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中國礦業(yè)大學07屆本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 第 71 頁
1 緒 論
用鉆眼爆破法掘進巷道時,工作面爆破后碎落下來的煤巖需要裝載到運輸設備中運離工作面,實現(xiàn)這一功能的設備統(tǒng)稱為裝載機械。
1.1裝載機械概述:
裝載機械按行走方式分為軌輪式、履帶式、輪胎式和雪橇式。按作業(yè)過程的特點分為間隙動作式和連續(xù)動作式兩大類。間隙動作式是工作機構攝取物料時間隙動作的裝載機,主要有耙斗裝載機、后卸式鏟斗裝載機和側卸式鏟斗裝載機等三種形式。連續(xù)動作的裝載機主要有扒爪裝載機、立爪裝載機、扒立爪裝載機、圓盤式裝載機和振動式裝載機等。
扒立爪裝載機由于該機采用兩套工作機構，使其結構復雜。為保證機體的縱向平衡，須加長機身和質(zhì)量，導致設備在井下調(diào)動的靈活性降低。
挖斗裝載機:WZ160型挖斗裝碴機為軌輪式，是吸收國內(nèi)外先進技術開發(fā)研制的一種新型、高效、節(jié)能的工程機械。該機適用于礦山、鐵路隧道、水工涵洞、國防工程等部門?？蛇B續(xù)進行挖掘、扒取巖碴、運輸?shù)剿笫降V車和其它轉載設備。這一連續(xù)的生產(chǎn)過程具有裝載平穩(wěn)、控取范圍大、不會灑料、高效、連續(xù)性等特點。WZ160挖斗裝碴機都采用了電—液—機傳動。其行走和巖碴的刮板運輸為液壓馬達驅(qū)動機械傳動件進行運動。工作機構的大臂、小臂、回轉油缸、挖斗的運動全部由液壓油缸驅(qū)動。集中的液壓操縱臺控制著液壓系統(tǒng)的工作。液壓系統(tǒng)的合理布局使維修方便，電氣和液壓系統(tǒng)的保護系統(tǒng)能使該機能連續(xù)平穩(wěn)地工作。該機適用于3m╳2.8m（寬╳高）以上的巷道斷面。工作場地水位低于軌面，要求工作面排水情況良好。為使整機在巷道墻壁的距離不小于1000mm，地面軌道應平整，不應下沉，工作環(huán)境溫度5～40oC。該機一般以裝載塊度在750mm╳800mm以上，寬度為7.5m、4.5m、3m等系列型號機型，以滿足不同施工條件的需要。同時，此設備主電機、控制柜及相應的電控元件可防爆產(chǎn)品，使之能應用于防爆要求的施工環(huán)境。
履帶挖斗裝載機（扒渣機）:LWL-180E履帶式挖斗裝載機是一種連續(xù)生產(chǎn)高效率的裝載機。主要適用于鐵路隧道、公路隧道及礦山、水利、國防等工程的裝載作業(yè)，(隧洞斷面必須為3x3m以上的大、中型巷道)。該機采用LW180E型軌輪式挖斗裝載機上獨特的反鏟系統(tǒng)(包括鏟斗、小臂、大臂、動臂)來扒取(挖掘)巖石，并通過自身的刮板運輸機構進行輸送到自卸汽車、梭式礦車或其它運礦設備中去。該機采用全液壓傳動，先導閥操作，工作平穩(wěn)，沖擊力小，其主要液壓件可根據(jù)用戶要求使用進口產(chǎn)品。整機結構緊湊、性能可靠，可在潮濕有積水的巷道里工作，可以全斷面裝巖，不留死角，并且可以開挖巷道兩邊的水溝。無需人工輔助清底裝巖。
1.2裝載機械的發(fā)展
20世紀初,美、英等國開始使用裝載機代替手工業(yè)。50年代,裝載機已大量推廣并發(fā)展成若干品種,其中使用最多的是后卸式裝載機和扒爪裝載機, 我國于50年代初使用使用后卸式裝載機和扒爪裝載機60年代研制把斗裝載機,70年代研制成功側卸式裝載機,與鑿巖巖臺車配套使用。裝載機械的發(fā)展與掘進斷面的大小及被裝物料的特性密切相關。隨著掘進斷面的增大,在大斷面巷道中多采用側卸式鏟斗裝載機,且向大功率、大容量方向發(fā)展。此外,正探索裝載機械向一機多能方面發(fā)展,如在裝載機上增加鉆臂等。
1.3選題意義：
采煤機的裝備水平是煤礦技術水平的重要標志之一。采煤機械的選用取決于煤層的賦予條件、采煤方法和采煤工藝，而采煤機械的技術發(fā)展又促進了采煤方法和采煤工藝的更新。
隨著采煤工作面綜合機械化程度的提高，要求巷道的掘進速度加快，以保證采掘比例協(xié)調(diào)和礦井的高產(chǎn)穩(wěn)步。
國內(nèi)平巷掘進廣泛采用鉆眼爆破法掘進設備。為提高掘進機械化水平，除選用適用、可靠的單項設備外，還必須考慮設備的配套，以形成機械化作業(yè)線。其主要形式之一就是以耙斗裝載機為主的機械化作業(yè)線：氣腿式鑿巖機鉆鑿炮孔，耙斗裝載機把巖石耙入轉載機或礦車，巷道支護采用錨桿安裝機和混凝土噴射機。該作業(yè)線實現(xiàn)鑿孔和裝載平行作業(yè)，爆破后先把迎頭的巖石迅速扒出，即能進行鑿巖作業(yè)，與此同時可將尾輪懸掛在左、右?guī)蜕线M行鑿巖作業(yè)，縮短了掘進循環(huán)時間，在國內(nèi)煤礦廣泛使用。
由于采煤機械裝備水平日益提高，要求巷道掘進速度相應加快，小型耙斗裝巖機已不能滿足這一要求，通過對生產(chǎn)率、工作工況等的分析，我們設計出了大型耙斗裝巖機。它對巷道的適應性好，結構簡單、操作方便、價格低廉、生產(chǎn)率高、工作可靠、運輸方便等優(yōu)點。
2 耙斗裝巖機工作原理及總體方案設計
2.1裝巖機工作原理及結構概述。
PB系列耙斗裝巖機
PB系列耙斗裝巖機具有效率高、結構緊湊、應用范圍廣等特點。用于巷道掘進中配合礦車進行裝巖。不僅可以在30度以下上山、下山巷道裝巖，還可以進行掘進工序的平行作業(yè)，提高掘進速度，是實現(xiàn)巷道掘進機器化的主要機械設備之一。型號組成及含義如下:
耙斗裝巖機如圖2-1所示,是通過絞車的兩滾筒，分別牽引主繩、尾繩，使耙斗作往復運動，耙斗把巖石扒進料槽，自料槽尾部的卸料口卸料入礦車，從而實現(xiàn)裝巖。
???? 耙斗裝巖機主要由固定楔、耙礦滑輪、耙斗、傳動部分、（包括操縱機構、臺車、絞車）導向輪，料槽、進料槽、前擋板、連接槽、中接槽、卸料槽以及電氣部分等組成，各主要部件的功用和結構簡述如下：
圖2-1
1、固定楔 2、尾輪 3、鋼絲繩 4、耙斗 5、礦車 6、軌道
7、導向輪 8、絞車 9、操縱機構 10、 臺車 11、擋板
12、簸箕口 13、升降裝置 14、中間槽 15、卸載槽
各主要部件的功能如下:
1固定楔－固定在迎頭上，用以懸掛耙礦滑輪。固定楔分硬巖固定楔、軟巖固定楔兩種，前者用于硬巖，后者主要用于軟巖，也可用于硬巖。硬巖固定楔由一個楔體和一個緊楔組成；軟巖固定楔則由一個緊楔和一個楔部帶錐套的鋼絲繩環(huán)組成。軟巖固定楔比硬巖固定楔長一些。
2、耙礦滑輪－掛在固定楔上，用以引導尾繩，使耙斗返回迎頭。它主要由側板、繩輪、心軸、吊鉤零件組成。
3、耙斗－在主繩、尾繩的牽引下，往復運動，扒取巖石。根據(jù)平斜巷道角度，可調(diào)耙斗前端與鋼繩連接的高度，以改變耙斗傾角，使之適用于平巷或斜巷。耙齒磨損后可調(diào)換。每臺裝巖機配有耙斗一個。
4、操縱機構－由兩組操縱桿、拉桿、連桿、調(diào)整螺桿等組成，調(diào)整螺桿的一端與絞車閘帶相連，通過操縱桿控制閘帶的開合，對絞車的兩個滾筒進行分別的操縱。
5、絞車－由電動機、減速機及兩個行星滾筒及兩組制動器組成。兩組制動器實際上起著兩組離合器的作用。分別對兩個滾筒進行控制。 工作時，剎緊工作滾筒的閘帶，使內(nèi)齒輪停止轉動，行星齒輪在太陽輪的帶動下沿內(nèi)齒輪滾動，從而借行星輪回帶動滾筒轉動，牽引耙斗。
圖2-2
回程時，松開工作滾筒的閘帶，剎緊空載滾筒的閘帶，依上述原理，尾繩把耙斗牽回扒巖處。由于二個滾筒中齒輪齒數(shù)不同，二個滾筒轉數(shù)也就不同。空載滾筒比工作滾筒有較高的轉速。為防止停車后滾筒慣性轉動而引起鋼絲繩起圈亂繩，在兩個滾筒的邊緣還安有兩組輔助剎車。絞車的傳動如圖2-2所示。
6、臺車－由車架、車輪、彈簧碰頭（木碰頭）等組成，它是裝巖機的機架及同行走部，它承載裝巖機的全部重量。在臺車安裝絞車、操縱機構，并安有支撐中間槽的支架和支柱、臺車前后部掛有四套卡軌器，作為固定裝置。
7、導向輪－安裝在裝巖機的后部，用以引導、改變鋼絲繩的方向。它由側板、繩輪、心軸、滾筒軸承等組成，并采用防塵結構。
8、撐腳－安裝在卸料槽尾部兩側，用以支撐槽子尾部使之穩(wěn)定和調(diào)整高度。它主要由梯形左右扣螺桿和螺母等零件組成。
9、進料槽、中間槽、卸料槽－是容納扒取物的部分，耙斗扒取的巖石依次通過進料槽、卸料槽，自卸料槽底部的卸料口卸入礦車。中間槽安裝在臺車的支架和支柱上，而進料槽、卸料槽則分別在其前后與之銜接。進料槽的中部安有升降裝置，以調(diào)節(jié)簸箕口的高低，簸箕口前兩側裝有擋板，引導耙斗進入槽子。中間槽有兩個彎曲部，為考慮磨損及易于更換，彎曲部裝有可拆卸的耐磨弧形板。卸料槽后部安有彈簧碰頭，起緩沖作用。
10、雙滑輪－只有拐彎巷道裝巖時使用，掛在巷道拐彎處引導主繩和尾繩，主要由側板、心軸、滾動軸承、吊鉤及兩個繩輪組成，配備雙滑輪，能擴大裝巖機的使用范圍。
11、裝巖機的電動機和控制設備均采用防爆式的。其電壓為380(660)V。
2.2裝巖機使用方法
放炮后，先在迎頭上部打好眼，或自用剩余炮眼安好固定楔，兩種固定楔的固定和拆卸方法有所不同，固定硬巖楔時先將帶圓環(huán)的楔體放眼中，再將緊楔扦入并敲緊；拆卸時，用錘敲擊楔體端部，使楔體松動，抽出緊楔，然后抽出楔體。
固定軟巖楔時先把鋼絲繩套環(huán)帶套的一端放入鉆好的眼中，再把緊楔扦入并敲緊。拆卸時，用錘橫向敲打緊楔的端部，使楔子松動，先抽出緊楔，再把鋼絲繩抽出。安好固定楔后，便可把耙礦滑輪掛在楔體的圓環(huán)上。耙礦滑輪的懸掛位置隨巷道情況而定，一般懸掛在迎頭巖堆上面800-1000毫米高度處為佳，為減少輔助勞動，提高機械裝巖率，應視巖石堆積情況而左右移動懸掛位置，以扒清中央和兩側的巖石。在懸掛和取下耙礦滑輪時，宜先將絞車滾筒邊緣的輔助剎車彈簧松開，以便人工能輕松地拉動鋼絲繩，便于懸掛。待耙礦滑輪懸掛好后，再將彈簧復位或調(diào)節(jié)到合適壓力。
????安好耙礦滑輪并經(jīng)過有關的安全檢查，便可啟動電機開始裝巖作業(yè)。工作時，拉緊工作滾筒的操縱桿，工作滾筒便牽引耙斗，扒取巖石，沿槽子卸入礦車，然后松開工作滾筒操縱桿，拉緊空載滾筒操縱桿，使空斗回到迎頭，重復扒巖動作，連扒2-3次便可裝滿一礦車。如后面配有箕斗，則可在中間槽和卸料槽之間加接中間接槽，改變卸料口位置使箕斗裝滿。
耙斗裝巖機的突出優(yōu)點是可用于傾斜巷道裝巖，但在坡度較大時，除使用原有的卡軌器外，還應增設阻車裝置，加強防滑措施和安全保護。為保證較高的生產(chǎn)率及便于鋪設軌道，裝巖機工作時離迎頭最遠不宜超過15米。為避免放炮時機器受損，機器離迎頭一般不小于6米。裝巖機在斜巷中移動時，應利用提升絞車進行以保安全。
3大型耙斗裝巖機基本尺寸的確定
3.1 電動機的選擇
已知：生產(chǎn)率 140/h
以90B型耙斗裝巖機為例進行以下設計：
技術參數(shù)：
一次耙?guī)r能力： 0.9
主繩牽引速度范圍： 0.97~1.23m/s
尾繩牽引速度范圍： 1.34~1.8m/s
工作距離： 6~15m
軌距： 600(900)mm
絞車牽引力： 2690㎏
鋼絲繩直徑： 17mm
電動機： 型號 YBB-45-4
功率 45KW
電壓 380V或660V
轉速 1480r/min
絞車形式： 行星齒輪雙滾筒絞車
外形尺寸(mm)： 9496×2452×2403
3.1.1生產(chǎn)率要求計算：
1、確定一次行程所用時間t：
t=++
— 重載行程時間；
— 空載行程時間；
— 間隙時間。
2、初定技術參數(shù)：
主繩牽引速度：=1.2m/s;
尾繩牽引速度: =1.64m/s;
間隙時間: =9s:
工作距離： L = 8m.
3、一次行程所用時間t：
t = ++
=++9 = 20.54s
裝滿系數(shù)：0.9
則：生產(chǎn)率Q = 3600/20.54 × 0.9 × 0.9 = 141.93/h
滿足生產(chǎn)率要求。
3.1.2主繩牽引力計算：
耙斗的運行阻力主要是耙斗自重及斗內(nèi)物料質(zhì)量沿巷道傾斜方向的分力和各種摩擦力。
空耙斗返回行程的運行阻力為：
= G (cosа±sinа )
耙斗裝滿物料后的運行阻力為：
= G (cosа±sinа ) + Q (cosа±sinа )
式中：G — 耙斗質(zhì)量；
Q — 耙斗內(nèi)物料質(zhì)量；
а — 巷道傾角，sinа 項在向上牽引是取“+”；
— 耙斗對巷道地板的摩擦系數(shù)，可取0.4~0.6；
— 耙斗內(nèi)物料對巷道的班的摩擦系數(shù)，可取0.6~0.8；
— 綜合考慮鋼絲繩在巷道地板、溜槽、及導向滑輪上的摩擦阻力耙斗扒取物料的阻力系數(shù)；
耙斗重量的確定：
耙斗的長度、寬度和高度應保持適當?shù)谋壤?，合理比? ：1.5 ：1。
設耙斗高度為A,
2A × 1.5A × A = 0.9
解得：A = 0.67m
則耙斗的長度為1.34m。
耙斗的重量
= 1.34 × 100 × 5 × 10 = 7000N
耙斗內(nèi)物料重量的確定：
扒取硬巖和大塊物料時，一般為5-6㎏/cm;扒取軟巖和松散細塊物料時，一般為3-4㎏/cm。
物料重量
= 1720 × 0.9 × 10 = 15460N
則： = 15460 × （0.7cos30° + sin30°）= 17.1KN
= 1.5 × 7000 × (0.5 cos30° + sin30°) = 9.8KN
主繩牽引力F：
F = + = 17.1 + 9.8 = 26.9KN
3.1.3電動機確定：
根據(jù)主繩牽引力與牽引速度，所需電機功率為：
P = = = 37.55KW
根據(jù)井下工作狀況，選用YBB-45-4型電動機。
=1480r/min
3.2 確定基本尺寸
計算總傳動比及分配：
一、計算總傳動比
卷筒轉速n；
鋼絲繩直徑17mm
卷筒內(nèi)徑d;
d = 17 × 19 =323mm 取d = 330mm
工作滾筒轉速
= = = 69.9r/min
空程滾筒轉速
= = = 95.2r/min
總傳動比i
= / = 1480/69.9 = 21.17
= / = 1480/95.2 = 15.54
二、傳動比分配：
減速器傳動比初定： = 4.77
則：工作滾筒行星輪傳動比：
= / = 21.17/4.77 = 4.4348
空程滾筒行星輪傳動比：
= / = 15.54/4.77 = 3.257
3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)確定
一、減速器傳動比：
要求高低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級傳動比，為后級總傳動比。
由式 =
=
=1.946 ~ 2.136
取= 2 則 = 2.385
二、減速器各軸轉速：
= 1480 r/min
= / = 1480/2 = 740 r/min
= / = 379 r/min
= / = 310 r/min
式中 —— 電機輸出轉速；
—— 高速軸轉速；
——過渡軸轉速；
——低速軸轉速。
三、減速器各軸實際功率：
= 37.55KW
= = 37.55 ×0.98 ×0.98 = 36 KW
= = 36 × 0.98 ×0.98 = 35.1 KW
= = 35.1 × 0.98 × 0.99 = 33.67 KW
式中 ——電機輸出功率；
——高速軸功率；
——過渡軸功率；
—— 低速軸功率；
—— 齒輪傳動效率；
—— 球軸承傳動效率；
———滾子軸承傳動效率。
四、減速器各軸輸出轉矩：
= 9550 ×/ = 9550 × 37.55/1480 = 242.3
= 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6
= 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884
= 9550 ×/ = 9550 × 33.67/310 = 1037
4 減速器設計
4.1齒輪傳動設計
4.1.1高速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：
⑴選擇齒輪材料
查表8-17
小齒輪選擇調(diào)質(zhì) =245～275HBS
大齒輪選擇正火 =210～240HBS
⑵按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級
按=（0.012～0.021）估取圓周速度
=9.5m/s,參考表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式8-77得
寬度系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.45
小輪齒數(shù)在推薦值20～40中取 =20
大輪齒數(shù) =i=2×20 =40
齒數(shù)比
傳動比誤差
小輪轉矩 =9.55×P/ =292.3×Nmm
載荷系數(shù) K
使用系數(shù) 查表8-20 =1.0
動載荷系數(shù)查圖8-57的初植 =1.24
齒向載荷分布系數(shù)查圖8-60 =1.2
齒間載荷分配系數(shù)的初值在推薦值
（β=7°～20°）中初選 =13°
由式（8-55）、（8-56）的為
=+=
=
=1.60+0.588 =2.188
查表8-21得=1.36
載荷系數(shù)=1.0×1.24×1.21×1.36 =2.04
彈性系數(shù) =189.8
節(jié)點影響系數(shù)查圖8-64 =2.44
重合度系數(shù)查圖8-65 =0.78
螺旋角系數(shù) = =0.99
許用接觸應力
由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應力、查圖8-69 =570N/
=460N/
應力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得
=60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h
則查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù)（不允許有點蝕）
硬化系數(shù)查圖8-71及說明： =1
接觸強度安全系數(shù)查表8-27，按一般可靠度查 =1.1
=1.0~1.1
=570×1×1/1.1 =518N/
=460×1×1/1.1 =418N/
故的設計初值為
133mm
法面模數(shù)
=cosβ/=133cos13/20 = 6.5查表8-3取 =7
中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+40)/(2×cos13°)
=215.5mm ?。? a =216mm
分度圓螺旋角β=
= β=13.5°
小輪分度圓直徑的計算值
=/ cosβ=7×20/ cos13.5° =143.978mm
圓周速度v
V = /60000=3.14×143.978×1480/60000=11m/s
與估取值相差不大，不必修正
取==1.27 =1.27
齒間載荷分配系數(shù)
=+=
=1.59+0.69 =2.28
查表8-21得 =1.36
小輪分度圓直徑==144mm =144mm
大輪分度圓直徑=/ cosβ
=7×40/cos13.5° = 288mm
齒寬b==0.45×142=63.9
大輪齒寬= b = 64mm
小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 70mm
⑶按齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式（8-78）
=
齒形系數(shù)
Z = = = 21.75
Z = Z·u = 21.75×2 = 43.51
查圖8-67 得 Y，Y Y=2.76
Y=2.38
應力修正系數(shù)Y查圖8-68得 Y=1.56
Y=1.67
重合度系數(shù)Y由式（8-78）中說明得：
Y = 0.25 + 0.75/
= 0.25 + 0.75/1.59 Y= 0.69
螺旋角系數(shù)Y由式（8-78）得
Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.92
許用彎曲應力由式（8-71）
=·Y·Y/ S
彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm
=390N/mm
彎曲壽命系數(shù)Y查圖8-73 Y = Y = 1
尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y = 1
安全系數(shù)S 查表8-72 S = 1.6
則
=·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm
=·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm故
= 2.761.560.69 =42.2 N/mm
= 2.381.670.69 =42.6 N/mm
齒根彎曲強度足夠。
4.1.2低速級傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：
⑴選擇齒輪材料
查表8-17
小齒輪選擇調(diào)質(zhì) =245～275HBS
大齒輪選擇正火 =210～240HBS
⑵按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪精度等級 Ⅱ公差組8級
按=（0.012～0.021）估取圓周速度
=6m/s,參考表8-14，表8-15選取
小輪分度圓直徑，由式8-77得
寬度系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置取值。=0.8
小輪齒數(shù)在推薦值20～40中取 =20
大輪齒數(shù) =i·=2.385×20 =48
齒數(shù)比 u=2.4
傳動比誤差 ﹪
誤差在±5﹪ 范圍內(nèi) 合適
小輪轉矩 =9.55×P/ =464.6×Nmm
載荷系數(shù) K
使用系數(shù) 查表8-20 =1.0
動載荷系數(shù)查圖8-57的初植 =1.22
齒向載荷分布系數(shù)查圖8-60 =1.22
齒間載荷分配系數(shù)的初值在推薦值
（β=7°～20°）中初選 =13°
由式（8-55）、（8-56）的為
=+=
=
=1.50+2.35 =3.85
查表8-21得=1.39
載荷系數(shù)=1.0×1.22×1.22×1.39 =2.0
彈性系數(shù) =189.8 節(jié)點影響系數(shù)查圖8-64 =2.45
重合度系數(shù)查圖8-65 =0.78
螺旋角系數(shù) = =0.99
許用接觸應力
由式（8-69）得=
接觸疲勞極限應力、查圖8-69 =570N/
=460N/
應力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得
=60njLh=60×1480×1×(8×300×8) =1.7×h
則查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù)（不允許有點蝕）
硬化系數(shù)查圖8-71及說明： =1
接觸強度安全系數(shù)查表8-27，按一般可靠度查 =1.1
=1.0~1.1
=570×1×1/1.1 =518N/
=460×1×1/1.1 =418N/
故的設計初值為
134.4mm
法面模數(shù)
=cosβ/=134.4cos13/20 = 6.55查表8-3取 =7
中心距a=(+)/(2cosβ)=7×(20+48)/(2×cos13°)
=244.26mm 取： a =245mm
分度圓螺旋角β=
= β=13.7°
小輪分度圓直徑的計算值
=/ cosβ=7×20/ cos13.7° =144mm
圓周速度v
V = /60000=3.14×144×740/60000=5.58m/s
與估取值相差不大，不必修正
取==1.22 =1.22
齒間載荷分配系數(shù)
=+=1.5+2.35=3.85
查表8-21得 =1.39
載荷系數(shù)K K=2.0
小輪分度圓直徑==144mm =144mm
大輪分度圓直徑=/ cosβ
=7×48/cos13.7° =346mm
齒寬b==0.8×144=115
大輪齒寬= b = 115mm
小輪齒寬=+（5 ~ 10） = 120mm
⑶按齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式（8-78）
=
齒形系數(shù)
Z = = = 21.8
Z = Z·u = 21.8×2 = 52
查圖8-67 得 Y，Y Y=2.8
Y=2.35
應力修正系數(shù)Y查圖8-68得 Y=1.56
Y=1.7
重合度系數(shù)Y由式（8-78）中說明得：
Y = 0.25 + 0.75/
= 0.25 + 0.75/1.5 Y= 0.72
螺旋角系數(shù)Y由式（8-78）得
Y= 1- · = 1 – 0.69 × Y= 0.73
許用彎曲應力由式（8-71）
=·Y·Y/ S
彎曲疲勞極限查圖8-72 =460N/mm
=390N/mm
彎曲壽命系數(shù)Y查圖8-73 Y = Y = 1
尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y = 1
安全系數(shù)S 查表8-72 S = 1.6
則
=·Y·Y/ S=460×1×1/1.6 =287.5 N/mm
=·Y·Y/ S=390×1×1/1.6 =243.8 N/mm 故
= 2.81.560.72 0.86 =41 N/mm
= 2.351.700.720.86 =39.7N/mm
齒根彎曲強度足夠。
標準斜齒輪幾何尺寸統(tǒng)計表4-1:
名稱
代號
計算公式
齒輪Ⅰ
齒輪Ⅱ
齒輪Ⅲ
齒輪Ⅳ
齒輪Ⅴ
基
本
參
數(shù)
法向模數(shù)
—————
7
7
7
7
7
齒數(shù)
Z
—————
20
40
20
39
48
法向壓力角
a
—————
20°
齒頂高系數(shù)
—————
1
頂隙系數(shù)
—————
0.25
螺旋角
β
—————
13.5°
13.7°
基圓柱螺旋角
tan=tanβ·cosa
12.67°
12.86°
幾何尺寸
分度圓直徑
d
d = mz/cosβ
144
288
144
280
336
齒頂高
=·
7
齒根高
=(+)
8.75
齒全高
h
h = +
15.75
齒頂圓直徑
=d+2
158
302
158
395
350
齒根圓直徑
=d-2
126.5
270.5
126.5
263.5
318.5
基圓直徑
=dcos
134.9
269.7
134.9
263
314
端面壓力角
tan=
20.52°
20.5°
嚙合尺寸
中心距
a
a =1/2(d1+d2)
216
212
308
4.2軸的確定與校核
軸的結構設計
軸的結構形狀要根據(jù)軸上零件的裝配方案確定，不同的裝配方案會產(chǎn)生不同的結構形狀。軸的結構應滿足：軸上零件要有準確的工作位置并易于裝拆；軸要有良好的制造工藝性，并盡量減小軸的應力集中，提高軸的疲勞強度。
一、高速軸 ：
為避免零件沿軸向或周向發(fā)生相對運動，要對零件進行定位和固定。軸向使用平鍵固定；軸承利用軸套和端蓋作軸向定位和固定，利用軸承內(nèi)圈與軸的過渡配合保證周向固定；齒輪的軸向定位使用軸套和軸肩，周向采用平鍵固定。
(1)確定軸的最小直徑：
選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)扭轉強度條件估算軸的最小直徑,查文獻[5]表4-2,取A=115,可得；
式中：--扭轉剪應力, N/；
P—軸傳遞的轉矩, ；
n--軸的轉速, r/min；
、A—考慮了彎矩影響的許用扭轉剪應力和設計系數(shù)，見表4-2;取A=118,則：
軸的直徑要與軸承配合同時為安全起故取d1 = 50 mm
(2)求軸上的轉矩:
= 9550 ×/ = 9550 × 36/740 = 464.6
(3)求作用在齒輪上的力:
①軸上大齒輪Ⅱ的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =3226.4N
==1207.7N
=·tanβ=3226.4×tan13.5°=774.6N
②軸上小齒輪Ⅲ的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =6452.8N
==2415.3N
=·tanβ=6452.8×tan13.5°=1549.2N
(4)軸的結構設計
①擬定方案如圖4-1所示。
②按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
軸段①的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內(nèi)壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度19mm，取軸段①的長度為L1=41mm。
軸段②的直徑應該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。
軸段③用于兩齒輪軸向定位，軸肩高度h應大些，取h=2.5mm, 則d3=58mm。根據(jù)需要取軸段③的長度為L3=15mm。
圖4-1
軸段④的確定方法與軸段②的確定方法相似，所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度應小于齒輪2的寬度，取L4=63mm。
同一軸上的兩個軸承通常取相同類型和內(nèi)徑，所以軸段⑤與軸段①的確定方法相同取d5=50mm，取L5=40mm 。
軸的基本形狀確定之后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行設計。軸的鍵槽寬度、圓角應盡量采用相同的尺寸，并符合有關標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。
(5)軸的強度校核
ⅰ求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當量彎矩最大,是軸的危險截面。其數(shù)值、、M、T及的計算如圖4-2:(L1=78mm,L2=107mm,L3=50mm)
1、支反力:
以A為支點:
L1 + (L1+L2+L3) = (L1+L2)
6452.8×78××235=3226.4×185
解得: = 398N = 398N
則: = +-=6452.8+398-3226.4=3624.4N =3624.4N
L1++(L1+L2+L3)= (L1+L2)-
2415.3×78+111.5×72+224.4=1207.7×185-774.6×144
解得: =-838N =-838N
則: =+-=2415.3-812.9-1207.7=369.6N = 369.6N
2、 彎矩和
=·L1=3711×72.9=282700N·mm
=·L3=484.6×44.9=19900N·mm
=-·L1=394.7×72.9=-287740N·mm
=-=-774.6×144=-111542N·mm
=+=-399200N·mm
=·L3=-838×50=-41900N·mm
==-=111542N·mm
=+=69.6N·m
3、合成彎矩M
==488.9N·m
==72.4N·m
扭矩T=464.6 N·m
4、當量彎矩
圖4-2
===562.8 N·m
===288N·m
ⅱ校核軸的強度
軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查文獻[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應力為
=45.0N/
根據(jù)計算結果可知,該軸滿足強度要求。
二、過渡軸
(1)根據(jù)扭轉強度條件估算軸的最小直徑；
軸的最小直徑要與軸承配合，故取d = 50 mm
(2)求軸上的轉矩:
= 9550 ×/=9550 × 35.1/379 = 884
(3)求作用在齒輪上的力:
軸上齒輪的分度圓直徑為
=
圓周力、徑向力和軸向力的大小如下:
== =6314N
==2365.4N
=·tanβ=6314×tan13.7°=1539N
(4)軸的結構設計
①擬定方案如圖4-3所示：
圖4-3
為了便于箱體的鑄造，取過渡軸的總長與高速軸的總長相等。
②按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度
軸段①的直徑由以上求得，考慮到齒輪3端面與箱內(nèi)壁的距離(16mm)及軸承(d=50mm)的寬度23mm以及與上一級齒輪嚙合要求,取軸段①的長度為L1=41mm。
軸段②的直徑應該略大于軸段①的直徑，以便制出軸肩，易于齒輪的裝拆，故取d2=53mm 。長度應小于齒輪寬度以便齒輪軸向定位，取L2=118mm。
軸段④的確定方法與軸段①的確定方法基本相似，不同之處為,不考慮齒輪端面與箱壁的距離,所以取軸段④的直徑為d4=53mm，寬度為所配合軸承的寬度，取L4=23mm。
軸段③用于齒輪與軸承的軸向定位，軸肩高度h應大些，取h=3mm, 則直徑d3=59mm。其長度L3=277-L1-L2-L4=95mm。
軸的基本形狀確定之后，需要根據(jù)裝配和制造工藝要求，對軸的細部結構進行設計。軸的鍵槽寬度、圓角應盡量采用相同的尺寸，并符合有關標準；為了去掉毛刺和便于裝配零件，軸段端部為倒角形式。
(5)軸的強度校核
ⅰ求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。再確定軸承的支點位置時,從手冊中查取值。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結構圖和當量彎矩圖中可以看出,B和C截面的當量彎矩最大,是軸的危險截面。其數(shù)值、、M、T及的計算如圖4-4:(L1=78mm,L2=157mm )
1、支反力:
以A為支點:
水平支反力:L1 = (L1+L2)
6314.3×78=×235
解得: = 2095.8N = 2095.8N
則: = -=6314.3-2095.8=4218.5N =3624.4N
垂直支反力: R+(L1+L2)=L1
1539×140+(78+157)=2365.4×78
解得:=-197.2N =-197.2N
則: =-=2365.4+197.2N =2562.6N
2、彎矩和
=-·L1=3624.4×78=-329000N·mm
=-·L1=2562.6×78=-199880N·mm
=R+=1539×140-199880=15500N·mm
3、合成彎矩M
==350.2N·m
==329.4N·m
ⅱ校核軸的強度
軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查文獻[5]表4-1得=650N/,則[]=0.09～0.1即58～65 N/,軸的計算應力為
=28.0N/<[]
根據(jù)計算結果可知,該軸滿足強度要求。
圖4-4
4.3軸承與鍵的選擇及校核
軸承是用于支承軸及軸上零件實現(xiàn)正常工作的一種部件。按照摩擦性質(zhì)的不同,軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩大類。軸承的發(fā)展已形成標準化、系列化,與滑動軸承相比,具有摩擦阻力小、起動靈敏、效率高、潤滑簡便,易于互換等優(yōu)點。因此應用廣泛,在機械的許多領域取代了滑動軸承;其缺點是抗沖擊能力差,工作時產(chǎn)生噪聲,壽命也不及液體滑動摩擦軸承。
軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì),是選擇軸承類型的主要依據(jù)。由于滾子軸承中的主要元件間是線接觸,易用于承受較大的載荷,承載后的變形也較小。而球軸承中則主要為點接觸,宜于承受較輕或中等載荷。由于減速器內(nèi)采用斜齒輪傳動,軸向力較大, 經(jīng)驗算:球軸承不能滿足要求,因而選用圓錐滾子軸承。能承受較大的徑向負荷和單向的軸向負荷,內(nèi)外圈可分離,軸承游隙可在安裝時調(diào)整。通常成對使用,對稱安裝。
高速軸用軸承:由軸的直徑選用軸承型號為7510E,主要性能參數(shù)為:=84.8KN
Y=1.43,e=0.42。以下計算用公式及查表參考文獻[5]
1、計算軸承支反力受力圖如圖4-5所示:
圖4-5
①水平支反力 =3624.4N
=398N
垂直支反力 =369.6N
=-838N
②合成支反力 =3643.2N
=927.7N
2、軸承的派生軸向力
由式5-9 =1273.8N
=324N
3、軸承所受軸向載荷
==744.6N
因=774.6+324=1106N
499N
4、軸承當量動載荷
①因=1273.8/3643.2=0.35
e, 查表5-12, ,
=0.4×927.7+1.43×499=1084.7N
5、軸承壽命
因>,故應按計算:由表5-9,表5-10查得: 按式5-5
=2.1×h
由以上計算可知,該軸承滿足要求。
根據(jù)高速軸的直徑,參考文獻[3],選取鍵的尺寸為:
B×H×L=16×10×100
受力圖如圖 4-6所示:
圖 4-6
假設擠壓應力在鍵的接觸面上是均勻分布的 ,此時擠壓強度條件是:
式中 k —鍵與輪轂槽(或軸槽)的接觸高度,mm,k=h/2,h為鍵高;
l —鍵的工作長度,mm,A型:l=L-b.
—許用擠壓應力,N/,鍵的材料一般采用抗拉強度極限 的精拔鋼制造,常用材料為45鋼。查文獻[5]表2-21取
代入數(shù)據(jù)得:
由以上計算可知:鍵的選用滿足強度要求。
4.4減速器箱體及主要零部件的設計
4.4.1減速器箱體結構
箱體是減速器的一個重要零件,它用于支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動件的嚙合精度,使箱體內(nèi)零件具有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜,其重量約占整臺減速器的一半,所以箱體結構對減速器的工作性能,加工工藝,材料消耗,重量及成本等有很大影響。
箱體結構與受力均較復雜,目前尚無成熟的計算方法。所以箱體各部分尺寸一般按照經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。
減速器鑄造箱體主要結構尺寸關系參考文獻[3]表5-1,圖5-5,圖5-6:
箱體壁厚 =0.025a+△8 取=16mm
地腳螺栓直徑=0.036a+12 =24mm
地腳螺栓數(shù)目n(a>250mm) n=6
軸承端蓋螺釘直徑d1=(0.4～0.5) d1=10mm
視孔蓋螺釘直徑d2=(0.3～0.4) d2=8mm
齒輪端面與內(nèi)機壁距離△2= △2=16mm
大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離△11.2 △1=18mm
各螺栓與外箱壁和凸緣邊緣的距離參考文獻[3]表5-1.
4.4.2軸承蓋的結構和尺寸
軸承蓋用于固定軸承,調(diào)整軸承間隙及承受軸向載荷,多用鑄鐵制造。結構形式分為在凸緣式和嵌入式。凸緣式軸承蓋調(diào)整軸承間隙方便,密封性能好,應用廣泛。嵌入式結構簡單,但座孔中須削環(huán)行槽,加工麻煩。在此使用凸緣式端蓋,如圖4-7所示:
圖4-7
=D+(2～2.5); =+(2.5～3); =1.2
=(0.85～0.9)D; =-(2.5～3);
當軸承外徑D=90mm時:
=1.2=1.2×10=12mm
=D+(2～2.5)=90+(2～2.5)×10=110～115mm 取=115mm
=+(2.5～3)=115+(2.5～3)×10=140～145mm =140mm
=(0.85～0.9)D=(0.85～0.9)×90=75.5～81mm =76mm
=-(2.5～3)=115-(2.5～3)×10=85～90 =90mm
當取D=120mm時:
=1.2=1.2×10=12mm
=D+(2～2.5)=120+(2～2.5)×10=140～150mm 取=150mm
=+(2.5～3)=150+(2.5～3