毕业设计（论文）-气压式蜂窝煤成型机设计（全套图纸）.doc

中原工学院毕业设计（论文）说明书 毕业设计（论文）说明书题目名称：气压式蜂窝煤成型机的设计 院系名称：机电学院 班 级：机自072 学 号： 学生姓名： 指导教师： 2011 年 5 月-131-摘 要 在我国的能源构成中，煤炭占十分重要地位。据统计，在我国能源生产和消费中，煤炭约占总质量的百分之七十五左右。目前市长销售蜂窝煤的质量仍较普遍存在强度低、灰分高、固硫率低及不防水等缺点。这样不仅降低了散煤的燃烧率，造成了资源浪费，并且造成了严重的污染了环境。因此，蜂窝煤成型机设备是型煤生产中的关键设备，他的发展对我国经济有着深远的意义。本设计的是一种新型的蜂窝煤成型机,即气压式蜂窝煤成型机，改用气缸带动冲头往复上下运动。本设计整体机结构紧凑，运转平稳，不扬尘，噪声低，并具有高效、节能、噪音低、性能稳、震动小、寿命长、温升幅度大、结构先进、等优点。最重要的是，大幅度的提高了生产效率和产品的质量关键词：蜂窝煤成型机，气压式，工作原理全套图纸加153893706AbstractEnergy mixing in China, the coal is in very important position. According to statistics in Chinas energy consumption and production , coal accounts for about 75%of all. However, but sold honeycomb coal has many defect such as lower compressive strength, high ash, lower sulfur retention and non-waterproof. So it not only reduced the coal combustion rate, the waste of resources,but also cause a great deal of damage to the environment.thenefore.Therefore, molding machine equipment is the key tocoal production, so the development of molding machine equipment has the practical meaning for national economy.The utility model relates to a new honeycomb briquet moulding machine，It use cylinder driving the punch reciprocating motion, The whole screen has the advantages of compact structure, steady and smooth running, no dust flying, low noise, as well as easy operation and maintenance,And has high efficiency, low noise, stable performance, small vibration, long life, , advanced structuree and so on. Most of all,it enhances assembly effectiveness and products quality. Key words: Honeycomb briquette molding machine, Cylinder Working principle 目 录1 引言12 分析22.1气压式蜂窝煤成型机的功能22.2设计基本要求22.3工作原理和工艺动作分解23 初定传动装置方案43.1初选电动机43.2初定传动方案43.3执行机构尺寸设计43.3.1气缸的种类选择43.3.2气缸的设计计算54 传动装置总体设计84.1选择电动机84.2计算总传动比并分配传动比84.3计算各轴的运动参数和动力参数95.传动件的设计计算105.1皮带轮的设计计算105.1.1确定计算功率105.1.2选择V带带型105.1.3确定带轮的基准直径并验算带速105.1.4确定带轮的中心距和皮带的基准长度105.1.5计算V带根数z105.1.6确定带轮的中心距和皮带的基准长度125.2直齿圆柱轮传动设计135.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数135.2.2按齿面和齿根接触强度设计145.2.3几何尺寸计算175.3直齿锥齿轮的设计186 转盘槽轮和扫屑机构设计196.1槽轮机构计算196.2扫屑凸轮机构计算206.2工作盘设计与计算217轴的设计227.1 轴（皮带轮轴）的设计227.2 轴（大齿轮轴）的设计268 轴承选择校核与计算338.1轴承的选用338.2轴承的校核349 工作头横梁与扫屑刷横梁的连接处的设计3610 箱体的设计37结 论38参考文献39致 谢40V中原工学院毕业论文1.引 言在目前国内生产蜂窝煤成型机的厂家不少，但是现有的蜂窝煤成型机的冲压成型，均有连杆机构带动在横梁的弹簧式冲头冲压成型，由于冲孔后抜冲针的需要在冲头上装有圆柱弹簧，弹簧在间歇往复应力作用下高速工作，极易产生疲劳，弹簧较弱，影响拔针，出现夹煤重冲故障，同时由于弹簧配件制造质量很不稳定，常常断裂，从而增加生产成本：另外，弹簧式冲头总高度包括了弹簧高度，随着冲头高度的增大，工作时冲头摆差、与模筒碰撞机会均增大，配件损耗和工作噪声均为较大。以往的许多制造煤块的机构存在着许多避之不及的缺陷，即有些机构制造出的煤块不够敦实，放干后有一些裂纹；有些机构造出的煤块经常出现孔内坍塌现象；有些机构在工作是会出现许多不能及时清理的煤屑，造成工作环境的相对恶劣，本设计的诞生不仅克服了许多造煤块机构难以克服的缺陷，用气缸带动冲头成型有缓冲作用，压力平衡，煤品质量稳定，表面光洁，强度好。根据各种运输工具对煤品湿度的湿强度要求而该变相应的湿强度。此外 还在机械传动的能耗以及电动机选择上做了优化，很大程度上做到了美化环境及节约有限能源。：一是机构拥有了带传动结构简单、传动平稳、具有过载保护作用，槽轮机构结构简单，工作可靠等特性，二是有气缸带动冲头和脱模盘做往复运动本实它采用气压冲头机构完成蜂窝煤的成型脱模，使用维修方便，生产的煤品质量好，成本低，能一机多用。本设计机构安全、实用的思想设计而出，适用范围比较广泛，既可以用于大中型公司或企业批量生产，又可用于小型部门的连续生产，大幅度降能耗及解决型煤质量不稳定的问题。2、分析2.1气压式蜂窝煤成型机的功能蜂窝煤成型机是我国城镇蜂窝煤（通常又称煤饼，在圆柱形饼状煤中冲出若干通孔）生产厂的主要生产设备，它将煤粉加入转盘上的模筒内，经冲头气压成蜂窝煤。为了实现蜂窝煤气压成型，气压式蜂窝煤成型机必须完成以下几个动作：1) 煤粉加料；2) 气缸带动冲头将蜂窝煤压制成型；3) 气缸带动扫屑刷清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动；4) 将在模筒内的气压后的蜂窝煤脱模；5) 将气压成型的蜂窝煤输送装箱。2.2设计基本要求1) 设计蜂窝煤成型机构，型煤尺寸为2) 生产率为每分钟65个；3) 冲压成型时的生产阻力达到50000N；4) 为改善蜂窝煤成型机的质量，希望在冲压后有一短暂的保压时间；5) 由于冲头要产生较大压力，希望冲压机构具有增力功能，以增大有效力作用，减小气缸的功率。2.3工作原理和工艺动作分解根据上述分析，气压式蜂窝煤成型机要求完成的工艺动作有以下六个动作：1) 加料：这一动作可利用煤粉的重力打开料斗自动加料；2) 冲压成型：要求在气缸带动冲头上下往复运动，在冲头行程的二分之一进行气压成型；3) 脱模：要求脱模盘上下往复移动，将已气压成型的煤饼压下去而脱离模筒。一般可以将它与冲头固结在有气缸带动上下往复移动的连杆上；4) 扫屑：要求在冲头、脱模盘向上移动过程中用扫屑刷将煤粉扫除；5) 模筒转模间歇运动：以完成气压、脱模和加料三个工位的转换；6) 输送：将成型的煤饼脱模后落在输送带上送出成品，以便装箱待用。以上六个动作，加料和输送的动作比较简单，暂时不予考虑，脱模和气压可以用一个机构完成。由气压缸带动横梁带动三个装置运动因此，气压式蜂窝煤成型机运动方案设计重点考虑气压和脱模机构、扫屑机构和模筒转盘间歇转动机构这三个机构的选型和设计问题。3.初定传动装置方案3.1初选电动机初定Y系列 三相异步电动机3.2初定传动方案初步确定采用皮带轮和齿轮进行两次减速，选用转速较小的电机，经过两次减速后，转速满足要求。冲头和脱模盘由气缸带动其上下运动按已选定的三个执行机构的型式及机械传动系统，画出冲压式蜂窝煤成型机的机械运动示意图。其中三个执行机构部分也可以称为机械运动方案示意简图3-1。所示，其中包括了机械传动系统、三个执行机构的组合。 图3-1 机构传动示意图3.3执行机构尺寸设计.3.3.1 气缸的种类选择气缸的作用是实现冲头和脱模盘纵向运动。对气缸结构的要求一是重量尽量轻，以达到动作灵活、运动速度高、节约材料和动力，同时减少运动的冲击，二是要有足够的刚度以保证运动精度和定位精度气缸按供气方向分，可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只是往缸的一侧输入高压油，靠其它外力使活塞反向回程。双作用缸则分别向缸的两侧输入压缩空气，活塞的正反向运动均靠气压力完成。由于单作用气压缸仅向单向运动，有外力使活塞反向运动，而双作用单活塞气缸在压缩空气的驱动下可以像两个方向运动但两个方向的输出力不同，所以该方案采用双作用单活塞缸3.3.2气缸的设计计算由设计要求可以知道，要驱动的负载大小位5000N，考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响，并考虑冲头，脱模盘的质量。在研究气缸性能和确定气缸缸径时，常用到负载率（F气缸实际负载，气缸理论输出负载）考虑到料煤高度与型煤高度之比（压缩比）为2:1，工作盘高由表11-1，查的=0.45气缸实际负载为F气缸的输出拉力 N；P 气缸的工作压力Pa按照GB/T2348-1993标准进行圆整，取D=80 mm由d=0.3D 估取活塞杆直径 d=25 mm缸筒长度S=L+B+30L为活塞行程；B为活塞厚度活塞厚度由于气缸的行程L=300mm ,所以S=L+B+30=396 mm导向套滑动面长度A:一般导向套滑动面长度A，在D80mm时, 可取A=(0.6-1.0)d。所以A=25mm最小导向长度H：根据经验，当气缸的最大行程为L，缸筒直径为D，最小导向长度为： 代入数据 即最小导向长度H活塞杆的长度l=L+B+A+80=300+50+55+40=455 mm由液压气动技术手册可查气缸筒的壁厚可根据薄避筒计算公式进行计算： 缸筒壁厚；D缸筒内径P缸筒承受的最大工作压力（MPa）；缸筒材料的许用应力（MPa）实际缸筒壁厚的取值：对于一般用途气缸约取计算值的7倍；重型气缸约取计算值的20倍，再圆整到标准管材尺码。参考液压与气压传动缸筒壁厚强度计算及校核缸体的材料选择45钢，=600 MPa，n为安全系数 一般取 n=5； 缸筒材料的抗拉强度(Pa)P缸筒承受的最大工作压力（MPa）。当工作压力p16 MPa时，P=1.5p；当工作压力p16 MPa时，P=1.25p由此可知工作压力0.6 MPa小于16 MPa，P=1.5p=1.50.6=0.9 MPa由表查的 气缸筒的壁厚圆整取 = 7 mmv空气流经进排气口的速度，可取v=10-15 选取v = 12 m/s由公式代入数据得 = 14.014 mm所以取气缸进排气口直径为15 mm4 传动装置总体设计4.1选择电动机预取齿轮减速传动比为5，皮带轮减速传动比为4，总传动比为20则所以选择Y160M-4三相异步电动机同步转速为1460r/min；额定功率11kw；中心高160mm外形尺寸：如表4-1表4-1HABCLHD180L132254210108670430见机械设计课程设计P237 表21-34.2计算总传动比并分配传动比传动装置的总传动比电动机满载转速工作机转速其中齿轮传动比取5，则V带传动的传动比4.3计算各轴的运动参数和动力参数(1) 计算各轴的输入功率（kw）(2) 计算各轴的转速（r/min） (3) 计算各轴的转矩（）(4) 列出各轴的运动和动力参数（见表4-2）表4-2轴号输入功率(kw)转速（r/min）转矩（Nmm）电动机轴11730143904轴10.35175171952轴10.0617568383.5轴9.5735128983.35.传动件的设计计算。5.1皮带轮的设计计算取该机械每天工作10小时,一年工作300天5.1.1确定计算功率由表8-7可查的工作情况系数5.1. 2选择V带带型根据计算功率和轴转速，由表8-11可查的选用C型V带5.1.3确定带轮的基准直径并验算带速v(1) 初选小带轮基准直径由表8-6和表8-8可查得小带轮基准直径(2) 验算带速v按公式（8-13）验算带速因为，故带速合适。(3) 计算大带轮的基准直径根据公式（8-15a），计算大带轮的基准直径根据表8-8圆整为800mm5.1.4确定V带轮的中心距和皮带的基准长度(1) 取中心距由可得取(2) 取皮带长度由公式由表8-2选取V带的基准长度(3) 按公式（8-23）计算实际中心距5.1.5计算V带根数z(1) 计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a可得根据、和C型带查表8-4b得查表8-5得查表8-2得则(2) 计算V带的根数所以应取4根V带。由表8-3可得，C型V带的单位长度质量为所以但在实际中应使皮带的实际初拉力由公式可得压轴力的最小值为5.1.6皮带轮的结构设计由表8-10可查得C型带(1) 小带轮结构设计因为，则 由电机参数可得图5-1 小带轮结构图大带轮结构设计因为，则由轴可知图5-2 大带轮结构图5.2直齿圆柱轮传动设计 5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 采用直齿圆柱齿轮传动。(2) 蜂窝煤成型机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB 1009588）。(3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数。(5) 按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。5.2.2按齿面和齿根接触强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为（1)确定公式内的各计算数值试选Kt1.3Tt的计算图5-3 齿轮受力图根据大齿轮图5-3齿轮受力图可以求得大齿轮所受的最大转矩Tt根据几何分析可以知道 sin=50/150=1/3可以求得=19.4712l=（1502-502）1/2=141.4sin=l/L=141.4/955.41=0.148可以求得=8.511则Tt=FRSin=FRSin(+) =131Nm选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim1=600MPa , lim2=550 MPa查得接触疲劳强度KHN1=0.90 KHN2=0.95计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数S=1（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t代入中较小的值2）计算圆周速度=2.65m/s3）计算齿宽b及模数m模数h=2.25mt=2.252.8126=6.344)计算齿宽与齿高之比b/hb/h=69.57/6.34=10.975）计算载荷系数 根据v=2.75m/s,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数；斜齿轮，由1P195表10-3查得KHa1=KFa2=1 由1P193表10-2查得使用系数KA=1.5由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时用插值法差得KHB=1.3124由b/h=10.97, KHB =1.3124 ,查图10-13得KFB=1.3 故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为 确定计算参数1）由1P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得4）计算载荷系数K 5）查取齿形系数由1P200表10-5可查得；。8）查取应力校正系数由1P200表10-5知；9)计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值较大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数2.24，并近似圆整为标准m=3。 按接触强度算得的分度圆直径d1=72mm,d2=360mm5.2.3几何尺寸计算计算中心距a=（d1+d2）/2=216mm计算齿轮宽度 172=72mm 取B1=B2=72mm(1) 齿轮结构设计1) 小齿轮结构设计由于，所以小齿轮采用实心式由轴参数可知2) 大齿轮结构设计5.3轴到轴直齿锥齿轮的设计本系统中，直齿锥齿轮的主要作用就是进行运动方向的变换，将水平轴向的旋转运动转换为竖直方向轴向的旋转运动，其带动的主要负载就是搅拌煤粉时产生的阻力，以及该传动链中的摩擦力。由于搅拌轴下面有推力球轴承的支承，所产生的阻力较小，而各机构的摩擦力相对于工作阻力来说更小，因此，本设计中的直锥齿轮主要不传动力，其强度能满足工作的需求。由于上诉原因，不再对锥齿轮进行详细的设计，只确定其几个比较主要的尺寸，其他尺寸可根据具体的结构进行调节。根据各机构的结构以及尺寸，选定直锥齿轮的平均模数为，当量齿数，则平均分度圆直径6.转盘槽轮和扫屑机构设计6.1槽轮机构计算1）槽数的选择 根据工位要求，工作台必须至少具备3个工位（一个工位为冲压头的冲压，一个为托模工作，另一个为加料工作的工位）。因此，可选定槽轮机构的槽数为42）中心距 根据工作台的直径，以及整个系统的尺寸考虑，选定中心距为a=200mm。3）圆销半径 根据中心距以及大概结构尺寸选定r=20mm。4）槽轮每次转位时主动件的转角的计算 根据机械设计手册（新版）表13.6-5计算5）槽间角的计算 根据机械设计手册（新版）表13.6-5计算6）主动件圆销中心半径的计算 根据机械设计手册（新版）表13.6-5计算7）与的比值 8）槽轮外圆半径的计算 根据机械设计手册（新版）表13.6-5计算9）槽轮槽深h的计算 根据机械设计手册（新版）表13.6-5计算h对槽深进行取整，取10）槽轮厚度的设计 根据槽轮的半径以及整体尺寸，选定槽轮主动轮以及从动轮的厚度均为20mm11）运动系数的计算 6.2扫屑凸轮机构计算由于扫屑凸轮对尺寸要求不太高，故扫屑凸轮应在最后根据其他已经确定的尺寸进行灵活的变动。但有一点，必须要保证整个系统运行的连贯性。因此，固定凸轮采用斜面形状，要求固定凸轮的上下方向的长度应大于滑梁的行程s，即凸轮的上下方向的高度应大于300mm，其左右方向的高度应能使扫屑刷满足扫除粉煤的活动范围。具体按结构情况来设计。用作图法对此机构进行设计，如图1-10：应该满足关系式：凸轮的转速应该与主体机构的运动周期相配合，由主体机构的转动比，原动机的转速为1440r/min，可计算出：图6-2扫屑机构6.3 工作盘设计与计算在此设计中，工作盘的转位采用不完全齿轮机构传动。不完全齿轮的设计可参阅机械原理课程设计指导（由张永安主编、高等教育出版社出版）的148页表11。先将工作盘的静止位置按比例绘出，如图图所示。因主体机构采用对心的曲柄滑块机构，则曲柄要通过、工位的模孔中心，因此不完全齿轮机构的主动齿轮的回转中心也应在曲柄的轴线上。由于工作 动1/5周，则从动齿轮的齿数应该是的五倍，取=16,。则：=16.模数选取要保证从动齿轮齿根圆大于工作盘外径，本题取m=57. 轴的设计7.1轴（皮带轮轴）的设计(1) 选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，对称循环变应力时的许用应力。(2) 初步估算轴的最小直径取，则：轴的最小轴颈其中考虑到A-B轴段键槽对轴的强度影响，需将轴颈增加5%，即取整后(3) 轴的结构设计图8-1轴的结构设计轴的结构设计如图所示。该轴的各段直径和长度的确定如下：1) 轴的各段直径的确定： 自左向右第一段轴：；第二段轴：（取定位轴肩高度，轴承型号取7011AC）；第三段轴：（取定位轴肩高度）；第四段轴：（取轴肩高度）；第五段轴：；（取轴肩高度，轴承型号取7014AC）；轴的各段长度的确定：自左向右第一段轴：第一段轴）：第二段轴：；第三段轴：；第四段轴：；第五段轴：；2) 轴上零件的周向定位：带轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表15-20查得：选用普通平键，键的截面尺寸为，键槽用键槽铣刀加工，长为。(4) 先对轴的最小轴径进行校核由前面可以知道，大齿轮所受到的最大扭矩为T=131Nm根据1P370公式（15-1）可以求得轴的扭转强度条件为T=T/WT 其中，WT为轴的抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2(5010-3)3=0.000025mm3 则T=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa由1P370表15-3，可以查得45#钢的许用扭转切应力为25-45MPa TT故轴的轴径满足使用的抗扭要求。 (5) 按弯扭合成应力校核轴的强度1) 绘出轴的计算简图 轴的计算简图如图5-8 a)2) 计算作用支反力 如图5-8 b)（方向未定）力在支点产生的支反力：带轮压轴力的作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑。3) 作弯矩图力产生的弯矩，如图5-8 c)4) 作转矩图，如图5-8 d)5) 作计算弯矩图，如图5-8 e)单向运转，扭转应力按脉动循环变应力，取系数6) 按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见，皮带轮处计算弯矩最大，该处的计算应力为：小于许用应力，故安全。图8-2 轴载荷分析图(6) 精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面B只受扭矩作用。所以B无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面C处应力集中最严重,截面E的所受的力和截面F的相近,但是截面直径较大,故不必做强度校核。截面疲劳强度的精确校核计算截面C右侧的应力集中源有过度圆角，而截面F左侧的直径较右侧要大，故只需要对右侧进行精确校核计算。抗弯系数 抗扭系数 截面的右侧的弯矩 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力为：截面上的扭转应力轴的材料为45钢，调质处理。硬度为230HBS，强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查表可得，。又可查得轴材料的敏性系数为：，故有效应力集中系数为： 又可查得轴尺寸系数为，轴颈处按磨削加工可查得表面质量系数为：由于轴颈表面未经表面强化处理，即，则可算得综合系数为：又由于碳钢的特性系数 取 取于是计算安全系数值，按公式则得：故该轴在截面处得强度是足够的。本机械因无大的瞬时过载和严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算结束。7.2轴（大齿轮轴）的设计(1) 选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，对称循环变应力时的许用应力。(2) 初步估算轴的最小直径取，则：轴的最小轴颈考虑到H-I轴段键槽对轴的强度影响，需将轴颈增加5%，即取整后(3) 轴的结构设计图8-3轴装配草图轴的结构设计如图5-10所示。该轴的各段直径和长度的确定如下：1) 轴的各段直径的确定： 自左向右第一段轴：；第二段轴：（取定位轴肩高度，轴承型号取7013AC）；第三段轴：（；第四段轴：（取轴肩高度）；第五段轴：；第六段轴：轴的各段长度的确定：自左向右第一段轴：第一段轴）：（齿轮宽）；第二段轴：；第三段轴：；第四段轴：；第五段轴：；第六段轴：；轴上零件的周向定位：左端大齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表15-20查得：选用普通平键，键的截面尺寸为，键槽用键槽铣刀加工，长为50(4) 先对轴的最小轴径进行校核由前面可以知道，大齿轮所受到的最大扭矩为T=131Nm根据1P370公式（15-1）可以求得轴的扭转强度条件为 T=T/WT 其中，WT为轴的抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2(5010-3)3=0.000025mm3 则T=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa由1P370表15-3，可以查得45#钢的许用扭转切应力为25-45MPa TT故轴的轴径满足使用的抗扭要求。(5) 按弯扭合成应力校核轴的强度首先应对轴进行受力分析，由于轴左端齿轮上连接曲柄，右端通过锥齿轮与槽轮相连，在工作头行程的前半段，可看成是空载，这时槽轮机构传递过来的阻力很小可以忽略不计。而当工作头与煤接触的时候开始，工作头将受到工作阻力，此时力通过连杆传递到曲柄，及齿轮上，当曲柄转到最下方时，齿轮受到最大的向上的拉力，而此时，轴不受到扭矩（锥齿轮传递过来的扭矩不考虑）。现对其受力时的状态进行粗略分析，假定当曲柄转到最下方时，同时受到最大的拉力以及最大的扭矩。此时轴只在竖直平面内受力。1) 绘出轴的计算简图 轴的计算简图如图2) 计算作用支反力作用在左端大齿轮上的受力：作用在锥齿轮上的受力：3) 计算支反力垂直面（V面）水平面（H面）4) 作弯矩图垂直面弯矩，如图5-11 b）水平面弯矩，如图5-11 c）合成弯矩如图，如图5-11 d）5) 作转矩图，如图5-11 e)6) 作计算弯矩图，如图f)单向运转，扭转应力按脉动循环变应力，取系数7) 按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见，处计算弯矩最大，该处的计算应力为：小于许用应力，故安全。图8-2 载荷分析图(6) 精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面E扭矩作用。所以无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面F应力集中最严重,截面F所受的弯矩仅次于截面B，截面B校核过，其满足使用要求，而截面F径较小。因而,该轴只需校核截面F应对该截面进行疲劳强度精确计算。2) 然后根据1P373式（15-5）计算轴的应力： ca=由于轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6则上式=39.112MPa前已经选定轴的材料为45#钢，调质处理，由1P362表15-1查得-1=60MPa。因此ca S=1.5（8）截面的右侧抗弯截面系数W=0.1d3=34300mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=68600mm3截面左侧弯矩M为：M=60000Nmm截面上的扭矩T为：T=131000 Nmm截面上弯曲应力b=M/W=1.75MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=1.91MPa过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得=3.16 =2.53轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即q=0.1，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为3.252.62于是计算安全系数值S得=48.3558.05=37.15S=1.5故该轴在该截面处的强度也是足够的。本设计中因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。本机械因无大的瞬时过载和严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，该轴的设计计算结束。8.轴承选择校核与计算8.1轴承的选择轴承的选型应根据轴的直径进行选择，由先前的设计可以知道各个轴的尺寸：根据前面的设计可以知道带轮与小齿轮连接的轴的轴直径为50，差相关标准可以确定该轴应该用深沟球轴承6210，由于考虑到该轴两端都悬空（左端为大带轮，右端为小齿轮），故选用2个深沟球轴承6210。其尺寸为大齿轮轴的直径由前面设计为50，所以也应该选用深沟球轴承6210。由于该轴右端悬臂过长，故应该在右端靠近直锥齿轮处再加一个支承点进行固定。同时该轴为整个系统中的主要的工作轴（执行主轴）。所以应该保证其的使用的可靠性，故在该轴的两个支承点的位置分别安装2个深沟球轴承6210。其尺寸为工作台下的支承轴的轴径为70，同时该轴为竖直方向安装，故该轴应采用推力球轴承，以保证支承重力。根据相关的标准根据轴径选择该轴承为推力球轴承5110。由于工作台下方有基座跟箱体支承，所以受力不算太大，故选用一个推力球轴承5110。槽轮主动轮的轴的直径为70，同上应选择推力球轴承5110。由于该轴的下方有一长的悬臂结构，所以应该在该轴的下方靠近直锥齿轮处再加一个支承位置。所以该轴应该在上下个安装一个推力球轴承5110。8.2轴承的校核8.2.1滚动轴承计算和校核1) 径向载荷，2) 轴向载荷，因为： ，轴有向左窜动的趋势，故：轴承1为压紧端，轴