【正文】 1）計(jì)算軸承支反力 221 1 1HVR R R??= 222 2 2HVR R R??= 2）軸承 的派生軸向力 1S = 1R /（ 2? Y） =（ 2? ） = 2S = 2R /（ 2? Y） =（ 2? ） =5478N 3）軸承所受的軸向載荷 因 22aaK S F S? ? ? 1S 所以 1A = 22aaK S F S? ? ? =486+5478=4992N 2A = 2S = 4）軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 （ 1）因 11/AR=4992/e=，查教材表（ 512） 1X =， 1YY?? 1 1 1 1 1rP X R Y A?? （ 2）因 22/AR? e=，查教材表（ 512） 2X =1， 2Y =0 2 2 2 2 2rP X R Y A?? 5）軸承壽命 因 2rP 1rP ，故應(yīng)該按 2rP 計(jì)算，由教材表（ 59）、表（ 510）查得 tf =1， Pf = 6 2210 ()60 trhPrfCL n f P??12657h 減速箱高速軸上軸承的選擇及校核 軸承型號(hào)（ GB39784） 20xx113 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 47 rC =55800N， Y=， e=。 2） 初步估算軸伸直徑 初估軸最小直徑，查教材表（ 42）取 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 41 A=110 P= n2=1470r/min 可得： dmin=A3 nP =110 3 /1470= 取 d=56mm 3） 軸的結(jié)構(gòu) 圖 310 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fig. 310 structural sketch of axle d1=56mm L1=81mm d2=65mm L2=108mm d3=75mm L3= d4= L4=65mm d5=75mm L5= d6=65mm L6=18mm 4） 軸的計(jì)算 （ 1） 輸出軸轉(zhuǎn)矩 T=849000Nmm （ 2） 求作用在大齒輪上的力 大輪直徑 d=,所以 Ft=2T/d=2? 849000/= Fr= Ft?costanna=? = Fa= Fttan? =? =3931N 周振坤 :連續(xù)采煤機(jī)截割機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 42 （ 3） 求垂直面內(nèi)的支承反力和水平面內(nèi)的支承反力 依據(jù)軸的計(jì)算求得： RV1= RV2 = RH1 = RH2 = （ 4） 作垂直面內(nèi)的彎矩圖和水平面內(nèi)的彎矩圖 R v 2R H 2R v 2F αF rF tL 3L 2L 1R H 1R v 1R v ( 1 )F r 2R v 1R H 1R H 2F tM vM H 圖 311 軸的彎矩圖 Fig. 311 curved square picture of axle （ 5） 求合成彎矩 M 合 = 22 VH MM ? = （ 6） 作轉(zhuǎn) 矩圖 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 43 R H 2R v 2F αF rF tL 3L 2L 1R H 1R v 1R v ( 1 )a T 圖 312 軸的扭矩圖 Fig. 312 torsion picture of axle T= T? =? = （ 7） 求當(dāng)量彎矩 M ?c = 22 )( TM ?? = 5） 校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表（ 41） 查 2/650 mmNB ?? ，則 ?][? ～ B? 即 58～ 65N/mm2 ,取 ][? =60N/mm2 ,直徑 d= 軸的計(jì)算應(yīng)力為： ??c = WMc? =? =?2 ][? 該軸安全 軸承的設(shè)計(jì) 由于存在軸向力，所以本設(shè)計(jì)中的軸承一律采用圓錐滾子軸承。 減速箱 輸出 軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 選擇軸的材料 :選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 中速級(jí)齒輪傳動(dòng) 的設(shè)計(jì) (1)選擇齒輪材料： 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 21 小輪選用 用 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HRC1=56—62 大輪也選用 用 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HRC2=56—62 (2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算： 采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，按 式（ 31） Vt =(～ )n 3 11 /np 估取圓周速度 Vt =,參考教材表 814， 815 選取 II 公差組 7 級(jí) d1t? ? ? 213 2 1 EHdHZ Z Z ZKT uu ????????? ???? 齒寬系數(shù) d? ,查教材表 823 按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取 d? = 小齒輪齒數(shù) Z1 在推薦值 20～ 40 中選 Z1=25 大齒輪齒數(shù) Z2=Z1i=253=75 齒數(shù)比 u=Z2/Z1=75/25＝ 3 合適 uu/? =（ 33） /3=0,誤差在 ? 5%內(nèi) 小輪轉(zhuǎn)矩 T1=1000000載荷系數(shù) K= AVK K K K?? 使用系數(shù) KA，查教材表（ 820） KA= 動(dòng)載荷系數(shù) KV 的初值 KVt 由教材圖（ 857）查得 KVt = 齒向載荷分布系數(shù) K? 由教材圖（ 860）查得 K? = 齒間載荷分布系數(shù) K? 的初值 K t? 在推薦值（ 07?? ～ 200 ）中初選 0? =16? ??? ??? ?? =[(1/Z1+1/Z2)]cos? +(1/? )Z1 d? tan? =[(1/25+1/75)]cos16? +(1/? )25tan16? =+ = ?? = ?? == 查教材表（ 821）得 K t? = 周振坤 :連續(xù)采煤機(jī)截割機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 22 則載荷系數(shù)的初值為 ： K= AVK K K K??== 彈性系數(shù) ZE,查教材表（ 822）得 ZE= 2/mmN 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) ZH，查教材圖（ 864）得 ZH= 重合度系數(shù) ?Z ，查教材圖（ 865） Z? = 螺旋角系數(shù) ?Z = ?cos = ?16cos = 接觸疲勞極限應(yīng)力 2lim1lim , HH ?? 查教材圖（ 869）得 1limH? =1500N/mm2 2limH? =1400N/mm2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 =60njLh =601(1630010)=109h N 2 = N1 /u=109/3=108h 則查教材圖（ 870）得接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù) z1N,z2N z1N= z2N=1 硬化系數(shù) zw 查教材圖（ 871）得 zw = 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) HS ，查教材表（ 827）得 HS = 許用接觸應(yīng)力 [ H? ]= limH? ZNZw/SH 則： [ 1H? ]=15001[ 2H? ]=14001故 d1 的設(shè)計(jì)初值 d1t 為 231 2 2 . 7 1 1 9 9 7 4 7 6 3 1 1 8 9 . 8 2 . 4 5 0 . 7 8 0 . 9 8()0 . 5 4 1 1 4 1 . 5td ? ? ? ? ? ?? ? ? 1td ? 法面模數(shù) mn= d1tcos? /Z1 =查表 83 取 mn=6 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 23 中心距 a=mn(Z1+Z2)/(2cos? ) =6(25+75)/(2cos16? ) = 圓整取 a=315mm 分度圓螺旋角 ? =cos1[mn(Z1+Z2)/2a] =cos1[6(25+75)/(2313)] = 小輪分度圓直徑的計(jì)算值 d1t＇ =mnZ1/cos? =625/= 小輪分度圓圓周速度 V= 60000/11 nd t?? =與估取 Vt 很相近 ,對(duì) KV 值影響不大 ,不必修正 ,取 KV = K t? = 齒間載荷系數(shù) K? ??? ??? ?? =[(1/Z1+1/Z2)]cos? +(1/? )Z1d?tan? =[(1/25+1/75)]? +(1/? )25 ? =+ = ?? = ?? = 查教材表（ 821）得 K? = 載荷系數(shù) K=KA KV K? K? == 小輪分度圓直徑 :d131tt kkd? = 取 d1=d1t＇ = 則大輪分度圓直徑： d2= nm Z2/cos? =675/? = 齒寬 b= d? 1mintd == 大輪齒寬 : b2=b,圓整取 b2=70mm 周振坤 :連續(xù)采煤機(jī)截割機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 小輪齒寬 : b1= b2+(5～ 10)=80mm (3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算： F? = ??YYYYmbdKT SaFan112 ?[ F? ] 當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1/ 3cos ? =25/ 3cos ? = Zv2=Zv1u=3= 由教材圖（ 867）查得 齒型系數(shù) YFa1= YFa2= 應(yīng)力修正系數(shù) YSa 由教材圖（ 868）查取 YSa1= YSa2= 重合度系數(shù) Y? =+? =+ = 螺旋角系數(shù) ???? ??Y= = 彎曲疲勞極限 limF? 查教材圖（ 872）得 limF? =950N/mm2 彎曲疲勞壽命系數(shù) YN,查教材圖（ 873）得 YN=1 尺寸系數(shù) YX 查教材圖 （ 874）得 YX= 安全系數(shù) SF 查教材表（ 827）得 SF= 許用彎曲應(yīng)力 [ F? ]= XNF YYlim? /SF 則許用彎曲應(yīng)力 [ F? ]=[1F?]= ][2F?=9501故 21 2 2 . 7 1 1 9 9 7 4 7 6 2 . 5 8 1 . 6 2 0 . 7 1 0 . 8 4 3 5 9 . 2 5 /8 0 1 5 6 . 5 6F N m m? ??? ? ? ? ? ??? 1[]F?? 2F? = 2 199747670 6????=][ 2F?? 所以齒根彎曲強(qiáng)度足夠。 (4)滾筒轉(zhuǎn)速 n 大多數(shù)連續(xù)采煤機(jī)的滾筒轉(zhuǎn)速一般為 35r/min~70r/min 之間，本設(shè)計(jì) 周振坤 :連續(xù)采煤機(jī)截割機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 14 參照 LN800 型連續(xù)采煤機(jī)選取 n 為 66r/min。截齒為鎬形截齒，由于齒柄是圓柱形，截齒的固定并不限制自身的旋轉(zhuǎn)，當(dāng)齒尖切入煤體后，受到煤壁的反力，自身便可轉(zhuǎn)動(dòng)某一角度。另外每個(gè)端部 20 個(gè)齒 ，每條截線上配置一個(gè)截齒 。外滾筒用花鍵與截割軸聯(lián)接，端盤用螺釘固定在外滾筒上。這種萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)允許軸線夾角可達(dá) ?? 45~35 ，承載能力和耐沖擊力較強(qiáng)，尺寸緊湊，磨損小，適合大中型機(jī)械設(shè)備。該采煤機(jī)采用的球籠式萬(wàn)向聯(lián)軸節(jié)的結(jié)構(gòu)原理簡(jiǎn)圖如下圖所示： 圖 25 聯(lián)軸節(jié)結(jié)構(gòu)原理圖 the structure chart of festival of the axle 星形套與 從動(dòng)軸 用花鍵聯(lián)接， 扭矩限制器輸出軸 通過(guò)法蘭盤聯(lián)接球形殼 。在輸入壓盤 4 與輸出套 6 之間安裝摩擦盤 5，并靠彈簧組件 7 的軸向正壓力使主動(dòng)件 4 與從動(dòng)件 6 通過(guò)摩擦片相互壓緊而輸出扭矩。在正常情況下，電機(jī)通過(guò)他驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中的齒輪，如果傳遞扭矩過(guò)大，該限制器的輸入輸出軸相對(duì)滑動(dòng)，從而限制了作用在電機(jī)主軸上的最 大扭矩，有效地保證電機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的安全。傳動(dòng)部分減速箱采用二級(jí)圓柱齒輪減速和一級(jí)圓錐齒輪減速。本設(shè)計(jì)中截割臂與機(jī)架的連接采用第二種方法 ,其鉸接形式如下圖所示 . 圖 22 銷軸鉸接形式 the axis hinge form 截割部電機(jī) 布置 及傳動(dòng)系統(tǒng) 設(shè)計(jì) 連續(xù)采煤機(jī)的截割部功率比較大，采用一套傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)要求元件尺寸比較大，難以保證精度。截割臂底部懸掛式的油缸在截割臂上方布置，滾筒向下截割時(shí)，油缸向外推，是大端工作，有利于周振坤 :連續(xù)采煤機(jī)截割機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 提供較大的截割推力，在最大截高不太大時(shí)采用這種結(jié)構(gòu)是合理的。 圖 21 截割剖面圖 drawing of cutting 圖 22 為同樣長(zhǎng)度截割臂割出的迎頭形狀，不難看出，在截高較高時(shí)，截割臂底部懸掛式割出的形狀是一個(gè)倒圓弧，是一種不穩(wěn)定形狀，而頂部懸掛式割出的形狀則緩和的多。另外，對(duì)于有自然發(fā)火危險(xiǎn)的礦井，煤體暴露多，帶來(lái)不安全隱患。一般煤層傾角不