毕业论文---采煤机截割部的设计.doc

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1、摘要采煤机是一种电牵引大功率采煤机，该机机身矮，装机功率大，所有电机横向布置，机械传动都是直齿传动，电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出，故传动效率高，容易安装和维护。本说明书主要介绍了采煤机截割部的设计计算。采煤机截割部主要是由四级齿轮传动组成，截割部电机放在摇臂内横向布置，电动机输出的动力经由三级直齿圆柱齿轮和一级行星轮系的传动，最后驱动滚筒旋转。截割部采用四行星单浮动结构，减小了结构尺寸，采用大角度弯摇臂设计，加大了过煤空间，提高了装煤效果。在设计过程中，对截割部的轴、传动齿轮、轴承和联接用的花键等部件进行了设计计算、强度校核和选用。本说明书主要针对主要部件的设计计算和强度校核进行了

2、叙述和介绍。此外，还对采煤机的使用与维护进行了说明，以便能更好的发挥该采煤机的性能，达到最佳工作效果。关键词：采煤机；截割部；行星轮系；齿轮传动设计I第一章 绪论1.1本课题研究意义为了提高工作面的生产效益, 世界主要采煤国均纷纷致力于发展大型先进的综采设备, 取得了显著的效果, 综采工作面的生产能力和效益均大幅度提高。我国经济的快速发展对煤炭需求大幅度增加,年产超600万t高产高效工作面得到快速发展,大功率采煤机的市场需求日益增加。电力电子技术、微电子技术、计算机计术的飞速发展,为开发集电力电子、信息采集、微机控制及智能监测系统于一身的大采高重型电牵引采煤机创造了条件。我国在90 年代初致力

3、发展高产高效工作面,开发了日产7000t 综采成套设备, 但能真正实现高产高效的工作面依然较少, 主要原因是受采煤机生产能力的限制, 高产高效工作面要求采煤机具有高可靠性、大截割功率、大牵引力、大牵引速度, 并能较快发现故障和处理故障。大功率采煤机应有足够的强度和良好的散热条件,并具有灵活的操作性。设计摇臂要充分考虑结构强度,滚筒要针对采煤工作面地质条件进行设计,具有很强的过断层能力,电气设计必须考虑过断层强烈冲击的影响。采煤机要有适当的重量抗冲击;同时要有足够的牵引力过断层。采煤机功率大,发热量大,必须充分考虑各部件的散热问题。为了适应采煤工况要求,必须实现机载交流变频,“一拖一”方式平衡牵

4、引,并开发保护、监测功能齐全、运行可靠的程序。为使采煤机可靠运行,必须解决机器联结的松动问题,除部件间用螺栓紧固外,采用多个高强度长螺杆和液压螺母组合将机身三大段联结起来形成一个刚性整体。根据国内外大功率大采高电牵引采煤机的主要技术参数和性能指标以及我国厚煤层的开采情况,分析大采高综采工作面的生产能力和煤质硬度与所需的采煤机截割功率、滚筒直径、滚筒转速、牵引速度、牵引功率、调高油缸推拉力等采煤机主要性能参数的关系,在可行性、可靠性、先进性和经济性等方面进行比较,并考虑与已有采煤机部分元部件的互换,最后确定设计MG400 /940-WD型电牵引采煤机。总体结构如(图1) 。图1-a1.2 国内电

5、牵引采煤机的技术特点及发展趋势1.2.1 采煤机的技术特点 电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点国内从90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机将研究重点转向电牵引采煤机;通过交流、直流电牵引采煤机的对比研究，已基本确定以交流变频调速电牵引采煤机为今后电牵引采煤机的发展方向。电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机的发展方向。 装机功率不断增加 为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率(包括截割功率和牵引功率)均在不断加大，最大已达1020KW，其中截割电机功率达450KW，牵引电机功率达250KW。 牵引

6、速度和牵引力不断增大电牵引采煤机最大牵引速度已达14.5m/min，牵引力已普遍增大到450600KN。 电机横向布置总体结构发展迅速 近年来，我国基本停止了截割电左尼纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。 控制系统日趋完善 采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性互换性和集成化等方面已有较大进步；开发了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系统，实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能;研制成功井下无线电离机控制并得到推广使用。 滚筒截深不断增大目前已由630mm增至800mm，预计今后可能增至1000mm。 采煤机的可靠性将成为

7、国产采煤机越来越重要的性能指标 随着高产高效矿井的建设和发展，要求采煤工作面逐步达到日产7000 10000t水平。采煤机及其系统的可靠性将成为影响矿井原煤产量关键因素越来越受到重视，成为中国采煤机越来越重要的综合性能指标。1.2.2 采煤机的发展趋势电牵引采煤机经过25年的发展，技术已趋成熟。新一代大功率电牵引采煤机已集中采用了当今世界最先进的科学技术成为具有人工智能的高自动化机电设备代替液压牵引已成必然。技术发展趋势可简要归结如下: 电牵引系统向交流变频调速牵引系统发展。 结构形式向多电机驱动横向布置发展。 监控技术向自动化、智能化、工作面系统控制及远程监控发展。 性能参数向大功率、高参数

8、发展。 综合性能向高可靠性和高利用率发展。 国内电牵引采煤机研制方向与国际发展基本一致经过近15年的研究，已取得较大进展但离国际先进水平特别是在监控技术及可靠性方面尚有较大差距，必须进行大量的技术和试验研究。1.3 总体方案的确定1.3.1 采煤机类型 滚筒采煤机的类型很多，可按滚筒数目、行走机构形式、行走驱动装置的调速传动方式、行走部布置位置、机身与工作面输送乳汁机配合导向方式、总体结构布置方式等分类。按滚筒数目分为单滚筒和双滚筒采煤机，其中双滚筒采煤机应用最普遍。按行走机构形式分钢丝绳牵引、链牵引和无链牵引采煤机。按行走驱动装置的调速方式分机械调速、液压调速和电气调速滚筒采煤机（通常简称机

9、械牵引、液压牵引和电牵引采煤机）。按行走部布置位置分内牵引和外牵引采煤机。按机身与工作面输送机的配合导向方式分骑槽式和爬底板式采煤机。按总体结构布置方式分截割（主）电动机纵向布置在摇臂上的采煤机和截割（主）电动机横向布置在机身上的采煤机、截割电动机横向布置在摇臂上的采煤机。按适用的煤层厚度分厚煤层、中厚煤层和薄煤层采煤机。按适用的煤层倾角分缓斜、大倾角和急斜煤层采煤机。1.3.2 采煤机的组成 采煤机主要由电动机、牵引部、截割部和附属装置等部分组成（如图1-b）。电动机：是滚筒采煤机的动力部分，它通过两端输出轴分别驱动两个截割部和牵引部。采煤机的电动机都是防爆的，而且通常都采用定子水冷，以缩小

10、电动机的尺寸。牵引部：通过其主动链轮与固定在工作面输送机两端的牵引链3相啮合，使采煤机沿工作面移动，因此，牵引部是采煤机的行走机构。左、右截割部减速箱：将电动机的动力经齿轮减速后传给摇臂5的齿轮，驱动滚筒6旋转。图1-b 双滚筒采煤机滚筒：是采煤机落煤和装煤的工作机构，滚筒上焊有端盘及螺旋叶片，其上装有截齿。螺旋叶片将截齿割下的煤装到刮板输送机中。为提高螺旋滚筒的装煤效果，滚筒一侧装有弧形挡煤板7，它可以根据不同的采煤方向来回翻转180。底托架：是固定和承托整台采煤机的底架，通过其下部四个滑靴9将采煤机骑在刮板输送机的槽帮上，其中采空区侧两个滑靴套在输送机的导向管上，以保证采煤机的可靠导向。调

11、高油缸：可使摇臂连同滚筒升降，以调节采煤机的采高。调斜油缸：用于调整采煤机的纵向倾斜度，以适应煤层沿走向起伏不平时的截割要求。电气控制箱：内部装有各种电控元件，用于采煤机的各种电气控制和保护。 此外，为降低电动机和牵引部的温度并提供内外喷雾降尘用水，采煤机设有专门的供水系统。采煤机的电缆和水管夹持在拖缆装置内，并由采煤机拉动在工作面输送机的电缆槽中卷起或展开。 1.4截割部结构及技术特征1.4.1截割部传动方式确定截割部传动装置的功用：是将电动机的动力传递到滚筒上，以满足滚筒工作的需要。同时，传动装置还应适应滚筒调高的要求，使滚筒保持适当的工作高度。由于截割消耗采煤机总功率的8090，因此要求

12、设计出的截割部传动装置具有高的强度、刚度和可靠性，良好的润滑密封、散热条件和高的传动效率。采煤机截割部都采用齿轮传动，常见的传动方式有以下几种(图1-c)： 图1-c 截割部传动方式1电动机；12固定减速箱；3摇臂；4滚筒；5行星齿轮传动； 6泵箱；7机身及牵引部 电动机固定减速箱摇臂滚筒(图1-c(a)。这种传动方式的特点是传动简单，摇臂从固定减速箱端部伸出，支承可靠，强度和刚度好。但摇臂下降的最低位置受输送机限制，故卧底量较小。DY-150、BM-100型采煤机均采用这种传动方式。 电动机固定减速箱摇臂行星齿轮传动滚筒(图1-c(b)。这种方式在滚筒内装了行星传动，故前几级传动比减小，简化

13、了传动系统，但筒壳尺寸却增大了，故这种传动方式适用于中厚煤层采煤机，如在MLS3 -170、MXA-300、AM-500和MG系列等型采煤机中采用。 电动机减速箱滚筒(图1-c(c)。这种传动方式取消了摇臂，靠由电动机、减速箱和滚筒组成的截割部来调高(称为机身调高)，使齿轮数大大减少，机壳的强度、刚度增大，且调高范围大，采煤机机身也可缩短，有利于采煤机开缺口工作。 电动机摇臂行星齿轮传动滚筒(图1-c(d)。这种传动方式的电动机轴与滚筒轴平行，取消了容易损坏的锥齿轮，使传动更加简单，而且调高范围大，机身长度小。新的电牵引采煤机都采取这种传动方式。对比以上传动方式，我设计的截割部传动方式为:电动

14、机摇臂行星齿轮传动滚筒（如图1-d）。该截割部采用销轴与牵引部联结，截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身连接没有动力传递，取消了纵向布置结构中的螺旋伞齿轮和结构复杂的通轴。图1-d 截割部传动系统图该截割部有以下特点：1) 电机横向布置,机械传动都是直齿传动故传动效率高，容易安装和维护。2) 截割电机采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行控制，操作简单、方便。3) 液压系统设计合理，采用集成阀块结构，管路少，连接可靠；经常调整的阀设在液压箱体外，便于检修和更换。4) 截割机械传动链设有扭矩轴过载保护装置，并可设有强制润滑

15、冷却系统，提高了传动件，支承件的使用寿命。5) 截割部采用四行星单浮动结构，承载能力大，减小了结构尺寸。采用大角度弯摇臂设计，加大过煤空间，提高装煤效果，卧底量大6) 调高油缸与调高液压锁采用分离布置，液压锁置于壳体空腔内，打开盖板即可取出液压锁，方便井下查找故障和更换调高油缸、液压锁等维修工作。 1.4.2 电动机的选择 由设计要求知，截割部功率为400KW，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。所以选择三相鼠笼异步防爆电动机，型号为YBCS4400,其主要参数如

16、下： 额定功率：400KW； 额定电压：3300V； 满载电流：98A； 额定转速：1470r/min； 满载效率：0.915； 绝缘等级： H；满载功率因数：0.85； 接线方式：Y； 质量： 1150Kg； 冷却方式：外壳水冷该电动机输出轴上带有渐开线花键，通过该花键电机将输出的动力传递给摇臂的齿轮减速机构。第二章 传动参数的确定2.1总传动比的计算本次设计选用YBCS4-400(带离合)防爆型异步电动机，电机功率为400KW，转速，滚筒转速。根据上述就可以求出总的传动比。传动比较大时通常采用多级传动，若传动装置由多级串联而成，则必须使各级传动比的乘积和总传动比相等。2.2传动比的分配1分

17、配原则1）由高速级至低速级逐渐增大传动比。由于该截割部要求传动比大，空间体积小，如果在高速级分配较大传动比，随着传动比和模数的增大，齿轮的直径将变得很大，不宜满足空间体积的要求。2）通过总体预算具体分配各级传动比。由于分配传动比时首先要考虑总体设计结构，然后在给定的中心矩范围内分配各级传动比，因而必须先进行总体预算，并经过不断的调整，最后得到合适的传动比。2传动比数值表级数一级二级三级四级传动比 实际分配后的总传动比：2.3确定各轴的转速n、功率P、转矩T1）确定各轴转速 n2）确定各轴输入功率 P式中： 齿轮啮合效率，; 轴承效率，.3）确定各轴输入转矩T 第三章 齿轮啮合参数及强度计3.1

18、齿轮的初步设计及强度校核 本截割部所用的齿轮为渐开线直齿圆柱齿轮，可根据弯曲强度计算确定模数来进行初步设计计算，参考文献1来进行计算及校核。3.1.1第一级减速齿轮传动设计计算及强度校核1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表6-2，选齿轮材料用，表面渗碳淬火，齿面硬度。煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为7级精度。对闭式齿轮传动，高速级转速较高，为提高传动平稳性，降低动载荷，以齿轮较多为好，一般取小齿轮齿数为，现取，传动比，则，则取整为2设计计算闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设

19、计，验算接触强度。由式（6-15）有确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，由表6-3查得，故选初载荷系数由式（6-7），计算端面重合度由式（6-13），由表6-6，选取由图6-19，由图6-20查得 由式（6-12）有由图6-21查得，；取由图6-22d按齿面硬度均值60HRC，在ML线上查得取，设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由图6-7查得 由图6-10查得 由表6-4查得 则 由表6-1，选取第二系列标准模数 齿轮主要几何尺寸：，取 3.校核齿面接触疲劳强度由表6-5查得 188由图6-14查得 由图6-13查得 由图6-15,按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e

20、，按齿面硬度均值60HRC，在MQ和ML线中间查出1400取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强满足。4.校核齿跟弯曲疲劳强度计算应力 计算弯曲应力由图6-22（d）查得 弯曲疲劳强度满足。3.1.2 第二级减速齿轮传动设计计算及强度校核1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表6-2，选齿轮材料用，表面渗碳淬火，齿面硬度。煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为7级精度。对闭式齿轮传动，高速级转速较高，为提高传动平稳性，降低动载荷，以齿轮较多为好，一般取小齿轮齿数为，现取，传动比，则。 2. 闭式硬齿

21、面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式（6-15）有确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，由表6-3查得，故选初载荷系数由式（6-7），计算端面重合度由式（6-13），由表6-6，选取由图6-19，由图6-20查得 由式（6-12）有由图6-21查得，；取由图6-22d按齿面硬度均值60HRC，在ML线上查得取，设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由图6-7查得 由图6-10查得 由表6-4查得 则 由表6-1，选取第一系列标准模数 齿轮主要几何尺寸：，取 3. 校核齿面接触疲劳强度由表6-5查得 188由图6-14查得 由图6-13

22、查得 由图6-15,按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值60HRC，在MQ和ML线中间查出1400取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强满足。4.校核齿跟弯曲疲劳强度计算应力 计算弯曲应力由图6-22（d）查得 弯曲疲劳强度满足。3.1.3 三级减速齿轮传动设计及计算1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表6-2，选齿轮材料用，表面渗碳淬火，齿面硬度。煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为7级精度。对闭式齿轮传动，高速级转速较高，为提高传动平稳性，降低动载荷，以齿轮较多为好，一般取

23、小齿轮齿数为，现取，传动比，则，圆整为。2. 闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触强度。由式（6-15）有确定式中各项数值：因载荷有较重冲击，由表6-3查得，故选初载荷系数由式（6-7），计算端面重合度由式（6-13），由表6-6，选取由图6-19，由图6-20查得 由式（6-12）有由图6-21查得，；取由图6-22d按齿面硬度均值60HRC，在ML线上查得取，设计齿轮模数：将确定后的各项数值代入设计公式，求得：修正：由图6-7查得 由图6-10查得 由表6-4查得 则 由表6-1，选取第一系列标准模数 齿轮主要几何尺寸：，取 3. 校核齿面接触疲劳强

24、度由表6-5查得 188由图6-14查得 由图6-13查得 由图6-15,按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值60HRC，在MQ和ML线中间查出1400取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强满足。4.校核齿跟弯曲疲劳强度计算应力 计算弯曲应力由图6-22（d）查得 弯曲疲劳强度满足。3.1.4 一级减速中惰轮轴的齿轮设计计算及校核1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，由表6-2，选齿轮材料用，表面渗碳淬火，齿面硬度。煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为7级精度。已知惰轮齿数为39，

25、且与齿轮1啮合，因此其模数m7。惰轮所受应力为交变应力，且,。则 2.校核齿面接触疲劳强度由4.1.1的计算可知,，由表6-5查得 188由图6-14查得 由图6-13查得 由图6-15,按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值60HRC，在MQ和ML线中间查出取则将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强满足。4.校核齿跟弯曲疲劳强度计算应力由4.1.1的计算可知,计算弯曲应力由图6-22（d）查得 弯曲疲劳强度满足。3.1.5 三级减速中惰轮轴的齿轮设计计算及校核1. 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是井下设备，要求结构紧凑，使用寿命长，

26、由表6-2，选齿轮材料用，表面渗碳淬火，齿面硬度。煤矿机械齿轮传动，对齿轮精度无特别要求，选齿轮为7级精度。已知惰轮齿数为40，且与齿轮6啮合，因此其模数m10。惰轮所受应力为交变应力，且,。则 2.校核齿面接触疲劳强度由4.1.3的计算可知, ,由表6-5查得 188由图6-14查得 由图6-13查得 由图6-15,按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值60HRC，在MQ和ML线中间查出取则 将确定出的各项数值代入接触强度校核公式，得接触强满足。4.校核齿跟弯曲疲劳强度计算应力由4.1.3的计算可知,计算弯曲应力由图6-22（d）查得 弯曲疲劳强度满足。3.2 行星减速机构的

27、齿轮设计计算及校核行星传动与普通齿轮传动比较具有重量轻、体积小、传动比大及效率高等优点;缺点是：结构复杂、制造比困难。行星减速器的重量与体积仅为普通减速器的。由于行星传动具有一些独特的优点，应用日益广泛。本次设计选用NGW型行星传动，简图如下图所示： 本行星轮设计、校核和结构均参考文献2、31. 齿数的选择由式(16-6) （，）代入上式得 则，为2的倍数，即可为整数，今取 按式（16-7）,行星轮预选齿数2. 齿轮传动主要尺寸的确定为减小传动的尺寸，采用角变位。由，查图12-6，取按式（16-15） 取按式（16-14）根据及查图12-3得齿高变动系数中心距变动系数 中心距 （取）啮合角 由

28、及按图12-7查得，太阳轮的尺寸 行星轮的尺寸 齿轮宽度 3. 齿轮传动主要尺寸的确定未变位的中心距 中心距变动系数 按及，查图12-2得变位系数和 内齿轮变位系数 啮合角 内齿轮的尺寸 或 式中 则应取4太阳轮的材料为，渗碳后表面淬火，行星轮的材料与热处理同太阳轮。试验齿轮的接触极限接触应力，试验齿轮的弯曲疲劳极限应力。按表12-19中的接触强度校核公式：式中取 根据及7级精度，查图12-15得 根据，查图12-16a得 按7级精度查表12-21得 两轮皆为铸钢，查表12-22得 按及查图12-17得按，及查图12-11得，于是，则；再按及查图12-18得（两轮皆硬齿面;按长期工作考虑;高可

29、靠性，查表12-23得）将上述数据代入公式得 5齿轮弯曲强度校核按表12-19中的弯曲强度校核公式式中根据及查图12-22得及查图12-22得，两轮材料一样，应计算中心论。 因, 根据查图12-23得 (长期工作；按及渗碳淬火钢，查图12-27得；按，及渗碳淬火钢，查图12-28得； 按高可靠率查表12-23得) 将上述数据，同已知数据代入公式 内齿轮采用调质的，齿轮是内啮合传动，承载能力远远超过外啮合传动，无需校核其强度。第四章 轴及轴承的设计4.1轴的结构设计及其强度校核轴的设计计算及其强度校核中所列出的公式均参考文献14.1.1 轴的结构设计及其强度校核1. 根据机械传动方案整体布局，拟

30、定轴上零件的装配方案。拟定不同装配方案进行分析比较，选用下图所示的装配方案。图4-1-a2. 选择轴的材料轴的材料选45钢，调质处理。其力学性能由表8-1查得， ，。根据表8-3，取。3. 求轴的功率，转速和转矩由2.2可知: 4. 初步估算轴的直径由式（8-2）初步估算轴的最小直径为 轴的最小直径是按安装轴承处的直径，为了使轴与所选用的滚动轴承的内圈直径相适应，且根据轴的受力情况，选用滚动轴承NJ224E，其基本尺寸为。则轴的最小直径取80mm。5. 轴的结构设计(如图4-1-a)6. 按弯扭合成强度条件计算由所确定的结构图（4-1-a）可确定出简支梁的支撑距离，.据此求出齿轮宽度所在的中点

31、所在的截面的、值。(1) 画出轴的计算简图（如图4-1-b）为计算方便，将轴上的作用力分解到水平面和垂直面内计算。取集中力作用于轴上零件的中点。(2) 计算轴上外力齿轮的圆周力齿轮的径向力 (3) 求支反力水平面内支反力 垂直面支反力 (4) 计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩 垂直面弯矩 合成弯矩 (5) 画转矩图（图4-1-b）图4-1-b(6) 计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算，取得： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度。由式（8-4）得 （由于此处为齿轮轴，因此取齿轮1的齿根圆直径，因为是直齿圆柱齿轮，正常齿制，则）所以轴的强度足够。7. 按疲劳强度的安

32、全系数校核计算(1) 判断危险截面危险截面的位置应是弯矩和转矩较大及截面面积较小且应力集中较严重处。当在统一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面处有齿轮与花键配合引起的应力集中，都应进行疲劳强度的安全系数计算，以该截面处进行校核。(2) 在较细轴的一端截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力幅（按脉动循环变应力计算） 扭转平均切应力 按附图、按附图查得 ， 由，按附图5查得尺寸系数 ， 由于轴精车加工， 按附图8查得表面质量系数。按式（2-7a）和式（2-7b）计算可得综合影响系数值为

33、轴材料是45钢，查表8-1取弯曲等效系数，扭转等效系数。只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得 由式（8-6）计算安全系数 取 ，所以该截面安全。4.1.2 轴的结构设计及其强度校核1. 根据机械传动方案整体布局，拟定轴上零件的装配方案。拟定不同装配案进行分析比较，选用下图所示的装配方案。2. 选择轴的材料轴的材料选45钢，调质处理。其力学性能由表8-1查得， ，。根据表8-3，取。图4-2-a3. 求轴的功率，转速和转矩由2.2可知: 4. 初步估算轴的直径由式（8-2）初步估算轴的最小直径为 5. 轴的结构设计（如图4-2-a）6. 按弯扭合成强度条件计算此轴为惰轮轴，通过轴承与齿轮相

34、连，只起传动作用。这里为安全起见，假设齿轮上的力传动到轴上，对起进行受力分析计算和强度校核。由所确定的结构图（图4-2-a）可确定出简支梁的支撑距离，据此求出齿轮宽度所在的中点所在的截面的、值。(1) 画出轴的计算简图（如图4-2-b）为计算方便，将轴上的作用力分解到水平面和垂直面内计算。取集中力作用于轴上零件的中点。(2) 计算轴上外力齿轮的圆周力齿轮的径向力 (3) 求支反力水平面内支反力 同理： 垂直面支反力 同理: (4) 计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩 垂直面弯矩 合成弯矩 (5) 画转矩图（图4-2-b）图4-2-b(6)进行强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭

35、矩的截面的强度。由式（8-4）得 所以轴的强度足够。7. 按疲劳强度的安全系数校核计算(1) 判断危险截面危险截面的位置应是弯矩和转矩较大及截面面积较小且应力集中较严重处。当在统一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，靠齿轮右边的截面上弯矩最大，截面处有齿轮配合和花键引起的应力集中，都应进行疲劳强度的安全系数计算，以截面处进行校核。(2) 在较细轴的一端截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力幅（按脉动循环变应力计算） 扭转平均切应力 按附图、按附图查得 ， 由 ，按附图5查得尺寸系数 ，

36、由于轴精车加工， 按附图8查得表面质量系数。按式（2-7a）和式（2-7b）计算可得综合影响系数值为轴材料是45钢，查表8-1取弯曲等效系数，扭转等效系数。只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得 由式（8-6）计算安全系数 取 ，所以该截面安全。4.1.3 轴的结构设计及其强度校核1. 根据机械传动方案整体布局，拟定轴上零件的装配方案。拟定不同装配方案进行分析比较，选用如图（4-2-a）所示的装配方案。2. 选择轴的材料轴的材料选45钢，调质处理。其力学性能由表8-1查得， ，。根据表8-3，取。3. 求轴的功率，转速和转矩由2.2可知: 图4-3-a4. 初步估算轴的直径由式（8-2）初

37、步估算轴的最小直径为 轴的最小直径是按安装轴承处的直径，为了使轴与所选用的滚动轴承的内圈直径相适应，且根据轴的受力情况，选用滚动轴承22222C，其基本尺寸为。则轴的最小直径取110mm。5. 轴的结构设计(图4-3-a)6. 按弯扭合成强度条件计算由所确定的结构图（图4-3-a）可确定出简支梁的支撑距离，.据此求出齿轮宽度所在的中点所在的截面的、值。(1) 画出轴的计算简图（如图4-3-b）为计算方便，将轴上的作用力分解到水平面和垂直面内计算。取集中力作用于轴上零件的中点。(2) 计算轴上外力齿轮的圆周力齿轮的径向力 (3) 求支反力水平面内支反力 同理： 垂直面支反力 同理: (4) 计算

38、轴的弯矩，并画弯矩图（图4-3-b）水平面弯矩 垂直面弯矩 合成弯矩 (5) 画转矩图（图4-3-b）(6) 计算并画当量弯矩图（图4-3-b） 转矩按脉动循环变化计算，取得： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度。由式（8-4）得 （由于此处为齿轮轴，因此取齿轮4的齿根圆直径，因为是直齿圆柱齿轮，正常齿制，则）所以轴的强度足够。图4-3-b7. 按疲劳强度的安全系数校核计算(1) 判断危险截面危险截面的位置应是弯矩和转矩较大及截面面积较小且应力集中较严重处。当在统一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，靠大齿轮左边截面

39、处弯矩最大，截面处有齿轮配合和花键引起的应力集中，都应进行疲劳强度的安全系数计算，以截面处进行校核。(2) 在较细轴的一端截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力幅（按脉动循环变应力计算） 扭转平均切应力 按附图、按附图查得 ， 由 ， 按附图5查得尺寸系数 ， 由于轴精车加工， 按附图8查得表面质量系数。按式（2-7a）和式（2-7b）计算可得综合影响系数值为轴材料是45钢，查表8-1取弯曲等效系数，扭转等效系数。只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得 由式（8-6）计算安全系数 取 ，所以截面安全。4.1.4 轴的结构设计及其强度校核1. 根据机械传动方案整体布局，拟定轴上零件的装配方案。拟定不同装配方案进行分析比较，选用下图所示的装配方案。图4-4-a2. 选择轴的材料轴的材料选45钢，调质处理。其力学性能由表8-1查得， ，。根据表8-3，取。3. 求轴的功率，转速和转矩由2.2可知: 4. 初步估算轴的直径由式（8-2）初步估算轴的最小直径为 轴的最小直径是按安装轴承处的直径，为了使轴与所选用的滚动轴承的内圈直径相适应，且根据轴的受力情况，选用调心滚子轴承，其基本尺寸为。则轴的最小直