【正文】 計》式250， T—軸所受轉(zhuǎn)矩， G—軸材料切變模量，對于鋼 —軸截面極慣性矩，對于圓軸， —一般傳動， 符合要求圖Ⅰ第五節(jié) 軸Ⅱ的設(shè)計計算一、選擇材料由于用于傳遞的載荷較大，耐磨，要求強度級韌性均較高所以選40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度：241HBS—286HBS 抗拉強度：屈服強度：彎曲疲勞極限：扭轉(zhuǎn)疲勞極限：許用靜應(yīng)力：許用疲勞應(yīng)力：二、初步估算軸徑疲考慮5%備用系數(shù)，d==120mm三、軸承選擇根據(jù)《機械設(shè)計手冊》—17，選取軸承代號：22224基本參數(shù)：d=120mm D=215mm B=58mm四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖所示，為便于軸承裝配，取裝軸承處直徑d=120mm，寬度b=120mm，裝齒輪處直徑d=130mm，長度L=225mm五、軸的受力分析徑向力：軸向力：.，六、彎曲強度和扭轉(zhuǎn)剛矩校核1.《機械設(shè)計》式245， 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，合金鋼許用彎曲應(yīng)力，符合要求 T—軸所受轉(zhuǎn)矩， G—軸材料切變模量，對于鋼 —軸截面極慣性矩，對于圓軸， —一般傳動。 總傳動比 i=，根據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》中表2111，取 ；； 計算得：； ； 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；軸Ⅰ：軸Ⅱ：軸Ⅲ：軸Ⅳ：滾筒軸：：液力偶合器效率： 滾子軸承的效率各級齒輪傳動的效率 滾筒軸的效率 軸Ⅰ:=軸Ⅱ:== 軸Ⅲ:==軸Ⅳ:= =滾筒軸：=電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550= ：軸Ⅰ:T=9550=軸Ⅱ: T=9550=軸Ⅲ: T=9550=軸Ⅳ: T=9550=滾筒軸：T=9550= 第四章 齒輪及軸的設(shè)計 第一節(jié) 圓錐齒輪的設(shè)計計算 一、選擇材料由吳宗澤主編《機械設(shè)計》表6表66選擇大小齒輪： 40Cr調(diào)質(zhì)鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度：241 286=686 MPa，＝490Mpa 8級精度二、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算項目計算說明及過程計算結(jié)果軸交角改變角度中點螺旋角通常，兩輪螺旋角相等，螺旋方向相反，選擇方向應(yīng)使小輪軸向力指向大端壓力角標(biāo)準(zhǔn)齒數(shù)z大端分度圓直徑=269mm載荷系數(shù)K原動機是電動機，K=K=設(shè)計齒輪許用接觸應(yīng)力= =640試驗齒輪接勞強度極限《機械零件設(shè)計手冊》圖1212=640接觸強度安全系數(shù)一般=1—=1分錐角外錐距=齒數(shù)比=3齒寬系數(shù)=齒寬=132 mm中點模數(shù)=11中點法向模數(shù)=10中點分度圓直徑=229mm=685mm中點錐距=371mm切向變位系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表14—7，==徑向變位系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表14—8，==頂隙=齒頂高其中齒根高12mm工作齒高大端模數(shù)全齒高25mm齒根圓直徑247mm798mm齒頂圓直徑300mm816mm當(dāng)量齒數(shù)40121端面重合度=參數(shù)參數(shù)參數(shù)參數(shù)齒根角齒頂角三、校核計算（一）、按齒面接觸疲勞強度校核；計算項目計算說明及過程計算結(jié)果校核公式=中點分度圓切向力《機械零件設(shè)計手冊》表1422使用系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表12—22動載荷系數(shù)其中= ， =《機械零件設(shè)計手冊》表14—24齒輪速度載荷分布系數(shù)參數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表14—25=載荷分配系數(shù)根據(jù)=節(jié)點區(qū)域系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖12—27彈性系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表12—24重合度系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖14—9，當(dāng)時，螺旋角系數(shù)參數(shù)=錐齒系數(shù)齒頂和齒根未修形壽命系數(shù)長期工作，取無限壽命潤滑油膜影響系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖12—25尺寸系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖12—17工作硬化系數(shù)由平均模數(shù)確定接觸強度最小安全系數(shù)按齒輪失效概率1%選取許用接觸應(yīng)力與實際接觸應(yīng)力比較==符合要求（二）、按齒根彎曲疲勞強度校核；計算公式載荷分布系數(shù)載荷分配系數(shù)重合度和螺旋角系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖12—22=復(fù)合齒形系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖14—25，14—26許用彎曲應(yīng)力=齒根應(yīng)力基本值《機械零件設(shè)計手冊》圖12—23630Mpa相對齒根圓角敏感系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》表12—25=相對齒根表面狀況系數(shù)齒根表面粗糙度確定=尺寸系數(shù)《機械零件設(shè)計手冊》圖12—25，=彎曲強度最小安全系數(shù)齒輪折斷損傷后果更嚴(yán)重，取較高值=許用與實際彎曲應(yīng)力比較符合要求第二節(jié) 斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算一、選擇材料由吳宗澤主編《機械設(shè)計》表6表66選擇大小齒輪： 40Cr調(diào)質(zhì)鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度：241 286=686 MPa，＝490Mpa 8級精度二、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算項目計算說明及過程計算結(jié)果計算公式齒數(shù)Z齒寬系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編表6—10，硬齒面齒輪，非對稱安裝使用系數(shù)《機械設(shè)計》表6—7動載荷系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—6b齒向載荷分布系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—8b齒間載荷分配系數(shù)《機械設(shè)計》查表6—8，齒面硬化，斜齒輪載荷系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—18應(yīng)力修正系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—19齒輪端面重合度《機械設(shè)計》圖6—12，6—13， 齒輪螺旋角初步取齒輪螺旋角系數(shù)重合度系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—20齒輪螺旋角系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—29齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力《機械設(shè)計》圖6—24彎曲疲勞壽命系數(shù)《機械設(shè)計》表6—13，尺寸系數(shù)《機械設(shè)計》圖6—25實驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù)《機械設(shè)計》式6—14彎曲疲勞強度安全系數(shù)《機械設(shè)計》表6—12彎曲疲勞許用應(yīng)力參數(shù)比較—A—BAB根據(jù)大齒進行疲勞強度計算代入公式《機械設(shè)計》6—12?。ū苊飧缮妫X輪分度圓直徑齒寬b齒頂圓直徑中心距a三、校核計算（一）、校核齒面接觸疲勞強度計算項目計算說明及過程計算結(jié)果接觸應(yīng)力圓周力使用系數(shù)，《新版機械設(shè)計手冊》第三卷=動載系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》－12=齒向載荷布系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》齒向載荷分配系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》，=節(jié)點區(qū)域系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》，=材料彈性系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》齒面接觸應(yīng)力接觸疲勞壽命系數(shù)按無限壽命設(shè)計，《新版機械設(shè)計手冊》工作硬化系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力齒輪的接觸疲勞安全系數(shù)安全（二）、按齒根彎曲疲勞強度校核計算項目計算說明及過程計算結(jié)果彎曲應(yīng)力載荷分布系數(shù)=載荷分配系數(shù)===復(fù)合齒形系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》復(fù)合齒形系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》重合度與螺旋角系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》相對齒根圓角 敏感系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》， 查，相對齒根表面狀況系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》，尺寸系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》得彎曲強度最小安全系數(shù)《新版機械設(shè)計手冊》=安全系數(shù)安全安全系數(shù)安全第三節(jié) 直齒圓柱齒輪設(shè)計一、選擇材料大小齒輪： 40Cr調(diào)質(zhì)鋼, 調(diào)質(zhì)處理， 硬度：241 286=686 MPa，＝490Mpa 8級精度 二、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算項目計算過程和說明計算結(jié)果分度圓直徑計算公式教材《機械設(shè)計》吳宗澤主編齒數(shù)Z齒輪模數(shù)m標(biāo)準(zhǔn)中心距a計算載荷系數(shù)K《機械設(shè)計》吳宗澤主編式6—4齒寬系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編表6—10，硬齒面齒輪，非對稱安裝=彈性系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編表6—9=1節(jié)點區(qū)域系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—14=重合度系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—12，6—13=1齒面接觸許用應(yīng)力齒輪寬度b實際接觸應(yīng)力應(yīng)力比較符合要求三、齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式齒形系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—18應(yīng)力修正系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—19重合度系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—20彎曲疲勞極限應(yīng)力《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—24彎曲疲勞壽命系數(shù)尺寸系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—25應(yīng)力修正系數(shù)《機械設(shè)計》吳宗澤主編圖6—25彎曲疲勞強度《機械設(shè)計》吳宗澤主編表6—12彎曲疲勞許用應(yīng)力參數(shù)比較——A——BAB根據(jù)大齒輪校核彎曲疲勞強度符合要求第四節(jié) 軸Ⅰ的設(shè)計計算一、選擇材料由于傳遞的載荷較大，耐磨，要求強度級韌性均較高所以選40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度：241HBS—286HBS 抗拉強度：屈服強度：彎曲疲勞極限：扭轉(zhuǎn)疲勞極限：許用靜應(yīng)力：許用疲勞應(yīng)力：二、 估算軸最小直徑 由轉(zhuǎn)矩估算軸頸 ——軸的許用轉(zhuǎn)應(yīng)力，N/，查《機械零件設(shè)計手冊》考慮5%備用系數(shù) 以及鍵的削弱作用，取 d==96mm三、軸承選取及校核查表《機械零件設(shè)計手冊》—17，選用調(diào)心滾子軸承 22220基本尺寸：d=100mm D=180mm B=45mm深溝球軸承6220基本尺寸：d=100mm D=180mm B=34mm四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖所示，為便于裝配軸承，取裝軸承處直徑d=100mm，長度b=300mm軸伸L=200mm五．軸的受力分析1. 圓弧齒錐齒輪受力 切向力 徑向力 軸向力 T—轉(zhuǎn)矩，T= 第二級：斜齒圓柱齒輪傳動。第一級：圓弧圓錐齒輪傳動第二級：斜齒輪傳動第三級：直齒輪傳動第二節(jié) 減速器傳動比的分配一、傳動比分配按前大后小的原則進行，相鄰兩級傳動比相差不易過大，且高速級傳動比略低于低速級的傳動比，這樣逐級減速，可使機構(gòu)較為緊湊。第三章 刮板輸送機傳動部的設(shè)計第一節(jié) 機頭傳動方案確定刮板輸送機機頭部動力傳遞順序為：電動機——液力偶合器——減速器——鏈輪合理的傳動方案首先應(yīng)該滿足工作機的性能（功率、轉(zhuǎn)速及運動方式等），另外由于煤礦井下空間有限，所以減速器應(yīng)該工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，使用維護方便。該SGZ1000/1400刮板輸送機設(shè)計長度為250m,輸送量2500t/h,裝機功率, 刮板鏈采用圓環(huán)鏈,溜槽間用啞鈴聯(lián)接,中部槽整體鑄焊封底溜槽,為滿足其功能的基本組合體，在運輸煤炭中起主導(dǎo)作用，一般由機頭傳動部，機頭過渡槽，機頭推移部，伸縮機尾液壓控制系統(tǒng)，中部槽，開口槽，調(diào)節(jié)槽，電纜槽，機尾過渡槽，刮板鏈，調(diào)節(jié)鏈，撥鏈器，機尾推移部，阻鏈器，機尾傳動部及附件組成，不同的主機只為了滿足使用要求，在個別零部件上稍有區(qū)別。第三節(jié) SGZ1000/1400刮板輸送機（重型）刮板輸送機是礦井運輸設(shè)備的主要組成部分，本輸送機完成工作面的運煤任務(wù)，適用于緩傾斜接近與水平出厚煤層長壁式經(jīng)濟綜采，還可用于回采工作面，近幾年由于采煤工藝的發(fā)展，在放頂煤回采工作面的應(yīng)用也越來越多，本輸送機適用與多種采煤機，液壓支架，轉(zhuǎn)載機，破碎機等配套使用，實現(xiàn)工作面綜合機械化。對于上面行走采煤機的大型刮板輸送機，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的耐磨性，延長使用壽命，降低摩擦系數(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