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1 緒論
刮板輸送機(jī)是一種撓性牽引機(jī)構(gòu)的連續(xù)輸送機(jī)械，是為采煤工作面和采取巷道運(yùn)煤布置的機(jī)械。它的牽引構(gòu)件是刮板鏈，承載裝置是中部槽，刮板鏈安置在中部槽的槽面。
刮板輸送機(jī)的相鄰中部槽在水平、垂直面內(nèi)可有限度折曲的叫可彎曲刮板輸送機(jī)。其中機(jī)身在工作面和運(yùn)輸巷道交匯處呈90°彎曲設(shè)置的工作面輸送機(jī)叫“拐角刮板輸送機(jī)”。
在當(dāng)前采煤工作面內(nèi)，刮板輸送機(jī)的作用不僅是運(yùn)送煤和物料，而且還是采煤機(jī)的運(yùn)行軌道，因此它成為現(xiàn)代化采煤工藝中不可缺少的主要設(shè)備。刮板輸送機(jī)能保持連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，生產(chǎn)就能正常進(jìn)行。否則，整個采煤工作面就會呈現(xiàn)停產(chǎn)狀態(tài)，使整個生產(chǎn)中斷。
1.1 刮板輸送機(jī)的組成
刮板輸送機(jī)由機(jī)頭部、機(jī)尾部、中部槽及附屬部件、刮板鏈、緊鏈裝置、推移裝置和錨固裝置組成。下面分述其結(jié)構(gòu)和技術(shù)要求。
1.1.1機(jī)頭部
隨著綜采工作面生產(chǎn)能力的迅速提高，刮板輸送機(jī)端卸載已經(jīng)難以滿足要求，國內(nèi)外大運(yùn)量重型刮板輸送機(jī)均采用交叉?zhèn)刃遁d機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)經(jīng)過幾代改進(jìn)，在卸載能力、效率、壽命等方面都有了很大的提高。同時，卸載高度的降低也為綜采配套帶來了便利。
機(jī)頭部由機(jī)頭架、鏈輪、減速器、盲軸、聯(lián)軸器和電動機(jī)組成，是將電動機(jī)的動力傳遞給刮板鏈的裝置。
鏈輪是一個組件，由鏈輪和連接筒組成。鏈輪是傳力部件，也是易損部件，運(yùn)轉(zhuǎn)中除受靜載荷外，還有脈沖和沖擊載荷。
鏈輪的齒形和基本尺寸參考《礦用圓環(huán)鏈鏈輪的齒形和基本尺寸計算》（MT/231—91）計算。
鏈輪用優(yōu)質(zhì)鋼鑄造或鍛造后，調(diào)質(zhì)處理，鏈窩和齒形表面經(jīng)淬火處理。我國《礦用圓環(huán)鏈輪技術(shù)條件》（MT/Z9--80）規(guī)定了各項(xiàng)技術(shù)要求。為保證鏈輪的質(zhì)量，《刮板輸送機(jī)通用技術(shù)條件》（MT150--2006）中規(guī)定：輕型刮板輸送機(jī)的鏈輪壽命部低于以一年，中、重型刮板輸送機(jī)的鏈輪壽命部低于一年半。
我國目前生產(chǎn)的刮板輸送機(jī)減速器多為平行布置式、三級傳動的圓錐圓柱齒輪減速器。其適用條件為：齒輪圓周速度不大于18m/s；安裝角度為1°～25°；高速軸的轉(zhuǎn)速不大于1500r/min；減速器工作的環(huán)境溫度為-20°C ～+35°C；適用于正反兩向運(yùn)轉(zhuǎn)。
為適應(yīng)不同需要，三級傳動的圓錐圓柱出論減速器有三種裝配形式：I型減速器的第二軸裝配緊鏈裝置，第四軸（或第一軸）裝斷銷過載保護(hù)，這用形式用于30kW以下的減速器；II型減速器的第二軸端裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，單機(jī)功率為40~75kW的減速器多采用這用形式；III型減速器的第一軸裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，單機(jī)功率90kW以上的減速器采用這種形式。采用雙速電動機(jī)時，不能用液力耦合器，因?yàn)橐毫︸詈掀鞑荒茉诘退傧鹿ぷ?。用雙速電機(jī)驅(qū)動，應(yīng)采用適當(dāng)?shù)臋C(jī)械或電氣過載保護(hù)裝置。
電動機(jī)與減速器的連接有彈性聯(lián)軸器和液力耦合器兩種。
刮板輸送機(jī)電動機(jī)不用液力耦合器時，采用雙鼠籠轉(zhuǎn)子并具有高啟動轉(zhuǎn)矩的隔離防爆型電動機(jī)。為解決刮板輸送機(jī)的重載啟動困難，德國和英國使用雙速電動機(jī)。
1.1.2中部槽及附屬部件
中部槽的刮板輸送機(jī)的機(jī)身，有槽幫鋼和中板焊接而成。上槽是裝運(yùn)物料的承載槽，下槽底部敞開供刮板鏈返程用。為減小刮板鏈返程的阻力，或在底板松軟的條件下使用時防止槽體下陷，在槽幫鋼下加焊接底板構(gòu)成封底槽。使用封底槽安裝下股刮板鏈和處理下股鏈?zhǔn)鹿时容^困難，可以用間隔幾節(jié)封底槽裝一節(jié)有可拆中板的封底槽的辦法，以減少困難。
中部槽的形式列入標(biāo)準(zhǔn)的有中單鏈、中雙鏈、邊雙鏈型三種。
中部槽除了標(biāo)準(zhǔn)長度以外，為適應(yīng)采煤工作面長度變化的需要，設(shè)有500mm和1000mm長的調(diào)節(jié)槽。
機(jī)頭過度槽和機(jī)尾過度槽是機(jī)頭架與機(jī)尾架連接的特殊槽，它的一端與中部槽連接，另一端與機(jī)頭架或機(jī)尾架連接。為了使從下槽脫出的刮板鏈在運(yùn)行種回到槽內(nèi)，可在尾部過度槽的下翼緣裝設(shè)上鏈器。
制造中部槽的槽幫鋼有規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)定的形式有D型、E型和M型三種。
中部槽的連接裝置目前應(yīng)用的有插銷式、啞鈴式、插入圓柱銷式等。
鏟煤板在推移中部槽時用來清理工作面的浮煤，它固定在中部槽的支座上，安裝后上緣應(yīng)低于槽幫，下緣要超出槽底，寬度方向與采煤機(jī)滾筒應(yīng)有一間隔。
機(jī)采礦用的擋煤板是一個有多種功能的組合件，其作用是防止煤向采空區(qū)灑落，以及為采煤機(jī)導(dǎo)向、放置電纜和水管、為千斤頂提供連接點(diǎn)等。
1.1.3刮板鏈
刮板鏈有鏈條和刮板組成，是刮板輸送機(jī)的牽引機(jī)構(gòu)。刮板鏈的作用是刮推槽內(nèi)的物料。目前使用的有中單鏈、中雙鏈、邊雙鏈三種。
圓環(huán)鏈已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，《礦用高強(qiáng)度圓環(huán)鏈》（GB/T12718-1991）對圓環(huán)鏈的形式、基本參數(shù)及尺寸、技術(shù)要求、試驗(yàn)方法及驗(yàn)收規(guī)則都作了規(guī)定。
刮板的形式的狀態(tài)要能在運(yùn)行時有刮底清幫、防止煤粉粘結(jié)和堵塞的作用，并應(yīng)盡量減小質(zhì)量。刮板可用軋制異型鋼或用鍛造、鑄造合金鋼經(jīng)韌化熱處理制成。刮板了、鏈條不與中板接觸，兩側(cè)與槽幫形狀相同，刮底清幫效果好。
刮板與鏈條的連接，邊雙鏈?zhǔn)侥壳岸嗖捎肬型連接環(huán)的兩側(cè)套入鏈環(huán)，然后用螺栓與刮板連接；中單鏈刮板上有窩鏈，以此鏈窩與鏈條的平行環(huán)相配，用特制的U形螺栓和自鎖螺母固定；中雙鏈的刮板上有鏈窩，用卡鏈橫梁和刮板夾保持平環(huán)，以螺栓和自鎖螺母固定。
1.1.4緊鏈裝置
刮板鏈安裝時，要給予一定的預(yù)緊力，使它運(yùn)行時在張力最小點(diǎn)不發(fā)生鏈條松弛或堆積。給刮板鏈?zhǔn)┘訌埦o力的裝置叫緊鏈裝置。
目前應(yīng)用的方式有三種：一種是將刮板鏈一端固定在機(jī)頭架上，另一端繞經(jīng)機(jī)頭鏈輪，用機(jī)頭部的電動機(jī)使鏈輪反轉(zhuǎn)，將鏈條拉緊，電動機(jī)停止反轉(zhuǎn)時，立即用一種制動裝置將鏈輪閘住，防止鏈條回松；另一種方式與目前一種基本相同，只是不用電動機(jī)反轉(zhuǎn)緊鏈，而用專設(shè)的液壓馬達(dá)緊鏈；第三種方式是采用專用的液壓缸緊鏈。
第一種緊鏈方式使用的緊鏈器有三種：棘輪緊鏈器、摩擦輪緊鏈器、閘盤緊鏈器。
1.1.5推移裝置
推移裝置是在采煤工作面內(nèi)將刮板輸送機(jī)向煤壁推移的機(jī)械。綜合工作面使用液壓支架上的推移千斤頂，非綜合工作面用單體液壓推溜器或手動液壓推溜器。
1.1.6錨固裝置
錨固裝置的刮板輸送機(jī)在傾角較大的工作面工作有下滑可能時，用以固定、防滑之用。它由單體液壓支架和錨固架組成，錨固架與機(jī)頭架、機(jī)尾架連接，使用液壓支架的泵站。
1.2 刮板輸送機(jī)的分類
刮板輸送機(jī)的類型很多，可按刮板鏈型式、卸載方式、中部槽結(jié)構(gòu)、采煤機(jī)牽引方式、電動機(jī)類型、承載重類型、整機(jī)適用條件分類。
按刮板鏈型式分為中單鏈型刮板輸送機(jī)、邊雙鏈型刮板輸送機(jī)、中雙鏈型刮板輸送機(jī)、準(zhǔn)邊雙鏈型刮板輸送機(jī)。按卸載方式分為端卸式刮板輸送機(jī)、側(cè)卸式刮板輸送機(jī)、直彎式刮板輸送機(jī)、交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C(jī)，現(xiàn)在重型、超重型刮板輸送機(jī)多用于交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C(jī)。按中部槽結(jié)構(gòu)分為開底式刮板輸送機(jī)、封底式刮板輸送機(jī)、分體中部槽刮板輸送機(jī)、整體焊接中部槽刮板輸送機(jī)、框架式中部槽刮板輸送機(jī)、鑄造式中部槽刮板輸送機(jī)。按采煤機(jī)牽引方式分為有鏈牽引采煤機(jī)用的刮板輸送機(jī)和無鏈牽引采煤機(jī)用的刮板輸送機(jī)。按電動機(jī)類型分為單速電動機(jī)刮板輸送機(jī)和雙速電動機(jī)刮板輸送機(jī)。按承重類型分為輕型刮板輸送機(jī)、中型刮板輸送機(jī)、重型刮板輸送機(jī)、超重型刮板輸送機(jī)。按整機(jī)適用條件分為緩傾斜中厚煤層刮板輸送機(jī)、緩傾斜薄煤層刮板輸送機(jī)、緩傾斜厚煤層大采高刮板輸送機(jī)、緩傾斜三軟煤層刮板輸送機(jī)、中厚煤層大傾角刮板輸送機(jī)、急傾斜厚煤層水平分段放頂煤及“三下”綜采刮板輸送機(jī)。
1.3 刮板輸送機(jī)的應(yīng)用
刮板輸送機(jī)可用于水平運(yùn)輸，亦可用于傾斜運(yùn)輸。沿傾斜向上運(yùn)輸時，煤層傾角不得超過25°，向下運(yùn)輸時，傾角不得超過20°，當(dāng)煤層傾角較大時，應(yīng)安裝防滑裝置?？蓮澢伟遢斔蜋C(jī)允許在水平和垂直方向作2°～4°的彎曲。
1.4 刮板輸送機(jī)的工作原理
刮板輸送機(jī)的工作原理是，將敞開的溜槽，作為煤炭、矸石或物料等的承受件，將刮板固定在鏈條上（組成刮板鏈），作為牽引構(gòu)件。當(dāng)機(jī)頭傳動部啟動后，帶動機(jī)頭軸上的鏈輪旋轉(zhuǎn)，使刮板鏈循環(huán)運(yùn)行帶動物料沿著溜槽移動，直至到機(jī)頭部卸載。刮板鏈繞過鏈輪作無級閉合循環(huán)運(yùn)行，完成物料的輸送。
1.5 刮板輸送機(jī)的特點(diǎn)
?。?）結(jié)構(gòu)堅實(shí)。能經(jīng)受住煤炭、矸石或其他物料的沖、撞、砸、壓等外力作用。
?。?） 能適應(yīng)采煤工作面底板不平、彎曲推移的需要，可以承受垂直或水平方向的彎曲。
?。?）機(jī)身矮，便于安裝。
?。?）能兼作采煤機(jī)運(yùn)行的軌道。
?。?）可反向運(yùn)行，便于處理底鏈?zhǔn)鹿省?
?。?）能作液壓支架前段的支點(diǎn)。
?。?）空載功率消耗較大，為總功率的30%左右。
?。?）不宜長距離輸送。
（9）易發(fā)生掉鏈、跳鏈?zhǔn)鹿省?
（10）消耗鋼材多，成本大。
1.6 刮板輸送機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢
刮板輸送機(jī)在煤礦的生產(chǎn)與建設(shè)中的發(fā)展，大致經(jīng)歷了三個階段。第一階段在20世紀(jì)30～40年代，是可拆卸的刮板輸送機(jī)，它在工作面內(nèi)只能直線鋪設(shè)，隨工作面的推進(jìn)，需人工拆卸、搬移、組裝。刮板鏈?zhǔn)前迨?，多為單鏈，如V型、SGD-11型、SGD-20型等小功率輕型刮板輸送機(jī)。第二階段是20世紀(jì)40年代前期由德國制造出可彎曲刮板輸送機(jī)，它與采煤機(jī)、金屬支架配合實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化采煤。這種刮板輸送機(jī)咳適應(yīng)底板不平凸凹不平和水平彎曲等條件，移設(shè)時不需拆卸，并且運(yùn)煤量也有所增大，如當(dāng)時的型號SGW-44型刮板輸送機(jī)就是這個階段的代表產(chǎn)品。進(jìn)入20世紀(jì)60年代由于液壓支架的出現(xiàn)，為了適應(yīng)綜采的需要，刮板輸送機(jī)發(fā)展到了第三階段，研制出大功率可彎曲重型刮板輸送機(jī)，如SGD-630/75型、SGD-630/180型等就是屬于這個階段的產(chǎn)品。
目前，隨著采煤工作面生產(chǎn)能力的不斷增大，刮板輸送機(jī)主要發(fā)展趨勢是：
（1）大運(yùn)輸量。國外先進(jìn)采煤國家已經(jīng)發(fā)展到小時輸送能力高達(dá)1500t（80年代）3500t（90年代）的刮板輸送機(jī)。
?。?）長運(yùn)輸距離。為了減少采區(qū)階段煤柱的損失量，加大工作面的長度，刮板輸送機(jī)的長度已經(jīng)達(dá)到400m以上。
（3）大功率電動機(jī)。電動機(jī)的功率已發(fā)展到單電機(jī)達(dá)1000kW，輸送能力3000t/h。
（4）壽命長。由于使用大直徑圓環(huán)鏈，增加了刮板鏈的強(qiáng)度，延長了刮板輸送機(jī)的壽命，整機(jī)過煤量高達(dá)600萬噸以上。
1.7新型刮板輸送機(jī)
刮板輸送機(jī)是煤礦、化學(xué)礦山、金屬礦山及電廠等用來輸送物料的重要運(yùn)輸工具。它是由中部槽、鏈條、刮板及牽引系統(tǒng)組成。其中，中部槽是刮板輸送機(jī)的主要部分，鋼制的中部槽已有近百年的歷史，在長期的使用過程中存在以下缺點(diǎn)：①重量大，安裝和搬運(yùn)費(fèi)時費(fèi)力；②中部槽一般是由6~15mm的鋼板制成，在受到較大的沖擊時易變形，修復(fù)比較困難；③耐腐蝕性差；④耐磨性差；⑤物料與中部槽的摩擦系數(shù)大，刮板輸送機(jī)的功率大部分消耗于物料與中部槽的摩擦力上，造成了能耗過大、投資增加。
用超高分子量聚乙烯是制造刮板輸送機(jī)的中板，可解決鋼制中板所存在的問題，得到塑料刮板輸送機(jī)。對于小型刮板輸送機(jī)可以通過改性超高分子量聚乙烯來制造刮板輸送機(jī)。對于上面行走采煤機(jī)的大型刮板輸送機(jī)，要采用鋼塑復(fù)合的方法，用超高分子量聚乙烯作為襯里，提高大型刮板輸送機(jī)的耐磨性，延長使用壽命，降低摩擦因數(shù)，從而降低功率消耗并降低對牽引、傳動系統(tǒng)的要求，這對大型刮板輸送機(jī)有巨大意義。
1.8 SGZ1000/2×700中雙鏈刮板輸送機(jī)技術(shù)特征
設(shè)計長度 300m
輸送能力 2000t/h
鏈 速 1.5m/s
電 動 機(jī):
型 號 YBSD700/350-4/8
轉(zhuǎn) 速 1484r/min
電 壓 3300v
頻 率 50Hz
減 速 器：
型 號 JS-700圓錐、圓柱行星減速器
傳動功率 700kW
傳 動 比 40.86
刮 板 鏈：
型 式 中雙鏈
圓環(huán)鏈規(guī)格 2-φ38×137-C
鏈 距 200mm
刮板間距 1096mm
中部槽規(guī)格（長×寬×高） 1500×960×315mm
中部槽連接形式 啞鈴連接
緊鏈方式 液壓缸緊鏈
牽引方式 埋鏈?zhǔn)?
卸載方式 端卸
2 總體設(shè)計
2.1刮板輸送機(jī)設(shè)計計算
刮板輸送機(jī)設(shè)計輸送能力2000t/h，設(shè)計長度300m，鏈速1.5m/s。
在查取相關(guān)資料后決定選用弧齒錐齒輪，斜齒圓柱齒輪和行星齒輪三級減速傳動。輸送機(jī)與截深0.8m無鏈電牽引采煤機(jī)配套使用，可適應(yīng)緩傾斜、左右綜采工作面，工作傾角
≤10°。刮板輸送機(jī)在工作過程中其槽間水平彎曲角度為3°，采用φ38×137-C級圓環(huán)鏈的中雙鏈?zhǔn)焦伟彐?，單位長度質(zhì)量29kg/m，雙機(jī)頭驅(qū)動。見圖2-1。
圖2-1 刮板輸送機(jī)計算圖
2.1.1中部槽的設(shè)計選用
在查閱大量文獻(xiàn)資料后，發(fā)現(xiàn)設(shè)計輸送能力與中部槽實(shí)際過煤能力存在很大出入（中部槽物料斷面見圖2-2），故在此引入刮板輸送機(jī)輸送能力影響系數(shù)，
圖2-2中部槽物料斷面
在比較與此次設(shè)計參數(shù)相近的相關(guān)企業(yè)產(chǎn)品后取刮板輸送機(jī)輸送能力影響系數(shù)。
則在選取中部槽時，其實(shí)際過煤能力為：
由此可推算出中部槽過煤斷面積：
（2-1）
式中, A—貨載最大橫斷面積，㎡；
—貨載的裝滿系數(shù)，；
—貨載的散裝容重，對原煤；
—刮板輸送機(jī)鏈速，m/s。
代入式（2-1）得：
參考相關(guān)產(chǎn)品選取刮板鏈尺寸為φ38×137-C型圓環(huán)鏈，圓環(huán)鏈尺寸的確定決定了刮板的尺寸，刮板尺寸的確立為中部槽的選擇提供參考，決定了中部槽的寬度，查煤炭行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)取中部槽內(nèi)寬為1000mm，采用鑄造槽幫鋼，帶鏟、擋煤板。中部槽高度的選擇滿足式（2-2）：
(2-2)
式中，——中部槽內(nèi)寬，m。??；
——中部槽高度，m；
——物料堆積角，(°)。取
代入式（2-2）得：
取中板厚度40mm，依據(jù)《MT/T864-2000刮板輸送機(jī)鑄造槽幫型式和尺寸》選取槽幫高mm。選取中部槽長mm。
2.1.2運(yùn)行阻力的計算
按三機(jī)配套的原則，刮板輸送機(jī)的輸送能力要略大于采煤機(jī)的理論計算能力，在此取系數(shù)，則可計算所選采煤機(jī)的理論生產(chǎn)能力t/h。
（1）為簡化計算，中部槽單位長度上的裝煤量只按鏈速計算，即：
kg
（2） 計算重、空段的運(yùn)行阻力，取
重段阻力為
空段阻力為
（3） 按彎曲段的幾何關(guān)系，計算中部槽彎曲段的中心角
式中：—彎曲段的半徑，m；
—相鄰兩節(jié)中部槽間的最大折曲角,(°)；
—標(biāo)準(zhǔn)中部槽長，m；
—機(jī)身推移距離，m；
—彎曲段全長，m；
—彎曲段中心角，(°)。
（4） 確定最小張力點(diǎn)
由
判定刮板輸送機(jī)最小張力點(diǎn)在“1”點(diǎn)。
（5） 計算各點(diǎn)張力
取最小張力點(diǎn)為0，按彎曲段距離工作面上端5m，用逐點(diǎn)計算法計算刮板鏈在各點(diǎn)的張力。
2.1.3計算電機(jī)功率
取傳動系統(tǒng)的效率，繞經(jīng)驅(qū)動輪的阻力系數(shù)，代入下式得：
上端驅(qū)動電機(jī)功率為：
下端驅(qū)動電機(jī)功率為：
將上述電動機(jī)功率計算值各加20%的備用量，得上端電機(jī)功率為653.56kW，下端電機(jī)功率為606.56kW。因此配備2×700kW電動機(jī)雙頭驅(qū)動即可滿足需要。
由計算所得電機(jī)功率選YBSD700/350-4/8型刮板輸送機(jī)用防爆電機(jī)，其額定轉(zhuǎn)速。
2.1.4計算刮板鏈的預(yù)緊力和緊鏈力
為簡便計算，預(yù)緊力近似按下式計算：
緊鏈力按式(2-3)計算：
(2-3)
式中：—緊鏈力，N；
—拉伸段的彈性伸長量，mm；
取mm
1條 φ38×137圓環(huán)鏈的剛度。
代入式(2-3)：
2.1.5驗(yàn)算刮板鏈的安全系數(shù)
查標(biāo)準(zhǔn)可知φ38×137-C級圓環(huán)鏈的破斷拉力為2270kN，中雙鏈負(fù)荷不均勻系數(shù)取0.85，則：
(2-4)
式中，n—鏈條的安全系數(shù)；
—一條鏈條的破斷拉力，N；
—刮板鏈的最大靜張力，N；
—雙鏈負(fù)荷不均勻系數(shù)，取
代入式(2-4)得：
有計算結(jié)果可知，所選取的刮板鏈符合要求。
2.2傳動方案的設(shè)計
2.2.1傳動方案的確定
刮板輸送機(jī)減速器與刮板輸送機(jī)之間采用平行布置方式，型號JS700,采用三級圓錐-圓柱齒輪傳動，依據(jù)《MT/T148-1997刮板輸送機(jī)減速器》規(guī)定，減速器采用水平剖分式，上下箱體對稱布置，電動機(jī)與輸入軸之間采用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器連接，減速器布置型式見圖 2-3。
圖2-3減速器布置示意圖
2.2.2總傳動比及傳動比分配
（1） 驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)速的計算
鏈輪轉(zhuǎn)速計算見式(2-5)：
(2-5)
式中：—鏈輪轉(zhuǎn)速，r/min；
—圓環(huán)鏈鏈速，m/s。；
—鏈輪齒數(shù)，；
—鏈輪節(jié)距，mm；
（2-6）
—鏈輪節(jié)圓直徑，mm。
由圓環(huán)鏈規(guī)格φ38×137及選取鏈輪齒數(shù)N=9，計算鏈輪節(jié)圓直徑。
（2-7）
式中 —圓環(huán)鏈節(jié)距，mm。取；
為圓環(huán)鏈直徑，mm。??；
為鏈輪節(jié)距角，。
代入式（2-7）得：
取
將節(jié)圓直徑代入式（2-6）得鏈輪節(jié)距：
得鏈輪轉(zhuǎn)速：
（2） 總傳動比的計算及分配
1） 總傳動比：
2)傳動比分配：
減速器為三級展開式，依據(jù)手冊中提供的分配方法，經(jīng)調(diào)整確定，，。
3)傳動比誤差：
傳動比分配符合要求。
2.2.3傳動裝置運(yùn)動參數(shù)的計算
從減速器的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸。
（1） 各軸轉(zhuǎn)速計算
（2）各軸功率計算
（3）各軸扭矩計算
2.3減速器傳動件設(shè)計計算
2.3.1傳動部弧齒錐齒輪設(shè)計計算
已知參數(shù)：
已知：兩錐齒輪軸交角，小齒輪懸臂布置，大齒輪兩端支承，長期工作，閉式錐齒輪傳動，先按接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按接觸疲勞強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度校核計算。
具體設(shè)計參數(shù)及結(jié)果表2.1，介紹齒輪傳動部分的設(shè)計方法和步驟。
表2.1 弧齒錐齒輪的設(shè)計計算
設(shè)計項(xiàng)目及說明
結(jié)果
（1）選材料、熱處理方法、定精度等級。
選小齒輪 20GrMnTi HRC58～62
大齒輪 20MnVB HRC56～62
大 小齒輪均采用滲碳淬火
許用接觸應(yīng)力
接觸疲勞極限
N/mm2
N/mm2
接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)ZN 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60×1484×1×(5×300×16)
=2.14×109 次
=2.14×109 次
=2.14×109/2.5
=0.85×108 次
=0.85×108 次
式中:
—齒輪轉(zhuǎn)速,
－齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面的嚙合次數(shù)
－齒輪的工作壽命,h
取
接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
=1
則 =1600×1/1
=1550×1/1
則 =1550 N/mm2
（2）齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算
選用弧齒錐齒輪，按接觸強(qiáng)度進(jìn)行初步設(shè)計，即
載荷系數(shù)
取
齒寬系數(shù)
取
估算小輪大端分度圓直徑
（3）主要幾何尺寸計算
齒數(shù)，
取
實(shí)際齒數(shù)比
分錐角
大端模數(shù)
按標(biāo)準(zhǔn)取
分度圓直徑
變位系數(shù)
弧齒錐齒輪采用高-切變位
錐矩
齒寬
取
大端齒頂高
大端齒高
大端齒根高
大端齒頂圓直徑:
齒根角
齒頂角
頂錐角
根錐角
外錐高
安裝距，考慮齒輪結(jié)構(gòu)情況，以及支撐端距H的
測量方便，取
支撐端距H
弧齒厚
式中β為大端螺旋角
中點(diǎn)錐距 ，mm
銑刀盤名義直徑，mm
取
則
則
當(dāng)量齒數(shù)，
端面重合度
取
則
齒線重合度
取
總重合度
（4）校核接觸強(qiáng)度
強(qiáng)度條件
計算接觸應(yīng)力
式中：
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
取
彈性系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的重合度系數(shù)
當(dāng)量圓柱齒輪的重合度
當(dāng)量齒輪分度圓直徑,,mm
當(dāng)量齒輪中心距，mm
當(dāng)量齒輪頂圓直徑,,mm
端面齒形角
當(dāng)量齒輪基圓直徑,，mm
嚙合線長度,mm
斷面重合度
則
接觸強(qiáng)度計算的螺旋角系數(shù)
接觸強(qiáng)度計算的錐齒輪系數(shù)
取
使用系數(shù)
取
動載系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分配系數(shù)
取
齒寬中點(diǎn)分度圓上的名義切向力,N
齒寬中點(diǎn)分度圓直徑,mm
則
接觸強(qiáng)度計算的有效齒寬,mm
計算接觸應(yīng)力
結(jié)論：
滿足接觸強(qiáng)度
（5） 齒根彎曲強(qiáng)度校核
強(qiáng)度條件
計算齒根應(yīng)力
式中：
彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的有效齒寬,mm
齒形系數(shù)
取
應(yīng)力修正系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的重合度系數(shù)
式中：
則
彎曲強(qiáng)度計算的螺旋角系數(shù)
彎曲強(qiáng)度計算的錐齒輪系數(shù)
取
齒寬中點(diǎn)法向模數(shù)
則
N/mm2
N/mm2
許用彎曲應(yīng)力
式中：
彎曲疲勞極限
取=900 N/mm2
=850 N/mm2
彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)
取 =1.4
實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
取
相對齒根圓角敏感系數(shù)
取
相對齒根表面狀況系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)
取
則：
結(jié)論：
滿足齒根彎曲強(qiáng)度。
Error! Reference source not found.
=2.14×109 次
=0.85×108 次
Error! No bookmark name given.
=1
=1600 N/mm2
=1550 N/mm2
Error! No bookmark name given.
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Error! No bookmark name given.
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校驗(yàn)合格
=900 N/mm2
=850 N/mm2
=1.4
校核合格
2.3.2 中速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算
已知參數(shù)：
先按接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按接觸疲勞強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度校核計算。
具體設(shè)計參數(shù)及結(jié)果表2.2，介紹齒輪傳動部分的設(shè)計方法和步驟。
表2.2 中速級斜齒輪的設(shè)計計算
設(shè)計項(xiàng)目及說明
結(jié)果
（1）選材料、熱處理方法。
選小齒輪 20GrMnTi HRC58～62
大齒輪 20MnVB HRC56～62
大 小齒輪均采用滲碳淬火
（2）初步確定主要參數(shù)
1）按接觸強(qiáng)度初步確定中心距a，mm
取N/mm2
N/mm2
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
取
則
取齒輪精度為7級，
取K=2.7
圓整取
2) 初步確定模數(shù)mn，齒數(shù)z，螺旋角β，分度圓直徑d，齒寬b。
取
取
則
中心距
取螺旋角
代入得
圓整后取
分度圓螺旋角
分度圓直徑,mm
齒寬,mm
圓整取
取
3） 初定變位系數(shù)
此級傳動采用高變位
當(dāng)量齒數(shù)
由當(dāng)量齒數(shù)查得變位系數(shù)為：
4）確定其他參數(shù)
齒頂高
齒根高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
斷面重合度
取
得：
縱向重合度
總重合度
(4) 接觸強(qiáng)度的校核
分度圓上的圓周力
使用系數(shù)
取
動載系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分配系數(shù)
取
彈性系數(shù)
取
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計算的重合度系數(shù)
接觸強(qiáng)度計算的螺旋角
計算接觸應(yīng)力
按接觸疲勞強(qiáng)度計算壽命系數(shù)
=60×598.15×1×(5×300×16)
=8.61×108 次
次
取
最小安全系數(shù)
取
潤滑劑系數(shù)
取
速度系數(shù)
取
粗糙度系數(shù)
大小齒輪的齒面粗糙度取為：
取
齒面硬化系數(shù)
大小齒面都是硬齒面取
接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)
取
許用接觸應(yīng)力
接觸強(qiáng)度判斷
接觸強(qiáng)度校核通過
（6） 齒根彎曲強(qiáng)度校核
強(qiáng)度條件
計算齒根應(yīng)力
式中：
彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù)
取
齒形系數(shù)
取
應(yīng)力修正系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的重合度系數(shù)
式中：
則
彎曲強(qiáng)度計算的螺旋角系數(shù)
取
則
許用彎曲應(yīng)力
式中：
彎曲疲勞極限
取=900 N/mm2
=850 N/mm2
彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)
取 =1.4
實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
取
相對齒根圓角敏感系數(shù)
取
相對齒根表面狀況系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)
取
則：
結(jié)論：
滿足齒根彎曲強(qiáng)度
N/mm2
N/mm2
K=2.7
次
次
強(qiáng)度校核通過
=900 N/mm2
=850 N/mm2
=1.4
校核通過
2.3.3傳動部行星機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算
（1）配齒計算
取行星輪數(shù)目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)。
各輪齒數(shù)按公式(2-8)計算:
(2-8)
進(jìn)行配齒計算，計算中根據(jù)并適當(dāng)調(diào)整，使c等于整數(shù)，再求出，應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使。適當(dāng)調(diào)整，使c為整數(shù)。
則
所以
取
取
采用不等角變位，取。
則，查手冊得嚙合角，
（2）按接觸強(qiáng)度初步確定A-C傳動的中心距和模數(shù)
輸入轉(zhuǎn)距
因傳動中有一個或兩個基本構(gòu)件浮動動作為均載機(jī)構(gòu)，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數(shù)
。
在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩
查手冊得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)。
齒數(shù)比。
取齒寬系數(shù)
太陽和行星齒輪的材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62(太陽輪)和
HRC56～62（行星輪），。
計算中心距：
模數(shù)
取模數(shù)：
則A-C傳動的未變位時的中心距：
取嚙合角，可得A-C傳動中心距變動系數(shù)：
則中心距：
取實(shí)際中心距
（3） 計算A-C傳動的實(shí)際中心距變動系數(shù)和嚙合角
(4) 計算A-C傳動的變位系數(shù)
查手冊取變位系數(shù),
則
(5) 計算C-B傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
C-B傳動的未變位是的中心距：
則
(6) 計算C-B傳動的變位系數(shù)
（7） 幾何尺寸計算
1）分度圓直徑
2）齒頂高
A-C傳動齒頂高變位系數(shù)
C-B傳動齒頂高變位系數(shù)
。
3）齒根高
4）齒高
5）齒頂圓直徑
mm
6）齒根圓直徑
7)齒寬
取
(8)裝配條件的驗(yàn)算
對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件。
1）鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即
所以滿足鄰接條件。
2）同心條件 按公式驗(yàn)算該2K－H型行星傳動的同心條件，即
（2-9）
各齒輪副的嚙合為和，且，和。代入式(2-9)得
所以滿足同心條件。
3）安裝條件驗(yàn)算
按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得
所以，滿足其安裝條件。
（9）行星傳動齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計計算
在行星齒輪傳動中廣泛使用齒輪聯(lián)軸器來保證浮動機(jī)構(gòu)中的浮動件在受力不平衡時產(chǎn)生位移，以使各行星輪之間載荷分布均勻。齒輪聯(lián)軸器可分為單聯(lián)和雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器兩種。
在設(shè)計中選用了雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器，其計算如下：
1）由輪齒剪切應(yīng)力計算分度圓直徑和模數(shù)
假設(shè)輪齒是在分度圓線上發(fā)生剪切，則剪應(yīng)力為：
（2-10）
式中：—傳遞扭矩，Nm；
取
—載荷不均勻系數(shù)；
取
—使用系數(shù);
取
—輪齒載荷分布系數(shù)；
取
—分度圓直徑，mm；
—齒數(shù)；
取
—齒寬，mm；
—分度圓上弦齒厚，mm 。；
—壽命系數(shù);
通常每開動和停止一次，才算一個加載循環(huán)；
取
—許用剪切應(yīng)力N/mm2；
聯(lián)軸器選用20CrMnTi，其許用剪切應(yīng)力取。
代入式（2-10）：
齒輪聯(lián)軸器的模數(shù)
取
則分度圓直徑
2） 齒輪聯(lián)軸器的幾何計算
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬
取
內(nèi)齒套直徑
取
2.3.4圓環(huán)鏈鏈輪設(shè)計計算
設(shè)計選用φ38×137高強(qiáng)度圓環(huán)鏈，鏈輪齒數(shù)選。其基本幾何尺寸計算如下：
節(jié)圓直徑
取
（2） 頂圓直徑
（3） 鏈輪立環(huán)的立槽直徑
（2-11）
式中，圓環(huán)鏈最大外寬
取
代入式（2-11）：
（4） 鏈輪立環(huán)立槽寬度
對38×137鏈條：
（5） 齒根圓弧半徑,mm
（6） 鏈輪中心至鏈窩底平面的距離,mm
圓整?。?
（7） 鏈窩長度
取
（8） 鏈窩中心距,mm
取
（9） 短齒厚度
（10） 齒形圓弧半徑,mm
（11） 立環(huán)槽圓弧半徑
（12） 短齒根部圓弧半徑，mm
鏈輪的制造應(yīng)符合《MT231-91礦用刮板輸送機(jī)驅(qū)動鏈輪》標(biāo)準(zhǔn)的要求，并按照規(guī)定程序批準(zhǔn)的圖樣和文件制造。
3 零部件的設(shè)計及校核
3.1軸的設(shè)計及校核
3.1.1高速軸的設(shè)計校核
高速軸通過彈性聯(lián)軸器與電機(jī)連接，軸的左端為一格里森制弧齒錐齒輪，正交傳動。
已知，，，。齒輪為主動輪,左旋左轉(zhuǎn)。高速軸結(jié)構(gòu)見圖3-1。
圖3-1 軸的結(jié)構(gòu)圖
（1） 計算作用在錐齒輪上的力
齒寬中點(diǎn)分度圓上的切向力，N
N
齒寬中點(diǎn)處的徑向力，N
齒寬中點(diǎn)處的軸向力，N
（2）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計算軸的最小值時加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
根據(jù)電機(jī)的輸出軸查聯(lián)軸器規(guī)格，最終確定軸的最小直徑取。
（3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
段① 用于聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與所選聯(lián)軸器的孔徑相配合。所選取軸段①的直徑
,其長度取
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，取軸肩高度，以軸段②的直徑 ，該軸段放軸承端蓋，其長度取。
段③ 此段對稱軸裝兩圓錐滾子軸承。為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑 ，選用31328圓錐滾子軸承，對此軸階梯化取，。
段④ 為便于軸承定位同時為方便軸承裝拆取軸肩高出軸承內(nèi)徑5mm，取，考慮要滿足軸承壽命的需要取。
段⑤ 該軸段安裝滾動軸承，選用調(diào)心滾子軸承，取，選用22328TN/W33型調(diào)心滾子軸承，。
段⑥ 該段與錐齒輪連接，取，。
（4）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
2）求B點(diǎn)處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
3）合成彎矩：
扭矩T：
彎矩扭矩圖見圖3-2。
（5）按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：
當(dāng)量彎距=，取折合系數(shù)a=0.6,
當(dāng)量彎矩見圖3-2。
軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得，，則
材料許用應(yīng)力。
軸的計算應(yīng)力為
根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
（6） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1） 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計
圓角半徑：根據(jù)加工工藝，軸承、齒輪、聯(lián)軸器的圓角決定與之相結(jié)合的圓角半徑。
鍵槽：齒輪、半聯(lián)軸器與軸周向固定采用A型平鍵連接，按GB1095-79和GB1096-79
合理選擇平鍵。
配合：參考現(xiàn)有圖紙和設(shè)計手冊要求。
2） 選擇危險截面
如圖3-2所示,1～7各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中較大，應(yīng)力集中較嚴(yán)重的截面。選擇6面。
3） 計算危險截面工作應(yīng)力
截面彎矩：
截面扭矩
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面上彎曲應(yīng)力：
截面上扭剪應(yīng)力：
彎曲應(yīng)力幅：
彎曲平均應(yīng)力：
扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力：
4） 確定軸材料機(jī)械性能
查得彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限。
合金鋼材料特性系數(shù)，。
5） 確定綜合影響系數(shù)
軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差
圖3-2 軸的計算簡圖
值計算得：。
配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合，查手冊后取差值計算得： 。
鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差值計算得：。
尺寸系數(shù)，根據(jù)查手冊取。
表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查得。
軸肩處綜合影響系數(shù)為：
鍵槽處綜合影響系數(shù)為：
同一截面上如有兩個以上的應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按配合處取綜合影響系數(shù)。
6） 計算安全系數(shù)
取需用安全系數(shù)
3.1.2第二軸的設(shè)計計算
高速軸通過錐齒輪傳動將力傳給第二軸，軸的右端為格里森制弧齒錐齒輪，與高速軸小齒輪正交傳動，左端有一斜齒圓柱齒輪。第二軸結(jié)構(gòu)見圖3-3。
圖3-3 第二軸的結(jié)構(gòu)圖
（1） 計算作用在斜、錐齒輪上的力
斜齒輪的作用力
大錐齒輪右旋右轉(zhuǎn)，其各力大小如下：
N
（2）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計算軸的最小值時加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
段① 用于裝配軸承，其直徑應(yīng)該與所選軸承的孔徑相配合，選用32324圓錐滾子軸承。
所選取軸段①的直徑 ,其長度取
段② 為了軸承的軸向定位，軸段①右端制出定位軸肩，軸段②的直徑 ，其長度取。
段③ 此段加工成齒輪軸。其分度圓直徑取，。
段④ 為便于大錐齒輪軸向定位同時為方便齒輪裝拆取軸肩高出大錐齒輪內(nèi)徑10mm，取，取。
段⑤ 該軸段安裝大錐齒輪，取，軸段長度比齒輪輪轂長度短3～5mm，取。
段⑥ 用于裝配軸承，其直徑應(yīng)該與所選軸承的孔徑相配合，選用32324圓錐滾子軸承。所選取軸段的直徑 ,為將大錐齒輪的右端軸向固定，以及將軸承內(nèi)圈固定，兩者之間加一節(jié)軸套，故段⑥其長度取
（4）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
2）求B、C點(diǎn)處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
3）合成彎矩：
扭矩T：
彎矩扭矩圖見圖3-4。
（5）按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：
當(dāng)量彎距，取折合系數(shù)a=0.6,則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩為：
當(dāng)量彎矩見圖3-4。
軸的材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得，，則
材料許用應(yīng)力。
B、C點(diǎn)軸的計算應(yīng)力為:
圖3-4 第二軸的計算簡圖
根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1）軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計
圓角半徑：根據(jù)加工工藝，軸承、齒輪、聯(lián)軸器的圓角決定與之相結(jié)合的圓角半徑。
鍵槽：齒輪、半聯(lián)軸器與軸周向固定采用A型平鍵連接，按GB1095-79和GB1096-79
合理選擇平鍵。
配合：參考現(xiàn)有圖紙和設(shè)計手冊要求。
2)選擇危險截面
如圖3-3所示,1～7各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中較大，應(yīng)力集中較嚴(yán)重的截面。選擇6面。
3)計算危險截面工作應(yīng)力
截面彎矩：
截面扭矩
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面上彎曲應(yīng)力：
截面上扭剪應(yīng)力：
彎曲應(yīng)力幅：
彎曲平均應(yīng)力：
扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力：
4)確定軸材料機(jī)械性能
查得彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限。
合金鋼材料特性系數(shù)，。
5）確定綜合影響系數(shù)
軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差值計算得：。
配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合，查手冊后取差值計算得：。
尺寸系數(shù)，根據(jù)查手冊取。
表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查得。
軸肩處綜合影響系數(shù)為：
同一截面上如有兩個以上的應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按軸肩處取綜合影響系數(shù)。
6）計算安全系數(shù)
取需用安全系數(shù)
校核通過，疲勞強(qiáng)度安全。
3.1.3初算第三軸軸徑
選取軸的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計算軸的最小值時加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。
3.1.4初算行星輪系各軸徑
選取太陽輪與軸加工成齒輪軸，其材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。取軸的最小直徑，與第三軸最小直徑相等，即。
選取行星輪的軸徑。
其材料取40Cr，取。行星輪有四只，其單個行星輪承擔(dān)的功率為：
行星輪的轉(zhuǎn)速為：
取。
3.1.5初算鏈輪軸徑
選取軸的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計算軸的最小值時加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。軸兩端加工漸開線花鍵。
3.2 軸承的壽命校核
3.2.1高速軸軸承壽命計算
查手冊，軸承31328的主要性能參數(shù)為：，，，，。
軸承22328TN1/W33的主要性能參數(shù)為：，。
軸承受力情況見圖3-5。
（1）計算軸承支反力
1）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
圖3-5 軸承受力簡圖
2）合成支反力
（2）軸承的派生軸向力
（3） 軸承所受的軸向載荷
（4）計算軸承所受的當(dāng)量動載荷
軸承工作時有中等沖擊，查得載荷系數(shù)
因 ,
故
（5）軸承壽命
由表取溫度系數(shù)。按式計算軸承壽命 ：
高速軸兩端裝兩組不同規(guī)格的軸承，其所受的力各不相同，所能承受的載荷也各不相同，故兩種類型的軸承都需要校核。
經(jīng)校核知軸承壽命滿足要求。
3.2.2第二軸軸承壽命的計算
查手冊，軸承32324的主要性能參數(shù)為：，，，，。軸承受力情況見圖3-6。
（1）計算軸承支反力
1）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
2）合成支反力
圖3-6 軸承受力簡圖
（2）軸承的派生軸向力
（3）軸承所受的軸向載荷
∴被壓緊，被放松。
則
（4） 計算軸承所受的當(dāng)量動載荷
軸承工作時有中等沖擊，查得載荷系數(shù)
因 ,
取。
故
因 ,
取。
故
（5）軸承壽命
∵故按計算，由表取溫度系數(shù)。按式計算軸承壽命 ：
經(jīng)校核知軸承壽命滿足要求。
3.3鍵的設(shè)計與強(qiáng)度校核
3.3.1高速軸普通平鍵設(shè)計校核
根據(jù)軸徑，查鍵的標(biāo)準(zhǔn)，選取鍵的截面尺寸。平鍵連接可能的失效形式有：靜連接時，鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰；動連接時，工作面出現(xiàn)過度磨損；鍵被剪斷。
實(shí)際上，平鍵連接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象（除非有嚴(yán)重過載）。一次平鍵連接的強(qiáng)度計算只需進(jìn)行擠壓強(qiáng)度和耐磨性計算。再此按擠壓強(qiáng)度校核。
根據(jù)與聯(lián)軸器連接的軸徑選取平鍵型式及尺寸為：；
根據(jù)與錐齒輪連接的軸徑選取平鍵型式及尺寸為：；
高速軸一端用平鍵與聯(lián)軸器連接，一端用平鍵與錐齒輪連接，其所選平鍵鍵寬不相同，鍵長不同，同時在工作過程中高速軸所傳遞的扭矩不變，故在校核時需計算兩平鍵的擠壓強(qiáng)度。其校核公式見（3-1）：