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1 緒論
刮板輸送機(jī)是一種撓性牽引機(jī)構(gòu)的連續(xù)輸送機(jī)械，是為采煤工作面和采取巷道運(yùn)煤布置的機(jī)械。它的牽引構(gòu)件是刮板鏈，承載裝置是中部槽，刮板鏈安置在中部槽的槽面。
刮板輸送機(jī)的相鄰中部槽在水平、垂直面內(nèi)可有限度折曲的叫可彎曲刮板輸送機(jī)。其中機(jī)身在工作面和運(yùn)輸巷道交匯處呈90°彎曲設(shè)置的工作面輸送機(jī)叫“拐角刮板輸送機(jī)”。
在當(dāng)前采煤工作面內(nèi)，刮板輸送機(jī)的作用不僅是運(yùn)送煤和物料，而且還是采煤機(jī)的運(yùn)行軌道，因此它成為現(xiàn)代化采煤工藝中不可缺少的主要設(shè)備。刮板輸送機(jī)能保持連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，生產(chǎn)就能正常進(jìn)行。否則，整個(gè)采煤工作面就會呈現(xiàn)停產(chǎn)狀態(tài)，使整個(gè)生產(chǎn)中斷。
1.1 刮板輸送機(jī)的組成
刮板輸送機(jī)由機(jī)頭部、機(jī)尾部、中部槽及附屬部件、刮板鏈、緊鏈裝置、推移裝置和錨固裝置組成。下面分述其結(jié)構(gòu)和技術(shù)要求。
1.1.1機(jī)頭部
隨著綜采工作面生產(chǎn)能力的迅速提高，刮板輸送機(jī)端卸載已經(jīng)難以滿足要求，國內(nèi)外大運(yùn)量重型刮板輸送機(jī)均采用交叉?zhèn)刃遁d機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)經(jīng)過幾代改進(jìn)，在卸載能力、效率、壽命等方面都有了很大的提高。同時(shí)，卸載高度的降低也為綜采配套帶來了便利。
機(jī)頭部由機(jī)頭架、鏈輪、減速器、盲軸、聯(lián)軸器和電動機(jī)組成，是將電動機(jī)的動力傳遞給刮板鏈的裝置。
鏈輪是一個(gè)組件，由鏈輪和連接筒組成。鏈輪是傳力部件，也是易損部件，運(yùn)轉(zhuǎn)中除受靜載荷外，還有脈沖和沖擊載荷。
鏈輪的齒形和基本尺寸參考《礦用圓環(huán)鏈鏈輪的齒形和基本尺寸計(jì)算》（MT/231—91）計(jì)算。
鏈輪用優(yōu)質(zhì)鋼鑄造或鍛造后，調(diào)質(zhì)處理，鏈窩和齒形表面經(jīng)淬火處理。我國《礦用圓環(huán)鏈輪技術(shù)條件》（MT/Z9--80）規(guī)定了各項(xiàng)技術(shù)要求。為保證鏈輪的質(zhì)量，《刮板輸送機(jī)通用技術(shù)條件》（MT150--2006）中規(guī)定：輕型刮板輸送機(jī)的鏈輪壽命部低于以一年，中、重型刮板輸送機(jī)的鏈輪壽命部低于一年半。
我國目前生產(chǎn)的刮板輸送機(jī)減速器多為平行布置式、三級傳動的圓錐圓柱齒輪減速器。其適用條件為：齒輪圓周速度不大于18m/s；安裝角度為1°～25°；高速軸的轉(zhuǎn)速不大于1500r/min；減速器工作的環(huán)境溫度為-20°C ～+35°C；適用于正反兩向運(yùn)轉(zhuǎn)。
為適應(yīng)不同需要，三級傳動的圓錐圓柱出論減速器有三種裝配形式：I型減速器的第二軸裝配緊鏈裝置，第四軸（或第一軸）裝斷銷過載保護(hù)，這用形式用于30kW以下的減速器；II型減速器的第二軸端裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，單機(jī)功率為40~75kW的減速器多采用這用形式；III型減速器的第一軸裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，單機(jī)功率90kW以上的減速器采用這種形式。采用雙速電動機(jī)時(shí)，不能用液力耦合器，因?yàn)橐毫︸詈掀鞑荒茉诘退傧鹿ぷ?。用雙速電機(jī)驅(qū)動，應(yīng)采用適當(dāng)?shù)臋C(jī)械或電氣過載保護(hù)裝置。
電動機(jī)與減速器的連接有彈性聯(lián)軸器和液力耦合器兩種。
刮板輸送機(jī)電動機(jī)不用液力耦合器時(shí)，采用雙鼠籠轉(zhuǎn)子并具有高啟動轉(zhuǎn)矩的隔離防爆型電動機(jī)。為解決刮板輸送機(jī)的重載啟動困難，德國和英國使用雙速電動機(jī)。
1.1.2中部槽及附屬部件
中部槽的刮板輸送機(jī)的機(jī)身，有槽幫鋼和中板焊接而成。上槽是裝運(yùn)物料的承載槽，下槽底部敞開供刮板鏈返程用。為減小刮板鏈返程的阻力，或在底板松軟的條件下使用時(shí)防止槽體下陷，在槽幫鋼下加焊接底板構(gòu)成封底槽。使用封底槽安裝下股刮板鏈和處理下股鏈?zhǔn)鹿时容^困難，可以用間隔幾節(jié)封底槽裝一節(jié)有可拆中板的封底槽的辦法，以減少困難。
中部槽的形式列入標(biāo)準(zhǔn)的有中單鏈、中雙鏈、邊雙鏈型三種。
中部槽除了標(biāo)準(zhǔn)長度以外，為適應(yīng)采煤工作面長度變化的需要，設(shè)有500mm和1000mm長的調(diào)節(jié)槽。
機(jī)頭過度槽和機(jī)尾過度槽是機(jī)頭架與機(jī)尾架連接的特殊槽，它的一端與中部槽連接，另一端與機(jī)頭架或機(jī)尾架連接。為了使從下槽脫出的刮板鏈在運(yùn)行種回到槽內(nèi)，可在尾部過度槽的下翼緣裝設(shè)上鏈器。
制造中部槽的槽幫鋼有規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)定的形式有D型、E型和M型三種。
中部槽的連接裝置目前應(yīng)用的有插銷式、啞鈴式、插入圓柱銷式等。
鏟煤板在推移中部槽時(shí)用來清理工作面的浮煤，它固定在中部槽的支座上，安裝后上緣應(yīng)低于槽幫，下緣要超出槽底，寬度方向與采煤機(jī)滾筒應(yīng)有一間隔。
機(jī)采礦用的擋煤板是一個(gè)有多種功能的組合件，其作用是防止煤向采空區(qū)灑落，以及為采煤機(jī)導(dǎo)向、放置電纜和水管、為千斤頂提供連接點(diǎn)等。
1.1.3刮板鏈
刮板鏈有鏈條和刮板組成，是刮板輸送機(jī)的牽引機(jī)構(gòu)。刮板鏈的作用是刮推槽內(nèi)的物料。目前使用的有中單鏈、中雙鏈、邊雙鏈三種。
圓環(huán)鏈已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，《礦用高強(qiáng)度圓環(huán)鏈》（GB/T12718-1991）對圓環(huán)鏈的形式、基本參數(shù)及尺寸、技術(shù)要求、試驗(yàn)方法及驗(yàn)收規(guī)則都作了規(guī)定。
刮板的形式的狀態(tài)要能在運(yùn)行時(shí)有刮底清幫、防止煤粉粘結(jié)和堵塞的作用，并應(yīng)盡量減小質(zhì)量。刮板可用軋制異型鋼或用鍛造、鑄造合金鋼經(jīng)韌化熱處理制成。刮板了、鏈條不與中板接觸，兩側(cè)與槽幫形狀相同，刮底清幫效果好。
刮板與鏈條的連接，邊雙鏈?zhǔn)侥壳岸嗖捎肬型連接環(huán)的兩側(cè)套入鏈環(huán)，然后用螺栓與刮板連接；中單鏈刮板上有窩鏈，以此鏈窩與鏈條的平行環(huán)相配，用特制的U形螺栓和自鎖螺母固定；中雙鏈的刮板上有鏈窩，用卡鏈橫梁和刮板夾保持平環(huán)，以螺栓和自鎖螺母固定。
1.1.4緊鏈裝置
刮板鏈安裝時(shí)，要給予一定的預(yù)緊力，使它運(yùn)行時(shí)在張力最小點(diǎn)不發(fā)生鏈條松弛或堆積。給刮板鏈?zhǔn)┘訌埦o力的裝置叫緊鏈裝置。
目前應(yīng)用的方式有三種：一種是將刮板鏈一端固定在機(jī)頭架上，另一端繞經(jīng)機(jī)頭鏈輪，用機(jī)頭部的電動機(jī)使鏈輪反轉(zhuǎn)，將鏈條拉緊，電動機(jī)停止反轉(zhuǎn)時(shí)，立即用一種制動裝置將鏈輪閘住，防止鏈條回松；另一種方式與目前一種基本相同，只是不用電動機(jī)反轉(zhuǎn)緊鏈，而用專設(shè)的液壓馬達(dá)緊鏈；第三種方式是采用專用的液壓缸緊鏈。
第一種緊鏈方式使用的緊鏈器有三種：棘輪緊鏈器、摩擦輪緊鏈器、閘盤緊鏈器。
1.1.5推移裝置
推移裝置是在采煤工作面內(nèi)將刮板輸送機(jī)向煤壁推移的機(jī)械。綜合工作面使用液壓支架上的推移千斤頂，非綜合工作面用單體液壓推溜器或手動液壓推溜器。
1.1.6錨固裝置
錨固裝置的刮板輸送機(jī)在傾角較大的工作面工作有下滑可能時(shí)，用以固定、防滑之用。它由單體液壓支架和錨固架組成，錨固架與機(jī)頭架、機(jī)尾架連接，使用液壓支架的泵站。
1.2 刮板輸送機(jī)的分類
刮板輸送機(jī)的類型很多，可按刮板鏈型式、卸載方式、中部槽結(jié)構(gòu)、采煤機(jī)牽引方式、電動機(jī)類型、承載重類型、整機(jī)適用條件分類。
按刮板鏈型式分為中單鏈型刮板輸送機(jī)、邊雙鏈型刮板輸送機(jī)、中雙鏈型刮板輸送機(jī)、準(zhǔn)邊雙鏈型刮板輸送機(jī)。按卸載方式分為端卸式刮板輸送機(jī)、側(cè)卸式刮板輸送機(jī)、直彎式刮板輸送機(jī)、交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C(jī)，現(xiàn)在重型、超重型刮板輸送機(jī)多用于交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C(jī)。按中部槽結(jié)構(gòu)分為開底式刮板輸送機(jī)、封底式刮板輸送機(jī)、分體中部槽刮板輸送機(jī)、整體焊接中部槽刮板輸送機(jī)、框架式中部槽刮板輸送機(jī)、鑄造式中部槽刮板輸送機(jī)。按采煤機(jī)牽引方式分為有鏈牽引采煤機(jī)用的刮板輸送機(jī)和無鏈牽引采煤機(jī)用的刮板輸送機(jī)。按電動機(jī)類型分為單速電動機(jī)刮板輸送機(jī)和雙速電動機(jī)刮板輸送機(jī)。按承重類型分為輕型刮板輸送機(jī)、中型刮板輸送機(jī)、重型刮板輸送機(jī)、超重型刮板輸送機(jī)。按整機(jī)適用條件分為緩傾斜中厚煤層刮板輸送機(jī)、緩傾斜薄煤層刮板輸送機(jī)、緩傾斜厚煤層大采高刮板輸送機(jī)、緩傾斜三軟煤層刮板輸送機(jī)、中厚煤層大傾角刮板輸送機(jī)、急傾斜厚煤層水平分段放頂煤及“三下”綜采刮板輸送機(jī)。
1.3 刮板輸送機(jī)的應(yīng)用
刮板輸送機(jī)可用于水平運(yùn)輸，亦可用于傾斜運(yùn)輸。沿傾斜向上運(yùn)輸時(shí)，煤層傾角不得超過25°，向下運(yùn)輸時(shí)，傾角不得超過20°，當(dāng)煤層傾角較大時(shí)，應(yīng)安裝防滑裝置?？蓮澢伟遢斔蜋C(jī)允許在水平和垂直方向作2°～4°的彎曲。
1.4 刮板輸送機(jī)的工作原理
刮板輸送機(jī)的工作原理是，將敞開的溜槽，作為煤炭、矸石或物料等的承受件，將刮板固定在鏈條上（組成刮板鏈），作為牽引構(gòu)件。當(dāng)機(jī)頭傳動部啟動后，帶動機(jī)頭軸上的鏈輪旋轉(zhuǎn)，使刮板鏈循環(huán)運(yùn)行帶動物料沿著溜槽移動，直至到機(jī)頭部卸載。刮板鏈繞過鏈輪作無級閉合循環(huán)運(yùn)行，完成物料的輸送。
1.5 刮板輸送機(jī)的特點(diǎn)
（1）結(jié)構(gòu)堅(jiān)實(shí)。能經(jīng)受住煤炭、矸石或其他物料的沖、撞、砸、壓等外力作用。
?。?） 能適應(yīng)采煤工作面底板不平、彎曲推移的需要，可以承受垂直或水平方向的彎曲。
（3）機(jī)身矮，便于安裝。
?。?）能兼作采煤機(jī)運(yùn)行的軌道。
（5）可反向運(yùn)行，便于處理底鏈?zhǔn)鹿省?
?。?）能作液壓支架前段的支點(diǎn)。
?。?）空載功率消耗較大，為總功率的30%左右。
?。?）不宜長距離輸送。
（9）易發(fā)生掉鏈、跳鏈?zhǔn)鹿省?
（10）消耗鋼材多，成本大。
1.6 刮板輸送機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢
刮板輸送機(jī)在煤礦的生產(chǎn)與建設(shè)中的發(fā)展，大致經(jīng)歷了三個(gè)階段。第一階段在20世紀(jì)30～40年代，是可拆卸的刮板輸送機(jī)，它在工作面內(nèi)只能直線鋪設(shè)，隨工作面的推進(jìn)，需人工拆卸、搬移、組裝。刮板鏈?zhǔn)前迨?，多為單鏈，如V型、SGD-11型、SGD-20型等小功率輕型刮板輸送機(jī)。第二階段是20世紀(jì)40年代前期由德國制造出可彎曲刮板輸送機(jī)，它與采煤機(jī)、金屬支架配合實(shí)現(xiàn)了機(jī)械化采煤。這種刮板輸送機(jī)咳適應(yīng)底板不平凸凹不平和水平彎曲等條件，移設(shè)時(shí)不需拆卸，并且運(yùn)煤量也有所增大，如當(dāng)時(shí)的型號SGW-44型刮板輸送機(jī)就是這個(gè)階段的代表產(chǎn)品。進(jìn)入20世紀(jì)60年代由于液壓支架的出現(xiàn)，為了適應(yīng)綜采的需要，刮板輸送機(jī)發(fā)展到了第三階段，研制出大功率可彎曲重型刮板輸送機(jī)，如SGD-630/75型、SGD-630/180型等就是屬于這個(gè)階段的產(chǎn)品。
目前，隨著采煤工作面生產(chǎn)能力的不斷增大，刮板輸送機(jī)主要發(fā)展趨勢是：
（1）大運(yùn)輸量。國外先進(jìn)采煤國家已經(jīng)發(fā)展到小時(shí)輸送能力高達(dá)1500t（80年代）3500t（90年代）的刮板輸送機(jī)。
?。?）長運(yùn)輸距離。為了減少采區(qū)階段煤柱的損失量，加大工作面的長度，刮板輸送機(jī)的長度已經(jīng)達(dá)到400m以上。
?。?）大功率電動機(jī)。電動機(jī)的功率已發(fā)展到單電機(jī)達(dá)1000kW，輸送能力3000t/h。
（4）壽命長。由于使用大直徑圓環(huán)鏈，增加了刮板鏈的強(qiáng)度，延長了刮板輸送機(jī)的壽命，整機(jī)過煤量高達(dá)600萬噸以上。
1.7新型刮板輸送機(jī)
刮板輸送機(jī)是煤礦、化學(xué)礦山、金屬礦山及電廠等用來輸送物料的重要運(yùn)輸工具。它是由中部槽、鏈條、刮板及牽引系統(tǒng)組成。其中，中部槽是刮板輸送機(jī)的主要部分，鋼制的中部槽已有近百年的歷史，在長期的使用過程中存在以下缺點(diǎn)：①重量大，安裝和搬運(yùn)費(fèi)時(shí)費(fèi)力；②中部槽一般是由6~15mm的鋼板制成，在受到較大的沖擊時(shí)易變形，修復(fù)比較困難；③耐腐蝕性差；④耐磨性差；⑤物料與中部槽的摩擦系數(shù)大，刮板輸送機(jī)的功率大部分消耗于物料與中部槽的摩擦力上，造成了能耗過大、投資增加。
用超高分子量聚乙烯是制造刮板輸送機(jī)的中板，可解決鋼制中板所存在的問題，得到塑料刮板輸送機(jī)。對于小型刮板輸送機(jī)可以通過改性超高分子量聚乙烯來制造刮板輸送機(jī)。對于上面行走采煤機(jī)的大型刮板輸送機(jī)，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(jī)的耐磨性，延長使用壽命，降低摩擦因數(shù)，從而降低功率消耗并降低對牽引、傳動系統(tǒng)的要求，這對大型刮板輸送機(jī)有巨大意義。
1.8 SGZ1000/2×700中雙鏈刮板輸送機(jī)技術(shù)特征
設(shè)計(jì)長度 300m
輸送能力 2000t/h
鏈 速 1.5m/s
電 動 機(jī):
型 號 YBSD700/350-4/8
轉(zhuǎn) 速 1484r/min
電 壓 3300v
頻 率 50Hz
減 速 器：
型 號 JS-700圓錐、圓柱行星減速器
傳動功率 700kW
傳 動 比 40.86
刮 板 鏈：
型 式 中雙鏈
圓環(huán)鏈規(guī)格 2-φ38×137-C
鏈 距 200mm
刮板間距 1096mm
中部槽規(guī)格（長×寬×高） 1500×960×315mm
中部槽連接形式 啞鈴連接
緊鏈方式 液壓缸緊鏈
牽引方式 埋鏈?zhǔn)?
卸載方式 端卸
2 總體設(shè)計(jì)
2.1刮板輸送機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算
刮板輸送機(jī)設(shè)計(jì)輸送能力2000t/h，設(shè)計(jì)長度300m，鏈速1.5m/s。
在查取相關(guān)資料后決定選用弧齒錐齒輪，斜齒圓柱齒輪和行星齒輪三級減速傳動。輸送機(jī)與截深0.8m無鏈電牽引采煤機(jī)配套使用，可適應(yīng)緩傾斜、左右綜采工作面，工作傾角
≤10°。刮板輸送機(jī)在工作過程中其槽間水平彎曲角度為3°，采用φ38×137-C級圓環(huán)鏈的中雙鏈?zhǔn)焦伟彐?，單位長度質(zhì)量29kg/m，雙機(jī)頭驅(qū)動。見圖2-1。
圖2-1 刮板輸送機(jī)計(jì)算圖
2.1.1中部槽的設(shè)計(jì)選用
在查閱大量文獻(xiàn)資料后，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)輸送能力與中部槽實(shí)際過煤能力存在很大出入（中部槽物料斷面見圖2-2），故在此引入刮板輸送機(jī)輸送能力影響系數(shù)，
圖2-2中部槽物料斷面
在比較與此次設(shè)計(jì)參數(shù)相近的相關(guān)企業(yè)產(chǎn)品后取刮板輸送機(jī)輸送能力影響系數(shù)。
則在選取中部槽時(shí)，其實(shí)際過煤能力為：
由此可推算出中部槽過煤斷面積：
（2-1）
式中, A—貨載最大橫斷面積，㎡；
—貨載的裝滿系數(shù)，；
—貨載的散裝容重，對原煤；
—刮板輸送機(jī)鏈速，m/s。
代入式（2-1）得：
參考相關(guān)產(chǎn)品選取刮板鏈尺寸為φ38×137-C型圓環(huán)鏈，圓環(huán)鏈尺寸的確定決定了刮板的尺寸，刮板尺寸的確立為中部槽的選擇提供參考，決定了中部槽的寬度，查煤炭行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)取中部槽內(nèi)寬為1000mm，采用鑄造槽幫鋼，帶鏟、擋煤板。中部槽高度的選擇滿足式（2-2）：
(2-2)
式中，——中部槽內(nèi)寬，m。??；
——中部槽高度，m；
——物料堆積角，(°)。取
代入式（2-2）得：
取中板厚度40mm，依據(jù)《MT/T864-2000刮板輸送機(jī)鑄造槽幫型式和尺寸》選取槽幫高mm。選取中部槽長mm。
2.1.2運(yùn)行阻力的計(jì)算
按三機(jī)配套的原則，刮板輸送機(jī)的輸送能力要略大于采煤機(jī)的理論計(jì)算能力，在此取系數(shù)，則可計(jì)算所選采煤機(jī)的理論生產(chǎn)能力t/h。
（1）為簡化計(jì)算，中部槽單位長度上的裝煤量只按鏈速計(jì)算，即：
kg
（2） 計(jì)算重、空段的運(yùn)行阻力，取
重段阻力為
空段阻力為
（3） 按彎曲段的幾何關(guān)系，計(jì)算中部槽彎曲段的中心角
式中：—彎曲段的半徑，m；
—相鄰兩節(jié)中部槽間的最大折曲角,(°)；
—標(biāo)準(zhǔn)中部槽長，m；
—機(jī)身推移距離，m；
—彎曲段全長，m；
—彎曲段中心角，(°)。
（4） 確定最小張力點(diǎn)
由
判定刮板輸送機(jī)最小張力點(diǎn)在“1”點(diǎn)。
（5） 計(jì)算各點(diǎn)張力
取最小張力點(diǎn)為0，按彎曲段距離工作面上端5m，用逐點(diǎn)計(jì)算法計(jì)算刮板鏈在各點(diǎn)的張力。
2.1.3計(jì)算電機(jī)功率
取傳動系統(tǒng)的效率，繞經(jīng)驅(qū)動輪的阻力系數(shù)，代入下式得：
上端驅(qū)動電機(jī)功率為：
下端驅(qū)動電機(jī)功率為：
將上述電動機(jī)功率計(jì)算值各加20%的備用量，得上端電機(jī)功率為653.56kW，下端電機(jī)功率為606.56kW。因此配備2×700kW電動機(jī)雙頭驅(qū)動即可滿足需要。
由計(jì)算所得電機(jī)功率選YBSD700/350-4/8型刮板輸送機(jī)用防爆電機(jī)，其額定轉(zhuǎn)速。
2.1.4計(jì)算刮板鏈的預(yù)緊力和緊鏈力
為簡便計(jì)算，預(yù)緊力近似按下式計(jì)算：
緊鏈力按式(2-3)計(jì)算：
(2-3)
式中：—緊鏈力，N；
—拉伸段的彈性伸長量，mm；
取mm
1條 φ38×137圓環(huán)鏈的剛度。
代入式(2-3)：
2.1.5驗(yàn)算刮板鏈的安全系數(shù)
查標(biāo)準(zhǔn)可知φ38×137-C級圓環(huán)鏈的破斷拉力為2270kN，中雙鏈負(fù)荷不均勻系數(shù)取0.85，則：
(2-4)
式中，n—鏈條的安全系數(shù)；
—一條鏈條的破斷拉力，N；
—刮板鏈的最大靜張力，N；
—雙鏈負(fù)荷不均勻系數(shù)，取
代入式(2-4)得：
有計(jì)算結(jié)果可知，所選取的刮板鏈符合要求。
2.2傳動方案的設(shè)計(jì)
2.2.1傳動方案的確定
刮板輸送機(jī)減速器與刮板輸送機(jī)之間采用平行布置方式，型號JS700,采用三級圓錐-圓柱齒輪傳動，依據(jù)《MT/T148-1997刮板輸送機(jī)減速器》規(guī)定，減速器采用水平剖分式，上下箱體對稱布置，電動機(jī)與輸入軸之間采用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器連接，減速器布置型式見圖 2-3。
圖2-3減速器布置示意圖
2.2.2總傳動比及傳動比分配
（1） 驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)速的計(jì)算
鏈輪轉(zhuǎn)速計(jì)算見式(2-5)：
(2-5)
式中：—鏈輪轉(zhuǎn)速，r/min；
—圓環(huán)鏈鏈速，m/s。；
—鏈輪齒數(shù)，；
—鏈輪節(jié)距，mm；
（2-6）
—鏈輪節(jié)圓直徑，mm。
由圓環(huán)鏈規(guī)格φ38×137及選取鏈輪齒數(shù)N=9，計(jì)算鏈輪節(jié)圓直徑。
（2-7）
式中 —圓環(huán)鏈節(jié)距，mm。取；
為圓環(huán)鏈直徑，mm。取；
為鏈輪節(jié)距角，。
代入式（2-7）得：
取
將節(jié)圓直徑代入式（2-6）得鏈輪節(jié)距：
得鏈輪轉(zhuǎn)速：
（2） 總傳動比的計(jì)算及分配
1） 總傳動比：
2)傳動比分配：
減速器為三級展開式，依據(jù)手冊中提供的分配方法，經(jīng)調(diào)整確定，，。
3)傳動比誤差：
傳動比分配符合要求。
2.2.3傳動裝置運(yùn)動參數(shù)的計(jì)算
從減速器的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸。
（1） 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算
（2）各軸功率計(jì)算
（3）各軸扭矩計(jì)算
2.3減速器傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算
2.3.1傳動部弧齒錐齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算
已知參數(shù)：
已知：兩錐齒輪軸交角，小齒輪懸臂布置，大齒輪兩端支承，長期工作，閉式錐齒輪傳動，先按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按接觸疲勞強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度校核計(jì)算。
具體設(shè)計(jì)參數(shù)及結(jié)果表2.1，介紹齒輪傳動部分的設(shè)計(jì)方法和步驟。
表2.1 弧齒錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)計(jì)項(xiàng)目及說明
結(jié)果
（1）選材料、熱處理方法、定精度等級。
選小齒輪 20GrMnTi HRC58～62
大齒輪 20MnVB HRC56～62
大 小齒輪均采用滲碳淬火
許用接觸應(yīng)力
接觸疲勞極限
N/mm2
N/mm2
接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)ZN 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60×1484×1×(5×300×16)
=2.14×109 次
=2.14×109 次
=2.14×109/2.5
=0.85×108 次
=0.85×108 次
式中:
—齒輪轉(zhuǎn)速,
－齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)同一齒面的嚙合次數(shù)
－齒輪的工作壽命,h
取
接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)
=1
則 =1600×1/1
=1550×1/1
則 =1550 N/mm2
（2）齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
選用弧齒錐齒輪，按接觸強(qiáng)度進(jìn)行初步設(shè)計(jì)，即
載荷系數(shù)
取
齒寬系數(shù)
取
估算小輪大端分度圓直徑
（3）主要幾何尺寸計(jì)算
齒數(shù)，
取
實(shí)際齒數(shù)比
分錐角
大端模數(shù)
按標(biāo)準(zhǔn)取
分度圓直徑
變位系數(shù)
弧齒錐齒輪采用高-切變位
錐矩
齒寬
取
大端齒頂高
大端齒高
大端齒根高
大端齒頂圓直徑:
齒根角
齒頂角
頂錐角
根錐角
外錐高
安裝距，考慮齒輪結(jié)構(gòu)情況，以及支撐端距H的
測量方便，取
支撐端距H
弧齒厚
式中β為大端螺旋角
中點(diǎn)錐距 ，mm
銑刀盤名義直徑，mm
取
則
則
當(dāng)量齒數(shù)，
端面重合度
取
則
齒線重合度
取
總重合度
（4）校核接觸強(qiáng)度
強(qiáng)度條件
計(jì)算接觸應(yīng)力
式中：
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
取
彈性系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)
當(dāng)量圓柱齒輪的重合度
當(dāng)量齒輪分度圓直徑,,mm
當(dāng)量齒輪中心距，mm
當(dāng)量齒輪頂圓直徑,,mm
端面齒形角
當(dāng)量齒輪基圓直徑,，mm
嚙合線長度,mm
斷面重合度
則
接觸強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)
接觸強(qiáng)度計(jì)算的錐齒輪系數(shù)
取
使用系數(shù)
取
動載系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分配系數(shù)
取
齒寬中點(diǎn)分度圓上的名義切向力,N
齒寬中點(diǎn)分度圓直徑,mm
則
接觸強(qiáng)度計(jì)算的有效齒寬,mm
計(jì)算接觸應(yīng)力
結(jié)論：
滿足接觸強(qiáng)度
（5） 齒根彎曲強(qiáng)度校核
強(qiáng)度條件
計(jì)算齒根應(yīng)力
式中：
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的有效齒寬,mm
齒形系數(shù)
取
應(yīng)力修正系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)
式中：
則
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的錐齒輪系數(shù)
取
齒寬中點(diǎn)法向模數(shù)
則
N/mm2
N/mm2
許用彎曲應(yīng)力
式中：
彎曲疲勞極限
取=900 N/mm2
=850 N/mm2
彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)
取 =1.4
實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
取
相對齒根圓角敏感系數(shù)
取
相對齒根表面狀況系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)
取
則：
結(jié)論：
滿足齒根彎曲強(qiáng)度。
Error! Reference source not found.
=2.14×109 次
=0.85×108 次
Error! No bookmark name given.
=1
=1600 N/mm2
=1550 N/mm2
Error! No bookmark name given.
Error! No bookmark name given.
Error! No bookmark name given.
Error! Reference source not found.
Error! No bookmark name given.
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校驗(yàn)合格
=900 N/mm2
=850 N/mm2
=1.4
校核合格
2.3.2 中速級斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算
已知參數(shù)：
先按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按接觸疲勞強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度校核計(jì)算。
具體設(shè)計(jì)參數(shù)及結(jié)果表2.2，介紹齒輪傳動部分的設(shè)計(jì)方法和步驟。
表2.2 中速級斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)計(jì)項(xiàng)目及說明
結(jié)果
（1）選材料、熱處理方法。
選小齒輪 20GrMnTi HRC58～62
大齒輪 20MnVB HRC56～62
大 小齒輪均采用滲碳淬火
（2）初步確定主要參數(shù)
1）按接觸強(qiáng)度初步確定中心距a，mm
取N/mm2
N/mm2
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
取
則
取齒輪精度為7級，
取K=2.7
圓整取
2) 初步確定模數(shù)mn，齒數(shù)z，螺旋角β，分度圓直徑d，齒寬b。
取
取
則
中心距
取螺旋角
代入得
圓整后取
分度圓螺旋角
分度圓直徑,mm
齒寬,mm
圓整取
取
3） 初定變位系數(shù)
此級傳動采用高變位
當(dāng)量齒數(shù)
由當(dāng)量齒數(shù)查得變位系數(shù)為：
4）確定其他參數(shù)
齒頂高
齒根高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
斷面重合度
取
得：
縱向重合度
總重合度
(4) 接觸強(qiáng)度的校核
分度圓上的圓周力
使用系數(shù)
取
動載系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分配系數(shù)
取
彈性系數(shù)
取
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)
接觸強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角
計(jì)算接觸應(yīng)力
按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)
=60×598.15×1×(5×300×16)
=8.61×108 次
次
取
最小安全系數(shù)
取
潤滑劑系數(shù)
取
速度系數(shù)
取
粗糙度系數(shù)
大小齒輪的齒面粗糙度取為：
取
齒面硬化系數(shù)
大小齒面都是硬齒面取
接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)
取
許用接觸應(yīng)力
接觸強(qiáng)度判斷
接觸強(qiáng)度校核通過
（6） 齒根彎曲強(qiáng)度校核
強(qiáng)度條件
計(jì)算齒根應(yīng)力
式中：
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)
取
齒形系數(shù)
取
應(yīng)力修正系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)
式中：
則
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)
取
則
許用彎曲應(yīng)力
式中：
彎曲疲勞極限
取=900 N/mm2
=850 N/mm2
彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)
取 =1.4
實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)
取
相對齒根圓角敏感系數(shù)
取
相對齒根表面狀況系數(shù)
取
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)
取
則：
結(jié)論：
滿足齒根彎曲強(qiáng)度
N/mm2
N/mm2
K=2.7
次
次
強(qiáng)度校核通過
=900 N/mm2
=850 N/mm2
=1.4
校核通過
2.3.3傳動部行星機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）配齒計(jì)算
取行星輪數(shù)目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點(diǎn)。
各輪齒數(shù)按公式(2-8)計(jì)算:
(2-8)
進(jìn)行配齒計(jì)算，計(jì)算中根據(jù)并適當(dāng)調(diào)整，使c等于整數(shù)，再求出，應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使。適當(dāng)調(diào)整，使c為整數(shù)。
則
所以
取
取
采用不等角變位，取。
則，查手冊得嚙合角，
（2）按接觸強(qiáng)度初步確定A-C傳動的中心距和模數(shù)
輸入轉(zhuǎn)距
因傳動中有一個(gè)或兩個(gè)基本構(gòu)件浮動動作為均載機(jī)構(gòu)，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數(shù)
。
在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩
查手冊得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)。
齒數(shù)比。
取齒寬系數(shù)
太陽和行星齒輪的材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62(太陽輪)和
HRC56～62（行星輪），。
計(jì)算中心距：
模數(shù)
取模數(shù)：
則A-C傳動的未變位時(shí)的中心距：
取嚙合角，可得A-C傳動中心距變動系數(shù)：
則中心距：
取實(shí)際中心距
（3） 計(jì)算A-C傳動的實(shí)際中心距變動系數(shù)和嚙合角
(4) 計(jì)算A-C傳動的變位系數(shù)
查手冊取變位系數(shù),
則
(5) 計(jì)算C-B傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
C-B傳動的未變位是的中心距：
則
(6) 計(jì)算C-B傳動的變位系數(shù)
（7） 幾何尺寸計(jì)算
1）分度圓直徑
2）齒頂高
A-C傳動齒頂高變位系數(shù)
C-B傳動齒頂高變位系數(shù)
。
3）齒根高
4）齒高
5）齒頂圓直徑
mm
6）齒根圓直徑
7)齒寬
取
(8)裝配條件的驗(yàn)算
對于所設(shè)計(jì)的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件。
1）鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即
所以滿足鄰接條件。
2）同心條件 按公式驗(yàn)算該2K－H型行星傳動的同心條件，即
（2-9）
各齒輪副的嚙合為和，且，和。代入式(2-9)得
所以滿足同心條件。
3）安裝條件驗(yàn)算
按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得
所以，滿足其安裝條件。
（9）行星傳動齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算
在行星齒輪傳動中廣泛使用齒輪聯(lián)軸器來保證浮動機(jī)構(gòu)中的浮動件在受力不平衡時(shí)產(chǎn)生位移，以使各行星輪之間載荷分布均勻。齒輪聯(lián)軸器可分為單聯(lián)和雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器兩種。
在設(shè)計(jì)中選用了雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器，其計(jì)算如下：
1）由輪齒剪切應(yīng)力計(jì)算分度圓直徑和模數(shù)
假設(shè)輪齒是在分度圓線上發(fā)生剪切，則剪應(yīng)力為：
（2-10）
式中：—傳遞扭矩，Nm；
取
—載荷不均勻系數(shù)；
取
—使用系數(shù);
取
—輪齒載荷分布系數(shù)；
取
—分度圓直徑，mm；
—齒數(shù)；
取
—齒寬，mm；
—分度圓上弦齒厚，mm 。；
—壽命系數(shù);
通常每開動和停止一次，才算一個(gè)加載循環(huán)；
取
—許用剪切應(yīng)力N/mm2；
聯(lián)軸器選用20CrMnTi，其許用剪切應(yīng)力取。
代入式（2-10）：
齒輪聯(lián)軸器的模數(shù)
取
則分度圓直徑
2） 齒輪聯(lián)軸器的幾何計(jì)算
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬
取
內(nèi)齒套直徑
取
2.3.4圓環(huán)鏈鏈輪設(shè)計(jì)計(jì)算
設(shè)計(jì)選用φ38×137高強(qiáng)度圓環(huán)鏈，鏈輪齒數(shù)選。其基本幾何尺寸計(jì)算如下：
節(jié)圓直徑
取
（2） 頂圓直徑
（3） 鏈輪立環(huán)的立槽直徑
（2-11）
式中，圓環(huán)鏈最大外寬
取
代入式（2-11）：
（4） 鏈輪立環(huán)立槽寬度
對38×137鏈條：
（5） 齒根圓弧半徑,mm
（6） 鏈輪中心至鏈窩底平面的距離,mm
圓整?。?
（7） 鏈窩長度
取
（8） 鏈窩中心距,mm
取
（9） 短齒厚度
（10） 齒形圓弧半徑,mm
（11） 立環(huán)槽圓弧半徑
（12） 短齒根部圓弧半徑，mm
鏈輪的制造應(yīng)符合《MT231-91礦用刮板輸送機(jī)驅(qū)動鏈輪》標(biāo)準(zhǔn)的要求，并按照規(guī)定程序批準(zhǔn)的圖樣和文件制造。
3 零部件的設(shè)計(jì)及校核
3.1軸的設(shè)計(jì)及校核
3.1.1高速軸的設(shè)計(jì)校核
高速軸通過彈性聯(lián)軸器與電機(jī)連接，軸的左端為一格里森制弧齒錐齒輪，正交傳動。
已知，，，。齒輪為主動輪,左旋左轉(zhuǎn)。高速軸結(jié)構(gòu)見圖3-1。
圖3-1 軸的結(jié)構(gòu)圖
（1） 計(jì)算作用在錐齒輪上的力
齒寬中點(diǎn)分度圓上的切向力，N
N
齒寬中點(diǎn)處的徑向力，N
齒寬中點(diǎn)處的軸向力，N
（2）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計(jì)算軸的最小值時(shí)加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
根據(jù)電機(jī)的輸出軸查聯(lián)軸器規(guī)格，最終確定軸的最小直徑取。
（3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
段① 用于聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)該與所選聯(lián)軸器的孔徑相配合。所選取軸段①的直徑
,其長度取
段② 為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①左端制出定位軸肩，取軸肩高度，以軸段②的直徑 ，該軸段放軸承端蓋，其長度取。
段③ 此段對稱軸裝兩圓錐滾子軸承。為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑 ，選用31328圓錐滾子軸承，對此軸階梯化取，。
段④ 為便于軸承定位同時(shí)為方便軸承裝拆取軸肩高出軸承內(nèi)徑5mm，取，考慮要滿足軸承壽命的需要取。
段⑤ 該軸段安裝滾動軸承，選用調(diào)心滾子軸承，取，選用22328TN/W33型調(diào)心滾子軸承，。
段⑥ 該段與錐齒輪連接，取，。
（4）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
2）求B點(diǎn)處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
3）合成彎矩：
扭矩T：
彎矩扭矩圖見圖3-2。
（5）按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：
當(dāng)量彎距=，取折合系數(shù)a=0.6,
當(dāng)量彎矩見圖3-2。
軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得，，則
材料許用應(yīng)力。
軸的計(jì)算應(yīng)力為
根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
（6） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1） 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圓角半徑：根據(jù)加工工藝，軸承、齒輪、聯(lián)軸器的圓角決定與之相結(jié)合的圓角半徑。
鍵槽：齒輪、半聯(lián)軸器與軸周向固定采用A型平鍵連接，按GB1095-79和GB1096-79
合理選擇平鍵。
配合：參考現(xiàn)有圖紙和設(shè)計(jì)手冊要求。
2） 選擇危險(xiǎn)截面
如圖3-2所示,1～7各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中較大，應(yīng)力集中較嚴(yán)重的截面。選擇6面。
3） 計(jì)算危險(xiǎn)截面工作應(yīng)力
截面彎矩：
截面扭矩
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面上彎曲應(yīng)力：
截面上扭剪應(yīng)力：
彎曲應(yīng)力幅：
彎曲平均應(yīng)力：
扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力：
4） 確定軸材料機(jī)械性能
查得彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限。
合金鋼材料特性系數(shù)，。
5） 確定綜合影響系數(shù)
軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差
圖3-2 軸的計(jì)算簡圖
值計(jì)算得：。
配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合，查手冊后取差值計(jì)算得： 。
鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差值計(jì)算得：。
尺寸系數(shù)，根據(jù)查手冊取。
表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查得。
軸肩處綜合影響系數(shù)為：
鍵槽處綜合影響系數(shù)為：
同一截面上如有兩個(gè)以上的應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計(jì)算安全系數(shù)，故按配合處取綜合影響系數(shù)。
6） 計(jì)算安全系數(shù)
取需用安全系數(shù)
3.1.2第二軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
高速軸通過錐齒輪傳動將力傳給第二軸，軸的右端為格里森制弧齒錐齒輪，與高速軸小齒輪正交傳動，左端有一斜齒圓柱齒輪。第二軸結(jié)構(gòu)見圖3-3。
圖3-3 第二軸的結(jié)構(gòu)圖
（1） 計(jì)算作用在斜、錐齒輪上的力
斜齒輪的作用力
大錐齒輪右旋右轉(zhuǎn)，其各力大小如下：
N
（2）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計(jì)算軸的最小值時(shí)加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
段① 用于裝配軸承，其直徑應(yīng)該與所選軸承的孔徑相配合，選用32324圓錐滾子軸承。
所選取軸段①的直徑 ,其長度取
段② 為了軸承的軸向定位，軸段①右端制出定位軸肩，軸段②的直徑 ，其長度取。
段③ 此段加工成齒輪軸。其分度圓直徑取，。
段④ 為便于大錐齒輪軸向定位同時(shí)為方便齒輪裝拆取軸肩高出大錐齒輪內(nèi)徑10mm，取，取。
段⑤ 該軸段安裝大錐齒輪，取，軸段長度比齒輪輪轂長度短3～5mm，取。
段⑥ 用于裝配軸承，其直徑應(yīng)該與所選軸承的孔徑相配合，選用32324圓錐滾子軸承。所選取軸段的直徑 ,為將大錐齒輪的右端軸向固定，以及將軸承內(nèi)圈固定，兩者之間加一節(jié)軸套，故段⑥其長度取
（4）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
2）求B、C點(diǎn)處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
3）合成彎矩：
扭矩T：
彎矩扭矩圖見圖3-4。
（5）按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度：
當(dāng)量彎距，取折合系數(shù)a=0.6,則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩為：
當(dāng)量彎矩見圖3-4。
軸的材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得，，則
材料許用應(yīng)力。
B、C點(diǎn)軸的計(jì)算應(yīng)力為:
圖3-4 第二軸的計(jì)算簡圖
根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1）軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圓角半徑：根據(jù)加工工藝，軸承、齒輪、聯(lián)軸器的圓角決定與之相結(jié)合的圓角半徑。
鍵槽：齒輪、半聯(lián)軸器與軸周向固定采用A型平鍵連接，按GB1095-79和GB1096-79
合理選擇平鍵。
配合：參考現(xiàn)有圖紙和設(shè)計(jì)手冊要求。
2)選擇危險(xiǎn)截面
如圖3-3所示,1～7各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中較大，應(yīng)力集中較嚴(yán)重的截面。選擇6面。
3)計(jì)算危險(xiǎn)截面工作應(yīng)力
截面彎矩：
截面扭矩
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
截面上彎曲應(yīng)力：
截面上扭剪應(yīng)力：
彎曲應(yīng)力幅：
彎曲平均應(yīng)力：
扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力：
4)確定軸材料機(jī)械性能
查得彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限。
合金鋼材料特性系數(shù)，。
5）確定綜合影響系數(shù)
軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，查手冊后取差值計(jì)算得：。
配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合，查手冊后取差值計(jì)算得：。
尺寸系數(shù)，根據(jù)查手冊取。
表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查得。
軸肩處綜合影響系數(shù)為：
同一截面上如有兩個(gè)以上的應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計(jì)算安全系數(shù)，故按軸肩處取綜合影響系數(shù)。
6）計(jì)算安全系數(shù)
取需用安全系數(shù)
校核通過，疲勞強(qiáng)度安全。
3.1.3初算第三軸軸徑
選取軸的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計(jì)算軸的最小值時(shí)加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。
3.1.4初算行星輪系各軸徑
選取太陽輪與軸加工成齒輪軸，其材料為30CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。取軸的最小直徑，與第三軸最小直徑相等，即。
選取行星輪的軸徑。
其材料取40Cr，取。行星輪有四只，其單個(gè)行星輪承擔(dān)的功率為：
行星輪的轉(zhuǎn)速為：
取。
3.1.5初算鏈輪軸徑
選取軸的材料為20CrMnTi，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，計(jì)算軸的最小值時(shí)加大3%以考慮鍵槽的影響可得:
取。軸兩端加工漸開線花鍵。
3.2 軸承的壽命校核
3.2.1高速軸軸承壽命計(jì)算
查手冊，軸承31328的主要性能參數(shù)為：，，，，。
軸承22328TN1/W33的主要性能參數(shù)為：，。
軸承受力情況見圖3-5。
（1）計(jì)算軸承支反力
1）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
圖3-5 軸承受力簡圖
2）合成支反力
（2）軸承的派生軸向力
（3） 軸承所受的軸向載荷
（4）計(jì)算軸承所受的當(dāng)量動載荷
軸承工作時(shí)有中等沖擊，查得載荷系數(shù)
因 ,
故
（5）軸承壽命
由表取溫度系數(shù)。按式計(jì)算軸承壽命 ：
高速軸兩端裝兩組不同規(guī)格的軸承，其所受的力各不相同，所能承受的載荷也各不相同，故兩種類型的軸承都需要校核。
經(jīng)校核知軸承壽命滿足要求。
3.2.2第二軸軸承壽命的計(jì)算
查手冊，軸承32324的主要性能參數(shù)為：，，，，。軸承受力情況見圖3-6。
（1）計(jì)算軸承支反力
1）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
2）合成支反力
圖3-6 軸承受力簡圖
（2）軸承的派生軸向力
（3）軸承所受的軸向載荷
∴被壓緊，被放松。
則
（4） 計(jì)算軸承所受的當(dāng)量動載荷
軸承工作時(shí)有中等沖擊，查得載荷系數(shù)
因 ,
取。
故
因 ,
取。
故
（5）軸承壽命
∵故按計(jì)算，由表取溫度系數(shù)。按式計(jì)算軸承壽命 ：
經(jīng)校核知軸承壽命滿足要求。
3.3鍵的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核
3.3.1高速軸普通平鍵設(shè)計(jì)校核
根據(jù)軸徑，查鍵的標(biāo)準(zhǔn)，選取鍵的截面尺寸。平鍵連接可能的失效形式有：靜連接時(shí)，鍵、軸槽和輪轂槽中較弱零件的工作面可能被壓潰；動連接時(shí)，工作面出現(xiàn)過度磨損；鍵被剪斷。
實(shí)際上，平鍵連接最易發(fā)生的失效形式通常是壓潰和磨損，一般不會發(fā)生鍵被剪斷的現(xiàn)象（除非有嚴(yán)重過載）。一次平鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算只需進(jìn)行擠壓強(qiáng)度和耐磨性計(jì)算。再此按擠壓強(qiáng)度校核。
根據(jù)與聯(lián)軸器連接的軸徑選取平鍵型式及尺寸為：；
根據(jù)與錐齒輪連接的軸徑選取平鍵型式及尺寸為：；
高速軸一端用平鍵與聯(lián)軸器連接，一端用平鍵與錐齒輪連接，其所選平鍵鍵寬不相同，鍵長不同，同時(shí)在工作過程中高速軸所傳遞的扭矩不變，故在校核時(shí)需計(jì)算兩平鍵的擠壓強(qiáng)度。其校核公式見（3-1）：