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1 摘 要 煤矸石自動分離機是一種煤矸石自動分離裝置，該裝置能有效實現煤矸石分離； 生產效率高；分離后的煤矸石可用來制造適應于電鍍的零件，后的煤矸石無殘留粘 結劑；生產成本低。 本課題主要是對煤矸石自動分離裝置進行結構設計，滿足分離機速度無級可調， 同時實現寬度 200mm 以內、厚度 2mm 以內、長度不限的廢舊貼塑煤矸石中鋼與塑料 自動分離，從而實現煤矸石與塑料的分別回收利用。 本文分析了煤矸石分離機傳動裝置的結構及功能，對其應用和發(fā)展現狀進行了 介紹。在充分掌握了煤矸石分離機傳動裝置的結構及功能后，對煤矸石分離機傳動 裝置的作業(yè)環(huán)境和工藝需求進行研究分析，進行了電機的選型和動力輸出方式的選 擇。由此選擇煤矸石分離機傳動裝置中減速器的結構形式并擬定了傳動方案。根據 所確定的傳動方案，展開減速器詳細結構和內部零部件的設計，主要包括傳動齒輪、 軸和卷筒的設計。該煤矸石分離機傳動裝置主要根據我國目前建筑機械系統的發(fā)展 現狀而設計，為改善目前主要生產的煤矸石分離機傳動裝置的適用安全性能和穩(wěn)定 性、適用性，提高勞動生產率，有利于降低勞動強度。煤矸石分離機傳動裝置是今 后建筑機械系統的發(fā)展方向。 關鍵詞：煤矸石；自動分離；分離機； 2 目錄 摘要 --------------------------------------------------------------------1 目錄 --------------------------------------------------------------------2 1 緒論 ------------------------------------------------------------------3 1.1 研究背景及意義 ----------------------------------------------------3 1.2 煤矸石自動分離機的工作原理 ----------------------------------------5 1.3 煤矸石自動分離機的發(fā)展趨勢 ----------------------------------------8 2 煤矸石自動分離機的總體設計 --------------------------------------------9 2.1 擬定主要技術參數 --------------------------------------------------9 2.2 傳動裝置的選擇 ----------------------------------------------------9 3 傳動裝置的設計 -------------------------------------------------------12 3.1 動力輥道的設計 ---------------------------------------------------12 3.2 鏈傳動設計計算 ---------------------------------------------------13 3.3 鏈輪的結構設計 ---------------------------------------------------17 3.4 鏈傳動的張緊 -----------------------------------------------------22 3.6 動力輥軸的設計 ---------------------------------------------------23 3.7 鍵的設計 ---------------------------------------------------------25 3.8 軸承的選擇 -------------------------------------------------------26 總結 -------------------------------------------------------------------27 參考文獻 ---------------------------------------------------------------28 3 1 緒論 1.1 研究背景及意義 為提高煤炭燃燒效果，需在燃燒前對煤炭進行選煤處理，即去除煤矸石及達不 到標準的煤炭。由于傳統的選煤工藝是通過水洗方法進行的，所以選煤又稱為洗煤 工藝。據統計，美國、日本等發(fā)達國家的原煤洗選比例高達 90%，俄羅斯約為 60%， 而我國由于受到資源、能源和技術條件的限制，電廠每年洗選的原煤只占全部電廠 消耗原煤的 1/4，但仍超過了 5 億噸。傳統方法每洗 1 噸煤消耗 3 噸清潔水，盡管 水經過處理后可循環(huán)使用，但目前每噸煤仍需耗費約 1 噸水。水量消耗大、水處理 技術和設備投資大、洗過的煤含有水分降低燃燒效率是洗煤工藝存在的缺陷。另外， 洗煤后尾礦儲存管理存在的風險等都需要解決。 澳大利亞公司發(fā)明的干法掃描選煤技術（）能夠實現無水、精確選煤，并可以 大大降低選煤成本。由于系統是電腦模塊控制，有利于達到選礦特殊要求、控制精 度和降低維護、運營成本以及擴大產能。該技術的主要原理是：利用各種頻率的激 光對不同礦物質（煤）、煤矸石等的不同反射性能建立標準數據庫。首先利用履帶 將經過粉碎的備選煤炭輸送到約 2.5 米的高處呈蘑菇狀落下，由位于“蘑菇”中心 的 50000 轉/分的特殊激光束完成對每塊煤進行 4000 次的快速掃描。在此后下降的 90mm 中與數據庫進行比對確定此煤是否符合標準，并在繼續(xù)下落過程中由分布在設 備周圍的高壓噴槍將檢測出需分離的“石頭”吹到“蘑菇”中心。最終，兩條履帶 將煤和石頭分別送出。 就運營成本而言，目前澳大利亞的洗煤成本每噸在 2.5-5 澳元，而利用干法掃 描選煤技術則不足 1 澳元。 基本建設投資是，平均噸煤/小時能力的投資約 1.5 萬澳元，即建造一臺檢測煤 塊直徑約 40-50mm 的 100 噸/小時的設備需要投資 150 萬澳元（不包括地基與塔架等 鋼結構費用）。如果煤的直徑增大則處理數量會提高。據技術發(fā)明人介紹，由于激 光對每塊煤都進行掃描記錄，可辨別每一批次和礦井的煤質量，所以這一技術的優(yōu) 點還在于能對不同批次和出自不同礦井的煤進行比較選擇。而且這一技術可以推廣 到各種礦藏的選礦工藝。由于沒有了水，也可以避免類似我國山西出現的尾礦潰壩 重大災害事故。該技術可以與中方有關機構開展合作，但目前階段核心技術仍在澳 4 大利亞生產，鋼結構和其它設備在中國生產（這部分超過總投資的一半）。 由澳大利亞昆士蘭州發(fā)明家發(fā)明的激光干法選煤系統，是一項革命性的無水選 煤技術，它將替代目前在煤炭行業(yè)和采礦業(yè)廣泛使用的水洗選煤法。目前系統樣機 已成功制出，發(fā)明人正積極尋求中方戰(zhàn)略合作伙伴，共同將此項新技術推廣到中國 乃至全球市場。 干法選煤系統由多個模塊組成，通過遠程電腦工作站統一控制管理。系統處理 的煤塊粒度目標范圍為 10-75mm。為了達到最佳的運行效率，將打碎后的原煤按粒 度篩分成若干組，每個模塊各自負責處理某一特定粒度的組別。根據煤塊粒度不同， 其選洗能力為每一模塊 80-150 噸/小時不等 二、激光分離煤矸石的運作原理 輸送器首先將分好粒度的原煤塊送進漏斗，煤塊經由漏斗進入豎管。豎管設有 可調整的端子來控制煤塊在圓錐形分散板上的速度。高速旋轉的分散板使自由落體 到觀測區(qū)的煤塊形成一個單層的圓柱形面，供激光裝置辨認。激光裝置根據灰分值 辨別出煤矸石，并用高壓噴射氣流將其分隔到分離滑道內。而真正的煤塊則繼續(xù)流 經外流區(qū)，經減速板減速后，徐緩掉落到成品輸送帶上。分離出的煤矸石則從另一 個減速板落到廢料輸送帶，從而成功地分離出煤矸石。 整個系統由操控中心控制。操作員用簡單的鼠標操作,控制各模塊及工藝流程參 數，例如，任一單元的進料情況等。操作員可依據需要，實時調整選舍點的計算程 序。附加的軟件還能針對特定的目標質量，如黏土或鐵粒雜質，實施專項清除。 傳統選煤系統無法提供經洗選的煤品的統計信息。而對每一塊通過系統的煤品， 都采集了多達 6000 多個數據。這些統計數據可幫助操作員、產品部門和管理層更好 的了解工廠的運作情況和采礦程序。附加軟件還可分析其他相關信息，如煤塊尺寸 分布情況、高灰分煤塊數量等等。也可統計每個礦區(qū)特定的數據。 1、大幅降低運行成本、維護費用與能耗（按澳洲成本測算，噸煤洗選成本僅為 水洗成本 20%-50%）。 2、無需使用水及與水處理相關的設施，可大量節(jié)約水資源及水處理設施的投資， 并使缺水地區(qū)煤礦建設選煤廠成為可能。 3、無需處理廢水，無須設置廢水尾庫，大大降低選煤廠對環(huán)境的破壞。無水處 理相關的能量損耗。 4、洗選效率不低于現有水洗系統，不額外增加選后精煤的水分。因此，使用相 同質量的煤可獲得更高能量輸出。 5 5、具有特殊雜質處理能力（FeS2,鐵礦粒,粘土）。而水洗系統中，粘土摻水后 形成的漿狀物會使系統效率降低。同時水洗系統也無法去除煤塊中所含鐵粒等可導 致損壞球磨機械的雜質。 6、安全、先進的電腦軟件系統，為生產管理提供高效可靠的保障。通過自診斷， 自動維護提示，將故障率最小化?？煽焖俑鼡Q、即插即用部件，令系統運行時間最 大化。 7、具有遠程系統操作與監(jiān)控管理能力?？蓪崟r調整選舍點及優(yōu)化系統各項運行 參數，靈活快速滿足用戶對洗精煤品質指標的需要。 8、由于采用模塊化設計，項目建設周期大幅縮短，可使用戶早日獲得更高回報 煤炭，在可見的未來，仍將會是世界上最重要的能源資源之一。作為全球最大 的煤炭生產與消費國家，中國目前每年近 20 億噸發(fā)電用動力煤的入洗率僅為 20%左 右，與先進國家的 70%-90%的入洗率相比，還有極大的改善空間。然而，受限于各 地尤其是產煤地區(qū)水資源的缺乏，以及各地環(huán)保標準的日漸提高，傳統的水洗煤方 案的推廣，早已面臨兩難局面。實現以更低的運行費用，達到與水洗廠相當的除灰 水平，在無需用水的情況下，取得減排成效。 1.2 煤矸石自動分離機的工作原理 煤矸石自動分離機是一種煤矸石自動分離裝置，包括按照進料順序依次連接的 傳送結構、煤矸石分離機構、機構，其主要特征在于： 1.傳送機構包括壓緊輥、設置在壓緊輥下方并與壓緊輥外圓相切的動力輥,壓緊 輥通過滑塊機構與機架上下滑動連接;動力輥的端部設有鏈輪,鏈輪通過鉸鏈與動力 機構連接。傳送機構的滑塊機構包括滑動腔體,滑動腔體內設有滑動塊,滑動腔體的 頂部設置有上蓋板,滑動塊通過調節(jié)螺桿與上蓋板螺紋連接,在調節(jié)螺桿的端部設置 有鎖緊螺母；機構的滑動機構與傳送機構的滑塊機構的結構相同。 2.煤矸石分離機構包括煤矸石分離導向板,在煤矸石分離導向板上設置 8 根煤矸 石分離導向棍,按照進料順序依次分為五排,其中第一排、第二排、第四排分上下相 切的兩根輥,第三排和第五排為單根上棍,在第三排單根上棍的下方設置有與熱風裝 置連通的熱風管,在第四排下棍的下方設置有去污刮刀,在第五排單根上棍的下方設 置有煤矸石分離刀。 3.機構包括上壓緊輥、設置在上壓緊輥的下方、并與上壓緊輥外圓相切的輥,上 壓緊輥通過滑動機構與機架上下滑動連接；輥的端部設有帶輪,帶輪通過傳動帶與傳 動裝置連接。 6 煤矸石自動分離裝置,還有另外一些特征在于: 傳送機構進料端的入口處,設置有送料導向機構,該送料導向機構包括導向板、 設置在導向板上的導向輥； 機構出料端的出口處,設置有與送料導向機構相同結構的出料導向機構； 動力輥通過鉸鏈與動力機構連接,在鉸鏈的一側設置有張緊鏈輪。 1、污水型水泵抽取清水，通過洗車注水管注入攪拌車；洗完后的污水及殘渣倒 入洗車排水漏槽，由泥沙型水泵抽取攪拌池的污水形成高速流動水流沖入煤矸石分 離機；砂與石被沙石分離機從污水中分離出來，可重新成為攪拌混凝土的原材料， 而污水通過排水槽回到攪拌池； 2、攪拌池的攪拌器周期性轉動，使水質保持均勻；污水通過注入水稀釋，可通 過泥砂型水泵、回收計量管件直接抽到攪拌主機，成為攪拌混凝土的材料；計量過 程中多余的泥漿水又通過回流計量管件流回攪拌池；計量管件中的電磁閥和排水氣 動蝶閥保證計量精度； 煤矸石分級機與清水蓄水池相連，每次分離污水后用清水沖洗，保持內部清潔； 標準配置安裝現場一般有 4 個攪拌池和 1-3 個清水池，攪拌池上均安裝有攪拌 器及池面安全鍍鋅格板，用 PLC 系統控制攪拌工作，防止污水沉淀；各個攪拌池、 清水池按一定的順序排列，表面下有水流通道相通，表面上有水泵相連；當攪拌池 水量不足時，通過水泵向前補充清水，保持水量穩(wěn)定；當攪拌池水量過多時，又會 通過表面下的溢流孔回流，并在回流過程中是水質得到澄清； 通過整個攪拌站內排水溝的引導和改造，可將整個工地其他的污水通過排水溝 聚集于下一個沉淀池，用水泵將池里的水抽回納入以上的水循環(huán)系統之中重新利用； 而澄清池中的水又可抽取以供車的外表沖洗或地面沖洗等各種用途，所產生的污水 通過排水溝回到沉淀池，得到重新利用，實現整個工地的水循環(huán)，真正實現污水的 零排放。 沙石污水回收系統由洗車系統、煤矸石分離系統和泥漿回收系統組成，三者形 成一個密不可分的循環(huán)系統。洗車系統由罐車傾斜停車臺、注水管、洗車排水槽及 水泵組成，罐車清洗全程約五分鐘；煤矸石分離系統主要由煤矸石分離機構成；泥 漿回收系統由泥漿攪拌機、攪拌池、清水池及自動控制組成，煤矸石機溢流出來的 泥漿水經排水溝流向沉淀池，通過三級沉淀后再由水泵抽回，循環(huán)使用。該系統為 全自動控制，操作簡便、安全可靠，無需派專人看護。該系統可獨立安裝煤矸石回 7 收系統，也可在自有煤矸石分離機的基礎上在安裝泥漿回收系統。真正做到罐車清 洗出來混凝土、報廢混凝土、派送后多余的混凝土中砂、碎石、泥漿、水的 100%回 收再利用，并做到污水污泥的零排放、零清理、零外運。 福建省仕明重型機械有限公司生產的煤矸石分離機處理能力大，煤矸石、砂及 污水分解迅速，同時可洗凈一至三部混凝土罐車。煤矸石分離機為混凝土回收系統 的核心設備。該機設計上采用德國先進的混凝土回收技術，結合了滾筒式分離和螺 旋篩式分離的特點，對易損件部分及排石、排砂做了大量的改進，具有操作簡單， 智能控制，機械結構簡單、安全、易保養(yǎng)，磨損率低等特點。安裝本設備后可大大 提高產能，降低耗電、耗水、原材料及其他費用，同時極大改進企業(yè)的管理模式和 操作方法。為企業(yè)節(jié)省大量的人力、物力、財力，且維修方便，以其超高投資回報 率更讓它成為每個攪拌站的必備產品。而安裝此設備所建立起的環(huán)保型、全封閉式 現代化智能管理企業(yè)形象對節(jié)約管理資源，改善企業(yè)員工工作環(huán)境，樹立行業(yè)品牌， 爭取更多的客戶和業(yè)務有極大幫助，為企業(yè)在激烈的市場競爭中提供更強有力的競 爭武器！ 在國外嚴格的反污染措施使用混凝土攪拌站非常重視混凝土設備洗刷水的回收 使用，骨料即水泥漿都被回收并用于混凝土生產。在我國隨著人們環(huán)保意識的不斷 提高，這一問題必將引傳動視。這項技術不僅能夠取得一定的經濟效益，其社會效 益更是無法低估。以前面所說中等規(guī)模的攪拌站為例，混凝土運輸車 20 部，沖洗一 輛運輸車用 1-2 噸水，每臺班刷車 2 次，每天至少使用清水 40-80 噸，而實際使用 往往還要多些。每輛車每臺班每分離出煤矸石 100 公斤，每年大約可節(jié)省煤矸石材 料費 5.8 萬元，水費 9.3 萬元，僅此兩項節(jié)省 15 萬元，在加上節(jié)約的排污費及節(jié)省 的混凝土余料的處理費，預計全年節(jié)省資金 20 萬元左右，而且更值得一提的是實現 了零排污排放，對環(huán)境的保護起到了積極地作用。 1.3 煤矸石自動分離機的發(fā)展趨勢 1.大型化因為基礎工業(yè)的發(fā)展，以及現代化重工業(yè)的發(fā)展，促進了大量大型鋼 材的生產，從而促進大型煤矸石分離機的發(fā)展。從而使得其更能適應更寬更厚的貼 塑煤矸石的加工處理。 2.采用先進的電子技術廣泛的采用先進的電子技術，主要是為了實現煤矸石分 離機的自動控制和遙控。 3.高速化滿足生產率日漸更快的要求，進料速度與出料速度大幅度提高。 4.智能化智能化系統是通過引入專家系統和人工智能技術，使其具有人類專家 8 的知識和經驗，具有學習、推理、聯想和判斷的功能，這種系統能夠模擬人類專家 的思維方式，模擬人類專家如何運用自己所擁有的知識與經驗來解決實際問題的方 法和過程，在加工過程中適時地給出智能化提示，告訴設計人員當前設計存在的問 題，下一步該做什么，給予設計人員如何解決現有問題的提示，能夠給予設計人員 有效的幫助。然而人類思維方式的表達和模型的建立還有待繼續(xù)予以研究和完善。 5.集成化現代集成控制技術是不可改變的發(fā)展潮流，將企業(yè)設計領域的煤矸石 分離信息與企業(yè)經營管理領域的信息進行綜合集成，實現從產品生產到回收利用以 至經營管理的整個生命周期的信息集成，從而保證產品數據的有效性、完整性和共 享性，以取得企業(yè)的綜合經濟效益。 6.網絡化網絡技術是計算機技術和通信技術相互滲透、密切結合的產物，在計 算機應用和信息傳輸中起著越來越重要的作用，現代任何產品的實現包括實現貼塑 煤矸石的煤矸石分離同樣離不開網絡技術。通過計算機網絡可將分散在不同地點的 煤矸石分離工作站和服務器按一定網絡拓撲結構連接起來，可實現不同地區(qū)產品加 工信息的快捷、可靠地交換，共享網絡的軟硬件資源，可大大提高相互之間的合作。 9 2 煤矸石自動分離機的總體設計 2.1 擬定主要技術參數 在分離機的結構設計中，通常取典型結構的設計參數進行計算，其他情況下可 以改變部分參數進行參數化設計。 轉鼓結構參數為： 轉鼓內徑Do=0.790m； 篩網內徑D=0.762m； 圓柱形轉鼓有效長度L=0.457m： 開孔環(huán)板有三種不同的厚度tl=0.015m，h=0.028m，t3=0.04m； 鋼管內徑破=0.04m，外徑00=0.06m： 操作參數： 分離因數Fr=500； 軸功率N=29.4kW(40hp)； 轉鼓材料OCrl7Ni12M02N的特性： b=500MPa; 0.2=275MPa 材料密度=7.98x1000kgm3； HRB=95，HV=220，HBS=217 楊氏模量E=2.1ellPa： 泊松比=0.3; 物料參數： 生產能力 Q=60th(連續(xù)進料)； 2.2 傳動裝置的選擇 電動機選擇，選擇電動機包括選擇電動機類型、結構形式、功率、轉速和型號。 電動機的類型和結構形式應根據電源種類(直流或交流)、工作條件(環(huán)境、溫度 等)、工作時間的長短(連續(xù)或間歇)及載荷的性質、大小、起動性能和過載情況等條 件來選擇。工業(yè)上一般采用三相交流電動機。Y 系列電動機（摘自 JB/T8680.1 1998）為全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，是按照國際電工委員會（IEC）標準 設計的，具有國際互換性的特點。用于空氣中不含易燃、易炸或腐蝕性氣體的場所。 10 適用于電源電壓為 380V 無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、運輸機、攪拌機、 農業(yè)機械、破碎機等。也用于某些需要高啟動轉矩的機器上，如壓縮機。 同一功率的異步電動機有同步轉速 3000、1500、1000、750r/min 等幾種。一般 來說，電動機的同步轉速愈高，磁極對數愈少，外廓尺寸愈小，價格愈低；反之， 轉速愈低，外廓尺寸愈大，價格愈貴。當工作機轉速高時，選用高速電動機較經濟。 但若工作機轉速較低也選用高速電動機，則這時總傳動比增大，會導致傳動系統結 構復雜，造價較高。所以，在確定電動機轉速時，應全面分析。在一般機械中，用 得最多的是同步轉速為 1500r/min 或 1000r/min 的電動機。 電動機的功率選擇是否合適，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。功率選 得過小，不能保證工作機的正常工作或使電動機長期過載而過早損壞；功率選得過 大，則電動機價格高，且經常不在滿載下運行，電動機效率和功率因數都較低，造 成很大的浪費。 電動機功率的確定，主要與其載荷大小、工作時間長短、發(fā)熱多少有關。對于 長期連續(xù)工作的機械，可根據電動機所需的功率 P 來選擇，再校驗電動機的發(fā)熱和d 啟動力矩。選擇時，應使電動機的額定功率 P 稍大于電動機的所需功率 P ，即e d P P 。對于間歇工作的機械， P 可稍小于 P 。ed ed 本課題中電機所需功率為 P =0.44kW,因為電動機的額定功率 P 要稍大于電動d e 機的所需功率 P ，所以取電機的額定功率為 3kW，電源電壓為 380V，同步轉速為d 1000r/min，滿載轉速為 960r/min，所選電機型號為 Y132S-6。 本課題中動力輥的線速度為 15m/min 則計算的動力輥軸上的轉速為：minr406.31nDve 式中 v---動力輥的線速度（m/min）； D---動力輥的直徑（mm) 所選電機的滿載轉速為： inr960n 所以，傳動比為： 217./i0e總 傳動比誤差為： %5 3.0.2- 本課題中，電機將運動通過減速器傳動到輸出軸，通過帶輪將運動傳遞到動力 輥軸再傳遞到動力輥。設計時，選擇帶傳動的傳動比為 1，則輸出軸轉速為： 11 minr63.4/n0i 該結構要實現無級調速，綜合考慮，選擇 BWD12 型減速機。 B 系列擺線針輪減速機是依照少齒差行星傳動原理，擺線針齒嚙合實現減速的 一種機械。該機分臥式、立式、雙軸型和直聯型等裝配方式，是冶金、礦山、建筑、 化工、紡織、輕工業(yè)等行業(yè)的首選設備。 該系列減速機具有一下特點： 擺線減速機減速比大，效率高：一級傳動減速比為 987，雙級傳動減速比為 1215133，多級組合可達數萬，且針齒嚙合系套式滾動摩擦，嚙合表面無相對滑動， 故一級減速效率達 94%。 2.針輪減速機運轉平穩(wěn)，噪音低：在運轉中同時接觸的齒對數多，重合度大， 運轉平穩(wěn)，過載能力強，振動和噪音低，各種規(guī)格的機型噪音小。 3.使用可靠，壽命長：因主要零件是采用高碳合金鋼淬火處理（HRC58-62）， 再精磨而成，且擺線齒與針齒套嚙合傳遞至針齒形成滾動磨擦付，磨擦系數小，使 嚙合區(qū)無相對滑動，磨損極小，所以經久耐用。 4.結構緊湊，體積?。号c同功率的其它減速機相比，重量體積小 1/3 以上，由 于是行星傳動，輸入軸和輸出軸在同一軸線上，以獲得盡可能小的尺寸。 12 3 傳動裝置的設計 3.1 動力輥道的設計 動力輥道由動力輥桶組件、鋁旁板、片架、拉桿、承座、驅動裝置和鏈條組成。 無動力輥道由無動力輥桶組件、鋁旁板、片架、拉桿、承座組成。動力輥道由驅動 裝置帶動牽引鏈條，鏈條帶動各動力輥桶上的鏈輪轉動，從而由轉動的輸送工作。 無動力輥道由人推拉工件或工件擠壓工件，在可自由的輥筒上移動。 動力輥的設計要求： 滿足制造安裝要求，輥應便于加工，輥上零件要方便裝拆： 滿足零件定位要求，輥和輥上零件有準確的工作位置，各零件要牢固而可靠地相 對固定； 滿足結構工藝性要求，使加工方便和節(jié)省材料； 滿足強度要求，盡量減少應力集中等。 動力輥的主要作用有以下幾點： 緩沖作用：主要是為了緩沖貨物對輸送機的沖擊，高效的緩沖托輥不僅能夠 起到托輥的作用，而且還能降低貨物的沖擊，延長輸送機的使用壽命 承重作用：輥的作用是承重，并且起到輸送的作用。固定式動力輥經常用在 固定式輸送機，一般間距在 1.2-1.5M 之間； 傳遞動力：通過壓緊力帶動煤矸石勻速移動。 動力輥輥身長度與煤矸石的最大寬度之間的關系： （4-2）abLmx 式中： 煤矸石的最大寬度，mm； 輥身長度的裕量系數，它決定于煤矸石的最大寬度。 當 =2001000mm 時，a=100mm；ax 當 =10002500mm 時，a=100 200mm；mb 當 2500 時，a=200400mm；ax 因為該煤矸石分離機生產的產品的最大寬度為 200mm，根據如上選取 a=200mm, 工作輥輥身 L=300mm。 為了保證軋輥的扭轉剛度，在選擇軋輥直徑時應該同時考慮輥身長度的影響。 軋輥輥身長度與軋輥直徑之比通常取為： 工作輥 =2.54.0。WDL/ 初選 =2.7，所以 =110mm。W 輥頸軸肩位于輥身和輥頸之間，是一個對稱結構。它主要是起到過渡和軸向定 位作用。由輥身直徑 =110mm 可選擇輥頸軸肩 ，根據圖 10.9 中公式計算mDj80 得輥頸軸肩的長度 。ml16 輥頸位于輥頸軸肩的兩側，是一個對稱的結構。 軋輥輥頸尺寸一般為： 滾動軸承 Dd).05( 滑動軸承 76 式中： 輥頸直徑； 13 輥頸軸肩。D 所以根據輥頸軸肩 =80mm 可知輥頸 =4048mm。軋輥輥頸與軸承連接在一起jDWd 的。 本次設計需要采用滾動軸承，滾動軸承類型選擇是非常重要的，在選擇軸承類 型時，應根據企業(yè)的實際生產情況，綜合考慮各類軸承的特點及應用場合，從中選 出較最合適的軸承類型。根據本次煤矸石分離機的設計要求，比較圓柱滾子軸承、 圓錐滾子軸承、推力球軸承、深溝球軸承、角接觸軸承、調心球軸承的特點，并考 慮到動力輥在傳遞功率和扭矩的時候其要求軸承主要承受徑向載荷和少量的軸向載 荷，且極限轉速很高，故軸承類型選擇角接觸球軸承且成對使用。軋輥輥頸上安裝 軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合直徑內徑系列。由軸承產品目錄中初步選 取 0 基本游隙組，標準精度級的單列角接觸球軸承型號 7208AC 型。 查軸承手冊，如表 3-1 所示，內徑 ，外徑 ，寬度 。md40m80D18B 根據軸承內徑可知輥頸 =40mm。Wd D B 軸承代號 35 72 17 7207AC 35 72 17 7207C 40 80 18 7208AC 40 80 18 7208C 45 85 19 7209AC 45 85 19 7209C 表3-1 另外此處為了滿足結構需求，故用的是帶座軸承即軸承安裝在軸承座內。已知 軸承座的寬度為80mm。又因為鏈輪需要離軸承座相隔一段距離避免干涉，根據實際 情況的需要取鏈輪和軸承座相隔的距離為60mm。因此輥頸的總長度 。m602l 3.2 鏈傳動設計計算 傳動鏈有環(huán)行焊接鏈和片式關節(jié)鏈。焊接鏈與鋼絲繩相比，優(yōu)點是 撓性大，鏈輪片齒數可以很少，因而直徑小，結構緊湊，其缺點是對沖 擊的敏感性大，突然破斷的可能性大，磨損也較快。 另外，不能用于高速，通常速度小于 0.1 米/秒（用于星輪），速 度小于 1 米/秒，用于光輪卷筒。片式關節(jié)鏈的優(yōu)點：撓性較焊接鏈更 好，可靠性高，運動較平穩(wěn)。缺點：有方向性，橫向無撓性，比鋼絲繩 重，與焊接鏈差不多，成本高，對灰塵和銹蝕膠敏感。 傳動鏈用于傳動量小，起升高度小，起升速度低的傳動機械。為了 攜帶和拆卸方便，鏈條的端部鏈節(jié)用可拆卸鏈環(huán)。 14 片式關節(jié)鏈是由薄剛片以銷軸鉸接而成的一種鏈條。焊接鏈與片式 關節(jié)鏈選擇計算方法相同。 根據最大工作載荷及安全系數計算鏈條的破壞載荷,PF以 來 選 擇 鏈 條 ， max,PFs （N）Fmax鏈條最大工作載荷（N）破 壞 載 荷 S安全系數（按手冊 28.175 選取） 選擇片式關節(jié)鏈中的傳動用短節(jié)距精密磙子鏈 結構和特點： 由外鏈節(jié)和內鏈節(jié)鉸接而成。銷軸和外鏈板、套筒和內鏈板為靜配 合；銷軸和套筒為動配合；磙子空套在套筒上，可以自由轉動，以減少 嚙合時的摩擦和和磨損，并可以緩和沖擊，故選擇單排短節(jié)距磙子鏈。 1、設計標準 準 GB/T1815002000滾子鏈傳動選擇指導是鏈傳動設計選 擇標準。此標準等同采用 ISO10823。 2、鏈輪齒數 小鏈輪齒數取 =25，傳動比 i=2.51Z 大鏈輪齒數 =i =2.525=62.5 取 622 3、實際傳動比 i= = =2.4821Z65 4、鏈輪轉速 初選小鏈輪線速度 =0.1m/s，1V 估選小鏈輪直徑 d=160mm， 則大鏈輪直徑 D=id=2.48160=396mm 由大鏈輪和小鏈輪在同一軸上，故大鏈輪上的線速度 = =0.12.48=0.248m/s，則與電機相連的小鏈輪的線速度2V1Dd = =0.248m/s3 15 則其轉速為 = = =30m/s1n2VR0.486 則大鏈輪轉速為 = = =12r/min21i3. 5、修正功率 cp 小鏈輪傳遞功率為 P=2.4kW 故 =2.41.41=3.36kWc 式中參數： 查機械設計手冊表 14.2-4，工況系數 =1.4，1f 主動鏈輪齒數系數 =1，2f 6、鏈條節(jié)距 P 由修正功率 =3.36kW 和小鏈輪轉速 =30r/min，根據機械設計手cp1n 冊 2，查取鏈節(jié)距 P=12A，即 P=19.05mm 7、初選中心距 0pa 因結構上未限定，咱取 =350p 8、鏈長節(jié)數 0X =2 + +0Xpa12z3opfa =235 +564.8 =114.49 取 =114 節(jié)，式中 = =34.680X3f25() 9、鏈條長度 L L= = =2.17m01p4.5 10、理論中心距 A A=P 021()aXZK =19.05（2114-62-25）0.24645 =662mm 式中， =0.24645，由機械設計手冊 2 插值法求得a 11、實際中心距 = - =663-0.004662=659mmA 16 12、與電動機相連的鏈輪上鏈的轉速 =v160znp = 2539. =0.238m/s 13、有效圓周力 F F= = =10000N10pv2.438 14、作用于軸上的拉力 Q =1.2110000.QAFK =12000N 15、潤滑方式的確定 根據鏈號 12A 和鏈條速度 V=2.1m/s，由圖 14.2-5，選用潤滑范圍 3 即油池潤滑或油盤飛測潤滑， 16、鏈條標記 根據計算結果，采用單排 12A 滾子鏈，節(jié)距為 19.05mm，節(jié)數為 114 節(jié)，其標記為： 2A-1114.GB/T1243-1997 鏈條參數為： 節(jié)距： 19.05pm 滾子直徑： d 內鏈節(jié)內寬： 12.7b 銷軸直徑： 596 套筒孔徑： 3.d 鏈條通道高度： 184hm 內鏈板高度： 2.0 外中鏈板高度： 356 過渡鏈節(jié)尺寸： 17.9l29.14lm0.c 排距： 28tp 內鏈節(jié)內寬： 7.5bm 17 外鏈節(jié)內寬： 317.8bm 銷軸全寬： 4269 3.3 鏈輪的結構設計 1、鏈輪齒數 傳動機構中大鏈輪齒數 =62，2z 其他所用鏈輪尺寸與小鏈輪標準相同， =25；1z 2.配用鏈條的節(jié)距、滾子外徑、排距 查機械設計手冊 2 表 14.2-2 配用鏈條的節(jié)距 P=19.05mm 滾子外徑 =11.91mmrd 排距 =22.78mmtp 分度圓直徑 d = = =152mm1d 018sinz80259.i = = =376mm2 0218izp01862.i 4.齒頂圓直徑 ad =maxD.5rp129.01.64mina1.()rpdz.6529.05.18maxd1.rpd376.259.01.38m minad2(1)rdz 18 1.637()9.051.28m 可在 和 之間選取，但當選 時，應注意用展成法加工adaxindmaxd 時又可能發(fā)生頂切，故由 =164mm =158mm 取 =160mmmaxDminaaD =388mm =378mm,取 =380mmdidd 若為三圓弧一直線齒形，則 =p(0.54+ )a 018cotz 5.齒根圓直徑 fd1fd521.940.rDm2f3736r 6.分度圓弦齒高 ah1maxh10.8(.65).5rpdz..29.01.965086m1minah.().(5.)3.57rpdm2ax2..rz0.8(.65)19.501.9m 2minh.().(.)3.57rpdm 是為簡化放大齒形圖的繪制而引入的輔助尺寸， 相應于 ，a maxhmaxd 相應于 ，故 取介于 與 之間的數，即可取inminaahaxinh =4mm, =5mm1ah2 若為三圓弧一直線形齒則 =0.27pa 19 7.最大齒根距離 xL 奇數齒 =dx09coszrd 偶數齒 = =dfr 由 =25 故 =1z1xL019csrz = 52o.140m =62 故 = =2z2XLfd2r =372-11.91=360.09mm 360mm 8.齒側凸緣（或排間槽直徑） gd h內鏈板高，可由機械設計手冊 2 表 14.2-2 查的，018cot.4.76gzdp h=18.08mm 故 0181t..gz =19.05 cot.48.0761325m02182t..gzdph = 9.5cot.418.076356 9.軸向齒廓及尺寸 1）齒寬 1fb 則2.7pf10.95 查表 14.2-2 得 則1.fb. 20 ，當 時，若經制造廠同意，亦可使用0.9512.7m12.7p 時的齒寬。 內鏈節(jié)內寬p1b 2）齒側倒角 a =ab0.69.543p 3）齒側半徑 xrxr1.m 4）齒全寬 fb 排數，取單排鏈，故fmb1()tfp1m 即 f12f 10.鏈輪公差 對一般用途的滾子鏈鏈輪，其輪齒經機械加工后，齒表面粗糙度 滾子鏈鏈輪齒根圓直徑極限偏差及量柱測量距極限偏差 （摘自 GB/T1243-1997） 項目 尺寸段 上偏差 下偏差 備注 齒根圓極限 偏差 量柱測量距 極限偏差 127fd50f2fd0 0 0 -0.25 -0.301h 鏈輪齒根圓直徑下偏 差為負值。它可以用 量柱法間接測量，量 柱測量距的工稱尺寸 見下表 21 滾子鏈鏈輪的量柱測量距（摘自 GB/T1243-1997） 項目 符號 偶數齒量柱測量距 奇數齒 RM 計算公式 =376+11.91=388minRMdm09incosRz 09152cos1.64 注：量柱直徑 =滾子直徑 ，量柱的技術要求為：極限偏差為 。dd 0.1 滾子鏈鏈輪齒根圓徑向圓跳動和端面圓跳動 項目 要求 鏈輪孔和齒根圓直 徑之間的徑向圓跳動 不應超過下列兩數值中的較大值 或 ，最大到(0.8.0)fdm.1576 軸孔到鏈輪齒側平直部 分的端面圓跳動 不應超過下列計算值 ，最大值(0.9.08)fd1.4m 11.鏈輪材料及熱處理 材料選用 45 鋼，經淬火，回火處理，齒面硬度在 4050HRC 之間， 應用范圍：無劇烈沖擊震動和要求而耐磨損的主、從動鏈輪，根據實際 情況選材符合要求。 12鏈輪結構 中等尺寸的鏈輪除表 1402-19，表 14.2-21 所列的整體式結構外， 也可做成板式齒圈的焊接結構或裝配結構，輪輻剖面可用橢圓形或十字 形，可參考鑄造齒輪結構。 1)輪轂厚度 h 22 h= ，式中 ，60.1fdk160kdm280kd 常數 ： d 150 k 3.2 4.8 6.4 9.5 2)輪轂長度 l ， ， ，故3.lhmin2.6h3l取 1603(9.5.152)63lhm280(9517)80m 3)輪轂直徑 bd ， ， 見表 14.2-11hkdmaxhg1602128734h 3.4 鏈傳動的張緊 鏈傳動張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的松邊垂度多大時產生嚙合不良和 鏈條的震動現象，同時也為了增加鏈條與鏈輪的嚙合包角。當中心線與水平線的夾 角大于 60 度時，通常設有張緊裝置。 鏈傳動的張緊方式 用調整鏈輪中心距的方法張緊。對于滾子鏈傳動，其中心距調整量可取為 2p； 對于齒形鏈傳動，可取為 1.5p，p 為鏈條節(jié)距。 用縮短鏈長方法張緊。當傳動沒有張緊裝置而中心距又不可能調整時，可采用 拆去鏈節(jié)、縮短鏈長的方法，對因磨損而伸長的鏈條重新張緊。偶數節(jié)數鏈條可用 縮短一節(jié)的方法，如采用過渡鏈節(jié)是抗拉強度有所降低；若縮短兩節(jié)雖可避免使用 過渡鏈節(jié)，有時又會過渡張緊，可根據具體設計條件和工況而定。如是奇數鏈條。 可采取縮短一節(jié)的方法，即把過渡鏈節(jié)去掉，比較簡單。 用張緊器張緊。下列情況應增設張緊裝置： （1）兩軸中心距較大（a50p 和脈動載荷下 a25p）； （2）兩軸中心距過小，松邊在上面； 23 （3)兩軸布置使傾角接近 90 度； （4）需要嚴格控制張緊力； （5）多鏈輪傳動或反向傳動； （6）要求減小沖擊振動，避免共振； （7）需要增大鏈輪嚙合包角； （8）采用調整中心距或縮短鏈長的方法有困難。 4.3.2 張緊裝置的選擇 本結構采用張緊輪張緊的方法。設置張緊輪時應注意： 一般應設置在松邊的內側，是鏈受單向彎曲； 張緊輪應盡量靠近從動鏈輪，以免減少鏈條在主動鏈輪上的包角； 3.6 動力輥軸的設計 輥頭部分主要是用來傳遞動力的，鏈輪通過鍵與輥頭部分連接。輥頭與鏈輪連 接，根據鏈輪的內徑 ，鏈輪寬度 ，可以得出 ，m38帶dm40B帶 m381d 。m401l 輥頭的端面需要與鏈輪擋圈相連以此來固定鏈輪的軸向運動，由于選擇的是 M10X40 的螺栓，所以在輥頭的端面需加工 M10 的螺紋孔，長度為 50mm。 至此動力輥的整體結構已經設計完畢，如下圖所示： 動力輥示意圖 根據結構圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,對于 7208AC 型的角接 觸球軸承,a=17mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距。為了簡化計算，在分析受力的 過程中將輥身所受的均布載荷簡化成集中力 F。 24 動力輥的結構簡圖 這種方法是根據軸所受的扭矩來計算軸的強度，對于軸上還作用較 小的彎矩時，通常采用降低許用扭轉切應力的辦法予以考慮。通常在做 軸的結構設計時，常采用這種方法估算軸徑。 實心軸的扭轉強度條件為： 由上式可得軸的直徑為 為扭轉切應力，MPa 式中： T 為軸多受的扭矩，Nmm nPAd0TTdnPW2.0953 25 為軸的抗扭截面系數，TW3m n 為軸的轉速，r/min P 為軸傳遞的功率，KW d 為計算截面處軸的直徑，mm 為許用扭轉切應力，Mpa， 值按軸的不同材料選取，常用軸r 的材料及 值見下表：r 表 1 軸的材料和許用扭轉切應力 軸的材料 Q235，20 35 45 1Cr18Ni9Ti 40Cr,35SiMn,2Cr13,42SiMnmNr/ 12-20 20-30 30-40 15-25 40-52 A 160-135 135-118 118-107 148-125 100.7-98 空心軸扭轉強度條件為： 其中 即空心軸的內徑 與外徑 d 之比，通常取 =0.5-0.6d11 這樣求出的直徑只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。例如， 在設計一級圓柱齒輪減速器時，假設高速軸輸入功率 P1=2.475kw，輸入 轉速 n1=960r/min，則可根據上式進行最小直徑估算，若最小直徑軸段 開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強度影響。 根據工作條件，選擇 45#鋼，正火，硬度 HB170-217，作為軸的材 料，A0 值查表取 A0=112，則 mnPAd36.159047.210min 因為高速軸最小直徑處安裝聯軸器，并通過聯軸器與電動機相連接， 設有一個鍵槽，則： md43.16%)7(36.15)7(mini 另外，實際中，由于減速器輸入軸通過聯軸器與電動機軸相聯結， 則外伸段軸徑與電動機軸徑不能相差太大，否則難以選擇合適的聯軸器， 取 ，查表，取 ,則：電 動 機 軸d8.0minmd38電 動 機 軸4.038*.i 電 動 機 軸 340)1(nPAd T 26 綜合考慮，可取 md32in 通過上面的例子，可以看出，在實際運用中，需要考慮多方面實際 因素選擇軸的直徑大小。 按彎曲強度條件計算： 由于考慮啟動、停車等影響，彎矩在軸截面上鎖引起的應力可視為 脈動循環(huán)變應力。 則 其中： M 為軸所受的彎矩，Nmm W 為危險截面抗扭截面系數( )具體數值查機械設計手冊 B19.3-3m 1517. 為脈動循環(huán)應力時許用彎曲應力 (MPa)具體數值查機械設計手1 冊 B19.1-1 按彎扭合成強度條件計算 由于前期軸的設計過程中，軸的主要結構尺寸軸上零件位置及外載 荷和支反力的作用位置均已經確定，則軸上載荷可以求得，因而可按彎 扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。 一般計算步驟如下： (1)做出軸的計算簡圖：即力學模型 通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型 及布置方式有關，現在例舉如下幾種情況： 圖 1 軸承的布置方式 7.1-0ca 27 當 , 但不小于（0.250.35）L，對于調LedL5.0,1/de5.0,1/= 心軸承 e=0.5L 在此沒有列出的軸承可以查閱機械設計手冊得到。通過軸的主要結 構尺寸軸上零件位置及外載荷和支反力的作用位置，計算出軸上各處的 載荷。通過力的分解求出各個分力，完成軸的受力分析。 （2）做出彎矩圖 在進行軸的校核過程中最大的難度就是求剪力和彎矩，畫出剪力圖 和彎矩圖，因此在此簡單介紹下求剪力和彎矩的簡便方法。 橫截面上的剪力在數值上等于此橫截面的左側或右側梁段上所有豎 向外力（包括斜向外力的豎向分力）的代數和 。外力正負號的規(guī)定與 剪力正負號的規(guī)定相同。剪力符號：當截面上的剪力使考慮的脫離體有 順時針轉動趨勢時的剪力為正；反之為負。 橫截面上的彎矩在數值上等于此橫截面的左側或右側梁段上的外力 （包括外力偶）對該截面形心的力矩之代數和 。外力矩的正負號規(guī)定 與彎矩的正負號規(guī)定相同。彎矩符號：當橫截面上的彎矩使考慮的脫離 體凹向上彎曲（下半部受拉，上半部受壓）時，橫截面上的彎矩為正； 反之凹向下彎曲（上半部受拉，下半部受壓）為負。 不論在截面的左側或右側向上的外力均將引起正值的彎矩，而向下 的外力則引起負值的彎矩。 利用上述結論來計算某一截面上的內力是非常簡便的，此時不需畫 脫離體的受力圖和列平衡方程，只要梁上的外力已知，任一截面上的內 力均可根據梁上的外力逐項寫出。因此，這種求解內力的方法稱為簡便 法。 1、列剪力方程和彎矩方程 ，畫剪力圖和彎矩圖 梁的不同截面上的內力是不同的，即剪力和彎矩是隨截面的位置 而變化。 為了便于形象的看到內力的變化規(guī)律，通常是將剪力和彎矩沿 梁長的變化情況用圖形來表示剪力圖和彎矩圖。 剪力圖和彎矩圖都是函數圖形，其橫坐標表示梁的截面位置，縱 坐標表示相應的剪力和彎矩。 剪力圖和彎矩圖的畫法是：先列出剪力和彎矩隨截面位置變化的 28 函數式，再由函數式畫出函數圖形。 剪力方程和彎矩方程 ：以梁的左端點為坐標原點，x 軸與梁的軸 線重合, 找出橫截面上剪力和彎矩與橫截面位置的關系 , 這種關系稱 為剪力方程和彎矩方程。 ，M=M(x) ；)(Fs 2、剪力圖和彎矩圖的繪制方向的判定： 剪力 : 正值剪力畫在 x 軸上側，負值剪力畫在 x 軸下側。 彎矩 : 正值彎矩畫在 x 軸的下側；負值彎矩畫在 x 軸上側。 3、繪剪力圖和彎矩圖的基本方法：首先分別寫出梁的剪力方程和 彎矩方程，然后根據它們作圖。 4、作剪力圖和彎矩圖的幾條規(guī)律 取梁的左端點為坐標原點，x 軸向右為正；剪力圖向上為正；彎矩 圖向下為正。以集中力、集中力偶作用處，分布荷載開始或結束處，及 支座截面處為界點將梁分段。分段寫出剪力方程和彎矩方程，然后繪出 剪力圖和彎矩圖。 梁上集中力作用處左、右兩側橫截面上，剪力值（圖）有突變，其 突變值等于集中力的數值。在此處彎矩圖則形成一個尖角。梁上集中力 偶作用處左、右兩側橫截面上的彎矩值也有突變，其突變值等于集中力 偶矩的數值。但在此處剪力圖沒有變化。 梁上的最大剪力發(fā)生在全梁或各梁段的邊界截面處；梁上的最大彎 矩發(fā)生在全梁或各梁段的邊界截面，或 F= 0 的截面處。 5、求各分力的彎矩合成： 軸的載荷分析圖如下： 2VHM+= 29 圖 2 軸的載荷分析圖 （3）校核軸的強度 通過以上計算得到得彎矩 M 和扭矩 T 后，可針對某些危險截面（即 彎矩和扭矩大而軸徑小可能斷的截面）做彎扭合成強度的校核計算。 按第三強度理論的計算應力公式： 為對稱循環(huán)變應力 為扭轉切應力 為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數 ，則 24ca 30 若扭轉切應力為靜應力時： 取 =0.3 若扭轉切應力為脈動循環(huán)應力時： 取 =0.6 若扭轉切應力為對稱循環(huán)應力時： 取 =1.0 對于直徑為 d 的圓軸： 彎曲應力 扭轉切應力 代入與得： 式中： 為對稱循環(huán)變應力的軸的許用彎曲應力 (MPa)，具體數值查機1 械設計手冊 B19.1-1 為軸的計算應力 Mpaca M 為軸所受的彎矩 Nmm T 為軸所受的扭矩 Nmm W 為軸的抗彎截面系數 ( )具體數值查機械設計手冊 B19.3-15-173m 下面本文以一級圓柱齒輪減速器的輸出軸為例詳細介紹按彎扭合成 強度條件對軸進行強度校核的計算方法。 圖 3 一級圓柱齒輪減速器輸出軸零件圖 首先，作出軸的扭矩圖如下： 22)(4+=ca WT2MTWca22 )()(4)(+=+= 31 圖 4 一級圓柱齒輪減速器輸出軸扭矩圖 按照上面提到的第三強度理論公式： )(122WTMca 式中： -軸的計算應力，單位為 Mpa;ca M-軸所受的彎矩，單位為 N.mm; T-軸所受的扭矩，單位為 N.mm; W-軸的抗彎截面系數，單位為 mm3 32 依次確定式中的各個參數： 根據減速器輸出軸的受力條件，已知： NFt8430r1avr3602NF781Hr542601mT9. 根據圖分析可得： mNLFMHr 51240.93548012V76r .7212da30852480 因此： =591200 N.mm222VHM =530300 N.mm11 根據軸的工作條件，取 =0.6。 計算抗扭截面系數 W 根據彎矩圖可知道，危險截面在齒輪段的軸上，因此截面形狀如下 所示： 33 圖 5 危險截面圖 查表 15-4 可得： dtbW2)(3 分別帶如圖示所示的數據，可得： 3.6840m 根據危險截面分析,取 M=5912000 N.mm 強度的計算： 將以上數據分別帶入上式中可得： MPaca1.6 前面已經選定軸的材料為 45 鋼，由表 15-1 查得 ,所以MPa601 ，故軸安全。1ca 3.7 鍵的設計 一般 8 級以上精度的尺寸的鏈輪有定心精度要求，應用平鍵。平鍵，是依靠兩 個側面作為工作面，靠鍵與鍵槽側面的擠壓來傳遞轉矩的鍵。平鍵分為普通型平鍵、 薄型平鍵、導向型平鍵、滑鍵四種。普通型平鍵對中性好，定位精度高，折裝方便， 但無法實現軸上零件的軸向固定，用于高速或承受沖擊、變載荷的軸；薄型平鍵用 于薄壁結構和傳遞轉矩較小的地方；導向型平鍵用螺釘把健固定在軸上，用于軸上 的零件沿軸移動量不大的場合；滑鍵固定在輪轂上，軸上零件帶著鍵作軸向移動， 用于軸上零件沿軸移動量較大的場合。此處的鍵用在軸端用于連接輥頭和鏈輪，要 求鍵在鍵槽中固定良好，鍵槽的端部的應力集中比較大。另外，軸端需要用鏈輪擋 34 圈和螺栓將鏈輪進行軸向固定，因此選擇 C 型鍵。 根據輥頭直徑 m381d 查表 4-1 ?。烘I寬 b=10mmh=8mm =40mmL 取鍵和軸的材料都為鋼，查表 6-1 得 =110MPpa 工作長度為： 40-5=35bLl 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度： K =0.5h =5 22 由式（6-1）得： MPa dlTp31020.5385.14p 所以鍵的強度足夠。 取鍵標記為： GB/T1096-1979 鍵 C10840 3.8 軸承的選擇 由機械設計手冊表 6-6 查得角接觸軸承 7208AC 載荷參數如下： 基本額定動載荷 C=35200N，C =24500N。0 由表 11.13 查得 7208AC 軸承內部軸向力計算公式，則軸承的內部軸向力分別為： NRFr 9.387.24..04.S111 46222 和 的方向如圖所示， 與 A 同向，則：S （A+ ）=426.3+264.4=690.7N 顯然 及 ,故只需校核軸承 1。1rF21a2F 5.4.2 計算當量動載荷 由 /C =0.01741Fa0 查表 11.12 得 e=0.41。 因為： /1a e0.69269.7/ r 所以 X=0.44,Y=1.36 當量動載荷為: P= 1rXF N12.378.03.14.Ya 35 5.4.3 校核軸承壽命 軸承在 100 以下工