)院表示感謝。 感謝各位專家、教授和各位老師對我畢業(yè)設(shè)計的評審和指導(dǎo)。 - 45 -