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1、1 概 述 1.1 采煤機(jī)的發(fā)展概況 機(jī)械化采煤開始于20世紀(jì)40年代，是隨著采煤機(jī)械的出現(xiàn)而開始的。40年代初期，英國、蘇聯(lián)相繼生產(chǎn)了采煤機(jī)，使工作面落煤、裝煤實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化。但當(dāng)時(shí)的采煤機(jī)都是鏈?zhǔn)焦ぷ鳈C(jī)構(gòu)，能耗大、效率低，加上工作面輸送機(jī)不能自移，所以生產(chǎn)率受到一定的限制。 50年代初期，英國、聯(lián)邦德國相繼生產(chǎn)出了滾筒式采煤機(jī)、可彎曲刮板輸送機(jī)和單體液壓支柱，從而大大推進(jìn)了采煤機(jī)械化技術(shù)的發(fā)展。滾筒式采煤機(jī)采用螺旋滾筒作為截割機(jī)構(gòu)，當(dāng)滾筒轉(zhuǎn)動并切入煤壁后，通過安裝在滾筒螺旋葉片上的截齒將煤破碎，并利用螺旋葉片把破碎下來的煤裝入工作面輸送機(jī)。但由于當(dāng)時(shí)采煤機(jī)上的滾筒是死滾筒

2、，不能實(shí)現(xiàn)調(diào)高，因而限制了采煤機(jī)的適用范圍，我們稱這種固定滾筒采煤機(jī)為第一代采煤機(jī)。因此，50年代的各國采煤機(jī)械化的主流還只是處于普通機(jī)械化水平，雖然在1954年英國已研制出了自移式液壓支架，但由于采煤機(jī)和可彎曲刮板輸送機(jī)尚不完善，綜采技術(shù)僅僅處驗(yàn)階段。 60年代是世界綜采技術(shù)的發(fā)展時(shí)期。第二代采煤機(jī)—單搖臂滾筒采煤機(jī)的出現(xiàn)，解決了采高調(diào)整問題，擴(kuò)大了采煤機(jī)的適用范圍。這種采煤機(jī)的滾筒裝在可以上下擺動的搖臂上，通過搖動搖臂來調(diào)節(jié)滾筒的截割高度，使采煤機(jī)適應(yīng)煤層厚度變化的能力得到了大大加強(qiáng)。 1964年，第三代采煤機(jī)—雙搖臂滾筒采煤機(jī)的出現(xiàn)，進(jìn)一步解決了工作面自開切口問題。另外，液壓支架和可

3、彎曲輸送機(jī)技術(shù)的不斷完善，把綜采技術(shù)推向了一個(gè)新水平，并在生產(chǎn)中顯示了綜采機(jī)械化采煤的優(yōu)越性—高效、高產(chǎn)、安全和經(jīng)濟(jì)，因此各國競相采用綜采。 進(jìn)入70年代，綜采機(jī)械化得到了進(jìn)一步的發(fā)展和提高，綜采設(shè)備開始向大功率、高效率及完善性能和擴(kuò)大使用范圍等方向發(fā)展，相繼出現(xiàn)了功率為750～1000kW的采煤機(jī)，功率為900～1000kW、生產(chǎn)能力達(dá)1500t/h的刮板輸送機(jī)，以及工作阻力達(dá)1500kN的強(qiáng)力液壓支架等。1970年采煤機(jī)無鏈牽引系統(tǒng)的研制成功以及1976年出現(xiàn)的第四代采煤機(jī)—電牽引采煤機(jī)，大大改善了采煤機(jī)的機(jī)能，并擴(kuò)大了它的使用范圍。 世界上第一臺直流電牽引（他勵）采煤機(jī)是由西德艾柯夫

4、公司1976年研制的EDW—150—2L型采煤機(jī)。該采煤機(jī)首先使用就顯示出電牽引的優(yōu)越性，即效率高、產(chǎn)量大、可靠性高，其故障率只是液壓牽引采煤機(jī)的1/5。同年，美國Joy公司研制出了1LS直流（串勵）電牽引采煤機(jī)，以后陸續(xù)改進(jìn)發(fā)展為2LS、3LS、4LS系列；1996年生產(chǎn)的6LS05型采煤機(jī)，其總裝機(jī)功率為1530kW，是當(dāng)時(shí)世界上功率最大的采煤機(jī)。英國于1984年生產(chǎn)了第一臺ELECTRA550直流（復(fù)勵）電牽引采煤機(jī)，其后生產(chǎn)的ELECTRA1000型采煤機(jī)在1994年創(chuàng)下了年產(chǎn)408萬t商品煤的世界最高記錄，其截煤牽引速度達(dá)25。在電牽引采煤機(jī)的發(fā)展中，世界上許多國家先是發(fā)展直流電牽引

5、。1986年日本三井三池制作所研制出世界上第一臺交流電牽引采煤機(jī) （MCL400—DR6868）。直流電牽引技術(shù)能滿足采煤機(jī)牽引特性（恒扭矩—恒功率）的要求，調(diào)速平穩(wěn)，能四象限運(yùn)行，適應(yīng)大傾角工作面的運(yùn)行，系統(tǒng)簡單，但存在著火花、炭粉、更換電刷和換向器、過載能力較低以及機(jī)身較寬、較長等缺點(diǎn)。而交流調(diào)速電牽引采煤機(jī)的電動機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕、堅(jiān)固耐用、運(yùn)行可靠、維護(hù)方便，無電刷和換向器，無火花和炭粉，耐振動、過載能力大。 現(xiàn)在電牽引采煤機(jī)已是國際主導(dǎo)機(jī)型，不僅可控硅控制調(diào)速的直流電牽引已發(fā)展成系列產(chǎn)品，而且已經(jīng)開發(fā)出了多款交流調(diào)頻電牽引采煤機(jī)。技術(shù)發(fā)展的趨勢是電牽引采煤機(jī)將逐步替代液壓

6、牽引采煤機(jī)。電牽引采煤機(jī)既可以實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)要求的工作特性，而且更容易實(shí)現(xiàn)檢測和控制自動化，又可以克服液壓牽引采煤機(jī)加工精度要求高、工作液體易被污染、維修較困難以及工作可靠性較差和傳動效率較低等缺點(diǎn)，還便于實(shí)現(xiàn)工況參數(shù)顯示和故障顯示。 今后采煤機(jī)械化的發(fā)展方向是：不斷完善各類采煤設(shè)備，使之達(dá)到高產(chǎn)、高效、安全、向遙控及自動控制發(fā)展，逐步過渡到無人工作面采煤；提高單機(jī)的可靠性，并使之系列化、標(biāo)準(zhǔn)化和通用化；研制厚、薄及急傾斜等難采采煤層的機(jī)械化設(shè)備；解決端頭技術(shù)，研制工作面巷道與工作面端部連接處的設(shè)備等等，以進(jìn)一步提高工作面產(chǎn)量和安全性。 1.2 國內(nèi)外采煤機(jī)械的技術(shù)特點(diǎn) （1）牽引方式

7、向電牽引方向發(fā)展。傳統(tǒng)的液壓牽引采煤機(jī)在國外仍然在生產(chǎn)和使用中，但已不占主導(dǎo)地位，由于電牽引采煤機(jī)的諸多優(yōu)點(diǎn)，國外目前新開發(fā)的采煤機(jī)，特別是大功率采煤機(jī)基本上都是采用電牽引方式。 （2）裝機(jī)總功率不斷增大。為適應(yīng)煤礦生產(chǎn)實(shí)現(xiàn)高產(chǎn)高效，采煤機(jī)的功率在不斷提高，電機(jī)截割功率通常在400kW 以上，牽引電機(jī)功率均在40kW以上，大的甚至達(dá)到125kW?？傃b機(jī)功率通常超過1000kW，如EL3000型采煤機(jī)總裝機(jī)功率高達(dá)2000kW，7LS5型采煤機(jī)達(dá)1940kW。目前世界上功率最大的電牽引采煤機(jī)在雞西煤礦機(jī)械有限公司成功下線，這標(biāo)志著我國采煤機(jī)械裝備的自主研發(fā)和生產(chǎn)能力達(dá)到世界先進(jìn)水平。其總裝機(jī)功

8、率達(dá)2400kW，采掘高度為2.8～6m，可日產(chǎn)原煤2萬t，是目前世界上功率最大、體積最大、重量最大、采高最大的智能化采煤機(jī)。牽引速度、牽引力也大幅提高，目前大功率電牽引采煤機(jī)的牽引速度普遍達(dá)到15～25，最大牽引速度達(dá)50，牽引力高達(dá)1000kN。牽引速度的加快，支架隨機(jī)支護(hù)的實(shí)現(xiàn)，使工作面頂板空頂時(shí)間縮短，為加大支架步距和滾筒截深創(chuàng)造了條件。采用大截深滾筒已成為提高采煤機(jī)生產(chǎn)能力的重要途徑，目前普遍采用的截深為1000～1200mm，個(gè)別已達(dá)1500mm。 （3）元部件可靠性大幅提高。為提高采煤機(jī)的可靠性，減少故障率，采煤機(jī)齒輪的設(shè)計(jì)壽命已提高到2000h以上，軸承的壽命提高到3000h

9、以上，并且還有進(jìn)一步提高的趨勢。液壓泵和液壓馬達(dá)的壽命已達(dá)10000h。 （4）電牽引方式趨向交流變頻調(diào)速。電牽引采煤機(jī)的牽引方式按牽引電機(jī)的類型可分為直流牽引和交流牽引，由于交流變頻調(diào)速電牽引系統(tǒng)具有技術(shù)先進(jìn)可靠、維護(hù)管理簡單、價(jià)格低廉等特點(diǎn)，近幾年發(fā)展很快。20世紀(jì)90年代中后期研制的大功率電牽引采煤機(jī)均采用交流變頻調(diào)速牽引系統(tǒng)。交流牽引正逐步替代直流牽引，成為今后電牽引采煤機(jī)的發(fā)展方向。早期的交流電牽引均采用1個(gè)變頻器拖動2臺牽引電機(jī)，變頻器對電機(jī)的性能參數(shù)難以準(zhǔn)確檢測，控制和保護(hù)功能無法完全發(fā)揮。德國在開發(fā)SL300時(shí)，采用2個(gè)變頻器分別拖動2臺牽引電機(jī)的牽引系統(tǒng)，使?fàn)恳目刂坪捅Ｗo(hù)

10、性能更加完善。這種一拖一的牽引系統(tǒng)也正被逐步采用，成為電牽引技術(shù)發(fā)展的又一個(gè)特點(diǎn)。 （5）無鏈牽引向齒輪一齒軌式演變。隨著牽引力不斷增大，銷輪一齒軌式無鏈牽引已近淘汰，齒輪一鏈軌式無鏈牽引已使用不多，正逐步趨向于采用齒輪一齒軌式無鏈牽引。這是一種從齒輪一銷軌式演變而來的無鏈牽引結(jié)構(gòu)，圓柱銷被齒軌所取代，焊接結(jié)構(gòu)改成了整體精密鑄造或鍛造，寬度增大，節(jié)距由125mm增加到175mm。 （6）普遍采用中、高壓供電。由于裝機(jī)功率大幅度提高以及工作面的不斷加長(達(dá)到300m)，整個(gè)工作面供電容量超過5000kW。為了減少輸電線路損耗，保證供電質(zhì)量和電機(jī)性能，新研制的大功率電牽引采煤機(jī)幾乎都采用中、高

11、壓供電。主要供電等級有2300，3300，4160，5000V等。 （7）監(jiān)控保護(hù)系統(tǒng)的智能化。新型的電牽引采煤機(jī)具有建立在微處理機(jī)基礎(chǔ)上的智能監(jiān)控、監(jiān)測和保護(hù)系統(tǒng)，可實(shí)現(xiàn)交互式人機(jī)對話、遠(yuǎn)近控制、無線電隨機(jī)遙控、工況監(jiān)測及狀態(tài)顯示、數(shù)據(jù)采集存儲及傳輸、故障診斷及預(yù)警、自動控制等多種功能，以保證采煤機(jī)具有最低的維修量和最高的利用率；并可實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)滾筒沿工作面煤層自動調(diào)節(jié)采高等控制功能。 1.3 采煤機(jī)的發(fā)展趨勢 （1）新設(shè)計(jì)的滾筒采煤機(jī)幾乎都采用多電機(jī)橫向布置；取消底托架；各大部件間采用液壓螺栓、啞鈴銷、偏心鎖緊螺母等聯(lián)接，以構(gòu)成采煤機(jī)的機(jī)身，左、右搖臂通過銷軸鉸接在機(jī)身的兩端。 （2

12、）大力開發(fā)電牽引采煤機(jī)。裝機(jī)功率1000kW 以下的電牽引采煤機(jī)已逐步走向成熟，且形成系列，裝機(jī)功率1800kW以上的電牽引采煤機(jī)也已經(jīng)研制成功。 目前國內(nèi)使用的交流電牽引采煤機(jī)的電牽引調(diào)速系統(tǒng)主要有3種：即交流變頻調(diào)速系統(tǒng)、電磁轉(zhuǎn)差離合器調(diào)速系統(tǒng)和開關(guān)磁阻電機(jī)調(diào)速系統(tǒng)(簡稱 SRD)。在這3種交流電牽引調(diào)速系統(tǒng)中，交流變頻調(diào)速技術(shù)在采煤機(jī)的應(yīng)用已逐步走向成熟并具有發(fā)展?jié)摿?；電磁轉(zhuǎn)差離合器調(diào)速技術(shù)本身比較成熟，但是在采煤機(jī)的應(yīng)用存在低速性能等問題。從目前來看，交流變頻調(diào)速技術(shù)和SRD技術(shù)應(yīng)該是未來采煤機(jī)應(yīng)用的主要方向。 （3）我國經(jīng)濟(jì)型綜采和高檔普采的主要機(jī)型為MG200，目前在冊近千臺

13、，該機(jī)型由于功率偏小、過斷層能力差、結(jié)構(gòu)上的局限性等，而需要改進(jìn)以至換代。為此，近年來進(jìn)行了MG200采煤機(jī)的換代設(shè)計(jì)?，F(xiàn)已完成的MG150／375W型及MG160/375W采煤機(jī)均可作為MG200的換代產(chǎn)品，使用中已取得良好效果。該換代產(chǎn)品在配套尺寸不變的情況下，將裝機(jī)功率由200kW 提高到375kW，其結(jié)構(gòu)更為簡單，即3個(gè)電機(jī)橫向布置，150(160)kW 的左、右截割電機(jī)分別布置在左、右搖臂內(nèi)，兩段或三段式機(jī)身通過液壓螺栓聯(lián)為一體，左、右截割部通過銷軸鉸接在左、右牽引行走箱上，其生產(chǎn)效率、截割能力大 大提高，使用更為方便。 （4）特殊機(jī)型采煤機(jī)的發(fā)展與應(yīng)用。如天地科技股份有限公司上

14、海分公司開發(fā)的MG250/300-NWD型電牽引短壁采煤機(jī)，可用于急傾斜特厚煤層水平分層放頂煤開采、“三下一上”采煤、煤柱和邊角煤回收、短壁工作面雙巷或單巷開采、長壁面開機(jī)窩、煤巷掘進(jìn)等。再如，新汶礦業(yè)集團(tuán)從烏克蘭引進(jìn)螺旋鉆式采煤機(jī)已成功用于各種難采煤層。1臺螺旋鉆機(jī)僅需3～4人在工作面回采巷道內(nèi)操作。月產(chǎn)6000t以上，實(shí)現(xiàn)了真正的無人工作面安全生產(chǎn)。 但是目前國內(nèi)外對電牽引采煤機(jī)的研制絕大部分都是針對中厚易開采煤層，對于薄煤層采煤機(jī)的研究不多，由于薄煤層采煤空間限制條件大，所以采掘不易，因此研究功率大而且機(jī)身厚度低的采煤機(jī)具有非常重要的意義，在此設(shè)計(jì)中設(shè)計(jì)的截割部就是在MG150/

15、345的基礎(chǔ)上進(jìn)行改良設(shè)計(jì)。 2 方 案 確 定 2.1設(shè)計(jì)要求 采高范圍：0.9～1.9m 煤層傾角： 煤質(zhì)硬度：中硬、中硬以下及含少量夾矸煤層 裝機(jī)總共率：445kW 截割電機(jī)功率：22100kW 牽引電機(jī)功率：218.5kW 牽引速度：0～8.5m/min 牽引力：300kN 牽引方式：開關(guān)磁組電機(jī)調(diào)速，齒輪銷排式電牽引 配套輸送機(jī):SGZ630/150系列 2.2 設(shè)計(jì)方案 2.2.1 采煤機(jī)總體布置 滾筒式采煤機(jī)常見的總體布置方式有下列

16、幾種： （1）沿軸向（縱向）布置方式 有鏈牽引采煤機(jī)的總體布置方式如圖2－1所示 (a)單滾筒采煤機(jī) （b）雙滾筒采煤機(jī) (c)雙滾筒雙電機(jī)采煤機(jī) 圖 2—1 有鏈牽引采煤機(jī)的總體布置方式 1－截割部；2－電動機(jī)；3－牽引部；4－滾筒 無鏈牽引采煤機(jī)的總體布置方式如圖2－2所示 （a）雙滾筒單電機(jī)采煤機(jī) （b）雙滾筒單電機(jī)（截割合一）采煤機(jī) （c）雙滾筒雙電機(jī)采煤機(jī) （d）雙滾筒雙電機(jī)（截割合一）采煤機(jī) 圖 2－2 無鏈牽引采煤機(jī)的總體布置方式 1－截割部；2－牽引部；3－電動機(jī)；

17、4－滾筒；5－中間箱 6－牽引行走部；7－截割合一截割部 （2）多電機(jī)橫向布置方式 多電機(jī)采煤機(jī)總體布置方式如圖2－3所示 （a）雙滾筒多電機(jī)采煤機(jī)（有鏈） （b）雙滾筒多電機(jī)采煤機(jī)（無鏈） 圖2－3 多電機(jī)采煤機(jī)總體布置方式 1－截割部；2－電動機(jī)；3－牽引部；4－滾筒； 5－中間箱；6－牽引行走部 本設(shè)計(jì)中采用多電機(jī)橫向布置方案，并且選擇其中的（b）圖即雙滾筒雙電機(jī)（無鏈）方案。由于多電機(jī)橫向布置方式符合發(fā)展方向，截割電機(jī)橫向布置在搖臂上，取消了螺旋傘齒輪和結(jié)構(gòu)復(fù)雜的同軸，大大簡化了機(jī)身結(jié)構(gòu)，可實(shí)現(xiàn)采煤機(jī)的模塊化設(shè)計(jì)。 2.2.2 截割部傳動方式確定 采煤機(jī)截

18、割部大多采用齒輪傳動，主要有以下幾種方式： （1）電動機(jī)－機(jī)頭減速箱－搖臂減速箱－滾筒。這種傳動方式的特點(diǎn)是傳動簡單，搖臂從機(jī)頭減速箱端部伸出，支撐可靠，強(qiáng)度和剛度好，但搖臂下限位置受輸送機(jī)限制，臥底量較小。 （2）電動機(jī)－機(jī)頭減速箱－搖臂減速箱－行星齒輪傳動－滾筒。由于行星齒輪傳動比較大，因此可使前幾級傳動比減小，系統(tǒng)得以簡化，并使行星齒輪的齒輪模數(shù)減小。但行星齒輪的采用使?jié)L筒筒轂尺寸增加，因而這種傳動方式適用在中厚煤層以上工作的大直徑滾筒采煤機(jī)。這里搖臂從機(jī)頭減速箱側(cè)面伸出，所以可獲得較大的臥底量。 在以上兩種傳動方式中都采用搖臂調(diào)高，獲得了好的調(diào)高性能，但搖臂內(nèi)齒輪較多，要增加調(diào)速

19、范圍必須增加齒輪數(shù)。由于滾筒上受力大，搖臂及其與機(jī)頭減速箱的支撐比較薄弱，所以支撐距離加大才能保證搖臂的強(qiáng)度和剛度。 （3）電動機(jī)－機(jī)頭減速箱－滾筒。這種傳動方式取消了搖臂，而靠由電動機(jī)、機(jī)頭減速箱和滾筒組成的截割部調(diào)高，使齒輪數(shù)大大減少，機(jī)殼的強(qiáng)度、剛度增大，可獲得較大的調(diào)高范圍，還可使采煤機(jī)機(jī)身長度大大縮短，有利于采煤機(jī)開切口等工作。 （4）電動機(jī)－搖臂－行星齒輪傳動－滾筒。這種傳動方式主電機(jī)采用橫向布置，使電動機(jī)軸與滾筒軸平行，取消了承載大、易損壞的錐齒輪，使截割部更為簡化。采用這種傳動方式可獲得較大的調(diào)高范圍，并使采煤機(jī)機(jī)身長度進(jìn)一步縮短。 本采煤機(jī)截割部傳動方式選擇第（4）種傳

20、動方式即電動機(jī)－搖臂－行 星齒輪傳動－滾筒。其傳動方式如圖2－4所示 圖 2－4 搖臂傳動結(jié)構(gòu)圖 1－截割部殼體；2－電機(jī)；3－三級直齒輪減速機(jī)構(gòu)；4－行星減速機(jī)構(gòu) 3 主要零部件的選擇及計(jì)算 3.1 電動機(jī)型號的選擇 由于井下環(huán)境惡劣，存在煤塵、瓦斯等易燃、易爆物，所以電機(jī)應(yīng)選擇防爆電機(jī)。本采煤機(jī)截割部選擇YBCS系列防爆型異步電動機(jī)，根據(jù)截割部功率2100KW選擇YBCS－100型防爆異步電機(jī)（定做）。 （1）性能及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：YBCS系列電動機(jī)具有效率高、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩高、隔爆結(jié)構(gòu)先進(jìn)合理、溫升裕

21、度大、安全可靠、性能優(yōu)良等優(yōu)點(diǎn)，并且體積小、重量輕、外形美觀。此系列電動機(jī)采用封閉自扇冷式防護(hù)結(jié)構(gòu)。 （2）適用范圍：適用于正?；虿徽Ｇ闆r下都能形成爆炸性混合物的場所。 （3）該電動機(jī)主要技術(shù)參數(shù) 功率/KW：100 電流/A：68.4 額定電壓/V：1140 轉(zhuǎn)速/r.min：1470 額定頻率/Hz：50 工作定額：S1 絕緣等級：H 冷卻水壓/MPa：<3.0 冷卻水量/m.h: >1.0 冷卻方式：ICW37 外形尺寸/mm：1040x405x428 熱元件：PT-100 3.2 齒輪傳動設(shè)計(jì) 3.2.1 傳動比分配 電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)速,滾筒轉(zhuǎn)速

22、,則截割部總傳動比為：。一般采用3～5級齒輪減速。由于采煤機(jī)機(jī)身高度受到嚴(yán)格限制，所以各級傳動比不能平均分配，一般前級傳動比較大，而后級逐漸減小，以保持尺寸均勻。各圓柱、圓錐齒輪傳動比一般不大于3～4，當(dāng)末級采用行星齒輪傳動時(shí)，其傳動比可達(dá)4～6。該采煤機(jī)采用3級直齒輪傳動加1級行星齒輪傳動（傳動方案如圖3－1所示），首先確定行星齒輪傳動比取4.59，則其余三級傳動比。其余三級傳動比初步設(shè)計(jì)時(shí)可按計(jì)算，本設(shè)計(jì)中采用，經(jīng)計(jì)算得,,。估算齒數(shù)及中心距，考慮到大齒輪的尺寸基本相同，再考慮箱體的壁厚等，發(fā)現(xiàn)第一級大齒輪始終過大而且容易和第三級的小齒輪發(fā)生干涉；另外為了保證足夠的采高，必須在第三級中加入

23、惰輪，但是第三級傳動比較小，為了達(dá)到采高要求，必須適當(dāng)加大惰輪尺寸，因此容易造成惰輪尺寸過大，而產(chǎn)生第三級中先增速后減速的現(xiàn)象，容易造成惰輪過度磨損，從而降低了截割部的可靠性。因此參考有關(guān)采煤機(jī)截割部的設(shè)計(jì)和計(jì)算中遇到的具體問題，保持模數(shù)不變，而為了避免第一級大齒輪和第三級小齒輪發(fā)生干涉，適當(dāng)增加第二級傳動的中心距，適當(dāng)減小第一級的傳動比；另外為了防止第三級中的先增速后減速和保證惰輪尺寸，適當(dāng)增加第三級的傳動比。估算出各級直齒輪傳動和行星機(jī)構(gòu)的傳動比分別為，，,。 。3.2.2 傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)計(jì)算 1）各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 1）各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算，。 第Ⅰ和第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 第Ⅴ軸轉(zhuǎn)

24、速 第Ⅵ軸轉(zhuǎn)速 第Ⅷ軸轉(zhuǎn)速 滾筒轉(zhuǎn)速 2）各軸功率計(jì)算 電動機(jī)輸出功率 第Ⅲ軸功率 第Ⅴ軸功率 第Ⅵ軸功率 第Ⅷ軸功率 式中 η－花鍵效率（0.99）； η－滾子軸承效率（0.98）； η－圓柱齒輪傳動效率（0.98）； 3）各軸扭矩計(jì)算 第Ⅲ軸扭矩 第Ⅴ軸扭矩 第Ⅵ軸扭矩 第Ⅷ軸扭矩 3.2.3傳動計(jì)算的說明 齒輪設(shè)計(jì)參考文獻(xiàn)[3]。齒輪承受較大沖擊，設(shè)計(jì)為每天

25、2班，每班8小時(shí)，每年300天，預(yù)期壽命為5年。齒輪材料是綜合考慮了強(qiáng)度、韌性和加工工藝性，選用20CrMnTi，熱處理及加工過程為：鍛--正火--高溫回火、出爐空冷--機(jī)加工--滲碳--高溫回火、出爐空冷--淬火--低溫回火。為了減小結(jié)構(gòu)尺寸、提高承載能力和加工維修性，因此采煤機(jī)的齒輪一般進(jìn)行變位。計(jì)算過程是先按未變位的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后在進(jìn)行齒輪的變位后再對部分系數(shù)進(jìn)行修正，進(jìn)行接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 行星機(jī)構(gòu)工作載荷平穩(wěn)，使用壽命10年，每年工作300天，每天工作2班，每班8小時(shí)。太陽輪和行星輪材料選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火；行星架采用框架結(jié)構(gòu)，用ZG40

26、Cr整體鑄造，經(jīng)退火和調(diào)質(zhì)處理后，花鍵部分進(jìn)行中頻淬火；內(nèi)齒圈材料選用42CrMo，調(diào)質(zhì)后氮化處理。行星機(jī)構(gòu)的各個(gè)齒輪也要進(jìn)行變位處理。其設(shè)計(jì)主要參考文獻(xiàn)[11]。 軸的設(shè)計(jì)參考文獻(xiàn)[4]，普通惰輪軸選用45鋼，而有些做成了齒輪軸，則參考齒輪的材料選用。軸一般確定最小直徑后，根據(jù)裝配條件，確定其它軸段的直徑和長度，設(shè)計(jì)后一般要進(jìn)行強(qiáng)度校核。參考文獻(xiàn)[7]，軸承的設(shè)計(jì)壽命為5000h。 3.2.4 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）第一對齒輪傳動設(shè)計(jì)（參考文獻(xiàn)[3]） 1）選擇齒輪材料:查表8－17 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC＝56～62 2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

27、設(shè)計(jì)計(jì)算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度 參考表8－14，8－15選?、蚬罱M6級 齒輪模數(shù)m由式（8－68）得 齒寬系數(shù)查表8－23按齒輪相對軸承為對稱布置，取 小輪齒數(shù) 取 23 即 大輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差 誤差在5％范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 由式（8－54）得 使用系數(shù) 查圖8－20 較大沖擊 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得 齒間載荷分配系數(shù) 由式（8－55）及＝0得 查表8－21并插值 則載荷系數(shù)的初值 齒形系數(shù) 查圖8－6

28、7得 重合度系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68得 許用彎曲疲勞應(yīng)力 [] 彎曲疲勞極限應(yīng)力查圖8－72得 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8－70）得 則查圖8－73得彎曲疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù) 尺寸系數(shù) 查圖8－74得 安全系數(shù) 查表8－27得（較高可靠度） 故模數(shù)的設(shè)計(jì)初值為 整取=7 因此取 齒輪1，3中間的惰輪齒數(shù)取 ,第一個(gè)電動機(jī)上的齒輪選擇參數(shù)與齒輪1參數(shù)相同模數(shù)為7齒數(shù)為19，兩電動機(jī)中間的惰輪根據(jù)電機(jī)的安裝尺寸選擇齒數(shù)為39 3）齒輪變位系數(shù)的選擇計(jì)算（參考文獻(xiàn)[6]第四卷） 選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)

29、的線 按 初選 變位后齒輪中心距 查表32.1－17得 取定 計(jì)算出總變位系數(shù) ＝ 在圖32.1－5中找出 和 決定的點(diǎn)。由此點(diǎn)按射線的方向引一輔助射線，在此射線上按， 選定 ，。 計(jì)算嚙合角 取 ， 變位系數(shù)選擇：已知，＝2330 中心距變動系數(shù) 中心距 齒高變動系數(shù) 4）主要幾何尺寸計(jì)算 齒數(shù)比 分度圓直徑 ，， 節(jié)圓直徑 ， 齒頂高

30、 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑的 小齒輪分度圓直徑 d＝719＝133mm 圓周速度 與估取值很相近，對k 影響不大，不必修正 中心距 齒寬b＝ 惰輪齒寬 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 5）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 齒形系數(shù) 查圖8－67得 小輪 惰輪 大輪 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68得 小輪

31、 惰輪 大輪 重合度系數(shù) 端面重合度 齒頂圓壓力角 小輪 惰輪 大輪 許用彎曲應(yīng)力[] 由式（8－71） 彎曲疲勞應(yīng)力 彎曲壽命系數(shù) 尺寸系數(shù) 安全系數(shù) 故 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 6）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 彈性系數(shù) 由表8-22查取 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 由圖8-64查取 重合度系數(shù) 由圖8-65查取 , 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖8-69查取 安全系數(shù) 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命

32、系數(shù) 由圖8-70查取 硬化系數(shù) 則有 齒面接觸強(qiáng)度足夠。 （2）第二對齒輪傳動設(shè)計(jì)（參考文獻(xiàn)[3]） 1）選擇齒輪材料:查表8－17 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC＝56～62 2) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 確定齒輪傳動精度等級，按 估取圓周速度 參考表8－14、8－15選取Ⅱ公差組7級 齒輪模數(shù)m由式（8－68）得 齒寬系數(shù)查表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取＝0.36 小輪齒數(shù) 取 大輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比 傳動誤差

33、 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 由式（8－54）得 使用系數(shù) 查圖8－20 較大沖擊 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得 齒間載荷分配系數(shù) 由式（8－55）及＝0得 查表8－21并插值得 則載荷系數(shù)初值 齒形系數(shù) 查圖8－67得 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68得 重合度系數(shù) 許用彎曲疲勞應(yīng)力 彎曲疲勞極限應(yīng)力 查圖8－72得 壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

34、 查圖8－73得 尺寸系數(shù) 查圖8－74得 安全系數(shù) 查表8－27 取較高可靠度 則 故 m 的設(shè)計(jì)初值為 所以取 m＝7 即可 小輪分度圓直徑 圓周速度 與估取9很相近，對取值影響不大，不必修正。 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 大輪齒寬 小輪齒寬 3）變位系數(shù)的選擇：（參考文獻(xiàn)[6]第四卷） 選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)的P線 按 初

35、選取 變位后齒輪中心距 取定 計(jì)算出總變位系數(shù) 在圖32.1－5中找 和 決定的點(diǎn)，由此點(diǎn)按 L的射線方向引一輔助射線，在此射線上按，取，。 取 齒高變動系數(shù) 4）主要幾何尺寸計(jì)算 模數(shù) 齒數(shù)比 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑

36、 5）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 齒形系數(shù) 查圖8－67得 小輪 大輪 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68得 小輪 大輪 重合度系數(shù) ＝0.25＋0.75/ 端面重合度 ＝ 齒頂圓壓力角 小輪 大輪 1.4 許用彎曲應(yīng)力[] 由式（8－71） 彎曲疲勞應(yīng)力 彎曲壽命系數(shù) 尺寸系數(shù) 安全系數(shù) 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 6）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 彈性系數(shù) 由表8-22查取 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 由圖8-64查取 重合度系數(shù) 由圖8-65查取

37、 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖8-69查取 安全系數(shù) 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命系數(shù) 由圖8-70查取 硬化系數(shù) 則有 齒面接觸強(qiáng)度足夠。 （3）第三對齒輪傳動設(shè)計(jì)（參考文獻(xiàn)[3]） 1）選擇齒輪材料:查表8－17 大小齒輪均選用20CrMnTi 滲碳淬火 HRC＝56～62。 2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 確定齒輪傳動精度等級，按ν＝（0.013～0.022）n估取圓周 速度 ν＝ 5.63m/s 參考表8－14，8－15選

38、取Ⅱ公差組7級 齒輪模數(shù)m由式（8－68）得 齒寬系數(shù)查表8－23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取＝0.5 小輪齒數(shù) 取 大輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比 傳動誤差 誤差在范圍內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) K 由式（8－54）得 使用系數(shù) 查表8－20得 動載荷系數(shù) 查圖8－57得 齒向載荷分布系數(shù) K 查圖8－60得 齒間載荷分配系數(shù) 由式（8－55）及＝0得 查表8－21并插值得 則載荷系數(shù)初值 齒形系數(shù) 查圖8－67得 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－6

39、8得 重合度系數(shù) 許用彎曲疲勞應(yīng)力 彎曲疲勞極限應(yīng)力 查圖8－72得 壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 查圖8－73得 尺寸系數(shù) 查圖8－74得 安全系數(shù) 查表8－27 取較高可靠度 則 故 m 的設(shè)計(jì)初值為 取 m＝8 小輪分度圓直徑 圓周速度 與估取5.63很相近，對取值影響不大，不必修正。 大輪分度圓直徑 中

40、間惰輪取 惰輪分度圓直徑 齒寬 取 惰輪齒寬 大輪齒寬 小輪齒寬 3）齒輪變位系數(shù)的選擇計(jì)算（參考文獻(xiàn)[6]第四卷） 和變位系數(shù) 選擇齒根及齒面承載能力較高區(qū)的P線 按 初選取 變位后齒輪中心距 查表32.1－17 取定 計(jì)算出總變位系數(shù) 在圖32.1－5中找 和 決定的點(diǎn) 由此點(diǎn)按 L的射線方向引一輔助射線，在此射線上按，取， 和變

41、位系數(shù) 已知 和 中心距 4）主要幾何尺寸計(jì)算 模數(shù) 齒數(shù)比 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑

42、 齒根圓直徑 5）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 齒形系數(shù) 查圖8－67得 小輪 惰輪 大輪 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8－68得 小輪＝1.56 惰輪＝1.64 大輪＝1.67 重合度系數(shù)＝0.25＋0.75/ 端面重合度＝ 齒頂圓壓力角 小輪 惰輪 大輪 許用彎曲應(yīng)力[] 由式（8－71） 彎曲疲勞應(yīng)力 彎曲壽命系數(shù) 尺寸系

43、數(shù) 安全系數(shù) 齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 6）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 彈性系數(shù) 由表8-22查取 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 由圖8-64查取 重合度系數(shù) 由圖8-65查取 , 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖8-69查取 安全系數(shù) 由表8-27查取 按較高可靠度選取 壽命系數(shù) 由圖8-70查取 硬化系數(shù) 則有 齒面接觸強(qiáng)

44、度足夠 3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核（參考文獻(xiàn)[4]） 3.3.1 截一軸設(shè)計(jì)計(jì)算與軸承選型 截一軸與截二軸結(jié)構(gòu)相同，因截二軸傳遞功率大，所以設(shè)計(jì)截二軸后截一軸選擇相同的參數(shù)就行。截二軸輸入轉(zhuǎn)速，傳遞功率，設(shè)計(jì)為空心軸，中間為內(nèi)花鍵，與扭矩軸的外花鍵聯(lián)結(jié)，用來傳遞扭矩，軸的兩肩對稱的布置兩個(gè)支撐軸承。由于第一級傳動中的小齒輪尺寸比較小，因此截二軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。 （1）求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 輸出軸上齒輪節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑 軸材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A

45、為考慮了彎矩影響的設(shè)計(jì)參數(shù)，查表4－2取A＝105，為軸的內(nèi)外徑之比，通常取，取，可得 考慮到工作條件比較惡劣，將軸徑加大，取最小軸徑為70mm。 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示 截二軸結(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 取最小軸徑,,此段主要用來安裝唇形密封圈和軸承端蓋,取長度。 軸段2 主要用于安裝軸承，，根據(jù)軸徑選取圓柱滾子軸承NJ2216,尺寸為，因此該軸段長度 軸段3 為齒輪部分，齒輪齒寬為69mm，兩端有露出軸徑用于軸承軸向定位，取軸肩高度為8.5mm，

46、 軸段4 主要用于安裝軸承，選取圓柱滾子軸承NJ218E ，尺寸，， 孔的內(nèi)徑的確定：漸開線花鍵分度圓直徑取，模數(shù)，齒數(shù)，為便于花鍵加工，兩端孔徑應(yīng)稍大，因此取花鍵兩端直徑為，最左邊一段主要用于擋圈定位扭轉(zhuǎn)軸的定位孔，取直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強(qiáng)度校核公式得： 其中： 為載荷分布不均勻系數(shù)，取； Z為花鍵齒數(shù)； h為花鍵側(cè)面的工作高度，對于漸開線花鍵； 為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）； 花鍵齒面經(jīng)過熱處理，取許用擠壓應(yīng)力。 所以，由可靠性分析，適當(dāng)增加 鍵的安全系數(shù)，取。 最左端孔根據(jù)密封塊和定

47、位塊的長度確定為14mm，第二部分孔的長度根據(jù)密封塊得長度定為30.5mm，因此最右端孔長度由軸的總長減去前兩孔長得63mm。 3）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承的周向定位是采用過盈配合來保證的，因此軸段直徑尺寸公差查表得k6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 齒輪兩端圓角取為5mm，安裝軸承處軸肩圓角根據(jù)手冊查取2mm， 軸段倒角取。 （5）軸的強(qiáng)度校核 1）求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖如下圖所示， 截二軸計(jì)算簡圖 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截面處的的數(shù)值如下： 支反力 水平

48、面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩 當(dāng)量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2～108，取 軸的計(jì)算應(yīng)力為 根據(jù)計(jì)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）判斷危險(xiǎn)截面 危險(xiǎn)截面應(yīng)該是應(yīng)力較大，同時(shí)應(yīng)

49、力集中較嚴(yán)重的截面。從受載情況觀察，截面B上最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸徑最大，故截面B不必校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度削弱程度觀察，軸段2軸肩處應(yīng)力集中嚴(yán)重，分析可知軸段2軸肩處為危險(xiǎn)截面。 2）計(jì)算危險(xiǎn)截面應(yīng)力 截面彎矩M為 截面上的扭矩為 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅于平均應(yīng)力相等，即 3）確定影響系數(shù) 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火

50、處理。由表查得 ， 軸肩圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)。根據(jù) ，由表4－5經(jīng)插值后得，。 尺寸系數(shù) 、 根據(jù)軸截面為圓截面查圖、 表面質(zhì)量系數(shù) 、 根據(jù)和表面加工方法為磨削，查圖得 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)、 取、 由上面結(jié)果可得 查表中的許用安全系數(shù)值，可知該軸安全 （7）軸承壽命計(jì)算 －軸承內(nèi)外圈的相對轉(zhuǎn)速，； －當(dāng)量動載荷，N； －軸承額定載荷，； －溫度系數(shù)，； －載荷

51、系數(shù)，； －壽命指數(shù)， 3.3.2 惰一軸和墮二軸設(shè)計(jì)計(jì)算與軸承選型 惰一軸與墮二軸結(jié)構(gòu)尺寸相同，設(shè)計(jì)墮二軸后墮一軸選擇相同尺寸就行 ，設(shè)計(jì)輸入轉(zhuǎn)速，傳遞功率，該軸兩端固定，中間安裝軸承。 （1）求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 齒輪節(jié)圓直徑 圓周力 徑向力 由截二軸計(jì)算中可知，惰二軸與截二軸之間的力大小相等，方向相反。 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取，可得 取

52、最小直徑為。 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖下圖所示，從右到左分別為軸端1，2，3。 惰二軸結(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 取最小軸徑，主要用于固定聯(lián)接，取長度 。 軸段 2 主要用于安裝兩個(gè)支撐軸承，取軸肩為，則 根據(jù)軸徑選取調(diào)心滾子軸承22216C,尺寸，兩軸承之間裝有3mm距離套，為了定位軸承，該軸段長度應(yīng)略小于軸承寬度和軸套長度之和，取縮進(jìn)，該軸段長度為。 軸段 3 主要用于軸的固定聯(lián)接，取軸肩為6.5mm，則，。 3）軸上零件的軸向定位 軸承的周向定

53、位采用過盈配合，軸段直徑尺寸公差取k6。 4）確定軸上圓角和倒角的尺寸 軸端倒角為，安裝軸承處圓角半徑為3mm。 （5）軸的強(qiáng)度校核 1）求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖畫出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖如圖所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以看出，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。 惰二軸的計(jì)算簡圖 支反力 水平面 垂直面

54、 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 當(dāng)量彎矩 2）校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得，則 ，即58～65,取，軸的計(jì)算應(yīng)力為 由計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 （6）軸承壽命計(jì)算 －軸承內(nèi)外圈的相對轉(zhuǎn)速，； －當(dāng)量動載荷，N； －軸承額定載荷，； －溫度系數(shù)，； －載荷系數(shù)，； －壽命指數(shù)， 3.3.3 截三軸

55、設(shè)計(jì)計(jì)算及軸承選型 截三軸輸入功率，輸入轉(zhuǎn)速，因?yàn)榻厝S部分要裝離合器，所以將截三軸分為兩部分，而且兩部分都做成空心軸，其中第一段軸通過外花鍵與齒輪配合，第二段做成空心齒輪軸 （1）求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）求作用在齒輪上的力 齒輪的節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 齒輪的節(jié)圓直徑為 圓周力 徑向力 （3）確定軸的最小直徑 軸材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A為考慮了彎矩影響的設(shè)計(jì)參數(shù)，查表4－2取A＝105，為軸的內(nèi)外徑之比，通常取，取，可得 ，考慮到中間扭矩軸的尺寸最小直徑取100mm。 （4）

56、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ① 截三軸上第一段軸的設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從右往左分別為軸段1,2,3. 截三軸第一段軸結(jié)構(gòu)圖 2）按軸向定位要求確定各軸段的直徑和長度 軸段1 取最小軸徑，用于安裝支撐軸承和定位塊，選軸承型號為圓柱滾子軸承NJ220E，主要尺寸為，定位塊寬為14mm，因此取長度。 軸段2 加工為漸開線花鍵，傳遞扭矩，花鍵模數(shù)為5mm的30平齒漸開線花鍵，分度圓直徑，花鍵齒數(shù)為22，花鍵長度取。 軸段3 和第一段軸尺寸一樣， ，。軸承型號與第一段軸相同 孔的內(nèi)徑的確定：根據(jù)內(nèi)花鍵漸開線花

57、鍵分度圓直徑取，模數(shù)，齒數(shù)，為便于花鍵加工，兩端孔徑應(yīng)稍大，因此取花鍵兩端直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強(qiáng)度校核公式得： 其中： 為載荷分布不均勻系數(shù)，?。? Z為花鍵齒數(shù)； h為花鍵側(cè)面的工作高度，對于漸開線花鍵； 為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）； 花鍵齒面經(jīng)過熱處理，取許用擠壓應(yīng)力。 所以，由可靠性分析，適當(dāng)增加 鍵的安全系數(shù)，取。剩下兩段根絕整體結(jié)構(gòu)確定花鍵左端孔為36.5，右端孔長為47.5 3）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承與軸的軸向定位采用過盈配合保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6。為了保

58、證花鍵的嚙合，選取花鍵的配合為6H/6d。另外為了保證齒輪與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角取。 5）軸的強(qiáng)度校核 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖如圖所示。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。B截面處的、、、 和的數(shù)值如下： 截三軸第一段軸的計(jì)算簡圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面

59、 合成彎矩 扭矩 當(dāng)量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2～108，取 軸的計(jì)算應(yīng)力為 根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 6）軸承壽命計(jì)算 －軸承內(nèi)外圈的相對轉(zhuǎn)速，； －當(dāng)量動載荷，N； －軸承額定載荷，； －溫度系數(shù)，； －載荷系數(shù)，； －壽命指數(shù)， ② 截三軸上第一

60、段軸的設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從左往右分別為軸段1,2,3. 截三軸第二段軸結(jié)構(gòu)圖 2）按軸向定位要求確定各軸段的直徑和長度 軸段1 取最小軸徑，用于安裝支撐軸承和定位塊，選軸承型號為圓柱滾子軸承NJ220E，主要尺寸為，因此取長度。 軸段2 加工為齒輪軸，齒寬為68mm，兩端給軸承定位，軸肩高為5mm，寬為7mm,所以此段長度為82mm。 軸段3 此段安裝軸承，軸承型號為圓柱滾子軸承NJ226E，主要尺寸為，，40mm 孔的內(nèi)徑的確定：根據(jù)內(nèi)花鍵漸開線花鍵分度圓直徑取，模數(shù)，齒數(shù)，為便于花鍵

61、加工，兩端孔徑應(yīng)稍大，因此取花鍵兩端直徑為。 孔的長度確定：首先確定花鍵的長度，由花鍵的強(qiáng)度校核公式得： 其中： 為載荷分布不均勻系數(shù)，取； Z為花鍵齒數(shù)； h為花鍵側(cè)面的工作高度，對于漸開線花鍵； 為花鍵半徑，對于漸開線花鍵（為花鍵分度圓直徑）； 花鍵齒面經(jīng)過熱處理，取許用擠壓應(yīng)力。 所以，由可靠性分析，適當(dāng)增加 鍵的安全系數(shù)，取。剩下兩段根絕整體結(jié)構(gòu)確定花鍵左端孔為41，右端孔長為45 3）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承與軸的軸向定位采用過盈配合保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6。為了保證花鍵的嚙合，選取花鍵的配合為6H/6d。另外

62、為了保證齒輪與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角取。 5）軸的強(qiáng)度校核 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖如圖所示。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以看出，B截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。B截面處的、、、 和的數(shù)值如下： 截三軸第二段軸的計(jì)算簡圖 支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩

63、 扭矩 當(dāng)量彎矩 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。由表查得 則，即97.2～108，取 軸的計(jì)算應(yīng)力為 根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 6）軸承壽命計(jì)算 －軸承內(nèi)外圈的相對轉(zhuǎn)速，； －當(dāng)量動載荷，N； －軸承額定載荷，； －溫度系數(shù)，； －載荷系數(shù)，； －壽命指數(shù)， 3.3.4 截四軸設(shè)計(jì)計(jì)算及軸承選型 截四軸輸入功率，輸入轉(zhuǎn)

64、速，設(shè)計(jì)為實(shí)心軸，有一段通過外花鍵與齒輪聯(lián)接，傳遞扭矩，軸的兩端非對稱布置兩個(gè)支撐軸承。軸上有兩個(gè)齒輪和，由于尺寸較小，因此截三軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。，在此僅確定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，而軸的校核和軸承壽命計(jì)算在說明書以外進(jìn)行。 （1）求軸的轉(zhuǎn)矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。初估軸的最小直徑，A為考慮了彎矩影響的設(shè)計(jì)參數(shù)查表4－2取A＝105，可得 ，取最小軸徑為85mm。 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度從左往右依次為軸段1,2,3,4,5,6,7。 軸段1 取軸的

65、最小值，此段主要安裝支撐軸承，選擇圓柱滾子軸承NJ317E，主要尺寸為，因此。 軸段2 定位軸承，取，。 軸段3加工為齒輪，齒輪寬為 截四軸的結(jié)構(gòu)圖 軸段4 根據(jù)整體結(jié)構(gòu)選取，取。 軸段5加工成漸開線花鍵退刀槽，，。 軸段6加工成漸開線花鍵，傳遞扭矩?；ㄦI模數(shù)為3mm的平齒漸開線花鍵，分度圓直徑為，花鍵齒數(shù)為38，花鍵長度取。 軸段7 此段主要安裝支撐軸承和定位塊，定位塊寬11mm,選擇調(diào)心滾子軸承22220C，主要尺寸為，因此，。

66、 3）軸上零件的周向定位 軸承的周向定位采用過盈配合來保證，因此軸段直徑尺寸公差取為k6；花鍵配合為6d。為了保證齒輪的嚙合和與軸的良好對中性，取齒輪與軸的配合為H7/f6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 各軸肩處的圓角半徑見零件圖. 3.3.5 惰三軸設(shè)計(jì)計(jì)算及軸承選型 輸入轉(zhuǎn)速，傳遞功率為，該軸兩端固定聯(lián)接，中間安裝支撐軸承。 （1）求輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 （2）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，可得 ，取最小軸徑為65mm。 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示，從右邊往左邊分別是軸1,2,3。 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段1 此段主要用于固定聯(lián)接，取最小軸徑，； 軸段2 主要用于安裝支撐軸承，取，根據(jù)軸徑選取調(diào)心滾子軸承21318C，主要尺寸為，兩軸承間加一距離套用于軸承軸向定位，?。? 軸段3 主要用于軸的固定聯(lián)接，取軸肩高度為5mm，因此，取。 3）軸上零件的周向定位 圓柱滾子軸承的周向定位是采用過渡配合來保證的，因此軸段的直徑