刮板输送机论文

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1 概述

刮板输送机是一种有挠性牵引机构---连续输送机械。它的牵引构件是刮板链，承载装置是溜槽。在溜槽的采空区侧设有挡煤板及挡煤板座、导向管（链牵引采煤机用）、齿条、销轨或埋链（无链牵引采煤机用）。

刮板输送机在综采工作面中起着承载、运煤和采煤机导向以及液压支架推移支承等作用，是整套综采设备的“中坚”，其性能、可靠程度和寿命是综采工作面正常生产和取得良好技术经济效果的重要保证。刮板输送机的输送能力主要由高产高效矿井的生产能力来决定，同时也决定了刮板输送机的发展趋势。

1.1刮板输送机的发展历史

自世界上第一台刮板输送机诞生以来，经历了半个多世纪的不断研究、试验、改进，刮板输送机已成为煤矿运输的主要设备。目前世界上生产刮板输送机的国家主要有德国、美国、英国、澳大利亚、日本等。机型从轻型、中型到重型、超重型．保护形式有：弹性联轴器、限矩型液力耦合器、双速电机、调速型液力耦合器、软启动(CST可控传动装置、阀控调速型液力耦合器、交流电机变频调速技术三种软启动装置)等等。

我国综采机械化的应用始于20世纪70年代末，用刮板输送机运输散碎物料的方式20世纪初出现于工业发达的英国。早期的刮板输送机长度只有几十米；功率小，牵引链的强度也不高。经过多年的改进和发展，目前综合采矿用的刮板输送机除了运煤之外，还有四种功能：给采煤机做运行轨道，为拉移液压支架作升缩油缸的固定点；清理工作面的浮煤；悬挂电缆、水管、乳化液管等。刮板输送机在综合采煤工作面与采煤机和液压支架配套工作。

从总体水平上看．我国刮板输送机发展现状与国外相比还存在一些差距，主要表现在：基础研究薄弱。缺少强有力的理论支持，计算少，靠经验取值多，缺乏专门的开发分析软件；受基础工业水平的制约，国产输送机制造质量不稳定。元部件的可靠性还有待提高：大功率刮板输送机的关键部件仍需进口，有待进一步研发并国产化；安全性和可靠性的不稳定。直接制约了煤矿的生产效率，从而不能从根本上降低使用成本；煤矿管理水平落后，资金不足．矿工不按操作规程操作等，也间接增加了输送机发生故障的机会．从而不能最大限度地发挥设备的设计能力。

刮板输送机是综采工作面中工况条件恶劣、负载状况复杂的关键运输设备。由于难起动，负载变化剧烈，多机驱动中各电机负载分配失衡和负载振荡等问题，造成刮板输送机传动系统和链条组件中应力过大，受冲击厉害使溜槽磨损严重甚至电机烧毁损坏，直接影响刮板输送机的可靠性及寿命。驱动装置是刮板输送机

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的心脏，其性能的好坏和功能的完善程度与刮板输送机整机的运行品质、可靠性和寿命密切相关。我国综采工作面刮板输送机自70年代中期开发以来，取得了长足的进步，其驱动装置从性能和可靠性等各方面都有了大幅度的提高。80年代后期，我国成功地开发研制了双速电机驱动装置，有效地解决了刮板输送机难起动的问题，降低了链条、链轮及溜槽的磨损，延长了刮板输送机的使用寿命。但是，与国外先进水平相比，还存在着很大差距。近十年来，国外各先进的采煤国家，为适应国际市场的需要，不断加大刮板输送机的功率，改进驱动技术，完善了双速电机驱动装置，并开始采用可控软起动技术，使刮板输送机的输送能力不断增加，技术性能日趋完善，可靠性及寿命大幅度提高。鉴于国产刮板输送机驱动装置技术性能还比较落后，功能还不够完善，严重制约着我国刮板输送机整机性能的提高。因此。结合我国国情和需要，找出差距，充分吸收、借鉴国外先进技术，尽快完善现有技机研究开发中的重要任务。

1.2国内外刮板输送机的技术特点与发展趋势

1.2.1先进产煤国家刮板输送机的技术发展

一、先进产煤国家刮输送机的技术发展 （一）发展重点与代表机型

在不断提高工作面单产和效率的总要求下，80年代初期，主要是对工作面刮板输送机的结构进行改进。如采用双中心链、侧卸机头、封底溜槽和双速电动机，增大溜槽、牵引链条等组件的强度及传动功率等都有效地提高了刮板输送机的运输能力和可靠性。80年代后期以来，工作面刮板输送机技术发展可概括为“三大（大运量、大运距、大功率）、二重（重型溜槽、重型链条）、一新（自动监测等新技术）”。以德国DBT公司制造的MTA—42—3×1000型软起动刮板输送机为例，其装机容量为3×750KW，双中心链2×φ42 /46mm，溜槽为轧焊结构，溜槽能力可达4500t/h，在美国科罗拉多州塞浦露斯20英里矿与朗艾道公司制造的EL3000型安德森电牵引采煤机配合，于1997年6月创造月产990361t洁净的世界纪录。

其它如美国的朗艾道公司、久益公司、德国的哈尔巴赫布朗公司和DBT公司等，都在80年代至90年代推出了新型强力工作面刮板输送机。

(二)已达到的主要技术指标

进入80年代以后，代表工作面刮板输送机技术发展水平的主要指标为： 1.长运距

70年代末期，一般工作面刮板输送机长度不超过200mm（只有德国在1979年平均长度达到223m）；80年代逐步增长到250m长的采煤工作面刮板输送机平均长度为244m.目前美、英、德均已有超过300m长的采煤工作面和刮板输送机，最长的工作面直径从φ26～30mm增大到φ34～42mm，目前已出现φ46～52mm的链子。国外专家研究分析认为，从设备投资、运营成本、掘进通风、维修搬家等

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因素综合考虑，工作面及刮输送机长度在250左右时，技术经济指标最为合理。 2.大运量

70年代末，工作面刮板输送机运量能力一般小于1000t/h，80年代中期达2000t/h，80年代末90年代初达到2500～3500t/h，目前已出现运量达到4000 t/h以上的重型刮板输送机。相应的溜槽宽度从730～764mm增大980～1100mm以上，链上1m/s左右提高到1.3～1.4m/s以上，最高链速已达1.78m/s 。

3.大功率

刮板输送机驱动电动机单台功率Nd≤200KW，最大装机功率为2×200KW，80年代初期为（2～3）×（250～315）KW。目前实际运行的刮板输送机单台电动机最大功率已达到或超过700KW，减速器传动比i=1：40。相应地，对于功率大于250～300KW电动机的供电电压也从1000V左右升高到2300V、3300V、4160V或5000V。

4.长寿命与高可靠性 70年代，工作面刮板输送机过煤量约为100万t，80年代初期为200万吨。目前重型刮板输送机整机（大修周期）过煤量已达到400～600万t（相当于运行3～4年）；组件工作寿命，φ30mm以上链条为200～300万t（相当于运行1～2年），链轮为100～150万t（约运行1年左右），减速器设计寿命为12500～15000h，接链环的疲劳寿命达到70000次以上。 1.2.2我国刮板输送机的技术改进方向

1．技术先进性。

随着科学技术的进步和市场的发展，输送机的国际竞争将越来越激烈，对输送机的设计水平和生产能力要求也越来越高，不仅要求造型科学、配套合理，在技术上不断创新、完善，去适应不断变化着的使用条件，而且关键部件(如刮板链、减速器、保护装置等)的设计或选用，要求与国际接轨，实现标准化。

2．性能可靠性。

设备的可靠性是进行高效作业的根本保证。井下受场地、灯光等条件的限制，维修条件较差．有些高瓦斯矿井基本不具备现场维修的条件，一旦出现故障就会严重影响安全生产。因此，输送机各部分的结构型式、传动方式、使用材料等，不仅要求设计合理，还要建立在实践验证的基础上。

3．设备安全性。

安全性是至关重要的环节。是所有设备必须具备的性能，同样也贯穿在输送机的设计、制造、使用过程中。目前国家高度重视煤矿安全生产，引起煤矿井下事故的除了瓦斯爆炸、透水、冒顶等之外．设备事故也会引起人员伤亡和财产损失。因此，输送机各部件的防护装置应设计合理、安装完备，在易发生事故的部位尤其要加强防护．防止因断链、飞溅、高温等引发人员伤亡事故。

4．机电液一体化趋势明显。

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随着实用型新技术的发展，大功率输送机控制系统与保护装置的机电液一体化趋势越来越明显。主要表现为：机头部与机尾部功率分配、顺序启动，电机保护除过流保护、过热保护外．增加过压保护，阀控充液型液力耦合器的推广使用。链条张力监控及工况检测和故障诊断等。虽然还有部分技术的实现与应用尚需时日，但输送机机电液一体化的发展趋势不会变。随着当今世界综采技术的发展和设计思路的不断创新、高产高效工作面的相继投产，大功率刮板输送机的研制与开发已势在必行，要加强计算机辅助设计、模拟工况、仿真等技术的应用。对此，应该抓紧机遇．一方面提高现有机型的可靠性、安全性，降低事故发生率；另一方面要研制开发国产大功率刮板输送机．尽快投入市场，提高与国外同类产品的竞争力，以适应我国煤炭工业迅猛发展的需要。

1.3刮板输送机的工作情况

刮板输送机是为采煤工作面和采区巷道运煤布置的机械。它的牵引机构是刮板链，承载装置是中部槽，刮板链安装在中部槽的槽面。中部槽沿运输路线全线铺设，刮板链绕经机头、机尾的链轮接成封闭行置于中部槽中，与滚筒采煤机和输送机推移装置配套，实现落煤、装煤、运煤及推移输送机。输送机全长溜槽都可装煤，装入中部槽中的煤被刮板链拖拉，在中部槽内滑行到卸载端卸下。

一般的刮板输送机能在25°以下的条件使用。刮板输送机在使用只能感要受拉、压、弯曲、冲击摩擦和腐蚀等多种作用，因此，必须有足够的强度、刚度、耐磨和耐腐蚀性。由于它的运输方式是物料和刮板链都在槽内滑行，因此运行阻力和磨损都很大。但是，在采煤工作面运煤，目前还没有更好的机械可代替，只能从结构上、强度上和制造工艺上不断研究，使它更加完善、耐用。

刮板输送机是综采工作面中工况条件恶劣、负载状况复杂的关键运输设备。由于难起动，负载变化剧烈，多机驱动中各电机负载分配失衡和负载振荡等问题，造成刮板输送机传动系统和链条组件中应力过大，受冲击厉害使溜槽磨损严重甚至电机烧毁损坏，直接影响刮板输送机的可靠性及寿命。驱动装置是刮板输送机的心脏，其性能的好坏和功能的完善程度与刮板输送机整机的运行品质、可靠性和寿命密切相关。

1.4方案选定

刮板输送机链条在溜槽内的布置方式，常用的有中单链、中双链和边双链三种。其特点分别是：

a. 中单链型刮板输送机。刮板上的链条位于刮板中心，刮板在中部槽内起导向作用。其特点是结构简单，便于维护，弯曲性能好，链条受力均匀，溜槽磨损小，断链事故少。其缺点是过煤空间小，机头尺寸较大，能量消耗较大。

b. 边双链型刮板输送机。刮板上的链条位于刮板两端，链条和连接环在中

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部槽内起导向作用。其特点是过煤空间大，预紧力小，功率消耗少，适用的煤层倾角较大。其缺点是两链受力不均，不能使用较大的圆环链，强度受到一定的限制，溜槽磨损较大。

c. 中双链型刮板输送机。刮板上的两股链条中心距不大于中部槽宽度的20%，刮板在中部槽内起导向作用。其特点是链条受力均匀，溜槽磨损小，水平弯曲性能好，机头尺寸较小，单股链条断时处理方便，适用于重型刮板输送机。缺点是过煤空间小，能量消耗大，运行阻力较高。

综上所述，中双链刮板输送机的特点是结构简单,事故少,受力均匀,运行平稳,磨擦阻力小,中部槽利用率高和弯曲性能好,在输送机上不易出现堵塞。缺点是能量消耗大。中双链刮板输送机800系列适用于缓倾斜煤层、中厚煤层，长壁式回采工作面输送煤炭。具有输送量大、适用性强、高强度、长寿命等优点，是高产、高效工作面极为理想的综采输送设备。本机与滚筒采煤机、液压支架、转载机、破碎机、工作面运输巷可伸缩带式输送机及电控装置相配套，实现综合机械化采煤。考虑到所设计的刮板输送机的运输功率比较大和上述各种链型的特点，本次设计选用中双链刮板输送机进行设计。

目前，刮板输送机的机头、机尾部采用螺栓连接，而连接螺栓强度不足，容易断裂，可靠性不高，为此，本次设计机头、机尾部采用焊接板式，这样可以减少螺栓连接，不但可以提高可靠性，而且还可以减少孔和螺纹的加工而减少工序，降低成本。另外，考虑设计的输送机功率比较大，因此，采用双速电动机驱动，取消了液力耦合器，不存在液力耦合器的滑差，不需经常检查和补充工作液体，没有过载喷油之患，链速也有所提高。

刮板链的强度问题一直是困扰国产刮板输送机的大问题。由于磨损、疲劳、自身质量差、锈蚀等原因,使新链条在使用3个月后断链事故明显增多。为此，链条将采用圆环链，既有利于降低机身高度,增大装煤量,又有足够强度。

国产刮板输送机的联接螺栓可靠性普遍较差,机头、机尾推移部上的联接螺栓经常出现拉断现象,造成推移困难，铲煤板和刮板上的螺栓经常出现松动、脱落,造成零件丢失,影响铲煤和运煤效果，使中部头强度不足。因此，中部槽采用整体铸造和轧制,尽量减少螺栓联接，为了减少空载功率消耗,中部槽采用封底结构，由于铲煤板、挡煤板座铸在一起，从而实现中部槽无螺栓连接,增加了中部槽的刚性、强度和可靠性，另一方面减少了许多机械加工量和拆装维修工作量，不必为螺栓防松采取许多技术措施和日常维修作业，可以显著降低制造和运营成本。

刮板输送机常用的传动方式有以下几种：

（1）输入输出轴垂直布置三级圆锥圆柱齿轮减速器，该减速器的第一级传动齿轮为圆弧锥齿轮；第二级传动齿轮为直齿圆柱齿轮；第三级传动齿轮为直齿圆柱齿轮，也可采用斜齿圆柱齿轮。这种传动装置与刮板输送机机身平行，在工作面内占用空间小，因此被广泛的应用在各种刮板输送机上。

（2）输入输出轴平行布置圆柱齿轮传动减速器，该减速器的各级齿轮均为

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圆柱（斜齿或直齿）齿轮，因此输入与输出轴平行。这种传动装置与刮板输送机

机身垂直，占用空间大，除了一些超重型刮板输送机使用外，其它各型刮板输送机较少采用。

（3）输入输出轴垂直布置行星齿轮传动减速器，该减速器第一级传动齿轮为圆弧锥齿轮，第二级传动齿轮为斜齿圆柱齿轮，第三级传动齿轮为行星齿轮。

（4）输入输出轴平行布置行星齿轮传动减速器，该减速器第一、二级传动齿轮均为行星齿轮，

综上所述，本次设计的减速器采用输入输出轴垂直布置三级圆锥圆柱齿轮减

速器。

2 主要部件的结构和技术要求

矿用的刮板输送机，按工作需要，对其结构有如下要求： （1）能用于左或右工作面；

（2）各部件便于在井下拆装和运输；

（3）同一型号的部件安装尺寸和连接尺寸应保证相同，同类部件应保证通用互换；

（4）刮板链安装后，在正、反方向都能顺利运行； （5）有紧链装置，且操作方便，安全可靠；

（6）能不拆卸用机械推移，为此，应有便于安装推移装置的连接点； （7）要有足够的强度、刚度、耐磨性；

（8）从端部卸载的 刮板输送机，机头架应有足够的卸载高度，防止空段刮板链返程带回煤；

（9）一般应有上链器，上链器是供刮板链在下槽脱出时通过它返回槽内的装置；

（10）用于机械采煤的工作面刮板输送机，机头架的外廓尺寸和结构形式应便于采煤机自切开口；

（11）用于采煤机的工作面刮板输送机，应结合技术上的需要，能装设下列部分或全部附属部件：

①采煤机的导向装置； ②铲煤板； ③挡煤板； ④无链牵引采煤机的齿轨；

⑤放置电缆、水管、乳化液管路的槽或支架；

⑥在机头部和机尾部能安装采煤机外牵引的传动部装置，牵引链的固定装置或刨煤机机构传动装置和控制保护装置；

（12）用于综采工作面的刮板输送机，相关的外廓尺寸应与采煤机和液压支架相配；

（13）刮板输送机沿倾斜面铺设，在工作中有下滑可能时，应有防滑锚固装置；

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刮板输送机由机头部、机尾部、中部槽及附属部件、刮板链、紧链装置、推移装置和锚固装置组成。下面分述其结构和技术要求。

2.1机头部

随着综采工作面生产能力的迅速提高，刮板输送机端卸载已经难以满足要求，国内外大运量重型刮板输送机均采用交叉侧卸载机构，该机构经过几代改进，在卸载能力、效率、寿命等方面都有了很大的提高。同时，卸载高度的降低也为综采配套带来了便利。

机头部由机头架、链轮、减速器、盲轴、联轴器和电动机组成，是将电动机的动力传递给刮板链的装置。

2.1.1机头架

机头架是机头部的骨架，应有足够的强度和刚度，由厚钢板焊接制成，各型机头部的共同点如下：

（1）两侧对称，两侧壁上都能安装减速器，以适应左、右采煤工作面的需要；

（2）链轮由减速器伸出和盲轴支承连接，这种连接方式，便于在井下拆装； （3）拨链器和护轴板固定在机头架前梁上，它的作用防止刮板链在与链轮的分离点处被轮齿带动卷入链轮，护轴板是易损部位，用可拆换的活板，既便于链轮和拨链器的拆装，有可更换；

（4）机头架的易磨损部位采取耐磨措施，例如加焊高锰钢堆焊层或局部采用耐磨材料的可更换零件。

2.1.2链轮

链轮组件安装于机头架上，链轮组件采用从机头架一侧穿入的安装方法。链轮组件为双伸结构，两侧均通过齿轮联轴器和传动装置联接。链轮组件采用远程注油方式，润滑油为GB5903—1995工业闭式齿轮油L—CKD—等品460，油箱注满为止，每季更换润滑油一次。拆卸链轮组件可在不拆传动装置的情况下进行。

七齿链轮与渐开线内花键孔滚筒焊接，构成链轮轴。链轮由优质合金钢锻造而成，齿形部分经电解加工成型，链窝及齿形表面经淬火处理。滚筒上的内花键用来与减速器输出轴联接。

链轮轴上的轴承、轴承座、套及密封装置为对称布置。在传动部一侧安装右透盖、右端盖和一组浮封环，在另一侧安装左透盖和左端盖。

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2.1.3减速器

我国目前生产的刮板输送机减速器多为平行布置式、三级传动的圆锥圆柱齿轮减速器。其适用条件为：齿轮圆周速度不大于18m/s；安装角度为1°～ 25°；高速轴的转速不大于1500r/min；减速器工作的环境温度为-20°C～+35°C；适用于正反两向运转。

为适应不同需要，三级传动的圆锥圆柱齿轮减速器有三种装配形式：I型减速器的第二轴装配紧链装置，第四轴（或第一轴）装断销过载保护，这用形式用于30kW以下的减速器；II型减速器的第二轴端装紧链装置，利用液力耦合器实现过载保护，单机功率为40~75kW的减速器多采用这用形式；III型减速器的第一轴装紧链装置，利用液力耦合器实现过载保护，单机功率90kW以上的减速器采用这种形式。采用双速电动机时，不能用液力耦合器，因为液力耦合器不能在低速下工作。用双速电机驱动，应采用适当的机械或电气过载保护装置。 减速器的轴端形式按配套需要选用。输入轴端有圆头平键和渐开线外花键两种；输出轴端有矩形花键、渐开线内花键和渐开线外花键三种。

为使同一型号减速器的安装尺寸和连接尺寸能通用互换，我国制定并发布了《刮板输送机减速器》标准。

为使其在左右两种采煤工作面和机头部、机尾部都能通用，刮板输送机减速器的箱体应上下对称。箱体的结构还应使刮板输送机在大倾角条件下工作时，各齿轮和轴承都能得到充分的润滑。

为便于改变链速，减速器应能用更换第二对齿轮的办法，在一定范围内改变

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传动比。

中型和重型刮板输送机的减速器都采用圆弧锥齿轮。圆弧锥齿轮的承载能力大，传动平稳，噪音低。检修更换齿轮时，必须注意齿轮的齿制相同，并应成对更换。

《刮板输送机通用技术条件》对减速器的技术性能规定有具体指标。

图2.1圆锥圆柱齿轮减速器

图2.1所示的减速器，第一对齿轮为圆弧锥齿轮，第二对为斜齿圆柱齿轮，第三对为直齿圆柱齿轮。箱体用球墨铸铁制造，以保证强度。为使在倾斜状态下，第一轴上球轴承也能得到良好的润滑，用挡环和油封隔成一个独立的油室，使润滑油不会流入箱体油室内。为使在大倾角下锥齿轮也能得到润滑，在箱体的相应部位设隔离油室。为防止工作时油过热，箱底部装有冷却水管。

如果矿用刮板输送机的机头部装在平巷的位置，可采用圆柱齿轮减速器。 行星齿轮减速器的体积、质量小，效率高，大功率的减速器采用它有利。

2.1.4盲轴

盲轴是装在机头架的不装减速器一侧、支承链轮的一个组件。盲轴组件是用于与圆锥圆柱齿轮减速器的链轮连接组件相配的盲轴组件，其轴承座装在机头架侧板的座孔内，用螺栓固定。

2.1.5联轴器

电动机与减速器的连接有弹性联轴器和液力耦合器两种。用液力耦合器有以下几点：使电动机轻载保护功能；减缓传动系统的冲击和震动；多电机驱动能使各电机的负荷较均匀；如果与电动机的特性匹配得当，能增大驱动装置的启动力矩。

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中型和重型刮板输送机都采用液力耦合器。

液力耦合器是一种液力传动器件，其主要组成部分由：1泵轮、2外壳、3易熔塞、4涡轮、5工作液。泵轮1和外壳2把涡轮4封在其中，并用螺栓紧密连接构成密封的工作腔。泵轮的出轴与电动机连接，涡轮的出轴与减速器连接。泵轮与涡轮上都有许多径向直叶片，两轮上的叶片数目不等。在工作腔内灌注一定量的工作液体，电动机驱动泵轮旋转时，泵轮中的工作液体被叶片夹持着同泵轮一起旋转，产生流向外缘的离心力就必定大于涡轮使工作液体产生的离心力压力。因此，泵轮内的液体沿径向叶片之间的通道向外流动，并在泵轮外缘流入涡轮；同时，由于连续性的缘故，在靠近联轴器轴线的泵轮内缘，工作液体又从涡轮流回泵轮，形成环流。于是，工作液体除了绕联轴器轴线进行旋转运动（牵连运动）之外，还要绕泵轮和透平轮所组成的循环圆的中心进行环流运动（相对运动），因此，工作液体的绝对运动的螺管状的复合运动。

进入螺管运动的液体质点在泵轮被加速增压，泵轮的机械能转换成液体的动能，液体进入涡轮后，推动涡轮旋转，液体被减速降压，液体的动能转换成涡轮的机械能而输出做功。由此可见，液力耦合器是依靠液体环流运动传递能量的，而产生环流的先决条件是泵轮转速大于涡轮转速，即二者之间存在转速差。当二者转速相等时，液体的环流运动消失，能量传递也停止了。

根据液力转动的理论，液力耦合器所能传递的力矩M用下式计算： M????n2D5

式中， ?——转矩系数；

2 ?——工作液体的重度，N/m； n——泵轮的转速，r/min； D——泵轮的有效直径，m 。

液力耦合器的工作液可用矿物油、水或难燃液。在矿井中采用矿物油作工作液，有引起火灾的危险，为防止油温过高，安全型液力耦合器的工作腔装有易溶塞。易溶塞上有通孔，用专门配置的易熔合金封死。当过载时间较长，油温超过限定的温度时易熔合金被融化，腔内有野喷出，泵轮与涡轮失掉液力连接从而保护了电机不会长时间过载，链子不被拉断，也不致因油温过高而造成事故。

2.1.6电动机

刮板输送机电动机不用液力耦合器时，采用双鼠笼转子并具有高启动转矩的隔离防爆型电动机。采用液力耦合器时，对电动机的启动转矩无高要求，只是要求最大转矩要高。因为用液力耦合器时，电动机是轻载启动，如果液力耦合器的输入特性与电动机的特性匹配得当，则对负载的启动转矩可接近电动机的最大力矩。

为解决刮板输送机的重载启动困难，德国和英国使用双速电动机。

双速电动机是两种额定转速的鼠笼式感应电动机，它的定子上装有两套绕组，一套低转速绕组，一套高转速绕组。以低转速绕组运转时，能给出3倍以上

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额定转矩的启动转矩。低速运行时的输出功率约为高速时的1/2，启动电流比用高速绕组的电流低得多，电压降低。使用双速电动机时，以低速绕组启动，达到一定转速时，换接高速绕组常态运转。

采用双速电动机需要专门的控制开关，以低速启动运转到给定的时间，断开低速绕组，间隔约150ms接通高速绕组运行。在环节的断电间隔中，电动机的转速因负载不同约下降50～250r/min，即使时你、满载启动，高速绕组也不是从静止启动的，因而高速启动的电流也不高。双速电机的运转特性使刮板输送机在重载下能平稳启动。

采用双速电动机与适用液力耦合器相比，因没有液力耦合器的滑差，不需经常检查和补充工作液体，没有过载喷油之患。但是，也没有液力耦合器的几种有益功能。双速电动机专用的控制开关中，必须要有完善可靠的电器保护装置。

2.2 机尾部

机尾部分为有驱动装置和无驱动装置两种。有驱动装置的机尾部，因尾部不需要卸载高度，除了尾部架与机头架有所不同外，其他部件与机头部相同。无驱动装置的机尾部，尾部上只有供刮板链改向用的尾部轴部件。

2.3中部槽及附属部件

中部槽是刮板输送机的机身，由槽帮钢和中板焊接而成。上槽是装运物料的承载槽，下槽底部敞开供刮板链返程用。为减小刮板链返程的阻力，或在底板松软的条件下使用时防止槽体下陷，在槽帮钢下加焊接底板构成封底槽。使用封底槽安装下股刮板链和处理下股链事故比较困难，可以用间隔几节封底槽装一节有可拆中板的封底槽的办法，以减少困难。

用于机械采煤工作面的中部槽，除了运煤外，还有承载采煤机骑在上面运行的负荷，即垂直方向受采煤机的重压和滚筒切割煤层时的冲击。推、拉液压支架的侧向力和纵向里，使中板拱曲受弯，连接件受拉、压和弯曲。大块煤岩卡死在槽中时，中板受压。中部槽的恶劣工作条件，造成它的损失外还有槽体变形和连接件损坏。因此，中部槽应有足够的强度、刚度和耐磨性。为检测中部槽的质量，我国制定了《刮板输送机中部槽试验规范》（MT102-85）。此规范对试验项目、试验方法和强度指标都有具体规定。

中部槽的形式列入标准的有中单链、中双链、边双链型三种。

中部槽除了标准长度以外，为适应采煤工作面长度变化的需要，设有500mm和1000mm长的调节槽。

机头过度槽和机尾过度槽是机头架与机尾架连接的特殊槽，它的一端与中部槽连接，另一端与机头架或机尾架连接。为了使从下槽脱出的刮板链在运行种回到槽内，可在尾部过度槽的下翼缘装设上链器。

中部槽受煤和刮板链的剧烈摩擦，是使用量和消耗量最大的部件。中部槽的

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井下使用寿命，目前是按过煤量衡量。《刮板输送机通用技术条件》种规定的过煤量列于表2.1中。

表2.1 中部槽过煤量 槽宽/mm 280 ≥6 320 ≥8 420 ≥12 520 ≥20 (620) ≥30 630 ≥40 ≥60 730 764 830 轻型 中型 重型 ≥120 ≥180 为提高中部槽的使用寿命，目前采用的方法有多种。如：将两端进行淬火处理，或加焊高锰钢铸造端头，中板两端链道处于等离子喷焊耐磨合金；易磨损处堆焊硬质合金钢；加大中板厚度；改进槽帮钢的断面以增加强度和刚度。

制造中部槽的槽帮钢有规定标准，规定的形式有D型、E型和M型三种。 D型为中单链刮板输送机用热轧槽帮钢，E型为中单链和中双链用，边双链也可以使用，M型为边双链用的热轧槽帮钢。E型与M型相比不仅中板宽度减小从而增大了刚度，而且还增大了中板与槽帮钢的焊接强度，便于焊接，链子不磨焊缝。中部槽的擦帮刚中腰上的连接座供安装铲煤板、挡煤板和无链牵引齿条用。在综合工作面使用中，液压支架上的推移千斤顶连接在挡煤板下部的长孔上，由于推移输送机特别是拉移液压支架的阻力很大，致使支座的负荷特别大，如果焊接不牢会拉坏支座。因此提高支座的可靠性是一个重要问题。

中部槽的连接装置是将单个中部槽连接成刮板输送机机身的组件，它既要保证对中性，使两槽之间上下、左右的错口量不超过规定，又要允许相邻两槽在平、竖两个面内能折曲一定角度，使机身有良好的弯曲性能，还要求同一型号中部槽的安装、连接尺寸相同，能通用互换。目前应用的有插销式、哑铃式、插入圆柱销式等。连接装置是中部槽的薄弱环节，目前还在不断改进。

铲煤板在推移中部槽时用来清理工作面的浮煤，它固定在中部槽的支座上，安装后上缘应低于槽帮，下缘要超出槽底，宽度方向与采煤机滚筒应有一间隔。铲煤板的刃口应有足够的强度。

机采矿用的挡煤板是一个有多种功能的组合件，其作用是防止煤向采空区洒落，以及为采煤机导向、放置电缆和水管、为千斤顶提供连接点等。挡煤板必须具有足够的强度和刚度，因为它的变形和损坏会影响采煤机的运行。中部槽在弯曲状态下，挡煤板之间不仅不能互相干涉，还应使采煤机能正常运行。平巷中使用刮板输送机时，挡煤板仅作增加装煤量和防止撒没之用。

2.4刮板链

刮板链有链条和刮板组成，是刮板输送机的牵引机构。刮板链的作用是刮推槽内的物料。目前使用的有中单链、中双链、边双链三种。

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刮板链使用的链条，早期用板片链和可拆模锻链，现在都用圆环链，链条在运行中不仅要承受很大的静负荷和动负荷，而且还要在受滑动摩擦作用的条件下运行，要受矿水的浸蚀，因此目前使用的圆环链都是用优质合金钢焊接而成的，并经热处理和预拉伸处理，使之具有强度高、韧性大、耐磨和耐腐蚀等特性。

圆环链已经标准化，《矿用高强度圆环链》（GB/T12718-1991）对圆环链的形式、基本参数及尺寸、技术要求、试验方法及验收规则都作了规定。

圆环链会歌是以连环棒料直径和链节距的毫米尺寸表示，标准的规格有七种：10×40，14×50，18×64，22×86，24×86，26×92，30×108。圆环链按强度划分为B、C、D三个等级，各级的基础机械性能要求见表2.2。

GB/T12718-1991对圆环链的脉冲负荷寿命及弯曲绕度值都有规定。为保证链子与链轮正常啮合，对圆环链尺寸公差也作了规定。

刮板的形式的状态要能在运行时有刮底清帮、防止煤粉粘结和堵塞的作用，并应尽量减小质量。刮板可用轧制异型钢或用锻造、铸造合金钢经韧化热处理制成。刮板了、链条不与中板接触，两侧与槽帮形状相同，刮底清帮效果好。

表2.2机械性能要求 项目 最小破断拉力/N?mm 破断最小伸长度/ % ?2试验应力/N?mm 试验负荷下最大总伸长度/ % 试验应力与最小破断应力之比/ % ?2强度等级 B 630 12 500 1.4 80 C 800 12 640 1.6 80 D 1000 12 800 1.9 80

刮板链的间距按所运物料的性质和煤块块度及安装倾角确定。刮板链切入物料的阻力，应大于物料在槽内移动的阻力。刮板间距过大，不能带动物料运行，或只能带动部分物料运行；刮板间距过小，加大了链子重力，曾加了运行阻力，让费了材料。双链刮板链的刮板，还有制成两条链子使之保持中心距，并使绕经链轮的链环与链窝能正常啮合的功用，因为刮板变形严重时，通过链轮时容易掉链。

刮板与链条的连接，边双链式目前多采用U型连接环的两侧套入链环，然后用螺栓与刮板连接；中单链刮板上有窝链，以此链窝与链条的平行环相配，用特制的U形螺栓和自锁螺母固定；中双链的刮板上有链窝，用卡链横梁和刮板夹保持平环，以螺栓和自锁螺母固定。

目前使用的三种刮板链可作如下比较。边双链的拉煤能力强，特别适于拉大块较多的硬煤，单边双链两条链受力不均匀，特别是中部槽在弯曲在状态下运行时更为严重；中单链用大直径圆环链，强度很高且没有受力不均匀的问题，多练

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事故少，刮板遇到刮卡阻塞时可偏移通过，刮板变形时不会导致过链轮时跳链，中单链的缺点是因链环尺寸大，所用链轮直径增大，机头、机尾的高度相应增加，拉煤能力不如边双链，特别时对大块煤较多的硬煤；中双链能较好地克服边双链受力不均匀的缺点，显示出它的优越性。

2.5紧链装置

刮板链安装时，要给予一定的预紧力，使它运行时在张力最小点不发生链条松弛或堆积。给刮板链施加张紧力的装置叫紧链装置。

早期是轻型刮板输送机用改变机尾轴位置的办法人力紧链，现在都采用定轴距紧链。目前应用的方式有三种：一种是将刮板链一端固定在机头架上，另一端绕经机头链轮，用机头部的电动机使链轮反转，将链条拉紧，电动机停止反转时，立即用一种制动装置将链轮闸住，防止链条回松；另一种方式与目前一种基本相同，只是不用电动机反转紧链，而用专设的液压马达紧链；第三种方式是采用专用的液压缸紧链。

第一种紧链方式使用的紧链器有三种：棘轮紧链器、摩擦轮紧链器、闸盘紧链器。

棘轮紧链器装在I型和Ⅱ的减速器二轴的伸出端，棘轮固装在二轴端，手把在运行位置时，弹簧顶杆使插爪脱离棘轮，棘轮任意转动，紧链时将紧链器把手扳到“紧链位置”，插爪被弹簧顶入棘轮的齿跟，然后反向继续开动电机，使机头链轮反转，因棘轮插爪的限制，电机停转时链条不能回松。当链条被拉伸到有足够拉力时，停止电动机，从链条自由端拆除多余的链段，将刮板链接在一起后，在启动电机使链轮反转的同时，将手把复位到“运行位置”，使插爪脱离棘轮，拆除紧链器挂钩即可正常运行。

棘轮紧链器机构简单，操作方便，适于轻型刮板输送机。因为用于功率较大的刮板输送机时，紧链后棘轮与插爪之间的压力很大，搬开把手不安全。

摩擦轮紧链器如图2-5所示，装在I 型和Ⅱ型减速器二轴的伸出端，制动轮固定装在二轴端闸带环绕在制动轮外缘。制动时使用把手经凸轮和拉杆将闸带拉紧，在制动轮缘上产生摩擦制动力。该紧链操作与棘轮紧链器不同的是，紧链时需由两人配合操作，一人开动电机，一人操作凸轮手把；断电时，立即扳动凸轮，用闸带将制动轮闸住；紧链结束时，仅有一人扳转凸轮并松开闸带即可。摩擦轮紧链器比棘轮紧链器操作安全，它在减速器的安装位置与棘轮紧链器相同。

闸盘紧链器由闸盘和制动装置组成，闸盘装在III型减速器的一轴上，制动装置安装在连接筒上。

紧链时反转开动电机，链轮反转，刮板链逐渐拉紧到电机堵转为止，立即扳动手轮，用夹钳将闸盘闸住，同时切断电机电源。由于夹钳对闸盘的制动力与刮板链的张紧力有一定的比例关系，链条的张紧力显示在张力指示器上。慢慢反转手轮松开夹钳，放松被拉紧的刮板链，到指示器显示出刮板链需要的张紧力为止，立刻将闸盘闸死。手轮是利用螺旋副和杠杆夹紧或松开夹钳；张力指示器依靠螺

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旋副一端的液压缸，通过液压作用显示处闸盘制动力或链条张紧力。

第二种紧链方式使用的液压你、马达按在连接筒上，减速箱一轴上装紧链齿轮。

液压马达紧链装置的液压系统装置的液压系统及机械传动系统。紧链时，将操作手把扳到J位，惰轮将主减速器一轴上的紧链齿轮与紧链减速器上的齿轮啮合。手动换向阀扳到紧链位置，压力液经梭阀进入液控腔，克服弹簧压力，时插爪从齿槽中脱出，与此同时液压马达供压力液，液压马达带动机头链轮反转紧链，紧链力的大小用溢流阀调节，有压力表上的读数经换算得到，紧链运转时，压力表上升到规定的压力值，即表明已达到了规定的紧链力。将手动换向阀扳到中间位置，马达停止，液控锁卸压，在弹簧作用下，插爪插入齿轮的齿槽。刮板链保持张紧状态。拆去多余的链段，接好链子后，将手动换向阀换到运转位置，液压马达带动接好的刮板链运转，紧链挂钩松开后，停止马达运转，卸载紧链挂钩，将操作手把扳到K位，惰轮脱开紧链齿轮，关断截止阀，完成紧链操作。

电气闭锁装置的作用是：当惰轮与紧链齿轮啮合时，切断主电机的电源，惰轮脱开时主电机才能接通，以防止误操作。

第三种紧链方式是使用单独的液压缸紧链器。这种紧链器是一个带增压缸的液压千斤顶装置，由泵站供给压力液，紧链时需要将它抬到紧链位置使用。

上述各种紧链装置中，棘轮紧链器和摩擦紧链器结构简单，使用方便，单它们不能显示出链子张力的大小。其余三种都能显示和准确控制链子的张紧力。液压马达紧链装置的操作简单，安全性高。液压缸紧链器使用虽不方便，但它可以移到任何部位使用。

2.6推移装置

推移装置是在采煤工作面内将刮板输送机向煤壁推移的机械。综合工作面使用液压支架上的推移千斤顶，非综合工作面用单体液压推溜器或手动液压推溜器。

单体液压推溜器它实为一个液压千斤顶。为便于在采煤工作面使用，采用内回液结构，即经活塞杆的心部回液，没有外露的回液管。使用时，将推溜器的活塞杆插销连接在中部槽挡煤板上，再将其底座用支柱撑在顶板上。扳动操作阀，向活塞一侧注入压力液，活塞杆就将中部槽推向煤壁；向活塞的另一侧注入压力液，缸体和支座向前收回。

单体液压缸推溜器在采煤工作面的布置。间隔一定距离装设一个推溜器；压力液由设在平巷内的泵站经高低压管路循环。如采用外主式的液压推溜器，用注液枪注液，不需要在推溜器上连接固定管路。液压推溜器使用的液体为含35%乳化油的中性水溶液。

A、B、C三种形式的区别在供液系统。A、B型都要高压供液管路，A型的低压液体用低压回液管返回油箱，B型排到工作面，可在高压管路上连接注液枪，供外注式液压支柱用液。C型为外注式，与外注式单体液压支柱共用一套供液系

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统，用注液枪供液，低压排到工作面。

2.7锚固装置

锚固装置的刮板输送机在倾角较大的工作面工作有下滑可能时，用以固定、防滑之用。它由单体液压支架和锚固架组成，锚固架与机头架、机尾架连接，使用液压支架的泵站。

3 传动部的设计及计算

刮板输送机是与综采工作面的采煤机、液压支架设备配套使用，完成采区采煤工作。并将采煤机采下的煤输送出去的设备。

传动系统图如图3-1所示

图3-1传统系统图

3.1主要技术参数

该机的主要技术参数如表3-1：

表3-1 主要技术参数 设计长度 输送量 刮板链速 电动机功率 m t/h m/s kW 200 1000 2 2×250 3.2电动机的选择

设计要求传动部功率为2×250KW，根据矿井电机的具体工作环境情况，电机必须具有防爆和电火花的安全性，以保证在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中绝

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对安全，而且电机工作要可靠，启动转矩大，过载能力强，效率高。所以选择由

抚顺厂生产的三相异步防爆电动机，型号为YBSS-250 ；其主要参数如下： 额定功率：250KW； 额定电压：1140V； 额定转速：1470r/min； 满载效率：0.935； 绝缘等级： H；

满载功率因数：0.88； 接线方式：Y； 质量： KG；

冷却方式：外壳水冷 该电动机输出轴连接阀控充液式力偶合器将动力传递给减速器输入轴；再由减速器输出轴传递给链轮组件。 3.2.1运输能力计算

按连续运行的计算公式为：

Q?3.6A??v

式中

Q——刮板输送机的运输能力，t/h；

2 A——中部槽物料运行时的断面积，m；

3 ?——为物料的散碎密度，kg/m； ?——转满系数； v——刮板链速，m/s

Q?3.6A??v

=3.6×764×tan20×0.97×0.96×1 =932t/h＞900t/h

满足设计要求

3.2.2估算减速器的输出转速 已知 ??1m/s、R?n输出转速60?D?0.472??0.236m 22w??2?、????cos??Rwcos?

式中： R—链轮节圆的半径；

w—链轮旋转的角速度； ?—相遇点轮齿的圆周速度； v?—水平线的夹角； v—链条水平运动的瞬时速度。

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?角的大小等于相遇点轮齿的半径与链轮纵轴线的夹角，这个夹角随链轮的

旋转而变化，从相遇点刚开始啮合时的a?2逐渐减小到0，再逐渐增加到a?2。链轮继续旋转，另一个轮齿在相遇点与链轮条啮合，链条的速度就随这个新的相遇点轮齿的运动而变化。据此，式中?的变化范围为

?a?a????22

式中：a?为一个链节所对应的链轮圆心角。 链速的变化范围为：

Rwcosa??v?Rw2

由链轮的几何关系式得：

a?l? 22Ral0.092????arcsin?arcsin?11.24?

22R2?0.236式中 l—链节距

sinw?v1??4.32rad/s

Rcos?0.236?cos11.24故 n输出转速?60w?41.25rmin 2?3.3总传动比及传动比的分配

3.3.1总传动比的确定

总传动比

i总

i总?1470?20.396

72.07023.3.2传动比的分配

在进行多级传动系统总体设计时，传动比分配是一个重要环节，能否合理分配传动比，将直接影响到传动系统的外阔尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。多级传动系统传动比的确定有如下原则：

（1）各级传动的传动比一般应在常用值范围内，不应超过所允许的最大值，以符合其传动形式的工作特点，使减速器获得最小外形。

（2）各级传动间应做到尺寸协调、结构匀称；各传动件彼此间不应发生干涉碰撞；所有传动零件应便于安装。

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（3）使各级传动的承载能力接近相等，即要达到等强度。

（4）使各级传动中的大齿轮进入油中的深度大致相等，从而使润滑比较方便。

初定齿数及各级传动比为:

i1?2.2 i2?3.1

i3?3

3.4传动部传动计算

3.4.1各轴转速计算

从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴。 Ⅰ轴 n1?1470r/min Ⅱ轴 n2?n1/i1 ?1470/2.2 ?668.18r/min Ⅲ轴 n3?n2/i2

?668.18/3.1 ?215.5r/min Ⅳ轴 n4?n3/i3

?215.5/3

?71.83r/min 3.4.2各轴功率计算

电动机额定功率pd?250 kW，满载时效率为93.5% ，故电动机实际功率 pj?250?93.5%?233.75 kW

Ⅰ轴 p1?p??1??2??3??4 ?250?0.97?0.97?0.97?0.97 ?221.323kw Ⅱ轴 p2?p1??2??3??4

?221.323?0.97?0.97?0.97 ?201.995kw Ⅲ轴 p3?p2??2??3??4

?201.995?0.97?0.97?0.97 ?184.356kwkw Ⅳ轴 p4?p3??2??3??4

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?184.356?0.97?0.97?0.97 ?168.256kw 式中： ?1

3.4.3各轴扭矩计算

Ⅰ轴 T1?9550P1/n1?9550?221.323/1470?1437.85N?m Ⅱ轴 T2?9550P2/n2?9550?201.995/668.18?2887.02N?m Ⅲ轴 T3?9550P3/n3?9550?184.356/215.5?8169.84N?m Ⅳ轴 T4?9550P4/n4?9550?168.256/71.83?22370.1N?m

将上述计算结果列入表3.2：

表3.2 各轴参数 转速输出转矩 T/N·m n/r·min?1 1470 668.18 215.5 71.83 1437.85 2887.02 8169.84 22370.1 轴号 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 输出功率 P/kW 221.323 201.995 184.356 168.256 传动比 2.2 3.1 3 3.4.4第一级圆锥齿轮传动的计算

（1）齿轮材料的选择 由表6-2选出

小齿轮：20CrMnTi 渗碳淬火 硬度 58HRC 大齿轮：40Cr 表面淬火 硬度 55HRC 许用接触应力??H?，由公式得： ??H???Hlim?ZN/SH

min 接触疲劳极限应力?Hlim1、?Hlim2查图得：

?Hlim1?1350Nmm2 故取 ?Hlim1?1350 Nmm2 ?Hlim2?700 Nmm2 故取 ?Hlim2?700 Nmm2

应力循环次数N由公式得：

预设刮板输送机每天工作16小时，每年工作300天，预期寿命为10年。 N1?60n1jLh?60?1470?1?(10?300?16) N1?4.2336?109

N2?N1i=4.2336?1019?3 N2?1.4112?109

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则查图得接触疲劳强度的寿命系

数ZN1，ZN2 ZN1?1 ZN2?1 硬化系数ZW，查图得： ZW?1 接触强度安全系数SH，查表按一般可靠度

查SHmin?1.0~1.5，取 SHmi?1 n ??H1??135?101 ??H1??1350 Nmm2

??H2??700?11 ??H2??700Nmm2 许用弯曲应力??F?，由公式6-12得：

??F???FlimYNYxSFlim ?Flim1?1000Nmm2 弯曲疲劳极限?Flim，查图得： ?Flim2?800 Nmm2

弯曲寿命系数YN，查图得： YN1?YN2?1 弯曲强度尺寸系数Yx，查图得： Yx?1 安全系数SFlim，查图得： SFlim =1.4 则

??F1???Flim1YN1Yx1SF1?1000?1?11.4?714.29N/mm

2 ??F2???Flim2YN2Yx2SF2?800?1?1/1.4?571.4N/mm

2 （2）按齿面接触疲劳强度设计计算：

确定齿轮传动精度等级

3 按

v?(0.013~0.0222)nttp11n1 ?(0.013~0.0222)1470221.32314703估取圆周速度

v=（10.166～17.2） ms

查表 6.7、表6.8 取

v= 10ms

t故选取公差组等级为7级

小轮大端分度圆直径 d1,由式6-20得：

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3d1≥(1??dm2u?1)2KT?dmu2?1ZEZH??()

uH2??? 齿宽系数，查参考文献[4]表8-23，取 ?dm= 0.5

小轮齿数：Z1= 18 (在推荐值16～40中选取) 大轮齿数：Z2?Z1?i1?18?2.2?39.6 取整Z2=40 齿数比u u?Z2

Z1?40?18?2.22

n1 小轮转矩 T1: T1=9.55?106?P?1437847N?mm 载荷系数K： K=KAKVK?

KA—使用系数 查参考文献[4]表6.3 取KA=1.1 KV—动载系数 推荐1.05--1.4 取KV=1.2 K?—齿向载荷分布系数 推荐1.0--1.2 取K?=1.1 K=KAKVK?=1.1?1.2?1.1?1.452

材料弹性系数ZE 查参考文献[4]表6.4 Z?=189.8 节点区域系数ZH 查参考文献[4]图6.3 Z??2.5 故

3Nmm2

d1≥(1?=

3?dmu2?1)2KT??dmu?1ZEZH) ?(u??H?22(1?0.52.222?1)2?1.452?1437847?0.52.22?1189.8?2.5?() 2.2222700=194.61mm 齿轮模数 m?d1Z?194.61/18?10.81mm

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按参考文献[4]表6.6圆整得 m?12mm

小轮大端分度圆直径d1?m?Z1?12?18?216mm 小轮平均分度圆直径

dm?d11(1??2dm?179.2mm )u?1 圆周速度 vm???d齿宽b b??dm?m1?n1/60000?13.79m/s 与估取值相近

dm1 =0.5?179.2=89.6mm

（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式得：

?F?2KT1?YFaYSaY??(1??dm)2???F?

2bd1mu?1 当量齿数

ZV1u2?1?Z1/cos?18?δ11u?19.741

ZV?ZV2?u2?18.98?32?92.292

齿形系数YFa，查参考文献[4]表6.5得：

小齿轮YFa1 YFa1?2.83 大齿轮YFa2 YFa2?2.15 应力修正系数YSa，查参考文献[4]表6.5得：

小齿轮YSa1 YSa1?1.52 大齿轮YSa2 YSa2?1.78 故由公式得：

?F1?2?1.452?1437847?2.83?1.52?(1?89.6?216?122?1.452?1437847?2.15?1.78?(1?89.6?216?120.52.222?10.5)2?112.363N/mm)2?99.966N/mm22?F2?2.222?1

显然 ?F1???F1?，?F2???F2?

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故齿轮弯曲强度足够 （4）齿轮其他主要尺寸计算

大轮大端分度圆直径 d2?m?Z2?12?40?480mm

锥距R：

2222R?d1?d2/2??216

1?480/2?263.18mm

小轮大端顶圆直径d d d?1?d1?2m?cosδ1?216?2?12?0.918?238mm ?d2?2m?cosδ2?480?2?12?0.411?490mm

大轮大端顶圆直径

?2（5）圆锥齿轮主要数据 模数 齿数 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆锥角 分度圆直径 齿顶圆直径 锥距 齿宽 3.4.5第二级圆柱齿轮传动的计算 （1）齿轮材料的选择

由表6-2选出

小齿轮：20CrMnTi 渗碳淬火 硬度 58HRC

大齿轮：40Cr 调质 硬度 241~286HBS 许用接触应力??H?，由公式得： ??H齿轮 Z1 12 18 20° 1 0.2 2.2 24.227° 216 238 263.18 89.6 齿轮 Z2 12 40 20° 1 0.2 2.2 65.772° 480 490 263.18 89.6 ???Hlim?ZN/SH

min 接触疲劳极限应力?Hlim1、?Hlim2查图得：

?Hlim1?1500Nmm2 故取 ?Hlim1?1500 Nmm2

第25页

?Hlim2?700 Nmm2 故取 ?Hlim2?700Nmm2 应力循环次数由公式得：

N1?60n2jLh?60?490?1?(10?300?16) N1?1.4112?109 N2?N1i2 N2?5.04?108

则查图得接触疲劳强度的寿命系

数ZN1，ZN2 ZN1?1 ZN2?1 接触强度安全系数SH，查表按一般可靠度

查SHmin?1.0~1.5，取 SHmi?1 n ??H1??1500?11 ??H1??1500 Nmm2

??H2??700?11 ??H1??700 Nmm2 许用弯曲应力??F?，由公式6-12得：

??F???FlimYNYxSFlim ?Flim1?1000Nmm2 弯曲疲劳极限?Flim，查图得： ?Flim2?600 Nmm2

弯曲寿命系数YN，查图得： YN1?YN2?1 尺寸系数Yx，查图得： Yx?1

安全系数SFlim，查图得：(1.4～3) SFlim =1.4 则

??F1???Flim1YN1Yx1SF1?1000?1?11.4?714.28N/mm

2 ??F2???Flim2YN2Yx2SF2?600?1?1/1.4?428.57N/mm

2 （2）按齿面接触疲劳强度设计计算：

确定齿轮传动精度等级 按

p23?(0.013~0.022)vtn2?(0.013~0.022)?668.183201.995

n2668.18估取圆周速度

查表 6.7、表6.8 取

v=（5.4561～9.2336） ms

tv=7ms

t

第26页

故选取公差组等级为7级

小轮大端分度圆直径 d1,由式6-20得：

3d1≥

2KTu?1ZEZHZ???(?dmuH2???)

齿宽系数，查表取 ?dm= 0.8

小轮齿数：Z1= 20 (在推荐值16～40中选取) 大轮齿数：Z2?Z1?i2?20?3.1?62 齿数比u u?Z2

Z1?3.1

n1 小轮转矩 T1: T1=9.55?106?P?2887025N?mm 载荷系数K： K=KAKVK?

KA—使用系数 查表6.3 取KA=1 KV—动载系数 推荐1.05--1.4 取KV=1.2 K?—齿向载荷分布系数 推荐1.0--1.2 取K?=1.2

K=KAKVK?=1?1.2?1.2?1.44

材料弹性系数ZE 查表6.4 Z?=189.8 节点区域系数ZH 查图6.3 Z??2.5

Nmm2

重合度系数Z? 由推荐值0.85—0.92 取Z?＝0.87 故

3d1≥

2KTu?1ZEZHZ???(?dmuH2???)

3=

2?1.44?28870253.1?1189.8?2.5?0.87 ??()0.83.12735=163.07 mm

第27页

齿轮模数 m?d1Z?163.07/20?8.15mm

1 按表6.6圆整得 m?10mm

小轮大端分度圆直径d1?m?Z1?10?20?200mm

圆周速度v

v??d1n260000???200?668.1860000?6.99ms

与估计取有差距但不大，对KV取值影响不大，不需修正KV 小轮分度圆直径 d1?200mm

大轮分度圆直径 d2?m?Z2?10?62?620mm 中心距a

a?m(z1?z2)10?(20?62)??410mm 22齿宽b b??d?d1tmin?0.8?200?160mm 大轮齿宽 b2?b?160mm

小轮齿宽 b1?b2?(5~10)?168mm （3） 齿根弯曲疲劳强度校核计算

?F?2KT1?YFa?YSa?Y??[?F] bd1m齿形系数YFa 参考文献[4]，查表6.5 小轮 YFa1?2.80 大轮 YFa2?2.27

应力修正系数YSa 参考文献[4]，查表6.5 小轮 YSa1?1.55

大轮 YSa2?1.73

重合度???1?z1(tan?a1?tan?)?z2(tan?a2?tan?)? 2??????16?20cos20????tan??20??arccos16?20?2?16???tan20????1??????=1.67 =?2?????16?56cos20????56?tan?arccos???tan20????16?56?2?16??????? 第28页

重合度系数Y? 参考文献[4]，由式（8-67）

Y??0.25?0.75???0.25?0.75/1.66?0.7

故 ?F1?

?F12?1.44?2887025?2.80?1.55?0.7?75.18Nmm2

168?200?102?1.44?2887025?2.27?1.73?0.7??71.43Nmm2

160?200?10显然 ?F1???F1?，?F2???F2? 故齿轮弯曲强度足够

(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计

① 小齿轮的相关尺寸

分度圆直径 d1?Zm1?20?10?200mm

*齿顶高 ha1?ham1?1?10?10mm

*齿根高 hf1?ha?c*m1??1?0.25??10?12.5mm *齿全高 h1?2ha?c*m1??2?1?0.25??10?22.5mm *齿顶圆直径 da1?Z1?2ham1??20?2?1??10?220mm

??????*齿根圆直径 df1?Z1?2ha?2c*m1??20?2?1?2?0.25??10?175mm

??基圆直径 db1?m1Z1cos??10?20?cos20?188mm 齿距 p1??m1???10?31.42mm 齿厚 s1??m12???102?15.7mm 齿槽宽 e1??m12???102?15.7mm

基圆齿距 pb1?p1cos??31.42?cos20?29.52mm 顶隙 c1?c*m1?0.25?10?2.5mm ②大齿轮的相关尺寸

分度圆直径 d2?Zm1?62?10?620mm

*齿顶高 ha2?ham1?1?10?10mm

*齿根高 hf2?ha?c*m1??1?0.25??10?12.5mm

?? 第29页

*齿全高 h2?2ha?c*m1??2?0.25??10?22.5mm *齿顶圆直径 da2?Z2?2ham1??62?2?1??10?640mm

????*齿根圆 df2?Z2?2ha?2c*m1??62?2?1?2?0.25??10?595mm

??基圆直径 db1?m1Z1cos??10?62?cos20?583mm 齿距 p1??m1???10?31.42mm 齿厚 s1??m12???102?15.7mm 齿槽宽 e1??m12???102?15.7mm

基圆齿距 pb1?p1cos??31.42?cos20?29.52mm 顶隙 c1?c*m1?0.25?10?2.5mm 中心距 a12?m1(Z1?Z2)10?(20?62)??410mm

223.4.6第三级圆柱齿轮传动的计算 （1）齿轮材料的选择

由表6-2选出

小齿轮：20CrMnTi 渗碳淬火 硬度 58HRC

大齿轮：40Cr 调质 硬度 (241~286) HBS

许用接触应力??H?，由公式得： ??H???Hlim?ZN/SH

min 接触疲劳极限应力?Hlim1、?Hlim2查图得：

?Hlim1?1500Nmm2 故取 ?Hlim1?1500 Nmm2 ?Hlim2?800 Nmm2 故取 ?Hlim2?800 Nmm2 应力循环次数由公式得：

N1?60n1jLh?60?175?1?(10?300?16) N1?6.22?108 N2?N1i

1 N2?2.07?108

则查图得接触疲劳强度的寿命系

第30页

数ZN1，ZN2 ZN1?1.05 ZN2?1.06 接触强度安全系数SH，查表按一般可靠度

查SHmin?1.0~1.5，取 SHmi?1 n ??H1??1500?1.051 ??H1??1575 Nmm2

??H2??800?1.061 ??H2??848Nmm2 许用弯曲应力??F?，由公式6-12得：

??F???FlimYNYxSFlim ?Flim1?1000Nmm2 弯曲疲劳极限?Flim，查图得： ?Flim2?800 Nmm2

弯曲寿命系数YN，查图得： YN1?YN2?1 尺寸系数Yx，查图得： Yx?1 安全系数SFlim，查图得： SFlim =1.4 则

??F1???Flim1YN1Yx1SF1?1000?1?11.4?714.3N/mm

2 ??F2???Flim2YN2Yx2SF2?800?1?1/1.4?571.43N/mm

2 （2）按齿面接触疲劳强度设计计算：

确定齿轮传动精度等级 按

v?(0.013~0.022)nt33p3n3 ?(0.013~0.022)?215.53184.356215.5t估取圆周速度

v=（2.663～4.507） ms v取3 m/s

t 查表 6.7、表6.8 选取公差组等级为7级 小轮大端分度圆直径 d1,由式6-20得：

3d1≥

2KTu?1ZEZHZ???(?dmuH2???)

齿宽系数，查表8-23，取 ?dm= 0.8

小轮齿数：Z1= 25 (在推荐值16～40中选取)

第31页

大轮齿数：Z2?Z1?i3?25?3?75 取整?2=75 齿数比u u?Z2

Z1?3

n31 小轮转矩 T1: T1=9.55?106?P3?8169837N?mm 载荷系数K： K=KAKVK?

KA—使用系数 查表6.3 取KA=1 KV—动载系数 推荐1.05--1.4 取KV=1.2 K?—齿向载荷分布系数 推荐1.0--1.2 取K?=1.1 K=KAKVK?=1?1.2?1.1?1.32

材料弹性系数ZE 查表6.4 Z?=189.8 节点区域系数ZH 查图6.3 Z??2.5

重合度系数Z? 由推荐值0.85—0.92 取Z?＝0.87 故

3Nmm2

d1≥

2KTu?1ZEZHZ???(?dmuH2???)

3=

2?1.32?81698373?1189.8?2.5?0.87 ??()0.832848=204.2 mm 齿轮模数 m?d1Z?204.2/25?8.17mm

1 按表6.6圆整得 m?10mm

小轮大端分度圆直径d1?m?Z1?10?25?250mm

圆周速度v

v??d1n360000???250?215.560000?2.82ms 与估取相近

小轮分度圆直径 d1?250mm

第32页

大轮分度圆直径 d2?m1?Z2?10?75?750mm 中心距a

a?m(z1?z2)10?(25?75)??500mm 22齿宽b b??d?d1tmin?0.8?250?200mm 大轮齿宽 b2?b?200mm

小轮齿宽 b1?b2?(5~10)?208mm (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算

?F?2KT1?YFa?YSa?Y??[?F] ?3?6? bd1m齿形系数YFa 参考文献[4]，查表6.5 小轮 YFa1?2.62 大轮 YFa2?2.23

应力修正系数YSa 参考文献[4]，查表6.5 小轮 YSa1?1.59

大轮 YSa2?1.76

重合度???1?z1(tan?a1?tan?)?z2(tan?a2?tan?)? 2??????16?25cos20???????tan20??25?tan?arccos????16?25?2?16?1????? ==1.7 ???2????16?60cos20???60??tan?arccos??tan20???????16?60?2?16??????重合度系数Y?

Y??0.25?0.75???0.25?0.75/1.7?0.69

故 ?F1?

?F12?1.32?8169837?2.62?1.59?0.69?119.22Nmm2

208?250?102?1.32?8169837?2.23?1.76?0.69??116.82Nmm2

200?250?10显然 ?F1???F1?，?F2???F2? 故齿轮弯曲强度足够

(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计

第33页

① 小齿轮的相关尺寸

分度圆直径 d1?Zm1?25?10?250mm

*齿顶高 ha1?ham1?1?10?10mm

*齿根高 hf1?ha?c*m1??1?0.25??10?12.5mm *齿全高 h1?2ha?c*m1??2?1?0.25??10?22.5mm *齿顶圆直径 da1?Z1?2ham1??25?2?1??10?270mm

??????*齿根圆直径 df1?Z1?2ha?2c*m1??25?2?1?2?0.25??10?225mm

??基圆直径 db1?m1Z1cos??10?25?cos20?234.9mm 齿距 p1??m1???10?31.4mm 齿厚 s1??m12???102?15.7mm 齿槽宽 e1??m12???102?15.7mm 基圆齿距 pb1?p1cos??31.4?cos20?29.5mm 顶隙 c1?c*m1?0.25?10?2.5mm ②大齿轮的相关尺寸

分度圆直径 d2?Zm1?75?10?750mm

*齿顶高 ha2?ham1?1?10?10mm

*齿根高 hf2?ha?c*m1??1?0.25??10?12.5mm *齿全高 h2?2ha?c*m1??2?0.25??10?22.5mm *齿顶圆直径 da2?Z2?2ham1??75?2?1??10?770mm

??????*齿根圆 df2?Z2?2ha?2c*m1??75?2?1?2?0.25??10?725mm

??基圆直径 db1?mZ2cos??10?75?cos20?704.8mm 齿距 p1??m1???10?31.4mm 齿厚 s1??m12???102?15.7mm

第34页

齿槽宽 e1??m12???102?15.7mm 基圆齿距 pb1?p1cos??31.4?cos20?29.5mm 顶隙 c1?c*m1?0.25?10?2.5mm 中心距 a12?m1(Z1?Z2)10?(25?75)??500mm

223.5轴的结构设计与校核

运动的零件都必须安装在轴上，才能进行运动和动力的传递。因此轴的功能是支承旋转零件及传递运动和动力。

轴的材料种类很多，要根据强度、刚度和耐磨性等要求，选择材料种类和热处理方式。轴的常用材料是碳素钢和合金钢。碳素钢价格较低，对应力集中敏感性小，通常使用碳素钢，最常用的是45号钢，不太重要或受力较小的轴可以使用Q235等钢材。合金钢毕碳素钢具有更高的机械强度和优良的热处理性能，但对应力集中较为敏感，对于受力较大又要减小轴的尺寸和重量，或者需要提高轴颈的耐磨性，或者在高温、腐蚀等条件下工作的轴，可以采用合金钢。在低于200℃的工作温度下，合金钢和碳素钢的弹性模量相差不大，因此，使用合金钢代替碳素钢并不能提高轴的刚度。

热处理可以明显提高轴的强度（特别是疲劳强度）和耐磨性，因此要根据工作条件选用合适的热处理方式。

轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形状和尺寸。工作能力计算是通过强度、刚度和振动稳定性计算，保证轴具有足够的工作能力和可靠性。大多数的轴只需进行强度计算，防止断裂和塑性变形；对于刚度要求较高的轴（如机床主轴）才进行刚度计算，避免发生过大的变形；对于高速转动的轴还要进行振动稳定性计算，避免发生共振。轴的设计步骤通常是先拟定轴上零件装配方案，然后装配和制造要求，确定轴的结构形状和尺寸，最后进行轴的强度校核，必要时进行刚度计算或振动稳定性计算。

提高轴的强度措施： (1)改善轴的受力状况 轴上零件的安装位置、轴的结构对轴的受力影响很大，设计轴时应该充分加以考虑。当轴上有两个以上的零件输出扭矩，应该将输入扭矩的零件尽量布置在轴的中间，而不是布置在轴的一端，这样可以显著降低轴上的最大转矩。

(2)减小应力集中

大多数轴是在变应力条件下工作的，主要失效形式为疲劳破坏。轴的截面变化处（如轴肩、键槽等）及过盈配合产生的应力集中是引起疲劳破坏的主要因素，因此设计轴的结构时，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。合金钢对应力集中较为敏感，设计时更应加以注意。

第35页

为减少应力集中，应尽量避免在轴上特别是应力较大不为处钻孔、开槽或加工螺纹。轴肩处应采用圆角过渡，并且圆角不宜过小。当依靠轴肩定位的零件圆角半径很小时，为增大轴肩的圆角半径，可采用内凹圆角或隔离环过渡。

轴的表面质量对疲劳强度也有显著影响，因为轴表面的加工刀痕也是应力集中源，疲劳裂纹常发生在表面粗糙的部位，所以必须合理确定表面粗糙度。 此外，对轴进行表面热处理（渗碳淬火、高频淬火等）和表面强化处理（碾压、喷丸等），也可以提高轴的疲劳强度。 (3)轴的结构工艺性

轴的基本形状确定后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行合理设计。例如，为了减少装夹工件的时间，同一轴上的键槽应布置在同一母线上；为了减少道具种类，轴的键槽宽度、圆度、退到草和砂轮槽等

应尽量采用相同的尺寸，并符合有关的标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部应该倒角；过盈配合零件装入端通常要加工出导向锥面；磨削处应有砂轮越程槽，车削螺纹处应有退刀槽。 3.5.1 Ⅰ轴的结构设计及校核 T1?9.55?106P1?941210N?mm n1(1) 求作用在锥齿轮上的力 锥齿轮的受力分析 圆周力Ft Ft?2T

dm

Ft1??Ft2?2?941210?20025.7N

94径向力Fr和轴向力Fa

Fr?Fttan?cos?1 Fa?Fttan?sin?1

Fr?20025.7?tan20??cos17.25??6960.9N Fa?20025.7?tan20??sin17.25??2161.4N

(2)确定轴的最小直径

选取轴的材料为40Cr，调质处理。初估轴的最小直径，取A?107，可得:

33dmin?A?P?146.03?1.03?107??50.9mm n?1482轴的结构如图3—2所示：

第36页

图3-2 Ⅰ轴的结构图

轴段① 用于安装液力联轴器，其直径应该与液力联轴器的孔径相配合。所选液力偶合器为福伊特阀控高速型液力偶合器562DTPKWL2型偶合器，故取轴段①的直径d1?70mm ,其长度取L1?142mm

轴段② 为了半联轴器的轴向定位，轴段①左端制出定位轴肩并且符合密封件的标准，取轴肩高度h?2.5mm，所以轴段②的直径 d2?75mm，该轴段放轴承端盖，其长度取L1?125mm

轴段③ 为便于装拆轴承内圈，d3?d2且符合标准轴承内径 ，选用7216E型圆锥滚子轴承取d3?80mm，尺寸 d?D?B?80?140?26 ,L3?33mm

轴段④ 为安装轴承路线不宜过长d4?d3 ，取d4?75mm，L4?115mm 轴段⑤ 该轴段安装滚动轴承，同轴段③，取d5?80mm，选用圆锥滚子轴承，尺寸d?D?B?80?140?26,L5?48mm。

轴段⑥ 该轴段与锥齿轮做成一体，锥齿轮做成齿轮轴，取d5?85mm，

L5?6mm。 (3)轴的强度校核

①求轴承反力：

先确定轴承支点位置，查7216E轴承，其支点尺寸a=28mm H水平面：

N RH1??11695RH2?31720N

V垂直面：

第37页

RV1??406560N RV2?1276672N

②求齿宽中心处弯矩：

H水平面：

MH?75?Ft??1501927.5N?mm

V垂直面：

Mv??138?Fa?75?Fr??223794N?mm

③合成弯矩：

M?MH?MV

22?2??1501927?2 .5????223794?1518509N?mm扭矩T：

T?941210N.mm

④按弯扭合成强度校核轴的强度：

当量弯Mca=M2?(aT)2，取折合系数a=0.6,

2Mca?1518509?(0.6?941210)2

?1620119N?mm⑤校核轴的强度

轴的材料为45钢，调质处理。由表8-6查得，?b?640N/mm2，则

[??1]b?60Nmm2

轴的计算应力为

?c??Mc?162011922??31.65N/mm?[?]?60N/mm W0.1?803根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 受力分析图：如图3-3所示

第38页

图3-3 Ⅰ轴受力分析图

第39页

3.5.2 Ⅱ轴的结构设计及校核 轴上的转矩T T?9.55?106P2?2861960N?mm n2

(1)求作用在齿轮上的力 圆锥齿轮的受力分析

圆周力Ft?20025.7N 径向力Fr和轴向力Fa

FrD?Fttan?cos?2?2161.4N FaD?Fttan?sin?2?6960.9N 圆柱齿轮的受力分析

圆周力F?2TtC

d1

FtC1??FtC2?2?2861960?35774N

160径向力FrC和轴向力FaC

FrC=13020N

FaC?0

(2)确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。初估轴的最小直径，取A?107，可得:

33dmin?A?P?138.79?1.03?107??73.75mm n463.125轴的结构如图4—3所示：

图3-4 Ⅱ轴的结构图

第40页

轴段① 装有单列圆锥滚子轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性。选用7317E型圆锥滚子轴承取d1?85mm， 尺寸

d?D?B?85?180?41，其长度取L1?120mm

轴段② 装有圆锥齿轮，选用简支式支承，该支承结构结构简单，支承刚性好。锥齿轮的轴向长度为97mm，选取轴的直径为d2?97 mm，长度L2?145mm。

轴段③ 为齿轮的轴肩，取d3?105 mm,长度L3?87mm

轴段④ 装有圆柱齿轮，圆柱齿轮的轴向长度为138mm取d4?97mm，

L4?136mm

轴段⑤ 该轴段安装滚动轴承，同轴段①，取d5?85mm，选用圆锥滚子轴承，尺寸d?D?B?80?140?26,L5?78mm。 (3)轴的强度校核

①求轴承反力：先确定轴承支点位置，查7317E轴承，其支点尺寸a=41mm

H水平面： RH1=39209 N，RH2=40090 N

V垂直面： RV1=3323.8N，RV2=3152.42 N

②求齿宽中心处弯矩：

H水平面：

N?mm MH1?5592555N?mm MH2?6547903 V垂直面：

Mv1?555074N?mm

Mv2?43976N?mm

③合成弯矩：

22M1?MH1?MV1?5592555?55507422?5620033N?mm22

22M2?MH2?MV2?6547963?439762?6562654N?mm

第41页

扭矩T：

T?2861960N.mm

④按弯扭合成强度校核轴的强度：

当量弯Mca=M2?(aT)2，取折合系数a=0.6,

Mca1?56200332?(0.6?2861960)2?5876518N?mm Mca1?65626542?(0.6?2861960)2?6783592N?mm

⑤校核轴的强度

轴的材料为45钢，调质处理。由表8-6查得，?b?640N/mm2，则

[??1]b?60Nmm2

轴的计算应力为

?c??Mc?678359222??44.32N/mm?[?]?60N/mm W0.1?973根据计算结果可知，该轴满足强度要求。

受力分析图：如图3-5所示

3.5.3 Ⅲ轴的结构设计及校核 轴上的转矩T T?9.55?106P2?10168760N?mm n2

(1)求作用在齿轮上的力 小圆柱齿轮的受力分析

圆周力Ft1?81350N 径向力Fr1和轴向力Fa1

Fr1?Fttan??29609N Fa1?0 大圆柱齿轮的受力分析

圆周力Ft2?35774? 径向力FrC和轴向力FaC

第42页

Fr2=13020N

FaC?0

(2)确定轴的最小直径

第43页

图3-5 Ⅱ轴受力分析图

选取轴的材料为45钢，调质处理。初估轴的最小直径，取A?107，可得:

33dmin?A?P?133.28?1.03?107??117.35mm n?125.17轴的结构如图3—6所示：

图3-6 Ⅲ轴的结构图

轴段① 装有单列圆锥滚子轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性。选用7228E型圆锥滚子轴承取d1?140mm，尺寸

d?D?B?140?250?42，其长度取L1?76mm

轴段② 为齿轮轴，其尺寸由齿轮决定。

mm,长度L3?20mm 轴段③ 为齿轮的轴肩，取d3?166轴段④ 装有圆柱齿轮，圆柱齿轮的轴向长度为128mm，取d4?150mm，

L4?126mm

轴段⑤ 该轴段安装滚动轴承，同轴段①，取d5?140mm，选用圆锥滚子轴承7228E，尺寸d?D?B?140?250?42,取L5?84mm。 (3)轴的强度校核

①求轴承反力：

H水平面： RH1=43725 N，RH2=83566N

V垂直面： RV1=3247N，RV2=6690 N

②求齿宽中心处弯矩：

H水平面：

第44页

MH1?756935N?mm

MH2?85979658N?mm

V垂直面：

Mv1?535088N?mm

Mv2?63370N?mm

③合成弯矩：

22M1?MH1?MV1?7569357?53508822?7588246N?mm22

22M2?MH2?MV2?85979658?63370?85979681N?mm扭矩T：

T?10168760N?mm

④按弯扭合成强度校核轴的强度：

当量弯Mca=M2?(aT)2，取折合系数a=0.6,

Mca1?75882462?(0.6?10168760)2?9736878N?mm Mca1?859796812?(0.6?10168760)2?6101263N?mm

⑤校核轴的强度

轴的材料为20CrMnTi钢，调质处理。由表8-6查得，?b?640N/mm2，

则

[??1]b?60Nmm2

轴的计算应力为

?c??Mc?973687822??28.85N/mm?[?]?60N/mm W0.1?1503根据计算结果可知，该轴满足强度要求。

受力分析图：如图3-7所示

3.5.4Ⅳ轴的结构设计及校核 轴上的转矩T

第45页

T?9.55?106(1)求作用在齿轮上的力

圆周力Ft?77882N

P2?29595500N?mm n2径向力Fr1和轴向力Fa1

Fr?Fttan??28346N Fa1?0

第46页

图3-7 Ⅲ轴受力分析图

(2)确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。初估轴的最小直径，取A?118，可得:

第47页

33dmin?A?P?127.989?1.07?118??184mm n?41.3轴的结构如图3—8所示：

图3-8 Ⅳ轴的结构图

轴段① 选取减速器伸出轴部分的长度为160mm，直径为190mm。

轴段② 为了半联轴器的轴向定位，轴段①右端制出定位轴肩并且符合密封件的标准，所以轴段②的直径 d2?200mm，该轴段放轴承端盖，其长度取

L1?95mm。

轴段③ 该轴段安装滚动轴承，选用型号2007144圆锥滚子轴承，尺寸

d?D?B?140?340?72,取d3?220 mm,长度L3?116mm

轴段④ 装有圆柱齿轮，圆柱齿轮的轴向长度为197mm，取d4?230mm，

L4?195mm

轴段⑤ 该轴段为齿轮的轴肩，取d5?240mm，取L5?190mm。

轴段⑥ 该轴段安装滚动轴承，同轴段③，选用型号2007144圆锥滚子轴承，

mm,长度L6?75mm 尺寸d?D?B?140?340?72,取d6?220(3)轴的强度校核

①求轴承反力：先确定轴承支点位置，查7317E轴承，其支点尺寸

a=41mm

H水平面： RH1=733813 N，RH2=976110 N

V垂直面： RV1=10264N，RV2=9622 N

②求齿宽中心处弯矩：

H水平面：

第48页

MH1?7936332N?mm

MH2?10168321N?mm

V垂直面：

Mv1?1076437N?mm

Mv2?772391N?mm

③合成弯矩：

22M1?MH1?MV1?7936332?107643722?8009000N?mm22M2?MH2?MV2?1016832?77239122

?7973829N?mm扭矩T：

T?29595500N.mm

第49页

图3—9 Ⅳ轴受力分析图

④按弯扭合成强度校核轴的强度：

当量弯Mca=M2?(aT)2，取折合系数a=0.6,

Mca1?80090002?(0.6?29595500)2?19479882N?mm M2ca1?7973829?(0.6?29595500)2?19465448N?mm

⑤校核轴的强度

第50页

轴的材料为45钢，调质处理。由表8-6查得，?b?640N/mm2，则

[??1]b?60Nmm2

轴的计算应力为

?c??Mc?1947988222??28.4N/mm?[?]?60N/mm W0.1?1903根据计算结果可知，该轴满足强度要求。

受力分析图：如图3-9所示

3.6键的设计与强度校核

3.6.1普通平键

挤压强度校核：轴的材料一般为钢，而轮毂材料可能是钢或铸铁，当载荷性质为轻微冲击时，钢的许用挤压应力[?P]=(100—120)N/mm2，考虑到键的主要失效形式为压溃，通常只进行挤压强度计算。

挤压强度条件?P?4T/dhl?[?P] T—转矩，N·mm; d—轴径,mm;

h—键的高度，mm;

L—键的工作长度，对于A型键l=L-b， B型键l=L，C型键l=L-b/2，其中L为键的长度，b为键的宽度。

（1）输入轴：

N?mm 扭矩 T1?941210与联轴器联接的键,直径d=70mm,A型键的尺寸为b×h×L=20×12×122

则 l=L-b=122-20=102mm

?P?4T/dhl

=4×941210/70×12×102 ≈43.95N/mm2＜[?P]

（2）第二根轴

满足强度条件。

N?mm 扭矩 T2?2861960与大锥齿轮联接的键,直径d=97mm,A型键的尺寸为b×h×L=28×16×85.5 ,

则 l=L-b=85.5-28=57.5mm

?P?4T/dh l

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