sgz10001400刮板输送机-本科论文.doc

前 言

毕业设计是高校教学中最后一个环节，它是在学生学习了一系列专业基础课程和专业课程，并且在实习、实践基础上，利用自己所学知识，结合生产实际，在老师指导、帮助下，自行设计与解决实际问题的过程。它是学生四年大学课程的一次全面总结和综合利用，通过毕业设计不仅可以巩固所学的专业知识，而且可接触实际，发现不足，开拓视野，在实践中检验和丰富所学知识，增强分析和解决问题能力，因此它是非常重要的一个环节。
随着社会主义建设与改革开放的深入，与在当前市场经济条件下激烈的竞争，一切企业必须进行深刻改革与创新，更对我们工程技术人员提出了严峻要求，我们不仅要有专业技术方面的能力，更要有经济头脑，我们所设计与提供的产品，将是更为轻巧、灵便、美观、经济的，所以我们在设计中要大胆革新，换新见解、新方案，紧密联系所学知识，向最优秀化靠近。
由于设计者水平、时间、资料有限，设计中错误在所难免，恳请各位老师指导。

摘 要

本次毕业设计以SGZ1000/1400刮板输送机为设计对象，主要设计有牵引部主要参数的确定；传动系统的设计；以及刮板链的强度校核、减速器内部传动系统的设计（包括齿轮设计和校核、轴的设计和校核等等）和箱体及其附属结构的设计。减速器设计中，首先计算出总传动比，然后进行合理分配，确定是几级；其次计算出各轴的转速和转矩，在设计确定出各轴的材料及其他参数，最后进行校合。
通过本次毕业设计，我发现我在大学四年里所学的知识有了更进一步的巩固与提高，不仅表现在分析和解决问题的能力方面，同时在理论联系实际的过程中我也变得更加纯熟，不再那么缺乏自信。
这次毕业设计是对我大学四年所学知识的一次全面的考察和检验。通过这次毕业设计，我受益良多。我不仅能够更加熟练的将自己所学的知识尽情的发挥和表达，同时也增强了我的社会交际能力，它使我学会怎样去和他人沟通和交流，怎样和同学们一起合作，怎样去发挥团队作用。这次毕业设计教会我很多，它将会使我受益终生。

关键词：刮板输送机；减速器；齿轮；刮板链；

Abstract

This graduation project take the SGZ1000/1400 scraper conveyer as the design object, the main design has the hauling department main parameter determination; Transmission system design; As well as scraper chain intensity examination, as well as reduction gear interior transmission system design (including gear design and examination, axis design and examination and so on) and box body and accessory structure design.In the reduction gear design, first calculates the overall ratio, then carries on the rational distribution, the determination is several levels; Next calculates various axes the rotational speed and the torque, determined in the design various axes the material and other parameters, finally carry on correct.
Through this graduation project, I discovered I the knowledge which studies in the university four years had further consolidating with the enhancement, not only displays in analyzes and solves the question ability aspect, simultaneously I also becomes in the apply theory to reality process more skillful, no longer that lacks self-confidently.
This graduation project is studies the knowledge to my university four years institute a comprehensive inspection and the examination.Through this graduation project, I profit a great deal.Not only I can more skilled the knowledge heartily display and the expression which studies own, simultaneously also strengthened my social intercourse ability, how does it cause me to learn to go to and other people communication and the exchange, how cooperates together with schoolmates, how plays the team role.This graduation project church I am very many, it will be able to cause me to profit life-long.

Key word: Scraper conveyer; Reduction gear; Gear; Scraper chain

目 录

前 言 i
摘 要 ii
Abstract iii
第一章 概 述 1
第一节 重型刮板输送机 1
第二节 国内外刮板输送机技术发展状况 1
第三节 SGZ1000/1400刮板输送机 2
第二章 牵引部主要参数的确定 3
第一节 计算重，空段的运行阻力 3
一、中部槽装煤量计算 3
二、计算重，空段的运行阻力 4
第二节 刮板链张力的计算 5
一、中部槽弯曲段的中心角 5
二、刮板链张力的计算 6
三、刮板链的预紧力和紧链力计算 7
四、计算牵引构件牵引力 7
第三节 计算所需电动机功率 8
第四节 刮板链的安全系数校核 9
第三章 传动系统设计的总体设计 10
第一节 结构方案确定 10
第二节 传动比的分配计算 10
一、传动比分配 10
二、计算传动装置的运动和动力参数 11
第四章 齿轮及轴的设计 13
第一节 圆锥齿轮的设计计算 13
一、选择材料、热处理、齿轮精度等级、齿数等 13
二、按齿面接触疲劳强度设计 13
三、校核计算 16
第二节 斜齿圆柱齿轮设计计算 19
一、选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力 19
二、按齿面接触疲劳强度设计 20
三、校核计算 22
第三节 轴的设计计算 26
一、选择材料 26
二、 估算轴最小直径 26
三、轴承选取 27
四、轴的结构设计 27
五、按弯曲许用应力计算 28
六、安全系数校核计算 31
七、求综合影响系数 33
第五章 联轴器的选择 34
第六章 轴承及键的设计计算 35
第一节 轴承的设计计算 35
第二节 键联接的选择及校核计算 35
第七章 减速器箱体的设计 36
一、减速器箱体得结构设计及材料的选择 36
二、箱体的尺寸计算 36
三、减速器附件的选择 37
第八章 SGZ1000/1400刮板输送机的主要零部件及作用 38
一、机头传动部和机尾传动部 38
二、机头架 38
三、联接罩及联接盘 39
四、链轮组件 39
五、液压紧链装置 40
六、压链块 40
七、舌板 拨链器 垫块及支座 40
八、过渡槽 40
九、中部槽 40
十、开口槽 41
十一、调节槽 41
十二、抬高槽 41
十三．刮板链及调节链 41
十四、机头左 右挡板 41
十五、组装挡板及其特点和作用 41
十六、组装铲煤板及其特点和作用 42
十七、机头机尾推移部合计为推移部 42
十八、推进系统的特点和作用 43
十九、组装销轨及特点和作用 43
第九章 输送机与配套设备安装及运行 44
一、输送机下井需要注意的事项 44
二、输送机在工作面安装前的准备工作 44
三、输送机的拆出 44
四、安装后的检查及试运转 45
五、刮板输送机的运行 45
第十章 输送机的维护与润滑 47
第一节 输送机的维护 47
一、每班检查 47
二、每日检查 47
三、每周检查 48
四、每月检查 48
五、每季检查 48
六、每半年检查 48
第二节 工作面刮板输送机的润滑 48
第十一章 常见故障及处理方法及贮藏 49
一、常见故障及处理 49
二、输送机的贮藏 50
结束语 51
参考文献 52
英语文献 53
翻译部分 58
致 谢 61

vi

太原理工大学阳泉学院----毕业设计说明书

第一章 概 述

第一节 重型刮板输送机

本世纪80年代中期以后，世界各先进产煤国家竟相致力于工作面刮板输送机整机性能的完善和元部件可靠性的提高，成功的研制了各种大运量，高强度，高可靠性，长寿命的工作面刮板输送机和配套运输巷自移转载机，促进了高产高效，强化集中生产工作面作业的形成，使工作面日产煤愈万吨，综采效率，安全水平迅速提高。
我国现已成为世界上年产煤量最高的国家，到本世纪末要建成100个高产高效矿井，面临着加速发展机械化，增加产量，提高效率，改善安全和建设现代化矿井的历史任务。我国的矿井机械研究，设计与生产部门，认真借鉴，吸收了国外先进技术和管理经验，已设计制造出适合我国国情的新一代能力大，性能好，寿命长的重型刮板输送机。国内研究的日产煤7000t综采工作面成套设备已通过工业性试验和技术鉴定，日产万吨的综采成套设备正在研制中。

第二节 国内外刮板输送机技术发展状况

在不断提高工作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。如采用中双链，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—31000型软启动刮板输送机为例，其装机容量为3750KW，中双链，溜槽为轧焊结构，溜槽高355mm，内宽1200mm，溜槽间联接件为哑铃销，联接强度达到400t以上，运输能力可达4500t/h，在美国科罗拉多州塞浦露斯20英里矿与郎艾道公司制造的EL3000型安德森电牵引采煤机配合，于1997年6月创造月产990361t的世界记录。
我国采煤工作面刮板输送机及运输巷转移机，自70年代中期引进国外143套综采设备以来，十余年间，基本上还停留在消化，控制与巩固阶段，总体技术水平还处于国外70年代中后期水平。工作面刮板输送机输送能力一般为600—800t/h，运距为160—180mm，安装功率为，中部溜槽过煤仅为100万t左右。工作面刮板输送机事故占综采三机事故率的40%。国内虽在“七五”期间开发研制了SGZ830/500型刮板输送机（输送能力为1000t/h）及配套运输巷转载机，破碎机，技术水平仍只相当于国外80年代初期水平。我国工作面水平输送机的这种状态远远不能满足我国煤炭生产的要求，制约了高产高效采煤综合机械化生产的发展。90年代以来，煤炭工业部组织实施了研制开发日产7000t高产高效采煤综合机械化成套设备攻关项目，由煤炭科学研究总院太原分院设计，西山煤矿机械一厂试制成功SGZ880/2400型中双链交叉侧缷重叠封底溜槽刮板输送机，张家口煤矿机械厂也研制了SGZ800/800(750)型重型刮板输送机，为我国高产高效综采工艺技术跨上新台阶，进而实现日产万吨的工作面，缩短与国外先进水平的差距，为逐步实现高产高效综采成套设备国产化积累了经验，创造了条件。

第三节 SGZ1000/1400刮板输送机

本次设计以SGZ1000/1400刮板输送机为设计对象，刮板输送机是矿井运输设备的主要组成部分，本输送机完成工作面的运煤任务，适用于缓倾斜接近与水平出厚煤层长壁式经济综采，还可用于回采工作面，近几年由于采煤工艺的发展，在放顶煤回采工作面的应用也越来越多，本输送机适用与多种采煤机，液压支架，转载机，破碎机等配套使用，实现工作面综合机械化。其主要优点是运输量大，结构强度高，适应性强，价格便宜。
输送机设计长度为250m,输送量2500t/h,装机功率,刮板链采用圆环链,溜槽间用哑铃联接,中部槽整体铸焊封底溜槽,为满足其功能的基本组合体，在运输煤炭中起主导作用，一般由机头传动部，机头过渡槽，机头推移部，伸缩机尾液压控制系统，中部槽，开口槽，调节槽，电缆槽，机尾过渡槽，刮板链，调节链，拨链器，机尾推移部，阻链器，机尾传动部及附件组成，不同的主机只为了满足使用要求，在个别零部件上稍有区别。

第二章 牵引部主要参数的确定

第一节 计算重，空段的运行阻力

一、中部槽装煤量计算；
中部槽装煤的动堆积角按30。装煤断面F按图示1-1的形状，从几何关系可得：

按给定条件，所需中部槽的装载断面, 计算如下：

其中：—中部槽的装载断面
—采煤机或刨煤机的生产能力
（
其中：a—每次截深
D—截割部滚筒直径 取）
—刮板链速度 1.31
—采煤机或刨煤机牵引部速度 15
—装满系数 取
—物料的散碎密度
所以

由上计算知，当采煤机的运行方向与刮板链运行方向相同时，中部槽的装煤断面能够承受。
当采煤机的运行方向与刮板链运行方向相反时，可以适用为简化计算，中部槽的单位长度上的装煤量只按链速计算，
即：

其中：—中部槽的单位长度上的装煤量
—采煤机或刨煤机的生产能力
—刮板链速度
∴ =164.36
二、计算重，空段的运行阻力
计算重，空段的运行阻力，在重段直线段运行的总阻力为：

在空段直线段运行的总阻力为：

式中：—重段直线段运行的总阻力 N
—空段直线段运行的总阻力 N
—中部槽的单位长度上的装煤量
—刮板链单位长度的质量 48.5
—刮板输送机的长度 m
—煤在槽内运行的阻力系数 取=0.8
—刮板链在槽内运行的阻力系数 取=0.4
—重力加速度 取g=9.8
—倾斜角度
所以： =369675.6 N
=47530 N

第二节 刮板链张力的计算

一、中部槽弯曲段的中心角
按弯曲段的几何关系，求中部槽弯曲段的中心角

R —弯曲段的半径 m
L—标准中部槽长 取L=150m
—相邻两节中部槽间的最大折曲角 取=
所以： =28.65m
计算弯曲段全长：
计算弯曲段中心角；

二、刮板链张力的计算：
确定最小张力点：

所以：判断刮板链最小张力点在“1”点；
从“1”点开始，用逐点计算法求各点的张力，有如下关系

式中：—各分段的直线阻力；
—(2-3)段的弯曲附加阻力；
—重段全长的直线阻力
—空段全长的直线阻力
e —自然对数的底；
f — 刮板链与槽帮间的摩擦系数；
—弯曲段的中心角。
取最小张力为 0，按弯曲段距工作面上端5m，用逐点计算法求刮板链在各点的张力为：

三、刮板链的预紧力和紧链力计算：
（一）预紧力按下式计算：

在本设计中，取： 四点
所以 ：

（二）紧链力计算：
本设计中采用42146C级圆环链，链的刚度：N
取

四、计算牵引构件牵引力；
计算牵引构件牵引力公式如下；

式中； —牵引力 N
—牵引构件与驱动轮相遇点的张力 N
—牵引构件与驱动轮分离点的张力 N
—牵引构件绕经驱动轮的阻力系数，取=0.045

上端驱动牵引构件牵引力；

下端驱动牵引构件牵引力；

因为；，取最大值，所以；牵引力为271783.75N

第三节 计算所需电动机功率

上端驱动电机功率：

式中： —上端驱动电机功率
—牵引构件绕经驱动轮的阻力系数 取
—牵引构件的运行速度
—传动系统的效率 取
=295.4675295
下端驱动电机功率：

将上式功率计算值各加15%的备用量：

上端驱动电机功率为339kw，下端驱动电机功率为482kw，因此配备2700kw电动机双头驱动可满足，所以YBSD-700/350-4/8可以满足需求。

第四节 刮板链的安全系数校核

刮板链的安全系数，查得42146的C级圆环链的破断拉力为2200KN，中双链负荷分配不均系数0.9；

式中； —链条的安全系数，一般为n≧3.5
—双链负荷不均匀系数，边双链取0.85，中双链可大些，取0.9
—一条链条的破断拉力 取=1270N
—刮板链的最大静张力
所以；
≧3.5
经以上计算知；所选刮板输送机，在给定条件下能适用。

第三章 传动系统设计的总体设计

第一节 结构方案确定

合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，此外还应使传动装置的结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便，它能通过分析比较多种传动方案，选择出能保证重点要求的最佳传动方案。
在本次传动方案的确定当中，任务书所给资料中已给定电动机型号，减速器由于用在采煤工作面上，在巷道中空间比较狭窄，减速器需和刮板输送机并列安装工作，所以用圆锥齿轮来改变动力方向。由于减速器用于大功率运输煤，传动比比较大所以选择三级传动，第一级改变方向选用圆锥齿轮传动，由于传递扭矩大、受力大所以第二、三级选用斜齿轮传动如下；
第一级：圆锥齿轮传动（高速级）
第二级：斜齿轮传动
第三级：斜齿轮传动（低速级）
由于设计长度，输送量和电机功率以及其他前提因素所以选择溜槽宽1000mm，各溜槽如中部槽，开口槽等再详细选择。此输送机根据资料给定采用双速电动机，为满足矿井输送量，采用双电机各分布在机头部，机尾部，需与减速器同刮板输送机并列安装工作。
第二节 传动比的分配计算；

一、传动比分配
按前大后小的原则进行，相邻两级传动比相差不易过大，且高速级传动比略低于低速级的传动比，这样逐级减速，可使机构较为紧凑
第一级：圆锥圆柱齿轮传动。
第二级：斜齿圆柱齿轮传动。
第三级：斜齿圆柱齿轮传动。
总传动比 i=39.326
对于圆锥—圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮处于高速级为使大圆锥齿轮的尺寸不至过大，圆锥齿轮传动的传动比并尽量使，以保证大锥齿轮尺寸不至过大，圆弧齿轮传动一般安排在高速级，考虑润滑条件和减速器箱体的大小，所以必须使两级大齿轮直径相近，取，取,

故：
二、计算传动装置的运动和动力参数；
各轴的转速；
轴Ⅰ：
轴Ⅱ：
轴Ⅲ：
轴Ⅳ：
滚筒轴：
各轴的输入功率：
联轴器的效率： 滚子轴承的效率
各级齿轮传动的效率 滚筒轴的效率
轴Ⅰ:=
轴Ⅱ:==658.77kw
轴Ⅲ:==626.23kw
轴Ⅳ:= =595.29k
滚筒轴：=577.55kw
各轴的输入转矩；
电动机轴的输出转矩
T=9550×=4547.6
轴Ⅰ:T=9550×=4502.1
轴Ⅱ: T=9550×=13016.2
轴Ⅲ: T=9550×=52957.6
轴Ⅳ: T=9550×=154023.8
滚筒轴：T=9550×=149433.8
将以上计算结果列表如下：
轴名
功率（kw）
转矩（）
转速(r/min)
传动比
效率
电动
机轴
700
4547.6
1450
1
0.99
Ⅰ轴
693
4502.1
1450
3
0.97
Ⅱ轴
658.77
13016.3
483.34
4.28
0.97
Ⅲ轴
626.23
52957.6
112.93
3.06
0.97
Ⅳ轴
595.29
154023.8
36.91
1
0.96
滚筒轴
577.55
149433.8
36.91

第四章 齿轮及轴的设计

第一节 圆锥齿轮的设计计算

一、选择材料、热处理、齿轮精度等级、齿数等
由吴宗泽主编《机械设计》表6-5、表6-6选择
小齿轮： 40Cr,调质处理，硬度：241- 286
=686 MPa，＝490MPa
大齿轮： ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度:-
=MPa，＝539MPa
精度等级：估算圆周速度约为18m/s，选择5级精度（用于高速和大功率适度条件下的齿轮，用于冶金，矿山等工程机械）。
小齿轮按常规范围取; ,由 得；
;
实际从动轴转速；
转速相对误差；
二、按齿面接触疲劳强度设计；
计算项目
计算说明及过程
计算结果
初步确定小
齿轮直径

转矩T
T=9550N·m
T=4547.6 N·m
齿宽系数
由吴宗泽主编《机械设计》表
6—10查得；软齿面齿轮，非
对称安装取齿宽系数
=0.4
使用系数
由《实用机械设计手册》第二
版表9.1—26查得使用系数
=1.35
载荷分布系
数
由《实用机械设计手册》第二
版表9.2—6查得圆锥齿轮载荷
分布系数
=1.10
齿轮的接触
疲劳极限应
力
由《实用机械设计手册》第二
版表9.1—12查得齿轮的接触疲
劳极限应力

齿轮的弯曲
疲劳极限应
力
由《实用机械设计手册》第二
版表9.2—6查得齿轮的弯曲疲
劳极限应力

齿数比

=3
齿轮分度圆
直径

=303mm
模数m
（查吴宗泽主编《机械设计》表6-1取14）
m=14
齿轮分度圆
直径

分锥角

=
分锥角

外锥距R

R
齿宽 b

b =
圆周速度

齿宽中点分度
圆直径

齿宽中点分度
圆直径

齿宽中点模
数

高度变位系
数x

切向变位系
数

齿顶高

齿根高

齿高

三、校核计算
（一）、按齿面接触疲劳强度校核；
计算项目
计算说明及过程
计算结果

切向力

材料弹性系数

由《实用机械设计手册》第二
版表9.1—30查得

动载荷系数
根据精度等级
由《实用机械设计手册》第二版查图9.2-3得，
取

计算接触应力

接触疲劳寿命系数

按无限寿命设计查《实用机械设计手册》
第二版图9.1-11得

工作硬化系数

因大小齿面都是软齿面所以查《实用机械设计
手册》第二版图9.2-4得

齿轮的接触疲劳极限应力

齿轮的接触疲劳安全系数

安全
（二）、按齿根弯曲疲劳强度校核
计算项目
计算说明及过程
计算结果

小齿轮当量齿数

大齿轮当量齿数

小齿轮齿形系数
根据当量齿数查《实用机械设计
手册》第二版图9.2-2得其值再乘修正系
数1.15；

大齿轮齿形系数
根据当量齿数查《实用机械设计
手册》第二版图9.2-2得其值再乘修正系
数1.15；

相对应力集中系数

查《实用机械设计手册》第二版
图9.2-5得

相对应力集中系数

查《实用机械设计手册》第二版
图9.2-5得

弯曲疲劳寿命系数

按无限寿命设计，查《实用机械设计
手册》第二版图9.1-17得

弯曲疲劳尺寸系数

查《实用机械设计手册》第二版
图9.1-16得

弯曲应力

弯曲应力

齿轮的弯曲疲劳极限应力

齿轮的弯曲疲劳极限应力

齿轮的弯曲疲劳安全系数

安全

齿轮的弯曲疲劳安全系数

安全

第二节 斜齿圆柱齿轮设计计算

一、选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力
参考《新版机械设计手册》第三卷表16.2-59，选择齿轮的材料为
小齿轮：38SiMnMo，调质，硬度320-340HBS
大齿轮：35SiMn，调质，硬度280-300HBS
由《新版机械设计手册》第三卷图16.2-17，及《新版机械设计手册》第三卷图16.2-26查得

二、按齿面接触疲劳强度设计；
计算项目
计算说明及过程
计算结果
初步确定中心距

小齿轮传递的转矩

载荷系数K

考虑齿轮对称轴承布置，冲击负荷
较大，故取K=1.5

K=1.5

齿宽系数

由吴宗泽主编《机械设计》表
6—10查 取得

齿数比u

u=4.28

许用接触应力
按《新版机械设计手册》第三卷
表16.2-33：
取最小安全系数=1，按大齿轮
计算

=691

确定中心距a

圆整为标准中心距 =510mm

a

模数
按经验公式取标
准模数

初取螺旋角

初取

小齿轮齿数

取

大齿轮齿数

精求螺旋角

所以

断面模数

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

齿宽b

b

三、校核计算
（一）、校核齿面接触疲劳强度
计算项目
计算说明及过程
计算结果

接触应力

圆周力

使用系数
由《新版机械设计手册》第三卷
查表16.2-36得，=1.0
=1.0
动载系数
由《新版机械设计手册》第三卷见
式16.2－12求得=1.3
=1.3

齿向载荷分布系数

由《新版机械设计手册》第三卷按表16.2-40

齿向载荷分配系数：
按，由《新版
机械设计手册》第三卷查表16.2-42，=1.1

=1.1
节点区域系数
按，x=0，由《新版
机械设计手册》第三卷查图16.2-15，=2.38

=2.38

材料弹性系数

由《新版机械设计手册》第三卷查表16.2-43

当量齿数

当量齿数

齿轮端面重合度
按 从《新版机械设计手册》第三卷图16.2-10查得

齿轮端面重合度
按 从《新版机械设计手册》第三卷图16.2-10查得

当量齿轮端面重合度

1.64

齿轮端面重合度
按 查《新版机械设计手册》第三卷图16.2-1得

重合度与螺旋角系数
按1.64，，，查图16.2-16得

齿面接触应力

接触疲劳寿命系数

按无限寿命设计查《实用机械设计
手册》第二版图9.1-11得

工作硬化系数

因大小齿面都是软齿面所以查《实用机械设计
手册》第二版图9.2-4得

齿轮的接触疲劳极限应力

齿轮的接触疲劳安全系数

安全

（二）、按齿根弯曲疲劳强度校核
计算项目
计算说明及过程
计算结果

弯曲应力

载荷分布系数

=

载荷分配系数

==1.1

=1.1

复合齿形系数

按查《新版机械设计手册》第三卷图16.2-23得

复合齿形系数

按查《新版机械设计手册》第三卷图16.2-23得

重合度与螺旋角系数

按1.64，查《新版机械设
计手册》第三卷图16.2-25得

弯曲应力

弯曲应力

寿命系数

按无限寿命设计，查《实用机械设计
手册》第二版图9.1-17得

相对齿根圆角敏感系数

由《新版机械设计手册》第三卷图
16.2-23知， 查
表16.2-48，得

相对齿根表面状况系数

查《新版机械设计手册》第三卷表
16.2-71，齿面粗糙度
按式16.2-21得

尺寸系数

查《新版机械设计手册》第三卷图
16.2-28得

弯曲强度最小安全系数
查《新版机械设计手册》第三卷
表16.2-46取=1.6
=1.6

安全系数

安全

安全系数

安全

第三节 轴的设计计算

一、选择材料
由于用于传递的载荷较大，耐磨，要求强度级韧性均较高所以选40Cr钢，热处理，调质，
硬度：241HBS—286HBS ,
抗拉强度：
屈服强度：
弯曲疲劳极限：

二、 估算轴最小直径
由吴宗泽主编《机械零件设计手册》式（2-44）有：

式中 ——轴的计算直径，mm
P——轴传递的功率，kw
n——轴的转速，n/min
c——与轴材料有关的系数
——切应力，MPa
——许用切应力，MPa
由吴宗泽主编《机械零件设计手册》表2-6得
切应力，材料系数C=100MPa。
本式求出的直径，作为承受转距作用的轴段的最小直径，当轴上开有键槽时，应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。
所以；当直径时，单键应增加3%。

将轴劲圆整为标准直径查吴宗泽主编《机械零件设计手册》表6.1-1得
=260mm
三、轴承选取；
根据轴颈又由该轴主要受径向力，所以选用调心滚子轴承，根据《新版机械设计手册》第三卷表20.6-17选取轴承型号；23052
d=260mm， B=104mm， D=400mm。
四、轴的结构设计

轴结构由轴上各零件及在箱体中的位置，设计时既要满足强度要求，也要保证轴上零件的定位和固定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以轴一般都做成阶梯行。
此轴上有两个支撑轴承，按有一个大齿轮和箱体安装空余段，齿轮和轴承之间的轴肩和与链轮相连接的预留空段，所以此轴共分六段如图3－1；
两个调心滚子轴承，宽度为内径为 。大齿轮轮毂宽为，内径，所以取=370mm，轴肩
五、按弯曲许用应力计算；
a. 画出轴的空间受力简图，将齿轮受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图3－2 a所示。
b. 齿轮直径：
转矩：
圆周力:
径向力：
轴向力：
c. 画出水平面受力图，计算支点反力，画水平面弯矩图，见图3-2 b,c所示。
考虑到C和D截面处为可能危险截面，计算出C和D处的弯矩。
支承反力：

∴，
C点弯矩：
D点弯矩：
d.画出垂直面受力图，计算支点反力和C.D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图3－2 d，e所示。
支承反力：

C点弯矩：
D点弯矩：
e ．求合成弯矩，画出合成弯矩图，如图3－2 f所示。
c点合成弯矩：
d点合成弯矩：
f．画出转矩图；如图 3－2 g所示。
g．计算C.D处当量弯矩，画出当量弯矩图，如图 3－2 h所示。

式中 是根据转矩产生应力的应力循环特性差异而定的应力校正系数，
取
∴
h．校核轴的强度；根据弯矩大小及轴直径选定C.D两截面进行强度校核。
由吴宗泽主编《机械零件设计手册》表2-5得，当40Cr钢
按表2-7用插入法得，
C截面当量弯矩应力（因C截面有键槽，考虑到对轴强度削弱影响，故d要乘上0.95）
D截面当量弯矩应力
C和D两截面均安全。
3－2
六、安全系数校核计算：
a．初步分析，C，D两截面有较大的应力和应力集中，确定其为危险截面进行安全系数校核
由吴宗泽主编《机械零件设计手册》表2-5查得40Cr钢的
由吴宗泽主编《机械零件设计手册》由表2-2查得等效系数，。
b．求C截面的应力。
由前述求得C截面得合成弯矩
转矩，因C截面处有键槽故由吴宗泽主编《机械零件设计手册》附录表7可得抗弯截面系数W和抗扭截面系数计算公式及结果为：（按轴直径 ）；

弯曲应力幅：
弯曲平均应