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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。可連續(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。空載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 取: 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 ?。? 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,該軸滿足強度要求。
二、過渡軸
(1)根據(jù)扭轉(zhuǎn)強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=0.35
e, 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